畢業(yè)設(shè)計論文旋耕滅茬機總體結(jié)構(gòu)設(shè)計含全套CAD圖紙

1、全套完整版cad圖紙，聯(lián)系 153893706第1章 緒 論1.1旋耕滅茬機理論和意義旋耕滅茬機主要來源于農(nóng)業(yè)生產(chǎn)的需要。我國大部分農(nóng)田由于長時間以來耕作方式單一， 使土壤底部形成了堅硬的犁底層，加之多年不施用農(nóng)家肥，以及大量使用化肥和農(nóng)藥，造成了土壤的污染。致使我國土地的有機質(zhì)逐年下降，農(nóng)作物減產(chǎn)或產(chǎn)量不穩(wěn)。不利于可持續(xù)農(nóng)業(yè)和生態(tài)農(nóng)業(yè)的發(fā)展。而根茬還田是土壤有機質(zhì)的主要來源之一，對于調(diào)節(jié)土壤有機質(zhì)的平衡，改善土壤腐殖質(zhì)的組成狀況和建立良好的農(nóng)業(yè)生態(tài)系統(tǒng)都具有重要的理論和現(xiàn)實意義。機械旋耕滅茬技術(shù)是對傳統(tǒng)的耕作技術(shù)機械翻、耙、壓耕作模式的重大改革。它是利用旋耕機、滅茬機、聯(lián)合整地機與其配套的拖

2、拉機所進行的一次性耕地作業(yè)技術(shù)。現(xiàn)在對于地上秸稈的還田技術(shù)已經(jīng)趨于成熟。但對于根茬，尤其是對玉米根茬的處理,依然是困擾廣大農(nóng)民的一大難題。玉米作為我國主要糧食作物。種植范圍廣，產(chǎn)量大，僅山東省就有近267萬h。但目前機械化水平仍然比較低。玉米根茬的莖稈直徑約2226mm,留茬高度約100mm，主根地表下沉深度5060mm，各層的次生根和根須在地表下呈燈籠狀分布。最大橫截面處直徑200250mm。粗大而結(jié)實的根茬位于耕作層中，直接進行旋耕碎土作業(yè)時，根茬難以切斷，而且易纏繞旋耕機刀軸；播種作業(yè)時，開溝器遇根茬易發(fā)生堵塞,嚴重時無法正常作業(yè)。傳統(tǒng)上為了解決這一問題,大多采用人工刨除的方法將玉米根茬

3、清理出農(nóng)田。這種方式不僅費時費力，而且嚴重浪費資源。據(jù)資料顯示：玉米根茬干物質(zhì)中有機質(zhì)含量高達75 85，養(yǎng)料豐富。其中含氮075、磷060、鉀09。若每公頃還田的根茬干物質(zhì)為1200kg，則相當于施含5的優(yōu)質(zhì)農(nóng)家肥195 t。20世紀80年代末以來。我國農(nóng)機工作者在引進國外農(nóng)業(yè)科研成果的基礎(chǔ)上自主研究開發(fā)出多種類型的秸稈還田機。這類機械多利用高速旋轉(zhuǎn)的甩刀逆向切斷莖稈，莖稈不斷撞擊罩板，并多次受到切割破碎，碎莖稈在刀輥上部甩出。玉米秸稈粗而脆，剛度較強，粉碎這類秸稈采用打擊與切割相結(jié)合的方式。目前大多數(shù)玉米秸稈粉碎機的甩刀都采用斜切式l型，利用滑切作用可以減少3040的切割阻力。對于細軟的小

4、麥、水稻秸稈，采用有支承切割較好，且刀刃要求鋒利。錘爪式甩刀主要用于大中型粉碎機具上。據(jù)不完全統(tǒng)計，近10年來全國推廣應(yīng)用的根茬處理復(fù)合作業(yè)機具有10多種，主要生產(chǎn)地為吉林、河北、黑龍江、山東等省。單一的根茬處理是將大田作物的根茬粉碎后直接均勻混拌于100mm的耕層中，達到播前整地要求，這種處理也稱滅茬作業(yè)。根茬處理復(fù)合作業(yè)是指在碎茬的同時完成其他作業(yè)要求，如粉碎地上秸稈、深旋耕及播種等。由于復(fù)合作業(yè)能減少拖拉機對土壤的壓實和動力消耗，因而應(yīng)用更加廣泛?，F(xiàn)有的各種機具按作業(yè)模式可大致分為滅茬機、旋耕機、旋耕滅茬機、深松旋耕滅茬機以及聯(lián)合整地機等。1.2旋耕滅茬機現(xiàn)狀我國北方旱作地區(qū)已推廣的玉米

