3720 旋耕滅茬機總體結構設計,滅茬,總體,整體,結構設計 1旋耕滅茬機總體結構設計第 1 章 緒 論1.1 旋耕滅茬機理論和意義旋耕滅茬機主要來源于農業(yè)生產的需要。我國大部分農田由于長時間以來耕作方式單一， 使土壤底部形成了堅硬的犁底層，加之多年不施用農家肥，以及大量使用化肥和農藥，造成了土壤的污染。致使我國土地的有機質逐年下降，農作物減產或產量不穩(wěn)。不利于可持續(xù)農業(yè)和生態(tài)農業(yè)的發(fā)展。而根茬還田是土壤有機質的主要來源之一，對于調節(jié)土壤有機質的平衡，改善土壤腐殖質的組成狀況和建立良好的農業(yè)生態(tài)系統(tǒng)都具有重要的理論和現實意義。機械旋耕滅茬技術是對傳統(tǒng)的耕作技術——機械翻、耙、壓耕作模式的重大改革。它是利用旋耕機、滅茬機、聯(lián)合整地機與其配套的拖拉機所進行的一次性耕地作業(yè)技術?，F在對于地上秸稈的還田技術已經趨于成熟。但對于根茬，尤其是對玉米根茬的處理,依然是困擾廣大農民的一大難題。玉米作為我國主要糧食作物。種植范圍廣，產量大，僅山東省就有近267萬h㎡ 。但目前機械化水平仍然比較低。玉米根茬的莖稈直徑約22～26mm,留茬高度約100mm，主根地表下沉深度50～60mm，各層的次生根和根須在地表下呈燈籠狀分布。最大橫截面處直徑200～250mm。粗大而結實的根茬位于耕作層中，直接進行旋耕碎土作業(yè)時，根茬難以切斷，而且易纏繞旋耕機刀軸；播種作業(yè)時，開溝器遇根茬易發(fā)生堵塞,嚴重時無法正常作業(yè)。傳統(tǒng)上為了解決這一問題,大多采用人工刨除的方法將玉米根茬清理出農田。這種方式不僅費時費力，而且嚴重浪費資源。據資料顯示：玉米根茬干物質中有機質含量高達75％～ 85％，養(yǎng)料豐富。其中含氮0．75％、磷0．60％、鉀0．9％。若每公頃還田的根茬干物質為1200kg，則相當于施含5％的優(yōu)質農家肥19．5 t。20世紀80年代末以來。我國農機工作者在引進國外農業(yè)科研成果的基礎上自主研究開發(fā)出多種類型的秸稈還田機。這類機械多利用高速旋轉的甩刀逆向切斷莖稈，莖稈不斷撞擊罩板，并多次受到切割破碎，碎莖稈在刀輥上部甩出。玉米秸稈粗而脆，剛度較強，粉碎這類秸稈采用打擊與切割相結合的方式。目前大多數玉米秸稈粉碎機的甩刀都采用斜切式L型，利用滑切作用可以減少30％～40％的切割阻力。對于細軟的小麥、水稻秸稈，采用有支承切割較好，且刀刃要求鋒利。錘爪式甩刀主要用于大中型粉碎機具上。據不完全統(tǒng)計，近10年來全國推廣應用的根茬處理復合作業(yè)機具有210多種，主要生產地為吉林、河北、黑龍江、山東等省。單一的根茬處理是將大田作物的根茬粉碎后直接均勻混拌于100mm的耕層中，達到播前整地要求，這種處理也稱滅茬作業(yè)。根茬處理復合作業(yè)是指在碎茬的同時完成其他作業(yè)要求，如粉碎地上秸稈、深旋耕及播種等。由于復合作業(yè)能減少拖拉機對土壤的壓實和動力消耗，因而應用更加廣泛。現有的各種機具按作業(yè)模式可大致分為滅茬機、旋耕機、旋耕滅茬機、深松旋耕滅茬機以及聯(lián)合整地機等。1.2 旋耕滅茬機現狀我國北方旱作地區(qū)已推廣的玉米秸稈及根茬粉碎還田技術是將地上秸稈粉碎，再用旋耕機深旋翻，將碎秸稈和殘茬翻埋到土層中。在破茬作業(yè)中，旋耕機的深旋翻是為了使土壤能完全掩埋秸稈，但根茬并未完全被切碎，一部分根須與土壤粘附在一起的根茬翻到地表，反而增加了播種作業(yè)的難度。由于碎茬和碎土對刀軸轉速、刀片形狀的要求不同，故旋耕滅茬機具應采用雙刀軸旋轉作業(yè)。前軸刀片破碎根茬，深度50mm(約為玉米主根地下深度)；后軸刀片旋耕碎土，并對部分根茬2次破碎，深度100～120mm。雙刀軸確能滿足茬和土的不同切碎要求．但結構相對較為復雜。正轉旋耕滅茬機由于受到旋轉方向及結構的限制，覆蓋性能差。試驗表明：當秸稈留茬為300～400mm時，正轉旋耕滅茬機作業(yè)后的植被覆蓋率僅為40％。這給秸稈還田的新農藝帶來了不良影響，致使許多農戶放火燒秸，造成大量有機肥的浪費。反轉旋耕滅茬機是近年來投入使用的一種新機具，其刀輥旋轉方向與拖拉機驅動輪旋轉方向相反，從耕底層將留茬和土壤一起通過刀輥和罩殼間隙拋向后方，經擋草柵欄分離后，留茬的絕大部分在柵欄前落地，被擊碎的土塊通過柵欄碰到罩殼后再覆蓋在留茬上，達到埋茬的目的。同時土塊按上粗下細的順序依次覆蓋在留茬上，分層顯著，透氣性好，并且不擾亂土層，滿足農藝要求。因此今后的旋耕滅茬機械應向雙軸、反轉的復合作業(yè)機械方向發(fā)展。我國與大中型拖拉機配套的旋耕滅茬機保有量有15萬臺，與手扶拖拉機與小四輪拖拉機配套的旋耕機約有200萬臺，旋耕機在南方水稻生產機械化應用中已占80％的比例，北方的水稻生產、蔬菜種植和旱地滅茬整地也廣泛采用了旋耕機械。