《机械毕业设计（论文）旋耕机传动系统设计（全套图纸）》由会员分享，可在线阅读，更多相关《机械毕业设计（论文）旋耕机传动系统设计（全套图纸）（35页珍藏版）》请在人人文库网上搜索。
1、旋耕机传动系统设计指导老师：摘要本文在分析小型步旋耕机的结构组成和工作原理的前提下，介绍说明了小型步旋 旋耕机的设计远着和设计步骤。并根据设计原则的要求，首先选择了小型步旋耕 机的类型，确定小型步旋耕机的耕幅、传动形式、刀轴转速，离合器工作的选择 等内容。然后具体设计了小型步旋耕机的传动装置，包括齿轮箱的结构设计、关 键零件的强度校核、耕深调节装置和工作部件总成的设计。齿轮箱的设计是本次 设计的主要内容，这包括了大量的工作：资料的整理，参数的设定，相关计算， 绘图等。关键词：旋耕机；变速箱；离合器全套图纸，加174320523 各专业都有Design of electireic rototil
2、lerStudent:xia ming puTutor:yao ming yin(jiang xi Agricultural University)Abstract: Rototiller is a kind of farming machinery which is particularly suited to the hills, mountainous areas, small plot of land, big altitude difference, no-tractor road, orchard, tea house, vegetable plots, greenhouse ca
3、nopy, hill slopes and small pieces (water, dry farmland) .In order to adapt to the development of large-scale vegetables canopy,I conduct this design according to the demand of agricultural work environment and the present economic heritage requirements of technical conditions micro electric rototil
4、ler design. This rototiller is designedby making power generator based on motor. The comprehensive analysis of rototiller is conducted by analyzing overall scheme , working principle , the option of spin and plow knife transmission system and control system for a design, and the key components are c
5、alculated respectively. This rototiller has simple structure, light weight and zero emissions of waste gas ,and is used universally in rellis shallow intertillage of great pavilion.Key words:rototiller; knife; farming tool; reducer.1前言旋耕机是一种由动力驱动旋耕刀衮完成耕、耙作业的耕耘机械。旋耕机具 有犁耙合一的作业效果，它的耕作部件为旋耕刀辊是由多把旋耕刀在刀轴
6、上按螺 旋线排列而成,，较好地切断植被并将其混合于整个耕作层内,也能有效地将化 肥、农药等混施于土内,在水田中带水旋耕后即可直接插秧。其切土、碎土能力 强,一次作业能达到犁耙几次的效果,耕后地表平整、松软，能满足精耕细作要求. 旋耕机作业质量好、工效高,既能抢农时、节省劳力,又可减少机器下地次数,减 轻行走部件对土壤的压实,在我国南北方均有广泛使用。旋耕机于 19 世纪中叶问世以来，得到了迅速发展和推广使用。日本二战之后为了尽快恢复经济发展引进旋耕机用于农业生产。但是由于日本大多为水田直 角形旋耕刀不适宜于进行水田耕作。一大批日本学者开始致力于水田用旋耕刀的 研究如吉田富穗、松尾昌树、坂井纯等
