軸的設計--齒輪的設計

1、精選優(yōu)質文檔-傾情為你奉上1 緒論 1.1研究目的和意義1.2國內外研究現狀與發(fā)展趨勢 多功能整地機已經逐漸成為國內外的主要耕整機械，耕作配套機械有手扶拖拉機和輪式拖拉機兩種類型，而對整地機的主體部分旋耕機國內外已經有了相當成熟的理論研究和實踐研究。 1.2.1.國內研究現狀 我國的小型農機耕整機具在山區(qū)、水田等廣大農村生產中仍發(fā)揮著主力作用，同時大中型整地機并存11 13。大型整地機由于具有搶農時、省能耗、減少機具下地次數等優(yōu)點，在國內得到了較快的發(fā)展。全國各地根據當地農業(yè)發(fā)展情況研制的多功能整地機已有多種。國內采用驅動工作部件的多功能整地機，大多是以旋耕機為主要工作部件發(fā)展起來的，能夠實現

2、旋耕、深松、起壟、鎮(zhèn)壓、滅茬等作業(yè)中的兩個或者多個項目的聯合作業(yè)。多數產品的動力在36.8kw以上9 17，現在我國已能生產與132kw拖拉機配套的耕作農具，大型機具開始向寬幅高速發(fā)展，但是從整體技術水平來看，我們還與國際水平有很大的差距14。由于受拖拉機技術條件的制約和配套機具本身的研究水平限制，一些國際先進結構還未能得到完全使用：快速掛接器、耕深和水平自控調節(jié)、短尺寸廣角萬向節(jié)傳動軸、寬幅工作部件液壓折疊裝置、快速換刀結構等等6。同時多功能整地機還在一定程度上還不能很好的滿足農藝和農業(yè)生產的需要9，而且我國的耕整技術發(fā)展緩慢，電子、自動控制、智能化技術還處于剛剛起步的階段，還有很大的提升空

3、間。 1.2.2.國外研究現狀 20世紀50年代一來開始研制推廣多功能整地機，西歐地區(qū)氣候復雜多變，適播期短，因而在德、法、英等國生產和使用多功能整地機比較普遍，而美國也開始推出寬幅、高效型的配套大功率拖拉機的多功能整地機，而日本、韓國等地，因地小而使用多功能聯合整地機也比較多6。從機型功能上講，美國、加拿大、澳大利亞主要以發(fā)展少、免耕播種機為方向，而美國、德國主要以聯合作業(yè)為方向。由于國外田間拖拉機的功率達到了360kw以上，使得與之配套的整地機也隨之大型化，寬幅機械的生產率高，單位幅寬的成本低，能便于采用先進的生產技術，提高田間作業(yè)速度和效率、改善作業(yè)性能7 18。大型整地機具已達20m以

4、上，為便于其行走，采用機架折疊或縱向運輸，實現寬幅作業(yè)窄幅運輸。并且耕地速度為815km/h，整地達到1020km/h,播種達到815km/h。電子監(jiān)控系統(tǒng)能保證實現一人操作，減少了各種調整，連接等輔助工作時間，提高了生產效率8。同時，國外整地機的產品功能相比國內更加完善，材料和制造工藝水平較高，外觀漂亮，平均使用壽命比我國高出1/3以上，但是價格相對較貴，為國產的10倍左右16。 1.2.3.發(fā)展趨勢和方向（1） 向一機多用型方向發(fā)展 機器一次下地完成多項作業(yè)或者一種機器通過置換結構能分別完成多種不同的功能，滿足不同的耕作需求，大大減少農機投入，提高生產效率，降低作業(yè)成本7 15。（2） 向

5、大幅寬、可折疊方向發(fā)展研制為大功率拖拉機配套的大幅寬多功能整地機已成為今后農業(yè)的發(fā)展方向7 15，增大作業(yè)幅寬和耕深，充分提高機具的作業(yè)效率。采用機架折疊式使得機器入庫時縮小幅寬，達到寬幅作業(yè)低幅運輸的結果。（3） 向低功率消耗性、高效節(jié)能型方向發(fā)展降低機具功耗的研究是現在各項研究的重點，合理恰當利用和分配能源和資源，提高工藝水平和制造質量，提高機器的質量和使用壽命，實施可持續(xù)發(fā)展戰(zhàn)略，建設節(jié)約型社會。（4） 向操作簡單、自動化、智能化方向發(fā)展易于操作、易于拆裝、讓人們更加容易上手和操作。將電子技術、控制技術等廣泛合理地引用在多功能整地機上，減輕勞動強度8 19。（5） 整機和工作部件多系列化

