插秧机机械变速箱设计【三维PROE】(毕业论文+全套CAD图纸)(答辩通过)

下载文档就送全套 CAD 图纸，扣扣 414951605 学习好资料，毕设专用，答辩优秀 本科毕业设计（论文） 题 目： 插秧机机械变速箱设计 学 院： 机械与自动控制学院 专业班级： 机械制造及其自动化（ 4）班 姓 名： 王磊 学 号： B09300423 指导教师： 李革 教授 2013 年 05 月 19 日 浙江理工大学本科毕业设计 1 浙 江 理 工 大 学 机械与自动控制学院 毕业论文诚信声明 我谨在此保证：本人所写的毕业论文，凡引用他人的研究成果均已在参考文献或注释中列出。论文主体均由本人独立完成，没有抄袭、剽窃他人已经发表或未发表的研究成果行为。如出现以上违反知识产权的情况，本人愿意承担相 应的责任。 声明人（签名）： 年 月 日 插秧机机械变速箱设计 2 摘 要 随着农业技术的发展，机械化生产显得越来越重要。因为在这个年代生产效率对我们的日常生活尤为重要。每个人都需要食物。插秧机就在农业生产中扮演重要角色。作为插秧机中的一部分，变速器起到控制其运动规律的作用。通过对市场现有插秧机变速箱的调查研究，我发现一些插秧机的变速箱在可靠性方面欠佳，还有的在机器操纵方面显得比较繁琐。面对这种情况，我找到一些可以解决这些问题的措施。所以本篇论文主要针对插秧机的变速箱进行设计。论文包括插秧机变速箱的背景，变速箱的功能，以及变速箱的设计计算等方面。设计方面主要包括传动系统的设计，操纵系统的设计以及箱体的设计。设计中主要应用PRO/E5.0 和 CAD2008 工程制图软件。 关键词 ：插秧机；变速箱；传动系统；操纵系统 浙江理工大学本科毕业设计 3 Abstract With the development of the argucultural technology, the mechanized production become more and more significant. Because the production efficiency is very vital for our daily life. Everybody needs food. And the rice transplanter play an important role in the argucultural production. As a part of rice transplanter, the gearbox control its form of exercise. According to the study of the market, I find some problem of prevelant gearbox of rice transplanter. Such as the control system is lack of reliability, the machine operation is not very convenient and so on. So face to the phynomenon, I take some measures to treat revelant problems. So this dissertation mainly introduct the design of gearbox. It include the background of gearbox of rice transplanter, the function of gearbox and the calculations about the design of gearbox of rice transplanter. And design of gearbox mainly include the design of transmission system, the design of control and the design of box. This design rely on PROEWildfire 5.0 and AutoCAD 2008. Key words: rice transplanter； gearbox； transmission system； control ststem 插秧机机械变速箱设计 4 目 录 摘 要 ABSTRACT 第一章 绪 论 . 