微型开沟机的设计

微型开沟机的设计

学 生：易 彬 指导老师：汤楚宙

(湖南农业大学工学院，长沙 410128)

摘 要：本文分析比较了国内外开沟机械的工作方法和原理，结合我国现有的开沟方式及现

有小型旋耕机大量使用的现状，比较了前置和后置式开沟方式设计圆盘式开沟部件，试设计一款微型开沟机。

以蓝天1dn-4底盘为基础，后挂开沟机构。开沟机构动力与采用牙嵌式离合器进行传递，从而工作机构和行走机构相互独立，不相干涉。开沟刀盘动力采用链传动，结构简单、轻巧，运行灵活。采用上抛，并设置挡土板，从而达到覆土要求，开沟刀盘后接开沟铲，达到了沟底平整的要求，设置弧形挡板，满足了操作安全性及碎土系数需要，安装升降可调尾轮装置，提高了操作舒适度和操作的方便性。

在理论研究的基础上，设计出开沟部件，并对开沟刀盘进行受力分析， 对刀辊轴进行校核。

关键词：开沟；刀盘；抛土；

Design of the Micro Ditching machine

Student:Yi bin Tutor:Tangchuzhou

(Engineering college, Hunan Agricultural University, Changsha 410128,China)

Abstract：The working methods and principles of the ditching machine coming form home and

abroad are analyzed and compared in this paper. By combining the present ditching mode in the advantages and disadvantages and the post-position that ditching mechine being used. by comparing the front -set and back- set ditching part, Finally,try to design a mini ditching machine.

On the base of the Lantian 1dn-4 micro rotary cultivator ,set a ditching part on the back,the working part and the moving part are independence corse of the power of the rotary cultivator transfer from the stuck clutch.The cutter head drived by the chain wheel.the structure of integel setting are simply and smartly.To fit the need of the palling earth,we adopt the up casting method and set a

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poiling board on the above,set a ditching scroop on the back of the poiling board, unevenness of the channel bottom is also eliminated. Setting is baffle to satisfy the need of operation security and the coefficient of the broken soil. The adjustable trail wheel is fixed to increase the comfortable and operation simplicity.

Based on theoretic research, rotary-ditch machine is produced and orthogonal test is carried out in this working.

Keywords： Ditching；Cutterhead；Soil casting

1 前言

近年来，随着农业产业结构的调整和国家对三农问题的关注，以及对农业投入力度的加大，农民种植经济作物的积极性明显增加。当前人们生活水平的提高，大中城市对新鲜瓜果蔬菜的需要量越来越大，种植面积也在日益增加。在果蔬的种植管理中，经常需要在地中间开挖排灌沟、施肥沟，并且需要不断地改变沟渠的位置，以利于果树、蔬菜的正常生长，单从种植管理的角度来说，对沟壁、沟型并没有过分特殊的要求，只希望沟中的水能流通、肥料能保证供应、果蔬的根部不被水泡烂、不缺肥即可。但从世界范围内有限的土地资源不断减少，节约用地的角度来说，却希望沟壁尽可能陡直。本文以蓝天1 DN-4型微耕机底盘为基础，设计一种微型开沟机，以适应南方地块小，机械化作业普及率不高的实际情况。

目前全世界范围内耕作制度发展上存在两个明显的趋势：一是种植制度上熟制由少到多；二是在耕作次数上由多到少。这是因为人口的增加，土地的减少，对粮食及饲料的需求不断增加，迫使人们提高单产而积极发展多熟制；另一方面为减少能源消耗，保持水土，降低成本，则寻求新的耕法代替传统耕法，即推广少耕和免耕。

随着科技的发展，机械化栽培方式正在逐步代替手工劳作，极大地降低了劳动强度，但是机械化作业中由于机器在田间的多次碾压，土壤被压实而板结。大量试验研究表明

[2-4]

：采用保护性耕作对实现农业可持续发展，改善土壤的固、液、气三相比例，从

而达到增产增收的目的具有重要的意义。

2 内外研究现状

开沟机主要有两种：第一种为开种沟而设计的开沟器，开沟器为小型从动部件，靠牵引作用力而开出适合种子发育的种床，沟形表现为小、窄、浅等特点，开沟器常作为播种机一附属部件而挂靠其上；第二种为开排水沟或其它用途的开沟机，开沟机相对较大型，一般以主动型部件为主，消耗功率大，体积大，沟深且宽[5]。

2

2.1 国外开沟机

旋转开沟机是六十年代出现的一种连续挖土机械[6]，适宜开挖梯形截面的农用沟渠。由于其牵引力小、能均匀散开沟内土壤，工作效率高，因而得到迅速发展和广泛应用。在国外主要以大型开沟机为主，苏联、意大利、法国、日本等国都有不同型号的系列产品，从结构特点和使用性能两方面来看，目前基本上以苏联和意大利为代表的两大类型。苏联从1975年开始推出一系列的旋转开沟机产品：TP-171A全液压铣切式开沟机、MK-47犁刀-铣切式开沟机。意大利主要生产DARL系列的单圆盘开沟机心及DBR系列的双圆盘开沟机。两大类型的开沟机主要区别在于：前者是开挖大型沟渠的大型机械，且能一次性成沟，所采用的是切抛分开型的刀齿；后者是临时性的小沟渠，采用的是切抛合一型的刀齿[7-11]。

国外开沟机的代表机型有：切削链式开沟机、螺旋助推式开沟机、侧置式公路开沟机、圆盘旋转式开沟机，主要特点是以大功率，重机型为主，功耗大，体积也大。

2.2 国内开沟机

我国开沟机的种类很多，60年代开始从国外引进，从七十年代开始正式研制旋转开沟机，通过自身研究和借鉴国外的经验，目前逐步形成了适合我国国情的开沟机系列，到现在已经有几十种型号。其主要型式有四种： （1）铧式犁开沟机

