侧边传动式深松旋耕机的设计摘 要：根据农业生产的需要，能使旋耕机达到深耕，则采用将深松和旋耕作业结合起来， 即先深松而后再旋耕，本设计在旋耕机前方附加横方梁，在横方梁上安装深松铲，并使铲深浅可调， 以达到增加耕深的目的，通过合理选择参数和旋耕机的设计，使作业过程中可以一次完成深松和旋 耕作业，达到深层土壤疏松、表层土壤平整，满足直接播种要求关键词：旋耕机；深松；深松铲和摩劫式勰旋耕一 那的设计 孙点口.匚L..U.匚匚 1..匚§.,不意图AutoCAD 图形110 KB装配图TTXuUCAD图形£71 KB配置Ant ci C AD 图形零件图 AutoCAD 图形 242 EET8 ODesign of Sub-soiling and Rotary Tilling MachineAbstract： According to the needs of agricultural production, for the purpose of the Rotary tilling machine can achieve the soil tilling.It combines the Sub-soiling and Rotary tilling. that is,first Sub-soiling and then Rotary tilling .The specific plan is added a mechanism in the front of the existing Rotary tilling machine.It have the Subsoiler installed in the mechanism.It makes the subsoiler adjust the depth for the purpose of increasing the depth of cultivate.By selecting the proper parameters and designing the rotary tilling machine properly ,it can be proceed in sub-soiling and rotary tilling completely.It can reach the demands that the deep soil is loosen,the surface soil is flat.It can meet the demand of the seeding directly.Key words: Rotary tilling machine; Sub-soiling; Subsoiler1前言我国属于干旱缺水国家，许多地区水资源匮乏，严重影响农作物产量的提高，需 要先进的耕作技术对其进行改良。
为实施保护性耕作，减少对土壤的频繁翻耕，从而 达到蓄水保墒、改善作物生长环境的目的，少耕、免耕作业法和深松技术成为近年来 大力推广的耕作措施该耕作方法作业时不进行传统翻耕，在深层进行土壤疏松，局 部切断土壤供水系统，减少土壤水分的散失如今我国旋耕机得到了广泛的使用，从现在的使用情况情况来看，主要存在以下 一些问题：⑴在动力方面，与之配套的拖拉机前进速度快（很少有低于2km/h）,发动机功率 偏小，轮距偏大⑵旋耕刀片易弯曲，易断裂⑶悬挂旋耕机的悬挂装置及使用万向节都存在一定的问题⑷最主要的问题是耕作的深度浅，满足不了当今农艺深耕、深松的要求本次设计主要是达到增加耕深的目的，通过合理选择参数和深松旋耕机的设计， 使作业过程中可以一次完成深松和旋耕作业，达到深层土壤疏松、表层土壤平整，满 足直接播种要求深松旋耕机在我国处于起步阶段，一般水平横轴式旋耕机的耕深不 超过20cm加大旋耕深度的主要难点是引起作业负荷和功率消耗急剧增大，机械强度 刚性不足和机组功率不平衡大功率拖拉机具有双速独立动力输出轴，可以全功率输 出，这也为配套深松旋耕机提供了先决条件2总体设计2.1深松旋耕机方案确定根据任务书的设计要求，为使旋耕机达到深耕的目的，则采用将深松作业和旋耕作 业结合起来，先深松后再旋耕，即可一次完成深松旋耕作业，具体方案为：在现有的 旋耕机前方附加横方梁，在横方梁上安装深松铲，并使铲深浅可调，深松铲由铲头和 铲柱两部分组成。
所设计的深松旋耕机主要由深松铲、机架、传动装置、旋耕刀辊、挡土罩及平土 拖板组成1.刀轴；2.刀座；3.弯刀；4.侧边齿轮传动箱；5.机架；6.深松铲；7.中间齿轮传动箱图1深松旋耕机的组成简图Fig l Loose the composition sketch of the rotary tillage machine deeply2.2深松旋耕机工作原理深松旋耕机工作时，深松铲在拖拉机的牵引下前进，深松铲将土层松动，达到深耕 的要求同时拖拉机输出的动力经传动装置驱动刀辊旋转，旋耕刀在前进和旋转过程中 不断切削被深松铲松动的土壤，并将切下的土块向后抛掷与挡土罩相撞击，使土块进一 步碰碎后落到地面，并利用平土拖板将地面刮平达到碎土充分，地面平整［1】2.3旋耕部分切削方式的选择由于旋耕机刀辊的旋向，及轴与地表面的相对位置不同，可分成正转和反转两种 基本形式图2旋耕的切削方式Fig 2 Cutting way of the rotary tillage在以上图示两种形式中，a是现在一般形式正转旋耕，b为反转旋耕两者在工作时 的切削速度、刀轴切土扭矩等都表现不同，但反转旋耕机存在的最大问题是作业时刀 片切下的土块容易随刀滚抛向前方，易造成堵塞，不利于旋耕平土［1】故选前者更合适。
