小型自走式旋耕机的设计说明书

1、目 录摘要1关键词11前言22开发旋耕机的目的和意义33国内外旋耕机的发展动态、存在问题及发展方向34总体方案却确定及主要参数的选择45旋耕机类型、耕幅、刀轴转速和传动形式的选择65.1旋耕机类型的选择65.2旋耕机耕幅的确定65.3旋耕机的传动型式的选择65.4旋耕机的刀轴转速选定66旋耕刀的设计76.1旋耕刀的结构组成76.2侧切刃的设计76.3正切刃曲线设计96.4材料和技术条件97限深装置的设计98最优传动方案的确定98.1齿轮箱传动方式的确定98.2传动系数参数的确定108.2.1各档传动路线的确定108.2.2各对齿数的确定109齿轮箱轴的结构设计119.1初步确定轴的最小轴直径1

2、110轴的结构设计和强度校核1210.1齿轮箱轴的结构设计1210.2求轴上齿轮所受的力1210.3结构设计1210.4精确校核轴的疲劳强度1510.4.1判断危险截面1511第二级齿轮传动的设计和强度校核计算1711.1选择类型、精度等级、材料及齿数。1711.2计算小齿轮分度圆直径、圆周速度、齿宽等1811.3弯曲强度设计1811.4计算分度圆直径、中心距、齿轮宽度1911.5验算2011.6结构设计及绘制齿轮的零件图（cad图）2012刀辊轴的强度计算2012.1旋耕机负荷最大的部件就是刀辊轴2012.2刀辊轴的设计计算说明2113带传动及链传动的验算2114链传动的设计计算2315设计

3、总结25参考文献：26致谢2729小型自走式旋耕机的设计摘 要：本文在分析小型步旋耕机的结构组成和工作原理的前提下，介绍说明了小型步旋旋耕机的设计原则和设计步骤。并根据设计原则的要求，首先选择了小型步耕机的类型，确定小型步耕机的耕幅、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步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。关键词：小型自走式旋耕机；旋耕刀；耕幅；减速箱；离合器；the self-propelled rotary

4、cultivator designauthor: wang maqiangtutor: yang wenmin(college of science and technology, hunan agricultural university, changsha 410128) abstract: after analyzing the components and principles of ploughing machine of small-scale step,the thesis introduces the principle of design and the procedure

5、of ploughing machine of small-scale ste .according to the plan ,the thesis chooses ploughing machine of small-scale ste type, confirms their ploughs ,the connection and disposition method with the selected tractor, transmission pattern, rotation speech of cutter shift , the selection of card-link, e

6、tc. then rotary tilleploughing machine of small-scale ster gearing is designed concretely ,which includes overall design of gear case strength calculation 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 ,w

7、hich needs lots of work ,data sorting ,the choice of parameter and relevant calculation and drawing etc.key words: rotary cultivator;rotary blade;the breadth of furrow;decelerator coupling1 前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

8、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

9、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58.873.5kw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1216cm，水耕1418cm。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

10、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25km/h提高到48km/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

11、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。2 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，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

12、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。3 国内外旋耕机的发展动态、存在问题及发展方向目前，水平轴旋

13、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1.25m28m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ige2210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-210280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

14、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。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

15、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。4 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

16、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

17、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多次冲压成型，既减少了加工工序， 又降低了制造造成本，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，传动系统示意图如图3所示。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

18、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45mm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table1 the main technical parameter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1005cm10cm弯刀202600r/cm刀轴转速连接型式前进速度外形长外形宽外形高生产率125r/min三角轮传动2.17km/h1250mm60mm870mm2.2亩/时注：生

19、产率按理论计算值的70%计算（作业时的最大耕幅）。5 旋耕机类型、耕幅、刀轴转速和传动形式的选择5.1 旋耕机类型的选择本设计主要适用于温室及工作内部环境较低的地方，故选用小型号，简单实用的步进式旋耕机。5.2 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

20、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（已考虑拖拉机提升能力在内）：b=0.260.29n n = 3.5 kw 式中n拖拉机发动机的额定功率（kw）b=0.9207m1.1506m,本设计选取b=1m5.3 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2m，采用中间全齿轮传动。利用万向节传动轴将拖拉机动力输出轴的动力传递给圆锥齿轮轴，减速并改变方向后，最后传递到刀辊轴。刀轴分为左、右两侧。这种齿轮箱特点是机架牢固、刚性好

