小型耕作机设计——传动部分设计【8张CAD图纸和文档所见所得】【YC系列】
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XXXXX毕 业 设 计 (论 文) 小型耕作机设计传动部分设计系 名： 专业班级： 学生姓名： 学 号： 指导教师姓名： 指导教师职称： 年 月目 录摘 要IIIAbstractIV第1章 绪论11.1研究背景及意义11.2耕作机概述21.3国内外研究及发展现状31.3.1国内研究及发展现状31.3.2国外研究及发展现状4第2章 传动部分及总体方案设计62.1设计要求62.2总体方案设计62.2.1耕作机类型选择62.2.2动力传动系统方案确定62.2.3耕作深度调节传动装置方案确定72.2.4总体结构7第3章 动力传动系统设计83.1功率计算及发动机选型83.1.1 切土阻力83.1.2 耕作机功耗计算93.1.3 发动机选型113.2总体参数计算123.2.1传动比分配123.2.2运动和动力参数计算123.3 V带传动设计133.4齿轮传动设计与校核153.4.1齿轮相关参数的选择153.4.2按齿面接触疲劳强度设计163.4.3按齿根弯曲强度设计183.4.4几何尺寸计算193.4.5验算203.5轴及轴上零件的设计与校核203.5.1轴的设计与校核203.5.2滚动轴承的选择与校核233.5.3键的选择与校核25第4章 耕作深度调节传动装置的设计264.1深度调节液压缸的选用及分析264.1.1 液压缸型号的确定264.1.2 液压缸行程验证264.2深度调节液压系统设计284.2.1供油方式284.2.2平衡及锁紧284.2.3液压系统原理图28总 结30参考文献31致 谢32摘 要本文分析比较了国内外耕作机械的工作方法和原理，结合我国现有的耕作方式及现有小型旋耕机大量使用的现状，比较了前置和后置式耕作方式设计圆盘式耕作部件，对一款耕作机传动部分进行设计。本耕作机采用一个柴油机作为主动力源，利用一个齿轮分速装置输出两个转速，一个提供耕作机的前进，另一个控制耕作机耕作部分的旋转，从而工作机构和行走机构相互独立，不相干涉。耕作刀盘动力采用带机齿轮传动，结构简单、轻巧，运行灵活。采用上抛，并设置挡土板，从而达到覆土要求，耕作刀盘后接耕作铲，达到了沟底平整的要求，设置弧形挡板，满足了操作安全性及碎土系数需要。再利用一个液压装置，控制耕作部分的耕作深度调节。关键词：耕作机；传动；旋刀；齿轮AbstractThis paper analyzes and compares the domestic and farming machinery working methods and principles, combined with the status quo of existing farming practices and extensive use of existing mini rotary tiller, comparing the front and rear-mounted disc tillage farming methods designed components for a tiller transmission part of the design.The tiller using a diesel engine as the primary power source, the use of a two-speed gear unit and outputting the rotational speed, the one offering the advance tiller, rotary tillers farming another control portion to work and travel