微型耕作機的結構優(yōu)化設計-以合盛1Z-135型微耕機為研究對象,微型耕作機的結構優(yōu)化設計-以合盛1Z-135型微耕機為研究對象,微型,耕作,結構,優(yōu)化,設計,型微耕機,研究,鉆研,對象 學院本科生畢業(yè)論文（設計）開題報告表 論文(設計)名稱 微型耕作機的結構優(yōu)化設計 論文（設計） 來源 論文（設計）類型 指導教師 學生姓名 學號 班級 一、研究或設計的目的和意義: 本次設計的重點是對微型耕作機的動力部分、機械傳動部分、旋耕刀具部分和工作部件機安全性等部分進行的結構優(yōu)化設計。 窗體頂端 在現(xiàn)代農業(yè)生產中，農民離不開先進適用的農機新技術、新機具。迫切需要運用農機新技術、新機具來改善農業(yè)生產條件，減輕勞動強度，提高機械化水平。微型耕作機的結構優(yōu)化設計的舒適性原則產品是否好用，直接關系到“人性化”的設計是否能通過產品被人所接受，要設計出以人為中心、方便、舒適、適用的產品，設計人員必須協(xié)調多方面因素，包括：動機因素、美學因素、人機工程學因素、環(huán)境因素、文化因素等。運用人機工程學對產品的安全進行分析和設計目的是為了使用者在操作時不易發(fā)生誤操作以及不影響操作者的身心健康，使產品更具人性化。 2、 研究或設計的國內外現(xiàn)狀和發(fā)展趨勢: 在現(xiàn)代農業(yè)生產中，對于丘陵和山地的翻耕，農民離不開先進適用的微型耕作機。運用它來改善農業(yè)生產條件，減輕勞動強度，提升農業(yè)生產效率，進而推動農業(yè)的發(fā)展。隨著農業(yè)機械化的大力推廣，微型耕作機操作簡單、成本低，適應山區(qū)丘陵耕作。 微型耕作機是指功率≤7.5KW，可直接用動力結構驅動旋轉工作部件運轉，主要用于果園、菜地、丘陵坡地等作業(yè)而設計的農機產品。由于其結構緊湊、操作靈活、維修方便等特點，因而廣泛應用于丘陵的旱地、果園、菜地以及煙地的旋耕等環(huán)境的耕地作業(yè)。微型耕作機以柴油機或汽油機為動力，它可以在田間自由行使，便于人們使用和存放，省去了大型農用機械無法進入山地的煩惱，是廣大農民消費者替代牛耕的最佳選擇。微耕機在國內生產和銷售的機型主要有兩款：一款是由風冷汽油機或水冷柴油機作為動力，皮帶或齒輪箱作為傳動裝置，耕作寬度大約為500-1200mm的旋耕刀具，?價格一般在2000-3500元之間，經濟性較好，結構也較為簡單，適合經濟條件較差，用途較為簡單的地區(qū)使用。 中國是一個丘陵和山區(qū)占主要地表的以農業(yè)為主的國家。近年來 ,隨著農業(yè)改革的不斷深入和農業(yè)結構的不斷調整 , 我國的設施農業(yè)得到了迅速發(fā)展。為適應廣大農民對溫室大棚機械化作業(yè)要求和山區(qū)丘陵、小田塊作業(yè)的需要, 我國自 20 世紀 90 年代初出現(xiàn)了多功能管理機, 又叫微型耕作機。歷經十余年的歷程, 微型耕作機得到了一定的發(fā)展, 國內眾多的科研生產單位陸續(xù)嘗試開發(fā)了一些較為適用的各型機具。農業(yè)機械化已成為農業(yè)現(xiàn)代化的重要標志。改革開放以來，我國農業(yè)機械化水平取得了突飛猛進的發(fā)展，但是耕作機械的研究開發(fā)，與國外相比仍然存在著較大的差距。因此，必須正視這種現(xiàn)狀，努力發(fā)展我國的耕作機械。 1.1 國外技術水平現(xiàn)狀 近幾年來，一些發(fā)達國家不斷將高、新、尖技術應用到農業(yè)機械上來，使農業(yè)機械不斷向智能化發(fā)展。國外的小型微耕機械發(fā)展較早，目前主要以日本、韓國、意大利、法國和美國等國家的產品為代表。歐洲國家的產品以園藝作業(yè)為主，主要功能有旋耕、剪草、短距離運輸?shù)?，而亞洲國家的產品則以農業(yè)為主。歐洲機型的發(fā)動機動力軸多向后輸出，通過一對傘齒輪與輪軸齒輪箱連接，并通過傳動軸驅動剪草機、清雪機和粉碎機等園藝機具，這時扶手轉到發(fā)動機前面，其優(yōu)點是整機結構緊湊 ，但驅動一些農用機具時傳動不太方便，工作部件安裝位置不好布置。亞洲3.7kw以上機型在旱地深旋作業(yè)時多采用攪刀，這種刀的特點是碎土性能差（在一定轉速和前進速度下方可達到碎土性能要求）；功率消耗大，所以動力小的機型不宜采用這種刀型。國外機型大部分都具有以下主要特點：小巧、靈活，外形美觀，操作方便（操作手把能旋轉并可調節(jié)高低）；采用排放量低的小型汽油機或柴油機為動力；可方便、簡單?？焖俚馗鼡Q多種部件，完成多項作業(yè)。目前，國外耕作機的發(fā)展趨勢主要有以下幾個方面： 1) 耕作機械產品向多品種、系列化方向發(fā)展。專業(yè)生產大中型耕作機械的松山株式會社和小橋工業(yè)株式會社的產品有50多個系列200多個品種，驅動耙產品有近30多個系列100個品種，且具有不同的配套動力、耕深、耕幅供用戶選用。 2) 向寬幅、高速、高效方向發(fā)展。意大利“CELLI”公司的KR-P600型動力耙與132～176kW拖拉機配套，作業(yè)幅寬達到6m，耕深可達30cm；日本松山和小橋公司制造的寬幅水田驅動耙可折疊，配套動力為25.7～47.8kW，作業(yè)幅寬達3～4.17m，行駛或入庫時機體可對折將幅寬縮至1.8cm，與配用拖拉機輪幅相當。 3)向降低功耗、減少土壤有害壓實、聯(lián)合作業(yè)機具方向發(fā)展。將松土、碎土、作畦、起壟、開溝、播種、施肥和噴藥等多種作業(yè)中的幾項結合在 一個機組中，1次性作業(yè)行程即可同時完成幾項作業(yè)。德國的U155/4型耕—耙聯(lián)合機具的半懸掛犁與滾齒耙構成組配式聯(lián)合作業(yè)機組，1次性作業(yè)可完成犁耕及耕后表層碎土。意大利的RA/50C型深松—犁耕聯(lián)合機具是由7齒深松機和8組圓盤犁組配而成，松土深度80～100cm，犁耕深度40～50cm。兩個機具用液壓缸連接，通過拖拉機的液壓輸出進行控制作業(yè)深度，并實現(xiàn)作業(yè)狀態(tài)與運輸狀態(tài)的轉換。 4) 耕作機械向智能化與自動化方向發(fā)展。由于先進的制造技術、新材料的涌現(xiàn)，電子技術、通訊技術等的進步，電子監(jiān)控、液壓和自動控制等技術在耕作機械上得到了廣泛的應用。 在美國、加拿大等國家應用液壓控制圓盤耙。圓盤耙組偏角的調整由液壓油缸（或絲桿機構）來實現(xiàn)，同時可根據(jù)農藝要求、土壤條件在作業(yè)時無極調節(jié)偏角，減輕了勞動強度。 5) 向工廠化農業(yè)小型多功能機具發(fā)展。日本、西班牙以及韓國等國家采用了先進的小型動力和耕整機具，其動力一般為2.2～3.7kW的汽油機，可以減少棚室內的污染；同時操縱把手可水平360°方向及垂直方向多級調整位置，使機具操縱靈活，并可在棚室側邊作業(yè)。 1.2 國內耕作機的現(xiàn)狀 我國耕作機械起步較晚，經歷了從犁鏵式耕地機、圓盤式耕地機、螺旋式耕地機和鏈式耕地機的四個發(fā)展歷程。在我國除極少數(shù)單位引進國外的連續(xù)式耕地機外,國產耕地機仍處于設計研發(fā)的初步階段。耕地機的歷史悠久，早期的犁鏵工具就是耕地機的雛形，只不過沒有動力驅動。到了上世紀 50 年代開始，伴隨著機械化的普及，而且在一些相關的部件和結構原理沒有成型和系統(tǒng)的研究戰(zhàn)后的發(fā)達國家開始使用機械耕地機進行大范圍的農耕化作業(yè)，大大提高了勞動生產率?，F(xiàn)在隨著技術的不斷進步和日益增多的工作要求，耕地設備的研究走進了一個新的時代，較為成型的耕地設備不斷涌現(xiàn)。但國內的耕地機的研究和使用起步比較晚。到了60 年代，旋轉式耕地機已發(fā)展成為一種先進的連續(xù)挖土機械。適宜開挖梯形截面的農用溝渠。由于它牽引阻力小，能均勻散耕地內土壤，工作效率高，因而獲得迅速的發(fā)展和廣泛的使用。從 70 年代末期開始，以鏈式耕地機的研究逐漸興起，到了 80 年代中期，美國等國已經有了較為成型的鏈式耕地設備。