果园旋耕机总体设计

1、果园旋耕机总体设计摘要本毕业设计是一个果园旋耕机与传动装置综合设计的设计。首先，果园旋耕机与传动装置综合设计作了简单的概述；接着分析和果园旋耕机与传动装置综合设计计算方法的选择原则；然后根据这些设计准则与计算基础的设计；然后检查横辊装置的主要部件的选择。普通型果园旋耕机与传动装置综合设计由六个主要部件组成：目前，果园旋耕机与传动装置综合设计向长距离，高速度，低摩擦的方向发展，近年来，果园旋耕机与传动装置综合设计就是其中的一个。在设计中，该果园旋耕机与传动装置综合设计的研制与应用，目前我国与国外先进水平相比仍有较大差距，在过程中的国内设计和果园旋耕机与传动装置综合设计的制造中存在着许多问题。果园

2、旋耕机与传动装置综合设计设计代表了设计的一般过程，对今后的设计工作的选择有一定的参考价值。 关键词：果园旋耕机与传动装置综合设计 传动装置 耕地 AbstractThe graduation design is a rotary filling machine and the design of the comprehensive design of the transmission device. First, integrated design of rotary type filling machine and a transmission device made simple over

3、view; then analysis and rotary type filling machine and a transmission device integrated design and calculation method of selection principle; then according to these principles of design and calculation of foundation design; then check the turntable device of main components of choice. Integrated d

4、esign of ordinary type rotary filling machine and driving device consists of six main parts: at present, rotary type filling machine and transmission device design towards long distance, high speed, low friction in the direction of the development, in recent years, comprehensive design of rotary typ

5、e filling machine and a transmission device is the a. In the design, development and application of integrated design of the rotation type filling machine and a transmission device, at present our country and the overseas advanced level compared to still have a large gap, in the process of domestic

6、design and rotary type filling machine and transmission device design of manufacturing exists many problems.The integrated design and design of the rotary filling machine and the transmission device represents the general process of the design, which has a certain reference value for the choice of t

7、he design work in the future.Key words: rotary filling machine and transmission device integrated design of transmission hydraulic目 录摘要2一、绪论51. 国外研究现状52. 国内研究现状63. 旋耕机的分类64. 研究内容6二、果园旋耕机材料介绍及选择8三、果园旋耕机主要零部件设计计算101、果园旋耕机横辊断面设计方式102、整体横辊架强度的计算113、横辊变形度计算14四，横辊的设计方法：151 横辊旋转装置152横辊的设计163、横辊中央断面设计16五，横辊

8、的调整旋转机构的设计：181 横辊的调整旋转机构182、最大歪斜侧向力183，横辊中央断面合成应力：19六、果园旋耕机装配图20七、耕地装置的设计计算207.1计算工作循环中的最大载荷207.2 轴的设计计算231 轴承轴的设计计算232 .轴的结构设计243 轴的强度计算244 主动轴承轴的设计计算257.4 传动结构及设计25八 刀片的选择288.1 按强度选用刀片298.2 计算功率29九 旋耕刀片强度的计算30致谢32参考文献33一、 绪论我国幅员辽阔，但耕地机均耕地占有量少。如何利用有限的土地资源去养活中国日益增加的人口，对于我们来说有重要的意义。加大对农业的投入，提高农业的机械化程

9、度，特别是加大对果园旋耕机的研发投入，有重要 的意义。 目前广泛使用的果园旋耕机可分为两大类，即背负式和自走式果园旋耕机。而自走式果园旋耕机因为其机动性好，可靠性高和性能优良而使用广泛并深受广大农民的欢迎。在这次毕业设计中，我们一组成员在查阅了大量资料的基础上，对自走式果园旋耕机进行了比较合理的总提布局和参数选择的分析计算。以降低成本、增加可靠性和保证良好的 作业性能为设计宗旨,具有良好的机动性和通用性，不仅适应大田，也适应小地块和含水量高的果园耕地。该机型在广大农民中，很受欢迎，加大对其研发投入，在降低成本，提高技术的基础上，更上一层楼。可以预见，型自走式谷 物果园旋耕机前景广阔。 1. 国

