一種插秧機(jī)株距調(diào)整變速箱設(shè)計(jì)【2013年最新整理畢業(yè)論文】

題 學(xué) 目 院 本科畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） 一種插秧機(jī)株距調(diào)整變速箱 機(jī)械與自動(dòng)控制學(xué)院 專業(yè)班級(jí) *09 機(jī)械設(shè)計(jì)制造及其自動(dòng)化 4 姓 名 王鵬 學(xué) *號(hào) I09690128 指導(dǎo)教師 系 主 任 *李革 教授 學(xué)院院長(zhǎng) *二 O 年 月 日 浙 江 理 工 大 學(xué) 機(jī)械與自動(dòng)控制學(xué)院 畢業(yè)設(shè)計(jì)誠信聲明 我謹(jǐn)在此保證：本人所做的畢業(yè)設(shè)計(jì)，凡引用他人的研究成果均 已在參考文獻(xiàn)或注釋中列出。設(shè)計(jì)說明書與圖紙均由本人獨(dú)立完成， 沒有抄襲、剽竊他人已經(jīng)發(fā)表或未發(fā)表的研究 成果行為。如出現(xiàn)以上 違反知識(shí)產(chǎn)權(quán)的情況，本人愿意承擔(dān)相應(yīng)的責(zé)任。 聲明人（簽名）： *年 月 日 浙江理工大學(xué)本科畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） 摘要 插秧機(jī)株距調(diào)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(chǎn)量與總產(chǎn)量高 ， 在 糧食生產(chǎn)中地位舉足輕重 。水稻種植的機(jī)械化是水稻生產(chǎn)的必然趨勢(shì) ，大力發(fā) 展水稻生產(chǎn)機(jī)械化 ，可以有效爭(zhēng)搶農(nóng)時(shí) 、抵御自然災(zāi)害的影響 、確保和擴(kuò)大種植 面積、提高水稻產(chǎn)量、節(jié)約生產(chǎn)成本。 為了達(dá)到滿意的插秧質(zhì)量，在插秧前必須對(duì)插秧機(jī)進(jìn)行適當(dāng)?shù)恼{(diào)整到位 ，以 保證大田有基本的苗數(shù) 。而大田的基本苗數(shù)是由秧苗栽插時(shí)的行距 、株距和每穴 *株數(shù)決定的。插秧機(jī)的行距為 30cm 固定不變，可調(diào)的只有株距和每穴株數(shù) 。所 以，通過調(diào)整株距調(diào)整大田基本苗數(shù)來合理實(shí)現(xiàn)水稻栽植密度 ，從而獲得最高的 產(chǎn)量，對(duì)于 水稻種植具有重要的意義。通過設(shè)計(jì)合理而高效的株距調(diào)整變速器 ， 對(duì)于適應(yīng)多品種水稻種植，不同栽植密度要求，充分利用機(jī)械具有重要意義。 本設(shè)計(jì)針對(duì)水稻插植過程中經(jīng)常采用的七個(gè)株距進(jìn)行了插秧機(jī)株距調(diào)整變 速箱的設(shè)計(jì)，主要進(jìn)行了以下內(nèi)容： （ 1）調(diào)查分析了國內(nèi)外水稻插秧機(jī)產(chǎn)業(yè)、產(chǎn)品發(fā)展現(xiàn)狀以及發(fā)展趨勢(shì)，闡 述了株距調(diào)整變速箱在插秧機(jī)工作中起到的重要作用，明確了課題研究的意義 。 （ 2）根據(jù)插秧機(jī)要實(shí)現(xiàn)七個(gè)株距的設(shè)計(jì)要求，設(shè)計(jì)了株距調(diào)整變速箱的傳 動(dòng)方案，并擬定了其傳動(dòng)路線。 （ 3）根據(jù)株距調(diào)整變速箱要 具體實(shí)現(xiàn)的七個(gè)株距距離，并結(jié)合插秧機(jī)工作 時(shí)的行走速度 ，計(jì)算出該變速箱的傳動(dòng)比 。并擬定了合理的變速箱傳動(dòng)零件參數(shù) ， 計(jì)算出了各個(gè)齒輪齒數(shù)。 （ 4）根據(jù)設(shè)計(jì)完成的傳動(dòng)零件尺寸，并結(jié)合變速箱傳動(dòng)過程中傳遞功率及 傳動(dòng)比，計(jì)算出傳動(dòng)零件的受力，進(jìn)行了傳統(tǒng)力學(xué)分析。 （ 5）簡(jiǎn)單介紹了變速箱操縱機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)原則。 關(guān)鍵詞 ：株距調(diào)整變速箱；傳動(dòng)方案；傳動(dòng)比；力學(xué)分析 i 浙江理工 大學(xué)本科畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） Abstract 插秧機(jī)株距調(diào)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(xué)本科畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） 插秧機(jī)株距調(diào)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(xué)本科畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） 目 錄 插秧機(jī)株距調(diào)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(nèi)外發(fā)展現(xiàn)狀及趨勢(shì) .1 1.2.1 國外水稻插秧機(jī)產(chǎn)業(yè)、產(chǎn)品現(xiàn)狀與發(fā)展趨勢(shì) .1 1.2.2 國內(nèi)水稻插秧機(jī)產(chǎn)業(yè)、產(chǎn)品現(xiàn)狀與發(fā)展趨勢(shì) .2 1.3 插秧機(jī)株距調(diào)整變速箱研究意義 .4 1.4 研究的基本內(nèi)容與擬解決的主要問題 .4 1.4.1 基本內(nèi)容 .4 1.4.2 擬解決的主要問題 .4 第二章 株距調(diào)整變速箱傳動(dòng)方案確定 .6 2.1 變速器的設(shè)計(jì)要求及選擇 .6 2.1.1 變速器的設(shè)計(jì)要求 .6 2.1.2 變速器的選擇 .6 2.2 傳動(dòng)方案的確定 .7 2.3 傳動(dòng)路線描述 .8 第三章 株距調(diào)整變速箱傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的計(jì)算 .9 3.1 株距調(diào)整變速箱傳動(dòng)比的確定 .9 3.1.1 已知條件 .9 3.1.2 設(shè)計(jì)計(jì)算 .9 3.2 中心距的確定 .10 3.3 傳動(dòng)零件的設(shè)計(jì) .11 3.3.1 齒輪模數(shù)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(shù)的確定 .13 iv 浙江理工大學(xué)本科畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） 插秧機(jī)株距調(diào)整變速箱 3.4.1 各傳動(dòng)線路傳動(dòng)比的確定 .13 3.4.2 齒輪齒數(shù)的確定 .14 3.5 齒輪變位系數(shù)的選擇 .16 第四章 株距調(diào)整變速箱的傳統(tǒng)力學(xué)分析 .18 4.1 齒輪的力學(xué)分析 .18 4.1.1 齒輪的損壞原因及形式 .18 4.1.2 齒輪的強(qiáng)度計(jì)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(hào)的選擇 .24 4.3 軸的力學(xué)分析 .25 4.3.1 軸的受力分析 .25 4.3.2 軸的強(qiáng)度校核 .26 4.3.3 軸的剛度校核 .28 第五章 變速器的操縱機(jī)構(gòu) .32 第六章 總結(jié)與展望 .33 6.1 總結(jié) .33 6.2 展望 .33 參考文獻(xiàn) .35 致 謝 .36 v 浙江理工大學(xué)本科畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） 第一章 緒論 *1.1 前言 插秧機(jī)株距調(diào)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(chǎn)量與總產(chǎn)量高 ， 在糧食生產(chǎn)中地位舉足輕重 。而水稻種植的機(jī)械化 是水稻生產(chǎn)的必然趨勢(shì) ，近年 來我國水稻種植的機(jī)械化水平逐年增高 ，尤其是自上個(gè)世紀(jì)九十年代以來 ，我國 水稻生產(chǎn)機(jī)械化水平明顯提高 1。目前，我國水稻種植機(jī)械化程度還相當(dāng)?shù)?，特 *別是插秧環(huán)節(jié)， 2006 年機(jī)械化種植水平只有 9%2。 農(nóng)業(yè)裝備的發(fā)展直接關(guān)系到我國農(nóng)機(jī)化發(fā)展水平 ，農(nóng)機(jī)化發(fā)展水平是我國現(xiàn) 代農(nóng)業(yè)的重要標(biāo)志 ，而水稻作為我國三大主要糧食作物之一 ，水稻生產(chǎn)機(jī)械化是 提高農(nóng)機(jī)化水平的重要內(nèi)容。大力發(fā)展水稻生產(chǎn)機(jī)械化，可以有效爭(zhēng)搶農(nóng)時(shí) 、抵 御自然災(zāi)害的影響 、確保和擴(kuò)大 種植面積 、提高水稻產(chǎn)量 、節(jié)約生產(chǎn)成本 。