旋耕机传动系统设计

小型旋耕机传动系统设计PAGE33UNIVERSITY本科毕业论文（设计）题目：旋耕机传动系统设计学院：姓名：学号：专业：机械设计制造及其自动化年级：指导教师：职称：副教授二○一二年五月

目录TOC\o"1-2"\h\u23330摘要 3229171前言 4110292旋耕机的研究意义与发展趋势 6217372.1开发旋耕机的目的和意义 6117302.2国内外旋耕机的发展现状 6189682.3旋耕机开发存在的问题与发展趋势 7168183总体方案确定及主要参数的选择 7290123.1总体结构设计及工作原理 7276664旋耕机类型、耕幅、刀轴转速和传动形式的选择 10143624.1旋耕机类型的选择 10214194.2旋耕机耕幅的确定 1093904.3旋耕机的传动型式的选择 1077964.4旋耕机的刀轴转速选定 1189305耕深装置的设计 11224756最优传动方案的确定 12276866.1齿轮箱传动方式的确定 12268136.2传动系数参数的确定 1333786.3各档传动路线的确定 13152586.4各对齿数的确定 13239947轴的计算 13115897.1变速箱输出轴的设计 1389757.2变速箱输入轴的设计 15168608齿轮的设计 1873358.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 18326738.2按齿根弯曲疲劳强度计算 18291368.3计算 19108438.4按齿根弯曲强度设计 20292208.5几何尺寸计算 21108808.6验算 22262309结构设计及绘制齿轮的零件图 22176610刀辊轴的强度计算 222414310.1旋耕机负荷最大的部件就是刀辊轴 221966710.2刀辊轴的设计计算说明 23159511带传动的设计计算 242498611.1皮带设计 241367211.2选择带型 242104111.3确定带轮的基准直径dd1和dd2 24548611.4带轮设计 27624012链传动的设计计算 277485设计总结 3019065参考文献 31旋耕机传动系统设计作者：夏明普指导老师：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远着和设计步骤。并根据设计原则的要求，首先选择了小型步旋耕机的类型，确定小型步旋耕机的耕幅、传动形式、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。齿轮箱的设计是本次设计的主要内容，这包括了大量的工作：资料的整理，参数的设定，相关计算，绘图等。关键词：旋耕机；变速箱；离合器DesignofelectireicrototillerStudent:xiamingpuTutor:yaomingyin(jiangxiAgriculturalUniversity)Abstract:Rototillerisakindoffarmingmachinerywhichisparticularlysuitedtothehills,mountainousareas,smallplotofland,bigaltitudedifference,no-tractorroad,orchard,teahouse,vegetableplots,greenhousecanopy,hillslopesandsmallpieces(water,dryfarmland).Inordertoadapttothedevelopmentoflarge-scalevegetablescanopy,Iconductthisdesignaccordingtothedemandofagriculturalworkenvironmentandthepresenteconomicheritagerequirementsoftechnicalconditionsmicroelectricrototillerdesign.Thisrototillerisdesignedbymakingpowergeneratorbasedonmotor.Thecomprehensiveanalysisofrototillerisconductedbyanalyzingoverallscheme,workingprinciple,theoptionofspinandplowknifetransmissionsystemandcontrolsystemforadesign,andthekeycomponentsarecalculatedrespectively.Thisrototillerhassimplestructure,lightweightandzeroemissionsofwastegas,andisuseduniversallyinrellisshallowintertillageofgreatpavilion.Keywords:rototiller;knife;farmingtool;reducer.1前言旋耕机是一种由动力驱动旋耕刀衮完成耕、耙作业的耕耘机械。旋耕机具有犁耙合一的作业效果，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,，较好地切断植被并将其混合于整个耕作层内,也能有效地将化肥、农药等混施于土内,在水田中带水旋耕后即可直接插秧。