小型旋耕機傳動系統(tǒng)設計

小型旋耕機傳動系統(tǒng)設計,小型旋耕機傳動系統(tǒng)設計,小型,旋耕機,傳動系統(tǒng),設計 任務書 設計（論文） 課題名稱 小型旋耕機傳動系統(tǒng)設計 學生姓名 院（系） 工學院 專 業(yè) 機械設計制造及其自動化 指導教師 職 稱 副教授 學 歷 博士 畢業(yè)設計（論文）要求： 1. 要求在完成論文期間，積極主動，查閱大量文獻，獨立創(chuàng)新； 2. 按時完成畢業(yè)設計內容，方案切實可行； 3. 獨立繪制裝配圖和零件圖； 4. 圖紙量不少于1.5張A0； 5. 獨立完成畢業(yè)設計說明書，格式正確，要求字數(shù)不少于4000字； 6. 完成電子文檔，并打印裝訂成冊。 畢業(yè)設計（論文）內容與技術參數(shù)： 1. 適用于小面積的旋耕作業(yè)的旋耕機 2. 設計可行的小型旋耕機的傳動系統(tǒng)； 畢業(yè)設計（論文）工作計劃： 1. 了解本機工作原理，明白設計意義； 2. 查閱資料并畫出機械機構草圖； 3. 通過計算確定零件尺寸，并掌握零件主要參數(shù)及材料熱處理方式； 4. 寫設計說明書； 5. 根據(jù)設計說明書的計算尺寸，畫出各零件圖； 6. 畫出機械總裝配圖。 接受任務日期 2012 年 2 月 7 日 要求完成日期 2012 年 5 月 5 日 學 生 簽 名 2012年 4 月 29 日 指導教師簽名 年 月 日 院長（主任）簽名 年 月 日 小型旋耕機傳動系統(tǒng)設計 UNIVERSITY （設 計） 題 目： 旋耕機傳動系統(tǒng)設計 學 院： 姓 名： 學 號： 專 業(yè)： 機械設計制造及其自動化 年 級： 指導教師： 職 稱： 副教授 二○一二 年 五 月  目錄 摘 要 3 1 前 言 4 2 旋耕機的研究意義與發(fā)展趨勢 6 2.1 開發(fā)旋耕機的目的和意義 6 2.2 國內外旋耕機的發(fā)展現(xiàn)狀 6 2.3 旋耕機開發(fā)存在的問題與發(fā)展趨勢 7 3 總體方案確定及主要參數(shù)的選擇 7 3.1 總體結構設計及工作原理 7 4 旋耕機類型、耕幅、刀軸轉速和傳動形式的選擇 10 4.1 旋耕機類型的選擇 10 4.2 旋耕機耕幅的確定 10 4.3 旋耕機的傳動型式的選擇 10 4.4 旋耕機的刀軸轉速選定 11 5 耕深裝置的設計 11 6 最優(yōu)傳動方案的確定 12 6.1 齒輪箱傳動方式的確定 12 6.2 傳動系數(shù)參數(shù)的確定 13 6.3 各檔傳動路線的確定 13 6.4 各對齒數(shù)的確定 13 7 軸的計算 13 7.1 變速箱輸出軸的設計 13 7.2變速箱輸入軸的設計 15 8齒輪的設計 18 8.1 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) 18 8.2 按齒根彎曲疲勞強度計算 18 8.3 計算 19 8.4按齒根彎曲強度設計 20 8.5幾何尺寸計算 21 8.6 驗算 22 9 結構設計及繪制齒輪的零件圖 22 10刀輥軸的強度計算 22 10.1 旋耕機負荷最大的部件就是刀輥軸 22 10.2 刀輥軸的設計計算說明 23 11 帶傳動的設計計算 24 11.1 皮帶設計 24 11.2 選擇帶型 24 11.3 確定帶輪的基準直徑dd1和dd2 24 11.4帶輪設計 27 12 鏈傳動的設計計算 27 設計總結 30 參考文獻 31 旋耕機傳動系統(tǒng)設計 作 者： 指導老師： 摘 要 本文在分析小型步旋耕機的結構組成和工作原理的前提下，介紹說明了小型步旋旋耕機的設計遠著和設計步驟。并根據(jù)設計原則的要求，首先選擇了小型步旋耕機的類型，確定小型步旋耕機的耕幅、傳動形式、刀軸轉速，離合器工作的選擇等內容。然后具體設計了小型步旋耕機的傳動裝置，包括齒輪箱的結構設計、關鍵零件的強度校核、耕深調節(jié)裝置和工作部件總成的設計。齒輪箱的設計是本次設計的主要內容，這包括了大量的工作：資料的整理，參數(shù)的設定，相關計算，繪圖等。 關鍵詞：旋耕機；變速箱；離合器 Design of electireic rototiller Student:xia ming pu Tutor:yao ming yin (jiang xi Agricultural University) Abstract: Rototiller is a kind of farming machinery which is particularly suited to the hills, mountainous areas, small plot of land, big altitude difference, no-tractor road, orchard, tea house, vegetable plots, greenhouse canopy, hill slopes and small pieces (water, dry farmland) . In order to adapt to the development of large-scale vegetables canopy, I conduct this design