《旋耕機(jī)畢業(yè)論文》由會(huì)員分享，可在線閱讀，更多相關(guān)《旋耕機(jī)畢業(yè)論文（22頁(yè)珍藏版）》請(qǐng)?jiān)谘b配圖網(wǎng)上搜索。

1、旋耕機(jī)畢業(yè)論文 1 緒論 11研究目的和意義 近些年來(lái)由于國(guó)家對(duì)農(nóng)業(yè)生產(chǎn)越來(lái)越重視糧食生產(chǎn)產(chǎn)量從而得到穩(wěn)步提升但是在很多地方人們?nèi)粤?xí)慣采用傳統(tǒng)的耕作方式進(jìn)行農(nóng)業(yè)生產(chǎn)造成春冬季節(jié)地表的長(zhǎng)期裸露這樣就會(huì)導(dǎo)致我國(guó)許多地區(qū)耕地的土壤表層有機(jī)物質(zhì)和水分的嚴(yán)重流失從而加劇土壤貧瘠化和生態(tài)環(huán)境惡化同時(shí)由于長(zhǎng)期對(duì)土地營(yíng)養(yǎng)物質(zhì)的大肆吸收導(dǎo)致農(nóng)田土壤肥力日趨下降土地得不到很好的休養(yǎng)生息進(jìn)而導(dǎo)致農(nóng)業(yè)生態(tài)系統(tǒng)逐漸惡化嚴(yán)重制約我國(guó)糧食產(chǎn)量的進(jìn)一步提高[1 14] 作為一個(gè)農(nóng)業(yè)大國(guó)農(nóng)業(yè)機(jī)械化是農(nóng)業(yè)生產(chǎn)發(fā)展的基本方向隨著農(nóng)業(yè)產(chǎn)業(yè)結(jié)構(gòu)的不斷改革深入小型農(nóng)機(jī)

2、現(xiàn)在已經(jīng)無(wú)法滿足農(nóng)業(yè)生產(chǎn)的要求合理有效地組裝各種功能的工作部件和裝置形成的多功能整地機(jī)越來(lái)越成為研究方向這樣整機(jī)結(jié)構(gòu)緊湊功能齊全機(jī)動(dòng)性操作性好能提高經(jīng)濟(jì)效益多功能整地機(jī)一次下地能完成多項(xiàng)作業(yè)減少了機(jī)具下地作業(yè)次數(shù)避免壓實(shí)土壤和破壞土壤結(jié)構(gòu)節(jié)省時(shí)間和燃油的開支從而降低了作業(yè)成本旋耕作業(yè)具有犁耙合一的作業(yè)效果旋耕一次即可達(dá)到土碎地平若在水田中帶水旋耕后即可直接插秧將電子技術(shù)控制技術(shù)等廣泛合理地引用在多功能整地機(jī)上減輕勞動(dòng)強(qiáng)度[8 19] 整機(jī)和工作部件多系列化多品種化方向發(fā)展 能適合配套不通動(dòng)力耕深耕幅方便選用 13研究的內(nèi)容和方法 com容 對(duì)多功能整地機(jī)的設(shè)計(jì)就是對(duì)整地機(jī)的整機(jī)的設(shè)計(jì)

3、特別是傳動(dòng)系統(tǒng)和關(guān)鍵零部件的設(shè)計(jì) 1傳動(dòng)系統(tǒng)的設(shè)計(jì) a拖拉機(jī)動(dòng)力系統(tǒng)為整地機(jī)提供穩(wěn)定的輸出動(dòng)力 b變速箱由兩對(duì)斜齒輪組成的變速箱將拖拉機(jī)動(dòng)力系統(tǒng)輸出的動(dòng)力轉(zhuǎn)化成整地機(jī)所需要的穩(wěn)定動(dòng)力根據(jù)傳動(dòng)系統(tǒng)參數(shù)旋轉(zhuǎn)穩(wěn)定的齒輪傳動(dòng)比 2關(guān)鍵零部件設(shè)計(jì) 采用最優(yōu)化方法確定傳動(dòng)系統(tǒng)以及關(guān)鍵零部件的選用關(guān)鍵零部件包括旋耕刀安裝刀片的旋轉(zhuǎn)軸支撐輪以及深耕鏟等根據(jù)工作需要選擇需要的零部件進(jìn)行參數(shù)設(shè)計(jì) 3零件圖和裝配圖的設(shè)計(jì) 利用CAD軟件對(duì)部分關(guān)鍵零部件及整機(jī)裝配圖作圖 com法 本文主要是針對(duì)多功能整地機(jī)進(jìn)行設(shè)計(jì)主要是完成其旋耕方面的設(shè)計(jì)利用確定的動(dòng)力系統(tǒng)參數(shù)確定穩(wěn)定的傳動(dòng)比通過(guò)計(jì)算對(duì)整機(jī)各個(gè)部分

