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畢 業(yè) 設 計（說明書）
2014 屆
題 目 開溝機設計
專 業(yè)
學生姓名
學 號
指導教師
論文字數(shù)
完成日期
湖 州 師 范 學 院 教 務 處 印 制
原 創(chuàng) 性 聲 明
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論文作者簽名： 日 期：
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論文作者簽名： 日 期：
指導老師簽名： 日 期：
開溝機設計
摘要：本文分析比較了國內外開溝機械的工作方法和原理，結合我國現(xiàn)有的開溝方式及現(xiàn)有小型旋耕機大量使用的現(xiàn)狀，比較了前置和后置式開溝方式設計圓盤式開溝部件，試設計一款開溝機。
本開溝機采用一個柴油機作為主動力源，利用一個齒輪分速裝置輸出兩個轉速，一個提供開溝機的前進，另一個控制開溝機開溝部分的旋轉，從而工作機構和行走機構相互獨立，不相干涉。開溝刀盤動力采用鏈傳動，結構簡單、輕巧，運行靈活。采用上拋，并設置擋土板，從而達到覆土要求，開溝刀盤后接開溝鏟，達到了溝底平整的要求，設置弧形擋板，滿足了操作安全性及碎土系數(shù)需要。再利用一個液壓裝置，控制開溝部分的開溝深度調節(jié)。
關鍵詞：開溝；刀盤；液壓裝置
Ditching machine design
Abstract: This paper analyzes and compares the domestic and trenching machinery working methods and principles, combined with the existing status quo and the existing way of ditching the extensive use of small rotary tiller, comparing pre- and post-way design disc opener opener parts, try to design a trencher.
The trenching machine uses a diesel engine as the primary power source, the use of a two speed gear unit output differentials, the one offering the forward ditching machine, rotary ditching machine ditching another control portion to work with each other agencies and travel agencies independent, do not interfere. Ditching cutter is powered by a chain drive, the structure is simple, lightweight, flexible operation. Using the throw, and set the retaining plate, so as to achieve the casing requirements, ditching trenching shovel knife after-hours access to reach the ditch formation requirements set curved baffle, operational safety and to meet the needs of the pulverizer coefficient. Re-use a hydraulic device, the control section ditching ditching depth adjustment.
Keywords:Ditching; Cutter; Hydraulics
目 錄
第1章 緒論 1
1.1研究背景及意義 1
1.2開溝機概述 1
1.3國內外研究現(xiàn)狀 3
1.3.1國外現(xiàn)狀 3
1.3.2 國內現(xiàn)狀 3
第2章 開溝機總體設計 5
2.1設計要求 5
2.2總體方案設計 5
2.2.1開溝機類型選擇 5
2.2.2動力系統(tǒng)方案確定 5
2.2.3開溝深度調節(jié)裝置方案確定 6
2.2.4總體結構 6
第3章 動力及傳動系統(tǒng)設計 7
3.1功率計算及發(fā)動機選型 7
3.1.1 切土阻力 7
3.1.2 開溝機功耗計算 8
3.1.3 發(fā)動機選型 10
3.2傳動系統(tǒng)設計 10
3.2.1傳動比分配 10
3.2.2運動和動力參數(shù)計算 10
3.2.3 V帶傳動設計 11
3.2.4齒輪傳動設計與校核 14
3.3 軸及軸上零件的設計與校核 18
3.3.1軸的設計與校核 18
3.3.2滾動軸承的選擇與校核 21
3.3.3鍵的選擇與校核 22
第4章 開溝裝置的設計 24
4.1開溝刀設計 24
4.1.1刀片型號 24
4.1.2切土進距及刀片數(shù)量 25
4.1.3刀片直徑計算 26
4.1.4刀片正反轉的確定 27
4.1.5刀盤轉速 27
