1、关于旋耕机的农业生产研究毕业论文关于旋耕机的农业生产研究毕业论文1绪论1.1 研究目的和意义近些年来，由于国家对农业生产越来越重视，粮食生产产量从而得到稳步提 升。但是在很多地方，人们仍习惯采用传统的耕作方式进行农业生产， 造成春冬季节地表的长期裸露，这样就会导致我国许多地区耕地的土壤表层有机物质和水 分的严重流失，从而加剧土壤贫瘠化和生态环境恶化。 同时，由于长期对土地营 养物质的大肆吸收，导致农田土壤肥力日趋下降，土地得不到很好的休养生息， 进而导致农业生态系统逐渐恶化，严重制约我国粮食产量的进一步提高 1 14。作为一个农业大国，农业机械化是农业生产发展的基本方向。随着农业产业 结构的不
2、断改革深入，小型农机现在已经无法满足农业生产的要求，合理有效地 组装各种功能的工作部件和装置形成的多功能整地机越来越成为研究方向，这 样，整机结构紧凑，功能齐全，机动性、操作性好，能提高经济效益。多功能整 地机一次下地能完成多项作业，减少了机具下地作业次数，避免压实土壤和破坏 土壤结构，利于土壤水分和养分吸收，降低能耗，节省时间和燃油的开支，从而 降低了作业成本，具有很强的实用性。例如SGTN21C型灭茬旋耕联合整地机，该 机具一次下地就能够完成灭茬、旋耕、镇压、起垄、施肥等作业 ，实用性强、应用范围广、碎土能力强，在各种土壤条件下均可一次作业后达到待播状态，降低 了土地耕作的成本，显著提高作
3、业效率，又减少了对土壤的压实和破坏 。本论 文主要对多功能整地机的整机，特别是传动系统和关键零部件进行设计。其中的 旋耕机部分是其中主要的工作部件之一， 旋耕作业具有犁耙合一的作业效果，旋 耕一次即可达到土碎地平，若在水田中带水旋耕后即可直接插秧 9 12 o将多功能整地机应用于耕作中，能够加深土地的耕作深度，使作物根系深扎 充分吸收水分和养料，为农作物的正常生长创造良好的土壤条件 10;适当规律的间隔深松建立了虚实并存的土壤层构造，能实现用地养地的良好结合；灭茬、 深松、起垄等能将作物根茬粉碎还田使用，增加了土壤有机物质的含量；作业次 数少能有利于保护土壤的团粒结构，降低了土壤的程度，而作业
4、的高效率也缓解 了农忙整地的紧张状况，能降低各方面的生产成本，增加粮食产量和收益 o总之，农业机械技术要适应我国的农业与国民经济的发展需要，积极创新。 应用保护性的耕作机械化技术，采用多功能整地机，对保护农田土壤和生态环境， 提高水资源和养分的利用率，实施可持续发展战略，推动粮食生产产量的大幅提 升有着十分积极的意义，并将产生十分可观的经济效益和社会效益 o1.2国内外研究现状与发展趋势多功能整地机已经逐渐成为国内外的主要耕整机械，耕作配套机械有手扶拖 拉机和轮式拖拉机两种类型，而对整地机的主体部分旋耕机国内外已经有了相当 成熟的理论研究和实践研究。1.2.1. 国内研究现状我国的小型农机耕整
5、机具在山区、水田等广大农村生产中仍发挥着主力作 用，同时大中型整地机并存11 13 o大型整地机由于具有抢农时、省能耗、减少机 具下地次数等优点，在国内得到了较快的发展。全国各地根据当地农业发展情况研制的多功能整地机已有多种。国内采用驱动工作部件的多功能整地机， 大多是以旋耕机为主要工作部件发展起来的，能够实现旋耕、深松、起垄、镇压、灭茬 等作业中的两个或者多个项目的联合作业。多数产品的动力在 36.8kw以上9 17，现在我国已能生产与132kw拖拉机配套的耕作农具，大型机具开始向宽幅高速发 展，但是从整体技术水平来看，我们还与国际水平有很大的差距 14。由于受拖拉机技术条件的制约和配套机具
6、本身的研究水平限制，一些国际先进结构还未能 得到完全使用：快速挂接器、耕深和水平自控调节、短尺寸广角万向节传动轴、 宽幅工作部件液压折叠装置、快速换刀结构等等 。同时多功能整地机还在一定 程度上还不能很好的满足农艺和农业生产的需要，而且我国的耕整技术发展缓 慢，电子、自动控制、智能化技术还处于刚刚起步的阶段， 还有很大的提升空间。122. 国外研究现状20 世纪50年代一来开始研制推广多功能整地机，西欧地区气候复杂多变， 适播期短，因而在德、法、英等国生产和使用多功能整地机比较普遍，而美国也 开始推出宽幅、高效型的配套大功率拖拉机的多功能整地机， 而日本、韩国等地，因地小而使用多功能联合整地机
