植树挖坑机减速箱设计（30.625kw） 机械设计与自动化毕业论文

泰山学院本科毕业论文植树挖坑机减速箱设计（30625KW）所在学院机械与工程学院专业名称机械设计制造及其自动化申请学士学位所属学科工学年级二一一级（32）学生姓名、学号徐士友2011170280指导教师姓名、职称季绍琨副教授完成日期二一三年五月摘要提高森林覆盖率,改善生态环境,必须大力开展植树造林，增加园林绿化等。而人工速度较慢且效率较低费时费力，而机械化则能最大限度提高生产率,降低生产成本,实现高效的造林。这次毕业设计对东方红拖拉机带动的挖坑机进行研究。挖坑机就是重要的机械化造林设备之一。针对我国林区复杂多变的林地条件和土壤类型,研发不同类型的挖坑机。本文研究的挖坑机是针对我国南方丘陵，山地条件挖坑植树的需要，并运用现代设计方法，设计思想，创新研制出高性能低成本，高效率移动式植树挖坑机。本文首先对挖坑机的发展前景和方向做了简单的讨论。其次对植树挖坑机从结构原理、动力选择提升机构设计减速器设计进行阐述，主要对减速器设计进行阐述。关键词植树挖坑机；减速器；效率；结构设计ABSTRACTINCREASETHEFORESTCOVERAGERATE,IMPROVETHEECOLOGICALENVIRONMENT,MUSTVIGOROUSLYCARRYOUTAFFORESTATION,LANDSCAPING,ETCANDARTIFICIALSLOWERANDLOWEREFFICIENCYOFTIMECONSUMING,LABORIOUSANDMECHANIZATIONTOMAXIMIZEPRODUCTIVITY,REDUCEPRODUCTIONCOSTANDREALIZEEFFICIENTFORESTATIONTHEGRADUATIONDESIGNOFDONGFANGHONGTRACTORDRIVETHEEARTHAUGERISSTUDIEDEARTHAUGERISTHEIMPORTANTONEOFAFFORESTATIONOFMECHANIZEDEQUIPMENTAIMINGATTHECOMPLEXWOODLANDFORESTCONDITIONSANDSOILTYPES,RESEARCHANDDEVELOPMENTOFDIFFERENTTYPESOFDIGGINGMACHINESDIGGINGMACHINESOFTHISSTUDYISAIMINGATSOUTHERNHILLY,MOUNTAINOUSCONDITIONSHAVEDUGAPITTOPLANTTREES,ANDUSINGTHEMODERNDESIGNMETHODS,DESIGNIDEAS,INNOVATIONTODEVELOPHIGHPERFORMANCE，LOWCOST,HIGHLYEFFICIENTMOBILEEARTHAUGERTOPLANTTREESATFIRST,THISPAPERPROSPECTSANDDIRECTIONFORTHEDEVELOPMENTOFTHEDIGGINGMACHINESTODOASIMPLEDISCUSSIONNEXTTOTHEHOLEDIGGERFROMSTRUCTUREPRINCIPLE,POWERSELECTIONLIFTINGGEARREDUCERDESIGNKEYWORDSDIGGINGHOLESTOPLANTTREESMACHINE；GEARREDUCERDESIGN；EFFICIENCY；STRUCTURE；DESIGN目录目录II1引言12设计概述221挖坑机的选择222设计内容323挖坑机设计要求33挖坑机的设计431结构设计432间隙调整4321圆锥滚子轴承预紧4322齿面接触调整433动力选择54锥齿轮传