本 科 畢 業(yè) 設 計 (論 文)花生播種機-變速系統(tǒng)的設計Design of Peanut Seeding Machine Speed Changing System學 院 ： （楷體_GB2312 四號，下同）機械工程學院 專 業(yè) 班 級 ：機械設計制造及其自動化 機械 041 學 生 姓 名 ：海州書院 學 號：080811116 指 導 教 師 ： 歐陽淮海（職稱） 年 月畢業(yè)設計（論文）中文摘要畢業(yè)設計（論文）題目摘 要：在論文中，首先，對花生播種機-變速系統(tǒng)的設計作了簡單的介紹，接著，闡述了花生播種機-變速系統(tǒng)的設計的設計原理和理論計算。然后按照設計準則和設計理論設計了花生播種機-變速系統(tǒng)的設計變速器變速系統(tǒng)。接著對變速器變速系統(tǒng)的部件組成進行了尺寸計算和校核。該設計代表了花生播種機-變速系統(tǒng)的設計設計的一般過程。對其他的花生播種機-變速系統(tǒng)的設計的設計工作也有一定的價值。本論文研究內(nèi)容摘要：(1) 花生播種機-變速系統(tǒng)的設計總體結(jié)構設計。(2) 花生播種機-變速系統(tǒng)的設計工作性能分析。(3)柴油機的選擇。(4)對花生播種機-變速系統(tǒng)的設計的傳動系統(tǒng)、執(zhí)行部件及機架設計。(5)對設計零件進行設計計算分析和校核。(6)運用計算機輔助設計，對設計的零件進行建模。(7)繪制整機裝配圖及重要部件裝配圖和設計零件的零件圖。關鍵詞：花生播種機-變速系統(tǒng)的設計變速系統(tǒng)；結(jié)構設計；建模, 滾動軸承畢業(yè)設計（論文）外文摘要Design of Peanut Seeding Machine Speed Changing SystemAbstract: In the paper, firstly, the design of the peanut seeding machine speed change system is introduced briefly. Then, the design principle and the theoretical calculation of the peanut seeding machine speed change system are introduced. According to the design principle and the design theory, the design of the transmission system of the peanut sowing machine and the variable speed system is designed. Then, the size calculation and check of the components of the transmission system are carried out. This design represents the general process of the design and design of the peanut seeding machine speed changing system. It also has certain value to the design of other peanut sowing machine speed change system.Summary of the research content of this paper:(1) the design of the overall structure of the peanut sowing machine speed changing system.(2) Design and performance analysis of peanut seeding machine speed changing system.(3) the choice of diesel engine.(4) the design of the transmission system, the executive component and the frame design of the peanut sowing machine - speed changing system.(5) the design of the parts to design calculation and check.(6) the use of computer aided design, the design of parts modeling.(7) drawing the assembly drawing of the whole machine and the assembly drawing of the important parts and the parts drawing of the design parts.Keywords: peanut sowing machine, variable speed system, design speed change system, structure design, modeling, rolling bearing目 錄第 1 章 緒 論11.1 花生播種機的簡要介紹11.2 本設計的研究背景和意義11.3 國內(nèi)外發(fā)展概況21.4 花生播種機-變速系統(tǒng)概況 .4第 2 章 總體方案設計72.1 傳動方案72.2 確定傳動比82.3 傳動比分配.9第 3 章 帶傳動設計103.1 帶傳動設計103.2 選擇帶型113.3 確定帶輪的基準直徑并驗證帶速113.4 