畢業(yè)設(shè)計(jì)(論文)
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畢業(yè)設(shè)計(jì)(論文)
大型秸稈還田、旋耕復(fù)式作業(yè)機(jī)傳動系統(tǒng)設(shè)計(jì)
THE TRANSMISS SYSTEM DESIGN OF COMBINED ROTOTILLING-STUBBLE-BREAKING MACHINE
學(xué)生姓名
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專業(yè)名稱
指導(dǎo)教師
年
5月
26日
學(xué)位論文原創(chuàng)性聲明
本人鄭重聲明： 所呈交的學(xué)位論文，是本人在導(dǎo)師的指導(dǎo)下，獨(dú)立進(jìn)行研究工作所取得的成果。除文中已經(jīng)注明引用或參考的內(nèi)容外，本論文不含任何其他個人或集體已經(jīng)發(fā)表或撰寫過的作品或成果。對本文的研究做出重要貢獻(xiàn)的個人和集體，均已在文中以明確方式標(biāo)注。
本人完全意識到本聲明的法律結(jié)果由本人承擔(dān)。
論文作者簽名： 日期： 年 月 日
學(xué)位論文版權(quán)協(xié)議書
本人完全了解關(guān)于收集、保存、使用學(xué)位論文的規(guī)定，即：本校學(xué)生在學(xué)習(xí)期間所完成的學(xué)位論文的知識產(chǎn)權(quán)歸所擁有。有權(quán)保留并向國家有關(guān)部門或機(jī)構(gòu)送交學(xué)位論文的紙本復(fù)印件和電子文檔拷貝，允許論文被查閱和借閱?？梢怨紝W(xué)位論文的全部或部分內(nèi)容，可以將本學(xué)位論文的全部或部分內(nèi)容提交至各類數(shù)據(jù)庫進(jìn)行發(fā)布和檢索，可以采用影印、縮印或掃描等復(fù)制手段保存和匯編本學(xué)位論文。
論文作者簽名： 導(dǎo)師簽名：
日期： 年 月 日 日期： 年 月 日
摘要
在我們國家，秸稈的綜合利用的主要方式是秸稈的機(jī)械化還田，它也是減少環(huán)境污染，增加土壤有機(jī)質(zhì)的最有效的途徑，我國的各級政府非常關(guān)注這一問題，并且也投入了大量資金。近年來，我國經(jīng)過努力，使農(nóng)村的經(jīng)濟(jì)得到了一定程度的發(fā)展，并且農(nóng)村的勞動力也得到了轉(zhuǎn)移。對于“耕、整、種”等田間作業(yè)的勞動已經(jīng)逐步地集中到部分農(nóng)機(jī)戶手中。我們?yōu)榱俗非蟾玫慕?jīng)濟(jì)效益，更好的作業(yè)效果，更高的作業(yè)效率，又因?yàn)楦咿D(zhuǎn)速的大馬力拖拉機(jī)的銷量逐年增加，所以與之配套的農(nóng)業(yè)作業(yè)機(jī)械是我們現(xiàn)在所迫切需要的。大型秸稈還田、旋耕復(fù)式作業(yè)機(jī)成作為秸稈機(jī)械化還田的主要機(jī)具，降低農(nóng)機(jī)作業(yè)成本，增加農(nóng)機(jī)戶收入，受到廣大農(nóng)機(jī)戶的普遍歡迎。由于秸稈還田刀軸和旋耕刀軸需要不一的轉(zhuǎn)速，需對動力的傳輸進(jìn)行相應(yīng)的增加速，所以為了更好滿足機(jī)具的作業(yè)要求，傳動系統(tǒng)的設(shè)計(jì)尤為重要。
本次畢業(yè)設(shè)計(jì)的課題根據(jù)大型秸稈還田、旋耕復(fù)式作業(yè)機(jī)的作業(yè)要求和結(jié)構(gòu)特點(diǎn)，完成的主要內(nèi)容：
1.先進(jìn)行該農(nóng)業(yè)機(jī)械的傳動系統(tǒng)的總體結(jié)構(gòu)方案的設(shè)計(jì)；
2.再進(jìn)行秸稈刀軸和旋耕刀軸的設(shè)計(jì)，分別完成兩刀軸相關(guān)設(shè)計(jì)計(jì)算；
3.最后繪制裝配圖及主要零件圖。
關(guān)鍵詞：旋耕復(fù)式作業(yè)機(jī)；傳動系統(tǒng)；農(nóng)機(jī)技術(shù)
I
Abstract
Mechanized straw is the main mode of straw comprehensive utilization in our country.It is also the most effective way to increase organic matter of soil and reduce environmental pollution.so,all levels of the government pay more attention to it and achieve the support of a lot of money. With the development of the economic and the transfer a large number of labor force in recent years .The farming, sharp, species and other field operations are concentrating to the portion of the peasants,who have agricultural machinery.In order to the highly ameliorate operating results, improve operational efficiency, obtain greater economic benefits, the sales volume of the large horsepower tractors are increasing year by year,the requirements of the agricultural machinery are extremely urgent.The combined large straw, rotary tillage working machine become the main agricultural machinery of mechanized straw.It can reduce the costs of work of the agricultural machinery and increase income of agricultural households,so it was widely welcomed by the majority of agricultural households. Because the straw arbor and the rotary arbor needs of different speed,it is necessary to increase the speed of the transmission.So,in order to meet the operational requirements of agricultural machinery, the design of transmission system is very important.
According to the working requirements and the characteristics of the large-scale straw counters-field rotary tillage compounded working machine,following is the issue of this graduation design need to finish:
1.design the whole structure project of the transmission
system.
2.design the straw cutter shaft and rotary tillage shaft and finish the relate calculate of the two shafts respectively.
3.finally,draw the assembly picture and the main part pictures.
