側邊傳動式旋耕機傳動部分設計

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At the same time, it can cut up the root stubble buried below the surface, which is convenient for seeder operation and provides a good seed bed for later sowing. At present, the research of rotary tiller is still of great significance. The main problems are the research space of high-power rotary tiller, the operating performance can not meet the needs of today’s society, the design of shaft parts of rotary tiller and the use of materials. In this paper, the design of side drive type rotary tiller, according to the work requirements, to determine the power of the rotary tiller machinery, transmission device includes gear box, side transmission box, transmission shaft, ext. The main parts of each part were designed and checked, including gear, shaft, bearing. The gear box and the side transmission box are the key points of this design. Through this design, will come to a simple and usable rotary tiller, the main design part or the transmission part of the rotary tiller, in the design process, will deepen the consolidation of the undergraduate knowledge, can let the theory used in practice. Key words: Driving?part?of?rotary?tiller；Gear?box；Side?gearbox 1.緒論 5 1.1國內發(fā)展狀況 5 1.2國外發(fā)展狀況 7 1.3主要問題 9 1.3.1大功率旋耕機的研究尚有空間 9 1.3.2作業(yè)性能無法滿足當今社會需求 9 1.3.3旋耕機軸部件設計及材料使用 9 1.3.4發(fā)展構思 9 2.設計計算任務書 10 2.1方案確定 10 2.1.1第一種方案： 10 2.1.2第二種方案： 11 2.2適用范圍： 12 2.3初始數據計算 12 2.3.1轉速 12 2.3.2功率計算 13 3.設計計算說明書 14 3.1第一對直齒錐齒輪的設計 14 3.2鏈輪組的設計 19 3.3軸的設計 21 3.3.1動力輸入軸的設計 21 3.3.2中間軸的設計 23 3.3.3其他部件的基礎設計 25 4.使用說明書 26 5.結論 26 6.參考文獻 26 7.致謝 27 1.緒論 1.1國內發(fā)展狀況 我國對旋耕機的研究比較遲，起始于20世紀50年代末尾。剛開始時主要研究制造與手扶拖拉機相結合使用的旋耕機。70年代初的時候，我國完成了與當時國產各類拖拉機配套系列旋耕機的設計，旋耕機最開始在北方平原旱田得到大面積推廣應用。20世紀80年代旋耕機逐漸發(fā)展為由與手扶拖拉機配套發(fā)展到輪式或履帶式配套作業(yè)，90年代以來，國內研制出了一批包括旋耕機在內的復式或聯合作業(yè)機具。旋耕機在我國的發(fā)展經歷了單機研制，發(fā)展系列類似產品，新型產品開發(fā)和更新三個階段。