深松旋耕机设计
侧边传动式深松旋耕机的设计
学 生:吴凯龙
指导老师:吴 彬
(湖南农业大学工学院,长沙 410128)
摘 要:根据农业生产的需要,能使旋耕机达到深耕,则采用将深松和旋耕作业结合起来,
即先深松而后再旋耕,本设计在旋耕机前方附加横方梁,在横方梁上安装深松铲,并使铲深浅可调,以达到增加耕深的目的,通过合理选择参数和旋耕机的设计,使作业过程中可以一次完成深松和旋
耕作业,达到深层土壤疏松、表层土壤平整,满足直接播种要求。
关键词:旋耕机;深松;深松铲
Design of Sub-soiling and Rotary Tilling Machine
Student:Wu Kailong
Tutor:Wu Bin
(College of Engineering, Hunan Agricultural University, Changsha 410128, China)
Abstract: According to the needs of agricultural production, for the purpose of the Rotary tilling
machine can achieve the soil tilling.It combines the Sub-soiling and Rotary tilling. that is,first
Sub-soiling and then Rotary tilling .The specific plan is added a mechanism in the front of the existing
Rotary tilling machine.It have the Subsoiler installed in the mechanism.It makes the subsoiler adjust the
depth for the purpose of increasing the depth of cultivate.By selecting the proper parameters and
designing the rotary tilling machine properly ,it can be proceed in sub-soiling and rotary tilling
completely.It can reach the demands that the deep soil is loosen,the surface soil is flat.It can meet the
demand of the seeding directly.
Key words: Rotary tilling machine; Sub-soiling; Subsoiler
1 前言
我国属于干旱缺水国家,许多地区水资源匮乏,严重影响农作物产量的提高,需
要先进的耕作技术对其进行改良。为实施保护性耕作,减少对土壤的频繁翻耕,从而
达到蓄水保墒、改善作物生长环境的目的,少耕、免耕作业法和深松技术成为近年来大力推广的耕作措施。该耕作方法作业时不进行传统翻耕,在深层进行土壤疏松,局部切断土壤供水系统,减少土壤水分的散失。
如今我国旋耕机得到了广泛的使用,从现在的使用情况情况来看,主要存在以下
一些问题:
⑴在动力方面,与之配套的拖拉机前进速度快(很少有低于2km ∕h ), 发动机功率
偏小,轮距偏大。
⑵旋耕刀片易弯曲,易断裂。
⑶悬挂旋耕机的悬挂装置及使用万向节都存在一定的问题。
⑷最主要的问题是耕作的深度浅,满足不了当今农艺深耕、深松的要求。
本次设计主要是达到增加耕深的目的,通过合理选择参数和深松旋耕机的设计,
使作业过程中可以一次完成深松和旋耕作业,达到深层土壤疏松、表层土壤平整,满足直接播种要求。深松旋耕机在我国处于起步阶段,一般水平横轴式旋耕机的耕深不超过20cm 。加大旋耕深度的主要难点是引起作业负荷和功率消耗急剧增大, 机械强度刚性不足和机组功率不平衡。大功率拖拉机具有双速独立动力输出轴, 可以全功率输出, 这也为配套深松旋耕机提供了先决条件。
2 总体设计
2.1 深松旋耕机方案确定
根据任务书的设计要求,为使旋耕机达到深耕的目的,则采用将深松作业和旋耕作
业结合起来,先深松后再旋耕,即可一次完成深松旋耕作业,具体方案为:在现有的旋耕机前方附加横方梁,在横方梁上安装深松铲,并使铲深浅可调,深松铲由铲头和铲柱两部分组成。
所设计的深松旋耕机主要由深松铲、机架、传动装置、旋耕刀辊、挡土罩及平土
拖板组成。
1.刀轴;2.刀座;3.弯刀;4.侧边齿轮传动箱;5.机架;
6.深松铲;7.中间齿轮传动箱
图1 深松旋耕机的组成简图
Fig l Loose the composition sketch of the rotary tillage machine deeply
2.2 深松旋耕机工作原理
深松旋耕机工作时,深松铲在拖拉机的牵引下前进,深松铲将土层松动,达到深耕
的要求。同时拖拉机输出的动力经传动装置驱动刀辊旋转,旋耕刀在前进和旋转过程中不断切削被深松铲松动的土壤,并将切下的土块向后抛掷与挡土罩相撞击,使土块进一步碰碎后落到地面,并利用平土拖板将地面刮平达到碎土充分,地面平整[1]。
2.3 旋耕部分切削方式的选择
由于旋耕机刀辊的旋向,及轴与地表面的相对位置不同,可分成正转和反转两种
基本形式。
拖拉机行驶速度
图2 旋耕的切削方式
Fig 2 Cutting way of the rotary tillage
在以上图示两种形式中,a 是现在一般形式正转旋耕,b 为反转旋耕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方,易造成堵塞,不利于旋耕平土[1]。故选前者更合适。
2.4 拖拉机的选择
由于所设计的深松旋耕机在旋耕同时进行深松作业,比起一般形式的旋耕机来能量消耗肯定不少,因此在选择动力时,尽量选择功率适中、轮距小、行驶速度低的轮式拖拉机。根据现有拖拉机型号使用性能等情况及任务书的要求。现初选快发-750的轮式拖拉机。参数如下表1:
表1 快发-750轮式拖拉机技术规格
Table 1 KUAIFA-750wheeled tractors of technical specifications
参
型式
数
数
2轮驱动
值
参
轴距(mm )
数
数
1880.5
