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1、-毕业设计（论文）-开沟机的设计（全套图纸）-第 22 页 毕 业 设 计（说明书）2014 届题 目 开沟机设计 专 业 学生姓名 学 号 指导教师 论文字数 完成日期 原 创 性 声 明本人郑重声明：本人所呈交的毕业论文，是在指导老师的指导下独立进行研究所取得的成果。毕业论文中凡引用他人已经发表或未发表的成果、数据、观点等，均已明确注明出处。除文中已经注明引用的内容外，不包含任何其他个人或集体已经发表或撰写过的科研成果。对本文的研究成果做出重要贡献的个人和集体，均已在文中以明确方式标明。本声明的法律责任由本人承担。论文作者签名： 日 期： 全套图纸加153893706关于毕业论文使用授权的
2、声明本人在指导老师指导下所完成的论文及相关的资料（包括图纸、试验记录、原始数据、实物照片、图片、录音带、设计手稿等），知识产权归属湖州师范学院。本人完全了解湖州师范学院有关保存、使用毕业论文的规定，同意学校保存或向国家有关部门或机构送交论文的纸质版和电子版，允许论文被查阅和借阅；本人授权湖州师范学院可以将本毕业论文的全部或部分内容编入有关数据库进行检索，可以采用任何复制手段保存和汇编本毕业论文。如果发表相关成果，一定征得指导教师同意，且第一署名单位为湖州师范学院。本人离校后使用毕业论文或与该论文直接相关的学术论文或成果时，第一署名单位仍然为湖州师范学院。论文作者签名： 日 期： 指导老师签名：
3、 日 期： 开沟机设计摘要：本文分析比较了国内外开沟机械的工作方法和原理，结合我国现有的开沟方式及现有小型旋耕机大量使用的现状，比较了前置和后置式开沟方式设计圆盘式开沟部件，试设计一款开沟机。本开沟机采用一个柴油机作为主动力源，利用一个齿轮分速装置输出两个转速，一个提供开沟机的前进，另一个控制开沟机开沟部分的旋转，从而工作机构和行走机构相互独立，不相干涉。开沟刀盘动力采用链传动，结构简单、轻巧，运行灵活。采用上抛，并设置挡土板，从而达到覆土要求，开沟刀盘后接开沟铲，达到了沟底平整的要求，设置弧形挡板，满足了操作安全性及碎土系数需要。再利用一个液压装置，控制开沟部分的开沟深度调节。关键词：开沟；
4、刀盘；液压装置Ditching machine designAbstract: This paper analyzes and compares the domestic and trenching machinery working methods and principles, combined with the existing status quo and the existing way of ditching the extensive use of small rotary tiller, comparing pre- and post-way design disc opene
5、r opener parts, try to design a trencher.The trenching machine uses a diesel engine as the primary power source, the use of a two speed gear unit output differentials, the one offering the forward ditching machine, rotary ditching machine ditching another control portion to work with each other agen