隨著改革開放的不斷深入，生產建設全面啟動，城市土方施工工程規(guī)模越來越大，各方面都面臨著巨大的挖溝工作量。經過 40 多年的發(fā)展，在耕地機應用方面，以其生產效率高，成本低，設備簡單，組裝方便而被廣泛應用。其工作效率突出，且擴大了使用范圍。目前國內廠家生產的微耕機產品從地域上可分為南方型和北方型。南方機型結構形式以參照歐洲的機型為主，在旋耕刀方面又吸取了日本產品的特點，初期以水田作業(yè)為主，逐步發(fā)展成水旱兼用。代表機型為廣西藍天和重慶合盛等微耕機產品。北方機型以參照韓國和我國臺灣的機型為主，代表機型有山東津通達機械廠和北京多力多公司等生產的微耕機產品。從性能和功能上也分為兩種類型：一種是功能少（動力小于3.7kw、配套機具少）、操作不夠方便（手把不能調節(jié)、無轉向離合器、前進和后退檔位少）的機型，價格較低；另一種是機型功能較多（可配套機具多），使用可靠性高，操作方便，但價格略高。售價低于3000元/臺的微耕機多配水冷柴油機，3.7kw以上的多配風冷柴油機或汽油機。微型耕作機的發(fā)展現(xiàn)狀還有以下幾個方面： 1)大中型與小型機具并存，小型機具占主導地位。目前，我國微型耕整機、水田耕整機、手扶拖拉機配套農機具、18.4kW以下四輪拖拉機配套的小型耕整機具，在水田、山區(qū)以及北方廣大農村的耕整地機械化中起著重要作用。驅動型耕作機械產品產量比較大且形成小行業(yè)的主要是旋耕機。20世紀80年代末的更新?lián)Q代產品與老產品比較，具有作業(yè)質量好、生產效率高、能耗低和可靠性高等優(yōu)點。 2)聯(lián)合作業(yè)機發(fā)展較快。聯(lián)合作業(yè)機具因具有搶農時、省能耗、減少機具對土壤壓實等優(yōu)點，在國內得到了較快的發(fā)展。全國各地結合當?shù)氐霓r藝要求研制以旋耕機為主體的聯(lián)合作業(yè)機（如淺旋耕條播機、少耕條播機及旋耕播種施肥機等），已有60多種規(guī)格不同型號的產品,年產量在1.5萬～2萬臺左右。 國內采用驅動工作部件的聯(lián)合作業(yè)機，多數(shù)是以旋耕機刀輥為主要工作部件，可實現(xiàn)旋耕、深松、起壟、滅茬等作業(yè)工序中的兩個以上項目的聯(lián)合作業(yè)。其產品有深松旋耕機、松旋起壟機、滅茬起壟機、碎土整地機等，多數(shù)產品動力在36.8kW以上。國內驅動式圓盤犁自20世紀80年代后期開始研制，現(xiàn)在也有較好的使用效果。 3) 農業(yè)技術的發(fā)展促進了農具的開發(fā)與生產。為了適合南方地區(qū)推廣的少耕深松耕作制度，開發(fā)了以齒桿為深松部件的深松機產品，并在一部分地區(qū)應用。為適應旱作節(jié)水農業(yè)的需要，開發(fā)了全方位的深松機并形成了系列產品。為了適應秸稈粉碎還田、根茬粉碎還田的農業(yè)生產需要，秸稈還田機、根茬粉碎還田機成為推廣使用最快的產品之一。為了滿足大棚、溫室內耕整地作業(yè)的需要，一些小型耕整機具已經生產并且得到推廣使用。 1.3 微型耕作機發(fā)展存在的問題 1）微型耕作機存在的局限性 目前，我國所研發(fā)的微型耕作機結構都較為簡單，功能相對少。很多機型配用的是柴油機或者汽油機作為動力，但是它的噪音以及污染排放這些問題仍然未解決，大部分還處于少量生產階段，安全性能差、性能不穩(wěn)定以及可靠性差，影響和限制了它的應用和推廣。另一方面，由于產品檔次不高，結構質量和外形尺寸大，也限制了其應用領域，特別是在一些山地和丘陵，越來越不能滿足形勢發(fā)展的需求。 2）維修成本較高，使用水平較低。 機器出故障的一個重要原因是使用的不恰當。一些用戶為了減少費用，往往使用不再規(guī)定范圍內標號的燃油，再加上一些燃油的品質較差，經常使發(fā)動機出現(xiàn)一些故障。再而，微型耕作機工作的環(huán)境差，長時間的連續(xù)超負荷作業(yè)，由于塵土漫天飛揚，發(fā)動機的濾清器會堵塞，然后就造成了發(fā)動機發(fā)熱。若出現(xiàn)“拉缸”等問題，就需要更換整個缸體，加上一些維修費，農戶又得花費一筆錢，因此，維修費用就自然而然的增加了。 3）操作微型耕作機的安全性問題 用戶缺乏操作知識和維護保養(yǎng)知識，存在安全隱患。操作不規(guī)范，有小故障不當回事、不及時維修，不僅容易發(fā)生機械故障，而且可能帶來安全事故，因此，安全問題不能忽視。 4）制造工藝水平不高。材料以市場供應的為標準，但已經滿足不了設計的要求。然而國際上已普遍采用新材料、新工藝，例如高強鑄鐵、低合金鋼模鍛。如西德杜齊微型耕作機，刀齒強度為10，并且其箱體零件薄壁鑄造新工藝、熱處理工藝、多刀加工中心和柔性加工自動線等。 1.4 微型耕作機的發(fā)展趨勢 1）向自動化和智能化的方向發(fā)展。我國農產品生產成本相比國外高的主要原因是因為我國的勞動力占的比例高，機械成本占的比例低。因此，倘若我國農業(yè)生產能夠大幅度的提高機械化、自動化水平，肯定可以提高農業(yè)生產率，以便于降低農產品成本。 2）以人為本，相關設計人性化。在微型耕作機的設計研發(fā)上, 設計人員需要結合我國的實際情況, 以人機工程學相關的原理為根據(jù),優(yōu)化整體的結構, 對其進行二次開發(fā) , 增加一些安全防護的裝置 ,并且進行人性化設計, 以使其操作起來簡單 , 減小農用機械用戶的勞動強度, 提高它的操作舒適性。 3)微型耕作機多功能化以及價格適中。以國內先進機型和技術作為基礎，根據(jù)我國的各地域的氣候土壤環(huán)境特點，重視用戶的作業(yè)習慣，揚長避短，研發(fā)配套作業(yè)水平高、功能多樣、價格適中，并且適合我國國情的微型耕作機。產品的特點要以提高作業(yè)質量和效率為主，并且要求結構簡單以及性能完善。不斷配套新機具、增加一些新功能，在完善農用功能的基礎上，逐漸向城市園林、園藝領域擴展，例如配套剪草、掃雪和枝葉粉碎機具等。盡管現(xiàn)在農村經濟有較大的發(fā)展，但從總體上來說人均收入仍然較低。該機型的價格定位應合理，要低于進口機價格。 4) 操作應更簡單，更換部件快。在速度調節(jié)方面，用戶操作手柄、前進和后退調節(jié)的時候更加方便。微型耕作機與配套機具的連接應采用快速掛接裝置，拆換的時候更簡單，更加快速，更好的減輕了操作者的勞動強度和節(jié)約更換農機具的時間。同時也要選用適應性強的發(fā)動機，至少有低噪聲、排放少、動力強勁和適應性強這些特點，發(fā)動機才會更多地被應用。 三、主要研究或設計內容，需要解決的關鍵問題和思路: 針對微型耕作機的結構優(yōu)化進行初步設計。 主要內容包括: ①微型耕作機動力部分的選擇； ②機械傳動方式的選型以及設計計算； ③旋耕刀具部分的選擇； ④工作部件的優(yōu)化設計及安全性； 主要思路:①提出可行性方案進行分析；②根據(jù)人機工程學的設計原理及方法，進行合理設計；③確定動力部分的最優(yōu)選擇；④確定機械傳動方式的相關選型以及設計計算；⑤確定旋耕刀具的選擇，進行最佳選擇；⑥工作部件的優(yōu)化設計及安全性，進行最簡化；⑦最后按設計任務的要求，編寫出方案的詳細文字說明，繪出說明方案的相關圖紙。 四、完成畢業(yè)論文（設計）所必須具備的工作條件及解決的辦法: 主要工作條件及解決方法如下: 1、查閱、整理相關資料； 2、與設計相關的工具書:學院提供、教學相關教材、圖書館查閱及網上收集等； 3、圖紙設計:利用計算機輔助設計，自己擁有電腦； 4、指導老師的幫助，發(fā)現(xiàn)疑難問題及時主動向指導老師請教； 5、同學之間的團結互助，大家共同學習、共同探討、共同進步； 6、自己認真思考，積極參與。 五、工作的主要階段、進度與時間安排: 第五周（2017年03月27日—2017年04月02日）: 通過查閱微型耕作機的相關資料以及調研，編寫了開題報告表和文獻綜述。 第六周（2017年04月03日—2017年04月09日）: 通過上周所查閱的相關資料，完成了畢業(yè)設計說明書摘要以及第一章相關資料的整理和編寫。 