1.3亩时田园除草机的选型设计含9张CAD图
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摘 要我国的除草机目前不断配套新机具、增加新功能,在完善农用功能的基础上,逐步向城市园林、园艺领域扩展,如配套剪草、清雪、枝叶粉碎机具等;但暂未出现专用田园除草机。本设计针对田园作业环境和田园作业要求,设计了一种小型田园除草机用于松土、除草和起垄。该田园除草机的机构包括机架、手扶手,机架上装有柴油机、减速器、链轮和耕作刀具。由柴油机将动力输送给减速器,减速器降低转速后输出给链轮,链轮经链条传递给刀轴,来实现旋耕刀的工作。旋耕刀旋转、以铣切原理加工土壤的耕整机械,具有切土效果好、碎土能力强、耕作地表平整等特点,一次作业可达到土碎地平。本田园除草机可以爬坡,越埂、阶梯性强,适用我国广大丘陵和山区等地块小,高差大,无机耕道的田园作业。关键词:田园除草机;耕作刀具;减速器Abstract Our Rotary tiller is supporting the current new machinery, new features. At the basic of improving the agricultural functions, gradually spread to the urban landscape, horticulture areas of expansion, such as supporting grass, cleaning snow, a mill and other branches; but there has been no special tea rotary tiller yet. The design aims for the tea and tea operational requirements of operating environment, designed for a small tea Rotary tillage, weeding and ridging. The rotary machine of tea include rack, hand rails, rack with diesel engines, gear, sprocket and farming tools. Power is transmission from the engine to the gear, after reducing speed, the output is transmitted to chain wheel ,and then passed to axis, to achieve the rotary blade work. Rotary blade revolves, by principle of milling processing of soil tillage machinery, cut soil with good effect, broken soil with strong capacity, and smooth the surface. Once work, it can achieve soil horizon. Rotary machine can climb the slope, the more ridge, the stronger step, can be applied for the vast number of hills and mountains which have little land, a large height difference, inorganic garden tractor road operations.Key words: Rotary Tiller; farming tool; reducer.目 录第一章 前言1第一节 研究的目的和意义2第二节 国内外发展现状3第三节 发展趋势5第二章 总体设计方案的确定6第一节 总体结构设计内容6第二节 工作原理6第三节 主要参数的要求7第四节 动力和刀辊转速的初步确定7一、动力的初步选择7二、前进速度和刀轴转速初步确定7三、发动机功率校核8第五节 总体设计方案的确定9一、 传动方案的确定9二 、各轴参数的设计10三 、各轴传动比的分配10四、各轴输出转矩11第三章 二级齿轮减速器的设计11第一节 高速级大小齿轮的设计12第二节 低速级大小齿轮的设计19第三节 轴的设计计算22一、高速轴的设计计算22二、中间轴的设计28三、从动轴的设计33第四节 轴承的设计及校核37一、概述和功能38二、高速轴轴承寿命校核39三、中间轴轴承寿命校核40四、从动轴的轴承校核42第五节 润滑方法44第六节 联轴器的选择44第四章 链传动的设计计算44第五章 刀辊和刀轴的确定47第一节 刀辊的选择47第二节 旋耕刀的选择48第三节 旋耕刀片的选材53第六章 限深装置的设计54结论55参考文献56致 谢57第一章 前言除草机,亦称旋转耕作机、旋耕犁,是靠一组安装于水平轴上的弯刀回转来实现土壤耕耘作业的农机具。