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本科生毕业设计全套完整版CAD图纸，联系 153893706第1章 绪 论1.1旋耕灭茬机理论和意义旋耕灭茬机主要来源于农业生产的需要。我国大部分农田由于长时间以来耕作方式单一， 使土壤底部形成了坚硬的犁底层，加之多年不施用农家肥，以及大量使用化肥和农药，造成了土壤的污染。致使我国土地的有机质逐年下降，农作物减产或产量不稳。不利于可持续农业和生态农业的发展。而根茬还田是土壤有机质的主要来源之一，对于调节土壤有机质的平衡，改善土壤腐殖质的组成状况和建立良好的农业生态系统都具有重要的理论和现实意义。机械旋耕灭茬技术是对传统的耕作技术机械翻、耙、压耕作模式的重大改革。它是利用旋耕机、灭茬机、联合整地机与其配套的拖拉机所进行的一次性耕地作业技术。现在对于地上秸秆的还田技术已经趋于成熟。但对于根茬，尤其是对玉米根茬的处理,依然是困扰广大农民的一大难题。玉米作为我国主要粮食作物。种植范围广，产量大，仅山东省就有近267万h。但目前机械化水平仍然比较低。玉米根茬的茎秆直径约2226mm,留茬高度约100mm，主根地表下沉深度5060mm，各层的次生根和根须在地表下呈灯笼状分布。最大横截面处直径200250mm。粗大而结实的根茬位于耕作层中，直接进行旋耕碎土作业时，根茬难以切断，而且易缠绕旋耕机刀轴；播种作业时，开沟器遇根茬易发生堵塞,严重时无法正常作业。传统上为了解决这一问题,大多采用人工刨除的方法将玉米根茬清理出农田。这种方式不仅费时费力，而且严重浪费资源。据资料显示：玉米根茬干物质中有机质含量高达75 85，养料丰富。其中含氮075、磷060、钾09。若每公顷还田的根茬干物质为1200kg，则相当于施含5的优质农家肥195 t。20世纪80年代末以来。我国农机工作者在引进国外农业科研成果的基础上自主研究开发出多种类型的秸秆还田机。这类机械多利用高速旋转的甩刀逆向切断茎秆，茎秆不断撞击罩板，并多次受到切割破碎，碎茎秆在刀辊上部甩出。玉米秸秆粗而脆，刚度较强，粉碎这类秸秆采用打击与切割相结合的方式。目前大多数玉米秸秆粉碎机的甩刀都采用斜切式L型，利用滑切作用可以减少3040的切割阻力。对于细软的小麦、水稻秸秆，采用有支承切割较好，且刀刃要求锋利。锤爪式甩刀主要用于大中型粉碎机具上。据不完全统计，近10年来全国推广应用的根茬处理复合作业机具有10多种，主要生产地为吉林、河北、黑龙江、山东等省。单一的根茬处理是将大田作物的根茬粉碎后直接均匀混拌于100mm的耕层中，达到播前整地要求，这种处理也称灭茬作业。根茬处理复合作业是指在碎茬的同时完成其他作业要求，如粉碎地上秸秆、深旋耕及播种等。由于复合作业能减少拖拉机对土壤的压实和动力消耗，因而应用更加广泛。现有的各种机具按作业模式可大致分为灭茬机、旋耕机、旋耕灭茬机、深松旋耕灭茬机以及联合整地机等。1.2旋耕灭茬机现状我国北方旱作地区已推广的玉米秸秆及根茬粉碎还田技术是将地上秸秆粉碎，再用旋耕机深旋翻，将碎秸秆和残茬翻埋到土层中。在破茬作业中，旋耕机的深旋翻是为了使土壤能完全掩埋秸秆，但根茬并未完全被切碎，一部分根须与土壤粘附在一起的根茬翻到地表，反而增加了播种作业的难度。由于碎茬和碎土对刀轴转速、刀片形状的要求不同，故旋耕灭茬机具应采用双刀轴旋转作业。前轴刀片破碎根茬，深度50mm(约为玉米主根地下深度)；后轴刀片旋耕碎土，并对部分根茬2次破碎，深度100120mm。双刀轴确能满足茬和土的不同切碎要求但结构相对较为复杂。正转旋耕灭茬机由于受到旋转方向及结构的限制，覆盖性能差。试验表明：当秸秆留茬为300400mm时，正转旋耕灭茬机作业后的植被覆盖率仅为40。