草坪根莖采集收獲機傳動箱設計-減速器機構含21張CAD圖帶開題,草坪,根莖,采集,收集,收獲,收成,傳動,設計,減速器,機構,21,cad,開題 XX設計（XX） 題 目 草坪根莖采集收獲機傳動箱設計 XX 學院 XXXX專業(yè) 學生姓名 XX 學號 XX 指導教師 XX 職稱 XX 指導教師工作單位 XX 起訖日期 20XX.2.20-20XX.6.8 摘 要 本說明書主要介紹了草坪根莖采集收獲機動力傳動箱的設計，要求滿足工作機得性能要求，適應工作條件，工作可靠，傳動裝置的結構簡單、尺寸緊湊、成本低廉、傳動效率高和使用維護方便。包括方案選擇：傳動零件的設計，其中有包括了帶傳動，鏈傳動，齒輪傳動，帶輪，鏈輪，齒輪的設計及校核；軸的設計計算及校核；軸承的選擇和計算；鍵連接的選擇和校核；箱體的設計（主要結構尺寸的設計計算及說明）；潤滑和密封。 關鍵詞：傳動箱；齒輪；齒輪軸；軸；軸承；鍵 Abstract The main content of this instruction is explains the design of transmission, which is used in machine of the lawn rootstock gather and harvest. It is required to content the performance demands upon the working parts, adapt to the working condition and work credible. The transmission has a simple structure, compact size, low cost, high efficiency and convenient to used and maintenance. In this instruction, it includes selecting plans, designing the elements such as belt drive, chain drive, gear drive, blet wheel, chain wheel and gear, designing and verifying the gears, the shafts, the bearings, the keys and the box (the main sizes of structure), lubricating and sealing. Key words:transmission;gears;shafts;bears;keys 目 錄 第一章 緒論 1 1.1 課題依據(jù) 1 1.2 方案比較 2 第二章 總傳動設計 4 2.1各級傳動比的確定 4 2.2各根軸的功率，轉速計轉矩 4 2.2.1軸I的功率，轉速及轉矩 5 2.2.2軸II的功率，轉速及轉矩 5 2.2.3軸III的功率，轉速及轉矩 5 2.2.4軸IV的功率，轉速及轉矩 5 第三章 各零部件設計 6 3.1帶傳動的設計計算 6 3.1.1輸入軸帶輪 6 3.1.2輸出軸帶輪 7 3.2鏈傳動設計計算 8 3.3齒輪傳動設計計算 9 3.3.1齒輪1和齒輪2的傳動計算 9 3.3.2齒輪3和齒輪5的傳動計算 12 3.3.3齒輪4和齒輪6的傳動計算 16 3.3.4齒輪7和齒輪8的傳動計算 16 3.4軸的設計計算及校核 19 3.4.1第二根軸的設計計算 19 3.4.2第一根軸的設計計算 22 3.4.3第三根軸的設計計算 25 3.4.4第四根軸的設計計算 27 3.5鍵聯(lián)接的選擇和校核 29 3.5.1軸一上的鍵 29 3.5.2軸二上的鍵 30 3.5.3軸三上的鍵 30 3.5.4軸四上的鍵 31 3.6箱體的設計 31 3.7減速器的潤滑 31 結束語 32 致 謝 33 參考文獻 34 第一章 緒論 1.1 課題依據(jù) 草坪作為園林綠化的基礎組成部分，得以空前發(fā)展，但由于歷史原因和科技水平的限制，我國草坪業(yè)的發(fā)展始終停留在低水平，低層次上。再加上目前我國生產(chǎn)草坪的草種幾乎依賴進口，進口草種的價格偏高，且進口的渠道有限，這些因素都極大地制約了我國草坪業(yè)良好的發(fā)展。 另外，我過目前生產(chǎn)商品草皮絕大部分直接種植在田間地頭，每售一茬需要帶走約2cm的表土，對地力破壞嚴重，運輸成本高，且鏟草皮工藝落后（目前主要依賴人工鏟運），造成商品草皮厚度不均，鋪植后高低不平，這些因素也從一方面制約了草坪業(yè)的發(fā)展。目前國內(nèi)雖然也出現(xiàn)了一些較為先進的商品草皮的生產(chǎn)方法，如無土草毯、植生帶等，但其生產(chǎn)成本偏高，且只適用于少數(shù)品種。 