旋耕滅茬機總體結構設計

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1、黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 摘 要 機械旋耕滅茬技術是對傳統(tǒng)的耕作技術 機械翻、 耙、壓耕作模式的重大改革。 它是利用旋耕機、滅茬機、聯(lián)合整地機與其配套的拖拉機所進行的一次性耕地作業(yè)技 術?，F在對于地上秸稈的還田技術已經趨于成熟。但對于根茬，尤其是對玉米根茬的 處理。依然是困擾廣大農民的一大難題。 旋耕滅茬機總體及側邊傳動裝置設計，來源于生產實際。本設計主要是在普通臥 式旋耕機的基礎上改進設計，使之既能旋耕又能滅薦，以實現一機多用。設計的主要內 容為：總體方案從確定、滅茬狀態(tài)總裝配圖，設計側邊或中間齒輪傳動裝置及刀輥軸。 通過改進設計，增加刀輥軸的轉速和轉向。在工作時，通過適當的

2、拆卸和改裝， 就可實現不同功能的作業(yè)，以達到一機多能的目的。旋耕滅茬積及總體側邊轉動裝置 的設計解決了現有旋耕機只能旋耕不能滅茬而滅茬機又只能滅茬不能旋耕的問題。 關鍵詞：滅茬機；旋耕機；側邊傳動裝置；刀輥軸；壓耕 1 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 ABSTRACT Rotary Tillage Stubble Cleaner .The traditional farming, machinery, farming, the double major reform mode. It is MieCha machine, using rototiller, matched ma

3、chine joint preparati on of a on e-time tractor cultivated tech niq ue. Now the straw returni ng to earth have sophisticated tech no logy. But for the root, especially for the treatme nt of corn crop root. Farmers are still a problem Design subject rotary tillage stubble cleaner overall for Model a

4、nd transmission device design by the side, stem from production reality. Is it is it design to improve on the basis of ordinary horiz on tal rotary tillage machi ne main ly to desig n orig in ally, make their can rotary tillage can is it recommend to kill also , in order to realize one machine multi

5、-purpose. The main content desig ned is: Overall con ceptual desig n , draw ing the state job gen eral draw ing of the stubble-clea ning , desig ning by the side or middle gear system and one one hun dred sheets of rollers axle . Desig n through impro ving, in crease the rotati onal speed of the ax

6、le of one one hun dred sheetsof rollers and cha nge directi on. While work ing, through proper disma ntleme nt and repack ing , can realize the homework of differe nt functions , in order to be up to a mach ine multi-f unctional purpose . Can only solve rotary tillage not existing of rotary tillage

7、 of stubble-cleaning of realizatio ns of subject but stubble clea ner can only stubble-clea ning can problem of rotary tillage. This subject is novel and practical, there is greater improvement technically , have very great market prospects. Keywords: Rotary Tillage ； Stubble Cleaner ; Transmission

8、 Device By The Side; Axle Of One Hundred Sheets Of Rollers Pressure Tillage. 2 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 摘要 I Abstract n 第1章緒論 1 1.1旋耕滅茬機理論和意義 1 1.2旋耕滅茬機的現狀 2 第2章旋耕滅茬機總體傳動方案的確定 4 2.1旋耕滅茬機總體傳動方案的擬定 4 2.2旋耕滅茬機總體傳動方案的選擇 4 2.3方案對比分析 6 2.4本章小結 7 第3章旋耕滅茬機總體運動計算 8 3.1旋耕滅茬機總體傳動組成 8 3.2

9、旋耕滅茬機總體動力計算 8 3.3旋耕滅茬機總體動力分配 9 3.4本章小結 11 第4章主要零件的強度校核 12 4.1直齒圓柱齒輪的強度計算 12 4.1.1直齒圓柱齒輪的材料、精度和齒數選擇 12 4.1.2直齒圓柱齒輪的主要強度的計算 12 4.1.3第一對直齒圓柱齒輪的主要參數的計算 14 4.1.4第二對直齒圓柱齒輪的主要參數的計算 16 4.1.5錐齒輪的參數計算 17 4.2軸的選擇及計算 22 4.2.1第II軸的設計及校核 22 4.2.2第IV軸的設計及校核 25 4.3軸承的選擇 31 4.3.1第II軸上的軸承

10、壽命計算 31 4.3.2第V軸上的軸承壽命計算 31 4.4本章小結 32 結論 33 參考文獻 34 致謝 35 側邊箱萍M 111 O 大椎齒耗姫 AutoCAD 團惠 76 KB 梨婦刀軸蚯 WtoCAB團形 8T KB Z成應圖形 249 KJ 右側板 和曲矗圖形 62 O 直齒圓柱齒fA2 皿式AD圖形 59 KB 中「司瑚據 AutoCAD 圖形 52 KB 襦要園錄 Hicrosof i TqqrA 9... 酯KB 沒計說明弔（論立） Mi cros aft Word. S. 919 KE 5

