基于1BF-160型拔杆粉碎还田机设计【毕业论文+CAD图纸全套】

本科毕业设计（论文 ）通过答辩 目 录 1 前言 . 1 2 总体设计 . 2 碎还田机与拖拉机的联结 . 2 杆 粉碎还田机 的配置 . 2 杆 部分 . 3 现状 . 3 拔杆 机 的要求 . 4 课题 拔杆 机选择 . 4 杆 机工作原理 . 5 课题 拔杆 机的技术解决方案 . 5 拔杆 机的优点 . 6 轴刨刀 的 设计 . 7 轴入土深度可调 设计 . 部件设 计 . 8 边齿轮箱总成 . 8 轴总成 . 9 4 设计计算 . 10 动计算 . 10 . 11 要零件的应力计算及强度校核 . 15 锥齿轮主要零件的应力计算及强度校核 . 15 . 17 与齿轮的计算 . 使用维护与保养 . . 27 6 结论 . 29 参考文献 . 30 致 谢 . 录 .文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 11 前言 机械化秸秆粉碎直接还田技术 , 就是用秸秆粉碎机将摘穗后的玉米及高粱、小麦等农作物秸秆就地粉碎 , 均匀地抛洒在地表 , 随即翻耕入土 , 使之腐烂分解 ,直接还田。这种机械化秸秆粉碎直接还田技术 , 不仅能够改善土壤结构 , 增加土壤有机质含量 , 减少病虫害 , 培肥地力 , 延缓土壤板结 , 增强保水保肥能力 , 而且能够争抢农时 , 节省劳动力 , 减轻农民朋友的劳动强度 , 同时也是充分利用秸秆资源、减少秸秆焚烧、保护大气环境、发展生态农业、实现有机农业和可持续发展农业的重要保证。 发达国家在还田机具的研制和生产上起步较早，美国万国公司于 20世纪 60年代初首次在联合收割机上采取切碎机对秸秆进行粉碎 还田，其后研制了与 900型秸秆切碎机。英国在 20世纪 80年代初在收获机上对秸秆进行粉碎，并采用梨式耙进行深埋。日本采用的是半喂式联合收割机后面安装切草装置，一次能完成收获 和秸秆粉碎。 我国机械化秸秆还田回收起源于 20 世纪 80 年代，发展速度较慢，主要开发的产品是与中小型拖拉机配套使用的秸秆粉碎还田机具 。 目前国内生产的秸秆还田机械种类繁杂 , 且功能单一 , 有的只粉碎秸秆不能灭茬 , 或秸秆粉碎后不能充分掩埋 , 撒落在地表 , 不易沤制 , 影响播种和种子发芽。若秸秆粉碎和旋耕灭茬分两次作业 , 又会增加作业成本。同时 , 现有机具作业时还存在运转平稳度差 , 动力传递可靠系数小 , 无安全保障 , 秸秆粉碎率低 , 不能铲除作物根茬等缺陷。 本课题所设计的 1 秆粉碎 还田 机 是为金马 农机具具有 拔杆 和 粉碎 的作用。可以把 拔杆 机和 粉碎 机技术运用于同一台机子上，设计、计算与 50马力轮式拖拉机相匹配的 拔 秆粉碎 还田 机 的传动系统和动力参数；设计与拖拉机悬挂以及连接的机构；设计 拔杆 机 和 粉碎 两个组成部件以及一个传动系统的结构，绘制部件图。 最终设计的 拔 秆粉碎 还田 机 能够达到 , 拔杆机 和 粉碎 两个工作部件，能各自独立作业，共用一个传动系统，即通过换装不同的组成部件可实现不同项目的作业，由于该产品具有一机两用的功能，因此 具有较好地适用性和一定先进性。 2 2 总体设计 设计的总体方案，在现有的机型“锤爪式粉碎还田机” 的基础上，融合“拔棉杆机的技术，使之两机合一，以达到一次性完成拔杆、粉碎和还田 作肥的目的 。 粉碎还田机 包括万向节传动总成，整体主梁悬挂总成、中央齿轮箱、侧支承、刀轴 和机罩总成。中央齿轮箱由动力输入轴、动力输入轴轴承壳，主动伞齿轮、从动伞齿轮 、动力输出轴、 承壳、箱体、箱盖、轴承、油封和螺栓组成。其特征是动力输入轴轴承壳向齿轮箱的前上方伸出与整体主梁悬挂总成联接，动力输出轴伸出动力输出轴轴承壳与刀轴联接。 