微耕机设计计算书详细

1、xxxx微耕机设计计算书设计校核 批准xxxx年月日目录一、概述 21、设计背景 22、已知计算条件 2二总体方案设计计算 41、总体造型设计 42、总体布置 43、主要参数 44、传动链 4三、传动箱结构 6四主要零部件的设计计算 61、离合器设计参数的确定 62、齿轮副各个参数设计 83、齿轮轴设计的各个参数 12五、旋耕机生产效率和耕深分析 25六、计算总结 27七、参考文献 27、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。加上大型设备价格高、能耗大、

2、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。本微耕机是一种真正能进入千家万户的实用型耕作机械。 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，微耕机在农村有非常巨大的市场前景，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，农业机械将会是 一个潜力非常巨大的市场。2. 已知设计条件该微耕机是在做了大量的市场调查和参考了多种样机后。 根据农耕者的使用 信息反馈和相关资料的查阅，以及成熟产品设计经验的借鉴。先初步设定计算分 析的原始参数为： 全机质量初步设定：G=90 120K

3、g档位初步设定为 4 个慢档 快档 倒档空档 传动比初步设定：a、慢挡 i二i34=45=b、快挡i= i133445c、倒档 i= i12=23=34=45= 刀具回转直径D=© 380mm耕宽设定B=1050mm 发动机型号及参数178F/ （ FA （凯马）型号参数178F/P (FA)形式单缸、四冲程、立式、直喷式缸径/行程mm78x62压缩比20旋转方向从飞轮端视：逆时针活塞排量L润滑方式压力与飞溅复合式启动方式反冲式手拉启动或电启动燃油消耗率g/3600然油箱容量L标疋功率及转速（kw/rpm）3600最大扭矩及转速（kw/rpm）2880净重（Kg）< 33外形尺

4、寸（mm）385x420x450二、总体方案设计计算1.总体造型设计2.总体布置微耕机总体布置见上图，它由五个部分组成：动力部分； 传动部分; 行走刀具部分； 支撑架部分;其他覆盖件部分。3. 主要参数初步设定：.动力部分:额定功率P=额定转速n0 = 3600 r/min.传动部分:慢挡ii= i13=3快挡ii= i13 =倒档ii= i12 =ii34=i23 =34=45=34=.行走部分:耕宽 B=1050mm45 =45=刀具回转直径 D= © 380mm整机尺寸：长X宽X高=1700X 1050X 9704、传动链通过参考样机和借鉴成功设计案例，初步设定传动方案如下（见

5、下图）采用：采用片式齿离合方式。It PlOf1、no：为发动机转速。ni：为主轴转速。匕：为倒档轴转速。m：为副轴转速n4：为传动轴转速。n5：为输出轴转速2、po：为发动机功率P1：为主轴功率。P2：为倒档轴功率。P3：为副轴功率P4：为传动轴功率。P5：为输出轴功率3、i 13：为主轴到副轴间传动比。i 12：为主轴到倒档轴间传动比i 34：为副轴到传动轴间传动比。i 45：为传动轴到输出轴间传动比慢档：ni=3600 r/minn 3=1200 r/mi nn4=279 r/minn5=78 r/min快档：ni=3600 r/min“3=2117 r/minn4=492 r/mi n

6、n5=136r/min倒档：ni=3600 r/minn2=2571r/mi n“3=918 r/mi nn4=213 r/min“5=59 r/min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1.离合器设计及其选用：-圆盘摩擦片离合根据以往的设计经验和样机的参考，初步选取机械离合器 器。其具有以下优点：1.结合过程平稳，冲击振动小2.从动轴的加速时间和所传递的最大扭矩可以调节 3过载时可发生打滑，以保护重要零件不至损坏初步设定如下方案: 摩擦材料：选择新型石棉基摩擦材料 对偶材料：钢材 由于微耕机工作环境恶劣发热

7、严重，选择湿式传动 摩擦片为9片查机械手册第二版-4圆盘摩擦器新型石棉材料的许用压强p=卩=则该型离合器所能传递的最大扭矩:R2J = Z / 卩 p2 n2RdRRiT卩=2 x3.14 X8 X0.1 X1.5 x (553 - 453)22Nm3根据发动机F178的原始数据，其最大工作扭矩为，故此方案合理。压力弹簧的选择初步设定以下方案例:材料选取:3 5 mm65Mn单簧钢查机械设计手册得其许用应力I类340MPQI类 450MPaIII 类 570MPa8FDTax =K ndK= 1.4由于离合器实际所传递的最大扭矩为发动机的最大扭矩，故弹簧工作需提供的最大压力F的数值为此时离合拨

