1微耕机设计计算书详细.docx
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1微耕机设计计算书详细
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微耕机设计计算书
设计
校核
批准
xxxx
年月日
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:
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=46.44
■i
13=3i
34=4.3i
45=3.6
b、快挡i=26.31
■i
13=1.7i
34=4.3i
45=3.6
c、倒档i=60.68
■i
12=1.4i
23=2.8i
34=4.3i45=3.6
2
⑷刀具回转直径
D=©380mm
⑸耕宽定
B=1050mm
⑹发动机型号及参数178F/(FA)(凯列
型
178F/P(FA厂参数
^形式
号
单缸、四冲程、立式、直喷式
.上丁/_"二壬口,
1TH3T1<|!
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山丄q工/qj/土linn
r on 78X62 压比 20 旋转方从飞轮端视针 卜工心丄”日1 ccca 活塞排量L 0.296 rr-i-r 润滑方式 压力与飞溅生 启动方式' 上“、、/X-—~1 反冲式手拉启动或电启动 燃油消耗率g/kw.h 285.6/3600 然油箱容量L 3.5 7kw/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 3.总体造型设计 4■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 5. 主要参数初步设定: ②•传动部分: 慢挡 i=46.44 ■i 13=3i 34=4.3i 45=3.6 快挡 i=26.31 ■i 13=1.7i 34=4.3i 45=3.6 倒档 i=60.68 ■i 12=1.4i 23=2.8i 34=4.3 i45=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=仃00X1050X970 4 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) 米用: 米用片式齿离合方式 n4: 为传动轴转速。 n5: 为输出轴转速 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/min 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 n5=59r/min 1、传动箱结构 初步设计齿轮传动箱体结构 根据以往设计经验和参考了大量样机设计案例 和造型如下图: 四、主要零部件的设计计算 6.离合器设计及其选用: -圆盘摩擦片离合 根据以往的设计经验和样机的参考,初步选取机械离合器 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。 p=1.5MPa卩=0.12 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 则该型离合器所能传递的最大扭矩: pp2TrR2dR 2 V-X3.14X8X0.1X1.5X(553-453).22Nra 11.8Nm,故此方案合理 根据发动机F178的原始数据,其最大工作扭矩为 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340MPall类450MPaIII类570MPa 8FD Tmax=K=l・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。 T 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(R23-R? ) F=——~V 3(R/-RJ) 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: 8X240X15X107 Tmax=1.4X3a298MPa 3.14X(3.5X107) 为了时候更广泛的型号的动力,故采用III类弹簧钢 _F_Gd4临C=64^ 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。 7. 参数设计以慢档位为设计依据 齿轮副各个参数设计 Zu 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 920MPa。 d.参考以往设计的经验数据,初步设定Zi2=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) 天工作8小时计算 由此数据查表得两齿轮的弯曲疲劳寿命系数 由以上数据计算两齿轮的弯曲疲劳许用应力: 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 YS1=147Ys2=1.68 取大的一个数据 根据发动机型号F178的原始参数可知道: T°=Ti=9.55X10 6=1X104Nmm 11 JvdZi2[oF 2.4X1X10W22X1.47% 0.25X142X460 则查机械设计手册取标准模数2.5。 