1微耕机设计计算手册详细

1、xxxx微耕机设计计算书设计校核批准Ixxxx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、维护费用大、搬动困

2、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- 120Kg档位初步设定为4个慢档快档倒

3、档空档传动比初步设定：a、慢挡 i=46.44i i3=3i 34=4.3i 45=3.6b、快挡 i=26.31i i3=1.7i 34=4.3i 45=3.6c、倒档 i=60.68i i2=1.4i 23=2.8i 34=4.3i 45=3.6刀具回转直径D380mm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L0.296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/kw.h285.6/3600然油箱容量L3.5标定

4、功率及转速（kw/rpm）4.0/3600最人扭矩及转速（kw/rpm）11.8/2880净重（Kg）<33外形尺寸（mm）385x420x450:、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=4.0kw额定转速no = 3600r/min.传动部分：慢挡 i=46.44i i3=3i 34=4.3i 45=3.6快挡 i=26.31i i3=1.7i 34=4.3i 45=3.6 II II I倒档 i=60.68i i2=1.4i

5、 23=2.8i 34=4.3i 45=3.6.行走部分：耕宽 B=1050mrffl具回车直径D=0 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（见下图）：采用：采用片式齿离合方式。1、而：为发动机转速。m：为主轴转速。n2：为倒档轴转速。靠：为副轴转速山：为传动轴转速。B：为输出轴转速。2、P0：为发动机功率。pi: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

6、 45：为传动轴到输出轴间传动比。慢档：ni=3600r/min n3=1200r/min n4=279r/min n5=78r/min快档：ni=3600r/min n3=2117r/min n4=492r/min n5=136r/min倒档：ni=3600r/min n2=2571r/min n3=918r/min n4=213r/minn5=59r/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：根据以往的设计经验和样机的参考，初步选取机械离合器-圆盘摩擦片离合器。其具有以下优点：1 .结

7、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=1.5MPap=0.12则该型离合器所能传递的最大扭矩：Tp = Z J ip2nR2dRRi2Tp=-x 3.14x8 x 0,1 x 1.5 x (55J-45J) x 22NmJ精品doc根据发动机F178的原始数据，其最大工作扭矩为11.8Nm,故此方案合理。压力弹簧的选择初步设定以下方案例：

8、材料选取：65Mn弹簧钢查机械设计手册得其许用应力 I类340MPaII类450MPaIII类570MPa8FDTmax =J K = 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叉所给的推力。1 TF=。：'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：2 (R/ - R?)-F =3 (寸-氏2)根据发动机的原始参数可知 T的最大值为11.8NmRB值由离合片可知道分别为55mmF口 45mmW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：8 x 240 x 15 x 10-3

9、vniax = 1.4 x7 七 298MPa3,14 x (35 x 10-J)为了时候更广泛的型号的动力，故采用III类弹簧钢。弹簧的有效下数取 n=7Gd4C =-64R3n65Mn的切变模量G=85则计算结果弹簧提弹簧的工作行程：FA = cG为材料的切变模量查相关资料可得供最大压力F=204N时，弹簧的压缩量约等于3.4mm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120时，推盘压缩弹簧量为标准值 4mm精品doc精品doc3.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

10、参数设计以慢档位为设计依据。a.慢档直齿圆柱齿轮传动结构简图b.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(GB10095- 88)。c.材料选择20CrMo,硬度5862HRC：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.参考以往设计的经验数据，初步设定 乙2二14。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=2.75)2K*Y

11、fM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 N1=60mjLh=1.728 x 109N2=N1/i 13=5.7 x 108由此数据查表得两齿轮的弯曲疲劳寿命系数Sfni = 2 SFN2 = 2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=2kFNjOFE仃Fi = 一一 二 460*pn20fe2I 阻 2 =F= 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=2.4。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6 d取2.5。根据大小齿轮的齿数查表得：

12、齿形系数YFa应力校正系数YsaYF1 =3.22YF2 =2,35Ysi = 147Ys2 = 1.68I (YfiYs1>Yf2Ys2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=9.55 乂 106=1 乂 104Nmm则邛.丫噎¥.12,4 x 1 X 104 X 3.22 X 1.47 一 .1m ' J-dl砧=146a 弋 乙45则查机械设计手册取标准模数 2.5。由上面数据可知Zi2=14山2 = 1慢x / = 35mmd3m = 111慢 x 4 = 105mm 则齿轮齿宽b=dix少d=8.75圆整后取：b2=10mmi=11m

13、m标准中心距为：a慢=di2/2+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=2乙1=23a=39标准中心距为：a快=d11/2+d 32/2=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 tt+a快=66mm所以：1 .快档啮合的两齿轮应采用正传动。Xi+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

