雙軸旋耕機的設計含17張CAD圖

雙軸旋耕機的設計含17張CAD圖,旋耕機,設計,17,cad 雙軸旋耕機的設計 XXXX 分類號　　　　　　　　　　　　　　　　　　　 密級 XXXXXXX 雙軸旋耕機的設計 The Design of Biaxial Rotary Cultivator 學生姓名： 學生學號： 學生專業(yè)： 指導教師： XXXXXX 二○XX年六月 雙軸旋耕機的設計 雙軸旋耕機的設計 摘要 旋耕機是機械化整地的作業(yè)的主要農具之一，但目前多數(shù)旋耕機翻地以后，還需進行一次耙地作業(yè)才能達到農作物生長環(huán)境要求。因此，工作效率不高，拖拉機對土壤的二次壓實作用也不利于農作物生長?；趪鴥痊F(xiàn)有旋耕機技術，提出采用雙軸旋耕機技術來解決這個問題。在本次設計中，具體設計了雙軸旋耕機總體結構、傳動系統(tǒng)、旋耕刀片、四點懸掛裝置等。由于幅寬、功率較大，本設計整體采用雙側邊齒輪傳動，轉動平穩(wěn)、結構基本對稱，提高了使用壽命。雙軸旋耕機由前后兩根旋耕刀刀軸同時工作，一次即可達到耕作要求，從而減少拖拉機對土地的壓實次數(shù)，提高了工作效率和能源利用率。 關鍵詞 旋耕機；雙軸；雙側邊傳動；設計  The Design of biaxial rotary cultivator ABSTRACT Rotary cultivator is one of the main tools in mechanization preparation work. However, the majority of rotary cultivator can’t meet the requirement for crops to grow, the cultivator needs to harrow the soil. Therefore, the working efficiency is not high, the tractor will run on the grand twice, compaction is not conducive to the growth of crops. Based on the domestic rotavator technology, then work out the biaxial rotary cultivator technology to solve this problem. I select the Design of biaxial rotary cultivator as my graduation design topic . In this design program, I Designed the overall structure of the rotary cultivator, transmission system, rotary blade, the four point suspension device , etc . As the width and the power needed are large. By the use of double side gear, the rotation is smooth , the basic structure is symmetric, which can improve the service life. When biaxial rotary cultivator works, the two rotary blade cutter axle rotate at the same time, once to meet the cultivation requirements, which can reduce the times of the tractor compact the grand, improve work efficiency and energy utilization simultaneously. KEY WORDS Rotary cultivator；Biaxial；Drive by double side gear；Design 目 錄 摘要 II 關鍵詞 II ABSTRACT III KEY WORDS III 1 前言 1 1.1課題要求 1 1.2 旋耕機的研究現(xiàn)狀與發(fā)展趨勢 1 1.2.1 國內研究現(xiàn)狀 1 1.2.2國外研究現(xiàn)狀 2 2 旋耕機的總體設計 2 2.1 旋耕機的總體結構設計 2 2.2 傳動方式的選擇 2 2.3 限深裝置的設計 3 3　旋耕刀工作參數(shù)的確定 4 3.1旋耕機的工作原理 4 3.2 旋耕刀刀型的選用 4 3.3 旋耕機刀軸速度的確定 6 3.4刀座間距b和彎刀總數(shù)Z的確定 7 3.4 彎刀的排列設計 8 4　旋耕機的工作參數(shù) 9 4.1旋耕機的功率消耗 9 4.2 傳動參數(shù)的確定 10 5側邊齒輪箱的參數(shù)設計 10 5.1 齒輪的設計校核 10 5.1.1 齒輪的材料 10 5.1.2圓柱直齒輪的參數(shù)設計 11 5.2 齒輪軸系設計校核 14 5.2.1 齒輪軸結構設計 14 5.2.2 齒輪軸上結構配置 18 5.3 刀輥軸的設計計算說明 18 6 設計結論 19 7 設計心得 19 參考文獻 21 致謝 23  1 前言 張之洞曾說，“凡民俊秀皆入學，天下大利必歸農”，農業(yè)是一個國家賴以發(fā)展的根基，農業(yè)的發(fā)展制約著其他產業(yè)的發(fā)展，其他產業(yè)反過來往往又反過來促進農業(yè)的發(fā)展，我國是一個農業(yè)大國， 同時又是一個農業(yè)相對落后的國家，農村人口占全人口的70%左右。