文献综述（HD-1WG3.5微型旋耕松土机设计）.doc
大红鹰,HD-1WG3.5微型旋耕松土机设计(带CAD图）
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大红鹰,HD-1WG3.5微型旋耕松土机设计(带CAD图）,大红,HD,WG3,微型,松土机,设计,CAD
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I分 类 号 密 级 宁宁波大红鹰学院毕业设计(论文)HD-1WG3.5 微型旋耕松土机设计所在学院机械与电气工程学院专 业机械设计制造及其自动化班 级xx 机自 x 班姓 名学 号指导老师 2017 年 3 月 31 日II诚诚 信信 承承 诺诺我谨在此承诺：本人所写的毕业设计（论文） HD-1WG3.5 微型旋耕松土机设计均系本人独立完成，没有抄袭行为，凡涉及其他作者的观点和材料，均作了注释，若有不实，后果由本人承担。 承诺人（签名）： (手签) (手签) 2017 年 3 月 31 日III摘要 旋耕机，亦称旋转耕作机、旋耕犁，是一种以拖拉机为行走和作业动力，靠一组安装于水平轴上的弯刀回转来实现土壤耕耘作业的农机具，其耕作原理示意图见下图。刀片作业时，首先将土垡切下，随后向后抛出，土垡撞击到旋耕机罩壳和挡土板落回地面，能一次完成耕耙作业。它的耕作部件为旋耕刀辊,是由多把旋耕刀在刀轴上按螺旋线排列而成,土壤耕作是种植业生产过程中的重要一环，对于农作物增产具有重要作用。因此，土壤耕作机械的发展一直受到人们的关注。由于土壤耕作是一项能耗很大的作业，传统的土壤耕作机械，如犁，耙等都需要多次书耕作会对土壤造成破坏，不利于水土保持，消耗较大。长期以来，人们一直在探讨新的工作制度，松土和局部松土，不耕和少耕。在这种形势下，驱动型耕作机械诞生了。这种机械之所以引人注目，一是强化土壤耕作过程，可以满足不同条件下的不同土壤类型；二是一次耕作可以联合作业；三是有动力驱动，质量好；四是作业时几乎不需要牵引功率，减少了功率的消耗。驱动型机具有多种，如旋耕机，振动土壤耕作机械等，目前广泛使用的，应用前景最好的就是旋耕机。本文主要对 HD-1WG3.5 微型旋耕松土机进行研究，并对该机主要部件和机构进行系统地设计计算和理论探讨。本论文研究内容摘要：(1)HD-1WG3.5 微型旋耕松土机总体结构设计。(2)HD-1WG3.5 微型旋耕松土机工作性能分析。(3)柴油机的选择。(4)对 HD-1WG3.5 微型旋耕松土机的传动系统、执行部件设计。(5)对设计零件进行设计计算分析和校核。(7)绘制整机装配图及重要部件装配图和设计零件的零件图。关键词：微型旋耕松土机，拖拉机，旋耕机IVAbstractThe rotary cultivator, also known as rotary tillage machine, rotary plow is a tractor for walking and working on a set of power, installed on the horizontal axis on the rotary scimitar to achieve the soil cultivating operation of agricultural cultivation, the principle diagram below. The blade operation, will be the first cut furrows, then thrown back, the furrow hit the rotary cultivator shell and the retaining plate fell to the ground, can complete tillage work at a time. The rotary tillage device is composed of a plurality of knife roller, the rotary blade on the cutter shaft and spirally arranged, soil tillage planting production is an important part of the process, which plays an important role for crop production. Therefore, the development of soil tillage machinery has been concerned by people. Due to the fact that soil tillage is a kind of energy consuming operation, the traditional soil tillage machinery, such as plough, harrow, etc., will need to be destroyed by many times. For a long time, people have been exploring new working system, and local soil scarification, no tillage and no tillage. In this situation, the driving tillage machine was born. This machine is striking, one is to strengthen the soil cultivation process, can satisfy the different soil types