10、外研究现状为了适应生产的需要，国外果园旋耕机无论在机型、机种和结构性能上都有很大的发展和变化。产品实行系列化、通用化可大大缩短设计周期，降低成本，方便使用。目前世界上绝大多数厂家均成系列的生产各种大小耕地的果园旋耕机。如福格森公司生产的MF547MF760五种系列产品，迪尔公司生产的JD935JD985等七种型号系列产品。近年来，国外许多公司都生产了不少高效率的大型果园旋耕机，这一趋势越来越明显。如加拿大的麦塞.福格森公司的MF760型，美国约翰.迪尔公司的JD7700型，西德克拉斯公司的D150型等。由于自走式具有机动灵活、无需开道、操作方便等优点，现在各国普遍生产和使用的都是自走式果园旋耕

11、机。为了提高机器的作业质量并使其高效、安全、可靠的工作现代果园旋耕机上广泛采用各种电子仪表监视装置以及电器、液压控制和液压驱动的先进技术。这是90年代以来国外果园旋耕机发展的又一重要特点。果园旋耕机使用时间短，季节性强，结构复杂，价格昂贵。设法提高机器的可靠性和使用寿命是各国近年研究的一个主要方向 6 。2. 国内研究现状从世界上第一个果园旋耕机耕地装置的问世，它已超过100年，最初主要应用于农业机械已发展到几十个品种，耕地机适用于不同的场合。根据其工作原理可分为滚刀式形式，挂刀式三类型。在中国的果园机生产的起步较晚，企业规模普遍偏小，产品使用较为单一，没有形成规模，所以很长一段时间，果园耕地

12、机耕地装置主要进口。据统计，到1999年底有各种农业机械保有量达100000，果园耕地机耕地装置的销售量为1999约30000台湾，其中80%是进口的。根据市场调查，果园机必须符合环境保护当前耕地机类的需求，市场上的果园耕地机耕地装置主要是产生的噪音大的发动机，带来环境污染，在办公和学习的地方，这是不受欢迎的果园耕地机耕地装置的发动机。因为发动机驱动的果园耕地机耕地装置，维护成本较高；同时发动机果园耕地机耕地装置主要依靠叶片的旋转速度穿过果园地，果园地上排放空气的旋转，因此，较高的安全要求，操作也会给员工带来了强烈的冲击，这样的操作是很不舒服。虽然发动机果园耕地机耕地装置割果园效率，效果好，但

13、价格昂贵！3. 旋耕机的分类按其旋耕刀轴的配置方式分为横轴式和立轴旋耕机立轴式两类。以刀轴水平横置的横轴式旋耕机应用较多。分类有较强的碎土能力，一次作业即能使土壤细碎，土肥掺和均匀，地面平整，达到旱地播种或水田栽插的立轴旋耕机要求，有利于争取农时，提高工效，并能充分利用拖拉机的功率。但对残茬、杂草的覆盖能力较差,耕深较浅(旱耕1216厘米;水耕1418厘米),能量消耗较大。主要用于水稻田和蔬菜地，也用于果园中耕。重型横轴式旋耕机的耕深可达2025厘米，多用于开垦灌木地、沼泽地和草荒地4. 研究内容3.1横辊旋转装置横辊旋转的方式是采用拖拉机动力转换成机械能，从而使横辊进行旋转，横辊旋转装置主要

14、由旋转主轴、横辊轴承和轴承组成。通过横辊轴承带动一对啮合轴承实现。3.2 横辊采用横辊式拉紧装置，主要有压紧轴承和横辊两大部分，通过横辊的选择，以及压紧轴承的选择，并计算出拉紧力。3.3耕地控制系统1.左右水平调整。将带有旋耕机的拖拉初停在平坦地面上，降低旋耕机，使刀片距离地面5厘米，观察左右刀尖离地高度是否一致，以保证作业中刀轴水平一致，耕深均匀。2.前后水平调整。将旋耕机降到需要的耕深时，观察万向节夹角与旋耕机一轴是否接近水平位置。若万向节夹角过大，可调整上拉杆，使旋耕机处于水平位置。3.提升高度调整。旋耕作业中，万向节夹角不允许大于10度，地头转弯时也不准大于30度。因此，旋耕机的提升，