7、人研制出了旋耕弯刀成功地解决了刀轴缠 草等问题。为了解决刀轴缠草的问题本文对旋耕弯刀进行了设计说明。对弯刀的 刃口曲线提出了相应的要求，目前能达到这种要求的刃口曲线有阿基米德螺线、 等角对数螺线、正弦指数曲线等其中阿基米德螺线应用最广。 到目前为止，旋 耕机产品虽然在理论上可以配套 58.873.5kw 的拖拉机，但实际上因受传动系 统强度及结构尺寸、机架结构强度的限制，配套合理范围仅达 48kw 的拖拉机； 耕深亦局限在旱耕 1216cm，水耕 1418cm。我国对旋耕机的研制始于 20 世纪 50 年代末， 初期主要研制与手扶拖拉机配套的旋 耕机，后来研制出与中型轮式拖拉机配套的旋耕机；7
8、0 年代初完成 了与当时国产的各类拖 拉机配套的系列旋耕机的设计，并使之得到了推广应用；到 80 年代，与手扶拖拉机配套的 旋耕机由专用型发展到兼用型， 由于手扶拖 拉机配套发展到与轮式及履带式拖拉机配套。 旋 耕机在我国的发展经历了单机 研制、发展系列产品、新产品开发和换代 3 个阶段，随着新的 种植、耕作农艺 的发展和推广，在旋耕机基础上还研制出了多种用途的联合复式作业机。20 世纪 90 年代以来，为适应市场需要，有些企业试图开发大型旋耕机， 但因水平有限，仅采用原有产品外延放大和堆砌材料的方法，没有着重结构的改 进和参数的优化， 目前能与 200 马力以上拖拉机配套的农机具在我国还完全
9、依赖进口。 另外我国旋 耕机械生产企业规模都比较小，装备差、制造工艺水平低，有些产品出厂质量粗 放，可靠性不高，企业低价竞争导致投入创新的部分过少，不利 于行业的发展。 因而走了弯路。因此，现有旋耕机产品在品种上尚有大型和深 耕型的空缺。随着水稻集约化、规模化生产的发展，水田耕整用宽幅高速型旋耕 机成为发展方向。水田土壤含水率高，抗剪切、抗压强度特别低，附着力、外摩 擦力也接近为零，切土部件与土壤之间存在润滑水膜。因此，大块水田使用大型 拖拉机旋耕机组水耕时，为充分发挥其功率，实现高效率、高效益，需要工作幅宽 3m 以上的宽幅旋耕机。但宽幅又受到道路行驶和入库停机不便的制约。解决 途径有二：一
10、是旋耕机采用宽度伸缩或折叠式结构；二是采用适中的幅宽，提高 作业速度，从现有的 25km/h 提高到 48km/h。为满足以上要求，需要改进 旋耕机及工作部件的结构和参数，研制宽幅高速旋耕机及灭茬、旋耕、旋耙和深 施化肥的复式作业机械。 我国作为农业大国，不少农机学者在旋耕机方面进行 了大量的研究工作。为了促进驱动型耕作机械的发展，本人选择了旋耕机作为自 己的毕业设计论文课题，借鉴了不少知名学者的重要研究成果，书写成文。由于 资料搜集的局限性和水平有限，错误和不足之处在所难免，欢迎读者批评指正。2旋耕机的研究意义与发展趋势2.1开发旋耕机的目的和意义土壤耕作是种植业生产过程中的重要一环，对于农
11、作物增产具有重要作用。 因此，土壤耕作机械的发展一直受到人们的关注。由于土壤耕作是一项能耗很大 的作业，传统的土壤耕作机械，如犁，耙等都需要多次书耕作会对土壤造成破坏， 不利于水土保持，消耗较大。长期以来，人们一直在探讨新的工作制度，松土和 局部松土，不耕和少耕。在这种形势下，驱动型耕作机械诞生了。这种机械之所 以引人注目，一是强化土壤耕作过程，可以满足不同条件下的不同土壤类型；二 是一次耕作可以联合作业；三是有动力驱动，质量好；四是作业时几乎不需要牵 引功率，减少了功率的消耗。 驱动型机具有多种，如旋耕机，振动土壤耕作机 械等，目前广泛使用的，应用前景最好的就是旋耕机。耕机切土、碎土能力强，
12、 一次旋耕能够达到一般犁耙作业几次的碎土效果，耕后地表平整、松软，能满足 精耕细作要求，且缩短工序间隔，有利于抢农时抗旱保墒，减少拖拉机进地次数， 减轻对土壤压实，减少能源消耗，降低作业成本，减少机具投资，提高机具利用 率，加之近年来国内还田技术和免耕少耕技术的推广应用，旋耕机得到了迅猛发 展，已成为拖拉机的主要配套机具之一。2.2国内外旋耕机的发展现状国内外旋耕机的发展动态、存在问题及发展方向 目前，水平轴旋耕部件与 地轮转向一致的旋耕机，在国内外在实际生产中得到广泛的应用，并且旋耕工作 部件结构相当完善。旋耕机的保有量也增加的很快，为了适应当前的生产规模， 为不同机型拖拉机配套，生产了作业
