茶園旋耕機變速箱設計【含11張CAD圖紙】

茶園旋耕機變速箱設計【含11張CAD圖紙】,含11張CAD圖紙,茶園,旋耕機,變速箱,設計,11,CAD,圖紙 茶園旋耕機變速箱設計 摘要:變速箱是非常重要的部件之一，本設計變速箱主要包括箱體、傳動軸、齒輪、差速器和鏈傳動機構，具有離合和傳動簡捷可靠，而且效率高。變速箱的前方與旋耕臂用螺釘將其法蘭面固定，并在這一端的內腔安裝有同軸的大齒輪和小鏈輪，大齒輪與變速箱的驅動小齒輪相嚙合，在驅動小齒輪的驅動下，大齒輪和小鏈輪一起旋轉，小鏈輪通過鏈條的傳動而帶動旋耕臂另一端的大鏈輪轉動，與大鍵輪裝在同一軸上的旋耕刀便旋轉起來進行耕作作業(yè)。該傳動箱重量較輕，操作靈活方便，特別適合山區(qū)小塊茶園作業(yè)，具有廣泛的適應性。? 關鍵詞：變速箱；齒輪傳動；鏈傳動；差速器 Design of gearbox for tea garden?rototiller Abstract This gearbox is one of the very important parts for rototiller. This gearbox mainly includes box, transmission shafts, gear, differential and chain driving institutions and the clutch and transmission are simple, reliable, and high efficiency. Small tea garden, the variable speed device reverse-rotary til gearbox plow ahead with screws with spin arm the flange surface fixed, and in this end of the lumen of big gear coaxial installation and smaller sprocket, big gear and a gearbox drive pinion mesh in drive pinion, driven by a big gear and small sprocket rotates, small sprocket driven by the chain transmission and spin on the other end of the plow arm with big, big sprocket wheel turning the key in the same shaft installed the plow knife will rotate spin up farming practices homework. The gearbox light in weight, convenient operation, especially suitable for the mountainous area small tea plantation operations, has extensive adaptability. Key words: gearbox; gear transmission; chain; differential 目 錄 摘要…………………………………………………………………………………………1 關鍵詞 ………………………………………………………………………………………1 1 前言………………………………………………………………………………………2 2 我國旋耕機械發(fā)展趨勢淺析……………………………………………………………3 3 主要結構及動力轉動……………………………………………………………………5 4 變速箱的工作原理及其重要意義………………………………………………………5 5 變速箱總體方案的確定…………………………………………………………………6 5.1 擬定總體傳動方案………………………………………………………………6 5.1.1 初步擬定傳動方案………………………………………………………6 5.1.2 多級傳動的合理布置……………………………………………………7 5.1.3 轉向功能的實現…………………………………………………………8 5.2 合理分配傳動比…………………………………………………………………8 5.2.1 