机械毕业设计（论文）-侧边传动式旋耕机的设计【全套图纸】

1 侧边传动式旋耕机的设计侧边传动式旋耕机的设计 学 生： 指导老师： 摘 要：旋耕机是一种实用性强、应用范围广的耕整地机械，具有切土效果好、碎土能力强、 耕后地表平坦等特点，在各种土壤条件下一次性可达到待播状态，可基本满足农业精细耕作的要 求。近年来，我国进行了种植业结构调整，特别是北方地区，耕整用宽幅高速型旋耕机成为发展 方向，大中型拖拉机具有强劲的动力输出、较大的牵引力和悬挂提升能力，为配套旱地耕作型联 合作业提供了先决条件。而旋耕作为驱动型耕作机械，易于更换和附加工作部件，形成灭茬、深 松、碎土、做畦、起垄、开沟、精量半精量播种、深施化肥、铺膜、镇压和喷药等多项作业的结 构紧凑的联合作业机组，大幅度提高了生产效率，降低了作业成本。本次设计的侧边传动式旋耕 机结构简单、生产率高、功率消耗少、经济效率高。 关键词：旋耕机；旋耕刀片；变速箱；传动系统 全套图纸，加全套图纸，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 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 structure 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 enhanced 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 precise 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 high economic efficiency. Key words：Rotary Cultivator；Rotary Blade；Gear-Box；Transmission System 1 前言 旋耕机是一种实用性强、应用范围广的耕整地机械，具有切土效果好、碎土能力 强、耕后地表平坦等特点，在各种土壤条件下一次性可达到待播状态，可基本满足农 业精细耕作的要求。目前，我国与大中型拖拉机配套的旋耕机保有量约15万台，与手 扶拖拉机和小四轮拖拉机配套的旋耕机约200万台。旋耕机在南方水稻生产机械化应 用中已占80的比例，北方的水稻生产、蔬菜种植和旱地灭茬整地也广泛采用了旋耕 机械。近年来，我国北方进行种植业结构调整，大力推行旱改水，水稻种植面积迅速 增加，扩大了对旋耕机械的市场需求。旋耕机得使用可极大的提高土地耕作效率。此 外，旋耕机具有防疏松土壤、秸秆还田、增加土质肥力和消灭土层中害虫的功能，广 泛用于平原、山区及丘陵地带的各种土质田块的作业任务，水旱田兼用，具有广泛使 用性。 目前，在我国成型的旋耕机械产品中，以卧式旋耕机为主流，该种旋耕机对土壤 适用性强、混土效果好，一次作业可达到翻土、碎土和平整地表的要求。但一般耕深 很浅，漏耕严重，工作部件易缠草堵泥且作业时消耗功率较大。在卧式旋耕机中，按 旋耕机切刀轴与拖拉机轮子的转向可分为正传和反转。本次设计为正传式旋耕机。 旋耕机入土深度一般小于旋耕机部件半径的10%20%,考虑到旋耕部件大小所需 的相适应的单位能耗，应使旋耕机刀轴距地面较低，有的设计则依据旋耕部件与耕深 3 的相对关系，把中央调速器直接安装在旋耕部件的轴上。这样可保证农具的最小能耗， 最小的材料消耗和较好的工作质量。 根据目前旋耕机的使用现状，预计旋耕机的研究重点将是以下几个方面： （1）在传动方面，现有的旋耕联合作业机具机架刚性不足，影响传动系统零件 寿命，可靠性低。 （2）旋耕刀具设计参数不合理，作业性能差。 （3）侧边传动式旋耕机部件的结构设计。 （4）与发动机功率匹配。 （5）整机应满足基本农艺要求，耕深1013cm，配套动力为1530KW的拖拉机。 （6）作业后，地膜与垄台要贴实、无皱折、无卷曲、无漏覆。 本次设计主要是要一次同步完成翻土、碎土、平整地表等作业，并且须通过合理 选择参数和优化机构设计，使之整体尺寸、结构设计合理，功率消耗低，满足作业要 求，同时克服其他可能存在的问题。 2 总体方案的选择及确定 随着农业科学技术的发展，旋耕机的研究和使用有很大的进展，出现了多种型式 的产品。通过分析比较本次设计选用卧轴、悬挂式侧边传动的方案，这种结构对土壤 适应强、混土效果好，能一次同步完成翻土、碎土、平整地表的要求，而且结构简单、 效率高。 2.1 工作方式的选择 旋耕切削方式的选择 由于切削方式的不同，旋耕机的功耗及所达到的效果亦有不同。