4.1.6刀盤結構及刀片布置原則 27
4.2開溝鏟 28
4.3擋土板 29
第5章 開溝深度調節(jié)裝置的設計 30
5.1深度調節(jié)液壓缸的選用及分析 30
5.1.1 液壓缸型號的確定 30
5.1.2 液壓缸行程驗證 30
5.2深度調節(jié)液壓系統(tǒng)設計 32
5.2.1供油方式 32
5.2.2平衡及鎖緊 32
5.2.3液壓系統(tǒng)原理圖 32
總 結 33
參考文獻 34
致 謝 35
35
湖州師范學院本科畢業(yè)論文
第1章 緒論
1.1研究背景及意義
我國是一個典型的農業(yè)大國，作物種植面積非常大，同時我國也是一個人口大國，對食品的需求量也非常的大，隨著國家工業(yè)化進程，從農田中解放出更多的生產力，提高生產效率，我國的農業(yè)機械也在國家的扶持和工程師的研究中飛速發(fā)展，開溝作為農田作業(yè)的一個環(huán)節(jié)，在作物生長過程中的影響甚大，與此同時，其工作量大，人工開溝耗時耗力。所以，開發(fā)出一種開溝機械，就能極大的解決這個問題。本文就南方地塊小，一般開溝機機型過長，不能靈活運行的情況，擬開發(fā)出一款微型開溝機，解決在小型田地作業(yè)的需要。
圖1 開溝機
油菜、棉花等作物是直根系忌濕作物，土壤水分適宜與否，對其生長發(fā)育影響甚大，水分過多會造成缺氧，直接引起植株生理代謝過程變化，針對油菜、棉花等作物生長特性，一般要求如下：1、開溝要及時，以便抗旱排澇；2、溝深、溝寬要符合要求并均勻一致；3、拋土要均習。在開溝過程中能將泥土均勻拋向溝的兩邊，對種子的覆蓋率能達90%以上；4、溝要直以利于排灌；5、溝底、溝壁要光滑。
目前，南方各水稻主產區(qū)大都以兩季連作，10月份晚稻收獲后的田塊留待第二年開春后翻耕種植早稻。在過冬的近5個月時間恰好是冬油菜的全生育期，但由于油菜的種植工序較多，尤其手工開溝勞動強度大，勞動力投入多，許多農民想盡量擴大種植冬油菜面積卻又因勞動力不足而耽誤了，加上近些年來，大部分農村青年都外出打工，人力不足最終導致油菜種植面積還相對減少，經濟效益低，導致目前有限的耕地未能得到充分、合理利用。為了充分、合理利用南方土地資源，加快種植業(yè)向農機械化、產業(yè)化方向發(fā)展，因此設計一種開溝性能好且經濟實用的開溝機械，解決農民當前開溝難的問題，提高種植效率和勞動生產率，快速實現(xiàn)油菜種植機械化，具有重要意義。
1.2開溝機概述
開溝機產品可分為開溝機和輪盤式開溝機：
（1）開溝機
開溝機主要由傳動皮帶輪、傳動軸、變速齒輪箱、刀軸和機架構成。開溝機主要是與拖拉機配套使用，并由拖拉機動力驅動工作來實現(xiàn)開溝隨著經濟的發(fā)展，國家對基本建設力度加大，地下管道、電（光）纜鋪設工程數(shù)量激增，質量要求提高?？咳斯ら_挖，不僅效率低下，溝槽開挖質量欠佳，且不能滿足“微創(chuàng)”要求。因為開溝機的使用越顯得重要。開溝機主要有兩種：第一種為開種溝而設計的開溝器，開溝器為小型從動部件，靠牽引作用力而開出適合種子發(fā)育的種床，溝形表現(xiàn)為小、窄、淺等特點，開溝器常作為播種機一附屬部件而掛靠其上；第二種為開排水溝或其它用途的開溝機，開溝機相對較大型，挖溝機一般以主動型部件為主，消耗功率大，體積大，溝深且寬。范圍廣泛，結構簡單、造價低廉、使用拆裝方便，開溝質量好、效率高并具有開溝、碎伐、均勻排土一次完成的特點，適宜棉、麥、油菜等旱地田間開挖排水溝用。一種小型鏈式挖溝機，它包括有一固定在機架上的發(fā)動機，該發(fā)動機的輸出軸上通過皮帶輪傳動機構或鏈輪傳動機構分別與一中間軸和一液壓泵相連；所述的中間軸通過一鏈輪傳動機構或皮帶輪傳動機構與一鏈刀主軸相連，該鏈刀主軸上通過鏈刀主鏈輪相連著開挖用的鏈刀機構；所述液壓泵的壓力油出口經多路閥分兩路分別連通于液壓油缸和驅動橋上的液壓馬達，液壓油缸上的伸縮杠桿機構與鏈刀機構相連；所述的發(fā)動機輸出軸上通過皮帶輪傳動機構分別與一中間軸和一液壓泵相連，所述的中間軸通過一鏈輪傳動機構與一鏈刀主軸相連；所述的發(fā)動機輸出軸與中間軸相聯(lián)的皮帶輪傳動機構上加裝有由手把、拉鎖裝置和張緊輪構成的離合機構，張緊輪靠近設置在皮帶邊上，并通過拉索裝置與手把相連；它具有結構緊湊，體積小，重量輕，方便運輸；成本低，可靠性好的特點
圖2 河北深遠機械開溝機
（2）輪盤式開溝機
輪盤式開溝機主要用于管道和電纜電線等地下鋪設,該機械特點是開溝速度快,深度自由調節(jié),對路面破壞小,極大的提高了生產力,節(jié)省人力物力,其特點：經濟效益顯著，投資少、見效快，一臺機器是人工的幾十倍、小型挖掘機的幾倍。開溝機開出的溝，可窄到10公分，深達2米，且溝直、壁陡，人工和挖掘機無法開出這樣的溝；較人工和挖掘機有更高的作業(yè)效率（是挖掘機的3-5倍）和經濟效益，特別在挖窄深溝的情況（埋管或埋電纜）下，該機的作業(yè)效果就更顯突出。整機結構簡單，操作方便，維護容易。
圖3 河南鳳翔TD50輪盤式開溝機
1.3國內外研究現(xiàn)狀
1.3.1國外現(xiàn)狀
國外很早就開始有機肥的應用研究， 如歐美、日本、意大利、法國等，并且有著廣泛的應用。隨著科學技術的進步和應用范圍的擴大，對開溝機的要求也越來越高，開溝裝備研究工作步入一個新時代，先進的新型設備不斷涌現(xiàn)。從結構特點和使用性能兩方面來看，目前基本上以蘇聯(lián)和意大利為代表的兩大類型。蘇聯(lián)從1975年開始推出一系列的旋轉開溝機產品：TP-171A全液壓銑切式開溝機、MK-47犁刀-銑切式開溝機。意大利主要生產DARL系列的單圓盤開溝機心及DBR系列的雙圓盤開溝機。兩大類型的開溝機主要區(qū)別在于：前者是開挖大型溝渠的大型機械，且能一次性成溝，所采用的是切拋分開型的刀齒；后者是臨時性的小溝渠，采用的是切拋合一型的刀齒[7-11]。
