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玉米灭茬深松机总体设计【2张CAD图纸和说明书】

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关键词：: 2张CAD图纸和说明书玉米灭茬深松机总体设计【CAD图纸玉米灭茬深松机总体设计玉米灭茬深松机总体设计说明书玉米灭茬深松

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摘要

设计课题为玉米灭茬深松机总体设计机，来源于生产实际。本设计主要是在普通卧式旋耕机的基础上改进设计,使之既能旋耕又能灭荐，以实现一机多用。设计的主要内容为：总体方案设计、绘制灭茬状态工作总图，设计侧边或中间齿轮传动装置及刀辊轴。

通过改进设计，增加刀辊轴的转速和转向。在工作时，通过适当的拆卸和改装，就可实现不同功能的作业，以达到一机多能的目的。

本课题的实现解决了现有旋耕机只能旋耕不能灭茬而灭茬机又只能灭茬不能旋耕的问题。本课题新颖实用,技术上有较大改进，具有很大的市场前景。

关键词：旋耕灭茬机侧边传动装置刀辊轴。

Abstract

Design subject rotary tillage stubble cleaner overall for Model and transmission device design by the side, stem from production reality. Is it is it design to improve on the basis of ordinary horizontal rotary tillage machine mainly to design originally, make their can rotary tillage can is it recommend to kill also , in order to realize one machine multi-purpose. The main content designed is: Overall conceptual design , drawing the state job general drawing of the stubble-cleaning , designing by the side or middle gear system and one one hundred sheets of rollers axle .

Design through improving, increase the rotational speed of the axle of one one hundred sheets of rollers and change direction. While working, through proper dismantlement and repacking , can realize the homework of different functions , in order to be up to a machine multi-functional purpose .

Can can only solve rotary tillage not existing of rotary tillage of stubble-cleaning of realizations of subject but stubble cleaner can only stubble-cleaning can problem of rotary tillage. This subject is novel and practical, there is greater improvement technically , have very great market prospects.

Keywords: Rotary tillage stubble cleaner ; Transmission device by the side; Axle of one one hundred sheets of rollers.

摘要 I

Abstract II

前言 IV

1 设计的目的及内容 1

2 方案的拟定 2

2.1设计参数要求 2

2.2方案的选择 2

2.3方案对比分析 4

3 灭茬机的总体设计 5

3.1拖拉机的选择 5

3.2灭茬机的工作原理 5

3.3灭茬机与拖拉机的挂接 5

3.4灭茬机与拖拉机的配置型式 6

3.5灭茬机耕幅的确定 6

3.6灭茬机的传动型式的选择 6

3.7灭茬机的刀轴转速选定 6

4 运动计算 7

5 动力计算 8

5.1各传动副效率 8

5.2动力分配 8

6 主要零部件的设计 11

6.1锥齿轮箱的结构 11

6.2刀辊的结构 11

6.3灭茬刀的设计 12

6.4刀座的轴向间距和刀的总数 14

6.5材料和技术条件 14

7 深松部件 15

7.1深松铲的设计 15

7.2铲柄设计 15

7.3深松铲 16

7.4机架 17

7.5牵引架的设计 17

7.6深松铲机架的设计 17

7.7限深装置的设计 18

8 传动箱的设计 19

8.1圆锥齿轮强度计算 19

8.2分传动箱齿轮的设计与校核 22

9 轴的选择及计算 27

9.1轴1的设计计算 27

9.2轴2设计与校核 29

10 刀辊轴的选择与计算 32

11 轴承的选择 34

12 工作前的安装与调整 35

13 灭茬机使用技术要点 36

结论 38

参考文献 39

致谢 40

附录Ⅰ 41

前言

灭茬机主要来源于农业生产的需要。我国与大中型拖拉机配套的灭茬深松机保有量有15万台，与手扶拖拉机与小四轮拖拉机配套的灭茬机约有200万台，旋耕机在南方水稻生产机械化应用中已占80％的比例，北方的水稻生产、蔬菜种植和旱地灭茬整地也广泛采用了旋耕机械。近年来，我国北方进行种植业结构调整，大力推行旱改水，水稻种植面积迅速增加，扩大了对旋耕灭茬深松机械的市场需求。

灭茬机在农业机械发展才刚刚起步，目前只有部分灌溉和耕种设备实现了机械作业。考虑其种植方式和耕地大小，对各种型号的灭茬机需求非常大。其进行了自发研究但在很大层度上不能满足国展至今已有150多年的历史，最初在英、美国家由3-4kW内燃机驱动，主要用于庭园耕作，直到L型灭茬刀研制成功后，灭茬机才进入大田作业。20世纪初，日本从欧洲引进旱田灭茬机后，经过大量的试验研究工作，研制出适用于水田耕作要求的弯刀，解决了刀齿和刀轴的缠草问题，灭茬机得到了迅速发展。

孟加拉国2000年水稻收获面积为1070万内的需求。

1G-110型多用灭茬机可与33～40.4kw(45～50马力)级各型号拖拉机配套。在一台主机上只需拆装少量零部件，就能进行旋耕、灭茬、条播、化肥深施等多种农田作业。

该机具主要适用于埋青、秸杆还田式在大中型联合收割机作业后的稻麦高留茬的田块上进行反转灭茬、正转旋耕、三麦条播、与半精量播种、化肥深施等多种农田作业。

1 设计的目的及内容

(1)参与总体方案设计，绘制灭茬机工作总图,设计左右支臂、第二动力轴及有关轴承座等。

(2)拖拉机佩带灭茬机作业,使用1～3档前进速度,其中:灭茬机灭茬时使用1～2档.

