小型棚室旋耕機 設計 - 1 - 摘要 本文在分析小型棚室旋耕機的結構組成和工作原理的前提下，介紹說明了小型棚室旋耕機的設計原則和設計步驟。并根據設計原則的要求，首先選擇了小型棚室耕機的類型，確定小型棚室耕機的 耕幅、傳動型式、刀軸轉速 ,離合器工作的選擇等內容。然后具體設計了 小型棚室旋耕機 的傳動裝置 包括齒輪箱的結構設計、關鍵零件的強度校核、耕深調節裝置和工作部件總成的設計。其中 齒輪箱的設計是本次設計中的主要內容，它包含了大量的工作：資料的整理，參數的設定，相關計算，繪圖等。 此小型旋耕機主要是采用小型的 柴油 機和齒輪鏈輪多級變檔傳動，旋耕部 件取代了驅動輪的行走作用。該旋耕機具有體積小、結構簡單、重量輕、操作靈活、碎土性能好，生產率高等優點。這種旋耕機的試制成功，將會大大的降低農民的勞動強度，從而提高勞動生產率；同時可以降低蔬菜的生產成本。 關鍵詞：棚室旋耕機；旋耕刀；減速箱； 小型棚室旋耕機 設計 - 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小型棚室旋耕機 設計 - 3 - 目錄 摘要 . - 1 - Abstract . - 2 - 目錄 . - 3 - 1 引言 . - 4 - 1.1 開發旋耕機的目的和意義 . - 4 - 1.2 國內外發展動態、存在問題及發展方向 . - 5 - 2 總體方案卻確定及主要參數的選擇 . - 7 - 2.1 旋耕機類型、耕幅、刀軸轉速和傳動形式的選擇 . - 8 - 2.1.1 旋耕機類型的選擇 . - 8 - 2.1.2 旋耕機耕幅的確定 . - 8 - 2.1.3 旋耕機的傳動型式的選擇 . - 9 - 2.1.4 旋耕機的刀軸轉速選定 . - 9 - 2.2 最優傳動方案的確定 . - 9 - 2.2.1 齒輪箱傳動方式的確定 . - 9 - 2.2.2 傳動系數參數的確定 . - 10 - 2.2.3 各檔傳動路線的確定 . - 10 - 2.2.4 各對齒數的確定 . - 10 - 3 旋耕機傳動零件的設計 . - 11 - 3.1 齒輪箱軸的結構設計 . - 11 - 3.1.1 初步確定軸的最小軸直徑 . - 11 - 3.2 齒輪箱 軸的結構設計 . - 11 - 3.2.1 求軸上齒輪所受的力 . - 12 - 3.2.2 結構設計 . - 12 - 3.2.3 精確校核 . - 16 - 3.3 第二級齒輪傳動的設計和強度校核計算 . - 17 - 3.3.1 齒輪參數選擇 . - 17 - 3.3.2 計算小齒輪參數 . - 19 - 3.3.3 彎曲強度設計 . - 20 - 3.3.4 計算齒輪參數 . - 21 - 3.4 刀輥軸的強度計算 . - 21 - 3.4.1 刀輥軸結構確定 . - 21 - 3.4.2 刀輥軸的設計計算說明 . - 22 - 4 結論 . - 24 - 5 參考文獻 . - 25 - 6 致謝 . - 26 - 小型棚室旋耕機 設計 - 4 - 1 引言 旋耕機是一種由動力驅動的土壤耕作機械。它的耕作部件為旋耕刀輥 ,是由多把旋耕刀在刀軸上按螺旋線排列而成 ,。旋耕機切土、碎土能力強，一次旋耕能夠達到一般犁耙作業幾次的碎土效果， 耕后地表平整、松軟，能滿足精耕細作要求，且縮短工序間隔，有利于搶農時抗旱保墑，減少拖拉機進地次數，減輕對土壤壓實，減少能源消耗，降低作業成本，減少機具投資，提高機具利用率，加之近年來國內還田技術和免耕少耕技術的推廣應用，旋耕機得到了迅猛發展，已成為拖拉機的主要配套機具之一。 旋耕機于 19 世紀中葉問世以來，得到了迅速發展和推廣使用。日本二戰之后為了盡快恢復經濟發展 ,引進旋耕機用于農業生產。但是由于日本大多為水田 ,直角形旋耕刀不適宜于進行水田耕作。一大批日本學者開始致力于水田用旋耕刀的研究 ,如吉田富穗、松尾昌樹 、坂井純等人研制出了旋耕彎刀 ,成功地解決了刀軸纏草等問題。為了解決刀軸纏草的問題本文對旋耕彎刀進行了設計說明。對彎刀的刃口曲線提出了相應的要求，目前能達到這種要求的刃口曲線有阿基米德螺線、等角對數螺線、正弦指數曲線等 ,其中阿基米德螺線應用最廣。 