微型耕作机的结构优化设计-以合盛1Z-135型微耕机为研究对象
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本科毕业论文（设计）论文（设计）题目： 微型耕作机的结构优化设计系：专 业：班 级：学 号：学生姓名：指导教师：2017 年 05 月 31 日 第 59 页目 录摘要IIIAbstractIV第一章 绪论11.1 国外技术水平现状11.2 国内耕作机的现状21.3 微型耕作机发展存在的问题21.4 微型耕作机的发展趋势3第二章 技术创新点和设计思路52.1 技术创新点52.2设计思路5第三章 总体方案设计63.1 已知设计条件63.2 总体方案设计可行性分析63.3整机结构及工作原理63.3.1 结构特点63.3.2 工作原理73.4 主要参数初步设定73.5 动力部分83.5.1 柴油发动机的选型83.5.2 消声器的选型83.6 机械传动方式的选择以及设计计算93.6.1 传动比的计算和分配93.6.2计算各轴的功率及转矩103.6.3 带传动的设计计算与校核133.6.4 齿轮传动的设计计算与校核153.6.5 轴的设计及校核313.6.6 键、深沟轴承、离合器等标准件的选择333.7 旋耕刀具部分的选择及设计34第四章 工作部件优化设计及安全性404.1行走机构的优化设计404.2 扶手架的优化设计404.3 安全挡板的优化设计424.4 微型耕作机的主要技术参数434.5 操作安全注意事项及翻耕的农艺要求44第五章 设计总结45参考文献46致谢47微型耕作机的结构优化设计摘要随着我国农业机械化的发展，由于市场的需求，适用于丘陵、山地的微型耕作机的结构优化设计已成为目前研究的重点,微型耕作机的使用操作简单，耕作效率高以及性能好。本文以合盛1Z-135微型耕作机为研究对象，对微型耕作机的部分结构进行了一定的创新优化改进，使之更加人性化。在广泛收集资料的基础上，对国内外微型耕作机的研究现状进行对比和分析，论证了微型耕作机的设计方案，重点进行对发动机以及消声器进行选型，传动部分的设计，工作部件的设计以及对微型耕作机安全性能的设计分析。同时，本文也从人机工程学的角度对微型耕作机的人性化设计提出了部分可行性设计改良建议。关键词：微型耕作机，结构优化，设计Design of the structure optimization of miniature cultivatorAbstractWith the development of agricultural mechanization in our country, due to the demand of the market, is suitable for the hills, mountains of miniature farming machine structure optimization design has been the focus of the present study, the use of miniature farming machine operation is simple, the cultivation of high efficiency and good performance. In this paper, the design of the 1z-135 micro-cultivator is studied, and the overall structure of the micro-cultivator is optimized and optimized to make it more humane. On the basis of widely collecting data, the research status quo of miniature farming machine at home and abroad were reviewed and comparison and analysis, demonstrates the design of miniature farming machine, focus on the engine type selection, the design of the transmission parts, the design of working parts and to the design of miniature farming machine safety performance. At the same time, this paper also puts forward some Suggestions for the feasibility design of miniature cultivator from the perspective of man-machine engineering.Key words: micro-cultivators,Structure optimization, design第1章 绪论在现代农业生产中，关于丘陵和山地的翻耕，农民离不开先进适用的微型耕作机。可以用微型耕作机来改善农业的生产条件，降低农户的工作劳动强度，使得农业的生产效率得以提升，进而推动农业的发展。