侧边传动式旋耕机的设计Word下载.docx

1、这样可保证农具的最小能耗， 最小的材料消耗和较好的工作质量。根据目前旋耕机的使用现状，预计旋耕机的研究重点将是以下几个方面：（1）在传动方面，现有的旋耕联合作业机具机架刚性不足，影响传动系统零件寿 命，可靠性低。（2）旋耕刀具设计参数不合理，作业性能差。（3）侧边传动式旋耕机部件的结构设计。（4）与发动机功率匹配。（5）整机应满足基本农艺要求，耕深 1013cm，配套动力为 1530KW的拖拉机。（6）作业后，地膜与垄台要贴实、无皱折、无卷曲、无漏覆。 本次设计主要是要一次同步完成翻土、碎土、平整地表等作业，并且须通过合理 选择参数和优化机构设计，使之整体尺寸、结构设计合理，功率消耗低，满足作

2、业要 求，同时克服其他可能存在的问题。2总体方案的选择及确定 随着农业科学技术的发展，旋耕机的研究和使用有很大的进展，出现了多种型式 的产品。通过分析比较本次设计选用卧轴、悬挂式侧边传动的方案，这种结构对土壤 适应强、混土效果好，能一次同步完成翻土、碎土、平整地表的要求，而且结构简单、 效率高。2.1工作方式的选择 旋耕切削方式的选择 由于切削方式的不同，旋耕机的功耗及所达到的效果亦有不同。目前有旋耕机刀 辊的旋向与其前进方向的不同，一般可分为以下两种基本形式：正转式和反转式。两 者在工作时的切削速度、刀轴切土扭矩等都表现不同，但反转旋耕机存在的最大问题 是作业时刀片切下的土块容易随刀滚抛向前

3、方，易造成堵塞，不利于旋耕平土。故此 处选正转更合适。2.2动力的选择 根据现有拖拉机型号使用性能等情况及任务书的要求，现初选东方红 -250 的轮式 拖拉机。其参数如下表 1：表 1 东方红 -250 的轮式拖拉机技术规格Tab. 1 Dong fang hong-250-wheeled tractor technical specifications参型式外型尺寸标定功率最大提升力额定牵引数值速度范围力（N）5800（mm）（ kw）（KN）（Km/h）4*228501360119018.44.151.2527.86参 数 数 值轴距1493最小离地间隙（ mm）430后轮轮距 （ mm）

4、 10201320结构质量 （kg） 1040动力输出轴 转速（ r/min ） 540/730动力输出轴 标定功率 （kw） 17.53工作参数的计算及选择3.1刀片运动轨迹及其分析旋耕机工作时，旋耕刀运动轨迹是摆线 1。以刀轴旋转中心为原点建立坐标系， x 轴正向和旋耕机前进方向一致， y轴正向垂直向下。设前进速度为 vm ，刀轴旋转角度为 ，开始时刀片端点位于前方水平位置与 x轴重 合，则旋耕刀端点运动方程为：x=Rcost+ vm ty=Rsin t （1）式中 R旋耕刀端点转动半径（刀滚回转半径）图 1 刀片运动轨迹 Fig .l Inserts trajectory由公式（ 1）可

5、见旋耕刀端点的绝对运动，其运动轨迹随着 R、和 vm 的不同 而有不同的形状和特性。将式对时间求导，可得刀片断点在 x轴和 y轴方向的分速度：vx=dx/ dt =vm- Rsin t （2）vy = dy / dt = Rcost （3）刀片端点绝对速度 V的大小为：V= vx2 vy2 R2 2 vm2 2R cost （4）由公式（4）可见R=vp是旋耕刀端点的圆周线速度，令 =vp/vm=R/ vm，称 为旋耕速度比，它表示旋耕刀端点旋耕速度比与旋耕机前进速度的比值， 的大小对 旋耕刀运动轨迹及工作状况有重要影响。因 = R / vm故 vx= vm -Rsin t= vm （ 1-

