茶园旋耕机变速箱设计-论文

茶园旋耕机变速箱设计-论文 茶园旋耕机变速箱设计 学 生:段军艳 指导老师:李 明 (湖南农业大学东方科技学院，长沙 410128) 目 录 摘要…………………………………………………………………………………………1 关键词 ………………………………………………………………………………………1 1 前言………………………………………………………………………………………2 2 我国旋耕机械发展趋势浅析……………………………………………………………3 3 主要结构及动力转动……………………………………………………………………5 4 变速箱的工作原理及其重要意义………………………………………………………5 5 变速箱总体 方案 气瓶 现场处置方案 .pdf气瓶 现场处置方案 .doc见习基地管理方案.doc关于群访事件的化解方案建筑工地扬尘治理专项方案下载 的确定…………………………………………………………………6 5.1 拟定总体传动方案………………………………………………………………6 5.1.1 初步拟定传动方案………………………………………………………6 5.1.2 多级传动的合理布置……………………………………………………7 5.1.3 转向功能的实现…………………………………………………………8 5.2 合理分配传动比…………………………………………………………………8 5.2.1 各级传动比的取值应考虑的问题………………………………………8 5.2.2 传动比的分配……………………………………………………………9 5.2.3 倒档时变速箱工作情况………………………………………………10 6 齿轮的设计……………………………………………………………………………10 7 滚动轴承的选择………………………………………………………………………11 8 轴的设计………………………………………………………………………………12 1 9 链传动设 计……………………………………………………………………………14 9.1 链传动的设计…………………………………………………………………14 9.1.1 滚子链极限功率的额定曲线图………………………………………14 9.2 确定链轮的齿数和传动比……………………………………………………15 10 对称式圆锥行星齿轮差速器设计……………………………………………………16 10.1圆锥行星齿轮差速器……………………………………………………………16 10.1.1 差速器齿轮的基本参数选择…………………………………………16 11 键的设计………………………………………………………………………………19 12 轴的校核………………………………………………………………………………19 12.1 对轴一进行校核………………………………………………………………20 12.2 对轴四的校核…………………………………………………………………22 13 传动齿轮的强度校核…………………………………………………………………23 13.1 对双联齿轮的校核……………………………………………………………23 13.1.1 对双联齿轮中的小齿轮的强度校核…………………………………24 13.1.2 对大齿轮的强度校核…………………………………………………26 13.2 对行走动力输出轴齿轮进行校核……………………………………………27 14 对滚动轴承寿命的校核………………………………………………………………30 14.1 对轴四上的轴承进行校核……………………………………………………30 14.2 对动力输出轴上的轴承进行校核……………………………………………31 15 对键及花键的校核……………………………………………………………………31 15.1 对平键的校核…………………………………………………………………31 15.2 对花键的校核…………………………………………………………………33 16 说明……………………………………………………………………………………34 参考文献……………………………………………………………………………………34 致谢…………………………………………………………………………………………35 2 摘要:变速箱是非常重要的部件之一，本设计变速箱主要包括箱体、传动轴、齿轮、差速器和 链传动机构，具有离合和传动简捷可靠，而且效率高。变速箱的前方与旋耕臂用螺钉将其法兰面固 定，并在这一端的内腔安装有同轴的大齿轮和小链轮，大齿轮与变速箱的驱动小齿轮相啮合，在驱 动小齿轮的驱动下，大齿轮和小链轮一起旋转，小链轮通过链条的传动而带动旋耕臂另一端的大链 轮转动，与大键轮装在同一轴上的旋耕刀便旋转起来进行耕作作业。该传动箱重量较轻，操作灵活 方便，特别适合山区小块茶园作业，具有广泛的适应性。 