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稻田
旋耕机
结构设计
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1G－100稻田旋耕机的结构设计,100,稻田,旋耕机,结构设计
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I摘 要水旱两用旋耕机具有体积小，重量轻，性能好，操作容易，转动方便，适应性广，价格合宜，水旱两用旋耕机机动灵活，一般中小型机械厂、农机厂均可生产制造的要求。如果设计成功,本机可进行旱田旋耕、水田耙整等项作业，能弥补现有旋耕机存在功能较单一、生产效率偏低等不足之处。本设计为一台稻田旋耕机，与黄海12 马力手扶拖拉机相匹配，主要用于水田耕整，也可进行旱田耕作。分析了现有的水旱旋耕机，对耕幅为 0.6 米的老式旋耕机进行了探讨。本设计与黄海12 马力手扶拖拉机相匹配，中间传动，固定联接。设计内容包括机架、传动系统、刀辊、尾轮等，要求结构简单、紧凑、重心平衡。该机可用于水田耕整地，也可进行旱田旋耕。各项性能指标应达到国家标准和农艺要求。通过对水田旋耕机驱动轮与土壤相互作用的力学特性的分析，结合水田土壤的力学性质，经过优化设计，研制水旱两用旋耕机驱动轮，使该驱动轮具有良好的动力性能。关键词: 稻田旋耕机；传动系统；驱动轮性能IIAbstractThe floods, droughts and dual-use Rotary machine has small size, light weight, performance, and easy to use, easy rotation. it wide adaptability and affordable. Floods, droughts and dual-use rotary machine has tiller-mobile and flexible.Small and medium-sized general machinery factory. The agriculture of factories can manufacturing requirements. If it can successful design, this machine can be floods and drought rotary,and it can rake the whole paddy fields operations. It can to cover the existing functions of a rotary-existences single and low production efficiency, such as inadequate.This design is a rotary machine rice, rotary machine, and it matchs with the Yellow Sea -12 (15) horsepower walking tractor.It not only mainlies for rotary of paddy field, but also for upland farming. Analysis of the existing drought rotary cultivator, on farming and the rate was 0.6 m, old-fashioned rotary machine is discussed. The design mach with the Yellow Sea -12 (15) horsepower walking tractor . It makes the middle transmission and fixed link. The design elements include rack, drive system, knife rolls, round tail and so on. It requires frame simple and compact,and it requires the focus of balance. The aircraft not only can be used for paddys rotary and formation, but also for upland Rotary. Various performance indicators should meet the state standards and agronomic requirements. Through the driving wheel of paddy fields Rotary interaction with the mechanical properties of the soil analysis, combining the mechanical properties of the soil of paddy field, optimized design, development of floods, droughts and dual-use rotary tiller-driving wheel, so that the driving wheel has a good dynamic performance. Key words: Paddy Rotary; Transmission; Driving wheel performance.IV目 