大型秸秆还田、旋耕复式作业机传动系统设计【含CAD图纸和说明书
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毕业设计(论文)图书分类号：密 级：毕业设计(论文)大型秸秆还田、旋耕复式作业机传动系统设计THE TRANSMISS SYSTEM DESIGN OF COMBINED ROTOTILLING-STUBBLE-BREAKING MACHINE学生姓名班 级学院名称专业名称指导教师年5月26日学位论文原创性声明 本人郑重声明： 所呈交的学位论文，是本人在导师的指导下，独立进行研究工作所取得的成果。除文中已经注明引用或参考的内容外，本论文不含任何其他个人或集体已经发表或撰写过的作品或成果。对本文的研究做出重要贡献的个人和集体，均已在文中以明确方式标注。本人完全意识到本声明的法律结果由本人承担。论文作者签名： 日期： 年 月 日学位论文版权协议书本人完全了解关于收集、保存、使用学位论文的规定，即：本校学生在学习期间所完成的学位论文的知识产权归所拥有。有权保留并向国家有关部门或机构送交学位论文的纸本复印件和电子文档拷贝，允许论文被查阅和借阅。可以公布学位论文的全部或部分内容，可以将本学位论文的全部或部分内容提交至各类数据库进行发布和检索，可以采用影印、缩印或扫描等复制手段保存和汇编本学位论文。论文作者签名： 导师签名： 日期： 年 月 日 日期： 年 月 日 摘要在我们国家，秸秆的综合利用的主要方式是秸秆的机械化还田，它也是减少环境污染，增加土壤有机质的最有效的途径，我国的各级政府非常关注这一问题，并且也投入了大量资金。近年来，我国经过努力，使农村的经济得到了一定程度的发展，并且农村的劳动力也得到了转移。对于“耕、整、种”等田间作业的劳动已经逐步地集中到部分农机户手中。我们为了追求更好的经济效益，更好的作业效果，更高的作业效率，又因为高转速的大马力拖拉机的销量逐年增加，所以与之配套的农业作业机械是我们现在所迫切需要的。大型秸秆还田、旋耕复式作业机成作为秸秆机械化还田的主要机具，降低农机作业成本，增加农机户收入，受到广大农机户的普遍欢迎。由于秸秆还田刀轴和旋耕刀轴需要不一的转速，需对动力的传输进行相应的增加速，所以为了更好满足机具的作业要求，传动系统的设计尤为重要。本次毕业设计的课题根据大型秸秆还田、旋耕复式作业机的作业要求和结构特点，完成的主要内容： 1.先进行该农业机械的传动系统的总体结构方案的设计； 2.再进行秸秆刀轴和旋耕刀轴的设计，分别完成两刀轴相关设计计算； 3.最后绘制装配图及主要零件图。关键词：旋耕复式作业机；传动系统；农机技术I Abstract Mechanized straw is the main mode of straw comprehensive utilization in our country.It is also the most effective way to increase organic matter of soil and reduce environmental pollution.so,all levels of the government pay more attention to it and achieve the support of a lot of money. With the development of the economic and the transfer a large number of labor force in recent years .The farming, sharp, species and other field operations are concentrating to the portion of the peasants,who have agricultural machinery.In order to the highly ameliorate operating results, improve operational efficiency, obtain greater economic benefits, the sales volume of the large horsepower tractors are increasing year by year,the requirements of the agricultural machinery are extremely urgent.The combined large straw, rotary tillage working machine become the main agricultural machinery of mechanized straw.It can reduce the costs of work of the agricultural machinery and increase income of agricultural households,so it was widely welcomed by the majority of agricultural households. Because the straw arbor and the rotary arbor needs of different speed,it is necessary