旋耕滅茬機總體結構設計（單獨論文不含圖）

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1、原創(chuàng)通過答辯畢業(yè)設計說明書論文 QQ 194535455 摘 要 機械旋耕滅茬技術是對傳統(tǒng)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(lián)合整地機與其配套的拖拉機所進行的一次性耕地作業(yè)技術?，F(xiàn)在對于地上秸稈的還田技術已經(jīng)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(nóng)民的一大難題。 旋耕滅茬機總體及側邊傳動裝置設計，來源于生產(chǎn)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薦，以實現(xiàn)一機多用。設計的主要內(nèi)容為：總體方案從確定、滅茬狀態(tài)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

2、。在工作時，通過適當?shù)牟鹦逗透难b，就可實現(xiàn)不同功能的作業(yè)，以達到一機多能的目的。旋耕滅茬積及總體側邊轉動裝置的設計解決了現(xiàn)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。 關鍵詞：滅茬機；旋耕機；側邊傳動裝置；刀輥軸；壓耕  ABSTRACT Rotary Tillage Stubble Cleaner .The traditional farming, machinery, farming, the double major reform mode. It is MieCha machine, using rototiller, matched mac

3、hine joint preparation of a one-time tractor cultivated technique. Now the straw returning to earth have sophisticated technology. But for the root, especially for the treatment of corn crop root. Farmers are still a problem Design subject rotary tillage stubble cleaner overall for Model and transm

4、ission device design by the side, stem from production reality. Is it is it design to improve on the basis of ordinary horizontal rotary tillage machine mainly to design originally, make their can rotary tillage can is it recommend to kill also , in order to realize one machine multi-purpose. The ma

5、in content designed is: Overall conceptual design , drawing the state job general drawing of the stubble-cleaning , designing by the side or middle gear system and one one hundred sheets of rollers axle . Design through improving, increase the rotational speed of the axle of one one hundred sheets

6、of rollers and change direction. While working, through proper dismantlement and repacking , can realize the homework of different functions , in order to be up to a machine multi-functional purpose . Can only solve rotary tillage not existing of rotary tillage of stubble-cleaning of realizations o

7、f subject but stubble cleaner can only stubble-cleaning can problem of rotary tillage. This subject is novel and practical, there is greater improvement technically , have very great market prospects. Keywords: Rotary Tillage； Stubble Cleaner ; Transmission Device By The Side; Axle Of One Hun

8、dred Sheets Of Rollers；Pressure Tillage.  目 錄 摘要……………………………………………………………………………………… Ⅰ Abstract ………………………………………………………………………………… Ⅱ第1章 緒論……………………………………………………………………………1 1.1 旋耕滅茬機理論和意義………………………………………………………… 1 1.2 旋耕滅茬機的現(xiàn)狀……………………………………………………………… 2 第2章旋耕滅茬機總體傳動方案的確定……………………………………………4 2.1 旋耕滅

9、茬機總體傳動方案的擬定……………………………………………… 4 2.2 旋耕滅茬機總體傳動方案的選擇……………………………………………… 4 2.3 方案對比分析…………………………………………………………………… 6 2.4 本章小結……………………………………………………………………………7 第3章旋耕滅茬機總體運動計算……………………………………………………8 3.1旋耕滅茬機總體傳動組成 ……………………………………………………8 3.2旋耕滅茬機總體動力計算……………………………………………………8 3.3 旋耕滅茬機總體動力分配……………………………………………

10、…………9 3.4 本章小結…………………………………………………………………………11 第4章主要零件的強度校核………………………………………………………12 4.1 直齒圓柱齒輪的強度計算………………………………………………………12 4.1.1 直齒圓柱齒輪的材料、精度和齒數(shù)選擇…………………………………… 12 4.1.2 直齒圓柱齒輪的主要強度的計算……………………………………………12 4.1.3第一對直齒圓柱齒輪的主要參數(shù)的計算……………………………………14 4.1.4第二對直齒圓柱齒輪的主要參數(shù)的計算……………………………………16 4.1.5錐齒輪的參數(shù)計算

11、……………………………………………………………17 4.2 軸的選擇及計算…………………………………………………………………22 4.2.1第II軸的設計及校核………………………………………………………22 4.2.2第IV軸的設計及校核………………………………………………………25 4.3軸承的選擇………………………………………………………………………31 4.3.1第II軸上的軸承壽命計算……………………………………………………31 4.3.2第V軸上的軸承壽命計算……………………………………………………31 4.4本章小結 ………………………………………………………

