毕业设计（论文）-水稻割晒机动力部分设计

摘要我国是农业大国，水稻是我国最重要的粮食作物之一，水稻种植面积约4.5亿亩。全国水稻种植面积约占粮食作物总面积面积的30%，产量接近粮食作物总产量的一半。而且相当大的一部分地区为丘陵地带，这些地方收割机使用不方便，大部分仍利用人力，工作生产效率不高。所以设计一种小型的能够在丘陵地带进行收割的割晒机尤为重要。本文是对小型割晒机的动力部分进行测绘和改进设计。该动力部分要能够和割台配合使用，在工作过程中为割台提供自行走动和割稻动作的动力。能够有效的调节工作的速度并且适应不同环境的田间作业。其主要内容包括，对动力部分的传动方案分析，外形尺寸的测绘，操纵扶手，柴油机后置台，链轮、带轮和锥齿传动设计，以及变速箱的选择分析。关键词：割晒机；动力；传动。全套图纸加扣 3012250582Abstract China is a large agricultural country, rice is one of the countrys most important food crop, rice cultivation area of about 4.5 million acres. National rice planting area accounts for about 30% of the total area of food crops, nearly half of the total output of food crops production. And a large part of region is hilly areas, these places harvester inconvenient to use, most of them still use of human work productivity is not high. So design a small, in the foothills of the harvest swather is particularly important.This article is a small swather power mapping and improved design. The power section to be able to be used in conjunction with cutting table, cutting table move on their own power in the course of their work. Can effectively adjust the speed of field operations and adapt to different environments.Its main contents include transmission scheme, the dynamic part of the Dimensions of Surveying and Mapping, manipulation armrest, rear diesel engine, sprocket, pulley and bevel gear drive design, as well as the choice of gearbox.Keywords: swather; power; drive;目录摘要IAbstractII1传动方案的拟定11.1 传动机构图及其原理11.2 TY-61手扶拖拉机传动系统22动力选型42.1 柴油机的选择42.1.1 动力分析42.1.2 柴油机的优点42.1.3 柴油机的参数42.2 动力在运动时要求的各档行驶速度53 V带传动设计计算63.1 确定带的型号63.2 确定带轮的计算直径63.3 验算带传动的线速度63.4 确定带轮的中心距73.5 验算小带轮的包角73.6 确定胶带的根数83.7 单根胶带预紧力的计算83.8 作用在轴上的力93.9 确定带传动的最终尺寸94TY-61传动系一档传动时各齿轮校核104.1 Z16和Z43啮合时的计算104.1.1 按齿面疲劳强度校核104.1.2 按齿根弯曲疲劳强度计算114.2 Z20和Z49啮合时的计算124.2.1 按齿面疲劳强度计算124.2.2 按齿根弯曲疲劳强度计算134.3 Z16和Z47啮合时的计算144.3.1 按齿面疲劳强度计算144.3.2 按齿根弯曲疲劳强度计算154.4 中央大齿轮啮合校核Z15和Z51164.4.1 