確定中心距離、帶的基準長度并驗算小輪包角123.5 確定帶的根數(shù) z.133.6 確定帶輪的結(jié)構和尺寸133.7 確定帶的張緊裝置13第 4 章 變速箱傳動零件的設計計算164.1 變速箱傳動方案.164.2 軸 I 上的一對齒輪的計算 .164.3 齒輪的校核.194.4 軸的校核.204.5 軸承的選擇.214.6 軸承的校核.224.7 傳動軸 II 各主要零件的設計 224.8 傳動軸 III 各主要零件的設計 .254.9 傳動軸 IV 各主要零件的設計 284.10 傳動軸 V 各主要零件的設計 314.11 傳動軸 VI 各主要零件的設計 334.12 鍵的校核.384.13 潤滑與密封384.14 聯(lián)軸器的選擇和計算39總論40參考文獻42致 謝43淮海工學院二〇一六屆本科畢業(yè)設計（論文） 第 1 頁 共 50 頁第 1 章 緒 論1.1 花生播種機的簡要介紹近年來，隨著世界經(jīng)濟的飛速發(fā)展，人民不斷地提高生活水平,人們越來越注重生活的質(zhì)量和身體的健康，開始大量的食用植物油。從而導致了國內(nèi)油料供給不足，對國際油料市場的依賴性也日益增強。伴隨著人民生活水平和城市化率的不斷提高, 對油料作物的消費需求必然會進一步釋放。所以，大力發(fā)展和種植油料作物來提高食用油自給量就顯得尤為重要。其中，花生是最主要的油料作物。它出油率高，對土壤土質(zhì)要求低，適合沙土地種植，經(jīng)濟效益好。因此,大力發(fā)展花生生產(chǎn)對于穩(wěn)定中國油料產(chǎn)業(yè)具有十分重要的戰(zhàn)略意義。在農(nóng)業(yè)發(fā)揮中，播種機是一個非常關鍵的環(huán)節(jié)。因為農(nóng)業(yè)本身的特殊性，在每年春季的播種期內(nèi)必須完成播種，并需要同時完成播種和施肥，還要使種子能夠良好的生長和發(fā)育。因此，播種機的質(zhì)量好與壞，將直接影響農(nóng)作物的出苗率和生長情況，從而直接影響農(nóng)作物的產(chǎn)量。本次設計的課題為手推式花生播種機，它不但滿足以上要求，還可以進行精密播種，使種子在田地里合理分布，株距均勻，排鐘量相等，播種溝深一致。同時，播種機在保證農(nóng)作物產(chǎn)量的前提下大大的提高了工作效率，節(jié)省了大量的人力物力。1.2 本設計的研究背景和意義1.2.1 本設計的研究背景雖然我國是一個農(nóng)業(yè)大國，但是我國的農(nóng)業(yè)機械技術還是處于比較落后的階段。從上世紀八十年代末開始，我國就開始研發(fā)和生產(chǎn)播種機。但由于種子的質(zhì)量，耕地的條件，機械制造生產(chǎn)水平和機械價格等多種因素的制約，我國當時主要研發(fā)、生產(chǎn)和推廣的是半精密播種機。九十年代中期以來，為了滿足農(nóng)業(yè)作業(yè)的更高需求，我國大力研發(fā)和生產(chǎn)精密播種機。當時，受到國情、農(nóng)民的認知程度以及播種的作物種類等原因的限制，我國主要研發(fā)和生產(chǎn)的都是主要種植作物的播種機，如玉米播種機。高粱播種機等。只有到了兩千年以后，人們才研發(fā)和生產(chǎn)花生播種機。原始的花生種植方法是人工開溝，人工播種，人工施肥，人工覆土等一些列播種程序。不僅效率低、勞動強度大、而且播種質(zhì)量不易控制，造成花生產(chǎn)量低，人工成本高，總體效益過低雖有部分地區(qū)采用簡單機械進行播種，但易出現(xiàn)漏播現(xiàn)象，造成缺苗、斷壟，影響產(chǎn)量及效益。又由于春耕的時間有限，這樣就限制了花生的大面積種植。在這樣的社會背景下，我國開始研發(fā)和生產(chǎn)花生播種機。起初，為了滿足大面積的花生種植，提高工作效率。我國主要研發(fā)和生產(chǎn)的都是有由大型、中型機械提供動力的大型、中型的花生播種機。該播種機由相應的農(nóng)業(yè)機械提供動力，可以多行播種，播種速度快，效率高，大大的滿足了人們種植花生的需求。近年來，隨著人們環(huán)淮海工學院二〇一六屆本科畢業(yè)設計（論文） 第 2 頁 共 50 頁保、安全和健康意識的增強，人們都想吃到自己親自種植的花生。因為是自家需要，并不需要大面積的種植，大費周折。人們只想在一些小范圍或閑暇的地方種植一些花生，只要滿足自家的需要即可。因此，人們就會利用一下地邊、地角、山坡、懸崖邊等一些小的地方。進行花生種植。但是這些地方不能使用大型、中型花生播種機。但為了滿足機器播種的要求，提高工作效率，節(jié)省人力物力，我研究和設計了手推式花生播種機。1.2.2 本設計的研究意義手推式花生播種機的研究與設計，主要就是針對小范圍的地方，不適合大型、中型播種機工作的耕地。手推式花生播種機由傳動機構、排鐘排肥機構，地輪、壓土輪，開溝器、種箱肥箱、整體支架等其他一些輔助機構組成。它可以同時播種和施肥，可以根據(jù)要求改變播種距離和播種深度。它的傳動機構是由鏈輪、鏈條、地輪、軸、排鐘排肥機構組成。首先，由人提供動力，推動播種機向前工作，地輪向前滾動，地輪滾動帶動地輪結(jié)構中間的鏈輪轉(zhuǎn)動，然后由鏈條傳遞動力，帶動排鐘排肥機構的鏈輪進行轉(zhuǎn)動，促使后面的兩個從動軸轉(zhuǎn)動，通過軸的轉(zhuǎn)動帶動排種器和排肥器轉(zhuǎn)動。使種子和肥料落入下面的箱體內(nèi)，再由輸送管把種子和肥料播撒在開溝器開出的土溝內(nèi)，然后覆土器把開溝器開出的濕土回填，隨著花生播種機的前進，壓土輪跟上對種溝進行碾壓。這樣，播種機就完成了這個播種工作。