according to the demand of agricultural work environment and the present economic heritage requirements of technical conditions micro electric rototiller design. This rototiller is designed by making power generator based on motor. The comprehensive analysis of rototiller is conducted by analyzing overall scheme , working principle , the option of spin and plow knife transmission system and control system for a design, and the key components are calculated respectively. This rototiller has simple structure, light weight and zero emissions of waste gas ,and is used universally in rellis shallow intertillage of great pavilion. Key words:rototiller; knife; farming tool; reducer. 1 前 言 旋耕機是一種由動力驅動旋耕刀袞完成耕、耙作業(yè)的耕耘機械。旋耕機具有犁耙合一的作業(yè)效果，它的耕作部件為旋耕刀輥是由多把旋耕刀在刀軸上按螺旋線排列而成,，較好地切斷植被并將其混合于整個耕作層內,也能有效地將化肥、農藥等混施于土內,在水田中帶水旋耕后即可直接插秧。其切土、碎土能力強,一次作業(yè)能達到犁耙?guī)状蔚男Ч?耕后地表平整、松軟，能滿足精耕細作要求.旋耕機作業(yè)質量好、工效高,既能搶農時、節(jié)省勞力,又可減少機器下地次數(shù),減輕行走部件對土壤的壓實,在我國南北方均有廣泛使用。 旋耕機于 19 世紀中葉問世以來，得到了迅速發(fā)展和推廣使用。日本二戰(zhàn)之后為了盡快恢復經濟發(fā)展引進旋耕機用于農業(yè)生產。但是由于日本大多為水田直角形旋耕刀不適宜于進行水田耕作。一大批日本學者開始致力于水田用旋耕刀的研究如吉田富穗、松尾昌樹、坂井純等人研制出了旋耕彎刀成功地解決了刀軸纏草等問題。為了解決刀軸纏草的問題本文對旋耕彎刀進行了設計說明。對彎刀的刃口曲線提出了相應的要求，目前能達到這種要求的刃口曲線有阿基米德螺線、等角對數(shù)螺線、正弦指數(shù)曲線等其中阿基米德螺線應用最廣。 到目前為止，旋耕機產品雖然在理論上可以配套 58.8－73.5kw 的拖拉機，但實際上因受傳動系統(tǒng)強度及結構尺寸、機架結構強度的限制，配套合理范圍僅達 48kw 的拖拉機；耕深亦局限在旱耕 12－16cm，水耕 14－18cm。 我國對旋耕機的研制始于 20 世紀 50 年代末， 初期主要研制與手扶拖拉機配套的旋 耕機，后來研制出與中型輪式拖拉機配套的旋耕機；70 年代初完成了與當時國產的各類拖 拉機配套的系列旋耕機的設計，并使之得到了推廣應用；到 80 年代，與手扶拖拉機配套的 旋耕機由專用型發(fā)展到兼用型， 由于手扶拖拉機配套發(fā)展到與輪式及履帶式拖拉機配套。 旋 耕機在我國的發(fā)展經歷了單機研制、發(fā)展系列產品、新產品開發(fā)和換代 3 個階段，隨著新的 種植、耕作農藝的發(fā)展和推廣，在旋耕機基礎上還研制出了多種用途的聯(lián)合復式作業(yè)機。 20 世紀 90 年代以來，為適應市場需要，有些企業(yè)試圖開發(fā)大型旋耕機，但因水平有限，僅采用原有產品外延放大和堆砌材料的方法，沒有著重結構的改進和參數(shù)的優(yōu)化， 目前能與 200 馬力以上拖拉機配套的農機具在我國還完全依賴進口。 另外我國旋 耕機械生產企業(yè)規(guī)模都比較小，裝備差、制造工藝水平低，有些產品出廠質量粗 放，可靠性不高，企業(yè)低價競爭導致投入創(chuàng)新的部分過少，不利于行業(yè)的發(fā)展。 因而走了彎路。因此，現(xiàn)有旋耕機產品在品種上尚有大型和深耕型的空缺。隨著水稻集約化、規(guī)?；a的發(fā)展，水田耕整用寬幅高速型旋耕機成為發(fā)展方向。水田土壤含水率高，抗剪切、抗壓強度特別低，附著力、外摩擦力也接近為零，切土部件與土壤之間存在潤滑水膜。因此，大塊水田使用大型拖拉機旋耕機組水耕時，為充分發(fā)揮其功率，實現(xiàn)高效率、高效益，需要工作幅寬 3m 以上的寬幅旋耕機。但寬幅又受到道路行駛和入庫停機不便的制約。解決途徑有二：一是旋耕機采用寬度伸縮或折疊式結構；二是采用適中的幅寬，提高作業(yè)速度，從現(xiàn)有的 2－5km/h 提高到 4－8km/h。為滿足以上要求，需要改進旋耕機及工作部件的結構和參數(shù)，研制寬幅高速旋耕機及滅茬、旋耕、旋耙和深施化肥的復式作業(yè)機械。 我國作為農業(yè)大國，不少農機學者在旋耕機方面進行了大量的研究工作。