棉花秸秆粉碎还田机的设计.doc

棉花秸秆粉碎还田机的设计(全套含CAD图纸)

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A0-装配图.dwg
A1-大带轮.bak
A1-大带轮.dwg
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棉花 秸秆 粉碎 还田 设计 全套 cad 图纸
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内容简介:
购买后包含有 纸和说明书 ,咨询 目 录 1 引言 .械化秸秆还田的目的及意义 . 3 械化还田技术的现状 . 3 . 3 2 技术任务书 . 3 3 整机设计 . 4 体设计 . 4 动机 构 . 4 作部件 . 5 秆还田机刀片的设计几个问题 . 5 挂设计 . 6 4 主要工作部件设计计算 . 7 本参数计算 . 7 齿轮的设计计算 . 8 带轮的设计计算 . 12 的设计计算 . 15 5 性能的校核 . 23 坡稳定性能指数 . 23 拉机悬挂机构油缸提升能力校核 . 23 6 标准化审查报告 . 24 品图样的审查 . 24 品技术文件的审查 . 24 注件的使 用情况 . 24 查结论 . 24 结论 . 24 致谢 . 25 参考文献 . 26 购买后包含有 纸和说明书 ,咨询 12 届毕业设计 棉花秸秆粉碎机还田机 设计说明书 学生姓名 学 号 所属学院 专 业 班 级 指导教师 日 期 购买后包含有 纸和说明书 ,咨询 前 言 保护性耕作技术是全球农业技术发展的必然趋势,秸秆还田技术是机械化保护性耕作中的一项关键技术,在农忙期间,使用机械化的秸秆还田技术可以使耕作更为高效化,同时有力推动机械化还田技术可以避免由于秸秆焚烧而带来的 一系列环境污染。本文所研制棉花秸秆粉碎机还田机粉碎率高,适合大面积田间的秸秆还田。在对秸秆粉碎及灭茬的基本理论分析的基础上,对此机具做了具体结构方案设计。通过拖拉机传动轴将动力经过联轴器传递给变速箱,变速箱经一轴传递给大带轮,再有大带轮经皮带传给小带轮,最终由小带轮带动刀轴旋转达到秸秆粉碎还田的目的。 购买后包含有 纸和说明书 ,咨询 1 引言 械化秸秆还田的目的及意义 我国作为一个农业大国,对于田间作业趋于机械化是一个必然的发展过程,它可以节约劳动力和提高经济效益。在北方棉花是一种常见 的经济作物,过去由于认识上、政策上及经济上的原因,基本上农民都是在收获以后直接将秸秆焚烧,这样不仅造成了资源的浪费,还污染了环境,随着科技的发展,生态农业是现代农业的发展方向,作为宝贵资源的秸秆,也开始了被重新利用,而秸秆直接还田就是其中的主要途径之一 1。 将秸秆粉碎后,铺撒在地里有许多作用: 秸秆还田补充土壤养分。 秸秆还田促进微生物的活动,改善土壤的理化性状。 可以减少化肥的使用量,从而改善环境。 还可以改善农业生态环境。这样不仅可以从分利用资源,还可以改善我们生活的环境 4。 械化还田技 术的现状 由于我国国土辽阔,南北方差异较大,各地区的耕作制度和农艺要求不同,同时作物的秸秆也不同,其物理性能和机械性能差异也很大,这就决定了我国机械化秸秆还田技术及配套机具的多样化。在北方多数是以拖拉机牵引并驱动的秸秆还田机,把站立的棉花秸秆就地粉碎后铺撒在地面上,数日后犁翻耕土地时把晾晒的秸秆翻埋入土 4。 由于机械化秸秆还田技术是利用秸秆最经济最有效的技术,具有较大的经济效益、生态效益和社会效益,因此外国在研制和生产方面起步较早,发展较快。尤其是意大利、英国,德国、法国、日本和西班牙等发达国家在该领域 处于领先地位。综合国外机械化秸秆还田技术比较完善,机具品种较多,性能可靠,但价格昂贵。 械化秸秆还田技术的发展趋势 虽然我国农具多样化,但就北方而言现在已经在解决秸秆及根茬单项作业的基础上将开发新的联合作业机具,并在一段时间后将会取代单项作业机具 5。收割农作物和秸秆还田机结合,使作业成本大大降低,灵活度也增加。机械化秸秆还田技术得到政府的高度重视和大力支持,虽然还有许多问题但前景还是乐观的。 