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江西農(nóng)業(yè)大學畢業(yè)設計（論文）任務書
論文（設計）課題名稱
立式旱地驅(qū)動耙設計
學生姓名
黃葉朋
院（系）
工學院
專業(yè)班級
機制051
指導教師
曾一凡
職稱
學歷
畢業(yè)設計（論文）要求：
畢業(yè)設計（論文）內(nèi)容與技術(shù)參數(shù)：
畢業(yè)設計（論文）工作計劃：
接受任務日期： 年 月 日 要求完成日期： 年 月 日
學 生 簽 名：
指導教師簽名： 院長（主任）簽名：
備注：本表格一式三份，其中一份交學院存檔，一份發(fā)給所要指導的學生，一份裝訂到畢業(yè)設計（論文）的第二頁上。
學校代碼：10410
序 號：050397
本 科 畢 業(yè) 設 計
題目： 旱地立式驅(qū)動耙設計
學 院：
姓 名：
學 號：
專 業(yè)： 機械設計制造及其自動化
年 級：
指導教師：
二OO九年 五 月
摘 要
本文對旱地立式驅(qū)動耙的整體結(jié)構(gòu)和工作原理及旋刀運動軌跡進行分析，并對主要的結(jié)構(gòu)參數(shù)和工作參數(shù)與旋刀平均工作阻力及每個刀盤功耗之間的關(guān)系進行了分析。
在滿足農(nóng)業(yè)機械設計要求和機組配套掛接的要求下，給出了三套結(jié)構(gòu)設計方案，結(jié)合結(jié)果分析，擬確定了一套具有較強實用性和經(jīng)濟性的結(jié)構(gòu)設計方案。
關(guān)鍵詞
立式驅(qū)動耙 旋刀 參數(shù)分析 結(jié)構(gòu)設計
Vertical 1BLQ dryland harrow driver
Abstract
In this thesis, dryland vertical rake drive the overall structure and working principle of rotary cutter trajectory analysis, the establishment of a mathematical model of the major structural parameters and operating parameters of rotating knives and an average of resistance and power consumption between each cutter Analysis of the relationship
Agricultural machinery to meet the design requirements and unit articulated supporting the request, given the structural design of three sets of programs, combined with the results of analysis, to determine the practicality of a strong structure and economic design.
Key words
Vertical drive rake Rotary knife Parametric Analysis
Structural Design
立式旱地驅(qū)動耙畢業(yè)設計
目 錄
第一章 緒論…………………………………………… …………………………………2
1.引言………………………………………………… …………………………………2
2.農(nóng)業(yè)土壤耕作的作用與要求…………………………… ……………………………2
2.1土壤耕作的作用………………………………………………………… ………2
2.2耕整地農(nóng)藝要求………………………………………………… ………………3
第二章 設計內(nèi)容………………………………………………… ………………………4
1.設計任務……………………………………………………… ………………………4
1.1 耙地的意義及質(zhì)量要求…………………… ………………………… ………4
1.2 旱地驅(qū)動耙的優(yōu)越性及應用場合………………………………………………4
1.3 旱地驅(qū)動耙的作業(yè)參數(shù)…………………………………………………………4
2. 整機結(jié)構(gòu)設計分析……………………………………………………………………5
2.2 旋刀的運動學分析……………………………………………………… ………5
2.3 刀盤分布設計……………………………………………… ……………………6
3. 傳動方案設計…………………………………………………………………………7
3.1 旱地立式驅(qū)動耙主體結(jié)構(gòu)方案設計……………… …………………………7
