果園旋耕機總體設計

果園旋耕機總體設計,果園,旋耕機,總體,整體,設計 果園旋耕機總體設計 摘要 本畢業(yè)設計是一個果園旋耕機與傳動裝置綜合設計的設計。首先，果園旋耕機與傳動裝置綜合設計作了簡單的概述；接著分析和果園旋耕機與傳動裝置綜合設計計算方法的選擇原則；然后根據這些設計準則與計算基礎的設計；然后檢查橫輥裝置的主要部件的選擇。普通型果園旋耕機與傳動裝置綜合設計由六個主要部件組成：目前，果園旋耕機與傳動裝置綜合設計向長距離，高速度，低摩擦的方向發(fā)展，近年來，果園旋耕機與傳動裝置綜合設計就是其中的一個。在設計中，該果園旋耕機與傳動裝置綜合設計的研制與應用，目前我國與國外先進水平相比仍有較大差距，在過程中的國內設計和果園旋耕機與傳動裝置綜合設計的制造中存在著許多問題。 果園旋耕機與傳動裝置綜合設計設計代表了設計的一般過程，對今后的設計工作的選擇有一定的參考價值。 關鍵詞：果園旋耕機與傳動裝置綜合設計 傳動裝置 耕地 Abstract The graduation design is a rotary filling machine and the design of the comprehensive design of the transmission device. First, integrated design of rotary type filling machine and a transmission device made simple overview; then analysis and rotary type filling machine and a transmission device integrated design and calculation method of selection principle; then according to these principles of design and calculation of foundation design; then check the turntable device of main components of choice. Integrated design of ordinary type rotary filling machine and driving device consists of six main parts: at present, rotary type filling machine and transmission device design towards long distance, high speed, low friction in the direction of the development, in recent years, comprehensive design of rotary type filling machine and a transmission device is the a. In the design, development and application of integrated design of the rotation type filling machine and a transmission device, at present our country and the overseas advanced level compared to still have a large gap, in the process of domestic design and rotary type filling machine and transmission device design of manufacturing exists many problems. The integrated design and design of the rotary filling machine and the transmission device represents the general process of the design, which has a certain reference value for the choice of the design work in the future. Key words: rotary filling machine and transmission device integrated design of transmission hydraulic 目 錄 摘要 2 一、 緒論 5 1. 