1G-160型旋耕滅茬機中央傳動裝置設計(與側邊傳動裝置配套),160,型旋耕,滅茬,中央,傳動,裝置,設計,側邊,配套
旋耕滅茬機中央傳動裝置設計說明書
目 錄
前言……………………………………………………………………………………1
1 方案的擬定……………………………………………………………………… 3
1.1 設計參數(shù)要求……………………………………………………………………3
1.2 方案的選擇………………………………………………………………………3
1．3 方案對比分析……………………………………………………………………5
2 運動計算…………………………………………………………………………6
3 動力計算…………………………………………………………………………7
3.1 各傳動副效率……………………………………………………………………7
3．2 動力分配…………………………………………………………………………7
4 軸的計算 …………………………………………………………………………10
4．1選擇軸的材料及熱處理………………………………………………………10
4.2 初估軸徑………………………………………………………………………10
4.3結構設計…………………………………………………………………………10
4．4 軸的受力分析…………………………………………………………………11
4．5判斷危險斷面…………………………………………………………………14
4．6軸的彎矩合成強度校核………………………………………………………14
4.7 軸的疲勞強度安全系數(shù)校核 …………………………………………………15
5 軸承壽命計算…………………………………………………………………… 18
5.1 求軸承上，承受徑向載荷………………………………………………………18
5.2 計算派生軸向力……………………………………………………………… 18
5.3計算軸承所受力的載荷…………………………………………………………18
5.4計算當量動負荷…………………………………………………………………18
5.5 計算軸承壽命…………………………………………………………………20
結論 ……………………………………………………………………………… 21
參考文獻…………………………………………………………………………… 22
附錄……………………………………………………………………………………24
前 言
旋耕機在當代無論國內(nèi)外都是不可缺少的農(nóng)用機械,它在農(nóng)業(yè)上也算是先進生產(chǎn)工具.
南稻北移，種植面積迅速擴大，不僅刺激了旋耕機的市場需求，而且其市場需求結構亦向大型高效方向發(fā)展。
由拖拉機動力輸出軸驅(qū)動工作部件而加工土壤實施作業(yè)的耕作機械統(tǒng)稱為驅(qū)動型耕作機械，由于它比牽引型耕作機械具有更多的優(yōu)點，因而在國內(nèi)外已發(fā)展成為農(nóng)業(yè)機械的一個重要門類。在我國，目前的驅(qū)動型耕作機械產(chǎn)品有旋耕機及復式作業(yè)機、驅(qū)動式圓盤犁、耕耙犁、水田驅(qū)動耙、立式轉(zhuǎn)齒耙等，但產(chǎn)量比較大的主要是旋耕機。目前，批量生產(chǎn)和推廣使用的2．2～74．6kW手扶拖拉機和乘坐式拖拉機配套旋耕機三大系列145種產(chǎn)品，系80年代末的更新?lián)Q代產(chǎn)品。90年代以來，國內(nèi)又研制了一批旋耕復式作業(yè)機具新產(chǎn)品，逐步投放市場。目前，國內(nèi)大中拖配套旋耕機保有量約15萬臺，手拖和小四輪配套旋耕機約200萬臺。旋耕機在南方水稻生產(chǎn)機械化應用中已占80％比例，北方的水稻生產(chǎn)、 蔬菜種植和旱地滅茬整地也廣泛采用了旋耕機械。
南稻北移，種植面積迅速增加，擴大了對旋耕機械的市場需求。水稻是高產(chǎn)作物，種植水稻有較高的經(jīng)濟效益。近年來，在我國北方實施種植業(yè)結構調(diào)整，大力推行旱改水，擴大水稻種植面積。由于農(nóng)作物的結構調(diào)整，相應的農(nóng)機裝備結構正在發(fā)生變化，迫切需要從技術上、經(jīng)濟上合理配備適應水旱田作業(yè)的拖拉機及配套農(nóng)機具。黑龍江墾區(qū)原以旱田種植麥豆為主，并以傳統(tǒng)的旱地鏵式犁與其配套的圓盤耙、平地機、耢地機等作為耕整地機具。1993年，擁有旋耕機僅1631臺，而當年水稻種植面積為1500萬畝，顯然不適應水稻生產(chǎn)的發(fā)展。近10年來，黑龍江墾區(qū)大量購進手扶拖拉機和上海50等中型輪式拖拉機及配套的旋耕機，除購進外省區(qū)產(chǎn)品外，本省本系統(tǒng)就地生產(chǎn)也發(fā)展迅速。