6、cies and travel agencies independent, do not interfere. Ditching cutter is powered by a chain drive, the structure is simple, lightweight, flexible operation. Using the throw, and set the retaining plate, so as to achieve the casing requirements, ditching trenching shovel knife after-hours access to
7、 reach the ditch formation requirements set curved baffle, operational safety and to meet the needs of the pulverizer coefficient. Re-use a hydraulic device, the control section ditching ditching depth adjustment.Keywords:Ditching; Cutter; Hydraulics目 录第1章 绪论11.1研究背景及意义11.2开沟机概述11.3国内外研究现状31.3.1国外现状
8、31.3.2 国内现状3第2章 开沟机总体设计52.1设计要求52.2总体方案设计52.2.1开沟机类型选择52.2.2动力系统方案确定52.2.3开沟深度调节装置方案确定62.2.4总体结构6第3章 动力及传动系统设计73.1功率计算及发动机选型73.1.1 切土阻力73.1.2 开沟机功耗计算83.1.3 发动机选型103.2传动系统设计103.2.1传动比分配103.2.2运动和动力参数计算103.2.3 V带传动设计113.2.4齿轮传动设计与校核143.3 轴及轴上零件的设计与校核183.3.1轴的设计与校核183.3.2滚动轴承的选择与校核213.3.3键的选择与校核22第4章 开
9、沟装置的设计244.1开沟刀设计244.1.1刀片型号244.1.2切土进距及刀片数量254.1.3刀片直径计算264.1.4刀片正反转的确定274.1.5刀盘转速274.1.6刀盘结构及刀片布置原则274.2开沟铲284.3挡土板29第5章 开沟深度调节装置的设计305.1深度调节液压缸的选用及分析305.1.1 液压缸型号的确定305.1.2 液压缸行程验证305.2深度调节液压系统设计325.2.1供油方式325.2.2平衡及锁紧325.2.3液压系统原理图32总 结33参考文献34致 谢35第1章 绪论1.1研究背景及意义我国是一个典型的农业大国，作物种植面积非常大，同时我国也是一个人
10、口大国，对食品的需求量也非常的大，随着国家工业化进程，从农田中解放出更多的生产力，提高生产效率，我国的农业机械也在国家的扶持和工程师的研究中飞速发展，开沟作为农田作业的一个环节，在作物生长过程中的影响甚大，与此同时，其工作量大，人工开沟耗时耗力。所以，开发出一种开沟机械，就能极大的解决这个问题。本文就南方地块小，一般开沟机机型过长，不能灵活运行的情况，拟开发出一款微型开沟机，解决在小型田地作业的需要。 图1 开沟机油菜、棉花等作物是直根系忌湿作物，土壤水分适宜与否，对其生长发育影响甚大，水分过多会造成缺氧，直接引起植株生理代谢过程变化，针对油菜、棉花等作物生长特性，一般要求如下：1、开沟要及时
11、，以便抗旱排涝；2、沟深、沟宽要符合要求并均匀一致；3、抛土要均习。在开沟过程中能将泥土均匀抛向沟的两边，对种子的覆盖率能达90%以上；4、沟要直以利于排灌；5、沟底、沟壁要光滑。目前，南方各水稻主产区大都以两季连作，10月份晚稻收获后的田块留待第二年开春后翻耕种植早稻。在过冬的近5个月时间恰好是冬油菜的全生育期，但由于油菜的种植工序较多，尤其手工开沟劳动强度大，劳动力投入多，许多农民想尽量扩大种植冬油菜面积却又因劳动力不足而耽误了，加上近些年来，大部分农村青年都外出打工，人力不足最终导致油菜种植面积还相对减少，经济效益低，导致目前有限的耕地未能得到充分、合理利用。为了充分、合理利用南方土地资
