畢業(yè)設(shè)計(jì)論文煙草培土起壟機(jī)功能結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)

1、煙草培土、起壟機(jī)功能結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)摘 要： 農(nóng)業(yè)，作為民生之本，農(nóng)業(yè)的發(fā)展被看作人類發(fā)展的重要標(biāo)志之一。從最開始的刀耕火種發(fā)展到半機(jī)械化階段再到基本機(jī)械化現(xiàn)在已基本進(jìn)入綜合機(jī)械化階段，向著機(jī)械自動(dòng)化發(fā)展。為了加快農(nóng)業(yè)機(jī)械化的推廣力度，提高勞動(dòng)效率，增加農(nóng)戶的收益，特別是一些地形起伏，山高坡陡，耕地分散，只有少數(shù)壩區(qū)適宜大型機(jī)械耕作的地區(qū)。我國政府機(jī)構(gòu)出臺(tái)了一系列政策措施提升農(nóng)業(yè)機(jī)械化水平。由于國家加強(qiáng)對(duì)農(nóng)業(yè)的重視力度，我國農(nóng)業(yè)機(jī)械化水平也成為政府關(guān)注的重點(diǎn)。煙草作為我國農(nóng)業(yè)經(jīng)濟(jì)的一大支柱，更是重中之重。響應(yīng)中央號(hào)召，加快農(nóng)業(yè)機(jī)械化的進(jìn)度，通過對(duì)已有機(jī)型的實(shí)驗(yàn)，分析以及經(jīng)濟(jì)方面的考慮，綜合設(shè)計(jì)一款小型

2、培土、起壟機(jī)械。首先，進(jìn)行了已有機(jī)型的實(shí)驗(yàn)，分析。接著正式進(jìn)入設(shè)計(jì)，分為開題報(bào)告、方案的確定、傳動(dòng)比的分配、數(shù)據(jù)的計(jì)算，校核、帶輪的設(shè)計(jì)、變速器的設(shè)計(jì)、鏈傳動(dòng)的設(shè)計(jì)、說明書的編寫和畫圖。經(jīng)過一系列的設(shè)計(jì)計(jì)算，對(duì)材料的選擇，方案的優(yōu)化設(shè)計(jì)出一款輕巧靈活，拆裝方便，易于操作且經(jīng)濟(jì)實(shí)惠，適宜在邊遠(yuǎn)山區(qū)、丘陵、山坡地耕作的小型培土、起壟機(jī)械。關(guān)鍵詞：變速器，齒輪，軸，刀具abstract Agriculture, as the people's livelihood, one of the important symbol of agricultural development is seen

3、 as human development. From the beginning of the slash-and-burn cultivation to half mechanization stage to the fundamental mechanical has now entered the comprehensive mechanized stage, to the mechanical automation development. In order to speed up the promotion of agricultural mechanization, improv

4、e the work efficiency, increase the income of the farmers, especially some terrain, high mountains and steep slope, farmland dispersed, only a minority of the appropriate large machinery farming area. China's government introduced a series of policies and measures to enhance the level of agricul

5、tural mechanization. Because of strengthening the national agricultural intensified, the level of Agricultural Mechanization in China has also become the focus of the government. Tobacco as a pillar of China's agricultural economy, is the priority among priorities. In response to the call, accel

6、erate agricultural mechanization process, based on the existing models of experiment, analysis and economic considerations, the comprehensive design of a small hill, ridge forming machine. First of all, the existing model experiment, analysis. Then officially entered into the design, proposal, schem

7、e, distribution, transmission ratio calculation, checking, pulley design, transmission design, chain drive design, specification and drawing. After a series of design calculation, the choice of materials, the optimized design for a light and flexible, convenient assembly and disassembly, easy operat

8、ion and economical, suitable in remote mountain areas, hills, hillside farming small earth, ridging machine. Keywords：transmission,gear,axle,tool目 錄目 錄I第1章緒論11.1 研究煙草培土、起壟機(jī)的目的與意義：11.2 國內(nèi)外煙草培土、起壟機(jī)發(fā)展的現(xiàn)狀：11.3 研究內(nèi)容：2第2章 總體方案的確定及主要參數(shù)的選擇32.1 煙草培土、起壟機(jī)總體方案的確定：32.2 主要參數(shù)的選擇:4第3章 傳動(dòng)系統(tǒng)的設(shè)計(jì)53.1 總體傳動(dòng)方案的擬定53.2 動(dòng)力要求

9、及選型5帶傳動(dòng)7 鏈傳動(dòng)12 齒輪傳動(dòng)12第4章 變速箱的設(shè)計(jì)154.1對(duì)變速箱的要求154.2 變速箱類型的分類與選擇154.3 變速箱傳動(dòng)方案的確定154.4 計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)184.5 齒輪的設(shè)計(jì)194.5.1 選擇精度等級(jí)、材料及齒數(shù)194.5.2 齒輪1.1與齒輪3.1的設(shè)計(jì)21齒輪2.1與齒輪3.2的計(jì)算與校核254.5.4齒輪2.2與齒輪3.3的計(jì)算與校核294.5.5齒輪2.3與齒輪3.4334.5.6 倒檔齒輪的設(shè)計(jì)374.6 軸的設(shè)計(jì)404.6.1 輸入軸414.6.2 輸出軸44中間軸524.6.4 倒檔軸的設(shè)計(jì)56第5章 鏈傳動(dòng)的設(shè)計(jì)58第6章 培土刀具的設(shè)