to increase the speed of the transmission.So,in order to meet the operational requirements of agricultural machinery, the design of transmission system is very important. According to the working requirements and the characteristics of the large-scale straw counters-field rotary tillage compounded working machine,following is the issue of this graduation design need to finish: 1.design the whole structure project of the transmissionsystem. 2.design the straw cutter shaft and rotary tillage shaft and finish the relate calculate of the two shafts respectively. 3.finally,draw the assembly picture and the main part pictures.Key words：The combined straw rotary tillage machine the transmission system the agricultural machine technology II目 录摘要IAbstractII1绪论11.1研究目的及意义11.2研究必要性21.2.1本设计研究对农机技术创新21.2.2农机技术进步的意义与作用21.3发展趋势与发展方向21.3.1发展趋势21.3.2发展方向31.4总体设计31.4.1设计的内容31.4.2设计要求32大型秸秆还田、旋耕复式作业机传动系统设计42.1大型秸秆还田、旋耕复式作业机传动系统设计的工作原理42.2大型秸秆还田、旋耕复式作业机传动系统设计的总体方案42.2.1几种基本传动方式的优缺点分析42.2.2传动方案的确定及分析52.2.3主要参数的选择62.3传动比的确定62.3.1旋耕刀轴传动系统的传动比的确定62.3.2灭茬刀轴传动系统的传动比的确定72.4旋耕刀轴传动系统的设计72.4.1计算传动装置的转速和动力参数72.4.2锥齿轮的设计计算82.4.3锥齿轮的结构设计112.4.4直齿轮的设计计算132.4.5直齿轮的结构设计182.5秸秆刀轴的传动系统设计202.5.1锥齿轮传动的设计202.5.2带传动的设计203刀轴的设计研究233.1旋耕刀轴的设计及研究23I3.1.1刀滚半径的选择233.1.2刀片的选择与安装233.1.3选择刀轴的材料243.1.4旋耕刀轴的结构设计243.1.5旋耕刀轴的强度校核253.2秸秆刀轴的设计与研究283.2.1材料的选择283.2.2刀片的选择293.2.3秸秆刀轴结构设计293.2.4秸秆刀轴的强度校核303.3润滑与密封323.3.1润滑323.3.2密封324联轴器的选择33结论34致谢35参考文献36II1绪论1.1研究目的及意义我国是一个农业大国，因为我们国家越来越重视农业的发展，又经过多年的的努力，我国的粮食产量正稳步地提高。然而，在中国的许多地区仍然使用比较传统的耕作方式，致使春冬季节地表长期裸露，导致农作物秸秆有效利用率逐年下降及土壤表层有机物质和水分的严重流失，土壤贫瘠化和生态环境恶化如意日益加剧，土地得不到很好的修养生息，严重制约我国粮食产量的进一步提高。特别是在稻麦轮作地区，对于小麦秸秆的处理方式，大多数农民还是采用焚烧的方法，严重造成了资源浪费和环境污染，同时还存在人身伤亡及田间等火灾事故的隐患。秸秆的燃烧不仅严重污染了成环境，使人们呼吸难受，也熏得广大人民眼睛流泪、难受，喉咙发痒难受，还会使得飞机升降困难，而且还造成资源浪费、土地破坏、严重影响了人民生活及交通安全1。在我们国家，目前处理秸秆问题的主要方法是粉碎秸秆，使其埋在田地里，并且增加土壤有机质，减少环境的污染。现在，我们的政府也在大力关注这一问题，也投入了大量资金与人力。秸秆是一个一举两得的处理秸秆问题的方法。近年来，我国经过努力，使农村的经济得到了一定程度的发展，并且农村的劳动力也得到了转移。对于“耕、整、种”等田间作业的劳动已经逐步地集中到部分农机户手中。我们为了追求更好的经济效益，更好的作业效果，更高的作业效率，因此，旋耕机的复试作业成为了较好的方式，这样我们就能够提高作业效率，从而能够促进我国农业的可持续发展。 一直以来，中国都是一个农业大国，农业机械化发展是农业生产发展的基本方向。而且，高转速的大马力拖拉机的发展及其销量的增加，迫切的需要与之配套的农业机械。所以，大型秸秆还田、旋耕复式作业机成作为秸秆的粉碎，机械化还田的主要机具，这样可以降低农业机械的作业成本，增加农机户的收入，所以受到了广大农机户的普遍欢迎2。由于秸秆粉碎还田刀轴和旋耕刀轴需要不一的转速，需对动力的传输进行相应的增加速，所以为了更好满足机具的复式作业要求，传动系统的设计尤为重要。本论文主要对大型旋耕机的传动系统进行设计，要求一次完成旋耕、灭茬作业，实现一机两用。