隨著我國經濟水平和科技水平的不斷提高，旋耕機械也取得了重大進步，旋耕機制造業(yè)也將跨入一個新時期，在未來的幾年里，隨著我國對農業(yè)機械制造的大力扶持，我國旋耕機械必然會有新突破[1] 。 以現在的情況看，旋耕機在我國境內受到了農民的熱情稱贊，應用也十分廣泛，南部地區(qū)的河流水田較多，因此大多數土地用于水稻種植，隨著科技水平的進步，農業(yè)機械化得到普及，旋耕機在農業(yè)機械化中就占比五分之四，北部地區(qū)大多是旱地，種植玉米和小麥等主要糧食，這些地區(qū)機械化程度更高，21世紀以來，國家出臺了很多新的政策，就是為了讓種植業(yè)更加合理，北方土地種植種類結構得到調整，水稻種植業(yè)成為國家推薦的主要目標，因此種植水稻的面積逐步增加，由于這一結構的改變，大大促進了旋耕機的創(chuàng)新與改革。國內目前主要使用的是臥式旋耕機，這類旋耕機的翻土效果很好，對于一些地面較硬的也能輕松破土，工作時可以同時達到破土、割根莖和讓土地變平的目的。但是普通的旋耕機破土效果比較差，有些地方無法完成耕地，刀軸上容易纏繞雜草同時消耗的汽油較多。因此根據目前的情況來看又創(chuàng)新制造出立式和斜置式旋耕機，立式旋耕機主要是用來割斷雜草植物根莖的，斜置式旋耕機是一種綜合性的旋耕機，既可以翻土，又可以耕地，功能較為復雜，汽油消耗比較少，耕地的效果好是斜置式旋耕機一大優(yōu)勢。需要研究者對耕刀的形狀和材料進行更合理的創(chuàng)新，探索新的模式。為了達到提高效率的目的，還需要研究者開發(fā)并制造出結合很多功能的大型農業(yè)器械。為了讓國內大部分農民能接受新型旋耕機，還要降低旋耕機使用者的維修保養(yǎng)難度和費用。 第一個方案是，從零部件材料選擇入手，對旋耕機的整體受力結構進行重新設計，盡最大努力做到延長旋耕機的使用壽命，最理想的就是能讓旋耕機使用14到15年，并且同時減少使用者的維修保養(yǎng)次數；還有一個問題就是，國內的生產廠家較多，每家工廠制造的旋耕機零部件尺寸都不一樣，不能做到通用，這就需要相關部門能出面規(guī)范一下，做到每個廠家生產的零部件都可替換使用，這樣就可以做到資源再利用，大大提高環(huán)保意識；最后一個問題也很關鍵，就是目前國內專門維修旋耕機的門店很少，無法滿足這么大的市場需求，這就嚴重影響了使用者的使用，所以相關部門可以鼓勵各個生產廠家籌建專業(yè)維修門店，這樣就方便了大眾，提高了知名度，以后使用者想要更換零件，或者有操作難題時，就能及時得到解決。 社會現代化的逐步推進，以及這些科學技術衍生成果的實際使用，會讓旋耕機的合理性更加大，效率更高。科學技術在不斷改革更新，我們目前要考慮的問題就不同，從新興事物的角度考慮，比如將智能系統(tǒng)，信息感應系統(tǒng)運用到旋耕機上?？萍妓皆谶M步，農業(yè)方面的現代化也在逐步踏上新征程，機械化程度更是逐年穩(wěn)步上升，呈現出欣欣向榮的畫面，這些都是順應時代的產物，帶來的好處也是不可忽略的，農業(yè)生產和收獲效率明顯增加，民以食為天，關乎到糧食收獲就是大問題，然而經過這么長時間的實踐使用，舊式旋耕機的缺點也逐漸被發(fā)現，尤其是在一些地形較復雜的區(qū)域，這些問題更加明顯。進入21世紀以來，舊式旋耕機的不足被使用者強烈反映，這類旋耕機已經跟不上時代了，無法滿足使用者的需求，無法滿足我國的新政策的推行，甚至限制了中國農業(yè)方面的發(fā)展。舊式旋耕機等一系列的產品都無法自己產生動力，目前也沒有好的解決辦法，同時受到結構和尺寸的約束，功能就是耕地，配套零部件的范圍是中、小型拖拉機，一些較大的旋耕機需要很大的功率，但是無法帶動，不可以用于實際。以目前的生產鏈來看，動力輸出軸強度不夠，容易斷裂；十字萬向型的傳動軸使用年限也不長；主要用于旱地的舊式旋耕機，要是碰到一些地形復雜的土地，耕地效果明顯降低，達不到理想要求，生產產量隨即降低，后果不堪設想，碰到雜草多的地方，還會纏繞，影響作業(yè)；舊式旋耕機的作業(yè)性能，已經不能與時代要求接軌，理應逐步退出歷史舞臺。 小型旋耕機各家各戶都在用。面對這樣的現象，耕地時間會大大延長，效率就會降低，農民的負擔自然而然就上去了，水田工作無法看清水底刀片的運行軌跡，稍不注意就會使使用者受傷，這不符合生產目的。 1.2國外發(fā)展狀況 西方國家以及亞洲一些地區(qū)的農業(yè)機械化程度較高，這些地區(qū)對旋耕機的改革創(chuàng)新已經有不少的時間，再加上地區(qū)地形，溫度和濕度的不同，這些地區(qū)的旋耕機也有各自的優(yōu)點。