在 锤爪式粉碎还田机 机壳上装一齿轮箱， 由中 央齿轮箱经带传动系统传到拔杆齿轮箱，在齿轮箱里经齿轮传动传到拔杆刀轴。 粉碎还田机按普通的分类方式大致可以分为卧式和立式，由于卧式的使用比较普遍，所以本次课题的粉碎还田机选择卧式。 拔杆 粉碎还田机与拖拉机的联结 作业机和拖拉机的联结方式有：悬挂式、半悬挂式、牵引式等几种。悬挂式挂接是用拖拉机上的悬挂机构将作业机与拖拉机联结在一起成为作业机组，机组在道路上行进或在地头转弯时，利用拖拉机的液压机构将作业机全部或局部提起，这种挂接方式，不仅是在移动状态下进行工作的各种机械如犁、耙、中耕机、播种机、喷雾机 、收获机等已经广泛采用，而且对于某些固定作业的机械在移动地点时，也采用了这种技术。 悬挂式机组具有许多优点： a机动性高 作业机在悬起后，由于机器本身不与地面接触，因而拖拉机不因带有农具而影响它的原有的机动性，转向方便灵活，回转半径小，空行时间少，道路行驶速度高，机组的通过性能好。 b结构简单，重量轻 悬挂式作业机因系直接与拖拉机结成一体，不需设置行走轮、牵引装置和工作部件提升机构。故结构紧凑，可节约钢材，减轻机器重量，减低制造成本。 c可以改善拖拉机的牵引性能 由于悬挂式作业机是和拖拉 机结成一体，因此作业机的重量以及工作阻力的铅垂分力，都有可能转移到拖拉机上，增加拖拉机后轮的载荷，从而提高拖拉机轮胎与土壤附着力。 由此，本设计确定为全悬挂方案。 杆粉碎还田机的配置 拔杆 粉碎还田机有正配置和偏配置，根据任务书要求选择正配置。 拔杆 粉碎还田机采用两极或多级减速，其最后一级传动装置的配置有两种方案： a 侧边传动； b 中间传动。 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 3比较：中间传动多用于正配置的 拔杆 粉碎还田机，动力从中间传至刀轴，整机受力均匀，刚性好，但有漏粉碎现象，需装备换挡装置和漏粉碎装置，因此齿轮箱结构复 杂。 侧边转动都用于偏至的旋耕机，作业是不漏粉碎，容易调速。对于本科题第一方案较好。 因此，整体设计为拔杆 粉碎还田机 ，采用三点悬挂式与拖拉机连接，偏配置 侧边传动。 775250150耕作地面耕作位置运输位置728图 2拔杆粉碎还田机 与拖拉机联接作业时，万向传动轴偏置角度不得大于 15。田间过埂时，刀端离地高度在 150 250间，此时万向传动轴角度不得大于 30。切断动力后， 拔杆粉碎还田机 最大提升高度达刀端离地 250上 ；动力输出轴离地 615 杆部分 起拔机构是棉柴收获机的关键部件，起拔性能的好坏，对于以后的作业直接影响整机的性能。 拔杆 机主要用于 玉米和棉柴 的 拔除 作业。现有的各种 拔杆 机虽然作业质量能基本满足农艺要求，但结构复杂、价格高、通过性差、操作不方便，推广工作受到了一定限制。针对上述情况我们研制了 拔杆粉碎还田机 。 棉杆的现状 我国虽然自 60 年代中期就开始了对棉柴收获机械的研制工作 , 但由于种种原因 , 至今还没能研制成功一种理想的机型 , 推向市场 , 应用于棉田。所以广大棉农还是“面 向黄土 , 背朝天” , 据测定 , 人工用手拔棉柴的提拔阻力为 40 120 株 , 4 可见其劳动强度特别大。面对广大棉农的呼声 , 加速研制棉柴收获机械 , 应得到有关领导部门和农机科研单位的高度重视和支持 , 尽快研制、开发出较理想的、适宜我国农艺要求的机型 , 早日实现棉柴收获机械化。 我国现在研制的棉柴收获机械的“收获” , 是指把摘拾完棉絮、扎根于土壤中并处于生长状态的棉柴 , 用铲切或提拔的方法 , 使棉根脱离土壤 , 弄到地面上来。