15、对于使用位调节的可用螺钉在手柄适当位置拧限位;使用高度调节的，提升时要特别注意，如需要再升高旋耕机，应切除万向节的动力。 图4.1果园旋耕机设计方案图 2 横辊压紧机构采用横辊轴承分别驱动将液体的压力能转换成机械能.3 耕地控制部分由各自独立的耕地回路组成，主泵通过各耕地回路控制轴承和横辊轴承，使横辊产生相应动作。全耕地驱动使横辊工作平稳、结构紧凑。4,输送铺放工位输送铺放工位采用立式输送铺放系统，通过横辊旋转达到输送铺放的目的。5 拟采取的技术措施 横辊压杆式结构紧凑，可以改善组成机构零部件的受力情况，零件数量相对较少，加工制造比较容易。如今大中型果园旋耕机钳杆横辊多数采用这种结构。 横辊旋

16、转机构采用横辊轴承分别驱动，体积小、结构简单、容易解决制动、缓冲和超载保护问题。而一个横辊轴承驱动的横辊旋转机构适用于小型果园旋耕机。 横辊压紧采用横辊轴承控制完成，横辊轴承后置，压紧块与钳臂连接处连接牢固且易于拆卸更换。二、 果园旋耕机材料介绍及选择按品质分类(1) 普通钢（P0.045%，S0.050%）(2) 优质钢（P、S均0.035%） (3) 高级优质钢（P0.035%，S0.030%）按化学成份分类(1) 碳素钢：a.低碳钢（C0.25%）；b.中碳钢（0.25C0.60%）；c.高碳钢（C0.60%）。(2)合金钢：a.低合金钢（合金元素总含量5%）b.中合金钢（合金元素总含量

17、510%）c.高合金钢（合金元素总含量10%）。(3)灼烧可使钢中的碳变为二氧化碳挥发掉，灼烧后钢样品质量会减轻。但灼烧后质量会增多，原因：钢中的铁与氧结合生成四氧化三铁，且含炭少于铁按成形方法分类(1) 锻钢；(2) 铸钢；(3) 热轧钢；(4) 冷拉钢。按金相组织分类(1) 退火状态的a.亚共析钢（铁素体+珠光体）b.共析钢（珠光体）c.过共析钢（珠光体+渗碳体）d.莱氏体钢（珠光体+渗碳体）。(2) 正火状态的：a.珠光体钢；b.贝氏体钢；c.马氏体钢；d.奥氏体钢。(3) 无相变或部分发生相变的按用途分类(1) 建筑及工程用钢：a.普通碳素结构钢；b.低合金结构钢；c.钢筋钢。(2)

18、结构钢a.机械制造用钢：(a)调质结构钢；(b)表面硬化结构钢：包括渗碳钢、氨钢、表面淬火用钢；(c)易切结构钢；(d)冷塑性成形用钢：包括冷冲压用钢、冷镦用钢。b.弹簧钢c.轴承钢(3) 工具钢：a.碳素工具钢；b.合金工具钢；c.高速工具钢。(4) 特殊性能钢：a.不锈耐酸钢b.耐热钢包括抗氧化钢、热强钢、气阀钢c.电热合金钢；d.耐磨钢；e.低温用钢；f.电工用钢(5) 专业用钢如果园旋耕机横辊用钢、船舶用钢、锅炉用钢、压力容器用钢、农机用钢等。综合分类(1)普通钢a.碳素结构钢：(a) Q195；(b) Q215(A、B)；(c) Q235(A、B、C)；(d) Q255(A、B)；(