19世紀中間年代，美國這個國家有了3到4kw發(fā)動機帶動的用于小面積耕地的旋耕機，20世紀30年代美國又開始實施以秸稈掩埋，殘茬覆蓋和免耕播種為核心的耕地政策。為適應保護性耕作的耕地模式，美國的新型旋耕機向著多種功能結合的方向發(fā)展。旋耕機可以在不同環(huán)境下發(fā)展，1930年以后，美國不滿足于現狀，開始將一些新出現的科技用在旋耕機上，使之效率有了很大的提高。比如GPS,GIS,RS技術。 1900年以后，日本從西方國家買入了可以在旱田里工作的旋耕機，之后隨著國家實力的強大，日本又自主改進了旋耕機，創(chuàng)新出可以在水田里耕地的機種，同時又經過努力，降低了刀軸纏草的概率，這一概率的降低，很大程度的提高了旋耕機的使用效率。 目前來看，日本雖然國土稀少，但是對旋耕機的研究很用心。之后為了領先世界，日本又自主研發(fā)了可以反轉的旋耕機，耕地的效率又有了很大的提高，一次作業(yè)的效果明顯高于普通旋耕機，比普通旋耕機高出2到3倍。 旋耕機總體可分為兩類： 一、臥式旋耕機 在其他機械化比較高的國家里，使用臥式旋耕機較多的國家就是國土稀少的日本，這些年以來出現的新產品主要有以下幾種。 １.手扶無輪式旋耕機。刀軸安裝在手扶拖拉機滾軸上，通過拖拉機動力帶動直接帶動刀片旋轉，實現想要達到的目的，同時土壤也會帶動機械往前走。這種機型結構簡單、方便靈活、適用于樹林間和大棚內的小地形作業(yè)。 ２.混層深耕機。橫軸式旋耕機的耕刀會沒入土地超過20cm以上，但是日本逆向思維，創(chuàng)新出了一種可沒入土壤120cm深的旋耕機。 ３.自動避讓偏置式旋耕機。刀軸可以自由伸縮改變并且改變角度，這一過程的實現需要用液壓器來實現，造價較高，機器前方也有智能感應。作業(yè)過程中當智能感應感應到果樹產生時，就會改變自動方向，防止破壞果樹。 二、立式旋耕機 立式旋耕機系列的現有產品很多，大多數都是用在稻田里，為稻田服務，翻新土壤的效果比較好。耕刀進入土地的深度可以到20cm以上，最深的都能到28cm處，范圍覆蓋更廣，拖拉機動力為44到51kw。社會生產力不斷發(fā)展，國外旋耕機械主要有以下幾個特點。 １.多品種、系列化，并向寬幅、高速、高效、低能耗、深耕深方向發(fā)展。外國的起步比中國早很多年，一百多年下來，研發(fā)出的旋耕機品種多種多樣，國外的旋耕機品種多樣，生產的方式也很獨特。改進工作效率并且讓操作更簡單，正常使用時間比國內生產的旋耕機使用時間要多三分之一。另外要做的就是減少燃料的消耗，既要滿足現代農業(yè)的生產要求，又要保證翻新土地與切斷根莖結合工作的實際需要，設計出更加有效的翻土工作部件[1] 。 ２.新材料和先進制造技術普遍應用于旋耕機械。幾十年的時間發(fā)展下來，旋耕機工作效率都更上一層樓。耕刀和傳動部分是旋耕機的主要部分，合理的設計與組裝決定了旋耕機的效率。外國有人對耕刀進行了研究，很大程度上增加了耕刀的鋒利程度，對土壤的破壞程度大大提高，同時又增加了旋耕刀的使用壽命。 ３.改變旋耕機研究方向，爭取更多功能同時進行的方向發(fā)展。世界上一些國家因地制宜，根據自己國家的土壤現狀，不斷創(chuàng)新耕地技術，創(chuàng)新出很多適用又可以大范圍使用的旋耕機。 只有一種功能的旋耕機利用率不是很好，所以經?？梢钥吹叫麢C與其他機械配合使用，或者自身改裝零部件，形成翻新土地，切斷根莖，施肥，播撒種子等同時行進的聯合作業(yè)，大幅度提高了生產效率、減少了功耗、降低了作業(yè)成本。 4 .向適用于保護性耕作的少耕或者免耕型旋耕機械發(fā)展。保護土壤性耕作是一種以機械作業(yè)為主要手段，進行少耕和免耕，將耕作減少到能夠滿足種子發(fā)芽即可，主要使用農藥來消滅病蟲害的耕作方式。20世紀80年代以后，保護性耕作逐步推廣應用到70多個國家。美國保護性耕作技術應用面積達到67690km2，占到總耕地面積60％；截止到2004年，巴西保護性耕作技術應用面積達到23100km2，占全國耕地總面積60%。許多國家如美國、澳大利亞等均根據保護性耕作的要求研發(fā)一系列旋耕機具。以后，隨著保護性耕作進一步推廣，旋耕機勢必要向這一方向發(fā)展[1] 。 1.3主要問題 1.3.1大功率旋耕機的研究尚有空間 旋耕機運轉功率直接影響旋轉速度與耕地深度，耕地層次淺，很容易形成犁底層，影響植物根部的生長。目前國內的旋耕機在理論上實現了與大功率拖拉機配套作業(yè)，但實際上還有很多問題，主要受傳動系統(tǒng)強度，結構形式等條件影響，國外已經克服了這一問題。 