旋耕机毕业论文

旋耕机毕业论文 1 绪论 11研究目的和意义近些年来由于国家对农业生产越来越重视粮食生产产量从而得到稳步提升但是在很多地方人们仍习惯采用传统的耕作方式进行农业生产造成春冬季节地表的长期裸露这样就会导致我国许多地区耕地的土壤表层有机物质和水分的严重流失从而加剧土壤贫瘠化和生态环境恶化同时由于长期对土地营养物质的大肆吸收导致农田土壤肥力日趋下降土地得不到很好的休养生息进而导致农业生态系统逐渐恶化严重制约我国粮食产量的进一步提高1 14作为一个农业大国农业机械化是农业生产发展的基本方向随着农业产业结构的不断改革深入小型农机现在已经无法满足农业生产的要求合理有效地组装各种功能的工作部件和装置形成的多功能整地机越来越成为研究方向这样整机结构紧凑功能齐全机动性操作性好能提高经济效益多功能整地机一次下地能完成多项作业减少了机具下地作业次数避免压实土壤和破坏土壤结构节省时间和燃油的开支从而降低了作业成本旋耕作业具有犁耙合一的作业效果旋耕一次即可达到土碎地平若在水田中带水旋耕后即可直接插秧将电子技术控制技术等广泛合理地引用在多功能整地机上减轻劳动强度8 19整机和工作部件多系列化多品种化方向发展能适合配套不通动力耕深耕幅方便选用13研究的内容和方法com容对多功能整地机的设计就是对整地机的整机的设计特别是传动系统和关键零部件的设计1传动系统的设计a拖拉机动力系统为整地机提供稳定的输出动力b变速箱由两对斜齿轮组成的变速箱将拖拉机动力系统输出的动力转化成整地机所需要的稳定动力根据传动系统参数旋转稳定的齿轮传动比2关键零部件设计采用最优化方法确定传动系统以及关键零部件的选用关键零部件包括旋耕刀安装刀片的旋转轴支撑轮以及深耕铲等根据工作需要选择需要的零部件进行参数设计3零件图和装配图的设计利用CAD软件对部分关键零部件及整机装配图作图com法本文主要是针对多功能整地机进行设计主要是完成其旋耕方面的设计利用确定的动力系统参数确定稳定的传动比通过计算对整机各个部分的参数进行确定选择相应合适的零部件然后进行传动系统轴校核可行性分析同时利用CAD软件对关键零部件绘制零件图整机绘制装配图14研究技术路线本文的研究技术路线如图1-1所示2多功能整地机的总体方案设计多功能整地机通过中间减速箱的变速将稳定的动力传送到刀轴上可以满足相关的工作要求3多功能整地机传动系统31多功能整地机传动方案的选择根据机器的幅宽选择与之配套的拖拉机动力系统现在我们设计的多功能整地机的幅宽为2m即轴的转速为225rmin则我们选择其配套的拖拉机动力系统的转速720rmin这样就需要一个变速箱来实现变速变速箱里面可以经过锥齿轮传动变向后经过带传动或者链传动最终输出到整地机刀轴也可以经过齿轮多级减速后传动到刀轴相对来说齿0轮传动传动比稳定结构紧凑寿命长可靠性高虽然制造成本稍高但出于安全性和使用寿命等方面考虑我们选用齿轮传动方式而针对齿轮传动我们也有两种传动方式中间传动和侧边传动其中侧边传动方式是锥齿轮降速变向后经侧边齿轮箱多级变速最终输出到整地机刀轴结构简单但是平衡性较差一般容易偏置使得动力集中于刀辊一侧使用寿命和安全性得不到保证而中间传动是整地机的刀轴直接由中间齿轮箱经多次减速后驱动结构更加紧凑对称性好工作时受力均匀同时可以节省材料减轻整机的重量但是中间传动时在中间齿轮下面会出现漏耕现象为解决这个问题我们需要在中间齿轮正前方安装一个小型深耕铲这样就能很好的解决漏耕问题了本研究最后确定选用的方式是中间传动 32整地机的总传动比及其分配com的总传动比由拖拉机的动力输出转速 720rmin及刀轴转速n 225rmin可以确定传动装置应有的总传动比为 720225 32传动装置的总传动比是各级传动比的连乘积即 在设计多级传动比的时候应将总的传动比分配到各级传动机构中com的传动比分配整地机的传动设计方案和传动参数影响了整机的结构性能和工作性能我们应合理安排设计整地机的传动方案使整机结构紧凑布置恰当根据需要现确定整地机的传动方案如图3-1所示动力通过输入轴经一对直齿锥齿轮降速换向后由两对直齿圆柱齿轮降速后经输出轴将动力输出如图3-1所示对传动系统的各轴哥齿轮进行编号各级的传动比分别为 