刀片作业时,首先将土垡切下,随后向后抛出,土垡撞击到除草机罩壳和挡土板落回地面,能一次完成耕耙作业。它的耕作部件为旋耕刀辊,是由多把旋耕刀在刀轴上按螺旋线排列而成,。除草机切土、碎土能力强,一次旋耕能够达到一般犁耙作业几次的碎土效果,耕后地表平整、松软,能满足精耕细作要求,且缩短工序间隔,有利于抢农时抗旱保墒,减少拖拉机进地次数,减轻对土壤压实,减少能源消耗,降低作业成本,减少机具投资,提高机具利用率,加之近年来国内还田技术和免耕少耕技术的推广应用,除草机得到了迅猛发展。除草机于19世纪中叶问世以来,得到了迅速发展和推广使用。日本二战之后为了尽快恢复经济发展,引进除草机用于农业生产。但是由于日本大多为水田,直角形旋耕刀不适宜于进行水田耕作。一大批日本学者开始致力于水田用旋耕刀的研究,如吉田富穗、松尾昌树、坂井纯等人研制出了旋耕弯刀,成功地解决了刀轴缠草等问题。为了解决刀轴缠草的问题本文对旋耕弯刀进行了设计说明。对弯刀的刃口曲线提出了相应的要求,目前能达到这种要求的刃口曲线有阿基米德螺线、等角对数螺线、正弦指数曲线等,其中阿基米德螺线应用最广。除草机能量消耗大,约为犁耕作业能量消耗的3倍以上。因此,近20多年来,国内外在旋耕刀形状研发上向着降低能耗的方向不断改进。从切土作用上说,旋耕刀侧切刃口线切出沟墙,类似于铧式犁的胫刃线,靠近侧切刃的正切刃区相当于犁胸,端部的正切刃区相当于犁翼。旋耕与犁耕都同样要完成起土作业,且犁耕时还需克服犁侧板与沟墙及犁踵与沟底间的摩擦力,但犁耕比旋耕功耗低。究其原因很多:其一,在于犁耕是低速连续平稳的作业过程,土垡变形基本为弯与扭,压缩变形较小;其二,旋耕时土垡压缩变形相对较大,其内部静压也相应较大,根据土力学库仑定律,该土垡的强度将增加,于是迫使它继续发生变形乃至破碎,所需的功耗也相应增大。因此,尽量缓解旋耕切土时土垡内的静压,合理增加土垡沿正切刃弯曲方向的侧滑运动及弯扭变形是降低旋耕功耗的重要技术途径。到目前为止,除草机产品虽然在理论上可以配套58.8-73.5kw的拖拉机,但实际上因受传动系统强度及结构尺寸、机架结构强度的限制,配套合理范围仅达48kw的拖拉机;耕深亦局限在旱耕12-16cm,水耕14-18cm。20世纪90年代以来,为适应市场需要,有些企业试图开发大型除草机,但因水平有限,仅采用原有产品外延放大和堆砌材料的方法,没有着重结构的改进和参数的优化,因而走了弯路。因此,现有除草机产品在品种上尚有大型和深耕型的空缺。随着水稻集约化、规模化生产的发展,水田耕整用宽幅高速型除草机成为发展方向。水田土壤含水率高,抗剪切、抗压强度特别低,附着力、外摩擦力也接近为零,切土部件与土壤之间存在润滑水膜。因此,大块水田使用大型拖拉机除草机组水耕时,为充分发挥其功率,实现高效率、高效益,需要工作幅宽3m以上的宽幅除草机。但宽幅又受到道路行驶和入库停机不便的制约。解决途径有二:一是除草机采用宽度伸缩或折叠式结构;二是采用适中的幅宽,提高作业速度。为满足以上要求,需要改进除草机及工作部件的结构和参数,研制宽幅高速除草机及灭茬、旋耕、旋耙和深施化肥的复式作业机械。 我国作为农业大国,不少农机学者在除草机方面进行了大量的研究工作。为了促进驱动型耕作机械的发展,本人选择了除草机作为自己的毕业设计论文课题,借鉴了不少知名学者的重要研究成果,书写成文。由于资料搜集的局限性和水平有限,错误和不足之处在所难免,欢迎给予批评指正。第一节 研究的目的和意义土壤耕作是种植业生产过程中的重要一环,对于农作物增产具有重要作用。因此,土壤耕作机械的发展一直受到人们的关注。由于土壤耕作是一项能耗很大的作业,传统的土壤耕作机械,如犁,耙等都需要多次书耕作会对土壤造成破坏,不利于水土保持,消耗较大。长期以来,人们一直在探讨新的工作制度,松土和局部松土,不耕和少耕。在这种形势下,驱动型耕作机械诞生了。这种机械之所以引人注目,一是强化土壤耕作过程,可以满足不同条件下的不同土壤类型;二是一次耕作可以联合作业;三是有动力驱动,质量好;由于很多因素不能控制,如对比性较差,试验精度较低,采集的数据不够准确可靠等等,使得我们需要一种特殊的,更有优势的试验环境。