旋耕滅茬機(jī)總體結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì),旋耕滅茬機(jī)總體結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì),滅茬,總體,整體,結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 旋耕滅茬機(jī)總體結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 第1章 緒 論 1.1旋耕滅茬機(jī)理論和意義 旋耕滅茬機(jī)主要來(lái)源于農(nóng)業(yè)生產(chǎn)的需要。我國(guó)大部分農(nóng)田由于長(zhǎng)時(shí)間以來(lái)耕作方式單一， 使土壤底部形成了堅(jiān)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(guó)土地的有機(jī)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。而根茬還田是土壤有機(jī)質(zhì)的主要來(lái)源之一，對(duì)于調(diào)節(jié)土壤有機(jī)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(shí)意義。 機(jī)械旋耕滅茬技術(shù)是對(duì)傳統(tǒng)的耕作技術(shù)——機(jī)械翻、耙、壓耕作模式的重大改革。它是利用旋耕機(jī)、滅茬機(jī)、聯(lián)合整地機(jī)與其配套的拖拉機(jī)所進(jìn)行的一次性耕地作業(yè)技術(shù)?，F(xiàn)在對(duì)于地上秸稈的還田技術(shù)已經(jīng)趨于成熟。但對(duì)于根茬，尤其是對(duì)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(guó)主要糧食作物。種植范圍廣，產(chǎn)量大，僅山東省就有近267萬(wàn)h㎡。但目前機(jī)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(jié)實(shí)的根茬位于耕作層中，直接進(jìn)行旋耕碎土作業(yè)時(shí)，根茬難以切斷，而且易纏繞旋耕機(jī)刀軸；播種作業(yè)時(shí)，開溝器遇根茬易發(fā)生堵塞,嚴(yán)重時(shí)無(wú)法正常作業(yè)。傳統(tǒng)上為了解決這一問(wèn)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(fèi)時(shí)費(fèi)力，而且嚴(yán)重浪費(fèi)資源。據(jù)資料顯示：玉米根茬干物質(zhì)中有機(jī)質(zhì)含量高達(dá)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(dāng)于施含5％的優(yōu)質(zhì)農(nóng)家肥19．5 t。 20世紀(jì)80年代末以來(lái)。我國(guó)農(nóng)機(jī)工作者在引進(jìn)國(guó)外農(nóng)業(yè)科研成果的基礎(chǔ)上自主研究開發(fā)出多種類型的秸稈還田機(jī)。這類機(jī)械多利用高速旋轉(zhuǎn)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(qiáng)，粉碎這類秸稈采用打擊與切割相結(jié)合的方式。目前大多數(shù)玉米秸稈粉碎機(jī)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(duì)于細(xì)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(jī)具上。據(jù)不完全統(tǒng)計(jì)，近10年來(lái)全國(guó)推廣應(yīng)用的根茬處理復(fù)合作業(yè)機(jī)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(dá)到播前整地要求，這種處理也稱滅茬作業(yè)。根茬處理復(fù)合作業(yè)是指在碎茬的同時(shí)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(fù)合作業(yè)能減少拖拉機(jī)對(duì)土壤的壓實(shí)和動(dòng)力消耗，因而應(yīng)用更加廣泛?，F(xiàn)有的各種機(jī)具按作業(yè)模式可大致分為滅茬機(jī)、旋耕機(jī)、旋耕滅茬機(jī)、深松旋耕滅茬機(jī)以及聯(lián)合整地機(jī)等。 1.2旋耕滅茬機(jī)現(xiàn)狀 我國(guó)北方旱作地區(qū)已推廣的玉米秸稈及根茬粉碎還田技術(shù)是將地上秸稈粉碎，再用旋耕機(jī)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(jī)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(duì)刀軸轉(zhuǎn)速、刀片形狀的要求不同，故旋耕滅茬機(jī)具應(yīng)采用雙刀軸旋轉(zhuǎn)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(duì)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(jié)構(gòu)相對(duì)較為復(fù)雜。