灭茬机装置设计.docVIP

目录 开题报告-2前言-31. 方案的拟定-4 1.1设计参数要求-4 1.2方案的选择-4 1.2.1方案1-4 1.2.2方案2-5 1.3方案对比分析-62. 运动计算-63. 动力计算-7 3.1传动副效率-7 3.2动力分配-8 3.2.1拖拉机动力输出轴的额定输出功率-8 3.2.2第一轴及小锥齿轮Z动率，转速和扭矩-8 3.2.3大锥齿轮Z2的功率和扭矩为-8 3.2.4第轴功率轨迹和扭矩为-8 3.2.5第轴Z3齿轮功率、转速和扭矩为-9 3.2.6第轴Z4齿轮功率-9 3.2.7第轴（随轮轴）不传递扭矩故不校核-9 3.2.8第轴Z5齿轮功率-9 3.2.9第轴（随轮轴）的传递扭矩，故不校核-9 3.2.10刀轴Z6齿轮功率、转速和扭矩-9 3.2.11 刀轴的功率，转速和扭矩-94. 主要零件的强度校核工作- -10 4.1 圆柱齿轮的计算-10 4.1.1齿轮的材料、精度和齿数选择-10 4.1.2设计计算-11 4.1.3第一对直齿圆柱齿轮主要尺寸的计算-12 4.1.4第二对直齿圆柱齿轮的主要参数的计算-14 4.2轴的选择-16 4.3轴承的选择-17致谢安徽农业大学学士学位论文（设计）开题报告课题名称灭茬机的设计课题来源教师提供学生姓名潘家辉专业农业机械化及其自动化学号07129074指导教师姓名李兵职称副教授研究内容1.查阅相关文献，了解灭茬机的工作原理；2.使用word进行编辑论文；3.完成灭茬机的结构分析与计算；4.编写设计、分析说明书。研究计划1.参与总体方案设计，绘制灭茬机工作总图，设计左右支臂、第二动力轴及有关轴承座等。2.拖拉机佩带旋耕灭茬机作业，使用13档前进速度，其中：旋耕时使用12档，灭茬时使用3档；3.刀棍转速：正转：200r/min左右（旋耕） 400500r/min（破垡） 反转：200r/min左右（埋青 灭茬） 4.最大设计耕深14cm；特色与创新通过改进设计，增加刀辊轴的转速和转向。在工作时，通过适当的拆卸和改装，就可以实现不同功能的作业，以达到一机多能的目的。预期因具备多功能等特点，投入生产后能产生较好的经济效益和社会公益。指导教师意见教研室意见院系意见 主要领导签名： 年 月 日前言： 旋耕灭茬机主要来源于农业生产的需要。 我国与大中型拖拉机配套的旋耕灭茬机保有量有15万台，与手扶拖拉机与小四轮拖拉机配套的旋耕机约有200万台，旋耕机在男方水稻生产机械化应用中已占80%的比例，北方的水稻生产、蔬菜种植和旱地灭茬整地也广泛采用了旋耕机械。近年来，我过北方进行种植业结构调整，大力推行旱改水，水稻种植面积迅速增加，扩大了对旋耕机械的市场需求。 旋耕灭茬机在发展至今已有150多年的历史，最初在英、美国家由34KW内燃机驱动，主要用于庭园耕作，直到L型旋耕刀研制成功后，旋耕机才进入大田作业。2世纪初，日本从欧洲引进旱田旋耕机后，经过大量的实验研究工作，研制出了适用于水田耕作要求的弯刀，解决了刀齿和刀轴的缠草问题，旋耕机得到了迅速的发展。孟加拉国2000年水稻收获面积为1070万hm2。农业机械发展刚刚起步，目前只有部分灌溉和耕种设备实现了机械作业。考虑其种植方式和耕地大小，对各种型号的旋耕机需求量非常大。其进行了自发研究但在很大程度上都不能满足国内的需求。 1G160型多用旋耕灭茬机可与3340.4kw（4550马力）级各型号拖拉机配套。在一台主机上只需拆装少量零部件，就能进行旋耕、灭茬、条播、化肥深施等多种农田作业。 我在本设计中研究旋耕机的主要内容： 1. 参与总体方案设计，绘制灭茬机工作总图，设计左右支臂、第二动力轴及有关轴承座等。2. 拖拉机佩带旋耕灭茬机作业，使用13档前进速度，其中：旋耕时使用12档，灭茬时使用3档；3. 