1、全套完整版CAD圖紙，聯系 153893706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。不利于可持續農業和生態農業的發展。而根茬還田是土壤有機質的主要來源之一，對于調節土壤有機質的平衡，改善土壤腐殖質的組成狀況和建立良好的農業生態系統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、聯合整地機與其配套的拖

2、拉機所進行的一次性耕地作業技術。現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2226mm,留茬高度約100mm，主根地表下沉深度5060mm，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200250mm。粗大而結實的根茬位于耕作層中，直接進行旋耕碎土作業時，根茬難以切斷，而且易纏繞旋耕機刀軸；播種作業時，開溝器遇根茬易發生堵塞,嚴重時無法正常作業。傳統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

3、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，養料豐富。其中含氮075、磷060、鉀09。若每公頃還田的根茬干物質為1200kg，則相當于施含5的優質農家肥195 t。20世紀80年代末以來。我國農機工作者在引進國外農業科研成果的基礎上自主研究開發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3040的切割阻力。對于細軟的小

4、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。據不完全統計，近10年來全國推廣應用的根茬處理復合作業機具有10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。根茬處理復合作業是指在碎茬的同時完成其他作業要求，如粉碎地上秸稈、深旋耕及播種等。由于復合作業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合整地機等。1.2旋耕滅茬機現狀我國北方旱作地區已推廣的玉米

5、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。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100120mm。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300400mm時，正轉旋耕滅茬機作

6、業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、反轉的復合作業機械方向發展。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2

7、00萬臺，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。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展。孟加拉國2000年水稻收獲面積為1070萬h。農業機械發展才剛剛起步，目前只有部分灌溉

8、和耕種設備實現了機械作業。考慮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3340.4kw(4550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。該機具主要適用于埋青、秸桿還田式在大中型聯合收割機作業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。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,使用13檔前進速

9、度，其中旋耕機滅茬時使用12檔，旋耕時使用3檔；(3) 刀棍轉速:正轉 :200r/min左右(旋耕) 400500r/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1.61.7m。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，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；當需要破垡和水田耕整時，采用500r/min左右的正旋作業；當需要埋青和滅茬時，采用200r/min左右的反旋作業；本課題的實現解決了現有旋耕機只能旋耕不能滅茬

10、而滅茬機又只能滅茬不能旋耕的問題。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：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）設計耕深 14cm（最大設計耕深）工作幅寬 1.6m技術： （1）旋耕滅茬機與拖拉機采用三點懸掛聯接，作業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150250mm，此時萬向傳動軸角度不得大于30。切斷動力后，旋

11、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1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

12、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

13、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只使用一個作業項目，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。第3章 旋耕滅茬機總體運動計

14、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軸傳遞，再經直齒錐齒輪Z1 、Z2改變運動方向，再由軸的傳遞至側箱體中，由Z3、Z4 、Z5傳遞到齒輪Z6 再由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、Z5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、轉速與傳動比軸次軸軸軸軸軸齒數Z1Z2Z3Z4Z5Z6143015暫不定暫不定22傳動比2.141.47總傳動比3.15轉速r/min734343233表3.2齒數

15、、轉速與傳動比軸次軸軸軸軸軸齒數Z1Z2Z3Z4Z5Z6143022暫不定暫不定15傳動比2.140.68總傳動比1.46轉速r/min7343435043.2旋耕滅茬機總體動力計算旋耕滅茬機在動轉、旋耕和反轉滅茬時，消耗功率最大，而在水田作業和存垡作業時消耗的功率較小，也就是說，設在低速檔作業時，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 1=0.96圓柱齒輪 2=0.96滾柱軸承 3=0.98球軸承 4=0.99萬向節 5=0.963.3旋耕

16、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 （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）n1=734 r/min T1=9.55106 （3.3）NmmPZ1=KWnZ1=734r/minTZ1= Nmm大錐齒輪Z2的功率、轉速和扭矩為： Pz2=Pz1KW （3.4）nz2= TZ2= N mm （3.5）第二軸的功率、轉速和扭矩為： p=PZ2KW （3.6）n=nZ2=343r/min T=9.55 N mm （3.7）第二軸Z3齒輪功率、轉速和扭矩為：

