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小型旋耕机设计【7张CAD图纸+WORD毕业论文】【农业机械资料】

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目录
摘要
Abstract
第一章引言…………………………………………………………(4)
第二章 总体设计……………………………………………………(5)
2.1设计的内容……………………………………………………………………(5)
2.2设计依据………………………………………………………………………(5)
2.3 设计要求 ……………………………………………………………………(5)                          
第三章 总体方案论证………………………………………………(7)
3.1中间链传动结构方案的设计…………………………………………………(7)
3.2主要结构和参数的设计与选择计算…………………………………………(7)
3.3.旋耕刀滚的设计……………………………………………………………(9)
3.4双油封和挡草圈的设计…………………………………………………… (11)            3.5 1G-100旋耕机主要技术规格及基本参数…………………………………(11)             第四章 总体结构的布置与设计……………………………………(12)                            4.1 传动结构的设计………………………………………………………………(12)           4.2 主要结构的分析设计…………………………………………………………(12)
第五章 链传动的设计与计算………………………………………(14) 5.1 链传动的设计计算………………………………………………………… (14)            5.2 链轮设计计算……………………………………………………………… (15)            第六章 主要零部件强度计算………………………………………(16)  6.1 链传动的强度的磨损核算………………………………………………… (16)           6.2 传动轴的强度计算和疲劳强度校合……………………………………… (16)            6.3 滚动轴承的计算和选择…………………………………………………… (19)
总结………………………………………………………………… (20)
参考文献…………………………………………………………… (21)
附录感言   翻译译文及原文小型旋耕机
摘 要: 水旱两用旋耕机具有体积小,重量轻,性能好,操作容易,转动方便,适应性广,价格合宜,水旱两用旋耕机机动灵活,一般中小型机械厂、农机厂均可生产制造的要求。如果设计成功,本机可进行旱田旋耕、水田耙整等项作业,能弥补现有旋耕机存在功能较单一、生产效率偏低等不足之处。
我设计的是一台水旱两用旋耕机,与黄海-12(15)马力手扶拖拉机相匹配,主要用于水田耕整,也可进行旱田耕作。现有的水旱旋耕机是耕幅为0.6米的老式机型,而本课题设计的水旱旋耕机耕幅为1米。
本设计与黄海-12(15)马力手扶拖拉机相匹配,中间传动,固定联接。设计内容包括机架、传动系统、刀辊、尾轮等,要求结构简单、紧凑、重心平衡。该机可用于水田耕整地,也可进行旱田旋耕。各项性能指标应达到国家标准和农艺要求。通过对水田旋耕机驱动轮与土壤相互作用的力学特性的分析,结合水田土壤的力学性质,经过优化设计,研制水旱两用旋耕机驱动轮,使该驱动轮具有良好的动力性能。

关键词: 水田旋耕机;创新设计;驱动轮性能

Design of 1G-100-floods, droughts and dual-use Rotary machine
Abstract:The floods, droughts and dual-use Rotary machine has small size, light weight, performance, and easy to use, easy rotation. it wide adaptability and affordable. Floods, droughts and dual-use rotary machine has tiller-mobile and flexible.Small and medium-sized general machinery factory. The agriculture of factories can manufacturing requirements. If it can successful design, this machine can be floods and drought rotary,and it can rake the whole paddy field’s operations. It can to cover the existing functions of a rotary-existence’s single and low production efficiency, such as inadequate.
I design is one of the floods, droughts and dual-use rotary tiller machine, and it matchs with the Yellow Sea -12 (15) horsepower walking tractor.It not only mainlies for rotary of paddy field, but also for upland farming. The existing floods, droughts and dual-use rotary tiller machine’s rate is the 0.6-metres site in the old models, but the issue of floods, droughts and Rotary machine’s design for the 1-meter site.
  The design mach with the Yellow Sea -12 (15) horsepower walking tractor . It makes the middle transmission and fixed link. The design elements include rack, drive system, knife rolls, round tail and so on. It requires frame simple and compact,and it requires the focus of balance. The aircraft not only can be used for paddy’s rotary and formation, but also for upland Rotary. Various performance indicators should meet the state standards and agronomic requirements. Through the driving wheel of paddy fields Rotary interaction with the mechanical properties of the soil analysis, combining the mechanical properties of the soil of paddy field, optimized design, development of floods, droughts and dual-use rotary tiller-driving wheel, so that the driving wheel has a good dynamic performance.

Key words: Floods, droughts and dual-use rotary machine; innovative design;the performace of driving wheel            



第一章   引言
经过半个多世纪的努力,中国机械工业已经逐步发展成为具有一定综合实力的制造业,初步确立了在国民经济中的支柱地位。在新的世纪里,科学技术必将以更快的速度发展,更快更紧密得融合到各个领域中,而这一切都将大大拓宽机械制造业的发展方向。
   它的发展趋势可以归结为“四个化”:柔性化、灵捷化、智能化、信息化,即使工艺装备与工艺路线能适用于生产各种产品的需要,能适用于迅速更换工艺、更换产品的需要,使其与环境协调的柔性,使生产推向市场的时间最短且使得企业生产制造灵活多变的灵捷化,还有使制造过程物耗,人耗大大降低,高自动化生产,追求人的智能于机器只能高度结合的智能化以及主要使信息借助于物质和能量的力量生产出价值的信息化。
   当然机械制造业的四个发展趋势不是单独的,它们是有机的结合在一起的,是相互依赖,相互促进的。同时由于科学技术的不断进步,也将会使它出现新的发展方向。前面我们看到的是机械制造行业其自身线上的发展。然而,作为社会发展的一个部分,它也将和其它的行业更广泛的结合。21世纪机械制造业的重要性表现在它的全球化、网络化、虚拟化、智能化以及环保协调的绿色制造等。它将使人类不仅要摆脱繁重的体力劳动,而且要从繁琐的计算、分析等脑力劳动中解放出来,以便有更多的精力从事高层次的创造性劳动,智能化促进柔性化,它使生产系统具有更完善的判断与适应能力。
