侧边传动式旋耕机传动部分设计

侧边传动式旋耕机传动部分设计,喜欢这个资料需要的话就充值下载吧。。。资源目录里展示的全都有预览可以查看的噢,下载就有,请放心下载,原稿可自行编辑修改=【QQ：11970985,可咨询交流】====================喜欢就充值下载吧。。。资源目录里展示的全都有,下载后全都有,请放心下载,原稿可自行编辑修改 旋耕机传动部分设计 摘要 旋耕机是由拖拉机作为动力且由它拖动的一种代替人工的耕地机械。这种机械可以很好地完成翻新土地，切断根茎等工作，所以在农业生产者中受到好评；这样的耕地方式有利于后面播种机作业，为播种提供良好土壤环境。农业需求在不断提高，所以旋耕机的创新仍然具有重要意义。目前发现的突破点主要有大功率旋耕机的研究尚有空间、作业性能无法满足当今社会需求、旋耕机轴部件设计及材料使用等。 本文设计了侧边传动式旋耕机，根据工作要求，确定了旋耕机的动力机械、传动装置、工作部件以及耕深调节装置。传动装置包括齿轮箱、侧边传动箱、传动轴等。分别对各部分主要零部件进行了设计与校核，包括齿轮，轴，轴承。其中齿轮箱和侧边传动箱是本次设计的重点。 通过本次设计，会得出一款简易又可用的旋耕机，主要设计部分还是旋耕机的传动部分，在设计过程中，会加深对本科所学知识的巩固，能让理论用于实际。 关键词：旋耕机传动部分；齿轮箱；侧边传动箱 Design of transmission part of rotary tiller ABSTRACT The rotary tiller is a kind of tillage machine which is used to complete the work with the tractor. It has been widely used because of its strong breaking ability and flat surface after ploughing. At the same time, it can cut up the root stubble buried below the surface, which is convenient for seeder operation and provides a good seed bed for later sowing. At present, the research of rotary tiller is still of great significance. The main problems are the research space of high-power rotary tiller, the operating performance can not meet the needs of today’s society, the design of shaft parts of rotary tiller and the use of materials. In this paper, the design of side drive type rotary tiller, according to the work requirements, to determine the power of the rotary tiller machinery, transmission device includes gear box, side transmission box, transmission shaft, ext. The main parts of each part were designed and checked, including gear, shaft, bearing. The gear box and the side transmission box are the key points of this design. Through this design, will come to a simple and usable rotary tiller, the main design part or the transmission part of the rotary tiller, in the design process, will deepen the consolidation of the undergraduate knowledge, can let the theory used in practice. Key words: Driving part of rotary tiller；Gear box；Side gearbox 1.