2.5HP旱地松土机设计 毕业设计.doc

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1、摘 要 为推进设施农业快速发展，首先是要发展相适应的设施农业机械。目前， 我国在果园、大棚、丘陵、山区这种地块小，高差大，又无机耕道的旱地耕作 机械化水平还比较低，大多数作业扔依靠传统的手工劳作，强度大，效率低。 松土作业是一项基础性作业，针对国内现有旱地耕作机械存在着体积大，适应 性差，价格高等问题，研制了适宜于国内上述地形的小型旱地松土机，本文所 设计的小型松土机亦属于旋耕机的范畴。 该小型旋耕松土机能广泛适用于田间耕作，塑料大棚、烟草、苗圃、果园、 茶园的松土作业。并且具有重量轻、体积小、结构简单、操作方便、易于维修、 油耗低、生产效率高的特点。 为便于该机的推广，松土机的配置进行了简化

2、。整机主要由 2.5HP 单缸二 冲程汽油发动机、摩擦离合器、蜗杆蜗轮减速器、旋耕刀盘等机构组成。发动 机提供动力，通过摩擦离合器与传动轴连接，传动轴在经蜗杆蜗轮减速器将动 力传递到刀轴驱动刀盘进行耕作。此外，发动机只提供松土动力，机架本身的 行走、转向均由人工控制。 为减轻整机质量和减小外形尺寸以及降低造价，在满足使用要求的前提下， 用螺纹连接代替传动轴与蜗杆的联轴器连接，蜗杆蜗轮减速器的结构也进行了 简化，省去一般要求的油箱与风扇。 关键词：旱地松土机 摩擦离合器 蜗杆蜗轮减速器 Abstract To advance the facilities of agriculture fast

3、development, the first is to develop facilities that can meet the needs of agricultural machinery. At present, in our country, the orchard, greenhouses, hills, small mountains, elevation difference is big, and no JiGengDao dryland farming mechanization level is low, most of the homework relying on t

4、raditional manual labor, intensity big, the efficiency is low. Scarification operation is a fundamental operation, in view of the domestic existing dry farming machinery there is a large volume, poor adaptability, price is high, has been developed suitable for domestic small upland terrain above sca

5、rifier, in this paper, the design of small tiller also belongs to the category of the rotary cultivator. The small rotary tillage cultivating function, is widely used in the field farming plastic greenhouses, tobacco, nursery, garden, tea garden digging. With light weight, small volume, simple struc

6、ture, convenient operation, easy maintenance, low fuel consumption, high efficiency characteristics. To facilitate this promotion, digging machine configuration is simplified. 2.5 HP machine is mainly composed of single cylinder two stroke gasoline engine, friction clutch, worm, worm gear reducer, r

7、otary tillage blade wheel etc. Engine powered by friction clutch is connected to the drive shaft, the shaft in the worm worm gear reducer will power to the knife shaft drive the knife dish for farming. In addition, the engine only provide vehicle power, frame itself walk, change all by manual contro

8、l. To reduce the quality and reduce the overall dimensions and reduce cost, on the premise of meet the use requirements, use the threaded connection instead of the drive shaft and the worm shaft coupling, worm worm gear reducer structure is simplified, save the fuel tank for general requirements and

9、 the fan. Keywords: upland scarifier friction clutch worm worm gear reducer 目录 第 一 章 绪 论 .1 1.1 开 发 松 土 机 的 目 的 和 意 义 1 1.2 国 内 外 研 究 现 状 与 发 展 趋 势 1 第二章 方案设计 2 2.1 技术要求 2 2.2 结构方案设计 2 2.3 传动方案设计 3 第三章 松土机工作参数的设计 .3 3.1 刀轴转速的确定 3 3.2 耕幅的确定 3 3.3 参数校核 4 3.4 旋耕刀的配置与排列 4 由于该松土机的耕深不大，刀片所受的阻力亦不大，为了便于制造与安