推進(jìn) 水稻主產(chǎn)區(qū)生產(chǎn)機(jī)械化，增強(qiáng)水稻生產(chǎn)的科技應(yīng)用、節(jié)本增效和救災(zāi)減災(zāi)能力 ， *是加強(qiáng)水稻生產(chǎn)能力建設(shè)，恢復(fù)和發(fā)展糧食生產(chǎn)的重要物質(zhì)基礎(chǔ)和技術(shù)手段 3。 *1.2 國內(nèi)外發(fā)展現(xiàn)狀及趨勢(shì) 水稻機(jī)械化插秧技術(shù)是繼品種和栽培技術(shù)更新之后進(jìn)一步提高水稻勞動(dòng)生 產(chǎn)率的又一次技術(shù)革命 。目前，世界上水稻機(jī)插秧技術(shù)已成熟 ，日本、韓國等國 家以及我國臺(tái)灣地區(qū)的水稻生產(chǎn)全面實(shí)現(xiàn)了機(jī)械化插秧。 國內(nèi)外較為成熟并普遍使用的插秧機(jī) ，其工作原理大體相同 。發(fā)動(dòng)機(jī)分 別將 動(dòng)力傳遞給插秧機(jī)構(gòu)和送秧機(jī)構(gòu) ，在兩大機(jī)構(gòu)的相互配合下 ，插秧機(jī)構(gòu)的秧針插 入秧塊抓取秧苗 ，并將其取出下移 ，當(dāng)移到設(shè)定的插秧深度時(shí) ，由插秧機(jī)構(gòu)中的 插植叉將秧苗從秧針上壓下，完成一個(gè)插秧過程。同時(shí)，通過浮板和液壓系統(tǒng) ， *控制行走輪與機(jī)體相對(duì)位置和浮板與秧針相對(duì)位置，使得插秧深度基本一致 4。 *1.2.1 國外水稻插秧機(jī)產(chǎn)業(yè)、產(chǎn)品現(xiàn)狀與發(fā)展趨勢(shì) 水稻插秧種植方式主要集中在亞洲 ，目前國外生產(chǎn)插秧機(jī)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(jī)械化水平最高 的國家 ，也是插 秧機(jī)械研究和制造水平最高的國家，插秧機(jī)技術(shù)和產(chǎn)品均處于領(lǐng)先地位。 1 浙江理工大學(xué)本科畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） 插秧機(jī)株距調(diào)整變速箱 日本生產(chǎn)插秧機(jī)的企業(yè)主要有久保田 、井關(guān)、洋馬、三菱和日立等 。久保田 *是日本最大的農(nóng)業(yè)機(jī)械制造商。與井關(guān)和洋馬并稱為日本 3 大農(nóng)機(jī)制造企業(yè) 。韓 *國生產(chǎn)插秧機(jī)的企業(yè)主要有大同、東洋、 國際、 LG 和亞細(xì)亞等。 由于日本和韓國都已經(jīng)實(shí)現(xiàn)水稻插秧機(jī)械化 ，其國內(nèi)插秧機(jī)市場(chǎng)飽和 。產(chǎn)品 生產(chǎn)主要用于更新?lián)Q代和出口 。因此日本和韓國的插秧機(jī)企業(yè)都在積極拓展國外 市場(chǎng)，增加出口或直接海外投資。 日本插秧機(jī)產(chǎn)品已經(jīng)形成標(biāo)準(zhǔn)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(chǎn)品各具特色 ,適應(yīng)于不同的環(huán)境條件和生 產(chǎn)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(shù)。插秧機(jī)行距為 300 和 330mm5。韓國生產(chǎn)的插秧機(jī)也有步進(jìn)式和乘坐式兩 類，但型號(hào)比較單一，沒有形成系列。日本插秧機(jī)主要有下述五方面的特點(diǎn)。 *(1)結(jié)構(gòu)型式有乘坐式和步進(jìn)式 2 大類。 *(2)乘坐式插秧機(jī)有高速型和普通型 2 個(gè)品種。 (3)高速插秧機(jī)又細(xì)分為側(cè)重點(diǎn)不同的多個(gè)機(jī)型。 (4)耕整地與插秧聯(lián)合作業(yè)。 (5)多用途插秧機(jī)。 根據(jù)國外插秧機(jī)技術(shù)發(fā)展情況，插秧機(jī)的基本結(jié)構(gòu)形式不會(huì)有大的變化 ，將 *來主要向著降低生產(chǎn)成本、提高作業(yè)效率的 方向發(fā)展 6。 (1)高速插秧機(jī)將是主導(dǎo)發(fā)展產(chǎn)品。從機(jī)型結(jié)構(gòu)來看，高速插秧機(jī)具有高效 率、高性能等優(yōu)勢(shì) ，是未來的主要發(fā)展方向與主導(dǎo)發(fā)展產(chǎn)品 ；步進(jìn)式插秧機(jī)由于 作業(yè)效率低、使用勞動(dòng)強(qiáng)度大。市場(chǎng)占有率將逐步下降。 (2)少免耕作業(yè)和復(fù)合作業(yè)。插秧機(jī)從單一插秧作業(yè)向插秧的同時(shí)施肥、鋪 膜和少耕或免耕插秧等復(fù)式作業(yè)方向發(fā)展。 (3)發(fā)展多功能插秧機(jī)底盤 。插秧機(jī)底盤將向水田多功能通用底盤方向發(fā)展 ， 以提高機(jī)器利用率，降低生產(chǎn)成本。 *1.2.2 國內(nèi)水稻插秧機(jī)產(chǎn)業(yè)、產(chǎn)品現(xiàn)狀與發(fā)展趨勢(shì) 隨著 國內(nèi)插秧機(jī)市場(chǎng)需求的啟動(dòng) ，未來發(fā)展前景廣闊 。我國很多企業(yè)都介入 插秧機(jī)的開發(fā)和生產(chǎn) ，國外的插秧機(jī)企業(yè)也改變過去單一的產(chǎn)品出口方式 ，紛紛 在我國建立獨(dú)資或合資企業(yè)進(jìn)行插秧機(jī)生產(chǎn) ，國內(nèi)插秧機(jī)市場(chǎng)已經(jīng)形成國際化的 2 浙江理工大學(xué)本科畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） 競(jìng)爭(zhēng)局面。 插秧機(jī)株距調(diào)整變速箱 國內(nèi)生產(chǎn)插秧機(jī)的企業(yè)主要有延吉插秧機(jī)制造有 限公司 、現(xiàn)代農(nóng)裝湖州聯(lián)合 收割機(jī)有限公司和南通富來威農(nóng)業(yè)裝備有限公司等 。在我國投資生產(chǎn)插秧機(jī)的外 資企業(yè)有韓國東洋、日本久保田、洋馬和井關(guān)等公司。國外資本和技術(shù)的引進(jìn) ， 加速了我國插秧機(jī)市場(chǎng)發(fā)展，產(chǎn)銷量增長(zhǎng)很快。 20 世紀(jì) 50 年代我國就曾研制出為插大苗的插秧機(jī) ，由于大苗育秧生產(chǎn)機(jī)械 *化沒有解決，因此也影響了插秧機(jī)的發(fā)展； 70 年代初步完成了轉(zhuǎn)臂滑道滾動(dòng)插 秧機(jī)型的系列設(shè)計(jì)； 80 年代生產(chǎn)了曲柄搖桿插秧機(jī)； 90 年代在引進(jìn)、改造日、 韓、臺(tái)灣等技術(shù)的基礎(chǔ)上 ，轉(zhuǎn)向生產(chǎn)插帶土秧苗的 高速插秧機(jī) ，水稻生產(chǎn)過程中 *的耕整地、育秧、栽植與收獲機(jī)械化有了較大的進(jìn)展，送秧和運(yùn)秧機(jī) (手扶式、 自走式、人力 )基本成熟，在分插機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)上有所突破，高速插秧機(jī)性能得到 提高 7。 *近年來 , 在國內(nèi)插秧機(jī)市場(chǎng)需求下 ，引進(jìn)和自主開發(fā)的產(chǎn)品發(fā)展很快 ，已初 *步克服了品種單一的缺陷。國內(nèi)插秧機(jī)行距為 240 和 300mm。主要有步行式、 乘坐式和獨(dú)輪乘坐式 3 種類型。步行式插秧機(jī)和高速插秧機(jī)主要是合資企業(yè)的產(chǎn) *品 ,國內(nèi)生產(chǎn)的主要是獨(dú)輪乘坐式插秧機(jī) , 自主開發(fā)的步行式插秧機(jī)和高速插秧 機(jī)也進(jìn)入了批量生產(chǎn)階段 。目前插秧機(jī)市場(chǎng)的競(jìng)爭(zhēng)主要來自國外產(chǎn)品 ，韓國的技 術(shù)來自日本其產(chǎn)品價(jià)格比較低 ，而且進(jìn)入我國市場(chǎng)的方式更為靈活 ，因此對(duì)我國 市場(chǎng)的沖擊很大 8。 從國內(nèi)目前水稻生產(chǎn)機(jī)械化的發(fā)展情況看 ，水稻機(jī)插秧仍然是水稻生產(chǎn)全程 機(jī)械化的最薄弱環(huán)節(jié) ，插秧機(jī)還處于發(fā)展初期 ，未來幾年市場(chǎng)需求量將會(huì)保持快 速上升態(tài)勢(shì)。插秧機(jī)產(chǎn)品質(zhì)量和技術(shù)水平將進(jìn)一步提高 。發(fā)展將會(huì)出現(xiàn)下述幾個(gè) 方面的特點(diǎn)。 （ 1）手扶步進(jìn)式插秧機(jī)將是持續(xù)發(fā)展的機(jī)型。 （ 2）插秧機(jī)產(chǎn)品向系列化和多樣化發(fā)展。 （ 3）水稻種植機(jī)械向高速、精準(zhǔn)、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(xué)本科畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） *1.3 插秧機(jī)株距調(diào)整變速箱研究意義 插秧機(jī)株距調(diào)整變速箱 雖然機(jī)插水稻實(shí)現(xiàn)了定行 、定深、定穴和定苗栽插 ，滿足高產(chǎn)群體質(zhì)量栽培 中寬行淺栽稀植的要求 。