轴的设计--齿轮的设计

1、精选优质文档-倾情为你奉上1 绪论 1.1研究目的和意义1.2国内外研究现状与发展趋势 多功能整地机已经逐渐成为国内外的主要耕整机械，耕作配套机械有手扶拖拉机和轮式拖拉机两种类型，而对整地机的主体部分旋耕机国内外已经有了相当成熟的理论研究和实践研究。 1.2.1.国内研究现状 我国的小型农机耕整机具在山区、水田等广大农村生产中仍发挥着主力作用，同时大中型整地机并存11 13。大型整地机由于具有抢农时、省能耗、减少机具下地次数等优点，在国内得到了较快的发展。全国各地根据当地农业发展情况研制的多功能整地机已有多种。国内采用驱动工作部件的多功能整地机，大多是以旋耕机为主要工作部件发展起来的，能够实现

2、旋耕、深松、起垄、镇压、灭茬等作业中的两个或者多个项目的联合作业。多数产品的动力在36.8kw以上9 17，现在我国已能生产与132kw拖拉机配套的耕作农具，大型机具开始向宽幅高速发展，但是从整体技术水平来看，我们还与国际水平有很大的差距14。由于受拖拉机技术条件的制约和配套机具本身的研究水平限制，一些国际先进结构还未能得到完全使用：快速挂接器、耕深和水平自控调节、短尺寸广角万向节传动轴、宽幅工作部件液压折叠装置、快速换刀结构等等6。同时多功能整地机还在一定程度上还不能很好的满足农艺和农业生产的需要9，而且我国的耕整技术发展缓慢，电子、自动控制、智能化技术还处于刚刚起步的阶段，还有很大的提升空

3、间。 1.2.2.国外研究现状 20世纪50年代一来开始研制推广多功能整地机，西欧地区气候复杂多变，适播期短，因而在德、法、英等国生产和使用多功能整地机比较普遍，而美国也开始推出宽幅、高效型的配套大功率拖拉机的多功能整地机，而日本、韩国等地，因地小而使用多功能联合整地机也比较多6。从机型功能上讲，美国、加拿大、澳大利亚主要以发展少、免耕播种机为方向，而美国、德国主要以联合作业为方向。由于国外田间拖拉机的功率达到了360kw以上，使得与之配套的整地机也随之大型化，宽幅机械的生产率高，单位幅宽的成本低，能便于采用先进的生产技术，提高田间作业速度和效率、改善作业性能7 18。大型整地机具已达20m以

4、上，为便于其行走，采用机架折叠或纵向运输，实现宽幅作业窄幅运输。并且耕地速度为815km/h，整地达到1020km/h,播种达到815km/h。电子监控系统能保证实现一人操作，减少了各种调整，连接等辅助工作时间，提高了生产效率8。同时，国外整地机的产品功能相比国内更加完善，材料和制造工艺水平较高，外观漂亮，平均使用寿命比我国高出1/3以上，但是价格相对较贵，为国产的10倍左右16。 1.2.3.发展趋势和方向（1） 向一机多用型方向发展 机器一次下地完成多项作业或者一种机器通过置换结构能分别完成多种不同的功能，满足不同的耕作需求，大大减少农机投入，提高生产效率，降低作业成本7 15。（2） 向

5、大幅宽、可折叠方向发展研制为大功率拖拉机配套的大幅宽多功能整地机已成为今后农业的发展方向7 15，增大作业幅宽和耕深，充分提高机具的作业效率。采用机架折叠式使得机器入库时缩小幅宽，达到宽幅作业低幅运输的结果。（3） 向低功率消耗性、高效节能型方向发展降低机具功耗的研究是现在各项研究的重点，合理恰当利用和分配能源和资源，提高工艺水平和制造质量，提高机器的质量和使用寿命，实施可持续发展战略，建设节约型社会。（4） 向操作简单、自动化、智能化方向发展易于操作、易于拆装、让人们更加容易上手和操作。将电子技术、控制技术等广泛合理地引用在多功能整地机上，减轻劳动强度8 19。（5） 整机和工作部件多系列化

