烟草揭膜培土机培土机构的设计说明书

欢迎下载本文档参考使用，如果有疑问或者需要CAD图纸的请联系q1484406321湖南农业大学东方科技学院全日制普通本科生毕业设计 烟草揭膜培土机培土机构的设计THE DESIGN OF HILLING MECHANISM OF TOBACCO PLASTIC FILM UNCOVERING AND HILLING MACHINE学生姓名： 尹益文学 号： 200841914715年级专业及班级： 2008级机械设计制造及其自动化(7)班指导老师及职称： 蒋蘋教授学 部： 理工学部湖南长沙提交日期：2012 年 5 月湖南农业大学东方科技学院全日制普通本科生毕业设计诚 信 声 明本人郑重声明：所呈交的本科毕业设计是本人在指导老师的指导下，进行研究工作所取得的成果，成果不存在知识产权争议。除文中已经注明引用的内容外，本论文不含任何其他个人或集体已经发表或撰写过的作品成果。对本文的研究做出重要贡献的个人和集体在文中均作了明确的说明并表示了谢意。本人完全意识到本声明的法律结果由本人承担。 毕业设计作者签名： 年 月 日目录摘要1关键词11 前言22 国内外培土机械化研究现状33 整体方案设计与分析43.1培土机整体方案43.2动力分析54 整体方案的工作原理及有关理论分析54.1培土器的工作原理54.2限深装置的工作原理54.3梭形护叶装置的工作原理64.4 除草轮的工作原理64.4.1方案的对比64.4.2除草刀片与刀架设计75整机结构设计与计算分析75.1 动力传动部分的设计方案75.1.1 传动比的分配计算85.1.2 第一级链传动设计计算85.1.3第二级链传动设计计算105.1.4 除草轮传动中换向齿轮设计计算125.1.5 除草轮第二级链传动设计计算155.2 旋耕刀的设计与选用175.2.1旋耕刀的选用175.2.2旋耕刀刀座的选用195.3 中间轴的设计205.3.1分析中间轴的功率P2，转速n2，转矩T2205.3.2初步确定轴最小直径205.3.3轴的结构设计205.3.4轴上载荷的计算215.4 培土轴的设计235.4.1培土轴材料的选用235.4.2 分析培土轴的功率P3，转速n3，转矩T3235.4.3初步确定轴最小直径235.4.4轴的结构设计245.4.5轴上载荷的计算256 总结28参考文献28致谢29烟草揭膜培土机培土机构的设计学 生：尹益文指导老师：蒋蘋(湖南农业大学东方科技学院，长沙 410128)摘 要：目前，我国南方山区烟田培土大多数仍采用传统的人畜力作业方式，作业质量差，培土高度受到制约，且工作效率低，生产成本高。推广应用培土机械化技术，对于降低农民劳动强度、促进农业增效、农民增收有着重要意义；对烟田沟底垄面进行培土除草是烟田耕作的重要组成部分，是保证烟草产量和质量的主要环节之一，目前所用的培土机均无垄面除草装置，工作过程中直接把沟底的土翻到垄面上，将杂草覆盖，治标不治本，杂草的生长与烟草竞争养分，不利于烟草的成长。本设计采用增加除草轮的方式，清除垄面杂草，同时在两边采用特殊梭形护叶装置，可实现培土时不需人工辅助遮挡烟叶，有效做到培土过程中对烟叶的保护。本设计针对上述机械，运用大学所学知识对该机的主要工作部件进行设计研究。关键词：烟田培土机；培土；除草；旋耕刀The Design of Hilling Mechanism of Tobacco PlasticFilm Uncovering and Hilling MachineStudent:Yin Yiwen Tutor:Jiang Pin(Oriental Science Technology College of Hunan Agricultural University, Changsha 410128)Abstract: Tobacco field soil are still using the traditional manual mode of operation in hilly area of South China, It is very backward that ridging height is restricted,and the work efficiency is low, It have important significance to promote mechanization technology for reducing the labor intensity of farmers and Promoting agricultural