单轮手扶式油菜地油菜分厢器结构设计-说明书

1、单轮手扶式油菜地油菜分厢器结构设计 学 生：易定远 指导老师：吴明亮(湖南农业大学东方科技学院，长沙 )摘 要：油菜是草本十字花科作物，是我国主要油料作物和蜜源作物之一，其籽粒是制浸油脂原料主要品种之一。栽培遍及全国，分为冬油菜和春油菜两种。其种植面积占全国油料作物总面积的40%以上，产量占全国油料总产量的30%以上，居世界首位。现在要实现油菜产量提升必须使用机械化，油菜联合机械化现在还未普及，同时油菜机械也严重缺少，油菜联合收获机存在着严重脱粒损失，分析发现脱粒损失主要集中在割台损失，约占油菜地收获损失的70%以上，主要是由于油菜枝Y的缠绕。所以，本文设计了油菜地油菜分厢器，在油菜生熟之前对

2、油菜进行分厢，从而避免在油菜成熟后收获时由于分厢造成的脱粒损失，同时可以简化现有的油菜收获机械结构，提高效率。关键词：分厢器；油菜；机械；A Structural Design of Rape Points Compartments Device in Single Wheel Hand TypeAuthor: YI Ding-yuan Tutor: WU Ming-liang (Oriental Science Technology College of Hunan Agricultural University, Changsha )Abstract：Oilseed rape,a kind

3、 of herbaceous cruciferae crops, is the main oil crop and nectar crop planted in our country because its seeds are one of the main raw materials to produce oil. Oilseed rape is planted all over the country which has winter rape and spring rape. Its planting acreage accounts for over 40% of the total

4、 area of oil crops, and the production accounts for more than 30% of the total oil production,ranking first in the world. Now ,in order to increase production, we must apply mechanization into practice, but the rape mechanical combine has not been spread, and rape mechanism is also lacking seriously

5、. Meanwhile, there is a serious loss of threshing in rape combine harvesting machine. An analysis was shown that the loss of stripping header was a great part in the threshing loss , which occupied over 70% of the total harvest loss in rape fields, mainly because of the winding of the rape branch Y.

6、 Therefore, this thesis designs a Points compartments device to compart rapes before the rapes are mature,so that to avoid the threshing loss owing to compartmentalization when the oil crops are gathered after ripe. And at the same time, the points compartments device also can simplify present rape

7、harvesting mechanical structure and improve efficiency. Key words: Points compartments device ; rape ; machinery; 目 录摘要：1关键词11 前言22 国内外研究现状及意义32.1 国外油菜收获机械现状32.2 国内油菜收获机械现状42.3 选题研究意义53 总体方案拟定63.1 工作参数63.2 制定可行方案64 总体设计84.1 选择汽油机84.2 工作部件曲柄滑块机构的设计计算94.3 地轮转速的计算94.4 传动装置总传动比计算及各级传动比的分配94.5 计算传动装置的运动和

8、动力参数95 关键零部件的设计计算105.1 圆柱齿轮传动的设计计算105.1.1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数105.1.2 按齿面接触强度设计105.1.3 按齿根弯曲强度设计125.1.4 几何尺寸计算135.2 普通圆柱蜗杆传动的设计计算135.2.1 选择蜗杆传动的类型135.2.2 选择材料135.2.3 按齿面接触疲劳强度进行设计135.2.4 蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸145.2.5 校核齿根弯曲疲劳强度145.2.6 验算效率155.2.7 精度等级公差和表面粗糙度的确定155.2.8 热平衡核算155.3 标准直齿圆锥齿轮传动设计比赛155.3.1 选定齿轮精度等

9、级、材料及齿数155.3.2 按齿面接触强度设计155.3.3 按齿根弯曲强度设计175.3.4 几何尺寸计算185.4 链传动的设计计算185.5 带传动的设计计算195.6 轴的校核计算205.7 键连接的选择及校核计算245.8 减速器的润滑与密封246 结论25参考文献26致 谢261 前言 油菜籽是草本十字花科作物，是我国主要油料作物和蜜源作物之一，其籽粒是制浸油脂原料主要品种之一。栽培遍及全国，分为冬油菜和春油菜两种。其种植面积占全国油料作物总面积的40%以上，产量占全国油料总产量的30%以上，居世界首位。我国油菜一直沿传统的生产作业方式，机械化作业水平远低于小麦、水稻乃至大豆和玉