under different conditions; two is a farming can be combined work; three is a power driven, good quality; four is the operation almost without traction power, the power consumption is reduced. There are many driven machines such as rotary tillage machine vibration, etc., are widely used at present, is the best prospect of rotary cultivator.This paper focuses on the research of HD-1WG3.5 micro rotary tillage loosener, and the main parts of the machine and mechanism system design calculation and theory discussion.Abstract of this paper:(1) HD-1WG3.5 micro rotary tillage loosener overall structure design.(2) analysis of HD-1WG3.5 micro rotary tillage loosener performance.(3) diesel engine selection.(4) the design of transmission system and executing parts of HD-1WG3.5 micro rotary scarifier.(5) the design of parts for the design, calculation and analysis.V(7) draw the assembly drawing and the assembly drawing of the important parts and the parts of the design parts.Keywords: micro rotary tillage loosener, tractor, rotary cultivatorVI目 录摘要.IIIABSTRACT .IV目 录.VI第 1 章 绪论.11.1 前言.11.2 研究的目的和意义.31.3 国内外发展现状.4第 2 章 HD-1WG3.5 微型旋耕松土机总体设计.62.1 总述.62.2 开 HD-1WG3.5 微型旋耕松土机的动力性能比较.62.3 设计依据.72.4 设计要求.8第 3 章 中间链传动结构方案的设计.103.1 主要结构、参数的设计与选择计算.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.11刀n3.1.4 功率及耕副宽度的计算.123.2 旋耕刀滚的设计.143.2.1 弯刀结构设计的确定.143.2.2 刀座间距和弯刀总数的设计和计算.14bz3.2.3 弯刀在刀轴上的优选排列设计.153.2.4 双油封和挡草圈的设置.153.2.5 1G-100 旋耕机主要技术规格及基本参数 .16第 4 章 总体结构的布置与设计.174.1 传动结构的设计.17VII4.2 主要结构的分析设计.174.2.1 旋耕刀轴的位置的设计.174.2.2 尾轮机构位置的设计.174.2.3 机组平衡性能.174.2.4 定刀齿的布置.18第 5 章 链传动的设计与计算.195.1 链传动的设计计算.205.2 链轮设计计算.22第 6 章 轴的设计与校核.236.1 轴的设计.236.2 轴的校核.26第 7 章 地轮和机架的设计.317.1 地轮的设计.317.2 机架部分的设计.31结 论.32参考文献.33致 谢.35 第 1 章 绪论1第 1 章 绪论 1.1 前言 旋耕机，亦称旋转耕作机、旋耕犁，是一种以拖拉机为行走和作业动力，靠一组安装于水平轴上的弯刀回转来实现土壤耕耘作业的农机具，其耕作原理示意图见下图。刀片作业时，首先将土垡切下，随后向后抛出，土垡撞击到旋耕机罩壳和挡土板落回地面，能一次完成耕耙作业。它的耕作部件为旋耕刀辊,是由多把旋耕刀在刀轴上按螺旋线排列而成,。旋耕机切土、碎土能力强，一次旋耕能够达到一般犁耙作业几次的碎土效果，耕后地表平整、松软，能满足精耕细作要求，且缩短工序间隔，有利于抢农时抗旱保墒，减少拖拉机进地次数，减轻对土壤压实，减少能源消耗，降低作业成本，减少机具投资，提高机具利用率，加之近年来国内还田技术和免耕少耕技术的推广应用，旋耕机得到了迅猛发展，已成为拖拉机的主要配套机具之一。 旋耕机于 19 世纪中叶问世以来，得到了迅速发展和推广使用。日本二战之后为了尽快恢复经济发展,引进旋耕机用于农业生产。但是由于日本大多为水田,直角形旋耕刀不适宜于进行水田耕作。一大批日本学者开始致力于水田用旋耕刀的研究,如吉田富穗、松尾昌树、坂井纯等人研制出了旋耕弯刀,成功地解决了刀轴缠草等问题。为了解决刀轴缠草的问题本文对旋耕弯刀进行了设计说明。对弯刀的刃口曲线提出了相应的要求，目前能达到这种要求的刃口曲线有阿基米德螺线、等角对数螺线、正弦指数曲宁波大红鹰学院毕业设计（论文）2线等,其中阿基米德螺线应用最广。 旋耕机能量消耗大，约为犁耕作业能量消耗的 3 倍以上。因此，近 20 多年来，国内外在旋耕刀形状研发上向着降低能耗的方向不断改进。从切土作用上说，旋耕刀侧切刃口线切出沟墙，类似于铧式犁的胫刃线，靠近侧切刃的正切刃区相当于犁胸，端部的正切刃区相当于犁翼。