agencies are independent bodies, not with put ones oar in. Tillage cutter with a machine powered by a gear drive, simple structure, lightweight, flexible operation. Use the throw, and set retaining plate, so as to achieve the casing requirements, tillage farming shovel knife after-hours access, to the formation of the ditch requirements set curved bezel to meet operational safety and pulverizer coefficient needs. Recycling a hydraulic means for controlling the depth of tillage farming adjusting portion.Keywords: tiller; drive; rotary knife; gear33小型耕作机设计传动部分设计第1章 绪论1.1研究背景及意义我国是一个典型的农业大国，作物种植面积非常大，同时我国也是一个人口大国，对食品的需求量也非常的大，随着国家工业化进程，从农田中解放出更多的生产力，提高生产效率，我国的农业机械也在国家的扶持和工程师的研究中飞速发展，耕作作为农田作业的一个环节，在作物生长过程中的影响甚大，与此同时，其工作量大，人工耕作耗时耗力。所以，开发出一种耕作机械，就能极大的解决这个问题。本文就南方地块小，一般耕作机机型过长，不能灵活运行的情况，拟开发出一款微型耕作机，解决在小型田地作业的需要。图1 耕作机油菜、棉花等作物是直根系忌湿作物，土壤水分适宜与否，对其生长发育影响甚大，水分过多会造成缺氧，直接引起植株生理代谢过程变化，针对油菜、棉花等作物生长特性，一般要求如下：1、耕作要及时，以便抗旱排涝；2、沟深、沟宽要符合要求并均匀一致；3、抛土要均习。在耕作过程中能将泥土均匀抛向沟的两边，对种子的覆盖率能达90%以上；4、沟要直以利于排灌；5、沟底、沟壁要光滑。目前，南方各水稻主产区大都以两季连作，10月份晚稻收获后的田块留待第二年开春后翻耕种植早稻。在过冬的近5个月时间恰好是冬油菜的全生育期，但由于油菜的种植工序较多，尤其手工耕作劳动强度大，劳动力投入多，许多农民想尽量扩大种植冬油菜面积却又因劳动力不足而耽误了，加上近些年来，大部分农村青年都外出打工，人力不足最终导致油菜种植面积还相对减少，经济效益低，导致目前有限的耕地未能得到充分、合理利用。为了充分、合理利用南方土地资源，加快种植业向农机械化、产业化方向发展，因此设计一种耕作性能好且经济实用的耕作机械，解决农民当前耕作难的问题，提高种植效率和劳动生产率，快速实现油菜种植机械化，具有重要意义。1.2耕作机概述耕作机产品可分为链式耕作机和轮盘式耕作机：（1）链式耕作机链式耕作机主要由传动皮带轮、传动轴、变速齿轮箱、刀轴和机架构成。耕作机主要是与拖拉机配套使用，并由拖拉机动力驱动工作来实现耕作随着经济的发展，国家对基本建设力度加大，地下管道、电（光）缆铺设工程数量激增，质量要求提高。靠人工开挖，不仅效率低下，沟槽开挖质量欠佳，且不能满足“微创”要求。因为耕作机的使用越显得重要。耕作机主要有两种：第一种为开种沟而设计的耕作器，耕作器为小型从动部件，靠牵引作用力而开出适合种子发育的种床，沟形表现为小、窄、浅等特点，耕作器常作为播种机一附属部件而挂靠其上；第二种为开排水沟或其它用途的耕作机，耕作机相对较大型，挖沟机一般以主动型部件为主，消耗功率大，体积大，沟深且宽。