10、米，除耕整地外，田间管理，收获主要依靠人工作业，机械直播和收获非常少，而面广量大的意在作业几乎全部依靠人工，用工量大，劳动强度高，劳动生产率低。由于市场落后，生产成本高，油菜生产效益低，严重影响了农民的积极性，制约油菜生产的发展，从我国油菜生产的实际出发，从品种、栽培技术、机械装备多方面协调解决油菜生产机械化问题，研究确定正确的技术路线，找到正确的技术途径，才能使我国油菜全面机械化在正确的道路上快速发展。我国分为冬油菜（9月底种植，5月底收获）和春油菜（4月底种植，9月底收获）两大产区。冬油菜面积和产量均占90%以上，中于长江流域，春油菜集中于东北和西北地区，以内蒙古海拉尔地区最为集中。根据资

11、源状况、生产水平和耕作制度，国家农业部将长江流域油菜优势区划分为上、中、下游三个区，并在其中选择优先发展地区或县市。我国菜籽的加工分布长江流域既是冬油菜的主产区，也是菜油的加工区和主要消费区域，长江上中下游沿岸各省加工量约占全国总产量的90%以上，其中长江中下游加工最为集中。 根据植物学形态特征和农艺性状，可将油菜分为白菜型油菜、甘蓝型油菜、芥菜型油菜及埃塞俄比亚芥菜四大类，后者种植面积少，世界上大多数国家只种植前三种类型的油菜。因为油菜育种的目标是致力于高产优质育种及杂志优势利用，在指标设计上主要追求“双高”和“双低”，即高油酸和亚油酸含量，低芥酸和硫代葡萄糖忒（检查硫忒）含量，忽略了对机械

12、化作业的适应性。我国南方的移栽油菜由于株型大、抗倒伏性差、分支多、上下冠层成熟期差别大、角果容易开裂，给机械收获造成很大困难。机械收获方式主要分联合收获和分段收获（二次收获）两种。联合收获由一台联合收获机一次完成切割、脱粒、清选作业，收获过程短，从农民角度来看它具有省时、省心、省力的优点。从长远观点来看南方雨水较多、田块小、收获时间集中，宜采用联合收获。联合收获比如个收割（或机械分段收获）推迟5天左右，在成熟期收获损失率最低，适收期因此降低约40%，一般只有3-5天左右，限制了联合收获的作业面积，降低了联合收割机的利用率。适收期短，单机作业量低，需要投入的收割机必然增加，据初步测算，在3-5天

13、的适收期内完成油菜机械收获，需要投入的联合收割机大约是现有稻麦联合收割机总量的2.5倍，这是不可能的，也是不经济的。现阶段种植制度多样性、品种的不适宜性、机器性能不完善、收获损失率高等都对联合收获形成制约。2 国内外研究现状及意义2.1 国外油菜收获机械现状世界油菜子生产主要分布在亚洲、北美洲、欧洲和大洋洲。1999年，亚洲的产量约占世界总产量的36%；北美洲约占21%，主要是加拿大；欧洲占27%左右；大洋洲约占5%，主要是澳大利亚。多年来，这些主要生产国年产量一直占世界总产量的85%左右。世界油菜产业发展迅速，格局变化剧烈。从20世纪80年代开始，中国的油菜子总产量即居世界首位。欧洲的油菜子

14、生产大国为德、法、英三国，波兰一直是欧洲的油菜种植大国，但自1999年后油菜产量锐减。加拿大是产量仅次于中国的世界第二大油菜子生产国。美国在世界油菜市场上所占份额很小，1988年以前每年的产量仅为1000t，这与美国出于食品安全考虑一度禁止食用高芥酸菜子油有关，但自90年代以来，美国油菜发展迅速。值得一提的是澳大利亚，该国1968年首次种植油菜1416h，1971年发展到84985h，后来由于茎腐病的影响，种植面积一路下滑。90年代后，于抗病品种的推广应用，油菜得以快速发展，1997年首次突破50万h1999年达到了178万h，产量达到210.3万t，成为油菜子国际贸易中的生力军。发达国家的油