但只有使插秧機(jī)獲得符合標(biāo)準(zhǔn)要求 的插秧質(zhì)量 ，才能確 保水稻的增產(chǎn)增收 。為了達(dá)到滿意的插秧質(zhì)量 ，在插秧前必須對(duì)插秧機(jī)進(jìn)行適當(dāng) 的調(diào)整到位，并保證大田有基本的苗數(shù)。 因水稻品種不同 ，對(duì)大田基本苗數(shù)的要求也是不同的 ，基本苗數(shù)過大過小對(duì) 水稻的生長(zhǎng)都不利 ，也必然影響到水稻的產(chǎn)量 。而大田的基本苗數(shù)是由秧苗栽插 *時(shí)的行距、株距和每穴株數(shù)決定的 。插秧機(jī)的行距為 30cm 固定不變，可調(diào)的只 有株距和每穴株數(shù) 9。所以，通過調(diào)整株距調(diào)整大田基本苗數(shù)來合理實(shí)現(xiàn)水稻栽 植密度，從而獲得最高的產(chǎn)量 ，對(duì)于水稻種植具有重要的意義 。通過設(shè)計(jì)合理而 高效的株距調(diào)整變速器 ，對(duì)于適應(yīng)多品種水稻種植 ，不同栽植密度要求 ，充分利 用機(jī)械具有重要意義。 *1.4 研究的基本內(nèi)容與擬解決的主要問題 *1.4.1 基本內(nèi)容 本次畢業(yè)設(shè)計(jì)中主要完成的內(nèi)容包括： （ 1）水稻機(jī)械化插秧的意義及發(fā)展 （ 2）插秧機(jī)株距調(diào)整變速箱方案設(shè)計(jì) 研究插秧機(jī)株距調(diào)整變速箱的技術(shù)方案 ，按照課題內(nèi)容 ，完成總體方案設(shè)計(jì) ， 實(shí)現(xiàn) 7 個(gè)株距 25， 21， 18， 17， 14， 12， 11（ cm）調(diào)整。 （ 3）插秧機(jī)株距調(diào)整變速箱的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 要求結(jié)構(gòu) 設(shè)計(jì)合理、簡(jiǎn)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(gè)株距調(diào)整變速器設(shè)計(jì)中，首先要考慮的問題是實(shí)現(xiàn) 其 25,21,18,17,14,12,11 （ cm）七個(gè)株距的調(diào)整 。要達(dá)到此目標(biāo)要求 ，必須根據(jù)插秧 4 浙江理工大學(xué)本科畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） 插秧機(jī)株距調(diào)整變速箱 機(jī)工作行走速度進(jìn)行插植臂插植速度的設(shè)計(jì)（株距調(diào)整變速器轉(zhuǎn)速設(shè)計(jì) ）。在確 定株距調(diào)整變速箱的轉(zhuǎn)速后 ，要合理確定齒輪組的變速組數(shù) ，傳動(dòng)比以及齒輪參 數(shù)。 在此基礎(chǔ)上要保證變速器結(jié)構(gòu)合理 、簡(jiǎn)單輕便，以減輕整機(jī)的重量 ，便于插 秧機(jī)在水田中的作業(yè) 。所以在滿足七個(gè)株距調(diào)整的前提下 ，應(yīng)盡可能使得變速箱 整體結(jié)構(gòu)小，重量輕，結(jié)構(gòu)緊湊。 5 浙江理工大學(xué)本科畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） 第二章 株距調(diào)整變速箱傳動(dòng)方案確定 2.1 變速器的設(shè)計(jì)要求及選擇 *2.1.1 變速器的設(shè)計(jì)要求 插秧機(jī)株距調(diào)整變速箱 該株距調(diào)整變速器的主要功用是實(shí)現(xiàn)插秧機(jī)工作時(shí)株距的調(diào)整要求 ，即在改 變發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn) 速的主要前提下 ，傳遞一定的扭矩 ，使插秧機(jī)插植臂具有適合的牽引 力和速度。 對(duì)變速器的主要要求是： 應(yīng)保證插秧機(jī)具有高的動(dòng)力性和經(jīng)濟(jì)性指標(biāo) 。在插秧機(jī)整體設(shè)計(jì)時(shí) ，根據(jù)插 秧機(jī)載重量、發(fā)動(dòng)機(jī)參數(shù)及使用要求 ，選擇合理的變速器檔數(shù)及傳動(dòng)比 ，來滿足 這一要求。 工作可靠，操縱輕便。插秧機(jī)在行駛過程中，變速器內(nèi)不應(yīng)有自動(dòng)跳檔 、亂 檔、換檔沖擊等現(xiàn)象的發(fā)生 。為減輕駕駛員的疲勞強(qiáng)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(biāo)的主要參數(shù)是變速器的中心距 。 選用優(yōu)質(zhì)鋼 材，采用合理的熱處理 ，設(shè)計(jì)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(dòng)效率高。為減小齒輪的嚙合損失 ，應(yīng)有直接檔。提高零件的制造精度和 安裝質(zhì)量，采用適當(dāng)?shù)臐櫥投伎梢蕴岣邆鲃?dòng)效率。 噪聲小。選擇合理的變位系數(shù) ，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(jí)變速器與無級(jí)變速器相比 ，其結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、制造低廉，具有高的傳動(dòng)效率 （ =0.96-0.98 ），因此在各類機(jī)械設(shè)備上均得到廣泛的應(yīng)用。本文亦根據(jù)設(shè)計(jì) 要求選擇有 級(jí)變速器進(jìn)行設(shè)計(jì)。 目前，各種機(jī)械設(shè)備上采用的變速器結(jié)構(gòu)形式是多種多樣的 ，這是由于各國 機(jī)械設(shè)備的使用 、制造及修理等條件不同 ，也是由各種類型設(shè)備的使用條件不同 所決定的。變速器按前進(jìn)檔不同 ，有三、四、五和多檔變速器 。根據(jù)軸的形式不 6 浙江理工大學(xué)本科畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） 插秧機(jī)株距調(diào)整變速箱 同，又分為：固定軸式、旋轉(zhuǎn)軸式和綜合式三類 。究竟采用何種方式 ，除了機(jī)械 設(shè)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(zhǎng) ）； （ 3）變速器的效率。 其中固定軸式變速器應(yīng)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(yīng)用廣泛 ，旋轉(zhuǎn)軸式主 要用于液力機(jī)械式變速器。兩軸式變速器有 結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、輪廓尺寸小、布置方便 、 *中間擋位傳動(dòng)效率高和噪聲低等優(yōu)點(diǎn)，適用于插秧機(jī)對(duì)變速箱的要求 10。 *2.2 傳動(dòng)方案的確定 高速插秧機(jī)的變速箱是底盤中最關(guān)鍵 、也是制造難度最大的裝置 ，要求重量 輕、強(qiáng)度高、適應(yīng)機(jī)器在泥濘的稻田中行走 。該株距調(diào)整變速箱設(shè)計(jì)是在高速插 秧機(jī)總體傳動(dòng)方案確定的基礎(chǔ)上展開的 ，本章主要對(duì)高速插秧機(jī)株距調(diào)整變速箱 傳動(dòng)方案進(jìn)行設(shè)計(jì)。 *為滿足七個(gè)株距調(diào)整，設(shè)計(jì)株距調(diào)整變速箱傳動(dòng)簡(jiǎn)圖（如圖 2-1）。 圖 2-1 株距調(diào)整變速箱傳動(dòng)簡(jiǎn)圖 在該株距調(diào)整變速箱傳動(dòng)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(jìn)行運(yùn)動(dòng)傳遞或帶動(dòng)軸運(yùn)動(dòng) 。該株 距調(diào)整變速箱可實(shí)現(xiàn)八條傳動(dòng)路徑，其傳動(dòng)路線講解如下。 