6 1.1 引言 . 12 1.2 国内外研究状况和发展趋势 . 12 1.2.1 国内插秧机研究状况 . 12 1.2.2 日本插秧机研究状况 . 13 1.3 高速插秧机的结构组成 . 14 1.4 高速插秧机中常用的几种变速方式 . 15 1.5 课题研究目的及意义 . 16 1.6 设计的主要内容 . 16 第二章 传动方案的确定 . 17 2.1 高速插秧机传动关系 . 17 2.2 机械式变速器传动方案 . 18 第三章 基本参数的确定与计算 . 19 3.1 发动机额定参数 . 19 3.2 传动比的确定 . 19 3.3 传动装置运动、动力参数运算 . 19 3.3.1 各轴转速 . 19 3.3.2 各轴功率 . 20 3.3.3 各轴转矩 . 20 3.4 直齿圆柱齿轮的设计计算 . 20 3.4.1 设计计算低速级齿轮参数 . 20 3.4.2 其他齿轮参数 . 24 3.5 直齿圆柱齿轮的受力计算 . 25 第四章 轴的设计计算 . 26 4.1 输入轴的设计计算 . 26 4.1.1 估算轴的直径 . 26 4.1.2 轴的结构设计 . 26 4.1.3 花键类型 的选取 . 27 4.1.4 轴承类型的选取 . 27 4.1.5 具体长度的选取 . 27 浙江理工大学本科毕业设计 5 4.2 输出轴的设计计算 . 28 4.2.1 估算轴的直径 . 28 4.2.2 轴的结构设计 . 28 4.2.3 具体长度的选取 . 29 4.3 惰轮轴的设计计算 . 30 4.3.1 估算轴的直径 . 30 4.3.2 轴的结构设计 . 30 4.3.3 具体长度的选取 . 31 4.4 输出轴的强度校核及轴承寿命校核 . 31 4.4.1 按弯扭合成强度条件校核 . 31 4.4.2 对 轴端轴承进行寿命校核 . 32 4.5 惰轮轴的强度校核及轴承寿命校核 . 33 4.5.1 按弯扭合成强度条件校核 . 33 4.5.2 对轴端轴承进 行寿命校核 . 34 第五章 离合器的选用和装配 . 36 5.1 离合器的选用 . 36 5.2 摩擦片式离合器简介 . 36 5.3 摩擦片式离合器原理 . 36 5.5 摩擦片式离合器装配主要结构 . 38 第六章 操纵系统及箱体相关设计 . 39 6.1 操纵系统设计主要内容 . 39 6.2 操纵系统相关装配 . 39 6.3 箱体的加工及实物图 . 39 第七章 总结与展望 . 41 7.1 论文总结 . 41 7.2 进一步工作展望 . 41 参考文献 . 42 致谢 . 44 插秧机机械变速箱设计 6 浙江理工大学本科毕业设计 7 插秧机机械变速箱设计 8 浙江理工大学本科毕业设计 9 插秧机机械变速箱设计 10 浙江理工大学本科毕业设计 11 插秧机机械变速箱设计 12 第一章 绪 论 1.1 引言 我国是传统的农业大国，水稻的产量在我国的粮食作物中最高，比世界稻谷单产的平均值还要高出一倍多，是我国的主要的粮食作物。由此可见，水稻在我国的粮食生产中占有十分重要的地位。水稻一般要在特定季节里生产，同时育秧移栽、灌溉等生产技术较为复杂，采用传统人工种植方式的劳动强度很大， 由于水稻种植技术在水稻生产环节中的作用举足轻重，多年以来，我国大部分从事水稻生产的农村地区一直沿用人工插秧的劳作方式，由于技术落后、效率低，广大农民朋友迫切需要早日摆脱这种繁重的体力劳动 1。 1.2 国内外研究状况和发展趋势 1.2.1 国内插秧机研究状况 我国的插秧机行业是伴随着国家农机化的进程而发展的，我国 从 20世纪50 年 代开始研究水稻插秧机，是最早从事水稻插秧机研究和生产的国家之一。我国水稻插秧机的研究历史大致可以划分为四个阶段 2： 1）人力水稻插秧机：这是在 1956 年研制的一款基于 梳齿纵拉分秧原理的试验样机，它在随后的田间试验中验证了实现插秧机械化的可能性。 浙江理工大学本科毕业设计 13 2）机动水稻插秧机：这一类插秧机上应用了我国独创的转臂滑道分插机构技术，它的成功研制使我国的插秧机进入了专业化生产阶段，但是这类机型也具有机构复杂、取秧可靠性差、插秧质量不高等缺点，需要进一步改进。 