毕业论文-温室松土机设计-文档精品

原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 1 绪论 1.1 本课题研究的目的和意义 发展现代化农业是十一五期间社会主义新农村建设的重要内容。温室大棚的扩大与 发展，加快了现代农业的发展进程，但我国设施农业起步较晚，发展缓慢。尤其是机械 化作业水平低下，大多数作业仍为传统的手工劳动，强度大，质量差，效率低，与发达 国家相比，存在很大差距，如人均管理面积仅相当于荷兰的1/4，平均单产仅为荷兰的 1/31/4。温室与大田作业又存在不同之处：棚室高度较低，大田机具无法正常作业； 而且资料表明，温室大棚内，土壤一般耕作层厚度为1525cm，蔬菜根系的80%90% 分布其中；耕层土壤的容积密度为1.101.13g/m ；50.25mm水稳性团聚体为13.7% 55.5%，并有随着种植年限加长而增加的趋势，土壤粘性较大。然而目前的设施农业耕 作机械在粘性较大的土壤中，碎土能力降低，土壤阻力增大，功耗增加，并且一般采用 柴油机和汽油机作为动力，对温室的环境造成污染。所以要推进设施农业快速发展，首 要的是发展相适应的设施农业机械。 针对以上情况，开展了温室土壤耕作机具的研究，进一步减小机具尺寸，适宜在棚 室内作业；对工作部件进行改进，提高松土性能：充分利用电力资源，尽可能地减轻机 器作业时对环境的污染，对于发展经济、高效和环保的设施农业具有重要的现实意义。 1.2 旋耕机的类型和架构 1. 旋耕机的类型 旋耕机有多种不同的分类方法，按刀轴的位置可分为卧式、立式和斜置式，目前， 卧式旋耕机的使用较为普遍。 2. 传动形式 旋耕机传动形式有中间传动和侧边传动 2 种。中间传动系统由万向节传动轴和中间 传动箱组成；侧边传动系统由万向节传动轴、中间传动箱和侧边传动箱组成。侧边传动 又有齿轮传动和链轮传动 2 种，侧边传动箱采用链传动时，加工要求较低，不但可靠性 较差，而且使用寿命短，链条断后会增加维修费用。当采用中间传动时，传动箱的下部 会造成漏耕，影响作业质量，为了解决这个问题，在传动箱的下部固定了一个松土铲， 即小型铧式犁，或者在传动箱的旁边装 2 把特殊的弯刀。为了适应不同的土壤条件及拖 2 拉机动力输出轴转速，有的旋耕机的传动箱配有速比不同的齿轮，以得到不同的刀辊转 速。 3. 旋耕机与拖拉机的挂接 旋耕机与拖拉机的挂接有三点悬挂、直接联接和牵引 3 种形式，我国目前采用前 2 种联接方式。 三点悬挂式旋耕机的悬挂及升降与铧式犁相同， 由拖拉机动力输出轴驱动， 通过万向节传动轴，经传动箱减速后带动刀轴工作。直接联接式旋耕机主要用于与手扶 拖拉机配套，一般是将手扶拖拉机的变速箱后盖取下来，然后将旋耕机减速箱和拖拉机 变速箱用螺栓联接在一起，动力由拖拉机变速箱里的齿轮直接传给旋耕机的齿轮，以驱 动旋耕机运转。 4. 刀辊转向及转速 卧式旋耕机刀辊的转向有正转和反转 2 种，目前，使用较多的是正转旋耕机。正转 时刀片强制切碎土块，并将土块向后抛掷，土块与机罩及拖板相撞后，进一步破碎，碎 土充分，但功耗较大，在耕深增加时，影响耕深的稳定性。刀辊反转则有利于降低切土 能耗和提高碎土效果， 覆盖埋青能力强， 但易导致已耕土块堆积， 造成刀辊的重复切削， 增大了不必要的负荷和功耗。反转旋耕机作业时，罩壳黏土比较严重，在土壤湿度较大 的情况下，不宜采用反转旋耕机。刀辊转速对旋耕机组的功耗影响较大，较理想的配置 是低的刀辊转速和较高的前进速度。一般情况下，刀辊转速为 180-260r/min，目前，刀 辊转速有降低的趋势。 5. 切土节距 同一纵向平面内切土的旋耕刀，在其相继切土的时间间隔内，机组前进的距离称为 切土节距。切土节距对碎土程度有较大的影响，一般为达到良好的碎土效果，可增加刀 辊在一周内的刀片数量或增加旋耕速比，即降低机组前进速度。目前，在中等黏度的麦 田地，切土节距为 10cm。 6. 刀片及配置 刀片有凿型刀、直角型刀（又称型刀或宽刀）和弯刀 3 种形式。凿型刀正面有凿 型刃口，入土能力强，但易缠草，一般适用于垦荒地和较疏松的田地。直角型刀的刃口 由侧切刃和正切刃组成，切削方式和凿型刀相似，也易缠草，但刀身宽，刚性好，适合 在土质较硬的干旱地上作业。弯刀的刃口由曲线构成，包括侧切刃和正切刃 2 个部分， 可轻松地将草茎切断，且不易缠草，适合在多草的田里作业，是一种水旱通用的刀型。 弯刀在刀轴上的排列是影响旋耕机耕作质量及功率消耗的重要因素之一，在安装时可根 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 据不同的农艺要求配置。弯刀的排列一般应满足下列要求：刀片尽量工作在少侧向约束 条件下，并均匀入土，以减小对刀轴轴承的侧压力，减少旋耕刀对旋耕机重心的转距， 保证机器工作时的直线性，减少功耗，相邻刀片间沿圆周方向的间距应尽可能大，以防 止刀间壅土。弯刀的安装方法主要有 3 种。 内装法：所有左、右刀片都朝向刀轴中间，采用这种装法的旋耕机耕地后，地面中 间高，成垄，刀轴受力均匀，适于做畦前的耕作。 