摘要解決“三農”問題，最根本的是要提高農民收入。事實證明，大力發展果園農業是一條有效的途徑。我國果園的機械化作業水平還比較低，大多數作業仍依靠手工勞動，強度大、效率低。松土作業是一項基礎性作業。近幾年，國內引進開發了一些果園耕耘機械，但存在體積大、適應性差等問題。為此，研制了適宜于國內果園作業的小型松土施肥機。根據果園內土壤比較松軟、空間狹小等特點，方便的動力條件以及農藝要求，確定小型松土施肥機的結構方案。整機主要由汽油發動機、傳動系統、松土機構、行走裝置、操作機構等組成，汽油發動機提供動力，通過離合器器與減速器連接；減速器將動力傳遞給工作部件，實現松土作業的目的：通過人工控制料斗開關控制施肥裝置，實現施肥的目的。操作機構包括控制松土機轉向和動力的傳遞與分離。松土施肥工作機構是該機的關鍵部分。通過運動分析和結構優化，采用蝸輪蝸桿機構，產生人工旋耕的作用效果：突出對土壤的切削作用，翻土、碎土能力，以減小對土壤結構的破壞。討論機組前進速度、驅動輪轉速、松土深度及切土節距等因素對功率消耗的影響。在滿足農藝要求的前提下，以減少動力消耗為目標，對這些參數進行優化，改善了機組作業的經濟性。利用AutoCAD軟件，繪制了整機零部件的圖樣，完成了關鍵零件的強度校核，為樣機的制造和保證工作的可靠性提供了依據。針對國內果園種植的現狀，由汽油發動機提供動力，減小了機組的重量和尺寸。實現人工耕地的運動特點，提高了松土作業的質量和經濟性。傳動系統、行走系統的設計保持了較高的通用性，有進一步開發和推廣的價值。關鍵詞：果園松土施肥機摩擦離合器蝸輪蝸桿減速器AbstractTosolvethe\"SANnong\"problems,themostfundamentalistoimprovethefarmers'income.Factshaveproventhatdevelopingorchardagricultureisaneffectiveway.Orchardmechanizationoperationlevelisstillrelativelylowinourcountry,mostofthehomeworkstillrelyonmanuallabor,thestrengthisbig,theefficiencyislow.Scarificationoperationisacultivationmachinery,butlargevolume,pooradaptabilityproblems.Hasbeendevelopedtothisend,suitablefordomesticsmallorchardoperationspulverizingmachinery.Accordingtorequirements,determinethestructureschemeofsmalldiggingmachinery.Machineismainlycomposedofgasolineengine,transmissionsystem,diggingmechanism,walkingdevice,operatingmechanism,etc,gasolineengine,theclutchdeviceconnectedtothegearreducer;Reducerpasspowertoworkingparts,therealizationofscarificationoperationpurpose:transmissionandseparation.Scarificationfertilizingworkorganizationisakeypartofthemachine.Throughmotionanalysisandstructureoptimization,thewormandwormwheelmechanism,theproduceartificialrotarytillageeffects:highlightonthesoilcuttingeffect,turnoverthesoil,soilability,toreducethedamagetothesoilstructure.Discussionunitspeed,drivingwheelspeed,diggingdepthandpitchcuttingsoilfactorssuchastheimpactonpowerconsumption.Onthepremiseofmeettheagronomicrequirements,inordertoreducepowerconsumptionasthegoal,tooptimizetheseparameters,improvingtheunitoperationeconomy.UsingAutoCADsoftware,madethedesignofmachineparts,completedtheintensity,thekeypartsforprototypemanufacturingandensurethereliabilityoftheworkprovidesthebasis.Inviewofthesituationofdomesticorchardplanting,poweredbygasolineengine,reducedweightandsizeoftheunit.Themotioncharacteristicsoftheartificialcultivatedlandandenhancethediggingworkqualityandefficiency.Designoftransmissionsystem,walkingsystemkepthighversatility,withfurtherdevelopmentandpromotionofvalue.Keywords:orchardpulverizingmachineryFrictionclutchwormgearandworm