有利于实现秸秆还田，增加土壤有机质，提高农作物产量的目标，促进农业的持续发展3。1.2研究必要性1.2.1本设计研究对农机技术创新大约在1930年左右，国外就开始研究秸秆还田机。比如西方的发达国家早就开始了对秸秆还田机的研究，并且取得了较好的成果。然而在我国，秸秆还田机械发展得并不是很理想，还只是停留在最基本的将秸秆切碎还田的技术上，功能不全面，比较单一，适应性能不好，较差。例如，对于秸秆还田播种复式机械的研究仍然是在旋耕机、秸秆还田机、播种机技术上的强行组合，技术创新不够，作业效果不理想，传动效率低，达不到农业作业的要求。特别是复式机械的传动系统配置不合理，而且一般采用一根旋耕轴进行秸秆粉碎和对土壤的旋耕，因此无法很好的保证秸秆粉碎和土壤旋耕的作业效果。我和导师讨论研究，查阅资料，最后确定对大型秸秆还田、旋耕复式作业机的传动系统进行设计，采用旋耕轴与秸秆粉碎轴双轴形式，保证不同的作业转速要求4。1.2.2农机技术进步的意义与作用这些年来，联合收割机在我国的使用越来越普遍，而且收割后的秸秆仍然留在田中，所以会给接下来的换季种植带来很大的困难，更主要的是秸秆的处理方式并是很理想，也不恰当，因此秸秆还田问题已引起了各级领导和广大群众的关注。那么，就要求我们可以同时完成旋耕和灭茬等工作，因此大型秸秆还田、旋耕复式作业机成作为秸秆机械化还田的主要机具。通过秸秆还田，不仅可以增加土壤的有机质，增强土壤的肥力，提高农作物的产量，而且可以避免秸秆焚烧所带来的环境污染、资源浪费等问题，对农业的持续发展有着积极有效的作用5。1.3发展趋势与发展方向1.3.1发展趋势近年来，我国的小型旋耕机在农业生产中仍然发挥着及其作用，同时大中型旋耕机也发挥着重要作用。对于大型旋耕机，因为它具有省能耗，抢农时等优点，在我们国家很快得到了发展与应用。在我国，我们所使用的复式旋耕机，主要能够实现“起垄、深松、旋耕、灭茬、镇压”等作业中的两个或者多个的联合作业。通过查阅资料和相关数据的调查统计，在我国，一方面将百分之三十的稻麦秸秆用于造纸、发电等行业，另一方面将百分之七十的秸秆用于还田以增加土壤肥力。但是，我国目前的秸秆处理方法主要是通过焚烧秸秆来处理，很不合理。一方面是高转速大马力拖拉机的销量越来越高，逐年增加，所以对与之配套的农机具要求极为迫切，另一方面秸秆还田的处理方式的需要。所以大型秸秆还田、旋耕复式作业机成作为秸秆机械化还田的主要机具，能够降低农机作业成本，增加农机户收入，受到了广大农机户的普遍欢迎5。1.3.2发展方向（1） 向大型化方向发展； 与大功率拖拉机配套使用的大幅宽的旋耕复式作业机将成为农业今后发展的主要方向，能够增大作业幅宽和深耕，充分提高农业机械的作业效率，促进农业的发展。（2）向复式作业方向发展；例如旋耕灭茬复式作业，大大减少农机投入，提高生产效率，降低生产成本。（3）自动化，智能化；机器易于操作，易于装拆；研究将电子技术，控制技术等应用于该领域7。1.4总体设计1.4.1设计的内容本课题根据大型秸秆还田、旋耕复式作业机的作业要求和结构特点，完成以下的设计内容： 1.进行大型、秸秆还田旋耕复式作业机的传动系统总体的结构方案设计； 2.进行秸秆刀轴和旋耕刀轴的设计； 3.完成两刀轴相关设计计算； 4.绘制装配图及主要零件图。1.4.2设计要求具体的主要要求：1. 查阅文献资料，撰写开题报告，外文翻译4000汉字以上； 2. 拟订大型秸秆还田、旋耕复式作业机传动系统总体设计方案； 3.进行秸秆刀轴和旋耕刀轴的设计计算； 4.绘制装配图及主要零件图，总量不少于3张A0图纸； 5.编写设计说明书，字数不少于1.5万字，参考文献不少于15篇。2大型秸秆还田、旋耕复式作业机传动系统设计2.1大型秸秆还田、旋耕复式作业机传动系统设计的工作原理我们此次设计的大型秸秆还田、旋耕复式作业机的传动系统，首先由大马力拖拉机提供动力，经过万向联轴器将动力传输到轴1，再通过轴1分别传送到两边：右边经过锥齿轮换向将动力传送到轴2，再通过2级减速箱将动力传送到旋耕刀轴；左边通过一对锥齿轮换向传送到轴5及大带轮，再通过带传动，将大带轮的动力传送到小带轮及灭茬轴，实现增速8。 图2-12.2大型秸秆还田、旋耕复式作业机传动系统设计的总体方案2.2.1几种基本传动方式的优缺点分析1. 齿轮传动9优点：（1） 传动比稳定；（2） 效率高；（3） 寿命长；（4） 使用的圆周速度和功率范围广；（5） 工作的可靠性高；（6） 可以实现平行轴、任意角相交轴和任意角交错轴之间的传动。缺点：（1） 因为齿轮通常是铸造的，所以成本较高，安装精度与制造精度的要求较高；（2） 不适合远距离两轴之间的传动。2. 带传动9优点：（1） 可用于两轴中心距离较大的传动；（2） 因为带具有弹性,所以可以缓和冲击和振动载荷,运转比较平稳,没有噪声；（3） 当过载时,带即在轮上打滑,可防止其他零件损坏，起到保护作用；（4） 结构简单,设备费低,维护方便。缺点：（1） 传动的外廓尺寸较大；（2） 因为带的弹性滑动不可避免,所以不能保证稳定不变的传动比；（3） 轴及轴承上受力较大；（4） 效率较低；（5） 带的寿命比较短,大约为3000h到5000h；（6） 不宜用于易燃易爆的场合。3. 链传动9优点：（1） 承载能力高；（2） 适用于恶劣的工作环境；（3） 效率高；（4） 作用于轴上的力小。缺点：（1） 工作时有噪声；（2） 存在冲击、振动；（3） 对安装精度要求高。