3.2 傳動比的分配………………………… ……………………………… ………9
4. 扭矩功率分析…………………………………………………………………………10
4.1單盤作業(yè)扭矩與功率分析……………………………… ………………………10
4.2 驅(qū)動耙的功率消耗………………………………… ……………………………11
5. 傳動件的設計與校核………………………………………… ………………………13
5.1 齒輪的設計與校核…………………… ………………………………… ………13
5.2 軸的設計與校核……………………………………………………………………17
6. 其它零部件設計……………………………………………………………… ………26
6.1懸掛機構(gòu)……………………………………………………………………………26
6.2箱體的設計…………………………………………………………………………26
6.3刀具的設計…………………………………………………………………………27
6.4 軸承的選用與校核…………………………………………………………………27
第三章 總結(jié)…………………………………………………………………… …………29
致 謝……………………………………………………………………………… ………30
參考文獻………………………………………………………………………… …………31
附錄………………………………………………………………… ………………………32
第一章 緒 論
1.引言
我國是一個農(nóng)業(yè)大國，要實現(xiàn)農(nóng)業(yè)現(xiàn)代化，首先要實現(xiàn)生產(chǎn)手段現(xiàn)代化。農(nóng)業(yè)機械化就是農(nóng)業(yè)生產(chǎn)中產(chǎn)前、產(chǎn)中、產(chǎn)后全部實現(xiàn)機械化。其中，土壤耕作實現(xiàn)機械化是減輕農(nóng)業(yè)勞動強度、改善勞動條件、保證作業(yè)質(zhì)量、提高土地單位面積收獲量和提高勞動生產(chǎn)率的重要手段。作為在農(nóng)業(yè)生產(chǎn)中消耗于土壤耕作勞力、動力比重很大的耕地機械就是一種通過機械化土壤耕作形成良好水、肥、氣、熱梯度，創(chuàng)造有利于作物生長發(fā)育的耕層構(gòu)造要求的專用作業(yè)農(nóng)機具。
驅(qū)動式耕耘機械，在現(xiàn)代農(nóng)業(yè)機械中形成了一個新興品種。此類耕耘機械由拖拉機的動力輸出軸通過傳動系統(tǒng)將動力以扭矩的形式直接作用于工作部件，使之旋轉(zhuǎn)或往復運動，以提高切土能力并使土壤高度松土。其切土、碎土能力很強，一次就能達到耕、耙?guī)状蔚男Ч?，耕后地表較為平整、且松軟，且能搶農(nóng)時，減少拖拉機進地次數(shù)，降低作業(yè)成本，達到農(nóng)藝要求。它對土壤濕度的適應范圍較大，因此，我國南方地區(qū)多用于秋耕稻茬種麥，水稻插秋前的水耕水耙。在我國北方地區(qū)，用于大田作物的淺耕滅茬，起到秸稈還田的作用。另外，還適于鹽堿地種水稻的整地作業(yè)等。因此，近幾年驅(qū)動式耕耘機械的研究與使用有了很大的發(fā)展。目前世界各國生產(chǎn)的驅(qū)動式耕耘機械主要有水平橫軸式、立軸式、往復式和聯(lián)合作業(yè)式幾大類。
㈠ 水平橫軸式旋耕機 該類旋耕機的旋轉(zhuǎn)軸輥與地面平行并與前進方向垂直，其工作部件為安裝在水平軸上的旋刀，旋刀在拖拉機動力輸出軸驅(qū)動下，垂直切削土壤，達到切土和碎土的目的。
㈡ 立軸式旋耕機 它是刀齒和刀片繞立軸旋轉(zhuǎn)的旋耕機，其突出的功能是
可以進行深耕，一般能達到30～35cm，較深的能達到40～50cm，而且可使整個耕層土壤疏松細碎，但前進速度較慢。目前在水田耕耘的機型有：立軸漿葉式旋耕機、立軸爪式旋耕機（英國）、立軸籠式旋耕機（日本）、立軸轉(zhuǎn)齒式旋耕機。國內(nèi)采用立軸式的旋耕機較。
2. 農(nóng)業(yè)土壤耕作的作用與要求
2.1 土壤耕作的作用
農(nóng)業(yè)生產(chǎn)的實質(zhì)是通過作物的光合作用，對氣候資源和土地資源的加工。機械化土壤耕作,則是通過農(nóng)機具對農(nóng)田土壤的加工。機械化土壤耕作不同于以人畜力為動力的土壤耕作,因為它對土壤的控制和管理作用比以人畜為動力要大得多,也深刻得多。原蘇聯(lián)土壤學家和耕作學的創(chuàng)始人威廉斯有句名言：“沒有不良的土壤，只有不良的耕種方法”。他所指的耕種方法也包括土壤耕作在內(nèi)。通過國內(nèi)外土壤耕作方法的發(fā)展和多樣化，也證明土壤耕作可能使土壤環(huán)境變好，也可能使土壤環(huán)境變壞。