國外研究現狀 5 2. 國內研究現狀 6 3. 旋耕機的分類 6 4. 研究內容 6 二、 果園旋耕機材料介紹及選擇 8 三、果園旋耕機主要零部件設計計算 10 1、果園旋耕機橫輥斷面設計方式 10 2、整體橫輥架強度的計算 11 3、橫輥變形度計算 14 四，橫輥的設計方法： 15 1 橫輥旋轉裝置 15 2橫輥的設計 16 3、橫輥中央斷面設計 16 五，橫輥的調整旋轉機構的設計： 18 1 橫輥的調整旋轉機構 18 2、最大歪斜側向力 18 3，橫輥中央斷面合成應力： 19 六、果園旋耕機裝配圖 20 七、耕地裝置的設計計算 20 7.1計算工作循環(huán)中的最大載荷 20 7.2 軸的設計計算 23 1 軸承軸的設計計算 23 2 .軸的結構設計 24 3 軸的強度計算 24 4 主動軸承軸的設計計算 25 7.4 傳動結構及設計 25 八 刀片的選擇 28 8.1 按強度選用刀片 29 8.2 計算功率 29 九 旋耕刀片強度的計算 30 致謝 32 參考文獻 33 一、 緒論 我國幅員遼闊，但耕地機均耕地占有量少。如何利用有限的土地資源去養(yǎng)活中國日益增加的人口，對于我們來說有重要的意義。加大對農業(yè)的投入，提高農業(yè)的機械化程度，特別是加大對果園旋耕機的研發(fā)投入，有重要 的意義。 目前廣泛使用的果園旋耕機可分為兩大類，即背負式和自走式果園旋耕機。而自走式果園旋耕機因為其機動性好，可靠性高和性能優(yōu)良而使用廣泛并深受廣大農民的歡迎。在這次畢業(yè)設計中，我們一組成員在查閱了大量資料的基礎上，對自走式果園旋耕機進行了比較合理的總提布局和參數選擇的分析計算。以降低成本、增加可靠性和保證良好的 作業(yè)性能為設計宗旨,具有良好的機動性和通用性，不僅適應大田，也適應小地塊和含水量高的果園耕地。該機型在廣大農民中，很受歡迎，加大對其研發(fā)投入，在降低成本，提高技術的基礎上，更上一層樓?？梢灶A見，型自走式谷 物果園旋耕機前景廣闊。 1. 國外研究現狀 為了適應生產的需要，國外果園旋耕機無論在機型、機種和結構性能上都有很大的發(fā)展和變化。產品實行系列化、通用化可大大縮短設計周期，降低成本，方便使用。目前世界上絕大多數廠家均成系列的生產各種大小耕地的果園旋耕機。如福格森公司生產的MF547~MF760五種系列產品，迪爾公司生產的JD935~JD985等七種型號系列產品。近年來，國外許多公司都生產了不少高效率的大型果園旋耕機，這一趨勢越來越明顯。如加拿大的麥塞.福格森公司的MF760型，美國約翰.迪爾公司的JD7700型，西德克拉斯公司的D150型等。由于自走式具有機動靈活、無需開道、操作方便等優(yōu)點，現在各國普遍生產和使用的都是自走式果園旋耕機。為了提高機器的作業(yè)質量并使其高效、安全、可靠的工作現代果園旋耕機上廣泛采用各種電子儀表監(jiān)視裝置以及電器、液壓控制和液壓驅動的先進技術。這是90年代以來國外果園旋耕機發(fā)展的又一重要特點。果園旋耕機使用時間短，季節(jié)性強，結構復雜，價格昂貴。設法提高機器的可靠性和使用壽命是各國近年研究的一個主要方向 [6] 。 2. 國內研究現狀 從世界上第一個果園旋耕機耕地裝置的問世，它已超過100年，最初主要應用于農業(yè)機械已發(fā)展到幾十個品種，耕地機適用于不同的場合。根據其工作原理可分為滾刀式形式，掛刀式三類型。在中國的果園機生產的起步較晚，企業(yè)規(guī)模普遍偏小，產品使用較為單一，沒有形成規(guī)模，所以很長一段時間，果園耕地機耕地裝置主要進口。據統(tǒng)計，到1999年底有各種農業(yè)機械保有量達100000，果園耕地機耕地裝置的銷售量為1999約30000臺灣，其中80%是進口的。 