xxxx

微耕機設計計算書

設計__________

校核__________

批準__________

XXXX

年月日

+

目錄

一、概述----------------------------------------2

1、設計背景----------------------------------------2

2、已知計算條件----------------------------------------2

二,總體方案設計計算---------------------------------------4

1、總體造型設計----------------------------------------4

2、總體布置----------------------------------------4

3、主要參數----------------------------------------4

4、傳動鏈----------------------------------------4

三、傳動箱結構----------------------------------------6

四.主要零部件的設計計算------------------------------------6

1、離合器設計參數的確定-------------------------------------6

2、齒輪副各個參數設計------------------------------------8

3、齒輪軸設計的各個參數-----------------------------------12

五、旋耕機生產效率和耕深分析--------------------------------25

六、計算總結-----------------------------------------27

七、參考文獻-------------------------------------------27

一、概述

1.設計背景

在我國種植區，特別是山區還用耕牛來耕作，不但耕作的效率低下，而且因

為每天都要照顧耕牛而浪費勞力。而在廣大的農村因為單塊田的面積小，所以不

適合使用大型的機械來耕作。加上大型設備價格高、能耗大、維護費用大、搬動

困難、對操作者的技術要求高等要求，使機械化耕作有了很大的制約。

本微耕機是一種真正能進入千家萬戶的實用型耕作機械。本機器具有能耗

低、對操作者的技術要求不高、維護費用少、操作簡單、成本低、搬運方便等特

占

八、、

通過大量的市場調研，微耕機在農村有非常巨大的市場前景，隨著我國農村

的生活水平的不斷提高，農民對農業的投入將會進一步的提高，農業機械將會是

一個潛力非常巨大的市場。

2.已知設計條件

該微耕機是在做了大量的市場調查和參考了多種樣機后。根據農耕者的使用

信息反饋和相關資料的查閱，以及成熟產品設計經驗的借鑒。先初步設定計算分

析的原始參數為：

⑴全機質量初步設定:

G=90?120Kg

⑵檔位初步設定為4個

慢檔快檔倒檔空檔

⑶傳動比初步設定:

a、慢擋i=46.44i53isi=4.3ii5=3.6

b、快擋i=26.31iI3=1.7i34=4.3i45=3.6

c、倒檔i=60.68ii2=l.4i23=2.8i3i=4.3i，i5=3.6

二、總體方案設計計算

1.總體造型設計

2.總體布置

微耕機總體布置見上圖，它由五個部分組成：①動力部分；②傳動部分;

③行走刀具部分；④支撐架部分；⑤其他覆蓋件部分。

3.主要參數初步設定:

①.動力部分：額定功率P=4.0kw額定轉速no=3600r/min

②.傳動部分:

=

慢擋i=46.44ii33i3.F4.3iis—3.6

快擋i=26.31i.3=1.7i34二4.3ids—3.6

倒檔i=60.68ii2=l.4i23=2.8i34=4.3i45=3.6

③.行走部分：耕寬B=1050mm刀具回轉直徑D=*380mm

整機尺寸：長X寬X高=1700X1050X970

4、傳動鏈

通過參考樣機和借鑒成功設計案例，初步設定傳動方案如下（見下圖）:

采用：采用片式齒離合方式。

1>no：為發動機轉速。n1;為主軸轉速。n2:為倒檔軸轉速。n3：為副軸轉速。

n4：為傳動軸轉速。n5：為輸出軸轉速。

2、po：為發動機功率。Pi：為主軸功率。p2：為倒檔軸功率。p3：為副軸功率。

Pi:為傳動軸功率。P5：為輸出軸功率。

3、i13：為主軸到副軸間傳動比。。2：為主軸到倒檔軸間傳動比。

i.34：為副軸到傳動軸間傳動比。%：為傳動軸到輸出軸間傳動比。

慢檔：ni=3600r/min「3=1200r/minn4=279r/minnb=78r/min

快檔：0^3600r/min113=2117r/minn，i=492r/minn5=136r/min

倒檔：m=3600r/minn2=2571r/minn3=918r/minn,尸213r/min

n5=59r/min

三、傳動箱結構

根據以往設計經驗和參考了大量樣機設計案例。初步設計齒輪傳動箱體結構

和造型如下圖:

四、主要零部件的設計計算

L離合器設計及其選用:

根據以往的設計經驗和樣機的參考，初步選取機械離合器-圓盤摩擦片離合

器。其具有以下優點：

1.結合過程平穩，沖擊振動小。

2.從動軸的加速時間和所傳遞的最大扭矩可以調節。

3過載時可發生打滑，以保護重要零件不至損壞。

初步設定如下方案：

摩擦材料：選擇新型石棉基摩擦材料

對偶材料：鋼材

由于微耕機工作環境惡劣發熱嚴重，選擇濕式傳動。

摩擦片為9片。

查機械手冊第二版-4圓盤摩擦器新型石棉材料的許用壓強p=l.5MPaH=0.12

則該型離合器所能傳遞的最大扭矩：

fR2

Ty=Zj|ip2nR2dR

33

T=-x3.14x8xO.lxl.5x(55-45)右22Nm

uR3

根據發動機F178的原始數據，其最大工作扭矩為11.8Nm,故此方案合理。

壓力彈簧的選擇初步設定以下方案例：

35mm

材料選取：

65Mn彈簧鋼查機械設計手冊得其許用應力I類340MPaII類450MPaHI類570MPa

8FD

Tmax=K—K=1.4

nd，

由于離合器實際所傳遞的最大扭矩為發動機的最大扭矩，故彈簧工作需提供的最

大壓力F的數值為此時離合撥叉所給的推力。

T

F=----

R等效

由離合器的工作扭矩公式利用積分運算可以推出等效半徑R公式：

2應-葉)

F=------------

3但2-七2)

根據發動機的原始參數可知T的最大值為11.8NmR數值由離合片可知道分別為

55mm和45mm則計算結果F=240N

把F帶入以上公式可得彈簧提供最大壓力時候其所受的最大切應力：

8x240x15x10-3

T.nax=1.4x--------------------弋298Mpa

3.14x(3.5xIO-3)

為了時候更廣泛的型號的動力，故采用IH類彈簧鋼。

彈簧的工作行程：彈簧的有效節數取n=7

FGd4

入=7；C=----

C64R3n

G為材料的切變模量查相關資料可得65Mn的切變模量G=85o則計算結果彈簧提

供最大壓力F=204N時，彈簧的壓縮量約等于3.4mm。由于微耕機的工作環境惡劣

為了留有余量取4mmo

當撥叉半徑取20時候，根據作圖求解法可知道，這時候離合撥叉轉動的角度為

12,時，推盤壓縮彈簧量為標準值4mm。

3.齒輪副各個參數設計

直齒圓柱齒輪傳動部分，由于慢檔位工作條件最惡劣受力情況最復雜故齒輪

參數設計以慢檔位為設計依據O

a.慢檔直齒圓柱齒輪傳動結構簡圖

IllPl

n3Ps

b.通過相關資料的查閱和實地考查可知微耕機工作環境復雜，載荷變動大；

行走速度較慢，故選用8級傳動精度(GB10095—88)。

c.材料選擇20CrMo,硬度58?62HRC大小齒輪均采用此種材料。

查機械設計手冊二版-4齒輪篇得，20CrMo的彎曲疲勞強度極限的基本值為

920MPao

d.參考以往設計的經驗數據，初步設定Z^14。

e.由于齒輪材料硬度大于350HBS,所以大小齒輪都屬于硬齒面齒輪，故主要

以滿足齒根彎曲強度為設計依據。(由于慢檔位為最大輸出扭矩，工作環境最惡

劣，故以慢檔位的參數為設計的主要依據。i.2=2.75)

2KT1Vl了s；

M2----2--;------

(0dZi[oF]

根據農用機器的工作使用特點取機器壽命為5年，每年工作時間200天，每

天工作8小時計算:

98

則應力循環次數NF60nJLh=1.728X10N2=Ni/i^S.7X10

由此數據查表得兩齒輪的彎曲疲勞壽命系數

SFNI=2SFN2=2

由以上數據計算兩齒輪的彎曲疲勞許用應力：

取彎曲疲勞安全系數S=2

kFNQFEi

[叫1=---o---=460

a

kFN2FE2

[nF]2=---=460

根據發動機類型為單缸汽油內燃機而且工作環境惡劣，需要承受較大的沖

擊。所以取載荷系數K=2,4。根據傳動箱結初步設定構圖可知道齒輪為懸壁不對

稱布置，故巾d取2.5。

根據大小齒輪的齒數查表得：齒形系數丫電應力校正系數Y%

YF1=3.22YE2=2.35

Ysi=1-47YS2=1.68

YFIYSI>YE2YS2

取大的一個數據

根據發動機型號F178的原始參數可知道：T0=T尸9.55X106=lX104Nmm

則

2KTYY4

lihasa，2.4XIX10X3.22X1.47

3-3

m2----7^='---------------二)------------七2.45

22

it>dZi[oF]、l0.25X14X460

則查機械設計手冊取標準模數2.5。由上面數據可知Z12=14

d12=m慢XZi=35mm—?

