畢業(yè)設計（論文）淺耕開溝機構設計

1、<p>　　履帶式播種機淺耕開溝機構結構設計</p><p>　　摘 要：本文在分析履帶式播種機淺耕開溝機構的結構組成和工作原理的前提下，介紹說明了履帶式播種機淺耕開溝機構的設計原則和設計步驟。并根據(jù)設計原則的要求，首先選擇了淺耕機的類型，確定淺耕機的耕幅、傳動型式、刀軸轉速的選擇等內容。然后具體設計了淺耕機的傳動裝置——包括齒輪箱的結構設計、關鍵零件的強度校核、耕深調節(jié)裝置和工作部件總成的設計（包含

2、淺耕刀片的選擇以及開溝器的設計）。其中淺耕開溝機構以及傳動裝置是本次設計中的主要內容，它包含了大量的工作：資料的整理，參數(shù)的設定，相關計算，繪圖等。</p><p>　　關鍵詞：履帶式播種機；旋耕刀片；耕幅；淺耕；開溝；</p><p>　　Design Of Crawler Drill’s Shallow Tillage And Furrowing Structure</p>

3、<p>　　Abstract: After analyzing the components and principles of Shallow tillage trenching machine of crawler seeder ,the thesis introduces the principle of design and the procedure of Shallow tillage trenching ma

4、chine of crawler seeder .According to the plan ,the thesis chooses Shallow tillage trenching machine of crawler seeder’s type, confirms their ploughs ,the connection and disposition method with the selected tractor, tran

5、smission pattern, rotation speech of cutter shift , etc. Then Shallow til</p><p>　　Key words: crawler seeder;rotary blade;the breadth of furrow;shallow tillage;trenching</p><p><b>　　1 前言&

6、lt;/b></p><p>　　履帶式播種機是一種直播機，它以增產(chǎn)、增收、培肥地力、改善土壤結構、減少雜草、減少病蟲害、為農(nóng)作物創(chuàng)造良好的生活環(huán)境。是我國正在大面積推廣發(fā)展的新型高效農(nóng)業(yè)機械也是我國農(nóng)業(yè)可持續(xù)發(fā)展的重要內容。 它一次性可完成碎土、碎秸桿、起壟、開溝、滅茬、施肥、播種等多項作業(yè)。在我國南方地區(qū)油菜是主要油料作物，中國食用植物油自給率僅39.4%，油菜生產(chǎn)的重要性已被提高到國家戰(zhàn)略安全的高度

7、。傳統(tǒng)的油菜種植方式效率低，勞動強度大。而留在農(nóng)村從事農(nóng)業(yè)生產(chǎn)者以老弱病殘居多。依靠這種勞動力結構采用傳統(tǒng)的生產(chǎn)方式無法滿足大規(guī)模擴大油菜面積、增加油菜總產(chǎn)的要求。因此研制油菜生產(chǎn)系列機械，組裝、集成油菜高效栽培技術，實現(xiàn)機械化生產(chǎn)是降低油菜生產(chǎn)勞動強度、提高生產(chǎn)效率，達到大規(guī)模擴大油菜種植面積、增加菜籽總產(chǎn)、解決中國食用油安全問題的根本途徑。南方冬油菜產(chǎn)區(qū)冬前雨水充足，導致田間雜草叢生，嚴重影響油菜苗期生長，而前茬作物收獲后田間留茬高

8、，也嚴重影響油菜出苗，為此，在現(xiàn)有油菜免耕直播機的基礎上，通過改進設計和優(yōu)化組合，研制出了集淺耕、滅茬、開排水溝、播種和施肥一次完成的油菜直播機—履帶式播種機。此作業(yè)機械的關鍵結構為淺</p><p>　　淺耕開溝機是一種由動力驅動的土壤耕作機械。它的耕作部件為旋耕刀輥,刀輥上由多把淺耕彎刀按螺旋線排列以及一個位于刀軸側邊的開溝裝置構成。淺耕機開溝機滅茬開溝切土能力強，耕后地表平整、松軟，能滿足精耕細作要求，且縮

9、短工序間隔，有利于搶農(nóng)時抗旱保墑，減少拖拉機進地次數(shù)，減輕對土壤壓實，減少能源消耗，降低作業(yè)成本，減少機具投資，提高機具利用率，加之近年來國內還田技術和免耕少耕技術的推廣應用，淺耕開溝機構得到了迅猛發(fā)展，已成為拖拉機的主要配套機具之一。</p><p>　　淺耕機于19世紀中葉問世以來，得到了迅速發(fā)展和推廣使用。日本二戰(zhàn)之后為了盡快恢復經(jīng)濟發(fā)展,引進淺耕機用于農(nóng)業(yè)生產(chǎn)。但是由于日本大多為水田,直角形旋耕刀不適宜于

10、進行水田耕作。一大批日本學者開始致力于水田用旋耕刀的研究,如吉田富穗、松尾昌樹、坂井純等人研制出了旋耕彎刀,成功地解決了刀軸纏草等問題。為了解決刀軸纏草的問題本文對旋耕彎刀進行了設計說明。對彎刀的刃口曲線提出了相應的要求，目前能達到這種要求的刃口曲線有阿基米德螺線、等角對數(shù)螺線、正弦指數(shù)曲線等,其中阿基米德螺線應用最廣。</p><p>　　到目前為止，淺耕開溝機產(chǎn)品雖然在理論上可以配套58.8－73.5kw的拖

11、拉機，但實際上因受傳動系統(tǒng)強度及結構尺寸、機架結構強度的限制，配套合理范圍僅達48kw的拖拉機；耕深亦局限在旱耕12－16cm，水耕14－18cm。20世紀90年代以來，為適應市場需要，有些企業(yè)試圖開發(fā)大型旋耕機，但因水平有限，僅采用原有產(chǎn)品外延放大和堆砌材料的方法，沒有著重結構的改進和參數(shù)的優(yōu)化，因而走了彎路。因此，現(xiàn)有旋耕機產(chǎn)品在品種上尚有大型和深耕型的空缺。我國作為農(nóng)業(yè)大國，不少農(nóng)機學者在旋耕機方面進行了大量的研究工作。為了促進驅

12、動型耕作機械的發(fā)展，本人選擇了淺耕開溝機構作為自己的畢業(yè)設計論文課題，借鑒了不少知名學者的重要研究成果，書寫成文。由于資料搜集的局限性和水平有限，錯誤和不足之處在所難免，歡迎讀者批評指正。</p><p>　　1.1 開發(fā)淺耕機的目的和意義</p><p>　　土壤耕作是種植業(yè)生產(chǎn)過程中的重要一環(huán)，對于農(nóng)作物增產(chǎn)具有重要作用。因此，土壤耕作機械的發(fā)展一直受到人們的關注。由于土壤耕作是一項