正轉(zhuǎn)旋耕滅茬機(jī)由于受到旋轉(zhuǎn)方向及結(jié)構(gòu)的限制，覆蓋性能差。試驗(yàn)表明：當(dāng)秸稈留茬為300～400mm時(shí)，正轉(zhuǎn)旋耕滅茬機(jī)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(lái)了不良影響，致使許多農(nóng)戶放火燒秸，造成大量有機(jī)肥的浪費(fèi)。反轉(zhuǎn)旋耕滅茬機(jī)是近年來(lái)投入使用的一種新機(jī)具，其刀輥旋轉(zhuǎn)方向與拖拉機(jī)驅(qū)動(dòng)輪旋轉(zhuǎn)方向相反，從耕底層將留茬和土壤一起通過(guò)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地，被擊碎的土塊通過(guò)柵欄碰到罩殼后再覆蓋在留茬上，達(dá)到埋茬的目的。同時(shí)土塊按上粗下細(xì)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(jī)械應(yīng)向雙軸、反轉(zhuǎn)的復(fù)合作業(yè)機(jī)械方向發(fā)展。 我國(guó)與大中型拖拉機(jī)配套的旋耕滅茬機(jī)保有量有15萬(wàn)臺(tái)，與手扶拖拉機(jī)與小四輪拖拉機(jī)配套的旋耕機(jī)約有200萬(wàn)臺(tái)，旋耕機(jī)在南方水稻生產(chǎn)機(jī)械化應(yīng)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(jī)械。近年來(lái)，我國(guó)北方進(jìn)行種植業(yè)結(jié)構(gòu)調(diào)整，大力推行旱改水，水稻種植面積迅速增加，擴(kuò)大了對(duì)旋耕機(jī)械的市場(chǎng)需求。 旋耕滅茬機(jī)的發(fā)展至今已有150多年的歷史，最初在英、美國(guó)家由3-4kW內(nèi)燃機(jī)驅(qū)動(dòng)，主要用于庭園耕作，直到L型旋耕刀研制成功后，旋耕機(jī)才進(jìn)入大田作業(yè)。20世紀(jì)初，日本從歐洲引進(jìn)旱田旋耕機(jī)后，經(jīng)過(guò)大量的試驗(yàn)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(wèn)題，旋耕機(jī)得到了迅速發(fā)展。 孟加拉國(guó)2000年水稻收獲面積為1070萬(wàn)h㎡。農(nóng)業(yè)機(jī)械發(fā)展才剛剛起步，目前只有部分灌溉和耕種設(shè)備實(shí)現(xiàn)了機(jī)械作業(yè)?？紤]其種植方式和耕地大小，對(duì)各種型號(hào)的旋耕機(jī)需求非常大，其進(jìn)行了自發(fā)研究但在很大層度上不能滿足國(guó)內(nèi)的需求。 旋耕滅茬機(jī)可與33～40.4kw(45～50馬力)級(jí)各型號(hào)拖拉機(jī)配套。在一臺(tái)主機(jī)上只需拆裝少量零部件，就能進(jìn)行旋耕、滅茬、條播、化肥深施等多種農(nóng)田作業(yè)。 該機(jī)具主要適用于埋青、秸桿還田式在大中型聯(lián)合收割機(jī)作業(yè)后的稻麥高留茬的田塊上進(jìn)行反轉(zhuǎn)滅茬、正轉(zhuǎn)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(shè)計(jì)中研究旋耕機(jī)的主要內(nèi)容： (1) 參與總體方案設(shè)計(jì)，繪制滅茬機(jī)工作總圖,設(shè)計(jì)左右支臂、第二動(dòng)力軸及有關(guān)軸承座等。 (2) 拖拉機(jī)佩帶旋耕機(jī)滅茬機(jī)作業(yè),使用1～3檔前進(jìn)速度，其中旋耕機(jī)滅茬時(shí)使用1～2檔，旋耕時(shí)使用3檔； (3) 刀棍轉(zhuǎn)速:正轉(zhuǎn) :200r/min左右(旋耕) 400～500r/min(破垡) 反轉(zhuǎn) :200r/min左右(埋青 滅茬) (4) 最大設(shè)計(jì)耕深14cm，根據(jù)同類旋耕機(jī)類比，設(shè)計(jì)寬幅為1.6～1.7m。 本課題擬解決的問(wèn)題是通過(guò)改進(jìn)設(shè)計(jì)，增加刀輥軸的轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)向。在工作時(shí)，通過(guò)適當(dāng)?shù)牟鹦逗透难b，就可實(shí)現(xiàn)不同功能的作業(yè)，以達(dá)到一機(jī)多能的目的。當(dāng)需要旋耕時(shí)，采用200r/min左右的正旋作業(yè)；當(dāng)需要破垡和水田耕整時(shí)，采用500r/min左右的正旋作業(yè)；當(dāng)需要埋青和滅茬時(shí)，采用200r/min左右的反旋作業(yè)；本課題的實(shí)現(xiàn)解決了現(xiàn)有旋耕機(jī)只能旋耕不能滅茬而滅茬機(jī)又只能滅茬不能旋耕的問(wèn)題。 