2.4拖拉机的选择由于所设计的深松旋耕机在旋耕同时进行深松作业，比起一般形式的旋耕机来能量 消耗肯定不少，因此在选择动力时，尽量选择功率适中、轮距小、行驶速度低的轮式拖 拉机根据现有拖拉机型号使用性能等情况及任务书的要求现初选快发-75 0的轮式拖 拉机参数如下表1：表1快发-750轮式拖拉机技术规格Table 1 KUAIFA-750wheeled tractors of technical specifications参数型式外型尺寸(mm)标定功率(kw)最大扭矩(N*m)速度范围(Km/h)额定牵引力(N)数2轮驱动3824X1615X55N98.40.51〜32.514000值2280参轴距(mm)最小离地间隙后轮轮距结构质量动力输出轴数(mm)(mm)(kg)转速(r/min)数1880.543013002180540/730或值540/10002.5刀辊直径D和转速n确定刀辊直径D和转速n是旋耕机很重要的参数，它们对深松旋耕机的工作性能及土壤 切削和抛掷过程，能量的消耗都是非常重要的影响因素在切削过程中，能量的消耗与刀片接触轨迹的长度成比例关系，于是找出了正转时 R/H （H，旋耕深度）的理想值为1.03〜1.14。
另外，在土壤一刀片接触轨迹的长度和 被耕土壤的体积的基础上，从理论上确定R/H=1.25，这是理想值［1］对于刀辊的速度，当刀辊直径为49cm，转速大于120r/min，抛掷良好，不会发生严 重的重切，但转速过高，会使抛掷消耗过多的能量，确定n=190 r/min图3旋耕刀的运动Fig 3 Sports of the rotary tillage one hundred sheets沿旋耕机前进方向纵垂面内相邻两把旋耕刀切下的土块厚度，即在同一纵垂面内 相邻两把刀相继切土的时间间隔内旋耕机前进的距离⑵S= V t=V X60/Zn 或 S= V x2n/z« （ 1 ）式中t——刀轴每转一个刀片所需时间，sZ——同一旋转平面内的刀片数n 刀轴转数，r/min由公式（1 ）可见，增加Z或n，Sz变小，切土细碎，但随着转数的提高，功率消耗 亦显著增加若增加Z或n，刀片间距变小，易产生堵塞现象,故一般为10〜12mm综上所述，旋耕部分设计时以上各参数相互影响根据设计任务要求及拖拉机规 格，P「29.4Kw，V 二0.29〜36.5Km/h取V=R«=3.8 m/s，由S =12.3cm，H=15cm， n=190r/min，则 X = Ro/V =5.75，3=2nn/60=19.9rad/s，R=V/« =190mm，D=380mm。
若同一旋转平面内的刀片数Z=2, S=6.15cmz2.6功率耗用深松旋耕机的功率消耗主要包括旋耕刀切削土壤消耗的功率、拉动深松铲前进消 耗的功率、抛掷土垡消耗的功率、推动旋耕机前进消耗的功率、传动部分消耗的功率 以及克服土壤沿水平方向作用于刀辊上的反力所消耗的功率[1],可用公式（2 ）表示为：N= N + N + N + N + N 土 N （ 2 ）式中N一深松旋耕机总的功率消耗”N—切土功耗N一深松的功耗N—抛土功耗N：一旋耕部分前进功耗N亍—传动及摩擦功耗N一克服土壤水平反力的功耗在深松旋耕机总的功率消耗中，以前三项功率消耗为主,约占总功耗的70%〜80% 以上公式中最后一项N是克服土壤沿水平方向作用于刀辊上的反力所消耗的功率.正 n转旋耕机此功率有推动旋耕机前进的作用，可全部或部分取代旋耕机前进所消耗的功 率*,故取负号在实际中，常用旋耕比能耗来表示不同旋耕机功率消耗大小.根据设计的深耕旋耕 机作业的耕宽B=130cm,耕深H=15cm,前进的速度匕二0.661m/s,旋耕土壤比阻气，取值 范围1.4〜1.6，它与耕深有关，耕深大取大值假定旋耕机组在比较平坦的田地里进 行匀速直线作业，旋耕机工作时所需的功率可用公式（3 ）估算。
N 1 =100 / 75xBxhx V xKr=l.33Bh V Kr （ 3 ）=1.33x 1.30x 0.15 x 0.661 x 14x 100 2=25.7Kw由N1=25.7Kw,旋耕机工作装置工作效率气取0. 88,所需的功p = N1/"=29.4kW由参考文献⑹可见，深松铲在黑壤土30cm松土深度时，牵引阻力在444〜876kg之间， 根据实际情况，取深松铲的牵引阻力为450kg，深松旋耕机配套的是三个深松铲，则深 松部分所需功率为：N = x 450 x 9.8 = 20.02kw2 0.661故所选动力满足深松旋耕机的功率耗损2.7耕幅的确定结合本次设计要求及动力情况，确定深松旋耕机的深松深度H'=30cm，旋耕深度H=15cm，耕幅有单位面积所消耗的功率参数和单位面积所牵引力以及单位耕宽所需扭 矩进行计算各功耗系数取为：单位工作面积所牵引力k =1.98N/cm 2，单位耕宽所需 T扭矩 k =6.92N.m/cm根据单位面积所需牵引力及单位耕宽所需扭矩计算总牵引力 F= kT BHZ (4)总扭矩 M = k B ( 5 )总功率消耗为二者之和 1000 P门=Fv+ M 3 ( 6 )工作幅宽为1000P 丑e TB= KH v + K® (7)旋耕刀辊转速n=190r/min，角速度«=19.9rad/s，拖拉机平均行驶速度为： v=0.661m/s.计算出B=133cm。
