微耕機(jī)設(shè)計(jì)計(jì)算書詳細(xì)

1、xxxx微耕機(jī)設(shè)計(jì)計(jì)算書設(shè)計(jì)_校核_批準(zhǔn)_xxxx年 月 日+ 目 錄一、概述 -21、設(shè)計(jì)背景 -22、已知計(jì)算條件 -2二總體方案設(shè)計(jì)計(jì)算 -41、總體造型設(shè)計(jì) -42、總體布置 -43、主要參數(shù) -44、傳動(dòng)鏈 -4三、傳動(dòng)箱結(jié)構(gòu) -6四主要零部件的設(shè)計(jì)計(jì)算-61、離合器設(shè)計(jì)參數(shù)的確定-62、齒輪副各個(gè)參數(shù)設(shè)計(jì) -83、齒輪軸設(shè)計(jì)的各個(gè)參數(shù) -12五、旋耕機(jī)生產(chǎn)效率和耕深分析-25六、計(jì)算總結(jié) -27七、參考文獻(xiàn) -27一、概述1. 設(shè)計(jì)背景在我國種植區(qū)，特別是山區(qū)還用耕牛來耕作，不但耕作的效率低下，而且因?yàn)槊刻於家疹櫢６速M(fèi)勞力。而在廣大的農(nóng)村因?yàn)閱螇K田的面積小，所以不適合使用大型

2、的機(jī)械來耕作。加上大型設(shè)備價(jià)格高、能耗大、維護(hù)費(fèi)用大、搬動(dòng)困難、對(duì)操作者的技術(shù)要求高等要求，使機(jī)械化耕作有了很大的制約。 本微耕機(jī)是一種真正能進(jìn)入千家萬戶的實(shí)用型耕作機(jī)械。本機(jī)器具有能耗低、對(duì)操作者的技術(shù)要求不高、維護(hù)費(fèi)用少、操作簡單、成本低、搬運(yùn)方便等特點(diǎn)。通過大量的市場調(diào)研，微耕機(jī)在農(nóng)村有非常巨大的市場前景，隨著我國農(nóng)村的生活水平的不斷提高，農(nóng)民對(duì)農(nóng)業(yè)的投入將會(huì)進(jìn)一步的提高，農(nóng)業(yè)機(jī)械將會(huì)是一個(gè)潛力非常巨大的市場。2. 已知設(shè)計(jì)條件該微耕機(jī)是在做了大量的市場調(diào)查和參考了多種樣機(jī)后。根據(jù)農(nóng)耕者的使用信息反饋和相關(guān)資料的查閱，以及成熟產(chǎn)品設(shè)計(jì)經(jīng)驗(yàn)的借鑒。先初步設(shè)定計(jì)算分析的原始參數(shù)為：1 全機(jī)質(zhì)

3、量初步設(shè)定： G=90120Kg檔位初步設(shè)定為4個(gè)慢檔 快檔 倒檔 空檔 傳動(dòng)比初步設(shè)定：a、慢擋 i=46.44 i13=3 i34=4.3 i45=3.6 b、快擋 i=26.31 i13=1.7 i34=4.3 i45=3.6 c、倒檔 i=60.68 i12=1.4 i23=2.8 i34=4.3 i45=3.6 刀具回轉(zhuǎn)直徑D=380mm 耕寬設(shè)定B=1050mm 發(fā)動(dòng)機(jī)型號(hào)及參數(shù)178F/（FA）（凱馬）型 號(hào)參 數(shù) 178F/P（FA）形式單缸、四沖程 、立式、直噴式缸徑/行程mm78x62壓縮比20旋轉(zhuǎn)方向從飛輪端視：逆時(shí)針活塞排量L0.296潤滑方式壓力與飛濺復(fù)合式啟動(dòng)方式反

