小型棚室旋耕机的设计与研究论文

小型棚室旋耕机 设计 - 1 - 摘要 本文在分析小型棚室旋耕机的结构组成和工作原理的前提下，介绍说明了小型棚室旋耕机的设计原则和设计步骤。并根据设计原则的要求，首先选择了小型棚室耕机的类型，确定小型棚室耕机的 耕幅、传动型式、刀轴转速 ,离合器工作的选择等内容。然后具体设计了 小型棚室旋耕机 的传动装置 包括齿轮箱的结构设计、关键零件的强度校核、耕深调节装置和工作部件总成的设计。其中 齿轮箱的设计是本次设计中的主要内容，它包含了大量的工作：资料的整理，参数的设定，相关计算，绘图等。 此小型旋耕机主要是采用小型的 柴油 机和齿轮链轮多级变档传动，旋耕部 件取代了驱动轮的行走作用。该旋耕机具有体积小、结构简单、重量轻、操作灵活、碎土性能好，生产率高等优点。这种旋耕机的试制成功，将会大大的降低农民的劳动强度，从而提高劳动生产率；同时可以降低蔬菜的生产成本。 关键词：棚室旋耕机；旋耕刀；减速箱； 小型棚室旋耕机 设计 - 2 - Abstract After analyzing the components and princ iples of Ploughing machine of small-scale tent type,the thesis introduces the principle of design and the procedure of Ploughing machine of small-scale tent type .According to the plan ,the thesis chooses Ploughing machine of small-scale tent type, confirms their ploughs ,the connection and disposition method w ith th e selected tractor, transmission pattern, rotation speech of cutter shift , the selection of card-link, etc. Then rotary tille Ploughing machine of small-scale tent type gearing is designed concretely ,which includes overall design of gear case strength ca lculation of main parts, the design and choice of plough depth limiting device and working part .The design of Gear Case is the main point of the thesis ,which needs lots of work ,data sorting ,the choice of parameter and relevant calculation and drawing etc. This rotary cultivator adopts mini type diesel engine and multilevel changeable speed transmission passing by gears and sprocket wheels, rotary tillage parts replace the driving wheel. There are some advantages about the minitype rotary cultivator, suc h as : small cubage, simply construction, light weight, flexibility operation, scraping the soil perfectly, highly productivity and so on. It will decrease the labor hours and intensity of the peasants by a long way, therefore improving the productivity and the more important is to reduce product cost about the vegetables. Key words: rotary cultivator； rotary blade； the breadth of furrow； decelerator couplin小型棚室旋耕机 设计 - 3 - 目录 摘要 . - 1 - Abstract . - 2 - 目录 . - 3 - 1 引言 . - 4 - 