小型自走式旋耕機的設計

小型自走式旋耕機的設計,小型,旋耕機,設計 湖 南 農(nóng) 業(yè) 大 學 全日制普通本科生畢業(yè)設計 小型自走式旋耕機的設計 THE SELF-PROPELLED ROTARY CULTIVATOR DESIGN 學生姓名： 學 號： 年級專業(yè)及班級： 指導老師及職稱： 學 院： 湖南·長沙 提交日期：20**年 月 湖南農(nóng)業(yè)大學全日制普通本科生畢業(yè)論文（設計） 誠 信 聲 明 本人鄭重聲明：所呈交的本科畢業(yè)論文（設計）是本人在指導老師的指導下，進行研究工作所取得的成果，成果不存在知識產(chǎn)權爭議。除文中已經(jīng)注明引用的內(nèi)容外，本論文不含任何其他個人或集體已經(jīng)發(fā)表或撰寫過的作品成果。對本文的研究做出重要貢獻的個人和集體在文中均作了明確的說明并表示了謝意。本人完全意識到本聲明的法律結果由本人承擔。 畢業(yè)論文（設計）作者簽名： 年 月 日 謝謝朋友對我文章的賞識，充值后就可以下載說明書，我這里還有一個壓縮包，里面有相應的word說明書（附：開題報告、外文翻譯）和CAD圖紙。下載后請聯(lián)系QQ：1459919609。我可以將壓縮包免費送給你。需要其他設計題目直接聯(lián)系?。。。ㄗⅲ鹤再~號時最好用你的QQ號，以方便我將壓縮包發(fā)給你） 湖南農(nóng)業(yè)大學全日制普通本科生畢業(yè)論文（設計） 中 期 檢 查 表 學 院： 科學技術師范學院 學生姓名 學 號 年級專業(yè)及班級 指導教師姓名 指導教師職稱 論文（設計）題目 小型自走式旋耕機的設計 畢業(yè)論文（設計）工作進度 已完成的主要內(nèi)容 尚需解決的主要問題 1、總體方案的制訂 2、文獻資料的收集整理 3、說明書的初期編寫 1、說明書的撰寫 2、圖紙的繪制 指導教師意見 簽名： 年 月 日 檢查小組意見 組長簽名： 年 月 日 湖南農(nóng)業(yè)大學全日制普通本科生 畢業(yè)論文（設計）開題報告 學生姓名 學 號 年級專業(yè)及班級 指導教師及職稱 學 院 20**年1月4日 畢業(yè)論文（設計）題目 小型自走式旋耕機的設計 文獻綜述（選題研究意義、國內(nèi)外研究現(xiàn)狀、主要參考文獻等，不少于1000字） 一、選題的背景和意義 土壤耕作是種植業(yè)生產(chǎn)過程中的重要一環(huán),對與農(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(qū)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(qū)動,質(zhì)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. 驅(qū)動型機具有多種,.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(nèi)還田技術和免耕少耕技術的推廣應用，旋耕機得到了迅猛發(fā)展，已成為拖拉機的主要配套機具之一。 二、國內(nèi)外旋耕機的發(fā)展動態(tài)、存在問題及發(fā)展方向 目前．水平軸旋耕部件與地輪轉(zhuǎn)向一致的旋耕機，在國內(nèi)外在實際生產(chǎn)中得到廣泛的應用，并且旋耕工作部件結構相當完善。旋耕機的保有量也增加的很快，為了適應當前的生產(chǎn)規(guī)模．為不同機型拖拉機配套，生產(chǎn)了作業(yè)幅：1．25m~2．8m多種型號的旋耕機。如南昌旋耕機廠的IGN系列多種型號旋耕機。連云港旋耕機集團公司生產(chǎn)的IGE2—210型旋耕機，1C~N-250S型旋耕機等。在黑龍江省農(nóng)業(yè)生產(chǎn)中．使用的機型還有1GHL一280型松旋起壟機、1GSZ-210／280型組合式旋耕多用機、1GZJ一210型旋耕滅茬聯(lián)合整地機、1GLT-4型松旋滅茬起壟通用機等。很多機型為了適應黑龍江省農(nóng)藝要求，在旋耕機后部安裝了起壟犁鏵。為了裝配各種不同的工作件組臺設計了專門的機架．以提高旋耕機的應用水平。有的旋耕機依據(jù)旋耕部件與耕深的相對關系，把中央調(diào)速器直接設計安裝在旋耕工作部件的軸上。這樣保證了農(nóng)具的最小能耗、最少的材料消耗和較好的工作質(zhì)量。由于調(diào)速器殼體下是未耕地，存在如何保護好調(diào)速器殼體的問題。國產(chǎn)的1G一150旋耕機和1G一140旋耕機等多種機型的旋耕軸配置在地表水平面上或低于地表。為了防止調(diào)速器外殼的損壞，在殼體上或前犁柱上安有專用的分土鏟。分土鏟開出的鏵溝被補助整地作業(yè)消滅。 從近幾年國產(chǎn)的旋耕機配套推廣應用情況來看，存在一些問題：（1）、拖拉機動力輸出軸容易損壞：（2）、十字萬向傳動軸使用壽命短：（3）、旋耕作業(yè)性能不穩(wěn)定和容易纏草的問題；（4）、缺少與大功率拖拉機配套的旋耕機；（5）、作業(yè)性能滿足不了當今的農(nóng)藝要求；這些問題的解決有待于進行更深入的研究。 隨著農(nóng)業(yè)機械化程度的增強，工作效率和效益的提高，現(xiàn)有的旋耕機的弊端日益突出，已滿足不了農(nóng)藝要求和生產(chǎn)規(guī)模擴大的需要。故對旋耕機的研究有了進一步的深化，出現(xiàn)如下幾個方向的發(fā)展趨勢：（1）、向?qū)挿咚傩托麢C發(fā)展；（2）、向聯(lián)合作業(yè)機組方向發(fā)展；（3）、全幅深旋耕機已起步；（4）、向可持續(xù)發(fā)展戰(zhàn)略型發(fā)展；（5）、小型旋耕機需求量有所增加。 