录摘 要.IAbstract.II第一章 绪 论 .11.1 目的和意义.11.2 国内外发展的现状与趋势.11.3 旋耕机设计的主要内容.4第二章 总体设计 .52.1 设计依据.52.2 设计方案.52.3 设计要求.62.4 中间链传动结构方案的设计.62.5 传动结构的设计.72.6 主要结构的分析设计.82.6.1 旋耕刀轴的位置的设计 .82.6.2 尾轮机构位置的设计 .82.6.3 机组平衡性能 .92.6.4 定刀齿的布置 .9第三章 旋耕机的设计计算 .103.1 主要结构参数的计算.103.1.1 耕深H和刀滚半径Rmax.103.1.2 机组前进速度.10TV3.1.3 刀片运动参数S、 和.10n刀3.1.4 功率及耕副宽度的计算 .123.2 旋耕刀滚的设计.153.2.1 弯刀结构设计的确定 .15V3.2.2 刀座间距和弯刀总数的设计和计算.15bz3.2.3 弯刀在刀轴上的优选排列设计 .163.3 双油封和挡草圈的设置.173.4 旋耕机主要技术规格及基本参数.17第四章 链传动的计算与强度校核 .184.1 链传动的设计计算 .184.2 链轮及犁刀传动齿轮设计计算.204.2.1 链轮的设计计算 214.2.2 犁刀传动齿轮设计计算 .224.3 链传动的强度的磨损核算.234.4 传动轴的强度计算和疲劳强度校核.244.5 滚动轴承的计算和选择.284.5.1 轴承假定载荷Q值的计算 .284.5.2 轴承工作能力系数C的计算 .294.5.3 轴承选用 .29结 论 .30致 谢 .31参考文献 .32VIDIRECTORYAbstract.IAbstract.IIChapter 1 Introduction .11.1 Purpose and meaning.11.2 Status and Trends of the development at home and abroad .11.3 Rotary design the main content .4Chapter 2 Design.52.1 Design basis.52.2 Design.52.3 Design requirements.62.4 Intermediate structure in the design chain drive.62.5 Transmission Structure Design.72.6 The structure of the analysis and design.82.6.1 Axis position rotary blade design .82.6.2 Last round of institutional locations .82.6.3 Balance Performance Unit.92.6.4 Arrangement of teeth fixed knife.9Chapter 3 Design and Calculation of Rotary.103.1 Calculation of the main structural parameters.103.1.1 Tillage depth H and the knife roll radius Rmax.103.1.2 Advance speed.10VT3.1.3 Blade motion parameters S, and.10n刀3.1.4 Vice-width tillage power and the calculation.123.2 Design of rotary knife roll .153.2.1 Scimitar structural design to determine.153.2.2 Machete knife spacing and the design and calculation of the total VIInumber.153.2.3 Machete knife shaft in the preferred arrangement of the design .163.3 Double oil seals and retaining ring setting grass .173.4 Rotary main technical specifications and basic parameters.17Chapter 4 Chain drive and strength check calculation.184.1 Design and calculation of chain drive.184.2 Large and small sprocket and gear design calculations coulter.204.2.1 sprocket design and calculation 214.2.2 Coulter design and calculation of transmission gear .224.3 Chain drive wear and tear strength accounting.234.4 Shaft strength and fatigue strength calculation.244.5 Calculation and selection of rolling bearing.284.5.1 Q load bearing calculation assumes.284.5.2 Bearing the ability to work the calculation of coefficients C.294.5.3 Bearing Selection.29Conclusions.30Thanks.31References.321第一章 绪 论 1.1 目的和意义手扶拖拉机在我国农村普遍使用，与其配套的旋耕机是主要耕地机械，它与烨犁耕作相比具有切土效果好、碎土能力强等特点，深受广大用户青睐。