軸的設(shè)計(jì)--齒輪的設(shè)計(jì)

1、精選優(yōu)質(zhì)文檔-傾情為你奉上1 緒論 1.1研究目的和意義1.2國內(nèi)外研究現(xiàn)狀與發(fā)展趨勢(shì) 多功能整地機(jī)已經(jīng)逐漸成為國內(nèi)外的主要耕整機(jī)械，耕作配套機(jī)械有手扶拖拉機(jī)和輪式拖拉機(jī)兩種類型，而對(duì)整地機(jī)的主體部分旋耕機(jī)國內(nèi)外已經(jīng)有了相當(dāng)成熟的理論研究和實(shí)踐研究。 1.2.1.國內(nèi)研究現(xiàn)狀 我國的小型農(nóng)機(jī)耕整機(jī)具在山區(qū)、水田等廣大農(nóng)村生產(chǎn)中仍發(fā)揮著主力作用，同時(shí)大中型整地機(jī)并存11 13。大型整地機(jī)由于具有搶農(nóng)時(shí)、省能耗、減少機(jī)具下地次數(shù)等優(yōu)點(diǎn)，在國內(nèi)得到了較快的發(fā)展。全國各地根據(jù)當(dāng)?shù)剞r(nóng)業(yè)發(fā)展情況研制的多功能整地機(jī)已有多種。國內(nèi)采用驅(qū)動(dòng)工作部件的多功能整地機(jī)，大多是以旋耕機(jī)為主要工作部件發(fā)展起來的，能夠?qū)崿F(xiàn)

2、旋耕、深松、起壟、鎮(zhèn)壓、滅茬等作業(yè)中的兩個(gè)或者多個(gè)項(xiàng)目的聯(lián)合作業(yè)。多數(shù)產(chǎn)品的動(dòng)力在36.8kw以上9 17，現(xiàn)在我國已能生產(chǎn)與132kw拖拉機(jī)配套的耕作農(nóng)具，大型機(jī)具開始向?qū)挿咚侔l(fā)展，但是從整體技術(shù)水平來看，我們還與國際水平有很大的差距14。由于受拖拉機(jī)技術(shù)條件的制約和配套機(jī)具本身的研究水平限制，一些國際先進(jìn)結(jié)構(gòu)還未能得到完全使用：快速掛接器、耕深和水平自控調(diào)節(jié)、短尺寸廣角萬向節(jié)傳動(dòng)軸、寬幅工作部件液壓折疊裝置、快速換刀結(jié)構(gòu)等等6。同時(shí)多功能整地機(jī)還在一定程度上還不能很好的滿足農(nóng)藝和農(nóng)業(yè)生產(chǎn)的需要9，而且我國的耕整技術(shù)發(fā)展緩慢，電子、自動(dòng)控制、智能化技術(shù)還處于剛剛起步的階段，還有很大的提升空

3、間。 1.2.2.國外研究現(xiàn)狀 20世紀(jì)50年代一來開始研制推廣多功能整地機(jī)，西歐地區(qū)氣候復(fù)雜多變，適播期短，因而在德、法、英等國生產(chǎn)和使用多功能整地機(jī)比較普遍，而美國也開始推出寬幅、高效型的配套大功率拖拉機(jī)的多功能整地機(jī)，而日本、韓國等地，因地小而使用多功能聯(lián)合整地機(jī)也比較多6。從機(jī)型功能上講，美國、加拿大、澳大利亞主要以發(fā)展少、免耕播種機(jī)為方向，而美國、德國主要以聯(lián)合作業(yè)為方向。由于國外田間拖拉機(jī)的功率達(dá)到了360kw以上，使得與之配套的整地機(jī)也隨之大型化，寬幅機(jī)械的生產(chǎn)率高，單位幅寬的成本低，能便于采用先進(jìn)的生產(chǎn)技術(shù)，提高田間作業(yè)速度和效率、改善作業(yè)性能7 18。大型整地機(jī)具已達(dá)20m以

4、上，為便于其行走，采用機(jī)架折疊或縱向運(yùn)輸，實(shí)現(xiàn)寬幅作業(yè)窄幅運(yùn)輸。并且耕地速度為815km/h，整地達(dá)到1020km/h,播種達(dá)到815km/h。電子監(jiān)控系統(tǒng)能保證實(shí)現(xiàn)一人操作，減少了各種調(diào)整，連接等輔助工作時(shí)間，提高了生產(chǎn)效率8。同時(shí)，國外整地機(jī)的產(chǎn)品功能相比國內(nèi)更加完善，材料和制造工藝水平較高，外觀漂亮，平均使用壽命比我國高出1/3以上，但是價(jià)格相對(duì)較貴，為國產(chǎn)的10倍左右16。 1.2.3.發(fā)展趨勢(shì)和方向（1） 向一機(jī)多用型方向發(fā)展 機(jī)器一次下地完成多項(xiàng)作業(yè)或者一種機(jī)器通過置換結(jié)構(gòu)能分別完成多種不同的功能，滿足不同的耕作需求，大大減少農(nóng)機(jī)投入，提高生產(chǎn)效率，降低作業(yè)成本7 15。（2） 向