8、叉所给的推力。TF=R等效由离合器的工作扭矩公式利用积分运算可以推出等效半径R公式:l 2 (R23 - Ri3)F =2 厂3(R22 - Ri2)根据发动机的原始参数可知T的最大值为R数值由离合片可知道分别为55mn和45mm则计算结果F=240N把F带入以上公式可得弹簧提供最大压力时候其所受的最大切应力:max1.4 X8 X 240 X 15 X10-3 298MPa3.14 X (3.5 X 10-3 )弹簧的工作行程：弹簧的有效节数取n=7FX=CC=Gd464R3nG为材料的切变模量查相关资料可得65Mn的切变模量G=85则计算结果弹簧提供最大压力F=204N时，弹簧的压缩量约等

9、于。由于微耕机的工作环境恶劣为了留有余量取4mm当拨叉半径取20时候，根据作图求解法可知道，这时候离合拨叉转动的角度为3.120时，推盘压缩弹簧量为标准值 4mm齿轮副各个参数设计直齿圆柱齿轮传动部分，由于慢档位工作条件最恶劣受力情况最复杂故齿轮参数设计以慢档位为设计依据。Z11Znii3ni Pi他P3b. 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，载荷变动大； 行走速度较慢，故选用8级传动精度(GB100988)。c. 材料选择20CrMo,硬度5862HRC大小齿轮均采用此种材料。查机械设计手册二版-4齿轮篇得，20CrMo的弯曲疲劳强度极限的基本值为 920MPad. 参考以

10、往设计的经验数据，初步设定 乙2=14。e. 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 以满足齿根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。i 12=)M >?d z1 b F根据农用机器的工作使用特点取机器寿命为5年，每年工作时间200天，每天工作8小时计算：则应力循环次数 N 1=60"jL h=x 109N2= Ndi 13二x 108由此数据查表得两齿轮的弯曲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=2kpN 4 c fe1c F4 = 1 1 = 46

11、01SkFN 2 c FE2c F2 =2s FE2 二 460根据发动机类型为单缸汽油内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二。根据传动箱结初步设定构图可知道齿轮为悬壁不对称布 置，故® d取。根据大小齿轮的齿数查表得：齿形系数YFa应力校正系数YsaYF1 = 3.22Y2 = 2.35Ysi = 1.47 Y2 = 1.68YF1 Ys1 > YF2 Ys2取大的一个数据根据发动机型号F178的原始参数可知道：To=Ti=xiO6=1 x 104Nmm 贝S> V2KT9 dz/ c f.4 X1 X104 X3.22 X1.470.25 X

12、 142 X4602.45则查机械设计手册取标准模数。由上面数据可知Z12=14d12 = m慢 Xz1 = 35mm -d33 = m慢 X z2 = 105mm -则齿轮齿宽b=d1X® d=圆整后取：b2=10mm b=11mm标准中心距为：a慢二dW2+d 33/2=70mm根据同样的设计方法可得，快档位捏合齿轮 Z11和Z32的模数为m快=2Zii=23 Z 32=39标准中心距为：a快二dii/2+d32=62mm变位系数及安装中心距的确定：由于采用双联齿轮且传动比以确定，因此两对啮合齿轮应采用变位齿轮来凑配中心距。初步设定两齿轮的实际安装距离 a' = a慢+a

13、快=66mm所以：1. 快档啮合的两齿轮应采用正传动。 X+X2 >0优点：可以提高两齿轮的弯曲疲劳强度和接触疲劳强度。2. 慢档啮合的齿轮应采用负传动，Xi+X<0。优点：使正个齿轮结构更紧凑。满足了实际安装中心距离不可调整的要求。快档位啮合直齿轮的变位参数的确定:分析原始参数乙1=23 Z32=39 m=2ym= a' -a 快则计算结果y=2根据渐开线齿轮几何参数计算特点推出:(Zi + Z2)(1)COS a- COS aXE =二伽 a- inv2 ta n aa二20°为压力角a为齿轮轮啮合角则计算结果：a = 28°Xl = 2.4由于齿轮