到目前为止 , 还都是单纯地进行“收获”作业 , 没有考虑到“联合收获”的问题 , 如“收获”、捡拾、集束、打捆、运输、切断及粉碎等一次完成。 A 机型 我国研制的棉柴收获机械按结构设计分 , 有悬挂式、牵引式、锄铲式、拔辊式、链条式、连杆式和圆盘式等。就目前看 , 多数倾向于与动力机配置采用前悬挂式 , 起拔机构采用拔辊式。 B 种类 按收获原理分 , 我国研制的棉柴收获机械归纳起来可分为两大类 , 即铲切式和提拔式。 a 铲切式收获机械。这类机械的收获部件 , 一般设计成一个特殊形状的大锄铲 , 工作时使铲入土一定深度穿行 , 由此切断棉根 ,并使棉柴向上抬起 , 有的后面牵引一耧耙 , 把棉柴集成堆。这种棉 柴收获机械结构简单 , 制造和使用容易 , 但消耗动力大 , 残留棉根较多 , 铺放不整齐 , 棉农不太欢迎。 类机械的收获部件多数采用对辊式 , 也有的采用连杆式、圆盘式或是链条式。这类机械的工作过程是当动力机前进时 , 起拔部件遇到棉柴即能迅速把它夹住 , 在动力机继续前进的同时 , 起拔部件把棉根从地下提拔到地面上来 , 然后由输送机械把棉柴从机械侧面送出 , 成条状斜躺在地面上。这类机械结构较复杂 ,消耗动力较少 , 残留棉根较少 , 铺放整齐 , 棉农较欢迎。我国 70 年代研制的棉柴收获机械多数是利用铲切 原理设计制造的 , 与动力机的配置多采用后牵引式。 90 年代研制的棉柴收获机械 , 多数是利用提拔原理设计制造的 , 与动力机的配置多采用前悬挂式 , 这便于操这便于操作者观察、使用 。 由于棉柴长势特殊 ,没有一定规律 , 主秆与枝杈坚硬如木材 , 要实现机械收获 , 确实难度很大 。 本课题目的在于提供一种与粉碎还田 机 结合 ， 能 使之两机合一，以达到一次性完成拔杆、粉碎和还田 作肥的目的 。 对拔杆机的要求 要求 拔杆 刀轴入土深度可调，以及与 粉碎辊筒 轴相对位置可调。设计时注意重心位置，与主机联接后尽可能达到前后平衡， 以减轻负荷量和提高安全性能。 本课题拔杆机的选择 目前使用较多的是一种圆盘式拔棉柴机 , 靠的是把棉柴卡入圆盘上的锯齿内 , 通过拖拉机的前进 , 利用地轮传递扭矩使得圆盘转动与机具前进的差值 , 达到拔和拉的效果来拔出棉柴。在土壤较干情况下 , 由于地轮传递的力矩有限 , 拔断率和漏拔率太高。为了提高拔净率 , 降低拔断率 , 采用旋耕机的工作原理 ( 即由拖拉机的买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 5动力输出轴通过传动系统将动力以扭矩的形式直接作用于通轴刨刀 , 使之做旋转运动 , 切入土中使作物根茬可以翻出来 ) , 旋转的通轴刨刀切入土壤 3 5 , 直接作用于作物的根部 , 达到拔和刨的效果来拔出棉柴。这样即使在土壤较干的情况下 , 也会提高拔净率 , 降低拔断率。拔棉柴时受力工作原理如图 2示。 图 2拔棉柴时受力工作原理图 棉杆机的结构和工作原理 主要由变速箱、皮带传动机构、通轴刨刀 等 组成。其结构简图如图2 2棉杆机结构简图 6 拖拉机动力输出轴输出的动力通过万向节传递给棉柴收获机 , 按一定转速比例经过变速箱、皮带传动机构传递给通轴刨刀 , 当旋转刀轴上的刀刃接触棉柴根 部时 , 随着拖拉机的前进和刀轴的旋转迅速切入棉杆的一定深度 , 把棉柴向上拔起 , 被拔出的棉柴向后倾倒 , 被后面的粉碎机粉碎还田 。在通轴刨刀拔出棉柴的同时 , 把地里的残膜 刨 起 , 有利于残膜的回收 , 减少了白色污染。 拔杆机的优点 棉花生产过程中 , 棉柴收获是一项劳动强度最大的工作 , 使用该机具后 , 可以减少棉农的劳动强度 , 降低生产成本 , 提高生产效益。在收获棉柴的同时还可回收残膜 , 避免造成土壤的白色污染。