13、幅：为 1.25m28m 多种型号的旋耕机。如 南昌旋耕机厂的 IGN 系列多种型号旋耕机，连云港旋耕机集团公司生产的 IGE2210 型旋耕机，1CN-250S 型旋耕机等。在黑龙江省农业生产中，使用的机型 还有 1GHL 一 280 型松旋起垄机、1GSZ-210280 型组合式旋耕多用机、1GZJ一 210 型旋耕灭茬联合整地机、1GLT-4 型松旋灭茬起垄通用机等。很多机型为 了适应黑龙江省农艺要求，在旋耕机后部安装了起垄犁铧。为了装配各种不同的 工作件组台设计了专门的机架，以提高旋耕机的应用水平。有的旋耕机依据旋耕 部件与耕深的相对关系，把中央调速器直接设计安装在旋耕工作部件的轴上。
14、这 样保证了农具的最小能耗、最少的材料消耗和较好的工作质量。由于调速器壳体 下是未耕地，存在如何保护好调速器壳体的问题。国产的 1G 一 150 旋耕机和1G 一 140 旋耕机等多种机型的旋耕轴配置在地表水平面上或低于地表。为了防止调速器外壳的损坏，在壳体上或前犁柱上安有专用的分土铲。分土铲开出的铧 沟被补助整地作业消灭。2.3旋耕机开发存在的问题与发展趋势从近几年国产的旋耕机配套推广应用情况来看，存在一些问题： （1）拖拉 机动力输出轴容易损坏：（2）、十字万向传动轴使用寿命短：（3）、旋耕作业性能 不稳定和容易缠草的问题；（4）、缺少与大功率拖拉机配套的旋耕机；（5）、作业 性能满足不了
15、当今的农艺要求；这些问题的解决有待于进行更深入的研究。 随 着农业机械化程度的增强，工作效率和效益的提高，现有的旋耕机的弊端日益突 出，已满足不了农艺要求和生产规模扩大的需要。故对旋耕机的研究有了进一步 的深化，出现如下几个方向的发展趋势：（1）、向宽幅，高速型旋耕机发展；（2）、 向联 （3） 全幅深旋耕机已起步； 、合作业机组方向发展；（4） 向可持续 发展战略型发展； 、小型旋耕机需求量有所增加。3 总体方案确定及主要参数的选择3.1 总体结构设计及工作原理装配示意图如下：1 油门控制器 2 操纵手柄 3 限深机构 4 油门拉绳 5 离合拉杆 6 旋耕工作部 件7 柴油机 图 1装配示意
16、图主要由发动机、变速箱、机架、旋耕工作部件、限深机构、操纵手柄、 三角皮带轮、支架等组成，其工作原理是将发动机的动力经三角皮带传递给变速 箱主动轴，经二级减速带动安装在驱动轮轴上的旋耕刀片旋转（在铣切加工土壤 过程中，通过土壤反力推动机器前进）。耕深主要靠阻力铲柄上孔眼的位置进行 上下调节，同时还可通过人改变其对操纵手柄的压力以增减力矩，调节机器的前 进速度，借以达到改变耕深的目的。 另外，旋耕作业的碎土性能与土壤含水量、 土壤坚实度和机器的作业速度有关， 在实际作业中应根据具体情况选择最佳的 工作速度。 为了全面实现设计技术指标，在结构上进行了优化设计，体现在以 下几个方面； 1变速箱壳体采
17、用薄壁钢板多次冲压成型，既减少了加工工序， 又降低了制造造成本，也使机器重量大大减轻。 2为满足多项作业要求，变速 箱设有三个速档，高速档用于旋耕、运输作业， 低速档用于中耕、起垄作业。 同时在变速箱右侧有动力输出轴，可肚带动小水泵、脱粒机、碾米机、打浆机等 进行场上固定作业。再有，驱动轮轴采用通轴结构，它与旋耕工作部件配合安装， 便于工作部件的更换。还可安上运输轮进行短途运输作业。 3由于该机是旋耕 作业为主，为在旋耕作业过程中，不使机器发生上跳、前滑现象，增强操作舒适 感，整机重心的布置非常重要。实践证明，为确保旋耕作业的稳定性，重心设在驱动轮轴上方前后 20mm 处是适宜的。 4为保证作
18、业质量，使旋耕时不漏耕， 变速箱下部宽度要窄为宜，该机为 45mm 基本做到了不漏耕。 5为适应棚室空 问矮小的作业条件，机器操作手柄既可上下调整，又可在 180内前后转动调整。表 1 主要技术参传动系统示意图如图 3 所示。旋耕机传动路线图（图 3）4旋耕机类型、耕幅、刀轴转速和传动形式的选择4.1旋耕机类型的选择本设计主要适用于温室及工作内部环境较低的地方，故选用小型号，简单实 用的步进式旋耕机。4.2 旋耕机耕幅的确定根据主机动力输出功率和旋耕作业时单位幅宽功耗可对幅宽进行初步选 定幅宽过大刀片增多将导致发动机工作过载合适的幅宽则可保证主机功率的充 分利用。实际中幅宽的初选可采用经验公式