5、大幅寬、可折疊方向發(fā)展研制為大功率拖拉機(jī)配套的大幅寬多功能整地機(jī)已成為今后農(nóng)業(yè)的發(fā)展方向7 15，增大作業(yè)幅寬和耕深，充分提高機(jī)具的作業(yè)效率。采用機(jī)架折疊式使得機(jī)器入庫時(shí)縮小幅寬，達(dá)到寬幅作業(yè)低幅運(yùn)輸?shù)慕Y(jié)果。（3） 向低功率消耗性、高效節(jié)能型方向發(fā)展降低機(jī)具功耗的研究是現(xiàn)在各項(xiàng)研究的重點(diǎn)，合理恰當(dāng)利用和分配能源和資源，提高工藝水平和制造質(zhì)量，提高機(jī)器的質(zhì)量和使用壽命，實(shí)施可持續(xù)發(fā)展戰(zhàn)略，建設(shè)節(jié)約型社會(huì)。（4） 向操作簡單、自動(dòng)化、智能化方向發(fā)展易于操作、易于拆裝、讓人們更加容易上手和操作。將電子技術(shù)、控制技術(shù)等廣泛合理地引用在多功能整地機(jī)上，減輕勞動(dòng)強(qiáng)度8 19。（5） 整機(jī)和工作部件多系列化

6、、多品種化方向發(fā)展：讓各種耕整農(nóng)業(yè)機(jī)械能適合配套不通動(dòng)力、耕深、耕幅，形成系列化和一定程度上的標(biāo)準(zhǔn)化，讓用戶根據(jù)自己的需要方便選用。 1.3研究的內(nèi)容和方法1.3.1研究內(nèi)容對(duì)多功能整地機(jī)的設(shè)計(jì)，就是對(duì)整地機(jī)的整機(jī)的設(shè)計(jì)，特別是傳動(dòng)系統(tǒng)和關(guān)鍵零部件的設(shè)計(jì)。（1）傳動(dòng)系統(tǒng)的設(shè)計(jì)a.拖拉機(jī)動(dòng)力系統(tǒng)：為整地機(jī)提供穩(wěn)定的輸出動(dòng)力。b.變速箱：由兩對(duì)斜齒輪組成的變速箱將拖拉機(jī)動(dòng)力系統(tǒng)輸出的動(dòng)力轉(zhuǎn)化成整地機(jī)所需要的穩(wěn)定動(dòng)力，根據(jù)傳動(dòng)系統(tǒng)參數(shù)旋轉(zhuǎn)穩(wěn)定的齒輪傳動(dòng)比。（2）關(guān)鍵零部件設(shè)計(jì)采用最優(yōu)化方法確定傳動(dòng)系統(tǒng)以及關(guān)鍵零部件的選用，關(guān)鍵零部件包括旋耕刀，安裝刀片的旋轉(zhuǎn)軸，支撐輪以及深耕鏟等。根據(jù)工作需要選擇需

7、要的零部件，進(jìn)行參數(shù)設(shè)計(jì)。（3）零件圖和裝配圖的設(shè)計(jì)利用CAD軟件對(duì)部分關(guān)鍵零部件及整機(jī)裝配圖作圖1.3.2研究方法本文主要是針對(duì)多功能整地機(jī)進(jìn)行設(shè)計(jì)，主要是完成其旋耕方面的設(shè)計(jì)，利用確定的動(dòng)力系統(tǒng)參數(shù)確定穩(wěn)定的傳動(dòng)比，通過計(jì)算對(duì)整機(jī)各個(gè)部分的參數(shù)進(jìn)行確定，選擇相應(yīng)合適的零部件，然后進(jìn)行傳動(dòng)系統(tǒng)、軸校核、可行性分析，同時(shí)利用CAD軟件對(duì)關(guān)鍵零部件繪制零件圖、整機(jī)繪制裝配圖。1.4研究技術(shù)路線本文的研究技術(shù)路線如圖1-1所示2多功能整地機(jī)的總體方案設(shè)計(jì)多功能整地機(jī)通過中間減速箱的變速，將穩(wěn)定的動(dòng)力傳送到刀軸上，可以滿足相關(guān)的工作要求， 3多功能整地機(jī)傳動(dòng)系統(tǒng)3.1多功能整地機(jī)傳動(dòng)方案的選擇根據(jù)機(jī)