1.3.2作業(yè)性能無法滿足當今社會需求 土壤翹空并且不實部分整地的質量較差，土壤的孔隙度大，保護肥沃保護水源保護溫度性能較差；深翻入土效果差，完全達不到農民想要的要求，以至于影響后期的糧食或蔬菜的產量，都是當今旋耕機存在的主要問題。我國還未有過這樣先進的想法，所以需要集思廣益，加快我國的研發(fā)。 1.3.3旋耕機軸部件設計及材料使用 因為設計，環(huán)境和材料等硬性原因，我國自主研發(fā)的旋耕機在工作時，萬向節(jié)和傳動軸很容易斷裂，或者彎曲，動力輸出軸損壞，工作穩(wěn)定性不穩(wěn)定等普遍問題。這些問題如果解決，就會帶來很大的收益，所以需要廣大研究者更加努力。 新型種植業(yè)和農業(yè)藝術隨著時代應運而生，相應的旋耕機傳動結構整體設計的不符合實際，箱體過大，耕刀進入土壤深度不夠等缺點，許多專業(yè)研究者及人民群眾對于創(chuàng)新出質量好，功能多，燃料消耗少的旋耕機有很大的需求。 1.3.4發(fā)展構思 一、向更寬耕地幅度，較深耕地深度，高速運轉，可持續(xù)發(fā)展等角度發(fā)展。 南方地區(qū)的水多，因此多種植水稻，土壤含水量較高，黏性較大，抗剪切抗壓強能力比較高，附著力和摩擦力比旱地要大很多，因此需要速度快、力量大、耕地寬度大的大型旋耕機，以此來滿足水稻集體種植集體收獲的生產要求。 二、向一機多用化聯合作業(yè)的方向發(fā)展 旋耕機、播種機、施肥機等機械都安裝在一架拖拉機上，同時工作，就可以有多種功能結合配套同時進行的聯合工作模式，可以很大程度上節(jié)省人力、物力、財力，將剩余資源發(fā)揮到其他地方。 三、小型旋耕機的需求量不斷提高 近些年來我國溫室大棚不斷傳播和樹林果樹行業(yè)不斷發(fā)展，但是適用于這些環(huán)境的旋耕機還未研制，適用于大棚，樹林等小空間的微小環(huán)保型旋耕機的創(chuàng)新研發(fā)就會是研究者以后研究方向。社會生產力需求不斷增加，旋耕機和田園管理機等新型產品的研發(fā)也要跟上腳步，這會是一個契機，高速發(fā)展時期已經到來。 2.設計計算任務書 2.1方案確定 本次旋耕機選用功率37kw（大約有50馬力），拖拉機作為動力來輸出，通過動力輸出軸，帶動小圓柱錐齒輪，從而帶動側邊圓柱齒輪，最后用鏈條帶動刀軸轉動，實現作業(yè)。工作幅度選為1.6m。耕深選為15cm。 關于旋耕機的傳動部分設計，目前總體有兩種方式，一種是中間傳動帶動刀軸旋轉，第二種是由側邊傳動帶動刀軸工作，下面對這兩種方案進行分析，確定這次方案的選擇： 2.1.1第一種方案： 旋耕機的動力來源是拖拉機，經過一對直齒錐齒輪和一系列圓柱直齒輪將動力傳送到刀軸。 刀軸之所以可以轉動就是因為減速器和中間的三級齒輪傳遞動力，這種旋耕機優(yōu)點很明顯，但是缺點也很多，整體平衡性不穩(wěn)定，齒輪下面的一大部分都無法安裝耕刀，就無法干活，效率低下，然而很容易讓他運轉，加上材料使用較昂貴，現在的應用情況逐漸落伍。 2.1.2第二種方案： 拖拉機的發(fā)動機是動力源泉，由一根輸出軸輸出，經過一對直齒錐齒輪和兩組鏈輪帶動刀軸工作。正反轉的實現通過改變直齒錐齒輪的嚙合方式，速度的改變通過發(fā)動機的轉速控制。這種方法填補了方案一的缺點，采用兩端側邊傳動，平衡性得到保證，而且剛性也得到了保證，不需要添加漏耕零件。所以這也是旋耕機的未來發(fā)展方向。 綜上所述，本次設計選用方案二。 2.2適用范圍： 此次旋耕機傳動部分的設計通用于水田與旱田，且為地面較平整，面積較大的土地，主要目的就是通過土壤耕作可以起到松土，割斷根莖，保持氧氣充足的優(yōu)點，有利于種子的發(fā)芽，提高成活率。提高旋耕機的工作效率，加強零件的強度是本次設計的注意點。旋耕機最主要的部分就是傳動部分，傳動部分的設計直接影響旋耕機的使用，所以這次的設計很有意義。 2.3初始數據計算 2.3.1轉速 動力來源為拖拉機的發(fā)動機，發(fā)動機輸出通過輸出軸L1傳送給旋耕機，再經過一對直齒錐齒輪Z1、Z2垂直改變方向，從而帶動第二根軸L2上的直齒鏈輪Z3轉動，進而帶動鏈條，將力傳輸給與第三軸L3上連接的直齒鏈輪Z4，最后帶動刀軸作業(yè)。 選擇拖拉機輸出功率為50馬力（37kw），轉速740r/min，刀軸轉速選定為246.6r/min。因此總傳動比為3。 