绪论 5 1.1国内发展状况 5 1.2国外发展状况 7 1.3主要问题 9 1.3.1大功率旋耕机的研究尚有空间 9 1.3.2作业性能无法满足当今社会需求 9 1.3.3旋耕机轴部件设计及材料使用 9 1.3.4发展构思 9 2.设计计算任务书 10 2.1方案确定 10 2.1.1第一种方案： 10 2.1.2第二种方案： 11 2.2适用范围： 12 2.3初始数据计算 12 2.3.1转速 12 2.3.2功率计算 13 3.设计计算说明书 14 3.1第一对直齿锥齿轮的设计 14 3.2链轮组的设计 19 3.3轴的设计 21 3.3.1动力输入轴的设计 21 3.3.2中间轴的设计 23 3.3.3其他部件的基础设计 25 4.使用说明书 26 5.结论 26 6.参考文献 26 7.致谢 27 1.绪论 1.1国内发展状况 我国对旋耕机的研究比较迟，起始于20世纪50年代末尾。刚开始时主要研究制造与手扶拖拉机相结合使用的旋耕机。70年代初的时候，我国完成了与当时国产各类拖拉机配套系列旋耕机的设计，旋耕机最开始在北方平原旱田得到大面积推广应用。20世纪80年代旋耕机逐渐发展为由与手扶拖拉机配套发展到轮式或履带式配套作业，90年代以来，国内研制出了一批包括旋耕机在内的复式或联合作业机具。旋耕机在我国的发展经历了单机研制，发展系列类似产品，新型产品开发和更新三个阶段。随着我国经济水平和科技水平的不断提高，旋耕机械也取得了重大进步，旋耕机制造业也将跨入一个新时期，在未来的几年里，随着我国对农业机械制造的大力扶持，我国旋耕机械必然会有新突破[1] 。 以现在的情况看，旋耕机在我国境内受到了农民的热情称赞，应用也十分广泛，南部地区的河流水田较多，因此大多数土地用于水稻种植，随着科技水平的进步，农业机械化得到普及，旋耕机在农业机械化中就占比五分之四，北部地区大多是旱地，种植玉米和小麦等主要粮食，这些地区机械化程度更高，21世纪以来，国家出台了很多新的政策，就是为了让种植业更加合理，北方土地种植种类结构得到调整，水稻种植业成为国家推荐的主要目标，因此种植水稻的面积逐步增加，由于这一结构的改变，大大促进了旋耕机的创新与改革。国内目前主要使用的是卧式旋耕机，这类旋耕机的翻土效果很好，对于一些地面较硬的也能轻松破土，工作时可以同时达到破土、割根茎和让土地变平的目的。但是普通的旋耕机破土效果比较差，有些地方无法完成耕地，刀轴上容易缠绕杂草同时消耗的汽油较多。因此根据目前的情况来看又创新制造出立式和斜置式旋耕机，立式旋耕机主要是用来割断杂草植物根茎的，斜置式旋耕机是一种综合性的旋耕机，既可以翻土，又可以耕地，功能较为复杂，汽油消耗比较少，耕地的效果好是斜置式旋耕机一大优势。需要研究者对耕刀的形状和材料进行更合理的创新，探索新的模式。为了达到提高效率的目的，还需要研究者开发并制造出结合很多功能的大型农业器械。为了让国内大部分农民能接受新型旋耕机，还要降低旋耕机使用者的维修保养难度和费用。 第一个方案是，从零部件材料选择入手，对旋耕机的整体受力结构进行重新设计，尽最大努力做到延长旋耕机的使用寿命，最理想的就是能让旋耕机使用14到15年，并且同时减少使用者的维修保养次数；还有一个问题就是，国内的生产厂家较多，每家工厂制造的旋耕机零部件尺寸都不一样，不能做到通用，这就需要相关部门能出面规范一下，做到每个厂家生产的零部件都可替换使用，这样就可以做到资源再利用，大大提高环保意识；最后一个问题也很关键，就是目前国内专门维修旋耕机的门店很少，无法满足这么大的市场需求，这就严重影响了使用者的使用，所以相关部门可以鼓励各个生产厂家筹建专业维修门店，这样就方便了大众，提高了知名度，以后使用者想要更换零件，或者有操作难题时，就能及时得到解决。 社会现代化的逐步推进，以及这些科学技术衍生成果的实际使用，会让旋耕机的合理性更加大，效率更高。科学技术在不断改革更新，我们目前要考虑的问题就不同，从新兴事物的角度考虑，比如将智能系统，信息感应系统运用到旋耕机上。科技水平在进步，农业方面的现代化也在逐步踏上新征程，机械化程度更是逐年稳步上升，呈现出欣欣向荣的画面，这些都是顺应时代的产物，带来的好处也是不可忽略的，农业生产和收获效率明显增加，民以食为天，关乎到粮食收获就是大问题，然而经过这么长时间的实践使用，旧式旋耕机的缺点也逐渐被发现，尤其是在一些地形较复杂的区域，这些问题更加明显。进入21世纪以来，旧式旋耕机的不足被使用者强烈反映，这类旋耕机已经跟不上时代了，无法满足使用者的需求，无法满足我国的新政策的推行，甚至限制了中国农业方面的发展。旧式旋耕机等一系列的产品都无法自己产生动力，目前也没有好的解决办法，同时受到结构和尺寸的约束，功能就是耕地，配套零部件的范围是中、小型拖拉机，一些较大的旋耕机需要很大的功率，但是无法带动，不可以用于实际。