三、主要參考文獻 [1] [1] 中國農(nóng)業(yè)機械化科學研究所編.農(nóng)業(yè)機械設計手冊（上冊），機械工業(yè)出版社.1988年； [2] 機械工程手冊、電機工程手冊編輯委員會編.機械工程手冊.第11卷機械產(chǎn)品（一），機械工業(yè)出版社.1982年； [3] 李守仁.杜金天編.驅(qū)動型土壤耕作機械的理論與計算，機械工業(yè)出版社.1997年； [4] 日本農(nóng)業(yè)機械學會編.農(nóng)業(yè)機械手冊，機械工業(yè)出版社.1991年； [5] 西北工業(yè)大學機械原理及機械零件教研室編著.濮良貴，紀名剛主編.機械設計（第七版），高等教育出版社.2001年； [6] 吳宗澤.羅圣國主編.機械設計課程設計手冊（第二版），高等教育出版社.1999年； [7] 機械制圖.董國耀主編.北京理工大學出版社.1998年； [8] 李寶筏主編. 農(nóng)業(yè)機械學，中國農(nóng)業(yè)出版社.2003年； [9] 鎮(zhèn)江農(nóng)業(yè)機械學院.吉林工業(yè)大學合編.農(nóng)業(yè)機械理論及設計(上冊)，中國工業(yè)出版社.1961年； [10] 孔令德.張認成編.旋耕刀的研究現(xiàn)狀與展望,江蘇理工大學學報.1997.18(3):88-92； [11] 桑正中編.農(nóng)業(yè)機械學(上)，中國農(nóng)業(yè)機械出版社.1987年； [12] 劉保軍.耿亞飛編.東方紅1GQN系列旋耕機的研制開發(fā). 2002年； [14] 周建來.李源知.焦巧鳳編.國內(nèi)外旋耕機的技術狀況,農(nóng)機化研究. 2000.5（2）：49—51； [15] 李倫.杜峰.韓建剛編.淺談拖拉機與旋耕機合理配套,拖拉機與農(nóng)用運輸車.2002（6）：22—25； [16] 劉峰梅.李英華.閆林平編.旋耕機的市場前景分析,探討與研究.1994； [20] 葉新躍編.對我國旋耕機研究現(xiàn)狀及發(fā)展方向的探討,山東農(nóng)機.1995.7（5）：12—13； [22] 李旭編.旋耕機的功率消耗及其負荷程度的確定廣西農(nóng)業(yè)機械化.1999.（5）：8—10； [23] 孔祥瑩.袁文旭.孔令德編.旋耕機研究綜述,山西農(nóng)機.2000.108（3）：3—5； [24] 李守仁.林金天編.驅(qū)動型土壤耕作機械的理論與計算,機械工業(yè)出版社.1996年5月. 注：此表如不夠填寫，可另加頁。 研究方案（研究目的、內(nèi)容、方法、預期成果、條件保障等） 研究目的: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(nèi)還田技術和免耕少耕技術的推廣應用，旋耕機得到了迅猛發(fā)展，已成為拖拉機的主要配套機具之一。 研究內(nèi)容: 1、旋耕機的發(fā)展現(xiàn)狀； 2、旋耕機現(xiàn)有的機型及存在問題； 3、小型自走式旋耕機的設計。 研究方法：文獻研究法、比較分析法、對策研究法等。 預期成果: 15000字以上合格的本科畢業(yè)論文。 條件保障: 1、大學本科四年學習掌握了扎實的專業(yè)理論知識； 2、時間充足，論文的撰寫有將近6個月的時間； 3、資料來源充足，學校圖書館和商學院閱覽室有大量期刊雜志和文獻資料； 4、導師指導。 進程計劃（各研究環(huán)節(jié)的時間安排、實施進度、完成程度等） 1. 20**.10.10——20**.11.08 選題 2. 20**.11.09——20**.11.30 下達任務書 3. 20**.03.15——20**.03.20 文獻資料查尋及整理，開題論證 4. 20**.04.15——20**.04.20 中期檢查 5. 20**.05.01——20**.05.15 論文的撰寫、修改直至定稿 6. 20**.06.20——20**.06.25 論文的審查、評閱與答辯 論證小組意見 組長簽名： 20 年 月 日 專業(yè)委員會意見 簽名： 20 年 月 日 學院指導委員會審核意見 簽名（公章）： 20 年 月 日 注：1.此表可用黑色簽字筆填寫，也可打印，但意見欄必須相應責任人親筆填寫。 2.此表可從教務處網(wǎng)站下載中心下載。 目 錄 摘要 1 關鍵詞 1 1前言 2 2開發(fā)旋耕機的目的和意義 3 3國內(nèi)外旋耕機的發(fā)展動態(tài)、存在問題及發(fā)展方向 3 4總體方案卻確定及主要參數(shù)的選擇 4 5旋耕機類型、耕幅、刀軸轉(zhuǎn)速和傳動形式的選擇 6 5.1旋耕機類型的選擇 6 5.2旋耕機耕幅的確定 6 5.3旋耕機的傳動型式的選擇 6 5.4旋耕機的刀軸轉(zhuǎn)速選定 6 6旋耕刀的設計 7 6.1旋耕刀的結構組成 7 6.2側(cè)切刃的設計 7 6.3正切刃曲線設計 9 6.4材料和技術條件 9 7限深裝置的設計 9 8最優(yōu)傳動方案的確定 9 8.1齒輪箱傳動方式的確定 9 8.2傳動系數(shù)參數(shù)的確定 10 8.2.1各檔傳動路線的確定 10 8.2.2各對齒數(shù)的確定 10 9齒輪箱Ⅰ軸的結構設計 11 9.1初步確定軸的最小軸直徑 11 10軸的結構設計和強度校核 12 10.1齒輪箱Ⅱ軸的結構設計 12 10.2求Ⅱ軸上齒輪所受的力 12 10.3結構設計 12 10.4精確校核軸的疲勞強度 15 10.4.1判斷危險截面 15 11第二級齒輪傳動的設計和強度校核計算 17 11.1選擇類型、精度等級、材料及齒數(shù)。 