7、也比较多 。从机型功能上讲，美国、加拿大、 澳大利亚主要以发展少、免耕播种机为方向，而美国、德国主要以联合作业为方 向。由于国外田间拖拉机的功率达到了 360kw以上，使得与之配套的整地机也随 之大型化，宽幅机械的生产率高，单位幅宽的成本低，能便于采用先进的生产技 术，提高田间作业速度和效率、改善作业性能7 18。大型整地机具已达20m以上,为便于其行走，采用机架折叠或纵向运输，实现宽幅作业窄幅运输。并且耕地速 度为815km/h,整地达到1020km/h,播种达到815km/h。电子监控系统能 保证实现一人操作，减少了各种调整，连接等辅助工作时间，提高了生产效率同时，国外整地机的产品功能相比
8、国内更加完善， 材料和制造工艺水平较高，外1.2.3. 发展趋势和方向(1)向一机多用型方向发展机器一次下地完成多项作业或者一种机器通过置换结构能分别完成多种不 同的功能，满足不同的耕作需求，大大减少农机投入，提高生产效率，降低作业 成本7 15。(2)向大幅宽、可折叠方向发展研制为大功率拖拉机配套的大幅宽多功能整地机已成为今后农业的发展方向 15，增大作业幅宽和耕深，充分提高机具的作业效率。采用机架折叠式使得机器 入库时缩小幅宽，达到宽幅作业低幅运输的结果。(3)向低功率消耗性、高效节能型方向发展降低机具功耗的研究是现在各项研究的重点，合理恰当利用和分配能源和资源， 提高工艺水平和制造质量，
9、提高机器的质量和使用寿命，实施可持续发展战略， 建设节约型社会。(4)向操作简单、自动化、智能化方向发展易于操作、易于拆装、让人们更加容易上手和操作。将电子技术、控制技术 等广泛合理地引用在多功能整地机上，减轻劳动强度 8 19。(5)整机和工作部件多系列化、多品种化方向发展:让各种耕整农业机械能适合配套不通动力、 耕深、耕幅，形成系列化和一定程度 上的标准化，让用户根据自己的需要方便选用。1.3研究的内容和方法1.3.1研究内容对多功能整地机的设计，就是对整地机的整机的设计，特别是传动系统和关 键零部件的设计。（1） 传动系统的设计a.拖拉机动力系统：为整地机提供稳定的输出动力。b.变速箱：
10、由两对斜齿轮组成的变速箱将拖拉机动力系统输出的动力转化成 整地机所需要的稳定动力，根据传动系统参数旋转稳定的齿轮传动比。（2） 关键零部件设计采用最优化方法确定传动系统以及关键零部件的选用，关键零部件包括旋耕 刀，安装刀片的旋转轴，支撑轮以及深耕铲等。根据工作需要选择需要的零部件， 进行参数设计。（3） 零件图和装配图的设计利用CAD软件对部分关键零部件及整机装配图作图1.3.2研究方法本文主要是针对多功能整地机进行设计， 主要是完成其旋耕方面的设计，利用确 定的动力系统参数确定稳定的传动比，通过计算对整机各个部分的参数进行确 定，选择相应合适的零部件，然后进行传动系统、轴校核、可行性分析，同
11、时利 用CAD软件对关键零部件绘制零件图、整机绘制装配图。1.4研究技术路线2多功能整地机的总体方案设计多功能整地机通过中间减速箱的变速， 将稳定的动力传送到刀轴上，可以满足相 关的工作要求，3多功能整地机传动系统3.1多功能整地机传动方案的选择根据机器的幅宽选择与之配套的拖拉机动力系统，现在我们设计的多功能整地机 的幅宽为2m即轴的转速为225r/min，则我们选择其配套的拖拉机动力系统的 转速720r/min.这样就需要一个变速箱来实现变速。变速箱里面可以经过锥齿轮传动变向后经过带传动或者链传动最终输出到整地 机刀轴，也可以经过齿轮多级减速后传动到刀轴， 相对来说，齿0轮传动传动比稳定，结
12、构紧凑，寿命长，可靠性高，虽然制造成本稍高，但出于安全性和使用 寿命等方面考虑，我们选用齿轮传动方式。而针对齿轮传动，我们也有两种传动方式：中间传动和侧边传动。其中，侧边传 动方式是锥齿轮降速变向后，经侧边齿轮箱多级变速最终输出到整地机刀轴， 结构简单，但是平衡性较差，一般容易偏置，使得动力集中于刀辊一侧，使用寿命 和安全性得不到保证；而中间传动是整地机的刀轴直接由中间齿轮箱经多次减速 后驱动，结构更加紧凑，对称性好，工作时受力均匀，同时可以节省材料，减轻 整机的重量，但是中间传动时，在中间齿轮下面会出现漏耕现象， 为解决这个问题，我们需要在中间齿轮正前方安装一个小型深耕铲， 这样就能很好的解
