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The tiller using a diesel engine as the primary power source, the use of a two-speed gear unit and outputting the rotational speed, the one offering the advance tiller, rotary tillers farming another control portion to work and travel agencies are independent bodies, not with put one's oar in. Tillage cutter with a machine powered by a gear drive, simple structure, lightweight, flexible operation. Use the throw, and set retaining plate, so as to achieve the casing requirements, tillage farming shovel knife after-hours access, to the formation of the ditch requirements set curved bezel to meet operational safety and pulverizer coefficient needs. Recycling a hydraulic means for controlling the depth of tillage farming adjusting portion. Keywords: tiller; drive; rotary knife; gear 33 小型耕作機設計——傳動部分設計 第1章 緒論 1.1研究背景及意義 我國是一個典型的農業(yè)大國，作物種植面積非常大，同時我國也是一個人口大國，對食品的需求量也非常的大，隨著國家工業(yè)化進程，從農田中解放出更多的生產力，提高生產效率，我國的農業(yè)機械也在國家的扶持和工程師的研究中飛速發(fā)展，耕作作為農田作業(yè)的一個環(huán)節(jié)，在作物生長過程中的影響甚大，與此同時，其工作量大，人工耕作耗時耗力。所以，開發(fā)出一種耕作機械，就能極大的解決這個問題。本文就南方地塊小，一般耕作機機型過長，不能靈活運行的情況，擬開發(fā)出一款微型耕作機，解決在小型田地作業(yè)的需要。 圖1 耕作機 油菜、棉花等作物是直根系忌濕作物，土壤水分適宜與否，對其生長發(fā)育影響甚大，水分過多會造成缺氧，直接引起植株生理代謝過程變化，針對油菜、棉花等作物生長特性，一般要求如下：1、耕作要及時，以便抗旱排澇；2、溝深、溝寬要符合要求并均勻一致；3、拋土要均習。在耕作過程中能將泥土均勻拋向溝的兩邊，對種子的覆蓋率能達90%以上；4、溝要直以利于排灌；5、溝底、溝壁要光滑。 目前，南方各水稻主產區(qū)大都以兩季連作，10月份晚稻收獲后的田塊留待第二年開春后翻耕種植早稻。在過冬的近5個月時間恰好是冬油菜的全生育期，但由于油菜的種植工序較多，尤其手工耕作勞動強度大，勞動力投入多，許多農民想盡量擴大種植冬油菜面積卻又因勞動力不足而耽誤了，加上近些年來，大部分農村青年都外出打工，人力不足最終導致油菜種植面積還相對減少，經濟效益低，導致目前有限的耕地未能得到充分、合理利用。為了充分、合理利用南方土地資源，加快種植業(yè)向農機械化、產業(yè)化方向發(fā)展，因此設計一種耕作性能好且經濟實用的耕作機械，解決農民當前耕作難的問題，提高種植效率和勞動生產率，快速實現油菜種植機械化，具有重要意義。 