1G-160型旋耕灭茬机中央传动装置设计(与侧边传动装置配套)

1G-160型旋耕灭茬机中央传动装置设计(与侧边传动装置配套),160,型旋耕,灭茬,中央,传动,装置,设计,侧边,配套 旋耕灭茬机中央传动装置设计说明书 目　录 前言……………………………………………………………………………………1 1 方案的拟定……………………………………………………………………… 3 1.1 设计参数要求……………………………………………………………………3 1.2 方案的选择………………………………………………………………………3 1．3 方案对比分析……………………………………………………………………5 2 运动计算…………………………………………………………………………6 3 动力计算…………………………………………………………………………7 3.1 各传动副效率……………………………………………………………………7 3．2 动力分配…………………………………………………………………………7 4 轴的计算 …………………………………………………………………………10 4．1选择轴的材料及热处理………………………………………………………10 4.2 初估轴径………………………………………………………………………10 4.3结构设计…………………………………………………………………………10 4．4 轴的受力分析…………………………………………………………………11 4．5判断危险断面…………………………………………………………………14 4．6轴的弯矩合成强度校核………………………………………………………14 4.7 轴的疲劳强度安全系数校核 …………………………………………………15 5 轴承寿命计算…………………………………………………………………… 18 5.1 求轴承上，承受径向载荷………………………………………………………18 5.2 计算派生轴向力……………………………………………………………… 18 5.3计算轴承所受力的载荷…………………………………………………………18 5.4计算当量动负荷…………………………………………………………………18 5.5 计算轴承寿命…………………………………………………………………20 结论 ……………………………………………………………………………… 21 参考文献…………………………………………………………………………… 22 附录……………………………………………………………………………………24 前 言 旋耕机在当代无论国内外都是不可缺少的农用机械,它在农业上也算是先进生产工具. 南稻北移，种植面积迅速扩大，不仅刺激了旋耕机的市场需求，而且其市场需求结构亦向大型高效方向发展。 由拖拉机动力输出轴驱动工作部件而加工土壤实施作业的耕作机械统称为驱动型耕作机械，由于它比牵引型耕作机械具有更多的优点，因而在国内外已发展成为农业机械的一个重要门类。在我国，目前的驱动型耕作机械产品有旋耕机及复式作业机、驱动式圆盘犁、耕耙犁、水田驱动耙、立式转齿耙等，但产量比较大的主要是旋耕机。目前，批量生产和推广使用的2．2～74．6kW手扶拖拉机和乘坐式拖拉机配套旋耕机三大系列145种产品，系80年代末的更新换代产品。90年代以来，国内又研制了一批旋耕复式作业机具新产品，逐步投放市场。目前，国内大中拖配套旋耕机保有量约15万台，手拖和小四轮配套旋耕机约200万台。旋耕机在南方水稻生产机械化应用中已占80％比例，北方的水稻生产、 蔬菜种植和旱地灭茬整地也广泛采用了旋耕机械。 南稻北移，种植面积迅速增加，扩大了对旋耕机械的市场需求。水稻是高产作物，种植水稻有较高的经济效益。近年来，在我国北方实施种植业结构调整，大力推行旱改水，扩大水稻种植面积。由于农作物的结构调整，相应的农机装备结构正在发生变化，迫切需要从技术上、经济上合理配备适应水旱田作业的拖拉机及配套农机具。黑龙江垦区原以旱田种植麦豆为主，并以传统的旱地铧式犁与其配套的圆盘耙、平地机、耢地机等作为耕整地机具。1993年，拥有旋耕机仅1631台，而当年水稻种植面积为1500万亩，显然不适应水稻生产的发展。