11、黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 第1章緒論 1.1旋耕滅茬機理論和意義 旋耕滅茬機主要來源于農業(yè)生產的需要。我國大部分農田由于長時間以來耕作方 式單一，使土壤底部形成了堅硬的犁底層， 加之多年不施用農家肥，以及大量使用化 肥和農藥，造成了土壤的污染。致使我國土地的有機質逐年下降，農作物減產或產量 不穩(wěn)。不利于可持續(xù)農業(yè)和生態(tài)農業(yè)的發(fā)展。而根茬還田是土壤有機質的主要來源之 一，對于調節(jié)土壤有機質的平衡，改善土壤腐殖質的組成狀況和建立良好的農業(yè)生態(tài) 系統(tǒng)都具有重要的理論和現實意義。 機械旋耕滅茬技術是對傳統(tǒng)的耕作技術 機械翻、 耙、壓耕作模式的重大改革。 它是利用旋耕機、滅茬機、聯(lián)合整地

12、機與其配套的拖拉機所進行的一次性耕地作業(yè)技 術?，F在對于地上秸稈的還田技術已經趨于成熟。但對于根茬，尤其是對玉米根茬的 處理,依然是困擾廣大農民的一大難題。 玉米作為我國主要糧食作物。種植范圍廣，產 量大，僅山東省就有近267萬h卅。但目前機械化水平仍然比較低。玉米根茬的莖稈直 徑約22?26mm,留茬高度約100mm主根地表下沉深度50?60mm，各層的次生根和根 須在地表下呈燈籠狀分布。最大橫截面處直徑200?250mm。粗大而結實的根茬位于耕 作層中，直接進行旋耕碎土作業(yè)時，根茬難以切斷，而且易纏繞旋耕機刀軸；播種作 業(yè)時，開溝器遇根茬易發(fā)生堵塞，嚴重時無法正常作業(yè)。傳統(tǒng)上為了解決這一問

13、題 ，大 多采用人工刨除的方法將玉米根茬清理出農田。這種方式不僅費時費力，而且嚴重浪 費資源。據資料顯示：玉米根茬干物質中有機質含量高達 75%?85 %，養(yǎng)料豐富。其 中含氮0. 75%、磷0. 60%、鉀0. 9%。若每公頃還田的根茬干物質為1200kg，則相 當于施含5%的優(yōu)質農家肥19. 5 to 20世紀80年代末以來。我國農機工作者在引進國外農業(yè)科研成果的基礎上自主研 究開發(fā)出多種類型的秸稈還田機。這類機械多利用高速旋轉的甩刀逆向切斷莖稈，莖 稈不斷撞擊罩板，并多次受到切割破碎，碎莖稈在刀輥上部甩出。玉米秸稈粗而脆， 剛度較強，粉碎這類秸稈采用打擊與切割相結合的方式。目前大多數玉

14、米秸稈粉碎機 的甩刀都采用斜切式L型，利用滑切作用可以減少30%?40%的切割阻力。對于細軟的 小麥、水稻秸稈，采用有支承切割較好，且刀刃要求鋒利。錘爪式甩刀主要用于大中 型粉碎機具上。據不完全統(tǒng)計，近10年來全國推廣應用的根茬處理復合作業(yè)機具有 10 多種，主要生產地為吉林、河北、黑龍江、山東等省。單一的根茬處理是將大田作物 的根茬粉碎后直接均勻混拌于100m m的耕層中，達到播前整地要求，這種處理也稱滅 茬作業(yè)。根茬處理復合作業(yè)是指在碎茬的同時完成其他作業(yè)要求，如粉碎地上秸稈、 深旋耕及播種等。由于復合作業(yè)能減少拖拉機對土壤的壓實和動力消耗，因而應用更 加廣泛?，F有的各種機具按作業(yè)模式可大

15、致分為滅茬機、旋耕機、旋耕滅茬機、深松 旋耕滅茬機以及聯(lián)合整地機等。 1.2旋耕滅茬機現狀 我國北方旱作地區(qū)已推廣的玉米秸稈及根茬粉碎還田技術是將地上秸稈粉碎，再 用旋耕機深旋翻，將碎秸稈和殘茬翻埋到土層中。在破茬作業(yè)中，旋耕機的深旋翻是 為了使土壤能完全掩埋秸稈，但根茬并未完全被切碎，一部分根須與土壤粘附在一起 的根茬翻到地表，反而增加了播種作業(yè)的難度。由于碎茬和碎土對刀軸轉速、刀片形 狀的要求不同，故旋耕滅茬機具應采用雙刀軸旋轉作業(yè)。前軸刀片破碎根茬，深度 50mm（約為玉米主根地下深度）；后軸刀片旋耕碎土，并對部分根茬2次破碎，深度100? 120mm。雙刀軸確能滿足茬和土的不同切碎

16、要求?但結構相對較為復雜。正轉旋耕滅 茬機由于受到旋轉方向及結構的限制，覆蓋性能差。試驗表明：當秸稈留茬為 300? 400mm時，正轉旋耕滅茬機作業(yè)后的植被覆蓋率僅為 40%。這給秸稈還田的新農藝帶 來了不良影響，致使許多農戶放火燒秸，造成大量有機肥的浪費。反轉旋耕滅茬機是 近年來投入使用的一種新機具，其刀輥旋轉方向與拖拉機驅動輪旋轉方向相反，從耕 底層將留茬和土壤一起通過刀輥和罩殼間隙拋向后方，經擋草柵欄分離后，留茬的絕 大部分在柵欄前落地，被擊碎的土塊通過柵欄碰到罩殼后再覆蓋在留茬上，達到埋茬 的目的。同時土塊按上粗下細的順序依次覆蓋在留茬上，分層顯著，透氣性好，并且 不擾亂土層，滿足