4、的參數(shù)進(jìn)行確定選擇相應(yīng)合適的零部件然后進(jìn)行傳動(dòng)系統(tǒng)軸校核可行性分析同時(shí)利用CAD軟件對(duì)關(guān)鍵零部件繪制零件圖整機(jī)繪制裝配圖 14研究技術(shù)路線 本文的研究技術(shù)路線如圖1-1所示 2多功能整地機(jī)的總體方案設(shè)計(jì) 多功能整地機(jī)通過(guò)中間減速箱的變速將穩(wěn)定的動(dòng)力傳送到刀軸上可以滿足相關(guān)的工作要求 3多功能整地機(jī)傳動(dòng)系統(tǒng) 31多功能整地機(jī)傳動(dòng)方案的選擇 根據(jù)機(jī)器的幅寬選擇與之配套的拖拉機(jī)動(dòng)力系統(tǒng)現(xiàn)在我們?cè)O(shè)計(jì)的多功能整地機(jī)的幅寬為2m即軸的轉(zhuǎn)速為225rmin則我們選擇其配套的拖拉機(jī)動(dòng)力系統(tǒng)的轉(zhuǎn)速720rmin這樣就需要一個(gè)變速箱來(lái)實(shí)現(xiàn)變速 變速箱里面可以經(jīng)過(guò)錐齒輪傳動(dòng)變向后經(jīng)過(guò)帶傳動(dòng)或者鏈傳動(dòng)

5、最終輸出到整地機(jī)刀軸也可以經(jīng)過(guò)齒輪多級(jí)減速后傳動(dòng)到刀軸相對(duì)來(lái)說(shuō)齒0輪傳動(dòng)傳動(dòng)比穩(wěn)定結(jié)構(gòu)緊湊壽命長(zhǎng)可靠性高雖然制造成本稍高但出于安全性和使用壽命等方面考慮我們選用齒輪傳動(dòng)方式 而針對(duì)齒輪傳動(dòng)我們也有兩種傳動(dòng)方式中間傳動(dòng)和側(cè)邊傳動(dòng)其中側(cè)邊傳動(dòng)方式是錐齒輪降速變向后經(jīng)側(cè)邊齒輪箱多級(jí)變速最終輸出到整地機(jī)刀軸結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單但是平衡性較差一般容易偏置使得動(dòng)力集中于刀輥一側(cè)使用壽命和安全性得不到保證而中間傳動(dòng)是整地機(jī)的刀軸直接由中間齒輪箱經(jīng)多次減速后驅(qū)動(dòng)結(jié)構(gòu)更加緊湊對(duì)稱性好工作時(shí)受力均勻同時(shí)可以節(jié)省材料減輕整機(jī)的重量但是中間傳動(dòng)時(shí)在中間齒輪下面會(huì)出現(xiàn)漏耕現(xiàn)象為解決這個(gè)問(wèn)題我們需要在中間齒輪正前方安裝一個(gè)小型深耕

6、鏟這樣就能很好的解決漏耕問(wèn)題了本研究最后確定選用的方式是中間傳動(dòng)

7、 32整地機(jī)的總傳動(dòng)比及其分配 com的總傳動(dòng)比 由拖拉機(jī)的動(dòng)力輸出轉(zhuǎn)速 720rmin及刀軸轉(zhuǎn)速n 225rmin可以確定傳動(dòng)裝置應(yīng)有的總傳動(dòng)比為 720225 32 傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比是各級(jí)傳動(dòng)比的連乘積即 ···在設(shè)計(jì)多級(jí)傳動(dòng)比的時(shí)候應(yīng)將總的傳動(dòng)比分配到各級(jí)傳動(dòng)機(jī)構(gòu)中 com的傳動(dòng)比分配 整地機(jī)的傳動(dòng)設(shè)計(jì)方案和傳動(dòng)參數(shù)影響了整機(jī)的結(jié)構(gòu)性能和工作性能我們應(yīng)合理安排設(shè)計(jì)整地機(jī)的傳動(dòng)方案使整