3） 2ZT 系列机动插秧机：这是我国在 2Z 系列插秧机的基础上，根据日本曲柄摇杆式分插机构，研制出的一款新机型，插秧频率高达 263 次 /分钟，在栽插带土中、小苗方面的效果较为理想 3。 4）高速水稻插秧机： 20世纪 90年代，国内一些知 名高校、科研院所和农机企业开始着手研发高速水稻插秧机上的一些关键部件，由于技术水平限制，当时还主要是对整机进行仿制，目前我国部分企业已经开发出自主品牌的高速水稻插秧机，但与日本、韩国相比，在关键技术方面还有很大差距，在今后一段时期内，我国的科研人员在高速水稻插秧机的研发方面任重而道远。 1.2.2 日本插秧机研究状况 日本水稻插秧机技术一直处于世界领先水平，早在 19 世纪 50 年代，日本国内就零零散散的对水稻插秧机进行了研究，并在 19 世纪末颁布了插秧机技术相关的专利。在 20 世纪 50 年代日本国内对水稻 插秧机的相关技术进行了集中的整理和研究，到 1990 年时，日本的机械插秧面积在水稻种植面积中所占比例就已经高达 98.4%。韩国虽然起步较晚，但由于引进了日本的先进技术，发展迅猛，水稻插秧机械化程度较高，到 1996 年时韩国的机插面积就已经占到整个水稻种植面积的 97%。现在以日本为例，简单的介绍一下国外水稻插秧机的发展历程，日本在这方面的研究大致可以分为以下三个阶段 4： 1）步行式插秧机： 20 世纪 50 年代，日本研制出了以久保田 SPS-28 型插秧机为代表的步行式插秧机，该类插秧机采用曲柄连杆式分插机构，插秧频率 可以达到 200 次 /min,极大的提高了插秧效率，但由于没有推秧装置，插秧质量较低 5。 2）机动式插秧机： 20 世纪 70 年代，日本研制出了曲柄摇杆式的分插机构，采用液压仿形机构的推秧装置，并应用了最新的材料和工艺，有效地减轻了机器的振动、增加了插秧的可靠性，使得插秧频率达到 270 次 /min，但是机构较为复杂，加工制造要求高，而且有时会出现分秧不均的缺陷。 插秧机机械变速箱设计 14 3）高速插秧机： 20 世纪 80 年代中期，日本成功研制出了对称布置的行星齿轮式分插机构，该类分插机构具有性能稳定可靠、振动小等特点，并且插秧质量较好，采用对称 式结构使得栽植臂的驱动轴每旋转一周可以插秧两次，极大地提高了插秧效率，据实验记载，该机构的分插频率能达到 350-440 次 /min，在当时，这种成果在水稻插秧机高速化方面的研究取得了突破性的进步。 时至今日，日本依然在高速水稻插秧机的研制技术方面领先于世界，日本国内的久保田、井关、洋马等农机企业的研发团队庞大、经验丰富，他们研制出的高速插秧机性能稳定可靠、行驶机动灵活、插秧效果好，并且乘坐舒适、操纵方便，深受广大农户的好评 6。 1.3 高速插秧机的结构组成 高速插秧机的结构复杂，是集机、电、液一体的技术组 合，一台性能优越的高速插秧机不仅要在结构、功能方面满足要求，保证易操作且插秧性能稳定可靠，同样在整机的外观设计上也应满足现代美学的要求，这样才能在同类品牌中脱颖而出，占据一定的市场份额。当然，结构功能方面的高品质始终是高速插秧机在研发过程中的重点和难点，要加以重视。高速插秧机的整机结构布局图如图1-1 所示 7： 1.预备载苗架 2.插秧机面罩 3.方向盘 4.变速系统 5.驾驶座 6.操纵机构 7.机架部分 8.液压升降装置 9.苗架 10.插值链轮箱 11.浮板 12.栽植臂 13.前桥及前轮 14.发动机 15.后桥及后轮 图 1-1 高速插秧机整机结构图 浙江理工大学本科毕业设计 15 高速插秧机在结构上主要是由发动机、变速系统、液压系统、插值系统、行走装置、液压转向装置、操纵机构、拉锁电装、面罩 、机架、浮板、苗架等部分组成。其中最为核心的技术是插值系统部分，作为高速插秧机的关键部件，它决定着插秧的效果和质量，为此，国内外但凡与高速插秧机研究相关的课题，大多数与插值系统有关，而对高速插秧机中其它结构部分的研究资料却很少。 在高速插秧机的研发过程中，除了插值系统以外，其传动系统的设计也颇具难度，高速插秧机的传动系统主要由变速系统、插值变速器、前轮和后轮等部分组成，通过变速系统将发动机的动力分配到高速插秧机的插值变速器、前轮、后轮等部分，保证整台机器在田能够稳定的工作 8。 高速插秧机的液压系统主要包 括齿轮泵、液压转向装置以及液压升降装置等部分，在整台插秧机实现功能性的过程中具有重要的作用。 