15、菜生产，不久用先进机械化手段作为支撑，而且在提高经济效益山下功夫，特别深注重对油菜品种进行更新，既提高了出来，又培训处适合机械化生产收割的短枝、分枝交叉少=角果成熟一致的品种，有效地提高了油菜生产的规模经营和机械化生产的经济效益。油菜的直接联合收获和分段捡拾收获方式在这6个主产国生产。其中：加拿大、美国直接联合收获和分段捡拾收获方式并存，该以分段捡拾收获为主，德国以直接联合收获为主，德国黑格公司生产的油菜联合收割机代表了当今世界先进水平。印度采取割放晾晒后场上脱粒方式。2.2 国内油菜收获机械现状中国一个油料消费和进口大国，油菜是中国面积最大和发展最快的油料作物。油菜在中国油料生产及食油和蛋白

16、质饲料供应中占有举足轻重的地位。它不仅关系到中国种植业结构的调整、优化和近1亿农民的增收，也关系到满足人民生活水平提高、膳食结构改善以及保障国家食物安全的需要，在能源问题和环境问题日益突出的情况下，还关系到中国的能源安全和环境安全，加强油菜生产意义重大。与世界油菜生产不同的是，近两年中国的油菜种植面积有所下滑，直接影响了油菜产区广大农民的利益。中国油菜产业的发展现状是：面积大、总产高、市场需求和发展潜力巨大，但生产规模、成本、价格和质量上存在差距，加工工艺落后，综合效益差，在国际市场上缺乏竞争力当今世界主要油菜生产大国，普遍采用机械化播种与收获，很多国家油菜生产上世纪就实现了全程机械化。这些国

17、家和地区油菜生产机械化和规模生产优势使油菜籽生产成本大幅下降，并直接影响了国际油菜籽价格，对中国油菜生产形成重大冲击。例如，中国和加拿大是世界上两个最大的菜油籽生产国，但加拿大是世界上最大的油菜出口国。由于生产经营规模小、机械化程度低，劳动生产率低，中国油菜籽成本为2.61元/千克，而加拿大为0.90元/千克，中国油菜籽单位面积生产成本比加拿大高2倍。由于中国油菜品种成熟不一致、种植以移栽为主等因素的制约，农机和农艺技术很难适应，制约了中国油菜机械化的发展。2006年底，中国油菜机收水平仅为5.2%，机械栽植水平更低，迫切需要大力发展油菜生产机械化。中国油菜生产基本还是沿用一家一户，零散种植的

18、老模式，品种不一，规模不一。依据油菜的形态特征、农艺性状将油菜分为白菜型、芥菜型、甘蓝型，不同品种的特性（见表2）。按种植季节分有秋种油菜和春种油菜。中国种植的油菜90%属冬油菜，主要种植于南方以及北方的部分冬暖地区，以长江流域最为集中；中国北部、西部和东北部，以及欧洲北部等高纬度或高海拔低温地带，均以种植春油菜为主。加拿大几乎全为春油菜。机械化程度低，劳动效率低，用工量多是造成中国油菜生产成本高和效益低主要原因，也是制约油菜生产的瓶颈。要突破这一瓶颈，必须变革现有的油菜种植方式，实施简化栽培，推广油菜生产全程机械化，降低生产成本。实现机械化收获，全国每年油菜收获至少减少成本10亿元，机械收割

19、比人工收割每亩还可增收1525元。机械化收获可显著提高油菜生产的劳动生产率，同时，还提高了油菜籽的商品品质。实现油菜机械化收获，促进油菜生产发展，对于促进农业增产，农民增收具有现实意义。中国油菜收割机的研制，可以追溯到20世纪60年代，江、浙、沪种植油菜的地区均做过用稻麦收割机进行油菜机收的尝试，如近几年北方少数油菜种植地区，把油菜联合收割机的开发建立在技术较为成熟的稻麦联合收割机平台之上，对大型谷物联合收割机稍加改装来收获油菜，这种思路使得开发难度和成本降低，周期缩短，也符合农民的购买能力。但普遍存在着改制过于粗浅，技术含量不高，收获损失严重等问题（总损失率达15%20%）。新型脱粒分离装置