2.3.2功率計算 旋耕機在旱地里消耗的功率較大，在水田作業(yè)里消耗較小，根據查找資料得到以下傳動副效率，根據這些數據以及上述表格得出各部件功率、轉速及扭矩： 各傳動副效率為： 直齒錐齒輪η1=0.96 直齒鏈齒輪η2=0.96 滾珠軸承η3=0.98 球軸承η4=0.99 萬向節(jié)η5=0.96 1.拖拉機動力輸出軸的額定輸出功率為： 由公式得，其額定輸出功率為： P額=0.8N發(fā)=29.6kw n=740r/min 2.主動錐齒輪Z1的功率、扭矩和轉速： P1=Pη5η1=29.6×0.96×0.96=27.27kw T1=9.55×106Pn=9.55×106×27.27740=3.5×105N*mm n1=740r/min 3.從動錐齒輪Z2的功率、扭矩和轉速： P2=P1η1=27.27×0.96=26.18kw T2=9.55×106×P1n1=9.55×106×27.27740=3.5×105N?mm n2=740r/min 主動直齒鏈輪與從動錐齒輪在一根軸上，因此功率、扭矩和轉速相同。 4.從動鏈輪的功率、扭矩和轉速： P3=P2η2=26.18×0.96=25.13kw T3=9.55×106×P2n2=9.55×106×25.13246.6=9.7×105N?mm n3=246.6r/min 3.設計計算說明書 3.1第一對直齒錐齒輪的設計 材料選擇45號鋼（調質），齒面的硬度就是240HBW，齒數Z1=25 Z2=25*2=50 壓力角α=20o 1.由公式d≥34KHtT1ΦR(1?0.5ΦR)2uZHZEZεσH2試算齒輪分度圓直徑 1）確定公式中的各參數值 試選KHt=1.3，齒寬系數ΦR=0.3 ①計算重合度系數Zε 由分錐角 δ1=tan?1z1z2=tan?12550=26.56o δ2=90o-δ1=90o-26.56o=63.44o 得當量齒數 zv1=z1cosδ1=25cos26.56o=28.08 zv2=z2cosδ2=50cos63.44o=111.11 由此得到當量齒輪的重合度 αa1=cos?1zv1cosαzv1+2?a?=cos?128.08×cos20o28.08+2×1=28.71o αa2=cos?1zv2cosαzv2+2?a?=cos?1111.11×cos20o111.11+2×1=22.77o εαv=zv1tanαa1?tanα’+zv2tanαa2?tanα’2π=1.7 重合度系數 Zε=4?εαv3=4?1.73=0.88 ②查表得齒輪的彈性影響系數ZE=188MPa ③計算接觸疲勞許用應力σH 查找資料得齒輪齒輪的接觸疲勞極限為σHlim=550MPa 計算應力循環(huán)次數 N=60njL?=60×740×1×60000=2.66×109 接觸疲勞壽命系數K=0.91,設失效概率為1%，安全系數S=1， 由公式得 σH=KσHlimS=0.91×5501=500.5MPa 2）代入上述分度圓直徑公式 d≥34KHtT1ΦR(1?0.5ΦR)2uZHZEZεσH2=34×1.3×3.5×1050.3×1?0.5×0.32×1×2.5×188×0.88500.5= 190.705mm 2.調整錐齒輪分度圓直徑 1）計算實際載荷系數前的數據準備 ①圓周速度v dm1=d1t1?0.5ΦR=190.705×1?0.5×0.3mm=162.1mm vm=πdm1n160×1000=3.14×162.1×74060×1000m/s=6.28m/s ②當量齒輪的齒寬系數Φd b=ΦRd1tu2+12=0.3×190.705×1+12=40.45mm Φd=bdm1=40.45162.1=0.25 2）計算實際載荷系數KH ①由表查得使用系數KA=1.75 ②根據vm=7.8m/s、8級精度（降低了一級），由圖查得動載系數KV=1.13 ③直齒錐齒輪精度較低，取齒間載荷分配系數KHα=1 ④由查表用插值法查得7級精度、小齒輪懸臂布局時，得齒向載荷分布系數KHβ=1.104 由此，得到實際載荷系數 KH=KAKvKHαKHβ=1.75×1.13×1×1.104=2.18 3）按實際載荷系數算得的分度圓直徑 d1H=d1t3KHKHt=190.705×32.181.104mm=239.25mm 3.按齒根彎曲疲勞強度設計 （1）試算模數 mt≥34KFtT1YεΦR1?0.5ΦR2z12u2+1YFaYSaσF 1）確定公式中的各參數值 ①試選KFt=1.3 ②重合系數 Yε=0.25+0.75εαv=0.25+0.751.7=0.69 ③計算YFaYSaσF 由表查得齒形系數YFa1=2.62、YFa2=2.32； 應力修正系數YSa1=1.59、YSa2=1.70。 