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双动力微型耕作机的设计【优秀农业用机械设计+11张CAD图纸】

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关键词：: 动力微型耕作机机械设计双动力微型耕作机的设计农业用机械设计

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双动力微型耕作机械研究与开发

双动力微型耕作机设计【优秀农业用机械设计+11张CAD图纸】

【带任务书+立题审批表+44页@正文18900字】【详情如下】【需要咨询购买全套设计请加QQ1459919609 】.bat

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双动力微型耕作机械研究与开发正文.doc

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导向轴.dwg

带轮.dwg

方案选择.doc

机架.dwg

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柴油机轴.dwg

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立题审批表.doc

结构设计计算.doc

绪论.doc

装配总图.dwg

说明书.doc

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附表2：（指导教师和学生用）

西北农林科技大学

任务书

论文（设计）题目双动力微型耕作机械研究与开发

研究目标及内容：（不少于300字）

进行一种电动机与柴油机动力的双动力微型耕作机械研究与开发。

在本次毕业设计中，要根据设计的数据，进行二维工程图绘制，最后画出装配图进行装配。对关键零、部件做出三维模型进行分析。

1、首先要对微型耕作机械的市场需求及现有产品进行调查分析，分析所要设计的电动机与柴油机动力的双动力微型耕作机的市场前景，并制定出本次设计的基本方案；

2、然后分析所设计的电动机与柴油机动力的双动力微型耕作机结构组成与工作原理；

3、进行该微型耕作机机构结构设计和工作能力的设计计算；

4、进行必要的结构设计及强度校核；

5、进行该微型耕作机机构结构机械部分的零件的二维工程图绘制；

6、对关键零、部件做出三维模型进行分析。

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

第一章绪论

我国在蔬菜生产上所利用的大棚源自廿世纪30年代。我国园艺学科的奠基人吴耕民先生在杭州览桥园艺场设置木框玻璃覆盖温床，开创了夏菜玻璃温床育苗技术，后来改木框为土墙。到了50年代后期，杭州市蔬菜研究所(原杭州市蔬菜试验场)采用玻璃土温室栽培番茄、辣椒。60年代，从日本引进塑料薄膜，开始应用塑料薄膜进行小拱棚栽培蔬菜。60年代后期、70年代初，塑料中小棚开始在各地推广，主要在冬春季育苗及果菜类蔬菜的早熟栽培；同期，占地约667平方米的简易钢架塑料大棚在长春市投入使用，而后上海等地也开始生产钢架大棚用于种植蔬菜。值得一提的是，1974年杭州市江干区首次利用竹架塑料大棚栽培蔬菜获得成功，这为大棚的迅速发展起了重要作用。???

但是，从20世纪30年代至70年代，我国的大棚蔬菜生产仅仅处于探索阶段，特别在我国南方地区，并未形成规模。目前所使用的大棚实际上开始于20世纪80年代初，这是以装配式镀锌薄壁钢管大棚的开发成功为标志的。但由于当时处于计划经济时代，大棚的推广经历了一个艰难的过程，这不仅因为广大菜农对塑料大棚的优越性不甚了解，人们对大棚的性能未充分认识和掌握，而且与昂贵的价格有关(菜农的经济实力较低)，另外，大棚蔬菜生产的配套技术尚不完善以及南方地区冬春季的气候特点等均在一定程度上影响了大棚的大面积发展。所以，在我国南方地区，大棚的推广经历了菜农被动接受到主动要求这样一个质变的过程。到了80年代后期，特别是90年代初，随着我国市场经济体制的确立，以及农村种植业结构的调整，大棚蔬菜得到了飞速发展。浙江省的大棚发展过程可以说是我国南方地区大棚发展的一个缩影。目前我国南方地区的大棚面积已经发展到了前所未有的程度，如上海市有2000公顷，江苏省有60000余公顷，整个南方地区的大棚面积已达到15万公顷以上。

大棚的耕作是大棚蔬菜种植生产过程中第一道工序，也是保证大棚蔬菜丰产丰收的一个关键环节。大棚人工耕作的劳动强度大、作业量大，而且效率低。随着农村产业结构的不断调整, 温室大棚面积的不断增加, 人工耕作的缺点更加凸显。微型耕作机是近几年发展起来的一种微型机动耕作机械，其主要特点是施耕和除草作业时，工作部件与行走装置合二为一，其机具体积小，操作简单，机动灵活，可广泛用于大棚、菜地、果园等小块地作业，配上相应农具可完成犁耕、播种、开沟、覆膜、起垄和运输等牵引作业，也可抽水，喷药等固定作业。其耕作不仅能够提高生产效率，减少农民劳动强度，还可以提高作业量，节省劳动时间，不务农时，适时种植，据有关统计显示可提高工效5倍以上，特别是在淡季，蔬菜能提前上市，经济效益可提高2-4倍，实现节本增效，具有很高的社会和经济效益，大大增加了农民的收入。发展机械化耕作业也是实现农业机械化的一个重要方面，对于推动农业产业结构调整，拉长农业产业链，提高农业资源利用率，大幅度提高农业产出，增加农民收入，具有重要战略意义。同时使劳动生产率大大提高, 也减轻了农民的劳动强度, 增加了农民的收入, 推进了农村产业化、农业机械化的发展进程。

