機械畢業(yè)設計（論文）-側(cè)邊傳動式旋耕機的設計【全套圖紙】

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1、1 側(cè)邊傳動式旋耕機的設計側(cè)邊傳動式旋耕機的設計 學 生： 指導老師： 摘 要：旋耕機是一種實用性強、應用范圍廣的耕整地機械，具有切土效果好、碎土能力強、 耕后地表平坦等特點，在各種土壤條件下一次性可達到待播狀態(tài)，可基本滿足農(nóng)業(yè)精細耕作的要 求。近年來，我國進行了種植業(yè)結(jié)構(gòu)調(diào)整，特別是北方地區(qū)，耕整用寬幅高速型旋耕機成為發(fā)展 方向，大中型拖拉機具有強勁的動力輸出、較大的牽引力和懸掛提升能力，為配套旱地耕作型聯(lián) 合作業(yè)提供了先決條件。而旋耕作為驅(qū)動型耕作機械，易于更換和附加工作部件，形成滅茬、深 松、碎土、做畦、起壟、開溝、精量半精量播種、深施化肥、鋪膜、鎮(zhèn)壓和噴藥等多項作業(yè)的結(jié) 構(gòu)緊湊的聯(lián)合作

2、業(yè)機組，大幅度提高了生產(chǎn)效率，降低了作業(yè)成本。本次設計的側(cè)邊傳動式旋耕 機結(jié)構(gòu)簡單、生產(chǎn)率高、功率消耗少、經(jīng)濟效率高。 關(guān)鍵詞：旋耕機；旋耕刀片；變速箱；傳動系統(tǒng) 全套圖紙，加全套圖紙，加 153893706153893706 Design of Side Transmission TypeRototiller Student: Tutor: Abstract: Rotary cultivator is a kind of soil preparation machine with strong practicability and wide application. It cuts soil

3、 with good effect, breaks soil with powerful capacity and makes the soil 2 surface flat after tillage, and so on. It can make soil in all kinds of conditions once achieved the state to be broadcast, which can basically meet the requirements of agricultural farming. In recent years, the planting stru

4、cture of our country has been adjusted, especially in northern areas, thus tillage with a wide high- speed-type rotary tiller has developed. Medium-sized tractor provides a prerequisite for supporting dry land farming-based combination process with its strong power output, greater traction and enhan

5、ced ability of suspension. However, the rotary cultivator machine, as a driven model rotary machine, is easy to change, subjoins working parts and forms multiple-assignment and compact-structure joint operating units that clean stubble, loose the soil deeply, break soil, do beds, ridge, ditch, sow p

6、recise and quantity seeds, fertilize deeply, pave membrane, press soil and spray, which greatly improves the production efficiency and reduces the assignments cost. This designed side transmission type rotary cultivator in the paper has simple structure, high productivity, low power consumption and

7、high economic efficiency. Key words：Rotary Cultivator；Rotary Blade；Gear-Box；Transmission System 1 前言 旋耕機是一種實用性強、應用范圍廣的耕整地機械，具有切土效果好、碎土能力 強、耕后地表平坦等特點，在各種土壤條件下一次性可達到待播狀態(tài)，可基本滿足農(nóng) 業(yè)精細耕作的要求。目前，我國與大中型拖拉機配套的旋耕機保有量約15萬臺，與手 扶拖拉機和小四輪拖拉機配套的旋耕機約200萬臺。旋耕機在南方水稻生產(chǎn)機械化應 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

8、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。旋耕機得使用可極大的提高土地耕作效率。此 外，旋耕機具有防疏松土壤、秸稈還田、增加土質(zhì)肥力和消滅土層中害蟲的功能，廣 泛用于平原、山區(qū)及丘陵地帶的各種土質(zhì)田塊的作業(yè)任務，水旱田兼用，具有廣泛使 用性。 目前，在我國成型的旋耕機械產(chǎn)品中，以臥式旋耕機為主流，該種旋耕機對土壤 適用性強、混土效果好，一次作業(yè)可達到翻土、碎土和平整地表的要求。但一般耕深 很淺，漏耕嚴重，工作部件易纏草堵泥且作業(yè)時消耗功率較大。在臥式旋耕機中，按 旋耕機切刀軸與拖拉機輪子的轉(zhuǎn)向可分為正傳和反轉(zhuǎn)。本次設計為正傳式旋耕機。 旋耕機入

9、土深度一般小于旋耕機部件半徑的10%20%,考慮到旋耕部件大小所需 的相適應的單位能耗，應使旋耕機刀軸距地面較低，有的設計則依據(jù)旋耕部件與耕深 3 的相對關(guān)系，把中央調(diào)速器直接安裝在旋耕部件的軸上。這樣可保證農(nóng)具的最小能耗， 最小的材料消耗和較好的工作質(zhì)量。 根據(jù)目前旋耕機的使用現(xiàn)狀，預計旋耕機的研究重點將是以下幾個方面： （1）在傳動方面，現(xiàn)有的旋耕聯(lián)合作業(yè)機具機架剛性不足，影響傳動系統(tǒng)零件 壽命，可靠性低。 （2）旋耕刀具設計參數(shù)不合理，作業(yè)性能差。 （3）側(cè)邊傳動式旋耕機部件的結(jié)構(gòu)設計。 （4）與發(fā)動機功率匹配。 （5）整機應滿足基本農(nóng)藝要求，耕深1013cm，配套動力為1530KW的拖

