油菜茎秆切割抛洒机构设计（含全套CAD图纸）【毕业论文+CAD图纸全套】

买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 1 油菜茎秆切割抛洒机构 摘 要 :主要针对油菜机械化收获后残留于田间的茎秆严重影响后续耕作的进行这一问题，进行油菜茎秆切割抛洒机构的设计和计算 。 工作内容主要有总体方案的确定，传动部分的设计，个主要零部件的设计计算。该机构采用双圆盘直线割刀，安装与手扶拖拉机的前部，能有效对残留于田间的秸秆进行切碎抛洒，具有质量轻，结构简单，操作简便，田间通过性能好等优点。 关键词 :切割；抛洒；茎秆；油菜； 粉碎 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 2 at in of is of of of in to in in to to 文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 3 目 录 摘要 词 1 1 前言 2 国外研究现状 2 国内研究现状 2 2 整体方案的确定 3 系统功能分析 3 秸秆切割机具的选择 3 刀盘直径与刀盘数的确定 4 刀盘机构尺寸与转速的确定 5 割刀转速的确定 5 功率消耗初步计算 6 3 主变速箱设计 6 传动比分配及参数确定 7 各轴尺寸确定与轴承带的选择 9 4 副变速箱设计与算 10 副变速箱整体计算 10 传动 比计算分配 10 皮带轮的设计与计算 10 设计功率的计算 10 选定 V 带型号 11 带轮基准直径与带速 11 确定带的基准长度与轴间距离 11 演算小带轮的包角 12 单根 V 等的预紧力计算 12 轴向力 13 锥齿轮设计算 13 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 4 选材料、热处理、定精度等级 13 初步计算 13 几何尺寸计算 13 齿根弯曲强度校核 14 齿轮的检验项目及其公差计算 15 圆周齿轮轴的工作图 16 圆柱齿轮传动比的设计计算 16 选定材料及其确定需要应力 16 齿轮弯曲强度设计计算 17 验证齿面接触强度 17 齿轮的圆周速度 17 轴的设计计算 18 轴的材料选择 18 轴的结构设计 18 滚动轴承的强度校核 20 当量动载荷 P 20 计算所需要的径向基本动载荷值 20 键连接的选择与强度校核 20 变数箱的润滑与密封 21 动件的润滑 滚动轴承的润滑 润滑剂的选择 减速器的密 封 割刀刀盘的设计 23 圆盘刀片的运动分析 23 动刀类型对切碎功耗的影响 23 6 刀轴连接方式选择 24 7 结束语 25 8 参考文献 25 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 5 1 前言 油菜原产中国，俗称“苦菜”，是中国主要油料作物之一，主要分布在长江中下游地区，年种植面积达 720 万 植面积及产量均居世界第一位 。油菜 秸秆主要可用作肥料、饲料、燃料及工业原料 ,我国用作肥料和饲料的 油菜 秸秆总量不足3亿 ,大量过剩的 油菜 秸秆没有被利用 ,成为污染环境的一大隐患 。 从陕西、河北、天津、山东和四川等省市实施 油菜 秸秆禁烧的情况来看 ,秸秆禁烧的关键是抓好综合利用前综合利用的途径主要有秸秆制沼气 、秸秆氨化微贮做饲料 、作为工业原料 、直接作为燃料 、气化制秸秆煤气 、 制作建筑板材 、做决餐饭盒 、 快速腐熟还田和秸秆直接还田等。实践表明 ,机械化秸秆还田已成为主要的技术措施和手段 。油菜 秸秆通过机械方式直接还田是增加土壤有机质 、 培肥地力 、 改善土壤结构 、 增强保水保肥能力和改 良土壤的一个重用措施 ,同时也是保护环境、发展生态农业、实现有机农业和可持续发展农业的重要保证。 国外研究现状 由于机械化 油菜 秸秆还田技术是利用秸秆资源最经济 、 最有效 的技术 ,具有较大的经济效益、生态效益和社会效益。因此国外在研制和生产方面起步较早 ,发展较快。尤其是意大利、美国、英国、德国、法国、丹麦 、日本和西班牙等发达国家在该领域处于领先地位。意大利开发的各类机具品种很多 ,能满足不同作物残留秸秆的粉碎还田 ,同类机具换装不同的工作部件可 以 对油菜秸秆 、玉米秸秆 、小麦秸秆 、水稻秸秆 、甜菜和灌木丛残留物等进行切碎。