到目前為止，旋耕機產品雖然在理論上可以配套 58.8 73.5kw 的拖拉機，但實際上因受傳動系統強度及結構尺寸、機架結構強度的限制，配套合理范圍僅達 48kw 的拖拉機；耕深亦局限在旱耕 12 16cm，水耕 14 18cm。 20 世紀 90 年代以來，為適應市場需要，有些企業試圖 開發大型旋耕機，但因水平有限，僅采用原有產品外延放大和堆砌材料的方法，沒有著重結構的改進和參數的優化，因而走了彎路。因此，現有旋耕機產品在品種上尚有大型和深耕型的空缺。隨著水稻集約化、規?；a的發展，水田耕整用寬幅高速型旋耕機成為發展方向。水田土壤含水率高，抗剪切、抗壓強度特別低，附著力、外摩擦力也接近為零，切土部件與土壤之間存在潤滑水膜。因此，大塊水田使用大型拖拉機旋耕機組水耕時，為充分發揮其功率，實現高效率、高效益，需要工作幅寬3m 以上的寬幅旋耕機。但寬幅又受到道路行駛和入庫停機不便的制約。解決途徑有 二：一是旋耕機采用寬度伸縮或折疊式結構；二是采用適中的幅寬，提高作業速度，從現有的 2 5km/h 提高到 4 8km/h。為滿足以上要求，需要改進旋耕機及工作部件的結構和參數，研制寬幅高速旋耕機及滅茬、旋耕、旋耙和深施化肥的復式作業機械。 我國作為農業大國，不少農機學者在旋耕機方面進行了大量的研究工作。為了促進驅動型耕作機械的發展，本人選擇了旋耕機作為自己的畢業設計論文課題，借鑒了不少知名學者的重要研究成果，書寫成文。由于資料搜集的局限性和水平有限，錯誤和不足之處在所難免，歡迎讀者批評指正。 1.1 開發旋耕機 的目的和意義 土壤耕作是種植業生產過程中的重要一環，對于農作物增產具有重要作用。因此，土壤耕作機械的發展一直受到人們的關注。由于土壤耕作是一項能耗很大的作業，傳統的土壤耕作機械，如犁，耙等都需要多次書耕作會對土壤造成破壞，不利于水土保持，小型棚室旋耕機 設計 - 5 - 消耗較大。長期以來，人們一直在探討新的工作制度，松土和局部松土，不耕和少耕。在這種形勢下，驅動型耕作機械誕生了。這種機械之所以引人注目，一是強化土壤耕作過程，可以滿足不同條件下的不同土壤類型；二是一次耕作可以聯合作業；三是有動力驅動，質量好；四是作業時幾乎不需要牽引功率，減 少了功率的消耗。 驅動型機具有多種，如旋耕機，振動土壤耕作機械等，目前廣泛使用的，應用前景最好的就是旋耕機。耕機切土、碎土能力強，一次旋耕能夠達到一般犁耙作業幾次的碎土效果，耕后地表平整、松軟，能滿足精耕細作要求，且縮短工序間隔，有利于搶農時抗旱保墑，減少拖拉機進地次數，減輕對土壤壓實，減少能源消耗，降低作業成本，減少機具投資，提高機具利用率，加之近年來國內還田技術和免耕少耕技術的推廣應用，旋耕機得到了迅猛發展，已成為拖拉機的主要配套機具之一。 很多因素多不能控制；對比性較差；試驗精度較低，采集的數據不夠準確 可靠。這使得我們需要一種特殊的，更有優勢的試驗環境。土槽正是在這種環境下誕生且被廣泛運用的。 利用土槽試驗是極其優越 的研究手段，其特點是：試驗可以不受季節與氣候的影響；縮短試驗周期；試驗重復性好；可以控制有關因素；有較強的對比性；試驗精度高，采集的數據準確可靠 。 傳統的耕作試驗需要單獨進行松土、鏟平、壓實、旋耕等工序，各工序的間隔時間較長，效率較低，而且要消耗大量的勞動力，為了解決這一問題，需要研制出一種新型的機械設備，用它來代替人力。能土槽試驗臺車正是要符合這些要求的一種機械設備，它能夠將松土、鏟平、壓實、 旋耕等各道工序連為一體，并且能夠單獨控制各道工序。 該試驗土槽主要是對 中 耕農業機械 ，特別是中耕深松機械 在田間的作業進行模擬 ， 以測試必須的參數所以首先要實現農業機械作業機組的模擬以及對大田環境的模擬，這就是試驗土 槽設計的總體思路 ， 試驗土槽的設計重點是如何實現農業機械作業的牽引動力 -拖拉機的模擬及作業機具實際作業狀況的模擬 。 1.2 國內外發展動態及發展方向 目前，水平軸旋耕部件與地輪轉向一致的旋耕機，在國內外在實際生產中得到廣泛的應用，并且旋耕工作部件結構相當完善。旋耕機的保有量也增加的很快，為了適應當前 的生產規模，為不同機型拖拉機配套，生產了作業幅：為 1.25m2 8m 多種型號的旋耕機。如南昌旋耕機廠的 IGN 系列多種型號旋耕機，連云港旋耕機集團公司生產的 IGE2 210 型旋耕機， 1CN-250S 型旋耕機等。