17、農藝要求。因此今后的旋耕滅茬機械應向雙軸、反轉的復合作業(yè)機 械方向發(fā)展。 我國與大中型拖拉機配套的旋耕滅茬機保有量有 15萬臺，與手扶拖拉機與小四輪拖 拉機配套的旋耕機約有200萬臺，旋耕機在南方水稻生產機械化應用中已占 80%的比 例，北方的水稻生產、蔬菜種植和旱地滅茬整地也廣泛采用了旋耕機械。近年來，我 國北方進行種植業(yè)結構調整，大力推行旱改水，水稻種植面積迅速增加，擴大了對旋 耕機械的市場需求。 旋耕滅茬機的發(fā)展至今已有150多年的歷史，最初在英、美國家由3-4kW內燃機 驅動，主要用于庭園耕作，直到 L型旋耕刀研制成功后，旋耕機才進入大田作業(yè)。 20 世紀初，日本從歐洲引進旱田

18、旋耕機后，經過大量的試驗研究工作，研制出適用于水 田耕作要求的彎刀，解決了刀齒和刀軸的纏草問題，旋耕機得到了迅速發(fā)展。 孟加拉國2000年水稻收獲面積為1070萬h怦。農業(yè)機械發(fā)展才剛剛起步，目前 只有部分灌溉和耕種設備實現了機械作業(yè)?？紤]其種植方式和耕地大小，對各種型號 的旋耕機需求非常大，其進行了自發(fā)研究但在很大層度上不能滿足國內的需求。 旋耕滅茬機可與33?40.4kw（45?50馬力）級各型號拖拉機配套。在一臺主機上只 需拆裝少量零部件，就能進行旋耕、滅茬、條播、化肥深施等多種農田作業(yè)。 該機具主要適用于埋青、秸桿還田式在大中型聯(lián)合收割機作業(yè)后的稻麥高留茬的 田塊上進行反轉滅茬

19、、正轉旋耕、三麥條播、與半精量播種、化肥深施等多種農田作 業(yè)。 我在本設計中研究旋耕機的主要內容： （1） 參與總體方案設計，繪制滅茬機工作總圖，設計左右支臂、第二動力軸及有關 軸承座等。 （2） 拖拉機佩帶旋耕機滅茬機作業(yè)，使用1?3檔前進速度，其中旋耕機滅茬時使 用1?2檔，旋耕時使用3檔； （3） 刀棍轉速：正轉：200r/min左右（旋耕） 400?500r/min（破垡） 反轉：200r/min左右（埋青 滅茬） ⑷ 最大設計耕深14cm，根據同類旋耕機類比，設計寬幅為 1.6?1.7m。 本課題擬解決的問題是通過改進設計，增加刀輥軸的轉速和轉向。在工作時，通 過適當的

20、拆卸和改裝，就可實現不同功能的作業(yè)，以達到一機多能的目的。當需要旋 耕時，采用200r/min左右的正旋作業(yè)；當需要破垡和水田耕整時，采用 500r/min左右 的正旋作業(yè)；當需要埋青和滅茬時，采用 200r/min左右的反旋作業(yè)；本課題的實現解 決了現有旋耕機只能旋耕不能滅茬而滅茬機又只能滅茬不能旋耕的問題。 8 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 第2章旋耕滅茬機總體方案的確定 2.1旋耕滅茬機總體傳動方案的擬定 旋耕滅薦機狀態(tài)動力為36.75KW（約50馬力），動力由拖拉機動力輸出，軸經一對 圓錐齒輪和側邊圓柱齒輪帶動。設計的旋耕滅茬方案滿足如下性能、性質參數要求如 下：

21、 ① 刀軸轉速：正轉：200r/min左右（旋耕） 500r/min左右（破垡） 反轉：200 r/min左右（埋青 滅茬） ② 設計耕深14cm （最大設計耕深） ③ 工作幅寬1.6m ④ 技術： （1） 旋耕滅茬機與拖拉機采用三點懸掛聯(lián)接，作業(yè)時萬向傳動軸偏置角度不得 大于15,田間過埂刀端離地高度150?250mm此時萬向傳動軸角度不得大于 30 切斷動力后，旋耕滅茬機最大提升高度達刀端離地 250mn以上。 （2） 要求旋耕、滅茬作業(yè)能覆蓋拖拉機輪轍，當幅寬小于拖拉機輪距外緣時， 可采用偏配置。 （3） 要求結構簡單可靠，保證各項性能指標。 （4） 設計時考慮加工工