4、沖式手拉啟動(dòng)或電啟動(dòng)燃油消耗率g/kw.h285.6/3600然油箱容量 L3.5標(biāo)定功率及轉(zhuǎn)速（kw/rpm）4.0/3600最大扭矩及轉(zhuǎn)速（kw/rpm）11.8/2880凈重（Kg）33外形尺寸(mm)385x420x450二、總體方案設(shè)計(jì)計(jì)算1.總體造型設(shè)計(jì)2.總體布置微耕機(jī)總體布置見上圖，它由五個(gè)部分組成： 動(dòng)力部分； 傳動(dòng)部分； 行走刀具部分； 支撐架部分； 其他覆蓋件部分。3.主要參數(shù)初步設(shè)定：動(dòng)力部分：額定功率P=4.0kw 額定轉(zhuǎn)速 傳動(dòng)部分：慢擋 i=46.44 i13=3 i34=4.3 i45=3.6 快擋 i=26.31 i13=1.7 i34=4.3 i45=3.6

5、 倒檔 i=60.68 i12=1.4 i23=2.8 i34=4.3 i45=3.6行走部分： 耕寬B=1050mm 刀具回轉(zhuǎn)直徑 D=380mm 整機(jī)尺寸：長×寬×高=1700×1050×9704、傳動(dòng)鏈通過參考樣機(jī)和借鑒成功設(shè)計(jì)案例，初步設(shè)定傳動(dòng)方案如下（見下圖）：采用：采用片式齒離合方式。1、n0 ：為發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速。n1：為主軸轉(zhuǎn)速。n2：為倒檔軸轉(zhuǎn)速。n3：為副軸轉(zhuǎn)速。n4：為傳動(dòng)軸轉(zhuǎn)速。n5：為輸出軸轉(zhuǎn)速。2、p0: 為發(fā)動(dòng)機(jī)功率。p1: 為主軸功率。p2: 為倒檔軸功率。p3: 為副軸功率。p4: 為傳動(dòng)軸功率。p5:為輸出軸功率。3、i13

6、: 為主軸到副軸間傳動(dòng)比。 i12: 為主軸到倒檔軸間傳動(dòng)比。 i34: 為副軸到傳動(dòng)軸間傳動(dòng)比。i45: 為傳動(dòng)軸到輸出軸間傳動(dòng)比。慢檔：n1=3600 r/min n3=1200 r/min n4=279 r/min n5=78 r/min快檔：n1=3600 r/min n3=2117 r/min n4=492 r/min n5=136r/min倒檔：n1=3600 r/min n2=2571r/min n3=918 r/min n4=213 r/minn5=59 r/min三、傳動(dòng)箱結(jié)構(gòu)根據(jù)以往設(shè)計(jì)經(jīng)驗(yàn)和參考了大量樣機(jī)設(shè)計(jì)案例。初步設(shè)計(jì)齒輪傳動(dòng)箱體結(jié)構(gòu)和造型如下圖：四、主要零部件的設(shè)計(jì)

7、計(jì)算1.離合器設(shè)計(jì)及其選用：根據(jù)以往的設(shè)計(jì)經(jīng)驗(yàn)和樣機(jī)的參考，初步選取機(jī)械離合器-圓盤摩擦片離合器。其具有以下優(yōu)點(diǎn)：1.結(jié)合過程平穩(wěn)，沖擊振動(dòng)小。2.從動(dòng)軸的加速時(shí)間和所傳遞的最大扭矩可以調(diào)節(jié)。3過載時(shí)可發(fā)生打滑，以保護(hù)重要零件不至損壞。初步設(shè)定如下方案：摩擦材料：選擇新型石棉基摩擦材料對(duì)偶材料：鋼材由于微耕機(jī)工作環(huán)境惡劣發(fā)熱嚴(yán)重，選擇濕式傳動(dòng)。摩擦片為9片。查機(jī)械手冊第二版-4 圓盤摩擦器 新型石棉材料的許用壓強(qiáng)p=1.5MPa=0.12則該型離合器所能傳遞的最大扭矩：根據(jù)發(fā)動(dòng)機(jī)F178的原始數(shù)據(jù)，其最大工作扭矩為11.8Nm,故此方案合理。壓力彈簧的選擇初步設(shè)定以下方案例：材料選?。?5Mn