12、源，加快种植业向农机械化、产业化方向发展，因此设计一种开沟性能好且经济实用的开沟机械，解决农民当前开沟难的问题，提高种植效率和劳动生产率，快速实现油菜种植机械化，具有重要意义。1.2开沟机概述开沟机产品可分为开沟机和轮盘式开沟机：（1）开沟机开沟机主要由传动皮带轮、传动轴、变速齿轮箱、刀轴和机架构成。开沟机主要是与拖拉机配套使用，并由拖拉机动力驱动工作来实现开沟随着经济的发展，国家对基本建设力度加大，地下管道、电（光）缆铺设工程数量激增，质量要求提高。靠人工开挖，不仅效率低下，沟槽开挖质量欠佳，且不能满足“微创”要求。因为开沟机的使用越显得重要。开沟机主要有两种：第一种为开种沟而设计的开沟器，
13、开沟器为小型从动部件，靠牵引作用力而开出适合种子发育的种床，沟形表现为小、窄、浅等特点，开沟器常作为播种机一附属部件而挂靠其上；第二种为开排水沟或其它用途的开沟机，开沟机相对较大型，挖沟机一般以主动型部件为主，消耗功率大，体积大，沟深且宽。范围广泛，结构简单、造价低廉、使用拆装方便，开沟质量好、效率高并具有开沟、碎伐、均匀排土一次完成的特点，适宜棉、麦、油菜等旱地田间开挖排水沟用。一种小型链式挖沟机，它包括有一固定在机架上的发动机，该发动机的输出轴上通过皮带轮传动机构或链轮传动机构分别与一中间轴和一液压泵相连；所述的中间轴通过一链轮传动机构或皮带轮传动机构与一链刀主轴相连，该链刀主轴上通过链刀
14、主链轮相连着开挖用的链刀机构；所述液压泵的压力油出口经多路阀分两路分别连通于液压油缸和驱动桥上的液压马达，液压油缸上的伸缩杠杆机构与链刀机构相连；所述的发动机输出轴上通过皮带轮传动机构分别与一中间轴和一液压泵相连，所述的中间轴通过一链轮传动机构与一链刀主轴相连；所述的发动机输出轴与中间轴相联的皮带轮传动机构上加装有由手把、拉锁装置和张紧轮构成的离合机构，张紧轮靠近设置在皮带边上，并通过拉索装置与手把相连；它具有结构紧凑，体积小，重量轻，方便运输；成本低，可靠性好的特点图2 河北深远机械开沟机（2）轮盘式开沟机轮盘式开沟机主要用于管道和电缆电线等地下铺设,该机械特点是开沟速度快,深度自由调节,对
15、路面破坏小,极大的提高了生产力,节省人力物力,其特点：经济效益显著，投资少、见效快，一台机器是人工的几十倍、小型挖掘机的几倍。开沟机开出的沟，可窄到10公分，深达2米，且沟直、壁陡，人工和挖掘机无法开出这样的沟；较人工和挖掘机有更高的作业效率（是挖掘机的3-5倍）和经济效益，特别在挖窄深沟的情况（埋管或埋电缆）下，该机的作业效果就更显突出。整机结构简单，操作方便，维护容易。 图3 河南凤翔TD50轮盘式开沟机1.3国内外研究现状1.3.1国外现状国外很早就开始有机肥的应用研究， 如欧美、日本、意大利、法国等，并且有着广泛的应用。随着科学技术的进步和应用范围的扩大，对开沟机的要求也越来越高，开沟
16、装备研究工作步入一个新时代，先进的新型设备不断涌现。从结构特点和使用性能两方面来看，目前基本上以苏联和意大利为代表的两大类型。苏联从1975年开始推出一系列的旋转开沟机产品：TP-171A全液压铣切式开沟机、MK-47犁刀-铣切式开沟机。意大利主要生产DARL系列的单圆盘开沟机心及DBR系列的双圆盘开沟机。两大类型的开沟机主要区别在于：前者是开挖大型沟渠的大型机械，且能一次性成沟，所采用的是切抛分开型的刀齿；后者是临时性的小沟渠，采用的是切抛合一型的刀齿7-11。 例如，美国 Burkeen 公司有 3 种开沟机，功率范围在 9.734.3 kW 之间，B30B 型开沟机的功率为 34.3 k