土槽正是在这种环境下诞生且被广泛运用的。利用土槽试验是极其优越的研究手段,其特点是:试验可以不受季节与气候的影响;缩短试验周期;试验重复性好;可以控制有关因素;有较强的对比性;试验精度高,采集的数据准确可靠。这样我们可以研制出更高效、优质的除草机,更好的满足人们对于耕作土地的要求。近年来,田园蔬菜种植越来越受欢迎。但是,目前田园内作业均为原始的手工劳动,菜农劳动强度大,工作环境恶劣,严重阻碍了蔬菜生产的发展。菜农急需的田园作业机具国内曾有研究,但以往研制的产品往往自重较重,外型尺寸大,操作不灵活,在转向和窄田埂上转移均较困难,在田园的边角地带无法工作,漏耕多,而且不适合在高含水率的粘性土壤中耕作,目前尚缺少能很好地适应蔬菜田园内作业的性能优良的除草机。而国外产品的价格又过于昂贵,而且配件供应和维修问题无法解决。第二节 国内外发展现状不同的作业条件下不可能一次作业就达到所要求的整地质量。即使在翻熟地时(至于生地就更困难了)也常常达不到规定的坐片粉碎程度,还要进行辅助性的整平耙粉作业等。其结果,辅助性作业把土壤压实了,降低了劳动生产率,提高了燃料与润滑材料的消耗,增加了费用。除草机与一般整地机械的不同之处在于,它的作业前进速度和旋耕部件的角速度及其旋耕刀数在不同作业条件下的适当配合,进而获得高质量的整地效果,以至各种土质的土壤经除草机作业后可达到待播状态。除草机的工作动力来源柴油机,因而它比大马力现代化拖拉机联合作业经济效益好。从一系列国外大公司的除草机的主要运用参数看,其单位能耗高达280-700kJ,大约高于翻整地能耗3-6倍。70年代前设计师们就采用了改进工作部件的儿何参数、进行优化设计、选用符合旋耕工作部件作业条件的运动参数等方法,降低除草机的单位能耗。近几年由于拖拉机马力的提高,具有水平轴旋耕部件的除草机更加现代化,这将使旋耕生产率的提高成为可能,但仍没有实现单位能耗的降低。我国的除草机现处于成熟阶段。机型和质量将基本稳定,生产厂家的数量也将趋于稳定。目前国内厂家生产的除草机产品从地域上可分为南方型和北方型。南方机型结构形式以参照欧洲的机型为主,在旋耕刀具方面又吸取了日本产品的特点,初期以水田作业为主,逐步发展成水旱兼用。代表机型为广西蓝天和重庆合盛等微耕机产品。北方机型以参照韩国和我国台湾的机型为主,代表机型有山东宁津通达机械厂生产的3WG-4型多功能除草机、山东华兴机械集团生产的TG系列多功能田园管理机、北京多力多公司生产的DWG系列除草机等。从性能和功能上分也有两种类型:一类是功能少(动力小于3.7kW、配套机具少)、操作不够方便(手把不能调节、无转向离合器、前进和后退挡位少等)的机型,称之为简易型除草机。另一类机型功能较多(可配套机具多),使用可靠性高,操作方便,称之为标准型旋耕要。现在各国生产的具有水平旋转轴的旋耕工作部件基本结构相当的完善,不足之处也将进一步改进。目前,水平轴旋耕部件与地轮转向一致的除草机,即卧室正转除草机,在国内外的实际生产中得到广泛的应用,并且旋耕工作部件结构相当完善。除草机的保有量也增加的很快。为了适应当前的生产规模,为不同机型拖拉机配套,生产了作业幅为1.25m2.8m多种型号的除草机。如南昌除草机厂的IGN系列多种型号除草机,连云港除草机集团公司生产的IGE2-210型除草机,1CN-250S型除草机等。在黑龙江省农业生产中,使用的机型还有1GHL-280型松旋起垄机、1GSZ-210280型组合式旋耕多用机、1GZJ-210型旋耕灭茬联合整地机、1GLT-4型松旋灭茬起垄通用机等。很多机型为了适应黑龙江省农艺要求,在除草机后部安装了起垄犁铧。除草机的各个工作部件结构也完善很多。为了装配各种不同的工作件组台设计了专门的机架,以提高除草机的应用水平。旋耕深度影响除草机的工作效率。有的除草机依据旋耕部件与耕深的相对关系,把中央调速器直接设计安装在旋耕工作部件的轴上。这样保证了农具的最小能耗、最少的材料消耗和较好的工作质量。由于调速器壳体下是未耕地,存在如何保护好调速器壳体的问题。国产的1G-150除草机和1G-140除草机等多种机型的旋耕轴配置在地表水平面上或低于地表。为了防止调速器外壳的损坏,在壳体上或前犁柱上安有专用的分土铲。分土铲开出的铲沟被补助整地作业消灭。从近几年国产的除草机配套推广应用情况来看,存在一些问题:(1)减速器动力输出轴容易损坏:(2)、十字万向传动轴使用寿命短:(3)、旋耕作业性能不稳定和容易缠草的问题;(4)、缺少与大功率拖拉机配套的除草机;(5)、作业性能满足不了当今的农艺要求;这些问题的解决有待于进行更深入的研究。