这给秸秆还田的新农艺带来了不良影响，致使许多农户放火烧秸，造成大量有机肥的浪费。反转旋耕灭茬机是近年来投入使用的一种新机具，其刀辊旋转方向与拖拉机驱动轮旋转方向相反，从耕底层将留茬和土壤一起通过刀辊和罩壳间隙抛向后方，经挡草栅栏分离后，留茬的绝大部分在栅栏前落地，被击碎的土块通过栅栏碰到罩壳后再覆盖在留茬上，达到埋茬的目的。同时土块按上粗下细的顺序依次覆盖在留茬上，分层显著，透气性好，并且不扰乱土层，满足农艺要求。因此今后的旋耕灭茬机械应向双轴、反转的复合作业机械方向发展。我国与大中型拖拉机配套的旋耕灭茬机保有量有15万台，与手扶拖拉机与小四轮拖拉机配套的旋耕机约有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。旋耕灭茬机的发展至今已有150多年的历史，最初在英、美国家由3-4kW内燃机驱动，主要用于庭园耕作，直到L型旋耕刀研制成功后，旋耕机才进入大田作业。20世纪初，日本从欧洲引进旱田旋耕机后，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，解决了刀齿和刀轴的缠草问题，旋耕机得到了迅速发展。孟加拉国2000年水稻收获面积为1070万h。农业机械发展才刚刚起步，目前只有部分灌溉和耕种设备实现了机械作业。考虑其种植方式和耕地大小，对各种型号的旋耕机需求非常大，其进行了自发研究但在很大层度上不能满足国内的需求。旋耕灭茬机可与3340.4kw(4550马力)级各型号拖拉机配套。在一台主机上只需拆装少量零部件，就能进行旋耕、灭茬、条播、化肥深施等多种农田作业。该机具主要适用于埋青、秸杆还田式在大中型联合收割机作业后的稻麦高留茬的田块上进行反转灭茬、正转旋耕、三麦条播、与半精量播种、化肥深施等多种农田作业。我在本设计中研究旋耕机的主要内容：(1) 参与总体方案设计，绘制灭茬机工作总图,设计左右支臂、第二动力轴及有关轴承座等。(2) 拖拉机佩带旋耕机灭茬机作业,使用13档前进速度，其中旋耕机灭茬时使用12档，旋耕时使用3档；(3) 刀棍转速:正转 :200r/min左右(旋耕) 400500r/min(破垡) 反转 :200r/min左右(埋青 灭茬)(4) 最大设计耕深14cm，根据同类旋耕机类比，设计宽幅为1.61.7m。本课题拟解决的问题是通过改进设计，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；当需要破垡和水田耕整时，采用500r/min左右的正旋作业；当需要埋青和灭茬时，采用200r/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。第2章 旋耕灭茬机总体方案的确定2.1旋耕灭茬机总体传动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。设计的旋耕灭茬方案满足如下性能、性质参数要求如下：刀轴转速：正转：200r/min左右（旋耕） 500r/min左右（破垡） 反转：200 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。2.2旋耕灭茬机总传动方案的选择为了使设计的施耕机既能满足多项指标，又能结构合理，造价低，在市场上具有一定的先进性为此拟定二套方案对此进行分析：方案1图2.1传动方案一正转动力由拖拉机动力输出轴经一对圆锥齿和一组四级齿轮带动刀轴旋耕，此种方案的工作特色：最后一级动力由中间齿轮传动，两边由侧板支撑，高低档转速通过拨挡实现，正反转通过调整圆锥齿轮的啮合方向来实现。（此方法的对称性较好，刚性高，强度高。