草坪根莖采集收獲機(jī)動(dòng)力傳動(dòng)箱的設(shè)計(jì)
草坪根莖采集收獲機(jī)動(dòng)力傳動(dòng)箱的設(shè)計(jì),草坪,根莖,采集,收集,收獲,收成,機(jī)動(dòng)力,傳動(dòng),設(shè)計(jì)
三 江 學(xué) 院
本科生畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）
題 目 草坪根莖采集收獲機(jī)傳動(dòng)箱設(shè)計(jì)
機(jī)械工程 學(xué)院
機(jī)械設(shè)計(jì)制造及其自動(dòng)化（數(shù)控技術(shù)）專業(yè)
學(xué)生姓名 王 翔 學(xué)號(hào) B08152078
指導(dǎo)教師 龐 偉 職稱 副教授
指導(dǎo)教師工作單位 江蘇大學(xué)
起訖日期 2012.2.20-2012.6.8
摘 要
本說(shuō)明書(shū)主要介紹了草坪根莖采集收獲機(jī)動(dòng)力傳動(dòng)箱的設(shè)計(jì)，要求滿足工作機(jī)得性能要求，適應(yīng)工作條件，工作可靠，傳動(dòng)裝置的結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、尺寸緊湊、成本低廉、傳動(dòng)效率高和使用維護(hù)方便。包括方案選擇：傳動(dòng)零件的設(shè)計(jì)，其中有包括了帶傳動(dòng)，鏈傳動(dòng)，齒輪傳動(dòng)，帶輪，鏈輪，齒輪的設(shè)計(jì)及校核；軸的設(shè)計(jì)計(jì)算及校核；軸承的選擇和計(jì)算；鍵連接的選擇和校核；箱體的設(shè)計(jì)（主要結(jié)構(gòu)尺寸的設(shè)計(jì)計(jì)算及說(shuō)明）；潤(rùn)滑和密封。
關(guān)鍵詞：傳動(dòng)箱；齒輪；齒輪軸；軸；軸承；鍵
Abstract
The main content of this instruction is explains the design of transmission, which is used in machine of the lawn rootstock gather and harvest. It is required to content the performance demands upon the working parts, adapt to the working condition and work credible. The transmission has a simple structure, compact size, low cost, high efficiency and convenient to used and maintenance. In this instruction, it includes selecting plans, designing the elements such as belt drive, chain drive, gear drive, blet wheel, chain wheel and gear, designing and verifying the gears, the shafts, the bearings, the keys and the box (the main sizes of structure), lubricating and sealing.
Key words:transmission;gears;shafts;bears;keys
目 錄
第一章 緒論 1
1.1 課題依據(jù) 1
1.2 方案比較 2
第二章 總傳動(dòng)設(shè)計(jì) 4
2.1各級(jí)傳動(dòng)比的確定 4
2.2各根軸的功率，轉(zhuǎn)速計(jì)轉(zhuǎn)矩 4
2.2.1軸I的功率，轉(zhuǎn)速及轉(zhuǎn)矩 5
2.2.2軸II的功率，轉(zhuǎn)速及轉(zhuǎn)矩 5
2.2.3軸III的功率，轉(zhuǎn)速及轉(zhuǎn)矩 5
2.2.4軸IV的功率，轉(zhuǎn)速及轉(zhuǎn)矩 5
第三章 各零部件設(shè)計(jì) 6
3.1帶傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算 6
3.1.1輸入軸帶輪 6
3.1.2輸出軸帶輪 7
3.2鏈傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)算 8
3.3齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)算 9
3.3.1齒輪1和齒輪2的傳動(dòng)計(jì)算 9
3.3.2齒輪3和齒輪5的傳動(dòng)計(jì)算 12
3.3.3齒輪4和齒輪6的傳動(dòng)計(jì)算 16
3.3.4齒輪7和齒輪8的傳動(dòng)計(jì)算 16
3.4軸的設(shè)計(jì)計(jì)算及校核 19
3.4.1第二根軸的設(shè)計(jì)計(jì)算 19
3.4.2第一根軸的設(shè)計(jì)計(jì)算 22
3.4.3第三根軸的設(shè)計(jì)計(jì)算 25
3.4.4第四根軸的設(shè)計(jì)計(jì)算 27
3.5鍵聯(lián)接的選擇和校核 29
3.5.1軸一上的鍵 29
3.5.2軸二上的鍵 30
3.5.3軸三上的鍵 30
3.5.4軸四上的鍵 31
3.6箱體的設(shè)計(jì) 31
3.7減速器的潤(rùn)滑 31
結(jié)束語(yǔ) 32
致 謝 33
參考文獻(xiàn) 34
三江學(xué)院2012屆本科生畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）
第一章 緒論
1.1 課題依據(jù)
草坪作為園林綠化的基礎(chǔ)組成部分，得以空前發(fā)展，但由于歷史原因和科技水平的限制，我國(guó)草坪業(yè)的發(fā)展始終停留在低水平，低層次上。再加上目前我國(guó)生產(chǎn)草坪的草種幾乎依賴進(jìn)口，進(jìn)口草種的價(jià)格偏高，且進(jìn)口的渠道有限，這些因素都極大地制約了我國(guó)草坪業(yè)良好的發(fā)展。
另外，我過(guò)目前生產(chǎn)商品草皮絕大部分直接種植在田間地頭，每售一茬需要帶走約2cm的表土，對(duì)地力破壞嚴(yán)重，運(yùn)輸成本高，且鏟草皮工藝落后（目前主要依賴人工鏟運(yùn)），造成商品草皮厚度不均，鋪植后高低不平，這些因素也從一方面制約了草坪業(yè)的發(fā)展。目前國(guó)內(nèi)雖然也出現(xiàn)了一些較為先進(jìn)的商品草皮的生產(chǎn)方法，如無(wú)土草毯、植生帶等，但其生產(chǎn)成本偏高，且只適用于少數(shù)品種。
有些草坪品種（如矮生百慕大、天堂419、馬尼拉等）利用基根莖較強(qiáng)的萌蘗能力的特點(diǎn)進(jìn)行草根直播來(lái)建植草坪的方法早已取得成功，但由于根莖的獲取比較麻煩，目前主要靠手工操作，效率低，是的這一成果很難大規(guī)模推廣。
在上述背景下，研究草坪根莖規(guī)模化生產(chǎn)工藝，探索收獲根莖的新方法、新工藝，解決根莖收獲的難點(diǎn)，提高收獲效率，開(kāi)發(fā)除草籽、草皮以外的商品化新種源——“根莖”。那么這種根莖收獲采集器將有很大的市場(chǎng)和發(fā)展?jié)摿Α?