2.2.2传动方案的确定及分析根据我国现有的旋耕机种类、结构以及我国拖拉是动力保有情况，经过与指导老师的多次研究商讨，本次设计在原有旋耕机的基础上研究开发出一种灭茬与旋耕作业一次完成的复式作业的复试旋耕机。首先由拖拉机为整个传动系统提供动力，通过万向联轴器将动力传送给轴1，再由轴1经过锥齿轮的换向与增减速分两边分别传送，右边通过齿轮减速箱减速并将动力传输到旋耕刀轴，左边通过带传动将动力传输到灭茬刀轴。并且是先灭茬作业，再进行旋耕作业，这样可以将秸秆埋在田地里，增加土地的有机质。左边灭茬刀轴传动系统通过一对锥齿轮换向并增速将动力传送到轴5及大带轮，再通过带传动，将大带轮的动力传送到小带轮及灭茬轴，实现增速，进而进行灭茬作业；右边旋耕刀轴传动系统，经过锥齿轮换向并减速将动力传送到轴2，再通过2级减速箱将动力传送到旋耕刀轴,进行旋耕作业。对于旋耕刀轴传动系统，我们根据旋耕复式作业机的幅宽选择与之配套的拖拉机动力系统，而现在我们设计的幅宽为2m，则设计时可选旋耕刀轴的转速为240r/min，那么可以确定选择的拖拉机动力系统的转速720r/min，那么就需要减速箱来实现减速，使得旋耕刀轴的转速为240r/min，因为齿轮传动的传动比稳定，结构紧凑，寿命长，可靠性高，尽管制造成本高，综合考虑，我们选择齿轮传动减速。根据设计的要求，还需要碎茬作业，则需要灭茬刀轴的转速较高，我们设计时定为2160r/min，则需要增速，又因为带传动一般用于传动的高速级，所以我们选择带传动增速，将动力传送的灭茬刀轴10。2.2.3主要参数的选择 1.配套动力：70马力以上的拖拉机（设计时所取的拖拉机的型号为东方红LX750H，转速为720r/min，功率P=55kw） 2.耕深：18cm（查阅相关资料可知旋耕的耕深范围是14-18cm，设计时选取最大耕深）3.作业幅宽：2m（根据选取的拖拉机型号为东方红LX750H，可以确定其适合的幅宽为2m）4.灭茬刀轴转速：2160r/min 5.旋耕刀轴转速11：240r/min 2.3传动比的确定2.3.1旋耕刀轴传动系统的传动比的确定设计时我们选用的拖拉机的动力输出转速为n1=720r/min，因为旋耕轴设计的转速为n4=240r/min，所以可以确定总的传动比i总=n1/n3=720/240=3。传动装置的传动比是各级传动比的连乘积，所以i总=i1i2in12。在多级传动比的设计时，应该将总的传动比分配到各级传动中。依次为i1=1.5，i2=1.5，i3=1.33。2.3.2灭茬刀轴传动系统的传动比的确定根据设计的灭茬刀轴的转速为n6=2160r/min，设计时选择的拖拉机的转速为n1=720r/min，所以可以确定总的传动比i总=n1/n6=720/2160=0.33，所以锥齿轮的传动比为i4=0.67，带轮的传动比i3=0.5。2.4旋耕刀轴传动系统的设计2.4.1计算传动装置的转速和动力参数根据设计时拖拉机的动力输入转速为n1=720r/min，可求得各轴的转速12：n2=n1/i1=720/1.5=480r/minn3=n2/i2=480/1.5=320r/minn4=n3/i3=320/1.33=240r/min 式（2.1）拖拉机的标定功率Pb=55kw，参考机械设计实践与创新P161表107查得相关的机械传动的效率如表21所示如下：表21各部件的传动效率名称轴承效率圆锥齿轮效率圆柱齿轮效率效率0=0.991=0.972=0.98从而我们可以计算出各轴的输入功率9：P1=Pb=55kwP2=P1*021=550.9920.97=52.29kwP3=P2*02=52.290.990.98=50.73kwP4=P3*02=50.730.990.98=49.22kw 式（2.2）由以上可以求出各轴的转矩9：T1=9550*P1/n1=9550*55/720=729510N.mmT2=9550*P2/n2=9550*52.29/480=1040350N.mmT3=9550*P3/n3=9550*50.73/320=1513970N.mmT4=9550*P4/n4=9550*49.22/240=1958550N.mm 式（2.3）各轴的转速、输入功率、转矩值如表22所示：表22各轴的参数表名称转速（r/min）输入功率(kw)转矩(N.mm)轴172055729510轴248052.291040350轴332050.731513970轴424049.2219585502.4.2锥齿轮的设计计算1.选择锥齿轮的材料及精度等级 我们设计小齿轮的齿面选用调质45钢，硬度为250HBS。大齿轮选用正火45钢，硬度为240HBS。我们可以选用8级精度（GB1009598）9。2.按齿面接触疲劳强度进行设计9 设计的计算公式如下即： 式（2.4）确定有关参数如下：（1）选择齿数、齿宽系数 根据设计的传动比i1=1.5 ，我们先取小齿轮齿数Z1=28，那么我们可以根据传动比计算出大齿轮的齿数Z2=i1*Z1=1.528=42,从而可以确定齿数比u=i1=1.5，可以确定齿宽系数取R =1/3。