8、彈簧鋼查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊得其許用應(yīng)力 I類340MPa II類450MPaIII類570MPa由于離合器實(shí)際所傳遞的最大扭矩為發(fā)動(dòng)機(jī)的最大扭矩，故彈簧工作需提供的最大壓力F的數(shù)值為此時(shí)離合撥叉所給的推力。由離合器的工作扭矩公式利用積分運(yùn)算可以推出等效半徑R公式：根據(jù)發(fā)動(dòng)機(jī)的原始參數(shù)可知T的最大值為11.8Nm R數(shù)值由離合片可知道分別為55mm和45mm則計(jì)算結(jié)果F=240N把F帶入以上公式可得彈簧提供最大壓力時(shí)候其所受的最大切應(yīng)力：為了時(shí)候更廣泛的型號(hào)的動(dòng)力，故采用III類彈簧鋼。彈簧的工作行程：彈簧的有效節(jié)數(shù)取n=7G為材料的切變模量查相關(guān)資料可得65Mn的切變模量G=85。則計(jì)算結(jié)果彈簧提供

9、最大壓力F=204N時(shí)，彈簧的壓縮量約等于3.4mm。由于微耕機(jī)的工作環(huán)境惡劣為了留有余量取4mm。當(dāng)撥叉半徑取20時(shí)候，根據(jù)作圖求解法可知道，這時(shí)候離合撥叉轉(zhuǎn)動(dòng)的角度為120時(shí)，推盤壓縮彈簧量為標(biāo)準(zhǔn)值4mm。3. 齒輪副各個(gè)參數(shù)設(shè)計(jì) 直齒圓柱齒輪傳動(dòng)部分，由于慢檔位工作條件最惡劣受力情況最復(fù)雜故齒輪參數(shù)設(shè)計(jì)以慢檔位為設(shè)計(jì)依據(jù)。a. 慢檔直齒圓柱齒輪傳動(dòng)結(jié)構(gòu)簡圖b.通過相關(guān)資料的查閱和實(shí)地考查可知微耕機(jī)工作環(huán)境復(fù)雜，載荷變動(dòng)大；行走速度較慢，故選用8級(jí)傳動(dòng)精度（GB1009588）。c.材料選擇20CrMo,硬度5862HRC 大小齒輪均采用此種材料。查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊二版-4齒輪篇得，20CrM

10、o的彎曲疲勞強(qiáng)度極限的基本值為920MPa。d.參考以往設(shè)計(jì)的經(jīng)驗(yàn)數(shù)據(jù)，初步設(shè)定Z12=14。e.由于齒輪材料硬度大于350HBS，所以大小齒輪都屬于硬齒面齒輪，故主要以滿足齒根彎曲強(qiáng)度為設(shè)計(jì)依據(jù)。（由于慢檔位為最大輸出扭矩，工作環(huán)境最惡劣，故以慢檔位的參數(shù)為設(shè)計(jì)的主要依據(jù)。i12=2.75）根據(jù)農(nóng)用機(jī)器的工作使用特點(diǎn)取機(jī)器壽命為5年，每年工作時(shí)間200天，每天工作8小時(shí)計(jì)算:則應(yīng)力循環(huán)次數(shù) N1=60n1jLh=1.728×109N2= N1/i13=5.7×108由此數(shù)據(jù)查表得兩齒輪的彎曲疲勞壽命系數(shù) 由以上數(shù)據(jù)計(jì)算兩齒輪的彎曲疲勞許用應(yīng)力： 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=2