8、機(jī)結(jié)構(gòu)緊湊布置恰當(dāng)根據(jù)需要現(xiàn)確定整地機(jī)的傳動(dòng)方案如圖3-1所示動(dòng)力通過(guò)輸入軸經(jīng)一對(duì)直齒錐齒輪降速換向后由兩對(duì)直齒圓柱齒輪降速后經(jīng)輸出軸將動(dòng)力輸出如圖3-1所示對(duì)傳動(dòng)系統(tǒng)的各軸哥齒輪進(jìn)行編號(hào)各級(jí)的傳動(dòng)比分別為 15 178 120 由《機(jī)械設(shè)計(jì)實(shí)踐與創(chuàng)新》P161表107我們查得相關(guān)的機(jī)械傳動(dòng)效率如下軸承的效率 099圓柱齒輪 098錐齒輪 097 圖3-1 整地機(jī)傳動(dòng)部分示意圖 配套拖拉機(jī)的選擇 給整地機(jī)選擇合適恰當(dāng)?shù)耐侠瓩C(jī)配套功率能大大提高拖拉機(jī)的功率利用程度降低功耗能更好的完成作業(yè)我可以通過(guò)下面的計(jì)算公式來(lái)確定拖拉機(jī)消耗的功率上面的式子中K的取值為60～90KPaB的

9、取值為15mh的取值為16cm的取值為3kmh從而我們可以算出機(jī)具所需要的功率在12Kw到18Kw之間根據(jù)以上數(shù)據(jù)和相關(guān)資料我們選擇拖拉機(jī)的功率為147Kw由此我們可以算出刀軸功率為 13155Kw符合機(jī)具的工作要求 計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù) 動(dòng)力輸入軸的轉(zhuǎn)速 720rmin則各根軸的轉(zhuǎn)速為 72015 480rmin 480178 26966rmin 2696612 225rmin 拖拉機(jī)的標(biāo)定功率 147Kw從而計(jì)算得出各軸的輸入功率為 147Kw 1470992097 13975Kw 13975099098

10、 13559Kw 13229099098 13155Kw 由此算出各軸轉(zhuǎn)矩為 9550 9550147720 com 9550 955013975480 com 9550 95501355926966 com 9550 95501315522472 com 將各軸轉(zhuǎn)速輸入功率轉(zhuǎn)矩值匯總?cè)绫?-1所示 表3-1 各軸轉(zhuǎn)速輸入功率轉(zhuǎn)矩值匯總表 項(xiàng)目 軸1 軸2 軸3 軸4 轉(zhuǎn)速rmin 720 480 26966 22472 輸入功率Kw 147 13975 13559 13155 轉(zhuǎn)矩N·m

11、194979 278044 480192 559052 33整地機(jī)傳動(dòng)部件的設(shè)計(jì) com的設(shè)計(jì)計(jì)算 選擇齒輪材料及精度等級(jí) 由于減速器傳遞的功率不太大所以齒輪采用軟齒面小齒輪選用調(diào)質(zhì)45鋼硬度為250HBS大齒輪選用正火45鋼硬度為220HBS由《機(jī)械設(shè)計(jì)》P210表10-8我們可選用8級(jí)精度GB10095-98 按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì) 由設(shè)計(jì)計(jì)算公式《機(jī)械設(shè)計(jì)》P227式10-26即 確定有關(guān)參數(shù)如下 a選擇齒數(shù)齒寬系數(shù) 傳動(dòng)比 15取小齒輪的齒數(shù)為 28則大齒輪的齒數(shù) i 1528 42齒數(shù)比u i 15由《機(jī)械設(shè)計(jì)》P224取 13 b由《機(jī)械設(shè)計(jì)》P201表

12、10-6取彈性影響系數(shù) 1898 c計(jì)算載荷系數(shù) k 《機(jī)械設(shè)計(jì)》P192式10-2 1105112 126 d由《機(jī)械設(shè)計(jì)》P206式10-13即應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N 60njLh假設(shè)工作十年每年工作60天每天工作10小時(shí) 607201 106010 2592108 N1u 259210815 1728108 查《機(jī)械設(shè)計(jì)》P207圖10-19可得接觸疲勞壽命系數(shù) 095 097 查《機(jī)械設(shè)計(jì)》P209圖10-21可得接觸疲勞極限 600MPa 560MPa e計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力 取失效概率為1安全系數(shù)S 10由《機(jī)

13、械設(shè)計(jì)》P205式10-12有 0956001 570MPa 0975601 5432MPa f由接觸強(qiáng)度計(jì)算小齒輪的分度圓直徑 292mm 11345mm 則模數(shù)m 1134528 405mm 根據(jù)《機(jī)械原理》P159表5-1取標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)m 4 計(jì)算齒輪的相關(guān)參數(shù) 計(jì)算公式如《機(jī)械設(shè)計(jì)》P224 分度圓直徑 m 428 112mm m 442 168mm 錐距R 112 10096mm 錐角 33690 90-33690 56310 齒寬b R 1310096 3365mm 圓整取b 34mm 校核齒根彎曲疲勞