范围广泛，结构简单、造价低廉、使用拆装方便，耕作质量好、效率高并具有耕作、碎伐、均匀排土一次完成的特点，适宜棉、麦、油菜等旱地田间开挖排水沟用。一种小型链式挖沟机，它包括有一固定在机架上的发动机，该发动机的输出轴上通过皮带轮传动机构或链轮传动机构分别与一中间轴和一液压泵相连；所述的中间轴通过一链轮传动机构或皮带轮传动机构与一链刀主轴相连，该链刀主轴上通过链刀主链轮相连着开挖用的链刀机构；所述液压泵的压力油出口经多路阀分两路分别连通于液压油缸和驱动桥上的液压马达，液压油缸上的伸缩杠杆机构与链刀机构相连；所述的发动机输出轴上通过皮带轮传动机构分别与一中间轴和一液压泵相连，所述的中间轴通过一链轮传动机构与一链刀主轴相连；所述的发动机输出轴与中间轴相联的皮带轮传动机构上加装有由手把、拉锁装置和张紧轮构成的离合机构，张紧轮靠近设置在皮带边上，并通过拉索装置与手把相连；它具有结构紧凑，体积小，重量轻，方便运输；成本低，可靠性好的特点图2 河北深远机械链式耕作机（2）轮盘式耕作机轮盘式耕作机主要用于管道和电缆电线等地下铺设,该机械特点是耕作速度快,深度自由调节,对路面破坏小,极大的提高了生产力,节省人力物力,其特点：经济效益显著，投资少、见效快，一台机器是人工的几十倍、小型挖掘机的几倍。耕作机开出的沟，可窄到10公分，深达2米，且沟直、壁陡，人工和挖掘机无法开出这样的沟；较人工和挖掘机有更高的作业效率（是挖掘机的3-5倍）和经济效益，特别在挖窄深沟的情况（埋管或埋电缆）下，该机的作业效果就更显突出。整机结构简单，操作方便，维护容易。图3 河南凤翔TD50轮盘式耕作机1.3国内外研究及发展现状1.3.1国内研究及发展现状目前，耕作机的形式各种各样，但其功能大同小异，由于大多体积较小，使得在狭小地块丘陵、山坡地、果园林间中应用相对广泛。但由于其生产效率低、作业质量差等问题，不易为广大农民所接受，远远不能满足当前农业发展的需要。其表现有：（1）操作中耕作深度达不到标准。据调查，大多数旋耕机耕深。不足15厘米，35%的地块耕深只的有8厘米。近15%的地块因多年连续旋耕已形成了坚硬的犁底层。致使耕层越来越浅2。（2）两轮或单轮的微耕机占主体地位，但由于微耕机其动力性差，越来越难以适应生产要求。（3）耕作机械安全性能较差。据农机部门的统计，2008年湖南省耕作机事故达300多起，对农机操作人员的安全造成了严重的威胁3。（4）可靠性较差，国产旋耕机平均无故障使用时间为370h左右，为国外先进水平的2/34。（5）材料和制造水平相对较低，我国农机行业低于国内一般机械工业的水平。近几年来，我国不断将高新技术运用到农业机械上来，使得农业机械不断向智能化发展。目前，国内多功能耕作机的发展趋势主要有以下几个方面：（1）向自动化，智能化发展。我国农产品生产成本较国外高的主要原因是劳动力所占比例太高，机械成本占有比例较低。所以，如果我国农业生产若能大幅度提高机械化和自动化水平，必然可以提高农业生产率，达到降低农产品成本的目的。（2）向边缘发展，拾遗补缺。在主要作物主要作业机械化基本满足生产需要以后，蔬菜、花卉、经济作物所需要的耕作机械，特殊要求的耕作机械将成为开发的重点。1.3.2国外研究及发展现状目前，在外国如日本、韩国、美国以色列等国家在农业生产中已实现了机械化，耕作机以其作业性能稳定、功能齐全的特点，广泛地运用于农田生产。国外多功能耕作机经过多年的发展，发展趋势主要表现在以下几个方面：（1）耕作机械产品向多品种、系列化方向发展。专业生产大中型耕作机械的松山株式会社和小桥工业株式会社的产品有50多个系列200多个品种，驱动耙产品有近30多个系列100个品种，且具有不同的配套动力、耕深、供用户选用。（2）向宽幅、高速、高效方向发展。意大利“CELLI”公司的KRP600型动力耙与132176kW拖拉机配套，作业幅宽达到6m，耕深可达30cm；日本松山和小桥公司制造的宽幅水田驱动耙可折叠，配套动力为25.747.8kW，作业。