刀棍转速：正转：200r/min左右（旋耕） 400500r/min（破垡） 反转：200r/min左右（埋青 灭茬） 4. 最大设计耕深14cm；根据同类旋耕机类比，设计宽幅为1.61.7m 本课题拟解决的问题 通过改进设计，增加刀辊轴的转速和转向。在工作时，通过适当的拆卸和改装，就可以实现不同功能的作业，以达到一机多能的目的。当需要旋耕时，采用200r/min左右的正旋作业；当需要破垡和水田耕整时，采用500r/min左右的正旋作业；当需要埋青和灭茬时，采用200r/min左右的反旋作业；本课题的实现解决了现有旋耕机只能旋耕不能灭茬而灭茬机又只灭茬不能旋耕的问题。 预期成果： 因具备多功能等特点，投入生产后能产生较好的经济效益和社会公益。1、方案的拟定 旋耕灭茬机状态动力为36.75kw（约50马力） 动力由拖拉机动力输出，轴经一对圆锥齿轮和侧边圆柱齿轮带动。设计的旋耕灭茬方案满足如下性能、性质要求： 1.1、设计参数要求：1. 刀轴转速： 正转：200r/min左右（旋耕）500r/min左右(破垡) 反转：200r/min(埋青 灭茬)2. 耕深设计 14cm（最大设计耕深）3. 工作幅宽 1.6m4. 技术 ： 旋耕灭茬机与拖拉机采用三点悬挂联接，作业时万向轴传动轴偏置角度不得大于15，田间过埂刀端离地高度150250mm，此时万向传动轴角度不得大于30。切断动力后，旋耕灭茬机最大提升高度达刀端离地250mm以上。 要求旋耕、灭茬作业能覆盖拖拉机轮辙，当幅宽小于拖拉机轮距外缘时，可采用偏配置。 要求结构简单可靠，保证各项性能指标。 设计时考虑加工工艺性和装配工艺性，尽量使用标准件、通用件，以降低制造成本 1.2、方案的选择 为了使设计的旋耕机既能满足多项指标，又能结构合理，造价低，在市场上具有一定的先进性为此拟定两套方案对此进行分析： 1.2.1 方案一 动力由拖拉机动力输出轴经一对圆锥齿和一组四级齿轮带动刀轴旋耕，此种方案的工作特色： 最后一级动力，由中间齿轮传动，两边由侧板支撑高低档转速通过拨档实现，正反转通过调正大齿轮的拆卸来实现。（此方法的对称性较好，刚性高，强度高。但在中间齿轮的底下会出现漏耕土壤的现象，需要增加一个部件才能解决此现象）采用拨档变速，操作较为方便，但结构复杂，造价高。（见图1、图2）1.2.2 方案二 动力从拖拉机输出轴输出，经一对圆锥齿轮和一组圆柱齿轮传动带动刀轴施耕，此种方案的特点是前后一级传动导用侧边齿轮，正反转的实现通过调整圆锥齿轮，高低速的实现通过对调侧齿轮箱的方向，图3为正转，图4为反转。1.3、方案的对比分析 方案1、两端平衡，受力均匀，刚性好，但在中间齿轮的底下出现漏耕土壤，需增设其他部件以耕除漏耕土壤，采用拨档变速，操作较好方便，但结构比较复杂，造价高。 方案 2、采用侧边传动，平衡性较差，一般用偏置，刚性较差，但无需加漏耕装置，结构简单，通过拆下侧边齿轮，然后调头安装以达到变速的目的，简单，操作不是很方便，农机机械不是交通工具，需要经常变速和变向。 农机机械的使用常常一季节只使用一个作业项目，不需要经常拆装。方案2比方案1结构简单造价低，方案2更切合实际的需要，故选择方案2为选用方案。 2、运动计算 结构见图3，其中Z3采用较小的齿数，为了减小侧齿轮外径尺寸，以尽可能的增加齿刀的耕作深度。 