在黑龍江省農業生產中，使用的機型還有 1GHL一 280 型松旋起壟機、 1GSZ-210 280 型組合式旋耕多用機、 1GZJ 一 210 型旋耕滅茬聯合整地機、 1GLT-4 型松旋滅茬起壟通用機等。很多機型為了適應黑龍江省農藝要求，在旋耕機后部安裝了起壟犁鏵。為了裝配各種不同的工作件組臺設計了專門的機架，以提高旋 耕機的應用水平。有的旋耕機依據旋耕部件與耕深的相對關系，把中央調速器直接設計安裝在旋耕工作部件的軸上。這樣保證了農具的最小能耗、最少的材料消耗和較好的工作質量。由于調速器殼體下是未耕地，存在如何保護好調速器殼體的問題。國產的1G 一 150 旋耕機和 1G 一 140 旋耕機等多種機型的旋耕軸配置在地表水平面上或低于地表。為了防止調速器外殼的損壞，在殼體上或前犁柱上安有專用的分土鏟。分土鏟開出的鏵溝被補助整地作業消滅。 小型棚室旋耕機 設計 - 6 - 從近幾年國產的旋耕機配套推廣應用情況來看，存在一些問題：（ 1）、拖拉機動力輸出軸容易損壞：（ 2）、十字 萬向傳動軸使用壽命短：（ 3）、旋耕作業性能不穩定和容易纏草的問題；（ 4）、缺少與大功率拖拉機配套的旋耕機；（ 5）、作業性能滿足不了當今的農藝要求；這些問題的解決有待于進行更深入的研究。 隨著農業機械化程度的增強，工作效率和效益的提高，現有的旋耕機的弊端日益突出，已滿足不了農藝要求和生產規模擴大的需要。故對旋耕機的研究有了進一步的深化，出現如下幾個方向的發展趨勢：（ 1）、向寬幅，高速型旋耕機發展；（ 2）、向聯合作業機組方向發展；（ 3）、全幅深旋耕機已起步；（ 4）、向可持續發展戰略型發展；（ 5）、小型旋耕機需求 量有所增加。 小型棚室旋耕機 設計 - 7 - 2 總體方案卻確定及主要參數的選擇 總體結構設計及工作原理 裝配示意圖如下： 1 油門控制器 2 操縱手柄 3 限深機構 4 油門拉繩 5 離合拉桿 6 旋耕工作部件 7 三角帶輪護罩 8 柴油機 圖 1 裝配示意圖 Fig1 Assembly schematic drawing 主要由發動機、變速箱、機架、旋耕工作部件、限深機構、操縱手柄、三角皮帶輪、支架等組成，其工作原理是將發動機的動力經三角皮帶傳遞給變速箱主動軸，經二級減速帶動 安裝在驅動輪軸上的旋耕刀片旋轉（在銑切加工土壤過程中，通過土壤反力推動機器前進）。耕深主要靠阻力鏟柄上孔眼的位置進行上下調節，同時還可通過人改變其對操縱手柄的壓力以增減力矩，調節機器的前進速度，借以達到改變耕深的目的。 另外，旋耕作業的碎土性能與土壤含水量、土壤堅實度和機器的作業速度有關， 在實際作業中應根據具體情況選擇最佳的工作速度。 為了全面實現設計技術指標，在結構上進行了優化設計，體現在以下幾個方面； 1變速箱殼體采用薄壁鋼板沖壓成型，既減少了加工工序， 又降低了制造造成本，小型棚室旋耕機 設計 - 8 - 也使機器重量大大減輕。 2為滿足多項作業要求，變速箱設有二個速檔 。 高速檔用于旋耕、運輸作業， 低速檔用于中耕、起壟作業。同時在變速箱右側有動力輸出軸，可肚帶動小水泵、脫粒機、碾米機、打漿機等進行場上固定作業。再有， 驅動輪軸采用通軸結構，它與旋耕工作部件配合安裝，便于工作部件的更換。還可安上運輸輪進行短途運輸作業。 3由于該機是旋耕作業為主，為在旋耕作業過程中，不使機器發生上跳、前滑現象，增強操作舒適感，整機重心的布置非常重要。實踐證明，為確保旋耕作業的穩定性，重心設在驅動輪軸上方前后 20mm 處是適宜的。 4為保證作業質量， 使旋耕時不漏耕，變速箱下部寬度要窄為宜，該機為 45cm 基本做到了不漏耕。 5為適應棚室空問矮小的作業條件，機器操作手柄既可上下調整，又可在 180內前后轉動調整。 表 1 主要技術參數 配套動力 耕幅 耕深 刀片型式 刀片數量 輸入轉速 175-1 柴油機 100 5cm 10cm 彎刀 20 2600r/min 刀軸轉速 連接型式 前進速度 外形長 外形寬 外形高 125r/min 三角輪傳動 2.17km/h 1250mm 60mm 870mm 注： 生產率按理論計算值的 70%計算（作業時的最大耕幅）。 