10、計(jì)626.1 材料與技術(shù)條件626.2 培土刀具結(jié)構(gòu)的設(shè)計(jì)636.3 尺寸的確定65第7章 起壟刀具的設(shè)計(jì)667.1 材料與技術(shù)條件667.2 起壟刀具結(jié)構(gòu)的設(shè)計(jì)677.3 尺寸的確定677.4 整形部的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)68第8章 設(shè)計(jì)總結(jié)70參考文獻(xiàn)71致謝72第1章緒論1.1 研究煙草培土、起壟機(jī)的目的與意義：通過設(shè)計(jì)煙草培土、起壟機(jī)功能模塊有以下幾點(diǎn)目的和意義：（1）煙草培土、起壟機(jī)功能模塊設(shè)計(jì)是機(jī)械工程及自動(dòng)化專業(yè)學(xué)生的一次比較完整的某類機(jī)械的整體設(shè)計(jì)，其中包括變速箱的設(shè)計(jì)，離合器的設(shè)計(jì)，各機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)等。通過設(shè)計(jì)，培養(yǎng)學(xué)生獨(dú)立的機(jī)械整機(jī)的分析能力與創(chuàng)新思維，樹立正確的設(shè)計(jì)思想，提高利用計(jì)算機(jī)輔

11、助設(shè)計(jì)的能力，為自動(dòng)化機(jī)械設(shè)計(jì)打下良好的基礎(chǔ)。（2）通過設(shè)計(jì)，把有關(guān)課題（機(jī)械原理、機(jī)械設(shè)計(jì)、機(jī)械優(yōu)化設(shè)計(jì)、機(jī)械構(gòu)造、CAD技術(shù)等）中獲得的理論知識(shí)在實(shí)際中綜合地加以利用，使這些知識(shí)得到鞏固與發(fā)展，使理論知識(shí)與生活密切地結(jié)合起來。因此，煙草培土、起壟機(jī)功能模塊的設(shè)計(jì)是有關(guān)專業(yè)基礎(chǔ)和專業(yè)課后綜合性的專業(yè)設(shè)計(jì)。（3）通過設(shè)計(jì)，熟練的應(yīng)用有關(guān)參考文獻(xiàn)，計(jì)算圖表、手冊、圖冊和規(guī)范，熟悉有關(guān)國家標(biāo)準(zhǔn)，培養(yǎng)學(xué)生獨(dú)立工作與分工合作完成大型設(shè)計(jì)的能力和在機(jī)械整體設(shè)計(jì)方面所必備的基本技能。 （4）本次設(shè)計(jì)的具體要求：利用計(jì)算機(jī)CAD軟件進(jìn)行對(duì)煙草培土、起壟機(jī)功能模塊設(shè)計(jì)，進(jìn)行裝配，干涉檢查，圖紙的繪制等。1.2

12、 國內(nèi)外煙草培土、起壟機(jī)發(fā)展的現(xiàn)狀：目前國外對(duì)煙草培土、起壟機(jī)的研究占據(jù)主導(dǎo)地位的主要是日本和韓國，它們研制的煙草培土、起壟機(jī)，其動(dòng)力主要以汽油為主，其特點(diǎn)是體積小，重量輕，單一作業(yè)性能好，操作方便，勞動(dòng)強(qiáng)度低，但價(jià)格昂貴，功能較單一。我國對(duì)小型田間作業(yè)機(jī)的開發(fā)研究起步較晚，始于二十世紀(jì)六七十年代，前期主要以引進(jìn)消化日本、西班牙等國家的同類機(jī)械。隨著現(xiàn)代農(nóng)業(yè)的發(fā)展和國家大力的政策扶持，一些小型的田間作業(yè)機(jī)械得以大力的發(fā)展，但是技術(shù)落后，各地地形條件的不同對(duì)機(jī)械的要求也提出了不同的需求。國內(nèi)的煙草培土、起壟機(jī)在國外的基礎(chǔ)上進(jìn)行了一系列的改動(dòng)，使其更適應(yīng)于中國的國情，適應(yīng)于大多數(shù)老百姓的需求。其動(dòng)

13、力大多以柴油為主，體積較大，重量也較重，操作不方便，勞動(dòng)強(qiáng)度高，對(duì)使用者身體素質(zhì)要求較高，價(jià)格便宜，功能較全。農(nóng)業(yè)在社會(huì)的地位是無可取代的，是一切社會(huì)發(fā)展的物質(zhì)基礎(chǔ)，隨著市場經(jīng)濟(jì)的發(fā)展，農(nóng)業(yè)也會(huì)越來越受到重視，中央提出農(nóng)業(yè)現(xiàn)代化，要求農(nóng)業(yè)向著科技化，機(jī)械化，自動(dòng)化不斷地發(fā)展前進(jìn)。1.3 研究內(nèi)容： 在平原地區(qū)農(nóng)業(yè)機(jī)械已經(jīng)得到了很大的發(fā)展，大型的農(nóng)業(yè)機(jī)械奔馳在廣闊平坦的大平原上，工作效率很高，一個(gè)人就能完成以前很多人才能完成的工作量。但中國的國情限制了大型農(nóng)業(yè)機(jī)械的推廣，本設(shè)計(jì)主要是設(shè)計(jì)一款體積小，重量輕，單一作業(yè)性能好，操作方便，勞動(dòng)強(qiáng)度低，價(jià)格便宜的小型手扶式煙草培土、起壟機(jī)。第2章 總體方

14、案的確定及主要參數(shù)的選擇2.1 煙草培土、起壟機(jī)總體方案的確定： 經(jīng)過研究討論煙草培土、起壟機(jī)的總體方案如下：圖2.12.2 主要參數(shù)的選擇: 煙草培土、起壟機(jī)的主要技術(shù)參數(shù)如下：表項(xiàng)目技術(shù)規(guī)格及參數(shù)外形尺寸 mm長1500寬660高1090機(jī)器重量 kg109耕深 mm3070壟溝寬 mm300工作幅寬 mm275刀輥回轉(zhuǎn)半徑 mm360刀數(shù) 把起壟刀6培土刀24生產(chǎn)率 h/h0.15轉(zhuǎn)速160鐵車輪外徑 mm 450輪距 mm240/280/320最小轉(zhuǎn)向圓半徑 m1.0純作業(yè)燃油消耗 kg/h12第3章 傳動(dòng)系統(tǒng)的設(shè)計(jì)3.1 總體傳動(dòng)方案的擬定 本設(shè)計(jì)的傳動(dòng)路線是柴油機(jī)到變速箱之間選用V

