12型-船式拖拉機驅動輪調節(jié)機構設計【需要咨詢購買全套設計請加QQ1459919609】圖紙預覽詳情如下：

12型-船式拖拉機驅動輪調節(jié)機構設計摘要機耕船驅動輪入土深度不僅影響驅動輪的最大水平推力、驅動輪和船體的支承反力、滾動阻力以及船體的行駛阻力等,而且影響機耕船的滑轉率、牽引效率、燃油經濟性等。增加入土深度,雖然增大了剪切面積,可使最大水平推力增加,牽引附著性能增強,滑轉損失功率減小,但會使?jié)L動阻力增加,功率損耗增大。因此,在保證牽引性能的前提下,入土深度必須可調,而且應盡量減小。入土深度有驅動軸、船體和驅動輪半徑可調等三種方式。通過對關于機耕船驅動輪入土深度的文獻進行研究,為研制更加方便地調節(jié)入土深度的裝置提供借鑒意義。 關鍵詞：機耕船 入土深度 水平推力 滾動阻力AbstractThe maximum horizontal thrust, boat tractor driving wheel depth not only affects the driving wheel of the driving wheel and the hull of the supporting force, rolling resistance and the running resistance, and the boat slip rate, traction efficiency and fuel economy etc.. With the increase of the shear area, the maximum horizontal thrust can be increased, the tractive adhesion performance is enhanced, and the slip loss power is reduced, but the rolling resistance increases and the power loss increases. Therefore, under the premise of ensuring traction performance, the depth of penetration must be adjustable, and should be minimized. The embedded depth has three ways: the drive shaft, the hull and the driving wheel radius adjustable. Based on the research on the boat tractor driving wheel depth of the literature, to provide reference for the development of more devices conveniently adjust the depth of the.Keywords: rolling resistance boat depth horizontal thrust目錄第一章 緒論 .........................51.1 船式拖拉機的應用概況 ....................................................................................................51.2 船式拖拉機的工作原理及驅動輪調節(jié)機構的工作原理 ................................................71.2.1 船式拖拉機工作原理： ......................................................................................71.2.2 驅動輪調節(jié)機構的工作原理： ............................................................................71.3 影響船式拖拉機牽引力的主要因素 ................................................................................71.3.1 水田土壤對牽引力的影響 ......................................................................................71.3.2 船體的滑行阻力對牽引力的影響 ..........................................................................71.3.3 驅動輪葉片對牽引力的影響 ..................................................................................71.3.4 輪刺寬度對牽引力的影響 ......................................................................................81.4 設計任務和要求 ................................................................................................................81.4.1 設計任務 ..............................................................................................................81.4.2 設計要求 ................................................................................................................8第二章 驅動輪入土深度對牽引力的影響 .82.1 船式拖拉機總體動力學分析 ............................................................................................82.2 驅動輪結構對牽引力的影響 ..........................................................................................132.2.1 無后傾角時，葉片驅動面的受力情況（圖 2-4）： .......................................132.2.2 有后傾角時，葉片驅動面的受力情況（圖 2-5）： .....................................142.2.3 后傾角對水平推進力的影響： ........................................................................152.3 驅動輪入土深度對牽引力的影響 ..................................................................................162.3.1 驅動輪葉片入土深度的影響 ............................................................................16第三章 驅動輪入土深度調節(jié)機構設計 ..183.1 驅動輪入土深度的調節(jié)方法 ..........................................................................................183.1.1 改變驅動輪的直徑； ...........................................................................................183.1.2 調節(jié)船體來改變它與傳動箱體和驅動輪軸的相對位置； ...............................183.1.3 調節(jié)驅動輪軸來改變它與傳動箱和船體的相對位置。 ...................................183.2 輪軸調節(jié)機構設計及其受力分析 ..................................................................................193.2.1 機耕船禁止時最終傳動組件受力分析 ...............................................................193.2.2 機耕船驅動時最終傳動組件受力分析 ...............................................................213.3 輪軸調節(jié)機構及其構件設計及輪軸調節(jié)機構零件強度校核 ......................................223.3.1 齒輪的設計 ..........................................................................................................223.3.2 傳動軸的設計 .......................................................................................................253.2.3 驅動軸的設計 ......................................................................................................29第四章 設計總結 ....................334.1 結論綜述 ..........................................................................................................................334.2 存在不足 ..........................................................................................................................344.3 驅動輪入土深度調節(jié)機構發(fā)展趨勢 ..............................................................................35文獻第一章 緒論 1.1 船式拖拉機的應用概況六十年代初期, 我國就已開始了機耕船的試驗研完工作, 全國先后有幾十個單位進行了機耕船的科研、生產和推廣使用。