小型棚室旋耕機的研究

《小型棚室旋耕機的研究》由會員分享，可在線閱讀，更多相關《小型棚室旋耕機的研究（29頁珍藏版）》請在裝配圖網上搜索。

1、小型棚室旋耕機的研究 東北農業(yè)大學學士學位論文 學號:1011174 小型棚室旋耕機的研究 學生姓名:指導教師: 副教授 所在院系:工程學院 所學專業(yè):機械設計制造及其自動化 研究方向:機械設計 東北農業(yè)大學 中國 ? 哈爾濱 Dissertation for the bachelor Degree in Northeast Agriculture UniversityNumber 1011174 The research of

2、 minitype rotary cultivator applied in the green house Name: Li Hangfeng Tutor: Vice-prof.Feng Jiang College:Engineering College Speciality: Mechanics design Research orientation: Agricultural mechanics Northeast Agricultural University Harbin?China 摘 要 隨著人民生活水平的提高和菜籃子工程的進一步實施。我省的蔬菜大棚

3、必將迎來大規(guī)模的蓬勃開展,這勢必對棚室作業(yè)機械的要求將會越來越迫切,為此,根據蔬菜大棚內作業(yè)的特點和特殊性,對作業(yè)機的要求和目前菜農的經濟技術條件,同時參照了國內外現(xiàn)有的機型,設計和研制了一種更能適應這種作業(yè)要求的小型旋耕機。我設計的小型旋耕機是對現(xiàn)有的機型進行了大量改良的一種新型的旋耕機。其中主要優(yōu)點為耕深可調且能到達30mm以上,并且耕深加深同時質量輕適合一個人操作。真正的實現(xiàn)微型旋耕機的輕便和耕深。 此小型旋耕機主要是采用小型的汽油機和齒輪鏈輪多級變檔傳動,旋耕部件取代了驅動輪的行走作用。該旋耕機具有體積小、結構簡單、重量輕、操作靈活、碎土性能好,生產率高等優(yōu)點。這種旋耕機的試制成

4、功,將會大大的降低農民的勞動強度,從而提高勞動生產率;同時可以降低蔬菜的生產本錢。這必將為蔬菜大棚事業(yè)的開展做出新的更大的奉獻。 關鍵詞: 旋耕機 棚室機械 蔬菜大棚 Abstract With the improvement of the people’ living level and the implementing of vegetable projectThe flourish development is welcomed in my provided

5、 vegetable machine used in the green house. In this condition, it is very important to develop the shed machine. According to the characters and particularity, the need of working machine and the economy condition of peasants at present and in the terms of machine type of our country or foreign coun

6、tries, designing and studying minitype rotary cultivator is fired to content this working need. The rotary cultivator which I designed is a kind of new style .one of its main characters is the adjustable depth ,it can up to more than 30 mm, and it is suit for one person to operate in the same time.

7、It’s really good to come true the portability and cultivation depth about the minitype rotary cultivator. This rotary cultivator adopts minitype petrol engine and multilevel changeable speed transmission passing by gears and sprocket wheels, rotary tillage parts replace the driving wheel. There

8、are some advantages about the minitype rotary cultivator, such as : small cubage, simply construction, light weight, flexibility operation, scraping the soil perfectly, highly productivity and so on. It will decrease the labor hours and intensity of the peasants by a long way, therefore improving th

9、e productivity and the more important is to reduce product cost about the vegetables. It might make more contribution for the development of the green housing. Keywords: Rotary cultivator;Shed machine;green house 目 錄 摘 要 I Abstract II 1 引言 1 1.1旋耕機開展現(xiàn)狀 1 1.2 開展我國旋耕機的重要意義 1 1.3旋耕機研究

10、、開展方向 2 1.3.1提高對開展復式作業(yè)機具的研究 2 1.3.2減少功率消耗方向的研究 3 1.3.3開展新型旋耕機的研制 3 1.4 本論文的根本任務和內容 4 2.小型旋耕機的方案確定 5 2.1方案確定 5 2.2小型旋耕機的動力配套 5 2.2.1配套動力的選取 5 2.2.2汽油機的根本參數(shù) 6 3.小型旋耕機的零部件設計 6 3. 1傳動部件簡圖及數(shù)據 6 3.2 帶傳動的設計 7 3.3變速箱的設計 9 3.3.1 齒輪傳動的設計 9 3.3.2 鏈輪傳動的設計 13

11、 3.3. 3 軸承的選擇及壽命計算 17 3.3.4 箱體設計 18 3.4.機架 18 4旋耕機零件設計及受力分析 19 4. 1工作原理 19 4.1.1 深松原理 19 4.1.2 旋耕部件 21 4.1.3 耕耘刀齒的運動軌跡 21 4.1.4 功率分析 22 5 結 論 24 參考文獻 25 致謝 26 1 引 言 1.1 旋耕機開展現(xiàn)狀一般水平模軸式旋耕機的耕深不超過20cm,為了滿足增厚土壤熟化層,改善深層透氣性,增大持水能力以及栽培薯芋類、根菜類作物需要深耕的農藝要求,近年來國外開發(fā)了全幅深旋耕機和