(3)刀棍转速:正转 :200r/min左右(旋耕) 400～500r/min(破垡)

反转 :200r/min左右(埋青灭茬)

(4)最大设计耕深14cm;

根据同类旋耕机类比,设计宽幅为1.1～1.6m.

本课题拟解决的问题通过改进设计，增加刀辊轴的转速和转向。在工作时，通过适当的拆卸和改装，就可实现不同功能的作业，以达到一机多能的目的。当需要旋耕时，采用200r/min左右的正旋作业；当需要破垡和水田耕整时，采用500r/min左右的正旋作业；当需要埋青和灭茬时，采用200r/min左右的反旋作业；本课题的实现解决了现有旋耕机只能旋耕不能灭茬而灭茬机又只能灭茬不能旋耕的问题。

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内容简介：: I 摘要摘要设计课题为玉米灭茬深松机总体设计机，来源于生产实际。本设计主要是在普通卧式旋耕机的基础上改进设计,使之既能旋耕又能灭荐，以实现一机多用。设计的主要内容为：总体方案设计、绘制灭茬状态工作总图，设计侧边或中间齿轮传动装置及刀辊轴。通过改进设计，增加刀辊轴的转速和转向。在工作时，通过适当的拆卸和改装，就可实现不同功能的作业，以达到一机多能的目的。本课题的实现解决了现有旋耕机只能旋耕不能灭茬而灭茬机又只能灭茬不能旋耕的问题。本课题新颖实用,技术上有较大改进，具有很大的市场前景。关键词：旋耕灭茬机侧边传动装置刀辊轴。 II Abstract Design subject rotary tillage stubble cleaner overall for Model and transmission device design by the side, stem from production reality. Is it is it design to improve on the basis of ordinary horizontal rotary tillage machine mainly to design originally, make their can rotary tillage can is it recommend to kill also , in order to realize one machine multi-purpose. The main content designed is: Overall conceptual design , drawing the state job general drawing of the stubble-cleaning , designing by the side or middle gear system and one one hundred sheets of rollers axle . Design through improving, increase the rotational speed of the axle of one one hundred sheets of rollers and change direction. While working, through proper dismantlement and repacking , can realize the homework of different functions , in order to be up to a machine multi-functional purpose . Can can only solve rotary tillage not existing of rotary tillage of stubble-cleaning of realizations of subject but stubble cleaner can only stubble-cleaning can problem of rotary tillage. This subject is novel and practical, there is greater improvement technically , have very great market prospects. Keywords: Rotary tillage stubble cleaner ; Transmission device by the side; Axle of one one hundred sheets of rollers. III 目录目录摘要I Abstract.II 前言.IV 1 设计的目的及内容1 2 方案的拟定2 2.1 设计参数要求2 2.2 方案的选择2 2.3 方案对比分析4 3 灭茬机的总体设计5 3.1 拖拉机的选择5 3.2 灭茬机的工作原理5 3.3 灭茬机与拖拉机的挂接5 3.4 灭茬机与拖拉机的配置型式6 3.5 灭茬机耕幅的确定6 IV 3.6 灭茬机的传动型式的选择6 3.7 灭茬机的刀轴转速选定6 4 运动计算7 5 动力计算8 5.1 各传动副效率8 5.2 动力分配8 6 主要零部件的设计.11 6.1 锥齿轮箱的结构.11 6.2 刀辊的结构.11 6.3 灭茬刀的设计.12 6.4 刀座的轴向间距和刀的总数.14 6.5 材料和技术条件.14 7 深松部件.15 7.1 深松铲的设计15 7.2 铲柄设计.15 7.3 深松铲.16 7.4 机架.17 V 7.5 牵引架的设计.17 7.6 深松铲机架的设计.17 7.7 限深装置的设计18 8 传动箱的设计.19 8.1 圆锥齿轮强度计算.19 8.2 分传动箱齿轮的设计与校核.22 9 轴的选择及计算.27 9.1 轴 1的设计计算.27 9.2 轴 2设计与校核.29 10 刀辊轴的选择与计算32 11 轴承的选择34 12 工作前的安装与调整35 13 灭茬机使用技术要点36 结论.38 参考文献.39 致谢.40 附录.41 VI VII 前言前言灭茬机主要来源于农业生产的需要。