1.2耕作機概述 耕作機產品可分為鏈式耕作機和輪盤式耕作機： （1）鏈式耕作機 鏈式耕作機主要由傳動皮帶輪、傳動軸、變速齒輪箱、刀軸和機架構成。耕作機主要是與拖拉機配套使用，并由拖拉機動力驅動工作來實現耕作隨著經濟的發(fā)展，國家對基本建設力度加大，地下管道、電（光）纜鋪設工程數量激增，質量要求提高?？咳斯ら_挖，不僅效率低下，溝槽開挖質量欠佳，且不能滿足“微創(chuàng)”要求。因為耕作機的使用越顯得重要。耕作機主要有兩種：第一種為開種溝而設計的耕作器，耕作器為小型從動部件，靠牽引作用力而開出適合種子發(fā)育的種床，溝形表現為小、窄、淺等特點，耕作器常作為播種機一附屬部件而掛靠其上；第二種為開排水溝或其它用途的耕作機，耕作機相對較大型，挖溝機一般以主動型部件為主，消耗功率大，體積大，溝深且寬。范圍廣泛，結構簡單、造價低廉、使用拆裝方便，耕作質量好、效率高并具有耕作、碎伐、均勻排土一次完成的特點，適宜棉、麥、油菜等旱地田間開挖排水溝用。一種小型鏈式挖溝機，它包括有一固定在機架上的發(fā)動機，該發(fā)動機的輸出軸上通過皮帶輪傳動機構或鏈輪傳動機構分別與一中間軸和一液壓泵相連；所述的中間軸通過一鏈輪傳動機構或皮帶輪傳動機構與一鏈刀主軸相連，該鏈刀主軸上通過鏈刀主鏈輪相連著開挖用的鏈刀機構；所述液壓泵的壓力油出口經多路閥分兩路分別連通于液壓油缸和驅動橋上的液壓馬達，液壓油缸上的伸縮杠桿機構與鏈刀機構相連；所述的發(fā)動機輸出軸上通過皮帶輪傳動機構分別與一中間軸和一液壓泵相連，所述的中間軸通過一鏈輪傳動機構與一鏈刀主軸相連；所述的發(fā)動機輸出軸與中間軸相聯的皮帶輪傳動機構上加裝有由手把、拉鎖裝置和張緊輪構成的離合機構，張緊輪靠近設置在皮帶邊上，并通過拉索裝置與手把相連；它具有結構緊湊，體積小，重量輕，方便運輸；成本低，可靠性好的特點 圖2 河北深遠機械鏈式耕作機 （2）輪盤式耕作機 輪盤式耕作機主要用于管道和電纜電線等地下鋪設,該機械特點是耕作速度快,深度自由調節(jié),對路面破壞小,極大的提高了生產力,節(jié)省人力物力,其特點：經濟效益顯著，投資少、見效快，一臺機器是人工的幾十倍、小型挖掘機的幾倍。耕作機開出的溝，可窄到10公分，深達2米，且溝直、壁陡，人工和挖掘機無法開出這樣的溝；較人工和挖掘機有更高的作業(yè)效率（是挖掘機的3-5倍）和經濟效益，特別在挖窄深溝的情況（埋管或埋電纜）下，該機的作業(yè)效果就更顯突出。整機結構簡單，操作方便，維護容易。 圖3 河南鳳翔TD50輪盤式耕作機 1.3國內外研究及發(fā)展現狀 1.3.1國內研究及發(fā)展現狀 目前，耕作機的形式各種各樣，但其功能大同小異，由于大多體積較小，使得在狹小地塊丘陵、山坡地、果園林間中應用相對廣泛。但由于其生產效率低、作業(yè)質量差等問題，不易為廣大農民所接受，遠遠不能滿足當前農業(yè)發(fā)展的需要。其表現有： （1）操作中耕作深度達不到標準。據調查，大多數旋耕機耕深。不足15厘米，35%的地塊耕深只的有8厘米。近15%的地塊因多年連續(xù)旋耕已形成了堅硬的犁底層。致使耕層越來越淺[2]。 （2）兩輪或單輪的微耕機占主體地位，但由于微耕機其動力性差，越來越難以適應生產要求。 （3）耕作機械安全性能較差。據農機部門的統(tǒng)計，2008年湖南省耕作機事故達300多起，對農機操作人員的安全造成了嚴重的威脅[3]。 （4）可靠性較差，國產旋耕機平均無故障使用時間為370h左右，為國外先進水平的2/3[4]。 （5）材料和制造水平相對較低，我國農機行業(yè)低于國內一般機械工業(yè)的水平。 近幾年來，我國不斷將高新技術運用到農業(yè)機械上來，使得農業(yè)機械不斷向智能化發(fā)展。目前，國內多功能耕作機的發(fā)展趨勢主要有以下幾個方面： （1）向自動化，智能化發(fā)展。