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經(jīng)典word整理文檔,僅參考,雙擊此處可刪除頁眉頁腳。本資料屬于網(wǎng)絡整理,如有侵權,請聯(lián)系刪除,謝謝!xxxx年月日+-----------------------------------------4-----------------------------------------4----------------------------------------41/1.設計背景在我國種植區(qū),特別是山區(qū)還用耕牛來耕作,不但耕作的效率低下,而且因為每天都要照顧耕牛而浪費勞力。而在廣大的農村因為單塊田的面積小,所以不適合使用大型的機械來耕作。加上大型設備價格高、能耗大、維護費用大、搬動困難、對操的技術要求高等要求,使機械化耕作有了很大的制約。本微耕機是一種真正能進入千家萬戶的實用型耕作機械。本機器具有能耗低、對操的技術要求不高、維護費用少、操作簡單、成本低、搬運方便等特點。通過大量的市場調研,微耕機在農村有非常巨大的市場前景,隨著我國農村的生活水平的不斷提高,農民對農業(yè)的投入將會進一步的提高,農業(yè)機械將會是一個潛力非常巨大的市場。2.已知設計條件信息反饋和相關資料的查閱,以及成熟產品設計經(jīng)驗的借鑒。先初步設定計算分析的原始參數(shù)為:⑴全機質量初步設定:G=90~120Kg慢檔快檔倒檔空檔a、慢擋i=46.44i=3i=4.3i=3.62/D=φ380mm單缸、四沖程、立式、直噴式壓力與飛濺復合式反沖式手拉啟動或電啟動285.6/36003.5標定功率及轉速(kw/rpm)4.0/3600最大扭矩及轉速(kw/rpm)11.8/28803/微耕機總體布置見上圖,它由五個部分組成:①動力部分;②傳動部分;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)初步設定:①.動力部分:額定功率P=4.0kw②.傳動部分:快擋i=26.31i=1.7i=4.3倒檔i=60.68i=1.4i=2.8D=φ380mm4/為發(fā)動機轉速。為主軸轉速。為倒檔軸轉速。為副軸轉速。nn:0123nn:為輸出軸轉速。5p2、為發(fā)動機功率。為主軸功率。為倒檔軸功率。為副軸功率。::0123p為傳動軸功率。p534:為副軸到傳動軸間傳動比。i45:1345n1345n=918r/min=213r/min1234n5/和造型如下圖:6/根據(jù)以往的設計經(jīng)驗和樣機的參考,初步選取機械離合器-圓盤摩擦片離合器。其具有以下優(yōu)點:對偶材料:鋼材查機械手冊第二版-4圓盤摩擦器新型石棉材料的許用壓強p=1.5MPaμ=0.12則該型離合器所能傳遞的最大扭矩:7/65Mn彈簧鋼查機械設計手冊得其許用應力I類340MPaII類450MPaIII類570MPa大壓力F的數(shù)值為此時離合撥叉所給的推力。根據(jù)發(fā)動機的原始參數(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則計算結果F=240N8/G為材料的切變模量查相關資料可得65Mn的切變模量G=85。則計算結果彈簧提供最大壓力F=204N為了留有余量取4mm。當撥叉半徑取20時候,根據(jù)作圖求解法可知道,這時候離合撥叉轉動的角度為12時,推盤壓縮彈簧量為標準值4mm。3.9/b.通過相關資料的查閱和實地考查可知微耕機工作環(huán)境復雜,載荷變動大;行走速度較慢,故選用8c.材料選擇20CrMo,硬度58~62HRC大小齒輪均采用此種材料。查機械設計手冊二版-4齒輪篇得,20CrMo的彎曲疲勞強度極限的基本值為920MPa。e.由于齒輪材料硬度大于根據(jù)農用機器的工作使用特點取機器壽命為5年,每年工作時間200天,每天工作8小時計算:則應力循環(huán)次數(shù)N=60njL=1.728×10911h21/根據(jù)發(fā)動機類型為單缸汽油內燃機而且工作環(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)傳動箱結初步設定構圖可知道齒輪為懸壁不對稱布置,故ψd取2.5。