《變速旋耕機傳動系統(tǒng)的設計》由會員分享，可在線閱讀，更多相關《變速旋耕機傳動系統(tǒng)的設計（47頁珍藏版）》請在裝配圖網(wǎng)上搜索。

1、 變速旋耕機傳動系統(tǒng)的設計 前言 旋耕滅茬機主要來源于農業(yè)生產(chǎn)的需要。 旋耕機是和配套配套作業(yè)的機具，按配套動力分為手扶拖拉機配套旋耕機和輪式拖拉機配套旋耕機兩大類。與犁耕和耙耕作業(yè)相比，旋耕機作業(yè)具有碎土性能好，適應性廣，作業(yè)效率高等特點。在我國大江南北，無論水田旱田，旋耕機的應用十分普遍，在耕作機械中占有重要的地位。 旋耕機的使用極大地提高了土地耕作效率，只需一次旋耕作業(yè)即可完成傳統(tǒng)耕作方式（先犁田、后耙土）的全部內容。旋耕機具有疏松土壤、秸稈還田、增加土質肥力和消滅土層中害蟲的功能，廣泛用于平原、山區(qū)及丘陵地帶的各種土質田塊的作業(yè)任務，水旱田兼用，具有廣泛適應性，旋耕機是取代犁

2、的較為理想的農機具。 目前國內生產(chǎn)的旋耕機品種型號較多，均以手拖底盤或四輪拖拉機為配套動力，市場上以手拖底盤為配套動力的產(chǎn)品居多，適合單個農戶家庭使用。傳動方式基本上以鏈條傳動為主，通過旋耕機上的掛接齒輪與拖拉機變速箱內傳動齒輪接合，將底盤動力輸出到旋耕機主動鏈輪上，然后再通過鏈條傳動帶動從動鏈輪，進而帶動旋耕刀旋轉（通過后尾輪調整旋耕刀入土深度），達到旋耕土壤的目的 全國生產(chǎn)旋耕機主機的企業(yè)有60多家，但都是生產(chǎn)原己定型的無變速型旋耕機，功能單一。有不少生產(chǎn)企業(yè)以及農機專業(yè)戶根據(jù)市場的需要，自行；研制了很多種類的多用途旋耕機，但因各種原因，都沒有形成大批量生產(chǎn) 為此，在現(xiàn)有的基礎上，根

3、據(jù)普通單一旋耕機和單一滅茬機的功能，我們應該研制一種兼有旋耕碎土和淺耕滅茬雙功能的變速滅茬旋耕機。 本課題擬解決的問題 通過改進設計，增加刀輥軸的轉速和轉向。在工作時，通過適當?shù)牟鹦逗透难b，就可實現(xiàn)不同功能的作業(yè)，以達到一機多能的目的。當需要旋耕時，采用200r/min左右的正旋作業(yè)；當需要埋青和滅茬時，采用415r/min左右的反旋作業(yè)；本課題的實現(xiàn)解決了現(xiàn)有旋耕機只能旋耕不能滅茬而滅茬機又只能滅茬不能旋耕的問題。 1、方案的擬定 旋耕滅薦機狀態(tài)動力為36.75KW(約50馬力) 動力由拖拉機動力輸出，軸經(jīng)一對圓錐齒輪和側邊圓柱齒輪帶動。 設計的旋耕滅薦方案滿足如下性能、性質

4、要求： 1.1、設計參數(shù)要求： ①刀軸轉速：正轉：200r/min左右（旋耕） 反轉：415 r/min左右（埋青 滅茬） ②設計耕深 14cm（最大設計耕深） ③工作幅寬 1.6m ④技術： （1）旋耕滅茬機與拖拉機采用三點懸掛聯(lián)接，作業(yè)時萬向傳動軸偏置角度不得大于15，田間過埂刀端離地高度150~250mm，此時萬向傳動軸角度不得大于30。切斷動力后，旋耕滅茬機最大提升高度達刀端離地250mm以上。 （2）、要求旋耕、滅茬作業(yè)能覆蓋拖拉機輪轍，當幅寬小于拖拉機輪距外緣時，可采用偏配置。 （3）、要求結構簡單可靠，保證各項性能指標。 （4）、設