10、装， 于是将刀片与刀盘做成一体固定在刀套上，刀套再通过销与刀轴连接。 4 第四章 传动设计 .5 4.1 减速器的设计 5 4.2 传动轴的设计 8 4.3 传动轴两端链接的设计 9 4.3.1 传动轴与蜗杆连接部分的设计 9 4.3.2 传动轴与离合器连接部分的设计 .10 第五章 离合器的设计 10 5.1 离合器类型的选择 .10 5.2 离合器的结构设计见图纸 .10 5.3 离合器中螺旋压缩弹簧的设计 .10 5.4 螺栓的选取 .12 第六章 减速器的设计 13 6.1 减速器的结构设计见图纸 .13 6.2 刀轴的设计 .13 6.3 减速器中蜗杆两端轴承的选用与校核 .13 6

11、.4 减速器蜗轮两端轴承的设计与校核 .15 致谢 .18 参考文献 .17 1 第 一 章 绪 论 1.1 开发松土机的目的和意义 近些年来，由于国家对农业生产越来越重视，粮食生产产量从而得到稳步 提升。但是在很多地方，人们仍习惯采用传统的耕作方式进行农业生产，造成 春冬季节地表的长期裸露，这样就会导致我国许多地区耕地的土壤表层有机物 质和水分的严重流失，从而加剧土壤贫瘠化和生态环境恶化。同时，由于长期 对土地营养物质的大肆吸收，导致农田土壤肥力日趋下降，土地得不到很好的 休养生息，进而导致农业生态系统逐渐恶化，严重制约我国粮食产量的进一步 提高。 结合江西省的地理环境我们可以得知，江西地貌

12、大致可以划分为 9 个地貌 区和 9 个地貌副区:一为赣西北中低山与丘陵区。二为鄱阳湖湖积冲击平原区。 三为赣东北中低山丘陵区。四为赣抚中游河谷阶地与丘陵区。五为赣西中低山 区。 六为赣中南中低山与丘陵区。土地总面积 166947 平方公里，占全国土地 总面积的 1.74%，居华东各省市之首。其中山地 60101 平方公里（包括中山和 低山） ，占全省总面积的 36%；丘陵 70117 平方公里（包括高丘和低丘）占 42% 岗地和平原 20022 平方公里，占 12%，水面 16667 平方公里，占 10%。由 此可见地虽广，却不适合耕种。如何有效高效地利用着有限的资源显得十分的 重要，更能看

13、出江西省大力发展中小型旋耕机的急迫性和重要性 而小型旋耕松土机具有重量轻、体积小、结构简单、操作方便、易于维修、 油耗低、生产效率高等特点。如果有适用于中国国情的小型旋耕机问世，不但 直接经济效益显著，而且还具有广泛的社会效益，其推广前景将是十分广阔的。 可以大大提高中国农业的机械化水平，向农业现代化迈出坚实的一步 1.2 国内外研究现状与发展趋势 1.2.1 国内研究现状 我国的小型农机耕整机具在山区、水田等广大农村生产中仍发挥着主力作 用，同时大中型整地机并存。我国旋耕机的发展，是先有与手扶拖拉机配套的 旋耕机。轮式拖拉机的配套旋耕机是从一九五九年开始研制的，到一九六三年 已有十几种不同型

14、号的旋耕机用于生产。通过整顿、补缺和提高，逐步向着适 合我国农业生产的系列旋耕机发展，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 早在十九世纪中末叶， 世界上就出现了旋耕机，一九一零年左右才达到实 用水平，一九二二年首先在澳洲和英国推广实用，以后扩展到以欧洲为主的许 多国家。一九三零年以后，日本又将欧洲旱地使用的旋耕机成功地运用到水田。 所以旋耕机在近几十年内有了较大的发展。目前，从国外的旋耕机使用情况来 看，多数安有安全离合器，有两种以上刀滚转速，三四种刀型，配有铁轮或者 胶轮限深装置。 2 1.2.3 发展趋

