軸的設(shè)計齒輪的設(shè)計

1緒論1.1研究目的和意義1。2國內(nèi)外研究現(xiàn)狀與發(fā)展趨勢多功能整地機已經(jīng)逐漸成為國內(nèi)外的主要耕整機械，耕作配套機械有手扶拖拉機和輪式拖拉機兩種類型，而對整地機的主體部分旋耕機國內(nèi)外已經(jīng)有了相當(dāng)成熟的理論研究和實踐研究。1.2。1.國內(nèi)研究現(xiàn)狀我國的小型農(nóng)機耕整機具在山區(qū)、水田等廣大農(nóng)村生產(chǎn)中仍發(fā)揮著主力作用，同時大中型整地機并存［1113］。大型整地機由于具有搶農(nóng)時、省能耗、減少機具下地次數(shù)等優(yōu)點,在國內(nèi)得到了較快的發(fā)展。全國各地根據(jù)當(dāng)?shù)剞r(nóng)業(yè)發(fā)展情況研制的多功能整地機已有多種。國內(nèi)采用驅(qū)動工作部件的多功能整地機，大多是以旋耕機為主要工作部件發(fā)展起來的，能夠?qū)崿F(xiàn)旋耕、深松、起壟、鎮(zhèn)壓、滅茬等作業(yè)中的兩個或者多個項目的聯(lián)合作業(yè).多數(shù)產(chǎn)品的動力在36.8kw以上［91刀，現(xiàn)在我國已能生產(chǎn)與132kw拖拉機配套的耕作農(nóng)具，大型機具開始向?qū)挿咚侔l(fā)展，但是從整體技術(shù)水平來看，我們還與國際水平有很大的差距［14］。由于受拖拉機技術(shù)條件的制約和配套機具本身的研究水平限制，一些國際先進結(jié)構(gòu)還未能得到完全使用：快速掛接器、耕深和水平自控調(diào)節(jié)、短尺寸廣角萬向節(jié)傳動軸、寬幅工作部件液壓折疊裝置、快速換刀結(jié)構(gòu)等等［6］。同時多功能整地機還在一定程度上還不能很好的滿足農(nóng)藝和農(nóng)業(yè)生產(chǎn)的需要［9］，而且我國的耕整技術(shù)發(fā)展緩慢，電子、自動控制、智能化技術(shù)還處于剛剛起步的階段，還有很大的提升空間。1.2。2。國外研究現(xiàn)狀20世紀50年代一來開始研制推廣多功能整地機，西歐地區(qū)氣候復(fù)雜多變，適播期短，因而在德、法、英等國生產(chǎn)和使用多功能整地機比較普遍，而美國也開始推出寬幅、高效型的配套大功率拖拉機的多功能整地機，而日本、韓國等地，因地小而使用多功能聯(lián)合整地機也比較多［6］。從機型功能上講，美國、加拿大、澳大利亞主要以發(fā)展少、免耕播種機為方向，而美國、德國主要以聯(lián)合作業(yè)為方向。由于國外田間拖拉機的功率達到了360kw以上，使得與之配套的整地機也隨之大型化，寬幅機械的生產(chǎn)率高，單位幅寬的成本低，能便于采用先進的生產(chǎn)技術(shù)，提高田間作業(yè)速度和效率、改善作業(yè)性能［718］。大型整地機具已達20m以上，為便于其行走，采用機架折疊或縱向運輸，實現(xiàn)寬幅作業(yè)窄幅運輸。并且耕地速度為8?15km/h，整地達到10~20km/h,播種達到8?15km/h.電子監(jiān)控系統(tǒng)能保證實現(xiàn)一人操作，減少了各種調(diào)整，連接等輔助工作時間，提高了生產(chǎn)效率［8］。同時，國外整地機的產(chǎn)品功能相比國內(nèi)更加完善，材料和制造工藝水平較高,外觀漂亮，平均使用壽命比我國高出1/3以上，但是價格相對較貴,為國產(chǎn)的10倍左右［16］。1。2.3.發(fā)展趨勢和方向（1） 向一機多用型方向發(fā)展機器一次下地完成多項作業(yè)或者一種機器通過置換結(jié)構(gòu)能分別完成多種不同的功能，滿足不同的耕作需求，大大減少農(nóng)機投入，提高生產(chǎn)效率，降低作業(yè)成本［715］。（2） 向大幅寬、可折疊方向發(fā)展研制為大功率拖拉機配套的大幅寬多功能整地機已成為今后農(nóng)業(yè)的發(fā)展方向［715］，增大作業(yè)幅寬和耕深,充分提高機具的作業(yè)效率。采用機架折疊式使得機器入庫時縮小幅寬，達到寬幅作業(yè)低幅運輸?shù)慕Y(jié)果.（3） 向低功率消耗性、高效節(jié)能型方向發(fā)展降低機具功耗的研究是現(xiàn)在各項研究的重點，合理恰當(dāng)利用和分配能源和資源，提高工藝水平和制造質(zhì)量，提高機器的質(zhì)量和使用壽命，實施可持續(xù)發(fā)展戰(zhàn)略，建設(shè)節(jié)約型社會。（4） 向操作簡單、自動化、智能化方向發(fā)展易于操作、易于拆裝、讓人們更加容易上手和操作。將電子技術(shù)、控制技術(shù)等廣泛合理地引用在多功能整地機上，減輕勞動強度［819］。（5） 整機和工作部件多系列化、多品種化方向發(fā)展：讓各種耕整農(nóng)業(yè)機械能適合配套不通動力、耕深、耕幅，形成系列化和一定程度上的標準化，讓用戶根據(jù)自己的需要方便選用。