各級傳動比的取值應考慮的問題………………………………………8 5.2.2 傳動比的分配……………………………………………………………9 5.2.3 倒檔時變速箱工作情況………………………………………………10 6 齒輪的設計……………………………………………………………………………10 7 滾動軸承的選擇………………………………………………………………………11 8 軸的設計………………………………………………………………………………12 9 鏈傳動設計……………………………………………………………………………14 9.1 鏈傳動的設計…………………………………………………………………14 9.1.1 滾子鏈極限功率的額定曲線圖………………………………………14 9.2 確定鏈輪的齒數和傳動比……………………………………………………15 10 對稱式圓錐行星齒輪差速器設計……………………………………………………16 10.1圓錐行星齒輪差速器……………………………………………………………16 10.1.1 差速器齒輪的基本參數選擇…………………………………………16 11 鍵的設計………………………………………………………………………………19 12 軸的校核………………………………………………………………………………19 12.1 對軸一進行校核………………………………………………………………20 12.2 對軸四的校核…………………………………………………………………22 13 傳動齒輪的強度校核…………………………………………………………………23 13.1 對雙聯齒輪的校核……………………………………………………………23 13.1.1 對雙聯齒輪中的小齒輪的強度校核…………………………………24 13.1.2 對大齒輪的強度校核…………………………………………………26 13.2 對行走動力輸出軸齒輪進行校核……………………………………………27 14 對滾動軸承壽命的校核………………………………………………………………30 14.1 對軸四上的軸承進行校核……………………………………………………30 14.2 對動力輸出軸上的軸承進行校核……………………………………………31 15 對鍵及花鍵的校核……………………………………………………………………31 15.1 對平鍵的校核…………………………………………………………………31 15.2 對花鍵的校核…………………………………………………………………33 16 說明……………………………………………………………………………………34 參考文獻……………………………………………………………………………………34 致謝…………………………………………………………………………………………35 1 前言 1.1旋耕機的特點及在農業(yè)生產中的應用 旋耕機是一種由動力驅動的耕地機械，由拖拉機動力輸出帶動裝有刀片的滾轆旋轉而進行工作的。它具有如下作業(yè)特點： 碎土性能強，作業(yè)后地面平整。在旱地作業(yè)時，拖拉機動力輸出軸帶動旋耕刀轉動，對土壤進行切削，被切削出來的土塊相互撞擊而碎裂。土塊碎裂后，覆蓋均勻平整，地面不會出現犁溝?？v向結構尺寸及入土行程均較短，地頭相應縮小，因而生產率較高。 能充分發(fā)揮拖拉機的功率。耕地作業(yè)時，拖拉機驅動輪可能會打滑，致使牽引力減少，而旋耕機刀軸轉動時，刀片的切削方向與拖拉機的前進方向相反，因而土壤對刀片的切削反作用力，是與拖拉機前進方向一致的，所以，拖拉機與旋耕機配套作業(yè)時，因旋耕機的旋轉，本身就會產生一個推動機器前進的力量，這就能充分發(fā)揮拖拉機的功率。 能夠一次完成耕耙作業(yè)，減少了作業(yè)的次數，節(jié)約了能耗和時間，在夏收種農忙季節(jié)里，可以及時完成生產任務，不誤農時。 旋耕機主要用于農田栽植、播種前的耕整地作業(yè)。耕后，地表平整、松軟、細碎，能夠滿足精耕細作的農藝要求。在潮濕地或水田上工作時，可減少拖拉機輪子的下陷和打滑丟轉的現象，所以，目前在南方水田地區(qū)，旋耕機已被廣泛使用，并已成為系列產品。在我國南方，旋耕機多用于冬種小麥的耕整地；水稻插秧或拋秧前的水耕水耙；花生播種前的旱耕旱耙，以及城市郊區(qū)蔬菜地的耕耙作業(yè)、果園的中耕除草等。 2 我國旋耕機械發(fā)展趨勢淺析 目前，我國與大中型拖拉機配套的旋耕機配套的旋耕機保有；量約15萬臺，與手扶拖拉機和小四輪拖拉機配套的旋耕機約200萬臺。