5、秸稈及根茬粉碎還田技術(shù)是將地上秸稈粉碎，再用旋耕機深旋翻，將碎秸稈和殘茬翻埋到土層中。在破茬作業(yè)中，旋耕機的深旋翻是為了使土壤能完全掩埋秸稈，但根茬并未完全被切碎，一部分根須與土壤粘附在一起的根茬翻到地表，反而增加了播種作業(yè)的難度。由于碎茬和碎土對刀軸轉(zhuǎn)速、刀片形狀的要求不同，故旋耕滅茬機具應(yīng)采用雙刀軸旋轉(zhuǎn)作業(yè)。前軸刀片破碎根茬，深度50mm(約為玉米主根地下深度)；后軸刀片旋耕碎土，并對部分根茬2次破碎，深度100120mm。雙刀軸確能滿足茬和土的不同切碎要求但結(jié)構(gòu)相對較為復(fù)雜。正轉(zhuǎn)旋耕滅茬機由于受到旋轉(zhuǎn)方向及結(jié)構(gòu)的限制，覆蓋性能差。試驗表明：當秸稈留茬為300400mm時，正轉(zhuǎn)旋耕滅茬機作

6、業(yè)后的植被覆蓋率僅為40。這給秸稈還田的新農(nóng)藝帶來了不良影響，致使許多農(nóng)戶放火燒秸，造成大量有機肥的浪費。反轉(zhuǎn)旋耕滅茬機是近年來投入使用的一種新機具，其刀輥旋轉(zhuǎn)方向與拖拉機驅(qū)動輪旋轉(zhuǎn)方向相反，從耕底層將留茬和土壤一起通過刀輥和罩殼間隙拋向后方，經(jīng)擋草柵欄分離后，留茬的絕大部分在柵欄前落地，被擊碎的土塊通過柵欄碰到罩殼后再覆蓋在留茬上，達到埋茬的目的。同時土塊按上粗下細的順序依次覆蓋在留茬上，分層顯著，透氣性好，并且不擾亂土層，滿足農(nóng)藝要求。因此今后的旋耕滅茬機械應(yīng)向雙軸、反轉(zhuǎn)的復(fù)合作業(yè)機械方向發(fā)展。我國與大中型拖拉機配套的旋耕滅茬機保有量有15萬臺，與手扶拖拉機與小四輪拖拉機配套的旋耕機約有2

7、00萬臺，旋耕機在南方水稻生產(chǎn)機械化應(yīng)用中已占80的比例，北方的水稻生產(chǎn)、蔬菜種植和旱地滅茬整地也廣泛采用了旋耕機械。近年來，我國北方進行種植業(yè)結(jié)構(gòu)調(diào)整，大力推行旱改水，水稻種植面積迅速增加，擴大了對旋耕機械的市場需求。旋耕滅茬機的發(fā)展至今已有150多年的歷史，最初在英、美國家由3-4kw內(nèi)燃機驅(qū)動，主要用于庭園耕作，直到l型旋耕刀研制成功后，旋耕機才進入大田作業(yè)。20世紀初，日本從歐洲引進旱田旋耕機后，經(jīng)過大量的試驗研究工作，研制出適用于水田耕作要求的彎刀，解決了刀齒和刀軸的纏草問題，旋耕機得到了迅速發(fā)展。孟加拉國2000年水稻收獲面積為1070萬h。農(nóng)業(yè)機械發(fā)展才剛剛起步，目前只有部分灌溉

8、和耕種設(shè)備實現(xiàn)了機械作業(yè)?？紤]其種植方式和耕地大小，對各種型號的旋耕機需求非常大，其進行了自發(fā)研究但在很大層度上不能滿足國內(nèi)的需求。旋耕滅茬機可與3340.4kw(4550馬力)級各型號拖拉機配套。在一臺主機上只需拆裝少量零部件，就能進行旋耕、滅茬、條播、化肥深施等多種農(nóng)田作業(yè)。該機具主要適用于埋青、秸桿還田式在大中型聯(lián)合收割機作業(yè)后的稻麥高留茬的田塊上進行反轉(zhuǎn)滅茬、正轉(zhuǎn)旋耕、三麥條播、與半精量播種、化肥深施等多種農(nóng)田作業(yè)。我在本設(shè)計中研究旋耕機的主要內(nèi)容：(1) 參與總體方案設(shè)計，繪制滅茬機工作總圖,設(shè)計左右支臂、第二動力軸及有關(guān)軸承座等。(2) 拖拉機佩帶旋耕機滅茬機作業(yè),使用13檔前進速