13、能耗很大的作業(yè)，傳統(tǒng)的土壤耕作機械，如犁，耙等都需要多次書耕作會對土壤造成破壞，不利于水土保持，消耗較大。長期以來，人們一直在探討新的工作制度，松土和局部松土，不耕和少耕。在這種形勢下，驅動型耕作機械誕生了。這種機械之所以引人注目，一是強化土壤耕作過程，可以滿足不同條件下的不同土壤類型；二是一次耕作可以聯(lián)合作業(yè)；三是有動力驅動，質量好；四是作業(yè)時幾乎不需要牽引功率，減少了功率的消耗。</p><p>　　驅動型機

14、具有多種，如旋耕機，振動土壤耕作機械等，目前廣泛使用的，應用前景最好的就是旋耕機。耕機切土、碎土能力強，一次旋耕能夠達到一般犁耙作業(yè)幾次的碎土效果，耕后地表平整、松軟，能滿足精耕細作要求，且縮短工序間隔，有利于搶農(nóng)時抗旱保墑，減少拖拉機進地次數(shù)，減輕對土壤壓實，減少能源消耗，降低作業(yè)成本，減少機具投資，提高機具利用率，加之近年來國內還田技術和免耕少耕技術的推廣應用，淺耕開溝機得到了迅猛發(fā)展，已成為拖拉機的主要配套機具之一。</p&

15、gt;<p>　　1.2 國內外旋耕機的發(fā)展動態(tài)、存在問題及發(fā)展方向</p><p>　　1.2.1 國外研究現(xiàn)狀</p><p>　　1)國外自20世紀50年代開始研制并推廣聯(lián)合作業(yè)機。在西歐各地氣候條件復雜且變化急驟,適播期短,搶農(nóng)時適時耕種成為十分突出的問題。因而在德、法、英等國家生產(chǎn)和使用整體型聯(lián)合作業(yè)機比較普遍。北美一帶氣候條件好,土地面積大、適播期長,仍使用寬

16、幅單項作業(yè)機,但近幾年美國凱斯和迪爾公司也推出了為大功率拖拉機配套使用的寬幅、高效聯(lián)合整地機械。在日本、韓國等地,因地塊小,使用耕整、施肥、播種、鋪膜聯(lián)合作業(yè)機較多。</p><p>　　2)總的看,國外驅動型耕作機,近幾年發(fā)展很快。其趨勢是:整機和工作部件多系列、多品種化,生產(chǎn)批量趨小;適應少免耕法新農(nóng)藝,以旋耕機為主體的整地、施肥、播種聯(lián)合作業(yè)機得以優(yōu)先發(fā)展;向寬幅、大功率、高效能發(fā)展;采用新結構、新部件和增

17、加附件,如快速掛卸裝置、動力輸出軸離合器、保護器等;由機械式傳動向液壓傳動、氣力傳動方向發(fā)展;機電一體化、微電子技術用于作業(yè)機組的自動監(jiān)測、顯示和控制,自動調節(jié)耕深、機組水平、作業(yè)速度等</p><p>　　1.2.2 國內研究現(xiàn)狀</p><p>　　我國的驅動型耕耘機械,自農(nóng)村實行家庭聯(lián)產(chǎn)承包以來,因地塊小,所以近些年飛速發(fā)展。目前旋耕機生產(chǎn)廠100余家,年產(chǎn)量達40萬臺左右。近幾年

18、,我國也同國際發(fā)展趨勢一樣,受作業(yè)成本增加、地塊縮小等因素的影響,聯(lián)合作業(yè)機的研制和推廣迅速崛起。全國各地結合當?shù)氐霓r(nóng)藝要求研制了以旋耕機、滅茬機為主體的聯(lián)合作業(yè)機,品種繁多、功能各異例如有湖南農(nóng)業(yè)大學研制的2BYF-6型油菜免耕直播聯(lián)合機及2BYD-6型油菜淺耕直播施肥聯(lián)合播種機，沈陽農(nóng)業(yè)大學的2BG-2型玉米壟作免耕播種機，河北農(nóng)業(yè)大學2BMF-4型玉米免耕播種機等一系列優(yōu)秀的作品。淺旋耕條播機，旋耕施肥播種機，松旋起壟機，滅茬施肥

19、起壟機，滅茬旋耕機，耕整播種聯(lián)合作業(yè)機等已有60多種規(guī)格型號,年產(chǎn)量在1.5~2萬臺左右。目前,黑龍江省已研制推廣了多功能旋松起壟機、松旋起壟機、滅茬起壟機、玉米大壟滅茬起壟機、耕整播種聯(lián)合作業(yè)機，而湖南省的稻茬田油菜免耕播種機取得了極大地突破，并逐漸向形式結構的多樣化發(fā)展。但由于受國內特殊的稻田環(huán)境等因素的影響，從整體技術水平看,與國際先進水平相比,仍有許多需要改進的地方。其主要表現(xiàn)在:</p><p>　　(

20、1)結構及運行性能水平低。因受拖拉機技術的制約和配套農(nóng)具本身研究開發(fā)水平的限制,一些國際已采用的先進結構尚未采用,如快速掛接,短尺寸廣角萬向節(jié)傳動軸,可調機罩、耕深和水平自控調節(jié),快速換刀結構和安全減振裝置等。</p><p>　　(2)可靠性差。國產(chǎn)旋耕機無故障使用時間最長為370h,僅為國外的2/3。</p><p>　　(3)(材料和制造工藝水平低。材料以市場供應為標準,但滿足不了設

21、計要求;而國際上已普遍采用新材料、新工藝,如高強鑄鐵、低合金鋼模鍛。如西德杜齊耕作機,刀齒強度為10,并箱形零件薄壁鑄造新工藝、熱處理新工藝、多刀加工中心和柔性加工自動線等。</p><p>　　(4)機型雜亂,三化水平低,重復低水平設計,缺乏科學嚴密的試驗。從國際和國內今后耕作機械的方向和走勢看,從學術觀點上,以減少能源消耗、降低作業(yè)成本和維持糧食單產(chǎn)為目標的少耕、免耕技術和以增加糧食產(chǎn)量為目標的精耕細作兩者之

