1.3畝時田園除草機的選型設計含9張CAD圖,田園,除草機,選型,設計,cad 摘 要 我國的除草機目前不斷配套新機具、增加新功能，在完善農用功能的基礎上，逐步向城市園林、園藝領域擴展，如配套剪草、清雪、枝葉粉碎機具等；但暫未出現(xiàn)專用田園除草機。本設計針對田園作業(yè)環(huán)境和田園作業(yè)要求，設計了一種小型田園除草機用于松土、除草和起壟。該田園除草機的機構包括機架、手扶手，機架上裝有柴油機、減速器、鏈輪和耕作刀具。由柴油機將動力輸送給減速器，減速器降低轉速后輸出給鏈輪，鏈輪經鏈條傳遞給刀軸，來實現(xiàn)旋耕刀的工作。旋耕刀旋轉、以銑切原理加工土壤的耕整機械，具有切土效果好、碎土能力強、耕作地表平整等特點，一次作業(yè)可達到土碎地平。本田園除草機可以爬坡，越埂、階梯性強，適用我國廣大丘陵和山區(qū)等地塊小，高差大，無機耕道的田園作業(yè)。 關鍵詞：田園除草機；耕作刀具；減速器 Abstract Our Rotary tiller is supporting the current new machinery, new features. At the basic of improving the agricultural functions, gradually spread to the urban landscape, horticulture areas of expansion, such as supporting grass, cleaning snow, a mill and other branches; but there has been no special tea rotary tiller yet. The design aims for the tea and tea operational requirements of operating environment, designed for a small tea Rotary tillage, weeding and ridging. The rotary machine of tea include rack, hand rails, rack with diesel engines, gear, sprocket and farming tools. Power is transmission from the engine to the gear, after reducing speed, the output is transmitted to chain wheel ,and then passed to axis, to achieve the rotary blade work. Rotary blade revolves, by principle of milling processing of soil tillage machinery, cut soil with good effect, broken soil with strong capacity, and smooth the surface. Once work, it can achieve soil horizon. Rotary machine can climb the slope, the more ridge, the stronger step, can be applied for the vast number of hills and mountains which have little land, a large height difference, inorganic garden tractor road operations. Key words: Rotary Tiller; farming tool; reducer. 目 錄 第一章 前言 1 第一節(jié) 研究的目的和意義 2 第二節(jié) 國內外發(fā)展現(xiàn)狀 3 第三節(jié) 發(fā)展趨勢 5 第二章 總體設計方案的確定 6 第一節(jié) 總體結構設計內容 6 第二節(jié) 工作原理 6 第三節(jié) 主要參數(shù)的要求 7 第四節(jié) 動力和刀輥轉速的初步確定 7 一、動力的初步選擇 7 二、前進速度和刀軸轉速初步確定 7 三、發(fā)動機功率校核 8 第五節(jié) 總體設計方案的確定 9 一、 傳動方案的確定 9 二 、各軸參數(shù)的設計 10 三 、各軸傳動比的分配 10 四、各軸輸出轉矩 11 第三章 二級齒輪減速器的設計 11 第一節(jié) 高速級大小齒輪的設計 12 第二節(jié) 低速級大小齒輪的設計 19 第三節(jié) 軸的設計計算 22 一、高速軸的設計計算 22 二、中間軸的設計 28 三、從動軸的設計 33 第四節(jié) 軸承的設計及校核 37 一、概述和功能 38 二、高速軸軸承壽命校核 39 三、中間軸軸承壽命校核 40 四、從動軸的軸承校核 42 第五節(jié) 潤滑方法 44 第六節(jié) 聯(lián)軸器的選擇 44 第四章 鏈傳動的設計計算 44 第五章 刀輥和刀軸的確定 47 第一節(jié) 刀輥的選擇 47 第二節(jié) 旋耕刀的選擇 48 第三節(jié) 旋耕刀片的選材 53 第六章 限深裝置的設計 54 結論 55 參考文獻 56 致 謝 57 第一章 前言 除草機，亦稱旋轉耕作機、旋耕犁，，是靠一組安裝于水平軸上的彎刀回轉來實現(xiàn)土壤耕耘作業(yè)的農機具。