14、的变位系数一般不超过 1故取两齿轮的变为系数分别为。这样齿轮的实际安装距并非标准的无侧隙安装，但通过变位已经大大的减弱了侧间隙。故可以采用此方案例。（在实际加工中齿厚采用正公差，可以进一步的弥补此缺陷）慢档位啮合直齿轮的变位参数确定:(Zi + Z2)(1)COS ay -COS aXE =Zi + Z22 ta n(inv a-inv a)a= 200为压力角a为齿轮轮啮合角则计算结果：y= -1.6 X匸=-1.9由于齿轮的变位系数一般不超过1故取小齿轮Z12的变位系数为大齿轮Z33的变为系数为。这样齿轮的实际安装距并非标准的无侧隙安装距。（但是在实际 加工中采用齿厚负工差来弥补）倒档轴的

15、位置确定：可以近似确定为 N的分度圆于Z12的分度圆相切，乙1的分度圆于Z33的分度圆 相重相切，且Z22于Z21的圆心在同一轴线上Z12Z21Z33利用作图法的结果如上图所式弧齿锥齿轮参数的设计：根据传动箱结构图可知道上箱体和下箱体需采用锥齿轮传动方式。这样才能满足轴交角刀=900。初步设定采用弧齿锥齿轮传动方案例。优点：弧齿锥齿轮传动相较于直齿锥齿轮传动更为平稳、噪音小、承载力高小齿轮Z31、大齿轮Z41弧齿锥齿轮旋向：根据发动机原始参数可知道传动箱传动图从左边向右看时轴的旋转方向为左旋。所以为了保证微耕机在工作时候（快档和慢档），主动轮和被动轮具有互相推开的轴向力以避免齿轮承载过热而咬合

16、。主动轮乙i选择左旋被动轮Z4i为右旋初步设定设计原始参数：i34= Z 31 = 10 Z 41=43刀=900选材20 CrmoTi查机械设计手册第二版-4得 硬度为58-62 HRC0FE = 850MPa（材料抗弯曲极限应力基本数值）由于该齿轮属于硬齿面，故主要以满足齿轮弯曲疲劳极限许用应力为设计依据。34kT1 X YFa Ysam > V R（1 - 0.5 Q）2乙2VU + 1 牡】根据弧齿锥齿轮几何参数设计可推导出:acta n ?Z2根据原始参数可知：E =900则计算结果：5 = 13°2 =t770Z/1 = 10.3Z/2 = 195查机械手册第二版-

17、4可得：齿形系数Yf应力修正系数YsYFai=Y Sa1= Y Fal Y Sa1 =YFa2=YSa2=YFa2 Ysa2=取大的一个复合系数YFa1 Y Sa1 =根据发动机原始参数可以得出:T3 = 9.55 X 106 p3= 3.0 X104 N/mmn3借鉴经验数据取载荷系数和抗弯强度的安全系数和齿宽系数:K= SF ' =2© =则计算结果:仕=425 MPaSF'把计算结果带入设计公式:34 x 1.8 x3.0 X104 X4.5m > V 2.80.3(1 - 0.5 X 0.3)2102 V4.3 + 1 X425查机械手册第二版-4取常用

18、模数：m=3参考设计经验数据：取中点螺旋角B=100有利于提高齿轮副强度根据弧齿锥齿轮几何参数的设计可以推导出变位系数确定公式：Zq COS 2X1 = -X 2 = 0.39 (1 - 12)Z2cos 1把以上计算结果带入公式得计算结果：X=-X2二查机械设计手册第二版-4弧齿锥齿轮设计篇取常用数据得 X1=-X2 =根据齿轮传动比和小齿轮齿数查得：弧齿锥齿轮的切向变位系数Xt1 = -X t2 =查表选取齿根系数和顶系数为：ha*二C=几何参数的计算：齿轮大端模数m=3齿轮外锥距离 Re=di/2sin (T i=15/=根据齿轮大端模数和外锥距查机械手册第二版 -4可得：刀盘名义直径为

19、150mm慢档位弧齿锥齿轮的受力分析和安装中心距离：ai= d ei/2tan (T1= a 2二冠顶距 + 轮冠距=+=根据弧齿锥齿轮的齿形螺旋方向和齿轮旋转方向可得：齿轮副的圆周力为 F=2T/dm =2340N-T 为 4 轴(传动轴)的转距 T4=x 106P4/n 4=X105N/mm-dm 为乙1的中点分度圆直径。dm=d-bsin(T =110mm主动轮轴向力和径向力：(螺旋角和分锥角均为主动轮参数)FF31Z =(tan a sin+Yin (3 coS Y 596Ncos 3tan a cos-冷in 3 sin =y750NF31rcosF从动轮轴向力和径向力:FF41Z