口前市场上，配套 12 马力手扶拖拉机的旋耕机刑号较多，如:1GS9L-60;Ouyatc-60,1GZL-86,1GS9L-90 和 1GS9L-100 等，其中 1GS9L-60 和 Ouyatc-60 刑为老式旋耕机，其它刑号都是近些年来衍生出来的新式产品。随着科学技术的不断进步，这些新的技术在旋耕机上得到了应用，如:节能旋耕刀的应用，使用计算机对犁刀轴进行优化排列等，使旋耕机的功耗大大降低。新式旋耕机基本解决了老式旋耕机存在的二个问题，是增加了幅宽，能够覆盖拖拉机轮辙，提高了作业性能;二是增加了旋耕机的品种和用途，如:出现了破华盖籽机、旋耕播种机和埋青灭茬机等，能够满足多种农艺要求。同时，新式旋耕机也存在二点小足，是刑号较多，参数各异，小具有互换性和小便于标准化生产;二是功能较单，没有形成机多用的特色。针对以上二点小足，本文设计种多功能宽幅旋耕机，主要设计内容是:选择最佳参数，使之科学化、合理化;实现机多用，使之既能旋耕、破土又能播种施肥和埋青灭茬等;尽叫能在老式旋耕机的基础上改进设计，以保留部分零件的原形，降低制造成本。61.2 国内外发展的现状与趋势旋耕机的发展至今已有 150 多年的历史，最初在英、美国家由 3 一 4kW内燃机驱动，主要用于庭园耕作，直到 L 型旋耕刀研制成功后，旋耕机才进人大田作业。20 世纪初，日本从欧洲引进旱田旋耕机后，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，旋耕机得到了迅速发展。我国对旋耕机的研制始于 20 世纪 50 年代末，初期主要研制与手扶拖拉机配套的旋耕机，后来研制出与中型轮式拖拉机配套的旋耕机;70 年代初完成了2与当时国产的各类拖拉机配套的系列旋耕机的设计，并使之得到了推广应用;到 80 年代，与手扶拖拉机配套的旋耕机由专用型发展到兼用型，由与手扶拖拉机配套发展到与轮式及履带式拖拉机配套。旋耕机在我国的发展经历了单机研制、发展系列产品、新产品开发和换代 3 个阶段，随着新的种植、耕作农艺的发展和推广，在旋耕机基础上还研制出了多种用途的联合复式作业机。新系列旋耕机采用的新型旋耕刀，综合了合理的速度参数、幅宽和复式作业功能，采用旋耕机基础件组合式结构，可组装在多种机型上，满足不同的用途与农艺要求。目前我国旋耕机的使用范围不断扩大，整机及零部件生产企业有 100 余家，从南方水田到北方旱地以及牧场、荒地和果林等都广泛使用旋耕机进行耕耘作业。1旋耕机械是我国主要耕作机具之一。当前全国生产和推广使用的乎扶拖拉机和轮式拖拉机配套旋耕机产品有 300 多种，保有量 400 万台，秸秆还田机60 多万台。目前，在南方水川耕整地作业中旋耕机应用比例己占 80%。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。近儿年来我国政府对农机实行购机补贴，把旋耕及其旋耕播种等复式作业机具产品纳入了国家与地方则政补贴产品目录中，旋耕机的保有量得到较快增加。旋耕机械生产企业也由儿十家发展到 200 余家，生产旋耕机械配件的企业近 300 家。旋耕机产品的品种由 20 多个发展到 300 多个、零配件 500 多个。产品功能也由单一发展到复式联合作业。国外旋耕机主要是多品种、系列化，并向宽幅、高速、高效、智能化与自动化方向发展。在结构及运行性能方面，采用快速挂接器、短尺寸广角万向节传动轴、耕深和水平自控调节、快速换刀结构、宽幅工作部件液压折叠装置等改进作业效果和操作方便化的结构。产品功能完善，材料和制造工艺水平相对较高，外观漂亮。工作可靠性好，平均无故障使用时间至少要高出我国国产旋耕机 1/3 以上。经过半个多世纪的努力，中国机械工业已经逐步发展成为具有一定综合实力的制造业，初步确立了在国民经济中的支柱地位。在新的世纪里，科学技术必将以更快的速度发展，更快更紧密得融合到各个领域中,而这一切都将大大拓宽机械制造业的发展方向。 由于旋耕机产品相对简单，技术含量不高，企业进入和退出的成本低，所以我国旋耕机械生产企业规模相对都比较小、装备差、制造工艺水平低、创新少。大多数企业没有系统的质量控制体系，没有产品开发和设计能力，产品质量不高，结构粗放，可靠性差。生产装备更新投入少，技术创新跟不上市场发3展的要求，产品宙同，低价竞争严重，厂家利润低、效益差。品牌意识不强，知识产权保护不力，致使生产过于分散。随着我国农业产业化和适度规模经营的发展，对大中型农业机械的市场需求日渐增大，农垦系统国营农场、乡村农机服务站、个体农机专业户，都需要更新和添置大、中型旋耕机。国内旋耕机械的发展趋势卞要有儿个方面。一是向多品种、系列化方向发展。为了抑制生态环境恶化，保障农业可持续发展，我国西北 3300 万公顷十旱耕地上正在大力推广机械化旱地保护性耕作旱地保护性耕作卞要农艺特征是秸秆残茬全部还川，覆盖地表层，少耕免耕施肥播种，需要深松型旋耕机、浅耕型旋耕机、免耕播种机等。二是向宽幅、高速、高效联合作业发展。随着农村经济的发展，土地流转的推进，经营规模将逐步扩大，小机具将逐步失去竞争优势。市场上有些大的旋耕机产品虽然在名义上可以配套 58.873.5 千瓦拖拉机，但实际上因受传动系统强度及结构尺寸、机架结构强度的局限，配套合理范围仅达 48 千瓦拖拉机。耕深亦局限在旱耕 1216 厘米，水耕 1418 厘米。