旋耕機畢業(yè)論文

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1、旋耕機畢業(yè)論文 1 緒論 11研究目的和意義近些年來由于國家對農(nóng)業(yè)生產(chǎn)越來越重視糧食生產(chǎn)產(chǎn)量從而得到穩(wěn)步提升但是在很多地方人們?nèi)粤晳T采用傳統(tǒng)的耕作方式進行農(nóng)業(yè)生產(chǎn)造成春冬季節(jié)地表的長期裸露這樣就會導致我國許多地區(qū)耕地的土壤表層有機物質(zhì)和水分的嚴重流失從而加劇土壤貧瘠化和生態(tài)環(huán)境惡化同時由于長期對土地營養(yǎng)物質(zhì)的大肆吸收導致農(nóng)田土壤肥力日趨下降土地得不到很好的休養(yǎng)生息進而導致農(nóng)業(yè)生態(tài)系統(tǒng)逐漸惡化嚴重制約我國糧食產(chǎn)量的進一步提高1 14作為一個農(nóng)業(yè)大國農(nóng)業(yè)機械化是農(nóng)業(yè)生產(chǎn)發(fā)展的基本方向隨著農(nóng)業(yè)產(chǎn)業(yè)結構的不斷改革深入小型農(nóng)機現(xiàn)在已經(jīng)無法滿足農(nóng)業(yè)生產(chǎn)的要求合理有效地組裝各種功能的工作部件和裝置形成的多功

2、能整地機越來越成為研究方向這樣整機結構緊湊功能齊全機動性操作性好能提高經(jīng)濟效益多功能整地機一次下地能完成多項作業(yè)減少了機具下地作業(yè)次數(shù)避免壓實土壤和破壞土壤結構節(jié)省時間和燃油的開支從而降低了作業(yè)成本旋耕作業(yè)具有犁耙合一的作業(yè)效果旋耕一次即可達到土碎地平若在水田中帶水旋耕后即可直接插秧將電子技術控制技術等廣泛合理地引用在多功能整地機上減輕勞動強度8 19整機和工作部件多系列化多品種化方向發(fā)展能適合配套不通動力耕深耕幅方便選用13研究的內(nèi)容和方法com容對多功能整地機的設計就是對整地機的整機的設計特別是傳動系統(tǒng)和關鍵零部件的設計1傳動系統(tǒng)的設計a拖拉機動力系統(tǒng)為整地機提供穩(wěn)定的輸出動力b變速箱由兩

3、對斜齒輪組成的變速箱將拖拉機動力系統(tǒng)輸出的動力轉(zhuǎn)化成整地機所需要的穩(wěn)定動力根據(jù)傳動系統(tǒng)參數(shù)旋轉(zhuǎn)穩(wěn)定的齒輪傳動比2關鍵零部件設計采用最優(yōu)化方法確定傳動系統(tǒng)以及關鍵零部件的選用關鍵零部件包括旋耕刀安裝刀片的旋轉(zhuǎn)軸支撐輪以及深耕鏟等根據(jù)工作需要選擇需要的零部件進行參數(shù)設計3零件圖和裝配圖的設計利用CAD軟件對部分關鍵零部件及整機裝配圖作圖com法本文主要是針對多功能整地機進行設計主要是完成其旋耕方面的設計利用確定的動力系統(tǒng)參數(shù)確定穩(wěn)定的傳動比通過計算對整機各個部分的參數(shù)進行確定選擇相應合適的零部件然后進行傳動系統(tǒng)軸校核可行性分析同時利用CAD軟件對關鍵零部件繪制零件圖整機繪制裝配圖14研究技術路線本

