稻田搅浆平地机械设计

I 摘 要 由于我国土地形状复杂 类型繁多 且纬度跨越大 故我国各省的农业机械各有差 异 其现代化程度不同 我省土地类型主要以丘陵为主 但又是以水稻为主要粮食的地 区 无法适用于大规模的生产 但又是水田 泥泞土地的作业有一定的难度 本文基于 机械设计和相关的理论研究 利用减速箱 单片机和液压装置设计了一台水田平地机 由于本人能力有限 此文只着重设计了其传动装置与平地的液压装置 此次设计的水田 平地机特点是结构简单 受力均匀 运行平稳 工作效率高 关键词 关键词 水田平地机 耕整机 手推 液压系统设计 II Abstract due to land complex shapes type range and latitude spans of agricultural machinery in all the different varying degrees of its modernization I mainly hilly land in type but with rice as the main food of the region Cannot be applied to large scale production but paddy fields muddy land a job with a certain degree of difficulty This article is based on research on mechanical design and theories related to the using gearboxes hydraulic design of single chip and a grader for paddy field Because of my ability is limited this article only focuses on the design of its gear and leveling of hydraulic equipment Grader for paddy field feature of the design is simple uniform stable operation high efficiency Keywords grader for paddy field cultivator hand design of hydraulic systems III 目 录 摘要摘要 ABSTRACTABSTRACT 前言前言 1 1 绪论绪论 1 11 1 水田平地机在国内外的发展和使用水田平地机在国内外的发展和使用 1 21 2 设计水田平地机的意义设计水田平地机的意义 1 31 3 作品的结构特点与优势作品的结构特点与优势 2 2 水田平地机的方案选择水田平地机的方案选择 3 3 柴油机的选择柴油机的选择 4 4 减速箱的设计减速箱的设计 4 14 1 减速箱的传动比分配减速箱的传动比分配 4 24 2 计算传动装置的运动和动力参数计算传动装置的运动和动力参数 4 34 3 设计设计 V V 带带 4 44 4 齿轮的设计齿轮的设计 4 54 5 轴的设计轴的设计 1111 4 64 6 高速大齿轮及带轮的设计高速大齿轮及带轮的设计 2222 5 5 液压系统的设计及整体方案的确定液压系统的设计及整体方案的确定 2424 5 15 1 确定液压系统的压力和流量确定液压系统的压力和流量 2424 IV 5 25 2 液压缸主要尺寸的确定液压缸主要尺寸的确定 2424 5 35 3 各主要液压器件选择及其工作原理各主要液压器件选择及其工作原理 2 25 5 5 45 4 其他其他 2 27 7 6 6 润滑方式的确定以及其它的一些要求润滑方式的确定以及其它的一些要求 3030 7 7 总结总结 3131 参考文献参考文献 3232 致谢致谢 3333 V 前 言 稻田搅浆平地机是我省广泛采用的主要水田平地机械 手推式搅浆平地机适应了我 省山丘为主的主要地形形式 并且也满足了耕地的主要作业要求 稻田搅浆平地机之所 以有广泛的辅助作业能力 是由于它能完成 360 度运动 他们可以单独进行 也可以组 合进行 本次研究的是一款能在我省水田中平地搅浆的机械 作业后疏松 平整的土壤 更加利于之后的播种以及收割 黑龙江八一农垦大学毕业论文 设计 1 1 1 绪论绪论 1 1 水田平地机在国内外的发展和使用 随着高新技术的发展及在工程机械产品上的应用 以现代微电子技术为代表的高科 技正越来越普遍地用来改造工程机械产品的传统结构 成熟技术的移植应用已大大促进 了平地机综合技术水平的进一步提高 在满足新的技术要求前提下选择合理的价位 适 应不同档次的用户需求是目前平地机的发展方面 中国市场与国外市场不同 国外发达 国家的农业现代化基本已经形成 平地机的市场走势处于低谷 而中国平地机市场刚刚 开始启动 另一方面中国是发展中国家 经济实力等远远落后于发达国家 多种因素决 定了现阶段的中国市场对平地机不需要很高的技术含量和高的配置 只要具有同样的作 业功能和较好的可靠性 具有性能价格比的优势 就会有高的市场份额 