17、PZ3= p=26.02KWnZ3=n=343r/minTZ3=T=7.24106 N mm第軸Z4齒輪功率PZ4=第軸（惰輪軸）不傳遞扭矩，故不校核：第軸Z5齒輪功率PZ5=PZ4第軸（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） Nmm （3.9）刀軸的功率、轉速和扭矩為：KWT Nmm表3.3各軸扭矩、轉速、功率軸次動力軸軸軸軸刀軸輸出軸軸Z1軸Z2Z3Z4Z5軸Z6P功率（KW）29.427.6627.126.0226.5526.0224.9823.9822.7922.79N轉速（r/min）734734734343343343233233

18、T扭矩(Nmn）3.61053.531057.241057.391057.241057.51059.51053.4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。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5662HRC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=23 i= （4.1）直齒圓柱齒輪的主要強度的計算設計準則：

19、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） （4.3）選取材料的接觸疲勞極限應力為： 選取材料的彎曲勞極限應力為： 應力循環次數N （4.5）計算得 則 （4.6）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）MPa （4.8）MPa （4.9）MPa （4.10） （4.11）mm （4.12） 取：KV=1.03KA=1.35， （4.13）修正mm （4.14）m

20、m （4.15）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）。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 mm mm壓力角 嚙合角 中心距變動系數 中心距 mm齒高變動系數 mm齒數比 節圓直徑 mm mm齒頂高 mm mm齒根高 mm mm全齒高 mm mm齒頂圓直徑 mm mm齒根圓直徑 mm mm公法線長度 mm mm跨測齒數 k

21、3=2 k4=3固定弦齒厚 mm mm固定弦齒高 mm第個支持圓柱齒輪結構設計如圖4.1所示。圖4.1直齒圓柱齒輪結構圖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 mm mm壓力角 嚙合角 中心距變動系數 中心距 mm齒高變動系數 mm齒數比 節圓直徑 mm mm齒頂高 mm齒根高 mm全齒高 mm齒頂圓直徑 mm齒根圓直徑 mm公法線長度 mm 跨測齒數 k6=3 固定弦齒厚 mm 固定弦齒高 mm 錐齒輪的參數計算 由參考文獻5表5.1查得45鋼硬度為217255HBS，取硬度為2252

22、55HBS。大齒輪選用45鋼調制處理。硬度為162217HBS，取190217HBS。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）dmm （4.16）式中=9.55 N.m =360N.m初選載荷系數=1.65節點區域系數： = （4.17）（由文獻5表5.5）得，彈性系數 MPa取齒寬系數文獻5圖5.16得：MPa，MPa由文獻5式5.28得：= = 0.9575MPa=517.5MPa （4.18）=0.9550MPa=495MPa （4.19）dmm （4.20）124.5mm=i=2.14齒輪數取=14;= =2.1414=29.96取=30實際傳動比和理

23、論值相同。m=124.5/14=8.8 (4.21)取標準模數m=9=914=126mm (4.22)mm由文獻5表5.3得使用系數=1.00由文獻5圖5.4得動載系數=1.00 =mm （4.23）mm取45mm計算錐齒輪的分度圓錐角： (4.24)齒頂圓直徑，： = (4.25) = 126+219=142.31mm (4.26)=270+219=277.61mm齒根圓直徑，：= (4.27) =126-2（1+0.2）9=106.43mm= (4.28) =2702（1+0.2）9=262.31mm齒頂角的計算，：= (4.29)=齒根角，= (4.30)=頂錐角，=+ (4.31) =

24、(25.01+3.45) =28.4669=+ =（64.98+4.15） =69.13小齒輪圓中點分度圓直徑=（1-0.5b/R） (4.32) =126（1-0.545/148.97）=143.7mm運算圓周速度= (4.33) =5.5m/s由表選擇7級精度合宜校核齒根彎曲疲勞強度 (4.34)當量齒數,計算錐齒輪的速度系數Z=15.45 (4.35) Z=90.9由Z和Z查 5表12.8得： =4.05=3.85由文獻6圖5.14外齒輪齒形系數：Z90，所以 =1.05 =1.054.05=4.25，Z90，所以 =1.10 =1.103.85=4.24由文獻6圖5.18b齒根疲勞彎曲

