毕业设计（论文）-速比可控旋耕机设计.docx

摘要IIABSTRACTIIII绪论11.1 .课题研窕的意义11.2 旋耕机的研究现状与发展趋势11.2.1 国内研究现状1122国外研究现状21.3 本文主要研究的内容22旋耕机的总体设计42旋耕机的总体结构设计42.2 传动方式的选择42.3 限深装置的设计53旋耕刀工作参数的确定73.1 旋耕机的工作原理73.2 旋耕刀刀型的选用83.3 旋耕机刀轴速度的确定IO3.4刀座间距b和弯刀总数Z的确定I1.3.4弯刀的排列设计I1.4旋耕机的工作参数134.1 旋耕机的功率消耗134.2 液压马达的确认144.2.1 液压马达的输出牵引力144.2.2 液压马达的理论排量O144.2.3 马达的进出口压差144.2.4 马达平均转速：155液压马达箱参数设计165.1 齿轮的设计校核165.1.1 齿轮的材料165.1.2 圆柱直齿轮的参数设计165.2 齿轮轴系设计校核205.2.1 齿轮轴结构设计205.2.2 齿轮轴上结构配置235.3 刀混轴的设计计算说明24结论26参考文献27致谢29摘要旋耕机是一种重要的耕整地机械，广泛应用于我国南方水田与北方旱地耕整。速比对旋耕机工作质量:与功耗具有重要影响，传统的变速箱传动系统，速比受机组行进速度和旋耕刀所受土塔阻力变化而变化，为此设计一种速比可控旋耕机，该机采用液压传动系统，实现对刀轴转速的调节，通过控制系统实现刀轴转速与机组行进速度同步变化,从而提高旋耕机工作脑量，降低其作业功耗.主要研究内容包括:整机结构设计，关铤零部件的设计与校核，旋耕刀具结构参数与运动参数设计优化。关健字：旋耕机；液压的动:速比可调;设计优化ABSTRACTRotaryti1.1.erisakindofimportantti1.1.agesoi1.preparationmachine,wide1.yusedinpaddyfie1.dinsouthChinaandnortherndry1.andp1.owing.Ratioofrotarycu1.tivatorworkqua1.ityhasimportantinf1.uenceandpower,thetraditiona1.gearboxtransmissionsystem,speedratiobyunitspeedandrotaryti1.1.ageb1.adechangesbysoi1.resistance,todesignakindofspeedratiocontro1.rotarj,cu1.tivator,themachineadoptshydrau1.icirivesystem,imp1.ementationofknifeshaftSPeedadjustment,throughthecontro1.systemrea1.izestheknifeshaftspeedandunitchangesofspeed,soastoimprovethequa1.ityofrotarj,cu1.tivatorwork,reducetheoperationpowerconsumption.Themainresearchcontentinc1.udes:thewho1.emachinestructuredesign,designatu1.checkingofkeyparts,rotaryti1.1.agetoo1.structureparameterandmovementparameterdesignoptimization.Keywords:rotarycu1.tivator;Hydrau1.icdrive:AdjUStabIespeedratio;DesignoptimizationI绪论11课题研究的意义经过几十年的发展，农业生产水平虽然在一定程度上有f较大提升，但是与发达国家之间还有较大的差距。中国农业正处于从传统农业向现代农业转变的关键时期，农业机械化是建设现代农业的重要物质基础，是先进生产力的代表，是提高农业劳动生产率的主要手段。