多年來, 機耕船經歷了一個由簡單到復雜、由功能單一到綜合利用、由不完善到比較完善的過程。據有關資料統(tǒng)計, 我國現有10個省研制了機耕船 , 共研制了31種樣機, 研制單位達75個。這些產品中有5-7馬力和10-12馬力兩個功率等級, 5-7馬力的機耕船主要分布在四川和湖南, 其它省主要是10-12馬力。現有機耕船的結構形式分三種, 一種是所謂“ 手扶拖拉機上船” , 利用手扶拖拉機的傳動系統(tǒng), 加以適當改裝的變型, 這種機耕船主要帶驅動型農具（如旋耕機、主動耙等） , 雖也可進行犁耕作業(yè), 但傳動系統(tǒng)強度不夠, 損壞較嚴重。第二種是根據水田的使用要求重新設計的機耕船, 這種機耕船的結構比較合理, 傳動系統(tǒng)的強度較高, 它屬于牽引、驅動兼用型。另一種是簡易型, 沒有變速箱, 除末端有一對齒輪或兩對齒輪傳動外, 主要靠三角皮帶減速、傳遞功率及轉向, 只能前進, 不能倒退, 它主要和一些牽引農具配套。七十年代是我國機耕船成長及大發(fā)展時期, 有24種型號的機耕船通過了省或地區(qū)級鑒定, 并投入了批量或小批量生產。南方 -12機耕船被列為國家農機新產品重點科研項目, 并于 1980年11月通過了部級鑒定。與此同時, 機耕船的理論研完及情報工作也隨之開展起來, 一些科研單位、大專院校有關工廠作了大量的試驗研完工作, 寫了一些機拚船方面的科學論文。為了加強機耕船的學術交流, 先后成立了機耕船情報分網及相應的專業(yè)學組 , 并積極開展了工作, 對于今后機耕船的發(fā)展, 無疑將起一定的推動作用.機耕船之所以能不斷發(fā)展, 主要是因它在水田耕作中具有優(yōu)于拖拉機的良好性能。機耕船開始用于湖區(qū)水田, 逐漸發(fā)展到平原、丘陵甚至山區(qū)的水田, 很快就遍及十幾個省、市, 不僅南方的水稻產區(qū)使用, 北方的許多水稻產區(qū)也開始使用了機耕船。最近, 有人曾經對各類水田動力機械年作業(yè)量作過調查, 機耕船出勤率比拖拉機高60%,平均每馬力作業(yè)量高2.5-3倍。據有關資料統(tǒng)計, 機耕船年工作量合計都在20畝? 畝以上, 高達480畝。在南方有些省, 機耕船的耕地面積已達總耕地面積的30%-40%。中國是一個盛產水稻的國家，而適于水稻種植的田地中，有 4000~7000畝深泥腳田（等包括湖田、冬水田、海涂田）無法進行機械化耕作。這些深泥腳水田的地下水位高、土質粘重、承壓能力極差，其表層壓強度一般均在 5—10kpa 以下。這樣的深泥腳田，土囊肥沃，增產潛力很大。但長期以來，生產方式極其落后，產量極低，機械化問題得不到解決。以前，深泥腳水田靠?；蛉肆ΩN。牛下深泥腳水田，不僅腿腳深陷、行走艱難，使生產率極低；而且由于冬春寒冷、夏季酷熱，農時緊、農活重，致使不少耕牛死亡。有些地區(qū)，只能靠幾個強勞力拉一張犁進行耕作，勞動極其繁重。一些極深的田，則用戳眼插秧，土囊中年不得翻耕。有的地區(qū)曾試圖用拖拉機下深泥腳水田耕作，但是沉陷很大，以致后橋、半軸殼、發(fā)動機油底殼等均沒入泥中而無法前進，更無法進行作業(yè)。機耕船正是深泥腳水田地區(qū)人民向大自然開戰(zhàn)所取得的卓著成果。機耕船的誕生解決了深泥腳水田機械化這一難題，使耕種深泥腳水田的勞動生產率得到大幅度提高。隨著洪湖—12 型機耕船研制工作的進展，機耕船受到國內有關方面的重視，湖北省各地和其他一些省市陸續(xù)獲得了樣機。自 1971 年開始，我國各地（特別是南方）相繼開展了各種機耕船的研制工作。數年來各地的機耕船相繼定型投產，從數量到品種均獲得大幅度增長，迅速推進了這些省的水田機械化。各省在機耕船的研制中，根據各地自然條件、耕作方法、工業(yè)水平的不同，對機耕船使用性能進行改進，因地制宜的發(fā)展了一批各具特色的新機型。機耕船的使用, 有效地緩和了大忙季節(jié)父畜、動力緊張的矛盾。據調查, 湖南酸矍縣均楚公社樟樹彎大隊在推廣機耕船以前,因勞力不足, 耕整作業(yè)往往趕不上季節(jié), 迫不得已采取了“ 兩早一遲” 的農藝路線, 結果早稻每畝減產了 100 斤, 晚稻每畝減產了 200 斤, 全年每畝減產了 300 斤。推廣機耕船以后, 及時完成了耕整作業(yè), 改“ 兩早一遲” 為“ 兩遲一早” , 即推遲翻耕綠肥、多插遲熟早稻品種, 提早插雜交晚稻。每年每畝多增產糧食達 300 斤, 同時晚稻雜交面積由過去的占總水稻面積的 60%提高到 85%。 消滅了早熟早稻品種, 使全大隊糧食年平均總產量由過去 90 多萬斤提高到 120 萬斤, 糧食增產幅度為25%。1.2 船式拖拉機的工作原理及驅動輪調節(jié)機構的工作原理1.2.1 船式拖拉機工作原理：①將一般拖拉機的行走機構的支承和驅動功能分別用船體(或滑撬)和驅動行走機構來代替,以保證不會發(fā)生滑轉下陷,使拖拉機始終“浮”在土壤表層。②采用支承面積很大的、底面平滑的流線形船體(或滑撬)及拖板,使拖拉機的接地比壓降低到 0.025～0.06 公斤/厘米~2,從而保證即使是在最松軟的土壤上工作,沉陷量也不超過 5 厘米。[其重心和在工作狀態(tài)下的浮心虛盡可能接近接地面積的幾何中心,并能使前部稍為翹起,前部應有較大的圓弧過渡部分,以降低其滑行咀力]。③采用具有較大剪切面積的驅動行走機構,以保證產生足夠的土壤推進力;它最好是能垂直入出。1.2.2 驅動輪調節(jié)機構的工作原理：驅動輪調節(jié)機構采用動力調整，動力調整是利用驅動輪在驅動時對最終傳動殼體形成的反扭矩和一些外力來使殼體轉動的，它的調整機構實際上是一套鎖緊機構。