22、間,進行長時間的爭論。近年來兩者共同尋求更合理的以節(jié)省能源、降低投入、增加產(chǎn)量為統(tǒng)一目標的耕作技術與配套設備。因此,研制耕作施肥播種為一體的聯(lián)合作業(yè)機,成為當今國內外共同的發(fā)展方向。</p><p>　　1.2.3 發(fā)展方向及需要解決的問題</p><p>　　 目前淺耕機逐漸向向聯(lián)合作業(yè)方向發(fā)展。黑龍江省農(nóng)機院研制了耕整播種聯(lián)合作業(yè)機,一次完成滅茬、施肥、播種、鎮(zhèn)壓、噴藥等聯(lián)合作

23、業(yè)。且已開始研制麥茬免耕播種機,急需研制高茬免耕地、滅茬、開溝、播種、復土的土壤耕作部件。向電子自動控制播種方向發(fā)展。存在的問題及研究方向1)國內播種機存在的問題有以下幾點:播種部件的結構型式繁雜、三化水平低。其工藝水平低、制造質量差、鑄鐵質量大、塑料部件壽命短,粗制濫造現(xiàn)象嚴重。主要研究方向:從配套機型上看,給大、中型拖拉機配套急需更新?lián)Q代。應研制開發(fā)中、小型聯(lián)合作業(yè)播種機;研制為大功率拖拉機配套的大豆寬幅窄行密植和大壟密植精量播種機

24、;急需提高工藝水平提高制造質量,廣泛采用新工藝、新材料。</p><p>　　1.2.4 設計依據(jù)：</p><p>　　淺耕開溝機構中耕深50≤H≤100(單位：mm)</p><p>　　淺耕寬度：B=1800mm</p><p>　　開溝機構畦溝溝深：100≤h≤150(單位：mm)</p><p>　　溝寬B

25、’=200mm</p><p><b>　　功效：5~6畝/h</b></p><p><b>　　切土節(jié)距S=4~6</b></p><p><b>　　余擺線λ>1</b></p><p>　　設計的淺耕開溝機構應掛接在履帶式行走底盤上，且溝深可調。</p>

26、;<p>　　建議①：開溝刀盤與淺耕刀輥在一根軸上</p><p>　　建議②：淺耕機構采用旋耕，開溝機構采用旋轉刀盤</p><p>　　建議③：開溝刀盤上采用起壟刀</p><p>　　注意①：考慮沿田埂周邊開畦溝時，土壤不拋灑出田埂上及外延</p><p>　　注意②：應考慮刀片的安裝方向</p><p

27、>　　注意③：應考慮刀輥的旋轉半徑，開溝刀盤旋轉半徑，軸上的布置位置及關系，開溝鏟與淺耕機構機架的連接關系，整個機構與底盤的連接關系。</p><p>　　2 總體方案確定及主要參數(shù)的選擇</p><p>　　2.1 淺耕開溝機工作部件支架的選定</p><p>　　依據(jù)南方農(nóng)作物種植農(nóng)藝要求，箱面寬度為2.0m,，可配套側邊傳動幅寬為2.0m的大型旋耕機

28、的傳動系統(tǒng)和結構作為主體支架。</p><p>　　2.2 淺耕開溝機耕幅及配套動力的確定</p><p>　　根據(jù)主機動力輸出功率和旋耕作業(yè)時單位幅寬功耗可對配套動力進行初步選定,而幅寬過大(刀片增多)將導致發(fā)動機工作過載,合適的幅寬則可保證主機功率的充分利用。實際中配套動力的初選可采用經(jīng)驗公式B=0.26~0.29N½,但最終的確定必須經(jīng)過試驗驗證。事實上,對于同一種旋耕機

29、,主機功率大的配套并不一定有好的作業(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。耕幅B與拖拉機動力輸出軸的額定輸出功率大體成以下關系（已考慮拖拉機提升能力在內）：</p><p>　　B=0.26～0.29N½ </p><p>　　式中N——拖拉機發(fā)動機的額

30、定功率（KW）</p><p>　　本設計中考慮到南方農(nóng)作物的農(nóng)藝學特點，為使淺耕開溝機構具有更好的適應性故選取: B=2.0m</p><p>　　故N=47.5KW~59.1KW.參考耕幅相同的旋耕機，1GQN-200，1GQNB-200所配套的動力為55-75馬力，考慮到所設計的淺耕機耕深較旋耕機要淺，因此可配套動力為60馬力的牽引機構。</p><p>

31、　　2.3 淺耕開溝機構與履帶式底盤的掛接方式</p><p>　　淺耕開溝機構與履帶式底盤的掛接方式有三點懸掛，直接連接和牽引等三種連接方式，我國各種類型的旋耕機構目前采用前兩種聯(lián)接方式。三點懸掛式旋耕機的懸掛方法類似鏵式犁，動力由拖拉機動力輸出軸通過萬向節(jié)傳動軸傳遞至淺耕機構的中間齒輪箱，然后再由萬向節(jié)軸傳遞至側邊齒輪箱驅動刀軸轉動。</p><p>　　2.4 淺耕開溝機最優(yōu)傳動

32、方案的選擇</p><p>　　本文設計中所采用的支架是大型旋耕機的支架，而對于旋耕機其傳動形式一般有全齒輪傳動及齒輪-帶輪，齒輪-鏈輪等傳動形式。動力傳動的路線大致有兩種，第一種是拖拉機動力輸出軸→萬向節(jié)傳動軸→中間齒輪箱→旋耕刀輥，第二種是 拖拉機動力輸出軸→萬向節(jié)傳動軸→中間齒輪箱→側邊傳動箱（鏈傳動及齒輪傳動）→旋耕刀輥。</p><p>　　一般耕幅小于拖拉機拖拉機后輪寬度的旋耕

33、機多用于側邊傳動，耕幅大于拖拉機后輪外緣寬度的旋耕機，多采用中間傳動。根據(jù)前面的設想，這里我們選用側邊傳動。</p><p><b>　　圖1 傳動方案一</b></p><p>　　Fig. 1 The first transmission scheme</p><p>　　方案一可行性分析：動力由動力輸出軸→萬向節(jié)→中間齒輪箱輸入軸→經(jīng)

34、一對錐齒輪減速→再由圓柱齒輪三級減速→在由側邊鏈傳動箱將動力傳遞至→刀軸</p><p>　　優(yōu)點：側邊鏈傳動可時間較遠距離的精準傳動且噪音小。</p><p>　　缺點：中間齒輪箱結構復雜，側邊鏈傳動相比齒輪傳動無法傳遞較大的力。</p><p><b>　　圖2 傳動方案二</b></p><p>　　Fig. 2

35、 The second transmission scheme</p><p>　　方案二可行性分析：動力傳入到中間齒輪箱的輸入軸→經(jīng)一對錐齒輪減速后→萬向節(jié)→由側邊齒輪箱里的圓柱齒輪減速后→傳遞至刀軸。</p><p>　　優(yōu)點：結構簡單，傳動精準，可傳遞較大的扭矩，且易于制造。</p><p>　　缺點：傳動距離有限。</p><p>　

