植樹挖坑機之行走機構的設計【含CAD圖紙、說明書】

植樹挖坑機之行走機構的設計【含CAD圖紙、說明書】,含CAD圖紙、說明書,植樹,挖坑,行走,機構,設計,cad,圖紙,說明書,仿單 I 摘 要 現(xiàn)代新型挖坑機的研發(fā)主要向系列化、多功能和高性能方向發(fā)展。本植樹挖坑 機采用懸掛式與拖拉機三點懸掛式聯(lián)接，即鉆頭在懸掛支臂的一端，支臂的另一端 置于拖拉機懸掛支點上。 本挖坑機主要是對傳統(tǒng)的懸掛式植樹挖坑機的傳動部分和挖掘部分的改進。在 主軸箱設計方面，合理的設計錐齒輪的傳動比以及強度計算等。在總體設計方面， 盡量簡化挖坑機的結構，減少其零件數(shù)目，以降低成本。對于雙螺旋葉片設計，其 直徑由下往上逐漸減小，其螺旋夾角也由下往上逐漸減小，以避免鉆頭工作時與塘 壁發(fā)生碰撞和摩擦等情況，提高了工作穩(wěn)定性。 關鍵詞：挖坑機；懸掛；雙螺旋葉片 II Abstract Modern research and development of new major development digging machine to the series, versatile and high-performance orientation. The tree planting digging machine adopts hanging type connection with a tractor three-point suspension that drill at one end of the suspension arm, the other end of the arm is placed on the tractor fulcrum. The main part of the digging machine to improve the traditional hanging tree planting and digging digging machine transmission parts. In headstock design, as well as the strength of the transmission ratio rational design bevel gear calculation. In terms of overall design, try to simplify the structure of digging machines, reducing its number of parts to reduce costs. For the double helix blade design, its diameter decreases gradually upward from the lower its upward spiral angle also decreased from the next, in order to avoid the pond wall collision occurred when the drill work and friction, etc., to improve the working stability. Key words: Digging machine; Suspension; Double helix leaves 1 目 錄 摘要 ........................................................................................................................................I ABSTRACT ........................................................................................................................II 第一章 引言 .........................................................................................................................1 1.1 本課題的設計意義 ................................................................................................1 1.2 我國園林機械的介紹 ............................................................................................1 1.3 國內外發(fā)展概況及現(xiàn)狀 ........................................................................................2 1.4 課題由來及設計條件 ............................................................................................4 1.5 課題設計思路 ........................................................................................................4 第二章 總體方案設計 .........................................................................................................6 2.1 對拖拉機設計的要求 .............................................................................................6 