毕业设计(论文)小型电动旋耕机的设计

青岛农业大学

本科生毕业论文（设计）

题 目： 小型电动旋耕机的设计 姓 名： 姜雪锋 学 院： 机电工程学院 专 业： 农业机械化及其自动化 班 级： 2004.1 学 号： 0320040151 指导教师： 张锡斋 完成时间： 2008.6.18

2008 年 6 月 18 日

小型电动旋耕机的设计

摘要

本文介绍了一种大棚蔬菜种植耕整地机械----小型电动旋耕机的设计方案。对旋耕机的国内外情况进行了分析和对比，重点进行了发动机的选择，变速器的设计，部分零件的设计，传动路线的设计以及对旋耕刀轴的设计等。

该机耕深15~20cm，动力由发动机输出经皮带传动，传给变速箱进行减速，二级传动采用链传动。旋耕刀轴的设计采用三段式，中间为空心的圆管钢，两边采用实心轴，可制出轴肩来安装轴承和端盖。装有行走机构和限深铲，耕后地表平整，能够解决以往小型旋耕机功率小、结构复杂、操作麻烦、耕深浅等问题，适合大棚耕整地工艺的要求。

关键词：小型；电动；旋耕；

Design of a Small Machine of Electrical Rotate

Abstract

In this paper, the cultivator,，one of the important small agricultural machines, is designed based on comparing and researching the developing situation of cultivator at home and abroad. The design includes the choice of motor, the choice of transmission, the design of some parts and the design of the cultivator knife-axis etc.

The plowing depth of the cultivator can be controlled to 15~20cm ，and the outgoing power is from engineering to the gearbox using belts，after that be transferred to the arbor of rotate knife. Between gearbox and the arbor of rotate knife adopt chains to transmit; The design of arbor of rotate knife adopt three parts, the middle part is hollow rolled steel ，two side parts is solid rolled steel, may process Shoulder-axis to lay on roller bearing and Cover. The surface is neat after till, the cultivator designed in the paper can overcome the problems of small-power , complex structure, trouble operation, low plowing depth etc. It can meet the request of greenhouse.

Key words: small; electrical; Rotary;

目 录

摘 要 ...................................................................................................................... Ⅰ Abstract..................................................................................................................... Ⅱ 第一章 绪论 ........................................................................................................... 1 1.1该课题研究的目的和意义 ............................................................................. 1 1.2国内外棚室旋耕机的现状 ............................................................................. 2 第二章 方案的论证 ............................................................................................... 3 2.1 技术要求 ........................................................................................................ 3 2.2 方案选择 ........................................................................................................ 3 第三章 零部件及旋耕机的参数设计 ................................................................... 5 3.1 切削速度的确定 ............................................................................................ 5 3.2 弯刀主要参数的确定 .................................................................................... 6 3.3 弯刀的选择、配置与排列 ............................................................................ 7 3.4 电动机的选择 ................................................................................................ 8 第四章 传动系统的设计计算 ............................................................................... 9 4.1 传动比分配 .................................................................................................... 9 4.2 带及带轮的设计计算 .................................................................................. 10 4.3 链轮的设计计算 .......................................................................................... 13 4.4 齿轮的设计 .................................................................................................. 15 4.5 轴的设计计算 .............................................................................................. 19 第五章 总结 ......................................................................................................... 24 参考文献 ................................................................................................................. 25 致 谢 ................................................................................................................... 26

第一章 绪论

1.1该课题研究的目的和意义

棚室生产是一种高投入、高产出的产业，而棚室的生产所需劳动力是从事大田生产的15～20 倍，是从事大地蔬菜生产的3 倍左右[1]。棚室管理机在棚室生产环节中有着举足轻重的作用，棚室管理机的研制和开发应向一机多功能的方向发展。即一机实现旋耕整地、开沟扶垄、播种、中耕除草、收割、配水泵（喷药、喷雾）及短途运输等项作业。特别是在旋耕整地环节上，一定要实现能够耕整棚室边角地带。

为解决温室大棚生产耕作困难、劳动强度大、效率低、成本高的问题，本文研制开发出一种电动旋耕机械。该机以交流电机为动力，具有动力强、耕作速度快、不排放有害气体、噪声低等优点，同时可起到，使用安全可靠，高效节能，无污染。该机是一种由电动机驱动的土壤耕作机具，其切土、碎土能力强，一次作业能达到犁耙的几次效果，耕后地表平整，松软能满足精耕细作要求，且能抢农时、节省劳力[2]。旋耕机将人工作业的松土、刨茬、捞茬、运茬等工序一次完成，可提高工效倍。据统计菜田如果实现机械化，一台机器顶16个劳动力，使用一台机器节约十六个劳动力，一年一个劳动力需要8000到15000元，每人按8000元算，将节约120000元。菜地机械化后一亩地全年由3茬变成4茬，如果一年增加一茬可增加1.2万元[3]。可见机械化可以解放劳动力同时提高农民收入，减轻劳动强度，提高作业质量。因此，高性能、低功耗、多功能适应我国国情的旋耕机具有广阔的发展前景。

1.2 国内外棚室旋耕机的现状

我国棚室耕作机械现有产品的机型不多，应用不普遍，多为借用现有的露地用小型耕耘机械，其适应性差，生产效率低，而且作业质量不稳定。我国旋耕机存在的问题是规模小、成本高，“三化”水平低，使用水平低维修成本高，功能单一等问题。近几年针对温室、大棚等特殊耕作环境，国内研制生产了一些小型耕作机械，有的微耕机还设计有多种作业功能，考虑了兼顾露地作业，提高了机械的使用效率。但是由于产品大多存在以下问题，均未能很好的推广：①外形尺寸及结构质量大，操作不灵便。特别是从露地简单转移到大棚内的机械，在棚室内转向和转移都十分困难，而且边角地带无法工作，漏耕严重：②生产率低，适应性较差，当土壤含水率较高(超过20％以上)时，其碎土性能就会变差，耕作阻力变大：③作业性能、可靠性和耐久性等方面还存在一些问题。