解決“三農”問題是我國現(xiàn)代化建設的重中之重。經過幾十年的發(fā)展，農業(yè)生產水平雖然在一定程度上有了較大提升，但是與發(fā)達國家之間還有較大的差距。中國農業(yè)正處于從傳統(tǒng)農業(yè)向現(xiàn)代農業(yè)轉變的關鍵時期，農業(yè)機械化是建設現(xiàn)代農業(yè)的重要物質基礎，是先進生產力的代表，是提高農業(yè)勞動生產率的主要手段。農業(yè)機械化是農業(yè)科學技術推廣應用的重要載體，是農業(yè)現(xiàn)代化的必然過程，加快發(fā)展農業(yè)機械化是推進城鎮(zhèn)化建設，全面建設農村小康社會的重要舉措，加快發(fā)展農業(yè)機械化也是保護和提高糧食綜合生產能力，增加農民收入的重要措施。播前平整土地是農業(yè)的關鍵一環(huán)。其中，土壤耕作機械主要用于農田栽植、播種前的作業(yè)，對農作物的生長起著至關重要的作用，對糧食產量起著舉足輕重的影響。在一些播種前對土壤有嚴格要求的農作物而言，播種前，需要進行多次輔助性的整平、耙地作業(yè)。機耕作業(yè)次數(shù)多，既浪費能源，又壓實和板結土壤 。 一般整地機具（如鏵式犁、普通單軸旋耕機）不可能一次作業(yè)達到平整土地的技術要求，既使是熟地也不能將墊片粉碎到規(guī)定程度。而雙軸旋耕機一次作業(yè)能使各種土質的土地達到高質量的待播狀態(tài)。旋耕機作業(yè)后，地表平整、松軟、細碎，能夠滿足精耕細作的農藝要求，機耕作業(yè)次數(shù)少，節(jié)約資源，減少對土壤的壓實和板結，降低作業(yè)成本，減少機具投資，提高機具利用率。因此，高性能、低功耗、多功能適應我國國情的旋耕機具有廣闊的發(fā)展前景。 1.1課題要求 為提高大型拖拉機的使用范圍，提高工作效率，減少拖拉機對土壤的壓實次數(shù)，本課題要求設計一種與45Kw以上的輪式拖拉機配套，作業(yè)幅寬2400mm，作業(yè)深度18cm，作業(yè)速度大于5Km/h的雙軸旋耕機。 1.2 旋耕機的研究現(xiàn)狀與發(fā)展趨勢 旋耕機的發(fā)展至今已有150多年的歷史，最初在英、美國家由3~4kW內燃機驅動，主要用于庭院耕作，直到L型旋耕刀研制成功后， 旋耕機才進入農田作業(yè)。20世紀初，日本從歐洲引進旱地旋耕機后，經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，解決了刀齒和刀軸纏草的問題，旋耕機得到了迅速發(fā)展(孔令德等，1997)。 目前，旋耕機主要采用中間傳動和側邊傳動，水平軸旋耕部件與地輪轉向一致，并且旋耕工作部件結構相當完善。耕作配套機械有手扶拖拉機和輪式拖拉機兩種類型，而對整地機的主體部分旋耕機國內外已經有了相當成熟的理論研究和實踐研究。 1.2.1 國內研究現(xiàn)狀 我國近年來旋耕機的保有量增加很快，普通單軸旋耕機發(fā)展已經較為成熟，雙軸旋耕機的應用時間較短，還沒有大面積推廣?，F(xiàn)在我國已能生產與132kw拖拉機配套的耕作農具，大型機具開始向寬幅高速發(fā)展，但是從整體技術水平來看，我們還與國際水平有很大的差距。我國現(xiàn)在生產雙軸旋耕機的企業(yè)主要有連云港春飛、河北神耕、北京華春翔農、南昌旋耕機廠等。型號主要有1GKN系列、1GQN系列、1GHL系列、STG系列等幾種。工作幅寬1.25m至2.8m。由于受拖拉機技術條件的制約和配套機具本身的研究水平限制，一些國際先進結構還未能得到完全使用：快速掛接器、耕深和水平自控調節(jié)、短尺寸廣角萬向節(jié)傳動軸、寬幅工作部件液壓折疊裝置、快速換刀結構等。同時多功能整地機還在一定程度上還不能很好的滿足農藝和農業(yè)生產的需要，而且我國的耕整技術發(fā)展緩慢，電子、自動控制、智能化技術還處于剛剛起步的階段，還有很大的提升空間。（孔祥瑩等，2000） 1.2.2國外研究現(xiàn)狀 在國外，旋耕機發(fā)展較早，旋耕機耕作技術已經非常成熟，作業(yè)性能穩(wěn)定，功能齊全。美國和一些歐洲國家、日本、以色列等發(fā)達國家在旋耕機上處于國際領先水平，生產雙軸旋耕機的有約翰·迪爾、久保田、克拉斯、安格科等知名企業(yè)。由于國外田間拖拉機的功率達到了360kw以上，使得與之配套的整地機也隨之大型化，寬幅機械的生產率高，單位幅寬的成本低，能便于采用先進的生產技術，提高田間作業(yè)速度和效率、改善作業(yè)性能。大型整地機具已達20m以上，為便于其行走，采用機架折疊或縱向運輸，實現(xiàn)寬幅作業(yè)窄幅運輸。并且耕地速度為8～15km/h，整地達到10～20km/h，播種達到8～15km/h。國外整地機的產品功能相比國內更加完善，材料和制造工藝水平較高，外觀漂亮，平均使用壽命比我國高出1/3以上，但是而且配件難，維修服務各個方面跟不上，對我國國土70%的丘陵土地的情況十分不適用，價格相對較貴，為國產的10倍左右。（李濱等，2006） 隨著農業(yè)機械化程度的增強，工作效率和效益的提高，現(xiàn)有的旋耕機已滿足不了農藝要求和生產規(guī)模擴大的需要。故對旋耕機的研究有了進一步的深化，出現(xiàn)如下幾個方向的發(fā)展趨勢：（1）向寬幅，高速型旋耕機發(fā)展；（2）向操作簡單、自動化、智能化方向發(fā)展；（3）向節(jié)能高效方向發(fā)展。（張維安等，2008） 2 旋耕機的總體設計 2.1 旋耕機的總體結構設計 現(xiàn)在與拖拉機配套工作的雙軸旋耕機懸掛方式主要有三點懸掛和四點懸掛兩種，按其工作部件的作業(yè)和配置方式有臥式與立式兩種，傳動方式有中間傳動和側邊傳動。 