刀片作業(yè)時，首先將土垡切下，隨后向后拋出，土垡撞擊到除草機罩殼和擋土板落回地面，能一次完成耕耙作業(yè)。它的耕作部件為旋耕刀輥,是由多把旋耕刀在刀軸上按螺旋線排列而成,。除草機切土、碎土能力強，一次旋耕能夠達到一般犁耙作業(yè)幾次的碎土效果，耕后地表平整、松軟，能滿足精耕細作要求，且縮短工序間隔，有利于搶農時抗旱保墑，減少拖拉機進地次數(shù)，減輕對土壤壓實，減少能源消耗，降低作業(yè)成本，減少機具投資，提高機具利用率，加之近年來國內還田技術和免耕少耕技術的推廣應用，除草機得到了迅猛發(fā)展。 除草機于19世紀中葉問世以來，得到了迅速發(fā)展和推廣使用。日本二戰(zhàn)之后為了盡快恢復經濟發(fā)展,引進除草機用于農業(yè)生產。但是由于日本大多為水田,直角形旋耕刀不適宜于進行水田耕作。一大批日本學者開始致力于水田用旋耕刀的研究,如吉田富穗、松尾昌樹、坂井純等人研制出了旋耕彎刀,成功地解決了刀軸纏草等問題。為了解決刀軸纏草的問題本文對旋耕彎刀進行了設計說明。對彎刀的刃口曲線提出了相應的要求，目前能達到這種要求的刃口曲線有阿基米德螺線、等角對數(shù)螺線、正弦指數(shù)曲線等,其中阿基米德螺線應用最廣。 除草機能量消耗大，約為犁耕作業(yè)能量消耗的3倍以上。因此，近20多年來，國內外在旋耕刀形狀研發(fā)上向著降低能耗的方向不斷改進。從切土作用上說，旋耕刀側切刃口線切出溝墻，類似于鏵式犁的脛刃線，靠近側切刃的正切刃區(qū)相當于犁胸，端部的正切刃區(qū)相當于犁翼。旋耕與犁耕都同樣要完成起土作業(yè)，且犁耕時還需克服犁側板與溝墻及犁踵與溝底間的摩擦力，但犁耕比旋耕功耗低。究其原因很多：其一，在于犁耕是低速連續(xù)平穩(wěn)的作業(yè)過程，土垡變形基本為彎與扭，壓縮變形較??；其二，旋耕時土垡壓縮變形相對較大，其內部靜壓也相應較大，根據土力學庫侖定律，該土垡的強度將增加，于是迫使它繼續(xù)發(fā)生變形乃至破碎，所需的功耗也相應增大。因此，盡量緩解旋耕切土時土垡內的靜壓，合理增加土垡沿正切刃彎曲方向的側滑運動及彎扭變形是降低旋耕功耗的重要技術途徑。 到目前為止，除草機產品雖然在理論上可以配套58.8-73.5kw的拖拉機，但實際上因受傳動系統(tǒng)強度及結構尺寸、機架結構強度的限制，配套合理范圍僅達48kw的拖拉機；耕深亦局限在旱耕12-16cm，水耕14-18cm。20世紀90年代以來，為適應市場需要，有些企業(yè)試圖開發(fā)大型除草機，但因水平有限，僅采用原有產品外延放大和堆砌材料的方法，沒有著重結構的改進和參數(shù)的優(yōu)化，因而走了彎路。因此，現(xiàn)有除草機產品在品種上尚有大型和深耕型的空缺。隨著水稻集約化、規(guī)模化生產的發(fā)展，水田耕整用寬幅高速型除草機成為發(fā)展方向。水田土壤含水率高，抗剪切、抗壓強度特別低，附著力、外摩擦力也接近為零，切土部件與土壤之間存在潤滑水膜。因此，大塊水田使用大型拖拉機除草機組水耕時，為充分發(fā)揮其功率，實現(xiàn)高效率、高效益，需要工作幅寬3m以上的寬幅除草機。但寬幅又受到道路行駛和入庫停機不便的制約。解決途徑有二：一是除草機采用寬度伸縮或折疊式結構；二是采用適中的幅寬，提高作業(yè)速度。為滿足以上要求，需要改進除草機及工作部件的結構和參數(shù)，研制寬幅高速除草機及滅茬、旋耕、旋耙和深施化肥的復式作業(yè)機械。 我國作為農業(yè)大國，不少農機學者在除草機方面進行了大量的研究工作。為了促進驅動型耕作機械的發(fā)展，本人選擇了除草機作為自己的畢業(yè)設計論文課題，借鑒了不少知名學者的重要研究成果，書寫成文。由于資料搜集的局限性和水平有限，錯誤和不足之處在所難免，歡迎給予批評指正。 第一節(jié) 研究的目的和意義 土壤耕作是種植業(yè)生產過程中的重要一環(huán)，對于農作物增產具有重要作用。因此，土壤耕作機械的發(fā)展一直受到人們的關注。由于土壤耕作是一項能耗很大的作業(yè)，傳統(tǒng)的土壤耕作機械，如犁，耙等都需要多次書耕作會對土壤造成破壞，不利于水土保持，消耗較大。長期以來，人們一直在探討新的工作制度，松土和局部松土，不耕和少耕。在這種形勢下，驅動型耕作機械誕生了。這種機械之所以引人注目，一是強化土壤耕作過程，可以滿足不同條件下的不同土壤類型；二是一次耕作可以聯(lián)合作業(yè)；三是有動力驅動，質量好； 由于很多因素不能控制，如對比性較差，試驗精度較低，采集的數(shù)據不夠準確可靠等等，使得我們需要一種特殊的，更有優(yōu)勢的試驗環(huán)境。