22、藝性和裝配工藝性，盡量使用標準件、通用件，以降低 制造成本。 2.2旋耕滅茬機總傳動方案的選擇 為了使設計的施耕機既能滿足多項指標，又能結構合理，造價低，在市場上具有 一定的先進性為此擬定二套方案對此進行分析： 萬案1 圖2.1傳動方案一正轉 動力由拖拉機動力輸出軸經一對圓錐齒和一組四級齒輪帶動刀軸旋耕，此種方案 的工作特色： 最后一級動力由中間齒輪傳動，兩邊由側板支撐，高低檔轉速通過撥擋實現，正 反轉通過調整圓錐齒輪的嚙合方向來實現。（此方法的對稱性較好，剛性高，強度高 但在中間齒輪的底下會出現漏耕土壤的現象，需要增加一個部件才能解決此現象）采 用拔檔變速，操作較為方便

23、，但結構復雜，造價高。 （見圖2.1圖2.2） 圖2.2傳動方案一反轉 10 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 萬案2 11 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 # 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 圖2.4傳動方案二反轉 動力從拖拉機輸出軸輸出，經一對圓錐齒輪和一組圓柱齒輪傳動帶動刀軸旋耕， 第二軸到刀軸的傳動用側邊齒輪來實現，正反轉的實現通過調整圓錐齒輪的嚙合方向, 高低速的實現通過對調側齒輪箱的高低速

24、齒輪方向，圖 2.3為正轉，圖2.4為反轉。 2.3方案對比分析 方案1、兩端平衡，受力勻稱，剛性好，但在中間齒輪的底下出現漏耕土壤，需 增設其它部件以耕除漏耕土壤，采用撥擋變速，操作較好方便，但結構比較復雜，造 價高。 方案2、采用側邊傳動，平衡性較差，一般用偏置，剛性較差，但無需要加漏耕 裝置，結構簡單，通過拆下側邊齒輪，然后調頭安裝以達到變速的目的，簡單，操作 不是很方便，農機機械不是交通工具，需要經常變速和換向。 農機機械的使用常常一季節(jié)只使用一個作業(yè)項目，不需要經常拆裝。方案 2比方 案1結構簡單、造價低，方案2更切合實際的需要，所以方案2為選用方案。 2.4本章小結

25、本章主要對旋耕滅茬機的傳動方案進行設計，對其在滿足使用功能的前提下考慮 經濟性最終確定方案，提供了理論依據，確保了下一步 過程的順利，使我們能夠更好 的設計傳動部件。 12 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 第3章旋耕滅茬機總體運動計算 3.1旋耕滅茬機總體傳動組成 由農用機提供動力源通過I軸傳遞，再經直齒錐齒輪 乙、Z2改變運動方向，再 由U軸的傳遞至側箱體中，由Z3、Z4、Z5傳遞到齒輪Z6再由V軸帶動刀具實現旋耕、 滅茬功能。 其中Z3采用較小的齒數，為了減小側齒輪外徑尺寸，以盡可能增加齒刀的耕作深 度。 隋輪齒數Z4、Z5的齒數待總體結構尺寸確定后再定，任務書要求，按

26、照方案 2的 傳動路線，故萬向節(jié)計算傳動比，分配和各軸的軌跡，參數如表 3.1、3.2所示。 表3.1齒數、轉速與傳動比 軸次 I軸 n軸 川軸 "軸 V軸 齒數 Z1 Z2 Z3 Z4 Z5 Z6 14 30 15 暫不定 暫不定 22 傳動比 2.14 1.47 總傳動比 3.15 轉速r/mi n 734 343 233 表3.2齒數、轉速與傳動比 軸次 I軸 n軸 川軸 W軸 V軸 齒數 Z1 Z2 Z3 Z4 Z5 Z6 14 30 22 暫不定 暫不定 15 傳動比 2.

27、14 0.68 總傳動比 1.46 轉速r/min 734 343 504 3.2旋耕滅茬機總體動力計算 旋耕滅茬機在動轉、旋耕和反轉滅茬時，消耗功率最大，而在水田作業(yè)和存垡作業(yè)時消耗的功率較小，也就是說，設在低速檔作業(yè)時，消耗的功能較大，在高速當時, 消耗的功率較小，因此，動力計算只需要對低速傳動計算，正轉和反轉都是低速運動 路線傳動比一樣，不同的只是方向相反，故我只按其中一種情況進行計算。 各傳動副效率 圓錐齒輪傳動 n=0.96 圓柱齒輪 n=0.96 滾柱軸承 n=0.98 球軸承 n=0.99 萬向節(jié) n=0.96 3.3旋耕滅茬機

28、總體動力分配 拖拉機動力輸出軸的額定輸出功率： 根據有關資料和經驗估算，其額定輸出功率為： P 額=0.8 N 發(fā) (3.1) =29.40KW n=734r/m in 第一軸及小錐齒輪Z的功率、轉速和扭矩： (3.2) Pi=R , 2 40 0.98 0.96 27.66 KW n1=734 r/min Ti=9.55X 10 6旦 ni (3.3) 14 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 # 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 6 27.66 5 9.55 10 3.6 10 N?mm 734 Pz1=R 3 27.66 0.98

29、27.1 KW n Z1=734r/min Tz1=T1 3 3.6 105 0.98 3.53 106 N?mm (3.4) 大錐齒輪Z2的功率、轉速和扭矩為： Pz2=Pz1 ? 2 27.1 0.96 26.55 KW # 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 15 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 Z1 n z2= nz1 Z2 734 14 343r/min 30 TZ2=9.55 10逹 9.55 106 2655 7.39 105 N mm 343 (3.5) 第二軸的功率、轉速和扭矩為: pn=Fh 3 26.02

