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I 摘 要 本文介紹了一種大棚蔬菜種植耕整地機械 小型溫室松土機的設計方案 對松土機的國內(nèi)外情況進行了分析和對比 重點進行了發(fā)動機的選擇 變速器 的設計 部分零件的設計 傳動路線的設計以及對滾齒軸的設計等 該機動力由發(fā)動機輸出經(jīng)皮帶傳動 傳給變速箱進行減速 二級傳動采用 鏈傳動 滾齒刀軸的設計采用三段式 中間為空心的圓管鋼 兩邊采用實心軸 可制出軸肩來安裝軸承和端蓋 裝有行走機構和限深鏟 耕后地表平整 能夠 解決以往小型旋耕機功率小 結構復雜 操作麻煩 耕深淺等問題 適合大棚 耕整地工藝的要求 關鍵字 松土機 傳動 滾齒軸 II Abstract In this paper the cultivator one of the important small agricultural machines is designed based on comparing and researching the developing situation of cultivator at home and abroad The design includes the choice of motor the choice of transmission the design of some parts and the design of the cultivator knife axis etc The plowing outgoing power is from engineering to the gearbox using belts after that be transferred to the arbor of rotate knife Between gearbox and the arbor of rotate knife adopt chains to transmit The design of arbor of rotate knife adopt three parts the middle part is hollow rolled steel two side parts is solid rolled steel may process Shoulder axis to lay on roller bearing and Cover The surface is neat after till the cultivator designed in the paper can overcome the problems of small power complex structure trouble operation low plowing depth etc It can meet the request of greenhouse Key words small electrical Rotary III 目 錄 摘 要 I Abstract II 目 錄 III 第 1 章 緒論 1 1 1 本課題研究的目的和意義 1 1 2 旋耕機的類型和架構 1 1 3 國內(nèi)外溫室松土機械的發(fā)展現(xiàn)狀及存在問題 3 1 3 1 國內(nèi)溫室松土機械的發(fā)展現(xiàn)狀 3 1 3 2 國外溫室松土機械的發(fā)展現(xiàn)狀 4 1 3 3 國內(nèi)外溫室松土機械存在的問題 5 1 4 松土機械的發(fā)展方向 6 1 5 溫室土壤的物理特性概述 7 1 6 溫室內(nèi)松土作業(yè)的主要作用 7 1 7 研究內(nèi)容和方法 7 第 2 章 整機總體設計 9 2 1 設計原則 9 2 2 松土機的組成 9 2 3 松土機主要參數(shù)的確定 10 2 4 松土機主要作業(yè)性能參數(shù)的設計 12 第 3 章 傳動系統(tǒng)的設計計算 14 3 1 傳動比分配 14 3 2 各軸的轉速 功率和轉矩 14 3 3 帶及帶輪的設計計算 15 3 4 鏈輪的設計計算 18 3 5 齒輪的設計 20 3 6 軸的設計 24 3 7 其余部件的設計 28 結 論 32 致 謝 33 參考文獻 34 1 1 緒論 1 1 本課題研究的目的和意義 發(fā)展現(xiàn)代化農(nóng)業(yè)是十一五期間社會主義新農(nóng)村建設的重要內(nèi)容 溫室大棚的擴大 與發(fā)展 加快了現(xiàn)代農(nóng)業(yè)的發(fā)展進程 但我國設施農(nóng)業(yè)起步較晚 發(fā)展緩慢 尤其是 機械化作業(yè)水平低下 大多數(shù)作業(yè)仍為傳統(tǒng)的手工勞動 強度大 質(zhì)量差 效率低 與發(fā)達國家相比 存在很大差距 如人均管理面積僅相當于荷蘭的1 4 平均單產(chǎn)僅為 荷蘭的1 3 1 4 溫室與大田作業(yè)又存在不同之處 棚室高度較低 大田機具無法正常 作業(yè) 而且資料表明 溫室大棚內(nèi) 土壤一般耕作層厚度為15 25cm 蔬菜根系的 80 90 分布其中 耕層土壤的容積密度為1 10 1 13g m 5 0 25mm水穩(wěn)性團聚 體為13 7 55 5 并有隨著種植年限加長而增加的趨勢 土壤粘性較大 然而目前 的設施農(nóng)業(yè)耕作機械在粘性較大的土壤中 碎土能力降低 土壤阻力增大 功耗增加 并且一般采用柴油機和汽油機作為動力 對溫室的環(huán)境造成污染 所以要推進設施農(nóng) 業(yè)快速發(fā)展 首要的是發(fā)展相適應的設施農(nóng)業(yè)機械 針對以上情況 開展了溫室土壤耕作機具的研究 進一步減小機具尺寸 適宜在 棚室內(nèi)作業(yè) 對工作部件進行改進 提高松土性能 充分利用電力資源 盡可能地減 輕機器作業(yè)時對環(huán)境的污染 對于發(fā)展經(jīng)濟 高效和環(huán)保的設施農(nóng)業(yè)具有重要的現(xiàn)實 意義 1 2 旋耕機的類型和架構 1 旋耕機的類型 旋耕機有多種不同的分類方法 按刀軸的位置可分為臥式 立式和斜置式 目前 臥式旋耕機的使用較為普遍 2 傳動形式 旋耕機傳動形式有中間傳動和側邊傳動 2 種 中間傳動系統(tǒng)由萬向節(jié)傳動軸和中 間傳動箱組成 側邊傳動系統(tǒng)由萬向節(jié)傳動軸 