但在中间齿轮的底下会出现漏耕土壤的现象，需要增加一个部件才能解决此现象）采用拔档变速，操作较为方便，但结构复杂，造价高。（见图2.1图2.2）图2.2传动方案一反转方案2图2.3传动方案二正转图2.4传动方案二反转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旋耕，第二轴到刀轴的传动用侧边齿轮来实现，正反转的实现通过调整圆锥齿轮的啮合方向，高低速的实现通过对调侧齿轮箱的高低速齿轮方向，图2.3为正转，图2.4为反转。2.3方案对比分析方案1、两端平衡，受力匀称，刚性好，但在中间齿轮的底下出现漏耕土壤，需增设其它部件以耕除漏耕土壤，采用拨挡变速，操作较好方便，但结构比较复杂，造价高。方案2、采用侧边传动，平衡性较差，一般用偏置，刚性较差，但无需要加漏耕装置，结构简单，通过拆下侧边齿轮，然后调头安装以达到变速的目的，简单，操作不是很方便，农机机械不是交通工具，需要经常变速和换向。农机机械的使用常常一季节只使用一个作业项目，不需要经常拆装。方案2比方案1结构简单、造价低，方案2更切合实际的需要，所以方案2为选用方案。2.4本章小结 本章主要对旋耕灭茬机的传动方案进行设计，对其在满足使用功能的前提下考虑经济性最终确定方案，提供了理论依据，确保了下一步 过程的顺利，使我们能够更好的设计传动部件。第3章 旋耕灭茬机总体运动计算3.1旋耕灭茬机总体传动组成由农用机提供动力源通过轴传递，再经直齿锥齿轮Z1 、Z2改变运动方向，再由轴的传递至侧箱体中，由Z3、Z4 、Z5传递到齿轮Z6 再由轴带动刀具实现旋耕、灭茬功能。其中Z3采用较小的齿数，为了减小侧齿轮外径尺寸，以尽可能增加齿刀的耕作深度。隋轮齿数Z4、Z5的齿数待总体结构尺寸确定后再定，任务书要求，按照方案2的传动路线，故万向节计算传动比，分配和各轴的轨迹，参数如表3.1、3.2所示。表3.1 齿数、转速与传动比轴次轴轴轴轴轴齿数Z1Z2Z3Z4Z5Z6143015暂不定暂不定22传动比2.141.47总传动比3.15转速r/min734343233表3.2齿数、转速与传动比轴次轴轴轴轴轴齿数Z1Z2Z3Z4Z5Z6143022暂不定暂不定15传动比2.140.68总传动比1.46转速r/min7343435043.2旋耕灭茬机总体动力计算旋耕灭茬机在动转、旋耕和反转灭茬时，消耗功率最大，而在水田作业和存垡作业时消耗的功率较小，也就是说，设在低速档作业时，消耗的功能较大，在高速当时，消耗的功率较小，因此，动力计算只需要对低速传动计算，正转和反转都是低速运动路线传动比一样，不同的只是方向相反，故我只按其中一种情况进行计算。各传动副效率圆锥齿轮传动 1=0.96圆柱齿轮 2=0.96滚柱轴承 3=0.98球轴承 4=0.99万向节 5=0.963.3旋耕灭茬机总体动力分配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=0.8 N发 （3.1）=29.40KWn=734r/min第一轴及小锥齿轮Z的功率、转速和扭矩： P1=KW （3.2）n1=734 r/min T1=9.55106 （3.3）NmmPZ1=KWnZ1=734r/minTZ1= Nmm大锥齿轮Z2的功率、转速和扭矩为： Pz2=Pz1KW （3.4）nz2= TZ2= N mm （3.5）第二轴的功率、转速和扭矩为： p=PZ2KW （3.6）n=nZ2=343r/min T=9.55 N mm （3.7）第二轴Z3齿轮功率、转速和扭矩为：PZ3= p=26.02KWnZ3=n=343r/minTZ3=T=7.24106 N