草坪根莖采集收獲機(jī)分為自走與手推兩種機(jī)型，本人主要任務(wù)為自走式草坪根莖采集收獲機(jī)的傳動(dòng)箱部分的設(shè)計(jì)。
主要技術(shù)指標(biāo)有：發(fā)動(dòng)機(jī)動(dòng)力5~8HP，輸出轉(zhuǎn)速1800r/min，工作幅寬是500mm，采集工作部件形式為甩刀，前進(jìn)速度有1m/s和0.5m/s兩個(gè)速度，氣吸形式貫流風(fēng)機(jī)，貫流風(fēng)機(jī)的轉(zhuǎn)速為1100r/min。
在笨機(jī)器中，動(dòng)力傳動(dòng)箱即減速器是在發(fā)動(dòng)機(jī)和工作機(jī)之間的獨(dú)立傳動(dòng)部件，首先考慮選用直齒圓柱齒輪減速，因?yàn)檫@類減速器加工方便，效率高，成本較低?？紤]到這種機(jī)器在草坪上作業(yè)，為減少對(duì)草坪的損傷，機(jī)器本身重量應(yīng)盡可能減輕；同時(shí)，此類的機(jī)器屬于小型農(nóng)用機(jī)械，體積小，重量輕所以減速器的設(shè)計(jì)應(yīng)從成本低，體積小，重量輕的原則出發(fā)
功率非配：自走1kw，貫流風(fēng)機(jī)1kw，振動(dòng)篩0.5kw，刷刀3.5kw。
1.2 方案比較
方案一：各部件工作都從發(fā)動(dòng)機(jī)直接輸出動(dòng)力，減速箱禁用來(lái)傳遞自走部分動(dòng)力，功率流程圖如下
發(fā)動(dòng)機(jī)6KW
甩刀3.5kw
貫流風(fēng)機(jī)1kw
減速箱1kw
振動(dòng)篩0.5kw
自走 1kw
圖1-1 方案一功率流程圖
弱采用一級(jí)傳動(dòng)，初步牛齒輪傳動(dòng)工作見(jiàn)圖如下：
圖1-2 方案一齒輪傳動(dòng)簡(jiǎn)圖
從圖中可看出，軸一是輸出軸，軸二上轉(zhuǎn)悠雙聯(lián)滑移齒輪，用來(lái)控制自走的兩黨速度。但是可看出此方案不可行。一是由于傳動(dòng)比過(guò)大，齒輪直徑大，從二減速箱體積過(guò)大；二是軸二與軸一轉(zhuǎn)速相反，而軸一與發(fā)動(dòng)機(jī)輸出轉(zhuǎn)速相同，甩刀與發(fā)動(dòng)機(jī)通過(guò)帶傳動(dòng)直接相連，，相應(yīng)甩刀軸轉(zhuǎn)速與軸一相同，那么自走方向即前進(jìn)方向就是與甩刀工作法向相反，這是不合理的。
方案二：各部分工作部件都從發(fā)動(dòng)機(jī)直接輸出動(dòng)力，減速箱僅用來(lái)傳遞自走部分動(dòng)力，功率流程圖如下：
發(fā)動(dòng)機(jī)6KW
甩刀3.5kw
貫流風(fēng)機(jī)1kw
減速箱1kw
振動(dòng)篩0.5kw
自走 1kw
圖1-3 方案二功率流程圖
采用二級(jí)傳動(dòng)，初步擬齒輪傳動(dòng)工作見(jiàn)圖如下：
圖1-4 方案一齒輪傳動(dòng)簡(jiǎn)圖
此方案的優(yōu)點(diǎn)是通過(guò)二級(jí)傳動(dòng)，使結(jié)構(gòu)更緊湊，從而減速箱的整體尺寸減小，同時(shí)輸出軸的軸三轉(zhuǎn)速方向與軸一相同，保證了前進(jìn)方向與甩刀的工作方向一致。但是，缺點(diǎn)個(gè)工作部件都從發(fā)動(dòng)機(jī)直接輸出動(dòng)力，二發(fā)動(dòng)機(jī)的輸出轉(zhuǎn)速為1800r/min，從整體考慮，貫流風(fēng)機(jī)和振動(dòng)篩的傳動(dòng)路線不容易實(shí)現(xiàn)，帶來(lái)很多不便。
方案三：甩刀直接從發(fā)動(dòng)機(jī)輸出動(dòng)力，貫流風(fēng)機(jī)、振動(dòng)篩和自走動(dòng)力通過(guò)減速器傳遞。功率劉徹圖如下：
發(fā)動(dòng)機(jī)6kw
甩刀3.5kw
減速箱2.5kw
貫流風(fēng)機(jī)1kw
自走1lw
振動(dòng)篩0.5kw
圖1-5 方案三功率流程圖
采用二級(jí)傳動(dòng)，初步擬齒輪傳動(dòng)工作簡(jiǎn)圖如下：
圖1-6 方案三齒輪傳動(dòng)簡(jiǎn)圖
如圖所示，軸一是輸入軸，通過(guò)二級(jí)減速?gòu)妮S三輸出至輪子；軸二轉(zhuǎn)速為720r/min，與振動(dòng)篩350r/min左右相差不遠(yuǎn)，可通過(guò)帶傳動(dòng)降速實(shí)現(xiàn)；軸一與軸四之間通過(guò)升速輸出，輸出轉(zhuǎn)速為1100r/min，與貫流風(fēng)機(jī)相連，且輸出轉(zhuǎn)速與輸入軸相反，符合要求。此方案從整體考慮，堅(jiān)固各部分東路傳遞，結(jié)構(gòu)緊湊，減速箱體積小，重量輕，并且制造簡(jiǎn)單某便于各部分的協(xié)調(diào)安裝面設(shè)計(jì)合理，從而降低了生產(chǎn)成本。所以采用此方案。