旋耕機在南方水稻生產機械化應用中已占80%的比例，北方的水稻生產、蔬菜種植和旱地滅茬整地也廣泛采用了旋耕機械。 近年來，我國北方進行種植業(yè)結構調整，大力推行改水，水稻種植面積迅速增加，擴大了對旋耕機械的市場需求。如黑龍江墾區(qū)原以旱田種植小麥和黃豆為主，并以傳統(tǒng)的旱地鏵式犁、圓盤耙、和耢地機等作為耕整地機具。1993年該地區(qū)擁有旋耕機僅1600多臺，而當年水稻種植面積為100萬hm2，顯然不適應水稻生產的發(fā)展。近十年來，黑龍江墾區(qū)大量購進手扶拖拉機和上海一50等中型輪式拖拉機及配套的旋耕機。 旋耕機生產企業(yè)應把握農村產業(yè)結構調整這個機遇，開發(fā)新產品?，F有旋耕機產品雖然在理論上可以配套58.8~73.5kw的拖拉機，但實際上因受傳動系統(tǒng)強度及結構尺寸、機架尺寸、機架結構強度的限制，配套合理范圍僅達48kw的拖拉機；耕深亦局限在旱耕12~16cm，水耕14~18cm。因此，現有旋耕機產品在品種上尚有大型和深耕型的缺陷，20實際90年代以來，為適應市場需要，有些企業(yè)試圖開發(fā)大型旋耕機，但因水平有限，僅采用原有產品外延放大和堆砌材料的方法，沒有著重結構的改進和參數的優(yōu)化，因而走了彎路。結合各種因素分析，今后旋耕機應向一下幾個方向發(fā)展。 第一、隨著水稻集約化、規(guī)?；a的發(fā)展，水田耕整用寬幅高速型旋耕機成為發(fā)展方向。水田土壤含水率高，抗剪切、抗壓強度特別低，附著力、外摩擦力也接近為零，切土部件與土壤之間存在潤滑水膜。因此，大塊水田使用大型拖拉機旋耕機組水耕時，為充分發(fā)揮其功率，實現高效率、高效益，需要工作幅寬3m以上的寬幅旋耕機。但寬幅又受到道路行駛和入庫停機不便的制約，解決途徑有二：一是旋耕機采用寬度伸縮或折疊式結構；二是采用適中的寬幅，提高作業(yè)速度，從現有的2~5km/h提高到4~8km/h。為滿足以上要求，需要改進旋耕機及工作部件的結構和參數，研制寬幅高速旋耕機及滅茬、旋耕、旋耙和深施化肥的復式作業(yè)機械。 第二、 大中型拖拉機具有強勁的動力輸出、較大的牽引力和懸掛提升能力，為配套旱地耕作型聯合作業(yè)提供了先決條件。而旋耕作為驅動型耕作機械，易于更換和附加工作部件，形成滅茬、深松、碎土、做哇、起壟、開溝、精量半精量播種、深施化肥、鋪膜、鎮(zhèn)壓和噴藥等多項作業(yè)的結構緊湊的聯合作業(yè)機組， 大幅度提高了生產效率，降低了作業(yè)成本。國內現有小批量生產和投放市場的系列旋耕復式作業(yè)機具主要配套中型拖拉機，大型機具尚待研制開發(fā)。 深耕型旋耕機更深一般不超過20cm。為滿足增厚土壤熟化層、改善深層透氣性以及栽培薯類、根莖類作物需要深耕的農藝要求，近年來國外開發(fā)了全幅深度旋耕機和間隔窄幅深旋耕機，耕深達到30~60cm或90~120cm。國內該型產品的開發(fā)剛起步，目前已經推出加深型中間傳動臥式旋耕機，耕深達30cm。加大旋耕深度的主要難點是引起動力機作業(yè)負荷和功率消耗不平衡，而大功率拖拉機具有雙速獨立功能，可以全功率輸出，同時具有多個慢速檔以及爬速檔，這也為配套深耕?旋耕???機提供了條件，臥式旋耕機在國外處于轉型期。而國內專家學者認為反轉旋耕機是一種大有前途的耕耘方式，潛土逆轉應在深耕旋機上將能體現其優(yōu)越性，目前需進一步開展這方面的研究工作，完善經驗，積累經驗，開發(fā)??出成功的產品。 3主要結構及動力轉動 轉動裝置；差速器，變速箱，掛檔部件，行走裝置。 工作部件：旋耕機動力輸出部件，旋耕裝置，反旋耕裝置。 輔助裝置：機架，掛檔輔助裝置，行走動力輸出過渡部件。 4變速箱的工作原理及其重要意義 旋耕機中重要的部件之一就是變速箱。變速箱的功用是：增扭減速；變扭變速，改變發(fā)動機驅動力和行駛速度；實現空擋，使旋耕機在發(fā)動機不熄火的情況下長時間停車，同時也為發(fā)動機能順利啟動創(chuàng)造條件；實現倒檔；向行走箱輸出動力（力矩）。 變速箱由傳動部分、操縱機構和支撐部分組成。 變速箱傳動部分主要由主軸總成、副軸總成和倒檔總成組成。 主軸總成的主要部件有：主軸、雙聯主動齒輪。 變速箱副軸總成的主要部件有：副軸軸及錐齒、從動雙聯齒輪。 倒檔軸總成的主要部件有：倒檔軸、倒檔雙聯齒輪、回味彈簧、軸套等組成。 變速箱操縱機構和支撐部分主要包括：變速器殼體、變速撥快及軸、倒檔撥叉及軸、軸承等。 