近年来 国外 平地机之所以从中国市场逐步退出不是因为国外产品的技术水平不高 而是价位太高 进口机的价位约是国产同类机型的 3 倍以上 因此 国产平地机必须在保持或略高于原 同类机型价位的基础上 尽量提高整机的可靠性和操作舒适性来适应中国的市场 从技术发展角度考虑 中国平地机的发展 依然要跟踪国际领先水平 展望迅速发 展的中国市场 加入 0 后国内市场国际化的趋势日趋明显 参与国际交换和分工 充 分利用国际先进的配套资源和科学技术 实现技术资源的优化配置 成为国内平地机制 造业发展的必经之路 中国平地机技术发展的基本特征应是 高 中 低档产品并存 广泛使用新材料 新工艺 提高制造工艺水平 提高产品的可靠性和寿命 这是国产平 地机的发展趋势 1 2 设计水田平地机的意义 随着我国现代化建设事业的迅速发展 农业现代化的建设越来越紧迫 但由于我国土 地形状复杂 类型繁多 且纬度跨越大 故我国各省的农业机械各有差异 其现代化程 度不同 我省土地类型主要以丘陵为主 但又是以水稻为主要粮食的地区 无法适用于 大规模的生产 但又是水田 泥泞土地的作业有一定的难度 因此我省水田对平地类型 的机械有一定的要求 使用方便 外形较小 移动方便是我省现阶段水田平地机的研究 意义 黑龙江八一农垦大学毕业论文 设计 2 1 3 作品的结构特点与优势 1 通过小型柴油机作为动力源 具有小型水田也能快速工作的特点 2 体积小 质量轻 结构简单 操作方便 保养方便 成本低廉 无废气及噪音 等污染 3 平地的高度可在 20 60mm 之间 横向 100 200mm 质量 400kg 左右 材料由 45 钢制作 4 前轮采用双轮耕整机构 具有良好的导向性 后面的平地船通过铰链与行走机构 相连 可以大幅度拐弯 5 平地的效果较理想 且成本低 是小面积平地的首选产品 黑龙江八一农垦大学毕业论文 设计 3 2 2 水田平地机的方案选择水田平地机的方案选择 据本次设计要求 设计出一台水田平地机 由现有双轮耕整机牵引 工作部件平地 船通过振动 对土壤挤压 刮平 推送 实现水田中土壤的平整 经参考众多农机类型 我设计了如图 1 所示双轮拖挂式水田平地机 柴油机为动力源 经过 V 带传动将功率传给减速器 经历两级减速后又利用 V 带传 动将功率传递给行走的双轮 双轮拖动平地船在水田上行走 平地船与拖拉机具采用三 点悬挂方式连接 三点悬挂装置的两个提升杆改用两个双作用油缸 其动作可分别控制 以实现平地具左右两侧提升和下降的独立控制 保证平地机具始终处于水平位置工作 悬挂点以铰链连接 人站在平地船上通过手柄掌控方向 液压控制系统控制平底船左右 水平 黑龙江八一农垦大学毕业论文 设计 4 3 3 柴油机的选择柴油机的选择 有常识得知 正常成年人的移动速度为 3 5 5km h 考虑安全问题取 v 4km h 66 67m min 按水田耕整作业 1 KP TNnnh b 式中 耕宽 取 100cm n b 耕深 取 10mm n h 土壤比阻 根据资料取 0 36 K 所以 3 60kw TN P 1 175F 1 型柴油机 2 底座 3 耕整双轮 4 铰链 5 平地船 6 液压装置 7 手柄 8 减速箱 图 1 总装配简图 Fig 1 General Assembly Drawing 通过对家乡柴油机的使用情况了解 175F 1 型柴油发动机的使用率特别广 它是最 适合本地环境状况与交通状况的柴油机 它能满足轻小型农业机构的要求 故本次研究 以龙舟 175F 1 型柴油为动力源驱动 其规格如图 2 所示 黑龙江八一农垦大学毕业论文 设计 5 图 2 柴油机铭牌 Fig 2 diesel engine nameplate 黑龙江八一农垦大学毕业论文 设计 6 4 4 减速箱的设计减速箱的设计 4 1 减速箱的传动比分配 图 3 传动装置示意图 Fig 3 Schematic diagram of transmission device 按常识 取 170cm 体重取 70kg 双臂抬起高度 h 800mm 柴油机高 500mm 为了 让人前方视野开阔 取双轮半径 r 500mm 那么轮子的转速 n 51 54r min 确定传动装置的总传动比和分配传动比 总传动比 53 50 45 51 2600 轮 总 n n i 1 分配传动比 取 则 05 3 带 i49 16 05 3 53 50 21 ii 取 经计算 21 5 13 1 ii 21 3 1 ii 56 3 2 i56 4 1 i 注 为带轮传动比 为高速级传动比 为低速级传动比 带 i 1 i 2 i 4 2 计算传动装置的运动和动力参数 将传动装置各轴由高速到低速依次定为 1 轴 2 轴 3 轴 4 轴 黑龙江八一农垦大学毕业论文 设计 7 依次为电机与轴 1 轴 1 与轴 2 轴 2 与轴 3 轴 3 与轴 4 之间的传 01122334 动效率 1 各轴转速 min 852 05 3 2600 n1r i nm 带 2 min 184 63 405 3 2600 n 1 2 r i i nm 带 2 min 71 51 56 3 63 405 3 2600 n 21 3 r ii i