近年来,盐城拖拉机制造有限公司发展迅猛,年产3万台系列轮式拖拉机和8万台手扶拖拉机,销往国内30个省、市和国外60个多国家和地区。经调查,配套农机具跟不上主机迅速发展的要求。其中包括15马力的手拖仍配置12马力的旋耕机,轮式250、700型拖拉机是新产品,也没有合适农具。因此,研制配套旋耕机与拖拉机同步销售,会使拖拉机、旋耕机两旺。
我设计的是一台水旱两用旋耕机,与黄海-12(15)马力手扶拖拉机相匹配,主要用于水田耕整,也可进行旱田耕作。现有的水旱旋耕机是耕幅为0.6米的老式机型,而本课题设计的水旱旋耕机耕幅为1米。随着我国农村联合收割机的普遍使用,机割后废抛的秸杆留在田中,会给夏季插秧带来很大困难。因此,研制经济高效的宽幅水田旋耕机将深受广大农民群众的普遍欢迎。



第二章  总体设计
2.1设计的内容
我设计的是一台水田耕整机,与黄海-12(15)马力手扶拖拉机相匹配。主要用于水田耕作,也可进行旱田耕作。为达到水旱两用旋耕机体积小,重量轻,性能好,操作容易,转动方便,适应性广泛,价格合宜,水旱两用旋耕机机动灵活,一般中小型机械厂、农机厂均可生产制造的要求,设计主要内容有:
a 总体设计:设计总体方案,采用中间链式传动;绘制总装图、田间作业状态图。
b 零部件设计:(a) 旋耕部件图;(b) 尾轮部件图;(c) 传动轴、齿轮、链轮、箱体、刀辊等零件图;(d) 有关计算、校核等。
a)、调研、收集相关资料,研究国内外各种旋耕机械的现状与发展趋势,结合实际情况,拟定结构方案。
b)、与黄海-12(15)马力手扶拖拉机相匹配,中间传动,固定联接。设计内容包括机架、传动系统、刀辊、尾轮等,要求结构简单、紧凑、重心平衡。该机可用于水田耕整地,也可进行旱田旋耕。各项性能指标应达到国家标准和农艺要求。
c)、编制设计计算说明书等文件。
2.2设计依据
a、设计相配套的黄海-12(15)马力手扶拖拉机有关技术数据;
动力输出轴传速:554转/分;输出齿轮模数:3mm; 齿数:17;
轴距(mm):800,740,630,570可调;
轮胎宽度:200mm;胶轮外径:600mm;铁轮(水田用)外径:800mm;
动力输出齿轮中心轴离地高度:410mm(胶轮);
行驶速度(km/h):1.4,2.5,4.1,5.3;
b、耕耘机械国家标准:GB/T 5668.1-1995 旋耕机;
c、开沟机械国家标准:GB/T 7227-1987开沟机;
d、1G-100型水田耕整机主要技术参数
刀辊转速:200r/min左右;
耕深:①水田作业14cm;②旱田作业12cm;
旋耕幅宽:100cm;
e、产品寿命:按5年,每年工作800小时计算。
2.3设计要求
a、设计时考虑加工工艺性和装配工艺性,尽可能使用标准件、通用件,以降低制造成本。
b、通过采用中间传动的形式,省去左右支臂结构,以降低制造成本和解决防滑轮与左右支臂相碰的问题。
c、与手扶拖拉机采用左右对称配置,以覆盖拖拉机全部轮撤,提高作业质量。
d、国内原600mm旋耕机链条箱体的无效半径为95mm,现设计的链条箱体的无效半径拟定为75mm。这样,在保持同样耕作深度的情况下,可使用低一个档次的小旋耕半径的国家系列的旋耕刀。以降低旋耕作业时的功率消耗,确证其宽幅机具的总功耗  与主机动力相匹配。
e、产品应能满足农艺要求,各项性能指标达到国家标准。
f、要求该机与手扶拖拉机固定联接,旋耕作业应能覆盖拖拉机轮辙。
g、设计时注意重心位置,与主机联接


内容简介:
说明书 2008湘潭大学兴湘学院毕业设计说明书题目: 小型旋耕机 学 院: 兴湘学院 专 业: 机械设计制造及其自动化 学 号: 2010963041 姓 名: 张毅 指导老师: 朱石沙 完成日期: 2014年5月15日 目录摘要Abstract第一章 引言(4)第二章 总体设计(5)2.1设计的内容(5)2.2设计依据(5) 2.3 设计要求 (5) 第三章 总体方案论证(7)3.1中间链传动结构方案的设计(7)3.2主要结构和参数的设计与选择计算(7)3.3.旋耕刀滚的设计(9)3.4双油封和挡草圈的设计 (11) 3.5 1G-100旋耕机主要技术规格及基本参数(11) 第四章 总体结构的布置与设计(12) 4.1 传动结构的设计(12) 4.2 主要结构的分析设计(12)第五章 链传动的设计与计算(14) 5.1 链传动的设计计算 (14) 5.2 链轮设计计算 (15) 第六章 主要零部件强度计算(16) 6.1 链传动的强度的磨损核算 (16) 6.2 传动轴的强度计算和疲劳强度校合 (16) 6.3 滚动轴承的计算和选择 (19)总结 (20)参考文献 (21)附录感言 翻译译文及原文湘潭大学兴湘学院毕业论文(设计)任务书论文(设计)题目: 小型旋耕机设计 学号: 2010963041 姓名: 张毅 专业: 机械设计制造及其自动化 指导教师: 朱石沙 系主任: 一、主要内容及基本要求 查阅相关文献资料,基本掌握小型旋耕机的发展现状和工作状况,从其运动学分析着手,开展整体结构设计、并对装置的动力传动系统进行设计。 要求: 1、查阅相关资料,大致了解本次设计要研究的具体内容; 2、设计一种小型旋耕机,并对其进行分析 3、若干图纸; 4、撰写毕业设计说明书。 5、外文文献翻译,字数3000字以上。 2、 重点研究的问题 小型旋耕机的传动结构的设计 三、进度安排序号各阶段完成的内容完成时间1查阅资料、调研第1-2周2开题报告、制订设计方案第3周3方案(设计)第4-5周4皮带传动为传动方式的小型耕作机的结构设计第6-7周5写出初稿,中期检查第8-9周6修改,写出第二稿第10-11周7写出正式稿第12-13周8答辩第14周四、应收集的资料及主要参考文献 李均. 新型微型旋耕机问世J. 农家致富,2006,(24) 李明杰. 亚澳牌1GQNB-180型旋耕机J. 当代农机. 2006(01) 李源俸,陈毅培. 变速灭茬旋耕机的设计研究J. 南方农机. 2006(01) 何忠良,辛惠芳. 旋耕机刀片排列规则的探讨J. 山西农机. 2000(S1) 湘潭大学兴湘学院毕业论文(设计)评阅表学号 2010963041 姓名 张毅 专业 机械设计制造及其自动化 毕业论文(设计)题目: 小型旋耕机 评价项目评 价 内 容选题1.是否符合培养目标,体现学科、专业特点和教学计划的基本要求,达到综合训练的目的;2.难度、份量是否适当;3.是否与生产、科研、社会等实际相结合。能力1.是否有查阅文献、综合归纳资料的能力;2.是否有综合运用知识的能力;3.是否具备研究方案的设计能力、研究方法和手段的运用能力;4.是否具备一定的外文与计算机应用能力;5.工科是否有经济分析能力。论文(设计)质量1.立论是否正确,论述是否充分,结构是否严谨合理;实验是否正确,设计、计算、分析处理是否科学;技术用语是否准确,符号是否统一,图表图纸是否完备、整洁、正确,引文是否规范;2.文字是否通顺,有无观点提炼,综合概括能力如何;3.有无理论价值或实际应用价值,有无创新之处。综合评 价评阅人: 年 月 日 湘潭大学兴湘学院 毕业论文(设计)鉴定意见 学号: 2010963041 姓名: 张毅 专业: 机械设计制造及其自动化 毕业论文(设计说明书) 36 页 图 表 7 张论文(设计)题目: 小型旋耕机 内容提要:我设计的是一台水旱两用旋耕机,与黄海12(15)马力手扶拖拉机相匹配,主要用于水田耕整,也可进行旱田耕作。现有的水旱旋耕机是耕幅为0.6米的老式机型,而本课题设计的水旱旋耕机耕幅为1米。 本设计与黄海12(15)马力手扶拖拉机相匹配,中间传动,固定联接。设计内容包括机架、传动系统、刀辊、尾轮等,要求结构简单、紧凑、重心平衡。该机可用于水田耕整地,也可进行旱田旋耕。各项性能指标应达到国家标准和农艺要求。通过对水田旋耕机驱动轮与土壤相互作用的力学特性的分析,结合水田土壤的力学性质,经过优化设计,研制水旱两用旋耕机驱动轮,使该驱动轮具有良好的动力性能。 指导教师评语张毅同学毕业设计期间,针对水旱两用旋耕机的总体结构,查阅了相关文献资料,该旋耕机主要由中间传动箱体、左右刀轴管、机架、尾轮机构、乘坐装置和防护罩等七个部分组成,原理正确,方案可行,但局部装配关系表达不够清楚,图纸尺寸标注欠规范.同意参加毕业答辩,建议评定成绩“ ”。指导教师: 年 月 日答辩简要情况及评语 根据答辩情况,答辩小组同意其成绩评定为答辩小组组长: 年 月 日答辩委员会意见经答辩委员会讨论,同意该毕业论文(设计)成绩评定为答辩委员会主任: 年 月 日小型旋耕机摘 要: 水旱两用旋耕机具有体积小,重量轻,性能好,操作容易,转动方便,适应性广,价格合宜,水旱两用旋耕机机动灵活,一般中小型机械厂、农机厂均可生产制造的要求。如果设计成功,本机可进行旱田旋耕、水田耙整等项作业,能弥补现有旋耕机存在功能较单一、生产效率偏低等不足之处。我设计的是一台水旱两用旋耕机,与黄海12(15)马力手扶拖拉机相匹配,主要用于水田耕整,也可进行旱田耕作。现有的水旱旋耕机是耕幅为0.6米的老式机型,而本课题设计的水旱旋耕机耕幅为1米。本设计与黄海12(15)马力手扶拖拉机相匹配,中间传动,固定联接。设计内容包括机架、传动系统、刀辊、尾轮等,要求结构简单、紧凑、重心平衡。该机可用于水田耕整地,也可进行旱田旋耕。各项性能指标应达到国家标准和农艺要求。通过对水田旋耕机驱动轮与土壤相互作用的力学特性的分析,结合水田土壤的力学性质,经过优化设计,研制水旱两用旋耕机驱动轮,使该驱动轮具有良好的动力性能。 