6、sin t ） （5）如果1，即vp 0，即刀片端点 的水平分速度始终与旋耕机前进方向相同，其运动轨迹是短摆线，这时旋耕刀不能向 后切土，而出现刀片端点向前推土的现象，使之不能正常工作。若1，则当旋耕刀旋转到一定位置时，就会出现 vx 0的情况，既刀端绝对运 动的水平分速度与旋耕机前进的方向相反，从而使旋耕刀能够向后切削土壤。只要刀 片开始切土时 vx 1时刀端运动轨迹为余摆 线。为保证旋耕刀正常切土，刀刃上切土部分各点的运动轨迹都应是余摆线，即其圆 周速度大于旋耕机的前进速度 1 。3.2机组前进速度与刀片回转速度的配合由以上可知，为保证刀刃切土， 刀片从开始切土直到铣切完毕都不应使刀片顶土

7、。 即：vx = vm- R sin t 0 （6）由公式（ 6）可见在切土过程中刀刃向后的分速度是逐渐增大的。一般旋耕机的前 进速度 vm =0.5 1.5米/秒，刀片的端点切线速度 V=38米/ 秒。为使机组减少功耗提高 效率需合理选择配合两者的速度 2 。3.3耕作深度通常耕深与旋耕机的结构参数 R和运动参数 vm 、R有关。设耕深为 H，由刀片运动 轨迹图可知,当旋耕刀端点开始切土时其纵坐标 y=R-H，变换得y= Rsin t 则sin t= （R-H）/R代入公式（ 6）中，得：vx = vm - （R-H） （7）要使 vx 0，必须， vm （ R-H）即 H R-vm/ 或

8、H R（1-1/ ） 的选择即要保证旋耕机正常工作及满足设计耕深要求，还要综合考虑旋耕机结 构、功率消耗及生产率等其他因素。如增大 R、 不仅使结构变大，而且回增大切土扭 矩及功率消耗，减小 vm又会降低生产率。目前常用的速度比为 =410左右2 。根据 旱耕耕深的设计要求取为 H=12cm。3.4切土节距 沿旋耕机前进方向纵垂面内相邻两把旋耕刀切下的土块厚度，即在同一纵垂面内 相邻两把刀相继切土的时间间隔内旋耕机前进的距离。sz= vm t= vm 60/zn 或 sz= vm 2/z （8）式中 t 刀轴每转一个刀片所需时间， sZ 同一旋转平面内的刀片数n 刀轴转数， r/min由公式（

9、 8）可见，增加 z或n， sz变小，切土细碎，但随着转数的提高，功率消耗 亦显著增加。若增加 z或n，刀片间距变小，易产生堵塞现象 2 。故一般为 10 12mm。综上所述，旋耕部分设计时以上各参数相互影响。根据设计任务要求及拖拉机规 格，p=18.4Kw vm=1.253.07Km/h。取=7，V=R=2.43 5.97 m/s，由 sz=12 cm， H=12cm，n=203r/min ，则 =2n/60=20.9rad/s ，R=V/=117286mm。若同一旋转平 面内的刀片数 Z=2， sz =6cm。3.5耕幅的确定工作幅宽应根据配套的拖拉机功率的大小，旋耕比能耗（旋耕比阻），耕

10、深要求 等确定。拖拉机输出动力轴功率 pe =17.5Kw取功率利用 =0.8 ，则1000 pe =BHkr vm， kr 为旋耕机工作时的比阻，当 h=12cm时，砂壤土 Kr：1.2 1.4 kg cm2 。得耕幅为：B= 1000 pe （ 9）H kr Vm将数据代入公式（ 9），得：=162cm1000 17.5 0.812 1.2 10 60取 B=90cm。3.6机具的配置由于耕幅 B=900拖拉机后轮轮距外缘 1020，故要采用偏右侧悬挂。Fig 2 Cultivation sites configuration3.7功率耗用旋耕机工作时所需的功率计算。在耕作过程中，旋耕机工