由表查得齒輪的彎曲疲勞極限為σFlim=500MPa彎曲疲勞壽命系數KFN1=KFN2=0.85，取彎曲疲勞安全系數S=1.4，得 σF1=KKNσFlimS=0.85×5001.4=303.57MPa YFaYSaσF=2.62×1.59303.57=0.0137 σF2=KKNσFlimS=0.85×5001.4=303.57MPa YFaYSaσF=2.32×1.70303.57=0.0129 選擇0.0137 2）試算模數 mt≥34KFtT1YεΦR1?0.5ΦR2z12u2+1YFaYSaσF=34×1.3×3.5×105×0.690.3×1?0.5×0.32×252×3×0.0137=4.18mm （2）調整齒輪模數 1）計算實際載荷系數前的數據準備 ①圓周速度v d1=m1z1=4.18×25=104.5mm dm1=d11?0.5ΦR=104.5×1?0.5×0.3=88.825mm vm=πdm1n160×1000=3.14×88.825×74060000=3.44m/s ②齒寬b b=ΦRd1u2+12=0.3×104.5×2+12=27.15mm Φd=bdm1=27.1588.825=0.31 ③齒寬與中點齒高之比： mm=m11?0.5ΦR=4.18×0.85=3.55mm ?m=2?a?+c?mm=2×1+0.2×3.55=7.81mm b?m=27.157.81=3.47 2）計算實際載荷系數KF ①根據v=3.44m/s，8級精度，由資料查得動載系數Kv=1.3。 ②直齒錐齒輪精度較低，取齒間載荷分配系數KFα=1。 ③由表用插值法查得KHβ=1.293,于是KFβ=1.262。則載荷系數為 KF=KAKvKFαKFβ=1×1.293×1.262×1.3=2.121 3)按實際載荷系數算得的齒輪模數 mF=mt3KFKFt=4.18×32.1211.3mm=4.92mm 選擇模數mF=5mm 及相應的小齒輪分度圓直徑 d1F=mFz1=5×25=125mm 算得齒輪齒數 z=d1Hm=239.255=47.85 取齒數z=48 4.幾何尺寸計算 （1）計算分度圓直徑 d1=z1m=48×5=240mm （2）計算分錐角 δ1=tan?1z1z2=tan?15454=26.5。 （3）計算齒輪寬度 b=ΦRd1u2+12=0.3×240×32=62.35mm 取b=62mm 6.主要設計結論 名稱 代號 計算結果 小齒輪 大齒輪 分錐角 δ 26.56 63.44 齒頂高 ?a 5 齒根高 ?f 6 分度圓直徑 d 240 480 齒頂圓直徑 da 248.9 484.5 齒根圓直徑 df 229.3 474.6 錐距 R 268.3 齒根角 θf 1.26 頂錐角 δa 27.8 64.7 根錐角 δf 25.3 62.2 頂隙 C 1 分度圓齒厚 s 7.85 當量齒厚 zv 53.7 214.7 齒寬 B 89 齒數z1=48 z2=96，模數m=5，壓力角α=20度，分錐角δ=26.5度，齒寬b=62mm齒輪選用45鋼（調質），齒輪精度7級。 3.2鏈輪組的設計 1.選擇鏈輪齒數且確定傳動比 試選鏈輪齒數Z3=20，傳動比i=1.5，因此Z4=30。 2.計算當量的單排鏈計算功率Pca 根據鏈傳動的工作情況、主動鏈輪齒數和鏈條排數，將鏈傳動所傳遞的功率修正為當量的單排鏈計算功率 Pca=KAKZKPP 工作情況系數KA=1.9 主動鏈輪齒數系數KZ=0.35 多排鏈系數KP=1 Pca=KAKZKPP=1.9×0.351×25.13=16.71kw 3.確定鏈條型號和節(jié)距p 根據當量的單排鏈計算功率、單排鏈額定功率和主動鏈輪轉速，查表可得鏈輪型號選為20A，由此可得節(jié)距p=31.75 4.計算鏈節(jié)數和中心距 初選中心距a0=30p=952， Lp0=2a0p+z1+z22+z2?z12π2pa0=84.98 為了避免使用過渡鏈節(jié)，應將計算出的鏈節(jié)數圓整為偶數 Lp=84 鏈傳動的最大中心距為 查表得f1=0.24421 amax=f1p2Lp?z1+z2=914.93mm 5.計算鏈速v，確定潤滑方式 v=z1n1p60×1000=2.609m/s 由資料顯示，潤滑方式選為定期人工潤滑。 6.計算鏈傳動作用在軸上的壓軸力FP FP≈KFpFe=1.05Fe 7.