幅宽达34.17m，行驶或入库时机体可对折将幅宽缩至1.8cm5。（3）向降低功耗、减少土壤有害压实、联合作业机具方向发展。将松土、碎土、作畦、起垄、开沟、播种、施肥和喷药等多种作业中的几项结合在一个机组中，1次性作业行程即可同时完成耕耙作业（4）耕作机械向智能化与自动化方向发展。由于先进的制造技术、新材料的涌现，电子技术、通讯技术等的进步，电子监控、液压和自动控制等技术在耕作机械上得到了广泛的应用。（5）向工厂化农业小型多功能机具发展。日本、西班牙以及韩国等国家采用了先进的小型动力和耕整机具，其动力一般为2.23.7kW的汽油机，可以减少棚室内的污染；同时操纵把手可水360方向及垂直方向多级调整位置，使机具操纵灵活，并可在棚室侧边作业6。第2章 传动部分及总体方案设计2.1设计要求完成小型耕作机设计传动部分的设计设计参数：整地部件参数，最大耕幅：900mm，耕深：50-150mm；覆土部件参数，耕幅：1200mm。2.2总体方案设计2.2.1耕作机类型选择为了适用于多种土质、工作环境以及与通用的手扶拖拉机匹配，本次选用圆盘式耕作机。2.2.2动力传动系统方案确定本耕作机采用一个柴油机作为主动力源，利用一个齿轮分速装置输出两个转速，一个提供耕作机的前进，另一个控制耕作机耕作部分的旋转，从而工作机构和行走机构相互独立，不相干涉。具体传递方案如下：即，发动机经过离合器与V带传动到减速箱，减速箱通过齿轮分出两个转速，一个传给车轮，一个通过离合器与V带传动到耕作器。图2-1 动力传递方案图2-2传动装置方案2.2.3耕作深度调节传动装置方案确定深度调节传动装置通过液压缸与耕作器臂实现，液压缸无杆腔供油耕作器提起，有杆腔供油耕作器放下，从而实现调节耕作器高度。2.2.4总体结构利用微型耕作机的动力带动整个耕作部件的运转，耕作的刀盘采用中间式，在刀盘上焊接刀座，用螺栓将刀座和旋耕刀联接起来；通过螺栓将刀盘与刀轴联接起来，使刀盘旋转，进行耕作工作，为了满足旋耕刀工作时的滑切性能和脱草性能且在稻田进行工作，故选用弯刀做为耕作工具；为了更好的提高碎土性能和对操作者进行保护，设计左右两块弧形挡板，最后设计一个支撑架杆，对整个耕作部件进行固定。总体结构如下图：图1 总体结构图第3章 动力传动系统设计3.1功率计算及发动机选型耕作过程中，刀片在土壤中连续运动进行切削，被切削下来的土壤，其中一部分在切削刃前面形成土堆，被刀片带着向前移动；一部分土壤在挤压力的作用下越过切削刃前面的土堆进入杯形刀体内。由此可见，在耕作过程中刀片除了遇到切削阻力外，还会遇到土壤进入杯形刀体内的阻力及带动土堆的阻力，后二项合称为装土阻力。切削阻力与装土阻力之和称为总阻力6。耕作机功耗及阻力的计算方法还不完善，主要通过借鉴其它切削经验公式来计算，且不同的参数下所使用的经验公式也不同，因此探求合适的阻力计算公式是非常关键的。3.1.1 切土阻力 切削总阻力计算公式 7：式中：土壤坚实度计的冲击次数，取=15 切削厚度刀片宽度刀片切削角，对于圆弧形刀片刀片切削角等于后角刀片尖角计算系数，取=0.81 将上式中的切削厚度、刀片切削角和刀片厚度作相应的调整后得到单个刀片的切削阻力： 耕作机盘刀总切削阻力： 式中：z链条上同时与土壤作用的刀片数。工作时有5组即约10把刀片同时切土。