近年來，我國北方進行種植業(yè)結構調整，大力推行旱改水，水稻種植面積迅速增加，擴大了對旋耕機械的市場需求。旋耕滅茬機的發(fā)展至今已有 150 多年的歷史，最初在英、美國家由 3-4kW 內燃機驅動，主要用于庭園耕作，直到 L 型旋耕刀研制成功后，旋耕機才進入大田作業(yè)。20 世紀初，日本從歐洲引進旱田旋耕機后，經過大量的試驗研究工作，研制出適用3于水田耕作要求的彎刀，解決了刀齒和刀軸的纏草問題，旋耕機得到了迅速發(fā)展。孟加拉國 2000 年水稻收獲面積為 1070 萬 h㎡ 。農業(yè)機械發(fā)展才剛剛起步，目前只有部分灌溉和耕種設備實現了機械作業(yè)?？紤]其種植方式和耕地大小，對各種型號的旋耕機需求非常大，其進行了自發(fā)研究但在很大層度上不能滿足國內的需求。旋耕滅茬機可與 33～40.4kw(45～50 馬力)級各型號拖拉機配套。在一臺主機上只需拆裝少量零部件，就能進行旋耕、滅茬、條播、化肥深施等多種農田作業(yè)。該機具主要適用于埋青、秸桿還田式在大中型聯(lián)合收割機作業(yè)后的稻麥高留茬的田塊上進行反轉滅茬、正轉旋耕、三麥條播、與半精量播種、化肥深施等多種農田作業(yè)。我在本設計中研究旋耕機的主要內容：(1) 參與總體方案設計，繪制滅茬機工作總圖,設計左右支臂、第二動力軸及有關軸承座等。(2) 拖拉機佩帶旋耕機滅茬機作業(yè),使用 1～3 檔前進速度，其中旋耕機滅茬時使用 1～2 檔，旋耕時使用 3 檔；(3) 刀棍轉速:正轉 :200r/min 左右(旋耕) 400～500r/min (破垡)反轉 :200r/min 左右(埋青 滅茬)(4) 最大設計耕深 14cm，根據同類旋耕機類比，設計寬幅為 1.6～1.7m 。本課題擬解決的問題是通過改進設計，增加刀輥軸的轉速和轉向。在工作時，通過適當的拆卸和改裝，就可實現不同功能的作業(yè)，以達到一機多能的目的。當需要旋耕時，采用 200r/min 左右的正旋作業(yè)；當需要破垡和水田耕整時，采用 500r/min 左右的正旋作業(yè)；當需要埋青和滅茬時，采用 200r/min 左右的反旋作業(yè)；本課題的實現解決了現有旋耕機只能旋耕不能滅茬而滅茬機又只能滅茬不能旋耕的問題。4第 2 章 旋耕滅茬機總體方案的確定2.1 旋耕滅茬機總體傳動方案的擬定旋耕滅薦機狀態(tài)動力為 36.75KW(約 50 馬力) ，動力由拖拉機動力輸出，軸經一對圓錐齒輪和側邊圓柱齒輪帶動。設計的旋耕滅茬方案滿足如下性能、性質參數要求如下：①刀軸轉速：正轉：200r/min 左右（旋耕） 500r/min 左右（破垡）反轉：200 r/min 左右（埋青 滅茬）②設計耕深 14cm（最大設計耕深）③工作幅寬 1.6m④技術： （1）旋耕滅茬機與拖拉機采用三點懸掛聯(lián)接，作業(yè)時萬向傳動軸偏置角度不得大于 15°，田間過埂刀端離地高度 150～250mm，此時萬向傳動軸角度不得大于30°。切斷動力后，旋耕滅茬機最大提升高度達刀端離地 250mm 以上。（2）要求旋耕、滅茬作業(yè)能覆蓋拖拉機輪轍，當幅寬小于拖拉機輪距外緣時，可采用偏配置。（3）要求結構簡單可靠，保證各項性能指標。（4）設計時考慮加工工藝性和裝配工藝性，盡量使用標準件、通用件，以降低制造成本。2.2 旋耕滅茬機總傳動方案的選擇為了使設計的施耕機既能滿足多項指標，又能結構合理，造價低，在市場上具有一定的先進性為此擬定二套方案對此進行分析：方案 15圖 2.1 傳動方案一正轉動力由拖拉機動力輸出軸經一對圓錐齒和一組四級齒輪帶動刀軸旋耕，此種方案的工作特色：最后一級動力由中間齒輪傳動，兩邊由側板支撐，高低檔轉速通過撥擋實現，正反轉通過調整圓錐齒輪的嚙合方向來實現。 （此方法的對稱性較好，剛性高，強度高。但在中間齒輪的底下會出現漏耕土壤的現象，需要增加一個部件才能解決此現象）采用拔檔變速，操作較為方便，但結構復雜，造價高。 （見圖 2.1 圖 2.2）圖 2.2 傳動方案一反轉6方案 2圖 2.3 傳動方案二正轉圖 2.4 傳動方案二反轉動力從拖拉機輸出軸輸出，經一對圓錐齒輪和一組圓柱齒輪傳動帶動刀軸旋耕，第二軸到刀軸的傳動用側邊齒輪來實現，正反轉的實現通過調整圓錐齒輪的嚙合方向，高低速的實現通過對調側齒輪箱的高低速齒輪方向，圖 2.3 為正轉，圖 2.4 為反轉。2.3 方案對比分析7方案 1、兩端平衡，受力勻稱，剛性好，但在中間齒輪的底下出現漏耕土壤，需增設其它部件以耕除漏耕土壤，采用撥擋變速，操作較好方便，但結構比較復雜，造價高。方案 2、采用側邊傳動，平衡性較差，一般用偏置，剛性較差，但無需要加漏耕裝置，結構簡單，通過拆下側邊齒輪，然后調頭安裝以達到變速的目的，簡單，操作不是很方便，農機機械不是交通工具，需要經常變速和換向。