7 浙江理工大 學(xué)本科畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） *2.3 傳動(dòng)路線描述 插秧機(jī)株距調(diào)整變速箱 在圖 2-1 傳動(dòng)方案中，其可實(shí)現(xiàn)的八條傳動(dòng)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(xué)本科畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） 第三章 株距調(diào)整變速箱傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的計(jì)算 *3.1 株距調(diào) 整變速箱傳動(dòng)比的確定 3.1.1 已知條件 *（ 1）發(fā)動(dòng)機(jī)的額定轉(zhuǎn)速為 r n0= 3600 ； （ 2 ）發(fā)動(dòng)機(jī)輸出軸到株距調(diào)整變速箱輸入軸之間的總傳動(dòng)比為 ； i0= 4.152778 插秧機(jī)株距調(diào)整變速箱 （ 3）株距調(diào)整變速箱輸出軸與插植臂輸入軸之間的傳動(dòng)比為 in= 2 ； *（ 4）插秧機(jī)工作時(shí)的行走速度為 ms v0= 1.9587 （ 5）有兩個(gè)插植臂同時(shí)參與工 作； 3.1.2 設(shè)計(jì)計(jì)算 插秧機(jī)株距計(jì)算公式為 11 =tv ? ，滑動(dòng)率為 = 0.9 ； 式中， l 插秧機(jī)株距； l n （ 3-1） v 插秧機(jī)實(shí)際前進(jìn)速度； t 插秧機(jī)行駛時(shí)間； n 插植傳動(dòng)軸轉(zhuǎn)動(dòng)次數(shù)（單臂 ）； 在插秧機(jī)工作過程中 ，由于有兩個(gè)插植臂同時(shí)參與工作 ，且從株距調(diào)整變速 箱輸出軸到插植臂輸入軸之間的傳動(dòng)比為 in= 2，所以可以將株距調(diào)整變速箱輸 出軸的轉(zhuǎn)速視為一個(gè)插植臂工作時(shí)的轉(zhuǎn)速。 由公式（ 3-1）可推得 v l = nr 式中， nr 株距調(diào)整變速器輸出軸轉(zhuǎn)速 則由公式（ 3-2）得 9 （ 3-2） 浙江理工大學(xué)本科畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） *n = v 插秧機(jī)株距調(diào)整變速箱 （ 3-3） r l 又已知插秧機(jī)工作時(shí)的理想行走速度為 則由 ms v0= 1.9587 ，滑動(dòng)率為 = 0.9 ， 得 v=1.76283 。 v v =0 *由已知所需設(shè)計(jì)的七個(gè)株距 25,21,18,17,14,12,11 （ cm）及公示（ 3-3）可求 得株距調(diào)整變速器輸出軸轉(zhuǎn)速 (如表 3-1）。 *表 3-13- 株距調(diào)整變速器輸出軸轉(zhuǎn)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(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速為 r n0= 3600 ，發(fā)動(dòng)機(jī)輸入軸到株距調(diào)整變速箱輸入 軸之間的總傳動(dòng)比為 in= 2 ，則株距調(diào)整變速箱輸入軸的轉(zhuǎn)速為 0i0nn?1= r 得 n1= 866.89 則由 。 n n ?i =1r *可得七個(gè)株距對(duì)應(yīng)的傳動(dòng)比（如表 3-2）。 *表 3-23- 株距調(diào)整變速器傳動(dòng)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(gè)基本參數(shù)，對(duì)變速器的外形尺寸、體積和質(zhì)量大小 、 輪齒的接觸強(qiáng)度有影響。中心距越小，輪齒的接觸應(yīng)力越大，齒輪壽命越短 。因 此，最小允許中心距應(yīng)當(dāng)由保證輪齒有必要的接觸強(qiáng)度來確定 。中心距的選擇也 不應(yīng)該過大，否則會(huì)使得變速器外形尺寸過大 ，體積和質(zhì)量增大 ，影響 整機(jī)重量 ， 不利于插秧機(jī)田間工作 12。 *初選中心距 A 時(shí)，可根據(jù)已有插秧機(jī)株距調(diào)整變速箱的中心距初選 51mm。 10 為 浙江理工大學(xué)本科畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） *3.3 傳動(dòng)零件的設(shè)計(jì) 3.3.1 齒輪模數(shù)的選擇 齒輪模數(shù)選擇的一般原則： 插秧機(jī)株距調(diào)整變 速箱 （ 1）為了減少噪聲應(yīng)合理減小模數(shù)，同時(shí)增加齒寬； （ 2）為使質(zhì)量小些，應(yīng)該增加模數(shù)，同時(shí)減少齒寬； （ 3）從工藝方面考慮，各擋齒輪應(yīng)該選用一種模數(shù)； （ 4）從強(qiáng)度方面考慮，各擋齒輪應(yīng)有不同的模數(shù)。 對(duì)于插秧機(jī)而言 ，工作環(huán)境較差 ，對(duì)噪聲的要求較小 ，且插秧機(jī)由于在水田 中工作，對(duì)整機(jī)的質(zhì)量要求較高 ，應(yīng)盡量減小機(jī)器重量 ，同時(shí)為保證齒輪的強(qiáng)度 ， 所以齒輪的模數(shù)應(yīng)選的大一些。 類比以往插秧機(jī)株距調(diào)整變速箱齒輪模數(shù)的選取 ，對(duì)常 嚙合齒輪模數(shù)選取較 *小值，對(duì)滑移齒輪模數(shù)去較大值，則各齒輪進(jìn)行模數(shù)選取如表 3-3。 *表 3-33- 株距調(diào)整變速箱齒輪模數(shù)的選取 齒輪 模數(shù) 齒輪 模數(shù) 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(jié)合套模數(shù)都取相同，本設(shè)計(jì)中漸開線模數(shù)取為 0.75。 *3.3.2 齒輪材料的選取 齒輪是機(jī)械中一個(gè)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(guān)鍵的 。齒輪材 料的選擇主要根據(jù)以下幾個(gè)方面 : （ 1）根據(jù)齒輪的失效形式來選擇 由齒輪的失效分析可知，對(duì)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(diǎn)蝕、膠合以及塑性變形等 ； 2）齒芯應(yīng)有足夠的強(qiáng)度和韌性，以抵抗齒根折斷和沖擊載荷； 3）應(yīng)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(xué)性 11 浙江理工大學(xué)本科畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） 能。 （ 2）根據(jù)齒輪的承載能力來選擇 插秧機(jī)株距調(diào)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(qiáng)度就越高 ，對(duì)所 選材料要求就高 ，載荷越小，對(duì)材料要求就越 低。 （ 3）根據(jù)齒輪的工作條件來選擇 對(duì)于一般比較簡(jiǎn)單的小模數(shù)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(duì)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(qiáng)度 ，若采用低碳素鋼 ，淬透性必低，就達(dá)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(jù)以上齒輪材料的選擇原則以及該株距調(diào)整變速箱的實(shí)際工作情況 和 20CrMnTi 鋼具有較高的力學(xué)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(shè)計(jì)采用 20CrMnTi 材料作為齒輪材料。 3.3.3 齒輪壓力角的選取 由機(jī)械原理可知，增大壓力角 ，齒輪的齒厚及節(jié)點(diǎn)處的齒廓曲率 半徑 亦皆隨之增加 ，有利于提高齒輪傳動(dòng)的彎曲強(qiáng)度及接觸強(qiáng)度 。我國對(duì)一般用途的 齒輪傳動(dòng)規(guī)定的壓力角為 = 20 。 為增強(qiáng)航空用齒輪傳動(dòng)的彎曲強(qiáng)度及接觸強(qiáng) 度，我國航空齒輪傳動(dòng)標(biāo)準(zhǔn)還規(guī)定了 = 25 的標(biāo)準(zhǔn)壓力角。 但增大壓力角并不一定都對(duì)傳動(dòng)有利。對(duì)重合度接近 2 的高速齒輪傳動(dòng) ，推 *薦采用齒頂高系數(shù)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(dòng)載荷。壓力角較小時(shí)，重合度大，傳動(dòng)平穩(wěn)，噪聲低 。 根據(jù)國家標(biāo)準(zhǔn)，本設(shè)計(jì)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(yīng)滿足既能減輕變速器的質(zhì)量 ，同時(shí)又能保證齒輪工作平穩(wěn)的要 12 浙江理工大學(xué)本科畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） 插秧機(jī)株距調(diào)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(yàn)表明，在齒寬增大到一定數(shù)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(qiáng)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(shù)的確定 在初選了中心距 、齒輪的模數(shù)后 ，可根據(jù)預(yù)先確定的變速器檔數(shù) 、傳動(dòng)比和 結(jié)構(gòu)方案來分配各檔齒輪的齒數(shù)。下面結(jié)合本設(shè)計(jì)來說明分配各檔齒數(shù)的方法 。 *3.4.1 各傳動(dòng)線路傳動(dòng)比的確定 現(xiàn)假設(shè)各傳動(dòng)路線檔位設(shè)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(dòng)路線分析可知圖 2-1 傳動(dòng)方案共有 8 條傳動(dòng)路線，設(shè)計(jì)要求實(shí)現(xiàn) 7 個(gè) 株距調(diào)整，這就要求其中有 2 條傳動(dòng)路線的傳動(dòng) 比一樣 ，則各檔位傳動(dòng)比分配如 表 3-4。 13 浙江理工大學(xué)本科畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） *表 3-43- 株距調(diào)整變速箱各檔位分配 插秧機(jī)株距調(diào)整變速箱 檔位 換擋離合 器位置 株距 傳動(dòng)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(shù)的確定 *在第三章第 2 節(jié)中已經(jīng)確定中心距 A=51mm，則可根據(jù)各齒輪模數(shù)及傳動(dòng)比 確定其齒數(shù)。計(jì)算公式如下 13： *) z mz2(1+ 式中， A 中心距； Z 齒輪齒數(shù)； i 傳動(dòng)比。 A = z1z2i12= 2 （ 3-4） （ 3-5） *1. 滑移齒輪組齒輪齒數(shù)確定 （ 1）齒數(shù) 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(dòng)路 線中，已知兩齒輪模數(shù) m=3,要實(shí)現(xiàn)的傳動(dòng)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(shù) 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(dòng) 路線中，已知 Z13=16，傳動(dòng)比為 0.902。 則由公式（ 3-5）可得 Z23=16。 14 浙江理工大學(xué)本科畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） （ 3）齒數(shù) Z14的確定 插秧機(jī)株距調(diào)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(dòng) 路線中，已知 Z24=17，傳動(dòng)比為 1.147。 則由公式（ 3-5）可得 Z14=15。 *2. 固定齒輪組齒輪齒數(shù)確定 （ 1）齒數(shù) 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(dòng)路線中，已知兩齒輪模數(shù) m=3,要實(shí)現(xiàn)的傳動(dòng)比為 1.393。 則由（ 3-4）與（ 3-5）公式可得 Z15=14， Z25=15 。 （ 2）齒數(shù) Z11、 Z12、 Z21、 Z22 的確定 *當(dāng)換擋離合器移向最右端時(shí)，齒輪 Z11、 Z12、 Z21、 Z22 參與嚙合，在原有四 *條傳動(dòng)路線的基礎(chǔ)上，新增四條傳動(dòng)路線。齒輪 Z11、 Z12、 Z21、 Z22在四個(gè)檔位 *中的傳動(dòng)比及其平均值如表 3-5。 表 3-53- 齒輪 Z11、 Z12、 Z21、 Z22在四個(gè)檔位中的傳動(dòng)比及其平均值 檔位 傳動(dòng) 比 平均值 I 1.471 II 1.499 1.504 III 1.5 IV 1.544 由傳動(dòng)簡(jiǎn)圖可知 Z11、 Z12、 Z21、 Z22四個(gè)齒輪由 Z22與 Z12， Z21與 Z11兩對(duì)齒 輪傳動(dòng)組成?，F(xiàn)將其傳動(dòng)比分配如下 ，齒輪 Z22 與 Z12 的傳動(dòng)比為 1.756，則齒輪 Z21與 Z11的傳動(dòng)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(xué)本科畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） 故齒輪齒數(shù)如表 3-6。 *表 3-63- 齒輪齒數(shù)分配 插秧機(jī)株距調(diào)整變速箱 齒輪 齒數(shù) 齒輪 齒數(shù) 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(shù)的選擇 齒輪的變位是齒輪設(shè)計(jì)中一個(gè)非常重要的環(huán)節(jié) 。采用變位齒輪 ，除為了避免 齒輪產(chǎn)生根切和配湊中心距以外，它還影響齒輪的強(qiáng)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(duì)嚙合齒 輪的變位系數(shù)的和為零 。高度變位可增加小齒輪的齒根強(qiáng)度 ，使它達(dá)到和大齒輪 強(qiáng)度相接近的程度。高度變位齒輪副的缺點(diǎn)是不能同時(shí)增加一對(duì)齒輪的強(qiáng)度 ，也 很難降低噪聲 。角度變位齒輪副的變位系數(shù)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(diǎn)，又避免了其缺點(diǎn)，故采用得較多。 有幾對(duì)齒輪組合構(gòu)成的變速器 ，會(huì)因保證各檔傳動(dòng)比的需要 ，使各相互嚙合 齒輪副的齒數(shù)和不同 。為保證各對(duì)齒輪有相同的中心距 ，此時(shí)應(yīng)對(duì)齒輪進(jìn)行變位 。 當(dāng)齒數(shù)和多的齒輪副采用標(biāo)準(zhǔn)齒輪傳動(dòng)或高度變位時(shí) ，則對(duì)齒數(shù)和少些的齒輪副 應(yīng)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(dòng)質(zhì)量指標(biāo) ， 故采 用的較多。 變速器齒輪是在承受循環(huán)負(fù)荷的條件下工作 ，有時(shí)還承受沖擊負(fù)荷 。對(duì)于高 檔齒輪，其主要損壞形勢(shì)是齒面疲勞剝落 ，因此應(yīng)按保證最大接觸強(qiáng)度和抗膠合 耐磨損最有利的原則選擇變位系數(shù) 。為提高接觸強(qiáng)度 ，應(yīng)使總變位系數(shù)盡可能取 大一些，這樣兩齒輪的齒輪漸開線離基圓較遠(yuǎn) ，以增大齒廓曲率半徑 ，減小接觸 應(yīng)力。對(duì)于低檔齒輪 ，由于小齒輪的齒根強(qiáng)度較低 ，加之傳遞載荷較大 ，小齒輪 可能出現(xiàn)齒根彎曲斷裂的現(xiàn)象。 總變位系數(shù)越小，一對(duì)齒輪齒形總厚度越薄，齒根越弱，抗彎強(qiáng)度越低 。但 *是由于輪齒的剛度較小，易于吸收沖擊振動(dòng)，故噪聲要小些 14。 在滑移齒輪組中 ，由于中心距已經(jīng)確定 ，會(huì)因保證各檔傳動(dòng)比的需要 ，使各 相互嚙合齒輪副的齒數(shù)和不同 ，從而導(dǎo)致實(shí)際中心距與理想中心距的不同 ，需要 16 浙江理工大學(xué)本科畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） 對(duì)這些齒輪進(jìn)行變位。其計(jì)算公式如下： z+mz2) =2(1 插秧機(jī)株距調(diào)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(shù)； z 齒輪 齒數(shù)； 齒輪壓力角； , a 實(shí)際中心距； , * 齒輪嚙合角； x 齒輪變位系數(shù)。 （ 1）齒輪 Z14變位系數(shù)計(jì)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(shù)為 1.196 。 （ 2）齒輪 Z23變位系數(shù)計(jì)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(shù)為 0.553 。 *則各齒輪的變位系數(shù)如表 3-7。 表 3-73- 格齒輪變位系數(shù) 齒輪 變位系數(shù) 齒輪 變位系數(shù) 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(xué)本科畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） 第四章 株距調(diào)整變速箱的傳統(tǒng)力學(xué)分析 插秧機(jī)株距調(diào)整變速箱 株距調(diào)整變速箱的計(jì)算工況以每個(gè)檔位的承載最大情況為其工況，所以 ，力 學(xué)分析時(shí)，輸入軸的計(jì)算輸入轉(zhuǎn)矩是發(fā)生在發(fā)動(dòng)機(jī)的最大轉(zhuǎn)矩時(shí)的情況 。對(duì)變速 器的傳統(tǒng)力學(xué)分析可以分為兩部分 ，一是對(duì)變速器齒 輪的力學(xué)分析 ；二是對(duì)變速 器軸的力學(xué)分析。 *4.1 齒輪的力學(xué)分析 *4.1.1 齒輪的損壞原因及形式 齒輪傳動(dòng)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(jīng)整體淬火 、齒面硬度很高的鋼齒輪或鑄鐵齒輪 ）或較韌（如經(jīng)調(diào)制、 *?；膬?yōu)質(zhì)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(dòng)也就出 現(xiàn)了不同的失效形式。 