1.1微型耕作机械的发展历程与特点

我国的设施农业起步较晚，但发展较快，微型耕作机的开发生产有30多年的历史。在20世纪70年代生产的微型耕作机的主要功能仅限于稻麦作业的犁耕、旋耕和收割等；20世纪90年代，随着种植业的发展，特别是经济作物种植和蔬菜大棚的推广，微型耕作机的功能扩展到深旋耕、辅膜、中耕除草、地下收获等。其产品品种已达20多种。

我国很早就开始了微耕机的开发，但由于多种原因没有形成产品，直到20世纪80年代未和90年代中期，随着土地联产承包责任制的发展、农民收入的提高及我国小型柴油机和汽油机趋于成熟等，我国多功能微耕机的发展开始起步。这一时期，主要是仿照国外产品，但由于材料、热处理工艺和国外的差距，所以刚开始时齿轮箱和刀具部分存在的问题比较多，微耕机工作不长时间，齿轮箱就发热严重、漏油或齿轮损坏，还有旋刀不入土、刀片易断裂等故障。

参考文献

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[2] 吴宗泽、罗圣国. 机械设计课程设计手册. 北京西城区：高等教育出版社, 2006, 第三版, 294页。

[3] 杨福增、杜白石、胡国田. 机械设计设计例题集. 西安市杨凌区：西北农林科技大学出版社, 2008, 第一版, 408页。

[4] 杨福增、杜白石、胡国田. 机械设计课程设计指导书. 西安市杨凌区：西北农林科技大学出版社, 2008, 第七版,372页。

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[8] 成大先. 机械设计手册第1卷. 北京市东城区：化学工业出版社, 2008年4月, 第五版。

[9] 成大先. 机械设计手册第2卷. 北京市东城区：化学工业出版社, 2008年4月, 第五版。

[10] 成大先. 机械设计手册第3卷. 北京市东城区：化学工业出版社, 2008年4月, 第五版。

[11] 成大先. 机械设计手册第4卷. 北京市东城区：化学工业出版社, 2008年4月, 第五版。

[12] 同济大学、哈尔滨建筑工程学院. 工程机械底盘构造与设计. 北京西郊：中国建筑工业出版社, 1980, 第一版, 426页。

[13] 朱龙根. 机械系统设计. 北京市：机械工业出版社, 2007, 第二版, 286页。

[14] 龚溎义. 机械设计课程设计图册. 北京西城区：高等教育出版社, 1989, 第三版, 102页。

[15] 龚溎义. 机械设计课程设计指导书. 北京西城区：高等教育出版社, 1990, 第二版, 106页。

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[17] 李志红、包长春等. 我国微型耕作机发展状况的研究. 农机化研究, 2008年9月, 第215页。