动设计计算641选定精度等级材料及参数642选择齿数643按齿面接触疲劳强度设计65润滑及密封116轴的设计计算1261输入轴的设计12611轴的结构设计12612初步选择滚动轴承13613轴上零件的周向定位13614确定轴上的圆角和倒角尺寸13615求轴上的载荷及其校核14617校核轴承寿命1862减速器低速轴II的计算18621轴的结构设计19622初选滚动轴承19623按照弯扭合成强度校核轴的强度217低速轴上键的链接选择与校核计算238箱体及其附件设计249发展趋势2591人机和谐2592一机多能2593应用范围2510设计小结26参考文献27致谢281引言森林资源是经济发展的重要物质基础。我国森林资源短缺，难以同时满足日益增长的木材需要和生态需要，而且处于社会经济发展初级阶段，必然导致森林资源供求矛盾的加剧。我国政府采取的一系列通过积极增加本国森林面积，保护天然林地等政策和措施表明，我国一直在努力逐步改善资源供给不足的状况。这些措施为解决世界森林资源短缺的压力，做出了十分重要贡献。森林资源保护需要一个长久的过程，这就需要所有人自发的保护森林资源，从自身做起。我国森林资源虽缺乏，但是在近几年的发展中我国采取的措施以有一定的成绩，在未来我国的发展将不会给世界森林资源带来威胁。然而，人工造林效率相对较低，劳动强度比较大而且速度慢，但是机械化造林则不存在这种问题。机械化植树造林在世界范围内已经是大势所趋，它不仅可以减轻劳动强度，提高劳动效率、而且能降低生产的成本、保证造林的质量、显著提高经济效益2设计概述21挖坑机的选择挖坑机的种类很多。如果按与配套动力的挂接方式对其进行分类，可分为手提式挖坑机、悬挂式挖坑机；自走式挖坑机与牵引式挖坑机3。按挖坑机上配置的钻头数量可分为双钻头、单钻头和多钻头的掘坑机。挖坑机的钻头根据形状可分为螺旋带型钻头、螺旋式钻头叶片型钻头和螺旋齿式钻头等。对于悬挂式挖坑机，减速器悬挂在拖拉机上靠提升机构带动拖拉机可以通行的地方，或者主要用于地形平缓的地带。钻头的升降由拖拉机手通过操纵拖拉机液压系统带动提升架来实现，挖坑深度和直径都比较大，也可以多钻头同时作业。对于手提式挖坑机，汽油发动机与机器装配成整体，由两个人或者一个人手提操作，质量较轻，适用于拖拉机不能通过的地形复杂的山地、沟壑、丘陵地区。挖坑深度和直径都比较小，也可用于埋设桩柱和果树的追肥。牵引式挖坑机由拖拉机牵引，挂接方便，不受拖拉机结构限制的机器装在小车上，由拖拉，但结机动性差，构复杂。自走式挖坑机设计成整体自走式，通过性较好，挖坑机本身自带动力，价格昂贵，技术含量和自动化程度较高。后两种挖坑机在我国应用较少主要是由于局限性较大。在我国多钻头挖坑机则比较少见，而单钻头挖坑机应用比较普遍，。挖坑机的钻头形状多为螺旋带型或者螺旋式。本产品针对社会需求的大幅增长，在吸收国内外同类产品优点的基础上，改进完善精心设计而成的植树挖坑机械，经由东方红404拖拉机提供动力，通过带传动，它可起到减震、防磁、消除动压力等作用，将动力直接输入齿轮箱。箱体内通过一对交错轴锥齿轮而完成减速要求，从而带动钻头旋转达到挖坑目的。如果所需洞穴直径在300MM，深度在400MM以下，又是沙壤土，功率消耗较少，可以选用小型挖坑机；如果所需洞穴直径在400600MM，深600700MM宜选用中型挖坑机；如果所需洞穴直径在700MM深800MM以上，又是粘重土壤或者有岩石，则应选用大型挖坑机。此次设计的挖坑机与拖拉机配合使用，故应该为平地使用，所需洞穴直径在5001000MM深度在600900MM，土壤为沙土或者粘土，功率消耗不是很大，故选用中型挖坑机。22设计内容挖坑机是一种与小四轮拖拉机悬挂式的结构。它由减速箱、悬挂架、螺旋挖头等构成。