nm 带 2 2 各轴输入功率 101 3 67 0 963 52 d ppkW 21120112 3 67 0 96 0 99 0 963 21 d pppkW 3223011223 3 67 0 96 0 99 0 96 0 99 0 963 05 d pppkW 433401122334 3 67 0 96 0 99 0 96 0 99 0 96 0 99 0 9933 d pppkW 3 各轴输入转矩 2 mN n P T w d d 1 13 2600 65 3 95509550 m 4 3896 0 05 3 1 13 011 NiTT d 带 mNiTTT d 8 16896 0 99 0 63 4 4 38 12112 mNiTT 8 57696 0 99 056 3 8 168 23223 mNTT 58 53196 0 96 0 8 576 3434 各轴动力参数结果如下表 表 1 各轴动力参数 Table 1 the axial dynamic parameters 轴名输入功率 P KW 输出功率 P KW 输入转矩 T Nm 输出转矩 T Nm 转速 r min 柴油机轴 3 6536 52600 高速轴 3 523 4813 138 4852 中间轴 3 213 1838 4168 8184 低速轴 3 053 02168 8576 851 71 黑龙江八一农垦大学毕业论文 设计 8 4 3 设计 V 带 1 确定 V 带型号 查机械设计手册表 13 6 得 205 P2 1 A K 则KWPKP dAc 4 467 3 2 1 根据 由机械设计图 13 5 选择 A 型 V 带 4 4 c P min 2600rno 205 P 1125d 3 1 21 2 13 05 125 0 98373 63 n dd n 取 2375d 为带传动的滑动率 02 0 01 0 2 验算带速 带速在范围内 合sm dvm V01 17 100060 2600125 100060 sm255 适 3 取 V 带基准长度和中心距 a d L 初步选取中心距 a 取 750 375125 5 1 5 1 21 ddao 0750a 所以 3 8 2305 4 2 2 2 12 21 o oo a dd ddaL 查资料取 那么实际中心距 2500 d L1 847 2 od o LL aa 验算小带轮包角 4 21 18057 3163120 dd a 求 V 带根数 Z 5 00L c P Z PPK K 根据内插值法得 38 1 o P108 0 o p EF 0 1 38 1 1 037 1 o P EFAF BCAC 10 0 108 0 o p08 0 EF09 1 t K 黑龙江八一农垦大学毕业论文 设计 9 由内插值法得 959 0 a K 0 163 1 a AC AF BC EF 009 0 EF 959 0 009 0 95 0 K 6 09 1 959 0 108 038 1 4 4 KW KKPP P Z Laoo c 取 Z 3 根 4 求作用在带轮轴上的压力 Q F 有 q 0 10kg m 单根 V 带的初拉力 6 22 0 5002 5500 4 42 5 1 1 0 10 6 28190 9 3 6 280 959 c P FqvN zvK 作用在轴上压力 0 163 2sin2 3 190 9 sin1132 8 22 c FZFN 4 4 齿轮的设计 4 4 1 高速齿轮的设计 1 材料 高速级小齿轮选用钢调质 齿面硬度为 250HBS 高速级大齿轮选用 45 钢正火 齿面硬度为 220HBS 45 2 查机械设计表 11 7 得 lim 1550HMpa lim 2540HMpa 又由表 11 4 得 1 1HS 1 3FS 故 Mpa Mpa SH H H 500 1 1 550 1lim 1 Mpa Mpa SH H H 490 1 1 540 2lim 2 查机械设计第 168 页表 11 10C 图得 Mpa F 200 1lim Mpa F 150 2lim 故 Mpa Mpa SF F F 154 3 1 200 1lim 1 Mpa Mpa SF F F 115 3 1 150 2lim 2 3 按齿面接触强度设计 9 级精度制造 取载荷系数 取齿宽系数2 1 K 计算中心距 由机械设计第 165 页式 11 5 得 4 0 a 黑龙江八一农垦大学毕业论文 设计 10 3 172 63 44 0 10384 02 1 490 335 163 4 335 1 3 5 2 3 1 1 2 1 u KT ua n 考虑高速级大齿轮与低速级大齿轮相差不大取 210a 2 5m 则 取 168 2 21 m a ZZ29 1 Z139 2 Z 实际传动比 79 4 29 139 传动比误差 5 5 3 100 63 4 63 4 79 4 齿宽 取 842104 0 ab a 84 2 b90 1 b 高速级大齿轮 高速级小齿轮 84 2 b139 2 Z90 1 b29 1 Z 4 验算轮齿弯曲强度 根据机械设计第 167 页表 11 9 得 