同时由于棉柴的及时收获 , 避免了农民因要播种小麦而焚烧棉柴 , 具有良好的社会效益。 拔杆 刀轴入土深度可调，以及与 粉碎辊筒 轴相对位置可调。 该机具在工作时不受棉花行距、株距限制 , 具有较强的适应能力 , 操作方便 , 拔净率高 ; 同时还可以一机多用 , 有利于农业的可持续发展 , 可以大批量生产和推广。 轴刨刀的设计 由于通轴刨刀在作业时的入土深度只有 3 5 因而刨刀刀片的设计在长度方面要较短。而刀轴上没有刀片的地方在工作时容易产生杂草和残膜的缠绕 , 所以采用通轴刨刀的形式 , 同时也可以适应不同的棉花种植行距。为此 , 全轴的刨刀刀片共分配为 5 组 , 每组 3 片刀片 , 在圆周上均 匀排列。每片刀片的尺寸为 5050 5组刀片的工作顺序采用 1, 4, 5， 2, 3, 从而减少了机具在工作中的受扭情况及机具的振动。 图 21 刀辊刀锋 6 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 杆 刀轴入土深度可调，以及与 粉碎辊筒 轴相对位置可调设计 图 2动原理图 齿轮箱与机壳用定位销定位，用螺栓连接，在需要调节拔杆刀轴入土深度时，以定位销为圆点转动到所需的入土深度，然后用螺栓连接 。 8 3 部件设计 边齿轮箱总成 图 3边齿轮箱 传动箱总成 ,箱盖上装有供加油、通气用的加油螺塞，箱体后上部装有供检油用的检油螺塞，放油螺塞位于箱体下部。大锥齿轮、二轴标准齿轮与第二轴用花键连接。传动齿轮装载传动轴上，为过桥齿轮。刀轴花键轴中间花键与刀轴齿轮连接，两端花键与左、右刀轴内花键连接，传递动力。 传动箱内的几项调整： 旋耕机在使用中，由于轴承、齿轮的磨损，轴承间隙和齿轮啮合情况都会发生变化，因此， 必要时应加以调整： A第一轴轴承间隙的调整 第一轴轴承间隙的正常值为 米，当轴承间隙超过 米时，应加以调整。 B第二轴轴承间隙的调整 第二轴轴承间隙的正常值为 米，当轴承间隙超过 米时，应加以调整。 C锥齿轮副啮合印痕的检查及其调整 印痕的测取方法： 将红丹油涂在大锥齿轮工作表面上，用手按正常工作方向转动锥齿轮轴，观察小锥齿轮工作面上印痕的大小及分布情况。 D锥齿轮副赤侧间隙的调整 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 9适当的齿侧间隙是齿轮正常工作的条件之一。间隙过小，则润滑不良；间隙过大，运转中 产生较大的冲击和噪音。总之，都将导致齿轮的加速磨损。 齿侧间隙的测取方法： 用保险丝或其他软金属，弯成 S 形，置于齿轮非啮合面之间，按正常工作方向转动齿轮将保险丝挤扁，然后取出，测量靠近大端处被挤压的厚度既即为齿侧间隙，正常值为 果齿侧间隙超过 米，即应调整。 E关于传动轴和传动轴轴端压盖与箱体之间的传动轴纸垫的数量，规定为 用单位在拆装、保养时，务请注意不得任意增加或减少纸垫的数量，纸垫的厚度亦不得变更。 F刀轴花键轴轴承间隙的调整 轴承间隙的正常值为 轴承间隙超过 加以调整。如果轴承间隙调好后，刀轴齿轮对称平面不和传动箱体对称平面相重合，还需进行调整，其调整方法可通过增、减刀轴左、右轴承盖与箱体之间的纸垫来达到，但纸垫的总厚度不得增加或减少，即左边增加多少右边必须减少多少，反之亦然，以防止破坏已调整好的轴承间隙。 轴总成 图 3杆刀轴焊合 刀轴总成（如图 3示）由刀轴、 刀轴套 组成。 