随着我国东北和沿海农垦系统水稻集约化、规模化生产的发展，川块面积扩大，需要高效率、高效益的水川耕整用宽幅高速型旋耕机、逆旋灭茬旋耕联合整地机及多功能联合作业机。由于复式作业具有高速、节能、成本低，减少作业次数、缩短作业时间等优点，大中型、联合化将逐步成为主流，也是未来旋耕机械发展的必然趋势。三是向自动化、智能化方向发展。为特种作物和果园等地生产液压传动、仲缩、折叠自动控制旋耕机。河南豪丰开发的智能免耕施肥覆盖旋播机首次将数显技术、远红外技术和信息技术运用于旋耕机产品，开旋耕机智能化先河。四是向微型化方向发展近两年微耕机包括耕整机和川园管理机等产品发展势头迅猛，该系列产品正处于高速发展时期。2当然机械制造业的四个发展趋势不是单独的，它们是有机的结合在一起的，是相互依赖，相互促进的。同时由于科学技术的不断进步，也将会使它出现新的发展方向。前面我们看到的是机械制造行业其自身线上的发展。然而，作为社会发展的一个部分，它也将和其它的行业更广泛的结合。21 世纪机械制造业的重要性表现在它的全球化、网络化、虚拟化、智能化以及环保协调的绿色制造等。它将使人类不仅要摆脱繁重的体力劳动，而且要从繁琐的计算、分析等脑力劳动中解放出来，以便有更多的精力从事高层次的创造性劳动，智能化促进柔性化，它使生产系统具有更完善的判断与适应能力。4近两年，各旋耕机械生产企业和科研院所加大了技术创新，知识产权保护意识也明显增强。2005 年国家知识产权局公布的旋耕机械及配件发明专利 4项，实用新型专利共 31 项。2006 年旋耕机械及配件发明专利 2 项，实用新型专利共 24 项。2007 年旋耕机械及配件发明专利 12 项，实用新型专利共 84 项。2008 年旋耕机械及配件发明专利 9 项，实用新型专利共 25 项。21.3 旋耕机设计的主要内容本设计为一台水旱两用旋耕机，与黄海12 马力手扶拖拉机相匹配，主要用于水田旋耕，也可进行旱田耕作。现有的水旱旋耕机是耕幅为 0.6 米的老式机型，而本毕业设计的旋耕机耕幅为 1 米。随着我国农村联合收割机的普遍使用，机割后废抛的秸杆留在田中，会给夏季插秧带来很大困难。因此，研制经济高效的宽幅水田旋耕机将深受广大农民群众的普遍欢迎。与黄海12 马力手扶拖拉机相匹配，中间传动，固定联接。设计内容包括机架、传动系统、刀辊、尾轮等，要求结构简单、紧凑、重心平衡。该机可用于水田旋耕地，也可进行旱田旋耕。各项性能指标应达到国家标准和农艺要求。 5第二章第二章 总体设计总体设计 2.1 设计依据a、 设计相配套的黄海12 马力手扶拖拉机有关技术数据；动力输出轴传速：554 转/分；输出齿轮模数：3mm； 齿数：17；轴距（mm）：800，740，630，570 可调；轮胎宽度：200mm；胶轮外径：600mm；铁轮（水田用）外径：800mm；动力输出齿轮中心轴离地高度：410mm（胶轮） ；行驶速度（km/h）：1.4，2.5，4.1，5.3；b、 旋耕机耕幅为 1 米；c、 耕耘机械国家标准：GB/T 5668.1-1995 旋耕机；d、 开沟机械国家标准：GB/T 72271987 开沟机；e、 产品寿命：按 5 年，每年工作 800 小时计算。2.1 设计方案我设计的是一台稻田旋耕机，与黄海12（15）马力手扶拖拉机相匹配。主要用于水田耕作，也可进行旱田耕作。为达到水旱两用旋耕机体积小，重量轻，性能好，操作容易，转动方便，适应性广泛，价格合宜，水旱两用旋耕机机动灵活，一般中小型机械厂、农机厂均可生产制造的要求，设计主要内容有：a 总体设计：设计总体方案，采用中间链式传动；绘制总装图、部件图。b 零部件设计：(a) 旋耕部件图；(b) 尾轮部件图；(c) 传动轴、齿轮、链轮、箱体等零件图；(d) 有关计算、校核等。a)、 调研、收集相关资料，研究国内外各种旋耕机械的现状与发展趋势，结合实际情况，拟定结构方案。b)、 与黄海12 马力手扶拖拉机相匹配，中间传动，固定联接。设计6内容包括机架、传动系统、刀辊、尾轮等，要求结构简单、紧凑、重心平衡。该机可用于水田旋耕地，也可进行旱田旋耕。各项性能指标应达到国家标准和农艺要求。c)、 编制设计计算说明书等文件。2.3 设计要求a、 设计时考虑加工工艺性和装配工艺性，尽可能使用标准件、通用件，以降低制造成本。b、 通过采用中间传动的形式，省去左右支臂结构，以降低制造成本和解决防滑轮与左右支臂相碰的问题。c、 与手扶拖拉机采用左右对称配置,以覆盖拖拉机全部轮撤，提高作业质量。d、 国内原 600mm 旋耕机链条箱体的无效半径为 95mm，现设计的链条箱体的无效半径拟定为 75mm。这样，在保持同样耕作深度的情况下，可使用低一个档次的小旋耕半径的国家系列的旋耕刀。以降低旋耕作业时的功率消耗，确证其宽幅机具的总功耗 与主机动力相匹配。e、 产品应能满足农艺要求，各项性能指标达到国家标准。f、 要求该机与手扶拖拉机固定联接，旋耕作业应能覆盖拖拉机轮辙。g、 设计时注意重心位置，与主机联接后尽可能达到前后平衡。要求刀轴转速与机组前进速度配置合理。犁刀的入土角以及刀座排列采用优化设计，以达到节能的效果。h、 设计一个主传动系统和旋耕、尾轮两个组成部件，通过换装不同的行走轮以实现。i、 力求结构简单可靠，使用安全方便，旋耕犁刀不得与铁轮相干涉。j、 设计时考虑加工和装配工艺性，尽可能使用标准件、通用件，以降低制造成本。2.4 中间链传动结构方案的设计为了克服侧边传动方案存在轮子压已耕地留有轮辙和漏耕严重，机组偏移布置力不平衡，操作与走直性能较差等缺陷，故设计了整机受力匀称，刚性好7的中间链传动结构方案。考虑到改机构为一米工作幅宽，刀轴单悬臂不到 50厘米，并可从一把定刀齿滑切破土，利用左右弯刀对土壤的撕裂作用，基本上看不到明显的漏洞。