4、文的研究技術路線如圖1-1所示2多功能整地機的總體方案設計多功能整地機通過中間減速箱的變速將穩(wěn)定的動力傳送到刀軸上可以滿足相關的工作要求3多功能整地機傳動系統(tǒng)31多功能整地機傳動方案的選擇根據(jù)機器的幅寬選擇與之配套的拖拉機動力系統(tǒng)現(xiàn)在我們設計的多功能整地機的幅寬為2m即軸的轉(zhuǎn)速為225rmin則我們選擇其配套的拖拉機動力系統(tǒng)的轉(zhuǎn)速720rmin這樣就需要一個變速箱來實現(xiàn)變速變速箱里面可以經(jīng)過錐齒輪傳動變向后經(jīng)過帶傳動或者鏈傳動最終輸出到整地機刀軸也可以經(jīng)過齒輪多級減速后傳動到刀軸相對來說齒0輪傳動傳動比穩(wěn)定結構緊湊壽命長可靠性高雖然制造成本稍高但出于安全性和使用壽命等方面考慮我們選用齒輪傳動方

5、式而針對齒輪傳動我們也有兩種傳動方式中間傳動和側(cè)邊傳動其中側(cè)邊傳動方式是錐齒輪降速變向后經(jīng)側(cè)邊齒輪箱多級變速最終輸出到整地機刀軸結構簡單但是平衡性較差一般容易偏置使得動力集中于刀輥一側(cè)使用壽命和安全性得不到保證而中間傳動是整地機的刀軸直接由中間齒輪箱經(jīng)多次減速后驅(qū)動結構更加緊湊對稱性好工作時受力均勻同時可以節(jié)省材料減輕整機的重量但是中間傳動時在中間齒輪下面會出現(xiàn)漏耕現(xiàn)象為解決這個問題我們需要在中間齒輪正前方安裝一個小型深耕鏟這樣就能很好的解決漏耕問題了本研究最后確定選用的方式是中間傳動 32整地機的總傳動比及其分配com的總傳動比由拖拉機的動力輸出轉(zhuǎn)速 720rmin及刀軸轉(zhuǎn)速n 225rmi

6、n可以確定傳動裝置應有的總傳動比為 720225 32傳動裝置的總傳動比是各級傳動比的連乘積即 在設計多級傳動比的時候應將總的傳動比分配到各級傳動機構中com的傳動比分配整地機的傳動設計方案和傳動參數(shù)影響了整機的結構性能和工作性能我們應合理安排設計整地機的傳動方案使整機結構緊湊布置恰當根據(jù)需要現(xiàn)確定整地機的傳動方案如圖3-1所示動力通過輸入軸經(jīng)一對直齒錐齒輪降速換向后由兩對直齒圓柱齒輪降速后經(jīng)輸出軸將動力輸出如圖3-1所示對傳動系統(tǒng)的各軸哥齒輪進行編號各級的傳動比分別為 15 178 120 由機械設計實踐與創(chuàng)新P161表107我們查得相關的機械傳動效率如下軸承的效率 099圓柱齒輪 098錐

7、齒輪 097圖3-1 整地機傳動部分示意圖配套拖拉機的選擇 給整地機選擇合適恰當?shù)耐侠瓩C配套功率能大大提高拖拉機的功率利用程度降低功耗能更好的完成作業(yè)我可以通過下面的計算公式來確定拖拉機消耗的功率上面的式子中K的取值為6090KPaB的取值為15mh的取值為16cm的取值為3kmh從而我們可以算出機具所需要的功率在12Kw到18Kw之間根據(jù)以上數(shù)據(jù)和相關資料我們選擇拖拉機的功率為147Kw由此我們可以算出刀軸功率為 13155Kw符合機具的工作要求計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)動力輸入軸的轉(zhuǎn)速 720rmin則各根軸的轉(zhuǎn)速為 72015 480rmin 480178 26966rmin 2696

8、612 225rmin 拖拉機的標定功率 147Kw從而計算得出各軸的輸入功率為 147Kw 1470992097 13975Kw 13975099098 13559Kw 13229099098 13155Kw 由此算出各軸轉(zhuǎn)矩為 9550 9550147720 com 9550 955013975480 com 9550 95501355926966 com 9550 95501315522472 com 將各軸轉(zhuǎn)速輸入功率轉(zhuǎn)矩值匯總?cè)绫?-1所示表3-1 各軸轉(zhuǎn)速輸入功率轉(zhuǎn)矩值匯總表項目軸1軸2軸3軸4轉(zhuǎn)速rmin7204802696622472輸入功率Kw1471397513559131