第二章 總傳動(dòng)設(shè)計(jì)
2.1各級(jí)傳動(dòng)比的確定
傳動(dòng)路線如圖所示:
圖1-6 方案三齒輪傳動(dòng)簡(jiǎn)圖
一直后驅(qū)動(dòng)輪的直徑
則輪子的轉(zhuǎn)速 （2-1）
則當(dāng)行走速度為v=0.5m/s時(shí)， （2-2）
總傳動(dòng)比為 （2-3）
當(dāng)行走速度為v=0.5m/s是， （2-4）
總傳動(dòng)比為 （2-5）
，取=2.5，=1.8
第一級(jí)齒輪傳動(dòng)傳動(dòng)比為=2.91
弟二級(jí)齒輪傳動(dòng)傳動(dòng)比為=1.44或=2.88。
2.2各根軸的功率，轉(zhuǎn)速計(jì)轉(zhuǎn)矩
傳動(dòng)效率=0.96，=0.98
2.2.1軸I的功率，轉(zhuǎn)速及轉(zhuǎn)矩
= （2-6）
=
= （2-7）
2.2.2軸II的功率，轉(zhuǎn)速及轉(zhuǎn)矩
2.2.3軸III的功率，轉(zhuǎn)速及轉(zhuǎn)矩
（2-8)
（2-9）
2.2.4軸IV的功率，轉(zhuǎn)速及轉(zhuǎn)矩
（2-10）
...................................................
（2-11）
第三章 各零部件設(shè)計(jì)
3.1帶傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算
3.1.1輸入軸帶輪
1) 確定計(jì)算功率
查得工作情況系數(shù)為=1.1，故
==1.12.5=2.75kw （3-1）
2) 選取宅V帶帶型：確定選用SPZ型
3) 確定帶輪基準(zhǔn)直徑
取主動(dòng)輪基準(zhǔn)直徑=80mm
從動(dòng)輪基準(zhǔn)直徑==802.8=200mm （3-2）
驗(yàn)算帶的速度： （3-3）
帶的速度適合
4) 確定窄V帶的基準(zhǔn)長(zhǎng)度和傳動(dòng)中心距
根據(jù)，初步確定中心距=400mm
計(jì)算帶所需的基準(zhǔn)長(zhǎng)度：
（3-4）
5) 驗(yàn)算主動(dòng)輪上的包角：
，主動(dòng)輪上的包角合適 （3-5）
6) 計(jì)算窄V帶的根數(shù)z
（3-6）
查得=1.86kw，=0.3kw，=0.96，=0.94
則，取z=2根
7) 計(jì)算預(yù)緊力
=500 （3-7）
8) 計(jì)算作用在軸上的壓軸力
（3-8）
3.1.2輸出軸帶輪
1) 確定計(jì)算功率
查得工作情況系數(shù)=1.1，故
==1.10.5=0.55kw
選取宅V帶帶型：確定選用SPZ型
2) 確定帶輪基準(zhǔn)直徑
取主動(dòng)輪基準(zhǔn)直徑=71mm
從動(dòng)輪基準(zhǔn)直徑==712=142mm；取=140mm
驗(yàn)算帶的速度：
帶的速度適合
3) 確定窄V帶的基準(zhǔn)長(zhǎng)度和傳動(dòng)中心距
根據(jù)，初步確定中心距=300mm
計(jì)算帶所需的基準(zhǔn)長(zhǎng)度：
（3-9）
4) 驗(yàn)算主動(dòng)輪上的包角
，主動(dòng)輪上的包角合適
5) 計(jì)算窄V帶的根數(shù)z
（3-10）
查得=0.73kw，=0.11kw，=0.98，=0.9
則，取z=1根
6) 計(jì)算預(yù)緊力
=500 （3-11）
7) 計(jì)算作用在軸上的壓軸力
（3-12）
3.2鏈傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)算
1 選擇鏈輪齒數(shù)
假定鏈速v=0.6～3m/s，取小鏈輪=17，
則==1.817=31
2 計(jì)算功率
則==1.817=31查得工作情況系數(shù)=1.2，故
==1.20.886=1.06kw
3 確定鏈條鏈節(jié)數(shù)
初定中心距=30P，則鏈節(jié)數(shù)為
（3-13）
4 確定鏈條的節(jié)距p
按小鏈輪轉(zhuǎn)速估計(jì)，鏈工作在功率曲線頂點(diǎn)左側(cè)時(shí)，可能出現(xiàn)鏈板疲勞破壞。查得小鏈輪齒數(shù)系數(shù)
（3-14）
（3-15）
選取單排鏈，查得=1.0，故
（3-16）
選鏈號(hào)為10A單排鏈。也證實(shí)原估計(jì)鏈工作在額定功率曲線左側(cè)時(shí)正確的。查得鏈接距p=15.875mm
5 確定鏈長(zhǎng)L及中心距a
（3-17）
3.3齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)算
3.3.1齒輪1和齒輪2的傳動(dòng)計(jì)算
1. 選定齒輪類型，精度等級(jí)，材料及齒數(shù)
選用直齒輪圓柱齒輪傳動(dòng)，7級(jí)精度
選定齒輪材料為20GrMnTi（滲碳，淬火，回火），HRC52～60.