農機機械的使用常常一季節(jié)只使用一個作業(yè)項目，不需要經常拆裝。方案 2 比方案 1 結構簡單、造價低，方案 2 更切合實際的需要，所以方案 2 為選用方案。2.4 本章小結本章主要對旋耕滅茬機的傳動方案進行設計，對其在滿足使用功能的前提下考慮經濟性最終確定方案，提供了理論依據，確保了下一步 過程的順利，使我們能夠更好的設計傳動部件。8第 3 章 旋耕滅茬機總體運動計算3.1 旋耕滅茬機總體傳動組成由農用機提供動力源通過Ⅰ軸傳遞，再經直齒錐齒輪 Z1 、Z 2 改變運動方向，再由Ⅱ軸的傳遞至側箱體中，由 Z3、Z 4 、Z 5 傳遞到齒輪 Z6 再由Ⅴ軸帶動刀具實現旋耕、滅茬功能。其中 Z3 采用較小的齒數，為了減小側齒輪外徑尺寸，以盡可能增加齒刀的耕作深度。隋輪齒數 Z4、Z 5 的齒數待總體結構尺寸確定后再定，任務書要求，按照方案 2的傳動路線，故萬向節(jié)計算傳動比，分配和各軸的軌跡，參數如表 3.1、3.2 所示。表 3.1 齒數、轉速與傳動比軸次 Ⅰ軸 Ⅱ軸 Ⅲ軸 Ⅳ軸 Ⅴ軸Z1 Z2 Z3 Z4 Z5 Z6齒數14 30 15 暫不定 暫不定 22傳動比 2.14 1.47總傳動比 3.15轉速 r/min 734 343 233表 3.2 齒數、轉速與傳動比軸次 Ⅰ軸 Ⅱ軸 Ⅲ軸 Ⅳ軸 Ⅴ軸Z1 Z2 Z3 Z4 Z5 Z6齒數 14 30 22 暫不定 暫不定 15傳動比 2.14 0.68總傳動比 1.46轉速 r/min 734 ′343 5043.2 旋耕滅茬機總體動力計算9旋耕滅茬機在動轉、旋耕和反轉滅茬時，消耗功率最大，而在水田作業(yè)和存垡作業(yè)時消耗的功率較小，也就是說，設在低速檔作業(yè)時，消耗的功能較大，在高速當時，消耗的功率較小，因此，動力計算只需要對低速傳動計算，正轉和反轉都是低速運動路線傳動比一樣，不同的只是方向相反，故我只按其中一種情況進行計算。各傳動副效率圓錐齒輪傳動 η1=0.96圓柱齒輪 η2=0.96滾柱軸承 η3=0.98球軸承 η4=0.99萬向節(jié) η5=0.963.3 旋耕滅茬機總體動力分配拖拉機動力輸出軸的額定輸出功率：根據有關資料和經驗估算，其額定輸出功率為：P 額 =0.8 N 發(fā) （3.1）=29.40KWn=734r/min第一軸及小錐齒輪 Z 的功率、轉速和扭矩：P1= KW （3.2）6.279.0842????n1=734 r/minT1=9.55×106 （3.3）1PN?mm560.374.205.9????PZ1= KW98.31?nZ1=734r/minTZ1= N?mm6531 103..06. ????大錐齒輪 Z2 的功率、轉速和扭矩為：10Pz2=Pz1· KW （3.4）5.269.0172???nz2= min/r3421zTZ2= N ·mm （3.5）5625 109.75.0.90.9 ?????ZN第二軸的功率、轉速和扭矩為：pⅡ =PZ2 KW （3.6）02.63???nⅡ=nZ2 =343r/minTⅡ =9.55 N ·mm （3.7）56z6 104.73.15.9P10??第二軸 Z3 齒輪功率、轉速和扭矩為：PZ3= pⅡ =26.02KWnZ3=nⅡ =343r/minTZ3=TⅡ =7.24×106 N ·mm第Ⅲ軸 Z4 齒輪功率PZ4= KW96.24.0263????Z第Ⅲ軸（惰輪軸）不傳遞扭矩，故不校核：第Ⅳ軸 Z5齒輪功率PZ5=PZ4 98.236.09824???第Ⅳ軸（惰輪軸）的傳遞扭矩，故不校核刀軸 Z6齒輪功率、轉速和扭矩為：PZ6=P Z5 （3.8）KW79.26.098.234 ?????min/636rZnZ11N?mm5666 103.927.105.9105.9??????ZPTZ（3.9）刀軸的功率、轉速和扭矩為：KW79.26?zP?min/3rnzDT N?mm5610.?z?表 3.3 各軸扭矩、轉速、功率軸次 動力 Ⅰ軸 Ⅱ軸 Ⅲ軸 Ⅳ軸 刀軸輸出軸軸 Z1 軸 Z2 Z3 Z4 Z5 軸 Z6P 功率（KW）29.4 27.66 27.1 26.02 26.55 26.02 24.98 23.98 22.79 22.79N 轉速（r/min）734 734 734 343 343 343 233 233T 扭矩(Nmn）3.6×1053.53×1057.24×1057.39×1057.24×1057.5×1059.5×1053.4 本章小結本章主要根據功能要求，計算總動力輸入，計算總傳動比及合理分配各級傳動比 。進一步通過計算分配各軸功率。計算個軸扭矩和轉速。為設計各主要傳動部件提供理論。