综合各因素，取耕宽为130cm2.8深松旋耕机的配置深松旋耕机的耕幅配置有正配置和偏配置两种，在旋耕机的耕幅超过拖拉机外缘宽 度时，通常采用正配置，反之则采用偏配置，本次设计的深松旋耕机耕宽为130cm，而 所选拖拉机宽有161.5cm，为了避免拖拉机的轮胎走在己耕地上，因此只有选用右偏置 悬挂配置根据经验，为了消除轮辙并达到耕后地表平整，耕幅偏出轮胎外缘的距离C，一般 取50〜100mm，这样就确定了旋耕机的偏置程度⑵如下图所示图4深松旋耕机的配置关系Fig4 Loose the disposition of the rotary tillage machine deeply3传动方案的确定3.1传动路线深松旋耕机与拖拉机有悬挂式和直接式两种形式，悬挂式多用于大中型拖拉机， 而直接式用于小型及手扶拖拉机根据设计的实际情况，采用悬挂式连接拖拉机动 力输出轴通过双万向节把动力传给齿轮箱，为了适应旋耕机升降及深浅调节需要，万 向节的传动轴采用能在方套管内自由伸缩的方轴传动装置包括齿轮箱、侧边传动箱或中间传动箱，拖拉机的动力传至齿轮箱后，再 经侧边传动箱或中间传动箱驱动动力轴，传动方式有侧边链轮传动、侧边齿轮传动和 中间传动三种形式。
虽然侧边链轮传动零件数目少，并且重量轻、结构简单、加工精 度要求低，但是链条易磨损，使用寿命短，这是不可取的据本次设计的需要，将采 用侧边齿轮传动，它可靠性好，但加工精度要求高，制造复杂，成本高1］但从可靠因 素来看，此方案可取L1.万向节;2.中间传动箱;3.侧边传动箱;4.刀片;5.刀轴图5深松旋耕机侧边链传动示意图Fig 5 Transmission sketch map of the chain by the side of deep rotary tillage loosing machine3.2计算传动装置总传动比和分配各级传动比3.2.1传动装置总传动比i=n /n=730/190=3.84 ( 8 )3.2.2分配各级传动比取侧边传动箱的总传动比,“二2,由公式(9)可知单级圆锥减速齿轮箱的转动比i1=i/i' =3.84/2=1.92 ( 9 )所以\值符合一般单级圆锥减速齿轮箱传动比的常用范围侧边传动箱由两个圆柱齿轮和中间齿轮组成，因为它们总的传动比不大，则采用 一个圆柱齿轮和中间齿轮的模数相同的传动方式，传动比七二23.2.3计算转动装置的运动和动力参数⑴各轴的转速拖拉机动力输出轴为0轴，变速箱高速轴为I轴，低速轴为II轴，刀轴为III轴， 各轴转速度为n = n =730 r/min ( 10 )% = nJ i1 =730/1.92=380 r/minn^ = n^ / i =380/2=190 r/min⑵各轴输入功率按旋耕部分功率Pe计算各轴输入功率，即P0= P =29.4kw ( 11 )P= p 气=29.4 x 0.99=29.11kwP = p 门 2 =29.11 x 0.97=28.23kwP^ = pi七二28.23 x 0.97 x 0.97=26.56kw各轴输出功率分别输入功率轴承效率0.98I 轴 P]= P[X0.98=29.11X0.98=28.53kw ( 12 )II轴 P][= Pj[X0.98=28.53X0.98=27.96kwIII 轴 P^ = P^ X0.98X0.98=26.56X0.98X0.98=25.51kw⑶各轴输入转矩T =9550 P / n =9550X29.11/730=380.82N.m ( 13 )I I I% =9550 P / n^ =9550X28.23/380=709.46N.m* =9550 P^ / n^ =9550X26.56/190=1334.99N.mI 轴输出转矩 T' = T[X0.98=380.82X0.98=373.20N.mII 轴输出转矩 T 〃=Tj[ X 0.98=709.46 X 0.98= 695.27N.mIII轴输出转矩 T 〃二* X0.98=1334.99X0.98= 1308.29N.m初步估算轴的最小直径。
选取轴的材料为45钢，调质处理，查表得A0=105，又由P =28.53 n=730 p =27.96 n =380 p =25.51 n =190将有关值代入公式(14)1 1 2 2 七 3可见得：(14)i a 3 '28.53dmini=A0 3 斗=105X E1= 105 X 0.34=36mmMXjl796 t n \ 3802二105X0.42=44mmdmin2=A07 _ ■ 'P w '25.51d = A 1 —3 =105 X 3 ■ min3 " n X 190V 3=105X0.51=53mm4重要工作部件的设计4.1中间齿轮减速器的设计4.1.1圆锥齿轮计算齿轮采用45号钢，调质处理后齿面硬度180〜190HBS,齿轮精度等级为7极取z =20,则z =1.92x 20=38.4，取z =40参考机械零件的齿轮计算：1 2 2⑴设计准则按齿面接触疲劳强度设计，再按齿根弯曲疲劳强度校核⑵按齿面接触疲劳强度设计齿面接触疲劳强度的设计表达式d =3 / 4 "1 二1 VI [b ] I 0.85© (1 - 0.5© )2u、、 H R R(15)其中， ©d = 0.8 , u=1.92Z = 189.8" ：，Z = 1.8，E a P 29.11T = 9.55 x 106 — = 9.55 x 1°6~^ = 3.8 x 105 N - mm选择材料的接触疲劳极根应力为:b = 580MPa选择材料的接触疲劳极根应力为:b f 1i，= 230MPa应力循环次数N由下式计算可得b 庭].