11、作所需的功率与多种因 素有关，如地块地形、耕深、耕宽、耕速和土壤性质等。功率消耗主要包括旋耕刀切 削土壤消耗的功率、抛掷土块消耗的功率、推动前进消耗的功率、传动部分消耗的功4。率及土壤沿水平方向作用与刀辊上的反作用力所消耗的功率。设计时，假定旋耕机组在比较平坦的田地里进行匀速直线作业，旋耕机工作时所需的功率可用下式估算将数据代入公式（ 10），得：N=1.330.9 0.12 0.6 1210000=10.3Kw式中： B 旋耕机工作时的耕幅 B=0.9mH 旋耕机工作时的耕深 H=0.12mvm 旋耕机组前进速度 vm =0.6m/sKr 旋耕机工作时的比阻，当 h=12cm时，砂壤土 Kr

12、：1.21.4 kg c即： 12100001410000N/由N=10.3Kw，旋耕机工作装置工作效率 1取0.85 ，所需的功率 pw =N 1=12.1 （kW）。动力传动装置效率，可取 =0.85，旋耕机工作时所需要的功率 p0 =pw/ =14.3kW，故所选动力满足旋耕机的功率耗损。4结构设计4.1传动方案拟订 目前有的旋耕机采用变速箱式的传动装置，有的旋耕机动力从中央传给刀轴，整 机受力均匀，根据任务书采用侧边传动。由于侧边齿轮结构复杂，加工精度要求高， 而侧边链传动零件少、质量轻、结构简单、加工精度要求低，所以本设计采用侧边链 传动。柴油机的输出速度，经 V带传到拖拉机的离合器

13、，通过变速箱变速后，一部分动力 传到拖拉机的行走轮上，另一部分传到旋耕机的输入轴上。考虑到旋耕机的设计尺寸， 旋耕机齿轮箱的输入轴和拖拉机变速箱的输出轴可能不在同一直线上，两者之间采用 万向节传动。为了增加旋耕机的输出力矩，在其输入轴和刀轴间采用单级齿轮减速器 和链轮传动 4 。结构如图 2：1 万向节 2 圆锥减速机构 3 链传动机构 4 刀轴总成图 3 传动方案Fig 3 Ransmission program 根据与所选轮式拖拉机的连接方式选取图 2 的传动方式，由万向节连接到拖拉机 的动力输出轴。 万向节的主要作用是补偿拖拉机动力输出轴与旋耕机第一轴的偏移量， 并以最大传动效率和扭矩带

14、动旋耕机工作，同时当负荷更大时保护旋耕机。4.2传动装置设计4.2.1总传动比的计算及分配 由所选拖拉机的动力输出轴转速 ne 和刀滚的工作转速 n可确定传动装置的总传动 比i ，由 ne =730r/min, n=203r/min 。i= ne /n （ 11）由公式（ 11）可知总传动i=3.6 ，传动比不大，两级减速一对圆锥齿轮和链轮即可 满足要求。考虑到单级圆锥齿轮减速器的传动比不易过大，以减小齿轮的尺寸，便于 加工。取链传动比为 i1=2，则锥齿轮传动比 5 ：i0=i/ i1=3.6/2=1.8 。4.2.2计算传动装置的运动和动力参数各轴转速，拖拉机动力输出轴为 0轴，减速器输入

15、轴为轴，输出轴为轴，刀滚 轴为 ，各轴转速为：n0 730r/minn0 n =730r/minn=n1/ i0 =730/1.8=406 r/minn =n/ i1 =406/2=203 r/min各轴输入功率按旋耕机所耗功率计算各轴输入功率，得：p0 =14.3 kwp = p0 1=14.3 0.98=14 kwp =p 24=140.95 0.99=13.18 kwp =p 34=13.180.950.99=12.3 kw 式中1、2、3、4 分别为万向节、圆锥齿轮、链轮、滚动轴承的效率。各 轴转矩： T=9550 P/n （12）T0 =9550 p0 / n0 =9550 14.3

16、/730=187.07 N mT =9550 p / n =955014/730=183.15 NT =9550 p/ n =9550 13.18/406=310.02 N T =9550 p / n =955012.3/203=578.65 N m 将以上计算结果整理后列于下表 2：表 2 传动装置动力参数Table 2 Analysis on main quality of end products of different concentration technology项目动力输出轴输入轴轴输出轴轴刀滚轴转速（ r/min ）730406203功率（ KW）14.31413.1812.

