1G-160型旋耕滅茬機總體及側邊傳動裝置設計【說明書+CAD】

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(3) 刀棍轉速:正轉 :200r/min左右(旋耕) 400~500r/min(破垡) 反轉 :200r/min左右(埋青 滅茬) (4) 最大設計耕深14cm; 根據同類旋耕機類比,設計寬幅為1.6～1.7m. 本課題擬解決的問題 通過改進設計，增加刀輥軸的轉速和轉向。在工作時，通過適當的拆卸和改裝，就可實現不同功能的作業(yè)，以達到一機多能的目的。當需要旋耕時，采用200r/min左右的正旋作業(yè)；當需要破垡和水田耕整時，采用500r/min左右的正旋作業(yè)；當需要埋青和滅茬時，采用200r/min左右的反旋作業(yè)；本課題的實現解決了現有旋耕機只能旋耕不能滅茬而滅茬機又只能滅茬不能旋耕的問題。 預期成果： 因具備多功能等特點，投入生產后能產生較好的經濟效益和社會效益。 1、方案的擬定 旋耕滅薦機狀態(tài)動力為36.75KW(約50馬力) 動力由拖拉機動力輸出，軸經一對圓錐齒輪和側邊圓柱齒輪帶動。 設計的旋耕滅薦方案滿足如下性能、性質要求： 1.1、設計參數要求： ①刀軸轉速：正轉：200r/min左右（旋耕） 500r/min左右（破垡） 反轉：200 r/min左右（埋青 滅茬） ②設計耕深 14cm（最大設計耕深） ③工作幅寬 1.6m ④技術： （1）旋耕滅茬機與拖拉機采用三點懸掛聯接，作業(yè)時萬向傳動軸偏置角度不得大于15°，田間過埂刀端離地高度150~250mm，此時萬向傳動軸角度不得大于30°。切斷動力后，旋耕滅茬機最大提升高度達刀端離地250mm以上。 （2）、要求旋耕、滅茬作業(yè)能覆蓋拖拉機輪轍，當幅寬小于拖拉機輪距外緣時，可采用偏配置。 （3）、要求結構簡單可靠，保證各項性能指標。 （4）、設計時考慮加工工藝性和裝配工藝性，盡量使用標準件、通用件，以降低制造成本 1.2、方案的選擇 為了使設計的施耕機既能滿足多項指標，又能結構合理，造價低，在市場上具有一定的先進性為此擬定二套方案對此進行分析： 1.2.1方案1 圖(1 ) 動力由拖拉機動力輸出軸經一對圓錐齒和一組四級齒輪帶動刀軸旋耕，此種方案的工作特色： 最后一級動力，由中間齒輪傳動，兩邊由側板支撐高低檔轉速通過撥擋實現，正反轉通過調正太齒輪的拆卸來實現。（此方法的對稱性較好，剛性高，強度高。但在中間齒輪的底下會出現漏耕土壤的現象，需要增加一個部件才能解決此現象）采用拔檔變速，操作較為方便，但結構復雜，造價高。（見圖1、圖2） 圖（2） 1.2.2、方案2 圖（3） 圖（4） 動力從拖拉機輸出軸輸出，經一對圓錐齒輪和一組圓柱齒輪傳動帶動刀軸施耕，此種方案的特點是前后一級傳動導用側邊齒輪，正反轉的實現通過調整圓錐齒輪，高低速的實現通過對調側齒輪箱的方向，圖3為正轉，圖4為反轉。 1.3、方案對比分析 方案1、兩端平衡，受力勻稱，剛性好，但在中間齒輪的底下出現漏耕土壤，需增設其它部件以耕除漏耕土壤，采用撥擋變速，操作較好方便，但結構比較復雜，造價高。 方案2、采用側邊傳動，平衡性較差，一般用偏置，剛性較差，但無需要加漏耕裝置，結構簡單，通過拆下側邊齒輪，然后調頭安裝以達到變速的目的，簡單，操作不是很方便，農機機械不是交通工具，需要經常變速和換向。 農機機械的使用常常一季節(jié)只使用一個作業(yè)項目，不需要經常拆裝。方案2比方案1結構簡單、造價低，方案2更切合實際的需要，所以方案2為選用方案。 2、運動計算 結構見圖（3），其中Z3采用較小的齒數，為了減小側齒輪外徑尺寸，以盡可能增加齒刀的耕作深度。 