2.1 旋耕機 整體參數 的選擇 2.1.1 旋耕機類型的選擇 本設計主要適用于溫室，故選用小型號，簡單實用的步進式旋耕機。 2.1.2 旋耕機耕幅的確定 根據主機動力輸出功率和旋耕作業時單位幅寬功耗可對幅寬進行初步選定 ,幅寬過大 (刀片增多 )將導致發動機工作過載 ,合適的幅寬則可保證主機功率的充分利用。實際中幅寬的初選可采用經驗公式 B=0.260.29N,但最終的確定必須經過試驗驗證。事實上 ,對于同一種旋耕機 ,主機功率大的配套并不一定有好的作業質量 ,相反卻 有可能造成功率的浪費 ,通過試驗能合理確定對應幅寬的最佳配套功率 ,可以避免“大馬拉小車”的情況。耕幅與拖拉機的功率有關，并影響旋耕機與拖拉機的配置方式。耕幅 B 與拖拉機動力輸出軸的額定輸出功率大體成以下關系： B=0.26 0.29N N = 3.5 KW 式中 N 發動機的額定功率（ KW） B=0.9207m 1.1506m, 本設計選取 B=1m 小型棚室旋耕機 設計 - 9 - 2.1.3 旋耕機的傳動型式的選擇 三點懸掛式旋耕機有中間傳動和側邊傳動兩種形式。中間傳動適合于耕幅為1.752m，本設計中旋耕機的耕幅為 1m，采用 中間全齒輪傳動，減速并改變方向后，最后經過鏈輪傳遞到刀輥軸。刀軸分為左、右兩側。這種齒輪箱特點是機架牢固、剛性好、布局合理。缺點是箱體處不能安裝彎刀，如不設置特殊工作部件，將出現漏耕。為此本設計在齒輪箱的下方增設了犁體總成以消除漏耕現象 。 2.1.4 旋耕機的刀軸轉速選定 在機組前進速度不變的情況下，旋耕機所需功率隨刀軸轉速的增加而增加，較理想的配合是低刀軸轉速和較高的前進速度，雖然功耗要增加些，但因生產率提高了，仍可降低單位面積的能耗。近年來，刀軸轉速降低的趨勢尤為明顯。另外旋耕機的刀軸轉速一般在 200-285r/min，隨著土壤比阻不同，旋耕機的刀軸轉速也不同，粘性重的土壤比阻大，轉速應偏低，砂性土壤比阻小，轉速可偏高。 為了提高生產率及地區適應性，減少能耗，本設計旋耕機刀軸轉速選擇 200r/min。 2.2 最優傳動方案的確定 2.2.1 齒輪箱傳動方式的確定 動力 - 變速系統 - 旋耕刀輥 圖 3 傳動系統 Fig 3 Transmission system 根據傳動要求和設計目的，選擇的傳動形式為全齒輪傳動。因為設計的是小型旋耕機，突出的是耕副寬，即 40cm。再者基于動力源為柴 油機，故傳動原理和所設計的傳動結構布局如下說明： 小型棚室旋耕機 設計 - 10 - 柴油機輸出軸，即動力源，輸出的動力經皮帶輪傳至中間齒輪箱，然后通過中間齒輪箱的三級變速傳動，把運動和動力傳遞到輥刀軸，即執行機構。 2.2.2 傳動系數參數的確定 傳動方案的分配，首級采用一級帶傳動。傳動比為 1.2，末級采用一級鏈傳動，傳動比為 3，使箱體下部分寬度較小，可以防止漏耕。 2.2.3 各檔傳動路線的確定 快檔：帶傳動 -Z1-Z3- Z5- Z6-鏈傳動 慢檔：帶傳動 -Z2-Z4- Z5- Z6-鏈 傳動 2.2.4 各對齒數的確定 通過撥叉將軸上主動滑移雙聯齒輪向前撥 ,使主動滑移雙聯齒輪1Z與軸上的3Z嚙合 ,這時旋耕機進入快檔，其余同理。 表 2 變速箱變速原理 快檔 慢檔 第一級 i=1.2 i=1.2 第二級 i=40/25=1.6 i=48/17=2.8 第三級 i=56/16=3.5 i=56/16=3.5 第四級 i=3 i=3 小型棚室旋耕機 設計 - 11 - 3 旋耕機傳動零件的設計 3.1 齒輪箱軸的結構設計 齒輪箱軸為旋耕機的動力輸入軸，由于旋耕機動力傳入方式不是離合器，而是通過萬向節將動力源和旋耕機連接起來。所以軸的最小軸徑為花鍵軸段處即圖中所示 A 段。 3.1.1 初步確定軸的最小軸直徑 設軸的功率為 p1 ，轉速為 n1 ，轉矩為 T1 ，設經萬向節傳動的傳動效率3 3 3 w = 0 . 1 d 0 . 1 1 7 4 9 1 . 3 mm為 1 =0.9 則軸的功率為 :p1=P n1 p2=3.91 0.9=3.5232（ kw） 設軸的轉速為 : 2600 r/min 則軸的轉矩為： T1=9.55 106 p1/n1 柴油機的輸出功率為 3.5232kw，功率較小。