随着农业机械化的深度推广，微型耕作机使用起来操作简单、成本低，适应山区丘陵耕作。微型耕作机是指功率7.5KW，可以直接用动力结构驱动旋转工作部件运转起来，主要用于果园、菜地、丘陵坡地等这些区域而设计的农机产品。主要还是因为它的结构紧凑、操作灵便以及维修便利等特点，因此普遍应用于丘陵的旱地、果园以及烟地的旋耕等地方的耕地作业。微型耕作机是以柴油机或汽油机作为动力的，它能够在田间自由地运转和行走，方便人们运用和寄存，同时也消除了大型农用机械无法进入山地的苦恼，是广大农民消费者代替牛耕的最佳抉择。我国是一个丘陵和山区，地域辽阔的以农业为主的国家。近年来 ,随着农业变革的不停地深化和农业构造的不断调整 , 我国的农业基础设施得到了迅速的发展。历经十多年的历程, 微型耕作机在国内得到了很好的发展, 国内很多的科研人员不断地尝试研发了一些较为适用的各种机型机具。1.1 国外技术水平现状最近几年以来，有些发达国家不停地将高新的技术应用到农业机械中去，因此，农业机械在智能化方向上得到了很好的发展。国外的微型耕作机械相对于国内的发展都比较早，一些欧洲国家的农业机械产品主要是以在园艺中工作的为主，这些机械有着旋耕、剪草、短距离运输等特点，然而在亚洲国家的农业机械产品则主要体现在农业耕作上。目前，国外的农用机型大多数都有以下这些特点：第一，机型较为轻便、灵活，外表美观，用户操作起来较为便利；第二，这些机型大多数使用汽油机或柴油机作为动力来源，因为它们的排放量比较低；第三，机型方便、简单。现在国外微型耕作机的发展体现在以下几点： 1) 农用机械产品向着自动化的方向发展。因为先进的制造技术、新材料的出现以及电子科技等技术的进步，所以液压以及自动化控制等技术在耕作机械上得到了很多的使用。通过把握这些优点的应用，进而减轻了操作者的疲劳强度。2）微型耕作机械向着农业多样化机具的方向发展。亚洲一些国家采用了先进技术的微型动力以及机具，这些机型的动力在2.23.7kW范围内的汽油机，从而可以减少微型耕作机产生的污染。另外，用户操纵把手的时候可以水平方向或者垂直方向多次调整位置，使得机具操作起来灵活，也可以在田地的侧边上作业。 1.2 国内耕作机的现状 我国的微型耕作机械起步比较晚，除了少数的企业从国外引进的连续式耕地机外,国产的微型耕作机仍然还在处于设计研发的萌芽阶段。现在，国内厂家生产的微型耕作机产品有南方型和北方型两种，南方机型的结构特点主要是参照欧洲的机型而改进的，刚开始只可以进行水田作业，到后来慢慢发展成了可以水旱兼用的机型。然而，北方的机型主要是参照韩国的机型进行改进的。现在我国的微型耕作机的发展现状体现在以下两个特点：1）农业机械联合产品发展得比较快。最主要的是联合机有着节省能耗、能够减少耕作机械对泥土的碾压等特点，目前在国内得到了特别好并且发展较快。现在国内正在使用的驱动工作部件的联合机械，大部分是以旋耕机的刀辊作为主要工作部件，进而可以实现旋耕、起垄等工序中多数项目的联合作业。2）农业机械技术的发展促进了农业机具的研发和生产。第一，设计者们为了农户可以让秸秆粉碎还田在农业生产的需要，进而研发了一款秸秆还田机，现在秸秆还田机已经成了农用机械中推广使用最快的产品之一；第二，为了满足大棚和温室里面翻耕作业的需要，从而设计了可以适应大棚内耕作的小型耕作机械。目前，一些小型微型耕作机具已经得以生产并且得到了农户们的认可以及推广使用。 1.3 微型耕作机发展存在的问题（1）微型耕作机发展存在的局限性目前，我国所研发的微型耕作机结构都较为简单，功能相对少。很多机型配用的是柴油机或汽油机作为能源，但是它的噪音以及污染排放这些问题仍然未处理，大部分还处于少量生产阶段，安全功能差、性能不稳定以及可靠性差，影响和限制了它的应用和推行。另一方面，由于产品层次不高，结构品质和形状尺寸大，也限制了其使用领域，特别是在一些山地和丘陵，越来越不能满足用户的需要。（2）维修成本较高，使用水平较低。机器出故障的一个重要原因是使用机器的不恰当。一些用户为了缩小费用的使用，往往不再规定范围内使用标准的燃油。另外，再加上一些燃油的质量不理想，常常会使发动机出现一些毛病。再而，微型耕作机工作的环境差，长时间的延续超负荷作业，尘土漫天飞扬，发动机的滤清器会被塞住，然后就造成了发动机发热。如果出现“拉缸”等系统故障时，就需要改换整个缸体，加上一些维修费，农户又得花费一笔钱，因此，维修费用就自然而然的增加了。（3）操作微型耕作机的安全性问题由于用户缺少操作知识和维护保养知识，会存在安全隐患。他们操作的时候不规范，有的小毛病不当回事、不及时处理，不仅容易产生机械故障，并且可能会带来安全事故，因此，在安全这些问题上不容忽视。（4） 制造工艺水平不高。材料以市场供给的为标准，但已经满足不了设计的要求。但是国际上已广泛使用新材料、新工艺，例如高强铸铁、低合金钢模锻。1.4 微型耕作机的发展趋势（1） 向着智能化方面发展。我国的农业产品生产成本之所以比国外高的重要缘故是因为我国的劳动力占的比重较高，机械生产成本占的比重较低。因此，假使我国农业生产机械能够大幅度地提高机械化及自动化的程度的话，肯定能够提高农业生产率，以便于降低农产品成本。 （2） 以人为本，相关部件设计人性化。在微型耕作机的设计研发上, 设计人员须要结合我国的实际状况,根据理论结合实际，同时以人机工程学相关的原理为依据,优化整个微型耕作机的结构, 并且对它进行再次开发 , 另外增设一些安全防护的安装 ,而且进行人性化设计, 以便于使它操作起来较为简略 ,从而减小农用机械用户的劳动强度, 提高它的操作舒适性。