經過參考學校工科基地現(xiàn)有的旋耕機，結合課題要求，仔細分析各種方案的利弊與適用條件，本設計采用雙軸臥式、與拖拉機四點懸掛的結構方式。整體上，前后采用兩根橫梁與左右的支撐板焊接的框架結構。 2.2 傳動方式的選擇 對四點懸掛式旋耕機有中間傳動和側邊傳動兩種形式。中間傳動采用中間全齒輪傳動，利用萬向節(jié)傳動軸將拖拉機動力輸出軸的動力傳遞給圓錐齒輪軸，減速并改變方向后，向下最后傳遞到前后刀輥軸。這種方案一個缺點時中間齒輪箱處不能安裝彎刀，如不設置特殊工作部件，將出現(xiàn)漏耕。為此需要在齒輪箱的下方增設犁體總成以消除漏耕現(xiàn)象。側邊傳動利用萬向節(jié)傳動軸將拖拉機動力輸出軸的動力傳遞給圓錐齒輪軸，減速并改變方向后，再次經過兩邊的萬向節(jié)將動力傳輸至兩邊齒輪箱，最后傳遞到刀輥軸。 對雙軸旋耕機而言，側邊傳動也還有兩種方案備選：單邊側邊傳動和雙邊側邊傳動。單側邊傳動方式是動力經過減速器后，通過萬向節(jié)輸出到一邊的齒輪箱，再次分配給前后兩根刀軸。因此結構簡單，但是平衡性較差，一般容易偏置，使得動力集中于刀輥一側，使用壽命和安全性得不到保證。雙側邊傳動的傳動方案是：動力經過減速器后，通過萬向節(jié)輸出到兩邊的齒輪箱，然后經過兩邊的齒輪箱分配給前后兩根刀軸。這種傳動結構特點是結構對稱性好、工作時受力均勻、左右平衡、布局合理同時可以節(jié)省材料、減輕整機的重量機架牢固，適用于寬幅旋耕機。在選定兩邊的齒輪箱內的動力傳遞方案時，有鏈傳動、帶傳動、齒輪傳動三種預備方案可供選擇。由于鏈傳動雖然可以傳遞較大的功率，但是具有較強的震動性，工作時，噪音非常大，所以不選用。而旋耕機切削土壤的阻力較大，如果選用帶傳動的話，需要多條帶。最終選用齒輪傳動。齒輪傳動受力均衡，結構簡單緊湊，有利于機構的對稱布置和平衡，降低功耗，改善工藝。 圖2-1 旋耕機傳動方式 Fig.2-1 The drive structure of biaxial rotary cultivator 本設計要求旋耕機的耕幅為2.4m，經思考最后確定采用雙側邊齒輪傳動方式。整體傳動結構如下圖（圖2-1）所示。 2.3 限深裝置的設計 旋耕機是一種作業(yè)范圍廣的農用機械，根據不用的土壤條件和工作要求，需要有不同的旋耕深度。對于拖拉機帶動的旋耕機工作時，如果和具有調節(jié)液壓懸掛機構的拖拉機配套時,利用位調節(jié)手柄在不同位置的定位調整耕深，與具有分置式液壓懸掛機構的拖拉機配套時,利用活塞桿上定位卡箍的不同位置調整耕深。本設計中的旋耕機所選動力源的功率為60kw，根據設計任務書的要求，要求旋耕機的耕深為18cm，所以該機的設計旋深最大為20cm，嚴禁旋耕機超限作業(yè)，否則將導致某些零部件的損壞和早期磨損，還將嚴重影響整體的作業(yè)效率，故需設計耕深限制裝置。此設計運用的是限深板，限深板安裝在齒輪箱的下端，與齒輪箱之間采用螺栓連接，它由一塊弧狀的鋼板和一塊扇形的鋼板焊接而成。簡單實用，通過限深板與土壤之間的接觸從而限制耕作深度。 3　旋耕刀工作參數(shù)的確定 3.1旋耕機的工作原理 旋耕機是一種由動力驅動工作部件以切碎土壤的耕作機械。兼有耕翻和碎土功能，一次作業(yè)即能達到土碎地平的效果，而犁耕很難一次造成土壤松碎、地表平整而滿足播種或插秧的要求，必須再經過整地才能進行種植作業(yè)。因此，用旋耕機耕地可大大縮短耕整地的時間，有利于搶農時和提高功效。（李寶筏等，2003） 旋耕機工作時，其刀片隨著刀軸由拖拉機動力輸出軸驅動作回轉運動，同時又隨機組前進作等速直線運動（如圖3-1所示）。刀片切削土壤時，刀片的絕對運動是由機組的前進運動與刀軸的回轉運動所合成。為了使機組能正常工作，刀片在整個切土過程中不能產生推土現(xiàn)象，要求其絕對運動的軌跡為余擺線。在這一余擺線繞圈最大橫弦以下任意一點的水平分速度的方向與機組前進方向相反。這樣刀片將切下的土塊向后拋擲與擋泥罩以及平土拖板相撞擊，使土塊進一步破碎再落到地面。由于機組不斷前進，刀片就連續(xù)不斷地對未耕地進行松碎。 圖3-1 旋耕刀工作圖 Fig.3-1 The Working principle diagram of biaxial cultivator 在機組前進速度不變的情況下，旋耕機所需功率隨刀軸轉速的增加而增加，較理想的配合是低刀軸轉速和較高的前進速度，雖然功耗要增加些，但因生產率提高了，仍可降低單位面積的能耗。近年來，刀軸轉速降低的趨勢較為明顯。另外旋耕機的刀軸轉速一般在200-285r/min，隨著土壤比阻不同，旋耕機的刀軸轉速也不同，粘性重的土壤比阻大，轉速應偏低，砂性土壤比阻小，轉速可偏高。 在本設計中，要求旋耕機的作業(yè)速度大于5Km/h（約為1.4m/s）。 3.2 旋耕刀刀型的選用 常見的旋耕刀刀片有彎刀、鑿型和直角刀片（如圖3-2）。彎形刀片（分左彎和右彎）切削工作時，先由側切刃沿縱向切削土壤，并且是先由離軸心較近的刃口開始切割，由近及遠，最后由正切刃橫向切開土壤，這種切削過程，可把草莖及殘茬壓向未耕地，進行有支持切割。這樣，草莖及殘茬較易切斷，即使不被切斷，也可利用刃口曲線的合理形狀，使其滑向端部離開彎刀，不易纏草，具有松碎土嚷和翻土覆土能力，國內生產的旋耕機大多配用彎形刀片。鑿型刀片碎土能力較強，但易纏草，適用于土質較硬、雜草較少的土地的耕作。直角刀片與鑿型刀性能相近，國內生產使用較少。（李寶筏等，2003） 圖3-2 旋耕刀的類型 Fig.3-2 The type of rotary blade 彎刀的結構：彎刀主要有側切面、正切面、過渡面組成，見圖3-2。側切面具有切開土垡，切斷或推開草莖及殘茬的功能；正切面除了切土外還具有翻土、碎土、拋土等功能。 