毕业设计（论文）-梯形垄整地压实装置结构设计（全套图纸三维）.pdf

本本 科科 毕毕 业业 设设 计计 题 目 梯形垄整地压实装置结构的设计梯形垄整地压实装置结构的设计 学 院 机械工业学院机械工业学院 专 业 机械设计制造及其自动化机械设计制造及其自动化 学生姓名 学 号 年级 指导教师 职称 讲师讲师 2016 年 4 月 16 日 I 摘要 当今社会，农业机械在机械工业中占据的比例越来越大，随着农耕的生产自动化， 各种各样的农业机械将会出现并使用，本课题来源于当今社会机械工业梯形垄整地压实 装置设备的创新和更新换代基础之上，通过设计出梯形垄整地压实装置机，从而来满足 当今社会梯形垄整地压实装置设备不足的缺陷。 国内梯形垄整地压实装置机设备的研发及制造要与全球号召的高效经济、整地压实 质量好，效率高等主题保持一致。近期对农业机械行业中梯形垄整地压实装置的使用情 况进行了调查，传统的农田在没有梯形垄整地压实装置机而需要人工整地压实的情况 下，效率低下，劳动强度大，所以设计一个专用的梯形垄整地压实装置势在必行。 本文运用大学所学的知识，提出了梯形垄整地压实装置的结构组成、工作原理以及 主要零部件的设计中所必须的理论计算和相关强度校验，构建了梯形垄整地压实装置总 的指导思想，从而得出了该梯形垄整地压实装置的优点是高效，经济，并且整地压实质 量高，运行平稳的结论。 关键词：梯形垄整地压实装置；质量；设计；经济；结论 全套图纸，加全套图纸，加 153893706 II II Abstract With the development of science and technology, interdisciplinary mutual infiltration, mutual exchanges between the various industry, extensive use of new structure, new materials, new technology, the sleeve pressing machine is large, efficient, reliable, energy saving, Recently, the use of machinery industry, bearing and shaft sleeve shaft were investigated, found that the shaft, bearings and bushings in the machinery industry is one of the key parts. Come very naturally in the assembly of the installation is also very simple. In the installation if the use of artificial pressure with not only the labor intensity is too large and the size of each other is not easy to ensure the shaft, bearing and shaft sleeve, so the design of a special press be imperative. Graduation project this time is a tube axial compressive loading machine. This paper introduces the theoretical calculation to design sleeve pressing machine structure, working principle and main parts of the strength check and the advantages of the sleeve, pressing machine is efficient, economical, and high safety, stable operation. The overall plan . the relative position of two axle