5、計時考慮加工工藝性和裝配工藝性，盡量使用標準件、通用件，以降低制造成本。 1.2、方案的設計 動力從拖拉機輸出軸輸出，經(jīng)一對圓錐齒輪和一組圓柱齒輪傳動帶動刀軸施耕，此種方案的特點是前后一級傳動導用側邊齒輪，正反轉的實現(xiàn)通過調整圓錐齒輪來實現(xiàn)。 2、運動計算 表1 軸次 Ⅰ軸 Ⅱ軸 Ⅲ軸 Ⅳ軸 刀軸 齒數(shù) Z1 Z2 Z3 Z4 Z5 17 36 17 暫不定 28 傳動比 2.14 1.64 總傳動比 3.78 轉速r/min 7

6、20 336 200 表2 軸次 Ⅰ軸 Ⅱ軸 Ⅴ軸 Ⅵ軸 刀軸 齒數(shù) Z1 Z2 Z6 Z7 Z8 17 36 21 暫不定 17 傳動比 2.14 0.81 總傳動比 2.95 轉速r/min 720 336 415 表1表示正轉，表2表示反轉。 3、動力計算 3.1、各傳動副效率 圓錐齒輪傳動 η1=0.98 圓柱齒輪 η2=0.98 球軸承 η3=0.99 萬向節(jié) η4=0.98 3.2、動力分配 3.2.1拖拉機動力輸出軸的額定輸

7、出功率： 根據(jù)有關資料和經(jīng)驗估算，其額定輸出功率為： P額=0.8 N發(fā)=29.40KW n=734r/min 3.2.2第一軸及小錐齒輪Z1功率，轉速和扭矩： P1=29.40 0.980.99=28.22KW n1=720 r/min T1=9.55106 3.2.3第二軸及大錐齒輪Z2的Z1功率，轉速和扭矩： Pz2=Pz1 nz2= TZ2= 3.2.4第三軸及齒輪Z3功率，轉速和扭矩：： Pz3=PZ2 nz3=nZ2=336r/min TⅢ=9.55 3.2.5第四軸Z4齒輪功率 PZ4= 3.2.6第四軸（隨輪軸）不傳遞扭矩，故不校核

8、 3.2.7刀軸Z5齒輪功率、轉速和扭矩 PZ5= PZ4 nz5=200r/min TⅤ=9.55 3.2.8第五軸及齒輪Z6功率，轉速和扭矩： PZ6= PZ2 nz6=nZ2=336r/min TⅥ=9.55 3.2.9第六軸Z7齒輪功率 PZ7= 3.2.10刀軸Z8齒輪功率、轉速和扭矩 PZ8= PZ7 nz8=415r/min TⅧ=9.55 3.3、傳動零件的設計計算 3.3.1 圓錐齒輪的設計（Z1和Z2的設計） (1)選材 直齒錐齒輪加工多為刨齒，不宜采用硬齒面。小齒輪選用40Cr，調質處理，硬度241HB-286

9、HB，取平均硬度260HB，大齒輪選用42SiMn，調質處理，硬度為217HB-255HB,取平均硬度230HB。計算步驟如下： (2)齒數(shù) Z和精度等級 取 Z1=17 Z2 = 36 估計Vm =5m/s 選8級精度 使用壽命KA 由課表12.9 KA =1.50 動載系數(shù)KV 由課圖12.9 KV =1.15 齒間載荷分配系數(shù)KHa 由課表12.10 估計KA Ft /b<100N/mm

10、 cosδ1=/＝ = 0.91 cosδ2= =0.42 Zv1 = Z1 /cosδ1=17/0.91=18.65 Zv2 = Zv2/cosδ2=36/0.42=85.71 =1.88-3.2(1/ Zv1 ＋1/ Zv2 ) =1.63 Zε ==0.89 KHa =1/ Zε=1/

11、0.89=1.26 齒向載荷分布系數(shù)Kβ 由課表12.20及注3 取Kβ =1.9 載荷系數(shù)k k= KA KV KHa Kβ =1.50 1.15 1.261.9 =4.13 轉矩T1 T1=3.74 彈性系數(shù)ZE 由課表12.12 ZE=189.8 節(jié)點區(qū)域系數(shù)ZH 由圖12.16 ZH =2.5 接觸疲勞極限σHlim 由課圖12.17c σHlim1 =710 M Pa

12、 σHlim2=680M Pa 接觸最小安全系數(shù) 由課表12.14 SHlim =1.05 接觸壽命系數(shù) ==1.0 許用接觸應力[σH] [σH1]= σHlim1ZN1/ SHlim =7101/1.05 = 676 M Pa [σH2]= σHlim2ZN2/ SHlim 648M Pa 小輪大端分度圓直徑d1 取φ