根據市場調查，果園機必須符合環(huán)境保護當前耕地機類的需求，市場上的果園耕地機耕地裝置主要是產生的噪音大的發(fā)動機，帶來環(huán)境污染，在辦公和學習的地方，這是不受歡迎的果園耕地機耕地裝置的發(fā)動機。因為發(fā)動機驅動的果園耕地機耕地裝置，維護成本較高；同時發(fā)動機果園耕地機耕地裝置主要依靠葉片的旋轉速度穿過果園地，果園地上排放空氣的旋轉，因此，較高的安全要求，操作也會給員工帶來了強烈的沖擊，這樣的操作是很不舒服。雖然發(fā)動機果園耕地機耕地裝置割果園效率，效果好，但價格昂貴！ 3. 旋耕機的分類 按其旋耕刀軸的配置方式分為橫軸式和立軸旋耕機立軸式兩類。以刀軸水平橫置的橫軸式旋耕機應用較多。分類有較強的碎土能力，一次作業(yè)即能使土壤細碎，土肥摻和均勻，地面平整，達到旱地播種或水田栽插的立軸旋耕機要求，有利于爭取農時，提高工效，并能充分利用拖拉機的功率。但對殘茬、雜草的覆蓋能力較差,耕深較淺(旱耕12~16厘米;水耕14~18厘米),能量消耗較大。主要用于水稻田和蔬菜地，也用于果園中耕。重型橫軸式旋耕機的耕深可達20~25厘米，多用于開墾灌木地、沼澤地和草荒地· 4. 研究內容 3.1橫輥旋轉裝置 橫輥旋轉的方式是采用拖拉機動力轉換成機械能，從而使橫輥進行旋轉，橫輥旋轉裝置主要由旋轉主軸、橫輥軸承和軸承組成。通過橫輥軸承帶動一對嚙合軸承實現。 3.2 橫輥 采用橫輥式拉緊裝置，主要有壓緊軸承和橫輥兩大部分，通過橫輥的選擇，以及壓緊軸承的選擇，并計算出拉緊力。 3.3耕地控制系統(tǒng) 1.左右水平調整。將帶有旋耕機的拖拉初停在平坦地面上，降低旋耕機，使刀片距離地面5厘米，觀察左右刀尖離地高度是否一致，以保證作業(yè)中刀軸水平一致，耕深均勻。 2.前后水平調整。將旋耕機降到需要的耕深時，觀察萬向節(jié)夾角與旋耕機一軸是否接近水平位置。若萬向節(jié)夾角過大，可調整上拉桿，使旋耕機處于水平位置。 3.提升高度調整。旋耕作業(yè)中，萬向節(jié)夾角不允許大于10度，地頭轉彎時也不準大于30度。因此，旋耕機的提升，對于使用位調節(jié)的可用螺釘在手柄適當位置擰限位;使用高度調節(jié)的，提升時要特別注意，如需要再升高旋耕機，應切除萬向節(jié)的動力。 圖4.1果園旋耕機設計方案圖 2 橫輥壓緊機構 采用橫輥軸承分別驅動將液體的壓力能轉換成機械能. 3 耕地控制部分 由各自獨立的耕地回路組成，主泵通過各耕地回路控制軸承和橫輥軸承，使橫輥產生相應動作。全耕地驅動使橫輥工作平穩(wěn)、結構緊湊。 4,輸送鋪放工位 輸送鋪放工位采用立式輸送鋪放系統(tǒng)，通過橫輥旋轉達到輸送鋪放的目的。 5 擬采取的技術措施 橫輥壓桿式結構緊湊，可以改善組成機構零部件的受力情況，零件數量相對較少，加工制造比較容易。如今大中型果園旋耕機鉗桿橫輥多數采用這種結構。 橫輥旋轉機構采用橫輥軸承分別驅動，體積小、結構簡單、容易解決制動、緩沖和超載保護問題。而一個橫輥軸承驅動的橫輥旋轉機構適用于小型果園旋耕機。 橫輥壓緊采用橫輥軸承控制完成，橫輥軸承后置，壓緊塊與鉗臂連接處連接牢固且易于拆卸更換。 二、 果園旋耕機材料介紹及選擇 按品質分類 (1) 普通鋼（P≤0.045%，S≤0.050%）(2) 優(yōu)質鋼（P、S均≤0.035%） (3) 高級優(yōu)質鋼（P≤0.035%，S≤0.030%） 按化學成份分類 (1) 碳素鋼：a.低碳鋼（C≤0.25%）；b.中碳鋼（0.25≤C≤0.60%）；c.高碳鋼（C≥0.60%）。 (2)合金鋼：a.低合金鋼（合金元素總含量≤5%）b.中合金鋼（合金元素總含量>5~10%）c.高合金鋼（合金元素總含量>10%）。 (3)灼燒可使鋼中的碳變?yōu)槎趸紦]發(fā)掉，灼燒后鋼樣品質量會減輕。但灼燒后質量會增多，原因：鋼中的鐵與氧結合生成四氧化三鐵，且含炭少于鐵 按成形方法分類 (1) 鍛鋼；(2) 鑄鋼；(3) 熱軋鋼；(4) 冷拉鋼。 按金相組織分類 (1) 退火狀態(tài)的a.亞共析鋼（鐵素體+珠光體）b.共析鋼（珠光體）c.過共析鋼（珠光體+滲碳體）d.萊氏體鋼（珠光體+滲碳體）。 (2) 正火狀態(tài)的：a.