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机械毕业设计321G-160型旋耕灭茬机总体及侧边传动装置设计说明书.DOC
机械毕业设计321G-160型旋耕灭茬机总体及侧边传动装置设计说明书
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机械毕业设计321G-160型旋耕灭茬机总体及侧边传动装置设计说明书,机械毕业设计论文
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1 目 录 1 前言 1 2 方案的拟定 4 1.1 设计参数要求 5 1.2 方案的选择 5 1.2.1 方案 1 6 1.2.2方案 2 7 1.2.3方案 3 7 1.3 方案对比分析 7 3 运动计算 8 4 动力计算 9 4.1 各传动副效率 10 4.2 动力分配 10 4.2.1 拖拉机动力输出轴的额定输出功率 10 4.2.2 第一轴及小锥齿轮 Z 动率，转速和扭矩 11 4.2.3 大锥齿轮 Z2 的功率轨迹的扭矩为： 11 4.2.4 第二轴功率轨迹和扭矩为： 11 4.2.5 第二轴 Z3 齿轮功率、转速和扭矩为： 11 4.2.6 第 轴 Z4 齿轮功率 11 4.2.7 第 轴（随轮轴）不传递扭矩，故不校核： 11 4.2.8 第 轴 Z5 齿轮功率 11 4.2.9 第 轴（随轮轴）的传递扭矩，故不校核 11 4.2.10 刀轴 Z6 齿轮功率、转速和扭矩 11 4.2.11 刀轴功率，转速和扭矩 11 5 主要零件的强度校核工 12 5.1 圆柱齿轮的计算 12 5.1.1 齿轮的材料、精度和齿数选择 12 5.1.2 设计计 算 13 5.1.3 第一对 直齿圆柱齿轮主要尺寸的计算 13 5.1.4 第二对直齿圆柱齿轮的主要参数的计算 14 5.2 轴的 选择 17 5.3 轴承的选择 17 6 尺寸链计算 17 参考文献 18 nts 2 致谢 19 结论 20 附图清单 21 nts 3 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，旋耕机在南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，我国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 机的发展至今已有 150多年的历史，最初在英、美国家由 3-4kW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。 20 世纪初，日本从欧洲引进旱田旋耕机后，经过大量的试验研究工作，研制出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，旋耕机得到了迅速发展 。 孟加拉国 2000 年水稻收获面积为 1070 万 hm2。农业机械发展才刚刚起步，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非常大。其进行了自发研究但在很大层度上不能满足国内的需求。 1G-160型多用旋耕灭茬机可与 33 40.4kw(45 50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。 该机具主要适用于埋青、秸杆还田式在大中型联合收割机作业后的稻麦高留茬的田块上进行反转灭茬、正转旋耕、三麦条播、与半精量播种、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)拖拉机佩带旋耕机灭茬机作业 ,使用 13档前进速度 ,其中 :旋耕机 ,灭茬时使用 12 档 ,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 1.6 1.7m. nts 4 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能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效益。 1、方案的拟定 旋耕灭荐机状态动力为 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。 设计的旋耕灭荐方案满足如下性能、性质要求： 1.1、 设计参数要求 ： 刀轴转速：正转： 200r/min 左右（旋耕） 500r/min 左右（破垡） 反转： 200 r/min 左右（埋青 灭茬） 设计耕深 14cm（最大设计耕深） 工作幅宽 1.6m 技术： （ 1） 旋耕灭茬机与拖拉机采用三点悬挂联接，作业时万向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。 （ 2）、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。 （ 3）、要求结构简单可靠，保证各项性能指标。 （ 4）、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 nts 5 1.2、方案的选择 为了使设计的施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二套方案对此进行分析： 1.2.1 方案 1 图 (1 ) 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挡实现，正反转通过调正太齿轮的拆卸来实现。