（3） 微型耕作机多功能化以及价格适中。以国内先进机型和技术作为基础，根据我国的各地域的气候土壤环境特点，重视用户的作业习惯，扬长避短，研发配套作业水平高、功能多样、价格适中，并且适合我国国情的微型耕作机。产品的特点要以提高作业质量和效率为主，并且要求结构简单以及性能完善。我们应该不断地配套新机具、添加一些新体验，在完善农用机械结构性能的基础上，逐步往城市园林、园艺领域内多方面扩大，比如配套剪草和枝叶粉碎机具等。虽然如今乡村在经济上有较大的发展，但从总体上来说人均收入依然还是比较低的。该机型的价钱定位应较为合适，要比进口机的价钱低一些。（4） 操作应更简单，更换部件快。在速度调理方面，用户操作手柄的前进和后退调节的时候愈加便利。微型耕作机与配套机具的连接应该使用快速挂接装置的安装，这样拆换的时候更简单，只有这样才能愈加快速，更好的降低了操作者的劳动强度和节约改换农机具的时间。同时设计者也要选用适应性强的发动机，至少应该有低噪声、排放少、能源强劲和适应性强这些特点，发动机才会更多地被运用。第2章 技术创新点和设计思路2.1 技术创新点以1Z-135微型耕作机作为研究对象，对其进行整体结构优化设计。创新之处有以下几方面：一是对动力部分的选型进行优化选择，使微型耕作机有足够的动力源，噪声有所降低；二是机械传动中选用了全齿轮传动，并对其进行了相关设计计算；三是对扶手架进行了一部分的优化设计，为了便于微型耕作机的运输，因此扶手架设计成可折叠型的。另外，考虑到每个人的身高有些差别，而研究的这款微型耕作机扶手架是不能调节的，所以把它改装成了一个能够手动调整高度的扶手架；四是本设计中研究的对象安全性还有所欠缺，因而对旋耕刀进行了适当的封闭，以提高它的安全性能。因此设计在微型耕作机原来的基础上增加了防溅板。2.2设计思路第一，根据已知条件，拟定结构设计方案，进行可行性分析；第二，确定动力部分的选型；第三，确定机械传动方式的相关选型以及相关设计计算，进行最佳选择；第四，确定旋耕刀具的选型，进行最佳选择；第五，对其工作部件优化设计及安全性进行设计，其中包括行走机构、扶手架、安全挡板等工作部件进行一定的优化设计；第六，画出相关的零件结构简图。 第3章 总体方案设计3.1 已知设计条件本文中以1Z-135微型耕作机为研究对象，已知它的实物图如下所示： 图3.1 微型耕作机实物图3.2 总体方案设计可行性分析（1）以186F风冷柴油机作为动力部分最主要的动力能源，以整体式变速齿轮箱为传动，构造简略，便于维修，油耗低以及效率高等。（2）设计了微型耕作机的工作部件以及行走机构，用推动力来代替牵引力，打破了传统的结构方式。（3）微型耕作机的重心以及耕深都是通过人力来操纵扶手架进而控制稳定性的。3.3整机结构及工作原理3.3.1 结构特点微型耕作机主要由操纵机构及机架、变速箱、发动机、行走机构、旋耕刀、工作部件等组成，主要技术参数有整机外形结构、配套动力、结构质量、耕深等。 3.3.2 工作原理微型耕作机是以柴油机为主要能源，然后经过V带将力矩传送到变速箱，然后再经过变速箱内变速，再将力矩传送给旋耕刀具，最后由旋耕刀具对土壤进行切碎的机械原理，进而达到了翻耕的效果。当它在工作时，通过操纵杆可以改变旋耕刀的翻土方向，档位有前进档、倒退档以及空档三种。前进档主要是操纵耕作机在耕地作业时和田地间转移行走，则倒退档主要是用于转向或耕地受阻时操纵机器倒退。图3.2 微型耕作机结构简图1.轮毂 2.阻力杆 3.扶手杆调节杆 4.排挡杆 5.换挡手柄（右） 6.离合手柄（左） 7.油门手柄（右） 8.熄火开关（左） 9.扶手架 10.变速箱 11.发动机 12.保险杠3.4 主要参数初步设定本文中以1Z-135微型耕作机为研究对象，是在做了很多的市场调研和参考多种样机之后选定的。根据已经使用过微型耕作机的用户信息反馈和查阅相关的资料，以及成熟产品设计经验的借鉴。因此，设定设计计算的初始参数为：依据微型耕作机的相应要求，选择动力源为186F的柴油发动机，具体参数为下表：表3.1 微型耕作机主要参数柴油机型号186F功率6.3kw满载转速3600r/min前进速度0.5-1.3km/h倒车速度2km/h3.5 动力部分整台微型耕作机的核心部分在于它的动力部分，而整台机器工作的幅度、速度以及耕深等则取决于发动机功率的大小。3.5.1 柴油发动机的选型通过参考样机和借鉴成功设计案例，在设计中选用186F风冷柴油发动机作动力能源，动力本身可靠性较好。186F风冷柴油机属于常柴F系列柴油机，为立式手启动或电启动，通过花键轴输出。表3.2 柴油机主要参数品牌/型号：186F工作方式：往复活塞式内燃机启动方式：手动、电动燃料：柴油冷却介质：风冷最大功率：6.9Kw标定转速：3600rpm燃油箱容量：5.8L连续输出功率：6.3kw连续工作时间：12h净重（Kg）：47旋向：顺时针外形（长x宽x高）：420440495/mm汽缸数：单缸因此，选用186F单缸风冷柴油发动机（手动）。3.5.2 消声器的选型近年来，环境的污染越来越严重， 根据选用型号为186F单缸风冷柴油机，按照消声原理，选用阻性消声器。阻性消声器是一种利用吸声的材料来降低噪声的，使沿管道传播截面积的改变或旁接共振腔等在声音传播的过程中引起声音阻抗的改变，产生声能的反射与消耗，进而达到消声目的的消声装置。