14、強(qiáng)度 確定彎曲強(qiáng)度載荷系數(shù)K 11051117 12285 確定當(dāng)量齒數(shù) 28cos33690 33652 42cos56310 75717 c由《機(jī)械設(shè)計(jì)》P200表10-5可查得 齒形系數(shù) 249 223 應(yīng)力校正系數(shù) 164 176 d查《機(jī)械設(shè)計(jì)》P206圖10-18可得接觸疲勞壽命系數(shù) 089 092 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》P208圖10-20c得 440MPa 425MPa e取安全系數(shù) 14按脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力確定許用彎曲應(yīng)力 08944014 27971MPa 09242514 27929MPa f根

15、據(jù)《機(jī)械設(shè)計(jì)》P226式10-23的彎曲強(qiáng)度公式 進(jìn)行校核 184945MPa≤ 168986MPa≤ 滿足彎曲強(qiáng)度故錐齒輪安全所選參數(shù)合適 錐齒輪參數(shù)如下表3-2 表3-2 錐齒輪參數(shù)表 名稱 代號(hào) 計(jì)算公式 小齒輪 大齒輪 分度圓錐角 33690 56310 齒頂高 齒根高 分度圓直徑 112mm 168mm 齒頂圓直徑 118656mm 172438mm 齒根圓直徑 18>04012mm 162675mm 錐距 R R 10096mm 齒頂角 收縮頂隙傳動(dòng) 00396 2

16、268 齒根角 00475 2720 分度圓齒厚 628 頂隙 08 當(dāng)量齒數(shù) 33652 75717 當(dāng)量齒數(shù)比 7571733652 225 平均模數(shù) 333 平均分度圓直徑 9333mm 140mm 頂錐角 收縮頂隙傳動(dòng) 35958 58578 根錐角 30970 53590 當(dāng)量齒輪分度圓半徑 67304 151433 當(dāng)量齒輪齒頂圓半徑 71304 155433 當(dāng)量齒輪齒頂壓力角 27504 23722 重合度 1749 齒寬 b 34mm com的

17、設(shè)計(jì)計(jì)算 如圖3-1所示由四個(gè)直齒圓柱齒輪進(jìn)行嚙合傳動(dòng)本文僅對(duì)第一對(duì)齒輪即齒輪34進(jìn)行詳細(xì)的設(shè)計(jì)計(jì)算其余齒輪同理可以得到 Ⅰ 齒輪34的設(shè)計(jì)計(jì)算 1選擇齒輪類型精度等級(jí)材料 整地機(jī)一般為耕作機(jī)器速度不高故選8級(jí)精度直齒圓柱齒輪傳動(dòng)GB10095-98齒根噴丸強(qiáng)化由《機(jī)械設(shè)計(jì)》P191表10-1可選擇小齒輪材料為40Cr調(diào)質(zhì)硬度為280HBS大齒輪材料為45鋼硬度為240HBS二者硬度相差為40HBS 2按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì) 由設(shè)計(jì)計(jì)算公式《機(jī)械設(shè)計(jì)》P203式10-9a即 1 確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值 a 試選載荷系數(shù) 13 b計(jì)算小齒輪轉(zhuǎn)矩 278044N·mm c查《機(jī)械設(shè)

18、計(jì)》P205表10-7選取齒寬系數(shù) 1 d查《機(jī)械設(shè)計(jì)》P201表10-6選取彈性影響系數(shù) 1898 e由《機(jī)械設(shè)計(jì)》P209圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限 600MPa大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限 550MPa f由計(jì)算公式計(jì)算應(yīng)力循環(huán)系數(shù)假設(shè)齒輪一年工作60天每天工作10小時(shí)使用年限10年 604801 106010 1728108 N1u 1728108178 9708107 g由《機(jī)械設(shè)計(jì)》P207圖10-19知取接觸疲勞疲勞系數(shù) 096 098 h 計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力取失效概率為1％安全系數(shù)S 1 由《機(jī)械設(shè)計(jì)

19、》P205式10-12有 0966001 576MPa 0985501 539MPa 2 計(jì)算 a試算出小齒輪分度圓直徑由計(jì)算公式得 91474mm b計(jì)算圓周速度v v ms 2298ms c計(jì)算齒寬b b 191474 91474mm d計(jì)算模數(shù)齒高 取小齒輪的齒數(shù) 23則大齒輪的齒數(shù) 17823 41 模數(shù) 914723 398mm 齒高h(yuǎn) 225m 2254 9mm e計(jì)算載荷系數(shù) 根據(jù)v 2298ms8級(jí)精度由《機(jī)械設(shè)計(jì)》P194圖10-8可查得動(dòng)載系數(shù) 116直齒輪 1 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》P193表10-2可查得使用系數(shù) 1 由《

