型旋耕滅茬機總體及側邊傳動裝置畢業(yè)設計全套圖紙

1、優(yōu)秀設計摘 要設計題為1G-160型旋耕滅茬機總體及側邊傳動裝置設計，來源于生產(chǎn)實際。本設計主要是在普通臥式旋耕機的基礎上改進設計,使之既能旋耕又能滅薦，以實現(xiàn)一機多用。設計的主要內(nèi)容為：總體方案設計、繪制滅茬狀態(tài)工作總圖，設計側邊或中間齒輪傳動裝置及刀輥軸。通過改進設計，增加刀輥軸的轉速和轉向。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。本題的實現(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。本題新穎實用,技術上有較大改進，具有很大的市場前景。關鍵詞：旋耕滅茬機；側邊傳動裝置；刀輥軸。The rotary tillage stubble

2、cleaner of Model 1G-160 is overall and the transmission device is designed by the sideAbstract :Design subject rotary tillage stubble cleaner overall for Model 1G-160 and transmission device design by the side, stem from production reality. Is it is it design to improve on the basis of ordinary hori

3、zontal rotary tillage machine mainly to design originally, make their can rotary tillage can is it recommend to kill also , in order to realize one machine multi-purpose. The main content designed is: Overall conceptual design , drawing the state job general drawing of the stubble-cleaning , designi

4、ng by the side or middle gear system and one one hundred sheets of rollers axle .Design through improving, increase the rotational speed of the axle of one one hundred sheets of rollers and change direction. While working, through proper dismantlement and repacking , can realize the homework of diff

5、erent functions , in order to be up to a machine multi-functional purpose .Can can only solve rotary tillage not existing of rotary tillage of stubble-cleaning of realizations of subject but stubble cleaner can only stubble-cleaning can problem of rotary tillage. This subject is novel and practical,

6、 there is greater improvement technically , have very great market prospects.Keywords: Rotary tillage stubble cleaner ; Transmission device by the side; Axle of one one hundred sheets of rollers.目 錄1前言12 方案的擬定41.1 設計參數(shù)要求51.2 方案的選擇5方案16方案2 7方案3 71.3 方案對比分析73運動計算84 動力計算 94.1 各傳動副效率 104.2 動力分配 10拖拉機動力輸

7、出軸的額定輸出功率10第一軸及小錐齒輪Z動率，轉速和扭矩 11大錐齒輪Z2的功率軌跡的扭矩為： 11第二軸功率軌跡和扭矩為： 11第二軸Z3齒輪功率、轉速和扭矩為：11第軸Z4齒輪功率114.2.7第軸（隨輪軸）不傳遞扭矩，故不校核：114.2.8第軸Z5齒輪功率114.2.9第軸（隨輪軸）的傳遞扭矩，故不校核 114.2.10刀軸Z6齒輪功率、轉速和扭矩114.2.11刀軸功率，轉速和扭矩115主要零件的強度校核工 125.1 圓柱齒輪的計算 12齒輪的材料、精度和齒數(shù)選擇125.1.2設計計算135.1.3第一對直齒圓柱齒輪主要尺寸的計算135.1.4第二對直齒圓柱齒輪的主要參數(shù)的計算14

8、5.2 軸的選擇 175.3 軸承的選擇 176尺寸鏈計算 17參考文獻 18致謝19結論20附圖清單21前言旋耕滅茬機主要來源于農(nóng)業(yè)生產(chǎn)的需要。我國與大中型拖拉機配套的旋耕滅茬機保有量有15萬臺，與手扶拖拉機與小四輪拖拉機配套的旋耕機約有200萬臺，旋耕機在南方水稻生產(chǎn)機械化應用中已占80的比例，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。近年來，我國北方進行種植業(yè)結構調(diào)整，大力推行旱改水，水稻種植面積迅速增加，擴大了對旋耕機械的市場需求。旋耕滅茬機的發(fā)展至今已有150多年的歷史，最初在英、美國家由3-4kW內(nèi)燃機驅動，主要用于庭園耕作，直到L型旋耕刀研制成功后，旋耕機才進入