mm第轴Z4齿轮功率PZ4=第轴（惰轮轴）不传递扭矩，故不校核：第轴Z5齿轮功率PZ5=PZ4第轴（惰轮轴）的传递扭矩，故不校核刀轴Z6齿轮功率、转速和扭矩为： PZ6=P Z5 （3.8） Nmm （3.9）刀轴的功率、转速和扭矩为：KWT Nmm表3.3各轴扭矩、转速、功率轴次动力轴轴轴轴刀轴输出轴轴Z1轴Z2Z3Z4Z5轴Z6P功率（KW）29.427.6627.126.0226.5526.0224.9823.9822.7922.79N转速（r/min）734734734343343343233233T扭矩(Nmn）3.61053.531057.241057.391057.241057.51059.51053.4本章小结本章主要根据功能要求，计算总动力输入，计算总传动比及合理分配各级传动比 。进一步通过计算分配各轴功率。计算个轴扭矩和转速。为设计各主要传动部件提供理论。第4章主要零件的强度校核4.1 直齿圆柱齿轮的强度计算4.1.1直齿圆柱齿轮的材料、精度和齿数选择 根据同类型结构，大小齿轮构造选用20CrMnTi表面渗碳后淬火，硬度选用5662HRC齿轮精度用8级，轮齿表面粗糙度为Ra1.6硬齿面闭式传动，失效形式为点蚀Z3=15 Z4=23 i= （4.1）4.1.2直齿圆柱齿轮的主要强度的计算设计准则：按齿轮齿面接触疲劳强度设计，再按齿根弯曲疲劳强度校核；按齿面接触疲劳强度设计； （4.2） （4.3）选取材料的接触疲劳极限应力为： 选取材料的弯曲劳极限应力为： 应力循环次数N （4.5）计算得 则 （4.6）接触疲劳寿命系数ZN1=1 ZN2=1弯曲疲劳寿命系数YN1=YN2=1查得接触疲劳安全系数SHmin=1, 弯曲疲劳安全系数SHmin=1.4,又YST=2.0,试选Kt=1.3;求许用接触应力和弯曲应力；MPa （4.7）MPa （4.8）MPa （4.9）MPa （4.10） （4.11）mm （4.12） 取：KV=1.03KA=1.35， （4.13）修正mm （4.14）mm （4.15）取得标准模数m=7mm； 因为要确保耕深，提高承载能力所以选择了15齿，而为加工不产生根切的最少齿数为17，我选择小齿轮齿数为15，小于最小根切数，因而15齿的齿轮加工时一定会产生根切，所以小齿轮要用变位齿轮（正变位）。4.1.3第一对直齿圆柱齿轮的主要参数的计算查表12.7得 总变位X=0.80mm根据类比得X3=0.28mm X4=0.52mm分度圆直径 mm mm压力角 啮合角 中心距变动系数 中心距 mm齿高变动系数 mm齿数比 节圆直径 mm mm齿顶高 mm mm齿根高 mm mm全齿高 mm mm齿顶圆直径 mm mm齿根圆直径 mm mm公法线长度 mm mm跨测齿数 k3=2 k4=3固定弦齿厚 mm mm固定弦齿高 mm第个支持圆柱齿轮结构设计如图4.1所示。图4.1直齿圆柱齿轮结构图4.1.4第二对直齿圆柱齿轮的主要参数的计算由参考文献5表12.7得 总变位X=0.87mm根据类比得X5=X4=0.52mm X6=0.35mm分度圆直径 mm mm压力角 啮合角 中心距变动系数 中心距 mm齿高变动系数 mm齿数比 节圆直径 mm mm齿顶高 mm齿根高 mm全齿高 mm齿顶圆直径 mm齿根圆直径 mm公法线长度 mm 跨测齿数 k6=3 固定弦齿厚 mm 固定弦齿高 mm 4.1.5锥齿轮的参数计算 由参考文献5表5.1查得45钢硬度为217255HBS，取硬度为225255HBS。大齿轮选用45钢调制处理。硬度为162217HBS，取190217HBS。齿轮精度等级为7级。