1.1 开发旋耕机的目的和意义 . - 4 - 1.2 国内外发展动态、存在问题及发展方向 . - 5 - 2 总体方案却确定及主要参数的选择 . - 7 - 2.1 旋耕机类型、耕幅、刀轴转速和传动形式的选择 . - 8 - 2.1.1 旋耕机类型的选择 . - 8 - 2.1.2 旋耕机耕幅的确定 . - 8 - 2.1.3 旋耕机的传动型式的选择 . - 9 - 2.1.4 旋耕机的刀轴转速选定 . - 9 - 2.2 最优传动方案的确定 . - 9 - 2.2.1 齿轮箱传动方式的确定 . - 9 - 2.2.2 传动系数参数的确定 . - 10 - 2.2.3 各档传动路线的确定 . - 10 - 2.2.4 各对齿数的确定 . - 10 - 3 旋耕机传动零件的设计 . - 11 - 3.1 齿轮箱轴的结构设计 . - 11 - 3.1.1 初步确定轴的最小轴直径 . - 11 - 3.2 齿轮箱 轴的结构设计 . - 11 - 3.2.1 求轴上齿轮所受的力 . - 12 - 3.2.2 结构设计 . - 12 - 3.2.3 精确校核 . - 16 - 3.3 第二级齿轮传动的设计和强度校核计算 . - 17 - 3.3.1 齿轮参数选择 . - 17 - 3.3.2 计算小齿轮参数 . - 19 - 3.3.3 弯曲强度设计 . - 20 - 3.3.4 计算齿轮参数 . - 21 - 3.4 刀辊轴的强度计算 . - 21 - 3.4.1 刀辊轴结构确定 . - 21 - 3.4.2 刀辊轴的设计计算说明 . - 22 - 4 结论 . - 24 - 5 参考文献 . - 25 - 6 致谢 . - 26 - 小型棚室旋耕机 设计 - 4 - 1 引言 旋耕机是一种由动力驱动的土壤耕作机械。它的耕作部件为旋耕刀辊 ,是由多把旋耕刀在刀轴上按螺旋线排列而成 ,。旋耕机切土、碎土能力强，一次旋耕能够达到一般犁耙作业几次的碎土效果， 耕后地表平整、松软，能满足精耕细作要求，且缩短工序间隔，有利于抢农时抗旱保墒，减少拖拉机进地次数，减轻对土壤压实，减少能源消耗，降低作业成本，减少机具投资，提高机具利用率，加之近年来国内还田技术和免耕少耕技术的推广应用，旋耕机得到了迅猛发展，已成为拖拉机的主要配套机具之一。 旋耕机于 19 世纪中叶问世以来，得到了迅速发展和推广使用。日本二战之后为了尽快恢复经济发展 ,引进旋耕机用于农业生产。但是由于日本大多为水田 ,直角形旋耕刀不适宜于进行水田耕作。一大批日本学者开始致力于水田用旋耕刀的研究 ,如吉田富穗、松尾昌树 、坂井纯等人研制出了旋耕弯刀 ,成功地解决了刀轴缠草等问题。为了解决刀轴缠草的问题本文对旋耕弯刀进行了设计说明。对弯刀的刃口曲线提出了相应的要求，目前能达到这种要求的刃口曲线有阿基米德螺线、等角对数螺线、正弦指数曲线等 ,其中阿基米德螺线应用最广。 到目前为止，旋耕机产品虽然在理论上可以配套 58.8 73.5kw 的拖拉机，但实际上因受传动系统强度及结构尺寸、机架结构强度的限制，配套合理范围仅达 48kw 的拖拉机；耕深亦局限在旱耕 12 16cm，水耕 14 18cm。 20 世纪 90 年代以来，为适应市场需要，有些企业试图 开发大型旋耕机，但因水平有限，仅采用原有产品外延放大和堆砌材料的方法，没有着重结构的改进和参数的优化，因而走了弯路。因此，现有旋耕机产品在品种上尚有大型和深耕型的空缺。随着水稻集约化、规模化生产的发展，水田耕整用宽幅高速型旋耕机成为发展方向。水田土壤含水率高，抗剪切、抗压强度特别低，附着力、外摩擦力也接近为零，切土部件与土壤之间存在润滑水膜。因此，大块水田使用大型拖拉机旋耕机组水耕时，为充分发挥其功率，实现高效率、高效益，需要工作幅宽3m 以上的宽幅旋耕机。但宽幅又受到道路行驶和入库停机不便的制约。解决途径有 二：一是旋耕机采用宽度伸缩或折叠式结构；二是采用适中的幅宽，提高作业速度，从现有的 2 5km/h 提高到 4 8km/h。为满足以上要求，需要改进旋耕机及工作部件的结构和参数，研制宽幅高速旋耕机及灭茬、旋耕、旋耙和深施化肥的复式作业机械。 我国作为农业大国，不少农机学者在旋耕机方面进行了大量的研究工作。为了促进驱动型耕作机械的发展，本人选择了旋耕机作为自己的毕业设计论文课题，借鉴了不少知名学者的重要研究成果，书写成文。由于资料搜集的局限性和水平有限，错误和不足之处在所难免，欢迎读者批评指正。 1.1 开发旋耕机 的目的和意义 土壤耕作是种植业生产过程中的重要一环，对于农作物增产具有重要作用。因此，土壤耕作机械的发展一直受到人们的关注。由于土壤耕作是一项能耗很大的作业，传统的土壤耕作机械，如犁，耙等都需要多次书耕作会对土壤造成破坏，不利于水土保持，小型棚室旋耕机 设计 - 5 - 消耗较大。长期以来，人们一直在探讨新的工作制度，松土和局部松土，不耕和少耕。