在确定生产除草机的最佳方案时,应注重考虑它的单位能耗。第一,在旋耕土壤坚实度高的生荒地时(宜用旋耕),因土壤比阻大,农具很难达到要求的入土深度。在这种情况下,要达到所要求的入土深度有下列方法:同耕幅的多次作业,如波兰的GGz-1.6型、意大利的zL-150和DFL-230型除草机等;加配重,如法国的EL-50型、德国的B-155L型;依靠自重(3.7-3.9kN/m),如波兰的V-506型、日本的pD-1500型、荷兰的Lely型、法国的SC-255型等。第二,旋耕刀碎土,耕层的上层土壤比下层土壤粉碎的好。因根垡需要很好地粉碎,所以要创造条件使垡片下部达到预计的粉碎程度。垡片下部过份的粉碎能耗高,没有太大的必要。第三,带往土壤整地时,旋耕地上层与下层的物理特性不同。上层有植物根的地面厚度为0.050.15m。从动力学角度来看,切割较其它粉碎方法更为省力,大致可节能1/2左右。下层土质紧密,可采用相适应的松土工作部件进行松土。第三节 发展趋势一、多功能化不断配套新机具,除草机增加新功能,在完善农用功能的基础上,逐步向城市园林、园艺领域扩展,如配套剪草、清雪、枝叶粉碎机具等。目前,山东华兴机械集团正与中国农业机械化科学研究院合作开发与其生产的主导机型TG4型配套的多种园艺机具。二、发动机适应性强低噪声、排放少、动力强劲和适应性强的发动机将更多地被应用。三、操作更加方便操向手柄、前进和后退速度的调节更加方便。四、更换工作部件更加方便为了减轻操作者的劳动强度和节约更换偿同农机具的时间,除草机与配套机具的挂接采用快速挂接装置,拆换农具简单、快速。随着农业机械化程度的增强,工作效率和效益的提高,现有的除草机的弊端日益突出,已满足不了农艺要求和生产规模扩大的需要。故对除草机的研究有了进一步的深化,总的来说出现如下了几个方向的发展趋势:(1)、向宽幅,高速型除草机发展;(2)、向联合作业机组方向发展;(3)、全幅深除草机已起步;(4)、向可持续发展战略型发展;(5)、小型除草机需求量有所增加。第二章 总体设计方案的确定第一节 总体结构设计内容总体结构设计包括传动方案的确定,除草机耕幅的确定,除草机的传动形式,前进的速度,刀轴的转速的确定等内容。结构设计要体现设计原则和设计思想,实现除草机的结构合理,达到可靠性,适用性,先进性,经济性及系统化的统一。其中参数的计算,型号的选择是主要部分,在总体方案确定后才能进行具体的结构和强度等方面的设计计算。第二节 工作原理该机的传动设计为减速器传动和链传动。减速器为二级减速,小链轮转载减速器第三根轴的末端。该机具的工作原理是发动机的动力通过万向联轴器将动力输出轴的动力传递给齿轮轴,传递来的速度经过减速器的2级齿轮降低转速后,传递给轴末端的小链轮,再经过链条将速度传递给大链轮所在的旋耕刀轴,刀轴带动刀片旋转切屑土壤,从而达到松土,除草的目的耕深主要是通过小滚轮支架上孔眼的不同位置进行调节,同时还可以通过人对操作手柄的压力的改变以增减力矩,调节机器的前进速度,借以达到改变耕深的目的。第三节 主要参数的要求根据设计任务书的要求,此除草机是用于田园旋耕作业的微型除草机,所涉及的除草机能完成田园除草、松土和起垄等作业。要求动力为38kw;深耕为2025cm;浅耕36cm;耕幅为400mm;工作效率为1亩2亩/小时;整机质量60kg。第四节 动力和刀辊转速的初步确定一、动力的初步选择除草机多配水冷柴油机,3.7kW以上的多配风冷柴油机或汽油机。风冷发动机外型美观(机体为铝压铸),拉绳(带恢复器)启动,但对燃油的品质和维护保养要求较高;水冷发动机外型稍大且显粗糙,摇把启动,但相对故障率低。本次设计选用风冷柴油机。根据幅宽和旋耕作业时单位幅宽功耗可对主机动力输出功率进行初步选定,合适的幅宽则可保证主机功率的充分利用,幅宽过大(刀片增多)将导致发动机工作过载。实际中柴油机的初选可采用经验公式B=0.260.29N,但最终的确定必须经过试验验证。事实上,对于同一种除草机,主机功率大的配套并不一定有好的作业质量,相反却有可能造成功率的浪费,通过试验能合理确定对应幅宽的最佳配套功率,可以避免“大马拉小车”的情况。初步选择柴油机:常柴178F风冷单缸柴油机,额定功率:3.6kw;排量:0.296L;额定转速:3000r/min;净重15kg。二、前进速度和刀轴转速初步确定初定耕深为10cm,耕幅为0.4m,工作效率为1.3亩/h。可以得出机组前进速度0.6m/s在机组前进速度不变的情况下,除草机所需功率随刀轴转速的增加而增加,较理想的配合是低刀轴转速和较高的前进速度,虽然功耗要增加些,但因生产率提高了,仍可降低单位面积的能耗。