以目前的生产链来看，动力输出轴强度不够，容易断裂；十字万向型的传动轴使用年限也不长；主要用于旱地的旧式旋耕机，要是碰到一些地形复杂的土地，耕地效果明显降低，达不到理想要求，生产产量随即降低，后果不堪设想，碰到杂草多的地方，还会缠绕，影响作业；旧式旋耕机的作业性能，已经不能与时代要求接轨，理应逐步退出历史舞台。 小型旋耕机各家各户都在用。面对这样的现象，耕地时间会大大延长，效率就会降低，农民的负担自然而然就上去了，水田工作无法看清水底刀片的运行轨迹，稍不注意就会使使用者受伤，这不符合生产目的。 1.2国外发展状况 西方国家以及亚洲一些地区的农业机械化程度较高，这些地区对旋耕机的改革创新已经有不少的时间，再加上地区地形，温度和湿度的不同，这些地区的旋耕机也有各自的优点。19世纪中间年代，美国这个国家有了3到4kw发动机带动的用于小面积耕地的旋耕机，20世纪30年代美国又开始实施以秸秆掩埋，残茬覆盖和免耕播种为核心的耕地政策。为适应保护性耕作的耕地模式，美国的新型旋耕机向着多种功能结合的方向发展。旋耕机可以在不同环境下发展，1930年以后，美国不满足于现状，开始将一些新出现的科技用在旋耕机上，使之效率有了很大的提高。比如GPS,GIS,RS技术。 1900年以后，日本从西方国家买入了可以在旱田里工作的旋耕机，之后随着国家实力的强大，日本又自主改进了旋耕机，创新出可以在水田里耕地的机种，同时又经过努力，降低了刀轴缠草的概率，这一概率的降低，很大程度的提高了旋耕机的使用效率。 目前来看，日本虽然国土稀少，但是对旋耕机的研究很用心。之后为了领先世界，日本又自主研发了可以反转的旋耕机，耕地的效率又有了很大的提高，一次作业的效果明显高于普通旋耕机，比普通旋耕机高出2到3倍。 旋耕机总体可分为两类： 一、卧式旋耕机 在其他机械化比较高的国家里，使用卧式旋耕机较多的国家就是国土稀少的日本，这些年以来出现的新产品主要有以下几种。 １.手扶无轮式旋耕机。刀轴安装在手扶拖拉机滚轴上，通过拖拉机动力带动直接带动刀片旋转，实现想要达到的目的，同时土壤也会带动机械往前走。这种机型结构简单、方便灵活、适用于树林间和大棚内的小地形作业。 ２.混层深耕机。横轴式旋耕机的耕刀会没入土地超过20cm以上，但是日本逆向思维，创新出了一种可没入土壤120cm深的旋耕机。 ３.自动避让偏置式旋耕机。刀轴可以自由伸缩改变并且改变角度，这一过程的实现需要用液压器来实现，造价较高，机器前方也有智能感应。作业过程中当智能感应感应到果树产生时，就会改变自动方向，防止破坏果树。 二、立式旋耕机 立式旋耕机系列的现有产品很多，大多数都是用在稻田里，为稻田服务，翻新土壤的效果比较好。耕刀进入土地的深度可以到20cm以上，最深的都能到28cm处，范围覆盖更广，拖拉机动力为44到51kw。社会生产力不断发展，国外旋耕机械主要有以下几个特点。 １.多品种、系列化，并向宽幅、高速、高效、低能耗、深耕深方向发展。外国的起步比中国早很多年，一百多年下来，研发出的旋耕机品种多种多样，国外的旋耕机品种多样，生产的方式也很独特。改进工作效率并且让操作更简单，正常使用时间比国内生产的旋耕机使用时间要多三分之一。另外要做的就是减少燃料的消耗，既要满足现代农业的生产要求，又要保证翻新土地与切断根茎结合工作的实际需要，设计出更加有效的翻土工作部件[1] 。 ２.新材料和先进制造技术普遍应用于旋耕机械。几十年的时间发展下来，旋耕机工作效率都更上一层楼。耕刀和传动部分是旋耕机的主要部分，合理的设计与组装决定了旋耕机的效率。外国有人对耕刀进行了研究，很大程度上增加了耕刀的锋利程度，对土壤的破坏程度大大提高，同时又增加了旋耕刀的使用寿命。 ３.改变旋耕机研究方向，争取更多功能同时进行的方向发展。世界上一些国家因地制宜，根据自己国家的土壤现状，不断创新耕地技术，创新出很多适用又可以大范围使用的旋耕机。 只有一种功能的旋耕机利用率不是很好，所以经常可以看到旋耕机与其他机械配合使用，或者自身改装零部件，形成翻新土地，切断根茎，施肥，播撒种子等同时行进的联合作业，大幅度提高了生产效率、减少了功耗、降低了作业成本。 4 .向适用于保护性耕作的少耕或者免耕型旋耕机械发展。保护土壤性耕作是一种以机械作业为主要手段，进行少耕和免耕，将耕作减少到能够满足种子发芽即可，主要使用农药来消灭病虫害的耕作方式。20世纪80年代以后，保护性耕作逐步推广应用到70多个国家。美国保护性耕作技术应用面积达到67690km2，占到总耕地面积60％；截止到2004年，巴西保护性耕作技术应用面积达到23100km2，占全国耕地总面积60%。许多国家如美国、澳大利亚等均根据保护性耕作的要求研发一系列旋耕机具。