中間傳動箱和側邊傳動箱組成 側邊 傳動又有齒輪傳動和鏈輪傳動 2 種 側邊傳動箱采用鏈傳動時 加工要求較低 不但 可靠性較差 而且使用壽命短 鏈條斷后會增加維修費用 當采用中間傳動時 傳動 箱的下部會造成漏耕 影響作業(yè)質(zhì)量 為了解決這個問題 在傳動箱的下部固定了一 個松土鏟 即小型鏵式犁 或者在傳動箱的旁邊裝 2 把特殊的彎刀 為了適應不同的 2 土壤條件及拖拉機動力輸出軸轉速 有的旋耕機的傳動箱配有速比不同的齒輪 以得 到不同的刀輥轉速 3 旋耕機與拖拉機的掛接 旋耕機與拖拉機的掛接有三點懸掛 直接聯(lián)接和牽引 3 種形式 我國目前采用前 2 種聯(lián)接方式 三點懸掛式旋耕機的懸掛及升降與鏵式犁相同 由拖拉機動力輸出軸驅(qū) 動 通過萬向節(jié)傳動軸 經(jīng)傳動箱減速后帶動刀軸工作 直接聯(lián)接式旋耕機主要用于 與手扶拖拉機配套 一般是將手扶拖拉機的變速箱后蓋取下來 然后將旋耕機減速箱 和拖拉機變速箱用螺栓聯(lián)接在一起 動力由拖拉機變速箱里的齒輪直接傳給旋耕機的 齒輪 以驅(qū)動旋耕機運轉 4 刀輥轉向及轉速 臥式旋耕機刀輥的轉向有正轉和反轉 2 種 目前 使用較多的是正轉旋耕機 正 轉時刀片強制切碎土塊 并將土塊向后拋擲 土塊與機罩及拖板相撞后 進一步破碎 碎土充分 但功耗較大 在耕深增加時 影響耕深的穩(wěn)定性 刀輥反轉則有利于降低 切土能耗和提高碎土效果 覆蓋埋青能力強 但易導致已耕土塊堆積 造成刀輥的重 復切削 增大了不必要的負荷和功耗 反轉旋耕機作業(yè)時 罩殼黏土比較嚴重 在土 壤濕度較大的情況下 不宜采用反轉旋耕機 刀輥轉速對旋耕機組的功耗影響較大 較理想的配置是低的刀輥轉速和較高的前進速度 一般情況下 刀輥轉速為 180 260r min 目前 刀輥轉速有降低的趨勢 5 切土節(jié)距 同一縱向平面內(nèi)切土的旋耕刀 在其相繼切土的時間間隔內(nèi) 機組前進的距離稱 為切土節(jié)距 切土節(jié)距對碎土程度有較大的影響 一般為達到良好的碎土效果 可增 加刀輥在一周內(nèi)的刀片數(shù)量或增加旋耕速比 即降低機組前進速度 目前 在中等黏 度的麥田地 切土節(jié)距為 10cm 6 刀片及配置 刀片有鑿型刀 直角型刀 又稱 型刀或?qū)挼?和彎刀 3 種形式 鑿型刀正面有 鑿型刃口 入土能力強 但易纏草 一般適用于墾荒地和較疏松的田地 直角型刀的 刃口由側切刃和正切刃組成 切削方式和鑿型刀相似 也易纏草 但刀身寬 剛性好 適合在土質(zhì)較硬的干旱地上作業(yè) 彎刀的刃口由曲線構成 包括側切刃和正切刃 2 個 部分 可輕松地將草莖切斷 且不易纏草 適合在多草的田里作業(yè) 是一種水旱通用 的刀型 彎刀在刀軸上的排列是影響旋耕機耕作質(zhì)量及功率消耗的重要因素之一 在 3 安裝時可根據(jù)不同的農(nóng)藝要求配置 彎刀的排列一般應滿足下列要求 刀片盡量工作 在少側向約束條件下 并均勻入土 以減小對刀軸軸承的側壓力 減少旋耕刀對旋耕 機重心的轉距 保證機器工作時的直線性 減少功耗 相鄰刀片間沿圓周方向的間距 應盡可能大 以防止刀間壅土 彎刀的安裝方法主要有 3 種 內(nèi)裝法 所有左 右刀片都朝向刀軸中間 采用這種裝法的旋耕機耕地后 地面 中間高 成壟 刀軸受力均勻 適于做畦前的耕作 外裝法 除左 右兩端刀片朝向刀軸中間外 其余左刀片裝在刀軸的左側 右刀 片裝在刀軸的右側 這種裝法使刀軸受力均勻 耕后地面中間形成一個溝 適用于拆 畦或旋耕開溝作業(yè) 交錯法 左右刀片在刀軸上交錯對稱安裝 耕后地面平整 適于犁耕后耙田或旋 耕滅茬耕地 其排列方式有多頭螺旋線 人字形等型式 7 機組前進速度的選擇 機組前進速度選擇的原則是達到碎土要求 地表平整 既要保證耕作質(zhì)量 又要 充分發(fā)揮拖拉機的功率 一般情況下前進速度 2 5km h 在堅實度較大的土地上耕作時 可選用較低的前進速度 8 作業(yè)幅寬 為控制功耗急劇增加 應適當壓縮耕幅 但為了消除拖機輪轍 使耕后地表平整 在土壤比阻較小的情況下 可采用拖拉機與旋耕機正配置 使耕幅大于拖拉機后輪外 緣 10cm 以上 在土壤比阻較大的情況下 可采用拖拉機與旋耕機側配置 在南方水田 一般土壤條件下耕深 12 16cm 刀軸轉速 180 220r min 前進速度 2 5km h 1 3 國內(nèi)外溫室松土機械的發(fā)展現(xiàn)狀及存在問題 1 3 1 國內(nèi)溫室松土機械的研究現(xiàn)狀 目前 在國內(nèi)成型的旋耕機械產(chǎn)品中 以臥式旋耕機為主流 該種旋耕機對土壤 適應性強 混土效果好 一次性作業(yè)可達到翻土 碎土和平整地表的要求 但一般耕 深較淺 漏耕嚴重 工作部件易纏草堵泥且作業(yè)時消耗功率較大 為此 近幾年推出 了立式和斜置式旋耕機 立式旋耕機主要適用于滅茬作業(yè) 斜置式旋耕機是一種綜合 了犁耕與旋耕的特點 功耗低 耕作質(zhì)量好的新型耕作機具 在臥式旋耕機中 按旋 耕機切刀軸與拖拉機輪子的轉向可分為正轉和反轉兩種 旋耕機切刀軸與拖拉機輪子 轉向一致的為正轉旋耕機 反之為反轉旋耕機 反轉旋耕機是在正轉旋耕機的基礎上 4 提出的 后來又推出了潛土反轉旋耕機和正反轉旋耕機 反轉旋耕機可作為大中型聯(lián) 合收割機的主要配套機具 能形成土壤埋茬 有利于秸稈還田 實現(xiàn)增加土壤有機質(zhì) 的目的 潛土反轉旋耕機可加大深耕 還可有效地解決刀軸前方壅土問題 正反轉旋 耕機通過傳動機構和工作部件的結合 能使切刀軸正反轉 同時完成滅茬和旋耕作業(yè) 實現(xiàn)一機多用 旋耕機入土深度一般小于旋耕部件半徑的10 20 考慮到旋耕部件 半徑大小所需的相適應的單位能耗 應使旋耕機刀軸距地面較底 有的設計則依據(jù)旋 耕部件與耕深的相對關系 把中央調(diào)速器直接安裝在旋耕部件的軸上 這樣可保證農(nóng) 具的最小能耗 最小的材料消耗和較好的工作質(zhì)量 旋耕機刀刃口曲線大多采用阿基 米德曲線 另外等角對數(shù)曲線 正弦指數(shù)曲線等也有所應用 近幾年 我國學者提出 了多種刃口曲線 如節(jié)能型刃口曲線設計 平面型和曲面型正切面的設計 放射螺線 作為生成過渡面的曲導線設計等 近些年來 為適應當前生產(chǎn)需要 還開發(fā)出 1 25 2 80m幅寬多種型號的旋耕機 