（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）采用拔档变速，操作较为方便，但结构复杂，造价高。（见图 1、图 2） nts 6 图（ 2） 1.2.2、方案 2 图（ 3） nts 7 图（ 4） 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、方案对比分析 方案 1、两端平衡，受力匀称，刚性好， 但在中间齿轮的底下出现漏耕土壤，需增设其它部件以耕除漏耕土壤，采用拨挡变速，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，但无需要加漏耕装置，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，需要经常变速和换向。 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，所以方案 2 为选用方案。 nts 8 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，以尽可能增加齿刀的耕作深度。 隋轮齿数 Z4、 Z5 的齿数待总体结构尺寸确定后再定，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 Z1 Z2 Z3 Z4 Z5 Z6 14 30 15 暂不定 暂不定 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 Z1 Z2 Z3 Z4 Z5 Z6 14 30 22 暂不定 暂不定 15 传动比 2.14 0.68 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（仅在数值前多个负号表方向相反） nts 9 3、动力计算 旋耕灭茬机在动转、旋耕和反转灭茬时，消耗功率最大，而在水田作业和存垡作业时消耗的功率较小，也就是说，设在低速档作业时，消耗的功能较大，在高速当时，消耗的功率较小，因此，动力计算只需要对低速传动进行计算，选表1 和表 3 都是低速运动路线传动比一样，不同的只 是方向相反，故我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=0.96 3.2、 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 =0.8 N 发 =29.40KW n=734r/min 3.2.2 第一轴及小锥齿轮 Z 动率，转速和扭矩 ： P1=40 0.98 0.96=27.66KW n1=734 r/min T1=9.55 10611nP mmN 56 106.3734 66.271055.9PZ1= KWP 1.2798.066.2731 nZ1=734r/min TZ1= mmNT 6531 1053.398.0106.33.2.3 大锥齿轮 Z2 的功率轨迹的扭矩为 ： Pz2=Pz1 kw55.2696.01.272 nts 10 nz2= m in/3433014734211 rzzn z TZ2= mmNNPZZ 56225 1039.7343 55.261055.91055.93.2.4 第二轴功率轨迹和扭矩为 ： p =PZ2 KW02.263 n =nZ2=343r/min T =9.55 mmN 56z6 1024.7343 02.261055.9nP10 3.2.5 第二轴 Z3 齿轮功率、转速和扭矩为 ： PZ3= p =26.02KW nZ3=n =343r/min TZ3=T =7.24 106 Nmm 3.2.6 第 轴 Z4 齿轮功率 PZ4= KWPZ 96.2496.002.2623 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=PZ4 KW98.2396.098.242 3.2.9 第轴（随轮轴）的传递扭矩，故不校核 3.2.10 刀轴 Z6齿轮功率、转速和扭矩 PZ6=P Z5 KW79.2296.099.098.2324 m in/2336336 rZZn ZZ mmNZPT ZZ 666666 103.9233 79.221055.91055.93.2.11 刀轴功率，转速和扭矩 nts 11 KWPP z 79.226 m in/2336 rnn zD T mmNTz 56 103.9表 5 轴次 动力 轴 轴 轴 轴 刀轴 输出轴 轴 Z1 轴 Z2 Z3 轴 Z4 轴 Z5 轴 Z6 P 功率（ KW） 29-4 27.66 27.1 26.02 26.55 26.02 2498 23.98 22.79 22.79 N 转速（ r/min） 734 734 734 343 343 343 233 233 T 扭矩(Nmn） 3.6105 3.53105 7.24105 7.39105 7.24105 7.5105 9.5105 nts 12 4、主要零件的强度校核 4.1 圆柱齿轮的强度计算 4.1 齿轮的材料、精度和齿数选择 根据同类型结构，大小齿轮构造选用 20CrMnTi 