按齿面接触疲劳强度设计计算（由参考文献5公式5.54）dmm （4.16）式中=9.55 N.m =360N.m初选载荷系数=1.65节点区域系数： = （4.17）（由文献5表5.5）得，弹性系数 MPa取齿宽系数文献5图5.16得：MPa，MPa由文献5式5.28得：= = 0.9575MPa=517.5MPa （4.18）=0.9550MPa=495MPa （4.19）dmm （4.20）124.5mm=i=2.14齿轮数取=14;= =2.1414=29.96取=30实际传动比和理论值相同。m=124.5/14=8.8 (4.21)取标准模数m=9=914=126mm (4.22)mm由文献5表5.3得使用系数=1.00由文献5图5.4得动载系数=1.00 =mm （4.23）mm取45mm计算锥齿轮的分度圆锥角： (4.24)齿顶圆直径，： = (4.25) = 126+219=142.31mm (4.26)=270+219=277.61mm齿根圆直径，：= (4.27) =126-2（1+0.2）9=106.43mm= (4.28) =2702（1+0.2）9=262.31mm齿顶角的计算，：= (4.29)=齿根角，= (4.30)=顶锥角，=+ (4.31) =(25.01+3.45) =28.4669=+ =（64.98+4.15） =69.13小齿轮圆中点分度圆直径=（1-0.5b/R） (4.32) =126（1-0.545/148.97）=143.7mm运算圆周速度= (4.33) =5.5m/s由表选择7级精度合宜校核齿根弯曲疲劳强度 (4.34)当量齿数,计算锥齿轮的速度系数Z=15.45 (4.35) Z=90.9由Z和Z查 5表12.8得： =4.05=3.85由文献6图5.14外齿轮齿形系数：Z90，所以 =1.05 =1.054.05=4.25，Z90，所以 =1.10 =1.103.85=4.24由文献6图5.18b齿根疲劳弯曲极限：=230MPa，=210MPa由文献6式5.31：=1.14=1.4230=322MPa （4.36）=1.4=1.4210=294MPa （4.37） = MPa (4.38) =242.32安全= (4.39)=242.324.24/4.25=241.75 安全锥齿轮主要参数：传动比 i=2.14齿数 Z=14 Z=30分度圆直径 =126mm =270mm齿型系数 h=1 c=0.2 =20锥距=mm (4.40)图 4.2大锥齿轮结构图4.2轴的选择及计算4.2.1第II轴的设计及校核1.估算轴的基本直径选用45钢调制处理，估计直径d100由参考文献5表11.11表查得=650MPa ,表11.3，C=118d =118=39.56mm (4.41) 2.轴的结构设计表4.1初定各轴段直径位置轴直径/mm说明螺帽处39为满足定位与安装,取标准螺帽39mm,两端相同齿轮处45考虑齿轮从右端装入，齿轮孔径应稍大于轴承，并为标准直径轴承处50因轴承需要承受径向力及轴向力，轴承内径应稍大于油封处轴径，并符合滚动轴承标准内径，故取轴径为50,选用圆柱滚子轴承传动轴处55此段轴是轴承的定位作用，应略大于轴承段轴直径所以取55表4.2确定各轴段长度位置轴段长度/mm说明螺帽处18此段轴应长于标准螺帽的长度切不能与端盖接触故取18mm两端相同齿轮处47此段轴长度包括两个部分：齿轮宽度和定位的套筒故取47mm轴承处30考虑到箱体制造误差、装配方式等方面该段轴长为30mm两端相同传递力处1681中间轴上有大锥齿轮、花键轴和轴环，总长为1681mm全轴长1833（18+47+30+1681+30+18）mm=1833mm（3）传动零件的轴向固定，齿轮处采用A型普通平键，齿轮处键A1230GB/T1096-2003。