农业机械化是农业科学技术推广应用的歪要载体，是农业现代化的必然过程，加快发展农业机械化是推进城镇化建设，全面建设农村小康社公的重要举措，加快发展农业机械化也是保护和提高粮食综合生产能力，增加农民收入的至要措施,播前平整土地是农业的关键一环.其中，上填耕作机械主要用于农田栽植、播种前的作业，对农作物的生长起着至关重要的作用,对根食产量起者举足轻重的影响,在一些播种前对土壤有严格要求的农作物而言，播种前，需要进行多次辅助性的整平、祀地作业。机耕作业次数多，既浪费能源，又压实和板结土壤。该课题不仅需要设计机械结构和机构，还需要涉及到自动化装配等问题。该课题涉及到设计、绘图、控制等各方面的知识，可以培养学生综合运用所学知识解决具体工程项目的能力.1.2 旋耕机的研究现状与发展趋势旋耕机的发展至今已有150多年的历史，最初在英、美国家由34kW内燃机驱动，主要用于庭院耕作，直到1.型旋耕刀研制成功后，旋耕机才进入农田作业。20世纪初，日本从欧洲引进旱地旋耕机后，经过大量的试验研究工作，研制出适用于水田耕作要求的弯刀，解决/刀齿和刀轴缠草的问题,旋耕机得到J'迅速发展.目前，旋耕机主要采用中间传动和侧边传动，水平轴旋耕部件与地轮转向一致,并口旋耕工作部件结构相当完善。耕作配套机械有手扶拖拉机和轮式拖拉机两种类型，而对整地机的主体部分旋耕机国内外已经有了相当成熟的理论研究和实践研究.1.2.1 国内研究现状我国近年来旋耕机的保有量增加很快，普通单轴旋耕机发展己经较为成熟，旋耕机的应用时间较短，还没有大面积推广。现在我国已能生产与I32kw拖拉机配食的耕作农具，大型机具开始向宽幅高速发展，但是从整体技术水平来看，我们还与国际水平有很大的差距。我国现在生产旋耕机的企业主要有连云港春飞、河北神耕、北京华春翔农、南昌旋耕机厂等。型号主要有IGKN系列、IGQN系列、IGH1.系列、STG系列等列种。工作幅宽1.25m至2.8m。由于受拖拉机技术条件的制约和配套机具本身的研究水平限制，一些国际先进结构还未能得到完全使用：快速挂接耦、耕深和水平自控调节、短尺寸广角万向节传动轴、宽幅工作部件液压折型装置、快速换刀结构等.同时多功能整地机还在一定程度上还不能很好的满足农艺和农业生产的需要，而且我国的耕整技术发展缓慢，电子、自动控制、智能化技术还处于刚刚起步的阶段.还有很大的提升空间。1.2.2 国外研究现状在国外，旋耕机发展较早，旋耕机耕作技术已经非常成熟，作业性能稳定，动能齐全。美国和一些欧洲国家、日本、以色列等发达国家在旋耕机上处r国际领先水平，生产旋耕机的有约翰迪尔、久保田、克拉斯、安格科等知名企业。由于国外田间拖拉机的功率达到了36OkW以上，使得与之配套的整地机也随之大型化，宽幅机械的生产率高，单位幅宽的成本低，能使丁采用先进的生产技术，提高田间作业速度和效率、改善作业性能。大型整地机具已达20m以上，为便于其行走，采用机架折叠或纵向运输，实现宽幅作业窄幅运输，并且耕地速度为815knUh,整地达到IO-20k11Vh,播种达到8-1.5kmh,国外整地机的产品功能相比国内更加完善，材料和制造工艺水平较高，外观漂亮，平均使用寿命比我国高出1/3以上，但是而且配件难，维修服务各个方面跟不上，对我国国土70%的丘陵土地的情况十分不适用，价格相对较贵，为国产的IO倍左右。随着农业机械化程度的增强，工作效率和效益的提高，现有的旋耕机已满足不农艺要求和生产规模扩大的需婴.故时旋耕机的研究有了进一步的深化，出现如F几个方向的发展趋势:（1）向宽幅,高速型旋耕机发展：（2）向操作简单、自动化、智能化方向发展：3）向节能鬲效方向发展。1.3 本文主要研究的内容本文设计了款速比可谓的旋耕机，改变了传统的齿轮箱的传统的形式，采用液压马达作为动力源，通过液压回路可以达到无极调速的目的，本文主耍研究的内容如下:I,完成速比可控旋耕机设计整机设计方案：2、完成整机与关键零部件的设计计算与图纸的绘制:3、论文的撰写与修改，通过论文评阅：2旋耕机的总体设计2.1 旋耕机的总体结构设计现在与拖拉机配套工作的旋耕机悬挂方式主要有三点悬挂和四点悬挂两种，按其工作部件的作业和配置方式有卧式与立式两种，传动方式有中间传动和IW边传动。