Key words：The combined straw rotary tillage machine the transmission system
the agricultural machine technology
II
目 錄
摘要 I
Abstract II
1緒論 1
1.1研究目的及意義 1
1.2研究必要性 2
1.2.1本設(shè)計(jì)研究對農(nóng)機(jī)技術(shù)創(chuàng)新 2
1.2.2農(nóng)機(jī)技術(shù)進(jìn)步的意義與作用 2
1.3發(fā)展趨勢與發(fā)展方向 2
1.3.1發(fā)展趨勢 2
1.3.2發(fā)展方向 3
1.4總體設(shè)計(jì) 3
1.4.1設(shè)計(jì)的內(nèi)容 3
1.4.2設(shè)計(jì)要求 3
2大型秸稈還田、旋耕復(fù)式作業(yè)機(jī)傳動系統(tǒng)設(shè)計(jì) 4
2.1大型秸稈還田、旋耕復(fù)式作業(yè)機(jī)傳動系統(tǒng)設(shè)計(jì)的工作原理 4
2.2大型秸稈還田、旋耕復(fù)式作業(yè)機(jī)傳動系統(tǒng)設(shè)計(jì)的總體方案 4
2.2.1幾種基本傳動方式的優(yōu)缺點(diǎn)分析 4
2.2.2傳動方案的確定及分析 5
2.2.3主要參數(shù)的選擇 6
2.3傳動比的確定 6
2.3.1旋耕刀軸傳動系統(tǒng)的傳動比的確定 6
2.3.2滅茬刀軸傳動系統(tǒng)的傳動比的確定 7
2.4旋耕刀軸傳動系統(tǒng)的設(shè)計(jì) 7
2.4.1計(jì)算傳動裝置的轉(zhuǎn)速和動力參數(shù) 7
2.4.2錐齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算 8
2.4.3錐齒輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 11
2.4.4直齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算 13
2.4.5直齒輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 18
2.5秸稈刀軸的傳動系統(tǒng)設(shè)計(jì) 20
2.5.1錐齒輪傳動的設(shè)計(jì) 20
2.5.2帶傳動的設(shè)計(jì) 20
3刀軸的設(shè)計(jì)研究 23
3.1旋耕刀軸的設(shè)計(jì)及研究 23
I
3.1.1刀滾半徑的選擇 23
3.1.2刀片的選擇與安裝 23
3.1.3選擇刀軸的材料 24
3.1.4旋耕刀軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 24
3.1.5旋耕刀軸的強(qiáng)度校核 25
3.2秸稈刀軸的設(shè)計(jì)與研究 28
3.2.1材料的選擇 28
3.2.2刀片的選擇 29
3.2.3秸稈刀軸結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 29
3.2.4秸稈刀軸的強(qiáng)度校核 30
3.3潤滑與密封 32
3.3.1潤滑 32
3.3.2密封 32
4聯(lián)軸器的選擇 33
結(jié)論 34
致謝 35
參考文獻(xiàn) 36
II
1緒論
1.1研究目的及意義
我國是一個農(nóng)業(yè)大國，因?yàn)槲覀儑以絹碓街匾曓r(nóng)業(yè)的發(fā)展，又經(jīng)過多年的的努力，我國的糧食產(chǎn)量正穩(wěn)步地提高。然而，在中國的許多地區(qū)仍然使用比較傳統(tǒng)的耕作方式，致使春冬季節(jié)地表長期裸露，導(dǎo)致農(nóng)作物秸稈有效利用率逐年下降及土壤表層有機(jī)物質(zhì)和水分的嚴(yán)重流失，土壤貧瘠化和生態(tài)環(huán)境惡化如意日益加劇，土地得不到很好的修養(yǎng)生息，嚴(yán)重制約我國糧食產(chǎn)量的進(jìn)一步提高。特別是在稻麥輪作地區(qū)，對于小麥秸稈的處理方式，大多數(shù)農(nóng)民還是采用焚燒的方法，嚴(yán)重造成了資源浪費(fèi)和環(huán)境污染，同時還存在人身傷亡及田間等火災(zāi)事故的隱患。秸稈的燃燒不僅嚴(yán)重污染了成環(huán)境，使人們呼吸難受，也熏得廣大人民眼睛流淚、難受，喉嚨發(fā)癢難受，還會使得飛機(jī)升降困難，而且還造成資源浪費(fèi)、土地破壞、嚴(yán)重影響了人民生活及交通安全[1]。
在我們國家，目前處理秸稈問題的主要方法是粉碎秸稈，使其埋在田地里，并且增加土壤有機(jī)質(zhì)，減少環(huán)境的污染?，F(xiàn)在，我們的政府也在大力關(guān)注這一問題，也投入了大量資金與人力。秸稈是一個一舉兩得的處理秸稈問題的方法。近年來，我國經(jīng)過努力，使農(nóng)村的經(jīng)濟(jì)得到了一定程度的發(fā)展，并且農(nóng)村的勞動力也得到了轉(zhuǎn)移。對于“耕、整、種”等田間作業(yè)的勞動已經(jīng)逐步地集中到部分農(nóng)機(jī)戶手中。我們?yōu)榱俗非蟾玫慕?jīng)濟(jì)效益，更好的作業(yè)效果，更高的作業(yè)效率，因此，旋耕機(jī)的復(fù)試作業(yè)成為了較好的方式，這樣我們就能夠提高作業(yè)效率，從而能夠促進(jìn)我國農(nóng)業(yè)的可持續(xù)發(fā)展。
一直以來，中國都是一個農(nóng)業(yè)大國，農(nóng)業(yè)機(jī)械化發(fā)展是農(nóng)業(yè)生產(chǎn)發(fā)展的基本方向。而且，高轉(zhuǎn)速的大馬力拖拉機(jī)的發(fā)展及其銷量的增加，迫切的需要與之配套的農(nóng)業(yè)機(jī)械。所以，大型秸稈還田、旋耕復(fù)式作業(yè)機(jī)成作為秸稈的粉碎，機(jī)械化還田的主要機(jī)具，這樣可以降低農(nóng)業(yè)機(jī)械的作業(yè)成本，增加農(nóng)機(jī)戶的收入，所以受到了廣大農(nóng)機(jī)戶的普遍歡迎[2]。
由于秸稈粉碎還田刀軸和旋耕刀軸需要不一的轉(zhuǎn)速，需對動力的傳輸進(jìn)行相應(yīng)的增加速，所以為了更好滿足機(jī)具的復(fù)式作業(yè)要求，傳動系統(tǒng)的設(shè)計(jì)尤為重要。