1。3研究的內(nèi)容和方法1.3。1研究內(nèi)容對多功能整地機的設(shè)計,就是對整地機的整機的設(shè)計,特別是傳動系統(tǒng)和關(guān)鍵零部件的設(shè)計。（1）傳動系統(tǒng)的設(shè)計a。 拖拉機動力系統(tǒng)：為整地機提供穩(wěn)定的輸出動力。b。 變速箱：由兩對斜齒輪組成的變速箱將拖拉機動力系統(tǒng)輸出的動力轉(zhuǎn)化成整地機所需要的穩(wěn)定動力，根據(jù)傳動系統(tǒng)參數(shù)旋轉(zhuǎn)穩(wěn)定的齒輪傳動比。（2）關(guān)鍵零部件設(shè)計采用最優(yōu)化方法確定傳動系統(tǒng)以及關(guān)鍵零部件的選用,關(guān)鍵零部件包括旋耕刀，安裝刀片的旋轉(zhuǎn)軸，支撐輪以及深耕鏟等。根據(jù)工作需要選擇需要的零部件，進行參數(shù)設(shè)計。（3）零件圖和裝配圖的設(shè)計利用CAD軟件對部分關(guān)鍵零部件及整機裝配圖作圖研究方法本文主要是針對多功能整地機進行設(shè)計,主要是完成其旋耕方面的設(shè)計，利用確定的動力系統(tǒng)參數(shù)確定穩(wěn)定的傳動比，通過計算對整機各個部分的參數(shù)進行確定，選擇相應(yīng)合適的零部件，然后進行傳動系統(tǒng)、軸校核、可行性分析，同時利用CAD軟件對關(guān)鍵零部件繪制零件圖、整機繪制裝配圖。1.4研究技術(shù)路線本文的研究技術(shù)路線如圖1—1所示多功能整地機的總體方案設(shè)計多功能整地機通過中間減速箱的變速，將穩(wěn)定的動力傳送到刀軸上，可以滿足相關(guān)的工作要求，多功能整地機傳動系統(tǒng)3.1多功能整地機傳動方案的選擇軸的設(shè)計齒輪的設(shè)計根據(jù)機器的幅寬選擇與之配套的拖拉機動力系統(tǒng)，現(xiàn)在我們設(shè)計的多功能整地機的幅寬為2m，即軸的轉(zhuǎn)速為225r/min,則我們選擇其配套的拖拉機動力系統(tǒng)的轉(zhuǎn)速720r/min。這樣就需要一個變速箱來實現(xiàn)變速.變速箱里面可以經(jīng)過錐齒輪傳動變向后經(jīng)過帶傳動或者鏈傳動最終輸出到整地機刀軸,也可以經(jīng)過齒輪多級減速后傳動到刀軸，相對來說，齒0輪傳動傳動比穩(wěn)定，結(jié)構(gòu)緊湊,壽命長,可靠性高，雖然制造成本稍高,但出于安全性和使用壽命等方面考慮，我們選用齒輪傳動方式。而針對齒輪傳動，我們也有兩種傳動方式：中間傳動和側(cè)邊傳動.其中,側(cè)邊傳動方式是錐齒輪降速變向后，經(jīng)側(cè)邊齒輪箱多級變速最終輸出到整地機刀軸,結(jié)構(gòu)簡單，但是平衡性較差，一般容易偏置，使得動力集中于刀輥一側(cè)，使用壽命和安全性得不到保證；而中間傳動是整地機的刀軸直接由中間齒輪箱經(jīng)多次減速后驅(qū)動，結(jié)構(gòu)更加緊湊，對稱性好，工作時受力均勻，同時可以節(jié)省材料，減輕整機的重量，但是中間傳動時，在中間齒輪下面會出現(xiàn)漏耕現(xiàn)象，為解決這個問題,我們需要在中間齒輪正前方安裝一個小型深耕鏟，這樣就能很好的解決漏耕問題了.本研究最后確定選用的方式是中間傳動。整地機的總傳動比及其分配3.2。1整地機的總傳動比由拖拉機的動力輸出轉(zhuǎn)速n=720r/min及刀軸轉(zhuǎn)速n=225r/min可以確定傳動裝置應(yīng)有的總m傳動比為i二nm二720/225二3。2總n傳動裝置的總傳動比是各級傳動比的連乘積，即i=ii???i。在設(shè)計多級傳動比的時候，總12 n應(yīng)將總的傳動比分配到各級傳動機構(gòu)中.整地機的傳動比分配整地機的傳動設(shè)計方案和傳動參數(shù)影響了整機的結(jié)構(gòu)性能和工作性能,我們應(yīng)合理安排設(shè)計整地機的傳動方案，使整機結(jié)構(gòu)緊湊、布置恰當(dāng).根據(jù)需要，現(xiàn)確定整地機的傳動方案如圖3—1所示。動力通過輸入軸經(jīng)一對直齒錐齒輪降速換向后，由兩對直齒圓柱齒輪降速后經(jīng)輸出軸將動力輸出?如圖3—1所示，對傳動系統(tǒng)的各軸哥齒輪進行編號，各級的傳動比分別為i二1。5,1i=1.78,i二1。20。由《機械設(shè)計實踐與創(chuàng)新》P161表10.7我們查得相關(guān)的機械傳動效率如23下：軸承的效率耳=0.99,圓柱齒輪耳=0。98,錐齒輪耳二0.97。123圖3-1整地機傳動部分示意圖1） 配套拖拉機的選擇給整地機選擇合適恰當(dāng)?shù)耐侠瓩C配套功率,能大大提高拖拉機的功率利用程度,降低功耗,能更好的完成作業(yè)，我可以通過下面的計算公式來確定拖拉機消耗的功率：N二KBhv，上面的em式子中，K的取值為60?90KPa,B的取值為1。