而中间链传动结构方案可使机器面貌全新，既能增加工作幅宽，受力匀称，提高与手拖配套的合理性，又能使结构极为简单、紧凑，有利于机组的对称布置与纵、横向平衡，能降低功耗，减轻重量，改善工艺，降低制造成本。由于链条热处理质量的不断提高和设计有新颖技术结构的链条自动张紧机构，可以保证链传动在旋耕机工作中的可靠性能。而链传动比齿轮传动有大为简单，价格低廉等优点，故设计采用了中间链传动方案，对样机的性能、指标、 ，特别是经济效益有明显的提高。2.5 传动结构的设计该旋耕机的主要由中间传动箱体、左右刀轴管、机架、尾轮机构、乘座装置和防护罩等六个部分组成，结构示意图如图 2-1，其动力传动路线示意图如图 2-2。1-乘坐装置；2-尾轮机构；3-机架；4-防护罩；5-中间传动箱；6-左右刀轴管8图 2-1 总体结构示意图图 2-2 动力传动路线示意图2.6 主要结构的分析设计2.6.1 旋耕刀轴的位置的设计旋耕刀轴的位置，是在保证拖拉机下水田配置有直径 900 毫米的碎伐轮时没有干涉，并留有间隙 24 毫米和满足耕深的条件下，通过作机动图找到最佳的位置设计而成。2.6.2 尾轮机构位置的设计本设计借用了原 1G-0.6 老旋耕机的尾轮机构，仅是和现有的新结构机架重新布置其位置和联结。在保证机组能满足最大耕深和要求的运输间隙为前提，9通过作机动图找到的最佳位置设计而成。2.6.3 机组平衡性能由于该机组的结构布置和刀齿入土都为左右对称，受力均匀，横向平衡较好。该机采用中间链条传动，结构极为简单、紧凑，旋耕机重量明显减轻，故有机组的纵向平衡较好。工作时尾轮的下陷和压力较小，功率偏低，转向灵便。2.6.4 定刀齿的布置在中间传动箱体厚度为 6cm 部位，因两边旋耕刀齿不能进入，单靠土块的少量撕裂作用不能达到作业质量和要求，故设计了在该传动箱体下方，配置有一把 2 厘米厚滑切固定刀齿，先将中心线处滑切劈破，再让两侧的旋耕刀齿对剩下的各有 2 厘米宽之土带进撕裂和翻修，然后被碎土覆盖，从而基本上克服了该部位的漏耕。 10第三章 旋耕机的设计计算3.1 主要结构参数的计算3.1.1 耕深H和刀滚半径Rmax水稻要求浅耕，一般为 6-10cm，大春耙水田，要求耕作层上细下松，表面平整，土壤通气性好。耙深一般为 8-12cm，因此采用较小的刀滚回转半径Rmax=198cm,既能满足我省农艺对耕深的要求，又能降低扭矩和功率消耗。该机设计有最大耕深为;H 旱=10cm,H 水=12cm，并配有尾轮调节装置，可以作无级调节使用。3.1.2 机组前进速度TV旋耕机组前进速度主要由拖拉机的工作档位和行走轮的直径而定，同TV时还受土壤打滑率的影响。该机旱旋耕时有直径为 0.6 米的胶轮或旱地轮，用、档位工作，水旋耕时装有 0.8-0.9 米的碎伐轮，可用、档位工作。表 3-1 机组在田间实测速度 机组作业档位胶轮直径（m）旱耕(Km/h)TV碎伐轮直径（m）水耕(Km/h)TV 0.61.40.62.50.83.20.83.2113.1.3 刀片运动参数S、 和刀n切土节距 S 决定旋耕机作业质量的主要参数。旋耕机的作业质量必须满足农艺要求。公式 (3-1)2max/60/ ncmTSRV 刀（）式中：Rmax 最大刀滚半径 b（cm） 刀轴转速刀n 速比系数 Z每切削平面内的刀齿数公式 (3-2)TTOKVnRVV30/max刀式中： 刀滚圆周线速度（m/s）OKV 机组前进速度（m/s）TV从公式可以看出，在刀滚最大回转半径 Rmax 和同一切割小区内刀齿数 Z确定后，S 就取决于速度比系数 。此时， 又取决于刀轴转速和机组前进刀n速度。所以，对于旋耕机运动参数的作业质量，最终取决于和的选取。TV刀nTV从大量的实验资料可知，刀轴转速较高时，即 值较大，所得切土节距 S值较小，碎土性和沟底纵向不平度都较好。但功耗也随之抛土、劈土能力增强而显著增加，故 值不能过大。根据手拖旋耕机的情况，一般取 =3-12 较好。从大量实验资料得知，在我省粘重土壤进行直旋耕作业，一般以=1.5-TV2.5km/h, =160-250r/min，S=8-14cm 较好。若犁后耙水田，以=2.5-4km/h, 刀nTV=200-300r/min，S=14-35cm 就能满足农艺要求。有根据我国有关旋耕机科刀n研成果资料介绍，直接选耕作业的最佳刀轴转速为=240r/min。而本设计较刀n多地考虑了犁后耙水田与旱水田与旱旋耕，因常用工作，机组前进速度较快，工效也高，故刀轴转速应考虑适当提高，故选用=240r/min 左右为宜。并可刀n12以计算得出相应的 S 与 值分别如表（3-2） 。从表中数值可以看出，其 S、的数值都能分别满足我省农艺要求，并符合最佳参数的选择范围，可以采刀n用。为了增加刀齿对土壤的横向切割、碎土及起浆作用，还设计又可以装卸的起浆结构。1. 旋耕机脱挡的常见原因(1) 旋耕机使用的是牙嵌式离合器，由于使用的时间过长，牙嵌齿啮合面严重磨损，使啮合齿齿顶变秃呈团弧形，丧失啮合后的自锁能力，在作业过程中易滑移而脱档。(2) 啮合套定位弹赞弹力过小或折断，啮合齿受力或遇机组振动，啮合套产生轴向滑动而脱档。(3) 啮合套的定向钢球枪轴向磨一损大，机组在工作过程中钢球产生轴向游动，使啮合齿脱开。(4) 拨档枯和操纵杆球头磨损过度，换档过程中由于轴向自由间陈过大，即使挂上档，啮合齿的啮合宽度也较小，遇负荷变化或者机组颠跳时很容易脱档。2. 脱档故障的排除方法(1) 离合器啮合齿磨秃时，应及时修复或更换。修复时可用破钢焊条堆焊啮合齿，再用标准齿压痕进行焊后修整，并按规定进行热处理。(2) 用标准弹黄更换弹力过小或折断的弹赞，保证啮合套有足够的定位德定性和可靠性。(3) 啮合套定位钢球的楷如磨损过度，应进行修补加工或更换新件。