12、…………………32 結論………………………………………………………………………………………33 參考文獻 ………………………………………………………………………………34 致謝………………………………………………………………………………………35 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(nóng)業(yè)生產(chǎn)的需要。我國大部分農(nóng)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(nóng)家肥，以及大量使用化肥和農(nóng)藥，造成了土壤的污染。致使我國土地的有機質(zhì)逐年下降，農(nóng)作物減產(chǎn)或產(chǎn)量不穩(wěn)。不利于可持續(xù)農(nóng)業(yè)和生態(tài)農(nóng)業(yè)的發(fā)展。而根

13、茬還田是土壤有機質(zhì)的主要來源之一，對于調(diào)節(jié)土壤有機質(zhì)的平衡，改善土壤腐殖質(zhì)的組成狀況和建立良好的農(nóng)業(yè)生態(tài)系統(tǒng)都具有重要的理論和現(xiàn)實意義。 機械旋耕滅茬技術是對傳統(tǒng)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(lián)合整地機與其配套的拖拉機所進行的一次性耕地作業(yè)技術?，F(xiàn)在對于地上秸稈的還田技術已經(jīng)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(nóng)民的一大難題。玉米作為我國主要糧食作物。種植范圍廣，產(chǎn)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22～26mm,留茬高度約100mm，主根地表下沉深度50～60mm，各層的次生根

14、和根須在地表下呈燈籠狀分布。最大橫截面處直徑200～250mm。粗大而結實的根茬位于耕作層中，直接進行旋耕碎土作業(yè)時，根茬難以切斷，而且易纏繞旋耕機刀軸；播種作業(yè)時，開溝器遇根茬易發(fā)生堵塞,嚴重時無法正常作業(yè)。傳統(tǒng)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清理出農(nóng)田。這種方式不僅費時費力，而且嚴重浪費資源。據(jù)資料顯示：玉米根茬干物質(zhì)中有機質(zhì)含量高達75％～ 85％，養(yǎng)料豐富。其中含氮0．75％、磷0．60％、鉀0．9％。若每公頃還田的根茬干物質(zhì)為1200kg，則相當于施含5％的優(yōu)質(zhì)農(nóng)家肥19．5 t。 20世紀80年代末以來。我國農(nóng)機工作者在引進國外農(nóng)業(yè)科研成果的基礎上自主研究開發(fā)

15、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(shù)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30％～40％的切割阻力。對于細軟的小麥、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(jù)不完全統(tǒng)計，近10年來全國推廣應用的根茬處理復合作業(yè)機具有10多種，主要生產(chǎn)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

16、茬作業(yè)。根茬處理復合作業(yè)是指在碎茬的同時完成其他作業(yè)要求，如粉碎地上秸稈、深旋耕及播種等。由于復合作業(yè)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?，F(xiàn)有的各種機具按作業(yè)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(lián)合整地機等。 1.2旋耕滅茬機現(xiàn)狀 我國北方旱作地區(qū)已推廣的玉米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(yè)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(yè)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

17、采用雙刀軸旋轉作業(yè)。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100～120mm。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300～400mm時，正轉旋耕滅茬機作業(yè)后的植被覆蓋率僅為40％。這給秸稈還田的新農(nóng)藝帶來了不良影響，致使許多農(nóng)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(qū)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(jīng)擋草柵欄分離后，留茬的絕大部分在柵欄前落

18、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(nóng)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(yè)機械方向發(fā)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200萬臺，旋耕機在南方水稻生產(chǎn)機械化應用中已占80％的比例，北方的水稻生產(chǎn)、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(yè)結構調(diào)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(fā)展至今已有150多年的歷史，最初在英、美國

19、家由3-4kW內(nèi)燃機驅(qū)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(yè)。20世紀初，日本從歐洲引進旱田旋耕機后，經(jīng)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(fā)展。 孟加拉國2000年水稻收獲面積為1070萬h㎡。農(nóng)業(yè)機械發(fā)展才剛剛起步，目前只有部分灌溉和耕種設備實現(xiàn)了機械作業(yè)。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(fā)研究但在很大層度上不能滿足國內(nèi)的需求。 旋耕滅茬機可與33～40.4kw(45～50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