我国与大中型拖拉机配套的灭茬深松机保有量有 15 万台，与手扶拖拉机与小四轮拖拉机配套的灭茬机约有 200 万台，旋耕机在南方水稻生产机械化应用中已占 80的比例，北方的水稻生产、蔬菜种植和旱地灭茬整地也广泛采用了旋耕机械。近年来，我国北方进行种植业结构调整，大力推行旱改水，水稻种植面积迅速增加，扩大了对旋耕灭茬深松机械的市场需求。灭茬机在农业机械发展才刚刚起步，目前只有部分灌溉和耕种设备实现了机械作业。考虑其种植方式和耕地大小，对各种型号的灭茬机需求非常大。其进行了自发研究但在很大层度上不能满足国展至今已有 150 多年的历史，最初在英、美国家由 3-4kW 内燃机驱动，主要用于庭园耕作，直到 L型灭茬刀研制成功后，灭茬机才进入大田作业。20世纪初，日本从欧洲引进旱田灭茬机后，经过大量的试验研究工作，研制出适用于水田耕作要求的弯刀，解决了刀齿和刀轴的缠草问题，灭茬机得到了迅速发展。孟加拉国2000 年水稻收获面积为1070万内的需求。 1G-110型多用灭茬机可与 3340.4kw(4550 马力)级各型号拖拉机配套。在一台主机上只需拆装少量零部件，就能进行旋耕、灭茬、条播、化肥深施等多种农田作业。该机具主要适用于埋青、秸杆还田式在大中型联合收割机作业后的稻麦高留茬的田块上进行反转灭茬、正转旋耕、三麦条播、与半精量播种、化肥深施等多种农田作业。 1 1 设计的目的及内容 (1)参与总体方案设计，绘制灭茬机工作总图,设计左右支臂、第二动力轴及有关轴承座等。 (2)拖拉机佩带灭茬机作业,使用13档前进速度,其中:灭茬机灭茬时使用 12档. (3)刀棍转速:正转 :200r/min左右(旋耕) 400500r/min(破垡) 反转 :200r/min左右(埋青灭茬) (4)最大设计耕深 14cm; 根据同类旋耕机类比,设计宽幅为1.11.6m. 本课题拟解决的问题通过改进设计，增加刀辊轴的转速和转向。在工作时，通过适当的拆卸和改装，就可实现不同功能的作业，以达到一机多能的目的。当需要旋耕时，采用 200r/min 左右的正旋作业；当需要破垡和水田耕整时，采用 500r/min 左右的正旋作业；当需要埋青和灭茬时，采用 200r/min左右的反旋作业；本课题的实现解决了现有旋耕机只能旋耕不能灭茬而灭茬机又只能灭茬不能旋耕的问题。 2 方案的拟定 2 灭荐机状态动力为 36.75KW(约 50 马力)动力由拖拉机动力输出，轴经一对圆锥齿轮和侧边圆柱齿轮带动。设计的灭茬方案满足如下性能、性质要求。 2.1 设计参数要求刀轴转速：正转：200r/min左右（旋耕） 500r/min左右（破垡）反转：200 r/min左右（埋青灭茬）设计耕深 14cm（最大设计耕深）工作幅宽 1.1m 2.2 方案的选择为了使设计的施耕机既能满足多项指标，又能结构合理，造价低，在市场上具有一定的先进性为此拟定二套方案对此进行分析：图 2-1 方案 1 3 动力由拖拉机动力输出轴经一对圆锥齿和一组四级齿轮带动刀轴旋耕，此种方案的工作特色：最后一级动力，由中间齿轮传动，两边由侧板支撑高低档转速通过拨挡实现，正反转通过调正太齿轮的拆卸来实现。（此方法的对称性较好，刚性高，强度高。但在中间齿轮的底下会出现漏耕土壤的现象，需要增加一个部件才能解决此现象）采用拔档变速，操作较为方便，但结构复杂，造价高。（见图2-1）图 2-2 方案 2 动力从拖拉机输出轴输出，经一对圆锥齿轮和一组圆柱齿轮传动带动刀轴施耕，此种方案的特点是前后一级传动导用侧边齿轮，正反转的实现通过调整圆锥齿轮，高低速的实现通过对调侧齿轮箱的方向。（见图2-2） 2.3 方案对比分析方案 1、两端平衡，受力匀称，刚性好，但在中间齿轮的底下出现漏耕土壤，需增设其它部件以耕除漏耕土壤，采用拨挡变速，操作较好方便，但结构比较复杂，造价高。方案 2、采用侧边传动，平衡性较差，一般用偏置，刚性较差，但无需要加漏耕装置，结构简单，通过拆下侧边齿轮，然后调头安装以达到变速的目的，简单，操作不是很方便，农机机械不是交通工具，需要经常变速和换向。农机机械的使用常常一季节只使用一个作业项目，不需要经常拆装。方案 2 比 4 方案 1结构简单、造价低，方案2更切合实际的需要，所以方案 2为选用方案。 3 灭茬机的总体设计 3.1 拖拉机的选择 40-80 马力轮式拖拉机 TS504 四轮驱动飞动(495 大冲程）或江动 JD4100 发动机，12 小时功率 36.8KW，变速箱前进档 8 个，倒 4 挡个，啮合套换档，后轮距可调，带差速锁双作用离合器，力、位调节提升器三点式悬挂，一组液压输出，全液压转向，双速动力输出轮胎前8.320后12.428整体平底板侧操纵。 3.2 灭茬机的工作原理灭茬机是一种由动力驱动工作部件以切碎土壤灭茬的耕作机械。