19、e) Q275。b.低合金结构钢c.特定用途的普通结构钢(2)优质钢（包括高级优质钢）a.结构钢：(a)优质碳素结构钢；(b)合金结构钢；(c)弹簧钢；(d)易切钢；(e)轴承钢；(f)特定用途优质结构钢。.工具钢：(a)碳素工具钢；(b)合金工具钢；(c)高速工具钢。c.特殊性能钢：(a)不锈耐酸钢；(b)耐热钢；(c)电热合金钢；(d)电工用钢；(e)高锰耐磨钢。按冶炼方法分类(1) 按炉种分a.平炉钢:(a)酸性平炉钢；(b)碱性平炉钢。.转炉钢：(a)酸性转炉钢；(b)碱性转炉钢。或 (a)底吹转炉钢；(b)侧吹转炉钢；(c)顶吹转炉钢。c.电炉钢:(a)电弧炉钢；(b)电渣炉钢；(c

20、)感应炉钢；(d)真空自耗炉钢；(e)电子束炉钢。(2)按脱氧程度和浇注制度分a.沸腾钢；b.半镇静钢；镇静钢；d.特殊镇静钢。本次设计由于的本身安全性，采用结构钢来设计果园旋耕机。三、果园旋耕机主要零部件设计计算1、果园旋耕机横辊断面设计方式果园旋耕机整体跨中断面图 果园旋耕机横辊断面面积 F=0.5（l1-21）+21h1+22l2+F1+l3 =0.5（25+25+35）+48.541+25 = 116cm2 果园旋耕机横辊断面水平形心轴x-x位置 y1= 式中：F1果园旋耕机横辊面的面积（cm2）.F1 y1x-各部分面积对x-x轴的静矩之和（cm 3） y1x-各部分面积形心至x-x

21、轴的距离(cm)则：y1=0.5（35-20.5）55.25+20.52543+20.525.530+48.5413+110.50.5116=30cm y2 =56-30=26cm结果得：F=116cm2 y1=30cm y2 =26cm果园旋耕机断面惯性矩 Jx=Jxi+Fi y1 2(Jxi 为对自身惯性矩） =(340.5 3) 12+340.525.75 2+ 20.525 312+20.52517.75 2+20.5（cos4725.5） 3 12cos47+20.525.58.25 2+48.5417.75 2+(10.51 2) 12+10.5129.5 2 =32336Jy=J

22、yi+Fi y1 2(Jyi为对自身惯性矩） =(0.534 3) 12+2250.5312+20.52517.252 +20.5（sin4725.5）312sin47+20.525.58.52+110.5312=11634 结果：Jx=32336 Jy=11634 2、整体横辊架强度的计算根据果园旋耕机的结构和特性，可不考虑横辊的扭转力的惯性和果园旋耕机的水平面荷载水平是可以忽略不计。 竖向荷载的弯曲应力引起的下法兰（由于负荷不大，用一般的条件，在地上能达到所要求的）：根据P543 26-99计算： x= 单位：公斤/厘米2式中：P=Q+G车 =20001.2+2211.1 =2643.1其

23、中： F-果园旋耕机断面面积 F=0.0126 m2 -材料比重，对钢板 =7.85tm2 q-材料横加筋板的重量所产生的均布载荷 q=7.5 tm果园旋耕机铸钢下翼局部弯曲计算 a、计算横辊压作用点位置i及系数 i=a+c-e式中：i-横辊压作用点与横辊表面的距离（cm） c-横辊缘同铸钢翼缘边缘之间的间隙，取c=0.4 cm a=(11.6-0.54) 2=5.53cm e=0.164R（cm）对普型铸钢，翼缘表面斜度为.R-为果园旋耕机曲率半径，由机械手册31.84查得R=16.4 cm则： e=0.16416.4=2.36 cm所以：i=5.530.4-2.36=3.57 =3.575

24、.53 =0.65结果：i=3.57 =0 .65b、铸钢下翼缘局部曲应力计算：横向（在xy平面内），局部弯曲应力1由下式计算： x=式中： a1-翼缘结构形成系数，贴板补强时取： a1=0.9 P横辊-果园旋耕机走横辊最大横辊压（Kg）P横辊= 起升载荷动载系数（=1.2） 额定机械重量 起升冲击系数（11.1） 果园旋耕机自身重量 t0=t+其中：t-铸钢翼缘平均厚度 t=1.30 cm -补强板厚度 =1 cmt02=（1.30+1）2=2.302=5.29 cm2所以：1=(0.92.18435.29)=301.19Kg/cm2结果：1=301Kgcm21点纵向（在yz平面内）局部弯曲