经过参考学校工科基地现有的旋耕机，结合课题要求，仔细分析各种方案的利弊与适用条件，本设计采用双轴卧式、与拖拉机四点悬挂的结构方式。整体上，前后采用两根横梁与左右的支撑板焊接的框架结构。2.2 传动方式的选择对旋耕机有中间传动和（W边传动两种形式。中间传动采用中间全齿轮传动，利用万向舟传动轴将拖拉机动力输出轴的动力传递给阿锥齿轮轴，减速并改变方向后,向下最后传递到前后刀轮轴。这种方案一个缺点时中间齿轮箱处不能安装弯刀，如不设置特殊工作部件，将出现漏耕。为此需要在齿轮箱的卜.方增设犁体总成以消除湖耕现象,侧边传动利用万向节传动轴将拖拉机动力输出轴的动力传递给圆锥齿轮轴，减速并改变方向后，再次经过两边的方向节招动力传输至两边齿轮箱，最后传递到刀枢轴。对旋耕机而言，侧边传动也还有两种方案番选：单边侧边传动和双边（W边传动.单IW边传动方式是：动力经过减速器后，通过万向节输出到一边的齿轮箱，再次分配给前后两根刀轴。因此结构简单,但是平衡性较差，一般容易偏置，使得动力集中于刀根一侧，使用寿命和安全性得不到保证。双侧边传动的传动方案是：动力经过减速器后，通过万向节输出到两边的齿轮箱，然后经过两边的齿轮箱分配给前后两根刀抽.这种传动结构特点是结构对称性好、工作时受力均匀、左右平衡、布局合理同时可以节省材料、减轻整机的近量机架牢固，适用于宽幅旋耕机。在选定两边的齿轮箱内的动力传递方案时，仃链传动、带传动、齿轮传动三种预备方案可供选择.，由于链传动虽然可以传递较大的功率，但是具有较强的震动性，工作时，噪音非常大，所以不选用。而旋耕机切削土填的阻力较大，如果选用带传动的话，需要多条带。最终选用齿轮传动。尚轮传动受力均衡,结构简单紧凑，有利于机构的对称布设和平衡，降低功耗，改善工艺。本设计要求旋耕机的耕幅为2m,而且需要无极调速，本文需要液压马达作为动力传递功率，考虑到安装方便的问题，本文在中间全历轮驱动的基础上加以改进,最终整体传动结构如下图（132-1）所示。图2-1传动方案2.3 限深装置的设计旋耕机是一种作业范围广的农用机械，根据不用的十填条件和工作要求，需耍有不同的旋耕深度。对于拖拉机带动的旋耕机工作时，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掩拉机配套时，利用活塞杆上定位卡狒的不同位巴调整耕深。本设计中的废耕机采用液压马达作为动力，根据设计任务书的要求，要求旋耕机的耕深为8cm.所以该机的设计旋深最大为20cm,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，还符严田：影响整体的作业效率，故需设计耕深限制装置。此设计运用的是限深板，限深板安装在齿轮箱的下端，与齿轮箱之间采用螺栓连接,它由一块弧状的钢板和一块扇形的钢板焊接而成，简单实用，通过限深板与土壤之间的接触从而限制耕作深度。3旋耕刀工作参数的确定3.1 旋耕机的工作原理旋耕机是一种由动力驱动工作部件以切碎土壤的耕作机械.兼有耕翻和碎土功能，一次作业即能达到土碎地平的效果，而犁耕很难一次造成土壤松碎、地表平整而满足播种或插怏的要求,必须再经过整地才能进行种植作业。因此，用旋耕机耕地可大大缩短耕整地的时间，有利于抢农时和提高功效。（李宝筏等，2003）旋耕机工作时，其刀片随着刀轴由拖拉机动力输出轴业动作回转运动，同时又随机组前进作等速直线运动（如图3-1所示）。刀片切削土壤时，刀片的绝对运动是由机组的前进运动与刀轴的回转运动所合成。为了使机组能正常工作，刀片在整个切土过程中不能产生推土现象,要求其绝对运动的轨迹为余摆线。在这余撰线绕圈最大横弦以下任意一点的水平分速度的方向与机组前进方向相反。这样刀片将切的土块向后抛掷与挡泥罩以及平土拖板相撞击，使土块进一步破碎再落到地面。由于机组不断前进，刀片就连续不断地对未耕地进行松碎。图3-1旋耕刀工作图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右的前进速度，虽然功耗要增加些，但因生产率提裔了，仍可降低单位面积的能耗。近年来，刀轴转速降低的趋势较为明显。