悬挂架两端分别与拖拉机和减速箱铰接，V型带连接拖拉机和减速器的输出输入轴螺旋形钻头固定在减速箱的输出轴上。拖拉机的提升架带动悬挂架进行升降，动力经过带传动。此类挖坑机具有作业质量好、结构简单、移动及通过性能灵活、效率高、的特点。广泛应用于植树造林、埋设桩柱等作业。23挖坑机设计要求1）挖坑机所挖出的坑深与坑径应满足埋设桩柱及栽植树木要求。2）挖出的坑径坑壁应该整齐，但不宜太光滑，而且要有较好的垂直度，否则不利于根系的生长，。3）在贫瘠的土地上挖坑时，要求出土率在90以上，以便表土回填及在坑0内添加肥料，改善树木的生长环境，；在肥土较厚的土层挖坑时可以有的肥土留在坑内。挖坑时，挖出的土应该在坑的周围，抛土半径不应00254太大，以便坑土回填。4）根据植树造林要求，有时植树与挖坑不是相继进行的。这时需要进行穴状整地，即挖坑土壤可以留在坑，只要求钻头破碎草皮、排出石块、切断灌根、疏松土壤，以便蓄水保墑与熟化土壤。5）设计出挖坑机应该满足以下技术要求A配套拖拉机动力为30625KWB带速输出轴转速540R/MINC工作轴转速150300R/MIIND坑径5001000MME挖坑深度500900MM3挖坑机的设计31结构设计植树挖坑机的传动系统中，减速器用一级锥齿轮减速器，主动齿轮用深沟球轴承支撑，这一对轴承安装在减速器箱体轴承孔内，并被阶梯轴定位，用来承受在减速器工作时对锥齿轮产生的轴向力及径向力。从动锥齿轮固定在两个圆锥滚子轴承之间。圆锥滚子轴承在减速器箱体内依靠从动轴上的阶梯轴定位。32间隙调整321圆锥滚子轴承预紧适当施加预紧力是提高圆锥滚子轴承支撑刚度的措施之一。根据以往的实践表明轴承对锥齿轮的寿命影响极大。大小锥齿轮在在垂直和水平面内最大变形量不应超过。出了在结构上采取一定措施之外，通常在安装圆锥轴承时07M带有一定预紧力。调整预紧力的大小应该在大、小锥齿轮都不受力的情况下进行。预紧力的大小应以相当于齿轮转动时有的阻力矩为宜，但是从动20645MN锥齿轮的轴承，由于其支撑结构不同，工作时有可能出现受热的情况，从而会使轴承的紧度增加。因而从动轮的轴承不应有预紧度，甚至可以留有适当的间隙。即使是需要预紧时，它的预紧程度应不超过支撑主动锥齿轮轴承的预紧度。322齿面接触调整齿轮正常工作的条件之一是适当的齿轮间隙，如果间隙过小，在齿面之间无法形成一层一定厚度的油膜，齿轮工作面的润滑和冷却就会变坏，齿轮在工作的过程中会产生噪音和噪音，并使齿轮齿面的磨损和擦伤加剧。严重时会发生轮齿被折断和卡死现象；但是间隙过大时，轮齿齿面又会产生冲击负荷，从而破坏油膜连续性，并在急剧变化的转速和负荷时出现冲击响声，这种情况同样会使齿面磨损加剧，甚至能使轮齿折断。调整方法是（一）啮合印痕偏向小端，减少箱体与轴承套法兰之间垫片，同时减少齿轮与阶梯轴之间的垫片厚度使大锥齿轮向下移动；（二）啮合印痕偏向大端，增加轴承端盖与箱体之间调整垫片，使大锥齿轮向外移动；调整合适后会转速均匀没有振动和冲击现象，而且传动噪声小。33动力选择动力参数东方红拖拉机404，拖拉机额定转数2200R/MIN，齿轮箱输入转数540R/MIN功率为30625KW，速比为13，设两带轮转速为V1、V2，两锥齿轮的转速比为IN1/N23/1540/N2，因此N2180R/MIN,内燃机的效率为，因此有输出功率06大小为18373KW2各轴的输入功率由表2取值；1095908带齿轮球轴承滚子轴承6，2940990961746KWP27931728KW。1齿轮轴承863各轴的转矩T1950274/30NM2618964锥齿轮传动设计计算41选定精度等级材料及参数（1）按照传动方案，选用一对交错轴直齿锥齿轮（2）考虑到植树挖坑机的工作类型而且它所传递的功率不大，速度不高，故选用8级精度（GB1009588）齿形角，齿顶高系数，顶隙系数20AH1。