表面渗碳淬火 P98 表 7-1 硬度 HRC选用 5662HBS P98表 7-1 齿轮精度用 8级，轮齿表面粗糙度为 Ra1.6 硬齿面闭式传动，失效形式为点蚀 Z3=15 Z4=2 i= 53.1152334 ZZ 4.2.2 设计计算 没计准则 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设计 ； P108式（ 7-9） 3 11 12 dHEHt KTZZZdmmNnPT 5661 1024.7343 02.261055.91055.9 选取材料的接触疲劳极限应力为： P100图 7-6 MPaH 1500lim1 MPaH 1500lim2 选取材料的弯曲劳极限应力为： P100图 7-7 MPaF 450lim1 MPaF 450lim2 应力循环次数 N 由 P102式 7-3 计算 711 1023.850083436060 atnN 由 P107P 108式计算得 53.1 i 38.0d MPaZ E 8.189 5.2HZ mmNT 51 1024.7 则 7712 1063.553.11027.8 NN接触疲劳寿命系数 P102图 7-8 ZN1=1 ZN2=1 弯曲疲劳寿命系数 P102图 7-9 YN1=YN2=1 nts 13 由 P102 表 7-2 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; 由 P99式 7-1,7-2求许用接触应力和弯曲应力 ； M PaZS NHHH 136411.115001m i nl i m11 M PaZS NHHH 136411.115002m i nl i m22 M PaYS YF NFSTF 64314.1 24501m i nl i m11 M PaYS YF NFSTF 64314.1 24502m i nl i m22 323 1153.1153.138.03.1213649.08.1895.212 dHEHtKTZZZd mm99.92 smndV 67.16 0 0 0 0 343931 0 0 060 111 smVZ 25.010067.11510011 P104查图 7-10得 KV=1.03 P103由表 7-3得 KA=1.35 P105由表 7-4得 11.1K， 1.1K P103由式 7-5 70.11.111.103.135.1 KKKKK VAH修正 mmddt 7.10109.13.93.17.1311 mmZdm 78.6157.10131 P112表 7-6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，我选择小齿轮齿数为 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 nts 14 P368查表 12-7得 总变位 X=0.80mm 根据类比得 X3=0.28mm X4=0.52mm 分度圆直径 mmmZd 10571533 mmmZd 16172344 压力角 20 啮合角 s int a n2s in2143 ZZ XX 937.20 中心距变动系数 1c o sc o s2 43 ZZy 1937.20c o s 20c o s2 2315 116.0 中心距 mmymaa 8 1 2.1 3 3 齿高变动系数 mmyXy 684.0116.08.0 齿数比 53.1152334 ZZ节圆直径 mmad 65.10553.2812.1332123 mmdd 97.16010553.134 齿顶高 mmmyxhaha 37.83 mmha 95.94 齿根高 mmmxchahf 79.633 mmhf 11.54 全齿高 mmhfhha 16.15333 mmhfhha 06.15444 齿顶圆直径 mmhddaa 73.1212 333 mmhddaa 90.1802 444 nts 15 齿根圆直径 mmhddff 42.912 333 mmhddff 78.1502 444 公法线长度 mmwk 81.333 mmwk 41.564 跨测齿数 k3=2 k4=3 固定弦齿厚 mmSx 97.103 mmSx 05.124 固定弦齿高 mmhx 37.63 mmhx 76.74 4.1.4 第二对直齿圆柱齿轮的主要参数的计算 P368查表 12-7得 总变位 X=0.87mm 根据类比得 X5=X4=0.52mm X6=0.35mm 分度圆直径 mmmZd 16172355 mmmZd 15472266 压力角 20 啮合角 s int a n2s in6565 ZZ XX 86.20 中心距变动系数 1c o sc o s2 65 ZZy 186.20c o s 20c o s2 2223 126.0 中心距 mmymaa 38.158 齿高变动系数 mmyXy 744.0126.087.0 齿数比 96.0232256 ZZ节圆直径 mmad 61.161125 mmdd 56.15416196.056 齿顶高 mmmyxhaha 86.83 nts 16 齿根高 mmmxchahf 3.633 全齿高 mmhfhha 16.15666 齿顶圆直径 mmhddaa 72.1712 666 齿根圆直径 mm
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