機械畢業(yè)設計（論文）-旋耕機傳動系統(tǒng)設計（全套圖紙） .

1、旋耕機傳動系統(tǒng)設計指導老師：摘要本文在分析小型步旋耕機的結構組成和工作原理的前提下，介紹說明了小型步旋 旋耕機的設計遠著和設計步驟。并根據(jù)設計原則的要求，首先選擇了小型步旋耕 機的類型，確定小型步旋耕機的耕幅、傳動形式、刀軸轉速，離合器工作的選擇 等內(nèi)容。然后具體設計了小型步旋耕機的傳動裝置，包括齒輪箱的結構設計、關 鍵零件的強度校核、耕深調(diào)節(jié)裝置和工作部件總成的設計。齒輪箱的設計是本次 設計的主要內(nèi)容，這包括了大量的工作：資料的整理，參數(shù)的設定，相關計算， 繪圖等。關鍵詞：旋耕機；變速箱；離合器全套圖紙，加153893706Design of electireic rototillerStu

2、dent:xia ming puTutor:yao ming yin(jiang xi Agricultural University)Abstract: Rototiller is a kind of farming machinery which is particularly suited to the hills, mountainous areas, small plot of land, big altitude difference, no-tractor road, orchard, tea house, vegetable plots, greenhouse canopy,

3、hill slopes and small pieces (water, dry farmland) .In order to adapt to the development of large-scale vegetables canopy,I conduct this design according to the demand of agricultural work environment and the present economic heritage requirements of technical conditions micro electric rototiller de

4、sign. This rototiller is designedby making power generator based on motor. The comprehensive analysis of rototiller is conducted by analyzing overall scheme , working principle , the option of spin and plow knife transmission system and control system for a design, and the key components are calcula

5、ted respectively. This rototiller has simple structure, light weight and zero emissions of waste gas ,and is used universally in rellis shallow intertillage of great pavilion.Key words:rototiller; knife; farming tool; reducer.1前言旋耕機是一種由動力驅動旋耕刀袞完成耕、耙作業(yè)的耕耘機械。旋耕機具 有犁耙合一的作業(yè)效果，它的耕作部件為旋耕刀輥是由多把旋耕刀在刀軸上按螺 旋線

6、排列而成,，較好地切斷植被并將其混合于整個耕作層內(nèi),也能有效地將化 肥、農(nóng)藥等混施于土內(nèi),在水田中帶水旋耕后即可直接插秧。其切土、碎土能力 強,一次作業(yè)能達到犁耙?guī)状蔚男Ч?耕后地表平整、松軟，能滿足精耕細作要求. 旋耕機作業(yè)質量好、工效高,既能搶農(nóng)時、節(jié)省勞力,又可減少機器下地次數(shù),減 輕行走部件對土壤的壓實,在我國南北方均有廣泛使用。旋耕機于 19 世紀中葉問世以來，得到了迅速發(fā)展和推廣使用。日本二戰(zhàn)之后為了盡快恢復經(jīng)濟發(fā)展引進旋耕機用于農(nóng)業(yè)生產(chǎn)。但是由于日本大多為水田直 角形旋耕刀不適宜于進行水田耕作。一大批日本學者開始致力于水田用旋耕刀的 研究如吉田富穗、松尾昌樹、坂井純等人研制出了旋

7、耕彎刀成功地解決了刀軸纏 草等問題。為了解決刀軸纏草的問題本文對旋耕彎刀進行了設計說明。對彎刀的 刃口曲線提出了相應的要求，目前能達到這種要求的刃口曲線有阿基米德螺線、 等角對數(shù)螺線、正弦指數(shù)曲線等其中阿基米德螺線應用最廣。 到目前為止，旋 耕機產(chǎn)品雖然在理論上可以配套 58.873.5kw 的拖拉機，但實際上因受傳動系 統(tǒng)強度及結構尺寸、機架結構強度的限制，配套合理范圍僅達 48kw 的拖拉機； 耕深亦局限在旱耕 1216cm，水耕 1418cm。我國對旋耕機的研制始于 20 世紀 50 年代末， 初期主要研制與手扶拖拉機配套的旋 耕機，后來研制出與中型輪式拖拉機配套的旋耕機；70 年代初完

8、成 了與當時國產(chǎn)的各類拖 拉機配套的系列旋耕機的設計，并使之得到了推廣應用；到 80 年代，與手扶拖拉機配套的 旋耕機由專用型發(fā)展到兼用型， 由于手扶拖 拉機配套發(fā)展到與輪式及履帶式拖拉機配套。 旋 耕機在我國的發(fā)展經(jīng)歷了單機 研制、發(fā)展系列產(chǎn)品、新產(chǎn)品開發(fā)和換代 3 個階段，隨著新的 種植、耕作農(nóng)藝 的發(fā)展和推廣，在旋耕機基礎上還研制出了多種用途的聯(lián)合復式作業(yè)機。20 世紀 90 年代以來，為適應市場需要，有些企業(yè)試圖開發(fā)大型旋耕機， 但因水平有限，僅采用原有產(chǎn)品外延放大和堆砌材料的方法，沒有著重結構的改 進和參數(shù)的優(yōu)化， 目前能與 200 馬力以上拖拉機配套的農(nóng)機具在我國還完全依賴進口。