2 技术任务书 随着人们越来越重视可持续发展和生态环境的保护,农业机械化的装备将得到进一步的发展。例如农 业保护性耕作机械,秸秆综合利用装备。对于秸秆还田是重要的秸秆综合利用,根据市场调查粉碎秸秆机一般工作幅宽为 1500 2000间不等,其动力一般由拖拉机提供,用拖拉机悬挂并驱动,使农具的灵活性增加 5。由于机械化秸秆还田技术是利用秸秆资源最经济,最有效的购买后包含有 纸和说明书 ,咨询 技术,最具有经济效益,生态效益和社会效益。因此国外在研制和生产方面起步较早,发展很快。尤其是意大利、美国、英国、德国、法国、丹麦、日本、西班牙等发达国家在该领域处于领先地位。意大利的 司尤为突出,它的产品配套动力 26作幅宽 。刀片转速 1950r/m。美国万国公司( o.) ,美国埃兹拉。隆达尔有限公司在此方面的研究生产水平均很高。此外,国外还研制出拖拉机带动的卧式转子切碎机,幅宽 6m,刀片可更换,转子最高转速 2000r/壳上有挡板,使茎秆撒布均匀,同时带有遇到障碍物的安全机构。综合国外机械化秸秆还田技术,技术比较完善,机具品种多,性能可靠,但价格也昂贵。我们可以借鉴国外现有技术,通过消化吸收,开发出适合我国国情的产品。 一般土地是由一家为单位的耕 种,工作面积不会很大,工作量也小,所以一般配套动力为 50 到65 马力的拖拉机。根据以上内容综合得出本人设计一台外形尺寸为 7671645876 并选用 55 马力的拖拉机。 3 整机设计 体设计 总体设计示意图如图 3示 1箱传动轴 2变速 3皮带出动部分 4粉碎机罩壳 5工作部件 图 3体设计示意图 动机构 其功能是将拖拉机的动力传递到工作部件,进行粉碎作业,它有万向联轴器传动轴、齿轮箱和侧边传动装置组成 。 ( 1)万向联轴器传动轴连接拖拉机动力输出和齿轮箱输入轴。安装时,带套的夹叉装在粉碎就购买后包含有 纸和说明书 ,咨询 输入轴端,且必须使两个夹叉的开口处在同一平面内。 ( 2)齿轮箱:它内部装有一对圆锥齿轮,起改变方向和增速的作用。 ( 3)侧边传动装置:由三角皮带轮组成,采用单侧边传动方式,要起传递动力的作用,另外也有起过载保护作用和传动比分配的作用。 作部件 本机所采用如图一所示的( d) Y 型 ,采用背靠装置。其尺寸如图 3示 图 3 型刀示意图 秆还田机刀片的设计几个问题 ( 1)甩刀刀片形状的确定:本秸秆还田 机主要选用 Y 型 刀片,也可以用其它刀片替换 3。 型刀片的改进型,其优点体现在: ( 2)消除应力集中或缓解了拐角处的应力集中 。 ( 3)刀片的功耗小,原因是 Y 型刀切割秸秆斜切,即刀片要省力。此类型刀片已形成标准,代号为 ( 4)刀片的材料选择及其热处理:考虑刀片经常与泥土地、秸秆等磨擦,工作条件极其恶劣,所以选材要好,要求有较强的耐 磨性和较强的抗冲击韧性。本机选 用 20处理工艺:将刀片加热至 880900 。 c,再保温 10 分钟。然后用 10%的 溶液淬火 ,最后在 180C 回火2 小时,可达到 g 的耐磨性和 290J/上的抗冲击韧性 ( 农牧与食品机械, 2002) 。 ( 5)刀片的排列方式:刀片的排列方式对于秸秆是至关重要的,合理的排列方式不仅能使还田机粉碎质量提高,而且还可以是还田机平衡性能好,减轻还田机的震动。目前大多数秸秆还田机采用加配重块的方法解决振动问题,这样不仅制造烦琐,而且配重块加入后不同程度的影响粉碎质量,而甩刀的排列有单螺线排列,双螺线排列,星形排列,对称排列几种,不管哪种排列均应满足: 刀轴受力均匀,径向受力平衡。 相邻两 刀片径向夹角要大。单双螺线排列有一个共同的弊病,即在粉碎过程中秸秆测向移动现象严重,使还田机有 “ 头沉 ” 现象。根据以上几种排列方式的利弊得出一种新的排列方法 均力免震法。排列方式如图 3示 购买后包含有 纸和说明书 ,咨询 0601201802403003601 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15图 3得排列示意图 特点是: 刀轴受力均匀。 刀轴旋转时不震动,无需加配重块。 