農(nóng)業(yè)產(chǎn)業(yè)化、集約化、規(guī)?；?jīng)營需要大型高效旋耕機械。隨著我國農(nóng)業(yè)產(chǎn)業(yè)化和適度規(guī)模經(jīng)營的發(fā)展，對大中型農(nóng)業(yè)機械的市場需求也日漸增大。不僅是農(nóng)墾系統(tǒng)國營農(nóng)場，而且鄉(xiāng)村農(nóng)機服務站以及個體的農(nóng)機專業(yè)戶，也需要更新和添置大中型農(nóng)業(yè)機械。對黑龍江墾區(qū)的調(diào)查表明，近年大量購置的水田耕整地機械已由中小功率拖拉機旋耕機組變化為鐵牛654和LF80—904W D等大中功率輪式拖拉機及配套旋耕機。農(nóng)機專業(yè)戶使用這些大中型機械從事機耕服務，一般1～2年可回收本金，有誘人的經(jīng)濟效益。
根據(jù)生產(chǎn)需要. 目前的驅(qū)動型耕作機械產(chǎn)品有旋耕機及復式作業(yè)機、驅(qū)動式圓盤犁、耕耙犁、水田驅(qū)動耙、立式轉(zhuǎn)齒耙等，但產(chǎn)量比較大的主要是旋耕機。
主要研究旋耕機的主要內(nèi)容：
(a)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。
(b)拖拉機佩帶旋耕機滅茬機作業(yè),使用1~3檔前進速度,其中:旋耕機,滅茬時使用1~2檔,時使用3檔;
(c)刀棍轉(zhuǎn)速:正轉(zhuǎn) :200r/min左右(旋耕) 400~500r/min(破垡)
反轉(zhuǎn) :200r/min左右(埋青 滅茬)
(d)最大設計耕深14cm;
根據(jù)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:
(a)通過改進設計，增加刀輥軸的轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)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。
(b)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。
(c)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。
(d)要求結構簡單可靠，保證各項性能指標。
(e)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。
預期成果:
因具備多功能等特點，投入生產(chǎn)后能產(chǎn)生較好的經(jīng)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(50馬力).
動力由拖拉機動力輸出，軸徑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(zhì)要求：
1.1 設計參數(shù)要求
a刀軸轉(zhuǎn)速的要求
b設計耕深 14cm
c工作幅寬 1.6m
d技術 1~4
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- 1第一方案示意圖
動力由拖拉機動力輸出軸徑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（對稱性較好，剛性高，強度高）高低檔轉(zhuǎn)速通過撥擋實現(xiàn)，正反轉(zhuǎn)通過調(diào)正大齒輪的拆卸來實現(xiàn)（見圖1-1、圖1-2）
圖1-2第一方案示意圖
1.2.2 方案2
圖1-3第二方案示意圖
圖1-4第二方案示意圖
動力從拖拉機輸出軸輸出，經(jīng)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(zhuǎn)的實現(xiàn)通過調(diào)整圓錐齒輪，高低速的實現(xiàn)通過對調(diào)側齒輪箱的方向，圖1-3為正轉(zhuǎn)，圖1-4為反轉(zhuǎn)。
