玉米秸秆粉碎还田机的设计（有全套图纸） .pdf

本科毕业设计 论文 通过答辩 1 目目录录 1引言 1 1 1机械化秸秆还田的目的及意义 1 1 2机械化还田技术的现状 1 1 3机械化秸秆还田技术的发展趋势 1 2技术任务书 2 3设计计算说明书 2 3 1总体设计 2 3 1 1 传动机构 3 3 1 2 工作部件 3 3 1 3 秸秆还田机刀片的设计几个问题 4 3 1 4 拖拉机的性能参数 5 3 1 5 悬挂设计 8 3 2主要工作部件设计计算 10 3 2 1 基本参数计算 10 3 2 2 锥齿轮的设计计算 11 3 2 3 皮带轮的设计计算 15 3 2 4 轴的设计计算 18 3 3性能的校核 26 3 3 1 爬坡稳定性能指数 26 3 3 2 拖拉机悬挂机构油缸提升能力校核 27 3 4使用说明书 27 4标准化审查报告 28 4 1产品图样的审查 28 4 2产品技术文件的审查 28 4 3标注件的使用情况 28 4 4审查结论 28 结论 29 参考文献 30 本科毕业设计 论文 通过答辩 1 1引言引言 1 1机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 在北方玉米是一种常见的农作物 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 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 1 2机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 玉米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 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 1 3机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 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 本科毕业设计 论文 通过答辩 2 2技术任务书技术任务书 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 1500mm 到 2000mm 之间不等 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 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 omarv 公司尤 为突出 它的产品配套动力 26 132kw 工作幅宽 1 2 6 米 刀片转速 1950r m 美国万国 公司 international harvester company co 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 min 外壳上有挡板 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 767 1645 876 并选用 55 马力的拖拉机 3设计计算说明书设计计算说明书 3 1总体设计 总体设计示意图如图 1 所示 本科毕业设计 论文 通过答辩 3 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 1 总体设计示意图 3 1 1传动机构 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 原因前文已提到 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 3 1 2工作部件 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 2 所示 图 2 y 型刀示意图 本科毕业设计 论文 通过答辩 4 3 1 3秸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 y 型刀片是 l 型刀片的改进型 其优点体现在 1 消除应力集中或缓解了拐角处 的应力集中 2 刀片的功耗小 原因是 y 型刀切割秸秆斜切 即刀片要省力 所以目前 大多数用于玉米 高粱等高秆作物秸秆还田机都采用 y 型刀片 此类型刀片已形成标准 代号为 zbb98008 88 2 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 20crmnti 热处理工艺 将刀片加热至 880 900 c 再保温 10 分钟 然后用 10 的 nacl 水溶液淬火 最后在 180 200 c 回火 2 小时 可达到 3 16ha g 的耐磨性和 290j cm 以 上的抗冲击韧性 3 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 一头沉 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 所示 0 60 120 180 240 300 360 12 3 456 7891011 12 1314 15 图 3 