阻性消声器对中高频消声效果比较好、但对于低频消声的效果不理想。因此，在设计中选用阻性消声器，它适合用来减小中、高频的噪声。3.6 机械传动方式的选择以及设计计算在设计中柴油发动机与变速箱之间的连接V带传动的，在变速箱内的传动有齿轮传动和皮带型传动两种类型。然而皮带传动中很容易发生断裂的问题，并且由于质量很轻，对于在硬、板地中进入土壤的效果较差，耕作艰难。因此，在设计中选用齿轮传动。变速箱内有前进档、退档轴等，经过拨动主轴和倒挡轴上的双联直齿轮的位置，可以完成前进档和倒退档之间的转换。使用齿轮的传动方式相比较来说稳固牢靠，并且安全系数高。整机的质量适中，在硬地、田块等地区作业具备显著的价值。图3.3 齿轮传动原理图3.6.1 传动比的计算和分配a. 前进时 传动比计算 1) 根据微型耕作机的前进速度以及微型耕作机轮的直径，由公式可计算得到变速箱输出轴转速，进而求出总传动比。 2 ) 传动比的分配在这里，柴油发动机输出转速为3600r/min ,通过v带传动的传动方式连接柴油发动机和变速箱之间的传动。因此，选择v带的传动比为3，并且在此设计中变速箱内的传动方案属于圆柱齿轮减速方案。可以从机械设计课程指导书中查得，选取 ,所以可以计算出。b. 倒退时传动比计算 1) 根据微型耕作机的倒退速度以及微型耕作机轮的直径，由公式计算得到变速箱输出轴转速，倒退时的微型耕作机没有负载，这时转速则降到了1000rmin以下，总传动比 2 ) 传动比的分配当柴油发动机的输出转速在1000r/min以下时,则这时变速箱同样也是减速箱，只是中间多了一个齿轮用来改变输出轴的转向，则从发动机传递到变速箱的方式是带传动，传动比也为，这时变速箱的一级减速齿轮与前进时的相同，所以分配传动比为，轴3上的齿轮也只是起到改变转向的作用，传动比为，由此可以计算出轴3和轴4间的传动比。3.6.2计算各轴的功率及转矩a.计算前进时各轴转速和转矩1） 计算相关轴的转速2 ） 计算各轴的输入和输出功率查阅机械设计可知，机械传动效率如下滚动轴承 0.98V 带 0.94圆柱齿轮 0.98则各轴的输入功率如下 各轴的输出功率 3 ） 计算各轴的输入和输出转矩 由则可以计算出各轴的输入转矩，选用滚动轴承的传动效率为0.98，根据计算可得出的结果如下表所示：表3.3前进档各轴运动参数轴名 功率P（kw） 转矩T（Nm） 转速r/min 传动比 输入 输出 输入 输出轴13.293.2222.4522.012006.484.07轴23.163.10139.72136.93216.05轴43.033.00546.14535.2253.07b.计算后退时各轴转速和转矩1） 计算相关轴的转速2 ） 计算各轴的输入功率和输出功率查阅机械设计可知，机械传动效率如下滚动轴承 0.99V 带 0.95圆柱齿轮 0.97则各轴的输入功率如下 各轴的输出功率 3 ） 计算各轴的输入和输出转矩 由可以计算得到各轴的输入转矩，选用滚动轴承传动效率为0.98，根据计算的得到结果如下表所示：表3.4后退档各轴运动参数轴名 功率P（kw) 转矩T（Nm） 转速（r/min） 传动比输入 输出 输入 输出轴11.411.38240.4039.59333.36.51.03.389轴21.3541.327251.37246.3451.44轴31.301.274241.41236.5851.44轴41.2491.224785.87770.1515.1783.6.3 带传动的设计计算与校核带传动是一种挠性传动，它的结构简单，制造、安装精度要求不高，维护方便，成本低廉以及传动平稳。所以，柴油发动机与变速箱之间的连接采用带传动。（1）带的选型在摩擦型带传动中，V带的横截面呈等腰梯形，它的带轮上也有相应的轮槽。带在传动时，V带的两个侧面和轮槽接触，槽面可以提供更大的摩擦力。另一方面，V带传动允许的传动比大，结构紧凑，并且大多数都已经标准化，同时它也能够承受较大的张紧力。因此，根据这些特点，在设计中选用V带传动。（2）V带的设计计算已知发动机的功率，转速（3）确定计算功率根据机械设计表8-8查得工作情况系数，代入数据可计算出（4）选择V带的带型根据、由图8-11可知选用A型。（5）确定带轮的基准直径并验算带速1）初选小带轮的基准直径。根据表8-7和8-9，小带轮的基准直径为2）验算带速。由公式因为带速不宜过高或过低，所以带速合适。3）计算大带轮的基准直径。根据公式可计算得到大带轮的基准直径,。根据表8-9，取标准值为。（6）确定V带的中心距和基准长度1）根据公式，初定中心距。2）由以下公式计算带所需的基准长度由表8-2选带的基准长度计算实际的中心距验算小带轮上的包角（7）计算单根V带的额定功率由和，查表8-4得。根据，和型带，查表8-5得。查表8-6得，表8-2得,则可计算出（8）计算V带的根数，取7根。（9）计算单根V带的初拉力由表8-3得A型带的单位长度质量，所以（10）计算压轴力3.6.4 齿轮传动的设计计算与校核a. 行进时一级直齿轮的设计 （1）齿轮材料的选择及精度等级并初步确定齿数由机械设计手册和微型耕作机的工作条件可知，一级直齿轮选用40Cr的材料，经过调制处理，精度为7级精度，硬度为280 HBS，压力角取值为20。初选小齿轮齿数，则大齿轮的齿数为，取齿数117。 （2）按齿面接触疲劳强度计算1） 计算小齿轮分度圆直径，即 查阅机械设计可得到载荷系数，根据表10-7选取齿宽系数，查阅图10-20可知区域系数为，根据表10-5可查得材料的弹性影响系数为计算重合度系数： 计算接触疲劳许用应力 根据机械设计查阅图10-25d可知齿轮的接触疲劳极限分别为, 计算应力循环次数： 查得解除疲劳寿命系数，。取失效概率为1%，安全系数S=1,则 取较小的作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即2)计算小齿轮的分度圆直径 代入上述各数据，则有 调整小齿轮分度圆直径计算圆周速度V：计算齿宽b：计算实际载荷系数KH通过查阅表10-2得到使用系数，由圆周速度、精度为7级，可通过图10-8得到动载系数。齿轮圆周力 通过查阅表10-3可得到齿间载荷分配系数,根据查阅表10-4并且用插值法得精度为7级，当小齿轮在相对轴承非对称布置时，则可知齿向载荷分布系数KH，则得到实际载荷系数则根据实际载荷系数可以计算出分度圆直径： 相应的齿轮模数（3）按照齿根弯曲疲劳强度计算 1）计算齿轮模数 试选载荷系数计算弯曲疲劳强度的重合度系数计算 由机械设计图10-17查得齿形系数=2.64, =2.24图10-18查得应力修正系数 =1.58, =1.75由图10-24c查得小、大齿轮的齿根弯曲疲劳极限 =500MPa, =380MPa图10-22查得弯曲疲劳寿命系数=0.85，=0.87取弯曲疲劳安全系数S=1.3，得到 则 ,因为大齿轮的 大于小齿轮，所以取 将以上计算所得到的数据代入公式可得齿轮模数 2）调整齿轮模数计算实际载荷前的数据准备圆周速度： 齿宽b=m，高 宽高比b/h =8计算实际载荷系数KF ：由圆周速度V=2.407m/s，根据机械设计查阅图10-8知动载系数KV=1.09。 则，根据机械设计表10-3查阅知齿间载荷分配系数为 ,然后再用插值法查表10-4知精度为7级。当小齿轮在相对轴承非对称布置时，查表得到，再根据,查阅图10-13知,则载荷系数:根据实际载荷系数可计算齿轮模数 根据计算结果可知，齿面接触疲劳强度只跟齿轮的直径有关。因此，将由弯曲疲劳强度计算出的模数取整为标准值。根据接触疲劳强度计算得到分度圆直径为，由此可以计算出小齿轮的齿数 , 取，取,、互为质数。通过设计计算的齿轮传动，一方面满足了齿面接触疲劳强度，同时另一方面也满足了齿根弯曲疲劳强度。几何尺寸计算计算分度圆直径计算中心距计算齿轮的宽度为了考虑到不可避免的安装误差，保证设计齿宽b和做到节省材料，一般将小齿轮略为加宽（5-10）mm，即取，要使大齿轮的齿宽与设计齿宽相等，即。（5）圆整中心距后的强度校核 通过上面计算得出的齿轮副中心距不方便有关零件的设计计算和制造，齿轮变位后，齿轮副的各个参数也发生了改变。因此，应该再次校核齿轮的强度，才能够得以确定齿轮的工作能力。1)齿面接触疲劳强度校核先计算各参数，数值如下：， 则，=189.8MPa1/2 ，因此，该齿轮满足强度要求。齿根弯曲疲劳强度校核先计算各参数，计算结果为：， 则，则 因此，该齿轮满足强度要求。（6）一级减速齿轮的主要设计结论表3.5齿轮1、2设计结论齿轮序号齿数模数压力角变位系数中心距齿宽材质202200.50114945mm40cr1290.50240mm40crb.前进时的二级减速齿轮设计 选择齿轮材料及精度等级并初步确定齿数1）由机械设计手册和微型耕作机的工作条件可以得出，小齿轮选用40Cr的材料，经过调制处理，硬度为280 HBS；大齿轮选用45钢的材料，经过调质处理，硬度为240HBS，压力角取20。2）初选小齿轮齿数，大齿轮的齿数，取。 按齿面接触疲劳强度计算根据机械设计书上的公式可计算小齿轮分度圆直径，即公式：表3.6齿轮设计参数选定名 称代 号公式与依据数 值单 位齿数Z3、Z4初选24、97材料20CrMnTi表面硬度HRC55-60齿宽系数查机械设计表10-71区域系数查机械设计图10-202.5弹性影响系数查机械设计表10-5189.8计算寿命LhLh=24020（年）4800 h应力循环次数N1N2 N=60njLh6.21.53次载荷情况系数试选1.3接触疲劳极限应力Hlim1查机械设计10-25d1200Mpa接触疲劳极限应力Hlim2查机械设计10-25d1100Mpa安全系数s经验选取1许用接触应力927重合度系数 Z=0.846以得出公式：=调整小齿轮分度圆直径1）计算实际载荷系数所需数据如下表表3.7实际载荷系数计算依据名 称代 号公式与依据数 值单 位小齿轮分度圆直径30.66mm齿轮转速n与2轴转速相同216.05r/s圆周速度v0.332m/s齿宽b23.996mm当量齿轮齿宽系数查机械设计表10-71使用系数查机械设计表10-21.50动载系数查机械设计图10-81.04齿间载荷分配系数查机械设计表10-31.1齿向载荷分布系数查机械设计表10-41.413综上表可以得出实际载荷系数 由机械设计式（10-12）可得按实际载荷系数算得的分度圆直径 以及相应的齿轮模数 按齿根弯曲疲劳强度计算由机械设计式试算模数，即 1）齿轮设计的各个参数值，统计如下表表3.8齿轮3、4的设计参数汇总名 称公式与依据数 值单 