17 11.2計算小齒輪分度圓直徑、圓周速度、齒寬等 18 11.3彎曲強度設計 18 11.4計算分度圓直徑、中心距、齒輪寬度 19 11.5驗算 20 11.6結構設計及繪制齒輪的零件圖（CAD圖） 20 12刀輥軸的強度計算 20 12.1旋耕機負荷最大的部件就是刀輥軸 20 12.2刀輥軸的設計計算說明 21 13帶傳動及鏈傳動的驗算 21 14鏈傳動的設計計算 23 15設計總結 25 參考文獻： 26 致謝 27 附：外文翻譯 8 小型自走式旋耕機的設計 作 者：王馬強 指導老師：楊文敏 （湖南農(nóng)業(yè)大學科學技術師范學院，長沙 410128） 摘 要 本文在分析小型步旋耕機的結構組成和工作原理的前提下，介紹說明了小型步旋旋耕機的設計原則和設計步驟。并根據(jù)設計原則的要求，首先選擇了小型步耕機的類型，確定小型步耕機的耕幅、傳動型式、刀軸轉(zhuǎn)速,離合器工作的選擇等內(nèi)容。然后具體設計了小型步旋耕機的傳動裝置——包括齒輪箱的結構設計、關鍵零件的強度校核、耕深調(diào)節(jié)裝置和工作部件總成的設計。其中齒輪箱的設計是本次設計中的主要內(nèi)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。 關鍵詞：小型自走式旋耕機；旋耕刀；耕幅；減速箱；離合器； The self-propelled Rotary Cultivator design Author: Wang maqiang Tutor: Yang wenmin (College of Science and Technology, Hunan Agricultural University, Changsha 410128) Abstract After analyzing the components and principles of Ploughing machine of small-scale step,the thesis introduces the principle of design and the procedure of Ploughing machine of small-scale ste .According to the plan ,the thesis chooses Ploughing machine of small-scale ste’ type, confirms their ploughs ,the connection and disposition method with the selected tractor, transmission pattern, rotation speech of cutter shift , the selection of card-link, etc. Then rotary tillePloughing machine of small-scale ster’ gearing is designed concretely ,which includes overall design of gear case strength calculation of main parts, the design and choice of plough depth limiting device and working part .The design of Gear Case is the main point of the thesis ,which needs lots of work ,data sorting ,the choice of parameter and relevant calculation and drawing etc. Key words: rotary cultivator;rotary blade;the breadth of furrow;decelerator coupling 1 前言 旋耕機是一種由動力驅(qū)動的土壤耕作機械。它的耕作部件為旋耕刀輥,是由多把旋耕刀在刀軸上按螺旋線排列而成,。旋耕機切土、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(nèi)還田技術和免耕少耕技術的推廣應用，旋耕機得到了迅猛發(fā)展，已成為拖拉機的主要配套機具之一。 旋耕機于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,引進旋耕機用于農(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。 到目前為止，旋耕機產(chǎn)品雖然在理論上可以配套58.8－73.5kw的拖拉機，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。隨著水稻集約化、規(guī)?；a(chǎn)的發(fā)展，水田耕整用寬幅高速型旋耕機成為發(fā)展方向。水田土壤含水率高，抗剪切、抗壓強度特別低，附著力、外摩擦力也接近為零，切土部件與土壤之間存在潤滑水膜。因此，大塊水田使用大型拖拉機旋耕機組水耕時，為充分發(fā)揮其功率，實現(xiàn)高效率、高效益，需要工作幅寬3m以上的寬幅旋耕機。但寬幅又受到道路行駛和入庫停機不便的制約。解決途徑有二：一是旋耕機采用寬度伸縮或折疊式結構；二是采用適中的幅寬，提高作業(yè)速度，從現(xiàn)有的2－5km/h提高到4－8km/h。為滿足以上要求，需要改進旋耕機及工作部件的結構和參數(shù)，研制寬幅高速旋耕機及滅茬、旋耕、旋耙和深施化肥的復式作業(yè)機械。 