果园松土施肥机设计

摘要解决“三农”问题，最根本的是要提高农民收入。事实证明，大力发展果园农业是一条有效的途径。我国果园的机械化作业水平还比较低，大多数作业仍依靠手工劳动，强度大、效率低。松土作业是一项基础性作业。近几年，国内引进开发了一些果园耕耘机械，但存在体积大、适应性差等问题。为此，研制了适宜于国内果园作业的小型松土施肥机。根据果园内土壤比较松软、空间狭小等特点，方便的动力条件以及农艺要求，确定小型松土施肥机的结构方案。整机主要由汽油发动机、传动系统、松土机构、行走装置、操作机构等组成，汽油发动机提供动力，通过离合器器与减速器连接；减速器将动力传递给工作部件，实现松土作业的目的：通过人工控制料斗开关控制施肥装置，实现施肥的目的。操作机构包括控制松土机转向和动力的传递与分离。松土施肥工作机构是该机的关键部分。通过运动分析和结构优化，采用蜗轮蜗杆机构，产生人工旋耕的作用效果：突出对土壤的切削作用，翻土、碎土能力，以减小对土壤结构的破坏。讨论机组前进速度、驱动轮转速、松土深度及切土节距等因素对功率消耗的影响。在满足农艺要求的前提下，以减少动力消耗为目标，对这些参数进行优化，改善了机组作业的经济性。利用AutoCAD软件，绘制了整机零部件的图样，完成了关键零件的强度校核，为样机的制造和保证工作的可靠性提供了依据。针对国内果园种植的现状，由汽油发动机提供动力，减小了机组的重量和尺寸。实现人工耕地的运动特点，提高了松土作业的质量和经济性。传动系统、行走系统的设计保持了较高的通用性，有进一步开发和推广的价值。关键词：果园松土施肥机摩擦离合器 蜗轮蜗杆减速器AbstractTosolvethe\"SANnong\"problems,themostfundamentalistoimprovethefarmers'income.Factshaveproventhatdevelopingorchardagricultureisaneffectiveway.Orchardmechanizationoperationlevelisstillrelativelylowinourcountry,mostofthehomeworkstillrelyonmanuallabor,thestrengthisbig,theefficiencyislow.Scarificationoperationisacultivationmachinery,butlargevolume,pooradaptabilityproblems.Hasbeendevelopedtothisend,suitablefordomesticsmallorchardoperationspulverizingmachinery.Accordingtorequirements,determinethestructureschemeofsmalldiggingmachinery.Machineismainlycomposedofgasolineengine,transmissionsystem,diggingmechanism,walkingdevice,operatingmechanism,etc,gasolineengine,theclutchdeviceconnectedtothegearreducer;Reducerpasspowertoworkingparts,therealizationofscarificationoperationpurpose:transmissionandseparation.Scarificationfertilizingworkorganizationisakeypartofthemachine.Throughmotionanalysisandstructureoptimization,thewormandwormwheelmechanism,theproduceartificialrotarytillageeffects:highlightonthesoilcuttingeffect,turnoverthesoil,soilability,toreducethedamagetothesoilstructure.Discussionunitspeed,drivingwheelspeed,diggingdepthandpitchcuttingsoilfactorssuchastheimpactonpowerconsumption.Onthepremiseofmeettheagronomicrequirements,inordertoreducepowerconsumptionasthegoal,tooptimizetheseparameters,improvingtheunitoperationeconomy.UsingAutoCADsoftware,madethedesignofmachineparts,completedtheintensity,thekeypartsforprototypemanufacturingandensurethereliabilityoftheworkprovidesthebasis.Inviewofthesituationofdomesticorchardplanting,poweredbygasolineengine,reducedweightandsizeoftheunit.Themotioncharacteristicsoftheartificialcultivatedlandandenhancethediggingworkqualityandefficiency.Designoftransmissionsystem,walkingsystemkepthighversatility,withfurtherdevelopmentandpromotionofvalue.Keywords:orchardpulverizingmachineryFrictionclutchwormgearandworm