如南昌旋耕機廠生產(chǎn)的 1GN系列和1G 系列多種型 號的旋耕機 江蘇省連云港旋耕機集團公司生產(chǎn)的1GE2210型旋耕機和1GQN250S型旋 耕機 目前我國使用的聯(lián)合作業(yè)機型有1GHL280型松旋起壟機 1GSZ210 280型組合式 旋耕多用機 1GZJ210型旋耕滅茬聯(lián)合整地機 1GLT4型松旋滅茬起壟通用機及 1GQH280D型滅茬旋耕多用機等 隨著設施農(nóng)業(yè)的發(fā)展 我國加緊引進和開發(fā)適于溫室內(nèi)作業(yè)的小型機具 許多地 區(qū)由大專院校 科研院所和工廠相結合 研制開發(fā)了多種小型自走式旋耕機 以滿足 棚室耕整地作業(yè)的需要 廣西柳州生產(chǎn)的藍天牌DN多功能微型耕作機 配套動力為4 4kw柴油機 整機重 不足100kg 通用于平原 水田 果園 棚室等旋耕作業(yè) 配有三刀式 四刀式 五角 滾筒式三種旋耕器 作業(yè)效果較好 該機也可配上相應機具進行噴霧作業(yè) 江蘇生產(chǎn)的ZL 1G2 3微型耕整機 犁鏵前置 采用單履帶行走 附著性能好 適 于旱地 水田 大棚 果園 菜田等作業(yè) 配套動力2kw 金牛大興萬能管理機 由沈陽金?？倧S從韓國引進開發(fā)的新產(chǎn)品 以四沖程單缸 汽油機為動力 最大功率為5 52kw 一臺主機可與深旋耕機 犁 開溝機 覆土機 鋪膜機 根莖收獲機等20多種農(nóng)機具配套 扶手可旋轉360度 便于在溫室內(nèi)作業(yè) 1 3 2 國外溫室松土機械的研究現(xiàn)狀 國外如荷蘭 以色列 日本 美國等國家 溫室內(nèi)作業(yè)機具的研究 開發(fā) 推廣 5 和應用居領先地位 許多作業(yè)項目 如耕整地 播種 中耕和除草都已實現(xiàn)了機械化 并且許多機械對于旋耕 犁耕 開溝 作畦 起壟 中耕 培土 鋪膜 打孔 播種 灌溉 施肥等作業(yè)項目 能夠?qū)崿F(xiàn)多項聯(lián)合作業(yè) 美國吉爾森公司生產(chǎn)的自走式旋耕機 其主要特點是由旋耕刀片取代行走輪 刀 盤直徑為35 5cm 耕幅為30 4 66cm 傳動形式分鏈傳動和蝸輪蝸桿傳動兩種 功率為 3 68kw左右 適于菜園和溫室作業(yè) 換上行走輪可配帶其他農(nóng)具 進行犁地 除草等 作業(yè) 意大利M B公司生產(chǎn)一種單驅(qū)動軸旋耕機 動力為 3 3kW的汽油機 質(zhì)量為40kg 適用于菜園和花圃的旋耕 培土聯(lián)合作業(yè) 該公司還生產(chǎn)5 89 7 36kw的多用自走底盤 除了完成田間旋耕作業(yè)以外 還可以完成犁耕 運輸 噴霧等作業(yè) 日本 韓國等國家的小型耕耘機 多以2 2 8kw的汽油機為動力 為了減少對棚 室內(nèi)的空氣污染 近幾年 也出現(xiàn)了用電動機作動力的小型自走式旋耕機 1 3 3 我國松土機械存在的問題 1 缺少與大功率拖拉機配套的旋耕機 我國現(xiàn)有旋耕機產(chǎn)品雖然在理論上實現(xiàn)了與58 8 73 5kW拖拉機相配套 但實際 上因受傳動系統(tǒng)強度 結構形式等因素的限制 還存在著一些問題 在合理配套的范 圍內(nèi)僅可與48kW 以下的拖拉機相配套 而國外與旋耕機配套的拖拉機功率在 58 8 73 6kW 2 作業(yè)性能滿足不了當今農(nóng)藝要求 目前 我國現(xiàn)有的旋耕機作業(yè)深度一般在12 18cm 旋耕旱田在12 16cm 旋耕水 田在14 18cm 滿足不了當今農(nóng)藝深耕 深松的要求 為了改善深層土壤透氣性 滿 足栽培薯類 根莖類作物需要深耕的農(nóng)藝要求 國外提出了全幅深耕的耕作制度 同 時也開發(fā)出了全幅深旋耕機和間隔窄幅深旋耕機 耕深為30 60cm 最大耕深為 90 120cm 為了降低旋耕機的單位能耗 國外采用了改進部件的幾何參數(shù) 選用符合旋耕工 作部件作業(yè)的運動參數(shù)等方法來優(yōu)化設計 以達到降低能耗的目的 此外 在滿足農(nóng) 藝要求的前提下 還采用了分層作業(yè)的方法和將旋耕機松土部件設計成上強下弱的方 式也是降低能耗 提高旋耕機工作效率的有效途徑 3 其它方面的問題 由于設計 材質(zhì)及生產(chǎn)工藝等方面的原因 國產(chǎn)的旋耕機械在作業(yè)時易發(fā)生十字 6 萬向傳動軸損壞 拖拉機動力輸出軸容易損壞 整機作業(yè)性能不穩(wěn)定和易纏草堵泥等 問題 這些都有待于今后在設計和制造過程中去解決 雖然國外溫室農(nóng)業(yè)機械作業(yè)功能比較齊全 可靠性高 但是進口機型價格高 一 般要在5000元以上 而且維修服務不方便 我國現(xiàn)有產(chǎn)品的機型不多 應用不普遍 多為借用現(xiàn)有的露地用小型耕作機械 近幾年 針對溫室 大棚等特殊耕作環(huán)境 國內(nèi)研制生產(chǎn)了一些小型耕作機械 但是 產(chǎn)品大多存在以下問題 1 外型尺寸及重量大 操作不靈便 特別是從露地直接轉移到大棚內(nèi)的機械 在 設施內(nèi)轉向和轉移都十分困難 而且邊角地帶無法工作 漏耕嚴重 2 生產(chǎn)率低 適應性較差 當土壤含水率較高 超過20 以上 時 其碎土性能變 差 能耗增加 3 作業(yè)性能 可靠性 耐久性等方面還存在一些不足 1 4 松土機械的發(fā)展方向 1 向?qū)挿?高速型旋耕機發(fā)展 隨著水稻集約化 規(guī)?