由上面数据可知乙2=14 d33=m,pXz2=105mm— 则齿轮齿宽b=d1Xd=8.75 圆整后取: b2=10mmb=11mm 标准中心距为: aw=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=2 乙1=23Z32=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: 由于米用双联齿轮且传动比以确定,因此两对啮合齿轮应米用变位齿轮来凑 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: 8.快档啮合的两齿轮应米用正传动。 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。 9.慢档啮合的齿轮应采用负传动,X1+X2<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 快档位啮合直齿轮的变位参数的确定: 分析原始参数Z11=23Z32=39m=2 ym=a-a 快 12 则计算结果y=2 根据渐开线齿轮几何参数计算特点推出: .KZcosa八 (z1+z2) (1) rF'cosa 2 Z1+Z2#■ =(inva—inva) 2tana 这样齿 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 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: >.K.cosa旳、 Zi+z2)1) 2 Zi+z2* .1cosa Xv=(inva—inva) 乙2tana a=20W (但是 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 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Z 33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 14 0遊 小齿轮Z31、大齿轮Z41 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。 这才 满足轴交館=90 0。 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 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右时 轴的旋转方向为左旋。 所以为了保证微耕机在工作时候(快和)主动轮和被动轮具有互相推开的轴向力以避免齿轮承载热而合 主动轮Z31选择左旋被动轮Z 41为右旋 初步设定设计原始参数: .0 i34=4.3Z31=10Z41=43E=90 58-62HRC 选材0CrmoTi查机械设计手册第二版得硬度为 15 由于该齿轮属于硬齿面,故主要以满足齿轮弯曲疲劳许应力设依 m>1阿X丫卩儿__ "l^l-OWZAV+l[aFE 根据弧齿锥齿轮几何参数设计可推出 Z]Z a,=actan—L=o7=V-0! Z2cos% 0 根据原始参数可知: 刀=90则计算结 0产13[02=77'ZV1=10.3砧195 查机械手册第二版4可得: 齿形系数丫F应力修正系数丫 S %1=2.97丫Sa1=1.52丫FalYsa1=4.5 丫^=2.12丫Sa2=1.86丫Fa2Ysa2=3.94 取大的一个复合系数YFal丫Sa1=4.5 根据发动机原始参数可以得出: 13=9.55X10^=3.0X10^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=1.8SF'2护0.3 则计算纟 =425M% SF? 16 把计算结果带入设计公式: it4X1.8x3.0X104X4-5 m>/»2.8 10.3(1-0.5X0.3)2102V4.32+lx425 查机械手册第二版-4取常用模数: m=3 3=10 参考设计经验数据: 取中点螺旋角利于提高齿轮副强度。 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 Xti=-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: 齿轮大端模数m=3 齿轮外锥距离Re=dei/2sinai=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: 17 ai=dei/2tanai=65.2mma2=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=9.55X104/n4=1.287X10 6P5N/mm 6P5N/mm ---dm为Z41的中点分度圆直径。 dm=d-bsina=110mm ) F31r=(tanacosv一sinBsinv)=750N am F41r=—(tanasiny+sinBcosv)=596\am 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) 18 F@2Z=―(tanasiny+sinpcosy)=2282Ncosp F42r=―(tanacosy一sin^siny)=2626Ncosp 从动轮轴向力和径向力: 10.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。 根据直齿圆柱齿轮几何参数设计原理可以推导: 2T Ft=—d=mXZ12Fr=Fttanad T--主轴的转矩。 