值 430 1300 2180 540/1000 (mm ) (mm ) (kg ) 转速(r/min) 540/730或 2280 最小离地间隙后轮轮距结构质量动力输出轴 (mm ) 3824³1615³55 ≥98.4 0.51~32.5 14000 (kw ) (N*m) (Km/h) (N ) 外型尺寸 标定功率最大扭矩 速度范围额定牵引力
2.5 刀辊直径D 和转速n 确定
刀辊直径D 和转速n 是旋耕机很重要的参数,它们对深松旋耕机的工作性能及土壤切削和抛掷过程,能量的消耗都是非常重要的影响因素。
在切削过程中,能量的消耗与刀片接触轨迹的长度成比例关系,于是找出了正转时R/H(H ,旋耕深度)的理想值为1.03~1.14。另外,在土壤—刀片接触轨迹的长度和被耕土壤的体积的基础上,从理论上确定R/H=1.25,这是理想值[1]。
对于刀辊的速度,当刀辊直径为49cm ,转速大于120r/min,抛掷良好,不会发生严重的重切,但转速过高,会使抛掷消耗过多的能量,确定n=190 r/min。
图3 旋耕刀的运动
Fig 3 Sports of the rotary tillage one hundred sheets
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[2]。
S z =V m t=V m ⨯60/Zn 或 Sz = V m ⨯2π/zω (1) 式中 t——刀轴每转一个刀片所需时间,s
Z——同一旋转平面内的刀片数
n——刀轴转数,r/min
由公式(1)可见,增加Z 或n ,S z 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, 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 e =29.4Kw,V m =0.29~36.5Km/h。取V=Rω=3.8 m/s,由S z =12.3cm,H=15cm,
n=190r/min,则λ= R ω/V m =5.75,ω=2πn/60=19.9rad/s,R=V/ω=190mm,D=380mm。若同一旋转平面内的刀片数Z=2,S z =6.15cm。
2.6 功率耗用
深松旋耕机的功率消耗主要包括旋耕刀切削土壤消耗的功率、拉动深松铲前进消耗的功率、抛掷土垡消耗的功率、推动旋耕机前进消耗的功率、传动部分消耗的功率以及克服土壤沿水平方向作用于刀辊上的反力所消耗的功率[1], 可用公式(2)表示为: N=N q +N s +N p +N t +N f ±N n (2) 式中 N—深松旋耕机总的功率消耗
N q —切土功耗
N s —深松的功耗
N p —抛土功耗
N t —旋耕部分前进功耗
N f —传动及摩擦功耗
N n —克服土壤水平反力的功耗
在深松旋耕机总的功率消耗中, 以前三项功率消耗为主, 约占总功耗的70%~80%以上。公式中最后一项N n 是克服土壤沿水平方向作用于刀辊上的反力所消耗的功率. 正
转旋耕机此功率有推动旋耕机前进的作用, 可全部或部分取代旋耕机前进所消耗的功率N t , 故取负号。
在实际中, 常用旋耕比能耗来表示不同旋耕机功率消耗大小. 根据设计的深耕旋耕机作业的耕宽B=130cm,耕深H=15cm,前进的速度V m =0.661m/s, 旋耕土壤比阻K r ,取值范围1.4~1.6,它与耕深有关,耕深大取大值。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公式(3)估算。
N 1=100/75⨯B ⨯h ⨯V m ⨯Kr=l.33BhV m Kr (3)
=1.33⨯1.30⨯0.15⨯0.661⨯14⨯1002=25.7Kw
由N 1=25.7Kw,旋耕机工作装置工作效率η1取0.88,所需的功p e =N 1/η1=29.4kW。 由参考文献[6]可见,深松铲在黑壤土30cm 松土深度时,牵引阻力在444~876kg 之间,根据实际情况,取深松铲的牵引阻力为450kg ,深松旋耕机配套的是三个深松铲,则深松部分所需功率为:
N 2=3⨯450⨯9. 8=20. 02kw 0. 661
故所选动力满足深松旋耕机的功率耗损。
2.7 耕幅的确定
结合本次设计要求及动力情况,确定深松旋耕机的深松深度H ′=30cm,旋耕深度
H=15cm,耕幅有单位面积所消耗的功率参数和单位面积所牵引力以及单位耕宽所需扭矩进行计算。各功耗系数取为:单位工作面积所牵引力k T =1.98N/cm 2, 单位耕宽所需扭矩k x =6.92N.m/cm。
根据单位面积所需牵引力及单位耕宽所需扭矩计算
总牵引力 F=k T B H ′ (4) 总扭矩 M x =k x B (5) 总功率消耗为二者之和 1000P e ηT =Fv+M x ω (6) 工作幅宽为
1000P e ηT B= (7) K T H 'v +K x ω
旋耕刀辊转速n=190r/min,角速度ω=19.9rad/s,拖拉机平均行驶速度为:v=0.661m/s.计算出B=133cm。
综合各因素,取耕宽为130cm 。
2.8 深松旋耕机的配置
深松旋耕机的耕幅配置有正配置和偏配置两种,在旋耕机的耕幅超过拖拉机外缘宽度时,通常采用正配置,反之则采用偏配置,本次设计的深松旋耕机耕宽为130cm ,而所选拖拉机宽有161.5cm ,为了避免拖拉机的轮胎走在已耕地上,因此只有选用右偏置悬挂配置。
根据经验,为了消除轮辙并达到耕后地表平整,耕幅偏出轮胎外缘的距离C ,一般取50~100mm ,这样就确定了旋耕机的偏置程度[2]。如下图所示。
图4 深松旋耕机的配置关系
Fig4 Loose the disposition of the rotary tillage machine deeply
3 传动方案的确定
3.1 传动路线
深松旋耕机与拖拉机有悬挂式和直接式两种形式,悬挂式多用于大中型拖拉机,而直接式用于小型及手扶拖拉机。根据设计的实际情况,采用悬挂式连接。拖拉机动力输出轴通过双万向节把动力传给齿轮箱,为了适应旋耕机升降及深浅调节需要,万向节的传动轴采用能在方套管内自由伸缩的方轴。
传动装置包括齿轮箱、侧边传动箱或中间传动箱,拖拉机的动力传至齿轮箱后,再经侧边传动箱或中间传动箱驱动动力轴,传动方式有侧边链轮传动、侧边齿轮传动和中间传动三种形式。虽然侧边链轮传动零件数目少,并且重量轻、结构简单、加工精度要求低,但是链条易磨损,使用寿命短,这是不可取的。据本次设计的需要,将采用侧边齿轮传动,它可靠性好,但加工精度要求高,制造复杂,成本高[1]。但从可靠因素来看,此方案可取。
1. 万向节;2. 中间传动箱;3. 侧边传动箱;4. 刀片;5. 刀轴