土槽正是在這種環(huán)境下誕生且被廣泛運用的。利用土槽試驗是極其優(yōu)越的研究手段，其特點是：試驗可以不受季節(jié)與氣候的影響；縮短試驗周期；試驗重復性好；可以控制有關因素；有較強的對比性；試驗精度高，采集的數(shù)據準確可靠。這樣我們可以研制出更高效、優(yōu)質的除草機，更好的滿足人們對于耕作土地的要求。 近年來，田園蔬菜種植越來越受歡迎。但是,目前田園內作業(yè)均為原始的手工勞動,菜農勞動強度大,工作環(huán)境惡劣，嚴重阻礙了蔬菜生產的發(fā)展。菜農急需的田園作業(yè)機具國內曾有研究,但以往研制的產品往往自重較重,外型尺寸大,操作不靈活,在轉向和窄田埂上轉移均較困難,在田園的邊角地帶無法工作,漏耕多,而且不適合在高含水率的粘性土壤中耕作,目前尚缺少能很好地適應蔬菜田園內作業(yè)的性能優(yōu)良的除草機。而國外產品的價格又過于昂貴,而且配件供應和維修問題無法解決。 第二節(jié) 國內外發(fā)展現(xiàn)狀 不同的作業(yè)條件下不可能一次作業(yè)就達到所要求的整地質量。即使在翻熟地時(至于生地就更困難了)也常常達不到規(guī)定的坐片粉碎程度，還要進行輔助性的整平耙粉作業(yè)等。其結果，輔助性作業(yè)把土壤壓實了，降低了勞動生產率，提高了燃料與潤滑材料的消耗，增加了費用。 除草機與一般整地機械的不同之處在于，它的作業(yè)前進速度和旋耕部件的角速度及其旋耕刀數(shù)在不同作業(yè)條件下的適當配合，進而獲得高質量的整地效果，以至各種土質的土壤經除草機作業(yè)后可達到待播狀態(tài)。除草機的工作動力來源柴油機，因而它比大馬力現(xiàn)代化拖拉機聯(lián)合作業(yè)經濟效益好。從一系列國外大公司的除草機的主要運用參數(shù)看，其單位能耗高達280-700kJ，大約高于翻整地能耗3-6倍。70年代前設計師們就采用了改進工作部件的兒何參數(shù)、進行優(yōu)化設計、選用符合旋耕工作部件作業(yè)條件的運動參數(shù)等方法，降低除草機的單位能耗。近幾年由于拖拉機馬力的提高，具有水平軸旋耕部件的除草機更加現(xiàn)代化，這將使旋耕生產率的提高成為可能，但仍沒有實現(xiàn)單位能耗的降低。 我國的除草機現(xiàn)處于成熟階段。機型和質量將基本穩(wěn)定，生產廠家的數(shù)量也將趨于穩(wěn)定。目前國內廠家生產的除草機產品從地域上可分為南方型和北方型。南方機型結構形式以參照歐洲的機型為主，在旋耕刀具方面又吸取了日本產品的特點，初期以水田作業(yè)為主，逐步發(fā)展成水旱兼用。代表機型為廣西藍天和重慶合盛等微耕機產品。北方機型以參照韓國和我國臺灣的機型為主，代表機型有山東寧津通達機械廠生產的3WG-4型多功能除草機、山東華興機械集團生產的TG系列多功能田園管理機、北京多力多公司生產的DWG系列除草機等。從性能和功能上分也有兩種類型：一類是功能少(動力小于3.7kW、配套機具少)、操作不夠方便(手把不能調節(jié)、無轉向離合器、前進和后退擋位少等)的機型，稱之為簡易型除草機。另一類機型功能較多(可配套機具多)，使用可靠性高，操作方便，稱之為標準型旋耕要。 現(xiàn)在各國生產的具有水平旋轉軸的旋耕工作部件基本結構相當?shù)耐晟疲蛔阒幰矊⑦M一步改進。目前，水平軸旋耕部件與地輪轉向一致的除草機，即臥室正轉除草機，在國內外的實際生產中得到廣泛的應用，并且旋耕工作部件結構相當完善。除草機的保有量也增加的很快。為了適應當前的生產規(guī)模，為不同機型拖拉機配套，生產了作業(yè)幅為1.25m~2.8m多種型號的除草機。如南昌除草機廠的IGN系列多種型號除草機，連云港除草機集團公司生產的IGE2-210型除草機，1C~N-250S型除草機等。在黑龍江省農業(yè)生產中，使用的機型還有1GHL-280型松旋起壟機、1GSZ-210／280型組合式旋耕多用機、1GZJ-210型旋耕滅茬聯(lián)合整地機、1GLT-4型松旋滅茬起壟通用機等。很多機型為了適應黑龍江省農藝要求，在除草機后部安裝了起壟犁鏵。 除草機的各個工作部件結構也完善很多。為了裝配各種不同的工作件組臺設計了專門的機架，以提高除草機的應用水平。旋耕深度影響除草機的工作效率。有的除草機依據旋耕部件與耕深的相對關系，把中央調速器直接設計安裝在旋耕工作部件的軸上。這樣保證了農具的最小能耗、最少的材料消耗和較好的工作質量。由于調速器殼體下是未耕地，存在如何保護好調速器殼體的問題。國產的1G-150除草機和1G-140除草機等多種機型的旋耕軸配置在地表水平面上或低于地表。為了防止調速器外殼的損壞，在殼體上或前犁柱上安有專用的分土鏟。分土鏟開出的鏟溝被補助整地作業(yè)消滅。 從近幾年國產的除草機配套推廣應用情況來看，存在一些問題：（1）減速器動力輸出軸容易損壞：（2）、十字萬向傳動軸使用壽命短：（3）、旋耕作業(yè)性能不穩(wěn)定和容易纏草的問題；（4）、缺少與大功率拖拉機配套的除草機；（5）、作業(yè)性能滿足不了當今的農藝要求；這些問題的解決有待于進行更深入的研究。 