双动力微型耕作机械研究与开发【11张图纸】【优秀】
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双动力微型耕作机械研究与开发
43页 18000字数+说明书+任务书+11张CAD图纸【详情如下】
任务书.doc
减速器带轮.dwg
双动力微型耕作机械研究与开发说明书.doc
变速器带轮.dwg
导向轴.dwg
带轮.dwg
方案选择.doc
机架.dwg
柴油机带轮.dwg
柴油机轴.dwg
电动机带轮.dwg
目录.doc
示意图.dwg
立题审批表.doc
结构设计计算.doc
绪论.doc
装配总图.dwg
链轮.dwg
目录
第一章 绪论1
1.1 微型耕作机械的发展历程与特点2
1.2 微型耕作机械的应用现状2
1.3 微型耕作机械的发展趋势5
1.3.1 微耕机的发展趋势5
1.3.2 我国微耕机发展存在的问题5
1.4 微型耕作机械的市场前景分析6
1.4.1 中国微型耕作机市场分析6
1.4.2 市场前景7
1.4.3 发展思路7
1.5 本次毕业设计的意义和目的8
第二章 微型耕作机原理及设计方案选择9
2.1 整机结构及工作原理9
2.2 微型耕作机的设计方案9
第三章 双动力微型耕作机的机构设计计算11
3.1 设计的原始数据11
3.1.1 旋耕机主要技术参数11
3.1.2 减速器主要参数11
3.2 设计计算书11
3.2.1 动力源的选择11
3.2.2 带传动设计13
3.2.3 链传动设计24
3.2.4 机架设计28
3.2.5 轴的校核30
3.2.6 轴承的校核34
3.2.7 履带行走机构计算34
第四章 总结37
参考文献39
致谢41
（1）研制的机型必须考虑我国地区差异和农村的经济收入的差异。微型耕作机应有专用型和通用型。不同地区、作物种植类型不同，专用机型的功能设置也不相同，其总的特点是功能少而其结构简化，以利降低成本，增强市场竞争力。如广西、湖南等地湿烂田机型主要功能为水田犁、耙作业，设计上应注重防滑、防陷问题。而对蔬菜大棚、烟草、花卉作业机型应注重轻便、小巧、操作灵活方便及无污染等问题。配套动力应选用汽油机。通用型机，底盘设计应考虑南北方通用，应有较多的配套功能，满足用户的需要，以适应今后的农机市场。
（2）价格定位应合理。尽管农村经济有较大的发展，但从总体上来说人均收入仍然较低，该机型的价格定位应合理，应低于进口机价格。
（3）因具有旋耕、培土等功能，底盘箱体在旋耕刀回转位置应尽量窄幅，以解决漏耕问题，底盘零部件应注重可靠性、耐久性等问题。直接旋耕的稳定性问题在很多机型上没有得到有效的解决，主要与旋耕刀的刀形、刀组转速、阻力铲铲形等因素有关，应加强这些问题的研究。
（4）应加强配套机具适用性的研究。微耕机的配套机具应多样化，但由于作业地区的差异，须注重适用性和通用机具的研究，加强配套联合收割机等机具的研究，以解决小块田的机械化问题。
1.5 本次毕业设计的意义和目的
耕作机械化是农业机械化的重要组成部分和重要的环节，也是我国目前农业机械化的薄弱环节，实现对温室、大棚和果园微型耕作机械化是一项复杂的系统工程，需要将科研、生产、推广、管理纳入这个大系统，把这些工作紧密地集合起来。首先要把握住产品开发、推广方向。农民需要的是能够满足不同农艺要求及性能可靠、操作简便、价格适应不同经济发展水平、机械效率高的系列化微型耕作机械，这就要求有关方面应统一规划和制定不同的发展目标，使各环节工作协调一致。其次要依靠科技进步，抓住机遇，稳定推进。微型耕作机械在农机产品中属于复杂程度比较高的机具，它需要在不同的耕作环境下作业，涉及的技术范围也较广，其设计与制造都有相当的难度，特别是关键部件的关键技术，除需要经过理论研究外，还需要大量的试验改进，无论是技术开发还是企业生产都不能逾越生产性试验阶段，科研和技术开发工作更需要加大投入力度。使微型耕作机成为农民致富的好帮手，促进农业机械化的发展。
第三章，双动力微型耕作机的机构设计计算