農(nóng)田土壤在自然力作用下呈現(xiàn)出自上而下的層次結(jié)構(gòu)，從而導致土壤的水、肥、氣、熱的層次梯度。這種層次的土壤結(jié)構(gòu)和土壤因素的梯度，有時對作物生育是有利的，有時是不利的。通過機械化土壤耕作，要創(chuàng)造出有利于作物生育的土壤層次結(jié)構(gòu)——耕層構(gòu)造，形成良好的土壤水、肥、氣、熱的梯度。良好的耕層構(gòu)造(以土壤密度梯度或孔隙梯度、三相比梯度為指標)應在不同土壤農(nóng)田中，具有充分協(xié)調(diào)多變氣候?qū)ν寥赖挠绊懀詽M足各類作物生育對土壤生活因素的要求。因此，良好的耕層構(gòu)造不是一成不變的。
機械化土壤耕作，創(chuàng)造良好的耕層構(gòu)造，它和農(nóng)業(yè)生態(tài)系統(tǒng)一樣，也是一個多目標、多因素、多變量的系統(tǒng)，既土壤——作物——大氣——機器系統(tǒng)(SPAMC)的復雜系統(tǒng)。
農(nóng)藝對土壤機械化耕整作業(yè)的中心任務要求是調(diào)節(jié)并創(chuàng)造良好的耕層結(jié)構(gòu)，適宜的三相（固相、液相和氣相）比例，從而協(xié)調(diào)土壤水分、養(yǎng)分、空氣和溫度狀況，以滿足作物生長的農(nóng)藝要求。
· 土壤翻耕的作用主要有：
① 松碎土壤
根據(jù)各地不同的氣候條件和不同作物的要求，以及耕層土壤的緊實狀況，每隔一定時期，需要進行土壤耕整作業(yè)，使之疏松而多孔隙；以增強土壤通透性。
② 翻轉(zhuǎn)耕層
通過耕翻將耕作層土壤上下翻轉(zhuǎn)，改變土層位置，改善耕層理化及生物學性狀，翻埋肥料、殘茬、秸稈和綠肥，調(diào)整耕層養(yǎng)分的垂直分布，培肥地力。同時可消滅雜草以及附著的某些病菌、害蟲卵等，消除土壤有毒物質(zhì)。
③ 混拌土壤
混拌土壤，將肥料均勻地分布在耕層中，使土肥相融，成為一體，改善土壤的養(yǎng)分狀況。并可使肥土與瘦土混合，使耕層形成均勻一致的營養(yǎng)環(huán)境。
2.2 耕整地農(nóng)藝要求
· 耕翻地有以下的農(nóng)藝要求：
① 適時耕翻，既能搶農(nóng)時，又能保證作業(yè)質(zhì)量；
② 耕深適當，并符合農(nóng)業(yè)技術(shù)要求，深度均勻一致；
③ 翻垡良好，無立垡、回垡，殘株雜草要覆蓋嚴密；
④ 耕后地面平整松碎，無重耕、漏耕，盡量減少開閉壟，地頭、地邊整齊；
⑤ 坡地耕翻時應沿坡度的等高線進行，以防雨后沖刷土壤，造成水土流失。
· 整地有以下的農(nóng)藝要求：
¨ 旱田整地作業(yè)的農(nóng)業(yè)技術(shù)要求
① 整地作業(yè)須適時，以利防旱保墑和提高整地質(zhì)量；
② 整地深度應符合農(nóng)藝要求，深度一致、不漏耙、不漏壓；
③ 整地后的地表平整，無壟溝起伏、碎土均勻，表層松軟、下層密實；
④ 修筑畦田要做到地平、土碎、埂直；
¨ 水田整地作業(yè)的農(nóng)業(yè)技術(shù)要求
① 耙后土壤松碎，起漿好，能覆蓋綠肥，田面平坦而無壟溝；
② 在原漿田中以耙代耕作業(yè)時，應將稻茬直接壓入糊泥中，滅茬起漿性能良好。
第二章．設計內(nèi)容
1、設計任務
設計滿足農(nóng)藝要求的高效率低能耗的旱地立式驅(qū)動耙，適用在犁耕后土塊大且結(jié)實的地方，耙后土層不亂，表土顆粒小且表面平整，根據(jù)國內(nèi)外旱地驅(qū)動耙產(chǎn)品數(shù)據(jù)和參考有關(guān)書籍，其主要技術(shù)參數(shù)如下：
1.1 耙地的意義及質(zhì)量要求
① 整地作業(yè)須適時，以利防旱保墑和提高整地質(zhì)量；
② 整地深度應符合農(nóng)藝要求，深度一致、不漏耙、不漏壓；
③ 整地后的地表平整，無壟溝起伏、碎土均勻，表層松軟、下層密實；
④ 修筑畦田要做到地平、土碎、埂直；
1.2 旱地驅(qū)動耙的優(yōu)越性及應用場合
作業(yè)質(zhì)量的技術(shù)指標如下：
㈠ 耕深： 設計耙深為H=20cm 調(diào)節(jié)范圍16~21 cm，耙深一致。
㈡ 碎土程度：基本上碎土顆粒的大小都應該小于2.5cm。
㈢ 土地耙后應該保持平整。
㈣ 耙后沒有漏耙的現(xiàn)象。
1.3 旱地驅(qū)動耙的作業(yè)參數(shù)
① 作業(yè)系數(shù)： （ ：刀盤的線速度； ：機組前進速度 ）
② 耙地深度：16cm ～ 21cm
③ 單盤功率: 1.3 kW
表1扭矩檢測綜合表
刀盤轉(zhuǎn)速
r/min
a=6°(kg.m)
a=9°(kg.m)
R=800 mm(kg.m)
均值
上下限值
均值
上下限值
均值
上下限值
120
3.0183
2.95—3.10
3.3726
3.28—3.48
2.8143
2.65—2.95
140
1.7665
1.65—1.90
2.9324
2.82—3.05
2.0306
1.90—2.15
160
1.6978
1.62—1.78
2.2346