15、势和方向 (1) 向一机多用型方向发展 机器一次下地完成多项作业或者一种机器通过置换结构能分别完成多种不 同的功能，满足不同的耕作需求，大大减少农机投入，提高生产效率，降低作 业成本。 (2) 向大幅宽、可折叠方向发展 研制为大功率拖拉机配套的大幅宽多功能整地机已成为今后农业的发展方 向，增大作业幅宽和耕深，充分提高机具的作业效率。采用机架折叠式使得机 器入库时缩小幅宽，达到宽幅作业低幅运输的结果。 (3) 向低功率消耗性、高效节能型方向发展 降低机具功耗的研究是现在各项研究的重点，合理恰当利用和分配能源和 资源，提高工艺水平和制造质量，提高机器的质量和使用寿命，实施可持续发 展战略，建设节约

16、型社会。 (4) 向操作简单、自动化、智能化方向发展 易于操作、易于拆装、让人们更加容易上手和操作。将电子技术、控制技 术等广泛合理地引用在多功能整地机上，减轻劳动强度 (5) 整机和工作部件多系列化、多品种化方向发展： 让各种耕整农业机械能适合配套不通动力、耕深、耕幅，形成系列化和一 定程度上的标准化，让用户根据自己的需要方便选用。 第二章 方案设计 2.1 技术要求 由于人工的进行旱地耕作劳动强度大、效率低，既费时又费力，因此本方 案需设计一种松土机械，使其能够广泛适用于果园、苗圃、茶园、塑料大棚等 旱地土壤条件下进行耕作。为了便于推广，该机械还需具有价格经济，重量轻， 结构简单紧凑，操作

17、方便，易于维修，油耗低，生产效率高等特点。 2.2 结构方案设计 3 图 2-1 整机结构方案图 1.支架 2.发动机 3.离合器 4.支撑块 5.减速器 6.刀盘 7.挡土罩 2.3 传动方案设计 图 2-2 机构示意图 工作原理：传动部分由上至下依次由 2.5HP 发动机、离心摩擦离合器、蜗 杆蜗轮减速器所组成。动力由电动机输出经离心摩擦离合器输入到蜗杆，再经 过蜗杆蜗轮减速器减速后传递到刀轴，如图 2-2 所示。为有助于旋耕刀棍在给 定的深度稳定工作，采取由下向上的旋耕方式，此时其刀轴的旋转方向如图所 示。由于发动机的转向为顺时针方向，故采用左旋蜗杆可满足工作要求。 第三章 松土机工作参

18、数的设计 3.1 刀轴转速的确定 按设计要求，此松土机需适用于旱地复耕松土除草，因此设定切土节距 S=5mm，根据刀轴转速 n 与耕速 Vm的关系 ，代入设计要求的耕速ZnVSm60 ；刀片数 求得转速smV/1.06Zi/2rn 3.2 耕幅的确定 由于此松土机设计方案要求重量轻、结构紧凑的特点，由结构方案图 2-1 可看出，蜗杆蜗轮减速器的尺寸应尽量小，否则会因减速器结构尺寸过大而影 响耕深。经计算可得该蜗杆蜗轮的传动效率 （见传动设计部分） ，39.08. 此处计算耕幅为保守起见取 8.0 由农业机械学可知旋耕机工作时由切土和抛土的所消耗的功率约占总功率的 4 80%，其功率消耗表达式如

19、下 其中 kr 为旋耕土比阻)(102KWBhVkNmr（ 1.21.6（kg/cm 2 )；B 为工作幅宽，单位 m；h 为耕深，单位 cm；V m为前进速 度，单位 m/s。 根据设计要求选取 2.5HP（1.8kw）的发动机，最大耕深取 10cm，耕速 6m/min(0.1m/s)， 可推导出耕幅6.1kr ； 此处取 B=0.3m35.01.0820812 mrmrhVNkB 3.3 参数校核 由农业机械学知旋耕机正常工作必须同时满足定性和定量二个条件，既： （1）定性条件： （余摆线） 1mVRn602 （2）定量条件： )(Rh 查阅相关资料取 R=11.25cm,并将上述数据代入