美国万国公司于 年代初首次在联合收割机上采用切碎机对秸秆进行粉碎还 田 ,其后研制了与拖拉机配套的秸秆切碎机。英国于 60 年代初在收获机上对秸秆进行粉碎 ,并采用犁式耙进行深埋 。日本采用的是在半喂人联合收割机后面加装切草装置 ,切碎后的茎秆长度一般为 50,一次就能完成收获和秸 秆粉碎 。西班牙阿格里克公司研制的立式粉碎机与拖拉机配套 ,适合于直立玉米 、高粱秸秆以及联合收割机收后抛下的麦秸 、豆秸 、棉秆及杂草等的直接粉碎。此外 ,国外还研制出拖拉机带动的卧式转子切碎机 ,外壳上有挡板 ,使茎秆撒布均匀 ,同时带有遇到障碍物时起作用的安全机构 。还有一种立式转子切碎机 ,既可用于秸秆切碎 ,又可用于修剪草坪和灌 木丛 。国外秸秆还 田技术 比较完善 ,机具品种多 ,性能可靠 ,但价格昂贵。 国内研究现状 目前 ,我国农作物秸秆综合利用技术主要还是还田方式 ,过去由于认识上、政 策买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 6 上及经济上的原因 ,机械化秸秆还田技术发展较慢 。近年来 ,随着农业生产水平和人民生活水平的提高 ,剩余秸秆越来越多。为了利用宝贵的秸秆资源 ,政府鼓励并且 大力支持发展机械化秸秆还 田技术 。通过消化吸收国外技术 ,结合我国的具体情况 ,已开发了一些经济实用的机械化秸秆还 田机具。这些机具主要针对我国量大面广的小麦、玉米和水稻秸秆。根据秸秆处理的不同方式 ,我国机械化秸秆还 田技术主要包括秸秆整株还田技术、秸秆粉碎还 田技术、根茬粉碎及耕翻还田技术、联合作业还田技术等。 2 总体方案的拟定、比较、选 定 系统功能分解 为了实现油菜茎秆的切割抛洒，切割机构必须带有动力，发动机需要经过变速机构将动力传给切割机构；切割机构前进时，切割部分应能根据行走部分的速度采取对应的切割速度切割，这就需要切割机构有调节机构。经过分析，得到油菜茎秆进行切割与抛洒时的功能树，如图（ 1） 图（ 1）油菜茎秆切割抛洒机构的功能树 of of 秸秆切割机具的选择 秸秆切割机具分为卧式和立式两种。卧式秸秆切割机具主要通过机械结构进行改进 :一是动力通过一组卧式圆盘刀进行秸秆粉碎；二是动力通过灭茬刀轴逆转进行秸秆灭茬还田耕作。立式秸秆切割机采用立轴式结构 ，立轴上面几层安装甩刀或固定刀，买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 7 通过打击与切割相结合的方式粉碎秸秆立轴的下部安装固定切茬刀切碎地下根茬实现秸秆粉碎和灭茬两项作业，但其结构复杂使用安全性差 功率分配上存在互相牵制等问题 。综上比较 我们选择卧式秸秆切割。 通过图（ 1） 可知，切割机构包括动力部分 、行走部分、变数部分、切割部分、地盘部分，根据功能寻找可能的功能载体，形功能载体如表格（ 1） 由表 (2)知道，一共有 468种方案可以供选择。根据设计书中要求，切割机在野外作业，所以我们选择水冷柴油机，在田间行走时，地面地势多变，故选择手扶式转向与轮式行走；由于不仅要满足切割功能，还要实现抛洒功能，且必须拥有一定的切割速度，故采用回转式切割。动力由柴油机的三角皮带输出后，通过 V 带传递到位于发动机下方的减速箱，减速箱将动力分为两部分，一部分直接传给行走轮，一部分传给锥齿轮，驱动切割器高速 切割抛洒，整机结构初定如图（ 2） 表（ 1）油菜茎秆切割抛洒机构采用的功能组合方案 号 分功能 功能解 A 驱动 风冷柴油机 水冷柴油 汽油机 电动机 B 行走 轮式 履带 C 切割 往复式 回转式 甩刀式 D 结构 后置 中置 前置 后置 E 转向 圆盘 手扶 F 传动 链传动 带传动 齿轮传动 同步带 序号 a b c d 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 8 23456711 操作扶手 2采油机 3锥齿轮箱 4刀盘主轴 5 刀盘 6仿形板 7减速箱输入皮带 图（ 2）油菜茎秆切割抛洒机构结构示意图 刀盘直径与刀盘数的确定 刀盘直径的大小将影响旋转收割机的功率消耗当刀盘直径过小时， 功率消耗和收获损失量都将减小，但是刀盘直径过小，同一工作幅宽所需的 刀盘数将增加，从而增加了传动机构的复杂性，而且转速过高时将影响机器的稳定性上传动旋转式收割机的刀盘直径一般为 600 900 盘为 1 4 个，刀片为 2 4片 根据设计任务书给定的数据与要求采用组合式主轴倾斜安装，刀片的直径为 D=495刀盘的机构尺寸 与转速 确定 根据设计要求与前面所知，油菜茎秆切割抛洒机的工作效率为 h，采用的行走方式为人工手扶式，设人的速度为 1m/s，圆盘的直径为 D，刀具的切割速度0m/s，且 h=600=s 本机中选择刀盘的直径为 D=495割刀转速的确定 割刀转速是根据切割速度要求而确定的。