變速箱在旋耕機整體中占非常重要的地位，變速箱的工作的情況直接影響到旋耕機的工作效率。 變速箱的功用有；在發(fā)動機轉速和轉矩的情況下，改變旋耕機的行程；可實現旋耕機前進.后退和在發(fā)動機不熄火下的停車。 改變旋耕機前進速度，適應不同的作業(yè)條件。 本次畢業(yè)設計的任務結合科研課題，在已有的變速箱模型確定傳動路線，體會其設計原理，掌握其工作原理，并經實際測繪確定其各軸及齒輪的模數，齒數。校核其中的若干軸及齒輪的強度，繪出其傳動系統(tǒng)路線圖。 5 變速箱總體方案的確定 總體設計的任務為選擇動力機、擬定總體傳動方案、確定總傳動比并合理分配傳動比，計算傳動裝置的運動和動力參數，為各級傳動零件設計、裝配圖設計做準備。 5.1 擬定總體傳動方案 旋耕機傳動功率大，工作條件惡劣、應充分考慮調高傳動裝置的效率，一減少能耗、降低運行費用。這時應選用傳動效率高的機構，如齒輪傳動。滿足功能的前提下應盡量簡化以降低費用。 5.1.1 初步擬定傳動方案 根據工作機得要求實現六級傳動，整個變速箱分為八級傳動，為了避免變速箱過大且傳動不穩(wěn)定，所采用變速齒輪集中在中間的三軸上。 有設計要求發(fā)動機功率及轉速 P=3.75KW n=2600rpm 所分八檔要求工作速度： 因為設計任務所限工作軸輪為已知，半軸徑D=650mm。 把以上速度轉換為轉速r/m得： 5.1.2 多級傳動的合理布置 許多傳動裝置往往需要選用不同的傳動機構，以多級傳動方式組成。合理布置各種傳動機構的順序，對傳動裝置和整個機器的性能、傳動效率和結構尺寸等有直接的影響。 布置傳動機構順序一般有以下幾點原則： 第一，傳動能力較小的帶傳動及其他摩擦傳動宜布置在高級級，有利于整個系統(tǒng)結構緊湊、勻稱。同時，帶傳動布置在高速級有利于發(fā)揮其傳動平穩(wěn)，緩沖吸振，減小噪音的特點。 第二，閉式齒輪傳動，一般布置在高速級，以減少閉式齒輪傳動的外廓尺寸，降低成本。開式齒輪傳動制造精度較低，潤滑不良，工作條件較差，為減小磨損，一般放在低速級。 第三．當同時采用直齒輪和斜齒輪傳動時，應將傳動較平穩(wěn)，動載荷較小的斜齒輪傳動布置在高速級。鏈傳動不平穩(wěn)，為減少沖擊和振動，一般應放在低速級。 第四，鏈傳動無彈性滑動和整體打滑現象，因而能保持準確的平均傳動比，傳動效率較高；又因鏈條不需要像帶那樣張緊， 所以作用于軸上的徑向壓力較??；與齒輪傳動相比，鏈傳動的制造與安裝精度要求較低，成本也低。滾子鏈常用于系統(tǒng)的低速級。 圓錐齒輪尺寸過大時加工有困難，可將其布置于高速級，并對其傳動比加以限制，以減少錐齒輪的尺寸。 5.1.3 轉向功能的實現 為了實現轉向功能，在變速箱上裝一撥叉用連在扶手上的撥桿來拉動撥叉，使其轉動，帶動齒輪移動，從而分離齒輪，也就是斷開了傳動，也實現了轉向，整個傳動路線見附圖。 5.2 合理分配傳動比 5.2.1 各級傳動比的取值應考慮的問題 第一，各級傳動比機構的傳動比應在推薦值范圍內，不應超過最大值，以利于發(fā)揮其性能，并使結構緊湊。 第二，應使各級傳動的結構尺寸協調、勻稱。 第三，應使傳動裝置外廓尺寸緊湊，重量輕。在相同的總中心距和總傳動比情況下，具有較小的外廓尺寸。 第四，在變速器設計中常使各級大齒輪的直徑相近，使大齒輪有相近的侵油深度。高、低兩級大齒輪直徑相近，且低速級大齒輪直徑稍大，其侵油深度也稍深些，有利于侵油潤滑。 第五，應避免傳動零件之間的干涉碰撞。高速級大齒輪與低速軸不可發(fā)生干涉。 5.2.2 傳動比的分配 這次設計箱體內的傳動均采用閉式圓柱直齒輪傳動，且高速級傳動比和低速級傳動比應遵循展開式和分流式： （1） 同軸式： （2） 由于各檔額定速度已定，所以總的傳動比也相應的定下來啦，由于皮帶的傳動比為1.8，所以通過計算皮帶的減速之后的各軸傳動比如表1所示： 表1 各檔傳動比 Table Each stall velocity ratio 檔位 傳動比 一檔 i=59.15 二檔 i=34.95 三檔 i=22.79 四檔 i=19.10 五檔 i=11.49 六檔 i=7.36 倒檔 i=－40.13 倒檔 i=－12.96 各級傳動比也遵循公式（1）得出如表2所示： 表2 各級傳動比 Table2 Each Level velocity ratio 級數 傳動比 一軸到二軸 二軸到三軸 i=34/29=1.172 三軸到四軸 四軸到五軸 i=43/19=2.263 三軸到五軸 五軸到六軸 i=48/17=2.824 六軸到軸七 i=45/14=3.214 5.2.3 當倒檔時變速箱工作情況 倒檔軸與前進檔共軸當1—R雙聯齒輪滑至倒檔時，1—R齒輪越過中間軸與中央傳動齒輪嚙合，從而形成反向傳動，即形成倒檔。 