CI33—m慢xZ2—105mm—Cl)

則齒輪齒寬b二dlXtd=8.75

圓整后取：b2=10mmb)=llmm

標準中心距為：at§=di2/2+d33/2=7Omm

根據同樣的設計方法可得，快檔位捏合齒輪Z11和Z32的模數為m快=2

Zn=23Za2=39

標準中心距為:a^=dn/2+d32/2=62mm

變位系數及安裝中心距的確定：

由于采用雙聯齒輪且傳動比以確定，因此兩對嚙合齒輪應采用變位齒輪來湊

配中心距。

初步設定兩齒輪的實際安裝距離a'=a慢+a快=66mm

所以：

L快檔嚙合的兩齒輪應采用正傳動。X,+X2>0

優點：可以提高兩齒輪的彎曲疲勞強度和接觸疲勞強度。

2.慢檔嚙合的齒輪應采用負傳動，Xj+VOo

優點：使正個齒輪結構更緊湊。滿足了實際安裝中心距離不可調整的要求。

快檔位嚙合直齒輪的變位參數的確定：

分析原始參數Zu=23Z32=39m=2

ym=a'-a快

則計算結果y=2

根據漸開線齒輪幾何參數計算特點推出：

/、cosa

(Zi+z)(1)

2cosa

V=------------2--------------

Zi+z2,

Xy=----(inva-inva)

乙2tana

a=20。為壓力角

a'為齒輪輪嚙合角

則計算結果：a'=28°Xz=2.4

由于齒輪的變位系數一般不超過1故取兩齒輪的變為系數分別為0.9。這樣齒

輪的實際安裝距并非標準的無側隙安裝，但通過變位已經大大的減弱了側間隙。

故可以采用此方案例。（在實際加工中齒厚采用正公差，可以進一步的彌補此缺

陷）

慢檔位嚙合直齒輪的變位參數確定：

,、cosa

（Z1+z2）（；一1）

cosa

V=-----------2--------------

Zj4-z2,

Xy=-------（inva-inva）

乙2tana

a=20。為壓力角

a'為齒輪輪嚙合角

則計算結果：y二」,6xz=-19

由于齒輪的變位系數一般不超過1故取小齒輪Z12的變位系數為-0.9大齒輪

Z33的變為系數為-0.9。這樣齒輪的實際安裝距并非標準的無側隙安裝距。（但是

在實際加工中采用齒厚負工差來彌補）

倒檔軸的位置確定：

可以近似確定為Z22的分度圓于Zi2的分度圓相切，ZR的分度圓于ZM的分度圓

相重相切，且Z22丁Z21的圓心在同一軸線上。

1221

22

利用作圖法的結果如上圖所式。

弧齒錐齒輪參數的設計：

根據傳動箱結構圖可知道上箱體和下箱體需采用錐齒輪傳動方式。這樣才能

滿足軸交角初步設定采用弧齒錐齒輪傳動方案例。

優點：弧齒錐齒輪傳動相較丁直齒錐齒輪傳動更為平穩、噪音小、承載力高。

小齒輪Z31、大齒輪Z41

弧齒錐齒輪旋向：根據發動機原始參數可知道傳動箱傳動圖從左邊向右看時

軸的旋轉方向為左旋。所以為了保證微耕機在工作時候（快檔和慢檔），主動輪

和被動輪具有互相推開的軸向力以避免齒輪承載過熱而咬合。

主動輪z31選擇左旋被動輪Z41為右旋

初步設定設計原始參數：

i34=4.3Zsi=10Z41，52=90°

選材20CrmoTi查機械設計手冊第二版-4得硬度為58-6211RC

OFE=850MPa（材料抗彎曲極限應力基本數值）

由于該齒輪屬于硬齒面，故主要以滿足齒輪彎曲疲勞極限許用應力為設計依

據。

s14kT?xYEX

222

I中R（1-0.5<I>R）ZIXU+1[QFE]