经过设计方案的确定，需要对一些关键零部件进行设计。主要设计的部分有电动机、柴油机和变速器的选用，电动机、柴油机以及变速器之间带传动的设计、变速器与旋耕机之间链传动的设计和机架的设计以及主要轴的校核。
3.1设计的原始数据
3.1.1旋耕机主要技术参数
工作幅宽：70 mm
工作深度：10～12 mm
工作速度：2.1km/h
刀轴传动方式：侧边齿轮
刀轴转速：230 r/min
3.1.2减速器主要参数
1.档位传动比：一挡：20.28、二挡：13.56、三挡：8.30、倒挡：18.07。
2.机组前进速度：Ⅰ挡1.48km/h、Ⅱ挡2.1km/h、Ⅲ挡3.3km/h、倒挡1.67km/h。
- 内容简介：
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第三章，双动力微型耕作机的机构设计计算经过设计方案的确定，需要对一些关键零部件进行设计。主要设计的部分有电动机、柴油机和变速器的选用，电动机、柴油机以及变速器之间带传动的设计、变速器与旋耕机之间链传动的设计和机架的设计以及主要轴的校核。3.1设计的原始数据3.1.1旋耕机主要技术参数：工作幅宽：70 mm工作深度：1012 mm工作速度：2.1km/h刀轴传动方式：侧边齿轮刀轴转速：230 r/min3.1.2减速器主要参数：1.档位传动比：一挡：20.28、二挡：13.56、三挡：8.30、倒挡：18.07。2.机组前进速度：挡1.48km/h、挡2.1km/h、挡3.3km/h、倒挡1.67km/h。3.2设计计算书计 算 与 说 明结 果一、动力源的选择（一）旋耕机功率消耗旋耕机作业机组负荷程度可以用发动机功率利用率Ne表示：NeNe发动机提供的有效功率；Nen发动机标定的有效功率。旋耕机功率消耗：Ne=Nq+Np+Nt+NcNq刀片切削土壤时消耗的功率（约占42%）；Np刀片抛土时的功率消耗（约占40%）；Nt旋耕机作业时推动机组前进的功率消耗（约占7%）；Nc旋耕机各传动部分消耗的功率；旋耕机工作阻力常用旋耕比阻Kr表示，Kr为单位旋耕断面积所产生的阻力（KPa），其大小与土壤湿度、土质、田地残茬、耕深、耕速、刀片类型及在刀轴上排列等多种因素有关。Kr（KPa）Ne旋耕机驱动部分工作机构所消耗的功率（Kw）；B幅宽（m）；h耕深（m）；Vz机组作业前进速度（m/s）。一般旋耕机的旋耕比阻Kr约为120160KPa。旋耕机机组负荷程度Ne一般应在0.750.9为宜。NeKrBhVz 1380.70.110.6 6.37Kw发动机的有效功率：NenNe/Ne6.37/0.857.49Kw（二）动力源的选择1.电动机的选择由于电动机一般是一机多用, 所以通常选用Y 系列三相异步电动机, 这种电动机可以防止大于1mm 的固形物进入电机内。同时以选用4 级转速接近1500r/ min 的电动机较为合适。（农用机械如何选择合适的异步电动机）由上，查手册选Y132M4电动机，主要参数为：Pn=7.5Kw、nn=1440r/min、st=2.2、m2.3、m=81Kg校核起动能力：电动机的额定转矩Mn9549954949.73Nm电动机的起动转矩MststMn2.249.73109.41 Nm电动机的最大转矩MmmMn2.349.73114.38 Nm电动机的平均转矩Msa（0.450.50）（Mst+Mm）（0.450.50）（109.41+114.38）100.71111.90 Nm Msmax9549954949.40 NmMsaMsmax，电动机可带负载起动。2.柴油机的选择（东明）购买东明EMB175，Pn=6.4马力8.71Kw、nn=3000r/min、m=40Kg。减速器也购买东明的。二、带传动设计（一）柴油机为动力源设计的原始数据：V带传递的功率P6.4马力8.7Kw（柴油机的额定功率），小带轮的转速n13000r/min（柴油机的满载转速）。1. 选择带型由公式（1P187式11.19）求计算功率Pc式中，为工作情况系数，由1P188表11.5查得：1.3，（类工作1016h，载荷变动小）； P为带传动的名义功率，P8.7Kw。