珠光體鋼；b.貝氏體鋼；c.馬氏體鋼；d.奧氏體鋼。 (3) 無相變或部分發(fā)生相變的 按用途分類 (1) 建筑及工程用鋼：a.普通碳素結構鋼；b.低合金結構鋼；c.鋼筋鋼。 (2) 結構鋼a.機械制造用鋼：(a)調質結構鋼；(b)表面硬化結構鋼：包括滲碳鋼、氨鋼、表面淬火用鋼；(c)易切結構鋼；(d)冷塑性成形用鋼：包括冷沖壓用鋼、冷鐓用鋼。b.彈簧鋼c.軸承鋼 (3) 工具鋼：a.碳素工具鋼；b.合金工具鋼；c.高速工具鋼。 (4) 特殊性能鋼：a.不銹耐酸鋼b.耐熱鋼包括抗氧化鋼、熱強鋼、氣閥鋼c.電熱合金鋼；d.耐磨鋼；e.低溫用鋼；f.電工用鋼 (5) 專業(yè)用鋼——如果園旋耕機橫輥用鋼、船舶用鋼、鍋爐用鋼、壓力容器用鋼、農機用鋼等。 綜合分類 (1)普通鋼a.碳素結構鋼：(a) Q195；(b) Q215(A、B)；(c) Q235(A、B、C)；(d) Q255(A、B)；(e) Q275。b.低合金結構鋼c.特定用途的普通結構鋼 (2)優(yōu)質鋼（包括高級優(yōu)質鋼） a.結構鋼：(a)優(yōu)質碳素結構鋼；(b)合金結構鋼；(c)彈簧鋼；(d)易切鋼；(e)軸承鋼； (f)特定用途優(yōu)質結構鋼。 .工具鋼：(a)碳素工具鋼；(b)合金工具鋼；(c)高速工具鋼。c.特殊性能鋼：(a)不銹耐酸鋼；(b)耐熱鋼； (c)電熱合金鋼；(d)電工用鋼；(e)高錳耐磨鋼。 按冶煉方法分類 (1) 按爐種分a.平爐鋼:(a)酸性平爐鋼；(b)堿性平爐鋼。 .轉爐鋼：(a)酸性轉爐鋼；(b)堿性轉爐鋼?；?(a)底吹轉爐鋼；(b)側吹轉爐鋼；(c)頂吹轉爐鋼。 c.電爐鋼:(a)電弧爐鋼；(b)電渣爐鋼；(c)感應爐鋼；(d)真空自耗爐鋼；(e)電子束爐鋼。 (2)按脫氧程度和澆注制度分a.沸騰鋼；b.半鎮(zhèn)靜鋼；鎮(zhèn)靜鋼；d.特殊鎮(zhèn)靜鋼。 本次設計由于的本身安全性，采用結構鋼來設計果園旋耕機。 三、果園旋耕機主要零部件設計計算 1、果園旋耕機橫輥斷面設計方式 果園旋耕機整體跨中斷面圖 ①果園旋耕機橫輥斷面面積 F=0.5（l1-2×δ1）+2δ1×h1+2×δ2×l2+F1+δ×l3 =0.5×（25+25+35）+48.541+25 = 116cm2 ②果園旋耕機橫輥斷面水平形心軸x-x位置 y1= 式中：∑F1—果園旋耕機橫輥面的面積（cm2）. ∑F1 y1x-各部分面積對x-x軸的靜矩之和（cm 3） y1x-各部分面積形心至x-x軸的距離(cm) 則：y1=〔0.5×（35-2×0.5）×55.25+2×0.5×25×43+2×0.5×25.5×30+48.54×13+1×10.5×0.5〕÷116=30cm y2 =56-30=26cm 結果得：F=116cm2 y1=30cm y2 =26cm ③果園旋耕機斷面慣性矩 Jx=ΣJxi+ΣFi y1 2(ΣJxi 為對自身慣性矩） =(34×0.5 3) ÷12+34×0.5×25.75 2+ 2×0.5×25 3÷12+2×0.5×25×17.75 2+[2×0.5×（cos47×25.5） 3] ÷12cos47°+2×0.5×25.5×8.25 2+48.54×17.75 2+(10.5×1 2) ÷12+10.5×1×29.5 2 =32336 Jy=ΣJyi+ΣFi y1 2(ΣJyi為對自身慣性矩） =(0.5×34 3) ÷12+2×25×0.53÷12+2×0.5×25×17.252 +2×0.5×（sin47°×25.5）3÷12sin47°+2×0.5×25.5×8.52+1×10.53 ÷12=11634 結果：Jx=32336 Jy=11634 2、整體橫輥架強度的計算 根據果園旋耕機的結構和特性，可不考慮橫輥的扭轉力的慣性和果園旋耕機的水平面荷載水平是可以忽略不計。 