挂设计 牵引点:农具牵引装置和拖拉机机体的连接点。 虚牵引点:悬挂机构上拉杆和下拉杆在纵向垂直面或水平面内投影延长的交点,亦称 “瞬时转动中心 ”。悬挂农具工作时,如果作用力的平衡破坏,农具就要绕瞬时转动中心转动。 悬挂点: 连接悬挂式农具和悬挂机构杆件的铰链点。在农具悬挂设计中心提到悬挂点时,常常是指铰链点的几何中心。 连接三角:连接悬挂式农具的上、下悬挂点所得到的几何图形。 农具立柱:通常指连接三角形的高 a。 悬挂轴:指悬挂农具的横梁,其两端德尔轴销与悬挂机构下拉杆的后球铰相连。 (1)农具和拖拉机的联结型式 牵引力:农具具有独立的行走轮。农具在运输或工作时,其重量均由本身的轮子承受。机组的稳定性好,对不平地面的适应性强。但机动性较差,金属消耗最大。多用于各种宽幅,重型农具。 悬挂式:农具在,机动性好,效率高。但稳定性差,使 用调整较复杂,对地表的适应运输时全部重量由拖拉机承受。重量轻,结构紧凑性不如牵引式和半悬挂式。广泛应用于各种农具,在大部分场合有取代牵引式的趋势。 半悬挂式:农具有自己的行走轮,运输是承受部分重量,另一部分重量由拖拉机承受,其优、缺点介于悬挂式和牵引式农具之间,当大型、重型农具用悬挂式有困难时可用半悬挂式。 根据实际情况和以上特点,所以本设计选悬挂式 (2)农具在拖拉机上悬挂的位置 后悬挂:特点 农具配置在拖拉机后面,增大驱动轮载荷,提高了牵引性能。拖拉机走在未耕地上,工作后不留轮辙。但不便于观察 作业情况,运输时稳定性和操作性较差。 购买后包含有 纸和说明书 ,咨询 前悬挂:农具配置在拖拉机前面,拖拉机走在以工作过的地面上,能满足收获机械要求,但可能使前轮负荷过大,转向费力或轮胎超载。 中间悬挂:农具配置在拖拉机前、后轴之间,便于观察作业情况。但装卸费事,农具和拖拉机配套行强,通用性小 (新疆农机化 , 2002)。 侧悬挂:农具配置在拖拉机侧面,视线好。但横向稳定性较差,不适于配带较重的农具作业。 分组悬挂:农具分几组分别顺次悬挂在拖拉机侧面、前面或后面,机组稳定性较好。 根据所设计还田机的特点和以上所说的特点选择后悬挂。 (3)农具在 拖拉机上悬挂的方法 单点悬挂:农具通过拉杆与拖拉机相连,可以在垂直面内一点 O 自由转动,结构简单。但农具工作性能受地面起伏影响较大,不易控制。拉杆容易和拖拉机发生干涉, O 点的位置选择不受限制。常在一些简易的或无专门悬挂系统的拖拉机上用。 两点悬挂:两点悬挂点 A、 B 布置在水平面内,农具绕 线转动杆件,与农具刚性连接,相当于两个单点悬挂并联。悬挂机构通常是专用的。用于没有或不宜采用三点悬挂系统的地方。 三点悬挂:农具通过上拉杆和两个下拉杆与拖拉机三点相连。在垂直面和水平面内各有一个瞬时转动中心 具上下左右可自由运动。虚牵引点 0、 位置不受结构限制。 O 在农具入土过程中位置有变化有利于农具入土。通用性好,可挂各种农具 7。 根据本设计的要求,选用三点悬挂,因为通用性好。 (4)农具工作位置的调节方式和特点 根据选用悬挂的方式和还田机的特点选用高度调节 原理:悬挂机构在农具工作中呈自由状态,对农具不起控制作用。农具 1 的工作位置由本身的支持轮 2 决定。调节丝杆可以改变农具的工作深度。 特点:工作可靠,便于调整。农具的工作位置不受土壤阻力变化影响,耕深一致性好。支持轮有一定的仿形作用,但轮子本身滚动要消 耗动力增加结构重量支持轮下方的局部起伏和下陷深度会改变农具的工作位置。 4 主要工作部件设计计算 本参数计算 ( 1) 传动比分配 刀轴的工作转速为 1600 / 10 5 2 3 / m i nn n r 所以总转动比 购买后包含有 纸和说明书 ,咨询 12/ 5 2 3 / 1 6 0 0 0 . 3 2 7i n n 12i i i 取 1 2 1 12 2 3/ 5 2 3 / 0 . 4 2 5 1 2 3 0 . 5 8 0 / m i n/ 1 2 3 0 . 5 8 9 / 1 6 0 0 0 . 7 6 9n n i r ni n n ( 2)功率分配 拖拉机输出功率 0 5 5 0 . 7 3 5 8 5 % 3 4 . 3 6p k w 一轴输出功率 10 = . 