高速插秧机的插值系统主要由插值链轮箱、栽植臂等部分组成，其中栽植臂的结构复杂，在实际插秧时，栽植臂按照既定的轨迹完成插秧动作，将秧苗插入田中，因此其运转时的轨迹曲线决定着插秧的实际效果。 拉锁电装、机架、浮板、苗架等装置，对于高速插秧机实现某些特定的功能起着很重要的辅助作用。 1.4 高速插秧机中常用的几种变速方式 高速插秧机主要有三种变速方式，分别采用机械式组合变速器、 HST 式组合变速器和 HMT 式组合变速器，这三种 变速器各自的功能特点如下： 1)机械式组合变速器 机械式变速器的结构简单、工作可靠、传动效率高、制造成本低，比其他类型的变速器历史悠久、技术更为成熟，主要由齿轮机构、传动轴和操纵机构等部分组成，有些机械式变速器中还有离合器，在汽车行业应用比较广泛。机械式变速器在工作中对环境变化和污染程度的反应比较迟钝，不会因为环境的过大变化而影响整机的功能特性。相对而言，机械式变速器的操纵机构设计和装配难度较大，通常比较巧妙。对于本文中高速插秧机所采用的三轴式机械式变速器，档位主要由 3个前进挡、 1个倒档和 1 个空挡组成，操纵 机构设计结构巧妙，机械传递效率高达 90%以上。 2)HST 式组合变速器 插秧机机械变速箱设计 16 静液压无极变速器（ Hydraulic Stepless Transmission,简称 HST）也叫液压变速箱，主要是由柱塞马达、柱塞泵、壳体以及操纵机构等组合而成的一种液压装置。它的作用主要是在整机的传动系统中承担变速器的全部或者部分调速功能。由于 HST 系统具有很好的制动性能，它的操纵机构没有机械式变速器那么复杂，并且与发动机的匹配性较好，可以很容易的匹配不同规格的发动机。泵和马达作为 HST 的关键部件，传递总效率却只有 80%左右，远低于 机械式变速器，这限制了它的应用范围 9。 HST 在一些要求操纵简单、对油耗不敏感的小型机械上使用的较多。目前，在日本的井关农机公司生产的高速插秧机中通常使用 HST 和主变速器组合而成的变速系统，这使高速机的操纵方便，作业效率较高。 3)HMT 式组合变速器 液压机械无极变速器（ Hydraulic Mechanical Transmission，简称 HMT），是一种兼顾 机械传递的高效性和液压传动的操控性的一种变速器，它可以实现无极变速，通常应用于需要传递较大功率的场合，其中液压传递部分大约占 30%，其余 70%的功 率通过机械传动实现 10，在日本 洋马公司生产的高速插秧机应用较多。如图 1.5 所示为 HMT 的 工作原理简图， HMT 一般与发动机之间通过带传动的方式得到大力，主要由 由变量马达、变量泵以及行星差速器等部分组合而成，通过机械传动和液压回路的分流方式将发动机的动力汇集在行星差速器中，通过行星差速器将所得动力汇合输出。在工作时， HMT 通过操纵装置来控制变量泵的排量，进而改变行星差速器中行星架的速度大小和旋转方向，实现插秧机前进、停车的功能。一般通过这种传动方式可以得到机械 -液压并联传动、机械挡、直接挡、纯液压传动等几种 不同的工作模式，其传递效率比液压传动的高，但低于机械传动效率，可以达到 85%以上。由于 HMT 的 结构复杂，生产成本高，需要设置倒档，因此操作相对复杂。 1.5 课题研究目的及意义 高速水稻插秧的变速器是其底盘的一个重要装置，目前日本进入我国的高速插秧机均为静液压无级变速装置，价格高、其机械效率也比较低。为了提高插秧机的传动效率、降低高速插秧的价格，市场上急需一种有级变速装置。 1.6 设计的主要内容 1）水稻机械化插秧的意义及发展 浙江理工大学本科毕业设计 17 2）插秧机机械有级变速器方案设计； 2）插秧机机械有级变速器的结构设计； 3）完成二维、三维图纸； 第二章 传动方案的确定 2.1 高速插秧机传动关系 图 2-1 传动关系简图 此设计主要针对中间机械式变速器进行 。 由图 2-1 不难看出，此变速器含一个动力输入，俩个动力输出，动力输入由发动机带动带轮来实现，其中一个插秧机机械变速箱设计 18 输出给主变速器动力，另一个给液压齿轮泵提供动力。 2.2 机械式变速器传动方案 按照实际工作的需求，要求此变速箱提供三个前进档，一个倒退档，一个空挡，并且需要一个直接与发动机相连的输出轴为液压 系统提供动力。