刀得排列示意图 特点是 刀轴受力均匀 刀轴旋转时不震动 无需加配重块 本科毕业设计 论文 通过答辩 5 3 1 4拖拉机的性能参数 表一 悬挂机构的技术参数 下拉杆后球铰孔径 d228下拉杆后球铰宽度 b238 链接三角形的高度 h530 680悬挂轴的长度 m800 上拉杆连接销直径 d122销孔到台肩距离 l1102 上拉杆后球铰直径 d122上拉杆后球铰宽度 b158 表二 拖拉机悬挂装置升降机构的特性 升降机构形式液压分置式液压油泵型号cb 32 型齿轮泵 分配器形式型滑阀式液压油缸形式型双作用式 油缸最大推力 公斤 推出7500 悬挂轴的提升 能力 公斤 额定1100 推入6250最大1500 油缸尺寸及行 程 缸径 最小 长度 行程 100 515 200 悬挂机构形式球铰接四连杆机构 安全阀开启压130农具联接形式后置双轴三点悬挂 表三 拖拉机的参数 本科毕业设计 论文 通过答辩 6 拖拉机的型号铁牛 55后轮配重 公斤 150 重块 210 流水 发动机额定功率55 马力一档速度 传动比1 37296 89 牵引力 公斤 1400二档速度 传动比1 69241 29 结构重量 公斤 2900三档速度 传动比2 15189 96 最小使用重量3300 公斤四档速度 传动比3 52115 54 前轮分配重量1100 公斤五档速度 传动比4 8284 41 后轮分配重量2200 公斤六档速度6 32 重心坐标aeh mm 780 13 801 右 七档速度7 76 外形尺寸 长宽高 4108 1934 2520 mm 额定功率 马力 55 前轮轮距 b 1200 1800 mm 额定转速1500 后轮轮距 b1 1200 1800 mm 最大扭矩 公斤 米 4115 轴距 l 2493 mm 离地间隙 h1 450 mm 最小转弯距 单边制 动 3 7 m 最小转弯距 不制动 5 75 m 表四 悬挂机构的技术参数 本科毕业设计 论文 通过答辩 7 下拉杆尺寸 r800 上拉杆固定点坐标 x2493 r1400y2190 下悬挂点间距m800升降臂夹角 下拉杆固定点 坐标 x1285 悬挂轴变化范围 h1195 y1 200h2895 b1245 上拉杆长度 lmin535 b2490lmax800 油缸固定点坐标 x4438 动力输出轴坐标 x5400 y4 264y5 62 5 b2154b30 升降臂转轴坐标 x3398 提升吊杆长度 l1min430 y3340l2max515 悬挂轴在最高点与后轮 外援间隙 e145拖拉机后轮半径r760 升降臂长度 r1260 拖拉机后轮中心到地面 的距离 rk720 r2140 表五 拖拉机动力输出轴技术参数 本科毕业设计 论文 通过答辩 8 动力输形式半独立式位置后置离地 560 旋转方向 朝前进的方 向看 顺时针转速 转 分 523 花键公称尺寸 键数 外经 内径 键宽 8 38 32 6花间末端到凹端距离40 花键工作长度76 3 1 5悬挂设计 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 农具在运输时全部重量由拖拉机承受 重量轻 结构紧凑 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 本科毕业设计 论文 通过答辩 9 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 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 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 a b 轴线转动杆件 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 o1 o2 农具上下左右可自由运动 虚牵引点 0 o1 的位置不受 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 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 本科毕业设计 论文 通过答辩 10 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 3 2主要工作部件设计计算 3 2 1基本参数计算 1 传动比分配 刀轴的工作转速为1600 minr10523 minnnr 所以总转动比 12 523 16000 327inn 12iii 取10 425i 211 223 523 0 4251230 580 min 1230 589 16000 769 nnirn inn 2 功率分配 拖拉机输出功率 055 0 735 85 34 36pkw 一轴输出功率 10 3 9 9 0p p 联轴承 34 361 0 8 0 8 33 0kw 二轴输出功率 21pp 齿轮轴承 33 00 0 96 0 982 31 110kw 三轴输出功率 32pp 带轮 31 110 0 96 29 866kw 拖拉机输出转矩 00034 361 523tpn 9550000 9550000 627433 174n mm 一轴输出转矩 本科毕业设计 论文 通过答辩 11 111tp n 