一種插秧機株距調整變速箱設計【2013年最新整理畢業(yè)論文】

題 學 目 院 本科畢業(yè)設計（論文） 一種插秧機株距調整變速箱 機械與自動控制學院 專業(yè)班級 *09 機械設計制造及其自動化 4 姓 名 王鵬 學 *號 I09690128 指導教師 系 主 任 *李革 教授 學院院長 *二 O 年 月 日 浙 江 理 工 大 學 機械與自動控制學院 畢業(yè)設計誠信聲明 我謹在此保證：本人所做的畢業(yè)設計，凡引用他人的研究成果均 已在參考文獻或注釋中列出。設計說明書與圖紙均由本人獨立完成， 沒有抄襲、剽竊他人已經發(fā)表或未發(fā)表的研究 成果行為。如出現以上 違反知識產權的情況，本人愿意承擔相應的責任。 聲明人（簽名）： *年 月 日 浙江理工大學本科畢業(yè)設計（論文） 摘要 插秧機株距調整變速箱 水稻是我國最主要的糧食作物 ，因其種植面積大 、單位面積產量與總產量高 ， 在 糧食生產中地位舉足輕重 。水稻種植的機械化是水稻生產的必然趨勢 ，大力發(fā) 展水稻生產機械化 ，可以有效爭搶農時 、抵御自然災害的影響 、確保和擴大種植 面積、提高水稻產量、節(jié)約生產成本。 為了達到滿意的插秧質量，在插秧前必須對插秧機進行適當的調整到位 ，以 保證大田有基本的苗數 。而大田的基本苗數是由秧苗栽插時的行距 、株距和每穴 *株數決定的。插秧機的行距為 30cm 固定不變，可調的只有株距和每穴株數 。所 以，通過調整株距調整大田基本苗數來合理實現水稻栽植密度 ，從而獲得最高的 產量，對于 水稻種植具有重要的意義。通過設計合理而高效的株距調整變速器 ， 對于適應多品種水稻種植，不同栽植密度要求，充分利用機械具有重要意義。 本設計針對水稻插植過程中經常采用的七個株距進行了插秧機株距調整變 速箱的設計，主要進行了以下內容： （ 1）調查分析了國內外水稻插秧機產業(yè)、產品發(fā)展現狀以及發(fā)展趨勢，闡 述了株距調整變速箱在插秧機工作中起到的重要作用，明確了課題研究的意義 。 （ 2）根據插秧機要實現七個株距的設計要求，設計了株距調整變速箱的傳 動方案，并擬定了其傳動路線。 （ 3）根據株距調整變速箱要 具體實現的七個株距距離，并結合插秧機工作 時的行走速度 ，計算出該變速箱的傳動比 。并擬定了合理的變速箱傳動零件參數 ， 計算出了各個齒輪齒數。 （ 4）根據設計完成的傳動零件尺寸，并結合變速箱傳動過程中傳遞功率及 傳動比，計算出傳動零件的受力，進行了傳統(tǒng)力學分析。 （ 5）簡單介紹了變速箱操縱機構的設計原則。 關鍵詞 ：株距調整變速箱；傳動方案；傳動比；力學分析 i 浙江理工 大學本科畢業(yè)設計（論文） Abstract 插秧機株距調整變速箱 Rice is Chinas most important food crops, because of its large acreage, high yields per unit area and total production, it plays a decisive role in food production .The mechanization of rice cultivation is the inevitable trend of rice production. The strong development of the mechanization of rice production can effectively compete for the farming season, resist the effects of natural disasters, ensure and expand the planting area, increase rice production and reduce production costs. In order to achieve satisfactory quality planting, we must make an appropriate adjustment to rice transplanter to ensure that the basic number of seedlings in rice fields before planting. The field planting density depends on the seedlings line spacing, planting distance and number of seedlings per hole. The transplanter line spacing is fixed at 30cm . Only the planting distance and number of seedlings per hole is adjustable. Therefore, by adjusting the planting distance to adjust the basic number of seedlings to achieve reasonable rice planting density, it is of great significance to obtain the highest yield for rice cultivation. Designing reasonable and efficient planting distance adjustment transmission is of great significance to adapt to the many varieties of rice cultivation, planting density requirements and make full use of the machinery. According to the seven planting distance that is often used in the planting, this design is designed for planting distance adjustment transmission. The main contents are as follows: (1) Investigating and analyzing the domestic and international rice transplanter industry, product development status and trends, elaborating planting distance adjustment transmission played an important role in the transplanter work, clearing the significance of the research. (2) According to seven planting distance that is achieved, designing the planting distance adjustment transmission scheme, and developing a transmission line. (3) According to seven planting distance that planting distance adjustment transmission will achieve and binding the traveling speed when the transplanter works, calculating the transmission