微耕機(jī)設(shè)計(jì)計(jì)算書詳細(xì)

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----------------------------------------2

1、設(shè)計(jì)背景----------------------------------------2

2、已知計(jì)算條件----------------------------------------2

二,總體方案設(shè)計(jì)計(jì)算---------------------------------------4

1、總體造型設(shè)計(jì)----------------------------------------4

2、總體布置----------------------------------------4

3、主要參數(shù)----------------------------------------4

4、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------------------------------------6

1、離合器設(shè)計(jì)參數(shù)的確定-------------------------------------6

2、齒輪副各個(gè)參數(shù)設(shè)計(jì)------------------------------------8

3、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(guó)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

為每天都要照顧耕牛而浪費(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(jiǎn)單、成本低、搬運(yùn)方便等特

占

八、、

通過大量的市場(chǎng)調(diào)研，微耕機(jī)在農(nóng)村有非常巨大的市場(chǎng)前景，隨著我國(guó)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(chǎng)。

2.已知設(shè)計(jì)條件

該微耕機(jī)是在做了大量的市場(chǎng)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：

⑴全機(jī)質(zhì)量初步設(shè)定:

G=90?120Kg

⑵檔位初步設(shè)定為4個(gè)

慢檔快檔倒檔空檔

⑶傳動(dòng)比初步設(shè)定:

a、慢擋i=46.44i53isi=4.3ii5=3.6

b、快擋i=26.31iI3=1.7i34=4.3i45=3.6

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

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：①動(dòng)力部分；②傳動(dòng)部分;

③行走刀具部分；④支撐架部分；⑤其他覆蓋件部分。

3.主要參數(shù)初步設(shè)定:

①.動(dòng)力部分：額定功率P=4.0kw額定轉(zhuǎn)速no=3600r/min

②.傳動(dòng)部分:

=

慢擋i=46.44ii33i3.F4.3iis—3.6

快擋i=26.31i.3=1.7i34二4.3ids—3.6

倒檔i=60.68ii2=l.4i23=2.8i34=4.3i45=3.6

③.行走部分：耕寬B=1050mm刀具回轉(zhuǎn)直徑D=*380mm

整機(jī)尺寸：長(zhǎng)X寬X高=1700X1050X970

4、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>no：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、po：為發(fā)動(dòng)機(jī)功率。Pi：為主軸功率。p2：為倒檔軸功率。p3：為副軸功率。

Pi:為傳動(dòng)軸功率。P5：為輸出軸功率。

3、i13：為主軸到副軸間傳動(dòng)比。。2：為主軸到倒檔軸間傳動(dòng)比。

i.34：為副軸到傳動(dòng)軸間傳動(dòng)比。%：為傳動(dòng)軸到輸出軸間傳動(dòng)比。

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

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

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

n5=59r/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)計(jì)算

L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(cè)第二版-4圓盤摩擦器新型石棉材料的許用壓強(qiáng)p=l.5MPaH=0.12

則該型離合器所能傳遞的最大扭矩：

fR2

Ty=Zj|ip2nR2dR

33

T=-x3.14x8xO.lxl.5x(55-45)右22Nm

uR3

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：

35mm

材料選?。?/p>

65Mn彈簧鋼查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)得其許用應(yīng)力I類340MPaII類450MPaHI類570MPa

8FD

Tmax=K—K=1.4

nd，

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。

T

F=----

R等效

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：

2應(yīng)-葉)

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

3但2-七2)

根據(jù)發(fā)動(dòng)機(jī)的原始參數(shù)可知T的最大值為11.8NmR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：

8x240x15x10-3

T.nax=1.4x--------------------弋298Mpa

3.14x(3.5xIO-3)

為了時(shí)候更廣泛的型號(hào)的動(dòng)力，故采用IH類彈簧鋼。

彈簧的工作行程：彈簧的有效節(jié)數(shù)取n=7

FGd4

入=7；C=----

C64R3n

G為材料的切變模量查相關(guān)資料可得65Mn的切變模量G=85o則計(jì)算結(jié)果彈簧提

供最大壓力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4mmo

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

12,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)O

a.慢檔直齒圓柱齒輪傳動(dòng)結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖

IllPl

n3Ps

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(GB10095—88)。

c.材料選擇20CrMo,硬度58?62HRC大小齒輪均采用此種材料。

查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)二版-4齒輪篇得，20CrMo的彎曲疲勞強(qiáng)度極限的基本值為

920MPao

d.參考以往設(shè)計(jì)的經(jīng)驗(yàn)數(shù)據(jù)，初步設(shè)定Z^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)。i.2=2.75)