9、大田作業(yè)。20世紀初，日本從歐洲引進旱田旋耕機后，經(jīng)過大量的試驗研究工作，研制出適用于水田耕作要求的彎刀，解決了刀齒和刀軸的纏草問題，旋耕機得到了迅速發(fā)展。孟加拉國2000年水稻收獲面積為1070萬hm2。農(nóng)業(yè)機械發(fā)展才剛剛起步，目前只有部分灌溉和耕種設備實現(xiàn)了機械作業(yè)。考慮其種植方式和耕地大小，對各種型號的旋耕機需求非常大。其進行了自發(fā)研究但在很大層度上不能滿足國內(nèi)的需求。1G-160型多用旋耕滅茬機可與3340.4kw(4550馬力)級各型號拖拉機配套。在一臺主機上只需拆裝少量零部件，就能進行旋耕、滅茬、條播、化肥深施等多種農(nóng)田作業(yè)。該機具主要適用于埋青、秸桿還田式在大中型聯(lián)合收割機作業(yè)后

10、的稻麥高留茬的田塊上進行反轉滅茬、正轉旋耕、三麥條播、與半精量播種、化肥深施等多種農(nóng)田作業(yè)。我在本設計中研究旋耕機的主要內(nèi)容：(1) 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。(2) 拖拉機佩帶旋耕機滅茬機作業(yè),使用13檔前進速度,其中:旋耕機,滅茬時使用12檔,時使用3檔;(3) 刀棍轉速:正轉 :200r/min左右(旋耕) 400500r/min(破垡) 反轉 :200r/min左右(埋青 滅茬)(4) 最大設計耕深14cm;根據(jù)同類旋耕機類比,設計寬幅為1.61.7m.本課題擬解決的問題通過改進設計，增加刀輥軸的轉速和轉向。在工作時，通過適當?shù)牟鹦逗?/p>

11、改裝，就可實現(xiàn)不同功能的作業(yè)，以達到一機多能的目的。當需要旋耕時，采用200r/min左右的正旋作業(yè)；當需要破垡和水田耕整時，采用500r/min左右的正旋作業(yè)；當需要埋青和滅茬時，采用200r/min左右的反旋作業(yè)；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。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(約50馬力)動力由拖拉機動力輸出，軸經(jīng)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：刀軸轉速：正轉：200r/min左右（旋耕）

12、500r/min左右（破垡） 反轉：200 r/min左右（埋青 滅茬）設計耕深 14cm（最大設計耕深）工作幅寬 1.6m技術： （1）旋耕滅茬機與拖拉機采用三點懸掛聯(lián)接，作業(yè)時萬向傳動軸偏置角度不得大于15°，田間過埂刀端離地高度150250mm，此時萬向傳動軸角度不得大于30°。切斷動力后，旋耕滅茬機最大提升高度達刀端離地250mm以上。（2）、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。（3）、要求結構簡單可靠，保證各項性能指標。（4）、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1.2、方案的選擇為了使

13、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：方案1 圖(1 )動力由拖拉機動力輸出軸經(jīng)一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，兩邊由側板支撐高低檔轉速通過撥擋實現(xiàn)，正反轉通過調(diào)正太齒輪的拆卸來實現(xiàn)。（此方法的對稱性較好，剛性高，強度高。但在中間齒輪的底下會出現(xiàn)漏耕土壤的現(xiàn)象，需要增加一個部件才能解決此現(xiàn)象）采用拔檔變速，操作較為方便，但結構復雜，造價高。（見圖1、圖2） 圖（2）、方案2 圖（3） 圖（4）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

14、特點是前后一級傳動導用側邊齒輪，正反轉的實現(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3為正轉，圖4為反轉。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，需增設其它部件以耕除漏耕土壤，采用撥擋變速，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，但無需要加漏耕裝置，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，農(nóng)機機械不是交通工具，需要經(jīng)常變速和換向。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。方案2比方案1結構簡單、造價低，方案2更切合實際的

15、需要，所以方案2為選用方案。2、運動計算結構見圖（3），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。隋輪齒數(shù)Z4、Z5的齒數(shù)待總體結構尺寸確定后再定，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表4表1軸次軸軸軸軸軸齒數(shù)Z1Z2Z3Z4Z5Z6143015暫不定暫不定22傳動比2.14147總傳動比3.15轉速r/min734343233表2軸次軸軸軸軸軸齒數(shù)Z1Z2Z3Z4Z5Z6143022暫不定暫不定15傳動比2.140.68總傳動比1.46轉速r/min734343504表3與表4分別與表1表2類同，表示反轉

