微耕机设计计算书详细

xxxx

微耕机设计计算书

设计__________

校核__________

批准__________

XXXX

年月日

+

目录

一、概述----------------------------------------2

1、设计背景----------------------------------------2

2、已知计算条件----------------------------------------2

二,总体方案设计计算---------------------------------------4

1、总体造型设计----------------------------------------4

2、总体布置----------------------------------------4

3、主要参数----------------------------------------4

4、传动链----------------------------------------4

三、传动箱结构----------------------------------------6

四.主要零部件的设计计算------------------------------------6

1、离合器设计参数的确定-------------------------------------6

2、齿轮副各个参数设计------------------------------------8

3、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

占

八、、

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：

⑴全机质量初步设定:

G=90〜120Kg

⑵档位初步设定为4个

慢档快档倒档空档

⑶传动比初步设定:

a、慢挡i=46.44i53isi=4.3ii5=3.6

b、快挡i=26.31iI3=1.7i34=4.3i45=3.6

c、倒档i=60.68ii2=l.4i23=2.8i3i=4.3i，i5=3.6

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：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.主要参数初步设定:

①.动力部分：额定功率P=4.0kw额定转速no=3600r/min

②.传动部分:

=

慢挡i=46.44ii33i3.F4.3iis—3.6

快挡i=26.31i.3=1.7i34二4.3ids—3.6

倒档i=60.68ii2=l.4i23=2.8i34=4.3i45=3.6

③.行走部分：耕宽B=1050mm刀具回转直径D=*380mm

整机尺寸：长X宽X高=1700X1050X970

4、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>no：为发动机转速。n1;为主轴转速。n2:为倒档轴转速。n3：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。Pi：为主轴功率。p2：为倒档轴功率。p3：为副轴功率。

Pi:为传动轴功率。P5：为输出轴功率。

3、i13：为主轴到副轴间传动比。。2：为主轴到倒档轴间传动比。

i.34：为副轴到传动轴间传动比。%：为传动轴到输出轴间传动比。

慢档：ni=3600r/min「3=1200r/minn4=279r/minnb=78r/min

快档：0^3600r/min113=2117r/minn，i=492r/minn5=136r/min

倒档：m=3600r/minn2=2571r/minn3=918r/minn,尸213r/min

n5=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

L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=l.5MPaH=0.12

则该型离合器所能传递的最大扭矩：

fR2

Ty=Zj|ip2nR2dR

33

T=-x3.14x8xO.lxl.5x(55-45)右22Nm

uR3

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：

35mm

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450MPaHI类570MPa

8FD

Tmax=K—K=1.4

nd，

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。

T

F=----

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：

2应-叶)

F=------------

3但2-七2)

根据发动机的原始参数可知T的最大值为11.8NmR数值由离合片可知道分别为

55mm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：

8x240x15x10-3

T.nax=1.4x--------------------弋298Mpa

3.14x(3.5xIO-3)

为了时候更广泛的型号的动力，故采用IH类弹簧钢。

弹簧的工作行程：弹簧的有效节数取n=7

FGd4

入=7；C=----

C64R3n

G为材料的切变模量查相关资料可得65Mn的切变模量G=85o则计算结果弹簧提

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4mmo

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

12,时，推盘压缩弹簧量为标准值4mm。

3.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O

a.慢档直齿圆柱齿轮传动结构简图

IllPl

n3Ps

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58〜62HRC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

920MPao

d.参考以往设计的经验数据，初步设定Z^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.2=2.75)

2KT1Vl了s；

M2----2--;------

(0dZi[oF]

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:

98

则应力循环次数NF60nJLh=1.728X10N2=Ni/i^S.7X10

由此数据查表得两齿轮的弯曲疲劳寿命系数

SFNI=2SFN2=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=2

kFNQFEi

[叫1=---o---=460

a

kFN2FE2

[nF]2=---=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，故巾d取2.5。

根据大小齿轮的齿数查表得：齿形系数丫电应力校正系数Y%

YF1=3.22YE2=2.35

Ysi=1-47YS2=1.68

YFIYSI>YE2YS2

取大的一个数据

根据发动机型号F178的原始参数可知道：T0=T尸9.55X106=lX104Nmm

则

2KTYY4

lihasa，2.4XIX10X3.22X1.47

3-3

m2----7^='---------------二)------------七2.45

22

it>dZi[oF]、l0.25X14X460

则查机械设计手册取标准模数2.5。由上面数据可知Z12=14

d12=m慢XZi=35mm—®

CI33—m慢xZ2—105mm—Cl)

则齿轮齿宽b二dlXtd=8.75

圆整后取：b2=10mmb)=llmm

标准中心距为：at§=di2/2+d33/2=7Omm

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

Zn=23Za2=39

标准中心距为:a^=dn/2+d32/2=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慢+a快=66mm

所以：

L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，Xj+VOo

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Zu=23Z32=39m=2

ym=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：

/、cosa

(Zi+z)(1)

2cosa

V=------------2--------------

Zi+z2,

Xy=----(inva-inva)