外装法：除左、右两端刀片朝向刀轴中间外，其余左刀片装在刀轴的左侧，右刀片 装在刀轴的右侧。这种装法使刀轴受力均匀，耕后地面中间形成一个沟，适用于拆畦或 旋耕开沟作业。 交错法：左右刀片在刀轴上交错对称安装，耕后地面平整，适于犁耕后耙田或旋耕 灭茬耕地。其排列方式有多头螺旋线、人字形等型式。 7. 机组前进速度的选择 机组前进速度选择的原则是达到碎土要求，地表平整，既要保证耕作质量，又要充 分发挥拖拉机的功率。一般情况下前进速度 2-5km/h，在坚实度较大的土地上耕作时可 选用较低的前进速度 8. 作业幅宽 为控制功耗急剧增加，应适当压缩耕幅，但为了消除拖机轮辙，使耕后地表平整， 在土壤比阻较小的情况下，可采用拖拉机与旋耕机正配置，使耕幅大于拖拉机后轮外缘 10cm 以上；在土壤比阻较大的情况下，可采用拖拉机与旋耕机侧配置。在南方水田一 般土壤条件下耕深 12-16cm，刀轴转速 180-220r/min，前进速度 2-5km/h。 1.3 国内外温室松土机械的发展现状及存在问题 1.3.1 国内温室松土机械的研究现状 目前，在国内成型的旋耕机械产品中，以卧式旋耕机为主流，该种旋耕机对土壤适 应性强、混土效果好，一次性作业可达到翻土、碎土和平整地表的要求。但一般耕深较 浅，漏耕严重，工作部件易缠草堵泥且作业时消耗功率较大。为此，近几年推出了立式 和斜置式旋耕机。立式旋耕机主要适用于灭茬作业，斜置式旋耕机是一种综合了犁耕与 旋耕的特点，功耗低，耕作质量好的新型耕作机具。在卧式旋耕机中，按旋耕机切刀轴 与拖拉机轮子的转向可分为正转和反转两种。旋耕机切刀轴与拖拉机轮子转向一致的为 正转旋耕机，反之为反转旋耕机。反转旋耕机是在正转旋耕机的基础上提出的，后来又 4 推出了潜土反转旋耕机和正反转旋耕机。反转旋耕机可作为大中型联合收割机的主要配 套机具，能形成土壤埋茬，有利于秸秆还田，实现增加土壤有机质的目的。潜土反转旋 耕机可加大深耕，还可有效地解决刀轴前方壅土问题。正反转旋耕机通过传动机构和工 作部件的结合，能使切刀轴正反转，同时完成灭茬和旋耕作业，实现一机多用。旋耕机 入土深度一般小于旋耕部件半径的10%20%，考虑到旋耕部件半径大小所需的相适应 的单位能耗， 应使旋耕机刀轴距地面较底。 有的设计则依据旋耕部件与耕深的相对关系， 把中央调速器直接安装在旋耕部件的轴上。这样可保证农具的最小能耗，最小的材料消 耗和较好的工作质量。旋耕机刀刃口曲线大多采用阿基米德曲线，另外等角对数曲线、 正弦指数曲线等也有所应用。近几年，我国学者提出了多种刃口曲线，如节能型刃口曲 线设计、平面型和曲面型正切面的设计、放射螺线作为生成过渡面的曲导线设计等。近 些年来，为适应当前生产需要，还开发出1.252.80m幅宽多种型号的旋耕机。如南昌旋 耕机厂生产的1GN系列和1G系列多种型号的旋耕机； 江苏省连云港旋耕机集团公司生产 的1GE2210型旋耕机和1GQN250S型旋耕机。目前我国使用的联合作业机型有1GHL280 型松旋起垄机、1GSZ210/280型组合式旋耕多用机、1GZJ210型旋耕灭茬联合整地机、 1GLT4型松旋灭茬起垄通用机及1GQH280D型灭茬旋耕多用机等。 随着设施农业的发展，我国加紧引进和开发适于温室内作业的小型机具。许多地区 由大专院校、科研院所和工厂相结合，研制开发了多种小型自走式旋耕机，以满足棚室 耕整地作业的需要。 广西柳州生产的蓝天牌DN多功能微型耕作机，配套动力为4.4kw柴油机，整机重不 足100kg，通用于平原、水田、果园、棚室等旋耕作业。配有三刀式、四刀式、五角滚 筒式三种旋耕器，作业效果较好。该机也可配上相应机具进行喷雾作业。 江苏生产的ZL-1G2-3微型耕整机，犁铧前置。采用单履带行走，附着性能好。适于 旱地、水田、大棚、果园、菜田等作业。配套动力2kw。 金牛大兴万能管理机，由沈阳金牛总厂从韩国引进开发的新产品。以四冲程单缸汽 油机为动力，最大功率为5.52kw，一台主机可与深旋耕机、犁、开沟机、覆土机、铺膜 机、根茎收获机等20多种农机具配套。扶手可旋转360度，便于在温室内作业。 1.3.2 国外温室松土机械的研究现状 国外如荷兰、以色列、日本、美国等国家，温室内作业机具的研究、开发、推广和 应用居领先地位。许多作业项目，如耕整地、播种、中耕和除草都已实现了机械化。并 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 且许多机械对于旋耕、犁耕、开沟、作畦、起垄、中耕、培土、铺膜、打孔、播种、灌 溉、施肥等作业项目，能够实现多项联合作业。 美国吉尔森公司生产的自走式旋耕机，其主要特点是由旋耕刀片取代行走轮，刀盘 直径为35.5cm， 耕幅为30.4-66cm， 传动形式分链传动和蜗轮蜗杆传动两种。 功率为3.68kw 左右，适于菜园和温室作业。换上行走轮可配带其他农具，进行犁地、除草等作业。 意大利M B公司生产一种单驱动轴旋耕机，动力为3.3kW的汽油机，质量为40kg。 适用于菜园和花圃的旋耕、培土联合作业。