5m,h的取值為16cm,v的取值為3km/h，從而m我們可以算出機具所需要的功率在12Kw到18Kw之間，根據(jù)以上數(shù)據(jù)和相關(guān)資料，我們選擇拖拉機的功率為14。7Kw。由此我們可以算出刀軸功率為P二P耳4耳2q=13°155Kw，符合機具的工作dm123要求.2） 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)動力輸入軸的轉(zhuǎn)速n=720r/min，則各根軸的轉(zhuǎn)速為1n二ni=720/1.5=480r/min2i1n二=480/1.78=269.66r/min3i2n二n=269。66/1.2=225r/mini3拖拉機的標定功率p=14.7Kw，從而計算得出各軸的輸入功率為mp=p=14.7Kw1mp二p耳引二14。7*0.992*0.97=13.975KwTOC\o"1-5"\h\z11 3p=p 二13。975*0。99*0.98=13.559Kw2 12p=p =13.229*0.99*0。98=13。155Kw3 12由此算出各軸轉(zhuǎn)矩為T=9550*p/n=9550*14。7/720=194.979N.m11T=9550*p/n=9550*13.975/480=278.044N.mTOC\o"1-5"\h\z22T=9550*p/n=9550*13。559/269.66=480.192N.m33T=9550*p/n=9550*13。155/224。72=559.052N。m4 4將各軸轉(zhuǎn)速、輸入功率、轉(zhuǎn)矩值匯總?cè)绫?—1所示。表3—1各軸轉(zhuǎn)速、輸入功率、轉(zhuǎn)矩值匯總表項目軸1軸2軸3軸4轉(zhuǎn)速（r/min）720480269。66224.72輸入功率（Kw）14.713.97513。55913.155轉(zhuǎn)矩（N?m）194.979278.044480。192559.0523。3整地機傳動部件的設(shè)計3。3。1錐齒輪的設(shè)計計算1）選擇齒輪材料及精度等級軸的設(shè)計齒輪的設(shè)計由于減速器傳遞的功率不太大，所以齒輪采用軟齒面，小齒輪選用調(diào)質(zhì)45鋼，硬度為250HBS.大齒輪選用正火45鋼，硬度為220HBS。由《機械設(shè)計》P210表10-8我們可選用8級精度（GB10095—98）。（2）按齒面接觸疲勞強度設(shè)計由設(shè)計計算公式（《機械設(shè)計》P227式10-26），即丿cccfZ）2KT1-叫賞Je（1_O&）2uH丿R R確定有關(guān)參數(shù)如下:選擇齒數(shù)、齒寬系數(shù)傳動比i=1.5,取小齒輪的齒數(shù)為Z=28,則大齒輪的齒數(shù)Z二i*Z二1。5*28=42,齒數(shù)比u=i=1.5,1121由《機械設(shè)計》P224取e=1/3.Rb。 由《機械設(shè)計》P201表10-6取彈性影響系數(shù)z=189.8pMPTEC。計算載荷系數(shù)k=KKKK（《機械設(shè)計》P192式10-2）AvaP=1*1。05*1*1.2=1.26由《機械設(shè)計》P206式10—13，即應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N=60njL（假設(shè)工作十年，每年工作60天，h每天工作10小時。）N=60njL=60*720*1*（10*60*10）=2.592*10811hN=60njL=N/u=2.592*108/1。5=1.728*10822h1查《機械設(shè)計》P207圖10—19可得接觸疲勞壽命系數(shù)K=0。95,K=0。97NH1 NH2查《機械設(shè)計》P209圖10-21可得接觸疲勞極限b =600MPa,c=560MPaHlim1 Hlim2e。 計算接觸疲勞許用應(yīng)力取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1.0由《機械設(shè)計》P205式10-12有L］二KnhfHliml=0.95*600/1=570MPaH1SLJNH2—Hlim2=0.97*560/1=543.2MPaH2S由接觸強度計算小齒輪的分度圓直徑dit-2.92』的e(1一爲)2u' H7R R=2.92*3『空］2*L26*19』979*103mm=113.45mmM570丿1/3*(1—0.5*1/3)2*2則模數(shù)m=d/z=113。