efficiency. To earth up on tobacco field furrow is an important part of tobacco farming, At present, ditching bottom soil over the ridge directly when the machine works. It is not conducive to the growth of tobacco that the growth of weeds and tobacco competition for nutrients, This design uses the weeding wheel to clear the ridge weeds, and spindle supporting device can effectively protect the tobacco leaf. This design using the University of knowledge to research the main working components.Keywords: Tobacco ridging machine; Hilling; Hoe; Rotary knife1 前言 我国南方地区的烟草种植大部分在丘陵山坡上人工开垦小块田地，地形狭小，坡度较大，大型机械无法作业，不少地区的烟草生产从种植到收获，基本全处于零机械化状态，然而，这些地区烟叶质量较优，因此，发展适合南方丘陵地区的小型烟田揭膜培土机械显得尤为突出。随着社会经济的发展，越来越多的年轻人不愿从事体力劳动，渴望到城市里寻求发展，使得我国农村劳动力越来越少，越来越多的人决定弃农，从而烤烟的产量也越来越少，烟草行业遇到了前所未有的挑战，实现烟草机械化是烟草产业发展的唯一出路。烟苗的田间管理的一个重要环节是培土培肥，培土培肥能够促进烟草根系发育，扩大营养吸收面积；培土能使茎基部长出不定根，增强吸收水肥的能力；而且便于排水防涝，减少根茎病害，也便于灌溉，增强抗旱能力，充分发挥肥效，增强植株根系的支撑作用，从而增强抗倒伏能力。根据周冀衡、王少先、李再军、王 勇、夏石头、彭克勤、萧浪涛等人的研究表明，中耕培土培肥能增加烤烟植株叶片光合速率，在不培肥的情况下，培土也能在一定程度上增加叶片光合速率，改善叶片光合性能。培土处理有利于烤烟植株不定根的产生。在培土各处理中，以培肥处理对不定根发育影响最大，到后期其不定根鲜重是其它处理的2.44.6 倍。由此可见培土培肥的重要性，但是人工培土费时费力，效率不高，发展培土的机械化作业，对于增加烟叶产量，提高烟叶质量是很有意义的。农业机械化是当代农业田间管理的发展趋势，烟田管理实现机械化，有利于解放劳动力，加快烟田管理速度，提高烟叶的质量和产量。目前，我国田间培土所用的培土机多是在手扶拖拉机上配置通用型培土器，由于这些培土机都没有设置保护烟叶的装置，从而不可避免的造成烟叶的压伤。为了防止除草培土过程中将烟叶压伤，人们不得不采取人工辅助措施将烟叶收拢，大大降低了培土机的使用效率，就像是“木桶效应”。在培土机上安装仿形装置与护叶装置，从而有效的避免土壤压伤烟叶的现象。2 国内外培土机械化研究现状国外设施农业耕作机械技术已经非常成熟，作业性能稳定，功能齐全，小巧轻便。日本、意大利、荷兰和以色列等国家的产品广泛用于旋耕、犁耕、开沟、作畦、起垄、中耕、培土、铺膜、打孔、播种、灌概和施肥等作业项目。意大利M.B公司生产一种单轮驱动轴旋耕机，动力为3.3kw汽油机，单机重量为 40kg。适于菜园、花圃中耕作业，一次完成旋耕培土两项作业。韩国生产的万能管理机，一台主机配带40多种农机具，也具有培土的功能，可用于农田作业，也可用于果树低矮树枝下、温室大棚等地块作业。我国目前烟草培土机械化方面的研究相对不足，有关这方面的论文资料还不是很多。1999年山西省机电设计研究院设计的KGPT开沟培土机，主要用于开掘农田排灌沟渠和修筑田埂，也可用于营造林时开掘带状植树沟。最大开沟深度为300mm，沟槽宽边最宽为530mm。结构上是在原有铧式犁的基础上加长了翼板并增加了翼尾板和相应的调节装置。该机型主要用于开掘农田排灌沟渠和修筑田埂，在原理上不适用于烟草的培土。王桂湘、奚河滨等人对起台犁培土翼进行了研究，起台犁是针对北方的宽台栽培技术而设计的犁，它是在传统的大三角犁铧的基础上增加了培土翼，该培土翼在原理上并未脱离三面楔的原理，通过优化设计犁面的曲导线和曲元线的参数，来达到最优的工作性能。