小型棚室旋耕機的研究答辯PPT

指導教師 : 學生姓名 : 班級機械0722 總體方案確定 零件結構設計 結 論 引 言 土壤耕作是種植業(yè)生產過程中的重要一環(huán)，對于農作物增產具有作用。因此，土壤耕作機械的發(fā)展一直受到人們的關注。由于土壤耕作是一項能耗很大的作業(yè)，傳統(tǒng)的土壤耕作機械，如犁，耙等都需要多次數(shù)耕作會對土壤造成破壞，不利于水土保持，消耗較大。長期以來，人們一直在探討新的工作制度，松土和局部松土，不耕和少耕。在這種形勢下，驅動型耕作機械誕生了。 這種機械之所以引人注目 一是強化土壤耕作過程，可以滿足不同條件下的不同土壤類型； 二是室內的使用和運輸方便，節(jié)省了大量的工時。 三是保護土壤，不造成水土嚴重破壞 四是經(jīng)濟實惠，性價比高。 目前國內一般選用臥式旋耕機，旱耕深度 10一 15厘米，水耕深度 12一 17厘米。但是一般耕深較淺漏耕嚴重，且在室內轉向不靈活造成死角的不能處理，作業(yè)能量消耗較大，工作量不能達到預期效果。 隨著農業(yè)機械化程度的增強，工作效率和效益的提高，現(xiàn)有的旋耕機的弊端日益突出，已滿足不了農藝要求和生產規(guī)模擴大的需要。故對旋耕機的研究有了進一步的深化，出現(xiàn)如下幾個方向的發(fā)展趨勢： （ 1）向高速型旋耕機發(fā)展； （ 2）向可持續(xù)發(fā)展戰(zhàn)略型發(fā)展； （ 3）小型旋耕機需求量有所增加。 實踐證明，為確保旋耕作業(yè)的穩(wěn)定性，重心設在驅動輪軸上方前后 20cm處是適宜的 。 7 配套動力 耕幅 耕深 刀片型式 刀片數(shù)量 輸入轉速 刀軸轉速 前進速度 外形長 外形寬 外形高 175-1型柴油機 100 5cm 10cm 彎刀 20 2600r/min 125r/min 2.17km/h 1250mm 60mm 870mm 1由于此種小型的旋耕機造價低，使用廣泛，很可能大量生產。變速箱殼體采用薄壁鋼板沖壓成型，而不使用傳統(tǒng)的鑄造，既減少了加工工序， 又降低了制造造成本，也使機器重量大大減輕。 2為滿足多項作業(yè)要求，變速箱設有二個速檔。高速檔用于旋耕、運輸作業(yè)， 低速檔用于中耕、起壟作業(yè)。 3由于該機是旋耕作業(yè)為主，為在旋耕作業(yè)過程中，不使機器發(fā)生上跳、前滑現(xiàn)象，增強操作舒適感，整機重心的布置非常重要。實踐證明，為確保旋耕作業(yè)的穩(wěn)定性，重心設在驅動輪軸上方前后 20cm處是適宜的 。 4為保證作業(yè)質量，使旋耕時不漏耕，變速箱下部寬度要窄為宜，該機為 45cm，并加用了 防漏耕裝置，基本做到不漏耕。 5為適應棚室空問矮小的作業(yè)條件，機器操作手柄既可上下調整，又可在 180 內前后轉動調整。 1旋耕機類型的選擇 本設計主要適用于溫室，故選用小型號，簡單實用的橫軸式旋耕機。 2旋耕機耕幅的確定 根據(jù)主機動力輸出功率和旋耕作業(yè)時單位幅寬功耗可對幅寬進行初步選定,幅寬過大 (刀片增多 )將導致發(fā)動機工作過載 ,合適的幅寬則可保證主機功率的充分利用。實際中幅寬的初選可采用經(jīng)驗公式 B=0.260.29N,但最終的確定必須經(jīng)過試驗驗證。 B=0.26 0.29N N = 3.5 KW 式中 N柴油機的額定功率（ KW） B=0.9207m 1.1506m, 本設計選取 B=1m 3旋耕機的傳動型式的選擇 本設計中旋耕機的耕幅為 1m，采用中間全齒輪傳動，減速并改變方向后，最后經(jīng)過鏈輪傳遞到刀輥軸。刀軸分為左、右兩側。這種齒輪箱特點是機架牢固、剛性好、布局合理。缺點是箱體處不能安裝彎刀，如不設置特殊工作部件，將出現(xiàn)漏耕。 