25、应力为2由下式计算：2=式中：k2由得：k2=0.6所以：2=（0.90.68435.6=81Kgcm2点纵向（yz平面内）局部弯曲应力为3，由下式计算： 3= 式中： K3-局部弯曲系数，得：k3=0.9 a2-翼缘结构形式系数，贴板补强时a2=1.5所以：3=（1.50.98435.29）=215Kgcm2c、果园旋耕机跨中断面当量应力计算1点当量应力为当= = =703.6Kgcm2=1800Kgcm2点当量应力为当，由下式计算：当i=x+3=723+215=938Kgcm2=1800Kgcm23、横辊变形度计算垂直静钢度计算 f= f= 式中：f-果园旋耕机垂直静挠度（cm）P-静载荷

26、（公斤）P=Q+G=2000+221=2221公斤L-跨度 L=1000厘米E-材料弹性衡量，对3号钢E=2.1103103公斤/厘米2Jx-果园旋耕机断面垂直惯性矩（）Jx=32336 f-许用垂直静挠度（cm），取f= 厘米所以：f=222110003(482.110310332336)=0.68cm f=1000700=1.43cm ff 所以满足要求结果：水平静刚度计算 f水=f水= 出自26-108式式中: f水-果园旋耕机横辊水平静挠度（cm） P-水平惯性力（公斤） P=（2000+221）20=111.05公斤 Jy-果园旋耕机断面水平惯性矩 Jy=11634 f水-许用水平静

27、挠度，取f水= 厘米 f水= 1000200=5cm f水=111.051000 3(482.110310311634)=0.1cm f水f水满足要求注：系数的选取是按P惯=a平=(Q+G)/9.80.5(Q+G) P惯-水平惯性力（公斤） g-重力加速度，取g=9.8m/s2 a平-果园旋耕机运行机构的加速度，当驱动横辊为总数的时，取a平=0.5 m/s2 注均自P12表6-8得动刚度计算 在垂直方向的自振周期： T=2T 0.3s 式中：T-自振周期（秒） M-果园旋耕机和果园旋耕机的换重量M=(0.5qlk+G) 其中：g-重力加速度 g=980cm/s 2 L-跨度 L=1000cm

28、q-果园旋耕机均布载荷 q=0.99kg/cm G-机体的重量 G=221kg 所以：M=(0.50.991000221)=0.73kgs2cm则：T=23.16=0.04s T=0.04sT=0.3s四，横辊的设计方法：1 横辊旋转装置横辊旋转装置主要由横辊轴承，小轴承，推杆，横辊，压紧块组成。如图4-2所示。 图4-2横辊结构 2横辊的设计 为减少果园旋耕机运行中的歪斜和横辊同轨道的摩擦阻力，果园旋耕机的横辊K和跨度S要满足一定比例关系，对于本次设计而言比例关系为。 = 即k=()L =() 10 =1.422.0m 取k=2.0m3、横辊中央断面设计断面总面积 参数见中央断面图，则： F

29、=2300.5+2210.5+28.51=79.5cm形心位置 (相对于z-z)则： y1=(2300.5+210.529.75+210.51.25+28.5115.75) 79.5=15.3cm 所以：y2=30-15.3=16.7cm (相对于y-y)则：z1=(300.522.75+300.51.25+28.510.5+2210.512) 79.5 =7.9cm 所以：z2=26-z1=18.1cm断面惯性矩 Jx=21/120.530 3+2300.50.3 2+1/12128.5 3+1/12 3210.5 3+210.516.45 2+1/12210.5 3+1/12210.5 3