由于刀片受到各种冲击的影响，在设计时应加入动载系数，一般情况下动载系数取1.31.58，则3.1.2 耕作机功耗计算（1）耕作装置总功耗耕作机的总切削功耗为：耕作机的总切削比功：式中：比功，单位立方米作业量的切削功耗沟的断面面积表2-3 土壤容重土壤级别土壤名称难易系数容重砂和粉砂土种植土0.7515000-1600012000轻粘土小石头夹有碎石当砂土0.9160001700017500亚粘土重粘土干黄土1.0180001750018000重粘土 硬黄土含石块的粘土石块与粗卵石1.3195002000019500密实硬黄土轻质泥灰土不坚实页岩岩石2.019500190002000020000-33000沿沟深方向提升土壤的功耗 每次切削下来的土壤层的重心都相同，距地面为0.5H，则式中，土壤颗粒在链刀与沟侧壁间滞塞的可能系数，取=1土壤容重土壤容重9是土壤在未破坏的自然结构下，单位容积中的重量，通常以表示。土壤容重大小反映土壤结构、透气性、透水性能以及保水能力的高低，一般耕作层土壤容重11.8103N/m3，土层越深则容重越大。各种土壤的容重数据见表2-3。被运送土壤与沟道土壤的摩擦功耗 式中： 土壤的内摩擦系数，见表2-4 表2-4 土壤摩擦系数土壤名称内摩擦系数外摩擦系数砂0.58一0.750.73粘土0.7一10.5一0.75小块砾石0.9一1.1泥土灰0.75一10.6一0.75饱含水分的粘土0.18一0.42碎石0.90.84则耕作机装置总功耗为：式中： 耕作链的传动效率配套动力到耕作装置的传动效率（2）耕作机前进功耗传动机构功耗：对于机组前进所受的阻力Fa，可以做受力分析，如图2-2，则 图2-2 耕作机前进状态受力分析 式中：G一机器自重滚动阻力系数，取=0.079 耕作机前进功耗： 式中：机器行走的传动效率耕作机的总功耗为： 3.1.3 发动机选型根据耕作机功耗选用蓝天 1 DN-4型多功能农用微型耕作机功 率：4.4千瓦转 速：1800转/分3.2总体参数计算3.2.1传动比分配总传动比为：3.2.2运动和动力参数计算（1）各轴的转速耕种机动力输出轴为0轴，变速箱主轴为轴，车轮轴为轴，刀轴为轴，各轴转速为： （2）各轴的轴功率 （3）各轴输入转矩T 初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理，查参考文献2表15-3得，又由 。将有关值代入公式可见得： 取同理计算可得： 3.3 V带传动设计1）确定计算功率：已知：；查机械设计基础表13-8得工况系数：；则：2）选取V带型号：根据、查机械设计基础图13-15选用A型V带,3）确定大、小带轮的基准直径（1）初选小带轮的基准直径：（2）计算大带轮基准直径：；圆整取，误差小于5%，是允许的。4）验算带速：带的速度合适。5）确定V带的基准长度和传动中心距：中心距：初选中心距（2）基准长度：对于A型带选用（3）实际中心距：6）验算主动轮上的包角：由得主动轮上的包角合适。7）计算V带的根数：，查机械设计基础表13-3 得：；（2），查表得：；（3）由查表得，包角修正系数（4）由，与V带型号A型查表得： 综上数据，得取合适。8）计算预紧力（初拉力）：根据带型A型查机械设计基础表13-1得：9）计算作用在轴上的压轴力：其中为小带轮的包角。10）V带传动的主要参数整理并列表：带型带轮基准直径(mm)传动比基准长度(mm)A21250中心距（mm）根数初拉力(N)压轴力(N)5835110.81095.53.4齿轮传动设计与校核选择最后一级传动的齿轮进行设计计算3.4.1齿轮相关参数的选择选择齿轮类型、精度等级、材料及齿数1）根据设定的传动方案，采用软齿面直齿轮传动。2）由于此机构中齿轮传动为低速级齿轮传动，速度不高，故选用7级精度3）材料选择：小齿轮材料为20CrMnTi，渗碳淬火，硬度为300HBS，大齿轮材料为45钢（调质）硬度为240HBS，二者材料差为60HBS。