圖3-3 彎刀的結構簡圖 Fig.3-3 The sketch of acinaciformed blade 刀片正切刃幅寬b( 工作幅寬)： b 的大小影響旋耕機的工作質量及功率消耗， 若b 增大， 旋耕刀滾的刀片數(shù)減少， 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， 但碎土質量差， 為了保證碎土質量，就要減小機器的行進速度， 故b 不宜過大。為了保證耕深及適宜的刃口長度， 刀片切削半徑R0 的大小可由下式確定： (3-1) 式中：a—最大設計耕深。 —彎刀回轉半徑，的確定與設計耕深和傳動箱結構有關， 耕深增大， 要求增大， 切削扭矩也隨之增大，耕深越大，要求就越大。 因此在滿足耕深的要求及傳動箱結構尺寸允許的情況下， 應盡量取小值。常取240～260mm，本設計取=260mm S—切土節(jié)距：在同一縱向平面內切土的旋耕刀， 在其相繼切土的時間間隔內， 機組前進的距離稱為切土節(jié)距。根據試驗， 旱耕熟地(含水量20%～30% ) ， S 取10～ 12 cm 左右; 耕輕、中粘度土壤(含水量大于35% ) ， S 取6～ 9 cm; 粘重土壤、多草地，S 取4～ 6 cm。 查《農業(yè)機械設計手冊》，得刀片最大進給量 （3-2） 式中: — 旋耕機的前進速度 取=5 —刀軸轉速 —同一切割小區(qū)內的彎刀 取=2 計算得S= 從而可以計算出R0=mm 本設計選用的彎刀，參數(shù)已經標準化，目前彎刀已經有了國家統(tǒng)一標準：《旋耕機械GB/T 5669-2008》。根據R0 值，查閱《GB/T 5669-2008》，結合耕深要求，選用ⅠT245彎刀，它的回轉半徑為245mm。(袁棟等，2008) 3.3 旋耕機刀軸速度的確定 旋耕機刀刃的運動是由拖拉機向前的直線運動和彎刀旋轉的復合運動，前進速度為1.4m/s，軌跡為余擺線，可用下式表示： X=Vm t+R (3-3) Y=R (3-4) 式中: R—旋耕刀端點轉動半徑； ω—到軸旋轉角速度； Vm—旋耕機前進速度； t—時間 R=245 圖3-3 旋耕刀運動示意圖 Fig.3-3 The schematic diagram of rotary blade 絕對速度： （3-3） 根據文獻，輕型和中型土壤的平均切削速度約為3-4m/s，針對我國華中地區(qū)的土壤多為沙土，，所以選定平均切削速度為 4-5 m/s左右。 由于耕深18cm，刀輥半徑R=245mm，如圖3-3所示：切削土壤時相應的轉動角：=arcsin(1一H／R)= 15°， 切人點A1的絕對速度大小： 帶入數(shù)值得： 取 =5.5m/s ，解得=5.7m/s 彎刀轉速計算：旋耕刀的速度，得=224r/min，確定選用=220r/min，此時，彎刀的轉速=5.6m/s。 3.4刀座間距b和彎刀總數(shù)Z的確定 彎刀端部對土壤適當?shù)乃毫褦D壓作用可以降低功耗。但撕裂過大又使土塊均勻性較差，并使同一截面相繼入土刀片的切土節(jié)距加大和功耗增加。適當提高刀座間距和選用刀幅較寬的刀齒，可以減少刀齒總數(shù)和降低功耗。本方案中選用的ⅠT245彎刀，單刀幅寬b=50mm，在旋耕刀刀軸同一徑向上，安裝左右彎刀各一把，在旋耕機前進方向上，有效工作距離為100mm。在一根刀軸上，安裝的左彎刀數(shù)量=2400/100=24，在刀軸兩端，因為有支撐板的影響，取=23。 3.4 彎刀的排列設計 彎刀的排列是否合理，在很大程度上決定了旋耕作業(yè)質量的好壞。為了使旋耕機作業(yè)時受到的阻力小、耕作質量好、刀軸受力均勻、避免漏耕和堵塞現(xiàn)象的發(fā)生，刀片在刀軸上的排列應滿足下列要求： (1)在同一回轉平面內，若配置兩把以上的刀片，要求每切割小區(qū)內幾把彎刀的切土量相近，以保證碎土質量好，耕后溝底平整。 (2)刀軸回轉一周過程中，刀軸每轉過一個相等的角度時，在同一相位角，必須是一把彎刀入土，使扭矩較為均衡、減少扭矩波動幅度，保證工作穩(wěn)定性和刀軸負荷均勻。 (3)軸向相鄰刀齒間距，以不產生漏耕帶為原則，一般均大于單刀幅寬[18]。 (4)左彎刀片和右彎刀片應交替入土，使刀軸兩端的軸承所受的側壓力平衡，以減少旋耕刀對旋耕機重心的轉矩，保持旋耕機組工作時的直線性。 (5)相繼入土的刀片在刀軸上的軸向距離越大越好，盡可能地增大軸向相鄰兩彎刀之間的夾角，以避免發(fā)生干擾或堵塞。 根據上述刀片排列的要求，我國現(xiàn)在生產的旋耕機刀片一般采用雙螺旋線規(guī)則排列，雖能較好地滿足以上基本要求，并且簡化結構參數(shù)；但是實際應用仍會出現(xiàn)新的問題。 經過參考《農業(yè)機械學》（李寶筏主編），選用如下的刀齒排列方案： (1)由于旋耕機工作時向側邊輸土，刀片在刀軸上按兩條螺旋線從左到右順時針或逆時針排列，造成了側向輸土的條件。可以使兩條螺旋線不要連續(xù)，而且旋向不一樣，把整個刀軸上的刀片排列分成幾個區(qū)段(區(qū)段數(shù)為偶數(shù))。區(qū)段分得越多，雖然側向輸土越少，但是刀片排列越復雜、排列越沒有規(guī)律性，會給使用者安裝刀片帶來了很大困難。所以區(qū)段也不能分得過多或過少，應據刀軸的長度而定，相鄰區(qū)段螺旋線的旋向相反； (2) 由于刀片排列是按兩條螺旋線排列的，為不產生漏耕，一般在同一回轉平面內，設置兩把刀(一把右彎刀，一把左彎刀)，兩把刀的間隔角為180°，本次選用的ⅠT245彎刀，切土節(jié)距為50mm，因此相鄰刀座間距為100mm較為合適。焊接刀座時加熱不對稱，刀軸必然發(fā)生彎曲變形。