机械毕业设计1497小型旋耕机设计

毕业设计说明书题目：小型旋耕机
学院：
专业：机械设计制造及其自动化学号：
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指导老师：
完成日期：2014年5月15日
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摘要
Abstract
第一章引言 (4)
第二章总体设计 (5)
2.1设计的内容 (5)
2.2设计依据 (5)
2.3 设计要求 (5)
第三章总体方案论证 (7)
3.1中间链传动结构方案的设计 (7)
3.2主要结构和参数的设计与选择计算 (7)
3.3.旋耕刀滚的设计 (9)
3.4双油封和挡草圈的设计 (11)
3.5 1G-100旋耕机主要技术规格及基本参数 (11)
第四章总体结构的布置与设计 (12)
4.1 传动结构的设计 (12)
4.2 主要结构的分析设计 (12)
第五章链传动的设计与计算 (14)
5.1 链传动的设计计算 (14)
5.2 链轮设计计算 (15)
第六章主要零部件强度计算 (16)
6.1 链传动的强度的磨损核算 (16)
6.2 传动轴的强度计算和疲劳强度校合 (16)
6.3 滚动轴承的计算和选择 (19)
总结 (20)
参考文献 (21)
附录感言翻译译文及原文
1G—100型水旱两用旋耕机设计
小型旋耕机
摘要:水旱两用旋耕机具有体积小，重量轻，性能好，操作容易，转动方便，适应性广，价格合宜，水旱两用旋耕机机动灵活，一般中小型机械厂、农机厂均可生产制造的要求。

如果设计成功,本机可进行旱田旋耕、水田耙整等项作业，能弥补现有旋耕机存在功能较单一、生产效率偏低等不足之处。

我设计的是一台水旱两用旋耕机，与黄海－12（15）马力手扶拖拉机相匹配，主要用于水田耕整，也可进行旱田耕作。

现有的水旱旋耕机是耕幅为0.6米的老式机型，而本课题设计的水旱旋耕机耕幅为1米。

本设计与黄海－12（15）马力手扶拖拉机相匹配，中间传动，固定联接。

设计内容包括机架、传动系统、刀辊、尾轮等，要求结构简单、紧凑、重心平衡。

该机可用于水田耕整地，也可进行旱田旋耕。

各项性能指标应达到国家标准和农艺要求。

通过对水田旋耕机驱动轮与土壤相互作用的力学特性的分析，结合水田土壤的力学性质，经过优化设计，研制水旱两用旋耕机驱动轮，使该驱动轮具有良好的动力性能。

关键词:水田旋耕机；创新设计；驱动轮性能
Design of 1G-100-floods, droughts and dual-use Rotary
machine
Abstract:The f loods, droughts and dual-use Rotary machine has small size, light weight, performance, and easy to use, easy rotation. it wide adaptability and affordable.F loods, droughts and dual-use rotary machine has tiller-mobile and flexible.S mall and medium-sized general machinery factory.The agriculture of factories c an manufacturing requirements. If it can successful design, this machine can be floods and drought r otary,and it can rake the whole paddy field’s operations.It can t o cover
the existing functions of a r otary-existence’s single and low production efficiency, such as inadequate.
I design is one of the floods, droughts and dual-use rotary tiller machine, and it matchs with the Yellow Sea -12 (15) horsepower walking tractor.It not only mainl ies for rotary of paddy field, but also for upland farming. The existing floods, droughts and dual-use rotary tiller machine’s rate is the 0.6-metres site in the old mode l s, but the issue of floods, droughts and Rotary machine’s design for the 1-meter site.
The design mach with the Yellow Sea -12 (15) horsepower walking tractor .It makes the middle transmission and fixed link. The d esign elements include rack, drive system, knife rolls, round tail and so on. It requires frame simple and compact,and it requires the focus of balance. The aircraft not only can be used for paddy’s rotary and formation, but also for upland Rotary. Various performance indicators should meet the state standards and agronomic requirements. Through the driving wheel of paddy fields Rotary interaction with the mechanical properties of the soil analysis, combining the mechanical properties of the soil of paddy field, optimized design, development of floods, droughts and dual-use rotary tiller-driving wheel, so that the driving wheel has a good dynami c performance.
Key words:F loods, droughts and dual-use rotary machine; innovative design;the performace of driving wheel
1G—100型水旱两用旋耕机设计
第一章引言
经过半个多世纪的努力，中国机械工业已经逐步发展成为具有一定综合实力的制造业，初步确立了在国民经济中的支柱地位。

