变速旋耕机传动系统的设计

变速旋耕机传动系统的设计前言旋耕灭茬机主要来源于农业生产的需要。旋耕机是和配套配套作业的机具，按配套动力分为手扶拖拉机配套旋耕机和轮式拖拉机配套旋耕机两大类。与犁耕和耙耕作业相比，旋耕机作业具有碎土性能好，适应性广，作业效率高等特点。在我国大江南北，无论水田旱田，旋耕机的应用十分普遍，在耕作机械中占有重要的地位。旋耕机的使用极大地提高了土地耕作效率，只需一次旋耕作业即可完成传统耕作方式（先犁田、后耙土）的全部内容。旋耕机具有疏松土壤、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，具有广泛适应性，旋耕机是取代犁的较为理想的农机具。目前国内生产的旋耕机品种型号较多，均以手拖底盘或四轮拖拉机为配套动力，市场上以手拖底盘为配套动力的产品居多，适合单个农户家庭使用。传动方式基本上以链条传动为主，通过旋耕机上的挂接齿轮与拖拉机变速箱内传动齿轮接合，将底盘动力输出到旋耕机主动链轮上，然后再通过链条传动带动从动链轮，进而带动旋耕刀旋转（通过后尾轮调整旋耕刀入土深度），达到旋耕土壤的目的全国生产旋耕机主机的企业有60多家，但都是生产原己定型的无变速型旋耕机，功能单一。有不少生产企业以及农机专业户根据市场的需要，自行；研制了很多种类的多用途旋耕机，但因各种原因，都没有形成大批量生产为此，在现有的基础上，根据普通单一旋耕机和单一灭茬机的功能，我们应该研制一种兼有旋耕碎土和浅耕灭茬双功能的变速灭茬旋耕机。本课题拟解决的问题通过改进设计，增加刀辊轴的转速和转向。在工作时，通过适当的拆卸和改装，就可实现不同功能的作业，以达到一机多能的目的。当需要旋耕时，采用200r/min左右的正旋作业；当需要埋青和灭茬时，采用415r/min左右的反旋作业；本课题的实现解决了现有旋耕机只能旋耕不能灭茬而灭茬机又只能灭茬不能旋耕的问题。1、方案的拟定旋耕灭荐机状态动力为36.75KW(约50马力)动力由拖拉机动力输出，轴经一对圆锥齿轮和侧边圆柱齿轮带动。设计的旋耕灭荐方案满足如下性能、性质要求：1.1、设计参数要求：刀轴转速：正转：200r/min左右（旋耕） 反转：415 r/min左右（埋青 灭茬）设计耕深 14cm（最大设计耕深）工作幅宽 1.6m技术： （1）旋耕灭茬机与拖拉机采用三点悬挂联接，作业时万向传动轴偏置角度不得大于15，田间过埂刀端离地高度150250mm，此时万向传动轴角度不得大于30。切断动力后，旋耕灭茬机最大提升高度达刀端离地250mm以上。（2）、要求旋耕、灭茬作业能覆盖拖拉机轮辙，当幅宽小于拖拉机轮距外缘时，可采用偏配置。（3）、要求结构简单可靠，保证各项性能指标。（4）、设计时考虑加工工艺性和装配工艺性，尽量使用标准件、通用件，以降低制造成本。1.2、方案的设计动力从拖拉机输出轴输出，经一对圆锥齿轮和一组圆柱齿轮传动带动刀轴施耕，此种方案的特点是前后一级传动导用侧边齿轮，正反转的实现通过调整圆锥齿轮来实现。2、运动计算表1 轴次轴轴轴轴刀轴齿数Z1Z2Z3Z4Z5173617暂不定28传动比2.141.64总传动比3.78转速r/min720336200表2轴次轴轴轴轴刀轴齿数Z1Z2Z6Z7Z8173621暂不定17传动比2.140.81总传动比2.95转速r/min720336415表1表示正转，表2表示反转。3、动力计算3.1、各传动副效率圆锥齿轮传动 1=0.98圆柱齿轮 2=0.98 球轴承 3=0.99万向节 4=0.983.2、动力分配3.2.1拖拉机动力输出轴的额定输出功率： 根据有关资料和经验估算，其额定输出功率为：P额=0.8N发=29.40KWn=734r/min3.2.2第一轴及小锥齿轮Z1功率，转速和扭矩：P1=29.40 0.980.99=28.22KWn1=720 