第2章 旋耕滅茬機(jī)總體方案的確定 2.1旋耕滅茬機(jī)總體傳動(dòng)方案的擬定 旋耕滅薦機(jī)狀態(tài)動(dòng)力為36.75KW(約50馬力)，動(dòng)力由拖拉機(jī)動(dòng)力輸出，軸經(jīng)一對(duì)圓錐齒輪和側(cè)邊圓柱齒輪帶動(dòng)。設(shè)計(jì)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(zhuǎn)速：正轉(zhuǎn)：200r/min左右（旋耕） 500r/min左右（破垡） 反轉(zhuǎn)：200 r/min左右（埋青 滅茬） ②設(shè)計(jì)耕深 14cm（最大設(shè)計(jì)耕深） ③工作幅寬 1.6m ④技術(shù)： （1）旋耕滅茬機(jī)與拖拉機(jī)采用三點(diǎn)懸掛聯(lián)接，作業(yè)時(shí)萬(wàn)向傳動(dòng)軸偏置角度不得大于15°，田間過(guò)埂刀端離地高度150～250mm，此時(shí)萬(wàn)向傳動(dòng)軸角度不得大于30°。切斷動(dòng)力后，旋耕滅茬機(jī)最大提升高度達(dá)刀端離地250mm以上。 （2）要求旋耕、滅茬作業(yè)能覆蓋拖拉機(jī)輪轍，當(dāng)幅寬小于拖拉機(jī)輪距外緣時(shí)，可采用偏配置。 （3）要求結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單可靠，保證各項(xiàng)性能指標(biāo)。 （4）設(shè)計(jì)時(shí)考慮加工工藝性和裝配工藝性，盡量使用標(biāo)準(zhǔn)件、通用件，以降低制造成本。 2.2旋耕滅茬機(jī)總傳動(dòng)方案的選擇 為了使設(shè)計(jì)的施耕機(jī)既能滿足多項(xiàng)指標(biāo)，又能結(jié)構(gòu)合理，造價(jià)低，在市場(chǎng)上具有一定的先進(jìn)性為此擬定二套方案對(duì)此進(jìn)行分析： 方案1 圖2.1傳動(dòng)方案一正轉(zhuǎn) 動(dòng)力由拖拉機(jī)動(dòng)力輸出軸經(jīng)一對(duì)圓錐齒和一組四級(jí)齒輪帶動(dòng)刀軸旋耕，此種方案的工作特色： 最后一級(jí)動(dòng)力由中間齒輪傳動(dòng)，兩邊由側(cè)板支撐，高低檔轉(zhuǎn)速通過(guò)撥擋實(shí)現(xiàn)，正反轉(zhuǎn)通過(guò)調(diào)整圓錐齒輪的嚙合方向來(lái)實(shí)現(xiàn)。（此方法的對(duì)稱性較好，剛性高，強(qiáng)度高。但在中間齒輪的底下會(huì)出現(xiàn)漏耕土壤的現(xiàn)象，需要增加一個(gè)部件才能解決此現(xiàn)象）采用拔檔變速，操作較為方便，但結(jié)構(gòu)復(fù)雜，造價(jià)高。（見圖2.1圖2.2） 圖2.2傳動(dòng)方案一反轉(zhuǎn) 方案2 圖2.3傳動(dòng)方案二正轉(zhuǎn) 圖2.4傳動(dòng)方案二反轉(zhuǎn) 動(dòng)力從拖拉機(jī)輸出軸輸出，經(jīng)一對(duì)圓錐齒輪和一組圓柱齒輪傳動(dòng)帶動(dòng)刀軸旋耕，第二軸到刀軸的傳動(dòng)用側(cè)邊齒輪來(lái)實(shí)現(xiàn)，正反轉(zhuǎn)的實(shí)現(xiàn)通過(guò)調(diào)整圓錐齒輪的嚙合方向，高低速的實(shí)現(xiàn)通過(guò)對(duì)調(diào)側(cè)齒輪箱的高低速齒輪方向，圖2.3為正轉(zhuǎn)，圖2.4為反轉(zhuǎn)。 2.3方案對(duì)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(shè)其它部件以耕除漏耕土壤，采用撥擋變速，操作較好方便，但結(jié)構(gòu)比較復(fù)雜，造價(jià)高。 方案2、采用側(cè)邊傳動(dòng)，平衡性較差，一般用偏置，剛性較差，但無(wú)需要加漏耕裝置，結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，通過(guò)拆下側(cè)邊齒輪，然后調(diào)頭安裝以達(dá)到變速的目的，簡(jiǎn)單，操作不是很方便，農(nóng)機(jī)機(jī)械不是交通工具，需要經(jīng)常變速和換向。 農(nóng)機(jī)機(jī)械的使用常常一季節(jié)只使用一個(gè)作業(yè)項(xiàng)目，不需要經(jīng)常拆裝。方案2比方案1結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、造價(jià)低，方案2更切合實(shí)際的需要，所以方案2為選用方案。 2.4本章小結(jié) 本章主要對(duì)旋耕滅茬機(jī)的傳動(dòng)方案進(jìn)行設(shè)計(jì)，對(duì)其在滿足使用功能的前提下考慮經(jīng)濟(jì)性最終確定方案，提供了理論依據(jù)，確保了下一步 過(guò)程的順利，使我們能夠更好的設(shè)計(jì)傳動(dòng)部件。 