旋耕与犁耕都同样要完成起土作业，且犁耕时还需克服犁侧板与沟墙及犁踵与沟底间的摩擦力，但犁耕比旋耕功耗低。究其原因很多：其一，在于犁耕是低速连续平稳的作业过程，土垡变形基本为弯与扭，压缩变形较小；其二，旋耕时土垡压缩变形相对较大，其内部静压也相应较大，根据土力学库仑定律，该土垡的强度将增加，于是迫使它继续发生变形乃至破碎，所需的功耗也相应增大。因此，尽量缓解旋耕切土时土垡内的静压，合理增加土垡沿正切刃弯曲方向的侧滑运动及弯扭变形是降低旋耕功耗的重要技术途径。 到目前为止，旋耕机产品虽然在理论上可以配套 58.8-73.5kw 的拖拉机，但实际上因受传动系统强度及结构尺寸、机架结构强度的限制，配套合理范围仅达 48kw 的拖拉机；耕深亦局限在旱耕 12-16cm，水耕 14-18cm。20 世纪 90 年代以来，为适应市场需要，有些企业试图开发大型旋耕机，但因水平有限，仅采用原有产品外延放大和堆砌材料的方法，没有着重结构的改进和参数的优化，因而走了弯路。因此，现有旋耕机产品在品种上尚有大型和深耕型的空缺。随着水稻集约化、规模化生产的发展，水田耕整用宽幅高速型旋耕机成为发展方向。水田土壤含水率高，抗剪切、抗压强度特别低，附着力、外摩擦力也接近为零，切土部件与土壤之间存在润滑水膜。因此，大块水田使用大型拖拉机旋耕机组水耕时，为充分发挥其功率，实现高效率、高效益，需要工作幅宽 3m 以上的宽幅旋耕机。但宽幅又受到道路行驶和入库停机不便的制约。解决途径有二：一是旋耕机采用宽度伸缩或折叠式结构；二是采用适中的幅宽，提高作业速度，从现有的 2-5km/h 提高到 4-8km/h。为满足以上要求，需要改进旋耕机及工作部件的结构和参数，研制宽幅高速旋耕机及灭茬、旋耕、旋耙和深施化肥的复式作业机械。 我国作为农业大国，不少农机学者在旋耕机方面进行了大量的研究工作。为了促进驱动型耕作机械的发展，本人选择了旋耕机作为自己的毕业设计论文课题，借鉴了不少知名学者的重要研究成果，书写成文。由于资料搜集的局限性和水平有限，错误和不足之处在所难免，欢迎给予批评指正。第 1 章 绪论31.2 研究的目的和意义 土壤耕作是种植业生产过程中的重要一环，对于农作物增产具有重要作用。因此，土壤耕作机械的发展一直受到人们的关注。由于土壤耕作是一项能耗很大的作业，传统的土壤耕作机械，如犁，耙等都需要多次书耕作会对土壤造成破坏，不利于水土保持，消耗较大。长期以来，人们一直在探讨新的工作制度，松土和局部松土，不耕和少耕。在这种形势下，驱动型耕作机械诞生了。这种机械之所以引人注目，一是强化土壤耕作过程，可以满足不同条件下的不同土壤类型；二是一次耕作可以联合作业；三是有动力驱动，质量好；四是作业时几乎不需要牵引功率，减少了功率的消耗。驱动型机具有多种，如旋耕机，振动土壤耕作机械等，目前广泛使用的，应用前景最好的就是旋耕机。耕机切土、碎土能力强，一次旋耕能够达到一般犁耙作业几次的碎土效果，耕后地表平整、松软，能满足精耕细作要求，且缩短工序间隔，有利于抢农时抗旱保墒，减少拖拉机进地次数，减轻对土壤压实，减少能源消耗，降低作业成本，减少机具投资，提高机具利用率，加之近年来国内还田技术和免耕少耕技术的推广应用， 旋耕机得到了迅猛发展，已成为拖拉机的主要配套机具之一。由于很多因素不能控制，如对比性较差，试验精度较低，采集的数据不够准确可靠等等，使得我们需要一种特殊的，更有优势的试验环境。土槽正是在这种环境下诞生且被广泛运用的。利用土槽试验是极其优越的研究手段，其特点是：试验可以不受季节与气候的影响；缩短试验周期；试验重复性好；可以控制有关因素；有较强的对比性；试验精度高，采集的数据准确可靠。这样我们可以研制出更高效、优质的旋耕机，更好的满足人们对于耕作土地的要求。 近年来，温室大棚蔬菜种植越来越受欢迎。为了解决蔬菜消费的经常性和其生产季节性的矛盾,保证严寒或炎热季节充足供应新鲜蔬菜,全国各地目前普遍采用塑料大棚种植。一般蔬菜大棚单位面积产量比露地高 12 倍,纯收入可提高 24 倍,而且可以大大增强防涝抗旱的能力,保证灾期蔬菜的供应,经济效益和社会效益均很显著。但是,目前大棚内作业均为原始的手工劳动,菜农劳动强度大,工作环境恶劣,效率低而且作业质量差,严重阻碍了蔬菜生产的发展。菜农急需的棚内作业机具国内曾有研究,但以往研制的产品往往自重较重,外型尺寸大,操作不灵活,在棚室内转向和窄田埂上转移均较困难,在棚室内的边角地带无法工作,漏耕多,而且不适合在高含水率的粘性土壤中耕作,目前尚缺少能很好地适应蔬菜大棚内作业的性能优良的旋耕机。而国外产品的价格又过宁波大红鹰学院毕业设计（论文）4于昂贵,而且配件供应和维修问题无法解决。 为适应蔬菜大棚的大规模发展对农机具的需求,根据大棚内作业对机具的要求以及菜农对机具价格的承受能力,我们研制了这种结构简单、机型小巧、操纵灵活、转移轻便、价格低廉、性能可靠和污染少的适合于蔬菜棚室内的低矮环境及蔬菜露地和果园作业的微型旋耕机。1.3 国内外发展现状 不同的作业条件下不可能一次作业就达到所要求的整地质量。即使在翻熟地时(至于生地就更困难了)也常常达不到规定的坐片粉碎程度，还要进行辅助性的整平耙粉作业等。其结果，辅助性作业把土壤压实了，降低了劳动生产率，提高了燃料与润滑材料的消耗，增加了费用。 旋耕机与一般整地机械的不同之处在于，它的作业前进速度和旋耕部件的角速度及其旋耕刀数在不同作业条件下的适当配合，进而获得高质量的整地效果，以至各种土质的土壤经旋耕机作业后可达到待播状态。旋耕机的工作动力来源于拖拉机的动力输出轴，因而它比大马力现代化拖拉机联合作业经济效益好。从一系列国外大公司的旋耕机的主要运用参数看，其单位能耗高达 280-700kJ，大约高于翻整地能耗 3-6 倍。70 年代前设计师们就采用了改进工作部件的儿何参数、进行优化设计、选用符合旋耕工作部件作业条件的运动参数等方法，降低旋耕机的单位能耗。