8、器的幅寬選擇與之配套的拖拉機(jī)動(dòng)力系統(tǒng)，現(xiàn)在我們?cè)O(shè)計(jì)的多功能整地機(jī)的幅寬為2m，即軸的轉(zhuǎn)速為225r/min，則我們選擇其配套的拖拉機(jī)動(dòng)力系統(tǒng)的轉(zhuǎn)速720r/min.這樣就需要一個(gè)變速箱來實(shí)現(xiàn)變速。變速箱里面可以經(jīng)過錐齒輪傳動(dòng)變向后經(jīng)過帶傳動(dòng)或者鏈傳動(dòng)最終輸出到整地機(jī)刀軸，也可以經(jīng)過齒輪多級(jí)減速后傳動(dòng)到刀軸，相對(duì)來說，齒0輪傳動(dòng)傳動(dòng)比穩(wěn)定，結(jié)構(gòu)緊湊，壽命長，可靠性高，雖然制造成本稍高，但出于安全性和使用壽命等方面考慮，我們選用齒輪傳動(dòng)方式。而針對(duì)齒輪傳動(dòng)，我們也有兩種傳動(dòng)方式：中間傳動(dòng)和側(cè)邊傳動(dòng)。其中，側(cè)邊傳動(dòng)方式是錐齒輪降速變向后，經(jīng)側(cè)邊齒輪箱多級(jí)變速最終輸出到整地機(jī)刀軸，結(jié)構(gòu)簡單，但是平衡性

9、較差，一般容易偏置，使得動(dòng)力集中于刀輥一側(cè)，使用壽命和安全性得不到保證；而中間傳動(dòng)是整地機(jī)的刀軸直接由中間齒輪箱經(jīng)多次減速后驅(qū)動(dòng)，結(jié)構(gòu)更加緊湊，對(duì)稱性好，工作時(shí)受力均勻，同時(shí)可以節(jié)省材料，減輕整機(jī)的重量，但是中間傳動(dòng)時(shí)，在中間齒輪下面會(huì)出現(xiàn)漏耕現(xiàn)象，為解決這個(gè)問題，我們需要在中間齒輪正前方安裝一個(gè)小型深耕鏟，這樣就能很好的解決漏耕問題了。本研究最后確定選用的方式是中間傳動(dòng)。 3.2整地機(jī)的總傳動(dòng)比及其分配3.2.1整地機(jī)的總傳動(dòng)比由拖拉機(jī)的動(dòng)力輸出轉(zhuǎn)速=720r/min及刀軸轉(zhuǎn)速n=225r/min可以確定傳動(dòng)裝置應(yīng)有的總傳動(dòng)比為=720/225=3.2傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比是各級(jí)傳動(dòng)比的連乘積，

10、即=···。在設(shè)計(jì)多級(jí)傳動(dòng)比的時(shí)候，應(yīng)將總的傳動(dòng)比分配到各級(jí)傳動(dòng)機(jī)構(gòu)中。3.2.2整地機(jī)的傳動(dòng)比分配整地機(jī)的傳動(dòng)設(shè)計(jì)方案和傳動(dòng)參數(shù)影響了整機(jī)的結(jié)構(gòu)性能和工作性能，我們應(yīng)合理安排設(shè)計(jì)整地機(jī)的傳動(dòng)方案，使整機(jī)結(jié)構(gòu)緊湊、布置恰當(dāng)。根據(jù)需要，現(xiàn)確定整地機(jī)的傳動(dòng)方案如圖3-1所示。動(dòng)力通過輸入軸經(jīng)一對(duì)直齒錐齒輪降速換向后，由兩對(duì)直齒圓柱齒輪降速后經(jīng)輸出軸將動(dòng)力輸出。如圖3-1所示，對(duì)傳動(dòng)系統(tǒng)的各軸哥齒輪進(jìn)行編號(hào)，各級(jí)的傳動(dòng)比分別為=1.5，=1.78，=1.20. 由機(jī)械設(shè)計(jì)實(shí)踐與創(chuàng)新P161表10.7我們查得相關(guān)的機(jī)械傳動(dòng)效率如下：軸承的效率=0.99，圓柱齒輪=0.98

11、，錐齒輪=0.97。 圖3-1 整地機(jī)傳動(dòng)部分示意圖1） 配套拖拉機(jī)的選擇 給整地機(jī)選擇合適恰當(dāng)?shù)耐侠瓩C(jī)配套功率，能大大提高拖拉機(jī)的功率利用程度，降低功耗，能更好的完成作業(yè)，我可以通過下面的計(jì)算公式來確定拖拉機(jī)消耗的功率：，上面的式子中，K的取值為6090KPa，B的取值為1.5m，h的取值為16cm，的取值為3km/h，從而我們可以算出機(jī)具所需要的功率在12Kw到18Kw之間，根據(jù)以上數(shù)據(jù)和相關(guān)資料，我們選擇拖拉機(jī)的功率為14.7Kw。由此我們可以算出刀軸功率為=13.155Kw，符合機(jī)具的工作要求。2） 計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)動(dòng)力輸入軸的轉(zhuǎn)速=720r/min，則各根軸的轉(zhuǎn)速為=72