本論文主要對大型旋耕機(jī)的傳動系統(tǒng)進(jìn)行設(shè)計(jì)，要求一次完成旋耕、滅茬作業(yè)，實(shí)現(xiàn)一機(jī)兩用。有利于實(shí)現(xiàn)秸稈還田，增加土壤有機(jī)質(zhì)，提高農(nóng)作物產(chǎn)量的目標(biāo)，促進(jìn)農(nóng)業(yè)的持續(xù)發(fā)展[3]。
1.2研究必要性
1.2.1本設(shè)計(jì)研究對農(nóng)機(jī)技術(shù)創(chuàng)新
大約在1930年左右，國外就開始研究秸稈還田機(jī)。比如西方的發(fā)達(dá)國家早就開始了對秸稈還田機(jī)的研究，并且取得了較好的成果。然而在我國，秸稈還田機(jī)械發(fā)展得并不是很理想，還只是停留在最基本的將秸稈切碎還田的技術(shù)上，功能不全面，比較單一，適應(yīng)性能不好，較差。例如，對于秸稈還田播種復(fù)式機(jī)械的研究仍然是在旋耕機(jī)、秸稈還田機(jī)、播種機(jī)技術(shù)上的強(qiáng)行組合，技術(shù)創(chuàng)新不夠，作業(yè)效果不理想，傳動效率低，達(dá)不到農(nóng)業(yè)作業(yè)的要求。特別是復(fù)式機(jī)械的傳動系統(tǒng)配置不合理，而且一般采用一根旋耕軸進(jìn)行秸稈粉碎和對土壤的旋耕，因此無法很好的保證秸稈粉碎和土壤旋耕的作業(yè)效果。我和導(dǎo)師討論研究，查閱資料，最后確定對大型秸稈還田、旋耕復(fù)式作業(yè)機(jī)的傳動系統(tǒng)進(jìn)行設(shè)計(jì)，采用旋耕軸與秸稈粉碎軸雙軸形式，保證不同的作業(yè)轉(zhuǎn)速要求[4]。
1.2.2農(nóng)機(jī)技術(shù)進(jìn)步的意義與作用
這些年來，聯(lián)合收割機(jī)在我國的使用越來越普遍，而且收割后的秸稈仍然留在田中，所以會給接下來的換季種植帶來很大的困難，更主要的是秸稈的處理方式并是很理想，也不恰當(dāng)，因此秸稈還田問題已引起了各級領(lǐng)導(dǎo)和廣大群眾的關(guān)注。那么，就要求我們可以同時完成旋耕和滅茬等工作，因此大型秸稈還田、旋耕復(fù)式作業(yè)機(jī)成作為秸稈機(jī)械化還田的主要機(jī)具。通過秸稈還田，不僅可以增加土壤的有機(jī)質(zhì)，增強(qiáng)土壤的肥力，提高農(nóng)作物的產(chǎn)量，而且可以避免秸稈焚燒所帶來的環(huán)境污染、資源浪費(fèi)等問題，對農(nóng)業(yè)的持續(xù)發(fā)展有著積極有效的作用[5]。
1.3發(fā)展趨勢與發(fā)展方向
1.3.1發(fā)展趨勢
近年來，我國的小型旋耕機(jī)在農(nóng)業(yè)生產(chǎn)中仍然發(fā)揮著及其作用，同時大中型旋耕機(jī)也發(fā)揮著重要作用。對于大型旋耕機(jī)，因?yàn)樗哂惺∧芎?，搶農(nóng)時等優(yōu)點(diǎn)，在我們國家很快得到了發(fā)展與應(yīng)用。在我國，我們所使用的復(fù)式旋耕機(jī)，主要能夠?qū)崿F(xiàn)“起壟、深松、旋耕、滅茬、鎮(zhèn)壓”等作業(yè)中的兩個或者多個的聯(lián)合作業(yè)。通過查閱資料和相關(guān)數(shù)據(jù)的調(diào)查統(tǒng)計(jì)，在我國，一方面將百分之三十的稻麥秸稈用于造紙、發(fā)電等行業(yè)，另一方面將百分之七十的秸稈用于還田以增加土壤肥力。但是，我國目前的秸稈處理方法主要是通過焚燒秸稈來處理，很不合理。一方面是高轉(zhuǎn)速大馬力拖拉機(jī)的銷量越來越高，逐年增加，所以對與之配套的農(nóng)機(jī)具要求極為迫切，另一方面秸稈還田的處理方式的需要。所以大型秸稈還田、旋耕復(fù)式作業(yè)機(jī)成作為秸稈機(jī)械化還田的主要機(jī)具，能夠降低農(nóng)機(jī)作業(yè)成本，增加農(nóng)機(jī)戶收入，受到了廣大農(nóng)機(jī)戶的普遍歡迎[5]。
1.3.2發(fā)展方向
（1） 向大型化方向發(fā)展；
與大功率拖拉機(jī)配套使用的大幅寬的旋耕復(fù)式作業(yè)機(jī)將成為農(nóng)業(yè)今后發(fā)展的主要方向，能夠增大作業(yè)幅寬和深耕，充分提高農(nóng)業(yè)機(jī)械的作業(yè)效率，促進(jìn)農(nóng)業(yè)的發(fā)展。
（2）向復(fù)式作業(yè)方向發(fā)展；
例如旋耕滅茬復(fù)式作業(yè)，大大減少農(nóng)機(jī)投入，提高生產(chǎn)效率，降低生產(chǎn)成本。
（3）自動化，智能化；
機(jī)器易于操作，易于裝拆；研究將電子技術(shù)，控制技術(shù)等應(yīng)用于該領(lǐng)域[7]。
1.4總體設(shè)計(jì)
1.4.1設(shè)計(jì)的內(nèi)容
本課題根據(jù)大型秸稈還田、旋耕復(fù)式作業(yè)機(jī)的作業(yè)要求和結(jié)構(gòu)特點(diǎn)，完成以下的設(shè)計(jì)內(nèi)容：
1.進(jìn)行大型、秸稈還田旋耕復(fù)式作業(yè)機(jī)的傳動系統(tǒng)總體的結(jié)構(gòu)方案設(shè)計(jì)；
2.進(jìn)行秸稈刀軸和旋耕刀軸的設(shè)計(jì)；
3.完成兩刀軸相關(guān)設(shè)計(jì)計(jì)算；
4.繪制裝配圖及主要零件圖。
1.4.2設(shè)計(jì)要求
具體的主要要求：
1. 查閱文獻(xiàn)資料，撰寫開題報告，外文翻譯4000漢字以上；
2. 擬訂大型秸稈還田、旋耕復(fù)式作業(yè)機(jī)傳動系統(tǒng)總體設(shè)計(jì)方案；
3.進(jìn)行秸稈刀軸和旋耕刀軸的設(shè)計(jì)計(jì)算；
4.繪制裝配圖及主要零件圖，總量不少于3張A0圖紙；
5.編寫設(shè)計(jì)說明書，字?jǐn)?shù)不少于1.5萬字，參考文獻(xiàn)不少于15篇。
2大型秸稈還田、旋耕復(fù)式作業(yè)機(jī)傳動系統(tǒng)設(shè)計(jì)
2.1大型秸稈還田、旋耕復(fù)式作業(yè)機(jī)傳動系統(tǒng)設(shè)計(jì)的工作原理
我們此次設(shè)計(jì)的大型秸稈還田、旋耕復(fù)式作業(yè)機(jī)的傳動系統(tǒng)，首先由大馬力拖拉機(jī)提供動力，經(jīng)過萬向聯(lián)軸器將動力傳輸?shù)捷S1，再通過軸1分別傳送到兩邊：
右邊經(jīng)過錐齒輪換向?qū)恿魉偷捷S2，再通過2級減速箱將動力傳送到旋耕刀軸；