随轮齿数Z4、Z5的齿数待总体结构的尺寸确定后再定，任务书要求，按照方案2的传动路线，故万向节计算传动比，分配和各轴的轨迹，故参数分别列表 表1表4 表1 轴次轴 轴轴轴轴 齿数Z1Z2Z3Z4Z5Z6 14 30 15待 定待 定 22传动比2.14 147总传动比 3.15转速r/min734343233 表2轴次轴轴轴轴轴齿数Z1Z2Z3Z4Z5Z6143022待定待定15传动比2.140.68总传动比1.46转速r/min734343504 表 3 轴次轴 轴轴轴轴 齿数Z1Z2Z3Z4Z5Z6 14 30 15待 定待 定 22传动比2.14 147总传动比 3.15转速r/min-734-343-233 表2轴次轴轴轴轴轴齿数Z1Z2Z3Z4Z5Z6143022待定待定15传动比2.140.68总传动比1.46转速r/min-734-343-504 表3与表4分别与表1表2类同，表示反转（在数值前多个“”表示方向相反）3、动力计算旋耕灭茬机在转动、旋耕和反转灭茬时，消耗功率最大，而在水田作业和存法作业时消耗功率较小，因此，动力计算只需要对低级传动进行计算，选表1个表3都是低速运动路线传动比一样，不同的只是方向相反，故可以只按其中一种情况进行计算。3.1、各传动副效率 圆锥齿轮传动 1=0.96 圆柱齿轮 2=0.96 滚柱轴承 3=0.98 球轴承 4=0.99 万向节 5=0.963.2、动力分配 3.2.1 拖拉机动力输出轴的额定输出功率： 根据有关资料和经验估算，其额定输出功率为：P额=0.8N发=29.40kw 3.2.2第一轴及小齿轮Z动率，转速和扭矩： P1=400.980.96=27.66kw n1=734 r/min T1=9.55106P1/n1=3.6105Nmm PZ1=P13=27.660.98=27.1kw nZ1=734 r/min TZ1=T13=3.61050.98=3.53106Nmm 3.2.3 大锥齿轮Z2的功率轨迹的扭矩为： PZ2=PZ12=27.10.96=26.55kw nZ2=nZ1Z1/Z2=73414/30=343 r/min TZ2=9.55105PZ2/nZ2=9.5510626.55/343=7.39105Nmm 3.2.4 第二轴功率轨迹和扭矩为： P=PZ23=26.02 n=nZ2=343 r/min T=9.55106P/nz2=9.5510626.02/343=7.24105Nmm 3.2.5第二轴Z3齿轮功率、转速和扭矩为： PZ3=P=26.02kw nZ3=n=343 r/min TZ3=T=7.24106Nmm 3.2.6 第三轴Z4齿轮功率 PZ4=PZ32=26.020.96=24.96kw 3.2.7第轴（随轮轴）不传递扭矩，故不校核； 3.2.8 第轴Z5齿轮功率 PZ5=PZ42=24.980.96=23.98kw 3.2.9第轴（随轮轴）不传递扭矩，故不校核： 3.2.10 刀轴Z6齿轮功率、转速和扭矩 PZ6=PZ524=23.980.990.96=22.79kw nZ6=nZ3Z3/Z6=233 r/min TZ6=9.55106PZ6/Z6=9.3106 Nmm 3.2.11刀轴功率，转速和扭矩 P=PZ6=22.79kw nD=nZ6=233r/min T=TZ6=9.3105 Nmm 表5轴次动力轴轴轴轴刀轴输出轴轴Z1轴Z2Z3轴Z4轴Z5轴Z6P功率（kw）29.427.6627.126.0226.5526.0224.9823.9822.7922.79N转速（r/min）734734734343343343233233T扭矩（Nmm）3.61053.531057.241057.391057.241057.51059.51054、主要零件的强度校核4.1 圆柱齿轮的强度计算 4.1.1齿轮的材料、精度和齿数选择 根据同类型机构，大小齿轮构造选用20CrMnNi表面渗碳淬火，硬度HRC选用5662HBS 齿轮精度用8级，齿轮表面粗糙度为Ra1.6 齿轮面闭式传动，失效形式为点蚀 Z3=15 Z4=23 i=Z4/Z3=23/15=1.53 4.1.2设计计算 设计准则 按齿轮齿面接触疲劳强度设计，再按齿根弯曲疲劳强度校核； 按齿面接触疲劳强度计算 dIt= T1=9.55106P/n=7.24105 