在確定生產除草機的最佳方案時，應注重考慮它的單位能耗。 第一，在旋耕土壤堅實度高的生荒地時(宜用旋耕)，因土壤比阻大，農具很難達到要求的入土深度。在這種情況下，要達到所要求的入土深度有下列方法：同耕幅的多次作業(yè)，如波蘭的GGz-1.6型、意大利的zL-150和DFL-230型除草機等；加配重，如法國的EL-50型、德國的B-155L型；依靠自重(3.7-3.9kN/m)，如波蘭的V-506型、日本的pD-1500型、荷蘭的Lely型、法國的SC-255型等。 第二，旋耕刀碎土，耕層的上層土壤比下層土壤粉碎的好。因根垡需要很好地粉碎，所以要創(chuàng)造條件使垡片下部達到預計的粉碎程度。垡片下部過份的粉碎能耗高，沒有太大的必要。 第三，帶往土壤整地時，旋耕地上層與下層的物理特性不同。上層有植物根的地面厚度為0.05~0.15m。從動力學角度來看，切割較其它粉碎方法更為省力，大致可節(jié)能1/2左右。下層土質緊密，可采用相適應的松土工作部件進行松土。 第三節(jié) 發(fā)展趨勢 一、多功能化 不斷配套新機具，除草機增加新功能，在完善農用功能的基礎上，逐步向城市園林、園藝領域擴展，如配套剪草、清雪、枝葉粉碎機具等。目前，山東華興機械集團正與中國農業(yè)機械化科學研究院合作開發(fā)與其生產的主導機型TG4型配套的多種園藝機具。 二、發(fā)動機適應性強 低噪聲、排放少、動力強勁和適應性強的發(fā)動機將更多地被應用。 三、操作更加方便 操向手柄、前進和后退速度的調節(jié)更加方便。 四、更換工作部件更加方便 為了減輕操作者的勞動強度和節(jié)約更換償同農機具的時間，除草機與配套機具的掛接采用快速掛接裝置，拆換農具簡單、快速。 隨著農業(yè)機械化程度的增強，工作效率和效益的提高，現(xiàn)有的除草機的弊端日益突出，已滿足不了農藝要求和生產規(guī)模擴大的需要。故對除草機的研究有了進一步的深化，總的來說出現(xiàn)如下了幾個方向的發(fā)展趨勢：（1）、向寬幅，高速型除草機發(fā)展；（2）、向聯(lián)合作業(yè)機組方向發(fā)展；（3）、全幅深除草機已起步；（4）、向可持續(xù)發(fā)展戰(zhàn)略型發(fā)展；（5）、小型除草機需求量有所增加。 第二章 總體設計方案的確定 第一節(jié) 總體結構設計內容 總體結構設計包括傳動方案的確定，除草機耕幅的確定，除草機的傳動形式，前進的速度，刀軸的轉速的確定等內容。結構設計要體現(xiàn)設計原則和設計思想，實現(xiàn)除草機的結構合理，達到可靠性，適用性，先進性，經濟性及系統(tǒng)化的統(tǒng)一。其中參數(shù)的計算，型號的選擇是主要部分，在總體方案確定后才能進行具體的結構和強度等方面的設計計算。 第二節(jié) 工作原理 該機的傳動設計為減速器傳動和鏈傳動。減速器為二級減速，小鏈輪轉載減速器第三根軸的末端。 該機具的工作原理是發(fā)動機的動力通過萬向聯(lián)軸器將動力輸出軸的動力傳遞給齒輪軸，傳遞來的速度經過減速器的2級齒輪降低轉速后，傳遞給軸末端的小鏈輪，再經過鏈條將速度傳遞給大鏈輪所在的旋耕刀軸，刀軸帶動刀片旋轉切屑土壤，從而達到松土，除草的目的耕深主要是通過小滾輪支架上孔眼的不同位置進行調節(jié)，同時還可以通過人對操作手柄的壓力的改變以增減力矩，調節(jié)機器的前進速度，借以達到改變耕深的目的。 第三節(jié) 主要參數(shù)的要求 根據設計任務書的要求，此除草機是用于田園旋耕作業(yè)的微型除草機，所涉及的除草機能完成田園除草、松土和起壟等作業(yè)。要求動力為3~8kw；深耕為20~25cm；淺耕3~6cm；耕幅為400mm；工作效率為1畝~2畝/小時；整機質量≤60kg。 第四節(jié) 動力和刀輥轉速的初步確定 一、動力的初步選擇 除草機多配水冷柴油機，3.7kW以上的多配風冷柴油機或汽油機。風冷發(fā)動機外型美觀(機體為鋁壓鑄)，拉繩(帶恢復器)啟動，但對燃油的品質和維護保養(yǎng)要求較高；水冷發(fā)動機外型稍大且顯粗糙，搖把啟動，但相對故障率低。本次設計選用風冷柴油機。 根據幅寬和旋耕作業(yè)時單位幅寬功耗可對主機動力輸出功率進行初步選定,合適的幅寬則可保證主機功率的充分利用，幅寬過大(刀片增多)將導致發(fā)動機工作過載。 實際中柴油機的初選可采用經驗公式B=0.26~0.29N?,但最終的確定必須經過試驗驗證。事實上,對于同一種除草機,主機功率大的配套并不一定有好的作業(yè)質量,相反卻有可能造成功率的浪費,通過試驗能合理確定對應幅寬的最佳配套功率,可以避免“大馬拉小車”的情況。 初步選擇柴油機：常柴178F風冷單缸柴油機，額定功率：3.6kw；排量：0.296L；額定轉速：3000r/min；凈重15kg。 二、前進速度和刀軸轉速初步確定 初定耕深為10cm，耕幅為0.4m，工作效率為1.3畝/h。可以得出機組前進速度0.6m/s 在機組前進速度不變的情況下，除草機所需功率隨刀軸轉速的增加而增加，較理想的配合是低刀軸轉速和較高的前進速度，雖然功耗要增加些，但因生產率提高了，仍可降低單位面積的能耗。