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内容简介：: 附表2：（指导教师和学生用）西北农林科技大学本科生毕业论文（设计）任务书学院（系）：机电学院专业班级：机制073 学生：刘凯学号： 08107082 论文（设计）题目双动力微型耕作机械研究与开发指导教师朱琳职称副教授从事专业机械工程研究目标及内容：（不少于300字）进行一种电动机与柴油机动力的双动力微型耕作机械研究与开发。在本次毕业设计中，要根据设计的数据，进行二维工程图绘制，最后画出装配图进行装配。对关键零、部件做出三维模型进行分析。1、首先要对微型耕作机械的市场需求及现有产品进行调查分析，分析所要设计的电动机与柴油机动力的双动力微型耕作机的市场前景，并制定出本次设计的基本方案；2、然后分析所设计的电动机与柴油机动力的双动力微型耕作机结构组成与工作原理；3、进行该微型耕作机机构结构设计和工作能力的设计计算；4、进行必要的结构设计及强度校核；5、进行该微型耕作机机构结构机械部分的零件的二维工程图绘制；6、对关键零、部件做出三维模型进行分析。基本要求：掌握二维与三维设计方法，特别是认真学习并应用AutoCAD及Pro/Engineer软件；复习所有设计、制造课程的相关知识；参考有关工程机械的资料，认真学习相关内容并按已知条件进行分析；设计与论文的撰写要同时进行。进度安排序号预期论文（设计）进度起止日期1熟悉题目、调研、查阅资料2010.12.4-11.2.282完成方案，确定第一部分初稿2011.3.1-3.203完成论文主体，设计计算，绘图2011.3.21-4.304修改，完善设计，完成论文2011.5.1-5.205制作幻灯片，预答辩，准备答辩2011.5.21-5.3167备注注：一式三份，院（系）、指导教师、学生各一份，由指导教师填写。毕业论文（设计）工作领导小组组长签字：年月日双动力微型耕作机的机构设计计算目录第一章绪论11.1 微型耕作机械的发展历程与特点21.2 微型耕作机械的应用现状21.3 微型耕作机械的发展趋势51.3.1 微耕机的发展趋势51.3.2 我国微耕机发展存在的问题51.4 微型耕作机械的市场前景分析61.4.1 中国微型耕作机市场分析61.4.2 市场前景71.4.3 发展思路71.5 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92.1 整机结构及工作原理92.2 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113.1 设计的原始数据113.1.1 旋耕机主要技术参数113.1.2 减速器主要参数113.2 设计计算书113.2.1 动力源的选择113.2.2 带传动设计133.2.3 链传动设计243.2.4 机架设计283.2.5 轴的校核303.2.6 轴承的校核343.2.7 履带行走机构计算34第四章总结37参考文献39致谢41- 25 -第一章绪论我国在蔬菜生产上所利用的大棚源自廿世纪30年代。我国园艺学科的奠基人吴耕民先生在杭州览桥园艺场设置木框玻璃覆盖温床，开创了夏菜玻璃温床育苗技术，后来改木框为土墙。到了50年代后期，杭州市蔬菜研究所(原杭州市蔬菜试验场)采用玻璃土温室栽培番茄、辣椒。60年代，从日本引进塑料薄膜，开始应用塑料薄膜进行小拱棚栽培蔬菜。60年代后期、70年代初，塑料中小棚开始在各地推广，主要在冬春季育苗及果菜类蔬菜的早熟栽培；同期，占地约667平方米的简易钢架塑料大棚在长春市投入使用，而后上海等地也开始生产钢架大棚用于种植蔬菜。值得一提的是，1974年杭州市江干区首次利用竹架塑料大棚栽培蔬菜获得成功，这为大棚的迅速发展起了重要作用。但是，从20世纪30年代至70年代，我国的大棚蔬菜生产仅仅处于探索阶段，特别在我国南方地区，并未形成规模。目前所使用的大棚实际上开始于20世纪80年代初，这是以装配式镀锌薄壁钢管大棚的开发成功为标志的。但由于当时处于计划经济时代，大棚的推广经历了一个艰难的过程，这不仅因为广大菜农对塑料大棚的优越性不甚了解，人们对大棚的性能未充分认识和掌握，而且与昂贵的价格有关(菜农的经济实力较低)，另外，大棚蔬菜生产的配套技术尚不完善以及南方地区冬春季的气候特点等均在一定程度上影响了大棚的大面积发展。所以，在我国南方地区，大棚的推广经历了菜农被动接受到主动要求这样一个质变的过程。到了80年代后期，特别是90年代初，随着我国市场经济体制的确立，以及农村种植业结构的调整，大棚蔬菜得到了飞速发展。浙江省的大棚发展过程可以说是我国南方地区大棚发展的一个缩影。目前我国南方地区的大棚面积已经发展到了前所未有的程度，如上海市有2000公顷，江苏省有60000余公顷，整个南方地区的大棚面积已达到15万公顷以上。大棚的耕作是大棚蔬菜种植生产过程中第一道工序，也是保证大棚蔬菜丰产丰收的一个关键环节。大棚人工耕作的劳动强度大、作业量大，而且效率低。随着农村产业结构的不断调整, 温室大棚面积的不断增加, 人工耕作的缺点更加凸显。微型耕作机是近几年发展起来的一种微型机动耕作机械，其主要特点是施耕和除草作业时，工作部件与行走装置合二为一，其机具体积小，操作简单，机动灵活，可广泛用于大棚、菜地、果园等小块地作业，配上相应农具可完成犁耕、播种、开沟、覆膜、起垄和运输等牵引作业，也可抽水，喷药等固定作业。