在这种形势下，驱动型耕作机械诞生了。这种机械之所以引人注目，一是强化土壤耕作过程，可以满足不同条件下的不同土壤类型；二是一次耕作可以联合作业；三是有动力驱动，质量好；四是作业时几乎不需要牵引功率，减 少了功率的消耗。 驱动型机具有多种，如旋耕机，振动土壤耕作机械等，目前广泛使用的，应用前景最好的就是旋耕机。耕机切土、碎土能力强，一次旋耕能够达到一般犁耙作业几次的碎土效果，耕后地表平整、松软，能满足精耕细作要求，且缩短工序间隔，有利于抢农时抗旱保墒，减少拖拉机进地次数，减轻对土壤压实，减少能源消耗，降低作业成本，减少机具投资，提高机具利用率，加之近年来国内还田技术和免耕少耕技术的推广应用，旋耕机得到了迅猛发展，已成为拖拉机的主要配套机具之一。 很多因素多不能控制；对比性较差；试验精度较低，采集的数据不够准确 可靠。这使得我们需要一种特殊的，更有优势的试验环境。土槽正是在这种环境下诞生且被广泛运用的。 利用土槽试验是极其优越 的研究手段，其特点是：试验可以不受季节与气候的影响；缩短试验周期；试验重复性好；可以控制有关因素；有较强的对比性；试验精度高，采集的数据准确可靠 。 传统的耕作试验需要单独进行松土、铲平、压实、旋耕等工序，各工序的间隔时间较长，效率较低，而且要消耗大量的劳动力，为了解决这一问题，需要研制出一种新型的机械设备，用它来代替人力。能土槽试验台车正是要符合这些要求的一种机械设备，它能够将松土、铲平、压实、 旋耕等各道工序连为一体，并且能够单独控制各道工序。 该试验土槽主要是对 中 耕农业机械 ，特别是中耕深松机械 在田间的作业进行模拟 ， 以测试必须的参数所以首先要实现农业机械作业机组的模拟以及对大田环境的模拟，这就是试验土 槽设计的总体思路 ， 试验土槽的设计重点是如何实现农业机械作业的牵引动力 -拖拉机的模拟及作业机具实际作业状况的模拟 。 1.2 国内外发展动态及发展方向 目前，水平轴旋耕部件与地轮转向一致的旋耕机，在国内外在实际生产中得到广泛的应用，并且旋耕工作部件结构相当完善。旋耕机的保有量也增加的很快，为了适应当前 的生产规模，为不同机型拖拉机配套，生产了作业幅：为 1.25m2 8m 多种型号的旋耕机。如南昌旋耕机厂的 IGN 系列多种型号旋耕机，连云港旋耕机集团公司生产的 IGE2 210 型旋耕机， 1CN-250S 型旋耕机等。在黑龙江省农业生产中，使用的机型还有 1GHL一 280 型松旋起垄机、 1GSZ-210 280 型组合式旋耕多用机、 1GZJ 一 210 型旋耕灭茬联合整地机、 1GLT-4 型松旋灭茬起垄通用机等。很多机型为了适应黑龙江省农艺要求，在旋耕机后部安装了起垄犁铧。为了装配各种不同的工作件组台设计了专门的机架，以提高旋 耕机的应用水平。有的旋耕机依据旋耕部件与耕深的相对关系，把中央调速器直接设计安装在旋耕工作部件的轴上。这样保证了农具的最小能耗、最少的材料消耗和较好的工作质量。由于调速器壳体下是未耕地，存在如何保护好调速器壳体的问题。国产的1G 一 150 旋耕机和 1G 一 140 旋耕机等多种机型的旋耕轴配置在地表水平面上或低于地表。为了防止调速器外壳的损坏，在壳体上或前犁柱上安有专用的分土铲。分土铲开出的铧沟被补助整地作业消灭。 小型棚室旋耕机 设计 - 6 - 从近几年国产的旋耕机配套推广应用情况来看，存在一些问题：（ 1）、拖拉机动力输出轴容易损坏：（ 2）、十字 万向传动轴使用寿命短：（ 3）、旋耕作业性能不稳定和容易缠草的问题；（ 4）、缺少与大功率拖拉机配套的旋耕机；（ 5）、作业性能满足不了当今的农艺要求；这些问题的解决有待于进行更深入的研究。 随着农业机械化程度的增强，工作效率和效益的提高，现有的旋耕机的弊端日益突出，已满足不了农艺要求和生产规模扩大的需要。故对旋耕机的研究有了进一步的深化，出现如下几个方向的发展趋势：（ 1）、向宽幅，高速型旋耕机发展；（ 2）、向联合作业机组方向发展；（ 3）、全幅深旋耕机已起步；（ 4）、向可持续发展战略型发展；（ 5）、小型旋耕机需求 量有所增加。 小型棚室旋耕机 设计 - 7 - 2 总体方案却确定及主要参数的选择 总体结构设计及工作原理 装配示意图如下： 1 油门控制器 2 操纵手柄 3 限深机构 4 油门拉绳 5 离合拉杆 6 旋耕工作部件 7 三角带轮护罩 8 柴油机 图 1 装配示意图 Fig1 Assembly schematic drawing 主要由发动机、变速箱、机架、旋耕工作部件、限深机构、操纵手柄、三角皮带轮、支架等组成，其工作原理是将发动机的动力经三角皮带传递给变速箱主动轴，经二级减速带动 安装在驱动轮轴上的旋耕刀片旋转（在铣切加工土壤过程中，通过土壤反力推动机器前进）。耕深主要靠阻力铲柄上孔眼的位置进行上下调节，同时还可通过人改变其对操纵手柄的压力以增减力矩，调节机器的前进速度，借以达到改变耕深的目的。 