20、施等多種農(nóng)田作業(yè)。 該機具主要適用于埋青、秸桿還田式在大中型聯(lián)合收割機作業(yè)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(nóng)田作業(yè)。 我在本設計中研究旋耕機的主要內(nèi)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(yè),使用1～3檔前進速度，其中旋耕機滅茬時使用1～2檔，旋耕時使用3檔； (3) 刀棍轉速:正轉 :200r/min左右(旋耕) 400～500r/min(破垡) 反轉 :200r/min左右(埋青 滅茬) (4) 最大設計耕

21、深14cm，根據(jù)同類旋耕機類比，設計寬幅為1.6～1.7m。 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?shù)牟鹦逗透难b，就可實現(xiàn)不同功能的作業(yè)，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(yè)；當需要破垡和水田耕整時，采用500r/min左右的正旋作業(yè)；當需要埋青和滅茬時，采用200r/min左右的反旋作業(yè)；本課題的實現(xiàn)解決了現(xiàn)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。 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(tài)動力為36.75KW(約

22、50馬力)，動力由拖拉機動力輸出，軸經(jīng)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(zhì)參數(shù)要求如下： ①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） ②設計耕深 14cm（最大設計耕深） ③工作幅寬 1.6m ④技術： （1）旋耕滅茬機與拖拉機采用三點懸掛聯(lián)接，作業(yè)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150～250mm，此時萬向傳動軸角度不得大于30。切斷動力后，旋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(yè)能覆蓋拖

23、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(jīng)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(xiàn)，正反轉通過調(diào)整圓錐齒輪的嚙合方向來實現(xiàn)。（此方法的對稱性較好，剛性高

24、，強度高。但在中間齒輪的底下會出現(xiàn)漏耕土壤的現(xiàn)象，需要增加一個部件才能解決此現(xiàn)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(jīng)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(xiàn)，正反轉的實現(xiàn)通過調(diào)整圓錐齒輪的嚙合方向，高低速的實現(xiàn)通過對調(diào)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(xiàn)漏耕土壤，需增設其它部件

25、以耕除漏耕土壤，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(diào)頭安裝以達到變速的目的，簡單，操作不是很方便，農(nóng)機機械不是交通工具，需要經(jīng)常變速和換向。 農(nóng)機機械的使用常常一季節(jié)只使用一個作業(yè)項目，不需要經(jīng)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(jīng)濟性最終確定方案，提供了理論依據(jù)，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

26、。 第3章 旋耕滅茬機總體運動計算 3.1旋耕滅茬機總體傳動組成 由農(nóng)用機提供動力源通過Ⅰ軸傳遞，再經(jīng)直齒錐齒輪Z1 、Z2改變運動方向，再由Ⅱ軸的傳遞至側箱體中，由Z3、Z4 、Z5傳遞到齒輪Z6 再由Ⅴ軸帶動刀具實現(xiàn)旋耕、滅茬功能。 其中Z3采用較小的齒數(shù)，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(shù)Z4、Z5的齒數(shù)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(jié)計算傳動比，分配和各軸的軌跡，參數(shù)如表3.1、3.2所示。 表3.1 齒數(shù)、轉速與傳動比 軸次 Ⅰ軸 Ⅱ軸 Ⅲ軸

27、Ⅳ軸 Ⅴ軸 齒數(shù) Z1 Z2 Z3 Z4 Z5 Z6 14 30 15 暫不定 暫不定 22 傳動比 2.14 1.47 總傳動比 3.15 轉速r/min 734 343 233 表3.2齒數(shù)、轉速與傳動比 軸次 Ⅰ軸 Ⅱ軸 Ⅲ軸 Ⅳ軸 Ⅴ軸 齒數(shù) Z1 Z2 Z3 Z4 Z5 Z6 14 30 22 暫不定 暫不定 15 傳動比 2.14 0.68 總傳動比 1.46 轉速r/min 734 343 504 3.2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

28、耗功率最大，而在水田作業(yè)和存垡作業(yè)時消耗的功率較小，也就是說，設在低速檔作業(yè)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 η1=0.96 圓柱齒輪 η2=0.96 滾柱軸承 η3=0.98 球軸承 η4=0.99 萬向節(jié) η5=0.96 3