例如，美國 Burkeen 公司有 3 種開溝機，功率范圍在 9.7～34.3 kW 之間，B－30B 型開溝機的功率為 34.3 kW，挖溝裝置與駕駛位置間采用橡膠減振隔離，網狀 ROPS 防止駕駛員被拋起物擊傷，獨特的液壓驅動鏈張緊裝置可實現(xiàn)挖溝深度的改變。美國 Vermeer 公司生產的以 RT450 為代表的開溝機，開溝深度可達 1.52 m，開溝寬度為 13～30 cm，靜力液壓系統(tǒng)制動，可適用于多種工況。 Maxon 公司已生產出 10 種 Parsons 品牌開溝機目前，國外挖溝機的代表機型有：切削開溝機、螺旋助推式開溝機、側置式公路開溝機、圓盤旋轉式開溝機，主要特點是以大功率，重機型為主，功耗大，體積也大。現(xiàn)國外開溝機生產已向多樣化趨勢發(fā)展，且更趨專機專用，開溝機只用于開溝作業(yè)，而當機械不開溝時只能閑置。這種情況并不符合我國的國情。
1.3.2 國內現(xiàn)狀
我國開溝機的種類很多，60年代開始從國外引進，從七十年代開始正式研制旋轉開溝機，通過自身研究和借鑒國外的經驗，目前逐步形成了適合我國國情的開溝機系列，到現(xiàn)在已經有幾十種型號。其主要型式有四種：
（1）鏵式犁開溝機
鏵式犁開溝機屬于從動型工作部件，利用“刨削”原理，沿直線運動對土壤進行刨削。加工過程相對鏵式犁切削速度要大。鏵式犁型開溝機主要應用于蔬菜的栽種和植樹造林等，我國主要有KGTP和京HK-14兩種類型，KGTP工作原理；隨著機組前進，犁尖入土，開軸的土沿著犁體上升。冀板將土推向兩面三刀側、冀尾板將溝壁壓緊，形成梯形斷面的溝渠，達到列溝培土的目的。京HK-14開溝機在工作時，前面的犁鏵起土，分土板片土扣翻到兩面三刀側，形成農藝要求的一種溝型[12]。該機型入土阻力小，質量輕，工作性能好，可以開出成型溝，但溝型斷面不平整。
（2）鏈齒式開溝機
1992年，江西省農機研究所和江西農業(yè)大學針對果園開溝，設計了與豐收180GV拖拉機配套的1K-30型鏈齒式開溝機[13]，開溝機通過鏈條上的刀齒逆向切削土壤，切削垡片由鏈齒出溝面，再由雙向攪龍輸送到溝兩測，完成開溝作業(yè)。
1K-30型開溝機主要特點；開溝理管時，溝形一次成型，種植山藥可不開溝只松土，刮土板改變刀齒排列，達到深松土60～100cm，可節(jié)省大量人力。配套拖拉機功率17～37kw,開溝深度600mm、1000mm、1500mm，開溝寬度140mm、160mm、200mm、300mm，工作速度200～600m/h。
（3）螺旋式開溝機
2000年東北農業(yè)大學針對了泥炭（沼澤地的產物）的開采而設計了一種1KL-100型立式螺旋式開溝機[14]，其工作部件采用錐螺旋式攪龍切拋土，可開挖出較大型梯形溝渠。在立式開溝機的思路上，2001年昆明市農業(yè)機械研究所又研制出1KS-22型雙軸立式旋轉開溝機。采用雙軸結構，兩套旋轉方向相反的刀軸同時切拋上下溝土，能開出小型矩形溝渠。
（4）圓盤式開溝機
圓盤式開溝機屬旋轉式開溝機，將開溝部件做成圓盤式結構，利用動力輸出軸帶動刀盤旋轉切削土壤，我國從七十年代開始正式研制，通過自身研究和借鑒國外的經驗，目前逐步形成了適合我國國情的開溝機系列[15]。定型為東方紅-75拖拉機配套的1KD-100單圓盤旋轉開溝機和1KD-100雙圓盤旋轉開溝機，為鐵牛-55拖拉機配套了1K-80雙圓盤旋轉開溝機。結合我國國情出發(fā)的：即要求重量輕，結構簡單，又要求能耗小，生產率高。到80年代，圓盤式開溝機又生產出一系列產品：1KSQ-35型（配套8.8千瓦拖拉機）、1K-0型、1K-35-1A型、1K-35型、1KH-35型等[16]。
近年來，隨著國家對綠色農業(yè)的大力倡導，有機肥在農業(yè)上得到廣泛應用和發(fā)展，特別是在果園的應用上，使開溝機的研究方向逐漸向果園有機肥開溝機方向發(fā)展。果樹園林業(yè)是現(xiàn)代化大農業(yè)的重要組成部分和富民工程的重要途徑，施肥是果樹生產管理中的重要技術措施，其合理與否直接影響果樹生長、產量、果品質量及經濟效益。因此，研制出一種適于果園施肥開溝的機械，對減少人力和物力資源的浪費、提高勞動生產率具有重要意義。
第2章 開溝機總體設計
2.1設計要求
采用一個柴油機作為主動力源，利用一個齒輪分速裝置輸出兩個轉速，一個提供開溝機的前進，另一個控制開溝機開溝部分的旋轉。再利用一個液壓裝置，控制開溝部分的開溝深度調節(jié)。
開溝機的總體參數(shù)選定如下：
開溝機工作環(huán)境為果園、深度不超過400mm，溝寬限制在150mm～300mm。鏈刀式開溝機的基本參數(shù)為：
開溝寬度 200mm
開溝深度 400mm
鏈條線速度 1～15m/s
前進速度 100～300m/h
配套動力 8.8kW
動力輸出軸轉速 2400r/m
2.2總體方案設計
2.2.1開溝機類型選擇
為了適用于多種土質、工作環(huán)境以及與通用的手扶拖拉機匹配，本次選用圓盤式開溝機。
2.2.2動力系統(tǒng)方案確定