15 178 120 由机械设计实践与创新P161表107我们查得相关的机械传动效率如下轴承的效率 099圆柱齿轮 098锥齿轮 097图3-1 整地机传动部分示意图配套拖拉机的选择 给整地机选择合适恰当的拖拉机配套功率能大大提高拖拉机的功率利用程度降低功耗能更好的完成作业我可以通过下面的计算公式来确定拖拉机消耗的功率上面的式子中K的取值为6090KPaB的取值为15mh的取值为16cm的取值为3kmh从而我们可以算出机具所需要的功率在12Kw到18Kw之间根据以上数据和相关资料我们选择拖拉机的功率为147Kw由此我们可以算出刀轴功率为 13155Kw符合机具的工作要求计算传动装置的运动和动力参数动力输入轴的转速 720rmin则各根轴的转速为 72015 480rmin 480178 26966rmin 2696612 225rmin 拖拉机的标定功率 147Kw从而计算得出各轴的输入功率为 147Kw 1470992097 13975Kw 13975099098 13559Kw 13229099098 13155Kw 由此算出各轴转矩为 9550 9550147720 com 9550 955013975480 com 9550 95501355926966 com 9550 95501315522472 com 将各轴转速输入功率转矩值汇总如表3-1所示表3-1 各轴转速输入功率转矩值汇总表项目轴1轴2轴3轴4转速rmin7204802696622472输入功率Kw147139751355913155转矩Nm19497927804448019255905233整地机传动部件的设计com的设计计算选择齿轮材料及精度等级 由于减速器传递的功率不太大所以齿轮采用软齿面小齿轮选用调质45钢硬度为250HBS大齿轮选用正火45钢硬度为220HBS由机械设计P210表10-8我们可选用8级精度GB10095-98按齿面接触疲劳强度设计由设计计算公式机械设计P227式10-26即确定有关参数如下a选择齿数齿宽系数传动比 15取小齿轮的齿数为 28则大齿轮的齿数 i 1528 42齿数比u i 15由机械设计P224取 13b由机械设计P201表10-6取弹性影响系数 1898c计算载荷系数 k 机械设计P192式10-2 1105112 126d由机械设计P206式10-13即应力循环次数N 60njLh假设工作十年每年工作60天每天工作10小时 607201 106010 2592108 N1u 259210815 1728108查机械设计P207图10-19可得接触疲劳寿命系数 095 097查机械设计P209图10-21可得接触疲劳极限 600MPa 560MPae计算接触疲劳许用应力取失效概率为1安全系数S 10由机械设计P205式10-12有 0956001 570MPa 0975601 5432MPaf由接触强度计算小齿轮的分度圆直径 292mm 11345mm则模数m 1134528 405mm根据机械原理P159表5-1取标准模数m 4计算齿轮的相关参数 计算公式如机械设计P224 分度圆直径 m 428 112mm m 442 168mm锥距R 112 10096mm锥角 33690 90-33690 56310 齿宽b R 1310096 3365mm圆整取b 34mm 校核齿根弯曲疲劳强度确定弯曲强度载荷系数K 11051117 12285确定当量齿数 28cos33690 33652 42cos56310 75717c由机械设计P200表10-5可查得齿形系数 249 223应力校正系数 164 176d查机械设计P206图10-18可得接触疲劳寿命系数 089 092由机械设计P208图10-20c得 440MPa 425MPae取安全系数 