29、.3旋耕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(jù)有關資料和經(jīng)驗估算，其額定輸出功率為： P額=0.8 N發(fā) （3.1） =29.40KW n=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

30、 （3.3） N?mm PZ1=KW nZ1=734r/min TZ1= N?mm 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： pⅡ=PZ2KW （3.6） nⅡ=nZ2=343r/min TⅡ=9.55 N mm （3.7） 第二軸Z3齒輪功率、轉速和扭矩為：

31、PZ3= pⅡ=26.02KW nZ3=nⅡ=343r/min TZ3=TⅡ=7.24106 N mm 第Ⅲ軸Z4齒輪功率 PZ4= 第Ⅲ軸（惰輪軸）不傳遞扭矩，故不校核： 第Ⅳ軸Z5齒輪功率 PZ5=PZ4 第Ⅳ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） N?mm （3.9） 刀軸的功率、轉速和扭矩為： KW T N?mm 表3.3各軸扭矩、轉速、功率 軸次 動力 Ⅰ軸 Ⅱ軸 Ⅲ軸 Ⅳ軸 刀軸

32、 輸出軸 軸 Z1 軸 Z2 Z3 Z4 Z5 軸 Z6 P功率（KW） 29.4 27.66 27.1 26.02 26.55 26.02 24.98 23.98 22.79 22.79 N轉速（r/min） 734 734 734 343 343 343 233 233 T扭矩(Nmn） 3.6105 3.53105 7.24105 7.39105 7.24105 7.5105 9.5105 3.4本章小結 本章主要根據(jù)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

33、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 4.1.1直齒圓柱齒輪的材料、精度和齒數(shù)選擇 根據(jù)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56~62HRC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） 4.1.2直齒圓柱齒輪的主要強度的計算

34、設計準則：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(huán)次數(shù)N （4.5） 計算得 則 （4.6） 接觸疲勞壽命系數(shù) ZN1=1 ZN2=1 彎曲疲勞壽命系數(shù)YN1=YN2=1 查得接觸疲勞安

35、全系數(shù)SHmin=1, 彎曲疲勞安全系數(shù)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） ?。? KV=1.03 KA=1.35 ， （4.13） 修正 mm （4.14） mm （4.15） 取得標準模數(shù)m=7mm； 因為要確保耕深，提高承載能力所以選擇了15齒，而

36、為加工不產(chǎn)生根切的最少齒數(shù)為17，我選擇小齒輪齒數(shù)為15，小于最小根切數(shù)，因而15齒的齒輪加工時一定會產(chǎn)生根切，所以小齒輪要用變位齒輪（正變位）。 4.1.3第一對直齒圓柱齒輪的主要參數(shù)的計算 查表12.7得 總變位X=0.80mm 根據(jù)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(shù)

37、 中心距 mm 齒高變動系數(shù) mm 齒數(shù)比 節(jié)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

38、圓直徑 mm mm 公法線長度 mm mm 跨測齒數(shù) k3=2 k4=3 固定弦齒厚 mm mm 固定弦齒高 mm 第Ⅳ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 4.1.4第二對直齒圓柱齒輪的主要參數(shù)的計算 由參考文獻[5]表12.7得 總變位X=0.87mm 根據(jù)類比得X5=X4=0.52mm

39、 X6=0.35mm 分度圓直徑 mm mm 壓力角 嚙合角 中心距變動系數(shù) 中心距 mm 齒高變動系數(shù) mm 齒數(shù)比 節(jié)圓直徑 mm mm 齒頂高 mm

40、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(shù) k6=3 固定弦齒厚 mm 固定弦齒高 mm 4.1.5錐齒輪的參數(shù)計算 由參考文獻[5]表5.1查得45鋼硬度為217～255HBS，取硬度為225～255HBS。 大齒輪選用45鋼調(diào)制處理。 硬度為162～217HBS，取1

41、90～217HBS。 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(shù)=1.65 節(jié)點區(qū)域系數(shù)： = （4.17） （由文獻[5]表5.5）得，彈性系數(shù) MPa 取齒寬系數(shù) 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.