另外旋耕机的刀轴转速一般在200-285Mnin,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。在本设计中，要求旋耕机的作业速度大丁5Knh（约为1.4Ws）3.2 旋耕刀刀型的选用常见的旋耕刀刀片有弯刀、曲型和直角刀片（如图3-2）。弯形刀片（分左弯和右弯）切削工作时，先由侧切刃沿纵向切削土壤，并且是先由窗轴心较近的刃口开始切割，由近及远，最后由正切刃横向切开土壤，这种切削过程，可把草茎及残茬压向未耕地，进行有支持切割.这样，草茎及残茬较易切断，即使不被切断，也可利用刃口曲线的合理形状，使其滑向端部离开弯刀，不易维草，具有松碎土喂和翻土覆土能力，国内生产的旋耕机大多配用弯形刀片。凿型刀片碎土能力较强，但易缠草，适用于土质较硬、杂草较少的土地的耕作。直角刀片与凿型刀性能相近，国内生产使用较少。i"iM形刀:也）出用力弯力图3-2旋耕刀的类型弯刀的结构：弯刀主要有（W切面、正切面、过渡面组成，见图3-2。侧切面具有切开土里，切断或推开草茎及残茬的功能：正切面除了切土外还具有翻土、碎土、抛土等功能。图3-3驾刀的结构简图刀片正切刃幅宽b（工作附宽）：b的大小影响旋耕机的工作痂量及功率消耗,若b增大，旋耕刀滚的刀片数减少，则相邻刀片间距增大，有利于减少堵塞现象，功率消耗不变，但碎土质量差，为了保证碎土质量，就要减小机器的行进速度，故b不宜过大。为f保证耕深及适宜的刃口长度，刀片切削半径Ro的大小可由下式确定：R“=R2+S2-252R-a*,式中：a-最大设计耕深。R弯刀回转半径，的确定与设计耕深和传动箱结构有关，耕深增大，要求R增大，切削扭矩也随之增大，耕深越大，要求R就越大。因此在满足耕深的要求及传动箱结构尺寸允许的情况下，R应尽珏取小值.R常取24（）-26Omm,本设计取R=260mmS一切土节距：在同一纵向平面内切土的旋耕刀，在其相继切土的时间间隔内，机组前进的距离称为切十.节距.根据试验，早耕熟地（含水址20%30%）,S取IO-12Cm左右；耕轻、中粘度上填（含水量大于35%）,S取69cm;粘歪上塔、多草地，S取46cm。查6农业机械设计手册3,得刀片最大进给StS=600OKn(3-2)式中：匕一旋耕机的前进速度取匕=5鼠”“一刀轴转速Z一同,切割小区内的弯刀取z=25=68.2mm=6.82cm计算得S=220x2从而可以计算出Ro=J23+6.82J2682而26OX2°2°，=127.8mm本设W选用的弯刀，参数已经标准化，目前弯刀已经有了国家统一标准：£旋耕机械GB/T56692(X)8h根据Ra值，查阅4：GB/T5669-28,结合耕深要求，选用IT245弯刀，它的回转半径为245mm。3.3 旋耕机刀轴速度的确定旋耕机刀刃的运动是由拖拉机向前的直线运动和弯刀旋转的宓合运动，前进速度为1.4ms,轨迹为余摆线，可用下式表示：X=Vm(+Rcos<wr(3-3)Y=Rsinu(3-4)式中：R旋耕刀端点转动半径；s到抽旋转角速度：Vm-旋耕机前进速度：I一时间绝对速度：V=-2匕匕Sina+匕2(3-3)根据文献.轻型和中型土壤的平均切削速度约为3-4ms,针对我国华中地区的土麋多为沙土,，所以选定平均切削速度为4-5ms左右。由于耕深18cm,刀粒半径R=245mm,弯刀转速计算：旋耕刀的速度，得o=224rmin,确定选用。=220rmin,此时，弯刀的转速%=56ms.3.4 刀座间距b和弯刀总数Z的确定弯刀端部对土壤适当的撕裂挤压作用可以降低功耗。但撕裂过大又使土块均匀性较差，并使同一截面相继入上刀片的切土节距加大和功耗增加。适当提高刀座间距和选用刀幅较宽的刀齿，可以减少刀齿总数和降低功耗。本方案中选用的IT245弯刀，单刀幅宽b=50nn,在旋耕刀刀轴同一径向上，安装左右弯刀各一把，在旋耕机前进方向上，有效工作距离为100mm。在一根刀轴上，安装的左弯刀数量=2400/100=24,在刀轴两端，因为有支撞板的影响，取4=23。3.4弯刀的排列设计弯刀的排列是否合理，在很大程度上决定了旋耕作业质员的好坏。