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机械毕业设计全套

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NJ01-001@1G-100型水旱两用旋耕机设计,机械毕业设计全套

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目 录 1 前言 1 2 总体设计 2 2.1 设计的内容 2 2.2 设计依据 2 3 总体方案论证 4 3.1 中间链传动结构发案的设计 4 3.2 主要结构、参数的设计与选 择计算 4 3.2.1 耕深 H 和刀滚半径 Rmax 4 3.2.2 机组前进速度TV 4 3.2.3 刀片运动参数 S、 和刀n 4 3.2.4 功率及耕幅宽度的计算 5 3.3 旋 耕刀滚的设计 6 3.3.1 弯刀结构设计的确定 6 3.3.2 刀座间距 b 和弯刀总数 z 的设计与计算 7 3.3.3 弯刀在刀轴上的优选排列设计 7 3.4 双油封和挡草圈的设置 8 3.5 1G-100 旋耕机主要技术规 格及基本参数 8 4 总体结构的布置与设计 9 4.1 传动结构的设计 9 4.2 主要结构的分析设计 9 4.2.1 旋耕刀轴的位置的设计 9 4.2.2 尾轮机构位置的设计 9 4.2.3 机组平衡性能 9 4.2.4 定刀齿的布置 9 5 链传动的设计与计算 11 5.1 链传动的设计计算 11 5.2 链轮设计计算 12 6 主要零部件强度计算 13 6.1 链传动的强度的磨损核算 13 6.2 传动轴的强度计算和疲劳强度校核 13 6.3 滚动轴承的计算和选择 16 6.3.1 轴承假定载荷 Q 值的计算 16 6.3.2 轴承工作能力系数 C 的计算 16 6.3.3 轴承选用 16 7 结论 17 参考文献 18 致 谢 19 附 录 20 nts 1 1 前言 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。 nts1G 100 型 水旱两用旋耕机 设计 2 2 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： 水田作业 1 cm； 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。 nts 3 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。 nts1G 100 型 水旱两用旋耕机 设计 4 3 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 TV 旋耕机组前进速度 TV 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 TV (Km/h) 碎伐轮直径（ m）水耕 TV (Km/h) 0.6 1.4 0.6 2.5 0.8 3.2 0.8 3.2 3.2.3 刀片运动参数 S、 和 刀n 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 ）（刀 cmn/60/m a x2 TVRS (3-1) nts 5 式中： Rmax 最大刀滚半径（ cm） b 刀n 刀轴转速 速比系数 Z 每切削平面内的刀齿数 公式 TTOK VnRVV 30/ m a x 刀 (3-2) 式中：OKV刀滚圆周线速度（ m/s） TV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， 又取决于刀轴转速刀n和机组前进速度TV。所以，对于旋耕机运动参数的作业质量，最终取决于刀n和TV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TV=1.5-2.5km/h, 刀n=160-250r/min ， S=8-14cm 较好。若犁后耙水 田，以TV=2.5-4km/h, 刀n=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刀n=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，故选用刀n=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、 、刀n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） TV (m/s) 0.39 0.69 0.89 1.25 刀n(r/min) 240 240 240 240 12 7.1 5.5 3.9 S(cm) 10 17.4 22 31 3.2.4 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）的输出功率为输N。 输N= W4 9 1 067.675.074.012 马力 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： BHVKBHVKN TXTX 33.175/100 输 (3-3) 式中： XK 旋耕机的比阻（ 2/kg cm ） 4321 KKKKKK gX H 耕深（ cm） nts1G 100 型 水旱两用旋耕机 设计 6 TV机组前进速度（ m/s） B 工作幅宽（ m） 当直接旱旋耕，用档位工作， H =11cm时， 已知：TV=0.39m/s, 刀n=240 r/min, S=10cm 查表得： 68.0,1.1,95.0,9.0,2.14321 KKKKK g76 74.068.01.195.09.02.1 XK耕幅 cmHVKNBTX 52.139.0117674.033.1/67.633.1/ 旱1 米幅宽时刀轴的功耗为： WH B VKBTX 403048.539.011196.033.133.1 马力旱当旱旋用 档位工作， H=9cm 时， 耕幅 mHVKNBTX 05.169.097 6 7 4.033.1/67.633.1/ 扭旱1 米幅宽时刀轴功耗： WH B VKNTX 467034.669.0197674.033.133.1 马力旱 当水旋耕用 档位工作， H=12cm 时，TV=0.89 m/s 查表得： 4.04 K45.04.01.195.09.02.1 XK 耕幅 mB 04.189.01245.033.1/67.6 水刀轴功耗： WH B VKNTX 4 7 1 04.689.011245.033.133.1 马力水 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行N非常小，一般行N=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 KWNe 48.68.874.012 