4）取小齿轮齿数Z1=20，则大齿轮齿数Z2=iZ1=220=40，取Z2=403.4.2按齿面接触疲劳强度设计设计计算公式： (13) 确定公式内的各计算数值1）试选载荷系数 2）计算小齿轮的转矩 (14) 3）由参考文献2表10-7选取齿宽系数4）由参考文献2表10-6选取材料的弹性系数5）由图10-21e按齿面硬度查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）由式： (15) 计算应力循环次数设该齿轮的工作寿命为12年，每年工作180天，每天10小时，则 7）由参考文献2图10-19查得接触疲劳寿命系数 ；8）计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，取安全系数S=1。由式 得 (16) 计算尺寸：1）试算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值 2）计算圆周速度 (18) 3）计算齿宽b (19) 4）计算齿宽与齿高之比b/h模数 (20) 齿高 (21) 齿宽与齿高之比 5）计算载荷系数根据，7级精度，由参考文献2图10-8查得动载荷系直齿轮，假设.由参考文献2表10-3； 由参考文献2表10-2查得使用系数； 由参考文献2表10-4查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时， (22) 将数据代入后得由，查参考文献2图10-13得；故载荷系数 6）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式得 7）计算模数m3.4.3按齿根弯曲强度设计弯曲强度设计公式为： 确定公式内的各计算数值1）由参考文献2图10-20d查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 2）由参考文献2图10-18查得弯曲疲劳寿命系数 3）计算弯曲疲劳许用应力取安全系数S=1.3由式 得 (27) 4）计算载荷系数K (28) 5）查取齿型系数 由参考文献2表10-5查得 ，6）查取应力校正系数 由参考文献2表10-5可查得 ，7）计算大小齿轮的并加以比较 小齿轮的数值大。 设计计算 根据式（27）得对比计算结果，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（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数4.96，并就近圆整为标准值m=5，按接触强度算得的分度圆直径,算出小齿轮数大齿轮齿数 ， 取这样设计出的齿轮传动既满足齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。3.4.4几何尺寸计算1）计算分度圆直径 2）计算中心距 （29）3）计算齿轮宽度考虑到尽可能的减少质量和缩短变速器的轴向尺寸，应该选用较小的齿宽。若使用宽些的齿宽，工作时会因轴的变形导致齿轮倾斜，使齿轮沿齿宽方向受力不均匀并在齿宽方向磨损不均匀。 通常更据齿轮模数m的大小来选定齿宽。 直齿：b=KC m, KC为齿宽系数，取为4.59 （30） 斜齿：b= KC mm，KC取6.09.5第一轴常啮合齿轮副的齿宽系数，KC可取大些，使接触线长度增加、接触应力降低，以提高传动平稳性和齿轮寿命。所以小齿轮齿宽取20mm,大齿轮齿宽取20mm.3.4.5验算 (31) (32)合适。3.5轴及轴上零件的设计与校核3.5.1轴的设计与校核本次设计选到刀轴的外径d为50mm。由于农田土壤的复杂性，至今尚缺乏表达旋耕阻力及能耗与土壤动力特性、耕作机具参数之间明晰的、便于应用的关系式，所以通过以下半经验公式进行计算P= （3）式中：B耕幅，mm；H耕深，mm；vm机组前进速度，km/h；P0切土比阻，KN/m；vd刀滚外缘线速度，m/s；未耕土壤密度，mg/m3切土比阻P0与土壤质地、耕深等多种因素有关，由实验取得为32.4KN/m,从农业土壤力学一书中得知未耕土壤密度为2.69 mg/m3。