为了使旋耕机作业时受到的阻力小、耕作质量好、刀轴受力均匀、避免漏耕和堵塞现象的发生,Z；刀片在刀轴上的排列应满足卜列要求：(1)在同一回转平面内，若配置两把以上的刀片，要求每切割小区内几把弯刀的切土量相近，以保证碎土质量好，耕后沟底平整。(2)刀轴回转周过程中,刀轴每转过个相等的角度时，在同相位角，必须是一把弯刀入土，使扭矩较为均衡、减少扭矩波动幅度，保证工作稔定性和刀轴负荷均匀。(3)轴向相邻刀齿间距，以不产生漏耕带为原则，般均大于单刀幅宽(4)左弯刀片和右等刀片应交替入上，使刀轴两端的轴承所受的他压力平衡，以减少提耕刀对旋耕机重心的转矩，保持旋耕机组工作时的直战性。(5)相继入土的刀片在刀轴上的轴向距离越大越好，尽可能地增大轴向相邻两弯刀之间的夹角，以避免发生干扰或堵塞。根据上述刀片排列的要求，我国现在生产的旋耕机刀片般采用双螺旋线规则排列，虽能较好地满足以上基本要求，并且简化结构参数：但是实际应用仍会出现新的问题。经过参考农业机械学3(李宝筏主编)，选用如下的刀齿排列方案：(I)由于旋耕机工作时向侧边输土，刀片在刀轴上按两条螺旋线从左到右顺时针或逆时针排列，造成了侧向输土的条件。可以使两条螺旋线不要连续，而且旋向不一样，把整个刀轴上的刀片排列分成几个区段(区段数为偶数)。区段分得越多，虽然侧向输上越少，但是刀片排列越更杂、排列越没有规律性，会给使用者安装刀片带来了很大困难。所以区段也不能分得过多或过少，应据刀轴的长度而定，相邻区段螺旋线的旋向相反：(2)由于刀片排列是按两条螺旋线排列的，为不产生漏耕，一般在同一回转平面内，设置两把刀(一把右弯刀，一把左弯刀)，两把刀的间隔角为180%本次选用的IT245弯刀，切土节距为50mm,因此相邻刀座间距为100mm较为合适。焊接刀座时加热不对称，刀轴必然发生弯曲变形。所以在刀片排列时要尽量使同回转平面内对称设置“此种方案的优点是弯刀从幅宽基准线两边交替入土，轴向受力平衡，稳定性好，土块均匀；耕后地表面起垄适中，表层平整：(3)由于刀片排列殷是在同但I转平面内设置两把刀，刀片乂有定的厚度，因此产生善耕。如果能把两把刀在轴向相间一个或稍大点的刀片厚度，就可使其既不产生漏耕又不产生重耕，还可节省刀片数量、减少功率消耗、降低耕作阻力。故在同一回转平面内只设置一把刀。4旋耕机的工作参数4.1 旋耕机的功率消耗对同一种旋耕机，输出功率过大的拖拉机与并旋耕机的结合不一定有好的作业成量，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。耕幅与拖拉机的功率有关，并影响旋耕机与拖拉机的配巴方式。旋耕机作业时，拖拉机功率的大部分用于驱动刀滚作业，其数值可实测确定。影响功率消耗的因素很多.主要石刀轴转速，机组前进速度.耕深，土康含水率和上壤坚实度，土历等，此外，残茬，旋耕刀的类型及持列诸因素对此也产生不同程度的影响。可用经验公式N=0.1K匕8(农业机械设计手册P1.84)估算刀滚工作时消耗的功率：N=OKaVmB(4-1)式中：«耕深(Cm)；匕一机组前进速度(m/s)：B耕幅(in)：-旋耕比阻(Nmm),其中：Ki=KtKiK2K,Ki查阅表224,有关旋耕机比阻的数值，Kg=1(),耕深修正系数=1.,土壤含水修正系数a=092,残在植被修正系数3=0,作业方式修正系数E=O.7。己知”=18cm,B=2.4m,匕=1.5WS计算得=7.1将以上值带入经验公式得N=O1.7.81.524=46KV.由于本次设计方案为旋耕机，第二轴工作时主要起若耙地的作用，此时十.填较为松软，工作阻力较小。此时，旋耕机所需的总功率利用修正系数进行计兑：=K>N,取Ko=,2.N板得=54KW4.2 液压马达的确认初选内五星液压马达基本参数：额定压力：P,=25MPii额定排量：q=1.51.r额定转速:N=2-250rmin额定输出扭矩:M=1.572N.m4.2.1 液压马达的输出牵引力根据牵引力计算公式：M/DJ2其中：T牵引力(kN)M圾大输出扭矩，M=I572N.mn输出轴传动的机械效率，取Iu=O93D"输出轴直径，Da=80所以T=I572×O.93×2÷IIO=26.58KN4.2.2 液压马达的理论排量9(=dz1.xy×O,'1.r(4-3)其中，X=GZ=IOWd=0.270.42初取：hd=0.3q=-d-×0.3d1.tvzXIO6=1.354/r4423马达的进出口压差(4-4)AP=如其中，马达的机械效率，%=093p=1.6Mpa4.2.4 马达平均转速：.