微耕机设计计算书

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

2、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：1 全机质

3、量初步设定： G=90120Kg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=46.44 i13=3 i34=4.3 i45=3.6 b、快挡 i=26.31 i13=1.7 i34=4.3 i45=3.6 c、倒档 i=60.68 i12=1.4 i23=2.8 i34=4.3 i45=3.6 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L0.296润滑方式压力与飞溅复合式启动方式反

4、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标定功率及转速（kw/rpm）4.0/3600最大扭矩及转速（kw/rpm）11.8/2880净重（Kg）33外形尺寸(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=4.0kw 额定转速 n0=3600 r/min传动部分：慢挡 i=46.44 i13=3 i34=4.3 i45=3.6 快挡 i=26.31 i13=1.7 i3

5、4=4.3 i45=3.6 倒档 i=60.68 i12=1.4 i23=2.8 i34=4.3 i45=3.6行走部分： 耕宽B=1050mm 刀具回转直径 D=380mm 整机尺寸：长宽高=170010509704、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、n0 ：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、p0: 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、i13: 为主轴到副轴间传动

6、比。 i12: 为主轴到倒档轴间传动比。 i34: 为副轴到传动轴间传动比。i45: 为传动轴到输出轴间传动比。慢档：n1=3600 r/min n3=1200 r/min n4=279 r/min n5=78 r/min快档：n1=3600 r/min n3=2117 r/min n4=492 r/min n5=136r/min倒档：n1=3600 r/min n2=2571r/min n3=918 r/min n4=213 r/minn5=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

7、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=1.5MPa=0.12则该型离合器所能传递的最大扭矩：T=ZR1R2p2R2dRT=233.1480.11.5（553-453）22Nm根据发动机F178的原始数据，其最大工作扭矩为11.8Nm,故此方

8、案合理。压力弹簧的选择初步设定以下方案例：材料选取：65Mn弹簧钢查机械设计手册得其许用应力 I类340MPa II类450MPaIII类570MPamax=K8FDd3 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。F=TR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：F=2（R23-R13）3（R22-R12）根据发动机的原始参数可知T的最大值为11.8Nm R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：max=1.482

9、401510-33.14（3.510-3）3298MPa为了时候更广泛的型号的动力，故采用III类弹簧钢。弹簧的工作行程：弹簧的有效节数取n=7=FC C=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。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。a. 慢档直齿圆柱齿

10、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（GB1009588）。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920MPa。d.参考以往设计的经验数据，初步设定Z12=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。i12=2.75）M32KT1YFaYSadz12F根据农用机器的工作使用

11、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=60n1jLh=1.728109N2= N1/i13=5.7108由此数据查表得两齿轮的弯曲疲劳寿命系数SFN1=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=2F1=kFN1FE1S=460F2=kFN2FE2S=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d取2.5。根据大小齿轮的齿数查表得：齿形系数YFa应力校正系数YSaYF1 =3.22 YF2 =2.3

12、5Ys1=1.47 Ys2=1.68YF1Ys1YF2Ys2取大的一个数据根据发动机型号F178的原始参数可知道：T0=T1=9.55106=1104Nmm则m32KT1YFaYSadz12F=32.411043.221.470.251424602.45则查机械设计手册取标准模数2.5。由上面数据可知Z12=14d12=m慢z1=35mm-d33=m慢z2=105mm- 则齿轮齿宽b=d1d=8.75圆整后取：b2=10mm b1=11mm标准中心距为：a慢=d12/2+d33/2=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=2Z11=23 Z32=39标准中心距

13、为：a快=d11/2+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：1.快档啮合的两齿轮应采用正传动。X1+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， X1+X20。 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Z11=23 Z32=39 m=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：y=z1+z2(cosc

14、os-1）2X=z1+z22tan（inv-inv)=200为压力角为齿轮轮啮合角则计算结果：=280 X=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：y=z1+z2(coscos-1）2X=z1+z22tan（inv-inv)=200为压力角为齿轮轮啮合角则计算结果：y=-1.6 X=-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-0.9大齿轮Z33的变为系数为-0.

15、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=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

16、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=4.3 Z31=10 Z41=43 =900 选材20 CrmoTi查机械设计手册第二版-4得 硬度为58-62 HRCFE=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。m34kT1YFaYsaR(1-0.5R)2Z12u2+1FE根据弧齿锥齿轮几何参数设计可推导出：1=actanZ1Z2 Zv=Zcos1 2=-1根据原始参数可知：=900则计算结果：1=130 2=77

17、0 ZV1=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YSYFa1=2.97 YSa1=1.52 YFa1 YSa1=4.5YFa2=2.12 YSa2=1.86 YFa2 YSa2=3.94取大的一个复合系数YFa1 YSa1=4.5根据发动机原始参数可以得出：T3=9.55106P3n3=3.0104 N/mm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=1.8 SF=2 =0.3则计算结果：FE=FESF=425 MPa把计算结果带入设计公式：m341.83.01044.50.3(1-0.50.3)21024.32+14252.8查机械手册第