然而傳入軸的轉速為 2600 r/min 較低，所以關鍵軸受力較惡劣，應考慮選取軸的材料為 45#鋼，調質處理。 根據機械設計手冊，選取 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 很顯然選取的 d=52mm 為安裝小錐齒輪的外花鍵的小徑的大小。如圖所示的 A 段。 3.2 齒輪箱 軸的結構設計 柴油機輸出軸的功率為 P=3.5232kw 設軸的功率為 p2，轉速為 2n ，轉矩為 T2，設經鏈傳動的傳動效率為 1 =0.9，輪箱輸入軸的傳動效率為： 軸的功率為 : P2= P1 2 2 P2=3.910.90.970.97=3.11027（ KW） 軸的轉速為 : 小型棚室旋耕機 設計 - 12 - 2n = 1n /i=540/（ 35/19） =293.14（ r/min） 軸的轉矩為： T =9.55106 P2/n2 T2=9.55106 3.11027/293=1499317（ N .mm） 3.2.1 求軸上齒輪所受的力 22 mzd =4 35=140mm 22 )5.01( dd Rm 通常情況下 R 取 0.25 0.35，在此選取 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 結構設計 確定軸上零件的裝配方案，如圖 4 所表示： 軸上零件的裝配順序為；首先從右邊安裝小直齒輪，接著在直齒輪的右邊放上隔離套，用來和要安裝的齒輪實行軸向定位。然后右邊設有襯套，用來安裝軸承，最后右邊裝上軸承蓋。其次，左邊只裝上軸承和軸承蓋就可以了。此種裝配方案的設計和選定，既滿足軸的結構簡單，有符合軸上零件裝配方便的要求。 根據軸上零件的定位要求，確定軸各階梯段的長度和直徑。 小型棚室旋耕機 設計 - 13 - （ 1）初選滾動軸承 因 為軸承同時承受徑向力和軸向力作用，故選單列圓錐滾子軸承，參照工作要求，并根據 d=65，有軸承產品目錄中初步選定 0 基本游隙組，標準精度等級的單列圓錐滾子軸承 30313，其中尺寸分別為 d D T=65 140 36. 取安裝直齒輪 3z 的軸徑為 65mm，直齒輪左段采用軸肩實行軸向定位，軸肩的高度 h0.07d,取 h=5mm.右段采用套筒實行軸向定位。設直齒輪的輪轂寬為 80，所以選取 安裝直齒輪的軸段長設計為 76mm，短于輪轂 3 4mm 增強對直齒輪軸上定位的可靠性。 齒輪處的軸徑為 d=60mm,因為 l=(1 1.2)d,得出錐齒輪的輪轂寬度為 62mm。 直齒輪 中心 線到 右箱 體壁 的距 離 為 l=40+20+62+12=134mm, 故軸 肩的 長 度 為 :134-40-12=82mm。 軸的結構示意圖如下： 圖 4 軸的示意圖 Fig 4 The Schematic drawing of Axis 軸上零件的周向定位直齒輪 3z 在軸上的周向定位上采用平鍵聯結。由手冊查得平鍵的截面尺寸為： b h=20mm 12mm.(GB/T1995-1979)，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為 63mm，同時為了保證齒輪與軸的配合有良好的對中 性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為 67 hH ，滾動軸承與軸的周向定位是借過度配合來保證的。此處選軸的直徑尺寸公差為 m6。錐齒輪的周向定位是靠花鍵軸連接來保證的。 確定軸上圓角和到角的尺寸： 參考手冊 ,取軸段角為 2 45 。 （ 2）求軸上的載荷 首先根據軸的結構圖作出軸的計算簡圖。在確定軸承的支點位置時，應從設計手冊中查取 a 值。 對于 30313 型圓錐滾子軸承，由設計手冊查得 a=29mm，因此，可以作出作為簡支梁的軸的支撐跨距。再根據軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖。 