隋輪齒數Z4、Z5的齒數待總體結構尺寸確定后再定，任務書要求，按照方案2的傳動路線，故萬向節(jié)計算傳動比，分配和各軸的軌跡，故參數分別列表表1~表4 表1 軸次 Ⅰ軸 Ⅱ軸 Ⅲ軸 Ⅳ軸 Ⅴ軸 齒數 Z1 Z2 Z3 Z4 Z5 Z6 14 30 15 暫不定 暫不定 22 傳動比 2.14 147 總傳動比 3.15 轉速r/min 734 343 233 表2 軸次 Ⅰ軸 Ⅱ軸 Ⅲ軸 Ⅳ軸 Ⅴ軸 齒數 Z1 Z2 Z3 Z4 Z5 Z6 14 30 22 暫不定 暫不定 15 傳動比 2.14 0.68 總傳動比 1.46 轉速r/min 734 343 504 表3與表4分別與表1表2類同，表示反轉（僅在數值前多個負號表方向相反） 3、動力計算 旋耕滅茬機在動轉、旋耕和反轉滅茬時，消耗功率最大，而在水田作業(yè)和存垡作業(yè)時消耗的功率較小，也就是說，設在低速檔作業(yè)時，消耗的功能較大，在高速當時，消耗的功率較小，因此，動力計算只需要對低速傳動進行計算，選表1和表3都是低速運動路線傳動比一樣，不同的只是方向相反，故我只按其中一種情況進行計算。 3.1、各傳動副效率 圓錐齒輪傳動 η1=0.96 圓柱齒輪 η2=0.96 滾柱軸承 η3=0.98 球軸承 η4=0.99 萬向節(jié) η5=0.96 3.2、動力分配 3.2.1拖拉機動力輸出軸的額定輸出功率： 根據有關資料和經驗估算，其額定輸出功率為： P額=0.8 N發(fā)=29.40KW n=734r/min 3.2.2第一軸及小錐齒輪Z動率，轉速和扭矩： P1=40× 0.98×0.96=27.66KW n1=734 r/min T1=9.55×106 PZ1= nZ1=734r/min TZ1= 3.2.3大錐齒輪Z2的功率軌跡的扭矩為： Pz2=Pz1· nz2= TZ2= 3.2.4第二軸功率軌跡和扭矩為： pⅡ=PZ2 nⅡ=nZ2=343r/min TⅡ=9.55 3.2.5第二軸Z3齒輪功率、轉速和扭矩為： PZ3= pⅡ=26.02KW nZ3=nⅡ=343r/min TZ3=TⅡ=7.24×106 Nmm 3.2.6第Ⅲ軸Z4齒輪功率 PZ4= 3.2.7第Ⅲ軸（隨輪軸）不傳遞扭矩，故不校核： 3.2.8第Ⅳ軸Z5齒輪功率 PZ5=PZ4 3.2.9第Ⅳ軸（隨輪軸）的傳遞扭矩，故不校核 3.2.10刀軸Z6齒輪功率、轉速和扭矩 PZ6=P Z5 3.2.11刀軸功率，轉速和扭矩 T 表5 軸次 動力 Ⅰ軸 Ⅱ軸 Ⅲ軸 Ⅳ軸 刀軸 輸出軸 軸 Z1 軸 Z2 Z3 軸 Z4 軸 Z5 軸 Z6 P功率（KW） 29-4 27.66 27.1 26.02 26.55 26.02 2498 23.98 22.79 22.79 N轉速（r/min） 734 734 734 343 343 343 233 233 T扭矩(Nmn） 3.6×105 3.53×105 7.24×105 7.39×105 7.24×105 7.5×105 9.5×105 4、主要零件的強度校核 4.1 圓柱齒輪的強度計算 4.1．齒輪的材料、精度和齒數選擇 根據同類型結構，大小齒輪構造選用20CrMnTi表面滲碳淬火①P98表7-1 硬度 HRC選用56~62HBS①P98表7-1 齒輪精度用8級，輪齒表面粗糙度為Ra1.6 硬齒面閉式傳動，失效形式為點蝕 Z3=15 Z4=2 i= 4.2.2設計計算 ①沒計準則 按齒輪齒面接觸疲勞強度設計，再按齒根彎曲疲勞強度校核； ②按齒面接觸疲勞強度設計；①P108式（7-9） 選取材料的接觸疲勞極限應力為：①P100圖7-6 選取材料的彎曲勞極限應力為：①P100圖7-7 應力循環(huán)次數N由①P102式7-3計算 由①P107P～108式計算得 則 接觸疲勞壽命系數①P102圖7-8 ZN1=1 ZN2=1 彎曲疲勞壽命系數①P102圖7-9 YN1=YN2=1 由①P102表7-2查得接觸疲勞安全系數SHmin=1, 彎曲疲勞安全系數SHmin=1.4,又YST=2.0,試選Kt=1.3; 由①P99式7-1,7-2求許用接觸應力和彎曲應力； ①P104查圖7-10得KV=1.03 ①P103由表7-3得KA=1.35 ①P105由表7-4得， ①P103由式7-5 修正 ①P112表7-6取得標準模數m=7mm； 因為要確保耕深，提高承載能力所以選擇了15齒，而為加工不產生根切的最少齒數為17，我選擇小齒輪齒數為15，小于最小根切數，因而15齒的齒輪加工時一定會產生根切，所以小齒輪要用變位齒輪（正變位）。 