在進行入土深度調整時，應將鎖緊機構松開，當入土深度調整完成后，用鎖緊裝置將最終傳動箱體的位置加以固定。驅動輪調節(jié)機構采用摩擦鎖緊機構。最終傳動殼體的軸套部分裝在軸套盤中，在軸套接盤內孔的側壁上有一小孔，孔內裝有卡緊塊，當轉動雙向螺釘使卡緊塊相互靠攏時，它們將軸套夾緊，利用它產生的摩擦力矩防止軸套轉動，起到鎖緊作用。轉動螺釘使卡緊塊相互分離時，則軸套被放松，即可進行動力調整。1.3 影響船式拖拉機牽引力的主要因素1.3.1 水田土壤對牽引力的影響水田土壤是機耕船的工作介質，機耕船的行走機構與它相互作用并產生作用力。這些作用力的大小除了與機耕船的形態(tài)、整機參數和行走機構結構等因素有關外，還與土壤的物理機械性質有密切的關系。1.3.2 船體的滑行阻力對牽引力的影響滑行阻力包括船體前方壓實土壤阻力和船底面的摩擦阻力。在正常工作的情況下，船體下陷較小，船體頭部總是稍向上方抬起，因而沒有明顯的推土阻力，而一般水田表層水較淺，機耕船行駛速度不高，可以不考慮水對船體的阻力。1.3.3 驅動輪葉片對牽引力的影響驅動輪葉片入土深度增加時，船尾部分被頂起而離開地面，減小了船底的有效接觸面積并使船體的承重滑行作用減小，而驅動輪的承重則相對增加，土壤變形大。滾動阻力也隨之增大?？梢娙~片入土深度越大則行駛阻力越大。1.3.4 輪刺寬度對牽引力的影響增加輪刺的寬度，使得土壤的剪切面積增大，從而獲得一定的有效牽引力。土壤最大水平推力得到增加，然而滾動阻力和轉向阻力隨之增加，這樣使得有效牽引力增加并不顯著，這是得不償失的辦法。因此，為了提高機耕船的有效牽引力，不能采用過寬的驅動輪。1.4 設計任務和要求1.4.1 設計任務1.保證機耕船以浮滑為主性能的發(fā)揮；2.擴大機耕船的適應范圍；3.改變機組負荷，功率利用率高。1.4.2 設計要求對驅動輪調節(jié)機構的鎖緊機構的要求是工作可靠、有足夠的鎖緊力矩、機構簡單、操作方便省力。在進行調整機構設計時，應該注意最終傳動箱體的支撐剛度問題，這是因為最終傳動箱體與傳動箱的配合部分具有一定的間隙，在設計時應該保證他們具有較長的配合長度，零件的形狀應避免應力集中或局部負荷過大。第二章 驅動輪入土深度對牽引力的影響2.1 船式拖拉機總體動力學分析（1）機耕船船體的滑行阻力機耕船運動時，船體是在水田表層上滑行的，其滑行阻力 Pc 是整機行駛阻力的一部分。船體滑行時，其阻力可能來自以下幾個方面：1.船體前方向下壓實土壤形成溝轍所需的力；2.船體底面和側面與土壤間的吸附摩擦力；3.船體前方的推土阻力；4.水田中表層水對船體的阻力。（2）縱向平面內的受力分析 驅動輪后置的機耕船懸掛農具進行耕作，當機組做等速直線運動時，在其縱向平面內作用的外力有：(圖2-1)圖2-1 驅動輪后置時機耕船機組縱向平面內的總體受力分析1.機耕船的重量 Gs，a 是驅動輪軸線的水平距離與機耕船重心的縱向坐標 a。2.農具重量 Gn，與驅動輪軸線的水平距離為 An；3.土壤對船底的垂直反力 Yq（與驅動輪軸線的水平距離為 Lc）,和滑行阻力的合力 Pc（與驅動輪軸線的垂直距離 m） ；4.土壤對二個驅動輪的垂直反力 Yq（與驅動輪軸線的水平距離為 Aq）,和水平推進力 Xq；5.土壤對犁鏵總的工作阻力 R 在縱向平面內的分力 Rxz。6.土壤對犁側板的縱向水平阻力 Fx,其作用線可近似看作與 Rx 一致。Rx+Fx=Pt為機耕船的牽引阻力。在耕作過程中，懸掛農具與機耕船構成一個整體，只進行位調節(jié)。機耕船的下陷深度為 Hc，驅動輪軸與船尾的水平距離為 Lw。根據上述受力狀況，可列出機耕船在水田中穩(wěn)定耕作時所受各力在水平和垂直方向的平衡方程式：水平方向：Xq =Rx+Fx+Pc=Pc+Pt (2-1) 垂直方向：Gs+Gn+Rz=Yc+Yq (2-2)式中 Rz 方向向下時為正。將機耕船在水田中穩(wěn)定耕作時所受各力對驅動輪軸線 O 去矩，可寫出下列力矩平衡方程式： +(Rx+Fx)( - +m)+Pc m=Yc Lc+Yq +Xq Rd+Gn +RzaGs?20hc??qa?nan 上式各參數中，鑒于水田犁耕耕深不大，可以近似的認為 =hc；20h將犁的工作阻力看作是水平作用的，即 Rz=0；同時代入 Mq=Xq +Yq , ?dRqA上式即可簡化為：Gs a+Xq m=Yc Lc+Mq+Gn (2-3)??na綜合分析式（2-1） 、 （2-2） 、 （2-3）可以得出下列結論：1. 式（2-1）表明，驅動輪的推進力 是用來克服機耕船牽引阻力 和船體滑qXTP行阻力 的。cP2. 機耕船使用重量 形成使機組前的力矩；農具重量 形成使機組后翻力矩。sGnG(3)橫向平面的受力分析機耕船懸掛農具進行耕作時，一般右側驅動輪走在犁溝中。但由于左右兩驅動輪的入土深度本已大于耕深，且有船體支撐著機耕船的大部分重量，因此，一側驅動輪走在犁溝，不會引起船體橫向的明顯歪斜。船體的橫向水平位置繪制其受力分析圖（圖2-2） 。當機組做等速直線運動時，在其橫向垂直平面內作用的外力有： 圖2-2 機耕船機組在橫向平面內的受力分析1.機耕船的使用重量 Gs; 2.農具重量 ;nG3.土壤對船底的垂直反力的合力 Yc;4.土壤對左右兩驅動輪的垂直反力 ;q21Y,5.土壤對犁鏵總的阻力 R 在橫向平面內的分力 。xzR由上述受力狀態(tài)，可以寫出機耕船等速直線運動時，橫向垂直平面的力和力矩平衡方程式：水平方向： （2-4）Ny?垂直方向： （2-5）cq21zns YRG??對 O 點取矩：（2-6）)h-/2N)(m-)-0.5B()(eBYeG c0yq12zncs???在式（3-15）中，若設 e=0,en=0,Rz=0,且 Ry=N,可得（2-7）??cq12c-0.5(b我們可以就式（2-6） （2-7）進行如下討論：1. 