12、間隔窄幅深旋耕機,耕深到達30-60 cm和90-120cm。國內此型產品開發(fā)剛起步,已經推出加深型中間傳動臥式旋耕機,耕深達30cm,加大旋耕深度的主要難點是引起作業(yè)負荷和功率消耗急劇增大,機械強度剛性缺乏和機組功率不平衡。旋耕機提供了先決條件。臥軸式深耕旋耕機在國內外有正轉長刀型產品,而國內專家學者論述反轉旋耕是一種大有前途的耕耘方式,潛土逆轉應用在深耕旋耕機上將更能表達其優(yōu)越性,目前需進一步開展研究工作,完善理論,積累經驗,開發(fā)出成功的產品。旋耕機型式多樣,按旋耕刀軸的位置可分為臥式、立式、斜軸式。目前國內一般選用臥式旋耕機,旱耕深度10一15厘米,水耕深度12一17厘米。這種向下切削臥

13、式旋耕機對土壤適應性好,一次作業(yè)能完成翻土碎土和平整地表的要求,混土性能好。但是一般耕深較淺漏耕嚴重,易產生纏草堵泥現(xiàn)象,且作業(yè)能量消耗較大。為此,近年來我國廣闊科研工作者經過努力攻關開發(fā)出了以滅茬為主的立式圓盤切割粉碎機械;針對聯(lián)合收獲機收割后高留茬處理的需要研制成功了稻麥秸稈還田旋耕機,它通過傳動機構和工作部件的組合.能使刀軸正反轉實現(xiàn)滅茬還田和旋耕機作用,實現(xiàn)了一機多用;加深型旋耕機的研制也取得了重大進展。由于采農的需要現(xiàn)在棚室旋耕機的需求日益增加,棚室微型旋耕機的前景非常廣闊。本文既對以往的旋耕機學習后設計了此微型棚室旋耕機。 1.2 開展我國旋耕機的重要意義 旋耕機是一

14、種由動力驅動的土壤耕作機具,其切土、碎土能力強,一次作業(yè)能到達犁耙的幾次效果,耕后地表平整,松軟.能滿足精耕細作要求,且能搶農時、節(jié)省勞力。大力開展旋耕機技術不僅能凈化環(huán)境,開展生態(tài)農業(yè),而且對增加土壤有機質、提高耕地質量、彌補氮磷鉀肥的投人缺乏、增產增收具有十分重要的意義。近幾年來隨著農業(yè)科學技術的不斷開展,農機化程度日益增高,旋耕機的研究和使用也有很大進展。根據農業(yè)部“九五〞規(guī)劃.2000年全國機收面積將達2840萬公頃,而聯(lián)合收獲機械機割面積的增多,致使深埋田間秸桿高茬成了收種季節(jié)的難點,因此,高性能、低功耗、多功能適應我國國情的旋耕機具有廣闊的開展前景。 (1)旋耕機將人工作業(yè)的松土

15、、刨茬、撈茬、運茬等工序一次完成,可提高工效29倍。 (2)通過旋耕后,土壤層次不變,垅型不變,防止翻耕作業(yè)易翻出生土,打亂土層。翻后孺耙壓及起垅作業(yè)。旋耕滅茬一般旋耕深度為10.3cm,而根茬切碎長度為4.Icm,土壤松軟細碎,符合農機作業(yè)標準和農藝要求。 (3)加深型旋耕機能使耕深到達30一120cm,使耕深范圍大幅度拓寬,充分滿足增厚土壤熟化層.改普深層透氣性、增大持水能力以及栽培各類作物需要深耕的農藝要求。 (4)隨著聯(lián)合收獲機的大力普及,消除了農民對聯(lián)合收獲機作業(yè)質量的顧慮,有利于推動收獲機械化的開展。 (5)實踐說明,連續(xù)3年實施高性能的旋耕機技術,可增加土壤

16、有機質0.2%一0.4%,土壤總孔隙度增加1.4%一7.1%.持水量提高3.0%一4.5%,農田糧食增產幅度一般為3%一5%。 1.3 旋耕機研究、開展方向 1.3.1 提高對開展復式作業(yè)機具的研究 隨著旋耕機的推廣使用,旋耕機的作用越來越被人們所認識,使用較為普遍,但旋耕機的功能較單一。近年來世界上許多農業(yè)機械化興旺的國家都已推廣使用了復式作業(yè)機具,如加拿大的萬能旋耕機;日本的聯(lián)合耕耙犁和旋耕播種機;德國的耕播機等。這些國家推廣使用的復式作業(yè)機具的共同特點,一是按作業(yè)工序順序排列組合而成;二是均采用以旋耕機為主體的復式結構。我國的種植制度和使用條件也適宜開展復式作業(yè)機具,從