=560MPab f2i. = 210MPa(16)N = 60n at=60 x 730 x 300 x 8 x 16=1.68 x 109N、_ 1.68 x 109U 1.92=0.875 x 109接触疲劳寿命系数Zn1=1.1, Zn2=1.02弯曲疲劳寿命系数Yn 1 = Yn 2 = 1接触疲劳安全系数5〃讪=1,弯曲疲劳安全系数七面广1.5，又Yt = 2.0，试选K = 1.3。
'求许用接触应力和许用弯曲应力：t ]= " H 1lim ■ Z^ 1 =迎 x 1.1 = 638MPaH mint 庭 L^Him Zn 2 = V x1.02 = 591.6MPaH mint ]= ^ F 1limY = 230x 2 x 1MPa = 306.67MPaF1 S N1 1.5F mint ]= ^ F 2limYs^Y = 210 x 2 x 1MPa = 280MPaF2 S N2 1.5F min将有关值代入公式（15）得:d =3〔 M}2 广 KT1t 3( [t ] I 0.85© (1 - 0.5© )2uH R R=i, 1.8 x 189.8 )2 4 x 1.3 x 380000=3( 591.6 J 0.85 x 0.3(1 -0.5x 0.3)2 x 2=121.4mmv — % % _^ x 121.4 x 730 _464m/sV1 = 60 x1000 = —60 x 1000— = . m Sz v10020 x 4.64100m / s = 0.93m / s动载荷系数Kv = 1.0 ；使用系数KA = 1 ；齿向载荷分布不均匀系数K§= 1.02 ；齿 间载荷分配系数取 Ka = 1，则、=K KvK§Ka = 1.01 x 1.0x 1.02x 1.0 = 1.03，修正：d1 = dt !毕=121.4 x '牌=112.3mm （ 17 ）1 td 112.3 … m - —1 = 5.6mmzi 20取标准模数m- 6。
⑶计算基本尺寸d. - mz. - 6 x 20 - 120mmd - mz - 6 x 40 - 240mm节锥定距 R=竺1 ：1 + (勺)2 = 6x20 x2 + 22 =134.164mm(不能圆整)2 z 21 1节圆锥角(未变位时，与分度圆锥角相等)5 二arctg — = arctg2 = 2633'54"5 =90° -5 = 63266' 5、5 均不能圆整2 1 1 2大端齿顶圆的直径小齿轮 d 1 - d 1 + 2mcos51 =120+2 x 6x cos 2633'54〃 = 142.734mm大齿轮 d 2 - d2 + 2mcos5 2 =240+2 x 6x cos 6326'6〃=245.366山山齿宽 b=^ R — 0.3 x 134.164 — 40.25mm取 b - b - 40mm⑷校核齿根弯曲疲劳强度复合齿形系数Y^ 1 - 4.1，Y^2-3.8取 7 - 0.7校核两齿轮的弯曲强度^ 4 KT% F1 8r (1 - 0.5、)2 z「m 3\T + u 24 x 1.03 x 380000 x 4.1 , MPa0.8(1 - 0.5 x 0.8)2 x 202 x 63 * 1 +1.922-119.2MPa ■ f 1 ]b -b • Ls2 - 119.2 x 38MPa - 110.5MPa < la ]F 2 F1 Y 4.1 F2FS1(18)(19)(20)(21)所以齿轮完全达到要求。
表2齿轮的几何尺寸Table2 Size of geometry of the gear wheel符号公式分度圆直dd = mz = 6 x20 = 120mm d = mz = 2 x 39=234mm1 12 2径齿顶高hah = ha * m = 1 x 6 = 6mm a齿根高hh = (ha * - c*)m = (1 - 0.2) x 6 = 4.8mmff齿顶圆直dd = d + 2hcos 5 = 124mm d = d + 2h，cos 5 = 236mmaa1 1 aa 2 2 a径齿根圆直dd = d 一 2hcos 5 = 117mm d = d - 2hcos 5 = 231mmff 1 1 ff 2 2 f径齿顶角6atan6 = h / R = 0.0447齿根角6ftan 6f = h「R = 0.0358分度圆锥5sin 5 = mz/2 R = 0.4472角顶锥角5a5 =5—6 = 24根锥角5f5 =5—6 = 24.5锥距RR = mz /2sin 5 = 134.164mm齿宽bb = (0.2 〜0.35)R = 40mm由于小齿轮的分度圆直径较大，所以齿轮和轴分开制造较为合理囹。