3 . 9 . 9 = . 0 联 轴 承= = 3 4 3 6 1 0 8 0 8 3 3 0 k w 二轴输出功率 21 齿 轮 轴 承= = 3 3 . 0 0 0 . 9 6 0 . 9 8 2 = 3 1 . 1 1 0 k w 三轴输出功率 32带 轮= = 3 1 . 1 1 0 0 . 9 6 = 2 9 . 8 6 6 k w 拖拉机输出转矩 0 0 0 3 4 . 3 6 1 / 5 2 3T p n =9550000 / =9550000 =轴输出转矩 1 1 1T p n=9550000 / =9550000 23=轴输出转矩 2 2 2T p n=9550000 / =9550000 41429. 轴输出转矩 3 3 3T p n=9550000 / =9550000 600=齿轮的设计计算 ( 1)考虑到锥齿轮所受载荷较大,所以决定采用硬齿面闭式传动,大小齿轮均用 20料。齿 面 渗 碳 后 淬 火 , 齿 面 硬 度 5862查图得 l i m 1300H M p a li m 1 920F M p a 购买后包含有 纸和说明书 ,咨询 0 li m 2 920F M p a 1 1 19 5 5 0 / 9 5 5 0 3 3 . 0 / 5 2 3 6 0 2 . 5 8 1 .T p n N m (查表得 ) (查表得) 2213 3122( l i m ) ( )6 0 2 . 5 8 1 1 . 2 5 1 . 21 1 4 0 1 1 4 0 2 0 51 0 . 5 0 . 4 2 5 0 . 3 1 3 0 0 ( 1 0 . 5 0 . 3 ) 取 1 40Z 2 0 . 4 2 5 4 0 1 7Z 则 2117 0 . 4 2 540 (与 i 的误差不大于 5%) 大端模数 11205 5 . 1 2 540m 取 m=52 1 7 5 8 5 m m m 1 1240a r c t a n a r c t a n 6 6 5 8 1 217Z 2 9 0 6 6 5 8 1 2 2 3 1 4 8 11205 1 1 1 . 3 82 s i n 2 s i n 6 6 5 8 1 2 m m 0 . 3 0 . 3 1 1 1 . 3 8 3 3 . 4 1 取 b=34 11( 1 0 . 5 ) ( 1 0 . 5 0 . 3 ) 2 0 5 1 7 4 . 2 5m R f m m 11 1 7 4 . 2 5 5 2 3 4 . 7 7 /6 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0m s ( 2) 校核计算 按齿面接触疲劳强度校核 112 0 0 0 2 0 0 0 6 0 2 . 5 8 6 9 1 6 . 2 71 7 4 . 2 5 1 8 9 (查表得) 购买后包含有 纸和说明书 ,咨询 1 ( 8 级精度及 1 4 . 7 7 5 0 2 . 3 8 5 /1 0 0 1 0 0vz ) 2110 . 4 2 5( 1 0 . 5 )6 9 1 6 . 2 7 1 . 2 5 1 . 3 1 . 2 0 . 4 4 10 . 4 2 5 1 8 9 . 8 4 5 5 . 9 53 4 2 0 5 ( 1 0 . 5 0 . 3 ) 0 . 4 4t m e K u (查图得) (查表得) l i ml i mm i 0 0 1 . 1 8 1 . 1 1 6 8 7 . 41 w M p l i m m i 8 7 . 4/ 3 . 74 5 5 . 9 5H H H 所以安全 按齿根弯曲强度校核 11140 1 0 2 . 2 5c o s c o s 6 6 5 8 1 2 22217 1 8 . 4 7c o s c o s 2 3 1 4 8 1 2 (查图得) 1 2 (查图得) (查图得) 1 11(1 0 . 5 ) K K 6 9 1 6 . 2 7 1 . 2 5 1 . 3 1 . 2 2 . 1 8 2 5 4 . 3 33 4 4 ( 1 0 . 