與傳統(tǒng)的播種模式相比，手推式花生播種機可以進行精密播種，實現(xiàn)單粒精播，不但節(jié)約了大量的種子，還不需要進行二次間苗，節(jié)省了大量的人力物力還可以根據(jù)種植、耕地地形的要求，進行相應的調(diào)節(jié)，可以改變播種的株距，播種的深度，給種子提供良好的生長條件它在工作時，由一個人提供動力就可以，不需要太多的人。手推式花生播種機結(jié)構簡單，操作維修方便，可以自由調(diào)節(jié)扶手高度，適合各種人群使用，同時它質(zhì)量輕便，易搬運，適應多種地形。尤其像我國南方如云南、貴州等多山地區(qū)。而且，我國南方的大多省份多高山，可用的耕地面積很少，大部分耕地都分布在山坡或山頂上。并且土質(zhì)貧瘠，非常適合花生的種植。手推式花生播種機的出現(xiàn)和投入使用，大大的提高了工作效率，節(jié)省了大量的人力物力，更加滿足了人們的生活需求。1.3 國內(nèi)外發(fā)展概況在當前的國際形勢下，農(nóng)業(yè)的發(fā)展正向著機械化、自動化的方向發(fā)展，農(nóng)業(yè)的國際化已經(jīng)是一個基本趨勢。隨著經(jīng)濟的發(fā)展，機械技術的不斷提升，農(nóng)業(yè)機械技術也得到了很大的提升和改變，改變了傳統(tǒng)的農(nóng)業(yè)作業(yè)模式，使農(nóng)業(yè)作業(yè)得到了進步和升級?；春９W院二〇一六屆本科畢業(yè)設計（論文） 第 3 頁 共 50 頁1.3.1 國內(nèi)發(fā)展概況我國人口是全世界的四分之一，并且我國有九億左右的農(nóng)民，是一個名副其實的農(nóng)業(yè)大國，我國農(nóng)業(yè)的穩(wěn)定發(fā)展對我國的國家政治穩(wěn)定非常重要，對人民的安居樂業(yè)影響也是很大。自從我國加入 WTO 以來，對農(nóng)業(yè)的發(fā)展也是越來越重視，政府不斷頒布和下發(fā)和農(nóng)業(yè)相關的各種條款和政策，因此，農(nóng)業(yè)所面臨的挑戰(zhàn)與機遇也是非常巨大的.目前，我國的農(nóng)業(yè)機械技術相比于其他一些發(fā)到國家還是比較落后的。伴隨著改革開放的步伐和我國科學技術的不斷發(fā)展與進步，在農(nóng)業(yè)機械方面我國已經(jīng)有了很大的發(fā)展，上升了一個新的層面。世界上一些發(fā)達國家，在很早很早以前就開始研究農(nóng)業(yè)機械，又因其技術先進，思維開闊，很多發(fā)達國家都已經(jīng)實現(xiàn)農(nóng)業(yè)自動化。而我國的機械技術就原本落后于一些發(fā)達國家，對農(nóng)業(yè)機械技術的研究和涉入也晚于其他國家，所以我國的多數(shù)地區(qū)的農(nóng)業(yè)作業(yè)還是半機械化或是人工的模式，因此在農(nóng)業(yè)機械方面，我國和西方發(fā)達國家相比還是非常落后的。所以說，發(fā)展農(nóng)業(yè)機械，對我國目前來說還是非常重要的。目前，我國的傳統(tǒng)播種形式仍然是以條播為主，它是由小型農(nóng)業(yè)機械拖拉機提供動力，牽引播種機前進，實現(xiàn)農(nóng)作物的條播作業(yè)。現(xiàn)在全國有幾百家播種機生產(chǎn)企業(yè)，其中很大一部分企業(yè)還是主要生產(chǎn)由小型拖拉機提供動力牽引的小型播種機。只有十家播種機生產(chǎn)企業(yè)研發(fā)和生產(chǎn)由大型或中型拖拉機提供動力牽引的大型播種機。近幾年，聯(lián)合作業(yè)播種機在我國市場上發(fā)展也是很快的，它主要的種類有播種施肥聯(lián)合作業(yè)機，耕作播種聯(lián)合作業(yè)機，松土施肥覆膜穴播聯(lián)合作業(yè)機和施水播種聯(lián)合作業(yè)機等。雖然我國的農(nóng)業(yè)機械發(fā)展技術已經(jīng)有一段很長的歷史，但是我國的主要研究還是自動化半精密播種機，隨著農(nóng)業(yè)機械的發(fā)展，全自動精密播種機的發(fā)展將會是農(nóng)業(yè)作業(yè)的發(fā)展主題。我國已經(jīng)開始了精密播種機的研發(fā)和生產(chǎn)，并且取得了一定的效果。為了增加農(nóng)民收入，黨中央頒布和下發(fā)了一系列相關的政策，并進行落地實施。隨著黨中央對農(nóng)業(yè)發(fā)展的力度加大，精密播種機的研發(fā)和生產(chǎn)得到了飛速發(fā)展。不斷提升精密播種技術，針對不同的農(nóng)作物，機械農(nóng)業(yè)專家通過試驗或是理論數(shù)據(jù)的推理，根據(jù)種子的物理特性設計了不同的播種、排種方式。大大的提高了播種機的工作通用性和適用性。1.3.2 國外發(fā)展概況國外農(nóng)業(yè)機械作業(yè)的水平和特點，其中主要以歐美國家為代表的經(jīng)濟發(fā)到的國家，這些國家的農(nóng)業(yè)機械作業(yè)的技術已經(jīng)是非常的先進并且足有一定的典型性。近年來，國外很多發(fā)達的在不斷地改進和發(fā)展播種機。一，不斷改變和更新播種機的工作原理，對播種機的整體結(jié)構進行完善。二，提高機械技術，保證播種機工作性能良好。三，注重并提高播種機具的使用通用性和適應性。例如可以通過改變排鐘器的種類來滿足不同農(nóng)作物的播種需求，可以通過傳動淮海工學院二〇一六屆本科畢業(yè)設計（論文） 第 4 頁 共 50 頁機構的變速調(diào)節(jié)，調(diào)節(jié)播種株距。為了適應的地形、不同的土壤結(jié)構，配備了相應的開溝器和壓土輪?？梢酝ㄟ^改變種箱和肥箱的大小及其變速結(jié)構，調(diào)節(jié)播種量和施肥量。設計和生產(chǎn)不同系類型號的播種機，來滿足不同型號的拖拉機的使用。