近年來，刀軸轉速降低的趨勢尤為明顯。另外除草機的刀軸轉速一般在80-200r/min，本次設計選用100 r/min。 隨著土壤比阻不同，除草機的刀軸轉速也不同，粘性重的土壤比阻大，轉速應偏低，砂性土壤比阻小，轉速可偏高。 另外，旋耕作業(yè)的碎土性能與土壤含水量、土壤堅實度和機器的作業(yè)速度有關， 在實際作業(yè)中應根據具體情況選擇最佳的工作速度。 三、發(fā)動機功率校核 除草機工作時所需功率的計算，在旋耕作業(yè)過程中，除草機工作所需的功率與多種因素有關，如耕地的地形，耕深，耕幅，耕速和土壤的性質等功率的消耗主要包括旋耕刀切削土壤消耗的功率，拋土塊所消耗的功率推動前所消耗的功率，傳動部分所消耗的功率及土壤沿水平方向作用與刀輥上的反作用力所消耗的功率。設計時，先假定機組在比較平坦的田地里進行勻速直線作業(yè)，除草機工作時所需的功率可以按下列經驗公式進行估算： 式中 — 耕深（cm）； — 機組前進速度（m/s）； — 耕幅（m）； — 旋耕比組（）； 其中 由于切土節(jié)距，所以依據《農業(yè)機械設計手冊（上冊）》238頁表4-3-4查得，，，，。 則：= 那么： 因此，發(fā)動機功率滿足設計要求。 第五節(jié) 總體設計方案的確定 一、 傳動方案的確定 由于發(fā)動機轉速為3000r/min，刀軸轉速為100r/min。則總傳動比。 圓柱齒輪單級最大傳動比為10，常用單級傳動比為3~5。鏈傳動單級最大傳動比為7，常用單級最大傳動比為2~4?？紤]用兩級圓柱齒輪和一個鏈傳動，其傳動比范圍約為18~100。故選用兩級圓柱齒輪和一個鏈傳動。 二 、各軸參數(shù)的設計 1 、傳動效率的選定 由傳動方案圖5可以看出，從發(fā)動機到除草機刀軸，效率傳遞都包括離合器、聯(lián)軸器、滾動軸承、圓柱齒輪、圓錐齒輪等的傳遞。 其中取傳動效率值分別為：萬向聯(lián)軸器，滾子鏈，軸承，圓柱齒輪。 2、 各軸輸入功率 各軸輸入功率分別為： ； ； ； 。 三 、各軸傳動比的分配 總傳動比計算如圖5所示，由于發(fā)動機轉速為3000r/min，刀軸轉速為100r/min。則總傳動比。各軸傳動比分別為，，。則各軸的轉速分別為： ; ; ; 。 四、各軸輸出轉矩 ； ； ； ； 第三章 二級齒輪減速器的設計 齒輪傳動是近代機器中最常見的一種機械傳動，是傳遞機器動力和運動的一種主要形式，是機械產品的重要基礎零部件。它與帶、鏈、摩擦、液壓等機械傳動相比，具有功率范圍大、傳動效率高、圓周速度高、傳動比準確、使用壽命長、結構尺寸長、結構尺寸小等一系列特點。因此，它已成為許多機械產品不可缺少的傳動部件，也是機器中所占比重最大的傳動形式。近幾年來，雖然其他機械部件的制造技術與電傳動技術有了較大的發(fā)展，但在生產中占主導地位的傳動形式仍為各種齒輪傳動。齒輪傳動有以下優(yōu)缺點：? ?? ??? 優(yōu)點包括： 1） 瞬時傳動比恒定，工作平穩(wěn)性較高；? ?? ??? 2） 采用非圓齒輪，瞬時傳動比可按所需變化規(guī)律設計；? ?? ??? 3） 傳動比變化范圍大，適用于減速或增速傳動；? ?? ?? 4）齒輪的圓周速度范圍大。 5） 傳遞功率范圍大，承載能力高。? ?? ?? ?? ??? 6） 傳動效率高，特別是精度較高的圓柱齒輪副。? ?? ??? 7） 結構緊湊，如使用行星傳動、少齒差傳動，或諧波齒輪傳動，可使部件更為縮小，成為同軸線傳動；? ?? ??? 8） 維護簡便。? ?? ??? 缺點包括：? ?? ??? 1） 運轉中振動、沖擊和噪聲，并產生動載荷；? ?? ??? 2） 無過載保護作用；? ?? ??? 3） 要求齒輪的切齒精度較高或具有特殊齒形時，需要高精度機床、特殊刀具和測量儀器來保證，制造工藝復雜，成本較高。 根據傳動方案,減速器選用直齒圓柱齒輪傳動。 第一節(jié) 高速級大小齒輪的設計 ①材料： 高速級小齒輪選用45#鋼調質，齒面硬度為250HBS。 高速級大齒輪選用45#鋼正火，齒面硬度為220HBS。 ②查課本由表得： 。 查課本可得： 。 。 查課本可得： 。 故 。 ③按齒面接觸強度設計：選取9級精度制造。 查表得：載荷系數(shù)，取齒寬系數(shù) 計算中心距： 查得mm 考慮高速級大齒輪與低速級大齒輪相差不大取 a=90mm m=2 則 取 實際傳動比： 傳動比誤差： 齒寬：取 高速級大齒輪： 高速級小齒輪： ④驗算輪齒彎曲強度： 查表得： 按最小齒寬計算： 所以安全。 ⑤齒輪的圓周速度： 查表知選用8級的的精度是合適的。 根據傳動方案選用直齒圓柱齒輪傳動。 根據GB/T10095.1農業(yè)機械中重要齒輪選用8級精度。 選擇小齒輪的材料為40Cr，調質后表面淬火，硬度280HBS， 大齒輪材料為45鋼，調質 后表面淬火硬度為240HBS。 壓力角，齒數(shù)的選擇，選擇小齒輪齒數(shù)為，則大齒輪的齒數(shù)。 按齒面接觸強度設計 確定公式內各計算數(shù)值： 試選載荷系數(shù)； 計算小齒輪傳遞的轉矩。 