17、W，挖沟装置与驾驶位置间采用橡胶减振隔离，网状 ROPS 防止驾驶员被抛起物击伤，独特的液压驱动链张紧装置可实现挖沟深度的改变。美国 Vermeer 公司生产的以 RT450 为代表的开沟机，开沟深度可达 1.52 m，开沟宽度为 1330 cm，静力液压系统制动，可适用于多种工况。 Maxon 公司已生产出 10 种 Parsons 品牌开沟机目前，国外挖沟机的代表机型有：切削开沟机、螺旋助推式开沟机、侧置式公路开沟机、圆盘旋转式开沟机，主要特点是以大功率，重机型为主，功耗大，体积也大。现国外开沟机生产已向多样化趋势发展，且更趋专机专用，开沟机只用于开沟作业，而当机械不开沟时只能闲置。这种情
18、况并不符合我国的国情。1.3.2 国内现状我国开沟机的种类很多，60年代开始从国外引进，从七十年代开始正式研制旋转开沟机，通过自身研究和借鉴国外的经验，目前逐步形成了适合我国国情的开沟机系列，到现在已经有几十种型号。其主要型式有四种：（1）铧式犁开沟机铧式犁开沟机属于从动型工作部件，利用“刨削”原理，沿直线运动对土壤进行刨削。加工过程相对铧式犁切削速度要大。铧式犁型开沟机主要应用于蔬菜的栽种和植树造林等，我国主要有KGTP和京HK-14两种类型，KGTP工作原理；随着机组前进，犁尖入土，开轴的土沿着犁体上升。冀板将土推向两面三刀侧、冀尾板将沟壁压紧，形成梯形断面的沟渠，达到列沟培土的目的。京H
19、K-14开沟机在工作时，前面的犁铧起土，分土板片土扣翻到两面三刀侧，形成农艺要求的一种沟型12。该机型入土阻力小，质量轻，工作性能好，可以开出成型沟，但沟型断面不平整。（2）链齿式开沟机1992年，江西省农机研究所和江西农业大学针对果园开沟，设计了与丰收180GV拖拉机配套的1K-30型链齿式开沟机13，开沟机通过链条上的刀齿逆向切削土壤，切削垡片由链齿出沟面，再由双向搅龙输送到沟两测，完成开沟作业。1K-30型开沟机主要特点；开沟理管时，沟形一次成型，种植山药可不开沟只松土，刮土板改变刀齿排列，达到深松土60100cm，可节省大量人力。配套拖拉机功率1737kw,开沟深度600mm、1000
20、mm、1500mm，开沟宽度140mm、160mm、200mm、300mm，工作速度200600m/h。（3）螺旋式开沟机2000年东北农业大学针对了泥炭（沼泽地的产物）的开采而设计了一种1KL-100型立式螺旋式开沟机14，其工作部件采用锥螺旋式搅龙切抛土，可开挖出较大型梯形沟渠。在立式开沟机的思路上，2001年昆明市农业机械研究所又研制出1KS-22型双轴立式旋转开沟机。采用双轴结构，两套旋转方向相反的刀轴同时切抛上下沟土，能开出小型矩形沟渠。（4）圆盘式开沟机圆盘式开沟机属旋转式开沟机，将开沟部件做成圆盘式结构，利用动力输出轴带动刀盘旋转切削土壤，我国从七十年代开始正式研制，通过自身研究
21、和借鉴国外的经验，目前逐步形成了适合我国国情的开沟机系列15。定型为东方红-75拖拉机配套的1KD-100单圆盘旋转开沟机和1KD-100双圆盘旋转开沟机，为铁牛-55拖拉机配套了1K-80双圆盘旋转开沟机。结合我国国情出发的：即要求重量轻，结构简单，又要求能耗小，生产率高。到80年代，圆盘式开沟机又生产出一系列产品：1KSQ-35型（配套8.8千瓦拖拉机）、1K-0型、1K-35-1A型、1K-35型、1KH-35型等16。近年来，随着国家对绿色农业的大力倡导，有机肥在农业上得到广泛应用和发展，特别是在果园的应用上，使开沟机的研究方向逐渐向果园有机肥开沟机方向发展。果树园林业是现代化大农业的