以后，随着保护性耕作进一步推广，旋耕机势必要向这一方向发展[1] 。 1.3主要问题 1.3.1大功率旋耕机的研究尚有空间 旋耕机运转功率直接影响旋转速度与耕地深度，耕地层次浅，很容易形成犁底层，影响植物根部的生长。目前国内的旋耕机在理论上实现了与大功率拖拉机配套作业，但实际上还有很多问题，主要受传动系统强度，结构形式等条件影响，国外已经克服了这一问题。 1.3.2作业性能无法满足当今社会需求 土壤翘空并且不实部分整地的质量较差，土壤的孔隙度大，保护肥沃保护水源保护温度性能较差；深翻入土效果差，完全达不到农民想要的要求，以至于影响后期的粮食或蔬菜的产量，都是当今旋耕机存在的主要问题。我国还未有过这样先进的想法，所以需要集思广益，加快我国的研发。 1.3.3旋耕机轴部件设计及材料使用 因为设计，环境和材料等硬性原因，我国自主研发的旋耕机在工作时，万向节和传动轴很容易断裂，或者弯曲，动力输出轴损坏，工作稳定性不稳定等普遍问题。这些问题如果解决，就会带来很大的收益，所以需要广大研究者更加努力。 新型种植业和农业艺术随着时代应运而生，相应的旋耕机传动结构整体设计的不符合实际，箱体过大，耕刀进入土壤深度不够等缺点，许多专业研究者及人民群众对于创新出质量好，功能多，燃料消耗少的旋耕机有很大的需求。 1.3.4发展构思 一、向更宽耕地幅度，较深耕地深度，高速运转，可持续发展等角度发展。 南方地区的水多，因此多种植水稻，土壤含水量较高，黏性较大，抗剪切抗压强能力比较高，附着力和摩擦力比旱地要大很多，因此需要速度快、力量大、耕地宽度大的大型旋耕机，以此来满足水稻集体种植集体收获的生产要求。 二、向一机多用化联合作业的方向发展 旋耕机、播种机、施肥机等机械都安装在一架拖拉机上，同时工作，就可以有多种功能结合配套同时进行的联合工作模式，可以很大程度上节省人力、物力、财力，将剩余资源发挥到其他地方。 三、小型旋耕机的需求量不断提高 近些年来我国温室大棚不断传播和树林果树行业不断发展，但是适用于这些环境的旋耕机还未研制，适用于大棚，树林等小空间的微小环保型旋耕机的创新研发就会是研究者以后研究方向。社会生产力需求不断增加，旋耕机和田园管理机等新型产品的研发也要跟上脚步，这会是一个契机，高速发展时期已经到来。 2.设计计算任务书 2.1方案确定 本次旋耕机选用功率37kw（大约有50马力），拖拉机作为动力来输出，通过动力输出轴，带动小圆柱锥齿轮，从而带动侧边圆柱齿轮，最后用链条带动刀轴转动，实现作业。工作幅度选为1.6m。耕深选为15cm。 关于旋耕机的传动部分设计，目前总体有两种方式，一种是中间传动带动刀轴旋转，第二种是由侧边传动带动刀轴工作，下面对这两种方案进行分析，确定这次方案的选择： 2.1.1第一种方案： 旋耕机的动力来源是拖拉机，经过一对直齿锥齿轮和一系列圆柱直齿轮将动力传送到刀轴。 刀轴之所以可以转动就是因为减速器和中间的三级齿轮传递动力，这种旋耕机优点很明显，但是缺点也很多，整体平衡性不稳定，齿轮下面的一大部分都无法安装耕刀，就无法干活，效率低下，然而很容易让他运转，加上材料使用较昂贵，现在的应用情况逐渐落伍。 2.1.2第二种方案： 拖拉机的发动机是动力源泉，由一根输出轴输出，经过一对直齿锥齿轮和两组链轮带动刀轴工作。正反转的实现通过改变直齿锥齿轮的啮合方式，速度的改变通过发动机的转速控制。这种方法填补了方案一的缺点，采用两端侧边传动，平衡性得到保证，而且刚性也得到了保证，不需要添加漏耕零件。所以这也是旋耕机的未来发展方向。 综上所述，本次设计选用方案二。 2.2适用范围： 此次旋耕机传动部分的设计通用于水田与旱田，且为地面较平整，面积较大的土地，主要目的就是通过土壤耕作可以起到松土，割断根茎，保持氧气充足的优点，有利于种子的发芽，提高成活率。提高旋耕机的工作效率，加强零件的强度是本次设计的注意点。旋耕机最主要的部分就是传动部分，传动部分的设计直接影响旋耕机的使用，所以这次的设计很有意义。 2.3初始数据计算 2.3.1转速 动力来源为拖拉机的发动机，发动机输出通过输出轴L1传送给旋耕机，再经过一对直齿锥齿轮Z1、Z2垂直改变方向，从而带动第二根轴L2上的直齿链轮Z3转动，进而带动链条，将力传输给与第三轴L3上连接的直齿链轮Z4，最后带动刀轴作业。 选择拖拉机输出功率为50马力（37kw），转速740r/min，刀轴转速选定为246.6r/min。因此总传动比为3。 2.3.2功率计算 旋耕机在旱地里消耗的功率较大，在水田作业里消耗较小，根据查找资料得到以下传动副效率，根据这些数据以及上述表格得出各部件功率、转速及扭矩： 各传动副效率为： 直齿锥齿轮η1=0.96 直齿链齿轮η2=0.96 滚珠轴承η3=0.98 球轴承η4=0.99 万向节η5=0.96 1.