19、 B0.260.29N 但最终的确定必须经过 试验验证。事实上对于同一种旋耕机主机功率大的配套并不一定有好的作业质量 相反却有可能造成功率的浪费通过试验能合理确定对应幅宽的最佳配套功率可 以避免“大马拉小车”的情况。耕幅与柴油机的功率有关，并影响旋耕机与柴油 机的配置方式。耕幅 B 与柴油机动力输出轴的额定输出功率大体成以下关系：B=0.260.29NN =3.5 KW式中 N柴油机机的额定功率（KW） B=0.9207m1.1506m本设计选取 B=1m4.3 旋耕机的传动型式的选择三点悬挂式旋耕机有中间传动和侧边传动两种形式。中间传动适合于耕幅为1.752m，本设计中旋耕机的耕幅为 1m，
20、采用中间全齿轮传动。利用皮带将电动 机动力传递给主轴，输出的动力经皮带传至齿轮箱，然后通过中间齿轮箱的三级 变速传动，把运动和动力传到辊刀轴，即执行机构。刀轴分为左、右两侧。这种 齿轮箱特点是机架牢固、刚性好、布局合理，适用本旋耕机。缺点是箱体处不能安装弯刀，如不设置特殊工作部件，将出现漏耕。为此本设计在齿轮箱的下方增 设了犁体总成以消除漏耕现象。4.4 旋耕机的刀轴转速选定 在机组前进速度不变的情况下，旋耕机所需功率随刀轴转速的增加而增加，较理 想的配合是低刀轴转速和较高的前进速度，虽然功耗要增加些，但因生产率提高 了，仍可降低单位面积的能耗。近年来，刀轴转速降低的趋势尤为明显。另外旋 耕机
21、的刀轴转速一般在 200-285r/min，随着土壤比阻不同，旋耕机的刀轴转速 也不同，粘性重的土壤比阻大，转速应偏低，砂性土壤比阻小，转速可偏高。 为 了提高生产率及地区适应性，减少能耗，本设计旋耕机刀轴转速选择 200r/min。5耕深装置的设计旋耕机是一种作业范围广的农用机械，根据不同的土壤条件和工作要求，需 要有不同的旋耕深度。对于由功率 p 小于等于 44kw 的拖拉机带动的旋耕机时， 如果和具有调节液压悬挂机构的拖拉机配套时，利用位调节手柄在不同位置的定 位调整耕深，与具有分置式液压悬挂机构的拖拉机配套时，利用活塞杆上定位卡 箍的不同位置调整耕深。本设计中的旋耕机所选动力源的功率为
22、 3.5KW，根据设 计任务的要求，要求旋耕机的耕深范围为 1015cm。所以该机的设计旋耕深度 最大为 15cm，严禁旋耕机超限作业，否则将导致某些零部件的损坏和早期磨损， 还将严重影响整体作业效率，故需设计耕深调节装置。此设计运用的是限深杆机 构，简单实用，通过调节螺栓决定限深杆的长度而改变耕作深度。6最优传动方案的确定6.1齿轮箱传动方式的确定三点悬挂式旋耕机有中间传动和侧边传动两种形式。中间传动适合于耕幅为1.752m，本设计中旋耕机的耕幅为 2m，采用中间全齿轮传动。利用带传动将柴 油机动力输出轴的动力传递给齿轮轴，经齿轮传动，再经链传动，最后传递到刀 辊轴。刀轴分为左、右两侧。这种
23、齿轮箱特点是机架牢固、刚性好、布局合理。 缺点是箱体处不能安装弯刀，如不设置特殊工作部件，将出现漏耕。为此本设计 在齿轮箱的下方增设了犁体总成以消除漏耕现象。根据传动要求和设计目的，选 择的传动形式为全齿轮传动。因为设计的是小型旋耕机，突出的是结构简单，再 者基于动力源是，故传动原理和所设计的传动结构布局如下图说明：柴油机输出轴，即动力源，输出的动力经皮带传至齿轮箱，然后通过中间齿轮箱的三级变速传动，把运动和动力传到辊刀轴，即执行机构6.2传动系数参数的确定传动方案的分配，首级采用一级带传动。传动比为 1.2，末级采用一级链传 动，传动比为 1.67，使箱体下部分宽度较小，可以起到防止漏耕的效
24、果。6.3各档传动路线的确定快档：带传动 Z1/Z5xZ4/Z8 链传动 中档：带传动 Z2/Z6xZ4/Z8 链传动 慢档：带传动 Z3/Z7xZ4/Z8 链传动6.4各对齿数的确定齿轮Z1Z2Z3Z4Z5Z6Z7Z8模数22242224齿数2838481848382848配对齿轮Z5Z6Z7Z8Z1Z2Z3Z47轴的计算7.1 变速箱输出轴的设计1、轴上的功率 P、转速 n、转矩 T由以上计算知变速箱输入转速 n2=655r/min,输出转速 n3=220r/min；功率 P2=3.21KW，输出 P3=3.18；输入转矩 T1=47.38N m，输出转矩 T2=46.36N m；2、求作