；a(chǎn)的發(fā)展 水田耕整地用寬幅高速型旋耕機將成為發(fā) 展方向 水田土壤含水率高 抗剪切 抗壓強度低 附著力 外摩擦力也接近為零 切 土部件與土壤之間存在著一層潤滑水膜 因此 為充分提高作業(yè)效率 需要工作幅寬大 3m以上 作業(yè)效率高的旋耕機 2 向聯(lián)合作業(yè)機組方向發(fā)展 大中型拖拉機具有強勁的動力輸出系統(tǒng) 牽引力和懸掛能力 為配套旱田聯(lián)合耕 作機械提供了條件 旋耕機作為驅(qū)動型耕作機具 易于通過更換或附加工作部件 可 完成滅茬 深松 碎土 做畦 起壟 開溝 精量或半精量播種 深施化肥 鋪膜 鎮(zhèn)壓和噴藥等聯(lián)合作業(yè) 可大幅度提高生產(chǎn)效率 降低作業(yè)成本 國外發(fā)達國家已推 廣使用了以作業(yè)工序排列組合 以旋耕機為主體的聯(lián)合作業(yè)機組 如加拿大的萬能旋 耕機 日本的聯(lián)合耕耙犁和旋耕播種機等 3 全幅深旋耕機已起步 為了增厚土壤熟化層 改善深層土壤透氣性 增大持水能力 為栽培薯類 根莖 類作物需要深耕的農(nóng)藝要求 近年來國外已開發(fā)出了全幅深旋耕機和間隔窄幅深旋耕 機 加大旋耕深度的主要難點是拖拉機動力不足 機組功率不平衡 而具有雙速獨立 7 動力輸出軸的大功率拖拉機 可以全功率輸出 同時具有多個慢速擋以及爬行擋 這 也為配套全幅深旋耕機提供了良好的條件 4 向可持續(xù)發(fā)展戰(zhàn)略型發(fā)展 降低污染和資源重用已成為當前農(nóng)業(yè)機械化設計的最終目的 能完成秸稈還田作 業(yè)的反轉滅茬旋耕機等新的機型將成為今后旋耕機械重要的研究方向 另外 隨著現(xiàn) 代科學技術的迅速發(fā)展 一些新技術也將在旋耕機上得到廣泛應用 如信號系統(tǒng)等 5 小型旋耕機需求量有所增加 隨著我國溫室技術的發(fā)展 農(nóng)村大棚耕作面積日益增大 由于市場的需求 小型 適合于大棚內(nèi)作業(yè)的旋耕機械已成為目前研究的新重點 1 5 溫室土壤的物理特性概述 溫室內(nèi)的土壤由于復種指數(shù)高 施肥 灌溉 耕作的頻率超過一般農(nóng)田土 并且 有機質(zhì)含量高 所以其土壤容積密度較低 大約為1 10 1 13g cm 土壤的總孔隙度較 高 但非毛管空隙度較低 土壤孔隙度的改善有利于加速有機質(zhì)的分解 同時增加了 土壤的蓄水能力 有關研究資料表明 溫室土壤中 0 2505mm的水穩(wěn)性團聚體可達到 13 7 55 5 為大田土壤的3 2 11 1倍 土壤粘性較大 并有隨著種植年限加長有 增加的趨勢 針對溫室土壤相對疏松濕潤的特點 通常宜采取松土作業(yè)而減少耕翻和旋耕 以 保護土壤結構和大量的微生物 對于蔬菜種植 由于根系主要分布于10 15cm的土層內(nèi) 耕作層的厚度可適當減小 1 6 溫室內(nèi)松土作業(yè)的主要作用 松土是一項基礎性作業(yè) 要求在不粉碎土壤 不亂土層的前提下 主要起到以下 作用 1 使土壤疏松 保持較高的通氣性和表層地溫 2 調(diào)節(jié)土壤水分 切斷土壤中毛細管 減少水分蒸發(fā) 起保墑防旱作用 土壤濕 度過大時 可加速表層土壤水分的蒸發(fā) 達到晾墑的目的 3 改善土壤物理性狀 增加好氣性微生物活動 加速土壤營養(yǎng)物質(zhì)的分解 提高 土壤肥力 有利于作物根系生長發(fā)育 1 7 研究內(nèi)容和方法 根據(jù)目前我國溫室耕耘機械的研究現(xiàn)狀和存在問題以及溫室土壤的物理特開發(fā)研 8 究適宜于棚室內(nèi)作業(yè) 能提高松土性能 并充分利用電力資源減輕機器作業(yè)時對環(huán)境 污染的機具 因此 研制了滾齒式溫室電動松土機 該機機型小 操作簡便 克服了不適應棚室作業(yè)空間狹小的弊端 能夠保持上下 土層不亂 碎土能力強 由電動機帶動滾齒軸工作 無污染 一定程度上代替了人力 減輕了勞動強度 提高了生產(chǎn)效率 對發(fā)展高效 環(huán)保的設施農(nóng)業(yè)具有重要的現(xiàn)實意 義 9 2 整機總體方案設計 2 1 設計原則 溫室大棚生產(chǎn)耕作困難 勞動強度大 效率低 成本高 需要一種機械 可以滿 足溫室大棚的空間小 障礙物多 邊角地帶無法耕耘等問題 研制一種體積小 重量 輕 操作方便 不排放有害氣體 噪聲低 使用安全可靠 推動方便 操作搬運高效 節(jié)能 無污染的小型松土機 對于松土機的總體設計 要遵循的設計原則如下 1 首先滿足農(nóng)藝要求并適應溫室大棚內(nèi)的空間限制 具有良好的轉向性和操作靈 活性 2 吸收國內(nèi)外設施農(nóng)業(yè)作業(yè)機械的新技術 采用新原理 新結構 新工藝 做到 設計合理 使用可靠 優(yōu)質(zhì)高效 并能降低能源消耗 3 零部件的通用化 標準化程度高 4 整機結構簡單 操作簡便 質(zhì)量輕 機動性好 2 2 松土機的組成 234615 圖 1 松土機整體結構示意 1 機架 2 減速器 3 電動機 4 轉向操縱機構 5 支撐輪 6 滾齒軸 10 如圖1所示 松土機主要由電動機 減速器 滾齒軸和操縱機構等組成 其主要特 征是利用 旋耕自走 原理 將電動機傳出的動力通過減速器傳給鏈輪 由鏈輪帶動滾 齒軸上的鏈輪將動力傳到滾齒軸 實現(xiàn)松土作業(yè) 為了簡化整機結構 機具仍不自走 需要人力推動和控制方向 實現(xiàn)機組向前移動 工作時 利用固定在滾齒軸上的釘齒 來切割 破碎土壤進行耕耘作業(yè) 能夠保持上下土層不亂 碎土能力強 地表平整 作業(yè)時 調(diào)整機架高度 可達到要求耕深 滿足不同的生產(chǎn)要求 為使結構緊湊 采用整體式機架 電動機與減速器安裝在機架上面 傳動變速機 構固定在機架下面 工作部件安裝在機架底部 為減小松土機長度使松土部件盡可能 地后移 轉向操縱桿與前輪軸聯(lián)接 可實現(xiàn)松土機的轉向 在工作軸安裝離合器 實 現(xiàn)動力的傳遞和分離 2 3 松土機主要參數(shù)的確定 松土機的參數(shù)主要包括滾齒速度 前進速度 軸的轉速 節(jié)距和速比等 1 滾齒運動軌跡 如圖 2 所示 松土機工作時 滾齒一面旋轉 一面前進 滾齒 的絕對運動是滾齒軸旋轉和機組前進兩種運動的合成 其運動軌跡是擺線 以滾齒軸 旋轉中心 O 為原點建立坐標系 軸正向和機組前進方向一致 軸正向垂直向下 xy 設松土機前進速度為 刀軸旋轉角速度為 滾齒上任意一點 的回轉半徑為 開mv BBR 始時滾齒端點位于前方水平位置與 軸正向重合 則滾齒刀刃上任意一點 的運動方 程為 cosBmxRtv sinByRt 圖 2 滾齒運動軌跡 2 滾齒速度 11 滾齒上任意一點在旋轉1周的過程中所經(jīng)各處的速度是不同的 將上述方程對時間 求導 即得到 點在 軸和 軸方向的分速度和絕對速度 Bxy sinxmvRt cosBvRt 2222csBxBymmBvvt 3 前進速度 m 機組前進速度是影響生產(chǎn)率高低的主要因素之一 據(jù)有關資料介紹 拋土功率隨 前進速度的增加按三階函數(shù)遞增 因此 為減小功耗 在保證作業(yè)質(zhì)量的前提下 