畢業(yè)設(shè)計說明書

1、3. 4帶傳動部分的設(shè)計計算3. 4. 1確定計算功率Pea由育種株行條播機的工作狀況，根據(jù)課本機械設(shè)計表8-7查得工作情況系數(shù)Ka 1.1 故計算功率 Pea KaP 4.41 1.1kW4.85kW3. 4. 2選擇v帶的帶型根據(jù)Pea、n1從課本機械設(shè)計圖8-11選用A型。3. 4. 3確定帶輪的基準直徑d d并驗算帶速1） 初選小帶輪的基準直徑 dd1。根據(jù)課本機械設(shè)計表 8-6和表8-8,取小帶輪的 基準直徑dd1=125。3600 仃.01m/s2）驗算帶速。60 1000v曲160 1000因為5m/s< <30m/s，故帶速適合。3）計算大帶輪的基準直徑。根據(jù)：d

2、d2 =id d1 =4.2X 125mm=525mm3. 4.4確定v帶的中心距a和基準長度Ld1）根據(jù)式：0.7（d d1 dd2） a。2（dd1 dd2）初定中心距a0=5OOmm。2）由式:Ld0 2a0-(dd1 dd2)(dd2 dd1)224ao500 125 5252525 125 2mm4 5002100.5mm根據(jù)課本機械設(shè)計表8-2選帶的基準長度L d =2000mm。3）按公式a a。L dLdo25002000210°.5mm 449.75mm450mmamin420mm amax 510mm3. 4. 5驗算小帶輪上的包角180d d2di5731805

3、25 125a57.3475129.0673. 4. 6計算帶的根數(shù)z1）計算單根V帶的額定功率Pr。由dd1=125mm和n 1 =2600r/min,根據(jù)課本機械設(shè)計表 8-4a得P0 2.86kW，根據(jù) m=2600r/min, i=4.2，A型帶，根據(jù)課本機械設(shè)計表 8-4b得 P。0.315kW。根據(jù)課本機械設(shè)計表8-5得K 0.86，表8-2得KL1.03，于是PrF0P0 K Kl 2.86 0.315 0.86 1.03kW 2.812kW2）計算v帶的根數(shù)z。Pea4.85z ea1.725Pr2.812取2根。計算單根v帶的初拉力的最小值（Fo） min根據(jù)課本機械設(shè)計表8

4、-3得A型帶的單位長度質(zhì)量q=0.10kg/m,所以“2.5 K Pea2“2.5 0.864.85“ 2 F0 min500eaqv5000.1017.01 NK zv0.86 2 17.01164.87N對于新安裝的V帶，初拉力應(yīng)為1.5（F°）min,對于運轉(zhuǎn)后的V帶，初拉力應(yīng)為1.3(Fo)min3. 4.8計算壓軸力Fp壓軸力的最小值為Fpmin2z Fo min sin7129.0672 2 164.87 sinN2595.40N3.5變速器變速器結(jié)構(gòu)方案1兩軸式變速器輸出軸與主減速器主動齒輪做成一體；多數(shù)方案的倒擋傳動常用滑動齒輪，其 它擋位均用常嚙合齒輪傳動。與中間軸

5、式變速器相比，它具有軸和軸承數(shù)少，結(jié)構(gòu)簡單、輪廓尺寸小、 易布置等優(yōu)點。此外，各中間檔因只經(jīng)一對齒輪傳遞動力，故傳動效 率高，同時噪聲小。但兩軸式變速器不能設(shè)置直接檔 ，所以在工作時齒輪和軸承均承載， 工作噪聲增大且易損壞，受結(jié)構(gòu)限制其一檔的速比不能設(shè)計較大。其特點是：變速器輸出軸與主減速器主動齒輪做成一體，發(fā)動機縱置時直接輸出動力。2倒擋布置方案b)f）倒檔傳動方案變速器在一擋和倒擋工作時有較大的力，工作時在齒輪上作用的力也增大，并導(dǎo)致變速器軸產(chǎn)生較大的撓度和轉(zhuǎn)角，使工作齒輪嚙合狀態(tài)變壞，最終表現(xiàn)出輪齒磨損加快和工作噪聲大。所以無論是兩軸 式變速器還是中間軸式變速器的低檔與倒擋，都應(yīng)當(dāng)布 置