12 6FY 22 2FY 按最小齿宽计算 284b 7 11 11 1 3 22 22 1 2 106 9 2 6 10 43 5 84 2 529 F FF KT Y Mpa bm Z 所以安全 2 212 1 36 8 F FFF F Y Mpa Y 5 齿轮的圆周速度 sm nd V19 1 100060 8 3145 229 100060 11 查课本第 162 页表 11 2 知选用 9 级的的精度是合适的 4 4 2 低速级大小齿轮的设计 材料 低速级小齿轮选用钢调质 齿面硬度为 250HBS 低速级大齿选用钢 45 45 正火 齿面硬度为 220HBS 查机械设计第 166 页表 11 7 得 lim 3550HMpa lim 4540HMpa 查机械设计第 165 页表 11 4 得 1 1HS 1 3FS 故 Mpa Mpa SH H H 500 1 1 550 1lim 3 Mpa Mpa SH H H 490 1 1 540 4lim 4 查课本第 168 页表 11 10C 图得 lim 3200FMpa lim 4150FMpa 黑龙江八一农垦大学毕业论文 设计 11 故 Mpa Mpa SF F F 154 3 1 200 3lim 3 Mpa Mpa SF F F 115 3 1 150 4lim 4 按齿面接触强度设计 9 级精度制造 查课本第 164 页表 11 3 得 载荷系数 取 1 2K 齿宽系数 0 5 计算中心距 由课本第 165 页式 11 5 得 3 231 63 44 0 10688 12 1 490 335 156 3 335 1 3 5 2 3 2 2 2 2 u KT ua n 6 取 则 取 250a 4m 34 2 125 a ZZ m 327Z 498Z 计算传动比误差 98 3 56 27 100 1 9 5 3 56 齿宽 则取 0 5 250125ba 4125b 34510130bb 低速级大齿轮 4125b 498Z 低速级小齿轮 3130b 327Z 验算轮齿弯曲强度 查课本第 167 页表 11 9 得 32 65FY 42 25FY 按最小齿宽计算 4125b 8 33 33 3 3 22 22 1 2 1591 5 2 65 10 47 9 125 427 F FF KT Y Mpa bm Z 安全 4 234 3 40 7 F FFF F Y Mpa Y 齿轮的圆周速度 3227 4 68 0 12 60 100060 1000 d n Vm s 查机械设计教材第 162 页表 11 2 知选用 9 级的的精度是合适的 4 5 轴的设计 4 5 1 高速轴的设计与校核 黑龙江八一农垦大学毕业论文 设计 12 1 材料 选用 45 号钢调质处理 查机械设计第 230 页表 14 2 取 35Mpa C 100 2 各轴段直径的确定 根据机械设计课本第 230 页式 14 2 得 9 1 min 1 33 3 52 10022 4 314 8 P dC n 又因为装小带轮的电动机轴径 又因为高速轴第一段轴径装配大带轮 38d 所以取 L1 1 75d1 3 60 10 81 238d 136d 因为大带轮要靠轴肩定位 且还要配合密封圈 所以根据机械设计手册手册 85 页 240d 表 7 12 取 L2 m e l 5 28 9 16 5 58 240d 段装配轴承且 所以由表 6 1 取 选用 6009 轴承 3d32dd 345d L3 B 2 16 10 2 28 3 段主要是定位轴承 取 L4根据箱体内壁线确定后在确定 装配齿轮段直径 4d450d 5d 判断是不是作成齿轮轴 4 1 2 5 2 f dd etm 查机械设计手册 51 页表 4 1 得 e 5 9 6 25 mm3 3t1 段装配轴承所以 L6 L3 28 6d6345dd 校核该轴和轴承 L1 73 L2 211 L3 96 作用在齿轮上的圆周力为 N d T Ft981 5 229 104 3822 3 1 1 径向力为 2984201073 rt FFtgtgN 作用在轴 1 带轮上的外力 1132 8 Q FFN 求垂直面的支反力 10 2 1 12 211 1073800 73211 r V l F FN ll 21 1073 800273 VrV FFFN 求垂直弯矩 并绘制垂直弯矩图 黑龙江八一农垦大学毕业论文 设计 13 3 22 273 211 1057 6 avv MF lN m 3 11 800 73 1057 4 avv MF lN m 求水平面的支承力 由得 1122 Ht FllFl N 2 1 12 211 29482197 73211 Ht l FF ll N 21 29482197751 HtH FFF 求并绘制水平面弯矩图 3 11 2197 73 10158 2 aHH MF lN m 3 22 751 211 10158 4 aHH MF lN m 求 F 在支点产生的反力 3 1 12 96 1132 8 384 3 73211 F l F FN ll 21 384 3 1132 81517 1 FF