20、此两条件进行校核： （1） 满足定性条件156.231.062602 mVn （2） 满足定量条件hR7.)5.3(.1)( 故该松土机满足旋耕机正常工作的定性和定量二条件。 3.4 旋耕刀的配置与排列 由于该松土机的耕深不大，刀片所受的阻力亦不大，为了便于制造与安装， 于是将刀片与刀盘做成一体固定在刀套上，刀套再通过销与刀轴连接。 在整地机下地作业之前，刀片的安装是一项十分重要的工作，如果安装不 恰当，将会严重的影响作业质量，并会因为刀片的旋转不平衡，从而导致机具 的损坏和震动增大，很不安全。 为了使得整地机在作业时，避免漏耕、堵塞，使得刀轴受力均匀，刀片在刀轴 上的排列应满足以下要求： 1

21、.刀片按照双头螺旋线有规则排列, 左右刀片按一定的顺序依次入土,使得 受力均匀, 减少震动。 2.相继入土的两刀片在刀轴上的轴向距离应越大越好，避免发生干扰。 3.在同一个切削区的两把以上刀片, 要保证切土比相等, 从而保证一定的工 作质量。 4.刀轴回转一周，在同一相位角上，应有且仅有一把刀入土，使得扭矩平衡， 减少扭矩波动，保证工作的稳定性。 5.同一螺旋线上的相邻两把同向刀之间的夹角应大于 36 ，从而防止夹土， 缠草。 5 6.刀片相继入土的角度间隔应相等，要求所有刀片左右交错入土，避免同向 刀片的相继入土，减少轴向力。 根据上面的原则，我对刀片进行排列，保证在同一时刻仅有一把刀片入

22、土。刀轴每转一周转过的角度为 360 ，而刀片的总数为 36 把，则相继入土 的两刀片之间的角度间隔为 10 ，从左至右依次将刀盘排序（1-4） ，每个刀 盘上有 6 把刀以等角度排列，则我们可以画出刀片的排列展开图如图所示。 图 3-1 旋耕刀的排列 第四章 传动设计 4.1 减速器的设计 （1） 发动机的选择 根据设计要求选取型号 HY-1E44F-5B 的汽油发动机，1.8kw/8000rpm 单 缸，二冲程。 （2） 蜗杆类型的选择 根据国标GB/T 10085-1998的推荐，采用渐开线蜗杆（ZA） （3） 选择材料 考虑到虽传动的功率不大，速度只是中等，但要求结构紧凑、接触疲劳强度

23、 高，故蜗杆选用渗碳钢 20CrMnTi 钢，因希望效率高些，耐磨性好些，故蜗杆螺 旋齿面渗碳后淬火再低温回火加磨削加工，硬度可达 5662HRC。蜗轮采用铸锡 青铜 GZ-CuSn12，离心铸造。为了节约贵重的有色金属，仅齿圈用青铜制造， 而轮芯用灰铸铁 HT100 制造。 （4） 按齿面接触疲劳强度进行设计 根据闭式蜗杆传动的设计准则，先按齿面接触疲劳强度进行设计，再校核 齿根弯曲疲劳强度。传动中心距设计公式 （4- 232HEZKTa 6 1-1） 1.确定载荷系数 K 由于是单缸发动机且工作部分为旋耕刀的松土动作，会产生较较为强烈的振动， 故取载荷分布不均匀系数 ；使用系数 ；由于蜗轮

24、转速不高，3.1 15.AK 取 ；则 （4-1-1.VK64.5VA 2） 2.确定作用在蜗轮上的转矩 按 ，传动比 ，且由于蜗杆蜗轮变速器尺寸较小不宜使用润滑1Z4028i 油润滑而采用脂润滑的特点，估取效率 则4.0 （4-1-mNnPiT .3808.15.9105.96162 3） 3.确定弹性影响系数 ZE 查现代机械传动手册蜗轮常用材料的性能表得 2 146MPaZE 4.确定接触系数 先假设蜗杆分度圆直径 d1 和传动中心距 a 的比值 ，从机械设计手册4.01d 查圆柱蜗杆传动的接触系数图得 9.2Z 5.确定许用接触应力 接触许用应力计算公式 （4-1-minlHhS 4）