第一章緒論TOC\o"1-5"\h\z1.1該課題研究的目的和意義11.2國內外松土施肥機的現狀2\o"CurrentDocument"第二章方案設計32.1技術要求32.2結構方案設計32.2傳動方案設計3\o"CurrentDocument"第三章松土施肥機工作參數設計53.1刀片切削速度的確定53.2耕幅的確定63.3直角刀的選擇、配置與排列73.4汽油發動機的選擇8第四章傳動系統的設計計算94.1傳動方案的確定94.2蝸輪蝸桿的設計計算104.3軸的設計計算15\o"CurrentDocument"第五章離合器的設計計算165.1離合器方案的確定165.2離合器的設計計算175.3施肥料斗的設計20\o"CurrentDocument"第六章總結21\o"CurrentDocument"參考文獻22致謝23AD總裝圖一AutoCAD圖形142KBA3刀架AutoCAIi圈形63KEA4刀架軸AutoCAD圈形64KBA4蝸桿AutoCAIi圈形45EB治心蝸輪蝸桿減速器裝，配圖DWG[AutoCAD圖形心施肥料斗AutoCAD圖形DWG,59KBUSJ^岫片AutoCAD圖形dwg'57n：網蝸輪AutoCAD圈形dwg、60KE暗況登記表MicrosoftWord9...32ICB任務書MicrosoftWord9...33KBDWG.A2離合器裝配圖IAutoCAIi囪形J|85KBA3箱體AutoCAIi圈形DWG■55跖LA4輸入軸AutoCAIi固形?41KB答辯FFTMicrosoftFowerF...W,158KB]__二設計說明書（論文）MicrosoftWord9...469KB第_章緒論1.1本課題研究的目的和意義設施農業的出現，這就增加了農民收入。但我國設施農業起步較晚，發展緩慢，尤其是機械化作業水平低下。大多數勞動和作業仍為原始的手工勞動，強度大、工作環境差、效率低。近幾年針對果園等特殊耕作環境，國內研制生產了一些小型耕作機械，有的微耕機還設計有多種作業功能，考慮了兼顧露地作業，提高了機械的使用效率。但是由于產品大多存在一些問題，如外型尺寸及結構質量大、操作不靈便、邊角地帶無法工作、漏耕嚴重：生產率低、適應性較差、結構復雜；在作業性能、可靠性和耐久性等方面也存在一些問題。本課題所研究的果園松土施肥機，機型小，操作簡便，克服了作業空間狹小的弊端；對土壤主要起旋耕作用，由發動機帶動松土部件工作，在一定程度上代替了人力，減輕了勞動強度，提高了勞動效率。這對于發展經濟、高效、優質和環保的設施農業具有重要的現實意義。結合江西省的地理環境我們可以得知，江西地貌大致可以劃分為9個地貌區和9個地貌副區:一為贛西北中低山與丘陵區。二為鄱陽湖湖積沖擊平原區。三為贛東北中低山丘陵區。四為贛撫中游河谷階地與丘陵區。五為贛西中低山區。六為贛中南中低山與丘陵區。土地總面積166947平方公里，占全國土地總面積的1.74%，居華東各省市之首。其中山地60101平方公里（包括中山和低山），占全省總面積的36%；丘陵70117平方公里（包括高丘和低丘）占42%崗地和平原20022平方公里，占12%，水面16667平方公里，占10%。由此可見地雖廣，卻不適合耕種。如何有效高效地利用著有限的資源顯得十分的重要，更能看出江西省大力發展中小型旋耕機的急迫性和重要性。1.2國內外果園松土施肥機械的研究現狀及存在問題1.2.1國內果園松土施肥機械的研究現狀近幾年，針對果園等特殊耕作環境，我國也相繼出現了很多適于保護地作業的小型機具。許多地區由大專院校、科研院所和工廠相結合研制的小型式旋耕機，適于果園作業。NF-40系列多功能農田管理機配套動力4.41-5.14kw，質量120kg，它是由江蘇揚州市蘇揚機械廠生產，可配套多種作業機械，完成耕作、碎土、開溝、播種、中耕除草、培土、覆膜、噴藥、運輸等多種工作，其結構特點是：體積小，質量輕，功能多，操作靈活；行走道路不限，能荏0厘米寬的狹窄路面行走，適用于在小田塊、丘陵區、及果園內工作；有較多檔位，可適應不同速度的需要；操作桿可作旋轉180度或上下14度的調整，以適應操作者不同身高以及不同情況的操作需要。沈陽農業大學研制的IGD-900型電動旋耕機以交流電機為動力，具有動力強、耕作速度快、不排放有害氣體、噪聲低等優點，該機重75公斤（包括30米纜線），采用按鈕開關，有380伏、220伏兩種動力機型可供選擇，裝有行走輪、推動方便、轉向靈活。工作參數為耕幅900毫米、耕深大于100毫米、刀片數量為4刀4刀盤。該松土施肥機，它以汽油機作為動力源，體積小、重量輕、造價低、可靠性高。而且使機組采用功率，前進速質m/min，切土節距10厘米，耕深12厘米，耕幅465毫米。1.2.3國內外耕耘機械的存在問題大多產品仍存在以下問題：①外型尺寸及結構重量大，操作不靈便。特別是從露地直接轉移到果園內的機械，在果園內轉向和轉移都十分困難，而且邊角地帶無法工作，漏耕嚴重。②生產率低，適應性較差，當土壤含水率較高（超過20%以上）時，其碎土性能變差，能耗高。③作業性能、可靠性、耐久性等方面還存在一些問題。1.5研究的內容和方法根據目前我國果園耕耘機械的研究現狀和存在問題，以及果園土壤區別于一般大田作業的物理特性，開發研究適宜于果園內作業、能提高松土性能、因此，研制了果園松土施肥機。該課題的主要研究內容有：依據，通過理論分析和數學模型確定合理機構作為松土機的松土工作部件。討論分析影響功率消耗的因素，在保證農藝要求并能減小功耗的前提下，確定這些參數，并計算松土機所需的功率，根據該功率選擇汽油發動機的型號。設計松土施肥機的整機結構，主要由汽油發動機、傳動變速機構、松土工作部件、行走機構、操作機構等組成。汽油發動機提供動力，通過離合器與減速器連接。發動機的動力分別傳遞給松土工作部件，實現松土機耕作土壤的目的。操作機構包括轉向機構和離合器操縱機構，轉向機構控制松土機轉向。繪制松土機主要零部件圖紙，對關鍵零件進行強度校核計算。第二章方案設計2.1松土機構的運動分析果園生產耕作困難、勞動強度大、效率低、成本高。需要一種機械，可以滿足果樹下的空間小，障礙物多、邊角地帶無法耕耘等問題，研制一種體積小，重量輕，操作方便、使用安全可靠，推動方便、操作搬運高效節能的小型農用旋耕機。2.2松土機構的選擇運動部件的設計是果園松土施肥機設計的關鍵，從松土的作業要求和省力兩個角度來考慮。即刀頭旋轉對土壤進行切削；由于慣性力的作用，刨下來的土塊向后移動并與刀頭分離；土塊落地時被輕度擊碎，完成一個松土過程。發動機輸出的動力經傳動裝置驅動蝸輪蝸桿，由蝸輪滑桿作旋轉運動。滑桿上固定的刀片旋耕土壤，當刀片運動到最低處（最大耕深）時，但這個力不能太大，以免對土垡產生過度的翻轉、拋扔作用。設計原理：傳動部分由帶輪、變速箱、鏈輪、組成，動力由電動機輸出經帶輪傳動到變速箱輸入軸，再經變速箱傳到刀軸，如圖2-1所示。利用旋轉的刀片作為工作部件，對土壤進行切削，刀片由上向下切削土壤，并將土壤拋向后方，拋起的土壤碰到擋泥蓋板后受到撞擊而迅速降低速度，使土壤呈細碎狀態掉落在地面，達到松碎土壤的目的。旋耕刀軸中間因旋耕刀采用彎刀，所以需要設計松土鏟對中間的漏耕部分進行松土。錐齒輪機構圖2-1錐齒輪減速器方案示意圖蝸輪蝸桿機構rn_P=L