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(qū)動型耕作機械的發(fā)展，本人選擇了旋耕機作為自己的畢業(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。 2 開發(fā)旋耕機的目的和意義 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(qū)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(qū)動，質(zhì)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。 驅(qū)動型機具有多種，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(nèi)還田技術和免耕少耕技術的推廣應用，旋耕機得到了迅猛發(fā)展，已成為拖拉機的主要配套機具之一。 3 國內(nèi)外旋耕機的發(fā)展動態(tài)、存在問題及發(fā)展方向 目前，水平軸旋耕部件與地輪轉(zhuǎn)向一致的旋耕機，在國內(nèi)外在實際生產(chǎn)中得到廣泛的應用，并且旋耕工作部件結構相當完善。旋耕機的保有量也增加的很快，為了適應當前的生產(chǎn)規(guī)模，為不同機型拖拉機配套，生產(chǎn)了作業(yè)幅：為1.25m~2．8m多種型號的旋耕機。如南昌旋耕機廠的IGN系列多種型號旋耕機，連云港旋耕機集團公司生產(chǎn)的IGE2—210型旋耕機，1C~N-250S型旋耕機等。在黑龍江省農(nóng)業(yè)生產(chǎn)中，使用的機型還有1GHL一280型松旋起壟機、1GSZ-210／280型組合式旋耕多用機、1GZJ一210型旋耕滅茬聯(lián)合整地機、1GLT-4型松旋滅茬起壟通用機等。很多機型為了適應黑龍江省農(nóng)藝要求，在旋耕機后部安裝了起壟犁鏵。為了裝配各種不同的工作件組臺設計了專門的機架，以提高旋耕機的應用水平。有的旋耕機依據(jù)旋耕部件與耕深的相對關系，把中央調(diào)速器直接設計安裝在旋耕工作部件的軸上。這樣保證了農(nóng)具的最小能耗、最少的材料消耗和較好的工作質(zhì)量。由于調(diào)速器殼體下是未耕地，存在如何保護好調(diào)速器殼體的問題。國產(chǎn)的1G一150旋耕機和1G一140旋耕機等多種機型的旋耕軸配置在地表水平面上或低于地表。為了防止調(diào)速器外殼的損壞，在殼體上或前犁柱上安有專用的分土鏟。分土鏟開出的鏵溝被補助整地作業(yè)消滅。 從近幾年國產(chǎn)的旋耕機配套推廣應用情況來看，存在一些問題：（1）、拖拉機動力輸出軸容易損壞：（2）、十字萬向傳動軸使用壽命短：（3）、旋耕作業(yè)性能不穩(wěn)定和容易纏草的問題；（4）、缺少與大功率拖拉機配套的旋耕機；（5）、作業(yè)性能滿足不了當今的農(nóng)藝要求；這些問題的解決有待于進行更深入的研究。 隨著農(nóng)業(yè)機械化程度的增強，工作效率和效益的提高，現(xiàn)有的旋耕機的弊端日益突出，已滿足不了農(nóng)藝要求和生產(chǎn)規(guī)模擴大的需要。故對旋耕機的研究有了進一步的深化，出現(xiàn)如下幾個方向的發(fā)展趨勢：（1）、向?qū)挿咚傩托麢C發(fā)展；（2）、向聯(lián)合作業(yè)機組方向發(fā)展；（3）、全幅深旋耕機已起步；（4）、向可持續(xù)發(fā)展戰(zhàn)略型發(fā)展；（5）、小型旋耕機需求量有所增加。 4 總體方案卻確定及主要參數(shù)的選擇 總體結構設計及工作原理 裝配示意圖如下： 1油門控制器 2操縱手柄 3限深機構 4油門拉繩 5離合拉桿 6旋耕工作部件 7三角帶輪護罩 8柴油機 圖 1 裝配示意圖 Fig1 Assembly schematic drawing 主要由發(fā)動機、變速箱、機架、旋耕工作部件、限深機構、操縱手柄、三角皮帶輪、支架等組成，其工作原理是將發(fā)動機的動力經(jīng)三角皮帶傳遞給變速箱主動軸，經(jīng)二級減速帶動安裝在驅(qū)動輪軸上的旋耕刀片旋轉(zhuǎn)（在銑切加工土壤過程中，通過土壤反力推動機器前進）。耕深主要靠阻力鏟柄上孔眼的位置進行上下調(diào)節(jié)，同時還可通過人改變其對操縱手柄的壓力以增減力矩，調(diào)節(jié)機器的前進速度，借以達到改變耕深的目的。 另外，旋耕作業(yè)的碎土性能與土壤含水量、土壤堅實度和機器的作業(yè)速度有關， 在實際作業(yè)中應根據(jù)具體情況選擇最佳的工作速度。 為了全面實現(xiàn)設計技術指標，在結構上進行了優(yōu)化設計，體現(xiàn)在以下幾個方面； 1．變速箱殼體采用薄壁鋼板多次沖壓成型，既減少了加工工序， 又降低了制造造成本，也使機器重量大大減輕。 2．為滿足多項作業(yè)要求，變速箱設有二個速檔，傳動系統(tǒng)示意圖如圖3所示。 高速檔用于旋耕、運輸作業(yè)， 低速檔用于中耕、起壟作業(yè)。同時在變速箱右側(cè)有動力輸出軸，可肚帶動小水泵、脫粒機、碾米機、打漿機等進行場上固定作業(yè)。再有， 驅(qū)動輪軸采用通軸結構，它與旋耕工作部件配合安裝，便于工作部件的更換。還可安上運輸輪進行短途運輸作業(yè)。 3．由于該機是旋耕作業(yè)為主，為在旋耕作業(yè)過程中，不使機器發(fā)生上跳、前滑現(xiàn)象，增強操作舒適感，整機重心的布置非常重要。實踐證明，為確保旋耕作業(yè)的穩(wěn)定性，重心設在驅(qū)動輪軸上方前后20mm處是適宜的。 4．