铧式犁开沟机属于从动型工作部件，利用“刨削”原理，沿直线运动对土壤进行刨削。加工过程相对铧式犁切削速度要大。铧式犁型开沟机主要应用于蔬菜的栽种和植树造林等，我国主要有KGTP和京HK-14两种类型，KGTP工作原理；随着机组前进，犁尖入土，开轴的土沿着犁体上升。冀板将土推向两面三刀侧、冀尾板将沟壁压紧，形成梯形断面的沟渠，达到列沟培土的目的。京HK-14开沟机在工作时，前面的犁铧起土，分土板片土扣翻到两面三刀侧，形成农艺要求的一种沟型[12]。该机型入土阻力小，质量轻，工作性能好，可以开出成型沟，但沟型断面不平整。 （2）链齿式开沟机

1992年，江西省农机研究所和江西农业大学针对果园开沟，设计了与丰收180GV拖拉机配套的1K-30型链齿式开沟机[13]，开沟机通过链条上的刀齿逆向切削土壤，切削垡片由链齿出沟面，再由双向搅龙输送到沟两测，完成开沟作业。

1K-30型链式开沟机主要特点；开沟理管时，沟形一次成型，种植山药可不开沟只松土，刮土板改变刀齿排列，达到深松土60～100cm，可节省大量人力。配套拖拉机功

3

率17～37kw,开沟深度600mm、1000mm、1500mm，开沟宽度140mm、160mm、200mm、300mm，工作速度200～600m/h。 （3）螺旋式开沟机

2000年东北农业大学针对了泥炭（沼泽地的产物）的开采而设计了一种1KL-100型立式螺旋式开沟机[14]，其工作部件采用锥螺旋式搅龙切抛土，可开挖出较大型梯形沟渠。在立式开沟机的思路上，2001年昆明市农业机械研究所又研制出1KS-22型双轴立式旋转开沟机。采用双轴结构，两套旋转方向相反的刀轴同时切抛上下沟土，能开出小型矩形沟渠。 （4）圆盘式开沟机

圆盘式开沟机属旋转式开沟机，将开沟部件做成圆盘式结构，利用动力输出轴带动刀盘旋转切削土壤，我国从七十年代开始正式研制，通过自身研究和借鉴国外的经验，目前逐步形成了适合我国国情的开沟机系列

[15]

。定型为东方红-75拖拉机配套的

1KD-100单圆盘旋转开沟机和1KD-100双圆盘旋转开沟机，为铁牛-55拖拉机配套了1K-80双圆盘旋转开沟机。结合我国国情出发的：即要求重量轻，结构简单，又要求能耗小，生产率高。到80年代，圆盘式开沟机又生产出一系列产品：1KSQ-35型（配套8.8千瓦拖拉机）、1K-0型、1K-35-1A型、1K-35型、1KH-35型等[16]。

3 课题的研究意义：

我国是一个典型的农业大国，作物种植面积非常大，同时我国也是一个人口大国，对食品的需求量也非常的大，随着国家工业化进程，从农田中解放出更多的生产力，提高生产效率，我国的农业机械也在国家的扶持和工程师的研究中飞速发展，开沟作为农田作业的一个环节，在作物生长过程中的影响甚大，与此同时，其工作量大，人工开沟耗时耗力。所以，开发出一种开沟机械，就能极大的解决这个问题。本文就南方地块小，一般开沟机机型过长，不能灵活运行的情况，拟开发出一款微型开沟机，解决在小型田地作业的需要。

油菜、棉花等作物是直根系忌湿作物，土壤水分适宜与否，对其生长发育影响甚大，水分过多会造成缺氧，直接引起植株生理代谢过程变化，针对油菜、棉花等作物生长特性，一般要求如下：1、开沟要及时，以便抗旱排涝；2、沟深、沟宽要符合要求并均匀一致；3、抛土要均习。在开沟过程中能将泥土均匀抛向沟的两边，对种子的覆盖率能达90%以上；4、沟要直以利于排灌；5、沟底、沟壁要光滑。

目前，南方各水稻主产区大都以两季连作，10月份晚稻收获后的田块留待第二年开春后翻耕种植早稻。在过冬的近5个月时间恰好是冬油菜的全生育期，但由于油菜

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的种植工序较多，尤其手工开沟劳动强度大，劳动力投入多，许多农民想尽量扩大种植冬油菜面积却又因劳动力不足而耽误了，加上近些年来，大部分农村青年都外出打工，人力不足最终导致油菜种植面积还相对减少，经济效益低，导致目前有限的耕地未能得到充分、合理利用。为了充分、合理利用南方土地资源，加快种植业向农机械化、产业化方向发展，因此设计一种开沟性能好且经济实用的开沟机械，解决农民当前开沟难的问题，提高种植效率和劳动生产率，快速实现油菜种植机械化，具有重要意义。

4 总体结构及工作原理 4.1 设计思路

在蓝天1 DN-4型多功能农用微型耕作机上设计一种后置开沟机，利用微型耕作机的动力带动整个开沟部件的运转，开沟的刀盘采用左右两块，在刀盘上焊接刀座，用螺栓将刀座和旋耕刀联接起来；通过螺栓将刀盘与刀轴联接起来，使刀盘旋转，进行开沟工作，刀盘的具体的参数在设计过程中根据要求逐一选取；为了满足旋耕刀工作时的滑切性能和脱草性能且在稻田进行工作，故选用弯刀做为开沟工具；为了更好的提高碎土性能和对操作者进行保护，设计左右两块弧形挡板，最后设计一个支撑架杆,对整个开沟部件进行固定。