在新的世纪里，科学技术必将以更快的速度发展，更快更紧密得融合到各个领域中,而这一切都将大大拓宽机械制造业的发展方向。

它的发展趋势可以归结为“四个化”：柔性化、灵捷化、智能化、信息化，即使工艺装备与工艺路线能适用于生产各种产品的需要，能适用于迅速更换工艺、更换产品的需要,使其与环境协调的柔性，使生产推向市场的时间最短且使得企业生产制造灵活多变的灵捷化,还有使制造过程物耗,人耗大大降低,高自动化生产，追求人的智能于机器只能高度结合的智能化以及主要使信息借助于物质和能量的力量生产出价值的信息化。

当然机械制造业的四个发展趋势不是单独的，它们是有机的结合在一起的，是相互依赖，相互促进的。

同时由于科学技术的不断进步，也将会使它出现新的发展方向。

前面我们看到的是机械制造行业其自身线上的发展。

然而，作为社会发展的一个部分，它也将和其它的行业更广泛的结合。

21世纪机械制造业的重要性表现在它的全球化、网络化、虚拟化、智能化以及环保协调的绿色制造等。

它将使人类不仅要摆脱繁重的体力劳动，而且要从繁琐的计算、分析等脑力劳动中解放出来，以便有更多的精力从事高层次的创造性劳动，智能化促进柔性化，它使生产系统具有更完善的判断与适应能力。

近年来，盐城拖拉机制造有限公司发展迅猛，年产3万台系列轮式拖拉机和8万台手扶拖拉机，销往国内30个省、市和国外60个多国家和地区。

经调查，配套农机具跟不上主机迅速发展的要求。

其中包括15马力的手拖仍配置12马力的旋耕机，轮式250、700型拖拉机是新产品，也没有合适农具。

因此，研制配套旋耕机与拖拉机同步销售，会使拖拉机、旋耕机两旺。

我设计的是一台水旱两用旋耕机，与黄海－12（15）马力手扶拖拉机相匹配，主要用于水田耕整，也可进行旱田耕作。

现有的水旱旋耕机是耕幅为0.6米的老式机型，而本课题设计的水旱旋耕机耕幅为1米。

随着我国农村联合收割机的普遍使用，机割后废抛的秸杆留在田中，会给夏季插秧带来很大困难。

因此，研制经济高效的宽幅水田旋耕机将深受广大农民群众的普遍欢迎。

第二章总体设计
2.1设计的内容
我设计的是一台水田耕整机，与黄海－12（15）马力手扶拖拉机相匹配。

主要用于水田耕作，也可进行旱田耕作。

为达到水旱两用旋耕机体积小，重量轻，性能好，操作容易，转动方便，适应性广泛，价格合宜，水旱两用旋耕机机动灵活，一般中小型机械厂、农机厂均可生产制造的要求，设计主要内容有：
a 总体设计：设计总体方案，采用中间链式传动；绘制总装图、田间作业状态图。

b 零部件设计：(a) 旋耕部件图；(b) 尾轮部件图；(c) 传动轴、齿轮、链轮、箱体、刀辊等零件图；(d) 有关计算、校核等。

a)、调研、收集相关资料，研究国内外各种旋耕机械的现状与发展趋势，结合实际情况，拟定结构方案。

b)、与黄海－12（15）马力手扶拖拉机相匹配，中间传动，固定联接。

设计内容包括机架、传动系统、刀辊、尾轮等，要求结构简单、紧凑、重心平衡。

该机可用于水田耕整地，也可进行旱田旋耕。

各项性能指标应达到国家标准和农艺要求。

c)、编制设计计算说明书等文件。

2.2设计依据
a、设计相配套的黄海－12（15）马力手扶拖拉机有关技术数据；
动力输出轴传速：554转/分；输出齿轮模数：3mm；齿数：17；
轴距（mm）：800，740，630，570可调；
轮胎宽度：200mm；胶轮外径：600mm；铁轮（水田用）外径：800mm；
动力输出齿轮中心轴离地高度：410mm（胶轮）；
行驶速度（km/h）：1.4，2.5，4.1，5.3；
b、耕耘机械国家标准：GB/T 5668.1-1995 旋耕机；
c、开沟机械国家标准：GB/T 7227－1987开沟机；
d、1G-100型水田耕整机主要技术参数
刀辊转速：200r/min左右；
耕深：①水田作业1４cm；②旱田作业１２cm；
旋耕幅宽：100cm；
e、产品寿命：按5年，每年工作800小时计算。