关键词:变速箱;齿轮传动;链传动;差速器 Design of gearbox for tea garden rototiller Author: Duan Junyan Tutor: Li Ming ()Oriental Institute of Science and Technology of Hunan Agricultural University,Changsha 410128 This gearbox is one of the very important parts for rototiller. This gearbox mainly Abstract includes box, transmission shafts, gear, differential and chain driving institutions and the clutch and transmission are simple, reliable, and high efficiency. Small tea garden, the variable speed device reverse-rotary til gearbox plow ahead with screws with spin arm the flange surface fixed, and in this end of the lumen of big gear coaxial installation and smaller sprocket, big gear and a gearbox drive pinion mesh in drive pinion, driven by a big gear and small sprocket rotates, small sprocket driven by the chain transmission and spin on the other end of the plow arm with big, big sprocket wheel turning the key in the same shaft installed the plow knife will rotate spin up farming practices homework. The gearbox light in weight, convenient operation, especially suitable for the mountainous area small tea plantation operations, has extensive adaptability. Key words: gearbox; gear transmission; chain; differential 3 4 1 前言 1.1旋耕机的特点及在农业生产中的应用 旋耕机是一种由动力驱动的耕地机械，由拖拉机动力输出带动装有刀片的滚辘旋转而进行工作的。它具有如下作业特点: 碎土性能强，作业后地面平整。在旱地作业时，拖拉机动力输出轴带动旋耕刀转动，对土壤进行切削，被切削出来的土块相互撞击而碎裂。土块碎裂后，覆盖均匀平整，地面不会出现犁沟。纵向结构尺寸及入土行程均较短，地头相应缩小，因而生产率较高。 能充分发挥拖拉机的功率。耕地作业时，拖拉机驱动轮可能会打滑，致使牵引力减少，而旋耕机刀轴转动时，刀片的切削方向与拖拉机的前进方向相反，因而土壤对刀片的切削反作用力，是与拖拉机前进方向一致的， 5 所以，拖拉机与旋耕机配套作业时，因旋耕机的旋转，本身就会产生一个推动机器前进的力量，这就能充分发挥拖拉机的功率。 能够一次完成耕耙作业，减少了作业的次数，节约了能耗和时间，在夏收种农忙季节里，可以及时完成生产任务，不误农时。 旋耕机主要用于农田栽植、播种前的耕整地作业。耕后，地表平整、松软、细碎，能够满足精耕细作的农艺要求。在潮湿地或水田上工作时，可减少拖拉机轮子的下陷和打滑丢转的现象，所以，目前在南方水田地区，旋耕机已被广泛使用，并已成为系列产品。在我国南方，旋耕机多用于冬种小麦的耕整地;水稻插秧或抛秧前的水耕水耙;花生播种前的旱耕旱耙，以及城市郊区蔬菜地的耕耙作业、果园的中耕除草等。 2 我国旋耕机械发展趋势浅析 目前，我国与大中型拖拉机配套的旋耕机配套的旋耕机保有;量约15万台，与手扶拖拉机和小四轮拖拉机配套的旋耕机约200万台。旋耕机在南方水稻生产机械化应用中已占80%的比例，北方的水稻生产、蔬菜种植和旱地灭茬整地也广泛采用了旋耕机械。 近年来，我国北方进行种植业结构调整，大力推行改水，水稻种植面积迅速增加，扩大了对旋耕机械的市场需求。如黑龙江垦区原以旱田种植小麦和黄豆为主，并以传统的旱地铧式犁、圆盘耙、和耢地机等作为耕整地机具。1993年该地区拥有旋耕机仅1600多台，而当年水稻种植面积为100万hm2，显然不适应水稻生产的发展。近十年来，黑龙江垦区大量购进手扶拖拉机和上海一50等中型轮式拖拉机及配套的旋耕机。 6 旋耕机生产企业应把握农村产业结构调整这个机遇，开发新产品。现有旋耕机产品虽然在理论上可以配套58.8~73.5kw的拖拉机，但实际上因受传动系统强度及结构尺寸、机架尺寸、机架结构强度的限制，配套合理范围仅达48kw的拖拉机;耕深亦局限在旱耕12~16cm，水耕14~18cm。因此，现有旋耕机产品在品种上尚有大型和深耕型的缺陷，20实际90年代以来，为适应市场需要，有些企业试图开发大型旋耕机，但因水平有限，仅采用原有产品外延放大和堆砌材料的方法，没有着重结构的改进和参数的优化，因而走了弯路。结合各种因素分析，今后旋耕机应向一下几个方向发展。 第一、随着水稻集约化、规模化生产的发展，水田耕整用宽幅高速型旋耕机成为发展方向。水田土壤含水率高，抗剪切、抗压强度特别低，附着力、外摩擦力也接近为零，切土部件与土壤之间存在润滑水膜。因此，大块水田使用大型拖拉机旋耕机组水耕时，为充分发挥其功率，实现高效率、高效益，需要工作幅宽3m以上的宽幅旋耕机。但宽幅又受到道路行驶和入库停机不便的制约，解决途径有二:一是旋耕机采用宽度伸缩或折叠式结构;二是采用适中的宽幅，提高作业速度，从现有的2~5km/h提高到4~8km/h。