15、帶傳動(dòng)、變速箱內(nèi)部采用圓柱直齒齒輪傳動(dòng)、變速箱到行走輪之間采用鏈傳動(dòng)。3.2 動(dòng)力要求及選型煙草培土、起壟機(jī)以小型柴油或汽油機(jī)為動(dòng)力，具有重量輕，體積小，結(jié)構(gòu)簡單等特點(diǎn)。表加工定制：是品牌：常金豹柴油機(jī)型號(hào)：R175燃料：柴油沖程數(shù)：四沖程汽缸數(shù)：單缸冷卻介質(zhì)：風(fēng)冷、水冷應(yīng)用范圍：農(nóng)業(yè)機(jī)械型號(hào)ModelR175形式Type單缸、臥式、四沖程、水冷柴油機(jī)Single-cylinder,horizontal, 4-stroke,water-cooled diesel engine燃燒系統(tǒng)Combustion system渦流式Eddy current type缸徑×行程(mm)Bore&

16、#215;stroke(mm)75×80轉(zhuǎn)速(rpm)Engine speed(rpm)2600額定輸出(KW)Continuous output(KW)4.41最大輸出(KW)Maximum output(KW)4.85燃油消耗率fuel consumption294.2起動(dòng)方式Starting systemHand-Cranking手動(dòng)外形尺寸(mm)Dimensions (mm)600 X 380 X 510毛重/凈重(kg)G.W/N.W(kg)653.3總傳動(dòng)比的分配 帶傳動(dòng)吸振滑動(dòng)率同步帶傳動(dòng)1. 確定計(jì)算功率。 式中：計(jì)算功率，kW；工作情況系數(shù)，查文獻(xiàn)【1】表8-7，

17、得; P所需要傳遞的額定功率，kW 。2.選擇V帶的類型。 根據(jù)計(jì)算功率和小帶輪的轉(zhuǎn)速，查文獻(xiàn)【1】圖8-11，選取普通V帶中的A帶型。3. 計(jì)算大、小帶輪的直徑并驗(yàn)算帶速。小帶輪的直徑為，帶速為： 帶速不宜過低或過高，一般應(yīng)使v=5-25 m/s,所以帶速符合要求。4. 確定V帶的中心距a和基準(zhǔn)長度 選取V帶傳動(dòng)的傳動(dòng)比為i=1.515 。 所以有： 大帶輪的直徑 。查文獻(xiàn)【1】表8-8，根據(jù)就近原則，圓整后 。 初選中心距：，即： ，可初步確定中心距為 。V帶的基準(zhǔn)長度為： ，查文獻(xiàn)【1】表8-2，選取帶的基準(zhǔn)長度為 。 計(jì)算中心距及其變動(dòng)范圍，傳動(dòng)的實(shí)際中心距近似為 ，考慮到帶輪的制造誤

18、差、帶長誤差、帶的彈性以及因帶的松弛而產(chǎn)生的補(bǔ)充緊張的需要，常給出中心距的變動(dòng)范圍：5.驗(yàn)算小帶輪的包角。小帶輪上的包角小于大帶輪上的包角，小帶輪上的總摩擦力小于大帶輪上的總摩擦力。因此，打滑只可能在小帶輪上發(fā)生，為了提高帶傳動(dòng)的工作能力，應(yīng)使： ，而 ，所以小帶輪上的包角合適。6.確定帶的根數(shù)。 式中：普通單根V帶的額定功率；普通單根V帶的基本額定功率，查文獻(xiàn)【1】表8-4a得；當(dāng)傳動(dòng)比不等于1時(shí)，單根V帶額定功率的增量，查文獻(xiàn) 【1】表8-4b得。當(dāng)包角不等于180°時(shí)的修正系數(shù)，查文獻(xiàn)【1】表8-5得。當(dāng)帶長不等于實(shí)驗(yàn)規(guī)定的特定帶長時(shí)的修正系數(shù)，查文獻(xiàn)【1】表8-2得。 ，取整

19、數(shù)，即V帶的根數(shù)應(yīng)該是2。7.確定帶的初拉力。單根V帶所需的最小初拉力為：式中：V帶單位長度的質(zhì)量，查文獻(xiàn)【1】表8-3得普通A型帶對(duì)于新安裝的V帶，初拉力應(yīng)為 ；對(duì)于運(yùn)轉(zhuǎn)后的V帶，初拉力應(yīng)為。8.計(jì)算傳動(dòng)的壓軸力 ；對(duì)于新安裝的V帶，壓軸力為對(duì)于運(yùn)轉(zhuǎn)后的V帶，壓軸力為V帶輪的設(shè)計(jì)：1.因?yàn)閂帶輪的速度不是很高，所以其材料選擇HT150。2.主動(dòng)輪在柴油機(jī)上，不需要設(shè)計(jì)。從動(dòng)輪安裝在變速箱的輸入軸上，需要設(shè)計(jì)其結(jié)構(gòu)。根據(jù)大帶輪基準(zhǔn)直徑,選擇大帶輪的結(jié)構(gòu)形式為腹板式。根據(jù)已有數(shù)據(jù)及后續(xù)設(shè)計(jì)的輸入軸尺寸確定帶輪結(jié)構(gòu)尺寸如下：表 代號(hào) 結(jié)構(gòu)尺寸計(jì)算公式 結(jié)果/mm齒頂圓直徑 205.5輪轂直徑36齒