為了提高工作效率，提高播種機的作業(yè)速度或是增大播種機的工作幅寬。目前在國外，精密播種機的技術已經(jīng)是非常的成熟，在精密播種機上不但配備了聯(lián)合播種和施肥機構，還配備了一些輔助裝置，如撒農(nóng)藥裝置、整地裝置等等。并且其排種排肥裝置都更換了新的工作原理。目前，世界上的播種機機型各種各樣，市場上有可供選擇的機型也很多。其中，國外的播種機在向大型、高效、電子控制機械的方向發(fā)展。其播種機主要工作方式為氣力式氣吹、氣吸，該播種機工作幅度很寬，工作速度很快，農(nóng)業(yè)作業(yè)效率非常高。1.4 花生播種機-變速系統(tǒng)概況1.國外變速系統(tǒng)現(xiàn)狀變速系統(tǒng)在各行各業(yè)中十分廣泛地使用著，是一種不可缺少的機械傳動裝置。當前變速系統(tǒng)普遍存在著體積大、重量大，或者傳動比大而機械效率過低的問題。國外的變速系統(tǒng)，以德國、丹麥和日本處于領先地位，特別在材料和制造工藝方面占據(jù)優(yōu)勢，變速系統(tǒng)工作可靠性好，使用壽命長。但其傳動形式仍以定軸齒輪傳動為主，體積和重量問題，也未解決好。日本住友重工研制的FA 型高精度變速系統(tǒng)，美國 Alan-Newton 公司研制的 X-Y 式變速系統(tǒng)，在傳動原理和結(jié)構上與此類似或相近，都為目前先進的齒輪變速系統(tǒng)。除了不斷改進材料品質(zhì)、提高工藝水平外，還在傳動原理和傳動結(jié)構上深入探討和創(chuàng)新，平動齒輪傳動原理的出現(xiàn)就是一例，變速系統(tǒng)與柴油機的連體結(jié)構，也是大力開拓的形式，并已生產(chǎn)多種結(jié)構形式和多種功率型號的產(chǎn)品。目前，超小型的變速系統(tǒng)的研究成果尚不明顯。在醫(yī)療、生物工程、機器人等領域中，微型發(fā)動機已基本研制成功，美國和荷蘭近期研制的分子發(fā)動機的尺寸在納米級范圍，如能輔以納米級的變速系統(tǒng)，則應用前景遠大。2.國內(nèi)變速系統(tǒng)現(xiàn)狀國內(nèi)的變速系統(tǒng)多以齒輪傳動、蝸桿傳動為主，但普遍存在著功率與重量比小，或者傳動比大而機械效率過低的問題。另外，材料品質(zhì)和工藝水平上還有許多弱點，特別是大型的變速系統(tǒng)問題更突出，使用壽命不長。國內(nèi)使用的大型變速系統(tǒng)（500kw 以上） ，多從國外（如丹麥、德國等）進口，花去不少的外匯。60年代開始生產(chǎn)的少齒差傳動、擺線針輪傳動、諧波傳動等變速系統(tǒng)具有傳動比大，體積小、機械效率高等優(yōu)點。但受其傳動的理論的限制，不能傳遞過大的功率，功率一般都要小于40kw。由于在傳動的理論上、工藝水平和材料品質(zhì)方面沒有突破，因此，沒能從根本上解決傳遞功率大、傳動比大、體積小、重量輕、機械效率高等這些基本要求。90年代初期，國內(nèi)出現(xiàn)的三環(huán)（齒淮海工學院二〇一六屆本科畢業(yè)設計（論文） 第 5 頁 共 50 頁輪）變速系統(tǒng)，是一種外平動齒輪傳動的變速系統(tǒng)，它可實現(xiàn)較大的傳動比，傳遞載荷的能力也大。它的體積和重量都比定軸齒輪變速系統(tǒng)輕，結(jié)構簡單，效率亦高。由于該變速系統(tǒng)的三軸平行結(jié)構，故使功率/體積（或重量）比值仍小。且其輸入軸與輸出軸不在同一軸線上，這在使用上有許多不便。北京理工大學研制成功的“內(nèi)平動齒輪變速系統(tǒng)”不僅具有三環(huán)變速系統(tǒng)的優(yōu)點外，還有著大的功率/重量（或體積）比值，以及輸入軸和輸出軸在同一軸線上的優(yōu)點，處于國內(nèi)領先地位。國內(nèi)有少數(shù)高等學校和廠礦企業(yè)對平動齒輪傳動中的某些原理做些研究工作，發(fā)表過一些研究論文，在利用擺線齒輪作平動變速系統(tǒng)開展了一些工作。圖 1-13.變速系統(tǒng)的作用變速系統(tǒng)在原動機和工作機之間起匹配轉(zhuǎn)速和傳遞轉(zhuǎn)矩的作用，在現(xiàn)代機械中應用極為廣泛。變速系統(tǒng)按用途可分為通用變速系統(tǒng)和專用變速系統(tǒng)兩大類，二者的設計、制造和使用特點各不相同。70～80 年代，世界變速系統(tǒng)技術有了很大發(fā)展。通用變速系統(tǒng)體現(xiàn)以下發(fā)展趨勢：（1）高水平、高性能。（2）積木式組合設計?；緟?shù)采取優(yōu)先數(shù)，尺寸規(guī)格整齊、零件通用性和互換性強、系列容易擴充和花樣翻新，利于組織批量生產(chǎn)和降低成本。（3）形式多樣化、變型設計多。擺脫了傳統(tǒng)的單一底座安裝方式，增添了空心軸懸掛式、浮動支承底座、柴油機與減速機一體式聯(lián)接，多方位安裝面等不同型式，擴大使用范圍。促進變速系統(tǒng)水平提高的主要因素有：淮海工學院二〇一六屆本科畢業(yè)設計（論文） 第 6 頁 共 50 頁（1）硬齒面技術的發(fā)展和完善，如大型磨齒技術、滲碳淬火工藝、齒輪強度計算方法、修形技術、變形及三、優(yōu)化設計方法、齒根強化及其元化過渡、新結(jié)構等。（2）用好的材料，普遍采用各種優(yōu)質(zhì)合金鋼鍛件，材料和熱處理質(zhì)量控制水平高。（3）結(jié)構設計更合理。（4）加工精度提高到 ISO5-6 級。（5）軸承質(zhì)量和壽命提高。（6）潤滑油質(zhì)量提高。齒輪變速系統(tǒng)的特點齒輪傳動是機械傳動中重要的傳動之一，形式很多，應用廣泛，傳遞的功率可達近十萬千瓦，圓周速率可達 200m/s。