畢業論文-圓盤式割草機的設計(編輯修改稿)

　

【文章內容簡介】 線夾角 ω—— 刀盤回轉角速度 圓盤式割草機的設計 15 t—— 刀盤轉過時間 Vm—— 機器前進速度 外端 b的位移方程 Xb=Rcosωt Yb=Vmt+Rsinωt α— — 刀片外端半徑 第 2刀片的內、外端點的位移方程。 Xc = γcos（ ωt+β ?α） Yc = Vmt+rsin（ ωt?α） Xd = rcos（ ωt?ε） Yd = vmt = rsinωt 式中 α— 相鄰刀片夾角 割刀轉速的確定 割刀轉速是根據切割速度要求而確定的。試驗得出，無支承切割的旋轉式切割器在切割牧草時，其刀片線速度應為 70100m/s。因刀片內端圓周速度最低，故應以該點為基準確定割刀應有的速度。綜前所述，割刀任一點速度均為刀片圓周速度與機器前進速度的合成，故 a點速度為 Va = √r2ω2 +2vmrωcos(ωt+β) +Vm2 由上式可見，當 ωt+β = π+2kπ(k = 0， 1,2……n)時 Vm最小 。即 Vamin = rω ?Vm Va = Vamin ω = (Vd +Va)/r n=30(Va?Vm)πr = 1833r/min 式中 n—— 刀盤轉速 Vd—— 刀片應用的切割速度 Vm—— 機器前進速度 r—— 刀片內端半徑 刀片數的確定 圓盤式切割器的切割圖是由 多條余擺帶所形成的，其帶寬近似為刀片長度 h，圓盤式割草機的設計 16 刀片數是根據割刀進距 H(圓盤轉一周時機器前進距離 )與在一個進距中各刀片余擺帶的縱向寬度之和與 h相等而定。 由于 H=mh， H=6Km/n 則 60Vm/hn Vm—— 機器前進速度， Vm=6Km/h h—— 余擺線縱寬 (刀片工作刃線長度 :) n一割刀轉速， n=1833r/min m=(60X6)/()= 由于考慮到制造的方便和運轉的平衡問題，刀片數量確定為 3片。切割刀片用 GB699一 88((優質碳素結構鋼》 規定的 65Mn 鋼制造，刀刃部分熱處理，硬度HRC50— HRC55。如圖 圖 32刀片 刀片伸出高度 h 割草機漏割、重割現象與刀盤大小、刀片數、前進速度、刀片伸出高度 h有關。一般情況下，刀盤直徑越大，前進速度越快，刀片伸出高度也愈大。刀片伸出的最小高度，應等于機具在刀片轉過相鄰兩個刀片夾角的時間內通過的距離，即 h=vt 計算公式為 h = 2πr/mvg 式中 r= v=h = 2πrvmvg= ()(3X70) = 由此可知：刀片伸出最小高度為 35mm，故設計伸出高度為 40mm。 切割器主體部分設計 本機切割器為旋轉式切割器。切割器安裝在主軸的下方，主要由刀盤、導草罩、刀片 、滑低和和滑底座等組成。刀盤為截頂圓錐筒，刀片銷鏈在刀盤錐面上，與地面成 15。 傾角，刀盤和導草罩隨刀盤軸一起旋轉時，刀片甩出割草。如刀圓盤式割草機的設計 17 片被打碎或飛出刀盤時，可在直徑 1米之內插入土中以避免事故。導草罩用來分草和向后輸送牧草，滑底和滑底座用于支持切割器在地面上滑行，并可以上下移動以調節割茬高度。 圖 圓盤式割草機的設計 18 4 主要工作部件的方案選擇及相關參數的確定 傳動系統總體方案的確定 圖 41 雙圓盤割草機傳動示意圖 動力由拖拉機皮帶輪輸出，經皮帶輪傳至 2軸。 4軸由萬向節連接，皮帶輪將動力傳到錐齒輪，由錐齒輪傳至主軸 3，由主軸帶動上刀盤旋轉，上刀盤帶動刀片轉動，完成切割任務。 動力參數設計 由于柴油機轉速為 144Or/min，根據傳動方案，本機具為二級傳動。第一級的傳動為皮帶傳動 :第二級傳動為錐齒輪傳動。 己知拖拉機皮帶輪基準直徑為 D1=140mm 根據設計要求，初步選取皮帶輪基準直徑為 D2=110mm D1=140mm D2=110mm n1=1440r/min 則皮帶輪的轉速為： n2=（ D1/ D2） Xn1=1833r/min 圓盤式割草機的設計 19 兩個錐齒輪大小相同，傳動比為 1, 則轉軸速度為 1833r/min。