4.2侧边齿轮减速器的设计4.2.1选定齿轮的类型、精度类型、材料及齿数⑴齿轮减速选为直齿圆柱齿轮⑵由于此机构中齿轮传动为低速级齿轮传动，故选用7级精度（GB10095-88）⑶材料选择，选择小齿轮材料为40Cr，硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调 质）硬度为240HBS，二者材料差为40HBS⑷选小齿轮齿数zj18，大齿轮齿数a2=uz=2 X 18=36以上为选取的齿轮类型，精度等级，材料及齿数4.2.2公式计算『2.32X ■'KT(" +1)，乞=2.32 x'1.3 x 1.034 x 104 x 3 ,189.8、: X ( )21 x 2 522.5=32.15mm(22)⑴确定公式内的各计算数值① 选载荷系数K =1.3t② 计算小齿轮传递的转矩T1=95.5 X 105Pi/ni=95 . 5X 105 X 0. 39/3 60 N.mm=1.034X 104 ( 23 )③ 由表选取齿宽系数0d=1;④ 又查表得材料的弹性影响系数Z =189.8MPa1/2E⑤ 由参考资料，按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限OHiim1=600MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限。
Hiim2=550MPa；⑥ 由式计算应力循环次数设该齿轮工作寿命为15年，每年工作360天，每天10小时，则N =60n jL =60X360X 1X (10X360X 15)=1.166X 109 ( 24 )1 1 h“二1.166X 109/3=3 . 89X 108⑦ 由参考资料查得接触疲劳寿命系数Khn1=0.90； Khn2=0.95⑧ 计算接触疲劳许应力取失效概率无1%，安全系数S=1，由参考资料I中式得，［"=Khn S Hiim1 =0.9 X 600MPa=540MPa［「2= KSHiim2 =0.95 X 550MPa=522.5MPa⑵有关计算① 计算小齿轮分度圆直径人，代入［「中效小的值d N2.32X 3，'KT - B (2)2 ( 25 )1t T ①"c=2.32X[ (1.3X 1.034X 104/1)X3/2X(189.8/522.5) 2] 1/3 =32.15mm② 计算圆周速度vV=(^d1tn1)/(60X1000) ( 26 )=(刀X32.15X380) / (60X 1000)=0.639m/s③ 计算齿宽bb=0d d1 =1X32.15mm=32.15mm ( 27 )④ 计算齿宽与高度之比b/h模数 m =di /zi=32.15/18=1.786mm齿高 h=2.25m =2.25 X 1.786=4.02mm tb/h=32.15/4.02=8⑤ 计算载荷系数根据v=0.639m/s, 7级精度，由参考资料查得动载Kv=1.02；直齿轮，假设 KAFt/bV100N/mm 由表 10-3 查得 KHa=KFa=1.2由表查得使用系数KA=1由表查得7级精度，小齿轮相对支承非对称布置时K =1.02+0.18 (1+0.6 02)02 +0.23X 10-3bHB d d将数据带入后得：Khb = 1.02+0.18(1+0.6x 12) x "+0.23 X 10-3 X 32.15=1.315由b/h=8 %广1.315得％广1.35故载荷系数K=KKK K =1X 1.02X 1.2X 1.315 =1.61 ( 28 )A V Ha HB⑥ 按实际载荷系数效正所算得的分度圆直径，由式得：(29)(30)(31):K 161d1=d1t 3 — =32.15X 3-—- =34.53 mm⑦ 计算模数mm=d/z1=34.53/18=1.924.2.3按齿根弯曲强度设计由公式mN 3芝[珀/ d 1⑴确定公式（31 ）内各计算数值① 由图查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限c面500MPa ；大齿轮的弯曲疲劳强度极 限 c FE2 = 380MPa;② 由图查得弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.85，KFN2=0.88；③ 计算弯曲疲劳许应力取弯曲疲劳安全系数s=1.4由式得lc ] = Kfn?FE1 = °・85 x500MPa =303.57MPaF 1 S -.4In ] = Kfn9fe2 = 0.88 * 380 =238.56MPaF 2 S 1.4④ 计算载荷系数KK=K K K K =1X 1.02X 1.2X 1.35=1.652A V Fa FB⑤ 查取齿型系数由表查得 Yf1=2.91 Yf 2=2.28⑥ 查取应力效正系数由表查得 Ys1=1.53 Ys2=1.73⑦ 计算大小齿轮的钻并加以比较F2.91 x 1.53330.57=0.01347Y Y 2.28 x 1.73 (F2 干2 = =0.01651TTT 238.86F2大齿轮数值大⑵设计计算、-2x 1.652x 1.034x104mN J x 0.01651 mm = 31.74 mm =1.203 mm1x182(33)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m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1.203，并将近圆整为标准值m=2mm。