目前有旋耕机刀 辊的旋向与其前进方向的不同，一般可分为以下两种基本形式：正转式和反转式。两 者在工作时的切削速度、刀轴切土扭矩等都表现不同，但反转旋耕机存在的最大问题 是作业时刀片切下的土块容易随刀滚抛向前方，易造成堵塞，不利于旋耕平土。故此 处选正转更合适。 2.2 动力的选择 根据现有拖拉机型号使用性能等情况及任务书的要求，现初选东方红-250的轮式 拖拉机。其参数如下表1： 表 1 东方红-250 的轮式拖拉机技术规格 Tab. 1 Dong fang hong-250-wheeled tractor technical specifications 4 参 数 数 值 型 式 4*2 外型尺寸 （mm） 285013601190 标定功率 （kw） 18.4 最大提升力 （KN） 4.15 速度范围 （Km/h） 1.2527.86 额定牵引 力 （N） 5800 参 数 数 值 轴距 （mm） 1493 最小离地间隙 （mm） 430 后轮轮距 （mm） 1020132 0 结构质量 （kg） 1040 动力输出轴 转速 （r/min） 540/730 动力输出轴 标定功率 （kw） 17.5 3 工作参数的计算及选择 3.1 刀片运动轨迹及其分析 旋耕机工作时，旋耕刀运动轨迹是摆线1。以刀轴旋转中心为原点建立坐标系，x 轴正向和旋耕机前进方向一致，y轴正向垂直向下。 设前进速度为，刀轴旋转角度为，开始时刀片端点位于前方水平位置与x轴 m v 重合，则旋耕刀端点运动方程为： x=Rcost+t m v y=Rsint (1) 式中 R旋耕刀端点转动半径（刀滚回转半径） 图 1 刀片运动轨迹 Fig .l Inserts trajectory 由公式（1）可见旋耕刀端点的绝对运动，其运动轨迹随着R、和的不同 m v 而有不同的形状和特性。将式对时间求导，可得刀片断点在x轴和y轴方向的分速度： =/=- Rsint x v x d t d m v （2） 5 = /= Rcost y v y d t d （3） 刀片端点绝对速度V的大小为： V= tRvRvv myx cos2 22222 （4） 由公式（4）可见R=是旋耕刀端点的圆周线速度，令=/=R/， p v p v m v m v 称为旋耕速度比，它表示旋耕刀端点旋耕速度比与旋耕机前进速度的比值，的大小 对旋耕刀运动轨迹及工作状况有重要影响。 因 = R/ m v 故 = -Rsint= （1-sint） x v m v m v （5） 如果1，即，则不论旋耕刀运动到什么位置，均有0，即刀片端 p v m v x v 点的水平分速度始终与旋耕机前进方向相同，其运动轨迹是短摆线，这时旋耕刀不能 向后切土，而出现刀片端点向前推土的现象，使之不能正常工作。 若1，则当旋耕刀旋转到一定位置时，就会出现0的情况，既刀端绝对运 x v 动的水平分速度与旋耕机前进的方向相反，从而使旋耕刀能够向后切削土壤。只要刀 片开始切土时0，整个切土过程都可满足这个条件。1时刀端运动轨迹为余摆 x v 线。为保证旋耕刀正常切土，刀刃上切土部分各点的运动轨迹都应是余摆线，即其圆 周速度大于旋耕机的前进速度1。 3.2 机组前进速度与刀片回转速度的配合 由以上可知，为保证刀刃切土，刀片从开始切土直到铣切完毕都不应使刀片顶土。 即： = - Rsint0 x v m v （6） 由公式（6）可见在切土过程中刀刃向后的分速度是逐渐增大的。一般旋耕机的 前进速度=0.51.5米/秒，刀片的端点切线速度V=38米/秒。为使机组减少功耗 m v 提高效率需合理选择配合两者的速度2。 3.3 耕作深度 通常耕深与旋耕机的结构参数R和运动参数、R有关。设耕深为H，由刀片运 m v 动轨迹图可知,当旋耕刀端点开始切土时其纵坐标 y=R-H，变换得y= Rsint 则sint=（R-H）/R 6 代入公式（6）中，得： = -（R-H） x v m v （7） 要使 0，必须，（R-H） x v m v 即 HR-/ 或 HR（1-1/） m v 的选择即要保证旋耕机正常工作及满足设计耕深要求，还要综合考虑旋耕机结 构、功率消耗及生产率等其他因素。如增大R、不仅使结构变大，而且回增大切土 扭矩及功率消耗，减小又会降低生产率。目前常用的速度比为=410左右2。根 m v 据旱耕耕深的设计要求取为H=12cm。 3.4 切土节距 沿旋耕机前进方向纵垂面内相邻两把旋耕刀切下的土块厚度，即在同一纵垂面内 相邻两把刀相继切土的时间间隔内旋耕机前进的距离。 =t=60/zn 或 = 2/z z s m v m v z s m v （8） 式中 t刀轴每转一个刀片所需时间，s Z同一旋转平面内的刀片数 n刀轴转数，r/min 由公式（8）可见，增加z或n，变小，切土细碎，但随着转数的提高，功率消 z s 耗亦显著增加。若增加z或n，刀片间距变小，易产生堵塞现象2。故一般为 1012mm。 综上所述，旋耕部分设计时以上各参数相互影响。根据设计任务要求及拖拉机规 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，则=2n/60=20.9rad/s，R=V/=117286mm。若同一 旋转平面内的刀片数Z=2，=6cm。 z s 3.5 耕幅的确定 工作幅宽应根据配套的拖拉机功率的大小，旋耕比能耗（旋耕比阻），耕深要求 等确定。拖拉机输出动力轴功率=17.5Kw取功率利用=0.8，则 e p 1000=BH，为旋耕机工作时的比阻，当h=12cm时，砂壤土Kr：1.21.4 e p r k m v r k kgcm2 。得耕幅为： B= mr e VkH p 1000 7 （9） 将数据代入公式（9），得： B=162cm 60102 . 112 8 . 0 5 . 171000 取 B=90cm。 3.6 机具的配置 由于耕幅B=900拖拉机后轮轮距外缘1020，故要采用偏右侧悬挂。 为消除采用偏右侧悬挂出现耕后左侧留下轮辙，可使机组从地块的右侧进入3。 图 2 耕幅的配置关系 Fig 2 Cultivation sites configuration 3.7 功率耗用 旋耕机工作时所需的功率计算。在耕作过程中，旋耕机工作所需的功率与多种因 素有关，如地块地形、耕深、耕宽、耕速和土壤性质等。功率消耗主要包括旋耕刀切 削土壤消耗的功率、抛掷土块消耗的功率、推动前进消耗的功率、传动部分消耗的功 率及土壤沿水平方向作用与刀辊上的反作用力所消耗的功率。设计时，假定旋耕机组 在比较平坦的田地里进行匀速直线作业，旋耕机工作时所需的功率可用下式估算4。 N= rm kvHB 75 100 （10） 将数据代入公式（10），得： N=1.330.90.120.61210000=10.3Kw 式中：B 旋耕机工作时的耕幅 B=0.9m H 旋耕机工作时的耕深 H=0.12m 8 旋耕机组前进速度 =0.6m/s m v m v Kr 旋耕机工作时的比阻，当h=12cm时，砂壤土Kr：1.21.4 kgc即： 12100001410000N/ 由N=10.3Kw，旋耕机工作装置工作效率取0.85，所需的功率 =N=12.1 1 w p 1 (kW)。动力传动装置效率，可取=0.85，旋耕机工作时所需要的功率 =/=14.3kW，故所选动力满足旋耕机的功率耗损。 0 p w p 4 结构设计 4.1 传动方案拟订 目前有的旋耕机采用变速箱式的传动装置，有的旋耕机动力从中央传给刀轴，整 机受力均匀，根据任务书采用侧边传动。由于侧边齿轮结构复杂，加工精度要求高， 而侧边链传动零件少、质量轻、结构简单、加工精度要求低，所以本设计采用侧边链 传动。 柴油机的输出速度，经V带传到拖拉机的离合器，通过变速箱变速后，一部分动 力传到拖拉机的行走轮上，另一部分传到旋耕机的输入轴上。考虑到旋耕机的设计尺 寸，旋耕机齿轮箱的输入轴和拖拉机变速箱的输出轴可能不在同一直线上，两者之间 采用万向节传动。为了增加旋耕机的输出力矩，在其输入轴和刀轴间采用单级齿轮减 速器和链轮传动4。结构如图2： 1万向节 2圆锥减速机构 3链传动机构 4刀轴总成 图 3 传动方案 Fig 3 Ransmission program 根据与所选轮式拖拉机的连接方式选取图 2 的传动方式，由万向节连接到拖拉机 的动力输出轴。万向节的主要作用是补偿拖拉机动力输出轴与旋耕机第一轴的偏移量， 9 并以最大传动效率和扭矩带动旋耕机工作，同时当负荷更大时保护旋耕机。 4.2 传动装置设计 4.2.1 总传动比的计算及分配 由所选拖拉机的动力输出轴转速和刀滚的工作转速n可确定传动装置的总传动 e n 比i，由=730r/min, n=203r/min。 e n i=/n e n （11） 由公式（11）可知总传动i=3.6，传动比不大，两级减速一对圆锥齿轮和链轮即 可满足要求。考虑到单级圆锥齿轮减速器的传动比不易过大，以减小齿轮的尺寸，便 于加工。取链传动比为 =2，则锥齿轮传动比5： 1 i =i/ =3.6/2=1.8。 