為了促進驅動型耕作機械的發(fā)展，本人選擇了旋耕機作為自己的畢業(yè)設計論文課題，借鑒了不少知名學者的重要研究成果，書寫成文。由于資料搜集的局限性和水平有限，錯誤和不足之處在所難免，歡迎讀者批評指正。 2 旋耕機的研究意義與發(fā)展趨勢 2.1 開發(fā)旋耕機的目的和意義 土壤耕作是種植業(yè)生產過程中的重要一環(huán)，對于農作物增產具有重要作用。因此，土壤耕作機械的發(fā)展一直受到人們的關注。由于土壤耕作是一項能耗很大的作業(yè)，傳統(tǒng)的土壤耕作機械，如犁，耙等都需要多次書耕作會對土壤造成破壞，不利于水土保持，消耗較大。長期以來，人們一直在探討新的工作制度，松土和局部松土，不耕和少耕。在這種形勢下，驅動型耕作機械誕生了。這種機械之所以引人注目，一是強化土壤耕作過程，可以滿足不同條件下的不同土壤類型；二是一次耕作可以聯(lián)合作業(yè)；三是有動力驅動，質量好；四是作業(yè)時幾乎不需要牽引功率，減少了功率的消耗。 驅動型機具有多種，如旋耕機，振動土壤耕作機械等，目前廣泛使用的，應用前景最好的就是旋耕機。耕機切土、碎土能力強，一次旋耕能夠達到一般犁耙作業(yè)幾次的碎土效果，耕后地表平整、松軟，能滿足精耕細作要求，且縮短工序間隔，有利于搶農時抗旱保墑，減少拖拉機進地次數(shù)，減輕對土壤壓實，減少能源消耗，降低作業(yè)成本，減少機具投資，提高機具利用率，加之近年來國內還田技術和免耕少耕技術的推廣應用，旋耕機得到了迅猛發(fā)展，已成為拖拉機的主要配套機具之一。 2.2 國內外旋耕機的發(fā)展現(xiàn)狀 國內外旋耕機的發(fā)展動態(tài)、存在問題及發(fā)展方向 目前，水平軸旋耕部件與地輪轉向一致的旋耕機，在國內外在實際生產中得到廣泛的應用，并且旋耕工作部件結構相當完善。旋耕機的保有量也增加的很快，為了適應當前的生產規(guī)模，為不同機型拖拉機配套，生產了作業(yè)幅：為 1.25m2．8m 多種型號的旋耕機。如南昌旋耕機廠的 IGN 系列多種型號旋耕機，連云港旋耕機集團公司生產的 IGE2—210 型旋耕機，1CN-250S 型旋耕機等。在黑龍江省農業(yè)生產中，使用的機型還有 1GHL 一 280 型松旋起壟機、1GSZ-210／280 型組合式旋耕多用機、1GZJ 一 210型旋耕滅茬聯(lián)合整地機、1GLT-4 型松旋滅茬起壟通用機等。很多機型為了適應黑龍江省農藝要求，在旋耕機后部安裝了起壟犁鏵。為了裝配各種不同的工作件組臺設計了專門的機架，以提高旋耕機的應用水平。有的旋耕機依據(jù)旋耕部件與耕深的相對關系，把中央調速器直接設計安裝在旋耕工作部件的軸上。這樣保證了農具的最小能耗、最少的材料消耗和較好的工作質量。由于調速器殼體下是未耕地，存在如何保護好調速器殼體的問題。國產的 1G 一 150 旋耕機和 1G 一 140 旋耕機等多種機型的旋耕軸配置在地表水平面上或低于地表。為了防止調速器外殼的損壞，在殼體上或前犁柱上安有專用的分土鏟。分土鏟開出的鏵溝被補助整地作業(yè)消滅。 2.3 旋耕機開發(fā)存在的問題與發(fā)展趨勢 從近幾年國產的旋耕機配套推廣應用情況來看，存在一些問題： （1）拖拉機動力輸出軸容易損壞：（2）、十字萬向傳動軸使用壽命短：（3）、旋耕作業(yè)性能不穩(wěn)定和容易纏草的問題；（4）、缺少與大功率拖拉機配套的旋耕機；（5）、作業(yè)性能滿足不了當今的農藝要求；這些問題的解決有待于進行更深入的研究。 隨著農業(yè)機械化程度的增強，工作效率和效益的提高，現(xiàn)有的旋耕機的弊端日益突出，已滿足不了農藝要求和生產規(guī)模擴大的需要。故對旋耕機的研究有了進一步的深化，出現(xiàn)如下幾個方向的發(fā)展趨勢：（1）、向寬幅，高速型旋耕機發(fā)展；（2）、向聯(lián) （3） 全幅深旋耕機已起步； 、合作業(yè)機組方向發(fā)展； （4） 向可持續(xù)發(fā)展戰(zhàn)略型發(fā)展； 、小型旋耕機需求量有所增加。 3 總體方案確定及主要參數(shù)的選擇 3.1 總體結構設計及工作原理 裝配示意圖如下： 1 油門控制器 2 操縱手柄 3 限深機構 4 油門拉繩 5 離合拉桿 6 旋耕工作部件 7柴油機 圖 1 裝配示意圖主要由發(fā)動機、變速箱、機架、旋耕工作部件、限深機構、操縱手柄、三角皮帶輪、支架等組成，其工作原理是將發(fā)動機的動力經三角皮帶傳遞給變速箱主動軸，經二級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)，同時還可通過人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，借以達到改變耕深的目的。 另外，旋耕作業(yè)的碎土性能與土壤含水量、土壤堅實度和機器的作業(yè)速度有關， 在實際作業(yè)中應根據(jù)具體情況選擇最佳的工作速度。 為了全面實現(xiàn)設計技術指標，在結構上進行了優(yōu)化設計，體現(xiàn)在以下幾個方面； 1．變速箱殼體采用薄壁鋼板多次沖壓成型，既減少了加工工序， 又降低了制造造成本，也使機器重量大大減輕。 2．為滿足多項作業(yè)要求，變速箱設有三個速檔，高速檔用于旋耕、運輸作業(yè)， 低速檔用于中耕、起壟作業(yè)。