20、寬B33輪轂軸向長L 36腹板厚6.6 圖小帶輪 圖 大帶輪 圖帶輪裝配圖大帶輪結(jié)構(gòu)圖如下：圖 鏈傳動(dòng)鏈傳動(dòng)是一種撓性傳動(dòng)，它由鏈條和鏈輪（小鏈輪和大連輪）組成。通過鏈輪輪齒與鏈條鏈節(jié)的嚙合來傳遞運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力。帶傳動(dòng)彈性滑動(dòng)張緊摩擦損失傳動(dòng)比多邊形效應(yīng)運(yùn)動(dòng)特性動(dòng)載荷振動(dòng) 傳動(dòng)鏈可分為短節(jié)距精密滾子鏈（簡稱滾子鏈）、齒形鏈等類型，齒形鏈應(yīng)用較少。本設(shè)計(jì)采用滾子鏈，滾子鏈常用于傳動(dòng)系統(tǒng)的低速級(jí)，一般傳遞的功率在100KW以下，鏈速不超過15，推薦的最大傳動(dòng)比，本設(shè)計(jì)取。 齒輪傳動(dòng)軸線傳動(dòng)比 本設(shè)計(jì)的齒輪傳動(dòng)為變速器的內(nèi)部傳動(dòng)由柴油機(jī)的功率為4.41kW,轉(zhuǎn)速為2600r/min，小帶輪的直徑為132

21、mm； 查文獻(xiàn)【3】表2.3，取帶傳動(dòng)效率為0.93得變速箱的輸入功率為： 變速箱輸入軸的轉(zhuǎn)速為：。行走輪的直徑為,速度為（m/s），式中為行走輪所在軸的轉(zhuǎn)速（r/min）。設(shè)培土、起壟機(jī)前進(jìn)快檔時(shí)行走輪所在軸有：；前進(jìn)慢檔與倒檔時(shí)情況相同，有： 由式 ， 、即行走輪所在軸的轉(zhuǎn)速。 則得 最大傳動(dòng)比為：40 最小傳動(dòng)比為：26.8因?yàn)殒渹鲃?dòng)的傳動(dòng)比取，所以前進(jìn)快檔在變速器的總傳動(dòng)比為 工作擋與倒檔在變速器的總傳動(dòng)比為 第4章 變速箱的設(shè)計(jì)4.1對(duì)變速箱的要求變速器用以改變煙草培土、起壟機(jī)的行駛速度、方向和驅(qū)動(dòng)力，并能在發(fā)動(dòng)機(jī)運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)可較長時(shí)間的停車，因此對(duì)變速器的要求是:有足夠的排擋數(shù)，各檔的傳

22、動(dòng)比應(yīng)與要求的行駛速度相適應(yīng)，使煙草培土、起壟機(jī)具有較高的生產(chǎn)率和經(jīng)濟(jì)性。設(shè)置空擋，用來切斷發(fā)動(dòng)機(jī)動(dòng)力向驅(qū)動(dòng)輪的傳輸,便于停車。設(shè)置倒檔，使機(jī)械能夠倒退行駛。設(shè)置動(dòng)力輸出裝置，需要時(shí)能夠進(jìn)行功率輸出。換擋迅速、省力、方便。工作可靠，換擋方便，并能防止同時(shí)掛接兩檔，防止自行掛檔和自行脫檔的現(xiàn)象。傳遞路線短，即動(dòng)力流經(jīng)的齒輪副少，傳動(dòng)效率高，結(jié)構(gòu)簡單。變速器的工作噪聲低。4.2 變速箱類型的分類與選擇齒輪傳動(dòng)變速器，按其換擋方式，可分為掛結(jié)式變速器（換擋過程中動(dòng)力要中斷）和動(dòng)力換擋變速器（換擋過程中動(dòng)力不中斷）。掛結(jié)式變速器的換擋方式有：移動(dòng)外嚙合滑動(dòng)齒輪掛檔；移動(dòng)滑動(dòng)齒輪內(nèi)齒套掛檔；移動(dòng)嚙合套掛

23、檔，齒輪為常嚙合；移動(dòng)同步器套環(huán)掛檔，齒輪為常嚙合；動(dòng)力換擋變速器的換擋方式有：用機(jī)械或液壓操縱摩擦元件（離合器或制動(dòng)器）進(jìn)行換檔，換檔過程中，一元件的分離和另一元件的接合的開始和終止時(shí)間有嚴(yán)格的要求。用機(jī)械或液壓操縱摩擦元件（離合器）控制自由輪的接合或分離而進(jìn)行換檔。本設(shè)計(jì)采用掛結(jié)式變速器中移動(dòng)同步器套環(huán)掛檔的方式。4.3 變速箱傳動(dòng)方案的確定 變速器的傳動(dòng)路線如下圖：圖1. 箱體外部采用帶傳動(dòng)，內(nèi)部采用傳動(dòng)效率較高的直齒輪傳動(dòng)，具體布置如下：1軸是輸入軸，上有一個(gè)常嚙合小齒輪1.1。2軸是輸出軸，上有三個(gè)常嚙合齒輪2.1、2.2、2.3。3軸是中間軸，上面有四個(gè)不同功用的常嚙合齒輪3.1、

24、3.2、3.3、3.4。4軸是倒檔軸，上面有一個(gè)倒檔齒輪4.1。2. 各檔位的具體傳動(dòng)路線： 前進(jìn)1檔（高速檔）：齒輪1.1與齒輪3.1嚙合齒輪3.2與齒輪2.1嚙合同步器A打到快檔輸出軸輸出 前進(jìn)2檔（低速檔）：齒輪1.1與齒輪3.1嚙合齒輪3.3與齒輪2.2嚙合同步器A打到慢檔輸出軸輸出 倒檔：齒輪1.1與齒輪3.1嚙合齒輪3.4與齒輪4.1嚙合齒輪4.1與齒輪2.3嚙合同步器B打到退檔輸出軸輸出傳動(dòng)比的分配原則：多級(jí)減速器各級(jí)傳動(dòng)比的分配，直接影響減速器的承載能力和使用壽命，還會(huì)影響其體積、重量和滑。傳動(dòng)比一般按以下原則分配：使各級(jí)傳動(dòng)承載能力大致相等；使減速器的尺寸與質(zhì)量較??；使各級(jí)齒