42、19） dmm （4.20） 124.5mm μ=i=2.14 齒輪數(shù)取=14; =μ =2.1414=29.96 取=30 實際傳動比和理論值相同。 m=124.5/14=8.8 (4.21) 取標準模數(shù)m=9 =914=126mm (4.22) mm 由文獻[5]表5.3得使用系數(shù)=1.00 由文獻[5]圖5.4得動載系數(shù)=1.00 ==mm （4.23） mm取45mm 計算錐齒輪的

43、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) =270–2（1+0.2）9

44、 =262.31mm 齒頂角的計算，： = (4.29) == 齒根角， == (4.30) == 頂錐角， =+ (4.31) =(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

45、 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(shù), 計算錐齒輪的速度系數(shù) 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(shù)： Z＜90，所以 =1.05 =1.054.05=4.25， Z＞90，所以 =1.10 =1.103.85=4.24

46、 由文獻[6]圖5.18b齒根疲勞彎曲極限： =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(shù)： 傳動比

47、 i=2.14 齒數(shù) Z=14 Z=30 分度圓直徑 =126mm =270mm 齒型系數(shù) 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 4.2.1第II軸的設計及校核 1.估算軸的基本直徑 選用45鋼調(diào)制處理，估計直徑d≤100由參考文獻[5]表11.11表查得=650MPa ,表11.3，C=118 d ≥=118=39.56mm (4

48、.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(nèi)徑應稍大于油封處軸徑，并符合滾動軸承標準內(nèi)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

49、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(huán)，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C2 3軸的受力分析

50、 （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 =13790.5/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=7.24N?mm

51、 （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 N?mm (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=35.78MPa＜MPa (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 4.2.2第IV根軸的設計及校核 1估算軸的基本直徑 選用45鋼，調(diào)制處理，估計值徑d≤100mm由[5]表查的=650MPa,查[5]表11-3，

52、C=118 d ≥=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(nèi)徑應稍大于油封處軸徑，并符合滾動軸承標準內(nèi)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，

53、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(nèi)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

54、 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+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

55、 (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α值為25mm，故左、右軸承的支反力作用點至齒輪力作用點的間距皆為 （1/21629+30-25）mm=839mm 4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=1741N?mm (4.58) 因

56、為=0 所以 =1741N?mm =439646=202N?mm （3）做垂直受力圖及彎矩圖（圖4.5d） N (4.59) N (4.60) N?mm N?mm （4）做合成彎矩M圖（圖4.5e） N?mm (4.61) N?mm (4.62) (5) 作轉矩T圖（4.1f） N?mm (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 N?mm 由[5]表1

57、1 .4查得，對于45號鋼MPa，其中MPa,故按[5]得 MPa=52.15MPa＜MPa (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Ⅲ軸、第Ⅳ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Ⅲ軸、第Ⅳ軸的尺寸和質(zhì)量均無特殊要求，所以我們對其材料的選擇只要從經(jīng)濟性和實用性上進行考慮，只需選用45號鋼，進行調(diào)質(zhì)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=120 d

58、 ≥=120=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

59、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/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 4.3.1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(shù) =1.0 由文獻[5]表9.7沖擊載荷系數(shù)

60、 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(shù)，—徑向系數(shù) 由文獻[5]式9.10 N (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 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(shù)=1.0 由文獻[5]表9.7沖擊載荷系數(shù) 由文獻[5]表7.2.16得

61、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(shù)，—徑向系數(shù) 由文獻[5]式9.10 N (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Ⅲ軸、第Ⅳ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(jù)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。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

62、持  結 論 旋耕滅茬機總體及側邊傳動裝置設計，來源于生產(chǎn)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(xiàn)一機多用。設計的主要內(nèi)容為：總體方案從確定、滅茬狀態(tài)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?shù)牟鹦逗透难b，就可實現(xiàn)不同功能的作業(yè)，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(xiàn)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(yōu)點：實現(xiàn)解決了現(xiàn)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

63、且可用于多種農(nóng)用機，密封性好；本機的制造成本較低，更有利于大規(guī)模生產(chǎn)，更加適合推廣。 本設計的缺點：其中萬向節(jié)應注意容易損壞，需要經(jīng)常保養(yǎng)。 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(jù)實現(xiàn)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]中國農(nóng)業(yè)機械化科學研究院.農(nóng)業(yè)機械設計手冊[S].上冊.北京：中國農(nóng)業(yè)科學技術出版社，2007 [2]中國農(nóng)業(yè)機械化科學研究院.農(nóng)業(yè)機械設計手冊[

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