FFFN 求并绘制 F 力产生的弯矩图 3 23 1132 8 96 10108 7 F MFlN 3 11 384 3 73 1027 7 aFF MF lN F 在 a 处产生的弯矩 3 11 384 3 73 1027 7 aFF MF lNm 求合成弯矩图 考虑最不利的情况 把与直接相加 aF M 22 avaH MM 2222 27 757 6158 2196 1 aaFaVaH MMMMN m 2 222 27 757 4158 4196 2 aaFaVaH MMMMN m 求危险截面当量弯矩 从图可见 m m 处截面最危险 其当量弯矩为 取折合系数 0 6 NmTMMe4 206 4 386 02 196 2 2 2 2 0 11 计算危险截面处轴的直径 因为材料选择调质 则 许用弯曲应力 则有 45 650 B MPa 1 60 b MPa 黑龙江八一农垦大学毕业论文 设计 14 12 3 3 3 1 206 4 10 32 5 0 10 1 60 e b M dmm 因为 所以该轴是安全的 54 50 a dddmmd 弯矩及轴的受力分析图 轴1 图 4 高速的弯矩及受力分析图 Fig 4 Bending moment and stress analysis of high speed shaft 3 键的设计与校核 根据 确定 V 带轮选铸铁 HT200 参考机械设计教材表 10 9 由于 11 36 106 9dT 在范围内 故轴段上采用键 1 36d 3038 1 d b h 10 8 采用 A 型普通键 键校核 为 L1 1 75d1 3 60 综合考虑取 50 得 l 13 3 1 44 106 9 10 37 1 36 850 10 p T Mpap dlh 查课本 155 页表 10 10所选键为 5060 b 10 8 50b h l 黑龙江八一农垦大学毕业论文 设计 15 4 5 2 中间轴的设计与校核 1 材料 选用 45 号钢调质处理 查机械设计课本第 230 页表 14 2 取 C 100 35Mpa 故 14 2 min 2 33 3 21 10036 1 68 P dC n 段要装配轴承 所以查手册第 9 页表 1 16 取 查手册 62 页表 6 1 选用 6208 1d140d 轴承 L1 B 2 3 18 10 10 2 40 3 2 装配低速级小齿轮 且取 L2 128 因为要比齿轮孔长度少 2d21dd 245d 2 3 段主要是定位高速级大齿轮 所以取 L3 10 3d360d 4 装配高速级大齿轮 取 L4 84 2 82 4d445d 段要装配轴承 所以查手册第 9 页表 1 16 取 查手册 62 页表 6 1 选用 6208 5d545d 轴承 L1 B 3 2 3 18 10 10 2 43 3 2 2 校核该轴和轴承 L1 74 L2 117 L3 94 作用在 2 3 齿轮上的圆周力 3 2 2 2 22 470 3 10 2707 139 2 5 t T FN d 径向力 22 270720985 rt FF tgtgN 33 8709203169 rt FF tgtgN 求垂直面的支反力 3 3223 1 123 985 11794 3169 94 316 74 11794 rr V F lFll FN lll 2312 31693169852500 VrVr FFFFN 计算垂直弯矩 3 11 316 74 1023 9 aVmV MF lN m 3 1122 2 316 74 117 985 1171053 5 aVnVr MFllF lN m 黑龙江八一农垦大学毕业论文 设计 16 求水平面的支承力 3 3223 1 123 8709 942707 211 4586 74 11794 tt H F lFll FN lll 2231 2707870945866830 HttH FFFFN 计算 绘制水平面弯矩图 3 11 4586 74 10323 aHmH MF lN m 3 2123 2 6830 74 117 8709 11710295 aHnHt MFllF lN m 求合成弯矩图 按最不利情况考虑 5 2222 23 9323323 8 amavmaHm MMMN m 2222 53 5295300 anavnaHn MMMN m 求危险截面当量弯矩 从图可见 m m n n 处截面最危险 其当量弯矩为 取折合系数 0 6 NTMM ame 411 8 1686 0300 2 2 2 2 NTMM ame 413 8 1686 0 8 323 2 2 2 2 2 计算危险截面处轴的直径 n n 截面 7 3 3 3 1 411 10 40 9 0 10 1 60 e b M dmm m m 截面 3 3 3 1 413 10 40 9 0 10 1 60 e b M dmm 由于 所以该轴是安全的 4 2 45ddmmd 轴承寿命校核 轴承寿命可由式进行校核 由于轴承主要承受径向载荷的作用 所以h f f n60 10 p t 6 h P C L 查课本 259 页表 16 9 10 取取 r PF 1 1 1 tp