20、= (tan a cos-冷in 3 sir) =y750N cos 3FF41r = (tan a sin+Yin 3 coS Y 596N cos 3根据同样的分析方法可以得到弧齿锥齿轮副Z41于Z51受力情况:齿轮副的圆周力为 F=2T/dm =8500N主动轮轴向力和径向力：（螺旋角和分锥角均为主动轮参数）F 42ZF(ta n cos 3sin+ Yin3 co> y 2282NF42r =F(ta n cos 3cos- vsin3 sin =y2626N从动轮轴向力和径向力:F 51ZFco3(tancos- ysin3 sin =y2626NF51rF(ta n cos

21、3sin+ Yin3 co> y 2282N4.齿轮轴设计主轴各个参数设计：根据以上参数分析慢速档时齿轮轴受力情况最复杂，所以轴强度设计以慢档 为设计依据。根据以往设计经验和样机的参考初步设结构形式如下192根据直齿圆柱齿轮几何参数设计原理可以推导：2TFt =d= m XZ12 Fr = Fttan adT-主轴的转矩。T=x 106 Nmmd-Z 12的分度圆直径。m Z12的模数。则计算结果：Ft=605N F r=220NH平面-根据静力平衡条件求分力:刀F合=0带入数据Fh1 - Ft + Fh2 = 0刀M合=0 ?亿X192-仟灯36=0则计算结果：Fh2=428N Fhi

22、=177N MHma=24 KNmmV平面-根据静力平衡条件求分力：刀F合=0带入数据Fv1 - Fr + Fv2 = 0刀 Ma = 0?-F V2 X 192 + Ft X 136 = 0则计算结果：Fv2=143N Fvi=59N Mvma=8 KNmm综合H-V平面弯矩两结果得：MH-Vmax=V7 MHmax 2 + MVma = 25.2 KNmm轴强度设计：按扭转强度初步估算轴的直径PT TT 9.55 X 106 n WT 0.2d3根据以往设计的经验数据和参考样机，初步选择材料20CrM nTi作为轴材料由机械设计手册第2版-4的表一2查得A=100则计算结果：d> m

23、m根据以往设计经验和考虑到微耕机的工作环境恶劣和计算误差，初步确定轴 各段位置的直径大小如图所式:根据对弯矩图和转矩图的综合分析可知道轴上截面 C处为危险截面故对其进行强度校核按轴的弯扭合成强度条（第三强度理论）vM合2 + ( a T)2caW= 0.1d3 d为截面直径根据主轴传动特点：取a =（单向旋转）查机械设计手册第二版-4轴强设计篇：材料20CrMnTi的许用疲劳应力(r-ib =291 350 MPa则计算结果:VM合2 + ( a T)2ca口二 16MPa- 1b故此方案可以采取。 副轴各个参数的设计：根据以上参数分析慢速档时齿轮轴受力情况最复杂，所以轴强度设计以慢档为设计依

24、据。根据以往设计经验和样机的参考初步设结构形式如下。3C (KNdq)根据直齿圆柱齿轮几何参数设计原理可以推导出:Ft ta n a2TFt = d= m XZ33 Fr =T-主轴的转矩。T=3OX 103 Nmmd乙1的分度圆直径。m Z31的模数。则计算结果：F33t=571N F 33r=207N根据弧齿圆锥齿轮副设计可知：F3it =2T/dm =2340NF31Z =(tan a sin+Yin (3 cos Y 596Ncos 3F31rFCoftan a cos-冷in 3 sin =y750NH平面-根据静力平衡条件求分力:刀 F合=0? Fh = F3it + F33t =

25、 2857 N则计算结果：Fh=2857 N M Hma=224 KNmmV平面-根据静力平衡条件求分力：刀 F合=0 ? Fv =尸31- F33r = 543 N则计算结果：Fv=543 N M Hma=43KNmm综合H-V平面弯矩两结果得：MH-Vmax="MHmax 2 + Mvmax 2 = 228KNmm轴强度设计：按扭转强度初步估算轴的直径T 9.55 X 10ePW "0.2d3 n - T t根据以往设计的经验数据和参考样机，初步选择材料20CrM nTi作为轴材料由机械设计手册第2版-4的表一2查得A=100则计算结果：d根据以往设计经验和考虑到微耕机