11、根據(jù)發(fā)動(dòng)機(jī)類型為單缸汽油內(nèi)燃機(jī)而且工作環(huán)境惡劣，需要承受較大的沖擊。所以取載荷系數(shù)K=2.4。根據(jù)傳動(dòng)箱結(jié)初步設(shè)定構(gòu)圖可知道齒輪為懸壁不對(duì)稱布置，故d取2.5。根據(jù)大小齒輪的齒數(shù)查表得：齒形系數(shù)YFa應(yīng)力校正系數(shù)YSa取大的一個(gè)數(shù)據(jù)根據(jù)發(fā)動(dòng)機(jī)型號(hào)F178的原始參數(shù)可知道：T0=T1=9.55×106=1×104Nmm則則查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊取標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)2.5。由上面數(shù)據(jù)可知Z12=14 則齒輪齒寬b=d1×d=8.75圓整后?。篵2=10mm b1=11mm標(biāo)準(zhǔn)中心距為：a慢=d12/2+d33/2=70mm根據(jù)同樣的設(shè)計(jì)方法可得，快檔位捏合齒輪Z11和Z32的模數(shù)為m快

12、=2Z11=23 Z32=39標(biāo)準(zhǔn)中心距為：a快=d11/2+d32/2=62mm變位系數(shù)及安裝中心距的確定： 由于采用雙聯(lián)齒輪且傳動(dòng)比以確定，因此兩對(duì)嚙合齒輪應(yīng)采用變位齒輪來湊配中心距。初步設(shè)定兩齒輪的實(shí)際安裝距離a= a慢+a快=66mm所以：1.快檔嚙合的兩齒輪應(yīng)采用正傳動(dòng)。X1+X2 >0優(yōu)點(diǎn)：可以提高兩齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度和接觸疲勞強(qiáng)度。2.慢檔嚙合的齒輪應(yīng)采用負(fù)傳動(dòng)， X1+X2<0。 優(yōu)點(diǎn)：使正個(gè)齒輪結(jié)構(gòu)更緊湊。滿足了實(shí)際安裝中心距離不可調(diào)整的要求。 快檔位嚙合直齒輪的變位參數(shù)的確定： 分析原始參數(shù)Z11=23 Z32=39 m=2 ym= a-a快則計(jì)算結(jié)果y=2根據(jù)

13、漸開線齒輪幾何參數(shù)計(jì)算特點(diǎn)推出：則計(jì)算結(jié)果：由于齒輪的變位系數(shù)一般不超過1故取兩齒輪的變?yōu)橄禂?shù)分別為0.9。這樣齒輪的實(shí)際安裝距并非標(biāo)準(zhǔn)的無側(cè)隙安裝，但通過變位已經(jīng)大大的減弱了側(cè)間隙。故可以采用此方案例。（在實(shí)際加工中齒厚采用正公差，可以進(jìn)一步的彌補(bǔ)此缺陷）慢檔位嚙合直齒輪的變位參數(shù)確定：則計(jì)算結(jié)果：由于齒輪的變位系數(shù)一般不超過1故取小齒輪Z12的變位系數(shù)為-0.9大齒輪Z33的變?yōu)橄禂?shù)為-0.9。這樣齒輪的實(shí)際安裝距并非標(biāo)準(zhǔn)的無側(cè)隙安裝距。（但是在實(shí)際加工中采用齒厚負(fù)工差來彌補(bǔ)）倒檔軸的位置確定：可以近似確定為Z22的分度圓于Z12的分度圓相切，Z21的分度圓于Z33的分度圓相重相切，且Z2

14、2于Z21的圓心在同一軸線上。利用作圖法的結(jié)果如上圖所式。弧齒錐齒輪參數(shù)的設(shè)計(jì)：根據(jù)傳動(dòng)箱結(jié)構(gòu)圖可知道上箱體和下箱體需采用錐齒輪傳動(dòng)方式。這樣才能滿足軸交角=900。初步設(shè)定采用弧齒錐齒輪傳動(dòng)方案例。優(yōu)點(diǎn)：弧齒錐齒輪傳動(dòng)相較于直齒錐齒輪傳動(dòng)更為平穩(wěn)、噪音小、承載力高。小齒輪Z31、大齒輪Z41弧齒錐齒輪旋向：根據(jù)發(fā)動(dòng)機(jī)原始參數(shù)可知道傳動(dòng)箱傳動(dòng)圖從左邊向右看時(shí)軸的旋轉(zhuǎn)方向?yàn)樽笮?。所以為了保證微耕機(jī)在工作時(shí)候（快檔和慢檔），主動(dòng)輪和被動(dòng)輪具有互相推開的軸向力以避免齒輪承載過熱而咬合。主動(dòng)輪Z31選擇左旋 被動(dòng)輪Z41為右旋初步設(shè)定設(shè)計(jì)原始參數(shù)：i34=4.3 Z31=10 Z41=43 =900