4.2 工作原理

利用多功能农用微型耕作机的旋耕刀轴，带动开沟刀盘顺铣，即旋耕切削方向与驱动轮旋转方向一致。旋耕弯刀首先切削未耕土壤并将其后抛及一次细碎，当被切削土壤落到后置的弧形开沟铲上时，会再次碰到尾随而至的旋耕刀。这时由于是已耕土壤，失去了地面的支承力，于是在土壤自身重力、离心力、磨擦力、科氏力、支持力等作用下沿正切韧刀面相对滑移，加上旋转刀盘给予的牵连运动以及车身的前移牵连运动的合成，最终朝沟两边的前方和横向上抛送，抛送的过程中一部分较大的土壤颗粒碰撞到刀盘正上方的曲面档板，产生了三次碎土碰撞，最后落到两边的厢面上。完成了开沟切土、抛土、碎土、翻土等一系列工作过程。由于油菜等等经济作物厢面覆土要求平整、细碎、覆土厚度分布均匀等；对沟的要求是沟底的宽度，平整、宽沟、沟面整齐等，本开沟机为此布置了四个纵向切削开沟面，增添了开沟的宽度，加上单片刀片切土宽度相对较少，保证了开沟抛土的宽度，增进了碎土效果。同时为了保证覆土的均匀性，不同的开沟面上布置不同的数量的刀片，在抛土较远的最外侧两边的开沟面上设置了两片弯刀，近刀盘的内置开沟面抛土较近，所以只设了一片弯刀。该结构保证了离沟边较远的覆土量接近于沟边的覆土量，使得厢面覆土厚度一致??。

5 5

总体结构如下图：

图1 总体结构图

Fig.1 The population structral drawing

5 各级传动比的合理分配

在设计二级和二级以上的减速器时，合理地分配各级传动比是很重要的，因为它将影响变速箱的轮廓尺寸和重量以及润滑的条件。

5.1 动力的传递：

6

5.2 传动比分配的基本原则

1）各种传动的传动比，均有其合理应用的范围，通常不应超过。 2）各级传动的承载能力近于相等。

3）各级传动中的大齿轮浸入油中的深度大致相近，从而使润滑最为方便。 4）分配传动比时，应注意使各传动件尺寸协调、结构匀称，避免发生相互干涉。 如设计二级齿轮减速传动时，若传动比分配不当，可能会导致中间轴大齿轮与低速轴发生干涉。

5）对于多级减速传动，可按照“前小后大”（即由高速级向低速级逐渐增大）的原则分配传动比，且相邻两级差值不要过大。这种分配方法可使各级中间轴获得较高转速和较小的转矩，因此轴及轴上零件的尺寸和质量下降，结构较为紧凑。增速传动也可按这一原则分配。

6）在多级齿轮减速传动中，传动比的分配将直接影响传动的多项技术经济指标。例如：传动的外廓尺寸和质量很大程度上取决于低速级大齿轮的尺寸，低速级传动比小些，有利于减小外廓尺寸和质量。

闭式传动中，齿轮多采用溅油润滑，为避免各级大齿轮直径相差悬殊时，因大直径齿轮浸油深度过大导致搅油损失增加过多，常希望各级大齿轮直径相近。故适当加大高速级传动比，有利于减少各级大齿轮的直径差??。

15.2 传动比具体分配

配套动力：蓝天 1 DN-4型多功能农用微型耕作机

功 率：4.4千瓦 转 速：1800转/分

总传动比为：i1?1800/6?300

5.2.1 计算传动装置的运动和动力参数

1）各轴的转速

耕种机动力输出轴为0轴，变速箱主轴为Ⅰ轴，低速轴为Ⅱ轴，刀轴为Ⅲ轴，各轴转速为：

n0?n1?1800r/min

n2?1800/3?600r/min

n3?n2/3?200r/min n5?n1/14.4?125r/min

7

2）各轴的轴功率

p0?pd?4.4kw

p1?p0?12?4.4?0.982?4.226kw p2?p1??12?4.226?0.98?0.97?4.017kw

2 p5?p1?2?4.226?0.972?3.976kw

3）各轴输入转矩T

T1?9550p1/n1?9550?4.226/1800?22.42N?m

T2?9550p2/n2?9550?4.017/600?63.94N?m

T5?9550p5/n5?9550?3.976/125?253.13N?m

初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理，查参考文献[2]表15-3得A0?105，又由P n2?600 p5?3.97 6 n5?125。1?4.226 n1?1800 p2?4.01 7将有关值代入公式可见得：

dmin1?A03p np14.226?105?3?13.955cm n11800dmin?A03 取d1?20cm

同理计算可得： d2?35cm d3?25cm d4?d5?35cm

5.2.2 链传动参数设计和计算

已知设计参数：传动比i4=1，传递功率P1?2.511kw 主轮转速n1?18001800??300r/min，有轻度冲击载荷 i1i22?31、选择链轮齿数

取小链轮齿数z1=17,大链轮的齿数为z2?i6?z1?1?17?17 2、确定计算功率

查 《机械设计》P178 表9-6 工况系数KA 得KA =1.5 查 《机械设计》P179 图9-13 主动链轮齿数系数Kz 得 Kz=1.35 单排链，则计算功率为

Pca?KAKZP1?1.5?1.35?2.511?5.084Kw

3、选择链条型号和节距

根据Pca=5.084Kw及n1=200r/min查《机械设计》P176 图9-11 A系列、单排滚子

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链额定功率曲线 可选用16A-1。查《机械设计》P167 表9-1 滚子链规格和主要参数 得 链条的节距为p=25.4mm 4、计算链节数和中心距