9、55轉(zhuǎn)矩Nm19497927804448019255905233整地機傳動部件的設計com的設計計算選擇齒輪材料及精度等級 由于減速器傳遞的功率不太大所以齒輪采用軟齒面小齒輪選用調(diào)質(zhì)45鋼硬度為250HBS大齒輪選用正火45鋼硬度為220HBS由機械設計P210表10-8我們可選用8級精度GB10095-98按齒面接觸疲勞強度設計由設計計算公式機械設計P227式10-26即確定有關參數(shù)如下a選擇齒數(shù)齒寬系數(shù)傳動比 15取小齒輪的齒數(shù)為 28則大齒輪的齒數(shù) i 1528 42齒數(shù)比u i 15由機械設計P224取 13b由機械設計P201表10-6取彈性影響系數(shù) 1898c計算載荷系數(shù) k 機械

10、設計P192式10-2 1105112 126d由機械設計P206式10-13即應力循環(huán)次數(shù)N 60njLh假設工作十年每年工作60天每天工作10小時 607201 106010 2592108 N1u 259210815 1728108查機械設計P207圖10-19可得接觸疲勞壽命系數(shù) 095 097查機械設計P209圖10-21可得接觸疲勞極限 600MPa 560MPae計算接觸疲勞許用應力取失效概率為1安全系數(shù)S 10由機械設計P205式10-12有 0956001 570MPa 0975601 5432MPaf由接觸強度計算小齒輪的分度圓直徑 292mm 11345mm則模數(shù)m 11

11、34528 405mm根據(jù)機械原理P159表5-1取標準模數(shù)m 4計算齒輪的相關參數(shù) 計算公式如機械設計P224 分度圓直徑 m 428 112mm m 442 168mm錐距R 112 10096mm錐角 33690 90-33690 56310 齒寬b R 1310096 3365mm圓整取b 34mm 校核齒根彎曲疲勞強度確定彎曲強度載荷系數(shù)K 11051117 12285確定當量齒數(shù) 28cos33690 33652 42cos56310 75717c由機械設計P200表10-5可查得齒形系數(shù) 249 223應力校正系數(shù) 164 176d查機械設計P206圖10-18可得接觸疲勞壽命系

12、數(shù) 089 092由機械設計P208圖10-20c得 440MPa 425MPae取安全系數(shù) 14按脈動循環(huán)變應力確定許用彎曲應力 08944014 27971MPa 09242514 27929MPaf根據(jù)機械設計P226式10-23的彎曲強度公式進行校核 184945MPa 168986MPa滿足彎曲強度故錐齒輪安全所選參數(shù)合適錐齒輪參數(shù)如下表3-2表3-2 錐齒輪參數(shù)表名稱代號計算公式小齒輪大齒輪分度圓錐角 33690 56310 齒頂高齒根高 分度圓直徑 112mm 168mm 齒頂圓直徑 118656mm 172438mm齒根圓直徑 1804012mm 162675mm錐距RR 10

13、096mm齒頂角收縮頂隙傳動 00396 2268齒根角 00475 2720分度圓齒厚 628 頂隙 08當量齒數(shù) 33652 75717當量齒數(shù)比 7571733652 225平均模數(shù) 333平均分度圓直徑 9333mm 140mm頂錐角收縮頂隙傳動 35958 58578根錐角 30970 53590 當量齒輪分度圓半徑 67304 151433當量齒輪齒頂圓半徑 71304 155433當量齒輪齒頂壓力角 27504 23722重合度 1749齒寬b 34mmcom的設計計算如圖3-1所示由四個直齒圓柱齒輪進行嚙合傳動本文僅對第一對齒輪即齒輪34進行詳細的設計計算其余齒輪同理可以得到