0 i 1 i 4.2.2 计算传动装置的运动和动力参数 各轴转速，拖拉机动力输出轴为0轴，减速器输入轴为轴，输出轴为轴，刀 滚轴为 ，各轴转速为： 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 各轴输入功率按旋耕机所耗功率计算各轴输入功率，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 分别为万向节、圆锥齿轮、链轮、滚动轴承的效率。 各轴转矩： T=9550P/n （12） =9550/=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 将以上计算结果整理后列于下表 2： 10 表 2 传动装置动力参数 Table 2 Analysis on main quality of end products of different concentration technology 项目动力输出轴输入轴轴输出轴轴刀滚轴 转速（r/min） 功率（KW） 转矩（Nm） 730 14.3 187.07 730 14 183.15 406 13.18 310.02 203 12.3 578.65 传动比 效率 1 0.96 1.8 0.94 2 0.94 4.2.3 圆锥齿轮计算及校核 齿轮采用 45 号钢，调质处理后齿面硬度 180190HBS，齿轮精度等级为 7 极。取 =20,则=1.820=36。参考机械零件的齿轮计算方法。设计准则：按齿面接触疲 1 Z 2 Z 劳强度设计，再按齿根弯曲疲劳强度校核。 （1） 按齿面接触疲劳强度设计。齿面接触疲劳强度的设计表达式 3 2 1 2 1 )5 . 01 (85 . 0 4 u KT ZZ d RRH 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 选择材料的接触疲劳极根应力为： MPa H 580 lim1 MPa H 560 lim2 选择材料的接触疲劳极根应力为： MPa F 230 lim1 MPa F 210 lim2 应力循环次数 N 由下式计算可得 atnN 11 60 （14） 16830073060 9 1068 . 1 11 则 9 9 1 2 1092 . 0 5 1023. 4 u N N 接触疲劳寿命系数,1 . 1 1N Z02 . 1 2 N Z 弯曲疲劳寿命系数1 21 NN YY 接触疲劳安全系数，弯曲疲劳安全系数,又，试选1 min H S5 . 1 min F S0 . 2 ST Y 。1.3Kt 求许用接触应力和许用弯曲应力： 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 1 min lim1 1 将有关值代入公式（13）可见得： 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 则： sm nd v t /9 . 3 100060 720 4 . 104 100060 11 1 smsm vz /78 . 0 / 100 9 . 320 100 11 动载荷系数；使用系数；齿向载荷分布不均匀系数；齿0 . 1Kv1 A K02 . 1 K 间载荷分配系数取，则，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 取标准模数。 mmm5 （2）计算基本尺寸。 mm zz ma mmmzd mmmzd 140 2 180100 2 180365 100205 21 22 11 （3）校核齿根弯曲疲劳强度。复合齿形系数，取1 . 4 1FS Y8 . 3 2 FS Y7 . 0 Y 校核两齿轮的弯曲强度 23 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 所以齿轮完全达到要求。 表 3 齿轮的几何尺寸 Tab.3 Gear geometry 名称符号公式 13 分度圆直径 齿顶高 齿根高 齿顶圆直径 齿根圆直径 齿顶角 齿根角 分度圆锥角 顶锥角 根锥角 锥距 齿宽 d a h f h a d f 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( 由于小齿轮的分度圆直径较小，所以作成齿轮轴8。 4.2.4 滚子链传动的设计计算 （1）选择链轮齿数， 1 Z 2 Z 假定链速 v=0.63m/s，选取小链轮齿数=15；从动链轮齿数 1 Z 215=30。 