45/28=4.05mm11根據(jù)《機械原理》P159表5-1取標準模數(shù)：m=4（3）計算齒輪的相關(guān)參數(shù)（計算公式如《機械設(shè)計》P224）分度圓直徑：d=mz=4*28=112mmd=mZ=4*42=168mm1122錐距：R二du2+1=112*J52+1=100.96mm122錐角51=arccosu 1.5一arccos―vu2+1 v1.52+1=33.690。5=90°—5=90。一33。690。==56。31021齒寬：b=eR=1/3*100o96=33.65mmR圓整取b=34mm（4） 校核齒根彎曲疲勞強度確定彎曲強度載荷系數(shù)K二KKKK=1*1。05*1*1.17=1。2285AvFaF卩確定當(dāng)量齒數(shù)z=Z1=28/cos33o690。=33。652v1cos51Z=Z2=42/cos56.310。=75。717v2cos52c由《機械設(shè)計》P200表10-5可查得齒形系數(shù)Y=2。49 Y=2.23Fa1 Fa2應(yīng)力校正系數(shù)Y=1。64 Y=1.76Sa1 Sa2K=0.92FN2查《機械設(shè)計》P206圖10-18K=0.92FN2FN1

由《機械設(shè)計》P208圖10-20c得b=440MPaa=425MPaFN1 FN2e。 取安全系數(shù)s=1.4,按脈動循環(huán)變應(yīng)力確定許用彎曲應(yīng)力FI]二KfnFFN1=0.89*440/1。4=279.71MPaF1SFb]=Kfn2^fn2=0。92*425/1。4=279.29MPaF2SFf。 根據(jù)《機械設(shè)計》P226式10—23的彎曲強度公式2卩51?1一<lb］進行校核Ff bm2(1—0.5?)2zR2KTYY— 1Fa1Sa1f1bm2(1—0.5?)2zR1=2*1.2285*194.979*103*2.49*1?=184.945MPaWL]F134*42*(1—0.5*1/3)2*282KTYY— 2—Fa2—SaF2bm2(1—0.5?)2zR2一=2*1.2285*278.044*103*2.23*1%=168.986MPaWL]F234*42*(1—0.5*1/3)2*42滿足彎曲強度,故錐齒輪安全，所選參數(shù)合適.錐齒輪參數(shù)如下表3-2表3-2錐齒輪參數(shù)表h—h—h—(h+cf1f2 a*)m—4.8mm名稱代號分度圓錐角占齒頂高 ha齒根高 hf分度圓直徑d齒頂圓直徑da齒根圓直徑df錐距 R計算公式小齒輪5=33。690。1h—h—hm—4mmal a2a*d=112mm1TOC\o"1-5"\h\zd—d+2hcos5 =a1 1 a 1118.656mmd—d—2hcos5f1 1f1=104。012mmR=100.96mm大齒輪5=56。310。2d=168mm2d—d+2hcos5a2 2 a 2=172。438mmd—d—2hcos5f2 2f2=162.675mm收縮頂隙傳動tane=tane=h/R=0.0396齒頂角ea1a2 aae=e=2.268。a1 a2tane=tane=h/R=0.0475齒根角ef1f2ffe=e=2。720。f1f2分度圓齒厚Ss="m=6。282頂隙Cc=c'm=0.8z=z/cos5z=z/cos5當(dāng)量齒數(shù)zv1 11v222v=33。652=75.717當(dāng)量齒數(shù)比uu=z/z=75。717/33。652=2.25vv v2 v1平均模數(shù)mm=d/z=m(1-0.5?)=3。33mm m1 1R平均分度圓dd=d(1-0.5?)=9333mmd=140mm直徑mm1 1 Rm2收縮頂隙傳動5=5+e=35。958o頂錐角5a1 1a1a5=5+e=58.578oa2 2a2根錐角55=5-e=30。f11f15=5-e=53.590f22f2f970。o當(dāng)量齒輪分rr=d=67。304r=d2 =151.433度圓半徑vv1 2cos5v22cos512當(dāng)量齒輪齒rr=r+h=71.304r=r+h=155.433頂圓半徑vava1 v1 a1va2v2 a2當(dāng)量齒輪齒當(dāng)量齒輪齒a頂壓力角a二arccos(^Vi^)=27.504。va1 rva1rcosaa=arccos(* )一23。722。va2 rva2重合度v1(tanava1-tana)+z(tanav2 va2-tana)]=1。749齒寬 bb=34mm3.3。2直齒輪的設(shè)計計算如圖3—1所示，由四個直齒圓柱齒輪進行嚙合傳動,本文僅對第一對齒輪即齒輪3、4進行詳細的設(shè)計計算，其余齒輪同理可以得到。I齒輪3、4的設(shè)計計算（1） 選擇齒輪類型、精度等級、材料整地機一般為耕作機器，速度不高，故選8級精度直齒圓柱齒輪傳動（GB10095—98），齒根噴丸強化.由《機械設(shè)計》P191表10—1可選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS；大齒輪材料為45鋼，硬度為240HBS，二者硬度相差為40HBS.（2） 按齒面接觸強度設(shè)計由設(shè)計計算公式（《機械設(shè)計》P203式10-9a），即d>2.32d>2.323-it 3■kTu土1i u1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值：a。 試選載荷系數(shù)k=1.3tb。 計算小齒輪轉(zhuǎn)矩：t=278.044N?mm2c。 查《機械設(shè)計》P205表10-7，選取齒寬系數(shù)Q=1d查《機械設(shè)計》p201表10-6，選取彈性影響系數(shù)Ze=189化亦