25、輪圓周速度較小；采用油浴潤滑時(shí)，使各級(jí)齒輪副的大齒輪浸油深度相差較小。 低速級(jí)大齒輪直接影響減速器的尺寸和重量，減小低速級(jí)傳動(dòng)比，即減小了低速級(jí)大齒輪及包容它的機(jī)體的尺寸和重量。增大高速級(jí)的傳動(dòng)比，即增大高速級(jí)大齒輪的尺寸，減小了與低速級(jí)大齒輪的尺寸差，有利于各級(jí)齒輪同時(shí)油浴潤滑；同時(shí)高速級(jí)小齒輪尺寸減小后，降低了高速級(jí)及后面各級(jí)齒輪的圓周速度，有利于降低噪聲和振動(dòng)，提高傳動(dòng)的平穩(wěn)性。故在滿足強(qiáng)度的條件下，末級(jí)傳動(dòng)比小較合理。 減速器的承載能力和壽命，取決于最弱一級(jí)齒輪的強(qiáng)度。僅滿足于強(qiáng)度能通得過，而不追求各級(jí)大致等強(qiáng)度常常會(huì)造成承載能力和使用壽命的很大浪費(fèi)。通用減速器為減少齒輪的數(shù)量，單級(jí)和

26、多級(jí)中同中心距同傳動(dòng)比的齒輪一般取相同參數(shù)。當(dāng)a和i設(shè)置較密時(shí)，較易實(shí)現(xiàn)各級(jí)等強(qiáng)度分配；a和i設(shè)置較疏時(shí)，難以全部實(shí)現(xiàn)等強(qiáng)度。按等強(qiáng)度設(shè)計(jì)比不按等強(qiáng)度設(shè)計(jì)的通用減速器約半數(shù)產(chǎn)品的承載能力可提高10%-20%。和強(qiáng)度相比，各級(jí)大齒輪浸油深度相近是較次要分配的原則，即使高速級(jí)大齒輪浸不到油，由結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)也可設(shè)法使其得到充分的潤滑。對(duì)于多級(jí)減速傳動(dòng)，可按照“前小后大”（即由高速級(jí)向低速級(jí)逐漸增大）的原則分配傳動(dòng)比，且相鄰兩級(jí)差值不要過大。這種分配方法可使各級(jí)中間軸獲得較高轉(zhuǎn)速和較小的轉(zhuǎn)矩，因此軸及軸上零件的尺寸和質(zhì)量下降，結(jié)構(gòu)較為緊湊。增速傳動(dòng)也可按這一原則分配。在多級(jí)齒輪減速傳動(dòng)中，傳動(dòng)比的分配將直

27、接影響傳動(dòng)的多項(xiàng)技術(shù)經(jīng)濟(jì)指標(biāo)。例如：傳動(dòng)的外廓尺寸和質(zhì)量很大程度上取決于低速級(jí)大齒輪的尺寸，低速級(jí)傳動(dòng)比小些，有利于減小外廓尺寸和質(zhì)量。閉式傳動(dòng)中，齒輪多采用濺油潤滑，為避免各級(jí)大齒輪直徑相差懸殊時(shí)，因大直徑齒輪浸油深度過大導(dǎo)致攪油損失增加過多，常希望各級(jí)大齒輪直徑相近。故適當(dāng)加大高速級(jí)傳動(dòng)比，有利于減少各級(jí)大齒輪的直徑差。此外，為使各級(jí)傳動(dòng)壽命接近，應(yīng)按等強(qiáng)度的原則進(jìn)行設(shè)計(jì)，通常高速級(jí)傳動(dòng)比略大于低速級(jí)時(shí)，容易接近等強(qiáng)度。由以上分析可知，高速級(jí)采用較大的傳動(dòng)比，對(duì)減小傳動(dòng)的外廓尺寸、減輕質(zhì)量、改善潤滑條件、實(shí)現(xiàn)等強(qiáng)度設(shè)計(jì)等方面都是有利的。綜合上面?zhèn)鲃?dòng)比的分配原則，確定如下分配方案：快速前進(jìn)檔

28、為五級(jí)傳動(dòng)，各級(jí)齒輪的傳動(dòng)比具體分配如下： 柴油機(jī)經(jīng)V帶帶變速箱輸入輸入軸（i1）中間軸（i2）輸出軸經(jīng)鏈傳動(dòng)行走輪所在軸 具體傳動(dòng)比分配為：i1=4，i2=2.68；低速前進(jìn)檔也為五級(jí)傳動(dòng)輸出，傳動(dòng)路線如上。 具體傳動(dòng)比分配為：i1=4，i2=4； 倒退檔為六級(jí)傳動(dòng)，故各總傳動(dòng)比要分成六部分： 柴油機(jī)經(jīng)V帶變速箱輸入軸（i1）中間軸（i2）倒檔軸輸出軸輸出軸經(jīng)鏈傳動(dòng)行走輪所在軸具體傳動(dòng)比分配為：i1=4 i2=4。4.4 計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)查文獻(xiàn)【3】表2.3可得：彈性聯(lián)軸器的傳動(dòng)效率為0.99；9級(jí)精度圓柱齒輪傳動(dòng)效率含軸承的傳動(dòng)效率為0.96。高速前進(jìn)時(shí)的狀況：輸入軸的輸入功率

29、： 轉(zhuǎn)速： 扭矩：中間軸的輸入功率： 轉(zhuǎn)速： 扭矩：輸出軸的輸入功率： 轉(zhuǎn)速： 扭矩：低速前進(jìn)時(shí)的狀況：輸入軸的輸入功率： 轉(zhuǎn)速： 扭矩：中間軸的輸入功率： 轉(zhuǎn)速： 扭矩：輸出軸的輸入功率： 轉(zhuǎn)速： 扭矩：倒檔工作是的狀況：輸入軸的輸入功率： 轉(zhuǎn)速： 扭矩：中間軸的輸入功率： 轉(zhuǎn)速： 扭矩：輸出軸的輸入功率： 轉(zhuǎn)速： 扭矩：4.5 齒輪的設(shè)計(jì)4.5.1 選擇精度等級(jí)、材料及齒數(shù) 1.按變速器傳動(dòng)原理圖所示的傳動(dòng)方案，選用直齒圓柱齒輪傳動(dòng)。 2.煙草培土、起壟機(jī)為農(nóng)用機(jī)械，選用9級(jí)精度。 3.材料選擇。查文獻(xiàn)【1】表10-1選擇齒輪材料為20CrMnTi（滲碳后淬火），硬度為300HBS。 本設(shè)