我國農產品生產成本較國外高的主要原因是勞動力所占比例太高，機械成本占有比例較低。所以，如果我國農業(yè)生產若能大幅度提高機械化和自動化水平，必然可以提高農業(yè)生產率，達到降低農產品成本的目的。 （2）向邊緣發(fā)展，拾遺補缺。在主要作物主要作業(yè)機械化基本滿足生產需要以后，蔬菜、花卉、經濟作物所需要的耕作機械，特殊要求的耕作機械將成為開發(fā)的重點。 1.3.2國外研究及發(fā)展現狀 目前，在外國如日本、韓國、美國以色列等國家在農業(yè)生產中已實現了機械化，耕作機以其作業(yè)性能穩(wěn)定、功能齊全的特點，廣泛地運用于農田生產。 國外多功能耕作機經過多年的發(fā)展，發(fā)展趨勢主要表現在以下幾個方面： （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、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[5]。 （3）向降低功耗、減少土壤有害壓實、聯合作業(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)行程即可同時完成耕耙作業(yè) （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，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。 （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360o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)[6]。 第2章 傳動部分及總體方案設計 2.1設計要求 完成小型耕作機設計——傳動部分的設計 設計參數：整地部件參數，最大耕幅：900mm，耕深：50-150mm；覆土部件參數，耕幅：1200mm。 2.2總體方案設計 2.2.1耕作機類型選擇 為了適用于多種土質、工作環(huán)境以及與通用的手扶拖拉機匹配，本次選用圓盤式耕作機。 2.2.2動力傳動系統(tǒng)方案確定 本耕作機采用一個柴油機作為主動力源，利用一個齒輪分速裝置輸出兩個轉速，一個提供耕作機的前進，另一個控制耕作機耕作部分的旋轉，從而工作機構和行走機構相互獨立，不相干涉。具體傳遞方案如下：即，發(fā)動機經過離合器與V帶傳動到減速箱，減速箱通過齒輪分出兩個轉速，一個傳給車輪，一個通過離合器與V帶傳動到耕作器。 圖2-1 動力傳遞方案 圖2-2傳動裝置方案 2.2.3耕作深度調節(jié)傳動裝置方案確定 深度調節(jié)傳動裝置通過液壓缸與耕作器臂實現，液壓缸無桿腔供油耕作器提起，有桿腔供油耕作器放下，從而實現調節(jié)耕作器高度。 2.2.4總體結構 利用微型耕作機的動力帶動整個耕作部件的運轉，耕作的刀盤采用中間式，在刀盤上焊接刀座，用螺栓將刀座和旋耕刀聯接起來；通過螺栓將刀盤與刀軸聯接起來，使刀盤旋轉，進行耕作工作，為了滿足旋耕刀工作時的滑切性能和脫草性能且在稻田進行工作，故選用彎刀做為耕作工具；為了更好的提高碎土性能和對操作者進行保護，設計左右兩塊弧形擋板，最后設計一個支撐架桿，對整個耕作部件進行固定。總體結構如下圖： 圖1 總體結構圖 第3章 動力傳動系統(tǒng)設計 3.1功率計算及發(fā)動機選型 耕作過程中，刀片在土壤中連續(xù)運動進行切削，被切削下來的土壤，其中一部分在切削刃前面形成土堆，被刀片帶著向前移動；一部分土壤在擠壓力的作用下越過切削刃前面的土堆進入杯形刀體內。由此可見，在耕作過程中刀片除了遇到切削阻力外，還會遇到土壤進入杯形刀體內的阻力及帶動土堆的阻力，后二項合稱為裝土阻力。