C0压力角我国对一般用途的齿轮传动规定标准压力角为。20齿宽系数在此取2503R3R（3）材料选择。由表101选择小齿轮的材料为40（调质），硬度为1CR280HBS,大齿轮材料为45钢（调质）硬度为240HBS，二者材料硬度相差为40HBS42选择齿数初步拟定小齿轮齿数大齿轮的齿数128Z284Z43按齿面接触疲劳强度设计由设计计算公式进行计算，即321122905RKEDUHT确定公式内的各计算数值1）初步拟定载荷系由表102及其使用情况知使用系数表14查在七级精度下，小齿轮相1AK，对于支撑为非对称支撑知，由图108里七级精度及齿轮转速得1423H，齿间分配载荷系数12VK，17AVK2）由以上计算知小齿轮所传递的转矩为T149MN3选齿宽系数R03，4）由图1021D按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限1大齿轮的接触疲劳强度极限。IM150HLMPAIM250HLMPA5）由表106查得材料的弹性影响系数。1189EZ6）计算应力循环次数81H06540830760NNJ82921U7由图1019取接触疲劳寿命系数12093,6HNHNK8计算接触疲劳许用应力假定失效概率为1，安全系数S12，得1IM0935426AHNLHKMPS2I20H（2）计算1）代入中较小的值，试算小齿轮分度圆直径，H1TD321T22905RKEDUHZT得144MM即小齿轮的分231T2818493740（）（）度圆直径。TD4M2）计算圆周速度V21TN9750/S606V节圆锥角112ZSIARC843O2190756节锥顶距R1TD97315SINSI843）计算齿宽BR504MMR由齿高与齿宽公式计算二者比值模数MM1TTDM68/2Z齿高H2251773MMTB/H58计载荷系数根据V55M/S，7级精度，由图108查得动载系数1115直齿轮1由表102查得使用系数125AK根据大齿轮两端支撑，小齿轮作悬臂布置，查机械设计（第八版）表得轴承系数1HF152875HBE接触强度载荷系数269AVHKK4）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，得331TT2695D81M5）计算模数M18Z3、按照齿根弯曲强度设计由弯曲强度设计公式132405FASTFRYKMZU（1）确定公式内各个计算数值（4）由图2020C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限，大齿轮的弯11450AEMP曲疲劳强度极限，238AFEMP（5）由图1018取弯曲疲劳寿命系数，1120896FNFNK，（6）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数，得4S1450892607FNPEKS2235F（7）校核弯曲强度根据弯曲强度条件公式SA22BM105FFRKTYZ进行校核；查齿形系数，SA9SA2172SA226B105FFFRTYMPZSA112173AMK满足弯曲疲劳强度要求，所选参数合适。名称代号小齿轮大齿轮分锥角18437156模数M6齿数Z2875分度圆直径D168504齿顶高HA88齿根高HF9696齿顶圆直径DA182（大端）518（大端）齿根圆直径DF165501锥距R2657齿根角F149”顶隙C16当量齿数ZV26352371齿宽B945润滑及密封齿轮传动用油润滑，油面高度为靠近大齿轮大端1/3处，滚动轴承用油脂润滑，为了避免油池中油溅如轴承座，在齿轮与轴承之间放置挡油环，输入油和输出油处用毛毡圈密封。