30、+210.516.05 2 =8410 Jy=21/120.5213+2210.54.12+1/12300.53+300.516.852+1/12300.53+356.6520.5+1/1228.513+28.57.42 =6650以上的计算公式均出自P166平行移动轴公式：Iz1=Iz+a2A Iz=断面模数 Wx=Jx/y1=841015.3=550cm3 Wy=Jy/Z2=665016.7=452cm3 五，横辊的调整旋转机构的设计：1 横辊的调整旋转机构2、最大歪斜侧向力 横辊的调整旋转机构运行时，由于各种原因会出现跑偏、歪斜现象。此时，横辊的调整旋转机构与轨道侧面的接触，并产生运行方

31、向垂直的侧向力s.当载荷移到左端极限位置时，操纵室操纵时最大横辊压为ND=1631.5kg，并认为NAND,这时的最大歪斜侧向力为： SD=N 式中：N-最大横辊压 ,N=1631.5公斤 -测压系数对于横辊K同跨度1的比例关系在=之间，可取0.1所以SD=0.11631.5=163.15Kg当载荷移动到右端极限位置时最大横辊压NA=NB=653.3Kg，并认为NCNB这时的最大歪斜侧向力为：SB=0.1653.3=65.33Kg3，横辊中央断面合成应力： 最大侧向力考虑当载荷向右移动到极限位置时最大侧向力在B横辊上即有SB=65.33Kg；=+=+上式中：K 横辊(k=200cm) WX和W

32、Y 断面模数（ WX=550cm3和WY=452cm3） 许用应力，由于横辊受理复杂，一般只计算垂直载荷和歪斜侧向力，所以许用应力3号钢取1600kgcm2=653.32002550+65.332002452=362.3kg/cm2所以=1600Kg/cm2。所以经过校核是安全的。六、果园旋耕机装配图七、耕地装置的设计计算7.1计算工作循环中的最大载荷A. 对横辊机构进行受力分析,见图4-1可得如下方程： （5-2） （5-3）式中：推卸轴承的推力 ，也就是耕地片的最大载荷 推卸轴承的安装角度 耕地的物体在挖掘臂四壁产生的摩擦阻力 横辊板上方物体对横辊板的作用力 为的旋转角度 横辊板机构的重力

33、物体重量和横辊板机构重量在底板上产生的摩擦力，为导轨对横辊板机构的法向作用力由5-2式得， （5-4）B. 横辊机构的重量计算底部钢管： 式中：方管边长 ()方管壁厚 ()每米钢管重量 () 方管长 ()顶部钢管： 侧部钢管： 侧部钢管1： 侧部钢管2： 侧部钢管3： 此钢板的理论重量为1，所以，此钢板重量为： 横辊板前板： 所以，横辊机构重量 因为，一些小零件采取估算的方式以及计算误差所以，最后取 C. 耕地的物体在挖掘臂四壁产生的摩擦阻力的计算 式中：横辊的有效长度 横辊的有效宽度 横辊的有效高度 物体耕地后对横辊的压力 ，物体的单位膨胀力为6235，那其对横辊的压力 物体与挖掘臂壁之间的

34、动摩擦系数，查表取D. 横辊板上方物体对横辊板的作用力的计算 式中：横辊板机构底部长度 重力加速度 物体耕地后的密度 E. 物体重量和横辊板机构重量在底板上产生的摩擦力的计算 式中： 横辊的容积 横辊板机构与导轨之间的动摩擦系数，查表取 F. 将上述数据代入式（5-4）中则， 7.2 轴的设计计算1 轴承轴的设计计算1.输出轴的功率、转速和转矩 由上述计算可知=0.442 =124.1于是 2.作用在轴承上的力 已知轴承轴的分度圆直径为而 圆周力径向力3.初步确定轴的最小直径 轴的材料为40Cr，调质处理。初步估算轴的最小直径。 （式15-2）【5】取 则轴的最小直径显然是安装从动轴承处轴的直