近几年由于拖拉机马力的提高，具有水平轴旋耕部件的旋耕机更加现代化，这将使旋耕生产率的提高成为可能，但仍没有实现单位能耗的降低。 现在各国生产的具有水平旋转轴的旋耕工作部件基本结构相当的完善，不足之处也将进一步改进。目前，水平轴旋耕部件与地轮转向一致的旋耕机，即卧室正转旋耕机，在国内外的实际生产中得到广泛的应用，并且旋耕工作部件结构相当完善。旋耕机的保有量也增加的很快。为了适应当前的生产规模，为不同机型拖拉机配套，生产了作业幅为 1.25m2.8m 多种型号的旋耕机。如南昌旋耕机厂的 IGN 系列多种型号旋耕机，连云港旋耕机集团公司生产的 IGE2-210 型旋耕机，1CN-250S 型旋耕机等。在黑龙江省农业生产中，使用的机型还有 1GHL-280 型松旋起垄机、1GSZ-210280 型组合式旋耕多用机、1GZJ-210 型旋耕灭茬联合整地机、1GLT-4 型松旋灭茬起垄通用机等。很多机型为了适应黑龙江省农艺要求，在旋耕机后部安装了起垄犁铧。 第 1 章 绪论5 旋耕机的各个工作部件结构也完善很多。为了装配各种不同的工作件组台设计了专门的机架，以提高旋耕机的应用水平。旋耕深度影响旋耕机的工作效率。有的旋耕机依据旋耕部件与耕深的相对关系，把中央调速器直接设计安装在旋耕工作部件的轴上。这样保证了农具的最小能耗、最少的材料消耗和较好的工作质量。由于调速器壳体下是未耕地，存在如何保护好调速器壳体的问题。国产的 HD-1WG3.5 旋耕机等多种机型的旋耕轴配置在地表水平面上或低于地表。为了防止调速器外壳的损坏，在壳体上或前犁柱上安有专用的分土铲。分土铲开出的铲沟被补助整地作业消灭。 从近几年国产的旋耕机配套推广应用情况来看，存在一些问题：（1） 、拖拉机动力输出轴容易损坏：（2） 、十字万向传动轴使用寿命短：（3） 、旋耕作业性能不稳定和容易缠草的问题；（4） 、缺少与大功率拖拉机配套的旋耕机；（5） 、作业性能满足不了当今的农艺要求；这些问题的解决有待于进行更深入的研究。 在确定生产旋耕机的最佳方案时，应注重考虑它的单位能耗。 第一，在旋耕土壤坚实度高的生荒地时(宜用旋耕)，因土壤比阻大，农具很难达到要求的入土深度。在这种情况下，要达到所要求的入土深度有下列方法：同耕幅的多次作业，如波兰的 GGz-1.6 型、意大利的 zL-150 和 DFL-230 型旋耕机等；加配重，如法国的 EL-50 型、德国的 B-155L 型；依靠自重(3.7-3.9kN/m)，如波兰的 V-506 型、日本的 pD-1500 型、荷兰的 Lely 型、法国的 SC-255 型等。 第二，旋耕刀碎土，耕层的上层土壤比下层土壤粉碎的好。因根垡需要很好地粉碎，所以要创造条件使垡片下部达到预计的粉碎程度。垡片下部过份的粉碎能耗高，没有太大的必要。 第三，带往土壤整地时，旋耕地上层与下层的物理特性不同。上层有植物根的地面厚度为 0.050.15m。从动力学角度来看，切割较其它粉碎方法更为省力，大致可节能 1/2 左右。下层土质紧密，可采用相适应的松土工作部件进行松土。 随着农业机械化程度的增强，工作效率和效益的提高，现有的旋耕机的弊端日益突出，已满足不了农艺要求和生产规模扩大的需要。故对旋耕机的研究有了进一步的深化，出现如下几个方向的发展趋势：（1） 、向宽幅，高速型旋耕机发展；（2） 、向联合作业机组方向发展；（3） 、全幅深旋耕机已起步；（4） 、向可持续发展战略型发展；（5） 、小型旋耕机需求量有所增加。第 2 章 HD-1WG3.5 微型旋耕松土机总体设计6第 2 章 HD-1WG3.5 微型旋耕松土机总体设计2.1 总述HD-1WG3.5 微型旋耕松土机的目的是本任务设计的 HD-1WG3.5 微型旋耕松土机与柴油机机配套作业作业时需对行。该机主要由悬挂机架、转动输送筛、挖掘铲及铲架、切土盘刀、传动机构、机构组成。铲架通过螺栓安装在悬挂机架的侧板上，在铲架上安装有挖掘铲。在机架上焊有 2 点悬挂的地方，与拖拉机的悬挂机构相连。在机架中部安装有传动机构，它由传动箱、一对链轮传动轴组成。传动机构通过传动轴与拖拉机的动力输出轴连接，拖拉机的动力传动到转动输送筛和摆动覆土筛上，使转动输送筛转动，将挖掘出输送到摆动筛上达到覆土效果。转动输送筛的主动轴的转动作用由链轮带动，从而使转动筛达到转动的效果。图 2-1 总体方案分析2.2 开 HD-1WG3.5 微型旋耕松土机的动力性能比较表 2-2 原动机性能比较类别柴油机气缸马达液压马达柴油机尺寸较大较小较小较大功率及取范围功率大；功率比柴油机功率最大；受实际功率大；第 2 章 HD-1WG3.5 微型旋耕松土机总体设计70.31000KW，范围广大；一般在2.2KW 以下，尤其适用于0.75KW 以下的高速传动油压和马达尺寸的限制538000KW重量大比柴油机大最大大输出刚度硬软较硬较硬运行温度控制温度应低于许应值排气时空气膨胀，噪声较大，排气处应安装消声器对油箱进行风冷或水冷调整方法和性能直流柴油机用改变电枢电阻、电压或改变磁通的方法；交流柴油机用变频、变极或变转差率的方法用气阀控制，简单，迅速，但不够精确通过阀或泵控制改变流量，调速范围大较难噪声小较大较大较大维护要求较少少较多较多初始成本低较高高高运转费用最低最高高高应用很广，需要动力电源小功率高速场合较广很广，如各种车辆，船舶、农用机械、工程机械和压缩机等等2.3 设计依据我设计的是一台 HD-1WG3.5 微型旋耕松土机，与黄海12（15）马力手扶拖拉机宁波大红鹰学院毕业设计（论文）8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。