20、的研究，以提高生产率，减少谷粒损失为目标，是现代联合收割机最主要的发展趋势。在传统的纹杆切流滚筒及键式逐镐器的脱粒分离装置之后，双滚筒横置的轴流式结构广为应用，继而又研制了单滚筒或双滚筒纵置的轴流式脱粒分离结构。轴流分离清选系统：能够适应油菜打击/揉搓/搅动为主的脱清要求。2.3 选题研究意义油菜收获机械的脱粒损失主要集中在割台损失，约占油菜收获损失的70%以上，我国大面积种植的油菜对机械作业的适应性较差，特别是我国南方的甘蓝型杂交油菜株型大、分枝多、枝杈交叉多，给机械收获的分行=切割、输送带来困难，近年来采取在联合收割机割台上加分行竖切刀，解决了枝杈交叉分行问题，但造成分行损失较大；角果易开

21、裂，株冠山下成熟期不一致，下面枯熟上面开花，增加了割台损失和脱粒清选的夹带损失。目前联合收获的总损失率一般在812%，甚至更高，这是难以接受的。特殊条件下可以获得低于8%的损失率，但不具备普遍意义，本文针对脱粒损失设计了分厢器，可有效降低收获时造成的损失。3 总体方案拟定3.1 工作参数单轮手扶式油菜地油菜分厢器结构设计1） 人正常行走速度V人=3.5KM/H2） 沟深200mm 即要求地轮半径应大于200mm，一般取轮的直径 为500600mm，此处取半径为300mm，沟宽240mm3） 分厢板分开的最大距离为500mm4） 油菜分节处离地高度：350400mm，即要求分厢板距地轮中心为35

22、0400mm5） 为了使机器转弯方便，应使机器的总长范围为1.52m3.2 制定可行方案1）动力选择：分厢器工作地点为油菜地，所以不能选择电动机，可选柴油机或汽油机。分厢器做作为分开油菜缠连的枝Y，功率消耗不少很大，通过查阅相关资料得出分厢所功率为3.23.8KW，所以要选择尺寸、重量和价格都偏小的小型通用型汽油机，约400元左右，适合农民的购买力。2）执行机构：因为执行机构是分开油菜，所以执行机构应该是能做直线往复运动的机构。可供选择的机构有凸轮机构，四杆机构等，明显应优先选用曲柄滑块机构，如图1所示图 1 曲柄滑块机构Fig.1 Slider-crank mechanism 机构中滑块和分

23、厢板是固定链接，从而当滑块在导轨上做直销往复动时分厢板跟着滑块做往复运动3）传动部分：以为地轮在油菜地排水沟里行走，排水沟一般不是佷干，最好选用水田间的行走轮，且地轮的行走速度不应选择带传动，应选择链传动以适应排水沟里恶劣的工作环境。小型通用汽油机的转速一般在36005500r/min，所以应设置减速箱，应使用摩擦离合器切换动力，因为分厢器的速度小，且行走地轮在油菜地的摩擦力大，所以无需设计刹车。4）传动简图图 2 传动简图Fig.2 Transmission schematic4 总体设计4.1 选择汽油机由于分厢器所消耗的功率较小，可选择普通小型汽油机，功率为3.3KW。汽油机详细参数见表

24、1.表1 汽油机详细参数Tab.1 The detailed parameters of Gasoline engine型号 TL168F-1型式 强风制冷 四冲程 单缸，气门顶置式排量 196缸径行程mm 6854转速rpm 3600 最大输出功率HP 6.5额定功率HP（马力） 5.2最大扭矩N.M/rpm 1.2/2500启动方式 手拉手反冲/电启动（选购）点火方式 无触点晶体管点火油箱容积 3.6机油容积 0.6外形尺寸（长宽高） 400350385净重kg 174.2 工作部件曲柄滑块机构的设计计算1）确定曲柄滑块机构的尺寸：由于要求两厢分割间距为500mm，对于单个曲柄滑块机构，只

25、需滑块在导轨上直线运动的最大距离为250mm，即要求曲柄的长度为250mm.由于要实现两滑块的合拢，连杆长度为250270mm，导轨长度为250270mm，在此取：曲柄长为250mm 连杆长250mm 导轨长250mm2）确定与滑块固定连接的分厢板的长度及曲柄即旋转盘的转速。为了使机器转弯方便，应使机器总长为1.52m范围。在此初选分厢板的实际长度为1m。板长L=V人T T=L板长/ V人=0.8 (S) n曲柄=160/T=75（r/min）4.3 地轮转速的计算分厢器为手扶式，所以要求地轮的转速与人的正常行走相适应，取地轮的半径R=300mm 即C=d=3.140.6m=1.884m n地