為保證作業(yè)質(zhì)量，使旋耕時不漏耕，變速箱下部寬度要窄為宜，該機為45mm基本做到了不漏耕。 5．為適應棚室空問矮小的作業(yè)條件，機器操作手柄既可上下調(diào)整，又可在180°內(nèi)前后轉(zhuǎn)動調(diào)整。 表1 主要技術參數(shù) Table1 the Main technical parameter 配套動力 耕幅 耕深 刀片型式 刀片數(shù)量 輸入轉(zhuǎn)速 175-1柴油機 1005cm >10cm 彎刀 20 2600r/cm 刀軸轉(zhuǎn)速 連接型式 前進速度 外形長 外形寬 外形高 生產(chǎn)率 125r/min 三角輪傳動 2.17km/h 1250mm 60mm 870mm 2.2畝/時 注：生產(chǎn)率按理論計算值的70%計算（作業(yè)時的最大耕幅）。 5 旋耕機類型、耕幅、刀軸轉(zhuǎn)速和傳動形式的選擇 5.1 旋耕機類型的選擇 本設計主要適用于溫室及工作內(nèi)部環(huán)境較低的地方，故選用小型號，簡單實用的步進式旋耕機。 5.2 旋耕機耕幅的確定 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幅寬進行初步選定,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。實際中幅寬的初選可采用經(jīng)驗公式B=0.26~0.29N?,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,主機功率大的配套并不一定有好的作業(yè)質(zhì)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(nèi)）： B=0.26～0.29N? N = 3.5 KW 式中N——拖拉機發(fā)動機的額定功率（KW） B=0.9207m～1.1506m, 本設計選取B=1m 5.3 旋耕機的傳動型式的選擇 三點懸掛式旋耕機有中間傳動和側(cè)邊傳動兩種形式。中間傳動適合于耕幅為1.75~2m，本設計中旋耕機的耕幅為2m，采用中間全齒輪傳動。利用萬向節(jié)傳動軸將拖拉機動力輸出軸的動力傳遞給圓錐齒輪軸，減速并改變方向后，最后傳遞到刀輥軸。刀軸分為左、右兩側(cè)。這種齒輪箱特點是機架牢固、剛性好、布局合理，適用于寬幅旋耕機。缺點是箱體處不能安裝彎刀，如不設置特殊工作部件，將出現(xiàn)漏耕。為此本設計在齒輪箱的下方增設了犁體總成以消除漏耕現(xiàn)象。 5.4 旋耕機的刀軸轉(zhuǎn)速選定 在機組前進速度不變的情況下，旋耕機所需功率隨刀軸轉(zhuǎn)速的增加而增加，較理想的配合是低刀軸轉(zhuǎn)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。近年來，刀軸轉(zhuǎn)速降低的趨勢尤為明顯。另外旋耕機的刀軸轉(zhuǎn)速一般在200-285r/min，隨著土壤比阻不同，旋耕機的刀軸轉(zhuǎn)速也不同，粘性重的土壤比阻大，轉(zhuǎn)速應偏低，砂性土壤比阻小，轉(zhuǎn)速可偏高。 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(zhuǎn)速選擇200r/min。 6 旋耕刀的設計 彎刀刀刃的設計包括切溝墻的側(cè)切刃和切溝底的正切刃兩部分。對于多草莖的水田作業(yè)的旋耕機，最容易出現(xiàn)刀軸纏草的問題，為了減弱發(fā)生這種情況的嚴重程度，對彎刀的設計提出了更高的要求。其刃口曲線的要求是：彎刀耕作時,先由側(cè)切刃沿縱向切削土壤,并且是由離軸心較近的刃口開始切割,由近及遠,最后由正切刃橫向切開土壤。這種切削過程可以把草莖及殘茬壓向未耕地,進行有支持切割,草莖及殘茬即使不被切斷,也可以利用刃口曲線的合理形狀使其從端部滑離彎刀,彎刀不致于纏草。 6.1 旋耕刀的結構組成 旋耕刀主要有側(cè)切面、正切面、過渡面三部分組成，旋耕刀各部位名稱下圖，側(cè)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。 圖2 刀的結構設計圖 Fig 2 The Knife structure design drawing 6.2 側(cè)切刃的設計 國產(chǎn)的各種彎刀，側(cè)切刃均為等近螺旋線（阿基米德螺線） 其方程為： ——螺線起點的極徑（mm）； —螺線極角每增加1弧度，極徑的增量(mm)； —螺線上任意點的極角（rad）； 螺線終點處的極徑： 在確定、及 值后可求出值： = （—）/ 螺線起點的極徑 為避免無刃部分切土。 可由下式求得： = 其中式中：S—— 為設計切土節(jié)距； —— 設計耕深（為本設計中的最大耕深）； —— 彎刀回轉(zhuǎn)半徑，為減小阻扭矩，應在滿足耕深要求和結構許可的情況下，采用較小的尺寸。 根據(jù)經(jīng)驗公式計算出S: =60000 =600002.17(2002.5)=260mm 式中 —— 旋耕機的前進速度 取=2.17 —— 刀軸轉(zhuǎn)速 —— 同一切割小區(qū)內(nèi)的彎刀 取=2.5 == 螺線終點處的極徑； 為使螺旋線能與正切刃圓滑過渡，值一般較彎刀回轉(zhuǎn)半徑小10-20mm；=230mm 螺線終點的極角: 可由下式求得： =（ -）/ 式中—為螺線終點處的滑切角，常取50o~60o； 這樣可得： =(230-120.83)/230*=0.3323rad； =(230-120.83)/0.3323=320.52mm 將代入式 ，并從0到之間分成若干份，順序選定若干代入該式，分別求出對應的，即可作出側(cè)切刃螺線。 