a、设计相配套的黄海12（15）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、耕耘机械国家标准：GB/T 5668.1-1995 旋耕机；c、开沟机械国家标准：GB/T 72271987 开沟机；d、1G-100 型 HD-1WG3.5 微型旋耕松土机主要技术参数刀辊转速：200r/min 左右；耕深：水田作业 1cm；旱田作业cm；旋耕幅宽：100cm；e、产品寿命：按 5 年，每年工作 800 小时计算。2.4 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。第 2 章 HD-1WG3.5 微型旋耕松土机总体设计9g、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。第 3 章 中间链传动结构方案的设计10第 3 章 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。3.1 主要结构、参数的设计与选择计算3.1.1 耕深 H 和刀滚半径 Rmax我省小春种麦要求浅耕，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，同时还受土TV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 0.6 1.4第 3 章 中间链传动结构方案的设计11 0.6 2.5 0.8 3.2 0.8 3.23.1.3 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)）（刀cmn/60/max2TVRS式中：Rmax 最大刀滚半径（cm）b 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速度。所以，刀nTV对于旋耕机运动参数的作业质量，最终取决于和的选取。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=1.5-2.5km/h, =160-250r/min，S=8-TV刀n14cm 较好。若犁后耙水田，以=2.5-4km/h, =200-300r/min，S=14-35cm 就能满足TV刀n农艺要求。有根据我国有关旋耕机科研成果资料介绍，直接选耕作业的最佳刀轴转速为=240r/min。而本设计较多地考虑了犁后耙水田与旱水田与旱旋耕，因常用工作，刀n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 左刀n宁波大红鹰学院毕业设计（论文）12右为宜。并可以计算得出相应的 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，可以采用。刀n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。表(3-2) S 与 值对照表机组作业档位档（旱旋） 档（旱旋）(m/s)TV 0.39 0.69(r/min)刀n 240 240 12 7.1S(cm) 10 17.43.1.4 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，东风-12 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（）XK2/kg cm 4321KKKKKKgX 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第 3 章 中间链传动结构方案的设计13 7674. 068. 01 . 195. 09 . 02 . 1XK耕幅cmHVKNBTX52. 139. 0117674. 033. 1/67. 633. 1/旱1 米幅宽时刀轴的功耗为： WHBVKBTX403048. 539. 011196. 033. 133. 1马力旱当旱旋用档位工作，H=9cm 时，耕幅mHVKNBTX05. 169. 097674. 033. 1/67. 633. 1/扭旱1 米幅宽时刀轴功耗： WHBVKNTX467034. 669. 0197674. 033. 133. 1马力旱当水旋耕用档位工作，H=12cm 时，=0.89 m/sTV查表得： 4 . 04K 45. 04 . 01 . 195. 09 . 02 . 1XK耕幅mB04. 189. 01245. 033. 1/67. 6水刀轴功耗：WHBVKNTX47104 . 689. 011245. 033. 133. 1马力水从上述计算结果，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常小，一般行N=0.4-0.87KW(0.3-0.5 马力)，仅克服滚动阻力（滚动阻力系数 f=0.1）,现有拖拉行N机功率,总传动效率，传动损失为KWNe48. 68 . 874. 012马力额85. 0,故机组的工作的功率消耗:WNQ97015. 048. 6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：WNNNNQ537097. 037. 003. 4e行旋耗宁波大红鹰学院毕业设计（论文）14有用功率储备为：WNeNe111037. 548. 6耗额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：R0=125mm,R1=185mm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第 3 章 中间链传动结构方案的设计15 =1000=20(把)50/11式中：B 耕幅（米） 刀座间距（毫米）b Z 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。