14、齒輪34的設計計算1選擇齒輪類型精度等級材料整地機一般為耕作機器速度不高故選8級精度直齒圓柱齒輪傳動GB10095-98齒根噴丸強化由機械設計P191表10-1可選擇小齒輪材料為40Cr調(diào)質(zhì)硬度為280HBS大齒輪材料為45鋼硬度為240HBS二者硬度相差為40HBS2按齒面接觸強度設計由設計計算公式機械設計P203式10-9a即1 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值a 試選載荷系數(shù) 13b計算小齒輪轉(zhuǎn)矩 278044Nmmc查機械設計P205表10-7選取齒寬系數(shù) 1d查機械設計P201表10-6選取彈性影響系數(shù) 1898e由機械設計P209圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限 600M

15、Pa大齒輪的接觸疲勞強度極限 550MPaf由計算公式計算應力循環(huán)系數(shù)假設齒輪一年工作60天每天工作10小時使用年限10年 604801 106010 1728108 N1u 1728108178 9708107g由機械設計P207圖10-19知取接觸疲勞疲勞系數(shù) 096 098h 計算接觸疲勞許用應力取失效概率為1安全系數(shù)S 1由機械設計P205式10-12有 0966001 576MPa 0985501 539MPa2 計算a試算出小齒輪分度圓直徑由計算公式得 91474mmb計算圓周速度vv ms 2298msc計算齒寬bb 191474 91474mmd計算模數(shù)齒高取小齒輪的齒數(shù) 23

16、則大齒輪的齒數(shù) 17823 41模數(shù) 914723 398mm 齒高h 225m 2254 9mme計算載荷系數(shù)根據(jù)v 2298ms8級精度由機械設計P194圖10-8可查得動載系數(shù) 116直齒輪 1由機械設計P193表10-2可查得使用系數(shù) 1由機械設計P196表10-4可查得齒向載荷分布系數(shù) 132同時有bh 914749 10163查機械設計P198圖10-13可查得齒向載荷分布系數(shù) 124故載荷系數(shù) 11161132 15312f按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑由機械設計P204式10-10a得 91474 96604mmg計算模數(shù)mm 9660423mm 420mm3按齒根彎曲

17、強度設計由機械設計P201式10-5可知彎曲強度的設計公式為1確定計算參數(shù)a由機械設計P208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 380MPab由機械設計P206圖10-18查得小齒輪的彎曲疲勞壽命系數(shù) 091大齒輪的彎曲疲勞壽命系數(shù) 097c計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數(shù)S 14由機械設計P205式10-12得 09150014 325MPa 09738014 263286MPad計算載荷系數(shù)K 11161124 14384e根據(jù)機械設計P200表10-5查齒形系數(shù)應力校正系數(shù)有 269 239 1575 167f計算大小齒輪的并加以比較

18、 2691575325 00130 239167263286 00152大齒輪的數(shù)值大設計計算 290mm對比計算結果由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m大于由齒根彎曲強度計算的模數(shù)由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力僅與齒輪直徑有關可取由彎曲強度算得的模數(shù)290mm并就近圓整為m 3mm按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑 96604mm算出小齒輪的齒數(shù) 966043 32大齒輪的齒數(shù) 32178 57幾何尺寸計算a計算大小齒輪分度圓直徑 332 96mm 357 171mmb計算中心距 325732 1335c計算齒輪寬度 0496 384mm故各齒

19、輪齒寬分別取 40mm 40mm結構設計大齒輪因齒輪齒頂圓直徑大于160mm而又小于500mm故以選用腹板式結構為宜小齒輪因齒輪齒頂圓直徑小于160mm故以選用實心式結構為宜對于小齒輪和軸之間的連接采用花鍵連接大齒輪與軸之間的連接采用平鍵連接 齒輪56的設計計算由于這對齒輪的設計方法與上面齒輪34的設計方法相同在此就不再贅述了各個齒輪的基本信息列表如表3-3表3-3 各齒輪的具體信息齒輪1齒輪2齒輪3齒輪4齒輪5齒輪6齒數(shù)284232574149齒寬mm343440405050結構形式實心式實心式實心式腹板式實心式實心式鍵連接平鍵平鍵花鍵平鍵平鍵平鍵傳動比i1517812模數(shù)m433其他參數(shù)齒