第3章 旋耕滅茬機(jī)總體運(yùn)動(dòng)計(jì)算 3.1旋耕滅茬機(jī)總體傳動(dòng)組成 由農(nóng)用機(jī)提供動(dòng)力源通過(guò)Ⅰ軸傳遞，再經(jīng)直齒錐齒輪Z1 、Z2改變運(yùn)動(dòng)方向，再由Ⅱ軸的傳遞至側(cè)箱體中，由Z3、Z4 、Z5傳遞到齒輪Z6 再由Ⅴ軸帶動(dòng)刀具實(shí)現(xiàn)旋耕、滅茬功能。 其中Z3采用較小的齒數(shù)，為了減小側(cè)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(jié)構(gòu)尺寸確定后再定，任務(wù)書要求，按照方案2的傳動(dòng)路線，故萬(wàn)向節(jié)計(jì)算傳動(dòng)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(zhuǎn)速與傳動(dòng)比 軸次 Ⅰ軸 Ⅱ軸 Ⅲ軸 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(dòng)比 2.14 1.47 總傳動(dòng)比 3.15 轉(zhuǎn)速r/min 734 343 233 表3.2齒數(shù)、轉(zhuǎn)速與傳動(dòng)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(dòng)比 2.14 0.68 總傳動(dòng)比 1.46 轉(zhuǎn)速r/min 734 ′343 504 3.2旋耕滅茬機(jī)總體動(dòng)力計(jì)算 旋耕滅茬機(jī)在動(dòng)轉(zhuǎn)、旋耕和反轉(zhuǎn)滅茬時(shí)，消耗功率最大，而在水田作業(yè)和存垡作業(yè)時(shí)消耗的功率較小，也就是說(shuō)，設(shè)在低速檔作業(yè)時(shí)，消耗的功能較大，在高速當(dāng)時(shí)，消耗的功率較小，因此，動(dòng)力計(jì)算只需要對(duì)低速傳動(dòng)計(jì)算，正轉(zhuǎn)和反轉(zhuǎn)都是低速運(yùn)動(dòng)路線傳動(dòng)比一樣，不同的只是方向相反，故我只按其中一種情況進(jìn)行計(jì)算。 各傳動(dòng)副效率 圓錐齒輪傳動(dòng) η1=0.96 圓柱齒輪 η2=0.96 滾柱軸承 η3=0.98 球軸承 η4=0.99 萬(wàn)向節(jié) η5=0.96 3.3旋耕滅茬機(jī)總體動(dòng)力分配 拖拉機(jī)動(dòng)力輸出軸的額定輸出功率： 根據(jù)有關(guān)資料和經(jīng)驗(yàn)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(zhuǎn)速和扭矩： P1=KW （3.2） n1=734 r/min T1=9.55×106 （3.3） N?mm PZ1=KW nZ1=734r/min TZ1= N?mm 大錐齒輪Z2的功率、轉(zhuǎn)速和扭矩為： Pz2=Pz1·KW （3.4） nz2= TZ2= N ·mm （3.5） 第二軸的功率、轉(zhuǎn)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(zhuǎn)速和扭矩為： PZ3= pⅡ=26.02KW nZ3=nⅡ=343r/min TZ3=TⅡ=7.24×106 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(zhuǎn)速和扭矩為： PZ6=P Z5 （3.8） N?mm （3.9） 刀軸的功率、轉(zhuǎn)速和扭矩為： KW T N?mm 表3.3各軸扭矩、轉(zhuǎn)速、功率 軸次 動(dòng)力 Ⅰ軸 Ⅱ軸 Ⅲ軸 Ⅳ軸 刀軸 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(zhuǎn)速（r/min） 734 734 734 343 343 343 233 233 T扭矩(Nmn） 3.6×105 3.53×105 7.24×105 7.39×105 7.24×105 7.5×105 9.5×105 3.4本章小結(jié) 本章主要根據(jù)功能要求，計(jì)算總動(dòng)力輸入，計(jì)算總傳動(dòng)比及合理分配各級(jí)傳動(dòng)比 。進(jìn)一步通過(guò)計(jì)算分配各軸功率。計(jì)算個(gè)軸扭矩和轉(zhuǎn)速。為設(shè)計(jì)各主要傳動(dòng)部件提供理論。 