螺線的靜態(tài)滑切角（刀刃的曲線角）即刀刃上某一點的極徑與該點切線之間的夾角。其數(shù)值應滿足不纏草和耕耘阻力小的要求， 即: < 90o- 式中 —根莖對刀刃的摩擦角。 6.3 正切刃曲線設計 正切刃是空間曲線，為使溝底較平整，正切刃曲線位于刀滾的圓柱面上及在側(cè)視圖上其投影為圓弧，兩段刃口間以圓弧線連接。 6.4 材料和技術條件 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。 7 限深裝置的設計 耕機是一種作業(yè)范圍廣的農(nóng)用機械，根據(jù)不用的土壤條件和工作要求，需要有不同的旋耕深度。對于由功率44kw的拖拉機帶動的旋耕機時，如果和具有調(diào)節(jié)液壓懸掛機構的拖拉機配套時,利用位調(diào)節(jié)手柄在不同位置的定位調(diào)整耕深，與具有分置式液壓懸掛機構的拖拉機配套時,利用活塞桿上定位卡箍的不同位置調(diào)整耕深。本設計中的旋耕機所選動力源的功率為3.5kw，根據(jù)設計任務書的要求，要求旋耕機的耕深范圍為10-15cm。所以該機的設計旋深最大為15cm，嚴禁旋耕機超限作業(yè)，否則將導致某些零部件的損壞和早期磨損，還將嚴重影響整體的作業(yè)效率，故需設計耕深調(diào)節(jié)裝置。此設計運用的是限深桿機構.簡單實用，通過調(diào)節(jié)螺栓決定限深桿的長度而改變耕作深度。 8 最優(yōu)傳動方案的確定 8.1 齒輪箱傳動方式的確定 根據(jù)傳動要求和設計目的，選擇的傳動形式為全齒輪傳動。因為設計的是大型旋耕機，突出的是耕副寬，即40cm。再者基于動力源為拖拉機，故傳動原理和所設計的傳動結構布局如下說明： 拖拉機輸出軸，即動力源，輸出的動力經(jīng)萬向節(jié)總成傳至中間齒輪箱，然后通過中間齒輪箱的三級變速傳動，把運動和動力傳遞到輥刀軸，即執(zhí)行機構。 動力----à 變速系統(tǒng)----à旋耕刀輥 圖3 傳動系統(tǒng) Fig 3 Transmission system 8.2 傳動系數(shù)參數(shù)的確定 傳動方案的分配，首級采用一級帶傳動。傳動比為1.2，末級采用一級鏈傳動，傳動比為3，使箱體下部分寬度較小，可以防止漏耕。 8.2.1 各檔傳動路線的確定 快檔：帶傳動--à 慢檔：帶傳動--à 倒檔：帶傳動--à 8.2.2 各對齒數(shù)的確定 表2 變速箱變速原理 Table2 Gear box speed change principle 快檔 慢檔 倒檔 第一級 i=1.2 i=1.2 i=1.2 第二級 i=40/25 i=48/17 i=24 第三級 i=56/16 i=56/16 i= 第四級 i=3 i=3 i=3 通過撥叉將Ⅰ軸上主動滑移雙聯(lián)齒輪向前撥,使主動滑移雙聯(lián)齒輪與Ⅱ軸上的嚙合,這時旋耕機進入快檔，其余同理。 9 齒輪箱Ⅰ軸的結構設計 齒輪箱Ⅰ軸為旋耕機的動力輸入軸，由于旋耕機動力傳入方式不是離合器，而是通過萬向節(jié)將動力源和旋耕機連接起來。所以Ⅰ軸的最小軸徑為花鍵軸段處即圖中所示A段。 9.1 初步確定軸的最小軸直徑 設Ⅰ軸的功率為p1，轉(zhuǎn)速為n1，轉(zhuǎn)矩為T1，設經(jīng)萬向節(jié)傳動的傳動效率為=0.9 則Ⅰ軸的功率為: p1=P×n1 p2=3.91×0.9=3.5232（kw） 設Ⅰ軸的轉(zhuǎn)速為: 2600 r/min 則Ⅰ軸的轉(zhuǎn)矩為： T1=9.55×10×p1÷n1 拖拉機的輸出功率為3.5232kw，功率較小。然而傳入軸的轉(zhuǎn)速為2600 r/min較低，所以關鍵軸受力較惡劣，應考慮選取軸的材料為45#鋼，調(diào)質(zhì)處理。 根據(jù)機械設計手冊，選取A0=112，于是： ==13.31mm ； 取d=17mm 很顯然選取的d=52mm為安裝小錐齒輪的外花鍵的小徑的大小。如圖所示的A段。 10 軸的結構設計和強度校核 10.1 齒輪箱Ⅱ軸的結構設計 柴油機輸出軸的功率為P=3.91kw 設Ⅱ軸的功率為p2，轉(zhuǎn)速為，轉(zhuǎn)矩為T2，設經(jīng)鏈傳動的傳動效率為=0.9，輪箱輸入軸的傳動效率為： Ⅱ軸的功率為: =××× =3.91×0.9×0.97×0.97=3.11027（KW） 軸的轉(zhuǎn)速為: =/i=540÷（35÷19）=293.14（r/min） 軸的轉(zhuǎn)矩為： =9.55×0×÷ =9.55×10×3.11027÷293=1499317（N .mm） 10.2 求Ⅱ軸上齒輪所受的力 =4×35=140mm 通常情況下取0.25～0.35，在此選取=0.3 　 =（1-0.5×0.3）×140=116.7mm =2×1499317÷116.72=25695N =28.4956° =8218 =4461N =10800N 10.3 結構設計 確定軸上零件的裝配方案，如圖4所表示： 軸上零件的裝配順序為；首先從右邊安裝小直齒輪，接著在直齒輪的右邊放上隔離套，用來和要安裝的齒輪實行軸向定位。然后右邊設有襯套，用來安裝軸承，最后右邊裝上軸承蓋。其次，左邊只裝上軸承和軸承蓋就可以了。此種裝配方案的設計和選定，既滿足軸的結構簡單，有符合軸上零件裝配方便的要求。 根據(jù)軸上零件的定位要求，確定軸各階梯段的長度和直徑。 （1）初選滾動軸承 因為軸承同時承受徑向力和軸向力作用，故選單列圓錐滾子軸承，參照工作要求，并根據(jù)d=65，有軸承產(chǎn)品目錄中初步選定0基本游隙組，標準精度等級的單列圓錐滾子軸承30313，其中尺寸分別為d×D×T=65×140×36. 