鏈輪尺寸計算 Z3尺寸 分度圓直徑 d=psin180z=31.750.156=203.52mm 齒頂圓直徑 damin=d+p1?1.6z?d1=213.68mm damax=d+1.25p?d1=224.16mm 齒根圓直徑 df=d?d1=184.47mm 齒高 ?amin=0.5p?d1=6.35mm ?amax=0.625p?0.5d1+0.8pz=11.59mm 最大齒側凸緣直徑 dg=pcot180z?1.04?2?0.76=168.29mm re=50 ri=9.525 α=135.5° Z4尺寸 分度圓直徑 d=psin180z=31.750.1=317.5mm 齒頂圓直徑 damin=d+p1?1.6z?d1=328.61mm damax=d+1.25p?d1=338.14mm 齒根圓直徑 df=d?d1=298.45mm 齒高 ?amin=0.5p?d1=6.35mm ?amax=0.625p?0.5d1+0.8pz=11.11mm 最大齒側凸緣直徑 dg=pcot180z?1.04?2?0.76=269.48mm re=73 ri=9.525 α=137° 7.結論 鏈輪齒數Z3=20 Z4=30，滾子鏈型號選為20A，節(jié)距為p=31.75，中心距設為914mm，潤滑方式選為定期人工潤滑。 3.3軸的設計 3.3.1動力輸入軸的設計 動力輸入軸初始設計長度定為392mm，軸向定位由套筒和擋圈定位。 1.估計軸的基本直徑 軸的材料選為45鋼，做調質處理，估計直徑d≤100，由資料查得σb=640MPa，C=118 d≥C3Pn=118×327.27740=39.26mm 2.軸的結構設計 （1）設計軸段直徑設計 連接軸 軸承 軸肩 軸承 齒輪 直徑/mm 35 40 47 40 60 （2）各軸段長度 連接軸 軸承 軸肩 軸承 齒輪 長度/mm 99 45.75 60.5 95 83 （3）剩余尺寸為了加工的時候方便，參照軸承的安裝尺寸，軸上過渡圓角半徑全部取r=1mm；軸端倒角為C2。 （4）齒輪和軸的周向定位采用平鍵連接。軸的直徑查看表格得平鍵的截面b×?=12mm×8mm，鍵長度選為25mm，為了保證齒輪與軸有良好的對中性，選擇齒輪輪轂與軸的配合為H7n6，滾珠軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，選軸的直徑尺寸公差為m6。 3.軸的受力分析 （1）求軸傳遞的轉矩 T=9.55×105Pn=3.5×105N?mm （2）求作用在齒輪上的力 已知直齒錐齒輪的分度圓直徑為d=297.43mm Ft=2Td=2×3.5×105297.43=2353.49mm Fr=Fttanαcosβ=2353.49×tan20cos45=1211.41N Fa=Fttanβ=2354.49×tan45=2354.49N 3.3.2中間軸的設計 1.計算轉矩 T=9.55×106Pn=3.4×105N?mm 2.求作用在齒輪上的力 已知直齒錐齒輪的分度圓直徑為d=297.43mm Ft=2Td=2×3.5×105297.43=2353.49mm Fr=Fttanαcosβ=2353.49×tan20cos45=1211.41N Fa=Fttanβ=2354.49×tan45=2354.49N 3.初步確定軸的最小直徑 選取軸的材料為45鋼，調質處理，取A0=112，于是得 dmin=A03Pn=112×326.18740=35.18mm 4.軸的結構設計 （1）根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 鏈輪 錐齒輪 軸承 軸肩1 軸肩2 直徑/mm 60 60 60 80 70 長度/mm 50 176.5 22 40 2.5 5.軸承的選擇 軸承選用滾子軸承。根據軸承的受力分析，選擇圓柱滾子軸承。軸承代號6212,尺寸為d×D×B=60×110×22mm。 6.齒輪的固定 錐齒輪的軸向固定用軸肩和套筒固定，直齒圓柱齒輪用套筒和螺栓緊固軸端擋圈。 周向定位都用平鍵固定。 7.求軸上的載荷 Ft1=2T1dm1=1432.8N Fr1=Ft1tanαcosδ1=233.2N 軸承之間的距離L1=1090mm，L2=630mm。 