r/minT1=9.551063.2.3第二轴及大锥齿轮Z2的Z1功率，转速和扭矩：Pz2=Pz1nz2=TZ2=3.2.4第三轴及齿轮Z3功率，转速和扭矩：Pz3=PZ2nz3=nZ2=336r/minT=9.553.2.5第四轴Z4齿轮功率PZ4=3.2.6第四轴（随轮轴）不传递扭矩，故不校核3.2.7刀轴Z5齿轮功率、转速和扭矩PZ5= PZ4nz5=200r/minT=9.553.2.8第五轴及齿轮Z6功率，转速和扭矩：PZ6= PZ2nz6=nZ2=336r/minT=9.553.2.9第六轴Z7齿轮功率 PZ7=3.2.10刀轴Z8齿轮功率、转速和扭矩PZ8= PZ7nz8=415r/minT=9.553.3、传动零件的设计计算3.3.1 圆锥齿轮的设计（Z1和Z2的设计）(1)选材 直齿锥齿轮加工多为刨齿，不宜采用硬齿面。小齿轮选用40Cr，调质处理，硬度241HB-286HB，取平均硬度260HB，大齿轮选用42SiMn，调质处理，硬度为217HB-255HB,取平均硬度230HB。计算步骤如下： (2)齿数 Z和精度等级 取 Z1=17 Z2 = 36 估计Vm =5m/s 选8级精度 使用寿命KA 由课表12.9 KA =1.50动载系数KV 由课图12.9 KV =1.15齿间载荷分配系数KHa 由课表12.10 估计KA Ft /b100N/mm cos1=/ = 0.91 cos2= =0.42 Zv1 = Z1 /cos1=17/0.91=18.65Zv2 = Zv2/cos2=36/0.42=85.71 =1.88-3.2(1/ Zv1 1/ Zv2 ) =1.63 Z =0.89 KHa =1/ Z=1/ 0.89=1.26齿向载荷分布系数K 由课表12.20及注3 取K =1.9载荷系数k k= KA KV KHa K =1.50 1.15 1.261.9 =4.13转矩T1 T1=3.74 弹性系数ZE 由课表12.12 ZE=189.8节点区域系数ZH 由图12.16 ZH =2.5接触疲劳极限Hlim 由课图12.17c Hlim1 =710 M Pa Hlim2=680M Pa 接触最小安全系数 由课表12.14 SHlim =1.05接触寿命系数 =1.0许用接触应力H H1= Hlim1ZN1/ SHlim =7101/1.05 = 676 M Pa H2= Hlim2ZN2/ SHlim 648M Pa 小轮大端分度圆直径d1 取R =0.3 d =168mm计算圆周速度及KA Ft /bdm1 =(1-0.5R )d1 =(1-0.30.5) 168 =142.8mm由表12.19 Vm =dm1 n0 /60000=5.18m/s 与估计值相近Ft =2T1 / dm1 =2 3.74/142.8=5238N b=R R=R d1 /2sin1=R d1 / =0.3 168/ =121.6mm KA Ft /b=1.505238/121.6=64.61N/mm100N/mm 与原估计值相符(3)确定传动主要尺寸大端模数m m=d1 /Z1 =168/17=9.88mm 由表12.3 取m=10实际大端分度圆直径d d1 =mZ1 =1017=170 d2 =mZ2 =1036=360锥距R R=m =10 =198.64mm齿宽b b=R R=0.3198.64=59.6mm 取b=60mm(4)齿根弯曲疲劳强度计算齿形系数YFa 由课图12.30 YFa1 2.38 YFa2 2.68应力修正系数YSa 由课图12.31 YSa1 =1.54 YSa2 =1.68重合度系数Y Y =0.25+0.75/av (式12.18) =0.25+0.75/1.63 =0.71 齿间载荷分配系数KFa 由表12.10 KA Ft /b100N/mm KFa =1/Y =1/0.71=1.41 载荷系数k k= KA KV KFa K =1.51.151.411.9=4.62弯曲疲劳极限Flim 由图12.23c Flim1=600 M Pa Flim2=570 M Pa 弯曲最小安全系数SFlim 由表12.14 SFlim =1.25弯曲寿命系数YN 由图12.24知 YN1 =YN2 =1.0 尺寸系数Yx 由图12.25 Yx 1.0 许用弯曲应力F