有些草坪品種（如矮生百慕大、天堂419、馬尼拉等）利用基根莖較強的萌蘗能力的特點進行草根直播來建植草坪的方法早已取得成功，但由于根莖的獲取比較麻煩，目前主要靠手工操作，效率低，是的這一成果很難大規(guī)模推廣。 在上述背景下，研究草坪根莖規(guī)?；a(chǎn)工藝，探索收獲根莖的新方法、新工藝，解決根莖收獲的難點，提高收獲效率，開發(fā)除草籽、草皮以外的商品化新種源——“根莖”。那么這種根莖收獲采集器將有很大的市場和發(fā)展?jié)摿Α? 草坪根莖采集收獲機分為自走與手推兩種機型，本人主要任務為自走式草坪根莖采集收獲機的傳動箱部分的設計。 主要技術指標有：發(fā)動機動力5~8HP，輸出轉速1800r/min，工作幅寬是500mm，采集工作部件形式為甩刀，前進速度有1m/s和0.5m/s兩個速度，氣吸形式貫流風機，貫流風機的轉速為1100r/min。 在笨機器中，動力傳動箱即減速器是在發(fā)動機和工作機之間的獨立傳動部件，首先考慮選用直齒圓柱齒輪減速，因為這類減速器加工方便，效率高，成本較低。考慮到這種機器在草坪上作業(yè)，為減少對草坪的損傷，機器本身重量應盡可能減輕；同時，此類的機器屬于小型農(nóng)用機械，體積小，重量輕所以減速器的設計應從成本低，體積小，重量輕的原則出發(fā) 功率非配：自走1kw，貫流風機1kw，振動篩0.5kw，刷刀3.5kw。 1.2 方案比較 方案一：各部件工作都從發(fā)動機直接輸出動力，減速箱禁用來傳遞自走部分動力，功率流程圖如下 發(fā)動機6KW 甩刀3.5kw 貫流風機1kw 減速箱1kw 振動篩0.5kw 自走 1kw 圖1-1 方案一功率流程圖 弱采用一級傳動，初步牛齒輪傳動工作見圖如下： 圖1-2 方案一齒輪傳動簡圖 從圖中可看出，軸一是輸出軸，軸二上轉悠雙聯(lián)滑移齒輪，用來控制自走的兩黨速度。但是可看出此方案不可行。一是由于傳動比過大，齒輪直徑大，從二減速箱體積過大；二是軸二與軸一轉速相反，而軸一與發(fā)動機輸出轉速相同，甩刀與發(fā)動機通過帶傳動直接相連，，相應甩刀軸轉速與軸一相同，那么自走方向即前進方向就是與甩刀工作法向相反，這是不合理的。 方案二：各部分工作部件都從發(fā)動機直接輸出動力，減速箱僅用來傳遞自走部分動力，功率流程圖如下： 發(fā)動機6KW 甩刀3.5kw 貫流風機1kw 減速箱1kw 振動篩0.5kw 自走 1kw 圖1-3 方案二功率流程圖 采用二級傳動，初步擬齒輪傳動工作見圖如下： 圖1-4 方案一齒輪傳動簡圖 此方案的優(yōu)點是通過二級傳動，使結構更緊湊，從而減速箱的整體尺寸減小，同時輸出軸的軸三轉速方向與軸一相同，保證了前進方向與甩刀的工作方向一致。但是，缺點個工作部件都從發(fā)動機直接輸出動力，二發(fā)動機的輸出轉速為1800r/min，從整體考慮，貫流風機和振動篩的傳動路線不容易實現(xiàn)，帶來很多不便。 方案三：甩刀直接從發(fā)動機輸出動力，貫流風機、振動篩和自走動力通過減速器傳遞。功率劉徹圖如下： 發(fā)動機6kw 甩刀3.5kw 減速箱2.5kw 貫流風機1kw 自走1lw 振動篩0.5kw 圖1-5 方案三功率流程圖 采用二級傳動，初步擬齒輪傳動工作簡圖如下： 圖1-6 方案三齒輪傳動簡圖 如圖所示，軸一是輸入軸，通過二級減速從軸三輸出至輪子；軸二轉速為720r/min，與振動篩350r/min左右相差不遠，可通過帶傳動降速實現(xiàn)；軸一與軸四之間通過升速輸出，輸出轉速為1100r/min，與貫流風機相連，且輸出轉速與輸入軸相反，符合要求。此方案從整體考慮，堅固各部分東路傳遞，結構緊湊，減速箱體積小，重量輕，并且制造簡單某便于各部分的協(xié)調(diào)安裝面設計合理，從而降低了生產(chǎn)成本。所以采用此方案。 第二章 總傳動設計 2.1各級傳動比的確定 傳動路線如圖所示: 圖1-6 方案三齒輪傳動簡圖 一直后驅(qū)動輪的直徑 則輪子的轉速 （2-1） 則當行走速度為v=0.5m/s時， （2-2） 總傳動比為 （2-3） 當行走速度為v=0.5m/s是， （2-4） 總傳動比為 （2-5） ，取=2.5，=1.8 第一級齒輪傳動傳動比為=2.91 弟二級齒輪傳動傳動比為=1.44或=2.88。 