13、决漏耕问题了。本研究最后确定选用的方式是中间传动。3.2整地机的总传动比及其分配321整地机的总传动比由拖拉机的动力输出转速nm=720r/min及刀轴转速n=225r/min可以确定传动 装置应有的总传动比为i总=nm =720/225=3.2n传动装置的总传动比是各级传动比的连乘积， 即i总=h i2 。在设计多级传 动比的时候，应将总的传动比分配到各级传动机构中。3.2.2整地机的传动比分配整地机的传动设计方案和传动参数影响了整机的结构性能和工作性能， 我们应合理安排设计整地机的传动方案，使整机结构紧凑、布置恰当。根据需要，现 确定整地机的传动方案如图3-1所示。动力通过输入轴经一对直齿
14、锥齿轮降速换 向后，由两对直齿圆柱齿轮降速后经输出轴将动力输出。如图 3-1所示，对传动系统的各轴哥齿轮进行编号，各级的传动比分别为h =1.5，i2=1.78，i3 =1.20.由机械设计实践与创新P161表10.7我们查得相关的机械传动效率如下：轴承 的效率1=0.99,圆柱齿轮 2 =0.98，锥齿轮 3=0.97。齿轮、/齿轮3齿轮金齿轮5严齿轮6图3-1 整地机传动部分示意图1） 配套拖拉机的选择给整地机选择合适恰当的拖拉机配套功率，能大大提高拖拉机的功率利用 程度，降低功耗，能更好的完成作业，我可以通过下面的计算公式来确定拖拉机 消耗的功率：Ne=KBhVm，上面的式子中，K的取值
15、为6090KPa B的取值为1.5m，h的取值为16cm Vm的取值为3km/h，从而我们可以算出机具所需要的功 率在12Kw到18Kw之间，根据以上数据和相关资料，我们选择拖拉机的功率为 14.7KW。由此我们可以算出刀轴功率为Fd = Pm 14 22 3=13.155Kw,符合机具的工 作要求。2） 计算传动装置的运动和动力参数动力输入轴的转速m=720r/min,则各根轴的转速为门1n2= =720/1.5=480r/mini1 n2n3= . =480/1.78=269.66r/mini2n4= 3 =269.66/1.2=225r/mini3拖拉机的标定功率Pm=14.7Kw，从而
16、计算得出各轴的输入功率为P1= Pm=14.7Kw2 2P2=p1 1 3=14.7*0.992*0.97=13.975Kwp3 = p2 1 2=13.975*0.99*0.98=13.559KwP4=P3 1 2=13.229*0.99*0.98=13.155Kw由此算出各轴转矩为T1 =9550* p1/n1=9550*14.7/720=194.979N.mT2 =9550* p2/n2 =9550*13.975/480=278.044N.mT3 =9550* p3/n3=9550*13.559/269.66=480.192N.mT4 =9550* p4/n4 =9550*13.155/
17、224.72=559.052N.m将各轴转速、输入功率、转矩值汇总如表 3-1所示表3-1各轴转速、输入功率、转矩值汇总表项目轴1轴2轴3轴4转速（r/min）720480269.66224.72输入功率（Kw）14.713.97513.55913.155转矩（N m）194.979278.044480.192559.0523.3整地机传动部件的设计3.3.1锥齿轮的设计计算（1）选择齿轮材料及精度等级由于减速器传递的功率不太大，所以齿轮采用软齿面，小齿轮选用调质 45钢，硬度为250HBS大齿轮选用正火45钢，硬度为220HBS由机械设计P210 表10-8我们可选用8级精度（GB10095
18、-98）。（2）按齿面接触疲劳强度设计 由设计计算公式（机械设计P227式10-26），即2.923Ze *CM丿钻（1-0.5$r）2u确定有关参数如下：a选择齿数、齿宽系数传动比h=1.5，取小齿轮的齿数为 乙=28，则大齿轮的齿数Z2=i*乙=1.5*28=42， 齿数比u=i=1.5，由机械设计P224取）=1/3。b.由机械设计P201表10-6取弹性影响系数Ze =189.8 MPac.计算载荷系数k= KaKvK.K :（机械设计P192式10-2）=1*1.05*1*1.2=1.26d.由机械设计P206式10-13，即应力循环次数N=60njLh （假设工作十年，每 年工作6