2.3设计要求
a、设计时考虑加工工艺性和装配工艺性，尽可能使用标准件、通用件，以降低制造成本。

b、通过采用中间传动的形式，省去左右支臂结构，以降低制造成本和解决防滑轮与左右支臂相碰的问题。

1G—100型水旱两用旋耕机设计
c、与手扶拖拉机采用左右对称配置,以覆盖拖拉机全部轮撤，提高作业质量。

d、国内原600mm旋耕机链条箱体的无效半径为95mm，现设计的链条箱体的无效半径拟定为75mm。

这样，在保持同样耕作深度的情况下，可使用低一个档次的小旋耕半径的国家系列的旋耕刀。

以降低旋耕作业时的功率消耗，确证其宽幅机具的总功耗与主机动力相匹配。

e、产品应能满足农艺要求，各项性能指标达到国家标准。

f、要求该机与手扶拖拉机固定联接，旋耕作业应能覆盖拖拉机轮辙。

g、设计时注意重心位置，与主机联接后尽可能达到前后平衡。

要求刀轴转速与机组前进速度配置合理。

犁刀的入土角以及刀座排列采用优化设计，以达到节能的效果。

h、设计一个主传动系统和旋耕、尾轮两个组成部件，通过换装不同的行走轮以实现。

i、力求结构简单可靠，使用安全方便，旋耕犁刀不得与铁轮相干涉。

j、设计时考虑加工和装配工艺性，尽可能使用标准件、通用件，以降低制造成本。

第三章 总体方案论证
3.1中间链传动结构方案的设计
为了克服侧边传动方案存在轮子压已耕地留有轮辙和漏耕严重，机组偏移布置力不平衡，操作与走直性能较差等缺陷，故设计了整机受力匀称，刚性好的中间链传动结构方案。

考虑到改机构为一米工作幅宽，刀轴单悬臂不到50厘米，并可从一把定刀齿滑切破土，利用左右弯刀对土壤的撕裂作用，基本上看不到明显的漏洞。

而中间链传动结构方案可使机器面貌全新，既能增加工作幅宽，受力匀称，提高与手拖配套的合理性，又能使结构极为简单、紧凑，有利于机组的对称布置与纵、横向平衡，能降低功耗，减轻重量，改善工艺，降低制造成本。

由于链条热处理质量的不断提高和设计有新颖技术结构的链条自动张紧机构，可以保证链传动在旋耕机工作中的可靠性能。

而链传动比齿轮传动有大为简单，价格低廉等优点，故设计采用了中间链传动方案，对样机的性能、指标、，特别是经济效益有明显的提高。

3.2主要结构、参数的设计与选择计算
3.2.1耕深H 和刀滚半径Rmax
我省小春种麦要求浅耕，一般为6-10cm ，大春耙水田，要求耕作层上细下松，表面平整，土壤通气性好。