灭茬机是在旋耕机的基础上进行机构改造而获得的，从结构上大致可分为两类：一是通过齿轮箱变速手柄使刀轴获得不同的转速，在同刀盘上，可分别安装旋耕刀和碎茬刀，目的是在 1 台机器上可分别完成旋耕和碎茬两项不同作业。二是通过安装有不同转速双轴，分别实现灭茬旋耕作业，达到了一机两用的目的，减少机具进地次数，降低了耕作费用，但在机具的前进速度、生产率、功耗的分配上相互牵制。另外，根茬在双轴之间容易缠绕堵塞，不仅降低作业效率，而且配套动力也随之增加。 3.3 灭茬机与拖拉机的挂接灭茬机与拖拉机有三点悬挂，直接连接和牵引等三种连接方式，我国的灭茬机目前采用前两种联接方式。三点悬挂式灭茬机的悬挂方法类似铧式犁，动力有拖拉机动力输出轴通过万向节传动轴传递至旋耕机第一轴，驱动刀轴工作。灭茬机悬挂装置参数主要根据万向节伸缩轴与前后轴间的夹角大小和灭茬机的通过性能来确定，要求灭茬时该夹不超过 10；地头转弯提升至灭茬刀离地100250mm时，夹角不超过30。切断动力输出轴动力，提升灭茬机到最高位置时，机下的通过高度一般不400mm，万象节伸缩轴和轴套至少应有 40mm的重叠量，还应考虑在最大耕深和提升到最高位置 5 时，机架和灭茬机不碰到拖拉机。三点悬挂式灭茬机能与多种拖拉机配套，挂接方便，使用较多。本设计灭茬机与拖拉机的挂接采用三点悬挂式。 3.4 灭茬机与拖拉机的配置型式灭茬机与拖拉机的配置有两种形式，正配置和偏配置。当灭茬机的耕幅超过拖拉机后轮外缘 10cm以上时，采用正配置否则采用偏配置，以消除轮辙，使灭茬后地表平整，耕幅偏出轮胎外缘的距离大于510cm。为了减少拖拉机对土地的压实，且由于旋耕机的耕幅 325cm，大于所配套拖拉机的后轮外缘10cm，所以采用正后配置。 3.5 灭茬机耕幅的确定根据主机动力输出功率和作业时单位幅宽功耗可对幅宽进行初步选定,幅宽过大(刀片增多)将导致发动机工作过载,合适的幅宽则可保证主机功率的充分利用。实际中幅宽的初选可采用经验公式 B=0.260.29N,但最终的确定必须经过试验验证。事实上,对于同一种旋耕机,主机功率大的配套并不一定有好的作业质量,相反却有可能造成功率的浪费,通过试验能合理确定对应幅宽的最佳配套功率,可以避免“大马拉小车”的情况。耕幅与拖拉机的功率有关，并影响旋耕机与拖拉机的配置方式。 3.6 灭茬机的传动型式的选择三点悬挂式灭茬机有中间传动和侧边传动两种形式。中间传动适合于耕幅为 1.752m，本设计中旋耕灭茬机的耕幅为 1m，采用侧边传动。利用万向节传动轴将拖拉机动力输出轴的动力传递给圆锥齿轮轴，减速并改变方向后，最后传递到刀辊轴。 3.7 灭茬机的刀轴转速选定在机组前进速度不变的情况下，灭茬机所需功率随刀轴转速的增加而增加，较理想的配合是低刀轴转速和较高的前进速度，虽然功耗要增加些，但因生产率提高了，仍可降低单位面积的能耗。近年来，刀轴转速降低的趋势尤为明显。另灭 6 茬机的刀轴转速一般在 200-285r/min，随着土壤比阻不同，灭茬机的刀轴转速也不同，粘性重的土壤比阻大，转速应偏低，砂性土壤比阻小，转速可偏高。为了提高生产率及地区适应性，减少能耗，本设计灭茬机刀轴转速选择200r/min。 4 运动计算结构见图 4-1，其中 Z3采用较小的齿数，为了减小侧齿轮外径尺寸，以尽可能增加齿刀的耕作深度。隋轮齿数 Z4、Z5的齿数待总体结构尺寸确定后再定，任务书要求，按照方案 2 的传动路线，故万向节计算传动比，分配和各轴的轨迹，故参数分别列表1表 2 表 4-1 传动参数 1 轴次轴轴轴轴轴齿数 Z1Z2Z3Z4 Z5 Z6 14 30 15 暂不定暂不定 22 传动比 2.14 1.47 总传动比 3.15 转速r/min 734 343 233 表4-2 传动参数 2 轴次轴轴轴轴轴齿数 Z1 Z2 Z3 Z4 Z5 Z6 14 30 22 暂不定暂不定 15 传动比2.14 0.68 总传动比1. 46 转速r/min 734 343504 表 3与表4 分别与表1 表2类同，表示反转（仅在数值前多个负号表方向相反） 7 5 动力计算灭茬机在动转、旋耕和反转灭茬时，消耗功率最大，而在水田作业和存垡作业时消耗的功率较小，也就是说，设在低速档作业时，消耗的功能较大，在高速当时，消耗的功率较小，因此，动力计算只需要对低速传动进行计算，选表 1和表 3 都是低速运动路线传动比一样，不同的只是方向相反，故我只按其中一种情况进行计算。 5.1 各传动副效率圆锥齿轮传动 1=0.96 圆柱齿轮 2=0.96 滚柱轴承 3=0.98 球轴承 4=0.99 万向节 5=0.96 5.2 动力分配 5.2.1 拖拉机动力输出轴的额定输出功率根据有关资料和经验估算，其额定输出功率为： P额=0.8N发=29.40KW n=734r/min 5.2.2 第一轴及小锥齿轮Z 动率，转速和扭矩 P1=40 0.980.96=27.66KW n1=734 r/min 8 T1=9.55106 1 1 n P mmN 56 106 . 3 734 66.27 1055. 9 PZ1= KWP1 .2798. 066.27 31 nZ1=734r/min TZ1=mmNT 65 31 1053. 398. 0106 . 3 5.2.3 大锥齿轮 Z2的功率轨迹的扭矩为 Pz2=Pz1kw55.2696. 01 .27 2 nz2= min/343 30 14 734 2 1 1 r z z nz TZ2= mmN N P Z Z 56 2 25 1039. 