(4) 拨档枪和操纵杆球头磨损过度时可坏修，经手工修整后进行热处理。不能修复的更换新件。表 3-2 S 与 值对照表机组作业档位档（旱旋） 档（旱旋）档（水旋）档（水旋）(m/s)TV0.390.690.891.25(r/min)刀n240240240240127.15.53.9S(cm)1017.42231133.1.4 功率及耕副宽度的计算考虑到柴油机在农田作业时功率状况等因素，实有功率为 74 ，而动力输出轴以拖拉机功率的 75计算，黄海-12（15）型手扶拖拉机输出轴（齿轮）的输出功率为。输N=输NW491067. 675. 074. 012马力根据机械工程手册第 65 篇“农业机械”旋耕机的功率可以计算： (3-3)BHVKBHVKNTXTX33. 175/100输式中： 旋耕机的比阻（）XK2kg/cm1234XgKKKKKK 耕深（cm）H 机组前进速度（m/s）TV 工作幅宽（m）B当直接旱旋耕，用档位工作，=11cm 时，H已知：=0.39m/s, =240 r/min, S=10cmTV刀n查表得：68. 0, 1 . 1,95. 0, 9 . 0, 2 . 14321KKKKKg 7674. 068. 01 . 195. 09 . 02 . 1XK耕幅/1.336.67/1.33 0.7674 11 0.391.52cmXTBNK HV旱1 米幅宽时刀轴的功耗为： 1.331.33 0.96 11 1 0.395.484030WXTBK HBV 旱马力当旱旋用档位工作，H=9cm 时，耕幅/1.336.67/1.33 0.7674 9 0.691.05mXTBNK HV 旱扭141 米幅宽时刀轴功耗： 1.331.33 0.7674 9 1 0.696.344670WXTNK HBV 旱马力当水旋耕用档位工作，H=12cm 时，=0.89 m/sTV查表得： 4 . 04K45. 04 . 01 . 195. 09 . 02 . 1XK耕幅6.67/1.33 0.45 12 0.891.04mB水刀轴功耗：1.331.33 0.45 12 1 0.896.44710WXTNKHBV 水马力从上述计算结果，可初取耕幅宽度 B=100cm,当水田土质松软，耕深较浅或耙第二遍的时候，可以考虑用档工作。试验资料证明：由于旋耕刀切土时，土壤的反推力和拖拉机的前进方相同，当在空挡位使用旋耕机时，拖拉机往前跑的很快，因此行走功率的消耗非行N常小，一般=0.4-0.87KW(0.3-0.5 马力)，仅克服滚动阻力（滚动阻力系数行Nf=0.1）,现有拖拉机功率,总传动效率12 0.748.86.48KWNe额马力，传动损失为,故机组的工作的功率消耗:85. 06.48 0.15970WQN耗eNQNNNN行旋耗e当直接旱旋耕用档位工作，耕深 H=11cm 时，耗用功率较大，其值为：e4.030.370.975370WQNNNN旋耗行有用功率储备为：6.485.371110WNeNe额耗旋耕机的功率利用率为 83。从上述计算和分析，我们认为该机的耕幅和功率匹配是合理的，又有理论和实践证明，故本设计的功率匹配较为合理、先进，能充分发挥手扶拖拉机配15套在农忙时获得较好的经济效益。3.2 旋耕刀滚的设计3.2.1 弯刀结构设计的确定型系列弯刀采用阿基米德螺旋线为侧刃刃口曲线的滑切性能较好，横、弯半径 r=30，弯折角 Qmax=37,横刃铲掘面的抛土覆盖性能也较优越。新系列弯刀的功率都稍小于老产品旋耕刀片。弯刀仍是水、旱地通用的较好刀型。型刀主要用于水田绿肥、稻茬和麦茬较多及粘重田地耕作。T 型刀的刀轴管稍大，能改善水田缠草性能。从节能和有利于降低阻力，提高滑切和粘重土壤的适应性能，我们选用了新系列标准件 IIT195 型弯刀比较合理，先进。其主要参数为：弯刀型号：IIT195 最大刀滚半径：Rmax=195侧切刃起始半径： =125mm, =185mm0R1R弯折角：Qmax=37 刀幅宽 b=50mm有效切土角：=1203.2.2 刀座间距和弯刀总数的设计和计算bz弯刀端部对土壤适当的撕裂挤压作用可以降低功耗。但撕裂过大又使土块均匀性较差，并使用同一截面相继入土刀片的切土节距加大而功耗增加。适当提高刀座间距和选用刀幅较宽的刀齿，可以减少刀齿总数和降低功耗，参考国外样机在水田作业时常取几个毫米的重叠效果较好。本设计以水、旱兼用，现选用单刀幅宽 b=50 毫米，故取刀座间距为 50 毫米，用于弯向相同的情况而面靠面的对刀刀座间距为 65 毫米。考虑在水田作业中撕裂作用极小，对降低功耗和保证碎土质量都能兼顾，较为适合。弯刀总数可按下式计算:z (3-4)bBZ/1000z=1000=20(把)50/1116B 耕幅（米）刀座间距（毫米）bZ 每切削平面内刀齿数弯刀总数取整偶数z3.2.3 弯刀在刀轴上的优选排列设计弯刀的排列是否合理，在很大程度上决定了旋耕作业质量的好坏，旋耕阻力的大小和功率消耗等重要性能指标。本设计吸取了国外样机的先进技术，采用了以幅宽中央为基准，左右分成几个小区段的匀称、对称和左右螺旋线排列。着重考虑了刀轴回转入土的动平衡，也考虑了静平衡等角布置；左右弯刀应相继顺序交替对称入土，尽量减少刀齿数目，以求受力均衡、稳定，力求土块大小匀称，区段适中，表层平整；相邻两刀齿的夹角应尽量大些，以免夹土、堵泥，又便于制造。根据日本板井纯、柴田安雄拖拉机旋耕机铊刀的配置设计理论 ，经综合分析提出了三种可行的排列，并对衡量刀齿排列的一项指标；以“推断扭矩波形法”来检查旋耕机刀齿的排列，并对个别刀齿作调整，从而改善旋耕机的动力性能。最后优选出一种比较合理先进的排列方案。从上述理论和优选结果，本设计的刀齿排列方案有以下特点：a、 刀轴每转过 18有一把弯刀入土，匀称性好。