15、選材20 CrmoTi查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊第二版-4得 硬度為58-62 HRC由于該齒輪屬于硬齒面，故主要以滿足齒輪彎曲疲勞極限許用應(yīng)力為設(shè)計(jì)依據(jù)。根據(jù)弧齒錐齒輪幾何參數(shù)設(shè)計(jì)可推導(dǎo)出：根據(jù)原始參數(shù)可知：=900則計(jì)算結(jié)果：查機(jī)械手冊第二版-4可得：齒形系數(shù) YF應(yīng)力修正系數(shù)YSYFa1=2.97 YSa1=1.52 YFa1 YSa1=4.5YFa2=2.12 YSa2=1.86 YFa2 YSa2=3.94取大的一個(gè)復(fù)合系數(shù)YFa1 YSa1=4.5根據(jù)發(fā)動(dòng)機(jī)原始參數(shù)可以得出：借鑒經(jīng)驗(yàn)數(shù)據(jù)取載荷系數(shù)和抗彎強(qiáng)度的安全系數(shù)和齒寬系數(shù)：K=1.8 SF=2 =0.3則計(jì)算結(jié)果：把計(jì)算結(jié)果帶入設(shè)計(jì)公式：

16、查機(jī)械手冊第二版-4取常用模數(shù)：m=3 參考設(shè)計(jì)經(jīng)驗(yàn)數(shù)據(jù)：取中點(diǎn)螺旋角=100有利于提高齒輪副強(qiáng)度。根據(jù)弧齒錐齒輪幾何參數(shù)的設(shè)計(jì)可以推導(dǎo)出變位系數(shù)確定公式：把以上計(jì)算結(jié)果帶入公式得計(jì)算結(jié)果：X1=-X2=0.368查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊第二版-4弧齒錐齒輪設(shè)計(jì)篇取常用數(shù)據(jù)得 X1=-X2=0.37 根據(jù)齒輪傳動(dòng)比和小齒輪齒數(shù)查得：弧齒錐齒輪的切向變位系數(shù)Xt1= -Xt2=0.160 查表選取齒根系數(shù)和頂系數(shù)為：ha*=0.85 C=0.2 幾何參數(shù)的計(jì)算：齒輪大端模數(shù)m=3齒輪外錐距離Re=de1/2sin1=15/0.225=66.6mm根據(jù)齒輪大端模數(shù)和外錐距查機(jī)械手冊第二版-4可得：刀盤名義直

17、徑為150mm慢檔位弧齒錐齒輪的受力分析和安裝中心距離：a1= de1/2tan1=65.2mm a2=冠頂距+輪冠距=13.6+41.7=55.3mm根據(jù)弧齒錐齒輪的齒形螺旋方向和齒輪旋轉(zhuǎn)方向可得：齒輪副的圓周力為F=2T/dm =2340N-T為4軸（傳動(dòng)軸）的轉(zhuǎn)距 T4=9.55×106P4/n4=1.287×105N/mm-dm為Z41的中點(diǎn)分度圓直徑。dm=d-bsin=110mm主動(dòng)輪軸向力和徑向力：(螺旋角和分錐角均為主動(dòng)輪參數(shù))從動(dòng)輪軸向力和徑向力：根據(jù)同樣的分析方法可以得到弧齒錐齒輪副Z41于Z51受力情況：齒輪副的圓周力為F=2T/dm =8500N主動(dòng)