所以在刀片排列時要盡量使同一回轉平面內對稱設置。此種方案的優(yōu)點是彎刀從幅寬基準線兩邊交替入土，軸向受力平衡，穩(wěn)定性好，土塊均勻；耕后地表面起壟適中，表層平整； (3)由于刀片排列一般是在同一回轉平面內設置兩把刀，刀片又有一定的厚度，因此產生重耕。如果能把兩把刀在軸向相間一個或稍大點的刀片厚度，就可使其既不產生漏耕又不產生重耕，還可節(jié)省刀片數(shù)量、減少功率消耗、降低耕作阻力。故在同一回轉平面內只設置一把刀。 4　旋耕機的工作參數(shù) 4.1旋耕機的功率消耗 對同一種旋耕機，輸出功率過大的拖拉機與并旋耕機的結合不一定有好的作業(yè)質量，相反卻有可能造成功率的浪費，通過試驗能合理確定對應幅寬的最佳配套功率，可以避免“大馬拉小車”的情況。耕幅與拖拉機的功率有關，并影響旋耕機與拖拉機的配置方式。旋耕機作業(yè)時，拖拉機功率的大部分用于驅動刀滾作業(yè)，其數(shù)值可實測確定。 影響功率消耗的因素很多，主要有刀軸轉速，機組前進速度，耕深，土壤含水率和土壤堅實度，土質等，此外，殘茬，旋耕刀的類型及排列諸因素對此也產生不同程度的影響。 可用經驗公式（《農業(yè)機械設計手冊》P184）估算刀滾工作時消耗的功率： （4-1） 式中： — 耕深(cm)； — 機組前進速度(m/s)； — 耕幅(m)； — 旋耕比阻()， 其中： 查閱表2.2-4，有關旋耕機比阻的數(shù)值，=10，耕深修正系數(shù) =1.1，土壤含水修正系數(shù)= 0.92，殘茬植被修正系數(shù)=1.0，作業(yè)方式修正系數(shù)=0.7。 已知=18cm，B=2.4m，=1.5m/S計算得=7.1 將以上值帶入經驗公式得=46KW。 由于本次設計方案為雙軸旋耕機，第二軸工作時主要起著耙地的作用，此時土壤較為松軟，工作阻力較小。此時，旋耕機所需的總功率利用修正系數(shù)進行計算：= ，取=1.2，得=54 KW 試驗資料表明：由于旋耕刀切土時，土壤的反推力和拖拉機前進方向相同，因此拖拉機的行走消耗功率很小。 參考下表（表2-2），可以選定拖拉機的相關參數(shù)。 表2-2 動力輸出軸型號和參數(shù)（GB1592-86） Table 2-2 The model and parameters of power output shaft 動力輸出軸型號 1# 2# 3# 公稱尺寸（mm） 標準轉速（r/min） 允許傳遞最大功率(kw) 35 540 48 35 1000 92 45 1000 185 由上表選定拖拉機的動力輸出軸為2型，標準轉速為1000r/min的動力輸出軸滿足要求。 4.2 傳動參數(shù)的確定 根據上文(4.1)的相關參數(shù)，選定拖拉機的額定轉速為1000r/min。因此總傳動比為i=1000/220=4.5。一級直齒圓錐齒輪的傳動比允許的范圍是1~8，因此可以選用一級直齒圓錐齒輪進行減速傳動,然后經減速箱傳給兩邊的萬向節(jié),在經過萬向節(jié)傳遞到側邊齒輪箱，最終傳到旋耕刀刀軸。 5側邊齒輪箱的參數(shù)設計 圖5-1 齒輪箱整體結構 Fig.5-1 The structure of the gear box 本設計選用四個直齒圓柱齒輪傳遞萬向節(jié)到第一級齒輪的動力至旋耕刀刀軸。在一個側邊齒輪箱中，有四個傳動齒輪。兩個相同的大齒輪，兩個相同的小齒輪。動力傳遞至第四級齒輪之后，采用花鍵軸將動力傳遞給旋耕刀刀軸。整體結構如右圖（圖5-1）所示。 5.1 齒輪的設計校核 5.1.1 齒輪的材料 查閱《機械設計》（濮良貴主編）常用齒輪材料及其力學特性的表，考慮到工廠加工條件和旋耕刀軸要承受很大的轉矩，選擇大小齒輪材料都為45鋼，調質處理，硬度為217～255HBS，抗拉強度，屈服強度。查閱表10-8，各類機器所用的齒輪傳動的精度等級范圍，農用機械的精度等級為8~11級。本設計選用8級精度。 5.1.2圓柱直齒輪的參數(shù)設計 查閱資料，可得每對圓柱齒輪的傳動效率=0.97， 則在第一級齒輪上，這級齒輪傳遞的功率P1 =P/=54/0.973=59.2KW （1）按齒面接觸強度設計 由設計計算公式（《機械設計》P203式10-9a），即 （5-2） 確定公式內的各計算數(shù)值： a. 試選載荷系數(shù)=1.3 b.計算小齒輪轉矩：= c.查《機械設計》P205表10-7，選取齒寬系數(shù)=1 d.查《機械設計》P201表10-6，選取彈性影響系數(shù)=189.8 e.由《機械設計》P209圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限=550MPa，大齒輪的接觸疲勞強度極限=550MPa.（材料均為45鋼調質處理） f.由計算公式計算應力循環(huán)系數(shù) 假設齒輪一年工作60天，每天工作10小時，使用年限10年。 =60×480×1×(10×60×10)=1.728×108 =N1/u=1.728×108/1.78=9.708×107 g.由《機械設計》P207圖10-19知，對調質處理的45鋼，取接觸疲勞疲勞系數(shù)=0.98， =0.98 h. 計算接觸疲勞許用應力，取失效概率為1﹪，安全系數(shù)S=1 由《機械設計》P205式10-12有 ==0.98×550/1=539MPa ==0.98×550/1=539MPa 計算 a.試算出小齒輪分度圓直徑，由計算公式得 =98.6mm b.計算圓周速度v v==m/s=1.14m/s c.計算齒寬b b==1×98.6=98.6mm d.計算模數(shù)、齒高 取小齒輪的齒數(shù)=23，則大齒輪的齒數(shù)==2×23=46 模數(shù)如下： 齒高 e.