位载荷系数试选1.3齿形系数查机械设计图10-172.732.47应力修正系数查机械设计图10-181.561.62齿根弯曲疲劳极限查机械设计图10-24900750MPa重合度系数公式计算0.6712轴扭矩公式计算1.397N.mm安全系数经验选取1.4许用弯曲疲劳极限617.14546.42MPa0.00700.0073由结果可以选取 2) 试算模数 =1.435（2）调整齿轮模数 1）计算实际载荷系数所需数据如下表表3.9实际载荷系数计算依据名 称代 号公式与依据数 值单 位试算分度圆直径34.44mm圆周速度0.452m/s齿宽b34.44mm使用系数查机械设计表2-21.5动载系数查机械设计图10-81.08齿间载荷分配系数查机械设计表10-31.1齿向载荷分布系数查机械设计表10-41.34则载荷系数 根据机械设计书上公式（10-13），由实际载荷系数可知计算得出齿轮模数为 由计算结果可知，模数取m=2mm,根据接触疲劳强度可计算出分度圆直径，计算得小齿轮的齿数，取值为,则大齿轮的齿数为,取值为。通过计算得到的结果并其列入如下表格：表3.10齿轮3、4设计结论名 称代 号公式与依据数 值单 位材料20CrMnTi精度8级模数m2mm齿数1977齿宽4338mm分度圆直径 d38154mm与一级减速齿轮一样，通过对满足齿面接触疲劳强度以及齿根弯曲疲劳强度的齿轮进行校核，则这对齿轮可以满足工作要求。同理，倒退时齿轮一级传动跟前进时的齿轮一样，两个齿轮分别为，他们的参数见上表。c.倒退时二级直齿轮的设计（1）选择齿轮材料及精度等级并初步确定齿数1）根据原理图可知轴2上工作时倒退的齿轮为齿轮5，轴3为齿轮6，轴4上倒退时为齿轮7。则它们的传动比分配可知，只要计算出2）根据查阅机械设计手册以及结合微型耕作机的工作条件可以得出，大小直齿轮的材料都选用软齿面直齿轮，选用的材质是20CrMnTi，经过渗碳处理，精度为8级精度，硬度为5560 HRC，压力角取20。3）初选小齿轮的齿数为，则大齿轮的齿数为，取值为75。（2） 按齿面接触疲劳强度计算1） 计算小齿轮分度圆直径， 即 根据机械设计查表可知载荷系数，区域系数，材料弹性影响系数ZE=189.8MPa1/2 根据接触疲劳强度可计算出重合度系数 计算接触疲劳许用应力 根据机械设计图10-25d可知小大齿轮的接触疲劳极限分别是=1100MPA, =950MPA计算应力循环次数： 查得解除疲劳寿命系数，。取失效概率为1%，安全系数S=1,则 齿轮副的接触疲劳许用应力为2)计算小齿轮的分度圆直径 代入上述各数据，则有 调整小齿轮的分度圆直径计算圆周速度V：计算齿宽b：计算实际载荷系数KH 根据查阅机械设计可知使用系数为，圆周速度，精度为8级，再查阅图10-8知动载系数。齿轮圆周力 则，根据机械设计查表10-3可知齿间载荷分配系数为根据查表10-4使用插值法可知为8级精度，当小齿轮在相对轴承非对称布置时，则载荷系数根据实际载荷系数可以计算出分度圆直径为：相应的齿轮模数：（3）按照齿根弯曲疲劳强度计算 1）计算齿轮模数 试选载荷系数 计算重合度系数计算 由机械设计图10-17查得齿形系数=2.64, =2.23图10-18查得应力修正系数 =1.54, =1.68根据机械设计图10-24c可知小大齿轮的齿根弯曲疲劳极限为 =900MPa, =750MPa图10-22查得弯曲疲劳寿命系数=0.87，=0.91取弯曲疲劳安全系数S=1.5，得到 则 ,因为大齿轮的 大于小齿轮，所以取 =0.008将以上计算得到的数据代入公式可计算出齿轮模数 2）调整齿轮模数计算实际载荷前的数据准备圆周速度： ，齿宽，齿高，宽高比b/h =9.77计算实际载荷系数KF由圆周速度，根据机械设计图10-8可知动载系数KV=1.09。则，根据查表10-3可知齿间载荷分配系数为 ,然后再由插值法查表10-4可知精度为8级。当小齿轮在相对轴承非对称布置时，查表得到，再由b/h=9.7,根据图10-13可以查得,则载荷系数:根据实际载荷系数可计算出齿轮模数 m =mt =2.120mm 从计算结果可知，齿面接触疲劳强度只跟齿轮的直径有关，取整为m=3mm。根据接触疲劳强度可计算出分度圆直径=51mm，则可以计算得到小齿轮的齿数。 所以取，取值为,、互为质数。齿轮5的齿数与齿轮6的齿数相同。由公式可计算得出齿轮的尺寸如下表所示：表3.11齿轮5、6、7的设计结果齿轮标号分度圆直径中心距齿轮宽度51mm45mm51mm112.5mm45mm174mm40mmd.齿轮5、6、7的校核（1）对齿轮6、7进行校核按接触疲劳强度进行校核表3.12校核所需参数名 称代 号公式与依据数 值单 位齿数、17、58传动比3.411小齿轮分度圆直径51mm载荷情况系数2.64传递扭矩2.44齿宽系数查机械设计表10-70.8区域系数查机械设计图10-202.46弹性影响系数查机械设计表10-5189.8齿顶圆压力角32.77824.719度啮合角20度重合度1.647重合度系数0.886代入校核公式因此，该齿轮满足强度要求。 2）按弯曲疲劳强度进行校核表3.13校核需求参数名 称代 号公式与依据数 值单 位载荷系数2.05弯曲疲劳强度0.705齿形系数查机械设计图10-172.732.43应力修正系数查机械设计图10-181.561.75代入弯曲疲劳校核公式 综上所述，该齿轮满足强度要求，齿轮5也同样满足条件。