试验得出，无支撑切割的旋转式切割器在切割牧草时，其刀片线速度为 25 90m/s。因刀片内端圆周速度最低，故应以该点为基准，确定割刀应有的速度如图 （ 3） 所示 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 9 综前所述，割刀任一点速度均为刀片圆周速度与机器前进速度的合成，故 a 点的速度 ) 当 )= +2时 g (2) 令 此时 w=a/ r 转速 n=30(j)/ r （ 3） 取前进速度 s，刀片根部刃口半径为 225入公式（ 3）得转速为： n=整数 n=2170 r/中： 片根部刃口速度， m/s ; 片根部刃口最小速度， m/s ; r 片根部刃口半径， m; w 片回转角速度， s; 器前进速度， m/s; 功率消耗初步计算 根据动力学原理，刀盘空转消耗的功率为 （ 4） 212J 5） 其中公式中 227s 1=割作物秸秆消耗的功率计算公式为： 02 ()102 w（ 6） 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 10 公式中 器前进的速度， m/s A 切割机切割幅度， m 切割每平方米所需的功率， j/m 取km/h=s， A=1m, 90j/通过计算可得： 2 5 p 油菜茎秆切割抛洒机构总功率2 5 p 选取采油机的型号为 180，具体参数如下表 . 表 （ 2） 180 采油机性能参数 o 180 称 参数 名称 参数 型式 单缸、立式、四冲程 压缩比 23 燃烧方式 涡流式 冷却方式 水冷 缸径 *行程 80动方式 手摇 1小时标准功率（ 滑方式 飞溅 12小时标准功率（ 产厂 峨眉山柴油厂 标准转速（ r/ 2200 燃烧消耗率（ g/h） 主变速箱设计 主轴 为了适应在田间和道路行走的需要，在档位上应该有两个前进挡，两个后退档和一个空挡。在田间作业时使用的是低速前进挡和后退档，道路转移时使用的是高速前进挡和后退档，油菜茎秆切割抛洒机构的变速箱示意图如图（ 4）所示。 其中，动力输出轴套有课绕动力输出轴传动的传动齿轮 1（各轴齿轮从下至上 依次为 1、 2、 3）；动力输入轴上还设有花键段，花键段上安装有可同拨叉拨动的变数齿轮 2；变速 齿轮 2和传动齿轮 之间还有牙嵌离合器。 第一中间轴，且第一中间轴上套有可与动力输入轴的传动齿轮 1 啮合的传动齿轮 1；由第一中间轴的传动齿轮 1带动旋转并滑动换向齿轮 2；第一中间轴买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 11 上还设有和第一 中间轴传动齿轮固定连接、并可与输入轴的变速齿轮 2 啮合的传动齿轮 3. 第二中间轴为固定轴，并且第二中间轴 上套有双联齿轮， 1和 2双联齿轮 1、 2的一个齿轮为可与换向齿轮 2啮合的主要齿轮，另一齿轮为向下一级传递动力的从动齿轮。 其动力传递路线说明如下； 前进 挡：轴变速齿轮 2传动齿轮 3换向齿轮 2轴传动齿轮 1轴传动齿轮 2轴传动齿轮 1输出 前进挡：轴变速齿轮 2变速齿轮 2牙嵌入插入传动齿轮 1传动齿轮 1换向齿轮 2轴传动齿轮 1轴传 动齿轮 2轴传动齿轮 1输出； 倒档 挡：轴变速齿轮 2变速齿轮 2传动齿轮 3换向齿轮 2 轴传动齿轮 1 轴传动齿轮 2 轴传动齿轮 1 轴传动齿轮 1 输出； 倒档挡变速齿轮 2变速齿轮 2牙嵌入插入传动齿 1 传动齿轮 1换向齿轮 2轴传动齿轮 1轴传动齿轮 2轴传动齿轮 2轴传动齿轮 1轴传动齿轮 1输出； 传动比分配及参数的确定 根据表（ 2） 180柴油机参数可知其标准转速为 2200r/作为田间的行车机械，根据设计书的要求， 选择行走的速度为 4km/s。