按接触强度算得的分度圆直径 d=34.53mm，算出小齿轮齿数又由于考虑拖拉机、传动装置的尺寸和重量、减速器、 1圆锥齿轮的配合装配以及轴的尺寸，得出分度圆的直径为4d「因此小齿轮的齿数为：Z1=匕* *(34)大齿轮齿数 z2=uz1=2 x 70=140 取 z2=140这样设计即能满足齿数接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费4.2.4几何尺寸计算⑴计算分度圆直径 d1=z1m=70x 2=140mmd2=z2m=140 x 2=280mm⑵计算中心距 a= (140+280) /2=210mm⑶计算齿轮宽度 b=①.1 =1 x 69.06=70mm取 B =70mm B =75mm4.2.5验算F=芝1 d2 x 1.034 x 104138.12N=149.725 N(35)合适箜=1X149.725 =2.139N/mmV100N/mmb 207.184.3旋耕刀片的设计4.3.1旋耕刀片的类型旋耕刀是深松旋耕机的主要部件之一，刀片的形状和参数对旋耕机的工作质量、 功率消耗影响很大，目前卧式旋耕机上使用的旋耕刀，主要有凿形刀、直角刀和弯刀 三种⑴凿形刀片：凿形刀片的正面刃口为较窄的凿形刃口，呈平头或尖头，工作时对 土壤进行正面切削。
因正面刃口较窄，两相邻刀片的轴向间距大于刃口宽度，切土块 的两侧因撕裂而与土壤分离凿形刀片人土性能好，消耗功率较小，但耕作时易缠草， 适用于较疏松的土壤⑵直角刀片：直角刀片的刃口平直，其由侧切刃和正切刃组成，弯曲部分近于直 角上作时，刀片正面刃口先接触土壤，然后侧面刃进行切削并逐渐接近刀片根部，因 此易产生缠草现象这种刀片刚性好、碎土能力强，适于旱地耕作⑶弯形刀片：弯形刀的刃口呈弧形，由正面刃口和侧面刃口两部分组成，正面刃 口较宽，正面和侧面刃口均有切削作用工作时，靠近回转轴的侧切刃先与土壤接触 进行切削，最后由正切刃切削这种切削过程可把未被侧刃切断的土块、草茎压向未 耕地，以坚硬的未耕地为支撑由正面刃进行切割，这样草茎易被切断对不能切断的 草茎其曲线刃口可将其推向切削刃的端部而脱落这种刀片不易缠草，对土壤的适应 性好⑴由于弯形刀片对土壤适应性强，本次设计采用这种刀片1.正切刃；2.前端部;3.弯折线;4.侧切刃；5.侧切部6.安装孔;7 .刀柄;8.刀轴中心;9 .后缘图6弯刀形状Fig 6 Form of the tulwar4.3.2弯形刀片主要参数的确定⑴刀片刃口曲线的形状 弯形刀片刃口曲线由侧面刃口曲线与正面刃口曲线组成。
① 侧切刃口曲线的设计侧面刃口曲线应满足不缠草和耕耘阻力小的要求现设计弯刀的侧刃多采用阿基米德螺线，其参数方程为：R= R (1+K0) (36)0 式中 R0 一螺旋线的起始半径R一转过角的半径K—系数，为一常数根据试验资料⑹要使刀片侧切刃在潮湿粘土中不缠草，则刃口曲线端点的滑切角t =55°〜60刀柄基部的滑切角t =65°〜70°，即t比t约大10°为好选择 n 0 0 nK=1/18左右是比较合适的角的变化直接影响滑切角t，增大，t值也增加 又受刀片长度的限制，所以Omax一般在在26—45之间选用，以保证滑切角大于刃口 与茎杆或土壤间的摩擦角② 正切刃口曲线设计正切刃的作用是从正面切开土块，切出沟底并切断侧切刃没有切断的草茎，或将其 向外推移为保证刀片切深一致，减少沟底横向不平度，要求正切刃曲线的侧面投影在刀片最大直径所形成的圆柱面上，为圆弧的一部分，其俯视图投影为一根与侧切刃 线相交的斜线为减少冲击，正切刃与侧切刃的交角a应大于90°所以，正切刃为一 斜置平面与圆柱面相贯线的一部分，此曲线在展开的圆柱面上是一正弦曲线，其参数 方程为x，二 Rmax«t ( 37 )Z，二 Rmaxsin ㈤ (38)式中4 —正切刃口面与圆柱面母线的交角。
把参数方程变成直角坐标方程得max(40)为了简化正切刃滑切角的计算以上述展开面作正切削面，正弦曲面上的斜率即为滑切角的正切上式微分可得Rdz — —max costg4 RmaxRmaxX，cos R—— max dx xtg^(41)dx d *tgx' cos Rmax以Rmax图7正切刃Fig 7 Edge of the tangent土 = 90 r及二 =90 r代入上式得正切刃点1、2处的滑切角的正切: max R maxmaxtg^sin rmax2 sin rmin式中r和rmin为决定正切刃沿圆周方向的最大和最小位置角 而4角又与rmax、rmin及正切刃宽度b有关，从图7知:R (cos r - cos r ) ^b ma^(42)七茨(沥£ 一 ^)b sin rmaxtgT = —max2(cosr 一 cosr )b sin rmin由公式(42 )可见，正切刃的滑切角t与刀辊的最大半径Rmax、极限位置角rmin、 rmax及正切刃幅宽b有关增大Rmax，t值也增加，但刀辊的半径过大，导致钮矩增加 并使机器结构庞大改变极限位置角的数值的对t角也有影响，在保证正切刃易脱草的条件下，,和尸 值应尽量取得小些。