关键词: 水田旋耕机;创新设计;驱动轮性能 Design of 1G-100-floods, droughts and dual-use Rotary machineAbstract:The floods, droughts and dual-use Rotary machine has small size, light weight, performance, and easy to use, easy rotation. it wide adaptability and affordable. Floods, droughts and dual-use rotary machine has tiller-mobile and flexible.Small and medium-sized general machinery factory. The agriculture of factories can manufacturing requirements. If it can successful design, this machine can be floods and drought rotary,and it can rake the whole paddy fields operations. It can to cover the existing functions of a rotary-existences single and low production efficiency, such as inadequate.I design is one of the floods, droughts and dual-use rotary tiller machine, and it matchs with the Yellow Sea -12 (15) horsepower walking tractor.It not only mainlies for rotary of paddy field, but also for upland farming. The existing floods, droughts and dual-use rotary tiller machines rate is the 0.6-metres site in the old models, but the issue of floods, droughts and Rotary machines design for the 1-meter site. The design mach with the Yellow Sea -12 (15) horsepower walking tractor . It makes the middle transmission and fixed link. The design elements include rack, drive system, knife rolls, round tail and so on. It requires frame simple and compact,and it requires the focus of balance. The aircraft not only can be used for paddys rotary and formation, but also for upland Rotary. Various performance indicators should meet the state standards and agronomic requirements. Through the driving wheel of paddy fields Rotary interaction with the mechanical properties of the soil analysis, combining the mechanical properties of the soil of paddy field, optimized design, development of floods, droughts and dual-use rotary tiller-driving wheel, so that the driving wheel has a good dynamic performance. Key words: Floods, droughts and dual-use rotary machine; innovative design;the performace of driving wheel 第一章 引言经过半个多世纪的努力,中国机械工业已经逐步发展成为具有一定综合实力的制造业,初步确立了在国民经济中的支柱地位。在新的世纪里,科学技术必将以更快的速度发展,更快更紧密得融合到各个领域中,而这一切都将大大拓宽机械制造业的发展方向。 它的发展趋势可以归结为“四个化”:柔性化、灵捷化、智能化、信息化,即使工艺装备与工艺路线能适用于生产各种产品的需要,能适用于迅速更换工艺、更换产品的需要,使其与环境协调的柔性,使生产推向市场的时间最短且使得企业生产制造灵活多变的灵捷化,还有使制造过程物耗,人耗大大降低,高自动化生产,追求人的智能于机器只能高度结合的智能化以及主要使信息借助于物质和能量的力量生产出价值的信息化。 当然机械制造业的四个发展趋势不是单独的,它们是有机的结合在一起的,是相互依赖,相互促进的。同时由于科学技术的不断进步,也将会使它出现新的发展方向。前面我们看到的是机械制造行业其自身线上的发展。然而,作为社会发展的一个部分,它也将和其它的行业更广泛的结合。21世纪机械制造业的重要性表现在它的全球化、网络化、虚拟化、智能化以及环保协调的绿色制造等。它将使人类不仅要摆脱繁重的体力劳动,而且要从繁琐的计算、分析等脑力劳动中解放出来,以便有更多的精力从事高层次的创造性劳动,智能化促进柔性化,它使生产系统具有更完善的判断与适应能力。近年来,盐城拖拉机制造有限公司发展迅猛,年产3万台系列轮式拖拉机和8万台手扶拖拉机,销往国内30个省、市和国外60个多国家和地区。经调查,配套农机具跟不上主机迅速发展的要求。其中包括15马力的手拖仍配置12马力的旋耕机,轮式250、700型拖拉机是新产品,也没有合适农具。因此,研制配套旋耕机与拖拉机同步销售,会使拖拉机、旋耕机两旺。我设计的是一台水旱两用旋耕机,与黄海12(15)马力手扶拖拉机相匹配,主要用于水田耕整,也可进行旱田耕作。现有的水旱旋耕机是耕幅为0.6米的老式机型,而本课题设计的水旱旋耕机耕幅为1米。随着我国农村联合收割机的普遍使用,机割后废抛的秸杆留在田中,会给夏季插秧带来很大困难。因此,研制经济高效的宽幅水田旋耕机将深受广大农民群众的普遍欢迎。 第二章 总体设计2.1设计的内容我设计的是一台水田耕整机,与黄海12(15)马力手扶拖拉机相匹配。主要用于水田耕作,也可进行旱田耕作。为达到水旱两用旋耕机体积小,重量轻,性能好,操作容易,转动方便,适应性广泛,价格合宜,水旱两用旋耕机机动灵活,一般中小型机械厂、农机厂均可生产制造的要求,设计主要内容有:a 总体设计:设计总体方案,采用中间链式传动;绘制总装图、田间作业状态图。b 零部件设计:(a) 旋耕部件图;(b) 尾轮部件图;(c) 传动轴、齿轮、链轮、箱体、刀辊等零件图;(d) 有关计算、校核等。a)、调研、收集相关资料,研究国内外各种旋耕机械的现状与发展趋势,结合实际情况,拟定结构方案。b)、与黄海12(15)马力手扶拖拉机相匹配,中间传动,固定联接。设计内容包括机架、传动系统、刀辊、尾轮等,要求结构简单、紧凑、重心平衡。该机可用于水田耕整地,也可进行旱田旋耕。各项性能指标应达到国家标准和农艺要求。c)、编制设计计算说明书等文件。2.2设计依据a、设计相配套的黄海12(15)马力手扶拖拉机有关技术数据;动力输出轴传速:554转/分;输出齿轮模数:3mm; 齿数:17;轴距(mm):800,740,630,570可调;轮胎宽度:200mm;胶轮外径:600mm;铁轮(水田用)外径:800mm;动力输出齿轮中心轴离地高度:410mm(胶轮);行驶速度(km/h):1.4,2.5,4.1,5.3;b、耕耘机械国家标准:GB/T 5668.1-1995 旋耕机;c、开沟机械国家标准:GB/T 72271987开沟机;d、1G-100型水田耕整机主要技术参数刀辊转速:200r/min左右;耕深:水田作业1cm;旱田作业cm;旋耕幅宽:100cm;e、产品寿命:按5年,每年工作800小时计算。2.3设计要求a、设计时考虑加工工艺性和装配工艺性,尽可能使用标准件、通用件,以降低制造成本。b、通过采用中间传动的形式,省去左右支臂结构,以降低制造成本和解决防滑轮与左右支臂相碰的问题。c、与手扶拖拉机采用左右对称配置,以覆盖拖拉机全部轮撤,提高作业质量。d、国内原600mm旋耕机链条箱体的无效半径为95mm,现设计的链条箱体的无效半径拟定为75mm。这样,在保持同样耕作深度的情况下,可使用低一个档次的小旋耕半径的国家系列的旋耕刀。以降低旋耕作业时的功率消耗,确证其宽幅机具的总功耗 与主机动力相匹配。e、产品应能满足农艺要求,各项性能指标达到国家标准。f、要求该机与手扶拖拉机固定联接,旋耕作业应能覆盖拖拉机轮辙。g、设计时注意重心位置,与主机联接后尽可能达到前后平衡。要求刀轴转速与机组前进速度配置合理。犁刀的入土角以及刀座排列采用优化设计,以达到节能的效果。h、设计一个主传动系统和旋耕、尾轮两个组成部件,通过换装不同的行走轮以实现。i、力求结构简单可靠,使用安全方便,旋耕犁刀不得与铁轮相干涉。j、设计时考虑加工和装配工艺性,尽可能使用标准件、通用件,以降低制造成本。 第三章 总体方案论证3.1中间链传动结构方案的设计为了克服侧边传动方案存在轮子压已耕地留有轮辙和漏耕严重,机组偏移布置力不平衡,操作与走直性能较差等缺陷,故设计了整机受力匀称,刚性好的中间链传动结构方案。