在毡圈外装有压紧盖，以延长毡圈的使用寿命和跟进更换。根据机械设计手册P85选用工业闭式齿轮油LCKC100GB590319956轴的设计计算61输入轴的设计1输入轴的功率、转速、转矩分别为P12793KW,N1540R/MIN，T1494NM，齿形角202初步确定输入轴的最小直径先按以下公式估算出轴的最小直径，根据表153取，10MA，放大为392MM。优先选择35MM。133P746DMIN018M50A05611轴的结构设计下图为装配方案（图1）图1612初步选择滚动轴承轴承同时承载径向力和轴向力，但轴向力较小，故选用单列深沟球轴承。参照工作要求，并根据尺寸，选取0基本游隙组、标准精度级的单列深沟球轴承6210，其尺寸为D8M1DB。从而由以上尺寸可以知道3D80M。由经验公式算肩高度H07867M（12），因此在此处选择H7MM，因此2D94M，由书上的公式要求有413520LDL。取41L230MM，因此1L100MM。在34右端安装轴承端盖，根据轴承端盖的标准在右端不是定位轴肩，因此取轴肩高为25MM，考虑到安全要求取6L，最右端需要安装带轮，在此先取其长度为90MM直径为70MM。到此为止已经确定了轴上的各段长度和轴径。613轴上零件的周向定位为了是结构更加紧凑将从齿轮与轴做成整体式，而带轮与轴的周向定位采用平键连接。滚动轴承与轴的周向定位是借过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为M6。614确定轴上的圆角和倒角尺寸取轴端倒角为，各轴肩处倒角半径见图245图2615求轴上的载荷及其校核根据轴的结构做出轴上的受力图（齿轮取齿宽中点处的分度圆直径作为力的作用点，轴承在宽度中点为作用点）。图3轴承1和轴承2之间的距离为81MM，轴承2和锥齿轮间的距离为85MM（2）求作用在齿轮上的力主动轮M1BDDMR1（05）62，1M25931069D62TTFN，RT2SINSIN0CO9COS754FNAT2II16IN18S2圆锥大齿轮,R2A168FNA2R1F求作用在轴上的支反力,1N247N091HH因此由以上计算有,21NF698径向22854NHF径向616校核轴的强度做弯矩图根据上述的图，求出总的弯矩和做出弯矩图132VMNM578HHV375025作扭矩图扭矩图如图112（机械设计课本）所示，为了使扭矩图符合下述强度计算公式，图中已把T这算成的含义见前面，并且取,606作出计算弯矩图根据以作的总弯矩图和扭矩图，求出计算弯矩图，的计算公式为CAMC22TMCAMN5864010248603758221，故安全。MPAPAWMCAC6023104586131617校核轴承寿命查手册得6207型深沟球轴承参数R0R295,18CN查表86得PF101）计算轴承所承受的轴向载荷因为轴承1固定，轴承2处于游离状态，结合以上的受力图可知轴承1被压紧，轴承2被放松。由此可知轴承2不受轴向力。因此有1A68AFN,20AN计算当量动负荷轴承1,由表135有E02406803C111098EF径向由查表有X056，Y1由以上参数有1EPFXYP1径向（A）768N对于轴承2有,有表有20AC。由查表135有2EF径向22X1Y0，1FPXFYP径向（A）854NP轴承寿命HL计算HL因为,所以按轴承1计算轴承的寿命。1266TFC0029503NP87（）所选轴承6210深沟球轴承合格62减速器低速轴II的计算1求输出轴上的功率2P，转速2N和转矩2T由前面的计算可知180R/MIN,262KW，105N/M2初步确定轴的最小直径选取轴的材料为45钢，调质处理。