为满足以上要求，需要改进旋耕机及工作部件的结构和参数，研制宽幅高速旋耕机及灭茬、旋耕、旋耙和深施化肥的复式作业机械。 第二、 大中型拖拉机具有强劲的动力输出、较大的牵引力和悬挂提升能力，为配套旱地耕作型联合作业提供了先决条件。而旋耕作为驱动型耕作机械，易于更换和附加工作部件，形成灭茬、深松、碎土、做哇、起垄、开沟、精量半精量播种、深施化肥、铺膜、镇压和喷药等多项作业的 7 结构紧凑的联合作业机组， 大幅度提高了生产效率，降低了作业成本。国内现有小批量生产和投放市场的系列旋耕复式作业机具主要配套中型拖拉机，大型机具尚待研制开发。 深耕型旋耕机更深一般不超过20cm。为满足增厚土壤熟化层、改善深层透气性以及栽培薯类、根茎类作物需要深耕的农艺要求，近年来国外开发了全幅深度旋耕机和间隔窄幅深旋耕机，耕深达到30~60cm或90~120cm。国内该型产品的开发刚起步，目前已经推出加深型中间传动卧式旋耕机，耕深达30cm。加大旋耕深度的主要难点是引起动力机作业负荷和功率消耗不平衡，而大功率拖拉机具有双速独立功能，可以全功率输出，同时具有多个慢速档以及爬速档，这也为配套深耕 旋耕 机提供了条件，卧式旋耕机在国外处于转型期。而国内专家学者认为反转旋耕机是一种大有前途的耕耘方式，潜土逆转应在深耕旋机上将能体现其优越性，目前需进一步开展这方面的研究工作，完善经验，积累经验，开发 出成功的产品。 3主要结构及动力转动 转动装置;差速器，变速箱，挂档部件，行走装置。 工作部件:旋耕机动力输出部件，旋耕装置，反旋耕装置。 辅助装置:机架，挂档辅助装置，行走动力输出过渡部件。 4变速箱的工作原理及其重要意义 旋耕机中重要的部件之一就是变速箱。变速箱的功用是:增扭减速;变扭变速，改变发动机驱动力和行驶速度;实现空挡，使旋耕机在发动机不熄火的情况下长时间停车，同时也为发动机能顺利启动创造条件;实现倒档;向行走箱输出动力(力矩)。 8 变速箱由传动部分、操纵机构和支撑部分组成。 变速箱传动部分主要由主轴总成、副轴总成和倒档总成组成。 主轴总成的主要部件有:主轴、双联主动齿轮。 变速箱副轴总成的主要部件有:副轴轴及锥齿、从动双联齿轮。 倒档轴总成的主要部件有:倒档轴、倒档双联齿轮、回味弹簧、轴套等组成。 变速箱操纵机构和支撑部分主要包括:变速器壳体、变速拨快及轴、倒档拨叉及轴、轴承等。 变速箱在旋耕机整体中占非常重要的地位，变速箱的工作的情况直接影响到旋耕机的工作效率。 变速箱的功用有;在发动机转速和转矩的情况下，改变旋耕机的行程;可实现旋耕机前进.后退和在发动机不熄火下的停车。 改变旋耕机前进速度，适应不同的作业条件。 本次毕业设计的任务结合科研课题，在已有的变速箱模型确定传动路线，体会其设计原理，掌握其工作原理，并经实际测绘确定其各轴及齿轮的模数，齿数。校核其中的若干轴及齿轮的强度，绘出其传动系统路线图。 5 变速箱总体方案的确定 总体设计的任务为选择动力机、拟定总体传动方案、确定总传动比并合理分配传动比，计算传动装置的运动和动力参数，为各级传动零件设计、装配图设计做准备。 9 5.1 拟定总体传动方案 旋耕机传动功率大，工作条件恶劣、应充分考虑调高传动装置的效率，一减少能耗、降低运行费用。这时应选用传动效率高的机构，如齿轮传动。满足功能的前提下应尽量简化以降低费用。 5.1.1 初步拟定传动方案 根据工作机得要求实现六级传动，整个变速箱分为八级传动，为了避免变速箱过大且传动不稳定，所采用变速齿轮集中在中间的三轴上。 有设计要求发动机功率及转速 P=3.75KW n=2600rpm 所分八档要求工作速度: V,2.49m/sV,0.95m/sV,1.62m/sV,3.20m/s3124 V,5.23m/sV,8.29m/sV,,1.41m/sV,,4.71m/s56侧1侧2因为设计任务所限工作轴轮为已知，半轴径D=650mm。 把以上速度转换为转速r/m得: n,73.1r/mn,28.1r/mn,47.7r/mn,94.0r/m3124 n,153.8r/m n,243.7r/m n,,41.5r/m n,,138.5r/m 56侧1侧2 5.1.2 多级传动的合理布置 许多传动装置往往需要选用不同的传动机构，以多级传动方式组成。合理布置各种传动机构的顺序，对传动装置和整个机器的性能、传动效率和结构尺寸等有直接的影响。 10 布置传动机构顺序一般有以下几点原则: 第一，传动能力较小的带传动及其他摩擦传动宜布置在高级级，有利于整个系统结构紧凑、匀称。同时，带传动布置在高速级有利于发挥其传动平稳，缓冲吸振，减小噪音的特点。 第二，闭式齿轮传动，一般布置在高速级，以减少闭式齿轮传动的外廓尺寸，降低成本。开式齿轮传动制造精度较低，润滑不良，工作条件较差，为减小磨损，一般放在低速级。 第三(当同时采用直齿轮和斜齿轮传动时，应将传动较平稳，动载荷较小的斜齿轮传动布置在高速级。链传动不平稳，为减少冲击和振动，一般应放在低速级。 第四，链传动无弹性滑动和整体打滑现象，因而能保持准确的平均传动比，传动效率较高;又因链条不需要像带那样张紧， 所以作用于轴上的径向压力较小;与齿轮传动相比，链传动的制造与安装精度要求较低，成本也低。滚子链常用于系统的低速级。 圆锥齿轮尺寸过大时加工有困难，可将其布置于高速级，并对其传动比加以限制，以减少锥齿轮的尺寸。 5.1.3 转向功能的实现 为了实现转向功能，在变速箱上装一拨叉用连在扶手上的拨杆来拉动拨叉，使其转动，带动齿轮移动，从而分离齿轮，也就是断开了传动，也实现了转向，整个传动路线见附图。 