36、　綜合考慮兩種方案的優(yōu)缺點，方案2結構簡單，可傳遞較大的功率及扭矩，且易于制造，其傳動距離滿足性能要求，故選擇方案2做為傳動方案。</p><p>　　2.5 淺耕開溝機的刀軸轉速選定</p><p>　　在機組前進速度不變的情況下，淺耕機滅茬及耕地的效率隨刀軸轉速的增加而增加，較理想的配合是較高的刀軸轉速和較高的前進速度，雖然功耗要增加些，但因生產(chǎn)率提高了，仍可降低單位面積的能耗。近年

37、來，刀軸轉速有增加的趨勢。淺耕機的刀軸轉速逐漸增加至300r/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。</p><p>　　為了提高生產(chǎn)率及地區(qū)適應性，減少能耗，本設計旋耕機刀軸轉速選擇300r/min左右的轉速,在后文中將根據(jù)傳動方式確定具體的刀軸轉速。</p><p>　　3 淺耕彎刀的選取及排列方式</p&

38、gt;<p>　　3.1 旋耕刀的結構組成</p><p>　　旋耕刀主要有側切面、正切面、過渡面三部分組成，旋耕刀各部位名稱下圖，側切面具有切開土垡，切斷或推開草莖、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。</p><p>　　圖3 刀的結構設計圖</p><p>　　Fig 3 The Knife structure desi

39、gn drawing</p><p>　　3.2 淺耕刀片的選擇</p><p>　　3.2.1 刀片型號的選擇</p><p>　　旋耕刀是淺耕機構的主要工作部件，刀片的形狀和參數(shù)直接影響旋耕的工作質量，目前國內外對旋耕刀刃口曲線形狀和結構參數(shù)作了大量的研究，就橫軸旋機上的刀齒而言主要有剛性和彈性兩大類，剛性刀按其外形分有直刀、L形刀、彎刀、鑿形刀等類型。根據(jù)

40、GB/T5669-1995，旋耕刀分為Ⅰ型刀，Ⅱ型刀和Ⅲ型刀。</p><p>　?、裥偷吨饕糜谒堤锔鳌５遁伝剞D半徑R有225、245、260mm三種；</p><p>　　Ⅱ型刀主要用于水田綠肥，稻茬，麥茬較多的田地作業(yè)。刀輥回轉半徑有195、210、225、245、260mm五種；</p><p>　?、笮偷吨饕糜跍\耕滅茬作業(yè)，刀輥回轉半徑R有150、1

41、75mm兩種。</p><p>　　根據(jù)設計要求，選用ⅢT175型淺耕彎刀，刀輥回轉半徑為175mm，其結構如上圖所示。</p><p>　　3.2.2 刀座間距和彎刀總數(shù)的設計和計算</p><p>　　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，并使用同一截面相繼入土刀片的切土節(jié)距加大而功耗增加。適當提高刀座間距和選用刀幅較寬的

42、刀齒，可以減少刀齒總數(shù)和降低功耗,翻閱相關研究文獻及考慮到南方作物的農(nóng)藝學特點，現(xiàn)選用單刀幅寬b=45毫米。彎刀總數(shù)可按下式計算:</p><p>　　（1） </p><p>　　=1000=44.4(把) 取整=44</p><p>　　式中：B 耕幅（米）</p><

43、p><b>　　刀座間距（毫米）</b></p><p>　　Z 每切削平面內刀齒數(shù)</p><p><b>　　彎刀總數(shù)取整偶數(shù)</b></p><p>　　3.2.3 彎刀在刀軸上的優(yōu)選排列設計</p><p>　　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，旋耕阻力的

44、大小和功率消耗等重要性能指標。本設計吸取了國內外樣機的先進技術，采用了以幅寬中央為基準，左右分成幾個小區(qū)段的勻稱、對稱和左右螺旋線排列。著重考慮了刀軸回轉入土的動平衡，也考慮了靜平衡等角布置；左右彎刀應相繼順序交替對稱入土，盡量減少刀齒數(shù)目，以求受力均衡、穩(wěn)定，力求土塊大小勻稱，區(qū)段適中，表層平整；相鄰兩刀齒的夾角應盡量大些，以免夾土、堵泥，又便于制造。根據(jù)相關文獻綜合分析可提出了三種可行的排列，對其進行比較，并對個別刀齒作調整，從而改

45、善旋耕機的動力性能。最后優(yōu)選出一種比較合理先進的排列方案。從上述理論和優(yōu)選結果，所設計的刀齒排列方案應盡量滿足以下要求：</p><p>　　a、刀軸每轉過18o左右應有一把彎刀入土，保證均勻性。</p><p>　　b、要以幅寬中央為基準，左右分開幾個區(qū)段呈均勻、對稱和左右螺旋線排列，不平衡橫力矩分布比較均勻。</p><p>　　c、左右彎刀從幅寬中央基準線兩邊

46、相繼交替對稱入土，軸向受力平衡、穩(wěn)定性好。</p><p>　　d、土塊大小比較勻稱，碎土性能好。</p><p>　　e、相鄰兩個小區(qū)的刀齒相互交替工作，使相繼入土刀齒的軸向距離較大，使刀軸上的扭矩和彎矩較為分散。</p><p>　　f、每個區(qū)段由三把彎向相同的彎刀組成，耕后地表面起壟適中、表層平整。</p><p>　　g、每米幅寬約2

47、0把彎刀，減少了刀齒數(shù)目，有利于旋耕阻力和金屬耗能的減少</p><p>　　3.3 材料和技術條件 </p><p>　　用GB699—65規(guī)定的65Mn鋼制造。切削部分必須進行淬火處理，淬火區(qū)硬度為HRC50~55。旋耕彎刀應用樣板進行檢查，刃口曲線形狀誤差不得大于3mm。</p><p><b>　　4 開溝器的設計</b><

48、;/p><p>　　4.1 開溝部件具體結構參數(shù)的確定</p><p>　　結合履帶式底盤的結構特點，利用旋耕機刀軸的空心結構，在刀軸上安裝一圓盤式開溝部件。為能開出形狀規(guī)則﹑深度均勻﹑溝內干凈﹑溝型整齊的排水溝，需要考慮多個方面因素，即對各工作部件進行確定。其中包括刀片型號及刀片數(shù)量，刀盤的結構和尺寸參數(shù)，開溝鏟的結構參數(shù)及擋土板的結構等，現(xiàn)分以下幾個方面，逐步進行選擇設計。</p&