9、度，其中旋耕機滅茬時使用12檔，旋耕時使用3檔；(3) 刀棍轉(zhuǎn)速:正轉(zhuǎn) :200r/min左右(旋耕) 400500r/min(破垡) 反轉(zhuǎn) :200r/min左右(埋青 滅茬)(4) 最大設(shè)計耕深14cm，根據(jù)同類旋耕機類比，設(shè)計寬幅為1.61.7m。本課題擬解決的問題是通過改進設(shè)計，增加刀輥軸的轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)向。在工作時，通過適當?shù)牟鹦逗透难b，就可實現(xiàn)不同功能的作業(yè)，以達到一機多能的目的。當需要旋耕時，采用200r/min左右的正旋作業(yè)；當需要破垡和水田耕整時，采用500r/min左右的正旋作業(yè)；當需要埋青和滅茬時，采用200r/min左右的反旋作業(yè)；本課題的實現(xiàn)解決了現(xiàn)有旋耕機只能旋耕不能滅茬

10、而滅茬機又只能滅茬不能旋耕的問題。第2章 旋耕滅茬機總體方案的確定2.1旋耕滅茬機總體傳動方案的擬定旋耕滅薦機狀態(tài)動力為36.75kw(約50馬力)，動力由拖拉機動力輸出，軸經(jīng)一對圓錐齒輪和側(cè)邊圓柱齒輪帶動。設(shè)計的旋耕滅茬方案滿足如下性能、性質(zhì)參數(shù)要求如下：刀軸轉(zhuǎn)速：正轉(zhuǎn)：200r/min左右（旋耕） 500r/min左右（破垡） 反轉(zhuǎn)：200 r/min左右（埋青 滅茬）設(shè)計耕深 14cm（最大設(shè)計耕深）工作幅寬 1.6m技術(shù)： （1）旋耕滅茬機與拖拉機采用三點懸掛聯(lián)接，作業(yè)時萬向傳動軸偏置角度不得大于15°，田間過埂刀端離地高度150250mm，此時萬向傳動軸角度不得大于30&#

11、176;。切斷動力后，旋耕滅茬機最大提升高度達刀端離地250mm以上。（2）要求旋耕、滅茬作業(yè)能覆蓋拖拉機輪轍，當幅寬小于拖拉機輪距外緣時，可采用偏配置。（3）要求結(jié)構(gòu)簡單可靠，保證各項性能指標。（4）設(shè)計時考慮加工工藝性和裝配工藝性，盡量使用標準件、通用件，以降低制造成本。2.2旋耕滅茬機總傳動方案的選擇為了使設(shè)計的施耕機既能滿足多項指標，又能結(jié)構(gòu)合理，造價低，在市場上具有一定的先進性為此擬定二套方案對此進行分析：方案1圖2.1傳動方案一正轉(zhuǎn)動力由拖拉機動力輸出軸經(jīng)一對圓錐齒和一組四級齒輪帶動刀軸旋耕，此種方案的工作特色：最后一級動力由中間齒輪傳動，兩邊由側(cè)板支撐，高低檔轉(zhuǎn)速通過撥擋實現(xiàn)，正

12、反轉(zhuǎn)通過調(diào)整圓錐齒輪的嚙合方向來實現(xiàn)。（此方法的對稱性較好，剛性高，強度高。但在中間齒輪的底下會出現(xiàn)漏耕土壤的現(xiàn)象，需要增加一個部件才能解決此現(xiàn)象）采用拔檔變速，操作較為方便，但結(jié)構(gòu)復(fù)雜，造價高。（見圖2.1圖2.2）圖2.2傳動方案一反轉(zhuǎn)方案2圖2.3傳動方案二正轉(zhuǎn)圖2.4傳動方案二反轉(zhuǎn)動力從拖拉機輸出軸輸出，經(jīng)一對圓錐齒輪和一組圓柱齒輪傳動帶動刀軸旋耕，第二軸到刀軸的傳動用側(cè)邊齒輪來實現(xiàn)，正反轉(zhuǎn)的實現(xiàn)通過調(diào)整圓錐齒輪的嚙合方向，高低速的實現(xiàn)通過對調(diào)側(cè)齒輪箱的高低速齒輪方向，圖2.3為正轉(zhuǎn)，圖2.4為反轉(zhuǎn)。2.3方案對比分析方案1、兩端平衡，受力勻稱，剛性好，但在中間齒輪的底下出現(xiàn)漏耕土壤，