为了保证动力传递的可变性，需要有离合器参与，来实现动力随时的中断与持续。为了保证结构紧凑，变速箱体积较小，操作简单方便以及可靠性和经济性要求，决定采用滑移齿轮的方式实现定值传动比变速 11。 图 2-2 整体传动方案 图 2-3 惰轮轴传动方案 如图 2-2、 2-3所示： 三个前进档： 1、当齿轮 1和齿轮 6 啮合实现一档变速。 2、当齿轮 2和齿轮 7 啮合实现二档变速。 3、当齿轮 3和齿轮 8 啮合实现三档变速。 一个倒退档：当齿轮 4、惰轮 5 和齿轮 9啮合实现倒档。 一个空挡：当拨叉移动滑移齿轮不与输入轴齿轮啮合则为空档状态。 浙江理工大学本科毕业设计 19 注：输入轴的齿轮均是空套在轴上，当离合器工作时，输入轴转速传递给离合器，由离合器内花键将动力传递给输入轴上的齿轮，输入轴成为常转轴（输入轴上有花键与离合器相连，输出轴为花键轴）。根据受力分析和经验，采取上图惰轮布置方式。 第三章 基本参数的确定与计算 3.1 发动机额定参数 3.2 传动比的确定 该 变速箱根据设计要求，需要高速，中速，低速三个前 进档变速。由经验和工况需要确定传动比，高速级传动比为 1.2，中速级传动比为 1.5，低速级传动比为 3。倒退档总传动比为 2.7，惰轮轴分配传动比为 1，输出轴分配传动比为 2.7。 3.3 传动装置运动、动力参数运算 3.3.1 各轴转速 输入轴： m in/30001 rnn m 输出轴（高速级）： r / m in2 5 0 02.13 0 0 0112 inn输出轴（中速级）： r/ m in2 0 0 05.13 0 0 0213 inn输出轴（低速级） : m in/1 0 0 033 0 0 0314 rinn 惰轮轴 : m in/3 0 0 013 0 0 0415 rinn 插秧机机械变速箱设计 20 输出轴（倒档）： m in/11.1 1 1 17.23 0 0 0556 rinn 3.3.2 各轴功率 输入轴： kW246.1599.04.15d1 联PP输出轴（前进）： kW6 4 1.147.909.902 4 6.1512 齿轴承 PP惰轮轴： kW6 4 1.147.909.902 4 6.1513 齿轴承 PP输出轴（倒退）： kW059.147.909.90641.1434 齿轴承 PP3.3.3 各轴转矩 电机轴 ： mN023.493 0 0 04.159 5 5 09 5 5 000d nPT输入轴： mN5 3 3.483 0 0 02 4 6.159 5 5 09 5 5 0111 nPT输出轴（高速级）： mN93.552 5 0 06 4 1.149 5 5 09 5 5 0222 nPT输出轴（中速级）： mN91.692 0 0 0641.149 5 5 09 5 5 0323 nPT输出轴（低速级） : mN82.1 3 91 0 0 06 4 1.149 5 5 09 5 5 0424 nPT惰轮轴 : mN61.463 0 0 0641.149 5 5 09 5 5 0535 nPT输出轴（倒档）： mN15.12111.1 1 1 1059.149 5 5 09 5 5 0646 nPT3.4 直齿圆柱齿轮的设计计算 3.4.1 设计计算低速级齿轮参数 1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 1）如图所示的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。 2）变速箱一般选用 7 级精度 浙江理工大学本科毕业设计 21 3）材料选择。一般选择小齿轮材料为 40Cr（调质），硬度为 280HBS，大齿轮材料为 45钢（调质）硬度为 240HBS，二者材料硬度差为 40HBS。 4）选小齿轮齿数为 17，大齿轮齿数为 62。 2、按齿面接触强度设计 由设计计算公式进行试算， 即 32HHEd1112ZZZZuuKTd （ 1） 确定公式内的各计算数值 1） 试选载荷系数 K=1.3. 2） 小齿轮转矩 MNT 53.481 3） 选取齿宽系数为 0.2。 