旋耕滅茬機總體結(jié)構(gòu)設(shè)計說明書

1、<p><b>　　目 錄</b></p><p>　　摘要……………………………………………………………………………………… Ⅰ</p><p>　　Abstract ………………………………………………………………………………… Ⅱ第1章 緒論……………………………………………………………………………1</p><p>　　1.

2、1 旋耕滅茬機理論和意義………………………………………………………… 1</p><p>　　1.2 旋耕滅茬機的現(xiàn)狀……………………………………………………………… 2</p><p>　　第2章旋耕滅茬機總體傳動方案的確定……………………………………………4</p><p>　　2.1 旋耕滅茬機總體傳動方案的擬定……………………………………………… 4<

3、/p><p>　　2.2 旋耕滅茬機總體傳動方案的選擇……………………………………………… 4</p><p>　　2.3 方案對比分析…………………………………………………………………… 6 2.4 本章小結(jié)……………………………………………………………………………7</p><p>　　第3章旋耕滅茬機總體運動計算……………………………………………………8&

4、lt;/p><p>　　3.1旋耕滅茬機總體傳動組成 ……………………………………………………8</p><p>　　3.2旋耕滅茬機總體動力計算……………………………………………………8</p><p>　　3.3 旋耕滅茬機總體動力分配………………………………………………………9</p><p>　　3.4 本章小結(jié)…………………………………

5、………………………………………11</p><p>　　第4章主要零件的強度校核………………………………………………………12</p><p>　　4.1 直齒圓柱齒輪的強度計算………………………………………………………12</p><p>　　4.1.1 直齒圓柱齒輪的材料、精度和齒數(shù)選擇…………………………………… 12</p><p>

6、　　4.1.2 直齒圓柱齒輪的主要強度的計算……………………………………………12</p><p>　　4.1.3第一對直齒圓柱齒輪的主要參數(shù)的計算……………………………………14</p><p>　　4.1.4第二對直齒圓柱齒輪的主要參數(shù)的計算……………………………………16</p><p>　　4.1.5錐齒輪的參數(shù)計算………………………………………………………

7、……17</p><p>　　4.2 軸的選擇及計算…………………………………………………………………22 </p><p>　　4.2.1第II軸的設(shè)計及校核………………………………………………………22</p><p>　　4.2.2第IV軸的設(shè)計及校核………………………………………………………25</p><p>　　4.3軸承的選擇

8、………………………………………………………………………31</p><p>　　4.3.1第II軸上的軸承壽命計算……………………………………………………31</p><p>　　4.3.2第V軸上的軸承壽命計算……………………………………………………31</p><p>　　4.4本章小結(jié) …………………………………………………………………………32</p&

9、gt;<p>　　結(jié)論………………………………………………………………………………………33</p><p>　　參考文獻 ………………………………………………………………………………34</p><p>　　致謝………………………………………………………………………………………35</p><p><b>　　摘 要</b>

10、;</p><p>　　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。</p><p>　　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

11、設(shè)計,使之既能旋耕又能滅薦，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。</p><p>　　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(dāng)?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。旋耕滅茬積及總體側(cè)邊轉(zhuǎn)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。</p><p>　　

12、關(guān)鍵詞：滅茬機；旋耕機；側(cè)邊傳動裝置；刀輥軸；壓耕</p><p><b>　　ABSTRACT</b></p><p>　　Rotary Tillage Stubble Cleaner .The traditional farming, machinery, farming, the double major reform mode. It is MieCha ma

13、chine, using rototiller, matched machine joint preparation of a one-time tractor cultivated technique. Now the straw returning to earth have sophisticated technology. But for the root, especially for the treatment of cor

14、n crop root. Farmers are still a problem</p><p>　　Design subject rotary tillage stubble cleaner overall for Model and transmission device design by the side, stem from production reality. Is it is it design

15、to improve on the basis of ordinary horizontal rotary tillage machine mainly to design originally, make their can rotary tillage can is it recommend to kill also , in order to realize one machine multi-purpose. The main

16、content designed is: Overall conceptual design , drawing the state job general drawing of the stubble-cleaning , designing </p><p>　　Design through improving, increase the rotational speed of the axle of one

17、 one hundred sheets of rollers and change direction. While working, through proper dismantlement and repacking , can realize the homework of different functions , in order to be up to a machine multi-functional purpose .