目录第一章绪论TOC\o"1-5"\h\z1.1该课题研究的目的和意义 11.2国内外松土施肥机的现状 2\o"CurrentDocument"第二章方案设计 32.1技术要求 32.2结构方案设计 32.2传动方案设计 3\o"CurrentDocument"第三章松土施肥机工作参数设计 53.1刀片切削速度的确定 53.2耕幅的确定 63.3直角刀的选择、配置与排列 73.4汽油发动机的选择 8\o"CurrentDocument"第四章传动系统的设计计算 94.1传动方案的确定 94.2蜗轮蜗杆的设计计算 104.3轴的设计计算 15\o"CurrentDocument"第五章离合器的设计计算 165.1离合器方案的确定 165.2离合器的设计计算 175.3施肥料斗的设计 20\o"CurrentDocument"第六章总结 21参考文献 22致谢 23

A0总装图.AutoCAD图形142KB图形图形图形M蜗轮蜗样减速器装配图AutoCAI）图形蛇施肥料立A0总装图.AutoCAD图形142KB图形图形图形M蜗轮蜗样减速器装配图AutoCAI）图形蛇施肥料立AutqCAD图形59KB蛆与片AutoCAD圈形57KS虹蜗轮AutoCAI图形60KB85KB心箱体A-utoCAB图形55KE叩输入轴A.utoCAIi图形41KB答辩FFTMicrosoftToYrerF...田情况登记馥MicroEoftWord9...32KB任募书MicrcsoftWord9...S3KB田情况登记馥MicroEoftWord9...32KB任募书MicrcsoftWord9...S3KB没计说明书〔花文）MicrosoftTford9..4egKB绪论1.1本课题研究的目的和意义设施农业的出现，这就增加了农民收入。但我国设施农业起步较晚，发展缓慢，尤其是机械化作业水平低下。大多数劳动和作业仍为原始的手工劳动，强度大、工作环境差、效率低。近几年针对果园等特殊耕作环境，国内研制生产了一些小型耕作机械，有的微耕机还设计有多种作业功能，考虑了兼顾露地作业，提高了机械的使用效率。但是由于产品大多存在一些问题，如外型尺寸及结构质量大、操作不灵便、边角地带无法工作、漏耕严重：生产率低、适应性较差、结构复杂；在作业性能、可靠性和耐久性等方面也存在一些问题。本课题所研究的果园松土施肥机，机型小，操作简便，克服了作业空间狭小的弊端；对土壤主要起旋耕作用，由发动机带动松土部件工作，在一定程度上代替了人力，减轻了劳动强度，提高了劳动效率。这对于发展经济、高效、优质和环保的设施农业具有重要的现实意义。结合江西省的地理环境我们可以得知，江西地貌大致可以划分为9个地貌区和9个地貌副区:一为赣西北中低山与丘陵区。二为鄱阳湖湖积冲击平原区。三为赣东北中低山丘陵区。四为赣抚中游河谷阶地与丘陵区。五为赣西中低山区。六为赣中南中低山与丘陵区。土地总面积166947平方公里，占全国土地总面积的1.74%，居华东各省市之首。其中山地60101平方公里（包括中山和低山），占全省总面积的36%；丘陵70117平方公里（包括高丘和低丘）占42%岗地和平原20022平方公里，占12%，水面16667平方公里，占10%。由此可见地虽广，却不适合耕种。如何有效高效地利用着有限的资源显得十分的重要，更能看出江西省大力发展中小型旋耕机的急迫性和重要性。1.2国内外果园松土施肥机械的研究现状及存在问题1.2.1国内果园松土施肥机械的研究现状近几年，针对果园等特殊耕作环境，我国也相继出现了很多适于保护地作业的小型机具。许多地区由大专院校、科研院所和工厂相结合研制的小型式旋耕机，适于果园作业。NF-40系列多功能农田管理机配套动力4.41-5.14kw，质量120kg，它是由江苏扬州市苏扬机械厂生产，可配套多种作业机械，完成耕作、碎土、开沟、播种、中耕除草、培土、覆膜、喷药、运输等多种工作，其结构特点是：体积小，质量轻，功能多，操作灵活；行走道路不限，能在30厘米宽的狭窄路面行走，适用于在小田块、丘陵区、及果园内工作；有较多档位，可适应不同速度的需要；操作杆可作旋转180度或上下14度的调整，以适应操作者不同身高以及不同情况的操作需要。沈阳农业大学研制的IGD-900型电动旋耕机以交流电机为动力，具有动力强、耕作速度快、不排放有害气体、噪声低等优点，该机重75公斤（包括30米缆线），采用按钮开关，有380伏、220伏两种动力机型可供选择，装有行走轮、推动方便、转向灵活。工作参数为耕幅900毫米、耕深大于100毫米、刀片数量为4刀4刀盘。该松土施肥机，它以汽油机作为动力源，体积小、重量轻、造价低、可靠性高。而且使机组采用功率，前进速度m/min，切土节距10厘米，耕深12厘米，耕幅465毫米。1.2.3国内外耕耘机械的存在问题大多产品仍存在以下问题：①外型尺寸及结构重量大，操作不灵便。特别是从露地直接转移到果园内的机械，在果园内转向和转移都十分困难，而且边角地带无法工作，漏耕严重。②生产率低，适应性较差，当土壤含水率较高（超过20%以上）时，其碎土性能变差，能耗高。③作业性能、可靠性、耐久性等方面还存在一些问题。1.5研究的内容和方法根据目前我国果园耕耘机械的研究现状和存在问题，以及果园土壤区别于一般大田作业的物理特性，开发研究适宜于果园内作业、能提高松土性能、因此，研制了果园松土施肥机。该课题的主要研究内容有：依据，通过理论分析和数学模型确定合理机构作为松土机的松土工作部件。讨论分析影响功率消耗的因素，在保证农艺要求并能减小功耗的前提下，确定这些参数，并计算松土机所需的功率，根据该功率选择汽油发动机的型号。设计松土施肥机的整机结构，主要由汽油发动机、传动变速机构、松土工作部件、行走机构、操作机构等组成。汽油发动机提供动力，通过离合器与减速器连接。发动机的动力分别传递给松土工作部件，实现松土机耕作土壤的目的。操作机构包括转向机构和离合器操纵机构，转向机构控制松土机转向。绘制松土机主要零部件图纸，对关键零件进行强度校核计算。