sleeve on the plane, the motor reducer to provide power through belt drives the screw rod to rotate, and drives the head movement, a nut, a rotary motion of the linear motion of press. Block type safety clutch overload protection with teeth, pressure distribution in the corresponding position of the pipe after drilling through the drilling template. Key words：Machine manufacture;Crankshaft;Processing craft;Fixture; III 目 录 1 绪论 . 1 1.1 课题的来源与研究的目的和意义 . 1 1.2 梯形垄整地压实机的发展现状 . 3 1.3 本课题研究的内容 . 5 2 梯形垄整地压实装置总体方案结构的设计 . 7 2.1 梯形垄整地压实装置的总体方案设计 . 9 2.2 梯形垄整地压实装置的工作原理 . 10 3 机械结构的设计 . 10 3.1 电机的选型计算 . 11 3.2 轴的设计计算 . 12 3.3 轴承的选型计算 . 12 3.4 链传动的设计计算 . 13 3.5 键的选型计算 . 15 4 整地机构的设计 . 16 4.1 整地刀的要求 . 18 4.2 整地刀的结构类型 . 20 4.2.1 芯铧式整地刀 . 21 5 设计总结. 22 结 论 . 23 参考文献 . 24 致 谢 . 25 1 1 绪论 1.1 课题的来源与研究的目的和意义 我国生产的梯形垄整地压实装置结构简陋，整地压实效率始终不高，虽然经过几 十年的发展，近期产品的质量较早期有所提高。但受国产配套件质量及设计水平等的影 响， 我国目前生产的梯形垄整地压实装置的总体水平与进口产品及港口用户的要求仍有 较大差距，梯形垄整地压实装置的生产也是如此，为满足市场需求，开发出一种新型的 梯形垄整地压实装置势在必行！ 相信此种梯形垄整地压实装置的出现将会大大提高农田的整地压实能力和质量， 为企业的生产的年产能方面，以及经济效益方面能够带来显著的进步，同时也在某种程 度上推进了机械工业的不断发展。 随着国际标准化（SIO）的实施，世界梯形垄整地压实装置以采用新材料、新技术、 新工艺、 新结构为基础,19 世纪 80 年代， 美国的 HUGER 公司将新开发的梯形垄整地压实 装置应用到该公司的子公司-一个专业生产农业机械设备的公司，经过几年的运行， 为该公司创造了不菲的利润。继美国 HUGER 公司之后，德国的 DESTO 公司也看到了整地 压实机的利润所在，投入了相当大的人力和精力来开发研制梯形垄整地压实机，并且与 二十世纪中期投入到了北美等市场。当前，全世界各大机械人厂商为了提高产品的竞争 力，都大力进行梯形垄整地压实装置的研发工作。现在国外等著名梯形垄整地压实装置 的品牌中，都有梯形垄整地压实装置的销售，全世界梯形垄整地压实装置的应用越来越 广泛。有一点值得注意的是，梯形垄整地压实装置的市场，由最初的日本，欧洲，已经 渗透到北美市场，因此梯形垄整地压实装置是当今农机生产加工企业比配的设备已经成 为主要趋势。西方资本主义国家有巨大的梯形垄整地压实装置销售市场，机械人工业是 西方资本主义国家的机械工业之一。 目前国外特别是美国正在考虑发展梯形垄整地压实装置的功率最大化，产能最优 化的问题。自“九五”期间梯形垄整地压实装置的开发和研制已经被列入美国的重大 2 科技攻关计划，以跟踪世界技术的发展和开发适合美国机械工业发展的梯形垄整地压实 装置。 我国从 1953 年开始生产梯形垄整地压实装置，于 1958 年自行设计制造整地压实 半径在 50、70、90、120、500 等功率的梯形垄整地压实装置之后，为了适应生产厂家 的需要，1959 年又制造了 500、1000、1200 等大直径的梯形垄整地压实装置。 为了满足农业机械生产工业发展需要，我国于 1970 年研制了大型梯形垄整地压实 装置。