左邊通過一對錐齒輪換向傳送到軸5及大帶輪，再通過帶傳動，將大帶輪的動力傳送到小帶輪及滅茬軸，實(shí)現(xiàn)增速[8]。
圖2-1
2.2大型秸稈還田、旋耕復(fù)式作業(yè)機(jī)傳動系統(tǒng)設(shè)計(jì)的總體方案
2.2.1幾種基本傳動方式的優(yōu)缺點(diǎn)分析
1. 齒輪傳動[9]
優(yōu)點(diǎn)：
（1） 傳動比穩(wěn)定；
（2） 效率高；
（3） 壽命長；
（4） 使用的圓周速度和功率范圍廣；
（5） 工作的可靠性高；
（6） 可以實(shí)現(xiàn)平行軸、任意角相交軸和任意角交錯軸之間的傳動。
缺點(diǎn)：
（1） 因?yàn)辇X輪通常是鑄造的，所以成本較高，安裝精度與制造精度的要求較高；
（2） 不適合遠(yuǎn)距離兩軸之間的傳動。
2. 帶傳動[9]
優(yōu)點(diǎn)：
（1） 可用于兩軸中心距離較大的傳動；
（2） 因?yàn)閹Ь哂袕椥?所以可以緩和沖擊和振動載荷,運(yùn)轉(zhuǎn)比較平穩(wěn),沒有噪聲；
（3） 當(dāng)過載時,帶即在輪上打滑,可防止其他零件損壞，起到保護(hù)作用；
（4） 結(jié)構(gòu)簡單,設(shè)備費(fèi)低,維護(hù)方便。
缺點(diǎn)：
（1） 傳動的外廓尺寸較大；
（2） 因?yàn)閹У膹椥曰瑒硬豢杀苊?所以不能保證穩(wěn)定不變的傳動比；
（3） 軸及軸承上受力較大；
（4） 效率較低；
（5） 帶的壽命比較短,大約為3000h到5000h；
（6） 不宜用于易燃易爆的場合。
3. 鏈傳動[9]
優(yōu)點(diǎn)：
（1） 承載能力高；
（2） 適用于惡劣的工作環(huán)境；
（3） 效率高；
（4） 作用于軸上的力小。
缺點(diǎn)：
（1） 工作時有噪聲；
（2） 存在沖擊、振動；
（3） 對安裝精度要求高。
2.2.2傳動方案的確定及分析
根據(jù)我國現(xiàn)有的旋耕機(jī)種類、結(jié)構(gòu)以及我國拖拉是動力保有情況，經(jīng)過與指導(dǎo)老師的多次研究商討，本次設(shè)計(jì)在原有旋耕機(jī)的基礎(chǔ)上研究開發(fā)出一種滅茬與旋耕作業(yè)一次完成的復(fù)式作業(yè)的復(fù)試旋耕機(jī)。
首先由拖拉機(jī)為整個傳動系統(tǒng)提供動力，通過萬向聯(lián)軸器將動力傳送給軸1，再由軸1經(jīng)過錐齒輪的換向與增減速分兩邊分別傳送，右邊通過齒輪減速箱減速并將動力傳輸?shù)叫遁S，左邊通過帶傳動將動力傳輸?shù)綔绮绲遁S。并且是先滅茬作業(yè)，再進(jìn)行旋耕作業(yè)，這樣可以將秸稈埋在田地里，增加土地的有機(jī)質(zhì)。
左邊滅茬刀軸傳動系統(tǒng)通過一對錐齒輪換向并增速將動力傳送到軸5及大帶輪，再通過帶傳動，將大帶輪的動力傳送到小帶輪及滅茬軸，實(shí)現(xiàn)增速，進(jìn)而進(jìn)行滅茬作業(yè)；
右邊旋耕刀軸傳動系統(tǒng)，經(jīng)過錐齒輪換向并減速將動力傳送到軸2，再通過2級減速箱將動力傳送到旋耕刀軸,進(jìn)行旋耕作業(yè)。
對于旋耕刀軸傳動系統(tǒng)，我們根據(jù)旋耕復(fù)式作業(yè)機(jī)的幅寬選擇與之配套的拖拉機(jī)動力系統(tǒng)，而現(xiàn)在我們設(shè)計(jì)的幅寬為2m，則設(shè)計(jì)時可選旋耕刀軸的轉(zhuǎn)速為240r/min，那么可以確定選擇的拖拉機(jī)動力系統(tǒng)的轉(zhuǎn)速720r/min，那么就需要減速箱來實(shí)現(xiàn)減速，使得旋耕刀軸的轉(zhuǎn)速為240r/min，因?yàn)辇X輪傳動的傳動比穩(wěn)定，結(jié)構(gòu)緊湊，壽命長，可靠性高，盡管制造成本高，綜合考慮，我們選擇齒輪傳動減速。根據(jù)設(shè)計(jì)的要求，還需要碎茬作業(yè)，則需要滅茬刀軸的轉(zhuǎn)速較高，我們設(shè)計(jì)時定為2160r/min，則需要增速，又因?yàn)閹鲃右话阌糜趥鲃拥母咚偌?，所以我們選擇帶傳動增速，將動力傳送的滅茬刀軸[10]。
2.2.3主要參數(shù)的選擇
1.配套動力：70馬力以上的拖拉機(jī)（設(shè)計(jì)時所取的拖拉機(jī)的型號為東方紅—LX750H，轉(zhuǎn)速為720r/min，功率P=55kw）
2.耕深：18cm（查閱相關(guān)資料可知旋耕的耕深范圍是14-18cm，設(shè)計(jì)時選取最大耕深）
3.作業(yè)幅寬：2m（根據(jù)選取的拖拉機(jī)型號為東方紅—LX750H，可以確定其適合的幅寬為2m）
4.滅茬刀軸轉(zhuǎn)速：2160r/min
5.旋耕刀軸轉(zhuǎn)速[11]：240r/min
2.3傳動比的確定
2.3.1旋耕刀軸傳動系統(tǒng)的傳動比的確定
設(shè)計(jì)時我們選用的拖拉機(jī)的動力輸出轉(zhuǎn)速為n1=720r/min，因?yàn)樾S設(shè)計(jì)的轉(zhuǎn)速為n4=240r/min，所以可以確定總的傳動比i總=n1/n3=720/240=3。傳動裝置的傳動比是各級傳動比的連乘積，所以i總=i1i2…in[12]。在多級傳動比的設(shè)計(jì)時，應(yīng)該將總的傳動比分配到各級傳動中。依次為i1=1.5，i2=1.5，i3=1.33。
2.3.2滅茬刀軸傳動系統(tǒng)的傳動比的確定
根據(jù)設(shè)計(jì)的滅茬刀軸的轉(zhuǎn)速為n6=2160r/min，設(shè)計(jì)時選擇的拖拉機(jī)的轉(zhuǎn)速為n1=720r/min，所以可以確定總的傳動比i總=n1/n6=720/2160=0.33，所以錐齒輪的傳動比為i4=0.67，帶輪的傳動比i3=0.5。
2.4旋耕刀軸傳動系統(tǒng)的設(shè)計(jì)
2.4.1計(jì)算傳動裝置的轉(zhuǎn)速和動力參數(shù)
根據(jù)設(shè)計(jì)時拖拉機(jī)的動力輸入轉(zhuǎn)速為n1=720r/min，可求得各軸的轉(zhuǎn)速[12]：
n2=n1/i1=720/1.5=480r/min
n3=n2/i2=480/1.5=320r/min
n4=n3/i3=320/1.33=240r/min 式（2.1）
拖拉機(jī)的標(biāo)定功率Pb=55kw，參考《機(jī)械設(shè)計(jì)實(shí)踐與創(chuàng)新》P161表10—7查得相關(guān)的機(jī)械傳動的效率如表2—1所示如下：
表2—1各部件的傳動效率
名稱
軸承效率
圓錐齒輪效率