计算功率：Pc1.38.711.3Kw选择带型：依Pc和n13000r/min，由1P188图11.15选择V带的型号为SPA型。2. 确定带轮直径小带轮直径D1：由1P179表11.4后的注，选取小带轮直径D1=95mm大带轮直径D2：D2D195198mm 取D2200mm （1P179表11.4后的注）i2.083i02.1051.056%5% ，可用。3. 求带速VV14.9m/s ，合乎要求。4. 求中心距、带长及小带轮的包角（1）初取中心距a0由公式0.7（D1+D2）a02（D1+D2）可得0.7（95+200）a02（95+200）206.5mma0590mm结合情况，初取中心距a0560mm（2）计算带的初步基准长度Ld1和选取带长 2560+1588mm由1P179图11.4，选取带的基准长度Ld1600mm。（3）求实际中心距a由公式aa0+560+566mm取中心距a566mm调节范围566-0.0151600542mm566+0.031600614mm（4）求小带轮上的包角由1P182式11.4， 合适。5. 求V带的根数 （由机械设计手册第五版第三卷）式中，包角系数，由1P190表11.7查取0.98；长度系数，由1P194表11.12查取0.93； 单根V带的许用功率，由1P191表11.8查取5.35；2.32取Z310，合适。6. 计算轴上的压力 （由1P190式11.23）式中，F0带的张紧力，由下面公式计算 （由1P190式11.21）；由1P179表11.4查得带的单位长度的质量q0.12kg/m， 则：222.69N；将上述有关参数代人公式，则1.33N7. 确定带轮的结构尺寸由V14.9m/s ，选取带轮材料为HT150,(机械设计手册单行本机械传动P12-10)由（机械传动P12-7表12-1-10）和附录确定轮缘尺寸f10mm ,e150.3mm , ,2.75mm ， 11mm ，6mm ，11.0mm 选3mm，11mm，6mm轮缘宽度：B（z-1）e+2f （z轮槽数）（1P179表11.4）则：B（3-1）15+21050mm选B50mmfB-（z-1）e/250-（3-1）15/210mm，在要求范围内。槽宽11+2312.83mm取b12.83mm顶圆直径：95+23101mm查手册可知EMB175柴油机的轴径d40mm ,轴伸长度E135mm由机械设计习题册P138例11.1得：D95mm（2.53）d（2.53）3895114mm，应选用实心式带轮。参照机械设计手册P12-10和机械设计习题册P138图11.1.1设计带轮。d1（1.82）d（1.82）356370mm取d165mmd2101mmL（1.52）d（1.52）3552.770mm取L65mm8. 调整螺钉、柴油机固定螺栓的选择1.调整螺钉：可选择GB83-76的螺钉（见机械设计习题册附表9）。由滑轨螺孔d为M16中心距的调整范围为40mm，应选长度60mm的螺钉。此螺钉型号为：螺钉M1660 GB83-76。2.柴油机固定螺栓：可选GB37-76螺栓（见机械设计习题册附表11）。由柴油机机的K12mm，选M10螺栓；由柴油机的S25mm，滑轨h22mm，M10螺母厚m9mm，螺栓长度ls+h+2m+(0.20.3)d25+22+9+(0.20.3)105758mm，取l60mm。此螺栓的型号为M1050 GB37-76。9. 从动带轮的结构设计轮毂与轴的配合处直径可按下面公式估算 （机械设计习题册P331）式中：P为轴的传动功率，P8.70.968.35Kw； 为系数，对45钢制造的轴，126103（轴上若有一个键槽，d应加大5-7%）； n为轴的转速。（1+7%）21.57mm38mm，满足要求。由V14.9m/s ，选取带轮材料为HT150,(机械设计手册单行本机械传动P12-10)由（机械传动P12-7表12-1-10）和附录确定轮缘尺寸f10mm ,e150.3mm , ,2.75mm ， 11mm ，6mm ，11.0mm 选3mm，11mm，6mm轮缘宽度：B（z-1）e+2f （z轮槽数）（1P179表11.4）则：B（3-1）15+21050mm选B50mmfB-（z-1）e/250-（3-1）15/210mm，在要求范围内。