其耕作不仅能够提高生产效率，减少农民劳动强度，还可以提高作业量，节省劳动时间，不务农时，适时种植，据有关统计显示可提高工效5倍以上，特别是在淡季，蔬菜能提前上市，经济效益可提高2-4倍，实现节本增效，具有很高的社会和经济效益，大大增加了农民的收入。发展机械化耕作业也是实现农业机械化的一个重要方面，对于推动农业产业结构调整，拉长农业产业链，提高农业资源利用率，大幅度提高农业产出，增加农民收入，具有重要战略意义。同时使劳动生产率大大提高, 也减轻了农民的劳动强度, 增加了农民的收入, 推进了农村产业化、农业机械化的发展进程。1.1 微型耕作机械的发展历程与特点我国的设施农业起步较晚，但发展较快，微型耕作机的开发生产有30多年的历史。在20世纪70年代生产的微型耕作机的主要功能仅限于稻麦作业的犁耕、旋耕和收割等；20世纪90年代，随着种植业的发展，特别是经济作物种植和蔬菜大棚的推广，微型耕作机的功能扩展到深旋耕、辅膜、中耕除草、地下收获等。其产品品种已达20多种。我国很早就开始了微耕机的开发，但由于多种原因没有形成产品，直到20世纪80年代未和90年代中期，随着土地联产承包责任制的发展、农民收入的提高及我国小型柴油机和汽油机趋于成熟等，我国多功能微耕机的发展开始起步。这一时期，主要是仿照国外产品，但由于材料、热处理工艺和国外的差距，所以刚开始时齿轮箱和刀具部分存在的问题比较多，微耕机工作不长时间，齿轮箱就发热严重、漏油或齿轮损坏，还有旋刀不入土、刀片易断裂等故障。20世纪90年代中期至2001年，随着我国农村种植结构的调整，工厂化设施农业的迅猛发展，经济类作物种植面积的增加及农民收入的继续提高，我功能微耕机有了一个较大的发展。这一阶段，除了许多农机厂和农机研究所外，一些发动机厂、拖拉机厂、机床厂、林业机械厂、汽车配件厂和摩托车厂等也都纷纷涉足微耕机行业。如安徽长江农业装备股份有限公司(安徽六安手扶拖拉机厂)生产长江系列田园管理机，山东常林集团(山东手扶拖拉机厂)生产沭河系列耕耘机，浙江四方集团公司(浙江省永康拖拉机厂)生产四方系列管理机，东风农机集团公司(常州拖拉机厂)、福建拖拉机厂、广西南宁手扶拖拉机厂等也开始生产微耕机，就连重庆的3大摩托车生产厂(嘉陵、隆鑫和宗盛)也都先后涉足微耕机。据估计，仅山东省2000年生产微耕机的企业就超过了30家，到2001年底全国生产微耕机的厂家达100多家。众多厂家依据自身的特点开发和生产不同类型的微耕机，有的还根据当地农作物的种植特点给微耕机增加了一些新功能，比如开发了一些用于套种的配套机具等。从2002年起的约5年内，我国的微耕机应该处于成熟阶段。机型和质量将基本稳定，生产厂家的数量也将趋于稳定。微型耕作机具有先进的耕作技术、多功能的优势、小巧灵活、适应温室大棚和果园林间等小地块作业、安装拆卸方便、使用收益高等特点。1.2 微型耕作机械的应用现状改革开放以后，广大农民的经济生活水平逐渐提高，同时农村剩余劳动力向工业、城市转移，促使农民生活水平迅速提高，这样又激发了农民购买使用微型耕作机的热情。据不完全统计，到目前为止，全国研究开发的单位大约有30多家，但生产规模都不大，最高年产量均未超过3000台，大部分在试生产和小批量生产中。就目前全国的年总产量来看，耕作机还不足2万台。我国微型耕作机开发生产有30多年历史，在20世纪70年代生产的微型机主要功能仅限于稻麦作业的犁耕、旋耕和收割等。到20世纪90年代，随着种植业的发展，特别是经济作物种植和蔬菜大棚的大力推广，微型耕作机的功能扩展到深旋耕、铺膜、中耕锄草、地下收获等。其产品品种已达20多种，具有代表性的机型见下表。-序号型号配套动力（kW）生产厂家主要功能-1 1GXZ-50 4.2kW汽油机浙江宁海粮食机械厂旋耕、播种2 LT兰天 4.41kW柴油机广西兰天集团公司旋耕、犁耕、喷灌3 WGJ-5-6 3.68，4.41kW柴油机胶州青骏农机厂旋耕、犁耕、播种4 1ZD-20 2.2kW柴油机湖南耒阳插秧机厂水田犁耕、耙5 多面手 4.41kW柴油机北京市农机技术开发公司旋耕、犁耕、收割6 KM 4.41kW柴油机无锡华源凯马机械有限公司旋耕、犁耕7 禾丰 3.68kW柴油机天津静海兴盛机械厂旋耕、犁耕、碎土8 博昌牌山东博昌农机股份有限公司旋耕、犁耕、铺膜9 亚细亚 5.1kW柴油机韩国旋耕、犁耕、铺膜10 小牛 5.1kW柴油机台湾元凯机械公司旋耕、中耕11 JN-31 4.41kW柴油机广西容县微型手持拖拉机厂犁耕、耙田12 农丰 4.41kW柴油机扬州苏扬机械厂旋耕、犁耕、中耕13 41Y手扶 4.41kW柴油机河南三门峡农康拖拉机厂旋耕、犁耕14 SF5 3.68kW柴油机浙江四方集团公司旋耕、中耕15 1Z-105 4.41kW柴油机重庆合盛工业有限公司旋耕、开沟、抽水16 佳毫 4.41kW柴油机福州柴油机总厂旋耕、犁耕17 51CA 4.41kW柴油机上海市农机研究所旋耕、犁耕18 JC-6 4.41kW柴油机金坛柴油机有限公司旋耕、犁耕、地下收获盐城市农机化研究所-微耕机目前在国内生产和销售的机型主要有两款：一款是由风冷汽油机或水冷柴油机作为动力，皮带或链条式齿轮箱作为传动装置，配以耕作宽度为500-1200mm的旋耕刀具，价格一般在2000-3500元之间，经济性较好，但多用途扩展能力有限，结构也较为简单，适合经济条件较差，用途较为简单的地区使用。生产厂家主要集中在山东、重庆、湖南、河北、湖北、四川等地。