另外，旋耕作业的碎土性能与土壤含水量、土壤坚实度和机器的作业速度有关， 在实际作业中应根据具体情况选择最佳的工作速度。 为了全面实现设计技术指标，在结构上进行了优化设计，体现在以下几个方面； 1变速箱壳体采用薄壁钢板冲压成型，既减少了加工工序， 又降低了制造造成本，小型棚室旋耕机 设计 - 8 - 也使机器重量大大减轻。 2为满足多项作业要求，变速箱设有二个速档 。 高速档用于旋耕、运输作业， 低速档用于中耕、起垄作业。同时在变速箱右侧有动力输出轴，可肚带动小水泵、脱粒机、碾米机、打浆机等进行场上固定作业。再有， 驱动轮轴采用通轴结构，它与旋耕工作部件配合安装，便于工作部件的更换。还可安上运输轮进行短途运输作业。 3由于该机是旋耕作业为主，为在旋耕作业过程中，不使机器发生上跳、前滑现象，增强操作舒适感，整机重心的布置非常重要。实践证明，为确保旋耕作业的稳定性，重心设在驱动轮轴上方前后 20mm 处是适宜的。 4为保证作业质量， 使旋耕时不漏耕，变速箱下部宽度要窄为宜，该机为 45cm 基本做到了不漏耕。 5为适应棚室空问矮小的作业条件，机器操作手柄既可上下调整，又可在 180内前后转动调整。 表 1 主要技术参数 配套动力 耕幅 耕深 刀片型式 刀片数量 输入转速 175-1 柴油机 100 5cm 10cm 弯刀 20 2600r/min 刀轴转速 连接型式 前进速度 外形长 外形宽 外形高 125r/min 三角轮传动 2.17km/h 1250mm 60mm 870mm 注： 生产率按理论计算值的 70%计算（作业时的最大耕幅）。 2.1 旋耕机 整体参数 的选择 2.1.1 旋耕机类型的选择 本设计主要适用于温室，故选用小型号，简单实用的步进式旋耕机。 2.1.2 旋耕机耕幅的确定 根据主机动力输出功率和旋耕作业时单位幅宽功耗可对幅宽进行初步选定 ,幅宽过大 (刀片增多 )将导致发动机工作过载 ,合适的幅宽则可保证主机功率的充分利用。实际中幅宽的初选可采用经验公式 B=0.260.29N,但最终的确定必须经过试验验证。事实上 ,对于同一种旋耕机 ,主机功率大的配套并不一定有好的作业质量 ,相反却 有可能造成功率的浪费 ,通过试验能合理确定对应幅宽的最佳配套功率 ,可以避免“大马拉小车”的情况。耕幅与拖拉机的功率有关，并影响旋耕机与拖拉机的配置方式。耕幅 B 与拖拉机动力输出轴的额定输出功率大体成以下关系： B=0.26 0.29N N = 3.5 KW 式中 N 发动机的额定功率（ KW） B=0.9207m 1.1506m, 本设计选取 B=1m 小型棚室旋耕机 设计 - 9 - 2.1.3 旋耕机的传动型式的选择 三点悬挂式旋耕机有中间传动和侧边传动两种形式。中间传动适合于耕幅为1.752m，本设计中旋耕机的耕幅为 1m，采用 中间全齿轮传动，减速并改变方向后，最后经过链轮传递到刀辊轴。刀轴分为左、右两侧。这种齿轮箱特点是机架牢固、刚性好、布局合理。缺点是箱体处不能安装弯刀，如不设置特殊工作部件，将出现漏耕。为此本设计在齿轮箱的下方增设了犁体总成以消除漏耕现象 。 2.1.4 旋耕机的刀轴转速选定 在机组前进速度不变的情况下，旋耕机所需功率随刀轴转速的增加而增加，较理想的配合是低刀轴转速和较高的前进速度，虽然功耗要增加些，但因生产率提高了，仍可降低单位面积的能耗。近年来，刀轴转速降低的趋势尤为明显。另外旋耕机的刀轴转速一般在 200-285r/min，随着土壤比阻不同，旋耕机的刀轴转速也不同，粘性重的土壤比阻大，转速应偏低，砂性土壤比阻小，转速可偏高。 为了提高生产率及地区适应性，减少能耗，本设计旋耕机刀轴转速选择 200r/min。 2.2 最优传动方案的确定 2.2.1 齿轮箱传动方式的确定 动力 - 变速系统 - 旋耕刀辊 图 3 传动系统 Fig 3 Transmission system 根据传动要求和设计目的，选择的传动形式为全齿轮传动。因为设计的是小型旋耕机，突出的是耕副宽，即 40cm。再者基于动力源为柴 油机，故传动原理和所设计的传动结构布局如下说明： 小型棚室旋耕机 设计 - 10 - 柴油机输出轴，即动力源，输出的动力经皮带轮传至中间齿轮箱，然后通过中间齿轮箱的三级变速传动，把运动和动力传递到辊刀轴，即执行机构。 2.2.2 传动系数参数的确定 传动方案的分配，首级采用一级带传动。传动比为 1.2，末级采用一级链传动，传动比为 3，使箱体下部分宽度较小，可以防止漏耕。 2.2.3 各档传动路线的确定 快档：带传动 -Z1-Z3- Z5- Z6-链传动 慢档：带传动 -Z2-Z4- Z5- Z6-链 传动 2.2.4 各对齿数的确定 通过拨叉将轴上主动滑移双联齿轮向前拨 ,使主动滑移双联齿轮1Z与轴上的3Z啮合 ,这时旋耕机进入快档，其余同理。 