槽宽11+2312.83mm取b12.83mm顶圆直径：200+23206mm由机械设计习题册P138例11.1得：D200mm（2.53）d（2.53）3895114mm，而D200mm300mm ，应选用腹板式带轮参照机械设计习题册P305图3.2.2设计带轮。d1（1.82）d（1.82）3868.476mm取d172mmD1D-2-2200-211-26166mmD1-d1166-72394mm100mm ，腹板上不用设孔。轮毂宽 L（1.52）385776mm取轮毂宽L50mmC（）B（）507.1412.5 mm取C10mm10.柴油机输出轴与带轮之间的联接柴油机输出轴与带轮之间通过手动联接的牙嵌式离合器联接，牙嵌式离合器与柴油机输出轴之间用花键来联接。（1）当需要柴油机作为动力源时，手动操作使离合器与带轮结合，从而使带轮转动，将柴油机输出轴的输出功率传递到下一个带轮。（2）当需要电动机作为动力源时，手动操作使离合器与带轮分离，从而使带轮空转。（二）电动机为动力源设计的原始数据：V带传递的功率P7.5Kw（电动机的额定功率），小带轮的转速n31440r/min（电动机的满载转速）。1. 选择带型由公式（1P187式11.19）求计算功率Pc式中，为工作情况系数，由1P188表11.5查得：1.2，（I类工作1016h，载荷变动小）； P为带传动的名义功率，P7.5Kw。计算功率：Pc1.27.59Kw选择带型：依Pc和n11440r/min，由1P188图11.15选择V带的型号为SPA型。2. 确定带轮直径小带轮直径D3：由1P179表11.4后的注，选取小带轮直径D3=125mm大带轮直径D4：D4D3125243.5mm 取D4250mm （1P179表11.4后的注）i1.946i022.8%5%，合乎要求。3. 求带速VV10.6m/s ，合乎要求。4.求中心距、带长及小带轮的包角（1）初取中心距a0由公式0.7（D3+D4）a12（D3+D4）可得0.7（125+250）a12（125+250）262.5a1750mm结合情况，初取中心距a1880mm。（2）计算带的初步基准长度Ld1和选取带长 2353mm由1P179图11.4，选取带的基准长度Ld2500mm（单行本）。3.求实际中心距a由公式aa1+880+953mm取中心距a953mm调节范围953-0.0152500915mm953+0.0325001028mm（4）求小带轮上的包角由1P182式11.4，合适。5.求V带的根数 （由机械设计手册第五版第三卷）式中， 包角系数，由1P190表11.7查取0.98； 长度系数，由1P194表11.12查取1.00； 单根V带的许用功率，由1P191表11.8查取4.06Z2.26取Z310，合适。6.计算轴上的压力 （由1P190式11.23）式中，F0带的张紧力，由下面公式计算 （由1P190式11.21） 由1P179表11.4查得带的单位长度的质量q0.12kg/m。 则233N将上述有关参数代人公式，则223331.39N7.确定带轮的结构尺寸由V10.6m/s ，选取带轮材料为HT150，(机械设计手册单行本机械传动P12-10)。由（机械传动P12-7表12-1-10）和附录确定轮缘尺寸f10mm ,e150.3mm , ,2.75mm ， 11mm ，6mm ，11.0mm 选3mm，11mm，6mm轮缘宽度：B（z-1）e+2f （z轮槽数）（1P179表11.4）则：B（3-1）15+21050mm选B50mmfB-（z-1）e/250-（3-1）15/210mm，在要求范围内。槽宽11+2313.07mm取b13.07mm顶圆直径：125+23131mm查手册P168表12-3，可知Y132M-4电动机的轴径d38mm ,轴伸长度E80mm。由机械设计习题册P138例11.1得：D125mm（2.53）d（2.53）3895114mm，应选用实心带轮。