微耕机机器耕作设计方案

1、微耕机机器耕作设计方案一. 概述1. 设计背景在我国种植区， 特别是山区还用耕牛来耕作， 不但耕作的效率低下， 而且 因为每天都要照顾耕牛而浪费一个劳力。而在广大的农村因为单块田的面积 小，所以不适合使用大型的机械来耕作。加上大型设备有价格高、能耗大、维 护费用大、 搬动困难、 对操作者的技术要求高等要求， 使机械化耕作有了很大 的制约。本机器是一种真正能进入每家每户的实用耕作机械。本机器具有能耗低、 对操作者的技术要求不高、 维护费用少、 操作简单，成本低，搬运方便等特点。通过大量的市场调研发现有非常具大的市场前景， 随着我国农村的生活水 平的不断提高， 农民对农业的投入将会进一步的提高，

2、农村市场将会是一个潜 力非常巨大的市场。2. 已知设计条件该机器是在做了大量调查和参考了多种样机后。根据农耕者的信息反馈 和相关资料的查阅和以往设计经验的借鉴。初步设定计算分析的必要原始参数：1. 总质量初步设定：G=75Kg 90Kg3. 挡位初步设定为 4 个慢档 快档 空档 倒档4. 传动比初步设定慢挡快挡 倒挡5. 刀矩回转直径D=360mm6. 轮宽设定B=950mm7. 发动机型号及参数 168F/P（联龙）参数型号参数型号168F/P形式单缸四冲程 OHV，汽缸中心斜置缸径/ 行程 mm6845压缩比8.5:1点火方式晶体管无触点点火（磁体式）火花塞、间隙（ mm）0.70.8润

3、滑方式飞溅润滑启动方式回复式手拉起动燃油消耗率 g/kw.h395排量（ ml）163标定功率及转速（ kw/rpm）3.1/3600最大扭矩及转速（ kw/rpm）9/2500净重（ Kg）15外形尺寸 （mm）312362335二总体方案设计计算1. 总体造型设计2. 总体布置1. 动力部分 2.传动部分 3. 行走刀具部分4. 支撑架部分 5. 其他覆盖件部分3. 主要参数的初步设定：1. 动力部分：额定功率 P=3.2kw 额定转速度2. 传动部分：慢挡快挡倒挡1. 行走部分：耕宽 B=950mm 回转直径整机尺寸：长宽高 =17001000 8002. 传动链简图：通过参考样机和借鉴

4、成功设计案例，初步设定传动方案如下采用： 1.V 带-齿轮- 链条 结合方式传动。2. 采用置单向齿离合方式。三传动箱结构根据以往设计经验和参考了大量样机设计案例。 初步设计齿轮传动箱体结构和造型。如下图：四主要零部件的设计计算皮带轮传动设计参数的确定通过相关资料的查阅和实地考查了解到微耕机工作环境复杂，且载荷变动 大。根据发动机外特曲线图可知在额定转速时发动机功率P=4KW 10K，W查表得数据工况系数 KA=1.1（机械设计手册第 2 版-4 带传动）计算功率 （ kw）2. 根据 kw N1=3600r/min选取 Z 型普通 V带。但考虑到微耕机工作环境复杂且载荷变动大（瞬间冲 击载荷

5、），为了保证微耕机能在恶劣环境下的正常工作。故选取截面尺寸较大 的 B 型普通 V 带。3. 初步确定小带轮直径由以上数据可得：圆整直径后4. 确定带速带速在 530m/s 合理 故带轮材料选取 HT1505. 中心距： 0.7 （） 2（）133 376根据以往设计经验和参考样机初步设定=2+ （）/2+=825查表选取 Ld=900 机械设计手册第二版 -4 带传动实际中心距 a=3576. 包角7. 确定 V带跟数8. 确定初拉力根据 V 带型号查得： q=0.18kg/m z=1 v=13.3m/s则两跟皮带作用在轴上的圆周力则作用在轴上的压力计算结果 :选用 2 根 B900 GB/