经运转实践证明效果很好。同年，福建的金明公司更是大量引入外来技术人才， 全身心地投入到了农业机械整地压实机的研发中，利用丰富的人力资源和设备，研发出 了多种可夹持不同直径农机的整地压实机，与同年 12 也投入市场，获得了非常大的经 济利润。近几年又研制出 PX1400/170 梯形垄整地压实装置，其设计能力为 1750t/h，实 际达到 2508t/h，是设计值的 1.6 倍。 目前机械式梯形垄整地压实装置将逐渐被全自动梯形垄整地压实装置所代替。传统 的机械式的梯形垄整地压实装置已经不能完全满足当今市场的需要，迫切需要各种多功 能的梯形垄整地压实装置来满足市场需求，如是福建金明公司加大人力开发出了五个规 格十四种类型的梯形垄整地压实装置，然而我国机械人业所需的梯形垄整地压实装置全 部依赖进口，这使得国产机械人配备梯形垄整地压实装置后，成本增加很大，而装备自 行开发生产梯形垄整地压实装置，其成本提高不大，说明梯形垄整地压实装置的市场前 景令人乐观。 本论文主要是对梯形垄整理压实机构进行设计。通过对梯形垄整理压实机构进行设 计，来了解梯形垄整理压实机构的结构组成、工作原理以及以后的发展趋势和现状。该 课题来自于农业机械公司的生产实际，通过设计出梯形垄整理压实机构，从而来掌握梯 形垄整理压实机构的整个设计生产流程，培养工程意识。 我国生产的梯形垄整理压实机构结构简陋，整理压实效率始终不高，虽然经过几 十年的发展，近期产品的质量较早期有所提高。但受国产配套件质量及设计水平等的影 3 响， 我国目前生产的梯形垄整理压实机构的总体水平与进口产品及港口用户的要求仍有 较大差距，梯形垄整理压实机构的生产也是如此，为满足市场需求，开发出一种新型的 梯形垄整理压实机构势在必行！本文运用大学所学的知识，提出了梯形垄整理压实机构 的结构组成、工作原理以及主要零部件的设计中所必须的理论计算和相关强度校验，构 建了梯形垄整理压实机构总的指导思想，从而得出了该梯形垄整理压实机构的优点是高 效，经济，并且校正质量高，运行平稳的结论。 通过设计梯形垄整理压实机构，要求学生掌握大学四年所学到的知识，了解机械 原理，机械设计，以及传动机构设计等方面的知识，综合运用二维绘图软件对机械设备 进行设计。通过本次毕业设计，综合提高学生的实际应用水平和设计能力。 相信此种梯形垄整理压实机构的出现将会大大提高该农业机械的整理压实能力和 质量，为企业的生产的年产能方面，以及经济效益方面能够带来显著的进步，同时也在 某种程度上推进了机械工业的不断发展。 1.2 整地压实机的发展现状 国外的梯形垄整理压实机构技术始于六十年代，到七十年代已经发展成熟，八十年 代中期，大部分梯形垄整理压实机构都可以实现对农田的全自动整地和压实，泰国金衫 公司的卧式梯形垄整理压实机构，整理压实机构可调。八十年代中期后的一、两年，整 理压实机构技术发展到了鼎盛时期，从而诞生了世界上一些著名的梯形垄整理压实机构 厂家，1987 年，日本最大的农业机械加工生产公司把梯形垄整理压实机构投放市场，获 得成功。美洲的 BDJE 公司也将新开发的梯形垄整理压实机构投入亚洲市场取得了巨大 的成功。梯形垄整理压实机构自 1795 年被发明以来，经过两个世纪的发展，已被世界 各国的农机行业广泛采用。特别是第三次工业革命带来了新材料、新技术的应用，使梯 形垄整理压实机构的发展步入了一个新纪元。随着时代的发展，梯形垄整理压实机构在 国外将会得到越来越广泛的应用和发展。目前国内外常见的梯形垄整理压实机构有以下 几种，其产品图片如下图 1-1 所示： 4 图 1-1 梯形垄整地压实装置 1.3 本课题研究的内容 本次设计主要针对梯形垄整理压实机构进行设计，从梯形垄整理压实机构的整 体方案出发，然后具体细化出具体内部结构，其具体内部结构主要包括以下几个方面： （1）通过网络和图书馆查找各种关于农田整理压实机的相关资料，对梯形垄整理 压实机构进行方案的比较和预定。 （2）分析梯形垄整理压实机构的结构与参数。 （3）确定设计总体方案。 （4）确定具体设计方案。 （5）梯形垄整理压实机构的图纸的绘制。 （6）说明书的整理。 5 2 梯形垄整地压实装置机总体方案结构的设计 2.1 梯形垄整地压实装置的总体方案设计 本次设计的梯形垄整地压实装置主要有拖拉机，地轮、镇压轮、传动链轮、电动机、 机架等等组成。