10、拉機。 （6）作業(yè)后，地膜與壟臺要貼實、無皺折、無卷曲、無漏覆。 本次設計主要是要一次同步完成翻土、碎土、平整地表等作業(yè)，并且須通過合理 選擇參數(shù)和優(yōu)化機構(gòu)設計，使之整體尺寸、結(jié)構(gòu)設計合理，功率消耗低，滿足作業(yè)要 求，同時克服其他可能存在的問題。 2 總體方案的選擇及確定 隨著農(nóng)業(yè)科學技術(shù)的發(fā)展，旋耕機的研究和使用有很大的進展，出現(xiàn)了多種型式 的產(chǎn)品。通過分析比較本次設計選用臥軸、懸掛式側(cè)邊傳動的方案，這種結(jié)構(gòu)對土壤 適應強、混土效果好，能一次同步完成翻土、碎土、平整地表的要求，而且結(jié)構(gòu)簡單、 效率高。 2.1 工作方式的選擇 旋耕切削方式的選擇 由于切削方式的不同，旋耕機的功耗及所達到的效果

11、亦有不同。目前有旋耕機刀 輥的旋向與其前進方向的不同，一般可分為以下兩種基本形式：正轉(zhuǎn)式和反轉(zhuǎn)式。兩 者在工作時的切削速度、刀軸切土扭矩等都表現(xiàn)不同，但反轉(zhuǎn)旋耕機存在的最大問題 是作業(yè)時刀片切下的土塊容易隨刀滾拋向前方，易造成堵塞，不利于旋耕平土。故此 處選正轉(zhuǎn)更合適。 2.2 動力的選擇 根據(jù)現(xiàn)有拖拉機型號使用性能等情況及任務書的要求，現(xiàn)初選東方紅-250的輪式 拖拉機。其參數(shù)如下表1： 表 1 東方紅-250 的輪式拖拉機技術(shù)規(guī)格 Tab. 1 Dong fang hong-250-wheeled tractor technical specifications 4 參 數(shù) 數(shù) 值 型 式

12、 4*2 外型尺寸 （mm） 285013601190 標定功率 （kw） 18.4 最大提升力 （KN） 4.15 速度范圍 （Km/h） 1.2527.86 額定牽引 力 （N） 5800 參 數(shù) 數(shù) 值 軸距 （mm） 1493 最小離地間隙 （mm） 430 后輪輪距 （mm） 1020132 0 結(jié)構(gòu)質(zhì)量 （kg） 1040 動力輸出軸 轉(zhuǎn)速 （r/min） 540/730 動力輸出軸 標定功率 （kw） 17.5 3 工作參數(shù)的計算及選擇 3.1 刀片運動軌跡及其分析 旋耕機工作時，旋耕刀運動軌跡是擺線1。以刀軸旋轉(zhuǎn)中心為原點建立坐標系，x 軸正向和旋耕機前進方向一致，y軸正向垂直

13、向下。 設前進速度為，刀軸旋轉(zhuǎn)角度為，開始時刀片端點位于前方水平位置與x軸 m v 重合，則旋耕刀端點運動方程為： x=Rcost+t m v y=Rsint (1) 式中 R旋耕刀端點轉(zhuǎn)動半徑（刀滾回轉(zhuǎn)半徑） 圖 1 刀片運動軌跡 Fig .l Inserts trajectory 由公式（1）可見旋耕刀端點的絕對運動，其運動軌跡隨著R、和的不同 m v 而有不同的形狀和特性。將式對時間求導，可得刀片斷點在x軸和y軸方向的分速度： =/=- Rsint x v x d t d m v （2） 5 = /= Rcost y v y d t d （3） 刀片端點絕對速度V的大小為： V= tRv

14、Rvv myx cos2 22222 （4） 由公式（4）可見R=是旋耕刀端點的圓周線速度，令=/=R/， p v p v m v m v 稱為旋耕速度比，它表示旋耕刀端點旋耕速度比與旋耕機前進速度的比值，的大小 對旋耕刀運動軌跡及工作狀況有重要影響。 因 = R/ m v 故 = -Rsint= （1-sint） x v m v m v （5） 如果1，即，則不論旋耕刀運動到什么位置，均有0，即刀片端 p v m v x v 點的水平分速度始終與旋耕機前進方向相同，其運動軌跡是短擺線，這時旋耕刀不能 向后切土，而出現(xiàn)刀片端點向前推土的現(xiàn)象，使之不能正常工作。 若1，則當旋耕刀旋轉(zhuǎn)到一定位置時

15、，就會出現(xiàn)0的情況，既刀端絕對運 x v 動的水平分速度與旋耕機前進的方向相反，從而使旋耕刀能夠向后切削土壤。只要刀 片開始切土時0，整個切土過程都可滿足這個條件。1時刀端運動軌跡為余擺 x v 線。為保證旋耕刀正常切土，刀刃上切土部分各點的運動軌跡都應是余擺線，即其圓 周速度大于旋耕機的前進速度1。 3.2 機組前進速度與刀片回轉(zhuǎn)速度的配合 由以上可知，為保證刀刃切土，刀片從開始切土直到銑切完畢都不應使刀片頂土。 即： = - Rsint0 x v m v （6） 由公式（6）可見在切土過程中刀刃向后的分速度是逐漸增大的。一般旋耕機的 前進速度=0.51.5米/秒，刀片的端點切線速度V=38

16、米/秒。為使機組減少功耗 m v 提高效率需合理選擇配合兩者的速度2。 3.3 耕作深度 通常耕深與旋耕機的結(jié)構(gòu)參數(shù)R和運動參數(shù)、R有關(guān)。設耕深為H，由刀片運 m v 動軌跡圖可知,當旋耕刀端點開始切土時其縱坐標 y=R-H，變換得y= Rsint 則sint=（R-H）/R 6 代入公式（6）中，得： = -（R-H） x v m v （7） 要使 0，必須，（R-H） x v m v 即 HR-/ 或 HR（1-1/） m v 的選擇即要保證旋耕機正常工作及滿足設計耕深要求，還要綜合考慮旋耕機結(jié) 構(gòu)、功率消耗及生產(chǎn)率等其他因素。如增大R、不僅使結(jié)構(gòu)變大，而且回增大切土 扭矩及功率消耗，減小