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，需分改工作部件以耕除漏我愛美女撥擋變速，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，但正需要加漏耕裝置，結構簡單，通過拆下側邊齒輪，然后調(diào)頭安裝以達到變速的目的，簡單，操作不是很方便，不象交通工具，不易變換和調(diào)向。
農(nóng)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(jīng)常拆裝，2比1結構簡單，所以方案2更切合實際的需要，所以方案2為選用方案。
2 運動計算
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。
惰輪齒數(shù)Z4、Z5的齒數(shù)，待總體結構尺寸確定后再定和任務書要求，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1-1~表1-2
表1-1旋耕萬向節(jié)計算傳動比分配和各軸的軌跡參數(shù)列表
軸次
Ⅰ軸
Ⅱ軸
Ⅲ軸
Ⅳ軸
Ⅴ軸
齒數(shù)
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(zhuǎn)速r/min
734
343
233
表1-2滅茬萬向節(jié)計算傳動比分配和各軸的軌跡參數(shù)列表
軸次
Ⅰ軸
Ⅱ軸
Ⅲ軸
Ⅳ軸
Ⅴ軸
齒數(shù)
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(zhuǎn)速r/min
734
343
504
3 動力計算
旋耕滅茬機在動轉(zhuǎn)、旋耕和反轉(zhuǎn)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1-1和表1-2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(jù)有關資料和經(jīng)驗估算，其額定輸出功率為：
P額=0.8 N發(fā)=29.4KW
n=734r/min
3.2.2第一軸及小錐齒輪Z動率，轉(zhuǎn)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大錐齒輪Z2的功率軌跡的扭矩為
Pz2=Pz1· (3-4)
nz2= (3-5)
TZ2= (3-6)
3.2.4第二軸功率軌跡和扭矩為
pⅡ=PZ2 (3-7)
nⅡ=nZ2=343r/min
TⅡ=9.55
3.2.5第二軸Z3齒輪功率、轉(zhuǎn)速和扭矩為
PZ3= pⅡ=26.02KW (3-8)
nZ3=nⅡ=343r/min
TZ3=TⅡ=7.24×106 Nmm
3.2.6第Ⅲ軸Z4齒輪功率
PZ4= (3-9)
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 (3-10)
3.2.9第Ⅳ軸（隨輪軸）不傳遞扭矩，故不校核
3.2.10刀軸Z6齒輪功率、轉(zhuǎn)速和扭矩
PZ6=P Z5 (3-11)
(3-12)
(3-13)
3.2.11刀軸功率，轉(zhuǎn)速和扭矩
T
表3-1刀軸功率,轉(zhuǎn)速和扭矩
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(zhuǎn)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 軸的計算
4.1 選擇軸的材料及熱處理
由于旋耕機傳遞的功率不大，尺寸也無特殊要求，故選擇常用材料45#鋼，調(diào)質(zhì)處理，由①表10-1可得此石度為217~255HBS、=650MPa、 MPa、MPa、 []b=215 MPa、[]b=60 MPa =100MPa
4.2 初估軸徑
按扭矩初估軸的直徑，查《機械設計》表10-2得，C=106~117，考慮到安裝齒輪的軸段受扭矩和力的作用取C=117cm
dmin= (4-1)
4.3 結構設計
4.3.1各軸段直徑的確定
初估軸徑后，就可按軸上零件的安裝順序，從dmin處開始逐段確定直徑，軸段③與大錐齒輪配合，故取d3=50min，軸段④為軸防止大錐齒輪軸向竄動，由①表10-3中公式計算得軸肩高度h=2.8~4mm，故軸徑④的直徑d4=58mm,軸段⑤上安裝軸承又應符合軸承內(nèi)徑系列，即軸段⑤的直徑應與軸承型號的選擇同時進行，現(xiàn)暫取軸承型號為3210，其內(nèi)徑為50mm，故軸段⑤的直徑d5=50mm，通常同一根軸上的兩個軸承取相型號，故軸段⑦的直徑d7=50mm,軸段⑥不需安裝傳動部件，為了裝軸承故比軸段也略小，故d6=49㎜