图5 深松旋耕机侧边链传动示意图
Fig 5 Transmission sketch map of the chain by the side of deep rotary tillage loosing machine
3.2 计算传动装置总传动比和分配各级传动比
3.2.1 传动装置总传动比
i=n o /n=730/190=3.84 (8)
3.2.2 分配各级传动比
取侧边传动箱的总传动比i '=2,由公式(9)可知单级圆锥减速齿轮箱的转动比 i 1=i/i '=3.84/2=1.92 (9) 所以i 1值符合一般单级圆锥减速齿轮箱传动比的常用范围。
侧边传动箱由两个圆柱齿轮和中间齿轮组成,因为它们总的传动比不大,则采用
一个圆柱齿轮和中间齿轮的模数相同的传动方式,传动比i 2=2。
3.2.3 计算转动装置的运动和动力参数
⑴各轴的转速
拖拉机动力输出轴为0轴,变速箱高速轴为Ⅰ轴,低速轴为Ⅱ轴,刀轴为Ⅲ轴,各轴转速度为
n 0=n I=730 r/min (10) n Ⅱ=n I/ i 1=730/1.92=380 r/min
n Ⅲ= n ∏/ i 2=380/2=190 r/min
⑵各轴输入功率
按旋耕部分功率Pe 计算各轴输入功率,即
P 0=P e =29.4kw (11)
P I=P 0η1=29.4⨯0.99=29.11kw
P Iη2=29.11⨯0.97=28.23kw Ⅱ= P
P Ⅲ= P Ⅱη3η4=28.23⨯0.97⨯0.97=26.56kw
各轴输出功率分别输入功率轴承效率0.98
I 轴 PⅠ= P Ⅰ³0.98=29.11³0.98=28.53kw (12)
Ⅱ轴 PⅡ= PⅡ³0.98=28.53³0.98=27.96kw
Ⅲ 轴P Ⅲ= P Ⅲ³0.98³0.98=26.56³0.98³0.98=25.51kw
⑶各轴输入转矩
T I=9550 P I/ n I=9550³29.11/730=380.82N.m (13)
T ∏=9550 P Ⅱ/ n Ⅱ=9550³28.23/380=709.46N.m
T Ⅲ=9550 P Ⅲ/ n Ⅲ=9550³26.56/190=1334.99N.m
I 轴输出转矩T ′= TⅠ³0.98=380.82³0.98
=373.20N.m
Ⅱ轴输出转矩T ″=TⅡ³0.98=709.46³0.98
= 695.27N.m
Ⅲ轴输出转矩T ″=T Ⅲ³0.98=1334.99³0.98
= 1308.29N.m
初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢,调质处理,查表得A 0=105,又由P 1=28.53 n1=730 p 2=27.96 n2=380 p 3=25.51 n 3=190。将有关值代入公式(14)可见得:
d min =A0p n (14)
d min1=A028. 53p 1=105³ 730n 1
=105³0.34=36mm
dmin2=A027. 96 p 2=105³380n 2
p 325. 51=105³ n 3190=105³0.42=44mm d min 3=A 0
=105³0.51=53mm
4 重要工作部件的设计
4.1 中间齿轮减速器的设计
4.1.1 圆锥齿轮计算
齿轮采用45号钢,调质处理后齿面硬度180~190HBS ,齿轮精度等级为7极。取z 1=20,则z 2=1.92⨯20=38.4,取z 2=40。参考机械零件的齿轮计算:
⑴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。
⑵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
Z H Z E d 1t = [σ]H ⎝
其中, φd =0. 8,u=1.92
1
2⎫4KT 1⎪(15) ⎪0. 85φ(1-0. 5φ) 2u R R ⎭2Z E =189. 8MP a ,Z H =1. 8,
P 29. 11T 1=9. 55⨯106=9. 55⨯106=3. 8⨯105N ⋅mm n 730
选择材料的接触疲劳极根应力为:
σH 1lim =580MPa σH 2lim =560MPa
选择材料的接触疲劳极根应力为:
σF 1lim =230MPa σF 2lim =210MPa
应力循环次数N 由下式计算可得
(16) N 1=60n 1at
=60⨯730⨯300⨯8⨯16
=1. 68⨯109
N 11. 68⨯109
==0. 875⨯109 则 N 2=u 1. 92
接触疲劳寿命系数Z N 1=1. 1, Z N 2=1. 02 弯曲疲劳寿命系数Y N 1=Y N 2=1
接触疲劳安全系数S H min =1,弯曲疲劳安全系数S F min =1. 5,又Y ST =2. 0,试选
K t =1. 3。
求许用接触应力和许用弯曲应力:
[σH 1]=σH 1lim Z N 1=580⨯1. 1=638MPa
S H min 1
[σH 2]=σH lim Z N 2=580⨯1. 02=591. 6MPa
S H min
1
[σF 1]=
σF 1lim Y ST
S F min S F min
230⨯2
Y N 1=⨯1MPa =306. 67MPa
1. 5
1. 5
[σF 2]=σF 2lim Y ST Y N 2=210⨯2⨯1MPa =280MPa
将有关值代入公式(15)得:
⎛Z H Z E
d 1t = [σ]
H ⎝⎫4KT 1
⎪
⎪0. 85φ(1-0. 5φ) 2u
R R ⎭
2
2
4⨯1. 3⨯380000⎛1. 8⨯189. 8⎫
= ⎪2
591. 60. 85⨯0. 3(1-0. 5⨯0. 3) ⨯2⎝⎭=121. 4mm πd 1t n 1π⨯121. 4⨯730
则 v 1===4. 64m /s
60⨯1000
60⨯1000
z 1v 120⨯4. 64
=m /s =0. 93m /s 100100
动载荷系数Kv =1. 0;使用系数K A =1;齿向载荷分布不均匀系数K β=1. 02;齿间载荷分配系数取Ka =1,则K H =K A KvK βKa =1. 01⨯1. 0⨯1. 02⨯1. 0=1. 03,修正:
d 1=d 1t K H . 03
(17) =121. 4⨯=112. 3mm
K t 1. 3
m =
d 1112. 3
==5. 6mm (18)
z 120
取标准模数m =6。
⑶计算基本尺寸