（4）其它尺寸 为加工方便，并参照型轴承的安装尺寸，轴上过渡圆角半径全部取r=1mm；轴端倒角为C23轴的受力分析（1）求轴传递的转矩T= Nmm (4.42)(2)求轴上的作用力 齿轮的切向力N (4.43) (4.44)齿轮上径向力N (4.45)齿轮上的轴向力=13790.5/cos2012958.83N (4.46)(3)各点受弯矩30240.75N (4.47)153100.85N (4.48)=644030.5+740-13790.5770.5=0=14093.5N同理以C点为支点=6137.0N由图可知T=7.24Nmm（4）按当量弯矩校核轴的强度 由图可知截面B的弯矩、转矩皆为最大，且相对尺寸较小，所以是危险截面，应与校核 。截面B的当量弯矩为 Nmm (4.49)由5图11.4查得，对于45号钢MPa，其中MPa,故按5（11-3）得MPa=35.78MPaMPa (4.50)因此，轴的强度够 图4.3传动轴的强度计算图4.4传动轴结构图4.2.2第IV根轴的设计及校核1估算轴的基本直径选用45钢，调制处理，估计值径d100mm由5表查的=650MPa,查5表11-3，C=118d =118=39.56mm (4.51)2轴的结构设计表4.3初定各轴段直径位置轴直径说明轴承处60因轴承需要承受径向力及轴向力，轴承内径应稍大于油封处轴径，并符合滚动轴承标准内径，故取轴径为60选用圆柱滚子轴承，初定轴承型号为32212，两端相同螺帽处39为满足定位与安装取标准螺帽39mm两端相同齿轮处55考虑齿轮从右端装入，齿轮孔径应稍大于轴承， 并为标准直径端盖处65起到密封工作部分，为固定轴承应稍大于轴承处直径故选择65mm两端相同装刀处75由于该处刀为安装式，所以要保证轴的强度，选择75mm左轴承轴肩处65为便于轴承拆卸，轴肩高度不能过高，按32212型轴承安装尺寸表4.4确定各轴段长度位置轴段长度/mm说明螺帽处21此段轴应长于标准螺帽的长度切不能与端盖接触故取21mm两端相同齿轮处42此段轴长度包括两个部分：齿轮宽度和定位的套筒故取42mm轴承处30考虑到箱体制造误差、装配方式等方面该段轴长为30mm两端相同轴承端盖处32为方便零件的拆装及内部的尺寸，故该段长度为32mm安装犁刀处1650由于要预留左边的零件安装尺寸，所以该段长度为1650mm轴端挡盖处8由于要进行密封所以该段为固定挡盖，故该段长度为8mm全轴长1833（21+42+30+32+1650+9+8+20+30+21）mm=1833（3）传动零件的轴向固定 齿轮处采用A型普通平键，齿轮处键A1230GB/T1096-2003。（4）其它尺寸为加工方便，并参照32212型轴承的安装尺寸5，轴上过渡圆角半径全部取r=1mm；轴端倒角为C2。3轴的受力分析（1）求轴的传递的转矩由（3.9）得 Nmm （4.52） (2)求轴上的作用力 N （4.53）齿轮上的径向力=4396N (4.54)=2256N (4.55)齿轮上的轴向力由于刀在轴上成对称分布所以取=0（3）确定轴的跨距参看5图11-12。并查的32212型轴承的值为25mm，故左、右轴承的支反力作用点至齿轮力作用点的间距皆为（1/21629+30-25）mm=839mm4按当量弯矩校核轴的强度（1）做轴的空间受力简图（见图4.5b）（2）作水平面受力图及弯矩图（见图4.5c）N (4.56)=2563N (4.57)=2075839=1741Nmm (4.58)因为=0所以 =1741Nmm =439646=202Nmm（3）做垂直受力图及弯矩图（图4.5d）N (4.59)N (4.60)Nmm Nmm（4）做合成弯矩M图（图4.5e） Nmm (4.61) Nmm (4.62)(5) 作转矩T图（4.1f） Nmm(6) 按当量弯矩校核轴的强度由图4.5a、e、f可见，截面B的弯矩、转矩皆为最大，且相对尺寸较小，所以是危险截面，应与校核。