其切土、碎土能力强,一次作业能达到犁耙几次的效果,耕后地表平整、松软，能满足精耕细作要求.旋耕机作业质量好、工效高,既能抢农时、节省劳力,又可减少机器下地次数,减轻行走部件对土壤的压实,在我国南北方均有广泛使用。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。我国对旋耕机的研制始于20世纪50年代末，初期主要研制与手扶拖拉机配套的旋耕机，后来研制出与中型轮式拖拉机配套的旋耕机；70年代初完成了与当时国产的各类拖拉机配套的系列旋耕机的设计，并使之得到了推广应用；到80年代，与手扶拖拉机配套的旋耕机由专用型发展到兼用型，由于手扶拖拉机配套发展到与轮式及履带式拖拉机配套。旋耕机在我国的发展经历了单机研制、发展系列产品、新产品开发和换代3个阶段，随着新的种植、耕作农艺的发展和推广，在旋耕机基础上还研制出了多种用途的联合复式作业机。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，目前能与200马力以上拖拉机配套的农机具在我国还完全依赖进口。另外我国旋耕机械生产企业规模都比较小，装备差、制造工艺水平低，有些产品出厂质量粗放，可靠性不高，企业低价竞争导致投入创新的部分过少，不利于行业的发展。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。2旋耕机的研究意义与发展趋势2.1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，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。2.2国内外旋耕机的发展现状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。2.3旋耕机开发存在的问题与发展趋势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（3）全幅深旋耕机已起步；、合作业机组方向发展；（4）向可持续发展战略型发展；、小型旋耕机需求量有所增加。3总体方案确定及主要参数的选择3.1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柴油机图1装配示意图主要由发动机、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，变速箱设有三个速档，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主要技术参传动系统示意图如图3所示。旋耕机传动路线图（图3）4旋耕机类型、耕幅、刀轴转速和传动形式的选择4.1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。4.2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B0.260.29N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。耕幅与柴油机的功率有关，并影响旋耕机与柴油机的配置方式。耕幅B与柴油机动力输出轴的额定输出功率大体成以下关系：B=0.26～0.29NN=3.5KW式中N——柴油机机的额定功率（KW）B=0.9207m～1.1506m本设计选取B=1m4.3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。利用皮带将电动机动力传递给主轴，输出的动力经皮带传至齿轮箱，然后通过中间齿轮箱的三级变速传动，把运动和动力传到辊刀轴，即执行机构。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，适用本旋耕机。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。4.4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。5耕深装置的设计旋耕机是一种作业范围广的农用机械，根据不同的土壤条件和工作要求，需要有不同的旋耕深度。对于由功率p小于等于44kw的拖拉机带动的旋耕机时，如果和具有调节液压悬挂机构的拖拉机配套时，利用位调节手柄在不同位置的定位调整耕深，与具有分置式液压悬挂机构的拖拉机配套时，利用活塞杆上定位卡箍的不同位置调整耕深。本设计中的旋耕机所选动力源的功率为3.5KW，根据设计任务的要求，要求旋耕机的耕深范围为10—15cm。所以该机的设计旋耕深度最大为15cm，严禁旋耕机超限作业，否则将导致某些零部件的损坏和早期磨损，还将严重影响整体作业效率，故需设计耕深调节装置。此设计运用的是限深杆机构，简单实用，通过调节螺栓决定限深杆的长度而改变耕作深度。6最优传动方案的确定6.1齿轮箱传动方式的确定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1.75~2m，本设计中旋耕机的耕幅为2m，采用中间全齿轮传动。