選齒輪1：齒數(shù)=24，則==2.9124=69.84，取=70
2. 按齒面接觸強(qiáng)度計(jì)算
1) 確定各計(jì)算數(shù)值
1 試選載荷系數(shù)：=1.3
2 齒輪1傳遞的扭矩：=3.316Nmm
3 選取齒寬系數(shù) =0.6
4 查得材料的彈性影響系數(shù)=
5 查得齒輪1與齒輪2的接觸疲勞極限：
6 計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：工作壽命為8年，每年工作6個(gè)月，每天工作8小時(shí)
7 查得接觸疲勞壽命系數(shù)：=0.95，=1.07
8 計(jì)算接觸疲勞需用應(yīng)力：去失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，得
代入中較小的值
2) 計(jì)算
1 試算齒輪1分度圓直徑
（3-18）
2 計(jì)算圓周速度v
3 計(jì)算齒寬b
4 計(jì)算齒寬與尺高之比b/h
模數(shù)：
尺高：h=
5 計(jì)算載荷系數(shù)
根據(jù)v=0.758,7級(jí)精度，查得動(dòng)載系數(shù)=1.05
直齒輪，假設(shè)，查得==1.2
查得使用系數(shù)=1.25
查得7級(jí)精度，小齒輪相對(duì)軸承非對(duì)稱布置時(shí)
（3-19）
由b/h=10.65，=1.17，查得=1.15
故載荷系數(shù) （3-20）
6 按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算的的分度圓的直徑
mm （3-21）
7 計(jì)算模數(shù)m
m=
3. 按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)
1) 確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值
1 查的齒輪1和齒輪2的彎曲強(qiáng)度極限：
2 查得彎曲疲勞壽命系數(shù)：，
3 計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力
去彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，
（3-22）
（3-23）
4 計(jì)算載荷系數(shù)K
（3-24）
5 查取齒形系數(shù)：=2.65，=2.24
6 查取應(yīng)力校正系數(shù)：=1.58，=1.75
7 計(jì)算齒輪1和3的并加以比較
（3-25）
齒輪1的數(shù)值大。
2) 設(shè)計(jì)計(jì)算
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)大于有齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)，由于齒數(shù)模數(shù)的大小取決于彎曲疲勞所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關(guān)，可取由彎曲強(qiáng)度算得的模數(shù)1.46并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值m=1.5mm，則齒輪1齒數(shù)=/m=25.25/1.5=16.8，取=20，齒輪2的齒數(shù)，取=59。
4. 幾何尺寸計(jì)算
1) 分度圓直徑：
2) 計(jì)算中心距：,取a=59.5mm
3) 計(jì)算齒輪寬度：
取，=23mm。
5. 驗(yàn)算
=82.5N/mm100N/mm
合適。
3.3.2齒輪3和齒輪5的傳動(dòng)計(jì)算
1. 選定齒輪類型，精度等級(jí)，材料及齒數(shù)
選用直齒輪圓柱齒輪傳動(dòng)，7級(jí)精度，選定齒輪材料為20GrMnTi（滲碳，淬火，回火），HRC52～60.
選齒輪3：齒數(shù)=24，則==2.8824=69.12，取=70
2. 按齒面基礎(chǔ)強(qiáng)度計(jì)算
I) 確定各計(jì)算數(shù)值
1) 試選載荷系數(shù)：=1.3
2) 齒輪3傳遞的扭矩：=3.63Nmm
3) 選取齒寬系數(shù) =0.6
4) 查得材料的彈性影響系數(shù)=
5) 查得齒輪3與齒輪5的接觸疲勞極限：
6) 計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：工作壽命為8年，每年工作6個(gè)月，每天工作8小時(shí)
7) 查得接觸疲勞壽命系數(shù)：=1.07，=1.15
8) 計(jì)算接觸疲勞需用應(yīng)力：去失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，得
（3-26）
II) 計(jì)算
1) 試算齒輪3分度圓直徑
（3-27）
2) 計(jì)算圓周速度：
3) 計(jì)算齒寬b
4) 計(jì)算齒寬與齒高之比b/n
模數(shù)：
尺高：h=
5) 計(jì)算載荷系數(shù)
根據(jù)v=0.353，7級(jí)精度，查得動(dòng)載系數(shù)=1.02
直齒輪，假設(shè)/b>100N/mm,查得==1.0
查得使用系數(shù)=1.75
查得7級(jí)精度，小齒輪相對(duì)支承非對(duì)稱布置時(shí)
（3-28）
由b/h=6.4，=1.17，查得=1.14
故載荷系數(shù)
6) 按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算的的分度圓的直徑
7) 計(jì)算模數(shù)m
m=
3. 按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)
I 確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值
1) 查得齒輪3和齒輪5的彎曲疲勞遷都極限：
2) 查得彎曲疲勞壽命系數(shù)：，
3) 計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力
去彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，
（3-29）
4) 計(jì)算載荷系數(shù)K
（3-30）
5) 查取齒形系數(shù)：=2.65，=2.32
6) 查取應(yīng)力校正系數(shù)：=1.58，=1.70
7) 計(jì)算齒輪3和5的并加以比較
（3-31）
（3-32）
齒輪3的數(shù)值大。
II 設(shè)計(jì)計(jì)算
（3-33）
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)大于有齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)，由于齒數(shù)模數(shù)的大小取決于彎曲疲勞所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關(guān)，可取由彎曲強(qiáng)度算得的模數(shù)1.35并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值m=1.5mm，則齒輪3齒數(shù)=/m=31/1.5=20.7，取=21，齒輪5的齒數(shù)，取=61。
4. 幾何尺寸計(jì)算
1) 分度圓直徑：
2) 計(jì)算中心距：,取a=61.5mm
3) 計(jì)算齒輪寬度：
取，=24mm。
5. 驗(yàn)算
（3-34）
=213.4N/mm>100N/mm （3-35）
合適.