近年来,刀轴转速降低的趋势尤为明显。另外除草机的刀轴转速一般在80-200r/min,本次设计选用100 r/min。随着土壤比阻不同,除草机的刀轴转速也不同,粘性重的土壤比阻大,转速应偏低,砂性土壤比阻小,转速可偏高。另外,旋耕作业的碎土性能与土壤含水量、土壤坚实度和机器的作业速度有关, 在实际作业中应根据具体情况选择最佳的工作速度。三、发动机功率校核除草机工作时所需功率的计算,在旋耕作业过程中,除草机工作所需的功率与多种因素有关,如耕地的地形,耕深,耕幅,耕速和土壤的性质等功率的消耗主要包括旋耕刀切削土壤消耗的功率,抛土块所消耗的功率推动前所消耗的功率,传动部分所消耗的功率及土壤沿水平方向作用与刀辊上的反作用力所消耗的功率。设计时,先假定机组在比较平坦的田地里进行匀速直线作业,除草机工作时所需的功率可以按下列经验公式进行估算: 式中 耕深(cm); 机组前进速度(m/s); 耕幅(m); 旋耕比组();其中由于切土节距,所以依据农业机械设计手册(上册)238页表4-3-4查得,。则:=那么:因此,发动机功率满足设计要求。第五节 总体设计方案的确定一、 传动方案的确定 由于发动机转速为3000r/min,刀轴转速为100r/min。则总传动比。 圆柱齿轮单级最大传动比为10,常用单级传动比为35。链传动单级最大传动比为7,常用单级最大传动比为24。考虑用两级圆柱齿轮和一个链传动,其传动比范围约为18100。故选用两级圆柱齿轮和一个链传动。二 、各轴参数的设计1 、传动效率的选定由传动方案图5可以看出,从发动机到除草机刀轴,效率传递都包括离合器、联轴器、滚动轴承、圆柱齿轮、圆锥齿轮等的传递。其中取传动效率值分别为:万向联轴器,滚子链,轴承,圆柱齿轮。2、 各轴输入功率各轴输入功率分别为:;。三 、各轴传动比的分配总传动比计算如图5所示,由于发动机转速为3000r/min,刀轴转速为100r/min。则总传动比。各轴传动比分别为,。则各轴的转速分别为:;。四、各轴输出转矩;第三章 二级齿轮减速器的设计齿轮传动是近代机器中最常见的一种机械传动,是传递机器动力和运动的一种主要形式,是机械产品的重要基础零部件。它与带、链、摩擦、液压等机械传动相比,具有功率范围大、传动效率高、圆周速度高、传动比准确、使用寿命长、结构尺寸长、结构尺寸小等一系列特点。因此,它已成为许多机械产品不可缺少的传动部件,也是机器中所占比重最大的传动形式。近几年来,虽然其他机械部件的制造技术与电传动技术有了较大的发展,但在生产中占主导地位的传动形式仍为各种齿轮传动。齿轮传动有以下优缺点: 优点包括:1) 瞬时传动比恒定,工作平稳性较高; 2) 采用非圆齿轮,瞬时传动比可按所需变化规律设计; 3) 传动比变化范围大,适用于减速或增速传动; 4)齿轮的圆周速度范围大。5) 传递功率范围大,承载能力高。 6) 传动效率高,特别是精度较高的圆柱齿轮副。 7) 结构紧凑,如使用行星传动、少齿差传动,或谐波齿轮传动,可使部件更为缩小,成为同轴线传动; 8) 维护简便。 缺点包括: 1) 运转中振动、冲击和噪声,并产生动载荷; 2) 无过载保护作用; 3) 要求齿轮的切齿精度较高或具有特殊齿形时,需要高精度机床、特殊刀具和测量仪器来保证,制造工艺复杂,成本较高。根据传动方案,减速器选用直齿圆柱齿轮传动。第一节 高速级大小齿轮的设计材料: 高速级小齿轮选用45#钢调质,齿面硬度为250HBS。 高速级大齿轮选用45#钢正火,齿面硬度为220HBS。查课本由表得: 。 查课本可得: 。 。 查课本可得: 。 故 。按齿面接触强度设计:选取9级精度制造。 查表得:载荷系数,取齿宽系数 计算中心距: 查得mm 考虑高速级大齿轮与低速级大齿轮相差不大取 a=90mm m=2 则 取 实际传动比: 传动比误差: 齿宽:取 高速级大齿轮: 高速级小齿轮: 验算轮齿弯曲强度: 查表得: 按最小齿宽计算: 所以安全。齿轮的圆周速度: 查表知选用8级的的精度是合适的。根据传动方案选用直齿圆柱齿轮传动。根据GB/T10095.1农业机械中重要齿轮选用8级精度。选择小齿轮的材料为40Cr,调质后表面淬火,硬度280HBS, 大齿轮材料为45钢,调质 后表面淬火硬度为240HBS。压力角,齿数的选择,选择小齿轮齿数为,则大齿轮的齿数。按齿面接触强度设计确定公式内各计算数值:试选载荷系数;计算小齿轮传递的转矩。小齿轮转速小齿轮传递的转矩为由机械设计,该圆柱齿轮两支撑相对于小齿轮做不对称布置,选取齿宽系数;由机械设计表,查得材料的弹性影响系数;由机械设计,按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限,大轮的接触疲劳强度极限。