18、</p><p>　　Can only solve rotary tillage not existing of rotary tillage of stubble-cleaning of realizations of subject but stubble cleaner can only stubble-cleaning can problem of rotary tillage. This subject

19、 is novel and practical, there is greater improvement technically , have very great market prospects.</p><p>　　Keywords: Rotary Tillage； Stubble Cleaner ; Transmission Device By The Side; Axle Of One Hundred

20、 Sheets Of Rollers；Pressure Tillage.</p><p><b>　　第1章 緒 論</b></p><p>　　1.1旋耕滅茬機理論和意義</p><p>　　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

21、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。</p><p>　　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拉機所進行的一次性耕地作業(yè)

22、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22～26mm,留茬高度約100mm，主根地表下沉深度50～60mm，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200～250mm。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

23、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(yán)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清理出農(nóng)田。這種方式不僅費時費力，而且嚴(yán)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0．75％、磷0．60％、鉀0．9％。若每公頃還田的根茬干物質(zhì)為1200kg，則相當(dāng)于施含5％的優(yōu)質(zhì)農(nóng)家肥19．5 t。</p><p>　　2

24、0世紀(jì)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30％～40％的切割阻力。對于細軟的小麥、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

25、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

26、機、旋耕滅茬機、深松旋耕滅茬機以及聯(lián)合整地機等。</p><p>　　1.2旋耕滅茬機現(xiàn)狀</p><p>　　我國北方旱作地區(qū)已推廣的玉米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

27、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100～120mm。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(dāng)秸稈留茬為300～400mm時，正轉(zhuǎn)旋耕滅茬機作業(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，

28、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</p><p>　　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200萬臺，旋耕機在

29、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。</p><p>　　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(jì)初，日本從歐洲引進旱田旋耕機后，經(jīng)

30、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。</p><p>　　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，目前只有部分灌溉和耕種設(shè)備實現(xiàn)了機械作業(yè)。考慮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。</p><p>　　旋耕滅茬機可與33～40

31、.4kw(45～50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)。</p><p>　　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)。</p><p>　　我在本設(shè)計中研究旋耕機的主要內(nèi)容：</p><p&g

32、t;　　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。</p><p>　　拖拉機佩帶旋耕機滅茬機作業(yè),使用1～3檔前進速度，其中旋耕機滅茬時使用1～2檔，旋耕時使用3檔；</p><p>　　刀棍轉(zhuǎn)速:正轉(zhuǎn) :200r/min左右(旋耕) 400～500r/min(破垡)</p><p>　　反轉(zhuǎn) :200r/min左右(

33、埋青 滅茬)</p><p>　　最大設(shè)計耕深14cm，根據(jù)同類旋耕機類比，設(shè)計寬幅為1.6～1.7m。</p><p>　　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(dāng)?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(dāng)需要旋耕時，采用200r/min左右的正旋作業(yè)；當(dāng)需要破垡和水田耕整時，采用500r/min左右的正旋作業(yè)；當(dāng)需要埋青和滅茬時，

34、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而滅茬機又只能滅茬不能旋耕的問題。</p><p>　　第2章 旋耕滅茬機總體方案的確定</p><p>　　2.1旋耕滅茬機總體傳動方案的擬定</p><p>　　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

35、方案滿足如下性能、性質(zhì)參數(shù)要求如下：</p><p>　　①刀軸轉(zhuǎn)速：正轉(zhuǎn)：200r/min左右（旋耕） 500r/min左右（破垡）</p><p>　　反轉(zhuǎn)：200 r/min左右（埋青 滅茬）</p><p>　　②設(shè)計耕深 14cm（最大設(shè)計耕深）</p><p>　?、酃ぷ鞣鶎?1.6m</p><p>&l