同時在變速箱右側有動力輸出軸，可肚帶動小水泵、脫粒機、碾米機、打漿機等進行場上固定作業(yè)。再有，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。還可安上運輸輪進行短途運輸作業(yè)。 3．由于該機是旋耕作業(yè)為主，為在旋耕作業(yè)過程中，不使機器發(fā)生上跳、前滑現(xiàn)象，增強操作舒適感，整機重心的布置非常重要。實踐證明，為確保旋耕作業(yè)的穩(wěn)定性，重心設在驅動輪軸上方前后20mm處是適宜的。 4．為保證作業(yè)質量，使旋耕時不漏耕，變速箱下部寬度要窄為宜，該機為45mm基本做到了不漏耕。 5．為適應棚室空問矮小的作業(yè)條件，機器操作手柄既可上下調整，又可在180°內前后轉動調整。 表 1 主要技術參 傳動系統(tǒng)示意圖如圖3所示。 旋耕機傳動路線圖 （圖3） 4 旋耕機類型、耕幅、刀軸轉速和傳動形式的選擇 4.1 旋耕機類型的選擇 本設計主要適用于溫室及工作內部環(huán)境較低的地方，故選用小型號，簡單實用的步進式旋耕機。 4.2 旋耕機耕幅的確定 根據(jù)主機動力輸出功率和旋耕作業(yè)時單位幅寬功耗可對幅寬進行初步選定幅寬過大刀片增多將導致發(fā)動機工作過載合適的幅寬則可保證主機功率的充分利用。實際中幅寬的初選可采用經驗公式 B0.260.29N但最終的確定必須經過試驗驗證。事實上對于同一種旋耕機主機功率大的配套并不一定有好的作業(yè)質量相反卻有可能造成功率的浪費通過試驗能合理確定對應幅寬的最佳配套功率可以避免“大馬拉小車”的情況。耕幅與柴油機的功率有關，并影響旋耕機與柴油機的配置方式。耕幅 B與柴油機動力輸出軸的額定輸出功率大體成以下關系： B=0.26～0.29N N =3.5 KW 式中 N——柴油機機的額定功率（KW） B=0.9207m～1.1506m 本設計選取 B=1m 4.3 旋耕機的傳動型式的選擇 三點懸掛式旋耕機有中間傳動和側邊傳動兩種形式。中間傳動適合于耕幅為1.752m，本設計中旋耕機的耕幅為 1m，采用中間全齒輪傳動。利用皮帶將電動機動力傳遞給主軸，輸出的動力經皮帶傳至齒輪箱，然后通過中間齒輪箱的三級變速傳動，把運動和動力傳到輥刀軸，即執(zhí)行機構。刀軸分為左、右兩側。這種齒輪箱特點是機架牢固、剛性好、布局合理，適用本旋耕機。缺點是箱體處不能安裝彎刀，如不設置特殊工作部件，將出現(xiàn)漏耕。為此本設計在齒輪箱的下方增設了犁體總成以消除漏耕現(xiàn)象。 4.4 旋耕機的刀軸轉速選定 在機組前進速度不變的情況下，旋耕機所需功率隨刀軸轉速的增加而增加，較理想的配合是低刀軸轉速和較高的前進速度，雖然功耗要增加些，但因生產率提高了，仍可降低單位面積的能耗。近年來，刀軸轉速降低的趨勢尤為明顯。另外旋耕機的刀軸轉速一般在 200-285r/min，隨著土壤比阻不同，旋耕機的刀軸轉速也不同，粘性重的土壤比阻大，轉速應偏低，砂性土壤比阻小，轉速可偏高。 為了提高生產率及地區(qū)適應性，減少能耗，本設計旋耕機刀軸轉速選擇 200r/min。 5 耕深裝置的設計 旋耕機是一種作業(yè)范圍廣的農用機械，根據(jù)不同的土壤條件和工作要求，需要有不同的旋耕深度。對于由功率p小于等于44kw的拖拉機帶動的旋耕機時，如果和具有調節(jié)液壓懸掛機構的拖拉機配套時，利用位調節(jié)手柄在不同位置的定位調整耕深，與具有分置式液壓懸掛機構的拖拉機配套時，利用活塞桿上定位卡箍的不同位置調整耕深。本設計中的旋耕機所選動力源的功率為3.5KW，根據(jù)設計任務的要求，要求旋耕機的耕深范圍為10—15cm。所以該機的設計旋耕深度最大為15cm，嚴禁旋耕機超限作業(yè)，否則將導致某些零部件的損壞和早期磨損，還將嚴重影響整體作業(yè)效率，故需設計耕深調節(jié)裝置。此設計運用的是限深桿機構，簡單實用，通過調節(jié)螺栓決定限深桿的長度而改變耕作深度。 6 最優(yōu)傳動方案的確定 6.1 齒輪箱傳動方式的確定 三點懸掛式旋耕機有中間傳動和側邊傳動兩種形式。中間傳動適合于耕幅為1.75~2m，本設計中旋耕機的耕幅為2m，采用中間全齒輪傳動。利用帶傳動將柴油機動力輸出軸的動力傳遞給齒輪軸，經齒輪傳動，再經鏈傳動，最后傳遞到刀輥軸。刀軸分為左、右兩側。這種齒輪箱特點是機架牢固、剛性好、布局合理。缺點是箱體處不能安裝彎刀，如不設置特殊工作部件，將出現(xiàn)漏耕。為此本設計在齒輪箱的下方增設了犁體總成以消除漏耕現(xiàn)象。根據(jù)傳動要求和設計目的，選擇的傳動形式為全齒輪傳動。因為設計的是小型旋耕機，突出的是結構簡單，再者基于動力源是，故傳動原理和所設計的傳動結構布局如下圖說明： 柴油機輸出軸，即動力源，輸出的動力經皮帶傳至齒輪箱，然后通過中間齒輪箱的三級變速傳動，把運動和動力傳到輥刀軸，即執(zhí)行機構 6.2 傳動系數(shù)參數(shù)的確定 傳動方案的分配，首級采用一級帶傳動。傳動比為1.2，末級采用一級鏈傳動，傳動比為1.67，使箱體下部分寬度較小，可以起到防止漏耕的效果。 