i、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） 。宁波大红鹰学院毕业设计（论文）163.2.4 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。3.2.5 1G-100 旋耕机主要技术规格及基本参数型号： 1G-100 手扶旋耕机型式: 卧式直连接、中间链条传动配套动力： 东风-12 手扶拖拉机外形尺寸： 长 宽 高=1443 1080 630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z第 4 章 总体结构的布置与设计17第 4 章 总体结构的布置与设计4.1 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七个部分组成，结构示意图如图，其动力传动路线示意图如图。4.2 主要结构的分析设计4.2.1 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。4.2.2 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，通过作机动图找到的最佳位置设计而成。4.2.3 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。宁波大红鹰学院毕业设计（论文）18图 4-1 总体结构示意图4.2.4 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。图 4-2 动力传动路线示意图第 5 章 链传动的设计与计算19第 5 章 链传动的设计与计算链传动是一种挠性运动，它由链条和链轮组成。通过链轮轮齿与链条链节的啮合来传递运动和动力。链传动按用途不同可以分为传动链、输送链和起重链。图 5-1 链传动滚子链的结构如图 3-1 所示：它是由内链板 1、外链板 2、销轴 3、套筒 4 和滚子5 组成。内链板与套筒之间、外链板与销轴之间为过盈配合，滚子与套筒之间、套筒与销轴之间为间隙配合。当内、外链板相对挠曲时，套筒可绕销轴自由转动。滚子是活套在套筒上的，工作时，滚子沿链轮齿廓滚动，这样就可减少齿廓的磨损。链的磨损主要发生在销轴与套筒的接触面上。因此，内、外链板间应留少许间隙，以便润滑油渗入销轴和套筒的摩擦面间。链板一般制成 8 字形，以使它的各个横截面具有接近相等的抗拉强度，同时也减少了链的质量和运动时的惯性力。图 5-2 滚子链的结构当传递大功率时，可采用双排链或多排链。多排链的承载能力与排数成正比。但宁波大红鹰学院毕业设计（论文）20由于精度的影响，各排链承受的载荷不易均匀，故排数不宜过多。滚子链的链节数为偶数时，接头处可用开口销或弹簧卡片来固定，一般前者用于大节距，后者用于小节距；当链节数为奇数时，需采用过渡链节。由于过渡链节的链板要受附加弯矩的作用，所以在一般情况下最好不用奇数链节。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。5.1 链传动的设计计算链节距 t 的确定根据：传动功率 N=12x0.74=8.88 马力=6.53KW计算功率 (5-1)NKNcF =1.2 6.53=7.8KW式中 为载荷系数FK特定条件下单排链传递的功率ON (5-2)paZCOKKKKNN1/ =7.8KW14.1878. 187. 085. 056. 0/式中：小链轮的齿数系数ZK 传动比系数1K 中心距系数aK 链的多排系数pK因为，角速度秒弧度/2560/14. 32240第 5 章 链传动的设计与计算21根据可由功率曲线图查的链节距 t 的值为 25.40，故选用链 16A（即原 TG254） 。，和ON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 转/分大Z小Z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 转/分刀n大Z小Z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 Q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NkgfP2 .54295541 =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宁波大红鹰学院毕业设计（论文）22 =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/s5.2 链轮设计计算分度圆直径 dmm14.988637. 34 .25d大mm16.905949. 34 .25小d齿顶圆直径admm51.1087321. 354. 04 .25）（大admm22.102405. 354. 04 .25）（小ad齿根圆直径fd 为链条滚子直径 15.88mm1dddf大1dmm26.8288.1514.98大fdmm28.7488.1516.90小fd齿宽 b 查表得：b=14.6mm第 6 章 轴的设计与计算23第 6 章 轴的设计与校核6.1 轴的设计1 求作用在链轮上的力因已知链轮的直径为982dmm而 F 8926.93 Nt232dT32 1495.5 1098 F F3356.64 NrtNoon06.163086.13cos20tan16.4348costantan208926.93cos1454.13cos20tan F F tan4348.162315.31 Nat54.13tan圆周力 F ，径向力 F 及轴向力 F 的方向如图 5.1 所示。