本開溝機采用一個柴油機作為主動力源，利用一個齒輪分速裝置輸出兩個轉速，一個提供開溝機的前進，另一個控制開溝機開溝部分的旋轉，從而工作機構和行走機構相互獨立，不相干涉。具體傳遞方案如下：即，發(fā)動機經過離合器與V帶傳動到減速箱，減速箱通過齒輪分出兩個轉速，一個傳給車輪，一個通過離合器與V帶傳動到開溝器。
圖2-1 動力傳遞方案
圖2-2 減速箱方案
2.2.3開溝深度調節(jié)裝置方案確定
深度調節(jié)裝置通過液壓缸與開溝器臂實現(xiàn)，液壓缸無桿腔供油開溝器提起，有桿腔供油開溝器放下，從而實現(xiàn)調節(jié)開溝器高度。
2.2.4總體結構
利用微型耕作機的動力帶動整個開溝部件的運轉，開溝的刀盤采用中間式，在刀盤上焊接刀座，用螺栓將刀座和旋耕刀聯(lián)接起來；通過螺栓將刀盤與刀軸聯(lián)接起來，使刀盤旋轉，進行開溝工作，為了滿足旋耕刀工作時的滑切性能和脫草性能且在稻田進行工作，故選用彎刀做為開溝工具；為了更好的提高碎土性能和對操作者進行保護，設計左右兩塊弧形擋板，最后設計一個支撐架桿，對整個開溝部件進行固定?？傮w結構如下圖：
圖1 總體結構圖
第3章 動力及傳動系統(tǒng)設計
3.1功率計算及發(fā)動機選型
開溝過程中，刀片在土壤中連續(xù)運動進行切削，被切削下來的土壤，其中一部分在切削刃前面形成土堆，被刀片帶著向前移動；一部分土壤在擠壓力的作用下越過切削刃前面的土堆進入杯形刀體內。由此可見，在開溝過程中刀片除了遇到切削阻力外，還會遇到土壤進入杯形刀體內的阻力及帶動土堆的阻力，后二項合稱為裝土阻力。切削阻力與裝土阻力之和稱為總阻力[6]。
開溝機功耗及阻力的計算方法還不完善，主要通過借鑒其它切削經驗公式來計算，且不同的參數(shù)下所使用的經驗公式也不同，因此探求合適的阻力計算公式是非常關鍵的。
3.1.1 切土阻力
切削總阻力計算公式 [7]：
式中：—土壤堅實度計的沖擊次數(shù)，取=15
—切削厚度
—刀片寬度
—刀片切削角，對于圓弧形刀片刀片切削角等于后角
—刀片尖角計算系數(shù)，取=0.81
將上式中的切削厚度、刀片切削角和刀片厚度作相應的調整后得到單個刀片的切削阻力：
開溝機盤刀總切削阻力：
式中：z—鏈條上同時與土壤作用的刀片數(shù)。工作時有5組—即約10把刀片同時切土。
由于刀片受到各種沖擊的影響，在設計時應加入動載系數(shù)，一般情況下動載系數(shù)
取1.3～1.5[8]，則
3.1.2 開溝機功耗計算
（1）開溝裝置總功耗
開溝機的總切削功耗為：
開溝機的總切削比功：
式中：—比功，單位立方米作業(yè)量的切削功耗
—溝的斷面面積
表2-3 土壤容重
土壤級別
土壤名稱
難易系數(shù)
容重
Ⅰ
砂和粉砂土
種植土
0.75
15000-16000
12000
Ⅱ
輕粘土
小石頭
夾有碎石當砂土
0.9
16000
17000
17500
Ⅲ
亞粘土
重粘土
干黃土
1.0
18000
17500
18000
Ⅳ
重粘土 硬黃土
含石塊的粘土
石塊與粗卵石
1.3
19500
20000
19500
Ⅴ
密實硬黃土
輕質泥灰土
不堅實頁巖
巖石
>2.0
19500
19000
20000
>20000-33000
沿溝深方向提升土壤的功耗
每次切削下來的土壤層的重心都相同，距地面為0.5H，則
式中，—土壤顆粒在鏈刀與溝側壁間滯塞的可能系數(shù)，取=1
—土壤容重
土壤容重[9]是土壤在未破壞的自然結構下，單位容積中的重量，通常以表示。土壤容重大小反映土壤結構、透氣性、透水性能以及保水能力的高低，一般耕作層土壤容重1～1.8103N/m3，土層越深則容重越大。各種土壤的容重數(shù)據見表2-3。
被運送土壤與溝道土壤的摩擦功耗
式中： —土壤的內摩擦系數(shù)，見表2-4
表2-4 土壤摩擦系數(shù)
土壤名稱
內摩擦系數(shù)
外摩擦系數(shù)
砂
0.58一0.75
0.73
粘土
0.7一1
0.5一0.75
小塊礫石
0.9一1.1
—
泥土灰
0.75一1
0.6一0.75
飽含水分的粘土
0.18一0.42
—
碎石
0.9
0.84
則開溝機裝置總功耗為：
式中： —開溝鏈的傳動效率
—配套動力到開溝裝置的傳動效率
（2）開溝機前進功耗
傳動機構功耗：
對于機組前進所受的阻力Fa，可以做受力分析，如圖2-2，則
圖2-2 開溝機前進狀態(tài)受力分析
式中：G一機器自重
—滾動阻力系數(shù)，取=0.07[9]
開溝機前進功耗：
式中：—機器行走的傳動效率
開溝機的總功耗為：
3.1.3 發(fā)動機選型
根據開溝機功耗選用藍天 1 DN-4型多功能農用微型耕作機
功 率：4.4千瓦
轉 速：1800轉/分
3.2傳動系統(tǒng)設計
3.2.1傳動比分配
總傳動比為：
3.2.2運動和動力參數(shù)計算
（1）各軸的轉速
耕種機動力輸出軸為0軸，變速箱主軸為Ⅰ軸，車輪軸為Ⅱ軸，刀軸為Ⅲ軸，各軸轉速為：
（2）各軸的軸功率
（3）各軸輸入轉矩T
初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調質處理，查參考文獻[2]表15-3得，又由 。將有關值代入公式可見得：
取
同理計算可得：
3.2.3 V帶傳動設計
1）確定計算功率：
已知：；；
查《機械設計基礎》表13-8得工況系數(shù)：；
則：
2）選取V帶型號：
根據、查《機械設計基礎》圖13-15選用A型V帶,
3）確定大、小帶輪的基準直徑
（1）初選小帶輪的基準直徑：
（2）計算大帶輪基準直徑：
；
圓整取，誤差小于5%，是允許的。
4）驗算帶速：