齿轮主要涉及结论：表3.14所有齿轮设计结论齿轮1234567齿数201291977171758模数(mm)2222333齿宽(mm)45404338454540分度圆直径(mm)402583815451511743.6.5 轴的设计及校核a. 轴1的设计（1）已知条件 前进时轴的转速 ，传递功率P=3.29kw；倒退时的转速传递功率P=1.41kw。（2）初步估算轴的最小直径选取轴的材料为45号钢并作调制处理，根据机械设计表15-3，取，可计算出 则可得到 所以，轴1的直径取25mm满足条件，再由轴1上齿轮宽度和选取深沟轴承的宽度，则轴1的长度为80mm。b. 轴2的设计（1）已知条件 前进轴的转速 ，所传递的功率为，倒退时的转速，可传递功率P=1.354kw。（2）初步估算轴的最小直径选取轴的材料为45号钢并作调制处理，根据机械设计表15-3，取A0=112，按照前进时计算 按照后退计算 所以，轴2的直径取35mm满足条件，再由轴2上齿轮的宽度和齿轮位置的分配以及深沟轴承的宽度，即可计算得到轴2的长度260mm。c. 轴3的设计（1）已知条件 轴3只有在倒退的时候才传递动力，此时的转速为n1， 传递功率P=1.3kw。（2）初步估算轴的最小直径选取轴的材料为45号钢并作调制处理，根据机械设计表15-3，取A0=112，按照后退计算所以，则轴3的直径为35mm,则可满足条件。再由轴3上齿轮的宽度以及深沟轴承的宽度，可根据计算得到轴3的长度75mm。d. 轴4的设计（1）已知条件 前进时轴的转速 ，传递的功率，倒退时的转速 ，传递功率P=1.224kw（2）初步估算轴的最小直径选取轴的材料为45号钢并作调制处理，根据机械设计表15-3，取A0=112， 按照前进时计算按照后退计算 所以，轴4的直径为50mm,则可满足条件；再由轴4上齿轮的宽度和齿轮位置的分配及深沟轴承的宽度，则可根据计算得到轴4的长度为300mm。经过校核，则可得到设计数据表如下所示：表3.15轴设计结论轴号轴最小直径（mm）轴长（mm）1轴25802轴352603轴35754轴503003.6.6 键、深沟轴承、离合器等标准件的选择1.键的选择齿轮传动总的用了7个齿轮，所以共需要七个键。每个齿轮对应的键可分别看成键1、键2、键3、键4、键5、键6、键7，在这里选用A型导向平键较为合适，由课程设计指导查表4-1可得到相关的数据如下表所示： 表3.16键的选用序号bh (mm)L(mm)412890187455128452128406128453128457149902.轴承的选择在设计中，微型耕作机的齿轮传动方式可选用深沟球轴承，再由轴的直径查阅课程设计指导书表6-1可知相关数据如下表所示：表3.17轴承的选择轴轴承型号基本尺寸d(mm)D(mm)B(mm)160052547122600735621436007356214460105080163.离合器的选择在微型耕作机中，变速箱内动力输入的地方，则需要离合器。从而考虑到转向时微型耕作机两侧的车轮速度有些差别，此时则输出轴就要用到两个离合器。因此，在此次设计中三个离合器都选用牙嵌式离合器。3.7 旋耕刀具部分的选择及设计 旋耕刀具是微型耕作机中主要的工作部件。刀片的参数和形状对微型耕作机的功率消耗以及作业质量有很大的影响。国外微型耕作机的发展有了较长的历史，已经有了成熟的设计方法，耕作机得到了广泛的应用，标准化、通用化以及系列化程度都很高。通过参考样机和借鉴成功设计案例，在此次设计中微型耕作机的刀具选用弯刀。弯刀是由正切部和侧切部组成的，根据正切部的弯曲方向，则可以把它分为两种，即左弯和右弯。弯刀有着锐利的正切刃和侧刀刃两个部分，它的刃口是曲线型的，并且有着较好的滑切性能。当用弯刀碎土时，刀刃可根据离刀轴中心的这段距离先近后远有顺序的进入到泥土，这种碎土的过程也可以将没有切断的杂草碾压向未耕地的边，使杂草的茎容易被刀切断。即使有些杂草不能够完全被切断，也可以使用刃口曲线的形状，让杂草的茎移向刀片前面的一边，至少可以减少旋耕刀上被缠草。弯刀比较适合在杂草多的田地里工作的一种旋耕刀，在很多的国家都得到了广泛应用。图3.4 弯刀结构图图3.5 耕刀图根据南方丘陵田地的特点选择刀座式II型旋耕刀，主要用于水田施肥，稻茬麦茬较多的田地作业。根据微耕机外形尺寸及耕深的需要，选择刀轴回转半径R为195mm的旋耕刀片。型号为IIT195。刀座式旋耕刀刀柄尺寸选择如表3.18表3.18 刀座式旋耕刀刀柄尺寸型号ABDEFS25100.510.555225T30100.512.570230刀座的尺寸见图3.6图3.6 精密铸造刀座刀座尺寸的选择见表3.19表3.19 刀座的尺寸刀柄类型K P G D Y C H M N S755720112142462616.519T9567251347513118.521.4 刀身尺寸刀座式旋耕刀刀身尺寸见图3.7 图3.7 刀座式旋耕刀刀身尺寸刀和刀座的符号及名称见表3.20表3.20 符号及名称序号符号名称1A刀柄宽度2B刀柄厚度3D孔径4E回转中心到刀柄孔中心的距离5F孔中心到刀柄顶部的距离6R刀辊回转半径7R0侧切刃起始半径8Rn侧切刃上任意点的半径9max侧切刃的包角10R1侧切刃终点半径11b工作幅宽12h正切面端面刀高13a正切面顶部宽度14r正切面弯折半径15侧切刃终点半径与弯折线之夹角16正切面弯折角17c1正切面侧面宽度18c2刃口厚度19l刃口宽度20S刀身长度尺寸21e孔中心到刀背距离22g孔中心到边缘距离23L刀柄固定孔中心距24K回转中心至刀座底部的距离25P刀座长度26G刀座孔至刀座顶部距离27Y刀座厚度28Z刀座内腔宽度29C刀座宽度30H刀座内腔长度31M六角对边宽度32N六角对角宽度 