9、另外我國旋 耕機械生產(chǎn)企業(yè)規(guī)模都比較小，裝備差、制造工藝水平低，有些產(chǎn)品出廠質量粗 放，可靠性不高，企業(yè)低價競爭導致投入創(chuàng)新的部分過少，不利 于行業(yè)的發(fā)展。 因而走了彎路。因此，現(xiàn)有旋耕機產(chǎn)品在品種上尚有大型和深 耕型的空缺。隨著水稻集約化、規(guī)?；a(chǎn)的發(fā)展，水田耕整用寬幅高速型旋耕 機成為發(fā)展方向。水田土壤含水率高，抗剪切、抗壓強度特別低，附著力、外摩 擦力也接近為零，切土部件與土壤之間存在潤滑水膜。因此，大塊水田使用大型 拖拉機旋耕機組水耕時，為充分發(fā)揮其功率，實現(xiàn)高效率、高效益，需要工作幅寬 3m 以上的寬幅旋耕機。但寬幅又受到道路行駛和入庫停機不便的制約。解決 途徑有二：一是旋耕機采用

10、寬度伸縮或折疊式結構；二是采用適中的幅寬，提高 作業(yè)速度，從現(xiàn)有的 25km/h 提高到 48km/h。為滿足以上要求，需要改進 旋耕機及工作部件的結構和參數(shù)，研制寬幅高速旋耕機及滅茬、旋耕、旋耙和深 施化肥的復式作業(yè)機械。 我國作為農(nóng)業(yè)大國，不少農(nóng)機學者在旋耕機方面進行 了大量的研究工作。為了促進驅動型耕作機械的發(fā)展，本人選擇了旋耕機作為自 己的畢業(yè)設計論文課題，借鑒了不少知名學者的重要研究成果，書寫成文。由于 資料搜集的局限性和水平有限，錯誤和不足之處在所難免，歡迎讀者批評指正。2旋耕機的研究意義與發(fā)展趨勢2.1開發(fā)旋耕機的目的和意義土壤耕作是種植業(yè)生產(chǎn)過程中的重要一環(huán)，對于農(nóng)作物增產(chǎn)具有

11、重要作用。 因此，土壤耕作機械的發(fā)展一直受到人們的關注。由于土壤耕作是一項能耗很大 的作業(yè)，傳統(tǒng)的土壤耕作機械，如犁，耙等都需要多次書耕作會對土壤造成破壞， 不利于水土保持，消耗較大。長期以來，人們一直在探討新的工作制度，松土和 局部松土，不耕和少耕。在這種形勢下，驅動型耕作機械誕生了。這種機械之所 以引人注目，一是強化土壤耕作過程，可以滿足不同條件下的不同土壤類型；二 是一次耕作可以聯(lián)合作業(yè)；三是有動力驅動，質量好；四是作業(yè)時幾乎不需要牽 引功率，減少了功率的消耗。 驅動型機具有多種，如旋耕機，振動土壤耕作機 械等，目前廣泛使用的，應用前景最好的就是旋耕機。耕機切土、碎土能力強， 一次旋耕能

12、夠達到一般犁耙作業(yè)幾次的碎土效果，耕后地表平整、松軟，能滿足 精耕細作要求，且縮短工序間隔，有利于搶農(nóng)時抗旱保墑，減少拖拉機進地次數(shù)， 減輕對土壤壓實，減少能源消耗，降低作業(yè)成本，減少機具投資，提高機具利用 率，加之近年來國內(nèi)還田技術和免耕少耕技術的推廣應用，旋耕機得到了迅猛發(fā) 展，已成為拖拉機的主要配套機具之一。2.2國內(nèi)外旋耕機的發(fā)展現(xiàn)狀國內(nèi)外旋耕機的發(fā)展動態(tài)、存在問題及發(fā)展方向 目前，水平軸旋耕部件與 地輪轉向一致的旋耕機，在國內(nèi)外在實際生產(chǎn)中得到廣泛的應用，并且旋耕工作 部件結構相當完善。旋耕機的保有量也增加的很快，為了適應當前的生產(chǎn)規(guī)模， 為不同機型拖拉機配套，生產(chǎn)了作業(yè)幅：為 1.