4旋耕機的刀軸轉速選定 旋耕機的刀軸轉速一般在 200-285r/min，隨著土壤比阻不同，旋耕機的刀軸轉速也不同，粘性重的土壤比阻大，轉速應偏低，砂性土壤比阻小，轉速可偏高。 為了提高生產率及地區(qū)適應性，減少能耗，本設計旋耕機刀軸轉速選擇200r/min。 4傳動系數(shù)參數(shù)的確定 傳動方案的分配，首級采用一級帶傳動。傳動比為 1.2，末級采用一級鏈傳動，傳動比為 3，使箱體下部分寬度較小，可以防止漏耕。 5各檔傳動路線的確定 快檔：帶傳動 -Z1-Z3- Z5- Z6-鏈傳動 慢檔：帶傳動 -Z2-Z4- Z5- Z6-鏈傳動 快檔 慢檔 第一級 i=1.2 i=1.2 第二級 i=40/25=1.6 i=48/17=2.8 第三級 i=56/16=3.5 i=56/16=3.5 第四級 i=3 i=3 Z1=25 Z2=17 Z3=40 Z4=48 Z5=16 Z6=56 15 確定軸上零件的裝配方案，如圖所表示： 軸上零件的裝配順序為；首先從右邊安裝小直齒輪，接著在直齒輪的右邊放上隔離套，用來和要安裝的齒輪實行軸向定位。然后右邊設有襯套，用來安裝軸承，最后右邊裝上軸承蓋。其次，左邊只裝上軸承和軸承蓋就可以了。此種裝配方案的設計和選定，既滿足軸的結構簡單，有符合軸上零件裝配方便的要求。 根據(jù)軸上零件的定位要求，確定軸各階梯段的長度和直徑。 （ 1）初選滾動軸承 因為軸承同時承受徑向力和軸向力作用，故選單列圓錐滾子軸承，參照工作要求，并根據(jù) d=65，有軸承產品目錄中初步選定 0基本游隙組，標準精度等級的單列圓錐滾子軸承 30313，其中尺寸分別為 d D T=65 140 36. 取安裝直齒輪 的軸徑為 65mm，直齒輪左段采用軸肩實行軸向定位，軸肩的高度 h0.07d,取 h=5mm.右段采用套筒實行軸向定位。設直齒輪的輪轂寬為 80，所以選取 安裝直齒輪的軸段長設計為 76mm，短于輪轂 3 4mm增強對直齒輪軸上定位的可靠性。 齒輪處的軸徑為 d=60mm,因為 l=(1 1.2)d,得出錐齒輪的輪轂寬度為 62mm。 直齒輪中心線到右箱體壁的距離為 l=40+20+62+12=134mm,故軸肩的長度 為 :134-40-12=82mm。 軸上零件的周向定位直齒輪 在軸上的周向定位上采用平鍵聯(lián)結。由手冊查得平鍵的截面尺寸為：b h=20mm 12mm.(GB/T1995-1979)，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為 63mm，同時為了保證齒輪與軸的配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為 ，滾動軸承與軸的周向定位是借過度配合來保證的。此處選軸的直徑尺寸公差為 m6。錐齒輪的周向定位是靠花鍵軸連接來保證的。 確定軸上圓角和到角的尺寸： 參考手冊 ,取軸段角為 2 45 。 首先根據(jù)軸的結構圖作出軸的計算簡圖。在確定軸承的支點位置時，應從設計手冊中查取 a值。 對于 30313型圓錐滾子軸承，由設計手冊查得 a=29mm，因此，可以作出作為簡支梁的軸的支撐跨距。再根據(jù)軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖。 其中 Fr=233.26N, Ft640.89N RH1=530.4 RH2=110.49 RV1 193.04 RV2=40.32 MH=13260Nmm,MV=4862Nmm 求得 M=14110N Mca=17066Nm 26.3Mpa 從軸的結構以及彎矩圖和扭矩圖可以看出截面 D是軸的危險截面； 受力圖刀輥軸結構確定 刀輥軸可以用實心或空心材料制造?？招妮S可以在小的重量下傳遞較大的扭矩，較好的抵抗扭矩。