耙深一般为8-12cm ，因此采用较小的刀滚回转半径Rmax=198cm,既能满足我省农艺对耕深的要求，又能降低扭矩和功率消耗。

该机设计有最大耕深为;H 旱=10cm,H 水=12cm ，并配有尾轮调节装置，可以作无级调节使用。

3.2.2机组前进速度T V
旋耕机组前进速度T V 主要由拖拉机的工作档位和行走轮的直径而定，同时还受土壤打滑率的影响。

该机旱旋耕时有直径为0.6米的胶轮或旱地轮，用Ⅱ、Ⅲ档位工作，水旋耕时装有0.8-0.9米的碎伐轮，可用Ⅱ、Ⅲ档位工作。

3.2.3 刀片运动参数S 、λ和刀n
切土节距S 决定旋耕机作业质量的主要参数。

旋耕机的作业质量必须满足农艺要求。

公式 ）（刀cm n /60/m ax 2Z •=Z •=T V R S λπ (3-1)
1G —100型水旱两用旋耕机设计
式中：Rmax 最大刀滚半径（cm ）b
刀n —刀轴转速
λ—速比系数
Z —每切削平面内的刀齿数
公式 T T OK V n R V V 30//max 刀•==πλ (3-2) 式中：OK V 刀滚圆周线速度（m/s ）
T V 机组前进速度（m/s ）
从公式可以看出，在刀滚最大回转半径Rmax 和同一切割小区内刀齿数Z 确定后，S 就取决于速度比系数λ。

此时，λ又取决于刀轴转速刀n 和机组前进速度T V 。

所以，对于旋耕机运动参数的作业质量，最终取决于刀n 和T V 的选取。

从大量的实验资料可知，刀轴转速较高时，即λ值较大，所得切土节距S 值较小，碎土性和沟底纵向不平度都较好。

但功耗也随之抛土、劈土能力增强而显著增加，故λ值不能过大。

根据手拖旋耕机的情况，一般取λ=3-12较好。

从大量实验资料得知，在我省粘重土壤进行直旋耕作业，一般以T V =1.5-2.5km/h, 刀n =160-250r/min ，S=8-14cm 较好。

若犁后耙水田，以T V =2.5-4km/h, 刀n =200-300r/min ，S=14-35cm 就能满足农艺要求。

有根据我国有关旋耕机科研成果
资料介绍，直接选耕作业的最佳刀轴转速为刀n =240r/min 。

而本设计较多地考虑了犁
后耙水田与旱水田与旱旋耕，因常用Ⅱ工作，机组前进速度较快，工效也高，故刀轴转速应考虑适当提高，故选用刀n =240r/min 左右为宜。

并可以计算得出相应的S
与λ值分别如表（3-2）。

从表中数值可以看出，其S 、λ、刀n 的数值都能分别满足我
省农艺要求，并符合最佳参数的选择范围，可以采用。

为了增加刀齿对土壤的横向切割、碎土及起浆作用，还设计又可以装卸的起浆结构。

3.2.4功率及耕副宽度的计算
考虑到柴油机在农田作业时功率状况等因素，实有功率为74％ ，而动力输出轴以拖拉机功率的75％计算，东风-12型手扶拖拉机输出轴（齿轮）的输出功率为输N 。

输N =W 491067.675.074.012==⨯⨯马力
根据《机械工程手册》第65篇“农业机械”旋耕机的功率可以计算：
B HV K B HV K N T X T X 33.175/100==输 (3-3) 式中：X K 旋耕机的比阻（2/kg cm ）
4321K K K K K K g X ••••=
H 耕深（cm ）
T V 机组前进速度（m/s ）
B 工作幅宽（m ）
当直接旱旋耕，用Ⅰ档位工作，H =11cm 时，
已知：T V =0.39m/s, 刀n =240 r/min, S=10cm
查表得：68.0,1.1,95.0,9.0,2.14321=====K K K K K g
7674.068.01.195.09.02.1=⨯⨯⨯⨯=X K
耕幅cm HV K N B T X 52.139.0117674.033.1/67.633.1/=⨯⨯⨯==I 旱
1米幅宽时刀轴的功耗为：
W HBV K B T X 403048.539.011196.033.133.1==⨯⨯⨯⨯==I 马力旱
当旱旋用Ⅱ档位工作，H=9cm 时，
耕幅m HV K N B T X 05.169.097674.033.1/67.633.1/=⨯⨯⨯=⨯=I 扭旱
1米幅宽时刀轴功耗：
W HBV K N T X 467034.669.0197674.033.133.1==⨯⨯⨯⨯==马力旱
当水旋耕用Ⅱ档位工作，H=12cm 时，T V =0.89 m/s
查表得： 4.04=K
45.04.01.195.09.02.1=⨯⨯⨯⨯=X K
耕幅m B 04.189.01245.033.1/67.6=⨯⨯⨯= 水
刀轴功耗：W HBV K N T X 47104.689.011245.033.133.1==⨯⨯⨯⨯==马力水
从上述计算结果，可初取耕幅宽度B=100cm,当水田土质松软，耕深较浅或耙第二遍的时候，可以考虑用Ⅲ档工作。