=4三产&<4-5)其中，Winax-最大转速，41.、=250rminn母小转速，n=2rminmmm所以,%="吗"mm=i26rmin马达所需要的流量QQ=cnv(4-6)其中，,一一液压马达容积效率，取"，=0.9Qa=0.664×1260.9=92.96Umin马达输出功率：N=NQn"N=16000000X0.093/60×0.93X0.9=52.8KWIS5液压马达箱参数设计本设计选用三个直齿圆柱齿轮传递动力至旋耕刀刀轴，整体结构如上图2-1所示.5.1 齿轮的设计校核5.1.1 齿轮的材料包阅机械设计(濮良贵主编)常用齿轮材料及其力学特性的表，考虑到工厂加工条件和旋耕刀轴要承受很大的转矩，选择大小齿轮材料都为45钢，调质处理，硬度为217255HBS,抗拉强度=650MPa,屈服强度/=36OMPa.查阅表10-8,各类机器所用的齿轮传动的精度等级范围，农用机械的精度等级为811级。本设计选用8级精度.5.1.2 圆柱直齿轮的参数设计查阅资料，可得每对圆柱齿轮的传动效率=097,则在第一级齿轮上，这级齿轮传递的功率P1.=P/加=54/0.973=59.2KW7J=9550×-=2.570VmM(1)按齿面接触强度设计由设计计算公式(机械设计P2O3式10-9a),即Z癖阖(,2)确定公式内的各计算数值：a.试选做荷系数M=1.3b.计算小齿轮转矩：工=2.57X1.OWmc查£机械设计P205表10-7,选取齿宽系数由=1d.杳机械设计P201表106选取弹性歌向系数Z£=189.8«丽e.由£机械设计P2O9图IO-21.d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限6,MU=55OMPa,大齿轮的接触疲劳强度极限e"hm2=550MPa(材料均为45钢调质处理)I：由计算公式计算应力循环系数徽设齿轮一年工作60天，每天工作IO小时，使用年限IO年。M=60%以=60X48()X1×(10×6()×10)=1.728X108M=60nJ4=NIm=1.728X108/1.78=9.708×107g由6机械设计P207图10-19知，对调质处理的45钢，取接触疲劳疲劳系数KftHI=()98,KAWa=098h.计算接触疲劳许用应力，取失效概率为1%，安全系数S=I由机械设计3P205式1042有EJ=5=0.98×550/1=539MPaf.KfM第HIm2E1.=5=0.98X550/1=539MPa计算a.试算出小齿轮分度圆直径4,，由计算公式得2<v(J=98.6mmb.计算例周速度V兀3.14x98.6x220V=60×1000三60000ms=1.1411sc计算齿宽bb=0M,=1.X98.6=98.6mmd计算模数、齿高取小齿轮的齿数H=23,则大齿轮的齿数4=%2=2X23=46模数如卜丁=1.=98.6/23=4.3mm齿高A=2.25w1=2.254.3=9.675mm/刀=98.6/9.675=10.19e计算载荷系数根据v=1.14ms,8级精度,由机械设计PW4图10-8,查得动效系数(=1.05,直齿轮，KIM=KFaE由机械设计P193表132可杳得使用系数Ky1.由机摊设计3P196表K1.4可查得齿向载荷分布系数K即=1.318,同时有力/1.=98.6/9.675=10.19查机械设计P198图1613可查得齿向载荷分布系数*m=1.24,故我荷系数=KK,Kh(IKHf1.=xi05××138=,384f.按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由机械设计P2()4式IO-IOa1.34V13=I00.68mmg计算模数mAm=1(X).6823mn=4.38fnn(2)按齿根弯曲强度设计由。