计算应力循环次数 根据应力循环次数,由机械设计,取接触疲劳寿命系数,。计算接触疲劳许用应力。取失效概率为1%,安全系数S=1,得: 试计算小齿轮分度圆直径,带入中取小的值。计算圆周速度。计算齿宽。齿宽与齿高之比模数 齿高 根据v=3.02m/s,8级精度,由机械设计,查得动载系数,直齿轮;由机械设计,查得;由机械设计,查得;根据,由机械设计查得。故载荷系数:按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径得:计算模数m:按齿根弯曲强度设计:弯曲强度计算公式为确定公式内的各计算数值由机械设计,查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限,大齿轮的弯曲强度极限;由机械设计取弯曲疲劳寿命系数,;取弯曲疲劳安全系数S=1.4,得:计算载荷系数:查取齿形系数。由机械设计表,得齿形系数,;查取应力校正系数。由机械设计表,得应力校正系数,;计算大、小齿轮并加以比较比较可得大齿轮的数值大。设计计算 由于齿轮模数m的大小组要取决于弯曲强度所决定的承载力,而齿面接触疲劳强度所决定的承载力,仅与齿轮直径(即模数与齿数的乘积)有关,可取由弯曲疲劳强度算的的模数1.536并就近圆整为标准值m=2mm。几何计算:计算分度圆直径计算中心距:计算齿轮宽度:取,计算公法线: 齿轮的结构设计:齿顶高:齿根高:齿全高:齿顶高直径:齿根圆直径:基圆直径:齿厚:将结果列表如下:小齿轮大齿轮齿数Z1872分度圆直径d36144中心距a90齿轮宽度B4036公法线W24.0849.1齿顶高ha22齿根高hf2.52.5齿全高h4.54.5齿顶高直径da40148齿根圆直径df31139基圆直径db33.8135.3齿厚3.14 第二节 低速级大小齿轮的设计 材料: 低速级小齿轮选用45#钢调质,齿面硬度为250HBS。 低速级大齿轮选用45#钢正火,齿面硬度为220HBS。 查表得: 。 查表得: 。故 。查课本表得: 。故 。按齿面接触强度设计: 选用8级精度制造,查课本表得:载荷系数,取齿宽系数计算中心距: 可得:取 则 取 计算传动比误差:经验证合适齿宽:则取 低速级大齿轮: 低速级小齿轮: 验算轮齿弯曲强度: 查表得:按最小齿宽计算:经验证是安全。齿轮的圆周速度:查资料可知选用8级的的精度是合适的。减速器另一对配合齿轮几何尺寸:选择齿数:,计算分度圆直径:计算中心距:计算齿轮宽度:取,计算公法线: 齿全高:齿顶高直径:基圆直径:齿厚:将结果列表如下:小齿轮大齿轮齿数Z3090分度圆直径d60180中心距a120齿轮宽度B6055公法线W20.4610.5齿顶高ha22齿根高hf2.52.5齿全高h4.54.5齿顶高直径da64184齿根圆直径df55175基圆直径db56.38169.14齿厚3.14第三节 轴的设计计算轴的结构设计就是确定轴的外形和全部结构尺寸。但轴的结构设计原则上应满足如下要求:1) 轴上零件有准确的位置和可靠的相对固定;2) 良好的制造和安装工艺性;3) 形状、尺寸应有利于减少应力集中;4)尺寸要求。一、高速轴的设计计算选择轴的材料和热处理方式: 选择轴的材料为45钢,调制处理,由机械设计表查得, 抗拉强度极限,屈服强度极限,弯曲疲劳极限, 剪切疲劳强度极限,许用弯曲应力。初步确定轴的最小直径 取,于是得 考虑有键槽,将直径增大5%,则取标准直径为16mm。 初选轴承 应轴同时受有径向力和轴向力作用,故选用深沟球轴承。根据工作要求及输入端直径,选用型号为6004的轴承(GB/T276-1994)。其尺寸(内径外径宽度)为dDb=204212。轴的结构设计 拟定轴上零件的装配方案 据轴上零件定位、加工要求以及不同的零件装配方案,参考轴的结构设计的基本要求,得出不同的轴结构的设计。为了便于装拆轴上零件,将轴做成两端直径小而中间直径发阶梯形,即阶梯轴。如图所示:齿轮从输入端装入,齿轮、套筒、右端轴承和端盖、联轴器依次从轴的右端装入,仅做到轴承从左端装入。装拆简单方便,若为成批生产,该方案在机加工和装拆等方面更能发挥其长处。 为了便于安装轴上零件,相应轴段的端部都应有倒角,其尺寸可按GB/T 6403.4-1986选取。为便于机械加工,轴的结构应有良好的工艺性,并尽可能简单。需要磨削的轴段应有砂轮越程槽,如图所示,其尺寸可按GB/T 6403.4-1986选取。确定轴的各段直径。