ratio of the gearbox. At the same time, developing a reasonable gearbox transmission parts parameters and calculating the number of teeth of each gear. ii 浙江理工大學本科畢業(yè)設計（論文） 插秧機株距調整變速箱 (4) According to the transmission parts size that have been designed, combined with the transmission power and transmission ratio in gearbox transmission, calculating the force of the transmission parts, conducting a traditional mechanical analysis. (5) A brief introduction to the design principles of the transmission control mechanism. Keyword: planting distance adjustment transmission； transmission scheme； transmission ratio； traditional mechanical analysis. iii 浙江理工大學本科畢業(yè)設計（論文） 目 錄 插秧機株距調整變速箱 *摘 要 .i *目 錄 .iv 第一章 緒論 .1 1.1 前言 .1 1.2 國內外發(fā)展現狀及趨勢 .1 1.2.1 國外水稻插秧機產業(yè)、產品現狀與發(fā)展趨勢 .1 1.2.2 國內水稻插秧機產業(yè)、產品現狀與發(fā)展趨勢 .2 1.3 插秧機株距調整變速箱研究意義 .4 1.4 研究的基本內容與擬解決的主要問題 .4 1.4.1 基本內容 .4 1.4.2 擬解決的主要問題 .4 第二章 株距調整變速箱傳動方案確定 .6 2.1 變速器的設計要求及選擇 .6 2.1.1 變速器的設計要求 .6 2.1.2 變速器的選擇 .6 2.2 傳動方案的確定 .7 2.3 傳動路線描述 .8 第三章 株距調整變速箱傳動機構的計算 .9 3.1 株距調整變速箱傳動比的確定 .9 3.1.1 已知條件 .9 3.1.2 設計計算 .9 3.2 中心距的確定 .10 3.3 傳動零件的設計 .11 3.3.1 齒輪模數的選擇 .11 3.3.2 齒輪材料的選取 .11 3.3.3 齒輪壓力角的選取 .12 3.3.4 齒輪齒寬的選取 .12 3.4 齒輪齒數的確定 .13 iv 浙江理工大學本科畢業(yè)設計（論文） 插秧機株距調整變速箱 3.4.1 各傳動線路傳動比的確定 .13 3.4.2 齒輪齒數的確定 .14 3.5 齒輪變位系數的選擇 .16 第四章 株距調整變速箱的傳統(tǒng)力學分析 .18 4.1 齒輪的力學分析 .18 4.1.1 齒輪的損壞原因及形式 .18 4.1.2 齒輪的強度計算與校核 .19 4.2 軸承的選擇 .22 4.2.1 軸承類型的選擇 .22 4.2.2 深溝球軸承型號的選擇 .24 4.3 軸的力學分析 .25 4.3.1 軸的受力分析 .25 4.3.2 軸的強度校核 .26 4.3.3 軸的剛度校核 .28 第五章 變速器的操縱機構 .32 第六章 總結與展望 .33 6.1 總結 .33 6.2 展望 .33 參考文獻 .35 致 謝 .36 v 浙江理工大學本科畢業(yè)設計（論文） 第一章 緒論 *1.1 前言 插秧機株距調整變速箱 水稻是我國最主要的糧食作物 ，因其種植面積大 、單位面積產量與總產量高 ， 在糧食生產中地位舉足輕重 。而水稻種植的機械化 是水稻生產的必然趨勢 ，近年 來我國水稻種植的機械化水平逐年增高 ，尤其是自上個世紀九十年代以來 ，我國 水稻生產機械化水平明顯提高 1。目前，我國水稻種植機械化程度還相當低 ，特 *別是插秧環(huán)節(jié)， 2006 年機械化種植水平只有 9%2。 農業(yè)裝備的發(fā)展直接關系到我國農機化發(fā)展水平 ，農機化發(fā)展水平是我國現 代農業(yè)的重要標志 ，而水稻作為我國三大主要糧食作物之一 ，水稻生產機械化是 提高農機化水平的重要內容。大力發(fā)展水稻生產機械化，可以有效爭搶農時 、抵 御自然災害的影響 、確保和擴大 種植面積 、提高水稻產量 、節(jié)約生產成本 。推進 水稻主產區(qū)生產機械化，增強水稻生產的科技應用、節(jié)本增效和救災減災能力 ， *是加強水稻生產能力建設，恢復和發(fā)展糧食生產的重要物質基礎和技術手段 3。 *1.2 國內外發(fā)展現狀及趨勢 水稻機械化插秧技術是繼品種和栽培技術更新之后進一步提高水稻勞動生 產率的又一次技術革命 。目前，世界上水稻機插秧技術已成熟 ，日本、韓國等國 家以及我國臺灣地區(qū)的水稻生產全面實現了機械化插秧。 國內外較為成熟并普遍使用的插秧機 ，其工作原理大體相同 。發(fā)動機分 別將 動力傳遞給插秧機構和送秧機構 ，在兩大機構的相互配合下 ，插秧機構的秧針插 入秧塊抓取秧苗 ，并將其取出下移 ，當移到設定的插秧深度時 ，由插秧機構中的 插植叉將秧苗從秧針上壓下，完成一個插秧過程。同時，通過浮板和液壓系統(tǒng) ， *控制行走輪與機體相對位置和浮板與秧針相對位置，使得插秧深度基本一致 4。 *1.2.1 國外水稻插秧機產業(yè)、產品現狀與發(fā)展趨勢 水稻插秧種植方式主要集中在亞洲 ，目前國外生產插秧機的國家也全部在亞 洲，主要是日本和韓國 。日本是世界上水稻插秧機械化水平最高 的國家 ，也是插 秧機械研究和制造水平最高的國家，插秧機技術和產品均處于領先地位。 1 浙江理工大學本科畢業(yè)設計（論文） 插秧機株距調整變速箱 日本生產插秧機的企業(yè)主要有久保田 、井關、洋馬、三菱和日立等 。久保田 *是日本最大的農業(yè)機械制造商。與井關和洋馬并稱為日本 3 大農機制造企業(yè) 。韓 *國生產插秧機的企業(yè)主要有大同、東洋、 國際、 LG 和亞細亞等。 由于日本和韓國都已經實現水稻插秧機械化 ，其國內插秧機市場飽和 。產品 生產主要用于更新?lián)Q代和出口 。因此日本和韓國的插秧機企業(yè)都在積極拓展國外 市場，增加出口或直接海外投資。 日本插秧機產品已經形成標準化、系列化和多樣化的格局。乘坐式有 3 至 10 行，步行式有 1、 2、 4、 6 行，每種產品各具特色 ,適應于不同的環(huán)境條件和生 產規(guī)模，滿足不同用戶的需要 。日本種 植單季水稻 ，普遍采用中、小苗旱育稀植 技術。插秧機行距為 300 和 330mm5。韓國生產的插秧機也有步進式和乘坐式兩 類，但型號比較單一，沒有形成系列。日本插秧機主要有下述五方面的特點。 *(1)結構型式有乘坐式和步進式 2 大類。 *(2)乘坐式插秧機有高速型和普通型 2 個品種。 (3)高速插秧機又細分為側重點不同的多個機型。 (4)耕整地與插秧聯(lián)合作業(yè)。 (5)多用途插秧機。 根據國外插秧機技術發(fā)展情況，插秧機的基本結構形式不會有大的變化 ，將 *來主要向著降低生產成本、提高作業(yè)效率的 方向發(fā)展 6。 (1)高速插秧機將是主導發(fā)展產品。從機型結構來看，高速插秧機具有高效 率、高性能等優(yōu)勢 ，是未來的主要發(fā)展方向與主導發(fā)展產品 ；步進式插秧機由于 作業(yè)效率低、使用勞動強度大。市場占有率將逐步下降。 (2)少免耕作業(yè)和復合作業(yè)。