6、、多品种化方向发展：让各种耕整农业机械能适合配套不通动力、耕深、耕幅，形成系列化和一定程度上的标准化，让用户根据自己的需要方便选用。 1.3研究的内容和方法1.3.1研究内容对多功能整地机的设计，就是对整地机的整机的设计，特别是传动系统和关键零部件的设计。（1）传动系统的设计a.拖拉机动力系统：为整地机提供稳定的输出动力。b.变速箱：由两对斜齿轮组成的变速箱将拖拉机动力系统输出的动力转化成整地机所需要的稳定动力，根据传动系统参数旋转稳定的齿轮传动比。（2）关键零部件设计采用最优化方法确定传动系统以及关键零部件的选用，关键零部件包括旋耕刀，安装刀片的旋转轴，支撑轮以及深耕铲等。根据工作需要选择需

7、要的零部件，进行参数设计。（3）零件图和装配图的设计利用CAD软件对部分关键零部件及整机装配图作图1.3.2研究方法本文主要是针对多功能整地机进行设计，主要是完成其旋耕方面的设计，利用确定的动力系统参数确定稳定的传动比，通过计算对整机各个部分的参数进行确定，选择相应合适的零部件，然后进行传动系统、轴校核、可行性分析，同时利用CAD软件对关键零部件绘制零件图、整机绘制装配图。1.4研究技术路线本文的研究技术路线如图1-1所示2多功能整地机的总体方案设计多功能整地机通过中间减速箱的变速，将稳定的动力传送到刀轴上，可以满足相关的工作要求， 3多功能整地机传动系统3.1多功能整地机传动方案的选择根据机

8、器的幅宽选择与之配套的拖拉机动力系统，现在我们设计的多功能整地机的幅宽为2m，即轴的转速为225r/min，则我们选择其配套的拖拉机动力系统的转速720r/min.这样就需要一个变速箱来实现变速。变速箱里面可以经过锥齿轮传动变向后经过带传动或者链传动最终输出到整地机刀轴，也可以经过齿轮多级减速后传动到刀轴，相对来说，齿0轮传动传动比稳定，结构紧凑，寿命长，可靠性高，虽然制造成本稍高，但出于安全性和使用寿命等方面考虑，我们选用齿轮传动方式。而针对齿轮传动，我们也有两种传动方式：中间传动和侧边传动。其中，侧边传动方式是锥齿轮降速变向后，经侧边齿轮箱多级变速最终输出到整地机刀轴，结构简单，但是平衡性

9、较差，一般容易偏置，使得动力集中于刀辊一侧，使用寿命和安全性得不到保证；而中间传动是整地机的刀轴直接由中间齿轮箱经多次减速后驱动，结构更加紧凑，对称性好，工作时受力均匀，同时可以节省材料，减轻整机的重量，但是中间传动时，在中间齿轮下面会出现漏耕现象，为解决这个问题，我们需要在中间齿轮正前方安装一个小型深耕铲，这样就能很好的解决漏耕问题了。本研究最后确定选用的方式是中间传动。 3.2整地机的总传动比及其分配3.2.1整地机的总传动比由拖拉机的动力输出转速=720r/min及刀轴转速n=225r/min可以确定传动装置应有的总传动比为=720/225=3.2传动装置的总传动比是各级传动比的连乘积，

10、即=···。在设计多级传动比的时候，应将总的传动比分配到各级传动机构中。3.2.2整地机的传动比分配整地机的传动设计方案和传动参数影响了整机的结构性能和工作性能，我们应合理安排设计整地机的传动方案，使整机结构紧凑、布置恰当。根据需要，现确定整地机的传动方案如图3-1所示。动力通过输入轴经一对直齿锥齿轮降速换向后，由两对直齿圆柱齿轮降速后经输出轴将动力输出。如图3-1所示，对传动系统的各轴哥齿轮进行编号，各级的传动比分别为=1.5，=1.78，=1.20. 由机械设计实践与创新P161表10.7我们查得相关的机械传动效率如下：轴承的效率=0.99，圆柱齿轮=0.98

11、，锥齿轮=0.97。 图3-1 整地机传动部分示意图1） 配套拖拉机的选择 给整地机选择合适恰当的拖拉机配套功率，能大大提高拖拉机的功率利用程度，降低功耗，能更好的完成作业，我可以通过下面的计算公式来确定拖拉机消耗的功率：，上面的式子中，K的取值为6090KPa，B的取值为1.5m，h的取值为16cm，的取值为3km/h，从而我们可以算出机具所需要的功率在12Kw到18Kw之间，根据以上数据和相关资料，我们选择拖拉机的功率为14.7Kw。由此我们可以算出刀轴功率为=13.155Kw，符合机具的工作要求。2） 计算传动装置的运动和动力参数动力输入轴的转速=720r/min，则各根轴的转速为=72