d 1=mz 1=6⨯20=120mm d 2=mz 2=6⨯40=240mm
节锥定距 R=
mz 1+(z 26⨯20
2z ) 2=⨯+22=134.164mm(不能圆整) 1
2节圆锥角(未变位时,与分度圆锥角相等)
δ11
1=arctgυ= arctg2
=26 33'54''
δ2=90°-δ1=63 26'6'' δ1、δ2均不能圆整
大端齿顶圆的直径
小齿轮 d a 1=d 1+2m cos δ1=120+2⨯6⨯cos 26 33'54''=142.734mm 大齿轮 d a 2=d 2+2m cos δ2=240+2⨯6⨯cos 63 26'6''=245.366mm
齿宽 b=φR R =0. 3⨯134. 164=40. 25mm 取b 1=b 2=40mm ⑷校核齿根弯曲疲劳强度
复合齿形系数Y FS 1=4. 1,Y FS 2=3. 8
取 Y ε=0. 7
校核两齿轮的弯曲强度
σ4KT 1Y FS 1
F 1=
φR (1-0. 5φ223R ) z 1m +u
2
=
4⨯1. 03⨯380000⨯4. 1
0. 8(1-0. 5⨯0. 8) 2
⨯202
⨯6
3
+1. 92
2
MPa
=119. 2MPa ≤[σF 1]
σY FS 2F 2=σF 1⋅
Y =119. 2⨯3. 8
MPa =110. 5MPa ≤[σF 2] FS 14. 1
所以齿轮完全达到要求。
(19) (20) (21)
表2 齿轮的几何尺寸
Table2 Size of geometry of the gear wheel
分度圆直径 齿顶高 齿根高 齿顶圆直径 齿根圆直径 齿顶角 齿根角 分度圆锥角 顶锥角 根锥角 锥距 齿宽
符号
公式
d
d 1=mz 1=6⨯20=120mm d 2=mz 2=2⨯39=234mm
h a
h a =ha *m =1⨯6=6mm
h f d a
h f =(ha *-c *) m =(1-0. 2) ⨯6=4. 8mm
d a 1=d 1+2h a cos δ=124mm d a 2=d 2+2h a cos δ=236mm
d f d f 1=d 1-2h f cos δ=117mm d f 2=d 2-2h f cos δ=231mm
tan θa =h a /R =0. 0447
θa
θf
δ
tan θf =h f /R =0. 0358
sin δ=mz /2R =0. 4472
δa δa =δ-θa =24
δf
R
δf =δ-θf =24. 5
R =mz /2sin δ=134. 164mm
b b =(0. 2~0. 35) R =40mm
[4]
由于小齿轮的分度圆直径较大,所以齿轮和轴分开制造较为合理。
4.2 侧边齿轮减速器的设计
4.2.1 选定齿轮的类型、精度类型、材料及齿数
⑴齿轮减速选为直齿圆柱齿轮。
⑵由于此机构中齿轮传动为低速级齿轮传动,故选用7级精度(GB10095-88)。 ⑶材料选择,选择小齿轮材料为40Cr ,硬度为280HBS ,大齿轮材料为45钢(调质)硬度为240HBS ,二者材料差为40HBS 。
⑷选小齿轮齿数z 1=18,大齿轮齿数a2=uz=2³18=36。 以上为选取的齿轮类型,精度等级,材料及齿数。 4.2.2 公式计算
d 1t ≥2.32³K t T 1(u +1) Z E 2
()
Φd u [ΦH ]
4
1. 3⨯1. 034⨯10⨯3189. 82
=2.32⨯⨯() =32.15mm (22)
1⨯2522. 5
⑴确定公式内的各计算数值 ①选载荷系数K t =1.3 ②计算小齿轮传递的转矩
T1=95.5³105P 1/n1=95.5³105³0.39/360 N.mm=1.034³104 (23) ③由表选取齿宽系数ød =1;
④又查表得材料的弹性影响系数Z E =189.8MPa1/2
⑤由参考资料,按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σ轮的接触疲劳强度极限σ
Hlim2
Hlim1
=600MPa;大齿
=550MPa;
⑥由式计算应力循环次数
设该齿轮工作寿命为15年,每年工作360天,每天10小时,则
N 1=60n1jL h =60³360³1³(10³360³15)=1.166³109 (24)
N2=1.166³109/3=3.89³108
⑦由参考资料查得接触疲劳寿命系数K HN1=0.90;K HN2=0.95 ⑧计算接触疲劳许应力
取失效概率无1%,安全系数S=1,由参考资料Ⅰ中式得,
K HN 1σH lim 1
=0.9³600MPa=540MPa S K HN 2σH lim 2
[σH ]2==0.95³550MPa=522.5MPa
S
[σH ]1=
⑵有关计算
①计算小齿轮分度圆直径d 1t ,代入[σH ]中效小的值
d 1t ≥2.32³K t T 1u +1Z E 2
(25) ⋅()
Φd u σH
=2.32³[(1.3³1.034³104/1)³3/2³(189.8/522.5)2] 1/3 =32.15mm ②计算圆周速度v
V=(Лd 1t n 1)/(60³1000) (26)
=(Л³32.15³380)/(60³1000)
=0.639m/s
③计算齿宽b
b=ød ²d 1t =1³32.15mm=32.15mm (27)
④计算齿宽与高度之比b/h
模数 mt =d1t /z1=32.15/18=1.786mm 齿高 h=2.25mt =2.25³1.786=4.02mm b/h=32.15/4.02=8
⑤计算载荷系数
根据v=0.639m/s,7级精度,由参考资料查得动载Kv=1.02;直齿轮, 假设KAFt/b<100N/mm 由表10-3查得KHa=KFa=1.2 由表查得使用系数KA=1
由表查得7级精度,小齿轮相对支承非对称布置时 KH β=1.02+0.18(1+0.6 ø2d )ø2d +0.23³10-3b
将数据带入后得:
KH β=1.02+0.18(1+0.6⨯12 ) ⨯12+0.23³10-3³32.15=1.315 由b/h=8 K H β=1.315 得K F β=1.35 故载荷系数
K=KA K V K Ha K H β=1³1.02³1.2³1.315 =1.61 (28)
⑥按实际载荷系数效正所算得的分度圆直径,由式得: d1=d1t ⑦计算模数m
m=d1/z1=34.53/18=1.92 (30) 4.2.3 按齿根弯曲强度设计
由公式m ≥. 61K