国外旋耕机设施农业耕作机械已非常成熟，作业性能稳定，功能齐全，小巧轻便。日

本、意大利、荷兰、以色列等国家的产品广泛用于旋耕、犁耕、开沟、作畦、起垄、中耕、培土、铺膜、打孔、播种、灌溉和施肥等作业项目。荷兰、以色列、日本、美国等国家对温室用作业机具进行了系统的开发、研究、推广和应用，许多作业项目如耕整地、播种、间苗、中耕和除草都已实现了机械化。但进口机型价格高，一般在7000元／台以上，而

且配件难，维修服务各个方面跟不上， 对我国国土70%的丘陵土地的情况十分不适用[4]。

可以预见，若有价格更为低廉且能够耕整棚室边角的小型旋耕机问世，不但直接经济效益显著，而且还具有广泛的社会效益，其推广前景将是十分广阔的。

第二章 方案论证

2.1 技术要求

温室大棚生产耕作困难、劳动强度大、效率低、成本高。 需要一种机械，可以满足温室大棚的空间小，障碍物多、边角地带无法耕耘等问题，研制一种体积小，重量轻，操作方便、不排放有害气体、噪声低，使用安全可靠，推动方便、操作搬运高效节能，无污染的小型农用旋耕机。

2.2 方案选择 方案一

图2-1 方案一中间传动

1.旋耕刀 2.大链轮 3.链条 4.小链轮 5.变速箱 6.电动机 7.小带轮

8.大带轮 9.旋耕刀

设计原理：传动部分由带轮、变速箱、链轮、组成， 动力由电动机输出经带轮传动到变速箱输入轴，再经变速箱传到刀轴， 如图2-1所示。利用旋转的刀片作为工作部件，对土壤进行切削，刀片由上向下切削土壤，并将土壤抛向后方，抛起的土壤碰到挡泥盖板后受到撞击而迅速降低速度，使土壤呈细碎状态掉落在地面，达到松碎土壤的目的。旋耕

刀轴中间因旋耕刀采用弯刀，所以需要设计松土铲对中间的漏耕部分进行松土。

方案二：

图2-2 方案二侧边传动

设计原理：动力由电动机输出，经皮带传动到变速箱，经变速箱减速后，再经过链传动到旋耕刀轴，这样可以减少中间的漏耕现象。这样可以在中间加一个阻力铲，增大旋耕机的前进阻力，减少操作人员的体力消耗。中间的变速箱可以改为带轮减速，但是本机的设计如果采用带轮的设计会使带轮的尺寸过大，使整机的尺寸过大。前面加一个支撑轮，便于非工作时行走，工作时可通过操作手柄拉动拉线，卸掉支撑轮以便于地头转弯。机架的另一侧有电动机的开关按钮，在需要零速度式可以关闭电动机。

因此，应选择电动机作为动力，一级减速采用带传动，中间传动采用变速箱，侧边传动采用链传动，整机的尺寸较小。选择方案二。

第三章 零部件及旋耕机参数的设计

3.1 切削速度的确定

由于在大棚内作业受到空间等因素的限制，要求机组尺寸尽量小，现选定耕幅为：B=600mm；旋耕刀辊半径：R=220mm；耕深：150～200mm；生产效率：每小时1.5亩。这样可计算出旋耕机组的前进速度：V=0.51m／s，选取 =0.5m/s。

旋耕机刀刃的运动是复合运动，其中绕旋耕刀轴的速度V0=R是相对速度，前进速度Vm是牵连速度，刀刃端点A的运动轨迹可用余摆线参数方程确定[5]。

X=Vm t+Rcost （3-1）

Y=Rsint （3-2）

式中 R—旋耕刀端点转动半径； ω—到轴旋转角速度； Vm—旋耕机前进速度； t—时间。 绝对速度：

VVm22VmV0sintV02 （3-3）

图3-1旋耕刀的工作示意图

根据文献，轻型和中型土壤的平均切削速度约为3-4m/s，草原沼泽粘土平均切削速度约为6-8 m／s为宜的结论，针对山东地区蔬菜地土壤多为沙土，所以选定平均切削速度为4-5 m/s左右。由于耕深150～200mm刀辊半径R=220mm刀刃端点沿余摆线从A 点切人土壤至A。点结束切削，如图3-1所示：切削土壤时相应的转动角：m=arcsin(1一H／R)= 60

切人点A1的绝对速度大小：

VA1V2m2VmVsinmV20 （3-4）

取V=4m/s时；

4(0.52220.52V0sin60V02)

可得 V0=4.1m/s 取n=180r/min时：则

V014.0m/s

同理取V=5m/s时：解得

V05.27m/s取n=240r/min,则V025.0m/s

3.2 弯刀主要参数的确定

①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Rmax 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[6]。Rmax取为198cm。

②刀片正切刃幅宽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， 则相邻刀片间距增大， 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R0 的大小可由下式确定： R0R2maxS22S2Rmax•aa2 （3—5） 式中： S——刀片最大进给量：

a——最大设计耕深。

切土节距：在同一纵向平面内切土的旋耕刀, 在其相继切土的时间间隔内, 机组前进的距离称为切土节距。根据试验, 旱耕熟地(含水量20%～30% ) , S 取10～ 12 cm 左右; 耕轻、中粘度土壤(含水量大于35% ) , S 取6～ 9 cm; 粘重土壤、多草地,S 取4～ 6 cm[7]。

查《农业机械学》（北京农业工程大学主编），得刀片最大进给量

S=

6000vm60000.56.818cm （3—6） n•z2202R0=19826.818226.81821.981515213.267cm

根据《农业机械设计手册》和农艺要求，选择R198的旋耕刀。

3.3 弯刀的选择、配置与排列

旋耕机刀片是旋耕机的主要工作部件， 刀片的形状及参数对旋耕机的工作质量、功率消耗有很大影响，为了适应不同的技术要求及土壤状况的要求， 目前常用的刀片有弯形刀片、直角刀片和凿形刀片三种形式[8]。①弯形刀片( 铊形刀) ： 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。