12、0/1.5=480r/min=480/1.78=269.66r/min=269.66/1.2=225r/min 拖拉机的标定功率=14.7Kw，从而计算得出各轴的输入功率为 =14.7Kw =14.7*0.992*0.97=13.975Kw =13.975*0.99*0.98=13.559Kw =13.229*0.99*0.98=13.155Kw 由此算出各轴转矩为 =9550*=9550*14.7/720=194.979N.m =9550*=9550*13.975/480=278.044N.m =9550*=9550*13.559/269.66=480.192N.m =9550*=9550*

13、13.155/224.72=559.052N.m 将各轴转速、输入功率、转矩值汇总如表3-1所示。表3-1 各轴转速、输入功率、转矩值汇总表项目轴1轴2轴3轴4转速（r/min）720480269.66224.72输入功率（Kw）14.713.97513.55913.155转矩（N·m）194.979278.044480.192559.0523.3整地机传动部件的设计3.3.1锥齿轮的设计计算（1） 选择齿轮材料及精度等级 由于减速器传递的功率不太大，所以齿轮采用软齿面，小齿轮选用调质45钢，硬度为250HBS。大齿轮选用正火45钢，硬度为220HBS。由机械设计P210表10-8我

14、们可选用8级精度（GB10095-98）。（2） 按齿面接触疲劳强度设计由设计计算公式（机械设计P227式10-26），即确定有关参数如下：a.选择齿数、齿宽系数传动比=1.5，取小齿轮的齿数为=28，则大齿轮的齿数=i*=1.5*28=42，齿数比u=i=1.5，由机械设计P224取=1/3。b.由机械设计P201表10-6取弹性影响系数=189.8c.计算载荷系数 k=(机械设计P192式10-2) =1*1.05*1*1.2=1.26d.由机械设计P206式10-13，即应力循环次数N=60njLh（假设工作十年，每年工作60天，每天工作10小时。） =60*720*1*(10*60*1

15、0)=2.592*108 =N1/u=2.592*108/1.5=1.728*108查机械设计P207图10-19可得接触疲劳寿命系数=0.95，=0.97查机械设计P209图10-21可得接触疲劳极限=600MPa，=560MPae.计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数S=1.0由机械设计P205式10-12有=0.95*600/1=570MPa=0.97*560/1=543.2MPaf.由接触强度计算小齿轮的分度圆直径 =2.92*mm=113.45mm则模数m=113.45/28=4.05mm根据机械原理P159表5-1取标准模数：m=4（3） 计算齿轮的相关参数(计算公式如机

16、械设计P224)分度圆直径：=m=4*28=112mm =m=4*42=168mm锥距：R=112*=100.96mm锥角=33.690 =90-33.690 =56.310 齿宽：b=R=1/3*100.96=33.65mm圆整取b=34mm （4） 校核齿根弯曲疲劳强度a. 确定弯曲强度载荷系数K=1*1.05*1*1.17=1.2285b. 确定当量齿数=28/cos33.690=33.652 =42/cos56.310=75.717c由机械设计P200表10-5可查得齿形系数 =2.49 =2.23应力校正系数=1.64 =1.76d.查机械设计P206图10-18可得接触疲劳寿命系数

17、=0.89，=0.92由机械设计P208图10-20c得=440MPa =425MPae.取安全系数=1.4，按脉动循环变应力确定许用弯曲应力=0.89*440/1.4=279.71MPa=0.92*425/1.4=279.29MPaf.根据机械设计P226式10-23的弯曲强度公式进行校核=184.945MPa=168.986MPa满足弯曲强度，故锥齿轮安全，所选参数合适。锥齿轮参数如下表3-2表3-2 锥齿轮参数表名称代号计算公式小齿轮大齿轮分度圆锥角=33.690 =56.310 齿顶高齿根高 分度圆直径=112mm =168mm 齿顶圆直径=118.656mm = 172.438mm齿

18、根圆直径 =104.012mm =162.675mm锥距RR=100.96mm齿顶角收缩顶隙传动=0.0396=2.268齿根角 =0.0475=2.720分度圆齿厚=6.28 顶隙=0.8当量齿数=33.652=75.717当量齿数比=75.717/33.652=2.25平均模数=3.33平均分度圆直径=93.33mm =140mm顶锥角收缩顶隙传动=35.958=58.578根锥角 =30.970=53.590 当量齿轮分度圆半径=67.304 =151.433当量齿轮齿顶圆半径=71.304 =155.433当量齿轮齿顶压力角=27.504=23.722重合度=1.749齿宽b=34mm