9550000 9550000 33 0 523 602581 262n mm 二轴输出转矩 222tpn 9550000 9550000 31 110 1230 589 241429 51n mm 三轴输出转矩 333tpn 9550000 9550000 29 866 1600 178262 688n mm 3 2 2锥齿轮的设计计算 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 20crmnti 材 料 齿 面 渗 碳 后 淬 火 齿 面 硬 度 58 62hrc 查 图 得lim1300hmpa lim1920fmpa lim 2920fmpa 2 由简化计算初步选定主要参数 1119550 9550 33 0 523602 581 tpnn m 1 25ak 查表得 1 2k 查表得 0 3r 22 1 33 1 22 lim 602 581 1 25 1 2 11401140205 1 0 50 425 0 3 1300 1 0 50 3 a fe rhr t k k d u 取140z 20 425 4017z 则 2 1 17 0 425 40 z u z 与i的误差不大于 5 大端模数 1 1 205 5 125 40 fed mmm z 取m 5mm 2217 585fedz mmm 本科毕业设计 论文 通过答辩 12 1 1 2 40 arctanarctan66 5812 17 fe z z 29066 581223148fe 1 1 205 111 38 2sin2 sin66 58 12 fe fe d rmm 0 30 3 111 3833 41br 取 b 34 11 1 0 5 1 0 5 0 3 205174 25mrfeddmm 11174 25 523 4 77 60 100060 1000 md n vm s 3 校核计算 1 按齿面接触疲劳强度校核 1 1 20002000 602 58 6916 27 174 25 tm m t fn d 189 8ezmpa 查表得 1 3vk 8 级精度及 14 77 50 2 385 100100 vz m s 2 1 1 0 425 1 0 5 6916 27 1 25 1 3 1 20 44 1 0 425 189 8455 95 34 205 1 0 5 0 3 0 44 tma he fer f k ku z bdu 1 8nz 查图得 1 1wz min1hs 查表得 lim lim min 1300 1 18 1 1 1687 4 1 hn h h z zw mpa s limmin 1687 4 3 7 455 95 hhhhss 所以安全 2 按齿根弯曲强度校核 1 1 1 40 102 25 coscos66 58 12 dn f z z 本科毕业设计 论文 通过答辩 13 2 2 2 17 18 47 coscos231 48 dn f z z 12 18fy 22 75fy 查图得 11 02sry 20 88sry 查图得 1 18ny 查图得 1xy 11 1 0 5 tmav ff r f k k k y bm 6916 27 1 25 1 3 1 2 2 18254 33 34 4 1 0 5 0 3 mpa 2 21 1 2 75 254 33320 83 2 18 f ff f y mpa y lim1 lim1 1 920 1 18 1 1064 31 1 02 fnx f sr y y y lim 2 lim 2 2 920 1 18 1 1233 64 0 88 fnx f sr y y y lim1 1min 1 1064 31 4 181 254 33 f ff f ss 查表得 安全 lim 2 2min 2 1233 64 3 851 320 83 f ff f ss 查表得 安全 表六轮的基本参数 本科毕业设计 论文 通过答辩 14 小齿轮大齿轮 节锥角 分度圆锥角 fe 231 48 66 58 12 大端分度圆直径fed85200 锥距r109 25109 25 齿宽b3434 齿顶高ihd8 118 11 齿根高gh2 892 89 齿顶高直径did99 93206 35 齿顶角 4 25 1 524 25 1 52 顶锥角di 27 2871 22 5 箱座壁厚 0 0125 12mm dd 1 0 0125 70 125 1 8 故取 8mm 箱盖凸缘厚度 1 b 1 1 5 12mm 箱座凸缘厚度b 1 5 12mm 箱底座凸缘厚度 2 b 2 5 20mm 地脚螺钉数目 n 底凸缘周长之半 200 300 4 取 n 4 地脚旁连接螺钉直径 f d 0 018 12mm dd 1 12 取12fd 盖与座连接螺栓直径 2 d 0 5 0 6 f d 取28dmm 轴承端盖螺钉直径 3 d 0 4 0 5 f d 取 3 d 6 轴承旁凸台半径 1 r c2 12 本科毕业设计 论文 通过答辩 15 铸造过渡尺寸 k 3 r 5 h 15 大齿轮顶圆与内箱壁距离 1 1 2 取 1 10mm 齿轮端面与内箱壁距离 2 0 5 取 2 5mm 轴承端盖外径 2 d d 5 5 5 3 d 由于结构的特殊性 取 d30306 108mm d30308 135 140mm 3 2 3皮带轮的设计计算 