2.16—2.35
2.1380
2.05—2.25
④ 刀盤轉(zhuǎn)速：壤土與沙壤土≥180r/min；粘土≥220r/min
⑤碎土程度：最小顆粒＜2.5cm
2、 整機結(jié)構(gòu)設計分析
2.1結(jié)構(gòu)設計要求：
本課題目的是設計滿足農(nóng)藝要求的高效率低能耗的旱地立式驅(qū)動耙。
其設計要求如下：
（1）耕深
設計耙深為h=15cm,調(diào)節(jié)范圍10～18cm，耙深一致；
（2）碎土程度
沿地塊對角線選擇具有代表性的5個測點(每點面積為1m2)，若測點耕層內(nèi)有直徑5cm以上的土塊超過5個時，即為碎土不良；
（3） 盡量降低整機生產(chǎn)的成本，提高工作效率
其結(jié)構(gòu)要求如下：
（1） 符合FS－275的懸掛機構(gòu)的幾何尺寸要求：
（2） 符合FS－275拖拉機工作參數(shù)和功率輸出軸的相關(guān)參數(shù)要求。
（3） 機車通過萬向節(jié)將動力輸入機具變速箱驅(qū)動旋刀轉(zhuǎn)動,為了盡量減小傳動的不均勻性，機具與萬向節(jié)之間的銜接點的位置設置不可過高。
2.2 旋刀的運動學分析
旋刀在工作時的運動為復合運動，其中繞刀盤中心旋轉(zhuǎn)的運動為相對運動，設圓周速度為，機組勻速前進運動為牽連運動，前進速度。
為旋刀旋轉(zhuǎn)的角速度，則，圓周速度與機組前進速度之比，λ稱為速度比。的大小對旋刀的運動軌跡及立式驅(qū)動耙的工作狀況有重要影響，它確定了工作部件的運動軌跡如果旋刀以角速度轉(zhuǎn)動，并以速度 前進，那么旋刀的端點A的運動軌跡為余擺線（如下圖）。
圖2-1：旋刀運動示意圖
僅是旋刀在工作進程中不發(fā)生推土的必要條件，但是否能滿足耙地疏松土壤的需要，還取決于機器前進速度Vm與旋刀工作轉(zhuǎn)速的合理配合
而當時，當?shù)毒哌\動到一定位置時，就會出現(xiàn)Vx〈0的現(xiàn)象，即刀具的絕對速度與機器的前進方向相反，因而能以刀刃切削土壤，其運動軌跡為余擺線。本課題所取的滿足刀刃一直切土的要求。
2.3 刀盤分布設計
在允許的工作幅寬范圍內(nèi)機具橫向放置六個刀盤，每個刀盤上對稱放置兩把旋刀，刀盤2和刀盤5是主動刀盤，刀盤1和刀盤3由刀盤2上的齒輪驅(qū)動，刀盤4和刀盤6由刀盤5上的齒輪驅(qū)動。刀盤1、2、3的運動相互關(guān)聯(lián)組成一組，刀盤4、5、6運動相互關(guān)聯(lián)組成另外一組，為了防止兩刀盤組在傳動和工作過程中產(chǎn)生運動干涉，刀盤3和刀盤4之間余留一個20mm的間隙。
為了減小或抵消刀盤在工作過程中前進時的橫向分力（橫向分力過大會導致機具的橫向振動，增大機具的損耗，增加機組工作的不平穩(wěn)性），防止同組相鄰兩刀盤上的旋刀與旋刀之間的運動干涉，采取以下措施：1. 主動刀盤（刀盤2和刀盤5 ）旋轉(zhuǎn)方向相反（由機具的傳動裝置實現(xiàn)）；
2. 主動刀盤與相鄰兩刀盤呈60度夾角放置。此時刀盤2和刀盤5、刀盤1和刀盤4、刀盤3和刀盤6的運動是兩兩對稱關(guān)系，每個刀盤產(chǎn)生的橫向分力正好被相對稱的那個刀盤產(chǎn)生的橫向分力相抵消。
圖2-2：刀盤分布示意圖
3、傳動方案設計
3.1驅(qū)動耙主體結(jié)構(gòu)方案設計：
在滿足農(nóng)業(yè)機械設計要求和配套機車FS-275的掛接要求的前提下進行結(jié)構(gòu)方案設計，并參考國內(nèi)外旱地驅(qū)動耙產(chǎn)品數(shù)據(jù)和參考有關(guān)書籍，動力由萬向節(jié)輸入，首先機具上需要設計一組變速箱使得轉(zhuǎn)速由輸入時的540r/min變成輸出時的190r/min；其次要求將萬向節(jié)輸入的水平方向的動力轉(zhuǎn)變成豎直方向的動力（由錐齒傳動實現(xiàn)），再次實現(xiàn)主動刀盤相互間的反向傳動。為此在設計過程中擬定了以下三種方案：
方案一：萬向節(jié)輸入動力傳給兩個圓柱齒輪（Ⅰ級傳動），這兩個圓柱齒輪再將動力分別傳遞給左右兩個圓錐齒輪（Ⅱ級傳動），圓錐齒輪組
將水平方向的動力轉(zhuǎn)變成豎直方向的動力（Ⅲ級傳動），進而驅(qū)動旋刀的轉(zhuǎn)動。齒輪的轉(zhuǎn)速是在動力傳遞過程中實現(xiàn)的，兩個主動刀盤相對應的反向轉(zhuǎn)動由圓錐齒輪的放置位置的不同而實現(xiàn)，具體情況見圖5－3：結(jié)構(gòu)設計方案一示意圖。本方案的不足之處在于Ⅲ級傳動的傳動軸采用的是懸臂支承結(jié)構(gòu)，當工作環(huán)境比較惡劣（多石土壤）時，會產(chǎn)生較大的振動和噪音，并會降低該機具的使用壽命。整機幾何參數(shù)為：長（1654mm）、寬（450mm）、 高（820mm）、工作時萬向節(jié)銜接點的位置離地面的高度（470mm）。
圖3-1：結(jié)構(gòu)設計方案一示意圖