第二章方案设计2.1松土机构的运动分析果园生产耕作困难、劳动强度大、效率低、成本高。需要一种机械，可以满足果树下的空间小，障碍物多、边角地带无法耕耘等问题，研制一种体积小，重量轻，操作方便、使用安全可靠，推动方便、操作搬运高效节能的小型农用旋耕机。2.2松土机构的选择运动部件的设计是果园松土施肥机设计的关键，从松土的作业要求和省力两个角度来考虑。即刀头旋转对土壤进行切削；由于惯性力的作用，刨下来的土块向后移动并与刀头分离；土块落地时被轻度击碎，完成一个松土过程。发动机输出的动力经传动装置驱动蜗轮蜗杆，由蜗轮滑杆作旋转运动。滑杆上固定的刀片旋耕土壤，当刀片运动到最低处（最大耕深）时，但这个力不能太大，以免对土垡产生过度的翻转、抛扔作用。Tin-设计原理：传动部分由带轮、变速箱、链轮、组成，动力由电动机输出经带轮传动到变速箱输入轴，再经变速箱传到刀轴，如图2-1所示。利用旋转的刀片作为工作部件，对土壤进行切削，刀片由上向下切削土壤，并将土壤抛向后方，抛起的土壤碰到挡泥盖板后受到撞击而迅速降低速度，使土壤呈细碎状态掉落在地面，达到松碎土壤的目的。旋耕刀轴中间因旋耕刀采用弯刀，所以需要设计松土铲对中间的漏耕部分进行松土。Tin-锥齿轮机构