该公司还生产5.89-7.36kw的多用自走底盘， 除了完成田间旋耕作业以外，还可以完成犁耕、运输、喷雾等作业。 日本、韩国等国家的小型耕耘机，多以2.28kw的汽油机为动力。为了减少对棚室 内的空气污染，近几年，也出现了用电动机作动力的小型自走式旋耕机。 1.3.3 我国松土机械存在的问题 1. 缺少与大功率拖拉机配套的旋耕机 我国现有旋耕机产品虽然在理论上实现了与58.873.5kW拖拉机相配套，但实际上 因受传动系统强度、结构形式等因素的限制，还存在着一些问题，在合理配套的范围内 仅可与48kW以下的拖拉机相配套，而国外与旋耕机配套的拖拉机功率在58.873.6kW。 2. 作业性能满足不了当今农艺要求 目前，我国现有的旋耕机作业深度一般在1218cm(旋耕旱田在1216cm，旋耕水 田在1418cm)，满足不了当今农艺深耕、深松的要求。为了改善深层土壤透气性，满 足栽培薯类、根茎类作物需要深耕的农艺要求，国外提出了全幅深耕的耕作制度，同时 也开发出了全幅深旋耕机和间隔窄幅深旋耕机，耕深为3060cm，最大耕深为90 120cm。 为了降低旋耕机的单位能耗，国外采用了改进部件的几何参数，选用符合旋耕工作 部件作业的运动参数等方法来优化设计，以达到降低能耗的目的。此外，在满足农艺要 求的前提下， 还采用了分层作业的方法和将旋耕机松土部件设计成上强下弱的方式也是 降低能耗、提高旋耕机工作效率的有效途径。 3. 其它方面的问题 由于设计、材质及生产工艺等方面的原因，国产的旋耕机械在作业时易发生十字万 向传动轴损坏、 拖拉机动力输出轴容易损坏、 整机作业性能不稳定和易缠草堵泥等问题。 这些都有待于今后在设计和制造过程中去解决 6 虽然国外温室农业机械作业功能比较齐全，可靠性高，但是进口机型价格高，一般 要在5000元以上，而且维修服务不方便。 我国现有产品的机型不多，应用不普遍，多为借用现有的露地用小型耕作机械。近 几年，针对温室、大棚等特殊耕作环境，国内研制生产了一些小型耕作机械，但是产品 大多存在以下问题： 1. 外型尺寸及重量大，操作不灵便。特别是从露地直接转移到大棚内的机械，在设 施内转向和转移都十分困难，而且边角地带无法工作，漏耕严重。 2. 生产率低， 适应性较差， 当土壤含水率较高(超过20以上)时， 其碎土性能变差， 能耗增加。 3. 作业性能、可靠性、耐久性等方面还存在一些不足。 1.4 松土机械的发展方向 1. 向宽幅、高速型旋耕机发展 随着水稻集约化、规模化生产的发展，水田耕整地用宽幅高速型旋耕机将成为发展 方向。水田土壤含水率高，抗剪切、抗压强度低,附着力、外摩擦力也接近为零，切土部 件与土壤之间存在着一层润滑水膜。因此，为充分提高作业效率,需要工作幅宽大(3m以 上)、作业效率高的旋耕机。 2. 向联合作业机组方向发展 大中型拖拉机具有强劲的动力输出系统、牵引力和悬挂能力，为配套旱田联合耕作 机械提供了条件。旋耕机作为驱动型耕作机具，易于通过更换或附加工作部件，可完成 灭茬、深松、碎土、做畦、起垄、开沟、精量或半精量播种、深施化肥、铺膜、镇压和 喷药等联合作业，可大幅度提高生产效率，降低作业成本。国外发达国家已推广使用了 以作业工序排列组合、以旋耕机为主体的联合作业机组，如加拿大的万能旋耕机，日本 的联合耕耙犁和旋耕播种机等 3. 全幅深旋耕机已起步 为了增厚土壤熟化层，改善深层土壤透气性，增大持水能力，为栽培薯类、根茎类 作物需要深耕的农艺要求，近年来国外已开发出了全幅深旋耕机和间隔窄幅深旋耕机。 加大旋耕深度的主要难点是拖拉机动力不足、机组功率不平衡。而具有双速独立动力输 出轴的大功率拖拉机，可以全功率输出，同时具有多个慢速挡以及爬行挡，这也为配套 全幅深旋耕机提供了良好的条件。 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 4. 向可持续发展战略型发展 降低污染和资源重用已成为当前农业机械化设计的最终目的，能完成秸秆还田作业 的反转灭茬旋耕机等新的机型将成为今后旋耕机械重要的研究方向。另外，随着现代科 学技术的迅速发展，一些新技术也将在旋耕机上得到广泛应用，如信号系统等。 5. 小型旋耕机需求量有所增加 随着我国温室技术的发展，农村大棚耕作面积日益增大，由于市场的需求，小型适 合于大棚内作业的旋耕机械已成为目前研究的新重点。 1.5 温室土壤的物理特性概述 温室内的土壤由于复种指数高，施肥、灌溉、耕作的频率超过一般农田土，并且有 机质含量高，所以其土壤容积密度较低(大约为1.101.13g/cm )，土壤的总孔隙度较高， 但非毛管空隙度较低。土壤孔隙度的改善有利于加速有机质的分解，同时增加了土壤的 蓄水能力。有关研究资料表明，温室土壤中，0.2505mm的水稳性团聚体可达到13.7% 55.5%，为大田土壤的3.211.1倍，土壤粘性较大，并有随着种植年限加长有增加的趋 势。 针对温室土壤相对疏松湿润的特点，通常宜采取松土作业而减少耕翻和旋耕，以保 护土壤结构和大量的微生物。