20、頂高系數(shù) 1頂隙系數(shù) 02壓力角 20com計計算整地機一共有4根軸分別是動力輸入軸軸1減速箱內(nèi)的軸2軸3 刀軸軸4本文對軸2進行設計計算校核1選擇軸的材料及熱處理選用軸的材料為45鋼調(diào)質(zhì)處理軸上受力分析由前面計算已得出的軸2的相關參數(shù)如下 13975Kw com 480rmin 168mm 96mm齒輪2上的圓周力 2 227804410001681-0513 4766469N齒輪2上的徑向力 4766469tan20cos56310 962322N齒輪2上的軸向力 4766469tan20sin56310 1443486N齒輪3上的圓周力 2278004100096 579175N齒輪3上

21、的徑向力 579175tan20 210802N齒輪3上的軸向力 579175cos20 616345N 3初步確定軸的最小直徑根據(jù)機械設計P370表15-3取 115根據(jù)機械設計P378有 115 35378mm軸徑需適當增大取d 45mm4軸的結構設計軸的結構設計如圖3-2所示圖3-2 軸的結構設計擬定軸上零件裝配方案裝配方案見裝配圖 根據(jù)軸向定位要求確定軸各段直徑和長度a因為軸承同時受有徑向力和軸向力的作用故選用角接觸球軸承根據(jù)工作需要和d 45mm通過查詢資料我們選用0基本游隙組標準精度等級的角接觸球軸承7009C其基本尺寸為dDB 45mm75mm19mmb-段軸用于安裝軸承套筒等故

22、取直徑 45mm齒輪端面距離箱體內(nèi)壁a 10mm故取 30mm -段安裝低速級錐齒輪為便于安裝故取 55mm齒輪輪轂為60mm為了使套筒端面可靠的壓緊齒輪此軸段應略短于輪轂寬度故取 58mm -段為分隔兩齒輪段直徑為 60mm為滿足配合要求長度為 70mm -段安裝高速級大齒輪可取直徑取為 50mm齒寬為40mm則取 38mm - 段安裝套筒和軸承直徑 45mm 30mmb因為軸承同時受有徑向力和軸向力的作用故選用角接觸球軸承根據(jù)工作需要和d 45mm通過查詢資料我們選用0基本游隙組標準精度等級的角接觸球軸承7009C其基本尺寸為dDB 45mm75mm19mm3 軸上零件的周向定位齒輪的周向

23、定位采用平鍵連接按由機械設計P106表6-1查得平鍵截面bh 16mm10mm長為45mm同樣按由機械設計P106表6-1查得平鍵截面bh 14mm9mm長為28mm同時為了保證齒輪與軸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由過渡配合來保證的此處選軸的直徑尺寸公差為m64 確定軸上圓角和倒角尺寸 取軸端倒角為2各軸肩處的圓角半徑見零件圖軸上載荷的計算在確定軸承的支點位置時查取a值對于7209C型角接觸球軸承我們查得a 182mm可以知道 398mm 120mm 298mm因此此作為簡支梁的軸的支承跨距 1898mm水平支反力 4676219N 4766469579

24、175-4676219 5884N垂直支反力 1091639N 962322210802-1091639 1978703N水平彎矩 4676219398 18611312Nmm 5884298 1753432Nmm垂直彎矩 1091639398 434472322Nmm 1978703298 589653494Nmm總彎矩 191117125Nmm 184992298Nmm扭 矩 278044Nmm按彎扭合成應力校核軸的強度根據(jù)機械設計P373式15-5及上面算出的數(shù)據(jù)則軸上-段為危險截面 55mm取 06則軸的計算應力 1497MPa我們開始選擇的軸的材料為45鋼調(diào)質(zhì)處理查機械設計P362表