按齿面疲劳强度计算164.4.2 按齿根弯曲疲劳强度计算185 链传动的设计计算195.1 链轮的计算195.2 链轮的尺寸确定206 直齿圆锥齿轮传动设计计算216.1 锥齿齿面接触疲劳强度计算216.2 锥齿齿根疲劳强度计算237 锥齿传动轴设计及轴承的选择257.1 轴的设计257.1.1 轴的最小直径的确定257.1.2 轴的结构确定257.1.3 轴的材料确定267.2 轴承的选择268 各机架结构的设计278.1 柴油机放置台的结构设计278.2 锥齿箱放置台的结构设计278.3 割台连接件289 轮胎的选择29参考文献30致 谢311 传动方案的拟定 动力输送到割晒机割台，使割台工作收割的过程中涉及到带传动，链传动和齿轮传动。割晒机在收割水稻时，还需根据不同的环境切换不同的档位，以便于适应各种田间环境作业。1.1 传动机构图及其原理根据割晒机的性能以及割晒机在工作中的实际情况，发现TY61型手扶拖拉机的变速箱以及最终传动系统能够满足割台的要求。所以，动力部分的变速箱传动系统选择TY61型手扶拖拉机的传动系统。图1-1为割晒机动力部分的总的传动系统示意图，其中中间部分为TY61手扶拖拉机的传动系其传动的基本过程为柴油机提供动力由带轮传到变速箱，再由变速箱分为两部分。一部分传给链轮，经过链轮、锥齿轮和万向节传到割台；另一部分由变速箱最终传动提供手扶拖拉机行走的动力。割台部分是由万象节传递的动力，使机组前进，通过割盘同时的自转和公转来完成切割和堆放的动作。传动总体机构图图1-1 传动总图 图1-2 各轴在变速箱中的位置 1.2 TY-61手扶拖拉机传动系统TY61的传动系统是利用花键轴连接的双联齿轮的移动来改变传动比从而实现速度的变化。其中有八个档位，六个前进档和两个倒档各挡传动时的齿轮啮合情况为：I档 23121156789 II档 1413121156789 III档 84121156789 倒I档 213121156789 IV档 2356789 V档 1413356789 VI档 144356789 倒II档 2131256789变速箱中各齿轮的齿数分别为：Z1=26 Z1=20 Z2=16 Z3=43 Z4=31 Z5=26 Z5=16 Z6=47 Z7=15 Z8=51 Z9=51 Z10=15 Z11=49 Z12=20 Z13=38 Z14=22 Z14=29各档的传动比计算 I档 II档 III档 IV档 V档 VI档 倒I档 倒II档 2 动力选型割晒机在收割水稻时，需根据不同的环境切换不同的档位，以及在运输的过程中需要有较快的速度。而且割晒机工作时，受到的载荷不大割刀但需要较高的转速。2.1 柴油机的选择2.1.1 动力分析在割晒机工作时，需要有发动机输出连续的转矩带动各传动系的运动。在水稻田中工作那更需要能适用于相对复杂的环境。而且运用于农业需要考虑到经济性，才能更容易接受2.1.2 柴油机的优点柴油发动机消耗比汽油发动机要少，而且柴油相对汽油机便宜一些，所以柴油机更省钱更容易让人接受，而且柴油机的适应性更强 柴油机由于采用压燃式的爆火方式，所以没有点火电路，是纯机械产物，所以故障率以及故障后维修费用更低。所以发动机选择柴油机2.1.3 柴油机的参数综上所述，选择发动机的型号：165F 2.02kw 1600r/min 柴油机，图2-1为165F型柴油机的图片，其外形尺寸为370330418。图2-1 柴油机的外形2.2 动力在运动时要求的各档行驶速度档速：一档：1.23km/h 二档：1.91 km/h 三档：3.1km/h 四档：5.0 km/h 五档：7.74 km/h 六档：12.5 km/h倒一档：0.94 km/h倒二档：3.83 km/h3 V带传动设计计算3.1 确定带的型号 其中为工作情况系数，为传递的功率。查表取=1.1则 1.1 x 2.02 kw=2.22kw由拖拉机设计手册手扶拖拉机一般选用B型带3.2 确定带轮的计算直径选择小带轮的直径为传动尺寸受限制时的最小值 其中为弹性滑动率，一般取0.02， 计算得 3.3 验算带传动的线速度 其中 计算得 满足要求3.4 确定带轮的中心距初定中心距： 得到 初取图3-1 带轮传动示意图 取初定胶带长度： 选取带的基准长度 则 安装时的最中心距极限值 3.5 验算小带轮的包角 3.6 确定胶带的根数其中P0为单根胶带传递的功率 单根胶带传递的功率增量 分别为弯曲影响系数 小胶带轮包角系数 传动比影响系数 长度系数和胶带材质系数 取 =0.89计算得 所以取一根胶带3.7 单根胶带预紧力的计算图3-2 