-GET—x—圖2-2蝸輪蝸桿減速器方案示意圖為了達到這種要求，果園松土施肥機的運動部分采用渦輪蝸桿機構。結構簡單、緊湊。通常，蝸輪蝸桿機構能夠實現之間的轉換，因此，比較幾種不同的運動方案，從中加以合理的選擇。第三章松土施肥機工作參數設計3.1松土機總體設計方案圖3—1松土機的整體結構簡圖1圖2-3確定的蝸輪蝸桿減速器方案示意圖采用汽油發動機機提供動力，通過離合器直接與減速器連接。減速器的輸出端動力經過減速器一級減速后，傳到刀軸上，通過刀軸的旋轉完成松土刀架的旋轉運動，實現松土的目的。為適應果園作業的空間條件，使松土施肥機的整體結構更加簡單、緊湊，采用整式機架，將汽油發動機安裝在機架上，并處在整個機架的中心位置，以保證工作時的整體平衡性；傳動部分使用蝸輪蝸桿，兩個中間軸分別位于工作軸的兩側，以保證機架的平衡，中間軸1、2和行走輪軸同一個水平面上，工作軸和凸輪軸1；中間軸1、2和行走輪軸；凸輪軸2,這樣充分利用不同的高度層次，縮短了機架的長度，充分利用了空間，結構布局更加合理。在工作軸和中間軸2上安裝離合器，通過離合器的嚙合與分離實現動力的傳遞和切斷。另外，通過工作軸上的離合器操縱桿前方的長短不一的兩個桿，在離合器分離時與前方桿件的嚙合，可以固定松土機不松土時松土鏟所處的位置。另外，還可以在機架后面安裝碎土板，超到破碎土垡和平整地表的作用，以提高耕作質量。施肥機構為布置在機架下方的一個料斗，通過手動開關控制料斗閥門的打開關閉，從而控制施肥的作業。3.2.1主要運動參數的確定(1)機組前進速度參照果園松土施肥機：七=8m/min(2)汽油機轉速：n=4000r/min切土量一定時，松土汽油發動機轉速越大，功耗越大。因松土刀片轉速增大，單位時間切削土壤的次數就要增多，于是受到的土壤阻力就要增大，由于阻力與轉速的平方成正比，故松土功耗與汽油發動機轉速近似成二次方函數關系。旋耕機常用刀滾轉速一般在n=120-280r/min，故選定松土刀片轉速n=160r/min3.2.2主要性能參數的確定切土節距s沿松土機前進方向縱垂面內松土鏟連續兩次切下的土塊厚度，即在同一縱垂面內松土鏟連續兩次切土的時間間隔內松土機前進的距離，稱為切土節距，用s表(mm)。可用下式計算：式中Vs一機組前進速度；H-松土柄轉速；通常人工刨土時的土垡厚度在10cm左右，因此，s的選擇能夠滿足松土要求。松土深度最小值(y)圖3-3表示松土鏟受到凸輪推動瞬間的位置變化，其中AB表示松土鏟下端后移s距離時所處的位萱；AK表示松土鏟受凸輪推動所到達的極限位置；表示松土鏟的長度：h表示最大耕深：Y表示松土鏟離開土壤時的松士深度：Z表示松土鏟脫離土壤時，松土鏟在土壤上所移動的距離。由圖可以看出，在相同的最大耕深下，松土耕深最大值Y越小，溝底凸起高度較大，溝底不平度增加。因此，選擇合適的松土鏟長度和最大耕深是決定能否滿足農藝要求的關鍵。圖3-1旋耕機軌跡的示意圖⑶松土耕深最大值h根據農藝要求，北方旱田耕深一般為16-30cm,而果園的土壤耕作深度要求不高，與大田耕深相比，其土壤耕作深度一般為10-15cm,結合松土耕深最小值Y,選定松土機的最大耕深h=14mm。⑷松土幅寬為便于小空間作業，松土幅寬B不宜過大，但要保證一定的生產效率，又不能過小，根據已有機具，考慮該松土機自身的結構特點，選定耕幅B=400mm。理論生產率耕幅B=400mm，機組前進速度是8m/min，則生產率可用下式計算：3.2.3主要結構參數的確根據直角刀的設計，因此取松土鏟的長度=1.5mm(h最大耕深)。已知h=10cm，將果園的土壤耕作深度要求。行走輪直徑d=180mm3.3松土機功率消耗計算松土機的功率消耗包括工作部分松土的功率消耗和機組前進的功率消耗。(1)松土功率消耗計算松土功率消耗可用旋耕機功耗計算公式，即