由《機械設(shè)計》P209圖10—21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限b =600MPa,大Hlim1齒輪的接觸疲勞強度極限b =550MPa.Hlim2f。 由計算公式計算應(yīng)力循環(huán)系數(shù)(假設(shè)齒輪一年工作60天，每天工作10小時，使用年限10年)。N=60njL=60*480*1*(10*60*10)=1。728*1082hN=60njL二N/u=1。728*108/1.78=9。708*10?22h1g。 由《機械設(shè)計》P207圖10—19知，取接觸疲勞疲勞系數(shù)K=0。96,K=0。98NH1 NH2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由《機械設(shè)計》P205式10—12有L] NH1Hliml=0。96*600/1=576MPaH1 SlbJ= NH2—Hlim2=0。98*550/1=539MPaH2 S2)計算試算出小齒輪分度圓直徑d，由計算公式得1tkTu土1d>kTu土1d>2.323 +1t 9u'd11.3*278.044*1031.78+1{189.8)=2?32彳[1.78576丿2=91.474mmb。計算圓周速度v一兀dn_3.14*91.474*480 /_oOOQ/v=廿—一 m/s=2。298m/s60*100060*1000計算齒寬bb=9d=1*91.474=91.474mmd1t計算模數(shù)、齒高取小齒輪的齒數(shù)z=23，則大齒輪的齒數(shù)z=iz=1.78*23=411221模數(shù)m二吒=91.47/23=3.98mm1z1齒高h=2。25m=2。25*4=9mm計算載荷系數(shù)根據(jù)v=2。298m/s,8級精度，由《機械設(shè)計》P194圖10—8可查得動載系數(shù)K=1。16，直齒輪,vK=K=1Ha Fa由《機械設(shè)計》P193表10-2可查得使用系數(shù)k=1A由《機械設(shè)計》P196表10—4可查得齒向載荷分布系數(shù)K=1.32,同時有b/h=91.474/9=10.163查《機械設(shè)計》P198圖10—13可查得齒向載荷分布系數(shù)K二1。F024,故載荷系數(shù)K二KKKK=1*1。16*1*1.32=1.5312AvHaH卩按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由《機械設(shè)計》P204式10—10a得d=d■―=91.474*彳丄5312=96.604mmi吐k 31.3g。計算模數(shù)mm=L=96.604/23mm=4.20mmz1按齒根彎曲強度設(shè)計由《機械設(shè)計》P201式10-5可知，彎曲強度的設(shè)計公式為2KT啊z2丫d11）確定計算參數(shù):由《機械設(shè)計》P208圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限c=500MPa,大齒輪的彎曲疲FE1勞強度極限c =380MPa.FE2b。 由《機械設(shè)計》P206圖10-18查得小齒輪的彎曲疲勞壽命系數(shù)k=0.91，大齒輪的彎曲疲FN1勞壽命系數(shù)k=0。97.FN2c。 計算彎曲疲勞許用應(yīng)力，取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1。4，由《機械設(shè)計》P205式10—12得C］二KfnFFE1=0.91*500/1。4=325MPaF1 SC］二Kfn2Cfe2=0.97*380/1.4=263.286MPaF2 S計算載荷系數(shù)K