25、 查现代机械传动手册蜗轮常用材料的性能得 MPaH425min 寿命系数 取寿命为 8000 小时， （4-1-.1302566hhLZ 5） 转速系数 （4-1-65.18/2018/ 8/8/2 nZ 6） 最小安全系数 3.minHS 7 则 （4-1- MPaSZHnh 69.342.15045mil 7） 6.计算中心距 由（4-1）得： ma68.479.360486.1 23 取中心距 a=50mm，因 i=20，根据 GB 10085-1988蜗杆、蜗轮参数的匹配表得 a/mi m/mm 1d1Z22 50 39 2 22.4 1 39 -0.1 0865 这时 ，从圆柱蜗杆传

26、动的接触系数 图中查得 ，48.0521ad Z7.2 因为 ，因此上述计算结果可用。Z （5）校核齿根弯曲疲劳强度 校核公式 （4-1-minl2FPAt SUbKFU 8） 因 NdTFt 54.81734022 令蜗轮齿宽与蜗杆直径相等 既 .2b 由（4-8）得 MPamKFUAt 27.34.61582 SFmin 因根据机器要求的可靠度和重要性而定，一般 SFmin =11.7，此处令 SFmin =1.7 查机械设计手册蜗轮常用材料性能表得 Ulim =190 则 有 满足设计要求MPaSUFp76.1.90minlp (6)验算效率 （4-1-Vtan9.05. 9） 已知 ；

27、 001.865 VVfrct 8 因减速器因体积小，工况下振动较大不宜使用润滑油润滑，故选择使用润滑脂 润滑。在润滑脂润滑条件下由于无法形成动压油膜，所以蜗杆蜗轮传动时的当 量摩擦角由在有润滑条件下的钢青铜动摩擦系数确定，经查表得此动摩擦系 数为 0.10.15，因在闭式减速中使用脂润滑其润滑效果良好，故取动摩擦系数 ，相应的当量摩擦角为 。计算可13.0Vf 041.7)3.arctn()arct(Vvf 得由（4-9）得该蜗杆蜗轮的传动效率 9.8.).15ta(96.05.)tan(96.5. 0v 小于原估计值，因此不用重算。 （7）蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸 蜗杆 轴向齿距 2

28、83.6mPa 直径系数 .14.1dq 齿顶圆直径 4.261.2*1 aah 齿根圆直径 6.17.0.cmdf 分度圆导程 角 1 .5)21/artn()/arctn(qz 蜗杆轴向齿 厚 4.32PS 蜗轮 蜗轮分度圆 直径 mzd783922 蜗轮喉圆直 径 haa 21 * 蜗轮齿根圆 直径 2.73).0(7822 cdf 蜗轮咽喉母 圆半径 mrag 92/50/ 验算传动比 ,这时传动比误差为 ，是允许3912Zi %5.20.43 的。 9 4.2 传动轴的设计 因传动轴只承受转矩不承受扭矩，因此按许用剪切应力设计轴的直径 根据公式 （4-2-33 62.0159nPCd

29、 1） 式中 C又轴的材料和承载情况确定的系数，查表取 10C 由（4-2-1）得： mnPd69.80.133 考虑到轴上有一端需铣一个键槽，将轴的直径加大 4%， md9604.1(） 所以先确定传动轴直径为 d7 4.3 传动轴两端链接的设计 4.3.1 传动轴与蜗杆连接部分的设计 （1）确定连接类型 因传动轴在正常条件下工作时传递的扭矩为 （4-3-mNnPT .75214880.5.905.9 661 1） 是比较小的值，为了使结构紧凑，考虑使用螺纹连接。 （2）确定螺纹参数 在工作扭矩的作用下在螺纹上会产生相应的轴向力 ZF （4-3-)tan(21VZdTF 2） 式中 为螺纹导

30、程角， 为螺纹的当量摩擦角.V 考虑到传动轴直径为 7,mm 因此选用螺纹小径 ，中径 ，md18.7md513.72 大径 ，螺距 的普通螺纹。md8mP75.0 其中 （4-3-02 2.)13.arctn()arctn(d 3） 查得钢与钢在无润滑状态下的摩擦系数为 0.15，因此 053.8)1.arctn(V 由（4-3-2）得： NFZ 312)5.82.1tan(53.77400 10 由此轴向力与扭矩共同作用产生的应力 （4-3-MPadF3.108.7234.12ca 4） 查螺栓、螺钉和螺柱的性能等级选取该螺纹的性能等级为 10.9；材料为中碳 钢；因此可以与传动轴做成一整