13、R =0.3 d≥ =168mm 計算圓周速度及KA Ft /b dm1 =(1-0.5φR )d1 =(1-0.30.5) 168 =142.8mm 由表12.19 Vm =πdm1 n0 /60000=5.18m/s 與估計值相近 Ft =2T1 / dm1 =2 3.74/142.8=5238N b=φR R=φR d1 /2sinδ1=φR d1 /

14、 =0.3 168/ =121.6mm KA Ft /b=1.505238/121.6=64.61N/mm<100N/mm 與原估計值相符 (3)確定傳動主要尺寸 大端模數(shù)m m=d1 /Z1 =168/17=9.88mm 由表12.3 取m=10 實際大端分度圓直徑d d1 =mZ1 =1017=170 d2 =mZ2 =1036=360 錐距R R=m =10

15、 =198.64mm 齒寬b b=φR R=0.3198.64=59.6mm 取b=60mm (4)齒根彎曲疲勞強度計算 齒形系數(shù)YFa 由課圖12.30 YFa1 ＝2.38 YFa2 ＝2.68 應力修正系數(shù)YSa 由課圖12.31 YSa1 =1.54 YSa2 =1.68 重合度系數(shù)Yε Yε =0.25+0.75/εav (式12.18) =0.25+0.75/1

16、.63 =0.71 齒間載荷分配系數(shù)KFa 由表12.10 KA Ft /b<100N/mm KFa =1/Yε =1/0.71=1.41 載荷系數(shù)k k= KA KV KFa Kβ =1.51.151.411.9 =4.62 彎曲疲勞極限σFlim 由圖12.23c σFlim1=600 M Pa σFlim2=570 M

17、 Pa 彎曲最小安全系數(shù)SFlim 由表12.14 SFlim =1.25 彎曲壽命系數(shù)YN 由圖12.24知 YN1 =YN2 =1.0 尺寸系數(shù)Yx 由圖12.25 Yx ＝1.0 許用彎曲應力[σF] [σF1]= σFlim1YN1Yx /SFlim =600 1.01.0/1.25 =480 M Pa [σF2 ]= σFlim

18、2YN2x Yx SFlim =5701.01.0/1.25 =456 M Pa 驗算 σF1= = =167.8 M Pa <[σF1] σF2=σF1 YFa2 YSa2 / YFa1 YSa2 =167.962.681.68/3.381.54=140.95 M Pa <[σF2] 通過校核 3.3.2 圓柱齒輪的設計（Z3和Z5的設計） (1)選材

19、 小齒輪選用40Cr，調質處理，硬度241HB~286HB,取平均硬度260HB 大齒輪選用42SiMn，調質處理217HB~255HB，取平均硬度230HB (2)齒面接觸疲勞強度計算 ①初步計算 轉矩:; = 齒寬系數(shù)： 由課本表12.13取=1.0 =1.0 接觸疲勞極限 由課本圖12.17C 初步計算的許用接觸應力 ： ； 值: 由課本表12.16取 初算小

20、齒輪直徑: 取=160mm ②校核計算 初齒數(shù)和模數(shù) 初取齒數(shù)；；+ ； 由課本表12.3取m=9 使用系數(shù) : 由課本表12.9 ； 載系數(shù) 由課本圖12.9 齒間載荷分配系數(shù) 由課本表12.10，先求 ； ； ； （=0，外嚙合取“+”） 式12.6

21、 = ； ; 由此可得； 齒向載荷分布系數(shù) 由課本表12.11 =1.17+0.16[0.16x]+0.61 160 =1.52 載荷系數(shù) K: 彈性系數(shù) 由課本表12.12 節(jié)點區(qū)域系數(shù) 由課本表12.16 .5； 接觸最小安全系數(shù) 由課本表12.14 應力循環(huán)次數(shù) : 接觸壽命系數(shù) 由課本圖12.18 許用接觸應力

22、 驗算： < 計算結果表明，接觸疲勞強度較為合適，齒輪尺寸無需調整 ③確定主要尺寸 d1 =mZ1 =917=153mm d2=mZ2=928=252mm 中心距a a=m(Z1 +Z2 )/2=202.5mm 齒寬b b=φd d1 =1153=153mm (3)齒根彎曲疲勞強度計算 重合度系數(shù)Yε Yε=0.25+0.75/εa =0.25+0.75/1.58