25、用在齿轮上的力因已知低速级大齿轮的分度圆直径为d2=mz2=4 48=192mm 3、初步确定轴的最小直径查机械设计课本，由式（15-2）初步估算轴的最小直径。选取轴的材 料为 45 钢，调质处理8。根据表 15-3，取 A0=112，于是得dmin=A03P3 = 112 3n33.18220=27.28mm 输出轴的最小直径是带轮处的直径。最小直径选为 30mm。4、轴的结构设计1） 拟定轴上的零件装配方案装配图如图 43.2） 根据轴向定位要求确定轴的各段直径和长度（1） 为使链轮的右侧有轴向定位，在 I-II 处需制出一轴肩，故取 II-III 段的直径 dII-III=40mm，带轮
26、和轴配合长度 L1=40mm。（2） 初步选择滚动轴承。 轴只承受径向力，故选择单列圆柱轴承。根据工作要求 dII-III=44mm，选择轴承 6210 其尺寸为 d D B=50 90 20，故 dIII-IV=50mm，而 LIII-IV=20mm。右端滚动轴承采用轴肩进行定位，由手册上查得 6210 型轴承，取dVII-VIII=50mm。（3） 取安装齿轮处的轴段 IV-V 的直径 dIV-V=55mm。齿轮的左端与左端轴承 之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为 56.21，为使套筒端面可 靠地压紧齿轮，故 LIV-V=56mm。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度 h0.07,取 h=
27、5mm，则轴环处直径 dV-VI=65mm。轴环宽度 b1.4h,取LV-VI=12mm。（4）轴上零件的周向定位 带轮、齿轮的周向定位均采用平键联接。查机械设计手册的平键截面b h=20mm 12mm（GB/T1095-1979）,键槽用铣刀加工。7.2 变速箱输入轴的设计1、由以上计算知变速箱输入转速 n2=655r/min；功率 P2=3.21KW；输入转矩 T1=47.38N m；2、求作用在齿轮上的力 因已知小齿轮的分度圆直径为d2=mz2=4 18=72mmt32F =2T /d =2 47.38 103/72=1316NFr=Ft tan n/cos =1316 tan20/co
28、s8063=478.87N3、初步确定轴的最小直径查机械设计课本，由式（15-2）初步估算轴的最小直径。选取轴的材 料为 45 钢，调质处理。根据表 15-3，取 A0=112，于是得dmin=A03P3 = 112 3n33.18655=18.96mm输入轴的最小直径是带轮处的直径。最小直径选为 24mm。4、轴的结构设计1）拟定轴上的零件装配方案装配图 轴上零件的装配顺序为；首先从右边安装小直齿轮，接着在直齿轮的右边放上隔离套，用来和要安装的齿轮实行轴向定位。然后右边设有衬套，用来安装轴 承，最后右边装上轴承盖。其次，左边只装上轴承和轴承盖就可以了。此种装配 方案的设计和选定，既满足轴的结
29、构简单，有符合轴上零件装配方便的要求。根据轴上零件的定位要求，确定轴各阶梯段的长度和直径。（1）初选滚动轴承取安装直齿轮 z3 的轴径为 65mm，直齿轮左段采用轴肩实行轴向定位，轴肩 的高度 h0.07d,取 h=5mm.右段采用套筒实行轴向定位。设直齿轮的轮毂宽为 80， 所以选取 安装直齿轮的轴段长设计为 76mm，短于轮毂 34mm 增强对直齿轮轴上定位的可靠性。齿轮处的轴径为 d=60mm,因为 l=(11.2)d,得出锥齿轮的轮毂宽度为 62mm。 直齿轮中心线到右箱体壁的距离为 l=40+20+62+12=134mm,故轴肩的长度为:134-40-12=82mm。 轴的结构示意图
30、如下：图 4轴的示意图轴上零件的周向定位直齿轮 z3 在轴上的周向定位上采用平键联结。由手册查 得平键的截面尺寸为：bh=20mm12mm.(GB/T1995-1979)，键槽用键槽铣刀加 工，长为 63mm，同时为了保证齿轮与轴的配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为 H 7 h6 ，滚动轴承与轴的周向定位是借过度配合来保证的。此处 选轴的直径尺寸公差为 m6。锥齿轮的周向定位是靠花键轴连接来保证的。确定轴上圆角和到角的尺寸： 参考手册,取轴段角为 245 o 。图 4-5变速箱轴的受力简图（4）轴上零件的周向定位 带轮、齿轮的周向定位均采用平键联接。查机械设计手册的平键截面b h=