17、又會降低生產(chǎn)率。目前常用的速度比為=410左右2。根 m v 據(jù)旱耕耕深的設計要求取為H=12cm。 3.4 切土節(jié)距 沿旋耕機前進方向縱垂面內(nèi)相鄰兩把旋耕刀切下的土塊厚度，即在同一縱垂面內(nèi) 相鄰兩把刀相繼切土的時間間隔內(nèi)旋耕機前進的距離。 =t=60/zn 或 = 2/z z s m v m v z s m v （8） 式中 t刀軸每轉(zhuǎn)一個刀片所需時間，s Z同一旋轉(zhuǎn)平面內(nèi)的刀片數(shù) n刀軸轉(zhuǎn)數(shù)，r/min 由公式（8）可見，增加z或n，變小，切土細碎，但隨著轉(zhuǎn)數(shù)的提高，功率消 z s 耗亦顯著增加。若增加z或n，刀片間距變小，易產(chǎn)生堵塞現(xiàn)象2。故一般為 1012mm。 綜上所述，旋耕部分設計

18、時以上各參數(shù)相互影響。根據(jù)設計任務要求及拖拉機規(guī) 格，p=18.4Kw =1.253.07Km/h。取=7，V=R=2.43 5.97 m/s，由 =12 m v z s cm，H=12cm，n=203r/min，則=2n/60=20.9rad/s，R=V/=117286mm。若同一 旋轉(zhuǎn)平面內(nèi)的刀片數(shù)Z=2，=6cm。 z s 3.5 耕幅的確定 工作幅寬應根據(jù)配套的拖拉機功率的大小，旋耕比能耗（旋耕比阻），耕深要求 等確定。拖拉機輸出動力軸功率=17.5Kw取功率利用=0.8，則 e p 1000=BH，為旋耕機工作時的比阻，當h=12cm時，砂壤土Kr：1.21.4 e p r k m

19、v r k kgcm2 。得耕幅為： B= mr e VkH p 1000 7 （9） 將數(shù)據(jù)代入公式（9），得： B=162cm 60102 . 112 8 . 0 5 . 171000 取 B=90cm。 3.6 機具的配置 由于耕幅B=900拖拉機后輪輪距外緣1020，故要采用偏右側(cè)懸掛。 為消除采用偏右側(cè)懸掛出現(xiàn)耕后左側(cè)留下輪轍，可使機組從地塊的右側(cè)進入3。 圖 2 耕幅的配置關(guān)系 Fig 2 Cultivation sites configuration 3.7 功率耗用 旋耕機工作時所需的功率計算。在耕作過程中，旋耕機工作所需的功率與多種因 素有關(guān)，如地塊地形、耕深、耕寬、耕速和土

20、壤性質(zhì)等。功率消耗主要包括旋耕刀切 削土壤消耗的功率、拋擲土塊消耗的功率、推動前進消耗的功率、傳動部分消耗的功 率及土壤沿水平方向作用與刀輥上的反作用力所消耗的功率。設計時，假定旋耕機組 在比較平坦的田地里進行勻速直線作業(yè)，旋耕機工作時所需的功率可用下式估算4。 N= rm kvHB 75 100 （10） 將數(shù)據(jù)代入公式（10），得： N=1.330.90.120.61210000=10.3Kw 式中：B 旋耕機工作時的耕幅 B=0.9m H 旋耕機工作時的耕深 H=0.12m 8 旋耕機組前進速度 =0.6m/s m v m v Kr 旋耕機工作時的比阻，當h=12cm時，砂壤土Kr：1.

21、21.4 kgc即： 12100001410000N/ 由N=10.3Kw，旋耕機工作裝置工作效率取0.85，所需的功率 =N=12.1 1 w p 1 (kW)。動力傳動裝置效率，可取=0.85，旋耕機工作時所需要的功率 =/=14.3kW，故所選動力滿足旋耕機的功率耗損。 0 p w p 4 結(jié)構(gòu)設計 4.1 傳動方案擬訂 目前有的旋耕機采用變速箱式的傳動裝置，有的旋耕機動力從中央傳給刀軸，整 機受力均勻，根據(jù)任務書采用側(cè)邊傳動。由于側(cè)邊齒輪結(jié)構(gòu)復雜，加工精度要求高， 而側(cè)邊鏈傳動零件少、質(zhì)量輕、結(jié)構(gòu)簡單、加工精度要求低，所以本設計采用側(cè)邊鏈 傳動。 柴油機的輸出速度，經(jīng)V帶傳到拖拉機的離

22、合器，通過變速箱變速后，一部分動 力傳到拖拉機的行走輪上，另一部分傳到旋耕機的輸入軸上?？紤]到旋耕機的設計尺 寸，旋耕機齒輪箱的輸入軸和拖拉機變速箱的輸出軸可能不在同一直線上，兩者之間 采用萬向節(jié)傳動。為了增加旋耕機的輸出力矩，在其輸入軸和刀軸間采用單級齒輪減 速器和鏈輪傳動4。結(jié)構(gòu)如圖2： 1萬向節(jié) 2圓錐減速機構(gòu) 3鏈傳動機構(gòu) 4刀軸總成 圖 3 傳動方案 Fig 3 Ransmission program 根據(jù)與所選輪式拖拉機的連接方式選取圖 2 的傳動方式，由萬向節(jié)連接到拖拉機 的動力輸出軸。萬向節(jié)的主要作用是補償拖拉機動力輸出軸與旋耕機第一軸的偏移量， 9 并以最大傳動效率和扭矩帶動