帶的速度合適。
5）確定V帶的基準長度和傳動中心距：
中心距：
初選中心距
（2）基準長度：
對于A型帶選用
（3）實際中心距：
6）驗算主動輪上的包角：
由
得
主動輪上的包角合適。
7）計算V帶的根數(shù)：
，查《機械設計基礎》表13-3 得：
；
（2），查表得：；
（3）由查表得，包角修正系數(shù)
（4）由，與V帶型號A型查表得：
綜上數(shù)據，得
取合適。
8）計算預緊力（初拉力）：
根據帶型A型查《機械設計基礎》表13-1得：
9）計算作用在軸上的壓軸力：
其中為小帶輪的包角。
10）V帶傳動的主要參數(shù)整理并列表：
帶型
帶輪基準直徑(mm)
傳動比
基準長度(mm)
A
2
1250
中心距（mm）
根數(shù)
初拉力(N)
壓軸力(N)
583
5
110.8
1095.5
3.2.4齒輪傳動設計與校核
選擇最后一級傳動的齒輪進行設計計算
（1）齒輪相關參數(shù)的選擇
選擇齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)
1）根據設定的傳動方案，采用軟齒面直齒輪傳動。
2）由于此機構中齒輪傳動為低速級齒輪傳動，速度不高，故選用7級精度
3）材料選擇：小齒輪材料為20CrMnTi，滲碳淬火，硬度為300HBS，大齒輪材料為45鋼（調質）硬度為240HBS，二者材料差為60HBS。
4）取小齒輪齒數(shù)Z1=20，則大齒輪齒數(shù)Z2=iZ1=2×20=40，取Z2=40
（2）按齒面接觸疲勞強度設計
設計計算公式：
(13)
確定公式內的各計算數(shù)值
1）試選載荷系數(shù)
2）計算小齒輪的轉矩
(14)
3）由參考文獻[2]表10-7選取齒寬系數(shù)
4）由參考文獻[2]表10-6選取材料的彈性系數(shù)
5）由圖10-21e按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限，大齒輪的接觸疲勞強度極限
6）由式： (15)
計算應力循環(huán)次數(shù)
設該齒輪的工作壽命為12年，每年工作180天，每天10小時，則
7）由參考文獻[2]圖10-19查得接觸疲勞壽命系數(shù) ；
8）計算接觸疲勞許用應力
取失效概率為1%，取安全系數(shù)S=1。由式 得 (16)
計算尺寸：
1）試算小齒輪分度圓直徑，代入中較小的值
2）計算圓周速度
(18)
3）計算齒寬b
(19)
4）計算齒寬與齒高之比b/h
模數(shù) (20)
齒高 (21)
齒寬與齒高之比
5）計算載荷系數(shù)
根據，7級精度，由參考文獻[2]圖10-8查得動載荷系
直齒輪，假設.由參考文獻[2]表10-3
；
由參考文獻[2]表10-2查得使用系數(shù)；
由參考文獻[2]表10-4查得7級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時，
(22)
將數(shù)據代入后得
由，，查參考文獻[2]圖10-13得；故載荷系數(shù)
6）按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式得
7）計算模數(shù)m
（3）按齒根彎曲強度設計
彎曲強度設計公式為：
確定公式內的各計算數(shù)值
1）由參考文獻[2]圖10-20d查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限
2）由參考文獻[2]圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數(shù)
3）計算彎曲疲勞許用應力
取安全系數(shù)S=1.3由式 得
(27)
4）計算載荷系數(shù)K
(28)
5）查取齒型系數(shù)
由參考文獻[2]表10-5查得 ，
6）查取應力校正系數(shù)
由參考文獻[2]表10-5可查得 ，
7）計算大小齒輪的并加以比較
小齒輪的數(shù)值大。
設計計算
根據式（27）得
對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)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（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關，可取由彎曲強度算得的模數(shù)4.96，并就近圓整為標準值m=5，按接觸強度算得的分度圓直徑,算出小齒輪數(shù)
大齒輪齒數(shù) ， 取
這樣設計出的齒輪傳動既滿足齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到結構緊湊，避免浪費。
（4）幾何尺寸計算
1）計算分度圓直徑
2）計算中心距
（29）
3）計算齒輪寬度
考慮到盡可能的減少質量和縮短變速器的軸向尺寸，應該選用較小的齒寬。若使用寬些的齒寬，工作時會因軸的變形導致齒輪傾斜，使齒輪沿齒寬方向受力不均勻并在齒寬方向磨損不均勻。
通常更據齒輪模數(shù)m的大小來選定齒寬。
直齒：b=KC m, KC為齒寬系數(shù)，取為4.5~9 （30）
斜齒：b= KC mm，KC取6.0~9.5
第一軸常嚙合齒輪副的齒寬系數(shù)，KC可取大些，使接觸線長度增加、接觸應力降低，以提高傳動平穩(wěn)性和齒輪壽命。
所以小齒輪齒寬取20mm,大齒輪齒寬取20mm.