圓柱齒輪效率
效率
η0=0.99
η1=0.97
η2=0.98
從而我們可以計(jì)算出各軸的輸入功率[9]：
P1=Pb=55kw
P2=P1*η02η1=55×0.992×0.97=52.29kw
P3=P2*η0η2=52.29×0.99×0.98=50.73kw
P4=P3*η0η2=50.73×0.99×0.98=49.22kw 式（2.2）
由以上可以求出各軸的轉(zhuǎn)矩[9]：
T1=9550*P1/n1=9550*55/720=729510N.mm
T2=9550*P2/n2=9550*52.29/480=1040350N.mm
T3=9550*P3/n3=9550*50.73/320=1513970N.mm
T4=9550*P4/n4=9550*49.22/240=1958550N.mm 式（2.3）
各軸的轉(zhuǎn)速、輸入功率、轉(zhuǎn)矩值如表2—2所示：
表2—2各軸的參數(shù)表
名稱
轉(zhuǎn)速（r/min）
輸入功率(kw)
轉(zhuǎn)矩(N.mm)
軸1
720
55
729510
軸2
480
52.29
1040350
軸3
320
50.73
1513970
軸4
240
49.22
1958550
2.4.2錐齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算
1.選擇錐齒輪的材料及精度等級
我們設(shè)計(jì)小齒輪的齒面選用調(diào)質(zhì)45鋼，硬度為250HBS。大齒輪選用正火45鋼，硬度為240HBS。我們可以選用8級精度（GB10095—98）[9]。
2.按齒面接觸疲勞強(qiáng)度進(jìn)行設(shè)計(jì)[9]
設(shè)計(jì)的計(jì)算公式如下即：
式（2.4）
確定有關(guān)參數(shù)如下：
（1）選擇齒數(shù)、齒寬系數(shù)
根據(jù)設(shè)計(jì)的傳動比i1=1.5 ，我們先取小齒輪齒數(shù)Z1=28，那么我們可以根據(jù)傳動比計(jì)算出大齒輪的齒數(shù)Z2=i1*Z1=1.5×28=42,從而可以確定齒數(shù)比u=i1=1.5，可以確定齒寬系數(shù)取ΦR =1/3。
（2）取彈性影響系數(shù)
（3）計(jì)算載荷系數(shù)
則有： K=KVKAKαKβ =1.05×1×1×1.2=1.26 式（2.5）
（4）按照應(yīng)力循環(huán)次數(shù)的計(jì)算公式：N=60njLh
假設(shè)工作十年，每年工作60天，每天工作8小時，則有：
N1=60n1jLh=60×720×1×（10×60×8）=2.07×108
N2=60n2jLh=60×480×1×（10×60×8）=1.38×108 式（2.6）
我們設(shè)計(jì)時可取接觸疲勞強(qiáng)度壽命系為：
KNH1=0.95， KNH2=0.97
我們設(shè)計(jì)時可以選取接觸疲勞強(qiáng)度極限為：
=600MPa，=560MPa
（5）計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力
設(shè)計(jì)時，我們?nèi)∈蕿?%，安全系數(shù)S=1，得到許用應(yīng)力的計(jì)算公式為：
=0.95×600/1=570MPa
=543.2MPa 式（2.7）
（6）根據(jù)接觸強(qiáng)度計(jì)算小齒輪的分度圓直徑
d1t==2.923=194.06mm
式（2.8）
則模數(shù)m=d1/z1=194.06/28=6.9 式（2.9)
我們?nèi)?biāo)準(zhǔn)模數(shù)：=7
3.計(jì)算錐齒輪的相關(guān)參數(shù)[12]
（1）分度圓直徑：
=196mm
=294mm 式（2.9)
（2）確定當(dāng)量齒數(shù)：
， 式（2.10）
（3）錐距：
式（2.11)
錐角： 式（2.12)
=
（4） 齒寬:
式（2.13)
我們圓整取：=60mm
4.按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度進(jìn)行校核[9]
我們設(shè)計(jì)時選取的彎曲強(qiáng)度公式為：
式（2.14)
5.確定式子中的各個參數(shù)的數(shù)值[9]
（1）確定彎曲強(qiáng)度載荷系數(shù)
因?yàn)辇X輪在實(shí)際傳動中受到多種因素的影響，會使齒輪上的名義法向載荷增大。故在齒輪計(jì)算中應(yīng)引入用于齒輪強(qiáng)度計(jì)算的計(jì)算載荷。其中計(jì)算載荷的公式為：
按照計(jì)算強(qiáng)度的類別，計(jì)算載荷系數(shù)又可以分為齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算載荷系數(shù)，和齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算載荷系數(shù)。其中各參數(shù)值意義為：
使用系數(shù)為:,主要是考慮齒輪嚙合外部因素引起的附加動載荷對齒輪傳動的影響；
動載系數(shù)為:,主要是考慮到齒輪內(nèi)部因素引起的附加載荷對齒輪傳動的影響；
齒間載荷分配系數(shù)為:,主要是考慮同時嚙合各對輪齒齒間載荷分配不均對輪齒應(yīng)力的影響；
齒向載荷分布系數(shù)為,主要是考慮延齒寬方向載荷分布不均對輪齒應(yīng)力的影響。
相關(guān)的改進(jìn)措施：
對于使用系數(shù)主要是通過避免原動機(jī)或工作機(jī)的載荷沖擊來降低使用系數(shù)的影響；對于動載系數(shù)主要是通過提高齒輪加工精度，對高速齒輪進(jìn)行齒輪修形；對于齒間載荷分配系數(shù)主要是通過提高齒輪加工精度、適當(dāng)?shù)靥岣啐X頂修緣和控制齒面硬度來減少齒間載荷分配系數(shù)對齒輪傳動的影響；對于齒向載荷分布系數(shù)主要是通過提高齒輪的制造和安裝精度、合理確定齒寬和齒輪在周線上的位置等來降低其對齒輪傳動的影響。
確定K的值：
（2）我們設(shè)計(jì)時選取的齒形系數(shù)與應(yīng)力校正系數(shù)為：
齒形系數(shù) ： =2.49 =2.23
應(yīng)力校正系數(shù)： =1.64 =1.76
（3）確定許用彎曲應(yīng)力
我們設(shè)計(jì)時查表選取的接觸疲勞壽命系數(shù)為：
= 0.89 =0.92 式（2.15）
設(shè)計(jì)時選取的極限應(yīng)力為：