23、旋耕機工作，同時當負荷更大時保護旋耕機。 4.2 傳動裝置設計 4.2.1 總傳動比的計算及分配 由所選拖拉機的動力輸出軸轉(zhuǎn)速和刀滾的工作轉(zhuǎn)速n可確定傳動裝置的總傳動 e n 比i，由=730r/min, n=203r/min。 e n i=/n e n （11） 由公式（11）可知總傳動i=3.6，傳動比不大，兩級減速一對圓錐齒輪和鏈輪即 可滿足要求。考慮到單級圓錐齒輪減速器的傳動比不易過大，以減小齒輪的尺寸，便 于加工。取鏈傳動比為 =2，則錐齒輪傳動比5： 1 i =i/ =3.6/2=1.8。 0 i 1 i 4.2.2 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) 各軸轉(zhuǎn)速，拖拉機動力輸出軸為0軸，

24、減速器輸入軸為軸，輸出軸為軸，刀 滾軸為 ，各軸轉(zhuǎn)速為： 730r/min 0 n =730r/min 0 n n =/=730/1.8=406 r/min n 1 n 0 i =/ =406/2=203 r/min n n 1 i 各軸輸入功率按旋耕機所耗功率計算各軸輸入功率，得： =14.3 kw 0 p =1=14.30.98=14 kw p 0 p =24=140.950.99=13.18 kw p p =34=13.180.950.99=12.3 kw p p 式中 1、2、3、4 分別為萬向節(jié)、圓錐齒輪、鏈輪、滾動軸承的效率。 各軸轉(zhuǎn)矩： T=9550P/n （12） =9550/

25、=955014.3/730=187.07 Nm 0 T 0 p 0 n =9550/=955014/730=183.15 Nm T p n =9550/=955013.18/406=310.02 Nm T p n =9550/=955012.3/203=578.65 Nm T p n 將以上計算結(jié)果整理后列于下表 2： 10 表 2 傳動裝置動力參數(shù) Table 2 Analysis on main quality of end products of different concentration technology 項目動力輸出軸輸入軸軸輸出軸軸刀滾軸 轉(zhuǎn)速（r/min） 功率（KW）

26、轉(zhuǎn)矩（Nm） 730 14.3 187.07 730 14 183.15 406 13.18 310.02 203 12.3 578.65 傳動比 效率 1 0.96 1.8 0.94 2 0.94 4.2.3 圓錐齒輪計算及校核 齒輪采用 45 號鋼，調(diào)質(zhì)處理后齒面硬度 180190HBS，齒輪精度等級為 7 極。取 =20,則=1.820=36。參考機械零件的齒輪計算方法。設計準則：按齒面接觸疲 1 Z 2 Z 勞強度設計，再按齒根彎曲疲勞強度校核。 （1） 按齒面接觸疲勞強度設計。齒面接觸疲勞強度的設計表達式 3 2 1 2 1 )5 . 01 (85 . 0 4 u KT ZZ d R

27、RH EH t （13） 其中， ，u=1.88 . 0 d ， aE MPZ 8 . 1898 . 1 H Z mmN n P T 466 1 10 3 . 18 730 14 1055. 91055 . 9 選擇材料的接觸疲勞極根應力為： MPa H 580 lim1 MPa H 560 lim2 選擇材料的接觸疲勞極根應力為： MPa F 230 lim1 MPa F 210 lim2 應力循環(huán)次數(shù) N 由下式計算可得 atnN 11 60 （14） 16830073060 9 1068 . 1 11 則 9 9 1 2 1092 . 0 5 1023. 4 u N N 接觸疲勞壽命系數(shù)

28、,1 . 1 1N Z02 . 1 2 N Z 彎曲疲勞壽命系數(shù)1 21 NN YY 接觸疲勞安全系數(shù)，彎曲疲勞安全系數(shù),又，試選1 min H S5 . 1 min F S0 . 2 ST Y 。1.3Kt 求許用接觸應力和許用彎曲應力： MPaMPaY S Y MPaMPaY S Y MPaZ S MPaZ S N F STF F N F STF F N H H H N H H H 2801 5 . 1 2210 67.3061 5 . 1 2230 6 .59102. 1 1 580 6381 . 1 1 580 2 min lim2 2 1 min lim1 1 2 min lim 2

29、 1 min lim1 1 將有關(guān)值代入公式（13）可見得： mm mm u KT ZZ d RRH EH t 4 . 104 8 . 1) 3 . 05 . 01 ( 3 . 085 . 0 10 3 . 183 . 14 6 . 591 8 . 1898 . 1 )5 . 01 (85 . 0 4 3 2 4 2 3 2 1 2 1 則： sm nd v t /9 . 3 100060 720 4 . 104 100060 11 1 smsm vz /78 . 0 / 100 9 . 320 100 11 動載荷系數(shù)；使用系數(shù)；齒向載荷分布不均勻系數(shù)；齒0 . 1Kv1 A K02 . 1

30、 K 間載荷分配系數(shù)取，則，修正：1Ka03 . 1 0 . 102 . 1 0 . 101 . 1 KaKvKKK AH mm K K dd t H t 6 . 96 3 . 1 03 . 1 4 .104 3 3 11 （15） mmmm z d m83 . 4 20 6 . 96 1 1 12 取標準模數(shù)。 mmm5 （2）計算基本尺寸。 mm zz ma mmmzd mmmzd 140 2 180100 2 180365 100205 21 22 11 （3）校核齒根彎曲疲勞強度。復合齒形系數(shù)，取1 . 4 1FS Y8 . 3 2 FS Y7 . 0 Y 校核兩齒輪的彎曲強度 23

31、2 1 2 11 1 1)5 . 01 ( 4 umz YKT RR FS F （16） MPa 2322 4 8 . 11520)8 . 05 . 01 (8 . 0 1 . 4101 .2403 . 1 4 1 7 . 66 F MPa 2 1 2 12 8 . 61 1 . 4 8 . 3 7 .66 F FS FS FF MPaMPa Y Y 所以齒輪完全達到要求。 表 3 齒輪的幾何尺寸 Tab.3 Gear geometry 名稱符號公式 13 分度圓直徑 齒頂高 齒根高 齒頂圓直徑 齒根圓直徑 齒頂角 齒根角 分度圓錐角 頂錐角 根錐角 錐距 齒寬 d a h f h a d f