机械设计P20I式165可知，驾曲强度的设计公式为确定计兑参数：a.由机械设计P208图IO-2Oc台得小齿轮的弯曲疲劳强度极限巧打=380MPa,大齿轮的弯曲疲劳强度极限Sn=380MPa.b.由机械设计P206图10-18杳得小齿轮的弯曲疲劳寿命系数K，N=O.97,大齿轮的弯曲疲劳寿命系数KB2=0.97,c计算弯曲疲劳许用应力，取弯仰疲劳安全系数S=1.4由E机械设计P2O5式1312得b=KFfabFEtS=0.97X380/1.4=263.286MPa1=KfnQfeiS=0.97×380/1.4=263.286MPad计算载荷系数K=KAKVKKFtjEX1.05X1X1.24=1,302，根据机械设计P200表10-5查齿形系数/”、应力校正系数4有%-=2.65,=2.32.匕I=1.58,=1.70匕乂f计算大、小齿轮的百T并加以比较2a4=2.65×1.58/263.286=0.0159J=2.32×1.70/263.286=0.0149小齿轮的数值大设计计算：、2Dj1.%j2x1.302x2.57x106nn.oMZNEUV1×23对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直彳仝有关，可取由弯曲强度算得的模数4.7mm.并就近圆整为n=5nun.按接触疲劳强度算得的分度圆直径4=KX).68nm,兑出小齿轮的数Z1.=4/"=1OO.68,5=2O.I36,大齿轮的齿数22=20.136×2=40.272取z=2o,¾=40(3)几何尺寸计算a,计算大、小齿轮分度圆直径J1=w=5×20=1.mm4="J=5X40=200mmaz1.+2)mb.计算中心距2=(100+200)X5/2=15Ommc计算齿轮宽度"=44=0.2X100=2()HUn故各齿轮齿宽分别取fi=20mn,%=2()m11(4)齿轮结构设计大齿轮因齿轮齿顶圆直径大于160mm,而又小于500mm,故以选用鼓板式结构为宜：小齿轮因齿轮齿顶网直径小于160mm,故以选用实心式结构为宣。5.2 齿轮轴系设计校核5.2.1 齿轮轴结构设计抽上零件的装配顺序为：首先从右边安装直齿轮，接着在直齿轮的右边安装轴套，通过轴套和轴肩来轴向定位齿轮，然后安装轴承，在齿轮箱数上，设计了轴承座，轴承没仃承受轴向力,可以用过轴承座和轴承端盖来定位轴承，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，既满足轴的结构荷单，有符合轴上零件装配方便的要求。(I)选择轴的材料及热处理选用轴的材料为45钢，调质处理(2)根据轴向定位要求的定轴各段直径和长度为J'计竟简便，方便制造，两根花键轴制作成一样的结构，并且大小尺寸也相等，由于齿轮传递效率的影响，第一根轴所受到的力最大，因此，如果第一根轴满足设计要求，其他一根也一定满足要求.（3）轴的转向方式：堆向旋转轴的工作情况：只承受径向力,无轴向力，因此，只需要按扭转强度条件进行设计即可。轴的转速：q=220rmin功率：两侧边万向节传递的总功率6=592kw,左右均匀对称受力，因此齿轮直径d根据&机械设计P370式（15-2）人型”O.2(rJM计算95500OOC轴的扭转强度条件为所选轴的材料为45钢，调质处理.查表（53）,选取"1=45.dJ9550296=25.25得V0.2X45X220选用d=30nn（4）各段长度计算花键轴与旋耕刀刀轴之间由于刀片在切土过程中，会受到不断地屣动，考虑到花键连接时受力较为均匀、应力集中较小、对轴和轮教的强度削弱较小、对中性好等优点，决定采用花键连接。因为矩形花锭的定心方式为以小径定心，定心精度高,定心的稳定性好，能用磨削的方法消除热处理引起的变形。故采用矩形花键。根据键的长度来确定轴的长度。强度计算：2T×1O3）ctP=TTT-1.cpJa.静连接WNh/1.j（5-5）P=三Z2S21.p(5-6)b.