49、gt;<p>　　4.1.1 刀片型號</p><p>　　旋耕刀是旋耕機的主要工作部件，刀片的形狀和參數(shù)直接影響開溝工作質量，目前國內外對旋耕刀刃口曲線形狀和結構參數(shù)作了大量研究，就橫軸旋耕機上的刀齒而言主要有剛性和彈性兩大類，剛性刀按其外形分有直刀、L形刀、彎刀、鑿形刀等型。其中直刀主要用于對已經(jīng)翻耕的土地進行碎土作用，L形刀、彎刀(鉈刀)、鑿形刀則用于初耕，L形刀結構簡單，但工作穩(wěn)定性差，且

50、易纏草;鑿形刀主要適應在早作砂性土壤中采用超進距旋耕作業(yè)，可節(jié)約動力消耗；而彎刀有好的滑切性能，脫草性能好，工作平穩(wěn)，多用于水田耕作和草原耕作，在稻田旋耕得到廣泛應用。</p><p>　　針對以上情形選用彎刀片作為開溝的刀片。</p><p>　　彎刀片由側切刃(包括側切面)和正切刃(包括正切面)兩部分組成。其中主要尺寸有:R0為旋耕起始半徑，Rn為側切刃口上任一點半徑，R1為刀片在彎折

51、處的刃口半徑，Rmax為刀片工作最大回轉半徑，θmax為起始半徑到最大回轉半徑間的偏置角，b為刀片切土寬度，β為刀片彎折后角(包括左彎和右彎兩種)。</p><p><b>　　彎刀結構如圖；</b></p><p>　　圖4 旋耕彎刀結構圖</p><p>　　Fig. 4 The structure of the tiller blad

52、e</p><p>　　刀片的選擇：由于彎形刀片對土壤的適應性較強，它的特點是切割能力強，有自清作用，不易纏草，而且有一定的翻土能力。因此刀片選用國際旋耕機彎刀ⅡS245.</p><p>　　彎形刀片的刃口的形成原理是根據(jù)阿基米德螺旋線形成的，其材料是用GB699—65規(guī)定的65Mn鋼制造。切削部分必須進行淬火處理，淬火區(qū)硬度為HRC50~55。旋耕彎刀應用樣板進行檢查，刃口曲線形狀誤差

53、不得大于3mm。</p><p>　　4.1.2 切土進距及刀片數(shù)量</p><p>　　開溝切土過程是刀盤作復雜運動切割土壤。在刀片旋轉的同一縱向平面內，前后兩相鄰刀片的切土間距，稱為切土進距，記作S。相繼作用與土壤的兩片刀片，描繪出相同的彼此移開一個切土節(jié)距S的曲線，形成斷面變化的垡片。如圖5所示：</p><p>　　圖5 正轉開溝土壤垡片形成示意圖<

54、;/p><p>　　Fig. 5 The sketch map of the soil slice forming in deasil rotary ditching</p><p>　　切土節(jié)距S由開溝刀盤的運動參數(shù)和結構參數(shù)確定。S是刀盤轉動角的時間內</p><p>　　旋耕刀輥軸前進的距離，z是刀盤上同一切削面上刀齒的安裝數(shù)量。可計算為:</p>

55、<p><b>　?。?） </b></p><p><b>　　式中:</b></p><p>　　vm一機器前進速度,m/s</p><p>　　t一機組前進時間, t</p><p>　　z一旋轉切削面刀片數(shù);</p><p>　　一刀輥角速度,rad/s

56、;</p><p>　　n一刀輥轉速,r/min</p><p><b>　　S一切土進距,m</b></p><p>　　垡片的厚度及土壤破碎程度由S值確定，因此切土進距的大小直接影響碎土質量。</p><p>　　由上式知降低機組前進速度、提高刀軸轉速、增加每切割小區(qū)內的旋耕刀數(shù)，都能減少切土進距，提高碎土質量。但機

57、組前進速度過慢，生產(chǎn)率底;刀軸轉速過快，機組的安全性能降低;刀數(shù)增加，刀間空隙度小，容易纏草堵泥。因此，切土進距不能設計過小，一般在中等粘度的土壤(含水率20%~30%)中作業(yè)，正轉作業(yè)切土進距4~6cm左右，耕作質量即能滿足農(nóng)藝要求?，F(xiàn)取較小值4cm進距作計算，結合4LZ-0.6型水稻聯(lián)合收割機履帶底盤的行進速度，開溝作業(yè)采用一檔操作其速度約為1.5km/h,代入公式中得：</p><p>　　(片）

58、 （3） </p><p>　　圓整計算結果，選取單位切割面上刀片數(shù)量為2片。</p><p>　　4.1.3 刀片直徑計算</p><p>　　刀片最大切削半徑Rmax：Rmax的確定與設計耕深和傳動箱結構結構有關，耕深增大，要求R增大，切削扭矩也隨之增大，因此在滿足耕深的要求及傳動箱結構尺寸允許的情況下，Rmax應盡量取小值。</p>

59、;<p>　　刀片切土寬度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增大旋耕刀輥的刀片數(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，就要減少機器的行進速度，故b不宜過大。</p><p>　　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：</p><p><b>　　（4） <

60、;/b></p><p><b>　　式中：</b></p><p>　　S—刀片最大進給量，mm</p><p>　　a—最大設計耕深，mm</p><p>　　開溝刀盤的正切回轉半徑與許多結構參數(shù)有關，現(xiàn)擬開溝結構尺寸如圖6所示：</p><p>　　圖6 開溝部件結構尺寸示意圖<

61、;/p><p>　　Fig. 6 The sketch map of the structure size of the ditching components</p><p>　　正切面回轉直徑取決于最大開溝深度hmaz刀軸傳動箱尾部圓角半徑r，開溝機處于最大開溝深度時傳動箱底部離地間隙δ1，刀軸中心與變速箱的距離L和正切面與變速箱的安全間隙δ2，其數(shù)學表達式為:</p>&

62、lt;p><b>　　（5） </b></p><p>　　結合履帶式底盤的結構特點，以及設計任務要求，各參數(shù)的</p><p>　　設計尺寸為:hmax=200mm ; r=55mm ; L=350mm ;=10 mm;80 mm。</p><p><b>　　計算得：</b></p><p&

63、gt;　　為提高拋土距離，盡量選取較大的旋耕半徑，因此取最大回轉切削半徑R回為270mm。</p><p>　　4.1.4 刀片正反轉的確定 </p><p>　　正轉旋耕與反轉旋耕概念</p><p>　　旋耕機的刀片，無論其為何種形狀，它在工作時的絕對運動均由兩種運動合成。如圖所示，一種運動是由于安裝刀片的軸轉動時刀片繞軸心旋轉所形成的圓周運動，</p&