小型棚室旋耕機 設計 - 14 - 受力圖圖 5 軸的彎矩圖和扭矩圖 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 求軸承處的支反力： 02 8 22 3 21 4 1 223 Nhtt FFF 小型棚室旋耕機 設計 - 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 從軸的結構以及彎矩圖和扭矩圖可以看出截面 D 是軸的危險截面； 現將計算出的截面 D 處的VM、 HM 及 M 的值列于下表。 表 3 軸受載荷表 Table 3 Axle loads 載 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 彎矩 M N mmM H 2044393m a x NmmM V 966837m a x 總彎矩 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）按彎扭合成應力校核軸的強度 進行校核時，通常只校核軸上最大彎矩和扭矩的截面（即危險截面 D）的強度。根據式機械設計教材上 15-3 及上表中的數值，并取 =0.6，軸的計算應力為： 32222 701.0)14993176.0(2261485)6.0( WTMca =70.59Ma 前已選定軸的材料為 38Cr,由機械設計教材上表 15-1 查得 : 1 =75Ma 因此ca=70.59 Ma 1 =75 Ma，故安全。 小型棚室旋耕機 設計 - 16 - 3.2.3 精確校核 從應力集中對軸的疲勞強度的影響，截面 A 過盈，配合引起應力集中嚴重故校核 A截面左側抗彎截面系數： 3 3 3w = 0 . 1 d 0 . 1 1 7 4 9 1 . 3 mm 抗扭截面系數： 3 3 30 . 2 1 7 9 8 2 . 6rW d m m 截面彎矩為： 31 4 1 1 0 2 5 1 0 / 2 5 8 4 6 6M N m m 截面上的扭矩為： 1 =155MPa 1 16000T N m m 截面上的彎曲應力： M P aWMb 11.318.2 3 8 3 25.7 4 1 4 8 3 截面上的扭轉切應力： 1T / 1 6 . 3TW M p a軸的材料為 45 鋼調質處理，由機械設計教材表 15-1 查得： 6 4 0b M pa 1_ =275MPa； 1 275M pa 截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數 及 ，按機械設計手冊查取得： 因為 r/d=2.0/62=0.0.05 D/d=62/60=1.176 經查表后可查得： =2.09； =1.6 又由機械 設計教材，可得軸的材料敏性系數為： 0.82aq ； 0.85aq 故有應力集中系數按式得： 5 8 3 2.1)172.1(81.01)1(1 qk 1.1)112.1(86.01)1(1 qk 小型棚室旋耕機 設計 - 17 - 由附圖 3-2 得尺寸系數為： 68.0 由附圖 3-3 得扭轉尺寸系數為： 83.0 軸按磨削加工，由附圖 3-4 得表面質量系數為： 91.0 軸未經表面強化處理，即： 1q 軸上外花鍵的有效應力集中系數為： 67.1k ； 53.1k 按式機械設計教材得綜合系數值為： 554.2191.0168.067.111 kK 942.1191.0183.053.111 kK 又由機械設計教材 45#的特性系數為： =0.2 0.3 取 =0.25 =0.1 0.15 取 =0.1 于是計算安全系數 cas 值，按機械設計教材得： 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 第二級齒輪傳動的設計和強度校核計算 3.3.1 齒輪參數選擇 傳動方案圖見圖 3。 選用直齒圓柱齒輪傳動。 耕機為工作功率較大的工作機器，但速度不高，故選用 7 級精度（ GB10095-88） 小型棚室旋耕機 設計 - 18 - （ 1）材料的選擇。 查齒輪的設計手冊，選擇小齒輪材料為 40Cr（調質），硬度為 280HBS，大齒輪： 材料為 45 鋼硬度為 240HBS，二者材料硬度相差為 40HBS。 