=32.15³ =34.53 mm (29)
1. 3K t
2KT 1⎛Y F a Y Sa ⎫
⎪(31) ⎪ Φd z 12 σF ⎝⎭
⑴确定公式(31)内各计算数值
①由图查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限σF E I =500MPa ;大齿轮的弯曲疲劳强度极限σF E 2=380MPa ;
② 由图查得弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.85,KFN2=0.88; ③ 计算弯曲疲劳许应力
取弯曲疲劳安全系数 s=1.4 由式得
[σF ]1=K F N 1σF E 1 =0. 85⨯500MPa =303.57MPa
S 1. 4
[σ]=K
F
F N 2
σ
F E 2
2
S
=
0. 88⨯380
=238.56MPa 1. 4
④ 计算载荷系数K
K=KA K V K Fa K F β=1³1.02³1.2³1.35=1.652
⑤ 查取齿型系数
由表查得Y Fa1=2.91 YFa2=2.28 ⑥ 查取应力效正系数
由表查得 YSa1=1.53 YSa2=1.73 ⑦ 计算大小齿轮的
Y F a Y Sa
σF
并加以比较
Y F a 1Y Sa 12. 91⨯1. 53
==0.01347 σF 1330. 57
大齿轮数值大
⑵设计计算
Y F a 2Y Sa 2
σ=
F 2
2. 28⨯1. 73
=0.01651
238. 86
4
2⨯1. 652⨯1. 034⨯10 m≥3 mm ==1.203 mm (33) . 74 mm ⨯0. 016512
1⨯18
对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的模数m 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数,由于齿轮模数m 的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力,而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力,仅与齿轮直径(即模数与齿数的乘积)有关,可取由弯曲强度算得的模数1.203,并将近圆整为标准值m=2mm。按接触强度算得的分度圆直径d 1=34.53mm,算出小齿轮齿数。又由于考虑拖拉机、传动装置的尺寸和重量、减速器、圆锥齿轮的配合装配以及轴的尺寸,得出分度圆的直径为4d 1,因此小齿轮的齿数为:
Z1=
d 134. 53⨯4==70 (34) m 2
大齿轮齿数 z2=uz1=2⨯70=140 取z 2=140
这样设计即能满足齿数接触疲劳强度,又满足了齿根弯曲疲劳强度,并做到结构紧凑,避免浪费。 4.2.4 几何尺寸计算
⑴计算分度圆直径 d1=z1m=70⨯2=140mm
d2=z2m=140⨯2=280mm
⑵计算中心距 a=(140+280)/2=210mm ⑶计算齿轮宽度 b=Φd d 1=1⨯69.06=70mm
取B 2=70mm B 1=75mm 4.2.5 验算
2T 12⨯1. 034⨯104
F 1==N=149.725 N (35)
d 1138. 12
K A F t 1⨯149. 725==2.139N/mm<100N/mm 合适 b 207. 18
4.3 旋耕刀片的设计
4.3.1 旋耕刀片的类型
旋耕刀是深松旋耕机的主要部件之一,刀片的形状和参数对旋耕机的工作质量﹑
功率消耗影响很大,目前卧式旋耕机上使用的旋耕刀,主要有凿形刀﹑直角刀和弯刀三种。
⑴凿形刀片:凿形刀片的正面刃口为较窄的凿形刃口,呈平头或尖头,工作时对土壤进行正面切削。因正面刃口较窄,两相邻刀片的轴向间距大于刃口宽度,切土块的两侧因撕裂而与土壤分离。凿形刀片人土性能好,消耗功率较小,但耕作时易缠草,适用于较疏松的土壤。
⑵直角刀片:直角刀片的刃口平直,其由侧切刃和正切刃组成,弯曲部分近于直角上作时,刀片正面刃口先接触土壤,然后侧面刃进行切削并逐渐接近刀片根部,因此易产生缠草现象。这种刀片刚性好、碎土能力强,适于旱地耕作。
⑶弯形刀片:弯形刀的刃口呈弧形,由正面刃口和侧面刃口两部分组成,正面刃口较宽,正面和侧面刃口均有切削作用。工作时,靠近回转轴的侧切刃先与土壤接触进行切削,最后由正切刃切削。这种切削过程可把未被侧刃切断的土块、草茎压向未耕地,以坚硬的未耕地为支撑由正面刃进行切割,这样草茎易被切断。对不能切断的草茎其曲线刃口可将其推向切削刃的端部而脱落。这种刀片不易缠草,对土壤的适应性好。
[1]
由于弯形刀片对土壤适应性强,本次设计采用这种刀片。
1.正切刃;2.前端部;3.弯折线;4.侧切刃;5.侧切部
6.安装孔;7.刀柄;8.刀轴中心;9.后缘
图6 弯刀形状 Fig 6 Form of the tulwar
4.3.2 弯形刀片主要参数的确定
⑴刀片刃口曲线的形状 弯形刀片刃口曲线由侧面刃口曲线与正面刃口曲线组成。
①侧切刃口曲线的设计
侧面刃口曲线应满足不缠草和耕耘阻力小的要求。现设计弯刀的侧刃多采用阿基米德螺线,其参数方程为:R=R 0(1+Kθ) (36)
式中 R 0—螺旋线的起始半径 R—转过θ角的半径 K—系数,为一常数
根据试验资料[6],要使刀片侧切刃在潮湿粘土中不缠草,则刃口曲线端点的滑切角
τn =55°~60°,刀柄基部的滑切角τ0=65°~70°,即τ0比τn 约大10°为好。选择
K=1/18左右是比较合适的。θ角的变化直接影响滑切角τ,θ增大,τ值也增加。但θ又受刀片长度的限制,所以θmax 一般在在26—45°之间选用,以保证滑切角大于刃口与茎杆或土壤间的摩擦角。
②正切刃口曲线设计
正切刃的作用是从正面切开土块,切出沟底并切断侧切刃没有切断的草茎,或将其向外推移。为保证刀片切深一致,减少沟底横向不平度,要求正切刃曲线的侧面投影
在刀片最大直径所形成的圆柱面上,为圆弧的一部分,其俯视图投影为一根与侧切刃线相交的斜线。为减少冲击,正切刃与侧切刃的交角a 应大于90°。所以,正切刃为一斜置平面与圆柱面相贯线的一部分,此曲线在展开的圆柱面上是一正弦曲线,其参数方程为
x ′=R max ωt (37) Z′=
R max sin ωt
(38)
tg φ
式中 φ—正切刃口面与圆柱面母线的交角。
把参数方程变成直角坐标方程得
R max sin Z ′=
x 'R max
tg φ
(40)
为了简化正切刃滑切角的计算,以上述展开面作正切削面,正弦曲面上的斜率即为滑切角的正切。