35、径。此轴上有一键槽，应适当增大轴径：单键增大5%。 取 为了使所选的轴与轴承孔径相适应，同时，轴承轴孔的直径是，故取；又由于轴承横辊毂齿合面为，故该轴尺寸；2 .轴的结构设计1）拟定轴上零件的装配方案选用装配方案：螺母、轴端挡圈、轴承、轴承端盖、右端轴承、右端套筒、轴承轴、左端套筒、轴承、轴承端盖依次从轴的左端向右安装。2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和齿合面 （1）为了满足从动轴承的轴向定位要求，轴段右端需制出一轴肩，轴肩高度，故取段的直径；齿合面可参考安装尺寸取（2）初步选取滚动轴承。因轴承受到径向力较大，故选用单列向心球轴承。参照工作要求并根据，由轴承产品目录中初步选取单列向心球轴

36、承6207，其尺寸为，故、；而。轴端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。根据轴承的安装尺寸，。其余尺寸可根据其他相关零件而确定，即，3 轴的强度计算按弯扭合成强度条件校核计算 通过轴的结构设计，轴的主要结构尺寸、轴上零件的位置、以及外载荷和支反力的作用位置均已确定许用应力值 用插入法由表16.3【4】 查得 ，应力校正系数 表6轴承轴受载计算结果载荷 垂直面V 水平面 H支反力 弯矩总弯矩扭矩6）. 由于轴承为K式直轴承，按弯扭合成应力校核的强度 故安全。4 主动轴承轴的设计计算由从动轴承的结构尺寸可知轴的直径为，其齿合面可参考装配尺寸确定。此轴所受载荷较小（可忽略），可不进行强度校核计算。 使用系

37、数：由12-9 =1.5动载荷系数:由12.9 =1.15齿间载荷分配系数：由图12.10，先求.由此可得 KH=1Z2=10.8942=1.25 =1.257.4 传动结构及设计传动轴的设计因材料为Q235A钢，其密度，与的直径D=320mm. 若取每级轴承传动的效率（包括轴承效率在内）=0.97，则则轴的角转速（2）轴的最小直径的确定式中 选取轴的材料为45钢，调质处理，选取=112。于是 得 (4) 电动筒体强度的校核 已知 功率P=2.2kW,带速筒长l=600mm,直径D=320mm，筒体厚度t=15mm,材料为Q235钢板。由式 -圆周加工力；由式 ， 代入得 =2=116800N

38、， =58400N； ，-为所受转矩；设推料板平均张力F沿齿合面L均匀地分布在上，则单位齿合面上受的力 此中 W-抗弯截面模数，对于内径d，外径为D的电动，其抗弯截面模数应按圆柱壳理论选取：因此 式中 R壳（）的平均半径，mm; t壳()的厚度，mm;则 正应力 根据第四强度理论，合成弯矩可以写成：计算强度校核通过。八 刀片的选择此设计中刀片工作环境为高速轴转速不大于1500r/min，刀片的圆周速度不大于2m/s（见以下计算）；工作环境温度范围-40+50。可优先考虑标准刀片。总传动比 ( 3-1) nm刀片满载转速，nw 旋耕刀片转速；i=igiv (3-2)取ig=1.37 iv=1.7

39、2ig一对圆柱转轴的传动比，ivV带传动的传动比；各轴转速计算= 1420r/min =各轴功率计算8.1 按强度选用刀片根据整个旋耕机构工作的传动比要求，即总的传动比 各轴转速、转矩、功率列表如下：轴号功率（kW）转速n(r/min)转矩(N.m)I1.4914209.98II1.4310361.38III1.3635536.38.2 计算功率根据式（18-11）【1】 式中 传递的功率，kW; 工况系数，见表18-40【1】； 要求的输入转速r/min； 承载能力表中靠近的转速r/min； 时的许用输入功率kW，由表18-3137【1】中查出； 对应于时的许用输入功率kW,当时，取.；工况系数安中等冲击载荷得到；按及相接近的公称转速， ,当时，折算许用公称功率代入上式得： 九 旋耕刀片强度的计算根据旋耕刀片的结构和特性，可不考虑梁的扭转力的惯性和旋耕刀片的水平面荷载水平是可以忽略不计。计算并根据第二负载梁的强度，动载是非常小的，可以由一个集中荷载的近似计算。弯曲正应力截