切削阻力與裝土阻力之和稱為總阻力[6]。 耕作機功耗及阻力的計算方法還不完善，主要通過借鑒其它切削經驗公式來計算，且不同的參數下所使用的經驗公式也不同，因此探求合適的阻力計算公式是非常關鍵的。 3.1.1 切土阻力 切削總阻力計算公式 [7]： 式中：—土壤堅實度計的沖擊次數，取=15 —切削厚度 —刀片寬度 —刀片切削角，對于圓弧形刀片刀片切削角等于后角 —刀片尖角計算系數，取=0.81 將上式中的切削厚度、刀片切削角和刀片厚度作相應的調整后得到單個刀片的切削阻力： 耕作機盤刀總切削阻力： 式中：z—鏈條上同時與土壤作用的刀片數。工作時有5組—即約10把刀片同時切土。 由于刀片受到各種沖擊的影響，在設計時應加入動載系數，一般情況下動載系數 取1.3～1.5[8]，則 3.1.2 耕作機功耗計算 （1）耕作裝置總功耗 耕作機的總切削功耗為： 耕作機的總切削比功： 式中：—比功，單位立方米作業(yè)量的切削功耗 —溝的斷面面積 表2-3 土壤容重 土壤級別 土壤名稱 難易系數 容重 Ⅰ 砂和粉砂土 種植土 0.75 15000-16000 12000 Ⅱ 輕粘土 小石頭 夾有碎石當砂土 0.9 16000 17000 17500 Ⅲ 亞粘土 重粘土 干黃土 1.0 18000 17500 18000 Ⅳ 重粘土 硬黃土 含石塊的粘土 石塊與粗卵石 1.3 19500 20000 19500 Ⅴ 密實硬黃土 輕質泥灰土 不堅實頁巖 巖石 >2.0 19500 19000 20000 >20000-33000 沿溝深方向提升土壤的功耗 每次切削下來的土壤層的重心都相同，距地面為0.5H，則 式中，—土壤顆粒在鏈刀與溝側壁間滯塞的可能系數，取=1 —土壤容重 土壤容重[9]是土壤在未破壞的自然結構下，單位容積中的重量，通常以表示。土壤容重大小反映土壤結構、透氣性、透水性能以及保水能力的高低，一般耕作層土壤容重1～1.8103N/m3，土層越深則容重越大。各種土壤的容重數據見表2-3。 被運送土壤與溝道土壤的摩擦功耗 式中： —土壤的內摩擦系數，見表2-4 表2-4 土壤摩擦系數 土壤名稱 內摩擦系數 外摩擦系數 砂 0.58一0.75 0.73 粘土 0.7一1 0.5一0.75 小塊礫石 0.9一1.1 — 泥土灰 0.75一1 0.6一0.75 飽含水分的粘土 0.18一0.42 — 碎石 0.9 0.84 則耕作機裝置總功耗為： 式中： —耕作鏈的傳動效率 —配套動力到耕作裝置的傳動效率 （2）耕作機前進功耗 傳動機構功耗： 對于機組前進所受的阻力Fa，可以做受力分析，如圖2-2，則 圖2-2 耕作機前進狀態(tài)受力分析 式中：G一機器自重 —滾動阻力系數，取=0.07[9] 耕作機前進功耗： 式中：—機器行走的傳動效率 耕作機的總功耗為： 3.1.3 發(fā)動機選型 根據耕作機功耗選用藍天 1 DN-4型多功能農用微型耕作機 功 率：4.4千瓦 轉 速：1800轉/分 3.2總體參數計算 3.2.1傳動比分配 總傳動比為： 3.2.2運動和動力參數計算 （1）各軸的轉速 耕種機動力輸出軸為0軸，變速箱主軸為Ⅰ軸，車輪軸為Ⅱ軸，刀軸為Ⅲ軸，各軸轉速為： （2）各軸的軸功率 （3）各軸輸入轉矩T 初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調質處理，查參考文獻[2]表15-3得，又由 。將有關值代入公式可見得： 取 同理計算可得： 3.3 V帶傳動設計 1）確定計算功率： 已知：；； 查《機械設計基礎》表13-8得工況系數：； 則： 2）選取V帶型號： 根據、查《機械設計基礎》圖13-15選用A型V帶, 3）確定大、小帶輪的基準直徑 （1）初選小帶輪的基準直徑： （2）計算大帶輪基準直徑： ； 圓整取，誤差小于5%，是允許的。 4）驗算帶速： 帶的速度合適。 