初选中心距 a0?(30~50)p?(30~50)?25.4?870~1270mm 取a0?1000mm 则相应的链长节数为

az?z?z?z?pLp0?20?12??21?p2?2??a080019?25?25?19?25.4 ?2??????25.42?2?3.14?800 ?100.97

22取链长节数Lp=101节

查《机械设计》P180 表9-7 中心距计算系数f1 得f1 =0.2533 则链传动的最大中心距为

a?f1p[2Lp?(z1?z2)] ?0.2498?15.875?[2?83?(19?25)] ?803mm5、计算链速V，确定润滑方式

v?n1z1p200?19?25.4??1.608m/s60?100060?1000

由v=1.608m/s和链号20A-1 查《机械设计》P181 图润滑范围选择图 可知应用定期人

工润滑方式

6、计算压轴力Fp

有效圆周力为： Fp?1000几何尺寸计算：

d1?p?180??sin??z?1?p?180??sin???z2???25.4?138mm 180???sin???17?P2.5111?1000??1561N v1.608d2?25.4?138mm ?180??sin???17?

6 开沟部件具体结构参数的确定

在选取了后置开沟方式的基础上，在原有旋耕机刀轴上安装一圆盘式开沟部件

[17-20]

。为能开出形状规则、沟内干净、沟型整齐的排水沟，需要考虑多个方面因素，包

括刀片型号及数量，刀盘的结构参数，开沟铲的结构参数及挡土板的结构等，现分以

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下几个方面逐步进行选择设计。

6.1 刀片型号

旋耕刀是开沟机的主要工作部件，刀片的形状和参数直接影响开沟工作质量，目前国内外对旋耕刀刃口曲线形状和结构参数作了大量研究，就横轴旋机上的刀齿而言主要有刚性和弹性两大类，刚性刀按其外形分有直刀、L形刀、弯刀、凿形刀等类型。其中直刀主要用于对已经翻耕的土地进行碎土作用，L形刀、弯刀、凿形刀则用于初耕，L形刀结构简单，但工作稳定性差，且易缠草；凿形刀主要适应在旱作砂性土壤中采用超进距旋耕作业，可节约动力消耗；而弯刀有好的滑切性能，脱草性能好，工作平稳，多用于水田耕作和草原耕作，在稻田旋耕得到广泛应用。 针对以上情形，选用弯刀片作为开沟的刀片[21]，其结构如图

弯刀片由侧切刃（包括侧切面）和正切刃（包括正侧面）两部分组成。其中主要尺寸有：R0为旋耕起始半径，Rn为侧切刃口上任一点半径，R1为刀片在弯折处的刃口半径，Rmax为刀片工作最大回转半径，θ

max

θmaxRnR1Rm正切面ax片切土宽度，β为刀片弯折后角（包括左弯和右弯两种）。

刀片的选择：由于弯形刀片对土壤的适应性较强，它的特点是切割能力强，有自清作用，不易缠草，而且有一定的翻土能力。因此刀片选用国际旋耕机弯刀IIS245。

弯形刀片的刃口的形成原理是根据阿基米德螺旋线形成的，其材料是用GB699—65规定的65Mn钢制造。切削部分必须进行淬火处理，淬火区硬度为HRC50～55。旋耕弯

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Ro正切刃侧切面侧切刃弯折始线βb图2 旋耕弯刀结构图

Fig.2 The structure of the tiller

为起始半径最大回转半径间的偏置角， b为刀

刀应用样板进行检查，刃口曲线形状误差不得大于3mm。

6.2 切土进距及刀片数量

开沟切土过程是刀盘作复杂运动切割土壤。在刀片旋转的同一纵向平面内，前后两相邻刀片的切土间距，称为切土进距，记作S。如图2.6所示,

νmωνmtoo1ωtsxABshh△y图3 正转开沟土壤垡片形成示意图 Fig.3 The sketch map of the soil slice

forming in positive ditching

相继作用与土壤的两片刀片,描绘出相同的彼此移开一个切土节距S的曲线,形成断面变化的垡片.

2?切土进距S由开沟刀盘的运动参数和结构参数确定.S是刀盘转动角的时间ts

z内,旋耕也辊前进的距离, z是刀盘上同一切削面上刀齿的安装数量.可计算为：

2?vm2?Rvm60vm S=vmt== = （1）

z?z?Rzn式中：

vm----机器前进速度，m/s；

t----机组前进时间， s； z----同一旋转切削面刀片数；

ω----刀辊角速度，rad/s； n----刀辊转速，r/min；

s----切土进距，m

垡片的厚度及土壤破碎程度由S值确定，因此切土进距的大小直接影响碎土质量。

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由上式知，降低机能前进速度、提高刀轴转速、增加每切割小区内的旋耕刀数，都能减少切土进距，提高碎土质量。但机组前进速度过慢，生产率底；刀轴转速过快，机组的安全性能降低；刀数增加，刀间空隙度小，容易缠草堵泥。因此，切土进距不能设计过小，一般在中等粘度的土壤（含水量20%--30%）中作业,正转作业切土进距4—6cm左右,耕作质量即能满足农艺要求。现取较小值4cm进距作计算，拖拉机行使速度一般采用一档操作，其速度为1.1km/h，代入公式中，得：

60vm60?1.1?1000?Z==1.79（片） sn0.04?260?3600圆整计算结果，选取单位切割面上刀片数量为2片。

6.3 刀片直径计算

刀片最大切削半径Rmax ：Rmax 的确定与设计耕深和传动箱结构有关，耕深增大，要求R 增大，切削扭矩也随之增大，因此在满足耕深的要求及传动箱结构尺寸允许的情况下，Rmax应尽量取小值。