6.3 各檔傳動路線的確定 快檔：帶傳動→ Z1/Z5xZ4/Z8 → 鏈傳動 中檔：帶傳動 → Z2/Z6xZ4/Z8 →鏈傳動 慢檔：帶傳動 → Z3/Z7xZ4/Z8 → 鏈傳動 6.4 各對齒數(shù)的確定 齒輪 Z1 Z2 Z3 Z4 Z5 Z6 Z7 Z8 模數(shù) 2 2 2 4 2 2 2 4 齒數(shù) 28 38 48 18 48 38 28 48 配對齒輪 Z5 Z6 Z7 Z8 Z1 Z2 Z3 Z4 7 軸的計算 7.1 變速箱輸出軸的設計 1、軸上的功率P、轉速n、轉矩T 由以上計算知變速箱輸入轉速n2=655r/min,輸出轉速n3=220r/min； 功率P2=3.21KW，輸出P3=3.18；輸入轉矩T1=47.38Nm，輸出轉矩T2=46.36Nm； 2、求作用在齒輪上的力 因已知低速級大齒輪的分度圓直徑為 d2=mz2=448=192mm 3、 初步確定軸的最小直徑 查《機械設計》課本，由式（15-2）初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調質處理[8]。根據(jù)表15-3，取A0=112，于是得 dmin= =27.28mm輸出軸的最小直徑是帶輪處的直徑。最小直徑選為30mm。 4、 軸的結構設計 1） 擬定軸上的零件裝配方案裝配圖如圖4—3. 2） 根據(jù)軸向定位要求確定軸的各段直徑和長度 （1） 為使鏈輪的右側有軸向定位，在I-II處需制出一軸肩，故取II-III段的直徑dII-III=40mm，帶輪和軸配合長度L1=40mm。 （2） 初步選擇滾動軸承。 軸只承受徑向力，故選擇單列圓柱軸承。根據(jù)工作要求dII-III=44mm，選擇軸承6210其尺寸為dDB=509020，故dIII-IV=50mm，而LIII-IV=20mm。 右端滾動軸承采用軸肩進行定位，由手冊上查得6210型軸承，取dVII-VIII=50mm。 （3） 取安裝齒輪處的軸段IV-V的直徑dIV-V=55mm。齒輪的左端與左端軸承之間采用套筒定位。已知齒輪輪轂的寬度為56.21，為使套筒端面可靠地壓緊齒輪，故LIV-V=56mm。齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度h>0.07,取h=5mm，則軸環(huán)處直徑dV-VI=65mm。軸環(huán)寬度b>1.4h,取LV-VI=12mm。 （4）軸上零件的周向定位 帶輪、齒輪的周向定位均采用平鍵聯(lián)接。查機械設計手冊的平鍵截面bh=20mm12mm（GB/T1095-1979）,鍵槽用銑刀加工。 7.2變速箱輸入軸的設計 1、由以上計算知變速箱輸入轉速n2=655r/min；功率P2=3.21KW；輸入轉矩T1=47.38Nm； 2、求作用在齒輪上的力 因已知小齒輪的分度圓直徑為 d2=mz2=418=72mm Ft=2T3/d2=247.38103/72=1316N Fr=Fttann/cos=1316tan20°/cos8°0′63′′=478.87N 3、初步確定軸的最小直徑 查《機械設計》課本，由式（15-2）初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調質處理。根據(jù)表15-3，取A0=112，于是得 dmin= =18.96mm 輸入軸的最小直徑是帶輪處的直徑。最小直徑選為24mm。 4、軸的結構設計 1） 擬定軸上的零件裝配方案裝配圖 軸上零件的裝配順序為；首先從右邊安裝小直齒輪，接著在直齒輪的右邊放上隔離套，用來和要安裝的齒輪實行軸向定位。然后右邊設有襯套，用來安裝軸承，最后右邊裝上軸承蓋。其次，左邊只裝上軸承和軸承蓋就可以了。此種裝配方案的設計和選定，既滿足軸的結構簡單，有符合軸上零件裝配方便的要求。 根據(jù)軸上零件的定位要求，確定軸各階梯段的長度和直徑。 （1）初選滾動軸承 取安裝直齒輪的軸徑為65mm，直齒輪左段采用軸肩實行軸向定位，軸肩的高度h>0.07d,取h=5mm.右段采用套筒實行軸向定位。設直齒輪的輪轂寬為80，所以選取 安裝直齒輪的軸段長設計為76mm，短于輪轂3～4mm增強對直齒輪軸上定位的可靠性。 齒輪處的軸徑為d=60mm,因為l=(1～1.2)d,得出錐齒輪的輪轂寬度為62mm。 直齒輪中心線到右箱體壁的距離為l=40+20+62+12=134mm,故軸肩的長度 為:134-40-12=82mm。 軸的結構示意圖如下： 圖4 軸的示意圖 軸上零件的周向定位直齒輪在軸上的周向定位上采用平鍵聯(lián)結。由手冊查得平鍵的截面尺寸為：b×h=20mm×12mm.(GB/T1995-1979)，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為63mm，同時為了保證齒輪與軸的配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為，滾動軸承與軸的周向定位是借過度配合來保證的。此處選軸的直徑尺寸公差為m6。錐齒輪的周向定位是靠花鍵軸連接來保證的。 確定軸上圓角和到角的尺寸： 參考手冊,取軸段角為2×45。 圖4-5 變速箱軸的受力簡圖 （4）軸上零件的周向定位 帶輪、齒輪的周向定位均采用平鍵聯(lián)接。查機械設計手冊的平鍵截面bh=20mm12mm（GB/T1095-1979）,鍵槽用銑刀加工。 5、求軸上載荷 根據(jù)軸的結構圖（圖4-3）做出軸的計算簡圖（如圖4-5），可以看出軸的受力最大處是危險截面。