考虑到改机构为一米工作幅宽,刀轴单悬臂不到50厘米,并可从一把定刀齿滑切破土,利用左右弯刀对土壤的撕裂作用,基本上看不到明显的漏洞。而中间链传动结构方案可使机器面貌全新,既能增加工作幅宽,受力匀称,提高与手拖配套的合理性,又能使结构极为简单、紧凑,有利于机组的对称布置与纵、横向平衡,能降低功耗,减轻重量,改善工艺,降低制造成本。由于链条热处理质量的不断提高和设计有新颖技术结构的链条自动张紧机构,可以保证链传动在旋耕机工作中的可靠性能。而链传动比齿轮传动有大为简单,价格低廉等优点,故设计采用了中间链传动方案,对样机的性能、指标、,特别是经济效益有明显的提高。3.2主要结构、参数的设计与选择计算3.2.1耕深H和刀滚半径Rmax我省小春种麦要求浅耕,一般为6-10cm,大春耙水田,要求耕作层上细下松,表面平整,土壤通气性好。耙深一般为8-12cm,因此采用较小的刀滚回转半径Rmax=198cm,既能满足我省农艺对耕深的要求,又能降低扭矩和功率消耗。该机设计有最大耕深为;H旱=10cm,H水=12cm,并配有尾轮调节装置,可以作无级调节使用。3.2.2机组前进速度旋耕机组前进速度主要由拖拉机的工作档位和行走轮的直径而定,同时还受土壤打滑率的影响。该机旱旋耕时有直径为0.6米的胶轮或旱地轮,用、档位工作,水旋耕时装有0.8-0.9米的碎伐轮,可用、档位工作。表3-1 机组在田间实测速度 机组作业档位胶轮直径(m)旱耕(Km/h)碎伐轮直径(m)水耕(Km/h) 0.6 1.4 0.6 2.5 0.8 3.2 0.8 3.23.2.3 刀片运动参数S、和切土节距S决定旋耕机作业质量的主要参数。旋耕机的作业质量必须满足农艺要求。公式 (3-1)式中:Rmax 最大刀滚半径(cm)b 刀轴转速 速比系数 Z每切削平面内的刀齿数公式 (3-2)式中: 刀滚圆周线速度(m/s) 机组前进速度(m/s)从公式可以看出,在刀滚最大回转半径Rmax和同一切割小区内刀齿数Z确定后,S就取决于速度比系数。此时,又取决于刀轴转速和机组前进速度。所以,对于旋耕机运动参数的作业质量,最终取决于和的选取。从大量的实验资料可知,刀轴转速较高时,即值较大,所得切土节距S值较小,碎土性和沟底纵向不平度都较好。但功耗也随之抛土、劈土能力增强而显著增加,故值不能过大。根据手拖旋耕机的情况,一般取=3-12较好。从大量实验资料得知,在我省粘重土壤进行直旋耕作业,一般以=1.5-2.5km/h, =160-250r/min,S=8-14cm较好。若犁后耙水田,以=2.5-4km/h, =200-300r/min,S=14-35cm就能满足农艺要求。有根据我国有关旋耕机科研成果资料介绍,直接选耕作业的最佳刀轴转速为=240r/min。而本设计较多地考虑了犁后耙水田与旱水田与旱旋耕,因常用工作,机组前进速度较快,工效也高,故刀轴转速应考虑适当提高,故选用=240r/min左右为宜。并可以计算得出相应的S与值分别如表(3-2)。从表中数值可以看出,其S、的数值都能分别满足我省农艺要求,并符合最佳参数的选择范围,可以采用。为了增加刀齿对土壤的横向切割、碎土及起浆作用,还设计又可以装卸的起浆结构。表(3-2) S与值对照表机组作业档位档(旱旋)档(旱旋)档(水旋)档(水旋)(m/s) 0.39 0.69 0.89 1.25(r/min) 240 240 240 240 12 7.1 5.5 3.9S(cm) 10 17.4 22 313.2.4功率及耕副宽度的计算考虑到柴油机在农田作业时功率状况等因素,实有功率为74 ,而动力输出轴以拖拉机功率的75计算,东风-12型手扶拖拉机输出轴(齿轮)的输出功率为。=根据机械工程手册第65篇“农业机械”旋耕机的功率可以计算: (3-3)式中: 旋耕机的比阻() 耕深(cm) 机组前进速度(m/s) 工作幅宽(m)当直接旱旋耕,用档位工作,=11cm时,已知:=0.39m/s, =240 r/min, S=10cm查表得: 耕幅1米幅宽时刀轴的功耗为: 当旱旋用档位工作,H=9cm时,耕幅1米幅宽时刀轴功耗: 当水旋耕用档位工作,H=12cm时,=0.89 m/s查表得: 耕幅刀轴功耗:从上述计算结果,可初取耕幅宽度B=100cm,当水田土质松软,耕深较浅或耙第二遍的时候,可以考虑用档工作。试验资料证明:由于旋耕刀切土时,土壤的反推力和拖拉机的前进方相同,当在空挡位使用旋耕机时,拖拉机往前跑的很快,因此行走功率的消耗非常小,一般=0.4-0.87KW(0.3-0.5马力),仅克服滚动阻力(滚动阻力系数f=0.1),现有拖拉机功率,总传动效率,传动损失为,故机组的工作的功率消耗:当直接旱旋耕用档位工作,耕深H=11cm时,耗用功率较大,其值为:有用功率储备为:旋耕机的功率利用率为83。从上述计算和分析,我们认为该机的耕幅和功率匹配是合理的,又有理论和实践证明,故本设计的功率匹配较为合理、先进,能充分发挥手扶拖拉机配套在农忙时获得较好的经济效益。3.3旋耕刀滚的设计3.3.1 弯刀结构设计的确定型系列弯刀采用阿基米德螺旋线为侧刃刃口曲线的滑切性能较好,横、弯半径r=30,弯折角Qmax=37,横刃铲掘面的抛土覆盖性能也较优越。新系列弯刀的功率都稍小于老产品旋耕刀片。弯刀仍是水、旱地通用的较好刀型。型刀主要用于水田绿肥、稻茬和麦茬较多及粘重田地耕作。T型刀的刀轴管稍大,能改善水田缠草性能。从节能和有利于降低阻力,提高滑切和粘重土壤的适应性能,我们选用了新系列标准件IIT195型弯刀比较合理,先进。其主要参数为:弯刀型号:IIT195 最大刀滚半径:Rmax=195侧切刃起始半径:R0=125mm,R1=185mm弯折角:Qmax=37 刀幅宽b=50mm有效切土角:=1203.3.2刀座间距和弯刀总数的设计和计算弯刀端部对土壤适当的撕裂挤压作用可以降低功耗。但撕裂过大又使土块均匀性较差,并使用同一截面相继入土刀片的切土节距加大而功耗增加。适当提高刀座间距和选用刀幅较宽的刀齿,可以减少刀齿总数和降低功耗,参考国外样机在水田作业时常取几个毫米的重叠效果较好。本设计以水、旱兼用,现选用单刀幅宽b=50毫米,故取刀座间距为50毫米,用于弯向相同的情况而面靠面的对刀刀座间距为65毫米。考虑在水田作业中撕裂作用极小,对降低功耗和保证碎土质量都能兼顾,较为适合。弯刀总数可按下式计算: (3-4) =1000=20(把)式中:B 耕幅(米) 刀座间距(毫米) Z 每切削平面内刀齿数 弯刀总数取整偶数3.3.3弯刀在刀轴上的优选排列设计弯刀的排列是否合理,在很大程度上决定了旋耕作业质量的好坏,旋耕阻力的大小和功率消耗等重要性能指标。本设计吸取了国外样机的先进技术,采用了以幅宽中央为基准,左右分成几个小区段的匀称、对称和左右螺旋线排列。着重考虑了刀轴回转入土的动平衡,也考虑了静平衡等角布置;左右弯刀应相继顺序交替对称入土,尽量减少刀齿数目,以求受力均衡、稳定,力求土块大小匀称,区段适中,表层平整;相邻两刀齿的夹角应尽量大些,以免夹土、堵泥,又便于制造。根据日本板井纯、柴田安雄拖拉机旋耕机铊刀的配置设计理论,经综合分析提出了三种可行的排列,并对衡量刀齿排列的一项指标;以“推断扭矩波形法”来检查旋耕机刀齿的排列,并对个别刀齿作调整,从而改善旋耕机的动力性能。最后优选出一种比较合理先进的排列方案。从上述理论和优选结果,本设计的刀齿排列方案有以下特点:a、刀轴每转过18有一把弯刀入土,匀称性好。b、以幅宽中央为基准,左右分开几个区段呈均匀、对称和左右螺旋线排列,不平衡横力矩分布比较均匀。c、左右弯刀从幅宽中央基准线两边相继交替对称入土,轴向受力平衡、稳定性好。d、土块大小比较匀称,碎土性能好。e、从推断扭矩波形图上看得出,刀轴的扭矩曲线峰值较为平缓,受力均衡较好。f、相邻两个小区的刀齿相互交替工作,使相继入土刀齿的轴向距离较大,使刀轴上的扭矩和弯矩较为分散。g、每个区段由三把弯向相同的弯刀组成,耕后地表面起垄适中、表层平整。h、每相邻两把刀齿的夹角不小于72,不致夹土、堵泥,制造工艺性好。i、每米幅宽用20把弯刀,减少了刀齿数目,有利于旋耕阻力和金属耗能的减少(老式型耕幅0.62米的刀齿数为18把,故相对于老机型减少刀齿数30)。3.4双油封和挡草圈的设置为了提高传动箱刀轴轴承处的密封性能,采用了既封油、又封泥水的双向安置两个油封结构。为了克服该轴颈处对油封的挤压而损坏,特此轴颈处的外刀管上设置有一个迷宫式结构挡草圈,因直径加大后可以减少缠草,有可以保证密封安全可靠。3.5 1G-100旋耕机主要技术规格及基本参数型号: 1G-100 手扶旋耕机型式: 卧式直连接、中间链条传动配套动力: 东风-12手扶拖拉机外形尺寸: 长宽高=14431080630耕幅宽度: 旱耕6-10cm 水耕8-12cm作业速度: 旱耕、档位(0.39m/s、0.69m/s) 水耕、档位(0.89m/s、1.25m/s)刀轴转速: =240r/min刀滚半径: Rmax=195mm相邻切削面间距:50mm、65mm每切削平面内的刀齿数:Z=1把刀齿总数: =20把第四章 总体结构的布置与设计4.1传动结构的设计该旋耕机的主要由中间传动箱体、左右刀轴管、机架、尾轮机构、乘座装置和防护罩等七个部分组成,结构示意图如图,其动力传动路线示意图如图。4.2主要结构的分析设计4.2.1旋耕刀轴的位置的设计旋耕刀轴的位置,是在保证拖拉机下水田配置有直径900毫米的碎伐轮时没有干涉,并留有间隙24毫米和满足耕深的条件下,通过作机动图找到最佳的位置设计而成。4.2.2尾轮机构位置的设计本设计借用了原1G-0.6老旋耕机的尾轮机构,仅是和现有的新结构机架重新布置其位置和联结。在保证机组能满足最大耕深和要求的运输间隙为前提,通过作机动图找到的最佳位置设计而成。4.2.3机组平衡性能由于该机组的结构布置和刀齿入土都为左右对称,受力均匀,横向平衡较好。