试验资料证明：由于旋耕刀切土时，土壤的反推力和拖拉机的前进方相同，当在空挡位使用旋耕机时，拖拉机往前跑的很快，因此行走功率的消耗行N 非常小，一
般行N =0.4-0.87KW(0.3-0.5马力)，仅克服滚动阻力（滚动阻力系数f=0.1）,现有
拖拉机功率KW Ne 48.68.874.012==⨯=马力额,总传动效率85.0=η，传动损失为
W N Q 97015.048.6=⨯=,故机组的工作的功率消耗耗e N :
Q N N N N ++=行旋耗e
当直接旱旋耕用Ⅰ档位工作，耕深H=11cm 时，耗用功率较大，其值为：
W N N N N Q 537097.037.003.4e =++=++=行旋耗
有用功率储备为：W Ne Ne 111037.548.6=-=-耗额
旋耕机的功率利用率为83％。

从上述计算和分析，我们认为该机的耕幅和功率匹配是合理的，又有理论和实践证明，故本设计的功率匹配较为合理、先进，能充分发挥手扶拖拉机配套在农忙时获得较好的经济效益。

3.3旋耕刀滚的设计
3.3.1 弯刀结构设计的确定
型系列弯刀采用阿基米德螺旋线为侧刃刃口曲线的滑切性能较好，横、弯半径r=30，弯折角Qmax=37°,横刃铲掘面的抛土覆盖性能也较优越。

新系列弯刀的功率
都稍小于老产品旋耕刀片。

弯刀仍是水、旱地通用的较好刀型。

Ⅱ型刀主要用于水田绿肥、稻茬和麦茬较多及粘重田地耕作。

T型刀的刀轴管稍大，能改善水田缠草性能。

从节能和有利于降低阻力，提高滑切和粘重土壤的适应性能，我们选用了新系列标准件IIT195型弯刀比较合理，先进。

其主要参数为：
弯刀型号：IIT195 最大刀滚半径：Rmax=195
侧切刃起始半径：R0=125mm,R1=185mm
弯折角：Qmax=37％刀幅宽b=50mm
有效切土角：ß=120°
3.3.2刀座间距b'和弯刀总数z'的设计和计算
弯刀端部对土壤适当的撕裂挤压作用可以降低功耗。

但撕裂过大又使土块均匀性较差，并使用同一截面相继入土刀片的切土节距加大而功耗增加。

适当提高刀座间距和选用刀幅较宽的刀齿，可以减少刀齿总数和降低功耗，参考国外样机在水田作业时常取几个毫米的重叠效果较好。

本设计以水、旱兼用，现选用单刀幅宽b=50毫米，故取刀座间距为50毫米，用于弯向相同的情况而面靠面的对刀刀座间距为65毫米。

考虑在水田作业中撕裂作用极小，对降低功耗和保证碎土质量都能兼顾，较为适合。

弯刀总数z'可按下式计算:
z (3-4) 1000
='/
BZ'
b
=100050
⨯=20(把)
1⨯
/1
式中：B 耕幅（米）
b'刀座间距（毫米）
Z 每切削平面内刀齿数
z'弯刀总数取整偶数
3.3.3弯刀在刀轴上的优选排列设计
弯刀的排列是否合理，在很大程度上决定了旋耕作业质量的好坏，旋耕阻力的大小和功率消耗等重要性能指标。

本设计吸取了国外样机的先进技术，采用了以幅宽中央为基准，左右分成几个小区段的匀称、对称和左右螺旋线排列。

着重考虑了刀轴回转入土的动平衡，也考虑了静平衡等角布置；左右弯刀应相继顺序交替对称入土，尽量减少刀齿数目，以求受力均衡、稳定，力求土块大小匀称，区段适中，表层平整；相邻两刀齿的夹角应尽量大些，以免夹土、堵泥，又便于制造。

根据日本板井纯、柴田安雄《拖拉机旋耕机铊刀的配置设计理论》，经综合分析提出了三种可行的排列，并对衡量刀齿排列的一项指标；以“推断扭矩波形法”来检查旋耕机刀齿的排列，并对个别刀齿作调整，从而改善旋耕机的动力性能。