12、0/1.5=480r/min=480/1.78=269.66r/min=269.66/1.2=225r/min 拖拉機(jī)的標(biāo)定功率=14.7Kw，從而計(jì)算得出各軸的輸入功率為 =14.7Kw =14.7*0.992*0.97=13.975Kw =13.975*0.99*0.98=13.559Kw =13.229*0.99*0.98=13.155Kw 由此算出各軸轉(zhuǎn)矩為 =9550*=9550*14.7/720=194.979N.m =9550*=9550*13.975/480=278.044N.m =9550*=9550*13.559/269.66=480.192N.m =9550*=9550*

13、13.155/224.72=559.052N.m 將各軸轉(zhuǎn)速、輸入功率、轉(zhuǎn)矩值匯總?cè)绫?-1所示。表3-1 各軸轉(zhuǎn)速、輸入功率、轉(zhuǎn)矩值匯總表項(xiàng)目軸1軸2軸3軸4轉(zhuǎn)速（r/min）720480269.66224.72輸入功率（Kw）14.713.97513.55913.155轉(zhuǎn)矩（N·m）194.979278.044480.192559.0523.3整地機(jī)傳動(dòng)部件的設(shè)計(jì)3.3.1錐齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算（1） 選擇齒輪材料及精度等級(jí) 由于減速器傳遞的功率不太大，所以齒輪采用軟齒面，小齒輪選用調(diào)質(zhì)45鋼，硬度為250HBS。大齒輪選用正火45鋼，硬度為220HBS。由機(jī)械設(shè)計(jì)P210表10-8我

14、們可選用8級(jí)精度（GB10095-98）。（2） 按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)由設(shè)計(jì)計(jì)算公式（機(jī)械設(shè)計(jì)P227式10-26），即確定有關(guān)參數(shù)如下：a.選擇齒數(shù)、齒寬系數(shù)傳動(dòng)比=1.5，取小齒輪的齒數(shù)為=28，則大齒輪的齒數(shù)=i*=1.5*28=42，齒數(shù)比u=i=1.5，由機(jī)械設(shè)計(jì)P224取=1/3。b.由機(jī)械設(shè)計(jì)P201表10-6取彈性影響系數(shù)=189.8c.計(jì)算載荷系數(shù) k=(機(jī)械設(shè)計(jì)P192式10-2) =1*1.05*1*1.2=1.26d.由機(jī)械設(shè)計(jì)P206式10-13，即應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N=60njLh（假設(shè)工作十年，每年工作60天，每天工作10小時(shí)。） =60*720*1*(10*60*1

15、0)=2.592*108 =N1/u=2.592*108/1.5=1.728*108查機(jī)械設(shè)計(jì)P207圖10-19可得接觸疲勞壽命系數(shù)=0.95，=0.97查機(jī)械設(shè)計(jì)P209圖10-21可得接觸疲勞極限=600MPa，=560MPae.計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1.0由機(jī)械設(shè)計(jì)P205式10-12有=0.95*600/1=570MPa=0.97*560/1=543.2MPaf.由接觸強(qiáng)度計(jì)算小齒輪的分度圓直徑 =2.92*mm=113.45mm則模數(shù)m=113.45/28=4.05mm根據(jù)機(jī)械原理P159表5-1取標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)：m=4（3） 計(jì)算齒輪的相關(guān)參數(shù)(計(jì)算公式如機(jī)

16、械設(shè)計(jì)P224)分度圓直徑：=m=4*28=112mm =m=4*42=168mm錐距：R=112*=100.96mm錐角=33.690 =90-33.690 =56.310 齒寬：b=R=1/3*100.96=33.65mm圓整取b=34mm （4） 校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度a. 確定彎曲強(qiáng)度載荷系數(shù)K=1*1.05*1*1.17=1.2285b. 確定當(dāng)量齒數(shù)=28/cos33.690=33.652 =42/cos56.310=75.717c由機(jī)械設(shè)計(jì)P200表10-5可查得齒形系數(shù) =2.49 =2.23應(yīng)力校正系數(shù)=1.64 =1.76d.查機(jī)械設(shè)計(jì)P206圖10-18可得接觸疲勞壽命系數(shù)