6N01則則齒輪齒寬b=d1×ψd=8.75圓整后取:b=10mmb=11mm21/慢快變位系數(shù)及安裝中心距的確定:配中心距。初步設定兩齒輪的實際安裝距離a’=a+a=66mm慢快所以:1212優(yōu)點:使正個齒輪結構更緊湊。滿足了實際安裝中心距離不可調整的要求??鞕n位嚙合直齒輪的變位參數(shù)的確定:快/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)分別為輪的實際安裝距并非標準的無側隙安裝,但通過變位已經(jīng)大大的減弱了側間隙。陷)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在實際加工中采用齒厚負工差來彌補)可以近似確定為Z的分度圓于Z的分度圓于Z的分度圓/根據(jù)傳動箱結構圖可知道上箱體和下箱體需采用錐齒輪傳動方式。這樣才能優(yōu)點:弧齒錐齒輪傳動相較于直齒錐齒輪傳動更為平穩(wěn)、噪音小、承載力高。/弧齒錐齒輪旋向:根據(jù)發(fā)動機原始參數(shù)可知道傳動箱傳動圖從左邊向右看時和被動輪具有互相推開的軸向力以避免齒輪承載過熱而咬合。主動輪Z選擇左旋被動輪Z為右旋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力為設計依據(jù)。/FS01212/*1根據(jù)齒輪大端模數(shù)和外錐距查機械手冊第二版-4150mm慢檔位弧齒錐齒輪的受力分析和安裝中心距離:11265444---dm為Z的中點分度圓直徑。dm=d-bsinσ=110mm/齒輪副的圓周力為F=2T/dm=8500N為設計依據(jù)。根據(jù)以往設計經(jīng)驗和樣機的參考初步設結構形式如下。/T--主軸的轉矩。T=0.0106×10Nmm6d--Z的分度圓直徑。trH平面--根據(jù)靜力平衡條件求分力:/則計算結果:F=428NF=177NM=24KNmmV平面--根據(jù)靜力平衡條件求分力:則計算結果:F=143NF=59NM=8KNmm各段位置的直徑大小如圖所式:根據(jù)對彎矩圖和轉矩圖的綜合分析可知道軸上截面C處為危險截面故對其進/根據(jù)主軸傳動特點:取α=0.6(單向旋轉)[σ]=291~350MPa-1b為設計依據(jù)。根據(jù)以往設計經(jīng)驗和樣機的參考初步設結構形式如下。/T--主軸的轉矩。T=30×10Nmm3d—Z的分度圓直徑。F=2T/dm=2340N/H平面--根據(jù)靜力平衡條件求分力:則計算結果:F=2857NHV平面--根據(jù)靜力平衡條件求分力:V各段位置的直徑大小如圖所式:/根據(jù)對彎矩圖和轉矩圖的綜合分析可知道軸上截面C處為危險截面故對其進行強度校核。根據(jù)主軸傳動特點:取α=1(對稱循環(huán)應力)為設計依據(jù)。根據(jù)以往設計經(jīng)驗和樣機的參考初步設結構形式如下。/44H平面--根據(jù)靜力平衡條件求分力:則計算結果:F=1071NF=4011NV平面--根據(jù)靜力平衡條件求分力:/各段位置的直徑大小如圖所式:根據(jù)對彎矩圖和轉矩圖的綜合分析可知道軸上截面C處為危險截面故對其進行強度校核。根據(jù)主軸傳動特點:取α=1(對稱循環(huán)應力)④輸出軸各個參數(shù)的設計:為設計依據(jù)。根據(jù)以往設計經(jīng)驗和樣機的參考初步設結構形式如下。/5齒輪Z軸向力和徑向力:/V平面--根據(jù)靜力平衡條件求分力:根據(jù)主軸傳動特點:取α=1查機械設計手冊第二版-4軸強設計篇:材料b方軸外截圓大小如圖所式取36mm。故此方案可采用。/可以看出耕刀的轉速一部分用來使機組前進,一部分用來進行耕地。查閱相關資料可得機組的功率/根據(jù)F168/P動力原始參數(shù)可知道發(fā)動機在2880時為最大耕深。耕地小時生產效

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