目前国内设计的弯刀（,一,）的值取 min m ax min m ax10°〜15°, e角常取25°〜33°为了简化设计，弯刀片的正切刃是利用圆弧与侧 切刃连接起来，正切刃的实际起点并不处在以人^为半径所形成的圆柱面上［1］本次设计考虑到工作要求及尺寸结构，在保证正切刃易脱草的条件下，a=100°,Y =15°，Y . =10°，6=28°g'⑵刀片的最大切削半径七 它与耕深及传动箱的结构尺寸有关若耕深增大， 则切削半径须增，切削钮距之增加因此，在满足耕深要求和传动箱结构尺寸允 许的情况下，应尽量采用小的切削半径根据已知条件，最大切削半径Rmax=190mm⑶侧面刃口曲线的起始半径Ro为了保证耕深和适宜的刃口长度，rO的大小可 由下式决定（图8）图8 Ro的确定Fig 8 Sureness of RoR =i：'R2 + S 2 -2S v2R__Th"""— h2 =130mm （ 43 ）O' max Z Z max max max式中h 一最大设计耕深，h 为150mm⑷正面刀刃幅宽b b的大小影响旋耕机的工作质量和功率消耗若幅宽b增大，整 机刀片减少，相邻刀片间距加大，虽不易堵塞，功率消耗降低，但破土质量差，所以 不宜过大。
一般情况下50mm为统一弯刀的幅宽⑸最大中心包角max R 和R为已知，则根据R = R （1+K 9 max）公式可 求得max值其大小与侧刃的滑切作用有关，并受刀片长度的限制，一般9max在26—45°之间我设计的弯刀的最大回转半径为190mm，则取最大中心包角为40°4.3.3旋耕刀片的排列为使旋耕机作业时不产生漏耕和堵塞现象，并使刀轴受力均匀［1］现在旋耕刀片 采用螺旋线排列方案较多，在我国是普遍采用它是一种规律性强的排列方法，所以 采用双头单向螺旋排列方案已知，幅宽B=130cm，刀片切土宽b=6.15cm，刀盘上刀片数Z=2，总刀片数为40图9旋耕刀排列图Fig 9 The rotary tillage knife arranging and pursuing4.4旋耕机刀轴旋耕机刀轴有整体式和组合式两种，组合式刀轴由多节管轴通过接盘连接而成， 其特点是通用性好，可根据不同的宽幅要求进行组合旋耕刀在刀轴上的安装有刀座 和刀盘两种形式，刀座又有直线型和曲线型两种，曲线型刀座滑草性能好但制造工艺 复杂用刀座安装旋耕刀时，每个刀座只装一把刀片；用刀盘安装旋耕刀时，每个刀 盘可根据不同需要安装多把刀片。
本设计采用整体式直线型刀座，刀座由钢板冲压成“U”型，套合后焊接而成，中 间是空心的矩形刀片通过螺丝固定在刀座上刀轴由无缝钢管制成，轴的两端焊有 轴头，用来与左右支臂销连，刀轴上焊有刀座和刀盘，刀座按多头螺线等距离焊合在 刀轴上，用以安装刀片1.刀轴;2 .刀座图10深松旋耕机刀轴Fig 10 Knife axle of the deep rotary tillage loosing machine4.5挡土罩及平土拖板的设计挡土罩是深松旋耕机的轴助部件，呈凸弧形，由挡泥盖板、左右侧板和橡胶档板 等组成挡土罩弯成弧形安装在刀辊的上方，其作用是挡住旋耕刀切削土壤时抛起的 土块，将其进一步破碎，并保护驾驶员的安全而平土拖板的前端铰接在挡土板上， 后端用链条连接到机架上，其离地高度可以调节拖板的作用是增加碎土和平整地面 效果深松旋耕机工作时，一面在拖拉机的牵引下前进，同时拖拉机输出的动力经传动 装置驱动刀辊旋转，旋耕刀在前进和旋转的过程中不断切削土壤，并将切下的土块向 后抛掷与挡土板相撞击，使土块进一步碰碎后落到地面，并利用平地拖板将地面刮平 达到碎土充分，地表平整如下图11所示1.平土拖板；2.挡土罩；3.链条；4.侧边传动箱；5.悬挂架；6.深松铲；7.刀滚图11挡土罩及平土拖板的工作过程Fig 11 Block soil covering and working course of towing the board of flat soil根据设计的要求，为了达到好的效果，将挡土罩设计成两个位置，形成大小两个 间隙。
在大间隙时，必须保证碰撞后的土块顺利向后；而在小的间隙时，土块来越过 最高点的前段，间隙不能增加了，以保证刀片对土块的强制向下，这样将挡土罩形状 确定为前段是与刀辊的同心圆弧，而后段是一偏心圆孤，它使间隙逐渐增大挡土板与刀尖间隙大小，根据被切土壤的流量估算Q' = v xBxa= 66.1 x 15x 1300=1288950cm 2/s土块的移动速度取为刀辊线速度的一半，即1 3R= - x 19.9 x 19=190cm/s2 2考虑土块在间隙中运动时必须有较大的膨胀，取膨胀系数为2，则间隙为I 2必 2x 1288950h=——— = ^ 10cm1 o RB 190x13002大间隙取估算出来的h=10cm值44)(45)(46)在小间隙时，不完全是在间隙运动，且比较紧，间隙必须小到使刀片充分发挥强 制作用；间隙过大会使工作效果不好则小间隙的确定用优选法，初取小间隙为3cm4.6深松铲的设计深松铲是深松旋耕机重要的工作部件，由铲头和铲柱两部分组成，因常在坚硬土 壤中工作，故应具有较强的松碎土壤的能力，还要有足够的强度、刚度和耐磨性能 旋耕机由深松铲达到土壤的深松作业，它是一种纯牵引性作业。