豎向荷載的彎曲應力引起的下法蘭（由于負荷不大，用一般的條件，在地上能達到所要求的）： 根據P543 26-99計算： σx= 單位：公斤/厘米2 式中：P=ψⅡQ+G車 =2000×1.2+221×1.1 =2643.1 其中： F-果園旋耕機斷面面積 F=0.0126 m2 γ-材料比重，對鋼板 γ=7.85t／m2 q′-材料橫加筋板的重量所產生的均布載荷 q′=7.5 t／m ②果園旋耕機鑄鋼下翼局部彎曲計算 a、計算橫輥壓作用點位置i及系數ζ i=a+c-e 式中：i-橫輥壓作用點與橫輥表面的距離（cm） c-橫輥緣同鑄鋼翼緣邊緣之間的間隙，取c=0.4 cm a==(11.6-0.54) ÷2=5.53cm e=0.164R（cm）對普型鑄鋼，翼緣表面斜度為. R-為果園旋耕機曲率半徑，由機械手冊31.84查得R=16.4 cm 則： e=0.164×16.4=2.36 cm 所以：i=5.53＋0.4-2.36=3.57 ξ==3.57÷5.53 =0.65 結果：i=3.57 ξ=0 .65 b、鑄鋼下翼緣局部曲應力計算： 橫向（在xy平面內），局部彎曲應力σ1由下式計算： σx=± 式中： a1-翼緣結構形成系數，貼板補強時?。? a1=0.9 P橫輥—-果園旋耕機走橫輥最大橫輥壓（Kg） P橫輥= ——起升載荷動載系數（=1.2） ——額定機械重量 ——起升沖擊系數（1~1.1） ——果園旋耕機自身重量 t0=t+δ 其中：t-鑄鋼翼緣平均厚度 t=1.30 cm δ-補強板厚度 δ=1 cm t02=（1.30+1）2=2.302=5.29 cm2 所以：σ1=±(0.9×2.1×843÷5.29)=301.19Kg/cm2 結果：σ1=301Kg／cm2 1點縱向（在yz平面內）局部彎曲應力為σ2由下式計算： σ2=± 式中：k2由得：k2=0.6 所以：σ2=（0.9×0.6×8435.6=81Kg／cm2 α′點縱向（yz平面內）局部彎曲應力為σ3，由下式計算： σ3= ± 式中： K3-局部彎曲系數，得：k3=0.9 a2-翼緣結構形式系數，貼板補強時a2=1.5 所以：σ3=±（1.5×0.9×843÷5.29）=215Kg／cm2 c、果園旋耕機跨中斷面當量應力計算 1點當量應力為σ當= = =703.6Kg／cm2＜[σ]=1800Kg／cm2 αˊ點當量應力為α當αˊ，由下式計算： α當i=αx+α3=723+215=938Kg／cm2＜[σ]=1800Kg／cm2 3、橫輥變形度計算 ①垂直靜鋼度計算 f= ≤[f]= 式中：f-果園旋耕機垂直靜撓度（cm） P-靜載荷（公斤） P=Q+G=2000+221=2221公斤 L-跨度 L=1000厘米 E-材料彈性衡量，對3號鋼E=2.1×103×103公斤/厘米2 Jx-果園旋耕機斷面垂直慣性矩（） Jx=32336 [f]-許用垂直靜撓度（cm），取[f]= 厘米 所以：f=2221×10003÷(48×2.1×103×103×32336)=0.68cm [f]=1000÷700=1.43cm f＜[f] 所以滿足要求結果： ②水平靜剛度計算 f水=≤[f水]= 出自[]26-108式 式中: f水-果園旋耕機橫輥水平靜撓度（cm） P′-水平慣性力（公斤） P′==（2000+221）÷20=111.05公斤 Jy-果園旋耕機斷面水平慣性矩 Jy=11634 [f水]-許用水平靜撓度，取[f水]= 厘米 [f水]= 1000÷200=5cm f水=111.05×1000 3÷(48×2.1×103×103×11634)=0.1cm f水＜[f水] 滿足要求 注：系數的選取是按P慣=a平=(Q+G)/9.8×0.5≈(Q+G) P慣-水平慣性力（公斤） g-重力加速度，取g=9.8m/s2 a平-果園旋耕機運行機構的加速度，當驅動橫輥為總數的?時，取a平=0.5 m/s2 注均自[Ⅰ]P12表6-8得 ③動剛度計算 在垂直方向的自振周期： T=2π≤[T] ＝0.3s 式中：T-自振周期（秒） M-果園旋耕機和果園旋耕機的換重量M=(0.5qlk+G) 其中：g-重力加速度 g=980cm/s 2 L-跨度 L=1000cm q-果園旋耕機均布載荷 q=0.99kg/cm G-機體的重量 G=221kg 所以：M=(0.5×0.99×1000＋221)=0.73kg·s2／cm 則：T=2×3.16=0.04s T=0.04s＜[T]=0.3s 四，橫輥的設計方法： 1 橫輥旋轉裝置 橫輥旋轉裝置主要由橫輥軸承，小軸承，推桿，橫輥，壓緊塊組成。如圖4-2所示。 