拖拉机动力输出轴的额定输出功率为： 由公式得，其额定输出功率为： P额=0.8N发=29.6kw n=740r/min 2.主动锥齿轮Z1的功率、扭矩和转速： P1=Pη5η1=29.6×0.96×0.96=27.27kw T1=9.55×106Pn=9.55×106×27.27740=3.5×105N*mm n1=740r/min 3.从动锥齿轮Z2的功率、扭矩和转速： P2=P1η1=27.27×0.96=26.18kw T2=9.55×106×P1n1=9.55×106×27.27740=3.5×105N∙mm n2=740r/min 主动直齿链轮与从动锥齿轮在一根轴上，因此功率、扭矩和转速相同。 4.从动链轮的功率、扭矩和转速： P3=P2η2=26.18×0.96=25.13kw T3=9.55×106×P2n2=9.55×106×25.13246.6=9.7×105N∙mm n3=246.6r/min 3.设计计算说明书 3.1第一对直齿锥齿轮的设计 材料选择45号钢（调质），齿面的硬度就是240HBW，齿数Z1=25 Z2=25*2=50 压力角α=20o 1.由公式d≥34KHtT1ΦR(1−0.5ΦR)2uZHZEZεσH2试算齿轮分度圆直径 1）确定公式中的各参数值 试选KHt=1.3，齿宽系数ΦR=0.3 ①计算重合度系数Zε 由分锥角 δ1=tan−1z1z2=tan−12550=26.56o δ2=90o-δ1=90o-26.56o=63.44o 得当量齿数 zv1=z1cosδ1=25cos26.56o=28.08 zv2=z2cosδ2=50cos63.44o=111.11 由此得到当量齿轮的重合度 αa1=cos−1zv1cosαzv1+2ℎa∗=cos−128.08×cos20o28.08+2×1=28.71o αa2=cos−1zv2cosαzv2+2ℎa∗=cos−1111.11×cos20o111.11+2×1=22.77o εαv=zv1tanαa1−tanα’+zv2tanαa2−tanα’2π=1.7 重合度系数 Zε=4−εαv3=4−1.73=0.88 ②查表得齿轮的弹性影响系数ZE=188MPa ③计算接触疲劳许用应力σH 查找资料得齿轮齿轮的接触疲劳极限为σHlim=550MPa 计算应力循环次数 N=60njLℎ=60×740×1×60000=2.66×109 接触疲劳寿命系数K=0.91,设失效概率为1%，安全系数S=1， 由公式得 σH=KσHlimS=0.91×5501=500.5MPa 2）代入上述分度圆直径公式 d≥34KHtT1ΦR(1−0.5ΦR)2uZHZEZεσH2=34×1.3×3.5×1050.3×1−0.5×0.32×1×2.5×188×0.88500.5= 190.705mm 2.调整锥齿轮分度圆直径 1）计算实际载荷系数前的数据准备 ①圆周速度v dm1=d1t1−0.5ΦR=190.705×1−0.5×0.3mm=162.1mm vm=πdm1n160×1000=3.14×162.1×74060×1000m/s=6.28m/s ②当量齿轮的齿宽系数Φd b=ΦRd1tu2+12=0.3×190.705×1+12=40.45mm Φd=bdm1=40.45162.1=0.25 2）计算实际载荷系数KH ①由表查得使用系数KA=1.75 ②根据vm=7.8m/s、8级精度（降低了一级），由图查得动载系数KV=1.13 ③直齿锥齿轮精度较低，取齿间载荷分配系数KHα=1 ④由查表用插值法查得7级精度、小齿轮悬臂布局时，得齿向载荷分布系数KHβ=1.104 由此，得到实际载荷系数 KH=KAKvKHαKHβ=1.75×1.13×1×1.104=2.18 3）按实际载荷系数算得的分度圆直径 d1H=d1t3KHKHt=190.705×32.181.104mm=239.25mm 3.按齿根弯曲疲劳强度设计 （1）试算模数 mt≥34KFtT1YεΦR1−0.5ΦR2z12u2+1YFaYSaσF 1）确定公式中的各参数值 ①试选KFt=1.3 ②重合系数 Yε=0.25+0.75εαv=0.25+0.751.7=0.69 ③计算YFaYSaσF 由表查得齿形系数YFa1=2.62、YFa2=2.32； 应力修正系数YSa1=1.59、YSa2=1.70。 