6、T 11544-1997 的 V带。带轮中心距：带轮直径：包角：齿轮副各个参数设计1.采用直齿圆柱齿轮传动动2.通过相关资料的查阅和实地考查可知微耕机工作环境复杂，且载荷变动大。故选用 7 级精度（ GB1009588）3. 材料选择 20Cr 硬度 58 大小齿轮均采用此种材料。4. 参考以往设计的经验数据和样机。初步设定5. 由于齿轮材料硬度大于 350HBS，所以大小齿轮都属于硬齿面齿轮， 故主要以满足齿跟弯曲强度为设计依据。 （由于慢档位为最大 输出扭矩，工作环境最恶劣，故以慢档位的参数为设计的主要依据。 ）根据齿轮硬度查表得小齿轮的弯曲疲劳强度极限（机械设计手册第二版 -4齿轮传动）

7、根据农用机器的工作特点取机器寿命 5 年，每年工作时间200 天，每天工作 8小时。则应力循环次数由此数据查表得两齿轮的接触疲劳寿命系数由以上数据计算两齿轮的弯曲疲劳许用应力：取弯曲疲劳安全系数 S=1.4根据发动机类型为单缸汽油燃机而且工作环境恶劣，需要承受较大的冲击。所以取载荷系数 K=2.3 根据大小齿轮的齿数查表得：齿形系数 应力校正系数取大的一个数据 0.0145则取标准模数 1.75 。由上面数据可知校核齿轮齿面接触疲劳强度：主轴转矩综上计算： 把式代入式不等式成立， 故 M取 1.75 既满足齿轮齿根弯曲疲劳 强度又满足齿轮齿面接触疲劳强度计算 两齿轮的基本几何尺寸计算：1. 计

8、算分度圆直径2.中心距： mm3.齿轮宽度：所以取 B1=8 B2=8链轮各个参数设计1.根据以往设计的经验数据和参考样机，初步设定小链轮 。则根据传动比 i=2 得2.查表得 （机械设计手册第二版 -4 齿轮传动篇）根据以及 查:（机械设计手册第二版 -4 链传动）选取 10A1 链条节3.计算链节数和中心距：初定中心距则=52.5 节取链长节数查表得中心距系数则链传动的最大中心距为：mm4. 链速确定润滑方式：根据 V 和链号 10A-1 查表选取 定期人工润滑。但考虑到微耕机工作 环境复杂，且经常承受较大的瞬间载荷此时齿轮箱发热严重。故选择 油池润滑，以保证微耕机在恶劣条件下的正常使用。

9、5. 确定轴力有效圆周力为：链轮垂直布置时的压轴力系数则压轴力为：齿轮轴设计的各个参数 根据以上参数分析慢速档时齿轮轴受的转矩最大， 所以轴强度设计以慢速档 设计依据。慢档主轴简力图如下：初步设定： L1=88 L2=65 L=155根据以上计算结果：（d=28 齿轮分度圆直径 ）根据静力平衡条件求： （XY 平面）根据静力平衡条件求： （XZ 平面）取带轮端为弯矩计算端：A段Fa=730NB段Fb=286NC段FC=650N1.根据计算结果画出剪力图弯矩图如下：主轴的直径确定及其强度校核：按扭转强度初步估算轴的直径根据以往设计的经验数据和参考样机， 初步选择材料 作为轴材料 . 由机械 设计

10、手册第 2 版-4 的表 38.3 2 查得 A=100 （弯矩和扭矩相差不大取大值） 初步估算直径：初步设定主轴结构方案如下：根据轴的估算直径最小数值和考虑到计算误和各个参数取值误差，取轴d1=15 .按弯扭合成应力校核轴的强度：根据对弯扭合成图分析和轴结构进行受力分析，轴险截面，故对其校核。A 处的截面为危又因为轴在此处：（按圆截面计算）则计算结果：根据机械设计手册第 2版本第-4 表 38.1-1 查得许用疲劳应力则危险截面处的强度足够。主轴结构设计方案合理，可采用。初步设定副轴结构方案如下：初步设定： L1=76 L2=64 L=90根据静力平衡条件求： （XY 平面）根据静力平衡条件