22、重要组成部分和富民工程的重要途径，施肥是果树生产管理中的重要技术措施，其合理与否直接影响果树生长、产量、果品质量及经济效益。因此，研制出一种适于果园施肥开沟的机械，对减少人力和物力资源的浪费、提高劳动生产率具有重要意义。第2章 开沟机总体设计2.1设计要求采用一个柴油机作为主动力源，利用一个齿轮分速装置输出两个转速，一个提供开沟机的前进，另一个控制开沟机开沟部分的旋转。再利用一个液压装置，控制开沟部分的开沟深度调节。开沟机的总体参数选定如下：开沟机工作环境为果园、深度不超过400mm，沟宽限制在150mm300mm。链刀式开沟机的基本参数为： 开沟宽度 200mm 开沟深度 400mm 链条线
23、速度 115m/s 前进速度 100300m/h 配套动力 8.8kW 动力输出轴转速 2400r/m2.2总体方案设计2.2.1开沟机类型选择为了适用于多种土质、工作环境以及与通用的手扶拖拉机匹配，本次选用圆盘式开沟机。2.2.2动力系统方案确定本开沟机采用一个柴油机作为主动力源，利用一个齿轮分速装置输出两个转速，一个提供开沟机的前进，另一个控制开沟机开沟部分的旋转，从而工作机构和行走机构相互独立，不相干涉。具体传递方案如下：即，发动机经过离合器与V带传动到减速箱，减速箱通过齿轮分出两个转速，一个传给车轮，一个通过离合器与V带传动到开沟器。图2-1 动力传递方案图2-2 减速箱方案2.2.3
24、开沟深度调节装置方案确定深度调节装置通过液压缸与开沟器臂实现，液压缸无杆腔供油开沟器提起，有杆腔供油开沟器放下，从而实现调节开沟器高度。2.2.4总体结构利用微型耕作机的动力带动整个开沟部件的运转，开沟的刀盘采用中间式，在刀盘上焊接刀座，用螺栓将刀座和旋耕刀联接起来；通过螺栓将刀盘与刀轴联接起来，使刀盘旋转，进行开沟工作，为了满足旋耕刀工作时的滑切性能和脱草性能且在稻田进行工作，故选用弯刀做为开沟工具；为了更好的提高碎土性能和对操作者进行保护，设计左右两块弧形挡板，最后设计一个支撑架杆，对整个开沟部件进行固定。总体结构如下图：图1 总体结构图第3章 动力及传动系统设计3.1功率计算及发动机选型
25、开沟过程中，刀片在土壤中连续运动进行切削，被切削下来的土壤，其中一部分在切削刃前面形成土堆，被刀片带着向前移动；一部分土壤在挤压力的作用下越过切削刃前面的土堆进入杯形刀体内。由此可见，在开沟过程中刀片除了遇到切削阻力外，还会遇到土壤进入杯形刀体内的阻力及带动土堆的阻力，后二项合称为装土阻力。切削阻力与装土阻力之和称为总阻力6。开沟机功耗及阻力的计算方法还不完善，主要通过借鉴其它切削经验公式来计算，且不同的参数下所使用的经验公式也不同，因此探求合适的阻力计算公式是非常关键的。3.1.1 切土阻力 切削总阻力计算公式 7：式中：土壤坚实度计的冲击次数，取=15 切削厚度刀片宽度刀片切削角，对于圆弧
26、形刀片刀片切削角等于后角刀片尖角计算系数，取=0.81 将上式中的切削厚度、刀片切削角和刀片厚度作相应的调整后得到单个刀片的切削阻力： 开沟机盘刀总切削阻力： 式中：z链条上同时与土壤作用的刀片数。工作时有5组即约10把刀片同时切土。由于刀片受到各种冲击的影响，在设计时应加入动载系数，一般情况下动载系数取1.31.58，则3.1.2 开沟机功耗计算（1）开沟装置总功耗开沟机的总切削功耗为：开沟机的总切削比功：式中：比功，单位立方米作业量的切削功耗沟的断面面积表2-3 土壤容重土壤级别土壤名称难易系数容重砂和粉砂土种植土0.7515000-1600012000轻粘土小石头夹有碎石当砂土0.916
27、0001700017500亚粘土重粘土干黄土1.0180001750018000重粘土 硬黄土含石块的粘土石块与粗卵石1.3195002000019500密实硬黄土轻质泥灰土不坚实页岩岩石2.019500190002000020000-33000沿沟深方向提升土壤的功耗 每次切削下来的土壤层的重心都相同，距地面为0.5H，则式中，土壤颗粒在链刀与沟侧壁间滞塞的可能系数，取=1土壤容重土壤容重9是土壤在未破坏的自然结构下，单位容积中的重量，通常以表示。土壤容重大小反映土壤结构、透气性、透水性能以及保水能力的高低，一般耕作层土壤容重11.8103N/m3，土层越深则容重越大。各种土壤的容重数据见表