36、t;b>　?、芗夹g(shù)： </b></p><p>　?。?）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150～250mm，此時萬向傳動軸角度不得大于30°。切斷動力后，旋耕滅茬機最大提升高度達刀端離地250mm以上。</p><p>　?。?）要求旋耕、滅茬作業(yè)能覆蓋拖拉機輪轍，當(dāng)幅寬小于拖拉機輪距外

37、緣時，可采用偏配置。</p><p>　?。?）要求結(jié)構(gòu)簡單可靠，保證各項性能指標(biāo)。</p><p>　?。?）設(shè)計時考慮加工工藝性和裝配工藝性，盡量使用標(biāo)準(zhǔn)件、通用件，以降低制造成本。</p><p>　　2.2旋耕滅茬機總傳動方案的選擇</p><p>　　為了使設(shè)計的施耕機既能滿足多項指標(biāo)，又能結(jié)構(gòu)合理，造價低，在市場上具有一定的先進性

38、為此擬定二套方案對此進行分析：</p><p><b>　　方案1</b></p><p>　　圖2.1傳動方案一正轉(zhuǎn)</p><p>　　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：</p><p>　　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)，正反轉(zhuǎn)通過

39、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）</p><p>　　圖2.2傳動方案一反轉(zhuǎn)</p><p><b>　　方案2</b></p><p>　　圖2.3傳動方案二正轉(zhuǎn)&l

40、t;/p><p>　　圖2.4傳動方案二反轉(zhuǎn)</p><p>　　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)。</p><p><b>　　2.3方案對比分析</b>&l

41、t;/p><p>　　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，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。</p><p>　　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。&l

42、t;/p><p>　　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。</p><p><b>　　2.4本章小結(jié)</b></p><p>　　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

43、步 過程的順利，使我們能夠更好的設(shè)計傳動部件。</p><p>　　第3章 旋耕滅茬機總體運動計算</p><p>　　3.1旋耕滅茬機總體傳動組成</p><p>　　由農(nóng)用機提供動力源通過Ⅰ軸傳遞，再經(jīng)直齒錐齒輪Z1 、Z2改變運動方向，再由Ⅱ軸的傳遞至側(cè)箱體中，由Z3、Z4 、Z5傳遞到齒輪Z6 再由Ⅴ軸帶動刀具實現(xiàn)旋耕、滅茬功能。</p>&l

44、t;p>　　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。</p><p>　　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。</p><p>　　表3.1 齒數(shù)、轉(zhuǎn)速與傳動比</p><p>　　表3.2齒數(shù)、轉(zhuǎn)速與傳動比&l

45、t;/p><p>　　3.2旋耕滅茬機總體動力計算</p><p>　　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(dāng)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。</p><p&g

46、t;<b>　　各傳動副效率</b></p><p>　　圓錐齒輪傳動 η1=0.96</p><p>　　圓柱齒輪 η2=0.96</p><p>　　滾柱軸承 η3=0.98</p><p>　　球軸承

47、 η4=0.99</p><p>　　萬向節(jié) η5=0.96</p><p>　　3.3旋耕滅茬機總體動力分配</p><p>　　拖拉機動力輸出軸的額定輸出功率：</p><p>　　根據(jù)有關(guān)資料和經(jīng)驗估算，其額定輸出功率為：</p><p>

48、　　P額=0.8 N發(fā) （3.1）</p><p><b>　　=29.40KW</b></p><p>　　n=734r/min</p><p>　　第一軸及小錐齒輪Z的功率、轉(zhuǎn)速和扭矩：</p><p>　　P1=KW

49、 （3.2）</p><p>　　n1=734 r/min</p><p>　　T1=9.55×106 （3.3）</p><p><b>　　N?mm</b></p><p><b>　　PZ1=KW&

50、lt;/b></p><p>　　nZ1=734r/min</p><p><b>　　TZ1= N?mm</b></p><p>　　大錐齒輪Z2的功率、轉(zhuǎn)速和扭矩為：</p><p>　　Pz2=Pz1·KW （3.4）</p><p>