另一款是由风冷柴油机或大马力风冷汽油机作为动力，全轴全齿轮牙箱作为传动装置，配以耕作宽度为800-1350mm的旋耕刀具，价格一般在4500-6000元之间，整机采用齿轮传动，动力无损，耕幅宽，耕深深，适应性强，各种土质均能适应，部件钢性好，使用寿命长。变速箱体采用球墨铸铁精铸毛坯加工令强度更高，使用寿命更长。离合方式采用摩擦片式离合器，可轻松实现换档，倒档等功能。该类机型价格较高，但扩展能力出众，配备相应农具可完成旋耕、犁耕、播种、脱粒、抽水、喷药、发电和运输等多项作业，能实现真正的多功能多用途。生产厂家主要集中在重庆、湖北、云南、四川等地。目前，微型耕作机的形式各种各样，但功能大同小异，由于其体积相对较小，使得在狭小的空间、温室大棚和果园林间特别是在设施农业中应用相对集中广泛。但到目前为止，国内应用仅限于此，对于城市建设、社区管理、营林植树、园林园艺等使用领域几乎是空白。城市建设社区公共服务建设及绿化营林中使用机械化水平低下，市场提供的机械设备极度匮乏和薄弱，特别是适合人群居住的城镇和社区建设的低噪音、低污染排放符合环保要求的微小型多功能机械尚属空白。中国的设施机械发展较慢，作用机械应用较少，作业机具的配置水平不高，多为借用现有陆地用小型耕作机械。由于其机构大、适应性差、生产效率低、作业质量差、种类少，甚至有些是空白和价格偏高等问题，不易为广大农民所接受，均未得到很好推广应用，远远不能满足当前设施农业发展的需要。1.3 微型耕作机械的发展趋势在国外，如日本、韩国、美国、以色列等国家在发展温室的过程中对温室作业机具进行了研究推广和应用。许多温室内作业项目均已实现了机械化，尤其是耕作机械，作业性能稳定、功能齐全、小巧轻质，广泛地应用于设施农业和农田作业方面。但是从目前中国直接进口的使用情况来看，普遍存在价格偏高、维修服务弱，难以适合中国实际使用情况，很难广泛应用。国内一些科研、生产单位也尝试开发了一些温室作业的小型作业机械和管理机产品。从技术上讲，有两种类型：一是从国外引进样机，合作生产。这类机型一般比较先进，可配套多种机具进行作业，性能教优越；质量较稳定，工作部件较齐全，返修率低，但价格较高，难以适应我国大量低窄小温室、大棚作业，仅限于少量地区试用，难以被广泛接受。二是国内自主开发，同时吸取有关先进机型经验，较能结合国情，价格较适中，结构一般都简单，功能相对较少。这类机型由于大多配用柴油机为动力，噪音、污染排放等问题难以解决，大部分仍处于试制或少量试生产阶段，性能不稳定、可靠性差，直接影响和限制了其应用与推广。中国小型手扶拖拉机经历了40余年的发展，以其低廉的价格、较稳定的性能，得到了广泛的应用和发展，为中国农业发展发挥了应有的作用。随着农村经济的发展和市场竞争的激烈，许多厂家也陆续开发了一些工艺继承性较强的园艺手扶拖拉机。但由于产品档次不高，大多以柴油机为动力，结构质量和外形尺寸大，限制了其应用领域，特别是小块地作、林间作业，愈来愈不能满足形势发展的需要。1.3.1 微耕机的发展趋势（1）多功能化。不断配套新机具，增加新功能，在完善农用功能的基础上，逐步向城市园林、园艺领域扩展，如配套剪草、清雪、枝叶粉碎机具等。目前，山东华兴机械集团正与中国农业机械化科学研究院合作开发与其生产的主导机型TG4型配套的多种园艺机具。（2）选用适应性强的发动机。低噪声、排放少、动力强劲和适应性强的发动机将更多地被应用。（3）操作更加简单。操向手柄、前进和后退速度的调节更加方便。（4）更换工作部件快速化。为了减轻操作者的劳动强度和节约更换偿同农机具的时间，微耕机与配套机具的挂接采用快速挂接装置，拆换农具简单、快速。我国是一个农业大国，而且丘陵和山区占很大面积，地块小，起伏不平，适宜使用小型机具；此外，经营规模以家庭为主，需要小型机具；随着农业种植结构的进一步调整，大田作物面积逐步减少，经济类作物种植面积不断增加，尤其是温室大棚的迅猛发展等，都决定了我国多功能微耕机的潜在市场是巨大的。若是我国每年有1%的农户购买微耕机，需求量将超过100万台；若是10%的农户拥有微耕机，保有量将超过1000万台。 1.3.2 我国微耕机发展存在的问题（1）规模小、成本高。我国目前生产微耕机的厂家众多，但现阶段市场总量并不大，据估计，2001年全国微耕机总销量为2万台左右，平均每个生产企业的年销量不到200台，最多的也不过2000台，少的只有几十台。在这种情况下，一方面企业没有效益，而另一方面，农民又认为微耕机价格太高。（2）“三化”水平低。由于生产厂家多，参照的机型也多，大家各自为政，所以“三化”水平非常低。而2001年10月1日开始实施的微型耕耘机技术条件也只是在性能参数上作了一些规定，对具体的结构以及产品“三化”并没有具体要求。（3）使用水平低，维修成本高。使用不当是造成机器故障的一个重要因素。其一是机主为了减少费用，往往不使用规定标号的燃油，再加上一些地区燃油品质确实较差(甚至使用当地非法小炼油厂的燃油)，使发动机经常出现故障。（4）长时间超负荷作业，工作环境差。如在山东寿光，用户购买微耕要机基本上都是以服务为主，替菜农耕一个棚(约0.07公顷)约需1.5h，可收入50元，一天按作业8h算，可获得260元左右的报酬。机主为了经济效益，甚至一天工作10h以上，两个月总收入可达5000-6000元，基本能收回购买机器的费用，但这时机器开始或已经出现了问题。由于长时间连续大负荷作业，同时由于棚内环境很差，气温高，尘土飞扬，发动机滤清器堵塞(加高滤清器可减轻堵塞)等，造成了发动机发热严重，活塞环和缸体急剧磨损；长时间超负荷作业也造成刀轴齿轮箱严重发热，并出现问题，如齿轮磨损、轴承损坏等。