19、3.3.2直齿轮的设计计算如图3-1所示，由四个直齿圆柱齿轮进行啮合传动，本文仅对第一对齿轮即齿轮3、4进行详细的设计计算，其余齿轮同理可以得到。 齿轮3、4的设计计算（1）选择齿轮类型、精度等级、材料整地机一般为耕作机器，速度不高，故选8级精度直齿圆柱齿轮传动（GB10095-98），齿根喷丸强化。由机械设计P191表10-1可选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS；大齿轮材料为45钢，硬度为240HBS,二者硬度相差为40HBS.（2）按齿面接触强度设计由设计计算公式（机械设计P203式10-9a），即1)确定公式内的各计算数值：a. 试选载荷系数=1.3b.计算小齿轮转矩：

20、=278.044N·mmc.查机械设计P205表10-7，选取齿宽系数=1d.查机械设计P201表10-6，选取弹性影响系数=189.8e.由机械设计P209图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限=600MPa,大齿轮的接触疲劳强度极限=550MPa.f.由计算公式计算应力循环系数（假设齿轮一年工作60天，每天工作10小时，使用年限10年）。 =60*480*1*(10*60*10)=1.728*108 =N1/u=1.728*108/1.78=9.708*107g.由机械设计P207图10-19知，取接触疲劳疲劳系数=0.96, =0.98h. 计算接触疲劳许用应力，

21、取失效概率为1，安全系数S=1由机械设计P205式10-12有=0.96*600/1=576MPa=0.98*550/1=539MPa2)计算a.试算出小齿轮分度圆直径，由计算公式得=91.474mmb.计算圆周速度vv=m/s=2.298m/sc.计算齿宽bb=1*91.474=91.474mmd.计算模数、齿高取小齿轮的齿数=23，则大齿轮的齿数=1.78*23=41模数=91.47/23=3.98mm 齿高h=2.25m=2.25*4=9mme.计算载荷系数根据v=2.298m/s，8级精度，由机械设计P194图10-8可查得动载系数=1.16，直齿轮，=1由机械设计P193表10-2可

22、查得使用系数=1由机械设计P196表10-4可查得齿向载荷分布系数=1.32，同时有b/h=91.474/9=10.163查机械设计P198图10-13可查得齿向载荷分布系数=1.24，故载荷系数=1*1.16*1*1.32=1.5312f.按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由机械设计P204式10-10a得=91.474*=96.604mmg.计算模数mm=96.604/23mm=4.20mm（3）按齿根弯曲强度设计由机械设计P201式10-5可知，弯曲强度的设计公式为1）确定计算参数:a.由机械设计P208图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限=500MPa，大齿轮的弯曲疲劳强度

23、极限=380MPa.b.由机械设计P206图10-18查得小齿轮的弯曲疲劳寿命系数=0.91，大齿轮的弯曲疲劳寿命系数=0.97。c.计算弯曲疲劳许用应力，取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由机械设计P205式10-12得=0.91*500/1.4=325MPa=0.97*380/1.4=263.286MPad.计算载荷系数K=1*1.16*1*1.24=1.4384e.根据机械设计P200表10-5查齿形系数、应力校正系数有=2.69，=2.39，=1.575，=1.67f.计算大、小齿轮的并加以比较=2.69*1.575/325=0.0130=2.39*1.67/263.286=0.0152大

24、齿轮的数值大2） 设计计算：=2.90mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲强度计算的模数，由于齿轮模数m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，可取由弯曲强度算得的模数2.90mm，并就近圆整为m=3mm，按接触疲劳强度算得的分度圆直径=96.604mm算出小齿轮的齿数=96.604/3=32，大齿轮的齿数=32*1.78=57（4） 几何尺寸计算a.计算大、小齿轮分度圆直径=3*32=96mm=3*57=171mmb.计算中心距 =（32+57）3/2=133.5c.计算齿轮宽度=0.4*96=38.4mm故各

25、齿轮齿宽分别取=40mm，=40mm（5） 结构设计大齿轮因齿轮齿顶圆直径大于160mm，而又小于500mm，故以选用腹板式结构为宜；小齿轮因齿轮齿顶圆直径小于160mm，故以选用实心式结构为宜。对于小齿轮和轴之间的连接采用花键连接，大齿轮与轴之间的连接采用平键连接。 齿轮5、6的设计计算由于这对齿轮的设计方法与上面齿轮3、4的设计方法相同，在此就不再赘述了，各个齿轮的基本信息列表如表3-3表3-3 各齿轮的具体信息齿轮1齿轮2齿轮3齿轮4齿轮5齿轮6齿数284232574149齿宽（mm）343440405050结构形式实心式实心式实心式腹板式实心式实心式键连接平键平键花键平键平键平键传动比