14按脉动循环变应力确定许用弯曲应力 08944014 27971MPa 09242514 27929MPaf根据机械设计P226式10-23的弯曲强度公式进行校核 184945MPa 168986MPa满足弯曲强度故锥齿轮安全所选参数合适锥齿轮参数如下表3-2表3-2 锥齿轮参数表名称代号计算公式小齿轮大齿轮分度圆锥角 33690 56310 齿顶高齿根高 分度圆直径 112mm 168mm 齿顶圆直径 118656mm 172438mm齿根圆直径 1804012mm 162675mm锥距RR 10096mm齿顶角收缩顶隙传动 00396 2268齿根角 00475 2720分度圆齿厚 628 顶隙 08当量齿数 33652 75717当量齿数比 7571733652 225平均模数 333平均分度圆直径 9333mm 140mm顶锥角收缩顶隙传动 35958 58578根锥角 30970 53590 当量齿轮分度圆半径 67304 151433当量齿轮齿顶圆半径 71304 155433当量齿轮齿顶压力角 27504 23722重合度 1749齿宽b 34mmcom的设计计算如图3-1所示由四个直齿圆柱齿轮进行啮合传动本文仅对第一对齿轮即齿轮34进行详细的设计计算其余齿轮同理可以得到 齿轮34的设计计算1选择齿轮类型精度等级材料整地机一般为耕作机器速度不高故选8级精度直齿圆柱齿轮传动GB10095-98齿根喷丸强化由机械设计P191表10-1可选择小齿轮材料为40Cr调质硬度为280HBS大齿轮材料为45钢硬度为240HBS二者硬度相差为40HBS2按齿面接触强度设计由设计计算公式机械设计P203式10-9a即1 确定公式内的各计算数值a 试选载荷系数 13b计算小齿轮转矩 278044Nmmc查机械设计P205表10-7选取齿宽系数 1d查机械设计P201表10-6选取弹性影响系数 1898e由机械设计P209图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 600MPa大齿轮的接触疲劳强度极限 550MPaf由计算公式计算应力循环系数假设齿轮一年工作60天每天工作10小时使用年限10年 604801 106010 1728108 N1u 1728108178 9708107g由机械设计P207图10-19知取接触疲劳疲劳系数 096 098h 计算接触疲劳许用应力取失效概率为1安全系数S 1由机械设计P205式10-12有 0966001 576MPa 0985501 539MPa2 计算a试算出小齿轮分度圆直径由计算公式得 91474mmb计算圆周速度vv ms 2298msc计算齿宽bb 191474 91474mmd计算模数齿高取小齿轮的齿数 23则大齿轮的齿数 17823 41模数 914723 398mm 齿高h 225m 2254 9mme计算载荷系数根据v 2298ms8级精度由机械设计P194图10-8可查得动载系数 116直齿轮 1由机械设计P193表10-2可查得使用系数 1由机械设计P196表10-4可查得齿向载荷分布系数 132同时有bh 914749 10163查机械设计P198图10-13可查得齿向载荷分布系数 124故载荷系数 11161132 15312f按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径由机械设计P204式10-10a得 91474 96604mmg计算模数mm 9660423mm 420mm3按齿根弯曲强度设计由机械设计P201式10-5可知弯曲强度的设计公式为1确定计算参数a由机械设计P208图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 500MPa大齿轮的弯曲疲劳强度极限 380MPab由机械设计P206图10-18查得小齿轮的弯曲疲劳寿命系数 