6 齒輪的設計 大多數齒輪不僅用來傳遞運動，而且用來傳遞動力。因此，齒輪傳動除須運動平穩(wěn)外，還必須具有足夠的承載力。按照工作條件，齒輪傳動可分為開式和閉式。閉式傳動的齒輪封閉在剛性的箱體內，因而能保證良好的潤滑和工作條件。所以我們的齒輪都采用的是閉式。 由于各級齒輪在老變速箱中的尺寸及各種數據都已確定，先只對各級齒輪加以改進，所以各齒輪的大致結構都沒有太多變化，只是為了減小尺寸，而盡量減小模數。在滿足傳動比的條件下，盡量做小，以減小重量，傳動速度大的或者重要的傳動齒輪需要用模數（根據經驗取2—3mm）大的，其余用小的，由于齒輪使用強度不是很大且選用20CrMnTi高強度材料，所以寬度系數較之標準有所下降，但是不妨礙正常工作。精度則選擇9級的。各齒輪傳動路線數據具體見如下圖1： 圖一 傳動路線 Fig.1 Transmission line 7 滾動軸承的選擇 軸頸d=25mm，轉速n=1667/min，軸承所受徑向載荷： Fr=，要求使用壽命L=5000h 當量動載荷P P=Fr=869N 計算所需的徑向基本額定動載荷值 Cr= 取，，所以 C= 選擇型號 查手冊，選6205，其Cr=14400＞7587，=7880N。D=52mm，B=15 各級軸的軸承經初步觀察可大致定為：二、三、四、五、六軸都為6203. 軸七為6207，具體校核見后面。 8 軸的設計 軸的結構設計時使軸的各部分具有合理的形狀和尺寸。其主要要求是：軸應便于加工，軸上零件要易于裝拆；軸和軸上零件要有準確的工作位置；各零件要牢固而可靠地相對固定；改善受力狀況，減小應力集中。 擬選軸材料為40Cr。 初步計算軸的最小直徑 軸一、D≥ 軸四、D 輸出軸、D 現暫定各軸最小直徑為：軸一、25mm 軸二、三、四、五、六為22mm 輸出軸軸為32mm 其他尺寸則按照結構確定。 圖二 彎矩圖 Fig2 The picture of moment 9 鏈傳動設計 鏈傳動無彈性滑動和整體打滑現象，因而能保持準確的平均傳動比，傳動效率較高；又因鏈條不需要像帶那樣張緊， 所以作用于軸上的徑向壓力較??；與齒輪傳動相比，鏈傳動的制造與安裝精度要求較低，成本也低。滾子鏈常用于系統(tǒng)的低速級，一般傳動的功率在100KW以下，鏈速不超過15m/s，推薦使用的最大傳動比i=8。 9.1 鏈傳動的設計 少量的齒輪磨損或塑性變形并不產生嚴重的問題。但當鏈輪齒輪的磨損和塑性變形超過一定程度后，鏈的壽命將顯著下降。通常，鏈輪的壽命為鏈條壽命的2—3倍以上。故鏈傳動能力是以鏈的強度和壽命為依據的。 9.1.1 滾子鏈極限功率的額定曲線圖 滾子鏈各種失效形式將使鏈傳動的工作能力受到限制。在選擇鏈條型號時，必須全面考慮各種失效形式產生的原因及條件，從而確定其能傳遞的額定功率P。下圖是通過實驗作出的單排滾子鏈的極限功率曲線。1）是在正常潤滑條件下，鉸鏈磨損限定的極限功率曲線圖；2）是鏈板疲勞強度限定的極限功率曲線； 3 ）是套筒、滾子沖擊疲勞強度限定的極限功率曲線； 4 ）是鉸鏈（套筒、銷軸）膠合限定的極限功率曲線。圖中陰影部分為實際使用的許用功率（區(qū)域）。若潤滑不良及工作情況惡劣，磨損將很嚴重，其極限功率大幅度下降。如圖所示： 極限功率曲線 Limit the power curve 設計條件下單排鏈條傳遞的功率?P?ca,單排鏈傳動的計算功率應按下式確定： =3.2KW 式中。P是為鏈傳動設計功率，kw；K是工況系數，是小鏈齒的齒數系數；為多排鏈系數。 9.2確定鏈輪的齒數和傳動比 鏈輪齒數?z?1 、?z?2 。為減小鏈傳動的動載荷，提高傳動平穩(wěn)性，小鏈輪齒數不宜過少，可參照傳動比 i 選取 ( 見表 8－4) 。傳動比?i?。通常鏈傳動傳動比?i?≤ 7 ，推薦?i?=2 ～ 3.5 。當工作速度較低 (?v< 2m ／ s) 且載荷平穩(wěn)、傳動外廓尺寸不受限制時， 允許?i?≤ 10 。 計算鏈節(jié)數和中心距: 中心距?a?和鏈節(jié)數?L?p 。中心距的大小對鏈傳動的工作性能也有較大的影響。中心距過小，鏈在小鏈輪上的包角減小， 且鏈的循環(huán)頻率增加而影響傳動壽命；中心距過大，傳動外廓尺寸加大，且易因鏈條松邊垂度太大而產生抖動。