與 是有差別的，雖能由于機耕船的結構特點決定了左右輪入土深度大1qY2致相同，但左輪全部入土深度都與土壤接觸，受到土壤的反作用；而右輪走在犁溝中，只有輪尖部分接觸下層土壤，所受土壤反力要小些。當然，由于水田下層土壤機械強度較大， 不會比 小很多。1qY2q2.由式（2-6）可知，當其它條件不變時，e 增大，可使 減小，因此，有時機cb耕船有意將整機重心偏向未耕地一些。（4）水平平面的受力分析 機耕船懸掛農具進行耕作，當機組等速直線運動時，在水平平面所外力如下（2-3） 圖2-3 機耕船機組在水平平面內的受力分析1.左右驅動輪的驅動力 。和土壤對左右驅動力的滾動阻力 。q12P, fq12P,2.土壤對船體的滑行阻力 ;c3. 土壤對犁鏵總的阻力 R 在水平平面內的分力 。xzR由上述受力狀態(tài)，水平平面的力和力矩平衡方程式：縱向方向： （2-8）tcfqf P????12q1P橫向方向： Ny對 O 點取矩： ntcfqePb???????)0.5B(-)0.5(2f1q21由 可將上式化簡為P-Xfq?（2-9）ntcePb????).B(21在式（2-9）中，由于 和 偏離機耕船縱向對稱平面，將造成整個機組向已耕地偏轉的力cPT矩。由于機耕船在耕作時，一般右輪走在犁溝中，雖兩輪入土深度一樣，但因接觸圖層的高度不同，土壤對左右輪的水平推進力仍然是不同的，且 ，12qX＞這樣不僅不能依靠 來平衡上述偏轉力矩，而且又造成了機組向)(5.021qXB?已耕地偏轉力矩。2.2 驅動輪結構對牽引力的影響驅動葉輪滾動阻力和水平推進力的大小，取決于葉輪與土壤相互作用過程中的各項運動學、動力學參數和土壤的有關各項特性。2.2.1 無后傾角時，葉片驅動面的受力情況（圖2-4）：圖2-4 無后傾角葉片驅動面受力見圖 總的水平反力為：??????innii arctguiuNX??)1(si12總的垂直反力： ?? innii arctguiuY)1(cos12以上各式中的符號為：Ni:各入土葉片驅動面所受法向力的合力；n：入土的葉片數；φ：葉輪的轉角；θ：葉片間的夾角，Z 為葉片數；Ui:各入土葉片驅動面與土壤的摩擦系數；γ：法向力和摩擦力的合成力與垂直線的夾角；由此可見，土壤對葉片驅動面的水平推進力和垂直反力是隨葉輪轉角而變化的，其變化周期轉角為 θ。葉片數越少，θ 角越大，則水平推進力和垂直反力變化幅度越大。如果機耕船左右驅動輪葉片的轉角不同步，則兩驅動輪將產生不等的推進力，而機耕船產生方向和大小都周期性變化的偏轉力矩，這一偏轉力矩對機耕船的作業(yè)是不利的。為了盡量減小這種不利的影響，就應該減小θ 角，即增大葉片數。但葉片數過多，又會使葉輪易積泥，而降低葉輪的性能。因此，將葉輪上的葉片分兩排錯開布置，就即可減小 θ 角，又不易積泥，是有利的。2.2.2 有后傾角時，葉片驅動面的受力情況（圖2-5）： 圖2-5 有后傾角的葉片驅動面上的受力分析驅動面所受總的水平反力為： ??????????iiniiB arctguiuNX)1(sn12驅動面所受總的垂直反力為： ? iiniiB arctguiuY)1(cos12驅動面上的垂直反力所產生的滾動阻力矩為： ?????? ???? iiinicq arctguiuaNM)1(cos122.2.3 后傾角對水平推進力的影響：具有后傾角的葉片驅動面上所受的水平推進力為：或 ?cos?X)cos1(????X這就是只考慮葉片驅動面后傾角對驅動面上承受水平推進力的影響，推導出來的后傾角對水平推進力的影響關系式。水平推進力隨后傾角的加大而減小。綜上所述，具有后傾角的葉片驅動面，可使?jié)L動阻力降低，但同時也使水平推進力降低。所以，在滑轉率相同的條件下，只有當 R‘dq 大于 Rdq，才能使葉片驅動面具有后傾角的葉輪的滾動阻力比水平推進力降低較大的比例，使掛鉤牽引力有所提高，因而牽引效率也有所提高，而且還可減小發(fā)動機和傳動系統(tǒng)的負荷程度。但由于葉片驅動面具有后傾角的葉輪在減小滾動阻力的同時，也使水平推進力降低，如需發(fā)揮更大的牽引力，葉輪的滑轉率也會隨著增加，所以牽引效率并不能顯著提高。只有在減小滾動阻力的同時，增大或減小水平推進力，而又不使滑轉率加大，才是提高牽引效率的根本方向。如果改變葉片的運動規(guī)律，使葉片垂直入、出土，就可能使牽引效率獲得大幅度的提高。但要全面滿足驅動輪的各項要求，依舊是很難的。2.3 驅動輪入土深度對牽引力的影響2.3.1 驅動輪葉片入土深度的影響在泥腳深度為15cm 的水田中，測定那個湖北-12機耕船驅動輪軸在三種不同位置的行駛阻力值（表2-1） ，可以看出：在淺泥腳水田中，當驅動輪葉片入土深度增加時，船尾部分被頂起而離開地面，減小船底的有效接觸面積并使船體的承重滑行作用減小，而驅動輪的承重則相對增加，土壤表形增大，滾動阻力也隨之增大?？梢?，葉片入土深度越大則其行駛阻力越大。表2-1 淺泥腳水田中行駛阻力項 目 測 定 值船尾離地高度（厘米） 0 10 20左 輪 14 17 19 驅動輪葉片入土深度（厘米） 右 輪 13 16.5 18行駛阻力 265 297 320為了觀察葉片入土深度對驅動輪附著性能的影響，我們將湖北-12機耕船在泥腳深20cm 水田中不同葉片入土深度時驅動輪完全滑轉狀態(tài)的最大牽引力值列于表2-2.由表2-2可知，在一定的范圍內，葉片入土深度越大則牽引附著性能越好，即滑轉率越小，相應的滑轉率損失也就越小，而由表2-1可知，由于葉片入土深度增加又將行駛阻力形成的功率消耗增大。為了得到一個合理的入土深度 h 值的存在，我們列出公式 （2-10）270)1(vPNfyqT???