11 5.2 合理分配传动比 5.2.1 各级传动比的取值应考虑的问题 第一，各级传动比机构的传动比应在推荐值范围内，不应超过最大值，以利于发挥其性能，并使结构紧凑。 第二，应使各级传动的结构尺寸协调、匀称。 第三，应使传动装置外廓尺寸紧凑，重量轻。在相同的总中心距和总传动比情况下，具有较小的外廓尺寸。 第四，在变速器设计中常使各级大齿轮的直径相近，使大齿轮有相近的侵油深度。高、低两级大齿轮直径相近，且低速级大齿轮直径稍大，其侵油深度也稍深些，有利于侵油润滑。 第五，应避免传动零件之间的干涉碰撞。高速级大齿轮与低速轴不可发生干涉。 5.2.2 传动比的分配 这次设计箱体内的传动均采用闭式圆柱直齿轮传动，且高速级传动比和低速级传动比应遵循展开式和分流式: ，， (1) iii,1.1,1.5 i1212 同轴式: (2) i,i12 由于各档额定速度已定，所以总的传动比也相应的定下来啦，由于皮带的传动比为1.8，所以通过计算皮带的减速之后的各轴传动比如表1所示: 表1 各档传动比 Table Each stall velocity ratio 12 档位 传动比 一档 i=59.15 二档 i=34.95 三档 i=22.79 四档 i=19.10 五档 i=11.49 六档 i=7.36 倒档 i=,40.13 低 倒档 i=,12.96 高 各级传动比也遵循公式(1)得出如表2所示: 表2 各级传动比 Table2 Each Level velocity ratio 级数 传动比 一轴到二轴 i,21/39,0.538 i,30/18,1.667低高 二轴到三轴 i=34/29=1.172 三轴到四轴 i,21/37,0.568i,28/19,1.47i,27/31,0.871312 四轴到五轴 i=43/19=2.263 三轴到五轴 i,43/19,2.263侧 五轴到六轴 i=48/17=2.824 六轴到轴七 i=45/14=3.214 5.2.3 当倒档时变速箱工作情况 倒档轴与前进档共轴当1—R双联齿轮滑至倒档时，1—R齿轮越过中 间轴与中央传动齿轮啮合，从而形成反向传动，即形成倒档。 13 6 齿轮的设计 大多数齿轮不仅用来传递运动，而且用来传递动力。因此，齿轮传动除须运动平稳外，还必须具有足够的承载力。按照工作条件，齿轮传动可分为开式和闭式。闭式传动的齿轮封闭在刚性的箱体内，因而能保证良好的润滑和工作条件。所以我们的齿轮都采用的是闭式。 由于各级齿轮在老变速箱中的尺寸及各种数据都已确定，先只对各级齿轮加以改进，所以各齿轮的大致结构都没有太多变化，只是为了减小尺寸，而尽量减小模数。在满足传动比的条件下，尽量做小，以减小重量，传动速度大的或者重要的传动齿轮需要用模数(根据经验取2—3mm)大的，其余用小的，由于齿轮使用强度不是很大且选用20CrMnTi高强度材料，所以宽度系数较之 标准 excel标准偏差excel标准偏差函数exl标准差函数国标检验抽样标准表免费下载红头文件格式标准下载 有所下降，但是不妨碍正常工作。精度则选择9级的。各齿轮传动路线数据具体见如下图1: 14 图一 传动路线 Fig.1 Transmission line 7 滚动轴承的选择 轴颈d=25mm，转速n=1667/min，轴承所受径向载荷: 2222 Fr=F，F，F,637，0232,869N，要求使用寿命HF111v L=5000h h 当量动载荷P P=Fr=869N 计算所需的径向基本额定动载荷值 15 1/,fp60n,,p Cr= LN,,h6f10,,t 取，，所以 f,1.1f,1pt 1/31.1，86960，1667,, C= 5000,7587N,,r6110,, 选择型号 7587，=7880N。D=52mm，B=15 查手册，选6205，其Cr=14400,Cor 各级轴的轴承经初步观察可大致定为:二、三、四、五、六轴都为6203. 轴七为6207，具体校核见后面。 8 轴的设计 轴的结构设计时使轴的各部分具有合理的形状和尺寸。其主要要求是:轴应便于加工，轴上零件要易于装拆;轴和轴上零件要有准确的工作位置;各零件要牢固而可靠地相对固定;改善受力状况，减小应力集中。 拟选轴材料为40Cr。 初步计算轴的最小直径 669.55，10P9.55，103.673333轴一、D? ,,12.41mm,,0.2,n0.2，551667 669.55，10P9.55，103.253333,轴四、D ,,16.95mm,,0.2,n0.2，55579 669.55，10p9.55，102.863333输出轴、D ,,,32.64mm,,,0.2n0.2，5578 现暂定各轴最小直径为:轴一、25mm 轴二、三、四、五、六为22mm 16 输出轴轴为32mm 其他尺寸则按照结构确定。 图二 弯矩图 Fig2 The picture of moment 9 链传动设计 链传动无弹性滑动和整体打滑现象，因而能保持准确的平均传动比， 17 传动效率较高;又因链条不需要像带那样张紧， 所以作用于轴上的径向压力较小;与齿轮传动相比，链传动的制造与安装精度要求较低，成本也低。滚子链常用于系统的低速级，一般传动的功率在100KW以下，链速不超过15m/s，推荐使用的最大传动比i=8。 9.1 链传动的设计 少量的齿轮磨损或塑性变形并不产生严重的问题。但当链轮齿轮的磨损和塑性变形超过一定程度后，链的寿命将显著下降。通常，链轮的寿命为链条寿命的2—3倍以上。故链传动能力是以链的强度和寿命为依据的。 