由于联轴器的型号已定,右端用轴端挡圈定位,左端用轴间定位。故轴段1是直径为16mm。轴段3是靠轴段2的轴肩来进行轴向定位的,为了保证定位可靠,轴段3要比轴段2的直径大(1-5)mm,所以取轴段3的直径为24mm。轴段2和轴段6均是放置滚动轴承的,所以直径与滚动轴承内圈直径一样,为24mm。轴段4为安装齿轮,所以直径为40mm。轴段5位一轴环,左侧用来定位齿轮,右侧用来定位滚动轴承,选择比轴段6大4mm,故该段周长取为24mm。确定轴的各段长度轴段1的长度比半联轴器的毂孔长度要短(2-3)mm,这样可以保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上,故该轴的长度取为55mm。同理,轴段4的长度要比齿轮的轮毂宽度短(2-3)mm,故该段轴的长度取为40mm。轴段6的长度即为滚动轴承的宽度,查手册为12mm。轴段5的宽度取26mm。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求,取端盖的外断面与半联轴器右端的距离为10mm,故轴段2的长度为46mm。轴段3的宽度取57mm。轴上零件的周向固定 齿轮、半联轴器与轴的轴向定位均采用平键联接,同一轴上的键槽应位于同于加工直线上,键槽尽可能靠近轴端,以便安装时轮毂上的键槽对准槽中的键。对于齿轮,由手册查的平键的截面尺寸宽高=128(GB1095-1979),键槽用键槽铣刀加工,同时为了保证齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6。 由此可得输入轴的各段直径和长度设计如图所示。 高速轴的结构(1)求作用在齿轮上的力应为该齿轮为标准齿轮,则,那么圆周力径向力圆周力,径向力的方向如图7所示。(2)求轴上的载荷 首先根据轴的结构图做出轴的计算简图。对于6004型深沟球轴承,由机械设计、机械设计基础课程设计中查得B=12mm。因此作为简支梁的轴的支撑跨距。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。轴上的作用力作用在齿轮上的圆周力: N 径向力:求垂直面的支反力计算垂直弯矩:求水平面的支承力: 计算、绘制水平面弯矩图:求合成弯矩图,按最不利情况考虑:求危险截面当量弯矩:从图可见,处截面最危险,其当量弯矩为:(取折合系数)计算危险截面处轴的直径: 截面: 截面: 支反力总弯矩扭矩(3)按弯矩合成应力校核轴的强度进行校核时,通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的界面强度。根据机械设计公式15-5及表2中的数据,以及轴单向旋转,扭切应力为脉动循环应力,取,轴的计算应力经校验轴是安全。 轴的载荷分布图二、中间轴的设计 拟定轴上零件的装配方案 据轴上零件定位、加工要求以及不同的零件装配方案,参考轴的结构设计的基本要求,得出不同的轴结构的设计。为了便于装拆轴上零件,将轴做成两端直径小而中间直径发阶梯形,即阶梯轴。如图所示:齿轮从输入端装入,齿轮、套筒、右端轴承和端盖、联轴器依次从轴的右端装入,仅做到轴承从左端装入。装拆简单方便,若为成批生产,该方案在机加工和装拆等方面更能发挥其长处。为了便于安装轴上零件,相应轴段的端部都应有倒角,其尺寸可按GB/T 6403.4-1986选取。为便于机械加工,轴的结构应有良好的工艺性,并尽可能简单。需要磨削的轴段应有砂轮越程槽,如图所示,其尺寸可按GB/T 6403.4-1986选取。确定轴的各段直径。由于联轴器的型号已定,右端用轴端挡圈定位,左端用轴间定位。故轴段1是直径为20mm。轴段3是靠轴段2的轴肩来进行轴向定位的,为了保证定位可靠,轴段3要比轴段2的直径大(1-5)mm,所以取轴段3的直径为34mm。轴段1和轴段5均是放置滚动轴承的,所以直径与滚动轴承内圈直径一样,为20mm。轴段4为安装齿轮,所以直径为30mm。确定轴的各段长度轴段1的长度比半联轴器的毂孔长度要短(2-3)mm,这样可以保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上,故该轴的长度取为30mm。同理,轴段4的长度要比齿轮的轮毂宽度短(2-3)mm,故该段轴的长度取为36mm。轴段5的长度即为滚动轴承的宽度,查手册为40mm。轴段3的宽度取34mm。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求,取端盖的外断面与半联轴器右端的距离为10mm,故轴段2的长度为60mm。