上刀盤與轉軸無相對運動，可知上刀盤的轉速與轉軸相同且為 1833r/min，則刀片轉速也為1833r/min。 功率消耗 旋轉式割草機功率消耗受切割速度、機器前進速度以及作物條件等因 素的影響而變化。切割速度過低會產生撕裂作用而增加切割阻力 。切割速度過高，則加大了空氣阻力和拋撒牧草的阻力從而增加切割阻力。不同切割速度和前進速度下，切割所需的功率不同。當切割速度為 v=70m/s 時，功率與速度的關系如圖。 圖 42割草機切割功率消耗 正常作業時，本機基本參數為 : Vg=70m/s, Vj=8km/h 在切割速度 Vg=70m/s， Vj=8km/h的條件下，割草所需功率為*=。 Ⅰ軸（輸入到割草機）功率為 P1= n1=1440r/min T1=(9550P1)/n1=（ 9550*） /1440=?m Ⅱ軸（右軸）：從 V帶效率查表得知 n1= P2=P1n1== n2=（ n1d1） /d2=（ 1440140） /110=1883r/min 圓盤式割草機的設計 20 T2=9550P2/n2=9550*m Ⅲ軸（主軸）： 滾動軸承效率取 η2 = (4 對 ) 萬向聯軸器： η3=（一個） p3 = p2η2η2η2η2η3 = = n3 = n2i = 18831 = 1883( rmin) T3 = 9550P3/n3=（ 9550） /1883=*m 各軸動力和運動參數如下表 1 軸序號 功率 p（ kw） 轉速 n（ r/min） 傳動比 T（ n*m） Ⅰ 1440 Ⅱ 1883 75 1 Ⅲ 1883 表 1動力和運動參數 帶傳動設計 由傳動方案可知， v帶為第一級傳動，主動輪 D1為小四輪拖拉機的飛輪，從動輪為割草機動力輸入皮帶輪 D2，其基準直徑為 D2=110mm，又知 D1=140mm，n1=1440r/min，皮帶輪傳動功率為 P1= i12=D2/D1=110/140= 選取窄 V帶 根據普通 v帶選型圖，確定選用 SPB型窄 V 帶 (1)驗算帶速 V = πD1 n60 ?1000 = 140 144060000 = 因 V＜ 25m/s,故帶速合適。 （ 3） V帶尺寸選取 根據拖拉機和割草機的結構，初步選取中心距 a0=950mm根據公式計算所需基準長度： Ld = 2a0 + π2(D2+D1)+[(D2 ?D1) (D2 ?D1)]/4a0 =(2950+)/2(140+110)+[(140 ?110)2]/4 950 =2293mm 由表差值選取帶的基準長度為 Ld=2280mm，公稱長度 Li=2240mm 計算實際中心距 a： a=[a。 +(Ld 一 Ld′ )]/2=[950+(2293一 2280)]/2= 選取中心距為 a=944mm 圓盤式割草機的設計 21 錐齒輪傳動設計 錐齒輪傳動為第二級傳動，其傳動比為 1，故主、動齒輪結構尺寸相同。 (1)選擇齒輪材料 錐齒輪 (左右各一對 )傳送功率為 1/2=，故選用 45號鋼，齒面淬火硬度 HRC33一 HRC40，齒坯調質 HRC25HRC29， SHlim=740Mpa 查圖得知：SFlim=210Mpa （ 2）初步選定主參數 T=80N*M Kα = 1 Kβ = 1 φr = 傳動比 μ = 1 代入接觸強度設計公式： D1 = (Kα Kβ)i φr(SHlim)2(1?)2 =1140*80 103 1 11 7402 (1? )2+ =82mm 取 Z1 = Z2 = 20 最大模數 m=DmZ = 8220 = 選取 m=4 則 Dm=mZ=420=80mm δ1 = δ2 = tan?1Z1/Z2 = tan?1 1 = 45176。 R = Dm2sinδ = 802 sin45176。 = b=== 取 b=17mm dm = (1 ?) Dm=（ ） *80=64mm 線速度 v = πDmn160?1000 = 64 188360?1000 = （ 1） 校核計算 按齒面接觸疲勞強度校核 Ft1 = ?Ft2 = 2Tdm= 934N ZE = (MPa) 齒輪速度按 V=，再選齒輪 Kv = SH = {ZEZHFtKαKβKγKB/dbm[1?(i+ 1)1/2]}/v= 查表得 在此處鍵入公式。 Zn = 1 Zw = 1 SHmin = 1 圓盤式割草機的設計 22 SHmin = SHminZnZwSHmin= 740 1 11 = 740MPa SH = 740/=＞ SHmin=1 按齒根彎曲疲勞強度校核 ZV1 = ZV2 = Zcosσ = 20cos45176。 = 查表得： YF1 = YF2 = YS1 = YS2 = YN = 1 Yγ = 1 經計算得： δF＜ [δ]F 故安全。 軸的設計 輸入軸的兩端分別與皮帶輪和錐齒輪相連接，且都是懸臂式，軸的材料初步選定為 45鋼調質時， A0=118 [τ]T = 30MPa 取皮帶輪的傳動效率為 ，則計算出皮帶輪和錐齒輪與軸相連接的輸入軸的直徑 d1，由公式 d1≥ A0(P/n)1/3 P1 = n1=1440r/min 得 d1≥ 118 ()1/3 = 由于軸上開鍵槽，考慮鍵槽對軸的強度削弱，應增大軸徑，一般有一個鍵槽時，軸頸增大 5%左右，有兩個鍵槽時應增大 10%左右，然后圓整為標準直徑，因此 圓整成 d1 = 35mm 由于與皮帶輪相連接的軸頸較長，且都是懸臂式，與齒輪箱相配，兩軸承選用 6007型。輸入軸的結構如下圖所示： 43輸入軸機構圖 圓盤式割草機的設計 23 主軸是連接支承齒輪箱與切割器的重要零件，起支撐和傳遞轉矩的作用。其設計主要是結構設計，之后再經強度校核，直至達到設計要求。 (1)連接齒輪箱，動力由此傳入。 (2)設計軸的臺階，通過檔 圈、鎖緊螺母、軸承等軸系零件的作用，將切割器連接在軸下方，然后固定在機座上，保證切割器上刀盤靈活轉動，滑底自由轉動。 軸的材料選為 45號鋼， A。 =118， [τ]T=3OMPa 主軸的傳動效率為： p3 = n3 = 1883r/min d3≥ A0 (Pn)13mm d3 = 由于軸上開鍵槽，考慮鍵槽對軸的強度削弱，應增大軸徑，一般有一個鍵槽時，軸頸增大 5%左右，有兩個鍵槽時應增大 10%左右，然后圓整為標準直徑，因此圓整成 d3 = 30mm 主軸結構圖如下圖所示 44主軸結構圖 二、軸的受力分析與強度校核 1輸入軸（左邊）的受力分析和載荷 圓盤式割草機的設計 24 圖 45受力簡圖 錐齒輪的受力分析 Ft1 = 2T1/dm1=21000/64=3219N=Ft2 Fr1 = ?Fa2 = Ft1 tanαcosδ1 = 3219 tan20176。cos45176。 = 828N Fa1 = Ft1 tanαsinδ1 = 3219 ? tan20176。sin45176。 = 828N 圓盤式割草機的設計 25 圖 46YOZ平面內載荷分布及 YOZ平面的彎矩圖 FAy = Fa = 828N FBz ?170 +FAz 140 = Fadm1 FBz+FAz = Fr 帶入數據解得： FBz = 1250N FAz == 1837N 圖 47XOY平面內載荷分布及 XOY平面的彎矩圖 圓盤式割草機的設計 26 FBx ? 170 +FAz 140 +Fa dm1=0 FBx+FAx+Ft = 0 帶入數據解得 FAx = ?7238 N FBx = 7156N 按第四強度理論校核 δ = (MA2 +)1/2/WZ 帶入數據解得： δ = [δ] = 130MPa 強度足夠 同理校核主軸和左軸的強度滿足要求 四連桿掛接機構設計 機具通過平行四 連桿機構與小四輪拖拉機前端懸掛起來，同時，通過液壓提升四連桿的運動，來實現切割器的起落，根據機具結構和拖拉機結構尺寸，其結構如下圖所示