利用带传动将柴油机动力输出轴的动力传递给齿轮轴，经齿轮传动，再经链传动，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、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。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，突出的是结构简单，再者基于动力源是，故传动原理和所设计的传动结构布局如下图说明：柴油机输出轴，即动力源，输出的动力经皮带传至齿轮箱，然后通过中间齿轮箱的三级变速传动，把运动和动力传到辊刀轴，即执行机构6.2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1.67，使箱体下部分宽度较小，可以起到防止漏耕的效果。6.3各档传动路线的确定快档：带传动→Z1/Z5xZ4/Z8→链传动中档：带传动→Z2/Z6xZ4/Z8→链传动慢档：带传动→Z3/Z7xZ4/Z8→链传动6.4各对齿数的确定齿轮Z1Z2Z3Z4Z5Z6Z7Z8模数22242224齿数2838481848382848配对齿轮Z5Z6Z7Z8Z1Z2Z3Z47轴的计算7.1变速箱输出轴的设计1、轴上的功率P、转速n、转矩T由以上计算知变速箱输入转速n2=655r/min,输出转速n3=220r/min；功率P2=3.21KW，输出P3=3.18；输入转矩T1=47.38Nm，输出转矩T2=46.36Nm；2、求作用在齿轮上的力因已知低速级大齿轮的分度圆直径为d2=mz2=448=192mm初步确定轴的最小直径查《机械设计》课本，由式（15-2）初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理[8]。根据表15-3，取A0=112，于是得dmin==27.28mm输出轴的最小直径是带轮处的直径。最小直径选为30mm。轴的结构设计拟定轴上的零件装配方案装配图如图4—3.根据轴向定位要求确定轴的各段直径和长度为使链轮的右侧有轴向定位，在=1\*ROMANI-=2\*ROMANII处需制出一轴肩，故取=2\*ROMANII-=3\*ROMANIII段的直径d=2\*ROMANII-=3\*ROMANIII=40mm，带轮和轴配合长度L1=40mm。初步选择滚动轴承。轴只承受径向力，故选择单列圆柱轴承。根据工作要求d=2\*ROMANII-=3\*ROMANIII=44mm，选择轴承6210其尺寸为dDB=509020，故d=3\*ROMANIII-=4\*ROMANIV=50mm，而L=3\*ROMANIII-=4\*ROMANIV=20mm。右端滚动轴承采用轴肩进行定位，由手册上查得6210型轴承，取d=7\*ROMANVII-=8\*ROMANVIII=50mm。取安装齿轮处的轴段=4\*ROMANIV-=5\*ROMANV的直径d=4\*ROMANIV-=5\*ROMANV=55mm。齿轮的左端与左端轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为56.21，为使套筒端面可靠地压紧齿轮，故L=4\*ROMANIV-=5\*ROMANV=56mm。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度h>0.07,取h=5mm，则轴环处直径d=5\*ROMANV-=6\*ROMANVI=65mm。轴环宽度b>1.4h,取L=5\*ROMANV-=6\*ROMANVI=12mm。（4）轴上零件的周向定位带轮、齿轮的周向定位均采用平键联接。查机械设计手册的平键截面bh=20mm12mm（GB/T1095-1979）,键槽用铣刀加工。7.2变速箱输入轴的设计1、由以上计算知变速箱输入转速n2=655r/min；功率P2=3.21KW；输入转矩T1=47.38Nm；2、求作用在齿轮上的力因已知小齿轮的分度圆直径为d2=mz2=418=72mmFt=2T3/d2=247.38103/72=1316NFr=Fttann/cos=1316tan20°/cos8°0′63′′=478.87N3、初步确定轴的最小直径查《机械设计》课本，由式（15-2）初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据表15-3，取A0=112，于是得dmin==18.96mm输入轴的最小直径是带轮处的直径。最小直径选为24mm。4、轴的结构设计1）拟定轴上的零件装配方案装配图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。（1）初选滚动轴承取安装直齿轮的轴径为65mm，直齿轮左段采用轴肩实行轴向定位，轴肩的高度h>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轴的示意图轴上零件的周向定位直齿轮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，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。图4-5变速箱轴的受力简图（4）轴上零件的周向定位带轮、齿轮的周向定位均采用平键联接。查机械设计手册的平键截面bh=20mm12mm（GB/T1095-1979）,键槽用铣刀加工。