現(xiàn)將該處的MH、MV及M的值列于下表 載荷 水平面H 垂直面V 支反力F FNH1=867.8N，F(xiàn)NH2=1396.4N FNv1=408.7，F(xiàn)Nv2=204.3 彎矩M MH=8378.4N﹒mm Mv1=12261 N﹒mm 總彎矩 M1= =87676.34 N﹒mm 扭矩T T=1684.628.105=47168.8 6、 按彎扭合成應力校核軸的強度 查《機械設計》課本，由式（15-5）及上表中的數(shù)值，并取，軸的計算應力 = 10.11MPa 材料為45鋼，調質處理，由表15-1查得[]=60MPa。因此，<[],故安全。 8齒輪的設計 8.1 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) 1.根據(jù)實際需要，選用直齒圓柱齒輪傳動。 2.旋耕機為一般工作機器，速度不高，故選用7級精（GB10095-88）。 3.材料選擇。由表10-1選擇小齒輪材料為40Cr，（調質），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼，（調質），硬度為240HBS，兩者材料硬度相差為40HBS[13]。 4．選小齒輪齒數(shù)z1=18，大齒輪齒數(shù)z2=i z1=72。 8.2 按齒根彎曲疲勞強度計算 由設計計算公式（10-24）進行試算，即 （4-11） 確定公式內的各計算數(shù)值 （1） 計算載荷系數(shù)K Kt=1.3 （2） 計算扭矩 T1=9550 P/n=9550 3.21/655=47.39Nm （3） 齒輪傳動齒寬系數(shù) 查《機械設計》課本，根據(jù)表10-7選取齒寬系數(shù)=1 （4）查表10-6查得材料彈性影響系數(shù)ZE=189.8MPa1/2 。 （5） 由圖10-21按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限=600MPa；大齒輪的接觸疲勞強度極限=550MPa。 (6)由式（10-13）計算應力循環(huán)系數(shù) N1=60n1jLh=6065512201020=3.1109 N2=3.1108/2.67=1.16109 （7）由圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數(shù)；。 （8）計算接觸疲勞許用應力 去失效概率為1%，安全系數(shù)，由式（10-12）得 =0.95600=570MPa =098550=539MPa 8.3 計算 （1）計算小齒輪分度圓直徑d1t，代入[]中較小的值 ==72mm （4-12） （2）計算圓周速度v =2.47m/s (5)計算載荷系數(shù) 根據(jù)v=1.73m/s,7級精度，查《機械設計》課本，由圖10-8得動載系數(shù)KV=1.12；直齒輪，由表10-3查得KH=KF=1.2；由表10-2得使用系數(shù)KA=1； 由表10-4查得7級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時， 將數(shù)據(jù)代入后得 1.12+0.18（1+0.61）1+64.43=1.42； 由b/h=11.11mm，1.35查圖10-13得KF=1.35；故載荷系數(shù) K=KAKV=11.121.21.35=1.8144 6）按實際的載荷系數(shù)校正算得的分度圓直徑，查《機械設計》課本，由式（10-10a）得 d1=d1t ==72mm (4-13) (7)計算模數(shù)m m= d1/z1=72/18=4mm 8.4按齒根彎曲強度設計 查《機械設計》課本，由式（10-5）得彎曲強度的設計公式為 (4-14) 1、確定公式內的各計算數(shù)值 （1）查《機械設計》課本，由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限=500MPa；大齒輪的彎曲疲勞強度極限=380MPa； (2)由圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1=0.85，KFN2=0.88； （3）計算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由式（10-12）得 = =303.57MPa =238.86MPa （4）計算載荷系數(shù) K=KAKVKFKF=1 1.12 1.2 1.35=1.814 （5）查取齒形系數(shù) 查《機械設計》課本，由表10-5查得YFa1=2.65；YFa2=2.226. （6）查取應力校正系數(shù) 查《機械設計》課本，YSa1=1.58；YSa2=1.764。 （7）計算大小齒輪的并加以比較 ==0.01379 ==0.01644 大齒輪的數(shù)值大。 2、設計計算 m=3.75mm (4-15) 對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決與彎曲強度所決定的承載能力，二齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關，可取由彎曲強度算得的模數(shù)3.75并就近圓整為標準值4，按接觸強度算得的分度圓直徑d1=72mm，算出小齒輪齒數(shù) z1=d1/m=72/4=18 大齒輪齒數(shù) z2=uz1= 2.6718= ， 取z2為48。 