16、（僅在數(shù)值前多個負號表方向相反）3、動力計算旋耕滅茬機在動轉、旋耕和反轉滅茬時，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和表3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 1=0.96圓柱齒輪 2=0.96 滾柱軸承 3=0.98球軸承 4=0.99萬向節(jié) 5=0.963.2、動力分配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=0.8N發(fā)=29.40KWn=73

17、4r/min第一軸及小錐齒輪Z動率，轉速和扭矩：P1=40× 0.98×0.96=27.66KWn1=734 r/minT1=9.55×106PZ1=nZ1=734r/minTZ1=大錐齒輪Z2的功率軌跡的扭矩為：Pz2=Pz1·nz2=TZ2=第二軸功率軌跡和扭矩為：p=PZ2n=nZ2=343r/minT=9.55第二軸Z3齒輪功率、轉速和扭矩為：PZ3= p=26.02KWnZ3=n=343r/min TZ3=T=7.24×106 Nmm第軸Z4齒輪功率PZ4=第軸（隨輪軸）不傳遞扭矩，故不校核：第軸Z5齒輪功率PZ5=PZ4第軸（隨輪軸

18、）的傳遞扭矩，故不校核刀軸Z6齒輪功率、轉速和扭矩PZ6=P Z5刀軸功率，轉速和扭矩 T表5軸次動力軸軸軸軸刀軸輸出軸軸Z1軸Z2Z3軸Z4軸Z5軸Z6P功率（KW）29-427.6627.126.0226.5526.02249823.9822.7922.79N轉速（r/min）734734734343343343233233T扭矩(Nmn）3.6×1053.53×1057.24×1057.39×1057.24×1057.5×1059.5×1054、主要零件的強度校核4.1 圓柱齒輪的強度計算4.1齒輪的材料、精度和齒數(shù)選

19、擇 根據(jù)同類型結構，大小齒輪構造選用20CrMnTi表面滲碳淬火P98表7-1硬度 HRC選用5662HBSP98表7-1齒輪精度用8級，輪齒表面粗糙度為Ra1.6硬齒面閉式傳動，失效形式為點蝕Z3=15 Z4=2i=4.2.2設計計算沒計準則 按齒輪齒面接觸疲勞強度設計，再按齒根彎曲疲勞強度校核；按齒面接觸疲勞強度設計；P108式（7-9）選取材料的接觸疲勞極限應力為：P100圖7-6 選取材料的彎曲勞極限應力為：P100圖7-7 應力循環(huán)次數(shù)N由P102式7-3計算由P107P108式計算得 則接觸疲勞壽命系數(shù)P102圖7-8ZN1=1 ZN2=1彎曲疲勞壽命系數(shù)P102圖7-9 YN1=

20、YN2=1由P102表7-2查得接觸疲勞安全系數(shù)SHmin=1, 彎曲疲勞安全系數(shù)SHmin=1.4,又YST=2.0,試選Kt=1.3;由P99式7-1,7-2求許用接觸應力和彎曲應力； P104查圖7-10得KV=1.03P103由表7-3得KA=1.35P105由表7-4得，P103由式7-5 修正P112表7-6取得標準模數(shù)m=7mm； 因為要確保耕深，提高承載能力所以選擇了15齒，而為加工不產(chǎn)生根切的最少齒數(shù)為17，我選擇小齒輪齒數(shù)為15，小于最小根切數(shù)，因而15齒的齒輪加工時一定會產(chǎn)生根切，所以小齒輪要用變位齒輪（正變位）。4.1.3第一對齒輪主要尺寸的計算P368查表12-7得

21、總變位X=0.80mm根據(jù)類比得X3=0.28mm X4=0.52mm分度圓直徑 壓力角 嚙合角 中心距變動系數(shù) 中心距 齒高變動系數(shù) 齒數(shù)比 節(jié)圓直徑 齒頂高 齒根高 全齒高 齒頂圓直徑 齒根圓直徑 公法線長度 跨測齒數(shù) k3=2 k4=3固定弦齒厚 固定弦齒高 4.1.4第二對直齒圓柱齒輪的主要參數(shù)的計算P368查表12-7得 總變位X=0.87mm根據(jù)類比得X5=X4=0.52mm X6=0.35mm分度圓直徑 壓力角 嚙合角 中心距變動系數(shù) 中心距 齒高變動系數(shù) 齒數(shù)比 節(jié)圓直徑 齒頂高 齒根高 全齒高 齒頂圓直徑 齒根圓直徑 公法線長度 跨測齒數(shù) k6=3 固定弦齒厚 固定弦齒高 4