25、15-1得軸的許用彎曲應力 75MPa因此 故安全 com密封潤滑我們選用的是閉式齒輪減速器且齒輪運轉(zhuǎn)速度小于12ms通常是采用浸油潤滑通過查機械設計P235表10-12可知我們選用潤滑油的粘度為815cSt根據(jù)粘度值我們選取潤滑油的代號為N100密封我們選用的密封形式為氈圈油封密封com體的結構設計箱體的材料選擇我們選用減速箱為整體式鑄造箱體材料為HT200我們選擇齒輪箱的厚度為10mm箱體的結構如裝配圖所示為了保證箱體與外界零件連接處的密封選用表面粗超度為634刀軸和刀片的研究41刀片的設計研究多功能整地機在作業(yè)時依靠刀片的合成運動完成相關的耕作任務刀片直接與土壤相接觸所以刀片的設計相對來

26、說對整機性能影響很大通過對農(nóng)業(yè)機械設計手冊的查閱我們知道刀的種類有鑿形刀彎刀和L形刀其中鑿形刀作業(yè)時容易纏草L形刀刀身較寬相對來說彎刀是最合適的刀片而且彎刀作為系列旋耕機的相關配套的工作部件已經(jīng)得到了廣泛的應用彎刀由前端部分和切削部分組成按照前端部分的彎折方向有左彎刀和右彎刀兩種類型彎刀有相當鋒利的正切刃和側(cè)切刃刃口處為曲線有較大的滑切能力在作業(yè)時刀刃按照離軸心線的距離先近后遠的依次入土便于將掛在刃口處的雜草等沿刀刃口甩出整地機刀片的主要結構參數(shù)如下回轉(zhuǎn)半徑R根據(jù)需要我們選擇的刀片回轉(zhuǎn)半徑為245mm刀片的回轉(zhuǎn)半徑主要是根據(jù)農(nóng)業(yè)生產(chǎn)需要的耕深來選擇靜態(tài)滑切角應該滿足刀刃不纏草和耕耘阻力小的要求

27、取為3449螺線起點的極徑應該避免無刃部分切土取為135mm螺線終點的極徑使螺線能夠與正切刃圓滑過渡一般比回轉(zhuǎn)半徑小1020mm取為228mm螺線終點的極角取為27橫彎半徑r半徑過小時工作時彎折圓弧處容易粘土功耗增大通產(chǎn)不小于30mm此處取為30mm工作幅寬b增大幅寬能減少刀軸上彎刀的數(shù)量但過大會影響彎刀的剛度和碎土的質(zhì)量此處取為50mm橫彎角取為30整地機的刀片結構圖如下42刀軸的結構設計刀軸是刀輥的主體部件上面承載有刀盤刀片最后一級齒輪等這決定了刀軸成為了整機的關鍵部件之一選擇刀軸材料選用材料為45鋼調(diào)質(zhì)處理其主要力學性能如下表4-1所示表4-1 調(diào)質(zhì)45鋼力學性能選用材料硬度HBS抗拉強

28、度MPa屈服強度 MPa 彎曲疲勞強度度MPa剪切疲勞強度MPa許用彎曲應力MPa45鋼調(diào)質(zhì)25564035527515560刀軸的結構設計刀軸中間部分承載刀片兩端為左右軸頭起支撐作用中間部分通過齒輪傳遞力矩和動力刀軸上每兩個刀盤間的距離為75mm為了避免由于刀盤厚度造成的漏耕現(xiàn)象同一刀盤上的兩個刀片刀齒應相對安裝而不是相背安裝由前面的已知條件對于軸的最小直徑式中我們?nèi)?113由于前面已知p 13155KWn 225rmin代入上式中確定得出刀軸直徑為 4386mm我們需要適當增大軸的直徑因此我們?nèi)〉遁S的最小直徑為50mm根據(jù)需要我們可以確定刀軸的安裝刀盤部分的直徑為60mm刀軸結構圖如圖所示