图2-1锥齿轮减速器方案示意图图2-2蜗轮蜗杆减速器方案示意图为了达到这种要求，果园松土施肥机的运动部分采用涡轮蜗杆机构。结构简单、紧凑。通常，蜗轮蜗杆机构能够实现之间的转换，因此，比较几种不同的运动方案，从中加以合理的选择。

第三章松土施肥机工作参数设计3.1松土机总体设计方案图2-3确定的蜗轮蜗杆减速器方案示意图采用汽油发动机机提供动力，通过离合器直接与减速器连接。减速器的输出端动力经过减速器一级减速后，传到刀轴上，通过刀轴的旋转完成松土刀架的旋转运动，实现松土的目的。为适应果园作业的空间条件，使松土施肥机的整体结构更加简单、紧凑，采用整式机架，将汽油发动机安装在机架上，并处在整个机架的中心位置，以保证工作时的整体平衡性；传动部分使用蜗轮蜗杆，两个中间轴分别位于工作轴的两侧，以保证机架的平衡，中间轴1、2和行走轮轴同一个水平面上，工作轴和凸轮轴1；中间轴1、2和行走轮轴；凸轮轴2,这样充分利用不同的高度层次，缩短了机架的长度，充分利用了空间，结构布局更加合理。在工作轴和中间轴2上安装离合器，通过离合器的啮合与分离实现动力的传递和切断。另外，通过工作轴上的离合器操纵杆前方的长短不一的两个杆，在离合器分离时与前方杆件的啮合，可以固定松土机不松土时松土铲所处的位置。另外，还可以在机架后面安装碎土板，超到破碎土垡和平整地表的作用，以提高耕作质量。施肥机构为布置在机架下方的一个料斗，通过手动开关控制料斗阀门的打开关闭，从而控制施肥的作业。3.2.1主要运动参数的确定(1)机组前进速度参照果园松土施肥机：％=8m/min(2)汽油机转速：n=4000"min切土量一定时，松土汽油发动机转速越大，功耗越大。因松土刀片转速增大，单位时间切削土壤的次数就要增多，于是受到的土壤阻力就要增大，由于阻力与转速的平方成正比，故松土功耗与汽油发动机转速近似成二次方函数关系。旋耕机常用刀滚转速一般在n=120~280r/min，故选定松土刀片转速n=160r/min3.2.2主要性能参数的确定切土节距s沿松土机前进方向纵垂面内松土铲连续两次切下的土块厚度，即在同一纵垂面内松土铲连续两次切土的时间间隔内松土机前进的距离，称为切土节距，用s表(mm)。可用下式计算：式中Vs一机组前进速度；H-松土柄转速；通常人工刨土时的土垡厚度在10cm左右，因此，s的选择能够满足松土要求。松土深度最小值(y)图3-3表示松土铲受到凸轮推动瞬间的位置变化，其中AB表示松土铲下端后移s距离时所处的位萱；AK表示松土铲受凸轮推动所到达的极限位置；表示松土铲的长度：h表示最大耕深：Y表示松土铲离开土壤时的松士深度：Z表示松土铲脱离土壤时，松土铲在土壤上所移动的距离。由图可以看出，在相同的最大耕深下，松土耕深最大值Y越小，沟底凸起高度较大，沟底不平度增加。因此，选择合适的松土铲长度和最大耕深是决定能否满足农艺要求的关键。图3-1旋耕机轨迹的示意图⑶松土耕深最大值h根据农艺要求，北方旱田耕深一般为16-30cm,而果园的土壤耕作深度要求不高，与大田耕深相比，其土壤耕作深度一般为10-15cm，结合松土耕深最小值Y,选定松土机的最大耕深h=14mm。⑷松土幅宽为便于小空间作业，松土幅宽B不宜过大，但要保证一定的生产效率，又不能过小，根据已有机具，考虑该松土机自身的结构特点，选定耕幅B=400mm。理论生产率耕幅B=400mm，机组前进速度是8m/min，则生产率可用下式计算：3.2.3主要结构参数的确根据直角刀的设计，因此取松土铲的长度=1.5mm(h最大耕深)。已知h=10cm，将果园的土壤耕作深度要求。行走轮直径d=180mm3.3松土机功率消耗计算松土机的功率消耗包括工作部分松土的功率消耗和机组前进的功率消耗。(1)松土功率消耗计算松土功率消耗可用旋耕机功耗计算公式，即N100KBhVkw102 式3-1