13、25m28m 多種型號的旋耕機。如 南昌旋耕機廠的 IGN 系列多種型號旋耕機，連云港旋耕機集團公司生產(chǎn)的 IGE2210 型旋耕機，1CN-250S 型旋耕機等。在黑龍江省農(nóng)業(yè)生產(chǎn)中，使用的機型 還有 1GHL 一 280 型松旋起壟機、1GSZ-210280 型組合式旋耕多用機、1GZJ一 210 型旋耕滅茬聯(lián)合整地機、1GLT-4 型松旋滅茬起壟通用機等。很多機型為 了適應黑龍江省農(nóng)藝要求，在旋耕機后部安裝了起壟犁鏵。為了裝配各種不同的 工作件組臺設計了專門的機架，以提高旋耕機的應用水平。有的旋耕機依據(jù)旋耕 部件與耕深的相對關系，把中央調(diào)速器直接設計安裝在旋耕工作部件的軸上。這 樣保證了

14、農(nóng)具的最小能耗、最少的材料消耗和較好的工作質量。由于調(diào)速器殼體 下是未耕地，存在如何保護好調(diào)速器殼體的問題。國產(chǎn)的 1G 一 150 旋耕機和1G 一 140 旋耕機等多種機型的旋耕軸配置在地表水平面上或低于地表。為了防止調(diào)速器外殼的損壞，在殼體上或前犁柱上安有專用的分土鏟。分土鏟開出的鏵 溝被補助整地作業(yè)消滅。2.3旋耕機開發(fā)存在的問題與發(fā)展趨勢從近幾年國產(chǎn)的旋耕機配套推廣應用情況來看，存在一些問題： （1）拖拉 機動力輸出軸容易損壞：（2）、十字萬向傳動軸使用壽命短：（3）、旋耕作業(yè)性能 不穩(wěn)定和容易纏草的問題；（4）、缺少與大功率拖拉機配套的旋耕機；（5）、作業(yè) 性能滿足不了當今的農(nóng)藝要

15、求；這些問題的解決有待于進行更深入的研究。 隨 著農(nóng)業(yè)機械化程度的增強，工作效率和效益的提高，現(xiàn)有的旋耕機的弊端日益突 出，已滿足不了農(nóng)藝要求和生產(chǎn)規(guī)模擴大的需要。故對旋耕機的研究有了進一步 的深化，出現(xiàn)如下幾個方向的發(fā)展趨勢：（1）、向寬幅，高速型旋耕機發(fā)展；（2）、 向聯(lián) （3） 全幅深旋耕機已起步； 、合作業(yè)機組方向發(fā)展；（4） 向可持續(xù) 發(fā)展戰(zhàn)略型發(fā)展； 、小型旋耕機需求量有所增加。3 總體方案確定及主要參數(shù)的選擇3.1 總體結構設計及工作原理裝配示意圖如下：1 油門控制器 2 操縱手柄 3 限深機構 4 油門拉繩 5 離合拉桿 6 旋耕工作部 件7 柴油機 圖 1裝配示意圖主要由發(fā)動

16、機、變速箱、機架、旋耕工作部件、限深機構、操縱手柄、 三角皮帶輪、支架等組成，其工作原理是將發(fā)動機的動力經(jīng)三角皮帶傳遞給變速 箱主動軸，經(jīng)二級減速帶動安裝在驅動輪軸上的旋耕刀片旋轉（在銑切加工土壤 過程中，通過土壤反力推動機器前進）。耕深主要靠阻力鏟柄上孔眼的位置進行 上下調(diào)節(jié)，同時還可通過人改變其對操縱手柄的壓力以增減力矩，調(diào)節(jié)機器的前 進速度，借以達到改變耕深的目的。 另外，旋耕作業(yè)的碎土性能與土壤含水量、 土壤堅實度和機器的作業(yè)速度有關， 在實際作業(yè)中應根據(jù)具體情況選擇最佳的 工作速度。 為了全面實現(xiàn)設計技術指標，在結構上進行了優(yōu)化設計，體現(xiàn)在以 下幾個方面； 1變速箱殼體采用薄壁鋼板多

17、次沖壓成型，既減少了加工工序， 又降低了制造造成本，也使機器重量大大減輕。 2為滿足多項作業(yè)要求，變速 箱設有三個速檔，高速檔用于旋耕、運輸作業(yè)， 低速檔用于中耕、起壟作業(yè)。 同時在變速箱右側有動力輸出軸，可肚帶動小水泵、脫粒機、碾米機、打漿機等 進行場上固定作業(yè)。再有，驅動輪軸采用通軸結構，它與旋耕工作部件配合安裝， 便于工作部件的更換。還可安上運輸輪進行短途運輸作業(yè)。 3由于該機是旋耕 作業(yè)為主，為在旋耕作業(yè)過程中，不使機器發(fā)生上跳、前滑現(xiàn)象，增強操作舒適 感，整機重心的布置非常重要。實踐證明，為確保旋耕作業(yè)的穩(wěn)定性，重心設在驅動輪軸上方前后 20mm 處是適宜的。 4為保證作業(yè)質量，使旋