20、機(jī)械設(shè)計(jì)》P196表10-4可查得齒向載荷分布系數(shù) 132 同時(shí)有bh 914749 10163查《機(jī)械設(shè)計(jì)》P198圖10-13可查得齒向載荷分布系數(shù) 124故載荷系數(shù) 11161132 15312 f按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑由《機(jī)械設(shè)計(jì)》P204式10-10a得 91474 96604mm g計(jì)算模數(shù)m m 9660423mm 420mm 3按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì) 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》P201式10-5可知彎曲強(qiáng)度的設(shè)計(jì)公式為 1確定計(jì)算參數(shù) a由《機(jī)械設(shè)計(jì)》P208圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限 500MPa大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限 380MPa

21、b由《機(jī)械設(shè)計(jì)》P206圖10-18查得小齒輪的彎曲疲勞壽命系數(shù) 091大齒輪的彎曲疲勞壽命系數(shù) 097 c計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù)S 14由《機(jī)械設(shè)計(jì)》P205式10-12得 09150014 325MPa 09738014 263286MPa d計(jì)算載荷系數(shù)K 11161124 14384 e根據(jù)《機(jī)械設(shè)計(jì)》P200表10-5查齒形系數(shù)應(yīng)力校正系數(shù)有 269 239 1575 167 f計(jì)算大小齒輪的并加以比較 2691575325 00130 239167263286 00152 大齒輪的數(shù)值大 設(shè)計(jì)計(jì)算 290mm 對(duì)比計(jì)算結(jié)果

22、由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)m大于由齒根彎曲強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強(qiáng)度所決定的承載能力而齒面接觸疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力僅與齒輪直徑有關(guān)可取由彎曲強(qiáng)度算得的模數(shù)290mm并就近圓整為m 3mm按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑 96604mm算出小齒輪的齒數(shù) 966043 32大齒輪的齒數(shù) 32178 57 幾何尺寸計(jì)算 a計(jì)算大小齒輪分度圓直徑 332 96mm 357 171mm b計(jì)算中心距 325732 1335 c計(jì)算齒輪寬度 0496 384mm 故各齒輪齒寬分別取 40mm 40mm 結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 大齒輪因齒輪齒頂圓直徑大于160m

23、m而又小于500mm故以選用腹板式結(jié)構(gòu)為宜小齒輪因齒輪齒頂圓直徑小于160mm故以選用實(shí)心式結(jié)構(gòu)為宜對(duì)于小齒輪和軸之間的連接采用花鍵連接大齒輪與軸之間的連接采用平鍵連接 Ⅱ 齒輪56的設(shè)計(jì)計(jì)算 由于這對(duì)齒輪的設(shè)計(jì)方法與上面齒輪34的設(shè)計(jì)方法相同在此就不再贅述了各個(gè)齒輪的基本信息列表如表3-3 表3-3 各齒輪的具體信息 齒輪1 齒輪2 齒輪3 齒輪4 齒輪5 齒輪6 齒數(shù) 28 42 32 57 41 49 齒寬mm 34 34 40 40 50 50 結(jié)構(gòu)形式 實(shí)心式 實(shí)心式 實(shí)心式 腹板式 實(shí)心式 實(shí)心式 鍵連接 平鍵 平鍵 花鍵 平鍵 平鍵 平鍵 傳動(dòng)比i 15 1

24、78 12 模數(shù)m 4 3 3 其他參數(shù) 齒頂高系數(shù) 1頂隙系數(shù) 02壓力角 20 com計(jì)計(jì)算 整地機(jī)一共有4根軸分別是動(dòng)力輸入軸軸1減速箱內(nèi)的軸2軸3 刀軸軸4本文對(duì)軸2進(jìn)行設(shè)計(jì)計(jì)算校核 1選擇軸的材料及熱處理 選用軸的材料為45鋼調(diào)質(zhì)處理 軸上受力分析 由前面計(jì)算已得出的軸2的相關(guān)參數(shù)如下 13975Kw com 480rmin 168mm 96mm 齒輪2上的圓周力 2 227804410001681-0513 4766469N 齒輪2上的徑向力 4766469tan20cos56310 962322N 齒輪2上的軸向力 4766469tan20sin

25、56310 1443486N 齒輪3上的圓周力 2278004100096 579175N 齒輪3上的徑向力 579175tan20 210802N 齒輪3上的軸向力 579175cos20 616345N