齒輪齒數為 3Z =25，大齒輪齒數為 4Z =u*i=25 2.82=40 取 4Z =40 （ 2）接觸強度設計： 由設計計算公式進行試算，即： 1td 2.32 3 22 )(1()( HEdt ZTK （ 3）確定公式內的各計算數值： 計算小齒輪傳遞的轉矩： 2262 /1055.9 nPT = 9.55 10 6 3.5 0.92/293=1499317（ N.m） 由機械設計教材表 10-7 選取齒寬系數為 d =0.8 機械設計教材表 10-6 查得材料的彈性影響系數為 KZ =189.8MPa 2/1 由機械設計教材圖 10-21d 按齒面硬度查得小齒輪的接觸強度極限為1limH =920MPa；大齒輪的接觸強度極限為 2limH =800 MPa； 由式機械設計教材 10-13 計算應力循環次數： 假設旋耕機一天工作 16 小時，工作壽命為 15 年，則： 1N =60 hjLn1 =60 293 1（ 16 300 15） = 88.729 10 89.07 10 N2 =1.2 910 /1.45=5.67 810 由教材圖 10-19 查得接觸疲勞壽命 系數： 1HNK =1.01， 2HNK =10.3 計算接觸疲勞許用應力： 取失效概率為 1%，安全系數 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 小型棚室旋耕機 設計 - 19 - 3.3.2 計算小齒輪 參數 試算小齒輪分度圓直徑 1td ，代入 H 中的較小的值： 1td 2.32 3 22 )(1()( HEdt ZTK =50.01mm 計算圓周速度 ： = 1 0 0 0602 9 33 3 6 8.951 0 0 06021 nd t =5.5m/s 計算齒寬 b： b= d * 1td =0.8 95.3368=76.269mm 計 算齒寬和齒高之比 b/h： 模數： m = 1td / 1Z =50.01/25=2mm 齒高： h=2.25m=2.25 3.97=8.938mm b/ h=76.269/8.938=6.53 計算載荷系數： 根據 =5.5m/s， 7 級精度，由圖 10-8 查得動載系數 vK =0.96； 直齒輪，假設 AK tF / b 100。由表 10-3 查得 HbK = FaK =1.2； 由表 10-2 查得使用系數 AK =1； 由表 10-4 查得 7 級精度，小齒輪相對支承對稱布置時， 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 查圖 10-13 得 FK =1.22 故載荷系數為： K = AK vK HK HK =1 0.96 1.12 1.257=1.778 按實際的載荷系數校正所算的分度圓直徑，由公式 10-10a 得： 1d = 1td 3 / tKK =50.12mm 計算模數 m ： 小型棚室旋耕機 設計 - 20 - m = 1d / 1Z =50.12/25=2mm 3.3.3 彎曲強度設計 由式（ 10-5）得彎曲強度的設計公式為 ： m = 3 12 )()2( FSaFad YYZKT 確定公式內的各計算數值： 由圖 10-20c 查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限： 1FE =920MPa； 大齒輪的彎曲疲勞強度極限： 2FE =920MPa； 由圖 10-18 查得彎曲疲勞壽命系數 1FNK =0.89， 2FNK =0.0895 計算彎曲疲勞許用應力： 取彎曲疲勞安全系數 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 計算載荷系 數 K ： K = AK vK FK FK =1.778 查取齒形系數： 由表 10-5 查得： 1FaY =2.6， 2FaY =2.4 查取應力校正系數 由表 10-5 可查得： 1SaY =1.595， 1SaY =1.67 計算大，小齒輪的 FSaFaYY 并加以比較： 1111 SaFaSaFa YYYY = 41258.165.2 =0.0109 222 FSaFa YY = 38965.145.2 =0.014 故大齒輪的數值大。 