根據弧齒錐齒輪幾何參數設計可推導出：

Z1Z

%=actan—Zv=——n=X?%

根據原始參數可知：S-9O0

則計算結果：

01=130a2=77°Zvi=10.3ZV2=195

查機械手冊第二版-4可得：齒形系數Y-應力修正系數Ys

YFal=2.97Ysai=l.52丫時YSai=4.5

12.12Ysa2=l.86YFfl2YSa2=3.94

取大的一■個復合系數YFHIYSHL4.5

根據發動機原始參數可以得出：

P

634

T3=9.55x10—=3.0x10N/mm

n3

借鑒經驗數據取載荷系數和抗彎強度的安全系數和齒寬系數：

K=l.8SF'=2<l)=0.3

則計算結果：

OFE

AFE]=425MPa

or

把計算結果帶入設計公式：

4x1.8x3.0x104x4.5

m>3--------------------------------------------------z-,-----2.8

222

10.3(1-0.5x0.3)10V4.3+1x425

查機械手冊第二版-4取常用模數：m=3

參考設計經驗數據：取中點螺旋角B二10°有利于提高齒輪副強度。

根據弧齒錐齒輪幾何參數的設計可以推導出變位系數確定公式：

Z1C0SO2

Xi=-X2=0.39(1-------)

Z2cosa/

把以上計算結果帶入公式得計算結果：

X^-X^o.368查機械設計手冊第二版-4瓠齒錐齒輪設計篇取常用數

據得X1=-X2=0.37

根據齒輪傳動比和小齒輪齒數查得：弧齒錐齒輪的切向變位系數

Xu=-Xt2=o.160

查表選取齒根系數和頂系數為：ha=0.8500.2

幾何參數的計算：

齒輪大端模數m=3

齒輪外錐距離Re=dei/2sino尸15/0.225=66.6mm

根據齒輪大端模數和外錐距查機械手冊第二版-4可得:刀盤名義直徑為150mm

慢檔位弧齒錐齒輪的受力分析和安裝中心距離：

根據弧齒錐齒輪的齒形螺旋方向和齒輪旋轉方向可得:

齒輪副的圓周力為F=217dm=2340N

65

一-T為4軸(傳動軸)的轉距TF9.55X10P4/n4=l.287X10N/mm

—dm為Z4i的中點分度圓直徑。dm=d-bsin"110mm

主動輪軸向力和徑向力：（螺旋角和分錐角均為主動輪參數）

F

F3IZ=^p(tanasiny+sinpcosy)=596N

F

F31r=^p(tanacosy-sin^siny)=750N

從動輪軸向力和徑向力:

F

F4IZ=^p(tanacosy-sinpsiny)=750N

F

F41r=石函(tanasiny+sinpcosy)=596N

根據同樣的分析方法可以得到弧齒錐齒輪副Z”于Z5I受力情況:

齒輪副的圓周力為F=2T/dm=8500N

主動輪軸向力和徑向力：（螺旋角和分錐角均為主動輪參數）

F

F42Z=^^(tanasiny+sinpcosy)=2282N

F

F42r=^^(tanacosy-sinpsiny)=2626N

從動輪軸向力和徑向力:

F

F51Z=^^(tanacosY-sinRsiny)=2626N

F

F51r=^^(tanasinY+sinpcosy)=2282N

4.齒輪軸設計

①主軸各個參數設計：

根據以上參數分析慢速檔時齒輪軸受力情況最復雜，所以軸強度設計以慢檔

為設計依據。根據以往設計經驗和樣機的參考初步設結構形式如下。

192

根據直齒圓柱齒輪幾何參數設計原理可以推導:

2T

Ft=—d=mxZ12F「=Fttana

T—主軸的轉矩。T=0.0106X106Nmm

d—Z12的分度圓直徑c

m一Zi2的模數。

則計算結果：Ft=605NF,-=220N

H平面一根據靜力平衡條件求分力：

》合=

0

帶入數據/FH1-Ft'FH2=0

n=(FII2xl92-Ftxl36=0

2M合二

則計算結果：F『428N"尸177NM*=24KNmm

V平面一根據靜力平衡條件求分力：

帶入數據/Fvi-Fr十Fv2=0

=i-Fvxl924-Fxl36=0

力合=02t

則計算結果：F后143NFVF59NMVmax=8KNmm

綜合H-V平面彎矩兩結果得：

-vmax=J岫詠之+Ms)=25.2KNmm

軸強度設計：按扭轉強度初步估算軸的直徑。

P

,9.55x106-

1n

3

13心］d呈A0H

WTo.2d

根據以往設計的經驗數據和參考樣機，初步選擇材料20C「MnTi作為軸材料

由機械設計手冊第2版-4的表38.3-2查得A-100

則計算結果：d^l0.3mm

ABCD

15mm20fluni25man18的

根據以往設計經驗和考慮到微耕機的工作環境惡劣和計算誤差，初步確定軸

各段位置的直徑大小如圖所式：

根據對彎矩圖和轉矩圖的綜合分析可知道軸上截面C處為危險截面故對其進

行強度校核。

按軸的彎扭合成強度條（第三強度理論）:

°ca=--------而--------?Ob]W=O,ld-

根據主軸傳動特點：取a=0.6（單向旋轉）

查機械設計手冊第二版-4軸強設計篇：材料20CrMnTi的許用疲勞應力

[。小]=291?350MPa

則計算結果：

宿+（加

/a=--------m--------=16MPa<[°."]

故此方案可以采取。

②副軸各個參數的設計：

根據以上參數分析慢速檔時齒輪軸受力情況最復雜，所以軸強度設計以慢檔

為設計依據。根據以往設計經驗和樣機的參考初步設結構形式如下。

根據直齒圓柱齒輪幾何參數設計原理可以推導出:

2T

Ft=—d=mxZ33Fr=Fttana

T—主軸的轉矩。T=30X103Nmm

d—Z31的分度圓直徑,

m一Z3i的模數。

則計算結果：F33t=571NF33產207N

根據弧齒圓錐齒輪副設沖可知：

F31l=2T/dm=2340N

F

F31Z=cos0(tanasinY+sinpcosy)=596N

F

F31r=^^p(tanacosy-siripsiny)=750N

H平面一根據靜力平衡條件求分力:

￡F合=0=F=F31t+F33t=2857N

H

則計算結果：F?=2857NMi*=224KNmm

V平面一根據靜力平衡條件求分力:

2F合=0=Fy=F31r-F33r=543N

則計算結果：￡=543NMllmax=43KNmm

綜合H-V平面彎矩兩結果得:

怖:'max=J岫皿2+My?ax2=228KNmm

軸強度設計：按扭轉強度初步估算軸的直徑。

P

.9.55x106-

Tn

根據以往設計的經驗數據和參考樣機，初步選擇材料20C「MnTi作為軸材料

由機械設計手冊第2版-4的表38.3-2查得A=100

則計算結果；d>14.7mm

根據以往設計經驗和考慮到微耕機的工作環境惡劣和計算誤差，初步確定軸

各段位置的直徑大小如圖所式:

ABC

10mm18mm25mm

根據對彎矩圖和轉矩圖的綜合分析可知道軸上截面c處為危險截面故對其進

行強度校核。

按軸的彎扭合成強度條（第三強度理論）：

（加

°ca=--------而-------?Ob]W=O,ld-

根據主軸傳動特點：取a=1（對稱循環應力）

查機械設計手冊第二版-4軸強設計篇：材料20CrMnTi的許用疲勞應力

[。"=291?350MPa

則計算結果：

府+（加

°ca=--------m--------=146MPa<[ob]

故此方案可以采取。

③傳動軸各個參數的設計：

根據以上參數分析慢速檔時齒輪軸受力情況最復雜，所以軸強度設計以慢檔

為設計依據。根據以往設訂經驗和樣機的參考初步設結構形式如下。

根據弧齒圓錐齒輪副設計可知：

齒輪Z.n的軸向力和齒輪徑向力:

F4i=2T4/dm=2340N

F

F41Z=^^(tanacosY-sinpsiny)=750N

F

F41r=^^(tanasiny+sinpcosy)=596N

齒輪Z式的軸向力和齒輪徑向力:

m/dm=8500N

F

F42Z=^^(tanasiny+sinpcosy)=2282N

F

F42r=^^(tanacosy-sinpsiny)=2626N

H平面一根據靜力平衡條件求分力:

?合

=0帶入數據

rF42「FHI+FH2-F4it=o

n

—F42tx23+FH2x138—F41tx153=0

2M合=0

則計算結果：F,IF1071NFll2=4011N

V平面一根據靜力平衡條件求分力：

EF合二°1帶入數據(F42r-Fvi-FV2+F41r=o

=0=I~F42rX23+FV2X138-F41rx153=0

則計算結果：Fvl=3000NFV2=223N

綜合H-V平面彎矩兩結果得:

MH-vmax=J岫噌2+MynJ—204KNmm

軸強度設計：按扭轉強度初步估算軸的直徑。

6

T9.55x10-「

TT=W?"0.2d3-㈤d-A雄

根據以往設計的經驗數據和參考樣機，初步選擇材料20QMnTi作為軸材料

由機械設計手冊第2版-4的表38.3—2查得A=100

則計算結果：d^20ir.m

根據以往設計經驗和考慮到微耕機的工作環境惡劣和計算誤差，初步確定軸

各段位置的直徑大小如圖所式：

根據對彎矩圖和轉矩圖的綜合分析可知道軸上截面C處為危險截面故對其進

行強度校核。

按軸的彎扭合成強度條（第三強度理論）：

府+（/吩

°ca=----------m----------?Ob]W=O,ld-

根據主軸傳動特點：取。二1（對稱循環應力）

查機械設計手冊第二版-4軸強設計篇：材料20CrMnTi的許用疲勞應力

[。門=291?350MPa

則計算結果：

府+（加

°ca=----------討-----=300MPa<Ob]

故此方案可以采取。

④輸出軸各個參數的設計：

根據以上參數分析慢速檔時齒輪軸受力情況最復雜，所以軸強度設計以慢檔

為設計依據。根據以往設計經驗和樣機的參考初步設結構形式如下。

根據弧齒圓錐齒輪副設計可知:

F51=2T5/dm=8500N

齒輪Zbi軸向力和徑向力:

F

F51Z=(tanacosy-sinpsiny)=2626N

cosp

F

F51r=(tanasiny+sinpcosy)=2282N

cosp

H平面一根據靜力平衡條件求分力:

J?合=0

帶入數據1

fF|ll-F45tFH2=0

2M合=0F45tx45-FH2x64=0

則計算結果：R產2524NFH2=5976N

V平面一根據靜力平衡條件求分力：

合帶入數據（

=0］pvl-F51r+FV2=0

2M合=o［={F51rx45-Fv2X64=。

則計算結果:Fv尸678NFV2=1604N

綜合H-V平面彎矩兩結果得:

-Umax=J怖詠之+Myd=200KNmm

軸強度設計：按扭轉強度初步估算軸的直徑。

P

9.55x106-

Tnrr

-----------;—=[TT]dA

二際0.2d3=(n

根據以往設計的經驗數據和參考樣機，初步選擇20CrMnTi為軸材料

由機械設計手冊第2版-4的表38.3-2查得A-100

則計算結果：d^33ir.m

根據主軸傳動特點：取。二1查機械設計手冊第二版-4軸強設計篇：材料

20CrMnTi的許用疲勞應力［。門=291?350MPa

根據以往設計經驗和考慮到微耕機的工作環境惡劣和計算誤差，初步確定六

方軸外截圓大小如圖所式取36mmo

府+（打心

?183MPa<[Ob]

則計算結果:W故此方案可采用。

五、旋耕機生產效率和耕深分析

根據耕刀結構圖可以知道機組的耕寬B=950min回轉直徑D=360nmi

可以看出耕刀的轉速一部分用來使機組前進，一部分用來進行耕地。查閱相

關資料可得機組的功率N=1+Np+NT+Nf+Nn

Nq：為刀齒切削土壤所消耗的功率，此值約占40%。

NP：為土塊被旋轉刀齒拋出所需的功率，此值約占30%。

N%為傳動及摩擦所消耗的功率，約占10虬

Nn：為土壤沿機組前進方向作用于刀棍上的反力所消耗的功率，

此值約占7%o

NT：為機組前進所消耗的功率，此數值約占13%o

a.耕地小時生產效率

根據F168/P動力原始參數可知道發動機在2880轉時輸出的扭矩最大，故此

時為最大耕深。耕地小時生產效率以S表示：

n刀=n輸出=62轉/min

S二nDBn刀60x15%=3.14x0.36x1.05x62x60x0.13=573m2右0.86畝

考慮到不同的耕深和土質的不同：則耕地小時生產效率S＞。?86畝

b.耕深

根據耕刀的刀齒軌跡圖可以得出：

=R(1-Vm/V刀)

Vm：為機組前進速度V刀：為耕刀刀齒的線速度

貝ijVm/V刀=o13

則耕深:Hmax=180X(1-0.