一般初選中心距?a?0=(30 ～ 50)?p?，最大可為?a?max=80p?。按下式計算鏈節(jié)數 1=104.4 為過渡鏈節(jié)，應將計算出的鏈節(jié)數圓整為偶數。 取鏈長節(jié)數為104. 鏈傳動的最大中心距為： =995mm 計算鏈速，確定潤滑方式 =0.68m/s 有計算與查圖可知應采用定期人工潤滑 10 對稱式圓錐行星齒輪差速器設計 普通的對稱式圓錐行星齒輪差速器由差速器左、右殼，2個半軸齒輪，2個錐齒輪，齒輪軸，半軸齒輪及行星齒輪墊片等組成。由于其結構簡單、工作平穩(wěn)、制造方便、性能可靠等優(yōu)點，最廣泛地用在變速箱上。例如加進摩擦元件以增大其內摩擦，提高其鎖緊系數；或加裝可操縱的、能強制鎖住差速器的裝置——差速鎖等。 由于整速器殼是裝在主減速器從動齒輪上，故在確定主減速界從動齒輪尺寸時，應考慮差速器的安裝。差速器殼的輪廓尺寸也受到從動齒輪及主動齒輪導向軸承支座的限制。 10.1 圓錐行星齒輪差速器 10.1.1 差速器齒輪的基本參數選擇 ????（1）行星齒輪數目的選擇 ????一般常用2個行星齒輪，也有用4個行星齒輪的，少數采用3個行星齒輪。我們選用2個行星齒輪。 ????（2）行星齒輪球面半徑RB(mm)的確定 ????圓錐行星齒輪差速器的尺寸通常決定于行星齒輪背面的球面半徑RB，它就是行星齒輪的安裝尺寸，實際上代替了差速器圓錐齒輪的節(jié)錐距，在一定程度上表征了差速器的強度。 ????球面半徑可根據經驗公式來確定： =40mm 式中KB——行星齒輪球面半徑系數，對于2個行星齒輪的取最大值； T——計算轉矩，N?m。 RB確定后，根據下式預選其節(jié)錐距： ????A0=(0.98～0.99)RB=40 （3）行星齒輪與半軸齒輪齒數的選擇 ????為了得到較大的模數從而使齒輪有較高的強度，應使行星齒輪的齒數盡量少，但一般不應少于10。半軸齒輪的齒數采用14~25。半軸齒輪與行星齒輪的齒數比多在1.5~2范圍內。 ????在任何圓錐行星齒輪式差速器中，左、右兩半軸齒輪的齒數z2L、z2R之和，必須能被行星齒輪的數目n所整除，否則將不能安裝。 （4）差速器圓錐齒輪模數及半軸齒輪節(jié)圓直徑的初步確定 先初步求出行星齒輪和半軸齒輪的節(jié)錐角 、 ： 30.96° =59.03° 式中z1、z2——行星齒輪和半軸齒輪齒數。 ????再根據下式初步求出圓錐齒輪的大端模數： ?????=3.35 取m=4 ????算出模數后，節(jié)圓直徑d即可由下式求得： ?????d=mz=48mm （5）壓力角 ????過去差速器齒輪都選用20o壓力角，這時齒高系數為l，而最少齒數是13。目前，差速器齒輪大都選用22o30′的壓力角，齒高系數為0.8，最少齒數可減至10，并且在小齒輪(行星齒輪)齒頂不變尖的條件下還可由切向修正加大半軸齒輪齒厚，從而使行星齒輪與半軸齒輪趨于等強度。由于這種齒形的最少齒數比壓力角為20o的少，故可用較大的模數以提高齒輪的強度。（6）行星齒輪安裝孔直徑 及其深度L的確定 ????行星齒輪安裝孔 與行星齒輪軸名義直徑相同，而行星齒輪安裝孔的深度L就是行星齒輪在其軸上的支承長度。通常取 ????? L=1.1Φ ?????LΦ= =18.4mm 式中T0——差速器傳遞的轉矩，N?m； ????n——行星齒輪數； ????l——為行星齒輪支承面中點到錐頂的距高，mm； ； ????[σ]——支承面的許用擠壓應力，取為69MPa。 所以L=20mm ????2．差逮器齒輪與強度計算 ????差速器齒輪的彎曲應力為 ????? 式中T——差速器一個行星齒輪給予一個半軸齒輪的轉矩，N?m； ； ????Tj——計算轉矩，N?m； n——差速器行星齒輪數目； z2——半軸齒輪齒數； J——計算差速器齒輪彎曲應力用的綜合系數。 按日常平均轉矩計算所得的差速器齒輪的彎曲應力，應不大于210.9MPa；按計算轉矩進行計算時，彎曲應力應不大于980MPa。 所以，差速器齒輪強度滿足要求。 11 鍵的設計 鍵主要用來實現軸和軸上零件之間的周向固定一傳遞轉矩。有些類型的鍵還可實行軸上零件的軸向固定或軸上移動，對于軸上不需要滑動的需固定位置的齒輪采用平鍵。而對于經常移動的齒輪則采用花鍵連接，具體選型則根據其所在的軸確定。 12 軸的校核 因為皮帶的傳遞比已定，為1.8，所以經過了皮帶的減速后到軸一上的轉速和功率分別為1667n/min、3.67KW。