方案二：與方案一相似，也由三級傳動組成，與方案一所不同的是在Ⅰ級傳動和Ⅱ級傳動之間放置了一個中間圓柱齒輪用以實現(xiàn)兩個主動刀盤相對應的反向轉(zhuǎn)動，并且在Ⅱ級傳動的傳動軸上安裝了一個平衡機構(gòu)，用于彌補懸臂支承結(jié)構(gòu)帶來的不利影響。具體情況見圖5－4：結(jié)構(gòu)設計方案二示意圖。整機幾何參數(shù)為：長（1654mm）、寬（450mm）、高（910mm）、工作時萬向節(jié)銜接點的位置離地面的高度（470mm）。
圖3-2：結(jié)構(gòu)設計方案二示意圖
方案三：與方案一、方案二有著很大的區(qū)別：萬向節(jié)輸入動力直接傳給圓錐齒輪組（Ⅰ級傳動），在Ⅰ級傳動便把水平方向的動力轉(zhuǎn)變成豎直方向的動力，并且在Ⅰ級傳動的傳動軸上安裝了兩個圓柱齒輪，上面的那個齒輪與另外兩個圓柱齒輪組成右方向上的傳動（Ⅱ＇級傳動、Ⅲ＇級傳動），下面的那個齒輪與另外四個圓柱齒輪組成左方向上的傳動（Ⅱ級傳動、Ⅲ級傳動、Ⅳ級傳動），其中Ⅱ級傳動實現(xiàn)了兩個主動刀盤之間相對應的反向轉(zhuǎn)動。具體情況見圖5－5：結(jié)構(gòu)設計方案三示意圖。整機幾何參數(shù)為：長（1654mm）、寬（693mm）、高（930mm）、工作時萬向節(jié)銜接點的位置離地面的高度（540mm）。
圖3-3：結(jié)構(gòu)設計方案三示意圖
從結(jié)構(gòu)上考慮雖然方案三的整機幾何尺寸比方案一、方案二大，但由于結(jié)構(gòu)設計合理、齒輪布置緊湊、傳動軸受力均勻、動力傳遞平穩(wěn)，使得整機工作時有很高的穩(wěn)定性，從而提高了機具的使用壽命；其次，從成本上考慮方案一只使用了一對圓錐齒輪，而方案一、方案二都使用了兩對圓錐齒輪，但變速箱的齒輪總量大致相同，這使得整機的加工費用大幅度下降，從而提高了整機的經(jīng)濟性；第三，方案三的變速箱由兩部分組成，這便于機具的安裝和修理。
方案三的結(jié)構(gòu)設計不足之處在于：工作時萬向節(jié)與變速箱之間銜接點的位置相對方案一、方案二銜接點的位置偏高，在Ⅰ級傳動中有可能存在傳動的不均勻性。
綜上所述，方案三在各方面的優(yōu)勢都比較明顯，整機的實用性和經(jīng)濟性尤為突出,因此選定方案三的結(jié)構(gòu)設計為最終確定方案。
3.2 傳動比的分配
如方案三設計，總傳動比，萬向節(jié)輸入動力直接傳給圓錐齒輪組
構(gòu)成Ⅰ級傳動，傳動比，把水平方向的動力轉(zhuǎn)變成豎直方向的動力。在Ⅰ級傳動的傳動軸上安裝了兩個圓柱齒輪，上面的那個齒輪與另外兩個圓柱齒輪組成右方向上的傳動構(gòu)成Ⅱ＇級傳動和Ⅲ＇級傳動，下面的那個齒輪與另外四個圓柱齒輪組成左方向上的傳動構(gòu)成Ⅱ級傳動、Ⅲ級傳動、Ⅳ級傳動，其中Ⅱ級傳動實現(xiàn)了兩個主動刀盤之間相對應的反向轉(zhuǎn)動。 , ，。
4、扭矩與功率分析
4.1單盤作業(yè)扭矩與功率分析
4.1.1 單盤切削、破碎土壤所需的扭矩
圖3－14示意了單把旋刀切削、破碎土壤時所需的扭矩變化規(guī)律，設單把旋刀的扭矩曲線為：
圖2-3 單把旋刀切削土壤扭矩圖
單把旋刀每轉(zhuǎn)所需扭矩為：
（N.m.rad）
每個刀盤有z把旋刀，則單個刀盤的扭矩為：
（N.m.rad）
因此根據(jù)單個刀盤上的扭矩可求得消耗的功率為：
4.2 驅(qū)動耙的功率消耗
不考慮轉(zhuǎn)移的力，旱地立式驅(qū)動耙單個刀盤在一個周期所消耗的總功等于：
式中:
——旋刀一個周期內(nèi)所經(jīng)過的路程（m）
——旋刀平均阻力（N）
——單個刀盤上旋刀數(shù)
在一個周期內(nèi)，旋刀所經(jīng)軌跡長度為L，因為旋刀運動軌跡的參數(shù)方程為：，
因此在一個周期內(nèi)，計算平面曲線的弧長：
令：，則：
令：
則：
令：；；
則：
所以：
將、、代回（25）式，可得：
則旱地驅(qū)動耙所需功率為：
將，代入（27）式，得:
其中：
式中：
——旋刀平均阻力（N）
——單個刀盤上的旋刀數(shù)目
立式驅(qū)動耙消耗的總功率：
其中：——刀盤的個數(shù)
扭矩與功率在各級傳動過程中傳遞的數(shù)值如下表所示：
傳遞參數(shù)
扭矩 N·m
功率 Kw
Ⅰ級傳動
141.47
8.0
左向Ⅱ級傳動
79.58
4.0
右向Ⅱ級傳動
106.10
4.0
左向Ⅲ級傳動
226.16
4.0
右向Ⅲ級（左向Ⅳ級）傳動
226.16
3.9
單盤旋刀
301.55
1.3
5、傳動件的設計與校核
5.1 齒輪的設計與校核
齒輪箱里面Ⅰ級傳動是一組圓錐齒輪，將水平方向的動力轉(zhuǎn)變成豎直方向的動力，減速箱是幾組直齒圓柱齒輪。
5.1.1 選擇齒輪的材料
選擇齒輪的材料為40Cr，經(jīng)調(diào)質(zhì)處理，其機械性能由參考書《機械設計》中表11.1和表11.4查得：