6、、多品種化方向發(fā)展：讓各種耕整農業(yè)機械能適合配套不通動力、耕深、耕幅，形成系列化和一定程度上的標準化，讓用戶根據自己的需要方便選用。 1.3研究的內容和方法1.3.1研究內容對多功能整地機的設計，就是對整地機的整機的設計，特別是傳動系統(tǒng)和關鍵零部件的設計。（1）傳動系統(tǒng)的設計a.拖拉機動力系統(tǒng)：為整地機提供穩(wěn)定的輸出動力。b.變速箱：由兩對斜齒輪組成的變速箱將拖拉機動力系統(tǒng)輸出的動力轉化成整地機所需要的穩(wěn)定動力，根據傳動系統(tǒng)參數旋轉穩(wěn)定的齒輪傳動比。（2）關鍵零部件設計采用最優(yōu)化方法確定傳動系統(tǒng)以及關鍵零部件的選用，關鍵零部件包括旋耕刀，安裝刀片的旋轉軸，支撐輪以及深耕鏟等。根據工作需要選擇需

7、要的零部件，進行參數設計。（3）零件圖和裝配圖的設計利用CAD軟件對部分關鍵零部件及整機裝配圖作圖1.3.2研究方法本文主要是針對多功能整地機進行設計，主要是完成其旋耕方面的設計，利用確定的動力系統(tǒng)參數確定穩(wěn)定的傳動比，通過計算對整機各個部分的參數進行確定，選擇相應合適的零部件，然后進行傳動系統(tǒng)、軸校核、可行性分析，同時利用CAD軟件對關鍵零部件繪制零件圖、整機繪制裝配圖。1.4研究技術路線本文的研究技術路線如圖1-1所示2多功能整地機的總體方案設計多功能整地機通過中間減速箱的變速，將穩(wěn)定的動力傳送到刀軸上，可以滿足相關的工作要求， 3多功能整地機傳動系統(tǒng)3.1多功能整地機傳動方案的選擇根據機

8、器的幅寬選擇與之配套的拖拉機動力系統(tǒng)，現在我們設計的多功能整地機的幅寬為2m，即軸的轉速為225r/min，則我們選擇其配套的拖拉機動力系統(tǒng)的轉速720r/min.這樣就需要一個變速箱來實現變速。變速箱里面可以經過錐齒輪傳動變向后經過帶傳動或者鏈傳動最終輸出到整地機刀軸，也可以經過齒輪多級減速后傳動到刀軸，相對來說，齒0輪傳動傳動比穩(wěn)定，結構緊湊，壽命長，可靠性高，雖然制造成本稍高，但出于安全性和使用壽命等方面考慮，我們選用齒輪傳動方式。而針對齒輪傳動，我們也有兩種傳動方式：中間傳動和側邊傳動。其中，側邊傳動方式是錐齒輪降速變向后，經側邊齒輪箱多級變速最終輸出到整地機刀軸，結構簡單，但是平衡性

9、較差，一般容易偏置，使得動力集中于刀輥一側，使用壽命和安全性得不到保證；而中間傳動是整地機的刀軸直接由中間齒輪箱經多次減速后驅動，結構更加緊湊，對稱性好，工作時受力均勻，同時可以節(jié)省材料，減輕整機的重量，但是中間傳動時，在中間齒輪下面會出現漏耕現象，為解決這個問題，我們需要在中間齒輪正前方安裝一個小型深耕鏟，這樣就能很好的解決漏耕問題了。本研究最后確定選用的方式是中間傳動。 3.2整地機的總傳動比及其分配3.2.1整地機的總傳動比由拖拉機的動力輸出轉速=720r/min及刀軸轉速n=225r/min可以確定傳動裝置應有的總傳動比為=720/225=3.2傳動裝置的總傳動比是各級傳動比的連乘積，