32、 d a f a f R b mmmzd100205 11 mmmzd180365 22 mmmhaha551 mmmchahf45)2 . 01 ()( mmhdd aa 110cos2 11 mmhdd aa 188cos2 22 mmhdd ff 92cos2 11 mmhdd ff 172cos2 22 04854. 0/tanRha a 0388 . 0 /tanRhf f 485 . 0 2/sinRmz 2 . 26 aa 78.26 ff mmmzR103sin2/ mmRb30)35 . 0 2 . 0( 由于小齒輪的分度圓直徑較小，所以作成齒輪軸8。 4.2.4 滾子鏈傳動

33、的設計計算 （1）選擇鏈輪齒數(shù)， 1 Z 2 Z 假定鏈速 v=0.63m/s，選取小鏈輪齒數(shù)=15；從動鏈輪齒數(shù) 1 Z 215=30。 12 ZiZ （2）計算功率。由表查得工作情況系數(shù) Ka=1，故： ca p =P=113.18=13.18kw ca p a K （3）確定鏈條鏈節(jié)數(shù)。初定中心距=20p，則鏈節(jié)數(shù)為： p L 0 a =+ p L p 0 a 2 2 z+ 21 z 221 0 ) 2 ( zz a p （17） =62.8 取=64 節(jié) p L （4）確定鏈條的節(jié)距 p。由小鏈輪系數(shù) =0.77，=0.90，=1.7， z k l k p k = 0 p plz ca

34、 kkk p （18） 14 =8.3kw 根據(jù)小鏈輪轉(zhuǎn)速=406r/min 及功率=8.3kw，選鏈號為 12A 單排鏈，查表得鏈 1 n 0 p 節(jié)距 P=19.05。 （5）確定鏈長 L 及中心距 a。 L=1.22m 1000 pLp （19） a= 2 12 2 2121 ) 2 (8) 2 () 2 ( 4 ZZZZ L ZZ L p Pp （20） =393mm 中心距減小量 a=（0.0020.004）a=（0.0020.004）393=0.781.56mm 實際中心距 a=a-a=393（0.781.56）mm=392.2391.4mm 取 a=392mm （6）驗算鏈速 V

35、。 V= =2.032 m/s 601000 11 pzn 601000 05.1915406 （21） 與原假設相符。 （7）驗算小鏈輪轂孔直徑 k d 由表查得小鏈輪轂孔許用最大直徑=46mm maxk d （8）作用在軸上的壓軸力 = p F fp K e F （22） 有效圓周力 =100017.1/3.6=4750N e F 按水平布置取壓軸力系數(shù)=1.15，則：=1.154750=5463N。 fp K p F 15 表 4 滾子鏈鏈輪主要尺寸 Table 4 Analysis on main quality of end products of different concent

36、ration technology 名稱代號公式 分度圓直徑 齒頂圓直徑 分度圓弦齒高 齒跟圓直徑 齒側(cè)凸緣直徑 鏈輪轂孔 d a d a h f d g d maxk d d=p/sin（180/z）=91.63 =103.53 1max 25 . 1 dpdda =d+(1-)p- =96.74 取=100 mina d z 6 . 1 1 d a d =(0.625+)p-0.5=6.97 maxa h z 8 . 0 1 d =0.5（p-）=3.57 取=5.60 mina h 1 d a h =d-=79.72 f d 1 d pcot-1.0424.13-0.76=70 g d

37、z 180 46 注：、值取整數(shù)，其它尺寸精確到 0.01。 a d g d 4.3 主要工作部件的設計及校核 4.3.1 旋耕機刀片的設計 旋耕機刀片是旋耕機的主要工作部件，刀片的形狀及參數(shù)對旋耕機的工作質(zhì)量、 功率消耗有很大影響，為了適應不同的技術(shù)要求及土壤狀況的要求，目前常用的刀片 有彎形刀片、直角刀片和鑿形刀片三種形式。鑿形刀片人土性能好，消耗功率較小， 但耕作時易纏草，適用于較疏松的土壤；直角刀片這種刀片剛性好、碎土能力強，易 產(chǎn)生纏草現(xiàn)象1。 彎形刀片：彎形刀的刃口呈弧形，由正面刃口和側(cè)面刃口兩部分組成，正面刃口 較寬，正面和側(cè)面刃口均有切削作用。工作時，靠近回轉(zhuǎn)軸的側(cè)切刃先與土壤

38、接觸進 行切削，最后由正切刃切削。這種切削過程可把未被側(cè)刃切斷的土塊、草莖壓向未耕 地，以堅硬的未耕地為支撐由正面刃進行切割，這樣草莖易被切斷。對不能切斷的草 莖其曲線刃口可將其推向切削刃的端部而脫落。這種刀片不易纏草，對土壤的適應性 16 好6。 通過比較，選用彎形刀片較適合旋耕機的作業(yè)環(huán)境。如圖4： 1正切刃 2前端部 3側(cè)切刃 4安裝孔 5刀柄6側(cè)切部7彎折線 圖4 彎刀 Fig4 Scimitar 刀片應在滿足農(nóng)業(yè)要求的前提下，盡量作到外形簡單、容易制造，并盡可能減小 工作阻力。 彎形刀片由正面刃口和側(cè)面刃口兩部分組成，為使刀面刃口滿足不纏草和耕耘阻 力小的要求，須對刃口曲線設計，使其

39、具有良好的滑切性能?；薪鞘莻?cè)面刃口曲線 上某點的運動速度（絕對速度v與該點法線之間的夾角），要使草莖能夠沿著刀刃滑 脫的條件是刃口曲線滑切角大于草莖與刀刃對草莖的滑切的摩擦角2。如圖5： F F 圖5 彎刀摩擦角 Fig 5 Machetes friction angle 圖為彎刀片曲線刃口的工作情況，設在刀片刃口曲線上某點p的作用力F（沿著軌 跡切線），草徑及土壤的反作用力F，則F= F。過p點做刃口曲線的切線MM，F(xiàn) 與切線MM的夾角為，則使草徑沿著刃口曲線向其端點運動的力為Fcos。當此力 大于草徑及土壤對刀片的粘著力時，草徑就會滑動脫離刀片。由圖，角既為滑切角， 此角隨著刃口曲線曲率