2.2各根軸的功率，轉速計轉矩 傳動效率=0.96，=0.98 2.2.1軸I的功率，轉速及轉矩 = （2-6） = = （2-7） 2.2.2軸II的功率，轉速及轉矩 2.2.3軸III的功率，轉速及轉矩 （2-8) （2-9） 2.2.4軸IV的功率，轉速及轉矩 （2-10） ................................................... （2-11） 第三章 各零部件設計 3.1帶傳動的設計計算 3.1.1輸入軸帶輪 1) 確定計算功率 查得工作情況系數(shù)為=1.1，故 ==1.12.5=2.75kw （3-1） 2) 選取宅V帶帶型：確定選用SPZ型 3) 確定帶輪基準直徑 取主動輪基準直徑=80mm 從動輪基準直徑==802.8=200mm （3-2） 驗算帶的速度： （3-3） 帶的速度適合 4) 確定窄V帶的基準長度和傳動中心距 根據(jù)，初步確定中心距=400mm 計算帶所需的基準長度： （3-4） 5) 驗算主動輪上的包角： ，主動輪上的包角合適 （3-5） 6) 計算窄V帶的根數(shù)z （3-6） 查得=1.86kw，=0.3kw，=0.96，=0.94 則，取z=2根 7) 計算預緊力 =500 （3-7） 8) 計算作用在軸上的壓軸力 （3-8） 3.1.2輸出軸帶輪 1) 確定計算功率 查得工作情況系數(shù)=1.1，故 ==1.10.5=0.55kw 選取宅V帶帶型：確定選用SPZ型 2) 確定帶輪基準直徑 取主動輪基準直徑=71mm 從動輪基準直徑==712=142mm；取=140mm 驗算帶的速度： 帶的速度適合 3) 確定窄V帶的基準長度和傳動中心距 根據(jù)，初步確定中心距=300mm 計算帶所需的基準長度： （3-9） 4) 驗算主動輪上的包角 ，主動輪上的包角合適 5) 計算窄V帶的根數(shù)z （3-10） 查得=0.73kw，=0.11kw，=0.98，=0.9 則，取z=1根 6) 計算預緊力 =500 （3-11） 7) 計算作用在軸上的壓軸力 （3-12） 3.2鏈傳動設計計算 1　 選擇鏈輪齒數(shù) 假定鏈速v=0.6～3m/s，取小鏈輪=17， 則==1.817=31 2　 計算功率 則==1.817=31查得工作情況系數(shù)=1.2，故 ==1.20.886=1.06kw 3　 確定鏈條鏈節(jié)數(shù) 初定中心距=30P，則鏈節(jié)數(shù)為 （3-13） 4　 確定鏈條的節(jié)距p 按小鏈輪轉速估計，鏈工作在功率曲線頂點左側時，可能出現(xiàn)鏈板疲勞破壞。查得小鏈輪齒數(shù)系數(shù) （3-14） （3-15） 選取單排鏈，查得=1.0，故 （3-16） 選鏈號為10A單排鏈。也證實原估計鏈工作在額定功率曲線左側時正確的。查得鏈接距p=15.875mm 5　 確定鏈長L及中心距a （3-17） 3.3齒輪傳動設計計算 3.3.1齒輪1和齒輪2的傳動計算 1. 選定齒輪類型，精度等級，材料及齒數(shù) 選用直齒輪圓柱齒輪傳動，7級精度 選定齒輪材料為20GrMnTi（滲碳，淬火，回火），HRC52～60. 選齒輪1：齒數(shù)=24，則==2.9124=69.84，取=70 2. 按齒面接觸強度計算 1) 確定各計算數(shù)值 1　 試選載荷系數(shù)：=1.3 2　 齒輪1傳遞的扭矩：=3.316Nmm 3　 選取齒寬系數(shù) =0.6 4　 查得材料的彈性影響系數(shù)= 5　 查得齒輪1與齒輪2的接觸疲勞極限： 6　 計算應力循環(huán)次數(shù)：工作壽命為8年，每年工作6個月，每天工作8小時 7　 查得接觸疲勞壽命系數(shù)：=0.95，=1.07 8　 計算接觸疲勞需用應力：去失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，得 代入中較小的值 2) 計算 1　 試算齒輪1分度圓直徑 （3-18） 2　 計算圓周速度v 3　 計算齒寬b 4　 計算齒寬與尺高之比b/h 模數(shù)： 尺高：h= 5　 計算載荷系數(shù) 根據(jù)v=0.758,7級精度，查得動載系數(shù)=1.05 直齒輪，假設，查得==1.2 查得使用系數(shù)=1.25 查得7級精度，小齒輪相對軸承非對稱布置時 （3-19） 由b/h=10.65，=1.17，查得=1.15 故載荷系數(shù) （3-20） 6　 按實際的載荷系數(shù)校正所算的的分度圓的直徑 mm （3-21） 7　 計算模數(shù)m m= 3. 按齒根彎曲強度設計 1) 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 1　 查的齒輪1和齒輪2的彎曲強度極限： 2　 查得彎曲疲勞壽命系數(shù)：， 3　 計算彎曲疲勞許用應力 去彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4， （3-22） （3-23） 4　 計算載荷系數(shù)K （3-24） 5　 查取齒形系數(shù)：=2.65，=2.24 6　 查取應力校正系數(shù)：=1.58，=1.75 7　 計算齒輪1和3的并加以比較 （3-25） 齒輪1的數(shù)值大。 