2.2 拖拉機形式的選擇 ................................................................................................7 2.3 拖拉機整機參數(shù)的確定 ........................................................................................7 2.4 拖拉機總體布置 ..................................................................................................13 第三章 傳動部件設計 .......................................................................................................15 3.1 變速箱部件設計..................................................................................................15 3.1.1 變速箱設計要求.........................................................................................15 3.1.2 變速箱設計初始數(shù)據(jù)...............................................................................15 3.1.3 變速箱的設計步驟...................................................................................15 3.1.4 根據(jù)總體計算確定擋位數(shù)與各檔傳動比...............................................16 3.1.5 根據(jù)總體布置要求確定變速箱外形尺寸允許范圍...............................17 3.1.6 草擬變速箱的傳動方案...........................................................................17 3.1.7 變速箱主要參數(shù)的確定...........................................................................18 3.1.8 選配齒輪...................................................................................................19 3.1.9 變速箱主要零件的計算...........................................................................20 3.2 主要零件布置方案 ..............................................................................................28 3.2.1 變速箱主要零件的布置要點.....................................................................28 3.2.2 倒檔和減速器的布置方案..........................................................................28 3.3 變速箱殼和操縱機構的設計 .............................................................................29 3.3.1 變速箱殼的設計.........................................................................................29 3.3.2 變速箱操縱機構的設計.............................................................................30 3.4 離合器設計 ...........................................................................................................31 3.4.1 離合器的功用、要求和類型.....................................................................31 3.4.2 離合器主要參數(shù)校核.................................................................................31 3.4.3 離合器操縱機構的行程及操縱力計算.....................................................32 3.5 主傳動系部件校核 ...............................................................................................34 3.6 終傳動系各部件校核 ..........................................................................................36 3.7 傳動軸校核 ..........................................................................................................38 3.8 輪轂、輪胎 ..........................................................................................................38 第四章 轉向系統(tǒng)設計 .......................................................................................................41 4.1 轉向系統(tǒng)的功用、類型和要求 ...........................................................................41 4.2 轉向系統(tǒng)的計算載荷 ..........................................................................................41 4.2.1 轉向油缸參數(shù)計算.....................................................................................41 4.2.2 轉向器參數(shù)計算.........................................................................................42 2 4.2.3 總功率計算及泵的確定...............................................................................43 第五章 制動系統(tǒng)設計 .......................................................................................................44 第六章 結論 .......................................................................................................................47 參考文獻 .............................................................................................................................48 致 謝 .................................................................................................................................49 1 第一章 引言 1.1 本課題的設計意義 我設計的是一臺植樹挖穴機用于植樹造林及其他的小型挖坑作業(yè)。現(xiàn)有的挖穴 機多為手提式挖穴機，起工作效率不高，使用條件不便，穩(wěn)定性能不太理想，因此， 本課題設計的植樹挖穴機要求工作穩(wěn)定，工作效率高。隨著地球環(huán)境的日益惡化， 需要大量植樹造林，改善環(huán)境，因此，研制經(jīng)濟高效的植樹挖穴機將深受廣大人名 群眾的歡迎。 1.2 我國園林機械的介紹 隨著人們生活水平的不斷提高，人們對于生活品質的要求越來越高，隨之發(fā)展 的就是城市的草坪業(yè)和綠化建設。要想擁有好的綠化建設，園林機械是必不可少的。 像油鋸、高枝鋸、綠籬機、割草機、地鉆、新型挖坑機械等等，都是不可或缺的。 但是，由于草坪業(yè)和城市綠化建設的迅猛發(fā)展，國內的園林機械根本就跟不上 這樣的發(fā)展節(jié)奏。 我國目前園林機械主要存在著以下問題。 第一，園林機械的核心技術跟不上。園林機械技術的核心是發(fā)動機，國外進口 的園林機械一般噪音小，節(jié)能性好，經(jīng)久耐用，而我國的產(chǎn)品由于技術不過關，往 往其發(fā)動機的噪聲和耗油量都很大，還容易損壞，所以，相較之下，由于發(fā)動機檔 次的差距，很多國內園林機械的生產(chǎn)商就選擇了進口發(fā)動機，從而導致生產(chǎn)成本增 加，在市場競爭中處于不利位置。 第二，國產(chǎn)園林機械工作質量欠佳。國產(chǎn)園林機械在質量上與進口機械的差距 主要表現(xiàn)在：割草機在修剪之后，草皮高低不平；移植機切邊不整齊，起草速度慢， 連續(xù)工作能力差等。因此，雖然進口機價格高，但許多人愿意買。 第三，人們的消費觀念還未改變。 然國產(chǎn)的園林機械在不斷完善，相較之前 的已經(jīng)越來越好。但是，人們的觀念還未轉變，總認為進口的總比國產(chǎn)的好，即使 價格要昂貴一點，仍舊愿意選擇進口的。 針對這三種制約我國園林機械發(fā)展的因素，面對進口園林機械強大的市場沖擊， 2 國內生產(chǎn)企業(yè)沒有坐以待斃，而是在努力搶占市場，樹立自己的品牌。只不過由于 受諸多因素的影響，園林機械國產(chǎn)化不可能一蹴而就。目前，一些國內生產(chǎn)企業(yè)通 過改進技術手段、樹立企業(yè)形象等方式，提升自身水平，并正逐步被消費者所接受。 我國園林機械產(chǎn)品正在向多樣化、規(guī)?；⑾盗谢较虬l(fā)展。最初國內生產(chǎn)企業(yè)生 產(chǎn)的園林機械品種只限于移植機、割草機等少數(shù)高利潤產(chǎn)品，而現(xiàn)在市場上各種用 途的園林機械已是琳瑯滿目。專家預測，未來幾年，國產(chǎn)園林機械將在國內市場占 據(jù)主動，并逐步打入國際市場。 