插秧機從單一插秧作業(yè)向插秧的同時施肥、鋪 膜和少耕或免耕插秧等復式作業(yè)方向發(fā)展。 (3)發(fā)展多功能插秧機底盤 。插秧機底盤將向水田多功能通用底盤方向發(fā)展 ， 以提高機器利用率，降低生產成本。 *1.2.2 國內水稻插秧機產業(yè)、產品現狀與發(fā)展趨勢 隨著 國內插秧機市場需求的啟動 ，未來發(fā)展前景廣闊 。我國很多企業(yè)都介入 插秧機的開發(fā)和生產 ，國外的插秧機企業(yè)也改變過去單一的產品出口方式 ，紛紛 在我國建立獨資或合資企業(yè)進行插秧機生產 ，國內插秧機市場已經形成國際化的 2 浙江理工大學本科畢業(yè)設計（論文） 競爭局面。 插秧機株距調整變速箱 國內生產插秧機的企業(yè)主要有延吉插秧機制造有 限公司 、現代農裝湖州聯(lián)合 收割機有限公司和南通富來威農業(yè)裝備有限公司等 。在我國投資生產插秧機的外 資企業(yè)有韓國東洋、日本久保田、洋馬和井關等公司。國外資本和技術的引進 ， 加速了我國插秧機市場發(fā)展，產銷量增長很快。 20 世紀 50 年代我國就曾研制出為插大苗的插秧機 ，由于大苗育秧生產機械 *化沒有解決，因此也影響了插秧機的發(fā)展； 70 年代初步完成了轉臂滑道滾動插 秧機型的系列設計； 80 年代生產了曲柄搖桿插秧機； 90 年代在引進、改造日、 韓、臺灣等技術的基礎上 ，轉向生產插帶土秧苗的 高速插秧機 ，水稻生產過程中 *的耕整地、育秧、栽植與收獲機械化有了較大的進展，送秧和運秧機 (手扶式、 自走式、人力 )基本成熟，在分插機構的設計上有所突破，高速插秧機性能得到 提高 7。 *近年來 , 在國內插秧機市場需求下 ，引進和自主開發(fā)的產品發(fā)展很快 ，已初 *步克服了品種單一的缺陷。國內插秧機行距為 240 和 300mm。主要有步行式、 乘坐式和獨輪乘坐式 3 種類型。步行式插秧機和高速插秧機主要是合資企業(yè)的產 *品 ,國內生產的主要是獨輪乘坐式插秧機 , 自主開發(fā)的步行式插秧機和高速插秧 機也進入了批量生產階段 。目前插秧機市場的競爭主要來自國外產品 ，韓國的技 術來自日本其產品價格比較低 ，而且進入我國市場的方式更為靈活 ，因此對我國 市場的沖擊很大 8。 從國內目前水稻生產機械化的發(fā)展情況看 ，水稻機插秧仍然是水稻生產全程 機械化的最薄弱環(huán)節(jié) ，插秧機還處于發(fā)展初期 ，未來幾年市場需求量將會保持快 速上升態(tài)勢。插秧機產品質量和技術水平將進一步提高 。發(fā)展將會出現下述幾個 方面的特點。 （ 1）手扶步進式插秧機將是持續(xù)發(fā)展的機型。 （ 2）插秧機產品向系列化和多樣化發(fā)展。 （ 3）水稻種植機械向高速、精準、創(chuàng)新的方向發(fā)展。 （ 4）向降低成本，提高可靠性的方向發(fā)展。 3 浙江理工大學本科畢業(yè)設計（論文） *1.3 插秧機株距調整變速箱研究意義 插秧機株距調整變速箱 雖然機插水稻實現了定行 、定深、定穴和定苗栽插 ，滿足高產群體質量栽培 中寬行淺栽稀植的要求 。但只有使插秧機獲得符合標準要求 的插秧質量 ，才能確 保水稻的增產增收 。為了達到滿意的插秧質量 ，在插秧前必須對插秧機進行適當 的調整到位，并保證大田有基本的苗數。 因水稻品種不同 ，對大田基本苗數的要求也是不同的 ，基本苗數過大過小對 水稻的生長都不利 ，也必然影響到水稻的產量 。而大田的基本苗數是由秧苗栽插 *時的行距、株距和每穴株數決定的 。插秧機的行距為 30cm 固定不變，可調的只 有株距和每穴株數 9。所以，通過調整株距調整大田基本苗數來合理實現水稻栽 植密度，從而獲得最高的產量 ，對于水稻種植具有重要的意義 。通過設計合理而 高效的株距調整變速器 ，對于適應多品種水稻種植 ，不同栽植密度要求 ，充分利 用機械具有重要意義。 *1.4 研究的基本內容與擬解決的主要問題 *1.4.1 基本內容 本次畢業(yè)設計中主要完成的內容包括： （ 1）水稻機械化插秧的意義及發(fā)展 （ 2）插秧機株距調整變速箱方案設計 研究插秧機株距調整變速箱的技術方案 ，按照課題內容 ，完成總體方案設計 ， 實現 7 個株距 25， 21， 18， 17， 14， 12， 11（ cm）調整。 （ 3）插秧機株距調整變速箱的結構設計 要求結構 設計合理、簡單，裝置重量輕。 （ 4）完成二維、三維圖紙 完成三維、二維裝配圖和零件圖。 *1.4.2 擬解決的主要問題 在整個株距調整變速器設計中，首先要考慮的問題是實現 其 25,21,18,17,14,12,11 （ cm）七個株距的調整 。要達到此目標要求 ，必須根據插秧 4 浙江理工大學本科畢業(yè)設計（論文） 插秧機株距調整變速箱 機工作行走速度進行插植臂插植速度的設計（株距調整變速器轉速設計 ）。在確 定株距調整變速箱的轉速后 ，要合理確定齒輪組的變速組數 ，傳動比以及齒輪參 數。 在此基礎上要保證變速器結構合理 、簡單輕便，以減輕整機的重量 ，便于插 秧機在水田中的作業(yè) 。所以在滿足七個株距調整的前提下 ，應盡可能使得變速箱 整體結構小，重量輕，結構緊湊。 5 浙江理工大學本科畢業(yè)設計（論文） 第二章 株距調整變速箱傳動方案確定 2.1 變速器的設計要求及選擇 *2.1.1 變速器的設計要求 插秧機株距調整變速箱 該株距調整變速器的主要功用是實現插秧機工作時株距的調整要求 ，即在改 變發(fā)動機轉 速的主要前提下 ，傳遞一定的扭矩 ，使插秧機插植臂具有適合的牽引 力和速度。 對變速器的主要要求是： 應保證插秧機具有高的動力性和經濟性指標 。在插秧機整體設計時 ，根據插 秧機載重量、發(fā)動機參數及使用要求 ，選擇合理的變速器檔數及傳動比 ，來滿足 這一要求。 工作可靠，操縱輕便。插秧機在行駛過程中，變速器內不應有自動跳檔 、亂 檔、換檔沖擊等現象的發(fā)生 。為減輕駕駛員的疲勞強度 ，提高行駛安全性 ，操縱 輕便的要求日益顯得重要。 重量輕、體積小。影響這一指標的主要參數是變速器的中心距 。 選用優(yōu)質鋼 材，采用合理的熱處理 ，設計合適的齒形 ，提高齒輪精度以及選用圓錐滾柱軸承 可以減小中心距。 傳動效率高。為減小齒輪的嚙合損失 ，應有直接檔。提高零件的制造精度和 安裝質量，采用適當的潤滑油都可以提高傳動效率。 噪聲小。選擇合理的變位系數 ，提高制造精度和安裝剛性可減小齒輪的噪聲 。 *2.1.2 變速器的選擇 有級變速器與無級變速器相比 ，其結構簡單、制造低廉，具有高的傳動效率 （ =0.96-0.98 ），因此在各類機械設備上均得到廣泛的應用。本文亦根據設計 要求選擇有 級變速器進行設計。 目前，各種機械設備上采用的變速器結構形式是多種多樣的 ，這是由于各國 機械設備的使用 、制造及修理等條件不同 ，也是由各種類型設備的使用條件不同 所決定的。變速器按前進檔不同 ，有三、四、五和多檔變速器 。根據軸的形式不 6 浙江理工大學本科畢業(yè)設計（論文） 插秧機株距調整變速箱 同，又分為：固定軸式、旋轉軸式和綜合式三類 。究竟采用何種方式 ，除了機械 設備總布置要求外，主要考慮一下三方面： （ 1）變速器的徑向尺寸（兩軸式尺寸大，三軸式尺寸小 ）； （ 2）變速器的使用壽命（兩軸式齒輪壽命短，三軸式壽命長 ）； （ 3）變速器的效率。 其中固定軸式變速器應用廣泛，又可分為兩軸式變速器、中間軸式變速器 、 雙中間軸式變速器及多中間軸式變速器 。固定軸式變速器應用廣泛 ，旋轉軸式主 要用于液力機械式變速器。兩軸式變速器有 結構簡單、輪廓尺寸小、布置方便 、 *中間擋位傳動效率高和噪聲低等優(yōu)點，適用于插秧機對變速箱的要求 10。 *2.2 傳動方案的確定 高速插秧機的變速箱是底盤中最關鍵 、也是制造難度最大的裝置 ，要求重量 輕、強度高、適應機器在泥濘的稻田中行走 。該株距調整變速箱設計是在高速插 秧機總體傳動方案確定的基礎上展開的 ，本章主要對高速插秧機株距調整變速箱 傳動方案進行設計。 *為滿足七個株距調整，設計株距調整變速箱傳動簡圖（如圖 2-1）。 圖 2-1 株距調整變速箱傳動簡圖 在該株距調整變速箱傳動方案中 ，除齒輪組 Z13 Z14 為滑移齒輪組外 ，其它 齒輪皆為空套齒輪 ，它們可通過離合器相互間進行運動傳遞或帶動軸運動 。該株 距調整變速箱可實現八條傳動路徑，其傳動路線講解如下。 7 浙江理工大 學本科畢業(yè)設計（論文） *2.3 傳動路線描述 插秧機株距調整變速箱 在圖 2-1 傳動方案中，其可實現的八條傳動路線如下： Z （ 1）軸 1（輸入） Z13 23 軸 2（換擋離合器左移 ） 軸 3（輸出） Z24 （ 2）軸 1（輸入） Z14 Z24 軸 2（換擋離合器左移） 軸 3（輸出） （ 3）軸 1（輸入） Z15（ Z14， Z15嚙合） Z25 軸 2（換擋離合器左移 ） * 軸 3（輸出） *（ 4）軸 1（輸入） Z13 Z23 Z22 Z12 Z11 Z21 軸 2（換擋離 Z24 合器右移） 軸 3（輸出） （ 5）軸 1（輸入） Z14 Z24 Z22 Z12 Z11 Z21 軸 2（換擋離合 器右移） 軸 3（輸出） （ 6）軸 1 Z15（ Z14 ， Z15 嚙合） Z25 Z22 Z12 Z11 Z21 軸 2（換 擋離合器右移） 軸 3（輸出） 8 浙江理工大學本科畢業(yè)設計（論文） 第三章 株距調整變速箱傳動機構的計算 *3.1 株距調 整變速箱傳動比的確定 3.1.1 已知條件 *（ 1）發(fā)動機的額定轉速為 r n0= 3600 ； （ 2 ）發(fā)動機輸出軸到株距調整變速箱輸入軸之間的總傳動比為 ； i0= 4.152778 插秧機株距調整變速箱 （ 3）株距調整變速箱輸出軸與插植臂輸入軸之間的傳動比為 in= 2 ； *（ 4）插秧機工作時的行走速度為 ms v0= 1.9587 （ 5）有兩個插植臂同時參與工 作； 3.1.2 設計計算 插秧機株距計算公式為 11 =tv ? ，滑動率為 = 0.9 ； 式中， l 插秧機株距； l n （ 3-1） v 插秧機實際前進速度； t 插秧機行駛時間； n 插植傳動軸轉動次數（單臂 ）； 在插秧機工作過程中 ，由于有兩個插植臂同時參與工作 ，且從株距調整變速 箱輸出軸到插植臂輸入軸之間的傳動比為 in= 2，所以可以將株距調整變速箱輸 出軸的轉速視為一個插植臂工作時的轉速。 由公式（ 3-1）可推得 v l = nr 式中， nr 株距調整變速器輸出軸轉速 則由公式（ 3-2）得 9 （ 3-2） 浙江理工大學本科畢業(yè)設計（論文） *n = v 插秧機株距調整變速箱 （ 3-3） r l 又已知插秧機工作時的理想行走速度為 則由 ms v0= 1.9587 ，滑動率為 = 0.9 ， 得 v=1.76283 。 v v =0 *由已知所需設計的七個株距 25,21,18,17,14,12,11 （ cm）及公示（ 3-3）可求 得株距調整變速器輸出軸轉速 (如表 3-1）。 *表 3-13- 株距調整變速器輸出軸轉速 l(cm) 17 21 18 25 11 14 12 nr(r/min) 622.175 *503.666 587.61 423.079 961.544 755.499 881.415 已知發(fā)動機的轉速為 r n0= 3600 ，發(fā)動機輸入軸到株距調整變速箱輸入 軸之間的總傳動比為 in= 2 ，則株距調整變速箱輸入軸的轉速為 0i0nn?1= r 得 n1= 866.89 則由 。 n n ?i =1r *可得七個株距對應的傳動比（如表 3-2）。 *表 3-23- 株距調整變速器傳動比 *l(cm) 17 21 18 25 11 14 12 i 1.393 1.721 1.475 2.049 0.902 1.147 0.984 *3.2 中心距的確定 中心距是變速器的一個基本參數，對變速器的外形尺寸、體積和質量大小 、 輪齒的接觸強度有影響。中心距越小，輪齒的接觸應力越大，齒輪壽命越短 。因 此，最小允許中心距應當由保證輪齒有必要的接觸強度來確定 。中心距的選擇也 不應該過大，否則會使得變速器外形尺寸過大 ，體積和質量增大 ，影響 整機重量 ， 不利于插秧機田間工作 12。 *初選中心距 A 時，可根據已有插秧機株距調整變速箱的中心距初選 51mm。 10 為 浙江理工大學本科畢業(yè)設計（論文） *3.3 傳動零件的設計 3.3.1 齒輪模數的選擇 齒輪模數選擇的一般原則： 插秧機株距調整變 速箱 （ 1）為了減少噪聲應合理減小模數，同時增加齒寬； （ 2）為使質量小些，應該增加模數，同時減少齒寬； （ 3）從工藝方面考慮，各擋齒輪應該選用一種模數； （ 4）從強度方面考慮，各擋齒輪應有不同的模數。 對于插秧機而言 ，工作環(huán)境較差 ，對噪聲的要求較小 ，且插秧機由于在水田 中工作，對整機的質量要求較高 ，應盡量減小機器重量 ，同時為保證齒輪的強度 ， 所以齒輪的模數應選的大一些。 類比以往插秧機株距調整變速箱齒輪模數的選取 ，對常 嚙合齒輪模數選取較 *小值，對滑移齒輪模數去較大值，則各齒輪進行模數選取如表 3-3。 *表 3-33- 株距調整變速箱齒輪模數的選取 齒輪 模數 齒輪 模數 Z11 2.5 Z21 2.5 Z12 2.5 Z22 2.5 Z13 3 Z23 3 Z14 3 Z24 3 Z15 3 Z25 3 同步器和嚙合套的接合大都采用漸開線齒形 。由于制造工藝上的原因 ，同一 *變 速器中的結合套模數都取相同，本設計中漸開線模數取為 0.75。 *3.3.2 齒輪材料的選取 齒輪是機械中一個是最重要的零件之一 。其種類很多，形狀各異，大的直徑 幾十米，小的只有幾毫米 ；從傳遞的功率來看 ，大的可傳遞上百千瓦 ，小的也只 有幾毫瓦。因此齒輪要滿足不同情況的需要 ，其材料的選擇是很關鍵的 。齒輪材 料的選擇主要根據以下幾個方面 : （ 1）根據齒輪的失效形式來選擇 由齒輪的失效分析可知，對齒輪材料的基本要求為： 1）齒面要有足夠的硬度，以抵抗齒面磨損、點蝕、膠合以及塑性變形等 ； 2）齒芯應有足夠的強度和韌性，以抵抗齒根折斷和沖擊載荷； 3）應有良好的加工工藝性及熱處理性能，使之便于加工且便于提高力學性 11 浙江理工大學本科畢業(yè)設計（論文） 能。 （ 2）根據齒輪的承載能力來選擇 插秧機株距調整變速箱 承載能力取決于載荷的大小 ，載荷的大小直接影響齒輪的使用壽命 ，載荷越 大，要求齒輪的強度就越高 ，對所 選材料要求就高 ，載荷越小，對材料要求就越 低。 （ 3）根據齒輪的工作條件來選擇 對于一般比較簡單的小模數滲碳齒輪 ，芯部只要保證有足夠的韌性 ，采用低 碳鋼就可以了，但對受力較大的變速箱齒輪，芯部除了要求有足夠的韌性外 ，還 要求有足夠的強度 ，若采用低碳素鋼 ，淬透性必低，就達不到要求 ，幾種滲碳鋼 熱處理后滲碳性能的比較可知， 20CrMnTi。 20Cr 、 20CrMn 等低合金等滲碳性能不 如 根據以上齒輪材料的選擇原則以及該株距調整變速箱的實際工作情況 和 20CrMnTi 鋼具有較高的力學性能，熱處理工藝性較好，有較好的淬透性，可制 造截面在 30mm 以下，承受高等中速載荷以及沖擊、摩擦的重要零件。因此 ，本 設計采用 20CrMnTi 材料作為齒輪材料。 3.3.3 齒輪壓力角的選取 由機械原理可知，增大壓力角 ，齒輪的齒厚及節(jié)點處的齒廓曲率 半徑 亦皆隨之增加 ，有利于提高齒輪傳動的彎曲強度及接觸強度 。我國對一般用途的 齒輪傳動規(guī)定的壓力角為 = 20 。 