F1= Flim1YN1Yx /SFlim =600 1.01.0/1.25 =480 M Pa F2 = Flim2YN2x Yx SFlim =5701.01.0/1.25 =456 M Pa 验算 F1= = =167.8 M Pa F1 F2=F1 YFa2 YSa2 / YFa1 YSa2 =167.962.681.68/3.381.54=140.95 M Pa F2 通过校核 3.3.2 圆柱齿轮的设计（Z3和Z5的设计） (1)选材 小齿轮选用40Cr，调质处理，硬度241HB286HB,取平均硬度260HB 大齿轮选用42SiMn，调质处理217HB255HB，取平均硬度230HB (2)齿面接触疲劳强度计算 初步计算 转矩:; = 齿宽系数： 由课本表12.13取=1.0 =1.0 接触疲劳极限 由课本图12.17C 初步计算的许用接触应力 ： ； 值: 由课本表12.16取 初算小齿轮直径: 取=160mm 校核计算初齿数和模数 初取齿数；+ ； 由课本表12.3取m=9使用系数 : 由课本表12.9 ；载系数 由课本图12.9 齿间载荷分配系数 由课本表12.10，先求； ； ； （=0，外啮合取“+”） 式12.6 = ； ; 由此可得；齿向载荷分布系数 由课本表12.11 =1.17+0.160.16x+0.61 160=1.52 载荷系数 K: 弹性系数 由课本表12.12 节点区域系数 由课本表12.16 .5； 接触最小安全系数 由课本表12.14 应力循环次数 : 接触寿命系数 由课本图12.18 许用接触应力 验算： 计算结果表明，接触疲劳强度较为合适，齿轮尺寸无需调整确定主要尺寸 d1 =mZ1 =917=153mm d2=mZ2=928=252mm 中心距a a=m(Z1 +Z2 )/2=202.5mm 齿宽b b=d d1 =1153=153mm(3)齿根弯曲疲劳强度计算重合度系数Y Y=0.25+0.75/a =0.25+0.75/1.58 =0.72齿间载荷分配系数KFa 由表12.10 KFa =1/Y =1/0.72=1.39 齿向载荷分配系数KF b/h=153/(2.259)=7.56 由图12.14 KF1.44 载荷系数k k= KAKVKFa KF =1.51.071.391.44=3.21 齿形系数YFa 由课图12.21 YFa1 =2.92 YFa2 =2.56 应力修正系数YSa 由课图12.22 YSa1 =1.52 YSa2 =1.61 弯曲极限Flim 由课图12.23c Flim1 =600 M Pa Flim2 =580 M Pa 弯曲最小安全系数SFlim 由表12.14 SFlim =1.25 应力循环次数NL NL1 = 8.06 NL2 = 4.91 弯曲寿命系数YN 由图12.24 YN1 =1.0 YN2 =1.03 尺寸系数Yx 由图12.25 Yx =1.0 许用弯曲应力F F1= Flim1YN1Yx /SFlim =600 1.0 1.0/1.25 = 480 M Pa F2 = Flim2YN2x Yx SFlim =4501.031/1.25 =370.8 M Pa 验算 F1 =2K T3 YFa1 YFa1 Y/bd1 m =23.21 2.951.520.72/1531539 =75.8MPa F1 =75.8MPF1 F1 =F1 YFa2 YSa2 / YFa1 YSa2 =75.82.561.61/2.951.52 =69.6MPa F2 =69.6 MPF2 传动无严重过载，故不做强度校核3.3.3 中间齿轮Z4的设计 根据拖拉机输出轴的高度，以及旋耕机实际入土的深度，据资料查的：旋耕机第四轴离刀轴的高度应为h=462.5mm。