17、目前來看,復式作業(yè)機具在近幾年有較大的開展。 1.3.2 增加耕深方向的研究 要研究新型的深耕旋耕方式。一般臥式旋耕機,旋耕時耕耘軸位于地外表之上,采用向下切削的方式耕耘土壤,耕深大時.回轉半徑大,耕耘功率的消耗與耕深成正比例,功率消耗大。在耕深增大時,如何使功率消耗的增加率最小呢?試驗結果說明:采用小的回轉半徑,旋耕時耕耘軸位于外表之下.耕深為回轉直徑的70%一90%時,耕耘功率的增加率最小。近年來國外開發(fā)了全幅深旋耕機和間隔窄幅深旋耕機,耕深分別到達30一60。厘米和90一120厘米,從而使旋耕機耕深范圍大幅度拓寬。國內市場也對加大耕深的旋耕機產品提出了需求。為此,我們要在現(xiàn)

18、有產品的根底上開發(fā)加大耕深的旋耕機,目標是使旱耕深度到達30厘米以上。 1.3.3 減少功率消耗方向的研究 對減少旋耕功耗的研究一直是各國科研工作者研究的重中之重,歸納起來主要是開展對以下幾個方面的研究。 1 對旋耕刀片的結構參數(shù)和運動參數(shù)進行深入研究。 1目前旋耕機上使用的刀片主要有彎形、鉤形和直角形3種。試驗說明:設計刃口曲線應選用適中的滑切角。側切刃采用阿基米德螺線或與其通近的偏心圓弧曲線;正切刃采用與側切刃光滑過渡的偏心圓弧線彎折為空間刃口曲線。調整安裝角或磨刃角或取適宜的正切面高度,以保證降低切土阻力,防止無效功耗。單面磨刃的旋耕刀片比雙面磨刃的旋耕刀片在相同

19、的試驗條件下,耕耘功率減少10%一30%。旋耕刀片切削土地的厚度,即進給量的大小,不僅直接影響生產率和工作質量,而且對功率消耗也有很大的影響。試驗說明:進刀量大、生產率高,但土塊大、功耗增加很快,因而限制了拖拉機的前進速度。 2合理地配置旋耕刀片。 在刀軸上如何安裝旋耕刀片,直接影響著旋耕機的作業(yè)性能、功率消耗和拖拉機本身的性能。根據試驗研究合理排列旋耕刀片,使其刀片盡最工作在少側向約束條件下并均勻、按順序切土,可明顯降低能耗。 3探討新的旋耕方式。傳統(tǒng)的旋耕機是采用向下切削的方式進行旋耕作業(yè),耕耘軸位于地外表之上。許多國家試驗說明,旋耕時將軸位于地外表之下,采用向上切削的方

20、式比向下切削方式其功率消耗可減少1/3一l/2,尤其是深耕時更為明顯。 1.3.4 開展新型旋耕機的研制 隨著現(xiàn)代科學技術日新月異的迅速開展,新技術在旋耕機上得到廣泛應用。如旋耕機在較惡劣的工作環(huán)境中設計使用信號系統(tǒng),這個信號系統(tǒng)由2個脈沖序列周期數(shù)字比擬裝置構成。第1電平信號系統(tǒng)是通報機務人員耕作工藝過程被破壞的信號;第2電平信號系統(tǒng)用來通報摩擦平安離合器工作的故潭狀態(tài)。目前,技術含量高的旋耕機正日益受到人們的青睞。 1.4 本論文的根本任務和內容 本論文進行的是棚室微型旋耕機的設計,我結合了自己了解的實際情況和對當今旋耕機的學習研究后完成了此設計。其以往的微型旋耕機大

21、多數(shù)旋耕機都只能到達10-15mm,而實際的棚室大多數(shù)的農作物需要的深度為20-30mm,菜農以往的作法都是先用鍬泛土然后再用鎬備壟因此勞動強度非常大。研制出能夠實現(xiàn)深旋耕的棚室微型旋耕機既能減少菜農的勞動強度又能提高產量,因此本設計在以往的旋耕機學習根底上主要在耕深和旋耕機質量方面進行了改良,為了實現(xiàn)深旋耕在變速箱前加了一個犁鏟。有利于減少功率損失提高利用率。處此之外的限深桿可以在深旋耕的同時按照實際的需要調節(jié)旋耕深度。為了能夠盡量減少質量我實現(xiàn)一個人作業(yè)我選擇了汽油機作為動力和鏈傳動。 2.1 方案確定 經多種方案的分析和比擬,確定采用無驅動輪旋耕的工作方式,該機主要由發(fā)動