小齒輪轉速 小齒輪傳遞的轉矩為 由《機械設計》，該圓柱齒輪兩支撐相對于小齒輪做不對稱布置，選取齒寬系數(shù)； 由《機械設計》表，查得材料的彈性影響系數(shù)； 由《機械設計》，按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限，大輪的接觸疲勞強度極限。 計算應力循環(huán)次數(shù) 根據應力循環(huán)次數(shù)，由《機械設計》，取接觸疲勞壽命系數(shù)，。 計算接觸疲勞許用應力。 取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，得： 試計算小齒輪分度圓直徑，帶入中取小的值。 計算圓周速度。 計算齒寬。 齒寬與齒高之比 模數(shù) 齒高 根據v=3.02m/s，8級精度，由《機械設計》，查得動載系數(shù)，直齒輪； 由《機械設計》，查得； 由《機械設計》，查得； 根據，，由《機械設計》查得。 故載荷系數(shù)： 按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑得： 計算模數(shù)m： 按齒根彎曲強度設計： 彎曲強度計算公式為 確定公式內的各計算數(shù)值 由《機械設計》，查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限，大齒輪的彎曲強度極限； 由《機械設計》取彎曲疲勞壽命系數(shù)，； 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4,得： 計算載荷系數(shù)： 查取齒形系數(shù)。 由《機械設計》表，得齒形系數(shù)，； 查取應力校正系數(shù)。 由《機械設計》表，得應力校正系數(shù)，； 計算大、小齒輪并加以比較 比較可得大齒輪的數(shù)值大。 設計計算 由于齒輪模數(shù)m的大小組要取決于彎曲強度所決定的承載力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載力，僅與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關，可取由彎曲疲勞強度算的的模數(shù)1.536并就近圓整為標準值m=2mm。 幾何計算： 計算分度圓直徑 計算中心距： 計算齒輪寬度: 取， 計算公法線: 齒輪的結構設計: 齒頂高： 齒根高： 齒全高： 齒頂高直徑： 齒根圓直徑： 基圓直徑： 齒厚： 將結果列表如下： 小齒輪 大齒輪 齒數(shù)Z 18 72 分度圓直徑d 36 144 中心距a 90 齒輪寬度B 40 36 公法線W 24.08 49.1 齒頂高ha 2 2 齒根高hf 2.5 2.5 齒全高h 4.5 4.5 齒頂高直徑da 40 148 齒根圓直徑df 31 139 基圓直徑db 33.8 135.3 齒厚 3.14 第二節(jié) 低速級大小齒輪的設計 ①材料： 低速級小齒輪選用45#鋼調質，齒面硬度為250HBS。 低速級大齒輪選用45#鋼正火，齒面硬度為220HBS。 ②查表得： 。 查表得： 。 故 。 查課本表得： 。 故 。 ③按齒面接觸強度設計： 選用8級精度制造， 查課本表得：載荷系數(shù)，取齒寬系數(shù) 計算中心距： 可得： 取 則 取 計算傳動比誤差： 經驗證合適 齒寬： 則取 低速級大齒輪： 低速級小齒輪： ④驗算輪齒彎曲強度： 查表得：按最小齒寬計算： 經驗證是安全。 ⑤齒輪的圓周速度： 查資料可知選用8級的的精度是合適的。 減速器另一對配合齒輪幾何尺寸： 選擇齒數(shù): ， 計算分度圓直徑: 計算中心距: 計算齒輪寬度: 取， 計算公法線: 齒全高: 齒頂高直徑: 基圓直徑: 齒厚: 將結果列表如下： 小齒輪 大齒輪 齒數(shù)Z 30 90 分度圓直徑d 60 180 中心距a 120 齒輪寬度B 60 55 公法線W 20.46 10.5 齒頂高ha 2 2 齒根高hf 2.5 2.5 齒全高h 4.5 4.5 齒頂高直徑da 64 184 齒根圓直徑df 55 175 基圓直徑db 56.38 169.14 齒厚 3.14 第三節(jié) 軸的設計計算 軸的結構設計就是確定軸的外形和全部結構尺寸。但軸的結構設計原則上應滿足如下要求：? 1) 軸上零件有準確的位置和可靠的相對固定；? 2) 良好的制造和安裝工藝性； 3) 形狀、尺寸應有利于減少應力集中； 4）尺寸要求。 一、高速軸的設計計算 ①選擇軸的材料和熱處理方式： 選擇軸的材料為45鋼，調制處理，由《機械設計》表查得， 抗拉強度極限，屈服強度極限，彎曲疲勞極限， 剪切疲勞強度極限，許用彎曲應力。 ②初步確定軸的最小直徑 取，于是得 考慮有鍵槽，將直徑增大5%，則 取標準直徑為16mm。 ③初選軸承 應軸同時受有徑向力和軸向力作用，故選用深溝球軸承。根據工作要求及輸入端直徑，選用型號為6004的軸承（GB/T276-1994）。其尺寸（內徑×外徑×寬度）為d×D×b=20×42×12。 ④軸的結構設計 ⑴擬定軸上零件的裝配方案 據軸上零件定位、加工要求以及不同的零件裝配方案，參考軸的結構設計的基本要求，得出不同的軸結構的設計。