17、3转矩（ N m）187.07183.15310.02578.65传动比11.82效率0.960.944.2.3圆锥齿轮计算及校核齿轮采用 45号钢，调质处理后齿面硬度 180190HBS，齿轮精度等级为 7 极。取Z1 =20,则 Z2 =1.8 20=36。参考机械零件的齿轮计算方法。设计准则：按齿面接触疲 劳强度设计，再按齿根弯曲疲劳强度校核。1） 按齿面接触疲劳强度设计。齿面接触疲劳强度的设计表达式ZH ZE 4KT1 H 0.85 R（1 0.5 R ）2u其中， d 0.8 ，u=1.8ZE 189.8 MPa ， ZH 1.8，T1 9.55 106 P 9.55 106 14

18、18.3 104 N mm1 n 730选择材料的接触疲劳极根应力为：14）应力循环次数 N由下式计算可得N1 60n1at60 730 300 8 161.68 109N194.23 109 9N20.92 109u5接触疲劳寿命系数 ZN1 1.1, ZN 2 1.02弯曲疲劳寿命系数 YN1 YN2 1接触疲劳安全系数 SHmin 1，弯曲疲劳安全系数 SFmin 1.5, 又YST 2.0 ，试选K t 1.3 。求许用接触应力和许用弯曲应力：动载荷系数 Kv 1.0 ；使用系数 KA 1；齿向载荷分布不均匀系数 K 1.02 ；齿 间载荷分配系数取 Ka 1，则 KH K AKvK

19、Ka 1.01 1.0 1.02 1.0 1.03，修正：K 1.03d1 d1t 3 H 104.4 3 1.03 96.6mm （15）1 1t K t 1.3取标准模数 m 5mm（2）计算基本尺寸。d1 mz1 5 20 100m md 2 m z2 5 36 180m m66.7MPa F1所以齿轮完全达到要求。表 3 齿轮的几何尺寸Tab.3 Gear geometry名称符号公式分度圆直径dd1 mz1 5 20 100mm d2 mz2 5 36 180mm齿顶高haha ha m 1 5 5mm齿根高hfhf （ha c ）m （1 0.2） 5 4mm齿顶圆直径dada1

20、d1 2ha cos 110mm da 2 d2 2ha cos 188mm齿根圆直径dfdf 1 d1 2hf cos 92mmdf 2 d2 2hf cos 172mm齿顶角atan a ha /R 0.04854齿根角ftan f hf / R 0. 0388分度圆锥角sin mz/2R 0.485顶锥角a a 26.2根锥角f f 26.78锥距RR mz/2sin 103mm齿宽bb （0.2 0.35）R 30mm由于小齿轮的分度圆直径较小，所以作成齿轮轴 84.2.4 滚子链传动的设计计算（1）选择链轮齿数 Z1， Z2假定链速 v=0.6 3m/s，选取小链轮齿数 Z1 =15

21、；从动链轮齿数 Z2 i Z1 2 15=30。（2）计算功率 pca 。由表查得工作情况系数 Ka=1，故：pca =Ka P=113.18=13.18kw（3）确定链条链节数 L p 。初定中心距 a0 =20p，则链节数为： Lp=2a0 +z1+z2 + p （z1 z2）2 （17）p p 2 a0 2 =62.8 取Lp =64节（4）确定链条的节距 p。由小链轮系数 kz =0.77 ， kl =0.90， kp =1.7 ，p0=pcakz kl kp18）=8.3kw查表得链根据小链轮转速 n1=406r/min 及功率 p0 =8.3kw，选链号为 12A单排链， 节距 P=19.05。（5）确定链长 L 及中心距 a。L=Lp p1000=1.22mp （L Z1 Z2） （La= 4 （Lp 2 ） （LP 2Z1 Z2 2 Z2 Z1 2） 8（ ）19）20）=393mm中心距减小量 a=（0.002 0.004 ）a=（ 0.002 0.004 ）393=0.781.56mm实际中心距