10、即=···。在設計多級傳動比的時候，應將總的傳動比分配到各級傳動機構中。3.2.2整地機的傳動比分配整地機的傳動設計方案和傳動參數影響了整機的結構性能和工作性能，我們應合理安排設計整地機的傳動方案，使整機結構緊湊、布置恰當。根據需要，現確定整地機的傳動方案如圖3-1所示。動力通過輸入軸經一對直齒錐齒輪降速換向后，由兩對直齒圓柱齒輪降速后經輸出軸將動力輸出。如圖3-1所示，對傳動系統(tǒng)的各軸哥齒輪進行編號，各級的傳動比分別為=1.5，=1.78，=1.20. 由機械設計實踐與創(chuàng)新P161表10.7我們查得相關的機械傳動效率如下：軸承的效率=0.99，圓柱齒輪=0.98

11、，錐齒輪=0.97。 圖3-1 整地機傳動部分示意圖1） 配套拖拉機的選擇 給整地機選擇合適恰當的拖拉機配套功率，能大大提高拖拉機的功率利用程度，降低功耗，能更好的完成作業(yè)，我可以通過下面的計算公式來確定拖拉機消耗的功率：，上面的式子中，K的取值為6090KPa，B的取值為1.5m，h的取值為16cm，的取值為3km/h，從而我們可以算出機具所需要的功率在12Kw到18Kw之間，根據以上數據和相關資料，我們選擇拖拉機的功率為14.7Kw。由此我們可以算出刀軸功率為=13.155Kw，符合機具的工作要求。2） 計算傳動裝置的運動和動力參數動力輸入軸的轉速=720r/min，則各根軸的轉速為=72

12、0/1.5=480r/min=480/1.78=269.66r/min=269.66/1.2=225r/min 拖拉機的標定功率=14.7Kw，從而計算得出各軸的輸入功率為 =14.7Kw =14.7*0.992*0.97=13.975Kw =13.975*0.99*0.98=13.559Kw =13.229*0.99*0.98=13.155Kw 由此算出各軸轉矩為 =9550*=9550*14.7/720=194.979N.m =9550*=9550*13.975/480=278.044N.m =9550*=9550*13.559/269.66=480.192N.m =9550*=9550*

13、13.155/224.72=559.052N.m 將各軸轉速、輸入功率、轉矩值匯總如表3-1所示。表3-1 各軸轉速、輸入功率、轉矩值匯總表項目軸1軸2軸3軸4轉速（r/min）720480269.66224.72輸入功率（Kw）14.713.97513.55913.155轉矩（N·m）194.979278.044480.192559.0523.3整地機傳動部件的設計3.3.1錐齒輪的設計計算（1） 選擇齒輪材料及精度等級 由于減速器傳遞的功率不太大，所以齒輪采用軟齒面，小齒輪選用調質45鋼，硬度為250HBS。大齒輪選用正火45鋼，硬度為220HBS。由機械設計P210表10-8我

14、們可選用8級精度（GB10095-98）。（2） 按齒面接觸疲勞強度設計由設計計算公式（機械設計P227式10-26），即確定有關參數如下：a.選擇齒數、齒寬系數傳動比=1.5，取小齒輪的齒數為=28，則大齒輪的齒數=i*=1.5*28=42，齒數比u=i=1.5，由機械設計P224取=1/3。b.由機械設計P201表10-6取彈性影響系數=189.8c.計算載荷系數 k=(機械設計P192式10-2) =1*1.05*1*1.2=1.26d.由機械設計P206式10-13，即應力循環(huán)次數N=60njLh（假設工作十年，每年工作60天，每天工作10小時。） =60*720*1*(10*60*1