由表查得齿轮的弯曲疲劳极限为σFlim=500MPa弯曲疲劳寿命系数KFN1=KFN2=0.85，取弯曲疲劳安全系数S=1.4，得 σF1=KKNσFlimS=0.85×5001.4=303.57MPa YFaYSaσF=2.62×1.59303.57=0.0137 σF2=KKNσFlimS=0.85×5001.4=303.57MPa YFaYSaσF=2.32×1.70303.57=0.0129 选择0.0137 2）试算模数 mt≥34KFtT1YεΦR1−0.5ΦR2z12u2+1YFaYSaσF=34×1.3×3.5×105×0.690.3×1−0.5×0.32×252×3×0.0137=4.18mm （2）调整齿轮模数 1）计算实际载荷系数前的数据准备 ①圆周速度v d1=m1z1=4.18×25=104.5mm dm1=d11−0.5ΦR=104.5×1−0.5×0.3=88.825mm vm=πdm1n160×1000=3.14×88.825×74060000=3.44m/s ②齿宽b b=ΦRd1u2+12=0.3×104.5×2+12=27.15mm Φd=bdm1=27.1588.825=0.31 ③齿宽与中点齿高之比： mm=m11−0.5ΦR=4.18×0.85=3.55mm ℎm=2ℎa∗+c∗mm=2×1+0.2×3.55=7.81mm bℎm=27.157.81=3.47 2）计算实际载荷系数KF ①根据v=3.44m/s，8级精度，由资料查得动载系数Kv=1.3。 ②直齿锥齿轮精度较低，取齿间载荷分配系数KFα=1。 ③由表用插值法查得KHβ=1.293,于是KFβ=1.262。则载荷系数为 KF=KAKvKFαKFβ=1×1.293×1.262×1.3=2.121 3)按实际载荷系数算得的齿轮模数 mF=mt3KFKFt=4.18×32.1211.3mm=4.92mm 选择模数mF=5mm 及相应的小齿轮分度圆直径 d1F=mFz1=5×25=125mm 算得齿轮齿数 z=d1Hm=239.255=47.85 取齿数z=48 4.几何尺寸计算 （1）计算分度圆直径 d1=z1m=48×5=240mm （2）计算分锥角 δ1=tan−1z1z2=tan−15454=26.5。 （3）计算齿轮宽度 b=ΦRd1u2+12=0.3×240×32=62.35mm 取b=62mm 6.主要设计结论 名称 代号 计算结果 小齿轮 大齿轮 分锥角 δ 26.56 63.44 齿顶高 ℎa 5 齿根高 ℎf 6 分度圆直径 d 240 480 齿顶圆直径 da 248.9 484.5 齿根圆直径 df 229.3 474.6 锥距 R 268.3 齿根角 θf 1.26 顶锥角 δa 27.8 64.7 根锥角 δf 25.3 62.2 顶隙 C 1 分度圆齿厚 s 7.85 当量齿厚 zv 53.7 214.7 齿宽 B 89 齿数z1=48 z2=96，模数m=5，压力角α=20度，分锥角δ=26.5度，齿宽b=62mm齿轮选用45钢（调质），齿轮精度7级。 3.2链轮组的设计 1.选择链轮齿数且确定传动比 试选链轮齿数Z3=20，传动比i=1.5，因此Z4=30。 2.计算当量的单排链计算功率Pca 根据链传动的工作情况、主动链轮齿数和链条排数，将链传动所传递的功率修正为当量的单排链计算功率 Pca=KAKZKPP 工作情况系数KA=1.9 主动链轮齿数系数KZ=0.35 多排链系数KP=1 Pca=KAKZKPP=1.9×0.351×25.13=16.71kw 3.确定链条型号和节距p 根据当量的单排链计算功率、单排链额定功率和主动链轮转速，查表可得链轮型号选为20A，由此可得节距p=31.75 4.计算链节数和中心距 初选中心距a0=30p=952， Lp0=2a0p+z1+z22+z2−z12π2pa0=84.98 为了避免使用过渡链节，应将计算出的链节数圆整为偶数 Lp=84 链传动的最大中心距为 查表得f1=0.24421 amax=f1p2Lp−z1+z2=914.93mm 5.计算链速v，确定润滑方式 v=z1n1p60×1000=2.609m/s 由资料显示，润滑方式选为定期人工润滑。 6.计算链传动作用在轴上的压轴力FP FP≈KFpFe=1.05Fe 7.链轮尺寸计算 Z3尺寸 分度圆直径 d=psin180z=31.750.156=203.52mm 齿顶圆直径 damin=d+p1−1.6z−d1=213.68mm damax=d+1.25p−d1=224.16mm 齿根圆直径 df=d−d1=184.47mm 齿高 ℎamin=0.5p−d1=6.35mm ℎamax=0.625p−0.5d1+0.8pz=11.59mm 最大齿侧凸缘直径 dg=pcot180z−1.04ℎ2−0.76=168.29mm re=50 ri=9.525 α=135.5° Z4尺寸 分度圆直径 d=psin180z=31.750.1=317.5mm 齿顶圆直径 damin=d+p1−1.6z−d1=328.61mm damax=d+1.25p−d1=338.14mm 齿根圆直径 df=d−d1=298.45mm 齿高 ℎamin=0.5p−d1=6.35mm ℎamax=0.625p−0.5d1+0.8pz=11.11mm 最大齿侧凸缘直径 dg=pcot180z−1.04ℎ2−0.76=269.48mm re=73 ri=9.525 α=137° 7.