64、gt;<p>　　另一種運動是機器不斷前進時所具有的直線運動。旋耕機在工作時，這兩種運動同時在刀片上產(chǎn)生，刀片的絕對運動是這兩種運動合成的結果。</p><p>　　正轉旋耕—旋耕機的刀輥的旋轉方向和拖拉機前進時輪子的轉向相同，旋耕刀由地表向下切土，刀輥的切土反力的水平分力與拖拉機前進方向一致。</p><p>　　反轉旋耕—旋耕機的刀輥的旋轉方向和拖拉機前進時輪子的轉向相反

65、，旋耕刀由已耕土中入土，從底部開始往上切土，刀輥的切土反力的水平分力與拖拉機前進方向相反。通過分析比較，為了提高開溝質量和拖拉機的附著性能，采用正轉切削方式。</p><p>　　4.1.5 刀盤轉速</p><p>　　采用旋耕機自身的鏈傳動，根據(jù)相關文獻得:開溝需要的刀盤轉速要求為200~300r/min，開溝刀盤安裝在旋耕刀軸上并與刀軸一起旋轉。其轉速為296.6r/min。<

66、;/p><p><b>　　線速度計算如下:</b></p><p><b>　?。?） </b></p><p>　　4.2 刀盤結構及刀片布置原則</p><p>　　4.2.1 刀盤結構</p><p>　　由前面刀片直徑計算得出，刀盤最大回轉半徑R回=270mm彎刀

67、最大工作半徑</p><p>　　Rmax=245mm，因此刀盤直徑要略大于原彎刀安裝尺寸。具體尺寸如圖:刀盤最大直徑</p><p>　　R0=220mm，刀盤上刀座布置中心圓直徑R1=95mm，刀盤內圓直徑取R2=72mm略大于刀軸外徑。</p><p>　　由前面計算得出同一切削面上刀片數(shù)量為1~2片，考慮到在近溝邊兩側的拋土能力較中間強，在刀盤最外側各安裝兩

68、片，靠近刀盤中間的兩個切削面各安裝一片刀片，共6片彎刀。同時為了方便刀盤在旋耕軸上安裝，采用哈夫式刀盤對接安裝，如圖2. 8示，上下刀盤通過兩邊焊接的鋼板3螺栓連接，整個刀盤靠定位孔4固定在旋耕刀軸上。為增加彎刀片的縱向切削面，在刀盤上左右兩邊橫向焊接了U型鋼，向外擴展了兩個切削面，即由緊貼刀盤的兩個切削面增加到四個切削面。</p><p><b>　　圖7 刀盤結構圖</b></p

69、><p>　　Fig. 7 The structure of blade disc</p><p>　　另外，為使得開出的溝型整齊，在刀軸原有刀座上、開溝刀盤兩側各加裝一片切壁刀，以利于溝壁光潔成型。切壁刀為一直面弧形刀，弧形刀最大回轉直徑R略大于開溝刀盤最大回轉直徑R回2~3mm</p><p>　　4.2.2 刀片布置原則</p><p>

70、;<b>　　刀片布置原則:</b></p><p>　　1、同一回轉平面內，若配置兩片以上的刀齒，每片刀的進距應相等，使之切土均勻；</p><p>　　2、 整個刀軸回轉一周的過程中，在同一相位角上，應當只有一片刀入土，</p><p>　　以保證工作穩(wěn)定和刀軸負荷均勻。</p><p>　　3、左刀和右刀應盡量交替

71、入土，以保證刀輥的側向穩(wěn)定。</p><p>　　安裝方式為左右彎刀各置于刀盤兩側，保證每隔60角有一刀片入土，且保證左右交替入土，以利于刀盤的受力穩(wěn)定均衡。按照下述規(guī)則安置刀片見圖8：</p><p>　　圖8 切壁刀結構及排列圖</p><p>　　Fig. 8 The structure and display of the wall-cutting bl

72、ade </p><p>　　4.2.3 開溝鏟</p><p>　　開溝鏟的設計及位置確定:為了將已切削的土壤拋出溝底，必須將土壤的水平后拋改為上拋，為此加裝一個圓弧形開溝鏟，圓弧和刀盤為的同心圓，開溝鏟與刀盤刀片回轉面間的間隙盡量取較小值，一般為1~1.5cm。</p><p>　　開溝鏟安裝位置要求:最低點略低于刀盤最低點，保證將溝內的土壤拋干凈;水平

73、最高點基本和旋耕刀盤刀盤圓心位置平齊，有利于提高土壤拋擲高度，延長拋土行程，</p><p>　　保證足夠的拋土寬度。</p><p>　　5 中間齒輪箱的設計及強度校核</p><p>　　5.1 選取齒輪的材料</p><p>　　由機械設計手冊，考慮到工廠加工條件和減速器要承受很大的轉矩，選擇大小齒輪材料都為20CrMnTi，滲碳淬

74、火處理后，硬度為55～60HRC，抗拉強度，屈服強度。材料加工后有較高的心部強度，主要用于制造承受中等載荷，要求足夠沖擊韌度和耐磨性的汽車﹑拖拉機齒輪等零件。淺耕機為工作功率較大的工作機器，但速度不高，故選用7級精度（GB10095-88）</p><p>　　5.2 齒輪傳動參數(shù)確定</p><p>　　表1 確定齒輪齒數(shù)及傳動比</p><p>　　Tabl

75、e1 Choosing the number of the gear teeth and transmission ratio</p><p>　　表2 選擇傳動形式</p><p>　　Table2 Choose the transmission type</p><p><b>　　5.3 動力計算</b></p>&

76、lt;p>　　a.各運動副的效率：</p><p>　　圓錐齒輪傳動 =0.96</p><p>　　每對圓柱齒輪的傳動效率 =0.97</p><p>　　鏈傳動的傳動效率 =0.96</p><p>　　萬向節(jié)的傳動效率 =0.98</p><p><b>　　b.動力分配</b>&

77、lt;/p><p>　　(a)拖拉機動力輸出軸的額定輸出功率：</p><p>　　根據(jù)有關資料和經(jīng)驗估算，其額定輸出功率為：</p><p>　　P額=0.8N發(fā)÷1.36=60×0.8÷1.36=35.3（kw）</p><p><b>　　（能耗計算）</b></p><