19、0天，每天工作10小时。）N1 =60门訂1山=60*720*1*（10*60*10）=2.592*10 8N60n2jLh =N1/u=2.592*108/1.5=1.728*108查机械设计P207图10-19可得接触疲劳寿命系数Knh1 =0.95，Knh2=0.97查机械设计P209图10-21可得接触疲劳极限 Hlim1=600MPa忑Hlim2=560MPae.计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%,安全系数S=1.0由机械设计P205式10-12有i；_h 2=KNHHlim2 =0.97*560/1=543.2MPa Sf.由接触强度计算小齿轮的分度圆直径2 =90 1=90 -
20、33.690 =56.310齿宽：b= RR=1/3*100.96=33.65mm圆整取b=34mm（4）校核齿根弯曲疲劳强度a.确定弯曲强度载荷系数 K=KaKvKf : Kf ：=1*1.05*1*1.17=1.2285b.确定当量齿数 Zv1 = J=28/cos33.690 =33.652 cosZ 5Zv2= =42/cos56.310 =75.717cosc由机械设计P200表10-5可查得齿形系数 YFa1 =2.49 YFa2 =2.23应力校正系数YSa1=1.64 YSa2=1.76d.查机械设计P206图10-18可得接触疲劳寿命系数Kfn1=0.89, Kfn2=0.9
21、2由机械设计P208 图 10-20C 得二 FN i=440MPa 二 FN 2 =425MPae.取安全系数SF=1.4，按脉动循环变应力确定许用弯曲应力I f 1 二 Kfw-fn1 =0.89*440/1.4=279.71MPaSfKfN 2 FN 2SF=0.92*425/1.4=279.29MPaf.根据机械设计P226式10-23的弯曲强度公式泉1丫$豊_ l；f进行校核bm (1 -0.5 r) zF1ZKTYFaYsK =2*1.2285* 194.979* 103* 2.49* 1.64bm2(1 -0.5 小2乙= 34* 42*(1 -0.5*1/3)2*28=184.
22、945MPaC2KT2YFa2YSa2bm2(1 -0.5 r)2z22*1.2285* 278.044* 103* 2.23* 1.7634* 42*(1一0.5*1/3)2*42=168.986MPa 满足弯曲强度，故锥齿轮安全，所选参数合适。 锥齿轮参数如下表3-2表3-2 锥齿轮参数表计算公式小齿轮齿根高hf hf1 =hf2 =(ha c )m = 4.8mm分度圆直径 丿齿顶圆直径 da齿根圆直径 df锥距 Rd1=112mmda1 = d1 2hacos、“ =118.656mmdf1 = d! -2hf cos、=104.012mmR=100.96mmd2 =168mmda2
23、二 d2 2ha cos 2=172.438mmdf2 = d2 -2hf cos 2=162.675mm齿顶角收缩顶隙传动tan 二tan屯2二ha / R =0.0396齿根角分度圆齿厚顶隙当量齿数当量齿数比平均模数平均分度圆 直径顶锥角根锥角当量齿轮分度圆半径当量齿轮齿顶圆半径当量齿轮齿顶压力角tan * 二 tan ：2 二 hf/R =0.0475九-*=2.720s =6.282 二 _ =0.8Z = N / COSr zv2 = z2 / cosZv=33.652 =75.717uv uv 二 zv2 / zv1=75.717/33.652=2.25mm mm -dm) /乙=
24、m(1 -0.5 R) =3.33dm = d,1-0.5 R) =93.33mm dm2 =140mm收缩顶隙传动、a1 = j 每=35.958、a2 - 2 6=58.578rva、.f1 = f 1=30.970d12cos、1=67.30401 ha1 =71.304、f2 二 22=53.590d22 cos、2=151.43302 二 G ha2 =155.433rv1 cosg:va1 = arccos(一 ) =27.504rva1ava rv2 cos:va2 二 arccos(一 ) =23.722rva2重合度齿宽=1.749b=34mmZvi(tan _hai - t
25、an ：) Zv2(tan _：“2 - tan 二)13.3.2直齿轮的设计计算如图3-1所示，由四个直齿圆柱齿轮进行啮合传动， 本文仅对第一对齿轮即齿轮3、4进行详细的设计计算，其余齿轮同理可以得到。I齿轮3、4的设计计算(1)选择齿轮类型、精度等级、材料整地机一般为耕作机器，速度不高，故选8级精度直齿圆柱齿轮传动 (GB10095-98,齿根喷丸强化。由机械设计 P191表10-1可选择小齿轮材 料为40Cr (调质)，硬度为280HBS大齿轮材料为45钢，硬度为240HBS二者 硬度相差为40HBS.(2)按齿面接触强度设计由设计计算公式(机械设计P203式10-9a)，即a.试选载荷