（5）驗算
(31)
(32)
合適。
3.3 軸及軸上零件的設計與校核
3.3.1軸的設計與校核
本次設計選到刀軸的外徑d為50mm。
由于農田土壤的復雜性，至今尚缺乏表達旋耕阻力及能耗與土壤動力特性、耕作機具參數(shù)之間明晰的、便于應用的關系式，所以通過以下半經驗公式進行計算
P= （3）
式中：
B——耕幅，mm；
H——耕深，mm；
vm——機組前進速度，km/h；
P0——切土比阻，KN/m；
vd——刀滾外緣線速度，m/s；
δ——未耕土壤密度，mg/m3
切土比阻P0與土壤質地、耕深等多種因素有關，由實驗取得為32.4KN/m,從《農業(yè)土壤力學》一書中得知未耕土壤密度δ為2.69 mg/m3。
計算：
P=50×20×1.1×1000×(32.4+6.6×2.65/2) =3.2kw
由公式
T=9550P/n=9550×3.2/256=157Nm
當軸回轉時，有三把刀進行工作，兩把彎刀和一把直壁刀，由于直壁刀所受的阻力很小，可以忽略不計，則只要考慮兩把彎刀同時進行切削土壤的情況，一把彎刀通過焊接在刀盤上的刀座固定，對軸產生扭轉變形；另一把彎刀通過焊接在刀盤上的U型鋼與之相連，對刀軸同時產生彎矩和扭轉變形。
由于每把彎刀的參數(shù)基本一致，則每把彎刀產生的彎矩為T/2，即78.5Nm,又因為T=F×L,從此式可以求出彎刀給軸帶來的載荷F的大小，由彎刀的最大回轉半徑為270mm可求出切削阻力：
F=78.5/0.27=291N
圖A分析了刀盤對軸所產生的力效應，力F2原來的作用點在垂直刀盤所在平面70mm 的平面內，利用力的平移定理將其移到刀盤所在平面內，此力在平移后相當于對軸附加了一個彎矩，其值為
M=F2×70=291×70=20.3Nm
如圖A中所示，根據力的平移定理將力F1平移至軸心，將附加一個扭矩，其大小為
T=F1×270=291×270=78.6Nm
將力F2再次平移，F(xiàn)2會附加一個和力F1同樣的附加扭矩，大小與方向相同。各力的方向如圖A中所示，作出其扭矩圖，如E所示。
為了計算的方便將圖A中平移后的兩個力進行合成，如圖B所示，合成后的合力F為F1 ，方向如圖中所示。
以合力F的方向為縱軸為方向建立直角坐標系xoy對刀軸進行受力分析，如圖C所示，利用平衡條件對其進行計算，建立平衡方向有
P1+P2=F
P2×730+M=365F
解之得
P2=117.6N P1=173.4N
力P1、P2將軸心各產生一個彎矩，其大小為
M1=117.6×365=43Nm
M2=173.4×365=63.3Nm
作出其彎矩圖，如D所示，從彎矩圖中得知其最大彎矩為63.3Nm，從扭矩圖中得知最大扭矩為157.2Nm，根據彎曲強度條件利用下式對軸進行校核
（4）
因為刀軸為空心軸，W查《機械設計》表15-4得其計算公式為
W= （5）
其中d為刀軸的大徑，d1為刀軸小徑。
計算得
W=0.1×503[1-(44/50)4]=6125mm3
則
=10.33Mpa=60Mpa
所以軸的強度能夠滿足彎曲強度要求。
根據扭轉強度條件利用下式對軸進行校核
（6）
計算得
=35Mpa
所以軸的強度能夠滿足扭轉強度要求，綜上所述可知，軸能滿足工作時的強度要求，使刀盤能正常的工作。
3.3.2滾動軸承的選擇與校核
因軸承主故要承受徑向載荷無受軸向載荷，初步選取球深溝軸承。其主要性能和特點:主要承受徑向載荷,也可同時承受小的軸向載荷。當量摩擦系數(shù)最小。在高轉速時，可用來承受純軸向載荷。工作中允許內、外圈軸線偏斜量不大于～，大量生產，價格最低。
這里選輸出軸上的軸承校核（其它軸承的選擇和校核略）。
為了方便安裝，兩端選用相同型號的軸承。因軸承承擔的徑向力遠遠大于軸向力，參照工作要求，初選6205型號的軸承。
驗算：
軸軸承的使用壽命為：12小時/天×180天/年×10年=21600小時
1）對左端，已知，在理想狀況下無軸向力，故，所以X=1，Y=0。
根據GB276-89，選6205型軸承，查得：C = 10.8 KN，=6.95 KN 。
求當量載荷P:
查參考文獻[2]表13-6得＝1.2～1.8，取1.8。
(38)
驗算6205軸承的壽命
(39)
所以6205型滿足要求。
2）對左端，已知，在理想狀況下無軸向力，故，所以
X=1，Y=0。
根據GB276-89，選6205型軸承，查的：C = 10.8 KN，C0 =6.95 KN 。
求當量載荷P
查參考文獻[2]表13-6得fp＝1.2～1.8，取1.8 。
驗算6205軸承的壽命
所以6205型滿足要求。
軸承校核完畢。
3.3.3鍵的選擇與校核
此設計涉及兩類鍵：平鍵和花鍵，其選擇見裝配圖。現(xiàn)選擇變速箱輸出軸上的矩形花鍵進行校核，其基本尺寸為N×d×D×B＝8mm×36mm×42mm×29mm。
假設載荷在鍵的工作面上均勻分布，每個齒工作面上壓力的合力F作用在平均直徑處。
此處為靜聯(lián)接，其校核公式為：
(40)
式中： T — 傳遞的轉矩，已知T=692.11N·m；
— 載荷分配不均勻系數(shù)，取=0.8;
Z — 花鍵的齒數(shù)，取z=8;
H — 花鍵齒側面的工作高度，矩形花鍵中：
(41)
l — 齒的工作長度，取l=29mm;