9.1.1 滚子链极限功率的额定曲线图 滚子链各种失效形式将使链传动的工作能力受到限制。在选择链条型号时，必须全面考虑各种失效形式产生的原因及条件，从而确定其能传递的额定功率P。下图是通过实验作出的单排滚子链的极限功率曲线。1)是在正常润滑条件下，铰链磨损限定的极限功率曲线图;2)是链板疲劳强度限定的极限功率曲线; 3 )是套筒、滚子冲击疲劳强度限定的极限功率曲线; 4 )是铰链(套筒、销轴)胶合限定的极限功率曲线。图中阴影部分为实际使用的许用功率(区域)。若润滑不良及工作情况恶劣，磨损将很严重，其极限功率大幅度下降。如图所示: 极限功率曲线 Limit the power curve 18 设计条件下单排链条传递的功率 P ca,单排链传动的计算功率应按下式确定: KKAZ =3.2KW P,PcaKP 式中。P是为链传动设计功率，kw;K是工况系数，是小链齿的齿KaZ 数系数;为多排链系数。 Kp 9.2确定链轮的齿数和传动比 链轮齿数 z 1 、 z 2 。为减小链传动的动载荷，提高传动平稳性，小链轮齿数不宜过少，可参照传动比 i 选取 ( 见表 8,4) 。传动比 i 。通常链传动传动比 i ? 7 ，推荐 i =2 , 3.5 。当工作速度较低 ( v< 2m , s) 且载荷平稳、传动外廓尺寸不受限制时， 允许 i ? 10 。 计算链节数和中心距: 中心距 a 和链节数 L p 。中心距的大小对链传动的工作性能也有较大的影响。中心距过小，链在小链轮上的包角减小， 且链的循环频率增加而影响传动寿命;中心距过大，传动外廓尺寸加大，且易因链条松边垂度太大而产生抖动。一般初选中心距 a 0=(30 , 50) p ，最大可为 a max=80p 。按下式计算链节数 2az，zz,zp,,o1221 1=104.4 L,2，，,,pop22,a,,o L为过渡链节，应将计算出的链节数圆整为偶数。 po 取链长节数为104. 链传动的最大中心距为: ,,，，a,fp2L,z,z =995mm 1p12 计算链速，确定润滑方式 19 zpnzpn1122 ,,=0.68m/s vm/smax，，601000601000 有计算与查图可知应采用定期人工润滑 10 对称式圆锥行星齿轮差速器设计 普通的对称式圆锥行星齿轮差速器由差速器左、右壳，2个半轴齿轮，2个锥齿轮，齿轮轴，半轴齿轮及行星齿轮垫片等组成。由于其结构简单、工作平稳、制造方便、性能可靠等优点，最广泛地用在变速箱上。例如加进摩擦元件以增大其内摩擦，提高其锁紧系数;或加装可操纵的、能强制锁住差速器的装置——差速锁等。 由于整速器壳是装在主减速器从动齿轮上，故在确定主减速界从动齿轮尺寸时，应考虑差速器的安装。差速器壳的轮廓尺寸也受到从动齿轮及主动齿轮导向轴承支座的限制。 10.1 圆锥行星齿轮差速器 10.1.1 差速器齿轮的基本参数选择 (1)行星齿轮数目的选择 一般常用2个行星齿轮，也有用4个行星齿轮的，少数采用3个行星齿轮。我们选用2个行星齿轮。 (2)行星齿轮球面半径RB(mm)的确定 圆锥行星齿轮差速器的尺寸通常决定于行星齿轮背面的球面半径RB，它就是行星齿轮的安装尺寸，实际上代替了差速器圆锥齿轮的节锥距，在一定程度上表征了差速器的强度。 球面半径可根据经验公式来确定: 3=40mm R,KTmmBB 20 式中KB——行星齿轮球面半径系数，对于2个行星齿轮的取最大值; T——计算转矩，N•m。 RB确定后，根据下式预选其节锥距: A0=(0.98,0.99)RB=40 (3)行星齿轮与半轴齿轮齿数的选择 为了得到较大的模数从而使齿轮有较高的强度，应使行星齿轮的齿数尽量少，但一般不应少于10。半轴齿轮的齿数采用14~25。半轴齿轮与行星齿轮的齿数比多在1.5~2范围内。 在任何圆锥行星齿轮式差速器中，左、右两半轴齿轮的齿数z2L、z2R之和，必须能被行星齿轮的数目n所整除，否则将不能安装。 (4)差速器圆锥齿轮模数及半轴齿轮节圆直径的初步确定 先初步求出行星齿轮和半轴齿轮的节锥角 、 : z01 arctan 30.96? =59.03? ,,90,,,,,121z2 式中z1、z2——行星齿轮和半轴齿轮齿数。 再根据下式初步求出圆锥齿轮的大端模数: AA2200 ,, =3.35 取m=4 msin,sin,12ZZ12 算出模数后，节圆直径d即可由下式求得: d=mz=48mm (5)压力角 过去差速器齿轮都选用20º压力角，这时齿高系数为l，而最少齿数是13。目前，差速器齿轮大都选用22º30′的压力角，齿高系数为0.8， 21 最少齿数可减至10，并且在小齿轮(行星齿轮)齿顶不变尖的条件下还可由切向修正加大半轴齿轮齿厚，从而使行星齿轮与半轴齿轮趋于等强度。由于这种齿形的最少齿数比压力角为20º的少，故可用较大的模数以提高齿轮的强度。(6)行星齿轮安装孔直径 及其深度L的确定 行星齿轮安装孔 与行星齿轮轴名义直径相同，而行星齿轮安装孔的深度L就是行星齿轮在其轴上的支承长度。通常取 L=1.1Φ 33T，10T10，200,, LΦ= =18.4mm 1.1,,,,,nl1.1,,,nl 式中T0——差速器传递的转矩，N•m; n——行星齿轮数; l——为行星齿轮支承面中点到锥顶的距高，mm; ; [σ]——支承面的许用挤压应力，取为69MPa。 所以L=20mm 2(差逮器齿轮与强度计算 差速器齿轮的弯曲应力为 ,,478.6MPa,980MPa 式中T——差速器一个行星齿轮给予一个半轴齿轮的转矩，N•m; ; Tj——计算转矩，N•m; n——差速器行星齿轮数目; z2——半轴齿轮齿数; J——计算差速器齿轮弯曲应力用的综合系数。 