23、 =0.72 齒間載荷分配系數(shù)KFa 由表12.10 KFa =1/Yε =1/0.72=1.39 齒向載荷分配系數(shù)KFβ b/h=153/(2.259)=7.56 由圖12.14 KFβ＝1.44 載荷系數(shù)k k= KAKVKFa KFβ =1.51.071.391.44=3.21 齒形系數(shù)YFa 由課圖12.21 YFa1 =2.92

24、 YFa2 =2.56 應力修正系數(shù)YSa 由課圖12.22 YSa1 =1.52 YSa2 =1.61 彎曲極限σFlim 由課圖12.23c σFlim1 =600 M Pa σFlim2 =580 M Pa 彎曲最小安全系數(shù)SFlim 由表12.14 SFlim =1.25 應力循環(huán)次數(shù)NL NL1 = 8

25、.06 NL2 = 4.91 彎曲壽命系數(shù)YN 由圖12.24 YN1 =1.0 YN2 =1.03 尺寸系數(shù)Yx 由圖12.25 Yx =1.0 許用彎曲應力[σF] [σF1]= σFlim1YN1Yx /SFlim =600 1.0 1.0/1.25 = 480 M Pa [σF2 ]= σFlim2YN2

26、x Yx SFlim =4501.031/1.25 =370.8 M Pa 驗算 σF1 =2K T3 YFa1 YFa1 Yε/bd1 m =23.21 2.951.520.72/1531539 =75.8MPa σF1 =75.8MP<[σF1] σF1 =σF1 YFa2 YSa2 / YFa1 YSa2 =75.82.561.61/2.951.52 =69.6MPa

27、 σF2 =69.6 MP<[σF2] 傳動無嚴重過載，故不做強度校核 3.3.3 中間齒輪Z4的設計 根據(jù)拖拉機輸出軸的高度，以及旋耕機實際入土的深度，據(jù)資料查的：旋耕機第四軸離刀軸的高度應為h=462.5mm。 由前面的計算已知： 取 3.3.4 圓柱齒輪的設計（Z6和Z8的設計） (1)選材 小齒輪選用40Cr，調質處理，硬度241HB~286HB,取平均硬度260HB 大齒輪選用42SiMn，調質處理217HB~255HB，取平均硬度230HB

28、 (2)齒面接觸疲勞強度計算 ①初步計算 轉矩:; = 齒寬系數(shù)： 由課本表12.13取=1.0 =1.0 接觸疲勞極限 由課本圖12.17C 初步計算的許用接觸應力 ： ； 值: 由課本表12.16取 初算小齒輪直徑: 取=168mm ②校核計算 初齒

29、數(shù)和模數(shù) 初取齒數(shù)；； ； 由課本表12.3取m=8 使用系數(shù) : 由課本表12.9 ； 載系數(shù) 由課本圖12.9 齒間載荷分配系數(shù) 由課本表12.10，先求 ； ； ； （=0，外嚙合取“+”） 式12.6 = ； ; 由此可得； 齒向載荷分布系數(shù) 由課本表12.11 =1.17+0.16[0.16x]+0

30、.61 168 =1.53 載荷系數(shù) K: 彈性系數(shù) 由課本表12.12 節(jié)點區(qū)域系數(shù) 由課本表12.16 .5； 接觸最小安全系數(shù) 由課本表12.14 應力循環(huán)次數(shù) : 接觸壽命系數(shù) 由課本圖12.18 許用接觸應力 驗算： < 計算結果表明，接觸疲勞強度較為合適，齒輪尺寸無需調整 ③確定主要尺寸 d1 =Mz6

31、=821=168mm d2=mZ2=817=136mm 中心距a a=m(Z1 +Z2 )/2=152mm 齒寬b b=φd d1 =1168=168mm 3.3.3 中間齒輪Z4的設計 根據(jù)拖拉機輸出軸的高度，以及旋耕機實際入土的深度，據(jù)資料查的：旋耕機第四軸離刀軸的高度應為h=462.5mm。 由前面的計算已知： 取 3.4、軸的選擇及計算 3.4.1軸一的設計 1）材料：選用45號鋼調質處理； 2）結構設計：

32、 d≥ =112=38.04mm 考慮到該軸上開有鍵槽因此取 ①徑向尺寸確定 d1 =45mm d2 =50mm d3 與軸承內徑配合，為便于安裝， 取d3 ＝60mm 查表6.7 軸承型號7012C 查表6.7 d4 =68mm d5 與軸承配合， d3 = d5 =60mm d6 =45mm ②軸向尺寸確定 取L1 =65mm 取L2 =40mm L3 =18mm (表5－5) L4 =60mm