按照使用場合分類，園林工具包括園藝工具和園林工具；按照使用對象分類， 還能夠分成家用工具和專業(yè)工具；按照動力不同，又分為引擎類和電動類，引擎類 使用 2 沖程或 4 沖程發(fā)動機，本田或 BS 的是高端產(chǎn)品的首選；電動類又細分為交 流類和直流類。 園藝工具主要有：園林剪刀、花卉工具（園林花具，小套花具） 。園林剪刀主 要產(chǎn)品有高枝剪、整籬剪（籬笆剪） 、剪枝剪（整枝剪、修枝剪） 、多用剪、摘果剪、 剪花剪、剪草剪等；田園組套花卉工具（園林花具，小套花具）包括花鍬、花鏟、 花耙、花鋤、花叉等等，具體有兩頭鋤（兩頭花鋤） 、平鋤、平耙、三齒花鋤、三 齒花耙、鋤耙、鋤鎬、大花鏟、小花鏟、三字花鏟、一字花叉、六齒花耙等。 園林機具主要有：植樹挖坑機、草坪修剪機、割灌割草機、綠籬修剪機、油鋸、 水泵、打孔機、起草皮機、打藥機及各款園林工具。 隨著國內這幾年城市建設的發(fā)展，城市綠化已經(jīng)形成很大一個產(chǎn)業(yè)，日常的養(yǎng) 護便依賴這些工具來完成。我們日?？匆姷拇蠖嗍瞧蜋C動力的園林工具，如植樹 挖坑機、割草機、修枝剪、打草機、修邊機、割灌機等。 1.3 國內外發(fā)展概況及現(xiàn)狀 中國挖坑機產(chǎn)業(yè)發(fā)展出現(xiàn)的問題中，許多情況不容樂觀，如產(chǎn)業(yè)結構不合理、 產(chǎn)業(yè)集中于勞動力密集型產(chǎn)品；技術密集型產(chǎn)品明顯落后于發(fā)達工業(yè)國家；生產(chǎn)要 素決定性作用正在削弱；產(chǎn)業(yè)能源消耗大、產(chǎn)出率低、環(huán)境污染嚴重、對自然資源 破壞力大；企業(yè)總體規(guī)模偏小、技術創(chuàng)新能力薄弱、管理水平落后等。 我國植樹造林機具現(xiàn)狀我國植樹造林機械赴較晚，主要在南方為種植橡膠實現(xiàn) 產(chǎn)業(yè)化，有為東方紅-75、熱特-25 型拖拉機配套的挖穴機，而北方地區(qū)為栽植果樹 3 和防護林，也研制了為中型輪式拖拉機如上海-50、神牛-25 型拖拉機配套的開溝機、 挖穴機，這種機具既可以挖植樹穴坑，也可以挖梯形溝槽用于果樹施溝肥。對大面 積的機械植樹造林，多采用鏵式系歹開溝機，如 1K-40、1K-50 和 1K-60 型開溝機。 我國植樹造林機械雖有多個品種，但由于栽種樹苗多在山地、坡地，土質條件復雜， 影響了機械的使用效果，基本上用人工挖坑栽苗，生產(chǎn)的挖穴機批量較小。近幾年 來，由于經(jīng)濟林的興起以及國家為防治水土流失，退耕還林、種草種樹已引起各有 關部門的普遍重視，并加大了植樹造林機械的投入，取得了良好的效果。 挖穴機為了適應不同土壤、不同作業(yè)條件的要求，國外生產(chǎn)的不同動力配套的 造林用挖穴機，有手提式、背負式、手扶拖拉機式和拖拉機式 4 種。 A.手提式挖穴機，分為單人式與雙人式。日本多用單人手提式，歐洲各國則多 采用雙人手提式。手提式挖穴機發(fā)動機的功率一般為 1.3--3.7kw，多采用油鋸和割 灌機的單缸風冷汽油發(fā)動機為動力。單人和雙人手提式挖穴機發(fā)動機的轉數(shù)經(jīng)離心 式離合器和減速箱，將轉數(shù)降低到 100--200r/min，再傳到挖穴鉆頭。由于減速比很 大，多采用蝸輪蝸桿或擺線針輪行星傳動機構，以便減少機器的質量。由于雙人手 提式挖穴機質量可以大一些，有的采用多段直齒輪減速機構。有的挖穴機為了使挖 穴機鉆頭能自動地由地中拔出，在傳動機構中裝有逆轉機構。國外所用的挖穴鉆頭 多為螺旋片型，挖穴時自穴中向上排土的性能好，螺旋片型有單螺旋和雙螺旋兩種。 山地造林時，挖穴的直徑和深度為 25--30 厘米，因此多采用 1.5--2 個節(jié)距的螺旋片。 為了提高螺旋片型挖穴機的切根性能，有的將螺旋邊緣做成缺口狀。國外所用挖穴 機鉆頭的轉數(shù)都不太高，以免將穴中的土壤甩得過遠，一般周邊速度為 3 米/秒左右， 鉆頭轉數(shù)為 200--300r/min。裝有逆轉機構的挖穴機在拔出鉆頭時，土壤會向相反方 向旋轉，不會從穴中拋出。手扶拖拉機式挖穴機的功率為 3.7--7.3kw，輪式拖拉機 挖穴機的功率為 36.8--73.6kw。 B.懸掛式挖穴機主要用于栽植大樹苗時的挖穴作業(yè)，挖穴直徑為 50--80 厘米， 挖穴深度為 60 厘米，挖穴機懸掛在 25.7--58.8kw 拖拉機上。挖穴機由縱吊桿、帶 安全裝置的萬向傳動軸、減速器和不同直徑的挖穴鉆頭組成。減速器由一對直齒錐 齒輪組成，更換不同直徑的挖穴鉆頭時，要更換不同的錐齒輪，可換挖穴鉆頭有 3 種，直徑分別為 80、60、30 厘米。鉆頭由空心鉆桿、葉片和切土刀片組成，鉆桿 下端有定心尖。工作時，由拖拉機動力輸出軸經(jīng)萬向傳動軸帶動旋轉工作部件完成 挖穴作業(yè)，利用液壓裝置控制鉆頭升降。 4 C.液壓式挖穴機在發(fā)達國家已普遍推廣。由于液壓技術的普及推廣，發(fā)達國家 在挖穴機上已采用液壓傳動裝置，主要用在液壓輸出能力較強的拖拉機或挖掘機的 機型上，用液壓泵驅動齒輪機構傳動系統(tǒng)。DANUSER 液壓挖穴機裝有高效、轉向 密封性能好的液壓馬達，可調節(jié)機械鏈條與齒輪，使扭距增大 4 倍。采用液壓驅動 比用萬向節(jié)套管傳動更靈活方便，當遇到障礙物時能起到安全緩沖作用。 1.4 課題由來及設計條件 A.設計內容 設計一臺植樹挖坑機用于植樹造林。主要的設計內容有： 1)總體設計 :設計總體方案。繪制挖坑總圖； 2)零部件設計:根據(jù)挖坑機總圖，設計齒輪箱等傳動機構； 繪制傳動軸、齒輪、 齒輪箱體、鉆頭等零件圖；有關計算、校核等。 B.