ff 3 8 2222 111 31645864596 rvH FFFN 黑龙江八一农垦大学毕业论文 设计 17 2222 222 250068307273 rvH FFFN 663 3 2 10101 29 5 10 2 12 6060 681 1 7273 t h P Cf Lhy nPf 轴承使用寿命在年范围内 因此所该轴承符合农用机械要求 23 图 5 中间轴的弯矩及受力分析图 Fig 5 Intermediate shaft bending moment and Stress Analysis 4 5 低速轴的设计与校核 黑龙江八一农垦大学毕业论文 设计 18 弯矩及轴的受力分析图如下页图 图 6 低速轴的弯矩及受力分析图 Fig 6 Moment and stress analysis of the Low speed Shaft 2 键的设计与校核 已知 NmTdd 8 168 45 242 参考机械设计表 10 11 由于所以取 2 44 50 d 14 9b h 因为齿轮材料为 45 钢 查表 10 10 得 100120b L 128 18 110 取键长为 110 L 82 12 70 取键长为 70 根据挤压强度条件 键的校核为 bb MPa dhl T 8 40 1470945 10 8 16844 3 2 2 bb MPa dhl T 8 53 14100945 10 8 16844 3 2 2 所以所选键为 14 9 70b h l 14 9 110b h l 确定各轴段直径 黑龙江八一农垦大学毕业论文 设计 19 计算最小轴段直径 因为轴主要承受转矩作用 所以按扭转强度计算 由式 14 2 得 考虑到该轴段上开有键槽 因此取 3 3 3 1 3 3 56 10057 1 19 1 P dCmm n 查手册 9 页表 1 16 圆整成标准值 取 1 57 1 1 5 59 9dmm 1 63dmm 为使带轮轴向定位 在外伸端设置轴肩 则第二段轴径 查手册 85 页表 7 2 70dmm 2 此尺寸符合轴承盖和密封圈标准值 因此取 2 70dmm 设计轴段 为使轴承装拆方便 查手册 62 页 表 6 1 取 采用挡油环给轴承定位 3d 选轴承 6215 130 25 84 a DBd 3 75d 设计轴段 考虑到挡油环轴向定位 故取 4 d 4 80d 设计另一端轴颈 取 轴承由挡油环定位 挡油环另一端靠齿轮齿根处 7 d 73 75ddmm 定位 轮装拆方便 设计轴头 取 查手册 9 页表 1 16 取 6 d 67 dd 6 80dmm 设计轴环及宽度 b 5 d 使齿轮轴向定位 故取取 56 2802 0 07 803 97 2ddhmm 5 100dmm 1 41 4 0 07 803 12bhmm 确定各轴段长度 带轮的尺寸决定 1 l 1 107lLmm 2 550lmeL 2 2 5425 1019mLBmm 所以 2 5199 16550lmeLmm 轴头长度因为此段要比此轮孔的长度短 6 231253122hll 23 332338lB 其它各轴段长度由结构决定 3 校核该轴和轴承 L1 97 5 L2 204 5 L3 116 黑龙江八一农垦大学毕业论文 设计 20 求作用力 力矩和和力矩 危险截面的当量弯矩 作用在齿轮上的圆周力 3 3 4 22 1591 5 10 8119 98 4 t T FN d 径向力 8119202955 rt FFtgtgN 3 0 2 1591 5 0 25102947 270 FFN 求垂直面的支反力 2 1 12 204 5 2955 2088 97 5204 5 r V l F FN ll 21 29552088867 VrV FFFN 计算垂直弯矩 3 22 867 204 5 10180 8 avv MF lN m 求水平面的支承力 2 1 12 204 5 8119 1038 302 t H l F FN ll 21 571437551959 HtH FFFN 计算 绘制水平面弯矩图 3 11 3755 84 5 10317 aHH MF lN m 3 22 1959 162 10317 aHH MF lN m 求 F 在支点产生的反力 3 1 12 2497 116 1158 302 F Fl FN ll 21 115829474105 FF FFFN 求 F 力产生的弯矩图 3 23 2947 116 10341 F MFlN 3 11 1158 97 5 10100 1 mFF MF lN F 在 a 处产生的弯矩 黑龙江八一农垦大学毕业论文 设计 21 3 11 1158 97 5 10100 1 mFF MF lN 考虑最不利的情况 把与直接相加 mF M 22 avaH MM 2222 100 1180 8476 3628 ammFavaH MMMMN m 求危险截面当量弯矩 从图可见 m m 处截面最危险 其当量弯矩为 取折合系数 0 6 2222 3 628 0 6 1591 1142 am e MMTN m 计算危险截面处轴的直径 因为材料选择调质 查机械设计手册得 许用弯曲应力 45 