7 343 55.26 1055. 91055. 9 5.2.4 第二轴功率轨迹和扭矩为 p=PZ2 KW02.26 3 n=nZ2=343r/min T=9.55 mmN 56 z 6 1024. 7 343 02.26 1055. 9 n P 10 5.2.5 第二轴 Z3齿轮功率转速和扭矩为 PZ3= p=26.02KW nZ3=n=343r/min TZ3=T=7.24106 Nmm 5.2.6 第轴 Z4齿轮功率 PZ4= KWPZ96.2496. 002.26 23 9 5.2.7 第轴（随轮轴）不传递扭矩，故不校核 5.2.8 第轴 Z5齿轮功率 PZ5=PZ4KW98.2396. 098.24 2 5.2.9 第轴（随轮轴）的传递扭矩，故不校核 5.2.10 刀轴 Z6齿轮功率、转速和扭矩 PZ6=P Z5KW79.2296. 099. 098.23 24 min/233 6 3 36 r Z Z nZ Z mmN Z P T Z Z 66 6 66 6 103 . 9 233 79.22 1055. 91055. 9 5.2.11 刀轴功率，转速和扭矩 KWPP z 79.22 6 min/233 6 rnn zD TmmNTz 5 6 103 . 9 表 5-1 功率转矩扭矩参数轴次动力轴轴轴轴刀轴 10 输出轴轴 Z1 轴 Z2 Z3轴 Z4轴 Z5轴Z6 P功率 29-427.6627.126.0226.5526.02249823.9822.7922.79 （KW） N转速734734734343343343233233 （r/min） T扭矩 3.6105 3.531057.241057.39105 7.24105 7.5105 9.5105 (N） 6 主要零部件的设计 6.1 锥齿轮箱的结构如图 6-2为锥齿轮箱示意图 11 1-轴承盖，2-油封，3-圆螺母，4-轴承座，5-大锥齿轮，6-螺栓，7-滚子轴承 8-螺栓，9-小锥齿轮，10-螺钉图 6-1齿轮箱示意图 6.2 刀辊的结构如图 6-3为刀辊结构图：刀轴由无缝钢管制成，轴的两端焊有轴头，刀轴上焊有刀座，刀座按螺旋线排列焊在刀轴上，以供安装刀片。 1左轴头，2-拦板，3刀座，4刀轴套，5右轴头图6-2 刀辊结构示意图 6.3 灭茬刀的设计弯刀刀刃的设计包括切沟墙的侧切刃和切沟底的正切刃两部分。对于多草茎的水田作业的灭茬旋耕机，最容易出现刀轴缠草的问题，为了减弱发生这种情况的严重程度，对弯刀的设计提出了更高的要求。其刃口曲线的要求是：弯刀耕作时, 12 先由侧切刃沿纵向切削土壤,并且是由离轴心较近的刃口开始切割,由近及远,最后由正切刃横向切开土壤。这种切削过程可以把草茎及残茬压向未耕地,进行有支持切割,草茎及残茬即使不被切断,也可以利用刃口曲线的合理形状使其从端部滑离弯刀,弯刀不致于缠草。 6.3.1 灭茬刀的结构组成灭茬刀主要有侧切面、正切面、过渡面三部分组成，刀各部位名称下图，侧切面具有切开土垡，切断或推开草茎、残茬的功能；正切面除了切土外还具有翻土、碎土、抛土等功能。 6.3.2 侧切刃的设计国产的各种弯刀，侧切刃均为等近螺旋线（阿基米德螺线）其方程为： 0 （6-1） 0 螺线起点的极径（mm）；螺线极角每增加1弧度，极径的增量(mm)；螺线上任意点的极角（rad）；螺线终点处的极径： nn 0 (6-2) 在确定n 、0 及 n 值后可求出值： = （n 0 ）/n (6-3) 螺线起点的极径0 为避免无刃部分切土。 0 可由下式求得 0 = 21222 )2(2RSSR (6-4) 13 其中式中：S 为设计切土节距；设计耕深（为本设计中的最大耕深）； R 弯刀回转半径，为减小阻扭矩，应在满足耕深要求和结构许可的情况下，采用较小的尺寸。根据经验公式计算出 S: S=60000 nzVm/ =600002.17(2002.5)=260mm (6-5) 式中 m V 旋耕机的前进速度取m V =2.17 hKm/ n 刀轴转速 z 同一切割小区内的弯刀取z=2.5 0 = 21222 )1501502452(2602260245(= mm83.120 螺线终点处的极径n ；为使螺旋线能与正切刃圆滑过渡，n 值一般较弯刀回转半径小 10-20mm；n =230mm 螺线终点的极角n : 可由下式求得： n =（ n -0 ）/n n tg (6- 6) 式中n 为螺线终点处的滑切角，常取5060；这样可得： nnnn tg)( 0 =(230-120.83)/230* 55tg =0.3323rad； nn / )( 0 =(230-120.83)/0.3323=320.52mm 14 将代入式 nn 0 ，并从 0 到 n 之间分成若干份，顺序选定若干代入该式，分别求出对应的，即可作出侧切刃螺线。螺线的静态滑切角（刀刃的曲线角）即刀刃上某一点的极径与该点切线之间的夹角。其数值应满足不缠草和耕耘阻力小的要求，即: 90- 式中根茎对刀刃的摩擦角。 6.3.3 正切刃曲线设计正切刃是空间曲线，为使沟底较平整，正切刃曲线位于刀滚的圆柱面上及在侧视图上其投影为圆弧，两段刃口间以圆弧线连接。 6.4 刀座的轴向间距和刀的总数刀通过 1 刀座固定在刀轴上，刀座用 16Mn 钢板冲压成二半，套和后焊接而成，也可用精密铸造制成。