N=100^Vkw102式3-1式中Kr一刀具工作時旋耗土壤比阻（L2~L6與耕深有關，耕深大選大值）；h一耕深（cm）；Vm—機具前進速度（m/s）；B一耕幅（m）o根據果園內的作業條件，經查表確定：已知耕深H=10cm，機具前進速度，=0.1333m/s，耕幅B=0.4m,則102N=100*1.5x0.4x0」33x10=0.8366kw102N0.8366——==1.04575kw牝1.05kw0.80.83.4汽油發動機型號的確定考慮到功率儲備，并且傳遞過程中有功率損失，發動機的額定功率應該大于松土機消耗的總功率。故選用160FLA型汽油發動機，其額定功率為2kW，額定轉速為4000r/mino整機設計首先保證作業質量，達到人工刨地的作用效果；其次整機結構緊湊，操作方便，適應果園空間限制；再次考慮到果園果樹的使用特點，盡可能提高其通用性。松土機的基礎參數包括運動參數、性能參數和結構參數。利用建立的松土鏟運動方程，分析其空間運動的基本特征。松土深度與工作部件結構尺寸間的數學函數關系，并參考松土機的已有參數，在保證農藝要求的基礎上，確定基礎參數，根據選定的有關參數，由經驗公式計算出松土機所需的功率。圖3-2160FLA汽油發動機第四章4.1松土機的減速機構的的設計松土機減速機構由蝸輪蝸桿機構機構組成蝸輪蝸桿減速機構示意圖4.1.1蝸輪蝸桿按接觸強度確定主要參數m2d>1(15000)2KTmm32T2=9550皇=95502^008=95.42（假定傳動效率是0.8）載荷系數暫定為K=1假定Z=51蝸輪的許用接觸應力bHP=G,hpZv^ZnV=-V—=一紀——=4.77m/s杳表得scosy19100cosy(15000￥