6、在靠近軸的 支承處，以減少軸的變形，保證齒輪重合度下降不多，然后按照從低檔到高擋順序布置各擋齒輪，這樣做既能使軸有足夠大的剛性，又能保證容易裝配。倒擋的傳動比雖然與一擋的傳動比接近，但因為使用倒擋的時間非常短，從這點出發(fā)有些方案將一擋布置在靠近軸的支承處。本設(shè)計采用圖2-2所示的傳動 3齒輪形式變速器中的常嚙合齒輪均采用斜齒圓柱齒輪。直齒圓柱齒輪僅用于低擋和倒擋。4換擋形式變速器換擋機構(gòu)有直齒滑動齒輪、嚙合套和同步器換擋三種形式。采用軸向滑動直齒齒輪換擋，會在輪齒端面產(chǎn)生沖擊，齒輪端部磨損加劇并過早損壞，并 伴隨著噪聲。因此，除一擋、倒擋外已很少使用。使用同步器能保證換擋迅速、無沖擊、無噪聲，

7、得到廣泛應(yīng)用。但結(jié)構(gòu)復(fù)雜、制造精度要求高、軸向尺寸大。利用同步器或嚙合套換擋，其換擋行程要比滑動齒輪換擋行程小。變速器主要參數(shù)的選擇 1變速器檔數(shù)及各檔傳動比本設(shè)計采用4個檔位，變速器各檔傳動比一檔 3.863二檔 2.313三檔1.512四檔1.0652中心距變速器中心距是一個基本參數(shù)，對變速器的外形尺寸、體積和質(zhì)量大小、輪齒的接觸 強度有影響。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度來確定初選中心距A時，可根據(jù)下面的經(jīng)驗公式計算96%,K A#Temax i1Ka為中心距系數(shù)，取9.5， g變速器傳動效率，取取V帶傳動的效率0為0.

8、96T emax 95509550 4.85 0.9673.54Nmn2600/4.3A 9.5 3 73.54 3.863 0.9661.7取A為703、外形尺寸四擋變速器殼體的軸向尺寸為：（2.73.4 ） A取2204、軸的直徑中部直徑0.45A=31.5d第一軸花鍵直徑d （mm可按下式初選式中：K為經(jīng)驗系數(shù)K=4.04.6 ;Temax為發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩（Nm齒輪參數(shù)的確定3.5.3 .1模數(shù)的選取齒輪模數(shù)的確定受到很多因素的影響，其中最主要的是其所受載荷的大小。由于 低檔齒輪與高檔齒輪承受載荷的不同，故低檔與高檔齒輪的模數(shù)也最好做到不相同。 從齒輪現(xiàn)代加工工藝及日常維修的觀點考慮，同

9、一變速器中的齒輪模數(shù)種類不應(yīng)過多需要注意的是，在變速器中心距都相同的情況下，選用小模數(shù)的齒輪可以有效的減小 傳動噪聲，故育種株行條播機變速器的齒輪將會選用模數(shù)較小的齒輪 根據(jù)國家標準GB135 78的規(guī)定，選取各齒輪副模數(shù)如下：一檔：叫=2.5二檔：mn =2.5三檔：mn =2.25四檔：m =2倒檔:mn =2.5壓力角國家規(guī)定的標準壓力角為20°，所以采用的壓力角為20。螺旋角B齒輪的螺旋角對齒輪工作噪聲、輪齒的強度和軸向力有影響。選用大些的螺旋角時， 使齒輪嚙合的重合度增加，因而工作平穩(wěn)、噪聲降低。試驗證明：隨著螺旋角的增大，齒的強度相應(yīng)提高，但當(dāng)螺旋角大于30°時