硬度范圍 ：235～275(HBS) ； 硬度取值 ：255 (HBS) ; 接觸強度安全系數(shù)S(H2) ：1.10 ；彎曲強度極限應力σb(F2)： 291
彎曲強度安全系數(shù)S(F2)：1.40 ; 彎曲強度許用應力 [σ](F2)：395
5.1.2 齒輪的功率P，轉(zhuǎn)速n和轉(zhuǎn)矩T
取該級圓錐齒輪傳動的效率（包括軸承效率在內(nèi)）
由聯(lián)軸器傳遞給錐齒輪的功率為p=8.0 Kw傳遞轉(zhuǎn)矩為，轉(zhuǎn)速為，齒數(shù)均為，傳動比，齒數(shù)比
5.1.3齒輪的校核
① 受力分析：在理想情況下，作用于齒輪上的力是沿接觸線均勻分布的，法向力垂直于齒面，將法向力在節(jié)點處分解為兩個互相垂直的力，即圓周力和徑向力。
由于齒輪實際工作要受到各種因素的影響，因此需對理想狀況下的載荷進行修正，故實際圓周力為：
② 齒面接觸疲勞強度分析：
③ 齒根彎曲疲勞強度分析：
⑴ Ⅰ級傳動（圓錐齒輪組）（由于齒輪數(shù)目比較多，故校核過程省略）
齒輪1接觸強度許用應力[σH]1 513.18
齒輪2接觸強度許用應力[σH]2 513.18
接觸強度計算應力σH 486.74 滿足
齒輪1彎曲強度許用應力[σF]1 382.59
齒輪1彎曲強度計算應力σF 70.56 滿足
齒輪2彎曲強度許用應力[σF]2 382.59
齒輪2接觸強度計算應力σF 70.56 滿足
⑵ ①Ⅱ＇級傳動
齒輪1接觸強度許用應力[σH]1 513.18
齒輪2接觸強度許用應力[σH]2 513.18
接觸強度計算應力σH 431.91 滿足
齒輪1彎曲強度許用應力[σF]1 394.42
齒輪1彎曲強度計算應力σF 51.81 滿足
齒輪2彎曲強度許用應力[σF]2 394.42
齒輪2接觸強度計算應力σF 51.81 滿足
②Ⅱ級傳動
齒輪1接觸強度許用應力[σH]1 513.18
齒輪2接觸強度許用應力[σH]2 513.18
接觸強度計算應力σH 423.66 滿足
齒輪1彎曲強度許用應力[σF]1 387.32
齒輪1彎曲強度計算應力σF 47.96 滿足
齒輪2彎曲強度許用應力[σF]2 387.32
齒輪2接觸強度計算應力σF 43.74 滿足
3 ①Ⅲ＇級傳動
齒輪1接觸強度許用應力[σH]1 513.18
齒輪2接觸強度許用應力[σH]2 392.73
接觸強度計算應力σH 392.46 滿足
齒輪1彎曲強度許用應力[σF]1 394.42
齒輪1彎曲強度計算應力σF 70.91 滿足
齒輪2彎曲強度許用應力[σF]2 289.52
齒輪2接觸強度計算應力σF 63.03 滿足
②Ⅲ級傳動
齒輪1接觸強度許用應力[σH]1 513.18
齒輪2接觸強度許用應力[σH]2 513.18
接觸強度計算應力σH 477.87 滿足
齒輪1彎曲強度許用應力[σF]1 394.42
齒輪1彎曲強度計算應力σF 58.25 滿足
齒輪2彎曲強度許用應力[σF]2 394.42
齒輪2接觸強度計算應力σF 58.25 滿足
⑷ Ⅳ級傳動
齒輪1接觸強度許用應力[σH]1 513.18
齒輪2接觸強度許用應力[σH]2 513.18
接觸強度計算應力σH 403.17 滿足
齒輪1彎曲強度許用應力[σF]1 394.42
齒輪1彎曲強度計算應力σF 65.69 滿足
齒輪2彎曲強度許用應力[σF]2 394.42
齒輪2接觸強度計算應力σF 65.69 滿足
5.2 軸的設計與校核
根據(jù)相關(guān)理論知識，可知：在傳遞功率相同的情況下，轉(zhuǎn)速小時其傳遞的轉(zhuǎn)矩大，由此需要刀軸的截面大，軸的直徑大，軸的強度須進行強度校核。
并且在傳遞較大功率時，要求其相應的軸的直徑大。
由以上理論可知，在軸的設計校核過程中，在此只需要對軸I和刀軸進行強度校核，其他軸可據(jù)此進行設計校核。
齒輪箱里面軸I是傳動軸主要承受扭距，刀軸為轉(zhuǎn)軸既承受彎距又承受扭距。
5.2.1 選擇軸的材料
選擇軸的材料為45鋼，經(jīng)調(diào)質(zhì)處理，其機械性能由參考書《機械設計》中表11.1和表11.4查得：
。
5.2.2 軸上的功率P，轉(zhuǎn)速n和轉(zhuǎn)矩T
取該級圓錐齒輪傳動的效率（包括軸承效率在內(nèi)）
由聯(lián)軸器傳遞給錐齒輪軸I的功率為,傳遞轉(zhuǎn)矩為，轉(zhuǎn)速為。
根據(jù)錐齒輪傳遞功率，考慮功率余量和傳動的功耗（萬向節(jié)、錐齒、直齒傳動），可得每刀軸傳遞的功率為,傳遞轉(zhuǎn)矩為，轉(zhuǎn)速為。
5.2.2 確定軸的最小直徑
對只受扭矩或主要受扭矩的傳動軸，安扭轉(zhuǎn)強度條件計算軸的直徑。若有彎矩作用，可用降低許用應力的方法來考慮其影響。
扭矩強度條件為
式中 －軸的扭轉(zhuǎn)切應力，MPa;
－軸所受的扭矩，；
－軸的轉(zhuǎn)速，；
－軸所傳遞的功率，；
－軸的許用扭轉(zhuǎn)切應力，，見表11.3.