30、 KW (3.6 ) n^=n Z2=343r/m in 6 P Tn =9.55 10 9.55 nz 1062602 7.24 105 N mm 343 (3.7) 第二軸Z3齒輪功率、轉速和扭矩為: Pz3= pn =26.02KW nz3=n” =343r/m in Tz3=T n =7.24 X06 N mm 第川軸Z4齒輪功率 Pz4=Pz3 2 26.02 0.96 24.96KW 第川軸（惰輪軸）不傳遞扭矩, 故不校核: 第W軸Z5齒輪功率 Pz5=Pz4 2 24.98 0.96 23.98KW 第W軸（惰輪軸） 的傳遞扭矩,

31、 故不校核 刀軸z6齒輪功率、 轉速和扭矩為: Z6=Pz5 4 23.98 0.99 0.96 22.79KW (3.8 ) Z6 nz3 玉 233r/min Z6 TZ6 9.55 106 T66 津 106霧 9.3 嘰？^ (3.9) 刀軸的功率、轉速和扭矩為: 16 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 P Pz6

32、 22.79KW nD nz6 233r/mi n 5 T Tz6 9.3 10 N?mm 表3.3各軸扭矩、轉速、功率 軸次 動力 I軸 n軸 川軸 "軸 刀軸 輸出 軸 軸 Z1 軸 Z2 Z3 Z4 Z5 軸 Z6 P功率（KW 29.4 27.66 27.1 26.02 26.55 26.02 24.98 23.98 22.79 22.79 N轉速 734 734 734 343 343 343 233 233 (r/mi n ) T扭矩 3

33、.6 >10 3.53 > 7.24 > 7.39 > 7.24 > 7.5 >0 9.5 >0 (Nmn) 5 5 10 5 10 105 105 5 5 3.4本章小結 本章主要根據功能要求，計算總動力輸入，計算總傳動比及合理分配各級傳動比 進一步通過計算分配各軸功率。計算個軸扭矩和轉速。為設計各主要傳動部件提供理 論。 17 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 18 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 第4章主要零件的強度校核 4.1直齒圓柱齒輪的強度計算 4.1.1直齒圓柱齒輪的材料、

34、精度和齒數選擇 根據同類型結構，大小齒輪構造選用 56~62HR（齒輪精度用8級，輪齒表面粗糙度為 硬齒面閉式傳動，失效形式為點蝕 20CrMnTi表面滲碳后淬火, Ra1.6 Z3=15 Z4=23 i=Z3 23 15 1.53 4.1.2直齒圓柱齒輪的主要強度的計算 設計準則：按齒輪齒面接觸疲勞強度設計，再按齒根彎曲疲勞強度校核; 按齒面接觸疲勞強度設計； du 3 ZhZeZ 2KT1 1 6 p T1 9.55 106 9.55 n 選取材料的接觸疲勞極限應力為： 106 2602 7.24 105N mm 343 硬度選用 （4.1

35、） （4.2） （4.3） H1lim 1500MPa H 2lim 1500MPa 選取材料的彎曲勞極限應力為: F1lim 450MPa F2lim 450MPa 應力循環(huán)次數N N1 60門& 60 343 8 2 500 8.27 107 (4.5) 計算得 1.53 0.38 Ze 189.8 . MPa 19

36、 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 20 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 接觸疲勞壽命系數 Zh 7.24 2.5 5 10 N mm 則 N2 N1 8.27 1 3 5.63 107 (4.6) Zni=1 Zn2=1 彎曲疲勞壽命系數 YN1=YN2=1 查得接觸疲勞安全系數SHmin = 1,彎曲疲勞安全系數 SHmin = 1.4,又 Yst=2.0,試選 求許用接觸應力和彎曲應力; H1 H2 F1 F2 d1t ZhZeZ 2KT1 V1 取: Kt=1.3; H1lim SH min H2|

37、m SH min Z N1 Z N2 F 1limYST Sf min YN1 F 2lim YST v Yn2 SF min 60 Z1V1 100 1500 1.1 1500 1.1 450 1.4 450 2 1.4 2.5 189.8 0.9 1364 92.99 mm d1 n1 1000 93 60000 15 1. 0.25 Kv=1.03 Ka=1.35 1.11， K 1.1 1364 MPa 1364 MPa 1 643MPa 1 643 MPa 2 1.3 1.53 1 0.38 1.53 嗎.

38、67 (4.7) (4.8) (4.9) (4.10) (4.11) (4.12) 21 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 Kh KA Kv K K 1.35 1.03 1.11 1.1 1.70 (4.13) 22 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 # 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 修正 d1 d1t 9.