為了便于裝拆軸上零件，將軸做成兩端直徑小而中間直徑發(fā)階梯形，即階梯軸。如圖所示： 齒輪從輸入端裝入，齒輪、套筒、右端軸承和端蓋、聯(lián)軸器依次從軸的右端裝入，僅做到軸承從左端裝入。裝拆簡單方便，若為成批生產，該方案在機加工和裝拆等方面更能發(fā)揮其長處。 為了便于安裝軸上零件，相應軸段的端部都應有倒角，其尺寸可按GB/T 6403.4-1986選取。為便于機械加工，軸的結構應有良好的工藝性，并盡可能簡單。需要磨削的軸段應有砂輪越程槽，如圖所示，其尺寸可按GB/T 6403.4-1986選取。 ⑵確定軸的各段直徑。 由于聯(lián)軸器的型號已定，右端用軸端擋圈定位，左端用軸間定位。故軸段1是直徑為16mm。 軸段3是靠軸段2的軸肩來進行軸向定位的，為了保證定位可靠，軸段3要比軸段2的直徑大（1-5）mm，所以取軸段3的直徑為24mm。 軸段2和軸段6均是放置滾動軸承的，所以直徑與滾動軸承內圈直徑一樣，為24mm。 軸段4為安裝齒輪，所以直徑為40mm。 軸段5位一軸環(huán)，左側用來定位齒輪，右側用來定位滾動軸承，選擇比軸段6大4mm，故該段周長取為24mm。 ⑶確定軸的各段長度 軸段1的長度比半聯(lián)軸器的轂孔長度要短（2-3）mm，這樣可以保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故該軸的長度取為55mm。 同理，軸段4的長度要比齒輪的輪轂寬度短（2-3）mm，故該段軸的長度取為40mm。 軸段6的長度即為滾動軸承的寬度，查手冊為12mm。 軸段5的寬度取26mm。 根據軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外斷面與半聯(lián)軸器右端的距離為10mm，故軸段2的長度為46mm。 軸段3的寬度取57mm。 ⑷軸上零件的周向固定 齒輪、半聯(lián)軸器與軸的軸向定位均采用平鍵聯(lián)接，同一軸上的鍵槽應位于同于加工直線上，鍵槽盡可能靠近軸端，以便安裝時輪轂上的鍵槽對準槽中的鍵。對于齒輪，由手冊查的平鍵的截面尺寸寬×高=12×8（GB1095-1979),鍵槽用鍵槽銑刀加工，同時為了保證齒輪輪轂與軸的配合為H7/n6。 由此可得輸入軸的各段直徑和長度設計如圖所示。 高速軸的結構 （1）求作用在齒輪上的力 應為該齒輪為標準齒輪，則，那么 圓周力 徑向力 圓周力，徑向力的方向如圖7所示。 （2）求軸上的載荷 首先根據軸的結構圖做出軸的計算簡圖。對于6004型深溝球軸承，由《機械設計》、《機械設計基礎課程設計》中查得B=12mm。因此作為簡支梁的軸的支撐跨距。根據軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖。 軸上的作用力 作用在齒輪上的圓周力： N 徑向力： 求垂直面的支反力 計算垂直彎矩： 求水平面的支承力： 計算、繪制水平面彎矩圖： 求合成彎矩圖，按最不利情況考慮： 求危險截面當量彎矩： 從圖可見，處截面最危險，其當量彎矩為：（取折合系數(shù)） 計算危險截面處軸的直徑： 截面: 截面: 支反力 總彎矩 扭矩 （3）按彎矩合成應力校核軸的強度 進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的界面強度。根據《機械設計》公式15-5及表2中的數(shù)據，以及軸單向旋轉，扭切應力為脈動循環(huán)應力，取，軸的計算應力 經校驗軸是安全。 軸的載荷分布圖 二、中間軸的設計 ⑴擬定軸上零件的裝配方案 據軸上零件定位、加工要求以及不同的零件裝配方案，參考軸的結構設計的基本要求，得出不同的軸結構的設計。為了便于裝拆軸上零件，將軸做成兩端直徑小而中間直徑發(fā)階梯形，即階梯軸。如圖所示： 齒輪從輸入端裝入，齒輪、套筒、右端軸承和端蓋、聯(lián)軸器依次從軸的右端裝入，僅做到軸承從左端裝入。裝拆簡單方便，若為成批生產，該方案在機加工和裝拆等方面更能發(fā)揮其長處。 為了便于安裝軸上零件，相應軸段的端部都應有倒角，其尺寸可按GB/T 6403.4-1986選取。為便于機械加工，軸的結構應有良好的工藝性，并盡可能簡單。需要磨削的軸段應有砂輪越程槽，如圖所示，其尺寸可按GB/T 6403.4-1986選取。 ⑵確定軸的各段直徑。 由于聯(lián)軸器的型號已定，右端用軸端擋圈定位，左端用軸間定位。故軸段1是直徑為20mm。 軸段3是靠軸段2的軸肩來進行軸向定位的，為了保證定位可靠，軸段3要比軸段2的直徑大（1-5）mm，所以取軸段3的直徑為34mm。 軸段1和軸段5均是放置滾動軸承的，所以直徑與滾動軸承內圈直徑一樣，為20mm。 軸段4為安裝齒輪，所以直徑為30mm。 ⑶確定軸的各段長度 軸段1的長度比半聯(lián)軸器的轂孔長度要短（2-3）mm，這樣可以保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故該軸的長度取為30mm。 