對實心的圓軸， ，以此代入式（19），可得軸的直徑
式中，為取決于軸材料的許用扭轉(zhuǎn)切應力的系數(shù)，其值可查表11.3.。當彎矩相對轉(zhuǎn)矩很小時，取較小值，根據(jù)表11.3選=112，代入上式，則
1 軸I結(jié)構(gòu)設計：將上述數(shù)據(jù)代入（式5.1），計算可得，考慮到軸截面上開有花鍵，對于的軸，軸徑增大20％.
可取軸的最小直徑。
圖5-1 軸Ⅰ結(jié)構(gòu)圖
參考相關(guān)軸的設計，可設計如上的軸的結(jié)構(gòu)
2 刀軸結(jié)構(gòu)設計：將上述數(shù)據(jù)代入（式5.1），計算可得，考慮到截面上開有花鍵，對于的軸，軸徑增大20％，并加上需在軸上鉆有內(nèi)孔，可取軸的最小直徑。
圖5-2 刀軸結(jié)構(gòu)圖
5.2.3軸的強度校核
1.軸I的受力分析
圖5-3 軸Ⅰ安裝圖
圖5-4 軸Ⅰ受力分析圖
1）軸傳遞的轉(zhuǎn)矩
2）齒輪受力
法向載荷直齒錐齒輪齒面所受的通常都視為集中作用在平均分度圓上，，受力分別為
— 為法向載荷分解的周向分力
—為法向載荷分解的垂直于分度圓錐母線的分力
—分解的徑向分力
—分解的軸向分力
其中滿足關(guān)系，.代入，可得
153，代入上式，可得, ，
3）支承反力的計算
a,水平面支承反力
由,得 ，代入計算得， =499N
由，得 ，代入計算得，=572N
b,垂直面的支承反力
由得 ,代入計算得，,=757
4)作彎矩圖和扭矩圖
a,水平面彎矩圖
，
b,垂直面彎矩圖
垂直面彎矩 ,
C、合成彎矩圖
，
d、扭矩圖
前已算得
4）按當量彎矩計算直徑
查表15-8得，根據(jù)表15-7公式計算A截面軸徑
，在結(jié)構(gòu)設計時，取是滿足強度要求的
2.刀軸的受力分析
圖5-5 刀軸安裝圖
圖5-6 刀軸受力分析圖
3 軸傳遞的轉(zhuǎn)矩
2）齒輪受力
直齒圓柱齒輪傳動時，沿嚙合線作用在齒面上的法向載荷Fn垂直于齒面，在節(jié)點處分解為兩個相互垂直的分力，即圓周了Ft與徑向力Fr,如上圖所示。且滿足：
式中：－－－齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩，單位為；
－－－齒輪的節(jié)圓直徑，多標準齒輪即為分度圓直徑，單位為；
－－－嚙合角，對標準齒輪，.
其中，將上式數(shù)據(jù)代入可得：,,.
3)支承反力的計算
a,水平面支成反力
由得
,代入數(shù)據(jù)計算得，,
b.垂直面支承反力
由得，,代入數(shù)據(jù)計算得，,.
4)作彎矩圖和扭矩圖
a，水平面彎矩圖
b，垂直面彎矩圖
C，合成彎矩圖
d,扭矩圖
前已算得
4 按當量彎矩計算軸徑
查表15-8得，根據(jù)表15-7公式計算B截面軸徑
，在結(jié)構(gòu)設計時，取是滿足強度要求的。
6、其它零部件設計
6.1懸掛機構(gòu)
本旱地立式驅(qū)動耙采用標準的三點式懸掛機構(gòu)，具有較強的穩(wěn)定性。
6.2箱體的設計
箱體用8mm的優(yōu)質(zhì)碳素結(jié)構(gòu)鋼板制成，轉(zhuǎn)子由重型圓錐軸承支稱，整體軸
承座確保齒輪與軸承對中，軸承座由螺栓固定在齒輪箱上如有損害可以方便更換，如下圖示：
6.3刀具座的設計
刀具座用花鍵軸和錐形定心裝置固定在軸上更換簡易，刀具座與刀盤用螺栓進行連接，刀具可以直接插入刀具座，拆卸方便。上下刀盤的厚度為15mm。如下所示：
6.4軸承的選用和校核
軸承的作用是支撐軸及軸上的零件，保持軸的旋轉(zhuǎn)精度，減少轉(zhuǎn)軸與支撐之間的摩擦和磨損。
滾動軸承的類型應根據(jù)所受的載荷大小、性質(zhì)、方向、轉(zhuǎn)速及工作要求來選擇。
在圓錐齒輪變速箱及刀盤中，由于軸同時受徑向載荷和軸向載荷，且為方便安裝，外圈分離，所以圓錐滾子軸承。
滾動軸承在同時承受徑向和軸向聯(lián)合載荷時，為了計算軸承壽命在相同條件下比較，需將實際工作載荷轉(zhuǎn)化為當量動載荷。在當量動載荷作用下，軸承壽命與實際聯(lián)合載荷下軸承的壽命相同。
當量動載荷P的計算公式是 式中，
－徑向載荷，N; －軸向載荷，N; －徑向動載荷系數(shù)和軸向動載荷系數(shù)。由于機械工作時常具有震動和沖擊，為此，軸承當量動載荷應按下式計算：
，其中，均可通過查表獲得。
若軸承工作轉(zhuǎn)速為，可求的以小時數(shù)為單位的基本額定壽命