上式微分可得
d z '=
R max x 'd x '
cos =tg φR max R max 则
dx
=tg τ=dz
cos
x 'R max
(41) d x '
tg φ
tg φ
x cos
R max
图7 正切刃
Fig 7 Edge of the tangent
以
x 1x
2处的滑切角的正切: =90 -r max 及2=90 -r max 代入上式得正切刃点1、
R max R max
tg φ
sin r max tg φ
sin r min
tg τ1=
tg τ2=
式中 r max 和r min 为决定正切刃沿圆周方向的最大和最小位置角。
而φ角又与r max 、r min 及正切刃宽度b 有关,从图7知: tg φ=
R max (cosr min -cos r max )
(42)
b
tg τ1=
R max (cosr min -cos r max )
b sin r max R max (cosr min -cos r max )
b sin r min
tg τ2=
由公式(42)可见,正切刃的滑切角τ与刀辊的最大半径R max 、极限位置角r min 、
r max 及正切刃幅宽b 有关。增大R max ,τ值也增加,但刀辊的半径过大,导致钮矩增加并使机器结构庞大。改变极限位置角的数值的对τ角也有影响,在保证正切刃易脱草
的条件下,r min 和r max 值应尽量取得小些。目前国内设计的弯刀(r min —r max )的值取10°~15°,φ角常取25°~33°。为了简化设计,弯刀片的正切刃是利用圆弧与侧切刃连接起来,正切刃的实际起点并不处在以R max 为半径所形成的圆柱面上。
本次设计考虑到工作要求及尺寸结构,在保证正切刃易脱草的条件下,α=100°,[1]γmax =15°,γmin =10°,φ=28°。
⑵刀片的最大切削半径R max 它与耕深及传动箱的结构尺寸有关。若耕深增大,则切削半径须增,切削钮距也随之增加。因此,在满足耕深要求和传动箱结构尺寸允许的情况下,应尽量采用小的切削半径。根据已知条件,最大切削半径R max =190mm。
⑶侧面刃口曲线的起始半径R O 为了保证耕深和适宜的刃口长度,R O 的大小可由下式决定(图8)
图8 Ro的确定
Fig 8 Sureness of Ro
22=130mm (43) +S Z -2S Z 2R max ⨯h max -h max R O =R max 2
式中 h max —最大设计耕深,h max 为150mm 。
⑷正面刀刃幅宽b b的大小影响旋耕机的工作质量和功率消耗。若幅宽b 增大,整机刀片减少,相邻刀片间距加大,虽不易堵塞,功率消耗降低,但破土质量差,所以不宜过大。一般情况下50mm 为统一弯刀的幅宽。
⑸最大中心包角θmax R max 和R O 为已知,则根据R max =R O (1+Kθmax )公式可求得θmax 值。其大小与侧刃的滑切作用有关,并受刀片长度的限制,一般θmax 在26
—45°之间。
我设计的弯刀的最大回转半径为190mm ,则取最大中心包角为40°。
4.3.3 旋耕刀片的排列
为使旋耕机作业时不产生漏耕和堵塞现象,并使刀轴受力均匀。现在旋耕刀片采用螺旋线排列方案较多,在我国是普遍采用。它是一种规律性强的排列方法,所以采用双头单向螺旋排列方案。 [1]
已知,幅宽B=130cm,刀片切土宽b=6.15cm,刀盘上刀片数Z=2,总刀片数为40。
图9 旋耕刀排列图
Fig 9 The rotary tillage knife arranging and pursuing
4.4 旋耕机刀轴
旋耕机刀轴有整体式和组合式两种,组合式刀轴由多节管轴通过接盘连接而成,其特点是通用性好,可根据不同的宽幅要求进行组合。旋耕刀在刀轴上的安装有刀座和刀盘两种形式,刀座又有直线型和曲线型两种,曲线型刀座滑草性能好但制造工艺复杂。用刀座安装旋耕刀时,每个刀座只装一把刀片;用刀盘安装旋耕刀时,每个刀盘可根据不同需要安装多把刀片。
本设计采用整体式直线型刀座,刀座由钢板冲压成“U ”型,套合后焊接而成,中间是空心的矩形。刀片通过螺丝固定在刀座上。刀轴由无缝钢管制成,轴的两端焊有
轴头,用来与左右支臂销连,刀轴上焊有刀座和刀盘,刀座按多头螺线等距离焊合在刀轴上,用以安装刀片。
1.刀轴;2.刀座
图10 深松旋耕机刀轴
Fig l0 Knife axle of the deep rotary tillage loosing machine
4.5 挡土罩及平土拖板的设计
挡土罩是深松旋耕机的轴助部件,呈凸弧形,由挡泥盖板、左右侧板和橡胶档板等组成。挡土罩弯成弧形安装在刀辊的上方,其作用是挡住旋耕刀切削土壤时抛起的土块,将其进一步破碎,并保护驾驶员的安全。而平土拖板的前端铰接在挡土板上,后端用链条连接到机架上,其离地高度可以调节。拖板的作用是增加碎土和平整地面效果。
深松旋耕机工作时,一面在拖拉机的牵引下前进,同时拖拉机输出的动力经传动装置驱动刀辊旋转,旋耕刀在前进和旋转的过程中不断切削土壤,并将切下的土块向后抛掷与挡土板相撞击,使土块进一步碰碎后落到地面,并利用平地拖板将地面刮平达到碎土充分,地表平整。如下图11所示。
⒈平土拖板; ⒉挡土罩; ⒊链条; ⒋侧边传动箱; ⒌悬挂架; ⒍深松铲; ⒎刀滚
图11 挡土罩及平土拖板的工作过程
Fig l1 Block soil covering and working course of towing the board of flat soil
根据设计的要求,为了达到好的效果,将挡土罩设计成两个位置,形成大小两个间隙。在大间隙时,必须保证碰撞后的土块顺利向后;而在小的间隙时,土块来越过最高点的前段,间隙不能增加了,以保证刀片对土块的强制向下,这样将挡土罩形状确定为前段是与刀辊的同心圆弧,而后段是一偏心圆弧,它使间隙逐渐增大。
挡土板与刀尖间隙大小,根据被切土壤的流量估算。
Q ′=v m ⨯B ⨯a= 66.1⨯15⨯1300=1288950cm 2/s (44)
土块的移动速度取为刀辊线速度的一半,即
11ωR= ⨯19.9⨯19=190cm/s (45) 22
考虑土块在间隙中运动时必须有较大的膨胀,取膨胀系数为2,则间隙为 2⨯12889502Q 'h==≈10cm (46) 1190⨯1300ωRB 2
大间隙取估算出来的h=10cm值。
在小间隙时,不完全是在间隙运动,且比较紧,间隙必须小到使刀片充分发挥强制作用;间隙过大会使工作效果不好。则小间隙的确定用优选法,初取小间隙为3cm 。