091大齿轮的弯曲疲劳寿命系数 097c计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S 14由机械设计P205式10-12得 09150014 325MPa 09738014 263286MPad计算载荷系数K 11161124 14384e根据机械设计P200表10-5查齿形系数应力校正系数有 269 239 1575 167f计算大小齿轮的并加以比较 2691575325 00130 239167263286 00152大齿轮的数值大设计计算 290mm对比计算结果由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲强度计算的模数由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力仅与齿轮直径有关可取由弯曲强度算得的模数290mm并就近圆整为m 3mm按接触疲劳强度算得的分度圆直径 96604mm算出小齿轮的齿数 966043 32大齿轮的齿数 32178 57几何尺寸计算a计算大小齿轮分度圆直径 332 96mm 357 171mmb计算中心距 325732 1335c计算齿轮宽度 0496 384mm故各齿轮齿宽分别取 40mm 40mm结构设计大齿轮因齿轮齿顶圆直径大于160mm而又小于500mm故以选用腹板式结构为宜小齿轮因齿轮齿顶圆直径小于160mm故以选用实心式结构为宜对于小齿轮和轴之间的连接采用花键连接大齿轮与轴之间的连接采用平键连接 齿轮56的设计计算由于这对齿轮的设计方法与上面齿轮34的设计方法相同在此就不再赘述了各个齿轮的基本信息列表如表3-3表3-3 各齿轮的具体信息齿轮1齿轮2齿轮3齿轮4齿轮5齿轮6齿数284232574149齿宽mm343440405050结构形式实心式实心式实心式腹板式实心式实心式键连接平键平键花键平键平键平键传动比i1517812模数m433其他参数齿顶高系数 1顶隙系数 02压力角 20com计计算整地机一共有4根轴分别是动力输入轴轴1减速箱内的轴2轴3 刀轴轴4本文对轴2进行设计计算校核1选择轴的材料及热处理选用轴的材料为45钢调质处理轴上受力分析由前面计算已得出的轴2的相关参数如下 13975Kw com 480rmin 168mm 96mm齿轮2上的圆周力 2 227804410001681-0513 4766469N齿轮2上的径向力 4766469tan20cos56310 962322N齿轮2上的轴向力 4766469tan20sin56310 1443486N齿轮3上的圆周力 2278004100096 579175N齿轮3上的径向力 579175tan20 210802N齿轮3上的轴向力 579175cos20 616345N 3初步确定轴的最小直径根据机械设计P370表15-3取 115根据机械设计P378有 115 35378mm轴径需适当增大取d 45mm4轴的结构设计轴的结构设计如图3-2所示图3-2 轴的结构设计拟定轴上零件装配方案装配方案见装配图 根据轴向定位要求确定轴各段直径和长度a因为轴承同时受有径向力和轴向力的作用故选用角接触球轴承根据工作需要和d 45mm通过查询资料我们选用0基本游隙组标准精度等级的角接触球轴承7009C其基本尺寸为dDB 45mm75mm19mmb-段轴用于安装轴承套筒等故取直径 45mm齿轮端面距离箱体内壁a 10mm故取 30mm -段安装低速级锥齿轮为便于安装故取 55mm齿轮轮毂为60mm为了使套筒端面可靠的压紧齿轮此轴段应略短于轮毂宽度故取 58mm -段为分隔两齿轮段直径为 60mm为满足配合要求长度为 70mm -段安装高速级大齿轮可取直径取为 50mm齿宽为40mm则取 38mm - 段安装套筒和轴承直径 45mm 30mmb因为轴承同时受有径向力和轴向力的作用故选用角接触球轴承根据工作需要和d 