结论 链轮齿数Z3=20 Z4=30，滚子链型号选为20A，节距为p=31.75，中心距设为914mm，润滑方式选为定期人工润滑。 3.3轴的设计 3.3.1动力输入轴的设计 动力输入轴初始设计长度定为392mm，轴向定位由套筒和挡圈定位。 1.估计轴的基本直径 轴的材料选为45钢，做调质处理，估计直径d≤100，由资料查得σb=640MPa，C=118 d≥C3Pn=118×327.27740=39.26mm 2.轴的结构设计 （1）设计轴段直径设计 连接轴 轴承 轴肩 轴承 齿轮 直径/mm 35 40 47 40 60 （2）各轴段长度 连接轴 轴承 轴肩 轴承 齿轮 长度/mm 99 45.75 60.5 95 83 （3）剩余尺寸为了加工的时候方便，参照轴承的安装尺寸，轴上过渡圆角半径全部取r=1mm；轴端倒角为C2。 （4）齿轮和轴的周向定位采用平键连接。轴的直径查看表格得平键的截面b×ℎ=12mm×8mm，键长度选为25mm，为了保证齿轮与轴有良好的对中性，选择齿轮轮毂与轴的配合为H7n6，滚珠轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，选轴的直径尺寸公差为m6。 3.轴的受力分析 （1）求轴传递的转矩 T=9.55×105Pn=3.5×105N∗mm （2）求作用在齿轮上的力 已知直齿锥齿轮的分度圆直径为d=297.43mm Ft=2Td=2×3.5×105297.43=2353.49mm Fr=Fttanαcosβ=2353.49×tan20cos45=1211.41N Fa=Fttanβ=2354.49×tan45=2354.49N 3.3.2中间轴的设计 1.计算转矩 T=9.55×106Pn=3.4×105N∗mm 2.求作用在齿轮上的力 已知直齿锥齿轮的分度圆直径为d=297.43mm Ft=2Td=2×3.5×105297.43=2353.49mm Fr=Fttanαcosβ=2353.49×tan20cos45=1211.41N Fa=Fttanβ=2354.49×tan45=2354.49N 3.初步确定轴的最小直径 选取轴的材料为45钢，调质处理，取A0=112，于是得 dmin=A03Pn=112×326.18740=35.18mm 4.轴的结构设计 （1）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 链轮 锥齿轮 轴承 轴肩1 轴肩2 直径/mm 60 60 60 80 70 长度/mm 50 176.5 22 40 2.5 5.轴承的选择 轴承选用滚子轴承。根据轴承的受力分析，选择圆柱滚子轴承。轴承代号6212,尺寸为d×D×B=60×110×22mm。 6.齿轮的固定 锥齿轮的轴向固定用轴肩和套筒固定，直齿圆柱齿轮用套筒和螺栓紧固轴端挡圈。 周向定位都用平键固定。 7.求轴上的载荷 Ft1=2T1dm1=1432.8N Fr1=Ft1tanαcosδ1=233.2N 轴承之间的距离L1=1090mm，L2=630mm。 对中间轴进行力的分析 对A端进行力的校核： Ft1L1=FBt1L1+L2 得到FBt1=908N 对B端进行力的校核： Ft1L2=FAt1L1+L2 得到FAt1=525N 对A端进行力的校核： Fr1L1=FBr1L1+L2 得到FBr1=147.7N 对B端进行力的校核： Fr1L2=FAr1L1+L2 得到FAr1=85.4N 由公式 FB支=FBt12+FBr12 得到FB支=919N 由公式 FA支=FAt12+FAr12 得到FA支=531N 由此得到表格 载荷 水平面 垂直面 支反力F FAt1=525FBt1=908 FAr1=85.4FBr1=147.7 弯矩 MH=1561760 Mv=1580680 总弯矩 M1=15883646 扭矩 T=3.4×105 按照弯扭合成应力校核轴的强度 可以得到轴的应力计算 取α=0.6 αca=M12+αT32W=735.4MPa 3.3.3其他部件的基础设计 一、刀轴的设计 1.刀轴材料选择及连接方式 传动选用刚性传动，采用钢管材料制成。刀轴两端用轴承支撑，且能保证刀轴的转动， 2.旋耕机刀的设计 考虑到旋耕机在有秸秆和绿肥的黏重土壤中作业，选择弯刀刀刃，型号选为IT245，弯刀的工作幅宽b=50mm ℎ=50mm α=50° C1=4.0 C2=2.0。 