表 2 变速箱变速原理 快档 慢档 第一级 i=1.2 i=1.2 第二级 i=40/25=1.6 i=48/17=2.8 第三级 i=56/16=3.5 i=56/16=3.5 第四级 i=3 i=3 小型棚室旋耕机 设计 - 11 - 3 旋耕机传动零件的设计 3.1 齿轮箱轴的结构设计 齿轮箱轴为旋耕机的动力输入轴，由于旋耕机动力传入方式不是离合器，而是通过万向节将动力源和旋耕机连接起来。所以轴的最小轴径为花键轴段处即图中所示 A 段。 3.1.1 初步确定轴的最小轴直径 设轴的功率为 p1 ，转速为 n1 ，转矩为 T1 ，设经万向节传动的传动效率3 3 3 w = 0 . 1 d 0 . 1 1 7 4 9 1 . 3 mm为 1 =0.9 则轴的功率为 :p1=P n1 p2=3.91 0.9=3.5232（ kw） 设轴的转速为 : 2600 r/min 则轴的转矩为： T1=9.55 106 p1/n1 柴油机的输出功率为 3.5232kw，功率较小。然而传入轴的转速为 2600 r/min 较低，所以关键轴受力较恶劣，应考虑选取轴的材料为 45#钢，调质处理。 根据机械设计手册，选取 A0=112，于是： 3 220m in npAd = 31 1 2 3 . 5 2 3 2 / 2 1 0 0 =13.31mm ； 取 d=17mm 很显然选取的 d=52mm 为安装小锥齿轮的外花键的小径的大小。如图所示的 A 段。 3.2 齿轮箱 轴的结构设计 柴油机输出轴的功率为 P=3.5232kw 设轴的功率为 p2，转速为 2n ，转矩为 T2，设经链传动的传动效率为 1 =0.9，轮箱输入轴的传动效率为： 轴的功率为 : P2= P1 2 2 P2=3.910.90.970.97=3.11027（ KW） 轴的转速为 : 小型棚室旋耕机 设计 - 12 - 2n = 1n /i=540/（ 35/19） =293.14（ r/min） 轴的转矩为： T =9.55106 P2/n2 T2=9.55106 3.11027/293=1499317（ N .mm） 3.2.1 求轴上齿轮所受的力 22 mzd =4 35=140mm 22 )5.01( dd Rm 通常情况下 R 取 0.25 0.35，在此选取 R =0.3 22 )5.01( dd Rm =（ 1-0.5 0.3） 140=116.7mm Ft2=2T2/dM2=2 1499317/116.72=25695N 20 )/( 211 zzarctg =28.4956 122 c o s tgFF tr =8218 122 s in tgFF ta =4461N 9642433 mzd 3 1 2 3 5961 4 9 9 3 1 722 33 dTF t 203 1 2 3 533 tgtgFF tr =10800N 3.2.2 结构设计 确定轴上零件的装配方案，如图 4 所表示： 轴上零件的装配顺序为；首先从右边安装小直齿轮，接着在直齿轮的右边放上隔离套，用来和要安装的齿轮实行轴向定位。然后右边设有衬套，用来安装轴承，最后右边装上轴承盖。其次，左边只装上轴承和轴承盖就可以了。此种装配方案的设计和选定，既满足轴的结构简单，有符合轴上零件装配方便的要求。 根据轴上零件的定位要求，确定轴各阶梯段的长度和直径。 小型棚室旋耕机 设计 - 13 - （ 1）初选滚动轴承 因 为轴承同时承受径向力和轴向力作用，故选单列圆锥滚子轴承，参照工作要求，并根据 d=65，有轴承产品目录中初步选定 0 基本游隙组，标准精度等级的单列圆锥滚子轴承 30313，其中尺寸分别为 d D T=65 140 36. 取安装直齿轮 3z 的轴径为 65mm，直齿轮左段采用轴肩实行轴向定位，轴肩的高度 h0.07d,取 h=5mm.右段采用套筒实行轴向定位。设直齿轮的轮毂宽为 80，所以选取 安装直齿轮的轴段长设计为 76mm，短于轮毂 3 4mm 增强对直齿轮轴上定位的可靠性。 齿轮处的轴径为 d=60mm,因为 l=(1 1.2)d,得出锥齿轮的轮毂宽度为 62mm。 直齿轮 中心 线到 右箱 体壁 的距 离 为 l=40+20+62+12=134mm, 故轴 肩的 长 度 为 :134-40-12=82mm。 轴的结构示意图如下： 图 4 轴的示意图 Fig 4 The Schematic drawing of Axis 轴上零件的周向定位直齿轮 3z 在轴上的周向定位上采用平键联结。由手册查得平键的截面尺寸为： b h=20mm 12mm.(GB/T1995-1979)，键槽用键槽铣刀加工，长为 63mm，同时为了保证齿轮与轴的配合有良好的对中 性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为 67 hH ，滚动轴承与轴的周向定位是借过度配合来保证的。此处选轴的直径尺寸公差为 m6。