為增強航空用齒輪傳動的彎曲強度及接觸強 度，我國航空齒輪傳動標準還規(guī)定了 = 25 的標準壓力角。 但增大壓力角并不一定都對傳動有利。對重合度接近 2 的高速齒輪傳動 ，推 *薦采用齒頂高系數為 1 1.2，壓力角為 16 18 的齒輪，這樣做既可增加齒輪的 柔性，又能降低噪聲和動載荷。壓力角較小時，重合度大，傳動平穩(wěn)，噪聲低 。 根據國家標準，本設計中變速器齒 輪壓力角 取 =20?u65292X嚙合套壓力角 取 =30?u12290X *3.3.4 齒輪齒寬的選取 齒寬的選取應滿足既能減輕變速器的質量 ，同時又能保證齒輪工作平穩(wěn)的要 12 浙江理工大學本科畢業(yè)設計（論文） 插秧機株距調整變速箱 求。齒輪寬度 b 的大小直接影響著齒輪的承載能力 ， b 加大，齒的承載能力 增高 。 但試驗表明，在齒寬增大到一定數值后 ，由于載荷分配不均勻 ，反而使齒輪的承 載能力降低。所以，在保證齒輪的強度條件下 ，盡量選取較小的齒寬 ，以有利于 減輕變速器的重量和縮短其軸向尺寸。 *3.4 齒輪齒數的確定 在初選了中心距 、齒輪的模數后 ，可根據預先確定的變速器檔數 、傳動比和 結構方案來分配各檔齒輪的齒數。下面結合本設計來說明分配各檔齒數的方法 。 *3.4.1 各傳動線路傳動比的確定 現假設各傳動路線檔位設置如下： *I 檔：軸 1 Z15（ Z14、 Z15 嚙合） Z25 軸 2（換擋離合器左移） 軸 3 （輸出）； 軸 1 Z15（ Z14、 Z15 嚙合） Z25 Z22 Z12 Z11 Z21 軸 2（換擋 離合器右移） 軸 3（輸出）； II 檔：軸 1 Z13 Z24 軸 2（換擋離合器左移） 軸 3（輸出）； 軸 1 Z13 Z24 Z22 Z12 Z11 Z21 軸 2（換擋離合器右移 ） 軸 3（輸出）； III 檔：軸 1 Z14 Z24 軸 2（換擋離合器左 移） 軸 3（輸出）； 軸 1 Z14 Z24 Z22 Z12 Z11 Z21 軸 2（換擋離合器右移 ） 軸 3（輸出）； *IV 檔：軸 1 Z13 Z23 軸 2（換擋離合器左移） 軸 3（輸出）； 軸 1 Z13 Z23 Z22 Z12 Z11 Z21 軸 2（換擋離合器右移 ） 軸 3（輸出）； 由傳動路線分析可知圖 2-1 傳動方案共有 8 條傳動路線，設計要求實現 7 個 株距調整，這就要求其中有 2 條傳動路線的傳動 比一樣 ，則各檔位傳動比分配如 表 3-4。 13 浙江理工大學本科畢業(yè)設計（論文） *表 3-43- 株距調整變速箱各檔位分配 插秧機株距調整變速箱 檔位 換擋離合 器位置 株距 傳動比 左 17 1.393 I 右 25 2.049 左 12 0.984 II 右 18 1.475 左 14 1.147 III 右 21 1.721 左 11 0.902 IV 右 17 1.393 *3.4.2 齒輪齒數的確定 *在第三章第 2 節(jié)中已經確定中心距 A=51mm，則可根據各齒輪模數及傳動比 確定其齒數。計算公式如下 13： *) z mz2(1+ 式中， A 中心距； Z 齒輪齒數； i 傳動比。 A = z1z2i12= 2 （ 3-4） （ 3-5） *1. 滑移齒輪組齒輪齒數確定 （ 1）齒數 Z13、 Z24 的確定 在 II 檔軸 1 Z13 Z24 軸 2（換擋離合器左移 ） 軸 3（輸出）的傳動路 線中，已知兩齒輪模數 m=3,要實現的傳動比為 0.984 ，近似為 1。 則由公式（ 3-4）與（ 3-5） 可得 Z13=17， Z24=17。 （ 2）齒數 Z23的確定 *在 IV 檔軸 1 Z13 Z23 軸 2（換擋離合器左移） 軸 3（輸出）的傳動 路線中，已知 Z13=16，傳動比為 0.902。 則由公式（ 3-5）可得 Z23=16。 14 浙江理工大學本科畢業(yè)設計（論文） （ 3）齒數 Z14的確定 插秧機株距調整變速箱 *在 III 檔軸 1 Z14 Z24 軸 2（換擋離合器左移） 軸 3（輸出）的傳動 路線中，已知 Z24=17，傳動比為 1.147。 則由公式（ 3-5）可得 Z14=15。 *2. 固定齒輪組齒輪齒數確定 （ 1）齒數 Z15、 Z25 的確定 *在 I 檔軸 1 Z15（ Z14、 Z15嚙合） Z25 軸 2（換擋離合器左移） 軸 3 *（輸出）的傳動路線中，已知兩齒輪模數 m=3,要實現的傳動比為 1.393。 則由（ 3-4）與（ 3-5）公式可得 Z15=14， Z25=15 。 （ 2）齒數 Z11、 Z12、 Z21、 Z22 的確定 *當換擋離合器移向最右端時，齒輪 Z11、 Z12、 Z21、 Z22 參與嚙合，在原有四 *條傳動路線的基礎上，新增四條傳動路線。齒輪 Z11、 Z12、 Z21、 Z22在四個檔位 *中的傳動比及其平均值如表 3-5。 表 3-53- 齒輪 Z11、 Z12、 Z21、 Z22在四個檔位中的傳動比及其平均值 檔位 傳動 比 平均值 I 1.471 II 1.499 1.504 III 1.5 IV 1.544 由傳動簡圖可知 Z11、 Z12、 Z21、 Z22四個齒輪由 Z22與 Z12， Z21與 Z11兩對齒 輪傳動組成?，F將其傳動比分配如下 ，齒輪 Z22 與 Z12 的傳動比為 1.756，則齒輪 Z21與 Z11的傳動比為 0.856。 則由公式（ 3-4）與（ 3-5）可得 Z22=14， Z12=24 。 Z21=18， Z11=21。 15 浙江理工大學本科畢業(yè)設計（論文） 故齒輪齒數如表 3-6。 *表 3-63- 齒輪齒數分配 插秧機株距調整變速箱 齒輪 齒數 齒輪 齒數 Z11 21 Z21 18 Z12 24 Z22 14 Z13 17 Z23 16 Z14 15 Z24 17 Z15 14 Z25 19 *3.5 齒輪變位系數的選擇 齒輪的變位是齒輪設計中一個非常重要的環(huán)節(jié) 。采用變位齒輪 ，除為了避免 齒輪產生根切和配湊中心距以外，它還影響齒輪的強度，使用平穩(wěn)性，耐磨性 、 抗膠合能力及齒輪的嚙合噪聲。 變位齒輪主要有兩類 ：高度變位和角度變位 。高度變位齒輪副的一對嚙合齒 輪的變位系數的和為零 。高度變位可增加小齒輪的齒根強度 ，使它達到和大齒輪 強度相接近的程度。高度變位齒輪副的缺點是不能同時增加一對齒輪的強度 ，也 很難降低噪聲 。角度變位齒輪副的變位系數之和不等于零 。角度變位齒輪既具有 高度變位齒輪的優(yōu)點，又避免了其缺點，故采用得較多。 有幾對齒輪組合構成的變速器 ，會因保證各檔傳動比的需要 ，使各相互嚙合 齒輪副的齒數和不同 。為保證各對齒輪有相同的中心距 ，此時應對齒輪進行變位 。 當齒數和多的齒輪副采用標準齒輪傳動或高度變位時 ，則對齒數和少些的齒輪副 應采用正角度變位 。由于角度變位可獲得良好的嚙合性能及傳動質量指標 ， 故采 用的較多。 變速器齒輪是在承受循環(huán)負荷的條件下工作 ，有時還承受沖擊負荷 。對于高 檔齒輪，其主要損壞形勢是齒面疲勞剝落 ，因此應按保證最大接觸強度和抗膠合 耐磨損最有利的原則選擇變位系數 。為提高接觸強度 ，應使總變位系數盡可能取 大一些，這樣兩齒輪的齒輪漸開線離基圓較遠 ，以增大齒廓曲率半徑 ，減小接觸 應力。對于低檔齒輪 ，由于小齒輪的齒根強度較低 ，加之傳遞載荷較大 ，小齒輪 可能出現齒根彎曲斷裂的現象。 總變位系數越小，一對齒輪齒形總厚度越薄，齒根越弱，抗彎強度越低 。但 *是由于輪齒的剛度較小，易于吸收沖擊振動，故噪聲要小些 14。 在滑移齒輪組中 ，由于中心距已經確定 ，會因保證各檔傳動比的需要 ，使各 相互嚙合齒輪副的齒數和不同 ，從而導致實際中心距與理想中心距的不同 ，需要 16 浙江理工大學本科畢業(yè)設計（論文） 對這些齒輪進行變位。