650 B MPa 1 60 b MPa 则 5 3 3 3 1 142 10 57 5 0 10 1 60 e b M dmm 考虑到键槽的影响 取所以该轴是安全的 mm80mm 3 60 5 5705 1 d 4 键的设计与校核 因为 d1 63 装带轮查课本 153 页表 10 9 选键为 b h 18 11 查 155 页表 10 10 得 100120 b 因为 L1 107 初选键长为 100 校核 3 44 1637 5 10 115 63 100 18 11 b T Mpa dlh 所以所选键为 18 11 100b h l 装齿轮查课本 153 页表 10 9 选键为查机械设计 155 页表 10 10 得 680d 22 14b h 100120 b 因为 L6 122 初选键长为 100 校核 3 44 1665 2 10 76 2 80 10022 14 b T Mpa dlh 所以所选键为 22 14 100b h l 黑龙江八一农垦大学毕业论文 设计 22 4 6 齿轮及带轮的设计 因 采用腹板式结构 347 5500admm 表 2 高速大齿轮的设计 Table2 Design of high Speed Gear 代号结构尺寸和计算公式结果 轮毂处直径 1D 1 61 6 45sd 72 轮毂轴向长度LLB 84 倒角尺寸n0 5nnm 1 齿根圆处的厚度 0 0 2 5 4 nm 10 腹板最大直径 1D 102fDd 321 25 板孔直径 0d 0110 25 dDd 62 5 腹板厚度c0 3cb 齿宽 25 2 表 3 柴油机带轮的设计 Table 3 Design of diesel Engine Pulley 代号结构尺寸和计算公式结果 sd 手册 157 页 90mm hd 908 12 8 1 sh dd 162mm L 905 1 2 5 1 s dL 135mm rd 2 1252 2281raddHmm 81mm 0d 0 2 hrdd d 143 5mm s 0 2 0 3 0 2 50sB 10mm 1s11 51 5 10ss 15mm 2s20 50 5 10ss 5mm 表 4 减速箱的带轮设计 Table 4 The belt wheel gear Box Design 黑龙江八一农垦大学毕业论文 设计 23 代号结构尺寸和计算公式结果 sd 手册 157 页 38mm hd 1 8 2 1 8 38hsdd 68 4mm L 1 5 2 1 5 38sLd 取 60mm rd 2 1252 2281raddHmm 81mm 0d 0 2 hrdd d 74 7mm s 0 2 0 3 0 2 50sB 10mm 1s11 51 5 10ss 15mm 2s20 50 5 10ss 5mm 表 5 行走机构的带轮设计 Table 5 The belt wheel walking Mechanism Design 代号结构尺寸和计算公式结果 sd 手册 157 页 45mm hd 458 1 8 1 2 Sn dd 81mm L 455 1 2 5 1 s dL 67 5mm rd 2 1252 2281raddHmm 81mm 0d 0 2 hrdd d 74mm s 0 2 0 3 0 2 50sB 10mm 1s11 51 5 10ss 15mm 2s20 50 5 10ss 5mm 5 5 液压系统的设计及其整体方案确定液压系统的设计及其整体方案确定 在分析国内外平地控制系统的产品的基础上 借鉴它们的成功经验 根据国内现有 产品的现状 以及现有的技术水平 以单片机为控制 以液压系统为执行机构 设计了 一种精密水田平地控制系统 在系统设计中 结合实验的实际需要 主要以耕整水田为 研究对象 利用电磁阀的控制 实现油泵的不同排量 从而实现排种器的转速控制 黑龙江八一农垦大学毕业论文 设计 24 5 1 确定液压系统的压力和流量 液压油缸受力分析 当下拉杆与地面平行时 平地机具重力方向与左拉杆垂直 此时平地机具所产生的力矩 最大 根据力矩平衡原理得 16 112 LGLF 式中 G 平地机具的质量 力臂 1 Lm5 0 1 L 平地机具重心位置 2 Lm1 2 L 液压油缸静态最大拉力的垂直向上分力 1 F max F 图 8 平地机具静态受力图 Fig 8 land leveler static force 经计算 4000N 力 F 的最大值 平地机具工作时会增加惯性负载 根据 1 FNF4620 max 经验及相关文献取 0 5 倍 则液压缸工作时必须提供最大拉力 F 6930N 由于采用两液压 缸 可知单缸最大拉力为 3465N 5 2 液压缸主要尺寸的确定 黑龙江八一农垦大学毕业论文 设计 25 1 油缸工作压力 根据经验本系统 p 6MPa 2 确定液压缸内径 D 和活塞杆直径 d 考虑安装因素活塞工作时塞杆受拉 经推 导 D 可按下式计算 即 15 2 1 2 1 d 1 4F D DP P FP 式中 F 是液压缸外负载 已计算 F 3465N 液压缸的机械效率 本系统取 0 95 p1 是液压缸工作压力 已知 p 6MPa