5）確定V帶的基準長度和傳動中心距： 中心距： 初選中心距 （2）基準長度： 對于A型帶選用 （3）實際中心距： 6）驗算主動輪上的包角： 由 得 主動輪上的包角合適。 7）計算V帶的根數： ，查《機械設計基礎》表13-3 得： ； （2），查表得：； （3）由查表得，包角修正系數 （4）由，與V帶型號A型查表得： 綜上數據，得 取合適。 8）計算預緊力（初拉力）： 根據帶型A型查《機械設計基礎》表13-1得： 9）計算作用在軸上的壓軸力： 其中為小帶輪的包角。 10）V帶傳動的主要參數整理并列表： 帶型 帶輪基準直徑(mm) 傳動比 基準長度(mm) A 2 1250 中心距（mm） 根數 初拉力(N) 壓軸力(N) 583 5 110.8 1095.5 3.4齒輪傳動設計與校核 選擇最后一級傳動的齒輪進行設計計算 3.4.1齒輪相關參數的選擇 選擇齒輪類型、精度等級、材料及齒數 1）根據設定的傳動方案，采用軟齒面直齒輪傳動。 2）由于此機構中齒輪傳動為低速級齒輪傳動，速度不高，故選用7級精度 3）材料選擇：小齒輪材料為20CrMnTi，滲碳淬火，硬度為300HBS，大齒輪材料為45鋼（調質）硬度為240HBS，二者材料差為60HBS。 4）取小齒輪齒數Z1=20，則大齒輪齒數Z2=iZ1=2×20=40，取Z2=40 3.4.2按齒面接觸疲勞強度設計 設計計算公式： (13) 確定公式內的各計算數值 1）試選載荷系數 2）計算小齒輪的轉矩 (14) 3）由參考文獻[2]表10-7選取齒寬系數 4）由參考文獻[2]表10-6選取材料的彈性系數 5）由圖10-21e按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限，大齒輪的接觸疲勞強度極限 6）由式： (15) 計算應力循環(huán)次數 設該齒輪的工作壽命為12年，每年工作180天，每天10小時，則 7）由參考文獻[2]圖10-19查得接觸疲勞壽命系數 ； 8）計算接觸疲勞許用應力 取失效概率為1%，取安全系數S=1。由式 得 (16) 計算尺寸： 1）試算小齒輪分度圓直徑，代入中較小的值 2）計算圓周速度 (18) 3）計算齒寬b (19) 4）計算齒寬與齒高之比b/h 模數 (20) 齒高 (21) 齒寬與齒高之比 5）計算載荷系數 根據，7級精度，由參考文獻[2]圖10-8查得動載荷系 直齒輪，假設.由參考文獻[2]表10-3 ； 由參考文獻[2]表10-2查得使用系數； 由參考文獻[2]表10-4查得7級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時， (22) 將數據代入后得 由，，查參考文獻[2]圖10-13得；故載荷系數 6）按實際的載荷系數校正所算得的分度圓直徑，由式得 7）計算模數m 3.4.3按齒根彎曲強度設計 彎曲強度設計公式為： 確定公式內的各計算數值 1）由參考文獻[2]圖10-20d查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限 2）由參考文獻[2]圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數 3）計算彎曲疲勞許用應力 取安全系數S=1.3由式 得 (27) 4）計算載荷系數K (28) 5）查取齒型系數 由參考文獻[2]表10-5查得 ， 6）查取應力校正系數 由參考文獻[2]表10-5可查得 ， 7）計算大小齒輪的并加以比較 小齒輪的數值大。 