K二KKKK=1^1o16*1^1.24=1.4384AvFaF卩e。 根據(jù)《機械設(shè)計》P200表10—5查齒形系數(shù)Y、應(yīng)力校正系數(shù)Y有Fa SaY=2o69,Y=2.39,Y=1。575,Y=1。67Fa1 Fa2 Sa1 Sa2f。 計算大、小齒輪的*勺并加以比較F知如=2.69*1.575/325=0.0130F1*2]2=2.39*1.67/263。286=0。0152F2大齒輪的數(shù)值大2）設(shè)計計算:.12KT(YY.12KT(YY\n)=3=3；衛(wèi)1亙函*叵虛=2.90mmm>i0z2丫d1對比計算結(jié)果,由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m大于由齒根彎曲強度計算的模數(shù),由于齒輪1*232模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力,而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力,僅與齒輪直徑有關(guān)，可取由彎曲強度算得的模數(shù)2o90mm，并就近圓整為m=3mm，按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d=96o604mm算出小齒輪的齒數(shù)z=d/m=96.604/3=32，大齒輪的齒數(shù)11z=32*1.78=572（4）幾何尺寸計算a。計算大、小齒輪分度圓直徑d=mz=3*32=96mm11d=mz=3*57=171mm22b。 計算中心距a=(zi+z2)m=(32+57)3/2=133o52c。 計算齒輪寬度b=0d=0o4*96=38o4mmd1故各齒輪齒寬分別取B=40mm，B=40mm125）結(jié)構(gòu)設(shè)計大齒輪因齒輪齒頂圓直徑大于160mm，而又小于500mm，故以選用腹板式結(jié)構(gòu)為宜；小齒輪因齒輪齒頂圓直徑小于160mm，故以選用實心式結(jié)構(gòu)為宜。對于小齒輪和軸之間的連接采用花鍵連接,大齒輪與軸之間的連接采用平鍵連接。II齒輪5、6的設(shè)計計算由于這對齒輪的設(shè)計方法與上面齒輪3、4的設(shè)計方法相同，在此就不再贅述了，各個齒輪的基本信息列表如表3-3表3—3各齒輪的具體信息齒輪1齒輪2齒輪3齒輪4齒輪5齒輪6齒數(shù)284232574149齒寬（mm）343440405050結(jié)構(gòu)形式實心式實心式實心式腹板式實心式實心式鍵連接平鍵平鍵花鍵平鍵平鍵平鍵傳動比i1。51。781。2模數(shù)m433其他參數(shù)齒頂高系數(shù)h*=1，頂隙系數(shù)c*=0。2,壓力角a=20。。a3.3。3軸的設(shè)計計算整地機一共有4根軸，分別是動力輸入軸軸1，減速箱內(nèi)的軸2、軸3、刀軸軸4。本文對軸2進行設(shè)計計算校核。（1） 選擇軸的材料及熱處理選用軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理.（2） 軸上受力分析由前面計算已得出的軸2的相關(guān)參數(shù)如下：p=13。975Kw,T=278。044N.m,n=480r/min,d=168mm,d=96mm2223齒輪2上的圓周力：f=2T/d=2*278。044*1000/（168*（1—0.5*1/3））=4766。469NTOC\o"1-5"\h\z2t 2m2齒輪2上的徑向力：f=Ftanacos8=4766.469*tan20。*cos56。310。=962。322N2r2t 2齒輪2上的軸向力：f=Ftanasin8=4766.469*tan20。*sin56。310。=1443。486N2a2t 2

齒輪3上的圓周力：F=2T/d二2*278。004*1000/96=5791.75N3t 23齒輪3上的徑向力：F=Ftana=5791。75*tan20。=2108.02N齒輪3上的軸向力：F=F3t=5791。75/cos20。=6163。45N3n COSa（3）初步確定軸的最小直徑min480根據(jù)機械設(shè)計P370表15—3,取a=115,根據(jù)《機械設(shè)計》P378有d.二A」厶=115*3,13975二35。min48078mm,軸徑需適當(dāng)增大,取d=45mm。（4）軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計如圖3—2所示。圖3—2軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計1） 擬定軸上零件裝配方案裝配方案見裝配圖2） 根據(jù)軸向定位要求確定軸各段直徑和長度a。因為軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用角接觸球軸承，根據(jù)工作需要和d=45mm,通過查詢資料，我們選用0基本游隙組、標準精度等級的角接觸球軸承7009C,其基本尺寸為d*D*B=45mm*75mm*19mm.bol-H段軸用于安裝軸承，套筒等，故取直徑d=45mm，齒輪端面距離箱體內(nèi)壁a=10mm，故取l=30mm。