近10年来，黑龙江垦区大量购进手扶拖拉机和上海50等中型轮式拖拉机及配套的旋耕机，除购进外省区产品外，本省本系统就地生产也发展迅速。 农业产业化、集约化、规模化经营需要大型高效旋耕机械。随着我国农业产业化和适度规模经营的发展，对大中型农业机械的市场需求也日渐增大。不仅是农垦系统国营农场，而且乡村农机服务站以及个体的农机专业户，也需要更新和添置大中型农业机械。对黑龙江垦区的调查表明，近年大量购置的水田耕整地机械已由中小功率拖拉机旋耕机组变化为铁牛654和LF80—904W D等大中功率轮式拖拉机及配套旋耕机。农机专业户使用这些大中型机械从事机耕服务，一般1～2年可回收本金，有诱人的经济效益。 根据生产需要. 目前的驱动型耕作机械产品有旋耕机及复式作业机、驱动式圆盘犁、耕耙犁、水田驱动耙、立式转齿耙等，但产量比较大的主要是旋耕机。 主要研究旋耕机的主要内容： (a)参与总体方案设计，绘制灭茬机工作总图,设计左右支臂、第二动力轴及有关轴承座等。 (b)拖拉机佩带旋耕机灭茬机作业,使用1~3档前进速度,其中:旋耕机,灭茬时使用1~2档,时使用3档; (c)刀棍转速:正转 :200r/min左右(旋耕) 400~500r/min(破垡) 反转 :200r/min左右(埋青 灭茬) (d)最大设计耕深14cm; 根据同类旋耕机类比,设计宽幅为1.6~1.7m. 本课题拟解决的问题: (a)通过改进设计，增加刀辊轴的转速和转向。在工作时，通过适当的拆卸和改装，就可实现不同功能的作业，以达到一机多能的目的。 (b)本课题的实现解决了现有旋耕机只能旋耕不能灭茬而灭茬机又只能灭茬不能旋耕的问题。 (c)要求旋耕、灭茬作业能覆盖拖拉机轮辙，当幅宽小于拖拉机轮距外缘时，可采用偏配置。 (d)要求结构简单可靠，保证各项性能指标。 (e)设计时考虑加工工艺性和装配工艺性，尽量使用标准件、通用件，以降低制造成本。 预期成果: 因具备多功能等特点，投入生产后能产生较好的经济效益和社会效益。 1 方案的拟定 旋耕灭荐机状态动力为36.75KW(50马力). 动力由拖拉机动力输出，轴径一对圆锥齿轮和侧边圆柱齿轮带动。 设计的旋耕灭荐方案满足如下性能、性质要求： 1.1 设计参数要求 a刀轴转速的要求 b设计耕深 14cm c工作幅宽 1.6m d技术 1~4 1.2 方案的选择 为了使设计的施耕机既能满足多项指标又能结构合理，造价低，在市场上具有一定的先进性为此拟定二套方案对此进行分析 1.2.1方案1 图1- 1第一方案示意图 动力由拖拉机动力输出轴径对圆锥齿和一组四级齿轮带动刀轴旋耕，此种方案的工作特色： 最后一级动力，由中间齿轮传动，两边由侧板支撑（对称性较好，刚性高，强度高）高低档转速通过拨挡实现，正反转通过调正大齿轮的拆卸来实现（见图1-1、图1-2） 图1-2第一方案示意图 1.2.2 方案2 图1-3第二方案示意图 图1-4第二方案示意图 动力从拖拉机输出轴输出，经一对圆锥齿轮和一组圆柱齿轮传动带动刀轴施耕，此种方案的特点是前后一级传动导用侧边齿轮，正反转的实现通过调整圆锥齿轮，高低速的实现通过对调侧齿轮箱的方向，图1-3为正转，图1-4为反转。 1.3 方案对比分析 方案1、两端平衡，受力匀称，刚性好，但在中间齿轮的底下出现漏耕土壤，需分改工作部件以耕除漏我爱美女拨挡变速，操作较好方便，但结构比较复杂，造价高。 方案2、采用侧边传动，平衡性较差，一般用偏置，刚性较差，但正需要加漏耕装置，结构简单，通过拆下侧边齿轮，然后调头安装以达到变速的目的，简单，操作不是很方便，不象交通工具，不易变换和调向。 农机机械的使用常常一季节只使用一个作业项目，不需要经常拆装，2比1结构简单，所以方案2更切合实际的需要，所以方案2为选用方案。 2 运动计算 其中Z3采用较小的齿数，为了减小侧齿轮外径尺寸，以尽可能增加齿刀的耕作深度。 