1 基本参数 传递功率 231 11pkw 转速 21230 589 minnr 31600 minnr 2 定 v 带型号和带轮直径 工作情况系数1 3ak 计算功率21 3 31 1140 443capkpkw 选带型号得为 c 型 小带轮直径3200dmm 大带轮直径 2332 1 1 0 01 200 1600 1230 584257 44dd nnmm 取2257dmm 3 计算带长 23 2 257200 2228 5mdddmm 23 2 257200 228 5ddmm 求取中心距 230230 7 2 ddadd 0319 9914a 取 0500amm 本科毕业设计 论文 通过答辩 16 带长 22 0 0 28 5 2228 52 5001719 11 500 mldamm a 基准长度取2000dlmm 4 求中心距和包角 0 2000 1719 11 500640 44 22 dll aamm min0 015640 440 015 2000610 45daalmm max0 03640 440 03 2000700 45daalmm 小带轮包角 22318060 dda 18060 257200 640 44174 65120 5 求带根数 带速 33 60 1000200 1600 60 100016 76 vd nm s 传动比 1230 589 16000 769i 带根数由表得06 07pkw 由表得0 989k 由表得0 88lk 由表得00 94pkw 00 40 443 6 63 6 070 94 0 989 0 88 c l p z pp k k 取 z 7 根 6 求轴上载荷 张紧力 22 0min 2 5 2 50 989 40 446 5005000 3 16 76347 62 0 989 7 16 76 ckp fqv k zv 取0 3 gqkm 2 0 174 66 2sin2 7 347 62sin4861 40 22 qfzfn 对于新安装的 v 带初拉力应为 1 5 f0 min 对于运转后的 v 带 初拉力应为 1 3 f0 min 带传动作用在轴上的压轴是 本科毕业设计 论文 通过答辩 17 2 0 174 66 2sin2 7 347 62sin4861 40 22 pfzf 由于 v 30m s 故带轮材料采用 ht200 可满足要求 为减轻带轮的重量 采用轮幅式 同样由于大小带轮直径小于 500mm 因为 d2 d3 315 所以由表得 1 2 7 1 25 52 16185bzefmm 7 主动轮是的设计计算 1257ddmm 16fmm 38 min4 8ahm min14 3fhmm min10fmm 19dbmm 取5ahmm 15fhmm 10fmm 185bmm 槽宽 2tan 2 192 5 tan1922 41dabbhmm 122572 5267wadddhmm 轴径40dmm 205lmm 1 1 8 2 1 8 2 4072 80dd 11222572 152 10207fdddhfmm 1120772135100ddmmmm 所以选择孔板式 8 从动轮的设计计算 2200ddmm 16fmm 38 min4 8ahmm min14 3fhmm min10fmm 19dbmm 取5ahmm 15fhmm 10fmm 185bmm 槽宽 2tan 2 192 5 tan1922 4dabbhmm 222002 5210wadddhmm 轴径80dmm 本科毕业设计 论文 通过答辩 18 1 1 8 2 1 8 2 80144 160dd 取 1144dmm 12222002 152 10150fdddhfmm 11150 1446100dd 所以为腹板式 3 2 4轴的设计计算 1 一轴的设计与校核 1 求输出轴上的功率 转速和转矩 133 0pkw 1523 minnr 1602581 262 tn mm 2 初步确定轴的最小直径 先按式 15 3 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 a0 112 于是得 1 33 min0 1 33 0 11244 59 523 p damm n 输入轴的最小直径显然是安装万向节的直径 d1 2 为了使所选的轴直径 d1 2 与万向节 的孔径相适应 故需同时选择万向节的型号 查表得 根据输入功率为33 0kw 所以选择带槽柠檬管节叉尾部 万向节的孔径d1 50mm 故取 d1 2 50mm l1 30mm 3 轴的结构设计 为了满足万向节的轴向定位要求 1 2 轴段右端需制出一 轴肩 故 1 2 段的直径 d1 2 57mm 初步选择滚动轴承 因为轴承同时受到径向力和轴向力的作用 故选用单列圆锥 滚子轴承 参照工作要求并根据 d1 2 57mm 由轴承产品目录中初步选取 0 基本游隙组 标准精确级的单列圆锥滚子轴承 30212 其尺寸为6013033 5dd tmmmmmm 故 d3 4 d7 8 60 mm 而 l7 8 33 5mm 左端滚动轴承采用轴肩进行定位 定位轴肩高 度为 h 0 070 1dhd 本科毕业设计 论文 通过答辩 19 0 7 600 1 60h 4 2 h0 07d 谷 取 h 7 则轴环处的直径 d5 6 89mm 轴宽度 b 1 4h 取 l5 6 12mm 