刀片切土宽度b(工作幅宽)：b的大小影响旋耕机的工作质量及功率消耗，若b增大，旋耕刀滚的刀片数减少，则相邻刀片问距增大，有利于减少堵塞现象，功率消耗不变，但碎土质量差，为了保证碎土质量，就要减小机器的行进速度，故b不宜过大。

为了保证耕深及适宜的刃口长度，刀片切削半径Ro的大小可由下式确定：

2R0?Rmax?S2?2S2Rmaxa?a2?220mm （2）

式中：

S——刀片最大进给量，mm； a——最大设计耕深，mm。

正切面回转直径取决于最大开沟深度 hmax，刀轴传动箱尾部圆角半径r，开沟机处于最大开沟深度时传动箱底部离地间隙δ1，刀轴中心与变速箱的距离L和正切面与变速箱的安全间隙δ

图4开沟结构尺寸示意图

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Fig .4 The sketch map of the structure

[22]2

，如下图：

δ1Lr

hmaxδ1D

其数学表达式为；

R≥hmax+r+δ1 R≤L-δ2

在蓝天1dn-4型多功能农用微型耕作机上，各参数的取值为：

hmax=160mm；r=82.5mm；L=280mm;δ1=20mm；δ2=10mm。

计算得：252.5≤R≤270

为提高抛土距离，尽量选取较大的旋耕半径，因此取最大回转切削半径R回为270mm.

6.4 刀片正反转的确定

旋耕机的刀片，无论其为何种形状，它在工作时的绝对运动均由两种运动合成。一种运动是由于安装刀片的轴转动时刀片绕轴心旋转所形成的圆周运动，另一种运动是机器不断前进时所具有的直线运动。旋耕机在工作时，这两种运动同时在刀片上产生，刀片的绝对运动是这两种运动合成的结果。

正转旋耕——旋耕机的刀辊的旋转方向和拖拉机前进时轮子的转向相同，旋耕刀由地表向下切土，刀辊的切土反力的水平分力与拖拉机前进方向一致。

反转旋耕——旋耕机的刀辊的旋转方向和拖拉机前进时轮子的转向相反，旋耕刀由已耕土中入土，从底部开始往上切土，刀辊的切土反力的水平分力与拖拉机前进方向 相反。

为了提高开沟质量和耕种机的附着性能，采用正转切削方式??。

226.5 刀盘转速

采用旋耕机自身的链传动，根据相关文献得：开沟需要的刀盘转速要求为200～300r/min，本旋耕刀盘设计转速为300 r/min，以满足开沟抛土的要求。线速度计算如下：

u=ω1R=(300×2/60)×0.256=6.86(m/s) 满足开沟和覆土性能。

6.6 刀盘结构及刀片布置原则 6.6.1 刀盘结构

由前面刀片直径计算得出，刀盘最大回转半径R

回

=270mm，弯刀最大工作半径

Rmax=245mm，因此刀盘直径要略大于原弯刀安装尺寸。具体尺寸如图：刀盘最大直径

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R0=220mm，刀盘上刀座布置中心圆直径R1=95mm，刀盘内圆直径取R2=52mm略大于刀轴外径。

由前面计算得出同一切削面上刀片数量为1～2片，考虑到在近沟边两侧的抛土能力较中间强，在刀盘最外侧各安装两片，靠近刀盘中间的两切削面各安装一片刀片，共6片弯刀。同时为了方便刀盘在旋耕轴上安装，采用哈夫式刀盘对接安装，如图示，左右刀盘通过焊接的钢板用螺栓连接，整个刀盘通过定位孔用螺栓与刀轴上的刀刀座固定在刀轴上。为增加弯刀片的纵向切削面，在刀盘上左右两边横向焊接了U型钢，向外扩展了两个切削面，即由紧贴刀盘的两个切削面增加到四个切削面。

另外，为使得开出的沟型整齐，在刀轴原有刀座上，开沟刀盘两侧各加装一片切壁刀，以利于沟壁光洁成型。切壁刀为一直面弧形刀，弧形刀最大回转直径R略大于开沟刀盘最大回转直径（R回）2～3mm，结构如下图示。

1R02R1R234

图5刀盘结构图

Fig.5 The structure of blade installing disc 1， U型钢 2，刀座 3，连接钢板 4，定位孔

6.6.2 刀片布置原则

刀片布置原则：1、同一回转平面内，若配置两片以上的刀齿，每片刀的进距应相等，使之切土均匀；2、整个刀轴回转一周的过程中，在同一相位角上，应当只有一片刀入土，以保证工作稳定和刀轴负荷均匀。3、左刀和右刀应尽量交替入土，以保证刀辊的侧向稳定。

安装方式为左右弯刀各置于刀盘两侧，保证每隔60角有一刀片入土，且保证左右交替入土，以利于刀盘的受力稳定均衡。基本按照上述规则安置刀片见下图。

0°

右弯左弯

刀片入土顺序120°14 左弯右弯左弯

240°

6.7 开沟铲

为了将已切削的土壤抛出沟底，必须将土壤的水平后抛改为上抛，为此加装一个圆弧形开沟铲，圆弧和刀盘为同心圆，如下图示。

图7开沟铲结构图

Fig.7 Fig.7 The structure of ditching spade

开沟铲与刀盘刀片回转面间的间隙尽量取较小值，一般为1～1.5cm。开沟铲安装位置要求：最低点略低于刀盘最低点，保证将沟内的土壤抛干净；水平最高点基本和旋耕刀盘圆心位置平齐，有利于提高土壤抛掷高度，延长抛土行程，保证足够的抛土宽度。

6.8 挡土板

从沟面开始抛出的土壤，由于各方面的因素，会导致部分抛出土壤走向的不确定性，以及对操作的安全性，必须加装一个弧形挡板，如下图示，在略高于刀盘旋转的最高点处安装，挡板的圆弧半径取较大值：1～1.5m，挡板间的夹角为80～90，安装挡板的作用有利于土壤横向抛土距离的作用。