第七周（2017年04月10日—2017年04月16日）: 通過前兩周的資料以及相關文獻整合，本周完成了技術創(chuàng)新點以設計思路的提出，同時進行了微型耕作機結構優(yōu)化設計的可行性分析。 第八周（2017年04月17日—2017年04月23日）: 完成微型耕作機的整機結構及工作原理的編寫，動力部分的選型。 第九周（2017年04月24日—2016年04月30日）: 微型耕作機機械傳動部分的設計計算。 第十周（2017年05月01日—2016年05月07日）: 微型耕作機機械傳動部分齒輪設計計算和旋耕刀具的選擇。 第十一周（2017年05月08日—2017年05月14日）: 微型耕作機的工作部件優(yōu)化設計及安全性，結束語、參考文獻和致謝語的編寫。 第十二周（2017年05月15日—2016年05月21日）: 畢業(yè)論文（設計）初稿評閱，學生按反饋意見繼續(xù)修改。 第十三周（2017年05月22日—2017年05月28日）: 畢業(yè)論文（設計）查重通過后定稿，并將紙質稿交給指導老師和評閱老師評閱。 第十四周（2017年05月29日—2017年06月04日）: 畢業(yè)論文（設計）答辯，提交畢業(yè)論文（設計）成績，不合格者進入緩答辯環(huán)節(jié)。 六、閱讀的主要參考文獻及資料名稱: [1] 王瑞林.微耕機發(fā)展歷程及使用要點[J].農業(yè)科技與裝備,2013. 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Machinery industry press, 2003. 七、指導教師意見和建議: 指導教師（簽字）: 年 月 日 說明:1、論文（設計）類型:A—理論研究；B—應用研究；C—設計等； 2、論文（設計）來源:指來源于科研項目、生產/社會實際、教師選題或其他（學生自擬）等； 3、各項欄目空格不夠，可自行擴大。 本科畢業(yè)論文（設計） 論文（設計）題目： 微型耕作機的結構優(yōu)化設計 系： 專 業(yè)： 班 級： 學 號： 學生姓名： 指導教師： 2017 年 05 月 31 日 第 59 頁 目 錄 摘要 III Abstract IV 第一章 緒論 1 1.1 國外技術水平現(xiàn)狀 1 1.2 國內耕作機的現(xiàn)狀 2 1.3 微型耕作機發(fā)展存在的問題 2 1.4 微型耕作機的發(fā)展趨勢 3 第二章 技術創(chuàng)新點和設計思路 5 2.1 技術創(chuàng)新點 5 2.2設計思路 5 第三章 總體方案設計 6 3.1 已知設計條件 6 3.2 總體方案設計可行性分析 6 3.3整機結構及工作原理 6 3.3.1 結構特點 6 3.3.2 工作原理 7 3.4 主要參數(shù)初步設定 7 3.5 動力部分 8 3.5.1 柴油發(fā)動機的選型 8 3.5.2 消聲器的選型 8 3.6 機械傳動方式的選擇以及設計計算 9 3.6.1 傳動比的計算和分配 9 3.6.2計算各軸的功率及轉矩 10 3.6.3 帶傳動的設計計算與校核 13 3.6.4 齒輪傳動的設計計算與校核 15 3.6.5 軸的設計及校核 31 3.6.6 鍵、深溝軸承、離合器等標準件的選擇 33 3.7 旋耕刀具部分的選擇及設計 34 第四章 工作部件優(yōu)化設計及安全性 40 4.1行走機構的優(yōu)化設計 40 4.2 扶手架的優(yōu)化設計 40 4.3 安全擋板的優(yōu)化設計 42 4.4 微型耕作機的主要技術參數(shù) 43 4.5 操作安全注意事項及翻耕的農藝要求 44 第五章 設計總結 45 參考文獻 46 致謝 47 微型耕作機的結構優(yōu)化設計 摘要 隨著我國農業(yè)機械化的發(fā)展，由于市場的需求，適用于丘陵、山地的微型耕作機的結構優(yōu)化設計已成為目前研究的重點,微型耕作機的使用操作簡單，耕作效率高以及性能好。本文以合盛1Z-135微型耕作機為研究對象，對微型耕作機的部分結構進行了一定的創(chuàng)新優(yōu)化改進，使之更加人性化。在廣泛收集資料的基礎上，對國內外微型耕作機的研究現(xiàn)狀進行對比和分析，論證了微型耕作機的設計方案，重點進行對發(fā)動機以及消聲器進行選型，傳動部分的設計，工作部件的設計以及對微型耕作機安全性能的設計分析。同時，本文也從人機工程學的角度對微型耕作機的人性化設計提出了部分可行性設計改良建議。 關鍵詞：微型耕作機，結構優(yōu)化，設計 Design of the structure optimization of miniature cultivator Abstract With the development of agricultural mechanization in our country, due to the demand of the market, is suitable for the hills, mountains of miniature farming machine structure optimization design has been the focus of the present study, the use of miniature farming machine operation is simple, the cultivation of high efficiency and good performance. In this paper, the design of the 1z-135 micro-cultivator is studied, and the overall structure of the micro-cultivator is optimized and optimized to make it more humane. On the basis of widely collecting data, the research status quo of miniature farming machine at home and abroad were reviewed and comparison and analysis, demonstrates the design of miniature farming machine, focus on the engine type selection, the design of the transmission parts, the design of working parts and to the design of miniature farming machine safety performance. At the same time, this paper also puts forward some Suggestions for the feasibility design of miniature cultivator from the perspective of man-machine engineering. Key words: micro-cultivators,Structure optimization, design 第1章 緒論 在現(xiàn)代農業(yè)生產中，關于丘陵和山地的翻耕，農民離不開先進適用的微型耕作機?？梢杂梦⑿透鳈C來改善農業(yè)的生產條件，降低農戶的工作勞動強度，使得農業(yè)的生產效率得以提升，進而推動農業(yè)的發(fā)展。隨著農業(yè)機械化的深度推廣，微型耕作機使用起來操作簡單、成本低，適應山區(qū)丘陵耕作。 微型耕作機是指功率≤7.5KW，可以直接用動力結構驅動旋轉工作部件運轉起來，主要用于果園、菜地、丘陵坡地等這些區(qū)域而設計的農機產品。主要還是因為它的結構緊湊、操作靈便以及維修便利等特點，因此普遍應用于丘陵的旱地、果園以及煙地的旋耕等地方的耕地作業(yè)。