2) 設計計算 對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)大于有齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒數(shù)模數(shù)的大小取決于彎曲疲勞所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關，可取由彎曲強度算得的模數(shù)1.46并就近圓整為標準值m=1.5mm，則齒輪1齒數(shù)=/m=25.25/1.5=16.8，取=20，齒輪2的齒數(shù)，取=59。 4. 幾何尺寸計算 1) 分度圓直徑： 2) 計算中心距：,取a=59.5mm 3) 計算齒輪寬度： 取，=23mm。 5. 驗算 =82.5N/mm100N/mm 合適。 3.3.2齒輪3和齒輪5的傳動計算 1. 選定齒輪類型，精度等級，材料及齒數(shù) 選用直齒輪圓柱齒輪傳動，7級精度，選定齒輪材料為20GrMnTi（滲碳，淬火，回火），HRC52～60. 選齒輪3：齒數(shù)=24，則==2.8824=69.12，取=70 2. 按齒面基礎強度計算 I) 確定各計算數(shù)值 1) 試選載荷系數(shù)：=1.3 2) 齒輪3傳遞的扭矩：=3.63Nmm 3) 選取齒寬系數(shù) =0.6 4) 查得材料的彈性影響系數(shù)= 5) 查得齒輪3與齒輪5的接觸疲勞極限： 6) 計算應力循環(huán)次數(shù)：工作壽命為8年，每年工作6個月，每天工作8小時 7) 查得接觸疲勞壽命系數(shù)：=1.07，=1.15 8) 計算接觸疲勞需用應力：去失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，得 （3-26） II) 計算 1) 試算齒輪3分度圓直徑 （3-27） 2) 計算圓周速度： 3) 計算齒寬b 4) 計算齒寬與齒高之比b/n 模數(shù)： 尺高：h= 5) 計算載荷系數(shù) 根據(jù)v=0.353，7級精度，查得動載系數(shù)=1.02 直齒輪，假設/b>100N/mm,查得==1.0 查得使用系數(shù)=1.75 查得7級精度，小齒輪相對支承非對稱布置時 （3-28） 由b/h=6.4，=1.17，查得=1.14 故載荷系數(shù) 6) 按實際的載荷系數(shù)校正所算的的分度圓的直徑 7) 計算模數(shù)m m= 3. 按齒根彎曲強度設計 I　 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 1) 查得齒輪3和齒輪5的彎曲疲勞遷都極限： 2) 查得彎曲疲勞壽命系數(shù)：， 3) 計算彎曲疲勞許用應力 去彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4， （3-29） 4) 計算載荷系數(shù)K （3-30） 5) 查取齒形系數(shù)：=2.65，=2.32 6) 查取應力校正系數(shù)：=1.58，=1.70 7) 計算齒輪3和5的并加以比較 （3-31） （3-32） 齒輪3的數(shù)值大。 II　 設計計算 （3-33） 對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)大于有齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒數(shù)模數(shù)的大小取決于彎曲疲勞所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關，可取由彎曲強度算得的模數(shù)1.35并就近圓整為標準值m=1.5mm，則齒輪3齒數(shù)=/m=31/1.5=20.7，取=21，齒輪5的齒數(shù)，取=61。 4. 幾何尺寸計算 1) 分度圓直徑： 2) 計算中心距：,取a=61.5mm 3) 計算齒輪寬度： 取，=24mm。 5. 驗算 （3-34） =213.4N/mm>100N/mm （3-35） 合適. 3.3.3齒輪4和齒輪6的傳動計算 已知a=61.5mm,則,=即,=50.41,取=50.5mm =1.4450.5=72.72=73 m=1.5,=/m=34, =19mm, 3.3.4齒輪7和齒輪8的傳動計算 1. 選定齒輪類型，精度等級，材料及齒數(shù) 選用直齒輪圓柱齒輪傳動，7級精度，選定齒輪材料為20GrMnTi（滲碳，淬火，回火），HRC52～60. 選齒輪8：齒數(shù)=20，則==0.65520=37 2. 