T=0.0106X10 6Nmm d--Z 12的分度圆直径 m—Z Ft=605NFr=220N 12的模数 则计算结果: H平面--根据静力平衡条件求分力: 20 ZF^°z 带入数据 fhi一人+FH2=0Fj)2X192—X 136=0 则计算结果: Fh2=428NFhi=177NMHmax=24KNmm V平面--根据静力平衡条件求分力: 带入数据 NU=O IFvi一Fr+FV2=|_ -FV2x192+FtX136=0 则计算结果: Fv2=143NFV1=59NMvmax=8 KNmm 综合H-V平面弯矩两结果得: fi_勺 ^H-Vmax一 ^Hmax+Mvmax =25.2KNmm 轴强度设计: 按扭转强度初步估算 a- TT= Wt o- 0.2d3 TJ dNA。 宇 Nn 根据以往设计的经验数据和参考样机,初步择料 20脚 作为轴郴 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>10.3mm 根据以往设计经验和考虑到微耕机的工作环境恶和计算差初步确定轴 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面C处为危险截面故寸其 行强度校核。 21 按轴的弯扭合成强度条(第三强度理论) M/+(aT)2 %=——《[ob]W=O.ld3d为* 根据主轴传动特点: 取 查机械设计手册第二版 a=0.6(单向旋转) -4轴强设计篇: 材料20CrMnTi的许用疲劳应力 (T-1b =291〜350MPa 则计算结果: UQaT)2 %==16MPa<[a-lb caW 故此方案可以米取。 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 Fj=~~d=mXZjjFp=F^tdiict d T--主轴的转矩。 T=30X10 3Nmm d—Z 31的分度圆直径。 m—Z 31的模数。 则计算结果: F33t=571NF33r=207N 根据弧齿圆锥齿轮副设计可知: 23 F^=2T/dm=2340N Fz、 F31Z=—(tanasmy+sinpcosy)=596Ncosp Fzxr F31r=—(tanacosy-sinpsiny)=750Ncosp H平面--根据静力平衡条件求分力: =0=>=F«t+p33t=2857N 则计算结果: KNmm Fh=2857N MHmax=224 V平面--根据静力平衡条件求分力: F合=0二Fv=F3 -F33r=543N 则计算结果: Fv=543NMHmax=43KNmm 综合-V平面弯矩两结果得: 'h-门口二\1氐』+ 1 二228KNmm 轴强度设计: III—1_|~\.一仇▲ 9.55x106n< CL2d3— 根据以往设计的经验数据和参考样机,初步择料 由机械设计手册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计算差初步确定轴 fp 24 各段位置的直径大小如图所式: BC lOnun 18mm 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 (第二强度理论): K2+(aT)2 %=~~-——《[ob]w=o.id3 w 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 : ab: =291〜350MPa 则计算结果: ImJ+(qT)2 ——=146MPa<[Ob 故此方案可以米取。 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: F4i=2T4/dm=2340N Fz、 F41Z=~(tanacosy-sinpsiny)=750N cosp F F41r=―(tanasiny+sinpcosy)=596N cosp 齿轮Z42的轴向力和齿轮径向力: F42=2T4/dm=8500N Fz、 F42Z=—(tonasinY+sinpcosy)=2282Ncosp Fz、 F42r=—(tanacosy一sin[3siny)=2626N cosp H平面--根据静力平衡条件求分力: F*2t~Fpx+Fh2—F41t=0—F«2tX23+Fh2x138—片让X153=0 则计算结果: Fhi=1071NFh2=4011N V平面--根据静力平衡条件求分力: 带入数营JFg-FV1一FV2+F41r=0 >F42rX23+Fv2X138—F4irX153=0 则计算结果: Fvi=3000NFv2=223N 综合H-V平面弯矩两结果得: 26 04KNmm 轴强度设计: 按扭转强度初步估算轴的直径。 査P t9.55x105—_wn t_Wt~0.2d3 根据以往设计的经验数据和参考样机,初步择料 由机械设计手册第2版-4的表38.3—2查得=100 则计算缥d>20mm 根据以往设计经验和考虑到微耕机的工作环境恶和计算差初步确定轴 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面处为危险截面故对进行强度校核。 按轴的弯扭合成强度条(第三强度理论) W=0.1d3d为* 根据主轴传动特点取a=1(对称循环助 =291〜350MPa 则计算缥 二300MPa< 故此方案可以米取。 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Z51轴向力和径向力: Fz、 F51Z=―(tanacosy一sinpsiny)=2626Ncosp F51r=—(tanasiny+sinpcosy)=2282Ncosp 带入数据 H平面--根据静力平衡条件求分力: (Fhi—p45t+Fh2=0ll*45tX45—F|J2X64= V平面--根据静力平衡条件求分力: 综合-V平面弯矩两结果得: ^H-vmax= +MvmJ=200KNmm 轴强度设计: 按扭转强度初步估算轴的径 根据以往设计的经验数据和参考样机初步择20CrMnTi为轴料 由机械设计手册第2版-4的表38.3
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