P2 是液压缸回油腔背压力 因该系统属于简单的中压系统 可取 0 5MPa 由于活塞杆受拉 取 d 0 5D 将数据代入式中可得 D 0 048m 圆整后 取 D 63mm 因 d 0 5D 圆整后取活塞杆直径 d 35mm 由此可计算单缸活塞杆工作时能产生的拉力为 7659N 大于 3465N 满足要求 3 计算液压缸工作时所需的流量 q 为 16 式中 v 油缸活塞伸缩速度 根据相关文献取 v 4m min 系统工作时 经常需要两个液压油缸同时工作 故系统所需流量为 2q 即 25L min 5 3 各主要液压器件选择及其工作原理 5 3 1 液压马达 从能量转换的观点来看 液压泵与液压马达是可逆工作的液压元件 向任何一种液 压泵输入工作液体 都可使其变成液压马达工况 反之 当液压马达的主轴由外力矩驱 动旋转时 也可变为液压泵工况 因为它们具有同样的基本结构要素 密闭而又可以周 期变化的容积和相应的配油机构 10 黑龙江八一农垦大学毕业论文 设计 26 但是 由于液压马达和液压泵的工作条件不同 对它们的性能要求也不一样 所以 同类型的液压马达和液压泵之间 仍存在许多差别 首先液压马达应能够正 反转 因 而要求其内部结构对称 液压马达的转速范围需要足够大 特别对它的最低稳定转速有 一定的要求 因此 它通常都采用滚动轴承或静压滑动轴承 其次液压马达由于在输入 压力油条件下工作 因而不必具备自吸能力 但需要一定的初始密封性 才能提供必要 的起动转矩 由于存在着这些差别 使得液压马达和液压泵在结构上比较相似 但不能 可逆工作 11 该系统液压泵由拖拉机 型号为清江 504 的动力输出轴驱动 已知动力输出轴高 挡转速为 1000r min 再根据系统工作压力及流量等要求选用淮安市液压件总厂生产的 CBT F532 型齿轮泵 该泵的技术参数如下 排量为 32mL r 额定压力为 20MPa 额定 转速为 1000r min 容积效率为 0 92 5 3 2 选择液压阀 液压调节系统选用深圳亚德客 AIRTAC 液压气动件厂生产的三位四通电磁换向阀 其额定工作电压为 12V 直流电 响应频率为 5Hz 根据拟定的液压调节系统原理选定液 压元件 如下表所示 表 6 液压元件的选择 Table 6 The choice of Hydraulic Components 序 号元件名称规格最大流量 L min 黑龙江八一农垦大学毕业论文 设计 27 1 漏油器 XU B3230 2 齿轮泵 CBT F53240 3 压力表 4K F10D 1 4 溢流阀 A F10D DP132 5 三位四通电磁换 向阀 ED 3C2 G02 D132 6 单向节流阀 LA F10D B132 7 囊式蓄能器 CQJ 1616 5 3 3 确定管道尺寸 油管内径尺寸由选用的液压元件接口尺寸确定 即油管内径为 8mm 5 3 4 液压油箱容积的确定 为了提高液压系统的动作灵敏度 采用恒压系统 即油泵压力恒为工作压力 6MPa 液压油箱有效容量按齿轮泵的流量的 10 倍来确定 即选用容量为 320L 的油箱 17 5 3 5 液压系统温升验算 系统为恒压系统 所以在整个田间作业过程中若液压缸不动作 则泵的输入功率全 部转化为热量 此时液压油的温升最大 单位时间发热量 Q 为 9 kw127 3 pq Q 式中 p 油泵的理论泵油排量 为 32L 0 92 q 液压泵的理论泵出压力 估算为系统的工作压力 即 6MPa 邮箱的散热面积可近似为 A 3 14 由于系统的散热状况一般 可取 K 则系统的温升为 7 黑龙江八一农垦大学毕业论文 设计 28 液压系统油温一般不应超过 70 因此必须设置散热器 散热器选用汽车空调散热 器 其入口与溢流阀的回油箱口相连 实验表明 设置散热器后 液压系统油温不超过 70 工作正常 如液压系统油路图所示 5 3 6 溢流阀 溢流阀是一种液压压力控制阀 在液压设备中主要起定压溢流作用和安全保护作用 定压溢流作用 在定量泵节流调节系统中 定量泵提供的是恒定流量 当系统压力增大 时 会使流量需求减小 此时溢流阀开启 使多余流量溢回油箱 保证溢流阀进口压力 即泵出口压力恒定 阀口常随压力波动开启 安全保护作用 系统正常工作时 阀门 关闭 只有负载超过规定的极限 系统压力超过调定压力 时开启溢流 进行过载保护 使系统压力不再增加 通常使溢流阀的调定压力比系统最高工作压力高 10 20 19 5 4 其他 应用中发现 该系统虽然压力较为稳定 但平地机具在上升和下降的过程中存在较 大的冲击 影响了平地机具的升降控制精度 为此 建议采用频率响应高于 5Hz 的电磁 换向阀 或应用电液伺服阀 以提高平地机具的位置控制精度 详情请见如下原理图 1 7 油缸 2 8 单向节流阀 3 蓄压器 4 6 截止阀 5 油压表 9 17 三位四通电磁阀 10 溢 流阀 11 散热器 12 邮箱 13 温度计 14 滤网 15 油泵 16 单向阀 黑龙江八一农垦大学毕业论文 设计 29 图 7 液压系统油路图 Fig 7 hydraulic system schematic 6 6 润滑方式的确定已经其他的一些要求润滑方式的确定已经其他的