马力额,总传动效率 85.0 ，传动损失为WN Q 9 7 015.048.6 ,故机组的工作的功率消耗 耗eN : QNNNN 行旋耗e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：WNNNN Q 537097.037.003.4e 行旋耗 有用功率储备为： WNeNe 1 1 1 037.548.6 耗额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nts 7 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： =120 3.3.2 刀座间距 b 和弯刀总数 z 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 z 可按下式计算 : bBZ /1000z (3-4) =1000 50/11 =20(把 ) 式中： B 耕幅（米） b 刀座间距（毫米） Z 每切削平面内刀齿数 z 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。 nts1G 100 型 水旱两用旋耕机 设计 8 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 =1443 1080 630 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： 刀n=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： z =20 把 nts 9 4 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nts1G 100 型 水旱两用旋耕机 设计 10 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 nts 11 5 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 NKNcF (5-1) =1.2 6.53=7.8KW 式中 FK为载荷系数 特定条件下单排链传递的功率ONpaZCO KKKKNN 1/(5-2) =7.8 KW14.1878.187.085.056.0/ 式中： ZK 小链轮的齿数系数 1K 传动比系数 aK 中心距系数 pK 链的多排系数 因为，角速度 秒弧度 /2560/14.32240 根据 ，和 ON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、小链轮齿数大Z、小Z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，选出小Z=11，再从所需工作转速刀n=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 6.219转n转 /分。 因为 ： 219.6大Z/小Z=240 转 /分 所以 ：大Z=240小Z/转n=240 11/219.6=12.02 圆整后取 ：大Z=12 齿 小Z=11 齿 实有刀轴转速：刀n=E大Z/小Z=219.6 12/11=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 410OA mm。 链轮轴孔直径 hd 查表有 ： hd =38mm 作用在轴上的压力 Q nts1G 100 型 水旱两用旋耕机 设计 12 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，旋耕扭矩功率为扭N。 扭N=12 0.8 0.85=8.2 马力 =6.04KW 圆周力 Nk gfP 2.54 2955 41 1PKQ y =1.25 554=692.5kgf=6786.5N 式中 yK轴上的压力系数 链条节数pL200 2/(/t2/2 ）（ 小大小大 ZZAZZtAL p =44 节 链条长度 L L=pL t=44 25.4=1117.6mm 定中心距 A A=(pL-Z)/2 t=(44-11)/2 25.4=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 V V=znt/60 1000=11 238.36/60 1000=1.11m/s 5.2 链轮设计计算 分度圆直径 d mm14.988637.34.25d 大 mm16.905949.34.25 小d 齿顶圆直径admm51.1 0 87 3 2 1.354.04.25 ）（大ad mm22.1 0 24 0 5.354.04.25 ）（小ad 齿根圆直径fd1d dd f 大1d 为链条滚子直径 15.88mm mm26.8288.1514.98 大fd mm28.7488.1516.90 小fd 齿宽 b 查表得： b=14.6mm nts 13 6 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 321 PPKPP (6-1) 式中 1P 圆周力 2P 由离心力产生的拉力 3P 链工作时松边上的拉力 K 工作特性系数 54321 KKKKKK =1.3 1.1 1 0.8 1 =1.14 因为： KWN 04.62.3 马力扭Nk g fNP 542955411.1/2.8751.1/751 扭 2P 因 V n=8.2 式中： Q 链条截断载荷 n 安全系数 磨损核算： T= KFP / (6-2) = 55456614.1/1.2153 1 P 式中： P 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 扭N=8.2 马力 轴n=219 转 /分 有扭矩轴扭扭 nNM /2.716=716.2 8.2/219 =2682kgf cm 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42 。 