刀片技术要求与质量指标应符合表3.21的规定表3.21 技术要求与质量指标 单位（mm)序号 项目 指标 刀座式旋耕刀1刀柄硬度38HRC45HRC2刀身厚度48HRC54HRC3金相组织刀柄回火屈氏体刀身回火马氏体4单边脱碳层厚度0.25弯刀回转半径偏差R195上极限为0，下极限为-4R195上极限为0，下极限为-36刀身长度尺寸偏差7工作幅度偏差48刀柄厚度100.59刀柄厚度偏差 10刀柄宽度S25T3011刀柄固定孔对称度0.512刀柄固定孔孔径S10.5T12.513刀柄固定孔中心距偏差14正切面弯折角偏差215刃口宽度12216刃口宽度偏差17刃口厚度1.02.018刃口线质量刃口线应光滑19防锈措施进行防锈处理20单刀功率消耗样刀功率消耗21表面质量刀面不应有裂纹刀片的排列组合。采用螺旋线排列，刀辊每转过360/Z就有一把弯刀入土，能使扭矩较为均衡。减少扭矩波动幅度。使刀轴左右弯刀交替入土，减少了旋耕刀对微耕机重心的转矩，保持机架工作的直线型。同时左右弯刀交替入土，可减少刀辊轴承的侧压力，切割区几把弯刀的切土量要求相近，尽可能增大轴向相邻两把弯刀间夹角，以避免堵塞。 旋耕刀片的排列组合如图3.8 图3.8 弯刀排列第四章 工作部件优化设计及安全性4.1行走机构的优化设计 本次设计中所研究的对象是传统方式的微型耕作机，行走机构橡胶轮和旋耕刀是分开放置的，若行走时，则换上橡胶轮；若耕作时，则换上旋耕刀。因此，这样换来换取增加人们的工作量。为此，对这部分进行了优化，合并成一部分，既可以行走也可以耕作，从而减轻了人们的烦恼。结构如下图所示：图4.1 旋耕刀与车轮相连4.2 扶手架的优化设计扶架的设计应考虑使用者的舒适性和安全性，同时也需要符合机械行业的相关标准及要求。（1）扶手架设计成折叠型为了便于用户运输微型耕作机，因此设计为可折叠型。结构如下图所示：图4.2 折叠型扶手架（2）扶手高度的调节设计在使用微型耕作机进行工作时，由于每个人身高有所不同，因此对于微型耕作机的扶手的高度会有不同的要求，而目前市场上微型耕作机的扶手高度都是不能够调节的。因此，为了解决这一现状中存在的不足，在本设计中设计了一个可以手动调节高度的扶手杆，以便于用户可以根据自身的需要，把扶手杆调整到一个适合自己的高度。工作原理：该扶手装置由杆1和杆2组成，如图所示。杆2的内径略大于杆1的外径，以便于插入杆1，两根杆固定形式用的是定位销。操作简略，杆2下部每隔10cm设置一空，在杆1适合地方打一孔，使之作为定位孔，两根杆上的孔经过螺栓作为定位销连着固定两根杆，从而可以完成扶手杆高度的调整。结构如下图所示：图4.3 扶手架调节图4.3 安全挡板的优化设计（1）防护板和防溅板在此设计中，对旋耕刀进行适当的封闭，以提高它的安全性。因此，在微型耕作机原有的基础上增加防护防溅板。微型耕作机的防护板与机架是经过螺栓连在一起的，材料是由金属板制成的，为了避免旋耕刀在运转过程中将泥土刮飞而伤害操作者，但金属板材质较硬，容易与地面发生摩擦，基础功能不太好。为了处理这个难题，因此，则想到在防护板的下方连接一个防溅板，这个防溅板是由橡胶片制成的，材质较软，可以完全跟地面贴合，从而彻底地防止泥土飞溅而对人体造成的伤害。另外，也增强了用户的舒适度从而提高了机器的安全性能。结构如下图所示：图4.4 增加的防溅板4.4 微型耕作机的主要技术参数表4.1微型耕作机的主要参数 项目 单位规格配套动力发动机型186F柴油机额定功率kw6.3额定转速r/min3600与旋耕刀机具配套外形尺寸mm17301350825结构质量kg137传动方式齿轮传动连接方式直联刀辊转速r/min115（档）60（档）最大回转半径mm180旋耕刀型号旱地刀主离合器方式磨擦片式耕深cm10耕宽cm135作业速度Km/h前进0.5-1.3倒退24.5 操作安全注意事项及翻耕的农艺要求（1）操作安全注意事项为了让操作微型耕作机的人员能够正确的使用微型耕作机，减轻操作者的劳动强度，提高翻耕生产的效率，避免他们在使用的过程中发生安全事故，造成人身伤害和财产损失，因此应该注意下面的事项：1）用户应认真阅读使用说明书。在操作机器前，须仔细浏览使用说明书，严格依照说明书的要求进行调整、保养和使用等。2）作业前认真进行检查。检查机器各连接紧固件须紧固，并且将螺栓拧紧，看看旋耕刀具是否牢固，安装是否正确等等系列问题。3）检查油料是否加足。变速箱内有足够的齿轮油，发动机内有足够的机油，是否有漏油的现象出现，必须严格按照说明书上的要求加燃油。4）要仔查看空气滤清器底部有没有机油，并注意及时清洗和更换，保持空气滤清器的清洁。5）机器在启动时应该将变速杆放置在空档的位置，并且确认周围的人员是否处于安全的位置后才可以启动，再者新机具不要超负荷作业。6）机器在作业时，如果发现发动机或者行走机构或者变速箱有异常响声时应立即让机器熄火检查，排出故障后方能工作。7）在所有的作业都完成后，应该及时除去机器上附着的泥土、杂草、油污等，查看紧固螺栓并且拧紧，加入润滑油，把机器停放置在通风干燥的地方，找篷布遮挡住，避免
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