锥齿轮的周向定位是靠花键轴连接来保证的。 确定轴上圆角和到角的尺寸： 参考手册 ,取轴段角为 2 45 。 （ 2）求轴上的载荷 首先根据轴的结构图作出轴的计算简图。在确定轴承的支点位置时，应从设计手册中查取 a 值。 对于 30313 型圆锥滚子轴承，由设计手册查得 a=29mm，因此，可以作出作为简支梁的轴的支撑跨距。再根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图。 小型棚室旋耕机 设计 - 14 - 受力图图 5 轴的弯矩图和扭矩图 Fig 5 The Bending-moment diagram and Torque chart of Axis 其中 Fr=233.26N, Ft640.89N RH1=530.4 RH2=110.49 RV1 193.04 RV2=40.32 MH=13260Nmm,MV=4862Nmm 求得 M=14110N Mca=17066Nm ca26.3Mpa 求轴承处的支反力： 02 8 22 3 21 4 1 223 Nhtt FFF 小型棚室旋耕机 设计 - 15 - NF Nh 367562 同理可以求出 ： NF Nh 201731 NFNV 4661, 02 8 22 3 2F1 4 1 223 NVrr FF NF NV 121602 同理可以求出： NFnv 68571 从轴的结构以及弯矩图和扭矩图可以看出截面 D 是轴的危险截面； 现将计算出的截面 D 处的VM、 HM 及 M 的值列于下表。 表 3 轴受载荷表 Table 3 Axle loads 载 荷 水平面 H 垂直面 V 支反力 F NFNF NHNH 3 6 7 5 6,2 0 1 7 3 21 NFNF NVNV 1 2 1 6 0,6 8 5 7 21 弯矩 M N mmM H 2044393m a x NmmM V 966837m a x 总弯矩 N m mM 2 2 6 1 4 8 59 6 6 8 3 72 0 4 4 3 3 22 扭矩 T NmmT 14993173 （ 3）按弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核时，通常只校核轴上最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面 D）的强度。根据式机械设计教材上 15-3 及上表中的数值，并取 =0.6，轴的计算应力为： 32222 701.0)14993176.0(2261485)6.0( WTMca =70.59Ma 前已选定轴的材料为 38Cr,由机械设计教材上表 15-1 查得 : 1 =75Ma 因此ca=70.59 Ma 1 =75 Ma，故安全。 小型棚室旋耕机 设计 - 16 - 3.2.3 精确校核 从应力集中对轴的疲劳强度的影响，截面 A 过盈，配合引起应力集中严重故校核 A截面左侧抗弯截面系数： 3 3 3w = 0 . 1 d 0 . 1 1 7 4 9 1 . 3 mm 抗扭截面系数： 3 3 30 . 2 1 7 9 8 2 . 6rW d m m 截面弯矩为： 31 4 1 1 0 2 5 1 0 / 2 5 8 4 6 6M N m m 截面上的扭矩为： 1 =155MPa 1 16000T N m m 截面上的弯曲应力： M P aWMb 11.318.2 3 8 3 25.7 4 1 4 8 3 截面上的扭转切应力： 1T / 1 6 . 3TW M p a轴的材料为 45 钢调质处理，由机械设计教材表 15-1 查得： 6 4 0b M pa 1_ =275MPa； 1 275M pa 截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数 及 ，按机械设计手册查取得： 因为 r/d=2.0/62=0.0.05 D/d=62/60=1.176 经查表后可查得： =2.09； =1.6 又由机械 设计教材，可得轴的材料敏性系数为： 0.82aq ； 0.85aq 故有应力集中系数按式得： 5 8 3 2.1)172.1(81.01)1(1 qk 1.1)112.1(86.01)1(1 qk 小型棚室旋耕机 设计 - 17 - 由附图 3-2 得尺寸系数为： 68.0 由附图 3-3 得扭转尺寸系数为： 83.0 轴按磨削加工，由附图 3-4 得表面质量系数为： 91.0 轴未经表面强化处理，即： 1q 轴上外花键的有效应力集中系数为： 67.1k ； 53.1k 按式机械设计教材得综合系数值为： 554.2191.0168.067.111 kK 942.1191.0183.053.111 kK 又由机械设计教材 45#的特性系数为： =0.2 0.3 取 =0.25 =0.1 0.15 取 =0.1 于是计算安全系数 cas 值，按机械设计教材得： 16.5025.011.315 5 4.24 1 01 mKs 3 7 5.8457.11.057.19 4 2.12 7 01 mKs 15.5375.8416.5375.8416.5 2222 sssss ca S=1. 