取齿轮距箱体内壁之距离 a 16mm 考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 8mm 已知滚动轴承宽度 t 33 5mm 小齿轮的大端 分度圆直径 b 85mm 34 8076 33 58 16461 5ltsamm 6785 16101lbamm 齿轮 万向节与轴的周向定位均采用平键链接 按 d4 5 由表查的平键截面 2012b hmmmm 键槽用键槽铣刀加工长为 63mm 同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 7 6 h n 同样万向节与轴连接 选用平键 149b hmmmm 键槽长为 25mm 如图 4 图 4 一轴示意图 轴的强度校核 计算齿轮受力 拖拉机作用在轴上的力1 1633000 162062 5qffn 大齿 11 1 0 5 1 0 5 0 3 200170mrddmm 大齿轮受力转矩 1602581 262 tn mm 本科毕业设计 论文 通过答辩 20 圆周力 1112 2 602581 262 1707089 19tmftdn 径向力 11tancosrtff 7089 19 tan200 4791235 94n 轴向力 11tansin7089 19 tan200 8792268 04atffn 受力图如图 5 所示 图 5 一轴受力弯矩图 计算支承反力 水平反力 11 184 5 2 106 638 184 5 184 5 38 184 5 rrffqffa 2062 5 329 1 1235 94 184 52268 04 184 5 2 222 5 1085 44n 2 106 63838 2 184 538 r r fqffa f 2062 5 106 6 1235 94 382268 04 38 2 222 5 1005 55n 垂直反力 1 184 5 222 57089 19 184 5 222 55878 45rfftn 2 38 222 57089 19 38 222 51210 74rfftn 本科毕业设计 论文 通过答辩 21 总弯矩 22 256990 78223381 1340504 59 mn mm 扭矩 1602581 262tnmm 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 0 6 轴的计算为 2222 1 3 340504 59 0 6 602581 262 14 48 0 11 70 ca mat mpampa w 由表得 60mpa 因此ca 故安全 2 二轴的设计和校核 1 231 110pkw 21230 589 minnr 2241429 511tnmm 2 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 a0 112 于是得 2 33 min0 2 31 11 11232 89 1230 589 p damm n 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 2 ld 所 以 33 39 6 l 取1235lmm 小 齿 轮 与 轴 用 平 键 连 接 10 8 28b hl 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 m30gb54 76 定位 电带轮左边用螺母 m24gb 76 皮带轮与轴采用10 80109679gb 联 接则 如图 6 所示 图 6 二轴示意图 3 二轴的强度校核 2 1631110 161944 375fqf n 小轮直径 22 1 0 5 1 0 5 0 3 8572 25rdmd n mm 小轮受力 转矩 本科毕业设计 论文 通过答辩 22 2241429 5t n m 圆周力 2222 2 241429 511 72 256683 17fttdm n 径向力 22tancosfnft 6683 17tan200 878 o 2135 71n 轴向力 22tansin1165 16lfaftn 受力图如图 7 所示 图 7 二轴受力弯矩图 计算支承反力 水平反力 3 22 77832 25 2 832 r fafrfadm f 1944 375 77832 2135 71 25 1165 16 72 25 2 832 2137 91n 2 4 2277 25832 2 832 r fqfrfadm f 1944 375 772135 7 25832 1165 16 72 25 2 832 2329 24 n 垂直力 3 22277 25832 2 832 q r ffrfadm f 1944 375 772135 7 25832 1165 16 72 25 2 832 本科毕业设计 论文 通过答辩 23 2329 24 32 25 8326683 17 25 832200 82rfftn 42 25832 8326683 17 25832 8326883 97rfftn 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 0 6 22 mat ca w 22 3 175403 14 0 6 241429 511 0 1 70 6 63mpa 