其計算公式如下： z+mz2) =2(1 插秧機株距調整變速箱 （ 3-6） + , *a cos cos = , , （ 3-7） （ 3-8） *invz z x x * ) inv() =22tan(12 1 式中， a 理論中心距； m 齒輪模數； z 齒輪 齒數； 齒輪壓力角； , a 實際中心距； , * 齒輪嚙合角； x 齒輪變位系數。 （ 1）齒輪 Z14變位系數計算 由公式（ 3-6）可求得齒輪 Z14 與齒輪 Z24 嚙合的理論中心距為 48mm。 由公式（ 3-7）可求得齒輪 Z14 的嚙合角為 27.82 。 由公式（ 3-8）可求得齒輪 Z14的變位系數為 1.196 。 （ 2）齒輪 Z23變位系數計算 由公式（ 3-6）可求得齒輪 Z23與齒輪 Z13嚙合的理論中心距為 49.5mm。 由公式（ 3-7）可求得齒輪 Z23 的嚙合角為 24.21 。 由公式（ 3-8）可求得齒輪 Z14的變位系數為 0.553 。 *則各齒輪的變位系數如表 3-7。 表 3-73- 格齒輪變位系數 齒輪 變位系數 齒輪 變位系數 Z11 0 Z21 0 Z12 0 Z22 0 17 Z13 0 Z23 0.533 Z14 1.196 Z24 0 Z15 0 Z25 0 浙江理工大學本科畢業(yè)設計（論文） 第四章 株距調整變速箱的傳統(tǒng)力學分析 插秧機株距調整變速箱 株距調整變速箱的計算工況以每個檔位的承載最大情況為其工況，所以 ，力 學分析時，輸入軸的計算輸入轉矩是發(fā)生在發(fā)動機的最大轉矩時的情況 。對變速 器的傳統(tǒng)力學分析可以分為兩部分 ，一是對變速器齒 輪的力學分析 ；二是對變速 器軸的力學分析。 *4.1 齒輪的力學分析 *4.1.1 齒輪的損壞原因及形式 齒輪傳動就裝置形式來說，有開式、半開式及閉式之分；就使用情況來說 ， 有低速、高速及輕載、重載之分；就齒輪材料的性能及熱處理工業(yè)的不同 ，輪齒 有較脆（如經整體淬火 、齒面硬度很高的鋼齒輪或鑄鐵齒輪 ）或較韌（如經調制、 *常化的優(yōu)質碳鋼及合金鋼齒輪 ），齒面有較硬（齒輪工作面硬度大于 350HBS 或 38HRC，并稱為硬齒面齒輪）或較軟 （齒輪工作面硬度小于或等于 350HBS 或 38HRC，并稱為軟齒面齒輪 ）的差別等。由于上述條件的不同 ，齒輪傳動也就出 現了不同的失效形式。 一般地說，齒輪傳動的失效主要是輪齒的失效 ，而輪齒的失效形式又是多種 多樣的，常見的形式有五種 ：輪齒折斷、齒面磨損、齒面點蝕、齒面膠合及塑性 變形。輪齒折斷有多種形式 ，在正常工況下 ，主要是齒根彎曲折斷 ，因為在輪齒 受載時，齒根處產生的彎曲應力最大 ，再加上齒根過度部分的截面突變及 加工刀 痕等引起的應力集中作用 ，當輪齒重復受載后 ，齒根處就會產生疲勞裂紋 ，并逐 漸擴展，致使輪齒疲勞折斷 ；另一種情況是輪齒受足夠大的沖擊載荷作用 ，造成 輪齒彎曲折斷；前者在變速器中出現的多，后者出現的很少。 齒輪工作時，一對輪齒相互嚙合 ，齒面相互擠壓 ，這時存在齒面細小裂縫中 的潤滑油油壓升高 ，并導致裂縫擴展 ，然后齒面表層出現塊狀脫落形成齒面點蝕 。 他使齒形誤差加大，產生動載荷，導致輪齒折斷。 為了提高輪齒的抗折斷能力，可采取下列措施： （ 1）用增大齒根過渡圓角半徑及消除加 工刀痕的方法來減小齒根應力集中 ； （ 2）增大軸及支撐的剛性，使輪齒接觸線上受載較為均勻； 18 浙江理工大學本科畢業(yè)設計（論文） 插秧機株距調整變速箱 （ 3）采用合適的熱處理方法使齒芯材料具有足夠的韌性； （ 4）采用噴丸、滾壓等工藝措施 對齒根表層進行強化處理。 *4.1.2 齒輪的強度計算與校核 變速器齒輪的失效形式主要表現為齒根的彎曲疲勞折斷和齒面的接觸疲勞 破壞，所以對齒輪的結構分析主要是校核齒輪的齒根彎曲疲勞強度與齒面的接觸 疲勞強度。根據齒輪傳動設計手冊 15和機械設計 16查得，變速器受力分析如下 。 *1. 齒輪受力分析 進行齒輪傳動的強度計算時 ，首先要知道輪齒上所受的力 ，這就需要對齒輪 傳動做受力分析 。當然，對齒輪傳動進行利分析也是計算安裝齒輪的軸及軸承時 所必須的。 齒輪傳動一般均加以潤 滑 ，嚙合輪齒間的摩擦力通常很小 ，計算輪齒受力時 ， 可不予考慮。沿嚙合線作用在齒面上的法向載荷 Fn 垂直于齒面，為了計算方便 ， 將法向載荷 Fn 在節(jié)點 P處分解為兩個相互垂直的分力 ，即圓周力 Ft與徑向力 Fr。 *直齒輪嚙合時，各齒輪之間的徑向力和圓周力，其計算式為 17： T *d T dT F t= 2000 F= *r 2000 F= *n 2000 （ 4-1） *式中， T 輸入軸輸入的轉矩（ N?m）； Ft 各個齒輪的圓周力（ N）； 各個齒輪的徑向力（ N）； Fr Fn 各個齒輪的法向力（ N）； 各個齒輪的壓力角（ ?u65289X； d 對應齒輪的分度圓直徑（ mm）。 r 該株距調整變速箱的輸入軸最大功率 *n1= 866.89 。 轉矩計算公式如下 18： 19 *KwP = 3 ，對應的輸入軸轉速為 浙江理工大學本科畢業(yè)設計（論文） T = 9549 P n 插秧機株距調整變速箱 （ 4-2） *式中， T 輸入轉矩（ N ）； P 輸入功率（ Kw ）； *n 輸入軸轉速（ r min ）。 則由公式（ 4-2）可得輸入軸轉矩 。 T1=33.05 N 在整個株距調整變速 箱工作過程中，齒輪 Z13 、 Z14 、 Z15 的轉速始終與輸入 軸保持一致，計算分析簡單 ，且齒輪 Z13、 Z14 為滑移齒輪，在工作過程中與不同 的齒輪相互嚙合，工作周期長，同時受 到沖擊碰撞，容易損壞，故以下計算中 ， 齒輪各強度校核均已這三個齒輪為例進行分析。 則由公式（ 4-1）可得輸入軸上齒輪 Z13、 Z14、 Z15的受力如表 4-1。 表 4-14- 輸入軸上齒輪 13、 Z14、 Z15受力 齒輪 Ft Fn Z13 1296 1379 Z14 1468 1563 Z15 1573 1675 *2. 齒輪彎曲疲勞強度校核 輪齒在受載時，齒根所 受的彎矩最大，因此齒根所受的彎曲疲勞強度最弱 。 當輪齒在齒頂處嚙合時 ，處于雙對齒嚙合區(qū) ，此時彎矩的力臂雖然最大 ，但力并 不是最大，因此彎矩并不是最大 。根據分析，齒根所受的最大彎矩發(fā)生在輪齒嚙 合點位于單對齒嚙合區(qū)最高點時 。因此，齒根彎曲強度也應按載荷作用于單對齒 嚙合區(qū)最高點來計算。由于這種算法比較復雜，通常只用于高精度齒輪傳動。 對于制造精度較低的齒輪傳動 ，由于制造誤差大 ，實際上多由在齒頂處嚙合 的輪齒分擔較多的載荷 ，為便于計算，通常按全部載荷作用于齒頂來計算齒根彎 曲強度。 當然，采用這樣的算法，輪齒的彎曲強度比較富裕。 下面采用中等精度齒輪傳動的彎曲強度計算公式。 *對于變速器直齒輪而言，其齒根彎曲疲勞強度為 19： 20 浙江理工大學本科畢業(yè)設計（論文） f * = FKt 插秧機株距調整變速箱 （ 4-3） w bPy 式中， w t 直齒輪的彎曲應力（ MPa）； 齒輪分度圓上的圓周力（ N）； Ft *K 應力集中系數，取 1.65； Kf 摩擦力系數，主動輪取 1.1， 從動輪取 0.9； *b 齒輪接觸的實際寬度； Pt 端面周節(jié)， m Pt= ； *y 齒形系數，根據直齒輪齒數 *及變位系數查齒形系數圖（如圖 4-1）可得。 其中，圖 4-1 成立的條件為 ，假定載荷作用 在齒頂，壓 力角 =20?u65292X齒頂高系數 ha*=1。 圖 4-1 齒形系數圖 則由式（ 4-3）可得齒輪 Z13 、 Z14 、 Z15 的彎曲應力如表 4-2。 