最后优选出一种比较合理先进的排列方案。

从上述理论和优选结果，本设计的刀齿排列方案有以下特点：
a、刀轴每转过18°有一把弯刀入土，匀称性好。

b、以幅宽中央为基准，左右分开几个区段呈均匀、对称和左右螺旋线排列，不平衡横力矩分布比较均匀。

c、左右弯刀从幅宽中央基准线两边相继交替对称入土，轴向受力平衡、稳定性好。

d、土块大小比较匀称，碎土性能好。

e、从推断扭矩波形图上看得出，刀轴的扭矩曲线峰值较为平缓，受力均衡较好。

f、相邻两个小区的刀齿相互交替工作，使相继入土刀齿的轴向距离较大，使刀轴上的扭矩和弯矩较为分散。

g、每个区段由三把弯向相同的弯刀组成，耕后地表面起垄适中、表层平整。

h、每相邻两把刀齿的夹角不小于72°，不致夹土、堵泥，制造工艺性好。

i、每米幅宽用20把弯刀，减少了刀齿数目，有利于旋耕阻力和金属耗能的减少（老式型耕幅0.62米的刀齿数为18把，故相对于老机型减少刀齿数30％）。

3.4双油封和挡草圈的设置
为了提高传动箱刀轴轴承处的密封性能，采用了既封油、又封泥水的双向安置两个油封结构。

为了克服该轴颈处对油封的挤压而损坏，特此轴颈处的外刀管上设置有一个迷宫式结构挡草圈，因直径加大后可以减少缠草，有可以保证密封安全可靠。

3.5 1G-100旋耕机主要技术规格及基本参数
型号： 1G-100 手扶旋耕机
型式: 卧式直连接、中间链条传动
配套动力：东风-12手扶拖拉机
外形尺寸：长⨯宽⨯高=1443⨯1080⨯630
耕幅宽度：旱耕6-10cm
水耕8-12cm
作业速度：旱耕Ⅰ、Ⅱ档位（0.39m/s、0.69m/s）
水耕Ⅱ、Ⅲ档位（0.89m/s、1.25m/s）
n=240r/min
刀轴转速：
刀
刀滚半径：Rmax=195mm
相邻切削面间距：50mm、65mm
每切削平面内的刀齿数：Z=1把
刀齿总数：z'=20把
第四章总体结构的布置与设计
4.1传动结构的设计
该旋耕机的主要由中间传动箱体、左右刀轴管、机架、尾轮机构、乘座装置和防护罩等七个部分组成，结构示意图如图㈠，其动力传动路线示意图如图㈡。

4.2主要结构的分析设计
4.2.1旋耕刀轴的位置的设计
旋耕刀轴的位置，是在保证拖拉机下水田配置有直径900毫米的碎伐轮时没有干涉，并留有间隙24毫米和满足耕深的条件下，通过作机动图找到最佳的位置设计而成。

4.2.2尾轮机构位置的设计
本设计借用了原1G-0.6老旋耕机的尾轮机构，仅是和现有的新结构机架重新布置其位置和联结。

在保证机组能满足最大耕深和要求的运输间隙为前提，通过作机动图找到的最佳位置设计而成。

4.2.3机组平衡性能
由于该机组的结构布置和刀齿入土都为左右对称，受力均匀，横向平衡较好。

该机采用中间链条传动，结构极为简单、紧凑，旋耕机重量明显减轻，故有机组的纵向平衡较好。

工作时尾轮的下陷和压力较小，功率偏低，转向灵便。

图4-1总体结构示意图
4.2.4定刀齿的布置
在中间传动箱体厚度为6cm部位，因两边旋耕刀齿不能进入，单靠土块的少量
撕裂作用不能达到作业质量和要求，故设计了在该传动箱体下方，配置有一把2厘米厚滑切固定刀齿，先将中心线处滑切劈破，再让两侧的旋耕刀齿对剩下的各有2厘米宽之土带进撕裂和翻修，然后被碎土覆盖，从而基本上克服了该部位的漏耕。

图4-2动力传动路线示意图
第五章 链传动的设计与计算
近年来，随着我国链条热处理技术和产品性能质量的不断发展、提高，伴随着新的链传动张紧机构的不断合理、完善，链条传动已在国产中、小型旋耕机得到广泛使用。