tra图 4-11 轴的载荷分布图2 初步确定轴的最小直径宁波大红鹰学院毕业设计（论文）24（1）先按课本式（15-2）初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为 45 钢,调370p质处理。根据课本，取，于是得370p315361表P112oA60.36mmnPAdo763.35333min 轴的结构设计（1）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用,故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据80 mm，由轴承产品目录中初步选取 0 基本游隙mmd47组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承（GB/T 2971994）30217 型，其尺寸为dDT85 mm150 mm30.5 mm，故85 mm；右端圆锥滚子轴承采用mmdd50mmd58套筒进行轴向定位，取套筒宽为 14 mm，则44.5 mm。mml16 取安装链轮处的轴段90 mm；链轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。d-已知链轮的宽度为 90 mm，为了使套筒端面可靠地压紧链轮，此轴段应略短于轮毂毂宽度，故取86 mm。链轮的右端采用轴肩定位，轴肩高 h0.07d，故取 h7 l-mm，则104 mm。轴环宽度,取 b12 mm。 mmd65hb4 . 1 轴承端盖的总宽度为 37.5 mm(由减速器及轴承端盖的结构设计而定)。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求,取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离,故取67.5 mm。mml30mml50至此，已初步确定了低速轴的各段直径和长度。第 6 章 轴的设计与计算25（2）轴上的零件的周向定位链轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。按90 mm 由课本表d-106p6-1 查得平键截面 bh25 mm14 mm，键槽用键槽铣刀加工，长为 70 mm，同时为了保证链轮与轴配合有良好的对中性，故选择链轮毂与轴的配合为；同样，半联轴器H7n6与轴的连接，选用平键为 20 mm12 mm90 mm，半联轴器与轴的配合为。滚动轴H7k6承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为 m6。（3）确定轴上圆周和倒角尺寸参考课本表 15-2，取轴左端倒角为 2，右端倒角为 2.5。各轴肩处的365p4545圆角半径为:处为 R2，其余为 R2.5。4 求轴上的载荷 首先根据结构图(图 7.2）作出轴的计算简图（图 7.1） 。在确定轴承的支点位置时,应从手册中查得 a 值。对于 30217 型圆锥滚子轴承，由手册中查得 a29.9 mm。因此，作为简支梁的轴的支承跨距57.1+71.6128.7 mm。根据轴的计算简图做出轴mmmmmmLL6 .1758 .608 .11432的弯矩图和扭矩图（图 7.1） 。从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面是轴的危险截面。计算步骤如下：57.1+71.6128.7 mmmmmmmmLL6 .1758 .608 .114324 966.34 N1FNHNFLLLFtNH15066 .1758 .6016.4348323171.68926.9357.1 71.63 960.59 N2NHFNFLLLFtNH28436 .1758 .11416.4348322257.18926.9357.1 71.62 676.96 N1NVFNLLDFLFFarNV809232312315.31 316.1253356.64 71.6257.1 71.63 356.64-2 676.96679.68 N2NVFNFFFNVrNV8218091630224 966.3457.1283 578.014 mmNMH8 .1728881FNH2LN mm:宁波大红鹰学院毕业设计（论文）262 676.9657.1152 854.416 1VMmmNLFMNVV2 .928738 .114809211N mm:679.6871.6486 65.09 2VMmmNLFMNVV8 .499168 .60821322N mm:322 150.53 1MmmNMMMVH1962559287317288922212122283578.014152854.416N mm:287 723.45 2M222HVMM22283578.01448665.09N mm:表 4-2 低速轴设计受力参数 载 荷水平面 H垂直面 V支反力4 966.34 N，3 960.59 1FNH2NHFN2 676.96 N，679.68 1NVF2NVFN弯矩 M283 578.014 mmNMH8 .172888N mm: 152 854.416 1VMN mm: 486 65.09 2VMN mm:总弯矩322 150.53 ,287 723.451MN mm:2MN mm:扭矩 T1 410 990 N mm:6.2 轴的校核 1、按弯曲扭转合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面 C）的强度。