4.1.3第一對齒輪主要尺寸的計算 ②P368查表12-7得 總變位X=0.80mm 根據類比得X3=0.28mm X4=0.52mm 分度圓直徑 壓力角 嚙合角 中心距變動系數 中心距 齒高變動系數 齒數比 節(jié)圓直徑 齒頂高 齒根高 全齒高 齒頂圓直徑 齒根圓直徑 公法線長度 跨測齒數 k3=2 k4=3 固定弦齒厚 固定弦齒高 4.1.4第二對直齒圓柱齒輪的主要參數的計算 ②P368查表12-7得 總變位X=0.87mm 根據類比得X5=X4=0.52mm X6=0.35mm 分度圓直徑 壓力角 嚙合角 中心距變動系數 中心距 齒高變動系數 齒數比 節(jié)圓直徑 齒頂高 齒根高 全齒高 齒頂圓直徑 齒根圓直徑 公法線長度 跨測齒數 k6=3 固定弦齒厚 固定弦齒高 4.2軸的選擇及計算 在側邊齒輪箱中的第Ⅲ軸、第Ⅳ軸為惰輪軸不傳遞扭矩，故在軸的設計計算時無需對其進行強度校核。 本設計對第Ⅲ軸、第Ⅳ軸的尺寸和質量均無特殊要求，所以我們對其材料的選擇只要從經濟性和實用性上進行考慮，只需選用45號鋼，進行調質處理就可以達到使用時的要求。其基本形狀如圖（5）所示； 圖（5） 根據同類產品類比得各段軸徑為： ①40mm ②50mm ③40mm 根據同類產品類比得各段軸長為： ①25mm ②40mm ③33mm 根據手冊③P3-122查得: 鍵寬 b=12mm 鍵長 l=0.85l3=28mm 4.3軸承的選擇 在本設計中, 第Ⅲ軸、第Ⅳ軸上主要承受軸向力,承受扭矩很小,故選擇球軸承即可。 根據外形尺寸、和軸徑要求在手冊③P8-98選擇6308球軸承。 參 考 文 獻 ［1］邱白晶．旋耕機動力學及其在減重降振和節(jié)能上的應用[J].鎮(zhèn)江: 江蘇工學院, 1992 . ［2］丁為民.反轉旋耕及旋耕刀的研究[J].南京: 南京農業(yè)大學，1999. ［3］四川省農業(yè)機械局,西南農學院．耕整地機械構造使用維護 [M] ．成都 : 四川人民出版社, 1978: -- 169. ［4］農業(yè)機械部南京農業(yè)機械化研究所,江蘇省農業(yè)機械研究所．旋耕機 [M] ．南京 : 江蘇科學技術出版社, 1979: -- 74． ［5］旋耕機系列設計專業(yè)組．旋耕機系列[M] ．南京 : 江蘇省農業(yè)機械化研究所, 1974: – 17. ［6］中國農業(yè)科學院南京農業(yè)機械化研究所．旋耕機速度參數對功率和功能消耗影響的研究[M] ．南京 : 中國農業(yè)科學院南京農業(yè)機械化研究所, 1962: -- 15. 致　謝 為期三個月的畢業(yè)設計業(yè)已經結束?；仡櫿麄€畢業(yè)設計過程，雖然充滿了困難與曲折，但我感到受益匪淺。本次畢業(yè)設計課題是1G-160型旋耕滅茬機總體及側邊傳動裝置設計 。本設計是為了解決實際生產過程中的生產力低的問題，因此廠方對我的要求很高。本設計是學完所有大學期間本專業(yè)應修的課程以后所進行的，是對我三年半來所學知識的一次大檢驗。使我能夠在畢業(yè)前將理論與實踐更加融會貫通，加深了我對理論知識的理解，強化了實際生產中的感性認識。 通過這次畢業(yè)設計，我基本上掌握了旋耕滅茬機設計的方法和步驟，以及設計時應注意的問題等，另外還更加熟悉運用查閱各種相關手冊，選擇使用工藝裝備等。 總的來說，這次設計，使我在基本理論的綜合運用以及正確解決實際問題等方面得到了一次較好的鍛練，提高了我獨立思考問題、解決問題以及創(chuàng)新設計的能力，縮短了我與工廠工程技術人員的差距，為我以后從事實際工程技術工作奠定了一個堅實的基礎。 本次設計任務業(yè)已順利完成，但由于本人水平有限，缺乏經驗，難免會留下一些遺憾，在此懇請各位專家、老師及同學不吝賜教。 此次畢業(yè)設計是在曹兆熊老師的認真指導下進行的。曹老師經常為我解答一系列的疑難問題，以及指導我的思想，引導我的設計思路。在歷經三個多月的設計過程中，一直熱心的輔導。在此，我忠心地向他們表示誠摯的感謝和敬意！ 20