12 ZiZ （2）计算功率。由表查得工作情况系数 Ka=1，故： ca p =P=113.18=13.18kw ca p a K （3）确定链条链节数。初定中心距=20p，则链节数为： 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 节 p L （4）确定链条的节距 p。由小链轮系数 =0.77，=0.90，=1.7， z k l k p k = 0 p plz ca kkk p （18） 14 =8.3kw 根据小链轮转速=406r/min 及功率=8.3kw，选链号为 12A 单排链，查表得链 1 n 0 p 节距 P=19.05。 （5）确定链长 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 中心距减小量 a=（0.0020.004）a=（0.0020.004）393=0.781.56mm 实际中心距 a=a-a=393（0.781.56）mm=392.2391.4mm 取 a=392mm （6）验算链速 V。 V= =2.032 m/s 601000 11 pzn 601000 05.1915406 （21） 与原假设相符。 （7）验算小链轮毂孔直径 k d 由表查得小链轮毂孔许用最大直径=46mm maxk d （8）作用在轴上的压轴力 = p F fp K e F （22） 有效圆周力 =100017.1/3.6=4750N e F 按水平布置取压轴力系数=1.15，则：=1.154750=5463N。 fp K p F 15 表 4 滚子链链轮主要尺寸 Table 4 Analysis on main quality of end products of different concentration technology 名称代号公式 分度圆直径 齿顶圆直径 分度圆弦齿高 齿跟圆直径 齿侧凸缘直径 链轮毂孔 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 z 180 46 注：、值取整数，其它尺寸精确到 0.01。 a d g d 4.3 主要工作部件的设计及校核 4.3.1 旋耕机刀片的设计 旋耕机刀片是旋耕机的主要工作部件，刀片的形状及参数对旋耕机的工作质量、 功率消耗有很大影响，为了适应不同的技术要求及土壤状况的要求，目前常用的刀片 有弯形刀片、直角刀片和凿形刀片三种形式。凿形刀片人土性能好，消耗功率较小， 但耕作时易缠草，适用于较疏松的土壤；直角刀片这种刀片刚性好、碎土能力强，易 产生缠草现象1。 弯形刀片：弯形刀的刃口呈弧形，由正面刃口和侧面刃口两部分组成，正面刃口 较宽，正面和侧面刃口均有切削作用。工作时，靠近回转轴的侧切刃先与土壤接触进 行切削，最后由正切刃切削。这种切削过程可把未被侧刃切断的土块、草茎压向未耕 地，以坚硬的未耕地为支撑由正面刃进行切割，这样草茎易被切断。对不能切断的草 茎其曲线刃口可将其推向切削刃的端部而脱落。这种刀片不易缠草，对土壤的适应性 16 好6。 通过比较，选用弯形刀片较适合旋耕机的作业环境。如图4： 1正切刃 2前端部 3侧切刃 4安装孔 5刀柄6侧切部7弯折线 图4 弯刀 Fig4 Scimitar 刀片应在满足农业要求的前提下，尽量作到外形简单、容易制造，并尽可能减小 工作阻力。 弯形刀片由正面刃口和侧面刃口两部分组成，为使刀面刃口满足不缠草和耕耘阻 力小的要求，须对刃口曲线设计，使其具有良好的滑切性能。滑切角是侧面刃口曲线 上某点的运动速度（绝对速度v与该点法线之间的夹角），要使草茎能够沿着刀刃滑 脱的条件是刃口曲线滑切角大于草茎与刀刃对草茎的滑切的摩擦角2。如图5： F F 图5 弯刀摩擦角 Fig 5 Machetes friction angle 图为弯刀片曲线刃口的工作情况，设在刀片刃口曲线上某点p的作用力F（沿着轨 迹切线），草径及土壤的反作用力F，则F= F。过p点做刃口曲线的切线MM，F 与切线MM的夹角为，则使草径沿着刃口曲线向其端点运动的力为Fcos。当此力 大于草径及土壤对刀片的粘着力时，草径就会滑动脱离刀片。由图，角既为滑切角， 此角随着刃口曲线曲率的变化而变化。若要是Fcos值逐渐增大，角就要逐步减 17 小，也就是逐步增大1。 分析表明，满足草径沿着刃口曲线滑动的条件是刃口曲线为螺线。