对于蔬菜种植，由于根系主要分布于10-15cm的土层内， 耕作层的厚度可适当减小。 1.6 温室内松土作业的主要作用 松土是一项基础性作业，要求在不粉碎土壤、不乱土层的前提下，主要起到以下作 用： 1. 使土壤疏松，保持较高的通气性和表层地温。 2. 调节土壤水分。切断土壤中毛细管，减少水分蒸发，起保墒防旱作用；土壤湿度 过大时，可加速表层土壤水分的蒸发，达到晾墒的目的。 3. 改善土壤物理性状，增加好气性微生物活动，加速土壤营养物质的分解，提高土 壤肥力，有利于作物根系生长发育。 1.7 研究内容和方法 根据目前我国温室耕耘机械的研究现状和存在问题以及温室土壤的物理特开发研 8 究适宜于棚室内作业、能提高松土性能、并充分利用电力资源减轻机器作业时对环境污 染的机具。因此，研制了滚齿式温室电动松土机。 该机机型小，操作简便，克服了不适应棚室作业空间狭小的弊端；能够保持上下土 层不乱，碎土能力强；由电动机带动滚齿轴工作，无污染, 一定程度上代替了人力，减 轻了劳动强度，提高了生产效率，对发展高效、环保的设施农业具有重要的现实意义。 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 2 整机总体方案设计 2.1 设计原则 温室大棚生产耕作困难、劳动强度大、效率低、成本高。 需要一种机械，可以满 足温室大棚的空间小，障碍物多、边角地带无法耕耘等问题，研制一种体积小，重量轻， 操作方便、不排放有害气体、噪声低，使用安全可靠，推动方便、操作搬运高效节能， 无污染的小型松土机。 对于松土机的总体设计，要遵循的设计原则如下： 1. 首先满足农艺要求并适应温室大棚内的空间限制， 具有良好的转向性和操作灵活 性。 2. 吸收国内外设施农业作业机械的新技术，采用新原理、新结构、新工艺、做到设 计合理、使用可靠、优质高效，并能降低能源消耗。 3. 零部件的通用化、标准化程度高。 4. 整机结构简单、操作简便、质量轻、机动性好。 2.2 松土机的组成 2 3 4 6 1 5 图 1 松土机整体结构示意 1.机架 2.减速器 3.电动机 4.转向操纵机构 5.支撑轮 6.滚齿轴 如图1所示，松土机主要由电动机、减速器、滚齿轴和操纵机构等组成。其主要特 10 征是利用“旋耕自走”原理，将电动机传出的动力通过减速器传给链轮，由链轮带动滚齿 轴上的链轮将动力传到滚齿轴，实现松土作业。为了简化整机结构，机具仍不自走，需 要人力推动和控制方向，实现机组向前移动。工作时，利用固定在滚齿轴上的钉齿，来 切割、破碎土壤进行耕耘作业，能够保持上下土层不乱，碎土能力强，地表平整。作业 时，调整机架高度，可达到要求耕深，满足不同的生产要求。 为使结构紧凑，采用整体式机架，电动机与减速器安装在机架上面，传动变速机构 固定在机架下面，工作部件安装在机架底部。为减小松土机长度使松土部件尽可能地后 移；转向操纵杆与前轮轴联接，可实现松土机的转向：在工作轴安装离合器，实现动力 的传递和分离。 2.3 松土机主要参数的确定 松土机的参数主要包括滚齿速度、前进速度、轴的转速、节距和速比等。 1. 滚齿运动轨迹。如图 2 所示，松土机工作时，滚齿一面旋转，一面前进，滚齿的 绝对运动是滚齿轴旋转和机组前进两种运动的合成，其运动轨迹是摆线。以滚齿轴旋转 中心 O 为原点建立坐标系，x轴正向和机组前进方向一致，y轴正向垂直向下。设松 土机前进速度为 m v,刀轴旋转角速度为,滚齿上任意一点B的回转半径为 B R，开始时 滚齿端点位于前方水平位置与x轴正向重合，则滚齿刀刃上任意一点B的运动方程为 cos BBm xRtv t；sin BB yRt 图 2 滚齿运动轨迹 2. 滚齿速度 滚齿上任意一点在旋转1周的过程中所经各处的速度是不同的，将上述方程对时间 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 求导，即得到B点在x轴和y轴方向的分速度和绝对速度： sin BxmB vvRt；cos ByB vRt 22222 2cos BBxBymBmB vvvvRv Rt 3. 前进速度 m v 机组前进速度是影响生产率高低的主要因素之一，据有关资料介绍，抛土功率随前 进速度的增加按三阶函数递增。因此，为减小功耗，在保证作业质量的前提下，机组前 进速度应取得低些。选定机组前进速度1.2/0.33/ m vkm hm s，小于旋耕机常 用的机组前进速度(0.55 0.85/m s)。 4. 轴转速n 切土量一定时，切土转速越大，功耗愈大。因滚齿轴转速增大，则受到的土壤水平 阻力增大，由于阻力与速度的平方成正比，故松土功耗与滚齿轴转速近似呈二次方函数 关系。 旋耕机的转速通常取190 280 / minr， 因此选定滚齿轴转速=200 / minr。 5. 节距 S 滚齿轴转动一周松土机前进的距离称为节距，用 S 表示。可用下式计算： 60 m v S n 式中 m v机组前进速度 n滚齿轴转速 6. 速比(/) Pm vv 对于旋耕机，为旋耕刀端点的圆周线速度 P v与机组前进速度 m v的比值，称为 旋耕速比，用于松土机即为松土速比。