2KT1Vl了s；

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

(0dZi[oF]

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:

98

則應(yīng)力循環(huán)次數(shù)NF60nJLh=1.728X10N2=Ni/i^S.7X10

由此數(shù)據(jù)查表得兩齒輪的彎曲疲勞壽命系數(shù)

SFNI=2SFN2=2

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

kFNQFEi

[叫1=---o---=460

a

kFN2FE2

[nF]2=---=460

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，故巾d取2.5。

根據(jù)大小齒輪的齒數(shù)查表得：齒形系數(shù)丫電應(yīng)力校正系數(shù)Y%

YF1=3.22YE2=2.35

Ysi=1-47YS2=1.68

YFIYSI>YE2YS2

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=T尸9.55X106=lX104Nmm

則

2KTYY4

lihasa，2.4XIX10X3.22X1.47

3-3

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

22

it>dZi[oF]、l0.25X14X460

則查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)取標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)2.5。由上面數(shù)據(jù)可知Z12=14

d12=m慢XZi=35mm—?

CI33—m慢xZ2—105mm—Cl)

則齒輪齒寬b二dlXtd=8.75

圓整后?。篵2=10mmb)=llmm

標(biāo)準(zhǔn)中心距為：at§=di2/2+d33/2=7Omm

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=2

Zn=23Za2=39

標(biāo)準(zhǔn)中心距為:a^=dn/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：

L快檔嚙合的兩齒輪應(yīng)采用正傳動(dòng)。X,+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)，Xj+VOo

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)Zu=23Z32=39m=2

ym=a'-a快

則計(jì)算結(jié)果y=2

根據(jù)漸開線齒輪幾何參數(shù)計(jì)算特點(diǎn)推出：

/、cosa

(Zi+z)(1)

2cosa

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

Zi+z2,

Xy=----(inva-inva)

乙2tana

a=20。為壓力角

a'為齒輪輪嚙合角

則計(jì)算結(jié)果：a'=28°Xz=2.4

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：

,、cosa

（Z1+z2）（；一1）

cosa

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

Zj4-z2,

Xy=-------（inva-inva）

乙2tana

a=20。為壓力角

a'為齒輪輪嚙合角

則計(jì)算結(jié)果：y二」,6xz=-19

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Zi2的分度圓相切，ZR的分度圓于ZM的分度圓

相重相切，且Z22丁Z21的圓心在同一軸線上。

1221

22

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)相較丁直齒錐齒輪傳動(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=4.3Zsi=10Z41，52=90°

選材20CrmoTi查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)第二版-4得硬度為58-6211RC

OFE=850MPa（材料抗彎曲極限應(yīng)力基本數(shù)值）

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)。

s14kT?xYEX

222

I中R（1-0.5<I>R）ZIXU+1[QFE]

根據(jù)弧齒錐齒輪幾何參數(shù)設(shè)計(jì)可推導(dǎo)出：

Z1Z

%=actan—Zv=——n=X?%

根據(jù)原始參數(shù)可知：S-9O0

則計(jì)算結(jié)果：

01=130a2=77°Zvi=10.3ZV2=195

查機(jī)械手冊(cè)第二版-4可得：齒形系數(shù)Y-應(yīng)力修正系數(shù)Ys

YFal=2.97Ysai=l.52丫時(shí)YSai=4.5

12.12Ysa2=l.86YFfl2YSa2=3.94

取大的一■個(gè)復(fù)合系數(shù)YFHIYSHL4.5

根據(jù)發(fā)動(dòng)機(jī)原始參數(shù)可以得出：

P

634

T3=9.55x10—=3.0x10N/mm

n3

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

則計(jì)算結(jié)果：

OFE

AFE]=425MPa

or

把計(jì)算結(jié)果帶入設(shè)計(jì)公式：

4x1.8x3.0x104x4.5

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

222

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

查機(jī)械手冊(cè)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B二10°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：

Z1C0SO2

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

Z2cosa/

把以上計(jì)算結(jié)果帶入公式得計(jì)算結(jié)果：

X^-X^o.368查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)第二版-4瓠齒錐齒輪設(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)

Xu=-Xt2=o.160

查表選取齒根系數(shù)和頂系數(shù)為：ha=0.8500.2

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=dei/2sino尸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(cè)第二版-4可得:刀盤名義直徑為150mm

慢檔位弧齒錐齒輪的受力分析和安裝中心距離：

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=217dm=2340N

65

一-T為4軸(傳動(dòng)軸)的轉(zhuǎn)距TF9.55X10P4/n4=l.287X10N/mm

—dm為Z4i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)）

F

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

F

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

從動(dòng)輪軸向力和徑向力:

F

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

F

F41r=石函(tanasiny+sinpcosy)=596N

根據(jù)同樣的分析方法可以得到弧齒錐齒輪副Z”于Z5I受力情況:

齒輪副的圓周力為F=2T/dm=8500N

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)）

F

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

F

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

從動(dòng)輪軸向力和徑向力:

F

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

F

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

4.齒輪軸設(shè)計(jì)

①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。

192

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):

2T

Ft=—d=mxZ12F「=Fttana

T—主軸的轉(zhuǎn)矩。T=0.0106X106Nmm

d—Z12的分度圓直徑c

m一Zi2的模數(shù)。

則計(jì)算結(jié)果：Ft=605NF,-=220N

H平面一根據(jù)靜力平衡條件求分力：

》合=

0

帶入數(shù)據(jù)/FH1-Ft'FH2=0

n=(FII2xl92-Ftxl36=0

2M合二

則計(jì)算結(jié)果：F『428N"尸177NM*=24KNmm

V平面一根據(jù)靜力平衡條件求分力：

帶入數(shù)據(jù)/Fvi-Fr十Fv2=0

=i-Fvxl924-Fxl36=0

力合=02t

則計(jì)算結(jié)果：F后143NFVF59NMVmax=8KNmm

綜合H-V平面彎矩兩結(jié)果得：

-vmax=J岫詠之+Ms)=25.2KNmm

軸強(qiáng)度設(shè)計(jì)：按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度初步估算軸的直徑。

P

,9.55x106-

1n

3

13心］d呈A0H

WTo.2d

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20C「MnTi作為軸材料

由機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)第2版-4的表38.3-2查得A-100

則計(jì)算結(jié)果：d^l0.3mm

ABCD

15mm20fluni25man18的

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）:

°ca=--------而--------?Ob]W=O,ld-

根據(jù)主軸傳動(dòng)特點(diǎn)：取a=0.6（單向旋轉(zhuǎn)）

查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)第二版-4軸強(qiáng)設(shè)計(jì)篇：材料20CrMnTi的許用疲勞應(yīng)力

[。小]=291?350MPa

則計(jì)算結(jié)果：

宿+（加

/a=--------m--------=16MPa<[°."]

故此方案可以采取。

②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:

2T

Ft=—d=mxZ33Fr=Fttana

T—主軸的轉(zhuǎn)矩。T=30X103Nmm

d—Z31的分度圓直徑,

m一Z3i的模數(shù)。

則計(jì)算結(jié)果：F33t=571NF33產(chǎn)207N

根據(jù)弧齒圓錐齒輪副設(shè)沖可知：

F31l=2T/dm=2340N

F

F31Z=cos0(tanasinY+sinpcosy)=596N

F

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

H平面一根據(jù)靜力平衡條件求分力:

￡F合=0=F=F31t+F33t=2857N

H

則計(jì)算結(jié)果：F?=2857NMi*=224KNmm

V平面一根據(jù)靜力平衡條件求分力:

2F合=0=Fy=F31r-F33r=543N

則計(jì)算結(jié)果：￡=543NMllmax=43KNmm

綜合H-V平面彎矩兩結(jié)果得:

怖:'max=J岫皿2+My?ax2=228KNmm

軸強(qiáng)度設(shè)計(jì)：按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度初步估算軸的直徑。

P

.9.55x106-

Tn

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20C「MnTi作為軸材料

由機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)第2版-4的表38.3-2查得A=100

則計(jì)算結(jié)果；d>14.7mm

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:

ABC

10mm18mm25mm

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）：

（加

°ca=--------而-------?Ob]W=O,ld-

根據(jù)主軸傳動(dòng)特點(diǎn)：取a=1（對(duì)稱循環(huán)應(yīng)力）

查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)第二版-4軸強(qiáng)設(shè)計(jì)篇：材料20CrMnTi的許用疲勞應(yīng)力

[。"=291?350MPa

則計(jì)算結(jié)果：

府+（加

°ca=--------m--------=146MPa<[ob]

故此方案可以采取。

③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)訂經(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Z.n的軸向力和齒輪徑向力:

F4i=2T4/dm=2340N

F

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

F

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

齒輪Z式的軸向力和齒輪徑向力:

m/dm=8500N

F

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

F

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

H平面一根據(jù)靜力平衡條件求分力:

?合

=0帶入數(shù)據(jù)

rF42「FHI+FH2-F4it=o

n

—F42tx23+FH2x138—F41tx153=0

2M合=0

則計(jì)算結(jié)果：F,IF1071NFll2=4011N

V平面一根據(jù)靜力平衡條件求分力：

EF合二°1帶入數(shù)據(jù)(F42r-Fvi-FV2+F41r=o

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

則計(jì)算結(jié)果：Fvl=3000NFV2=223N

綜合H-V平面彎矩兩結(jié)果得:

MH-vmax=J岫噌2+MynJ—204KNmm

軸強(qiáng)度設(shè)計(jì)：按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度初步估算軸的直徑。

6

T9.55x10-「

TT=W?"0.2d3-㈤d-A雄

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20QMnTi作為軸材料

由機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)第2版-4的表38.3—2查得A=100

則計(jì)算結(jié)果：d^20ir.m

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）：

府+（/吩

°ca=----------m----------?Ob]W=O,ld-

根據(jù)主軸傳動(dòng)特點(diǎn)：取。二1（對(duì)稱循環(huán)應(yīng)力）

查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)第二版-4軸強(qiáng)設(shè)計(jì)篇：材料20CrMnTi的許用疲勞應(yīng)力

[。門=291?350MPa

則計(jì)算結(jié)果：

府+（加

°ca=----------討-----=300MPa<Ob]

故此方案可以采取。

④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Zbi軸向力和徑向力:

F

F51Z=(tanacosy-sinpsiny)=2626N

cosp

F

F51r=(tanasiny+sinpcosy)=2282N

cosp

H平面一根據(jù)靜力平衡條件求分力:

J?合=0

帶入數(shù)據(jù)1

fF|ll-F45tFH2=0

2M合=0F45tx45-FH2x64=0

則計(jì)算結(jié)果：R產(chǎn)2524NFH2=5976N

V平面一根據(jù)靜力平衡條件求分力：

合帶入數(shù)據(jù)（

=0］pvl-F51r+FV2=0

2M合=o［={F51rx45-Fv2X64=。

則計(jì)算結(jié)果:Fv尸678NFV2=1604N

綜合H-V平面彎矩兩結(jié)果得:

-Umax=J怖詠之+Myd=200KNmm

軸強(qiáng)度設(shè)計(jì)：按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度初步估算軸的直徑。

P

9.55x106-

Tnrr

-----------;—=[TT]dA

二際0.2d3=(n

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20CrMnTi為軸材料

由機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)第2版-4的表38.3-2查得A-100

則計(jì)算結(jié)果：d^33ir.m

根據(jù)主軸傳動(dòng)特點(diǎn)：取。二1查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)第二版-4軸強(qiáng)設(shè)計(jì)篇：材料

20CrMnTi的許用疲勞應(yīng)力［。門=291?350MPa

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，初步確定六

方軸外截圓大小如圖所式取36mmo

府+（打心

?183MPa<[Ob]

則計(jì)算結(jié)果:W故此方案可采用。

五、旋耕機(jī)生產(chǎn)效率和耕深分析

根據(jù)耕刀結(jié)構(gòu)圖可以知道機(jī)組的耕寬B=950min回轉(zhuǎn)直徑D=360nmi

可以看出耕刀的轉(zhuǎn)速一部分用來使機(jī)組前進(jìn)，一部分用來進(jìn)行耕地。查閱相

關(guān)資料可得機(jī)組的功率N=1+Np+NT+Nf+Nn

Nq：為刀齒切削土壤所消耗的功率，此值約占40%。

NP：為土塊被旋轉(zhuǎn)刀齒拋出所需的功率，此值約占30%。

N%為傳動(dòng)及摩擦所消耗的功率，約占10虬

Nn：為土壤沿機(jī)組前進(jìn)方向作用于刀棍上的反力所消耗的功率，

此值約占7%o

NT：為機(jī)組前進(jìn)所消耗的功率，此數(shù)值約占13%o

a.耕地小時(shí)生產(chǎn)效率

根據(jù)F168/P動(dòng)力原始參數(shù)可知道發(fā)動(dòng)機(jī)在2880轉(zhuǎn)時(shí)輸出的扭矩最大，故此

時(shí)為最大耕深。耕地小時(shí)生產(chǎn)效率以S表示：

n刀=n輸出=62轉(zhuǎn)/min

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

考慮到不同的耕深和土質(zhì)的不同：則耕地小時(shí)生產(chǎn)效率S＞。?86畝

b.耕深

根據(jù)耕刀的刀齒軌跡圖可以得出：

=R(1-Vm/V刀)

Vm：為機(jī)組前進(jìn)速度V刀：為耕刀刀齒的線速度

貝ijVm/V刀=o13

則耕深:Hmax=180X(1-0.