3.3.3齒輪4和齒輪6的傳動(dòng)計(jì)算
已知a=61.5mm,則,=即,=50.41,取=50.5mm
=1.4450.5=72.72=73
m=1.5,=/m=34,
=19mm,
3.3.4齒輪7和齒輪8的傳動(dòng)計(jì)算
1. 選定齒輪類型，精度等級(jí)，材料及齒數(shù)
選用直齒輪圓柱齒輪傳動(dòng)，7級(jí)精度，選定齒輪材料為20GrMnTi（滲碳，淬火，回火），HRC52～60.
選齒輪8：齒數(shù)=20，則==0.65520=37
2. 按齒面接觸強(qiáng)度計(jì)算
1) 確定各計(jì)算數(shù)值
1 試選載荷系數(shù)：=1.3
2 齒輪8傳遞的扭矩：=8.17Nmm
3 選取齒寬系數(shù) =0.6
4 查得材料的彈性影響系數(shù)=
5 查得齒輪3與齒輪5的接觸疲勞極限：
6 計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：工作壽命為8年，每年工作6個(gè)月，每天工作8小時(shí)
7 查得接觸疲勞壽命系數(shù)：=0.95，=0.94
8 計(jì)算接觸疲勞需用應(yīng)力：去失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，得
（3-36）
（3-37）
2) 計(jì)算
1 試算齒輪8分度圓直徑
（3-38）
2 計(jì)算圓周速度：
（3-39）
3 計(jì)算齒寬b
4 計(jì)算齒寬與齒高之比b/n
模數(shù)：
尺高：h=
5 計(jì)算載荷系數(shù)
根據(jù)v=1.25，7級(jí)精度，查得動(dòng)載系數(shù)=1.03
直齒輪，假設(shè)/b<100N/mm,查得==1.2
查得使用系數(shù)=1.75
查得7級(jí)精度，小齒輪相對(duì)支承非對(duì)稱布置時(shí)
（3-40）
由b/h=5.35，=1.17，查得=1.14
故載荷系數(shù) （3-40）
6 按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算的的分度圓的直徑
7 計(jì)算模數(shù)m
m=
3. 按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)
1) 確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值
1 查得齒輪7和齒輪8的彎曲疲勞遷都極限：
2 查得彎曲疲勞壽命系數(shù)：，
3 計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力
去彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，
（3-42）
（3-43）
4 計(jì)算載荷系數(shù)K
5 查取齒形系數(shù)：=2.43，=2.65
6 查取應(yīng)力校正系數(shù)：=1.658，=1.58
7 計(jì)算齒輪7和8的并加以比較
（3-44）
（3-45）
齒輪8的數(shù)值大。
2) 設(shè)計(jì)計(jì)算
（3-46）
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)大于有齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)，取m=1.5mm已可滿足彎曲強(qiáng)度。但是為了同時(shí)滿足接觸疲勞強(qiáng)度，需按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑=27.0mm來(lái)計(jì)算應(yīng)有的齒數(shù)。于是由齒輪8齒數(shù)=/m=27/1.5=21.6，取=22，齒輪7的齒數(shù)，取=34，m=2.
4. 幾何尺寸計(jì)算
1) 分度圓直徑：
2) 計(jì)算中心距：
3) 計(jì)算齒輪寬度：
取，=22mm。
5. 驗(yàn)算
（3-47）
=39.4N/mm<100N/mm
合適.
3.4軸的設(shè)計(jì)計(jì)算及校核
3.4.1第二根軸的設(shè)計(jì)計(jì)算
1. 軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩:
=1.9408kw，=247r/min，=3.63
2. 求作用在齒輪上的力
齒輪2： （3-48）
齒輪3：
3. 初步確定軸的最小直徑
選取軸的材料為20Gr，滲碳，淬火。取=100，得：
4. 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)
圖3.4-1 軸二的簡(jiǎn)圖
1) 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的隔斷軸頸的直徑和長(zhǎng)度
1 初步選擇滾動(dòng)軸承
因軸承同時(shí)手游徑向力和軸向力的作用，故選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求，并根據(jù)=17mm，初選0基本的游隙組標(biāo)準(zhǔn)精度等級(jí)的單列圓桌會(huì)棍子軸承30203，氣尺寸為=17mm40mm13.25mm，故==17mm
2 各軸段的直徑
取安裝齒輪出的軸端b-c，f-g的直徑==21mm；齒輪2的左端與做軸承之間采用套筒定位，已知齒輪的輪廓寬度為18mm，為了使套筒端面可靠的壓緊齒輪，此軸端贏略短與輪廓的寬度，故取=15mm。同理，齒輪4的=24mm，取=21mm，齒輪2、4的另一端采用軸肩定位，軸肩高度h>0.07d，取h=2mm，則=25mm。齒輪3做成齒輪軸。
3 各軸段長(zhǎng)度
取齒輪距箱體內(nèi)壁之間的距離=15mm，考慮到箱體鑄造誤差，在確定滾動(dòng)軸承時(shí)應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離，取=6mm。一只滾動(dòng)軸承寬度T=13.25mm，則：，取==38mm.