m2d>1x95.4=8011320x51)式4-1式4-2式4-3式4-4式4-5按表15-4，查表得，取彳=2Z=51m—2mm按表15-4，查表得，取彳=2d=102mm2x2—0.4m2d=89.6mm3i最接近，故取用之y—arctan竺i—arctan己工)—10.125。d22.4式4-6a—20。(2)按接觸強度校核b—Z]6111cosyTKaKK。he*ddsin(2a)b—15516111x0.9844x153x2x1.2x1.3TKkKGh22.4x1022xsin(40)2A‘‘一V--^i—給———4.7m/sscosy19100cosy式4-7式4-8蝸輪齒根彎曲強度校核式4-9齒根彎曲應力為「

666TKKK^yyddmFs式4-9由V2cos3y51

cos310O—53.4以及x2—0.4,查表得丫關—4.05y110.125—1—120。120—0.91式4-10666x153x2x1.2x1.3x4.05x0.917.—258.42x22.4x102bf＜。砰故安全幾何尺寸計算蝸桿齒頂高h—h*m=1x2—2mm蝸桿齒根高h=(h*+c*)m=(1+0.2)x2=2.4mm蝸桿齒高h=h+h=2+2.4=4.4mm蝸桿齒頂圓高d=d+2h=22.4+2x2—26.4mm蝸桿齒根圓d=d—2h=22.4—2x2.4—17.6mm蝸桿齒寬8(11+0.1z)m=(11+0.1x51)x2=32.2mm取35mm蝸輪齒頂高h=m(h*+x)=2x(1x0.4)=2.8mm蝸輪齒根高h=m(h*+x+c*)=2x(1-0.4+0.2)=1.6mm蝸輪齒高h=h+h=2.8+1.6=4.4mm蝸輪喉圓直徑刁=d+2h=102+2x2.8=107.6mm蝸輪齒根圓直徑刁=d-2h=102-2x1.6=98.8mm蝸輪外圓直徑d2<d2+1.5m=107.6+1.5x2=110.6mm蝸輪咽喉母圓半徑,=a-2d=63-2x107.6=9.2mm蝸輪齒寬氣<0.75d1=0.75x26.4=19.8mm故取19mm蝸輪齒寬角。=2arcsin(絲)=2xarcsin(^—)=126。d22.4蝸輪軸向齒厚s=2兀m=2兀x2=3.14mm蝸輪法向齒厚s=scosr=3.14xcos10.1=3.1mm蝸輪分度圓齒厚s=2兀m+2xtan以=；x2兀+2xtan10.1=3.5mm第五章離合器的設計計算5.1離合器類型的選擇由于松土機工作時工作部件會有振動，也可能遇到雜草纏繞或是石頭卡住的情況，因此考慮選擇有一定過載保護的帶彈簧閘塊離心摩擦離合器。5.2離合器的結構設計見圖紙5.3離合器中螺旋壓縮彈簧的設計離合器中為了使閘塊耐磨而選用65Mn為其材料，其密度為7.81g/cm3,三維模型求得體積為4cm3。故其質量m=7.81x4=31.24g當發動機處于空轉時，怠速為1000r/min。由此轉速產生的單個閘塊離心力為式5-1F=m兀2n2R=31.24x10-3x兀2x10002x29=993n式5-1l900x103900x103由于當該離合器轉速達到1000r/min時是閘塊處于與從動半離合器的接觸與未