12第 4 章主要零件的強度校核4.1 直齒圓柱齒輪的強度計算4.1.1 直齒圓柱齒輪的材料、精度和齒數選擇根據同類型結構，大小齒輪構造選用 20CrMnTi 表面滲碳后淬火，硬度選用56~62HRC 齒輪精度用 8 級，輪齒表面粗糙度為 Ra1.6硬齒面閉式傳動，失效形式為點蝕Z3=15 Z4=23i= 53.1234?Z（4.1）4.1.2 直齒圓柱齒輪的主要強度的計算設計準則：按齒輪齒面接觸疲勞強度設計，再按齒根彎曲疲勞強度校核；按齒面接觸疲勞強度設計；（4.2）??3112??????????????dHEt KTZd（4.3）mNnPT ?????5661 04.73.05.905.9選取材料的接觸疲勞極限應力為：MaHlim1??MPaH1lim2?選取材料的彎曲勞極限應力為：PF450li1 F450li2?應力循環(huán)次數 N（4.5）??71 1.88346???atn13計算得53.1?i?80d?MPaZE.952?HmNT??104.7則 （4.6）72 1063.5.8???N接觸疲勞壽命系數ZN1=1 ZN2=1彎曲疲勞壽命系數 YN1=YN2=1查得接觸疲勞安全系數 SHmin=1, 彎曲疲勞安全系數 SHmin=1.4,又 YST=2.0,試選Kt=1.3;求許用接觸應力和彎曲應力；MPa （4.7）??1364.501minl1 ????NHZS?MPa （4.8）.2inl2?MPa （4.9）??6431.4501minl1 ????NFSTY?MPa （4.10）.22inl2?FST??32311 53.18.01649.85??????????????????????????dHEt KZd（4.11）mm9.2?（4.12）smndV67.10341601????14smVZ25.0167.510????。篕V=1.03KA=1.35，1.??.?（4.13）70.1035??????KVAH修正mm （4.14）.9.13.71?tdmm （4.15）78.650Zm取得標準模數 m=7mm；因為要確保耕深，提高承載能力所以選擇了 15 齒，而為加工不產生根切的最少齒數為 17，我選擇小齒輪齒數為 15，小于最小根切數，因而 15 齒的齒輪加工時一定會產生根切，所以小齒輪要用變位齒輪（正變位） 。4.1.3 第一對直齒圓柱齒輪的主要參數的計算查表 12.7 得 總變位 X=0.80mm根據類比得 X3=0.28mm X4=0.52mm分度圓直徑 mm10573???mZdmm624壓力角 ?0?嚙合角 ???sinta'sin2143??ZX?97.0'中心距變動系數 ????????'cos243y??1937.0156.015中心距 mm812.3'??yma齒高變動系數 mm684.00????X齒數比 5.134Z?節(jié)圓直徑 mm??5.13.2'2' ???admm9760.34?齒頂高 mm.8???myxhamm95.4?齒根高 mm??79.633???xcfmm1.4fh全齒高 mm.533?famm0644?齒頂圓直徑 mm7.1233?aahdmm9844?齒根圓直徑 mm.33??ffmm7150244ffhd公法線長度 mm mm8.3?kw41.56?kw跨測齒數 k3=2 k4=3固定弦齒厚 mm mm97.10'xS0.2'xS固定弦齒高 mmm6'3?h76'4?h第Ⅳ個支持圓柱齒輪結構設計如圖 4.1 所示。16圖 4.1 直齒圓柱齒輪結構圖4.1.4 第二對直齒圓柱齒輪的主要參數的計算由參考文獻[5]表 12.7 得 總變位 X=0.87mm根據類比得 X5=X4=0.52mm X6=0.35mm分度圓直徑 mm17235???mZdmm546壓力角 ?0?嚙合角 ???sinta2'sin65??ZX?8.0'中心距變動系數 ????????1'cos265y??8.03126.0中心距 mm3.5'?yma17齒高變動系數 mm74.0126.87.0?????yX齒數比 9356Z?節(jié)圓直徑 mm??.1'2'?admm56.46.056???齒頂高 mm8.3???myxha齒根高 mm??33?cf全齒高 mm16.566?fa齒頂圓直徑 mm722?ahd齒根圓直徑 mm40.66?ff公法線長度 mm 49.5?kw跨測齒數 k 6=3 固定弦齒厚 mm 28.1'xS固定弦齒高 mm '6?h4.1.5 錐齒輪的參數計算由參考文獻[5]表 5.1 查得 45 鋼硬度為 217～255HBS，取硬度為225～255HBS。大齒輪選用 45 鋼調制處理。硬度為 162～217HBS，取 190～217HBS 。齒輪精度等級為 7 級。按齒面接觸疲勞強度設計計算（由參考文獻[5]公式 5.54）d mm （4.16）13 22)][()5.0(4HERRZuKT?????