25、極限：=230MPa，=210MPa由文獻6式5.31：=1.14=1.4230=322MPa （4.36）=1.4=1.4210=294MPa （4.37） = MPa (4.38) =242.32安全= (4.39)=242.324.24/4.25=241.75 安全錐齒輪主要參數：傳動比 i=2.14齒數 Z=14 Z=30分度圓直徑 =126mm =270mm齒型系數 h=1 c=0.2 =20錐距=mm (4.40)圖 4.2大錐齒輪結構圖4.2軸的選擇及計算第II軸的設計及校核1.估算軸的基本直徑選用45鋼調制處理，估計直徑d100由參考文獻5表11.11表查得=650MPa ,表

26、11.3，C=118d =118=39.56mm (4.41) 2.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

27、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，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A1230GB/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（1）求軸傳遞的轉矩T= Nmm (4.42)(2)求軸上的作用力 齒輪的切向力N (4.43) (4.44)齒輪上徑向力N (4.45)齒輪上的軸向力=13790

28、.5/cos2012958.83N (4.46)(3)各點受彎矩30240.75N (4.47)153100.85N (4.48)=644030.5+740-13790.5770.5=0=14093.5N同理以C點為支點=6137.0N由圖可知T=7.24Nmm（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 Nmm (4.49)由5圖11.4查得，對于45號鋼MPa，其中MPa,故按5（11-3）得MPa=35.78MPaMPa (4.50)因此，軸的強度夠 圖4.3傳動軸的強度計算圖4.4傳動軸結構圖第IV根軸

29、的設計及校核1估算軸的基本直徑選用45鋼，調制處理，估計值徑d100mm由5表查的=650MPa,查5表11-3，C=118d =118=39.56mm (4.51)2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，

30、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8mm全軸長1833（21+42+30+32

31、+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A1230GB/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 Nmm （4.52） (2)求軸上的作用力 N （4.53）齒輪上的徑向力=4396N (4.54)=2256N (4.55)齒輪上的軸向力由于刀在軸上成對稱分布所以取=0（3）確定軸的跨距參看5圖11-12。并查的32212型軸承的值為25mm，故左、右軸承的支反力作用點至齒輪力作用點

32、的間距皆為（1/21629+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）N (4.56)=2563N (4.57)=2075839=1741Nmm (4.58)因為=0所以 =1741Nmm =439646=202Nmm（3）做垂直受力圖及彎矩圖（圖4.5d）N (4.59)N (4.60)Nmm Nmm（4）做合成彎矩M圖（圖4.5e） Nmm (4.61) Nmm (4.62)(5) 作轉矩T圖（4.1f） Nmm(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

33、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 Nmm由5表11 .4查得，對于45號鋼MPa，其中MPa,故按5得MPa=52.15MPaMPa (4.63)因此，軸的強度夠。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軸、第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。圖4.7中間軸結構圖本設計對第軸、第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=120d =120=

34、39.8mm (4.64)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A1228GB

35、/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，即由文獻5表9.4溫度系數 =1.0由文獻5表9.7沖擊載荷系數 由文獻5表7.2.16得 N N由查文獻5表9.6得=0.35查文獻5表9.6得軸向系數，徑向系數 由文獻5式9.10N (4.65)（2）驗算軸承壽命由文獻5式（9.6）=16000h (4.66)4.3.2第V軸上的軸承壽命計算

36、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，即由文獻5表9.4溫度系數=1.0由文獻5表9.7沖擊載荷系數由文獻5表7.2.16得N N由查文獻5表9.6得=0.4查文獻5表9.6得軸向系數，徑向系數 由文獻5式9.10N (4.67)（2）驗算軸承壽命由文獻6式（9.6）=14272h (4.68)在本設計中, 第軸、第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。4.4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

37、。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，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，更有利于大規模生產，更加適合推廣。本設計的缺點：其中萬向節應注意容易損壞，需要經常保養。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。參考文獻1