5 0 . 3 ) M p a 22112 . 7 5 2 5 4 . 3 3 3 2 0 . 8 32 . 1 8 p l i m 1l i m 119 2 0 1 . 1 8 1 1 0 6 4 . 3 11 . 0 2F N l i m 2l i m 229 2 0 1 . 1 8 1 1 2 3 3 . 6 40 . 8 8F N l i m 11 m i 1 0 6 4 . 3 1 4 . 1 8 12 5 4 . 3 3 (查表得) 安全 l i m 22 m i 1 2 3 3 . 6 4 3 . 8 5 13 2 0 . 8 3 (查表得) 安全 购买后包含有 纸和说明书 ,咨询 2 表 4的基本参数 小齿轮 大齿轮 节锥角(分度圆锥角) 23148 66 5812 大端分度圆直径 85 200 锥距 R 宽 b 34 34 齿顶高 根高 顶高直径 顶角 锥角 3)箱座壁厚 =2+1=(70+125)+1 8,故取 =8盖凸缘厚度 1b=12座凸缘厚度 b=12底座凸缘厚度 2b=20脚螺钉数目 n=底凸缘周长之半 /200300 4,取 n=4 地脚旁连接螺钉直径 2+1 12, 取 12 盖与座连接螺栓直径 2d=(.6)取 2 8d 轴承端盖螺钉直径 3d=(取3d=6 轴承旁凸台半径 1R=2 铸造过渡尺寸 k=3,R=5,h=15 大齿轮顶圆与内箱壁距离 1取 1=10轮端面与内箱壁距离 2取 2=5承端盖外径 2D=D+(5d, 购买后包含有 纸和说明书 ,咨询 3 由于结构的特殊性 ,取 0830308=135140带轮的设计计算 (1)基本参数 传递功率 2 转速 2 1 2 3 0 . 5 8 9 / m i 3 1 6 0 0 / m i (2)定 V 带型号和带轮直径 工作情况系数 计算功率 2 1 . 3 3 1 . 1 1 4 0 . 4 4 3 P k w 选带型号得为 C 型 小带轮直径 3 200D 大带轮直径 2 3 3 2( 1 ) / ( 1 0 . 0 1 ) 2 0 0 1 6 0 0 / 1 2 3 0 . 5 8 4 2 5 7 . 4 4D D n n m m 取 2 257D ( 3)计算带长 23( ) / 2 ( 2 5 7 2 0 0 ) / 2 2 2 8 . 5 D m m 23( ) / 2 ( 2 5 7 2 0 0 ) / 2 2 8 . 5D D m m 求取中心距 2 3 0 2 30 . 7 ( ) 2 ( )D D a D D 03 1 9 1 4a 取 0 500a 带长 220 0 2 8 . 52 2 2 8 . 5 2 5 0 0 1 7 1 9 . 1 1500 a m 基准长度 取 2000dL (4)求中心距和包角 购买后包含有 纸和说明书 ,咨询 4 0 2 0 0 0 1 7 1 9 . 1 15 0 0 6 4 0 . 4 422a m m m i n 0 . 0 1 5 6 4 0 . 4 4 0 . 0 1 5 2 0 0 0 6 1 0 . 4 5da a L m m m a x 0 . 0 3 6 4 0 . 4 4 0 . 0 3 2 0 0 0 7 0 0 . 4 5da a L m m 小带轮包角 2 2 31 8 0 6 0 ( ) /D D a 1 8 0 6 0 ( 2 5 7 2 0 0 ) / 6 4 0 . 4 4 1 7 4 . 6 5 1 2 0 ( 5) 求带根数 带速 33 / 6 0 1 0 0 0 2 0 0 1 6 0 0 / 6 0 1 0 0 0 1 6 . 7 6 /v D n m s 传动比 1 2 3 0 . 5 8 9 / 1 6 0 0 0 . 7 6 9i 带根数由表得 0 由表得 由表得 由表得 0 004 0 . 4 4 3 6 . 6 3( ) ( 6 . 0 7 0 . 9 4 ) 0 . 9 8 9 0 . 8 8 P K K 取 Z=7 根 ( 6) 求轴上载荷 张紧力 220 m i n ( 2 . 5 ) ( 2 . 5 0 . 