13、需增設(shè)其它部件以耕除漏耕土壤，采用撥擋變速，操作較好方便，但結(jié)構(gòu)比較復(fù)雜，造價高。方案2、采用側(cè)邊傳動，平衡性較差，一般用偏置，剛性較差，但無需要加漏耕裝置，結(jié)構(gòu)簡單，通過拆下側(cè)邊齒輪，然后調(diào)頭安裝以達到變速的目的，簡單，操作不是很方便，農(nóng)機機械不是交通工具，需要經(jīng)常變速和換向。農(nóng)機機械的使用常常一季節(jié)只使用一個作業(yè)項目，不需要經(jīng)常拆裝。方案2比方案1結(jié)構(gòu)簡單、造價低，方案2更切合實際的需要，所以方案2為選用方案。2.4本章小結(jié) 本章主要對旋耕滅茬機的傳動方案進行設(shè)計，對其在滿足使用功能的前提下考慮經(jīng)濟性最終確定方案，提供了理論依據(jù)，確保了下一步 過程的順利，使我們能夠更好的設(shè)計傳動部件。第3

14、章 旋耕滅茬機總體運動計算3.1旋耕滅茬機總體傳動組成由農(nóng)用機提供動力源通過軸傳遞，再經(jīng)直齒錐齒輪z1 、z2改變運動方向，再由軸的傳遞至側(cè)箱體中，由z3、z4 、z5傳遞到齒輪z6 再由軸帶動刀具實現(xiàn)旋耕、滅茬功能。其中z3采用較小的齒數(shù)，為了減小側(cè)齒輪外徑尺寸，以盡可能增加齒刀的耕作深度。隋輪齒數(shù)z4、z5的齒數(shù)待總體結(jié)構(gòu)尺寸確定后再定，任務(wù)書要求，按照方案2的傳動路線，故萬向節(jié)計算傳動比，分配和各軸的軌跡，參數(shù)如表3.1、3.2所示。表3.1 齒數(shù)、轉(zhuǎn)速與傳動比軸次軸軸軸軸軸齒數(shù)z1z2z3z4z5z6143015暫不定暫不定22傳動比2.141.47總傳動比3.15轉(zhuǎn)速r/min734

15、343233表3.2齒數(shù)、轉(zhuǎn)速與傳動比軸次軸軸軸軸軸齒數(shù)z1z2z3z4z5z6143022暫不定暫不定15傳動比2.140.68總傳動比1.46轉(zhuǎn)速r/min734´3435043.2旋耕滅茬機總體動力計算旋耕滅茬機在動轉(zhuǎn)、旋耕和反轉(zhuǎn)滅茬時，消耗功率最大，而在水田作業(yè)和存垡作業(yè)時消耗的功率較小，也就是說，設(shè)在低速檔作業(yè)時，消耗的功能較大，在高速當時，消耗的功率較小，因此，動力計算只需要對低速傳動計算，正轉(zhuǎn)和反轉(zhuǎn)都是低速運動路線傳動比一樣，不同的只是方向相反，故我只按其中一種情況進行計算。各傳動副效率圓錐齒輪傳動 1=0.96圓柱齒輪 2=0.96滾柱軸承 3=0.98球軸承 4=0

16、.99萬向節(jié) 5=0.963.3旋耕滅茬機總體動力分配拖拉機動力輸出軸的額定輸出功率： 根據(jù)有關(guān)資料和經(jīng)驗估算，其額定輸出功率為： p額=0.8 n發(fā) （3.1）=29.40kwn=734r/min第一軸及小錐齒輪z的功率、轉(zhuǎn)速和扭矩： p1=kw （3.2）n1=734 r/min t1=9.55×106 （3.3）nmmpz1=kwnz1=734r/mintz1= nmm大錐齒輪z2的功率、轉(zhuǎn)速和扭矩為： pz2=pz1·kw （3.4）nz2= tz2= n ·mm （3.5）第二軸的功率、轉(zhuǎn)速和扭矩為： p=pz2kw （3.6）n=nz2=343r/mi

17、n t=9.55 n ·mm （3.7）第二軸z3齒輪功率、轉(zhuǎn)速和扭矩為：pz3= p=26.02kwnz3=n=343r/mintz3=t=7.24×106 n ·mm第軸z4齒輪功率pz4=第軸（惰輪軸）不傳遞扭矩，故不校核：第軸z5齒輪功率pz5=pz4第軸（惰輪軸）的傳遞扭矩，故不校核刀軸z6齒輪功率、轉(zhuǎn)速和扭矩為： pz6=p z5 （3.8） nmm （3.9）刀軸的功率、轉(zhuǎn)速和扭矩為：kwt nmm表3.3各軸扭矩、轉(zhuǎn)速、功率軸次動力軸軸軸軸刀軸輸出軸軸z1軸z2z3z4z5軸z6p功率（kw）29.427.6627.126.0226.5526.02