33、 L5 =軸承寬度12mm+擋圈寬度1mm+1mm =18mm 齒輪端面與箱體距離L6 取10～15mm 小錐齒輪輪轂孔內徑d6 =45mm 查表11－7 l=1.2d=48mm L7 =50mm 兩軸承跨距 L=60mm ③軸的草圖 軸受力圖 小錐輪分度圓直徑 d1 =168mm 平均分度圓直徑為 小輪轉矩 T1 =3.74 N﹒mm 圓周力 Ft =2 T1 /d m1 =23.74

34、 /142.8=68N 徑向力 Fr = Ft1 =5.240.930.87 =1.66N 軸向力 Fa = Ft1 =940.35N =3480N =-14100N ⑤畫軸彎矩圖 水平彎矩圖 垂直彎矩圖 合成彎矩圖

35、 畫軸轉矩圖 許用應力 許用應力值 由課表16.3 [σ0b]=95 MPa [σ-1b]=55 MPa 應力校正系數(shù) a=[σ-1b]/ [σ0b]=0.58 畫當量彎矩圖 校核軸徑 軸徑 1= = =59.56<60mm 通過 2= = =33.27<45mm 通過 3.4.2軸二的設計 1）材料：選用45號鋼調質處理； 2）結構設計：

36、 d≥ =112=48.38mm 考慮到該軸上開有鍵槽因此取 ①徑向尺寸確定 d1 =55mm d2 =65mm d3 與軸承內徑配合，為便于安裝， 取d3 ＝60mm 查表6.7 軸承型號7015C 查表6.7 d4 =82mm d5 與軸承配合， d3 = d5 =75mm d6 =55mm ②軸向尺寸確定 取L1 =60mm 取L2 =40mm L3 =18mm (表5－5) L4 =50mm

37、 L5 =軸承寬度12mm+擋圈寬度1mm+1mm =18mm 齒輪端面與箱體距離L6 取10～15mm 大錐齒輪輪轂孔內徑d6 =55mm 查表11－7 l=1.2d=66mm L7 =66mm 兩軸承跨距 L=50mm ③軸的草圖 軸受力圖 小錐輪分度圓直徑 d1 =360mm 平均分度圓直徑為 小輪轉矩 T1 =7.5 N﹒mm 圓周力 Ft =2 T1 /d m1 =27.5 /142.8=

38、5030N 徑向力 Fr = Ft1 =5.030.930.87 =1.59N 軸向力 Fa = Ft1 =906.66N =62000N =31600N ⑤畫軸彎矩圖 水平彎矩圖 垂直彎矩圖 合成彎矩圖

39、畫軸轉矩圖 許用應力 許用應力值 由課表16.3 [σ0b]=95 MPa [σ-1b]=55 MPa 應力校正系數(shù) a=[σ-1b]/ [σ0b]=0.58 畫當量彎矩圖 校核軸徑 軸徑 1= = =72.43<75mm 通過 2= = =42.32<56mm 通過 3.4.3軸三的設計 1）材料：選用45號鋼調質處理； 2）結構設計： d≥

40、 =112=48.05mm 考慮到該軸上開有鍵槽因此取 軸承選用角接觸球軸承，代號7012c（寬度B=18mm） 圓柱齒輪的寬度B=160mm，為良好的卡緊，此段軸長應比B小2-3mm 齒輪兩端用套筒固定取L=10mm ③軸的草圖 軸受力圖 圓柱齒輪的分度圓直徑： 圓周力 =2 T3 / d2 =2750000/153= N 徑向力 ==N 軸受力圖 ④計算支承反力 水平（XY)受力圖

41、 =5240N =4560N 垂直（XZ)受力圖 垂直面支反力 =1900N =1660N ⑤畫軸彎矩圖 畫水平彎矩圖 畫垂直彎矩圖 合成彎矩圖 ⑥畫軸轉矩圖 ⑦許用應力 許用應力值 由課表16.3 [σ0b]=95 MPa [σ-1b]=55 MPa 應力校正系數(shù) a=[σ-1b]/ [σ0b]=0.58 ⑧畫當量彎矩圖 當量

42、彎矩 aT=0.58750000=442000N﹒mm ⑨校核軸徑 軸徑 = =49.11<64mm = =41.92<55mm 3.4.4軸五的設計 1）材料：選用45號鋼調質處理； 2）結構設計： d≥ =112=48.05mm 考慮到該軸上開有鍵槽因此取 軸承選用角接觸球軸承，代號7012c（寬度B=18mm） 圓柱齒輪的寬度B=175mm，為良好的卡緊，此段軸長應比B小2-3mm 齒輪兩端用套筒