9 8 9 ) 4 0 . 4 4 6( ) 5 0 0 5 0 0 0 . 3 1 6 . 7 6 3 4 7 . 6 20 . 9 8 9 7 1 6 . 7 6q vK z v 取 gq k m 20 1 7 4 . 6 62 s i n 2 7 3 4 7 . 6 2 s i n 4 8 6 1 . 4 022QF z F N 对于新安装的 V 带初拉力应为 于运转后的 V 带,初拉力应为 传动作用在轴上的压轴是 20 1 7 4 . 6 62 s i n 2 7 3 4 7 . 6 2 s i n 4 8 6 1 . 4 022PF z F 由于 取 h=7,则轴环处的直径 9宽度 b 2 购买后包含有 纸和说明书 ,咨询 7 取齿轮距箱体内壁之距离 a=16虑到箱体的铸造误差,在确 定滚动轴承位置时,应距箱体内壁一段距离 s,取 s=8知滚动轴承宽度 T=齿轮的大端分度圆直径 B=85 34 ( 8 0 7 6 ) 3 3 . 5 8 1 6 4 6 1 . 5l T s a m m 67 8 5 1 6 1 0 1l B a m m 齿轮、万向节与轴的周向定位均采用平键链接,按 表查的平键截面 2 0 1 2b h m m m m ,键槽用键槽铣刀加工长为 63时为了保证齿轮与轴配合有良好的中性,故选择齿轮与轴毂与轴的配合为 76同样万向节与轴连接,选用平键 1 4 9b h m m m m 键槽长为 25图 4 4轴示意图 轴的强度校核 计算齿轮受力:拖拉机作用在轴上的力 1 / 1 6 3 3 0 0 0 / 1 6 2 0 6 2 . 5 N 大齿 11( 1 0 . 5 ) ( 1 0 . 5 0 . 3 ) 2 0 0 1 7 0d m m 大齿轮受力 转矩 1 6 0 2 5 8 1 . 2 6 2 m m 圆周力 1 1 12 / 2 6 0 2 5 8 1 . 2 6 2 / 1 7 0 7 0 8 9 . 1 9 d N 径向力 11 t a n c o 购买后包含有 纸和说明书 ,咨询 8 7 0 8 9 . 1 9 t a n 2 0 0 . 4 7 9 1 2 3 5 . 9 4 N 轴向力 11 t a n s i n 7 0 8 9 . 1 9 t a n 2 0 0 . 8 7 9 2 2 6 8 . 0 4 N 受力图如图 4示 图 4轴受力弯矩图 计算支承反力 水平反力 11 1 8 4 . 5 / 2 ( 1 0 6 . 6 3 8 1 8 4 . 5 ) 1 8 4 . 5 3 8 1 8 4 . 5 Q F F a 2 0 6 2 . 5 3 2 9 . 1 1 2 3 5 . 9 4 1 8 4 . 5 2 2 6 8 . 0 4 1 8 4 . 5 / 22 2 2 . 5 2 1 0 6 . 6 3 8 3 8 / 2 1 8 4 . 5 3 8 Q F F 2 0 6 2 . 5 1 0 6 . 6 1 2 3 5 . 9 4 3 8 2 2 6 8 . 0 4 3 8 / 22 2 2 . 5 垂直反力 1 1 8 4 . 5 / 2 2 2 . 5 7 0 8 9 . 1 9 1 8 4 . 5 / 2 2 2 . 5 5 8 7 8 . 4 5 t N 2 3 8 / 2 2 2 . 5 7 0 8 9 . 1 9 3 8 / 2 2 2 . 5 1 2 1 0 . 7 4 t N 总弯矩 222 5 6 9 9 0 . 7 8 2 2 3 3 8 1 . 1 3 4 0 5 0 4 . 5 9 m m 扭矩 1 6 0 2 5 8 1 . 2 6 2T N m m 购买后包含有 纸和说明书 ,咨询 9 进行校核时通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度根据以上数据,以及轴单向旋转,扭矩切应力为脉动循环变应力取 a=的计算为: 2 2 2 213( ) 3 4 0 5 0 4 . 5 9 ( 0 . 6 6 0 2 5 8 1 . 2 6 2 ) 1 4 . 4 80 . 