18、耕時不漏耕， 變速箱下部寬度要窄為宜，該機為 45mm 基本做到了不漏耕。 5為適應棚室空 問矮小的作業(yè)條件，機器操作手柄既可上下調(diào)整，又可在 180內(nèi)前后轉動調(diào)整。表 1 主要技術參傳動系統(tǒng)示意圖如圖 3 所示。旋耕機傳動路線圖（圖 3）4旋耕機類型、耕幅、刀軸轉速和傳動形式的選擇4.1旋耕機類型的選擇本設計主要適用于溫室及工作內(nèi)部環(huán)境較低的地方，故選用小型號，簡單實 用的步進式旋耕機。4.2 旋耕機耕幅的確定根據(jù)主機動力輸出功率和旋耕作業(yè)時單位幅寬功耗可對幅寬進行初步選 定幅寬過大刀片增多將導致發(fā)動機工作過載合適的幅寬則可保證主機功率的充 分利用。實際中幅寬的初選可采用經(jīng)驗公式 B0.26

19、0.29N 但最終的確定必須經(jīng)過 試驗驗證。事實上對于同一種旋耕機主機功率大的配套并不一定有好的作業(yè)質量 相反卻有可能造成功率的浪費通過試驗能合理確定對應幅寬的最佳配套功率可 以避免“大馬拉小車”的情況。耕幅與柴油機的功率有關，并影響旋耕機與柴油 機的配置方式。耕幅 B 與柴油機動力輸出軸的額定輸出功率大體成以下關系：B=0.260.29NN =3.5 KW式中 N柴油機機的額定功率（KW） B=0.9207m1.1506m本設計選取 B=1m4.3 旋耕機的傳動型式的選擇三點懸掛式旋耕機有中間傳動和側邊傳動兩種形式。中間傳動適合于耕幅為1.752m，本設計中旋耕機的耕幅為 1m，采用中間全齒

20、輪傳動。利用皮帶將電動 機動力傳遞給主軸，輸出的動力經(jīng)皮帶傳至齒輪箱，然后通過中間齒輪箱的三級 變速傳動，把運動和動力傳到輥刀軸，即執(zhí)行機構。刀軸分為左、右兩側。這種 齒輪箱特點是機架牢固、剛性好、布局合理，適用本旋耕機。缺點是箱體處不能安裝彎刀，如不設置特殊工作部件，將出現(xiàn)漏耕。為此本設計在齒輪箱的下方增 設了犁體總成以消除漏耕現(xiàn)象。4.4 旋耕機的刀軸轉速選定 在機組前進速度不變的情況下，旋耕機所需功率隨刀軸轉速的增加而增加，較理 想的配合是低刀軸轉速和較高的前進速度，雖然功耗要增加些，但因生產(chǎn)率提高 了，仍可降低單位面積的能耗。近年來，刀軸轉速降低的趨勢尤為明顯。另外旋 耕機的刀軸轉速一

21、般在 200-285r/min，隨著土壤比阻不同，旋耕機的刀軸轉速 也不同，粘性重的土壤比阻大，轉速應偏低，砂性土壤比阻小，轉速可偏高。 為 了提高生產(chǎn)率及地區(qū)適應性，減少能耗，本設計旋耕機刀軸轉速選擇 200r/min。5耕深裝置的設計旋耕機是一種作業(yè)范圍廣的農(nóng)用機械，根據(jù)不同的土壤條件和工作要求，需 要有不同的旋耕深度。對于由功率 p 小于等于 44kw 的拖拉機帶動的旋耕機時， 如果和具有調(diào)節(jié)液壓懸掛機構的拖拉機配套時，利用位調(diào)節(jié)手柄在不同位置的定 位調(diào)整耕深，與具有分置式液壓懸掛機構的拖拉機配套時，利用活塞桿上定位卡 箍的不同位置調(diào)整耕深。本設計中的旋耕機所選動力源的功率為 3.5KW

22、，根據(jù)設 計任務的要求，要求旋耕機的耕深范圍為 1015cm。所以該機的設計旋耕深度 最大為 15cm，嚴禁旋耕機超限作業(yè)，否則將導致某些零部件的損壞和早期磨損， 還將嚴重影響整體作業(yè)效率，故需設計耕深調(diào)節(jié)裝置。此設計運用的是限深桿機 構，簡單實用，通過調(diào)節(jié)螺栓決定限深桿的長度而改變耕作深度。6最優(yōu)傳動方案的確定6.1齒輪箱傳動方式的確定三點懸掛式旋耕機有中間傳動和側邊傳動兩種形式。中間傳動適合于耕幅為1.752m，本設計中旋耕機的耕幅為 2m，采用中間全齒輪傳動。利用帶傳動將柴 油機動力輸出軸的動力傳遞給齒輪軸，經(jīng)齒輪傳動，再經(jīng)鏈傳動，最后傳遞到刀 輥軸。刀軸分為左、右兩側。這種齒輪箱特點是