— 花鍵的平均直徑，矩形花鍵中：
=（D+d）/2=(42+36)/2=39mm (42)
[] — 花鍵聯(lián)接的許用擠壓應力，查參考文獻[2]表6-3得 []=120MPa
則由式（40） 得：
MPa<120MPa 符合要求，校核完畢。
第4章 開溝裝置的設計
在選取了后置開溝方式的基礎上，在原有旋耕機刀軸上安裝一圓盤式開溝部件[17-20]。為能開出形狀規(guī)則、溝內干凈、溝型整齊的排水溝，需要考慮多個方面因素，包括刀片型號及數(shù)量，刀盤的結構參數(shù)，開溝鏟的結構參數(shù)及擋土板的結構等，現(xiàn)分以下幾個方面逐步進行選擇設計。
4.1開溝刀設計
4.1.1刀片型號
旋耕刀是開溝機的主要工作部件，刀片的形狀和參數(shù)直接影響開溝工作質量，目前國內外對旋耕刀刃口曲線形狀和結構參數(shù)作了大量研究，就橫軸旋機上的刀齒而言主要有剛性和彈性兩大類，剛性刀按其外形分有直刀、L形刀、彎刀、鑿形刀等類型。其中直刀主要用于對已經翻耕的土地進行碎土作用，L形刀、彎刀、鑿形刀則用于初耕，L形刀結構簡單，但工作穩(wěn)定性差，且易纏草；鑿形刀主要適應在旱作砂性土壤中采用超進距旋耕作業(yè)，可節(jié)約動力消耗；而彎刀有好的滑切性能，脫草性能好，工作平穩(wěn)，多用于水田耕作和草原耕作，在稻田旋耕得到廣泛應用。
針對以上情形，選用彎刀片作為開溝的刀片[21]，其結構如圖
圖2 旋耕彎刀結構圖
彎刀片由側切刃（包括側切面）和正切刃（包括正側面）兩部分組成。其中主要尺寸有：R0為旋耕起始半徑，Rn為側切刃口上任一點半徑，R1為刀片在彎折處的刃口半徑，Rmax為刀片工作最大回轉半徑，θmax為起始半徑最大回轉半徑間的偏置角， b為刀片切土寬度，β為刀片彎折后角（包括左彎和右彎兩種）。
刀片的選擇：由于彎形刀片對土壤的適應性較強，它的特點是切割能力強，有自清作用，不易纏草，而且有一定的翻土能力。因此刀片選用國際旋耕機彎刀IIS245。
彎形刀片的刃口的形成原理是根據阿基米德螺旋線形成的，其材料是用GB699—65規(guī)定的65Mn鋼制造。切削部分必須進行淬火處理，淬火區(qū)硬度為HRC50～55。旋耕彎刀應用樣板進行檢查，刃口曲線形狀誤差不得大于3mm。
4.1.2切土進距及刀片數(shù)量
開溝切土過程是刀盤作復雜運動切割土壤。在刀片旋轉的同一縱向平面內，前后兩相鄰刀片的切土間距，稱為切土進距，記作S。如圖2.6所示,
圖3 正轉開溝土壤垡片形成示意圖
相繼作用與土壤的兩片刀片,描繪出相同的彼此移開一個切土節(jié)距S的曲線,形成斷面變化的垡片.
切土進距S由開溝刀盤的運動參數(shù)和結構參數(shù)確定.S是刀盤轉動角的時間ts內,旋耕也輥前進的距離, z是刀盤上同一切削面上刀齒的安裝數(shù)量.可計算為：
S=vmt== = （1）
式中：
vm----機器前進速度，m/s；
t----機組前進時間， s；
z----同一旋轉切削面刀片數(shù)；
ω----刀輥角速度，rad/s；
n----刀輥轉速，r/min；
s----切土進距，m
垡片的厚度及土壤破碎程度由S值確定，因此切土進距的大小直接影響碎土質量。由上式知，降低機能前進速度、提高刀軸轉速、增加每切割小區(qū)內的旋耕刀數(shù)，都能減少切土進距，提高碎土質量。但機組前進速度過慢，生產率底；刀軸轉速過快，機組的安全性能降低；刀數(shù)增加，刀間空隙度小，容易纏草堵泥。因此，切土進距不能設計過小，一般在中等粘度的土壤（含水量20%--30%）中作業(yè),正轉作業(yè)切土進距4—6cm左右,耕作質量即能滿足農藝要求?，F(xiàn)取較小值4cm進距作計算，拖拉機行使速度一般采用一檔操作，其速度為1.1km/h，代入公式中，得：
Z==1.79（片）
圓整計算結果，選取單位切割面上刀片數(shù)量為2片。
4.1.3刀片直徑計算
刀片最大切削半徑Rmax ：Rmax 的確定與設計耕深和傳動箱結構有關，耕深增大，要求R 增大，切削扭矩也隨之增大，因此在滿足耕深的要求及傳動箱結構尺寸允許的情況下，Rmax應盡量取小值。
刀片切土寬度b(工作幅寬)：b的大小影響旋耕機的工作質量及功率消耗，若b增大，旋耕刀滾的刀片數(shù)減少，則相鄰刀片問距增大，有利于減少堵塞現(xiàn)象，功率消耗不變，但碎土質量差，為了保證碎土質量，就要減小機器的行進速度，故b不宜過大。
為了保證耕深及適宜的刃口長度，刀片切削半徑Ro的大小可由下式確定：
（2）
式中：
S——刀片最大進給量，mm；
a——最大設計耕深，mm。
圖4開溝結構尺寸示意圖
正切面回轉直徑取決于最大開溝深度 hmax，刀軸傳動箱尾部圓角半徑r，開溝機處于最大開溝深度時傳動箱底部離地間隙δ1，刀軸中心與變速箱的距離L和正切面與變速箱的安全間隙δ2 [22]，如下圖：
其數(shù)學表達式為；
R≥hmax+r+δ1
R≤L-δ2
在藍天1dn-4型多功能農用微型耕作機上，各參數(shù)的取值為：
hmax=160mm；r=82.5mm；L=280mm;δ1=20mm；δ2=10mm。
計算得：252.5≤R≤270
為提高拋土距離，盡量選取較大的旋耕半徑，因此取最大回轉切削半徑R回為270mm.