b、 以幅宽中央为基准，左右分开几个区段呈均匀、对称和左右螺旋线排列，不平衡横力矩分布比较均匀。c、 左右弯刀从幅宽中央基准线两边相继交替对称入土，轴向受力平衡、稳定性好。d、 土块大小比较匀称，碎土性能好。e、 从推断扭矩波形图上看得出，刀轴的扭矩曲线峰值较为平缓，受力均衡较好。f、 相邻两个小区的刀齿相互交替工作，使相继入土刀齿的轴向距离较大，使刀轴上的扭矩和弯矩较为分散。g、 每个区段由三把弯向相同的弯刀组成，耕后地表面起垄适中、表层平整。h、 每相邻两把刀齿的夹角不小于 72，不致夹土、堵泥，制造工艺性好。17i、 每米幅宽用 20 把弯刀，减少了刀齿数目，有利于旋耕阻力和金属耗能的减少（老式型耕幅 0.62 米的刀齿数为 18 把，故相对于老机型减少刀齿数30） 。3.3 双油封和挡草圈的设置为了提高传动箱刀轴轴承处的密封性能，采用了既封油、又封泥水的双向安置两个油封结构。为了克服该轴颈处对油封的挤压而损坏，特此轴颈处的外刀管上设置有一个迷宫式结构挡草圈，因直径加大后可以减少缠草，有可以保证密封安全可靠。3.4 旋耕机主要技术规格及基本参数型号： 1G-100 型型式: 卧式直连接、中间链条传动配套动力： 黄海-12 手扶拖拉机外形尺寸： 长 宽 高=1443 1080 1074耕幅宽度： 旱耕 6-10cm 水耕 8-12cm作业速度： 旱耕、档位（0.39m/s、0.69m/s） 水耕、档位（0.89m/s、1.25m/s）刀轴转速： =240r/min刀n刀滚半径： Rmax=195mm相邻切削面间距：50mm、65mm每切削平面内的刀齿数：Z=1 把刀齿总数： =20 把z18第四章 链传动的计算与强度校核近年来，随着我国链条热处理技术和产品性能质量的不断发展、提高，伴随着新的链传动张紧机构的不断合理、完善，链条传动已在国产中、小型旋耕机得到广泛使用。本设计采用技术新颖、结构简单，工作可靠的单排套筒滚子链条传动机构。圆弧形张紧板簧片的一端铰接的板簧座用螺栓固定在箱壁上，簧片的另一端平靠在链箱下壁上，当链条别磨损的松动较大时，可以从箱壁外调节顶住螺栓，改变簧片一端的位置，保证始终处在良好的张紧状态。4.1 链传动的设计计算链节距 t 的确定根据：传动功率N=120.74=8.88 马力=6.53KW计算功率 (4-1)NKNcF =1.26.53=7.8KW式中 为载荷系数FK特定条件下单排链传递的功率ON (4-2)1/OCZapNNKKK K =7.8/0.56 0.85 0.87 1.7818.14KW式中：小链轮的齿数系数ZK 传动比系数1K 中心距系数aK19 链的多排系数pK因为，角速度240 2 3.14/6025rad/s 根据可由功率曲线图查的链节距 t 的值为 25.40，故选用链，和ON16A（即原 TG254） 。大、小链轮齿数、的计算：大Z小Z在原有最小齿数 12 的基础上来综合考虑受力磨损、重量的总体结构等因素，选出=11，再从所需工作转速=240r/min，计算出 Z 大。小Z刀n查东风 12 手拖设计计算原配旋耕机传动轴转速转/分。6 .219转n因为 ：219.6/=240大Z小Zr/min所以：=240/=240 11/219.6=12.02大Z小Z转n圆整后取：=12 齿大Z =11 齿小Z实有刀轴转速：=E/=219.6 12/11=239刀n大Z小Zr/min选定中心距 A根据本设计总体布置和机动草图的要求，用作图法初定中心距mm。410OA链轮轴孔直径hd 查表有：=38mmhd作用在轴上的压力 Q20考虑机械传动效率为 0.8 和拖拉机输出轴功率按 0.85 计算，旋耕扭矩功率为。扭N=12 0.8 0.85=8.2 马力=6.04KW扭N圆周力 P15545429.2NPkgf =1.25 554=692.5kgf=6786.5N1PKQy式中 轴上的压力系数yK链条节数pL2002/(/ t 2/2）（小大小大ZZAZZtALp =44 节链条长度 LL=t=44 25.4=1117.6mmpL 定中心距 AA=(-Z)/2 t=(44-11)/2 25.4=412.75mmpL但考虑装配图工艺应留有一定的松度，最后张紧机构压紧，故决定将中心距A=410.5mm链条速度VV=znt/60 1000=11 238.36/60 1000=1.11m/s4.2 链轮及犁刀传动齿轮设计计算4.2.1 链轮的设计计算21分度圆直径dmm14.988637. 34 .25d大mm16.905949. 34 .25小d齿顶圆直径ad 25.40.543.732108.5mmad大（）mm22.102405. 354. 04 .25）（小ad齿根圆直径fd 1fddd大链条滚子直径 15.88mm1d98.14 15.8882.26mmfd大90.16 15.8874.28mmfd小齿宽 b 查表得： 14.6mmffbb大小齿侧凸缘直径gd 180cot1.041.7669mmgdphz大大 180cot1.041.7661mmgdphz小小 h内链板高度22齿侧倒角1ab 0.133.3mmaabbp大小齿侧半径xr25.4mmxxrrp大小=齿全宽bfm单排链轮：14.6mmbfmbfm大小4.2.2 犁刀传动齿轮设计计算传动比 i1221nzinz由东风12 型手扶拖拉机手册查得,得117z 3m 243z 分度圆直径 d22129mmzdm齿顶高ah 23mmahham1mmha齿根高hf 2()3.75mmhfhac m0.25mmc齿高 h232226.75mmhhahf齿顶圆直径da222135mmdadha齿根圆直径df2222121.5mmdfdhf中心距 a1290mm2zzam压力角204.3 链传动的强度的磨损核算链上的总载荷 P321PPKPP (4-3) 式中:圆周力1P 由离心力产生的拉力2P 链工作时松边上的拉力3P 工作特性系数K12345KKKKKK=1.3 1.1 1 0.8 1 =1.14因为：3.26.04KWN扭马力175/1.175 8.2/1.115545429NPNkgf扭24因n=8.2式中：Q链条截断载荷 n安全系数磨损核算： T= (4-4) KFP/ =55456614. 