齒輪傳動的特點主要有：1 效率高 在常用的機械傳動中，以齒輪傳動效率最高。如一級圓柱齒輪傳動的效率可達 99℅。2 結(jié)構緊湊 在同樣的使用條件下，齒輪傳動所需的空間尺寸一般比較小。3 工作可靠，壽命長 設計制造正確合理，使用維護良好的齒輪傳動，工作可靠，壽命可長達一，二十年，這也是其它機械傳動所不能比擬的。4 傳動比穩(wěn)定 傳動比穩(wěn)定是對傳動性能的基本要求。齒輪傳動能廣泛應用，也是因為具有這一特點。但是齒輪傳動的制造及安裝精度要求高，價格昂貴，且不宜用于傳動距離過大的場合?；春９W院二〇一六屆本科畢業(yè)設計（論文） 第 7 頁 共 50 頁第 2 章 總體方案設計2.1 傳動方案機器一般由原動機、傳動機、工作機組成。傳動裝置在原動機和工作機之間傳遞運動和動力，并籍以改變運動的形式、速度大小和轉(zhuǎn)矩大小。傳動裝置一般包括傳動件（齒輪傳動、帶傳動、鏈傳動等）和支承件（軸、軸承和機體等）兩部分。它的重量和成本在機器中占很大的比例，其性能和質(zhì)量對機器的工作影響也很大。因此合理設計傳動方案具有重要意義。圖 2-1 傳動方案首先通過柴油機進行動力輸出，然后通過帶傳動帶動變速器，變速器通過聯(lián)軸器進行變速系統(tǒng)輸出軸本次設計為設計不變（或變化很?。┫麻L期連續(xù)運行的機械，只有所選柴油機的額功率 Ped 等于或稍大于所需的柴油機工作功率 Pd,即 Ped ≥P d ，柴油機在工作時就不會過熱，通常就不必校驗發(fā)熱和啟動力矩。柴油機傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算公式引自【1】第 12~20 頁柴油機所需工作功率按式（1）為kwwdP??由式 淮海工學院二〇一六屆本科畢業(yè)設計（論文） 第 8 頁 共 50 頁= kwwP10Fv因此 ad??設： ——為聯(lián)軸器的效率。 =0.99（ 有 1 個）1?聯(lián) 軸 器——對滾動軸承效率。 =0.99（ 有 7 對）2 軸 承——為 7 級齒輪傳動的效率。 =0.98（ 有 4 對）3 ?齒 輪——滾筒效率。 =0.96（ 有 2 對）4?滾 筒——帶傳動效率。 =0.96（ 有 1 對）5估算傳動系統(tǒng)的總效率： 75212345η=×η0.76?工作機所需的柴油機功率為：./4.380076dFvPKW???其中假設 F=5t=50000N 工作速度 4.0m/min 或者 8.0m/min（要實現(xiàn)二級變速）2.2 確定傳動比變速系統(tǒng)輸出軸工作轉(zhuǎn)速為： 當變速系統(tǒng)輸出軸的最終轉(zhuǎn)速為 4.0m/min 時，1606014.0/6.25/min3.vn rDm??????當變速系統(tǒng)輸出軸的最終轉(zhuǎn)速為 8.0m/min 時，28././i.140v r?淮海工學院二〇一六屆本科畢業(yè)設計（論文） 第 9 頁 共 50 頁http://www.114pifa.com/p404/1562836.html2.3 傳動比分配(1)總傳動比12601.74.5mani?23.8.ai(2)分配傳動裝置傳動比：取帶傳動的減速比為 i1=3設定變速系統(tǒng)的傳動比為： i7=2那么分配到變速箱的傳動比為 i=611.76/(2X3)=101.96當變速箱輸出的速度為 8m/min，變速箱的傳動 i=4.08X5X5 當變速箱輸出的速度為 16m/min，變速箱的傳動 i=4.08X5X2.5采用最后一級進行換擋變速器淮海工學院二〇一六屆本科畢業(yè)設計（論文） 第 10 頁 共 50 頁第 3 章 帶傳動設計3.1 帶傳動設計輸出功率 P=4.85kW,轉(zhuǎn)速 n1=2600r/min,i=3edAdPK?表 3-1 工作情況系數(shù) AK原動機ⅰ類 ⅱ類一天工作時間/h工作機 10?10~1616?0?10~1616?載荷平穩(wěn)液體攪拌機；離心式水泵；通風機和鼓風機（） ；7.5kW?離心式壓縮機；輕型運輸機1.0 1.1 1.2 1.1 1.2 1.3載荷變動小帶式運輸機（運送砂石、谷物） ，通風機（ ） ；7.5kW?發(fā)電機；旋轉(zhuǎn)式水泵；金屬切削機床；剪床；壓力機；印刷機；振動篩1.1 1.2 1.3 1.2 1.3 1.4載荷變動較大螺旋式運輸機；斗式上料機；往復式水泵和壓1.2 1.3 1.4 1.4 11 1.6淮海工學院二〇一六屆本科畢業(yè)設計（論文） 第 11 頁 共 50 頁縮機；鍛錘；磨粉機；鋸木機和木工機械；紡織機械載荷變動很大破碎機（旋轉(zhuǎn)式、顎式等） ；球磨機；棒磨機；起重機；挖掘機；橡膠輥壓機1.3 1.4 11 11 1.6 1.8根據(jù) V 帶的載荷平穩(wěn)，兩班工作制（16 小時） ，查 《機械設計》P 296 表 4，取 KA＝1.1。即 1.485.2kWdAedPK???3.2 選擇帶型普通 V 帶的帶型根據(jù)傳動的設計功率 Pd 和小帶輪的轉(zhuǎn)速 n1 按《機械設計》P297 圖 13－ 11 選取。圖 3-1 帶型圖根據(jù)算出的 Pd＝5.28kW 及小帶輪轉(zhuǎn)速 n1＝2600r/min，查圖得：dd=80～ 100 可知應選取 A 型 V 帶?；春９W院二〇一六屆本科畢業(yè)設計（論文） 第 12 頁 共 50 頁3.3 確定帶輪的基準直徑并驗證帶速由《機械設計》P 298 表 13－7 查得，小帶輪基準直徑為 80～100mm則取 dd1=80mmddmin.=75mm（d d1 根據(jù) P295 表 13-4 查得）表 3-2 V 帶帶輪最小基準直徑 mind槽型 Y Z A B C D Emind20 50 75 125 200 355 5002123,=804mdd??