26、 3初步確定軸的最小直徑 根據(jù)機(jī)械設(shè)計(jì)P370表15-3取 115根

27、據(jù)《機(jī)械設(shè)計(jì)》P378有 115 35378mm軸徑需適當(dāng)增大取d 45mm 4軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)如圖3-2所示 圖3-2 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 擬定軸上零件裝配方案 裝配方案見裝配圖 根據(jù)軸向定位要求確定軸各段直徑和長(zhǎng)度 a因?yàn)檩S承同時(shí)受有徑向力和軸向力的作用故選用角接觸球軸承根據(jù)工作需要和d 45mm通過(guò)查詢資料我們選用0基本游隙組標(biāo)準(zhǔn)精度等級(jí)的角接觸球軸承7009C其基本尺寸為dDB 45mm75mm19mm bⅠ-Ⅱ段軸用于安裝軸承套筒等故取直徑 45mm齒輪端面距離箱體內(nèi)壁a 10mm故取 30mm Ⅱ-Ⅲ段安裝低速級(jí)錐齒輪為便于安裝故取 55mm齒

28、輪輪轂為60mm為了使套筒端面可靠的壓緊齒輪此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度故取 58mm Ⅲ-Ⅳ段為分隔兩齒輪段直徑為 60mm為滿足配合要求長(zhǎng)度為 70mm Ⅳ-Ⅴ段安裝高速級(jí)大齒輪可取直徑取為 50mm齒寬為40mm則取 38mm Ⅴ-Ⅵ 段安裝套筒和軸承直徑 45mm 30mm b因?yàn)檩S承同時(shí)受有徑向力和軸向力的作用故選用角接觸球軸承根據(jù)工作需要和d 45mm通過(guò)查詢資料我們選用0基本游隙組標(biāo)準(zhǔn)精度等級(jí)的角接觸球軸承7009C其基本尺寸為dDB 45mm75mm19mm 3 軸上零件的周向定位 齒輪的周向定位采用平鍵連接按由《機(jī)械設(shè)計(jì)》P106表6-1查得

29、平鍵截面bh 16mm10mm長(zhǎng)為45mm同樣按由《機(jī)械設(shè)計(jì)》P106表6-1查得平鍵截面bh 14mm9mm長(zhǎng)為28mm同時(shí)為了保證齒輪與軸配合有良好的對(duì)中性故選擇齒輪輪轂與軸的配合為滾動(dòng)軸承與軸的周向定位是由過(guò)渡配合來(lái)保證的此處選軸的直徑尺寸公差為m6 4 確定軸上圓角和倒角尺寸 取軸端倒角為2各軸肩處的圓角半徑見零件圖 軸上載荷的計(jì)算 在確定軸承的支點(diǎn)位置時(shí)查取a值對(duì)于7209C型角接觸球軸承我們查得a 182mm可以知道 398mm 120mm 298mm因此此作為簡(jiǎn)支梁的軸的支承跨距 1898mm 水平支反力 4676219N 4766469579175-46

30、76219 5884N 垂直支反力 1091639N 962322210802-1091639 1978703N 水平彎矩 4676219398 18611312N·mm 5884298 1753432N·mm 垂直彎矩 1091639398 434472322N·mm 1978703298 589653494N·mm 總彎矩 191117125N·mm 184992298N·mm 扭 矩 278044N·mm 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度 根據(jù)《機(jī)械設(shè)計(jì)》P373式15-5及上面算出的數(shù)據(jù)則軸上Ⅱ-Ⅲ段為危險(xiǎn)截面 55mm取α 06

31、則軸的計(jì)算應(yīng)力 1497MPa 我們開始選擇的軸的材料為45鋼調(diào)質(zhì)處理查《機(jī)械設(shè)計(jì)》P362表15-1得軸的許用彎曲應(yīng)力 75MPa因此 故安全 com密封 潤(rùn)滑 我們選用的是閉式齒輪減速器且齒輪運(yùn)轉(zhuǎn)速度小于12ms通常是采用浸油潤(rùn)滑通過(guò)查《機(jī)械設(shè)計(jì)》P235表10-12可知我們選用潤(rùn)滑油的粘度為815cSt根據(jù)粘度值我們選取潤(rùn)滑油的代號(hào)為N100 密封 我們選用的密封形式為氈圈油封密封 com體的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 箱體的材料選擇 我們選用減速箱為整體式鑄造箱體材料為HT200 我們選擇齒輪箱的厚度為10mm箱體的結(jié)構(gòu)如裝配圖所示為了保證箱體與外界零件連接處的密封選用表面粗