18、二版-4取常用模数：m=3 参考设计经验数据：取中点螺旋角=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：X1=-X2=0.39（1-Z1cos2Z2cos1)把以上计算结果带入公式得计算结果：X1=-X2=0.368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=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Xt1= -Xt2=0.160 查表选取齿根系数和顶系数为：ha*=0.85 C=0.2 几何参数的计算：齿轮大端模数m=3齿轮外锥距离Re=de1/2sin1=15/0.225=66.6mm根据齿轮大端模数和

19、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：a1= de1/2tan1=65.2mm a2=冠顶距+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：齿轮副的圆周力为F=2T/dm =2340N-T为4轴（传动轴）的转距 T4=9.55106P4/n4=1.287105N/mm-dm为Z41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)F31Z=Fcostansin+sincos=596NF31r=Fcostancos-sinsin=750N从动轮

20、轴向力和径向力：F41Z=Fcostancos-sinsin=750NF41r=Fcostansin+sincos=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)F42Z=Fcostansin+sincos=2282NF42r=Fcostancos-sinsin=2626N从动轮轴向力和径向力：F51Z=Fcostancos-sinsin=2626NF51r=Fcostansin+sincos=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

21、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：Ft=2Td d=mZ12 Fr= FttanT-主轴的转矩。T=0.0106106 Nmmd-Z12的分度圆直径。mZ12的模数。则计算结果：Ft=605N Fr=220NH平面-根据静力平衡条件求分力：F合=0M合=0带入数据FH1-Ft+FH2=0FH2192-Ft136=0则计算结果：FH2=428N FH1=177N MHmax=24 KNmmV平面-根据静力平衡条件求分力：F合=0M合=0带入数据FV1-Fr+FV2=0-FV2192+Ft136=0则计

22、算结果：FV2=143N FV1=59N MVmax=8 KNmm综合H-V平面弯矩两结果得：MH-Vmax= MHmax2+MVmax2=25.2 KNmm轴强度设计：按扭转强度初步估算轴的直径。T=TWT9.55106Pn0.2d3T dA03pn根据以往设计的经验数据和参考样机，初步选择材料 20CrMnTi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：d10.3 mm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（

23、第三强度理论）： ca= M合2+T2W b W=0.1d3 d为截面直径根据主轴传动特点：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-1b=291350 MPa则计算结果：ca= M合2+T2W=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：Ft=2Td d=mZ33 Fr= FttanT-主轴的转矩。T=30103 NmmdZ31的分度圆直径。mZ31的模数。则计算

24、结果：F33t=571N F33r=207N根据弧齿圆锥齿轮副设计可知：F31t=2T/dm =2340NF31Z=Fcostansin+sincos=596NF31r=Fcostancos-sinsin=750NH平面-根据静力平衡条件求分力：F合=0FH=F31t+F33t=2857 N则计算结果：FH=2857 N MHmax=224 KNmmV平面-根据静力平衡条件求分力：F合=0FV=F31r-F33r=543 N则计算结果：FV=543 N MHmax=43KNmm综合H-V平面弯矩两结果得：MH-Vmax= MHmax2+MVmax2=228KNmm轴强度设计：按扭转强度初步估算

25、轴的直径。T=TWT9.55106Pn0.2d3T dA03pn根据以往设计的经验数据和参考样机，初步选择材料 20CrMnTi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：d14.7mm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度校核。按轴的弯扭合成强度条（第三强度理论）： ca= M合2+T2W b W=0.1d3 d为截面直径根据主轴传动特点：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b=2

26、91350 MPa则计算结果：ca= M合2+T2W=146MPa b 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Z41的轴向力和齿轮径向力：F41=2T4/dm =2340NF41Z=Fcostancos-sinsin=750NF41r=Fcostansin+sincos=596N齿轮Z42的轴向力和齿轮径向力：F42=2T4/dm =8500N F42Z=Fcostansin+sincos=2282NF42r=Fcostancos-si

27、nsin=2626NH平面-根据静力平衡条件求分力：F合=0M合=0带入数据F42t-FH1+FH2-F41t=0-F42t23+FH2138-F41t153=0则计算结果：FH1=1071N FH2=4011NV平面-根据静力平衡条件求分力：F合=0M合=0带入数据F42r-FV1-FV2+F41r=0-F42r23+FV2138-F41r153=0则计算结果：FV1=3000N FV2=223N综合H-V平面弯矩两结果得：MH-Vmax= MHmax2+MVmax2=204KNmm轴强度设计：按扭转强度初步估算轴的直径。T=TWT9.55106Pn0.2d3T dA03pn根据以往设计的经

28、验数据和参考样机，初步选择材料 20CrMnTi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：d20mm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= M合2+T2W b W=0.1d3 d为截面直径根据主轴传动特点：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b=291350 MPa则计算结果：ca= M合2+T2W=300MPa b 故此方案可以采取。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Z51轴向力和径向力：F51Z=Fcostancos-sinsin=2626 NF51r=Fcostansin+sincos=2282 NH平面-根据静力平衡条件求分力：F合=0M合=0带入数据FH1-F45t+FH2=0F45t45-FH264=0则计算结果：FH1=2524N FH2=5976NV平面-根据静力平衡条件求分力：F合=0M合=0带入数