43、固定取L=10mm ③軸的草圖 注: 軸四的受力分析與軸三基本相同，故軸四也通過校核。 3.4.5軸四的設計 1）材料：選用45號鋼調質處理； 2）結構設計： d≥ =112=55.8mm 考慮到該軸上開有鍵槽因此取 軸承選用深溝球軸承，代號GB\276-1994-6012（寬度B=18mm） 圓柱齒輪的寬度B=156mm，為良好的卡緊，此段軸長應比B小2-3mm 齒輪兩端用套筒固定取L=10mm ③軸的草圖 注：軸四（隨輪

44、軸）不傳遞扭矩，故不校核。 3.4.6軸六的設計 1）材料：選用45號鋼調質處理； 2）結構設計： d≥ =112=57.3mm 考慮到該軸上開有鍵槽因此取 軸承選用深溝球軸承，代號GB\276-1994-6012（寬度B=18mm） 圓柱齒輪的寬度B=156mm，為良好的卡緊，此段軸長應比B小2-3mm 齒輪兩端用套筒固定取L=10mm ③軸的草圖 注：軸六（隨輪軸）不傳遞扭矩，故不校核。 3.4.7刀軸的設計 1）材料：選用45號鋼調質處理； 2）結構設計：

45、 ≥ =112=54.28mm ≥ =112=42.95mm 考慮到該軸上開有鍵槽因此取 軸承選用角接觸球軸承，代號7013（寬度B=20） 左端圓柱齒輪的寬度 =168mm， 右端圓柱齒輪的寬度 =153mm，為良好的卡緊，此段軸長應比B小2-3mm 齒輪兩端用套筒固定取L=10mm ③軸的草圖 軸受力圖 圓柱齒輪的分度圓直徑： 圓周力 =2 T3 / d2

46、 = N 徑向力 ==N 圓柱齒輪的分度圓直徑： 圓周力 =2 T3 / d2 = N 徑向力 ==N ④計算支承反力 =15600N =9220.7N 水平（XY)受力圖 垂直面支反力 =5644.8N =3352.05N 垂直（XZ)

47、受力圖 ⑤畫軸彎矩圖 畫水平彎矩圖 畫垂直彎矩圖 合成彎矩圖 許用應力 許用應力值 由課表16.3 [σ0b]=95 MPa [σ-1b]=55 MPa 應力校正系數(shù) a=[σ-1b]/ [σ0b]=0.58 當量彎矩 aT=0.581120000=661000N﹒mm 當量彎矩圖 校核軸徑 軸徑 =

48、 =65.93<70mm = =56.98<70mm = =47.93<60mm 3.5、軸承的選擇及校核 （1）軸一的軸承 Ⅰ軸上所選軸承型號7004AC，基本參數(shù)如下表 軸承型號 d/mm D/mm B/mm 基本額定動載荷/KN 基本額定靜載荷/KN 7012C 60 95 18 38.2 32.8 壽命計算： 附加軸承力：查課表18.7得e=0.395 Fs1 =1.27 N Fs

49、2 = 1.3 N X ,Y值 Fa1 / FR1 =12700/.34900=0.36e查表18.7 X1 =0.44Y1 =1.42 沖擊載荷系數(shù)fd 查表18.8 fd =1.8 當量動載荷 P1 = fd (X1 FR1 + Y1 Fa1 )=6.28 N P2 = fd (X2 FR2 + Y2 Fa2 )=4.37N P2 < P1 只計算軸承1的壽命

50、 =3.13>1.44 X0 ，Y0 查表18.12 =0.5 =0.46 當量靜載荷 P0r1 = X0 FR1 + Y0 Fa1 ) =0.53.49 +0.461.37 P0r1 = FR1=3.49 N 取大者 P0r2= X0 FR2 + Y0 Fa2 =0.51.42 +0.