该机采用中间链条传动,结构极为简单、紧凑,旋耕机重量明显减轻,故有机组的纵向平衡较好。工作时尾轮的下陷和压力较小,功率偏低,转向灵便。图4-1总体结构示意图4.2.4定刀齿的布置在中间传动箱体厚度为6cm部位,因两边旋耕刀齿不能进入,单靠土块的少量撕裂作用不能达到作业质量和要求,故设计了在该传动箱体下方,配置有一把2厘米厚滑切固定刀齿,先将中心线处滑切劈破,再让两侧的旋耕刀齿对剩下的各有2厘米宽之土带进撕裂和翻修,然后被碎土覆盖,从而基本上克服了该部位的漏耕。图4-2动力传动路线示意图第五章 链传动的设计与计算近年来,随着我国链条热处理技术和产品性能质量的不断发展、提高,伴随着新的链传动张紧机构的不断合理、完善,链条传动已在国产中、小型旋耕机得到广泛使用。本设计采用技术新颖、结构简单,工作可靠的单排套筒滚子链条传动机构。圆弧形张紧板簧片的一端铰接的板簧座用螺栓固定在箱壁上,簧片的另一端平靠在链箱下壁上,当链条别磨损的松动较大时,可以从箱壁外调节顶住螺栓,改变簧片一端的位置,保证始终处在良好的张紧状态。5.1链传动的设计计算链节距t的确定根据:传动功率N=12x0.74=8.88马力=6.53KW计算功率 (5-1) =1.26.53=7.8KW式中 为载荷系数特定条件下单排链传递的功率 (5-2) =7.8式中:小链轮的齿数系数 传动比系数 中心距系数 链的多排系数因为,角速度根据可由功率曲线图查的链节距t的值为25.40,故选用链16A(即原TG254)。大、小链轮齿数、的计算:在原有最小齿数12的基础上来综合考虑受力磨损、重量的总体结构等因素,选出=11,再从所需工作转速=240r/min,计算出Z大。查东风 12手拖设计计算原配旋耕机传动轴转速转/分。因为 :219.6/=240转/分所以:=240/=24011/219.6=12.02圆整后取:=12齿 =11齿实有刀轴转速:=E/=219.612/11=239转/分选定中心距A根据本设计总体布置和机动草图的要求,用作图法初定中心距mm。链轮轴孔直径 查表有:=38mm作用在轴上的压力Q考虑机械传动效率为0.8和拖拉机输出轴功率按0.85计算,旋耕扭矩功率为。=120.80.85=8.2马力=6.04KW圆周力 =1.25554=692.5kgf=6786.5N式中 轴上的压力系数链条节数 =44节链条长度LL=t=4425.4=1117.6mm定中心距AA=(-Z)/2 t=(44-11)/225.4=412.75mm但考虑装配图工艺应留有一定的松度,最后张紧机构压紧,故决定将中心距A=410.5mm链条速度VV=znt/601000=11238.36/601000=1.11m/s5.2 链轮设计计算分度圆直径d齿顶圆直径齿根圆直径 为链条滚子直径15.88mm齿宽b 查表得:b=14.6mm第六章 主要零部件强度计算6.1链传动的强度的磨损核算链上的总载荷P (6-1) 式中 圆周力 由离心力产生的拉力 链工作时松边上的拉力 工作特性系数 =1.31.110.81 =1.14因为:因n=8.2式中:Q链条截断载荷 n 安全系数磨损核算: T= (6-2) =式中:链节铰链上许用的单位压力 F 链支承面积验算结果,选用节距t =25.4毫米的单排套筒滚子链16A是合适可靠的。6.2传动轴的强度计算和疲劳强度校核已知条件:轴扭矩功率 =8.2马力 =219转/分有扭矩 =716.28.2/219 =2682kgfcm齿轮外径d=128mm,链轮直径D=98mm,轴的材料为45钢,链条与水平倾斜。传动轴的初步强度计算作用在轴上的力圆周力=4106.2N径向力=1499.4N圆周力=5306.6N垂直作用力=6164.2N轴上垂直力=4125.8N轴上垂直力=4576.6N图(3)传动轴各点受力示意图轴承处反作用力和合成力 水平力 =(15364+46726) = 152kgf=1489.6N 水平力 =(467 = 468kgf=4586.4N 垂直力 =(419 = 262kgf=2567.6N垂直力 = = 578kgf=5664.4N合成力 = =303kgf=2969.4N合成力 =744kgf=7291.2N合成弯矩和相当弯矩剖面:合成弯矩 = =2423kgfcm 相当弯矩 =2844kgf剖面:合成弯矩 = =1984kgfcm 相当弯矩 =2689kgfcm剖面:合成弯矩 相当弯矩 查表得:=650 由上面的计算可知,危险剖面在剖面I和剖面II处,并确定轴的各部结构尺寸,取两轴承处的轴颈相等,并通过轴承的强度计算选用轴颈为30毫米,并确定配合精度再进行校核计算。传动轴的疲劳强度强度校核计算: 最小许用安全系数 =查表得:,从相当弯矩图可以看出,在剖面II处弯矩最大,在同样大的轴颈38在剖面II处为最危险面,故校核剖面该处。已知:d=38mm处链轮与轴为花键联接配合,表面粗糙度为1.6。查表得: =2.05 =0.45 最大弯曲应力:最大扭矩应力:只考虑弯矩时的安全系数,(因为对称循环应力,)=3.49只考虑扭矩时的安全系数=3.65剖面II处的总安全系数故安全可靠。6.3 滚动轴承的计算和选择6.3.1轴承假定载荷Q值的计算公式: (6-3)式中:轴承的径向负荷 轴承负荷性质对轴承寿命影响的系数 轴承工作温度对轴承寿命影响的系数 齿圈或外圈旋转的轴承寿命影响的系数查表得:,故得:6.3.2轴承工作能力系数C的计算公式: (6-4) =7441.4 =29016式中:n工作转速(转/分),h轴承工作寿命(小时),考虑了轴承的工作寿命h=1000小时,查表有。6.3.3 轴承选用查表选用30毫米的7206轴承的工作能力系数C=43000,容许静负荷是合理的。 结论a.技术先进性方面 我设计的1G100型水田耕整机准备由传动箱、传动轴、中央传动机构和犁刀等组成。在设计时尽可能多的采用标准件和现有旋耕机通用件,以降低制造成本。如果设计成功,本机可进行旱田旋耕、水田耙整等项作业,能弥补现有耕整机存在功能较单一、生产效率偏低等不足之处。b.适用范围 1G100型水田耕整机与黄海12或15马力手扶拖拉机配套,也能与东风12或其它牌号的手扶拖拉机配套相配套。能够在水田或旱田作业。 c.生产条件 一般中小型机械厂、农机厂均可生产制造。参考文献1 熊元芳. 水田埋草旋耕机的试验研究J. 农业机械学报,2003,(09).2 吴明亮, 陈锐平, 杨良玖, 姚汉清. 1ZS-20 型水田耕整机的创新设计J. 湖南农业大学学报,2003,(08).3 李理,霍春明. 提高旋耕机作业质量的几点建议J. 农机使用与维修, 2005,(01). 4 李均. 新型微型旋耕机问世J. 农家致富, 2006,(24). 5 杨海莹,胡振瑞. 旋耕机的改进技术及使用中应注意事项J. 农机使用与维修, 2006,(04). 6 张小丽,张晋国,李江国,李兴国. 双层施肥旋耕播种机的设计J. 农业机械学报, 2006,(11). 7 何忠良,辛惠芬. 旋耕机刀片排列规则的探讨J. 山西农机, 2000,(S1). 8 王跃生,侯志洁. 传统耕作与保护性耕作的逆向碰撞J. 农机市场, 2006,(05). 9 李民杰. 亚澳牌1GQNB-180型旋耕机J. 当代农机, 2006,(01). 10 李源俸 ,陈毅培. 变速灭茬旋耕机的设计研究J. 南方农机, 2003,(03). 附 录序号 图名 图号 图幅 张数 1 总装配图 1G-100-00 12 部件装配图 1G-100-01-00 13 工作结构状态图 1G-100-02-00 14 犁刀轴 1G-100-03 15 传动轴 1G-100-04 16 大链轮 1G-100-05 17 犁刀传动齿轮 1G-100-06 18 小链轮 1G-100-07 1感 言 经过这段时间的刻苦工作,毕业设计终于做完了。在此我要衷心的感谢朱石沙老师的指导和帮助,我才能顺利地完成此次设计。 在本次设计中,我深深地被无尽的知识所吸引,在这之中,我体会到了运用知识的快感和喜悦、体会到了那种理论和实践结合的完美、体会到了做出成果的成功感、体会到了团队合作的效率,当然知识的合理获取离不开老师的指导和同学的帮助。 这段时间的知识再运用,使我把一些以前不懂地和模糊的知识得到了理解和升华,使我有信心能在以后走出社会后,用到自己的知识为社会做出贡献,贡献自己的微薄之力!