故可面刃口可 采用阿基米德螺线，其参数方程为： R=（1+K） 0 R 式中： 螺旋线的起始半径 0 R R转过角的半径 K系数即螺线的极角每增加1弧度时极径的增量，为一常数，图6示： 图6 旋耕刀刃口曲线 Fig6 Rotary blade curve 根据对上式各参数不同处理，能得到不同形状的刃口曲线，此处根据日本的实验 耕作，要使刀片切刃在潮湿黏土中不缠草，则刃口曲线端点的滑切角=5560， n 刀柄基部滑切角=6070。即比大10为好，故选择K=较为合适4。 0 0 n 18 1 刀片的最大切削半径：的确定与设计耕深和传动箱结构有关，耕深增大， max R max R 要求增大，切削扭矩也随之增大，因此在满足耕深的要求及传动箱结构尺寸允许 max R 的情况下， 尽量取小值。根据设计需要，取=210。 max R max R 侧面刃口曲线的起始半径：为了保证耕深及适宜的刃口长度，刀片切削半径 0 R R。的大小可由下式确定 = 0 R 2 maxmaxmax 22 max 22hhRSSR （23） 式中：s刀片最大进给量； 最大设计耕深。 max h 代入数值公式（23）得，=158 0 R 最大中心包角：角的变化直接影响滑切角，角增大，值也增加，但 max 又受刀片的长度的限制4。为保证滑切角大于刃口与草径或土壤间的摩擦角，根据 实际工作情况选取=40。 max 由以上参数的选取，则螺线的参数方程： 18 R=（1+K）=158（1+） 0 R 18 （24） 正切刀刃刃口曲线除从正面切开土块、切出沟底并切断侧切刃没有切断的草径， 还应保证切深一致。为减小冲击和功率消耗，且具有滑切作用，要求正切刃曲线的侧 面投影落在刀片最大直径所形成的圆柱面上为圆弧的一部分，其俯视图投影为一根与 侧切刃相交的斜线，为达到较好切削性能取=110。 正切刀刃幅度b：b的大小影响旋耕机的工作质量及功率消耗，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2。为了保证 耕深及适宜的刃口长度，考虑目前刀刃幅度设计，取b=50。 正切刃为一斜置平面与圆柱面相贯线一部分，此曲线在展开的圆柱面上是一正弦 曲线。为简化计算，正弦曲线上的斜率即为滑切角的正切。在正切刃上1、2 处的滑 切角可表达为下式： tan= tan= 1 max sin tan 2 min sin tan （25） 式中： 正切刃口面与圆柱面母线的夹角 和决定正切刃口沿圆周方向的最大、最小位置角 max min 由公式（25）可知，正切刃的滑切角与刀滚最大半径极限位置、 max R max 及正切刃的幅度有关4，考虑到工作要求及尺寸结构，在保证正切刃易脱草的条 min 件下，=16，=10，=30。 max min 4.3.2 刀片的配置与排列 为使旋耕机作业时不产生漏耕和堵塞现象，并使刀轴受力均匀。刀片在刀轴上的 排列安装应考虑：刀轴上的刀片应按一定顺序入土，每转过360/z有一把刀片入土， 使扭矩较为均衡，工作平稳；在同一同转平面内，若装两把以上刀片，应保证进给量 相等，以保证碎土质量良好，耕后沟底平整；尽可能增大相继入土刀片在刀轴上的轴 向距离，以免发生堵塞；相邻刀片的角度差应尽量大些，以防夹土及堵塞；采用非对 称刀片时，右弯刀片应尽量交错入土，以减少刀滚上的轴向力。刀片排列应尽量规则， 一般采用螺旋线排列6。 弯刀类刀片有左弯刀、右弯刀之分。按不同的耕作要求选择相应的安装方法。其 安装采用混合安装，左、右弯刀在刀轴上交错对称安装，但刀轴两端的刀片向里弯。 19 耕后地表平整。 经对比为满足要求此设计选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，同一旋转面即上刀片数z=2。则总刀 数为34。采用两条螺旋线进行排列如图7： 图7 刀片配置 Fig 7 Blade configuration 4.3.3 旋耕机刀轴设计 刀轴总成是旋耕机的主要工作部件，由旋耕刀片、旋耕刀座和旋耕刀轴组成。其 结构如图8。刀座由16Mn钢板冲压成“U”型，套合后焊接而成，中间是空心的矩形。 刀片通过螺丝固定在刀座上。刀轴由无缝钢管制成，轴的两端焊有轴头，用来与左右 支臂销连，刀轴上焊有刀座和刀盘，刀座按多头螺线等距离焊合在刀轴上，用以安装 刀片4。 刀座安装刀片，每个刀座上只能固定一把刀，且刀座在刀轴上的位置应根据刀片 排列的要求焊接在刀轴上。 刀座 2. 刀轴 图8 刀轴总成 Fig 8 Inserts shaft assembly 20 刀轴由无缝钢管制成，轴的两端焊有轴头，用来与左右支臂销连，刀轴上焊有刀 座，轴的结构决定于受力情况、轴上零件的布置和固定方式、轴承的类型和尺寸、轴 的毛坯，制造和装配工艺、以及运输、安装等条件。