機 組前進速度應取得低些 選定機組前進速度 小于旋1 2 0 3 mvkhms 耕機常用的機組前進速度 0 5 8 s 4 軸轉速 n 切土量一定時 切土轉速越大 功耗愈大 因滾齒軸轉速增大 則受到的土壤水 平阻力增大 由于阻力與速度的平方成正比 故松土功耗與滾齒軸轉速近似呈二次方 函數(shù)關系 旋耕機的轉速通常取 因此選定滾齒軸轉速 190 28 minr 20 minr 5 節(jié)距 S 滾齒軸轉動一周松土機前進的距離稱為節(jié)距 用 S 表示 可用下式計算 60mvn 式中 機組前進速度 滾齒軸轉速 6 速比 Pmv 對于旋耕機 為旋耕刀端點的圓周線速度 與機組前進速度 的比值 稱為Pvmv 旋耕速比 用于松土機即為松土速比 值不同 旋耕刀片在土壤中的運動軌跡和所 切土堡的形狀即不同 如圖3所示 12 圖 3 不同 值的旋耕刀運動軌跡 S 切土節(jié)距 cm R 刀輥軸半徑 mm 機組前進速度 m s H 耕深 cm 溝底凸起高度 cm mv 1a 在耕深相同的情況下 隨著旋耕速比 的增加 切土節(jié)距 S 減小 溝底不平度減 小 而功耗增加 目前常用的速度比 考慮到松土機自身的結構特點 4 0 選定 6 已知 故滾齒端點最大圓周線速度為 0 3 mvs6 1 98 P ms 2 4 松土機主要作業(yè)性能參數(shù)的設計 1 深度H 根據(jù)農(nóng)藝要求 溫室的土壤耕作深度一般為 選定松土機平均松土深10 5cm 度為 這樣可以在滿足農(nóng)藝要求的前提下 使釘齒長度不致過長 12cm 2 幅寬B 為了便于小空間作業(yè) 松土幅寬B不宜過大 根據(jù)已有機具的幅寬和松土機的結構 確定松土幅寬 40 3 生產(chǎn)率 已知松土幅寬 機組前進速度 則理論生產(chǎn)率Wm1 2 mvkh 可用下式計算 20 4120 10 48 mWBv 4 功率消耗的計算 a 松土功率的消耗計算 松土功率消耗可用旋耕機功耗公式來計算 即 0 1 mNkHvBkw 13 式中 機具工作時土壤比阻 可由公 進行估k 2 Ncm1234gkk 算 為平均土壤比阻 為耕深修正系數(shù) 為土壤含水率修正系數(shù) 為殘g 1k2k 茬植被修正系數(shù) 為作業(yè)方式修正系數(shù) H 松土深度 cm 機具前進速4 mv 度 m s B 松土幅寬 m 根據(jù)溫室大棚內(nèi)的作業(yè)條件 經(jīng)查表確定 215 gkNc 1 k 故 20 95k 31 2k 40 95k 27 8 cm 已知松土深度 機組前進速度 松土幅寬Hcm0 3 vs 則0 4Bm 0 17 812 428Nkw b 機組行駛的功率消耗計算 設機組在行駛過程中受到的土壤阻力為F 機組前進速度為 則克服土壤阻力mv 消耗的功率為 又 mFv sfGfmg 式中 f 阻力系數(shù) 松土機重力 松土機整機重量 重力加速度 s g 初步估算松土機的質(zhì)量 取 代入式中得 105kg 0 3f 0 3159 83 7FN 已知 則松土機克服滾動阻力消耗的功率為 mvs 7 10 0 19Nwk 因此 松土機消耗的總功率 2 830 192 3kw 總 5 電動機功率的確定 考慮到功率儲備 并且傳遞過程中有功率損失 電動機的額定功率應該大于松土 機消耗的總功率 故選用 型電動機 其額定功率為 額定轉速為124YM 4k 該電動機啟動轉矩較大 1 8 2 5倍額定轉矩 啟動電流較大 過載140 minr 能力稍弱 但負載時的功率因數(shù)較高 節(jié)電效果顯著 14 3 傳動系統(tǒng)的設計計算 3 1 傳動比分配 根據(jù)電動機的滿載轉速 和旋耕刀軸的轉速 140 minnr 20 minwnr 傳動裝置的總傳動比為7 2 總傳動比為各級傳動比 的乘積 根據(jù)傳動比的分123i 配原則及各種傳動的性能 分配傳動比 帶傳動具有結構簡單 傳動平穩(wěn) 造價低廉 以及緩沖吸震等特點 因此 一般 在一級傳動中采用 而齒輪傳動無彈性滑動和打滑現(xiàn)象 因而能保持準確12 4i 的傳動比 傳動效率高 軸上徑向壓力較小 結構較為緊湊 二級傳動采用變速箱 側邊傳動采用鏈傳動 可以沒有傳動比 起到傳動功能 2 97i 3 2 各軸的轉速 功率和轉矩 3 2 1 計算各軸的轉速 傳動裝置中各軸的轉速為 軸轉速 I014 minnr 變速箱輸入轉速 0140 2 60 minI r 變速箱輸出轉速和 軸轉速 2 970 inIIi r 3 2 2 計算各軸的輸入功率 電動機的計算功率一般可依據(jù)電動機所需實際功率 作為計算依據(jù) 則其他各軸dP 輸入功率為 軸輸出功率 I 104 853 2IPkw 變速箱輸入功率 2096 1II 變速箱輸出功率 2 8II k外外 軸輸入功率 I 3183 IIPw 15 軸輸出功率 I 3 06983IIPkw 外 外 3 2 3 計算各軸轉矩 軸轉矩 I 95 42 12 68ITNm 變速箱輸入轉矩 0390473I 變速箱輸出轉矩 8 I 出 軸輸入轉矩 I 956218ITNm 軸輸出轉矩 03 30 I 出 功率 轉矩和轉速如表3 1 表 3 1 各軸受力表 功率 P KW 轉矩 T N m 效率 軸號 輸入 輸出 輸入 輸出 轉速 n r min 傳動比 i I 軸 3 42 22 68 1440 2 4 0 95 變速箱軸 3 21 3 18 47 38 46 36 600 III 軸 3 06 3 132 83 130 23 200 2 97 0 96 3 3 帶及帶輪的設計計算 3 3 1 皮帶設計 3 3 1 1 確定計算功率 CAP 查 機械設計 課本 得功率計算公式 CAPK 式中 計算功率 單位為 kw 傳遞的額定功率 單位為 kw 工作情況系數(shù)AK 16 根據(jù)表機械設計表 8 6 取 1 2AK 36CAPkw 3 3 1 2 選擇帶型 根據(jù)計算功率 和小帶輪轉速 查 機械設計 課本 由圖 8 9 選定帶型 選CA1n 擇 SPZ 型 V 帶 3 3 1 3 確定帶輪的基準直徑 和1d2 1 初選小帶輪的基準直徑 根據(jù) v 帶截型參考 機械設計 課本表 8 3 及表 8 7 選 170dm 2 驗算帶的速度 v 查 機械設計 課本 根據(jù)機械設計式 8 13 111 3 47015 27 606pddnv ms 計算從動輪的基準直徑 