39、3 1.09 101.7 mm (4.14) # 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 # 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 m d1Z 101.715 6.78 mm (4.15) 取得標準模數m=7m; 因為要確保耕深，提高承載能力所以選擇了 15齒，而為加工不產生根切的最少齒 數為17,我選擇小齒輪齒數為15,小于最小根切數，因而15齒的齒輪加工時一定會 產生根切，所以小齒輪要用變位齒輪(正變位)。 4.1.3第一對直齒圓柱齒輪的主要參數的計算 查表12.7得 總變位X=0.80mm 分度圓直徑 d3 Z3m 15 7 105 mm

40、d4 Z4m 23 7 161 mm 壓力角 20 嚙合角 sin 2 1 X3 X4 -tan sin 根據類比得X?=0.28mm X 4=0.52mm 乙Z2 20.937 中心距變動系數 y 互Z -C0S 1 2 cos 15 23 cos20 . 1 2 cos20.937 0.116 y x y 0.8 0.116 0.684 mm 中心距 a a ym 133.812 mm 齒咼變動系數 齒數比 節(jié)圓直徑 d4 d3 1.53 105 160.97 mm 齒頂咼 ha3

41、ha x y m 8.37 mm ha4 9.95 mm 齒根高 hf 3 ha c X3 m 6.79 mm h f 4 5.11 mm 全齒高 h3 ha3 hf3 15.16 mm h4 ha4 hf4 15.06 mm 齒頂圓直徑 da3 d3 2 ha3 121.73 mm da4 d4 2 ha4 180.90 mm 齒根圓直徑 d f 3 d3 2 hf3 91.42 mm d f 4 d4 2 h f 4 150.78 mm 公法線長度 Wk3 33.8

42、1 mm wk4 56.41 mm 跨測齒數 k3=2 k4=3 固定弦齒厚 Sx3 10.97 mm Sx4 12.05 mm 固定弦齒高 hx3 6.37 mm hx4 7.76 mm 第W個支持圓柱齒輪結構設計如圖 4.1所示 23 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 24 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 I / 1 3Tf # 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 # 黑龍江工程學院本科生畢

43、業(yè)設計 圖4.1直齒圓柱齒輪結構圖 4.1.4第二對直齒圓柱齒輪的主要參數的計算 由參考文獻⑸ 表12.7得 總變位X=0.87mm 根據類比得 X5=X4=0.52mm X6=0.35mm 分度圓直徑 d5 Z5m 23 7 161 mm d6 Z6m 22 7 154 mm 壓力角 20 嚙合角 sin 2 1 X5 X6 tan sin Z5 Z6 20.86 中心距變動系數 y Z5 Z6 -C0S 1 2 cos 23 22 cos20 , 1 2 cos20.86 0.126 中心距 a a

44、ym 158.38 mm 25 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 齒咼變動系數 齒數比 節(jié)圓直徑 齒頂高 齒根高 全齒高 齒頂圓直徑 齒根圓直徑 y X y 0.87 0.126 0.744 mm Z6Z5 2223 0.96 ds 2a 1 161.61 mm d6 d5 0.96 161 154.56 mm ha3 ha x y m 8.86 mm hf 3 ha c x3 m 6.3 mm h6 ha6 hf6 15.16 mm da6 d6 2 ha6 171 .72 mm d f 6 d6 2

45、hf6 141 .40 mm 26 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 # 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 公法線長度 wk6 55.49 mm 跨測齒數 k6=3 固定弦齒厚 Sx6‘ 11.28 mm 固定弦齒高 hx6‘ 6.81 mm 4.1.5錐齒輪的參數計算 225?255HBS 由參考文獻 ⑸ 表5.1查得45鋼硬度為217?255HBS取硬度為 大齒輪選用45鋼調制處理 硬度為 162 ?217HBS, 取 190 ?217HBS。

46、齒輪精度等級為7級。 按齒面接觸疲勞強度設計計算（由參考文獻［5］公式5.54） d1 4KT 2 rU（1 0.5 r） （猗2 mm （4.16） D oo 式中 T T2=9.55 丄 9.55 ―— N.m =360N.m n2 734 初選載荷系數Kt =1.65 (4.17) 節(jié)點區(qū)域系數： Zh=——2 . 2 2.5 \ cos sin v cos20 sin 20 （由文獻⑸ 表5.5 ）得，彈性系數 Ze ,189.8 MPa 取齒寬系數 r 0.3 文獻⑸圖5.16得： h iimi 575 MPa， Hiim2 550 M

47、Pa 由文獻[5]式5.28得： 28 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 # 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 d1 [HP1]= 0.9 H lim1 = 0.9 575MPa=517.5MPa [hP2 ] = 0.9 h lim 2 =0.9 爲50MPa=495MPa 11723 V RU(1 KT1 0.5 r)2 2 HP mm (4.18) (4.19) (4.20) # 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 # 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 11723 1.65

48、360 0.3 2.14 (1 0.5 0.3)24952 124.5mm 卩=i=2.14 齒輪數取乙=14; =2.14 14=29.96 取 Z2=30 實際傳動比i 1 30/14 2.14和理論值相同 (4.21) d1 m= - 124.5/14=8.8 乙 取標準模數m=9 29 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 # 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 d1 mz1 =9>14=126mm (4.22) # 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 d2 mz2 9 30 270 mm 由文獻⑸表5.3得使用系數KA