参照机械设计手册P12-10和机械设计习题册P138图11.1.1设计带轮。d1（1.82）d（1.82）3868.476mm取d172mmd2131 mmL（1.52）d（1.52）385776mm取轮毂宽 LE60mm8.键的选择与计算选普通平键联接由手册P168表12-3查得电动机轴径D38mm ,轴伸E80mm ，键槽宽F10mm。由手册P53表4-1，选择键的型号为键108GB/T1096 ，键的尺寸为bhL10860校核键的强度：属静联接，校核挤压强度。校核公式为式中：键所传递的扭矩 T9.551069.551064.974104Nmm 键的工作长度lLb60-1050mm 键的高度h8mm 轴的直径d38 mm 许用挤压应力50N/mm2(MPa)（由1P126表7.1，静联接，铸铁，轻微冲击）则有:13.09N/mm2(MPa)，满足要求。键与毂的配合：选用9.调整螺钉、电动机固定螺栓的选择（1）调整螺钉：可选择GB83-76的螺钉（见机械设计习题册附表9）。由滑轨螺孔d为M16中心距的调整范围为40mm，应选长度60mm的螺钉。此螺钉型号为：螺钉M1660 GB83-76。（2）电动机固定螺栓：可选GB37-76螺栓（见机械设计习题册附表11）。由电动机的K12mm，选M10螺栓；由电动机的S20mm（参照JO2型电动机），滑轨h22mm，M10螺母厚m9mm，螺栓长度ls+h+2m+(0.20.3)d20+22+9+(0.20.3)105253mm，取l60mm。此螺栓的型号为M1060 GB37-76。10. 从动带轮的结构设计轮毂与轴的配合处直径可按下面公式估算 （机械设计习题册P331）式中：P为轴的传动功率，P7.50.967.2Kw； 为系数，对45钢制造的轴，126103（轴上若有一个键槽，d应加大5-7%）； n为轴的转速。（1+7%）24.21mm25mm，满足要求。由V10.6m/s ，选取带轮材料为HT150,(机械设计手册单行本机械传动P12-10)由（机械传动P12-7表12-1-10）和附录确定轮缘尺寸f10mm ,e150.3mm , ,2.75mm ， 11mm ，6mm ，11.0mm 选3mm，11mm，6mm轮缘宽度：B（z-1）e+2f （z轮槽数）（1P179表11.4）则：B（3-1）15+21050mm选B50mmfB-（z-1）e/250-（3-1）15/210mm，在要求范围内。槽宽11+2313.07mm取b13.07mm顶圆直径：250+23256mm由机械设计习题册P138例11.1得：D250mm（2.53）d（2.53）2562.575mm，而D250mm300mm ，应选用腹板式带轮参照机械设计习题册P305图3.2.2设计带轮。d1（1.82）d（1.82）254550mm取d150mmD1D-2-2250-211-26216mmD1-d1216-72144mm100mm ，腹板应设孔。轮毂宽 L（1.52）2537.550mm取轮毂宽L60mmC（）B（）507.1412.5 mm取C10mmS11.5S1.51015mmS20.5S0.5105mm11. 键的选择与计算选普通平键联接变速器轴径D35mm ,轴伸E80mm ，键槽宽F10mm。由手册P53表4-1，选择键的型号为键108GB/T1096 ，键的尺寸为bhL10856校核键的强度：属静联接，校核挤压强度。校核公式为式中：键所传递的扭矩 T9.551069.551067.5/74096790Nmm 键的工作长度lLb56-1046mm 键的高度h8mm 轴的直径d35 mm 许用挤压应力50N/mm2(MPa)（由1P126表7.1，静联接，铸铁，轻微冲击）则有:p496790/8/46/3530.06N/mm2(MPa)，满足要求。键与毂的配合：选用三、链传动设计原始参数：链轮轴伸出部分E60mm,链轮轴直径d28mm， n=300r/min, P6.8Kw， i300/2401.25。1.选择链轮的齿数Z1和Z2.