（2）取弹性影响系数（3）计算载荷系数 则有： K=KVKAKK =1.05111.2=1.26 式（2.5）（4）按照应力循环次数的计算公式：N=60njLh 假设工作十年，每年工作60天，每天工作8小时，则有： N1=60n1jLh=607201（10608）=2.07108 N2=60n2jLh=604801（10608）=1.38108 式（2.6） 我们设计时可取接触疲劳强度寿命系为：KNH1=0.95， KNH2=0.97 我们设计时可以选取接触疲劳强度极限为： =600MPa，=560MPa （5）计算接触疲劳许用应力 设计时，我们取失效率为1%，安全系数S=1，得到许用应力的计算公式为： =0.95600/1=570MPa =543.2MPa 式（2.7）（6）根据接触强度计算小齿轮的分度圆直径d1t=2.923=194.06mm 式（2.8） 则模数m=d1/z1=194.06/28=6.9 式（2.9) 我们取标准模数：=73.计算锥齿轮的相关参数12（1）分度圆直径： =196mm =294mm 式（2.9)（2）确定当量齿数：， 式（2.10）（3）锥距： 式（2.11) 锥角： 式（2.12) = （4） 齿宽: 式（2.13) 我们圆整取：=60mm4.按齿根弯曲疲劳强度进行校核9 我们设计时选取的弯曲强度公式为： 式（2.14)5.确定式子中的各个参数的数值9（1）确定弯曲强度载荷系数因为齿轮在实际传动中受到多种因素的影响，会使齿轮上的名义法向载荷增大。故在齿轮计算中应引入用于齿轮强度计算的计算载荷。其中计算载荷的公式为：按照计算强度的类别，计算载荷系数又可以分为齿根弯曲疲劳强度计算载荷系数，和齿面接触疲劳强度计算载荷系数。其中各参数值意义为：使用系数为:,主要是考虑齿轮啮合外部因素引起的附加动载荷对齿轮传动的影响； 动载系数为:,主要是考虑到齿轮内部因素引起的附加载荷对齿轮传动的影响；齿间载荷分配系数为:,主要是考虑同时啮合各对轮齿齿间载荷分配不均对轮齿应力的影响；齿向载荷分布系数为,主要是考虑延齿宽方向载荷分布不均对轮齿应力的影响。相关的改进措施：对于使用系数主要是通过避免原动机或工作机的载荷冲击来降低使用系数的影响；对于动载系数主要是通过提高齿轮加工精度，对高速齿轮进行齿轮修形；对于齿间载荷分配系数主要是通过提高齿轮加工精度、适当地提高齿顶修缘和控制齿面硬度来减少齿间载荷分配系数对齿轮传动的影响；对于齿向载荷分布系数主要是通过提高齿轮的制造和安装精度、合理确定齿宽和齿轮在周线上的位置等来降低其对齿轮传动的影响。 确定K的值：（2）我们设计时选取的齿形系数与应力校正系数为： 齿形系数 ： =2.49 =2.23 应力校正系数： =1.64 =1.76（3）确定许用弯曲应力 我们设计时查表选取的接触疲劳寿命系数为： = 0.89 =0.92 式（2.15） 设计时选取的极限应力为： =440MPa =425MPa 设计时我们可以取安全系数SF=1.4，按照脉动循环变应力确定许用应力： =279.71MPa =279.29MPa（4)设计时参考的弯曲强度公式为： 式（2.16） 下面我们进行强度校核： =128.19MPa =123.21MPa 综上则满足弯曲强度要求，所以锥齿轮安全，所选的参数合适。2.4.3锥齿轮的结构设计2个锥齿轮的参数如表23所示12：表23锥齿轮1、2的参数表 名称代号 齿轮1齿轮2齿数Z2842模数m 7mm分度圆锥角 33.6956.31 齿顶高 ha =7mm 齿根高 hf=8.4mm 全齿高 h=15.4mm分度圆直径 d=196mm=294mm齿顶圆直径 da齿根圆直径 df=182.056mm=284.76mm锥距 R176.67mm齿顶角a 齿根角f 分度圆齿厚 s顶隙 c 当量齿数 Zv 齿顶圆锥角a 齿根圆锥角f 齿宽 b b=60mm2.4.4直齿轮的设计计算 我们设计的减速箱放在右侧，设计的2级减速箱由3个直齿圆柱齿轮组成的啮合传动，如下图所示。 图221.齿轮3和齿轮4的设计计算9 (1)确定直齿轮的传动比与齿数 根据上述已经知道轴2的转速n2=480r/min，轴3的转速n3=320r/min，已经确定传动比i2=1.5 我们设计时取小齿轮的齿数Z3=17，则大齿轮的齿数Z4=Z3*i2=171.5=25.5 ，取整Z4=26，且两个齿数互质，所以确定小齿轮齿数Z3=17,大齿轮齿数Z4=26 ，则有u=1.5。（2） 选定直齿轮3和直齿轮4的精度等级、材料 对于大型秸秆还田、旋耕复式作业机，它的旋耕刀轴部分转速一般不高，我们设计时确定选择8级精度（GB1009588），齿根喷丸强化。 我们设计时选择齿轮3的材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，齿轮4的材料为45钢（调质），硬度为240HBS。（3）按齿面接触疲劳强度进行设计计算 我们设计时，所选择的2个齿轮材料的硬度都小于350HBS，而且是闭式齿轮传动，所以其传动方式为闭式软齿面齿轮传动，其主要失效形式为齿面点蚀，所以我们设计准则通常按齿面接触疲劳强度设计，而按齿根弯曲疲劳强度校核。根据设计计算公式进行试算，即： 式（2.17）a.确定公式内的参数数值 1）试选载荷系数Kt=1.3 齿轮3所受的扭矩即是轴2所受的扭矩，根据以上计算，可知： T2=1094.27Nm 2）设计时确定选取齿宽系数=1。 3）由于锥齿轮压力角=20，所以可取区域系数ZH=2.5 我们设计时确定选取材料的弹性影响系数ZE=189.8 4）按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限=600MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限=550MPa。 5）计算应力循环次数。