由于灭茬刀切土灭茬时刀端撕裂附近的土层，因此，刀座的间距 b可较弯刀工作幅宽 b为大。 b=b+b() b常取1520 每台旋耕机上安装的弯刀总数Z可按下试计算 Z=1000BZb 试中 Z为取偶数 Z为灭茬小区内的灭茬刀总数 B 为灭茬机耕幅，对中间传动的灭茬机来说，B为左右刀滚的耕幅之和计算得 b=500 b=480 Z=24 WX187917 直柄灭茬机刀片 6.5 材料和技术条件用 GB69965 规定的 65Mn 钢制造。切削部分必须进行淬火处理，淬火区硬度为 HRC5055。灭茬刀应用样板进行检查，刃口曲线形状误差不得大于3mm。 15 7 深松部件 7.1 深松铲的设计为打破犁底层,加深耕作层,熟化深层土壤,本机采用双翼通用深松铲和普通刚性双翼通用铲铲柄。凿形松土性能好，深度可达1520cm。深松铲的作业对象主要是土壤。影响其工作性能的土壤物理机械性质主要有：土壤强度、土壤含水率、土壤内聚力、土壤附着力、土壤外摩擦因数、土壤内摩擦因素、土壤密度等。深松铲的受力分析可以得出深松铲的力学平衡方程，其中，水平方向的力学平衡方程式为： cosACkbcosNsinNF 0a000 （7-1）式中 Fo为牵引力（N）；为土壤与铲面的摩擦因数；No为深松铲的法向载荷（N）；k 为单位宽幅土壤纯切削阻力（N/m）；b为铲面宽度（m）；Ca为土壤与铲面的附着力因数（ 2 N/m）；Ao为深松铲的铲面面积（ 2 m）；为铲面倾角根据牛顿第三定律，土壤对深松铲的总阻力为F=F0 （7-2）土壤对深松铲的阻力纯切削阻力很小，只有当深松铲遇到土壤中的石头或树根杂物，再或深松铲刃口变钝时切削阻力才重要。深松机正常工作时是存在以上情况的，所以，正常工作时土壤对深松铲的总阻力中的切削力可以忽略不计，由此可得出无切削阻力时土壤深阻力为 kbcos-FF （7-3）结合（7-1）.（7- 2）得出土壤深松铲总阻力为 cosACcosNsinNF 0a00 16 深松铲功率等于总功率减去灭茬功率29.4-22.79=6.61KW 13. 261/2.78. 6FKN 7.2 铲柄设计铲柄多为矩形截面,入土部分的前面制成尖楔形,有碎土和减少阻力的作用。深松铲的铲柄如果按 20直线倾斜向前伸出,则显得太长而不实用,且不利于机具的整体设计,故通常将铲柄做成弯型,以便从下向上掀动土壤并减少阻力；考虑到入土部分弧形半径的问题,为了达到较好的减阻和抬土碎土效果,铲柄和铲刀头连接处采用于水平面成 23；铲柄与铲刀头的装配方式使用沉头螺栓连接,应保证连接部分的强度；铲柄与连接架通过安全销钉连接，铲柄的外形特点可用四个尺寸表示即长度 L，弯曲半径R，铲柄高度H和铲柄横截面：b=1：3铲柄前面应设计成圆滑形，可减少杂草缠绕，土壤阻力。制造刚性铲柄时，应进行弯曲试验，其剩余变形不应超过 3mm。伸出长度 L可按下式计算： L=R（1-sin a）+cos a （7-4）式中铲柄直线段长度，当=0的情况下 L=R（1-sin a）弯曲半径 R R= a aHR cos sin （7- 5）刚性铲柄最适宜的弯曲半径R的圆心位于铲刀支撑平面以上HR高度处，HR 值取决于铲刀入土深度 a，通常采用HR2a 而入土深度为1520mm。经查表深松铲 17 铲柄尺寸高（H）宽（b）厚（s）为6005012 mm， L 为 165mm。 7.3 深松铲 (1)铲刀为双翼通用铲，各参数为给定参数：（mm）工作幅宽B=180 铲翼宽 b1=45 b2=30 材料厚度=5 铲胸升角=16 碎土角 = 2 翼张角 2=65 计算尺寸l如图所示：( mm)=为165 铲翼上缘高 h(mm) h =bsin （7- 6） h 为30连接架与整机用螺栓连接深松铲整体设计如图 7-1所示；图7-1深松铲 7.4 机架根据机具的总体结构配置需要,并保证各组件之间保持足够间隔距离和各工作 18 部件前后距离,保证机具的通过性能。因此,本机设计了框架式和三角形机架结构。 7.5 牵引架的设计牵引架承担整机前进方向的力量,因此要求牵引架有足够强度和刚度。本机采用 2001006 、 1501006(mm)的矩形管、摇臂、牵引板焊合而成的三角形机架结构。 7.6 深松铲机架的设计深松铲机架联接深松铲和灭茬机,并承担着联接后面各个组件,因此要求此架有足够的强度和刚度。本机采用 90606（mm）的矩形管与18mm钢板焊合而成的框架式结构。 7.7 限深装置的设计耕机是一种作业范围广的农用机械，根据不用的土壤条件和工作要求，需要有不同的旋耕深度。对于由功率 p 44kw 的拖拉机带动的旋耕机时，如果和具有调节液压悬挂机构的拖拉机配套时,利用位调节手柄在不同位置的定位调整耕深，与具有分置式液压悬挂机构的拖拉机配套时,利用活塞杆上定位卡箍的不同位置调整耕深。根据设计任务书的要求，要求旋耕机的耕深范围为10-15cm。所以该机的设计旋深最大为 15cm，严禁旋耕机超限作业，否则将导致某些零部件的损坏和早期磨损，还将严重影响整体的作业效率，故需设计耕深调节装置。此设计运用的是限深杆机构.简单实用，通过调节螺栓决定限深杆的长度而改变耕作深度。 19 8 传动箱的设计 8.1 圆锥齿轮强度计算 (1)按齿面接触强度设计 20 传递功率 P = 47.9kw r/min734 小锥 n r/min343 大椎 n 传动比 u = 2.14 因为该对齿轮为闭式传动，闭式传动可按齿面接触强度估算。 2 1 3 2 2 1 3 1 1951 )5 . 