計算載荷系數(shù) 根據v=1.14m/s，8級精度，由 《機械設計》 P194圖10-8，查得動載系數(shù)=1.05，直齒輪，==1 由《機械設計》P193表10-2可查得使用系數(shù)=1 由《機械設計》P196表10-4可查得齒向載荷分布系數(shù)=1.318， 同時有 查《機械設計》P198圖10-13可查得齒向載荷分布系數(shù)=1.24，故載荷系數(shù) =1×1.05×1×1.318=1.384 f.按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由《機械設計》P204式10-10a得=98.6×=100.68mm g.計算模數(shù)m m==100.68/23mm=4.38mm （2）按齒根彎曲強度設計 由《機械設計》P201式10-5可知，彎曲強度的設計公式為 (5-3) 確定計算參數(shù): a.由《機械設計》P208圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限=380MPa，大齒輪的彎曲疲勞強度極限=380MPa. b.由《機械設計》P206圖10-18查得小齒輪的彎曲疲勞壽命系數(shù)=0.97，大齒輪的彎曲疲勞壽命系數(shù)=0.97。 c.計算彎曲疲勞許用應力，取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由《機械設計》P205式10-12得 =0.97×380/1.4=263.286MPa =0.97×380/1.4=263.286MPa d.計算載荷系數(shù)K =1×1.05×1×1.24=1.302 e.根據《機械設計》P200表10-5查齒形系數(shù)、應力校正系數(shù)有 =2.65，=2.32，=1.58，=1.70 f.計算大、小齒輪的并加以比較 =2.65×1.58/263.286=0.0159 =2.32×1.70/263.286=0.0149 小齒輪的數(shù)值大 設計計算： 對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m大于由齒根彎曲強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑有關，可取由彎曲強度算得的模數(shù)4.7mm，并就近圓整為m=5mm。 按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑=100.68mm，算出小齒輪的齒數(shù)=100.68/5=20.136，大齒輪的齒數(shù)=20.136×2=40.272 取 =20，=40 。 （3）幾何尺寸計算 a.計算大、小齒輪分度圓直徑 =5×20=100mm =5×40=200mm b.計算中心距 =（100+200）×5/2=150mm c.計算齒輪寬度 =0.2×100=20mm 故各齒輪齒寬分別取=20mm，=20mm （4）齒輪結構設計 大齒輪因齒輪齒頂圓直徑大于160mm，而又小于500mm，故以選用腹板式結構為宜；小齒輪因齒輪齒頂圓直徑小于160mm，故以選用實心式結構為宜。 5.2 齒輪軸系設計校核 5.2.1 齒輪軸結構設計 在齒輪箱中，共有四根軸：兩根花鍵軸和兩根支撐軸。第一根花鍵軸的作用是傳遞經減速器后傳遞到萬向節(jié)的動力到側邊齒輪箱，同時支撐小齒輪，第二根花鍵軸用來將側邊齒輪箱的動力傳遞給旋耕刀刀軸。兩根支撐軸的作用是支撐兩個大齒輪?；ㄦI軸的樣式如下圖（圖5-2）所示： 圖5-2 花鍵軸結構 Fig.5-2 The structure of spline shaft 軸上零件的裝配順序為；首先從右邊安裝直齒輪，接著在直齒輪的右邊安裝軸套，通過軸套和軸肩來軸向定位齒輪，然后安裝軸承，在齒輪箱數(shù)上，設計了軸承座，軸承沒有承受軸向力，可以用過軸承座和軸承端蓋來定位軸承，最后右邊裝上軸承蓋。其次，左邊只裝上軸承和軸承蓋就可以了。此種裝配方案的設計和選定，既滿足軸的結構簡單，有符合軸上零件裝配方便的要求。 （1）選擇軸的材料及熱處理 選用軸的材料為45鋼，調質處理 （2）根據軸向定位要求確定軸各段直徑和長度 為了計算簡便，方便制造，兩根花鍵軸制作成一樣的結構，并且大小尺寸也相等，由于齒輪傳遞效率的影響，第一根軸所受到的力最大，因此，如果第一根軸滿足設計要求，其他三根也一定滿足要求。 （3）軸的轉向方式：單向旋轉 軸的工作情況：只承受徑向力，無軸向力，因此，只需要按扭轉強度條件進行設計即可。 軸的轉速： 功率： 兩側邊萬向節(jié)傳遞的總功率，左右均勻對稱受力，因此 齒輪直徑d根據 《機械設計》P370 式（15-2） (5-4) 計算 軸的扭轉強度條件為 所選軸的材料為45鋼，調質處理。查表(15-3)，選取。 得 選用 （4）各段長度計算 花鍵軸與旋耕刀刀軸之間由于刀片在切土過程中，會受到不斷地震動，考慮到花鍵連接時受力較為均勻、應力集中較小、對軸和輪轂的強度削弱較小、對中性好等優(yōu)點，決定采用花鍵連接。因為矩形花鍵的定心方式為以小徑定心，定心精度高，定心的穩(wěn)定性好，能用磨削的方法消除熱處理引起的變形。故采用矩形花鍵。根據鍵的長度來確定軸的長度。 強度計算： a.靜連接 　(5-5) b. 動連接 (5-6) 式中：ψ—載荷分布不均系數(shù)，與齒數(shù)多少有關，一般取ψ=0.7～0.8，齒數(shù)多時取偏小值; Z—花鍵的齒數(shù)； l—齒的工作長度，單位mm。 h—花鍵齒側面的工作高度，矩形花鍵，h=［(D-d)/2］-2c，此處D為外花鍵的大徑，d為內 花鍵的小徑，C為倒角尺寸，單位為mm；漸開線花，，，。 —花鍵的平均尺寸 查《機械設計》表6-3，花鍵的許用應力，取 按動連接強度計算： （5）軸的疲勞輕度校核 截面上的扭轉切應力： 軸的材料為45#鋼調質處理，由機械設計教材表15-1查得： =275MPa； 截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數(shù)，按機械設計手冊查取得： 因為r/d=0.0.05 D/d=62/60=1.176 徑插值后可查得： =2.09； =1.6 又由機械設計教材附圖3-1，可得軸的材料敏性系數(shù)為： ； 故有應力集中系數(shù)按式得： 尺寸系數(shù)為： 查《機械設計》 P325得扭轉尺寸系數(shù)為： 軸按磨削加工，由附圖3-4得表面質量系數(shù)為： 軸未經表面強化處理，即： 軸上外花鍵的有效應力集中系數(shù)為： ； 按式機械設計教材3-12得綜合系數(shù)值為： 又由機械設計教材45#的特性系數(shù)為： =0.2～0.3 取=0.25 =0.1～0.15取=0.1 于是計算安全系數(shù)值，按機械設計教材15-6～15-8得： ＞S=1. 故可知其安全。 5.2.2 齒輪軸上結構配置 （1）初選深溝球軸承 因為軸承只承受徑向力而無軸向力作用，因此選用深溝球軸承。他主要承受徑向載荷，也可同時承受較小的軸向載荷，當量摩擦系數(shù)最小，價格最低，可以在提高傳遞效率的同時，降低生產成本。根據上文計算 ，向右的軸徑半徑增加5mm，則，有軸承產品目錄中初步選定0基本游隙組，標準精度等級的深溝球軸承6308，其中尺寸分別為d×D×T=40×90×23. （2）鍵的設計 根據齒輪的寬度，齒輪與軸的固定采用普通平鍵聯(lián)結，根據軸的直徑d=42mm，《機械設計手冊》GB 1096-79；查的普通平鍵的剖面尺寸為:b×h×l=8×8×12，鍵槽用銑刀加工。需要強調指出，為了保證軸向定位可靠，與齒輪相配合部分的軸段長度一段應比轂長約短1-3mm，確定安裝齒輪處的長度為19mm。 5.3 刀輥軸的設計計算說明 材料選擇45鋼，調質處理，旋耕刀結構如下圖（圖5-3）： 圖 5-3 旋耕刀刀軸 Fig.5-3 Rotary blade shaft 查《旋耕機械GB/T 5669-2008》選擇刀輥軸的外徑=80mm。內徑=50mm 深溝球軸承的效率為=0.98，軸上花鍵傳動的效率為=0.98 由=54KW ；=220r/min = ×× (5-7) 得： = 54×0.98×0.98=49.8kw =按最大比壓少于20MPa，即 ＜20MPa 來設計刀輥軸的直徑。 ==19.86＜20MPa　　 扭曲應力驗算 ： 　　　　　(5-8) 其中：=（80-50）/2=15 =1.57×80×15=20655.64 ==74.34MPa＜=185MP 故所設計的刀輥軸的直徑滿足要求。 刀輥軸的外徑為：=80mm 刀輥軸的內徑為：=50mm 外花鍵的個數(shù)為：N=6 外花鍵的平均工作長度為：=30mm 6 設計結論 本次設計臥式雙軸旋耕機是選擇了段老師的畢業(yè)課題，參考了學校工科基地的各種類型的旋耕機的結構，設計出的一種為了提高旋耕機工作效率和耕作質量的一種雙軸旋耕機。它采用四點懸掛的結構與前置拖拉機連接，適用于旱地和水田的犁地和整地的工作。旋耕機工作時，可以一次完成翻垡、整地，作業(yè)后，地表平整，可以避免二次耙地帶來的對土壤二次壓實的不利影響，同時降低了能耗。它的耕深為18 cm，需要掛接在額定輸出功率在50KW以上的拖拉機上。設計中所用到的零件標準件較多，大幅降低了生產成本，同時也方便維修。 7 設計心得 本學期是我在學校求學的最后一個學期，這個學期，我們已經結束了大學所有的必修課程，主要的任務就是完成本次畢業(yè)設計。我是從3月份開始設計的，設計前先從段老師那里領取設計任務書，我的設計任務是雙軸旋耕機的設計。然后就開始正式設計，我們作的第一步就是廣泛的收集資料，了解國內外旋耕機的發(fā)展狀況，同時參觀了校工科基地的旋耕機實物，對旋耕機有了更深的認識。通過廣泛的調研和大量的閱讀旋耕機的相關資料，我認識到了旋耕機是一種應用很廣泛，也很重要的農機器具之一，以及現(xiàn)階段旋耕機存有的問題和目前發(fā)展的方向。 在本次設計中，段老師在繁忙的工作之中，給了我耐心的指導，還兩次帶我們去校工科基地為我們組的同學進行了仔細的講解。感謝在中期檢查時，舒彩霞老師的點撥和鼓勵。 通過本次設計，使本人對以前所學的知識有了系統(tǒng)的回顧，鞏固了對AUTOCAD和CAXA的掌握，還學到了好多新的知識。當然，由于本人水平有限及實踐條件的限制，在設計中存在一些問題、錯誤是難免的，衷心希望老師們批評指正，本人不勝感謝！  參考文獻 1. 王萬鈞，胡中，樂秀梅等．.農業(yè)機械設計手冊（上冊）．中國農業(yè)機械化科學研究所編．北京：機械工業(yè)出版社，1988 2. 孔令德，張認成．旋耕刀的研究現(xiàn)狀與展望．江蘇理工大學學報，1997，18(3)：88-92 3. 孔祥瑩，袁文旭，孔令德．旋耕機研究綜述．山西農機，2000，108（3）：3—5 4. 李濱，崔東．小型農用旋耕機的設計．東北林業(yè)大學學報，.2006，22（5）:23—26 5. 濮良貴，紀名剛，陳國定等．機械設計（第七版）．西北工業(yè)大學機械原理及機械零件教研室編著．北京：高等教育出版社，2001 6. 李寶筏． 農業(yè)機械學．北京：中國農業(yè)出版社，2003 7. 朱賀，肖紅，孔平．翻地機械現(xiàn)狀與發(fā)展趨勢探討．農機化研究．1991，12： 17—22 8. 趙海波，韓金福，田世軍．