4） 查得材料的弹性影响系数 MPaZe 8.1895） 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 MPaH 6001lim ，大齿轮的接触疲劳强度极限 MPaH 5502lim 。 6） 计算应力循环次数 1011 102 9 6.1153 0 0823 0 0 06060 hjLnN10102 103 5 6.064.3102 9 6.1 N 7） 取接触疲劳寿命系数 9.01 HNK， 95.02 HNK8） 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为 1%，安全系数 S=1，得 M P aSK HNH 5401lim11 M P aSK HNH 5.5222l im22 （ 2） 计算 1） 试算小齿轮分度圆直径td1插秧机机械变速箱设计 22 32HHEd1112ZZZZuuKTd = mm5.435.5228.1892132.0108.43.1324 2） 计算圆周速度 v smndv t /83.66 0 0 0 0 3 0 0 05.431 0 0 060 11 3） 计算齿宽 b mmdbtd 7.85.432.01 4) 计算齿宽与齿高之比 模数 mmzdm t 55.217/5.43111 齿高 mmmh 74.525.2 58.774.5 5.43 hb5） 计算载荷系数 根据 smv /83.6 ， 7级精度。查得动载系数 2.1vK，直齿轮，1 FH KK ,使用系数 1AK ，用插值法查得 7级精度、小齿轮非对称布置时 423.1HK。由 55.734.11 59 6.85 hb， 423.1HK，得35.1FK ；故载荷系数 7 0 7 6.14 2 3.112.11 HHvA KKKKK 6)按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径，得 mmKKddttt 85.471.15.4331 7)计算模数 m mmzdm t 81.21785.471 (3) 按齿根弯曲强度设计 浙江理工大学本科毕业设计 23 弯曲强度设计公式为 3 21 1 )(2 F SFd YYzKTm (1)确定公式内各计算数值 1）查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 MPaFE 5001 ；大齿轮的弯曲强度极限 MPaFE 3802 ； 2）查得弯曲疲劳寿命系数 85.01 FNK, 88.02 FNK； 3)计算弯曲疲劳许用应力。 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，得 M P aSK FEFNF 57.3 0 3111 M P aSK FEFNF 86.238221 4)计算载 荷系数 K。 62.135.112.11 FFvA KKKKK5）查取齿形系数。 查得 65.21 FaY， 226.22 FaY。 6）查取应力校正系数。 查得 58.11 SaY, 764.12 SaY。 7）计算大、小齿轮的 FSaFaYY加以比较 013 79.01 11 F SaFa YY 01 644.02 22 F SaFa YY 大齿轮的数值大。 (2) 设计计算 54.201644.0172.0108.462.12324 m 插秧机机械变速箱设计 24 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数 m 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数 m 的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅 与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数 2.54 并就近应圆整 mmm 6.2 ，按接触强度算得的分度圆直径 mmd 5.431 ，算出小齿轮齿数 1711 mdz ，大齿轮齿数513172 z 。 这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度要求，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。 