翻译文献GEAR AND SHAFT INTRODUCTIONAbstract: The important position of the wheel gear and shaft cant falter in traditional machine and modern machines.The wheel gear and shafts mainly install the direction that delivers the dint at the principal axis box.The passing to process to make them can is divided into many model numbers, useding for many situations respectively.So we must be the multilayers to the understanding of the wheel gear and shaft in many ways .Key words: Wheel gear; ShaftIn the force analysis of spur gears, the forces are assumed to act in a single plane. We shall study gears in which the forces have three dimensions. The reason for this, in the case of helical gears, is that the teeth are not parallel to the axis of rotation. And in the case of bevel gears, the rotational axes are not parallel to each other. There are also other reasons, as we shall learn.Helical gears are used to transmit motion between parallel shafts. The helix angle is the same on each gear, but one gear must have a right-hand helix and the other a left-hand helix. The shape of the tooth is an involute helicoid. If a piece of paper cut in the shape of a parallelogram is wrapped around a cylinder, the angular edge of the paper becomes a helix. If we unwind this paper, each point on the angular edge generates an involute curve. The surface obtained when every point on the edge generates an involute is called an involute helicoid.The initial contact of spur-gear teeth is a line extending all the way across the face of the tooth. The initial contact of helical gear teeth is a point, which changes into a line as the teeth come into more engagement. In spur gears the line of contact is parallel to the axis of the rotation; in helical gears, the line is diagonal across the face of the tooth. It is this gradual of the teeth and the smooth transfer of load from one tooth to another, which give helical gears the ability to transmit heavy loads at high speeds. Helical gears subject the shaft bearings to both radial and thrust loads. When the thrust loads become high or are objectionable for other reasons, it may be desirable to use double helical gears. A double helical gear (herringbone) is equivalent to two helical gears of opposite hand, mounted side by side on the same shaft. They develop opposite thrust reactions and thus cancel out the thrust load. When two or more single helical gears are mounted on the same shaft, the hand of the gears should be selected so as to produce the minimum thrust load.Crossed-helical, or spiral, gears are those in which the shaft centerlines are neither parallel nor intersecting. The teeth of crossed-helical fears have point contact with each other, which changes to line contact as the gears wear in. For this reason they will carry out very small loads and are mainly for instrumental applications, and are definitely not recommended for use in the transmission of power. There is on difference between a crossed helical gear and a helical gear until they are mounted in mesh with each other. They are manufactured in the same way. A pair of meshed crossed helical gears usually have the same hand; that is ,a right-hand driver goes with a right-hand driven. In the design of crossed-helical gears, the minimum sliding velocity is obtained when the helix angle are equal. However, when the helix angle are not equal, the gear with the larger helix angle should be used as the driver if both gears have the same hand. Worm gears are similar to crossed helical gears. The pinion or worm has a small number of teeth, usually one to four, and since they completely wrap around the pitch cylinder they are called threads. Its mating gear is called a worm gear, which is not a true helical gear. A worm and worm gear are used to provide a high angular-velocity reduction between nonintersecting shafts which are usually at right angle. The worm gear is not a helical gear because its face is made concave to fit the curvature of the worm in order to provide line contact instead of point contact. However, a disadvantage of worm gearing is the high sliding velocities across the teeth, the same as with crossed helical gears.Worm gearing are either single or double enveloping. A single-enveloping gearing is one in which the gear wraps around or partially encloses the worm. A gearing in which each element partially encloses the other is, of course, a double-enveloping worm gearing. The important difference between the two is that area contact exists between the teeth of double-enveloping gears while only line contact between those of single-enveloping gears. The worm and worm gear of a set have the same hand of helix as for crossed helical gears, but the helix angles are usually quite different. The helix angle on