式中 Nt:牽引功率（馬力） ；Nq:驅動輪發(fā)揮的功率（馬力） ；δ：驅動輪滑轉率：機耕船行駛阻力fgPV：工作速度（公里/小時）表2-2 湖北-12機耕船在泥腳深20cm 水田不同葉片入土深度時的最大牽引力值葉片入土深度（厘米） 最大牽引附著力13.7 014.7 26015.6 32016.5 40017.5 44018.5 46019.4 480根據表2-1及2-2中的數據規(guī)律，我們近似的假設δ=D/h （2-11）CPhfg?式中 h:葉片入土深度；C、D：比例系數。以（2-10）式代入（2-11）得270h-)(1Nvqt ??將 Nt 對 h 取微分得：32dstT??因式中各元的代數都大于0，因此 ＜0，也就是說，當 =0時，Nt 有?TN?TN最大值，此時 270C-hDvq?? 則 時，vqCDNh270?maxTN?這樣，就從理論上證明了，在驅動輪發(fā)揮的功率和工作速度不變的情況下，對于每種條件一定的土壤都有一個最佳驅動輪葉片入土深度 h 值，使機耕船獲得最大的牽引功率。一般在附著性能足夠的情況下，驅動輪葉片入土深度不當引起的行駛阻力增大仍然是使牽引效率低的主要原因之一。為了充分發(fā)揮機耕船的特點，提高它對各種土壤的適應性以提高牽引效率，采用驅動輪葉片入土深度可調機構是非常必要的。第三章 驅動輪入土深度調節(jié)機構設計3.1 驅動輪入土深度的調節(jié)方法調整驅動輪入土深度實質上是改變船底的離地間隙，目前主要有三種方式：3.1.1 改變驅動輪的直徑；改變驅動輪的直徑的方法不需要專門的調整機構，可以通過配合幾種不同直徑的驅動輪來解決。如湖北-12 型機耕船即配備有 φ760 和 φ820毫米兩種直徑的驅動輪，可以得到 220 毫米和 250 毫米二種入土深度。這種方式的優(yōu)點是簡單易行，缺點是調整范圍小、調整級別少，在田間使用中更換驅動輪不太方便。有的單位設計了可變直徑的驅動輪，能在一定入土深度范圍內進行無極調節(jié)，但其調整范圍依舊較小，驅動輪機構比較復雜，其工作可靠性也有待在生產實踐中考驗。3.1.2 調節(jié)船體來改變它與傳動箱體和驅動輪軸的相對位置；調節(jié)船體對傳動箱體和驅動輪相對位置的方法在川豐 5-3 型機耕船上，它是用增減傳動箱底與船體支架間的墊木厚度來實現的。這種調整方式也不需要專門的調整機構，但調整范圍較小，調整方式復雜費力，不適合在田間進行。在船體與機架分開制造的情況下，用改變它們之間固定點高度的方法，即調整船體高度的方法也具有同樣的效果。在一種試制的 25 馬力機耕船上，用液壓機構來調整船體與機架間的相對位置，它具有調整方便、操作省力等優(yōu)點。這種調整方式的缺點是不能單個調整驅動輪的入土深度，還需要作出改進。3.1.3 調節(jié)驅動輪軸來改變它與傳動箱和船體的相對位置。將機耕船最終傳動作為單獨總成時，用轉動最終傳動殼體的方法，可以改變驅動輪軸相對船體的高度，實現單個驅動輪的調整。圖3-1為其調整示意圖， 圖3-1 驅動輪入土深度調整示意圖它和拖拉機驅動輪離地間隙調整的原理是相同的，其區(qū)別在于拖拉機的最終傳動殼體在轉動后與傳動箱的連接是用螺栓固緊的，這樣的調整方式只能是有級的，其調整級數也較少。在機耕船上則采用了專門的調整鎖緊機構，有可能得到較多的調整級別，甚至可實現無極調整。這種調整方式在改變驅動輪入土深度的同時，也改變了驅動輪軸與船尾的距離，這對機耕船的總體受力狀態(tài)將產生一定的影響。轉動最終傳動殼體時，需要克服與其傳動箱體間連接部分的摩擦阻力矩和由于地面垂直反力或重力引起的阻力矩，這就需要消耗一定的動力。轉動最終傳動殼體的調整機構，按調整時的動力來源分為手動調整和動力調整兩種方式。但手動調整速度慢、操作費力，它沒有專門的鎖緊裝置，當螺母和絲杠間間隙較大時，容易造成零件間的沖擊。而動力調整是利用驅動輪在驅動時對最終傳動殼體形成的反扭矩與其它一些外力來使殼體轉動的，它的調整機構實際上是一套鎖緊裝置。在進行入土深度調整時，應將鎖緊裝置松開，當入土深度調整完成后，用鎖緊裝置將最終傳動箱體的位置加以固定。3.2 輪軸調節(jié)機構設計及其受力分析在進行動力調整時，作用在最終傳動組合件縱向平面的外力對殼體形成的力矩，應大于轉動殼體時的阻力矩（摩擦力矩） ，因此應對最終傳動組合件進行受力分析，以找出實現動力調整的基本條件，并確定調整鎖緊機構的工作負荷。3.2.1機耕船禁止時最終傳動組件受力分析 圖3-2為機耕船處于靜止狀態(tài)時，最終傳動組件的受力圖。圖中 O1、O2分別為最終傳動主、從動齒輪軸線，其連線與水平線夾角為 α。作用的外力有：圖3-2 機耕船靜止時最終傳動組件受力圖1. 最終傳動組件的重量 Gm，可以近似的認為作用在 O2點上；2. 地面對驅動輪的垂直反力 Yq，它的大小是由驅動輪的下陷深度和土壤承壓能力決定的；3. 轉動最終傳動殼體時的摩擦阻力矩 Mf，它的方向與殼體轉動方向相反；4. 船體作用在最終傳動殼體上的重量 Gc，作用在 O1點上。當船體支撐在土壤表層上、鎖緊機構處于放松狀態(tài)時，可以近似的認為 Gc=0，這時 Yq 總是小于或等于 Gm，最終傳動殼體在重力作用下，只可能順時針轉動，轉動的條件為： （Gm-Yq）*A*COSα＞Mf 式中 A 為主、從動齒輪中心距?？梢娫谕寥莱袎耗芰^差的情況下，當松開鎖緊機構后，可以依靠最終傳動組件的重量來增大驅動輪的入土深度，但入土深度受到土壤支撐反力的限制。第二種情況是土壤承壓能力較強或機耕船禁止在路面上時，這時船體沒有支撐在土壤表層上，船體的一部分重量 Gc 作用在驅動輪上，地面反力 Yq 為 Gc 與 Gm 之和，殼體將受到逆時針方向的力矩 Gc*A*COSα，驅動輪將向上運動，直至船體支撐在土壤表面，其重量不再作用到最終傳動殼體上，或 O1點降至最低位置為止。上述兩種情況是依靠重量來進行調整的，只能在特定狀況下作一定限度的調整。