31、20mm 12mm（GB/T1095-1979）,键槽用铣刀加工。5、求轴上载荷根据轴的结构图（图 4-3）做出轴的计算简图（如图 4-5），可以看出轴的 受力最大处是危险截面。现将该处的 MH、MV 及 M 的值列于下表载荷水平面 H垂直面 V支反力 FFNH1=867.8N，FNH2=1396.4NFNv1=408.7，FNv2=204.3弯矩 MMH=8378.4NmmMv1=12261 Nmm总弯矩M1=（83784）2 +（12261）2 =87676.34 Nmm扭矩 TT=1684.6 28.105=47168.86、按弯扭合成应力校核轴的强度查机械设计课本，由式（15-5）及上
32、表中的数值，并取 = 0.6 ，轴的计算应力M 21 +（T） 2（ 87676.34） 2 +（0.6 47168） 2 ca = = = 10.11MPaW0.1 453材料为 45 钢，调质处理，由表 15-1 查得 1 =60MPa。因此， ca 1 ,故安全。8 齿轮的设计8.1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1.根据实际需要，选用直齿圆柱齿轮传动。2.旋耕机为一般工作机器，速度不高，故选用 7 级精（GB10095-88）。3.材料选择。由表 10-1 选择小齿轮材料为 40Cr，（调质），硬度为 280HBS，大齿 轮材料为 45 钢，（调质），硬度为 240HBS，两者材料
33、硬度相差为 40HBS13。4选小齿轮齿数 z1=18，大齿轮齿数 z2=i z1=72。8.2 按齿根弯曲疲劳强度计算由设计计算公式（10-24）进行试算，即d1t 2.32 3KtT 1u 1ZE2 ( )确定公式内的各计算数值（1） 计算载荷系数 K Kt=1.3（2） 计算扭矩d（4-11）uH T1=9550 P/n=9550 3.21/655=47.39N m（3） 齿轮传动齿宽系数 d查机械设计课本，根据表 10-7 选取齿宽系数 d =1（4）查表 10-6 查得材料弹性影响系数 ZE=189.8MPa1/2 。（5） 由图 10-21 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限
34、H lim 1 =600MPa；大 齿轮的接触疲劳强度极限 H lim 2 =550MPa。(6)由式（10-13）计算应力循环系数9N1=60n1jLh=60 655 1 2 20 10 20=3.1 1089N2=3.1 10 /2.67=1.16 10（7）由图 10-18 查得弯曲疲劳寿命系数 K= 0.95 ； K= 0.98 。（8）计算接触疲劳许用应力FN 1FN 2去失效概率为 1%，安全系数 S = 1.4 ，由式（10-12）得KHN1H lim1H 1 = =0.95 600=570MPaSKHN 2H lim 2H 2 = =098 550=539MPaS8.3 计算4
35、（1）计算小齿轮分度圆直径 d1t，代入H 中较小的值d1t 2.32 3KtT 1du 1u( ZE )2H = 2.323 1.3 4.739 1013.972.97(189.8) 2539=72mm（4-12）v =d 1tn1（2）计算圆周速度 v 72 655 = =2.47m/s60 1000(5)计算载荷系数60 1000根据 v=1.73m/s,7 级精度，查机械设计课本，由图 10-8 得动载系数 KV=1.12； 直齿轮，由表 10-3 查得 KH =KF =1.2；由表 10-2 得使用系数 KA=1；由表 10-4 查得 7 级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，KH =
36、 1.12 + 0.1（8 1 + 0.6d 2）d 2 + 0.23103 b将数据代入后得KH = 1.12+0.18（1+0.6 1） 1+ 0.23 103 64.43=1.42；由 b/h=11.11mm， KH = 1.35 查图 10-13 得 KF =1.35；故载荷系数K=KAKV KHKH =1 1.12 1.2 1.35=1.81446）按实际的载荷系数校正算得的分度圆直径，查机械设计课本，由式（10-10a） 得d1=d1t 3 K/Kt = 64.43 3 1.8144 /1.3 =72mm(4-13)(7)计算模数 mm= d1/z1=72/18=4mm8.4 按齿