②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。凿形刀片入土性能好， 消耗功率较小，但耕作时易缠草， 适用于较疏松的土壤。

③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。工作时， 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。

通过比较， 选用弯形刀片， 其较适合小型旋耕机的作环境。

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[9]。刀片在刀轴上的排列原则如下：

①刀轴上的刀片应按一定顺序入土， 每转过360°/z有一把刀片入土， 使扭矩较为均衡， 工作平稳。

②在同一回转平面内， 若装两把以上刀片， 应保证进给量相等， 以保证碎土质量良好， 耕后沟底平整。

③尽可能增大相继入土刀片在刀轴上的轴向距离，以免发生堵塞。 ④相邻刀片的角度差应尽量大些， 以防夹土及堵塞。

⑤采用非对称刀片时， 右弯刀片应尽量交错入土，以减少刀滚上的轴向力。 ⑥刀片排列应尽量规则， 一般采用螺旋线排列。如图3-2所示。

图3-2 旋耕刀片螺旋排列

3.4 电动机的选择

影响旋耕机功率的因素很多，查《农业机械设计手册》，得下列经验公式

N = 0.1KaVmB (kw) (3—9)

式中：a—耕深(cm);

Vm-机组前进速度（m/s）; B-耕幅（m）；

K-旋耕比阻（N/cm2)( K=kgk1k2k3k4)见表2

根据前面设计耕深a=15cm，机组前进速度Vm=0.5m/s,耕幅B=0.6m，Kg=13；k1=1；

k2=0.95； k3=0.8；k4=0.66； K=13 1 0.95 0.8 0.66=6.52 P=0.1 6.52 15 0.5 0.6 =2.9346(KW)

查《机械设计手册•减（变）速器电机与电气》得电动机Y112m-4，额定效率4KW，转速1440r/min,效率0.855，实际效率3.42kw即可满足要求[10]。

第四章 传动系统的设计计算

4.1 传动比分配

根据电动机的满载转速nm=1440r/min和旋耕刀轴的转速nw=180～220r/min，传动装置的总传动比为6.54～8，总传动比为各级传动比i1 •i2•i3的乘积。根据传动比的分配原则及各种传动的性能，分配传动比。

带传动具有结构简单，传动平稳，造价低廉，以及缓冲吸震等特点。因此，一般在一级传动中采用，i1=2.2。而齿轮传动无弹性滑动和打滑现象，因而能保持准确的传动比，传动效率高，轴上径向压力较小，结构较为紧凑。二级传动采用变速箱i2=2.97。侧边传动采用链传动，可以没有传动比，起到传动功能。

4.1.2各轴的转速、功率和转矩

4.1.2.1 计算各轴的转速 传动装置中各轴的转速为： I轴转速： n0=1440r/min；

变速箱输入转速： nI=n0/i1=1440/2.2=655 r/min；

变速箱输出转速和III轴转速： nII=nI/i2=655/2.97=220 r/min； 4.1.2.2 计算各轴的输入功率

电动机的计算功率一般可依据电动机所需实际功率Pd作为计算依据，则其他各轴输入功率为：

I轴输出功率： PⅠP0140.8553.42KW；

变速箱输入功率： PPⅠ23.420.960.983.21KW； 变速箱输出功率： P外P2外3.210.983.18KW；

III轴输入功率： PⅢP33.180.983.06KW； III轴输出功率： PⅢ外P3外3.060.983KW； 4.1.2.3 计算各轴转矩

I轴转矩： T1=95503.42/1440=22.68N•m； 变速箱输入转矩： TII=95503.249/655=47.38 N•m； 变速箱输出转矩： TII出=95503.18/655=46.36 N•m； III轴输入转矩： TIII=95503.06/220=132.83 N•m； III轴输出转矩： TIII外=95503/220=130.23 N•m； 功率、转矩和转速如表4-1。

4.2 带及带轮的设计计算

4.2.1 皮带设计

4.2.1.1确定计算功率PCA

查《机械设计》课本，得功率计算公式

PCA=KAP （4-1） 式中：PCA——计算功率，单位为kW; P——传递的额定功率，单位为kW; KA——工作情况系数 根据表机械设计表8-6，取KA =1.2，

PCA=KAP=1.2×3=3.6kW。

表4—1 各轴受力表

轴号

功率P（KW） 输入

I轴

输出 3.42

转矩T（N•m） 输入

输出 22.68

1440

2.2

变速箱轴

3.21

3.18

47.38

46.36

655

2.97

III轴

3.06

3

132.83

130.23

220

0.96 0.95

转速n

（r/min）

传动比i

效率

4.2.1.2 选择带型

根据计算功率PCA和小带轮转速n1查《机械设计》课本，由图8-9选定带型，选

择SPZ型V带。

4.2.1.3 确定带轮的基准直径dd1和dd2 （1）初选小带轮的基准直径dd1

根据v带截型参考《机械设计》课本表8-3及表8-7，选dd1=70mm。

（2） 验算带的速度v

查《机械设计》课本，根据机械设计式8-13，

v1dp1n1601000dd1n13.147014406010006010005.272m/s （4-2）

（3） 计算从动轮的基准直径dd2 由dd1=i dd2，并安V带轮的基准直径系列表8-7加以圆

整取dd2=2.270=154mm。

（4） 确定中心距a和带的基准长度Ld

查《机械设计》课本，根据传动的结构的需要初定中心距

a0，由

0.7(dd1+dd2)＜a0＜2(dd1+dd2)，

0.7（70+154）< a0<2(70+154），取a0=200mm；

a0取定后,根据传动的几何关系，计算所需带传动的基准长度L/d：

Ld2a0/

2(dd1dd2(dd))d2d124a0 （4—3）

22200(15470)769mm 3.14(70154)22200 查《机械设计》课本，由表8-2中选取和L/d相近的V带的基准长度Ld,取Ld=800mm；再根据Ld来计算实际中心距，