01 ( 1172 HP HPRR e u KT u KT d （8-1）载荷系数 K=1.6 转矩 55 1 1053. 31055. 9 小锥 n P T Nmm 传动比 u=2.14 齿轮接触疲劳极限 MPa1500 lim H 齿轮接触强度安全系数 1 . 1 H S 设计齿轮许用接触应力 MPa6 .1363 1 . 1 1500 lim H H HP S mm8 .148 6 .136365. 1 1085. 06 . 1 1951 1951 2 3 3 2 1 3 1 HP e u KT d 大端模数 mm8 . 8 17 150 1 1 Z d m e e 圆整 mm9 e m 大端分度圆直径 mm153 11 Zmd ee mm252 22 Zmd ee 分锥角 26.31 28 17 arctanarctan 2 1 1 Z Z 74.58 17 28 arctanarctan 1 2 2 Z Z 外锥距 mm4 .14726.31sin2/153sin2/ 11 ee dR 齿宽系数 3 . 0 R 齿宽 mm22.444 .1473 . 0 eRR b 取b=44mm 21 实际齿宽系数 298. 0 4 .147 44 e R R b 中点模数 659. 7)5 . 01 ( Rem mm 中点分度圆直径 2mm.130)5 . 01 ( 11 Rem dd mm5 .214)5 . 01 ( 22 Rem dd (2)锥齿轮校核 a.锥齿轮齿面接触疲劳强度校核式 HPKLSEHBM bmm tHHVA H ZZZZZZ u u ld FKKKK 1 2 1 （8-2）式中使用系数 5 . 1 A K 动载系数 24. 1 V K 齿向载荷系数 6 . 1 H K 端面载荷系数 1 . 1 H K 节点区域系数 5 . 2 H Z 中点区域系数 1 BM Z 弹性系数 8 .189 E Z 螺旋角系数 1 Z 锥齿轮系数 8 . 0 K Z 再和分配系数 1 LS Z N1015. 1 2 4 1 1 M t d T F 许用接触应力 min lim H XWLVRNT HP S ZZZZ H 6 .1855 1 . 1 108. 19 . 04 . 11500 MPa 计算接触应力 22 MPa5 .1163 8 . 0118 .1895 . 21 65. 1 165. 1 36150 1015. 11 . 16 . 124. 15 . 1 1 24 2 1 KLSEHBM bmm tHHVA H ZZZZZZ u u ld FKKKK 比较得 HPH 结果：校验通过。 b.锥齿齿根弯曲疲劳强度校核计算公式 FPLSKEFS nm tFFVA F YYYY bm FKKKK （8-3） F 为计算应力， FP 为许用应力 HFHFVA KKKKKK, 数值同前。复合齿形系数 6 . 4 FS Y 重合度系数 68. 0 Y 齿根抗弯强度的锥齿轮系数 1 1 4 1 2 bm bm K l b b l Y 载荷分配系数 1 2 LS LS ZY 弯曲应力计算值 MPa YYYY bm FKKKK LSKEFS nm tFFVA F 94.388 1168. 08 . 4 659. 744 1015. 11 . 16 . 124. 16 . 1 4 齿根许用弯曲应力 MPa S YYYY F XRrelTrelTNTFE FP 9 .396 1 . 1 98. 09 . 011 . 1450 min 比较得 FPF 结果：校核通过。 8.2分传动箱齿轮的设计与校核 8.2.1 齿轮的材料、精度和齿数选择 23 根据同类型结构，大小齿轮构造选用20CrMnTi表面渗碳淬火1P98表7-1 硬度 HRC选用5662HBS1P98表 7-1齿轮精度用8级，轮齿表面粗糙度为Ra1.6 硬齿面闭式传动，失效形式为点蚀 Z Z3 3=15 Z=15 Z4 4=2=23 3 i=53. 1 15 23 3 4 Z Z 8.2.2 齿轮的设计计算 (1)没计准则按齿轮齿面接触疲劳强度设计，再按齿根弯曲疲劳强度校核； (2)按齿面接触疲劳强度设计；1P108式（7-9） 3 1 1 12 dH EH t KTZZZ d （8- 4） mmN n P T 566 1 1024. 7 343 02.26 1055. 91055. 9 选取材料的接触疲劳极限应力为：1P100图7-6 MPa H 1500 lim1 MPa H 1500 lim2 选取材料的弯曲劳极限应力为：1P100图7-7 MPa F 450 lim1 MPa F 450 lim2 应力循环次数 N由1P102式7-3 计算 7 11 1023. 850083436060atnN 由1P107108 式计算得 53. 1i 38. 0 d MPaZE8 .189 5 . 2 H Z mmNT 5 1 1024. 7 则 7 7 1 2 1063. 5 53. 1 1027. 8 N N 24 接触疲劳寿命系数1P102 图7-8 ZN1=1 ZN2=1 弯曲疲劳寿命系数1P102 图7-9 YN1=YN2=1 由1P102 表 7-2 查得接触疲劳安全系数 SHmin=1, 弯曲疲劳安全系数 SHmin=1.4,又YST=2.0,试选 Kt=1.3; 由1P99 式7-1,7-2求许用接触应力和弯曲应力； MPaZ S N H H H 13641 1 . 