31、体，此时将传动轴的直径等于螺纹的公称直径 ，以便直接在轴上攻取螺纹。md8 由于工作部分会产生轻微变载荷，故选取螺纹的安全系数 S=8.5 其许用应力 MPaS8.105.9 显然 ，该螺纹可用。ca 4.3.2 传动轴与离合器连接部分的设计 （1）确定连接的类型 选择普通平键链接，又因为轴端的链接，所以，选择键的类型为 C 型单元头 普通平键链接 （2)确定键的尺寸 根据传动轴的直径 ，查表得键的切面尺寸 ,键的长度md82hb 。mL8 （3）校核键的强度 轴和键都选用钢材，查得其材料在载荷具有冲击作用下的许用挤压应力 。键的工作长度 ，键的接触高度 a90MP mbLl7182/ ，可以

32、得到键的挤压应力为mhk125 （4-3-MPaPaldTAFP 9074.685. 5） 所以，键的强度足够 （4）键的标准标记 键 GB/T 1096-200382C 第五章 离合器的设计 5.1 离合器类型的选择 由于松土机工作时工作部件会有振动，也可能遇到杂草缠绕或是石头卡住的情 况，因此考虑选择有一定过载保护的带弹簧闸块离心摩擦离合器。 5.2 离合器的结构设计见图纸 5.3 离合器中螺旋压缩弹簧的设计 11 离合器中为了使闸块耐磨而选用 65Mn 为其材料，其密度为 7.81g/cm3，三 维模型求得体积为 4cm3。故其质量 gm24.318.7 当发动机处于空转时，怠速为 10

33、00r/min。由此转速产生的单个闸块离心力为 （5-3-NRnmFL 9.10924.1093 22-32 1） 由于当该离合器转速达到 1000r/min 时是闸块处于与从动半离合器的接触与未 接触的临界状态，因此对于弹簧来说其最大载荷 0FLMAX 按设计要求，其弹簧的工作行程为 ，令最小载荷既预紧力mh5 ，求得 ；005.FFLMINN93.0 NAX86.19 （1）根据以上初始条件查机械设计手 u 册选取相关参数如下 材料为碳素弹簧钢丝 C 级 ； 二类弹簧 ； 拉伸极限强度 MPaB206 弹簧材料半径 ； 弹簧中径 ；许用应力 7.0d 5.4DMPaB824264.0 切变

34、模量 G9 （2）验算弹簧钢丝直径 弹簧指数 （5-3-43.6705dDC 2） 曲度系数 （5-3-23.14.650.1. K 3） 钢丝直径 （5-3- mCFdMAX 697.82.93.8 4） 因此所选钢丝直径满足要求 （3）按变形计算求弹簧工作圈数 n （5-3-1.35.49.86170583 4 DFhGdnMINAX 5） 取标准值 ，为了保证 和 h 不变，因此必须重新计算最小工作载10AX 荷 MINF 12 （5-3-NnDhGdFMAXIN 85.6.41087956.833 4 6） （4）验算工作极限载荷 j 因为 （5-3-MPaBj 103265.0. 7

35、） 得 （5-3-NKDdFjj 7.25.43187. 3 8） 一般应是： 而 MAXj25.1FMAX83.46.19 得 故此弹簧可用jF （5）求变形 、 、 jf21f （5-3-mGdnDfjj 54.97.09483.84 3 9） （5-3-FffjMAX62586.1 10） （5-3-mffjMINI 1.07.49. 11） （6）求弹簧其余的几何参数 弹簧间距 ：按单圈极限变形量求出，即： 取mnfj954.01.5.0 弹簧节距 p: （5-3-dp2.7. 12） 弹簧总圈数 n1: 圈 （5-3-1021n 13） 弹簧自由高度 H0： （5-3-md05.13