为了适应不同的作业要求，铲头型式很多，可分为两大类：一是铲头与铲柱宽度相近者，如平脊凿形铲、双头凿形铲、凿柄铲等；一是铲头宽度大于铲柱宽度者，如 鸭掌铲、双翼铲、箭形铲等因为凿形铲的土性能好，工作阻力小，结构简单，强度 高，制作方便，适合全面深松，所以本次设计的深松铲采用凿形铲4.6.1深松铲的松土原理及影响因素深松铲应该做到松土范围适当，牵引阻力小，这与深松铲的型式、参数及土壤状 况有密切关系以平面凿形铲为例，说明深松铲的松土原理及影响其性能的因素平面凿形铲的松土过程和双面锲相似，铲前面的土壤受到挤压而破碎，破裂线从铲 尖开始，延伸到土表面铲前进时这个过程重复发生，达到松土的目的深松的范围及效果主要有两过参数决定：A工作的深度比（h/B） ,B锲面的倾角a,如图12所示前进方向图12深松铲的工作深宽比（h/B）及锲面倾角aFig 12 The loose shovel of Shenzhen work is deep wide than （h/B） And carve surface incliflation 当深度比较小，且倾角a小于90时，土壤松动范围将如图所示，底部与板同宽， 上面向两侧及前面延伸，成一半球，在土表面成一扇面状。
当深度比增大到一定程度， 土壤的松动范围将如图所示，即只有上部的土壤被松动，而在一定深度以下，土壤只 被挤压开一条槽但是在两侧，会有一些小裂缝从地表延伸到最深处这个土壤松动 范围的极限点称为土壤深松临界点，它与土壤的性质及深松铲的参数有关这说明， 土壤的松动范围几深度是具有一定限度的一般来说，当倾角a增加时，临界点变浅，在铲头两侧加翼板，能有效地改变土壤 松动的范围，提高深松效果根据我所选择的机械行业标准规定深松铲柄的情况，可知倾角为23°4.6.2深松铲的配置图13说明了深松铲的布置对土壤松动范围的影响，对于不带翼的深松铲，当两个（a）S太小;（b）S适当;（c）S太小图13深松铲间距与深度的关系Fig 13 Relation of the interval of loose shovel in Shenzhen and depth深松铲之间的距离S=1〜1.5h时（h为深度），两个铲之间的土壤都被松动，且表土不 会由于铲太靠近而隆起，当土壤含水量较大是，S取小值，含水量较小是S取大值对 于带翼的深松铲，一般取S=1.5〜2h根据设计耕深为24cm,3个深松铲的影响宽度理论宽度约为158cm,为了使深松影 响宽度与旋耕宽度B=130cm相匹配，整机安装3个深松铲，铲间距由S=1〜1.5h计算得， 取S=45cm,在旋耕机的框形机架上对称配置。
4.6.3深松铲的牵引阻力深松铲工作时的阻力包括铲刃的切土阻力A］、土壤的变形（松碎）阻力气和深松 铲与土壤的摩擦阻力七三部分阻力沿前进的方向的分力之和即深松铲的牵引阻力 R ,即SR1x +R2x + R3 x阻力R主要与铲刃的技术状态有关，刃口锋利，阻力R就小所以要用质优耐 1x 1x摩的钢材制作铲头，还要进行热处理以提高其耐摩性能阻力％和R3x的大小与深松铲的基本参数b、a以及土壤的类型和物理性状有关l）a角对牵引阻力的影响 许多试验表明，牵引阻力随a角的增大而增大所以， 在结构允许的条件下，a角宜取小值，深松铲的a角一般在25°以下⑵松土深度对牵引阻力的影响 根据试验，各种深松铲的牵引阻力均随松土深度 增加而增大表3为凿型铲（a=23°,b=10cm）在黑土壤的不同松土深度时，牵引阻力的 变化情况（黑龙江省农业机械化研究所深松铲测力结果）⑹可见，在农业技术没有特 殊需要的情况下，深松深度不宜过大否则，牵引阻力将迅速增加，经济上得不偿失一 般松土深度应以突破犁底层为度Table3表3凿型铲的牵引阻力The hammer-type shovel traction resistancekg深度（cm）2527.53032.535黑土壤,W=15.6%r=1.26g/ cm343770187610621080黑土壤,W=18.6%r=1.23g/ cm3315384444522585W为含水率，r为深松阻比⑶土壤的物理性状对牵引力的影响 在相同条件下，内聚力大的土壤，其平均牵引 力可能比内聚力小的土壤大好几倍。
就是同一种土壤，当含水量、容重不同时，牵引阻 力也会有极明显的差别实践证明，在土壤适耕状进行作业，不仅牵引阻力小，而且松土质量也好⑹4.6.4深松铲和深松铲柄的选型由于中华人民共和国机械行业标准规定了深松30cm以内土壤的深松铲和深松铲柄 的标准（JB/T 9788-1999），深松铲分为三种型式：凿形深松铲（图14）；箭形（鸭 掌）深松铲；双翼深松铲，深松铲柄分为二种型式：轻型深松铲柄；中型深松铲柄（图 15）根据设计的需要，深松旋耕机深松部分采用凿形深松铲和中型深松铲柄图14凿形深松铲Fig 14 Dig the loose shovel of shape Shenzhen——_1_il-1-——图15中型深松铲柄Fig 15 Looses the shovel handle medium-sizedly and deeply5强度校核5.1轴的强度校核轴在初步完成结构设计后，进行校核计算计算准则是满足轴的强度或刚度要求 进行轴的强度校核计算时，应根据轴的具体受载及应力情况，采取相应的方法，并恰 当地选取其许用应力，对于用于传递转矩的轴应按扭转强度条件计算，对于只受弯矩 的轴（心轴）应按弯曲强度条件计算，两者都具备的按疲劳强度条件进行精确校核等。
我所设计的轴有两个传动轴和一根工作轴（刀轴），为了安全起见对刀轴进行强度校 核图16轴的受力分析和弯扭矩图Fig 16 Analysed and the curved torsion picture by strength5.1.。