由《機械設計》P 295 表 13-4 查“V 帶輪的基準直徑” ，得 =250mm2d誤差驗算傳動比： （ 為彈性滑動率）21503.18()8(2%)di?????A ?誤差 符合要求10%5i????A②帶速 1260v=.79/6dnms??滿足 5m/s300mm，所以宜選用 E 型輪輻式帶輪?？傊л嗊x H 型孔板式結(jié)構，大帶輪選擇 E 型輪輻式結(jié)構。帶輪的材料：選用灰鑄鐵，HT200。3.7 確定帶的張緊裝置選用結(jié)構簡單，調(diào)整方便的定期調(diào)整中心距的張緊裝置。對帶輪的主要要求是質(zhì)量小且分布均勻、工藝性好、與帶接觸的工作表淮海工學院二〇一六屆本科畢業(yè)設計（論文） 第 14 頁 共 50 頁面加工精度要高，以減少帶的磨損。轉(zhuǎn)速高時要進行動平衡，對于鑄造和焊接帶輪的內(nèi)應力要小,帶輪由輪緣、腹板（輪輻）和輪轂三部分組成。帶輪的外圈環(huán)形部分稱為輪緣，輪緣是帶輪的工作部分，用以安裝傳動帶，制有梯形輪槽。由于普通 V 帶兩側(cè)面間的夾角是 40°，為了適應 V 帶在帶輪上彎曲時截面變形而使楔角減小，故規(guī)定普通 V 帶輪槽角為 32°、34°、36° 、38°（按帶的型號及帶輪直徑確定） ，輪槽尺寸見表 7-3。裝在軸上的筒形部分稱為輪轂，是帶輪與軸的聯(lián)接部分。中間部分稱為輪幅（腹板） ，用來聯(lián)接輪緣與輪轂成一整體。表 3-5 普通 V 帶輪的輪槽尺寸（摘自 GB/T13575.1-92）槽型項目 符號Y Z A B C D E基準寬度 bp 5.3 8.5 11.0 14.0 19.0 27.0 32.0基準線上槽深 hamin 1.6 2.0 2.75 3.5 4.8 8.1 9.6基準線下槽深 hfmin 4.7 7.0 8.7 10.8 14.3 19.9 23.4槽間距 e 8±0.3 12±0.3 15±0.3 19±0.4 25.5±0.5 37±0.6 44.5±0.7第一槽對稱面至端面的距離 fmin 6 7 9111 16 23 28最小輪緣厚 5 5.5 6 7.5 10 12 15帶輪寬 B B=(z-1)e+2f z—輪槽數(shù)外徑 da32° ≤60 - - - - - -34° - ≤80 ≤118 ≤190 ≤315 - -輪槽角36°對應的基準直徑 dd60 - - - -≤475 ≤600淮海工學院二〇一六屆本科畢業(yè)設計（論文） 第 15 頁 共 50 頁38° - ＞80 ＞118 ＞190 ＞315 ＞475 ＞600極限偏差 ±1 ±0.5V 帶輪按腹板（輪輻）結(jié)構的不同分為以下幾種型式：（1）實心帶輪：用于尺寸較小的帶輪(dd≤(2.5～3)d 時)，如圖 3-2a。（2）腹板帶輪：用于中小尺寸的帶輪(dd≤300mm 時)，如圖 3-2b。（3）孔板帶輪：用于尺寸較大的帶輪((dd－d)＞100mm 時)，如圖 3-2c。（4）橢圓輪輻帶輪：用于尺寸大的帶輪(dd＞500mm 時)，如圖 3-2d。（a） （b） （c） （d）圖 3-2 帶輪結(jié)構類型根據(jù)設計結(jié)果，可以得出結(jié)論：小帶輪選擇實心帶輪，如圖（a）,大帶輪選擇孔板帶輪如圖（c ）.淮海工學院二〇一六屆本科畢業(yè)設計（論文） 第 16 頁 共 50 頁第 4 章 變速箱傳動零件的設計計算4.1 變速箱傳動方案當變速箱輸出的速度為 8m/min，變速箱的傳動 i=4.08X5X5 當變速箱輸出的速度為 16m/min，變速箱的傳動 i=4.08X5X2.5采用最后一級進行換擋變速器如下圖：圖 4-1 變速箱傳動方案4.2 軸 I 上的一對齒輪的計算（1）由于的軸 I 轉(zhuǎn)速不是很高，運作時比較平穩(wěn)，所以初選軸 I 與軸 II 相嚙合的一對齒輪中，小齒輪的齒數(shù)為 20，齒輪精度為 7 級，則與其相嚙合1Z?的大齒輪齒數(shù)為 取2104.82Zi??28（a）試選載荷系數(shù) 3tK（b）計算所傳遞的扭矩 由《機械設計》得 （3.30） ，1T519.0PTn??且由以上計算可知： r/min， kw260/n?4.85P∴ (Nmm)5519.9032/PT???淮海工學院二〇一六屆本科畢業(yè)設計（論文） 第 17 頁 共 50 頁（c）查《機械設計》表 10-7，取得齒寬系數(shù) 1d??（d）查《機械設計》表 10-6，得材料的彈性影響系數(shù)1289.EaZMP（e）查《機械設計》圖 10-21d，得 , lim160Pa?lim250?（f）計算應力循環(huán)次數(shù)，參考《機械設計》式 10-13 得：??916096028354.71hNnjL?????（3.31）99124.71.3?（3.32）（g）查《機械設計》圖 10-19，取 ，10.HNK20.95HN?（h）計算接觸疲勞許用應力，取失效概率為 1%，安全系數(shù) S=1，由《機械設計》式 10-12 得：MPa ??1lim0.96540HNKS????（3.33）MPa 2li2.71HN（3.34）(2)計算小齒輪分度圓直徑 ，由《機械設計》得1td， ??21312.t Et dHKTZud????????????（3.35）代入 中較小的值??H?∴ (mm) 2531 1.08289.432. 73.59td???????????（3.36）(a)計算圓周速度 V：由《機械設計》得： 160tdnV???（3.37）代入已計算的數(shù)據(jù)得(m/s)3.147.5982.173.6860V???淮海工學院二〇一六屆本科畢業(yè)設計（論文） 第 18 頁 共 50 頁由《機械設計》得：模數(shù) 16.582.4ttdMZ??