微型耕作機是以柴油機或汽油機作為動力的，它能夠在田間自由地運轉和行走，方便人們運用和寄存，同時也消除了大型農用機械無法進入山地的苦惱，是廣大農民消費者代替牛耕的最佳抉擇。 我國是一個丘陵和山區(qū)，地域遼闊的以農業(yè)為主的國家。近年來 ,隨著農業(yè)變革的不停地深化和農業(yè)構造的不斷調整 , 我國的農業(yè)基礎設施得到了迅速的發(fā)展。歷經十多年的歷程, 微型耕作機在國內得到了很好的發(fā)展, 國內很多的科研人員不斷地嘗試研發(fā)了一些較為適用的各種機型機具。 1.1 國外技術水平現(xiàn)狀 最近幾年以來，有些發(fā)達國家不停地將高新的技術應用到農業(yè)機械中去，因此，農業(yè)機械在智能化方向上得到了很好的發(fā)展。國外的微型耕作機械相對于國內的發(fā)展都比較早，一些歐洲國家的農業(yè)機械產品主要是以在園藝中工作的為主，這些機械有著旋耕、剪草、短距離運輸?shù)忍攸c，然而在亞洲國家的農業(yè)機械產品則主要體現(xiàn)在農業(yè)耕作上。目前，國外的農用機型大多數(shù)都有以下這些特點：第一，機型較為輕便、靈活，外表美觀，用戶操作起來較為便利；第二，這些機型大多數(shù)使用汽油機或柴油機作為動力來源，因為它們的排放量比較低；第三，機型方便、簡單?，F(xiàn)在國外微型耕作機的發(fā)展體現(xiàn)在以下幾點： 1) 農用機械產品向著自動化的方向發(fā)展。因為先進的制造技術、新材料的出現(xiàn)以及電子科技等技術的進步，所以液壓以及自動化控制等技術在耕作機械上得到了很多的使用。通過把握這些優(yōu)點的應用，進而減輕了操作者的疲勞強度。 2）微型耕作機械向著農業(yè)多樣化機具的方向發(fā)展。亞洲一些國家采用了先進技術的微型動力以及機具，這些機型的動力在2.2～3.7kW范圍內的汽油機，從而可以減少微型耕作機產生的污染。另外，用戶操縱把手的時候可以水平方向或者垂直方向多次調整位置，使得機具操作起來靈活，也可以在田地的側邊上作業(yè)。 1.2 國內耕作機的現(xiàn)狀 我國的微型耕作機械起步比較晚，除了少數(shù)的企業(yè)從國外引進的連續(xù)式耕地機外,國產的微型耕作機仍然還在處于設計研發(fā)的萌芽階段。現(xiàn)在，國內廠家生產的微型耕作機產品有南方型和北方型兩種，南方機型的結構特點主要是參照歐洲的機型而改進的，剛開始只可以進行水田作業(yè)，到后來慢慢發(fā)展成了可以水旱兼用的機型。然而，北方的機型主要是參照韓國的機型進行改進的。現(xiàn)在我國的微型耕作機的發(fā)展現(xiàn)狀體現(xiàn)在以下兩個特點： 1）農業(yè)機械聯(lián)合產品發(fā)展得比較快。最主要的是聯(lián)合機有著節(jié)省能耗、能夠減少耕作機械對泥土的碾壓等特點，目前在國內得到了特別好并且發(fā)展較快。現(xiàn)在國內正在使用的驅動工作部件的聯(lián)合機械，大部分是以旋耕機的刀輥作為主要工作部件，進而可以實現(xiàn)旋耕、起壟等工序中多數(shù)項目的聯(lián)合作業(yè)。 2）農業(yè)機械技術的發(fā)展促進了農業(yè)機具的研發(fā)和生產。第一，設計者們?yōu)榱宿r戶可以讓秸稈粉碎還田在農業(yè)生產的需要，進而研發(fā)了一款秸稈還田機，現(xiàn)在秸稈還田機已經成了農用機械中推廣使用最快的產品之一；第二，為了滿足大棚和溫室里面翻耕作業(yè)的需要，從而設計了可以適應大棚內耕作的小型耕作機械。目前，一些小型微型耕作機具已經得以生產并且得到了農戶們的認可以及推廣使用。 1.3 微型耕作機發(fā)展存在的問題 （1）微型耕作機發(fā)展存在的局限性 目前，我國所研發(fā)的微型耕作機結構都較為簡單，功能相對少。很多機型配用的是柴油機或汽油機作為能源，但是它的噪音以及污染排放這些問題仍然未處理，大部分還處于少量生產階段，安全功能差、性能不穩(wěn)定以及可靠性差，影響和限制了它的應用和推行。另一方面，由于產品層次不高，結構品質和形狀尺寸大，也限制了其使用領域，特別是在一些山地和丘陵，越來越不能滿足用戶的需要。 （2）維修成本較高，使用水平較低。 機器出故障的一個重要原因是使用機器的不恰當。一些用戶為了縮小費用的使用，往往不再規(guī)定范圍內使用標準的燃油。另外，再加上一些燃油的質量不理想，常常會使發(fā)動機出現(xiàn)一些毛病。再而，微型耕作機工作的環(huán)境差，長時間的延續(xù)超負荷作業(yè)，塵土漫天飛揚，發(fā)動機的濾清器會被塞住，然后就造成了發(fā)動機發(fā)熱。如果出現(xiàn)“拉缸”等系統(tǒng)故障時，就需要改換整個缸體，加上一些維修費，農戶又得花費一筆錢，因此，維修費用就自然而然的增加了。 （3）操作微型耕作機的安全性問題 由于用戶缺少操作知識和維護保養(yǎng)知識，會存在安全隱患。他們操作的時候不規(guī)范，有的小毛病不當回事、不及時處理，不僅容易產生機械故障，并且可能會帶來安全事故，因此，在安全這些問題上不容忽視。 （4） 制造工藝水平不高。 材料以市場供給的為標準，但已經滿足不了設計的要求。但是國際上已廣泛使用新材料、新工藝，例如高強鑄鐵、低合金鋼模鍛。 1.4 微型耕作機的發(fā)展趨勢 （1） 向著智能化方面發(fā)展。 我國的農業(yè)產品生產成本之所以比國外高的重要緣故是因為我國的勞動力占的比重較高，機械生產成本占的比重較低。因此，假使我國農業(yè)生產機械能夠大幅度地提高機械化及自動化的程度的話，肯定能夠提高農業(yè)生產率，以便于降低農產品成本。 （2） 以人為本，相關部件設計人性化。 在微型耕作機的設計研發(fā)上, 設計人員須要結合我國的實際狀況,根據(jù)理論結合實際，同時以人機工程學相關的原理為依據(jù),優(yōu)化整個微型耕作機的結構, 并且對它進行再次開發(fā) , 另外增設一些安全防護的安裝 ,而且進行人性化設計, 以便于使它操作起來較為簡略 ,從而減小農用機械用戶的勞動強度, 提高它的操作舒適性。 （3） 微型耕作機多功能化以及價格適中。 以國內先進機型和技術作為基礎，根據(jù)我國的各地域的氣候土壤環(huán)境特點，重視用戶的作業(yè)習慣，揚長避短，研發(fā)配套作業(yè)水平高、功能多樣、價格適中，并且適合我國國情的微型耕作機。產品的特點要以提高作業(yè)質量和效率為主，并且要求結構簡單以及性能完善。我們應該不斷地配套新機具、添加一些新體驗，在完善農用機械結構性能的基礎上，逐步往城市園林、園藝領域內多方面擴大，比如配套剪草和枝葉粉碎機具等。雖然如今鄉(xiāng)村在經濟上有較大的發(fā)展，但從總體上來說人均收入依然還是比較低的。該機型的價錢定位應較為合適，要比進口機的價錢低一些。 （4） 操作應更簡單，更換部件快。 在速度調理方面，用戶操作手柄的前進和后退調節(jié)的時候愈加便利。微型耕作機與配套機具的連接應該使用快速掛接裝置的安裝，這樣拆換的時候更簡單，只有這樣才能愈加快速，更好的降低了操作者的勞動強度和節(jié)約改換農機具的時間。同時設計者也要選用適應性強的發(fā)動機，至少應該有低噪聲、排放少、能源強勁和適應性強這些特點，發(fā)動機才會更多地被運用。  第2章 技術創(chuàng)新點和設計思路 2.1 技術創(chuàng)新點 以1Z-135微型耕作機作為研究對象，對其進行整體結構優(yōu)化設計。創(chuàng)新之處有以下幾方面：一是對動力部分的選型進行優(yōu)化選擇，使微型耕作機有足夠的動力源，噪聲有所降低；二是機械傳動中選用了全齒輪傳動，并對其進行了相關設計計算；三是對扶手架進行了一部分的優(yōu)化設計，為了便于微型耕作機的運輸，因此扶手架設計成可折疊型的。另外，考慮到每個人的身高有些差別，而研究的這款微型耕作機扶手架是不能調節(jié)的，所以把它改裝成了一個能夠手動調整高度的扶手架；四是本設計中研究的對象安全性還有所欠缺，因而對旋耕刀進行了適當?shù)姆忾]，以提高它的安全性能。