15、0)=2.592*108 =N1/u=2.592*108/1.5=1.728*108查機械設計P207圖10-19可得接觸疲勞壽命系數=0.95，=0.97查機械設計P209圖10-21可得接觸疲勞極限=600MPa，=560MPae.計算接觸疲勞許用應力取失效概率為1%，安全系數S=1.0由機械設計P205式10-12有=0.95*600/1=570MPa=0.97*560/1=543.2MPaf.由接觸強度計算小齒輪的分度圓直徑 =2.92*mm=113.45mm則模數m=113.45/28=4.05mm根據機械原理P159表5-1取標準模數：m=4（3） 計算齒輪的相關參數(計算公式如機

16、械設計P224)分度圓直徑：=m=4*28=112mm =m=4*42=168mm錐距：R=112*=100.96mm錐角=33.690 =90-33.690 =56.310 齒寬：b=R=1/3*100.96=33.65mm圓整取b=34mm （4） 校核齒根彎曲疲勞強度a. 確定彎曲強度載荷系數K=1*1.05*1*1.17=1.2285b. 確定當量齒數=28/cos33.690=33.652 =42/cos56.310=75.717c由機械設計P200表10-5可查得齒形系數 =2.49 =2.23應力校正系數=1.64 =1.76d.查機械設計P206圖10-18可得接觸疲勞壽命系數

17、=0.89，=0.92由機械設計P208圖10-20c得=440MPa =425MPae.取安全系數=1.4，按脈動循環(huán)變應力確定許用彎曲應力=0.89*440/1.4=279.71MPa=0.92*425/1.4=279.29MPaf.根據機械設計P226式10-23的彎曲強度公式進行校核=184.945MPa=168.986MPa滿足彎曲強度，故錐齒輪安全，所選參數合適。錐齒輪參數如下表3-2表3-2 錐齒輪參數表名稱代號計算公式小齒輪大齒輪分度圓錐角=33.690 =56.310 齒頂高齒根高 分度圓直徑=112mm =168mm 齒頂圓直徑=118.656mm = 172.438mm齒

18、根圓直徑 =104.012mm =162.675mm錐距RR=100.96mm齒頂角收縮頂隙傳動=0.0396=2.268齒根角 =0.0475=2.720分度圓齒厚=6.28 頂隙=0.8當量齒數=33.652=75.717當量齒數比=75.717/33.652=2.25平均模數=3.33平均分度圓直徑=93.33mm =140mm頂錐角收縮頂隙傳動=35.958=58.578根錐角 =30.970=53.590 當量齒輪分度圓半徑=67.304 =151.433當量齒輪齒頂圓半徑=71.304 =155.433當量齒輪齒頂壓力角=27.504=23.722重合度=1.749齒寬b=34mm

19、3.3.2直齒輪的設計計算如圖3-1所示，由四個直齒圓柱齒輪進行嚙合傳動，本文僅對第一對齒輪即齒輪3、4進行詳細的設計計算，其余齒輪同理可以得到。 齒輪3、4的設計計算（1）選擇齒輪類型、精度等級、材料整地機一般為耕作機器，速度不高，故選8級精度直齒圓柱齒輪傳動（GB10095-98），齒根噴丸強化。由機械設計P191表10-1可選擇小齒輪材料為40Cr（調質），硬度為280HBS；大齒輪材料為45鋼，硬度為240HBS,二者硬度相差為40HBS.（2）按齒面接觸強度設計由設計計算公式（機械設計P203式10-9a），即1)確定公式內的各計算數值：a. 試選載荷系數=1.3b.計算小齒輪轉矩：

20、=278.044N·mmc.查機械設計P205表10-7，選取齒寬系數=1d.查機械設計P201表10-6，選取彈性影響系數=189.8e.由機械設計P209圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限=600MPa,大齒輪的接觸疲勞強度極限=550MPa.f.由計算公式計算應力循環(huán)系數（假設齒輪一年工作60天，每天工作10小時，使用年限10年）。 =60*480*1*(10*60*10)=1.728*108 =N1/u=1.728*108/1.78=9.708*107g.由機械設計P207圖10-19知，取接觸疲勞疲勞系數=0.96, =0.98h. 計算接觸疲勞許用應力，