查1P290，假设v0.63m/s，取Z111，则Z2iZ11.2511142.确定链条的节数由机械设计手册单行本机械传动表12-2-2，初取中心距a024p，则链节数Lp可按下式计算： Lp=2a0p+z1+z22+z2-z12pa0=240pp+11+142+14-112p40p=60.6取Lp60（取偶数节为好）。3.求计算功率Pca查机械设计手册单行本机械传动P12-104表12-2-3得工况系数KA1.3（中等冲击）。PcaKAP1.36.88.84Kw4.计算所需传递的额定功率由n1=300r/min，查1 P289图14.17，估计链工作在功率曲线凸峰的左侧，可能出现的是链板的疲劳破坏。由1 P288表14.2，Z111，小链轮齿数系数KZ0.554。选择双排链，排数系数Kp1.7。链条的额定功率P0应满足P0KAPKZKp=8.840.5541.7=9.39Kw由P09.4 Kw，n1=300r/min，查1 P289图14.17，双排链，选12A链条，额定功率在曲线凸峰左侧，原先估计正确。选择链条12A260 GB1243.183查1 P282表14.1和机械设计手册单行本机械传动P12-102表12-2-1，12A链条的主要参数为：p=19.05mm，dr=11.91mm，pt=22.78mm,b7=4.6mm，h218.08mm，b112.57mm。5.确定中心距aa=p2LP-Z1-Z2ka （机械设计手册单行本机械传动P12-104表12-2-2）式中，ka0.24994（查机械设计手册单行本机械传动P12-107表12-2-8）则a=19.05260-11-140.24994452.33 mm中心距减少量a（0.0020.004）a（0.0020.004）452.330.911.81mm，取a1.8 mm，中心距调整量a2P=38.1mm，取a=38mm。实际中心距为：amin=a-a=452.33-1.8450mmamax=a+a=452.33+38490mm6.验算链速V=n1Z1P601000=3001119.05601000=1.04m/s，在原预计的0.63m/s范围内。7.作用在轴上的载荷 FQ工作拉力：F1=1000P/V=10006.8/1.04=6.54103N压轴力：FQ=1.2KAF1=1.21.36.54103=1.02104N8.选定润滑方式由V=1.04m/s，P=19.05mm，查1P295图14.23，选滴油润滑。9.对链轮进行结构设计：分度圆直径：d=p/sin(180/Z) =19.05/sin(180/11) =67.55mm采用三圆弧直线齿形齿顶圆直径：da=P0.54+cot180/Z=19.050.54+cot180/11 75.17 mm齿根圆直径：df=d-dr=67.55-11.91=55.64mm由机械设计手册单行本机械传动P12-112表12-2-13dgpcot(180Z1)-1.04h2-0.76 19.05cot(18011)-1.0418.08-0.7645.32mm取dg44mm由机械设计习题册P202例14.1可知：齿宽：bf10.93b10.9312.5711.69mm倒角宽：ba（0.10.15）p（0.10.15）19.051.9052.858mm取ba2mm倒角半径：rxp19.05 mm，取rx20mm变速器轴伸直径D27mm，轴伸长度E60mm选毂孔直径dk27H8h=3.2+4.5+0.67=8.37mmdhdk+2h27+28.3743.74mm，取dh43mm轮毂长度l3.3h3.38.3727.62mm,取l40mm10.键的选择与计算选矩形花键联接变速器轴径D27mm ,轴伸E60mm。由手册P55表4-3，选择中系列花键，键的型号为键628H734H107H11GB/T1144-2001 ，键的尺寸为NdDB628347,C0.4，r0.2。校核键的强度：属静联接，校核挤压强度。