（假设机器工作10年，每年工作60天，每天工作8小时） N3=60n2jLh=604801（10608）=1.38108 式（2.18）=9.2107 6）我们设计时确定选取接触疲劳寿命系数： =0.96 7）计算接触疲劳强度许用应力 设计时我们取安全系数S=1，失败概率为1%，根据接触疲劳强度的计算公式可得： 0.96600MPa=576MPa 0.98550MPa=539MPa 式（2.19）b.带入数值计算 1）试算小齿轮分度圆直径d3t，带入中较小的值，则有：=154.26mm 式（2.20） 2）计算圆周速度v 式（2.21） 3）计算载荷系数 我们根据v=3.875m/s，8级精度等级，查表选取动载系数Kv=1.16，直齿圆柱齿轮：KH=KF=1，查表选取使用系数KA=1，查表和使用插值法，又因为齿轮是8级精度、小齿轮非对称布置可得KH=1.32，由=7.56，KH=1.32，查表选取：KF=1.24。设计时根据计算公式： 4）按实际载荷系数校正所计算的分度圆直径值 =162.87mm 式（2.22） 5）模数的确定 =9.58mm 设计时我们取标准模数m=9mmc.几何尺寸的计算 1）计算齿轮3和小齿4的分度圆直径 =153mm =234mm 式（2.23） 2）计算中心距 =193.5mm 式（2.24） 3）计算齿宽 =91.8mm所以齿轮3的齿宽取b3=90mm，齿轮4的齿宽取b4=85mm(4)按齿根弯曲疲劳强度校核 我们设计时确定选取弯曲强度的校核公式为： a.确定计算所需的各参数的数值 1）设计时我们查得齿轮3的弯曲疲劳强度极限为：=500MPa， 齿轮4的 弯曲疲劳强度极限为：=380MPa 2）设计时确定选取弯曲疲劳寿命系数为： =0.91 =0.97 3）计算弯曲疲劳强度的许用应力。 设计时取弯曲疲劳安全系数S=1.4，根据公式计算可得：=325MPa=263MPa 4）设计时我们确定选取齿形系数YFa、应力校正系数YSa为： YFa3=2.69，YFa4=2.39，YSa3=1.575，YSa4=1.67 5）确定齿宽系数 =0.78 =0.49b.校核齿根弯曲疲劳强度 综上，所以齿轮3和齿轮4满足要求2.直齿轮5的设计计算9 由于直齿轮4的设计计算已在上文论述过，且齿轮4、5是一对啮合的齿轮，故只需对直齿轮4，5进行强度校核就可以了。直齿轮5的精度等级和材料的选定与直齿轮3相同，都选用8级精度和40Cr（调质）。a.按齿面接触疲劳强度校核校核公式为：(1)确定公式内的各计算数值1）计算齿轮4传递的扭矩： 齿轮4传递的扭矩就等于轴3传递的扭矩,所以由以上计算可知: T3=1513.97N.m2） 由于直齿轮的压力角=20，故可取区域系数ZH=2.5。我们设计时确定选 取齿轮5的材料的弹性影响系数为：ZE=189.83）我们设计时按齿面硬度查得齿轮5的接触疲劳强度极限为：4） 根据公式计算应力循环次数。（假定机器工作10年，每年工作60天，每 天工作8小时） 5）我们设计时确定选取接触疲劳寿命系数为： =0.97；6) 计算接触疲劳强度的许用应力 设计时若取安全系数S=1，失效概率为1%，再根据相关公式我们可以计算得到： =539MPa (2)计算 1）计算圆周速度v。齿轮4的直径： 2）计算齿宽。 由上述设计可知齿轮4的齿宽为：b4=115mm 3）计算齿宽与齿高之比齿高： 则宽高比 ： 7 4）计算载荷系数由之前计算我们知道齿轮4的圆周速度为：v=3.92m/s，八级精度，再查阅 书籍资料我们得到动载系数为：KV=1.12；因为齿轮4为直齿轮，所以KF=KF=1，再查阅书籍资料确定选取使用系数 为：KA=1；设计时使用插值法和根据8级精度、小齿轮非对称布置我们可以 选取：KH=1.360； 根据计算 ，KH=1.360， KF=1.29； 所以计算得到： 5）校核齿轮4的齿面接触疲劳强度： 所以齿轮5满足齿面弯曲疲劳强度。b.齿根弯曲疲劳强度校核我们设计时确定选取弯曲强度的校核公式为：确定公式内的各计算数值: 1）查阅书籍资料得到直齿轮5的弯曲疲劳强度极限： 2）设计时选取弯曲疲劳寿命系数 ： 3）计算弯曲疲劳许用应力。 取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由公式可得： 4)查取齿形系数及应力修正系数。 设计时我们选取齿形系数和应力校正系数为: 齿形系数 应力修正系数； 5)齿轮5的齿数与直径的确定 齿轮5的齿数 取 齿轮5的直径7 6)计算齿宽b。 由于齿轮4的齿宽为85mm，因齿轮5较齿轮4位小齿轮，所以可设齿轮5的齿宽为80mm。 则齿轮5的宽径比为： 7)校核齿根弯曲疲劳强度所以满足齿根弯曲疲劳强度。综上可知直齿轮5设计合理安全，所选参数合适。2.4.5直齿轮的结构设计 直齿轮的机构设计如下图所示：表24齿轮相关参数名称符号齿轮3齿轮4齿轮5齿数Z172635模数m 9mm分度圆直径d齿顶高ha齿根高hf齿全高h齿顶圆直径da齿根圆直径df=131.4=212.4=293.4基圆直径db齿距p齿厚s齿槽宽e齿宽b中心距a顶隙c 2.5秸秆刀轴的传动系统设计2.5.1锥齿轮传动的设计因为在灭茬刀轴的传动系统中，锥齿轮起到增速换向的作用，并且该对锥齿轮的设计同前面锥齿轮的设计，所以这里就不在设计说明。可以选择第一组的锥齿轮，不同的是用于增速。2.5.2带传动的设计1.