軸的設(shè)計齒輪的設(shè)計IITII段安裝低速級錐齒輪，為便于安裝，故取d =55mm，齒輪輪轂為60mm，為了使套筒端-III面可靠的壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取l =58mmII－IIIIII一IV段為分隔兩齒輪段，直徑為d =60mm，為滿足配合要求，長度為l=70mm。-IV III-IVIV—V段安裝高速級大齒輪，可取直徑取為d =50mm，齒寬為40mm，則取i =38mm.-V IV-VV-VI段安裝套筒和軸承，直徑d=45mm，l=30mm。V-VI V－VIb。因為軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用角接觸球軸承，根據(jù)工作需要和d=45mm，通過查詢資料，我們選用0基本游隙組、標準精度等級的角接觸球軸承7009C，其基本尺寸為d*D*B=45mm*75mm*19mm。軸上零件的周向定位齒輪的周向定位采用平鍵連接，按d 由《機械設(shè)計》P106表6—1查得平鍵截面b*h=16mm*10mm，II-III長為45mm。同樣，按d由《機械設(shè)計》P106表6T查得平鍵截面b*h=14mm*9mm，長為28mm，IV-V同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為蘭？.滾動軸承與軸n6的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6.確定軸上圓角和倒角尺寸取軸端倒角為2*45，各軸肩處的圓角半徑見零件圖。軸上載荷的計算12l=29.8mm，因此此作為簡支梁的軸的支承跨距L+L+L=189.8mm123水平支反力：廠F(L+L)+FL_4766.469*(120+29.8)+5791.75*29.8_從”“曲F=—2t233^-3— —46/6。2I9NNH1 L+L+L 39.8+120+29.8123F=F+F-F=4766.469+5791?75一4676?219=5884NNH2 2t 3t NH1垂直支反力:F=F2r(L+七)+Fl3二962.322*(120+29.8)+2108.02*29.8=1O91.639NNV1 L1+L+L 39.8+120+29.8F=F+F-F=962.322+2108.02-1091。639=1978.703NNV2 2r 3r NV1水平彎矩：M=FL=4676。219*39.8=186113.12N?mm1H NH11M=FL=5884*29。8=175343.2N?mm2H NH23垂直彎矩:M=FL=1091。639*39。8=43447.2322N?mm1V NV11M=FL=1978。703*29。8=58965。3494N?mm2V NV23總彎矩：M=(M2+m2=<186113.122+43447.23222=191117.125N?mm1 1H 1VM=^M2+m2=J175343.22+58965.34942=184992。298N?mm1I2H 2V扭矩：T=278044N?mm2按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度根據(jù)《機械設(shè)計》P373式15-5及上面算出的數(shù)據(jù)，則軸上II—III段為危險截面，d =55mm，取II-IIIa=0.6，則軸的計算應(yīng)力_楓2+(aT)2二J184992.2982+(0.6*278044)2二14。97MPaca_W 0.1*553 °我們開始選擇的軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，查《機械設(shè)計》P362表15-1得軸的許用彎曲應(yīng)力L]=75MPa,因此b〈L]，故安全。-1 ca -13.3.4潤滑和密封(1)潤滑我們選用的是閉式齒輪減速器，且齒輪運轉(zhuǎn)速度小于12m/s，通常是采用浸油潤滑，通過查《機械設(shè)計》P235表10-12可知我們選用潤滑油的粘度為81。5cSt，根據(jù)粘度值，我們選取潤滑油的代號為N100。.(2)密封我們選用的密封形式為氈圈油封密封.3。3。5減速箱體的結(jié)構(gòu)設(shè)計箱體的材料選擇我們選用減速箱為整體式鑄造箱體，材料為HT200。我們選擇齒輪箱的厚度為10mm，箱體的結(jié)構(gòu)如裝配圖所示。為了保證箱體與外界零件連接處的密封,選用表面粗超度為6。3.刀軸和刀片的研究4。1刀片的設(shè)計研究多功能整地機在作業(yè)時依靠刀片的合成運動完成相關(guān)的耕作任務(wù)，刀片直接與土壤相接觸，所以刀片的設(shè)計相對來說對整機性能影響很大。