28、2-3。被运送土壤与沟道土壤的摩擦功耗 式中： 土壤的内摩擦系数，见表2-4 表2-4 土壤摩擦系数土壤名称内摩擦系数外摩擦系数砂0.58一0.750.73粘土0.7一10.5一0.75小块砾石0.9一1.1泥土灰0.75一10.6一0.75饱含水分的粘土0.18一0.42碎石0.90.84则开沟机装置总功耗为：式中： 开沟链的传动效率配套动力到开沟装置的传动效率（2）开沟机前进功耗传动机构功耗：对于机组前进所受的阻力Fa，可以做受力分析，如图2-2，则图2-2 开沟机前进状态受力分析 式中：G一机器自重滚动阻力系数，取=0.079 开沟机前进功耗： 式中：机器行走的传动效率开沟机的总功耗为：
29、 3.1.3 发动机选型根据开沟机功耗选用蓝天 1 DN-4型多功能农用微型耕作机功 率：4.4千瓦转 速：1800转/分3.2传动系统设计3.2.1传动比分配总传动比为：3.2.2运动和动力参数计算（1）各轴的转速耕种机动力输出轴为0轴，变速箱主轴为轴，车轮轴为轴，刀轴为轴，各轴转速为：（2）各轴的轴功率（3）各轴输入转矩T初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理，查参考文献2表15-3得，又由 。将有关值代入公式可见得： 取同理计算可得： 3.2.3 V带传动设计1）确定计算功率：已知：；查机械设计基础表13-8得工况系数：；则：2）选取V带型号：根据、查机械设计基础图13-1
30、5选用A型V带,3）确定大、小带轮的基准直径（1）初选小带轮的基准直径：（2）计算大带轮基准直径：圆整取，误差小于5%，是允许的。4）验算带速：带的速度合适。5）确定V带的基准长度和传动中心距：中心距：初选中心距（2）基准长度：对于A型带选用（3）实际中心距：6）验算主动轮上的包角：由得主动轮上的包角合适。7）计算V带的根数：，查机械设计基础表13-3 得：（2），查表得：；（3）由查表得，包角修正系数（4）由，与V带型号A型查表得： 综上数据，得取合适。8）计算预紧力（初拉力）：根据带型A型查机械设计基础表13-1得：9）计算作用在轴上的压轴力：其中为小带轮的包角。10）V带传动的主要参数整
31、理并列表：带型带轮基准直径(mm)传动比基准长度(mm)A21250中心距（mm）根数初拉力(N)压轴力(N)5835110.81095.53.2.4齿轮传动设计与校核选择最后一级传动的齿轮进行设计计算（1）齿轮相关参数的选择选择齿轮类型、精度等级、材料及齿数1）根据设定的传动方案，采用软齿面直齿轮传动。2）由于此机构中齿轮传动为低速级齿轮传动，速度不高，故选用7级精度3）材料选择：小齿轮材料为20CrMnTi，渗碳淬火，硬度为300HBS，大齿轮材料为45钢（调质）硬度为240HBS，二者材料差为60HBS。4）取小齿轮齿数Z1=20，则大齿轮齿数Z2=iZ1=220=40，取Z2=40（2
32、）按齿面接触疲劳强度设计设计计算公式： (13) 确定公式内的各计算数值1）试选载荷系数 2）计算小齿轮的转矩 (14) 3）由参考文献2表10-7选取齿宽系数4）由参考文献2表10-6选取材料的弹性系数5）由图10-21e按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限，大齿轮的接触疲劳强度极限 6）由式： (15) 计算应力循环次数设该齿轮的工作寿命为12年，每年工作180天，每天10小时，则7）由参考文献2图10-19查得接触疲劳寿命系数 ；8）计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，取安全系数S=1。由式 得 (16) 计算尺寸：1）试算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值2）计算圆周速度 (18)