齒輪3與齒輪5嚙合，=19mm，取=10.5mm，則=-2.5=10.5-2.5=8mm，=19+19+8+6=52mm。
至此，已初步確定了軸的各段直徑和長(zhǎng)度。
2) 軸上零件的軸向定位
齒輪與軸的軸向采用平鍵鏈接，按==21mm，查得平鍵1、2截面bh=6mm6mm，鍵長(zhǎng)=12mm，=18mm。
為了保證齒輪與軸配合有很好的對(duì)中性，故現(xiàn)則齒輪輪廓與軸的配合為H7/p6；滾動(dòng)軸承與軸的軸向定位是借過(guò)渡配合來(lái)保證的，為此選軸的直徑尺寸公差為js6。
3) 確定軸上圓角和倒角尺寸
取軸端倒角為1.5，各軸間處的圓角半徑R=1.5mm。
5. 求軸上的載荷
對(duì)于30203行圓錐滾子軸承，a=10mm。
根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖做出軸的計(jì)算見(jiàn)圖，再做出軸的彎矩圖和轉(zhuǎn)矩圖
圖3.4-1 軸二的力矩分析圖
水平平面受力：=-150N;=1635N
垂直平面受力：=123N；=417N
合成彎矩：M=(Nmm)
轉(zhuǎn)矩：T（Nmm）
6. 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度
從圖上看出C是軸的危險(xiǎn)截面，所以只校核截面C的強(qiáng)度，取=0.6，查得=60Mpa
===10.6Mpa< （3-49）
故安全
3.4.2第一根軸的設(shè)計(jì)計(jì)算
1. 軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩
=2.4kw，=720r/min，=1.273
2. 求作用在齒輪上的力
齒輪1： （3-50）
（3-51）
齒輪7：
3. 初步確定軸的最小直徑
選取軸的材料為20Gr，滲碳，淬火。取=100，得：
4. 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)
1) 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的隔斷軸頸的直徑和長(zhǎng)度
圖3.4- 軸一的簡(jiǎn)圖
1 初步選擇滾動(dòng)軸承
因軸承同時(shí)手游徑向力和軸向力的作用，故選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求，并根據(jù)=20mm，初選0基本的游隙組標(biāo)準(zhǔn)精度等級(jí)的單列圓桌會(huì)棍子軸承30204，氣尺寸為=20mm47mm15.25mm，故==20mm
2 各軸段的直徑
取安裝齒輪出的軸端f-g的直徑=23mm=；齒輪7的右端與右軸承之間采用套筒定位，已知齒輪的輪廓寬度為17mm，為了使套筒端面可靠的壓緊齒輪，此軸端贏略短與輪廓的寬度，故取=14mm。同理，齒輪7的另一端采用軸肩定位，軸肩高度h>0.07d，取h=2mm，則=27mm。齒輪1做成齒輪軸。
3 各軸段長(zhǎng)度
取齒輪距箱體內(nèi)壁之間的距離=15mm，考慮到箱體鑄造誤差，在確定滾動(dòng)軸承時(shí)應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離，取=6mm。一只滾動(dòng)軸承寬度T=15.25mm，則：，取=31.5mm.
出安裝聯(lián)軸器，==1.33.316=43.108Nm，選用ZL1彈性柱銷齒式聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為100Nm，軸孔長(zhǎng)度L1=30mm，與聯(lián)軸器配合軸段長(zhǎng)度=26mm。
至此，已初步確定了軸的各段直徑和長(zhǎng)度。
2) 軸上零件的軸向定位
齒輪與軸的軸向采用平鍵鏈接，按=14mm，=23mm，查得平鍵1截面bh=8mm7mm，鍵長(zhǎng)=22mm，=10mm。
為了保證齒輪與軸配合有很好的對(duì)中性，故現(xiàn)則齒輪輪廓與軸的配合為H7/p6；滾動(dòng)軸承與軸的軸向定位是借過(guò)渡配合來(lái)保證的，為此選軸的直徑尺寸公差為js6。
3) 確定軸上圓角和倒角尺寸
取軸端倒角為1.5，各軸間處的圓角半徑R=1.5mm。
5. 求軸上的載荷
對(duì)于30204行圓錐滾子軸承，a=10mm。
根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖做出軸的計(jì)算見(jiàn)圖，再做出軸的彎矩圖和轉(zhuǎn)矩圖
圖3.4-1 軸二的力矩分析圖
水平平面受力：=-150N;=1635N
垂直平面受力：=123N；=417N
合成彎矩：M=(Nmm)
轉(zhuǎn)矩：T（Nmm）
6. 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度
從圖上看出截面d是軸的危險(xiǎn)截面，所以只校核截面d的強(qiáng)度，取=0.6，查得=60Mpa
===15.6Mpa< （3-52）
故安全
3.4.3第三根軸的設(shè)計(jì)計(jì)算
1. 軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩
i=2.88
=0.923kw，=86r/min，=1.02
2. 求作用在齒輪5上的力
=2305N
=839N
3. 初步確定軸的最小直徑
選取軸的材料為20Gr，滲碳，淬火。取=100，得：
4. 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)
1) 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的隔斷軸頸的直徑和長(zhǎng)度
圖3.4-1 軸三的簡(jiǎn)圖
1 初步選擇滾動(dòng)軸承
因軸承同時(shí)手游徑向力和軸向力的作用，故選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求，并根據(jù)=25mm，初選0基本的游隙組標(biāo)準(zhǔn)精度等級(jí)的單列圓桌會(huì)棍子軸承30205，氣尺寸為=25mm52mm16.25mm，故===25mm
2 各軸段的直徑
取安裝齒輪出的軸端d-e的直徑=28mm，采用花鍵鏈接；
軸承的有段采用套筒和軸環(huán)定位，故軸環(huán)處直徑：
=28；
=22mm，=18mm。
3 各軸段長(zhǎng)度
取齒輪距箱體內(nèi)壁之間的距離=15mm，考慮到箱體鑄造誤差，在確定滾動(dòng)軸承時(shí)應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離，取=6mm。雙鏈齒輪采用花鍵配合，安裝齒輪出的軸端應(yīng)略短與齒輪寬度，故取=103mm；=5mm，=25mm，根據(jù)裝配的要求：=58mm；=40mm，=16mm，=85mm.