14、。快档位啮合直齿轮的变位参数的确定：分析原始参数Zii=23Z32=39m=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：COSQ(Z1 + z2)(r- 1)Cosay =TZ1 + z2 ,X2 (inva - in vet) 上n ota =20。为压力角0c为齿轮轮啮合角则计算结果：支=28 口 Xy = 2.4由于齿轮的变位系数一般不超过1故取两齿轮的变为系数分别为0.9。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：co

15、sa(Zl + 4)( 1)cosaZ1 + z2(inva - invct)a =20。为压力角“为齿轮轮啮合角则计算结果：、 一 I七一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-0.9大齿轮 1 Z33的变为系数为-0.9。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）倒档轴的位置确定：可以近似确定为42的分度圆于Z12的分度圆相切，Z21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。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=

16、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,弧齿锥齿轮旋向：道传动箱传动图从左 为左旋。所以为了保证 慢档），主动轮和被动 以避免齿轮承载过热根据发动机原始参数可知 边向右看时轴的旋转方向 微耕机在工作时候（快档和 轮具有互相推开的轴向力而咬合。小齿轮Z、大齿轮Z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=4.3Z3i = 10Zi=43E=900选材20CrmoTi查机械设计手册第二版-4得硬度为58-62HRCOfe = 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

17、曲疲劳极限许用应力为设计依据。:4叫x 丫臼匕：；1,m > * 73虱1 - 03中R）2z/iFTT 6也根据弧齿锥齿轮几何参数设计可推导出：Z1Z= actan- 4 =Z - 6根据原始参数可知：E =900则计算结果：5 = 13。o3 = 77° Zvi = 10.3 ZV2 = 195查机械手册第二版-4可得：齿形系数YF应力修正系数% x I JJ j X Wa1=2.97Ysa1 = 1.52YFa1%a1=4.5YFa2=2.12Ysa2=1.86YFa2Ysa2=3.94取大的一个复合系数Wa1%a1=4.5根据发动机原始参数可以得出：P3= 9.55 X

18、 106 = 3.0 X 104 N/minn3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=1.8SF' =2 0=0.3则计算结果：OfeSe = = 425 MPa把计算结果带入设计公式：:rxi.sTyo xioTx 45m > 3 . =2.80,3(1 - 0.5 x 0,3)2102、4了 - 1 x 425查机械手册第二版-4取常用*II数：m=3参考设计经验数据：取中点螺旋角(3=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：Zicos受 ；把以上计算结果带入公式得计算结果：Xi=-X2=0.368查机械设计手册

19、第二版-4弧齿锥齿轮设计篇取常用数据得 Xi=-X2=0.37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Xi=-Xt2=0.160查表选取齿根系数和顶系数为：ha =0.85C=0.2几何参数的计算：S, I IJ J X齿轮大端模数m=3齿轮外锥距离 Re=d"2sin b i=15/0.225=66.6mm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150mm慢档位弧齿锥齿轮的受力分析和安装中心距离：ai=dei/2tan o i=65.2mm年冠顶品巨 十 轮冠距=13.6+41.7=55.3mm根据弧齿锥齿轮的齿形螺旋方向和齿轮旋转方向可得

20、：齿轮副的圆周力为 F=2T/dm=2340N-T 为 4 轴(传动轴)的转距 T4=9.55 x 106R/n 4=1.287 x 105N/mm-dm 为Z41的中点分度圆直径。dm=d-bsin(r=110mm精品doc主动轮轴向力和径向力：（螺旋角和分锥角均为主动轮参数）Fm" = CQgp(tanasiny + sinpcosy) = 596NFF3i 1- =(tan ct cosy - sin|3siny) = 750N从动轮轴向力和径向力:F，iz = (tanotcosy - sinpsiny) = 750NFF41r = 8 邛(tanctsinY + sinpc

21、osy) = 596N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）FF42z = p(tanasiny + sinpcosy) = 2282NFF42r= cQgp(tanacosy - sinsiny) = 2626N从动轮轴向力和径向力:FFsiz =(tanotcosy - sinpsiny) = 2626NFF51r 二 p(tanctsiny + sinpcosy) = 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

22、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。根据直齿圆柱齿轮几何参数设计原理可以推导：2TFt = d = m x Zj2 Fr = Fttancr精品docT-主轴的转矩。T=0.01 06X 106Nmmd-Zi2的分度圆直径m- Z2的模数。则计算结果：Ft=605NF=220N»合=0合=0,H平面-根据静力平衡条件求分力:，带入蟹 Fhi -Fl + Fh2 = 0>Ifhz x 192 -Ftx 136 = 0则计算结果：FH2=428NFi=177NML=24KNmmV平面-根据静力平衡条件求分力：带入邈fFvi - Fr I Fv2 =