17、=0.89，=0.92由機(jī)械設(shè)計(jì)P208圖10-20c得=440MPa =425MPae.取安全系數(shù)=1.4，按脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力確定許用彎曲應(yīng)力=0.89*440/1.4=279.71MPa=0.92*425/1.4=279.29MPaf.根據(jù)機(jī)械設(shè)計(jì)P226式10-23的彎曲強(qiáng)度公式進(jìn)行校核=184.945MPa=168.986MPa滿足彎曲強(qiáng)度，故錐齒輪安全，所選參數(shù)合適。錐齒輪參數(shù)如下表3-2表3-2 錐齒輪參數(shù)表名稱代號(hào)計(jì)算公式小齒輪大齒輪分度圓錐角=33.690 =56.310 齒頂高齒根高 分度圓直徑=112mm =168mm 齒頂圓直徑=118.656mm = 172.438mm齒

18、根圓直徑 =104.012mm =162.675mm錐距RR=100.96mm齒頂角收縮頂隙傳動(dòng)=0.0396=2.268齒根角 =0.0475=2.720分度圓齒厚=6.28 頂隙=0.8當(dāng)量齒數(shù)=33.652=75.717當(dāng)量齒數(shù)比=75.717/33.652=2.25平均模數(shù)=3.33平均分度圓直徑=93.33mm =140mm頂錐角收縮頂隙傳動(dòng)=35.958=58.578根錐角 =30.970=53.590 當(dāng)量齒輪分度圓半徑=67.304 =151.433當(dāng)量齒輪齒頂圓半徑=71.304 =155.433當(dāng)量齒輪齒頂壓力角=27.504=23.722重合度=1.749齒寬b=34mm

19、3.3.2直齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算如圖3-1所示，由四個(gè)直齒圓柱齒輪進(jìn)行嚙合傳動(dòng)，本文僅對(duì)第一對(duì)齒輪即齒輪3、4進(jìn)行詳細(xì)的設(shè)計(jì)計(jì)算，其余齒輪同理可以得到。 齒輪3、4的設(shè)計(jì)計(jì)算（1）選擇齒輪類型、精度等級(jí)、材料整地機(jī)一般為耕作機(jī)器，速度不高，故選8級(jí)精度直齒圓柱齒輪傳動(dòng)（GB10095-98），齒根噴丸強(qiáng)化。由機(jī)械設(shè)計(jì)P191表10-1可選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS；大齒輪材料為45鋼，硬度為240HBS,二者硬度相差為40HBS.（2）按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)由設(shè)計(jì)計(jì)算公式（機(jī)械設(shè)計(jì)P203式10-9a），即1)確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值：a. 試選載荷系數(shù)=1.3b.計(jì)算小齒輪轉(zhuǎn)矩：

20、=278.044N·mmc.查機(jī)械設(shè)計(jì)P205表10-7，選取齒寬系數(shù)=1d.查機(jī)械設(shè)計(jì)P201表10-6，選取彈性影響系數(shù)=189.8e.由機(jī)械設(shè)計(jì)P209圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限=600MPa,大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限=550MPa.f.由計(jì)算公式計(jì)算應(yīng)力循環(huán)系數(shù)（假設(shè)齒輪一年工作60天，每天工作10小時(shí)，使用年限10年）。 =60*480*1*(10*60*10)=1.728*108 =N1/u=1.728*108/1.78=9.708*107g.由機(jī)械設(shè)計(jì)P207圖10-19知，取接觸疲勞疲勞系數(shù)=0.96, =0.98h. 計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力，

21、取失效概率為1，安全系數(shù)S=1由機(jī)械設(shè)計(jì)P205式10-12有=0.96*600/1=576MPa=0.98*550/1=539MPa2)計(jì)算a.試算出小齒輪分度圓直徑，由計(jì)算公式得=91.474mmb.計(jì)算圓周速度vv=m/s=2.298m/sc.計(jì)算齒寬bb=1*91.474=91.474mmd.計(jì)算模數(shù)、齒高取小齒輪的齒數(shù)=23，則大齒輪的齒數(shù)=1.78*23=41模數(shù)=91.47/23=3.98mm 齒高h(yuǎn)=2.25m=2.25*4=9mme.計(jì)算載荷系數(shù)根據(jù)v=2.298m/s，8級(jí)精度，由機(jī)械設(shè)計(jì)P194圖10-8可查得動(dòng)載系數(shù)=1.16，直齒輪，=1由機(jī)械設(shè)計(jì)P193表10-2可