軸段⑧安裝齒輪，為了軸加工時方便、快捷，故d8=50㎜
軸段①與軸段⑩為了軸承齒輪軸向固定，受力很小故軸段①與軸段⑩的直徑不大，取d1=d10=39㎜，軸段②與軸段⑨為退刀槽。
4.3.2各軸段長度的確定
軸段③的和長度比大錐齒輪短些，已知齒寬為40㎜故L8=39.5㎜
其余按結構需要L1=13.5㎜ L2=3㎜ L5=54㎜ L6=554㎜ L7=36㎜ L9=3㎜ L10=13.5㎜
4.4 軸的受力分析
4.4.1畫受力圖
圖4-1第一軸的受力分析圖
4.4.2 計算支承反力
大錐齒輪：
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)
圓柱齒輪 ：
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 畫彎矩圖
在水平面上
（4-6）
（4-7）
（4-8）
在垂直平面上
（4-9）
（4-10）
合成彎矩
4.4.4 畫轉(zhuǎn)矩圖
轉(zhuǎn)矩
由表10-1 P182取
4.4.5 當量彎矩Me
4.5 判斷危險剖面
由上述計算結果，在2截面的合成彎矩最大，扭矩為T，該截面可能是
截面。
4.6 軸的彎矩合成強度校核
由表10-1P182查得
4.6.1
（4-11）
4.7 軸的疲勞強度安全系數(shù)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查得絕對尺寸系數(shù)軸經(jīng)磨削加工，由附表10-5查得表面質(zhì)量系數(shù)則
彎曲應力
應力幅
平均應力
切應力
安全系數(shù) （4-12）
軸的設計參數(shù)匯總于表4-1
表4-1軸的設計參數(shù)
名稱
代號
公式及依據(jù)
計算值
單位
材料
45
表面硬度
HRC
② P7-2手冊7.1-1
217~255
抗拉強度極限
② P7-2手冊7.1-1
637
MPa
對稱循環(huán)時彎曲疲勞強度極限
②P7-2手冊7.1-1
268
MPa
對稱循環(huán)時扭轉(zhuǎn)疲勞強度極限
②P7-2手冊7.1-1
155
MPa
平均應力
0
應力幅度
49.8
MPa
49.8
MPa
切應力
21.98
MPa
抗彎截面系數(shù)
W
W扭/2②
10445.89
mm2
拉扭扭截面系數(shù)
WT
20891.78
mm2
花鍵外徑
D
②P7-18手冊7.1-23
50
mm
花鍵內(nèi)徑
d
P7-18手冊7.1-23
46
mm
花鍵齒數(shù)
z
②P7-18手冊7.1-23
8
鍵寬
b
②P7-18手冊7.1-23
9
敏性系數(shù)
②P7-15手冊7.1-19
0.3
②P7-15手冊7.1-19
0.21
表面質(zhì)量系數(shù)
②=×
1.8
表面光潔度質(zhì)量系數(shù)
②P7-14手冊7.1-14
0.90
強化表面質(zhì)量系數(shù)
②P7-14手冊7.1-15
3
配合件邊緣的有效應力集中系數(shù)
1.25
2.14
扭轉(zhuǎn)安全系數(shù)
6.28
彎曲安全系數(shù)
4.82
安全系數(shù)
S
3.83
最小許用安全系數(shù)
S1
1.3
S2
1.4
S3
1.5
疲勞許用安全系數(shù)
[S]
S1 *S2 *S3
2. 73
查①表P193 10-6得許用安全系數(shù)[S]=1.3~1.5,顯然S>[S]故此截面安全。
5 軸承壽命計算
根據(jù)（1）《機械設計課程設計》、（2）《機械設計》。
已知軸承轉(zhuǎn)速軸上的軸向載荷 方向指向軸承2，工作時有較大沖擊，環(huán)境濕度125℃軸承違背安裝32010型軸承，可查表8-14P262
5.1求軸承上，承受徑向載荷
（5-1）
（5-2）
5.2 計算派生軸向力
對36210型軸承查（2）表11-9 P233有
Y值是對應（2）表11-7 P232中FA/FR>e時的值
5.3 計算軸承所受力的載荷
由(2)式F-12 P234
故軸承<1有被“壓緊”趨勢，軸承＜有被“放松”趨勢，千是
FA1=Fa+S2=5455.43N
FA2=S2=2359.16N
5.4 計算當量動負荷
查《機械設計》表11-7 P232 30000軸承判別系數(shù)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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