30、計(jì)輸入軸與輸出軸為同心軸，所以輸入軸和輸出軸到中間軸的軸間距是一樣的。齒輪參數(shù)的計(jì)算1. 中心距A對(duì)于中間軸式變速器，中間軸與輸出軸之間的距離稱為變速器中心距A。變速器中心距是一個(gè)基本參數(shù)，對(duì)變速器的外形尺寸、體積和質(zhì)量大小、齒輪的接觸強(qiáng)度都有影響。中心距越小，齒輪的接觸應(yīng)力越大，齒輪的壽命越短。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。初選中心距A時(shí)，可根據(jù)下面的經(jīng)驗(yàn)公式計(jì)算式中：為中心距系數(shù)。對(duì)轎車，；對(duì)貨車，；對(duì)多檔主變速器，。為變速箱輸出軸計(jì)算轉(zhuǎn)矩（），；本設(shè)計(jì)中??；所以mm，選擇變速器中心距為69mm。修正中心距： 根據(jù)后續(xù)設(shè)計(jì)以及軸承的選擇，軸承端蓋的設(shè)計(jì)確定中心距

31、為92mm。2. 變速器模數(shù)m的選擇 選取齒輪模數(shù)，要保證齒輪有足夠的強(qiáng)度，同時(shí)兼顧它對(duì)噪聲和質(zhì)量的影響。減少模數(shù)，增加齒寬會(huì)使噪音減低，反之則能減輕變速器質(zhì)量。模數(shù)m已經(jīng)標(biāo)準(zhǔn)化了，由文獻(xiàn)【2】表10-1可查得工作狀態(tài)下的模數(shù)取?？焖傩羞M(jìn)檔的模數(shù)取。輸入軸與中間軸嚙合齒輪的模數(shù)取。3. 壓力角的選擇 壓力角是決定齒廓形狀的主要參數(shù)；國家標(biāo)準(zhǔn)（GB/T 1356-1988）中規(guī)定，分度圓上的壓力角為標(biāo)準(zhǔn)值，。4.5.2 齒輪1.1與齒輪3.1的設(shè)計(jì)因?yàn)檩敵鲚S與輸入軸為同心軸，所以中間軸與輸出軸的距離為92mm,齒輪1.1和齒輪3.1是常嚙合齒輪，模數(shù)為，所以兩齒輪的齒數(shù)和為：。1. 齒輪1.1與

32、齒輪3.1的計(jì)算與校核因?yàn)辇X輪1.1到齒輪3.1傳動(dòng)比為4，所以： ；可以算出 ， 得，齒輪寬度大，承載能力高。但齒輪受載后，由于齒向誤差及軸的撓度變形等原因，沿齒寬方向受力不均，因而齒寬不宜太大。齒寬可根據(jù)下列公式選擇： 直齒輪 斜齒輪取齒寬當(dāng)兩齒輪嚙合時(shí),接觸疲勞強(qiáng)度校核公式為： 確定公式內(nèi)的各個(gè)計(jì)算數(shù)值： 圓周速度：， 齒輪9級(jí)精度，查文獻(xiàn)【1】圖10-8取動(dòng)載系數(shù)， 查文獻(xiàn)【1】表10-2得使用系數(shù),用插值法查表10-4得9級(jí)精度、小齒輪相對(duì)支承非對(duì)稱布置時(shí)。 , 查文獻(xiàn)【1】圖10-13得,直齒輪得齒間載荷分配系數(shù)有：。 載荷系數(shù)：圓周力：。 查文獻(xiàn)【1】圖10-21d按齒面硬度查得

33、小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限；應(yīng)力循環(huán)次數(shù)為：， 。 查文獻(xiàn)【1】圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù),； 計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力：取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，得：， 。有： ； 彎曲疲勞強(qiáng)度校核公式： 。 小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限，載荷系數(shù)：應(yīng)力循環(huán)次數(shù)為：， ； 查文獻(xiàn)【1】圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù), 。 查文獻(xiàn)【1】表10-5，取齒形系數(shù) ， 。 查文獻(xiàn)【1】表10-5，取應(yīng)力校正系數(shù) ， 。 所以取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1.4，得：， 。有： ；所以齒輪3.1和1.1嚙合時(shí)滿足齒根彎曲疲勞強(qiáng)度。表 名稱 計(jì)算公式 結(jié)果/mm 模數(shù) 3 壓力角 20° 分度圓直徑 39

34、145 齒頂圓直徑 45 153 齒根圓直徑 34.5 139.5 中心距 92 齒寬 15 202. 齒輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 小齒輪1.1由于直徑較小，采用齒輪軸結(jié)構(gòu)； 由于大齒輪3.1的齒頂圓直徑，做成實(shí)心結(jié)構(gòu)的齒輪。 倒角尺寸結(jié)構(gòu)草圖如下：圖齒輪2.1與齒輪3.2的計(jì)算與校核因?yàn)檩敵鲚S與輸入軸為同心軸，所以中間軸與輸出軸的距離為92mm,齒輪2.1和齒輪3.2的模數(shù)為，所以兩齒輪的齒數(shù)和為：。因?yàn)辇X輪2.1到齒輪3.2傳動(dòng)比為2.68，所以： 可以算出 ， 得，齒輪寬度大，承載能力高。但齒輪受載后，由于齒向誤差及軸的撓度變形等原因，沿齒寬方向受力不均，因而齒寬不宜太大。齒寬可根據(jù)下列公式選擇：