轴的结构，应使轴受力合理，避 免或减轻应力集中，有良好的工艺性，并使轴上零件定位可靠、装配方便。对于要求 刚度大的轴，还应该从结构上考虑减少轴的变形。 轴头的材料为 45 号钢，调制处理。参考机械零件的州的设计： 初估轴径， c=106117,取 c=112 则 3 min n P cd 3 203 3 . 12 112 （26） mm47 各段轴径的确定：初估轴径后，就可按照轴上零件的安装顺序从处开始逐段 min d 确定轴径，上面计算的是轴段的直径，由于轴段上安装链轮，因此轴段直 min d 径的确定需考虑，故轴段直径52mm。 1 d 左端用轴肩固定，考虑到在轴段上装轴承，故取轴径55mm。 2 d 即轴段的直径应与轴承型号的选择同时进行。现取角深沟球轴承型号为 6011， 通常一根轴上的两个轴承取相同型号，故取轴段的直径55mm。 9 d 轴段上用轴肩固定轴承，故取64mm。 3 d 轴段 、根据结构确定=90， =74。 4 d 5 d 轴段 图9 刀轴 Fig9 Inserts shaft assembly 4.3.44.3.4 旋耕机刀轴的强度校核 轴在初步完成结构设计后，进行校核计算。计算准则是满足轴的强度或刚度要求。 进行轴的强度校核计算时，应根据轴的具体受载及应力情况，采取相应的方法，并恰 当地选取其许用应力，对于用于传递转矩的轴应按扭转强度条件计算，对于只受弯矩 21 的轴（心轴）应按弯曲强度条件计算，两者都具备的按疲劳强度条件进行精确校核等。 根据参考教材机械零件的轴的校核。 图 10 轴的受力分析和弯扭矩图 Fig10 Analysis of the axial bending and torque 轴上的转矩T，轴上的传递的功率： 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 画轴的受力简图，见图 10。 计算轴的支撑反力，在水平面上： N ll Frl Q H 37.991 500485 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 画弯矩图 见图 10 22 在水平面上，剖面右侧aa mmNlQM HH 5 . 48081448537.991 11 剖面左侧aa mmNlQM HH 48081550063.961 22 在垂直面上 mmNlQMM V v V 85125500 5 . 1702 21 合成弯矩，剖面左侧aa mmNMMMa VH 54000085125480815 22 22 剖面右侧aa mmNMMaM VH 53900085125480814 22 22 画转矩图 见图 42 mmN d FT t 166845 2 98 3405 2 判断危险截面 截面左右的合成弯矩左侧略大于右侧，扭矩为 T，则判断左侧为危险截面，aa 只要左侧满足强度校核就行了。 轴的弯扭合成强度校核 许用弯曲应力，, Mpa b 60 1 Mpa b 100 0 6 . 0 100 60 0 1 b b 截面左侧aa )1 (1 . 0 43 dW d d1 3 63530mmW 63530 )1668456 . 0(540000)( 2222 W TM e 轴的疲劳强度安全系数校核 23 查得抗拉强度 ，弯曲疲劳强度，剪切疲劳极限Mpa B 650=Mpa300 1 ，等效系数 ， Mpa155 1 2 . 0= 1 . 0= 截面左侧aa 343 127060)1 (2 . 0mmdW 查得，；查得绝对尺寸系数，；轴经磨削加工，1= K8 . 1= K95 . 0 92 . 0 = 表面质量系数。则0 . 1= 弯曲应力 ，MPa W M b 25 . 4 127060 540000 应力幅 Mpa ba 25. 4 平均应力 0= m 切应力 Mpa W T T T 31 . 1 127060 166845 Mpa T ma 66 . 0 2 安全系数 12.67 02 . 025 . 4 95 . 0 0 . 1 1 300 1 ma 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 查许用安全系数，显然 ，则剖面安全。 5 . 13 . 1 S SS aa 其它轴用相同方法计算，结果都满足要求。 4.3.5 罩壳和平土拖板的设计 旋耕起来的土块与罩壳碰撞会进一步破碎。且可防止大块、石块飞出伤人；拖板 可以压碎大土块并平整地表。