式中Kr一刀具工作时旋耗土壤比阻（1.2~1.6与耕深有关，耕深大选大值）；h一耕深（cm）；-”一机具前进速度（m/s）；B一耕幅（m）o根据果园内的作业条件，经查表确定：已知耕深H=10cm，机具前进速度，=0.1333m/s，耕幅B=0.4m，则102N=100x1.5x0.4x0」33x】。、。加晶102N0.8366——= =1.04575晶牝1.05晶0.8 0.83.4汽油发动机型号的确定考虑到功率储备，并且传递过程中有功率损失，发动机的额定功率应该大于松土机消耗的总功率。故选用160FLA型汽油发动机，其额定功率为2kW，额定转速为4000r/mino整机设计首先保证作业质量，达到人工刨地的作用效果；其次整机结构紧凑，操作方便，适应果园空间限制；再次考虑到果园果树的使用特点，尽可能提高其通用性。松土机的基础参数包括运动参数、性能参数和结构参数。利用建立的松土铲运动方程，分析其空间运动的基本特征。松土深度与工作部件结构尺寸间的数学函数关系，并参考松土机的已有参数，在保证农艺要求的基础上，确定基础参数，根据选定的有关参数，由经验公式计算出松土机所需的功率。图3-2160FLA汽油发动机第四章传动系统的设计计算4.1松土机的减速机构的的设计松土机减速机构由蜗轮蜗杆机构机构组成4-1蜗轮蜗杆减速机构示意图4.1.1蜗轮蜗杆的初步设计按接触强度确定主要参数/15000）m2d>13HPZ2J2KTmm32式4-1T=9550组=9550^^8=95.42式4-2（假定传动效率是0.8）载荷系数暂定为K=1假定Z=51蜗轮的许用接触应力°hpEhUn式4-3V=二=d1^—查表得scosy19100cosy=4.77m/s式4-4m2d>1(15000¥1320x51J1x95.4=80式4-5按表按表15-4，查表得，取彳=2Z2—51 m=2mmd1~22,4mmd=102mm气=0.4m2d=89.6mm3i最接近，故取用之y=arctan竺i=arctan(> )=10.125。di 22.4式4-6a=20。(2)按接触强度校核b=Z/6111cosyTKKK。He\：ddsin(2a)式4-7b_1556111x0.9844x153x2x1.2x1.3孔*占K。°h- 22.4x1022xsin(40)2A''一V=-^= d^——=4.7m/sscosy19100cosy式4-8蜗轮齿根弯曲强度校核式式4-9齿根弯曲应力为