51、;<b>　　nz2=</b></p><p>　　TZ2= N ·mm （3.5）</p><p>　　第二軸的功率、轉(zhuǎn)速和扭矩為：</p><p>　　pⅡ=PZ2KW （3.6）</p><p>　　nⅡ=nZ2=343r/min</p><

52、p>　　TⅡ=9.55 N ·mm （3.7）</p><p>　　第二軸Z3齒輪功率、轉(zhuǎn)速和扭矩為：</p><p>　　PZ3= pⅡ=26.02KW</p><p>　　nZ3=nⅡ=343r/min</p><p>　　TZ3=TⅡ=7.24×106 N ·mm</p><

53、p><b>　　第Ⅲ軸Z4齒輪功率</b></p><p><b>　　PZ4=</b></p><p>　　第Ⅲ軸（惰輪軸）不傳遞扭矩，故不校核：</p><p><b>　　第Ⅳ軸Z5齒輪功率</b></p><p><b>　　PZ5=PZ4</b&

54、gt;</p><p>　　第Ⅳ軸（惰輪軸）的傳遞扭矩，故不校核</p><p>　　刀軸Z6齒輪功率、轉(zhuǎn)速和扭矩為：</p><p>　　PZ6=P Z5 （3.8）</p><p><b>　　N?mm</b></p><p><b>　　（3.9）</b

55、></p><p>　　刀軸的功率、轉(zhuǎn)速和扭矩為：</p><p><b>　　KW</b></p><p><b>　　T N?mm</b></p><p>　　表3.3各軸扭矩、轉(zhuǎn)速、功率</p><p><b>　　3.4本章小結(jié)</b>&l

56、t;/p><p>　　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。</p><p>　　第4章主要零件的強度校核</p><p>　　4.1 直齒圓柱齒輪的強度計算</p><p>　　4.1.1直齒圓柱齒輪的材料、精度和齒數(shù)選擇</

57、p><p>　　根據(jù)同類型結(jié)構(gòu)，大小齒輪構(gòu)造選用20CrMnTi表面滲碳后淬火，硬度選用56~62HRC齒輪精度用8級，輪齒表面粗糙度為Ra1.6</p><p>　　硬齒面閉式傳動，失效形式為點蝕</p><p>　　Z3=15 Z4=23</p><p>　　i= （4.1）&l

58、t;/p><p>　　4.1.2直齒圓柱齒輪的主要強度的計算</p><p>　　設(shè)計準(zhǔn)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；</p><p>　　按齒面接觸疲勞強度設(shè)計；</p><p><b>　?。?.2）</b></p><p><b>　　（4.3）</b

59、></p><p>　　選取材料的接觸疲勞極限應(yīng)力為：</p><p>　　選取材料的彎曲勞極限應(yīng)力為：</p><p><b>　　應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N</b></p><p><b>　?。?.5）</b></p><p><b>　　計算得</b>

60、</p><p>　　則 （4.6）</p><p><b>　　接觸疲勞壽命系數(shù)</b></p><p>　　ZN1=1 ZN2=1</p><p>　　彎曲疲勞壽命系數(shù)YN1=YN2=1</p><p>　　查得接觸疲勞安全系數(shù)SH

61、min=1, 彎曲疲勞安全系數(shù)SHmin=1.4,又YST=2.0,試選Kt=1.3;</p><p>　　求許用接觸應(yīng)力和彎曲應(yīng)力；</p><p>　　MPa （4.7）</p><p>　　MPa （4.8）</p><p>　　MPa （4.9）</p><p>　　MPa （

62、4.10）</p><p><b>　?。?.11）</b></p><p><b>　　mm</b></p><p><b>　?。?.12）</b></p><p><b>　　?。?lt;/b></p><p><b>　

63、　KV=1.03</b></p><p><b>　　KA=1.35</b></p><p><b>　　，</b></p><p><b>　?。?.13）</b></p><p><b>　　修正</b></p><p&

64、gt;　　mm （4.14）</p><p>　　mm （4.15）</p><p>　　取得標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)m=7mm；</p><p>　　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