21、、布局合理，适用于宽幅旋耕机。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。5.4 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

22、/min。6 旋耕刀的设计弯刀刀刃的设计包括切沟墙的侧切刃和切沟底的正切刃两部分。对于多草茎的水田作业的旋耕机，最容易出现刀轴缠草的问题，为了减弱发生这种情况的严重程度，对弯刀的设计提出了更高的要求。其刃口曲线的要求是：弯刀耕作时,先由侧切刃沿纵向切削土壤,并且是由离轴心较近的刃口开始切割,由近及远,最后由正切刃横向切开土壤。这种切削过程可以把草茎及残茬压向未耕地,进行有支持切割,草茎及残茬即使不被切断,也可以利用刃口曲线的合理形状使其从端部滑离弯刀,弯刀不致于缠草。6.1 旋耕刀的结构组成旋耕刀主要有侧切面、正切面、过渡面三部分组成，旋耕刀各部位名称下图，侧切面具有切开土垡，切断或推开草茎、

23、残茬的功能；正切面除了切土外还具有翻土、碎土、抛土等功能。图2 刀的结构设计图fig 2 the knife structure design drawing6.2 侧切刃的设计国产的各种弯刀，侧切刃均为等近螺旋线（阿基米德螺线）其方程为：螺线起点的极径（mm）； 螺线极角每增加1弧度，极径的增量(mm)； 螺线上任意点的极角（rad）；螺线终点处的极径： 在确定、及 值后可求出值： = （）/螺线起点的极径 为避免无刃部分切土。可由下式求得：=其中式中：s 为设计切土节距； 设计耕深（为本设计中的最大耕深）； 弯刀回转半径，为减小阻扭矩，应在满足耕深要求和结构许可的情况下，采用较小的尺寸。根

24、据经验公式计算出s: =60000 =600002.17(2002.5)=260mm式中 旋耕机的前进速度 取=2.17 刀轴转速 同一切割小区内的弯刀 取=2.5=螺线终点处的极径；为使螺旋线能与正切刃圆滑过渡，值一般较弯刀回转半径小10-20mm；=230mm螺线终点的极角:可由下式求得： =（ -）/式中为螺线终点处的滑切角，常取5060；这样可得：=(230-120.83)/230*=0.3323rad；=(230-120.83)/0.3323=320.52mm将代入式 ，并从0到之间分成若干份，顺序选定若干代入该式，分别求出对应的，即可作出侧切刃螺线。螺线的静态滑切角（刀刃的曲线角）

25、即刀刃上某一点的极径与该点切线之间的夹角。其数值应满足不缠草和耕耘阻力小的要求，即: 0.07d,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34mm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=(11.2)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在轴上的周向定位

26、上采用平键联结。由手册查得平键的截面尺寸为：bh=20mm12mm.(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，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245。（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

27、矩图和扭矩图。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=40.32mh=13260nmm,mv=4862nmm 求得m=14110n mca=17066nm 26.3mpa求轴承处的支反力： 同理可以求出 ： 同理可以求出：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、及m的值列于下表。表3 轴受载荷表table 3 axle loads载 荷水

28、平面 h垂直面 v支反力 f弯矩m总弯矩扭矩t（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15-5及上表中的数值，并取=0.6，轴的计算应力为： =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:=75ma因此=70.59 ma=75 ma，故安全。10.4 精确校核轴的疲劳强度10.4.1 判断危险截面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： 抗扭截面系数：截面弯矩为：截面上的扭矩为：=155mpa截面上的弯曲应力：截面上的扭转切应力：

29、轴的材料为45#钢调质处理，由机械设计教材表15-1查得： =275mpa； 截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数，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径插值后可查得： =2.09； =1.6又由机械设计教材附图3-1，可得轴的材料敏性系数为：； 故有应力集中系数按式得：由附图3-2得尺寸系数为：由附图3-3得扭转尺寸系数为：轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为：轴未经表面强化处理，即：轴上外花键的有效应力集中系数为：； 按式机械设计教材3-12得综合系数值为： 又由机械设计教材45#的特性系数为： =0.20.3 取=0.25