40、的變化而變化。若要是Fcos值逐漸增大，角就要逐步減 17 小，也就是逐步增大1。 分析表明，滿足草徑沿著刃口曲線滑動的條件是刃口曲線為螺線。故可面刃口可 采用阿基米德螺線，其參數(shù)方程為： R=（1+K） 0 R 式中： 螺旋線的起始半徑 0 R R轉(zhuǎn)過角的半徑 K系數(shù)即螺線的極角每增加1弧度時極徑的增量，為一常數(shù)，圖6示： 圖6 旋耕刀刃口曲線 Fig6 Rotary blade curve 根據(jù)對上式各參數(shù)不同處理，能得到不同形狀的刃口曲線，此處根據(jù)日本的實驗 耕作，要使刀片切刃在潮濕黏土中不纏草，則刃口曲線端點的滑切角=5560， n 刀柄基部滑切角=6070。即比大10為好，故選擇K=

41、較為合適4。 0 0 n 18 1 刀片的最大切削半徑：的確定與設計耕深和傳動箱結(jié)構(gòu)有關(guān)，耕深增大， max R max R 要求增大，切削扭矩也隨之增大，因此在滿足耕深的要求及傳動箱結(jié)構(gòu)尺寸允許 max R 的情況下， 盡量取小值。根據(jù)設計需要，取=210。 max R max R 側(cè)面刃口曲線的起始半徑：為了保證耕深及適宜的刃口長度，刀片切削半徑 0 R R。的大小可由下式確定 = 0 R 2 maxmaxmax 22 max 22hhRSSR （23） 式中：s刀片最大進給量； 最大設計耕深。 max h 代入數(shù)值公式（23）得，=158 0 R 最大中心包角：角的變化直接影響滑切角，角

42、增大，值也增加，但 max 又受刀片的長度的限制4。為保證滑切角大于刃口與草徑或土壤間的摩擦角，根據(jù) 實際工作情況選取=40。 max 由以上參數(shù)的選取，則螺線的參數(shù)方程： 18 R=（1+K）=158（1+） 0 R 18 （24） 正切刀刃刃口曲線除從正面切開土塊、切出溝底并切斷側(cè)切刃沒有切斷的草徑， 還應保證切深一致。為減小沖擊和功率消耗，且具有滑切作用，要求正切刃曲線的側(cè) 面投影落在刀片最大直徑所形成的圓柱面上為圓弧的一部分，其俯視圖投影為一根與 側(cè)切刃相交的斜線，為達到較好切削性能取=110。 正切刀刃幅度b：b的大小影響旋耕機的工作質(zhì)量及功率消耗，若b增大，旋耕刀 滾的刀片數(shù)減少，

43、則相鄰刀片間距增大，有利于減少堵塞現(xiàn)象，功率消耗不變，但碎 土質(zhì)量差，為了保證碎土質(zhì)量就要減小機器的行進速度，故b不宜過大2。為了保證 耕深及適宜的刃口長度，考慮目前刀刃幅度設計，取b=50。 正切刃為一斜置平面與圓柱面相貫線一部分，此曲線在展開的圓柱面上是一正弦 曲線。為簡化計算，正弦曲線上的斜率即為滑切角的正切。在正切刃上1、2 處的滑 切角可表達為下式： tan= tan= 1 max sin tan 2 min sin tan （25） 式中： 正切刃口面與圓柱面母線的夾角 和決定正切刃口沿圓周方向的最大、最小位置角 max min 由公式（25）可知，正切刃的滑切角與刀滾最大半徑極限

44、位置、 max R max 及正切刃的幅度有關(guān)4，考慮到工作要求及尺寸結(jié)構(gòu)，在保證正切刃易脫草的條 min 件下，=16，=10，=30。 max min 4.3.2 刀片的配置與排列 為使旋耕機作業(yè)時不產(chǎn)生漏耕和堵塞現(xiàn)象，并使刀軸受力均勻。刀片在刀軸上的 排列安裝應考慮：刀軸上的刀片應按一定順序入土，每轉(zhuǎn)過360/z有一把刀片入土， 使扭矩較為均衡，工作平穩(wěn)；在同一同轉(zhuǎn)平面內(nèi)，若裝兩把以上刀片，應保證進給量 相等，以保證碎土質(zhì)量良好，耕后溝底平整；盡可能增大相繼入土刀片在刀軸上的軸 向距離，以免發(fā)生堵塞；相鄰刀片的角度差應盡量大些，以防夾土及堵塞；采用非對 稱刀片時，右彎刀片應盡量交錯入土，

45、以減少刀滾上的軸向力。刀片排列應盡量規(guī)則， 一般采用螺旋線排列6。 彎刀類刀片有左彎刀、右彎刀之分。按不同的耕作要求選擇相應的安裝方法。其 安裝采用混合安裝，左、右彎刀在刀軸上交錯對稱安裝，但刀軸兩端的刀片向里彎。 19 耕后地表平整。 經(jīng)對比為滿足要求此設計選用目前旋耕刀常用的螺旋排列方案。 已知，耕幅B=900，刀片切土幅度b=50，同一旋轉(zhuǎn)面即上刀片數(shù)z=2。則總刀 數(shù)為34。采用兩條螺旋線進行排列如圖7： 圖7 刀片配置 Fig 7 Blade configuration 4.3.3 旋耕機刀軸設計 刀軸總成是旋耕機的主要工作部件，由旋耕刀片、旋耕刀座和旋耕刀軸組成。其 結(jié)構(gòu)如圖8。刀