其具体方案图如下图 2-1 所示： 图 2-1 总体方案图 2.2 梯形垄整地压实装置的工作原理 本次设计的梯形垄整地压实装置的工作原理为： 拖拉机拉动梯形垄整地压实装置 前几年，由于该梯形垄整地压实装置上面安装有地轮、传动机构以及镇压轮和整 地刀，其中整地刀实现对农田的整地，然后镇压轮实现对整地后的农田的镇压， 通过这些组合，从而实现对土地的整地压实。 3 机械结构的设计 3.1 电机的选型计算 已知整个梯形垄整地压实装置机中零件重量与其他零部件的重量，我们取总重量为 300Kg，电机额定转速为 1440r/m。即： smmXXDnV NXmgG /68.37403 . 014. 3 300010300 = = 6 具体的电机设计计算如下: N= WG 0.75(KW) G电机的负载 传动效率，取 0.75 所以根据N0.75kw， n1500r/min， 查B1表10-4-1选用Y112M-4， 再查B1表10-4-2 得 Y112M-4 电机的结构。 3.2 轴的设计计算 轴是组成机械的重要零件之一，它是安装各种传动零件，使之绕其轴线转动传动转 矩或回转运动， 并通过轴承与机座相联接。 轴与其上的零件组成一个组合体轴系部件， 在轴的设计中不能只考虑轴本身，必须和轴系零、不见的整个结构密切联系起来。 由于振动输送所用的轴即传递扭矩又承受弯矩，所以我所设计的阶梯轴为转轴，由 于小带轮已经设计好，大带轮的尺寸也就定了，只剩下轴径的确定，轴的初步设计是根 据扭转强度，校核弯曲强度，由于轴的材料很多，主要根据轴的使用条件，对轴的强度、 刚度、和其他机械性能等的要求，采用热处理方式，同时考虑制造加工工艺并力求经济 合理，通过设计计算来选择轴的材料，选用最常见的 45#钢作为轴的材料,且其需用切应 力为 40MPa。 轴与其上的零件组合成一个组合体，在轴的设计中不能只考虑轴本身，必须和轴系 零部件的整个结构密切联系起来。轴的结构设计是在初算轴径的基础上进行的。为满足 轴上零件的定位、 紧固要求和便于轴的加工和轴上零件的装拆， 通常将轴设计成阶梯轴。 轴的结构设计的任务是合理确定阶梯轴的形状和全部结构尺寸。轴的材料选用 45 号钢， 为保证其力学性能，进行调质或正火处理。 1、初步计算轴的直径 按 照 扭 转 强 度 估 算 轴 的 最 小 直 径 ， 写 成 设 计 公 式 ， 轴 的 最 小 直 径 7 6 3 3 min 9.55 10 0.2 Pp dc nn = mm，查表 16.2，c=112, p=20.35, n=851,代入设计公式得 min d =32.26mm。考虑到轴上有键槽以及其他因素的影响，应适当增加轴径以补偿键槽对 轴强度的削弱。取轴的直径 d 为 40mm，即最右端装带轮处的直径为 40mm。装有密封 元件和滚动轴承处的直径，应与密封元件和轴承的内孔径尺寸保持一致。轴上两个支点 的轴承， 应尽量采用相同的型号， 便于轴承座孔的加工。 相临轴段的直径不同形成轴肩。 当轴肩用于轴上零件定位和承受轴向力时，应具有一定的高度，轴肩处的直径差一般取 510mm，这里轴肩出的直径差选择 5mm，然后协调各段轴的长度，考虑到要装轴承 座和机构的合理性，还有螺钉等的长度及其他各方面的因素，初步确定轴的各段长度。 3.3 轴承选型计算 轴承的选择并不是只考虑轴径一个因素，还要考虑到轴承的性能，一般要考虑到 其寿命、可靠度（指该轴承达到或超过规定寿命的概率）、静载荷、动载荷、额定寿命、 基本额定寿命、基本额定载荷等等很多因素。最主要的是允许空间、载荷的大小和方向、 轴承工作转速、旋转精度、轴承的刚性（一般磙子轴承的刚性大于球轴承）、轴向游动、 安装和拆卸。因为在本设计的轴上径向载荷大，轴向载荷小，而且存在轴或壳体变形大 以及安装对中性差的问题，所以选用调心滚子轴承，因为调心磙子轴承主要承受径向载 荷，也可同时承受少量的双轴向载荷，而圆锥磙子轴承有打的锥角可承受大的径、轴向 联合载荷。所以选用（双列向心）圆锥磙子轴承，有双内圈，并是可分离的轴承，根据 d=80mm,由参考资料2P7356 表7278 带紧定套的调心滚子轴承 （GB/T288- 1994） ， 选用 22218CK/W33+H318 轴承， 其基本额定载荷为 r C =240KN, 0r C =322KN, 根据轴承选 用配套的轴承座，参考资料 2P7- 43 表 7- 2- 105 适用圆锥孔的异径孔滚动轴承座 (GB/T7813- 1998) SNK 型轴承座，可选用 SNK316 型的轴承座。 