22 按日常平均转矩计算所得的差速器齿轮的弯曲应力，应不大于210.9MPa;按计算转矩进行计算时，弯曲应力应不大于980MPa。 所以，差速器齿轮强度满足要求。 11 键的设计 键主要用来实现轴和轴上零件之间的周向固定一传递转矩。有些类型的键还可实行轴上零件的轴向固定或轴上移动，对于轴上不需要滑动的需固定位置的齿轮采用平键。而对于经常移动的齿轮则采用花键连接，具体选型则根据其所在的轴确定。 12 轴的校核 因为皮带的传递比已定，为1.8，所以经过了皮带的减速后到轴一上的转速和功率分别为1667n/min、3.67KW。根据零件工作效率和损耗计算出每根轴上的相应功率和转速为表3所示: 表3 各轴转速及功率 Table3 The axis rotational speed and power 转速(n/min) 功率(KW) 轴一 1667 3.67 轴二 1000 3.51 轴三 853 3.37 轴四 579 3.24 轴五 256 3.10 轴六 91 2.97 轴七 28 2.86 23 12.1 对轴一进行校核 已知: P=3.67KW n=1667r/m D=28mm d=23mm 。从轴的结构图以及弯矩和 根据轴上的结构图，做出轴的计算简图2 扭矩图中可以看出截面C是轴的危险截面。先计算截面C处得MH、MV及M。 通过受力分析出: P66 T,9.55，10，,9.55，10，3.67/1667,21024Nmmn p64，9.55，10，2Tn F,,,824NtdD，da 0F,Ftg,,1027，tg20,300Nrt 824，99 F,,637NNH1128 824，29 F,,187NNH2128 300，99 F,,232NNV1128 300，29 F,,68NNV2128 做出弯矩图与扭矩图得出: MH=637×29=18473Nmm MV=232×29=6728Nmm 2222 M,MH，MV,18473，6728,19660Nmm 24 进行校核是通常只校核轴上的作大弯矩和扭矩的截面(即危险截面C) 的强度。根据以上所求出的数据并取=0.6，得出轴的计算应力: , 2222M，(aT)19660，(0.6，21024) ,,,,14.08Mpaca3W0.1，25.5 3此处W=0.2d，d为轴的直径，鉴于此处是花键，则取大径和小径da之和的一半。 根据选定的轴的材料为40Cr，在机械设计手册中查得。,,,,70Mpa,1因此，故安全。 ,,,,,ca,1 根据机体构造和传动顺序只对后面的五轴进行校核 按公式: 6T9.55，10p ,,,,,,,3W0.2dnT 式中:τ为轴的切应力，Mpa;T为转矩，Nmm; 为抗扭截面系Wr 3d,33数，，对圆截面轴W,,0.2d;P为传递的功率，KW;n为转速，mmr16 r/min;d为轴的直径，mm;,,为许用切应力，Mpa。 , 已知:P=3.10KW n=256r/m d=22mm 得: 66T9.55，10p9.55，10，3.10 ,,,,,54.3Mpa33W0.2dn0.2，22，256T ,, 查得40Cr的,为55Mpa 则安全，故合格。 25 12.2 对轴四的校核 已知:P=3.25KW n=579r/min d=22mm 69.5510T，p 按公式 ,,,,,,,3W0.2dnT 为轴的扭切应力，Mpa;T为转矩，Nmm;Wt为抗扭截面系 式中:, 3d,33数，，对圆截面轴;P为传递的功率，KW;n为轴的转W,,0.2dmmT16 速，n/min;d为轴的直径，mm;为许用扭切应力，Mpa。 ,,, 查得40Cr的=55Mpa ,,, 将数据代入公式得 66T9.55，10P9.55，10，3.24,,,,33 W0.2dn0.2，22，579T ,25.1Mpa,,,, 故满足要求 按扭转变形公式: Tl32Tl ,,,,,,,4GIGd,P 式中:T为转矩，Nmm;l为轴受转矩作用的长度，mm;G为材料的切 变模量，Mpa;d为轴经，mm;Ip为轴截面的极惯性矩。 由手册查得,,=0.00041=0.0004×137=0.0548 , 32TlTl,,,4,GIpGd 632，9.55，10，137，3.24,计算得: 44,8，10，，22，579 ,,,0.0039,, 则满足要求～ 26 13 传动齿轮的强度校核 齿轮传动时机械传动中最重要的传动之一，形式很多，应用广泛。 齿轮传动的主要特点有:效率高;结构紧凑;工作可靠，寿命长，传动比稳定。 齿轮传动由于各种原因，存在下面几种失效形式:齿轮折断;齿面失效;齿面点蚀;齿面胶合;塑性变形。故必须对齿轮进行校核。 