按齒面接觸強度計算 1) 確定各計算數(shù)值 1　 試選載荷系數(shù)：=1.3 2　 齒輪8傳遞的扭矩：=8.17Nmm 3　 選取齒寬系數(shù) =0.6 4　 查得材料的彈性影響系數(shù)= 5　 查得齒輪3與齒輪5的接觸疲勞極限： 6　 計算應力循環(huán)次數(shù)：工作壽命為8年，每年工作6個月，每天工作8小時 7　 查得接觸疲勞壽命系數(shù)：=0.95，=0.94 8　 計算接觸疲勞需用應力：去失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，得 （3-36） （3-37） 2) 計算 1　 試算齒輪8分度圓直徑 （3-38） 2　 計算圓周速度： （3-39） 3　 計算齒寬b 4　 計算齒寬與齒高之比b/n 模數(shù)： 尺高：h= 5　 計算載荷系數(shù) 根據(jù)v=1.25，7級精度，查得動載系數(shù)=1.03 直齒輪，假設/b<100N/mm,查得==1.2 查得使用系數(shù)=1.75 查得7級精度，小齒輪相對支承非對稱布置時 （3-40） 由b/h=5.35，=1.17，查得=1.14 故載荷系數(shù) （3-40） 6　 按實際的載荷系數(shù)校正所算的的分度圓的直徑 7　 計算模數(shù)m m= 3. 按齒根彎曲強度設計 1) 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 1　 查得齒輪7和齒輪8的彎曲疲勞遷都極限： 2　 查得彎曲疲勞壽命系數(shù)：， 3　 計算彎曲疲勞許用應力 去彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4， （3-42） （3-43） 4　 計算載荷系數(shù)K 5　 查取齒形系數(shù)：=2.43，=2.65 6　 查取應力校正系數(shù)：=1.658，=1.58 7　 計算齒輪7和8的并加以比較 （3-44） （3-45） 齒輪8的數(shù)值大。 2) 設計計算 （3-46） 對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)大于有齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，取m=1.5mm已可滿足彎曲強度。但是為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑=27.0mm來計算應有的齒數(shù)。于是由齒輪8齒數(shù)=/m=27/1.5=21.6，取=22，齒輪7的齒數(shù)，取=34，m=2. 4. 幾何尺寸計算 1) 分度圓直徑： 2) 計算中心距： 3) 計算齒輪寬度： 取，=22mm。 5. 驗算 （3-47） =39.4N/mm<100N/mm 合適. 3.4軸的設計計算及校核 3.4.1第二根軸的設計計算 1. 軸上的功率、轉速和轉矩: =1.9408kw，=247r/min，=3.63 2. 求作用在齒輪上的力 齒輪2： （3-48） 齒輪3： 3. 初步確定軸的最小直徑 選取軸的材料為20Gr，滲碳，淬火。取=100，得： 4. 軸的結構設計 圖3.4-1 軸二的簡圖 1) 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的隔斷軸頸的直徑和長度 1　 初步選擇滾動軸承 因軸承同時手游徑向力和軸向力的作用，故選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求，并根據(jù)=17mm，初選0基本的游隙組標準精度等級的單列圓桌會棍子軸承30203，氣尺寸為=17mm40mm13.25mm，故==17mm 2　 各軸段的直徑 取安裝齒輪出的軸端b-c，f-g的直徑==21mm；齒輪2的左端與做軸承之間采用套筒定位，已知齒輪的輪廓寬度為18mm，為了使套筒端面可靠的壓緊齒輪，此軸端贏略短與輪廓的寬度，故取=15mm。同理，齒輪4的=24mm，取=21mm，齒輪2、4的另一端采用軸肩定位，軸肩高度h>0.07d，取h=2mm，則=25mm。齒輪3做成齒輪軸。 3　 各軸段長度 取齒輪距箱體內(nèi)壁之間的距離=15mm，考慮到箱體鑄造誤差，在確定滾動軸承時應距箱體內(nèi)壁一段距離，取=6mm。一只滾動軸承寬度T=13.25mm，則：，取==38mm. 齒輪3與齒輪5嚙合，=19mm，取=10.5mm，則=-2.5=10.5-2.5=8mm，=19+19+8+6=52mm。 至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。 2) 軸上零件的軸向定位 齒輪與軸的軸向采用平鍵鏈接，按==21mm，查得平鍵1、2截面bh=6mm6mm，鍵長=12mm，=18mm。 