动连接WZh1.d、式中：载荷分布不均系数，与齿数多少有关，股取W=O.70.8,齿数多时取偏小值;Z一花键的齿数:I一齿的工作长度，单位h一花链齿侧面的工作商度，矩形花键，h=(D-d)2-2c,此处D为外花键的大径，d为内花键的小径，C为倒角尺寸，电位为mm：渐开线花a=30,h=m,=45,%=0.8W(花键的平均尺寸查6机械设计表6-3,花键的许用应力，取“1=8M'2×10'2×29.6×IO上zhdrfp0.7X6x3.5X26.5×8按动连接强度计第：<5)轴的疲劳轻度校核截面上的扭转切应力:TJWr=I6.3MW抽的材料为45#钢调质处理，由机械设计教材表15-1查得：q=640MwJ=275MPa：、=截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数4及4.按机械设计手册查取得:因为rd=0.0.05Dd=6260=1.176径插值后可查得：%=2.09；%=1.6又由机械设计教材附图3-1.可得轴的材料极性系数为：%=°82.<7=0.85«故有应力桀中系数按式得：=1.+(a-1.)=1.+0.81×(1.72-1.)=1832k=1.+<7,(ar-1)=1+O.86×(1.2-I)=I.1尺寸系数为：=°68查铠机械设计3P325得扭转尺寸系数为：J=°83轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为：凡=瓦=0.91抽未经表面强化处理，即：氏='抽上外花键的有效应力集中系数为：%=.67=1.53。F按式机械设计教材3-12得综合系数值为：Ka=ko+a-1=1.67/0.68+1/0.91-1=2.53Kr=kr+1/Jr-I=1.53/0.83+1/0.91-1=1.942乂由机械设计教材*7及野-2得45#的特性系数为：%=0.20.3IIZ=0.25K=O.1O.I5取匕=0.1于是计算安全系数乜值，按机械设计教材15-615-8得：s=.jK11u+ntx=410/2.554×31.1.1.+O.25×O=5.I6Sr=TT/KQr+的丁=270/1.942x1.57+0.1x1.57=限.375久-=ssJs2+Sr1=5.I6×84.375/5.162+84.3752=5.15.c_t故可知其安全。5.2.2 齿轮轴上结构配置<1)初选深沟球轴承因为轴承只承受径向力而无轴向力作用，因此选用深沟球轴承.他主要承受径向我荷，也可同时承受较小的轴向载荷，当量摩擦系数最小，价格最低，可以在提高传递效率的同时，降低生产成本.根据上文计算向右的轴径半径增加5mm,则d=40mm,有轴承产品目录中初步选定。基本游隙组，标准精度等级的深沟球抽承6308,其中尺寸分别为d×D×T=4()×9()×23.(2)键的设计根据齿轮的宽度，齿轮与轴的固定采用普通平键联结,根据轴的直径d=42nm,机械设计手册GB1096-79；查的普通平键的剖面尺寸为:bXhX1.=8X8X12,键槽用铳刀加工。需要强调指出，为了保证轴向定位可旅，与齿轮相配合部分的轴段长度一段应比毅长约短1.-3mm,确定安装齿轮处的长度为19mm.5.3 刀辑轴的设计计算说明材料选择45钢，调质处理，旋耕刀结构如下图：钱6旋耕机械GB/T5669-2008B选择刀根轴的外径=8OmmO内径4>=50mm深沟球轴承的效率为=0.98.轴上花键传动的效率为左=0.98由5=54KW；=220rminP”=p×fj"×rh<t(5-7)得：p»=54×0.98f,×0.98'=49.8kwT=9.55x1.O"”"按最大比压少于20MPa,即'""V20MPa来设计刀短轴的直径。曦.、=M(D)1+d04)×(D1.,-d04)××川匕”=1.5356405)×3×2×7=9,86<20MPa扭曲应力验算：W=I.570治(5.8)其中:5=8-4)/2=(8350)/2=15W=1.57D2=1.57×8O2X15=20655.64r='"JW=1535640/20655=74.34MPaVr=185MP故所设计的刀辕轴的直径满足要求。刀轻抽的外径为：&=8Omm刀混轴的内径为：""=50mm外花键的个数为：N=6外花键的平均工作长度为：/=3Omm结论本文设计/一