造成发动机发热的另一因素，是某些发动机(包括一些进口产品)消音器的位置设置不合理。其消音器布置在发动机贴近缸体的一侧，不仅影响缸体散热，还起加热作用，这在间断性或短时间工作时不太明显，一旦连续长时间大负荷作业，问题就突出了。此外，风冷柴油机和汽油机(包括一些进口产品)没有缸套，一旦出现“拉缸”等问题，就要更换整个缸体，加上维修工时费等，用户要花费700-800元。有些厂家修理此类机器时，先镗缸，加上缸套(选用现存的代用品，如选用合适的汽车发动机的缸套等)，以此来降低成本。水冷发动机相对成本就低多了，不仅故障少(不易发热)，即使换个缸套也就几十元。（5）经济发展水平的有限和大量剩余劳动力的存在，直接制约了作业机械的需求，直接影响了管理机产品在各适用领域的应用与推广。我国是一个发展中国家，人民的收入增长有限，再加上近年来产业结构调整，大量下岗工人的安置与大量农村剩余劳动力涌入城镇，农村收入增加渠道有限等原因，使得原本许多需提高劳动效率、作业质量和降低劳动强度的作业领域，对作业机械的需求显得不甚迫切。管理机产品的本身存在的不足，如前文所述的配套动力不成熟、作业性能不稳定、可靠性差、配套作业机具偏少、价格偏高等直接影响了其推广与应用。1.4 微型耕作机械的市场前景分析1.4.1 中国微型耕作机市场分析1、中国微型耕作机市场供给结构分布国内外产品供给结构国内产出区域结构 2、中国微型耕作机市场需求总量分析3、中国微型耕作机市场需求区域结构分布1.4.2 市场前景首先，积极推进城镇化建设和社区建设，为广泛适用于市政建设、园林园艺、环境绿化美化和社区建设服务的低噪音、低污染排放、符合环保要求的微小型多功能管理机及作业机具提供了广阔的应用空间。其次，我国农业和农村经济结构的调整，特别是以菜篮子工程建设、温室大棚等设施栽培为代表的设施农业的迅速发展，为污染少、功能全、效率高、作业质量好、可靠性高的多功能管理机及配合作业机具提供了巨大的市场。再次，我国现有大量传统型微型耕作机及其配套农机具的更新换代与大量的温室大棚等小地块种植作业和果园等林间耕作作业多样性的需求将会为多功能管理机及其配套作业机具的发展提供无限的发展商机。最后，国家绿化工程建设，天然林草的保护及西部大开发战略的实施等，也将为多功能微型耕作机及其配套作业机具的发展提供广阔的市场。1.4.3 发展思路（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。第二章微型耕作机原理及设计方案选择2.1 整机结构及工作原理该微型耕作机主要是由行走系统、传动系统、耕作系统及液压控制系统，其机构示意图见图21。1.旋耕机 2.液压提升装置 3.变速器 4.液压控制装置 5.柴油机 6.离合器 7.电动机 8.传动带 9.履带 10.机架图2-1 双动力微型耕作机的整机结构图该双动力微型耕作机的行走系统是一个双动力履带拖拉机。工作时，该机通过人工控制向前行走。行走动力是由电动机或柴油机中的其中一个来提供，当需用电动机提供动力时，要通过控制离合器是柴油机的传动轮与传动轴分离；当需用柴油机提供动力时，要合上离合器并使电动机处于断电状态。该机的动力传递是由电动机或柴油机通过普通V带传递给变速器，再由变速器通过轴传递给履带和通过链轮与链条传递给旋耕机，使其工作，其中速度的控制是通过变速器的档位来控制。旋耕机内部的动力是通过齿轮传递，其升降由液压升降系统控制。2.2 微型耕作机的设计方案由于果园林间作业时所需动力较大，用电动机做为动力源，动力则明显不足；在蔬菜大棚、城市社区建设中则要符合低噪音、低污染排放符合环保要求，而用柴油机又明显不符合要求。本微型耕作机采用的双动力方案如图2-2。1.传动链 2.液压提升装置 3.变速器 4. 柴油机 5. 离合器 6. 电动机 7. 传动带 8. 履带 9. 机架图2-2 双动力微型耕作机的动力部分结构图双动力微型耕作机的动力是由电动机或柴油机中的其中一个来提供，当需用电动机提供动力时，要通过控制离合器是柴油机的传动轮与传动轴分离；当需用柴油机提供动力时，要合上离合器并使电动机处于断电状态,其中离合器是手动的。该机的动力传递是由电动机或柴油机通过普通V带传递给变速器，再由变速器通过轴传递给履带和通过链轮与链条传递给旋耕机。本次设计方案采用的是双动力源。使其具有低噪声、排放少、动力强劲、操作更加简单和适应性强等特点，大幅的增强了微型耕作机的适应性。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3.2.1动力源的选择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 13 6.37Kw发动机的有效功率：NenNe/Ne6.37/0.857.49Kw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。旋耕机、变速器和柴油机是配套购买东明的。3.2.2带传动设计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）305460mm取d165mmd2101mmL（1.52）d（1.52）304560mm取L65mm 图 1xxxxxxx8. 