传动轴的初步强度计算 作用在轴上的力 nts1G 100 型 水旱两用旋耕机 设计 14 圆周力 k g fMP 4 1 98.12/2 6 8 22d/2 扭=4106.2N 径向力 k g fPP 153364.041920t a n =1499.4N 圆周力 k g fDMQ 5478.9/26822/20 扭=5306.6N 垂直作用力 k g fQKQ 62954714.10 轴=6164.2N 轴上垂直力 k g fQQ 42142s in62942s in =4125.8N 轴上垂直力 k g fQQ 4 6 742s in6 2 942s in =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 cbacQcbPR A /)( =（ 153 64+467 26） 14/ = 152kgf=1489.6N 水平力 cbaaPbaQR B /)( =（ 467 1 1 4/)801 5 31 1 8 = 468kgf=4586.4N 垂直力 cbacQcbPR A /)( =（ 419 144/)2642164 = 262kgf=2567.6N 垂直力 cbaaQbaQR B /)( = 1 1 4/)806 2 91 1 84 2 1( = 578kgf=5664.4N 合成力 5.022 )()( AAA RRR= )152262( 22 =303kgf=2969.4N nts 15 合成力 5.022 )()( BBB RRR5.022 )468578( =744kgf=7291.2N 合成弯矩和相当弯矩 剖 面：合成弯矩 5.022 )( MMM = 5.022 )a()a( AA RR=2423kgf cm 相当弯矩 5.02d( ）扭当 MMM =2844kgf 剖面：合成弯矩 5.022 )( MMM = 5.022 )a()a( BB RR=1984kgf cm 相当弯矩 5.022 ( ）扭当 dMMM =2689kgf cm 剖面：合成弯矩 0M 相当弯矩 0当M查表得： III=650 2/cmkgf 2/1 1 0 0 cmkgfII 59.01 1 0 0/6 5 0/ IIIII 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 n n = 321 nnn 查表得： 3.11 n ， 3.12 n ， 4.13 n 37.24.13.13.1 n 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 ： 6.1KTK =2.05 88.086.09.0 25001 15001 =0.45 0最大弯曲应力： 23 /3628.31.0/1984/ cmk gfWM IIII 最大 最大扭矩应力： 23 /2458.32.0/26 8 9/ cmk gfWM 扭扭最大 只考虑弯矩时的安全系数 n ，（因为对称循环应力 0m ， a ） nts1G 100 型 水旱两用旋耕机 设计 16 n=3.49 只考虑扭矩时的安全系数nn=3.65 剖面 II 处的总安全系数 37.2n54.2 n 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： ZWFB KKKRQ (6-3) 式中：BR 轴承的径向负荷 FK 轴承负荷性质对轴承寿命影响的系数 WK 轴承工作温度对轴承寿命影响的系数 ZK 齿圈或外圈旋转的轴承寿命影响的系数 查表得： 4.1FK， 1WK， 1ZK故得： k g fQ 6.104114.14.1744 6.3.2 轴承工作能力系数 C 的计算 公式： 3.0)nh(ZWFB KKKRC(6-4) =744 1.4 1 391 =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 39) 3.0 nh（ 。 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,容许静负荷轴承，说明选用值都计算的对应值稍大值和故该轴承的 7206,2100 CQQ J 是 合理的。 nts 17 7 结论 a.技术先进性 方面 我设计的 1G 100 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 1G 100 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。 nts1G 100 型 水旱两用旋耕机 设计 18 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). nts 19 致 谢 本次毕业设计是对我大学四年所学知识的一次全面考验，它也是对即将走向社会的我 们的进行的一次有效的训练。在这短短的几个月里，在我的不断的努力下，我现在回顾这场毕业设计，觉得非常的获益菲浅。我的课题是一个研究类的课题，它让我体会到做研究的艰难，从苦心设计出零件，采集数据，然后又要考虑的对数据进行分析研究，分析工艺系统中加工因素与之对应关系，查阅了不少书籍，我的理论知识与实践上的结合有了很大的提高，巩固了我以前所学的专业知识，提高了我的独立分析问题、解决问题的能力。我 在产品设计 、 机构分析 、 工艺过程分析 、公差配合 等方面建立一个系统概念，从而提高从事一线工作技术能力，增强工作协调能力。 当然我 也遇到了不少问题，想到了退缩，但每个人总得面对一些困难，在同学和指导老师的帮助下，我终于努力的克服了困难。 虽然 本次设计任务业已顺利完成，但由于我水平有限，缺乏经验，难免会留下一些不足之处，在此恳请各位专家、老师及同学指出并原谅。 在本次毕业设计的开始到结束一直得到曹老师的指导和帮助，还有我们这一小组的全体 同学的 ，以及给予我帮助的许多人，我对你们表示真诚的感谢 ！ nts1G 100 型 水旱两用旋耕机 设计 20 附 录 序号 图名 图号 图幅 张数 1 总装配图 1G-100-00 0A1 2 部件装配图 1G-100-01-00 1A1 3 工作结构状态图 1G-100-02-00 0A1 4 犁刀轴 1G-100-03 3A1 5 传动轴 1G-100-04 3A1 6 大链轮 1G-100-05 3A1 7 犁刀传动齿轮 1G-100-06 3A1 8 小链轮 1G-100-07 3A1 nts1G-100型水旱两用旋耕机设计目 录1 前言 12 总体设计 22.1设计的内容 22.2设计依据 23 总体方案论证 43.1中间链传动结构发案的设计 43.2主要结构、参数的设计与选择计算 43.2.1耕深H和刀滚半径Rmax 43.2.2机组前进速度 43.2.3刀片运动参数S、 和 43.2.4功率及耕幅宽度的计算 53.3旋耕刀滚的设计 63.3.1弯刀结构设计的确定 63.3.2刀座间距 和弯刀总数 的设计与计算 73.3.3弯刀在刀轴上的优选排列设计 73.4双油封和挡草圈的设置 83.5 1G-100旋耕机主要技术规格及基本参数 84 总体结构的布置与设计94.1传动结构的设计94.2主要结构的分析设计94.2.1旋耕刀轴的位置的设计94.2.2尾轮机构位置的设计94.2.3机组平衡性能94.2.4定刀齿的布置95链传动的设计与计算115.1链传动的设计计算115.2 链轮设计计算 126主要零部件强度计算136.1链传动的强度的磨损核算136.2传动轴的强度计算和疲劳强度校核136.3 滚动轴承的计算和选择 166.3.1轴承假定载荷Q值的计算166.3.2轴承工作能力系数C的计算166.3.3 轴承选用167结论17参考文献 18致 谢 19附 录 201前言经过半个多世纪的 力 中 机 工 经 发 定 力的 确 在 经 中的 位 在 的世纪 技术 的速度发 cur