Nmm 选取材料的接触疲劳极限应力为： H1lim=1500 MPa H2lim=1500 MPa 选取材料的弯曲疲劳极限应力为 F1lim=450 MPa F2lim=450 MPa 应力循环次数N由 N1=60n1at=603438500=8.23107 因为 =i=1.53 d=0.38 ZE=189.8 ZH=2.5 则 N2=N1/=8.27107/1.53=5.63107 接触疲劳寿命系数 ZN1=1 ZN2=1 弯曲疲劳寿命系数 YN1=YN2=1 查得接触疲劳安全系数SHmin=1 弯曲疲劳安全系数SHmin=1.4 又YST=2.0，试选Kt=1.3 可求知许用接触应力和弯曲应力； H1=H1lim/SHminZN1=1500/1.1=1364 MPa H2=H2lim/SHminZN2=1500/1.1=1364 MPa F1=F1limYST/SFminYN1=4502/1.4=643 MPa F2=F2limYST/SFminYN2=4502/1.4=643 MPa dIt=3=92.99mm V1=d1n1/601000=93343/60000=1.67 m/s Z1V1/100=151.67/100=0.25 m/s 查阅资料可知 KV=1.03 KA=1.35 K=1.11 K=1.1 KH=KAKVKK=1.351.031.111.1=1.70 修正：d1=dIt31.7/1.3=92.991.09=101.7mmm=d1/Z3=101.7/15=6.78mm取得标准模数m=7mm 因为要确保耕深，提高承载能力所以选择了15齿，而为加工不产生根切的最少齿数为17，因为选择了小齿齿数为15，小于最小根切数，因而15齿的齿轮加工时一定会产生根切，所以小齿轮要用变位齿轮（正变位）。4.1.3 第一对齿轮主要尺寸的计算 查表知 总变位数X=0.80mm 根据类比得 X3=0.28mm X4=0.52mm 分度圆直径 d3=Z3m=157=105mm d4=Z4m=237=161mm 压力角 =20 啮合角 sin=2（X3+X4）/(Z1+Z2)tan+sin=20.937 中心距变动系数 y=(Z3+Z4)/2(cos/cos)=0.116 中心距 =+ym=133.812mm 齿高变动系数 y=X-y=0.8-0.116=0.684mm 齿数比 =Z4/Z3=23/15=1.53 节圆直径 d3=2/(+1)=2133.812/2.53=105.65mm d4=d3=1.53105=160.97mm 齿顶高 h3=（h*+x-y）m=8.37mm h4=9.95mm 齿根高 hf3=（h*+c*-x3）m=6.79mm hf4=5.11mm 全齿高 h3=h3+hf3=15.16mm h4=h4+hf4=15.06mm 顶齿圆直径 d3=d3+2h3=121.73mm d4=d4+2h4=180.90mm 齿根圆直径 df3=d3-2hf3=91.42mm df4=d4-2hf4=150.78mm 公法线长度 wk3=33.81mm wk4=56.41mm 跨测齿数 k3=2 k4=3 固定弦齿厚 Sx3=10.97mm Sx4=12.05mm 固定弦齿高 hx3=6.37mm hx4=7.76mm4.1.4 第二对直齿圆柱齿轮的主要参数的计算查表可知 总变位X=0.87mm根据类比得 X4=X5=0.52mm X6=0.35mm分度圆直径 d5=Z5m=237=161mm d6=Z6m=227=154mm压力角 =20啮合角 sin=2（X5+X6）/(Z5+Z6)tan+sin =20.86中心距变动系数 y=1/2(Z5+Z6)(cos/cos-1) =0.126中心距 =+ym=158.38mm齿高变动系数 y=X-