35、直齒輪 斜齒輪取齒寬 當(dāng)兩齒輪嚙合時(shí),接觸疲勞強(qiáng)度校核公式為： 確定公式內(nèi)的各個(gè)計(jì)算數(shù)值： 圓周速度：，齒輪9級(jí)精度，查文獻(xiàn)【1】圖10-8取動(dòng)載系數(shù)，查文獻(xiàn)【1】表10-2得使用系數(shù),用插值法查文獻(xiàn)【1】表10-4得9級(jí)精度、小齒輪相對(duì)支承非對(duì)稱布置時(shí) ,由, 查文獻(xiàn)【1】圖10-13得,直齒輪得齒間載荷分配系數(shù)有：。 載荷系數(shù)：圓周力：。 查文獻(xiàn)【1】圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限；應(yīng)力循環(huán)次數(shù)為：， 。 查文獻(xiàn)【1】圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù),； 計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力：取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，得： ， 。有： ； 彎曲疲勞強(qiáng)度校核公式： 。 小齒輪的彎

36、曲疲勞強(qiáng)度極限， 載荷系數(shù)： 應(yīng)力循環(huán)次數(shù)為：， 。 查文獻(xiàn)【1】圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù), 。 查文獻(xiàn)【1】表10-5，取齒形系數(shù) ， 。 查文獻(xiàn)【1】表10-5，取應(yīng)力校正系數(shù) ， 。 所以取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1.4，得：， 。有： ；所以齒輪3.2和2.1嚙合時(shí)滿足齒根彎曲疲勞強(qiáng)度。表 名稱 計(jì)算公式 結(jié)果/mm 模數(shù) 2.5 壓力角 20° 分度圓直徑 48 134 齒頂圓直徑 52.5 142.5 齒根圓直徑 41.25 127.75 中心距 92 齒寬 15 20齒輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 小齒輪3.2由于直徑較小，采用齒輪軸結(jié)構(gòu)； 由于大齒輪2.1的齒頂圓直徑，做成

37、實(shí)心結(jié)構(gòu)的齒輪。 倒角尺寸 查文獻(xiàn)確定結(jié)構(gòu)草圖如下：圖4.5.4齒輪2.2與齒輪3.3的計(jì)算與校核因?yàn)橹虚g軸與輸出軸的距離為92mm,齒輪2.2和齒輪3.3的模數(shù)為，所以兩齒輪的齒數(shù)和為：。因?yàn)辇X輪2.1到齒輪3.2傳動(dòng)比為4，所以： ；可以算出 ， 得，齒輪寬度大，承載能力高。但齒輪受載后，由于齒向誤差及軸的撓度變形等原因，沿齒寬方向受力不均，因而齒寬不宜太大。齒寬可根據(jù)下列公式選擇： 直齒輪 斜齒輪取齒寬當(dāng)兩齒輪嚙合時(shí),接觸疲勞強(qiáng)度校核公式為： 確定公式內(nèi)的各個(gè)計(jì)算數(shù)值： 圓周速度：，齒輪9級(jí)精度，查文獻(xiàn)【1】圖10-8取動(dòng)載系數(shù)，查表10-2得使用系數(shù),用插值法查表10-4得9級(jí)精度、小

38、齒輪相對(duì)支承非對(duì)稱布置時(shí) ,由,查圖10-13得,直齒輪得齒間載荷分配系數(shù)有：。 載荷系數(shù)：圓周力：。 查文獻(xiàn)【1】圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限； 應(yīng)力循環(huán)次數(shù)為：， 。 查文獻(xiàn)【1】圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù),； 計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力：取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，得：， 。有： ；彎曲疲勞強(qiáng)度校核公式： 。 小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限，載荷系數(shù)： 應(yīng)力循環(huán)次數(shù)為：， 。 查文獻(xiàn)【1】圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù), 。 查文獻(xiàn)【1】表10-5，取齒形系數(shù) ， 。 查文獻(xiàn)【1】表10-5，取應(yīng)力校正系數(shù) ， 。 所以取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1.4，得：，

39、。有： ；所以齒輪2.2和3.3嚙合時(shí)滿足齒根彎曲疲勞強(qiáng)度。表 名稱 計(jì)算公式 結(jié)果/mm 模數(shù) 2 壓力角 20° 分度圓直徑 38 146 齒頂圓直徑 42 150 齒根圓直徑 33 141 中心距 92 齒寬 15 20齒輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 小齒輪3.3由于直徑較小，采用齒輪軸結(jié)構(gòu)； 由于大齒輪2.2的齒頂圓直徑，做成實(shí)心結(jié)構(gòu)的齒輪。 倒角尺寸 查文獻(xiàn)確定結(jié)構(gòu)草圖如下：圖4.5.5齒輪2.3與齒輪3.4因?yàn)橹虚g軸與輸出軸的距離為92mm,齒輪3.4和齒輪2.3不是嚙合齒輪，此處假設(shè)齒輪3.4與2.3嚙合進(jìn)行計(jì)算，中心距取80，兩齒輪的模數(shù)為，所以兩齒輪的齒數(shù)和為：。因?yàn)辇X輪3.4到齒

40、輪2.3傳動(dòng)比為4，所以： ；可以算出 ， 得，齒輪寬度大，承載能力高。但齒輪受載后，由于齒向誤差及軸的撓度變形等原因，沿齒寬方向受力不均，因而齒寬不宜太大。齒寬可根據(jù)下列公式選擇： 直齒輪 斜齒輪取齒寬當(dāng)兩齒輪嚙合時(shí),接觸疲勞強(qiáng)度校核公式為： 確定公式內(nèi)的各個(gè)計(jì)算數(shù)值：圓周速度：，齒輪9級(jí)精度，查文獻(xiàn)【1】圖10-8取動(dòng)載系數(shù)，查文獻(xiàn)【1】表10-2得使用系數(shù),用插值法查文獻(xiàn)【1】表10-4得9級(jí)精度、小齒輪相對(duì)支承非對(duì)稱布置時(shí) ,由,查圖10-13得,直齒輪得齒間載荷分配系數(shù)有：。 載荷系數(shù)：圓周力：。 查文獻(xiàn)【1】圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限； 應(yīng)力循環(huán)次數(shù)為：，