65、位齒輪（正變位）。</p><p>　　4.1.3第一對直齒圓柱齒輪的主要參數(shù)的計算</p><p>　　查表12.7得 總變位X=0.80mm</p><p>　　根據(jù)類比得X3=0.28mm X4=0.52mm</p><p>　　分度圓直徑 mm</p><p><b>　

66、　mm</b></p><p>　　壓力角 </p><p>　　嚙合角 </p><p>　　中心距變動系數(shù) </p><p>　　中心距 mm</p><p>　　齒高變動系數(shù) mm</p>&

67、lt;p>　　齒數(shù)比 </p><p>　　節(jié)圓直徑 mm</p><p><b>　　mm</b></p><p>　　齒頂高 mm</p><p><b>　　mm</b></p><p>

68、　　齒根高 mm</p><p><b>　　mm</b></p><p>　　全齒高 mm</p><p><b>　　mm</b></p><p>　　齒頂圓直徑 mm</p><p><b

69、>　　mm</b></p><p>　　齒根圓直徑 mm</p><p><b>　　mm</b></p><p>　　公法線長度 mm mm</p><p>　　跨測齒數(shù) k3=2 k4=

70、3</p><p>　　固定弦齒厚 mm mm</p><p>　　固定弦齒高 mm</p><p>　　第Ⅳ個支持圓柱齒輪結(jié)構(gòu)設(shè)計如圖4.1所示。</p><p>　　圖4.1直齒圓柱齒輪結(jié)構(gòu)圖</p><p>　　4.1.4第二對直齒圓柱

71、齒輪的主要參數(shù)的計算</p><p>　　由參考文獻[5]表12.7得 總變位X=0.87mm</p><p>　　根據(jù)類比得X5=X4=0.52mm X6=0.35mm</p><p>　　分度圓直徑 mm</p><p><b>　　mm</b></p><p>

72、　　壓力角 </p><p>　　嚙合角 </p><p>　　中心距變動系數(shù) </p><p>　　中心距 mm</p><p>　　齒高變動系數(shù) mm</p><p>　　齒數(shù)比 </

73、p><p>　　節(jié)圓直徑 mm</p><p><b>　　mm</b></p><p>　　齒頂高 mm</p><p>　　齒根高 mm</p><p>　　全齒高 mm</p>

74、<p>　　齒頂圓直徑 mm</p><p>　　齒根圓直徑 mm</p><p>　　公法線長度 mm </p><p>　　跨測齒數(shù) k6=3 </p><p>　　固定弦齒厚 mm

75、 </p><p>　　固定弦齒高 mm </p><p>　　4.1.5錐齒輪的參數(shù)計算</p><p>　　由參考文獻[5]表5.1查得45鋼硬度為217～255HBS，取硬度為225～255HBS。</p><p>　　大齒輪選用45鋼調(diào)制處理。</p><p>　　

76、硬度為162～217HBS，取190～217HBS。</p><p>　　齒輪精度等級為7級。</p><p>　　按齒面接觸疲勞強度設(shè)計計算（由參考文獻[5]公式5.54）</p><p>　　dmm （4.16）</p><p>　　式中=9.55 N.m =360N.m</p>

77、<p>　　初選載荷系數(shù)=1.65</p><p>　　節(jié)點區(qū)域系數(shù)： = （4.17）</p><p>　?。ㄓ晌墨I[5]表5.5）得，彈性系數(shù) </p><p><b>　　MPa</b></p><p><b>　　取齒寬系數(shù)</b></p>

78、<p>　　文獻[5]圖5.16得：</p><p><b>　　MPa，MPa</b></p><p>　　由文獻[5]式5.28得：</p><p>　　[]= = 0.9×575MPa=517.5MPa （4.18）</p><p>　　[]==0.9×550MPa=49

79、5MPa （4.19）</p><p>　　dmm （4.20）</p><p><b>　　124.5mm</b></p><p><b>　　μ=i=2.14</b></p><p><b>　　齒輪數(shù)取=14;</b>&

80、lt;/p><p><b>　　=μ</b></p><p>　　=2.14×14=29.96</p><p><b>　　取=30</b></p><p>　　實際傳動比和理論值相同。</p><p>　　m=124.5/14=8.8