惰轮齿数Z4、Z5的齿数，待总体结构尺寸确定后再定和任务书要求，按照方案2的传动路线，故万向节计算传动比，分配和各轴的轨迹，故参数分别列表表1-1~表1-2 表1-1旋耕万向节计算传动比分配和各轴的轨迹参数列表 轴次 Ⅰ轴 Ⅱ轴 Ⅲ轴 Ⅳ轴 Ⅴ轴 齿数 Z1 Z2 Z3 Z4 Z5 Z6 14 30 15 暂不定 暂不定 22 传动比 2.14 147 总传动比 3.15 转速r/min 734 343 233 表1-2灭茬万向节计算传动比分配和各轴的轨迹参数列表 轴次 Ⅰ轴 Ⅱ轴 Ⅲ轴 Ⅳ轴 Ⅴ轴 齿数 Z1 Z2 Z3 Z4 Z5 Z6 14 30 22 暂不定 暂不定 15 传动比 2.14 0.68 总传动比 1.46 转速r/min 734 343 504 3 动力计算 旋耕灭茬机在动转、旋耕和反转灭茬时，消耗功率最大，而在水田作业和存垡作业时消耗的功率较小，也就是说，设在低速档作业时，消耗的功能较大，在高速当时，消耗的功率较小，因此，动力计算只需要对低速传动进行计算，选表1-1和表1-2都是低速运动路线传动比一样，不同的只是方向相反，故我只按其中一种情况进行计算 3.1 各传动副效率 圆锥齿轮传动 η1=0.96 圆柱齿轮 η2=0.96 滚柱轴承 η3=0.98 球轴承 η4=0.99 万向节 η5=0.96 3.2 动力分配 3.2.1拖拉机动力输出轴的额定输出功率 根据有关资料和经验估算，其额定输出功率为： P额=0.8 N发=29.4KW n=734r/min 3.2.2第一轴及小锥齿轮Z动率，转速和扭矩 P1=40× 0.98×0.96=27.66KW n1=734 r/min T1=9.55×106 (3-1) PZ1= (3-2) nZ1=734r/min TZ1= (3-3) 3.2.3大锥齿轮Z2的功率轨迹的扭矩为 Pz2=Pz1· (3-4) nz2= (3-5) TZ2= (3-6) 3.2.4第二轴功率轨迹和扭矩为 pⅡ=PZ2 (3-7) nⅡ=nZ2=343r/min TⅡ=9.55 3.2.5第二轴Z3齿轮功率、转速和扭矩为 PZ3= pⅡ=26.02KW (3-8) nZ3=nⅡ=343r/min TZ3=TⅡ=7.24×106 Nmm 3.2.6第Ⅲ轴Z4齿轮功率 PZ4= (3-9) 3.2.7第Ⅲ轴（随轮轴）不传递扭矩，故不校核 3.2.8第Ⅳ轴Z5齿轮功率 PZ5=PZ4 (3-10) 3.2.9第Ⅳ轴（随轮轴）不传递扭矩，故不校核 3.2.10刀轴Z6齿轮功率、转速和扭矩 PZ6=P Z5 (3-11) (3-12) (3-13) 3.2.11刀轴功率，转速和扭矩 T 表3-1刀轴功率,转速和扭矩 轴次 动力 Ⅰ轴 Ⅱ轴 Ⅲ轴 Ⅳ轴 刀轴 输出轴 轴 Z1 轴 Z2 Z3 轴 Z4 轴 Z5 轴 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转速（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 轴的计算 4.1 选择轴的材料及热处理 由于旋耕机传递的功率不大，尺寸也无特殊要求，故选择常用材料45#钢，调质处理，由①表10-1可得此石度为217~255HBS、=650MPa、 MPa、MPa、 []b=215 MPa、[]b=60 MPa =100MPa 4.2 初估轴径 按扭矩初估轴的直径，查《机械设计》表10-2得，C=106~117，考虑到安装齿轮的轴段受扭矩和力的作用取C=117cm dmin= (4-1) 4.3 结构设计 4.3.1各轴段直径的确定 初估轴径后，就可按轴上零件的安装顺序，从dmin处开始逐段确定直径，轴段③与大锥齿轮配合，故取d3=50min，轴段④为轴防止大锥齿轮轴向窜动，由①表10-3中公式计算得轴肩高度h=2.8~4mm，故轴径④的直径d4=58mm,轴段⑤上安装轴承又应符合轴承内径系列，即轴段⑤的直径应与轴承型号的选择同时进行，现暂取轴承型号为3210，其内径为50mm，故轴段⑤的直径d5=50mm，通常同一根轴上的两个轴承取相型号，故轴段⑦的直径d7=50mm,轴段⑥不需安装传动部件，为了装轴承故比轴段也略小，故d6=49㎜ 轴段⑧安装齿轮，为了轴加工时方便、快捷，故d8=50㎜ 轴段①与轴段⑩为了轴承齿轮轴向固定，受力很小故轴段①与轴段⑩的直径不大，取d1=d10=39㎜，轴段②与轴段⑨为退刀槽。 