管的尺寸應根據(jù)最大傳遞扭矩計算，并以附加扭曲應力驗算。 求截面系數(shù)最小斷面的應力。通常最小截面系數(shù)在軸端處鏜過管孔的地方最小。（左圖所示的 c-c截面） 選擇 40Cr材料，調質處理，圓錐滾子軸承的效率為 0.95，心軸上齒輪傳動的效率為 0.98 由 p=3.5KW ； v= 125r/min 得： p= 3.5 0.95 0.98 =2.257kw = 按最大比壓少于 20MPa，即 20MPa 來設計刀輥軸的直徑。 18 本論文通過對小型旋耕機的選型，配備和整體設計計算，設計了本小型旋耕機。此小型旋耕機相對于其他國內機型最大的優(yōu)點就是具有質量小靈活方便。 本小型旋耕機具有高、低兩個檔速。高檔速對小型旋耕機換上行走輪田間運輸較為方便。低速來調整旋耕作業(yè)。 通過可調限深裝置可以較好的控制耕深，并可通過扶手及拉桿控制旋耕機前進速度和行走方向，操作方便靈活。 通過本次設計，讓我將這 4年所學的專業(yè)課知識很好的溫習和運用，熟練了 CAD等制圖軟件的使用。 本論文是在我的導師馮江老師悉心指導下順利完成的，無論是從論文研究方向的確定還是整個論文的撰寫過程無不傾注了老師無數(shù)的心血。老師嚴謹求實的治學作風和對學生精益求精的態(tài)度都使我受益非淺；老師誠懇待人、嚴于律己的精神更加使我終身難忘！在此論文完成之際，謹向我敬愛的導師在我設計和生活上的無私指導、幫助和關懷表示最衷心的感謝！ 對各評閱本文的老師、專家表示感謝，感謝他們在百忙中的細心批閱 ! 在論文完成之際，謹向幾年來在學習、生活上給予過我?guī)椭?、關心、指導和支持的 所有老師和同學一并致以崇高的敬禮和深深的謝意！ 22 選用直齒圓柱齒輪傳動。 耕機為工作功率較大的工作機器，但速度不高，故選用 7級精度（ GB10095-88） 材料的選擇。 查齒輪的設計手冊，選擇小齒輪材料為 40Cr（調質），硬度為280HBS，大齒輪： 材料為 45鋼硬度為 240HBS，二者材料硬度相差為 40HBS。 小齒輪齒數(shù)為 25，大齒輪齒數(shù)為 =u*i=25 2.82=40取 40 接觸強度設計： d= 確定公式內的各計算數(shù)值： 計算小齒輪傳遞的轉矩： = 9.55 10 3.5 0.92/293=1499317（ N.m） 由機械設計教材表 10-7選取齒寬系數(shù)為 = 0.8 機械設計教材表 10-6查得材料的彈性影響系數(shù)為 =189.8MPa 由機械設計教材圖 10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸強度極限為 =920MPa；大齒輪的接觸強度極限為 =800 MPa； 3 22 )(1()( HEdt ZTK 2262 /1055.9 nPT KZ計算接觸疲勞許用應力： 取失效概率為 1%，安全系數(shù) S=1，得： = =0.9 1280=828MPa =0.95 1280=1318.4 MPa SK HHN 1lim1 1H SK HHNH 2lim222 計算圓周速度 ： 5.5m/s 計算齒寬b=0.8 95.3368=76.269mm 計算齒寬和齒高之比 b/h： 50.01/25=2mm 齒高：h=2.25m=2.25 3.97=8.938mm b/ h=76.269/8.938=6.53 計算載荷系數(shù)： 根據(jù) =5.5m/s， 7級精度，由圖10-8查得動載系數(shù) =0.96； 直齒輪，假設 / b 1001.2； 使用系數(shù) =1； 查得 7級精度，小齒輪相對支承對稱布置 分度圓直徑 50.12mm 計算模數(shù) 50.12/25=2mm 彎曲強度設計 3 12 )()2( FSaFad YYZKT M=