21、取失效概率為1，安全系數S=1由機械設計P205式10-12有=0.96*600/1=576MPa=0.98*550/1=539MPa2)計算a.試算出小齒輪分度圓直徑，由計算公式得=91.474mmb.計算圓周速度vv=m/s=2.298m/sc.計算齒寬bb=1*91.474=91.474mmd.計算模數、齒高取小齒輪的齒數=23，則大齒輪的齒數=1.78*23=41模數=91.47/23=3.98mm 齒高h=2.25m=2.25*4=9mme.計算載荷系數根據v=2.298m/s，8級精度，由機械設計P194圖10-8可查得動載系數=1.16，直齒輪，=1由機械設計P193表10-2可

22、查得使用系數=1由機械設計P196表10-4可查得齒向載荷分布系數=1.32，同時有b/h=91.474/9=10.163查機械設計P198圖10-13可查得齒向載荷分布系數=1.24，故載荷系數=1*1.16*1*1.32=1.5312f.按實際的載荷系數校正所算得的分度圓直徑，由機械設計P204式10-10a得=91.474*=96.604mmg.計算模數mm=96.604/23mm=4.20mm（3）按齒根彎曲強度設計由機械設計P201式10-5可知，彎曲強度的設計公式為1）確定計算參數:a.由機械設計P208圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限=500MPa，大齒輪的彎曲疲勞強度

23、極限=380MPa.b.由機械設計P206圖10-18查得小齒輪的彎曲疲勞壽命系數=0.91，大齒輪的彎曲疲勞壽命系數=0.97。c.計算彎曲疲勞許用應力，取彎曲疲勞安全系數S=1.4，由機械設計P205式10-12得=0.91*500/1.4=325MPa=0.97*380/1.4=263.286MPad.計算載荷系數K=1*1.16*1*1.24=1.4384e.根據機械設計P200表10-5查齒形系數、應力校正系數有=2.69，=2.39，=1.575，=1.67f.計算大、小齒輪的并加以比較=2.69*1.575/325=0.0130=2.39*1.67/263.286=0.0152大

24、齒輪的數值大2） 設計計算：=2.90mm對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數m大于由齒根彎曲強度計算的模數，由于齒輪模數m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，僅與齒輪直徑有關，可取由彎曲強度算得的模數2.90mm，并就近圓整為m=3mm，按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑=96.604mm算出小齒輪的齒數=96.604/3=32，大齒輪的齒數=32*1.78=57（4） 幾何尺寸計算a.計算大、小齒輪分度圓直徑=3*32=96mm=3*57=171mmb.計算中心距 =（32+57）3/2=133.5c.計算齒輪寬度=0.4*96=38.4mm故各

25、齒輪齒寬分別取=40mm，=40mm（5） 結構設計大齒輪因齒輪齒頂圓直徑大于160mm，而又小于500mm，故以選用腹板式結構為宜；小齒輪因齒輪齒頂圓直徑小于160mm，故以選用實心式結構為宜。對于小齒輪和軸之間的連接采用花鍵連接，大齒輪與軸之間的連接采用平鍵連接。 齒輪5、6的設計計算由于這對齒輪的設計方法與上面齒輪3、4的設計方法相同，在此就不再贅述了，各個齒輪的基本信息列表如表3-3表3-3 各齒輪的具體信息齒輪1齒輪2齒輪3齒輪4齒輪5齒輪6齒數284232574149齒寬（mm）343440405050結構形式實心式實心式實心式腹板式實心式實心式鍵連接平鍵平鍵花鍵平鍵平鍵平鍵傳動比

26、i1.51.781.2模數m433其他參數齒頂高系數=1，頂隙系數=0.2，壓力角=20。3.3.3軸的設計計算整地機一共有4根軸，分別是動力輸入軸軸1，減速箱內的軸2、軸3 、刀軸軸4。本文對軸2進行設計計算校核。（1）選擇軸的材料及熱處理選用軸的材料為45鋼，調質處理。（2） 軸上受力分析由前面計算已得出的軸2的相關參數如下：=13.975Kw，=278.044N.m，=480r/min，=168mm，=96mm齒輪2上的圓周力：=2=2*278.044*1000/（168*（1-0.5*1/3）=4766.469N齒輪2上的徑向力：=4766.469*tan20*cos56.310=96