26、系数kt =1.3b.计算小齿轮转矩：T2=278.044N mmd.查机械设计P201表10-6，选取弹性影响系数Ze =189.8 . MPae.由机械设计P209图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限-h lim 1 =600MPa大齿轮的接触疲劳强度极限、二h lim2=550MPa.f.由计算公式计算应力循环系数(假设齿轮一年工作 60天，每天工作10小时,使用年限10年)。N 60n2 jLh =60*480*1*(10*60*10)=1.728*10 8N2 = 60n2 jLh =N1/u=1.728*108/1.78=9.708*107g.由机械设计P207图1
27、0-19 知,取接触疲劳疲劳系数KNH1=0.96, KNH2=0.98h.计算接触疲劳许用应力，取失效概率为 1%，安全系数S=1由机械设计P205式10-12有-H 1 =K 匚NH1 Hlim1 =0.96*600/ 仁576MPa2)计算a.试算出小齿轮分度圆直径，由计算公式得 b= d d1t =1*91.474=91.474mm d.计算模数、齿高取小齿轮的齿数 弓=23,则大齿轮的齿数z2=i2 z1 =1.78*23=41-J模数 m1 =91.47/23=3.98mmZ1齿高 h=2.25m=2.25*4=9mme.计算载荷系数根据v=2.298m/s ,8级精度，由机械设计
28、P194图10-8可查得动载系数Kv=1.16，直齿轮，Kh：. = K=1由机械设计P193表10-2可查得使用系数Ka=1由机械设计P196表10-4可查得齿向载荷分布系数Kh 1=1.32，同时有b/h=91.474/9=10.163 查机械设计P198图10-13可查得齿向载荷分布系数Kf 1=1.24，故载荷系数K =KaKvKh-Kh ： =1*1.16*1*1.32=1.5312f.按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由机械设计 P204式10-10a得 d1 二 d1t3 K =91.474* 3 1.5312 =96.604mm1 Kt 1.3g.计算模数m-Jm=-1
29、=96.604/23mm=4.20mmZ1(3)按齿根弯曲强度设计由机械设计P201式10-5可知，弯曲强度的设计公式为1）确定计算参数： a.由机械设计P208图10-20C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限c FE1=500MPa大齿轮的弯曲疲劳强度极限“E2 =380MPa.b.由机械设计P206图10-18查得小齿轮的弯曲疲劳寿命系数 Kfni=0.91，大齿轮的弯曲疲劳寿命系数Kfn 2 =0.97。c.计算弯曲疲劳许用应力，取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，由机械设计P205式10-12得I 1 二 Kfn1； fe1 =o.91*5OO/1.4=325MPa1 SI Kfn FE2 =0
30、.97*380/1.4=263.286MPaSd.计算载荷系数KK = KAKvKf . Kf =1*1.16*1*1.24=1.4384e.根据机械设计P200表10-5查齿形系数YFa、应力校正系数Ysa有YFa1 =2.69， YFa2 =2.39， Ysa1=1.575， Ysa2=1.67f.计算大、小齿轮的 警并加以比较YFa1YSa1 =2.69*1.575/325=0.0130二 F 1丫72幷醴=2.39*1.67/263.286=0.0152-f 2大齿轮的数值大2）设计计算：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，仅与齿轮直径有关，可取由弯曲强度算得的模数2.90mm并就近圆整为m=3mm按接触疲劳强度算得的分度圆直径 d1 =96.604mm 算出小齿轮的齿数 召=dj