36、7.)5(.)5.(10 13 14） 螺旋导程角 ： （5-3- 062.87.1arctnarct Dp 15） 弹簧展开长度 L 为： （5-3-mn3.4)62.8(cos501 16） （7）稳定性计算，有 5.3 （5-3-.17.03DHb 17） 因为有螺栓因此在弹簧中间起导向心杆的作用，闸块内孔起导向套筒的作 用，因此该弹簧不会失稳。 （8）弹簧零件图 5.4 螺栓的选取 根据弹簧各 D 和 d 可得弹簧小径 ，选取螺栓的直径为md8.3705.41 3mm。根据螺纹在预紧力作用时的高度 ，直径为 3mm 的fHhMIN410 螺帽厚度为 2mm，选取螺栓杆长度为 20m，标

37、记为 螺栓 M3 20 GB 30-76 其中：螺纹长度 螺距 ；中径 ；小径 mL10P35.d73.2d62.1 第六章 减速器的设计 6.1 减速器的结构设计见图纸 6.2 刀轴的设计 刀轴是刀辊的主体部件，上面承载有刀盘、刀片、蜗轮轮，这决定了刀轴成为 了整机的关键部件之一。 （1）选择刀轴材料 选用材料为 45 钢，调质处理，其主要力学性能如下表 4-1 所示。 表 6-1 调质 45 钢力学性能 选用 材料 硬度 /HBS 抗拉强 度 （MPa） 屈服强 度(MPa) 弯曲疲劳强 度度（MPa） 剪切疲劳强 度（MPa） 许用弯曲应 力（MPa） 45 钢调 质 255 640 3

38、55 275 155 60 14 （2）刀轴的结构设计 刀轴中间部分与蜗轮用键连接，在其两侧各安装两把旋耕刀。 刀轴上每两个刀盘间的距离为 75mm，为了避免由于刀盘厚度造成的漏耕现象， 同一刀盘上的两个刀片刀齿应相对安装，而不是相背安装。 由前面的已知条件，对于轴的最小直径： ，式中取 =113，由于前30nPAd0A 面已知 ，KWBhVkNmr 5472.126.012)0（ ；n=200r/min，代入上式中，确定得出刀轴直径为684.P mm，因刀轴工作时除了承受扭矩还要承受弯矩，02.17.1330npAd 因此先将其直径适当放大为 。其结构图见图纸。md9 (3)轴上键连接的设计

39、 根据刀轴与蜗轮连接部分的直径 ,查表选取 的 A 型4.278hb 普通平键，参考蜗轮宽度选取键长 ，故 ；0Lmk5.3.mbLl12 MPakldTP 98.734.215.380 由于键、轴和轮毂的材料都是钢，查表得其许用挤压应力 ，显然 ，该键满足设计要求。MaP12P 标记为：键 GB/T 1096-200308 6.3 减速器中蜗杆两端轴承的选用与校核 （1）蜗杆传动受力分析 （6-3-NdTFat 85.194.27121 1） （6-3-ta 4.783021 2） （6-NFtrr 85.2tan54.1n021 3-3） 在垂直蜗轮轴向的蜗杆轴向平面 V 内有 （6-3-

40、0.1021 avr F 4） 15 （6-3-0121rvF 5） 解得 ； Nv4.31 Nv4.892 在平行蜗轮轴向的蜗杆轴向平面 H 内有 （6-3-85021tF121tHF 6） 解得 ； NH67.41 NFH8.452 于是在两轴承的径向方向各承受有力 （6-3-FvR 45.13967.1.322211 7） （6-3-NHvR .8.45.892222 8） 显然 ，但又因轴向力不是很大，因此根据蜗杆直径选14.69.37.28541RaF 用型号为 7005AC 的角接触球轴承，为了使蜗杆刚性较好，采用正装。其基本额 定动载荷 KNCr.1 （2）计算轴承当量动载荷 由

41、 AC 型角接触球轴承的派生轴向力计算公式 得rF68.0d 轴承 1： （6-3-NFRd 3945.168.0.1 9） 轴承 2： （6-3-Rd .627.2 10）因正装 同向，且aF与 183.941.03158dda F 故轴承 1 被压紧，轴向力 NFd.21 轴承 2 被放松，轴向力 Nda.62 因为 ; 8.045.1398rF68.07.231RaF 16 查载荷系数表算得径向载荷系数和轴向载荷系数为 轴承 1 ； 41.0X87.01Y 轴承 2 ； 22 因轴承运转过程中有轻微的冲击载荷，查表取 ，算得当量动载荷.pfNFYXfPaRp 971)847.05.139