通过设计，得到了作业效率高，性能稳定，安装方便的效果；而且，改进后的培土翼牵引阻力小，能适应各种土壤作业。这与当前南方烟草窄垄单行的栽培方式有很大的差别，仅仅依靠三面楔的原理，难以达到烟草种植所需的效果。青州奥健机械制造有限公司制造的奥建牌YS320P型烟地培土机，土粒细度均匀合理，土壤流向控制准确、调整方便、地沟整洁美观，同时具有开沟功能，开沟深度可达20cm，该机选配铝合金底盘，质量好、重量轻，配套 3.68-4kw全铝合金风冷柴油机，动力输出强劲、转速稳定，是烟叶、毛芋、甘蔗、玉米等多种经济作物的最佳培土机具。莱州康宇机械公司生产的牛牌多功能田园管理机是根据我国各地农作物种植经验和要求，吸取国内外各种相关机具的先进技术研制推出的一种具有国内领先水平的开沟培土专用机具。在原理上采用的是旋耕刀切土和抛土的原理。作业土量适中土粒细度均匀合理，土粒流向控制准确、调整方便、地沟整洁美观，同时具有旋耕、中耕、起垄、铺地膜、 喷农药、灌溉、除草功能，开沟深度可达38cm，宽度11-40cm。该机质量好、重量轻，配套7-9马力铝合金风冷汽油、柴油机，动力 输出强劲、转速 稳定，应用广泛。浏阳市社港镇合盛村农民寻忠荣发明的手扶式烟田中耕培土机，该机效率高，一天可完成1 hm2烟田的作业任务，而且培土性能好。这三种机型的培土方式，能适应南方丘陵山区，是目前的趋势。3 整体方案设计与分析3.1培土机整体方案1档泥板，2机架，3限深杆，4限深轮，5旋耕刀，6除草轮，7护叶装置图1培土机1Fender, 2Frame,3Depth Limit Rod, 4Depth Limit Wheel, 5Rotary Blade, 6Weeding Wheel, 7Retaining Leaf DeviceFig.1 Hiller我国南方地区（秦岭淮河以南）多为低山丘陵，田地多为小区域分布，有些甚至在石缝里，大型的农业机械不适用，该地区的农业机械大多体积小、质量轻、行动灵活，本次设计的小型烟田培土机主要用于烟田垄沟培土、垄面除草，其主要组成部分为机架、培土机构、除草轮，护叶装置，如下图所示。 图2培土机构 图3 除草轮 Fig.2 Rotary knife Fig.3 Weeding wheel选用KM178FS柴油拖拉机为动力，动力传动第一步分为两部分，一部分传给拖拉机前3.2动力分析动力一部分通过输出链轮传递到中间轴，再由中间轴将动力分别传递到除草轮和培土轮。除草轮安置在培土轮的前部，其上装有梭形护叶装置，因此工作时，梭形护叶装置将烟叶挡在除草轮工作范围之外，除草轮除去两边垄面杂草时能有效避免烟叶受到损害，接着旋耕刀对沟底进行培土，并把土抛至垄面，完成先除草后培土作业。4整体方案的工作原理及有关理论分析4.1培土器的工作原理培土器主要由培土轴、挡泥板、和焊接在培土轴上的旋耕刀组成。作业时，由传动系统带动培土轮高速旋转，通过旋耕刀的回转运动和前进运动切削土壤，将土壤打碎，抛起，挡泥板将抛起的泥挡落在两边垄面上，对垄面进行整形，实现对烟田垄沟的培土作业。4.2限深装置的工作原理采用手动调节限深轮距离机架高低的方式改变培土深度，限深轮为无传动装置的独立滑行轮，通过焊接空心管与机架尾端相连，两同轴空心管上有若干固定孔可选用，选定某一高度时，通过销钉固定，从而实现不同深度的垄沟作业。 图4限深轮Fig.4 The depth limit wheel4.3梭形护叶装置的工作原理在进行除草工作之前，通过梭形护叶装置将垄面上的烟叶引导到护叶装置的上方，在整个工作过程中避免烟叶卷入除草轮与旋耕刀的工作范围中，护叶装置由局部圆锥壳焊接而成，其结构如下图所示：图5护叶装置Fig.5 Retaining leaf device4.4 除草轮的工作原理4.4.1方案的对比第一种方案，参照日常生活中使用的圆盘式剃须刀，除草刀片的设计仿照剃须刀片，即刀片旋转所在的平面与烟田的两侧垄面平行，本方案的主要缺陷在于除草刀易缠草。第二种方案，除草刀通过两个大小不同的铁圈相连，如下图所示，本方案的优点在于制造方便，不易缠草。经比较，选用第二种方案更合适。图6 除草轮Fig.6 Weeding wheel4.4.2除草刀片与刀架设计烟田垄面的除草刀直接采用条形材料加工而成，横截面为直角梯形，刀架采用两大小不同的铁圈，中间固定轴连接，每个除草轮均匀安装5块刀片，共10块，刀架与除草刀使用焊合相接。5整机结构设计与计算分析5.1 动力传动部分的设计方案 链传动是一种挠性传动，由链条和链轮（大链轮小链轮）组成，通过链轮轮齿与链条链节的啮合来传递运动和动力。