式中 =9.55 N.m =360N.m?T2?7346..92?nP初選載荷系數 =1.65tK18節(jié)點區(qū)域系數： = HZ5.20sin2cosinco2?????（4.17）（由文獻[5]表 5.5）得，彈性系數 MPa8.19?EZ取齒寬系數 3.0R?文獻[5]圖 5.16 得：MPa， MPa571lim?H?52lim?H?由文獻[5]式 5.28 得：[ ]= = 0.9×575MPa=517.5MPa （4.18）P11li0.9[ ] = =0.9×550MPa=495MPa （4.19）2H?2limHd mm （4.20）1 ??321)5.0(7PRRuKT????3 2495)3.0(4.26??124.5mm?μ=i=2.14齒輪數取 =14;1Z=μ2Z1=2.14×14=29.96取 =302實際傳動比 和理論值相同。14./3012' ?Zim= 124.5/14=8.8 (4.21)1Zd取標準模數 m=919=9×14=126mm (4.22)1mzd?mm270392??由文獻[5]表 5.3 得使用系數 =1.00AK由文獻[5]圖 5.4 得動載系數 =1.00V= = mm （4.23）R212Zm??98.14302???mm 取 45mm6./98.4??b?計算錐齒輪的分度圓錐角：(4.24)?019.2534arctnarct211 ?Z???? 8.609.52??齒頂圓直徑 ， ： 1ad= (4.25)1ad1cos2?ah?= 126+2×1×9 ?02.5=142.31mm(4.26)?2ad2cos?ah?=270+2×1×9 ?13.69=277.61mm齒根圓直徑 ， ：1fd2f= (4.27)1fd1cos2?fh?=126-2×（1+0.2）×9 ?02.5cos=106.43mm= (4.28)2fd2cos?fh?=270–2×（1+0.2）×9 ?13.69cos20=262.31mm齒頂角的計算 ， ：1a?2= (4.29)1a ????45.397.18arctnrtRh= =1?2?齒根角 ，1f?2f= = (4.30)1f 97.148)0(arctnarct ???Rhf ?15.= =1f?2f?頂錐角 ，1a?2= + (4.31)1a?1a=(25.01+3.45)°=28.4669°= +2a?2a?=（64.98+4.15）°=69.13°小齒輪圓中點分度圓直徑 1md= （1-0.5b/R） (4.32)1=126×（1-0.5×45/148.97）=143.7mm運算圓周速度 mv= (4.33)mv106?nd?= 734.=5.5m/s由表選擇 7 級精度合宜校核齒根彎曲疲勞強度21(4.34)??MPaYmzFR??????52211F).0(bKT359當量齒數 ,1VZ2計算錐齒輪的速度系數Z = = =15.45 (4.35)1V1cos??0.254Z = = =90.92V2?3.69由 Z 和 Z 查 [5]表 12.8 得： 1V2=4.051'FaY=3.852'由文獻 [6]圖 5.14 外齒輪齒形系數：Z ＜90，所以 =1.05 =1.05×4.05=4.25，1V1FaY1'FaYZ ＞90，所以 =1.10 =1.10×3.85=4.24222'由文獻 [6]圖 5.18b 齒根疲勞彎曲極限：=230MPa，1limF?=210MPa2li由文獻 [6]式 5.31：[ ]=1.14 =1.4×230=322MPa （4.36）1PF?1limF[ ]=1.4 =1.4×210=294MPa （4.37）22li= MPa (4.38)1F ??FPRYz????5221).0(bKT359= 25.43.04796.2???）（=242.32 安全][1F?22= (4.39)2F?1PFS2Y=242.32×4.24/4.25=241.75 安全][2F?錐齒輪主要參數：傳動比 i=2.14齒數 Z =14 Z =3012分度圓直徑 =126mm =270mmdd齒型系數 h *a=1 c =0.2 =20*??錐距= = mm (4.40)R212Zm??98.14302???圖 4.2 大錐齒輪結構圖4.2 軸的選擇及計算4.2.1 第 II 軸的設計及校核231.估算軸的基本直徑選用 45 鋼調制處理，估計直徑 d≤100 由參考文獻[5]表 11.11 表查得=650MPa ,表 11.3，C=118b?d ≥ =118× =39.56mm (4.41)3nPC37426.52.