选定轴的材料为 45 钢 调质处理由表查得 a 60mpa 因为ca a 故安全 3 刀轴的设计 输出轴上的功率 p3 29 866kw 转速 n3 1600r min 转矩 t3 178262 688n mm 1 初步确定轴的最小径 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 a0 112 于是得 3 3 3 min0 29 866 11229 71 1600 p damm n 1275d mm 3480dmm 因为小带轮的轮毂 b 185mm 所以34185lmm 选取 o 基 本 标 准 精 度 级 得 单 列 圆 锥 滚 子 轴 承 30318 尺 寸 为90 190 46 5dd t 故 5690dmm 5646 5lmm 67100dmm 6710lmm 如图 8 所示 图 8 左刀轴轴头示意图 右轴头的设计 先初步估算轴的最小直径 选取轴的材料为 45 钢 调质处理取 a0 112 于是得 3 3 3 min0 29 866 11229 71 1600 p damm n 本科毕业设计 论文 通过答辩 24 由于最小直径与轴承相连接 故1290dmm 1246 5lmm 草图如图 9 所示 图 9 右刀轴轴头示意图 2 刀轴的校核 对无缝钢管校核 尺寸大小 d 140mm 壁厚取 5 5 其材料选用 20 号刚通过冷拨而成 1402 5 5 1400 92d d 343 140 1 0 92 16152725 23wtmm max t n wt 6 9 55 1029 866 1600 152725 23 1 17 tmpa 15mpa 故满足 对轴的校核 由于329 866pkw 3178262 688t 皮带轮直轮3200dmm 皮带轮圆周力 332 2 178262 688 2001782 63fttdn 皮带轮径向力 3 329 866 10 161866 63qfrfn 刀具作业时间所受阻力 178262 688 40 2 15 810 28 o ftr 阻 n 受力如图 10 所示 本科毕业设计 论文 通过答辩 25 图 10 刀轴受力弯矩图 计算水平面反力 1 150529 3773 4239 3 529 3773 4239 3 q r ff f 阻阻 773 4 239 3 f239 3 2595 56n 2 150529 3529 3773 4 529 3773 4239 3 q r fff f 阻阻 1866 63 150810 529 3 810529 3773 4 529 3773 4239 3 813 85n 垂直反力 2 1 22 1501782 63 150 173 41 1515 r ft fn 1 32 2 150 15 1956 04 15 r ft fn 进行校核时通常只校核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 0 6 轴的计算应为 本科毕业设计 论文 通过答辩 26 22 mat ca w 22 3 38 7165 0 6 178262 688 0 1 70 11 71mpa 60mpa 因为 ca 故安全 3 3性能的校核 3 3 1爬坡稳定性能指数 爬坡行驶状态下 拖拉机前轴垂直地面的载荷减小 存在翻倾危险 一般道路规定 的最大坡度角20 此时机纵向稳定性小于爬坡稳定性指数表征 该指数越大越好 规定大于 20 定义爬坡稳定性指数 1 1zmax 10020 z upgrade r c r 1 式中 r1zmax 爬坡行驶状态下悬挂农具时拖拉机前轴垂直地面载荷 n r1z 爬坡行驶状态 悬挂农具时拖拉机前轴垂直地面的载荷 n smaxs12max 1 a cos h sinss z wg bwg h r l 3300 780767 1343 cos20 3300 801 767 472 sin20 2458 169 85n smaxs1max 1max acosh sin z ww r l 3300 780cos203300 801sin20 608 3 2458 n 将得数带入式 1 中得 169 85 10027 920 608 3 upgradec 所以机组满足纵向稳定性要求 不需要增加配重块 3 3 2拖拉机悬挂机构油缸提升能力校核 铁牛 55 使用 yg 100 型油缸 其最大推入推出力 pzmax分别为 6250n 7500n 油缸 提升能力储备指数 提升能力储备达到 83 故悬挂机构油缸提升能力足够 max max 75 12 64 100 8335 75 zz life z pp c p 本科毕业设计 论文 通过答辩 27 3 4使用说明书 1 作业时 应先将还田机提升到刀离地面 20 25 厘米高度 提升位置不能过高 以免万向节偏角过大造成损坏 接合动力输出轴 转动 1 2 分钟 挂上作业挡 缓慢 松放离合器踏板 使用铁牛 55 拖拉机与之相配套 同时操作液压升降调节手柄 使还 田机逐步降至所需要的留茬高度 随之加大油门 投入正常作业 2 作业时 禁止刀打土 防止无限增加扭矩而引起故障 若发现刀打土时 应 调整地轮离地高度或拖拉机上悬挂拉杆长度 3 操作人员要首先熟悉机具的性能 按使用说明书操作机具 4 使用前变速箱内应加注 30 号齿轮油 油面高度以大齿轮浸入油面三分之一为 宜 5 万向节安装应注