1 1500 1 min lim1 1 MPaZ S N H H H 13641 1 . 1 1500 2 min lim2 2 MPaY S YF N F ST F 6431 4 . 1 2450 1 min lim1 1 MPaY S YF N F ST F 6431 4 . 1 2450 2 min lim2 2 3 2 3 1 1 53. 1 153. 1 38. 0 3 . 12 1364 9 . 08 .1895 . 212 dH EH t KTZZZ d mm99.92 s m nd V67. 1 60000 34393 100060 11 1 s m VZ 25. 0 100 67. 115 100 11 1P104 查图7-10得 KV=1.03 1P103 由表7-3得 KA=1.35 1P105 由表7-4得 11. 1 K ， 1 . 1 K 1P103 由式7-5 70. 11 . 111. 103. 135. 1 KKKKK VAH 25 修正mmdd t 7 .10109. 13 . 9 3 . 1 7 . 1 3 11 mm Z d m78. 6 15 7 .101 3 1 1P112 表7-6取得标准模数m=7mm；因为要确保耕深，提高承载能力所以选择了 15齿，而为加工不产生根切的最少齿数为 17，我选择小齿轮齿数为 15，小于最小根切数，因而 15 齿的齿轮加工时一定会产生根切，所以小齿轮要用变位齿轮（正变位）。 8.2.3 第一对齿轮主要尺寸的计算 2P368 查表12-7得总变位X=0.80mm 根据类比得 X3=0.28mm X4=0.52mm 分度圆直径 mmmZd105715 33 mmmZd161723 44 压力角 20 啮合角 sintan 2 sin 21 43 ZZ XX 937.20 中心距变动系数 1 cos cos 2 43 ZZ y 1 937.20cos 20cos 2 2315 116. 0 中心距 mmymaa812.133 齿高变动系数 mmyXy684. 0116. 08 . 0 齿数比 53. 1 15 23 3 4 Z Z 26 节圆直径 mm a d65.105 53. 2 812.1332 1 2 3 mmdd97.16010553. 1 34 齿顶高 mmmyxhaha37. 8 3 mmha95. 9 4 齿根高 mmmxchahf79. 6 33 mmhf11. 5 4 全齿高 mmhfhh a 16.15 333 mmhfhh a 06.15 444 齿顶圆直径 mmhdd aa 73.1212 333 mmhdd aa 90.1802 444 齿根圆直径 mmhdd ff 42.912 333 mmhdd ff 78.1502 444 公法线长度 mmwk81.33 3 mmwk41.56 4 跨测齿数 k3=2 k4=3 固定弦齿厚 mmSx97.10 3 mmSx05.12 4 固定弦齿高 mmhx37. 6 3 mmhx76. 7 4 8.2.4 第二对直齿圆柱齿轮的主要参数的计算 2P368 查表12-7得总变位X=0.87mm 根据类比得 X5=X4=0.52mm X6=0.35mm 27 分度圆直径 mmmZd161723 55 mmmZd154722 66 压力角 20 啮合角 sintan 2 sin 65 65 ZZ XX 86.20 中心距变动系数 1 cos cos 2 65 ZZ y 1 86.20cos 20cos 2 2223 126. 0 中心距 mmymaa38.158 齿高变动系数 mmyXy744. 0126. 087. 0 齿数比 96. 0 23 22 5 6 Z Z 圆直径 mm a d61.161 1 2 5 mmdd56.15416196. 0 56 齿顶高 mmmyxhaha86. 8 3 齿根高 mmmxchahf3 . 6 33 全齿高 mmhfhh a 16.15 666 齿顶圆直径 mmhdd aa 72.1712 666 齿根圆直径 mmhdd ff 40.1412 666 28 公法线长度 mmwk49.55 6 跨测齿数 k6=3 固定弦齿厚 mmSx28.11 6 固定弦齿高 mmhx81. 6 6 9 轴的选择及计算在侧边齿轮箱中的第轴、第轴为惰轮轴不传递扭矩，故在轴的设计计算时无需对其进行强度校核。 29 本设计对第轴、第轴的尺寸和质量均无特殊要求，所以我们对其材料的选择只要从经济性和实用性上进行考虑，只需选用 45号钢，进行调质处理就可以达到使用时的要求。其基本形状如图9-1所示；图9-1轴根据同类产品类比得各段轴径为： 40mm 50mm 40mm 根据同类产品类比得各段轴长为： 25mm 40mm 33mm 根据手册11P3-122 查得: 键宽 b=12mm 键长 l=0.85l3=28mm 轴的材料选择 45钢，经调质处理。查得材料力学性能数据为：抗拉强度 MPa650 b 屈服点 MPa360 s 弯曲疲劳极限 MPa270 1 扭转疲劳极限 MPa155 1 许用静应力 MPa260 1 许用疲劳应力 MPa60 1 9.1 轴 1 的设计计算 (1)按转矩初步估算轴径轴的转向方式：双向旋

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