18、24.9823.9822.7922.79n轉(zhuǎn)速（r/min）734734734343343343233233t扭矩(nmn）3.6×1053.53×1057.24×1057.39×1057.24×1057.5×1059.5×1053.4本章小結(jié)本章主要根據(jù)功能要求，計算總動力輸入，計算總傳動比及合理分配各級傳動比 。進一步通過計算分配各軸功率。計算個軸扭矩和轉(zhuǎn)速。為設(shè)計各主要傳動部件提供理論。第4章主要零件的強度校核4.1 直齒圓柱齒輪的強度計算4.1.1直齒圓柱齒輪的材料、精度和齒數(shù)選擇 根據(jù)同類型結(jié)構(gòu)，大小齒輪構(gòu)造選用2

19、0crmnti表面滲碳后淬火，硬度選用5662hrc齒輪精度用8級，輪齒表面粗糙度為ra1.6硬齒面閉式傳動，失效形式為點蝕z3=15 z4=23 i= （4.1）4.1.2直齒圓柱齒輪的主要強度的計算設(shè)計準則：按齒輪齒面接觸疲勞強度設(shè)計，再按齒根彎曲疲勞強度校核；按齒面接觸疲勞強度設(shè)計； （4.2） （4.3）選取材料的接觸疲勞極限應(yīng)力為： 選取材料的彎曲勞極限應(yīng)力為： 應(yīng)力循環(huán)次數(shù)n （4.5）計算得 則 （4.6）接觸疲勞壽命系數(shù)zn1=1 zn2=1彎曲疲勞壽命系數(shù)yn1=yn2=1查得接觸疲勞安全系數(shù)shmin=1, 彎曲疲勞安全系數(shù)shmin=1.4,又yst=2.0,試選kt=1

20、.3;求許用接觸應(yīng)力和彎曲應(yīng)力；mpa （4.7）mpa （4.8）mpa （4.9）mpa （4.10） （4.11）mm （4.12） 取：kv=1.03ka=1.35， （4.13）修正mm （4.14）mm （4.15）取得標準模數(shù)m=7mm； 因為要確保耕深，提高承載能力所以選擇了15齒，而為加工不產(chǎn)生根切的最少齒數(shù)為17，我選擇小齒輪齒數(shù)為15，小于最小根切數(shù)，因而15齒的齒輪加工時一定會產(chǎn)生根切，所以小齒輪要用變位齒輪（正變位）。4.1.3第一對直齒圓柱齒輪的主要參數(shù)的計算查表12.7得 總變位x=0.80mm根據(jù)類比得x3=0.28mm x4=0.52mm分度圓直徑 mm mm

21、壓力角 嚙合角 中心距變動系數(shù) 中心距 mm齒高變動系數(shù) mm齒數(shù)比 節(jié)圓直徑 mm mm齒頂高 mm mm齒根高 mm mm全齒高 mm mm齒頂圓直徑 mm mm齒根圓直徑 mm mm公法線長度 mm mm跨測齒數(shù) k3=2 k4=3固定弦齒厚 mm mm固定弦齒高 mm第個支持圓柱齒輪結(jié)構(gòu)設(shè)計如圖4.1所示。圖4.1直齒圓柱齒輪結(jié)構(gòu)圖4.1.4第二對直齒圓柱齒輪的主要參數(shù)的計算由參考文獻5表12.7得 總變位x=0.87mm根據(jù)類比得x5=x4=0.52mm x6=0.35mm分度圓直徑 mm mm壓力角 嚙合角 中心距變動系數(shù) 中心距 mm齒高變動系數(shù) mm齒數(shù)比 節(jié)圓直徑 mm mm

22、齒頂高 mm齒根高 mm全齒高 mm齒頂圓直徑 mm齒根圓直徑 mm公法線長度 mm 跨測齒數(shù) k6=3 固定弦齒厚 mm 固定弦齒高 mm 4.1.5錐齒輪的參數(shù)計算 由參考文獻5表5.1查得45鋼硬度為217255hbs，取硬度為225255hbs。大齒輪選用45鋼調(diào)制處理。硬度為162217hbs，取190217hbs。齒輪精度等級為7級。按齒面接觸疲勞強度設(shè)計計算（由參考文獻5公式5.54）dmm （4.16）式中=9.55 n.m =360n.m初選載荷系數(shù)=1.65節(jié)點區(qū)域系數(shù)： = （4.17）（由文獻5表5.5）得，彈性系數(shù) mpa取齒寬系數(shù)文獻5圖5.16得：mpa，mpa由

23、文獻5式5.28得：= = 0.9×575mpa=517.5mpa （4.18）=0.9×550mpa=495mpa （4.19）dmm （4.20）124.5mm=i=2.14齒輪數(shù)取=14;= =2.14×14=29.96取=30實際傳動比和理論值相同。m=124.5/14=8.8 (4.21)取標準模數(shù)m=9=9×14=126mm (4.22)mm由文獻5表5.3得使用系數(shù)=1.00由文獻5圖5.4得動載系數(shù)=1.00 =mm （4.23）mm取45mm計算錐齒輪的分度圓錐角： (4.24)齒頂圓直徑，： = (4.25) = 126+2×