4.3.2各轴段长度的确定 轴段③的和长度比大锥齿轮短些，已知齿宽为40㎜故L8=39.5㎜ 其余按结构需要L1=13.5㎜ L2=3㎜ L5=54㎜ L6=554㎜ L7=36㎜ L9=3㎜ L10=13.5㎜ 4.4 轴的受力分析 4.4.1画受力图 图4-1第一轴的受力分析图 4.4.2 计算支承反力 大锥齿轮： 已知Tz1=3.53×105N㎜　　d1=MZ1=6×14=84㎜ 求Ft2 Fr2 Fa2 由7-19 P123 dm1=（1－0.5R）d1=（1－0.5×0.33）×84=71.4㎜ Ft1= (4-2) Fr1=Fr1,cos (4-3) Fa1=Fr1’sin (4-4) 圆柱齿轮 ： T3=7.42×105N. ㎜　　 求F Fr3 由①式7-6 P101 水平面R1H= (4-5) R2H= 在垂直面 R1V= R2V= 4.4.3 画弯矩图 在水平面上 （4-6） （4-7） （4-8） 在垂直平面上 （4-9） （4-10） 合成弯矩 4.4.4 画转矩图 转矩 由表10-1 P182取 4.4.5 当量弯矩Me 4.5 判断危险剖面 由上述计算结果，在2截面的合成弯矩最大，扭矩为T，该截面可能是 截面。 4.6 轴的弯矩合成强度校核 由表10-1P182查得 4.6.1 （4-11） 4.7 轴的疲劳强度安全系数校核： 由表10-1P182查得 τ-1=155MPa　　　 由附表10-1查得Kτ=1 Kτ=1.63由附表10-4查得绝对尺寸系数轴经磨削加工，由附表10-5查得表面质量系数则 弯曲应力 应力幅 平均应力 切应力 安全系数 （4-12） 轴的设计参数汇总于表4-1 表4-1轴的设计参数 名称 代号 公式及依据 计算值 单位 材料 45 表面硬度 HRC ② P7-2手册7.1-1 217~255 抗拉强度极限 ② P7-2手册7.1-1 637 MPa 对称循环时弯曲疲劳强度极限 ②P7-2手册7.1-1 268 MPa 对称循环时扭转疲劳强度极限 ②P7-2手册7.1-1 155 MPa 平均应力 0 应力幅度 49.8 MPa 49.8 MPa 切应力 21.98 MPa 抗弯截面系数 W W扭/2② 10445.89 mm2 拉扭扭截面系数 WT 20891.78 mm2 花键外径 D ②P7-18手册7.1-23 50 mm 花键内径 d P7-18手册7.1-23 46 mm 花键齿数 z ②P7-18手册7.1-23 8 键宽 b ②P7-18手册7.1-23 9 敏性系数 ②P7-15手册7.1-19 0.3 ②P7-15手册7.1-19 0.21 表面质量系数 ②=× 1.8 表面光洁度质量系数 ②P7-14手册7.1-14 0.90 强化表面质量系数 ②P7-14手册7.1-15 3 配合件边缘的有效应力集中系数 1.25 2.14 扭转安全系数 6.28 弯曲安全系数 4.82 安全系数 S 3.83 最小许用安全系数 S1 1.3 S2 1.4 S3 1.5 疲劳许用安全系数 [S] S1 *S2 *S3 2. 73 查①表P193 10-6得许用安全系数[S]=1.3~1.5,显然S>[S]故此截面安全。 5 轴承寿命计算 根据（1）《机械设计课程设计》、（2）《机械设计》。 已知轴承转速轴上的轴向载荷 方向指向轴承2，工作时有较大冲击，环境湿度125℃轴承违背安装32010型轴承，可查表8-14P262 5.1求轴承上，承受径向载荷 （5-1） （5-2） 5.2 计算派生轴向力 对36210型轴承查（2）表11-9 P233有 Y值是对应（2）表11-7 P232中FA/FR>e时的值 5.3 计算轴承所受力的载荷 由(2)式F-12 P234 故轴承<1有被“压紧”趋势，轴承＜有被“放松”趋势，千是 FA1=Fa+S2=5455.43N FA2=S2=2359.16N 5.4 计算当量动负荷 查《机械设计》表11-7 P232 30000轴承判别系数e=0.32,故FA1/FR2=5455.43/11263.92=0.48>e FA2/FR2=2359.96/8967.83=0.3

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