带传动的设计准则9 我们都知道带传动的主要失效形式是打滑和疲劳破坏，因此，带传动的设计准则是：在保证带传动不打滑的条件下，使带具有一定的疲劳强度和寿命。2.确定计算功率已知拖拉机的输入功率为：55kw，查阅相关资料得到带传动的效率为：，由前面知道：轴承效率，锥齿轮效率所以： 查表88得工作情况系数KA=1.3，所以： 式（2.25）3.选择V带的带型根据计算功率Pca=67.98kw，小带轮转速n5=2160r/min，设计时我们选用C型V带。4.确定带轮的基准直径dd1并验算带速v。(1) 初选小带轮的基准直径dd1。设计时我们确定选取小带轮的基准直径dd1=250mm(2) 验算带速v 设计时按机械设计式子（813）验算带的速度： 因为，所以带的速度合适。(3) 计算大带轮的基准直径。参考相关计算公式计算大带轮的基准直径： 根据表89，刚好满足标准值。5.计算并确定v带的中心距a和基准长度Ld（1）计算中心距的范围数值： 式（2.26） 得到：mm 所以我们设计时初定中心距为：=800mm（2） 计算待所需要的基准长度： 式（2.27） 查阅参考相关图表，设计时我们确定选择带的基准长度Ld=2800mm（3） 计算实际中心距a 式（2.28） 查阅参考相关资料，我们可以得到中心距的变化范围为： 式（2.27）6.验算小带轮上的包角 14 式（2.28） 所以包角满足要求。7.计算带的根数Z（1）计算单根V带的额定功率Pr由dd1=250mm和n1=2160r/min，我们可以计算得到： P0=9.972kw再根据n1=2160r/min，i5=2和带为C型号，查阅相关图表可得： 设计时选取；。所以 式（2.29）（2） 计算V带的根数Z 式（2.30） 则取带的根数为：Z=68.计算单根V带的初拉力F0设计时我们选取C型带的单位质量为：，所以： 式（2.31）9.计算压轴力Fp 式（2.32）10.带传动的主要设计结论 选用C型带6根，带基准长度2800mm。带轮的基准直径dd1=250mm，dd2=500mm，中心距，单根带的初拉力503.76N。3刀轴的设计研究 图31 1刀片、2刀轴、3刀座刀滚主要有刀轴，刀片，刀座三部分组成（图2-17）。刀座和刀片全系列通用5。3.1旋耕刀轴的设计及研究3.1.1刀滚半径的选择刀滚半径的定义是：刀轴回转中心至刀片端点的距离。刀滚半径大小主要是根据旋耕作业时的最大耕深来确定的。我们在设计时主要的原是：在满足耕深要求和结构允许的前提下，刀轴半径的设计值应适当取的小一些，这样可以保证刀片尖点处的圆周速度不会太大，可以避免增加功率的消耗，同时也可以使整个的机具结构较紧凑，使得机具的整体质量降低。在本次设计中我们选择的最大耕深为18cm，刀滚半径为245mm。3.1.2刀片的选择与安装旋耕复式作业机在工作时依靠刀片的合成运动完成相关耕作务，因为刀片直接与土壤接触，所以刀片的选择对该旋耕机的性能影响很大。对于旋耕刀，我们知道刀片的种类有凿形刀和“L”形刀两类。对于凿形刀，因为凿形刀工作时易缠草，其主要适用于熟地和无草茎的疏松土壤上工作。所以本次毕业设计选择“L”形刀。因为该刀型不易缠草，也主要用于田里有秸秆、水草的情况。因为旋耕刀片是最容易损坏和磨损的零件，其技术状态对作业质量有很大的影响。所以刀片的材料应为65锰优质钢，这样就使刀片的硬度，耐磨性增加。刀刃部分采用淬火处理以增加其硬度。刀柄部分应采用退火以改善切削加工性；消除残余应力，稳定尺寸，减少裂纹倾向与变形。我们为了使刀轴有很好的作业效果，对刀轴的安装提出以下一些： (1).刀片在刀轴上除了有规则（按螺旋线）的排列外，还须相邻的刀片在径向的角度差（即相位角）和轴向距离方面，保持一个合适的数值，避免耕作发生干扰触碰状况。 (2).左右相邻刀片的入土顺序应交错进行，对称入土，以减少轴向力。 (3).同一螺旋线上的相邻同向刀片之间的夹角应大于36，以防止发生堵塞，缠草等问题。 (4).在同一切削域内保证有两把以上的刀片工作，从而保耕作质量。旋耕刀轴是旋耕复式作业机的主要部分，在旋耕刀轴上有刀片、刀盘、还有最后一级齿轮等等，下面对旋耕刀轴进行设计。3.1.3选择刀轴的材料选择轴的材料为38CrMoAlA，调质处理。查阅参考相关资料我们可以得到，调质处理的力学性能，如表31所示13：表31 38CrMoAlA力学性能参数表名称数值硬度280HBS抗拉强度835MPa屈服强度685MPa弯曲疲劳强度410MPa剪切疲劳强度270MPa许用弯曲应力75MPa3.1.4旋耕刀轴的结构设计1.如图所示：图32旋耕刀轴的示意图 刀片安装在刀轴上，旋耕刀轴的两端用轴承支撑，最右端通过减速箱的齿轮传动，将动力和扭矩传输到旋耕刀轴上，进行旋耕作业。2.确定轴的最小直径 设计计算时选取A0=125，所以有：9轴的直径需要适当增大，选取d=70mm 考虑到工作的需要，我们设计时可以确定旋耕刀轴的安装刀盘部分的直径为：D=74mm。3.各轴段的长度的确定设计的各轴段的长度如下：齿轮处的长度：80mm安装刀片部分的长度：2000mm轴承处的长度：60mm4.选择轴承根据最小直径为d=70mm，又因为轴主要受径向力，但也受轴向力，例如该大型旋耕复式作业机在转弯的时候，就会受到轴向力的作用，还有其他情况等等。所以，综合考虑，选择深沟球轴承，其主要参数如下：型号为：6014，基本尺寸为： 5.旋耕刀轴的定位本次设计中我们使用平键连接来对齿轮进行周向定位，为了保证齿轮与轴的配合有良好的对中性，所以选择齿轮轮毂与轴的配合为。