5、求轴上载荷根据轴的结构图（图4-3）做出轴的计算简图（如图4-5），可以看出轴的受力最大处是危险截面。现将该处的MH、MV及M的值列于下表载荷水平面H垂直面V支反力FFNH1=867.8N，FNH2=1396.4NFNv1=408.7，FNv2=204.3弯矩MMH=8378.4N﹒mmMv1=12261N﹒mm总弯矩M1==87676.34N﹒mm扭矩TT=1684.628.105=47168.8按弯扭合成应力校核轴的强度查《机械设计》课本，由式（15-5）及上表中的数值，并取，轴的计算应力=10.11MPa材料为45钢，调质处理，由表15-1查得[]=60MPa。因此，<[],故安全。8齿轮的设计8.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1.根据实际需要，选用直齿圆柱齿轮传动。2.旋耕机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精（GB10095-88）。3.材料选择。由表10-1选择小齿轮材料为40Cr，（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢，（调质），硬度为240HBS，两者材料硬度相差为40HBS[13]。4．选小齿轮齿数z1=18，大齿轮齿数z2=iz1=72。8.2按齿根弯曲疲劳强度计算由设计计算公式（10-24）进行试算，即（4-11）确定公式内的各计算数值计算载荷系数KKt=1.3计算扭矩T1=9550P/n=95503.21/655=47.39Nm齿轮传动齿宽系数查《机械设计》课本，根据表10-7选取齿宽系数=1（4）查表10-6查得材料弹性影响系数ZE=189.8MPa1/2。（5）由图10-21按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限=600MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限=550MPa。(6)由式（10-13）计算应力循环系数N1=60n1jLh=6065512201020=3.1109N2=3.1108/2.67=1.16109（7）由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数；。（8）计算接触疲劳许用应力去失效概率为1%，安全系数，由式（10-12）得=0.95600=570MPa=098550=539MPa8.3计算（1）计算小齿轮分度圆直径d1t，代入[]中较小的值==72mm（4-12）（2）计算圆周速度v=2.47m/s(5)计算载荷系数根据v=1.73m/s,7级精度，查《机械设计》课本，由图10-8得动载系数KV=1.12；直齿轮，由表10-3查得KH=KF=1.2；由表10-2得使用系数KA=1；由表10-4查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，将数据代入后得1.12+0.18（1+0.61）1+64.43=1.42；由b/h=11.11mm，1.35查图10-13得KF=1.35；故载荷系数K=KAKV=11.121.21.35=1.81446）按实际的载荷系数校正算得的分度圆直径，查《机械设计》课本，由式（10-10a）得d1=d1t==72mm(4-13)(7)计算模数mm=d1/z1=72/18=4mm8.4按齿根弯曲强度设计查《机械设计》课本，由式（10-5）得弯曲强度的设计公式为(4-14)1、确定公式内的各计算数值（1）查《机械设计》课本，由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限=500MPa；大齿轮的弯曲疲劳强度极限=380MPa；(2)由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.85，KFN2=0.88；（3）计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式（10-12）得==303.57MPa=238.86MPa（4）计算载荷系数K=KAKVKFKF=11.121.21.35=1.814（5）查取齿形系数查《机械设计》课本，由表10-5查得YFa1=2.65；YFa2=2.226.（6）查取应力校正系数查《机械设计》课本，YSa1=1.58；YSa2=1.764。（7）计算大小齿轮的并加以比较==0.01379==0.01644大齿轮的数值大。2、设计计算m=3.75mm(4-15)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的大小主要取决与弯曲强度所决定的承载能力，二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3.75并就近圆整为标准值4，按接触强度算得的分度圆直径d1=72mm，算出小齿轮齿数z1=d1/m=72/4=18大齿轮齿数z2=uz1=2.6718=，取z2为48。这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面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。