校核公式为Tmaxkzhlrmp式中：载荷不均匀系数k0.8；齿数z6； 键的工作长度llg60mm 键的工作高度hD-d2-2c=34-272-20.4 2.7mm； 平均半径rmD+d434+27415.25mm 许用挤压应力3550N/mm2(MPa)（由1P128表7.2，静联接，工作条件不良，齿面未经热处理）。则有:Tmax0.862.76015.25（3550）415044592920 Nmm键所传递的扭矩T9.551069.551067.5/300238750NmmTTmax，满足要求。键与毂的配合：选用四、机架设计（一）机架设计计算的准则和要求1.机架设计的准则（1）工况要求，任何机架的设计首先必须保证机器的特定工作要求。例如，保证机架上安装的零部件能顺利运转，设置执行某一工况所必需的平台。（2）刚度要求，在必须保证特定外形条件下，对机架主要要求是机架的刚度。（3）强度要求，对于一般设备的机架，刚度达到要求，同时也能满足强度要求。（4）稳定性要求，对于细长的或薄壁的受压结构及受弯压结构存在失稳问题，某些板壳结构也存在失稳问题或局部失稳问题。（5）美观，不仅要使机器能完成特定的工作，还要使外形美观。（6）其他，如散热、防腐、热变形要求等。2.机架设计的一般要求在满足机架设计准则的前提下，必须根据机架的不同用途和所处的环境，考虑各项要求，并且有所偏重。（1）重量轻，材料选择合适，成本低。（2）机构合理，便于制造。（3）使机架上的零部件安装、调整、修理和更换都方便。（4）结构设计合理，工艺性好，应使机架本身的内应力小，由温度变化引起的变形应力小。（5）抗振性能好。（6）耐腐蚀，使机架结构在服务期限内尽量少修理。以上选自成大先主编的机械设计手册单行本机架设计。（二）机架设计根据机架设计的准则与要求，结合需要，选择热轧槽钢来做机架材料，型号为6.3，标记为：热压槽钢63404.8GB/T7071988Q235AGB/T7071988 （碳素结构刚Q235A，尺寸为63mm40 mm4.8 mm的热槽钢）h高度，b腿宽度，d腰厚度，t平均腿厚度，r内圆弧半径，r1腿端圆弧半径在刚架中用刚性结点能使弯矩降低，同时连续钢架也比孤立的梁柱体系要经济，所以结构采用平面板架结构，由两根纵梁和若干根横梁组成，这样抗弯刚度会较大，节点为钢结点，焊接，所受内力为剪力、扭矩、弯矩。支承轴分部在梁的较中间部分，这样可以利用杆端的负弯矩来减小跨中的正弯矩。机架的设计尺寸：两根纵梁长145cm,纵梁之间的距离为45cm，有五根横梁，其他的看安装组件的需要。五、轴的校核（一）牵引轴的校核减速器输入轴转速为740 r/min，工作是机组使用二档，传递功率为5.71Kw。校核时按最低输出转速校核，就是变速器在一档时，变速器的传动比为20.28，转速为n36.49 r/min.。1.原始数据：牵引轮的输出轴传递功率为P5.71Kw，转速n37.48r/min，轴径d40mm。2.轴的强度校核由于轴的一端接牙签式离合器，一端接牵引轮，整个轴安装与机架上面，不承重，只受转矩，不受弯矩所以牵引轴只需校核扭转强度。（a）轴的机构图（b）扭矩图扭转强度校核：由上述所得，受转矩的轴是实心圆轴，校核公式如下：实心圆轴所受的切应力TTWT=9.55106Pn0.2d3T MPa （1P314式16.1）式中，T实心圆轴受的转矩； WT轴的抗扭截面系数；T某材料轴的许用切应力；则有，轴的最小直径d39.55106P0.2TnC3Pn 38.89 mm （1P314式16.2） 式中，C与轴材料有关的系数，C112（查1P314表16.2可得）； P轴传递的功率； n轴的转速。d40mmC3Pn7336.52536.4938.89mm由上所知，牵引轴的强度满足要求。（二）支重的校核1.原始数据：整机重为450kg。轴的材料用碳素钢，轴径d33mm，轴长l130mm。2.轴的强度校核由于轴的一端通过螺栓与机架联接，一端接支承轮，不受转矩，只承重，只受受弯矩所以牵引轴只需校核弯曲强度。（a）轴的机构图（b）轴的受力图（c）弯矩图弯曲强度校核
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