3.刀座的设计 刀座的参数根据国家标准设计，间距b'=b+∆b=65mm，弯刀总数Z'=1000BZb'=72 二、挡土板的设计 挡土板采用凸弧形，挡土板与刀辊之间的间隙，前缘40mm，后缘80mm。 三、箱体的设计 旋耕机箱体为固定式机器，这种箱体需要强度高、形状不太复杂，因此材料选择铸钢。锻造方法选择铸造。 四、悬挂架 根据实际需要在箱体上焊接悬挂架。 4.使用说明书 1.这款旋耕机需要搭配起码50马力的拖拉机，否则无法让旋耕机正常运转，影响使用效果。 2.旋耕机轴承，齿轮，链轮等位置需要定期补充润滑剂 3.使用前要仔细检查耕刀，输出轴，刀轴，悬挂架等容易损坏的部位，如果有损坏的地方，需要及时维修，禁止接着使用。 4.如果长时间不用，要将旋耕机放在空气干燥的地方，尽量避免太阳的长时间照射。 5.结论 旋耕机传动部分的设计，是根据实际生产情况来构思的。这次设计主要是在普通侧边传动旋耕机的基础上进行设计,并添加了两端侧边传动的创新，既能耕地又能割断根系，还能保证受力均匀。设计的主要内容为：旋耕机的传动，侧边传动箱，箱体，刀辊，挡土板等部分。 通过创新，改进刀轴的耕地效果。在作业时，通过拆卸和改装，就能有其他不同的功能，就可以实现一机多功能的特点。旋耕机整体及侧边部分的设计解决了现有侧边传动旋耕机受力不均匀，结构设计不合理，使用寿命不长，材料选择较昂贵的种种缺点。 本设计的优点：采用侧边传动解决了中间土地无法充分松土的不足，采用两边同时侧边传动又解决了受力不均匀的不足，极大的降低了材料的成本，这种旋耕机方便拆卸，使用方法也很简单，可以用在多种农用机，密封性好；制造成本较低，更有利于大规模生产，更加适合推广。符合未来发展理念。 本设计的缺点：减速箱设计较大，可能成为负担，影响美观。 6.参考文献 [1] 杜兆辉,陈彦宇,张姬,韩绪明,耿爱军,张智龙.国内外旋耕机械发展现状与展望[J].中国农机化学报,2019,40(04):43-47. [2] 赵群喜,弋晓康,万畅,杨洪坤,李文春.旋耕机的研究现状与发展趋势探讨[J].农业机械,2017(02):102-104. [3] 赵群喜,王海霞,弋晓康,王磊元,秦翠兰,万畅.果园避障旋耕机的设计与试验分析[J].农机化研究,2022,44(01):97-100+106. [4] 鲁超宇,王凤花,赖庆辉,熊海辉,陈可凡,甘帅汇.基于知识工程的旋耕机智能设计系统研究与开发[J/OL].西北农林科技大学学报(自然科学版),2021(07):1-11[2021-05-20].https://doi.org/10.13207/j.cnki.jnwafu.2021.07.015. [5] 李再参,叶愈,蒲宏毅,黄建国.旋耕机机架结构优化设计[J].机电产品开发与创新,2020,33(06):55-56+63. [6] 王理想. 自平衡双轴旋耕水田平整机设计与试验研究[D].扬州大学,2020. [7] 王学军,陈振凯,郭燕,王丽霞,孔亮.旋耕机刀轴装配压装机构的设计[J].拖拉机与农用运输车,2020,47(02):48-50. [8] 张义胜,王维.旋耕机刀轴刀库螺栓连接结构的研究探讨[J].农机使用与维修,2019(12):16-18. [9] 李自强.灭茬旋耕机上悬挂架的研制[J].农业机械,2019(01):96-97. [10] 林静,张桐嘉,陈彬,韩巍,吕秋立,王佳琦.深松灭茬旋耕起垄联合作业机设计与试验[J].农业机械学报,2019,50(02):28-39. [11] 王健,张秀花,张江红.果园旋耕机的研究现状与分析[J].河北农机,2021(03):22-23. 7.致谢 时光荏苒，在经过三个月的设计后，在老师的悉心指导下，我完成了旋耕机的传动部分的设计，这段时光是我本科大学最后的忙碌时间，也很充实，期间还完成了我的研究生考试复试，心情溢于言表，加上毕业设计，这段时间我确实得到了很多的磨练，心境变得更加成熟，这段时光会使我很难忘。 能完成这次毕业设计，我要在此感谢我的指导老师老师、我的父母、以及那些默默帮助过我的人。每次遇到难题，都是老师给我解惑，仔细讲解问题，使我收获匪浅，从而让我能尽快的完成本次设计。还有我的父母，是他们的辛勤劳动才能让我幸福的度过美好的大学生活，我想对他们说一声辛苦了，爸爸妈妈！ 当然，在此我也要感谢同学，在我大学最后的阶段出现在我的人生中，给予我很多正能量，时常督促我完成毕业设计，在我苦恼的时候给我快乐，并且成为了我，人生很短，未来还长，我们并不会结束，我会好好珍惜。再次感谢你的宽容与善良。 在大学的四年，经历了很多，学到了很多，也有了很多的变化，但初心未变，在未来的日子里，我会一直努力，让自己变好，变优秀。