4.1.4刀片正反轉的確定
旋耕機的刀片，無論其為何種形狀，它在工作時的絕對運動均由兩種運動合成。一種運動是由于安裝刀片的軸轉動時刀片繞軸心旋轉所形成的圓周運動，另一種運動是機器不斷前進時所具有的直線運動。旋耕機在工作時，這兩種運動同時在刀片上產生，刀片的絕對運動是這兩種運動合成的結果。
正轉旋耕——旋耕機的刀輥的旋轉方向和拖拉機前進時輪子的轉向相同，旋耕刀由地表向下切土，刀輥的切土反力的水平分力與拖拉機前進方向一致。
反轉旋耕——旋耕機的刀輥的旋轉方向和拖拉機前進時輪子的轉向相反，旋耕刀由已耕土中入土，從底部開始往上切土，刀輥的切土反力的水平分力與拖拉機前進方向相反。
為了提高開溝質量和耕種機的附著性能，采用正轉切削方式。
4.1.5刀盤轉速
采用旋耕機自身的鏈傳動，根據相關文獻得：開溝需要的刀盤轉速要求為200～300r/min，本旋耕刀盤設計轉速為300 r/min，以滿足開溝拋土的要求。線速度計算如下：
u=ω1R=(300×2/60)×0.256=6.86(m/s)
4.1.6刀盤結構及刀片布置原則
(1)刀盤結構
由前面刀片直徑計算得出，刀盤最大回轉半徑R回=270mm，彎刀最大工作半徑Rmax=245mm，因此刀盤直徑要略大于原彎刀安裝尺寸。具體尺寸如圖：刀盤最大直徑R0=220mm，刀盤上刀座布置中心圓直徑R1=95mm，刀盤內圓直徑取R2=52mm略大于刀軸外徑。
由前面計算得出同一切削面上刀片數(shù)量為1～2片，考慮到在近溝邊兩側的拋土能力較中間強，在刀盤最外側各安裝兩片，靠近刀盤中間的兩切削面各安裝一片刀片，共6片彎刀。同時為了方便刀盤在旋耕軸上安裝，采用哈夫式刀盤對接安裝，如圖示，左右刀盤通過焊接的鋼板用螺栓連接，整個刀盤通過定位孔用螺栓與刀軸上的刀刀座固定在刀軸上。為增加彎刀片的縱向切削面，在刀盤上左右兩邊橫向焊接了U型鋼，向外擴展了兩個切削面，即由緊貼刀盤的兩個切削面增加到四個切削面。
另外，為使得開出的溝型整齊，在刀軸原有刀座上，開溝刀盤兩側各加裝一片切壁刀，以利于溝壁光潔成型。切壁刀為一直面弧形刀，弧形刀最大回轉直徑R略大于開溝刀盤最大回轉直徑（R回）2～3mm，結構如下圖示。
圖5刀盤結構圖
1， U型鋼 2，刀座 3，連接鋼板 4，定位孔
(2)刀片布置原則
刀片布置原則：1、同一回轉平面內，若配置兩片以上的刀齒，每片刀的進距應相等，使之切土均勻；2、整個刀軸回轉一周的過程中，在同一相位角上，應當只有一片刀入土，以保證工作穩(wěn)定和刀軸負荷均勻。3、左刀和右刀應盡量交替入土，以保證刀輥的側向穩(wěn)定。
安裝方式為左右彎刀各置于刀盤兩側，保證每隔60角有一刀片入土，且保證左右交替入土，以利于刀盤的受力穩(wěn)定均衡。基本按照上述規(guī)則安置刀片見下圖。
圖6 刀片排列展開圖
4.2開溝鏟
為了將已切削的土壤拋出溝底，必須將土壤的水平后拋改為上拋，為此加裝一個圓弧形開溝鏟，圓弧和刀盤為同心圓，如下圖示。
圖7開溝鏟結構圖
開溝鏟與刀盤刀片回轉面間的間隙盡量取較小值，一般為1～1.5cm。開溝鏟安裝位置要求：最低點略低于刀盤最低點，保證將溝內的土壤拋干凈；水平最高點基本和旋耕刀盤圓心位置平齊，有利于提高土壤拋擲高度，延長拋土行程，保證足夠的拋土寬度。
4.3擋土板
從溝面開始拋出的土壤，由于各方面的因素，會導致部分拋出土壤走向的不確定性，以及對操作的安全性，必須加裝一個弧形擋板，如下圖示，在略高于刀盤旋轉的最高點處安裝，擋板的圓弧半徑取較大值：1～1.5m，擋板間的夾角為80○～90○，安裝擋板的作用有利于土壤橫向拋土距離的作用。
圖8 擋土板結構圖
第5章 開溝深度調節(jié)裝置的設計
5.1深度調節(jié)液壓缸的選用及分析
5.1.1 液壓缸型號的確定
首先確定梁和架上的液壓缸耳環(huán)的具體位置，然后即可對初定的桿件在CAD中進行簡單模擬（工作位置和提起位置），測量出開溝裝置在兩個極限位置的時液壓缸的長度（即兩個耳環(huán)中心線之間的距離）：218mm～395mm。參考已有的微耕機的液壓缸型號和液壓缸系列值[21]，選用HSG型工程用液壓缸，技術參數(shù)見表3-5。
型號 HSG·L-50/25·E-1111-160·218
型號的含義：
表3-5 液壓缸技術參數(shù)
缸