考虑切割机部件的整体安装、机械的田间通过能力 及人员的操作舒适性，选择车轮高度为 700车轮的行车速度为 d=400/60此时，总传动比 I 总 =2200/见的传动方式传动比如表（ 4） 表 3 各种传动中每级传动比参考值 in of of 动类型 传动比 传动 类型 传动比 平带传动 5 锥齿轮传动 5（开式） 7 锥齿轮传动 7（单级减速器） 圆柱齿轮传动 8（开式） 蜗杆传动 15 60（开式） 圆柱齿轮传动 4 6（单级） 蜗杆传动 8 40（单级减速器） 圆柱齿轮传动 3 9（单级外啮合） 链传动 6 在设计两级或是多级减速器时，合理的分配各级传动比，是设计中的一个重要问题，它直接影响到减速器的外廓尺寸、重量大小及润滑条件，各级传动比分配一般有如下原则： 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 12 1）使各级的传动能力大致相等（一般指齿面接触强度）； 2）是减速器获得最小的外形尺寸和重量； 3）是各级传动的大齿轮侵入油中的深度大概相等，并且安装方便； 4）各传动零件间不会发生干涉和碰撞，并且安装方便。 根据以上原则，在设计展开式两级圆柱齿轮减速器， 为了使两级大齿轮有相近的浸油深度，有： i 2 （ 8） 其中 高速级传动比 i 2 低速级传动比 则根据整体要求，设定传动比为： i 带 =根据传动比计算公式，有 n1=n/ i 带 =2200/m r/m 10.8 r/m m r/m 查机械设计手册可得，方案中各个传动机构的效率如下： 表（ 4）方案中各个传动机构效率 In 动效率 轴承 圆柱齿轮 锥齿轮 轴功率的计算： 由公式 p= （ 9） p 1=2 = p 2=3 = p 3=4 = p 4=5 = p 5=轴扭矩计算 550 P1/550 m （ 10） 同样有 m m 279 Nm 1532Nm 对上述计算结果进行整理，列表如下： 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 13 主变速箱各轴转矩和功率 油机 轴 轴 轴 轴 轴 转速 2200 率 矩 279 1532 轴尺寸确定和轴承的选择： 轴的直径 :d= 其中 126 103,可求出最小直径 将轴 、 、 、的功率与转速分别代入上公式可得各自最小直径，和轴承 (1)轴为动力输入轴 ,直径为 2035端轴承型号为 6004； (2)轴为中间齿轮轴，直径为 3042端轴承型号为 6006； (3)轴为中间齿轮轴，直径为 4042端轴承型号为 6008； (4)轴为中间齿轮轴，直径为 55端轴承型号为 6011； (5)轴为动力输出轴，直径为 6050端轴承型号为 6212； 4 副变速箱设计计算 副变速箱整体计算设计 在油菜茎秆切割机构中，锥齿轮箱和旋转刀轴是切割器的主要部件，也是这次设计的关键部分。发动机动力经皮带传动到牙嵌式离合器，经离合器 结核后传递到锥齿轮箱，通过锥齿轮传动改变动力的传动方向，在通过三对互相啮合的圆柱齿轮进行双圆盘切割器的切割，副变速箱的结如构图（ 5） 动比计算分配 通过上面的设计和计算，得知发动机的转速是 2200r/盘主轴转速为2170r/此可得锥齿轮的总传动比为 i=2200/2170=照表（ 4）传动比的选取，为了使锥齿轮箱的结构简单，带传动的传动比就为 锥齿轮的总传动比，后续的锥齿轮传动和圆柱齿轮的传动比都为 1。 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 14 皮带轮的设计计算 设计功率的计算 根据总体方案的选择，选用 180 号柴油机， 12 小时标准功率为 P =转速为 2200r/器正常工作的吧时间小于 10h/d。查表 得工作情况系数关功率的计算 AP= （ 11） 选定 根据计算 功率比 n，根据图 13择采用 带轮基准直径和带速的确定 小带轮的直径通过查机械设计手册，有 中 带最小的基准直径，如果 带的弯曲应力过大而导致带的寿命降低；反之，虽能延长带的寿命，但带的传动的外廓尺寸却随之增大。 7） 所示。 表（ 6） 号 Y Z E 0 50 63 75 90 125 140 200 200 355 500 选取 小带轮直径 5带轮基准直径 i =75= （ 12） 式中为 于值很小，在一般计算中不予考虑。 