8 3.4 链传动的设计计算 已知 p=1.5KW， 小链轮的转速 n1=720r/min， 传动比 i=2.8， 载荷平稳， 两班工作制， 两链轮中心距 a=500600mm 范围，中心距可调，两轮中心连线与水平面夹角近于 35o， 小链轮孔径 dk=30; 计算： （1）小链轮齿数 z1 z1=29-2i=29-2*2.8=23.4 取整数 z1=23 i 12 23 34 45 56 6 z1 3127 2725 2523 2321 2117 1715 优先选用齿数：17，19，21，23，25，38，57，76，95， 114 z1、z2 取奇数，则链条节数为偶数时，可使链条和链轮轮齿磨损均匀。在高速 或有冲击载荷的情况下，小链轮齿最小应有 25 齿。 （2）大链轮齿数 z2 Z2=iz1=2.8*23=64.4 取整 z2=65 （3）实际传动比 i=83. 2 23 65 1 2 = z z （4）设计功率 KaXPPd= Z1=Z2 工况系数，查表 5.4-3 Ka=1，KWKAPPd4 . 0= （5）单排链条传递功率 KzXKa Pd Pa =，查表 5.4-4 和 5.4-5，齿数系数 23. 1=Kz ，排数系 数1=排K 123 . 1 10 X d Pa =0.4kw （6）链节距 p 根据 Pa=0.4kw，n1=720r/min，查图 5.4-1 功率曲线和 n1 确定的点，应在所 9 选型号链的功率曲线下方附近（不超过直线）。结果为 10A，节距 p=15.875mm， （7）验算小链轮轴直径 链轮中心孔最大许用直径 4065 =d （8）初定中心距 pa5030= 为优，无张紧轮时取 pa 25 i 4 4 0.2z1 （i+1） p 0.33z1(i-1)p pa80max0= mmXpa 6 . 555875.1535350= （9）确定链条节数 0 2 ) 12 ( 2 2102 a p z zzzz p a Lp + + +=115.3 取 116=Lp ; （10）链条长度 （11）计算（理论）中心距 当 21 zz 时， kazzLppa) 212(= 当 21 zz 时， ZL p a= 2 查表 5.4-9，若有必要可使用插值 24559. 0=Ka (12)实际中心距 a aaa= (13)链速sm X XX X nzpz V/38 . 4 100060 875.1572023 100060 1 = (14)有效圆周率N X V p F 1 . 2283 38 . 4 1010001000 = 10 (15)作用在轴上的力 F 水平或倾斜的传动 KaFaF 2 . 115 . 1 接近垂直的传动 KaFaF05. 1 Ka 工况系数，见表 5.4-3 F=1.212283.1=2739.7N; (16)润滑方式。 (17)链条标记：10A-1-116 GB 1243-1997; 1 表示排数，116 表示节数 (18)链轮的几何尺寸 1) 滚子直径 p=15.875mm 2）齿顶圆 对于三圆弧-直线齿形072.124 23 180 tan 1 54. 0=+= pda 小链轮齿顶圆072.124 23 180 tan 1 54. 0=+= pdamm，取整 124mm; 大链轮齿顶圆773.336 65 180 tan 1 54 . 0 875.15=+= da，取整 337mm; 3)齿根圆直径 df=d-d1； 小链轮齿根圆直径 df=d-d1；= 116.585-10.16=106.425mm，取 106.43mm; 大链轮齿根圆直径 df=d-d1；= 328.584-10.16=318.424mm，取 318.42 mm; 4)节距多变形以上的齿高 ha=0.27p=0.2715.875=4.286mm（对于三圆弧-直线齿 形） 5)最大齿根距 11 奇数齿1 90 cosd z dLz= 。 