LdLd800769200215.5mm （4—4） 22 aa0（5） 验算主动轮上的包角1

查《机械设计》课本，根据式（8-6）及对包角要求应保证

1= 180odd2-dd1154-7057.5o 180o57.5o157.o 120o （4-5） a215.5（6）确定带的根数z

查《机械设计》课本，根据式（8-22）

zPca （4-6）

(P0P0)KKL K——包角系数,查《机械设计》（表8-8），K=0.92； KL——长度系数，查《机械设计》（表8-2），KL=0.94；

P0——单根V带的基本额定功率，查《机械设计》表8-5c，P0=2.61；

P0——计入传动比的影响时，单根V带额定功率的增量，其值见《机械设计》表

8-5b，P0=0.56；

3.61.313，取z=2。

(2.610.56)0.920.94z= （7）确定带的预紧力F0

查《机械设计》课本，考虑离心力的不利影响，并考虑包角对所需预紧力的影响，根据

式（8-23）单根V带 所需的预紧力为

Pca2.52(1)qv （4-7） zvK FO500 查机械设计表8-4，得出q=0.07kg/m，则

3.62.5（1）0.075.272293.3N 25.270.92FO500（8）计算带传动作用在轴上的力（压轴力）Fp

如果不考虑带的两边的拉力差，则压轴力可以近似的按带的两边的预紧力F0的合

力来计算，即

Fp2zF0cos2zF0cos（1）2zF0sin1 （4-8）222222293sin160.921156N 2 z-带的根数； F0-单根带的预紧力； 1-主动轮上的包角；

图4-1 带传动作用在轴上的力

（9）张紧装置的选定

各种材质的V带都不是完全的弹性体，在预紧力的作用下，经过一定时间的运转后，就会由于塑性变形而松弛，使预紧力F0降低。为了保证带传动的能力，应定期检查预紧力的数值。如发现不足时，必须重新张紧，才能正常工作，常见的张紧装置有定期张紧装置、自动张紧装置、采用张紧轮的装置，而本次设计的皮带轮采用张紧轮的装置[12]。 4.2.2带轮设计

V带轮的设计要求质量小，结构工艺性好，无过大的铸造内应力，质量分布均匀，轮槽加工表面要精细加工，以减小带的磨损。带轮的材料主要采用铸铁，牌号为HT200.小带轮因为直径比较小所以采用实心式，大带轮的直径比较大，所以采用孔板式。设计见零件图。

4.3链轮的设计计算

1、根据实际，链条速度在1－2m/s之间，链轮的转速为220r/min。 设计步骤如下：

选用单排套筒滚子链，根据《机械设计师手册》第二版，其设计步骤如下： (1)根据设计要求主动链轮和从动链轮大小相同。因此Z1＝Z2=21。 （2）计算功率Pd

查《机械设计》课本，

由表9-9查得： 工作系数 kA=1； 由表9-10查得： 链轮齿数系数 Kz=1.345； Pd＝3.06KW 所以

Pd=（3） 定链条的节距p

KAP13.06==2.275KW （4-9） KZKM11.345 根据链轮转速n=220r/min及功率P0=3.06kw，由图9-13选取的链条号为10A,链节

距p=15.875mm； （4）确定链长L

根据链轮的速度计算链轮的直径d=60v/n=60×1.5×1000/220×=130mm.链长为

L=2×176+×130=761mm

（5）确定链条链节数Lp

由 LLpP10000.76m计算链节数可得 Lp＝ 47.87节，取为48节。

(6) 中心距的计算

Pz1z2z1z22z2z12[(Lp)(Lp)8()] （4-10） 4222 a=

15.8752121[(48）（4821）] =214.3mm 42a实际中心距取为220mm。

（7）计算链速：

80.222512.71.22m/s 0.4245m/s0.8175m6010006010001.22m/s满足链速在1－2m/s之间，合适。

v38mm （8）查《机械设计》课本，由表9－4得链轮轮毂孔 dkmax=73

n1z1p（9）计算作用在轴上的压轴力 Fp=KFPFe 有效圆周力为

P0.223=2103N 1000× =525.7v0.4245 Fe=1000由于链传动为倾斜配置，安装倾角为45°，

.1查表取 KFP=11.15

所以，Fp=KFPFe=1.15×2103=2418.56N

根据上述要求：选择的滚子链的型号为：10A—1×316 GB 1243—1997

链条其结构详图如下：

图4—2 输送链条结构图

4.4齿轮的设计

4．4.1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 1．，根据实际需要，选用直齿圆柱齿轮传动。

2.旋耕机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精（GB10095-88）。

3.材料选择。由表10-1选择小齿轮材料为40Cr，（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢，（调质），硬度为240HBS，两者材料硬度相差为40HBS[13]。 4．选小齿轮齿数z125，大齿轮齿数z2=i z1=75。

4.4.2.1 按齿根弯曲疲劳强度计算

由设计计算公式（10-24）进行试算，即 d1t2.323确定公式内的各计算数值 （1） 计算载荷系数K Kt=1.3 （2） 计算扭矩

T1=9550 P/n=9550 3.21/655=47.39N•m

KtT1u1ZE2•() （4-11） du[H]

（3） 齿轮传动齿宽系数 d

查《机械设计》课本，根据表10-7选取齿宽系数d=1 （4）查表10-6查得材料弹性影响系数ZE=189.8MPa1/2 。

（5） 由图10-21按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1=600MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim2=550MPa。

(6)由式（10-13）计算应力循环系数

N1=60n1jLh=6065512201020=3.1109

N2=3.1108/2.97=1.06109

（7）由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数KFN10.95；KFN20.98。 （8）计算接触疲劳许用应力