37、根弯曲强度设计查机械设计课本，由式（10-5）得弯曲强度的设计公式为2KT 1YFaYSam 3 ( )z12F (4-14)1、确定公式内的各计算数值（1）查机械设计课本，由图 10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE 1 =500MPa；大齿轮的弯曲疲劳强度极限 FE 2 =380MPa；(2)由图 10-18 查得弯曲疲劳寿命系数 KFN1=0.85，KFN2=0.88；（3）计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，由式（10-12）得F 1 =K0.85 500 = =303.57MPaFN1SFE 11.4F2 =KFN2FE 2S= 0.88 3801.4=23
38、8.86MPa（4）计算载荷系数K=KAKVKF KF =1 1.12 1.2 1.35=1.814（5）查取齿形系数查机械设计课本，由表 10-5 查得 YFa1=2.65；YFa2=2.226.（6）查取应力校正系数 查机械设计课本，YSa1=1.58；YSa2=1.764。 （7）计算大小齿轮的 YSa1YSa1 并加以比较F YSa1YSa12.65 1.58 = =0.01379F 1303.57YSa 2YSa 22.226 1.764 = =0.01644F 2大齿轮的数值大。2、设计计算238.862 1.814 5.526 104m 3 0.1644 =3.75mm1 252
39、(4-15)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 m 的大小主要取决与弯曲强度所决定的承载能力， 二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 3.75 并就近圆整为标准值 4，按接触强度算 得的分度圆直径 d1=72mm，算出小齿轮齿数z1=d1/m=72/4=18大齿轮齿数z2=uz1= 2.67 18= ， 取 z2 为 48。 这样设计出的齿轮传动，既满足了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。8.5 几何尺寸计算基本参数：传动比 i=4
40、8/18=2.67；齿数 z1=18，z2=48；模数 m=4；(1)计算分度圆直径d1=z1m=4 18=72d2=z2m=4 48=192(2)计算中心距a=(d1+d2)/2=(72+192)/2=132mm8.6验算11Ft=2T /d =2 5.526 104/72=1535NKAFt =1 1535/72=21.32N/mm100N/mm,合适b9结构设计及绘制齿轮的零件图10 刀辊轴的强度计算10.1 旋耕机负荷最大的部件就是刀辊轴刀辊轴可以用实心或空心材料制造。空心轴可以在小的重量下传递较的扭 矩，较好的抵抗扭矩。管的尺寸应根据最大传递扭矩计算，并以附加扭曲应力验 算。求截面系
41、数最小断面的应力。通常最小截面系数在轴端处镗过管孔的地方最 小。（下图所示的 c-c 截面）旋耕刀辊半轴图 6 轴端 c-c 截面Fig 6The section c-c of Axis扭转应力按下式计算： = M tq W式中W = D 2 2=1.57D 2当扭曲时，最小的截面系数D ：为管子的外径 = D d 2 管的壁厚（ d 管的内径）轴端的花键选择即应根据最大比压也根据平均比压。当材料硬度 HRC35时，矩形端面花键上最大比压不应超过 20MPa。最大比压按下式计算：Pmax= M tq(Dn + d 04) (Dn d 04) l n式中Dn ：为花键轴的外径d0 ：为花键孔的内
42、径l ：为花键的（平均）工作长度n ：花键的数量10.2刀辊轴的设计计算说明选择 40Cr 材料，调质处理， 假设设计刀辊轴的外径 Dn =78mm。内径 d0 =72mm圆锥滚子轴承的效率为 =0.95，心轴上齿轮传动的效率为齿 =0.98 由 P2 =3.5KW ； n刀 =125r/min得：刀2齿P= P 6 262P刀 = 3.50.950.98=2.257kw6T刀 = 9.55 10的直径。P刀 / n刀 按最大比压少于 20MPa，即Pmax 20MPa 来设计刀辊轴Pmax= M /(D刀 + d 0 / 4) ( Dn d 0 / 4) l nPmax=1535640/15