對中間軸進行力的分析 對A端進行力的校核： Ft1L1=FBt1L1+L2 得到FBt1=908N 對B端進行力的校核： Ft1L2=FAt1L1+L2 得到FAt1=525N 對A端進行力的校核： Fr1L1=FBr1L1+L2 得到FBr1=147.7N 對B端進行力的校核： Fr1L2=FAr1L1+L2 得到FAr1=85.4N 由公式 FB支=FBt12+FBr12 得到FB支=919N 由公式 FA支=FAt12+FAr12 得到FA支=531N 由此得到表格 載荷 水平面 垂直面 支反力F FAt1=525FBt1=908 FAr1=85.4FBr1=147.7 彎矩 MH=1561760 Mv=1580680 總彎矩 M1=15883646 扭矩 T=3.4×105 按照彎扭合成應力校核軸的強度 可以得到軸的應力計算 取α=0.6 αca=M12+αT32W=735.4MPa 3.3.3其他部件的基礎設計 一、刀軸的設計 1.刀軸材料選擇及連接方式 傳動選用剛性傳動，采用鋼管材料制成。刀軸兩端用軸承支撐，且能保證刀軸的轉動， 2.旋耕機刀的設計 考慮到旋耕機在有秸稈和綠肥的黏重土壤中作業(yè)，選擇彎刀刀刃，型號選為IT245，彎刀的工作幅寬b=50mm ?=50mm α=50° C1=4.0 C2=2.0。 3.刀座的設計 刀座的參數根據國家標準設計，間距b'=b+?b=65mm，彎刀總數Z'=1000BZb'=72 二、擋土板的設計 擋土板采用凸弧形，擋土板與刀輥之間的間隙，前緣40mm，后緣80mm。 三、箱體的設計 旋耕機箱體為固定式機器，這種箱體需要強度高、形狀不太復雜，因此材料選擇鑄鋼。鍛造方法選擇鑄造。 四、懸掛架 根據實際需要在箱體上焊接懸掛架。 4.使用說明書 1.這款旋耕機需要搭配起碼50馬力的拖拉機，否則無法讓旋耕機正常運轉，影響使用效果。 2.旋耕機軸承，齒輪，鏈輪等位置需要定期補充潤滑劑 3.使用前要仔細檢查耕刀，輸出軸，刀軸，懸掛架等容易損壞的部位，如果有損壞的地方，需要及時維修，禁止接著使用。 4.如果長時間不用，要將旋耕機放在空氣干燥的地方，盡量避免太陽的長時間照射。 5.結論 旋耕機傳動部分的設計，是根據實際生產情況來構思的。這次設計主要是在普通側邊傳動旋耕機的基礎上進行設計,并添加了兩端側邊傳動的創(chuàng)新，既能耕地又能割斷根系，還能保證受力均勻。設計的主要內容為：旋耕機的傳動，側邊傳動箱，箱體，刀輥，擋土板等部分。 通過創(chuàng)新，改進刀軸的耕地效果。在作業(yè)時，通過拆卸和改裝，就能有其他不同的功能，就可以實現一機多功能的特點。旋耕機整體及側邊部分的設計解決了現有側邊傳動旋耕機受力不均勻，結構設計不合理，使用壽命不長，材料選擇較昂貴的種種缺點。 本設計的優(yōu)點：采用側邊傳動解決了中間土地無法充分松土的不足，采用兩邊同時側邊傳動又解決了受力不均勻的不足，極大的降低了材料的成本，這種旋耕機方便拆卸，使用方法也很簡單，可以用在多種農用機，密封性好；制造成本較低，更有利于大規(guī)模生產，更加適合推廣。符合未來發(fā)展理念。 本設計的缺點：減速箱設計較大，可能成為負擔，影響美觀。 6.參考文獻 [1] 杜兆輝,陳彥宇,張姬,韓緒明,耿愛軍,張智龍.國內外旋耕機械發(fā)展現狀與展望[J].中國農機化學報,2019,40(04):43-47. 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[11] 王健,張秀花,張江紅.果園旋耕機的研究現狀與分析[J].河北農機,2021(03):22-23. 7.致謝 時光荏苒，在經過三個月的設計后，在老師的悉心指導下，我完成了旋耕機的傳動部分的設計，這段時光是我本科大學最后的忙碌時間，也很充實，期間還完成了我的研究生考試復試，心情溢于言表，加上畢業(yè)設計，這段時間我確實得到了很多的磨練，心境變得更加成熟，這段時光會使我很難忘。 能完成這次畢業(yè)設計，我要在此感謝我的指導老師老師、我的父母、以及那些默默幫助過我的人。每次遇到難題，都是老師給我解惑，仔細講解問題，使我收獲匪淺，從而讓我能盡快的完成本次設計。還有我的父母，是他們的辛勤勞動才能讓我幸福的度過美好的大學生活，我想對他們說一聲辛苦了，爸爸媽媽！ 當然，在此我也要感謝同學，在我大學最后的階段出現在我的人生中，給予我很多正能量，時常督促我完成畢業(yè)設計，在我苦惱的時候給我快樂，并且成為了我，人生很短，未來還長，我們并不會結束，我會好好珍惜。再次感謝你的寬容與善良。 在大學的四年，經歷了很多，學到了很多，也有了很多的變化，但初心未變，在未來的日子里，我會一直努力，讓自己變好，變優(yōu)秀。