設計計算 根據式（27）得 對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數，由于齒輪模數的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力僅與齒輪直徑（即模數與齒數的乘積）有關，可取由彎曲強度算得的模數4.96，并就近圓整為標準值m=5，按接觸強度算得的分度圓直徑,算出小齒輪數 大齒輪齒數 ， 取 這樣設計出的齒輪傳動既滿足齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到結構緊湊，避免浪費。 3.4.4幾何尺寸計算 1）計算分度圓直徑 2）計算中心距 （29） 3）計算齒輪寬度 考慮到盡可能的減少質量和縮短變速器的軸向尺寸，應該選用較小的齒寬。若使用寬些的齒寬，工作時會因軸的變形導致齒輪傾斜，使齒輪沿齒寬方向受力不均勻并在齒寬方向磨損不均勻。 通常更據齒輪模數m的大小來選定齒寬。 直齒：b=KC m, KC為齒寬系數，取為4.5~9 （30） 斜齒：b= KC mm，KC取6.0~9.5 第一軸常嚙合齒輪副的齒寬系數，KC可取大些，使接觸線長度增加、接觸應力降低，以提高傳動平穩(wěn)性和齒輪壽命。 所以小齒輪齒寬取20mm,大齒輪齒寬取20mm. 3.4.5驗算 (31) (32) 合適。 3.5軸及軸上零件的設計與校核 3.5.1軸的設計與校核 本次設計選到刀軸的外徑d為50mm。 由于農田土壤的復雜性，至今尚缺乏表達旋耕阻力及能耗與土壤動力特性、耕作機具參數之間明晰的、便于應用的關系式，所以通過以下半經驗公式進行計算 P= （3） 式中： B——耕幅，mm； H——耕深，mm； vm——機組前進速度，km/h； P0——切土比阻，KN/m； vd——刀滾外緣線速度，m/s； δ——未耕土壤密度，mg/m3 切土比阻P0與土壤質地、耕深等多種因素有關，由實驗取得為32.4KN/m,從《農業(yè)土壤力學》一書中得知未耕土壤密度δ為2.69 mg/m3。 計算： P=50×20×1.1×1000×(32.4+6.6×2.65/2) =3.2kw 由公式 T=9550P/n=9550×3.2/256=157Nm 當軸回轉時，有三把刀進行工作，兩把彎刀和一把直壁刀，由于直壁刀所受的阻力很小，可以忽略不計，則只要考慮兩把彎刀同時進行切削土壤的情況，一把彎刀通過焊接在刀盤上的刀座固定，對軸產生扭轉變形；另一把彎刀通過焊接在刀盤上的U型鋼與之相連，對刀軸同時產生彎矩和扭轉變形。 由于每把彎刀的參數基本一致，則每把彎刀產生的彎矩為T/2，即78.5Nm,又因為T=F×L,從此式可以求出彎刀給軸帶來的載荷F的大小，由彎刀的最大回轉半徑為270mm可求出切削阻力： F=78.5/0.27=291N 圖A分析了刀盤對軸所產生的力效應，力F2原來的作用點在垂直刀盤所在平面70mm 的平面內，利用力的平移定理將其移到刀盤所在平面內，此力在平移后相當于對軸附加了一個彎矩，其值為 M=F2×70=291×70=20.3Nm 如圖A中所示，根據力的平移定理將力F1平移至軸心，將附加一個扭矩，其大小為 T=F1×270=291×270=78.6Nm 將力F2再次平移，F2會附加一個和力F1同樣的附加扭矩，大小與方向相同。各力的方向如圖A中所示，作出其扭矩圖，如E所示。 為了計算的方便將圖A中平移后的兩個力進行合成，如圖B所示，合成后的合力F為F1 ，方向如圖中所示。 以合力F的方向為縱軸為方向建立直角坐標系xoy對刀軸進行受力分析，如圖C所示，利用平衡條件對其進行計算，建立平衡方向有 P1+P2=F P2×730+M=365F 解之得 P2=117.6N P1=173.4N 力P1、P2將軸心各產生一個彎矩，其大小為 M1=117.6×365=43Nm M2=173.4×365=63.3Nm 作出其彎矩圖，如D所示，從彎矩圖中得知其最大彎矩為63.3Nm，從扭矩圖中得知最大扭矩為157.2Nm，根據彎曲強度條件利用下式對軸進行校核 （4） 因為刀軸為空心軸，W查《機械設計》表15-4得其計算公式為 W= （5） 其中d為刀軸的大徑，d1為刀軸小徑。 