81、 (4.21)</p><p><b>　　取標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)m=9</b></p><p>　　=9×14=126mm (4.22)</p><p><b>　　mm</b></p><p>　　由文獻[5]表5.3得使用系數(shù)=1.00</p

82、><p>　　由文獻[5]圖5.4得動載系數(shù)=1.00</p><p>　　==mm （4.23）</p><p><b>　　mm取45mm</b></p><p>　　計算錐齒輪的分度圓錐角：</p><p><b>　　(4.24)</b></p>

83、;<p><b>　　齒頂圓直徑，： </b></p><p>　　= (4.25)</p><p>　　= 126+2×1×9</p><p><b>　　=142.31mm</b></p><p><b>　　

84、(4.26)</b></p><p>　　=270+2×1×9</p><p><b>　　=277.61mm</b></p><p><b>　　齒根圓直徑，：</b></p><p>　　= (4.27)</p>

85、;<p>　　=126-2×（1+0.2）×9</p><p><b>　　=106.43mm</b></p><p>　　= (4.28)</p><p>　　=270–2×（1+0.2）×9</p><p><b&g

86、t;　　=262.31mm</b></p><p><b>　　齒頂角的計算，：</b></p><p>　　= (4.29)</p><p><b>　　==</b></p><p><b>　　齒根角，</b></p>&l

87、t;p>　　== (4.30)</p><p><b>　　==</b></p><p><b>　　頂錐角，</b></p><p>　　=+ (4.31)</p><p>　　=(25.01+3.45)°&l

88、t;/p><p><b>　　=28.4669°</b></p><p><b>　　=+</b></p><p>　　=（64.98+4.15）°</p><p><b>　　=69.13°</b></p><p>　　小齒輪

89、圓中點分度圓直徑</p><p>　　=（1-0.5b/R） (4.32)</p><p>　　=126×（1-0.5×45/148.97）</p><p><b>　　=143.7mm</b></p><p><b>　　運算圓周速度</b>

90、;</p><p>　　= (4.33)</p><p><b>　　=</b></p><p><b>　　=5.5m/s</b></p><p>　　由表選擇7級精度合宜</p><p>　　校核齒根彎曲疲勞強度</p&g

91、t;<p><b>　　(4.34)</b></p><p><b>　　當(dāng)量齒數(shù),</b></p><p>　　計算錐齒輪的速度系數(shù)</p><p>　　Z===15.45 (4.35)</p><p><b>　　Z===90.9</b&

92、gt;</p><p>　　由Z和Z查 [5]表12.8得： </p><p><b>　　=4.05</b></p><p><b>　　=3.85</b></p><p>　　由文獻[6]圖5.14外齒輪齒形系數(shù)：</p><p>　　Z＜90，所以 =1.05

93、 =1.05×4.05=4.25，</p><p>　　Z＞90，所以 =1.10 =1.10×3.85=4.24</p><p>　　由文獻[6]圖5.18b齒根疲勞彎曲極限：</p><p><b>　　=230MPa，</b></p><p><b>　　=210MP

94、a</b></p><p>　　由文獻[6]式5.31：</p><p>　　[]=1.14=1.4×230=322MPa （4.36）</p><p>　　[]=1.4=1.4×210=294MPa （4.37）</p><p>　　= MP

95、a (4.38)</p><p><b>　　=</b></p><p><b>　　=242.32安全</b></p><p>　　= (4.39)</p><p>　　=242.32×4.24/4.