26、i1.51.781.2模数m433其他参数齿顶高系数=1，顶隙系数=0.2，压力角=20。3.3.3轴的设计计算整地机一共有4根轴，分别是动力输入轴轴1，减速箱内的轴2、轴3 、刀轴轴4。本文对轴2进行设计计算校核。（1）选择轴的材料及热处理选用轴的材料为45钢，调质处理。（2） 轴上受力分析由前面计算已得出的轴2的相关参数如下：=13.975Kw，=278.044N.m，=480r/min，=168mm，=96mm齿轮2上的圆周力：=2=2*278.044*1000/（168*（1-0.5*1/3）=4766.469N齿轮2上的径向力：=4766.469*tan20*cos56.310=96

27、2.322N齿轮2上的轴向力：=4766.469*tan20*sin56.310=1443.486N齿轮3上的圆周力：=2*278.004*1000/96=5791.75N齿轮3上的径向力：=5791.75*tan20=2108.02N齿轮3上的轴向力：=5791.75/cos20=6163.45N （3）初步确定轴的最小直径根据机械设计P370表15-3，取=115，根据机械设计P378有=115*=35.378mm，轴径需适当增大，取d=45mm。（4）轴的结构设计轴的结构设计如图3-2所示。图3-2 轴的结构设计1） 拟定轴上零件装配方案装配方案见装配图 2） 根据轴向定位要求确定轴各段

28、直径和长度a.因为轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用角接触球轴承，根据工作需要和d=45mm，通过查询资料，我们选用0基本游隙组、标准精度等级的角接触球轴承7009C，其基本尺寸为d*D*B=45mm*75mm*19mm。b.-段轴用于安装轴承，套筒等，故取直径=45mm，齿轮端面距离箱体内壁a=10mm，故取=30mm。 -段安装低速级锥齿轮,为便于安装，故取=55mm，齿轮轮毂为60mm，为了使套筒端面可靠的压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取=58mm -段为分隔两齿轮段，直径为=60mm，为满足配合要求，长度为=70mm。 -段安装高速级大齿轮，可取直径取为=50mm，齿宽为4

29、0mm，则取=38mm。 - 段安装套筒和轴承，直径=45mm，=30mm。b.因为轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用角接触球轴承，根据工作需要和d=45mm，通过查询资料，我们选用0基本游隙组、标准精度等级的角接触球轴承7009C，其基本尺寸为d*D*B=45mm*75mm*19mm。3)轴上零件的周向定位齿轮的周向定位采用平键连接，按由机械设计P106表6-1查得平键截面b*h=16mm*10mm，长为45mm。同样，按由机械设计P106表6-1查得平键截面b*h=14mm*9mm，长为28mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为。滚动轴承与轴的周向定

30、位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6.4)确定轴上圆角和倒角尺寸 取轴端倒角为2*,各轴肩处的圆角半径见零件图。（5） 轴上载荷的计算（6）在确定轴承的支点位置时，查取a值，对于7209C型角接触球轴承，我们查得a=18.2mm。可以知道=39.8mm，=120mm，=29.8mm，因此此作为简支梁的轴的支承跨距=189.8mm水平支反力:=4676.219N=4766.469+5791.75-4676.219=5884N垂直支反力:=1091.639N=962.322+2108.02-1091.639=1978.703N水平弯矩：=4676.219*39.8=.12N

31、3;mm=5884*29.8=.2N·mm垂直弯矩：=1091.639*39.8=43447.2322N·mm=1978.703*29.8=58965.3494N·mm总弯矩：=.125N·mm = =.298N·mm扭 矩：=N·mm(6) 按弯扭合成应力校核轴的强度根据机械设计P373式15-5及上面算出的数据，则轴上-段为危险截面，=55mm，取=0.6，则轴的计算应力=14.97MPa我们开始选择的轴的材料为45钢，调质处理，查机械设计P362表15-1得轴的许用弯曲应力=75MPa，因此<,故安全。 3.3.4润滑和密