=440MPa =425MPa
設(shè)計(jì)時我們可以取安全系數(shù)SF=1.4，按照脈動循環(huán)變應(yīng)力確定許用應(yīng)力：
=279.71MPa
=279.29MPa
（4)設(shè)計(jì)時參考的彎曲強(qiáng)度公式為：
式（2.16）
下面我們進(jìn)行強(qiáng)度校核：
==128.19MPa
=123.21MPa
綜上則滿足彎曲強(qiáng)度要求，所以錐齒輪安全，所選的參數(shù)合適。
2.4.3錐齒輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)
2個錐齒輪的參數(shù)如表2—3所示[12]：
表2—3錐齒輪1、2的參數(shù)表
名稱
代號
齒輪1
齒輪2
齒數(shù)
Z
28
42
模數(shù)
m
7mm
分度圓錐角
δ
33.69°
56.31°
齒頂高
ha
=7mm
齒根高
hf
=8.4mm
全齒高
h
=15.4mm
分度圓直徑
d
=196mm
=294mm
齒頂圓直徑
da
齒根圓直徑
df
=182.056mm
=284.76mm
錐距
R
176.67mm
齒頂角
θa
齒根角
θf
分度圓齒厚
s
頂隙
c
當(dāng)量齒數(shù)
Zv
齒頂圓錐角
δa
齒根圓錐角
δf
齒寬
b
b=60mm
2.4.4直齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算
我們設(shè)計(jì)的減速箱放在右側(cè)，設(shè)計(jì)的2級減速箱由3個直齒圓柱齒輪組成的嚙合傳動，如下圖所示。
圖2—2
1.齒輪3和齒輪4的設(shè)計(jì)計(jì)算[9]
(1)確定直齒輪的傳動比與齒數(shù)
根據(jù)上述已經(jīng)知道軸2的轉(zhuǎn)速n2=480r/min，軸3的轉(zhuǎn)速n3=320r/min，已經(jīng)確定傳動比i2=1.5
我們設(shè)計(jì)時取小齒輪的齒數(shù)Z3=17，則大齒輪的齒數(shù)Z4=Z3*i2=17×1.5=25.5 ，取整Z4=26，且兩個齒數(shù)互質(zhì)，所以確定小齒輪齒數(shù)Z3=17,大齒輪齒數(shù)Z4=26 ，則有u=1.5。
（2） 選定直齒輪3和直齒輪4的精度等級、材料
對于大型秸稈還田、旋耕復(fù)式作業(yè)機(jī)，它的旋耕刀軸部分轉(zhuǎn)速一般不高，我們設(shè)計(jì)時確定選擇8級精度（GB10095—88），齒根噴丸強(qiáng)化。
我們設(shè)計(jì)時選擇齒輪3的材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，齒輪4的材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS。
（3）按齒面接觸疲勞強(qiáng)度進(jìn)行設(shè)計(jì)計(jì)算
我們設(shè)計(jì)時，所選擇的2個齒輪材料的硬度都小于350HBS，而且是閉式齒輪傳動，所以其傳動方式為閉式軟齒面齒輪傳動，其主要失效形式為齒面點(diǎn)蝕，所以我們設(shè)計(jì)準(zhǔn)則通常按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)，而按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核。
根據(jù)設(shè)計(jì)計(jì)算公式進(jìn)行試算，即：
式（2.17）
a.確定公式內(nèi)的參數(shù)數(shù)值
1）試選載荷系數(shù)Kt=1.3
齒輪3所受的扭矩即是軸2所受的扭矩，根據(jù)以上計(jì)算，可知：
T2=1094.27N?m
2）設(shè)計(jì)時確定選取齒寬系數(shù)=1。
3）由于錐齒輪壓力角α=20°，所以可取區(qū)域系數(shù)ZH=2.5
我們設(shè)計(jì)時確定選取材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8
4）按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限=600MPa；大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限=550MPa。
5）計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)。（假設(shè)機(jī)器工作10年，每年工作60天，每天工作8小時）
N3=60n2jLh=60×480×1×（10×60×8）=1.38×108 式（2.18）
=9.2×107
6）我們設(shè)計(jì)時確定選取接觸疲勞壽命系數(shù)：
=0.96
7）計(jì)算接觸疲勞強(qiáng)度許用應(yīng)力
設(shè)計(jì)時我們?nèi)“踩禂?shù)S=1，失敗概率為1%，根據(jù)接觸疲勞強(qiáng)度的計(jì)算公式可得：
0.96×600MPa=576MPa
0.98×550MPa=539MPa 式（2.19）
b.帶入數(shù)值計(jì)算
1）試算小齒輪分度圓直徑d3t，帶入中較小的值，則有：
=
=154.26mm 式（2.20）
2）計(jì)算圓周速度v
式（2.21）
3）計(jì)算載荷系數(shù)
我們根據(jù)v=3.875m/s，8級精度等級，查表選取動載系數(shù)Kv=1.16，直齒圓柱齒輪：KHα=KFα=1，查表選取使用系數(shù)KA=1，查表和使用插值法，又因?yàn)辇X輪是8級精度、小齒輪非對稱布置可得KHβ=1.32，由=7.56，KHβ=1.32，查表選?。篕Fβ=1.24。
設(shè)計(jì)時根據(jù)計(jì)算公式：
4）按實(shí)際載荷系數(shù)校正所計(jì)算的分度圓直徑值
=162.87mm 式（2.22）
5）模數(shù)的確定
=9.58mm
設(shè)計(jì)時我們?nèi)?biāo)準(zhǔn)模數(shù)m=9mm
c.幾何尺寸的計(jì)算
1）計(jì)算齒輪3和小齒4的分度圓直徑
=153mm
=234mm 式（2.23）
2）計(jì)算中心距
=193.5mm 式（2.24）
3）計(jì)算齒寬
=91.8mm
所以齒輪3的齒寬取b3=90mm，齒輪4的齒寬取b4=85mm
(4)按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核