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，如图3f10mm ,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。手动牙嵌式离合器如下图图 2 xxxxx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)。图 3 xxsxs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 LE60mm 图 4 xxxxxxx8.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图 5 xxxxxxx（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C10mmS11.5S1.51015mmS20.5S0.5105mm带轮示意图如下图图 6xxxxxxxxxxx11. 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3.2.3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，则链节数可按下式计算：取60（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1.3（中等冲击）。P4Kw4.计算所需传递的额定功率由=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0.554。选择双排链，排数系数1.7。链条的额定功率应满足由9.4，=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，=11.91mm，=22.78mm,4.6mm，18.08mm，12.57mm。5.确定中心距a （机械设计手册单行本机械传动P12-104表12-2-2）式中，0.24994（查机械设计手册单行本机械传动P12-107表12-2-8）则452.33 mm中心距减少量（0.0020.004）a（0.0020.004）452.330.911.81mm，取1.8 mm，中心距调整量。实际中心距为：6.验算链速，在原预计的0.63m/s范围内。7.作用在轴上的载荷工作拉力：F1=1000P/V=10006.8/1.04=6.54N压轴力：8.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：采用三圆弧直线齿形齿顶圆直径： 75.17 mm齿根圆直径：由机械设计手册单行本机械传动P12-112表12-2-13-1.04-0.76 19.05cot-1.0418.08-0.7645.32mm取44mm由机械设计习题册P202例14.1可知：齿宽：0.930.9312.5711.69mm倒角宽：（0.10.15）p（0.10.15）19.051.9052.858mm取2mm倒角半径：p19.05 mm，取20mm变速器轴伸直径D27mm，轴伸长度E60mm选毂孔直径27H83.2+4.5+0.67=8.37mm+2h27+28.3743.74mm，取43mm轮毂长度l3.3h3.38.3727.62mm,取l40mm 图 7 xxxxxxxxxxxx 10.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h 2.7mm；平均半径15.25mm 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:0.862.76015.25（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：选用图 8xzxxxxxxxxxxxx3.2.4机架设计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。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（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，腿端圆弧半径图 9xxxxxxxxxxxx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。3.2.5轴的校核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 MPa （1P314式16.1）式中，T实心圆轴受的转矩；轴的抗扭截面系数；某材料轴的许用切应力；则有，轴的最小直径dC 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。d40mmC7338.89mm由上所知，牵引轴的强度满足要求。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：由上述所得，受弯矩的轴是实心圆轴，由计算简图可看出，由于此轴属于悬臂梁，此轴的危险截面在轴与机架的结合处。 MPa （1P315式16.3）式中，M轴所受的弯矩； W轴的抗弯截面系数；许用弯曲应力。机组在运行时，最恶劣的情况就是履带的其中一边只有一个支承轮工作，此时，整机重量的一半由一个轴来支承。