带传动受力示意图3.8 作用在轴上的力=338N3.9 确定带传动的最终尺寸综上 带的基准长度 中心距 安装时的最中心距极限值 4 TY-61传动系一档传动时各齿轮校核已知箱内的齿轮模数m=2.5 b=12 齿轮材料20Cr中央传动和最终传动齿轮模数m=3 =14假设割晒机每年50天用于割稻子，每天工作5小时，寿命15年以下Z后面跟着的数字代表齿轮的齿数4.1 Z16和Z43啮合时的计算4.1.1 按齿面疲劳强度校核转矩 求得 接触最小安全系数 =1.05 总工作时间 15*50*5=3750h应力循环次数 接触寿命系数 查得 接触疲劳极限 则其接触疲劳强度许用应力为 验算 =1011MPa所以 符合要求4.1.2 按齿根弯曲疲劳强度计算重合度系数 齿间载荷分配系数 齿向载荷分配系数 由 查得 计算载荷系数K 齿形系数 由机械设计图12.21 查得 应力校正系数 由机械设计图12.22 查得 齿轮的弯曲由疲劳极限由机械设计图12.23得 弯曲疲劳强度寿命系数 （由机械设计 图12.24）计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数S1.25， 则 齿根弯曲强度设计计算 4.2 Z20和Z49啮合时的计算4.2.1 按齿面疲劳强度计算转矩 求得 查得 使用系数 动载荷系数 分别为接触最小安全系数 =1.05 总工作时间 15*50*5=3750h应力循环次数 接触寿命系数 查得 接触疲劳极限 则其接触疲劳强度许用应力为 验算 =1293MPa所以 符合要求4.2.2 按齿根弯曲疲劳强度计算重合度系数 齿间载荷分配系数 齿向载荷分配系数 由 查得 计算载荷系数K 齿形系数 由机械设计图12.21 查得 应力校正系数 由机械设计图12.22 查得 齿轮的弯曲由疲劳极限由机械设计图12.23得 弯曲疲劳强度寿命系数 （由机械设计 图12.24）计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数S1.25， 则 齿根弯曲强度设计计算 4.3 Z16和Z47啮合时的计算4.3.1 按齿面疲劳强度计算 求得 重合度 重合度系数 由此得 齿向载荷分布系数 查得 使用系数 动载荷系数 分别为 =1.5 =1.05则 载荷系数 弹性系数 查得 节点系数 =2.5接触最小安全系数 =1.05 总工作时间 15*50*5=3750h应力循环次数 接触寿命系数 查得 接触疲劳极限 则其接触疲劳强度许用应力为 验算 =1380MPa所以 符合要求4.3.2 按齿根弯曲疲劳强度计算重合度系数 齿间载荷分配系数 齿向载荷分配系数 由 查得 计算载荷系数K 齿形系数 由机械设计图12.21 查得 应力校正系数 由机械设计图12.22 查得 齿轮的弯曲由疲劳极限由机械设计图12.23得 弯曲疲劳强度寿命系数 （由机械设计 图12.24）计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数S1.25， 则 齿根弯曲强度设计计算 4.4 中央大齿轮啮合校核Z15和Z514.4.1 按齿面疲劳强度计算转矩 求得 重合度 重合度系数 由此得 齿向载荷分布系数 查得 使用系数 动载荷系数 分别为 =1.5 =1.2则 载荷系数 弹性系数 查得 节点系数 =2.5接触最小安全系数 =1.05 总工作时间 15*50*5=3750h应力循环次数 接触寿命系数 查得 接触疲劳极限 则其接触疲劳强度许用应力为 验算 =1469MPa所以 符合要求4.4.2 按齿根弯曲疲劳强度计算重合度系数 齿间载荷分配系数 齿向载荷分配系数 由 查得 计算载荷系数K 齿形系数 由机械设计图12.21 查得 应力校正系数 由机械设计图12.22 查得 齿轮的弯曲由疲劳极限由机械设计图12.23得 弯曲疲劳强度寿命系数 （由机械设计 图12.24）计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数S1.25， 则 齿根弯曲强度5 链传动的设计计算链轮传动在割晒机动力部分的作用是和锥齿传动配合由一定的传动比将动力传到割台使割台进行割稻等动作。取链轮的传动比为1.75，选择小链轮的齿数为12，则大链轮的齿数为21由于整体设计的结构限制，链传动的中心距取a=300mm5.1 链轮的计算链传动的传动功率 查得 得 根据n=690r/min和P的值 选取10A的滚子链如图图5-1 所选链条的参数其节距计算作用在轴上的载荷链速 有效拉力 轴上载荷 5.2 链轮的尺寸确定 分度圆直径 齿顶圆直径 齿根圆直径 其中节距 滚子外径 计算得 小链轮 大链轮 6 直齿圆锥齿轮传动设计计算锥齿轮用于传递两相交轴的运动和动力，有直齿斜齿和曲线齿之分直齿最为常用，轴交角可以使任意角度，九十度最为常用。