与磨擦型的带传动相比，链传动无弹性滑动和整体打滑现象，能保持准确的平均传动比，传动效率高，又因链条不需要像带那样张得很紧，所以作用于轴上的径向压力较小，同时链传动能低速重载和高温潮湿的环境中工作，特别是像培土机这样的机械，经常受到土块、泥浆和瞬间过载等得的影响，依然能很好的工作，因此本设计全部采用链传动。 图7传动系统总图Fig.7 Transmission system5.1.1 传动比的分配计算选用KM178FS柴油机为动力，转速为1800r/min，整机前进速度为0.8m/s。（1）动力轴至旋耕刀传动比的分配拖拉机的输出动力轴转速n1=700r/min，本设计所选的旋耕刀回转中心半径（刀辊回转半径）R=150mm；动力轴、中间轴、旋耕刀、除草轮的转速分别记为、；（旋耕速度比）的大小对旋耕刀运动轨迹及培土机工作状况有重要影响：当旋耕刀转到一定位置时，就会出现刀片断点绝对运动的水平分速度与培土机前进方向相反，其运动轨迹是余摆线，旋耕刀能够向后切削土壤。只要刀片在开始切土时刀片端点绝对运动的水平分速度0，整个切土过程刀刃上切土部分各点的运动轨迹都是余摆线，故旋耕刀的圆周速度Vp应大于整机前进的速度Vm=0.8ms，即1 （1）=5.33 （2）取=5.63r/s，n3=35.35rad/s符合要求。n1=700r/min=73.27rad/s，输出轴到旋耕刀所在培土轴的总传动比为：总=2.07 （3）根据总传动比，把传动设置为二级减速，第一级传动比i1=1.36，第二级传动比i2=1.52。（2）动力轴至除草轮传动比的分配除草轮的转向与旋耕刀相反，因此在中间轴与除草轮之间用一对啮合齿轮使动力轴转向，除草轮的转速（除草刀辊转速）n4=150r/min。输出轴到除草轮的总传动比为：i总=4.66 5.1.2 第一级链传动设计计算本设计的已知条件包括：动力轴链轮转速n1=700r/min，除草轮转速n4=150r/min，不计功率损失，柴油机的额定功率为4kw，预设输出功率为4kw，传动比i1=1.36。（1）选择链轮齿数Z1、Z2 由于是降速，动力输出轴为小链轮，中间轴为大链轮，链齿均取国家标准尺寸，小链轮齿数Z1=15，大链轮齿数为Z2 ；Z2 = Z1i1=151.36=20（2）计算当量的单排链的计算功率根据链传动的工作情况、主动链轮齿数和链条排数，将链传动所传递的功率修正为当量的单排练的集散功率： （4）式中：工况系数, 查机械设计表9-6（178页）得=1.0；主链轮齿数系数，查机械设计图9-13(179页)查得=1.46；多排链系数，单排链为1。=1.01.464/1=5.84kw（3）确定链条型号和节距P链条型号根据当量的单排链的计算功率=5.84kW和主动轮转速=700r/min由图9-11A系列、单排滚子链额定功率曲线得到，再查 表9-1滚子链规格和主要参数得到链条节距P=15.875mm，ISO链号为10A。（4）计算链节数和中心距 初选中心距=（3050）P （5）=（3050）15.875mm=476.25793.75mm 取=600mm。按下式计算链节数LP0LP0 （6）=93.239为了避免使用过度链节，应将计算出的链节数LP0圆整为偶数，即 LP=94节，链传动的最大中心距为：a= 查机械设计表9-7中心距计算系数f1取=0.24978a= =606mm （7）（5）计算链速v，确定润滑方式 v=2.778m/s （8）查机械设计图9-14润滑范围选择图，根据平均链速与链号可采用定期人工润滑，用油壶或油刷定期在链条松边内、外链板间隙注油。（6）计算链传动作用在轴上的压轴力FP压轴力FP 可近似取为FP式中：有效圆周力，；压轴力系数，对于水平传动1.15；对于垂直传动=1.05。有效圆周力=1439.8N （9）链轮水平布置时的压轴力系数1.15，则压轴力为FP=1657.7N小结：由以上计算得出：第一级链轮，小齿轮齿数Z1=15，大链轮的齿数Z2 =20，链条的链节数LP =94节，中心距a=606mm。5.1.3第二级链传动设计计算本段设计的已知条件包括：中间轴转速n2，计功率损失，柴油机的额定功率为4kw，功率P=4kW0.96=3.84kw，传动比i2=1.52。（1）选择链轮齿数Z3 、Z4：中间轴为小链轮，培土轴为大链轮，链齿均取国家标准尺寸，小链轮齿数Z3=10，大链轮齿数为Z4，则有：， Z4 = Z3i2=101.52=16（2）计算当量的单排链的计算功率根据链传动的工作情况、主动链轮齿数和链条排数，将链传动所传递的功率修正为当量的单排练的集散功率 （10）工况系数, 查机械设计表9-6（178页）得=1.0；主链轮齿数系数，查机械设计图9-13(179页)查得=2.8；多排链系数， 单排链为1。