我們設(shè)計(jì)時確定選取彎曲強(qiáng)度的校核公式為：
a.確定計(jì)算所需的各參數(shù)的數(shù)值
1）設(shè)計(jì)時我們查得齒輪3的彎曲疲勞強(qiáng)度極限為：=500MPa， 齒輪4的
彎曲疲勞強(qiáng)度極限為：=380MPa
2）設(shè)計(jì)時確定選取彎曲疲勞壽命系數(shù)為：
=0.91 =0.97
3）計(jì)算彎曲疲勞強(qiáng)度的許用應(yīng)力。
設(shè)計(jì)時取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，根據(jù)公式計(jì)算可得：
=325MPa
=263MPa
4）設(shè)計(jì)時我們確定選取齒形系數(shù)YFa、應(yīng)力校正系數(shù)YSa為：
YFa3=2.69，YFa4=2.39，YSa3=1.575，YSa4=1.67
5）確定齒寬系數(shù)
=0.78 =0.49
b.校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度
綜上，所以齒輪3和齒輪4滿足要求
2.直齒輪5的設(shè)計(jì)計(jì)算[9]
由于直齒輪4的設(shè)計(jì)計(jì)算已在上文論述過，且齒輪4、5是一對嚙合的齒輪，故只需對直齒輪4，5進(jìn)行強(qiáng)度校核就可以了。直齒輪5的精度等級和材料的選定與直齒輪3相同，都選用8級精度和40Cr（調(diào)質(zhì)）。
a.按齒面接觸疲勞強(qiáng)度校核
校核公式為：
(1)確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值
1）計(jì)算齒輪4傳遞的扭矩：
齒輪4傳遞的扭矩就等于軸3傳遞的扭矩,所以由以上計(jì)算可知:
T3=1513.97N.m
2） 由于直齒輪的壓力角α=20°，故可取區(qū)域系數(shù)ZH=2.5。我們設(shè)計(jì)時確定選
取齒輪5的材料的彈性影響系數(shù)為：ZE=189.8
3）我們設(shè)計(jì)時按齒面硬度查得齒輪5的接觸疲勞強(qiáng)度極限為：
4） 根據(jù)公式[計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)。（假定機(jī)器工作10年，每年工作60天，每
天工作8小時）
5）我們設(shè)計(jì)時確定選取接觸疲勞壽命系數(shù)為： =0.97；
6) 計(jì)算接觸疲勞強(qiáng)度的許用應(yīng)力
設(shè)計(jì)時若取安全系數(shù)S=1，失效概率為1%，再根據(jù)相關(guān)公式我們可以計(jì)算得到：
=539MPa
(2)計(jì)算
1）計(jì)算圓周速度v。
齒輪4的直徑：
2）計(jì)算齒寬。
由上述設(shè)計(jì)可知齒輪4的齒寬為：b4=115mm
3）計(jì)算齒寬與齒高之比
齒高：
則寬高比 ： [7]
4）計(jì)算載荷系數(shù)
由之前計(jì)算我們知道齒輪4的圓周速度為：v=3.92m/s，八級精度，再查閱
書籍資料我們得到動載系數(shù)為：KV=1.12；
因?yàn)辇X輪4為直齒輪，所以KFα=KFα=1，再查閱書籍資料確定選取使用系數(shù) 為：KA=1；設(shè)計(jì)時使用插值法和根據(jù)8級精度、小齒輪非對稱布置我們可以 選?。篕Hβ=1.360；
根據(jù)計(jì)算 ，KHβ=1.360， KFβ=1.29；
所以計(jì)算得到：
5）校核齒輪4的齒面接觸疲勞強(qiáng)度：
所以齒輪5滿足齒面彎曲疲勞強(qiáng)度。
b.齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核
我們設(shè)計(jì)時確定選取彎曲強(qiáng)度的校核公式為：
確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值:
1）查閱書籍資料得到直齒輪5的彎曲疲勞強(qiáng)度極限：
2）設(shè)計(jì)時選取彎曲疲勞壽命系數(shù) ：
3）計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力。
取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由公式可得：
4)查取齒形系數(shù)及應(yīng)力修正系數(shù)。
設(shè)計(jì)時我們選取齒形系數(shù)和應(yīng)力校正系數(shù)為:
齒形系數(shù) 應(yīng)力修正系數(shù)；
5)齒輪5的齒數(shù)與直徑的確定
齒輪5的齒數(shù) 取
齒輪5的直徑[7]
6)計(jì)算齒寬b。
由于齒輪4的齒寬為85mm，因齒輪5較齒輪4位小齒輪，所以可設(shè)齒輪5的齒寬為80mm。
則齒輪5的寬徑比為：
7)校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度
所以滿足齒根彎曲疲勞強(qiáng)度。
綜上可知直齒輪5設(shè)計(jì)合理安全，所選參數(shù)合適。
2.4.5直齒輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)
直齒輪的機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)如下圖所示：
表2—4齒輪相關(guān)參數(shù)
名稱
符號
齒輪3
齒輪4
齒輪5
齒數(shù)
Z
17
26
35
模數(shù)
m
9mm
分度圓直徑
d
齒頂高
ha
齒根高
hf
齒全高
h
齒頂圓直徑
da
齒根圓直徑
df
=131.4
=212.4
=293.4
基圓直徑
db
齒距
p
齒厚
s
齒槽寬
e
齒寬
b
中心距
a
頂隙
c
2.5秸稈刀軸的傳動系統(tǒng)設(shè)計(jì)
2.5.1錐齒輪傳動的設(shè)計(jì)
因?yàn)樵跍绮绲遁S的傳動系統(tǒng)中，錐齒輪起到增速換向的作用，并且該對錐齒輪的設(shè)計(jì)同前面錐齒輪的設(shè)計(jì)，所以這里就不在設(shè)計(jì)說明?？梢赃x擇第一組的錐齒輪，不同的是用于增速。
2.5.2帶傳動的設(shè)計(jì)
1.帶傳動的設(shè)計(jì)準(zhǔn)則[9]
我們都知道帶傳動的主要失效形式是打滑和疲勞破壞，因此，帶傳動的設(shè)計(jì)準(zhǔn)則是：在保證帶傳動不打滑的條件下，使帶具有一定的疲勞強(qiáng)度和壽命。