计算：P=50201.11000(32.4+6.62.65/2) =3.2kw由公式T=9550P/n=95503.2/256=157Nm 当轴回转时，有三把刀进行工作，两把弯刀和一把直壁刀，由于直壁刀所受的阻力很小，可以忽略不计，则只要考虑两把弯刀同时进行切削土壤的情况，一把弯刀通过焊接在刀盘上的刀座固定，对轴产生扭转变形；另一把弯刀通过焊接在刀盘上的U型钢与之相连，对刀轴同时产生弯矩和扭转变形。由于每把弯刀的参数基本一致，则每把弯刀产生的弯矩为T/2，即78.5Nm,又因为T=FL,从此式可以求出弯刀给轴带来的载荷F的大小，由弯刀的最大回转半径为270mm可求出切削阻力：F=78.5/0.27=291N图A分析了刀盘对轴所产生的力效应，力F2原来的作用点在垂直刀盘所在平面70mm 的平面内，利用力的平移定理将其移到刀盘所在平面内，此力在平移后相当于对轴附加了一个弯矩，其值为M=F270=29170=20.3Nm如图A中所示，根据力的平移定理将力F1平移至轴心，将附加一个扭矩，其大小为 T=F1270=291270=78.6Nm将力F2再次平移，F2会附加一个和力F1同样的附加扭矩，大小与方向相同。各力的方向如图A中所示，作出其扭矩图，如E所示。为了计算的方便将图A中平移后的两个力进行合成，如图B所示，合成后的合力F为F1 ，方向如图中所示。 以合力F的方向为纵轴为方向建立直角坐标系xoy对刀轴进行受力分析，如图C所示，利用平衡条件对其进行计算，建立平衡方向有 P1+P2=F P2730+M=365F解之得 P2=117.6N P1=173.4N力P1、P2将轴心各产生一个弯矩，其大小为 M1=117.6365=43Nm M2=173.4365=63.3Nm 作出其弯矩图，如D所示，从弯矩图中得知其最大弯矩为63.3Nm，从扭矩图中得知最大扭矩为157.2Nm，根据弯曲强度条件利用下式对轴进行校核 （4）因为刀轴为空心轴，W查机械设计表15-4得其计算公式为W= （5）其中d为刀轴的大径，d1为刀轴小径。计算得W=0.15031-(44/50)4=6125mm3则 =10.33Mpa=60Mpa所以轴的强度能够满足弯曲强度要求。根据扭转强度条件利用下式对轴进行校核 （6）计算得=35Mpa所以轴的强度能够满足扭转强度要求，综上所述可知，轴能满足工作时的强度要求，使刀盘能正常的工作。3.5.2滚动轴承的选择与校核因轴承主故要承受径向载荷无受轴向载荷，初步选取球深沟轴承。其主要性能和特点:主要承受径向载荷,也可同时承受小的轴向载荷。当量摩擦系数最小。在高转速时，可用来承受纯轴向载荷。工作中允许内、外圈轴线偏斜量不大于，大量生产，价格最低。这里选输出轴上的轴承校核（其它轴承的选择和校核略）。为了方便安装，两端选用相同型号的轴承。因轴承承担的径向力远远大于轴向力，参照工作要求，初选6205型号的轴承。验算：轴轴承的使用寿命为：12小时/天180天/年10年=21600小时1）对左端，已知，在理想状况下无轴向力，故，所以X=1，Y=0。根据GB276-89，选6205型轴承，查得：C = 10.8 KN，=6.95 KN 。求当量载荷P:查参考文献2表13-6得1.21.8，取1.8。 (38)验算6205轴承的寿命 (39)所以6205型满足要求。2）对左端，已知，在理想状况下无轴向力，故，所以X=1，Y=0。根据GB276-89，选6205型轴承，查的：C = 10.8 KN，C0 =6.95 KN 。求当量载荷P查参考文献2表13-6得fp1.21.8，取1.8 。验算6205轴承的寿命所以6205型满足要求。轴承校核完毕。3.5.3键的选择与校核 此设计涉及两类键：平键和花键，其选择见装配图。现选择变速箱输出轴上的矩形花键进行校核，其基本尺寸为NdDB8mm36mm42mm29mm。 假设载荷在键的工作面上均匀分布，每个齿工作面上压力的合力F作用在平均直径处。 