23、機架牢固、剛性好、布局合理。 缺點是箱體處不能安裝彎刀，如不設置特殊工作部件，將出現(xiàn)漏耕。為此本設計 在齒輪箱的下方增設了犁體總成以消除漏耕現(xiàn)象。根據(jù)傳動要求和設計目的，選 擇的傳動形式為全齒輪傳動。因為設計的是小型旋耕機，突出的是結構簡單，再 者基于動力源是，故傳動原理和所設計的傳動結構布局如下圖說明：柴油機輸出軸，即動力源，輸出的動力經(jīng)皮帶傳至齒輪箱，然后通過中間齒輪箱的三級變速傳動，把運動和動力傳到輥刀軸，即執(zhí)行機構6.2傳動系數(shù)參數(shù)的確定傳動方案的分配，首級采用一級帶傳動。傳動比為 1.2，末級采用一級鏈傳 動，傳動比為 1.67，使箱體下部分寬度較小，可以起到防止漏耕的效果。6.3各

24、檔傳動路線的確定快檔：帶傳動 Z1/Z5xZ4/Z8 鏈傳動 中檔：帶傳動 Z2/Z6xZ4/Z8 鏈傳動 慢檔：帶傳動 Z3/Z7xZ4/Z8 鏈傳動6.4各對齒數(shù)的確定齒輪Z1Z2Z3Z4Z5Z6Z7Z8模數(shù)22242224齒數(shù)2838481848382848配對齒輪Z5Z6Z7Z8Z1Z2Z3Z47軸的計算7.1 變速箱輸出軸的設計1、軸上的功率 P、轉速 n、轉矩 T由以上計算知變速箱輸入轉速 n2=655r/min,輸出轉速 n3=220r/min；功率 P2=3.21KW，輸出 P3=3.18；輸入轉矩 T1=47.38N m，輸出轉矩 T2=46.36N m；2、求作用在齒輪上的

25、力因已知低速級大齒輪的分度圓直徑為d2=mz2=4 48=192mm 3、初步確定軸的最小直徑查機械設計課本，由式（15-2）初步估算軸的最小直徑。選取軸的材 料為 45 鋼，調(diào)質處理8。根據(jù)表 15-3，取 A0=112，于是得dmin=A03P3 = 112 3n33.18220=27.28mm 輸出軸的最小直徑是帶輪處的直徑。最小直徑選為 30mm。4、軸的結構設計1） 擬定軸上的零件裝配方案裝配圖如圖 43.2） 根據(jù)軸向定位要求確定軸的各段直徑和長度（1） 為使鏈輪的右側有軸向定位，在 I-II 處需制出一軸肩，故取 II-III 段的直徑 dII-III=40mm，帶輪和軸配合長度

26、 L1=40mm。（2） 初步選擇滾動軸承。 軸只承受徑向力，故選擇單列圓柱軸承。根據(jù)工作要求 dII-III=44mm，選擇軸承 6210 其尺寸為 d D B=50 90 20，故 dIII-IV=50mm，而 LIII-IV=20mm。右端滾動軸承采用軸肩進行定位，由手冊上查得 6210 型軸承，取dVII-VIII=50mm。（3） 取安裝齒輪處的軸段 IV-V 的直徑 dIV-V=55mm。齒輪的左端與左端軸承 之間采用套筒定位。已知齒輪輪轂的寬度為 56.21，為使套筒端面可 靠地壓緊齒輪，故 LIV-V=56mm。齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度 h0.07,取 h=5mm，則軸

27、環(huán)處直徑 dV-VI=65mm。軸環(huán)寬度 b1.4h,取LV-VI=12mm。（4）軸上零件的周向定位 帶輪、齒輪的周向定位均采用平鍵聯(lián)接。查機械設計手冊的平鍵截面b h=20mm 12mm（GB/T1095-1979）,鍵槽用銑刀加工。7.2 變速箱輸入軸的設計1、由以上計算知變速箱輸入轉速 n2=655r/min；功率 P2=3.21KW；輸入轉矩 T1=47.38N m；2、求作用在齒輪上的力 因已知小齒輪的分度圓直徑為d2=mz2=4 18=72mmt32F =2T /d =2 47.38 103/72=1316NFr=Ft tan n/cos =1316 tan20/cos8063=

28、478.87N3、初步確定軸的最小直徑查機械設計課本，由式（15-2）初步估算軸的最小直徑。選取軸的材 料為 45 鋼，調(diào)質處理。根據(jù)表 15-3，取 A0=112，于是得dmin=A03P3 = 112 3n33.18655=18.96mm輸入軸的最小直徑是帶輪處的直徑。最小直徑選為 24mm。4、軸的結構設計1）擬定軸上的零件裝配方案裝配圖 軸上零件的裝配順序為；首先從右邊安裝小直齒輪，接著在直齒輪的右邊放上隔離套，用來和要安裝的齒輪實行軸向定位。然后右邊設有襯套，用來安裝軸 承，最后右邊裝上軸承蓋。其次，左邊只裝上軸承和軸承蓋就可以了。此種裝配 方案的設計和選定，既滿足軸的結構簡單，有符