圖4-2橫輥結構 2橫輥的設計 為減少果園旋耕機運行中的歪斜和橫輥同軌道的摩擦阻力，果園旋耕機的橫輥K和跨度S要滿足一定比例關系，對于本次設計而言比例關系為。 =～ 即k=(～)L =(～) ×10 =1.42～2.0m 取k=2.0m 3、橫輥中央斷面設計 ①斷面總面積 參數見中央斷面圖，則： F=2×30×0.5+2×21×0.5+28.5×1=79.5cm ②形心位置 (相對于z′-z′)則： y1=(2×30×0.5+21×0.5×29.75+21×0.5×1.25+28.5×1×15.75) ÷79.5 =15.3cm 所以：y2=30-15.3=16.7cm (相對于y′-y′)則： z1=(30×0.5×22.75+30×0.5×1.25+28.5×1×0.5+2×21×0.5×12) ÷79.5 =7.9cm 所以：z2=26-z1=18.1cm ③斷面慣性矩 Jx=2×1/12×0.5×30 3+2×30×0.5×0.3 2+1/12×1×28.5 3+1/12 3×21×0.5 3+21×0.5×16.45 2+1/12×21×0.5 3+1/12×21×0.5 3+21×0.5×16.05 2 =8410 Jy=2×1/12×0.5×213+2×21×0.5×4.12+1/12×30×0.53+30×0.5×16.852+1/12×30×0.53+35×6.652×0.5+1/12×28.5×13+28.5×7.42 =6650 以上的計算公式均出自[]P166 平行移動軸公式：Iz1=Iz+a2A Iz= ④斷面模數 Wx=Jx/y1=8410÷15.3=550cm3 Wy=Jy/Z2=6650÷16.7=452cm3 五，橫輥的調整旋轉機構的設計： 1 橫輥的調整旋轉機構 2、最大歪斜側向力 橫輥的調整旋轉機構運行時，由于各種原因會出現跑偏、歪斜現象。此時，橫輥的調整旋轉機構與軌道側面的接觸，并產生運行方向垂直的側向力s. 當載荷移到左端極限位置時，操縱室操縱時最大橫輥壓為ND=1631.5kg，并認為NA≈ND,這時的最大歪斜側向力為： SD=λ·N 式中：N-最大橫輥壓 ,N=1631.5公斤 λ-測壓系數 對于橫輥K同跨度1的比例關系在=~之間，可取≈0.1 所以SD=0.11631.5=163.15Kg 當載荷移動到右端極限位置時最大橫輥壓NA=NB=653.3Kg，并認為NC≈NB這時的最大歪斜側向力為： SB=0.1653.3=65.33Kg 3，橫輥中央斷面合成應力： 最大側向力考慮當載荷向右移動到極限位置時最大側向力在B橫輥上即有SB=65.33Kg； =+=+ 上式中：K —— 橫輥(k=200cm) WX和WY—— 斷面模數（ WX=550cm3和WY=452cm3） 〔σ〕—— 許用應力，由于橫輥受理復雜，一般只計算垂直載荷和歪斜側向力，所以許用應力3號鋼取〔σ〕≤1600kg／cm2 σ=653.3×200÷2×550+65.33×200÷2×452=362.3kg/cm2 所以σ＜[σ]=1600Kg/cm2。 所以經過校核是安全的。 六、果園旋耕機裝配圖 七、耕地裝置的設計計算 7.1計算工作循環(huán)中的最大載荷 A. 對橫輥機構進行受力分析,見圖4-1 可得如下方程： （5-2） （5-3） 式中：——推卸軸承的推力 ，也就是耕地片的最大載荷 ——推卸軸承的安裝角度 ——耕地的物體在挖掘臂四壁產生的摩擦阻力 ——橫輥板上方物體對橫輥板的作用力 ——為的旋轉角度 ——橫輥板機構的重力 ——物體重量和橫輥板機構重量在底板上產生的摩擦力 ，——為導軌對橫輥板機構的法向作用力 由5-2式得， （5-4）B. 橫輥機構的重量計算 底部鋼管： 式中：——方管邊長 () ——方管壁厚 () ——每米鋼管重量 () ——方管長 () 頂部鋼管： 側部鋼管： 側部鋼管1： 側部鋼管2： 側部鋼管3： 此鋼板的理論重量為[1]，所以，此鋼板重量為： 橫輥板前板： 所以，橫輥機構重量 因為，一些小零件采取估算的方式以及計算誤差 所以，最后取 C. 耕地的物體在挖掘臂四壁產生的摩擦阻力的計算 式中：——橫輥的有效長度 ——橫輥的有效寬度 ——橫輥的有效高度 ——物體耕地后對橫輥的壓力 ，物體的單位膨脹力為6235，那其對橫輥的壓力 ——物體與挖掘臂壁之間的動摩擦系數，查表取 D. 