1 1 7 0a T M P a M P 由表得 =60此 故安全。 ( 4)二轴的设计和校核 2 3 1 0 k 2 1 2 3 0 . 5 8 9 / m i 2 2 4 1 4 2 9 . 5 1 1T N m m 初步确定轴的最小直径。 先初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为 45 钢, 调质处理,根据表取 12 于是得 233m i n 023 1 . 1 11 1 2 3 2 . 8 91 2 3 0 . 5 8 9 m 输出轴的最小直径是安装小齿轮外轴的直径,所以取 1233d ,小齿轮轮毂宽为 12(1 1 所以 (3 3 3 9 l 取 1235l ,小齿轮与轴用平键连接 1 0 8 2 8b h L 由于传动距离较长,所以左右定位用 15:1 锥度。小锥齿右边用 螺母 位,电带轮左边用螺母 带轮与轴采用 1 0 8 0 1 0 9 6 7 9联接则,如图 4示 图 4轴示意图 ( 5) 二轴的强度校核 2 / 1 6 3 1 1 1 0 / 1 6 1 9 4 4 . 3 7 5F Q F N 小轮直径 22( 1 0 . 5 ) ( 1 0 . 5 0 . 3 ) 8 5 7 2 . 2 5Rd m d N轮受力;转矩 2 Nm 圆周力 2 2 22 / 2 2 4 1 4 2 9 . 5 1 1 / 7 2 . 2 5 6 6 8 3 . 1 7F t T d m N 购买后包含有 纸和说明书 ,咨询 0 径向力 22t a n c o sF n F t 6 6 8 3 . 1 7 t a n 2 0 0 . 8 7 8o =向力 22t a n s i n 1 1 6 5 . 1 6LF a F t N 计算支承反力 水平反力 3 22( 7 7 8 3 2 ) 2 5 / 2 832R F a F r F a d 1 9 4 4 . 3 7 5 ( 7 7 8 3 2 ) 2 1 3 5 . 7 1 2 5 1 1 6 5 . 1 6 7 2 . 2 5 / 2832 24 227 7 ( 2 5 8 3 2 ) / 2 832R F Q F r F a d 1 9 4 4 . 3 7 5 7 7 2 1 3 5 . 7 ( 2 5 8 3 2 ) 1 1 6 5 . 1 6 7 2 . 2 5 / 2832 垂直力 3 2 2 27 7 ( 2 5 8 3 2 ) / 2 832 F r F a d 1 9 4 4 . 3 7 5 7 7 2 1 3 5 . 7 ( 2 5 8 3 2 ) 1 1 6 5 . 1 6 7 2 . 2 5 / 2832 3 2 2 5 / 8 3 2 6 6 8 3 . 1 7 2 5 / 8 3 2 2 0 0 . 8 2 t N 4 2 ( 2 5 8 3 2 ) / 8 3 2 6 6 8 3 . 1 7 ( 2 5 8 3 2 ) / 8 3 2 6 8 8 3 . 9 7 t N 进行校核时通常只校核轴与承受最大弯矩和扭矩的截面的强度,根据以上数据,以及轴单向旋转,扭转切应力为脉动循环变应力取 a=2()M a 2231 7 5 4 0 3 . 1 4 ( 0 . 6 2 4 1 4 2 9 . 5 1 1 )0 . 1 7 0 选定轴的材料为 45 钢,调质处理由表查得 a=60为 a故安全 (6)刀轴的设计 输出轴上的功率 速 600r/矩 初步确定轴的最小径。 购买后包含有 纸和说明书 ,咨询 1 左轴头的设计 先初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为 45 钢,调质处理根据取 12 于是得 3 3 3m i n 0 2 9 . 8 6 61 1 2 2 9 . 7 116
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本文标题:棉花秸秆粉碎还田机的设计(全套含CAD图纸)
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