由前面的计算已知： 取3.3.4 圆柱齿轮的设计（Z6和Z8的设计） (1)选材 小齿轮选用40Cr，调质处理，硬度241HB286HB,取平均硬度260HB 大齿轮选用42SiMn，调质处理217HB255HB，取平均硬度230HB (2)齿面接触疲劳强度计算 初步计算 转矩:; = 齿宽系数： 由课本表12.13取=1.0 =1.0 接触疲劳极限 由课本图12.17C 初步计算的许用接触应力 ： ； 值: 由课本表12.16取 初算小齿轮直径: 取=168mm 校核计算初齿数和模数 初取齿数； ； 由课本表12.3取m=8使用系数 : 由课本表12.9 ；载系数 由课本图12.9 齿间载荷分配系数 由课本表12.10，先求； ； ； （=0，外啮合取“+”） 式12.6 = ； ; 由此可得；齿向载荷分布系数 由课本表12.11 =1.17+0.160.16x+0.61 168=1.53 载荷系数 K: 弹性系数 由课本表12.12 节点区域系数 由课本表12.16 .5； 接触最小安全系数 由课本表12.14 应力循环次数 : 接触寿命系数 由课本图12.18 许用接触应力 验算： 计算结果表明，接触疲劳强度较为合适，齿轮尺寸无需调整确定主要尺寸 d1 =Mz6 =821=168mm d2=mZ2=817=136mm 中心距a a=m(Z1 +Z2 )/2=152mm 齿宽b b=d d1 =1168=168mm 3.3.3 中间齿轮Z4的设计 根据拖拉机输出轴的高度，以及旋耕机实际入土的深度，据资料查的：旋耕机第四轴离刀轴的高度应为h=462.5mm。由前面的计算已知： 取3.4、轴的选择及计算3.4.1轴一的设计 1）材料：选用45号钢调质处理；2）结构设计： d =112=38.04mm考虑到该轴上开有键槽因此取径向尺寸确定d1 =45mm d2 =50mmd3 与轴承内径配合，为便于安装，取d3 60mm 查表6.7 轴承型号7012C 查表6.7 d4 =68mm d5 与轴承配合， d3 = d5 =60mm d6 =45mm轴向尺寸确定 取L1 =65mm 取L2 =40mm L3 =18mm (表55) L4 =60mm L5 =轴承宽度12mm+挡圈宽度1mm+1mm =18mm齿轮端面与箱体距离L6 取1015mm 小锥齿轮轮毂孔内径d6 =45mm 查表117 l=1.2d=48mm L7 =50mm两轴承跨距 L=60mm轴的草图 轴受力图小锥轮分度圆直径 d1 =168mm平均分度圆直径为 小轮转矩 T1 =3.74 Nmm圆周力 Ft =2 T1 /d m1 =23.74 /142.8=68N径向力 Fr = Ft1 =5.240.930.87 =1.66N轴向力 Fa = Ft1 =940.35N =3480N =-14100N画轴弯矩图水平弯矩图 垂直弯矩图合成弯矩图 画轴转矩图许用应力许用应力值 由课表16.3 0b=95 MPa -1b=55 MPa 应力校正系数 a=-1b/ 0b=0.58画当量弯矩图校核轴径 轴径 1= = =59.5660mm 通过 2= = =33.2745mm 通过3.4.2轴二的设计 1）材料：选用45号钢调质处理；2）结构设计： d =112=48.38mm考虑到该轴上开有键槽因此取径向尺寸确定d1 =55mm d2 =65mmd3 与轴承内径配合，为便于安装，取d3 60mm 查表6.7 轴承型号7015C 查表6.7 d4 =82mm d5 与轴承配合， d3 = d5 =75mm d6 =55mm轴向尺寸确定 取L1 =60mm 取L2 =40mm L3 =18mm (表55) L4 =50mm L5 =轴承宽度12mm+挡圈宽度1mm+1mm =18mm齿轮端面与箱体距离L6 取1015mm 大锥齿轮轮毂孔内径d6 =55mm 查表117 l=1.2d=66mm L7 =66mm两轴承跨距 L=50mm轴的草图轴受力图小锥轮分度圆直径 d1 =360mm平均分度圆直径为 小轮转矩 T1 =7.5 Nmm圆周力 Ft =2 T1 /d m1 =27.5 /142.8=5030N径向力 Fr = Ft1 =5.030.930.87 =1.59N轴向力 Fa = Ft1 =906.66N =62000N =31600N画轴弯矩图水平弯矩图 垂直弯矩图合成弯矩图 