轴段3的宽度取57mm。轴上零件的周向固定齿轮、半联轴器与轴的轴向定位均采用平键联接,同一轴上的键槽应位于同于加工直线上,键槽尽可能靠近轴端,以便安装时轮毂上的键槽对准槽中的键。对于齿轮,由手册查的平键的截面尺寸宽高=128(GB1095-1979),键槽用键槽铣刀加工,同时为了保证齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6。 中间轴的结构查手册表选用7210AC轴承。轴的校核作用在2、3齿轮上的圆周力: N 径向力: 求垂直面的支反力计算垂直弯矩:求水平面的支承力:计算、绘制水平面弯矩图:求合成弯矩图,按最不利情况考虑:求危险截面当量弯矩:从图可见,m-m,n-n处截面最危险,其当量弯矩为:(取折合系数)计算危险截面处轴的直径: 截面: 截面: 由于,所以该轴是安全的。弯矩及轴的受力分析图如下: 轴的载荷分析图键的设计与校核: 已知参考教材,由于所以取因为齿轮材料为45钢。查课本得mmL=128-18=110mm取键长为110mm. L=82-12=70mm。取键长为70mm根据挤压强度条件,键的校核为: 所以所选键为: 三、从动轴的设计(1)确定各轴段直径 计算最小轴段直径。 因为轴主要承受转矩作用,所以按扭转强度计算,由此可以得:考虑到该轴段上开有键槽,因此取查手册表圆整成标准值,取d1=18mm。为使联轴器轴向定位,在外伸端设置轴肩,则第二段轴径d2=20mm。查手册表,此尺寸符合轴承盖和密封圈标准值,因此取d2=20mm。设计轴段d3,为使轴承装拆方便,查手册表,取d3=28mm采用挡油环给轴承定位。选轴承6215: 。 设计轴段,考虑到挡油环轴向定位,故取d4=35mm。 设计轴环及宽度b使齿轮轴向定位,故取d5=20mm。 。确定各轴段长度。 有联轴器的尺寸决定L1=36mm。 因为。 所以。 轴头长度mm。 因为此段要比此轮孔的长度短mm。 。 其它各轴段长度由结构决定。轴的结构尺寸如图所示: 从动轴的设计(3) 校核该轴和轴承: L1=36mm L2=38mm L3=55mm 求作用力、力矩和和力矩、危险截面的当量弯矩。 圆周力: 径向力: 求垂直面的支反力:计算垂直弯矩:.m求水平面的支承力。计算、绘制水平面弯矩图。求F在支点产生的反力求F力产生的弯矩图。F在a处产生的弯矩: 求合成弯矩图。考虑最不利的情况,把与直接相加。求危险截面当量弯矩。从图可见,m-m处截面最危险,其当量弯矩为:(取折合系数)计算危险截面处轴的直径。因为材料选择调质,查课本表得,查课本表得许用弯曲应力,则:考虑到键槽的影响,取因为d3=55d所以该轴是安全的。(5)弯矩及轴的受力分析图如下: (6)键的设计与校核:因为d1=36装联轴器查课本表选键为查课本表得 因为L1=38mm初选键长为20mm,经校核所以所选键为: 装齿轮查课本表选键为查课本表得 校核第四节 轴承的设计及校核一、概述和功能 滚动轴承是将运转的轴与轴座之间的滑动摩擦变为滚动摩擦,从而减少摩擦损失的一种精密的机械元件。滚动轴承一般由外圈,内圈,滚动体和保持架组成。滚动轴承一般由内圈、外圈、滚动体和保持架四部分组成,内圈的作用是与轴相配合并与轴一起旋转;外圈作用是与轴承座相配合,起支撑作用;滚动体是借助于保持架均匀的将滚动体分布在内圈和外圈之间,其形状大小和数量直接影响着滚动轴承的使用性能和寿命;保持架能使滚动体均匀分布,防止滚动体脱落,引导滚动体旋转起润滑作用。 将运转的轴与轴座之间的滑动摩擦变为滚动摩擦,从而减少摩擦损失的一种精密的机械元件,叫滚动轴承。滚动轴承一般由外圈,内圈,滚动体和保持架组成。其中内圈的作用是与轴相配合并与轴一起旋转,外圈作用是与轴承座相配合,起支撑作用,滚动体是借助于保持架均匀的将滚动体分布在内圈和外圈之间,其形状大小和数量直接影响着滚动轴承的使用性能和寿命,保持架能使滚动体均匀分布,防止滚动体脱落,引导滚动体旋转起润滑作用。滚动轴承使用维护方便,工作可靠,起动性能好,在中等速度下承载能力较高。与滑动轴承比较,滚动轴承的径向尺寸较大,减振能力较差,高速时寿命低,声响较大。滚动轴承中的向心轴承(主要承受径向力)通常由内圈、外圈、滚动体和滚动体保持架4部分组成。内圈紧套在轴颈上并与轴一起旋转,外圈装在轴承座孔中。在内圈的外周和外圈的内周上均制有滚道。当内外圈相对转动时,滚动体即在内外圈的滚道上滚动,它们由保持架隔开,避免相互摩擦。推力轴承分紧圈和活圈两部分。紧圈与轴套紧,活圈
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