96、25</p><p>　　=241.75 安全</p><p><b>　　錐齒輪主要參數(shù)：</b></p><p>　　傳動比 i=2.14</p><p>　　齒數(shù) Z=14 Z=30</p><p>　　分度圓直

97、徑 =126mm =270mm</p><p>　　齒型系數(shù) h=1 c=0.2 =20</p><p><b>　　錐距</b></p><p>　　==mm (4.40)</p><p>　　圖 4.2大錐齒輪結(jié)構(gòu)圖</p>

98、<p>　　4.2軸的選擇及計算</p><p>　　4.2.1第II軸的設(shè)計及校核</p><p>　　1.估算軸的基本直徑</p><p>　　選用45鋼調(diào)制處理，估計直徑d≤100由參考文獻[5]表11.11表查得=650MPa ,表11.3，C=118</p><p>　　d ≥=118×=39.56mm

99、 (4.41)</p><p><b>　　2.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計</b></p><p>　　表4.1初定各軸段直徑</p><p>　　表4.2確定各軸段長度</p><p>　?。?）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。</p>&

100、lt;p>　?。?）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C2</p><p><b>　　3軸的受力分析</b></p><p>　　（1）求軸傳遞的轉(zhuǎn)矩</p><p>　　T= N·mm (4.42)</p><p>　　(2)求軸上的作

101、用力</p><p><b>　　齒輪的切向力</b></p><p>　　N (4.43)</p><p><b>　　(4.44)</b></p><p><b>　　齒輪上徑向力</b></p><p>　　N (4

102、.45)</p><p><b>　　齒輪上的軸向力</b></p><p>　　=13790.5/cos20°12958.83N (4.46)</p><p><b>　　(3)各點受彎矩</b></p><p>　　30240.75N (4.47)</p>

103、;<p>　　153100.85N (4.48)</p><p>　　=6440×30.5+×740-13790.5×770.5=0</p><p><b>　　=14093.5N</b></p><p><b>　　同理以C點為支點</b></p>&l

104、t;p><b>　　=6137.0N</b></p><p><b>　　由圖可知</b></p><p>　　T=7.24×N?mm</p><p>　?。?）按當(dāng)量彎矩校核軸的強度</p><p>　　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

105、。截面B的當(dāng)量彎矩為</p><p>　　N?mm (4.49)</p><p>　　由[5]圖11.4查得，對于45號鋼MPa，其中MPa,故按[5]（11-3）得</p><p>　　MPa=35.78MPa＜MPa (4.50)</p><p><b>　　因此，軸的強度夠</b></p>

106、<p>　　圖4.3傳動軸的強度計算</p><p>　　圖4.4傳動軸結(jié)構(gòu)圖</p><p>　　4.2.2第IV根軸的設(shè)計及校核</p><p><b>　　1估算軸的基本直徑</b></p><p>　　選用45鋼，調(diào)制處理，估計值徑d≤100mm由[5]表查的=650MPa,查[5]表11-3，C=

107、118</p><p>　　d ≥=118×=39.56mm (4.51)</p><p><b>　　2軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計</b></p><p>　　表4.3初定各軸段直徑</p><p>　　表4.4確定各軸段長度</p><p>　?。?）傳動零件的軸向固定

108、齒輪處采用A型普通平鍵，齒輪處鍵A12×30GB/T1096-2003。</p><p>　?。?）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。</p><p><b>　　3軸的受力分析</b></p><p>　?。?）求軸的傳遞的轉(zhuǎn)矩</p><

109、;p><b>　　由（3.9）得</b></p><p>　　N·mm （4.52）</p><p>　　(2)求軸上的作用力</p><p>　　N （4.53）</p><p><b>　　齒輪上的徑向力</b></p><p&g

110、t;　　=4396N (4.54)</p><p>　　=2256N (4.55)</p><p><b>　　齒輪上的軸向力</b></p><p>　　由于刀在軸上成對稱分布所以取=0</p><p>　?。?）確定軸的跨距參看[5]圖11-12。并查的32212型軸承的

111、α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</p><p>　　（1/2×1629+30-25）mm=839mm</p><p>　　4按當(dāng)量彎矩校核軸的強度</p><p>　?。?）做軸的空間受力簡圖（見圖4.5b）</p><p>　　（2）作水平面受力圖及彎矩圖（見圖4.5c）</p>

112、<p>　　N (4.56)</p><p>　　=2563N (4.57)</p><p>　　=2075×839=1741×N?mm (4.58)</p><p><b>　　因為=0</b></p><p>　　所以 =1