49、=1.00 由文獻⑸圖5.4得動載系數Kv=1.00 R=m ：Z,2 Z22 =2 142 302 148.98 mm (4.23) 2 b r R 148.98 1/3 44.69 mm 取 45mm 計算錐齒輪的分度圓錐角： Z1 14 1 arctan - arctan 25.0169 (4.24) Z2 30 2 90 25.0169 64.9831 齒頂圓直徑da1， da2 : da1 = d1 2hacos 1 (4.25) =126+2 X>9cos25.02 =142.31mm da2 d2 2hacos 2 (4.26) =270+2X1 >

50、9cos69.13 =277.61mm 齒根圓直徑d f1 , d f2: df1 =d1 2hfcos 1 (4.27) =126-2 X (1+0.2) X9cos25.02 =106.43mm df 2 = d2 2hf cos 2 (4.28) =270-X (1+0.2) X9cos69.13 =262.31mm 30 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 齒頂角的計算al , a2 31 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 # 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 al =arcta譜 1 9 arctan 3.45 148.

51、97 (4.29) al a2=3.45 齒根角 f2 f1 = arcta n hf R arctan(19=4.15 148.97 (4.30) 頂錐角 a2 f1= f2=4.15 # 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 (4.31) — -L a1 一 1 〒 a1 =(25.01+3.45) =28.4669 a2 = 2 + a2 =(64.98+4.15) =69.13 # 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 # 黑龍江工程學院本科生

52、畢業(yè)設計 小齒輪圓中點分度圓直徑dm1 # 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 # 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 dm1 = d1 (1-0.5b/R) (4.32) # 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 =126X (1-0.5 45/148.97) =143.7mm # 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 32 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 運算圓周速度Vm Vm = d m1 n1 60 1000 (4.33) = 143.7 734 60 1000 =5.5m/s

53、 # 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 由表選擇7級精度合宜 校核齒根彎曲疲勞強度 # 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 FP MPa (4.34) 3539K「 Y 2 2 丫F 5 bzim (1 0.5 r) 當量齒數Zvi,Zv2 計算錐齒輪的速度系數 33 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 # 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 Zvi=乩= 14 =15.45 cos 1 cos 25.01 (4.35) z = z2 = 30 V 2 cos 2 cos69.13 =9

54、0.9 由ZV1和ZV2查[5]表12.8得： YFa1 =4.05 YFa2 =3.85 由文獻⑹圖5.14外齒輪齒形系數： Zv1 V 90,所以 YFa1=1.05 YFa1=1.05 405=4.25, ZV2 >90,所以 YFa2=1.10 YFa2=1.10 %.85=4.24 由文獻⑹圖5.18b齒根疲勞彎曲極限： f lim1 =230MPa, F lim 2 =210MPa 由文獻⑹式5.31 : [FP1]=1.14 Flim1=1.4 ：230=322MPa [fP2]=1.4 Fiim2=1.4 忽10=294MPa (4.36) (4.3

55、7) 3539KT1 F1=bz1m2(1 0.5 r)2 YF 5 FP MPa 3539 1.65 90.577 = 2 2 45 14 9 (1 0.5 0.3) =242.32 [ F1]安全 (4.38) 4.25 34 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 (4.39) = Y FS2 F 2= FP1 " Y FS1 =242.32 來24/4.25 =

56、241.75 [ F2]安全 錐齒輪主要參數： 傳動比 i=2.14 齒數 乙=14 Z2=30 分度圓直徑 di=126mm d2=270mm 齒型系數 ha =1 c =0.2 =20 錐距 35 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 # 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 R=m Z12 Z22 =2 . 142 302 148.98mm (4.40) 2 、 圖4.2大錐齒輪結構圖 # 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計

57、 36 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 4.2軸的選擇及計算 4.2.1第II軸的設計及校核 1.估算軸的基本直徑 選用45鋼調制處理，估 計直徑d< 100由參考文 獻⑸ 表11.11表查得 b=650MPa ,表 11.3，C=118 C3；=118X 3筲 =39.56mm (4.41) 2.軸的結構設計 表4.1初定各軸段直徑 位置 軸直徑 / mm 說明 螺帽處 39 為滿足定位與安裝，取標準螺帽39mm,兩端相同 齒輪處 45 考慮齒輪從右端裝入，齒輪孔徑應稍大于軸承，并為標準直徑 軸承處 50 因軸承需要

58、承受徑向力及軸向力， 軸承內徑應稍大于油封處軸徑， 并符合滾 動軸承標準內徑，故取軸徑為 50,選用圓柱滾子軸承 傳動軸 處 55 此段軸是軸承的定位作用，應略大于軸承段軸直徑所以取 55 表4.2確定各軸段長度 位置 軸段長度/mm 說明 螺帽處 18 此段軸應長于標準螺帽的長度切不能與端蓋接觸故取 同 18mm兩端相 齒輪處 47 此段軸長度包括兩個部分：齒輪寬度和定位的套筒故取 47mm 軸承處 30 考慮到箱體制造誤差、裝配方式等方面該段軸長為 30mm兩端相同 傳遞力處 1681 中間軸上有大錐齒輪、花鍵軸和軸環(huán)，總長為 1681