乙2tana

a=20。为压力角

a'为齿轮轮啮合角

则计算结果：a'=28°Xz=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：

,、cosa

（Z1+z2）（；一1）

cosa

V=-----------2--------------

Zj4-z2,

Xy=-------（inva-inva）

乙2tana

a=20。为压力角

a'为齿轮轮啮合角

则计算结果：y二」,6xz=-19

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

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Z22的分度圆于Zi2的分度圆相切，ZR的分度圆于ZM的分度圆

相重相切，且Z22丁Z21的圆心在同一轴线上。

1221

22

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丁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。

主动轮z31选择左旋被动轮Z41为右旋

初步设定设计原始参数：

i34=4.3Zsi=10Z41，52=90°

选材20CrmoTi查机械设计手册第二版-4得硬度为58-6211RC

OFE=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。

s14kT?xYEX

222

I中R（1-0.5<I>R）ZIXU+1[QFE]

根据弧齿锥齿轮几何参数设计可推导出：

Z1Z

%=actan—Zv=——n=X・%

根据原始参数可知：S-9O0

则计算结果：

01=130a2=77°Zvi=10.3ZV2=195

查机械手册第二版-4可得：齿形系数Y-应力修正系数Ys

YFal=2.97Ysai=l.52丫时YSai=4.5

12.12Ysa2=l.86YFfl2YSa2=3.94

取大的一■个复合系数YFHIYSHL4.5

根据发动机原始参数可以得出：

P

634

T3=9.55x10—=3.0x10N/mm

n3

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=l.8SF'=2<l)=0.3

则计算结果：

OFE

AFE]=425MPa

or

把计算结果带入设计公式：

4x1.8x3.0x104x4.5

m>3--------------------------------------------------z-,-----2.8

222

10.3(1-0.5x0.3)10V4.3+1x425

查机械手册第二版-4取常用模数：m=3

参考设计经验数据：取中点螺旋角B二10°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：

Z1C0SO2

Xi=-X2=0.39(1-------)

Z2cosa/

把以上计算结果带入公式得计算结果：

X^-X^o.368查机械设计手册第二版-4瓠齿锥齿轮设计篇取常用数

据得X1=-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

Xu=-Xt2=o.160

查表选取齿根系数和顶系数为：ha=0.8500.2

几何参数的计算：

齿轮大端模数m=3

齿轮外锥距离Re=dei/2sino尸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：

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=217dm=2340N

65

一-T为4轴(传动轴)的转距TF9.55X10P4/n4=l.287X10N/mm

—dm为Z4i的中点分度圆直径。dm=d-bsin"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）

F

F3IZ=^p(tanasiny+sinpcosy)=596N

F

F31r=^p(tanacosy-sin^siny)=750N

从动轮轴向力和径向力:

F

F4IZ=^p(tanacosy-sinpsiny)=750N

F

F41r=石函(tanasiny+sinpcosy)=596N

根据同样的分析方法可以得到弧齿锥齿轮副Z”于Z5I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

F42Z=^^(tanasiny+sinpcosy)=2282N

F

F42r=^^(tanacosy-sinpsiny)=2626N

从动轮轴向力和径向力:

F

F51Z=^^(tanacosY-sinRsiny)=2626N

F

F51r=^^(tanasinY+sinpcosy)=2282N

4.齿轮轴设计

①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:

2T

Ft=—d=mxZ12F「=Fttana

T—主轴的转矩。T=0.0106X106Nmm

d—Z12的分度圆直径c

m一Zi2的模数。

则计算结果：Ft=605NF,-=220N

H平面一根据静力平衡条件求分力：

》合=

0

带入数据/FH1-Ft'FH2=0

n=(FII2xl92-Ftxl36=0

2M合二

则计算结果：F『428N"尸177NM*=24KNmm

V平面一根据静力平衡条件求分力：

带入数据/Fvi-Fr十Fv2=0

=i-Fvxl924-Fxl36=0

力合=02t

则计算结果：F后143NFVF59NMVmax=8KNmm

综合H-V平面弯矩两结果得：

-vmax=J岫咏之+Ms)=25.2KNmm

轴强度设计：按扭转强度初步估算轴的直径。

P

,9.55x106-

1n

3

13心］d呈A0H

WTo.2d

根据以往设计的经验数据和参考样机，初步选择材料20C「MnTi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

则计算结果：d^l0.3mm

ABCD

15mm20fluni25man18的

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）:

°ca=--------而--------«Ob]W=O,ld-

根据主轴传动特点：取a=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

[。小]=291〜350MPa

则计算结果：

宿+（加

/a=--------m--------=16MPa<[°."]