去失效概率为1%，安全系数S1.4，由式（10-12）得

[H1]KHN1Hlim1=0.95600=570MPa

SKHN2Hlim2=098550=539MPa

S[H2]4.4.2.2 计算

（1）、计算小齿轮分度圆直径d1t，代入[H]中较小的值

41.34.739103.97189.82KtT1u1ZE23d1t2.323•()=2.32•()=50.33mm （4-12）

du[H]12.97539（2）计算圆周速度v

50.33655=1.73m/s vd1tn1601000601000 (3)计算齿宽b

b=dd1t=150.33=50.33mm

（4）计算齿高与齿宽之比b/h

模数 mt=d1t /z1=50.33/21=2.01mm

齿高 h=2.21 mt=2.212.01=4.53

b/h=50.33/4.53=11.11mm

(5)计算载荷系数

根据v=1.73m/s,7级精度，查《机械设计》课本，由图10-8得动载系数KV=1.12；

直齿轮，由表10-3查得KH=KF=1.2；由表10-2得使用系数KA=1；

由表10-4查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，

KH1.120.18（10.6d2）d20.23103b

将数据代入后得

KH1.12+0.18（1+0.61）1+0.2310350.33=1.42；

由b/h=11.11mm，KH1.35查图10-13得KF=1.35；故载荷系数

K=KAKVKHKH=11.121.21.35=1.8144

（6）按实际的载荷系数校正算得的分度圆直径，查《机械设计》课本，由式（10-10a）得

d1=d1t

(7)计算模数m

m= d1/z1=56.21/21=2.21mm

4.4.3按齿根弯曲强度设计

查《机械设计》课本，由式（10-5）得弯曲强度的设计公式为

m33K/Kt=50.3331.8144/1.3=56.21mm (4-13)

2KT1YFaYSa() (4-14) 2z1[F]1、确定公式内的各计算数值

（1）查《机械设计》课本，由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1=500MPa；大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE2=380MPa；

(2)由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.85，KFN2=0.88； （3）计算弯曲疲劳许用应力

取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式（10-12）得

[F]1=

KFN1FE10.85500=303.57MPa S1.4KFN2FE20.88380=238.86MPa S1.4[F]2 （4）计算载荷系数

K=KAKVKFKF=1 1.12 1.2 1.35=1.814

（5）查取齿形系数

查《机械设计》课本，由表10-5查得YFa1=2.65；YFa2=2.226.

（6）查取应力校正系数

查《机械设计》课本，YSa1=1.58；YSa2=1.764。

YSa1YSa1并加以比较 [F] （7）计算大小齿轮的

YSa1YSa12.651.58==0.01379 [F]1303.57YSa2YSa22.2261.764==0.01644 [F]2238.86 大齿轮的数值大。 2、设计计算

21.8144.739104m0.1644=1.65mm (4-15) 2125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

3模数，由于齿轮模数m的大小主要取决与弯曲强度所决定的承载能力，二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1.65并就近圆整为标准值2.21mm，按接触强度算得的分度圆直径d1=56.21mm，算出小齿轮齿数

z1=d1/m=56.21/2.21=21

大齿轮齿数 z2=uz1=2.97 21=73.92 ， 取z2为74。

这样设计出的齿轮传动，既满足了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。

4．4.4几何尺寸计算 基本参数：

传动比i=2.97；齿数z1=21，z2=74；模数m=2.21； (1) 计算分度圆直径

d1=z1m=212.21=56.21

d2=z2m=742.21=166.5

(2) 计算中心距

a=(d1+d2)/2=(56.21+166.5)/2=111.375mm

(3) 计算齿轮宽度

b=dd1=156.21=56.21mm

取B2=56.21mm，B1=60mm。 4.4.4 验算

Ft=2T1/d1=24.739104/56.21=1685N

KAFt=11685/56.21=29.96N/mm<100N/mm,合适 b4.5 轴的计算

4.5.1变速箱输出轴的设计

1、轴上的功率P、转速n、转矩T

由以上计算知变速箱输入转速n2=655r/min,输出转速n3=220r/min；

功率P2=3.21KW，输出P3=3.18；输入转矩T1=47.38N•m，输出转矩T2=46.36N•m； 2、求作用在齿轮上的力

因已知低速级大齿轮的分度圆直径为 d2=mz2=2.2174=166.5mm

Ft=2T3/d2=246.36103/166.5=556.877N

Fr=Fttann/cos=5568.7tan20°/cos8°0′63′′=204.7N

3、初步确定轴的最小直径

查《机械设计》课本，由式（15-2）初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理[8]。根据表15-3，取A0=112，于是得

P33.181123=27.28mm输出轴的最小直径是带轮处的直径。最n3220dmin= A03小直径选为30mm。 4、轴的结构设计

1） 拟定轴上的零件装配方案装配图如图4—3.2） 根据轴向定位要求确定轴的各段直径和长度

（1） 为使链轮的右侧有轴向定位，在I-II处需制出一轴肩，故取II-III段的直径

dII-III=40mm，带轮和轴配合长度L1=40mm。 （2） 初步选择滚动轴承。

轴只承受径向力，故选择单列圆柱轴承。根据工作要求dII-III=44mm，选择轴承6210其尺寸为dDB=509020，故dIII-IV=50mm，而LIII-IV=20mm。 右端滚动轴承采用轴肩进行定位，由手册上查得6210型轴承，取dVII-VIII=50mm。 （3） 取安装齿轮处的轴段IV-V的直径dIV-V=55mm。齿轮的左端与左端轴承之间采用

套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为56.21，为使套筒端面可靠地压紧齿轮，故LIV-V=56mm。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度h>0.07,取h=5mm，则轴环处直径dV-VI=65mm。轴环宽度b>1.4h,取LV-VI=12mm。 （4）轴上零件的周向定位