26、轮=人 /C=1.2560/1.884=37.540（r/min） （1）4.4传动装置总传动比计算及各级传动比的分配i总 =i汽油机 /i地轮 =3600/37.5=96 （2）由于传动比比较大，要选用蜗轮蜗杆，由于地轮的转速最小，且需改变传动方向，所以可用锥齿轮减速和改变传动方向。分厢器的传动比分配如下：i圆柱齿轮=2；i蜗轮=24 i圆锥齿轮=24.5 计算传动装置的运动和动力参数1） 各轴转速 n1=3600（r/min） n2=n1/i1=1800（r/min） n3=n2/i2=75（r/min） n4=n3/i3=37.5（r/min）2） 各轴的输入功率P (kw)P总=5.2

27、HP=5.20.735=3.8kwP1=P1=3.80.99=3.762kwP2=P12=3.7620.970.99=3.61kwP3=P23=3.610.850.99=3kw功率的分配：P地轮=1.2kw P分厢板=1.8kw 分厢轴P4=1.80.950.91=1.556kw3） 各轴的输入转矩T1=9550P1/N1=10(N.m) T2=9550P2/N2=19(N.m) T3=9550P3/n3=382(N.m)5 关键零部件的设计计算5.1 圆柱齿轮传动的设计计算5.1.1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1）此处选用直齿圆柱齿轮2）分厢器为一般工作机器，速度不高，故用7级精度（

28、GB10095-88）3）材料选择。由机械设计表10-1选择小齿轮的材料为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）选小齿轮的齿数为Z1=20,大齿轮的齿数为Z2=220=405.1.2 按齿面接触强度设计 (1)由设计计算公式得：d1t2.32 （3）1）试选载荷系数KT=1.32）计算小齿轮传递的转矩。T1=9550P1/n1=（N.mm） 3）由机械设计表10-7选取齿宽系数4）由机械设计表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=260Mpa5）由机械设计表10-2d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极1限=500M

29、pa，大齿轮的接触疲劳强度极限=400Mpa6）计算应力循环次数。工作寿命为10年 N1=60N1jLh36001(830010)=1.04 N2= N1/i=0.527）由机械设计表10-19取接触疲劳寿命系数KHN2=0.858）计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数S=1.3 得 1=KHN1=268.07Mpa （4） =219Mpa （5） (2) 计算 1）试计算小齿轮分度圆直径d1t d1t2.32 =2.32 =7（mm） 2）计算圆周速度 = （6） 3）计算齿宽b b=d1t=170=70mm （7） 4）计算齿宽与齿高之比b/h 模数 mt=d1t/Z1=70/2

30、0=3.5（mm） （8） 齿高 h=2.25mt=7.8 =9.0 5）计算载荷系数 根据V=13m/s,7级精度,由机械设计图10-8查得动载系数KV=1.17。由直齿轮，KHa=KFa=1，由机械设计表10-2查得使用系数KA=1.5.由机械设计表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支撑非对称布置时，KH=1.517. 由b/h=9.0 KH=1.5717 查机械设计图10-13得KF=1.4 故载荷系数K=KAKVKHaKH=1.51.1711.517=2.666） 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由机械设计式（10-10a）得d1=dt1=70=88mm （10） 7）

31、计算模数mm= d1/Z1=88/20=4.4mm5.1.3 按齿根弯曲强度设计由机械设计式（10-5）得弯曲强度的设计公式为 m （11） 1) 由机械设计图（10-20c）查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 FE1=400Mpa，大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE2=300Mpa2）由机械设计图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.85 KFN2=0.8 3）计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由机械设计式（10-12）得 = =226.67Mpa （12） = =176Mpa （13） 4）计算载荷系数K。 取 KA=1.6 K=KAKVKFaKF=1.61.1711.4=2.6

32、2 5）查取齿形系数。 由机械设计表10-54查得 YFa1=2.65 YFa2=2.65 6)查应力校正系数 由机械设计表10-5查得 YSa1=1.68 YSa2=27) 计算大、小齿轮的 并加以比较 =0.021 =0.0284 大齿轮的数值大 m mm=1.55mm 对比计算结果，由齿面接角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）关，可取由弯曲强度算得的模数1.55并就近圆整为标准值m=2mm，按接触强度算得的分度圆直径d1=88mm 算得小齿轮齿数