為了保證齒輪與軸配合有很好的對中性，故現(xiàn)則齒輪輪廓與軸的配合為H7/p6；滾動軸承與軸的軸向定位是借過渡配合來保證的，為此選軸的直徑尺寸公差為js6。 3) 確定軸上圓角和倒角尺寸 取軸端倒角為1.5，各軸間處的圓角半徑R=1.5mm。 5. 求軸上的載荷 對于30203行圓錐滾子軸承，a=10mm。 根據(jù)軸的結構圖做出軸的計算見圖，再做出軸的彎矩圖和轉矩圖 圖3.4-1 軸二的力矩分析圖 水平平面受力：=-150N;=1635N 垂直平面受力：=123N；=417N 合成彎矩：M=(Nmm) 轉矩：T（Nmm） 6. 按彎扭合成應力校核軸的強度 從圖上看出C是軸的危險截面，所以只校核截面C的強度，取=0.6，查得=60Mpa ===10.6Mpa< （3-49） 故安全 3.4.2第一根軸的設計計算 1. 軸上的功率、轉速和轉矩 =2.4kw，=720r/min，=1.273 2. 求作用在齒輪上的力 齒輪1： （3-50） （3-51） 齒輪7： 3. 初步確定軸的最小直徑 選取軸的材料為20Gr，滲碳，淬火。取=100，得： 4. 軸的結構設計 1) 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的隔斷軸頸的直徑和長度 圖3.4- 軸一的簡圖 1　 初步選擇滾動軸承 因軸承同時手游徑向力和軸向力的作用，故選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求，并根據(jù)=20mm，初選0基本的游隙組標準精度等級的單列圓桌會棍子軸承30204，氣尺寸為=20mm47mm15.25mm，故==20mm 2　 各軸段的直徑 取安裝齒輪出的軸端f-g的直徑=23mm=；齒輪7的右端與右軸承之間采用套筒定位，已知齒輪的輪廓寬度為17mm，為了使套筒端面可靠的壓緊齒輪，此軸端贏略短與輪廓的寬度，故取=14mm。同理，齒輪7的另一端采用軸肩定位，軸肩高度h>0.07d，取h=2mm，則=27mm。齒輪1做成齒輪軸。 3　 各軸段長度 取齒輪距箱體內(nèi)壁之間的距離=15mm，考慮到箱體鑄造誤差，在確定滾動軸承時應距箱體內(nèi)壁一段距離，取=6mm。一只滾動軸承寬度T=15.25mm，則：，取=31.5mm. 出安裝聯(lián)軸器，==1.33.316=43.108Nm，選用ZL1彈性柱銷齒式聯(lián)軸器，其公稱轉矩為100Nm，軸孔長度L1=30mm，與聯(lián)軸器配合軸段長度=26mm。 至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。 2) 軸上零件的軸向定位 齒輪與軸的軸向采用平鍵鏈接，按=14mm，=23mm，查得平鍵1截面bh=8mm7mm，鍵長=22mm，=10mm。 為了保證齒輪與軸配合有很好的對中性，故現(xiàn)則齒輪輪廓與軸的配合為H7/p6；滾動軸承與軸的軸向定位是借過渡配合來保證的，為此選軸的直徑尺寸公差為js6。 3) 確定軸上圓角和倒角尺寸 取軸端倒角為1.5，各軸間處的圓角半徑R=1.5mm。 5. 求軸上的載荷 對于30204行圓錐滾子軸承，a=10mm。 根據(jù)軸的結構圖做出軸的計算見圖，再做出軸的彎矩圖和轉矩圖 圖3.4-1 軸二的力矩分析圖 水平平面受力：=-150N;=1635N 垂直平面受力：=123N；=417N 合成彎矩：M=(Nmm) 轉矩：T（Nmm） 6. 按彎扭合成應力校核軸的強度 從圖上看出截面d是軸的危險截面，所以只校核截面d的強度，取=0.6，查得=60Mpa ===15.6Mpa< （3-52） 故安全 3.4.3第三根軸的設計計算 1. 軸上的功率、轉速和轉矩 i=2.88 =0.923kw，=86r/min，=1.02 2. 求作用在齒輪5上的力 =2305N =839N 3. 初步確定軸的最小直徑 選取軸的材料為20Gr，滲碳，淬火。取=100，得： 4. 軸的結構設計 1) 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的隔斷軸頸的直徑和長度 圖3.4-1 軸三的簡圖 1　 初步選擇滾動軸承 因軸承同時手游徑向力和軸向力的作用，故選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求，并根據(jù)=25mm，初選0基本的游隙組標準精度等級的單列圓桌會棍子軸承30205，氣尺寸為=25mm52mm16.25mm，故===25mm 2　 各軸段的直徑 取安裝齒輪出的軸端d-e的直徑=28mm，采用花鍵鏈接； 軸承的有段采用套筒和軸環(huán)定位，故軸環(huán)處直徑： =28； =22mm，=18mm。 