值不同，旋耕刀片在土壤中的运动轨迹和所切 土堡的形状即不同，如图3所示。 12 图 3 不同值的旋耕刀运动轨迹 S切土节距（cm） ，R刀辊轴半径（mm） ， m v机组前进速度（m/s）H耕深（cm） ， 1 a沟底凸起高度（cm） 在耕深相同的情况下，随着旋耕速比的增加，切土节距 S 减小，沟底不平度减 小，而功耗增加。目前常用的速度比4 10，考虑到松土机自身的结构特点，选 定6。 已知，0.33/ m vm s，6，故滚齿端点最大圆周线速度为： 60.331.98/ Pm vvm s 2.4 松土机主要作业性能参数的设计 1. 深度H 根据农艺要求，温室的土壤耕作深度一般为10 15cm，选定松土机平均松土深 度为12cm。这样可以在满足农艺要求的前提下，使钉齿长度不致过长。 2. 幅宽B 为了便于小空间作业，松土幅宽B不宜过大，根据已有机具的幅宽和松土机的结构， 确定松土幅宽400Bmm。 3. 生产率 已知松土幅宽400Bmm， 机组前进速度1.2/ m vkm h， 则理论生产率W可 用下式计算： 2 0.4 1.2 1000/100000.048/ m WBvhmh 4. 功率消耗的计算 a. 松土功率的消耗计算 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 松土功率消耗可用旋耕机功耗公式来计算，即： 0.1() m Nk Hv B kw 式中k机具工作时土壤比阻 （ 2 /N cm） ， 可由公 1234g kk k k k k 进行估算， g k为平均土壤比阻， 1 k为耕深修正系数， 2 k为土壤含水率修正系数， 3 k为残茬植被 修正系数， 4 k为作业方式修正系数；H松土深度（cm）； m v机具前进速度（m/s） ； B松土幅宽（m） 。 根据温室大棚内的作业条件，经查表确定 2 15/ g kN cm， 1 1.1k ， 2 0.95k ， 3 1.2k ， 4 0.95k 。故： 2 15 1.1 0.95 1.20.9517.87/kN cm 。 已知松土深度12Hcm，机组前进速度0.33/ m vm s，松土幅宽 0.4Bm，则0.1 17.87 12 0.33 0.42.83Nkw b.机组行驶的功率消耗计算 设机组在行驶过程中受到的土壤阻力为F，机组前进速度为 m v，则克服土壤阻力消 耗的功率为 m NFv ，又 s FfGfmg。 式中：f阻力系数； s G松土机重力；m松土机整机重量；g重力加速度。 初步估算松土机的质量105mkg，取0.3f ，代入式中得： 0.3 105 9.8308.7FN 已知0.33/ m vm s，则松土机克服滚动阻力消耗的功率为： 308.70.33101.870.1019Nwkw 因此，松土机消耗的总功率2.830.10192.93NNNkw 总 5. 电动机功率的确定 考虑到功率储备，并且传递过程中有功率损失，电动机的额定功率应该大于松土机 消耗的总功率, 故选用1124YM 型电动机，其额定功率为4kw，额定转速为 1440 / minr。该电动机启动转矩较大（1.82.5倍额定转矩），启动电流较大，过载 14 能力稍弱，但负载时的功率因数较高，节电效果显著。 3 传动系统的设计计算 3.1 传动比分配 根据电动机的满载转速1440 / minnr和旋耕刀轴的转速200 / min w nr， 传动装置的总传动比为7.2，总传动比为各级传动比 123 i ii的乘积。根据传动比的分配 原则及各种传动的性能，分配传动比。 带传动具有结构简单，传动平稳，造价低廉，以及缓冲吸震等特点。因此，一般在 一级传动中采用， 1 2.4i 。而齿轮传动无弹性滑动和打滑现象，因而能保持准确的传 动比， 传动效率高， 轴上径向压力较小， 结构较为紧凑。 二级传动采用变速箱 2 2.97i 。 侧边传动采用链传动，可以没有传动比，起到传动功能。 3.2 各轴的转速、功率和转矩 3.2.1 计算各轴的转速 传动装置中各轴的转速为： I轴转速： 0 1440 / minnr； 变速箱输入转速： 01 /1440/ 2.4600 / min I nnir； 变速箱输出转速和III轴转速： 2 /600/ 2.97200 / min III nnir； 3.2.2 计算各轴的输入功率 电动机的计算功率一般可依据电动机所需实际功率 d P作为计算依据，则其他各轴 输入功率为： I轴输出功率： 1 040 . 8 5 53 . 4 2 I PPk w； 变速箱输入功率： 2 3.42 0.96 0.983.21 III PPkw； 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 变速箱输出功率： 2 3.21 0.983.18 IIII PPkw 外外 ； III轴输入功率： 3 3.18 0.983.06 IIIII PPkw； III轴输出功率： 3 3.06 0.983 IIIII PPkw 外外 ； 3.2.3 计算各轴转矩 I轴转矩： 9550 3.42/144022.68 I TN m； 变速箱输入转矩： 9 5 5 03 . 