微耕机设计计算书新版供参习Word文档格式.docx
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3.挡位初步设定为4个
慢档快档 空档 倒档
4.传动比初步设定
慢挡 𝑖
=37.6
快挡𝑖
=27.3
倒挡 𝑖
=50
5.刀矩回转直径
D=360mm
6.轮宽设定
B=950mm
7.发动机型号及参数168F/P（联龙）
参数 型号
168F/P
形式
单缸四冲程OHV，汽缸中心斜置250
缸径/行程mm
68×
45
压缩比
8.5:
1
点火方式
晶体管无触点点火（磁体式）
火花塞、间隙（mm）
0.7~0.8
润滑方式
飞溅润滑
启动方式
回复式手拉起动
燃油消耗率g/kw.h
395
排量（ml）
163
标定功率及转速（kw/rpm）
3.1/3600
最大扭矩及转速（kw/rpm）
9/2500
净重（Kg）
15
外形尺寸（mm）
312×
362×
335
二总体方案设计计算
1.总体造型设计
2.总体布置
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.主要参数的初步设定：
1.动力部分：
额定功率P=3.2kw 额定转速度n0=3600𝑟
/𝑚
𝑖
𝑛
2.传动部分：
10=1.58 𝑖
21=2.75 𝑖
32=4.33 𝑖
43=2
快挡 𝑖
21=2 𝑖
21=3.52 𝑖
32=4.3 𝑖
1.行走部分：
耕宽B=950mm 回转直径𝐷
=360𝑚
𝑚
整机尺寸：
长×
宽×
高=1700×
1000×
800
2.传动链简图：
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。
采用：
1.V带-齿轮-链条结合方式传动。
2.采用内置单向齿离合方式。
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
皮带轮传动设计参数的确定
通过相关资料的查阅和实地考查了解到微耕机工作环境复杂，且载荷变动大。
根据发动机外特曲线图可知在额定转速时发动机功率P=4KW<
10KW，查表得
数据工况系数KA=1.1（机械设计手册第2版-4带传动）
计算功率
P𝑐
=K𝐴
×
P=1.1×
4=4.4（kw）
2.根据P𝑐
=4.4kw N1=3600r/min
选取Z型普通V带。
但考虑到微耕机工作环境复杂且载荷变动大（瞬间冲击载荷），为了保证微耕机能在恶劣环境下的正常工作。
故选取截面尺寸较
大的B型普通V带。
3.初步确定小带轮直径d1=71由以上数据可得：
d2=d1×
𝑛
1/𝑛
2=111
圆整直径后
4.确定带速V=𝜋
d1×
1/60×
1000=13.3（m/s）
带速在5～30m/s内合理 故带轮材料选取HT150
5.中心距：
0.7（d1+d2）≦𝑎
0≦2（d1+d2）
133≦
𝑎
0≦376
根据以往设计经验和参考样机初步设定𝑎
0=320
𝐿
0=2𝑎
0+π（d1+d2）/2+（d2‒d1）2/4𝑎
0=825
查表选取Ld=900 机械设计手册第二版-4带传动
≈𝑎
0+𝐿
𝑑
‒𝐿
实际中心距a
2 =357
a𝑚
𝑎
𝑥
=𝑎
+0.03𝐿
≈384
=𝑎
‒0.015𝐿
≈330
𝛼
=180‒𝑑
2‒𝑑
1×
57.3=1700
6.包角 𝑎
7.确定V带跟数
𝑝
𝑐
𝑧
≥ ≈2
[𝑝
]
8.确定初拉力𝐹
0及带轮轴上的压力𝐹
𝑄
根据V带型号查得：
q=0.18kg/m z=1 v=13.3m/s 𝑘
=0.97
𝐹
=500𝑝
（2.5‒1）+𝑞
𝑣
2=270N
0 𝑧
𝑘
则两跟皮带作用在轴上的圆周力𝐹
0=540
则作用在轴上的压力
=2𝐹
𝑍
𝑠
=2×
270×
2×
𝑠
0 2
170=1080𝑁
2
计算结果:
选用2根B—900GB/T11544-1997的V带。
带轮中心距：
=330~384mm）
带轮直径：
1=71𝑚
𝑑
2=111𝑚
包角：
=1700
齿轮副各个参数设计
1.采用直齿圆柱齿轮传动动
2.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，且载荷变动大。
故选用7级精度（GB10095—88）
3. 材料选择20Cr硬度58~62𝐻
𝑅
𝐶
大小齿轮均采用此
种材料。
4.参考以往设计的经验数据和样机。
初步设定𝑧
1=16
5. 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，故主要以满足齿跟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。
21=2.75）
2𝐾
𝑇
1𝑌
𝑌
𝑆
3
𝑎
∅𝑑
2[𝜎
]
𝑀
≥
根据齿轮硬度查表得小齿轮的弯曲疲劳强度极限（机械设计手册第二版-4
齿轮传动）
𝜎
𝐸
1=𝜎
1=500𝑀
𝑃
根据农用机器的工作特点取机器寿命5年，每年工作时间
200天，每天工作8小时。
𝑁
1=60𝑛
𝑗
=7.2×
108𝑁
2=7.2
×
108
则应力循环次数 1 ℎ
2.75
由此数据查表得两齿轮的接触疲劳寿命系数
𝐾
1=0.9𝐾
2=1
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=1.4
𝑘
[𝜎
]1=
1 1=303
𝜎
]2=
2 2=314
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=2.3
根据大小齿轮的齿数查表得：
齿形系数
𝑌
应力校正系数𝑌
1=2.9 𝑌
2=2.35
1=1.52 𝑌
2=1.68
=
2.9×
1.52=0.0145
303
1
2𝑌
2.35×
1.68=0.0125
314
2
取大的一个数据0.0145
则
2×
2.3×
1.7×
104×
0.0145
≥3 =3
≈1.64
∅𝑧
1×
162
1 𝐹
则𝑚
1取标准模数1.75。
由上面数据可知𝑍
1=𝑚
1×
𝑧
1=28---①
校核齿轮齿面接触疲劳强度：
95.5×
105×
𝑃
1=
=1.7×
104
主轴转矩
𝑛
𝑢
𝑡
1𝑢
+1
≥2.323
𝑍
）2≈23.2---②
1𝑡
∅𝑑
（
𝐻
综上计算：
把①式代入②式不等式成立，故M取1.75既满足齿轮齿根弯
曲疲劳强度又满足齿轮齿面接触疲劳强度计算。
两齿轮的基本几何尺寸计算：
1. 计算分度圆直径:
1=𝑧
𝑚
=16×
1.75=28
𝑍
2=𝑧
𝑖
2.75=44
=44×
1.75=77
=𝑑
1+
2.
2=52.5
中心距：
mm
3.齿轮宽度：
取0.3（两硬齿面齿轮）
𝑏
=∅𝑑
𝑑
1=0.3×
28=8.4
所以取B1=8 B2=8
链轮各个参数设计
1.根据以往设计的经验数据和参考样机，初步设定小链
轮𝑍
1=9
。
则根据传动比i=2 得𝑍
2=18
2. 查表得𝐾
𝐴
=1 𝐾
=2.
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