一般地說，齒輪傳動(dòng)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(diǎn)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?yàn)樵谳嘄X 受載時(shí)，齒根處產(chǎn)生的彎曲應(yīng)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(yīng)力集中作用 ，當(dāng)輪齒重復(fù)受載后 ，齒根處就會(huì)產(chǎn)生疲勞裂紋 ，并逐 漸擴(kuò)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(xiàn)的多，后者出現(xiàn)的很少。 齒輪工作時(shí)，一對(duì)輪齒相互嚙合 ，齒面相互擠壓 ，這時(shí)存在齒面細(xì)小裂縫中 的潤滑油油壓升高 ，并導(dǎo)致裂縫擴(kuò)展 ，然后齒面表層出現(xiàn)塊狀脫落形成齒面點(diǎn)蝕 。 他使齒形誤差加大，產(chǎn)生動(dòng)載荷，導(dǎo)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(yīng)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(xué)本科畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） 插秧機(jī)株距調(diào)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(duì)齒根表層進(jìn)行強(qiáng)化處理。 *4.1.2 齒輪的強(qiáng)度計(jì)算與校核 變速器齒輪的失效形式主要表現(xiàn)為齒根的彎曲疲勞折斷和齒面的接觸疲勞 破壞，所以對(duì)齒輪的結(jié)構(gòu)分析主要是校核齒輪的齒根彎曲疲勞強(qiáng)度與齒面的接觸 疲勞強(qiáng)度。根據(jù)齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)手冊(cè) 15和機(jī)械設(shè)計(jì) 16查得，變速器受力分析如下 。 *1. 齒輪受力分析 進(jìn)行齒輪傳動(dòng)的強(qiáng)度計(jì)算時(shí) ，首先要知道輪齒上所受的力 ，這就需要對(duì)齒輪 傳動(dòng)做受力分析 。當(dāng)然，對(duì)齒輪傳動(dòng)進(jìn)行利分析也是計(jì)算安裝齒輪的軸及軸承時(shí) 所必須的。 齒輪傳動(dòng)一般均加以潤 滑 ，嚙合輪齒間的摩擦力通常很小 ，計(jì)算輪齒受力時(shí) ， 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(jì)算方便 ， 將法向載荷 Fn 在節(jié)點(diǎn) P處分解為兩個(gè)相互垂直的分力 ，即圓周力 Ft與徑向力 Fr。 *直齒輪嚙合時(shí)，各齒輪之間的徑向力和圓周力，其計(jì)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(zhuǎn)矩（ N?m）； Ft 各個(gè)齒輪的圓周力（ N）； 各個(gè)齒輪的徑向力（ N）； Fr Fn 各個(gè)齒輪的法向力（ N）； 各個(gè)齒輪的壓力角（ ?u65289X； d 對(duì)應(yīng)齒輪的分度圓直徑（ mm）。 r 該株距調(diào)整變速箱的輸入軸最大功率 *n1= 866.89 。 轉(zhuǎn)矩計(jì)算公式如下 18： 19 *KwP = 3 ，對(duì)應(yīng)的輸入軸轉(zhuǎn)速為 浙江理工大學(xué)本科畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） T = 9549 P n 插秧機(jī)株距調(diào)整變速箱 （ 4-2） *式中， T 輸入轉(zhuǎn)矩（ N ）； P 輸入功率（ Kw ）； *n 輸入軸轉(zhuǎn)速（ r min ）。 則由公式（ 4-2）可得輸入軸轉(zhuǎn)矩 。 T1=33.05 N 在整個(gè)株距調(diào)整變速 箱工作過程中，齒輪 Z13 、 Z14 、 Z15 的轉(zhuǎn)速始終與輸入 軸保持一致，計(jì)算分析簡(jiǎn)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(zhǎng)，同時(shí)受 到?jīng)_擊碰撞，容易損壞，故以下計(jì)算中 ， 齒輪各強(qiáng)度校核均已這三個(gè)齒輪為例進(jìn)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(qiáng)度校核 輪齒在受載時(shí)，齒根所 受的彎矩最大，因此齒根所受的彎曲疲勞強(qiáng)度最弱 。 當(dāng)輪齒在齒頂處嚙合時(shí) ，處于雙對(duì)齒嚙合區(qū) ，此時(shí)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(jù)分析，齒根所受的最大彎矩發(fā)生在輪齒嚙 合點(diǎn)位于單對(duì)齒嚙合區(qū)最高點(diǎn)時(shí) 。因此，齒根彎曲強(qiáng)度也應(yīng)按載荷作用于單對(duì)齒 嚙合區(qū)最高點(diǎn)來計(jì)算。由于這種算法比較復(fù)雜，通常只用于高精度齒輪傳動(dòng)。 對(duì)于制造精度較低的齒輪傳動(dòng) ，由于制造誤差大 ，實(shí)際上多由在齒頂處嚙合 的輪齒分擔(dān)較多的載荷 ，為便于計(jì)算，通常按全部載荷作用于齒頂來計(jì)算齒根彎 曲強(qiáng)度。 當(dāng)然，采用這樣的算法，輪齒的彎曲強(qiáng)度比較富裕。 下面采用中等精度齒輪傳動(dòng)的彎曲強(qiáng)度計(jì)算公式。 *對(duì)于變速器直齒輪而言，其齒根彎曲疲勞強(qiáng)度為 19： 20 浙江理工大學(xué)本科畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） f * = FKt 插秧機(jī)株距調(diào)整變速箱 （ 4-3） w bPy 式中， w t 直齒輪的彎曲應(yīng)力（ MPa）； 齒輪分度圓上的圓周力（ N）； Ft *K 應(yīng)力集中系數(shù)，取 1.65； Kf 摩擦力系數(shù)，主動(dòng)輪取 1.1， 從動(dòng)輪取 0.9； *b 齒輪接觸的實(shí)際寬度； Pt 端面周節(jié)， m Pt= ； *y 齒形系數(shù)，根據(jù)直齒輪齒數(shù) *及變位系數(shù)查齒形系數(shù)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(shù) ha*=1。 圖 4-1 齒形系數(shù)圖 則由式（ 4-3）可得齒輪 Z13 、 Z14 、 Z15 的彎曲應(yīng)力如表 4-2。 齒輪 *表 4-24- 齒輪 Z13、 Z14、 Z15的彎曲應(yīng)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(qiáng)度校核 在齒輪齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算中 ，為了計(jì)算簡(jiǎn)便 ，通常以節(jié)點(diǎn)嚙合為代表進(jìn) 行齒面的接觸強(qiáng)度計(jì)算。 圓柱直齒輪按節(jié)點(diǎn)嚙合進(jìn)行接觸強(qiáng)度計(jì)算的接觸應(yīng)力為： *FE 1 1 + ) j =(0.418 n b *2 1 （ 4-4） 式中， j 齒輪的接觸應(yīng)力（ MPa）； Fn 法面內(nèi)基圓周向切力，即齒面法向力（ N）； 21 浙江理工大學(xué)本科畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） *E 材料的彈性模量，由資料查得 E = 插秧機(jī)株距調(diào)整變速箱 5 *2.07 ? Mpa 。 1 、 2 主、從動(dòng)齒輪節(jié)圓處的齒廓曲率半徑（對(duì)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(dòng)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(dāng)某齒輪與多個(gè)齒輪 嚙合時(shí)，取與其相嚙合齒輪節(jié)圓較小的齒輪節(jié)圓參數(shù)作為計(jì)算依據(jù) ）。 *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(jì)算得到齒輪 Z13、 Z14、 Z15所受接觸應(yīng)力如表 4-4。 表 4-44- 齒輪 Z13、 Z14、 Z15所受接觸應(yīng)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(jù)軸承中摩擦性質(zhì)的不同，可把軸承分為滑動(dòng)摩擦軸承（簡(jiǎn)稱滑動(dòng)軸承 ） 和滾動(dòng)摩擦軸承（簡(jiǎn)稱滾動(dòng)軸承 ）兩大類。滾動(dòng)軸承由于摩擦系數(shù)小 ，啟動(dòng)阻力 小，而且它已標(biāo)準(zhǔn)化 ，選用、潤滑、維護(hù)都很方便 ，因此在一般機(jī)器中應(yīng)用較廣 。 