設計依據(jù) 1）柴油機：額定功率 ，額定轉速 ，扭矩最大值105ePKw?210/minenr? =565N.m，燃油消耗率 ；maxT23/gh?? 2）變速箱：（7+1）×2 ，即 14F+2R，同時無超速檔； 3）分動箱：有 2 個速比，低速比為 1.88，高速比為 1.0571； 4）中間減速箱：速比 1.6842； 5）終傳動箱：有 2 個速比，低速比為 1.8636，高速比為 1.2069； 6）前橋：速比 16.122； 7）后橋：速比 20.52； 1.5 課題設計思路 在開始該機設計前，參考對比了一系列已有的植樹挖坑機，例如懸掛式挖坑機， 手提式挖坑機，液壓式挖坑機等，總結發(fā)現(xiàn)他們都要用到由一對齒輪傳動組成的減 速箱，而本課題采用的是懸掛式挖坑機的方式，一種與小四輪拖拉機配套的懸掛式 挖坑機，由懸掛架、帶安全裝置的萬向傳動軸、減速箱、雙螺旋葉片型鉆頭等構成； 懸掛架兩端分別與拖拉機和減速箱鉸合連接，雙螺旋型鉆頭固定在減速箱的輸出軸 5 上；工作時，拖拉機的提升臂拖帶懸掛架進行升降，由拖拉機動力輸出軸經(jīng)萬向傳 動軸帶動旋轉工作部件完成挖穴作業(yè)；具有結構簡單、作業(yè)質量好、效率高、移動 及通過性能靈活的特點，廣泛應用于植樹造林、施肥集水、埋設樁柱等作業(yè)。 6 第二章 總體方案設計 2.1 對拖拉機設計的要求 農業(yè)是國民經(jīng)濟的基礎，農業(yè)現(xiàn)代化離不開農業(yè)機械化，拖拉機是農業(yè)機械化 的主要機械。最早的拖拉機只是代替畜力拉曳農機具，還要能帶懸掛農機具，而且 能輸出旋轉動力。從作業(yè)種類上，由耕、耙、播擴大到收獲、中耕、栽植、噴霧、 打捆、運輸?shù)榷鄠€方面，并且對作業(yè)的質量（如耕深均勻性） 、和駕駛輕便性、安 全性等提出了新的要求，這樣對拖拉機設計也必然提出更高的要求；從拖拉機的使 用來看，已超出了農業(yè)拖拉機的范疇。 在對拖拉機設計提出的眾多要求中，可概括為使用和制造方面的要求，制造是 為了使用，因此，從根本上說，首先應該是滿足使用需要，即具有良好的使用性能。 一、使用方面對拖拉機設計的要求 （一）農業(yè)技術性能 它反映拖拉機對農業(yè)要求的適應性，包括： 1）牽引附著能力。 2）通過性，包括潮濕松軟土壤通過性，行間通過性和障礙通過性。 3）操縱性，它是按駕駛員意愿，沿任意路線行使的能力，包括最小轉向半徑。 4）對土壤結構的破壞性。 （二）技術經(jīng)濟性 它反映拖拉機使用的經(jīng)濟效果，包括： 1）生產(chǎn)率，其影響因素有掛鉤功率、牽引力、速度、檔位配置、耕深控制方 式、動力輸出軸的型式以及農機具掛接方便性等。 2）經(jīng)濟性，包括燃油消耗率、機油消耗率、維護修理費用和綜合利用情況等。 （三）一般技術性能 1）可靠性和耐久性 耐久性是指主要零部件的壽命；可靠性是指在規(guī)定的壽命期間內，正常工作不 7 發(fā)生故障的概率，具體用一定期間中的故障出現(xiàn)次數(shù)、種類及其嚴重程度來衡量。 2）工作安全性 它包括穩(wěn)定性、翻車后的防護措施以及制動性能（制動距離和制動不跑偏） 。 3）勞動保護性 它包括乘座平順性和舒適性，低耳旁噪聲，操作輕便性（操縱力的大小和操縱 行程、操作頻繁程度、視野、駕駛室的防風雨、防日曬、防灰塵、防廢氣、防寒、 防高溫性能以及清除泥污、掛接農機具、維修保養(yǎng)的方便程度） 。 二、制造方面對拖拉機設計的要求 設計時不能只考慮使用要求，還必須考慮制造方面的要求，拖拉機是結構相當 復雜的機械，生產(chǎn)規(guī)模如果不大，成本勢必很高。在設計工作中貫徹“三化” ，即“產(chǎn) 品系列化、零部件通用化、零件設計標準化”。 2.2 拖拉機形式的選擇 選擇拖拉機結構類型時應考慮的因素是：使用地區(qū)的自然條件、作業(yè)項目和作 業(yè)要求、用戶對現(xiàn)有拖拉機的反映，制造的技術難度、制造能力、制造成本、用戶 的購買力、市場的需要量、同類產(chǎn)品的競爭能力、使用人員的技術水平等。 綜合考慮選用 130 馬力四輪驅動農用拖拉機，根據(jù)拖拉機型號定義規(guī)則，定義 型號為 1304 型。四輪驅動提高了牽引性和通過性，一般情況下能承擔各種沉重的 作業(yè) 2.3 拖拉機整機參數(shù)的確定 在設計過程中選定拖拉機機型以后，要確定主要的整機參數(shù)，包括牽引力、速 度、功率、質量、質心坐標、軸距、輪距、離地間隙等。 一、拖拉機的額定牽引力 1304 型拖拉機的主要目的是為了獲得較高的額定牽引力和提升能力，滿足用戶 在配套大型農機具時對功率的要求，1304 拖拉機配套的農具為鏵式犁 1L-530 型和 1L-535 型，旋耕機為 1GQN-360S 等。以適應不同工況的需要，提高拖拉機的使用 范圍和生產(chǎn)效率。 對于農業(yè)拖拉機來說，犁耕是經(jīng)常而又沉重的作業(yè)，拖拉機的額定牽引力 FTN 8 首先應滿足犁耕的需要，考慮到地面不平、土壤比阻不均等因素會引起牽引阻力短 期增大，計算時須加 10%的儲備，即： 1.TNtFZbhK? -犁鏵個數(shù) -單體犁鏵寬度 (m) 11 - 耕深 (m) -土壤比阻 (kPa)t t 1304 拖拉機應能在多數(shù)地區(qū)獲得較高的生產(chǎn)率，耕得深，因此，選定其配帶的 旱地犁有鏵式犁 1L-535，工作幅寬為 175cm，以適應不同情況的需要。根據(jù)調查資 料，我國多數(shù)地區(qū)的土壤比阻在 40-70KPa，在此比阻范圍內，要獲得農藝上一般必 須的 18-30cm 的耕深，則要求拖拉機能發(fā)揮 的牽1.750.2863.4TNPKN??? 引力( 土壤比阻取 60KPa，耕深取 28cm)即可滿足配套的要求。 類似計算表明：有這樣大牽引力的拖拉機,配帶水田犁耕水田時，或配帶各種耙 耙地時，都能滿足使用要求。 故確定 1304 拖拉機的額定牽引力： 32.4TNFK? 二、拖拉機的工作速度 機械傳動系一般以齒輪傳動為主體，結構成熟、工作可靠、傳遞轉矩的能力大、 傳動效率高以及成本較低，因而在拖拉機上占主導地位。傳動系中將發(fā)動機動力傳 給驅動輪的部分，稱為主傳動系，此外還有動力輸出軸傳動系。由于作業(yè)項目增多， 要求增加拖拉機檔位數(shù)和擴大速度范圍。目前，中大功率拖拉機往往有 12～16 個 前進檔。不同作業(yè)要求不同的速度，輪式拖拉機一些作業(yè)的理論速度分為五種： 1）基本工作速度：在 6～11km/h 范圍內，此范圍內一般不少于 3～4 檔，用于 主要田間作業(yè)及推土、鏟運等土方工程作業(yè)。 