3.2.2機耕船驅動時最終傳動組件受力分析當驅動輪在驅動力矩 Mq 作用下轉動時，最終傳動組件受到的作用力見圖3-3。以驅動輪逆時針轉動為例，作用在最終傳動組件上的外力有圖（3-3 a）:a) 加大入土深度時 b） 減小入土深度時圖3-3 機耕船驅動時最終傳動組件受力圖1. 最終傳動組件重量 Gm，近似認為作用在 O2點；2. 最終傳動主動齒輪的扭矩 M1。當最終傳動比為 時，它與驅動力mi矩 Mq 的關系為： M1=Mq/im 3. 土壤作用于驅動輪的驅動力 Pq、滾動阻力 Pfq、垂直反力 Yq，作用點距驅動輪軸的垂直距離為 rd，水平距離為 aq；4. 船體作用在最終傳動組件 O1點上的水平力 Fq 和垂直力 Gc;5. 最終傳動殼體轉動時的摩擦阻力矩 Mf。上述外力對 O1點形成的入土力矩 Mo1為：01(sin)si()cosqfqqmfmdAMaPYGAaMir??????式中 A:O1O2間的距離；a : O1O2連線與水平線的夾角。保證使驅動輪入土深度增加的條件是 Mo1＞0，在式（3-1）中，由于A/rd*sina＜1，因而驅動力矩 Mq 增大后將使入土力矩增大，易于入土。若此時驅動輪已接觸硬底層或驅動輪行駛在路面上，則船體將向上抬起。當土壤表層強度較低，導致驅動輪完全滑轉時，驅動力矩 Mq 將很小，形成的入土力矩 Mo1也較小，此時進行調整比較困難。在這種情況下可用猛接離合器的方法，利用驅動輪加速時的慣性阻力來獲得較大的 Mq。為了減小驅動輪的入土深度，應使最終傳動組件逆時針轉動，這時機耕船應倒退行駛，其受力狀況見圖2-30 b，則最終差傳動殼體繞 O1點的出土力矩 M’o1為： 01(sin)si()cosqfqqmfmdAMaPYGAaMir??????當驅動輪軸 O2位于軸 O1的左方時，討論的方法和上述是相同的，區(qū)別在于為使驅動輪入土深度增大，最終傳動殼體應逆時針轉動，因而用機耕船倒退行駛進行，其入土力矩仍用式（3-1）計算；為減小驅動輪入土深度，機耕船應向前行駛，其出土力矩仍用式（3-2）計算。3.3 輪軸調節(jié)機構及其構件設計及輪軸調節(jié)機構零件強度校核3.3.1 齒輪的設計（1）使用條件分析 傳遞功率： kwP9.61?主動輪轉速： min/035maxrn齒數比： u轉矩： 6119.4.TN????圓周速度:估計 屬低速、中載，重要性和可靠性一般的su/?齒輪傳動。（2） 設計任務 確定一種能滿足功能要求和設計約束的較好的設計方案，包括：一組基本參數：m、 、 、 、 、 、 。1z21x2?d?主要幾何尺寸： 、 、a 等。d（3） 選擇齒輪材料、熱處理方式及計算許用應力1.選擇齒輪材料、熱處理方式按使用條件，屬低速、中載，重要性和可靠性一般的齒輪傳動，可選用軟齒面齒輪。小齒輪：45號鋼，調質處理，硬度為230 —255HBS；大齒輪：45號鋼，正火處理，硬度為190 —217HBS。2.確定許用應力A. 確定極限應力 和limH?liF齒面硬度：小齒輪按230HBS，大齒輪按190HBS。查圖3-16，得 =580MPa，1li MPaH502lim??查圖3-17，得 ，PaF20lim??F1liB. 計算應力循環(huán)次數 N，確定壽命 、 。NZY711 0.3)5(3.60 ????tan72.3?u查圖3-18得， ；21NZ查圖3-19得， 。?YC. 計算許用應力由表3-4取 ，1minHS4.minF許用接觸疲勞應力： MPaSZHNP 75413.80in1l1 ?????P.min21l2許用彎曲疲勞應力： PaSYFNTFP 28.314.0in1l1 ????MFTFP.2min2l2 3. 初步確定齒輪的基本參數和主要尺寸（1）選擇齒輪類型根據齒輪傳動的工作條件，可選用直齒圓柱齒輪傳動。（2）選擇齒輪精度等級按估計的圓周速度，由表3-5初步選用8級精度。（3）初選參數初選： ， ， ， ， 。0??261z261?uz021?x6.d?（4）初步計算齒輪的主要尺寸可用式（3-16）初步計算出齒輪的分度圓直徑或模數。由于選用軟齒面齒輪的方案，其齒面強度相對較弱些，故按式（3-16）計算較合理，用式（3-16）計算 時，還需首先確定系數：k、 、1dHZE因發(fā)動機驅動，查表3-1得， ；因齒輪速度不高，取 ，因非5.1?AK1.?uk對稱布置，軸的剛性較小，取 ， ，則 。0?k.ak89??KA由圖3-11，查得 ，查表3-2，得 ；取 。5.2?HZMPaZE897.0?Z由式（3-16） ，可初步計算齒輪的分度圓直徑 、m 等主要參數和幾何尺寸：1d2131()07.6HEPdZKTud???????107.64.mz按表3-7，取標準模數 m=5mm，則 12()30a??圓整后取：a=208mm1861dmz??10.24/nus?與估計值相近 1.87dbm??取 ，278m?264?（5）驗算輪齒彎曲強度條件， 1z2?z 查圖3-14，得 ， ；65.21?FaY3.2?FaY查圖3-15，得 ， s 71s取 7.0??11103.942FPSaFFMaYmdbKT?????2212 6.FPSaFF??（6）確定可行方案的最終參數， ， ，1Z62130dm2130d?m=5 ， ， ，184b?278b?3.3.2傳動軸的設計（1）選擇軸的材料選擇軸的材料為45號鋼，經調制處理，其機械性能由表6-1-19查得：，MPab650??， ， ；查表6-4，得 。s3Pa301???MPa15?????MPab601???（2）初步計算軸徑 選 C=110， 3min8.09dCm故取軸的直徑為40mm。（3）軸的機構設計按工作要求，軸上所承受的零件主要有齒輪、滾動軸承。