滚动轴承与轴的周向定位采用过渡配合来实现。6.确定轴的倒角与圆角尺寸 本次设计时确定轴端的倒角为：，各轴肩处的圆角半径可参阅零件图。3.1.5旋耕刀轴的强度校核1.用“均值”的思想建立数学模型 因为该大型秸秆还田、旋耕复式作业机，在工作时，刀片要受到土壤的反作用力，因而土壤会产生对刀轴的作用力矩。因为刀轴上刀片的排列方式不同，所以刀轴所受的力矩方向也不同，并且不断变化，为了计算的方便，我们采用均值的思想来求力。用刀轴上面的均布载荷来确定切削阻力Q： 其中： 式（3.1） 通过查阅相关资料，得到计算公式： 求得: 式（3.2） （其中R=300mm，Ha=180mm） 2.受力分析与计算并作出弯扭矩图 刀轴的受力分析和弯矩扭、矩图如图所示： 图33弯扭矩图 我们先计算出直齿圆柱齿轮轮所受的径向力与轴向力，即求出齿轮5的径向力与轴向力。 =12435N 式（3.3） =4526N14 式（3.4） 根据受力平衡和弯矩平衡，我们可以列出式子如下：水平方向： 竖直方向： 式（3.5）带入数值计算得到：计算弯矩： 式（3.6） 得到： 竖直方向： 得到： 由数值及弯矩图可知，在左端弯矩最大,所以先对左端进行校核： 式（3.7） 根据我们上面算出的数据，计算轴的应力。 ， 式（3.8） 所以轴的强度符合要求。其中：因为轴受脉动循环变应力，所以取=0.6， 抗弯截面系数: 式（3.9） 3.2秸秆刀轴的设计与研究秸秆刀轴的传动系统如图下图所示: 图34秸秆刀轴传动系统示意图3.2.1材料的选择1.秸秆刀轴材料的选择因为灭茬刀必须有足够的耐磨性，所以设计时我们选45号钢，调质处理，作为灭茬刀轴的材料。材料的一些设计时的力学参数如下图所示13：表32 45钢力学参数表名称数值硬度250HBS抗拉强度640MPa屈服强度355MPa弯曲疲劳强度275MPa剪切疲劳强度155MPa许用弯曲应力60MPa2.带轮材料的选择 带轮选用的材料为：HT2003.2.2刀片的选择 综合考虑，根据粉碎秸秆的作业要求，设计时我们选择秸秆刀轴为L型刀。3.2.3秸秆刀轴结构设计秸秆刀轴上装有刀片，刀座，小带轮等等，下面对轴上带轮进行设计1.带轮的设计9（1）小带轮的设计 1)确定带轮轴及小带轮的直径 设计时确定选取A0=125，所以计算得到最小直 所以我们选取轴的直径d=40mm。 因为小带轮的基准直径 又因为 ，所以小带轮的结构采用腹板式。 2）小带轮的相关尺寸的确定 查阅相关资料得到: 我们设计时取， 所以： 式（3.10） 式（3.11） 式（3.12） （2）大带轮的设计 因为大带轮的基准直径，所以大带轮的结构选用轮辐式。 计算大带轮的有关尺寸： 2.各轴段直径的确定（1） 螺帽处轴段直径的确定 因为通过之前的计算求得轴的最小直径为35.05mm，所以为了定位与安装的要求，我们设计时取螺帽处的直径为d=40mm,（2） 轴承处的直径的确定根据最小直径为d=35mm，又因为轴主要受径向力，但也受轴向力，例如旋耕机在转弯的时候等等。所以，综合考虑，选择深沟球轴承。型号为：6014； 基本尺寸：。所以设计时轴承处的直径确定为：d=40mm（3） 带轮轴段处的直径的确定 由之前的计算，设计时可确定小带轮处的轴径为：d=40mm。（4）安装刀轴处的直径设计时选择45mm3.各轴段的长度 小带轮处轴段的长度为：120mm； 安装刀片轴段的长度为：2000mm； 轴承处的轴段的长度为：60mm；4.秸秆刀轴的定位我们设计时对齿轮采用平键连接进行周向定位，为了保证齿轮的与轴的配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为。滚动轴承与轴的周向定位采用过渡配合。5.确定轴的倒角与圆角尺寸轴端的倒角为：，各轴肩处的圆角半径见零件图。3.2.4秸秆刀轴的强度校核进行受力分析、计算及作出弯矩、扭矩图。 图35弯矩、扭矩图 我们可以将带作用于小带轮上的力，用合力压轴力来代替计算。根据之前的带的压轴力的计算，我们有：FP=8019N。刀轴所受的力，根据我们之前的设计，用均布载荷来计算，查阅资料得到刀轴所受的均布载荷为：Q=550.91N/m，根据受力平衡我们可以列出以下式子： 水平方向： 9 其中：FP=8019N，L1=60mm，L2=1000mm，L3=1000mm 通过计算得到： 竖直方向同水平方向的分析计算类似，同理得到： 从而通过分析计算出弯矩： 水平方向： 竖直方向： 计算扭矩：根据我们之前的计算，作出的弯矩、扭矩，如上图所示。由图可以看出最大的弯矩在M1处，所以先对该处校核。 因为秸秆刀轴受脉动循环变应力的作用，所以取=0.6。 其中：13所以通过计算我们得知，秸秆刀轴的强度符合要求。3.3润滑与密封3.3.1润滑 对于传动系统中的齿轮传动，我们采取的是闭式齿轮传动，而且齿轮的速度，所以我们通常采用浸油润滑。3.3.2密封在整个设计中，我们选用密封形式为毡圈油封密封。4联轴器的选择 我们通过查阅资料，得到WS型小型十字轴万向联轴器(型号：JB/T5901-91)有以下的一些特点: 该万向联轴器适用于联结空间同一平面上两轴轴线夹角45的传动场合,传递公称转矩11.2-1120N.m。 所以我们设计时选择的联轴器的型号为： 该联轴器的一些参数如下表所示：表51万向联轴器的参数表型号公称转矩（N.M）外径（mm）最大
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