24、;1×9=142.31mm (4.26)=270+2×1×9=277.61mm齒根圓直徑，：= (4.27) =126-2×（1+0.2）×9=106.43mm= (4.28) =2702×（1+0.2）×9=262.31mm齒頂角的計算，：= (4.29)=齒根角，= (4.30)=頂錐角，=+ (4.31) =(25.01+3.45)° =28.4669°=+ =（64.98+4.15）° =69.13°小齒輪圓中點分度圓直徑=（1-0.5b/r） (4.32) =126×

25、;（1-0.5×45/148.97）=143.7mm運算圓周速度= (4.33) =5.5m/s由表選擇7級精度合宜校核齒根彎曲疲勞強度 (4.34)當量齒數(shù),計算錐齒輪的速度系數(shù)z=15.45 (4.35) z=90.9由z和z查 5表12.8得： =4.05=3.85由文獻6圖5.14外齒輪齒形系數(shù)：z90，所以 =1.05 =1.05×4.05=4.25，z90，所以 =1.10 =1.10×3.85=4.24由文獻6圖5.18b齒根疲勞彎曲極限：=230mpa，=210mpa由文獻6式5.31：=1.14=1.4×230=322mpa （4.36

26、）=1.4=1.4×210=294mpa （4.37） = mpa (4.38) =242.32安全= (4.39)=242.32×4.24/4.25=241.75 安全錐齒輪主要參數(shù)：傳動比 i=2.14齒數(shù) z=14 z=30分度圓直徑 =126mm =270mm齒型系數(shù) h=1 c=0.2 =20錐距=mm (4.40)圖 4.2大錐齒輪結(jié)構(gòu)圖4.2軸的選擇及計算4.2.1第ii軸的設(shè)計及校核1.估算軸的基本直徑選用45鋼調(diào)制處理，估計直徑d100由參考文獻5表11.11表查得=650mpa ,表11.3，c=118d =118×=39.56mm (4.41

27、) 2.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計表4.1初定各軸段直徑位置軸直徑/mm說明螺帽處39為滿足定位與安裝,取標準螺帽39mm,兩端相同齒輪處45考慮齒輪從右端裝入，齒輪孔徑應(yīng)稍大于軸承，并為標準直徑軸承處50因軸承需要承受徑向力及軸向力，軸承內(nèi)徑應(yīng)稍大于油封處軸徑，并符合滾動軸承標準內(nèi)徑，故取軸徑為50,選用圓柱滾子軸承傳動軸處55此段軸是軸承的定位作用，應(yīng)略大于軸承段軸直徑所以取55表4.2確定各軸段長度位置軸段長度/mm說明螺帽處18此段軸應(yīng)長于標準螺帽的長度切不能與端蓋接觸故取18mm兩端相同齒輪處47此段軸長度包括兩個部分：齒輪寬度和定位的套筒故取47mm軸承處30考慮到箱體制造誤差、裝配方式等方面該

28、段軸長為30mm兩端相同傳遞力處1681中間軸上有大錐齒輪、花鍵軸和軸環(huán)，總長為1681mm全軸長1833（18+47+30+1681+30+18）mm=1833mm（3）傳動零件的軸向固定，齒輪處采用a型普通平鍵，齒輪處鍵a12×30gb/t1096-2003。（4）其它尺寸 為加工方便，并參照型軸承的安裝尺寸，軸上過渡圓角半徑全部取r=1mm；軸端倒角為c23軸的受力分析（1）求軸傳遞的轉(zhuǎn)矩t= n·mm (4.42)(2)求軸上的作用力 齒輪的切向力n (4.43) (4.44)齒輪上徑向力n (4.45)齒輪上的軸向力=13790.5/cos20°1295

29、8.83n (4.46)(3)各點受彎矩30240.75n (4.47)153100.85n (4.48)=6440×30.5+×740-13790.5×770.5=0=14093.5n同理以c點為支點=6137.0n由圖可知t=7.24×nmm（4）按當量彎矩校核軸的強度 由圖可知截面b的彎矩、轉(zhuǎn)矩皆為最大，且相對尺寸較小，所以是危險截面，應(yīng)與校核 。截面b的當量彎矩為 nmm (4.49)由5圖11.4查得，對于45號鋼mpa，其中mpa,故按5（11-3）得mpa=35.78mpampa (4.50)因此，軸的強度夠 圖4.3傳動軸的強度計算圖4.