113、741×N?mm</p><p>　　=4396×46=202×N?mm</p><p>　?。?）做垂直受力圖及彎矩圖（圖4.5d）</p><p>　　N (4.59)</p><p>　　N (4.60)</p><p><b>　　N?mm<

114、/b></p><p><b>　　N?mm</b></p><p>　　（4）做合成彎矩M圖（圖4.5e）</p><p>　　N?mm (4.61)</p><p>　　N?mm (4.62)</p><p>　　作轉(zhuǎn)矩T圖（4.1f）</p><

115、;p><b>　　N?mm</b></p><p>　　按當(dāng)量彎矩校核軸的強度</p><p>　　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(dāng)量彎矩為</p><p><b>　　N?mm</b></p><p>　　由[5]表1

116、1 .4查得，對于45號鋼MPa，其中MPa,故按[5]得</p><p>　　MPa=52.15MPa＜MPa (4.63)</p><p><b>　　因此，軸的強度夠。</b></p><p>　　圖4.5刀軸的強度計算</p><p>　　通過計算 刀軸結(jié)構(gòu)如圖4.6所示</p><p

117、><b>　　圖4.6刀軸結(jié)構(gòu)圖</b></p><p>　　在側(cè)邊齒輪箱中的第Ⅲ軸、第Ⅳ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。</p><p>　　圖4.7中間軸結(jié)構(gòu)圖</p><p>　　本設(shè)計對第Ⅲ軸、第Ⅳ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)濟性和實用性上進行考慮，只需選用45號鋼，進行

118、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；</p><p>　　查的=650MPa ,取C=120</p><p>　　d ≥=120×=39.8mm (4.64)</p><p>　　取標(biāo)準(zhǔn)直徑的d=40mm</p><p>　　表4.5確定各軸段直徑</p><p&g

119、t;　　表4.6確定各軸段長度</p><p>　?。?）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。</p><p>　?。?）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。</p><p><b>　　4.3軸承的選擇<

120、;/b></p><p>　　4.3.1第II軸上的軸承壽命計算</p><p><b>　　軸承驗算</b></p><p>　?。?）計算軸承的當(dāng)量動載荷</p><p>　　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</p><p>　　由文

121、獻[5]表9.4溫度系數(shù) =1.0</p><p>　　由文獻[5]表9.7沖擊載荷系數(shù) </p><p>　　由文獻[5]表7.2.16得 N N</p><p>　　由查文獻[5]表9.6得=0.35</p><p>　　查文獻[5]表9.6得—軸向系數(shù)，—徑向系數(shù)</p><p>　　由

122、文獻[5]式9.10</p><p>　　N (4.65)</p><p><b>　　（2）驗算軸承壽命</b></p><p>　　由文獻[5]式（9.6）</p><p>　　=16000h (4.66)</p><p>　　4.3.2第V軸上的軸承壽命計算

123、</p><p><b>　　軸承驗算</b></p><p>　　（1）計算軸承的當(dāng)量動載荷</p><p>　　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</p><p>　　由文獻[5]表9.4溫度系數(shù)=1.0</p><p>　　由文獻[5]表9

124、.7沖擊載荷系數(shù)</p><p>　　由文獻[5]表7.2.16得N N</p><p>　　由查文獻[5]表9.6得=0.4</p><p>　　查文獻[5]表9.6得—軸向系數(shù)，—徑向系數(shù)</p><p>　　由文獻[5]式9.10</p><p>　　N (4.67)</p>

125、<p><b>　?。?）驗算軸承壽命</b></p><p>　　由文獻[6]式（9.6）</p><p>　　=14272h (4.68)</p><p>　　在本設(shè)計中, 第Ⅲ軸、第Ⅳ軸上主要承受軸向力,承受扭矩很小,故選擇球軸承即可。</p><p>　　根據(jù)軸的外形尺寸、和軸徑要求在手

126、冊選擇6308球軸承。</p><p><b>　　4.4本章小結(jié)</b></p><p>　　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</p><p><b>　　結(jié) 論</b></p>

127、<p>　　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。</p><p>　　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(dāng)?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。旋耕滅茬機總體及側(cè)邊傳動裝置的設(shè)計