45mm通过查询资料我们选用0基本游隙组标准精度等级的角接触球轴承7009C其基本尺寸为dDB 45mm75mm19mm3 轴上零件的周向定位齿轮的周向定位采用平键连接按由机械设计P106表6-1查得平键截面bh 16mm10mm长为45mm同样按由机械设计P106表6-1查得平键截面bh 14mm9mm长为28mm同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性故选择齿轮轮毂与轴的配合为滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的此处选轴的直径尺寸公差为m64 确定轴上圆角和倒角尺寸 取轴端倒角为2各轴肩处的圆角半径见零件图轴上载荷的计算在确定轴承的支点位置时查取a值对于7209C型角接触球轴承我们查得a 182mm可以知道 398mm 120mm 298mm因此此作为简支梁的轴的支承跨距 1898mm水平支反力 4676219N 4766469579175-4676219 5884N垂直支反力 1091639N 962322210802-1091639 1978703N水平弯矩 4676219398 18611312Nmm 5884298 1753432Nmm垂直弯矩 1091639398 434472322Nmm 1978703298 589653494Nmm总弯矩 191117125Nmm 184992298Nmm扭 矩 278044Nmm按弯扭合成应力校核轴的强度根据机械设计P373式15-5及上面算出的数据则轴上-段为危险截面 55mm取 06则轴的计算应力 1497MPa我们开始选择的轴的材料为45钢调质处理查机械设计P362表15-1得轴的许用弯曲应力 75MPa因此 故安全 com密封润滑我们选用的是闭式齿轮减速器且齿轮运转速度小于12ms通常是采用浸油润滑通过查机械设计P235表10-12可知我们选用润滑油的粘度为815cSt根据粘度值我们选取润滑油的代号为N100密封我们选用的密封形式为毡圈油封密封com体的结构设计箱体的材料选择我们选用减速箱为整体式铸造箱体材料为HT200我们选择齿轮箱的厚度为10mm箱体的结构如装配图所示为了保证箱体与外界零件连接处的密封选用表面粗超度为634刀轴和刀片的研究41刀片的设计研究多功能整地机在作业时依靠刀片的合成运动完成相关的耕作任务刀片直接与土壤相接触所以刀片的设计相对来说对整机性能影响很大通过对农业机械设计手册的查阅我们知道刀的种类有凿形刀弯刀和L形刀其中凿形刀作业时容易缠草L形刀刀身较宽相对来说弯刀是最合适的刀片而且弯刀作为系列旋耕机的相关配套的工作部件已经得到了广泛的应用弯刀由前端部分和切削部分组成按照前端部分的弯折方向有左弯刀和右弯刀两种类型弯刀有相当锋利的正切刃和侧切刃刃口处为曲线有较大的滑切能力在作业时刀刃按照离轴心线的距离先近后远的依次入土便于将挂在刃口处的杂草等沿刀刃口甩出整地机刀片的主要结构参数如下回转半径R根据需要我们选择的刀片回转半径为245mm刀片的回转半径主要是根据农业生产需要的耕深来选择静态滑切角应该满足刀刃不缠草和耕耘阻力小的要求取为3449螺线起点的极径应该避免无刃部分切土取为135mm螺线终点的极径使螺线能够与正切刃圆滑过渡一般比回转半径小1020mm取为228mm螺线终点的极角取为27横弯半径r半径过小时工作时弯折圆弧处容易粘土功耗增大通产不小于30mm此处取为30mm工作幅宽b增大幅宽能减少刀轴上弯刀的数量但过大会影响弯刀的刚度和碎土的质量此处取为50mm横弯角取为30整地机的刀片结构图如下42刀轴的结构设计刀轴是刀辊的主体部件上面承载有刀盘刀片最后一级齿轮等这决定了刀轴成为了整机的关键部件之一选择刀轴材料选用材料为45钢调质处理其主要力学性能如下表4-1所示表4-1 调质45钢力学性能选用材料硬度HBS抗拉强度MPa屈服强度 MPa 