46、座由16Mn鋼板沖壓成“U”型，套合后焊接而成，中間是空心的矩形。 刀片通過螺絲固定在刀座上。刀軸由無縫鋼管制成，軸的兩端焊有軸頭，用來與左右 支臂銷連，刀軸上焊有刀座和刀盤，刀座按多頭螺線等距離焊合在刀軸上，用以安裝 刀片4。 刀座安裝刀片，每個刀座上只能固定一把刀，且刀座在刀軸上的位置應根據(jù)刀片 排列的要求焊接在刀軸上。 刀座 2. 刀軸 圖8 刀軸總成 Fig 8 Inserts shaft assembly 20 刀軸由無縫鋼管制成，軸的兩端焊有軸頭，用來與左右支臂銷連，刀軸上焊有刀 座，軸的結(jié)構(gòu)決定于受力情況、軸上零件的布置和固定方式、軸承的類型和尺寸、軸 的毛坯，制造和裝配工藝、以

47、及運輸、安裝等條件。軸的結(jié)構(gòu)，應使軸受力合理，避 免或減輕應力集中，有良好的工藝性，并使軸上零件定位可靠、裝配方便。對于要求 剛度大的軸，還應該從結(jié)構(gòu)上考慮減少軸的變形。 軸頭的材料為 45 號鋼，調(diào)制處理。參考機械零件的州的設計： 初估軸徑， c=106117,取 c=112 則 3 min n P cd 3 203 3 . 12 112 （26） mm47 各段軸徑的確定：初估軸徑后，就可按照軸上零件的安裝順序從處開始逐段 min d 確定軸徑，上面計算的是軸段的直徑，由于軸段上安裝鏈輪，因此軸段直 min d 徑的確定需考慮，故軸段直徑52mm。 1 d 左端用軸肩固定，考慮到在軸段上裝

48、軸承，故取軸徑55mm。 2 d 即軸段的直徑應與軸承型號的選擇同時進行?，F(xiàn)取角深溝球軸承型號為 6011， 通常一根軸上的兩個軸承取相同型號，故取軸段的直徑55mm。 9 d 軸段上用軸肩固定軸承，故取64mm。 3 d 軸段 、根據(jù)結(jié)構(gòu)確定=90， =74。 4 d 5 d 軸段 圖9 刀軸 Fig9 Inserts shaft assembly 4.3.44.3.4 旋耕機刀軸的強度校核 軸在初步完成結(jié)構(gòu)設計后，進行校核計算。計算準則是滿足軸的強度或剛度要求。 進行軸的強度校核計算時，應根據(jù)軸的具體受載及應力情況，采取相應的方法，并恰 當?shù)剡x取其許用應力，對于用于傳遞轉(zhuǎn)矩的軸應按扭轉(zhuǎn)強度

49、條件計算，對于只受彎矩 21 的軸（心軸）應按彎曲強度條件計算，兩者都具備的按疲勞強度條件進行精確校核等。 根據(jù)參考教材機械零件的軸的校核。 圖 10 軸的受力分析和彎扭矩圖 Fig10 Analysis of the axial bending and torque 軸上的轉(zhuǎn)矩T，軸上的傳遞的功率： n P T 6 1055 . 9 203 3 . 12 1055. 9 6 Nmm 5 1078. 5 求作用在旋耕刀上的力：=3405N =1953N d T Ft 2 cos tr FF 畫軸的受力簡圖，見圖 10。 計算軸的支撐反力，在水平面上： N ll Frl Q H 37.991 5

50、00485 5001953 21 3 1 NQFrQ HH 63.96191.379-9531- 12 在垂直面上 N F QQ t VV 5 . 1702 2 12 畫彎矩圖 見圖 10 22 在水平面上，剖面右側(cè)aa mmNlQM HH 5 . 48081448537.991 11 剖面左側(cè)aa mmNlQM HH 48081550063.961 22 在垂直面上 mmNlQMM V v V 85125500 5 . 1702 21 合成彎矩，剖面左側(cè)aa mmNMMMa VH 54000085125480815 22 22 剖面右側(cè)aa mmNMMaM VH 53900085125480

51、814 22 22 畫轉(zhuǎn)矩圖 見圖 42 mmN d FT t 166845 2 98 3405 2 判斷危險截面 截面左右的合成彎矩左側(cè)略大于右側(cè)，扭矩為 T，則判斷左側(cè)為危險截面，aa 只要左側(cè)滿足強度校核就行了。 軸的彎扭合成強度校核 許用彎曲應力，, Mpa b 60 1 Mpa b 100 0 6 . 0 100 60 0 1 b b 截面左側(cè)aa )1 (1 . 0 43 dW d d1 3 63530mmW 63530 )1668456 . 0(540000)( 2222 W TM e 軸的疲勞強度安全系數(shù)校核 23 查得抗拉強度 ，彎曲疲勞強度，剪切疲勞極限Mpa B 650=

52、Mpa300 1 ，等效系數(shù) ， Mpa155 1 2 . 0= 1 . 0= 截面左側(cè)aa 343 127060)1 (2 . 0mmdW 查得，；查得絕對尺寸系數(shù)，；軸經(jīng)磨削加工，1= K8 . 1= K95 . 0 92 . 0 = 表面質(zhì)量系數(shù)。則0 . 1= 彎曲應力 ，MPa W M b 25 . 4 127060 540000 應力幅 Mpa ba 25. 4 平均應力 0= m 切應力 Mpa W T T T 31 . 1 127060 166845 Mpa T ma 66 . 0 2 安全系數(shù) 12.67 02 . 025 . 4 95 . 0 0 . 1 1 300 1 m