带轮、齿轮的周向定位均采用平键联接。查机械设计手册的平键截面bh=20mm12mm（GB/T1095-1979）,键槽用铣刀加工。 4.5.2变速箱输入轴的设计

1、由以上计算知变速箱输入转速n2=655r/min；功率P2=3.21KW；输入转矩T1=47.38N•m； 2、求作用在齿轮上的力

因已知小齿轮的分度圆直径为

d2=mz2=2.2121=56.21mm

Ft=2T3/d2=247.38103/56.21=1684.6N

Fr=Fttann/cos=1684.6tan20°/cos8°0′63′′=613N

图4—3 输出轴的结构与装配图

3、初步确定轴的最小直径

查《机械设计》课本，由式（15-2）初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据表15-3，取A0=112，于是得

dmin= A03P33.18=18.96mm 1123n3655输入轴的最小直径是带轮处的直径。最小直径选为30mm。 4、轴的结构设计

1） 拟定轴上的零件装配方案装配图如图4-4

图4-4 输入轴设计示意图

2）根据轴向定位要求确定轴的各段直径和长度

（1）为使带轮的右侧有轴向定位，在I-II处需制出一轴肩，故取II-III段的直径dII-III=30mm，带轮和轴配合长度L1=40mm。 初步选择滚动轴承。

轴只承受径向力，故选择单列圆柱轴承。根据工作要求dII-III=40m，选择轴承6208寸为dDB=4818dIII-IV=4mm，而LIII-IV=90mm。右端滚动轴承采用轴肩进行定位，由手册上查得6208型轴承，取dVII-VIII=40mm。

（3）取安装齿轮处的轴段IV-V的直径dIV-V=45mm。齿轮的左端与左端轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为56.21，为使套筒端面可靠地压紧齿轮，故LIV-V=56mm。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度h>0.07,取h=5mm则轴环处直径dV-VI=55mm。轴环宽度b>1.4h,取LV-VI=12mm。

图4-5 变速箱轴的受力简图

（4）轴上零件的周向定位

带轮、齿轮的周向定位均采用平键联接。查机械设计手册的平键截面bh=20mm12mm（GB/T1095-1979）,键槽用铣刀加工。 5、求轴上载荷

根据轴的结构图（图4-3）做出轴的计算简图（如图4-5），可以看出轴的受力最大处是危险截面。现将该处的MH、MV及M的值列于下表

载荷 支反力F

水平面H FNH1=867.8N，FNH2=1396.4N

垂直面V

FNv1=408.7，FNv2=204.3

弯矩M 总弯矩 扭矩T

MH=8378.4N﹒mm Mv1=12261 N﹒mm

22（83784）（12261）M1= =87676.34 N﹒mm

T=1684.628.105=47168.8

6、按弯扭合成应力校核轴的强度

查《机械设计》课本，由式（15-5）及上表中的数值，并取0.6，轴的计算应力

σcaM21（αT）2（87676.34）2（0.647168）2= 10.11MPa

W0.14531材料为45钢，调质处理，由表15-1查得[

]=60MPa。因此，ca<[1],故安全。

第五章 总结

电动旋耕机是种植温室大棚内的农民的良好助手，它有着较好的经济技术和社会效益及广阔的推广应用前景，虽然现在它技术还是不够成熟，功能还不够健全，不为大多数的农民所接受，但我相信随着它的功能的健全，它终究会被大多数的人所接受，得到推广。

本文设计主要解决了以下的问题：

1、 在当今能源为主的社会里，谁占有能源谁就有主动权。煤和石油是不可再生资源，地球上的储量有限，已经引起很多国家的注意[14]。而电能是可再生资源。本文设计的电动旋耕机正好满足了此要求，用电能大大节约了不可再生资源的消耗，并且电动机不像柴油机排放有害气体，保护了大棚内的空气。

2、 减轻农民在棚室内的体力劳动。众所周知，棚室的经济效益是可观的，但棚室的劳动强度也是让很多人望而生畏的。主要是耕整地的劳动强度。小型旋耕机可以完成耕地、整地、开沟、起垄、培土、移栽、种植、除草等多项工序，大大减轻了棚室内的劳动强度[15]。 3、该机采用侧边传动，省去了中间松土铲的设计，也减少了中间的漏耕现象。 4、该机的扶手设计了左右前后旋转机构，在棚室里可以根据需要随时旋转。

该机器还存在一些问题，如扯电线工作时浪费电动机的功率，使电动机的整体功率下降；总体机架的参数不是最优，还有可能简化；由于只是设计并没有做出样机，所以没有进行实验等一些问题。如果时间充分还可以设计驱动部分，可以使旋耕机在不工作式自动行走。

建议：

将来技术达到一定程度可以设计一种大容量的充电电池，在田间工作可以不扯电缆节省成本。如果有条件的学校学生们可以制作出样机，并进行田间实验，对机器的性能做出分析，如果符合田间农艺要求，就可以投放市场。

参考文献

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[2] 席伟光，杨光，李波主编.机械设计课程设计.高等教育出版社.北京.2003.5.2：180-250 [3] 应义斌,蒋焕煜,成芳.蔬菜棚室用自走式微型旋耕机的研究.农业工程学报.Tarnsact ions of the CSA 第13 卷,第1 期 .1997 年 3 月，88-91

[4] 罗国平,李平林,张力乃,黄少颜等. 机械设计课程设计指导书.第二版.西安:2004. 7-10 [5] 李宝筏主编.农业机械学.中国农业出版社.北京:2003.2.29-32

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[13] 刘鸿文.材料力学.第四版.高等教育出版社.北京:2004.12.6-127

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[15] N asser Keh tarnavaz, No rman Co riswo ld, Kell Miller, et al. A t ranspo rtable neural netwo rk app roach to autonomous vehicle following. IEEE T ransaction of V ehicular Techno logy, 1998, 47: 694～720

致谢

紧张的两个多月的毕业设计马上结束了，我最终完成了学校的任务。在设计过程中，承蒙导师张锡斋老师全面悉心的指导，谨致衷心的感谢！张老师能在百忙之中抽出时间对我的毕业设计进行指导。从课题的选择，开题报告的撰写，论文的书写，图纸的绘制，都给我无微不至的关怀。导师深厚的学术造诣，严谨的治学风范、渊博的学识、敏捷开阔的思路和科学的工作方法，勤奋的作风，让我受益匪浅。在设计期间，我不仅从导师那里学到了许多从事产品开发设计的知识和思维方法，而且还学到了务实求实、不懈探索的科学精神和踏实做人的道理，这一切更加增强了我以后从事各类工作的能力，将会终身受益。