51、461.27 P0r2 = FR2 = 1.42 N 取大者 安全系數(shù)S0 正常使用球軸承 由表18.41 S0 =1 計算額定靜載荷 = S0 P0r1= = N C0r > （2）軸二的軸承 查手冊7015c主要參數(shù)如下： 軸承型號 d/mm D/mm B/mm 基本額定動載荷/KN 基本額定靜載荷/KN 7015C 75 115 20 49.5 46.5 （3）軸三的軸承 軸上所選

52、軸承型號7012C，基本參數(shù)如下表 軸承型號 d/mm D/mm B/mm 基本額定動載荷/KN 基本額定靜載荷/KN 7012C 60 95 18 38.2 32.8 （4）軸五的軸承 軸上所選軸承型號7012C，基本參數(shù)如下表 軸承型號 d/mm D/mm B/mm 基本額定動載荷/KN 基本額定靜載荷/KN 7012C 60 95 18 38.2 32.8 （5）軸四和軸六的軸承 軸上所選軸承型號：深溝球軸承6012，基本參數(shù)如下表 軸承型號 d/mm D/mm B/mm 基本額定動載荷/KN 基本額定靜

53、載荷/KN 6012 60 95 18 31.5 24.2 （6）刀軸的軸承 軸上所選軸承型號7013C，基本參數(shù)如下表 軸承型號 d/mm D/mm B/mm 基本額定動載荷/KN 基本額定靜載荷/KN 7013C 65 100 18 40.0 35.5 注：軸二，三，四，五，六及刀軸的軸承的校核過程與軸一相同。 3.6、鍵選擇及校核 3.6.1 軸一的選擇 小錐齒輪的連接采用普通平鍵聯(lián)結（圓頭）GB/T1096型號 由d=45mm取14，鍵b=14 h=9 l=48 校核鍵的接觸強度l’=l-d=34mm 由

54、表7.1取鑄鋼輪轂鍵槽的許用擠壓應力 由式7.1得連接所能傳遞的轉矩： =0.25 =4.13>3.74 所以選的鍵合適。 3.6.2 軸二的選擇 大錐齒輪的連接采用普通平鍵聯(lián)結（圓頭）GB/T1096型號 由d=55取，鍵b=16 h=10 l=63 校核鍵的接觸強度l’=l-d=47mm 由表7.1取鑄鋼輪轂鍵槽的許用擠壓應力 由式7.1得連接所能傳遞的轉矩： =0.25 =7.75>7.7 所以選的鍵合適。 3.

55、6.2 軸二的選擇 圓柱齒輪的連接采用普通平鍵聯(lián)結（圓頭）GB/T1096型號 由d=60取， 校核鍵的接觸強度l’=l-d=80mm 由表7.1取鑄鋼輪轂鍵槽的許用擠壓應力 由式7.1得連接所能傳遞的轉矩： =0.25 =1.58>7.5 所以選的鍵合適。 3.6.3軸三的選擇 圓柱齒輪的連接采用普通平鍵聯(lián)結（圓頭）GB/T1096型號 由d=60取 校核鍵的接觸強度l’=l-d=80mm 由表7.1取鑄鋼輪轂鍵槽的許用擠壓應力 由式7.1得連接所能傳遞的轉矩

56、： =0.25 =1.58>7.5 所以選的鍵合適。 3.6.4軸五的選擇 圓柱齒輪的連接采用普通平鍵聯(lián)結（圓頭）GB/T1096型號 由d=60取 校核鍵的接觸強度l’=l-d=100mm 由表7.1取鑄鋼輪轂鍵槽的許用擠壓應力 由式7.1得連接所能傳遞的轉矩： =0.25 =1.98>7.5 所以選的鍵合適。 3.6.5軸四和和軸六的選擇 由于軸四和軸六不傳遞扭矩，所以選鍵：GB/T1096 d=60m

57、m，選用相同的鍵： 3.6.6刀軸鍵的選擇 圓柱齒輪的連接采用普通平鍵聯(lián)結（圓頭）GB/T1096型號 由d=75 取 校核鍵的接觸強度l’=l-d=65mm 由表7.1取鑄鋼輪轂鍵槽的許用擠壓應力 由式7.1得連接所能傳遞的轉矩： =0.25 =1.75>1.12 所以選的鍵合適。 4.旋耕機各部位附屬零件的設計 (1)通氣器 減速器運轉時，由于摩擦發(fā)熱,機體內溫度升高，氣壓增大，導致潤滑油從縫隙向外滲漏,所以在機蓋頂部或窺視孔上裝通氣器，使機體內熱空氣自由逸處，保證機體內外壓