3　 各軸段長度 取齒輪距箱體內(nèi)壁之間的距離=15mm，考慮到箱體鑄造誤差，在確定滾動軸承時應距箱體內(nèi)壁一段距離，取=6mm。雙鏈齒輪采用花鍵配合，安裝齒輪出的軸端應略短與齒輪寬度，故取=103mm；=5mm，=25mm，根據(jù)裝配的要求：=58mm；=40mm，=16mm，=85mm. 至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。 2) 軸上的軸向定位 齒輪與軸的軸向采用花鍵聯(lián)接，按=28mm，采用中系列舉行規(guī)格為NdDB=628H7/f734H10/a117H11/d10;按=18mm，選用平鍵截面bh=6mm6mm，鍵長L=12mm。 滾動軸承與軸的軸向定位是借過渡配合來保證的，為此選軸的直徑尺寸公差為js6。 3) 確定軸上圓角和倒角 取軸端倒角為1.5，各軸間處的圓角半徑R=1.5mm。 5. 求軸上的載荷 對于30205行圓錐滾子軸承，a=10mm。 根據(jù)軸的結構圖做出軸的計算見圖，再做出軸的彎矩圖和轉矩圖 圖3.4-1 軸三的力矩分析圖 水平平面受力：=-156N;=2149N 垂直平面受力：=578N；=261N 合成彎矩：M=(Nmm) 轉矩：T（Nmm） 6. 從彎扭合成應力校核軸的強度 從圖上看出截面d是軸的危險截面，所以只校核截面d的強度，取=0.6，查得=60Mpa ===14.4Mpa< （3-53） 故安全 3.4.4第四根軸的設計計算 1. 軸上的功率、轉速和轉矩 =0.9408kw，=1100r/min，=8.17 2. 求作用在齒輪上的力 =374N =126N 3. 初步確定軸的最小直徑 選取軸的材料為20Gr，滲碳，淬火。取=108，得： 4. 軸的結構設計 圖3.4-1 軸四的簡圖 1) 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的隔斷軸頸的直徑和長度 1　 初步選擇滾動軸承 因軸承同時手游徑向力和軸向力的作用，故選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求，并根據(jù)=20mm，初選0基本的游隙組標準精度等級的單列圓桌會棍子軸承30204，氣尺寸為=20mm47mm15.25mm，故===20mm。 2　 各軸段的直徑 取安裝齒輪出的軸端c-f的直徑=23mm； 齒輪8做成齒輪軸。 =16mm 3　 各軸段長度 取齒輪距箱體內(nèi)壁之間的距離=15mm，考慮到箱體鑄造誤差，在確定滾動軸承時應距箱體內(nèi)壁一段距離，取=6mm。取=55.5mm；=88mm，=33mm，=268mm；=22mm，取=53.5mm. 至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。 2) 軸上零件的軸向定位 按=16mm，查得平鍵截面bh=5mm5mm，鍵長L=28mm。 為了保證齒輪與軸配合有很好的對中性，故選擇齒輪輪廓與軸的配合為H7/p6；滾動軸承與軸的軸向定位是借過渡配合來保證的，為此選軸的直徑尺寸公差為js6。 3) 確定軸上圓角和倒角尺寸 取軸端倒角為1.5，各軸間處的圓角半徑R=1.5mm。 5. 求軸上的載荷 對于30205行圓錐滾子軸承，a=11mm。 根據(jù)軸的結構圖做出軸的計算見圖，再做出軸的彎矩圖和轉矩圖 圖3.4-1 軸四的力矩分析 水平平面受力：=-144N;=230N 垂直平面受力：=48N；=78N 合成彎矩：M=(Nmm) 轉矩：T（Nmm） 6. 按彎扭合成應力校核軸的強度 從圖上看出截面d是軸的危險截面，所以只校核截面d的強度，取=0.6，查得=60Mpa ===20.2Mpa< （3-54） 故安全 3.5鍵聯(lián)接的選擇和校核 3.5.1軸一上的鍵 平鍵1截面bh=5mm5mm，=22mm 鍵的材料是鋼，取=110Mpa 工作長度l=L-b=22-5=17mm鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.55=2.5mm ===89.2Mpa< （3-55） 合適。 平鍵2截面bh=8mm7mm，=10mm 鍵的材料是鋼，取=110Mpa 工作長度l=L-b=10-8=2mm鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.57=3.5mm ===63.3Mpa< （3-56） 合適。 3.5.2軸二上的鍵 平鍵1截面bh=6mm6mm，=12mm 鍵的材料是鋼，取=110Mpa 工作長度l=L-b=12-6=6mm鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.56=3mm ===92.1Mpa< （3-57） 合適。 