1G-160型旋耕灭茬机总体及侧边传动装置毕业设计

目 录1 前言12 方案的拟定41.1 设计参数要求51.2 方案的选择51.2.1 方案 161.2.2 方案 2 71.2.3 方案 3 71.3 方案对比分析73 运动计算84 动力计算 94.1 各传动副效率 104.2 动力分配 104.2.1 拖拉机动力输出轴的额定输出功率104.2.2 第一轴及小锥齿轮 Z 动率，转速和扭矩 114.2.3 大锥齿轮 Z2 的功率轨迹的扭矩为： 114.2.4 第二轴功率轨迹和扭矩为： 114.2.5 第二轴 Z3 齿轮功率、转速和扭矩为：114.2.6 第轴 Z4 齿轮功率114.2.7 第轴（随轮轴）不传递扭矩，故不校核：114.2.8 第轴 Z5 齿轮功率114.2.9 第轴（随轮轴）的传递扭矩，故不校核 114.2.10 刀轴 Z6 齿轮功率、转速和扭矩114.2.11 刀轴功率，转速和扭矩115 主要零件的强度校核工 125.1 圆柱齿轮的计算 125.1.1 齿轮的材料、精度和齿数选择125.1.2 设计计算135.1.3 第一对直齿圆柱齿轮主要尺寸的计算135.1.4 第二对直齿圆柱齿轮的主要参数的计算145.2 轴的选择 175.3 轴承的选择 176 尺寸链计算 17参考文献 18致谢19结论20附图清单21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 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。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 1.61.7m.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） 图（2）1.2.2、方案 2图（3） 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。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、Z 5 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Z1 Z2 Z3 Z4 Z5 Z6齿数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Z1 Z2 Z3 Z4 Z5 Z6齿数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）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=0.963.2、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 =0.8 N 发 =29.40KWn=734r/min3.2.2 第一轴及小锥齿轮 Z 动率，转速和扭矩：P1=40 0.980.96=27.66KWn1=734 r/minT1=9.55106 1nP mN5610.374.205.9PZ1= KW1.8.2731nZ1=734r/minTZ1= N6531 03.9.06.3.2.3 大锥齿轮 Z2 的功率轨迹的扭矩为：Pz2=Pz1 kw5.269.017nz2= min/3421rzTZ2= mNNZ 5625 1039.75.210.90.93.2.4 第二轴功率轨迹和扭矩为：p =PZ2 KW0.63n =nZ2=343r/minT =9.55 mN56z6 1024.73.105.9nP103.2.5 第二轴 Z3 齿轮功率、转速和扭矩为：PZ3= p =26.02KWnZ3=n =343r/min TZ3=T =7.24106 Nmm3.2.6 第轴 Z4 齿轮功率PZ4= KW96.24.0233.2.7 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 K98.236.098.243.2.9 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 KW79.26.098.234 min/23636rZnZ mNPTZ 6666 103.927.105.9105.93.2.11 刀轴功率，转速和扭矩KWPz79.26min/3rnzDT Nz5610.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 Z6P 功率（KW）29-4 27.66 27.1 26.02 26.55 26.02 2498 23.98 22.79 22.79N 转速（r/min）734 734 734 343 343 343 233 233T 扭矩(Nmn）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 5662HBSP98 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=2i= 53.12344.2.2 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）3112dHEt KTZd mNnPT 5661 1024.73.05.905.9选取材料的接触疲劳极限应力为：P100 图 7-6MaHlim1MPaHlim2选取材料的弯曲劳极限应力为：P100 图 7-7PF450li1F450li2应力循环次数 N 由P102 式 7-3 计算71 13.85036atn由P107P108 式计算得5.i.d MPaZE8.195.2HZmNT50247则 771 1063.5.接触疲劳寿命系数P102 图 7-8ZN1=1 ZN2=1弯曲疲劳寿命系数P102 图 7-9 YN1=YN2=1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；MPaZSNH1364.501minl1 .2inl2 PaYSFNT6431.4501minl1 MFT.22inl232311 53.18.01649.85. dHEt KZdm9.2smndV67.10341601Z25.7.5P104 查图 7-10 得 KV=1.03P103 由表 7-3 得 KA=1.35P105 由表 7-4 得 ，1.P103 由式 7-5 70.1.0315. KVAH修正 mdt 7.109.3.1731 Zm8.6503P112 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 mZd10573624压力角 0啮合角 sintasin2143ZX97.中心距变动系数 cos43y1937.20156.0中心距 mya8.齿高变动系数 X684.01齿数比 53.234Z节圆直径 mad 5.1.21 9760.34齿顶高 myxha3.895.4齿根高 xcf 79.633 mhf1.54全齿高 fa6.33044齿顶圆直径 mhdaa7.12339844齿根圆直径 ff .33hdff 7150244公法线长度 mwk8.3 mwk41.56跨测齿数 k 3=2 k4=3固定弦齿厚 Sx97.10Sx0.2固定弦齿高 h63 h7644.1.4 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 mZd17235546压力角 0啮合角 sinta2sin65ZX8.中心距变动系数 1cos265y8.03126.0中心距 mya.5齿高变动系数 myX74.0126.87.0齿数比 9356Z节圆直径 ad.1256.46.056齿顶高 myxha8.3齿根高 cf 33全齿高 fa16.566齿顶圆直径 mhda722齿根圆直径 ff 40.66公法线长度 wk49.5跨测齿数 k 6=3 固定弦齿厚 mSx28.1固定弦齿高 h64.2 轴