the worm is generally quite large, and that on the gear very small. Because of this, it is usual to specify the lead angle on the worm, which is the complement of the worm helix angle, and the helix angle on the gear; the two angles are equal for a 90-deg. Shaft angle.When gears are to be used to transmit motion between intersecting shaft, some of bevel gear is required. Although bevel gear are usually made for a shaft angle of 90 deg. They may be produced for almost any shaft angle. The teeth may be cast, milled, or generated. Only the generated teeth may be classed as accurate. In a typical bevel gear mounting, one of the gear is often mounted outboard of the bearing. This means that shaft deflection can be more pronounced and have a greater effect on the contact of teeth. Another difficulty, which occurs in predicting the stress in bevel-gear teeth, is the fact the teeth are tapered. Straight bevel gears are easy to design and simple to manufacture and give very good results in service if they are mounted accurately and positively. As in the case of squr gears, however, they become noisy at higher values of the pitch-line velocity. In these cases it is often good design practice to go to the spiral bevel gear, which is the bevel counterpart of the helical gear. As in the case of helical gears, spiral bevel gears give a much smoother tooth action than straight bevel gears, and hence are useful where high speed are encountered. It is frequently desirable, as in the case of automotive differential applications, to have gearing similar to bevel gears but with the shaft offset. Such gears are called hypoid gears because their pitch surfaces are hyperboloids of revolution. The tooth action between such gears is a combination of rolling and sliding along a straight line and has much in common with that of worm gears.A shaft is a rotating or stationary member, usually of circular cross section, having mounted upon it such elementsas gears, pulleys, flywheels, cranks, sprockets, and other power-transmission elements. Shaft may be subjected to bending, tension, compression, or torsional loads, acting singly or in combination with one another. When they are combined, one may expect to find both static and fatigue strength to be important design considerations, since a single shaft may be subjected to static stresses, completely reversed, and repeated stresses, all acting at the same time.The word “shaft” covers numerous variations, such as axles and spindles. Anaxle is a shaft, wither stationary or rotating, nor subjected to torsion load. A shirt rotating shaft is often called a spindle.When either the lateral or the torsional deflection of a shaft must be held to close limits, the shaft must be sized on the basis of deflection before analyzing the stresses. The reason for this is that, if the shaft is made stiff enough so that the deflection is not too large, it is probable that the resulting stresses will be safe. But by no means should the designer assume that they are safe; it is almost always necessary to calculate them so that he knows they are within acceptable limits. Whenever possible, the power-transmission elements, such as gears or pullets, should be located close to the supporting bearings, This reduces the bending moment, and hence the deflection and bending stress.Although the von Mises-Hencky-Goodman method is difficult to use in design of shaft, it probably comes closest to predicting actual failure. Thus it is a good way of checking a shaft that has already been designed or of discovering why a particular shaft has failed in service. Furthermore, there are a considerable number of shaft-design problems in which the dimension are pretty well limited by other considerations, such as rigidity, and it is only necessary for the designer to discover something about the fillet sizes, heat-treatment, and surface finish and whether or not shot peening is necessary in order to achieve the required life and reliability.Because of the similarity of their functions, clutches and brakes are treated together. In a simplified dynamic representation of a friction clutch, or brake, two