18、輪軸向力和徑向力：(螺旋角和分錐角均為主動(dòng)輪參數(shù))從動(dòng)輪軸向力和徑向力：4.齒輪軸設(shè)計(jì)主軸各個(gè)參數(shù)設(shè)計(jì)：根據(jù)以上參數(shù)分析慢速檔時(shí)齒輪軸受力情況最復(fù)雜，所以軸強(qiáng)度設(shè)計(jì)以慢檔為設(shè)計(jì)依據(jù)。根據(jù)以往設(shè)計(jì)經(jīng)驗(yàn)和樣機(jī)的參考初步設(shè)結(jié)構(gòu)形式如下。根據(jù)直齒圓柱齒輪幾何參數(shù)設(shè)計(jì)原理可以推導(dǎo)：T-主軸的轉(zhuǎn)矩。T=0.0106×106 Nmmd-Z12的分度圓直徑。mZ12的模數(shù)。則計(jì)算結(jié)果：Ft=605N Fr=220NH平面-根據(jù)靜力平衡條件求分力：則計(jì)算結(jié)果：FH2=428N FH1=177N MHmax=24 KNmmV平面-根據(jù)靜力平衡條件求分力：則計(jì)算結(jié)果：FV2=143N FV1=59N MV

19、max=8 KNmm綜合H-V平面彎矩兩結(jié)果得：軸強(qiáng)度設(shè)計(jì)：按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度初步估算軸的直徑。根據(jù)以往設(shè)計(jì)的經(jīng)驗(yàn)數(shù)據(jù)和參考樣機(jī)，初步選擇材料 作為軸材料由機(jī)械設(shè)計(jì)手冊第2版-4的表38.32查得A=100則計(jì)算結(jié)果：d10.3 mm根據(jù)以往設(shè)計(jì)經(jīng)驗(yàn)和考慮到微耕機(jī)的工作環(huán)境惡劣和計(jì)算誤差，初步確定軸各段位置的直徑大小如圖所式：根據(jù)對(duì)彎矩圖和轉(zhuǎn)矩圖的綜合分析可知道軸上截面C處為危險(xiǎn)截面故對(duì)其進(jìn)行強(qiáng)度校核。按軸的彎扭合成強(qiáng)度條（第三強(qiáng)度理論）：根據(jù)主軸傳動(dòng)特點(diǎn)：取=0.6（單向旋轉(zhuǎn)）查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊第二版-4軸強(qiáng)設(shè)計(jì)篇：材料20CrMnTi的許用疲勞應(yīng)力-1b=291350 MPa則計(jì)算結(jié)果：故此方案可以采

20、取。副軸各個(gè)參數(shù)的設(shè)計(jì)：根據(jù)以上參數(shù)分析慢速檔時(shí)齒輪軸受力情況最復(fù)雜，所以軸強(qiáng)度設(shè)計(jì)以慢檔為設(shè)計(jì)依據(jù)。根據(jù)以往設(shè)計(jì)經(jīng)驗(yàn)和樣機(jī)的參考初步設(shè)結(jié)構(gòu)形式如下。根據(jù)直齒圓柱齒輪幾何參數(shù)設(shè)計(jì)原理可以推導(dǎo)出：T-主軸的轉(zhuǎn)矩。T=30×103 NmmdZ31的分度圓直徑。mZ31的模數(shù)。則計(jì)算結(jié)果：F33t=571N F33r=207N根據(jù)弧齒圓錐齒輪副設(shè)計(jì)可知：F31t=2T/dm =2340NH平面-根據(jù)靜力平衡條件求分力：則計(jì)算結(jié)果：FH=2857 N MHmax=224 KNmmV平面-根據(jù)靜力平衡條件求分力：則計(jì)算結(jié)果：FV=543 N MHmax=43KNmm綜合H-V平面彎矩兩結(jié)果得：