10、，其抗彎強度驟然下降，而接觸強度仍繼續(xù)上升。從提高低擋齒輪的抗彎強度出發(fā)，并不希望用過大的螺旋角；從提高高擋齒輪的接觸強度 著眼，應(yīng)當(dāng)選用較大的螺旋角。斜齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩時，要產(chǎn)生軸向力并作用到軸承上。設(shè)計時應(yīng)力求同時工作的兩對齒輪產(chǎn)生軸向力平衡，初選螺旋角為223.534齒寬b齒寬對變速器的軸向尺寸、齒輪工作平穩(wěn)性、齒輪強度和齒輪工作時受力的均勻程度等均有影響。選用較小的齒寬可以縮短變速器的軸向尺寸和減小質(zhì)量。但齒寬減少使斜齒 輪傳動平穩(wěn)的優(yōu)點被削弱，齒輪的工作應(yīng)力增加。選用較大的齒寬，工作時會因軸的變形 導(dǎo)致齒輪傾斜，使齒輪沿齒寬方向受力不均勻并在齒寬方向磨損不均勻。通常根據(jù)齒輪模數(shù)m（ mn

11、的大小來選定齒寬b：直齒：b=Kcm, Kc為齒寬系數(shù)，取為4.5 8.0 斜齒：b=Kc mn，Kc取為 6.0 8.5綜合各個齒輪的情況，倒檔齒輪為直齒輪，尺寬選為16m m前進擋均為斜齒輪，齒寬選為18mm各擋齒輪齒數(shù)的分配在初選中心距、齒輪模數(shù)和螺旋角以后，可根據(jù)變速器的擋數(shù)、傳動比和傳動方案來分配各擋齒輪的齒數(shù)。下面以四擋變速器為例，說明分配齒數(shù)的方法。1 確定一擋齒輪的齒數(shù)一擋傳動比i1 乞 3.863Zi2Acos Zh mn2 70 cos222551.93取整得52,取z1=11，則z2=41則一檔傳動比為i 1 = | H 3.7272.對中心距A進行修正mnZh2 cos

12、2.5 522 cos2265.04取整得Ao =66mm Ao為標準中心距重新確定螺旋角，其精確值應(yīng)為1 mnZh1 cos2A3.確定其它各擋的齒數(shù)二擋傳動比2.313Z3二檔傳動齒輪中心距和一擋齒輪的中心距相等Zh2 A cosmn2 66 cos222.548.96取整得49,取Z3=15,則z4=34則二檔傳動比為i產(chǎn)空 342.667Z315重新確定螺旋角，其精確值應(yīng)為1 mnZh cos 22A三擋傳動比z6i31.512Z三檔傳動齒輪中心距和一擋齒輪的中心距相等2 A cos2 66 cos22 54.392.25取整得55,取z 3 =22,則z4=33則三檔傳動比為i3 至

13、 1.500Z5重新確定螺旋角，其精確值應(yīng)為1 mnZh3 cos2A四擋傳動比Z84Z71.065四檔傳動齒輪中心距和一擋齒輪的中心距相等2 A cos2 66 COS22 61.19取整得61,取Z3=30,則Z4=31則四檔傳動比為i 全1.03343Z7重新確定螺旋角，其精確值應(yīng)為1 mnZh4 cos2A倒檔的傳動比為：iRZ大 乙惰3.706,取z小17, z大63,惰乙小倒擋齒輪的齒數(shù)，一般在2123之間，選為22,可計算出輸出軸與倒擋軸的中心距 A Am（Z惰仝106.252由于齒數(shù)需要取整，故完成齒輪的齒數(shù)分配后，由齒輪齒數(shù)計算得到的傳動比相比之 前滿足整車動力性和經(jīng)濟性優(yōu)化