第4章主要零件的強(qiáng)度校核 4.1 直齒圓柱齒輪的強(qiáng)度計(jì)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(jié)構(gòu)，大小齒輪構(gòu)造選用20CrMnTi表面滲碳后淬火，硬度選用56~62HRC齒輪精度用8級(jí)，輪齒表面粗糙度為Ra1.6 硬齒面閉式傳動(dòng)，失效形式為點(diǎn)蝕 Z3=15 Z4=23 i= （4.1） 4.1.2直齒圓柱齒輪的主要強(qiáng)度的計(jì)算 設(shè)計(jì)準(zhǔn)則：按齒輪齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)，再按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核； 按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)； （4.2） （4.3） 選取材料的接觸疲勞極限應(yīng)力為： 選取材料的彎曲勞極限應(yīng)力為： 應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N （4.5） 計(jì)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(yīng)力和彎曲應(yīng)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(biāo)準(zhǔn)模數(shù)m=7mm； 因?yàn)橐_保耕深，提高承載能力所以選擇了15齒，而為加工不產(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(shí)一定會(huì)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(duì)直齒圓柱齒輪的主要參數(shù)的計(jì)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(dòng)系數(shù) 中心距 mm 齒高變動(dòng)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 齒根圓直徑 mm mm 公法線長(zhǎng)度 mm mm 跨測(cè)齒數(shù) k3=2 k4=3 固定弦齒厚 mm mm 固定弦齒高 mm 第Ⅳ個(gè)支持圓柱齒輪結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)如圖4.1所示。 圖4.1直齒圓柱齒輪結(jié)構(gòu)圖 4.1.4第二對(duì)直齒圓柱齒輪的主要參數(shù)的計(jì)算 由參考文獻(xiàn)[5]表12.7得 總變位X=0.87mm 根據(jù)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(dòng)系數(shù) 中心距 mm 齒高變動(dòng)系數(shù) mm 齒數(shù)比 節(jié)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(zhǎng)度 mm 跨測(cè)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(jì)算 由參考文獻(xiàn)[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190～217HBS。 齒輪精度等級(jí)為7級(jí)。 按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)計(jì)算（由參考文獻(xiàn)[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(diǎn)區(qū)域系數(shù)： = （4.17） （由文獻(xiàn)[5]表5.5）得，彈性系數(shù) MPa 取齒寬系數(shù) 文獻(xiàn)[5]圖5.16得： MPa，MPa 由文獻(xiàn)[5]式5.28得： []= = 0.9×575MPa=517.5MPa （4.18） []==0.9×550MPa=495MPa （4.19） dmm （4.20） 124.5mm μ=i=2.14 齒輪數(shù)取=14; =μ =2.14×14=29.96 取=30 實(shí)際傳動(dòng)比和理論值相同。 m=124.5/14=8.8 (4.21) 取標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)m=9 =9×14=126mm (4.22) mm 由文獻(xiàn)[5]表5.3得使用系數(shù)=1.00 由文獻(xiàn)[5]圖5.4得動(dòng)載系數(shù)=1.00 ==mm （4.23） mm取45mm 計(jì)算錐齒輪的分度圓錐角： (4.24) 齒頂圓直徑，： = (4.25) = 126+2×1×9 =142.31mm (4.26) =270+2×1×9 =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 =262.31mm 齒頂角的計(jì)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(diǎn)分度圓直徑 =（1-0.5b/R） (4.32) =126×（1-0.5×45/148.97） =143.7mm 運(yùn)算圓周速度 = (4.33) = =5.5m/s 由表選擇7級(jí)精度合宜 校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度 (4.34) 當(dāng)量齒數(shù), 