22、機、變速箱、機架、旋耕刀、阻力鏟、操縱手柄、三角皮帶輪、支架等組成。其工作原理是:發(fā)動機的動力經三角皮帶輪傳遞給變速箱主動軸,經減速帶動安裝在驅動輪軸上的旋耕刀片旋轉;在銑切加工土壤過程中,通過土壤反力推動機器前進,耕深主要靠阻力鏟柄上孔眼的位置進行上下調節(jié),同時可以通過人力改變其對操縱手柄的壓力以增減力矩,調節(jié)機器的前進速度,借以到達改變耕深的目的。同時為了加大耕深在變速箱前面加了犁鏟實現(xiàn)了深旋耕。 為了全面實現(xiàn)設計指標,在結構上進行了優(yōu)選,表達在以下幾個方面: 變速箱殼體采用鑄造成型工藝,主要是為了小批量試用生產而減少本錢,工序簡單。 為滿足多項作業(yè)要求,變速箱設有二個檔速,傳

23、動系統(tǒng)示意圖見圖2所示。 高速檔用于旋耕、運輸作業(yè),低速檔用于中耕、起壟作業(yè),驅動輪軸采用通軸結構,它與旋耕工作部件配合安裝,便于工作部件的更換。還可安上運輸進行短途運輸作業(yè)。 為保證耕作質量,在旋耕時不漏耕,變速箱下部要以窄為宜,根本做到不漏耕。 為適應棚室空間矮小的作業(yè)條件,機器作手柄既可上下調整,又可在180度內前后轉動調整。 2.2 小型旋耕機動力配套 2.2.1 配套動力的選取 目前與小型動力機具配套的動力多為柴油機型,廢氣在棚室內不能及時排出,造成污染較大。因此,選擇輕巧、可在棚室有限空間內進行多種輕度作業(yè)的小型動力機具十分必要。本設計選擇汽油機作動力,減少

24、了棚室內的環(huán)境污染,并使整機質量減小。徹底的實現(xiàn)微型旋耕機的靈活輕便。 2.2.2 汽油機根本參數(shù) 汽油機型號165F型汽油機 功率 8.82 kw 轉速 額定轉速2000/min 燃油耗量235g / kw?h 3. 小型旋耕機零部件設計 3.1 傳動部件簡圖及數(shù)據 功率計算 PI3PI2×η2×η38.05×0.99×0.977.73kw PI4PI3×η3×η××η1(三角帶輪)?0.95 η2(軸承)?0.99 η3(齒輪)?0.97 η 力矩計算 第一檔速: T1Td×I1×η0131.25×2×

25、0.9580.02N?M T2T1×I1×η1280.02×2×0.96153.64 N?M T3T2×I2×η23153.64×1.4×0.96206.49 N?M T4T3×I3×η34206.49×1.32×0.91248.03 N?M 第二檔速: T1Td?I0?η0142.12×2×0.9580.02 N? M 9 N?M T3T2?I2?η23215.09×1.4×0.96289.09 N?M T4T3?I3?η34289.09×1.32×0.91347.25 N?M 總傳動比:IaNm/N2000/3475.8 3.2 帶傳動的設計本節(jié)計算公式參看機械

26、設計師手冊(帶傳動)。 1.計算功率Pc a 根據以定條件k1.2,查表(3-1-1),得 PcaKa×× 2.膠帶型號 根據P7.92KW;n2000r/min,查表3-1-1可選取膠帶型號為B型V帶。 3.小帶論計算直徑(D1) V帶選型為B型,查表3-1-6及3-1-12可選取D1140mm為宜。考慮結構緊湊。 4.大帶論計算直徑(D2) 由公式D2ID1(1-ε)n1/n2×D1×(1-ε)計算得:1 由表3-1-12,取D2280mm。 vπ×D1×n1/60×1000π×140×2000/60×100014065m/s 2

27、 ×(D1+D2)≤a0≤2×(D1+D2) 得 294≤a0≤840 mm依據結構要求,取a0400mm L02a0+π/2(D1+D2)+(D1-D2)2/4a0 3 由表3-1-3選擇界限長度LP1440mm的膠帶,內周長度LI1400mm a≈ a11800-(D2-D1)/a×6001800-(280-140)/384×600158.10>1200 4 考慮傳動比的影響,單根膠帶傳動功率的增加量,△P0kwn1(1-1/ki)kw ×103 那么: △P0kwn1(1-1/1.12)0.57kw

28、5 11.膠帶根數(shù)ZPca/(P0+△P0)KaKL 由表3-1-10查得Kα0.95,由表3-1-11查得KL0.9,采用棉布三角膠帶,考慮膠帶材質情況取0.75(P0+△P0). 那么Z10.58/(3.43+0.57)××× 取Z4根 B?1400×3(GB1171?74) 由表8-5?機械設計?得V帶單位長度的質量q0.17kg/m。 3.3 變速箱的設計 3.3.1 齒輪傳動的設計 本設計題目選用直齒圓柱齒輪為變速箱的主要減速部件。選7級精度。本節(jié)計算公式主要參考?機械設計?(第十章齒輪傳動) 小齒輪用45鋼調質HBS1240 大齒輪為4