計算得 W=0.1×503[1-(44/50)4]=6125mm3 則 =10.33Mpa=60Mpa 所以軸的強度能夠滿足彎曲強度要求。 根據扭轉強度條件利用下式對軸進行校核 （6） 計算得 =35Mpa 所以軸的強度能夠滿足扭轉強度要求，綜上所述可知，軸能滿足工作時的強度要求，使刀盤能正常的工作。 3.5.2滾動軸承的選擇與校核 因軸承主故要承受徑向載荷無受軸向載荷，初步選取球深溝軸承。其主要性能和特點:主要承受徑向載荷,也可同時承受小的軸向載荷。當量摩擦系數最小。在高轉速時，可用來承受純軸向載荷。工作中允許內、外圈軸線偏斜量不大于～，大量生產，價格最低。 這里選輸出軸上的軸承校核（其它軸承的選擇和校核略）。 為了方便安裝，兩端選用相同型號的軸承。因軸承承擔的徑向力遠遠大于軸向力，參照工作要求，初選6205型號的軸承。 驗算： 軸軸承的使用壽命為：12小時/天×180天/年×10年=21600小時 1）對左端，已知，在理想狀況下無軸向力，故，所以X=1，Y=0。 根據GB276-89，選6205型軸承，查得：C = 10.8 KN，=6.95 KN 。 求當量載荷P: 查參考文獻[2]表13-6得＝1.2～1.8，取1.8。 (38) 驗算6205軸承的壽命 (39) 所以6205型滿足要求。 2）對左端，已知，在理想狀況下無軸向力，故，所以 X=1，Y=0。 根據GB276-89，選6205型軸承，查的：C = 10.8 KN，C0 =6.95 KN 。 求當量載荷P 查參考文獻[2]表13-6得fp＝1.2～1.8，取1.8 。 驗算6205軸承的壽命 所以6205型滿足要求。 軸承校核完畢。 3.5.3鍵的選擇與校核 此設計涉及兩類鍵：平鍵和花鍵，其選擇見裝配圖。現選擇變速箱輸出軸上的矩形花鍵進行校核，其基本尺寸為N×d×D×B＝8mm×36mm×42mm×29mm。 假設載荷在鍵的工作面上均勻分布，每個齒工作面上壓力的合力F作用在平均直徑處。 此處為靜聯接，其校核公式為： (40) 式中： T — 傳遞的轉矩，已知T=692.11N·m； — 載荷分配不均勻系數，取=0.8; Z — 花鍵的齒數，取z=8; H — 花鍵齒側面的工作高度，矩形花鍵中： (41) l — 齒的工作長度，取l=29mm; — 花鍵的平均直徑，矩形花鍵中： =（D+d）/2=(42+36)/2=39mm (42) [] — 花鍵聯接的許用擠壓應力，查參考文獻[2]表6-3得 []=120MPa 則由式（40） 得： MPa<120MPa 符合要求，校核完畢。 第4章 耕作深度調節(jié)傳動裝置的設計 4.1深度調節(jié)液壓缸的選用及分析 4.1.1 液壓缸型號的確定 首先確定梁和架上的液壓缸耳環(huán)的具體位置，然后即可對初定的桿件在CAD中進行簡單模擬（工作位置和提起位置），測量出耕作裝置在兩個極限位置的時液壓缸的長度（即兩個耳環(huán)中心線之間的距離）：218mm～395mm。參考已有的微耕機的液壓缸型號和液壓缸系列值[21]，選用HSG型工程用液壓缸，技術參數見表3-5。 型號 HSG·L-50/25·E-1111-160·218 型號的含義： 表3-5 液壓缸技術參數 缸徑 速比 活塞桿直徑 額定工作壓力 拉力 推力 最大行程 50 1.33 30 16MP 23560 31420 400 HSG—雙作用單活塞桿液壓缸 L—外螺紋連接 50/30—液壓缸內徑/活塞桿外徑 mm E—壓力等級—16MP 缸蓋耳環(huán)帶襯套，桿端外螺紋，兩端帶緩沖，油口內螺紋連接 80—行程 mm 218—安裝距 mm 4.1.2 液壓缸行程驗證 活塞桿的最大允許行程 （3-1） 將數據帶入并化簡后 （3-2） 式中：—活塞桿彎曲失穩(wěn)臨界壓縮力 —安全系數，通常取3.5～6，這里取3.5。 