32、封（1） 润滑我们选用的是闭式齿轮减速器，且齿轮运转速度小于12m/s，通常是采用浸油润滑，通过查机械设计P235表10-12可知我们选用润滑油的粘度为81.5cSt，根据粘度值，我们选取润滑油的代号为N100。.（2） 密封我们选用的密封形式为毡圈油封密封。3.3.5减速箱体的结构设计（1） 箱体的材料选择我们选用减速箱为整体式铸造箱体，材料为HT200。（2） 我们选择齿轮箱的厚度为10mm，箱体的结构如装配图所示。为了保证箱体与外界零件连接处的密封，选用表面粗超度为6.3。4刀轴和刀片的研究4.1刀片的设计研究多功能整地机在作业时依靠刀片的合成运动完成相关的耕作任务，刀片直接与土壤相接触

33、，所以刀片的设计相对来说对整机性能影响很大。通过对农业机械设计手册的查阅，我们知道，刀的种类有凿形刀、弯刀和L形刀。其中凿形刀作业时容易缠草，L形刀刀身较宽，相对来说，弯刀是最合适的刀片，而且弯刀作为系列旋耕机的相关配套的工作部件已经得到了广泛的应用。弯刀由前端部分和切削部分组成，按照前端部分的弯折方向，有左弯刀和右弯刀两种类型，弯刀有相当锋利的正切刃和侧切刃，刃口处为曲线，有较大的滑切能力。在作业时，刀刃按照离轴心线的距离先近后远的依次入土，便于将挂在刃口处的杂草等沿刀刃口甩出。整地机刀片的主要结构参数如下：（1） 回转半径R，根据需要，我们选择的刀片回转半径为245mm，刀片的回转半径主要

34、是根据农业生产需要的耕深来选择。（2） 静态滑切角，应该满足刀刃不缠草和耕耘阻力小的要求，取为3449.（3） 螺线起点的极径：应该避免无刃部分切土，取为135mm（4） 螺线终点的极径：使螺线能够与正切刃圆滑过渡，一般比回转半径小1020mm，取为228mm。（5） 螺线终点的极角，取为27（6） 横弯半径r：半径过小时，工作时弯折圆弧处容易粘土，功耗增大。通产不小于30mm，此处取为30mm。（7） 工作幅宽b：增大幅宽能减少刀轴上弯刀的数量，但过大会影响弯刀的刚度和碎土的质量，此处取为50mm。（8） 横弯角：取为30。整地机的刀片结构图如下：4.2刀轴的结构设计刀轴是刀辊的主体部件，上

35、面承载有刀盘、刀片、最后一级齿轮等，这决定了刀轴成为了整机的关键部件之一。（1） 选择刀轴材料选用材料为45钢，调质处理，其主要力学性能如下表4-1所示。表4-1 调质45钢力学性能选用材料硬度/HBS抗拉强度（MPa）屈服强度(MPa)弯曲疲劳强度度（MPa）剪切疲劳强度（MPa）许用弯曲应力（MPa）45钢调质25564035527515560（2） 刀轴的结构设计刀轴中间部分承载刀片，两端为左右轴头，起支撑作用，中间部分通过齿轮传递力矩和动力。刀轴上每两个刀盘间的距离为75mm，为了避免由于刀盘厚度造成的漏耕现象，同一刀盘上的两个刀片刀齿应相对安装，而不是相背安装。由前面的已知条件，对于

36、轴的最小直径：式中我们取=113，由于前面已知p=13.155KW,n=225r/min，代入上式中，确定得出刀轴直径为=43.86mm，我们需要适当增大轴的直径，因此，我们取刀轴的最小直径为50mm，根据需要，我们可以确定刀轴的安装刀盘部分的直径为60mm。刀轴结构图如图所示。（3） 刀轴强度校核多功能整地机在工作作业时，刀齿受到土壤的反作用力，因而产生对刀轴的作用力矩，由于刀轴上刀片的排列方式的不同，刀轴所受的力矩方向也是不断变化的，为了便于计算，我们需要确定刀片阻力合力的大小及其作用点。根据相关资料的查阅，我们按以下方法进行校核18：切削阻力大小确定：切削阻力Q于刀轴上面的均布载荷按Q=T/r来进行确定切削阻力作用点确定：刀片阻力作用点的平均半径r与刀轴的旋转半径R的关系为r=0.9R。如下图所示，切削力Q作用点在A点。A点的求法：作弦线与耕深高度相等，交刀辊于B点，过B点作<BOC=20，作半径为r=0.9R的同心圆，该圆与OB交于A点。由下面的计算公式，其中我们已知T=559.052N·m，=16cm，R=30cm则我们可以算出：Q=2070.56N，=62.18，=42.18， =1534.37N，=1390.30N虽然