666T2KAKK。丫丫dd2m FSP51Z=*V2cos3y cos310。=53.4以及x=0.4,查表得Y=4.052 FS=1一二=1_些=0.91式4-10120。式4-10666x153x2x1.2x1.3x4.05x0.917 =258.42x22.4x102bf<b时故安全几何尺寸计算蜗杆齿顶高h=h*m=1x2=2mm蜗杆齿根高h=(h*+c*)m=(1+0.2)x2=2.4mm蜗杆齿高h=h+h=2+2.4=4.4mm蜗杆齿顶圆高d=d+2h=22.4+2x2=26.4mm蜗杆齿根圆d=d-2h=22.4-2x2.4=17.6mm蜗杆齿宽8(11+0.1z)m=(11+0.1x51)x2=32.2mm取35mm蜗轮齿顶高h=m(h*+x)=2x(1x0.4)=2.8mm蜗轮齿根高h=m(h*+x+c*)=2x(1-0.4+0.2)=1.6mm蜗轮齿高h=h+h=2.8+1.6=4.4mm蜗轮喉圆直径刁=d+2h=102+2x2.8=107.6mm蜗轮齿根圆直径d=d-2h=102-2x1.6=98.8mm蜗轮外圆直径d2<d2+1.5m=107.6+1.5x2=110.6mm蜗轮咽喉母圆半径,=a-2d=63-2x107.6=9.2mm蜗轮齿宽气<0.75d1=0.75x26.4=19.8mm故取19mm蜗轮齿宽角。=2arcsin(丝)=2xarcsin(^—)=126。TOC\o"1-5"\h\zd 22.41 1蜗轮轴向齿厚sx=—兀m=—兀x2=蜗轮轴向齿厚sx2 2蜗轮法向齿厚s=scosr=3.14xcos10.1=3.1mm蜗轮分度圆齿厚s=2兀m+2xtan以=2x2兀+2xtan10.1=3.5mm第五章 离合器的设计计算5.1离合器类型的选择由于松土机工作时工作部件会有振动，也可能遇到杂草缠绕或是石头卡住的情况，因此考虑选择有一定过载保护的带弹簧闸块离心摩擦离合器。5.2离合器的结构设计见图纸5.3离合器中螺旋压缩弹簧的设计离合器中为了使闸块耐磨而选用65Mn为其材料，其密度为7.81g/cm3,三维模型求得体积为4cm3。故其质量m=7.81x4=31.24g当发动机处于空转时，怠速为1000r/min。由此转速产生的单个闸块离心力为式5-1F=命2"2R=3124x10-3E2x10°°2X29=993N式5-1L900x103 900x103由于当该离合器转速达到1000r/min时是闸块处于与从动半离合器的接触与未接触的临界状态，因此对于弹簧来说其最大载荷Fmax=Fl+F0按设计要求，其弹簧的工作行程为h=5mm，令最小载荷既预紧力F=F=0.5x(F+F)，求得F=9.93N；F=19.86NMIN0 L0 0 MAX设贴合转速n=1000r/min,贴合爪块的质量为0.1kg，离合器外圈半径为100mm，则离心力F为：F=mw2rF=mw2r=0.1x(1000x2兀60)2x0.05=44N式5-2弹簧的设计：设弹簧钢丝的直径d及中径D2(1)材料选用：50CrVA弹簧材料许用应力：\=441"兀&(2)A=KX(C+1)=麟。2=125x6x72=367.5d=1mm式5-3D=6mm式5-32

D=D+d=6+1=7mmD1=D2-1=5mm求有效圈n弹簧刚度PPP-P Gd4 7.85x1弹簧刚度P C 1 — 2 1— —式5-4FF-F 8D23P、 8x63x式5-4P'—3.96N/mmGd4

nGd4

n— 8D3P'27.85x148x63x3.964.4n5式5-5 44x45实际刚度k=二一？—3.965计算弹簧的极限载荷和极限变形量对于1类弹簧44—73.373.344—73.373.37T—16.7计算其余尺寸:总圈数n—n+2计算其余尺寸:总圈数n—n+2—5+2—71工作负荷下的变形量F=P-^^—1.491P26.78P320F=节=26^—11.949F—F-F=11.949-1.49—10.46mm节距P=d+F/n=1+19.949/7—3.85i自由高度打—np+1.5d=7x3.85+1.5x1—28.45mm取标准值丑。=50mm则P-^d=50T.5x1—6.93mmn安装高度打—H-F=50-1.49—48.51mm压并高度气—(n1-0.5)d=(8-0.5)x1—7.5mm螺旋角Y=arctan —彼、—2.580兀D2兀x72展开长乙—四鼻—Kx6x7—132.1mm