由于柴油机传递动力要作用于割台带动割台运转，所以要用到一对锥齿进行传动。选择直齿圆锥齿轮传动，其轴交角为90度。图6-1 常见的锥齿传动6.1 锥齿齿面接触疲劳强度计算由于锥齿轮再传动过程中只起到换向的作用并不需要减速所以可选一对齿数相等的直齿圆锥齿轮。齿数z和精度等级 取=17 =17 估计Vm=4m/s 选8级精度使用寿命 查表得=1.0 动载系数 =1.17齿间载荷分配系数由表，估计 =0.88=齿向载荷分布系数 由表取=1.9载荷系数K K=3.22转矩弹性系数节点区域系数接触疲劳极限，680Mpa接触最小安全系数接触寿命系数许用接触应力 = =小轮大端分度圆直径确定传动主要尺寸大端模数m m= 取3mm实际大端分度圆直径d为51mm锥距R=mm齿宽b=10.817mm 取b=116.2 锥齿齿根疲劳强度计算查表：齿形系数，应力修正系数重合度系数齿间载荷分配系数载荷系数K=弯曲疲劳极限弯曲最小安全系数弯曲寿命系数Yn=1尺寸系数Yx=1许用弯曲应力=480Mpa，=456Mpa综上所述 直齿圆锥齿轮的主要尺寸为大端模数m m= 大端分度圆直径d为51mm锥距R=mm齿宽b=11mm7 锥齿传动轴设计及轴承的选择7.1 轴的设计7.1.1 轴的最小直径的确定轴的直径初步确定d=由于轴在和锥齿轮连接，所以轴上需要开个键槽则直径需增大0.05 即 取d=157.1.2 轴的结构确定在确定轴的结构时，需要考虑到轴上装配的各零件的定位，所以轴的设计要便于轴上零件的装配和定位。所以在齿轮在传动过程中采用轴肩和轴端挡板定位。锥齿动力输入轴结构如图7-1.图7-1 轴的结构7.1.3 轴的材料确定轴的材料主要采用碳素钢和合金钢。碳素钢比合金钢价廉，对应力集中的敏感性较小，所以应用较为广泛。常用的碳素钢有3050刚，最常用的为45刚。为保证其力学性能，应进行调制或正火热处理。不重要的轴或受力较小的轴以及一般传动轴可以使用Q235Q275刚。合金钢具有较强的机械强度，可淬性也较好，可以在传递大功率并要求减少质量和提高轴颈的耐磨性时采用。常用的合金钢有20Cr，40Cr等由于割晒机一般用于丘陵地带，所以减轻轴的质量和提高轴的耐磨性，能够更好的适应于田间环境的工作。所以选择轴的材料为40Cr。7.2 轴承的选择滚动轴承是现代机器中广泛应用的部件之一。它是依靠主要元件的滚动接触来支撑转动零件的。与滑动轴承相比，滚动轴承摩擦力小，功率消耗少，启动容易等优点。并且常用的滚动轴承绝大多数已经标准化，因此使用滚动轴承时，只要根据具体工作条件正确选择轴承的类型和尺寸。因考虑到锥齿传动，存在轴向力和径向力，因此选用圆锥滚子轴承。轴承的型号为：30202。8 各机架结构的设计8.1 柴油机放置台的结构设计为了整体结构的合理且能保持有效的输送动力，柴油机置于整体动力部分之后，机架的下面。按照柴油机的尺寸以及地脚安装孔之间的距离，在放置台上开四个槽孔，用螺栓和柴油机连接固定。开槽的作用是：可以微调带轮传动时的中心距。图九为柴油机置放台图及尺寸。图8-1 柴油机放置台 8.2 锥齿箱放置台的结构设计 锥齿在传动时由链轮输送动力，然后由锥齿输出，最后传至割台。因此锥齿箱应置于动力部分前端。在锥齿箱放置台上开六个直径为4.5的孔，用螺栓和锥齿箱底部连接固定。 根据整体动力部分的外形及尺寸，锥齿箱放置台的具体结构设计如图8-2。图8-2 锥齿箱放置台8.3 割台连接件 割晒机动力部分最终需要作用于割台，割台连接件在割晒机工作时的作用是推动割晒机割台行走。割台连接件是运用销轴和开口销配合连接到割台上的，以便于安装和拆卸。图8-3为割台连接件的外形图。图8-3 割台连接件9 轮胎的选择上文提到了按各档传动时的速度，速度的计算公式如下： n为柴油机输出的转速，i为动力传至轮胎时的传动比，d为轮胎的外径。 假设柴油机能够连续输出最大的转速 则 n=2600r/min一档传动时 i=243 v=1.23km/h计算得到轮胎外径 d=61.3mm所以选择轮胎的型号为249.012 外径是24英寸 钢圈为9英寸。参考文献1邱宣怀.郭可谦. 机械设计M.北京：高等教育出版社.2011.2何铭心.钱可强. 机械制图M.北京：高等教育出版社.2009.3郑文纬.吴克强. 机械原理M.北