○

○

15

图8 挡土板结构图

Fig.8 The structure of earth-blocked plate

7 关键零部件校核计算 7.1 齿轮传动设计与校核

选择最后一级传动的齿轮进行设计计算

7.1.1 齿轮相关参数的选择

选择齿轮类型、精度等级、材料及齿数

1）根据设定的传动方案，采用软齿面直齿轮传动。

2）由于此机构中齿轮传动为低速级齿轮传动，速度不高，故选用7级精度 3）材料选择：小齿轮材料为20CrMnTi，渗碳淬火，硬度为300HBS，大齿轮材料为45钢（调质）硬度为240HBS，二者材料差为60HBS。

4）取小齿轮齿数Z1=20，则大齿轮齿数Z2=iZ1=2.4×20=48，取Z2=48

7.1.2 按齿面接触疲劳强度设计

d1t?2.3322KtT1?u?1?ZE设计计算公式：

?du??H?2 (13)

确定公式内的各计算数值

1）试选载荷系数 2）计算小齿轮的转矩

Kt?1.3

95.5?105P3 (14) T3?n3

16

95.5?105?3.7725? 300?1.2?105N?mm3）由参考文献[2]表10-7选取齿宽系数?d?1

4）由参考文献[2]表10-6选取材料的弹性系数ZE?189.8MPa

5）由图10-21e按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限?Hlim1?1650MPa，大齿轮的接触疲劳强度极限?Hlim2?550MPa

6）由式： N1?60n1jLh (15)

计算应力循环次数

设该齿轮的工作寿命为12年，每年工作180天，每天10小时，则 N1?60?300?1??12?180?10??3.888?108 N2?3.888?108?3.277?1.186?108

7）由参考文献[2]图10-19查得接触疲劳寿命系数 KHN1?0.97；K8）计算接触疲劳许用应力

取失效概率为1%，取安全系数S=1。由式

K???H?1?HN1Hlim1?0.97?1650?1600.5MPaS K???H?2?HN2Hlim2?1.10?550?605MPa

SHN2?1.10

??H??KHN?HlimS得 (16)

计算尺寸：

1）试算小齿轮分度圆直径d1t，代入??H?中较小的值

2KT?u?1??ZE? (17) d3t?2.323t3??????d?u?????H??521.3?1.2?10?2.4?1?189.8??3 ?2.32? 1?2.4?6052?64.7mm2）计算圆周速度?

?d3tn3??64.7?300????1.02m/s (18)

60?100060?10003）计算齿宽b

b??d?d3t?1?64.7?64.7mm (19)

4）计算齿宽与齿高之比b/h

d64.7模数 mt?3t??3.235mm (20)

z320齿高 h?2.25mt?2.25?3.235?7.279mm (21)

17

齿宽与齿高之比

b64.7??8.89 h7.2795）计算载荷系数

根据??1.02m/s，7级精度，由参考文献[2]图10-8查得动载荷系

KV?1.05 KAFt>100N/mmb直齿轮，假设.由参考文献[2]表10-3 KH??KF??1.1；

由参考文献[2]表10-2查得使用系数KA?1.5；

由参考文献[2]表10-4查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，

2KH??1.12?0.18?1?0.6?d??d2?0.23?10?3b (22) 将数据代入后得

KH??1.12?0.18?1?0.6?12??12?0.23?10?3?64.5?1.423

由

b64.7??8.89，KH??1.423，查参考文献[2]图10-13得KF??1.33；h7.279故载荷系数

K?KAKVKH?KH??1.5?1.05?1.1?1.423?2.465 (23)

K得 Kt6）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式d3?d3t3 d3?64.7?37）计算模数m m?2.465 (24) ?79.m9m81.3d379.98 (25) ??3.99 9z3207.1.3 按齿根弯曲强度设计

2KT3?YFaYS?a弯曲强度设计公式为： m? (26) ?2???dz3????F??3 确定公式内的各计算数值

1）由参考文献[2]图10-20d查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限

?FE1?1050MPa ?FE2?1050MPa

2）由参考文献[2]图10-18查得弯曲疲劳寿命系数

KFN1?0.98

KFN2?0.99

3）计算弯曲疲劳许用应力

18

KFN?FES 取安全系数S=1.3由式 得 (27)

K?0.98?1050MPa?791.538MPa ??F1??FN1FE1?S1.3K?0.99?1050MPa?799.615MPa ??F?2?FN2FE2?S1.3??F??4）计算载荷系数K

K?KAKVKF?KF??1.5?1.05?1.1?1.33?2.304 (28) 5）查取齿型系数

由参考文献[2]表10-5查得 YFa1?2.8，YFa2?2.33 6）查取应力校正系数

由参考文献[2]表10-5可查得 YSa1?1.55，YSa2?1.69

YFaYSa7）计算大小齿轮的

??F?并加以比较

YFa1YSa1??F?1??2.8?1.55?0.00548

791.5382.33?1.69?0.00492

799.615YFa2YSa2??F?2 小齿轮的数值大。 设计计算

根据式（27）得

52?2.304?1.2?10m?3?0.00548?1.96

1?202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1.96，并就近圆整为标准值m=2，按接触强度算得的分度圆直径

d3?80mm,算出小齿轮数 z3?d380??40 m2大齿轮齿数 z4?uz3?2.4?40?96， 取z4?96

这样设计出的齿轮传动既满足齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。

7.1.4 几何尺寸计算

1）计算分度圆直径

19

d3?z3m?40?2?80 d4?z4m?96?2?192

2）计算中心距

a?d3?d480?192?mm?136mm （29） 223）计算齿轮宽度

考虑到尽可能的减少质量和缩短变速器的轴向尺寸，应该选用较小的齿宽。若使用宽些的齿宽，工作时会因轴的变形导致齿轮倾斜，使齿轮沿齿宽方向受力不均匀并在齿宽方向磨损不均匀。

通常更据齿轮模数m的大小来选定齿宽。

直齿：b=KC m, KC为齿宽系数，取为4.5~9 （30）

斜齿：b= KC mm，KC取6.0~9.5

第一轴常啮合齿轮副的齿宽系数，KC可取大些，使接触线长度增加、接触应力降低，以提高传动平稳性和齿轮寿命。

所以小齿轮齿宽取20mm,大齿轮齿宽取20mm.