则，弯矩M（60+70/2）2259.8209475Nmm截面的抗弯截面系数W0.10.13593.7截面的弯曲应力58.29N/查1P315表16.3得，65 N/（碳素钢，700 N/），弯曲强度满足要求，安全。柴油机输出轴的校核1.原始数据：柴油机的输出功率P8.7Kw。轴的材料用碳素钢，轴的转速n=3000r/min，轴径d30mm，轴长l135mm，轴受力F1.33N。2.轴的强度校核由于轴的一端通过螺栓与柴油机飞轮联接，轴上装有一个带轮，一个离合器。（a）轴的机构图（b）轴的受力图（c）弯矩图（d）转矩图（e）当量弯矩图由上述所得，轴是实心圆轴，由计算简图可看出，由于此轴属于悬臂梁，此轴的危险截面在轴与机架的结合处。轴所受弯矩M1.33303.99Nmm轴所受扭矩T954995492.77Nmm当量弯矩式中，应力校正系数，0.57（1P315 属于脉动的转矩）。则4.29Nmm校核轴的强度 MPa （1P315式16.3）式中，轴所受的当量弯矩； W轴的抗弯截面系数；许用弯曲应力。截面的抗弯截面系数W0.10.12700截面的弯曲应力15.89N/查1P315表16.3得，40 N/（碳素钢，400 N/），弯曲强度满足要求，安全。3.2.6轴承的校核柴油机的带轮与轴之间用轴承联接，由于轴径d30mm，没有轴向力作用，根据机械设计课程设计手册P65表6-1选滚动轴承6006 GB/T 2761994。原始数据：d30mm，n3000r/min，P8.7Kw，轴承的基本额定静载荷8.3KN，基本额定动载荷KN，径向载荷Fr1.33N。1.计算当量动载荷由于两个轴承受力相等，又无轴向力作用，所以两个轴承的当量动载荷也相等，即P1P2。故此当量动载荷PrP1P2。轴承的当量动载荷PrFr1.33N。2.轴承的寿命计算滚动轴承的寿命式中：Pr当量动载荷，Pr1.33N； n带轮的转速，n3000r/min；温度系数，1（工作时温度低于100）；寿命系数，3（球轴承）；载荷系数，1.1，（1P375表18.8，轻微冲击）。4081h，在范围内，满足要求。（1 P376表18.9，短期或间断使用的机械，中断使用不致引起严重后果，农业机械30008000h）3.2.7履带行走机构计算驱动装置的驱动链轮的计算载荷为单边履带行走机构的牵引力，并假定其扭矩仅由一个轮齿传递。驱动链轮轮齿应进行弯曲和挤压强度校核计算。每个支重轮应能承受不小于掘进机50%重力的径向载荷。导向轮应能承受不小于两倍牵引力的径向载荷。（履带行走机构设计导则）。原始数据：整个微耕机机组的重力G4410N；单边履带行走机构承受的微耕机组的重力2205N，两条履带的中心距B630mm，机组重心与履带行走机构接地形心的纵向偏心距离n300mm，履带行走机构的工作速度V0.58m/s，导向轮与驱动轮间中心距a1187mm。单边履带行走机构的接地长度L（1.62.2）B（1.62.2）63010081386mm取L950mm1.单边履带行走机构牵引力履带行走机构的最小牵引力应满足掘进机在最大设计坡度上作业、爬坡和在水平路面上转弯等工况的要求，最大牵引力应小于在水平路面履带的附着力。一般情况下，履带行走机构转弯不与掘进机作业、爬坡同时进行，而掘进机原地转弯时，单边履带的牵引力为最大，单边履带行走机构的牵引力的计算以此力为依据。式中，f滚动阻力系数（取较大值），f0.1；转向阻力系数（取较大值），1.0。22050.1+ 221.55N2.单边履带行走机构输入功率式中，履带传动机构的传动效率（有支重轮），0.89；变速器的传动效率，0.87。166W3.履带对地面附着力校核单边履带行走机构的牵引力必须大于或等于各阻力之和，但应小于或等于单边履带与地面之间的附着力。221.55N22051.02205N附着系数，1.0。机组的输出功率能满足履带机构的工作要求。4.张紧装置预张力式中，q履带链单位长度的重力，q1.33N/mm； h悬垂度，h50mm。9370N弯曲强度满足要求，安全。Ne6.37KwNen7.49KwMsaMsmax，电动机可带负载起动。P8.7Kwn13000r/minPc11.3KwSPA型D1=95mmD2200mmi2.083V14.9m/s，合乎要求。a0560mmLd1600mma566mm1 ，合适。Z310，合适。q0.12kg/mF0222.69N1.33NB50mmf10mmb12.83mm101mmd40mmE135mmd165mmd2101mmL65mm螺钉M1660 GB83-76螺栓M1050 GB37-76112满足要求。B50mmf10mmb12.83mm206mmd172mmD1166mmL50mmC10mmP7.5Kwn31440r/minPc9KwSPA型D3=125mmD4250mmi1.946合乎要求V10.6m/sa1880mmLd2500mma953mm2 ，合适。0.981.00Z310，合适。 1.39NB50mmf10mmb13.07mm131mmd38mmE80mmd172mmd2131 mmL60mm键的型号为108GB/T109613.09N/mm2，满足要求。满足要求。B50mmf10mmb13.07mmd150mmD1216mmL60mmC10mmS115mmS25mm键的型号为108GB/T1096p30.06N/mm2，满满足要求

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