29、刀軸強度校核多功能整地機在工作作業(yè)時刀齒受到土壤的反作用力因而產(chǎn)生對刀軸的作用力矩由于刀軸上刀片的排列方式的不同刀軸所受的力矩方向也是不斷變化的為了便于計算我們需要確定刀片阻力合力的大小及其作用點根據(jù)相關資料的查閱我們按以下方法進行校核18切削阻力大小確定切削阻力Q于刀軸上面的均布載荷按Q Tr來進行確定切削阻力作用點確定刀片阻力作用點的平均半徑r與刀軸的旋轉(zhuǎn)半徑R的關系為r 09R如下圖所示切削力Q作用點在A點A點的求法作弦線與耕深高度相等交刀輥于B點過B點作 BOC 20作半徑為r 09R的同心圓該圓與OB交于A點由下面的計算公式其中我們已知T 559052Nm 16cmR 30cm則我們

30、可以算出Q 207056N 6218 4218 153437N 139030N雖然每個刀片的位置安裝的方向不同但在入土時同一時刻有且僅有一把刀片入土因此可以將刀軸看作一個僅受集中載荷Q作用的簡支梁集中載荷的位置以及偏轉(zhuǎn)角度由刀片的排列方式來進行確定其示意圖如下圖所示當?shù)趇把刀片作用于刀軸時AB兩個支撐點的受力大小為 i 12318 代表垂直分力 i 12318 代表水平分力 任意截面受到的彎矩大小為 i 12318 i 12318 式中x表示刀軸上的任意截面到點A的水平距離通過對上面幾個式子的分析我們可以發(fā)現(xiàn)刀軸在水平方向和垂直方向的彎矩最大值均在處取得而且均有有再分析在處取得最大值此時 PL

31、4當最中間的刀片即第9或者第10組刀進行切土時刀軸承受的彎矩為最大當?shù)?組刀片切土時其距離左端A點的距離為 655mmAB段的總長為L 1520mm彎矩扭矩圖如下圖所示危險截面的相關計算數(shù)據(jù)如下水平支反力 87318N 66119N垂直支反力 79119N 59911N水平彎矩 87318655 5719329Nmm垂直彎矩 79119655 51822945Nmm總彎矩 77179596Nmm扭 矩 559052Nmm查材料力學P94式5-32知彎曲截面模量為 21195mm3我們?nèi)?com算應力 3978MPa由前面的表可知 60MPa因此 故安全 43刀片的排列設計在整地機下地作業(yè)之前刀

32、片的安裝是一項十分重要的工作如果安裝不恰當將會嚴重的影響作業(yè)質(zhì)量并會因為刀片的旋轉(zhuǎn)不平衡從而導致機具的損壞和震動增大很不安全為了使得整地機在作業(yè)時避免漏耕堵塞使得刀軸受力均勻刀片在刀軸上的排列應滿足以下要求刀片按照雙頭螺旋線有規(guī)則排列 左右刀片按一定的順序依次入土使得受力均勻 減少震動相繼入土的兩刀片在刀軸上的軸向距離應越大越好避免發(fā)生干擾在同一個切削區(qū)的兩把以上刀片 要保證切土比相等 從而保證一定的工作質(zhì)量刀軸回轉(zhuǎn)一周在同一相位角上應有且僅有一把刀入土使得扭矩平衡減少扭矩波動保證工作的穩(wěn)定性同一螺旋線上的相鄰兩把同向刀之間的夾角應大于36從而防止夾土纏草刀片相繼入土的角度間隔應相等要求所有刀片左右交錯入土避免同向刀片的相繼入土減少軸向力根據(jù)上面的原則我對刀片進行排列保證在同一時刻僅有一把刀片入土刀軸每轉(zhuǎn)一周轉(zhuǎn)過的角度為360而刀片的總數(shù)為36把則相繼入土的兩刀片之間的角度間隔為10從左至右依次將刀盤排序1-18每個刀盤上有2把刀以等角度排列則我們可以畫出刀片的排列展開圖如圖所示5其他零部件的研究51萬向節(jié)傳動軸萬向節(jié)傳動軸的主要作用是將拖拉機的動力輸出軸與整地機的動力輸入軸進行連接并滿足兩者間的夾角變化