偶数齿 1dddfLz= 小链轮mmLz153.10616.10 23 90 cos585.116=; 大链轮mmLz328.31816.10 65 90 cos584.328= 6)轴凸缘直径 76 . 0 04 . 1 180 cothz z pdf 。 小链轮 76 . 0 09.1504. 1 23 180 cot875.15Xdf 。 =99.045mm; 大链轮 746.31176 . 0 09.1504. 1 65 180 cot875.15=Xdf 。 7)轮毂厚度 h d dk Kh01 . 0 6 += ，dk孔的直径 d 150 K 3. 2 4.8 6.4 9 .5 小链轮232.14585.11601 . 0 6 40 4 . 6=+=Xh取整 14mm 大链轮7858.22584.32801 . 0 6 60 5 . 9=+=Xh取整数 22mm 8)轮毂长度 l l=3.3h HL6 . 2min= 小链轮 l=3.314=46.2mm，取整 46mm 大链轮 l=3.322=72.6mm，取整 72mm 9)轮毂直径 hk d k d 2+ = 小链轮 2440+= k d =68mm 12 大链轮 4460+= k d =104mm 10)齿宽bf 单排 b 单=0.959.4=8.93mm 11)齿侧半径 pr mmr 20= 12)倒角宽 0637. 2875.1513. 0=Xa b ,取 2.1mm 13)倒角深 h=0.5p=0.515.875=7.9375mm 14)齿侧凸缘圆角半径 Pra01. 0= =0.635mm (9)链轮公差 1)齿根圆直径和量柱测量距极限偏差 项 目 极限偏差 孔径 H8 齿顶圆 h11 齿根圆直径极限 偏差 h11 齿宽 h14 量柱测量距极限 偏差 h11 小链轮齿根圆直径 1dddf= = 116.585-10.16=106.425mm，取 106.43mm; 大链轮齿根圆直径 1dddf= = 328.584-10.16=318.424mm，取 318.42 mm; 小链轮量柱测量距 0 25. 0 47.1261147.12616.10 23 90 cos585.116 =+=hMr 。 大链轮量柱测量距 0 36 . 0 65.3381165.33816.10 65 90 cos584.328 =+=hMr 。 2)径向圆跳动 13 小链轮径向圆跳动=min0.0008df+0.008,0.76=0.0008106.43+0.008=0.09314 端面跳动=min0.0009df+0.008,1.14; 本次设计的链轮的零件图纸如下图 3-4 所示： 图 3-4 链轮 3.5 键的选型计算 机械设备中连接的方式有很多种，有螺纹连接，键连接等等，键连接主要是用在轴 和其他传动机构配合的场合，用来传递轴的输出扭矩。通常情况下，选取键条的类型很 关键，根据不同的工况选取不同的键。一般都有标准值，也就是说，在机械设计手册里 面查询得到。键的 bh 根据径来确定。轴和带轮的联结，d=70mm, 参考资料 2P5-194 表 5-3-18 (GB/T1095-1979)选用 B2012，B1811 和 B128 的普通 A 型平键，键长分 别为 90 ，70 ，30 。 4 整地机构的设计 4.1 整地刀的要求 一个良好的整地刀必须符合下列要求： (1)开出的沟要深浅一致，沟型整齐、平直，开沟深度能在一定范围内调节，以适 14 应不同作物的播深要求。 (2)开沟时不乱土层，不应将下层湿土翻至地面，也不可使干土落入沟 底，应将种 子和肥料导至湿土上。 (3)梯形垄分布均匀，不飞散而应都落到沟底。 (4)应有一定的回土作用，使细湿土将小麦苗全部覆盖，以利于其成长。 (5)要有良好的入土性能和切土能力，工作可靠，不易被杂草、残茬和 土块堵塞。 (6)结构简单，工作阻力小，调整、维护方便。 4.2 整地刀的结构类型 根据所播作物的整地压实要求， 地区气候和土壤条件的不同， 整地压实机应采用 相 应的整地刀。整地刀结构类型按其入土角不同，可分为锐角整地刀和钝角 整地刀两大 类。锐角整地刀的开沟工作面与地面平的夹角，即入土角 90，它通常有锄铲式、 翼铲式、船形铲式和芯铧式等多种。钝角整地刀的 入土角90，它包括有靴鞋式、 滑刀式、单圆盘式和双圆盘式等多种。 整地刀的结构类型、工作原理和