10 4 设计计算 动计算 拔杆 粉碎机配套动力为 50马力），动力有拖拉机动力输出轴经一对圆锥齿轮、带传动、侧边圆柱齿轮带动刀轴旋转，传动路线图见图 4关设计依据见表 4图 4动路线图 表 4计依据 动力输出轴转速 (r/720 轴距 (1944 前轮距 (1250轮距 (1300轮距 (轮胎 (力输出轴离地面高度 (615 刀辊转速 (r/ 200杆刀轴转速 (r/1600碎入土深度 (20 幅宽 (1600 工作寿命 (h) 5 800 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 11 根据已有的参数，选择齿轮的个数以及齿轮的齿数如下图： 表 4 数 模数 传动比 圆锥 齿轮 1 38 6 14 6 带轮 1D 196 D 230 3D 230 圆柱 齿轮 3 3 Z 57 3 5 力计算 运动副的效率 查有关文献得： 圆锥齿轮传动 1 =柱齿轮传动 2 =柱轴承 3=轴承 4 =向节 5=轮 6= 额 （ 4 549（ 4 A 拖拉机动力输出轴的额定输出功率 : 其额定输出功率为 :额=50 W 12 功率 ,转速和扭矩 53 20 r/ 4 99 5 4 9 7201 功率，转速和扭矩 5 414387 2 02112 转速和扭矩 5 4 99 5 4 9 n PT 第二轴 1D 功率 ,转速和扭矩 r/ 带轮3转速和扭矩 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 13 6 5 42113 转速和扭矩 53 r/954 9 刀刀刀 n PT D 的功率，转速和扭矩 2 r/ 速和扭矩 65123 DZ Z 和5速和扭矩 4 Zr/ 14 ZZ P nr/ 4 99 5 4 9 n PT mN6速和扭矩 53 3 456 刀 拔刀拔刀拔刀 表 4速和扭距汇总于 表 4次 动力 轴 刀轴 输出轴 轴 1Z 轴 2Z 1D 轴 3D 功 率（ 速（ r/ 720 720 720 距 文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 15 （ ） 传动比 传动比 次 齿轮轴 刀轴 24Z 5 功 率（ 速（ r/ 1651 1651 距（ ） 动比 传动比 6 要零件的应力计算及强度校核 锥齿轮 下表 表 4名称 代号 公式及依据 数 值 单 位 材料 20表面硬度 5964动力轴转速 n 动 720 r/算寿命 T T=10(小时 ) 40（天） 5（年） 2000 H 齿数 Z 38 14 模数 m 6 动比 i 分度圆锥角 3 6 8 112 齿宽 b 40 合角 20 材料系数 查机械设计手册 表 189.8 使用系数 表 动载系数 齿向载荷分布系数 K 图 16 载荷系数 K A 齿宽系数 R 31 1Z 圆周速度 1V 100060 nV m 3121d) 力循环次数 N 91 N 92 N 接触疲劳寿命系数 机械设计 图 接触疲劳强度极限 15001H 15002H 全系数 1许用接触应力 H K /H 11 K /H 22 2/)( 21 15001 H 15002 H 1500H 曲疲劳极限 机械设计 图 001F 4202F 弯曲疲劳寿命系数 11 12 弯曲疲劳安全系数 S 应力修正系数 机械设计 许用弯曲应力 F 文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 17 齿形系数 表 计算大、小齿轮 F Y值 1 F Y 2 F Y 大齿轮数大，应按大齿轮校核齿根弯曲疲劳强度 213211 合格 柱齿轮的强度计算 表 4数表 名称 代号 公式及依据 数 值 单位 材料 45 20表面硬度 5863 齿数 Z 15 57 15 17 模数 m 3 3.5 合角 20 计算寿命 T 2000 h 各齿轮转速 n 1651n 3 Z r/动比 i 15/57/ 34 15/17/ 56 34i 65i 宽 b b 25 20 18 )105(21 