由 并按 V 帶輪的基準直徑系列表 8 2d12ddi 7 加以圓整取 2 47054d m 3 確定中心距 a 和帶的基準長度 dL 查 機械設計 課本 根據(jù)傳動的結構的需要初定中心距 由 0a 120120 7 d da 54754 取 0m 取定后 根據(jù)傳動的幾何關系 計算所需帶傳動的基準長度 0a dL2 210120 3 14 15470 2 0 7 6942dddL ma 查 機械設計 課本 由表 8 2 中選取和 相近的 V 帶的基準長度 dLdL 17 取 再根據(jù) 來計算實際中心距 80dLm dL 0807692215 da m 4 驗算主動輪上的包角 1 查 機械設計 課本 根據(jù)式 8 6 及對包角要求應保證 211 54708057 8 1572021 oo ooda 5 確定帶的根數(shù) z 查 機械設計 課本 根據(jù)式 8 22 0 caLPzK 包角系數(shù) 查 機械設計 表 8 8 0 92 K 長度系數(shù) 查 機械設計 表 8 2 0 94 L L 單根 V 帶的基本額定功率 查 機械設計 表 8 5c 2 61 0P 0P 計入傳動比的影響時 單根 V 帶額定功率的增量 其值見 機械設計 表 8 5b 0 56 0 取 z 2 3 61 3 2 15 920 4z 6 確定帶的預緊力 F 查 機械設計 課本 考慮離心力的不利影響 并考慮包角對所需預緊力的影 響 根據(jù)式 8 23 單根 V 帶 所需的預緊力為 20 5 1 caPFqvzvK 查機械設計表 8 4 得出 則0 7 kgm 203 6 55 93 279N 7 計算帶傳動作用在軸上的力 壓軸力 pF 如果不考慮帶的兩邊的拉力差 則壓軸力可以近似的按帶的兩邊的預緊力 的合0F 力來計算 即 18 110002coszcs2zsinpFzFF 16 923in5N 帶的根數(shù) z 單根帶的預緊力 0F 主動輪上的包角 1 圖 3 1 帶傳動作用在軸上的力 3 3 2 帶輪設計 V 帶輪的設計要求質(zhì)量小 結構工藝性好 無過大的鑄造內(nèi)應力 質(zhì)量分布均勻 輪槽加工表面要精細加工 以減小帶的磨損 帶輪的材料主要采用鑄鐵 牌號為 HT200 小帶輪因為直徑比較小所以采用實心式 大帶輪的直徑比較大 所以采用孔板 式 3 4 鏈輪的設計計算 1 根據(jù)實際 鏈條速度在 1 2m s 之間 鏈輪的轉速為 200r min 設計步驟如下 選用單排套筒滾子鏈 根據(jù) 機械設計師手冊 第二版 其設計步驟如下 1 根據(jù)設計要求主動鏈輪和從動鏈輪大小相同 因此 12z 2 計算功率 dP 查 機械設計 課本 由表 9 9 查得 工作系數(shù) 1AK 由表 9 10 查得 鏈輪齒數(shù)系數(shù) 345z 19 3 06dPkw 所以 AdZMK13 062 754kw 定鏈條的節(jié)距 p 根據(jù)鏈輪轉速 及功率 由圖 9 13 選取的鏈條號為 10A 0 minr03 6Pk 鏈節(jié)距 15 87 3 確定鏈長 L 根據(jù)鏈輪的速度計算鏈輪分度圓直徑 鏈長為15 8706 10sinsi2pdmz 21760 568 Lm 4 確定鏈條鏈節(jié)數(shù) pL 由 計算鏈節(jié)數(shù)可得 節(jié) 取為 43 節(jié) 0 681pP43 25pL 5 中心距的計算 121221 8 4ppzzzaLL 225 87 3 43 174 625mm a 實際中心距取為 175mm 6 計算鏈速 1 0nzpvms 1 11m s 滿足鏈速在 1 2m s 之間 合適 7 查 機械設計 課本 由表 9 4 得鏈輪輪轂孔 max70kd 8 計算作用在軸上的壓軸力 pFPeK 有效圓周力為 1023eFNv 由于鏈傳動為傾斜配置 安裝傾角為 45 20 查表取 1 5FPK 所以 210348 56peN 根據(jù)上述要求 選擇的滾子鏈的型號為 1 316 GB 1243 1997A10 鏈條其結構詳圖如下 圖 3 2 輸送鏈條結構圖 3 5 齒輪的設計 3 5 1 選定齒輪類型 精度等級 材料及齒數(shù) 1 根據(jù)實際需要 選用直齒圓柱齒輪傳動 2 旋耕機為一般工作機器 速度不高 故選用 7 級精 GB10095 88 3 材料選擇 由表 10 1 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 調(diào)質(zhì) 硬度為 240HBS 兩者材料硬度相差為 40HBS 13 4 選小齒輪齒數(shù) 則大齒輪齒數(shù) 125z 2175zi 3 5 1 1 按齒根彎曲疲勞強度計算 由設計計算公式 10 24 進行試算 即 31212 tEt HdKTuZd 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 1 計算載荷系數(shù) K 1 3t 2 計算扭矩 21 1950 9503 21 647 39TPnNm 齒輪傳動齒寬系數(shù) d 查 機械設計 課本 根據(jù)表 10 7 選取齒寬系數(shù) 1d 3 查表 10 6 查得材料彈性影響系數(shù) 289 EZMpa 4 由圖 10 21 按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限 大lim160HMpa 齒輪的接觸疲勞強度極限 lim250Hpa 5 由式 10 13 計算應力循環(huán)系數(shù) 916061203 1hNnjL 8923 70 6 由圖 10 18 查得彎曲疲勞壽命系數(shù) 1 95FNK20 98FN 7 計算接觸疲勞許用應力 去失效概率為 1 安全系數(shù) 由式 10 12 得 4S 0 95 600 570MPa1lim1 HNK 098 550 539MPa2li2S 3 5 1 2 計算 1 計算小齒輪分度圓直徑 代入 中較小的值1tdH 50 33mm 31212 tEtdHZKTud 342 79103 789 5 2 計算圓周速度 v150 61 73 60tnv ms 3 計算齒寬 b 1 3 dt 4 計算齒高與齒寬之比 h 模數(shù) 150 21 ttmzm 22 齒高 2 1 2014 53thm 503 4b 5 