8.5几何尺寸计算基本参数：传动比i=48/18=2.67；齿数z1=18，z2=48；模数m=4；计算分度圆直径d1=z1m=418=72d2=z2m=448=192计算中心距a=(d1+d2)/2=(72+192)/2=132mm8.6验算Ft=2T1/d1=25.526104/72=1535N=11535/72=21.32N/mm<100N/mm,合适9结构设计及绘制齿轮的零件图10刀辊轴的强度计算10.1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Fig6Thesectionc-cofAxis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：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10.2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：=××=3.5×0.95×0.98=2.257kw=按最大比压少于20MPa，即＜20MPa来设计刀辊轴的直径。==19.86＜20MPa扭曲应力验算：其中：=（78-72）/2=3=1.57×78×3=20655.64==74.34MPa＜=185MP故所设计的刀辊轴的直径满足要求。刀辊轴的外径为：=50mm刀辊轴的内径为：=40mm外花键的个数为：N=8外花键的平均工作长度为：=40mm11带传动的设计计算11.1皮带设计确定计算功率PCA，查《机械设计》课本，得功率计算公式PCA=KAP（4-1）式中：PCA——计算功率，单位为kW;P——传递的额定功率，单位为kW;KA——工作情况系数根据表机械设计表8-6，取KA=1.2，PCA=KAP=1.2×3=3.6kW。表4—1各轴受力表轴号功率P（KW）转矩T（Nm）转速n（r/min）传动比i效率输入输出输入输出=1\*ROMANI轴3.4222.6814400.95变速箱轴3.213.1847.3846.366552.670.96=3\*ROMANIII轴3.063132.83130.2322011.2选择带型根据计算功率PCA和小带轮转速n1查《机械设计》课本，由图8-9选定带型，选择SPZ型V带。11.3确定带轮的基准直径dd1和dd2（1）初选小带轮的基准直径dd1根据v带截型参考《机械设计》课本表8-3及表8-7，选dd1=100mm。验算带的速度v查《机械设计》课本，根据机械设计式8-13，m/s（4-2）计算从动轮的基准直径dd2由dd1=idd2，并安V带轮的基准直径系列表8-7加以圆整取dd2=1.9100=190mm。确定中心距a和带的基准长度Ld查《机械设计》课本，根据传动的结构的需要初定中心距a0，由0.7(dd1+dd2)＜a0＜2(dd1+dd2)，0.7（100+190）<a0<2(100+190），取a0=300mm；a0取定后,根据传动的几何关系，计算所需带传动的基准长度L/d：L/d（4—3）mm查《机械设计》课本，由表8-2中选取和L/d相近的V带的基准长度Ld,取Ld=1250mm；再根据Ld来计算实际中心距，（4—4）验算主动轮上的包角查《机械设计》课本，根据式（8-6）及对包角要求应保证=（4-5）（6）确定带的根数z查《机械设计》课本，根据式（8-22）（4-6）——包角系数,查《机械设计》（表8-8），=0.92；——长度系数，查《机械设计》（表8-2），=0.94；——单根V带的基本额定功率，查《机械设计》表8-5c，=2.61；——计入传动比的影响时，单根V带额定功率的增量，其值见《机械设计》表8-5b，=0.56；z=，取z=2。（7）确定带的预紧力F0查《机械设计》课本，考虑离心力的不利影响，并考虑包角对所需预紧力的所需的预紧力为（4-7）查机械设计表8-4，得出q=0.07kg/m，则N（8）计算带传动作用在轴上的力（压轴力）Fp如果不考虑带的两边的拉力差，则压轴力可以近似的按带的两边的预紧力F0的合力来计算，即（4-8）Nz-带的根数；F0-单根带的预紧力；-主动轮上的包角；图4-1带传动作用在轴上的力（9）张紧装置的选定各种材质的V带都不是完全的弹性体，在预紧力的作用下，经过一定时间的运转后，就会由于塑性变形而松弛，使预紧力降低。为了保证带传动的能力，应定期检查预紧力的数值。如发现不足时，必须重新张紧，才能正常工作，常见的张紧装置有定期张紧装置、自动张紧装置、采用张紧轮的装置，而本次设计的皮带轮采用张紧轮的装置[12]。11.4带轮设计V带轮的设计要求质量小，结构工艺性好，无过大的铸造内应力，质量分布均匀，轮槽加工表面要精细加工，以减小带的磨损。带轮的材料主要采用铸铁，牌号为HT200.小带轮因为直径比较小所以采用实心式，大带轮的直径比较大，所以采用孔板式。设计见零件图。12链传动的设计计算1、根据实际，链条速度在1－2m/s之间，链轮的转速为220r/min。设计步骤如下：选用单排套筒滚子链，根据《机械设计师手册》第二版，其设计步骤如下：(1)大链轮Z1＝25小链轮Z2=15。（2）计算功率Pd查《机械设计》课本，由表9-9查得：工作系数；由表9-10查得：链轮齿数系数Kz=1.345；Pd＝3.06KW所以Pd===2.275KW（4