32、超度為63 4刀軸和刀片的研究 41刀片的設(shè)計(jì)研究 多功能整地機(jī)在作業(yè)時(shí)依靠刀片的合成運(yùn)動(dòng)完成相關(guān)的耕作任務(wù)刀片直接與土壤相接觸所以刀片的設(shè)計(jì)相對(duì)來(lái)說(shuō)對(duì)整機(jī)性能影響很大 通過(guò)對(duì)《農(nóng)業(yè)機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》的查閱我們知道刀的種類有鑿形刀彎刀和L形刀其中鑿形刀作業(yè)時(shí)容易纏草L形刀刀身較寬相對(duì)來(lái)說(shuō)彎刀是最合適的刀片而且彎刀作為系列旋耕機(jī)的相關(guān)配套的工作部件已經(jīng)得到了廣泛的應(yīng)用 彎刀由前端部分和切削部分組成按照前端部分的彎折方向有左彎刀和右彎刀兩種類型彎刀有相當(dāng)鋒利的正切刃和側(cè)切刃刃口處為曲線有較大的滑切能力在作業(yè)時(shí)刀刃按照離軸心線的距離先近后遠(yuǎn)的依次入土便于將掛在刃口處的雜草等沿刀刃口甩出 整地

33、機(jī)刀片的主要結(jié)構(gòu)參數(shù)如下 回轉(zhuǎn)半徑R根據(jù)需要我們選擇的刀片回轉(zhuǎn)半徑為245mm刀片的回轉(zhuǎn)半徑主要是根據(jù)農(nóng)業(yè)生產(chǎn)需要的耕深來(lái)選擇 靜態(tài)滑切角τ應(yīng)該滿足刀刃不纏草和耕耘阻力小的要求取為34～49 螺線起點(diǎn)的極徑應(yīng)該避免無(wú)刃部分切土取為135mm 螺線終點(diǎn)的極徑使螺線能夠與正切刃圓滑過(guò)渡一般比回轉(zhuǎn)半徑小10～20mm取為228mm 螺線終點(diǎn)的極角取為27 橫彎半徑r半徑過(guò)小時(shí)工作時(shí)彎折圓弧處容易粘土功耗增大通產(chǎn)不小于30mm此處取為30mm 工作幅寬b增大幅寬能減少刀軸上彎刀的數(shù)量但過(guò)大會(huì)影響彎刀的剛度和碎土的質(zhì)量此處取為50mm 橫彎角φ取為30 整地機(jī)的刀片結(jié)構(gòu)圖如下 42刀

34、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 刀軸是刀輥的主體部件上面承載有刀盤刀片最后一級(jí)齒輪等這決定了刀軸成為了整機(jī)的關(guān)鍵部件之一 選擇刀軸材料 選用材料為45鋼調(diào)質(zhì)處理其主要力學(xué)性能如下表4-1所示 表4-1 調(diào)質(zhì)45鋼力學(xué)性能 選用材料 硬度HBS 抗拉強(qiáng)度MPa 屈服強(qiáng)度 MPa 彎曲疲勞強(qiáng)度度MPa 剪切疲勞強(qiáng)度MPa 許用彎曲應(yīng)力MPa 45鋼調(diào)質(zhì) 255 640 355 275 155 60 刀軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 刀軸中間部分承載刀片兩端為左右軸頭起支撐作用中間部分通過(guò)齒輪傳遞力矩和動(dòng)力 刀軸上每?jī)蓚€(gè)刀盤間的距離為75mm為了避免由于刀盤厚度造成的漏耕現(xiàn)象同一刀盤上的兩個(gè)刀片刀齒應(yīng)相對(duì)安裝

35、而不是相背安裝 由前面的已知條件對(duì)于軸的最小直徑式中我們?nèi)?113由于前面已知p 13155KWn 225rmin代入上式中確定得出刀軸直徑為 4386mm我們需要適當(dāng)增大軸的直徑因此我們?nèi)〉遁S的最小直徑為50mm根據(jù)需要我們可以確定刀軸的安裝刀盤部分的直徑為60mm刀軸結(jié)構(gòu)圖如圖所示 刀軸強(qiáng)度校核 多功能整地機(jī)在工作作業(yè)時(shí)刀齒受到土壤的反作用力因而產(chǎn)生對(duì)刀軸的作用力矩由于刀軸上刀片的排列方式的不同刀軸所受的力矩方向也是不斷變化的 為了便于計(jì)算我們需要確定刀片阻力合力的大小及其作用點(diǎn) 根據(jù)相關(guān)資料的查閱我們按以下方法進(jìn)行校核[18] 切削阻力大小確定切削阻力Q于刀軸上面的均布