截面B的当量弯矩为 Nmm由5表11 .4查得，对于45号钢MPa，其中MPa,故按5得MPa=52.15MPaMPa (4.63)因此，轴的强度够。图4.5刀轴的强度计算通过计算 刀轴结构如图4.6所示图4.6刀轴结构图在侧边齿轮箱中的第轴、第轴为惰轮轴不传递扭矩，故在轴的设计计算时无需对其进行强度校核。图4.7中间轴结构图本设计对第轴、第轴的尺寸和质量均无特殊要求，所以我们对其材料的选择只要从经济性和实用性上进行考虑，只需选用45号钢，进行调质处理就可以达到使用时的要求。其基本形状如图（图4.7）所示；查的=650MPa ,取C=120d =120=39.8mm (4.64)取标准直径的d=40mm表4.5确定各轴段直径位置 轴直径/mm说明轴承处40由于不传递扭矩，所以选用采用深沟球轴承，为方便轴承从右端装拆，取轴径为40，初定轴承型号为6308，两端相同齿轮处50考虑齿轮从右端装入，齿轮孔径应稍大于轴承处直径，并未标准直径 表4.6确定各轴段长度位置轴段长度/mm说明右端轴承处33此段轴只有轴承，故该轴段长度为33mm齿轮处40此段部分只有齿轮因此该段轴长为40mm左端轴承处25此段轴只有轴承，股该轴段长度为25mm全轴总长98（25+40+33）mm=98mm（3）传动零件的周向固定 齿轮处采用A型普通平键，齿轮处为键A1228GB/T1096-2003。（4）其他尺寸 为加工方便，并参照6308球轴承的安装尺寸（见轴承手册），轴上过渡圆半径全部取r=1mm；轴端倒角C2。4.3轴承的选择4.3.1第II轴上的轴承寿命计算轴承验算（1）计算轴承的当量动载荷分析轴系可知，轴的安装方式为两端固定式，所以，作用在轴上的轴向力由轴的两端轴承承受，即由文献5表9.4温度系数 =1.0由文献5表9.7冲击载荷系数 由文献5表7.2.16得 N N由查文献5表9.6得=0.35查文献5表9.6得轴向系数，径向系数 由文献5式9.10N (4.65)（2）验算轴承寿命由文献5式（9.6）=16000h (4.66)4.3.2第V轴上的轴承寿命计算轴承验算（1）计算轴承的当量动载荷分析轴系可知，轴的安装方式为两端固定式，所以，作用在轴上的轴向力由轴的两端轴承承受，即由文献5表9.4温度系数=1.0由文献5表9.7冲击载荷系数由文献5表7.2.16得N N由查文献5表9.6得=0.4查文献5表9.6得轴向系数，径向系数 由文献5式9.10N (4.67)（2）验算轴承寿命由文献6式（9.6）=14272h (4.68)在本设计中, 第轴、第轴上主要承受轴向力,承受扭矩很小,故选择球轴承即可。根据轴的外形尺寸、和轴径要求在手册选择6308球轴承。4.4本章小结本章主要介绍了典型零件轴、齿轮的设计计算，轴即受到弯矩同时又受到转矩作用，尺寸计算。还对轴进行了强度校核，并对齿轮的尺寸进行了计算，为今后的设计提供理论支持结 论旋耕灭茬机总体及侧边传动装置设计，来源于生产实际。本设计主要是在普通卧式旋耕机的基础上改进设计,使之既能旋耕又能灭茬，以实现一机多用。设计的主要内容为：总体方案从确定、灭茬状态总装配图，设计侧边或中间齿轮传动装置及刀辊轴。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。旋耕灭茬机总体及侧边传动装置的设计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。