7.1.5 验算

52T32?1.?210 Ft??N?3000N (31)

d380KAFt1.5?3000?N/m?225N/m>100N/m (32) b20合适。

7.2 旋耕机刀轴

本次设计选到刀轴的外径d为50mm,内径d1=44mm。

刀轴总成是旋耕机的主要工作部件，由旋耕刀片、旋耕刀座和旋耕刀轴组成。刀座由64Mn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，用与左右支臂销连，刀轴上焊有刀座并加装一个刀盘，刀座按多头螺线等距离焊合在刀轴上，用以安装刀片。

刀片是旋耕机的最主要工作部件，起切土和抛土作用，工作中刀片的绝对运动是由机组的前进运动与刀轴的回转运动合成。为使机组正常工作，必须使刀片在整个切土的过程中不断产生推土现象，因此绝对运动的轨迹要求为余摆线，在这条余摆线绕圈最大横弦以下任意一点的水平分速度的方向与机组前进方向相反，这样刀片便将土壤抛向后方。

20

旋耕机负荷最大的部件就是刀轴，刀轴可以用实心或空心材料制造。空心轴可以在小的重量下传递较大的扭矩，较好的抵抗扭矩。管的尺寸应根据最大传递扭矩计算，并以附加扭曲应力验算。

世界各国专家学者在旋耕机功率消耗的理论推导方面已做了不少工作，提出了诸如单元法、能量法、比功法、比阻法等。由于农田土壤的复杂性，至今尚缺乏表达旋耕阻力及能耗与土壤动力特性、耕作机具参数之间明晰的、便于应用的关系式，所以通过以下半经验公式进行计算

P=BHvm(P0?vd?/2) （3）

式中：

B——耕幅，mm； H——耕深，mm；

vm——机组前进速度，km/h； P0——切土比阻，KN/m； vd——刀滚外缘线速度，m/s； δ——未耕土壤密度，mg/m

3

切土比阻P0与土壤质地、耕深等多种因素有关，由实验取得为32.4KN/m,从《农业土壤力学》一书中得知未耕土壤密度δ为2.69 mg/m3。

计算：

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

当轴回转时，有三把刀进行工作，两把弯刀和一把直壁刀，由于直壁刀所受的阻力很小，可以忽略不计，则只要考虑两把弯刀同时进行切削土壤的情况，一把弯刀通过焊接在刀盘上的刀座固定，对轴产生扭转变形；另一把弯刀通过焊接在刀盘上的U型钢与之相连，对刀轴同时产生弯矩和扭转变形。

由于每把弯刀的参数基本一致，则每把弯刀产生的弯矩为T/2，即78.5Nm,又因为T=F×L,从此式可以求出弯刀给轴带来的载荷F的大小，由弯刀的最大回转半径为270mm可求出切削阻力：

F=78.5/0.27=291N

21

图A分析了刀盘对轴所产生的力效应，力F2原来的作用点在垂直刀盘所在平面70mm 的平面内，利用力的平移定理将其移到刀盘所在平面内，此力在平移后相当于对轴附加了一个弯矩，其值为

M=F2×70=291×70=20.3Nm

如图A中所示，根据力的平移定理将力F1平移至轴心，将附加一个扭矩，其大小为

T=F1×270=291×270=78.6Nm

将力F2再次平移，F2会附加一个和力F1同样的附加扭矩，大小与方向相同。各力的方向如图A中所示，作出其扭矩图，如E所示。

为了计算的方便将图A中平移后的两个力进行合成，如图B所示，合成后的合力F为3F1 ，方向如图中所示。

22

以合力F的方向为纵轴为方向建立直角坐标系xoy对刀轴进行受力分析，如图C所示，利用平衡条件对其进行计算，建立平衡方向有

?x?0 P+P=F

?p(M)?0 P×730+M=365F

1

2

12

解之得

P2=117.6N P1=173.4N 力P1、P2将轴心各产生一个弯矩，其大小为 M1=117.6×365=43Nm M2=173.4×365=63.3Nm

作出其弯矩图，如D所示，从弯矩图中得知其最大弯矩为63.3Nm，从扭矩图中得知最大扭矩为157.2Nm，根据弯曲强度条件利用下式对轴进行校核

M ?max?max?[?] （4）

W 23

因为刀轴为空心轴，W查《机械设计》表15-4得其计算公式为

d W=0.1d3[1?(1)4] （5）

d其中d为刀轴的大径，d1为刀轴小径。 计算得

W=0.1×50[1-(44/50)]=6125mm

3

4

3

则

?max?63300 =10.33Mpa?[?]=60Mpa 6125所以轴的强度能够满足弯曲强度要求。 根据扭转强度条件利用下式对轴进行校核

?t?T ?[?t] （6）

WT计算得

?t?157200?25.7Mpa?[?t]=35Mpa

6125所以轴的强度能够满足扭转强度要求，综上所述可知，轴能满足工作时的强度要求，使刀盘能正常的工作。

7.3刀盘与刀轴相联接的螺栓

刀盘与刀轴联接，有两个相距1800的螺栓同时工作，螺栓杆与也壁之间无间隙，接触表面受挤压；在联接接全面处，螺栓杆受剪切。同时，刀盘上的弯刀受力时也会对螺栓产生力的作用，与刀轴的受力情况相同，螺栓需要承受扭转弯矩。因此，要综合各种情况对螺栓进行校核。