13.1 对双联齿轮的校核 根据结构，只需对一档双联齿轮及半轴进行校核 已知:P=3.24KW n=579r/m 齿轮材料选用20CrMnTi ,, ,, ,,1080Mpa,,850Mpabs 可查得经渗碳淬火后 ,,1450Mpa,,385MpaHlimFlim 查表得S=1.1，故 H ,1450Hlim ,,,,,1318Mpa,HS1.1H 查表得S,1.3，故 p ,385Flim ,,,,,296Mpa,FS1.3F 由于此齿轮在第四轴上，计算此轴上的扭矩为 P66 T,9.55，10，,9.55，10，3.24/579,53440Nmmn 27 13.1.1 对双联齿轮中的小齿轮的强度校核 (1) 根据齿根弯曲强度校核公式: KYY2Fasa ,,,,,FF23mZ,dB 其中K为载荷系数 K,KKKKAV,, 为使用系数，由于传动均匀平稳，查机械手册选用=1.00 KKAA 为动载系数 KV 计算B的圆周速度 VB dn,，47.5，579,BH V,,,1.44m/sB60，100060，1000 d,47.5mmB 选用的是9级精度的齿轮由于手册查得 K,1.05v 查表得直齿轮 K,K,1.2H,F, K,1.14 K,1.08 H,F, 故K,KKKK,KKKK AV,,AVF,F, =1.0×1.05×1.2×1.08,1.36 经查表: 得: Y,2.88F 由于m=2.5 Z,19d,47.5mmBB b13.5B ,,,,0.284Bd47.5B 故: 2KTY2，1.36，53440，2.88F,,, F23230.284，2.5，19,mZdB 28 ,,,261Mpa,,F 满足要求～ (2) 按齿面接触强度校核: 2KTu,1，， ,,，，Z，Z,,,,HHEH3ud,Bd 式中T的单位为Nmm;的单位为mm;和的单位为Mpa。 ,,d,,BHH 其中 K=1.36 T=53440Nmm b13.5 u=43/19=2.263 ,,,,0.284dd47.5B 称为区域系数(标准直齿轮a=20，) ZZ,2.5HH 称为弹性影响系数，20CrMnTi与20CrMnTi啮合，查表取ZE Z,189.8MpaE 由于是外啮合，则: 2KT，，u，1,,，，Z，ZHHE3 u ,ddB 2，1.36，53440，3.263 = ，2.5，189.830.284，47.5，2.263 =902Mpa,, ,,H 满足要求～ 13.1.2 对大齿轮A的强度校核 (1) 根据齿根弯曲强度校核公式: KY2F ,,,,,,FF23mZ,dA 29 其中K问载荷系数 K,KKKKAV,, 为动载系数 KV 计算B的圆周速度 VB dn,，70，579,BH V,,,2.12m/sB60，100060，1000 d,70mmB 选用的是9级精度的齿轮，由手册查得 K,1.08V 查表得直齿轮 K,K,1.2K,1.12K,1.06H,F,H,F, 故K,KKKKAVF,F, =1.0×1.08×1.2×1.06,1.37 经查表: 得: Y,2.64 , 由于m=2.5 Z,28d,70mmA b9A ,,,0.129Bd70A 故: 2KTY2，1.37，53440，2.64F ,,,,,245Mpa,,FF23230.129，2.5，28mZ,dA 满足要求～ (2) 按齿面接触强度校核 按此公式校核: 2KTu,1，， ,,，，Z，Z,,,, HHEH3ud,dA ,, 式中T的单位为Nmm;d的单位为mm;,和,的单位为Mpa。 AHH 30 其中 K=1.37 T=53440Nmm b=9mm 28b9 u,,1.474,,,,0.129dd1970A 称为区域系数(标准直齿轮a=20时，) ZZ,2.5HH 称为弹性影响系数，20CrMnTi与20CrMnTi啮合，查表ZE 取。 Z,189.8MpaE 由于是外啮合，则: 2KTu，1，，, ,，，Z，ZHHE3u,ddA 2，1.37，53440，2.474 = ，2.5，189.830.129，70，1.474 =840Mpa ,,,,H 满足要求～ 所以此双联齿轮符合要求。 13.2 对行走动力输出轴齿轮(最终传动大齿轮)进行校核 已知: P=2.86KW n=28r/m 齿轮材料选用20CrMnTi ,,,, ,,1080Mpa ,,850Mpa bs 可查得经渗碳淬火后 ,,,,1450Mpa ,,,,385Mpa HlimFlim 查表得S,1.1，故 n ,1450Hlim ,,,,,1318Mpa,HS1.1H 31 按照非精密传动，且已经到最后低速传动可取最低安全系数查表得 ，故 S,0.85F ,38Flim ,,,,,453Mpa,FS0.85F 由于此齿轮在半轴上，计算此轴上的扭矩为 p2.8666 T,9.55，10，,9.55，10，，2,487732Nmmn28根据齿根弯曲强度校核公式: KYY2Fasa ,,,,,,FF23mZ,dB 其中K为载荷系数 K,KKKKAV,, 为使用系数，由于传动均匀平稳，差机械手册选用 KK,1.00AA 为动载系数 KV 计算B的圆周速度 VB dn,，135，28,BH V,,,0.19m/sB60，100060，1000 d,135mmB 选用的是9级精度的齿轮，由手册查得 K,1V 查表得直齿轮K,K,1.2 H,F, K,1.056K,1.035 H,F, K,KKKK,KKKK 故 AV,,AVFaF, =1.0×1×1.2×1.035,1.242 经查表: 得: Y,2.4F 由于m=3 Z,45 d,135mm BB 32 b16B ,,,,0.119Bd135B 故: 2KTY，，，21.2424877322.4F ,,,,,,446Mpa,,FF2323，，0.119345mZ,dB 满足要求～ 按齿面接触强度校核 按此公式校核: 2KTu,1，， ,,，，Z，Z,,,,HHEH3ud,dB 式中T的单位为Nmm;的单位为mm;和的单位为Mpa。 ,,d,,nHH其中 K=1.242 T=487732Nmm 45b16 u,,3.214,,,,0.119d14d135B 称为区域系数(标准值齿轮a=20时，=2.5) ZZHH 称为弹性影响系数，20CrMnTi与20CrMnTi啮合，查表取ZE Z,189.8MpaE 由于是外啮合，则: 2KTu，1，，, ,，，Z，ZHHE3u,ddB 2，1.242，487732，4.214 =，2.5，189.8 30.119，135，3.214 ,,,, =834Mpa 满足要求～ 由于此变速箱采用多级传动，齿轮很多，很难逐一校核，现经校 33 核重要齿轮后均满足要求。故可认为此变速箱齿轮符合要求。 14 对滚动轴承寿命的校核 由于我们采用的都是深沟球轴承6203型号 可按公式: ,6,,10C ,, 进行寿命计算 L,，h,,60np,, T2式中Lh为寿命，h;C为基本额定动载荷，N;P=为当量动载荷，F,rd N;为系数，这里取值为3。 , 14.1 对轴四上的轴承进行校核 已知:功率P=3.24KW n=579n/min C=13.5KN d=17mm 62T2，9.55，10，3.24 求得: P,,,6287Nd17，579 由于是一对，则P取6287/2=3143.5N 将数据代入公式得: 3,663,,C101013.5，10,,,,L ,，,，,2300h,,h,,P60n60，5793143.5,,,, 考虑到实际情况，旋耕机工作大部分是农忙，所以可以满足要求。 14.2 对动力输出轴上的轴承进行校核 已知: 功率P=2.86KW n=28n/min C=13.5KN d=35mm 34 62T2，9.55，10，1.43求得: P,,,27870Nd35，28 由于是一对，则P取27870/4=6967N 将数据代入公式得: 3,663,,,,10C1013.5，10,, ,, L,，,，,4330hh,,,,60np60，286967.5,,,, 虑到到实际情况，旋耕机工作大部分是农忙，所以可以满足要求。因传动级数较多，很难一一校核，只需重要的轴承满足要求就可以，现对四轴和半轴校核都满足要求，所以大致确定此变速箱轴承合格。 15 对键及花键的校核 15.1 对平键的校核 我们所用的键都起固定作用，所以应按普通平键连接的强度条件计算 3T，210,, 可按公式: ,,,, ppkld 式中:T——传递的转矩(T=F×y?F×d/2)，单位为Nm; K——键与轮毂键槽ide接触高度，k=0.5h，此外h为键的高度， 单位为mm; l——键的工作长度，单位为mm，圆头平键l=L-b，平头平键l=L， 这里L为键的公称长度，单位为mm;b为键的宽度，单位为mm; d——轴的直径，单位为mm; , ——键、轴、轮毂三者中最弱的许用挤压应力，单位为Mpa。 p 现对轴四的平键进行校核 35 对于键一 已知: b=6mm h=6mm l,50mml P=3.24KW n=579r/min d=22mm 查得 ,,,,120Mpar 362T，102，9.55，10，3.24,, ,pkld3，50，22，579 ,, 32Mpa,,p 则安全～ 对于键二 是高速三档齿轮的固定平键 已知:b=6mm h=6mm l=10mm P=3.24KW n=1502r/min d=22mm ,, 查得,,120Mpa p 362T，102，9.55，10，3.24,,, pkld3，50，22，57 ,, ,64.43Mpa,, p 则安全～ 从结构上看轴二上的平键，所受得力比四轴的小，所以不用校核。 15.2 对花键的校核 我们采用的是矩形花键，按动联结的强度条件校核公式: T2 计算 ,,P,,P,zhldm 按静联接的强度条件公式: 36 T2 计算 ,,,,,,ppzhld,m 式中: ——载荷分配不均匀系数，与齿数多少有关，一般取=0.7~0.8，,, 齿数多时偏小值; Z——花键的齿数; l——齿的工作长度，单位为mm; h——花键齿的工作高度，矩形花键，h=(D-d)/2-2C，此处D 为外花键的大径，d为内花键的小径，C为倒角尺寸，单位 为mm; Dd，d ——花键的平均直径，矩形花键，单位为mm; d,mm2 ,, ,——花键的许用挤压应力，单位为Mpa; p ——花键的许用压力，单位为Mpa; ,,P 对轴三上的花键进行校核 应对1—R档齿轮处的花键校核，此花键是 已知: z=6 l=21mm P=3.37KW n=853r/min 25,2225，22 h,,1,0.5mmd,,23.5mmm22 取=0.8 查得,, ,P,20Mpa 362T2，3.37，10，9.55，10 P,, ,zhld0.8，6，0.5，21，23.5，853m ,, ,6.89Mpa,P 则满足要求～ 从结构看轴一上的低档花键，所受的力比三轴的小，所以不用校核。 半轴上 37 的花键进行校核，此联接是静联接 已知: z=6 l=19mm P=2.86/2=1.43KW n=28r/min 32,2632，36 h,,1,2mmd,,29m22 =0.8 查得 取,,,,200Mpa,p 则按静连接的强度公式计算: 62T2，1.43，9.55，10, ,,p,zhld0.8，6，2，19，29，28m ,, ,184Mpa,,p 则满足要求。 16 说明 以上各种校核除特殊注明都按一档低速时的情况进行，因为在同等条件下，高档比低档的受力要小，所以只需校核低档各情况即可。 参考文献 [1] 北京农业工程大学主编.农产品加工机械与设备[M].校编教材.1991. 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