36、載荷按Q Tr來(lái)進(jìn)行確定 切削阻力作用點(diǎn)確定刀片阻力作用點(diǎn)的平均半徑r與刀軸的旋轉(zhuǎn)半徑R的關(guān)系為r 09R如下圖所示切削力Q作用點(diǎn)在A點(diǎn) A點(diǎn)的求法作弦線與耕深高度相等交刀輥于B點(diǎn)過(guò)B點(diǎn)作 BOC 20作半徑為r 09R的同心圓該圓與OB交于A點(diǎn) 由下面的計(jì)算公式 其中我們已知T 559052N·m 16cmR 30cm 則我們可以算出Q 207056N 6218 4218 153437N 139030N 雖然每個(gè)刀片的位置安裝的方向不同但在入土?xí)r同一時(shí)刻有且僅有一把刀片入土因此可以將刀軸看作一個(gè)僅受集中載荷Q作用的簡(jiǎn)支梁集中載荷的位置以及偏轉(zhuǎn)

37、角度由刀片的排列方式來(lái)進(jìn)行確定其示意圖如下圖所示 當(dāng)?shù)趇把刀片作用于刀軸時(shí)AB兩個(gè)支撐點(diǎn)的受力大小為 i 12318 代表垂直分力 i 12318 代表水平分力 任意截面受到的彎矩大小為 i 12318 i 12318 式中x表示刀軸上的任意截面到點(diǎn)A的水平距離 通過(guò)對(duì)上面幾個(gè)式子的分析我們可以發(fā)現(xiàn)刀軸在水平方向和垂直方向的彎矩最大值均在處取得而且均有有 再分析在處取得最大值此時(shí) PL4 當(dāng)最中間的刀片即第9或者第10組刀進(jìn)行切土?xí)r刀軸承受的彎矩為最大當(dāng)?shù)?組刀片切土?xí)r其距離左端A點(diǎn)的距離為 655mmAB段的總長(zhǎng)為L(zhǎng) 1520mm彎矩扭矩圖如下圖所

38、示 危險(xiǎn)截面的相關(guān)計(jì)算數(shù)據(jù)如下 水平支反力 87318N 66119N 垂直支反力 79119N 59911N 水平彎矩 87318655 5719329N·mm 垂直彎矩 79119655 51822945N·mm 總彎矩 77179596N·mm 扭 矩 559052N·mm 查《材料力學(xué)》P94式5-32知 彎曲截面模量為 21195mm3 我們?nèi)ˇ?com算應(yīng)力 3978MPa 由前面的表可知 60MPa因此 故安全 43刀片的排列設(shè)計(jì) 在整地機(jī)下地作業(yè)之前刀片的安裝是一項(xiàng)十分重要的工作如果安裝不恰當(dāng)將會(huì)嚴(yán)重

39、的影響作業(yè)質(zhì)量并會(huì)因?yàn)榈镀男D(zhuǎn)不平衡從而導(dǎo)致機(jī)具的損壞和震動(dòng)增大很不安全 為了使得整地機(jī)在作業(yè)時(shí)避免漏耕堵塞使得刀軸受力均勻刀片在刀軸上的排列應(yīng)滿足以下要求 刀片按照雙頭螺旋線有規(guī)則排列 左右刀片按一定的順序依次入土使得受力均勻 減少震動(dòng) 相繼入土的兩刀片在刀軸上的軸向距離應(yīng)越大越好避免發(fā)生干擾 在同一個(gè)切削區(qū)的兩把以上刀片 要保證切土比相等 從而保證一定的工作質(zhì)量 刀軸回轉(zhuǎn)一周在同一相位角上應(yīng)有且僅有一把刀入土使得扭矩平衡減少扭矩波動(dòng)保證工作的穩(wěn)定性 同一螺旋線上的相鄰兩把同向刀之間的夾角應(yīng)大于36從而防止夾土纏草 刀片相繼入土的角度間隔應(yīng)相等要求所有刀片左右交錯(cuò)入土避免同向刀片的相繼入土減少軸向力 根據(jù)上面的原則我對(duì)刀片進(jìn)行排列保證在同一時(shí)刻僅有一把刀片入土 刀軸每轉(zhuǎn)一周轉(zhuǎn)過(guò)的角度為360而刀片的總數(shù)為36把則相繼入土的兩刀片之間的角度間隔為10從左至右依次將刀盤排序1-18每個(gè)刀盤上有2把刀以等角度排列則我們可以畫出刀片的排列展開圖如圖所示 5其他零部件的研究 51萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)軸 萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)軸的主要作用是將拖拉機(jī)的動(dòng)力輸出軸與整地機(jī)的動(dòng)力輸入軸進(jìn)行連接并滿足兩者間的夾角變化