取安裝直齒輪的軸徑為65mm，直齒輪左段采用軸肩實行軸向定位，軸肩的高度h>0.07d,取h=5mm.右段采用套筒實行軸向定位。設直齒輪的輪轂寬為80，所以選取 安裝直齒輪的軸段長設計為76mm，短于輪轂3～4mm增強對直齒輪軸上定位的可靠性。 齒輪處的軸徑為d=60mm,因為l=(1～1.2)d,得出錐齒輪的輪轂寬度為62mm。 直齒輪中心線到右箱體壁的距離為l=40+20+62+12=134mm,故軸肩的長度 為:134-40-12=82mm。 軸的結構示意圖如下： 圖4 軸的示意圖 Fig 4 The Schematic drawing of Axis 軸上零件的周向定位直齒輪在軸上的周向定位上采用平鍵聯(lián)結。由手冊查得平鍵的截面尺寸為：b×h=20mm×12mm.(GB/T1995-1979)，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為63mm，同時為了保證齒輪與軸的配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為，滾動軸承與軸的周向定位是借過度配合來保證的。此處選軸的直徑尺寸公差為m6。錐齒輪的周向定位是靠花鍵軸連接來保證的。 確定軸上圓角和到角的尺寸： 參考手冊,取軸段角為2×45。 （2）求軸上的載荷 首先根據(jù)軸的結構圖作出軸的計算簡圖。在確定軸承的支點位置時，應從設計手冊中查取a值。 對于30313型圓錐滾子軸承，由設計手冊查得a=29mm，因此，可以作出作為簡支梁的軸的支撐跨距。再根據(jù)軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖。 圖5 軸的彎矩圖和扭矩圖 Fig 5 The Bending-moment diagram and Torque chart of Axis 其中Fr=233.26N, Ft640.89N RH1=530.4 RH2=110.49 RV1 193.04 RV2=40.32 MH=13260Nmm,MV=4862Nmm 求得M=14110N Mca=17066Nm 26.3Mpa 求軸承處的支反力： 同理可以求出 ： 同理可以求出： 從軸的結構以及彎矩圖和扭矩圖可以看出截面D是軸的危險截面； 現(xiàn)將計算出的截面D處的、及M的值列于下表。 表3 軸受載荷表 Table 3 Axle loads 載 荷 水平面 H 垂直面 V 支反力 F 彎矩M 總彎矩 扭矩T （3）按彎扭合成應力校核軸的強度 進行校核時，通常只校核軸上最大彎矩和扭矩的截面（即危險截面D）的強度。根據(jù)式機械設計教材上15-5及上表中的數(shù)值，并取α=0.6，軸的計算應力為： =70.59Ma 前已選定軸的材料為38Cr,由機械設計教材上表15-1查得:[]=75Ma 因此=70.59 Ma〈[]=75 Ma，故安全。 10.4 精確校核軸的疲勞強度 10.4.1 判斷危險截面 從應力集中對軸的疲勞強度的影響，截面A過盈，配合引起應力集中嚴重故校核A截面左側(cè)抗彎截面系數(shù)： 抗扭截面系數(shù)： 截面彎矩為： 截面上的扭矩為： =155MPa 截面上的彎曲應力： 截面上的扭轉(zhuǎn)切應力： 軸的材料為45#鋼調(diào)質(zhì)處理，由機械設計教材表15-1查得： =275MPa； 截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數(shù)，按機械設計手冊查取得： 因為r/d=2.0/62=0.0.05 D/d=62/60=1.176 徑插值后可查得： =2.09； =1.6 又由機械設計教材附圖3-1，可得軸的材料敏性系數(shù)為： ； 故有應力集中系數(shù)按式得： 由附圖3-2得尺寸系數(shù)為： 由附圖3-3得扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)為： 軸按磨削加工，由附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為： 軸未經(jīng)表面強化處理，即： 軸上外花鍵的有效應力集中系數(shù)為： ； 按式機械設計教材3-12得綜合系數(shù)值為： 又由機械設計教材45#的特性系數(shù)為： =0.2～0.3 取=0.25 =0.1～0.15取=0.1 于是計算安全系數(shù)值，按機械設計教材15-6～15-8得： ＞S=1. 故可知其安全。 11 第二級齒輪傳動的設計和強度校核計算 11.1 選擇類型、精度等級、材料及齒數(shù)。 傳動方案圖見圖3。 選用直齒圓柱齒輪傳動。 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） （1）材料的選擇。 查齒輪的設計手冊，選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪： 材料為45鋼硬度為240HBS，二者材料硬度相差為40HBS。 