78、;p>　　(b)算第一軸齒輪的功率、轉速和扭矩：</p><p><b>　　=720(轉/分)</b></p><p>　　0.46×106 N·mm</p><p>　　(c)第二軸功率、轉速、扭矩。</p><p>　　==720/1.65=436.4r/min</p>&l

79、t;p>　　(d)第三軸功率、轉速、扭矩。</p><p>　　(e)第四軸功率、轉速、扭矩</p><p>　　(f)第五軸功率、轉速、扭矩</p><p>　　表3 主要技術參數(shù)</p><p>　　Table3 the Main output parameters of the shafts</p><p&

80、gt;　　5.4 錐齒輪的設計與校核</p><p>　　5.4.1 按齒面接觸強度設計</p><p>　　傳遞功率P = 34.6kw</p><p>　　傳動比 u = 1.65</p><p>　　因為該對齒輪為閉式傳動，閉式傳動可按齒面接觸強度估算。</p><p>　?。?）

81、 </p><p>　　載荷系數(shù) K=1.6</p><p>　　轉矩 N·mm</p><p>　　傳動比 u=1.65</p><p>　　齒輪接觸疲勞極限 </p><p>　　齒輪接觸強度安全系數(shù) </p>

82、<p>　　設計齒輪許用接觸應力 </p><p>　　大端模數(shù) </p><p>　　圓整 </p><p>　　大端分度圓直徑 </p><p>　　分錐角 </p><p>　　外錐距

83、 </p><p>　　齒寬系數(shù) </p><p>　　齒寬 </p><p><b>　　取b=39mm</b></p><p>　　實際齒寬系數(shù) </p><p>　　中點模數(shù)

84、 </p><p>　　中點分度圓直徑 </p><p>　　5.4.2 錐齒輪校核</p><p>　　a.錐齒輪齒面接觸疲勞強度校核式</p><p>　?。?） </p><p><b>　　式中</b></p><p>

85、;<b>　　使用系數(shù) </b></p><p><b>　　動載系數(shù) </b></p><p><b>　　齒向載荷系數(shù) </b></p><p><b>　　端面載荷系數(shù) </b></p><p><b>　　節(jié)點區(qū)域系數(shù) </b>

86、;</p><p><b>　　中點區(qū)域系數(shù) </b></p><p><b>　　彈性系數(shù) </b></p><p>　　螺旋角系數(shù) σFE</p><p><b>　　錐齒輪系數(shù) </b></p><p><b>　　再和分配系數(shù) &

87、lt;/b></p><p><b>　　許用接觸應力</b></p><p><b>　　計算接觸應力</b></p><p><b>　　比較得 </b></p><p><b>　　結果： 校驗通過。</b></p>&l

88、t;p>　　b.錐齒齒根彎曲疲勞強度校核</p><p><b>　　計算公式 </b></p><p><b>　　（9）</b></p><p>　　為計算應力，為許用應力</p><p><b>　　數(shù)值同前。</b></p><p>

89、<b>　　復合齒形系數(shù) </b></p><p>　　重合度系數(shù) </p><p>　　齒根抗彎強度的錐齒輪系數(shù) （10）</p><p>　　載荷分配系數(shù) </p><p>　　彎曲應力計算值 </p><p>&

90、lt;b>　　齒根許用彎曲應力</b></p><p><b>　　比較得 </b></p><p><b>　　結果： 校核通過。</b></p><p>　　5.5 圓柱直齒輪的設計與校核</p><p>　　5.5.1 齒輪設計參數(shù)</p><p

91、>　　齒輪3，4，5材料和模數(shù)相同，其中中齒輪3尺寸最小，傳遞功率最大，因此以齒輪3為基礎設計3個齒輪。</p><p>　　傳遞功率 P3 = 33.2kw </p><p>　　傳遞轉矩 T=0.71×106 N·mm</p><p><b>　　r/min</b></p><p>　　

92、傳動比 i = 2.41</p><p>　　表4 圓柱齒輪簡化計算設計公式</p><p>　　Table4 Cylindrical gear transmission simplified design formula</p><p>　　5.5.2 設計計算</p><p>　　圓柱齒輪傳動簡化設計計算公式</p>

93、;<p><b>　　式中符號</b></p><p>　　a--中心距（mm）</p><p>　　--小齒輪的分度圓直徑（mm）</p><p>　　K--載荷系數(shù),一般可取1.2～2</p><p>　　--小齒輪傳遞的額定轉矩（）</p><p><b>　　u--

94、齒數(shù)比</b></p><p><b>　　--小齒輪齒數(shù)</b></p><p>　　--許用接觸應力（MPa）</p><p>　　--許用彎曲應力（MPa）</p><p><b>　　--齒寬系數(shù)</b></p><p>　　注：式中（）項中，“+”號用于

95、外嚙合傳動，“-”號用于內嚙合傳動。</p><p>　　閉式齒輪結構，硬齒面齒輪，滑移齒輪3采用對稱布置（軸鋼性較大），齒輪4也采用對稱布置（軸鋼性較大）取齒寬系數(shù)。</p><p>　　因兩嚙合齒輪均為硬齒面，故設計計算時，應同時按接觸強度和抗彎強度的計算確定尺寸，并取其中最大值。</p><p><b>　　a.按接觸強度設計</b>&l

96、t;/p><p>　　各原動機載荷特性：工作時所受載荷交變不平穩(wěn)，沖擊大。</p><p>　　故載荷系數(shù)K=1.4。</p><p><b>　　b.按彎曲強度設計</b></p><p>　　復合齒形系數(shù) =3.8</p><p><b>　　圓整 m=5</b></

97、p><p>　　5.5.3 參數(shù)確定</p><p>　　中間齒輪箱動力輸出軸離地高度約為H=600mm，</p><p><b>　　溝深a=150mm</b></p><p>　　開溝刀盤的總回轉半徑約為280mm</p><p>　　考慮軸中心距要求。動力輸出軸所連萬向節(jié)傾斜與水平成一定角度，

98、其垂直高度約為100mm，所以軸3至軸5距離=600-100-(280-150)=370mm</p><p><b>　　（10）</b></p><p>　　求得 m=5.61</p><p>　　圓整 m=6</p><p>　　故最終確定三個圓柱齒輪模數(shù) m = 6</p><

99、p>　　分度圓直徑 </p><p>　　齒寬 =0.4 </p><p>　　表5 分傳動箱齒輪尺寸</p><p>　　Table5 Transmission gear box dimension</p><p>　　由于旋耕機作業(yè)時，所

100、受載荷交變，為提高齒輪承載能力且減小齒輪根切最 小齒數(shù)，采用變位齒輪。</p><p>　　查參考文獻[2]，初選 =1.12，0.12</p><p>　　=1.12-0.12=1</p><p><b>　　204mm</b></p><p>　　查參考文獻[2]，查取 = 0.58，= 0.55