齒輪 *表 4-24- 齒輪 Z13、 Z14、 Z15的彎曲應力 Z13Z14 Z15 b Pt y w 7 9.425 0.12 297 7 9.425 0.21 192 12 9.425 0.105 240 *3. 齒輪齒面接觸疲勞強度校核 在齒輪齒面接觸疲勞強度計算中 ，為了計算簡便 ，通常以節(jié)點嚙合為代表進 行齒面的接觸強度計算。 圓柱直齒輪按節(jié)點嚙合進行接觸強度計算的接觸應力為： *FE 1 1 + ) j =(0.418 n b *2 1 （ 4-4） 式中， j 齒輪的接觸應力（ MPa）； Fn 法面內基圓周向切力，即齒面法向力（ N）； 21 浙江理工大學本科畢業(yè)設計（論文） *E 材料的彈性模量，由資料查得 E = 插秧機株距調整變速箱 5 *2.07 ? Mpa 。 1 、 2 主、從動齒輪節(jié)圓處的齒廓曲率半徑（對直齒輪： * = r sin *1 1 * = r sin ,2 ）； 分度圓處的壓力角（ = 20 ）； r1 、 r2 分別為主、從動齒輪的節(jié)圓半徑（ mm）。 齒輪 Z13 、 Z14 、 Z15 及其嚙合齒輪的節(jié)圓半徑如表 4-3（當某齒輪與多個齒輪 嚙合時，取與其相嚙合齒輪節(jié)圓較小的齒輪節(jié)圓參數作為計算依據 ）。 *表 4-3 齒輪 Z13、 Z14、 Z15及其嚙合齒輪的節(jié)圓半徑 齒輪 r1 r2 Z13 25.5 26.3 Z14 27.1 25.5 Z15 21 28.5 則由式（ 4-4）可計算得到齒輪 Z13、 Z14、 Z15所受接觸應力如表 4-4。 表 4-44- 齒輪 Z13、 Z14、 Z15所受接觸應力 齒輪 1 2 j *4.2 軸承的選擇 *4.2.1 軸承類型的選擇 Z13 8.72 9 1268 Z14 9.27 8.72 962 Z15 7.18 9.75 1105 根據軸承中摩擦性質的不同，可把軸承分為滑動摩擦軸承（簡稱滑動軸承 ） 和滾動摩擦軸承（簡稱滾動軸承 ）兩大類。滾動軸承由于摩擦系數小 ，啟動阻力 小，而且它已標準化 ，選用、潤滑、維護都很方便 ，因此在一般機器中應用較廣 。 滑動軸承具有一些獨特優(yōu)點 ，使得它在某些不能 、不便或使用滾動軸承沒有優(yōu)勢 的場合，如在工作轉速特高 、特大沖擊與振動 、徑向空間尺寸受到限制或必須剖 分安裝（如曲軸的軸承 ）、以及需在水或腐蝕性介質中 工作等場合，仍占有重要 地位。 本設計中的株距調整變速箱屬于插秧機部件 ，其工作場合為田間 ，且其工作 轉速不是特高 ，沖擊與振動也不是特大 ，徑向空間尺寸較為富裕 ，所以為了降低 22 浙江理工大學本科畢業(yè)設計（論文） 設計成本及維修、維護方便，本設計中選用滾動軸承。 插秧機株距調整變速箱 如果僅按軸承用于承受的外載荷不同來 分類 ，滾動軸承可以概括地分為向心 軸承、推力軸承和向心推力軸承三大類 。主要承受徑向載荷的軸承叫做向心軸承 ； 只能承受軸向載荷的軸承叫做推力軸承 ；能同時承受徑向載荷和軸向載荷的軸承 叫做向心推力軸承。 選用軸承時，首先是選擇軸承類型 。下面介紹合理選擇軸承類型時所應考慮 的主要因素： （ 1）軸承的載荷 軸承所受載荷的大小、方向和性質，是選擇軸承類型的主要依據。 根據載荷的大小選擇軸承類型時，滾子軸承比球軸承能夠承受更大的載荷 。 根據載荷的分析選擇軸承類型時，對于純軸向載荷，一般選用推 力軸承 。對 于純徑向載荷 ，一般選用深溝球軸承 、圓柱滾子軸承或滾針軸承 。當軸承在承受 徑向載荷的同時 ，還有不大的軸向載荷時 ，可選用深溝球軸承或接觸角不大的角 接觸球軸承或圓錐滾子軸承 ；當軸向載荷較大時 ，可選用接觸角較大的角接觸球 軸承或圓錐滾子軸承 ，或選用向心軸承和推力軸承組合在一起的結構 ，分別傳動、 承擔徑向載荷和軸向載荷。 （ 2）軸承的轉速 在一般轉速下，轉速的高低對類型的選擇不發(fā)生影響，只有在轉速較高時 ， 才會有比較顯著的影。從高中轉速對軸承的要求看，可以確定以下幾點 ： 1）球軸承比滾子軸承有較高的極限轉速； 2）在內徑相同的條件下，外徑越小，則滾動體就越小，運轉時滾動體加在 外圈滾道上的離心力也就越小 ，因而也就更適于在更高的轉速下工作 。故在高速 時，宜選用相同內徑而外徑較小的軸承 。若用一個較小的軸承而承載能力達不到 要求時，可在并裝一個相同的軸承，或者考慮寬系列的軸承。外徑較大的軸承 ， 宜用于低速重載的場合。 3）保持架的材料與結構對軸承轉速影響極大。實體保持架比沖壓保持架允 許高一些的轉速，青銅實體保持架允許更高的轉速。 4）推力軸承的極限轉速均 很低。 （ 3）軸承的調心性能 滾子軸承對軸承的偏斜最為敏感 ，這類軸承在偏斜狀態(tài)下的承載能力可能低 23 浙江理工大學本科畢業(yè)設計（論文） 于球軸承。 （ 4）軸承的安裝和拆卸 插秧機株距調整變速箱 便于裝拆，也是在選擇軸承類型時應考慮的一個因素 。在軸承座沒有剖分面 而必須沿軸向安裝和拆卸軸承部件時，應優(yōu)先選用內外圈可分離的軸承。 綜上所述，本設計中選用深溝球軸承。 *4.2.2 深溝球軸承型號的選擇 滾動軸承的基本額定動載荷是在一定的條件下確定的 ，如載荷條件為 ：向心 軸承僅承受純徑向載荷 ，推力軸承僅承受純軸向載荷 。實際上，軸承在許多應用 場合，常常同時承受徑向載荷和軸向載荷 。因此，在進行軸承壽命計算時 ，必須 把實際載荷轉換為與確定基本額定動載荷的載荷條件相一致的當量動載荷 。這個 當量動載荷，對于以承受進行載荷為主的軸承 ，稱為徑向當量動載荷 ；對于以承 受軸向載荷為主的軸承，稱為軸向當量動載荷。當 量動載荷的一般計算公式為 ： *+P =ar （ 4-5） 式中， P 當量動載荷； X 徑向動載荷系數； Y 軸向動載荷系數； 徑向載荷； Fr Fa 軸向載荷。 按式（ 4-5）求得的當量動載荷僅為一理論值。實際上，在許多支撐中 還會出現一些附加載荷 ，如沖擊力、不平衡作用力 、慣性力以及軸撓曲或軸 承座變形產生的附加力等等 ，這些因素很難從理論上精確計算 。為了計及這 些影響，可對當量動載荷乘上一個根據經驗而定的動載荷系數 計算時，軸承的當量動 載荷應為： *) ( +XFaf Pr=p fp 。故實際 （ 4-6） *式中， 載荷系數，中等沖擊或中等慣性沖擊取值為 1.2 1.8。 fp 本設計中株距調整變速箱軸上零件所受的軸向力很小 ，則根據機械設計可選 *得軸承的徑向動載荷系數 X=1，軸向動載荷系數 Y=0，取 *可求出輸入軸左端徑向力 。 fp=1.8 。又通過計算 Fr=573N 24 浙江理工大學本科畢業(yè)設計（論文） 則由公式（ 4-6）可求得當量動載荷 P=1031.4N 。 所需軸承應具有的基本額定動載荷可根據公式： ， 60nLh 插秧機株距調整變速箱 *PC = 6 10 （ 4-7） 式中， C 基本額定動載荷， N； *n 軸的轉速， r min ； ， Lh 預期計算壽命。 *已知插秧機使用壽命為 6 7 年，每年使用大約 40 天，每天工作時間為 12 ， *個小時，則 Lh=3360h 。又前面計算得到 n =866.89 r min 。則由公式（ 4-7）計算 可得 C=5766.5N。 *根據機械設計手冊輸入軸左端深溝球軸承型號為 6202。 *4.3 軸的力學分析 由該株距調整變速器結構布置考慮到加工和裝配而確定的軸的尺寸 ，一般來 說強度是足夠的 ，僅對其危險斷面進行驗算即可 。對于本設計的株距調整變速器 來說，在設計的過程中 ，軸的強度和剛度都留有一定的余量 ，所以，在進行校核 時只需要校核轉速最低 ，即扭矩最大時的檔位即可 ；由于輸入軸跨距較大 ，可 能 會存在剛度不足現象 ，且在該軸上裝有滑移齒輪 ，扭矩位置發(fā)生變化 ，所以本設 計中以輸入軸強度校核為重點。 