（3.39）∴ (d）計算載荷系數(shù)：根據(jù) ，齒輪精度為 7 級，由《機械設計》圖 10-8 得 動載系3.1768/Vms?數(shù) ，又直齒輪 ，由《機械設計》表 10-2 得 使用系數(shù)05vK1HFK??，由 《機械設計》表 10-4，用插值法得 7 級精度的小齒輪相對支承非.2A對稱布置時， ，由 ，及 查《機械設計》圖1.42H?0.67bh1.835HK??10-13 得 3F?故載荷系數(shù) .2.0.421.869AvHK??????(e）按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑：由《機械設計》式 10-10a 得： （3.40） ，代入已有數(shù)據(jù)得：31ttKd?(mm)31.8697.5.0241d??(f）計算模數(shù) m ：1.3.5924Z?（3.41）(3）按齒根彎曲強度設計：由《機械設計》式 10-5 得，彎曲強度設計公式為 ??132FaSdYKTmZ?????????（3.42）（a) 由《機械設計》圖 10-20c 查得彎曲強度極限 ，150FEMPa??240FEPa??（b)由《機械設計》圖 10-18,取彎曲疲勞壽命系數(shù) ，10.85FNK?20.8FNK?（c)計算彎曲疲勞許用應力： 取彎曲疲勞安全系數(shù) ，由《機械設計》.4S式 10-12 得：(MPa) ??110.8530.574FNEKS????淮海工學院二〇一六屆本科畢業(yè)設計（論文） 第 19 頁 共 50 頁（3.43）(MPa) ??220.84261FNEFKS?????（3.44）（d） 計算載荷系數(shù)：.25.01.3.719AvF??????（3.45）（e） 查取齒形系數(shù)：由《機械設計》表 10-5 得齒形系數(shù) ，1.6FaY?2.5FaY（f） 查應力校正系數(shù)：由《機械設計》表 10-5 得應力校正系數(shù) ， 1.8Sa21.6Sa?（g） 計算大、小齒輪的 ，并加以比較：??FaSY???12.651.80.1379307FaSY????2.4524aSF∴ 比較得大齒輪的數(shù)據(jù)大（h) 設計計算:由彎曲強度設計公式為 （3.46） ，代入數(shù)據(jù)得：??132FaSdYKTmZ?????????，整圓成 ，查《實53221.790.80.4.934m????2m?用機床設計手冊》可知，m 得取值從 0.75 開始，每隔 0.25 都有值可選，本人選擇 為軸 I 與軸 II 相嚙合的那對齒輪的模數(shù)。?則此時按 ,大、小齒輪的齒數(shù)分別為：3基本組齒輪幾何尺寸見下表d1=3X20=60,d2=3X82=2464.3 齒輪的校核由《機械設計》得校核齒輪即滿足： ， ??FtaSKbmY??2tTd?（3.50）(1）對軸 I 上齒數(shù)為 51 的齒輪進行校核 520.8321tTFd??淮海工學院二〇一六屆本科畢業(yè)設計（論文） 第 20 頁 共 50 頁∴ 51.86920.314.968tKFbm???又由計算齒輪時的數(shù)據(jù)得： ??26.935.31.70FaSY???比較得： 故該齒輪符合要求。??FtaSbY?4.4 軸的校核對于傳動軸，除重載軸外，一般無須進行強度校核，只進行剛度驗算。軸的抗彎斷面慣性矩（ ）4m花鍵軸 4 2()6dbNDdI??????（3.51）=4 2432.8(3.)(83.)7.10m???式中 d—花鍵軸的小徑（mm） ；D—花軸的大徑（mm） ；b、N—花鍵軸鍵寬，鍵數(shù)；傳動軸上彎曲載荷的計算，一般由危險斷面上的最大扭矩求得：= （Nmm） 41950(m)nPM???扭 447.295108.391056???（3.52）式中 —該軸傳遞的最大功率（kw）;1—該軸的計算最小轉(zhuǎn)速（r/min） 。n傳動軸上的彎矩載荷有輸入扭矩齒輪和輸出扭矩齒輪的圓周力、徑向力，齒輪的圓周力4328.39102.9610ND56tMP????扭（3.53）式中 D—齒輪節(jié)圓直徑（mm）,D=mZ。齒輪的徑向力 ：rP()/cos()rtPgN??????（3.52）式中 α—為齒輪的嚙合角，α＝20o；ρ—齒面摩擦角， ；5.72??β—齒輪的螺旋角；β＝0淮海工學院二〇一六屆本科畢業(yè)設計（論文） 第 21 頁 共 50 頁(N) 30.51.4980rtP???（3.53）花鍵軸鍵側(cè)擠壓應力的驗算花鍵鍵側(cè)工作表面的擠壓應力為：(MPa) max28,()njy jyMDdlNK?????????（3.54）式中 —花鍵傳遞的最大轉(zhuǎn)矩（ ） ；maxn Nm?D、d—花鍵軸的大徑和小徑（mm ） ；L—花鍵工作長度；N—花鍵鍵數(shù)；K—載荷分布不均勻系數(shù)，K=0.7～0.8；(MPa)4228.3910.6220()57jy jyMPa????????????故此花鍵軸校核合格4.5 軸承的選擇根據(jù)軸承中摩擦性質(zhì)的不同，可把軸承分為滑動摩擦軸承（簡稱滑動軸承）和滾動摩擦軸承（簡稱滾動軸承）兩大類。滾動軸承由于摩擦系數(shù)小，起動阻力小，而且它已標準化，選用、潤滑、維護都很方便，因此在一般機器中應用較廣。滾動軸承是現(xiàn)代機器中廣泛應用的部件之一，它是依靠主要元件間的滾動接觸來支承轉(zhuǎn)動零件的。滾動軸承絕大多數(shù)已經(jīng)標準化，并由專業(yè)工廠大量生產(chǎn)制造及供應各種常用規(guī)格的軸承。滾動軸承具有摩擦阻力小，功率消耗少，起動容易等優(yōu)點。