參考軸的結構設計的基本要求，可確定軸的各段尺寸。得出如圖（3-1）所示結構。選取6009滾動球軸承。（4）按彎扭合成校核A .畫受力簡圖（如圖3-4）畫軸空間受力簡圖（c） ，將軸上作用力分解為垂直受力圖（d）和水平面受力圖（e） 。分別求出垂直面上的支反力和水平面上的支反力 圖3-3 傳動軸的結構尺寸設計B.軸上受力分析 圖3-4 Ⅰ軸的受力簡圖軸傳遞的轉矩： 6119.50398PTNmn????齒輪的圓周力： 1212tFd齒輪的徑向力： Ntgtgr 8.65908??????C.計算作用在軸上的支反力水平面內的支反力 ： ?rVBAFR120VAVBR得 8.410?B4.36?垂直面內的支反力 ： tHBAHAB得 NR5. NRB7D.計算軸的彎矩，并畫彎矩、轉矩圖分別作出垂直和水平面上的彎矩圖（f） 、 （g） ，并按 進行2VHM??彎矩合成，畫轉矩圖（h） 。E.計算并畫當量彎矩圖轉矩按脈動循環(huán)變化計算， a=0.6，則 mNmNaT?????8.13021846.01按 計算，并畫出當量彎矩圖（i） 。22)(Mc?一般而言，軸的強度是否滿足只需對危險截面進行校核即可，而軸的危險截面多發(fā)生在當量彎矩最大或當量彎矩較大且軸的直徑較小處。根據軸的結構尺寸和當量彎矩圖可知，a-a 截面處彎矩最大，且截面尺寸也非常大，屬于危險截面，b-b 截面處當量彎矩不大但軸徑較小，也屬于危險截面。其它截面強度肯定滿足，無需校核彎扭合成強度。a-a 截面處當量彎矩為：mNaTMac ????6.1723)(2b-b 截面處當量彎矩為：bca .45)(22強度校核：考慮鍵槽的影響，查附表6-8計算，， 3318..0cmdwa?3.cwb?則 MPaacc6.9?wbcca1.3?顯然 ， ， ??bca1?????bbca1???故安全。E.按安全系數校核（1）判斷危險截面截面 a-a 進行安全系數校核。（2）疲勞強度校核A.a-a 截面上的應力彎曲應力幅： MPaWMa 1618.426302???? 扭轉應力幅： MPaWTa 67.15.602184????彎曲平均應力： m?扭轉平均應力： aa7.15??B.材料的疲勞極限：根據 ， ，查表6-1得：Pb60Ps360??， 2.??1.??C.a-a 截面應力集中系數。查附表6-1得：， 85.1?aK65.1??kD.表面狀態(tài)系數及尺寸系數，查附表6-5，附表6-4得：， ，94.0?.0??7.0r?E.分別考慮彎矩或扭轉作用時的安全系數.91????makS?????2.81?mark?????4.16.2???SSSca ???故安全 3.2.3 驅動軸的設計（1）選擇軸的材料選擇軸的材料為45號鋼，經調制處理，其機械性能由表6-1-19查得：，MPab650??， ， ；查表6-4，得 。s3Pa301???MPa15?????MPab601???（2）初步計算軸徑 選 C=110， 3min8.09dCm 故取軸的直徑為40mm。（3）軸的機構設計按工作要求，軸上所承受的零件主要有齒輪、滾動軸承。參考軸的結構設計的基本要求，可確定軸的各段尺寸。得出如圖（4-1）所示結構。選取6013滾動球軸承。圖3-5 驅動軸的結構尺寸設計（4）按彎扭合成校核A .畫受力簡圖（如圖4-2）畫軸空間受力簡圖（c） ，將軸上作用力分解為垂直受力圖（d）和水平面受力圖（e） 。分別求出垂直面上的支反力和水平面上的支反力。B.軸上受力分析 軸傳遞的轉矩： mNnPT????439105.9262齒輪的圓周力： dFt 2082齒輪的徑向力： Ntgr15374???C.計算作用在軸上的支反力水平面內的支反力 ： rVBAFR?VBAR5973?得 .681?N3.802垂直面內的支反力 ： tHBA HBA得 NR0R6?D.計算軸的彎矩，并畫彎矩、轉矩圖分別作出垂直和水平面上的彎矩圖（f） 、 （g） ，并按 進行2VHM??彎矩合成，畫轉矩圖（h） 。E.計算并畫當量彎矩圖轉矩按脈動循環(huán)變化計算， a=0.6，則 mNmNaT?????8.13021846.01按 計算，并畫出當量彎矩圖（i） 。22)(Mc?一般而言，軸的強度是否滿足只需對危險截面進行校核即可，而軸的危險截面多發(fā)生在當量彎矩最大或當量彎矩較大且軸的直徑較小處。根據軸的結構尺寸和當量彎矩圖可知，a-a 截面處彎矩最大，且截面尺寸也非常大，屬于危險截面。其它截面強度肯定滿足，無需校核彎扭合成強度。a-a 截面處當量彎矩為：mNaTMac ????5.17823)(2強度校核：考慮鍵槽的影響，查附表6-8計算，， 3318.42.0cdwa則 Paacc7.??顯然 ， ??bac1??故安全。E.按安全系數校核（1）判斷危險截面截面 a-a 進行安全系數校核。（2）疲勞強度校核A.a-a 截面上的應力彎曲應力幅： MPaWMa 1618.426302????扭轉應力幅： PaTa 7.5.2??彎曲平均應力： 0?m?扭轉平均應力： Maa67.15? B.材料的疲勞極限：根據 ， ，查表6-1得：MPab650??Pas360??， 2.?1.??C.a-a 截面應力集中系數。查附表6-1得：， 825.1?aK65.1??kD.表面狀態(tài)系數及尺寸系數，查附表6-5，附表6-4得：， ，94.0?8.0??7.0r?E.分別考慮彎矩或扭轉作用時的安全系數.91????makS?????2.81?mark?????4.16.2???SSSca ???故安全 第四章 設計總結 4.1 結論綜述機耕船在水田作業(yè)時，驅動輪的入土深度是由船體與驅動輪相對位置決定的。從對驅動輪的受力分析可知，驅動輪入土深度增大后，推進力、滾動阻力都將增大。表