軸的結構設計表 4.1 初定各軸段直徑位置 軸直徑/mm說明螺帽處 39 為滿足定位與安裝,取標準螺帽 39mm,兩端相同齒輪處 45 考慮齒輪從右端裝入，齒輪孔徑應稍大于軸承，并為標準直徑軸承處 50 因軸承需要承受徑向力及軸向力，軸承內徑應稍大于油封處軸徑，并符合滾動軸承標準內徑，故取軸徑為 50,選用圓柱滾子軸承傳動軸處55 此段軸是軸承的定位作用，應略大于軸承段軸直徑所以取 55表 4.2 確定各軸段長度位置 軸段長度/mm 說明螺帽處 18 此段軸應長于標準螺帽的長度切不能與端蓋接觸故取 18mm 兩端相同齒輪處 47 此段軸長度包括兩個部分：齒輪寬度和定位的套筒故取 47mm軸承處 30 考慮到箱體制造誤差、裝配方式等方面該段軸長為 30mm 兩端相同傳遞力處 1681 中間軸上有大錐齒輪、花鍵軸和軸環(huán)，總長為 1681mm全軸長 1833 （18+47+30+1681+30+18）mm=1833mm（3）傳動零件的軸向固定，齒輪處采用 A 型普通平鍵，齒輪處鍵A12×30GB/T1096-2003。（4）其它尺寸 為加工方便，并參照型軸承的安裝尺寸，軸上過渡圓角半徑全部取 r=1mm；軸端倒角為 C23 軸的受力分析24（1）求軸傳遞的轉矩T= N·mm (4.42)5625 1039.745.210.910.9 ?????ZNP(2)求軸上的作用力齒輪的切向力N (4.43)640270.85139d2Fm1 ???Tt(4.44).332t齒輪上徑向力N (4.45)7.50192tan.1790tanF1r ?????齒輪上的軸向力=13790.5/cos20°12958.83N (4.46)αcos/tn(3)各點受彎矩 HM30240.75N (4.47)???5.3091LFAB1rHB153100.85N (4.48)?5.7CDr2C=6440×30.5+ ×740-13790.5×770.5=0BBVAB1-LF??tt VCF=14093.5NVCF同理以 C 點為支點=6137.0NB由圖可知T=7.24× N?mm510（4）按當量彎矩校核軸的強度由圖可知截面 B 的彎矩、轉矩皆為最大，且相對尺寸較小，所以是危險截面，應與校核 。截面 B 的當量彎矩為N?mm 352322 102.4710.76108T)(M???????? ）（）（αe(4.49)25由[5]圖 11.4 查得，對于 45 號鋼 MPa，其中 MPa,故按[5]70?b???65w1???（11-3）得MPa=35.78MPa＜ MPa (4.50)????????733ee501.240.dBM???w1?因此，軸的強度夠 TT圖 4.3 傳動軸的強度計算圖 4.4 傳動軸結構圖4.2.2 第 IV 根軸的設計及校核1 估算軸的基本直徑26選用 45 鋼，調制處理，估計值徑 d≤100mm 由[5]表查的 =650MPa,查[5]表b?11-3，C=118d ≥ =118× =39.56mm (4.51)3nPC3742.62 軸的結構設計表 4.3 初定各軸段直徑位置 軸直徑 說明軸承處 60 因軸承需要承受徑向力及軸向力，軸承內徑應稍大于油封處軸徑，并符合滾動軸承標準內徑，故取軸徑為 60 選用圓柱滾子軸承，初定軸承型號為 32212，兩端相同螺帽處 39 為滿足定位與安裝取標準螺帽 39mm 兩端相同齒輪處 55 考慮齒輪從右端裝入，齒輪孔徑應稍大于軸承， 并為標準直徑端蓋處 65 起到密封工作部分，為固定軸承應稍大于軸承處直徑故選擇 65mm兩端相同裝刀處 75 由于該處刀為安裝式，所以要保證軸的強度，選擇 75mm左軸承軸肩處65 為便于軸承拆卸，軸肩高度不能過高，按 32212 型軸承安裝尺寸表 4.4 確定各軸段長度位置 軸段長度/mm說明螺帽處 21 此段軸應長于標準螺帽的長度切不能與端蓋接觸故取 21mm 兩端相同齒輪處 42 此段軸長度包括兩個部分：齒輪寬度和定位的套筒故取 42mm軸承處 30 考慮到箱體制造誤差、裝配方式等方面該段軸長為 30mm 兩端相同軸承端蓋處32 為方便零件的拆裝及內部的尺寸，故該段長度為 32mm安裝犁刀處1650 由于要預留左邊的零件安裝尺寸，所以該段長度為 1650mm軸端擋蓋處8 由于要進行密封所以該段為固定擋蓋，故該段長度為 8mm27全軸長 1833 （21+42+30+32+1650+9+8+20+30+21）mm=1833（3）傳動零件的軸向固定 齒輪處采用 A 型普通平鍵，齒輪處鍵A12×30GB/T1096-2003。（4）其它尺寸為加工方便，并參照 32212 型軸承的安裝尺寸[5]，軸上過渡圓角半徑全部取 r=1mm；軸端倒角為 C2。3 軸的受力分析（1）求軸的傳遞的轉矩由（3.9）得N·mm （4.52）566 103.927.105.9105.9??????ZPT(2)求軸上的作用力 84763.d2F5TtN （4.53）1205.91???t齒輪上的徑向力=4396N (4.54)?tan78tanF1r?