画轴转矩图许用应力许用应力值 由课表16.3 0b=95 MPa -1b=55 MPa 应力校正系数 a=-1b/ 0b=0.58画当量弯矩图校核轴径 轴径 1= = =72.4375mm 通过 2= = =42.3256mm 通过3.4.3轴三的设计 1）材料：选用45号钢调质处理；2）结构设计： d =112=48.05mm考虑到该轴上开有键槽因此取轴承选用角接触球轴承，代号7012c（宽度B=18mm）圆柱齿轮的宽度B=160mm，为良好的卡紧，此段轴长应比B小2-3mm齿轮两端用套筒固定取L=10mm轴的草图轴受力图圆柱齿轮的分度圆直径： 圆周力 =2 T3 / d2 =2750000/153= N径向力 =N轴受力图计算支承反力水平（XY)受力图 =5240N =4560N垂直（XZ)受力图垂直面支反力 =1900N =1660N画轴弯矩图画水平弯矩图画垂直弯矩图合成弯矩图画轴转矩图 许用应力许用应力值 由课表16.3 0b=95 MPa -1b=55 MPa 应力校正系数 a=-1b/ 0b=0.58画当量弯矩图当量弯矩 aT=0.58750000=442000Nmm校核轴径 轴径 = =49.1164mm = =41.9255mm3.4.4轴五的设计1）材料：选用45号钢调质处理；2）结构设计： d =112=48.05mm考虑到该轴上开有键槽因此取轴承选用角接触球轴承，代号7012c（宽度B=18mm）圆柱齿轮的宽度B=175mm，为良好的卡紧，此段轴长应比B小2-3mm齿轮两端用套筒固定取L=10mm轴的草图注: 轴四的受力分析与轴三基本相同，故轴四也通过校核。3.4.5轴四的设计1）材料：选用45号钢调质处理；2）结构设计： d =112=55.8mm考虑到该轴上开有键槽因此取轴承选用深沟球轴承，代号GB276-1994-6012（宽度B=18mm）圆柱齿轮的宽度B=156mm，为良好的卡紧，此段轴长应比B小2-3mm齿轮两端用套筒固定取L=10mm轴的草图 注：轴四（随轮轴）不传递扭矩，故不校核。3.4.6轴六的设计1）材料：选用45号钢调质处理；2）结构设计： d =112=57.3mm考虑到该轴上开有键槽因此取轴承选用深沟球轴承，代号GB276-1994-6012（宽度B=18mm）圆柱齿轮的宽度B=156mm，为良好的卡紧，此段轴长应比B小2-3mm齿轮两端用套筒固定取L=10mm轴的草图注：轴六（随轮轴）不传递扭矩，故不校核。3.4.7刀轴的设计1）材料：选用45号钢调质处理；2）结构设计： =112=54.28mm =112=42.95mm考虑到该轴上开有键槽因此取轴承选用角接触球轴承，代号7013（宽度B=20） 左端圆柱齿轮的宽度 =168mm，右端圆柱齿轮的宽度 =153mm，为良好的卡紧，此段轴长应比B小2-3mm齿轮两端用套筒固定取L=10mm轴的草图 轴受力图 圆柱齿轮的分度圆直径： 圆周力 =2 T3 / d2 = N 径向力 =N 圆柱齿轮的分度圆直径： 圆周力 =2 T3 / d2 = N 径向力 =N计算支承反力 =15600N =9220.7N水平（XY)受力图垂直面支反力 =5644.8N =3352.05N垂直（XZ)受力图画轴弯矩图画水平弯矩图画垂直弯矩图合成弯矩图许用应力许用应力值 由课表16.3 0b=95 MPa -1b=55 MPa 应力校正系数 a=-1b/ 0b=0.58当量弯矩 aT=0.581120000=661000Nmm当量弯矩图校核轴径 轴径 = =65.9370mm = =56.9870mm = =47.9360mm3.5、轴承的选择及校核（1）轴一的轴承 轴上所选轴承型号7004AC，基本参数如下表轴承型号d/mmD/mmB/mm基本额定动载荷/KN基本额定静载荷/KN7012C60951838.232.8寿命计算：附加轴承力：查课表18.7得e=0.395 Fs1 =1.27 N Fs2 = 1.3 NX ,Y值 Fa1 / FR1 =12700/.34900=0.36e查表18.7X1 =0.44Y1 =1.42冲击载荷系数fd 查表18.8 fd =1.8当量动载荷 P1 = fd (X1 FR1 + Y1 Fa1 )=6.28 N P2 = fd (X2 FR2 + Y2 Fa2 )=4.37NP2 1.44X0 ，Y0 查表18.12 =0.5 =0.46当量静载荷 P0r1 = X0 FR1 + Y0 Fa1 ) =0.53.49 +0.461.37 P0r1 = FR1=3.49 N 取大者 P0r2= X0 FR2 + Y0 Fa2 =0.51.42 +0.461.27 P0r2 = FR2 = 1.42 N 取大者安全系数S0 正常使用球轴承 由表18.41 S0 =1计算额定静载荷 = S0 P0r1= = N C0r （2）轴二的轴承 查手册7015c主要参数如下： 轴承型号d/mmD/mmB/mm基本额定动载荷/KN基本额定静载荷/KN7015C751152049.546.5（3）轴三的轴承 轴上所选轴承型号7012C，基本参数如下表轴承型号d/mmD/mmB/mm基本额定动载荷/KN基本额定静载荷/KN7012C60951838.232.8（4）轴五的轴承 轴上所选轴承型号7012C，基本参数如下表轴承型号d/mmD/mmB/mm基本额定动载荷/KN基本额定静载荷/KN7012C60951838.232.8（5）轴四和轴六的轴承 轴上所选轴承型号：深沟球轴承6012，基本参数如下表轴承型号d/mmD/mmB/mm基本额定动载荷/KN基本额定静载荷/KN601260951831.524.2（6）刀轴的轴承 轴上所选轴承型号7013C，基本参数如下表轴承型号d/mmD/mmB/mm基本额定动载荷/KN基本额定静载荷/KN7013C651001840.035.5注：轴二，三，四，五，六及刀轴的轴承的校核过程与轴一相同。3.6、键选择及校核3.6.1 轴一的选择 小锥齿轮的连接采用普通平键联结（圆头）GB/T1096型号 由d=45mm取14，键b=14 h=9 l=48 校核键的接触强度l=l-d=34mm 由表7.1取铸钢轮毂键槽的许用挤压应力 由式7.1得连接所能传递的转矩： =0.25 =4.133.74所以选的键合适。 3.6.2 轴二的选择 大锥齿轮的连接采用普通平键联结（圆头）GB/T1096型号 由d=55取，键b=16 h=10 l=63 校核键的接触强度l=l-d=47mm 由表7.1取铸钢轮毂键槽的许用挤压应力 由式7.1得连接所能传递的转矩： =0.25 =7.757.7所以选的键合适。 3.6.2 轴二的选择圆柱齿轮的连接采用普通平键联结（圆头）GB/T1096型号 由d=60取， 校核键的接触强度l=l-d=80mm 由表7.1取铸钢轮毂键槽的许用挤压应力 由式7.1得连接所能传递的转矩： =0.25 =1.587.5 所以选的键合适。 3.6.3轴三的选择 圆柱齿轮的连接采用普通平键联结（圆头）GB/T1096型号 由d=60取 校核键的接触强度l=l-d=80mm 由表7.1取铸钢轮毂键槽的许用挤压应力 由式7.1得连接所能传递的转矩： =0.25 =1.587.5所以选的键合适。 3.6.4轴五的选择 圆柱齿轮的连接采用普通平键联结（圆头）GB/T1096型号 由d=60取 校核键的接触强度l=l-d=100mm 由表7.1取铸钢轮毂键槽的许用挤压应力 由式7.1得连接所能传递的转矩： =0.25 =1.987.5所以选的键合适。 3.6.5轴四和和轴六的选择由于轴四和轴六不传递扭矩，所以选键：GB/T1096 d=60mm，选用相同的键： 3.6.6刀轴键的选择 圆柱齿轮的连接采用普通平键联结（圆头）GB/T1096型号 由d=75 取 校核键的接触强度l=l-d=65mm 由表7.1取铸钢轮毂键槽的许用挤压应力 由式7.1得连接所能传递的转矩： =0.25 =1.751.12所以选的键合适。4.