橫輥板上方物體對橫輥板的作用力的計算 式中：——橫輥板機構底部長度 ——重力加速度 ——物體耕地后的密度 E. 物體重量和橫輥板機構重量在底板上產生的摩擦力的計算 式中： ——橫輥的容積 ——橫輥板機構與導軌之間的動摩擦系數，查表取 F. 將上述數據代入式（5-4）中 則， 7.2 軸的設計計算 1 軸承軸的設計計算 1.輸出軸的功率、轉速和轉矩 由上述計算可知=0.442 =124.1 于是 2.作用在軸承上的力 已知軸承軸的分度圓直徑為 而 圓周力 徑向力 3.初步確定軸的最小直徑 軸的材料為40Cr，調質處理。初步估算軸的最小直徑。 （式15-2）【5】 取 則 軸的最小直徑顯然是安裝從動軸承處軸的直徑。此軸上有一鍵槽，應適當增大軸徑：單鍵增大5%。 取 為了使所選的軸與軸承孔徑相適應，同時，軸承軸孔的直徑是，故取；又由于軸承橫輥轂齒合面為，故該軸尺寸； 2 .軸的結構設計 1）擬定軸上零件的裝配方案 選用裝配方案：螺母、軸端擋圈、軸承、軸承端蓋、右端軸承、、右端套筒、軸承軸、左端套筒、軸承、軸承端蓋依次從軸的左端向右安裝。 2）根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和齒合面 （1）為了滿足從動軸承的軸向定位要求，軸段右端需制出一軸肩，軸肩高度，故取段的直徑；齒合面可參考安裝尺寸取 （2）初步選取滾動軸承。因軸承受到徑向力較大，故選用單列向心球軸承。參照工作要求并根據，由軸承產品目錄中初步選取單列向心球軸承6207，其尺寸為，故、；而。 軸端滾動軸承采用軸肩進行軸向定位。根據軸承的安裝尺寸，。 其余尺寸可根據其他相關零件而確定，即， 3 軸的強度計算 按彎扭合成強度條件校核計算 通過軸的結構設計，軸的主要結構尺寸、軸上零件的位置、以及外載荷和支反力的作用位置均已確定 許用應力值 用插入法由表16.3【4】 查得 ， 應力校正系數 表6軸承軸受載計算結果 載荷 垂直面V 水平面 H 支反力 彎矩 總彎矩 扭矩 6）. 由于軸承為K式直軸承，按彎扭合成應力校核的強度 故安全。 4 主動軸承軸的設計計算 由從動軸承的結構尺寸可知軸的直徑為，其齒合面可參考裝配尺寸確定。此軸所受載荷較?。珊雎裕?，可不進行強度校核計算。 使用系數：由12-9 =1.5 動載荷系數:由12.9 =1.15 齒間載荷分配系數：由圖12.10，先求 .由此可得 KHα=1Zε2=10.8942=1.25 =1.25 7.4 傳動結構及設計 傳動軸的設計因材料為Q235A鋼，其密度，與的直徑D=320mm. 若取每級軸承傳動的效率（包括軸承效率在內）=0.97，則 則軸的角轉速 （2）軸的最小直徑的確定 式中 選取軸的材料為45鋼，調質處理，選取=112。于是 得 (4) 電動筒體強度的校核 已知 功率P=2.2kW,帶速筒長l=600mm,直徑D=320mm， 筒體厚度t=15mm,材料為Q235鋼板。 由式 \ --圓周加工力； 由式 ， 代入得 =2=116800N， ==58400N； ，--為所受轉矩； 設推料板平均張力F沿齒合面L均勻地分布在上，則單位齒合面上受的力 此中 W--抗彎截面模數， 對于內徑d，外徑為D的電動，其抗彎截面模數應按圓柱殼理論選?。? 因此 式中 R—殼（）的平均半徑，mm; t—殼()的厚度，mm; 則 正應力 根據第四強度理論，合成彎矩可以寫成： 　　 計算強度校核通過。 八 刀片的選擇 此設計中刀片工作環(huán)境為高速軸轉速不大于1500r/min，刀片的圓周速度不大于2m/s（見以下計算）；工作環(huán)境溫度范圍-40—+50?？蓛?yōu)先考慮標準刀片。 總傳動比 ( 3-1) nm———刀片滿載轉速，nw———— 旋耕刀片轉速； i=ig?iv (3-2) 取ig=1.37 iv=1.72 ig————一對圓柱轉軸的傳動比，iv————V帶傳動的傳動比； 各軸轉速計算 = 1420r/min = 各軸功率計算 8.1 按強度選用刀片 根據整個旋耕機構工作的傳動比要求，即總的傳動比 各軸轉速、轉矩、功率列表如下： 軸號 功率（kW） 轉速n(r/min) 轉矩(N.m) I 1.49 1420 9.98 II 1.43 1036 1.38 III 1.36 355 36.3 8.2 計算功率 根據式（18-11）【1】 式中 —傳遞的功率，kW; —工況系數，見表18-40【1】； —要求的輸入轉速r/min； —承載能力表中靠近的轉速r/min； —時的許用輸入功率kW，由表18-31~37【1】中查出； —對應于時的許用輸入功率kW,當時，取.