同时，这次毕业设计用到了很多专业知识，有的知识都忘记了，这时就和同学们一起讨论，一起讨教学习，因此，也特别感谢同班同学，我遇到问题就和他们一起商量，共同解决问题，深化了对知识的理解，对我的设计也有很大的帮助，在此表示衷心的感谢！

本论文的完成，得到了青岛农业大学机电工程学院的有关领导和老师的关心和支持，深表谢意! 同时感谢设计期间曾给予我关心、帮助和支持的老师和同学。

由于能力有限，设计尚有许多不足之处，恳请各位老师给予指导、斧正。

毕业论文（设计）任务书

学生姓名 姜雪锋 指导教师 张锡斋

论文（设计）题目 小型电动旋耕机的设计 论文（设计）内容（需明确列出研究的问题）：进行小型电动旋耕机的设计 分析塑料大棚更正地环节的要求和小型电动旋耕机的功用特点对小型电动旋耕机进行方案论证性能参数分析和图纸设计。研究设计其总体配置，分析零

部件的可靠性，整机的各种性能。 资料、数据、技术水平等方面的要求 1、 画出整体装配图及全部零件图，要求图样表达正确符合国家有关标准，

全部图纸用计算机绘制。

2、 设计论文不少于8000字。要求 论述合理设计正确，符合有关要求。 3、 进行总体及各零部件的 参数计算，重要零部件进行强度校核。 4、 进行功率计算与校核绘制电机控制图。 5、 与设计工作有关的文件要规范正确。 6、 计算机上机需要150个机时。

发出任务书日期 完成论文（设计）日期 学科组或教研室意见（签字） 学院院长意见（签字）

青岛农业大学

本科生毕业论文(设计)开题报告

题 目： 小型电动旋耕机的研究 姓名： 姜雪锋 学号： 0320040151 年级： 2004 专业：农业机械化及其自动化 指导教师：姓名 张锡斋 职 称： 高级实验师

青岛农业大学教务处 二OO 八 年 四 月 一 日

一、选题依据(拟开展研究项目的研究目的、意义等) 随着我国城镇人口的不断增加及人民生活水平的日益提高，人们对蔬菜的要求在数量上和质上均发生了很大的变化，蔬菜已成为人们日常生活中必不可少的食品。人们要求在保证蔬菜供应的基础上，做到全年均衡供应。因此，棚室设施栽培已成为蔬菜生产中必不可少的重要手段。由于棚室栽培经济效益显著，因而，此项技术还广泛地应用于经济作物、花卉、菌类栽培及养殖业等方面，是我国近几年重点推广的农业先进技术之一,但棚室生产存在许多让人望而生畏的困难。 为解决温室大棚生产耕作困难、劳动强度大、效率低、成本高的问题，研制开发出一种电动旋耕机械。该机以交流电机为动力，具有动力强、耕作速度快、不排放有害气体、噪声低等优点，同时可起到，使用安全可靠，高效节能，无污染。装有行走轮，推动方便，转变灵活，操作搬运一人便可完成。 温室大棚内部耕整地劳动强度大，混拌肥料、覆盖残株的作用, 是日光温室生产中节省劳力、降低成本、发家致富的绿色环保型农机具也可用于露天菜地及果园的旋耕作业。该机集旋耕、驱动于一体,碎土性能好, 生产效率高, 并配有动力输出轴, 可带动水泵等农机具， 体积小，重量轻，造型美观，操作方便主要依靠人工挖掘翻地，生产率低。旋耕机是一种由动力驱动的土壤耕作机具, 其切土、碎土能力强, 一次作业能达到犁耙的几次效果, 耕后地表平整, 松软能满足精耕细作要求, 且能抢农时、节省劳力。旋耕机将人工作业的松土、刨茬、捞茬、运茬等工序一次完成, 可提高工效倍。据统计菜田如果实现机械化，一台机器顶16个劳动力，使用一台机器节约十六个劳动力，一年一个劳动力需要8000到15000元，每人安8000元算，将节约120000元。菜地机械化后一亩地全年由3茬变成4茬，如果一年增加一茬可增加1.2万元。可见机械化可以解放劳动力同时提高农民收入，减轻劳动强度，提高作业质量。因此, 高性能、低功耗、多功能适应我国国情的旋耕机具有广阔的发展前景。 二、文献综述内容(在充分收集研究主题相关资料的基础上，分析国内外研究现状，提出问题，找到研究主题的切入点，附主要参考文献) 旋耕机的发展至今已有150多年的历史[1],最初在英、美国家由3~4kW内燃机驱动,主要用于庭院耕作,直到L型旋耕刀研制成功后, 旋耕机才进入农田作业。20世纪初,日本从欧洲引进旱地旋耕机后,经过大量的试验研究工作,研制出适用于水田耕作要求的弯刀,解决了刀齿和刀轴缠草的问题,旋耕机得到了迅速发展。 国外小型微耕机械发展较早，设施农业耕作机械技术已经非常成熟，作业性能稳定，功能齐全，小巧轻便。日本、意大利、荷兰和以色列等国家的产品为代表，配套动力为1.47-5.88kW汽油机或柴油机，普遍采用2.2-5.1kW动力。广泛用于旋耕、犁耕、开沟、作畦、起垄、中耕、培土、铺膜、打孔、播种、灌溉和施肥等作业项目[2]。但进口机型价格高，一般在7000元／台以上，而且配件难，维修服务各个方面跟不上，对我国国土70%的丘陵土地的情况十分不适用[3]。