101、</p><p>　　同理可算出齒輪3的變位系數(shù) = 0.52</p><p>　　已知不產(chǎn)生根切的條件 </p><p><b>　　符合條件</b></p><p>　　表6 分傳動箱齒輪變位系數(shù)</p><p>　　Table6 Gearbox gear modification c

102、oefficient</p><p>　　5.5.4 齒輪校核</p><p>　　齒輪3，4，5材料和模數(shù)相同，其中中齒輪3尺寸最小，傳遞功率最大，若齒3校驗合格，則均合格。</p><p>　　a.齒面接觸疲勞強度校核</p><p>　　強度條件

103、</p><p><b>　　計算應力 </b></p><p><b>　?。?1）</b></p><p><b>　　許用應力 </b></p><p>　?。?2） </p><p><b>　

104、　查得，</b></p><p><b>　　節(jié)點區(qū)域系數(shù) </b></p><p><b>　　材料彈性系數(shù) </b></p><p>　　接觸強度計算的重合度與螺旋角系數(shù) </p><p><b>　　使用系數(shù) </b></p><p&

105、gt;<b>　　動載系數(shù) </b></p><p>　　齒向載荷分布系數(shù) </p><p>　　齒間載荷分配系數(shù) </p><p>　　齒輪的接觸疲勞極限應力 </p><p>　　解除強度計算的壽命系數(shù) </p><p>　　潤滑油膜影響系數(shù) </p>

106、<p><b>　　工作硬化系數(shù) </b></p><p>　　接觸強度計算的尺寸系數(shù) </p><p>　　接觸強度最小安全系數(shù) </p><p>　　分度圓上的圓周力 </p><p><b>　　許用應力</b></p><p><b&g

107、t;　　計算應力</b></p><p><b>　　比較得 </b></p><p><b>　　結果： 校核合格。</b></p><p>　　b.齒根彎曲疲勞強度校核</p><p>　　強度條件

108、 </p><p><b>　　計算應力 </b></p><p>　?。?3） </p><p><b>　　許用應力 </b></p><p>　　（14） </p><p>　　模數(shù) = 6mm</p>

109、<p>　　齒寬 b = 45mm</p><p>　　復合齒形系數(shù) =3.8</p><p>　　抗彎強度計算的重合度與螺旋角系數(shù) </p><p>　　齒輪材料的彎曲疲勞強度基本值 </p><p>　　抗彎強度計算的壽命系數(shù) </p><p>　　相對齒根圓角敏感系數(shù) </p>&l

110、t;p><b>　　相對表面狀況系數(shù) </b></p><p>　　抗彎強度計算的尺寸系數(shù) </p><p>　　彎曲強度最小安全系數(shù) </p><p><b>　　許用應力</b></p><p><b>　　計算應力</b></p><p>&

111、lt;b>　　比較得 </b></p><p><b>　　結果： 校驗合格。</b></p><p>　　故，齒輪3，4，5都滿足強度要求。</p><p>　　6 軸的結構設計和強度校核</p><p><b>　　6.1 軸的材料</b></p>&l

112、t;p>　　軸的材料選擇45鋼，經(jīng)調質處理。</p><p>　　查得材料力學性能數(shù)據(jù)為：</p><p>　　抗拉強度 </p><p>　　屈服點 </p><p>　　彎曲疲勞極限 </p><p>　　扭轉疲勞極限 </p><p&g

113、t;　　許用靜應力 </p><p>　　許用疲勞應力 </p><p>　　6.2 軸的結構設計</p><p>　　6.2.1 軸1的設計</p><p><b>　　軸1為錐齒輪軸</b></p><p>　　軸的轉向方式：雙向旋轉</p><p&

114、gt;　　軸的工作情況：無腐蝕條件</p><p><b>　　軸的轉速：</b></p><p>　　功率： P=34.6kW</p><p>　　根據(jù)式 初算最小值。</p><p>　　所選軸的材料為45鋼，調質處理。選取。</p><p>　　取軸承處直徑為 d=45mm&l

115、t;/p><p>　　軸1為與小錐齒輪一體的齒輪軸，其軸徑及各段長度確定要結合所承受的扭矩及與中間齒輪箱的定位以及與拖拉機動力輸出軸的連接方式等因素綜合考慮。其結構如下圖所示：</p><p>　　圖9 軸1的結構圖</p><p>　　Fig. 9 The structure of the first shaft</p><p>　　6.2

116、.2 軸2設計與校核</p><p><b>　　按轉矩初步估算軸徑</b></p><p>　　軸的轉向方式：雙向旋轉</p><p>　　軸的工作情況：無腐蝕條件</p><p><b>　　軸的轉速： </b></p><p><b>　　功率： &l

117、t;/b></p><p><b>　　轉矩： </b></p><p>　　齒輪直徑d根據(jù)式 初算最小值。</p><p>　　所選軸的材料為45鋼，調質處理。選取。</p><p>　　因軸兩端有花鍵傳遞動力，所以取軸承處直徑</p><p>　　軸2上安裝有一大錐齒輪，其各段長

118、度及軸徑的確定要依據(jù)所傳遞的功率轉速以及與中間齒輪箱的定位等因素確定。其結構如下圖所示：</p><p>　　圖10 軸2的結構圖</p><p>　　Fig. 10 The structure of the second shaft</p><p>　　6.2.3 軸3的設計校核</p><p><b>　　按轉矩初步估算軸

119、徑</b></p><p>　　軸的轉向方式：雙向旋轉</p><p>　　軸的工作情況：無腐蝕條件</p><p><b>　　軸的轉速： </b></p><p><b>　　功率： </b></p><p><b>　　轉矩： <

120、/b></p><p>　　齒輪直徑d根據(jù)式 初算最小值。</p><p>　　所選軸的材料為45鋼，調質處理。選取。</p><p>　　因軸兩端有花鍵傳遞動力，所以取軸承處直徑</p><p>　　軸3上有一圓柱直齒輪，其尺寸與結構根據(jù)與側邊齒輪箱的定位來確定，其結構如下：</p><p>　　圖11 軸

121、3的結構圖</p><p>　　Fig. 11 The structure of the third shaft</p><p>　　6.2.4 軸4的設計校核</p><p>　　在中間齒輪箱中的第三軸為惰輪軸，不傳遞扭矩，故在軸的設計計算中無需對其進行強度校核，在設計尺寸時只需參考同類產(chǎn)品，并滿足使用要求即可。根據(jù)其上安裝直齒輪的尺寸確定其直徑：。其結構如下