2.確定計(jì)算功率
已知拖拉機(jī)的輸入功率為：55kw，查閱相關(guān)資料得到帶傳動的效率為：
，由前面知道：軸承效率，錐齒輪效率
所以：
查表8—8得工作情況系數(shù)KA=1.3，所以：
式（2.25）
3.選擇V帶的帶型
根據(jù)計(jì)算功率Pca=67.98kw，小帶輪轉(zhuǎn)速n5=2160r/min，設(shè)計(jì)時我們選用C型V帶。
4.確定帶輪的基準(zhǔn)直徑dd1并驗(yàn)算帶速v。
(1) 初選小帶輪的基準(zhǔn)直徑dd1。
設(shè)計(jì)時我們確定選取小帶輪的基準(zhǔn)直徑dd1=250mm
(2) 驗(yàn)算帶速v
設(shè)計(jì)時按《機(jī)械設(shè)計(jì)》式子（8—13）驗(yàn)算帶的速度：
因?yàn)?，所以帶的速度合適。
(3) 計(jì)算大帶輪的基準(zhǔn)直徑。
參考相關(guān)計(jì)算公式計(jì)算大帶輪的基準(zhǔn)直徑：
根據(jù)表8—9，剛好滿足標(biāo)準(zhǔn)值。
5.計(jì)算并確定v帶的中心距a和基準(zhǔn)長度Ld
（1）計(jì)算中心距的范圍數(shù)值：
式（2.26）
得到：mm
所以我們設(shè)計(jì)時初定中心距為：=800mm
（2） 計(jì)算待所需要的基準(zhǔn)長度：
式（2.27）
查閱參考相關(guān)圖表，設(shè)計(jì)時我們確定選擇帶的基準(zhǔn)長度Ld=2800mm
（3） 計(jì)算實(shí)際中心距a
式（2.28）
查閱參考相關(guān)資料，我們可以得到中心距的變化范圍為：
式（2.27）
6.驗(yàn)算小帶輪上的包角
[14] 式（2.28）
所以包角滿足要求。
7.計(jì)算帶的根數(shù)Z
（1）計(jì)算單根V帶的額定功率Pr
由dd1=250mm和n1=2160r/min，我們可以計(jì)算得到：
P0=9.972kw
再根據(jù)n1=2160r/min，i5=2和帶為C型號，查閱相關(guān)圖表可得：
設(shè)計(jì)時選取；。
所以 式（2.29）
（2） 計(jì)算V帶的根數(shù)Z
式（2.30）
則取帶的根數(shù)為：Z=6
8.計(jì)算單根V帶的初拉力F0
設(shè)計(jì)時我們選取C型帶的單位質(zhì)量為：，所以：
式（2.31）
9.計(jì)算壓軸力Fp
式（2.32）
10.帶傳動的主要設(shè)計(jì)結(jié)論
選用C型帶6根，帶基準(zhǔn)長度2800mm。帶輪的基準(zhǔn)直徑dd1=250mm，dd2=500mm，中心距，單根帶的初拉力503.76N。
3刀軸的設(shè)計(jì)研究
圖3—1
1—刀片、2—刀軸、3—刀座
刀滾主要有刀軸，刀片，刀座三部分組成（圖2-17）。刀座和刀片全系列通用[5]。
3.1旋耕刀軸的設(shè)計(jì)及研究
3.1.1刀滾半徑的選擇
刀滾半徑的定義是：刀軸回轉(zhuǎn)中心至刀片端點(diǎn)的距離。刀滾半徑大小主要是根據(jù)旋耕作業(yè)時的最大耕深來確定的。我們在設(shè)計(jì)時主要的原是：在滿足耕深要求和結(jié)構(gòu)允許的前提下，刀軸半徑的設(shè)計(jì)值應(yīng)適當(dāng)取的小一些，這樣可以保證刀片尖點(diǎn)處的圓周速度不會太大，可以避免增加功率的消耗，同時也可以使整個的機(jī)具結(jié)構(gòu)較緊湊，使得機(jī)具的整體質(zhì)量降低。在本次設(shè)計(jì)中我們選擇的最大耕深為18cm，刀滾半徑為245mm。
3.1.2刀片的選擇與安裝
旋耕復(fù)式作業(yè)機(jī)在工作時依靠刀片的合成運(yùn)動完成相關(guān)耕作務(wù)，因?yàn)榈镀苯优c土壤接觸，所以刀片的選擇對該旋耕機(jī)的性能影響很大。
對于旋耕刀，我們知道刀片的種類有鑿形刀和“L”形刀兩類。對于鑿形刀，因?yàn)殍徯蔚豆ぷ鲿r易纏草，其主要適用于熟地和無草莖的疏松土壤上工作。所以本次畢業(yè)設(shè)計(jì)選擇“L”形刀。因?yàn)樵摰缎筒灰桌p草，也主要用于田里有秸稈、水草的情況。因?yàn)樾镀亲钊菀讚p壞和磨損的零件，其技術(shù)狀態(tài)對作業(yè)質(zhì)量有很大的影響。所以刀片的材料應(yīng)為65錳優(yōu)質(zhì)鋼，這樣就使刀片的硬度，耐磨性增加。刀刃部分采用淬火處理以增加其硬度。刀柄部分應(yīng)采用退火以改善切削加工性；消除殘余應(yīng)力，穩(wěn)定尺寸，減少裂紋傾向與變形。
我們?yōu)榱耸沟遁S有很好的作業(yè)效果，對刀軸的安裝提出以下一些：
(1).刀片在刀軸上除了有規(guī)則（按螺旋線）的排列外，還須相鄰的刀片在徑向的角度差（即相位角）和軸向距離方面，保持一個合適的數(shù)值，避免耕作發(fā)生干擾觸碰狀況。
(2).左右相鄰刀片的入土順序應(yīng)交錯進(jìn)行，對稱入土，以減少軸向力。
(3).同一螺旋線上的相鄰?fù)虻镀g的夾角應(yīng)大于36°，以防止發(fā)生堵塞，纏草等問題。
(4).在同一切削域內(nèi)保證有兩把以上的刀片工作，從而保耕作質(zhì)量。
旋耕刀軸是旋耕復(fù)式作業(yè)機(jī)的主要部分，在旋耕刀軸上有刀片、刀盤、還有最后一級齒輪等等，下面對旋耕刀軸進(jìn)行設(shè)計(jì)。
3.1.3選擇刀軸的材料
選擇軸的材料為38CrMoAlA，調(diào)質(zhì)處理。查閱參考相關(guān)資料我們可以得到，調(diào)質(zhì)處理的力學(xué)性能，如表3—1所示[13]：
表3—1 38CrMoAlA力學(xué)性能參數(shù)表
名稱
數(shù)值
硬度
280HBS
抗拉強(qiáng)度
835MPa
屈服強(qiáng)度
685MPa
彎曲疲勞強(qiáng)度
410MPa
剪切疲勞強(qiáng)度
270MPa
許用彎曲應(yīng)力
75MPa
3.1.4旋耕刀軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)
1.如圖所示：
圖3—2旋耕刀軸的示意圖
刀片安裝在刀軸上，旋耕刀軸的兩端用軸承支撐，最右端通過減速箱的齒輪傳動，將動力和扭矩傳輸?shù)叫遁S上，進(jìn)行旋耕作業(yè)。
2.確定軸的最小直徑
設(shè)計(jì)計(jì)算時選取A0=125，所以有：
[9]
軸的直徑需要適當(dāng)增大，選取d=70mm
考慮到工作的需要，我們設(shè)計(jì)時可以