2）運輸速度：通常在田間道路上為 15～20km/h，在公路上為 20～30km/h。 3）慢性速度：一般為 2～5km/h，用于旋耕、收獲等作業(yè)。 4）爬行速度：此速度用于特殊需要，如挖溝、栽植、鋪設電纜等，約為 0.1～2.0km/h。由于此時所要求的傳動比很大，實現(xiàn)較困難，而非每臺拖拉機都需 要此速度。 5）倒使速度：一般兩速，低速（2～4km/h） ，用于掛接農機具，高速 （4～12km/h）用于空擋倒使以節(jié)省倒車時間。 9 6）動力輸出軸速度：一般兩速,540r/min 和 1000r/min，主要用于旋耕。 。 根據(jù)拖拉機的速度要求和市場上現(xiàn)有成熟的汽車變速箱、減速箱，首先選用七 檔變速箱，實現(xiàn) 14 個前進檔和 2 個倒檔，按作業(yè)要求分為 2 個低速檔、7 個耕作檔、 5 個運輸檔、2 個倒檔；其次為了布置的需要，選用 2 個減速箱，實現(xiàn) 2 個動力輸 出軸轉速。1304 拖拉機選用的柴油機額定轉速為 2100 轉/分，其各檔的工作速度見 下表： 表 2-1 各檔工作速度 前進檔 倒退檔 動力輸出 軸 （r/min）檔次 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 1 2 1 2 1. 7 8 2. 7 5 3. 1 6 5 4. 2 6 4. 8 9 3 6. 0 7 2 7. 5 7 5 8. 9 6 1 1 0. 7 9 8 1 2. 9 9 1 1 5. 9 3 7 1 6. 9 2 7 2 3. 1 0 4 3 0. 1 0 5 1. 8 6 3. 3 0 6 54 0 100 0 V e (k m /h ) 低1 低2 高1 低3 高2 低4 高3 低5 高4 低6 高5 低7 高6 高7 倒1 倒2 移栽 開溝 旋耕 收獲 犁耕、中耕、 田間轉移 推土鏟運、耙 地、滅茬 道路運輸 倒車 旋耕、抽 水脫粒發(fā) 電等 三、發(fā)動機標定功率的確定 發(fā)動機標定功率應能保證在基本耕作速度 時發(fā)揮出額定牽引力 。設此時eVTbF 所需的發(fā)動機功率為所需功率為 ，則eP??/3.6eTbjTPFV??? 式中： —發(fā)動機功率儲備系數(shù) 1.5?? —額定牽引力 Tb 324TbFKN —基本耕作檔發(fā)揮額定牽引力時的實際速度jV ??1je??? —基本耕作檔速度 7.5/eVkmh? 10 —滑轉率 ?0.12??????17.5.67/jeVkmh???? —牽引效率，旱地T?T? 經(jīng)計算得： 馬力9213eNKw? 在此基礎上， 還應加上氣泵、液壓提升油泵等消耗的功率。同時由經(jīng)驗可知e 130 馬力足夠滿足 1GQN-360S 旋耕機所需的功率，故選用 105kW 的發(fā)動機作為本 拖拉機的動力是適宜的。同時要求發(fā)動機有較大的轉矩儲備系數(shù) μ、較低的燃油消 耗率 ，并且要求燃油消耗率曲線在 的 60%以上的部分負荷工況增長不大，還EngeNP 希望發(fā)出最大轉矩時的轉速不高于標定轉速的 75%。根據(jù)以上要求，確定發(fā)動機為： 額定功率 105kW，額定轉速 2100r/min， ， ，最大扭矩點18%??20/EngKwh? 轉速為 1500r/min。 四、拖拉機質量參數(shù)的初步確定 拖拉機質量有結構質量與使用重量之分。 1）結構質量 結構質量是無駕駛員、未加油和水、無隨車工具、無配重時的質量。只要具有 所必需的強度和壽命，結構質量就應力求減輕。 經(jīng)布置 1304 拖拉機結構質量確定為：5570kg 2）最小使用質量 minsG 拖拉機的最小使用質量，由結構質量、燃油、潤滑油、冷卻水、電瓶液，隨 車工具及駕駛員重量組成，1304 拖拉機的實際數(shù)據(jù)為燃油 150kg，發(fā)動機潤滑油 20kg，底盤潤滑油 20kg，冷卻水 20kg，電瓶液 10kg，液壓油 80kg，隨車工具 25kg，駕駛員質量 64kg（ 460kg） 。 =5570+(150+20+20+20+10+80+25+64)=5959kg 取 5960kg minsG 3）最大使用質量 最大使用質量是保證拖拉機發(fā)揮標定牽引力所需的使用質量，是最小使用質量 與配重之和。 11 四輪驅動拖拉機計算公式為： ??max/9.8sTbGFf???? 式中： —最大使用質量axs —額定牽引力TbF3240TbFN? —附著系數(shù)，取?.6? f—滾動阻力系數(shù) ，取 f=0.08 計算得： ??max3240/9.860.346sGkg???? 取 67skg 4）配重質量 pmaxin305967pssGkg???? 前配重為：770kg ；后配重為： 0kg。 五、輪胎選擇 1）后輪胎：根據(jù)國內外用戶的要求，并考慮到輪胎的承載能力，選用 18.4- 38R1 12PR 輪胎。 2）前輪胎：前輪采用 12.4-28R1 10PR 輪胎。 六、輪距的選定 考慮整機橫向穩(wěn)定性和最小轉向圓半徑，同時為了適應耕作時的各種行距 要求，輪距應能調節(jié)，確定前后輪輪距如下： 1）后輪其輪距分布為： 1730、1838、1946、2042、2150（5 級可調）mm 2）前輪其輪距分布為： 1823、1913、1953、2043、2153（5 級可調）mm 七、軸距： 考慮整機的縱向穩(wěn)定性和最小轉向圓半徑，經(jīng)布置確定： 軸距為 L=2680mm。 12 八、道路地隙 最小離地間隙為： 435mm 九、質心坐標 對兩輪驅動拖拉機來說，水田時前輪靜態(tài)載荷應占總重的 40%～50% ，方能 獲得良好的穩(wěn)定性，而旱地作業(yè)要求在拖拉機發(fā)揮額定牽引力時，前輪仍有不低于 總重 20%的負載，才能不失去操縱性,確定旱地前輪靜載荷 50%,水田前輪靜載荷 48%。 運輸和耕作作業(yè)都要求重心低，穩(wěn)定性好。經(jīng)實測, 質心高度坐標為 h=1300mm， 質心縱向坐標為 a=1128mm。 