接觸的臨界狀態，因此對于彈簧來說其最大載荷Fmax=Fl+F0按設計要求，其彈簧的工作行程為h=5mm，令最小載荷既預緊力F=F=0.5x（F+F），求得F=9.93N；F=19.86NMIN0L00MAX設貼合轉速n=1000r/min，貼合爪塊的質量為0.1kg，離合器外圈半徑為100mm，則離心力F為：F=mw2rex(i00窘)2x0.05=44F=mw2rex(i00窘)2x0.05=44N式5-2彈簧的設計：設彈簧鋼絲的直徑d及中徑D2⑴材料選用：50CrVA彈簧材料許用應力：\=441MPm一一.(2)A=KX(C+1)=—D2=125x6x72=367.52廠DD-d《C=—2==6ddd=1mmD=6mm2式5-3D=D+d=6+1=7mmD=D-1=5mm求有效圈n、，—、、PP-P彈簧剛度P=—=1ff—f21Gd4_7.85x14

8D3P，—8x63x4.4

2式5-4P=3.96N/mmGd4

n=8D3P'27.85x148x63x3.964.4n5式5-5實際剛度k=4.4；4.5=3.96計算彈簧的極限載荷和極限變形量對于1類彈簧=73.3F=PjP‘73.374=16.7

計算其余尺寸:總圈數〃=n+2=5+2=71工作負荷下的變形量F=P==1.49P26.78P320FF=PjP‘73.374=16.7計算其余尺寸:總圈數〃=n+2=5+2=71工作負荷下的變形量F=P==1.49P26.78P320F=t==11.949P'26.78F=F-<=11.949-1.49=10.46mm節距P=d+F/n=1+19.949/7=3.85自由高度H=np+1.5H=7x3.85+1.5x1=28.45mm取標準值H=50mm則P=Hj^=50T.5x1=6.93mmn安裝高度H=H—F=50-1.49=48.51mm壓并高度H=(n-0.5)刁=(8-0.5)x1=7.5mmb1螺旋角Y=arctanP=彼、=2.580兀D2兀x72兀、6X7=132.1mmcos2.58。展開長乙=孩約cosY驗算:穩定性驗算50=8.33<9.7疲勞強度驗算K=掃+若4x6-10.615

+4x6-461.25TminTmax8PDK12兀d38PDK□□8x40x6x1.2549.38"兀d3兀X138X320X6X1.25=395.02MP兀Xl3T