綜上所述，本設計中選擇株距調整變速箱工作在 *III 檔： 軸 *1 Z14 Z24 Z22 Z12 Z11 Z21 軸 2（換擋離合器右移） 軸 3（輸出） 時的工況進行軸的強度分析（此時，輸入軸 1 的滑移齒輪組工作在軸的支撐中間 位置，使輸入軸 1 受到的彎矩最大 ，且在該檔位軸 2 的轉速相對較低 ，則其受到 的扭矩便較大 。由于力的作用是相互的 ，則輸入軸 1 受到的扭矩也較大 ，故輸入 軸 1 工作在情況最差的狀態(tài) ）。 *4.3.1 軸的受力分析 由于齒輪的傳動效率較高 ，故在以下計算公式中忽略傳遞效率對齒輪受力的 影響，則各齒輪受力計算公式如下： 25 浙江理工大學本科畢業(yè)設計（論文） *Tid F = 2000 插秧機株距調整變速箱 *d Ti t Fr= 2000 （ 4-5） *式中， T 輸入軸輸入的轉矩（ N?m）， T=33.05 N?m； Ft 各個齒輪的圓周力（ N）； 各個齒輪的徑向力（ FrN）； 各個齒輪的壓力角（ ?u65289X； d 對應齒輪的分度圓直徑（ mm）。 i 至計算齒輪的傳動比。 則由計算公式（ 4-5）可得輸入軸 1 上齒輪 Z11 、 Z12 、 Z14 受力情況如表 齒輪 *表 4-5 輸入軸 1 上齒輪 Z11、 Z12、 Z14受力 Z11Z12 Z14 Ft Fr *4.3.2 軸的強度校核 2445 890 2140 779 1468 534 通過軸的結構設計 ，軸的主要結構尺寸 ，軸上零件的位置 ，以及外載荷和支 反力的作用位置均已確定 ，軸上的載荷（彎矩和扭矩）已可以求得，因而可按彎 扭合成強度條件對軸進行強度校核計算。 *根據齒輪的 受力分析，做出軸的計算簡圖，如圖 4-2。 *圖 4-2 輸入軸 1 的計算簡圖 26 浙江理工大學本科畢業(yè)設計（論文） 插秧機株距調整變速箱 將圖 4-2 中的各空間力全部轉化到軸上 ，并將其分解為水平分力和垂直分力 ， *并做出相應的彎矩圖，如圖 4-3。 圖（ a） 水平面內受力及彎矩圖 圖（ b） 垂直面內受力及彎矩圖 圖 4-3 水平、垂直面內受力及其彎矩圖 由圖 4-3 可知輸入軸 1 最大彎矩發(fā)生在齒輪 矩可由以下計算公式： *2 2 Z14 處（即危險截面） ，其最大彎 得 M=59.02 N?m。 MM+ M =VH 由于齒輪 Z11 、 Z12 是空套在輸入軸 *1 上的，故其受到的扭矩傳不到輸入軸 1 上，則只有齒輪 4-4。 Z14 將所受扭矩傳到輸入軸 27 1 上。做出輸入軸 1 的扭矩圖，如 圖 浙江理工大學本科畢業(yè)設計（論文） 圖 4-4 輸入軸 1 扭矩圖 插秧機株距調整變速箱 已知軸的萬彎矩和扭矩后 ，可針對危險截面（即彎矩和扭矩大而軸頸可能不 *足的截面）做彎扭合成強度校核計算。按第三強度理論 20，計算應力公式為： 2 2 + *T M ) ( ca= W *1 （ 4-6） 式中， ca 軸的計算應力， MPa； M 軸所受的彎矩， N?mm； T 軸所受的扭矩， N?mm； W 軸的抗彎截面系數， mm3； 折合系數，考慮循環(huán)特性的不同而引入，取 =0.3。 由公式（ 4-6）計算得 4.3.3 軸的剛度校核 ca=78MPa 。 軸在載荷作用下 ，將產生彎曲和扭轉變形 。若變形量超過允許的限度 ，就會 影響軸上零件的正常工作，甚至會喪失機器應有的性能。例如，安裝齒輪的軸 ， 若彎曲剛度（或扭轉剛度）不足而導致?lián)隙龋ɑ蚺まD角）過大時，將影響齒輪的 正確嚙合，使齒輪沿齒寬和齒高方向接觸不良 ，造成載荷在齒面上嚴重分布不勻 。 因此，在設計有剛度要求的軸時，必須進行剛度的校核計算。 軸的彎曲剛度以撓度或偏轉角來度量 ；扭轉剛度以扭轉角來度量 。軸的剛度 校核計算通常是計算出軸在受載時的變形量，并控制其不大于允許值。 *1. 軸的彎曲剛度校核計算 對齒輪工作影響最大的是軸受力產生的撓度和轉角 。前者使齒輪的中心距發(fā) 28 浙江理工大學本科畢業(yè)設計（論文） 插秧機株距調整變速箱 生變化，并破壞了齒輪的正確嚙合 ；后者使主從動齒輪相互傾斜 ，會使沿齒長方 向的壓力分布不正確。 常見的軸大多可視為簡支梁 。若是光軸，可直接用材料力學中的估算計算其 撓度或偏轉 角；若是階梯軸，如果對其精度要求不高，則可用當量直徑法計算 。 即把階梯軸看成是當量直徑為 量直徑 dv為： dv 的光軸，然后再按材料力學中的公式計算。當 d v = 4 z L l （ 4-7） i 4 式中， li =d *i 1 i 階梯軸第 i段的長度， mm； 階梯軸第 i段的直徑， mm； di L 階梯軸的計算長度， mm； z 階梯軸計算長度內的軸段數。 *當載荷作用于兩支撐之間時， L = l （ l 為支撐跨距 ）；當載荷作用于懸臂端 時， L = l + K （ K 為軸的懸臂長度， mm）。 *軸在水平面內的受力分解圖如圖 4-3 所示， 則可根據圖 4-3 的分析知道軸在 齒輪 Z14 處所受的彎矩最大，即產生的撓度可能最大，對該點進行撓度計算。由 材料力學可知，該點撓度可通過卡式定理來計算，其計算公式如下： =)(MM)( *F EI dx （ 4-8） l )(MM)( = dx （ 4-9） l M EI e 式中， 軸上某點撓度， mm； *M)( 某軸段的彎矩方程； EI 軸的抗彎剛度； F 計算點受力， N； l 軸段長度， mm； 軸上某點的轉角； 計算點所受彎矩， MeN 29 。 浙江理工大學本科畢業(yè)設計（論文） 插秧機株距調整變速箱 由公式（ 4-8）與（ 4-9）可計算得出軸在水平及垂直面內的撓度及轉角 ，通 過以下公式將水平、垂直面內的撓度及轉角合成。撓度、轉角合成公式為： *2 2 *f f + f =yx *2 2 軸的彎曲剛度條件為： 撓度 偏轉角 + =yx *y y 式中， 軸的允許撓度 ， mm； 軸的允許偏轉角， rad。 *2. 軸的扭轉剛度校核計算 軸的扭轉變形用每米長的扭轉角 來表示。階梯軸扭轉角 單位為 ()/m 的計算公式為 : 4 1 z Tl （ 4-7） ? = 5.73 ILG ii = *i 1 pi 式中， T 軸所受的扭矩， N?mm； G 軸的材料的剪切彈性模量 ， MPa ，對于鋼材， G=7.938 ?104MPa； 4 *Ip 軸截面的極慣性矩， mm4，對于圓軸， Ip= d ； L 階梯軸受扭矩作用的長度， mm； *、 、 32 Tili 矩，單位同前； Ipi 分別代表階梯軸第 i 段上所受的扭矩、長度和極慣性 z 階梯軸受扭矩作用的軸段數。 則由公式（ 4-7）可求得 =0.754。 軸的扭轉剛度條件為 （ 4-8） 式中， 為軸每米長的允許扭轉角，與軸的使用場合有關。對于一般傳動 軸，可取 =0.5 1 ()/m；對于精密傳動軸 ，可取 =0.25 0.5 ()/m；對于 30 浙江理工大學本科畢業(yè)設計（論文） 插秧機株距調整變速箱 精度要求不高的軸 ， 可大于 1 ()/m。本變速器用于農業(yè)機械 ，屬于一般的傳 動軸，許用扭轉角 可取 =0.5 1 ()/m。 由公式（ 4-7）計算結果與公式（ 4-8）可知該輸入軸滿足扭轉剛度條件。 31 浙江理工大學本科畢業(yè)設計（論文） 第五章 變速器的操縱機構變速器的操 插秧機株距調整變速箱 變速器操縱機構的功用是保證各檔齒輪 、嚙合套移動規(guī)定的距離 ，以獲得要 求的檔位，而且又不允許同時掛兩個檔位。 設計變速器操縱機構時，應滿足以下條件： （ 1） 要有鎖止裝置，包括自鎖、互鎖等。 1）互鎖裝置是保證移動某一變速叉軸時，其他變速桿叉軸互被鎖止，互鎖 裝置的結構主要有以下幾種 ：互鎖銷式、擺動鎖塊式、轉動鎖止式、三向鎖銷式 等。 2）自鎖裝置的作用是定位 ，防止因汽車振動或有小的軸向力作用而致脫檔 ， 保證嚙合齒輪以全齒長進行嚙合 ，并使駕駛員