小型棚室旋耕機 設計 - 21 - 設計計算： m 3 22 )(1()( HEdt ZTK =2mm 對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數 m 大于由齒根彎曲疲勞強度計算 的模數，由于齒輪模數 m 的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數與齒數的乘積）有關，可取由彎曲強度算得的模數 3.76 并就近圓整為標準值 m =4mm，按接觸強度算得的分度圓直徑1d =5.012mm，算出小齒輪齒數為： 1Z = 1d /m =50.12/2=23.8，取 1Z =25 2Z = 2Z =24 2.83=34.8 取 2Z =40 3.3.4 計算 齒輪參數 計算分度圓直徑： 1d = 1Z m =25 2=50mm 2d = 2Z m =40 2=80mm 計算中心距： a =（ 1d + 2d /2=（ 50+8） /2=65mm 計算齒輪寬度： b = d 1d =0.8 50=40.0mm 取 b1 =40mm， 2b =50mm 3.4 刀輥軸的強度計算 3.4.1 刀輥軸結構確定 刀輥軸可以用實心或空心材料制造?？招妮S可以在小的重量下傳遞較 大 的扭矩，較好的抵抗扭矩。管的尺寸應根據最大傳遞扭矩計算，并以附加扭曲應力驗算。 求截面系數最小斷面的應力。通常最小截面系數在軸端 處鏜過管孔的地方最小。（下圖所示的 c-c 截面） 小型棚室旋耕機 設計 - 22 - 圖 6 軸端 c-c 截面 Fig 6 The section c-c of Axis 旋耕刀輥半軸扭轉應力按下式計算： WM tq 式中 W = 22D = 257.1 D 當扭曲時，最小的截面系數 D ：為管子的外徑 2dD 管的壁厚（ d 管的內徑） 軸端的花鍵選擇即應根據最大比壓也根據平均比壓。當材料硬度 HRC 35 時，矩形端面花鍵上最大比壓不應超過 20MPa。 最大比壓按下式計算： )4()4( 00m a x nldDdDMP nntq 式中 nD ：為花鍵軸的外徑 0d ：為花鍵孔的 內徑 l ：為花鍵的（平均）工作長度 n ：花鍵的數量 3.4.2 刀輥軸的設計計算說明 選擇 40Cr 材料，調質處理， 假設設計刀輥軸的外徑nD=78mm。內徑0d=72mm 圓錐滾子軸承的效率為 =0.95，心軸上齒輪傳動的效率為齒=0.98 小型棚室旋耕機 設計 - 23 - 由2P=3.5KW ；刀n=125r/min 得： 刀P= 2P 6 2齒刀P= 3.5 0.956 0.982 =2.257kw 刀T=刀刀 nP /1055.9 6按最大比壓少于 20MPa，即 maxP 20MPa 來設計刀輥軸的直徑。 m a x00m a x )4/()4/ ( PnldDdDMP n 刀= 72301 5 3 5 6 4 0 /1 5 =19.86 20MPa 扭曲應力驗算 ： 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 故所設計的刀輥軸的直徑滿足要求。 小型棚室旋耕機 設計 - 24 - 4 結論 我們作的第一步就是廣泛 的收集資料，了解國內外旋耕機的發展狀況，同時參觀了校外旋耕機代銷處的實物，對旋耕機有了大致的了解和認識。還下鄉到田埂中，了解農民的使用情況，通過廣泛的調研和大量的閱讀旋耕機的相關資料，我認識到了旋耕機是一種應用很廣泛，也很重要的農機器具之一，以及現階段旋耕機存有的問題和目前發展的方向。 1.本小型旋耕機具有高、低兩個檔速。高檔速對小型旋耕機換上行走輪田間運輸較為方便。主要有低速來旋耕作業。 2.通過加上了 限耕裝置 ，減少了功率的損失，同時增加了耕深滿足實際的需要。增加了農作物的產量。 3 適應棚室空問矮小的作業 條件，機器操作手柄既可上下調整，又可在 180內前后轉動調整。 通過本次設計，使本人對以前所學的知識有了系統的回顧，還學到了好多新的知識。當然，由于水平有限及實踐條件的限制，在設計中存在一些問題、錯誤是難免的，希望老師們批評指正。在今后的工作和學習中我一定會加倍努力，把所學的理論知識與實際結合起來，發揮自己的才能。 小型