27、2.322N齒輪2上的軸向力：=4766.469*tan20*sin56.310=1443.486N齒輪3上的圓周力：=2*278.004*1000/96=5791.75N齒輪3上的徑向力：=5791.75*tan20=2108.02N齒輪3上的軸向力：=5791.75/cos20=6163.45N （3）初步確定軸的最小直徑根據機械設計P370表15-3，取=115，根據機械設計P378有=115*=35.378mm，軸徑需適當增大，取d=45mm。（4）軸的結構設計軸的結構設計如圖3-2所示。圖3-2 軸的結構設計1） 擬定軸上零件裝配方案裝配方案見裝配圖 2） 根據軸向定位要求確定軸各段

28、直徑和長度a.因為軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用角接觸球軸承，根據工作需要和d=45mm，通過查詢資料，我們選用0基本游隙組、標準精度等級的角接觸球軸承7009C，其基本尺寸為d*D*B=45mm*75mm*19mm。b.-段軸用于安裝軸承，套筒等，故取直徑=45mm，齒輪端面距離箱體內壁a=10mm，故取=30mm。 -段安裝低速級錐齒輪,為便于安裝，故取=55mm，齒輪輪轂為60mm，為了使套筒端面可靠的壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，故取=58mm -段為分隔兩齒輪段，直徑為=60mm，為滿足配合要求，長度為=70mm。 -段安裝高速級大齒輪，可取直徑取為=50mm，齒寬為4

29、0mm，則取=38mm。 - 段安裝套筒和軸承，直徑=45mm，=30mm。b.因為軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用角接觸球軸承，根據工作需要和d=45mm，通過查詢資料，我們選用0基本游隙組、標準精度等級的角接觸球軸承7009C，其基本尺寸為d*D*B=45mm*75mm*19mm。3)軸上零件的周向定位齒輪的周向定位采用平鍵連接，按由機械設計P106表6-1查得平鍵截面b*h=16mm*10mm，長為45mm。同樣，按由機械設計P106表6-1查得平鍵截面b*h=14mm*9mm，長為28mm，同時為了保證齒輪與軸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

30、位是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6.4)確定軸上圓角和倒角尺寸 取軸端倒角為2*,各軸肩處的圓角半徑見零件圖。（5） 軸上載荷的計算（6）在確定軸承的支點位置時，查取a值，對于7209C型角接觸球軸承，我們查得a=18.2mm?？梢灾?39.8mm，=120mm，=29.8mm，因此此作為簡支梁的軸的支承跨距=189.8mm水平支反力:=4676.219N=4766.469+5791.75-4676.219=5884N垂直支反力:=1091.639N=962.322+2108.02-1091.639=1978.703N水平彎矩：=4676.219*39.8=.12N

31、3;mm=5884*29.8=.2N·mm垂直彎矩：=1091.639*39.8=43447.2322N·mm=1978.703*29.8=58965.3494N·mm總彎矩：=.125N·mm = =.298N·mm扭 矩：=N·mm(6) 按彎扭合成應力校核軸的強度根據機械設計P373式15-5及上面算出的數據，則軸上-段為危險截面，=55mm，取=0.6，則軸的計算應力=14.97MPa我們開始選擇的軸的材料為45鋼，調質處理，查機械設計P362表15-1得軸的許用彎曲應力=75MPa，因此<,故安全。 3.3.4潤滑和密

32、封（1） 潤滑我們選用的是閉式齒輪減速器，且齒輪運轉速度小于12m/s，通常是采用浸油潤滑，通過查機械設計P235表10-12可知我們選用潤滑油的粘度為81.5cSt，根據粘度值，我們選取潤滑油的代號為N100。.（2） 密封我們選用的密封形式為氈圈油封密封。3.3.5減速箱體的結構設計（1） 箱體的材料選擇我們選用減速箱為整體式鑄造箱體，材料為HT200。（2） 我們選擇齒輪箱的厚度為10mm，箱體的結構如裝配圖所示。為了保證箱體與外界零件連接處的密封，選用表面粗超度為6.3。4刀軸和刀片的研究4.1刀片的設計研究多功能整地機在作業(yè)時依靠刀片的合成運動完成相關的耕作任務，刀片直接與土壤相接觸