； 工況系數安中等沖擊載荷得到； 按及相接近的公稱轉速， , 當時，折算許用公稱功率 代入上式得： 九 旋耕刀片強度的計算 根據旋耕刀片的結構和特性，可不考慮梁的扭轉力的慣性和旋耕刀片的水平面荷載水平是可以忽略不計。計算并根據第二負載梁的強度，動載是非常小的，可以由一個集中荷載的近似計算。彎曲正應力截面包括：整體彎曲梁的應力載荷下機輪壓引起的工字梁凸緣的兩個部分的局部彎曲應力下，合成后的強度校核。在垂直平面內按簡支梁梁的整體彎曲計算，根據計算平面框架剛度： 豎向荷載的彎曲應力引起的下法蘭（由于負荷不大，用一般的條件，在地上能達到所要求的）： 根據P543 26-99計算： σx= 單位：公斤/厘米2 式中：P=ψⅡQ+G機 =2000×1.2+221×1.1 =2643.1 其中：Q-額定受壓量 Q=20Kg G機-機體自重 G機=33Kg ψⅡ-動力系數，對于中級工作類型 ψⅡ=1.2 kⅡ-沖擊系數，對于操縱室操縱時 kⅡ=1.1 y1-旋耕刀片下表面距斷面形心軸x-x的距離 y1=30厘米 yx-旋耕刀片跨中斷面對x-x軸慣性力矩 yx=32336 G機 –機體的自重 G機=21Kg q-旋耕刀片架單位長度重量（Kg／m） q= 1000×F×γ+q′ =1000×0.016×7.85+7.5=8.56／m9kg／m 其中： F-旋耕刀片斷面面積 F=0.0126 m2 γ-設備比重，對鋼板 γ=7.85t／m2 q′-設備橫加筋板的重量所產生的均布載荷 q′=7.5 t／m 所以：σx=30÷32336×〔(1.2×2000+1.1×221) ÷4×1000+1.1×1.26×1000 2÷8〕 =30÷32336×779300 =2Kg/cm2 結果得：σx=2Kg/cm2 致謝 在這畢業(yè)設計即將結束之際,我真摯地向所有幫助過我的老師和同學說一聲，謝謝！非常感謝你們對我的關心和幫助。我想如果沒有你們對我的幫助和支持，我是難以順利完成本次設計的。 我的這次畢業(yè)設計是在X老師的悉心指導下完成的。X老師淵博的知識、嚴謹的治學風范和高度的責任感是我在設計和學習過程中獲益匪淺。在設計中遇到困難和挫折時，X老師總是能夠給予關懷和幫助。非常關心我們的畢業(yè)設計經常詢問我們畢業(yè)設計的進度，并且經常指定時間和地點來指導我們的畢業(yè)設計，為我們答疑解惑。在此，我衷心的向X老師說一聲，謝謝！ 在設計過程中，周圍同學對我無私幫助，不厭其煩的為我解答困惑，使我的設計工作更加順利。非常感謝他們的幫助。 在畢業(yè)設計工作中，得到了工業(yè)制造學院領導和老師的許多幫助和各方面的支持，在此也表示衷心的感謝。 最后再一次感謝對關心、支持、幫助我的老師和同學。 參考文獻 1.《機械運輸機械》 羅義新 主編 冶金工業(yè)出版社出版 1993年4月第一版 2.《機械零件設計手冊》 東北工學院《機械零件設計手冊》編寫組編 3.《機械運輸機械機體樣本：果園旋耕機械卷》 機械工業(yè)出版社 1991年7月北京第一版 4.《機械零件》 鄭志祥 主編 高等教育出版社出版 1987年10月第二版 5.《機械設計手冊》 化學工業(yè)出版社出版 1970年10月第二版 6.《果園旋耕機設計手冊》 機械工業(yè)出版 1980年3月天津第一版 7.《機械零件課程設計手冊》 盧頌峰主編 中央廣播電視大學出版社出版 1986年1月第一版 8.《機械原理》 潘震蒼 主編 高等教育出版社出版 1987年5月第一版 9.《機械零件課程設計》 湯慧瑾 主編 高等教育出版社出版 1990年5月第一版 10.《果園旋耕機式果園旋耕機》 宮本智 著 天津科學技術出版社出版 11.《機械設計師手冊》 機械工業(yè)出版社出版 1989年1月第一版 - 32 -