本设计的优点：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不能旋耕的问题；本机相对其他选跟灭茬机来说方便拆卸，而且可用于多种农用机，密封性好；本机的制造成本较低，更有利于大规模生产，更加适合推广。本设计的缺点：其中万向节应注意容易损坏，需要经常保养。设计中涉及到机械制造 、机械设计等多方面学科知识。通过大量的计算阐述了传动部件结构的可行性和性能特点，在设计过程中通过大量的文献资料的阅读，以大量的理论作为依据实现了旋耕灭茬机的总体传动方案的设计。由于时间太短在设计中还有很多问题没有考虑到，需要在以后的设计中完善。参考文献1中国农业机械化科学研究院.农业机械设计手册S.上册.北京：中国农业科学技术出版社，20072中国农业机械化科学研究院.农业机械设计手册S.下册.北京：中国农业科学技术出版社，20073山东省农业机械化研究所岳芹，李艳，李淑近等.机械旋耕灭茬技术发展J.山东：农业装备与车辆工程，2007（5）：10.124张欣悦，李连豪，汪春，等.1GSZ-350型灭茬旋耕联合整地机的设计与试验J.黑龙江：农业工程学报，2009，25(5)：73-775赵伟，张文春，周志立，等.深松旋耕组合作业机的研制与试验研究J.农业工程学报，2007，23(1)：125-128 6中国农业机械化科学研究院.农业机械设计手册（上）S.北京：中国农业科学技术出版社，2007：223-249.297 -299 7赵伟，周志立，牛毅，等.深松与旋耕组合作业机具的开发J.农业机械学报，2007，38(2)：79-82 8成大先主编.机械设计手册（第四卷第五版）S化学工业出版社9大连理工大学工程画教教研室.机械制图M 北京：高等教育出版社，2010.910高丽红.旋拼刀的设计及排列浅析J，机械管理开发，2007，4（2）：16-1811马兰.机械制图M.北京：机械工业出版社.2006.5 12吴宗泽.罗圣国.机械设计课程设计手册S.北京：高等教育出版社. 2006.5 13濮良贵.纪明刚.机械设计（第八版）. 北京：高等教育出版社. 2010.514喻子建.张磊.邵伟平主编.机械设计习题与解析S.沈阳：东北大学出版社，200515朱龙根.简明机械零件设计手册（第二版）.机械工业出版社，200516刘品.李哲.机械精度设计与检测基础.哈尔滨：哈尔滨工业大学出版社.2009.817王隆太.机械CAD/CAM技术（第三版）.北京：机械工业出版社。2010.218刘晋春.白基成.郭永丰.特种加工（第五版）.北京：机械工业出版社.2009.119袁哲俊.王先逵.精密和超精密加工技术（第二版）.北京：机械工业出版社.2011.120Fuhrman,JeffreyE.(Hanover,PA).Potatopeelingsystem.UTZQualityFoods,Inc.(Hanover,PA),1997,(02)致 谢值此毕业设计完结之际，我衷心的感谢在此次毕业设计当中给与我帮助的各位老师和同学，谢谢他们！尤其要感谢的是我的指导老师段成燕老师，是她在整个毕业设计过程中对我认真的指导，悉心的照顾和热情的帮助，才使我顺利的完成了毕业设计。段老师渊博的知识、严谨的治学态度和诲人不倦的育人精神将使我终生受益，并将在我今后的学习和工作中产生深远的影响！在我毕业设计的每一个阶段都凝聚着段老师辛勤的汗水，是她见证了整个毕业设计的诞生与成长！在此谨向段老师致以我最崇高的敬意和感谢！还要特别感谢在本次毕业设计过程中给予我帮助的其他老师，是他们及时指正我的错误和不足之处，才使我在设计过程中少走了不少弯路。他们的工作精神和工作态度深深的打动了我！36
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