cosy cos2.58o验算：稳定性验算高径比:一&==8.33<9.7D6验算：稳定性验算高径比:一&==8.33<9.7D62疲劳强度验算K=竺二+蛙=4+虹=1.254C-4C 4x6-4 6Tmin心—8x40x6XL25—IE兀d3 兀X138PDK8x320x6x1.25— —395.02MP~2"T———2―2max兀d3兀X13n-T0+0冰m,nTmax由表查得N—106时，t0=0.33cb—0.33x1520—501.6MPa代入上式501.6+0.75x49.38395.02—1.364>[n]—1.3可以满足工作要求。5.3传动轴两端链接的设计5.3.1传动轴与蜗杆连接部分的设计（1）确定连接类型因传动轴在正常条件下工作时传递的扭矩为丁9.55x106xP9.55x106x2T— — —4775N.mm1n 4000是比较小的值，为了使结构紧凑，考虑使用螺纹连接。（2）确定螺纹参数在工作扭矩的作用下在螺纹上会产生相应的轴向力FZzd2tan（v+P）式中W为螺纹导程角，中y为螺纹的当量摩擦角.

考虑到传动轴直径为7,mm因此选用螺纹小径幺=7.188mm，中径d2=7.513mm，大径d=8mm，螺距P=0.75mm的普通螺纹。nP、 1x0.75、其中w=arctan( )=arctan( )=1.82ond 兀x7.51322x2148.75查得钢与钢在无润滑状态下的摩擦系数为0.15，因此中v=arctan(0.15)=2x2148.75因此F= =3132NZ 7.513xtan(1.820+8.53。)由此轴向力与扭矩共同作用产生的应力1.3F 4x1.3x3132。=n^=—7788~=100.3依。查［螺栓、螺钉和螺柱的性能等级］选取该螺纹的性能等级为10.9；材料为中碳钢；因此可以与传动轴做成一整体，此时将传动轴的直径等于螺纹的公称直径d=8mm，以便直接在轴上攻取螺纹。由于工作部分会产生轻微变载荷，故选取螺纹的安全系数S=8.5其许用应力卜］=^s=900=105.88"。S8.5显然b<Iq］，该螺纹可用。ca选择轴的材料：选用45，正火处理，由表查得dW100mm时，b=588N/mm2,a=296N/mm2,a=238N/mm2t=138N/mm2,[b]=93N/mm2,[cy]=54N/mm2初步估算轴端直径：取A=120按转矩估算法：dN；=30.2k上d>120d>120dN29.01mm圆整到30mm轴环宽度b=1.4a=4.06轴肩高度a=(0.07-0.1)d=2.9长度400mm平键：GB1095-79，选b(h9)xh(h11)=8x7,c或r0.25-0.4L(h14)18-90T=4.0,0=3.3减速器的结构设计见图纸6.2刀轴的设计刀轴是刀辊的主体部件，上面承载有刀盘、刀片、蜗轮轮，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（2） 刀轴的结构设计刀轴中间部分与蜗轮用键连接，在其两侧各安装两把旋耕刀。由于前面已知N/00顷匕由于前面已知N/00顷匕)=102100xL6*0.4X8工60、10=0.8366KW102P=N=0.83660.8 ；n=160r/min，代入上式中，确定得出刀轴直径为29.03mm，因刀轴工作时除了承受扭矩还要承受弯矩，因此先将其直径适当放大为30mm。其结构图见图纸。（3）轴上键连接的设计根据刀轴与蜗轮连接部分的直径d=30mm查表选取bxh=8x7的A型普通平键，参考蜗轮宽度选取键长L=20，故k=0.5h=3.5mm；l=L—b=12mm2Tx103 2x62.7x1032kld =99.52kld3.5x12x30由于键、轴和轮毂的材料都是钢，查表得其许用挤压应力t100-120MPa，显然气＜bp],该键满足设计要求。标记为：键8x20GB/T1096-20036.3减速器中蜗杆两端轴承的选用与校核在垂直蜗轮轴向的蜗杆轴向平面V内有F]x140+F2x185—F]x11.2=0F]+F2+F]=0解得F1解得F1=131.41N；F2=189.44N在平行蜗轮轴向的蜗杆轴向平面H内有解得F]x140解得F]x140=Fh2x185FH1土2=F1Fh1=46.67N；=145.18N于是在两轴承的径向方向各承受有力31.412+46.672)=139.45N* 「+fh于是在两轴承的径向方向各承受有力31.412+46.672)=139.45N* 「+fh2FR1故轴承1被压紧，轴向力F=F+Fd2-Fd1=881.51+162.3-94.83=948.98Na1a轴承2被放松，轴向力F=F