33、3）计算齿宽b (19) 4）计算齿宽与齿高之比b/h模数 (20) 齿高 (21) 齿宽与齿高之比 5）计算载荷系数根据，7级精度，由参考文献2图10-8查得动载荷系直齿轮，假设.由参考文献2表10-3 由参考文献2表10-2查得使用系数； 由参考文献2表10-4查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时， (22) 将数据代入后得由，查参考文献2图10-13得；故载荷系数6）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式得 7）计算模数m（3）按齿根弯曲强度设计弯曲强度设计公式为： 确定公式内的各计算数值1）由参考文献2图10-20d查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限2）由参考文献2图10-18查得
34、弯曲疲劳寿命系数 3）计算弯曲疲劳许用应力取安全系数S=1.3由式 得 (27) 4）计算载荷系数K (28) 5）查取齿型系数 由参考文献2表10-5查得 ，6）查取应力校正系数 由参考文献2表10-5可查得 ，7）计算大小齿轮的并加以比较 小齿轮的数值大。 设计计算 根据式（27）得对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数4.96，并就近圆整为标准值m=5，按接触强度算得的分度圆直径,算出小齿轮数大齿轮
35、齿数 ， 取这样设计出的齿轮传动既满足齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。（4）几何尺寸计算1）计算分度圆直径2）计算中心距 （29）3）计算齿轮宽度考虑到尽可能的减少质量和缩短变速器的轴向尺寸，应该选用较小的齿宽。若使用宽些的齿宽，工作时会因轴的变形导致齿轮倾斜，使齿轮沿齿宽方向受力不均匀并在齿宽方向磨损不均匀。 通常更据齿轮模数m的大小来选定齿宽。 直齿：b=KC m, KC为齿宽系数，取为4.59 （30） 斜齿：b= KC mm，KC取6.09.5第一轴常啮合齿轮副的齿宽系数，KC可取大些，使接触线长度增加、接触应力降低，以提高传动平稳性和齿轮寿命。所
36、以小齿轮齿宽取20mm,大齿轮齿宽取20mm.（5）验算 (31) (32)合适。3.3 轴及轴上零件的设计与校核3.3.1轴的设计与校核本次设计选到刀轴的外径d为50mm。由于农田土壤的复杂性，至今尚缺乏表达旋耕阻力及能耗与土壤动力特性、耕作机具参数之间明晰的、便于应用的关系式，所以通过以下半经验公式进行计算P= （3）式中：B耕幅，mm；H耕深，mm；vm机组前进速度，km/h；P0切土比阻，KN/m；vd刀滚外缘线速度，m/s；未耕土壤密度，mg/m3切土比阻P0与土壤质地、耕深等多种因素有关，由实验取得为32.4KN/m,从农业土壤力学一书中得知未耕土壤密度为2.69 mg/m3。计算
37、：P=50201.11000(32.4+6.62.65/2) =3.2kw由公式T=9550P/n=95503.2/256=157Nm 当轴回转时，有三把刀进行工作，两把弯刀和一把直壁刀，由于直壁刀所受的阻力很小，可以忽略不计，则只要考虑两把弯刀同时进行切削土壤的情况，一把弯刀通过焊接在刀盘上的刀座固定，对轴产生扭转变形；另一把弯刀通过焊接在刀盘上的U型钢与之相连，对刀轴同时产生弯矩和扭转变形。由于每把弯刀的参数基本一致，则每把弯刀产生的弯矩为T/2，即78.5Nm,又因为T=FL,从此式可以求出弯刀给轴带来的载荷F的大小，由弯刀的最大回转半径为270mm可求出切削阻力：F=78.5/0.27