nT

n=-0TmaxN=106時，七=0.33氣=0.33x1520=501.6MPa代入上式501.6+0.75x49.38n=395.02可以滿足工作要求。=1.364>[n]=501.6+0.75x49.38n=395.02可以滿足工作要求。=1.364>[n]=1.35.3傳動軸兩端鏈接的設計5.3.1傳動軸與蝸桿連接部分的設計(1)確定連接類型因傳動軸在正常條件下工作時傳遞的扭矩為,9.55x106xP9.55x106x2T===4775N.mm1n4000是比較小的值，為了使結構緊湊，考慮使用螺紋連接。(2)確定螺紋參數在工作扭矩的作用下在螺紋上會產生相應的軸向力FZ2T1d2tan(v+中)式中W為螺紋導程角，中y為螺紋的當量摩擦角.考慮到傳動軸直徑為7,mm因此選用螺紋小徑d=7.188mm，中徑d=7.513mm，2大徑d=8mm，螺距P=0.75mm的普通螺紋。nP、1x0.75、其中w=arctan()=arctan()=1.820nd兀x7.5132查得鋼與鋼在無潤滑狀態下的摩擦系數為0.15，因此中=arctan(0.15)=8.530V因此F=Z2x2148.757.513xtan(1.820+8.530)=3132N由此軸向力與扭矩共同作用產生的應力1.3F4x1.3x3132b=2==100.3MPaCa^d2nx7.1882

41查［螺栓、螺釘和螺柱的性能等級］選取該螺紋的性能等級為10.9；材料為中碳鋼；因此可以與傳動軸做成一整體，此時將傳動軸的直徑等于螺紋的公稱直徑d=8mm，以便直接在軸上攻取螺紋。由于工作部分會產生輕微變載荷，故選取螺紋的安全系數S=8.5其許用應力卜］=—S==105.88MPaS8.5顯然b<la］，該螺紋可用。ca選擇軸的材料:選用45，正火處理，由表查得d^100mm時，選擇軸的材料:選用45，正火處理，由表查得d^100mm時，-1a=588N/mm2,a,=296N/mm2,a=238N/mm2t=138N/mm2,[a]=93N/mm2,[a]=54N/mm2-1-10初步估算軸端直徑:取A=120按轉矩估算法:d>120d329.01mm圓整到30mm軸環寬度b=1.4a=4.06軸肩高度a=(0.07-0.1)d=2.9長度400mm平鍵：GB1095-79，選b(h9)xh(h11)=8x7,c或r0.25-0.4L(h14)18-90T=4.0,t1=3.3減速器的結構設計見圖紙6.2刀軸的設計刀軸是刀輥的主體部件，上面承載有刀盤、刀片、蝸輪輪，這決定了刀軸成為了整機的關鍵部件之一。d>120選擇刀軸材料刀軸的結構設計刀軸中間部分與蝸輪用鍵連接，在其兩側各安裝兩把旋耕刀。

刀軸上每兩個刀盤間的距離為75mm，為了避免由于刀盤厚度造成的漏耕現象，同一刀盤上的兩個刀片刀齒應相對安裝，而不是相背安裝。102N=質=I00x1.6x0.4x8s6。x10=0.8366kw由于前面已知102P=—=0.83661020.8；n=160r/min，代入上式中，確定得出刀軸直徑為29.03mm，因刀軸工作時除了承受扭矩還要承受彎矩，因此先將其直徑適當放大為30mm。其結構圖見圖紙。軸上鍵連接的設計根據刀軸與蝸輪連接部分的直徑d=30mm查表選取bxh=8x7的A型普通平鍵，參考蝸輪寬度選取鍵長L=20，故k=0.5h=3.5mm；l=L-b=12mm2Tx102x62.x310?bp2kld—3.51>23~0'"由于鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，查表得其許用擠壓應力「］=10。?120"。，顯然bpvtp］，該鍵滿足設計要求。標記為：鍵8x20GB/T1096-20036.3減速器中蝸桿兩端軸承的選用與校核在垂直蝸輪軸向的蝸桿軸向平面V內有Fx140+Fx185—Fx11.2=0

r1v2p1F+F+F=0v1v2r1F=131.41N；v1在平行蝸輪軸向的蝸桿軸向平面H內有解得=189.44NF]x140=「曲x185Fh1"h2F+F+F=0v1v2r1F=131.41N；v1在平行蝸輪軸向的蝸桿軸向平面H內有解得=189.44NF]x140=「曲x185Fh1"h2=Ft1Fh1=46.67N；于是在兩軸承的徑向方向各承受有力、解得=145.18NFR1v1H131.412+46.672)=139.45NF238.677005AC的角接觸球軸承，為了使蝸桿剛性較好，采用正裝。其基本額定動載荷C=11.2KN