a2=162.3Nd2因为F1=竺竺=6.8>0.68;F139.45 ,r1FU=0.68238.67——a2FR2=.\F+F2)=<(89.442+145.182)=238.67NY v2 H2显然4=^8154=3.69>1.14，但又因轴向力不是很大，因此根据蜗杆直径选用型号为F238.677005AC的角接触球轴承，为了使蜗杆刚性较好，采用正装。其基本额定动载荷C=11.2KN(2)计算轴承当量动载荷由AC型角接触球轴承的派生轴向力计算公式Fd=0.68F得轴承1：F1=0.68Fr1=0.68x139.45=94.83N轴承2：七2=0.68Fr2=0.68x238.67=162.3N因正装F与F同向，且F+F=881.51+162.3=1043.81>94.83=Fad2 ad2 d1查载荷系数表算得径向载荷系数和轴向载荷系数为轴承1X轴承1X1=0.5Y=0.261轴承2因轴承运转过程中有轻微的冲击载荷，查表取'因轴承运转过程中有轻微的冲击载荷，查表取'广1.2，算得当量动载荷P=f(XF+YF)=1.1x(0.5x152+0.26x426)=206Np1R1 1a1P=f(XF+YF)=1.1xGx238.67)=263Np2R2 2a2

（3）验算轴承寿命因为p>P2，所以按轴承1的受力大小进行验算106106f£]60〃侦，6.4减速器蜗轮两端轴承的设计与校核（1）蜗轮传动的受力分析106 x60x40003=321792h>3000h满足设计要求。由之前求得的蜗轮切向力F=881.54N；径向力F=320.85N；轴向力12 r2Fa2=191.85N，在暂时不考虑土壤对刀片的反作用力的情况下，分别对轴承的V面和H面进行受力分析如下在轴承V面上有140F一Fx*—Fx*=02FV1+FV2=Fr在轴承V面上有140F一Fx*—Fx*=02FV1+FV2=Fr2算得Fv1=-179.03NF2=499.88N在轴承的H面上有FH1+FH2=F2=FH2算得Fh1=440.77N=440.77N因此轴承的径向方向上受力有轴承1 FrM40.772+179.032)=475.37N.H「+FV「=*+F)=\(440.772+499.882)=666.45NN轴承2FR2 *H2V2而考虑旋耕刀片受力时，查相关资料得其土壤阻力的平均作用点到轴线的半径r=0.9R=0.9x1125=101.25mm，其阻力矩T=Frx4算得其阻力Fq=84.89N。为了简化计算，采用保守的算法，由于轴承2在径向方向上的受力大于轴承1，故假设将四个刀盘的阻力均以相同方向作用在轴承2的径向受力方向上，如果算得所选用的轴承满足使用要求，则实际受力状态下，该轴承亦然满足要求。此时Fr2=666.45+2七=666.45+2x84.89=836.23N因轴向力不大，且==累黑=0.23，故考虑选用深沟球滚子轴承，参考刀轴的直径，F836.23选取轴承的型号为61804，其基本额定动载荷为C=3.45KN，基本额定静载荷C0=2.25KN（2）计算轴承的当量动载荷由于轴承1不承受轴向力因此P］=fFR1=1.1X635.98N=699.58N对轴承2有二=0.23,飞=^191,85 =0.085,对载荷系数表进行线性插值运算得F C2.25x1000R2 00.31—0.27该轴承的判别系数e=「［a_007x(0.085—0.07)+0.27=0.28F显然^^=0.23>0.28，故取X2=1；Y2=0R2所以p=f(xF+YF)=1.1xGx836.23+0x191.85)=919.85N2p2R2 2a因P2>P1因此按轴承2校核，106(c106(cf———60〃(P)'1710660x200x［此］3

"919.85)=4396h>3000h，满足设计要求第六章结论对于设计这个词从大一开始我们就接触到了，而且每学期都有课程设计