至此，已初步確定了軸的各段直徑和長(zhǎng)度。
2) 軸上的軸向定位
齒輪與軸的軸向采用花鍵聯(lián)接，按=28mm，采用中系列舉行規(guī)格為NdDB=628H7/f734H10/a117H11/d10;按=18mm，選用平鍵截面bh=6mm6mm，鍵長(zhǎng)L=12mm。
滾動(dòng)軸承與軸的軸向定位是借過(guò)渡配合來(lái)保證的，為此選軸的直徑尺寸公差為js6。
3) 確定軸上圓角和倒角
取軸端倒角為1.5，各軸間處的圓角半徑R=1.5mm。
5. 求軸上的載荷
對(duì)于30205行圓錐滾子軸承，a=10mm。
根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖做出軸的計(jì)算見(jiàn)圖，再做出軸的彎矩圖和轉(zhuǎn)矩圖
圖3.4-1 軸三的力矩分析圖
水平平面受力：=-156N;=2149N
垂直平面受力：=578N；=261N
合成彎矩：M=(Nmm)
轉(zhuǎn)矩：T（Nmm）
6. 從彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度
從圖上看出截面d是軸的危險(xiǎn)截面，所以只校核截面d的強(qiáng)度，取=0.6，查得=60Mpa
===14.4Mpa< （3-53）
故安全
3.4.4第四根軸的設(shè)計(jì)計(jì)算
1. 軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩
=0.9408kw，=1100r/min，=8.17
2. 求作用在齒輪上的力
=374N
=126N
3. 初步確定軸的最小直徑
選取軸的材料為20Gr，滲碳，淬火。取=108，得：
4. 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)
圖3.4-1 軸四的簡(jiǎn)圖
1) 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的隔斷軸頸的直徑和長(zhǎng)度
1 初步選擇滾動(dòng)軸承
因軸承同時(shí)手游徑向力和軸向力的作用，故選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求，并根據(jù)=20mm，初選0基本的游隙組標(biāo)準(zhǔn)精度等級(jí)的單列圓桌會(huì)棍子軸承30204，氣尺寸為=20mm47mm15.25mm，故===20mm。
2 各軸段的直徑
取安裝齒輪出的軸端c-f的直徑=23mm；
齒輪8做成齒輪軸。
=16mm
3 各軸段長(zhǎng)度
取齒輪距箱體內(nèi)壁之間的距離=15mm，考慮到箱體鑄造誤差，在確定滾動(dòng)軸承時(shí)應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離，取=6mm。取=55.5mm；=88mm，=33mm，=268mm；=22mm，取=53.5mm.
至此，已初步確定了軸的各段直徑和長(zhǎng)度。
2) 軸上零件的軸向定位
按=16mm，查得平鍵截面bh=5mm5mm，鍵長(zhǎng)L=28mm。
為了保證齒輪與軸配合有很好的對(duì)中性，故選擇齒輪輪廓與軸的配合為H7/p6；滾動(dòng)軸承與軸的軸向定位是借過(guò)渡配合來(lái)保證的，為此選軸的直徑尺寸公差為js6。
3) 確定軸上圓角和倒角尺寸
取軸端倒角為1.5，各軸間處的圓角半徑R=1.5mm。
5. 求軸上的載荷
對(duì)于30205行圓錐滾子軸承，a=11mm。
根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖做出軸的計(jì)算見(jiàn)圖，再做出軸的彎矩圖和轉(zhuǎn)矩圖
圖3.4-1 軸四的力矩分析
水平平面受力：=-144N;=230N
垂直平面受力：=48N；=78N
合成彎矩：M=(Nmm)
轉(zhuǎn)矩：T（Nmm）
6. 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度
從圖上看出截面d是軸的危險(xiǎn)截面，所以只校核截面d的強(qiáng)度，取=0.6，查得=60Mpa
===20.2Mpa< （3-54）
故安全
3.5鍵聯(lián)接的選擇和校核
3.5.1軸一上的鍵
平鍵1截面bh=5mm5mm，=22mm
鍵的材料是鋼，取=110Mpa
工作長(zhǎng)度l=L-b=22-5=17mm鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.55=2.5mm
===89.2Mpa< （3-55）
合適。
平鍵2截面bh=8mm7mm，=10mm
鍵的材料是鋼，取=110Mpa
工作長(zhǎng)度l=L-b=10-8=2mm鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.57=3.5mm
===63.3Mpa< （3-56）
合適。
3.5.2軸二上的鍵
平鍵1截面bh=6mm6mm，=12mm
鍵的材料是鋼，取=110Mpa
工作長(zhǎng)度l=L-b=12-6=6mm鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.56=3mm
===92.1Mpa< （3-57）
合適。
平鍵2截面bh=6mm6mm，=18mm
鍵的材料是鋼，取=110Mpa
工作長(zhǎng)度l=L-b=18-6=12mm鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.56=3mm
===96Mpa< （3-58）
合適。
3.5.3軸三上的鍵
平鍵截面bh=6mm6mm，=12mm
鍵的材料是鋼，取=110Mpa
工作長(zhǎng)度l=L-b=12-6=6mm鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.56=3mm
===70.8Mpa<
合適。
花鍵鏈接為動(dòng)聯(lián)接，取[P]=15Mpa
=0.7，z=6，h=-2C=-21=1 （3-59）
l=46mm，===31mm （3-60）
P==3.4Mpa<
合適。
3.5.4軸四上的鍵
平鍵截面bh=5mm5mm，=28mm
鍵的材料是鋼，取=110Mpa
工作長(zhǎng)度l=L-b=28-5=23mm鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.55=2.5mm
===17.8Mpa< （3-61）
合適。
3.6箱體的設(shè)計(jì)
1. 箱座壁厚：=6mm
2. 箱蓋壁厚：=6mm
3. 箱座分箱面凸緣厚：=1.5=1.56=9mm
4. 箱蓋分箱面凸緣厚：=1.5=1.56=9mm
5. 平凸緣底座厚：=2.35=14mm
6. 地腳螺栓：=0.36a+6=9mm
7. 地腳螺栓數(shù)：n=6 （3-62）
8. 減速器軸心高：H++=87mm （3-63）
9. 箱座的深度：=87-7=80
3.7減速器的潤(rùn)滑
l 潤(rùn)滑方式
齒輪為浸油潤(rùn)滑：
滾動(dòng)軸承采用飛濺潤(rùn)滑，在箱座結(jié)合面上制出輸油溝。
l 潤(rùn)滑油的牌號(hào)
采用潤(rùn)滑油牌號(hào)為HJ-50.