对于带速计算有：11 m a 1 0 0 0（ 13） 带入数据 计算有： = 对于普通 V 带，式中 25，过小则传递功率过小，过大则离心率大，该计算结果符合设计要求。 确定带的基准长度和轴间距 由公式 22( ) 14） 代入数据，初步确定轴间距00需带的基准长度 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 15 22100 1 20()2 ( )24 d d a d d a （ 15） 带入数据得 0际间距 010 2（ 16） 代入数据得实际轴间距 a = 演算小带轮的包角 211 180 5 7 . 3 a (17） 0180 7 6 . 0 5 7 5 5 7 . 31 9 6 . 4 2 5 o =般 a 1200,最小不低于 900，若 a 1较小应增大或用张紧轮 8。则小带轮包角适合，不需要使用张紧轮。 9： 0 0 0 0 ( )p p p k k （ 18） 0p 虑传动比 i 1 时，带在大带轮上的弯曲应力最小，故在寿命相同的情况下，可以增大传递的功率。 虑包角不等于 1800时对传动能力的影响。 考虑带长不为特定长度时对传动能力的影响。 带的基本额定功率。 查表 13 13 1339+； 0p= 10 2 P 入上式有：5 . 8 8 3 . 0 6( 2 . 0 4 0 . 3 0 ) 1 0 . 8 2Z 圆整后取 =3 单根 有公式 2 . 55 0 0 ( 1 ) z v 式中 每米长的质量（ kg/m），查表 86 m=m 代入数据得： 文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 16 作用在轴的力 轴力） 102 Q z（ 19） 1m 3 Q z （ 20） 式中 则有 01 7 9 . 72 1 7 9 . 8 3 s i n 1 0 7 52 m a x 1 6 1 2 锥齿轮设计计算 本次计算，已知条件为传递的功率为 P=传动比为 1，主轴转速 2170r/虑农业机械工作特征，使用时间按 5000小时计算。 选材料、热处理，定精度等级 两锥齿轮传动比 1，只起到改变方向的作用，所以两 锥齿轮完全相同。齿轮材料选 20碳、淬火，齿面硬度为 56 62图 6d）查得接触疲劳极限500图 6 00用 6级精度，即： 6面粗糙度 12 0 . 8 u m。 初步设计 选用直齿锥齿轮，按接触疲劳进行初步设计，即： 3 11 222965 1 (1 0 . 5 )m R R u （ 21） 考虑到后续传动箱的整体设 计，取 0 几何尺寸计算 齿数 取 0， 0 1=40 （ 22） 分锥角 1=u= 50= 2 （ 23） 模数 m=d1/0/40= 取模数为 m= （ 24） 分度圆直径 d1=d2=0 （ 25） 齿宽中点分度圆直径 11 1 0 . 5 9 0 ( 1 0 . 5 0 . 3 ) 7 6 . 5d m m （ 26） 外锥距 1 0190 6 3 . 6 42 s i n 2 s i n 4 5dR m m （ 27） 中锥距 1 0 . 5 6 3 . 6 4 ( 1 0 . 5 0 . 3 ) 5 4 . 1 m m （ 28） 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 17 齿宽 0 . 3 6 3 . 6 4 1 9 . 1b R m m （ 29） 齿顶高1 2 1( 1 ) 2 . 2 5 1 2 . 2 5h m m m （ 30） 式中 1 为径向变位系数 齿根高 1 2 11 . 2 2 . 2 5 1 . 2 2 . 7h m x m m （ 31） 顶圆直径1 2 1 1 12 c o sa a ad d d h 09 0 2 2 . 2 5 c o s 4 5 9 3 . 1 8 （ 32） 齿根角 03a r c t a n a r c t a n 2 . 6 96 3 . 6 4 （ 33） 齿顶角 02 顶锥角 0 0 01 4 5 2 . 6 9 4 7 . 6 9 （ 34） 根锥角 0 0 01 4 5 2 . 6 9 4 2 . 3 1 （ 35） 冠顶角 021/ 2 s i n 9 0 / 2 2 . 5 s i n 4 5 4 3 . 