26、的工作环境恶劣和计算误差,初步确定轴各段位置的直径大小如图所式:10mm18mm25mm根据对弯矩图和转矩图的综合分析可知道轴上截面c处为危险截面故对其进行强度校核。按轴的弯扭合成强度条（第三强度理论）vM合2 + ( a T)2° caW= 0.1d3 d为截面直径根据主轴传动特点：取a =1 （对称循环应力）查机械设计手册第二版-4轴强设计篇：材料20CrMnTi的许用疲劳应力(T b =291 350 MPa则计算结果:VM 合2 + ( a T)2ca=146MPa < b 1故此方案可以采取。 传动轴各个参数的设计：根据弧齿圆锥齿轮副设计可知：齿轮乙1的轴向力和齿轮径

27、向力:F4i=2T/dm =2340NFF41Z =(tan a cos-冷in 3 sir) =y750Ncos 3FF41r =(tan a sin+Yin 3 co> y 596Ncos 3齿轮乙2的轴向力和齿轮径向力：刀F合=° 带入数据 ?刀M合=°-F 42tF42t " FH1 + FH2 "x 23 + FH2 x 138 -F41t = °F4it x 153 = °F42=2T/dm =8500NFF42Z =(tan a si n+Yin 3 co> y 2282Ncos 3FF42r =(tan a

28、 cos- ；sin 3 sin =y2626Ncos 3H平面-根据静力平衡条件求分力：则计算结果：Fhi=1°71N F h2=4°11NV平面-根据静力平衡条件求分力:F42r -FV1-FV2 +F41r=0X23 +FV2x 138 -F41rX153 = 0-F 42rF合=° 带入数据 ?M合=°则计算结果：Fvi=3°°°N F V2=223N综合H-V平面弯矩两结果得:MH-Vmax=V7 MHmax 2 + MVma = 204KNmm轴强度设计：按扭转强度初步估算轴的直径T 9.55 X 106P3pT

29、 t = Wt 0.2d3 n T TA0根据以往设计的经验数据和参考样机，初步选择材料20CrM nTi作为轴材料由机械设计手册第2版-4的表一2查得A=100则计算结果：d> 20mm根据以往设计经验和考虑到微耕机的工作环境恶劣和计算误差，初步确定轴各段位置的直径大小如图所式：根据对弯矩图和转矩图的综合分析可知道轴上截面 C处为危险截面故对其进 行强度校核。按轴的弯扭合成强度条（第三强度理论）：VM合2 + ( a T)2° ca =W?b :晔0.1d3 d为截面直径根据主轴传动特点：取a =1 （对称循环应力）查机械设计手册第二版-4轴强设计篇：材料20CrMnTi的许

30、用疲劳应力b =291 350 MPa则计算结果：vMI 合2 + ( a T)2 ca =W- 300MPa <b 1故此方案可以采取。 输出轴各个参数的设计：根据弧齿圆锥齿轮副设计可知:F5i=2T/dm =8500N齿轮Z51轴向力和径向力:F51ZF(tan a cos-怡in 3 sin =y2626 NCOSF 51r =COStan a sin+ Yin 3 coS Y 2282 NH平面-根据静力平衡条件求分力:则计算结果：Fw=2524N Fh2=5976NF合=0 带入数据 ?M合=0V平面-根据静力平衡条件求分力:根据以往设计的经验数据和参考样机，初步选择20Cr

31、MnTi为轴材料FH1 - F45t + FH2 = 0F45t X 45 - FH2 X 64 = 0E F合 = 0带入数据 Fv1 - F51r + Fv2 = 0E M人=0 ?F51r X 45 - FV2 X 64 = 0则计算结果：Fv1=678N Fv2=1604N综合H-V平面弯矩两结果得:MH-Vmax=“MHmax 2 + MVma = 200 KNmm轴强度设计：按扭转强度初步估算轴的直径PT 9.55 X 106n WT 0.2d3由机械设计手册第2版-4的表一2查得A=100则计算结果：d> 33mm根据主轴传动特点：取a =1查机械设计手册第二版-4轴强设计篇：材料20CrMnTi的许用疲劳应力b =291350 MPa根据以往设计经验和考虑到微耕机的工作环境恶劣和计算误差，初步确