14、得到的傳動比值有一定的誤差，在一定的條件下允許此類 誤差存在，對整車的動力性和經(jīng)濟性不會造成太大的影響3. 3齒輪傳動部分的設(shè)計計算3. 3. 1齒輪的參數(shù)設(shè)計1.選定齒輪的類型、精度等級、材料及齒數(shù)1）一級傳動需要改變動力傳動方向，因此選用直齒錐齒輪傳動。2） 育種株行條播機是農(nóng)業(yè)機械，速度不高，故選用8級精度。3）材料選擇：選擇小齒輪材料為 40Cr （調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS二者材料硬度差為40HBS4） 選小齒輪齒數(shù) 乙17,大齒輪的齒數(shù)Z2 17 3.95 67.15，取z 2 =6702.按齒面接觸強度設(shè)計根據(jù)課本機械設(shè)計設(shè)計計算公式

15、（10-26）進行試算，即d1t2.3232Ze ?U 1KHUd（1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值1）試選載荷系數(shù)Kt 1.32）計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩。T195.5 105 4.85 0.96 0.942600/4.2/3.7272.516 105N mm3）選取齒寬系數(shù)d 114）根據(jù)課本機械設(shè)計表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)Ze 189.8MPa。5）根據(jù)課本機械設(shè)計圖 10-21d按表面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限H lim1600MPa ;大齒輪的接觸疲勞強度極限H |im2 550MPa 06）計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N1N260n1 jL160 166 18 30 102.39 1052

16、.39 1053.956.05 1048）計算接觸疲勞許用應(yīng)力。取失效概率為1%安全系數(shù)S=1，根據(jù)課本機械設(shè)計式（10-12 ）得K HN 1 Hlim11.5 600 MPa 900MPa（2）計算1）試算小齒輪分度圓直徑2.322）計算圓周速度V。3）計算齒寬bK HN 2 H lim 2d1t，d1t代入H2.323189.88861.980mmVmd m1 n160 10001.6 550MPa 880MPa中較小的值,Ze2c U 1 KT1?u d4.95 1.3 2.516 105mm3.9561.980 16660 10000.54m/sd?d1t 61.9804）計算齒寬高

17、與齒高之比模數(shù)mtd1t61.9803.646Z117齒高2.25mt2.253.6468.20b 咤 7.56h 8.205）計算載荷系數(shù)根據(jù)v=0.54m/s，8級精度,根據(jù)課本機械設(shè)計圖10-8查得動載系數(shù)Kv 1.02 ；直齒輪，Kh Kf 1；根據(jù)課本機械設(shè)計表10-4用插值法查得8級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時，Kh 1.457 ；由b 7.56，Kh 1.457，查圖10-13得心 1.35 ;故載荷系數(shù) hKKAKvKH Kh 2.229。6）按實際載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑d1K2 229d%tr 61980 勺育 74.183mm7）計算模數(shù)d1m4.36mmZ13

18、.按齒根彎曲強度設(shè)計（1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值1） 根據(jù)課本機械設(shè)計圖10-21c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限FE1 500MPa ；大錐齒輪的彎曲疲勞強度fe2 380MPa ；2）根據(jù)課本機械設(shè)計圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)Kfn1 1.03, Kfn2 1.06 ；3）計算彎曲疲勞許用應(yīng)力。取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，根據(jù)課本機械設(shè)計式（10-12）得F 1F 24）計算載荷系數(shù)K。5）查取齒形系數(shù)。根據(jù)課本機械設(shè)計表6）查取應(yīng)力校正系數(shù)。K FN1 FE1K FN 2 FE 2皆MPa 367.86MPa1.06 380 MPa 402.8MPa1.4K KaKvKf Kf10-5 查得 YFa1 2.97；2.066YFa22.252。7）計算大小齒輪的YFaYsa并加以比較F丫Fa1丫Sa1297 1520.01227f 1367.86YFa2YSa22.252 1.7440.00975F 2402.8小齒輪的數(shù)值大。（2）設(shè)計計算I53 2 2.066 2.516 1051 1720.012273.53mm對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù) m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模 數(shù)，由于齒輪模數(shù)的大小