滑動(dòng)軸承具有一些獨(dú)特優(yōu)點(diǎn) ，使得它在某些不能 、不便或使用滾動(dòng)軸承沒有優(yōu)勢(shì) 的場(chǎng)合，如在工作轉(zhuǎn)速特高 、特大沖擊與振動(dòng) 、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(zhì)中 工作等場(chǎng)合，仍占有重要 地位。 本設(shè)計(jì)中的株距調(diào)整變速箱屬于插秧機(jī)部件 ，其工作場(chǎng)合為田間 ，且其工作 轉(zhuǎn)速不是特高 ，沖擊與振動(dòng)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(xué)本科畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） 設(shè)計(jì)成本及維修、維護(hù)方便，本設(shè)計(jì)中選用滾動(dòng)軸承。 插秧機(jī)株距調(diào)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(dòng)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(shí)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(shí)，首先是選擇軸承類型 。下面介紹合理選擇軸承類型時(shí)所應(yīng)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(zhì)，是選擇軸承類型的主要依據(jù)。 根據(jù)載荷的大小選擇軸承類型時(shí)，滾子軸承比球軸承能夠承受更大的載荷 。 根據(jù)載荷的分析選擇軸承類型時(shí)，對(duì)于純軸向載荷，一般選用推 力軸承 。對(duì) 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(dāng)軸承在承受 徑向載荷的同時(shí) ，還有不大的軸向載荷時(shí) ，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(dāng)軸向載荷較大時(shí) ，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(jié)構(gòu) ，分別傳動(dòng)、 承擔(dān)徑向載荷和軸向載荷。 （ 2）軸承的轉(zhuǎn)速 在一般轉(zhuǎn)速下，轉(zhuǎn)速的高低對(duì)類型的選擇不發(fā)生影響，只有在轉(zhuǎn)速較高時(shí) ， 才會(huì)有比較顯著的影。從高中轉(zhuǎn)速對(duì)軸承的要求看，可以確定以下幾點(diǎn) ： 1）球軸承比滾子軸承有較高的極限轉(zhuǎn)速； 2）在內(nèi)徑相同的條件下，外徑越小，則滾動(dòng)體就越小，運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)滾動(dòng)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(zhuǎn)速下工作 。故在高速 時(shí)，宜選用相同內(nèi)徑而外徑較小的軸承 。若用一個(gè)較小的軸承而承載能力達(dá)不到 要求時(shí)，可在并裝一個(gè)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(chǎng)合。 3）保持架的材料與結(jié)構(gòu)對(duì)軸承轉(zhuǎn)速影響極大。實(shí)體保持架比沖壓保持架允 許高一些的轉(zhuǎn)速，青銅實(shí)體保持架允許更高的轉(zhuǎn)速。 4）推力軸承的極限轉(zhuǎn)速均 很低。 （ 3）軸承的調(diào)心性能 滾子軸承對(duì)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(xué)本科畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） 于球軸承。 （ 4）軸承的安裝和拆卸 插秧機(jī)株距調(diào)整變速箱 便于裝拆，也是在選擇軸承類型時(shí)應(yīng)考慮的一個(gè)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(shí)，應(yīng)優(yōu)先選用內(nèi)外圈可分離的軸承。 綜上所述，本設(shè)計(jì)中選用深溝球軸承。 *4.2.2 深溝球軸承型號(hào)的選擇 滾動(dòng)軸承的基本額定動(dòng)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(shí)際上，軸承在許多應(yīng)用 場(chǎng)合，常常同時(shí)承受徑向載荷和軸向載荷 。因此，在進(jìn)行軸承壽命計(jì)算時(shí) ，必須 把實(shí)際載荷轉(zhuǎn)換為與確定基本額定動(dòng)載荷的載荷條件相一致的當(dāng)量動(dòng)載荷 。這個(gè) 當(dāng)量動(dòng)載荷，對(duì)于以承受進(jìn)行載荷為主的軸承 ，稱為徑向當(dāng)量動(dòng)載荷 ；對(duì)于以承 受軸向載荷為主的軸承，稱為軸向當(dāng)量動(dòng)載荷。當(dāng) 量動(dòng)載荷的一般計(jì)算公式為 ： *+P =ar （ 4-5） 式中， P 當(dāng)量動(dòng)載荷； X 徑向動(dòng)載荷系數(shù)； Y 軸向動(dòng)載荷系數(shù)； 徑向載荷； Fr Fa 軸向載荷。 按式（ 4-5）求得的當(dāng)量動(dòng)載荷僅為一理論值。實(shí)際上，在許多支撐中 還會(huì)出現(xiàn)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(chǎn)生的附加力等等 ，這些因素很難從理論上精確計(jì)算 。為了計(jì)及這 些影響，可對(duì)當(dāng)量動(dòng)載荷乘上一個(gè)根據(jù)經(jīng)驗(yàn)而定的動(dòng)載荷系數(shù) 計(jì)算時(shí)，軸承的當(dāng)量動(dòng) 載荷應(yīng)為： *) ( +XFaf Pr=p fp 。故實(shí)際 （ 4-6） *式中， 載荷系數(shù)，中等沖擊或中等慣性沖擊取值為 1.2 1.8。 fp 本設(shè)計(jì)中株距調(diào)整變速箱軸上零件所受的軸向力很小 ，則根據(jù)機(jī)械設(shè)計(jì)可選 *得軸承的徑向動(dòng)載荷系數(shù) X=1，軸向動(dòng)載荷系數(shù) Y=0，取 *可求出輸入軸左端徑向力 。 fp=1.8 。又通過計(jì)算 Fr=573N 24 浙江理工大學(xué)本科畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） 則由公式（ 4-6）可求得當(dāng)量動(dòng)載荷 P=1031.4N 。 所需軸承應(yīng)具有的基本額定動(dòng)載荷可根據(jù)公式： ， 60nLh 插秧機(jī)株距調(diào)整變速箱 *PC = 6 10 （ 4-7） 式中， C 基本額定動(dòng)載荷， N； *n 軸的轉(zhuǎn)速， r min ； ， Lh 預(yù)期計(jì)算壽命。 *已知插秧機(jī)使用壽命為 6 7 年，每年使用大約 40 天，每天工作時(shí)間為 12 ， *個(gè)小時(shí)，則 Lh=3360h 。又前面計(jì)算得到 n =866.89 r min 。則由公式（ 4-7）計(jì)算 可得 C=5766.5N。 *根據(jù)機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)輸入軸左端深溝球軸承型號(hào)為 6202。 *4.3 軸的力學(xué)分析 由該株距調(diào)整變速器結(jié)構(gòu)布置考慮到加工和裝配而確定的軸的尺寸 ，一般來 說強(qiáng)度是足夠的 ，僅對(duì)其危險(xiǎn)斷面進(jìn)行驗(yàn)算即可 。對(duì)于本設(shè)計(jì)的株距調(diào)整變速器 來說，在設(shè)計(jì)的過程中 ，軸的強(qiáng)度和剛度都留有一定的余量 ，所以，在進(jìn)行校核 時(shí)只需要校核轉(zhuǎn)速最低 ，即扭矩最大時(shí)的檔位即可 ；由于輸入軸跨距較大 ，可 能 會(huì)存在剛度不足現(xiàn)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(shè) 計(jì)中以輸入軸強(qiáng)度校核為重點(diǎn)。 綜上所述，本設(shè)計(jì)中選擇株距調(diào)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(shí)的工況進(jìn)行軸的強(qiáng)度分析（此時(shí)，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(zhuǎn)速相對(duì)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(dòng)效率較高 ，故在以下計(jì)算公式中忽略傳遞效率對(duì)齒輪受力的 影響，則各齒輪受力計(jì)算公式如下： 25 浙江理工大學(xué)本科畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） *Tid F = 2000 插秧機(jī)株距調(diào)整變速箱 *d Ti t Fr= 2000 （ 4-5） *式中， T 輸入軸輸入的轉(zhuǎn)矩（ N?m）， T=33.05 N?m； Ft 各個(gè)齒輪的圓周力（ N）； 各個(gè)齒輪的徑向力（ FrN）； 各個(gè)齒輪的壓力角（ ?u65289X； d 對(duì)應(yīng)齒輪的分度圓直徑（ mm）。 