29、合軸上零件裝配方便的要求。根據(jù)軸上零件的定位要求，確定軸各階梯段的長度和直徑。（1）初選滾動軸承取安裝直齒輪 z3 的軸徑為 65mm，直齒輪左段采用軸肩實行軸向定位，軸肩 的高度 h0.07d,取 h=5mm.右段采用套筒實行軸向定位。設直齒輪的輪轂寬為 80， 所以選取 安裝直齒輪的軸段長設計為 76mm，短于輪轂 34mm 增強對直齒輪軸上定位的可靠性。齒輪處的軸徑為 d=60mm,因為 l=(11.2)d,得出錐齒輪的輪轂寬度為 62mm。 直齒輪中心線到右箱體壁的距離為 l=40+20+62+12=134mm,故軸肩的長度為:134-40-12=82mm。 軸的結構示意圖如下：圖 4

30、軸的示意圖軸上零件的周向定位直齒輪 z3 在軸上的周向定位上采用平鍵聯(lián)結。由手冊查 得平鍵的截面尺寸為：bh=20mm12mm.(GB/T1995-1979)，鍵槽用鍵槽銑刀加 工，長為 63mm，同時為了保證齒輪與軸的配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為 H 7 h6 ，滾動軸承與軸的周向定位是借過度配合來保證的。此處 選軸的直徑尺寸公差為 m6。錐齒輪的周向定位是靠花鍵軸連接來保證的。確定軸上圓角和到角的尺寸： 參考手冊,取軸段角為 245 o 。圖 4-5變速箱軸的受力簡圖（4）軸上零件的周向定位 帶輪、齒輪的周向定位均采用平鍵聯(lián)接。查機械設計手冊的平鍵截面b h=20mm 1

31、2mm（GB/T1095-1979）,鍵槽用銑刀加工。5、求軸上載荷根據(jù)軸的結構圖（圖 4-3）做出軸的計算簡圖（如圖 4-5），可以看出軸的 受力最大處是危險截面?，F(xiàn)將該處的 MH、MV 及 M 的值列于下表載荷水平面 H垂直面 V支反力 FFNH1=867.8N，F(xiàn)NH2=1396.4NFNv1=408.7，F(xiàn)Nv2=204.3彎矩 MMH=8378.4NmmMv1=12261 Nmm總彎矩M1=（83784）2 +（12261）2 =87676.34 Nmm扭矩 TT=1684.6 28.105=47168.86、按彎扭合成應力校核軸的強度查機械設計課本，由式（15-5）及上表中的數(shù)值，

32、并取 = 0.6 ，軸的計算應力M 21 +（T） 2（ 87676.34） 2 +（0.6 47168） 2 ca = = = 10.11MPaW0.1 453材料為 45 鋼，調(diào)質處理，由表 15-1 查得 1 =60MPa。因此， ca 1 ,故安全。8 齒輪的設計8.1 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)1.根據(jù)實際需要，選用直齒圓柱齒輪傳動。2.旋耕機為一般工作機器，速度不高，故選用 7 級精（GB10095-88）。3.材料選擇。由表 10-1 選擇小齒輪材料為 40Cr，（調(diào)質），硬度為 280HBS，大齒 輪材料為 45 鋼，（調(diào)質），硬度為 240HBS，兩者材料硬度相差為

33、40HBS13。4選小齒輪齒數(shù) z1=18，大齒輪齒數(shù) z2=i z1=72。8.2 按齒根彎曲疲勞強度計算由設計計算公式（10-24）進行試算，即d1t 2.32 3KtT 1u 1ZE2 ( )確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值（1） 計算載荷系數(shù) K Kt=1.3（2） 計算扭矩d（4-11）uH T1=9550 P/n=9550 3.21/655=47.39N m（3） 齒輪傳動齒寬系數(shù) d查機械設計課本，根據(jù)表 10-7 選取齒寬系數(shù) d =1（4）查表 10-6 查得材料彈性影響系數(shù) ZE=189.8MPa1/2 。（5） 由圖 10-21 按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限 H lim

34、1 =600MPa；大 齒輪的接觸疲勞強度極限 H lim 2 =550MPa。(6)由式（10-13）計算應力循環(huán)系數(shù)9N1=60n1jLh=60 655 1 2 20 10 20=3.1 1089N2=3.1 10 /2.67=1.16 10（7）由圖 10-18 查得彎曲疲勞壽命系數(shù) K= 0.95 ； K= 0.98 。（8）計算接觸疲勞許用應力FN 1FN 2去失效概率為 1%，安全系數(shù) S = 1.4 ，由式（10-12）得KHN1H lim1H 1 = =0.95 600=570MPaSKHN 2H lim 2H 2 = =098 550=539MPaS8.3 計算4（1）計算小