故可知其安全。 3.3 第二级齿轮传动的设计和强度校核计算 3.3.1 齿轮参数选择 传动方案图见图 3。 选用直齿圆柱齿轮传动。 耕机为工作功率较大的工作机器，但速度不高，故选用 7 级精度（ GB10095-88） 小型棚室旋耕机 设计 - 18 - （ 1）材料的选择。 查齿轮的设计手册，选择小齿轮材料为 40Cr（调质），硬度为 280HBS，大齿轮： 材料为 45 钢硬度为 240HBS，二者材料硬度相差为 40HBS。 齿轮齿数为 3Z =25，大齿轮齿数为 4Z =u*i=25 2.82=40 取 4Z =40 （ 2）接触强度设计： 由设计计算公式进行试算，即： 1td 2.32 3 22 )(1()( HEdt ZTK （ 3）确定公式内的各计算数值： 计算小齿轮传递的转矩： 2262 /1055.9 nPT = 9.55 10 6 3.5 0.92/293=1499317（ N.m） 由机械设计教材表 10-7 选取齿宽系数为 d =0.8 机械设计教材表 10-6 查得材料的弹性影响系数为 KZ =189.8MPa 2/1 由机械设计教材图 10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触强度极限为1limH =920MPa；大齿轮的接触强度极限为 2limH =800 MPa； 由式机械设计教材 10-13 计算应力循环次数： 假设旋耕机一天工作 16 小时，工作寿命为 15 年，则： 1N =60 hjLn1 =60 293 1（ 16 300 15） = 88.729 10 89.07 10 N2 =1.2 910 /1.45=5.67 810 由教材图 10-19 查得接触疲劳寿命 系数： 1HNK =1.01， 2HNK =10.3 计算接触疲劳许用应力： 取失效概率为 1%，安全系数 S=1，由教材公式（ 10-12）得： 1H 1 = SK HHN 1lim1 =0.9 1280=828MPa SK HHNH 2lim222 =0.95 1280=1318.4 MPa 小型棚室旋耕机 设计 - 19 - 3.3.2 计算小齿轮 参数 试算小齿轮分度圆直径 1td ，代入 H 中的较小的值： 1td 2.32 3 22 )(1()( HEdt ZTK =50.01mm 计算圆周速度 ： = 1 0 0 0602 9 33 3 6 8.951 0 0 06021 nd t =5.5m/s 计算齿宽 b： b= d * 1td =0.8 95.3368=76.269mm 计 算齿宽和齿高之比 b/h： 模数： m = 1td / 1Z =50.01/25=2mm 齿高： h=2.25m=2.25 3.97=8.938mm b/ h=76.269/8.938=6.53 计算载荷系数： 根据 =5.5m/s， 7 级精度，由图 10-8 查得动载系数 vK =0.96； 直齿轮，假设 AK tF / b 100。由表 10-3 查得 HbK = FaK =1.2； 由表 10-2 查得使用系数 AK =1； 由表 10-4 查得 7 级精度，小齿轮相对支承对称布置时， HK =1.12+0.18 0.82 +0.23 10 3 b =1.12+0.18 0.82 +0.23 10 3 76.269=1.3 由 b/ h=6.5， HK =1.3 查图 10-13 得 FK =1.22 故载荷系数为： K = AK vK HK HK =1 0.96 1.12 1.257=1.778 按实际的载荷系数校正所算的分度圆直径，由公式 10-10a 得： 1d = 1td 3 / tKK =50.12mm 计算模数 m ： 小型棚室旋耕机 设计 - 20 - m = 1d / 1Z =50.12/25=2mm 3.3.3 弯曲强度设计 由式（ 10-5）得弯曲强度的设计公式为 ： m = 3 12 )()2( FSaFad YYZKT 确定公式内的各计算数值： 由图 10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限： 1FE =920MPa； 大齿轮的弯曲疲劳强度极限： 2FE =920MPa； 由图 10-18 查得弯曲疲劳寿命系数 1FNK =0.89， 2FNK =0.0895 计算弯曲疲劳许用应力： 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，由公式（ 