43、0 3 2 7 =19.8620MPa扭曲应力验算 ：W = 1.57D 2其中： = (D d )2 =（78-72）/2=3W = 1.57D 2=1.5778 2 3=20655.64 = M tqW =1535640 20655.64 =74.34MPa 1 =185MP故所设计的刀辊轴的直径满足要求。 刀辊轴的外径为： Dn =50mm 刀辊轴的内径为： d0 =40mm外花键的个数为：N=8 外花键的平均工作长度为： l =40mm11带传动的设计计算11.1 皮带设计确定计算功率 PCA，查机械设计课本，得功率计算公式PCA=KAP（4-1）式中：PCA计算功率，单位为 kW;P
44、传递的额定功率，单位为 kW; KA工作情况系数根据表机械设计表 8-6，取 KA =1.2， PCA=KAP=1.23=3.6kW。表 41各轴受力表轴号功率 P（KW）转矩 T（N m）转速 n（r/min）传动比 i效率输入输出输入输出I 轴3.4222.6814400.95变速箱轴3.213.1847.3846.366552.670.96III 轴3.063132.83130.2322011.2 选择带型根据计算功率 PCA 和小带轮转速 n1 查机械设计课本，由图 8-9 选定带 型，选择 SPZ 型 V 带。11.3 确定带轮的基准直径 dd1 和 dd2（1）初选小带轮的基准直径
45、 dd1根据 v 带截型参考机械设计课本表 8-3 及表 8-7，选 dd1=100mm。（2） 验算带的速度 v查机械设计课本，根据机械设计式 8-13，v1 =dp1n1dd 1n13.14 100 1440 = 7.536m/s60 100060 100060 1000（4-2）（3） 计算从动轮的基准直径 dd2由 dd1=i dd2，并安 V 带轮的基准直径系列表8-7 加以圆整取 dd2=1.9 100=190mm。（4） 确定中心距 a 和带的基准长度 Ld查机械设计课本，根据传动的结构的需要初定中心距 a0，由0.7(dd1+dd2)a02(dd1+dd2)，0.7（100+1
46、90） a02(100+190），取 a0=300mm；0da 取定后,根据传动的几何关系，计算所需带传动的基准长度 L/ ：2(dd2 dd1)dL/ 2a 0 + (dd1 + dd2) + （43）24a02 = 1175 mm= 2 300 + 3.14 (190 + 100) + (1 9 0 1 0 0) 22 200查机械设计课本，由表 8-2 中选取和 L/ 相近的 V 带的基准长度 L ,取ddLd=1250mm；再根据 Ld 来计算实际中心距，Ld Ld1250 1175a a0 + = 200 + = 237.5mm22（5） 验算主动轮上的包角 1（44）查机械设计课本
47、，根据式（8-6）及对包角要求应保证d2d1190 100 1 =180o d d 57.5o = a180 o 57.5o = 158.o237.5 120o（4-5）（6）确定带的根数 z查机械设计课本，根据式（8-22）z =Pca( P 0 + P 0) KKL（4-6）K 包角系数,查机械设计（表 8-8）， K =0.92；KL 长度系数，查机械设计（表 8-2）， KL =0.94；P 0 单根 V 带的基本额定功率，查机械设计表 8-5c， P 0 =2.61；P 0 计入传动比的影响时，单根 V 大功率履带式多功能旋耕机 带额定功率的增量，其值见机械 设计表 大功率履带式多功能旋耕机 8-5b， P 0 =0.56；3.6 = 1.313 ，取 z=2。(2.61 + 0.56) 0.92 0.94z= =（7）确定带的预紧力 F0查机械设计课本，考虑离心力的不利影响，并考虑包角对所需预紧力的 影响，根据式（8-23）单根V 带所需的预紧力为FPca2.52O = 500(zvK 1) + q v（4-7）查机械设计表 8-4，得出 q=0.07kg/m，则 FO = 500 3.6 （ 2.5 1）+ 0.07 7.536 2 = 209 N2 7.5360.92（8）计算带传动作用在轴上的力（压轴力）
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