=2256N (4.55)??309t2r齒輪上的軸向力由于刀在軸上成對稱分布所以取 =0xF（3）確定軸的跨距參看[5]圖 11-12。并查的 32212 型軸承的 α 值為 25mm，故左、右軸承的支反力作用點至齒輪力作用點的間距皆為（1/2×1629+30-25）mm=839mm4 按當量彎矩校核軸的強度（1）做軸的空間受力簡圖（見圖 4.5b）（2）作水平面受力圖及彎矩 圖（見圖 4.5c）HMN (4.56)20751629834316298F4FrAH ???????=2563N (4.57)977??trB28=2075×839=1741× N?mm (4.58)839FMAHC??310因為 =0xF所以 =1741× N?mmCHR310=4396×46=202× N?mm46Fr1B??3（3）做垂直受力圖及彎矩 圖（圖 4.5d）VMN (4.59)145916298047816293FttAV ????N (4.60)23F74tt ?????N?mmAVC 08345N?mm3t1B 162076M??（4）做合成彎矩 M 圖（圖 4.5e）N?mm (4.61)323232CVHC 084)(74???? ）（N?mm (4.62)B 159105810??）（(5) 作轉矩 T 圖（4.1f）N?mm5666 3.927.5.9105.9????ZPZ(6) 按當量彎矩校核軸的強度由圖 4.5a、e、f 可見，截面 B 的彎矩、轉矩皆為最大，且相對尺寸較小，所以是危險截面，應與校核。截面 B 的當量彎矩為N?mm352322B 10210.96108T)(M??????? ）（）（αe由[5]表 11 .4 查得，對于 45 號鋼 MPa，其中 MPa,故按[5]得7b???6w??MPa=52.15MPa＜ MPa (4.63)???????733ee51.02.dB? 51因此，軸的強度夠。29圖 4.5 刀軸的強度計算通過計算 刀軸結構如圖 4.6 所示圖 4.6 刀軸結構圖在側邊齒輪箱中的第Ⅲ軸、第Ⅳ軸為惰輪軸不傳遞扭矩，故在軸的設計計算時無需對其進行強度校核。30圖 4.7 中間軸結構圖本設計對第Ⅲ軸、第Ⅳ軸的尺寸和質量均無特殊要求，所以我們對其材料的選擇只要從經濟性和實用性上進行考慮，只需選用 45 號鋼，進行調質處理就可以達到使用時的要求。其基本形狀如圖（圖 4.7）所示；查的 =650MPa ,取 C=120b?d ≥ =120× =39.8mm (4.64)3nPC37/24取標準直徑的 d=40mm表 4.5 確定各軸段直徑位置 軸直徑/mm說明軸承處 40 由于不傳遞扭矩，所以選用采用深溝球軸承，為方便軸承從右端裝拆，取軸31徑為 40，初定軸承型號為 6308，兩端相同齒輪處 50 考慮齒輪從右端裝入，齒輪孔徑應稍大于軸承處直徑，并未標準直徑 表 4.6 確定各軸段長度位置 軸段長度/mm 說明右端軸承處 33 此段軸只有軸承，故該軸段長度為 33mm齒輪處 40 此段部分只有齒輪因此該段軸長為 40mm左端軸承處 25 此段軸只有軸承，股該軸段長度為 25mm全軸總長 98 （25+40+33）mm=98mm（3）傳動零件的周向固定 齒輪處采用 A 型普通平鍵，齒輪處為鍵A12×28GB/T1096-2003。（4）其他尺寸 為加工方便，并參照 6308 球軸承的安裝尺寸（見軸承手冊） ，軸上過渡圓半徑全部取 r=1mm；軸端倒角 C2。4.3 軸承的選擇4.3.1 第 II 軸上的軸承壽命計算軸承驗算（1）計算軸承的當量動載荷分析軸系可知，軸的安裝方式為兩端固定式，所以，作用在軸上的軸向力由軸的兩端軸承承受，即 785021?A由文獻[5]表 9.4 溫度系數 =1.0tf由文獻[5]表 9.7 沖擊載荷系數 5.1?d由文獻[5]表 7.2.16 得 N N80C30C由 查文獻[5]表 9.6 得 =0.3505.1870?CAeRA?查文獻[5]表 9.6 得 —軸向系數， —徑向系數XY1?1?32由文獻[5]式 9.10N (4.65)95.146)(11???AYRXfPd（2）驗算軸承壽命由文獻[5]式（9.6）=16000h (4.66)）（ 95.14630760)(n601L3???PCfTh4.3.2 第 V 軸上的軸承壽命計算軸承驗算（1）計算軸承的當量動載荷分析軸系可知，軸的安裝方式為兩端固定式，所以，作用在軸上的軸向力由軸的兩端軸承承受，即 130421?A由文獻[5]表 9.4 溫度系數 =1.0tf由文獻[5]表 9.7 沖擊載荷系數 5.1d由文獻[5]表 7.2.16 得 N N80?C320?C由 查文獻[5]表 9.6 得 =0.46.018340?CAeRA?