42、4.0()(111 268222 （3） 验算轴承寿命 因为 ，所以按轴承 1 的受力大小进行验算21P 满足设计要求。hCnLh 301972086060 31 6.4 减速器蜗轮两端轴承的设计与校核 （1） 蜗轮传动的受力分析 由之前求得的蜗轮切向力 ；径向力 ；轴向力NFt54.812NFr85.320 ，在暂时不考虑土壤对刀片的反作用力的情况下，分别对轴承NFa85.92 的 V 面和 H 面进行受力分析如下 在轴承 V 面上有 ； 0214022dFFraV 21rVF 算得 ； N3.79-1Nv8.49 在轴承的 H 面上有 ； 2tH21H 算得 ； F.401F7.0 因此轴

43、承的径向方向上受力有 轴承 1 NVHR 3.45.197.22211 轴承 2 F684022 而考虑旋耕刀片受力时，查相关资料得其土壤阻力的平均作用点到轴线的半径 ，其阻力矩mr5.10.9.0. 42rFTQ 算得其阻力 。为了简化计算，采用保守的算法，由于轴承 2 在径向NQ8.4 17 方向上的受力大于轴承 1，故假设将四个刀盘的阻力均以相同方向作用在轴承 2 的径向受力方向上，如果算得所选用的轴承满足使用要求，则实际受力状态 下，该轴承亦然满足要求。 此时 NFFQR 23.869.425.6245.62 因 轴向力不大，且 ，故考虑选用深沟球滚子轴承，参考刀3.0.8192Ra

44、轴的直径，选取轴承的型号为 61804，其基本额定动载荷为 ，基本KC45.3 额定静载荷 KNC5.0 （2）计算轴承的当量动载荷 由于轴承 1 不承受轴向力因此 NFfPRp 58.69.351.1 对轴承 2 有 ， ，对载荷系数表进行线性插23.0RaF08.25.90Ca 值运算得该轴承的判别系数 28.075.7.13e 显然 ，故取 ； 28.03.2Ra 2X02Y 所以 NFYXfPaRp 85.91.3.861.22 因 因此按轴承 2 校核，12 ，满足设计要求。hPCnLh 3049685.91306060 31 参考文献 1 成大先. 机械设计手册. 北京: 化学工业

45、出版社,2010. 2 庞兴华. 机械设计. 北京: 电子工业出版社,2010 3 徐景. 机械设计手册. 北京: 机械工业出版社,2000 18 4 邱宣怀. 机械设计 北京: 高等教育出版社，2011 5 孟玲琴. 机械设计基础. 北京： 北京理工大学出版社,2009 致谢 时光冉冉，岁月如梭，在论文完成之际，喜悦之情无法言表，本论文是在 导师林金龙的悉心指导下完成的。导师渊博的专业知识，严谨的治学态度，精 益求精的工作作风，诲人不倦的高尚师德，严以律己、宽以待人的崇高风范， 平易近人的人格魅力对我影响深远。不仅使我掌握了基本的研究方法，还使我 明白许多待人接物的为人处世道理，使我从中获益匪浅。本论文从选题到完成， 每一步都是在导师的指导下完成的，倾注了导师大量的心血。在此，谨向导师 表示崇高的敬意和衷心的感谢！ 本论文的顺利完成也离不开各位同学及室友的帮助，在此对要对陈飞平同 学，王一达同学，王维平同学以及徐志伟同学说声谢谢， 没有你们的帮助我的 论文也不能这么顺利的完成。 感谢江西农业大学对我的培养，学校里浓厚的学术氛围，舒适的学习环境我 将终身难忘！衷心祝愿母校蒸蒸日上，永创辉煌！感谢对我倾囊赐教、鞭策鼓 励的工学院各位老师，诸位恩师的谆谆教诲我将铭记在心。祝恩师们身体健康， 家庭幸福！ 最后，再一次真诚地向帮助过我的老师和同学表示衷心的感谢！