30、4傳動軸結(jié)構(gòu)圖4.2.2第iv根軸的設(shè)計及校核1估算軸的基本直徑選用45鋼，調(diào)制處理，估計值徑d100mm由5表查的=650mpa,查5表11-3，c=118d =118×=39.56mm (4.51)2軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計表4.3初定各軸段直徑位置軸直徑說明軸承處60因軸承需要承受徑向力及軸向力，軸承內(nèi)徑應(yīng)稍大于油封處軸徑，并符合滾動軸承標準內(nèi)徑，故取軸徑為60選用圓柱滾子軸承，初定軸承型號為32212，兩端相同螺帽處39為滿足定位與安裝取標準螺帽39mm兩端相同齒輪處55考慮齒輪從右端裝入，齒輪孔徑應(yīng)稍大于軸承， 并為標準直徑端蓋處65起到密封工作部分，為固定軸承應(yīng)稍大于軸承處直徑故選擇

31、65mm兩端相同裝刀處75由于該處刀為安裝式，所以要保證軸的強度，選擇75mm左軸承軸肩處65為便于軸承拆卸，軸肩高度不能過高，按32212型軸承安裝尺寸表4.4確定各軸段長度位置軸段長度/mm說明螺帽處21此段軸應(yīng)長于標準螺帽的長度切不能與端蓋接觸故取21mm兩端相同齒輪處42此段軸長度包括兩個部分：齒輪寬度和定位的套筒故取42mm軸承處30考慮到箱體制造誤差、裝配方式等方面該段軸長為30mm兩端相同軸承端蓋處32為方便零件的拆裝及內(nèi)部的尺寸，故該段長度為32mm安裝犁刀處1650由于要預(yù)留左邊的零件安裝尺寸，所以該段長度為1650mm軸端擋蓋處8由于要進行密封所以該段為固定擋蓋，故該段長度

32、為8mm全軸長1833（21+42+30+32+1650+9+8+20+30+21）mm=1833（3）傳動零件的軸向固定 齒輪處采用a型普通平鍵，齒輪處鍵a12×30gb/t1096-2003。（4）其它尺寸為加工方便，并參照32212型軸承的安裝尺寸5，軸上過渡圓角半徑全部取r=1mm；軸端倒角為c2。3軸的受力分析（1）求軸的傳遞的轉(zhuǎn)矩由（3.9）得 n·mm （4.52） (2)求軸上的作用力 n （4.53）齒輪上的徑向力=4396n (4.54)=2256n (4.55)齒輪上的軸向力由于刀在軸上成對稱分布所以取=0（3）確定軸的跨距參看5圖11-12。并查的3

33、2212型軸承的值為25mm，故左、右軸承的支反力作用點至齒輪力作用點的間距皆為（1/2×1629+30-25）mm=839mm4按當量彎矩校核軸的強度（1）做軸的空間受力簡圖（見圖4.5b）（2）作水平面受力圖及彎矩圖（見圖4.5c）n (4.56)=2563n (4.57)=2075×839=1741×nmm (4.58)因為=0所以 =1741×nmm =4396×46=202×nmm（3）做垂直受力圖及彎矩圖（圖4.5d）n (4.59)n (4.60)nmm nmm（4）做合成彎矩m圖（圖4.5e） nmm (4.61) n

34、mm (4.62)(5) 作轉(zhuǎn)矩t圖（4.1f） nmm(6) 按當量彎矩校核軸的強度由圖4.5a、e、f可見，截面b的彎矩、轉(zhuǎn)矩皆為最大，且相對尺寸較小，所以是危險截面，應(yīng)與校核。截面b的當量彎矩為 nmm由5表11 .4查得，對于45號鋼mpa，其中mpa,故按5得mpa=52.15mpampa (4.63)因此，軸的強度夠。圖4.5刀軸的強度計算通過計算 刀軸結(jié)構(gòu)如圖4.6所示圖4.6刀軸結(jié)構(gòu)圖在側(cè)邊齒輪箱中的第軸、第軸為惰輪軸不傳遞扭矩，故在軸的設(shè)計計算時無需對其進行強度校核。圖4.7中間軸結(jié)構(gòu)圖本設(shè)計對第軸、第軸的尺寸和質(zhì)量均無特殊要求，所以我們對其材料的選擇只要從經(jīng)濟性和實用性上進

35、行考慮，只需選用45號鋼，進行調(diào)質(zhì)處理就可以達到使用時的要求。其基本形狀如圖（圖4.7）所示；查的=650mpa ,取c=120d =120×=39.8mm (4.64)取標準直徑的d=40mm表4.5確定各軸段直徑位置 軸直徑/mm說明軸承處40由于不傳遞扭矩，所以選用采用深溝球軸承，為方便軸承從右端裝拆，取軸徑為40，初定軸承型號為6308，兩端相同齒輪處50考慮齒輪從右端裝入，齒輪孔徑應(yīng)稍大于軸承處直徑，并未標準直徑 表4.6確定各軸段長度位置軸段長度/mm說明右端軸承處33此段軸只有軸承，故該軸段長度為33mm齒輪處40此段部分只有齒輪因此該段軸長為40mm左端軸承處25此段