因此設計在微型耕作機原來的基礎上增加了防濺板。 2.2設計思路 第一，根據(jù)已知條件，擬定結構設計方案，進行可行性分析；第二，確定動力部分的選型；第三，確定機械傳動方式的相關選型以及相關設計計算，進行最佳選擇；第四，確定旋耕刀具的選型，進行最佳選擇；第五，對其工作部件優(yōu)化設計及安全性進行設計，其中包括行走機構、扶手架、安全擋板等工作部件進行一定的優(yōu)化設計；第六，畫出相關的零件結構簡圖。  第3章 總體方案設計 3.1 已知設計條件 本文中以1Z-135微型耕作機為研究對象，已知它的實物圖如下所示： 圖3.1 微型耕作機實物圖 3.2 總體方案設計可行性分析 （1）以186F風冷柴油機作為動力部分最主要的動力能源，以整體式變速齒輪箱為傳動，構造簡略，便于維修，油耗低以及效率高等。 （2）設計了微型耕作機的工作部件以及行走機構，用推動力來代替牽引力，打破了傳統(tǒng)的結構方式。 （3）微型耕作機的重心以及耕深都是通過人力來操縱扶手架進而控制穩(wěn)定性的。 3.3整機結構及工作原理 3.3.1 結構特點 微型耕作機主要由操縱機構及機架、變速箱、發(fā)動機、行走機構、旋耕刀、工作部件等組成，主要技術參數(shù)有整機外形結構、配套動力、結構質量、耕深等。 3.3.2 工作原理 微型耕作機是以柴油機為主要能源，然后經過V帶將力矩傳送到變速箱，然后再經過變速箱內變速，再將力矩傳送給旋耕刀具，最后由旋耕刀具對土壤進行切碎的機械原理，進而達到了翻耕的效果。 當它在工作時，通過操縱桿可以改變旋耕刀的翻土方向，檔位有前進檔、倒退檔以及空檔三種。前進檔主要是操縱耕作機在耕地作業(yè)時和田地間轉移行走，則倒退檔主要是用于轉向或耕地受阻時操縱機器倒退。 圖3.2 微型耕作機結構簡圖 1.輪轂 2.阻力桿 3.扶手桿調節(jié)桿 4.排擋桿 5.換擋手柄（右） 6.離合手柄（左） 7.油門手柄（右） 8.熄火開關（左） 9.扶手架 10.變速箱 11.發(fā)動機 12.保險杠 3.4 主要參數(shù)初步設定 本文中以1Z-135微型耕作機為研究對象，是在做了很多的市場調研和參考多種樣機之后選定的。根據(jù)已經使用過微型耕作機的用戶信息反饋和查閱相關的資料，以及成熟產品設計經驗的借鑒。因此，設定設計計算的初始參數(shù)為： 依據(jù)微型耕作機的相應要求，選擇動力源為186F的柴油發(fā)動機，具體參數(shù)為下表： 表3.1 微型耕作機主要參數(shù) 柴油機型號 186F 功率 6.3kw 滿載轉速 3600r/min 前進速度 0.5-1.3km/h 倒車速度 2km/h 3.5 動力部分 整臺微型耕作機的核心部分在于它的動力部分，而整臺機器工作的幅度、速度以及耕深等則取決于發(fā)動機功率的大小。 3.5.1 柴油發(fā)動機的選型 通過參考樣機和借鑒成功設計案例，在設計中選用186F風冷柴油發(fā)動機作動力能源，動力本身可靠性較好。186F風冷柴油機屬于常柴F系列柴油機，為立式手啟動或電啟動，通過花鍵軸輸出。 表3.2 柴油機主要參數(shù) 品牌/型號：186F 工作方式：往復活塞式內燃機 啟動方式：手動、電動 燃料：柴油 冷卻介質：風冷 最大功率：6.9Kw 標定轉速：3600rpm 燃油箱容量：5.8L 連續(xù)輸出功率：6.3kw 連續(xù)工作時間：12h 凈重（Kg）：47 旋向：順時針 外形（長x寬x高）：420×440×495/mm 汽缸數(shù)：單缸 因此，選用186F單缸風冷柴油發(fā)動機（手動）。 3.5.2 消聲器的選型 近年來，環(huán)境的污染越來越嚴重， 根據(jù)選用型號為186F單缸風冷柴油機，按照消聲原理，選用阻性消聲器。阻性消聲器是一種利用吸聲的材料來降低噪聲的，使沿管道傳播截面積的改變或旁接共振腔等在聲音傳播的過程中引起聲音阻抗的改變 ，產生聲能的反射與消耗，進而達到消聲目的的消聲裝置。阻性消聲器對中高頻消聲效果比較好、但對于低頻消聲的效果不理想。因此，在設計中選用阻性消聲器，它適合用來減小中、高頻的噪聲。 3.6 機械傳動方式的選擇以及設計計算 在設計中柴油發(fā)動機與變速箱之間的連接V帶傳動的，在變速箱內的傳動有齒輪傳動和皮帶型傳動兩種類型。然而皮帶傳動中很容易發(fā)生斷裂的問題，并且由于質量很輕，對于在硬、板地中進入土壤的效果較差，耕作艱難。因此，在設計中選用齒輪傳動。變速箱內有前進檔、退檔軸等，經過撥動主軸和倒擋軸上的雙聯(lián)直齒輪的位置，可以完成前進檔和倒退檔之間的轉換。使用齒輪的傳動方式相比較來說穩(wěn)固牢靠，并且安全系數(shù)高。整機的質量適中，在硬地、田塊等地區(qū)作業(yè)具備顯著的價值。 圖3.3 齒輪傳動原理圖 3.6.1 傳動比的計算和分配 a. 前進時 傳動比計算 1) 根據(jù)微型耕作機的前進速度以及微型耕作機輪的直徑，由公式可計算得到變速箱輸出軸轉速，進而求出總傳動比。 2 ) 傳動比的分配 在這里，柴油發(fā)動機輸出轉速為3600r/min ,通過v帶傳動的傳動方式連接柴油發(fā)動機和變速箱之間的傳動。因此，選擇v帶的傳動比為3，并且在此設計中變速箱內的傳動方案屬于圓柱齒輪減速方案?？梢詮臋C械設計課程指導書中查得，選取 ,所以可以計算出。 b. 倒退時傳動比計算 1) 根據(jù)微型耕作機的倒退速度以及微型耕作機輪的直徑，由公式計算得到變速箱輸出軸轉速，倒退時的微型耕作機沒有負載，這時轉速則降到了1000r\min以下，總傳動比 2 ) 傳動比的分配 當柴油發(fā)動機的輸出轉速在1000r/min以下時,則這時變速箱同樣也是減速箱，只是中間多了一個齒輪用來改變輸出軸的轉向，則從發(fā)動機傳遞到變速箱的方式是帶傳動，傳動比也為，這時變速箱的一級減速齒輪與前進時的相同，所以分配傳動比為，軸3上的齒輪也只是起到改變轉向的作用，傳動比為，由此可以計算出軸3和軸4間的傳動比。 3.6.2計算各軸的功率及轉矩 a.計算前進時各軸轉速和轉矩 1） 計算相關軸的轉速 2 ） 計算各軸的輸入和輸出功率 查閱機械設計可知，機械傳動效率如下 滾動軸承 0.98 V 帶 0.94 圓柱齒輪 0.98 則各軸的輸入功率如下 各軸的輸出功率 3 ） 計算各軸的輸入和輸出轉矩 由則可以計算出各軸的輸入轉矩，選用滾動軸承的傳動效率為0.98，根據(jù)計算可得出的結果如下表所示： 表3.3前進檔各軸運動參數(shù) 軸名 功率P（kw） 轉矩T（N·m） 轉速r/min 傳動比 輸入 輸出 輸入 輸出 軸1 3.29 3.22 22.45 22.0 1200 6.48 4.07 軸2 3.16 3.10 139.72 136.93 216.05 軸4 3.03 3.00 546.14 535.22 53.07 b.計算后退時各軸轉速和轉矩 1） 計算相關軸的轉速 2 ） 計算各軸的輸入功率和輸出功率 查閱機械設計可知，機械傳動效率如下 滾動軸承 0.99 V 帶 0.95 圓柱齒輪 0.97 則各軸的輸入功率如下 各軸的輸出功率 3 ） 計算各軸的輸入和輸出轉矩 由可以計算得到各軸的輸入轉矩，選用滾動軸承傳動效率為0.98，根據(jù)計算的得到結果如下表所示： 表3.4后退檔各軸運動參數(shù) 軸名 功率P（kw) 轉矩T（N·m） 轉速（r/min） 傳動比 輸入 輸出 輸入 輸出 軸1 1.41 1.382 40.40 39.59 333.3 6.5 1.0 3.389 軸2 1.354 1.327 251.37 246.34 51.44 軸3 1.30 1.274 241.41 236.58 51.44 軸4 1.249 1.224 785.87 770.15 15.178 3.6.3 帶傳動的設計計算與校核 帶傳動是一種撓性傳動，它的結構簡單，制造、安裝精度要求不高，維護方便，成本低廉以及傳動平穩(wěn)。所以，柴油發(fā)動機與變速箱之間的連接采用帶傳動。 （1）帶的選型 在摩擦型帶傳動中，V帶的橫截面呈等腰梯形，它的帶輪上也有相應的輪槽。帶在傳動時，V帶的兩個側面和輪槽接觸，槽面可以提供更大的摩擦力。另一方面，V帶傳動允許的傳動比大，結構緊湊，并且大多數(shù)都已經標準化，同時它也能夠承受較大的張緊力。因此，根據(jù)這些特點，在設計中選用V帶傳動。 （2）V帶的設計計算 已知發(fā)動機的功率，轉速 （3）確定計算功率 根據(jù)機械設計表8-8查得工作情況系數(shù)，代入數(shù)據(jù)可計算出 （4）選擇V帶的帶型 根據(jù)、由圖8-11可知選用A型。 （5）確定帶輪的基準直徑并驗算帶速 1）初選小帶輪的基準直徑。根據(jù)表8-7和8-9，小帶輪的基準直徑為 2）驗算帶速。由公式 因為帶速不宜過高或過低，，所以帶速合適。 3）計算大帶輪的基準直徑。根據(jù)公式可計算得到大帶輪的基準直徑,。根據(jù)表8-9，取標準值為。 （6）確定V帶的中心距和基準長度 1）根據(jù)公式，初定中心距。 2）由以下公式計算帶所需的基準長度 由表8-2選帶的基準長度 計算實際的中心距 驗算小帶輪上的包角 （7）計算單根V帶的額定功率 由和，查表8-4得。根據(jù)，和型帶，查表8-5得。查表8-6得，表8-2得,則可計算出 （8）計算V帶的根數(shù) ，取7根。 （9）計算單根V帶的初拉力 由表8-3得A型帶的單位長度質量，所以 （10）計算壓軸力 3.6.4 齒輪傳動的設計計算與校核 a. 行進時一級直齒輪的設計 （1）齒輪材料的選擇及精度等級并初步確定齒數(shù) 由機械設計手冊和微型耕作機的工作條件可知，一級直齒輪選用40Cr的材料，經過調制處理，精度為7級精度，硬度為280 HBS，壓力角取值為20°。初選小齒輪齒數(shù)，則大齒輪的齒數(shù)為，取齒數(shù)117。 （2）按齒面接觸疲勞強度計算 1） 計算小齒輪分度圓直徑，即 查閱機械設計可得到載荷系數(shù)，根據(jù)表10-7選取齒寬系數(shù)，查閱圖10-20可知區(qū)域系數(shù)為，根據(jù)表10-5可查得材料的彈性影響系數(shù)為 計算重合度系數(shù)： 計算接觸疲勞許用應力 根據(jù)機械設計查閱圖10-25d可知齒輪的接觸疲勞極限分別為, 計算應力循環(huán)次數(shù)： 查得解除疲勞壽命系數(shù)，。 取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1,則 取較小的作為該齒輪副的接觸疲勞許用應力，即 2)計算小齒輪的分度圓直徑 代入上述各數(shù)據(jù)，則有 調整小齒輪分度圓直徑 計算圓周速度V： 計算齒寬b： 計算實際載荷系數(shù)KH 通過查閱表10-2得到使用系數(shù)，由圓周速度、精度為7級，可通過圖10-8得到動載系數(shù)。 齒輪圓周力 通過查閱表10-3可得到齒間載荷分配系數(shù),根據(jù)查閱表10-4并且用插值法得精度為7級，當小齒輪在相對軸承非對稱布置時，則可知齒向載荷分布系數(shù)KH，則得到實際載荷系數(shù) 則根據(jù)實際載荷系數(shù)可以計算出分度圓直徑： 相應的齒輪模數(shù) （3）按照齒根彎曲疲勞強度計算 1）計算齒輪模數(shù) 試選載荷系數(shù) 計算彎曲疲勞強度的重合度系數(shù) 計算 由機械設計圖10-17查得齒形系數(shù)=2.64, =2.24 圖10-18查得應力修正系數(shù) =1.58, =1.75 由圖10-24c查得小、大齒輪的齒根彎曲疲勞極限 =500MPa, =380MPa 圖10-22查得彎曲疲勞壽命系數(shù)=0.85，=0.87 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.3，得到 則 , 因為大齒輪的 大于小齒輪，所以取 將以上計算所得到的數(shù)據(jù)代入公式可得齒輪模數(shù) 2）調整齒輪模數(shù) 計算實際載荷前的數(shù)據(jù)準備 圓周速度： 齒寬b=m，高 寬高比b/h =8 計算實際載荷系數(shù)KF ： 由圓周速度V=2.407m/s，根據(jù)機械設計查閱圖10-8知動載系數(shù)KV=1.09。 則，根據(jù)機械設計表10-3查閱知齒間載荷分配系數(shù)為 ,然后再用插值法查表10-4知精度為7級。當小齒輪在相對軸承非對稱布置時，查表得到，再根據(jù),查閱圖10-13知,則載荷系數(shù): 根據(jù)實際載荷系數(shù)可計算齒輪模數(shù) 根據(jù)計算結果可知，齒面接觸疲勞強度只跟齒輪的直徑有關。因此，將由彎曲疲勞強度計算出的模數(shù)取整為標準值。根據(jù)接觸疲勞強度計算得到分度圓直徑為，由此可以計算出小齒輪的齒數(shù) , 取，，取,、互為質數(shù)。通過設計計算的齒輪傳動，一方面滿足了齒面接觸疲勞強度，同時另一方面也滿足了齒根彎曲疲勞強度。 幾何尺寸計算 計算分度圓直徑 計算中心距 計算齒輪的寬度 為了考慮到不可避免的安裝誤差，保證設計齒寬b和做到節(jié)省材料，一般將小齒輪略為加寬（5-10）mm，即 取，要使大齒輪的齒寬與設計齒寬相等，即。 （5）圓整中心距后的強度校核 通過上面計算得出的齒輪副中心距不方便有關零件的設計計算和制造，齒輪變位后，齒輪副的各個參數(shù)也發(fā)生了改變。因此，應該再次校核齒輪的強度，才能夠得以確定齒輪的工作能力。 1)齒面接觸疲勞強度校核 先計算各參數(shù)，數(shù)值如下：，， 則，，，，=189.8MPa1/2 ，， 因此，該齒輪滿足強度要求。 齒根彎曲疲勞強度校核 先計算各參數(shù)，計算結果為：， 則，則 因此，該齒輪滿足強度要求。 （6）一級減速齒輪的主要設計結論 表3.5齒輪1、2設計結論 齒輪序號 齒數(shù) 模數(shù) 壓力角 變位系數(shù) 中心距 齒寬 材質 20 2 20 0.501 149 45mm 40cr 129 0.502 40mm 40cr b.前進時的二級減速齒輪設計 選擇齒輪材料及精度等級并初步確定齒數(shù) 1）由機械設計手冊和微型耕作機的工作條件可以得出，小齒輪選用40Cr的材料，經過調制處理，硬度為280 HBS；大齒輪選用45鋼的材料，經過調質處理，硬度為240HBS，壓力角取20°。 2）初選小齒輪齒數(shù)，大齒輪的齒數(shù)，取。 按齒面接觸疲勞強度計算 根據(jù)機械設計書上的公式可計算小齒輪分度圓直徑，即 公式： 表3.6齒輪設計參數(shù)選定 名 稱 代 號 公式與依據(jù) 數(shù) 值 單 位 齒數(shù) Z3、Z4 初選 24、97 材料 20CrMnTi 表面硬度 HRC 55-60 齒寬系數(shù) 查機械設計表10-7 1 區(qū)域系數(shù) 查機械設計圖10-20 2.5 彈性影響系數(shù) 查機械設計表10-5 189.8 計算壽命 Lh Lh=240×20（年） 4800 h 應力循環(huán)次數(shù) N1 N2 N=60njLh 6.2 1.53 次 載荷情況系數(shù) 試選 1.3 接觸疲勞極限應力 Hlim1 查機械設計10-25d 1200 Mpa 接觸疲勞極限應力 Hlim2 查機械設計10-25d 1100 Mpa 安全系數(shù) s 經驗選取 1 許用接觸應力 927 重合度系數(shù) Z= 0.846 以得出公式： = 調整小齒輪分度圓直徑 1）計算實際載荷系數(shù)所需數(shù)據(jù)如下表 表3.7實際載荷系數(shù)計算依據(jù) 名 稱 代 號 公式與依據(jù) 數(shù) 值 單 位 小齒輪分度圓直徑 30.66 mm 齒輪轉速 n 與2軸轉速相同 216.05 r/s 圓周速度 v 0.332 m/s 齒寬 b 23.996 mm 當量齒輪齒寬系數(shù) 查機械設計表10-7 1 使用系數(shù) 查機械設計表10-2 1.50 動載系數(shù) 查機械設計圖10-8 