本设计采用技术新颖、结构简单，工作可靠的单排套筒滚子链条传动机构。

圆弧形张紧板簧片的一端铰接的板簧座用螺栓固定在箱壁上，簧片的另一端平靠在链箱下壁上，当链条别磨损的松动较大时，可以从箱壁外调节顶住螺栓，改变簧片一端的位置，保证始终处在良好的张紧状态。

5.1链传动的设计计算
链节距t 的确定
根据：传动功率N=12x0.74=8.88马力=6.53KW
计算功率N K Nc F •= (5-1) =1.2⨯6.53=7.8KW 式中 F K 为载荷系数 特定条件下单排链传递的功率O N
p a Z C O K K K K N N ••=1/ (5-2) =7.8KW 14.1878.187.085.056.0/=⨯⨯⨯ 式中：Z K —小链轮的齿数系数 1K —传动比系数 a K —中心距系数 p K —链的多排系数
因为，角速度秒弧度/2560/14.32240=⨯⨯=ω 根据，和ωO N 可由功率曲线图查的链节距t 的值为25.40，故选用链16A （即原TG254）。

大、小链轮齿数大Z 、小Z 的计算：
在原有最小齿数12的基础上来综合考虑受力磨损、重量的总体结构等因素，选出小Z =11，再从所需工作转速刀n =240r/min ，计算出Z 大。

查《东风 —12手拖设计计算》原配旋耕机传动轴转速6.219=转n 转/分。

因为 ：219.6•大Z /小Z =240转/分
所以：大Z =240小Z /转n =240⨯11/219.6=12.02 圆整后取：大Z =12齿 小Z =11齿
实有刀轴转速：刀n =E •大Z /小Z =219.6⨯12/11=239转/分 选定中心距A
根据本设计总体布置和机动草图的要求，用作图法初定中心距410=O A mm 。

链轮轴孔直径h d
查表有：h d =38mm 作用在轴上的压力Q
考虑机械传动效率为0.8和拖拉机输出轴功率按0.85计算，旋耕扭矩功率为扭N 。

扭N =12⨯0.8⨯0.85=8.2马力=6.04KW 圆周力N kgf P 2.54295541==
1P K Q y •= =1.25⨯554=692.5kgf=6786.5N 式中 y K 轴上的压力系数 链条节数p L
200}2/(/t {2//2π））（小大小大Z Z A Z Z t A L p -+++= =44节 链条长度L
L=p L •t=44⨯25.4=1117.6mm 定中心距A
A=(p L -Z)/2 ⨯t=(44-11)/2⨯25.4=412.75mm
但考虑装配图工艺应留有一定的松度，最后张紧机构压紧，故决定将中心距A=410.5mm 链条速度V
V=znt/60⨯1000=11⨯238.36/60⨯1000=1.11m/s
5.2 链轮设计计算
分度圆直径d
mm 14.988637.34.25d =⨯=大
m m 16.905949.34.25=⨯=小d
齿顶圆直径a d
mm 51.1087321.354.04.25=+⨯=）（大a d m m 22.102405.354.04.25=+⨯=）（小a d 齿根圆直径f d
1d d d f -=大 1d 为链条滚子直径15.88mm mm 26.8288.1514.98=-=大f d mm 28.7488.1516.90=-=小f d 齿宽b
查表得：b=14.6mm
第六章 主要零部件强度计算
6.1链传动的强度的磨损核算
链上的总载荷P
321P P KP P ++= (6-1) 式中 1P —圆周力
2P —由离心力产生的拉力 3P —链工作时松边上的拉力 K —工作特性系数
54321K K K K K K ••••=
=1.3⨯1.1⨯1⨯0.8⨯1 =1.14
因为：KW N 04.62.3==马力扭
N kgf N P 542955411.1/2.8751.1/751==⨯=•=扭
2P 因V <5m/s ，可忽略不计
W kgf A q K P f 9.2013.241.06.223==⨯⨯=••=
链上的总载荷N P KP P 6213kgf 63413.255414.131==+⨯=+=
强度计算：
Q/P=5800/634=9.16>n=8.2
式中：Q —链条截断载荷 n —安全系数 磨损核算：
T=[]K F P /• (6-2) =55456614.1/1.21531=>=⨯P 式中：[]P —链节铰链上许用的单位压力 F —链支承面积
验算结果，选用节距t =25.4毫米的单排套筒滚子链16A 是合适可靠的。