41、 。 查文獻(xiàn)【1】圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù),； 計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力：取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，得：， 。有： ；彎曲疲勞強(qiáng)度校核公式： 。 小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限， 載荷系數(shù)： 應(yīng)力循環(huán)次數(shù)為：， 。 查文獻(xiàn)【1】圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù), 。 查文獻(xiàn)【1】表10-5，取齒形系數(shù) ， 。 查文獻(xiàn)【1】表10-5，取應(yīng)力校正系數(shù) ， 。 所以取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1.4，得：， 。有： ；所以齒輪2.3和3.4嚙合時(shí)滿足齒根彎曲疲勞強(qiáng)度。表 名稱 計(jì)算公式 結(jié)果/mm 模數(shù) 2 壓力角 20° 分度圓直徑 32 128 齒頂圓直徑 36 132 齒根圓直

42、徑 27 123 中心距80 齒寬 15 20齒輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 小齒輪3.4由于直徑較小，采用齒輪軸結(jié)構(gòu)； 由于大齒輪2.3的齒頂圓直徑，做成實(shí)心結(jié)構(gòu)的齒輪。 倒角尺寸 查文獻(xiàn)確定結(jié)構(gòu)草圖如下：圖4.5.6 倒檔齒輪的設(shè)計(jì) 齒輪2.3和齒輪3.4傳動(dòng)比、齒數(shù)、直徑、中心距已確定，在其兩齒輪間加一個(gè)小齒輪，傳動(dòng)比不變，達(dá)到倒檔的目的。 原理圖如下：圖材料的選擇： 因?yàn)榈箼n齒輪的直徑較小，且受力較大，所以選擇20CrMnTi。倒檔齒輪尺寸的確定： 圖因?yàn)橹虚g軸齒輪分度圓直徑為32mm,輸出軸齒輪分度圓直徑為128mm，根據(jù)后續(xù)設(shè)計(jì)的軸和選取的軸承，設(shè)計(jì)了一個(gè)分度圓直徑為68mm，模數(shù)為2，齒寬為20

43、mm的倒檔齒輪。表 名稱 計(jì)算公式 結(jié)果/mm 模數(shù) 2 壓力角 20° 分度圓直徑 68 齒頂圓直徑 72 齒根圓直徑 63 中心距 22 58 齒寬 20倒檔齒輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)：圖所以齒輪參數(shù)如下表：表齒輪齒數(shù)模數(shù)/mm直徑/mm齒寬/mm1.113339202.1552.5136152.2732146152.3642128153.1493145153.2192.548203.319238203.416232204.134268204.6 軸的設(shè)計(jì)表工作狀況 輸入軸（1）中間軸（3）輸出軸（2）高速前進(jìn)輸入軸的輸入功率(kW)4.13.93.7 轉(zhuǎn)速(r/min)1716429160

44、 扭矩(Nmm)2280086800220800低速前進(jìn)輸入軸的輸入功率(kW)4.13.93.7 轉(zhuǎn)速(r/min)1716429107.25 扭矩(Nmm)2280086800329460倒檔后退輸入軸的輸入功率(kW)4.13.93.59 轉(zhuǎn)速(r/min)1716429107.25 扭矩(Nmm)22800868003197004.6.1 輸入軸1. 材料的選擇： 減速器中的軸既承受扭矩又承受彎矩，是轉(zhuǎn)軸，且小齒輪分度圓直徑較小，大多采用齒輪軸。因考慮到有利于提高軸的強(qiáng)度和便于軸上零件的固定、裝卸，多采用階梯狀軸，輸入軸為齒輪軸，以及成本的考慮，選取輸入軸的材料為20CrMnTi，調(diào)質(zhì)

45、處理，查文獻(xiàn)【1】表15-1，查出 ；2.軸的初步估算 查文獻(xiàn)【1】表15-3取于是得輸入軸的最小直徑 ； 取3. 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 根據(jù)軸上零件的定位、裝配及軸的工藝性要求參考文獻(xiàn)，初步確定出輸入軸的結(jié)構(gòu)如下圖。 圖（1）各軸段直徑的確定 初選滾動(dòng)軸承下，代號(hào)為7305C 軸頸直徑齒輪處直徑（2） 各軸段長度的確定 按照軸上零件的軸向尺寸及零件間相對(duì)位置，參考文獻(xiàn)，確定出軸的長度，如圖所示。4. 按許用彎曲應(yīng)力校核軸（1）軸上力的作用點(diǎn)及支點(diǎn)跨距的確定 齒輪對(duì)軸的力作用點(diǎn)按簡化原則應(yīng)在齒輪寬的中點(diǎn)。軸頸上安裝的7305C軸承從結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)文獻(xiàn)【2】表5.11可知它的負(fù)荷作用中心距離軸承外端面尺寸a=

46、13.1mm,故可計(jì)算出支點(diǎn)跨距和軸上各力作用點(diǎn)相互位置尺寸，見圖。 圖4.6.1.2 輸入軸的受力及彎矩圖（2） 計(jì)算軸上的作用力： 齒輪1： (3) 計(jì)算支反力 垂直面支反力（XZ平面）， 繞支點(diǎn)B的力矩和，得 同理，,得 校核： 計(jì)算無誤 水平平面（XY平面）， 同樣，由繞支點(diǎn)B的力矩和，得 由 校核： 計(jì)算無誤（4） 轉(zhuǎn)矩，彎矩 垂直平面內(nèi)的彎矩: 水平平面內(nèi)的彎矩:（5） 合成彎矩：（6） 計(jì)算當(dāng)量彎矩： 應(yīng)力校正系數(shù)（7） 校核軸徑19.5mm 強(qiáng)度足夠5. 軸的細(xì)部結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 由文獻(xiàn)【1】表6.1查出鍵槽尺寸b×h=6×6(t=3.5,r=0.2)； 由文獻(xiàn)【1】表6.2查出鍵長L=15； 由文獻(xiàn)【1】表4.5查出導(dǎo)向錐面尺寸a=3，=30°； 由文獻(xiàn)【1】表4.3查出砂輪越程槽尺寸b1=3（h=0.4，r=1）； 參考文獻(xiàn)【1】表9.2得出各表