29、5鋼?；疕BS2200 選小齒輪Z124,那么Z2iZ12×2448 首先按齒面接觸疲勞強度進行設計 d1t≥×[Ktt1/φd×(u±1)/u×(Z/[σ])2]1/3mm 6 ×105×P1/n195.5×105×8.38/10008.00×104 由表10?7選取齒寬系數(shù)φ ×P01/2 由表10?21C查得接觸疲勞強度極限 σHlim1440MPa σHlim2400Mpa 由式N60njLh計算應力循環(huán)次數(shù) N160n1jLh60×1000×14×180×101.521×109 N2N1/I1.521×109/27.56×108 由圖10?19查得接

30、觸疲勞壽命系數(shù) 計算接觸疲勞許用應力取失效概率1%,平安系數(shù)S1,由式[σ]HKHN×σHlim/S得 [σ]H2KHN2×σHlim2/S412 MPa 2.計算 試算小齒輪分度圓直徑d 1t,代入[σ]H中較小的值 d1t≥×××104/0.9)×3/2×(189.8/431.2)22/374.85mm試計算圓周速度v vπ×d1t×n1/60×1000 π××1000/60× 3.計算齒寬b bφd×× × 根據v3.56m/s,7級精度,由圖10-8查得動載系數(shù)kv1.2直齒輪,由表10-3查得khα kfα 由表10-2查得使用系數(shù)ka1 由表10

31、-4查得khb1.43;(由表中6級精度硬齒輪查得khβ,適當加大) 由圖10-13查得kfβ1.37,(由b/h9.6,khβ1.43查得)。 故載荷系數(shù) kka×kv×kα×kβ1×××1.431.89 9 (6).按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑,由式(10?10a)得 (7)計算模數(shù)m 按齒根彎曲強度設計由式m≥2KT1/φdZ 12YEaYSa/[σ]F1/3得彎曲強度的設計公式為 m≥2KT1/φdZ 12YEaYSa/[σ]F1/3mm 10 (1) 確定公式內的各計算數(shù)值由圖10?20b查得大、小齒輪的彎曲疲勞強度極限 σFE1360MPa

32、 σFE2335 MPa 由圖10?18查得彎曲疲勞壽命系數(shù) kFN10.87kFN20.89計算彎曲疲勞許用應力,取彎曲疲勞平安系數(shù)S1.4,由式(10?12)得, [σ]F2kFN2σFE2/S0.89×335/1.4213.0 MPa 計算載荷系數(shù)K 查取齒型系數(shù) 計算大、小齒輪的 YFaYSa/σF并加以比擬 小齒輪的數(shù)值大 (2)計算 m≥(2××××242× 28 Z2I×Z12×2856 幾何尺寸計算 1計算分度圓的直徑 d1 Z1×m28×384mm d2 Z2×m56×3168mm

33、 計算中心距 a(d1+ d2)/2(84+168)/2126mm (3)計算齒輪寬度bφd××8442mm 圓整, 取B242mm,B148mm σFkFtYFaYSa/bm≤[σ]F11 σF11.81×1904.76×2.65×1.58/42×3114.56<[σ]F1 σF2σF1×YEa2YSa2/YEa1YSa1114.56×2.323×1.692/2.56×1.58107.55<[σ]F2 經過校核,所設計大、小直齒輪均合格,此傳動比合理。 變速箱內的Ⅰ、Ⅱ兩軸的距離已經確定。所以Ⅰ軸上的小齒輪與Ⅱ 兩齒輪參數(shù)計算:

34、 中心距 計算齒輪寬度bφd×× 圓整 B230mmB135mm 變速箱Ⅱ、Ⅲ軸直齒圓柱齒輪嚙合的設計計算與校核均與Ⅰ、Ⅱ軸高速檔齒輪設計過程相同經詳細計算后兩齒輪各參數(shù)為: 傳動比I1.4 模數(shù)m2.8 Z145 Z263 d12.8×45126 d22.8×63176 中心距a 圓整B251 B156 3.3.2 鏈輪傳動的設計 采用滾子鏈傳動,設計步驟及方法如下: 1鏈輪齒數(shù) z1 z2 假定鏈輪速 v0.6~3m/s,由表9-8選取小鏈輪數(shù)z19,從動鏈輪齒數(shù) z2I , z11.32×192

35、5 2計算功率pca 由表9-9查得工作情況系數(shù)ka1.2,故 3確定鏈條鏈節(jié)數(shù)lp ×(da1+da2)/2171,那么鏈節(jié)數(shù)為 lp2a0/p+(z1+z2)/2+p×a0 ×[(z2-z1)/2π]2 12 2×171/p+(19+25)/2+p/171[(25-19)/2π 取lp44節(jié) 確定鏈條的節(jié)距p 由圖9-13按小鏈輪速估計,鏈工作在功率曲線頂點左側時,可能出現(xiàn)鏈板疲勞破壞。由9-10查得小鏈輪齒數(shù)系數(shù)故 kl(lp/100)0.26(44/100)0.260.91; 選雙排鏈,由表9-11查得多排鏈系數(shù)kp1.7,故