30、 =0.10.15取=0.1于是计算安全系数值，按机械设计教材15-615-8得： s=1.故可知其安全。11 第二级齿轮传动的设计和强度校核计算11.1 选择类型、精度等级、材料及齿数。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）（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=25，大齿轮齿数为=u*i=252.82=40取=40（2）接触强度设计：由设计计算公式进行试算，即：2.32（3）确定

31、公式内的各计算数值：计算小齿轮传递的转矩： = 9.55103.5*.92293=1499317（n.m）由机械设计教材表10-7选取齿宽系数为=0.8机械设计教材表10-6查得材料的弹性影响系数为=189.8mpa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=920mpa；大齿轮的接触强度极限为=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： =60=602931（1630015）= n=1.2/1.45=5.67由教材图10-19查得接触疲劳寿命系数：=1.01，=10.3计算接触疲劳许用应力：取失效概率为

32、1%，安全系数s=1，由教材公式（10-12）得： =0.91280=828mpa =0.951280=1318.4 mpa11.2 计算小齿轮分度圆直径、圆周速度、齿宽等试算小齿轮分度圆直径，代入中的较小的值：2.32=50.01mm计算圆周速度： =5.5m/s计算齿宽b： b=*=0.895.3368=76.269mm计算齿宽和齿高之比b/h： 模数：=/=50.01/25=2mm 齿高：h=2.25m=2.253.97=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=0.96；直齿轮，假设/ b100。由

33、表10-3查得=1.2；由表10-2查得使用系数=1；由表10-4查得7级精度，小齿轮相对支承对称布置时， =1.12+0.180.8+0.2310b=1.12+0.180.8+0.231076.269=1.3由b/ h=6.5，=1.3查图10-13得=1.22故载荷系数为： =10.961.121.257=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： =50.12mm计算模数： = /=50.12/25=2mm11.3 弯曲强度设计由式（10-5）得弯曲强度的设计公式为： 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：=920mpa；大齿轮

34、的弯曲疲劳强度极限： =920mpa；由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数=0.89，=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： =584.857mpa =588.4 mpa计算载荷系数： =1.778查取齿形系数： 由表10-5查得：=2.6，=2.4查取应力校正系数由表10-5可查得：=1.595， =1.67计算大，小齿轮的并加以比较： =0.0109 =0.014 故大齿轮的数值大。设计计算： =2mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数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

35、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=4mm，按接触强度算得的分度圆直径=5.012mm，算出小齿轮齿数为： =/=50.12/2=23.8，取=25 =242.83=34.8 取=4011.4 计算分度圆直径、中心距、齿轮宽度计算分度圆直径： =252=50mm =402=80mm计算中心距： a =（+/2=（50+8）/2=65mm计算齿轮宽度： b =*=0.850=40.0mm 取b =40mm，=50mm11.5 验算 = / =*=86.2100n/m 11.6 结构设计及绘制齿轮的零件图（cad图）

36、12 刀辊轴的强度计算12.1 旋耕机负荷最大的部件就是刀辊轴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）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： 式中 = = 当扭曲时，最小的截面系数：为管子的外径 管的壁厚（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hrc35时，矩形端面花键上最大比压不应超过20mpa。最大

37、比压按下式计算： 式中 ：为花键轴的外径 ：为花键孔的内径 ：为花键的（平均）工作长度 ：花键的数量12.2 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=78mm。内径=72mm圆锥滚子轴承的效率为=0.95，心轴上齿轮传动的效率为=0.98由=3.5kw ；=125r/min 得： = = 3.50.950.98=2.257kw=按最大比压少于20mpa，即 20mpa 来设计刀辊轴的直径。 =19.8620mpa扭曲应力验算 ： 其中：=（78-72）/2=3 =1.57783=20655.64 =74.34mpa=185mp故所设计的刀辊轴的直径满足要求。刀辊轴

38、的外径为：=56mm刀辊轴的内径为：=50mm外花键的个数为：n=8外花键的平均工作长度为：=40mm13 带传动及链传动的验算a. 确定计算功率查表8-6查得工作情况系数为=1.1.则:=p=1.13.67=13.34b. 根据，由图8-9确定选z型确定带轮基圆直径c. 由表8-3和表8-7取主动带轮基圆直径=80mm根据式（8-15），从动轮基准直径= i =1.280=96mm 根据表8-7，取=100mm按式（8-15）验算带的速度计算得v=10.89m/s120主动轮上的包角合适。6.1.6 计算v带的根数z由n=2600r/min，=80mm，i=1.6，查表8-5c和表8-5d得