10-12）得： 1F = SK FEFN 11 = 4.168085.0 =584.857MPa 2F = SK FEFN 22 = 4.162088.0 =588.4 MPa 计算载荷系 数 K ： K = AK vK FK FK =1.778 查取齿形系数： 由表 10-5 查得： 1FaY =2.6， 2FaY =2.4 查取应力校正系数 由表 10-5 可查得： 1SaY =1.595， 1SaY =1.67 计算大，小齿轮的 FSaFaYY 并加以比较： 1111 SaFaSaFa YYYY = 41258.165.2 =0.0109 222 FSaFa YY = 38965.145.2 =0.014 故大齿轮的数值大。 小型棚室旋耕机 设计 - 21 - 设计计算： m 3 22 )(1()( HEdt ZTK =2mm 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 3.76 并就近圆整为标准值 m =4mm，按接触强度算得的分度圆直径1d =5.012mm，算出小齿轮齿数为： 1Z = 1d /m =50.12/2=23.8，取 1Z =25 2Z = 2Z =24 2.83=34.8 取 2Z =40 3.3.4 计算 齿轮参数 计算分度圆直径： 1d = 1Z m =25 2=50mm 2d = 2Z m =40 2=80mm 计算中心距： a =（ 1d + 2d /2=（ 50+8） /2=65mm 计算齿轮宽度： b = d 1d =0.8 50=40.0mm 取 b1 =40mm， 2b =50mm 3.4 刀辊轴的强度计算 3.4.1 刀辊轴结构确定 刀辊轴可以用实心或空心材料制造。空心轴可以在小的重量下传递较 大 的扭矩，较好的抵抗扭矩。管的尺寸应根据最大传递扭矩计算，并以附加扭曲应力验算。 求截面系数最小断面的应力。通常最小截面系数在轴端 处镗过管孔的地方最小。（下图所示的 c-c 截面） 小型棚室旋耕机 设计 - 22 - 图 6 轴端 c-c 截面 Fig 6 The section c-c of Axis 旋耕刀辊半轴扭转应力按下式计算： WM tq 式中 W = 22D = 257.1 D 当扭曲时，最小的截面系数 D ：为管子的外径 2dD 管的壁厚（ d 管的内径） 轴端的花键选择即应根据最大比压也根据平均比压。当材料硬度 HRC 35 时，矩形端面花键上最大比压不应超过 20MPa。 最大比压按下式计算： )4()4( 00m a x nldDdDMP nntq 式中 nD ：为花键轴的外径 0d ：为花键孔的 内径 l ：为花键的（平均）工作长度 n ：花键的数量 3.4.2 刀辊轴的设计计算说明 选择 40Cr 材料，调质处理， 假设设计刀辊轴的外径nD=78mm。内径0d=72mm 圆锥滚子轴承的效率为 =0.95，心轴上齿轮传动的效率为齿=0.98 小型棚室旋耕机 设计 - 23 - 由2P=3.5KW ；刀n=125r/min 得： 刀P= 2P 6 2齿刀P= 3.5 0.956 0.982 =2.257kw 刀T=刀刀 nP /1055.9 6按最大比压少于 20MPa，即 maxP 20MPa 来设计刀辊轴的直径。 m a x00m a x )4/()4/ ( PnldDdDMP n 刀= 72301 5 3 5 6 4 0 /1 5 =19.86 20MPa 扭曲应力验算 ： 257.1 DW 其中： 2)( dD =（ 78-72） /2=3 257.1 DW =1.57 782 3=20655.64 WM tq = 64.206551535640 =74.34MPa 1 =185MP 故所设计的刀辊轴的直径满足要求。 小型棚室旋耕机 设计 - 24 - 4 结论 我们作的第一步就是广泛 的收集资料，了解国内外旋耕机的发展状况，同时参观了校外旋耕机代销处的实物，对旋耕机有了大致的了解和认识。还下乡到田埂中，了解农民的使用情况，通过广泛的调研和大量的阅读旋耕机的相关资料，我认识到了旋耕机是一种应用很广泛，也很重要的农机器具之一，以及现阶段旋耕机存有的问题和目前发展的方向。 1.本小型旋耕机具有高、低两个档速。高档速对小型旋耕机换上行走轮田间运输较为方便。主要有低速来旋耕作业。 2.通过加上了 限耕装置 ，减少了功率的损失，同时增加了耕深满足实际的需要。增加了农作物的产量。 3 适应棚室空问矮小的作业 条件，机器操作手柄既可上下调整，又可在 180内前后转动调整。 通过本次设计，使本人对以前所学的知识有了系统的回顾，还学到了好多新的知识。当然，由于水平有限及实践条件的限制，在设计中存在一些问题、错误是难免的，希望老师们批评指正。在今后的工作和学习中我一定会加倍努力，把所学的理论知识与实际结合起来，发挥自己的才能。 小型