33、Z1=d1/m=88/2=44Z2=iZ1=244=885.1.4 几何尺寸计算1）计算分度圆直径 d1= Z1m=442=88mm d2= Z2m=8822=176mm2）计算中心距 a=132 mm 3）计算齿轮宽度 b=d1=188=88 mm 取B2=88mm B1=93mm5.2 普通圆柱蜗杆传动的设计计算5.2.1 选择蜗杆传动的类型根据GB/T10085-1988的推荐，采用渐开线蜗杆（ZI）5.2.2 选择材料 蜗杆传动的功率不大，速度只是中等，故蜗轮杆用45#钢。因希望效率高，耐磨性好，故蜗杆的螺旋齿面要求淬火，硬度为4555HRC。5.2.3 按齿面接触疲劳强度进行设计根据

34、闭式蜗杆传动的设计准则，线按齿轮面接触疲劳强度进行设计，在校核齿根弯曲疲劳强度。由教材式（11-12），传动中心距 a （14）1）确定作用在蜗轮上的转矩T2按Z1=2,估取效率=0.8, 则T2=9.55=1.9 （N.mm） 2）确定载荷系数 因工作载荷较稳定，故取载荷分布不均系数K=1：由机械设计表11-5选取使用系数KA=1：由于转速不高，冲击不大，可取动载系数KV=1.05；则 K=KAKKV=111.051.05 （15）3）确定弹性影响系数ZE因选用的是铸锡磷青铜蜗轮和钢蜗杆相配，故ZE=160Mpa4）确定接触系数ZP 先假设蜗杆分度圆直径d1和传动中心距a的比值d1/a=0.

35、35，从机械设计图11-18中可查得ZP=2.9.5）确定许用应力根据蜗轮材料为铸锡磷青，金属摸铸造，蜗杆螺旋齿面度45HRC可从机械设计表11-7查得蜗轮的基本许用应力=268Mpa应力循环次数 N=60jn2Lh=6011800（830010）=2.6寿命系数 KHN=0.499 则6）计算中心 a （16）因i=24，Z1=2 故从机械设计表11-2取中心距a=80mm，模数=2.5 蜗杆的分度圆直径d1=28mm。这时d1/a=0.356，从机械设计图11-18中可查得接触系数ZP=2.8 因为ZP ZP，因此以上结果可用。5.2.4 蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸1）蜗杆轴向齿距Pa

36、=m=6.28（mm）,直径系数q=11.20，齿顶圆直径da1=d1+2ha1=33（mm），齿根圆直径df1=22（mm），分度圆导程角=100729,蜗杆轴向齿厚Sa=m=3.14（mm）2）蜗轮 蜗轮齿数Z2=51变位系数X2=0.4验算传动比：i=25.5 ，这时传动比误差为：=0.0625，是允许的。蜗轮分度圆直径 d2=MZ2=102（mm） 蜗轮喉圆直径 d2=d2+2ha2=106（mm）蜗轮齿根圆直径 df2=d2-2hf2=97.2（mm）5.2.5 校核齿根弯曲疲劳强度 =YFa2Y当量齿数Z2=5.75根据 X2=0.4 Z2=50.75，从机械设计图11-19中可查

37、得齿形系数YFa2取2.75，螺旋角系数Ya=1-=0.9193,许用弯曲应力=KFN查机械设计表10-8蜗轮的基本许用弯曲应力得=56Mpa，寿命系数KFN=0.417, =KFN=560.417=23.352Mpa YFa2 Y=2.750.9193=0.643Mpa弯曲强度满足5.2.6 验算效率=(0.950.96)已知=100729，=arc ，fv与相对滑动运动速度S有关。S=6.052m/s （17）查机械设计表10-18 普通圆柱蜗杆传动S、fv、值 取fv=0.025 =1.446，代入式中得=0.884，大于原始估计值。5.2.7 精度等级公差和表面粗糙度的确定选择8级精度

38、，f类侧隙5.2.8 热平衡核算由于摩擦损耗的管理Pf=P(1-)=3.61（1-0.884）=0.4188kw，则产生的热流量为1000Pf=418.8J/s，如果润滑油的温度限制为60，则需要的保证正常工作条件的散热面积至少为S=0.0965.3 标准直齿圆锥齿轮传动设计比赛5.3.1 选定齿轮精度等级、材料及齿数1）分厢器为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度GB10098-88）2）材料选择。由机械设计表10-1选择齿轮的材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45#钢（调质）硬度为240HBS。3）选小齿轮的齿数为Z1=20，大齿轮的齿数Z2=220=405.3.2