1/1 .21531P式中：链节铰链上许用的单位压力 P F 链支承面积验算结果，选用节距 t =25.4 毫米的单排套筒滚子链 16A 是合适可靠的。4.4 传动轴的强度计算和疲劳强度校核已知条件：轴扭矩功率 =8.2 马力 =219扭N轴nr/min有扭矩轴扭扭nNM/2 .716 =716.28.2/219 =2682kgf cm齿轮外径 d=128mm,链轮直径 D=98mm,轴的材料为 45 钢，链条与水平倾斜。 42传动轴的初步强度计算作用在轴上的力25圆周力=4106.2NkgfMP4198 .12/26822d/2 扭径向力=1499.4Nan20419 0.364153PPkgf 圆周力=5306.6NkgfDMQ5478 . 9/26822/20扭垂直作用力=6164.2N01.14 547629QKQkgf轴轴上垂直力=4125.8NkgfQQ42142sin62942sin轴上垂直力=4576.6NkgfQQ46742sin62942sin 图 4-1 传动轴各点受力示意图轴承处反作用力和合成力26 水平力()/ARPbcQc abc =（153 64+467 26）114/ = 152kgf=1489.6N 水平力()/BRQabPa abc =（467114/ )80153118 = 468kgf=4586.4N 垂直力()/ARPbcQc abc =（419144/ )2642164 = 262kgf=2567.6N垂直力()/BRQabQ a abc =114/ )80629118421( = 578kgf=5664.4N合成力5 . 022)()(AAARRR =)152262(22 =303kgf=2969.4N合成力5 . 022)()(BBBRRR 5 . 022)468578( =744kgf=7291.2N合成弯矩和相当弯矩剖面：合成弯矩 5 . 022)(MMM =0.522(a)(a)AARR27 =2423kgf cm 相当弯矩 5 . 02d(）扭当MMM =2844kgf cm剖面：合成弯矩 5 . 022)(MMM =0.522(a)(a)BBRR =1984kgf cm 相当弯矩 5 . 022(）扭当dMMM =2689kgf cm剖面：合成弯矩 kgf cm0M 相当弯矩 kgf cm0当M查表得：=650 III2kgf/cm 21100kgf/cmII 59. 01100/650/IIIII由上面的计算可知，危险剖面在剖面 I 和剖面 II 处，并确定轴的各部结构尺寸，取两轴承处的轴颈相等，并通过轴承的强度计算选用轴颈为 30 毫米，并确定配合精度再进行校核计算。传动轴的疲劳强度强度校核计算：最小许用安全系数 n= n123nnn查表得：，3 . 11n3 . 12n4 . 13n 37. 24 . 13 . 13 . 1n28从相当弯矩图可以看出，在剖面 II 处弯矩最大，在同样大的轴颈38 在剖面 II 处为最危险面，故校核剖面该处。已知：d=38mm 处链轮与轴为花键联接配合，表面粗糙度为 1.6。查表得： =2.056 . 1KTK 88. 086. 0 9 . 025001 =0.45 150010最大弯曲应力：32/1984/0.1 3.8362kgf/cmIIIIMW最大最大扭矩应力：32/2689/0.2 3.8245kgf/cmMW最大扭扭只考虑弯矩时的安全系数， （因为对称循环应力，）n0ma=3.49n只考虑扭矩时的安全系数n=3.65n剖面 II 处的总安全系数 37. 2n54. 2n故安全可靠。294.5 滚动轴承的计算和选择4.5.1 轴承假定载荷Q值的计算公式： (4-5)BFWZQRKKK式中：轴承的径向负荷BR 轴承负荷性质对轴承寿命影响的系数FK 轴承工作温度对轴承寿命影响的系数WK 齿圈或外圈旋转的轴承寿命影响的系数ZK查表得：，4 . 1FK1WK1ZK故得： 744 1.4 1.4 11041.6kgfQ 4.5.2 轴承工作能力系数C的计算公式： (4-6)0.3(nh)BFWZCRKKK =744 1.41391 =29016式中：n工作转速（转/分） ，h轴承工作寿命（小时） ，考虑了轴承的工作寿命 h=1000 小时，查表有。39)3 . 0nh（304.5.3 轴承选用查表选用30 毫米的 7206 轴承的工作能力系数 C=43000,容许静负荷是轴承，说明选用值都计算的对应值稍大值和故该轴承的7206,2100CQQJ合理的。结论a. 本设计的 1G100 型稻田旋耕机准备由传动箱、传动轴、中央传动机构和犁刀等组成。在设计时尽可能多的采用标准件和现有旋耕机通用件，以降低制造成本。如果设计成功,能弥补现有旋耕机存在功能较单一、生产效率偏低等不足之处。b. 1G100 型稻田旋耕机与黄海12 或 15 马力手扶拖拉机配套，也能与东风12 或其它牌号的手扶拖拉机配套相配套。能够在水田或旱田作业。 c. 本次设计的旋耕机的耕幅为 1 米，相比老式旋耕机提高了工作的效率，31减少了作业时间，达
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