結(jié)束語(yǔ)
經(jīng)過(guò)十幾周的畢業(yè)設(shè)計(jì)，我們的大學(xué)生活也即將接近尾聲?；仡欉@半學(xué)年得經(jīng)歷，手中的圖紙，幾十頁(yè)的論文，凝聚了多少汗水和心血，感受頗多。
首先，畢業(yè)設(shè)計(jì)涉及到我們四年來(lái)多學(xué)課程的很多內(nèi)容某鞏固和事件了我們所學(xué)的專業(yè)課知識(shí)。從設(shè)計(jì)計(jì)算到驗(yàn)算校核，每個(gè)環(huán)節(jié)都經(jīng)歷了多次修改完善，再修改再完善；從考慮一個(gè)片面，到全方面顧忌，才感覺(jué)到我們所學(xué)知識(shí)的不足和應(yīng)用的不完善。通過(guò)這次畢業(yè)設(shè)計(jì)，讓我們得到了在進(jìn)入工作以前的一次很好的鍛煉機(jī)會(huì)。
其次，我這次畢業(yè)設(shè)計(jì)的課題是“草坪根莖采集收獲機(jī)傳動(dòng)箱設(shè)計(jì)”。雖然大家的課題不一樣，但是我們都是一個(gè)學(xué)院的，課題內(nèi)容大體類似，所以我們經(jīng)常一起取圖書(shū)館查資料，進(jìn)行實(shí)物參考，到教室里進(jìn)行方案討論，大家著手設(shè)計(jì)，大家互相找錯(cuò)誤，以達(dá)到盡善盡美。
通過(guò)這次畢業(yè)設(shè)計(jì)，我對(duì)所學(xué)專業(yè)課有了更深入的認(rèn)知，相信在工作崗位上，這些知識(shí)能夠發(fā)揮很大的作用，是我對(duì)自己的未來(lái)充滿信心。
致 謝
本論文是在導(dǎo)師龐偉老師的悉心指導(dǎo)下完成的。龐老師淵博的知識(shí)，嚴(yán)謹(jǐn)?shù)闹螌W(xué)態(tài)度，一絲不茍的工作作風(fēng)將是學(xué)生受益終生。本人能夠順利完成本課題預(yù)定的各項(xiàng)任務(wù)與龐老師的細(xì)心知道是分不開(kāi)的，在此，謹(jǐn)向龐老師致以最真摯的感謝。
感謝大學(xué)四年學(xué)習(xí)中給予我指導(dǎo)和支持的老師和朋友，他們給了我很多關(guān)心和幫助，在我的學(xué)業(yè)當(dāng)中起了很重要的作用。
還要感謝我的同學(xué)黃波、曹元?jiǎng)?、申仁祥、徐文海、季敦楠等，在我的畢業(yè)設(shè)計(jì)過(guò)程中給予了我很大的幫助，再次表示中心的感謝！
在此論文完成之際，我還要想養(yǎng)育和教會(huì)我的父母說(shuō)一聲：感謝你們?cè)谶@十幾年漫漫求學(xué)路上的支持。
參考文獻(xiàn)
[1]濮良貴,紀(jì)名剛.機(jī)械設(shè)計(jì)[M].北京:高等教育出版社,2001
[2]王世剛,張春宜,徐起賀.機(jī)械設(shè)計(jì)實(shí)踐[M].哈爾濱:哈爾濱工業(yè)大學(xué)出版社,2001
[3]Rajput R K.Elements of Mechanical Engineering. Katson Publ. House,1985
[4]Orlow P.Fundamentals of Machine Design. Moscow: Mir Pub,1987
[5]吳宗澤.機(jī)械設(shè)計(jì)實(shí)用手冊(cè)[S].北京:中央廣播電視大學(xué)出版社,1998
[6]劉鴻文.材料力學(xué)[M].北京:高等教育出版社,1991.
[7]甘永力.幾何量公差與檢測(cè)[S].上海:上?？茖W(xué)技術(shù)出版社,2001.4
[8]西北工業(yè)大學(xué)工程制圖教研室.畫(huà)法幾何及機(jī)械制圖[M].西安:山西科學(xué)技術(shù)出版社,1998
[9]邱宣懷.機(jī)械設(shè)計(jì)[M].北京:高等教育出版社,1997
[10]濮良貴.機(jī)械零件[M].北京:人民教育出版社,1989
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