在此取0A100MM，于是有23MIN0D56PA621轴的结构设计根据轴的定位要求确定轴的各段长度和直径，如下图所示图4622初选滚动轴承输出轴在承受径向力的同时也承受轴向力，故选用圆锥滚子轴承30114，其参数为D7013DBM5轴的结构设计根据轴上零件的定位及两个齿轮之间的配合关系确定轴上各段长度和直径如图所示图5轴的结构图计算作用在齿轮上的力BDM1M（05）26R圆周力1T7DTFN径向力1SINCO385TR轴向力1I167SFAT2求出作用在轴上的支反力图6图71245,16349NHNHFF3770VV89MA弯矩127031,59074,10789,HVVNMMNMNM输出轴上的总弯矩211982640HVMNM235而输出轴的扭矩27T623按照弯扭合成强度校核轴的强度由以上的数据及轴的旋转为单向旋转，扭转切应力为脉动循环应力，取计算轴的应力062222CA31954AW0DMTTMP由以上知初选轴的材料为45钢，调质处理，由表知；由计算知，轴的强度足够安全。170APCA1校核轴承的寿命查手册得32010型圆锥滚子轴承参数动载荷R602,OR7950CNCN静载荷由表136知，计算轴承所受径向载荷由137知轴承内部内部径向1PF8力为Y由表135中即Y17RD2F；R1D698N因为121836N；所以轴承1为压紧端，R254YD2FAD1F,轴承2为放松端；A123DFA254N计算两轴承的当量载荷，由表知E0371RE由表选取11046XY，N；1RA1YF6024PX，因此有,知A2R03EF22，2RA2YF1783PXN取P,又因为,所以轴承按照轴承2进行校核。P1校核轴承寿命查表133知，对于球轴承,Y预计使用寿命为2000030000小时，110/3，经过计算知轴承寿命符合要求。620H340HNCLP（）7低速轴上键的链接选择与校核计算选择键的链接类型和尺寸通常八级以上精度的齿轮有定心精度要求，应当选用平键链接，故选用圆头平键连接。根据，从表61中查得平键的主要尺寸为键宽为18MM，D60MEF键高为11MM，由轮毂的宽度并参考键的长度系列取键长为50MM；校核键的链接强度键、轴、的材料都是钢，由表62知许用挤压应力取其平P609PAM均值为，键的工作长度LLB32MM，键与轮毂键槽的接触高度为P75AMK05H55MM由公式61有，由此可见挤压强度不够，因此改3PP210TKLD用双键连接，相隔180布置双键的工作长度为L155075MM，所以强度符合要求。8箱体及其附件设计箱座壁厚A001（1D1D2）100120060019MM箱盖壁厚A100085（200600）18MM箱盖凸缘厚度B115A112MM箱底凸缘厚度B225A225MM箱座凸缘厚度B15A12MM轴承旁连接螺栓直径D1075DF6MM盖与座连接螺栓直径D205126MM轴承端盖螺钉直径D36MM检查孔螺钉直径D404DDF32MM定位销直径D48MMDA、D1、D2至外箱壁距离C112MMDA、D1、D2至外箱凸缘距离C210MM轴承旁凸台半径R110MM凸台高度H20MM外箱壁至轴承底端距离L1C1C2830MM齿轮顶圆与内箱壁距离B9MM锥齿轮端面与内箱壁间的距离B110MM箱盖、箱座肋板厚M1085A1425MM轴承端盖外径D2D5D3180MM轴承旁连接螺栓距离SD2180MM9发展趋势91人机和谐我国由于植树造林具有区域性和季节性的特点，间隔时间长，单一性能机具的年利用率低机具作业时间相对短。因此在以后的设计中有必要考虑一机多用，具体措施如下一、是设计通用机架，在更换其他工作部件之后即可完成其他林业作业项目，提高机械农具的利用率；二更换不同