計(jì)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(xiàn)[6]圖5.14外齒輪齒形系數(shù)： Z＜90，所以 =1.05 =1.05×4.05=4.25， Z＞90，所以 =1.10 =1.10×3.85=4.24 由文獻(xiàn)[6]圖5.18b齒根疲勞彎曲極限： =230MPa， =210MPa 由文獻(xiàn)[6]式5.31： []=1.14=1.4×230=322MPa （4.36） []=1.4=1.4×210=294MPa （4.37） = MPa (4.38) = =242.32安全 = (4.39) =242.32×4.24/4.25 =241.75 安全 錐齒輪主要參數(shù)： 傳動(dòng)比 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(jié)構(gòu)圖 4.2軸的選擇及計(jì)算 4.2.1第II軸的設(shè)計(jì)及校核 1.估算軸的基本直徑 選用45鋼調(diào)制處理，估計(jì)直徑d≤100由參考文獻(xiàn)[5]表11.11表查得=650MPa ,表11.3，C=118 d ≥=118×=39.56mm (4.41) 2.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 表4.1初定各軸段直徑 位置 軸直徑/mm 說(shuō)明 螺帽處 39 為滿足定位與安裝,取標(biāo)準(zhǔn)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(yīng)稍大于軸承，并為標(biāo)準(zhǔn)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(yīng)稍大于油封處軸徑，并符合滾動(dòng)軸承標(biāo)準(zhǔn)內(nèi)徑，故取軸徑為50,選用圓柱滾子軸承 傳動(dòng)軸處 55 此段軸是軸承的定位作用，應(yīng)略大于軸承段軸直徑所以取55 表4.2確定各軸段長(zhǎng)度 位置 軸段長(zhǎng)度/mm 說(shuō)明 螺帽處 18 此段軸應(yīng)長(zhǎng)于標(biāo)準(zhǔn)螺帽的長(zhǎng)度切不能與端蓋接觸故取18mm兩端相同 齒輪處 47 此段軸長(zhǎng)度包括兩個(gè)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(zhǎng)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(zhǎng)為1681mm 全軸長(zhǎng) 1833 （18+47+30+1681+30+18）mm=1833mm （3）傳動(dòng)零件的軸向固定，齒輪處采用A型普通平鍵，齒輪處鍵A12×30GB/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(guò)渡圓角半徑全部取r=1mm；軸端倒角為C2 3軸的受力分析 （1）求軸傳遞的轉(zhuǎn)矩 T= N·mm (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/cos20°12958.83N (4.46) (3)各點(diǎn)受彎矩 30240.75N (4.47) 153100.85N (4.48) =6440×30.5+×740-13790.5×770.5=0 =14093.5N 同理以C點(diǎn)為支點(diǎn) =6137.0N 由圖可知 T=7.24×N?mm （4）按當(dāng)量彎矩校核軸的強(qiáng)度 由圖可知截面B的彎矩、轉(zhuǎn)矩皆為最大，且相對(duì)尺寸較小，所以是危險(xiǎn)截面，應(yīng)與校核 。截面B的當(dāng)量彎矩為 N?mm (4.49) 由[5]圖11.4查得，對(duì)于45號(hào)鋼MPa，其中MPa,故按[5]（11-3）得 MPa=35.78MPa＜MPa (4.50) 因此，軸的強(qiáng)度夠 圖4.3傳動(dòng)軸的強(qiáng)度計(jì)算 圖4.4傳動(dòng)軸結(jié)構(gòu)圖 4.2.2第IV根軸的設(shè)計(jì)及校核 1估算軸的基本直徑 選用45鋼，調(diào)制處理，估計(jì)值徑d≤100mm由[5]表查的=650MPa,查[5]表11-3，C=118 d ≥=118×=39.56mm (4.51) 2軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 表4.3初定各軸段直徑 位置 軸直徑 說(shuō)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(yīng)稍大于油封處軸徑，并符合滾動(dòng)軸承標(biāo)準(zhǔn)內(nèi)徑，故取軸徑為60選用圓柱滾子軸承，初定軸承型號(hào)為32212，兩端相同 螺帽處 39 為滿足定位與安裝取標(biāo)準(zhǔn)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(yīng)稍大于軸承， 并為標(biāo)準(zhǔn)直徑 端蓋處 65 