SGTN—140型雙軸滅茬旋耕機的設計與研究．中國農機化，2003.5 9. 王世剛，王樹才，孫振華等．機械設計實踐與創(chuàng)新．北京：國防工業(yè)出版社，2009 10. 袁棟，朱繼平，丁艷等．GB/T5669—2008．旋耕機械 刀和刀座．南京：農業(yè)部南京農業(yè)機械化研究所，2008 11. 程友聯(lián)，機械原理．北京：中國農業(yè)出版社，2008 12. 范銘新，錢可強.機械制圖.第五版 北京：高等教育出版社，2005 13. 范欽珊，殷雅俊.材料力學 北京：清華大學出版社，2006 14. 李寶筏.農業(yè)機械學 北京：中國農業(yè)出版社，2003.7 15. 孫恒，陳作膜.機械原理.第六版 北京：高等教育出版社，2001 16. 韓偉，高明軍，馮云江．黑龍江省棚室蔬菜機械化生產現(xiàn)狀及發(fā)展對策．農機化研究，1999，10（7）：42-50 17. 何帆．旋耕機新技術．http：//www.zgnj.com/bbs 18. 王穎玉，應富強，潘立等．新型蔬菜大棚小型旋耕機的設計與研究 [J] ．浙江工業(yè)大學報，2007，35（3）：78—82 19. 劉航佳．三箱旋耕機的設計．［學士學位論文］．青島：青島農業(yè)大學，2010 20. 張維安，趙成，王越勇．雙軸滅茬旋耕復式整地機的研究．吉林省長春市農業(yè)機械化研究所，2008，5（3）：15—18 21. 劉剛，尤曉東．小型旋耕機的設計與研究．新產品新技術新機具農業(yè)機械化與電氣化 22. 劉文順，郭偉．1GA型系列雙軸滅茬旋耕機的研制和應用．農機論壇，2008年5月 23. 劉剛，尤曉東．小型旋耕機的研究和設計．遼寧 鞍山：鞍山市農機技術推廣中心，2007.4 24. 李澤曉．如何合理選用旋耕機刀片．農機論壇，2008.5 25. Ken Araya．A Powered Rotary Subsoiler with Pressurized Sewage Sludge 　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　Injection．The Power and Machinery Div of ASAE. August, 1987b, 52:3458-3460 26. K Parlberg, Hanna, ErbachR．Cultivator Design for Interrow Weed Control. Ameican Society of Agricultural Engineers. 1998 27. Yu. M. Zhdanov, V. N. Khoroshavin, Nesmachnov , Nesmachnov．Investigation of an Automatic Control System for Extendable Cultivator Tools Used in Tending Protective Forest Plantation．January 21, 2009 28. S. Ben Yahia, C. Lague, M. Khelifi．Optimum Settings For Rotary S. Ben Yahia, C. Lague, M. Khelifi. Optimum Settings For Rotary Tools Used．American Society of Agricultural．February,1999 29. Bandalan E P, Salokhe V M, Gupta C P, et al．Performance of an oscillating subsoiler in breaking a hardpan .Journal of Terramechanics.　1999, 36(1) :117-125  致謝 值此論文完成之際，我衷心地向指導我完成課題的段宏兵老師，向在中期檢查為我指點教導的舒彩霞老師，向為我提供旋耕機實物的我院研究生學長們，向和我一起度過四年，給我快樂的室友們，向所有給我?guī)椭睦蠋熞约敖o我支持和鼓勵的同學們、朋友們表示最誠摯的謝意。 我衷心地感謝段老師從課題開始一直到現(xiàn)在對我孜孜不倦的教育和指導，讓我鍛煉了不少，學到了很多知識。不是您一次次的鼓勵，一次次給我提供思路，時刻嚴格要求我督促我，我就不會按時完成課題，完成我的論文。您的勤奮敬業(yè)、思維敏銳、治學態(tài)度嚴謹、為人樂觀豁達，在學習和工作上為我樹立了良好的榜樣，使我終身受益。在整個課題設計階段，使我深深體會到了要理論與實際相結合的重要性。 感謝在中期檢查為我指點教導的舒彩霞老師，您嚴謹?shù)闹螌W態(tài)度和熱心的鼓勵是我在本次設計中嚴格要求自己的不竭動力。 同時感謝為我提供研究場所和設備工具的食品科學技術學院的老師和學長學姐們，是您們耐心地給我提供幫助，提供專業(yè)上的知識，共同討論，共同試驗才順利完成了此項課題。對您們的支持和幫助表示誠摯的謝意。 另外，感謝和我一起度過四年，給我快樂的兄弟們。我很榮幸有這樣一個和睦友好，有這樣一個學習氛圍良好的寢室。在兄弟們的支持和鼓勵下，我少了煩惱，多了自信和快樂。他們給了我無私的奉獻，讓我學會了很多，得到了許多，這一生我將終身難忘。 最后，感謝所有給我?guī)椭睦蠋熞约敖o我支持和鼓勵的同學們、朋友們。在您們的幫助和支持下，我才有了今天的成績。今后，我將更加努力，不辜負大家對我的期望。 在此，向以上提到的所有老師，朋友們再次表示最衷心地感謝，謝謝你們！ 由于本人知識水平有限，設計中尚有不足之處敬請老師諒解，并希望老師提出寶貴意見，本人不勝感謝！ 25