22、查得使用系數(shù)=1由機(jī)械設(shè)計(jì)P196表10-4可查得齒向載荷分布系數(shù)=1.32，同時(shí)有b/h=91.474/9=10.163查機(jī)械設(shè)計(jì)P198圖10-13可查得齒向載荷分布系數(shù)=1.24，故載荷系數(shù)=1*1.16*1*1.32=1.5312f.按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由機(jī)械設(shè)計(jì)P204式10-10a得=91.474*=96.604mmg.計(jì)算模數(shù)mm=96.604/23mm=4.20mm（3）按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)由機(jī)械設(shè)計(jì)P201式10-5可知，彎曲強(qiáng)度的設(shè)計(jì)公式為1）確定計(jì)算參數(shù):a.由機(jī)械設(shè)計(jì)P208圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限=500MPa，大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度

23、極限=380MPa.b.由機(jī)械設(shè)計(jì)P206圖10-18查得小齒輪的彎曲疲勞壽命系數(shù)=0.91，大齒輪的彎曲疲勞壽命系數(shù)=0.97。c.計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力，取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由機(jī)械設(shè)計(jì)P205式10-12得=0.91*500/1.4=325MPa=0.97*380/1.4=263.286MPad.計(jì)算載荷系數(shù)K=1*1.16*1*1.24=1.4384e.根據(jù)機(jī)械設(shè)計(jì)P200表10-5查齒形系數(shù)、應(yīng)力校正系數(shù)有=2.69，=2.39，=1.575，=1.67f.計(jì)算大、小齒輪的并加以比較=2.69*1.575/325=0.0130=2.39*1.67/263.286=0.0152大

24、齒輪的數(shù)值大2） 設(shè)計(jì)計(jì)算：=2.90mm對(duì)比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)m大于由齒根彎曲強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強(qiáng)度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑有關(guān)，可取由彎曲強(qiáng)度算得的模數(shù)2.90mm，并就近圓整為m=3mm，按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑=96.604mm算出小齒輪的齒數(shù)=96.604/3=32，大齒輪的齒數(shù)=32*1.78=57（4） 幾何尺寸計(jì)算a.計(jì)算大、小齒輪分度圓直徑=3*32=96mm=3*57=171mmb.計(jì)算中心距 =（32+57）3/2=133.5c.計(jì)算齒輪寬度=0.4*96=38.4mm故各

25、齒輪齒寬分別取=40mm，=40mm（5） 結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)大齒輪因齒輪齒頂圓直徑大于160mm，而又小于500mm，故以選用腹板式結(jié)構(gòu)為宜；小齒輪因齒輪齒頂圓直徑小于160mm，故以選用實(shí)心式結(jié)構(gòu)為宜。對(duì)于小齒輪和軸之間的連接采用花鍵連接，大齒輪與軸之間的連接采用平鍵連接。 齒輪5、6的設(shè)計(jì)計(jì)算由于這對(duì)齒輪的設(shè)計(jì)方法與上面齒輪3、4的設(shè)計(jì)方法相同，在此就不再贅述了，各個(gè)齒輪的基本信息列表如表3-3表3-3 各齒輪的具體信息齒輪1齒輪2齒輪3齒輪4齒輪5齒輪6齒數(shù)284232574149齒寬（mm）343440405050結(jié)構(gòu)形式實(shí)心式實(shí)心式實(shí)心式腹板式實(shí)心式實(shí)心式鍵連接平鍵平鍵花鍵平鍵平鍵平鍵傳動(dòng)比

26、i1.51.781.2模數(shù)m433其他參數(shù)齒頂高系數(shù)=1，頂隙系數(shù)=0.2，壓力角=20。3.3.3軸的設(shè)計(jì)計(jì)算整地機(jī)一共有4根軸，分別是動(dòng)力輸入軸軸1，減速箱內(nèi)的軸2、軸3 、刀軸軸4。本文對(duì)軸2進(jìn)行設(shè)計(jì)計(jì)算校核。（1）選擇軸的材料及熱處理選用軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。（2） 軸上受力分析由前面計(jì)算已得出的軸2的相關(guān)參數(shù)如下：=13.975Kw，=278.044N.m，=480r/min，=168mm，=96mm齒輪2上的圓周力：=2=2*278.044*1000/（168*（1-0.5*1/3）=4766.469N齒輪2上的徑向力：=4766.469*tan20*cos56.310=96

27、2.322N齒輪2上的軸向力：=4766.469*tan20*sin56.310=1443.486N齒輪3上的圓周力：=2*278.004*1000/96=5791.75N齒輪3上的徑向力：=5791.75*tan20=2108.02N齒輪3上的軸向力：=5791.75/cos20=6163.45N （3）初步確定軸的最小直徑根據(jù)機(jī)械設(shè)計(jì)P370表15-3，取=115，根據(jù)機(jī)械設(shè)計(jì)P378有=115*=35.378mm，軸徑需適當(dāng)增大，取d=45mm。（4）軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)如圖3-2所示。圖3-2 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)1） 擬定軸上零件裝配方案裝配方案見裝配圖 2） 根據(jù)軸向定位要求確定軸各段