同理，軸段4的長度要比齒輪的輪轂寬度短（2-3）mm，故該段軸的長度取為36mm。 軸段5的長度即為滾動軸承的寬度，查手冊為40mm。 軸段3的寬度取34mm。 根據軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外斷面與半聯(lián)軸器右端的距離為10mm，故軸段2的長度為60mm。 軸段3的寬度取57mm。 ⑷軸上零件的周向固定 齒輪、半聯(lián)軸器與軸的軸向定位均采用平鍵聯(lián)接，同一軸上的鍵槽應位于同于加工直線上，鍵槽盡可能靠近軸端，以便安裝時輪轂上的鍵槽對準槽中的鍵。對于齒輪，由手冊查的平鍵的截面尺寸寬×高=12×8（GB1095-1979),鍵槽用鍵槽銑刀加工，同時為了保證齒輪輪轂與軸的配合為H7/n6。 中間軸的結構 查手冊表選用7210AC軸承。 ③軸的校核 作用在2、3齒輪上的圓周力： N 徑向力： 求垂直面的支反力 計算垂直彎矩： 求水平面的支承力： 計算、繪制水平面彎矩圖： 求合成彎矩圖，按最不利情況考慮： 求危險截面當量彎矩： 從圖可見，m-m,n-n處截面最危險，其當量彎矩為：（取折合系數(shù)） 計算危險截面處軸的直徑： 截面: 截面: 由于， 所以該軸是安全的。 ④彎矩及軸的受力分析圖如下： 軸的載荷分析圖 ⑤鍵的設計與校核： 已知參考教材，由于 所以取 因為齒輪材料為45鋼。查課本得mm L=128-18=110mm取鍵長為110mm. L=82-12=70mm。 取鍵長為70mm 根據擠壓強度條件， 鍵的校核為： 所以所選鍵為: 三、從動軸的設計 （1）確定各軸段直徑 ①計算最小軸段直徑。 因為軸主要承受轉矩作用，所以按扭轉強度計算，由此可以得： 考慮到該軸段上開有鍵槽， 因此取查手冊表圓整成標準值， 取d1=18mm。 ②為使聯(lián)軸器軸向定位，在外伸端設置軸肩，則第二段軸徑d2=20mm。 查手冊表，此尺寸符合軸承蓋和密封圈標準值， 因此取d2=20mm。 ③設計軸段d3，為使軸承裝拆方便，查手冊表，取d3=28mm采用擋油環(huán)給軸承定位。 選軸承6215: 。 ④設計軸段，考慮到擋油環(huán)軸向定位，故取d4=35mm。 ⑤設計軸環(huán)及寬度b 使齒輪軸向定位，故取d5=20mm。 。 ⑵確定各軸段長度。 有聯(lián)軸器的尺寸決定L1=36mm。 因為。 所以。 軸頭長度mm。 因為此段要比此輪孔的長度短mm。 。 其它各軸段長度由結構決定。 軸的結構尺寸如圖所示： 從動軸的設計 (3) 校核該軸和軸承： L1=36mm L2=38mm L3=55mm 求作用力、力矩和和力矩、危險截面的當量彎矩。 圓周力： 徑向力： 求垂直面的支反力： 計算垂直彎矩： .m 求水平面的支承力。 計算、繪制水平面彎矩圖。 求F在支點產生的反力 求F力產生的彎矩圖。 F在a處產生的彎矩： 求合成彎矩圖。 考慮最不利的情況，把與直接相加。 求危險截面當量彎矩。 從圖可見，m-m處截面最危險，其當量彎矩為：（取折合系數(shù)） 計算危險截面處軸的直徑。 因為材料選擇調質，查課本表得， 查課本表得許用彎曲應力，則： 考慮到鍵槽的影響，取 因為d3=55>d所以該軸是安全的。 （5）彎矩及軸的受力分析圖如下： （6）鍵的設計與校核： 因為d1=36裝聯(lián)軸器查課本表選鍵為 查課本表得 因為L1=38mm初選鍵長為20mm, 經校核 所以所選鍵為: 裝齒輪查課本表選鍵為 查課本表得 校核 第四節(jié) 軸承的設計及校核 一、概述和功能 滾動軸承是將運轉的軸與軸座之間的滑動摩擦變?yōu)闈L動摩擦，從而減少摩擦損失的一種精密的機械元件。滾動軸承一般由外圈，內圈，滾動體和保持架組成。滾動軸承一般由內圈、外圈、滾動體和保持架四部分組成，內圈的作用是與軸相配合并與軸一起旋轉；外圈作用是與軸承座相配合，起支撐作用；滾動體是借助于保持架均勻的將滾動體分布在內圈和外圈之間，其形狀大小和數(shù)量直接影響著滾動軸承的使用性能和壽命；保持架能使?jié)L動體均勻分布，防止?jié)L動體脫落，引導滾動體旋轉起潤滑作用。 將運轉的軸與軸座之間的滑動摩擦變?yōu)闈L動摩擦，從而減少摩擦損失的一種精密的機械元件，叫滾動軸承。滾動軸承一般由外圈，內圈，滾動體和保持架組成。其中內圈的作用是與軸相配合并與軸一起旋轉，外圈作用是與軸承座相配合，起支撐作用，滾動體是借助于保持架均勻的將滾動體分布在內圈和外圈之間，其形狀大小和數(shù)量直接影響著滾動軸承的使用性能和壽命，保持架能使?jié)L動體均勻分布，防止?jié)L動體脫落，引導滾動體旋轉起潤滑作用。 　　滾動軸承使用維護方便，工作可靠，起動性能好，在中等速度下承載能力較高。與滑動軸承比較，滾動軸承的徑向尺寸較大，減振能力較差，高速時壽命低，聲響較大。滾動軸承中的向心軸承（主要承受徑向力）通常由內圈、外圈、滾動體和滾動體保持架4部分組成。內圈緊套在軸頸上并與軸一起旋轉，外圈裝在軸承座孔中。在內圈的外周和外圈的內周上均制有滾道。當內外圈相對轉動時，滾動體即在內外圈的滾道上滾動，它們由保持架隔開，避免相互摩擦。推力軸承分緊圈和活圈兩部分。緊圈與軸套緊，活圈