59、 mm 全軸長 1833 (18+47+30+1681 +30+18) mm=1833mm (3 )傳動零件的軸向固定，齒輪處采用A型普通平鍵，齒輪處鍵 A12X30GB/T1096-2003。 (4)其它尺寸為加工方便，并參照型軸承的安裝尺寸，軸上過渡圓角半徑全部 取r=1mm；軸端倒角為C2 3軸的受力分析 (1)求軸傳遞的轉矩 T=9.55 10 5 PZ2 6 9.55 10 淪 7.39 105 N?mm 343 (4.42) (2)求軸上的作用力 齒輪的切向力 2T d m 5 7?39 10 6440N 2 0.85 270

60、 (4.43) 齒輪上徑向力 齒輪上的軸向力 (3)各點受彎矩M h Ft1 L ab Fvc 同理以C點為支點 由圖可知 2T da Fr1 Ft1 tan 2 724 105 3291.3 15 13790.5 tan20 5019.7 N Fn Ft /cosa=13790.5/cos20 12958.83N Mhb Fr1 Lab 991.5 30.5 30240.75N Mhc Fr2 Lcd 5019.7 30.5 153100.85N (4.44) (4.45) (4.46) (4.47) (4.48) Lbc - Ft2 Lbd =64

61、40 >30.5+ Fvc >740-13790.5 770.5=0 FVc =14093.5N Fvb =6137.0N 5 T=7.24 >10 N?mm (4)按當量彎矩校核軸的強度 由圖可知截面B的彎矩、轉矩皆為最大，且相對尺寸較小，所以是危險截面, 應與校核。截面B的當量彎矩為 MBe MB a T)2 (2128 103)2 (0.6 7.24 105) 447.21 103 N?mm (4.49) 39 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 由⑸ 圖11.4查得，對于45號鋼b 700 MPa其中 i w 65 MPa故按⑸（11-3） Be Be

62、 0.1d3 447.21 103 0.1 507 MPa=35.78MP< 65 MPa (4.50) 40 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 # 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 因此，軸的強度夠 # 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 # 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 「|| 1 |1廠 iTi r 111 1 Il J 圖4.3傳動軸的強度計算 $ 5 5 -5 JL7 討 0 ^6 4i 33 圖4.4傳動軸結構圖 4.

63、2.2第IV根軸的設計及校核 1估算軸的基本直徑 選用45鋼，調制處理，估計值徑d< 100mm由⑸ 表查的b=650MPa,查⑸ 表11-3 , C=118 d > C3 P =118X 3 27.66 =39.56mm (4.51) H n V 734 2軸的結構設計 表4.3初定各軸段直徑 位置 軸直徑 說明 軸承處 60 因軸承需要承受徑向力及軸向力， 軸承內徑應稍大于油封處軸徑， 并 符合滾動軸承標準內徑， 故取軸徑為60選用圓柱滾子軸承，初定軸承 型號為32212，兩端相同 螺帽處 齒輪處 39 為滿足定位與安裝取標準螺帽 39mm兩端相同 5

64、5 考慮齒輪從右端裝入，齒輪孔徑應稍大于軸承， 并為標準直徑 端蓋處 65 起到密封工作部分，為固定軸承應稍大于軸承處直徑故選擇 65mm兩 端相同 裝刀處 75 由于該處刀為安裝式，所以要保證軸的強度，選擇 75mm 左軸承 軸肩處 65 為便于軸承拆卸，軸肩咼度不能過咼，按 32212型軸承安裝尺寸 表4.4確定各軸段長度 位置 軸段長度 /mm 說明 螺帽處 21 此段軸應長于標準螺帽的長度切不能與端蓋接觸故取 21mm兩端相同 齒輪處 42 此段軸長度包括兩個部分：齒輪寬度和定位的套筒故取 42mm 軸承處 30 考慮到箱體制

65、造誤差、裝配方式等方面該段軸長為 30mm兩端相同 軸承端蓋 處 32 為方便零件的拆裝及內部的尺寸，故該段長度為 32mm 安裝犁刀 處 1650 由于要預留左邊的零件安裝尺寸，所以該段長度為 1650mm 軸端擋蓋 處 8 由于要進行密封所以該段為固定擋蓋，故該段長度為 8mm 全軸長 1833 (21+42+30+32+1650+9+8+20+30+21 ) mm=1833 42 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 (3)傳動零件的軸向固定 齒輪處采用 A型普通平鍵, 齒輪處鍵 A12X 30GB/T1096-

66、2003o (4)其它尺寸為加工方便, 半徑全部取r=1mm軸端倒角為 3軸的受力分析 并參照 C2 32212型軸承的安裝尺寸 [5]，軸上過渡圓角 43 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 # 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 (1)求軸的傳遞的轉矩 由(3.9 )得 9.55 10 9.55 1062279 9.3 105 233 N mm (4.52 ) (2) 求軸上的作用力 F2 2T d2 5 2 9.3 10 3908 476 Fti 2T d1 5 2 9 3 105 2 9.3 10 12078 N 154 (4.53 ) # 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 # 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 齒輪上的徑向力 Fr1 Ft1 tan 12078 tan 20 =4396N (4.54) Fr2 Ft2 tan 3908 tan 30 =2256N (4.55) 齒輪上的軸向力 由于刀