弯曲疲劳强度度MPa剪切疲劳强度MPa许用弯曲应力MPa45钢调质25564035527515560刀轴的结构设计刀轴中间部分承载刀片两端为左右轴头起支撑作用中间部分通过齿轮传递力矩和动力刀轴上每两个刀盘间的距离为75mm为了避免由于刀盘厚度造成的漏耕现象同一刀盘上的两个刀片刀齿应相对安装而不是相背安装由前面的已知条件对于轴的最小直径式中我们取 113由于前面已知p 13155KWn 225rmin代入上式中确定得出刀轴直径为 4386mm我们需要适当增大轴的直径因此我们取刀轴的最小直径为50mm根据需要我们可以确定刀轴的安装刀盘部分的直径为60mm刀轴结构图如图所示刀轴强度校核多功能整地机在工作作业时刀齿受到土壤的反作用力因而产生对刀轴的作用力矩由于刀轴上刀片的排列方式的不同刀轴所受的力矩方向也是不断变化的为了便于计算我们需要确定刀片阻力合力的大小及其作用点根据相关资料的查阅我们按以下方法进行校核18切削阻力大小确定切削阻力Q于刀轴上面的均布载荷按Q Tr来进行确定切削阻力作用点确定刀片阻力作用点的平均半径r与刀轴的旋转半径R的关系为r 09R如下图所示切削力Q作用点在A点A点的求法作弦线与耕深高度相等交刀辊于B点过B点作 BOC 20作半径为r 09R的同心圆该圆与OB交于A点由下面的计算公式其中我们已知T 559052Nm 16cmR 30cm则我们可以算出Q 207056N 6218 4218 153437N 139030N虽然每个刀片的位置安装的方向不同但在入土时同一时刻有且仅有一把刀片入土因此可以将刀轴看作一个仅受集中载荷Q作用的简支梁集中载荷的位置以及偏转角度由刀片的排列方式来进行确定其示意图如下图所示当第i把刀片作用于刀轴时AB两个支撑点的受力大小为 i 12318 代表垂直分力 i 12318 代表水平分力 任意截面受到的弯矩大小为 i 12318 i 12318 式中x表示刀轴上的任意截面到点A的水平距离通过对上面几个式子的分析我们可以发现刀轴在水平方向和垂直方向的弯矩最大值均在处取得而且均有有再分析在处取得最大值此时 PL4当最中间的刀片即第9或者第10组刀进行切土时刀轴承受的弯矩为最大当第9组刀片切土时其距离左端A点的距离为 655mmAB段的总长为L 1520mm弯矩扭矩图如下图所示危险截面的相关计算数据如下水平支反力 87318N 66119N垂直支反力 79119N 59911N水平弯矩 87318655 5719329Nmm垂直弯矩 79119655 51822945Nmm总弯矩 77179596Nmm扭 矩 559052Nmm查材料力学P94式5-32知弯曲截面模量为 21195mm3我们取 com算应力 3978MPa由前面的表可知 60MPa因此 故安全 43刀片的排列设计在整地机下地作业之前刀片的安装是一项十分重要的工作如果安装不恰当将会严重的影响作业质量并会因为刀片的旋转不平衡从而导致机具的损坏和震动增大很不安全为了使得整地机在作业时避免漏耕堵塞使得刀轴受力均匀刀片在刀轴上的排列应满足以下要求刀片按照双头螺旋线有规则排列 左右刀片按一定的顺序依次入土使得受力均匀 减少震动相继入土的两刀片在刀轴上的轴向距离应越大越好避免发生干扰在同一个切削区的两把以上刀片 要保证切土比相等 从而保证一定的工作质量刀轴回转一周在同一相位角上应有且仅有一把刀入土使得扭矩平衡减少扭矩波动保证工作的稳定性同一螺旋线上的相邻两把同向刀之间的夹角应大于36从而防止夹土缠草刀片相继入土的角度间隔应相等要求所有刀片左右交错入土避免同向刀片的相继入土减少轴向力根据上面的原则我对刀片进行排列保证在同一时刻仅有一把刀片入土刀轴每转一周转过的角度为360而刀片的总数为36把则相继入土的两刀片之间的角度间隔为10从左至右依次将刀盘排序1-18每个刀盘上有2把刀以等角度排列则我们可以画出刀片的排列展开图如图所示5其他零部件的研究51万向节传动轴万向节传动轴的主要作用是将拖拉机的动力输出轴与整地机的动力输入轴进行连接并满足两者间的夹角变化