E—彈性模數。鋼材的E= 將P=16MPa帶入，得=56MPa，進而得=267mm，可見所選行程160mm在安全范圍之內。 液壓缸往返運動速度之比 式中：—活塞桿的伸出速度m/min —活塞桿的縮回速度m/min —液壓缸活塞直徑m —活塞桿直徑m 由此可確定所選壓力等級16MP是合理的。 活塞在缸體內完成全部行程所需要的時間 s （3-3） 當活塞桿伸出時 s （3-4） 當活塞桿縮回時 s （3-5） 式中：—液壓缸容積 L —活塞行程 m —流量 L/min —缸筒內徑 m —活塞桿直徑 m 活塞桿伸出時的理論推力為 （3-6） 活塞桿縮回時的理論拉力為 （3-7） 活塞差動前進時的理論推力為 （3-8） 式中：—活塞無桿側有效面積 —活塞有桿側有效面積 —供油壓力 Mpa —活塞直徑 m —活塞桿直徑 4.2深度調節(jié)液壓系統(tǒng)設計 4.2.1供油方式 該液壓系統(tǒng)比較簡單，只需高度時動作，調節(jié)完后液壓系統(tǒng)便停止工作，調節(jié)因此可以選單泵泵供油。 4.2.2平衡及鎖緊 為了確保高度調節(jié)完后液壓系統(tǒng)可停止工作以便節(jié)約能耗，因此必須采用鎖緊回路。 4.2.3液壓系統(tǒng)原理圖 綜上所述擬定液壓系統(tǒng)原理圖如下圖： 液壓系統(tǒng)原理圖 總 結 通過本次畢業(yè)設計是我充分認識到，這次設計其實是綜合運用機械設計和其它先修課程的知識，分析和解決機械設計問題，進一步鞏固、加深和拓寬所學知識的過程。通過設計實踐，使我逐步樹立了正確的設計思想，增強了創(chuàng)新意識和競爭意識，熟悉掌握了機械設計的一般規(guī)律，培養(yǎng)了我分析和解決問題的能力。通過設計計算、繪圖以及運用技術標準、規(guī)范、設計手冊等有關設計參考文獻，使我進行了全面的機械設計基本技能的訓練。另外通過本次設計使我領悟出機械設計的一般進程為：設計準備、傳動裝置總體設計、傳動零件設計計算、裝配圖設計、零件工作圖設計、編寫設計說明書。如果隨意打亂這個過程則在設計過程中肯定會多走彎路。在設計過程中我們在獨立完成的同時，要時刻跟指導老師溝通和請教，要掌握設計進度，認真設計。每個階段完成后要認真檢查，有錯誤要認真修改，精益求精。畢業(yè)設計的各個階段是相互聯系的。設計時，零、部件的結構尺寸不是完全由計算確定的，還要考慮結構、工藝性、經濟性以及標準化、系列化等要求。由于影響零、部件尺寸的因素很多，隨著設計的進展，考慮的問題要更全面和合理，故后階段設計要對前階段設計中的不合理結構尺寸進行必要的修改。所以，設計要邊計算、邊繪圖，反復修改，設計計算和繪圖交替進行。在設計中要貫徹標準化、系列化與通用化可以保證互換性、減低成本、縮短設計周期，是機械設計應遵循的原則之一，也是設計質量的一項評價指標。在課程設計中應熟悉和正確采用各種有關技術標準與規(guī)格，盡量采用標準件，并應注意一些尺寸需圓整為標準尺寸。同時設計中應減少材料的品種和標準件的規(guī)格。 另外，通過本次設計，使我運用各種機械繪圖軟件的技能得到了很大的提高，也正是運用了先進繪圖軟件，才使我整個設計過程大大的簡化了，設計速度也得到了很的大的提高。 不能說這次設計是非常圓滿的完成的，因為還有一些考慮欠妥的地方，希望老師批評指教，但至少可視為一個進步，以后還能因此有更大的進步！ 經過三個月的努力，我相信這次畢業(yè)設計一定能為四年的大學生涯劃上一個圓滿的句號。 參考文獻 [1]中國農業(yè)機械化科學研究院.農業(yè)機械設計手冊[M].中國農業(yè)科學技術出版社.2007(10) [2]王繼山.免耕播種機條旋式耕作器的設計[J].當代農機.2007(06) 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