=1.02.83.84/1=10.752kW（3）确定链条型号和节距p链条型号根据当量的单排链的计算功率=10.752kw和中间轴转速n2由图9-11A系列、单排滚子链额定功率曲线得到，再查 表9-1滚子链规格和主要参数得到链条节距P=25.4mm ISO链号为16A（4）计算链节数和中心距初选中心距=（3050）P （11）=（3050）25.4mm =7621270mm。取=1000mm。按下式计算链节数LP0LP0=2 （12）=91.968 为了避免使用过度链节，应将计算出的链节数LP0圆整为偶数，即 LP=92节，链传动的最大中心距为：a查机械设计表9-7中心距计算系数取=0.24978a = （13）=0.2497825.4922-(10+16)=1002.4mm（5）计算链速v，确定润滑方式v=2.179m/s （14）查机械设计图9-14润滑范围选择图，根据平均链速与链号可采用定期人工润滑，用油壶或油刷定期在链条松边内、外链板间隙注油。（6）计算链传动作用在轴上的压轴力FP压轴力FP 可近似取为FP式中：有效圆周力，；压轴力系数，对于水平传动1.15；对于垂直传动=1.05。=1762.28N （15）链轮水平布置时的压轴力系数=1.15，则压轴力为FP=2026.62N小结：由以上计算得出：旋耕刀第二级链轮,小齿轮齿数Z3 =10、大链轮的齿数Z4 =16，链条的链节数=92节，中心距a=1002.4mm。5.1.4 除草轮传动中换向齿轮设计计算本段设计已知条件：由上节计算得出，中间轴的转速n2=，除草轮的设计速度（除草刀辊转速）为n4=150r/min，在齿轮轴设计的过程中，把其速度预设为n5=150r/min，工作寿命定为15年，大约工作72000h，即中间轴与除草轮的齿轮轴之间齿数比u=。1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1）本设计选用直齿圆柱齿轮进行换向传动；2）农业机械培土机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB10095-88）；3）材料选择。由机械设计表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，二者材料硬度差为40HBS。4）选小齿轮齿数Z5 =24，大齿轮齿数 Z6=24 3.43=82.32，取Z6=82。2、按齿面接触强度设计由设计公式进行计算，即 （16）（1）确定公式内的各计算数值1）试选载荷系数Kt=1.3；2）计算小齿轮传递的转矩= （17）3）查机械设计表10-7选取齿宽系数=1.4）查机械设计表10-6得材料的弹性影响系数=189.8MPa1/25）查机械设计图10-21d按齿面硬度得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限。6）计算应力循环次数。N=60njLh （18） 式中：j为齿轮的每转一圈时，同一齿面啮合次数；Lh为齿轮的工作寿命。N5=60njLh=N6=7）查机械设计取接触疲劳寿命系数KHN5=0.90，KHN6,0.95。8）计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数为S=1，有下式：=0.9600 MPa=540 MPa （19）=0.9550 MPa=522.5 MPa（2）计算1）试计算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值。 （20）=35.434mm2）计算圆周速度v5v5=0.95m/s （21）3）计算齿宽b5b5 =135.434=35.434mm （22）4）计算齿宽与齿高之比模数 m t=mm （23）齿高 =2.25 m t=1.4762.25=3.32mm=10.675）计算载荷系数 根据v5=0.95m/s，7级精度，查机械设计图10-8得动载系数KV=1.10;直齿轮，=1;查机械设计表10-2得适用系数KA=1查机械设计表10-4用插值法得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，=1.423。