1.04 齒間載荷分配系數(shù) 查機械設計表10-3 1.1 齒向載荷分布系數(shù) 查機械設計表10-4 1.413 綜上表可以得出實際載荷系數(shù) 由機械設計式（10-12）可得按實際載荷系數(shù)算得的分度圓直徑 以及相應的齒輪模數(shù) 按齒根彎曲疲勞強度計算 由機械設計式試算模數(shù)，即 1）齒輪設計的各個參數(shù)值，統(tǒng)計如下表 表3.8齒輪3、4的設計參數(shù)匯總 名 稱 公式與依據(jù) 數(shù) 值 單 位 載荷系數(shù) 試選 1.3 齒形系數(shù) 查機械設計圖10-17 2.73 2.47 應力修正系數(shù) 查機械設計圖10-18 1.56 1.62 齒根彎曲疲勞極限 查機械設計圖10-24 900 750 MPa 重合度系數(shù) 公式計算 0.671 2軸扭矩 公式計算 1.397 N.mm 安全系數(shù) 經驗選取 1.4 許用彎曲疲勞極限 617.14 546.42 MPa 0.0070 0.0073 由結果可以選取 2) 試算模數(shù) ==1.435 （2）調整齒輪模數(shù) 1）計算實際載荷系數(shù)所需數(shù)據(jù)如下表 表3.9實際載荷系數(shù)計算依據(jù) 名 稱 代 號 公式與依據(jù) 數(shù) 值 單 位 試算分度圓直徑 34.44 mm 圓周速度 0.452 m/s 齒寬 b 34.44 mm 使用系數(shù) 查機械設計表2-2 1.5 動載系數(shù) 查機械設計圖10-8 1.08 齒間載荷分配系數(shù) 查機械設計表10-3 1.1 齒向載荷分布系數(shù) 查機械設計表10-4 1.34 則載荷系數(shù) 根據(jù)機械設計書上公式（10-13），由實際載荷系數(shù)可知計算得出齒輪模數(shù)為 由計算結果可知，模數(shù)取m=2mm,根據(jù)接觸疲勞強度可計算出分度圓直徑，計算得小齒輪的齒數(shù)，取值為,則大齒輪的齒數(shù)為,取值為。 通過計算得到的結果并其列入如下表格： 表3.10齒輪3、4設計結論 名 稱 代 號 公式與依據(jù) 數(shù) 值 單 位 材料 20CrMnTi 精度 8級 模數(shù) m 2 mm 齒數(shù) 19 77 齒寬 43 38 mm 分度圓直徑 d 38 154 mm 與一級減速齒輪一樣，通過對滿足齒面接觸疲勞強度以及齒根彎曲疲勞強度的齒輪進行校核，則這對齒輪可以滿足工作要求。 同理，倒退時齒輪一級傳動跟前進時的齒輪一樣，兩個齒輪分別為，他們的參數(shù)見上表。 c.倒退時二級直齒輪的設計 （1）選擇齒輪材料及精度等級并初步確定齒數(shù) 1）根據(jù)原理圖可知軸2上工作時倒退的齒輪為齒輪5，軸3為齒輪6，軸4上倒退時為齒輪7。則它們的傳動比分配可知，只要計算出 2）根據(jù)查閱機械設計手冊以及結合微型耕作機的工作條件可以得出，大小直齒輪的材料都選用軟齒面直齒輪，選用的材質是20CrMnTi，經過滲碳處理，精度為8級精度，硬度為55~60 HRC，壓力角取20°。 3）初選小齒輪的齒數(shù)為，則大齒輪的齒數(shù)為，取值為75。 （2） 按齒面接觸疲勞強度計算 1） 計算小齒輪分度圓直徑， 即 根據(jù)機械設計查表可知載荷系數(shù)，區(qū)域系數(shù)，材料彈性影響系數(shù)ZE=189.8MPa1/2 根據(jù)接觸疲勞強度可計算出重合度系數(shù) 計算接觸疲勞許用應力 根據(jù)機械設計圖10-25d可知小大齒輪的接觸疲勞極限分別是=1100MPA, =950MPA 計算應力循環(huán)次數(shù)： 查得解除疲勞壽命系數(shù)，。 取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1,則 齒輪副的接觸疲勞許用應力為 2)計算小齒輪的分度圓直徑 代入上述各數(shù)據(jù)，則有 調整小齒輪的分度圓直徑 計算圓周速度V： 計算齒寬b： 計算實際載荷系數(shù)KH 根據(jù)查閱機械設計可知使用系數(shù)為，圓周速度，精度為8級，再查閱圖10-8知動載系數(shù)。 齒輪圓周力 則，根據(jù)機械設計查表10-3可知齒間載荷分配系數(shù)為 根據(jù)查表10-4使用插值法可知為8級精度，當小齒輪在相對軸承非對稱布置時， 則載荷系數(shù) 根據(jù)實際載荷系數(shù)可以計算出分度圓直徑為： 相應的齒輪模數(shù)： （3）按照齒根彎曲疲勞強度計算 1）計算齒輪模數(shù) 試選載荷系數(shù) 計算重合度系數(shù) 計算 由機械設計圖10-17查得齒形系數(shù)=2.64, =2.23 圖10-18查得應力修正系數(shù) =1.54, =1.68 根據(jù)機械設計圖10-24c可知小大齒輪的齒根彎曲疲勞極限為 =900MPa, =750MPa 圖10-22查得彎曲疲勞壽命系數(shù)=0.87，=0.91 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.5，得到 則 , 因為大齒輪的 大于小齒輪，所以取 ==0.008 將以上計算得到的數(shù)據(jù)代入公式可計算出齒輪模數(shù) 2）調整齒輪模數(shù) 計算實際載荷前的數(shù)據(jù)準備 圓周速度： ，齒寬，齒高，寬高比b/h =9.77 計算實際載荷系數(shù)KF 由圓周速度，根據(jù)機械設計圖10-8可知動載系數(shù)KV=1.09。 則，根據(jù)查表10-3可知齒間載荷分配系數(shù)為 ,然后再由插值法查表10-4可知精度為8級。當小齒輪在相對軸承非對稱布置時，查表得到，再由b/h=9.7,根據(jù)圖10-13可以查得,則載荷系數(shù): 根據(jù)實際載荷系數(shù)可計算出齒輪模數(shù) m =mt =2.120mm 從計算結果可知，齒面接觸疲勞強度只跟齒輪的直徑有關，取整為m=3mm。根據(jù)接觸疲勞強度可計算出分度圓直徑=51mm，則可以計算得到小齒輪的齒數(shù)。 所以取，取值為,、互為質數(shù)。齒輪5的齒數(shù)與齒輪6的齒數(shù)相同。 由公式可計算得出齒輪的尺寸如下表所示： 表3.11齒輪5、6、7的設計結果 齒輪標號 分度圓直徑 中心距 齒輪寬度 51mm 45mm 51mm 112.5mm 45mm 174mm 40mm d.齒輪5、6、7的校核 （1）對齒輪6、7進行校核 按接觸疲勞強度進行校核 表3.12校核所需參數(shù) 名 稱 代 號 公式與依據(jù) 數(shù) 值 單 位 齒數(shù) 、 17、58 傳動比 3.411 小齒輪分度圓直徑 51 mm 載荷情況系數(shù) 2.64 傳遞扭矩 2.44 齒寬系數(shù) 查機械設計表10-7 0.8 區(qū)域系數(shù) 查機械設計圖10-20 2.46 彈性影響系數(shù) 查機械設計表10-5 189.8 齒頂圓壓力角 32.778 24.719 度 嚙合角 20 度 重合度 1.647 重合度系數(shù) 0.886 代入校核公式 因此，該齒輪滿足強度要求。 2）按彎曲疲勞強度進行校核 表3.13校核需求參數(shù) 名 稱 代 號 公式與依據(jù) 數(shù) 值 單 位 載荷系數(shù) 2.05 彎曲疲勞強度 0.705 齒形系數(shù) 查機械設計圖10-17 2.73 2.43 應力修正系數(shù) 查機械設計圖10-18 1.56 1.75 代入彎曲疲勞校核公式 綜上所述，該齒輪滿足強度要求，齒輪5也同樣滿足條件。 齒輪主要涉及結論： 表3.14所有齒輪設計結論 齒輪 1 2 3 4 5 6 7 齒數(shù) 20 129 19 77 17 17 58 模數(shù)(mm) 2 2 2 2 3 3 3 齒寬(mm) 45 40 43 38 45 45 40 分度圓直徑(mm) 40 258 38 154 51 51 174 3.6.5 軸的設計及校核 a. 