39、 按齿面接触强度设计由设计计算公式得：d12.92（1） 确定公式内的各计算数值1） 试选载荷系数Kt=1.32） 计算小齿轮传递的转矩。T1=9550=9550=1.53(N.mm)3） 选取齿宽系数 。通常取0.250.35，最常用的值为4） 由机械设计表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=140Mpa5） 确定a、 由机械设计图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限，大齿轮的接触疲劳强度极限b、 计算应力循环次数。工作寿命为10年 N1=60n1jLH=6036001（830010）=1.04 N2=N1/i=0.52c、 由机械设计图10-19取接触疲劳寿命系数KHN1=0

40、.9 KHN2=0.95 d、 计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数S=1 KHN1/S=6000.9=540Mpa KHN2/S=5500.95=522.5Mpa 为中的较小的值，所以（2） 计算1） 计算小齿轮分度圆直径d1t d1t2.92 =2.92=80 （18） 2） 计算载荷系数Ka、 计算圆周速度VV=0.6123m/sb、 计算齿宽b b=1156=156c、 计算齿宽与齿高之比b/h模数mt=d1t/Z1=156/20=7.8 齿高h=2.25mt=17.55 b/h=8.889d、 求载荷系数e、 根据B=0.6123m/s，7级精度，由机械设计图10-8查得动

41、载系数KV=1，直齿轮，Kha=KFa=1.由机械设计表10-2查得使用系数KA=1.5.查机械设计表10-5得轴承系数Khbe=1.10齿载荷分布系数可按下式计算：Kh=KF=1.5Khbe=1.65，故载荷系数K=KAKVKhaKh=1.5111.65=2.483） 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由机械设计式（10-10a）得d1=dt1=156=193.5mm4） 计算模数 m=9.675mm5.3.3 按齿根弯曲强度设计 由机械设计图10-18取弯曲强度的设计公式为m （19）（1） 确定公式内的各计算数1） 由机械设计图（10-20c）查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限，大齿轮的

42、弯曲疲劳强度机械=300Mpa2） 由机械设计图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.96 KFN2=0.883） 计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由机械设计式（10-12）得 =226.67Mpa （20） =176Mpa （21）4） 计算载荷系数K。取KA=1.6 K=KAKVKFaKF=1.61.1711.4=2.62 5） 查取齿形系数。 由机械设计表10-5查得 2=2.5 6) 查应力校正系数. 由机械设计表10-5查得 2=2 7) 计算大、小齿轮的 并加以比较 =0.021 =0.0184 大齿轮的数值大（2） 设计计算 mmm=1.35mm （23）

43、 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根疲劳度计算的模数，由于齿轮模数m的大小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1.5并就近圆整为标准值m=2mm，按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=88mm算得小齿轮齿数Z1=d1/m=88/1.5=58.66 ， Z2=iZ1=258=1105.3.4 几何尺寸计算 1）计算分度圆直径d1=Z1m=582=110（mm）d2=Z2m=1102=220（mm）2）计算中心距 a=mm=165 （mm）3）计算齿轮宽度 b=d1=1110=110（

44、mm） 取B2=110（mm） B1=115（mm）5.4 链传动的设计计算（1）选择链轮齿数Z1、Z2 一般链轮齿数在17114之间，因传动比i=1 可取Z1=Z2=20（2）计算当量的单排链的计算功率Pca根据链传动的工作情况、主动链轮齿数和链条拍数，将链传动宿传递到功率修成正为当量的单排链的计算功率Pca=P由于分厢器工作冲击小，机械设计表9-6查得工况系数K=1，由机械设计图9-13查得主动链轮齿数系数Kz=1.3，因为此链传动为单排链，所以Kp=1Pca=P=1 （24） （3）确定链条型号和节距P根据Pca=1，主动链链轮的转速n1=37.5，由机械设计图9-11选得此链传动链条的

45、型号为12A，根据链条型号为12A查机械设计表9-1得链条的节距P=19.05mm（4）计算计算链节数和中心距初选中心距a。=（3050）19.05mm=571.5952.5mm。取a。=700mm。相应的链长节数为Lpo=2+=93.5 为了避免使用过渡链节，将计算出的链节数Lp。=94（mm）。查机械设计得表9-7得中心距计算系数f1=0.2497，则链传动的最大中心距为：a=f1P2Lp-（Z1+Z2）=704（mm）（5）计算链速V，确定润滑方式平均链速按机械设计式9-1计算：V=0.238(m/s)由V=0.238m/s和链号12A，查机械设计图9-14可知应采用滴油润滑。（6）计算