inertias I1 and I2 traveling at the respective angular velocities W1 and W2, one of which may be zero in the case of brake, are to be brought to the same speed by engaging the clutch or brake. Slippage occurs because the two elements are running at different speeds and energy is dissipated during actuation, resulting in a temperature rise. In analyzing the performance of these devices we shall be interested in the actuating force, the torque transmitted, the energy loss and the temperature rise. The torque transmitted is related to the actuating force, the coefficient of friction, and the geometry of the clutch or brake. This is problem in static, which will have to be studied separately for eath geometric configuration. However, temperature rise is related to energy loss and can be studied without regard to the type of brake or clutch because the geometry of interest is the heat-dissipating surfaces. The various types of clutches and brakes may be classified as fllows: 1. Rim type with internally expanding shoes2. Rim type with externally contracting shoes3. Band type4. Disk or axial type5. Cone type6. Miscellaneous typeThe analysis of all type of friction clutches and brakes use the same general procedure. The following step are necessary: 1. Assume or determine the distribution of pressure on the frictional surfaces.2. Find a relation between the maximum pressure and the pressure at any point3. Apply the condition of statical equilibrium to find (a) the actuating force, (b) the torque, and (c) the support reactions.Miscellaneous clutches include several types, such as the positive-contact clutches, overload-release clutches, overrunning clutches, magnetic fluid clutches, and others.A positive-contact clutch consists of a shift lever and two jaws. The greatest differences between the various types of positive clutches are concerned with the design of the jaws. To provide a longer period of time for shift action during engagement, the jaws may be ratchet-shaped, or gear-tooth-shaped. Sometimes a great many teeth or jaws are used, and they may be cut either circumferentially, so that they engage by cylindrical mating, or on the faces of the mating elements.Although positive clutches are not used to the extent of the frictional-contact type, they do have important applications where synchronous operation is required.Devices such as linear drives or motor-operated screw drivers must run to definite limit and then come to a stop. An overload-release type of clutch is required for these applications. These clutches are usually spring-loaded so as to release at a predetermined toque. The clicking sound which is heard when the overload point is reached is considered to be a desirable signal.An overrunning clutch or coupling permits the driven member of a machine to “freewheel” or “overrun” because the driver is stopped or because another source of power increase the speed of the driven. This type of clutch usually uses rollers or balls mounted between an outer sleeve and an inner member having flats machined around the periphery. Driving action is obtained by wedging the rollers between the sleeve and the flats. The clutch is therefore equivalent to a pawl and ratchet with an infinite number of teeth. Magnetic fluid clutch or brake is a relatively new development which has two parallel magnetic plates. Between these plates is a lubricated magnetic powder mixture. An electromagnetic coil is inserted somewhere in the magnetic circuit. By varying the excitation to this coil, the shearing strength of the magnetic fluid mixture may be accurately controlled. Thus any condition from a full slip to a frozen lockup may be obtained.齿轮和轴的介绍摘要:在传统机械和现代机械中齿轮和轴的重要地位是不可动摇的。齿轮和轴主要安装在主轴箱来传递力的方向。通过加工制造它们可以分为许多的型号,分别用于许多的场合。所以我们对齿轮和轴的了解和认识必须是多层次多方位的。关键词: 齿轮; 轴在直齿圆柱齿轮的受力分析中,是假定各力作用在单一平面的。我们将研究作用力具有三维坐标的齿轮。因此,在斜齿轮的情况下,其齿向是不平行于回转轴线的。而在锥齿轮的情况中各回转轴线互相不平行。像我们要讨论的那样,尚有其他道理需要学习,掌握。斜齿轮用于传递平行轴之间的运动。倾斜角度每个齿轮都一样,但一个必须右旋斜齿,而另一个必须是左旋斜齿。齿的形状是一溅开线螺旋面。如果一张被剪成平行四边形(矩形)的纸张包围在齿轮圆柱体上,纸上印出齿的角刃边就变成斜线。如果我展开这张纸,在血角刃边上的每一个点就发生一渐开线曲线。直齿圆柱齿轮轮齿的初始接触处是跨过整个齿面而伸展开来的线。斜齿轮轮齿的初始接触是一
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