4.6 深松铲的设计
深松铲是深松旋耕机重要的工作部件,由铲头和铲柱两部分组成,因常在坚硬土壤中工作,故应具有较强的松碎土壤的能力,还要有足够的强度、刚度和耐磨性能。旋耕机由深松铲达到土壤的深松作业,它是一种纯牵引性作业。
为了适应不同的作业要求,铲头型式很多,可分为两大类:一是铲头与铲柱宽度
相近者,如平脊凿形铲、双头凿形铲、凿柄铲等;一是铲头宽度大于铲柱宽度者,如鸭掌铲、双翼铲、箭形铲等。因为凿形铲的土性能好,工作阻力小,结构简单,强度高,制作方便,适合全面深松,所以本次设计的深松铲采用凿形铲。
4.6.1 深松铲的松土原理及影响因素
深松铲应该做到松土范围适当,牵引阻力小,这与深松铲的型式、参数及土壤状况有密切关系。以平面凿形铲为例,说明深松铲的松土原理及影响其性能的因素。
平面凿形铲的松土过程和双面锲相似,铲前面的土壤受到挤压而破碎,破裂线从铲尖开始,延伸到土表面。铲前进时这个过程重复发生,达到松土的目的。
深松的范围及效果主要有两过参数决定:
A 工作的深度比(h/B),B 锲面的倾角α, 如图12所示。
前进方向
图12 深松铲的工作深宽比(h/B)及锲面倾角α
Fig l2 The loose shovel of Shenzhen work is deep wide than (h/B) And carve surface inclinationα 当深度比较小,且倾角α小于90°时,土壤松动范围将如图所示,底部与板同宽,上面向两侧及前面延伸,成一半球,在土表面成一扇面状。当深度比增大到一定程度,土壤的松动范围将如图所示,即只有上部的土壤被松动,而在一定深度以下,土壤只被挤压开一条槽。但是在两侧,会有一些小裂缝从地表延伸到最深处。这个土壤松动范围的极限点称为土壤深松临界点,它与土壤的性质及深松铲的参数有关。这说明,土壤的松动范围几深度是具有一定限度的。
一般来说,当倾角α增加时,临界点变浅,在铲头两侧加翼板,能有效地改变土壤松动的范围,提高深松效果。根据我所选择的机械行业标准规定深松铲柄的情况,可
知倾角α为23°。
4.6.2 深松铲的配置
图13说明了深松铲的布置对土壤松动范围的影响,对于不带翼的深松铲,当两个
(a)S太小;(b)S适当;(c)S太小
图13 深松铲间距与深度的关系
Fig 13 Relation of the interval of loose shovel in Shenzhen and depth
深松铲之间的距离S=1~1.5h 时(h 为深度),两个铲之间的土壤都被松动,且表土不会由于铲太靠近而隆起,当土壤含水量较大是,S 取小值,含水量较小是S 取大值。对于带翼的深松铲,一般取S=1.5~2h 。
根据设计耕深为24cm,3个深松铲的影响宽度理论宽度约为158cm, 为了使深松影响宽度与旋耕宽度B=130cm相匹配, 整机安装3个深松铲, 铲间距由S=1~1.5h 计算得,取S=45cm,在旋耕机的框形机架上对称配置。
4.6.3 深松铲的牵引阻力
深松铲工作时的阻力包括铲刃的切土阻力R 1、土壤的变形(松碎)阻力R 2和深松铲与土壤的摩擦阻力R 3。三部分阻力沿前进的方向的分力之和即深松铲的牵引阻力R x ,即
R x =R 1x +R 2x +R 3x
阻力R 1x 主要与铲刃的技术状态有关,刃口锋利,阻力R 1x 就小。所以要用质优耐摩的钢材制作铲头,还要进行热处理以提高其耐摩性能。
阻力R 2x 和R 3x 的大小与深松铲的基本参数b 、α以及土壤的类型和物理性状有关。 ⑴α角对牵引阻力的影响 许多试验表明, 牵引阻力随α角的增大而增大。所以,
在结构允许的条件下, α角宜取小值, 深松铲的α角一般在25°以下。
⑵松土深度对牵引阻力的影响 根据试验, 各种深松铲的牵引阻力均随松土深度增加而增大。表3为凿型铲(α=23°,b=10cm)在黑土壤的不同松土深度时, 牵引阻力的变化情况(黑龙江省农业机械化研究所深松铲测力结果)[6]。可见, 在农业技术没有特殊需要的情况下, 深松深度不宜过大。否则, 牵引阻力将迅速增加, 经济上得不偿失。一般松土深度应以突破犁底层为度。
表3 凿型铲的牵引阻力
Table3 The hammer-type shovel traction resistance kg 深度(cm)
黑土壤,W=15.6%
r=1.26g/cm
黑土壤,W=18.6%
r=1.23g/cm
W 为含水率,r 为深松阻比 3325 437 27.5 701 30 876 32.5 1062 35 1080 315 384 444 522 585
⑶土壤的物理性状对牵引力的影响 在相同条件下, 内聚力大的土壤, 其平均牵引力可能比内聚力小的土壤大好几倍。就是同一种土壤, 当含水量、容重不同时, 牵引阻力也会有极明显的差别。
实践证明, 在土壤适耕状进行作业, 不仅牵引阻力小, 而且松土质量也好[6]。
4.6.4 深松铲和深松铲柄的选型
由于中华人民共和国机械行业标准规定了深松30cm 以内土壤的深松铲和深松铲柄的标准(JB/T 9788-1999),深松铲分为三种型式:凿形深松铲(图14);箭形(鸭掌)深松铲;双翼深松铲,深松铲柄分为二种型式:轻型深松铲柄;中型深松铲柄(图
15)。根据设计的需要,深松旋耕机深松部分采用凿形深松铲和中型深松铲柄。
图14 凿形深松铲
Fig 14 Dig the loose shovel of shape Shenzhen
图15 中型深松铲柄
Fig 15 Looses the shovel handle medium-sizedly and deeply
5 强度校核
5.1 轴的强度校核
轴在初步完成结构设计后,进行校核计算。计算准则是满足轴的强度或刚度要求。进行轴的强度校核计算时,应根据轴的具体受载及应力情况,采取相应的方法,并恰当地选取其许用应力,对于用于传递转矩的轴应按扭转强度条件计算,对于只受弯矩的轴(心轴)应按弯曲强度条件计算,两者都具备的按疲劳强度条件进行精确校核等。我所设计的轴有两个传动轴和一根工作轴(刀轴),为了安全起见对刀轴进行强度校 核。
图16 轴的受力分析和弯扭矩图
Fig 16 Analysed and the curved torsion picture by strength
5.1.1 轴上的转矩T
已知刀轴上的传递的功率:P 传=25. 51kw
P T =9. 55⨯106⨯ n
25. 51=9. 55⨯106⨯ 190
=1282213. 16N ⋅mm
求作用在弯刀上的力:
d '=380mm