53、a K S 114 66. 01 . 066. 0 92. 00 . 1 8 . 1 155 1 ma K S 84.57 11412.67 11412.67 2222 SS SS S 查許用安全系數(shù)，顯然 ，則剖面安全。 5 . 13 . 1 S SS aa 其它軸用相同方法計算，結(jié)果都滿足要求。 4.3.5 罩殼和平土拖板的設計 旋耕起來的土塊與罩殼碰撞會進一步破碎。且可防止大塊、石塊飛出傷人；拖板 可以壓碎大土塊并平整地表。作業(yè)中一定要安裝罩殼，調(diào)節(jié)拉住拖板鏈條的長短可以 調(diào)節(jié)拖板的高低1。 為使土塊順利拋擲出去達到較好碎土效果，需對刀片切土時土塊運動進行分析， 由于切削方式為正轉(zhuǎn)旋耕，

54、土塊由刀片切下后向后加速拋擲，由動量知識可知， P=MV，與速度成正比，故需使加速度充分，此處可設計為較大的間隙。沒有后加速的 24 土塊會隨刀片繼續(xù)運動，為使土塊不過多停留或造成重切采用小間隙。通過分析將罩 殼設計成兩個部分，形成大小間隙。這樣確定為前段為小間隙其與刀滾同圓心的圓弧 面，而后段是偏心圓弧面。 圖 11 罩殼 Fig11 Cover 罩蓋與刀尖間隙的大小可根據(jù)被切土塊的流量估算： Q=HB=34.71290 m v （27） =67500/s 3 cm 土塊的速度取為刀滾線速度的 0.6，則 0.6R=0.620.921=219.5cm/s 考慮土塊在間隙中運動時必須有較大的膨

55、松，取膨松系數(shù)為 2，則間隙： L= BR Q 2 1 2 （28） =7cm L 為大間隙值。 小間隙須有良好的強制作用，可采用優(yōu)選法，根據(jù)有關(guān)實驗的參數(shù)，初選為 s=4cm。 5 機組的調(diào)整 旋耕機與拖拉機的聯(lián)結(jié)方式為三點懸掛，合理地確定懸掛參數(shù)是旋耕機設計中重 要的一個環(huán)節(jié)，設計懸掛機構(gòu)必須滿足旋耕機各種工況下的要求，即耕作時萬向節(jié)夾 角不超過10；地頭轉(zhuǎn)彎提升至旋耕機離地100250mm時，夾角不超過10；切斷輸 出軸動力，提升旋耕機到最高位置時，機下的通過高度一般不小于400mm，萬向節(jié)伸 縮軸和軸套至少應有40mm的余量 。同時應能使旋耕機盡量靠近拖拉機，一方面，減 少縱向尺寸，操

56、作性好；另一方面，節(jié)省材料、減輕重量。 萬向節(jié)的方軸和方軸套為滑動聯(lián)接，在旋耕機升降或左右擺動時，方軸能在方套 25 內(nèi)伸縮，確保正常轉(zhuǎn)動而不至脫出。因此，方軸與主套及夾叉既不能頂死，又必須有 足夠的配合長度，否則會損壞拖拉機動力輸出軸頭，頂裂軸頭支承軸承。為防止其頂 死，作業(yè)時，必須限制旋耕機的提升高度，地頭轉(zhuǎn)彎時，刀片應離地面 lOcm15cm。 旋耕機降到耕深要求時，萬向節(jié)與旋耕機第 1 軸要接近水平位置。必要時用拖拉機的 上拉桿進行調(diào)整。旋耕機工作時，萬向節(jié)夾角不得超過10，地頭轉(zhuǎn)彎時不得超過 30。若超過 3O,萬向節(jié)就會別勁，發(fā)生“咯咯”響聲；超過 45，就會損壞萬向 節(jié)總成。長距

57、離運輸時，應把萬向節(jié)拆下。 與輪式拖拉機配套的旋耕機，其耕深由拖拉機的液壓系統(tǒng)控制。整體和半分置式 液壓系統(tǒng)應使用位置調(diào)節(jié)。分置式液壓系統(tǒng)使用油缸活塞桿上的定位卡箍調(diào)節(jié)耕深， 工作時操縱手柄放在“浮動”位置上。因所選拖拉機為半分置式，具有力、位調(diào)節(jié)操 縱手柄懸掛機構(gòu)，未設置限深裝置。 作業(yè)時機架應保持左右水平，前后位置使變速箱處于水平狀態(tài)。其水平調(diào)整是通 過懸掛裝置的左右吊桿來調(diào)整水平的。 6 結(jié)論 本次設計的旋耕機是一種由動力驅(qū)動的耕地機械，由拖拉機動力輸出軸帶動裝有 刀片的滾轆旋轉(zhuǎn)而進行工作的。它具有如下作業(yè)特點： 1. 碎土性能強，作業(yè)后地面 平整。在旱地作業(yè)時，拖拉機動力輸出軸帶動旋耕

58、刀轉(zhuǎn)動，對土壤進行切削，被切削 出來的土塊相互撞擊而碎裂。土塊碎裂后，覆蓋均勻平整，地面不會出現(xiàn)犁溝。 2. 縱向結(jié)構(gòu)尺寸及入土行程均較短，地頭相應縮小，因而生產(chǎn)率較高。 3. 能充 分發(fā)揮拖拉機的功率。 耕地作業(yè)時，拖拉機驅(qū)動輪可能會打滑，致使牽引力減少。 而旋耕機刀軸轉(zhuǎn)動時，刀片的切削方向與拖拉機的前進方向相反，因而土壤對刀片的 切削反作用力，是與拖拉機前進方向一致的，所以，拖拉機與旋耕機配套作業(yè)時，因 旋耕機的旋轉(zhuǎn)，本身就會產(chǎn)生一個推動機器前進的力量，這就能充分發(fā)揮拖拉機的功 率。 能夠一次完成耕耙作業(yè)，減少了作業(yè)次數(shù)，節(jié)約了能耗和時間，在夏收夏種農(nóng) 忙季節(jié)里，可以及時完成生產(chǎn)任務，不誤

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