由=10.67，=1.423，查机械设计图10-13得=1.35；载荷系数：K= KAKV=11.1011.423=1.565 （24）6）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径d5=37.686mm （25）7）计算模数mm=mm （26）3、按齿根弯曲强度设计 弯曲强度的设计公式为确定公式内各计算数值查机械设计10-20c得小齿轮的弯曲疲劳强度极限;大齿轮的弯曲疲劳强度极限；查机械设计10-18取弯曲疲劳寿命系数,；计算弯曲疲劳许用应力，取弯曲疲劳安全系数S=1.4=303.57 （27）=238.864）计算载荷系数KK= KAKV=11.1011.35=1.4855）查取齿形系数查机械设计10-5得=2.65， =2.2266）查取应力校正系数查机械设计10-5得=1.58， =1.7647）计算大小齿轮的并加以比较 =0.01379=0.01644 因此大齿轮的数值大。（2）设计计算 （28）=1.82mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数小于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，又由于模数与齿数的乘积即为模数，可取弯曲强度算得的模数1.82并就近圆整为标准值m=2mm，按接触强度算得的分度圆直径d5=37.686mm，算出小齿轮齿数=18大齿轮齿数 =3.431862 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。4、几何尺寸计算（1）计算分度圆直径d5=182=36mmd6=622=124mm（2）计算中心距a= =80mm5.1.5 除草轮第二级链传动设计计算本段设计的已知条件包括：齿轮轴转速n5=，计功率损失，柴油机的额定功率为4 kW，功率P=4kW0.960.96=3.69kW，传动比i3=1。（1）选择链轮齿数Z7 、Z8齿轮轴为小链轮，除草轴为大链轮，链齿均取国家标准尺寸，因其传动比为1，小、大链轮齿数均定为10，即Z7 =Z8=10（2）计算当量的单排链的计算功率根据链传动的工作情况、主动链轮齿数和链条排数，将链传动所传递的功率修正为当量的单排练的集散功率： 工况系数, 查机械设计表9-6（178页）得=1.0主链轮齿数系数，查机械设计图9-13(179页)查得=2.8多排链系数， 单排链为1=1.02.83.69/1=10.332kW（3）确定链条型号和节距P链条型号根据当量的单排链的计算功率=10.332kW和齿轮轴转速n5=由图9-11A系列、单排滚子链额定功率曲线得到，再查 表9-1滚子链规格和主要参数得到链条节距p=38.1mm，ISO链号为24A。（4）计算链节数和中心距初选中心距=（3050）P =（3050）38.1mm =11431950mm。取=1200mm。按下式计算链节数LP0LP0=2 =2=72.992 为了避免使用过度链节，应将计算出的链节数LP0圆整为偶数，即 LP=74节链传动的最大中心距为：a= 查机械设计表9-7中心距计算系数f1取1=0.24978a= =0.2497838.1742-(10+10)=1218.12mm（5）计算链速v，确定润滑方式 v=0.952m/s查机械设计图9-14润滑范围选择图，根据平均链速与链号可采用定期人工润滑，用油壶或油刷定期在链条松边内、外链板间隙注油。（6）计算链传动作用在轴上的压轴力FP 压轴力FP 可近似取为FP式中：有效圆周力，；压轴力系数，对于水平传动1.15；对于垂直传动=1.05。=3876.05N链轮水平布置时的压轴力系数=1.15，则压轴力为FP=4457.75N。小结：由以上计算得出：旋耕刀第二级链轮,小齿轮齿数Z7 = 10大链轮的齿数Z8=10，链条的链节数=74节，中心距a=1218.12mm。5.2 旋耕刀的设计与选用5.2.1旋耕刀的选用目前，旋耕机采用的旋耕刀主要有三种：凿形刀、直角刀和弯刀。下面一一分析它们的特点：1、凿形刀优点：凿形刀的前端刃口比较窄，而且多为平口和尖头形状，因此它的入土能力比较强；缺点：从刃口曲线可以看出，凿形刀容易缠草，而且在较潮湿的农田作业时，有时会出现漏耕现象；适用环境：多沙或多石的农田。2、直角刀优点：直角刀主要由正切部和侧切部组成，且二者之间的夹角呈直角或钝角，刀身较宽，刚度也较大，加之刃口锋利，因此直角刀具有良好的砍切性能；缺点：由于正切部和侧切部之间的夹角呈直角或钝角，因此直角刀易缠草；3、弯刀优点：弯刀也主要由正切部和侧切部组成，弯刀不仅有锋利的刃口，而且正切刃和侧切刃呈曲形，因此具有良好的滑切性能，不易缠草；适用环境：杂草秸秆较多的农田。