4、几何尺寸计算 (1) 计算分度圆直径 mmmzd 2.446.21711 mmmzd 6.1 3 26.25122 (2) 计算中心距 mmdda 4.882 21 (3) 计算齿轮宽度 mmdbd 92.442.01 （ 4）计算齿顶圆直径 mmmhdd aa 2.52422.44211 mmmhdd aa 6.1 4 0426.1 3 2222 （ 5）计算齿根圆直径 mmmchdd af 2.34425.122.44)(211 mmmchdd af 6.122425.126.132)(222 3.4.2 其他齿轮参数 浙江理工大学本科毕业设计 25 根据此计算方法，可以算出其他齿轮 (均为标准齿轮 )的参数如下： 模数 齿数 分度圆直径 齿顶圆直径 齿根圆直径 齿轮 1 2.6 17 44.2 52.2 34.2 齿轮 2 2.6 27 70.2 78.2 60.2 齿轮 3 2.6 31 80.6 88.6 70.6 齿轮 4 2.6 17 44.2 52.2 34.2 齿轮 5 2.6 17 44.2 52.2 34.2 齿轮 6 2.6 51 132.6 140.6 122.6 齿轮 7 2.6 41 106.6 114.6 96.6 齿轮 8 2.6 37 96.2 104.2 86.2 齿轮 9 2.6 46 119.6 127.6 109.6 3.5 直齿圆柱齿轮的受力计算 齿轮 1（齿轮 6）所受的切向力： N1.2 1 9 62.444 8 5 3 32211t1 dTF齿轮 1（齿轮 6）所受的径向力： NFFtr 37.7 9 93 6 4.01.2 1 9 620t an11 齿轮 2（齿轮 7）所受的切向力： N71.1 3 8 27 0 .24 8 5 3 32221t2 dTF齿轮 2（齿轮 7）所受的径向力： NFFtr 31.5 0 33 6 4.071.1 3 8 220t an22 齿轮 3（齿轮 8）所受的切向力： N29.1 2 0 46.804 8 5 3 32231t3 dTF齿轮 3（齿轮 8）所受的径向力： NFFtr 36.4 3 83 6 4.029.1 2 0 420t an33 齿轮 4（ 9）（惰轮 5）所受的切向力： N1.2 1 9 62.444 8 5 3 32241t4 dTF齿轮 4（ 9）（惰轮 5）所受的径向力： NFFtr 37.799364.006.2 1 9 620t an11 插秧机机械变速箱设计 26 第四章 轴的设计计算 4.1 输入轴的设计计算 4.1.1 估算轴的直径 （ 1） 已知条件 输入轴的传递的功率 kw246.151 P ，转速 30001 n r/min ，传递转矩 mN533.481 T 。 （ 2） 选择轴的材料 因传递功率不大，并对重量及结构尺寸无特殊要求，故选常用的材料 45 钢，调质处理。 （ 3）初算直径 查表取 C=120 mm63.203 0 0 0246.151203311 nPCd 4.1.2 轴的结构设计 图 4-1 输入轴结构 浙江理工大学本科毕业设计 27 如图 4-1所示，由于该轴前端与发动机相连，后端为液压系统提供动力，所以该轴应为常转轴，但又要满足在发动机不停止工作的条件下，实现主变速箱的工作起停，所以将俩对双联齿轮结合并空套于轴上，将滚针轴承内圈固定于轴上，再将齿轮与轴承外圈固定。主离合器的主动摩擦片与轴前端的花键相啮合，主动摩擦片带动从动摩擦片与左端双联齿轮的花键相啮合，实现动力的传递。 4.1.3 花键类型的选取 在此设计中根据经验和经济性要求选取压力角为 45度 渐开线花键，由于齿形钝而短，与 压力角为 30度的渐开线花键相比，对连接件的削弱较小，但工作面高度较小，故承载能力较低，多用于载荷较轻，直径较小的静联接特别适用于薄壁零件的轴毂连接。 渐开线花键的定心方式为齿形定心。当齿受载时，齿上的径向力能起到自动定心的作用利于各齿的均匀受载，其主要失效形式为工作面的压溃，需要校核其挤压应力。 4.1.4 轴承类型的选取 由于该轴上的齿轮均为直齿圆柱齿轮，几乎没有轴向力的作用，故在轴段使用俩个深沟球轴承，其特点是主要承受径向载荷，也可同时承受较小的轴向载荷。当量摩擦系数最小。在高速运转时可承 受纯轴向载荷，并且大量生产，价格最低。