計算載荷系數(shù) 根據(jù) v 1 73m s 7 級精度 查 機械設計 課本 由圖 10 8 得動載系數(shù) 直齒輪 由表 10 3 查得 由表 10 2 得使用系數(shù) 1 2vK 1 2HFK 1AK 由表 10 4 查得 7 級精度 小齒輪相對支承非對稱布置時 23 108 6 0 Hdb 將數(shù)據(jù)代入后得 23 2 1 150 42HK 由 查圖 10 13 得 故載荷系數(shù) 1bh4 FK 2 38AVH 6 按實際的載荷系數(shù)校正算得的分度圓直徑 查 機械設計 課本 由式 10 10a 得 331 50 1 84 56 21ttdKm 7 計算模數(shù) m1 6 2 z 3 5 2 按齒根彎曲強度設計 查 機械設計 課本 由式 10 5 得彎曲強度的設計公式為 213 FaSKTYmz 1 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 1 查 機械設計 課本 由圖 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 380MPa FE 2FE 2 由圖 10 18 查得彎曲疲勞壽命系數(shù) 10 85NK 20 8FN 3 計算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞安全系數(shù) S 1 4 由式 10 12 得 23 303 57MPa1 F 10 854NFEKS 238 86MPa223 4 計算載荷系數(shù) 1 1 584AVFK 5 查取齒形系數(shù) 查 機械設計 課本 由表 10 5 查得 12 65FY 2 6F 6 查取應力校正系數(shù) 查 機械設計 課本 1 58SY 2 74S 7 計算大小齒輪的 并加以比較1 SaF 1 SaFY2 6580 3793 2 SaF 1 4 6 大齒輪的數(shù)值大 2 設計計算 4321 8 73910 61 55mm 對比計算結果 由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù) m 大于由齒根彎曲疲勞強度計算 的模數(shù) 由于齒輪模數(shù) m 的大小主要取決與彎曲強度所決定的承載能力 二齒面接觸 疲勞強度所決定的承載能力 僅與齒輪直徑 即模數(shù)與齒數(shù)的乘積 有關 可取由彎 曲強度算得的模數(shù) 1 65 并就近圓整為標準值 2 按接觸強度算得的分度圓直徑 算出156 2d 小齒輪齒數(shù) 1 56 1 8zdm 大齒輪齒數(shù) 取 29723 6i 284z 這樣設計出的齒輪傳動 既滿足了齒面接觸疲勞強度又滿足了齒根彎曲疲勞強度 并做到結構緊湊 避免浪費 24 3 幾何尺寸計算 基本參數(shù) 傳動比 i 2 97 齒數(shù) 模數(shù) m 2 128z 4 1 計算分度圓直徑 156dzm 28421 2 計算中心距 12 568 21adm 計算齒輪寬度 1dbm 取 256Bm0 3 5 3 驗算 41 2 73910 568tFTdN 0 07 取 h 5mm 則軸環(huán)處5IVLm 直徑 軸環(huán)寬度 b 1 4h 取 60Id 12VIL 4 軸上零件的周向定位 帶輪 齒輪的周向定位均采用平鍵聯(lián)接 查機械設計手冊的平鍵截面 b h 20mm 12mm GB T1095 1979 鍵槽用銑刀加工 3 6 2 變速箱輸入軸的設計 1 由以上計算知變速箱輸入轉速 功率 輸入轉矩260 minnr 23 1Pkw 47 38TNm 26 2 求作用在齒輪上的力 因已知小齒輪的分度圓直徑為 2856dmz 332 47 10 684 tFTN ancos tan2 cos0361rt 圖 3 1 輸出軸的結構與裝配圖 3 初步確定軸的最小直徑 查 機械設計 課本 由式 15 2 初步估算軸的最小直徑 選取軸的材料為 45 鋼 調(diào)質(zhì)處理 根據(jù)表 15 3 取 于是得012A 33min0 189 560Pdm 所以最小直徑選為 20mm 4 軸的結構設計 1 擬定軸上的零件裝配方案裝配圖如圖 3 2 圖 3 2 輸入軸設計示意圖 27 2 根據(jù)軸向定位要求確定軸的各段直徑和長度 1 為使帶輪的右側有軸向定位 在 I II 處需制出一軸肩 故取 II III 段的直徑 帶輪和軸配合長度 30Idm 130Lm 初步選擇滾動軸承 軸只承受徑向力 故選擇單列圓柱軸承 根據(jù)工作要求 選擇軸30Idm 承 6208 寸為 40 80 18 右端滾動軸承采dDB 40IVd 18IVL 用軸肩進行定位 由手冊上查得 6208 型軸承 取 4I 3 取安裝齒輪處的軸段 IV V 的直徑 齒輪的左端與左端軸承之間5IVm 采用套筒定位 已知齒輪輪轂的寬度為 60 為使套筒端面可靠地壓緊齒輪 故 齒輪的右端采用軸肩定位 軸肩高度 h 0 07 取 h 5mm 則軸環(huán)處直59IVLm 徑 軸環(huán)寬度 b 1 4h 取 Id 12VIL 圖 3 3 變速箱軸的受力簡圖 28 4 軸上零件的周向定位 帶輪 齒輪的周向定位均采用平鍵聯(lián)接 查機械設計手冊的平鍵截面 b h 20mm 12mm GB T1095 1979 鍵槽用銑刀加工 5 求軸上載荷 根據(jù)軸的結構圖做出軸的計算簡圖 可以看出軸的受力最大處是危險截面 現(xiàn) 將該處的 及 的值列于下表HMV 載荷 水平面 H 垂直面 V 支反力 F 1867 N 2394H 1408 7NVF 23 彎矩 M m 16VMm 總彎矩 22183741687 34N 扭矩 T 05T 6 按彎扭合成應力校核軸的強度 查 機械設計 課本 由式 15 5 及上表中的數(shù)值 并取 軸的計算應力6 0 221 caM T W 223 8764 06718 5 Mpa 材料為 45 鋼 調(diào)質(zhì)處理 由表 15 1 查得 60MPa 因此 故安全 1 ca 1 3 7 其余部件的設計 1 離合器設計與計算 采用簡易的牙嵌式離合器 如圖 4 所示 其傳動扭矩大 結構簡單 工作可靠 離合器的一半通過平鍵與軸聯(lián)接 另一半空套在軸上與鏈輪成為一體 當離合器嚙合 時 鏈輪和軸一起轉動 當離合器分離時 