查文獻[5]表 9.6 得 —軸向系數， —徑向系數XY1?5.1?由文獻[5]式 9.10N (4.67).3769)(11?ARXfPd（2）驗算軸承壽命由文獻[6]式（9.6）=14272h (4.68)）（ 5.376912060)(n601L3???PCfTh在本設計中, 第Ⅲ軸、第Ⅳ軸上主要承受軸向力,承受扭矩很小,故選擇球軸承即可。根據軸的外形尺寸、和軸徑要求在手冊選擇 6308 球軸承。334.4 本章小結本章主要介紹了典型零件軸、齒輪的設計計算，軸即受到彎矩同時又受到轉矩作用，尺寸計算。還對軸進行了強度校核，并對齒輪的尺寸進行了計算，為今后的設計提供理論支持34結 論旋耕滅茬機總體及側邊傳動裝置設計，來源于生產實際。本設計主要是在普通臥式旋耕機的基礎上改進設計,使之既能旋耕又能滅茬，以實現一機多用。設計的主要內容為：總體方案從確定、滅茬狀態(tài)總裝配圖，設計側邊或中間齒輪傳動裝置及刀輥軸。通過改進設計，增加刀輥軸的轉速和轉向。在工作時，通過適當的拆卸和改裝，就可實現不同功能的作業(yè)，以達到一機多能的目的。旋耕滅茬機總體及側邊傳動裝置的設計解決了現有旋耕機只能旋耕不能滅茬而滅茬機又只能滅茬不能旋耕的問題。本設計的優(yōu)點：實現解決了現有旋耕機只能旋耕不能滅茬而滅茬機又只能滅不能旋耕的問題；本機相對其他選跟滅茬機來說方便拆卸，而且可用于多種農用機，密封性好；本機的制造成本較低，更有利于大規(guī)模生產，更加適合推廣。本設計的缺點：其中萬向節(jié)應注意容易損壞，需要經常保養(yǎng)。設計中涉及到機械制造 、機械設計等多方面學科知識。通過大量的計算闡述了傳動部件結構的可行性和性能特點，在設計過程中通過大量的文獻資料的閱讀，以大量的理論作為依據實現了旋耕滅茬機的總體傳動方案的設計。由于時間太短在設計中還有很多問題沒有考慮到，需要在以后的設計中完善。35參考文獻[1]中國農業(yè)機械化科學研究院.農業(yè)機械設計手冊[S].上冊.北京：中國農業(yè)科學技術出版社，2007[2]中國農業(yè)機械化科學研究院.農業(yè)機械設計手冊[S].下冊.北京：中國農業(yè)科學技術出版社，2007[3]山東省農業(yè)機械化研究所岳芹，李艷，李淑近等.機械旋耕滅茬技術發(fā)展[J].山東：農業(yè)裝備與車輛工程，2007（5）：10.12[4]張欣悅，李連豪，汪春，等.1GSZ-350 型滅茬旋耕聯(lián)合整地機的設計與試驗[J].黑龍江：農業(yè)工程學報，2009，25(5)：73-77[5]趙偉，張文春，周志立，等.深松旋耕組合作業(yè)機的研制與試驗研究[J].農業(yè)工程學報，2007，23(1) ：125-128 [6]中國農業(yè)機械化科學研究院.農業(yè)機械設計手冊（上）[S].北京：中國農業(yè)科學技術出版社，2007：223-249.297 -299 [7]趙偉，周志立，牛毅，等.深松與旋耕組合作業(yè)機具的開發(fā)[J].農業(yè)機械學報，2007，38(2)： 79-82 [8]成大先主編.機械設計手冊（第四卷第五版）[S]．化學工業(yè)出版社[9]大連理工大學工程畫教教研室.《機械制圖》[M] 北京：高等教育出版社，2010.9[10]高麗紅.旋拼刀的設計及排列淺析[J]，機械管理開發(fā)，2007，4（2）：16-18[11]馬蘭.機械制圖［M］.北京：機械工業(yè)出版社.2006.5 [12]吳宗澤.羅圣國.機械設計課程設計手冊［S］.北京：高等教育出版社. 2006.5 [13]濮良貴.紀明剛.機械設計（第八版）. 北京：高等教育出版社. 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(Hanover, PA) . Potato peeling system .UTZ Quality Foods, Inc. (Hanover, PA),1997,(02)36致 謝值此畢業(yè)設計完結之際，我衷心的感謝在此次畢業(yè)設計當中給與我?guī)椭母魑焕蠋熀屯瑢W，謝謝他們！尤其要感謝的是我的指導老師段成燕老師，是她在整個畢業(yè)設計過程中對我認真的指導，悉心的照顧和熱情的幫助，才使我順利的完成了畢業(yè)設計。段老師淵博的知識、嚴謹的治學態(tài)度和誨人不倦的育人精神將使我終生受益，并將在我今后的學習和工作中產生深遠的影響！在我畢業(yè)設計的每一個階段都凝聚著段老師辛勤的汗水，是她見證了整個畢業(yè)設計的誕生與成長！在此謹向段老師致以我最崇高的敬意和感謝！還要特別感謝在本次畢業(yè)設計過程中給予我?guī)椭钠渌蠋?，是他們及時指正我的錯誤和不足之處，才使我在設計過程中少走了不少彎路。他們的工作精神和工作態(tài)度深深的打動了我！