33、，所以刀片的設計相對來說對整機性能影響很大。通過對農業(yè)機械設計手冊的查閱，我們知道，刀的種類有鑿形刀、彎刀和L形刀。其中鑿形刀作業(yè)時容易纏草，L形刀刀身較寬，相對來說，彎刀是最合適的刀片，而且彎刀作為系列旋耕機的相關配套的工作部件已經得到了廣泛的應用。彎刀由前端部分和切削部分組成，按照前端部分的彎折方向，有左彎刀和右彎刀兩種類型，彎刀有相當鋒利的正切刃和側切刃，刃口處為曲線，有較大的滑切能力。在作業(yè)時，刀刃按照離軸心線的距離先近后遠的依次入土，便于將掛在刃口處的雜草等沿刀刃口甩出。整地機刀片的主要結構參數如下：（1） 回轉半徑R，根據需要，我們選擇的刀片回轉半徑為245mm，刀片的回轉半徑主要

34、是根據農業(yè)生產需要的耕深來選擇。（2） 靜態(tài)滑切角，應該滿足刀刃不纏草和耕耘阻力小的要求，取為3449.（3） 螺線起點的極徑：應該避免無刃部分切土，取為135mm（4） 螺線終點的極徑：使螺線能夠與正切刃圓滑過渡，一般比回轉半徑小1020mm，取為228mm。（5） 螺線終點的極角，取為27（6） 橫彎半徑r：半徑過小時，工作時彎折圓弧處容易粘土，功耗增大。通產不小于30mm，此處取為30mm。（7） 工作幅寬b：增大幅寬能減少刀軸上彎刀的數量，但過大會影響彎刀的剛度和碎土的質量，此處取為50mm。（8） 橫彎角：取為30。整地機的刀片結構圖如下：4.2刀軸的結構設計刀軸是刀輥的主體部件，上

35、面承載有刀盤、刀片、最后一級齒輪等，這決定了刀軸成為了整機的關鍵部件之一。（1） 選擇刀軸材料選用材料為45鋼，調質處理，其主要力學性能如下表4-1所示。表4-1 調質45鋼力學性能選用材料硬度/HBS抗拉強度（MPa）屈服強度(MPa)彎曲疲勞強度度（MPa）剪切疲勞強度（MPa）許用彎曲應力（MPa）45鋼調質25564035527515560（2） 刀軸的結構設計刀軸中間部分承載刀片，兩端為左右軸頭，起支撐作用，中間部分通過齒輪傳遞力矩和動力。刀軸上每兩個刀盤間的距離為75mm，為了避免由于刀盤厚度造成的漏耕現象，同一刀盤上的兩個刀片刀齒應相對安裝，而不是相背安裝。由前面的已知條件，對于

36、軸的最小直徑：式中我們取=113，由于前面已知p=13.155KW,n=225r/min，代入上式中，確定得出刀軸直徑為=43.86mm，我們需要適當增大軸的直徑，因此，我們取刀軸的最小直徑為50mm，根據需要，我們可以確定刀軸的安裝刀盤部分的直徑為60mm。刀軸結構圖如圖所示。（3） 刀軸強度校核多功能整地機在工作作業(yè)時，刀齒受到土壤的反作用力，因而產生對刀軸的作用力矩，由于刀軸上刀片的排列方式的不同，刀軸所受的力矩方向也是不斷變化的，為了便于計算，我們需要確定刀片阻力合力的大小及其作用點。根據相關資料的查閱，我們按以下方法進行校核18：切削阻力大小確定：切削阻力Q于刀軸上面的均布載荷按Q=T/r來進行確定切削阻力作用點確定：刀片阻力作用點的平均半徑r與刀軸的旋轉半徑R的關系為r=0.9R。如下圖所示，切削力Q作用點在A點。A點的求法：作弦線與耕深高度相等，交刀輥于B點，過B點作<BOC=20，作半徑為r=0.9R的同心圓，該圓與OB交于A點。由下面的計算公式，其中我們已知T=559.052N·m，=16cm，R=30cm則我們可以算出：Q=2070.56N，=62.18，=42.18， =1534.37N，=1390.30N雖然