35、齒輪分度圓直徑 d1t，代入H 中較小的值d1t 2.32 3KtT 1du 1u( ZE )2H = 2.323 1.3 4.739 1013.972.97(189.8) 2539=72mm（4-12）v =d 1tn1（2）計算圓周速度 v 72 655 = =2.47m/s60 1000(5)計算載荷系數(shù)60 1000根據(jù) v=1.73m/s,7 級精度，查機械設計課本，由圖 10-8 得動載系數(shù) KV=1.12； 直齒輪，由表 10-3 查得 KH =KF =1.2；由表 10-2 得使用系數(shù) KA=1；由表 10-4 查得 7 級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時，KH = 1.12

36、+ 0.1（8 1 + 0.6d 2）d 2 + 0.23103 b將數(shù)據(jù)代入后得KH = 1.12+0.18（1+0.6 1） 1+ 0.23 103 64.43=1.42；由 b/h=11.11mm， KH = 1.35 查圖 10-13 得 KF =1.35；故載荷系數(shù)K=KAKV KHKH =1 1.12 1.2 1.35=1.81446）按實際的載荷系數(shù)校正算得的分度圓直徑，查機械設計課本，由式（10-10a） 得d1=d1t 3 K/Kt = 64.43 3 1.8144 /1.3 =72mm(4-13)(7)計算模數(shù) mm= d1/z1=72/18=4mm8.4 按齒根彎曲強度設

37、計查機械設計課本，由式（10-5）得彎曲強度的設計公式為2KT 1YFaYSam 3 ( )z12F (4-14)1、確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值（1）查機械設計課本，由圖 10-20c 查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限FE 1 =500MPa；大齒輪的彎曲疲勞強度極限 FE 2 =380MPa；(2)由圖 10-18 查得彎曲疲勞壽命系數(shù) KFN1=0.85，KFN2=0.88；（3）計算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞安全系數(shù) S=1.4，由式（10-12）得F 1 =K0.85 500 = =303.57MPaFN1SFE 11.4F2 =KFN2FE 2S= 0.88 3801.4=238.86MP

38、a（4）計算載荷系數(shù)K=KAKVKF KF =1 1.12 1.2 1.35=1.814（5）查取齒形系數(shù)查機械設計課本，由表 10-5 查得 YFa1=2.65；YFa2=2.226.（6）查取應力校正系數(shù) 查機械設計課本，YSa1=1.58；YSa2=1.764。 （7）計算大小齒輪的 YSa1YSa1 并加以比較F YSa1YSa12.65 1.58 = =0.01379F 1303.57YSa 2YSa 22.226 1.764 = =0.01644F 2大齒輪的數(shù)值大。2、設計計算238.862 1.814 5.526 104m 3 0.1644 =3.75mm1 252(4-15)

39、對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù) m 大于由齒根彎曲疲勞強 度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù) m 的大小主要取決與彎曲強度所決定的承載能力， 二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(shù)與齒數(shù)的乘積） 有關，可取由彎曲強度算得的模數(shù) 3.75 并就近圓整為標準值 4，按接觸強度算 得的分度圓直徑 d1=72mm，算出小齒輪齒數(shù)z1=d1/m=72/4=18大齒輪齒數(shù)z2=uz1= 2.67 18= ， 取 z2 為 48。 這樣設計出的齒輪傳動，既滿足了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。8.5 幾何尺寸計算基本參數(shù)：傳動比 i=48/18=2

40、.67；齒數(shù) z1=18，z2=48；模數(shù) m=4；(1)計算分度圓直徑d1=z1m=4 18=72d2=z2m=4 48=192(2)計算中心距a=(d1+d2)/2=(72+192)/2=132mm8.6驗算11Ft=2T /d =2 5.526 104/72=1535NKAFt =1 1535/72=21.32N/mm100N/mm,合適b9結構設計及繪制齒輪的零件圖10 刀輥軸的強度計算10.1 旋耕機負荷最大的部件就是刀輥軸刀輥軸可以用實心或空心材料制造。空心軸可以在小的重量下傳遞較的扭 矩，較好的抵抗扭矩。管的尺寸應根據(jù)最大傳遞扭矩計算，并以附加扭曲應力驗 算。求截面系數(shù)最小斷面的

41、應力。通常最小截面系數(shù)在軸端處鏜過管孔的地方最 小。（下圖所示的 c-c 截面）旋耕刀輥半軸圖 6 軸端 c-c 截面Fig 6The section c-c of Axis扭轉應力按下式計算： = M tq W式中W = D 2 2=1.57D 2當扭曲時，最小的截面系數(shù)D ：為管子的外徑 = D d 2 管的壁厚（ d 管的內(nèi)徑）軸端的花鍵選擇即應根據(jù)最大比壓也根據(jù)平均比壓。當材料硬度 HRC35時，矩形端面花鍵上最大比壓不應超過 20MPa。最大比壓按下式計算：Pmax= M tq(Dn + d 04) (Dn d 04) l n式中Dn ：為花鍵軸的外徑d0 ：為花鍵孔的內(nèi)徑l ：為花