2 4 9 / 6 0 04 7 . 3 8 II TN m； 变速箱输出转矩： 9 5 5 03 . 1 8 / 6 0 04 6 . 3 6 II TN m 出 ； III轴输入转矩： 9 5 5 03 . 0 6 / 2 0 01 3 2 . 8 3 III TN m； III轴输出转矩： 9 5 5 03 / 2 0 01 3 0 . 2 3 III TN m 出 ； 功率、转矩和转速如表3-1。 表 3-1 各轴受力表 轴号 功率 P （KW） 转矩 T（Nm） 转速 n （r/min） 传动比 i 效率 输入 输出 输入 输出 I 轴 3.42 22.68 1440 2.4 0.95 变速箱轴 3.21 3.18 47.38 46.36 600 2.97 0.96 III 轴 3.06 3 132.83 130.23 200 3.3 带及带轮的设计计算 3.3.1 皮带设计 3.3.1.1 确定计算功率 CA P 查机械设计课本，得功率计算公式 CAA PK P 式中： CA P计算功率，单位为 kw; 16 P传递的额定功率，单位为 kw; A K工作情况系数 根据表机械设计表 8-6，取1.2 A K， 1.2 33.6 CAA PK Pkw 3.3.1.2 选择带型 根据计算功率 CA P和小带轮转速 1 n查机械设计课本，由图 8-9 选定带型，选择 SPZ 型 V 带。 3.3.1.3 确定带轮的基准直径 1d d和 2d d （1）初选小带轮的基准直径 1d d 根据 v 带截型参考机械设计课本表 8-3 及表 8-7，选 1 70 d dmm。 （2） 验算带的速度 v 查机械设计课本，根据机械设计式 8-13， 11 1 1 1 3.14 70 1440 5.272/ 60 100060 100060 1000 p d d n d n vm s 计算从动轮的基准直径 2d d，由 12dd di d ，并按 V 带轮的基准直径系列表 8-7 加以圆整取 2 2.470154 d dmm。 （3） 确定中心距 a 和带的基准长度 d L 查机械设计课本，根据传动的结构的需要初定中心距 0 a，由 12012 0.7()2() dddd ddadd， 0 0.7(70154)2(70154)a 取 0 200amm； 0 a取定后，根据传动的几何关系，计算所需带传动的基准长度 d L： 22 21 012 0 ()3.14(15470) 2()2 200(70 154)769 2422 200 dd ddd dd Laddmm a 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 查机械设计课本，由表 8-2 中选取和 d L相近的 V 带的基准长度 d L，取 800 d Lmm；再根据 d L来计算实际中心距， 0 800769 200215.5 22 dd LL aamm （4） 验算主动轮上的包角 1 查机械设计课本，根据式（8-6）及对包角要求应保证 21 1 15470 18057.518057.5157120 215.5 oooooo dd dd a （5）确定带的根数 z 查机械设计课本，根据式（8-22） 00() ca L P z PP K K K包角系数,查机械设计 （表 8-8） ，K=0.92； LK长度系数，查机械设计 （表 8-2） ，LK=0.94； 0P单根 V 带的基本额定功率，查机械设计表 8-5c，0P=2.61； 0P计入传动比的影响时，单根 V 带额定功率的增量，其值见机械设计 表 8-5b，0P=0.56； 3.6 1.313 (2.61 0.56) 0.92 0.94 z ，取 z=2。 （6）确定带的预紧力 0 F 查机械设计课本，考虑离心力的不利影响，并考虑包角对所需预紧力的影响， 根据式（8-23）单根 V 带 所需的预紧力为： 2 0 2.5 500(1) caP Fqv zvK 查机械设计表 8-4，得出0.07/qkg m，则 2 0 3.62.5 50010.07 5.27293.3 2 5.27 0.92 FN （） （7）计算带传动作用在轴上的力（压轴力） p F 如果不考虑带的两边的拉力差， 则压轴力可以近似的按带的两边的预紧力 0 F的合力 18 来计算，即 11 000 2cos2zcos2zsin 2222 p FzFFF （） 1 6 0 . 9 2 222 9 3s i n1 1 5 6 2 N z带的根数； 0 F单根带的预紧力； 1 主动轮上的包角； 图 3-1 带传动作用在轴上的力 3.3.2 带轮设计 V 带轮的设计要求质量小，结构工艺性好，无过大的铸造内应力，质量分布均匀， 轮槽加工表面要精细加工，以减小带的磨损。带轮的材料主要采用铸铁，牌号为 HT200. 小带轮因为直径比较小所以采用实心式，大带轮的直径比较大，所以采用孔板式。 