36、軸只有軸承，股該軸段長度為25mm全軸總長98（25+40+33）mm=98mm（3）傳動零件的周向固定 齒輪處采用a型普通平鍵，齒輪處為鍵a12×28gb/t1096-2003。（4）其他尺寸 為加工方便，并參照6308球軸承的安裝尺寸（見軸承手冊），軸上過渡圓半徑全部取r=1mm；軸端倒角c2。4.3軸承的選擇4.3.1第ii軸上的軸承壽命計算軸承驗算（1）計算軸承的當量動載荷分析軸系可知，軸的安裝方式為兩端固定式，所以，作用在軸上的軸向力由軸的兩端軸承承受，即由文獻5表9.4溫度系數(shù) =1.0由文獻5表9.7沖擊載荷系數(shù) 由文獻5表7.2.16得 n n由查文獻5表9.6得=0

37、.35查文獻5表9.6得軸向系數(shù)，徑向系數(shù) 由文獻5式9.10n (4.65)（2）驗算軸承壽命由文獻5式（9.6）=16000h (4.66)4.3.2第v軸上的軸承壽命計算軸承驗算（1）計算軸承的當量動載荷分析軸系可知，軸的安裝方式為兩端固定式，所以，作用在軸上的軸向力由軸的兩端軸承承受，即由文獻5表9.4溫度系數(shù)=1.0由文獻5表9.7沖擊載荷系數(shù)由文獻5表7.2.16得n n由查文獻5表9.6得=0.4查文獻5表9.6得軸向系數(shù)，徑向系數(shù) 由文獻5式9.10n (4.67)（2）驗算軸承壽命由文獻6式（9.6）=14272h (4.68)在本設(shè)計中, 第軸、第軸上主要承受軸向力,承受扭

38、矩很小,故選擇球軸承即可。根據(jù)軸的外形尺寸、和軸徑要求在手冊選擇6308球軸承。4.4本章小結(jié)本章主要介紹了典型零件軸、齒輪的設(shè)計計算，軸即受到彎矩同時又受到轉(zhuǎn)矩作用，尺寸計算。還對軸進行了強度校核，并對齒輪的尺寸進行了計算，為今后的設(shè)計提供理論支持結(jié) 論旋耕滅茬機總體及側(cè)邊傳動裝置設(shè)計，來源于生產(chǎn)實際。本設(shè)計主要是在普通臥式旋耕機的基礎(chǔ)上改進設(shè)計,使之既能旋耕又能滅茬，以實現(xiàn)一機多用。設(shè)計的主要內(nèi)容為：總體方案從確定、滅茬狀態(tài)總裝配圖，設(shè)計側(cè)邊或中間齒輪傳動裝置及刀輥軸。通過改進設(shè)計，增加刀輥軸的轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)向。在工作時，通過適當?shù)牟鹦逗透难b，就可實現(xiàn)不同功能的作業(yè)，以達到一機多能的目的。旋耕滅

39、茬機總體及側(cè)邊傳動裝置的設(shè)計解決了現(xiàn)有旋耕機只能旋耕不能滅茬而滅茬機又只能滅茬不能旋耕的問題。本設(shè)計的優(yōu)點：實現(xiàn)解決了現(xiàn)有旋耕機只能旋耕不能滅茬而滅茬機又只能滅不能旋耕的問題；本機相對其他選跟滅茬機來說方便拆卸，而且可用于多種農(nóng)用機，密封性好；本機的制造成本較低，更有利于大規(guī)模生產(chǎn)，更加適合推廣。本設(shè)計的缺點：其中萬向節(jié)應(yīng)注意容易損壞，需要經(jīng)常保養(yǎng)。設(shè)計中涉及到機械制造 、機械設(shè)計等多方面學(xué)科知識。通過大量的計算闡述了傳動部件結(jié)構(gòu)的可行性和性能特點，在設(shè)計過程中通過大量的文獻資料的閱讀，以大量的理論作為依據(jù)實現(xiàn)了旋耕滅茬機的總體傳動方案的設(shè)計。由于時間太短在設(shè)計中還有很多問題沒有考慮到，需要在以后的設(shè)計中完善。參考文獻1中國農(nóng)業(yè)機械化科學(xué)研究院.農(nóng)業(yè)機械設(shè)計手冊s.上冊.北京：中國農(nóng)業(yè)科學(xué)技術(shù)