i 至計(jì)算齒輪的傳動(dòng)比。 則由計(jì)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(qiáng)度校核 2445 890 2140 779 1468 534 通過軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) ，軸的主要結(jié)構(gòu)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(qiáng)度條件對(duì)軸進(jìn)行強(qiáng)度校核計(jì)算。 *根據(jù)齒輪的 受力分析，做出軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖，如圖 4-2。 *圖 4-2 輸入軸 1 的計(jì)算簡(jiǎn)圖 26 浙江理工大學(xué)本科畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） 插秧機(jī)株距調(diào)整變速箱 將圖 4-2 中的各空間力全部轉(zhuǎn)化到軸上 ，并將其分解為水平分力和垂直分力 ， *并做出相應(yīng)的彎矩圖，如圖 4-3。 圖（ a） 水平面內(nèi)受力及彎矩圖 圖（ b） 垂直面內(nèi)受力及彎矩圖 圖 4-3 水平、垂直面內(nèi)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(jì)算公式： *2 2 Z14 處（即危險(xiǎn)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(xué)本科畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） 圖 4-4 輸入軸 1 扭矩圖 插秧機(jī)株距調(diào)整變速箱 已知軸的萬彎矩和扭矩后 ，可針對(duì)危險(xiǎn)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(qiáng)度校核計(jì)算。按第三強(qiáng)度理論 20，計(jì)算應(yīng)力公式為： 2 2 + *T M ) ( ca= W *1 （ 4-6） 式中， ca 軸的計(jì)算應(yīng)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(shù)， mm3； 折合系數(shù)，考慮循環(huán)特性的不同而引入，取 =0.3。 由公式（ 4-6）計(jì)算得 4.3.3 軸的剛度校核 ca=78MPa 。 軸在載荷作用下 ，將產(chǎn)生彎曲和扭轉(zhuǎn)變形 。若變形量超過允許的限度 ，就會(huì) 影響軸上零件的正常工作，甚至?xí)适C(jī)器應(yīng)有的性能。例如，安裝齒輪的軸 ， 若彎曲剛度（或扭轉(zhuǎn)剛度）不足而導(dǎo)致?lián)隙龋ɑ蚺まD(zhuǎn)角）過大時(shí)，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(yán)重分布不勻 。 因此，在設(shè)計(jì)有剛度要求的軸時(shí)，必須進(jìn)行剛度的校核計(jì)算。 軸的彎曲剛度以撓度或偏轉(zhuǎn)角來度量 ；扭轉(zhuǎn)剛度以扭轉(zhuǎn)角來度量 。軸的剛度 校核計(jì)算通常是計(jì)算出軸在受載時(shí)的變形量，并控制其不大于允許值。 *1. 軸的彎曲剛度校核計(jì)算 對(duì)齒輪工作影響最大的是軸受力產(chǎn)生的撓度和轉(zhuǎn)角 。前者使齒輪的中心距發(fā) 28 浙江理工大學(xué)本科畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） 插秧機(jī)株距調(diào)整變速箱 生變化，并破壞了齒輪的正確嚙合 ；后者使主從動(dòng)齒輪相互傾斜 ，會(huì)使沿齒長(zhǎng)方 向的壓力分布不正確。 常見的軸大多可視為簡(jiǎn)支梁 。若是光軸，可直接用材料力學(xué)中的估算計(jì)算其 撓度或偏轉(zhuǎn) 角；若是階梯軸，如果對(duì)其精度要求不高，則可用當(dāng)量直徑法計(jì)算 。 即把階梯軸看成是當(dāng)量直徑為 量直徑 dv為： dv 的光軸，然后再按材料力學(xué)中的公式計(jì)算。當(dāng) 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(zhǎng)度， mm； 階梯軸第 i段的直徑， mm； di L 階梯軸的計(jì)算長(zhǎng)度， mm； z 階梯軸計(jì)算長(zhǎng)度內(nèi)的軸段數(shù)。 *當(dāng)載荷作用于兩支撐之間時(shí)， L = l （ l 為支撐跨距 ）；當(dāng)載荷作用于懸臂端 時(shí)， L = l + K （ K 為軸的懸臂長(zhǎng)度， mm）。 *軸在水平面內(nèi)的受力分解圖如圖 4-3 所示， 則可根據(jù)圖 4-3 的分析知道軸在 齒輪 Z14 處所受的彎矩最大，即產(chǎn)生的撓度可能最大，對(duì)該點(diǎn)進(jìn)行撓度計(jì)算。由 材料力學(xué)可知，該點(diǎn)撓度可通過卡式定理來計(jì)算，其計(jì)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(diǎn)撓度， mm； *M)( 某軸段的彎矩方程； EI 軸的抗彎剛度； F 計(jì)算點(diǎn)受力， N； l 軸段長(zhǎng)度， mm； 軸上某點(diǎn)的轉(zhuǎn)角； 計(jì)算點(diǎn)所受彎矩， MeN 29 。 浙江理工大學(xué)本科畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） 插秧機(jī)株距調(diào)整變速箱 由公式（ 4-8）與（ 4-9）可計(jì)算得出軸在水平及垂直面內(nèi)的撓度及轉(zhuǎn)角 ，通 過以下公式將水平、垂直面內(nèi)的撓度及轉(zhuǎn)角合成。撓度、轉(zhuǎn)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(zhuǎn)角 + =yx *y y 式中， 軸的允許撓度 ， mm； 軸的允許偏轉(zhuǎn)角， rad。 *2. 軸的扭轉(zhuǎn)剛度校核計(jì)算 軸的扭轉(zhuǎn)變形用每米長(zhǎng)的扭轉(zhuǎn)角 來表示。階梯軸扭轉(zhuǎn)角 單位為 ()/m 的計(jì)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(duì)于鋼材， G=7.938 ?104MPa； 4 *Ip 軸截面的極慣性矩， mm4，對(duì)于圓軸， Ip= d ； L 階梯軸受扭矩作用的長(zhǎng)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(zhǎng)度和極慣性 z 階梯軸受扭矩作用的軸段數(shù)。 則由公式（ 4-7）可求得 =0.754。 軸的扭轉(zhuǎn)剛度條件為 （ 4-8） 式中， 為軸每米長(zhǎng)的允許扭轉(zhuǎn)角，與軸的使用場(chǎng)合有關(guān)。對(duì)于一般傳動(dòng) 軸，可取 =0.5 1 ()/m；對(duì)于精密傳動(dòng)軸 ，可取 =0.25 0.5 ()/m；對(duì)于 30 浙江理工大學(xué)本科畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） 插秧機(jī)株距調(diào)整變速箱 精度要求不高的軸 ， 可大于 1 ()/m。本變速器用于農(nóng)業(yè)機(jī)械 ，屬于一般的傳 動(dòng)軸，許用扭轉(zhuǎn)角 可取 =0.5 1 ()/m。 由公式（ 4-7）計(jì)算結(jié)果與公式（ 4-8）可知該輸入軸滿足扭轉(zhuǎn)剛度條件。 31 浙江理工大學(xué)本科畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） 第五章 變速器的操縱機(jī)構(gòu)變速器的操 插秧機(jī)株距調(diào)整變速箱 變速器操縱機(jī)構(gòu)的功用是保證各檔齒輪 、嚙合套移動(dòng)規(guī)定的距離 ，以獲得要 求的檔位，而且又不允許同時(shí)掛兩個(gè)檔位。 設(shè)計(jì)變速器操縱機(jī)構(gòu)時(shí)，應(yīng)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(dòng)某一變速叉軸時(shí)，其他變速桿叉軸互被鎖止，互鎖 裝置的結(jié)構(gòu)主要有以下幾種 ：互鎖銷式、擺動(dòng)鎖塊式、轉(zhuǎn)動(dòng)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(dòng)或有小的軸向力作用而致脫檔 ， 保證嚙合齒輪以全齒長(zhǎng)進(jìn)行嚙合 ，并使駕駛員