，－壽命指數(shù)，球軸承，滾子軸承。
1）刀盤軸：d=35mm,D=80mm,B=21mm, 基本額定動載荷,軸承代號：GB30307
軸的轉(zhuǎn)速為，.動載荷系數(shù)，派生軸向力,
當時；；時；。
圖6-1 軸承受力分析圖
①兩支點反力
（對軸承1的中心取矩），得
(力平衡)
②兩軸承的當量動載荷
,
如上圖所示，，所以軸系有右移的趨勢，所以軸承2被“壓緊”，軸承1被“放松”。
③軸承壽命
符合要求。
2）軸I：由刀軸的計算可知，以上基準所選出的軸承符合要求，且刀軸受力大，依上面可知，在選擇軸承時，選取：d=40mm,D=80mm,B=18mm,軸承代號：GB30208
第三章 總結(jié)
通過此次課題設計，學習和掌握了常見機械零件，機械傳動裝置或簡單機械的一般設計方法和原則。培養(yǎng)了分析和解決機械設計問題的能力，為以后進行相關(guān)的設計工作打下了基礎。使我對相關(guān)的專業(yè)知識的綜合運用，有了一定程度上的把握。使理論知識和生產(chǎn)實踐密切地結(jié)合起來，使這些知識得到了進一步鞏固、加深和擴展。
通過此次課題設計，還使我在使用掌握計算機繪圖、運用并熟悉相關(guān)設計資料（包括手冊，標準和規(guī)范等）以及進行經(jīng)驗估算等方面有了一定程度的提高。
總之，此次設計為我今后的學習和工作打下了堅實而牢固的基礎，為今后從事設計工作奠定了廣闊，深厚的基礎。
致 謝
(Acknowledgement)
本論文是在曾一凡老師的悉心指導下完成的。從論文選題﹑論文設計到論文的修改，曾老師都給予了莫大的支持和幫助。老師憑借他淵博的知識和豐富的實踐經(jīng)驗對論文的設計和改進給予了指導，使得我的論文得到順利完成。老師嚴謹?shù)闹螌W態(tài)度、深厚的知識底蘊和一絲不茍的工作作風重塑了我的人生觀和價值觀，將使我終生受益。學生在此致以崇高的敬意和忠心的感謝！
同時感謝本組成員趙群同學的幫助，是我們的團結(jié)協(xié)作才順利完成了本次畢業(yè)設計．
最后還要感謝各位評委老師，您們辛苦了！
黃葉朋
2009 年 5月
參考文獻
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附錄
FS－275型拖拉機主要技術(shù)參數(shù)
型號
FS275
型式
水旱兼用4×4輪式
主要參數(shù)
外形尺寸（mm）
長（至下連桿）
3060
寬
1400
高
至消聲器頂
1880
至方向盤頂
1520
軸距（mm）
1660
輪距（mm）
前輪
1100
后輪
1050-1350
地隙（mm）
340
轉(zhuǎn)向圓半徑（m）
半輪制動
3.0
不用制動
3.5
結(jié)構(gòu)質(zhì)量kg
1270
配重kg
前配置
無
后配置
75
額定牽引力
N
水田
4500
旱地
5500
動力輸出軸變負荷試驗平均燃油消耗率g/kw·h
≤365
最大牽引率工況下，牽引比油耗g/kw·h
≤355
理論速度km/h
前進擋/倒退擋
1.4、1.9、3.5、6.1、7.4、9.8、18.0、31.6/1.7、8.6
發(fā)動機
型號
NJ480T
型式
直列、水冷、四沖程柴油機
氣缸數(shù)
3
氣缸直徑mm
85
活塞行程mm
95
發(fā)動機
活塞總排量L
1.617
壓縮比
22～23
氣缸套型式
干式
燃燒室型式
渦流式
標定功率/轉(zhuǎn)速
1小時功率kw/prm
22.06/2350
12小時功率kw/prm
19.85/2350
最大扭矩Nm
91.29
最大扭矩時轉(zhuǎn)速prm
≤1725
燃油消耗率g/kw·h
≤281
機油消耗率g/kw·h
≤3.4
傳動系
離合器
單片、干式、單作用
變速箱
（4+1）×2，主變速箱為平面三軸式
中央傳動齒輪
螺旋錐齒輪，傳動比34/9
差速器
錐齒輪式
差速鎖
有
末端傳動
直齒圓柱齒輪，內(nèi)置外嚙合
工作裝置
液壓系統(tǒng)
油泵類型
CB310HZ齒輪泵
預選耕深調(diào)節(jié)
力位綜合調(diào)節(jié)
理論流量L/min
20.8
安全閥開啟壓力Mpa
12.5
標準框架上的最大提升質(zhì)量N
≥4310
提升時間s
≤3
托掛裝置
托掛銷直徑mm
30
托掛卡離地高度mm
403
動力輸出軸
型式
非獨立式
轉(zhuǎn)速
540/720
花鍵型尺寸
矩形
6－34.79±0.06×28.9±0.05×8.69
34