36、得所需傳遞的功率為 × 確定鏈長l及中心距a ap/4(lp-(z1+z2)/2+(lp-(z1+z2)/2)2-8×[(z2-z1)/2π]2)1/2 13 19.05/4[44-19+25/2+44-19+25/22-8×25-19/2π2]1/2 209mm 中心距減小量△a △a 0.002~0.004a0.002~0.004 × 實際中心距 a,a-△ 驗算鏈速 與原假設相符. 作用在軸上的壓軸力 QkQ×Fe 有效圓周力,Fe1000p/v1000× Q1.05×35953775N 鏈輪

37、的根本參數(shù)及主要尺寸 根據所需情況鏈輪材料選取15鑄剛,熱處理后硬度是50~60HRC 1 分度圓直徑d 2 齒頂圓直徑da 4 齒側凸圓直徑dg dg≤ 5 齒根圓直徑df 根據表9-6計算滾子鏈鏈軸向齒廓尺寸 ×12.5711.69mm倒角寬 ba ba0.1~0.15P1.9~2.86mm2.5mm倒角半徑rx rx≥p19.05mm齒側凸緣圓角半徑 ra ra≈0.04P0.762mm鏈輪齒總寬 bfn bfnn-1Pt+bf12-1 ×≈×z2××25×××≤×h2-0.76131.2mm變速箱的總傳動比(包括帶輪)1.高速檔 ia12×

38、2×××××1.3210.3力輥轉速n22000/10.3194.2r/min兩檔速均符合要求 3.3.3 軸的校核 軸類零件的設計應根據其受力情況和傳動精度等要求進行,軸的失效形式一般有斷裂、磨損,超過允許的變形及磨損等。因此,軸的設計應滿足以下條件:(1)足夠的強度;(2)足夠的剛度;(3)不產生危險的振動;(4)結構和選材合理。 在實際設計時,由于軸安裝著各種不同的零件和軸承而組成軸系,其受力情況和具體結構尺寸無法立刻確定,其受力情況和具體結構尺寸無法立刻確定,因此,軸的強度或剛度的計算和軸系部件的結構設計交錯進行,一般情況下,軸的設計步驟如下:(1)根據傳動方案,擬訂軸上零件的布置和

39、裝配方案;(2)選擇軸的材料;(3)初步估算軸的直徑;(4)考慮軸上零件及支承進行軸的結構設計;(5)進行強度、剛度或臨界轉速的校核,然后綜合有關的影響因素,修改設計;(6)校核鍵的聯(lián)接強度;(7)完成軸的工作圖。 輸入軸、中間軸傳遞的扭矩都較小,相對于力輥軸而言,對強度要求不是很高。而力輥軸是小轉速,大扭矩對強度要求較高。因此這里只對力輥軸進行計算與校核。1. 前面:刀輥軸上的功率p為7.05kwn為198.3r/min,T為347.25N.m2.求作用在鏈輪上的力:d2152mmFt2T/d2××α×tg2001663.013. 初步確定軸的最小直徑dminA×p/n1/3選取軸的材料為4

40、5號鋼,調質處理。根據15-3,取A0112 Dmin112× 4.鏈輪結構輪廓 鏈輪分度圓直徑d152mm。 齒頂圓直徑 da161mm 齒根圓直徑 df140mm 5.采用無軸向力單列向心軸承d50mmD90mm B20mm 6.軸的尺寸設計 軸承的軸肩高度h6mm,按裝鏈輪的寬度為35mm,為了使套筒端面可靠地壓緊鏈輪,此軸應略短于輪轂寬度,古取L33mm,軸肩高度h>0.07d,取h5,那么軸環(huán)處的直徑d66mm,軸環(huán)寬度b≥1.4h,取b8mm d`60mm。 軸受力如圖3-2所示,計算應滿足以下條件d≥(M\/0.1[σ 圖3-3中當量彎矩可知,當量彎矩最大值在

41、d56mm處,所以d≥38.8 所選軸符合標準。 3.3.4 軸承的選擇及壽命計算 表 3-1軸承的參數(shù) 軸承型號 尺寸(mm) 安裝尺寸(mm) 額定動負荷 額定靜負荷 質量 kg d D B r D1 D2 rg 選擇單列向心球軸承(GB276-82)210型 由于Fa0, 故 Fa/Fr0 Fr553 那么由表查得X1 Y0 所以當量動負荷 pXFr+YFaFr553N 15 由于機械工作時的振動和沖擊或其他因素軸承實際所受的負荷比計算值大,應根據機械的工作情況采用負荷系數(shù)fp進行修正,此時軸承的當量動載荷應為PrfpxFrYFa

42、。 ×553824.5N 查表的Lh5000h計算額定動負荷 Cr/Pr60×n××60××5000/1061/32638N 16那么Cr2750N>Cr/ 故滿足壽命要求。 3.3.5 箱體設計 表 3-2 減速器箱體結構參數(shù)名稱 符號 尺寸 機座壁厚 δ 0.025+510 取δ δ22 軸承端蓋螺栓直徑d1 0.4~0.5df8~10,取8~10 左右機箱連接螺柱直徑d2 取8~10 窺視孔蓋螺釘直徑d3 6 由于箱體采用兩體和一式,即結合而與水平面垂直,并兩箱體差異不大,無主次之分,所以只有左右之分,可以同使用一個箱體設計。 外機壁至