平鍵2截面bh=6mm6mm，=18mm 鍵的材料是鋼，取=110Mpa 工作長度l=L-b=18-6=12mm鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.56=3mm ===96Mpa< （3-58） 合適。 3.5.3軸三上的鍵 平鍵截面bh=6mm6mm，=12mm 鍵的材料是鋼，取=110Mpa 工作長度l=L-b=12-6=6mm鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.56=3mm ===70.8Mpa< 合適。 花鍵鏈接為動聯(lián)接，取[P]=15Mpa =0.7，z=6，h=-2C=-21=1 （3-59） l=46mm，===31mm （3-60） P==3.4Mpa< 合適。 3.5.4軸四上的鍵 平鍵截面bh=5mm5mm，=28mm 鍵的材料是鋼，取=110Mpa 工作長度l=L-b=28-5=23mm鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.55=2.5mm ===17.8Mpa< （3-61） 合適。 3.6箱體的設計 1. 箱座壁厚：=6mm 2. 箱蓋壁厚：=6mm 3. 箱座分箱面凸緣厚：=1.5=1.56=9mm 4. 箱蓋分箱面凸緣厚：=1.5=1.56=9mm 5. 平凸緣底座厚：=2.35=14mm 6. 地腳螺栓：=0.36a+6=9mm 7. 地腳螺栓數(shù)：n=6 （3-62） 8. 減速器軸心高：H++=87mm （3-63） 9. 箱座的深度：=87-7=80 3.7減速器的潤滑 l 潤滑方式 齒輪為浸油潤滑： 滾動軸承采用飛濺潤滑，在箱座結合面上制出輸油溝。 l 潤滑油的牌號 采用潤滑油牌號為HJ-50. 結束語 經(jīng)過十幾周的畢業(yè)設計，我們的大學生活也即將接近尾聲。回顧這半學年得經(jīng)歷，手中的圖紙，幾十頁的論文，凝聚了多少汗水和心血，感受頗多。 首先，畢業(yè)設計涉及到我們四年來多學課程的很多內(nèi)容某鞏固和事件了我們所學的專業(yè)課知識。從設計計算到驗算校核，每個環(huán)節(jié)都經(jīng)歷了多次修改完善，再修改再完善；從考慮一個片面，到全方面顧忌，才感覺到我們所學知識的不足和應用的不完善。通過這次畢業(yè)設計，讓我們得到了在進入工作以前的一次很好的鍛煉機會。 其次，我這次畢業(yè)設計的課題是“草坪根莖采集收獲機傳動箱設計”。雖然大家的課題不一樣，但是我們都是一個學院的，課題內(nèi)容大體類似，所以我們經(jīng)常一起取圖書館查資料，進行實物參考，到教室里進行方案討論，大家著手設計，大家互相找錯誤，以達到盡善盡美。 通過這次畢業(yè)設計，我對所學專業(yè)課有了更深入的認知，相信在工作崗位上，這些知識能夠發(fā)揮很大的作用，是我對自己的未來充滿信心。 致 謝 本論文是在導師龐偉老師的悉心指導下完成的。龐老師淵博的知識，嚴謹?shù)闹螌W態(tài)度，一絲不茍的工作作風將是學生受益終生。本人能夠順利完成本課題預定的各項任務與龐老師的細心知道是分不開的，在此，謹向龐老師致以最真摯的感謝。 感謝大學四年學習中給予我指導和支持的老師和朋友，他們給了我很多關心和幫助，在我的學業(yè)當中起了很重要的作用。 還要感謝我的同學黃波、曹元剛、申仁祥、徐文海、季敦楠等，在我的畢業(yè)設計過程中給予了我很大的幫助，再次表示中心的感謝！ 在此論文完成之際，我還要想養(yǎng)育和教會我的父母說一聲：感謝你們在這十幾年漫漫求學路上的支持。 參考文獻 [1]濮良貴,紀名剛.機械設計[M].北京:高等教育出版社,2001 [2]王世剛,張春宜,徐起賀.機械設計實踐[M].哈爾濱:哈爾濱工業(yè)大學出版社,2001 [3]Rajput R K.Elements of Mechanical Engineering. Katson Publ. House,1985 [4]Orlow P.Fundamentals of Machine Design. Moscow: Mir Pub,1987 [5]吳宗澤.機械設計實用手冊[S].北京:中央廣播電視大學出版社,1998 [6]劉鴻文.材料力學[M].北京:高等教育出版社,1991. [7]甘永力.幾何量公差與檢測[S].上海:上?？茖W技術出版社,2001.4 [8]西北工業(yè)大學工程制圖教研室.畫法幾何及機械制圖[M].西安:山西科學技術出版社,1998 [9]邱宣懷.機械設計[M].北京:高等教育出版社,1997 [10]濮良貴.機械零件[M].北京:人民教育出版社,1989 36 36