此处为静联接，其校核公式为： (40)式中： T 传递的转矩，已知T=692.11Nm； 载荷分配不均匀系数，取=0.8; Z 花键的齿数，取z=8; H 花键齿侧面的工作高度，矩形花键中： (41)l 齿的工作长度，取l=29mm; 花键的平均直径，矩形花键中：=（D+d）/2=(42+36)/2=39mm (42) 花键联接的许用挤压应力，查参考文献2表6-3得 =120MPa则由式（40） 得：MPa120MPa 符合要求，校核完毕。第4章 耕作深度调节传动装置的设计4.1深度调节液压缸的选用及分析4.1.1 液压缸型号的确定首先确定梁和架上的液压缸耳环的具体位置，然后即可对初定的杆件在CAD中进行简单模拟（工作位置和提起位置），测量出耕作装置在两个极限位置的时液压缸的长度（即两个耳环中心线之间的距离）：218mm395mm。参考已有的微耕机的液压缸型号和液压缸系列值21，选用HSG型工程用液压缸，技术参数见表3-5。型号 HSGL-50/25E-1111-160218 型号的含义：表3-5 液压缸技术参数缸径速比活塞杆直径额定工作压力拉力推力最大行程501.333016MP2356031420400HSG双作用单活塞杆液压缸 L外螺纹连接 50/30液压缸内径/活塞杆外径 mm E压力等级16MP缸盖耳环带衬套，杆端外螺纹，两端带缓冲，油口内螺纹连接 80行程 mm 218安装距 mm4.1.2 液压缸行程验证活塞杆的最大允许行程 （3-1）将数据带入并化简后 （3-2）式中：活塞杆弯曲失稳临界压缩力安全系数，通常取3.56，这里取3.5。E弹性模数。钢材的E=将P=16MPa带入，得=56MPa，进而得=267mm，可见所选行程160mm在安全范围之内。液压缸往返运动速度之比式中：活塞杆的伸出速度m/min活塞杆的缩回速度m/min液压缸活塞直径m活塞杆直径m由此可确定所选压力等级16MP是合理的。活塞在缸体内完成全部行程所需要的时间s （3-3）当活塞杆伸出时s （3-4）当活塞杆缩回时s （3-5）式中：液压缸容积 L活塞行程 m流量 L/min缸筒内径 m活塞杆直径 m活塞杆伸出时的理论推力为 （3-6）活塞杆缩回时的理论拉力为 （3-7）活塞差动前进时的理论推力为 （3-8）式中：活塞无杆侧有效面积活塞有杆侧有效面积供油压力 Mpa活塞直径 m活塞杆直径 4.2深度调节液压系统设计4.2.1供油方式 该液压系统比较简单，只需高度时动作，调节完后液压系统便停止工作，调节因此可以选单泵泵供油。4.2.2平衡及锁紧为了确保高度调节完后液压系统可停止工作以便节约能耗，因此必须采用锁紧回路。4.2.3液压系统原理图综上所述拟定液压系统原理图如下图：液压系统原理图总 结通过本次毕业设计是我充分认识到，这次设计其实是综合运用机械设计和其它先修课程的知识，分析和解决机械设计问题，进一步巩固、加深和拓宽所学知识的过程。通过设计实践，使我逐步树立了正确的设计思想，增强了创新意识和竞争意识，熟悉掌握了机械设计的一般规律，培养了我分析和解决问题的能力。通过设计计算、绘图以及运用技术标准、规范、设计手册等有关设计参考文献，使我进行了全面的机械设计基本技能的训练。另外通过本次设计使我领悟出机械设计的一般进程为：设计准备、传动装置总体设计、传动零件设计计算、装配图设计、零件工作图设计、编写设计说明书。如果随意打乱这个过程则在设计过程中肯定会多走弯路。在设计过程中我们在独立完成的同时，要时刻跟指导老师沟通和请教，要掌握设计进度，认真设计。每个阶段完成后要认真检查，有错误要认真修改，精益求精。毕业设计的各个阶段是相互联系的。设计时，零、部件的结构尺寸不是完全由计算确定的，还要考虑结构、工艺性、
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