28、直徑和長度a.因?yàn)檩S承同時(shí)受有徑向力和軸向力的作用，故選用角接觸球軸承，根據(jù)工作需要和d=45mm，通過查詢資料，我們選用0基本游隙組、標(biāo)準(zhǔn)精度等級(jí)的角接觸球軸承7009C，其基本尺寸為d*D*B=45mm*75mm*19mm。b.-段軸用于安裝軸承，套筒等，故取直徑=45mm，齒輪端面距離箱體內(nèi)壁a=10mm，故取=30mm。 -段安裝低速級(jí)錐齒輪,為便于安裝，故取=55mm，齒輪輪轂為60mm，為了使套筒端面可靠的壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取=58mm -段為分隔兩齒輪段，直徑為=60mm，為滿足配合要求，長度為=70mm。 -段安裝高速級(jí)大齒輪，可取直徑取為=50mm，齒寬為4

29、0mm，則取=38mm。 - 段安裝套筒和軸承，直徑=45mm，=30mm。b.因?yàn)檩S承同時(shí)受有徑向力和軸向力的作用，故選用角接觸球軸承，根據(jù)工作需要和d=45mm，通過查詢資料，我們選用0基本游隙組、標(biāo)準(zhǔn)精度等級(jí)的角接觸球軸承7009C，其基本尺寸為d*D*B=45mm*75mm*19mm。3)軸上零件的周向定位齒輪的周向定位采用平鍵連接，按由機(jī)械設(shè)計(jì)P106表6-1查得平鍵截面b*h=16mm*10mm，長為45mm。同樣，按由機(jī)械設(shè)計(jì)P106表6-1查得平鍵截面b*h=14mm*9mm，長為28mm，同時(shí)為了保證齒輪與軸配合有良好的對(duì)中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為。滾動(dòng)軸承與軸的周向定

30、位是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6.4)確定軸上圓角和倒角尺寸 取軸端倒角為2*,各軸肩處的圓角半徑見零件圖。（5） 軸上載荷的計(jì)算（6）在確定軸承的支點(diǎn)位置時(shí)，查取a值，對(duì)于7209C型角接觸球軸承，我們查得a=18.2mm?？梢灾?39.8mm，=120mm，=29.8mm，因此此作為簡支梁的軸的支承跨距=189.8mm水平支反力:=4676.219N=4766.469+5791.75-4676.219=5884N垂直支反力:=1091.639N=962.322+2108.02-1091.639=1978.703N水平彎矩：=4676.219*39.8=.12N

31、3;mm=5884*29.8=.2N·mm垂直彎矩：=1091.639*39.8=43447.2322N·mm=1978.703*29.8=58965.3494N·mm總彎矩：=.125N·mm = =.298N·mm扭 矩：=N·mm(6) 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度根據(jù)機(jī)械設(shè)計(jì)P373式15-5及上面算出的數(shù)據(jù)，則軸上-段為危險(xiǎn)截面，=55mm，取=0.6，則軸的計(jì)算應(yīng)力=14.97MPa我們開始選擇的軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，查機(jī)械設(shè)計(jì)P362表15-1得軸的許用彎曲應(yīng)力=75MPa，因此<,故安全。 3.3.4潤滑和密

32、封（1） 潤滑我們選用的是閉式齒輪減速器，且齒輪運(yùn)轉(zhuǎn)速度小于12m/s，通常是采用浸油潤滑，通過查機(jī)械設(shè)計(jì)P235表10-12可知我們選用潤滑油的粘度為81.5cSt，根據(jù)粘度值，我們選取潤滑油的代號(hào)為N100。.（2） 密封我們選用的密封形式為氈圈油封密封。3.3.5減速箱體的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)（1） 箱體的材料選擇我們選用減速箱為整體式鑄造箱體，材料為HT200。（2） 我們選擇齒輪箱的厚度為10mm，箱體的結(jié)構(gòu)如裝配圖所示。為了保證箱體與外界零件連接處的密封，選用表面粗超度為6.3。4刀軸和刀片的研究4.1刀片的設(shè)計(jì)研究多功能整地機(jī)在作業(yè)時(shí)依靠刀片的合成運(yùn)動(dòng)完成相關(guān)的耕作任務(wù)，刀片直接與土壤相接觸