3.4 链轮的设计计算 1、根据实际，链条速度在 12m/s 之间，链轮的转速为 200r/min。 设计步骤如下： 选用单排套筒滚子链，根据机械设计师手册第二版，其设计步骤如下： （1）根据设计要求主动链轮和从动链轮大小相同。因此 12 21zz。 （2）计算功率 d P 查机械设计课本， 由表 9-9 查得： 工作系数1 A K ； 由表 9-10 查得：链轮齿数系数1.345 z K ； 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 3.06 d Pkw 所以 A d ZM K P P K K = 1 3.06 2.275 1 1.345 kw 定链条的节距p 根据链轮转速200 /minnr及功率 0 3.06Pkw，由图 9-13 选取的链条号为 10A, 链节距15.875pmm； （3）确定链长 L 根据链轮的速度计算链轮分度圆直径 15.875 106.51 180180 sinsin 21 p dmm z 。链长为 2 176 106.51686.6Lmm 。 （4）确定链条链节数 p L 由 0.6866 1000 p L P Lm计算链节数可得43.25 p L 节，取为 43 节。 （5）中心距的计算 121221 22 ()()8() 4222 pp Pzzzzzz aLL = 22 15.87521 2121 2121 21 (43(43)8 () 4222 ） =174.625mm a 实际中心距取为 175mm。 （6）计算链速： 1 1 1.11/ 60 1000 n z p vm s 1.11m/s 满足链速在 12m/s 之间，合适。 （7）查机械设计课本，由表 94 得链轮轮毂孔 max 70 k dmm （8）计算作用在轴上的压轴力 pFPe FKF 有效圆周力为10002103 e P FN v 20 由于链传动为倾斜配置，安装倾角为 45 查表取1.15 FP K 所以，1.15 21032418.56 pFPe FKFNN 根据上述要求：选择的滚子链的型号为：A101 316 GB 12431997 链条其结构详图如下： 图 32 输送链条结构图 3.5 齿轮的设计 3.5.1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 1.根据实际需要，选用直齿圆柱齿轮传动。 2.旋耕机为一般工作机器，速度不高，故选用 7 级精（GB10095-88） 。 3.材料选择。由表 10-1 选择小齿轮材料为 40Cr， （调质） ，硬度为 280HBS，大齿轮 材料为 45 钢， （调质） ，硬度为 240HBS，两者材料硬度相差为 40HBS13。 4选小齿轮齿数 1 25z ，则大齿轮齿数 21 75ziz 。 3.5.1.1 按齿根弯曲疲劳强度计算 由设计计算公式（10-24）进行试算，即 3 1 2 1 1 2.32() tE t H d KTuZ d u 确定公式内的各计算数值 （1） 计算载荷系数 K 1 . 3 t K 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 （2） 计算扭矩 1 9550/9550 3.21/60047.39TP nN m 齿轮传动齿宽系数 d 查机械设计课本，根据表 10-7 选取齿宽系数1 d （3）查表 10-6 查得材料弹性影响系数 1/2 189.9 E ZMpa。 （4）由图 10-21 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 lim1 600 H Mpa；大 齿轮的接触疲劳强度极限 lim2 550 H Mpa。 （5）由式（10-13）计算应力循环系数 9 11 6060 600 1 2 20 10 203.1 10 h Nn jL 89 2 3.1 10 /2.971.06 10N （6）由图 10-18 查得弯曲疲劳寿命系数 1 0.95 FN K； 2 0.98 FN K。 （7）计算接触疲劳许用应力 去失效概率为 1%，安全系数1.4S ，由式（10-12）得 1lim1 1 HNH H K S =0.95600=570MPa 2lim2 2 HNH H K S =098550=539MPa 3.5.1.2 计算 （1） 、计算小齿轮分度圆直径 1t d，代入H中较小的值 3 1 2 1 1 2.32() t E t d H ZKTu d u = 3 4 2 1.3 4.739 103.97 189.8 2.32() 12.97539 =50.33mm （2）计算圆周速度 v 11 50.33 600 1.73/ 60 100060 1000 t d n vm s （3）计算齿宽 b 1 15 0 . 3 35 0 . 3 3 dt bdmm （4）计算齿高与齿宽之比/b h 模数 11 /50.33/212.01 tt mdzmm 22 齿高 2 . 