齒輪齒數(shù)為=25，大齒輪齒數(shù)為=u*i=25×2.82=40取=40 （2）接觸強度設計： 由設計計算公式進行試算，即： 2.32 （3）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值： 計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩： = 9.55×10×3.5*.92÷293=1499317（N.m） 由機械設計教材表10-7選取齒寬系數(shù)為==0.8 機械設計教材表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)為=189.8MPa 由機械設計教材圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸強度極限為=920MPa；大齒輪的接觸強度極限為=800 MPa； 由式機械設計教材10-13計算應力循環(huán)次數(shù)： 假設旋耕機一天工作16小時，工作壽命為15年，則： =60=60×293×1×（16×300×15）= N=1.2×/1.45=5.67× 由教材圖10-19查得接觸疲勞壽命系數(shù)： =1.01，=10.3 計算接觸疲勞許用應力： 取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，由教材公式（10-12）得： ==0.9×1280=828MPa =0.95×1280=1318.4 MPa 11.2 計算小齒輪分度圓直徑、圓周速度、齒寬等 試算小齒輪分度圓直徑，代入中的較小的值： 2.32 =50.01mm 計算圓周速度： ==5.5m/s 計算齒寬b： b=*=0.8×95.3368=76.269mm 計算齒寬和齒高之比b/h： 模數(shù)：=/=50.01/25=2mm 齒高：h=2.25m=2.25×3.97=8.938mm b/ h=76.269/8.938=6.53 計算載荷系數(shù)： 根據(jù)=5.5m/s，7級精度，由圖10-8查得動載系數(shù)=0.96； 直齒輪，假設/ b〈100。由表10-3查得==1.2； 由表10-2查得使用系數(shù)=1； 由表10-4查得7級精度，小齒輪相對支承對稱布置時， =1.12+0.18×0.8+0.23×10b =1.12+0.18×0.8+0.23×10×76.269=1.3 由b/ h==6.5，=1.3查圖10-13得=1.22 故載荷系數(shù)為： ==1×0.96×1.12×1.257=1.778 按實際的載荷系數(shù)校正所算的分度圓直徑，由公式10-10a得： ==50.12mm 計算模數(shù)： = /=50.12/25=2mm 11.3 彎曲強度設計 由式（10-5）得彎曲強度的設計公式為： 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值： 由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限：=920MPa； 大齒輪的彎曲疲勞強度極限： =920MPa； 由圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數(shù)=0.89，=0.0895 計算彎曲疲勞許用應力： 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由公式（10-12）得： ===584.857MPa ===588.4 MPa 計算載荷系數(shù)： ==1.778 查取齒形系數(shù)： 由表10-5查得：=2.6，=2.4 查取應力校正系數(shù) 由表10-5可查得： =1.595， =1.67 計算大，小齒輪的并加以比較： ==0.0109 ==0.014 故大齒輪的數(shù)值大。 設計計算： =2mm 對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關，可取由彎曲強度算得的模數(shù)3.76并就近圓整為標準值=4mm，按接觸強度算得的分度圓直徑=5.012mm，算出小齒輪齒數(shù)為： =/=50.12/2=23.8，取=25 ==24×2.83=34.8 取=40 11.4 計算分度圓直徑、中心距、齒輪寬度 計算分度圓直徑： ==25×2=50mm ==40×2=80mm 計算中心距： a =（+/2=（50+8）/2=65mm 計算齒輪寬度： b =*=0.8×50=40.0mm 取b =40mm，=50mm 11.5 驗算 = / =*=86.2〈100N/m 11.6 結構設計及繪制齒輪的零件圖（CAD圖） 12 刀輥軸的強度計算 12.1 旋耕機負荷最大的部件就是刀輥軸 刀輥軸可以用實心或空心材料制造?？招妮S可以在小的重量下傳遞較的扭矩，較好的抵抗扭矩。管的尺寸應根據(jù)最大傳遞扭矩計算，并以附加扭曲應力驗算。 求截面系數(shù)最小斷面的應力。通常最小截面系數(shù)在軸端處鏜過管孔的地方最小。（下圖所示的c-c截面） 圖 6 軸端c-c截面 Fig 6 The section c-c of Axis 旋耕刀輥半軸 扭轉(zhuǎn)應力按下式計算： 式中 = = —— 當扭曲時，最小的截面系數(shù) ：為管子的外徑 —— 管的壁厚（——管的內(nèi)徑） 軸端的花鍵選擇即應根據(jù)最大比壓也根據(jù)平均比壓。當材料硬度HRC＞35時，矩形端面花鍵上最大比壓不應超過20MPa。 最大比壓按下式計算： 式中 ：為花鍵軸的外徑 ：為花鍵孔的內(nèi)徑 ：為花鍵的（平均）工作長度 ：花鍵的數(shù)量 12.2 刀輥軸的設計計算說明 選擇40Cr材料，調(diào)質(zhì)處理， 假設設計刀輥軸的外徑=78mm。內(nèi)徑=72mm 圓錐滾子軸承的效率為=0.95，心軸上齒輪傳動的效率為=0.98 由=3.5KW ；=125r/min 得： = ×× = 3.5×0.95×0.98=2.257kw =按最大比壓少于20MPa，即 ＜20MPa 來設計刀輥軸的直徑。 ==19.86＜20MPa　　 扭曲應力驗算 ： 其中：=