38、=291N图A分析了刀盘对轴所产生的力效应，力F2原来的作用点在垂直刀盘所在平面70mm 的平面内，利用力的平移定理将其移到刀盘所在平面内，此力在平移后相当于对轴附加了一个弯矩，其值为M=F270=29170=20.3Nm如图A中所示，根据力的平移定理将力F1平移至轴心，将附加一个扭矩，其大小为 T=F1270=291270=78.6Nm将力F2再次平移，F2会附加一个和力F1同样的附加扭矩，大小与方向相同。各力的方向如图A中所示，作出其扭矩图，如E所示。为了计算的方便将图A中平移后的两个力进行合成，如图B所示，合成后的合力F为F1 ，方向如图中所示。以合力F的方向为纵轴为方向建立直角坐标系x
39、oy对刀轴进行受力分析，如图C所示，利用平衡条件对其进行计算，建立平衡方向有 P1+P2=F P2730+M=365F解之得 P2=117.6N P1=173.4N力P1、P2将轴心各产生一个弯矩，其大小为 M1=117.6365=43Nm M2=173.4365=63.3Nm 作出其弯矩图，如D所示，从弯矩图中得知其最大弯矩为63.3Nm，从扭矩图中得知最大扭矩为157.2Nm，根据弯曲强度条件利用下式对轴进行校核 （4）因为刀轴为空心轴，W查机械设计表15-4得其计算公式为W= （5）其中d为刀轴的大径，d1为刀轴小径。计算得W=0.15031-(44/50)4=6125mm3则 =10.
40、33Mpa=60Mpa所以轴的强度能够满足弯曲强度要求。根据扭转强度条件利用下式对轴进行校核 （6）计算得=35Mpa所以轴的强度能够满足扭转强度要求，综上所述可知，轴能满足工作时的强度要求，使刀盘能正常的工作。3.3.2滚动轴承的选择与校核因轴承主故要承受径向载荷无受轴向载荷，初步选取球深沟轴承。其主要性能和特点:主要承受径向载荷,也可同时承受小的轴向载荷。当量摩擦系数最小。在高转速时，可用来承受纯轴向载荷。工作中允许内、外圈轴线偏斜量不大于，大量生产，价格最低。这里选输出轴上的轴承校核（其它轴承的选择和校核略）。为了方便安装，两端选用相同型号的轴承。因轴承承担的径向力远远大于轴向力，参照工
41、作要求，初选6205型号的轴承。验算：轴轴承的使用寿命为：12小时/天180天/年10年=21600小时1）对左端，已知，在理想状况下无轴向力，故，所以X=1，Y=0。根据GB276-89，选6205型轴承，查得：C = 10.8 KN，=6.95 KN 。求当量载荷P:查参考文献2表13-6得1.21.8，取1.8。 (38)验算6205轴承的寿命 (39)所以6205型满足要求。2）对左端，已知，在理想状况下无轴向力，故，所以X=1，Y=0。根据GB276-89，选6205型轴承，查的：C = 10.8 KN，C0 =6.95 KN 。求当量载荷P查参考文献2表13-6得fp1.21.8，
42、取1.8 。验算6205轴承的寿命所以6205型满足要求。轴承校核完毕。3.3.3键的选择与校核 此设计涉及两类键：平键和花键，其选择见装配图。现选择变速箱输出轴上的矩形花键进行校核，其基本尺寸为NdDB8mm36mm42mm29mm。 假设载荷在键的工作面上均匀分布，每个齿工作面上压力的合力F作用在平均直径处。 此处为静联接，其校核公式为： (40)式中： T 传递的转矩，已知T=692.11Nm； 载荷分配不均匀系数，取=0.8; Z 花键的齿数，取z=8; H 花键齿侧面的工作高度，矩形花键中： (41)l 齿的工作长度，取l=29mm; 花键的平均直径，矩形花键中：=（D+d）/2=(42+36)/2=39