2 12 . 2 12 . 0 14 . 5 3 t hm /50.33/4.5311.11b h （5）计算载荷系数 根据 v=1.73m/s， 7 级精度， 查 机械设计 课本， 由图 10-8 得动载系数1.12 v K ； 直齿轮，由表 10-3 查得1.2 HF KK ；由表 10-2 得使用系数1 A K ； 由表 10-4 查得 7 级精度、小齿轮相对支承非对称布置时， 223 1.120.18(1 0.6)0.23 10 Hdd Kb 将数据代入后得 223 1.120.18(1 0.6 1 ) 10.23 10 50.331.42 H K 由/11.11b h ，1.42 H K 查图 10-13 得1.35 F K ；故载荷系数 1 1.12 1.2 1.351.8144 AVHH KK K KK （6）按实际的载荷系数校正算得的分度圆直径，查机械设计课本，由式（10-10a） 得 3 3 11 /50.331.8144/1.356.21 tt ddK Kmm (7)计算模数 m 11 /56.21/212.21mdzmm 3.5.2 按齿根弯曲强度设计 查机械设计课本，由式（10-5）得弯曲强度的设计公式为 2 1 3 1 2 () FaSa F KTY Y m z 1、确定公式内的各计算数值 （1）查机械设计课本，由图 10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 1FE=500MPa；大齿轮的弯曲疲劳强度极限2FE=380MPa； （2）由图 10-18 查得弯曲疲劳寿命系数 1 0.85 FN K， 2 0.88 FN K； （3）计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，由式（10-12）得 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 1 F = 11 0.85 500 1.4 FNFE K S =303.57MPa 22 2 0.88 380 1.4 FNFE F K S =238.86MPa （4）计算载荷系数 1 1.12 1.2 1.351.8144 AVFF KK K KK （5）查取齿形系数 查机械设计课本，由表 10-5 查得 1 2.65 F Y ； 2 2.226 F Y 。 （6）查取应力校正系数 查机械设计课本， 1 1.58 S Y ； 2 1.764 S Y 。 （7）计算大小齿轮的 11 SaSa F Y Y 并加以比较 11 1 SaSa F Y Y = 2.65 1.58 0.01379 303.57 22 2 SaSa F YY = 2.226 1.764 0.01644 238.86 大齿轮的数值大。 2、设计计算 4 3 2 2 1.814 4.739 10 0.16441.65 1 25 mmm 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数 m 大于由齿根弯曲疲劳强度计算 的模数， 由于齿轮模数 m 的大小主要取决与弯曲强度所决定的承载能力， 二齿面接触疲 劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强 度算得的模数 1.65 并就近圆整为标准值 2， 按接触强度算得的分度圆直径 1 56.21dmm， 算出 小齿轮齿数 11/ 56.21/228zdm 大齿轮齿数 21 2.97 2883.16zi z ，取 2 84z 。 这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度又满足了齿根弯曲疲劳强度， 并做到结构紧凑，避免浪费。 24 3、几何尺寸计算 基本参数： 传动比 i=2.97；齿数 1 28z ， 2 84z ；模数 m=2； (1) 计算分度圆直径 11 28 256dz m 22 84 2168dz m (2) 计算中心距 12 ()/2(56 168)/2112addmm 计算齿轮宽度 1 1 5656 d bdmm 取 2 56Bmm， 1 60Bmm。 3.5.3 验算 4 11 2/2 4.739 10 /561685 t FTdN 11 6 8 5 / 5 62 9 . 9 6/ AtK F N mm b 0.07，取 h=5mm，则轴环处 直径60 V VI dmm 。轴环宽度 b1.4h，取12 V VI Lmm 。 （4）轴上零件的周向定位 带轮、齿轮的周向定位均采用平键联接。查机械设计手册的平键截面 bh=20mm12mm（GB/T1095-1979） ，键槽用铣刀加工。 3.6.2 变速箱输入轴的设计 1、由以上计算知变速箱输入转速 2 600 /minnr；功率 2 3.21Pkw；输入转矩 1 47.38TN m； 2、求作用在齿轮上的力 因已知小齿轮的分度圆直径为 26 22 2 2856dmzmm 3 32 2/2 47.38