46、压轴力Fp有效圆周力为Fe=1000=1000=4201.7（N）链轮垂直时的压轴力系数KFP=1.05，则压轴力为FPKFPFe=1.054201.7=4411.785N5.5 带传动的设计计算（1）确定计算功率Pca由机械设计表8-7查得工作情况系数KA=1.2 PCA=KA=1.21.8=2.16（KW）（2）选择V带的类型根据Pca、n1由机械设计图8-10选用A型。（3）确定带轮的基准直径dd并验算带速1）初选小带轮的基准直径dd1.由机械设计表8-6和表8-8,取小带轮的基准直径dd1=90mm2）验算带速V。 按 机械设计式8-13验算带的速度 V=0.353（m/s） （25）

47、3） 计算大带轮的基准直径。根据机械设计式（8-15a），计算大带轮的基准直径dd2 dd2=i带dd1=190=90（mm） （26） （4）确定V带的中心距a和基准长度Ld 1）根据机械设计式（8-20）：0.7（dd1+ dd2）a。2（dd1+ dd2）,初定中心距a。=280mm2）由机械设计式（8-22）计算带所需的基准长度Ld。 Ld。2 a。+（dd1+ dd2）+=842mm （27） 由机械设计表8-2选带动基准长度Ld。=900mm 3）按机械设计式8-23计算实际中心距a aa。+=280+=309mm （28）（5）验算小带轮的包角 （6）计算带的根数Z由dd1=90

48、mm和n1=75r/min，差机械设计表8-4a得P。=0.6KW，根据n1=75r/min，i=1和A型带，差机械设计表8-4b得8-5得K=1，表8-2得KL=0.9 于是Pr=（P。+。）0.610.9=0.54KW， Z=4（7）计算单根V带动初拉力的最小值（F。）min由机械设计表8-3得A型带的单位长度质量q=0.1（kg/m），所以（F。）min=500+q=500+0.1=1147.3 应使带的初拉力F。（8）计算压轴力Fp压轴力的最小值为（Fp）min=2Z（F。）min=9178.4（9）带轮的结构设计V带轮由轮缘、轮辐和轮毂组成。V带轮有实心式、腹板式、孔板式、椭圆轮辐式

49、。V带轮的结果形式与基准直径有关。当带轮基准直径为dd2.5d（d为安装带轮的轴的直径，mm）时，可采用实心式；当ddmm时，可采用腹板式；当ddmm，同时D1-d1100mm时，可采用孔板式；当ddmm时，可采用轮辐式。因为此处带轮的基准直径dd为90mm，2.5d300mm，所以应采用腹板式尺寸计算：d1=1.8d=36mm ha=2.75mm da=dd+ha=90+2.75=92.75mm5.6 轴的校核计算（1）求作用在齿轮上的力分度圆直径d2=88mm，转矩T=（N.m）求圆周力Ft：=2T1/d1=350.8（N），Fr=Ft=Ft=127.71N（2）按扭矩初算轴径选用45#调

50、质钢，硬度（217-255HBS），根据机械设计表15-3，取A。=110 ，dmin=A。=110=11.2 mm，考虑有键槽，将直径增大15%，则d=11.21.15=13mm 取d=30mm（3）轴的结构设计1）拟定轴上零件的定位、固定和装配减速器的轴承端盖可放入减速器的箱座中固定，轴承可用轴承端盖轴向定位，周向定位则用过渡配合或过盈配合，挡油环用轴承定位，套筒可用轴承定位，减速器中的小齿轮可做成齿轮轴的形式，大齿轮一面可用轴肩定位，另一面用套筒定位，周向定位采用键和过渡配合，轴呈阶梯状，左轴承从左面装入，齿轮套筒，右轴承和链轮依次从右面装入。2) 根据周向定位的要求确定轴的各段直径和长度初选轻窄系列，型号为6204沟球轴承，其内径为20，宽度为14.其尺寸为dDB=204714，故d-=d-=20,因挡油环的厚度B=4.9垫片的厚度B=1