十、操縱性校核 整機作業(yè)提升 31000N 時要求必須帶著至少 770kg 的前配重，對作業(yè)時不失去 操縱性條件進行核算受力如下： 計算公式： ????1min1csnrFxLGlL???? 式中： —前輪上的附著重量 cr —拖拉機的最小使用重量mins min5960skg? λ—最小使用重量下后輪承載比例 λ=3450/5960=57.9% l—懸掛提升軸水平后 610mm 處至后驅動輪中心的水平距離 l=1810mm —懸掛提升軸上的額定載荷nG31nGKN? L—軸距 L=2680 —作業(yè)時前配重質量 距前軸1F170Fkg0 xm 各數(shù)據(jù)代入后得： 40.87crN? ????min1/4./67309.821.5%0sGF????? 當后置農具時，1304 拖拉機不會失去操縱性。 牽引功率： （94.5×75%≈70.88）70.8qPKw 滿足標準。313216.5n N???? 13 當 —懸掛提升軸上的額定載荷 時nG18.62nGKN? 設 —作業(yè)時前配重質量1F10F 則 ＝（5960×9.8×(1-57.9%)×2680- 18620×1810)/2680≈12014Ncr??min/204/596.82.6%sG??? 即：當拖拉機機組后部懸掛重量小于 18620N 時機組不要掛前配重。 2.4 拖拉機總體布置 總布置是把各個部件協(xié)調地組裝在一起，其中最主要的是發(fā)動機和傳動系的布 置，但也決不可輕視任何一個次要部件的安排，蓄電池、燃油箱、液壓油泵、氣泵、 貯氣筒等。 發(fā)動機和傳動系的各部件布置關系為：發(fā)動機與變速箱輸出、輸入軸同軸，為 行走提供動力，同時發(fā)動機提供終傳動輸出的動力源和一個液壓輸出口，發(fā)動機、 傳動系和其他部件均安裝在機架上。 方案確定后，各部件布置具體如下： 1）前橋：前橋的高度取決于離低間隙的要求，根據(jù)軸距布置，前橋在發(fā)動機 的下方。 2）發(fā)動機：發(fā)動機的位置前后、高低對離地間隙和垂直載荷在前后輪上分配 影響很大。為了盡量降低整機質心高度，發(fā)動機選用寬且扁平的油底殼。 3）傳動系：傳統(tǒng)的拖拉機是從發(fā)動機往后布置離合器、變速箱；由驅動輪往 前布置最終傳動、中央傳動，但本次設計的拖拉機布置為：一是發(fā)動機為行走提供 動力，即從發(fā)動機后布置離合器、傳動軸、變速箱、分動箱和后橋，分動箱往前布 置傳動軸、前橋；二是發(fā)動機為終傳動提供動力，即從發(fā)動機往后布置傳動軸、中 間箱、傳動軸和終傳動箱。 4）機架：傳統(tǒng)的拖拉機采用無架式或小半架式。該拖拉機采用有架式，傳動 系及其它部件都布置在機架上。 5）轉向系：轉向盤軸線與水平面的夾角一般為 50°～60° ，轉向垂臂在直線行 使狀態(tài)時的位置不應是垂直的，其下端應往后偏 10°～25° 。該拖拉機的轉向盤軸線 與水平面的夾角為 50°，轉向垂臂下端后偏 18°。 14 6）工作裝置：懸掛桿件、牽引掛鉤、動力輸出軸按國家標準布置。懸掛桿件 中下拉桿的懸掛點最低點距地面 200mm，提升范圍為 703mm，鉸點距后橋中心 450mm；牽引掛鉤距地面 522.5mm，距后橋中心 975mm；動力輸出軸距地面 732mm，距后橋中心 575mm。 7）覆蓋件：覆蓋件包括擋泥板、機罩、駕駛室。擋泥板與車輪之間的間隙為 120mm 的間隙，擋泥板固定在駕駛室上，機罩一端固定在機架上，另一端固定在駕 駛室上，駕駛室又安裝在操縱臺架的上平面上。 8）操縱臺架：是操縱系統(tǒng)和覆蓋件的安裝平臺。 9）輔助裝置：從整機后面看，柴油箱安裝在機架右側、操縱臺架下方；液壓 油箱安裝在機架左側、操縱臺架下方；電瓶裝在機架最前端；儲氣筒裝在機架的下 方、水箱后下方；加力泵安裝在機架上、提升器的左側；為了發(fā)揮前輪的驅動作用， 在機架的前端加配重 480kg（每塊 48kg，共十塊） ，配重最大重量為 770kg；為了發(fā) 動機和液壓系統(tǒng)散熱，在發(fā)動機前方放置水箱（散熱面積為 35mm）和油散（散熱 面積 7mm） ，水箱安裝在機架上，油散安裝在水箱上；轉向油箱安裝在水箱上；其 它操縱、液壓等部件也都安裝在機架或操縱臺架上。 15 第三章 傳動部件設計 3.1 變速箱部件設計 3.1.1 變速箱設計要求 1. 十個前進檔，兩個倒退檔，各檔的傳動比須符合作業(yè)對速度和牽引力的要求。 2. 換擋方便，不允許出現(xiàn)同時掛兩個檔，自動脫檔和跳擋的現(xiàn)象。 3.1.2 變速箱設計初始數(shù)據(jù) 1）變速箱輸出扭矩為 75740N mm；? 2） 檔次 抵擋 高檔 Ⅰ 1.37 6.32 Ⅱ 1.69 7.76 Ⅲ 2.15 9.90 Ⅳ 3.52 16.20 Ⅴ 4.82 22.30 理論行駛速度 （公里/小時） 倒Ⅰ 1.03 4.74 3）發(fā)動機額定功率：4.103 kw; 4)發(fā)動機額定轉速：1500 r/min。 3.1.3 變速箱的設計步驟 （1）根據(jù)工作特點選擇變速箱的結構形式； （2）根據(jù)總體計算確定擋位數(shù)與各檔傳動比； （3）根據(jù)總體布置要求確定變速箱外形尺寸允許范圍； 16 （4）草擬變速箱的傳動方案； （5）確定變速箱的主要參數(shù)； （6）根據(jù)變速箱的傳動比選配齒輪，確定各檔齒輪的齒數(shù)； （7）進行齒輪，軸，軸承等零件的壽命計算或強度，剛度計算； （8）進行結構設計，繪制裝配圖和零件圖。 變速箱結構的選擇 選擇輸入軸，輸出軸，中間軸都在同一平面內的平面型組成式變速箱。 