43、軸承端面距離 LC1+C2+8-1224mm; 大齒輪頂圓距內機壁距離Δδ取15mm齒輪端面與內機壁距離Δ2>δ取12mm軸承旁聯(lián)接螺栓距離S 取10mm。 3.4 機架 本機機架采用角鐵,槽鋼、管件等焊合而成。具有結構簡單、質量輕、本錢低等優(yōu)點適于小型農機具的使用。旋耕機在按裝時以石箱體為基準,依次按裝減速器,然后在將其安裝在機架上,再上螺栓加緊。擰螺栓時注意對稱擰緊,防止箱體變形導致漏油。 汽油機定位問題:在機架上有槽孔可擰螺栓以固定汽油機,還可來回調節(jié)保證兩帶輪在同一平面上。至于汽油機高度問題可以在槽鋼與柴油機之間參加少量鐵片,木板等,以加高高度,確保帶輪傳動中心

44、距并使帶輪有一定的張緊力。 4旋耕機零件設計及受力分析 4.1 工作原理 工作時,立軸式汽油機的動力皮帶傳動和鏈傳動減速并改變旋轉方向后帶動裝在蝸輪軸上的旋耕刀輥,轉動的旋耕刀片切削和破碎土壤,并在切削土壤的過程中,依靠土壤反力推動旋耕機前進。前犁鏟可以減少功率損失,增加耕深,同時耕深可通過改變限深桿和機架的連接位置來調節(jié),在耕作過程中還可通過改變操作人員施加在操縱手柄上的壓力來調節(jié)旋耕機的耕作阻力,從而改變或穩(wěn)定耕深、改變旋耕機的前進速度或使旋耕機離開下陷區(qū)。 4.1.1 深松原理 1理想的深旋耕 理想的深旋耕如圖4-1 所示.假設不考慮旋耕部件的動力輸入形式,旋

45、耕刀軸以轉速n勻速旋轉,并以速度v勻速直線移動,那么它的旋耕深度是任意的;旋耕軸可在地面上,甚至在地面中、地面下。 2實際的深旋耕 實際上旋耕軸的轉動和移動必須要有動力輸入,常見的動力輸入是鏈傳動如圖4-2 .然而鏈傳動不管布置在軸的哪一部位,鏈傳動正下方的泥土是無法旋耕到的;它的耕深受到鏈傳動殼體徑向尺寸的影響。 為了減少鏈傳動殼體的阻力,考慮在殼體前面加一個犁鏟,犁鏟可以把傳動殼體前面的土分向兩邊,減少阻力。同時被分開的土,還可以經過旋耕同時進行碎土。前犁鏟應該具有適宜的起土角,起土角過大,阻力增加。此設計選擇起土角為30度,且具有分土功能,設計如圖4-3所示。

46、 現(xiàn)在常見的主要為帶深松鏟的松土機,本機所采用的深松鏟類似。深松鏟鏟類的起土角α,一般為200左右。此角過大,阻力將增加。實驗說明:起土角α從450左右減小到200 時,牽引阻力是隨α減小而降低的。當α>500時,鏟頭將粘結上由壓實土壤構成的固定錐體,深松鏟鏟柱的傾角大于600~750時,深松鏟的入土能力降低,甚至打不到所要求的深度。故起土角和鏟柱傾角不宜過大。但深松機的鏟柱如果都按200傾斜向前伸出,那么顯得太長而不適用,故通常是將鏟柱作成彎曲以便從下向上掀動土壤并減少阻力深松鏟如圖4-4。 4.1.2 旋耕部件 旋耕機的刀輥選擇要適中,中心為焊合的冷扎無縫方形鋼管,用軸向定

47、位螺栓擰緊在軸的端部。旋耕機采用普通彎刀。 (1)彎刀具有側刃,優(yōu)點在于側刃在工作時為便于切開土壤和切斷草根,側刃具有滑切作用,使草根在被動時能沿刃口滑切以便于切斷或沿刀尖滑脫。彎刀簡圖如4-5。彎刀在旋耕過程中,所受阻力小,旋耕速度快。而且能夠到達較大的耕深。 (2)旋耕刀輥兼有翻土、碎土和行走功能,其上共裝有16把刀片,其中8把是右彎刀,8把是左彎刀,對稱分布于傳動箱兩側使兩側受力平衡,旋耕刀運動分布圖如4-6刀片和刀盤均可以方便地更換。外刀盤軸的內孔為方孔,可以在旋耕刀輥兩端方便地安裝和拆卸行走輪,以便于田間轉移。 4.2 運動及受力分析 4.2.1 耕耘刀