通過對《農(nóng)業(yè)機械設(shè)計手冊》的查閱，我們知道，刀的種類有鑿形刀、彎刀和L形刀?其中鑿形刀作業(yè)時容易纏草，L形刀刀身較寬，相對來說，彎刀是最合適的刀片，而且彎刀作為系列旋耕機的相關(guān)配套的工作部件已經(jīng)得到了廣泛的應(yīng)用。彎刀由前端部分和切削部分組成，按照前端部分的彎折方向，有左彎刀和右彎刀兩種類型，彎刀有相當(dāng)鋒利的正切刃和側(cè)切刃，刃口處為曲線，有較大的滑切能力.在作業(yè)時，刀刃按照離軸心線的距離先近后遠的依次入土，便于將掛在刃口處的雜草等沿刀刃口甩出。整地機刀片的主要結(jié)構(gòu)參數(shù)如下:回轉(zhuǎn)半徑R,根據(jù)需要，我們選擇的刀片回轉(zhuǎn)半徑為245mm,刀片的回轉(zhuǎn)半徑主要是根據(jù)農(nóng)業(yè)生產(chǎn)需要的耕深來選擇。靜態(tài)滑切角T，應(yīng)該滿足刀刃不纏草和耕耘阻力小的要求，取為34。~49。.螺線起點的極徑p:應(yīng)該避免無刃部分切土，取為135mm0螺線終點的極徑p:使螺線能夠與正切刃圓滑過渡，一般比回轉(zhuǎn)半徑小10~20mm，取為n

228mm。螺線終點的極角，取為27。n(6)橫彎半徑r:半徑過小時，工作時彎折圓弧處容易粘土，功耗增大?通產(chǎn)不小于30mm，此處取為30mm。工作幅寬b:增大幅寬能減少刀軸上彎刀的數(shù)量，但過大會影響彎刀的剛度和碎土的質(zhì)量,此處取為50mm。(8)橫彎角e:取為30。。4.2刀軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計刀軸是刀輥的主體部件，上面承載有刀盤、刀片、最后一級齒輪等，這決定了刀軸成為了整機的關(guān)鍵部件之一。(1)選擇刀軸材料選用材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，其主要力學(xué)性能如下表4-1所示.表4—1調(diào)質(zhì)45鋼力學(xué)性能選用材料硬度/HBS抗拉強度（MPa）屈服強度（MPa）彎曲疲勞強度度（MPa）剪切疲勞強度（MPa）許用彎曲應(yīng)力（MPa）45鋼調(diào)質(zhì)25564035527515560（2）刀軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計刀軸中間部分承載刀片，兩端為左右軸頭，起支撐作用，中間部分通過齒輪傳遞力矩和動力.刀軸上每兩個刀盤間的距離為75mm，為了避免由于刀盤厚度造成的漏耕現(xiàn)象，同一刀盤上的兩個刀片刀齒應(yīng)相對安裝,而不是相背安裝。J 由前面的已知條件，對于軸的最小直徑：d>A工式中我們?nèi)=113,由于前面已知p=13.155KW，n 0n=225r/min，代入上式中，確定得出刀軸直徑為d>A''p=113」13」55=43。86mm，我們需要適當(dāng)增大軸的直徑，因此，我們?nèi)〉遁S的最小直徑為n322550mm，根據(jù)需要，我們可以確定刀軸的安裝刀盤部分的直徑為60mm。刀軸結(jié)構(gòu)圖如圖所示。（3）刀軸強度校核多功能整地機在工作作業(yè)時，刀齒受到土壤的反作用力，因而產(chǎn)生對刀軸的作用力矩，由于刀軸上刀片的排列方式的不同，刀軸所受的力矩方向也是不斷變化的，為了便于計算，我們需要確定刀片阻力合力的大小及其作用點.根據(jù)相關(guān)資料的查閱，我們按以下方法進行校核[18]：切削阻力大小確定：切削阻力Q于刀軸上面的均布載荷按Q=T/r來進行確定軸的設(shè)計齒輪的設(shè)計切削阻力作用點確定：刀片阻力作用點的平均半徑r與刀軸的旋轉(zhuǎn)半徑R的關(guān)系為r=0。9R。如下圖所示，切削力Q作用點在A點。A點的求法：作弦線與耕深高度相等，交刀輥于B點，過B點作＜B0C=20。，作半徑為r=0.9R的rR-H2a=arccos aRP=QcosPHP=QsinPV其中我們已知T=559.052N?m,H=16cm,R=30cma則我們可以算出：Q=2070。56N,a=62.18。,p=42.18p=1534.37N,p=1390。30NHV雖然每個刀片的位置,安裝的方向不同,但在入土?xí)r，同一時刻有且僅有一把刀片入土，因此可以將刀軸看作一個僅受集中載荷Q作用的簡支梁。集中載荷的位置以及偏轉(zhuǎn)角度由刀片的排列方式來進行確定。其示意圖如下圖所示。當(dāng)?shù)趇把刀片作用于刀軸時，A、B兩個支撐點的受力大小為方式來進行確定。其示意圖如下圖所示。當(dāng)?shù)趇把刀片作用于刀軸時，A、B兩個支撐點的受力大小為ccL—LP二P i<VAiVL(i=1,2,3,.P二PLVBiVL…，18)(Pv代表垂直分力)ccL—LP二P i<HAiHL(i=1,2,