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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18致謝19結論20附圖清單21前言旋耕滅茬機主要來源于農業(yè)生產的需要。我國與大中型拖拉機配套的旋耕滅茬機保有量有15萬臺，與手扶拖拉機與小四輪拖拉機配套的旋耕機約有200萬臺，旋耕機在南方水稻生產機械化應用中已占80的比例，北方的水稻生產、蔬菜種植和旱地滅茬整地也廣泛采用了旋耕機械。近年來，我國北方進行種植業(yè)結構調整，大力推行旱改水，水稻種植面積迅速增加，擴大了對旋耕機械的市場需求。旋耕滅茬機的發(fā)展至今已有150多年的歷史，最初在英、美國家由3-4kW內燃機驅動，主要用于庭園耕作，直到L型旋耕刀研制成功后，旋耕機才進入大田作業(yè)。20世紀初，日本從歐洲引進旱田旋耕機后，經過大量的試驗研究工作，研制出適用于水田耕作要求的彎刀，解決了刀齒和刀軸的纏草問題，旋耕機得到了迅速發(fā)展。孟加拉國2000年水稻收獲面積為1070萬hm2。農業(yè)機械發(fā)展才剛剛起步，目前只有部分灌溉和耕種設備實現(xiàn)了機械作業(yè)。考慮其種植方式和耕地大小，對各種型號的旋耕機需求非常大。其進行了自發(fā)研究但在很大層度上不能滿足國內的需求。1G-160型多用旋耕滅茬機可與3340.4kw(4550馬力)級各型號拖拉機配套。在一臺主機上只需拆裝少量零部件，就能進行旋耕、滅茬、條播、化肥深施等多種農田作業(yè)。該機具主要適用于埋青、秸桿還田式在大中型聯(lián)合收割機作業(yè)后的稻麥高留茬的田塊上進行反轉滅茬、正轉旋耕、三麥條播、與半精量播種、化肥深施等多種農田作業(yè)。我在本設計中研究旋耕機的主要內容：(1) 參與總體方案設計，繪制滅茬機工作總圖,設計左右支臂、第二動力軸及有關軸承座等。(2) 拖拉機佩帶旋耕機滅茬機作業(yè),使用13檔前進速度,其中:旋耕機,滅茬時使用12檔,時使用3檔;(3) 刀棍轉速:正轉 :200r/min左右(旋耕) 400500r/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1.61.7m.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?shù)牟鹦逗透难b，就可實現(xiàn)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(xiàn)解決了現(xiàn)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(shù)要求：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）設計耕深 14cm（最大設計耕深）工作幅寬 1.6m技術： （1）旋耕滅茬機與拖拉機采用三點懸掛聯(lián)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150250mm，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(xiàn)，正反轉通過調正太齒輪的拆卸來實現(xiàn)。（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(xiàn)漏耕土壤的現(xiàn)象，需要增加一個部件才能解決此現(xiàn)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(xiàn)通過調整圓錐齒輪，高低速的實現(xiàn)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(xiàn)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(shù)，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(shù)Z4、Z5的齒數(shù)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(shù)分別列表表1表4表1軸次軸軸軸軸軸齒數(shù)Z1Z2Z3Z4Z5Z6143015暫不定暫不定22傳動比2.14147總傳動比3.15轉速r/min734343233表2軸次軸軸軸軸軸齒數(shù)Z1Z2Z3Z4Z5Z6143022暫不定暫不定15傳動比2.140.68總傳動比1.46轉速r/min734343504表3與表4分別與表1表2類同，表示反轉（僅在數(shù)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 1=0.96圓柱齒輪 2=0.96 滾柱軸承 3=0.98球軸承 4=0.99萬向節(jié) 5=0.963.2、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=0.8N發(fā)=29.40KWn=734r/min3.2.2第一軸及小錐齒輪Z動率，轉速和扭矩：P1=40 0.980.96=27.66KWn1=734 r/minT1=9.55106PZ1=nZ1=734r/minTZ1=3.2.3大錐齒輪Z2的功率軌跡的扭矩為：Pz2=Pz1nz2=TZ2=3.2.4第二軸功率軌跡和扭矩為：p=PZ2n=nZ2=343r/minT=9.553.2.5第二軸Z3齒輪功率、轉速和扭矩為：PZ3= p=26.02KWnZ3=n=343r/min TZ3=T=7.24106 Nmm3.2.6第軸Z4齒輪功率PZ4=3.2.7第軸（隨輪軸）不傳遞扭矩，故不校核：3.2.8第軸Z5齒輪功率PZ5=PZ43.2.9第軸（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 Z53.2.11刀軸功率，轉速和扭矩 T表5軸次動力軸軸軸軸刀軸輸出軸軸Z1軸Z2Z3軸Z4軸Z5軸Z6P功率（KW）29-427.6627.126.0226.5526.02249823.9822.7922.79N轉速（r/min）734734734343343343233233T扭矩(Nmn）3.61053.531057.241057.391057.241057.51059.51054、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(shù)選擇 根據同類型結構，大小齒輪構造選用20CrMnTi表面滲碳淬火P98表7-1硬度 HRC選用5662HBSP98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=2i=4.2.2設計計算沒計準則 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；按齒面接觸疲勞強度設計；P108式（7-9）選取材料的接觸疲勞極限應力為：P100圖7-6 選取材料的彎曲勞極限應力為：P100圖7-7 應力循環(huán)次數(shù)N由P102式7-3計算由P107P108式計算得 則接觸疲勞壽命系數(shù)P102圖7-8ZN1=1 ZN2=1彎曲疲勞壽命系數(shù)P102圖7-9 YN1=YN2=1由P102表7-2查得接觸疲勞安全系數(shù)SHmin=1, 彎曲疲勞安全系數(shù)SHmin=1.4,又YST=2.0,試選Kt=1.3;由P99式7-1,7-2求許用接觸應力和彎曲應力； P104查圖7-10得KV=1.03P103由表7-3得KA=1.35P105由表7-4得，P103由式7-5 修正P112表7-6取得標準模數(shù)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(shù)為17，我選擇小齒輪齒數(shù)為15，小于最小根切數(shù)，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P368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(shù) 中心距 齒高變動系數(shù) 齒數(shù)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(shù) 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(shù)的計算P368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(shù) 中心距 齒高變動系數(shù) 齒數(shù)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(shù) 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軸、第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。本設計對第軸、第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： 40mm 50mm 40mm根據同類產品類比得各段軸長為： 25mm 40mm 33mm根據手冊P3-122查得: 鍵寬 b=12mm 鍵長 l=0.85l3=28mm4.3軸承的選擇在本設計中, 第軸、第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P8-98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: - 745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(shù)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