23、0二* i - Fv2 x 192 + F| x 136 0则计算结果：FV2=143NEi=59NMU=8KNmm综合H-V平面弯矩两结果得：I 22Mh - vmax ( MHmai + MV131 25.2 KNmm轴强度设计：按扭转强度初步估算轴的直径。_P955 x 106-T111(PTt = X三 Tt d An' I一T WT o.2d3 -L TJ：n根据以往设计的经验数据和参考样机，初步选择材料2MnTi作为轴材料由机械设计手册第2版-4的表38.32查得A=100则计算结果：d> 10.3mm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

24、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）：= W a W = O.ldJ d；根据主轴传动特点：取 =0.6 （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“b =291 350MPa则计算结果:5匹曾"“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据。根据以往设计经验和样机的参考初步设结构形式如下。根据直齿圆柱齿轮几何参数设计原理可以推导出：2TFt =耳- d = m x Z3

25、3 Fr = Fttana x 1 j J J xT-主轴的转矩。T=30x 103NmmdZ31的分度圆直径。m- Z3i的模数。则计算结果：F33t=571NF3r=207N根据弧齿圆锥齿轮副设计可知:F31t=2T/dm=2340NFaiz -cosp(tanasiny + sinpcosy) = 596NF31r =cosp(tanttcosy - sinPsiny) = 750NH平面-根据静力平衡条件求分力:合=0邛=F3ix + F331 = 2857 N WII则计算结果：FH=2857NML=224KNmmV平面-根据静力平衡条件求分力：£f合=0=>F =

26、F3ir-F33r= 543 N则计算结果：Fv=543NMna=43KNmm综合H-V平面弯矩两结果得：怖-Eax = q Mh皿 + Mvm = 228KNmm轴强度设计：按扭转强度初步估算轴的直径。,9.55 x 106-In rP叮二寸七5=5d 2 A。，WT 02dmn根据以往设计的经验数据和参考样机，初步选择材料2MnTi作为轴材料由机械设计手册第2版-4的表38.32查得A=100则计算结果：d> 14.7mm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

27、度校核。按轴的弯扭合成强度条（第三强度理论）：+ 可O.ld3 d=讨 4 w =根据主轴传动特点：取 =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m =291 350MPa 精品doc精品doc则计算结果:2-146MPa < Ob 故此方案可以采取。传动轴各个参数的设计: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据。根据以往设计经验和样机的参考初步设结构形式如下。根据弧齿圆锥齿轮副设计可知: 齿轮乙1的轴向力和齿轮径向力:F4i=2TJdm=2340NF41Z = (tanotcosy - sinpsin

28、y) = 750NF41 r =匚D30 (tan 0tsi 口丫 + sinPcosY)= 596N齿轮乙2的轴向力和齿轮径向力:F42=2T4/dm=8500NFF42z = 8 邓(tanosiny + sinpcosy) = 2282NF42r =石邓(tanotcosy - sinPsinv) = 2626N“合=。H平面-根据静力平衡条件求分力:带入裁据,F42t - F1l I Fh2 - F41t = 0h F42t X 23 + F2 X 138 Fait 父 153 = 0则计算结果：Fh=1071NF=4011NV平面-根据静力平衡条件求分力:»合=。 

29、3;m合二。,带入期,F42r - Fvi % + F41r =。二J t F42r X 23 + F72138 F41r x 153 = 0则计算结果：Fvi=3000NF2=223N综合H-V平面弯矩两结果得：Mu - vmax = J Mhim*" + Mv加之 = 204KNmrn轴强度设计：按扭转强度初步估算轴的直径。P955 x 1。6_Tnjp5=柘期 0,2， - Tt1 d - A。根据以往设计的经验数据和参考样机，初步选择材料20aMnTi作为轴材料由机械设计手册第2版-4的表38.32查得A=100则计算结果：d n 20mm根据以往设计经验和考虑到微耕机的工作

30、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）：7Tg 可3。必=W4 W =。,1矛 d；根据主轴传动特点：取 =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m =291 350MPa则计算结果：，口=TT7= 300MPa < ab 故此方案可以采取。精品doc输出轴各个参数的设计: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据。根据以往设计经验和样机的参考初步设结构形式如下。根据弧齿圆锥齿轮副设计可知:F5i=2T5/dm=8500N齿轮Z51轴向力和径向力:F5iz =(tan a cosy - sinpsiny) = 2626 NF51r =(tanotsinY + sinpcosy) = 2282 NH平面-根据静力平衡条件求分力:带入簪;Fhi - F4st i Fhz = 0a【F45i x 45 - F|2 x 64 = 0贝U计算结果：Fhi=2524NF2=5976NV平面-根据静力平衡条件求分力:Fvi - F51r IFv2 =。W51r X 45