起到密封工作部分，為固定軸承應(yīng)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，所以要保證軸的強(qiáng)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(guò)高，按32212型軸承安裝尺寸 表4.4確定各軸段長(zhǎng)度 位置 軸段長(zhǎng)度/mm 說(shuō)明 螺帽處 21 此段軸應(yīng)長(zhǎng)于標(biāo)準(zhǔn)螺帽的長(zhǎng)度切不能與端蓋接觸故取21mm兩端相同 齒輪處 42 此段軸長(zhǎng)度包括兩個(gè)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(zhǎng)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(zhǎng)度為32mm 安裝犁刀處 1650 由于要預(yù)留左邊的零件安裝尺寸，所以該段長(zhǎng)度為1650mm 軸端擋蓋處 8 由于要進(jìn)行密封所以該段為固定擋蓋，故該段長(zhǎng)度為8mm 全軸長(zhǎng) 1833 （21+42+30+32+1650+9+8+20+30+21）mm=1833 （3）傳動(dòng)零件的軸向固定 齒輪處采用A型普通平鍵，齒輪處鍵A12×30GB/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(guò)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(zhuǎn)矩 由（3.9）得 N·mm （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(duì)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(diǎn)至齒輪力作用點(diǎn)的間距皆為 （1/2×1629+30-25）mm=839mm 4按當(dāng)量彎矩校核軸的強(qiáng)度 （1）做軸的空間受力簡(jiǎn)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) =2075×839=1741×N?mm (4.58) 因?yàn)?0 所以 =1741×N?mm =4396×46=202×N?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(zhuǎn)矩T圖（4.1f） N?mm (6) 按當(dāng)量彎矩校核軸的強(qiáng)度 由圖4.5a、e、f可見，截面B的彎矩、轉(zhuǎn)矩皆為最大，且相對(duì)尺寸較小，所以是危險(xiǎn)截面，應(yīng)與校核。截面B的當(dāng)量彎矩為 N?mm 由[5]表11 .4查得，對(duì)于45號(hào)鋼MPa，其中MPa,故按[5]得 MPa=52.15MPa＜MPa (4.63) 因此，軸的強(qiáng)度夠。 圖4.5刀軸的強(qiáng)度計(jì)算 通過(guò)計(jì)算 刀軸結(jié)構(gòu)如圖4.6所示 圖4.6刀軸結(jié)構(gòu)圖 在側(cè)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(shè)計(jì)計(jì)算時(shí)無(wú)需對(duì)其進(jìn)行強(qiáng)度校核。 圖4.7中間軸結(jié)構(gòu)圖 本設(shè)計(jì)對(duì)第Ⅲ軸、第Ⅳ軸的尺寸和質(zhì)量均無(wú)特殊要求，所以我們對(duì)其材料的選擇只要從經(jīng)濟(jì)性和實(shí)用性上進(jìn)行考慮，只需選用45號(hào)鋼，進(jìn)行調(diào)質(zhì)處理就可以達(dá)到使用時(shí)的要求。其基本形狀如圖（圖4.7）所示； 查的=650MPa ,取C=120 d ≥=120×=39.8mm (4.64) 取標(biāo)準(zhǔn)直徑的d=40mm 表4.5確定各軸段直徑 位置 軸直徑/mm 說(shuō)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(hào)為6308，兩端相同 齒輪處 50 考慮齒輪從右端裝入，齒輪孔徑應(yīng)稍大于軸承處直徑，并未標(biāo)準(zhǔn)直徑 表4.6確定各軸段長(zhǎng)度 位置 軸段長(zhǎng)度/mm 說(shuō)明 右端軸承處 33 此段軸只有軸承，故該軸段長(zhǎng)度為33mm 齒輪處 40 此段部分只有齒輪因此該段軸長(zhǎng)為40mm 左端軸承處 25 此段軸只有軸承，股該軸段長(zhǎng)度為25mm 全軸總長(zhǎng) 98 （25+40+33）mm=98mm （3）傳動(dòng)零件的周向固定 齒輪處采用A型普通平鍵，齒輪處為鍵A12×28GB/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(cè)），軸上過(guò)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(jì)算 軸承驗(yàn)算 （1）計(jì)算軸承的當(dāng)量動(dòng)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(xiàn)[5]表9.4溫度系數(shù) =1.0 由文獻(xiàn)[5]表9.7沖擊載荷系數(shù) 由文獻(xiàn)[5]表7.2.16得 N N 由查文獻(xiàn)[5]表9.6得=0.35 查文獻(xiàn)[5]表9.6得—軸向系數(shù)，—徑向系數(shù) 由文獻(xiàn)[5]式9.10 N (4.65) （2）驗(yàn)算軸承壽命 由文獻(xiàn)[5]式（9.6） =16000h (4.66) 4.3.2第V軸上的軸承壽命計(jì)算 軸承驗(yàn)算 （1）計(jì)算軸承的當(dāng)量動(dòng)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(xiàn)[5]表9.4溫度系數(shù)=1.0 由文獻(xiàn)[5]表9.7沖擊載荷系數(shù) 由文獻(xiàn)[5]表7.2.16得N N 由查文獻(xiàn)[5]表9.6得=0.4 查文獻(xiàn)[5]表9.6得—軸向系數(shù)，—徑向系數(shù) 由文獻(xiàn)[5]式9.10 N (4.67) （2）驗(yàn)算軸承壽命 由文獻(xiàn)[6]式（9.6） =14272h (4.68) 在本設(shè)計(jì)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(cè)選擇6308球軸承。 4.4本章小結(jié) 本章主要介紹了典型零件軸、齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算，軸即受到彎矩同時(shí)又受到轉(zhuǎn)矩作用，尺寸計(jì)算。還對(duì)軸進(jìn)行了強(qiáng)度校核，并對(duì)齒輪的尺寸進(jìn)行了計(jì)算，為今后的設(shè)計(jì)提供理論支持  結(jié) 論 旋耕滅茬機(jī)總體及側(cè)邊傳動(dòng)裝置設(shè)計(jì)，來(lái)源于生產(chǎn)實(shí)際。本設(shè)計(jì)主要是在普通臥式旋耕機(jī)的基礎(chǔ)上改進(jìn)設(shè)計(jì),使之既能旋耕又能滅茬，以實(shí)現(xiàn)一機(jī)多用。設(shè)計(jì)的主要內(nèi)容為：總體方案從確定、滅茬狀態(tài)總裝配圖，設(shè)計(jì)側(cè)邊或中間齒輪傳動(dòng)裝置及刀輥軸。 通過(guò)改進(jìn)設(shè)計(jì)，增加刀輥軸的轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)向。在工作時(shí)，通過(guò)適當(dāng)?shù)牟鹦逗透难b，就可實(shí)現(xiàn)不同功能的作業(yè)，以達(dá)到一機(jī)多能的目的。旋耕滅茬機(jī)總體及側(cè)邊傳動(dòng)裝置的設(shè)計(jì)解決了現(xiàn)有旋耕機(jī)只能旋耕不能滅茬而滅茬機(jī)又只能滅茬不能旋耕的問(wèn)題。 本設(shè)計(jì)的優(yōu)點(diǎn)：實(shí)現(xiàn)解決了現(xiàn)有旋耕機(jī)只能旋耕不能滅茬而滅茬機(jī)又只能滅不能旋耕的問(wèn)題；本機(jī)相對(duì)其他選跟滅茬機(jī)來(lái)說(shuō)方便拆卸，而且可用于多種農(nóng)用機(jī)，密封性好；本機(jī)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(shè)計(jì)的缺點(diǎn)：其中萬(wàn)向節(jié)應(yīng)注意容易損壞，需要經(jīng)常保養(yǎng)。 設(shè)計(jì)中涉及到機(jī)械制造 、機(jī)械設(shè)計(jì)等多方面學(xué)科知識(shí)。通過(guò)大量的計(jì)算闡述了傳動(dòng)部件結(jié)構(gòu)的可行性和性能特點(diǎn)，在設(shè)計(jì)過(guò)程中通過(guò)大量的文獻(xiàn)資料的閱讀，以大量的理論作為依據(jù)實(shí)現(xiàn)了旋耕滅茬機(jī)的總體傳動(dòng)方案的設(shè)計(jì)。由于時(shí)間太短在設(shè)計(jì)中還有很多問(wèn)題沒有考慮到，需要在以后的設(shè)計(jì)中完善。  參考文獻(xiàn) [1]中國(guó)農(nóng)業(yè)機(jī)械化科學(xué)研究院.農(nóng)業(yè)機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)[S].上冊(cè).北京：中國(guó)農(nóng)業(yè)科學(xué)技術(shù)出版社，2007 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還要特別感謝在本次畢業(yè)設(shè)計(jì)過(guò)程中給予我?guī)椭钠渌蠋?，是他們及時(shí)指正我的錯(cuò)誤和不足之處，才使我在設(shè)計(jì)過(guò)程中少走了不少?gòu)澛?。他們的工作精神和工作態(tài)度深深的打動(dòng)了我！ 36