39、:=0.515kw =0.0276kw查表8-8得，=1.06，查表8-2得=0.99则计算得z=7.09，取7根。计算预紧力查表q=0.06kg/m，故=47.5计算作用在轴上的压轴力=664.8n带轮结构设计（略）14 链传动的设计计算采用滚子链传动，设计步骤如下a. 选择链轮齿数：、假定链轮速度小于3，则小链轮的齿数应该大于17，但是考虑到实际情况和机构方面的因素，所以选择稍小一点的齿数，选择13，从动轮的齿数为131.15=15个b. 计算功率由表9-9查工作情况系数为1.21.2*3.315=3.978kwc. 确定链条节数初定中心距为，则链条节数为：=94.976 取lp=95节d

40、. 确定链条节距由图9-13按小链轮转速估计，链工作的、在功率曲线的做侧时，可能出现敛板疲劳强度破坏。由表9-10查得小链轮齿数系数，选取单排链，有表9-11查得多排链系数kp=1.，故得所需的传递功率为4.326根据小链轮的转速及功率，由图9-13选链号为12a双排链。同时也证实原来的估计链工作在额定功率曲线顶点左侧是正确的。再由表9-1查得链节距p=12.70mme. 确定链长l及中心距a=1.657m=260.5mm中心距减小量=（0.0020.004）a=0.5211.042实际中心距260f. 验算链速=1.035m/s1m/s链传动所以与原假设相符g. 验算小链轮彀孔，由表9-4查

41、得小链轮的许用最大直径=34 mm，合适h. 作用在轴上的压轴力有效圆周力fe=1000p/v=3978按水平布置去压轴力系数kfp=1.15，故fp=457215 设计总结经过3个多月的设计，终于完成了这次的毕业设计，其中有辛苦，有迷茫，但更多的还是成功后的喜悦。我们是从3月份开始设计的，设计前先从老师领取设计任务书，我的设计任务是大型旋耕机的设计。然后就开始正式设计，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

42、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。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。参考文献：1 中国农业机械化科学研究所编.农业机械设计手册（上册），机械工业出版社.1988年；2 机械工程手册、电机工程手册编辑委员会编.机械工程手册.第11卷机械产品（一），机械工业出版社.1982年； 3 李守仁.杜金天编.驱动型土壤耕作机械的理论与计算，机械

43、工业出版社.1997年；4 日本农业机械学会编.农业机械手册，机械工业出版社.1991年；5 西北工业大学机械原理及机械零件教研室编著.濮良贵，纪名刚主编.机械设计（第七版），高等教育出版社.2001年；6 吴宗泽.罗圣国主编.机械设计课程设计手册（第二版），高等教育出版社.1999年；7 机械制图.董国耀主编.北京理工大学出版社.1998年；8 李宝筏主编. 农业机械学，中国农业出版社.2003年；9 镇江农业机械学院.吉林工业大学合编.农业机械理论及设计(上册)，中国工业出版社.1961年； 10 孔令德.张认成编.旋耕刀的研究现状与展望,江苏理工大学学报.1997.18(3):88-92

44、；11 桑正中编.农业机械学(上)，中国农业机械出版社.1987年；12 刘保军.耿亚飞编.东方红1gqn系列旋耕机的研制开发. 2002年；14 周建来.李源知.焦巧凤编.国内外旋耕机的技术状况,农机化研究. 2000.5（2）：4951；15 李伦.杜峰.韩建刚编.浅谈拖拉机与旋耕机合理配套,拖拉机与农用运输车.2002（6）：2225；16 刘峰梅.李英华.闫林平编.旋耕机的市场前景分析,探讨与研究.1994；20 叶新跃编.对我国旋耕机研究现状及发展方向的探讨,山东农机.1995.7（5）：1213；22 李旭编.旋耕机的功率消耗及其负荷程度的确定广西农业机械化.1999.（5）：810；23 孔祥莹.袁文旭.孔令德编.旋耕机研究综述,山西农机.2000.108（3）：35；24 李守仁.林金天编.驱动型土壤耕作机械的理论与计算,机械工业出版社.1996年5月.致 谢在本次毕业设计中，由于指导老师细心指导，耐心地解答设计中遇到的各种问题，设计进行得很