故此方案可以采取。

②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:

2T

Ft=—d=mxZ33Fr=Fttana

T—主轴的转矩。T=30X103Nmm

d—Z31的分度圆直径,

m一Z3i的模数。

则计算结果：F33t=571NF33产207N

根据弧齿圆锥齿轮副设冲可知：

F31l=2T/dm=2340N

F

F31Z=cos0(tanasinY+sinpcosy)=596N

F

F31r=^^p(tanacosy-siripsiny)=750N

H平面一根据静力平衡条件求分力:

£F合=0=F=F31t+F33t=2857N

H

则计算结果：F„=2857NMi*=224KNmm

V平面一根据静力平衡条件求分力:

2F合=0=Fy=F31r-F33r=543N

则计算结果：£=543NMllmax=43KNmm

综合H-V平面弯矩两结果得:

怖:'max=J岫皿2+My«ax2=228KNmm

轴强度设计：按扭转强度初步估算轴的直径。

P

.9.55x106-

Tn

根据以往设计的经验数据和参考样机，初步选择材料20C「MnTi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

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:

ABC

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）：

（加

°ca=--------而-------«Ob]W=O,ld-

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

[。"=291〜350MPa

则计算结果：

府+（加

°ca=--------m--------=146MPa<[ob]

故此方案可以采取。

③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。根据以往设订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Z.n的轴向力和齿轮径向力:

F4i=2T4/dm=2340N

F

F41Z=^^(tanacosY-sinpsiny)=750N

F

F41r=^^(tanasiny+sinpcosy)=596N

齿轮Z式的轴向力和齿轮径向力:

m/dm=8500N

F

F42Z=^^(tanasiny+sinpcosy)=2282N

F

F42r=^^(tanacosy-sinpsiny)=2626N

H平面一根据静力平衡条件求分力:

»合

=0带入数据

rF42「FHI+FH2-F4it=o

n

—F42tx23+FH2x138—F41tx153=0

2M合=0

则计算结果：F,IF1071NFll2=4011N

V平面一根据静力平衡条件求分力：

EF合二°1带入数据(F42r-Fvi-FV2+F41r=o

=0=I~F42rX23+FV2X138-F41rx153=0

则计算结果：Fvl=3000NFV2=223N

综合H-V平面弯矩两结果得:

MH-vmax=J岫噌2+MynJ—204KNmm

轴强度设计：按扭转强度初步估算轴的直径。

6

T9.55x10-「

TT=W?"0.2d3-㈤d-A雄

根据以往设计的经验数据和参考样机，初步选择材料20QMnTi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

则计算结果：d^20ir.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）：

府+（/吩

°ca=----------m----------«Ob]W=O,ld-

根据主轴传动特点：取。二1（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

[。门=291〜350MPa

则计算结果：

府+（加

°ca=----------讨-----=300MPa<Ob]

故此方案可以采取。

④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:

F51=2T5/dm=8500N

齿轮Zbi轴向力和径向力:

F

F51Z=(tanacosy-sinpsiny)=2626N

cosp

F

F51r=(tanasiny+sinpcosy)=2282N

cosp

H平面一根据静力平衡条件求分力:

J?合=0

带入数据1

fF|ll-F45tFH2=0

2M合=0F45tx45-FH2x64=0

则计算结果：R产2524NFH2=5976N

V平面一根据静力平衡条件求分力：

合带入数据（

=0］pvl-F51r+FV2=0

2M合=o［={F51rx45-Fv2X64=。

则计算结果:Fv尸678NFV2=1604N

综合H-V平面弯矩两结果得:

-Umax=J怖咏之+Myd=200KNmm

轴强度设计：按扭转强度初步估算轴的直径。

P

9.55x106-

Tnrr

-----------;—=[TT]dA

二际0.2d3=(n

根据以往设计的经验数据和参考样机，初步选择20CrMnTi为轴材料

由机械设计手册第2版-4的表38.3-2查得A-100

则计算结果：d^33ir.m

根据主轴传动特点：取。二1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［。门=291〜350MPa

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，初步确定六

方轴外截圆大小如图所式取36mmo

府+（打心

«183MPa<[Ob]

则计算结果:W故此方案可采用。

五、旋耕机生产效率和耕深分析

根据耕刀结构图可以知道机组的耕宽B=950min回转直径D=360nmi

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N=1+Np+NT+Nf+Nn

Nq：为刀齿切削土壤所消耗的功率，此值约占40%。

NP：为土块被旋转刀齿抛出所需的功率，此值约占30%。

N%为传动及摩擦所消耗的功率，约占10虬

Nn：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7%o

NT：为机组前进所消耗的功率，此数值约占13%o

a.耕地小时生产效率

根据F168/P动力原始参数可知道发动机在2880转时输出的扭矩最大，故此

时为最大耕深。耕地小时生产效率以S表示：

n刀=n输出=62转/min

S二nDBn刀60x15%=3.14x0.36x1.05x62x60x0.13=573m2右0.86亩

考虑到不同的耕深和土质的不同：则耕地小时生产效率S＞。・86亩

b.耕深

根据耕刀的刀齿轨迹图可以得出：

=R(1-Vm/V刀)

Vm：为机组前进速度V刀：为耕刀刀齿的线速度

贝ijVm/V刀=o13

则耕深:Hmax=180X(1-0.