25 206 b 材料系数 查机械设计手册 表 189.8 齿轮圆周速度 V 100060d V V V m/s 使用系数 机械设计 表 K 动载系数 齿间载荷分配系数 K K 齿向载荷分布系数 K 图 55.0/b 33 d 117.0/b 44 d 476.0/K K K K 齿轮转矩 T T T T T 载荷系数 K K K K 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 19 齿面接触疲劳强度 H 机械设计公式 H H H H 力循环次数 N 83 76 N 接触疲劳寿命系数 机械设计 图 K 接触疲劳强度极限 图 650H 1650H 1650H 1650H 全系数 1许用接触应力 H K /H 11 3H 1650 H 曲疲劳极限 图 004 5006 曲疲劳安全系数 S 应力修正系数 弯曲疲劳疲劳寿命系数 图 20 许用弯曲应力 F 1400F 形系数 手册 图 17应力修正系数 机械设计师手册 图 17 计算大、小 齿 轮 F Y值 3 33 F Y 4 F Y 5 55 F Y 6 F Y 齿根弯曲强度 F bd F F F F 计算： 33 33 安全 44 44 安全 55 55 安全 66 66 安全 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 21 轮的计算 A 锥齿轮 21， 齿数： 381 Z 142 Z 大端模数： m =6 分度圆直径： 2838611 414622 (4节锥角： 2913201538ar ct ct 4314669291320902 锥矩 (4齿宽： (4齿距： (4变位系数：由于 90 131 z 所以 由机械设计手册单行本机械传动图 13齿顶高： 161 11 (4齿根高： 2 (4齿顶间隙： (4齿根角： r c t a n()a r c t a n( 11 Rh 4r c t a n()a r c t a n( 11 Rh 顶角 : 71.5)a r c ta n (21 Rh 43.3)a r c ta n (12 Rh 4 22 齿顶圆锥角： (4 齿根圆锥角： (4 齿顶圆直径： co aa o o 节锥顶点到轮毂距离 : o i 2 11 ak o i 12 2 ak 大端分度圆弧齿厚： t a 11 分度圆齿厚： )61( 22(4c o 1122111 c o 22222222 分度圆弦齿高： 112111 (4 a 0c c 222222 B 直齿轮（ 位 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 23 模数： 3m 齿数 153 z 压力角： 2043 螺旋角： 0 未变位 时中心距： 08)5715(321)(21 43 总变位系数： 齿数比： 515333 7157344 基圆直径： o 3 o 4 齿顶高 3*3 *4 ）齿根高： 1()( 3*3 1()( 3*4 全齿高： 齿顶圆直径： 2452 33 3 12 44 4 齿根圆直径： 2452 33 3 21712 44 4 齿顶压力角：r c c o sa r c c o 24 r c c r c c 端面重合度： )t a n( t a n)t a n( t a n(2 1 4433 0t a t a 0t a t a 所以合格 轴向重合度： 0总重合度： C 齿轮（ 模数： 20 齿数： 155 0 分度圆直径： 55 66 基圆直 径： o o o o 齿顶高：65 总变位系数： 齿顶高 5*5 *6 ）齿根高： 1()( 5*5 1()( 6*6 全齿高 ： 7 买文档就送您