滾動軸承由：內(nèi)圈、外圈、滾動體、保持架等四部分組成，內(nèi)圈用來和軸頸裝配，外圈用來和軸承座孔裝配。通常是內(nèi)圈隨軸頸回轉(zhuǎn)，外圈固定，但也可用于外圈回轉(zhuǎn)而內(nèi)圈不動，或是內(nèi)、外圈同時回轉(zhuǎn)的場合。當內(nèi)、外圈相對轉(zhuǎn)動時，滾動體即在內(nèi)、外圈的滾道間滾動。軸承內(nèi)、外圈上的滾道有限制滾動體沿軸向位移的作用。選擇軸承類型時應考慮以下的因素：(1）軸承所受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)。對于純軸向載荷，一般用推力軸承。較小的純軸向載荷可選用推力球軸承；較大的純軸向載荷可選用推力球軸承。對于純徑向載荷，一般選用深溝球軸承、圓柱滾子軸承或滾針軸承。當軸承在承受徑向載荷的同時，還有不打的軸向載荷時，淮海工學院二〇一六屆本科畢業(yè)設計（論文） 第 22 頁 共 50 頁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；當軸向載荷較大的時，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，分別承擔徑向和軸向載荷。(2）軸承的轉(zhuǎn)速工作轉(zhuǎn)速對軸承也有一定的要求，球軸承與滾子軸承相比較，有較高的極限轉(zhuǎn)速，故在高速時應優(yōu)先選用球軸承。高速時宜選用相同內(nèi)徑而外徑較小的軸承。外徑較大的軸承，宜用于低速重載的場合。(3）軸承的調(diào)心性能軸的中心線與軸承座的中心線不重合時，或因軸受力而彎曲或傾斜時，會造成軸承的內(nèi)、外圈軸線發(fā)生偏斜。滾子軸承對軸承的傾斜最為敏感，這類軸承在偏斜狀態(tài)下的承載能力可能低于球軸承。(4）軸承的安裝和拆卸軸承在長軸上安裝時，為便于裝拆，可用內(nèi)圈孔為 1﹕12 的圓錐孔的軸承，用以安裝在緊定襯套上。總上所述，本人選擇的軸承型號如下：軸 I 從左至右分別為深溝球軸承 61808(2 對) 61807（6 對）4.6 軸承的校核查《機械設計手冊》得滾動軸承的校核，即要滿足條件：滾動軸承的額定壽命 為工作期限（h）,對于一般機床????610hCLTnP???????????取值為 15000—20000 小時。??T式中 —額定壽命， —額定負載， —當量動載荷， ，對于10h P??壽 命 系 數(shù)球軸承 ，對于滾子軸承 。3??103??由《機械設計手冊》得 hmdnTnThmdffCC??（3.55）式中 —速度因數(shù)， —溫度因數(shù)， —壽命因數(shù)， —力矩載荷因數(shù)，nfTfhff力矩載荷較小時 ，力矩載荷較大時 ， —沖擊載荷因數(shù)1.5m?2m?df將 代入 中得：nThmdfPC10hL610hmdhnTf???????軸 I 上的深溝球軸承的校核：淮海工學院二〇一六屆本科畢業(yè)設計（論文） 第 23 頁 共 50 頁(h)36 5103.821.56.721089.504hL???????????∵ ∴ 故該軸承符合要求。??T?4.7 傳動軸 II 各主要零件的設計4.7.1 軸徑的估算參考《實用機床設計手冊》表 3.10—2 得： ，查《實用機3(10~2)cPdn?床設計手冊》表 1.1—10 得： =0.96 ， 取 V?帶 35c?由轉(zhuǎn)速圖可得： 123856i?∴ 轉(zhuǎn)速： (r/min)129.51207.8/ni?(r/min)128.69.43/i??效率： 查《實用機床設計手冊》表 1.1—10 得：??角接觸球軸承效率 =0.96 ，直齒圓柱齒輪效率 =0.981 2?功率： （kw ）2127.09.86.915P????由軸徑確定的公式可知：轉(zhuǎn)速越小軸徑越大，所以只要滿足轉(zhuǎn)速小的地方的軸徑要求，整個軸都可以滿足要求?！?(mm) 取 （mm）2332 6.510520.3697dn????min2d?4.7.2 齒輪的校核由《機械設計》得校核齒輪即滿足： ，??FtaSKbmY??tTd?對軸 II 上齒數(shù)為 24 的齒輪進行校核 426.75108tTFd??∴ 1.8962tKbm?又由計算齒輪時的數(shù)據(jù)得： ??3057.1528FaSY???淮海工學院二〇一六屆本科畢業(yè)設計（論文） 第 24 頁 共 50 頁比較得： 故該齒輪符合要求。??FtaSKbmY??4.7.3 傳動軸的校核對于傳動軸，除重載軸外，一般無須進行強度校核，只進行剛度驗算。軸的抗彎斷面慣性矩（ ）4花鍵軸 42()6dbNDdI??????=243283(6).53104m????式中 d—花鍵軸的小徑（mm） ；D—花軸的大徑（mm） ；b、N—花鍵軸鍵寬，鍵數(shù)；傳動軸上彎曲載荷的計算，一般由危險斷面上的最大扭矩求得：= (Nmm)429510nPM??扭 446.915950.807???式中 N—該軸傳遞的最大功率（kw）;—該軸的最小轉(zhuǎn)速（ r/min） 。jn傳動軸上的彎矩載荷有輸入扭矩齒輪和輸出扭矩齒輪的圓周力、徑向力，齒輪的圓周力 ：tP??4326.8102.710ND5tM????扭式中 D—齒輪節(jié)圓直徑（mm）,D=mZ。齒輪的徑向力 ：rP(N)()/cos9rtPg?????式中 α—為齒輪的嚙合角；ρ—齒面摩擦角；β—齒輪的螺旋角；=20mm，故校核符合要求。22()0.1[MTdm?????花鍵軸鍵側(cè)擠壓應力的驗算花鍵鍵側(cè)工作表面的擠壓應力為： max28()njy jyDdlNK?????????式中 —花鍵傳遞的最大轉(zhuǎn)矩（ ） ；axnMNm?