11、求： （XZ 平面 ） 选 Y 方向为正方向根据计算结果画出剪力图弯矩图如下：根据以往设计的经验数据和参考样机，初步选择材料 作为轴材料 . 由机械设计手册第 2 版 -4 的表 38.3 2 查得 A=100 （弯矩和扭矩相差不大取大值）初步设定主轴结构方案如下：根据轴的估算直径最小数值和考虑到计算误差和各个参数取值误差，取轴d1=25.3 d2=18 d3=15按弯扭合成应力校核轴的强度：根据对弯扭合成图分析和轴结构进行受力分析，轴 B 处的截面为危 险截面，故对其校核。又因为轴在此处：（按圆截面计算）则计算结果为：根据机械设计手册第 2版本第-4 表 38.1-1 查得许用疲劳应力则危险

12、截面处的强度足够。副轴结构设计方案合理，可采用 初步设定： L1=78 L2=45 L=90 根据静力平衡条件求： （XY 平面）慢档传动轴简力图如下：根据静力平衡条件求： （XZ 平面 ） 选 Y 方向为正方向根据计算结果画出剪力图弯矩图如下：根据以往设计的经验数据和参考样机，初步选择材料 作为轴材料 . 由机械设计手册第 2 版 -4 的表 38.3 2 查得 A=100 （弯矩和扭矩相差不大取大值）根据轴的估算直径最小数值和考虑到计算误差和各个参数取值误差，取d1=20 d2=17 d3=17按弯扭合成应力校核轴的强度： 根据对弯扭合成图分析和轴结构进行受力分析，轴 B 处的截面为危 险

13、截面，故对其校核。又因为轴在此处：（按圆截面计算）则计算结果为：根据机械设计手册第 2版本第-4 表 38.1-1 查得许用疲劳应力则危险截面处的强度足够。传动轴结构设计方案合理，可采用初步设定输出轴结构方案如下：初步设定： L1=38 L=166根据静力平衡条件求： （XY 平面）根据静力平衡条件求： （XZ 平面）根据计算结果画出剪力图弯矩图如下：根据以往设计的经验数据和参考样机， 初步选择材料 作为轴材料 . 由机械 设计手册第 2 版-4 的表 38.3 2 查得 A=118 （弯矩和扭矩相差不大取大值）则初步计算结果：初步设定输出轴结构方案如下：根据轴的估算直径最小数值和考虑到计算误

14、差和各个参数取值误差， 取轴d1=25d=30根据对弯扭合成图分析和轴结构进行受力分析，轴 A 处的截面为危 险截面，故对其校核。又因为轴在此处：（按圆截面计算）则计算结果：根据机械设计手册第 2版本第-4 表 38.1-1 查得 45#钢许用疲劳应力：（材料只作正火处理时的强度）则危险截面处的强度足够。输出轴结构 设计方案合理，可采用。横轴式旋耕机组总体分析计算根据耕刀结构图可以知道机组的耕宽 B=950mm回 转直径 D=360mm根据耕刀的运动特点分析作出耕刀刀齿端点运动轨迹图如下：可以看出耕刀的转速一部分用来使机组前进，一部分用来进行耕地。查阅相关资料可得机组的功率 ：为刀齿切削土壤所

15、消耗的功率，此值约占 40%。：为土块被旋转刀齿抛出所需的功率，此值约占 30%。：为传动及摩擦所消耗的功率，约占 10%。：为土壤沿机组前进方向作用于刀棍上的反力所消耗的功率，此值约占10%。：为机组前进所消耗的功率，此数值约占 10%。根据 F168/P 动力原始参数可知道发动机在 2500转时输出的扭矩最大， 故此时为 最大耕深。耕地小时生产效率为 S.S=考虑到不同的耕深和土质的不同则 S根据耕刀的刀齿轨迹图可以得出：为机组前进速度 ：为耕刀刀齿的线速度则 =0.1则=180（1-0.1 ） =162mm=16cm五 计算总结通过以上计算分析得出：序号项目名称单位设计值1动力 配套发动机型号/联龙168F/P标定功率kw3.2额定转速r/min36002旋耕 机配 套外形尺寸 （长宽高）mm1650950810结