根据课本式(15-5)及表 7.2 中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循373p环变应力，取0.6，轴的计算应力 MPa12.4 MPacaWTM2321)(223322150.530.6 14109900.1 90（）前已选轴材料为 45 钢，调质处理，查课本表 15-1 得60MP 。因此362p1a ，故此轴安全。ca12、 精确校核轴的疲劳强度（1）判断危险截面截面 A,B 只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起的应力集中均将消弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕确定的，所以截面A,B 均无需校核。第 6 章 轴的设计与计算27从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面和处过盈配合引起的应力集中最严重，从受载来看，截面 C 上的应力最大。截面的应力集中的影响和截面的相近，但是截面不受扭矩作用，同时轴径也较大，故不必做强度校核。截面 C 上虽然应力最大，但是应力集中不大（过盈配合及键槽引起的应力集中均在两端），而且这里轴的直径最大,故截面 C 也不必校核，截面和显然更不必要校核。由课本第 3 章的附录可知，键槽的应力集中较系数比过盈配合的小，因而，该轴只需校核截面左右两侧即可。（2）截面左侧抗弯截面系数 W0.10.161 412.5 3d3853mm抗扭截面系数 0.20.2122 825 Tw3d3853mm截面的右侧的弯矩 M 为 90 834.04 212L4163.1 41MM324756.72L63.157.1 41322150.5357.1N mm:截面上的扭矩为 1 410 990 3T3TN mm:截面上的弯曲应力1.48 MPabMW729001568. 8890834.0461412.5截面上的扭转切应力 11.49 MPa3TTT1410990W1458001410990122825轴的材料为 45 钢，调质处理。由课本表 15-1 查得362p aBMP640aMP2751aMPT1551截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按课本附表 3-2 查取。因40p，2.50.02985rdD9085d1. 06经插值后查得1.9，1.29又由课本附图 3-1 可得轴的材料的敏性系数为41p，0.88q0.84q宁波大红鹰学院毕业设计（论文）28故有效应力集中系数按式(课本附表 3-4）为42P1.756K1(1) 1 0.84 (1.9 1)q1(1) 1 0.88 (1.29 1) 1.545Kq由课本附图 3-2 的尺寸系数；由课本附图 3-3 的扭转尺寸系数42P0.6443P。0.77轴按磨削加工，由课本附图 3-4 得表面质量系数为44P0.92轴为经表面强化处理，即，则按课本式（3-12）及式（3-12a）得综合系1q25P数为11.756110.640.92kK+-12. 8311.5451110.770.92kK2. 09又由课本及 3-2 得碳钢的特性系数3 1 ，取0.10.2:0.1，取0.050.1:0.05于是，计算安全系数值，按课本式（15-6）(15-8)则得caS374P:S 65.66maaK12752.83 1.480.1 0S 16.92mtak115511.4911.491.5450.052216.38S1.5 caS5 .1022SSSS2265.66 16.9265.6616.92故可知其安全。（3）截面右侧抗弯截面系数 W0.10.172 900 3d3903mm抗扭截面系数 0.20.2145 800 Tw3d3903mm截面的右侧的弯矩 M 为 第 6 章 轴的设计与计算2990 834.04 212L4163.1 41MM324756.72L63.157.1 41322150.5357.1N mm:截面上的扭矩为 1 410 990 3T3TN mm:截面上的弯曲应力1.25 MPabMW729001568. 8890834.0472900截面上的扭转切应力 9.68 MPa3TTT1410990W1458001410990145800过盈配合处的，由课本附表 3-8 用插值法求出，并取0.8，于是得k43Pkkk3.24 0.83.242.59kkk轴按磨削加工，由课本附图 3-4 得表面质量系数为44P0.92轴为经表面强化处理，即，则按课本式（3-12）及式（3-12a）得综合系1q25P数为3.3311.756110.640.92kK+-12. 8313.2410.922.6811.5451110.770.92kK2. 0912.5910.92又由课本及 3-2 得碳钢的特性系数3 1 ，取0.10.2:0.1，取0.050.1:0.05于是，计算安全系数值，按课本式（15-6）(15-8)则得caS374P:S 66.07maaK12753.33 1.250.1 0S 16.92mtak11559.689.682.680.0522宁波大红鹰学院毕业设计（论文）3011.73S1.5 caS5 .1022SSSS2265.66 16.9265.6616.92故该轴的截面右侧的强度也是足够的。本轴因无大的瞬时过载及严重的应力循环不对称性，故可略去静强度校核。至此，低速轴的设计计算即告结束。第 7 章 地轮和机架的设计31第 7 章 地轮和机架的设计7.1 地轮的设计地轮的作用主要是在机器行走过程中的平衡支撑作用。为了克服打孔机机打孔机
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