从以上分析可以看出，烟田培土采用弯刀为宜。根据GB/T5669-2008标准，S系列和T系列弯刀中，回转半径从150mm到260mm的刀座式弯刀分为三类：表1弯刀类型Tab.1 Machete type型号回转半径（mm）适用场合I型弯刀225 245 260水旱田耕作II型弯刀195 210 225 245 260绿肥、稻茬、麦茬较多的田地耕作III型弯刀150 174浅耕灭茬的田地耕作本设计选取S系列III150型旋耕刀，手柄尺寸与主要参数如下：表2旋耕刀手柄尺寸GB/T5669-2008Tab.2 Rotary tillage knife handle size GB/T5669-2008拖拉机类型尺寸（mm）S（手扶）刀柄宽度刀柄厚度孔径回转中心到柄孔中心距离顶部到孔中心距离25100.510.5 552 25表3旋耕刀主要参数GB/T5669-2008Tab.2 The main parameter of rotary blade GB/T5669-2008刀型号刀身尺寸（mm）IIIS150RR0maxR1bharc1c2l150921213812535371020-12012010表中符号说明：R刀辊回转半径 R0侧切刃起始半径 max侧切刃包角 R1侧切刃终点半径 b工作幅宽 h正切部顶面宽 a正切部顶面长 r正切部弯折半径 正切部弯折角c1侧切部顶面宽 c2刃口厚度 l刃口宽度旋耕刀结构如下图7所示： 图8 旋耕刀Fig.8 Rotary knife5.2.2旋耕刀刀座的选用根据刀座的材料和加工工艺的不同，旋耕刀刀座分为精密铸造刀座和焊合刀座两种，国家标准如下：普通工程用铸造碳钢件规定：精密铸造刀座应采用ZG230-450或相近材料制造低合金结构钢规定：焊合刀座应采用16Mn或相近材料制造，考虑到烟草揭膜培土机的工作情况和经济效益，本设计采用焊合刀座。焊合刀座的尺寸如下表所示：刀座式旋耕刀手柄对应的刀座尺寸：表4刀座尺寸GB/T5669-2008Tab.4 Knife block size GB/T5669-2008拖拉机类型尺寸（mm）S(手扶)LPGD2YZCHMN55720112111462617.520.2焊合刀座的结构如下图所示： 图9刀座Fig.9 Knife holder5.3 中间轴的设计5.3.1分析中间轴的功率P2，转速n2，转矩T2上段的已知条件有：=0.96，P2=4kW0.96=3.84kW，中间轴转速：n2=T25.3.2初步确定轴最小直径选取轴的材料为45钢，调质处理，根据机械设计表15-3，取A0=110，得：=中间传递轴的最小直径是与培土轴链轮组成的链传动小链轮相接触的部位。 5.3.3轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案如下图所示： 图10中间传递轴 Fig.10 Intermediate transmission shaft（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）为了满足装配链轮Z3的轴向定位要求，轴的-轴段右端需制出轴肩，故取-段的直径d-为33mm，的左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取轴端挡圈直径为36mm。左端的链轮采用螺母固定，及以夹角120。攻芽面，以螺丝固定，取L-长度为30mm，L-=17mm。2）初步选择滚动轴承选用深沟滚子轴承，参照工作要求并根据d-=33mm，查机械设计课程设计手册表6-1取轴承代号为6008的深沟滚子轴承，其基本尺寸为dDB=40mm69mm15mm，d-= d-=30mm，L-= L-=15mm.右端滚动轴承采用轴肩定位，取定位高度h=5mm，因此，取d-=d-=40mm。3）取安装齿轮的轴段的左端d-=40mm，齿轮的左端以夹角120攻芽面，用螺丝固定，安装链轮Z2在轴段的右端，链轮的右端以夹角120攻芽面，用螺丝固定，至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。（3）轴上零件的径向定位齿轮、链轮与轴的径向定位均采用平键连接。由机械设计表6-1普通平键和普通楔键的主要尺寸取bh=12mm8mm，键槽用键槽铣刀加工，长为30mm，同时为了保证齿轮、链轮轮毂与配合有良好的对中性，故选择齿轮、链轮轮毂与轴的配合为；滚动轴承与轴的定位是由过渡配合来保证的，此次选轴的直径公差为m6.