這樣設計出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到結構緊湊，避免浪費。 8.5幾何尺寸計算 基本參數(shù)： 傳動比i=48/18=2.67；齒數(shù)z1=18，z2=48；模數(shù)m=4； (1) 計算分度圓直徑 d1=z1m=418=72 d2=z2m=448=192 (2) 計算中心距 a=(d1+d2)/2=(72+192)/2=132mm 8.6 驗算 Ft=2T1/d1=25.526104/72=1535N =11535/72=21.32N/mm<100N/mm,合適 9 結構設計及繪制齒輪的零件圖 10刀輥軸的強度計算 10.1 旋耕機負荷最大的部件就是刀輥軸 刀輥軸可以用實心或空心材料制造?？招妮S可以在小的重量下傳遞較的扭矩，較好的抵抗扭矩。管的尺寸應根據(jù)最大傳遞扭矩計算，并以附加扭曲應力驗算。 求截面系數(shù)最小斷面的應力。通常最小截面系數(shù)在軸端處鏜過管孔的地方最小。（下圖所示的c-c截面） 圖 6 軸端c-c截面 Fig 6 The section c-c of Axis 旋耕刀輥半軸 扭轉應力按下式計算： 式中 = = —— 當扭曲時，最小的截面系數(shù) ：為管子的外徑 —— 管的壁厚（——管的內徑） 軸端的花鍵選擇即應根據(jù)最大比壓也根據(jù)平均比壓。當材料硬度HRC＞35時，矩形端面花鍵上最大比壓不應超過20MPa。 最大比壓按下式計算： 式中 ：為花鍵軸的外徑 ：為花鍵孔的內徑 ：為花鍵的（平均）工作長度 ：花鍵的數(shù)量 10.2 刀輥軸的設計計算說明 選擇40Cr材料，調質處理， 假設設計刀輥軸的外徑=78mm。內徑=72mm 圓錐滾子軸承的效率為=0.95，心軸上齒輪傳動的效率為=0.98 由=3.5KW ；=125r/min 得： = ×× = 3.5×0.95×0.98=2.257kw =按最大比壓少于20MPa，即 ＜20MPa 來設計刀輥軸的直徑。 ==19.86＜20MPa　　 扭曲應力驗算 ： 其中：=（78-72）/2=3 =1.57×78×3=20655.64 ==74.34MPa＜=185MP 故所設計的刀輥軸的直徑滿足要求。 刀輥軸的外徑為：=50mm 刀輥軸的內徑為：=40mm 外花鍵的個數(shù)為：N=8 外花鍵的平均工作長度為：=40mm 11 帶傳動的設計計算 11.1 皮帶設計 確定計算功率PCA，查《機械設計》課本，得功率計算公式 PCA=KAP （4-1） 式中：PCA——計算功率，單位為kW; P——傳遞的額定功率，單位為kW; KA——工作情況系數(shù) 根據(jù)表機械設計表8-6，取KA =1.2， PCA=KAP=1.2×3=3.6kW。 表4—1 各軸受力表 軸號 功率P（KW） 轉矩T（Nm） 轉速n（r/min） 傳動比i 效率 輸入 輸出 輸入 輸出 I軸 3.42 22.68 1440 0.95 變速箱軸 3.21 3.18 47.38 46.36 655 2.67 0.96 III軸 3.06 3 132.83 130.23 220 11.2 選擇帶型 根據(jù)計算功率PCA和小帶輪轉速n1查《機械設計》課本，由圖8-9選定帶型，選擇SPZ型V帶。 11.3 確定帶輪的基準直徑dd1和dd2 （1）初選小帶輪的基準直徑dd1 根據(jù)v帶截型參考《機械設計》課本表8-3及表8-7，選dd1=100mm。 （2） 驗算帶的速度v 查《機械設計》課本，根據(jù)機械設計式8-13， m/s （4-2） （3） 計算從動輪的基準直徑dd2 由dd1=i dd2，并安V帶輪的基準直徑系列表8-7加以圓整取dd2=1.9100=190mm。 （4） 確定中心距a和帶的基準長度Ld 查《機械設計》課本，根據(jù)傳動的結構的需要初定中心距a0，由 0.7(dd1+dd2)＜a0＜2(dd1+dd2)， 0.7（100+190）< a0<2(100+190），取a0=300mm； a0取定后,根據(jù)傳動的幾何關系，計算所需帶傳動的基準長度L/d： L/d （4—3） mm 查《機械設計》課本，由表8-2中選取和L/d相近的V帶的基準長度Ld,取Ld=1250mm；再根據(jù)Ld來計算實際中心距， （4—4） （5） 驗算主動輪上的包角 查《機械設計》課本，根據(jù)式（8-6）及對包角要求應保證 = （4-5） （6）確定帶的根數(shù)z 查《機械設計》課本，根據(jù)式（8-22） （4-6） ——包角系數(shù),查《機械設計》（表8-8），=0.92； ——長度系數(shù)，查《機械設計》（表8-2），=0.94； ——單根V帶的基本額定功率，查《機械設計》表8-5c，=2.61； ——計入傳動比的影響時，單根V帶額定功率的增量，其值見《機械設計》表8-5b，=0.56； z=，取z=2。 （7）確定帶的預緊力F0 查《機械設計》課本，考慮離心力的不利影響，并考慮包角對所需預緊力的影響，根據(jù)式（8-23）單根V帶 所需的預緊力為 （4-7） 查機械設計表8-4，得出q=0.07kg/m，則 N （8）計算帶傳動作用在軸上的力（壓軸力）Fp 如果不考慮帶的兩邊的拉力差，則壓軸力可以近似的按帶的兩邊的預緊力F0的合力來計算，即 （4-8）N z-帶的根數(shù)； F0-單根帶的預緊力； -主動輪上的包角； 圖4-1 帶傳動作用在軸上的力 （9）張緊裝置的選定 各種材質的V帶都不是完全的彈性體，在預緊力的作用下，經過一定時間的運轉后，就會由于塑性變形而松弛，使預緊力降低。為了保證帶傳動的能力，應定期檢查預緊力的數(shù)值。如發(fā)現(xiàn)不足時，必須重新張緊，才能正常工作，常見的張緊裝置有定期張緊裝置、自動張緊裝置、采用張緊輪的裝置，而本次設計的皮帶輪采用張緊輪的裝置[12]。 11.4帶輪設計 V帶輪的設計要求質量小，結構工藝性好，無過大的鑄造內應力，質量分布均勻，輪槽加工表面要精細加工，以減小帶的磨損。帶輪的材料主要采用鑄鐵，牌號為HT200.小帶輪因為直徑比較小所以采用實心式，大帶輪的直徑比較大，所以采用孔板式。設計見零件圖。 12 鏈傳動的設計計算 1、根據(jù)實際，鏈條速度在1－2m/s之間，鏈輪的轉速為220r/min。 設計步驟如下： 選用單排套筒滾子鏈，根據(jù)《機械設計師手冊》第二版，其設計步驟如下： (1)大鏈輪Z1＝25 小鏈輪Z2=15。 （2）計算功率Pd 查《機械設計》課本， 由表9-9查得： 工作系數(shù) ； 由表9-10查得： 鏈輪齒數(shù)系數(shù) Kz=1.345； Pd＝3.06KW 所以 Pd===2.275KW （4-9） （3） 定鏈條的節(jié)距 根據(jù)鏈輪轉速n=220r/min及功率P0=3.06kw，由圖9-13選取的鏈條號為12A,鏈節(jié)距p=19.05mm； （4）確定鏈長L 根據(jù)鏈輪的速度計算鏈輪的直徑d=60v/n=60×1.5×1000/220×=130mm.鏈長為L=2×176+×130=761mm （5）確定鏈條鏈節(jié)數(shù) 由 計算鏈節(jié)數(shù)可得 Lp＝ 47.87節(jié)，取為48節(jié)。 (6) 中心距的計算 （4-10） = =275.3mm a實際中心距取為275mm。 （7）計算鏈速： 1.22 1.22m/s滿足鏈速在1－2m/s之間，合適。 （8）查《機械設計》課本，由表9－4得鏈輪輪轂孔 =73 （9）計算作用在軸上的壓軸力 有效圓周力為 2103N 由于鏈傳動為傾斜配置，安裝傾角為45°， 查表取 1.15 所以，=1.15×2103=2418.56N 根據(jù)上述要求：選擇的滾子鏈的型號為：—1×316 GB 1243—1997 鏈條其結構詳圖如下： 圖4—2 輸送鏈條結構圖 設計總結 經過本人三個多月的沒日沒夜的努力工作，終于完成了這次的畢業(yè)設計，心里甚是欣喜，設計過程中辛酸是避免不了的，但是看到自己的成果，這些苦這些累都不值得說。在此，我要首先感謝我的指導老師，給予我莫大的精神支持和技術指導；再就是要感謝在設計過程中幫助我解答疑問的同學們，真心的謝謝你們的幫助，因為有你們的支持，我才能按質按量的完成此次設計。 我們是在11年12月份拿到的設計課題，我選的課題是旋耕機傳動系統(tǒng)的設計，有了課題也就開始進行了構思，但中途去工廠實習，所以設計工作也就松懈了，過完年后就開始正式的設計工作。我是廣泛搜索旋耕機的相關資料，了解國內外的旋耕機的發(fā)展現(xiàn)狀，同時參觀了市場上一些在銷售的旋耕機，并拍了照片留做研究，通過自己的了解，認識到旋耕機是一種應用非常廣泛的農用機械，對農民的勞作有很大的幫助，同時也發(fā)現(xiàn)了目前旋耕機存在的一些問題以及它的發(fā)展方向。 通過此次旋耕機的設計，使我對大學四年所學過的一些知識進行了回顧與溫習，也學到了一些新的知識。但是，由于本人的水平有限以及實際條件的限制，設計之中存在錯誤和問題是在所難免的，在此希望老師們批評指正。在今后的工作和學習中，我一定發(fā)揚做設計時那種肯想肯做，努力學習的精神，并且把自己所學的知識與實踐相結合，充分展示自己的才能！ 參考文獻 [1] 濮良貴，紀名剛主編. 機械設計.第七版.高等教育出版社. 西安:2001.60-374 [2] 席偉光，楊光，李波主編.機械設計課程設計.高等教育出版社.北京.2003.5.2：180-250 [3] 應義斌,蔣煥煜,成芳.蔬菜棚室用自走式微型旋耕機的研究.農業(yè)工程學報.Tarnsact ions of the CSA　第13 卷,第1 期　.1997 年　3 月，88-91 [4] 羅國平,李平林,張力乃,黃少顏等. 機械設計課程設計指導書.第二版.西安:2004. 7-10 [5] 李寶筏主編.農業(yè)機械學.中國農業(yè)出版社.北京:2003.2.29-32 [6] 哈爾濱工業(yè)大學理論力學教研室編.理論力學.第六版.高等教育出版社.北京:170～188 [7] 中國農牧業(yè)機械產品手冊編輯部編輯.中國農牧業(yè)機械產品手冊.中國農業(yè)科技出版社.北京:60-62. 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