58、力均衡，提高機體有縫隙處的密封性，通氣器用帶空螺釘制成. (2) 啟蓋螺釘 ①為了便于啟蓋，在機蓋側邊的邊緣上裝一至二個啟蓋螺釘。在啟蓋時，可先擰動此螺釘頂起機蓋；螺釘上的長度要大于凸緣厚度，釘桿端部要做成圓柱形伙半圓形，以免頂壞螺紋；螺釘直徑與凸緣連接螺栓相同。 ②在軸承端蓋上也可以安裝取蓋螺釘,便于拆卸端蓋.對于需作軸向調整的套環(huán),裝上二個螺釘,便于調整 (3) 定位銷 為了保證剖分式機體的軸承座孔的加工及裝配精度，在機體聯(lián)接凸緣的長度方向兩端各安置一個圓錐定位銷。兩銷相距盡量遠些，以提高定位精度。如機體是對稱的,銷孔位置不應對稱布置. (4)

59、環(huán)首螺釘、吊環(huán)和吊鉤 為了拆卸及搬運，應在機蓋上裝有環(huán)首螺釘或鑄出吊鉤、吊環(huán)，并在機座上鑄出吊鉤。 （5）調整墊片 用于調整軸承間隙,有的起到調整傳動零件軸向位置的作用. （6）密封裝置 在伸出軸與端蓋之間有間隙,必須安裝密封件,以防止漏油和污物進入機體內. 5.旋耕機常見問題 　一、旋耕機在作業(yè)過程中，拖拉機冒黑煙并伴有打滑等現(xiàn)象，這 是由于旋耕機負荷過載所致。負荷過重主要由于旋耕深度太大、土壤 粘重或過硬而造成的。遇此情況應適當減少耕深或耕幅，或者將擋位 調低，降低機組的前進速度。 　　二、旋耕機作業(yè)過程中出現(xiàn)

60、跳動、抖動現(xiàn)象，是由于刀片沒有按 照使用說明書進行安裝或因土壤堅硬等原因引起的。遇此情況因停機 檢查刀片的安裝情況，若刀片裝錯，應予以糾正。若土壤堅硬應降低 機組的前進速度，或增加機組的作業(yè)次數(shù)；第一遍先淺耕，第二遍再 將旋耕機調到預定深度，以滿足耕深要求。 　　三、旋耕機作業(yè)質量出現(xiàn)問題。間斷拋出大塊土坷垃或成條出現(xiàn) 大土塊。間斷拋出大土塊是由于旋耕機刀片彎曲變形、折斷、丟失或 嚴重磨損所致，應視具體情況予以矯正、焊接或更換新刀片；成條出 現(xiàn)大土塊是由于機手操作不當引起，因為相鄰作業(yè)銜接不好，出現(xiàn)輕 微漏耕現(xiàn)象，遇此情況，應告誡駕駛員，作業(yè)時銜接行應有5～10厘 米的銜接

61、區(qū)。 　　四、旋耕后地面出現(xiàn)凹凸不平現(xiàn)象。這是由于機組前進速度與旋 耕刀軸的轉速搭配不當引起，應降低擋位作業(yè)，若質量仍無改觀，應 停機檢查，找出原因，予以解決。 　　五、齒輪箱內有雜音。可以從以下幾個方面進行檢查：齒輪箱內 有無異物，傘形齒輪間隙調整是否得當，軸承有無損壞，齒輪有無“ 掉牙”現(xiàn)象。應根據(jù)檢查的具體情況予以排除、修理。 　　六、作業(yè)過程中，旋耕機刀軸突然出現(xiàn)轉不動或轉動明顯不如前 期靈活，很可能是由于齒輪箱內齒輪損壞而咬死、軸承碎裂咬死、刀 軸側板變形、刀軸彎曲變形、刀軸纏草堵泥嚴重或因齒輪、軸承損壞 引起傘齒輪無齒側間隙等原因引起。應仔細檢查各部分，并根據(jù)實

62、際 情況，排除故障。 　　七、旋耕作業(yè)中有金屬碰撞聲和敲擊聲，可能由如下原因引起的： 傳動鏈條過松與傳動箱體相碰；旋刀軸兩端刀片、左支臂或傳動箱體 變形后相互碰撞；刀片固定螺絲松動等。找出原因，調整鏈條，矯正 或更換零部件，擰緊固定螺栓。 　　八、齒輪箱漏油是由于油封、紙墊損壞或箱體有裂紋造成的。排 除方法是更換損壞或老化的油封、紙墊，修復或更換箱體等。 6.參考文獻 [1]劉會英,楊志強.機械基礎綜合課程設計[M].北京:機械工業(yè)出版社，2007. [2]王大康,盧頌峰.機械設計課程設計[M].北京:機械工業(yè)出版社,2000. [3]邱宣懷.機械設計[M].第四版.

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