（4）确定轴上圆角和倒角尺寸查机械设计表15-2零件倒角C与圆角半径R的推荐值，取轴端倒角为245，各轴肩的圆角半径见cad图。5.3.4轴上载荷的计算（1）作出轴的计算简图（力学模型）轴所受载荷是从轴上零件传来的，计算时，将轴上的分布载荷简化为集中应力，其作用点取载荷分布段的中点。作用在轴上的扭矩则从传动件轮毂宽度的中点算起，把轴当作置于铰链支座上的梁，根据轴承类型和布置方式分析支反力的作用点。（2）中间轴的受力分析轴传递的转矩：T2链轮上的圆周力：=1439.8N轴上所受到链轮的径向力：Fr=Ft=1439.8N轴上的轴向力： Fx=0N最大转矩： = FrL-=1439.8194.5=280041（3）安全系数的计算由于是循环弯曲应力，故弯曲应力为： W称为抗弯截面系数，因为截面是直径为d的原形，则W=44.59MPa剪切应力:,因为W=，故=11.34MPa查机械设计表15-1轴的常用材料及其主要力学性能得弯曲疲劳极限=255MPa，剪切疲劳极限=140MPa。根据计算公式： 式中： 有效应力集中系数，取=1.80 ；表面质量系数，取=1；尺寸影响系数，取=0.56；平均应力这是系数，取=0.42；=1.39计算公式： 式中： 有效应力集中系数，取=1.28 ；表面质量系数，取=1；尺寸影响系数，取=0.60；平均应力这是系数，取=0.29。S= = =1.34故安全系数大于S,该轴是安全的。5.4 培土轴的设计5.4.1培土轴材料的选用在本设计中，培土轴的主要作用是固定旋耕刀的刀座，以及通过旋转为旋耕刀的工作提供直接动力，目前烟草培土机一般为普通钢管制造的空心轴，直径在30mm65mm之间。在材料力学中我们在知道：实心轴的切应力在横截面的半径方向上是按线性规律分布的，即越靠近实心轴的圆心，切应力越小，实心材料不能充分发挥作用，若制成空心轴，材料的抗扭截面系数和横截面对圆心的极惯性矩都会增大，这样既减轻了重量，节省了材料，又增加了轴的强度。由于碳钢比合金钢低廉，对应力集中的敏感性较低，同时也可用用热处理或化学处理的办法提高其耐磨性和抗疲劳强度，故本设计绞龙的材料选用普通钢即45号钢。5.4.2 分析培土轴的功率P3，转速n3，转矩T3由上段的已知条件有：=0.96，=0.90=4kW0.960.90=3.45kW，又培土轴转速=T35.4.3初步确定轴最小直径选取轴的材料为45钢，调质处理，根据机械设计表15-3，取A0=110，于是得 =中间传递轴的最小直径是与培土轴链轮与培土轴相接触的部位.5.4.4轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案由于轴上焊接有固定旋耕刀的刀座，故采用轴两端卡口式安装方式，如下图采用方案是左端轴承、轴承端盖、右端轴承、轴承端盖、套筒、链轮、轴端挡圈依从上到下，从左至右安装，左端加端盖，如下图10所示：图11培土轴Fig.11 Hiller shaft（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）为了满足装配链轮Z4的轴向定位要求，轴的-轴段右端需制出轴肩，故取-段的直径d-为25mm，的左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取轴端挡圈直径为28mm。左端的链轮采用螺母固定，及以夹角120。攻芽面，以螺丝固定，取L-长度为30mm，L-=12mm。2）初步选择滚动轴承选用深沟滚子轴承，参照工作要求并根据d-=25mm，查机械设计课程设计手册表6-1取轴承代号为6005的深沟滚子轴承，其基本尺寸为dDB=25mm47mm12mm，d-=d-= 25mm。右端滚动轴承采用轴肩定位，取定位高度h=5mm，因此，取d-=40mm。（3）轴上零件的径向定位齿轮、链轮与轴的径向定位均采用平键连接。由机械设计表6-1普通平键和普通楔键的主要尺寸取bh=12mm8mm，键槽用键槽铣刀加工，长为20mm，同时为了保证齿轮、链轮轮毂与配合有良好的对中性，故选择齿轮、链轮轮毂与轴的配合为；滚动轴承与轴的定位是由过渡配合来保证的，此次选轴的直径公差为m6.（4）确定轴上圆角和倒角尺寸查机械设计表15-2零件倒角C与圆角半径R的推荐值，取轴端倒角为245，各轴肩的圆角半径见cad图。5.4.5轴上载荷的计算培土机在工作过程中，刀片受三分力作用，将它们等效到轴上表现为扭矩T。，径向力 ，和轴向力：。由于轴向水平分力的值较小，对刀轴及整机的强度、机组性能影响均较小，故在此将其略去。根据耕作机械