我国棚室耕作机械现有产品的机型不多，应用不普遍，多为借用现有的露地用小型耕耘机械，其适应性差，生产效率低，而且作业质量不稳定。我国旋耕机存在的问题是规模小、成本高，“三化”水平低，使用水平低维修成本高，功能单一等问题[4]。近几年针对温室、大棚等特殊耕作环境，国内研制生产了一些小型耕作机械，有的微耕机还设计有多种作业功能，考虑了兼顾露地作业，提高了机械的使用效率。但是由于产品大多存在以下问题，均未能很好的推广：①外形尺寸及结构质量大，操作不灵便。特别是从露地简单转移到大棚内的机械，在棚室内转向和转移都十分困难，而且边角地带无法工

作，漏耕严重；②生产率低，适应性较差，当土壤含水率较高(超过20％以上)时，其碎土性能就会变差，耕作阻力变大；③作业性能、可靠性和耐久性等方面还存在一些问题[5]。 棚室生产是一种高投入、高产出的产业，而一般棚室的生产所需劳动力是从事大田及水田生产的15～20倍，是从事大地蔬菜生产的3倍左右[6]。棚室管理机在棚室生产环节中有着举足轻重的作用，棚室管理机的研制和开发应向一机多功能的方向发展。即一机实现旋耕整地、开沟扶垄、播种、中耕除草、收割、配水泵（喷药、喷雾）及短途运输等项作业。特别是在旋耕整地环节上，一定要实现能够耕整棚室边角地带[7]。以台湾生产的小牛303N 型微耕机为例，其生产效率为0.088hm2/h。采用该机具耕整1 栋标准棚室只需8h 就能完成任务，而人工则需要2 人48h 完成[8]。我市现有日光温室和塑料大棚0.73 万hm2，在耕整地方面，以小牛303N 每个作业季节作业20 天，每天作业8h 计算，仅我市就需要这样的机具25000 余台。而现有棚室配套的各种机具还不足10%，也就是说仍有2 万余台的需求量。我市确定在今后3～5 年内将棚室机械作为示范推广的重点项目[9]。市场调查显示：虽然广西柳州生产的106N 型微耕机和山东潍坊生产的亚细亚牌微耕机价格较高（5000～7000 元），但仍出现了销售旺盛的趋势。可以预见，若有价格更为低廉（2500～3000 元）且能够耕整棚室边角的同类产品问世，不但直接经济效益显著，而且还具有广泛的社会效益，其推广前景将是十分广阔的[10]。 因此，笔者将对上述问题进行部分的研究就解决。 参考文献： 【1】李滨1, 崔东，小型农用旋耕机的设计.东北林业大学, 林业机械与木工设备，.2006黑龙江哈尔滨150040; 【2】中部农村信息网 >>分析预测>>[2002-08-02] 【3】韩 伟，高明军，冯云江，等.黑龙江省棚室蔬菜机械化生产现状及发展对策[J].农机化研究，1999。 【4】张晋栋，张晓东等哈尔滨市棚室生产现状及发展前景哈尔滨市农业机械化研究所，黑龙江 哈尔滨 150070 【5】REN Lu-quan, TONG Jin, LI Jian-qiao, et al. Soil adhesion and biomimetics of soil-engaging components in anti-adhesion against soil: a review .Journal of Agricultural Engineering Research, 2001, 79(3) :239-263 . 【6】王颖玉,应富强,潘 立，新型蔬菜大棚小型旋耕机的设计与研究 [J] 浙江工业大学学报，第35 卷第3 期2007 年6 月 【7】刘刚，尤晓东，小型旋耕机的设计与研究，新产品新技术新机具农业机械化与电气化。 【8】BANDALAN E P, SALOKHE V M, GUPTA C P, et al. Performance of an oscillating subsoiler in breaking a hardpan .Journal of Terramechanics, 1999, 36(1) :117-125 . 【9】钟卫东，段绍传，新型多功能旋耕机，农机使用与维修佣2006年第4期. 【10】关艳玲，李术华，李金泽，申佩怀。对1GLP-62小型旋耕机经济效益的分析。农机化研究1995年11月第4期 三、研究方案(研究内容、目标、研究方法、技术路线、拟解决的问题、特色或创新点等) 1、研究内容和目标： 为解决我国温室大棚生产耕作困难、劳动强度大、效率低、成本高 功能单一、耕作速度慢、排放有害气体、噪声大、操作复杂、耕深较浅漏耕严重, 易产生缠草堵泥现象,且作业能量消耗较大、棚室内边角地带无法工作，操作不灵活，转向难等问题，需设计一种小型电动机。该 小型电动旋耕机的研究包括：可行性研究，整体设计，零件设计，经济性，电动机的选择、整体机架的设计，传动方案的设计，旋耕刀轴的设

计，旋耕刀的选择等。 2、研究方法和技术路线： 通过上网查资料，参考专家们老师辅导，结合自己所学的和实践经验及与同学们讨论，参观实验室等方法，初步设计几种方案，进行论证，选出一种最优方案。主要的技术是对旋耕刀的研究；电动机及电路的研究；行走操纵机构的研究；传动机构的研究。 3、拟解决的问题特色和创新： 操作问题，主要解决操作复杂的问题；安全防护问题，防止土块石块的飞溅伤人；传动方案要简化；总机的造价要降低。特色主要是多功能，操作方便等。 四、进程计划(各研究环节的时间安排、实施进度、完成程度等) 3.16～4.10 广泛的进行资料收集，分析国内外旋耕机的研究情况，进行理论的分析，可行性分析，完成开题报告。 4.11～4.25 对前期的工作进行总结，形成理论，对各部件进行设计，校核。初步设计尺寸，形成书面的报告，完成说明书的草稿。 4.26～5.10 精确计算设计方案的各零部件尺寸及整体尺寸，完成制图的草图绘制工作，为下一步的制图做好准备，并准备中期检查。 5.11～5.25 大体完成说明书的编制，整体及零部件的制图。 5.25～6.10 检查未完成的工作，完善精确说明书、CAD制图，准备完成设计工作并准备答辩。 五、导师评语 指导教师签字： 200 年 月 日 六、教研室意见 教研室主任签字： 200 年 月 日 七、学院意见 负责人签字： 200 年 月

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