24

图10 螺栓受力分析图

Fig.10 The bolt is analysed by the force

力F2原来的作用点在垂直刀盘所在平面70mm 的平面内，利用力的平移定理将其移到刀盘所在平面内，此力在平移后相当于对轴附加了一个弯矩，其值为

T=F1×270=291×270=78.6Nm

根据力的平移定理将力F1平移至轴心，将附加一个扭矩，其大小为 T=F1×221=291×221=64.3Nm

将力F2再次平移，F2会附加一个和力F1同样的附加扭矩，大小与方向相同。 用图9中B所示的方法将力合成，得合力F=3F1=504N

校核时，假设螺栓与孔壁表面上的压力分布是均匀的，又因为这种联接所受的预紧力很小，所以不考虑预紧力和螺纹摩擦力矩的影响。

螺栓杆与孔壁的挤压强度

?p?F504=40.32Mpa?[?p] （7） ?d0Lmin10?1.25[?p]由《机械设计》书表5-7和表5-8查得为[?p]=0.8?s=144Mpa

以F力来校核螺栓杆的剪切强度

F504=30.2Mpa?[?] （8） ????23.14d0?10244[?]由《机械设计》书表5-9查得为[?]=120Mpa

由以上计算可知，螺栓的强度得到保证，刀盘能安全工作。

7.4 滚动轴承的选择与校核

因轴承主故要承受径向载荷无受轴向载荷，初步选取球深沟轴承。其主要性能和特点:主要承受径向载荷,也可同时承受小的轴向载荷。当量摩擦系数最小。在高转速

时，可用来承受纯轴向载荷。工作中允许内、外圈轴线偏斜量不大于8?～16?，大量生产，价格最低。

这里选输出轴上的轴承校核（其它轴承的选择和校核略）。

为了方便安装，两端选用相同型号的轴承。因轴承承担的径向力远远大于轴向力，参照工作要求，初选6205型号的轴承。

验算：

轴轴承的使用寿命为：12小时/天×180天/年×10年=21600小时

25

1）对左端，已知Fr1?574N，在理想状况下无轴向力，故

Fa所以X=1，Y=0。 ??e，

Fr根据GB276-89，选6205型轴承，查得：C = 10.8 KN，C0=6.95 KN 。 求当量载荷P:

查参考文献[2]表13-6得fp＝1.2～1.8，取1.8。

P?fXF?1.8?1?574?1033N (38)

pr验算6205轴承的寿命

?106(C)106108003?()?63489h??21600h (39) Lh?60np60?3001033所以6205型满足要求。

2）对左端，已知Fr1?304N，在理想状况下无轴向力，故

X=1，Y=0。

根据GB276-89，选6205型轴承，查的：C = 10.8 KN，C0 =6.95 KN 。 求当量载荷P

查参考文献[2]表13-6得fp＝1.2～1.8，取1.8 。 P?fXF?1.8?1?304?547Npr 验算6205轴承的寿命

Fa??e，所以 Fr?106(C)106108003? Lh?()?4.276?105h??21600h

60np60?300547所以6205型满足要求。 轴承校核完毕。

7.5 键的选择与校核

此设计涉及两类键：平键和花键，其选择见装配图。现选择变速箱输出轴上的矩

形花键进行校核，其基本尺寸为N×d×D×B＝8mm×36mm×42mm×29mm。

假设载荷在键的工作面上均匀分布，每个齿工作面上压力的合力F作用在平均直径dm处。

此处为静联接，其校核公式为：

2T?103?p???p (40)

?zhldm??式中： T — 传递的转矩，已知T=692.11N·m；

? — 载荷分配不均匀系数，取?=0.8;

26

Z — 花键的齿数，取z=8;

H — 花键齿侧面的工作高度，矩形花键中：

D-d

42?36?2c?2?2?0.5?2mm (41)

h?2l — 齿的工作长度，取l=29mm;

dm— 花键的平均直径，矩形花键中：

dm=（D+d）/2=(42+36)/2=39mm (42) [?p] — 花键联接的许用挤压应力，查参考文献[2]表6-3得 [?p]=120MPa

则由式（40） 得：

2?692.11?103?p??95.616MPa<120MPa

0.8?8?2?29?39符合要求，校核完毕。

8 结论

本次设计应用后置式开沟方式，结构简单，安装方便，开沟抛土性能好，工作效率高，能满足农艺要求，其目的在于小型农田开沟机械化。

该开沟部件主要创新点有：采用四向切土方式，解决了窄刀开宽沟的难题；采用内外刀片数目递增的方法，即在内置切削面安装一片刀片，外置切削面安装两片刀，满足了抛土厢面覆土厚度一致的要求。采用牙嵌式离合器来输出旋耕刀轴动力，行走部件和工作部件不相干涉。结构简单实用，轻便灵活。很大程度的填补了一般开沟机在小田块作业的不实用的空白。 参考文献

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致 谢

在毕业设计的过程中得到了汤楚宙教授的细心指导，使得我能顺利的完成设计，基本功和绘图能力都得到了较大的提高，并学到了新知识，使我的毕业设计得以顺利完成，而他严谨细致、一丝不苟的作风以及宽以待人的态度是我一生学习的榜样。 本次设计由于本人知识水平有限，设计中存在不足和错误，敬请各位老师批评指正，本人将汲取经验努力改正，再次对各位老师表示衷心感谢。

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