(2)計算軸承當量動載荷由AC型角接觸球軸承的派生軸向力計算公式F^=0.68F,得軸承1：弓1=0.68七=0.68x139.45=94.83N

軸承2：F22=0.68^2=0.68x238.67=162.3N因正裝F與F同向，且F+F22=881.51+162.3=1043.81>94.83=F11故軸承1被壓緊軸向力F1=F+F22—Fd1=881.51+162.3—94.83=948.98N軸承2被放松軸向力F=F=162.3故軸承1被壓緊軸承2被放松軸向力F=F=162.3N因為上=竺竺=6.8>0.68；F139.45'r1F162.3―a2==0.68Fr2238.67查載荷系數表算得徑向載荷系數和軸向載荷系數為軸承1Y=0.261軸承2X2=1；Y2=0因軸承運轉過程中有輕微的沖擊載荷，查表取f廣1.2，算得當量動載荷P=f(XF+YF)=1.1x(0.5x152+0.26x426)=206Np1R11a1P=f(XF+YF)=1.1xGx238.67)=263Np2R22a2(3)驗算軸承壽命因為P1>P2,所以按軸承1的受力大小進行驗算1°6(CY1°6(CY60〃[P.6.4減速器蝸輪兩端軸承的設計與校核(1)蝸輪傳動的受力分析106X60x4000(11200VI263J=321792h>3000h滿足設計要求。由之前求得的蝸輪切向力Ft2=881.54N；徑向力F2=320.85N；軸向力F22=191.85N，在暫時不考慮土壤對刀片的反作用力的情況下，分別對軸承的V面和H面進行受力分析如下在軸承V面上有140F一Fx4-Fx4=0；F+F=FV2a22廣22V1V2r2算得Fv算得Fv1=-179.03NF2=499.88N在軸承的H面上有F+F=F；F=FH1H212H1H2算得Fh算得Fh1=440.77N尸庭=440.77N因此軸承的徑向方向上受力有軸承1Fri=』、「+Fv]2)=J(440.772+179.032)=475.37N軸承2Fr2=\"2+F2)=寸&40.772+499.882)=666.45NN而考慮旋耕刀片受力時，查相關資料得其土壤阻力的平均作用點到軸線的半徑r=0.9R=0.9x1125=101.25mm，其阻力矩T=Frx4算得其阻力Fq=84.89N。為了簡化計算，采用保守的算法，由于軸承2在徑向方向上的受力大于軸承1，故假設將四個刀盤的阻力均以相同方向作用在軸承2的徑向受力方向上，如果算得所選用的軸承滿足使用要求，則實際受力狀態下，該軸承亦然滿足要求。此時Fr2=666.45+2Fq=666.45+2x84.89=836.23N因軸向力不大，且上=券籍=0.23,故考慮選用深溝球滾子軸承，參考刀軸的直徑，F836.23選取軸承的型號為61804，其基本額定動載荷為C=3.45KN，基本額定靜載荷C0=2.25KN(2)計算軸承的當量動載荷由于軸承1不承受軸向力因此P]=fFr1=1.1x635.98N=699.58N對軸承2有1=0.23，字==0.085，對載荷系數表進行線性插值運算得FC2.25x1000該軸承的判別系數e=。京—0.27x(0.085-0.07)+0.27=0.280.13—0.07顯然F=0.23>0.28，故取X=1；7=0F22R2所以P=f(XF+YF)=1.1x(1x836.23+0x191.85)=919.85N2p2R22a因P>q因此按軸承2校核，106‘c七—60〃(PJ'1/10660106‘c七—60〃(PJ'1/10660x200xf劃［3

(919.85J=4396h>3000h，滿足設計要求對于設計這個詞從大一開始我們就接觸到了，而且每學期都有課程設計，所以我對畢業設計也充滿信心，相信只要努力，不管遇到什么樣的難題都會迎刃而解的。但接觸之后才知道畢業設計沒課程設計那么簡單。指導老師給我們講了畢業設計的總體步驟以及要求的進度，我發現工作量很大。而且每個人對自己的設計題目并不是很了解，課上學的也運用不到多少，也就是說想完成畢業設計，而指