21、軸強(qiáng)度設(shè)計(jì)：按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度初步估算軸的直徑。根據(jù)以往設(shè)計(jì)的經(jīng)驗(yàn)數(shù)據(jù)和參考樣機(jī)，初步選擇材料 作為軸材料由機(jī)械設(shè)計(jì)手冊第2版-4的表38.32查得A=100則計(jì)算結(jié)果：d14.7mm根據(jù)以往設(shè)計(jì)經(jīng)驗(yàn)和考慮到微耕機(jī)的工作環(huán)境惡劣和計(jì)算誤差，初步確定軸各段位置的直徑大小如圖所式：根據(jù)對(duì)彎矩圖和轉(zhuǎn)矩圖的綜合分析可知道軸上截面C處為危險(xiǎn)截面故對(duì)其進(jìn)行強(qiáng)度校核。按軸的彎扭合成強(qiáng)度條（第三強(qiáng)度理論）：根據(jù)主軸傳動(dòng)特點(diǎn)：取=1（對(duì)稱循環(huán)應(yīng)力）查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊第二版-4軸強(qiáng)設(shè)計(jì)篇：材料20CrMnTi的許用疲勞應(yīng)力b=291350 MPa則計(jì)算結(jié)果：故此方案可以采取。傳動(dòng)軸各個(gè)參數(shù)的設(shè)計(jì)：根據(jù)以上參數(shù)分析慢速檔時(shí)齒輪

22、軸受力情況最復(fù)雜，所以軸強(qiáng)度設(shè)計(jì)以慢檔為設(shè)計(jì)依據(jù)。根據(jù)以往設(shè)計(jì)經(jīng)驗(yàn)和樣機(jī)的參考初步設(shè)結(jié)構(gòu)形式如下。根據(jù)弧齒圓錐齒輪副設(shè)計(jì)可知：齒輪Z41的軸向力和齒輪徑向力：F41=2T4/dm =2340N齒輪Z42的軸向力和齒輪徑向力：F42=2T4/dm =8500N H平面-根據(jù)靜力平衡條件求分力：則計(jì)算結(jié)果：FH1=1071N FH2=4011NV平面-根據(jù)靜力平衡條件求分力：則計(jì)算結(jié)果：FV1=3000N FV2=223N綜合H-V平面彎矩兩結(jié)果得：軸強(qiáng)度設(shè)計(jì)：按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度初步估算軸的直徑。根據(jù)以往設(shè)計(jì)的經(jīng)驗(yàn)數(shù)據(jù)和參考樣機(jī)，初步選擇材料 作為軸材料由機(jī)械設(shè)計(jì)手冊第2版-4的表38.32查得A=100

23、則計(jì)算結(jié)果：d20mm根據(jù)以往設(shè)計(jì)經(jīng)驗(yàn)和考慮到微耕機(jī)的工作環(huán)境惡劣和計(jì)算誤差，初步確定軸各段位置的直徑大小如圖所式：根據(jù)對(duì)彎矩圖和轉(zhuǎn)矩圖的綜合分析可知道軸上截面C處為危險(xiǎn)截面故對(duì)其進(jìn)行強(qiáng)度校核。按軸的彎扭合成強(qiáng)度條（第三強(qiáng)度理論）：根據(jù)主軸傳動(dòng)特點(diǎn)：取=1（對(duì)稱循環(huán)應(yīng)力）查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊第二版-4軸強(qiáng)設(shè)計(jì)篇：材料20CrMnTi的許用疲勞應(yīng)力b=291350 MPa則計(jì)算結(jié)果：故此方案可以采取。輸出軸各個(gè)參數(shù)的設(shè)計(jì)：根據(jù)以上參數(shù)分析慢速檔時(shí)齒輪軸受力情況最復(fù)雜，所以軸強(qiáng)度設(shè)計(jì)以慢檔為設(shè)計(jì)依據(jù)。根據(jù)以往設(shè)計(jì)經(jīng)驗(yàn)和樣機(jī)的參考初步設(shè)結(jié)構(gòu)形式如下。根據(jù)弧齒圓錐齒輪副設(shè)計(jì)可知：F51=2T5/dm =8500N 齒輪Z51軸向力和徑向力：H平面-根據(jù)靜力平衡條件求分力：則計(jì)算結(jié)果：FH1=252