作业中一定要安装罩壳，调节拉住拖板链条的长短可以 调节拖板的高低1。 为使土块顺利抛掷出去达到较好碎土效果，需对刀片切土时土块运动进行分析， 由于切削方式为正转旋耕，土块由刀片切下后向后加速抛掷，由动量知识可知， P=MV，与速度成正比，故需使加速度充分，此处可设计为较大的间隙。没有后加速的 24 土块会随刀片继续运动，为使土块不过多停留或造成重切采用小间隙。通过分析将罩 壳设计成两个部分，形成大小间隙。这样确定为前段为小间隙其与刀滚同圆心的圆弧 面，而后段是偏心圆弧面。 图 11 罩壳 Fig11 Cover 罩盖与刀尖间隙的大小可根据被切土块的流量估算： Q=HB=34.71290 m v （27） =67500/s 3 cm 土块的速度取为刀滚线速度的 0.6，则 0.6R=0.620.921=219.5cm/s 考虑土块在间隙中运动时必须有较大的膨松，取膨松系数为 2，则间隙： L= BR Q 2 1 2 （28） =7cm L 为大间隙值。 小间隙须有良好的强制作用，可采用优选法，根据有关实验的参数，初选为 s=4cm。 5 机组的调整 旋耕机与拖拉机的联结方式为三点悬挂，合理地确定悬挂参数是旋耕机设计中重 要的一个环节，设计悬挂机构必须满足旋耕机各种工况下的要求，即耕作时万向节夹 角不超过10；地头转弯提升至旋耕机离地100250mm时，夹角不超过10；切断输 出轴动力，提升旋耕机到最高位置时，机下的通过高度一般不小于400mm，万向节伸 缩轴和轴套至少应有40mm的余量 。同时应能使旋耕机尽量靠近拖拉机，一方面，减 少纵向尺寸，操作性好；另一方面，节省材料、减轻重量。 万向节的方轴和方轴套为滑动联接，在旋耕机升降或左右摆动时，方轴能在方套 25 内伸缩，确保正常转动而不至脱出。因此，方轴与主套及夹叉既不能顶死，又必须有 足够的配合长度，否则会损坏拖拉机动力输出轴头，顶裂轴头支承轴承。为防止其顶 死，作业时，必须限制旋耕机的提升高度，地头转弯时，刀片应离地面 lOcm15cm。 旋耕机降到耕深要求时，万向节与旋耕机第 1 轴要接近水平位置。必要时用拖拉机的 上拉杆进行调整。旋耕机工作时，万向节夹角不得超过10，地头转弯时不得超过 30。若超过 3O,万向节就会别劲，发生“咯咯”响声；超过 45，就会损坏万向 节总成。长距离运输时，应把万向节拆下。 与轮式拖拉机配套的旋耕机，其耕深由拖拉机的液压系统控制。整体和半分置式 液压系统应使用位置调节。分置式液压系统使用油缸活塞杆上的定位卡箍调节耕深， 工作时操纵手柄放在“浮动”位置上。因所选拖拉机为半分置式，具有力、位调节操 纵手柄悬挂机构，未设置限深装置。 作业时机架应保持左右水平，前后位置使变速箱处于水平状态。其水平调整是通 过悬挂装置的左右吊杆来调整水平的。 6 结论 本次设计的旋耕机是一种由动力驱动的耕地机械，由拖拉机动力输出轴带动装有 刀片的滚辘旋转而进行工作的。它具有如下作业特点： 1. 碎土性能强，作业后地面 平整。在旱地作业时，拖拉机动力输出轴带动旋耕刀转动，对土壤进行切削，被切削 出来的土块相互撞击而碎裂。土块碎裂后，覆盖均匀平整，地面不会出现犁沟。 2. 纵向结构尺寸及入土行程均较短，地头相应缩小，因而生产率较高。 3. 能充 分发挥拖拉机的功率。 耕地作业时，拖拉机驱动轮可能会打滑，致使牵引力减少。 而旋耕机刀轴转动时，刀片的切削方向与拖拉机的前进方向相反，因而土壤对刀片的 切削反作用力，是与拖拉机前进方向一致的，所以，拖拉机与旋耕机配套作业时，因 旋耕机的旋转，本身就会产生一个推动机器前进的力量，这就能充分发挥拖拉机的功 率。 能够一次完成耕耙作业，减少了作业次数，节约了能耗和时间，在夏收夏种农 忙季节里，可以及时完成生产任务，不误农时。 参考文献 1 南京农业大学.农业机械学M.北京：中国农业出版社，1996:100-110. 2 北京农业机械化学院主编.农业机械学M.北京：农业出版社，1996:68-80. 3 彭克勤主编.农业作业机械使用与维修新技术画本M.长沙：湖南科学技术出版社 2000:9-16. 4 易克传，陈怀明.温室旋耕机的设计J.设计与制造,2005(4):98-99. 26 5 王昆，何小柏等.机械设计课程设计指导书M.北京：高等教育出版社，2002:23-59. 6 李滨，崔东.小型农用旋耕机的设计J.林业机械与木工设备,2006(3):30-34. 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