根據零件工作效率和損耗計算出每根軸上的相應功率和轉速為表3所示： 表3 各軸轉速及功率 Table3 The axis rotational speed and power 轉速（n/min） 功率（KW） 軸一 1667 3.67 軸二 1000 3.51 軸三 853 3.37 軸四 579 3.24 軸五 256 3.10 軸六 91 2.97 軸七 28 2.86 12.1 對軸一進行校核 已知： P=3.67KW n=1667r/m D=28mm d=23mm 根據軸上的結構圖，做出軸的計算簡圖2。從軸的結構圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面C是軸的危險截面。先計算截面C處得MH、MV及M。 通過受力分析出： 做出彎矩圖與扭矩圖得出： MH=637×29=18473Nmm MV=232×29=6728Nmm 進行校核是通常只校核軸上的作大彎矩和扭矩的截面（即危險截面C）的強度。根據以上所求出的數據并取=0.6，得出軸的計算應力： 此處W=0.2d，d為軸的直徑，鑒于此處是花鍵，則取大徑和小徑之和的一半。 根據選定的軸的材料為40Cr，在機械設計手冊中查得。因此，故安全。 根據機體構造和傳動順序只對后面的五軸進行校核 按公式： 式中：τ為軸的切應力，Mpa；T為轉矩，Nmm； 為抗扭截面系數，，對圓截面軸；P為傳遞的功率，KW；n為轉速，r/min；d為軸的直徑，mm；為許用切應力，Mpa。 已知：P=3.10KW n=256r/m d=22mm 得： 查得40Cr的為55Mpa 則安全，故合格。 12.2 對軸四的校核 已知：P=3.25KW n=579r/min d=22mm 按公式 式中：為軸的扭切應力，Mpa；T為轉矩，Nmm；Wt為抗扭截面系數，，對圓截面軸；P為傳遞的功率，KW；n為軸的轉速，n/min；d為軸的直徑，mm；為許用扭切應力，Mpa。 查得40Cr的=55Mpa 將數據代入公式得 故滿足要求 按扭轉變形公式： 式中：T為轉矩，Nmm；l為軸受轉矩作用的長度，mm；G為材料的切變模量，Mpa；d為軸經，mm；Ip為軸截面的極慣性矩。 由手冊查得=0.00041=0.0004×137=0.0548 計算得： 則滿足要求！ 13 傳動齒輪的強度校核 齒輪傳動時機械傳動中最重要的傳動之一，形式很多，應用廣泛。 齒輪傳動的主要特點有：效率高；結構緊湊；工作可靠，壽命長，傳動比穩(wěn)定。 齒輪傳動由于各種原因，存在下面幾種失效形式：齒輪折斷；齒面失效；齒面點蝕；齒面膠合；塑性變形。故必須對齒輪進行校核。 13.1 對雙聯齒輪的校核 根據結構，只需對一檔雙聯齒輪及半軸進行校核 已知：P=3.24KW n=579r/m 齒輪材料選用20CrMnTi 可查得經滲碳淬火后 查表得S=1.1，故 查表得，故 由于此齒輪在第四軸上，計算此軸上的扭矩為 13.1.1 對雙聯齒輪中的小齒輪的強度校核 （1） 根據齒根彎曲強度校核公式： 其中K為載荷系數 為使用系數，由于傳動均勻平穩(wěn)，查機械手冊選用=1.00 為動載系數 計算B的圓周速度 選用的是9級精度的齒輪由于手冊查得 查表得直齒輪 故 =1.0×1.05×1.2×1.08＝1.36 經查表： 得： 由于m=2.5 故： 滿足要求！ (2) 按齒面接觸強度校核： 式中T的單位為Nmm；的單位為mm；和的單位為Mpa。 其中 K=1.36 T=53440Nmm u=43/19=2.263 稱為區(qū)域系數（標準直齒輪a=20，） 稱為彈性影響系數，20CrMnTi與20CrMnTi嚙合，查表取 由于是外嚙合，則： = =902Mpa 滿足要求！ 13.1.2 對大齒輪A的強度校核 (1) 根據齒根彎曲強度校核公式： 其中K問載荷系數 為動載系數 計算B的圓周速度 選用的是9級精度的齒輪，由手冊查得 查表得直齒輪 故 =1.0×1.08×1.2×1.06＝1.37 經查表： 得： 由于m=2.5 故： 滿足要求！ (2) 按齒面接觸強度校核 按此公式校核： 式中T的單位為Nmm；的單位為mm；和的單位為Mpa。 其中 K=1.37 T=53440Nmm b=9mm 稱為區(qū)域系數（標準直齒輪a=20時，） 稱為彈性影響系數，20CrMnTi與20CrMnTi嚙合，查表取。 由于是外嚙合，則： = =840Mpa 滿足要求！ 所以此雙聯齒輪符合要求。 