满足经济性和实用性要求。 空套在轴上的齿轮，根据经验和实用性要求，采用滚针轴承来达到预期效果，因为在同样的内径条件下，与其他类型的轴承相比，其外径最小，内圈和外圈可以分离，工作时允许内、外圈有少量的轴向错动。有较大的径向承载能力。一般不带保持架且摩擦系数较大。 4.1.5 具体长度的选取 轴段 1上安装于发动机相连的联轴器，根据给定的联轴器型号，选取轴段长度比联轴器轮毂宽度略小，于是选定轴段 1 直径 mmd 201 ，长度mmL 5.621 。 轴段 2上要安装与主离合器相连的渐开线花键，根据经验选定花键型号为 GB 3478.1-1995。则轴段 2直径 mmd 252 ，长度 mmL 5.232 。 插秧机机械变速箱设计 28 轴段 3为过渡轴段，为使轴受力均匀，根据经验选取轴段 3直径mmd 223 ，长度 mmL 5.53 。 轴段 4起到为齿轮轴向定位的作用，应比轴的直径略大，选取轴段 4直径 mmd 254 ，长度 mmL 154 。 轴段 5起到主要承载载荷的作用，由刚才试算的结果，选取轴段 5直径 mmd 65.205 ，长度 mmL 1065 。 轴段 6为了与深沟球轴承配合，直径需小于轴段 5 满足轴承内径的标准值，这里取轴段 6 直径 mmd 176 ，长度 mmL 176 。 轴段 7为了与液压系统中的齿轮泵相配合，根据齿轮泵型号选取轴段7 直径 mmd 5.167 ，长度 mmL 5.205 。 4.2 输出轴的设计计算 4.2.1 估算轴的直径 （ 1） 已知条件 为了满足可靠性要求，应按低速级输出轴功率和转速试算该轴的直径，给出传递的功率 kw641.142 P ，转速 1000r/min2 n ，传递的转矩M139.82N2 T 。 （ 2） 选择轴的材料 因传递功率不大，并对重量及结构尺寸无特殊要求，故选常用的材料 40Cr。 （ 3） 初算直径 查表取 C=97 mm73.231 0 0 064.14973311 nPCd 4.2.2 轴的结构设计 浙江理工大学本科毕业设计 29 图 4-2 输出轴结构 如图 4-2 所示，由于该轴上的齿轮均为滑移齿轮，为了保证运动的精确，由可靠性要求选取花键轴，且键的类型均为渐开线花键，渐开线花键可以用制造齿轮的方法来加工，工艺性较好， 制造精度也高，花键齿的根部强度高，应力集中小，易于定心，在要求经常滑移的连接中可以采用渐开线花键，其定心方式为齿形定心。当齿受载时，齿上的径向力能起到自动定心作用，利于各齿受力均匀，因为经常滑移，对花键表面磨损较为剧烈，应进行耐磨性校核，根据经验和计算给出该花键轴的花键型号为 GB 3478.1-1995。 4.2.3 具体长度的选取 轴段 1为了与深沟球轴承配合，直径需小于轴段 2 满足轴承内径的标准值，这里取轴段 1直径 mmd 171 ，长度 mmL 141 。 插秧机机械变速箱设计 30 轴段 2 起到主要承载载荷的作用，由刚才试算的结果，选取轴段 2直径mmd 73.232 ，长度 mmL 952 。 轴段 3为了与深沟球轴承和主变速箱配合，直径需小于轴段 2 满足轴承内径的标准值，这里取轴段 3 直径 mmd 173 ，长度 mmL 5.293 。 4.3 惰轮轴的设计计算 4.3.1 估算轴的直径 （ 1）已知条件 惰轮轴的传递的功率 kw64.143 P ，转速 30003 n r/min ，传递转矩 mN61.463 T 。 （ 2） 选择轴的材料 因传递功率不大，并对重量及结构尺寸无特殊要求，故选常用的材料 40Cr。 （ 3） 初算直径 查表取 C=110 mm65.183 0 0 064.141103311 nPCd 4.3.2 轴的结构设计 图 4-3 惰轮轴结构 浙江理工大学本科毕业设计 31 如图 4-3所示，该轴结构较为简单只有一个齿轮作为轴上主要部件。俩端均为深沟球轴承，该轴具有较好的工艺性，采取调质方法进行热处理。 4.3.3 具体长度的选取 轴段 1为了与深沟球轴承配合，直径需小于轴段 2满足轴承内径的标准值，这里取轴段 1直径 mmd 101 ，长度 mmL 8.71 。 轴段 2起到主要承载载荷的作用，由刚才试算的结果，选取轴段 2直径 mmd 65.182 ，长度 mmL 122 。 轴段 3为了与深沟球轴