2 3d h m m （ 36） 安装距，取 A=虑齿轮的结构情况，以及轮冠距 H 的测 量方便） 轮冠距 H=A 7 （ 37） 分度圆齿厚11( 2 t a n ) 2 . 2 5 3 . 5 322aS m m m （ 38） 式中 分度圆弦齿厚 221 3 . 9 2 86 m （ 39） 分度圆弦齿厚 2 c o s 2 . 5 34h h m （ 40） 当量齿数 / c o s 1 0 8 . 1 9 m m（ 41） 当量齿轮的分度圆直径 / c o s 1 0 8 . 1 9d m m（ 42） 齿宽中点齿顶高 1 t a n 2 . 0 52a m a ah h b m m （ 43） 当量齿顶圆直径 2 1 1 2 . 2 9v v a md d h m m （ 44） 齿宽中点模数 = （ 45） 当量齿轮基圆直径 c o s 1 0 1 . 6 7d a m m（ 46） 啮合线长度 220 . 5 ( 2 ) s i n 1 0 . 6 6 5v a v b vg d d d a m m （ 47） 断面重合度01 0 . 6 6 5 1 . 6 9 6c o s 2 . 1 3 c o s 2 0 齿根弯曲强度校核 强度条件 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 18 计算齿根应力 V F K F a S a K K Y Y Y Y （ 48） 式中 1 . 8 7 5（见表 6 1 （见表 6 0 . 8 5 9 . 3 7 6 （见表 6 （见表 6 （见表 6 （见表 6 1Y （见表 6 1 （见表 6 （见表 6 221 . 0 3 ( 1 0 . 5 ) 2 . 5 ( 1 0 . 5 0 . 3 ) 2 . 1 3VK m m a b （见表 6 则 1 2 7 0 . 4 51 . 2 5 1 . 0 3 1 . 8 7 5 1 2 . 8 5 1 . 6 2 0 . 6 7 1 1 4 7 5 . 0 59 . 3 7 6 2 . 1 3F 许用接触应力 l i mm i TF r e l T R r e l T Y （ 49） 式中00（见表 6 （见表 6 （见表 6 （按 插图 61 （见表 6 则 5 0 0 2 0 . 9 9 1 . 0 2 1 7 2 1 . 2 91 . 4P 结论 F满足齿根弯曲强度。 齿轮的检验项目及其公差计算 锥齿轮的精度等级： 6C 1365 对齿轮： 齿轮的累积公差 2 （查表 6 齿轮的累积公差 10（查表 6 齿形相对误差的偏差 5ef 查表 9 切向综合公差 1 . 1 5 3 8i p f u m （查 表 9 纵向综合公差 0 . 8 ( 1 . 1 5 ) 1 3i p t ef f f u m （查表 9 齿厚上偏差 48（查表 9 齿厚公差 52sT 查表 9 对齿轮副： 接触斑点 沿齿长方向 50%沿齿高方向 50% （查表 6 最小法向侧隙 62查表 6 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 19 最大法向侧隙m a x 1 2 2 1 2 1( ) c o S S S s s s E T T E E a 式中2118 u m（查表 9m a x ( 4 8 1 4 8 5 2 5 2 1 8 1 8 ) 2 2 1 . 7 7nj u m 齿圈轴向位移的极限偏差 48 （查表 6 轴间距极限偏差 48af （查表 6 轴交角极限偏差 48 （查表 6 圆周齿轮轴的工作图 根据圆锥齿轮尺寸，按照表表 6锥齿轮的结构形式，结合后续副变速箱的装配，确定主动锥齿轮为齿轮轴，见图 6 图（ 6）圆锥齿轮轴的工作图 圆柱齿轮传动设计计算 根据之前的设计和计算，采用斜齿圆柱齿轮最为最终传动，其传动 功率为P=动比 i=1，主轴转速 200r/用采油机作为动力来源，载荷有中等冲击，结构要求紧凑。本设计中采用三级齿轮传动传动计算过程如下所示（设计参考机械设计基础教材）。 选定材料及确定需用应力 因为要求结构紧凑故采用硬齿面组合： 四个齿轮结构 均相同，材料采用 20碳淬火，齿面硬度为 56li m 1500H M P a 850 （表 11 . 买文档就送您 纸全套，