軸1的設計 （1）已知條件 前進時軸的轉速 ，傳遞功率P=3.29kw；倒退時的轉速傳遞功率P=1.41kw。 （2）初步估算軸的最小直徑 選取軸的材料為45號鋼并作調制處理，根據(jù)機械設計表15-3，取，可計算出 則可得到 所以，軸1的直徑取25mm滿足條件，再由軸1上齒輪寬度和選取深溝軸承的寬度，則軸1的長度為80mm。 b. 軸2的設計 （1）已知條件 前進軸的轉速 ，所傳遞的功率為，倒退時的轉速，可傳遞功率P=1.354kw。 （2）初步估算軸的最小直徑 選取軸的材料為45號鋼并作調制處理，根據(jù)機械設計表15-3，取A0=112， 按照前進時計算 按照后退計算 所以，軸2的直徑取35mm滿足條件，再由軸2上齒輪的寬度和齒輪位置的分配以及深溝軸承的寬度，即可計算得到軸2的長度260mm。 c. 軸3的設計 （1）已知條件 軸3只有在倒退的時候才傳遞動力，此時的轉速為n1， 傳遞功率P=1.3kw。 （2）初步估算軸的最小直徑 選取軸的材料為45號鋼并作調制處理，根據(jù)機械設計表15-3，取A0=112， 按照后退計算 所以，則軸3的直徑為35mm,則可滿足條件。再由軸3上齒輪的寬度以及深溝軸承的寬度，可根據(jù)計算得到軸3的長度75mm。 d. 軸4的設計 （1）已知條件 前進時軸的轉速 ，傳遞的功率，倒退時的轉速 ，傳遞功率P=1.224kw （2）初步估算軸的最小直徑 選取軸的材料為45號鋼并作調制處理，根據(jù)機械設計表15-3，取A0=112， 按照前進時計算 按照后退計算 所以，軸4的直徑為50mm,則可滿足條件；再由軸4上齒輪的寬度和齒輪位置的分配及深溝軸承的寬度，則可根據(jù)計算得到軸4的長度為300mm。 經過校核，則可得到設計數(shù)據(jù)表如下所示： 表3.15軸設計結論 軸號 軸最小直徑（mm） 軸長（mm） 1軸 25 80 2軸 35 260 3軸 35 75 4軸 50 300 3.6.6 鍵、深溝軸承、離合器等標準件的選擇 1.鍵的選擇 齒輪傳動總的用了7個齒輪，所以共需要七個鍵。每個齒輪對應的鍵可分別看成鍵1、鍵2、鍵3、鍵4、鍵5、鍵6、鍵7，在這里選用A型導向平鍵較為合適，由課程設計指導查表4-1可得到相關的數(shù)據(jù)如下表所示： 表3.16鍵的選用 序號 b×h (mm) L(mm) 4 12×8 90 1 8×7 45 5 12×8 45 2 12×8 40 6 12×8 45 3 12×8 45 7 14×9 90 2.軸承的選擇 在設計中，微型耕作機的齒輪傳動方式可選用深溝球軸承，再由軸的直徑查閱課程設計指導書表6-1可知相關數(shù)據(jù)如下表所示： 表3.17軸承的選擇 軸 軸承型號 基本尺寸d(mm) D(mm) B(mm) 1 6005 25 47 12 2 6007 35 62 14 3 6007 35 62 14 4 6010 50 80 16 3.離合器的選擇 在微型耕作機中，變速箱內動力輸入的地方，則需要離合器。從而考慮到轉向時微型耕作機兩側的車輪速度有些差別，此時則輸出軸就要用到兩個離合器。因此，在此次設計中三個離合器都選用牙嵌式離合器。 3.7 旋耕刀具部分的選擇及設計 旋耕刀具是微型耕作機中主要的工作部件。刀片的參數(shù)和形狀對微型耕作機的功率消耗以及作業(yè)質量有很大的影響。國外微型耕作機的發(fā)展有了較長的歷史，已經有了成熟的設計方法，耕作機得到了廣泛的應用，標準化、通用化以及系列化程度都很高。 通過參考樣機和借鑒成功設計案例，在此次設計中微型耕作機的刀具選用彎刀。彎刀是由正切部和側切部組成的，根據(jù)正切部的彎曲方向，則可以把它分為兩種，即左彎和右彎。彎刀有著銳利的正切刃和側刀刃兩個部分，它的刃口是曲線型的，并且有著較好的滑切性能。當用彎刀碎土時，刀刃可根據(jù)離刀軸中心的這段距離先近后遠有順序的進入到泥土，這種碎土的過程也可以將沒有切斷的雜草碾壓向未耕地的邊，使雜草的莖容易被刀切斷。即使有些雜草不能夠完全被切斷，也可以使用刃口曲線的形狀，讓雜草的莖移向刀片前面的一邊，至少可以減少旋耕刀上被纏草。彎刀比較適合在雜草多的田地里工作的一種旋耕刀，在很多的國家都得到了廣泛應用。 圖3.4 彎刀結構圖 圖3.5 耕刀圖 根據(jù)南方丘陵田地的特點選擇刀座式II型旋耕刀，主要用于水田施肥，稻茬麥茬較多的田地作業(yè)。根據(jù)微耕機外形尺寸及耕深的需要，選擇刀軸回轉半徑R為195mm的旋耕刀片。型號為IIT195。 ①刀座式旋耕刀刀柄尺寸選擇如表3.18 表3.18 刀座式旋耕刀刀柄尺寸 型號 A B D E F S 25 10±0.5 10.5 55±2 25 T 30 10±0.5 12.5 70±2 30 ③刀座的尺寸見圖3.6 圖3.6 精密鑄造刀座 ④刀座尺寸的選擇見表3.19 表3.19 刀座的尺寸 刀柄類型K P G D Y C H M N S 75 57 20 11 21 42 46 26 16.5 19 T 95 67 25 13 47 51 31 18.5 21.4 ⑤刀身尺寸 刀座式旋耕刀刀身尺寸見圖3.7 圖3.7 刀座式旋耕刀刀身尺寸 ⑥刀和刀座的符號及名稱見表3.20 表3.20 符號及名稱 序號 符號 名稱 1 A 刀柄寬度 2 B 刀柄厚度 3 D 孔徑 4 E 回轉中心到刀柄孔中心的距離 5 F 孔中心到刀柄頂部的距離 6 R 刀輥回轉半徑 7 R0 側切刃起始半徑 8 Rn 側切刃上任意點的半徑 9 θmax 側切刃的包角 10 R1 側切刃終點半徑 11 b 工作幅寬 12 h 正切面端面刀高 13 a 正切面頂部寬度 14 r 正切面彎折半徑 15 α 側切刃終點半徑與彎折線之夾角 16 β 正切面彎折角 17 c1 正切面?zhèn)让鎸挾? 18 c2 刃口厚度 19 l 刃口寬度 20 S 刀身長度尺寸 21 e 孔中心到刀背距離 22 g 孔中心到邊緣距離 23 L 刀柄固定孔中心距 24 K 回轉中心至刀座底部的距離 25 P 刀座長度 26 G 刀座孔至刀座頂部距離 27 Y 刀座厚度 28 Z 刀座內腔寬度 29 C 刀座寬度 30 H 刀座內腔長度 31 M 六角對邊寬度 32 N 六角對角寬度 ⑧刀片技術要求與質量指標應符合表3.21的規(guī)定 表3.21 技術要求與質量指標 單位（mm) 序號 項目 指標 刀座式旋耕刀 1 刀柄硬度 38HRC~45HRC 2 刀身厚度 48HRC~54HRC 3 金相組織 刀柄 回火屈氏體 刀身 回火馬氏體 4 單邊脫碳層厚度 ≤0.2 5 彎刀回轉半徑偏差 R≥195 上極限為0，下極限為-4 R<195 上極限為0，下極限為-3 6 刀身長度尺寸偏差 — 7 工作幅度偏差 ±4 8 刀柄厚度 10±0.5 9 刀柄厚度偏差 — 10 刀柄寬度 S 25 T 30 11 刀柄固定孔對稱度 0.5 12 刀柄固定孔孔徑 S 10.5 T 12.5 13 刀柄固定孔中心距偏差 — 14 正切面彎折角偏差 ±2 15 刃口寬度 12±2 16 刃口寬度偏差 — 17 刃口厚度 1.0~2.0 18 刃口線質量 刃口線應光滑 19 防銹措施 進行防銹處理 20 單刀功率消耗 ≤樣刀功率消耗 21 表面質量 刀面不應有裂紋 刀片的排列組合。采用螺旋線排列，刀輥每轉過360°/Z就有一把彎刀入土，能使扭矩較為均衡。減少扭矩波動幅度。使刀軸左右彎刀交替入土，減少了旋耕刀對微耕機重心的轉矩，保持機架工作的直線型。同時左右彎刀交替入土，可減少刀輥軸承的側壓力，切割區(qū)幾把彎刀的切土量要求相近，盡可能增大軸向相鄰兩把彎刀間夾角，以避免堵塞。 旋耕刀片的排列組合如圖3.8 圖3.8 彎刀排列 第四章 工作部件優(yōu)化設計及安全性 4.1行走機構的優(yōu)化設計 本次設計中所研究的對象是傳統(tǒng)方式的微型耕作機，行走機構橡膠輪和旋耕刀是分開放置的，若行走時，則換上橡膠輪；若耕作時，則換上旋耕刀。因此，這樣換來換取增加人們的工作量