42、鍵的（平均）工作長度n ：花鍵的數(shù)量10.2刀輥軸的設計計算說明選擇 40Cr 材料，調(diào)質處理， 假設設計刀輥軸的外徑 Dn =78mm。內(nèi)徑 d0 =72mm圓錐滾子軸承的效率為 =0.95，心軸上齒輪傳動的效率為齒 =0.98 由 P2 =3.5KW ； n刀 =125r/min得：刀2齒P= P 6 262P刀 = 3.50.950.98=2.257kw6T刀 = 9.55 10的直徑。P刀 / n刀 按最大比壓少于 20MPa，即Pmax 20MPa 來設計刀輥軸Pmax= M /(D刀 + d 0 / 4) ( Dn d 0 / 4) l nPmax=1535640/150 3 2

43、7 =19.8620MPa扭曲應力驗算 ：W = 1.57D 2其中： = (D d )2 =（78-72）/2=3W = 1.57D 2=1.5778 2 3=20655.64 = M tqW =1535640 20655.64 =74.34MPa 1 =185MP故所設計的刀輥軸的直徑滿足要求。 刀輥軸的外徑為： Dn =50mm 刀輥軸的內(nèi)徑為： d0 =40mm外花鍵的個數(shù)為：N=8 外花鍵的平均工作長度為： l =40mm11帶傳動的設計計算11.1 皮帶設計確定計算功率 PCA，查機械設計課本，得功率計算公式PCA=KAP（4-1）式中：PCA計算功率，單位為 kW;P傳遞的額定功

44、率，單位為 kW; KA工作情況系數(shù)根據(jù)表機械設計表 8-6，取 KA =1.2， PCA=KAP=1.23=3.6kW。表 41各軸受力表軸號功率 P（KW）轉矩 T（N m）轉速 n（r/min）傳動比 i效率輸入輸出輸入輸出I 軸3.4222.6814400.95變速箱軸3.213.1847.3846.366552.670.96III 軸3.063132.83130.2322011.2 選擇帶型根據(jù)計算功率 PCA 和小帶輪轉速 n1 查機械設計課本，由圖 8-9 選定帶 型，選擇 SPZ 型 V 帶。11.3 確定帶輪的基準直徑 dd1 和 dd2（1）初選小帶輪的基準直徑 dd1根據(jù)

45、 v 帶截型參考機械設計課本表 8-3 及表 8-7，選 dd1=100mm。（2） 驗算帶的速度 v查機械設計課本，根據(jù)機械設計式 8-13，v1 =dp1n1dd 1n13.14 100 1440 = 7.536m/s60 100060 100060 1000（4-2）（3） 計算從動輪的基準直徑 dd2由 dd1=i dd2，并安 V 帶輪的基準直徑系列表8-7 加以圓整取 dd2=1.9 100=190mm。（4） 確定中心距 a 和帶的基準長度 Ld查機械設計課本，根據(jù)傳動的結構的需要初定中心距 a0，由0.7(dd1+dd2)a02(dd1+dd2)，0.7（100+190） a0

46、2(100+190），取 a0=300mm；0da 取定后,根據(jù)傳動的幾何關系，計算所需帶傳動的基準長度 L/ ：2(dd2 dd1)dL/ 2a 0 + (dd1 + dd2) + （43）24a02 = 1175 mm= 2 300 + 3.14 (190 + 100) + (1 9 0 1 0 0) 22 200查機械設計課本，由表 8-2 中選取和 L/ 相近的 V 帶的基準長度 L ,取ddLd=1250mm；再根據(jù) Ld 來計算實際中心距，Ld Ld1250 1175a a0 + = 200 + = 237.5mm22（5） 驗算主動輪上的包角 1（44）查機械設計課本，根據(jù)式（8

47、-6）及對包角要求應保證d2d1190 100 1 =180o d d 57.5o = a180 o 57.5o = 158.o237.5 120o（4-5）（6）確定帶的根數(shù) z查機械設計課本，根據(jù)式（8-22）z =Pca( P 0 + P 0) KKL（4-6）K 包角系數(shù),查機械設計（表 8-8）， K =0.92；KL 長度系數(shù)，查機械設計（表 8-2）， KL =0.94；P 0 單根 V 帶的基本額定功率，查機械設計表 8-5c， P 0 =2.61；P 0 計入傳動比的影響時，單根 V 帶額定功率的增量，其值見機械 設計表 8-5b， P 0 =0.56；3.6 = 1.313 ，取 z=2。(2.61 + 0.56) 0.92 0.94z= =（7）確定帶的預緊力 F0查機械設計課本，考慮離心力的不利影響，并考慮包角對所需預緊力的 影響，根據(jù)式（8-23）單根V 帶所需的預緊力為FPca2.52O = 500(zvK 1) + q v（4-7）查機械設計表 8-4，得出 q=0.07kg/m，則 FO = 500 3.6 （ 2.5 1）+ 0.07 7.536 2 = 209 N2 7.5360.92（8）計算帶傳動作用在軸上的力（壓軸力）Fp如果不考