空套在軸上的一半與鏈輪空轉 軸則不轉 29 圖 4 離合器 根據(jù)軸徑的尺寸 參考 機械設計手冊 確定離合器的參數(shù) 為保證離合器工作 可靠 設計離合器時 按下式取計算扭矩 tjtM t 式中 工作儲備系數(shù) 離合器需傳遞的扭矩 t 離合器的許用扭矩 t 已知 取 95052 7813 0tPMNmn 3 5 代入上式中得 6 84t Nm 3512 746 tjt tM 所以離合器滿足工作要求 2 聯(lián)軸器選擇 常用的聯(lián)軸器已經(jīng)標準化了 選用時 首先按照工作條件選擇合適的類型 再按 軸徑 轉矩和轉速選擇聯(lián)軸器的型號 必要時校核聯(lián)軸器的承載能力 聯(lián)軸器的計算扭矩應取不穩(wěn)定運轉時的動載荷及過載的最大扭矩 可按下式求得 tjtMK t 式中 工作情況系數(shù) 聯(lián)軸器需傳遞的扭矩 t 聯(lián)軸器的許用扭矩 t 30 已知 取 代入上式得 27 3tMNm 1 7K 70 5tMNm 1 46tjtKNm t 選擇爪型彈性聯(lián)軸器 其結構簡單 裝卸方便 彈性好 適用于小功率 有沖級 載荷 啟動頻繁的條件 通過校核計算 該聯(lián)軸器能滿足工作需求 3 軸承的選擇 松土機上的軸承主要承受徑向載荷 考慮到經(jīng)濟性 選用單列深溝球軸承 其特 點是結構簡單 主要受徑向載荷 也可承受一定的軸向載荷 并且價格便宜 滾動軸承的主要失效形式是疲勞點蝕 因此軸承的尺寸按疲勞強度及壽命計算 610 hcLnp 式中 軸承的額定壽命 軸承的轉速 軸承壽命指數(shù) 對球軸承h n 對滾子軸承 軸承的額定動載荷 當量動載荷 3 103 cP 為了簡化計算 將滾動軸承的壽命公式寫成 50hLcnP 令 則上式可寫成hhf 13nf nfcP 式中 壽命系數(shù) 轉速系數(shù)hfnf 由上可得 610 hhnLf 以安裝在工作軸上的軸承為例計算軸承的壽命 已知 20 minnr 3 查表得 代入式中2 5hf0 16nf 6 3102 5 582hhnL hf 140 31 所選軸承能滿足工作要求 4 鍵的選擇和聯(lián)接強度的計算 鍵的類型可根據(jù)聯(lián)接的結構特點 使用要求和工作條件選定 鍵的剖面尺寸通常 根據(jù)軸的直徑從標準中選取 鍵的長度則按輪轂長度從標準中選取 根據(jù)以上選擇原則 選定圓頭普通平鍵 鍵聯(lián)接強度可以通過以下公式計算 2 Tppdkl 式中 鍵或鍵槽工作面的比壓 轉矩 軸的直徑 d 鍵的工作長度 l 鍵與輪轂的接觸高度 對于平鍵 kk2hk 鍵的厚度 h 鍵聯(lián)接的許用比壓 p 以安裝在工作軸上的鍵為例進行校核計算 所選鍵為鍵 1240 1967 GB 已知 132745TNm 40d 40lm k 代入上式中得 pMa41 5440Mpadkl 同理 對其他所選的鍵進行校核 都能滿足工作要求 32 結 論 松土機以電動機為動力 具有體積小 成本低 工作可靠及不污染環(huán)境等特點 采用整體式機架 電動機和減速器固定在機架上方 使整機結構簡單緊湊 作業(yè)時通 過滾齒軸上旋轉的滾齒松土 對土壤的切削和破碎效果好 耕后地表平整 無梨底層 減輕了對土壤的壓實 以電能作為能源 充分體現(xiàn)了經(jīng)濟 實用 節(jié)能及環(huán)保的設計 原則 該機適合在空間狹小的溫室內(nèi)推廣使用 短短的三個月的畢業(yè)設計是我們對大學四年的機械知識的整體總結 也是理論與 實踐的結合 通過這次畢業(yè)設計我們收益非淺 這次設計 主要是對溫室松土機進行 設計 在進行畢業(yè)設計中 我學到了許多新的知識 我深刻的認識到 要想成為一名 合格技術人員只掌握本專業(yè)的知識是遠遠不夠的 我們應該具有更加淵博的知識 在以上設計中 對零件的材料 對軸承 對裝配方法等等知識點溫習和學習 使 以前學習的理論知識能夠應用到實際設計當中去 更加深了我們對所學知識的理解 對實際加工中的一些問題有了進一步的了解 并在設計中考慮和避免這些問題的發(fā)生 沒有具體的了解 經(jīng)常會有無從下手的感覺 碰到問題只有去問老師和看相關書 籍 確實雖然完成了大概模型 有許多地方還是不是完全吃透的 這需要在以后的工 作學習中進一步加深學習 期間我得到了許多教師的大力幫助 本次設計算基本符合 設計要求 在此 我表示由衷地感謝 33 致 謝 畢業(yè)設計很快已經(jīng)結束了 在這段時間里 不僅僅感覺到的是忙碌 還有忙碌后 作完一件令自己心動的東西時的那種無聲的喜悅 在寫致謝信的這個時候心里想有一些說出的東西 想想自己在做畢業(yè)設計時的種 種困難 在老師同學的用心幫助下也一一解決了 說句實話 憑自己的能力要作完畢 業(yè)設計是有些太困難了 但是在你的身邊總有一些人會給你帶來驚喜 自己的能力畢 竟有限 在面對別人無私幫助的時候我的內(nèi)心十分感激 帶自己畢業(yè)設計的老師會有 問必答 有難必解 雖然接觸不是很多 但有些東西是用心感覺的 還有好多老師在 這次畢業(yè)設計中給于我一些幫助 我非常的感激 當然還有我身邊的那些同學 在我 有疑惑的時候總是不厭其煩的給我解釋清楚 在我設計的時候 因為我以前從沒接觸 過的東西 一開始很是迷茫 我的好幾位同學都在這時候一邊忙自己的事 一邊還要 在我有疑惑的時候為我?guī)兔Ψ治?共同解決 最終自己終于完成了乘用車主減速器這 一部分的畢設要求 現(xiàn)在想起來 有時候最能讓自己感動的事就發(fā)生在自己的身邊 這次畢業(yè)設計不僅給我?guī)砹酥R上的收獲 在做人方面也教會了我許多許多 在對待事情方面 尤其是有選擇的時候自己該放棄什么 該抓住什么 什么是該自己 作的 什么時候做 我明白了好多 在此 我對給我?guī)椭睦蠋?同學至以誠摯的謝意和由衷的感激 感謝您們對我 的幫助 和教會我那些人生的道理 在論文即將完成之際 我的心情無法平靜 從開始進入課題到論文的順利完成 有多少可敬的師長 同學 朋友給了我無言的幫助 在這里請接受我誠摯的謝意 34 1 參考文獻 1 劉惟信主編 汽車設計 清華大學出版社 2001 2 劉濤主編 汽車設計 北京大學出版社 2008 1 3 成大先主編 機械制設計手冊 單行本 軸承 化學工業(yè)出版社 2004 4 4 王望予主編 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