F t =
2T 2⨯1282213. 16==6748. 51(N ) 380d '
F r =F t tg τ=6748. 51⨯tg 20 =2456. 25(N )
5.1.2 画轴的受力简图 见图16
5.1.3 计算轴的支撑反力
在水平面上
F R 1H =Frl 32456. 25⨯690==1228. 13N l 2+l 3690+690F R 2H =Fr -F R 1H =2456.25-1228. 13=1228. 12N
在垂直面上
F R 2V =F R 1V =F t =3374. 26N 2
5.1.4 画弯矩图 见图16
在水平面上,a —a 剖面左侧
M aH =F R 1H l 1=1228. 13⨯62=76144. 06N . mm
a —a 剖面右侧
M ' aH =F R 2H
在垂直面上 l 2=1228. 12⨯690=847402. 8N . mm
M aV =M ' av =F R 1V
合成弯矩,a —a 剖面左侧 l 1=3374. 26⨯62=209204. 12N . mm
Ma =M aH +M aV =76144. 062+209204. 122=222630. 5N . mm 22
a —a 剖面右侧
M ' a =M ' aH +M ' aV =. 82+209204. 122=872844. 7N . mm 22
5.1.5 画转矩图 见图16 T =F t
5.1.6 判断危险截面 d 80=6748. 51⨯=269940. 4N . mm 22
扭矩为T ,则判断左侧为危险截面,a —a 截面左右的合成弯矩左侧相对右侧大些,只要左侧满足强度校核就行了。 5.1.7 轴的弯扭合成强度校核
许用弯曲应力[σ]=[σ1]b =60Mpa ,[σ0]b =100Mpa ,α=
σ1]b [60
==0. 6 100σ0]b [
a —a 截面左侧
W =0. 1d 3(1-β4) =0. 1⨯803(1-0. 754) =29600mm 3
β=
d 160
==0. 75 d 80
σe =
M 2+(αT ) 2222630. 52+(0. 6⨯1282213. 16) 2
=
W 29600
5.1.8 轴的疲劳强度安全系数校核
查得抗拉强度 σB =650Mpa ,弯曲疲劳强度σ
1
=300Mp a ,剪切疲劳极限
τ
1
=155Mpa ,等效系数ψσ=0. 2, ψτ=0. 1。
a —a 截面左侧
W =0. 2d 3(1-β4) =0. 2⨯803(1-0.754) =7000mm 3
ετ=0. 92;轴经磨削加工,查得K σ=1,K τ=1. 8;查得绝对尺寸系数εσ=0. 95,表面质量系数β=1. 0。则
M 222630. 5==7. 52MPa , 弯曲应力 σb =W 29600
应力幅 σa =σb =7. 52Mpa 平均应力 σm =0 切应力 τT =
T 1282213. 16
==43. 32Mpa W T 29600
τa =τm =
τT
2
=21. 66Mpa
安全系数 S σ=
σ
K σ
1
=
300
1
⨯1. 66+0. 2⨯0
1. 0⨯0. 95
=180. 7
βεσ
σa +ψσσm
S τ=
τ
K τ
1
=
155
1. 8
⨯0. 73+0. 1⨯0. 73
1. 0⨯0. 92
=100
βετ
S =
τa +ψττm
S σS τS σ+S τ
2
2
=
180. 7⨯100. 7+100
2
2
=88. 15
查许用安全系数[S ]=1. 3~1. 5,显然S >[S ],则a —a 剖面安全。 其它轴用相同方法计算,结果都满足要求。
5.2 轴承寿命的计算
我们对工作载荷最大的轴承,也就是刀轴段的轴承进行效核计算,该轴承的代号为6011,参数:C r =23200N,C or =17800N,极限转速6300rpm 。
由上面条件可知轴承的载荷为
P =F R 1H +M R 1V =. 132+3374. 262=3590. 81N
2
2
106C 3106232003
() =() = 轴承寿命:L h =23684.2h>1500h (47) 60n P 60⨯1903590. 81
n=190rpm 故所选轴承可满足寿命要求。
6 结论
本次毕业设计的深松旋耕机具有结构简单紧凑、性能可靠、质量轻、操作灵活等特点。工作部件采用将深松和旋耕作业结合起来,即先深松而后再旋耕,以达到增加耕深的目的,通过合理选择参数和旋耕机的设计,使作业过程中可以一次完成深松和旋耕作业,采用弯刀成功解决了缠草和粘土问题,并且结构强度大、碎土能力强。采用侧边传动解决了中间传动作业中间漏耕问题,齿轮传动克服了链条传动链条易磨损、传动效率低等问题,改善了旋耕机的工作性能,延长了旋耕机的使用寿命。深松旋耕机右侧超出拖拉机右轮胎外边缘8cm ,此时牵引阻力对拖拉机产生了偏牵引力矩。但由于旋耕刀为正旋作业,旋耕时具有驱动作用,旋耕刀辊前进时对深松旋耕机产生一向前的推力,此推力将减小偏牵引力矩对拖拉机直线行驶稳定性的影响。因此偏置对深松旋耕机稳定性基本上没什么影响。
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致 谢
本设计是在吴彬老师的悉心指导和热情关怀下完成的。短暂而有宝贵的毕业设计结束了,在这段时间内使我有一次对整个大学所学过的知识进行了总结和回顾。从方案的论证到最终的设计,涉及的内容包括:机械制图,机械原理,机械零件,材料力学,公差配合,制造工艺,等等。在进行设计的同时,我还掌握了更多的知识,如AutoCAD2004和Proe/E2001等软件的应用。不得不提出我设计的疏忽之处,在计算过程难免会存在这样那样的问题,由于本人的专业水平有限,以及对国家标准的理解不够深入和透彻,还有理论过程与实际过程的差异的考虑较少,在对一些设计参数的估计上存在着或多或少的偏差,这是导致了计算结果与实际正确值之间的误差,这是本次设计最大的不足处。
通过这次设计所暴露的问题层出不穷,而我也是通过对这些问题的解决,掌握了没有巩固的知识,我也相信通过这次毕业设计对于以后的工作有很大的帮助。
再次我要感谢吴彬老师的悉心指导!
附录
附录1:深松旋耕机总装配图A0 附录2:深松旋耕机配置示意图A1 附录3:第一传动轴图A3 附录4:小圆锥齿轮图A3 附录5:大圆锥齿轮图A3 附录6:深松铲图A3 附录7:大圆柱齿轮图A3 附录8:深松铲柄图A2 附录9:刀轴图A2 附录10:弯刀图A3 附录11:刀片配置图A2