旋耕机各部位附属零件的设计 (1)通气器减速器运转时，由于摩擦发热,机体内温度升高，气压增大，导致润滑油从缝隙向外渗漏,所以在机盖顶部或窥视孔上装通气器，使机体内热空气自由逸处，保证机体内外压力均衡，提高机体有缝隙处的密封性，通气器用带空螺钉制成. (2) 启盖螺钉 为了便于启盖，在机盖侧边的边缘上装一至二个启盖螺钉。在启盖时，可先拧动此螺钉顶起机盖；螺钉上的长度要大于凸缘厚度，钉杆端部要做成圆柱形伙半圆形，以免顶坏螺纹；螺钉直径与凸缘连接螺栓相同。在轴承端盖上也可以安装取盖螺钉,便于拆卸端盖.对于需作轴向调整的套环,装上二个螺钉,便于调整 (3) 定位销 为了保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联接凸缘的长度方向两端各安置一个圆锥定位销。两销相距尽量远些，以提高定位精度。如机体是对称的,销孔位置不应对称布置. (4) 环首螺钉、吊环和吊钩 为了拆卸及搬运，应在机盖上装有环首螺钉或铸出吊钩、吊环，并在机座上铸出吊钩。 （5）调整垫片 用于调整轴承间隙,有的起到调整传动零件轴向位置的作用. （6）密封装置 在伸出轴与端盖之间有间隙,必须安装密封件,以防止漏油和污物进入机体内. 5.旋耕机常见问题 一、旋耕机在作业过程中，拖拉机冒黑烟并伴有打滑等现象，这是由于旋耕机负荷过载所致。负荷过重主要由于旋耕深度太大、土壤粘重或过硬而造成的。遇此情况应适当减少耕深或耕幅，或者将挡位调低，降低机组的前进速度。二、旋耕机作业过程中出现跳动、抖动现象，是由于刀片没有按照使用说明书进行安装或因土壤坚硬等原因引起的。遇此情况因停机检查刀片的安装情况，若刀片装错，应予以纠正。若土壤坚硬应降低机组的前进速度，或增加机组的作业次数；第一遍先浅耕，第二遍再将旋耕机调到预定深度，以满足耕深要求。三、旋耕机作业质量出现问题。间断抛出大块土坷垃或成条出现大土块。间断抛出大土块是由于旋耕机刀片弯曲变形、折断、丢失或严重磨损所致，应视具体情况予以矫正、焊接或更换新刀片；成条出现大土块是由于机手操作不当引起，因为相邻作业衔接不好，出现轻微漏耕现象，遇此情况，应告诫驾驶员，作业时衔接行应有510厘米的衔接区。四、旋耕后地面出现凹凸不平现象。这是由于机组前进速度与旋耕刀轴的转速搭配不当引起，应降低挡位作业，若质量仍无改观，应停机检查，找出原因，予以解决。五、齿轮箱内有杂音。可以从以下几个方面进行检查：齿轮箱内有无异物，伞形齿轮间隙调整是否得当，轴承有无损坏，齿轮有无“掉牙”现象。应根据检查的具体情况予以排除、修理。六、作业过程中，旋耕机刀轴突然出现转不动或转动明显不如前期灵活，很可能是由于齿轮箱内齿轮损坏而咬死、轴承碎裂咬死、刀轴侧板变形、刀轴弯曲变形、刀轴缠草堵泥严重或因齿轮、轴承损坏引起伞齿轮无齿侧间隙等原因引起。应仔细检查各部分，并根据实际情况，排除故障。七、旋耕作业中有金属碰撞声和敲击声，可能由如下原因引起的：传动链条过松与传动箱体相碰；旋刀轴两端刀片、左支臂或传动箱体变形后相互碰撞；刀片固定螺丝松动等。找出原因，调整链条，矫正或更换零部件，拧紧固定螺栓。八、齿轮箱漏油是由于油封、纸垫损坏或箱体有裂纹造成的。排除方法是更换损坏或老化的油封、纸垫，修复或更换箱体等。6.参考文献 1刘会英,杨志强.机械基础综合课程设计M.北京:机械工业出版社，2007.2王大康,卢颂峰.机械设计课程设计M.北京:机械工业出版社,2000.3邱宣怀.机械设计M.第四版.北京：高等教育出版社，1997.4齿轮手册编委会.齿轮手册M.北京:机械工业出版社,2004.5濮良贵,纪名刚.机械设计M.第七版.北京:高等教育出版社，20016朱孝录.齿轮传动设计手册M.北京:化学工业出版社2004.7吴宗泽,罗圣国.机械设计课程设计手册M.第二版.北京:高等教育出版社,2004.8陈立德,牛玉丽.机械设计基础课程设计指导书M.北京: 高等教育出版社，2000.9朱冬梅.画法几何及机械制图M.北京:高等教育出版社,2000.10王知行，刘延荣.机械原理M.北京:高等教育出版社11周宏明，等.旋耕机总体参数的优化设计模型研究J.农业机械学报，2001，（5）.12蔡晓明，陈豫.旋耕机农业市场新亮点J.农业市场报，2005，（1）.