6.2传动轴的强度计算和疲劳强度校核
已知条件：轴扭矩功率 扭N =8.2马力 轴n =219转/分
有扭矩轴扭扭n N M /2.716=
=716.2⨯8.2/219 =2682kgf •cm
齿轮外径d=128mm,链轮直径D=98mm,轴的材料为45钢，链条与水平倾斜︒=42β。

传动轴的初步强度计算
作用在轴上的力
圆周力kgf M P 4198.12/26822d /2=⨯==''扭=4106.2N 径向力kgf P P 153364.041920tan =⨯=︒•''='=1499.4N 圆周力kgf D M Q 5478.9/26822/20=⨯==扭=5306.6N 垂直作用力kgf Q K Q 62954714.10=⨯=•=轴=6164.2N 轴上垂直力kgf Q Q 42142sin 62942sin =︒=︒='=4125.8N 轴上垂直力kgf Q Q 46742sin 62942sin =︒=︒=''=4576.6N
图（3）传动轴各点受力示意图
轴承处反作用力和合成力
水平力c b a c Q c b P R A ++⨯''++⨯'='
/)( =（153⨯64+467⨯26）114/ = 152kgf=1489.6N
水平力c b a a P b a Q R B
++⨯'++⨯''='/)( =（467114/)80153118⨯+⨯ = 468kgf=4586.4N
垂直力c b a c Q c b P R A ++⨯'++⨯''=''/)( =（419144/)2642164⨯+⨯
= 262kgf=2567.6N
垂直力c b a a Q b a Q R B ++⨯++⨯'="
/)(
=114/)80629118421(⨯+⨯ = 578kgf=5664.4N 合成力5
.022)()(⎥⎦
⎤⎢⎣⎡'+"=A A A R R R =)152262(22+ =303kgf=2969.4N
合成力5
.022)()(⎥⎦⎤⎢⎣⎡'
+"=B B B R R R
5
.022)468578(+=
=744kgf=7291.2N 合成弯矩和相当弯矩
剖面Ⅰ：合成弯矩 5.022)(M M M ''+'= =5
.022)a ()a (⎥⎦
⎤⎢⎣⎡•'+•A A R R
=2423kgf •cm
相当弯矩 []
5
.02
d (）扭当M M M += =2844kgf
剖面Ⅱ：合成弯矩 5.022)(M M M ''+'= =5
.022)a ()a (⎥⎦
⎤⎢⎣⎡•'+•B B R R
=1984kgf •cm
相当弯矩 []
5
.022(）扭当dM M M += =2689kgf •cm 剖面Ⅲ：合成弯矩 0=M 相当弯矩 0=当M
查表得：{}III δ=6502/cm kgf {}2/1100cm kgf II =δ {}{}59.01100/650/==II III δδ 由上面的计算可知，危险剖面在剖面I 和剖面II 处，并确定轴的各部结构尺寸，取两轴承处的轴颈相等，并通过轴承的强度计算选用轴颈为30毫米，并确定配合精度再进行校核计算。

传动轴的疲劳强度强度校核计算： 最小许用安全系数 []n
[]n =321n n n ••
查表得：3.11=n ，3.12=n ，4.13=n []37.24.13.13.1=⨯⨯=n
从相当弯矩图可以看出，在剖面II 处弯矩最大，在同样大的轴颈Φ38在剖面II 处为最危险面，故校核剖面该处。

已知：d=38mm 处链轮与轴为花键联接配合，表面粗糙度为1.6。

查表得：6.1=δK T K =2.05 88.0=δε 86.0=τε 9.0=β 25001=-δ
15001=-τ δψ=0.45 0=τψ 最大弯曲应力：
23/3628.31.0/1984/cm kgf W M II II =⨯==最大δ
最大扭矩应力：
23/2458.32.0/2689/cm kgf W M =⨯==扭扭最大τ 只考虑弯矩时的安全系数δn ，（因为对称循环应力0=m δ，δδ=a ）。