13.2 對行走動力輸出軸齒輪（最終傳動大齒輪）進行校核 已知： P=2.86KW n=28r/m 齒輪材料選用20CrMnTi 可查得經滲碳淬火后 查表得，故 按照非精密傳動，且已經到最后低速傳動可取最低安全系數查表得，故 由于此齒輪在半軸上，計算此軸上的扭矩為 根據齒根彎曲強度校核公式： 其中K為載荷系數 為使用系數，由于傳動均勻平穩(wěn)，差機械手冊選用 為動載系數 計算B的圓周速度 選用的是9級精度的齒輪，由手冊查得 查表得直齒輪 故 =1.0×1×1.2×1.035＝1.242 經查表： 得： 由于m=3 故： 滿足要求！ 按齒面接觸強度校核 按此公式校核： 式中T的單位為Nmm；的單位為mm；和的單位為Mpa。 其中 K=1.242 T=487732Nmm 稱為區(qū)域系數（標準值齒輪a=20時，=2.5） 稱為彈性影響系數，20CrMnTi與20CrMnTi嚙合，查表取 由于是外嚙合，則： = =834Mpa 滿足要求！ 由于此變速箱采用多級傳動，齒輪很多，很難逐一校核，現經校核重要齒輪后均滿足要求。故可認為此變速箱齒輪符合要求。 14 對滾動軸承壽命的校核 由于我們采用的都是深溝球軸承6203型號 可按公式： 進行壽命計算 式中Lh為壽命，h；C為基本額定動載荷，N；P=為當量動載荷，N；為系數，這里取值為3。 14.1 對軸四上的軸承進行校核 已知：功率P=3.24KW n=579n/min C=13.5KN d=17mm 求得： 由于是一對，則P取6287/2=3143.5N 將數據代入公式得： 考慮到實際情況，旋耕機工作大部分是農忙，所以可以滿足要求。 14.2 對動力輸出軸上的軸承進行校核 已知： 功率P=2.86KW n=28n/min C=13.5KN d=35mm 求得： 由于是一對，則P取27870/4=6967N 將數據代入公式得： 慮到到實際情況，旋耕機工作大部分是農忙，所以可以滿足要求。因傳動級數較多，很難一一校核，只需重要的軸承滿足要求就可以，現對四軸和半軸校核都滿足要求，所以大致確定此變速箱軸承合格。 15 對鍵及花鍵的校核 15.1 對平鍵的校核 我們所用的鍵都起固定作用，所以應按普通平鍵連接的強度條件計算 可按公式： 式中：T——傳遞的轉矩(T=F×y≈F×d/2)，單位為Nm； K——鍵與輪轂鍵槽ide接觸高度，k=0.5h，此外h為鍵的高度，單位為mm； l——鍵的工作長度，單位為mm，圓頭平鍵l=L-b，平頭平鍵l=L，這里L為鍵的公稱長度，單位為mm；b為鍵的寬度，單位為mm； d——軸的直徑，單位為mm； ——鍵、軸、輪轂三者中最弱的許用擠壓應力，單位為Mpa。 現對軸四的平鍵進行校核 對于鍵一 已知： b=6mm h=6mm P=3.24KW n=579r/min d=22mm 查得 則安全！ 對于鍵二 是高速三檔齒輪的固定平鍵 已知：b=6mm h=6mm l=10mm P=3.24KW n=1502r/min d=22mm 查得 則安全！ 從結構上看軸二上的平鍵，所受得力比四軸的小，所以不用校核。 15.2 對花鍵的校核 我們采用的是矩形花鍵，按動聯結的強度條件校核公式： 計算 按靜聯接的強度條件公式： 計算 式中： ——載荷分配不均勻系數，與齒數多少有關，一般取=0.7~0.8，齒數多時偏小值； Z——花鍵的齒數； l——齒的工作長度，單位為mm； h——花鍵齒的工作高度，矩形花鍵，h=（D-d）/2-2C，此處D為外花鍵的大徑，d為內花鍵的小徑，C為倒角尺寸，單位為mm； ——花鍵的平均直徑，矩形花鍵，單位為mm； ——花鍵的許用擠壓應力，單位為Mpa； ——花鍵的許用壓力，單位為Mpa； 對軸三上的花鍵進行校核 應對1—R檔齒輪處的花鍵校核，此花鍵是 已知： z=6 l=21mm P=3.37KW n=853r/min 取=0.8 查得 則滿足要求！ 從結構看軸一上的低檔花鍵，所受的力比三軸的小，所以不用校核。半軸上 的花鍵進行校核，此聯接是靜聯接 已知： z=6 l=19mm P=2.86/2=1.43KW n=28r/min 取=0.8 查得 則按靜連接的強度公式計算： 則滿足要求。 16 說明 以上各種校核除特殊注明都按一檔低速時的情況進行，因為在同等條件下，高檔比低檔的受力要小，所以只需校核低檔各情況即可。 參考文獻 [1] 北京農業(yè)工程大學主編.農產品加工機械與設備[M].校編教材.1991. 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