48、齒的運動軌跡 設以無輪耕耘機刀輥軸心在某一時刻的位置點。為坐標原點如圖4-7所示,機器前進方向為橫坐標x軸的正向,向下為縱坐標y軸的正向,當經過了時間t后,刀片端點M運動到Mlx,戶。設刀片半徑為二,刀軸旋轉角速度為。機器前進速度為vm,那么刀片端點M的運動軌跡的參數(shù)方程為 XAVmt+R′cosωt1Y YA - R′sinωt2 刀齒的端點在旋轉1周的過程中所經各處的速度是不同的,將方程1對時間t求導,即得到點M在x軸和y軸的分速度 VXAdXA/dtVm-ωR′sinωt VYAdYA/dtωR′cosωt 4.2.2 受力分析

49、 本旋耕機在進行無驅動輪旋耕時,旋耕刀輥及限深桿受到的土壤阻力如圖1所示。其中,G為旋耕機的重量;Px、PY、分別為刀輥工作阻力的水平分力和垂直分力;R:、R、分別為限深桿工作阻力的水平分力和垂直分力;f為操作人員施加在扶手把上的力;M為刀輥的驅動力矩;。為刀輥的旋轉角速度;v二為機組前進速度;土壤對刀滾工作阻力的合力作用點為A,并建立如圖4-8所示的坐標系。 l正常工作時,當?shù)竭_正常耕深后,根據受力平衡有: PX-RX0 PY+RY-G-F0 PYXA+PXYA-GXC+FXD-RYXB-RXYB0 此時,只要控制扶手把上的壓力,即可穩(wěn)定旋耕深度。

50、 2耕深變淺時,增加扶手把上的壓力,限深桿下陷,Rx和RY增大,假設要前進Px也必須增大,這必然使耕深增加,旋耕機的前進速度減慢。 3耕深變深時,減少扶手架上的壓力,限深桿抬起,Rx:和RY減少,這時尸:也相應減小,耕深變淺,旋耕機的前進速度增快。 4下陷時,扶手把往上提,f0;Rx和RY減少,Px:和PY增加,這樣有利于旋耕機駛出下陷地區(qū)。 4.2.3 功率分析 自走式旋耕機刀片銑切土壤時,刀片的絕對運動是由機器的前進運動與刀軸的回轉運動所合成,假設設A點在c軸上時為起始位置,那么A點運動軌跡的參數(shù)方程為: XAVmt+R′cosωt 1Y YA - R′sinωt 2

51、式中 t??時間; R′??A點到刀輥中心O的距離,R′0.95R〔2〕; R??刀輥半徑。1、2兩式分別對時間t求導數(shù),即可得到A點的X方向和Y方向分速度為:VXAdXA/dtVm-ωR′sinωt VYAdYA/dtωR′cosωt機組的工作狀態(tài)不變,那么功率方程有: ηN|PXVXA|+|PYVYA|+|-RXVm|+|RYVYB|+|FVYD|+GVYC式 中 N??發(fā)動機功率; η??傳動系的傳動效率。將1、2兩式及VYBVYCVYD0代入得: ηNPX-Vm+ωR′sinωt+PYωR′cosωt+RXVm3根據受力平衡方程有:PXRX,所以,-PXVm+RXVm0,

52、這說明自走式旋耕機工作時,為了使機器以Vm的速度前進而保存的功率-PXVm是完全由土壤對限深桿的工作阻力消耗的。另外,自走式旋耕機工作時無需為使拖拉機組前進而消耗功率。因此,除了傳動系的功率消耗為無用功率外,其余均為有用功率,這樣自走式旋耕機的機械效率肯定高于拖拉機掛接旋耕機的機械效率。 5 結 論 本論文通過對小型旋耕機的選型,配備和整體設計計算,設計了本小型旋耕機。此小型旋耕機相對于其他國內機型最大的優(yōu)點就是具有質量小靈活方便而且耕深可以滿足棚室蔬菜的要求到達30mm。適用于蔬菜大棚、溫室及蔬菜地和果園的耕整地作業(yè)。 (1)本小型旋耕機具有高、低兩個檔速。高檔速對小型旋耕機

53、換上行走輪田間運輸較為方便。主要有低速來旋耕作業(yè)。 (2)由于本小型旋耕機采用無驅動輪旋耕,通過功率分析計算可知其機械效率高于拖拉機掛接的旋耕機,因此大大降低了小型旋耕機的能耗損失。而且旋耕機動力可以用于其他的動力輸入。 (3)通過改變施加在扶手把上的壓力可以較好的控制耕深,并可控制旋耕機前進速度和行走方向,操作方便靈活。 (4)通過加上了后犁鏟,減少了功率的損失,同時增加了耕深滿足實際的需要。增加了農作物的產量。 (5)發(fā)動機選擇汽油機和傳動選擇了鏈傳動都減輕了整機的質量,同時汽油機減少了棚室內的尾氣減少了污染,增加產量。 參考文獻 [3] 孫星釗溫室大棚用無輪耕耘機的研制.中國農業(yè)大學學報. 1997 [4] 王遵義蔬菜大棚用小型深