33、，所以刀片的設(shè)計(jì)相對(duì)來說對(duì)整機(jī)性能影響很大。通過對(duì)農(nóng)業(yè)機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)的查閱，我們知道，刀的種類有鑿形刀、彎刀和L形刀。其中鑿形刀作業(yè)時(shí)容易纏草，L形刀刀身較寬，相對(duì)來說，彎刀是最合適的刀片，而且彎刀作為系列旋耕機(jī)的相關(guān)配套的工作部件已經(jīng)得到了廣泛的應(yīng)用。彎刀由前端部分和切削部分組成，按照前端部分的彎折方向，有左彎刀和右彎刀兩種類型，彎刀有相當(dāng)鋒利的正切刃和側(cè)切刃，刃口處為曲線，有較大的滑切能力。在作業(yè)時(shí)，刀刃按照離軸心線的距離先近后遠(yuǎn)的依次入土，便于將掛在刃口處的雜草等沿刀刃口甩出。整地機(jī)刀片的主要結(jié)構(gòu)參數(shù)如下：（1） 回轉(zhuǎn)半徑R，根據(jù)需要，我們選擇的刀片回轉(zhuǎn)半徑為245mm，刀片的回轉(zhuǎn)半徑主要

34、是根據(jù)農(nóng)業(yè)生產(chǎn)需要的耕深來選擇。（2） 靜態(tài)滑切角，應(yīng)該滿足刀刃不纏草和耕耘阻力小的要求，取為3449.（3） 螺線起點(diǎn)的極徑：應(yīng)該避免無刃部分切土，取為135mm（4） 螺線終點(diǎn)的極徑：使螺線能夠與正切刃圓滑過渡，一般比回轉(zhuǎn)半徑小1020mm，取為228mm。（5） 螺線終點(diǎn)的極角，取為27（6） 橫彎半徑r：半徑過小時(shí)，工作時(shí)彎折圓弧處容易粘土，功耗增大。通產(chǎn)不小于30mm，此處取為30mm。（7） 工作幅寬b：增大幅寬能減少刀軸上彎刀的數(shù)量，但過大會(huì)影響彎刀的剛度和碎土的質(zhì)量，此處取為50mm。（8） 橫彎角：取為30。整地機(jī)的刀片結(jié)構(gòu)圖如下：4.2刀軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)刀軸是刀輥的主體部件，上

35、面承載有刀盤、刀片、最后一級(jí)齒輪等，這決定了刀軸成為了整機(jī)的關(guān)鍵部件之一。（1） 選擇刀軸材料選用材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，其主要力學(xué)性能如下表4-1所示。表4-1 調(diào)質(zhì)45鋼力學(xué)性能選用材料硬度/HBS抗拉強(qiáng)度（MPa）屈服強(qiáng)度(MPa)彎曲疲勞強(qiáng)度度（MPa）剪切疲勞強(qiáng)度（MPa）許用彎曲應(yīng)力（MPa）45鋼調(diào)質(zhì)25564035527515560（2） 刀軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)刀軸中間部分承載刀片，兩端為左右軸頭，起支撐作用，中間部分通過齒輪傳遞力矩和動(dòng)力。刀軸上每兩個(gè)刀盤間的距離為75mm，為了避免由于刀盤厚度造成的漏耕現(xiàn)象，同一刀盤上的兩個(gè)刀片刀齒應(yīng)相對(duì)安裝，而不是相背安裝。由前面的已知條件，對(duì)于

36、軸的最小直徑：式中我們?nèi)?113，由于前面已知p=13.155KW,n=225r/min，代入上式中，確定得出刀軸直徑為=43.86mm，我們需要適當(dāng)增大軸的直徑，因此，我們?nèi)〉遁S的最小直徑為50mm，根據(jù)需要，我們可以確定刀軸的安裝刀盤部分的直徑為60mm。刀軸結(jié)構(gòu)圖如圖所示。（3） 刀軸強(qiáng)度校核多功能整地機(jī)在工作作業(yè)時(shí)，刀齒受到土壤的反作用力，因而產(chǎn)生對(duì)刀軸的作用力矩，由于刀軸上刀片的排列方式的不同，刀軸所受的力矩方向也是不斷變化的，為了便于計(jì)算，我們需要確定刀片阻力合力的大小及其作用點(diǎn)。根據(jù)相關(guān)資料的查閱，我們按以下方法進(jìn)行校核18：切削阻力大小確定：切削阻力Q于刀軸上面的均布載荷按Q=T/r來進(jìn)行確定切削阻力作用點(diǎn)確定：刀片阻力作用點(diǎn)的平均半徑r與刀軸的旋轉(zhuǎn)半徑R的關(guān)系為r=0.9R。如下圖所示，切削力Q作用點(diǎn)在A點(diǎn)。A點(diǎn)的求法：作弦線與耕深高度相等，交刀輥于B點(diǎn)，過B點(diǎn)作<BOC=20，作半徑為r=0.9R的同心圓，該圓與OB交于A點(diǎn)。由下面的計(jì)算公式，其中我們已知T=559.052N·m，=16cm，R=30cm則我們可以算出：Q=2070.56N，=62.18，=42.18， =1534.37N，=1390.30N雖然