3.1.4 根據(jù)總體計算確定擋位數(shù)與各檔傳動比 由變速箱設計初始數(shù)據(jù)知擋位數(shù)為十個前進檔和兩個倒退檔；各檔傳動比為： 檔 次 計 算 式 傳 動 比 慢Ⅰ 296.89÷（53÷13×72÷14） 14.16 慢Ⅱ 241.29÷（53÷13×72÷14） 11.51 慢Ⅲ 189.96÷（53÷13×72÷14） 9.06 慢Ⅳ 115.54÷（53÷13×72÷14） 5.51 慢Ⅴ 84.41÷（53÷13×72÷14） 4.03 快Ⅰ 64.73÷（53÷13×72÷14） 3.09 快Ⅱ 52.31÷（53÷13×72÷14） 2.50 快Ⅲ 41.18÷（53÷13×72÷14） 1.96 快Ⅳ 25.05÷（53÷13×72÷14） 1.20 快Ⅴ 18.30÷（53÷13×72÷14） 0.87 倒Ⅰ 295.88÷（53÷13×72÷14） 14.12 倒Ⅱ 85.83÷（53÷13×72÷14） 4.09 17 3.1.5 根據(jù)總體布置要求確定變速箱外形尺寸允許范圍 中心距的確定 中心距是影響變速箱大小和重量的決定因素，應盡量縮小，但受齒輪強度，軸 承壽命以及由軸的尺寸所確定的齒輪最小直徑的限制。通常根據(jù)經(jīng)驗公式初選中心 距： Ａ＝ （mm) （3-1）AK3jM 式中 ——變速箱輸出軸計算扭矩 ;j ——中心系數(shù)。A 則 A= =34.9× =147.5 mm K3j374.5 3.1.6 草擬變速箱的傳動方案 根據(jù)檔數(shù)，速度變化范圍和各檔傳動比及總體布置的要求，選擇合理的結構方 案，繪制出傳動簡圖。 傳動簡圖如圖（3-1）所示。 （ 3-1） 18 3.1.7 變速箱主要參數(shù)的確定 1 齒輪模數(shù)的確定 在直徑，寬度一定時，齒輪的彎曲強度隨模數(shù)減小而降低，而接觸強度并不降 低，反而因齒數(shù)和重合度的增加而有所改善。所以在滿足彎曲強度的前提下應盡量 采用較小模數(shù)。本設計為使制造方便，采用一種模數(shù)，且 m=5。 2 齒輪壓力角的確定 我國和許多國家都把齒輪的標準壓力角規(guī)定為 ，因此變速箱普遍采用 壓?20?20 力角。取 = 。??0 3 齒寬的確定 齒寬 b= m。齒寬系數(shù) 一般取 4—6，平均可取 5。主要工作檔 取較大值。??? 變速箱內各齒輪的齒寬為： 齒輪 計算式 齒寬（mm) 常吻主動齒輪 b= m=8.6×5?43 常吻從動齒輪 b=m=4.4×5 22 二速主動齒輪 b= m=4.6×5?23 二速滑動齒輪 b= m=4.4×5 22 四速滑動齒輪 b= m=4.2×5?21 四速主動齒輪 b=m=4.2×5 21 五速主動齒輪 b= m=4.4×5?22 五速滑動齒輪 b= m=4.2×5 21 19 三速滑動齒輪 b= m=4.4×5?22 三速主動齒輪 b= m=4.4×5 22 一速主動齒輪 b= m=4.4×5?22 一速及倒速滑動齒輪 b= m=4.6×5 23 倒速主動齒輪 b= m=5.4×5?27 輸力傳動中間齒輪 b= m=4.0×5 20 倒速中間齒輪 b= m=6.4×5?32 4 相齒合齒輪的齒數(shù)和 ?Z =2 /m. (3-2)?ZoA 當算出的 太小而不能滿足速度變化比值的要求時，可增大 ,相應縮小模數(shù)?Z 或適當增大中心距。 =2 /m=2×147.5÷5=59?ZoA 3.1.8 選配齒輪 選配齒輪就是確定各檔齒輪的齒數(shù)。 （1）選定中心距。由之前的中心距計算知：Ａ=147.5mm. （2）確定常嚙合齒輪副與快Ⅰ檔換擋齒輪的傳動比 ， ，取 =2.11，則0i10i =3.09÷2.11=1.46。取常吻主動齒輪的齒數(shù)為 19，則常吻從動齒輪的齒數(shù)為1i 1.46×19=40.一速主動齒輪的齒數(shù)為:59÷(1+1.46)=24,一速及倒速滑動齒輪的齒數(shù)為： 59-24=35.以此類推，可得各齒輪的齒數(shù)見下表： 20 齒輪 常吻主動齒 輪 常吻從動齒 輪 二速主動齒 輪 二速滑動齒 輪 四速滑動齒 輪 齒數(shù) 20 39 27 32 31 齒輪 四速主動齒 輪 五速主動齒 輪 五速滑動齒 輪 三速滑動齒 輪 三速主動齒 輪 齒數(shù) 37 41 17 39 20 齒輪 一速主動齒 輪 一速及倒速 滑動齒輪 倒速主動齒 輪 輸力傳動中 間齒輪 倒速中間齒 輪 齒數(shù) 24 35 18 25 31 3.1.9 變速箱主要零件的計算 1 齒輪的計算 常吻主動齒輪的計算如下： (1)齒面接觸疲勞強度計算 齒面接觸疲勞強度計算公式： (3-3)ubdKTZEH21)(???? 式中 ——接觸應力；H? ——節(jié)點區(qū)域系數(shù)；Z ——材料系數(shù)；E ——重合度系數(shù)；? ——齒數(shù)比；u ——主動齒輪的分度圓直徑；1d ——齒寬；b ——載荷系數(shù)，且 =KK??VA 21 ——主動齒輪傳遞的名義轉矩，且1T =9.55× × (3-4)1601np ——主動齒輪傳遞的功率；1p ——主動齒輪的轉速。n 假定離合器的效率為 =0.98，滾動軸承效率為 =0.99，聯(lián)軸節(jié)的效率為1?2? =0.99.則傳遞到常吻主動齒輪的效率為： = =0.943? 31??9.0.9803? =4.103×0.94=3.86kw??p1 =1500r/minn1TmN??24571086.35.9 查設計手冊得 則,2.1,.,.1,. ???KKVA 376???KV 查設計手冊得 而.90,8.,5.2??ZZEH 則有1243,10??umbddKTEH21)(??? MPa2691.04332576.9.085. ??? 而許用接觸疲勞強度應力為： （3-5）NHPZSminl?? 式中 ——試驗齒輪的接觸疲勞強度極限比；limH? ——接觸強度計算的壽命系數(shù)；NZ ——接觸強度計算的最小安全系數(shù)。minHS 查設計手冊得： 則li?,150MPa?NZ,1?minHS,2. MPaP150.??? 22 HP?? 故兩齒輪的齒面接觸疲勞強度滿足條件。其它各對齒輪的齒面接觸疲勞強度類 似計算。 (2)齒根彎曲疲勞強度計算 齒根彎曲疲勞強度計算公式為： （3-6）???YmbdKTYsaFsaF102? 式中 ——彎曲應力；F? ——齒根危險截面的彎曲應力；0 ——應力校正系數(shù)；saY ——齒形系數(shù)；F ——重合度系數(shù)；? ——模數(shù)。m 由上面的齒面接觸疲勞強度計算可知： 又.2457,36.1mNTK?? 而 又查設計手