手推式草坪修剪机的优化设计

本科毕业设计（论文）通过答辩目录摘要IIIABSTRACTIV1 绪论.-.1-1.1手推自走式草坪修剪机的背景及研究意义 -.1-1.2手推自走式草坪修剪机的研究现状以及发展趋势 .-.2-1.3手推自走式草坪修剪机 -.4-1.4本课题的设计任务 -5-2修剪机的总体设计-.6-2.1手推自走式草坪修剪机的工作原理 .-6-2.2手推自走式草坪修剪机主要的结构 .-62.2.1传动系统 -7 -2.2.2剪草机构 -7 -3修剪机机械结构设计计算 -.9-3.1传动系统 ：.9-3.1.1齿轮的确定 -9 -3.1.2轴的确定 -22 -3.2剪草机构 -.2 6-3.2.1滚刀的设计 -26 -3.2.2底刀的设计 -27 -4草坪修剪机的使用说明 -.28 -4.1安全事项-.284.2 安装-.28-4.3维护保养 -.305 结论-.31 -谢辞.-.32 -参考文献.33 -3B-pr一外立翻译齿轮1AutcCWJ 国形70 KB齿轮斗AutoCAD 图形52 KB齿轮2AutoCAD 團形ST KB齿轮轴 AutoCAE 图形 70 KB开题报告Mi cro-zaft Word 9 5 3 KB外形團AutcCAT 團形63 KE轴承支座AutoCAD 国刑66 KE开题报告表Microsoft Word 9.44 KB支架 AutcCAIi 83 KB装配图AutoCAD 團形243 KB图形匚齿轮AutcCAD 图球DW（j区d齿轮3JU AutoCMi 圉齐DWG *盘丄初"Anti.C<D 图童.5;3i离合器齿轮.AutoCAD 图形dwg7盟狂DWGAutoCAD 图形64 KB设计说明辛（论文）Microsoft Word 9.2,239 KBIII本科毕业设计（论文）通过答辩草坪是现代社会的重要组成部分，也是社会文明及环境的重要标志。近年随着草 坪面积的增加，对草坪的护养也随之增加。手推自走式草坪修剪机通过齿轮传动机构 把驱动轮的转动传给滚刀使滚刀旋转，利用滚刀与底刀相切形成剪刀原理对草坪进行 剪切的。本文对手推自走式草坪修剪机的工作原理，传动系统和剪草机构等具体结构做了 详细介绍，并且重点计算确定了传动系统中齿轮和轴的基本尺寸，对各个标准零件、 非标准零件的选取也做了相应的计算。在计算数据的基础上用Auto CAD完成无动力草坪修剪机的装配图、部分非标准件的零件二维图，并用Solid Edge完成所有零件的三 维造型和装配。该机具有无污染、无噪音、无振动等优点，适用于庭院草坪，小面积 草坪，防暴区域草坪。关键词：草坪；手推自走式草坪修剪机；传动系统iii本科毕业设计（论文）通过答辩The Desig n of Hand Mower in Law nABSTRACTThe lawn is the important part in the modern society, which is an important symbol of the social civilizati on and the en vir onmen t. I n the rece nt years, with the in creme nt of law n area, the law n cultivat ing is also in creased. Hand mower in law n is a mach ine which tran sfers the running of the wheel to the spiral hob by the gear wheel box. The spiral hob meshes with the fixed tool, which likes a pair of scissors, and cuts down the grass.In this paper, the work principle of the hand mower in lawn, the transmission part, the cut part and the adjusti ng part are reviewed. The desig n of the wheels and axes of the gear box is particularly studied. And the choice of the standard parts and non-standard parts is also particularly discussed. The assembly drawing of the machine and drawings of non-sta ndard parts are fini shed by Auto CAD. Moreover, the three-dime nsio nal shapes are fini shed by Solid Edge. The machi ne has many merits which traditi on al law nm ower does not have, such as without air pollution, noises, vibration and so on. It is fit for court lawn, small area law n and riot regi on law n.Key Words： Lawn； Hand mower in lawn； Transmission deviceV本科毕业设计（论文）通过答辩1绪论1.1手推自走式草坪修剪机的背景及研究意义草坪是高度培育的特殊草地，随着草坪面积的扩大，品质的提高，草坪业逐渐由 单一的人工作业向半自动化、机械化、自动化过度，草坪作业的机械化已经成为十分 重要的课题。大部分的草坪一直到19世纪中叶还在使用镰刀来割草或放牧牛羊以保持草地的整 齐性。随着高尔夫球、网球以及足球等运动的兴起，保持完整的草地做运动场便成为 当务之急。从20世纪起出现以机器代替手工的趋势，于是好的修剪机遂成为草坪管理 的必需品。草坪修剪机分滚切式、旋刀式、剪切式三类，按动力又可分为手动与机动两类。 机动有乘坐式与手推，北京园林机修厂JUS420型旋刀式修剪机系单缸四冲程汽油机2驱动，功率2.6Kw,把旋刀，幅宽420mm,每班可修剪2000m ,整机质量40Kg。上海 园林机械厂JCG540U型滚切式草坪修剪机，乘坐手推两用式，有两个前进档，IE50F2 汽油机功率2.3kw, 5片滚刀，幅宽540mm，该机高，但用于坡地时机组稳定性较差。 小庭院的草坪可用上海生产的JCG250 U型手推草坪修剪机，人推动前进并使 6个滚 刀旋转切割草坪，幅宽250mm。德国SOLO522型草坪修剪机为手推，动力系单缸四 冲程汽油机，功率为2.3kW，刀片为剪切式，幅宽800mm。该产品的特点是刀片耐磨， 机具噪声低，振动小，对坡地适应性好。改换工作部件可作扫雪工具。旋刀式剪草机适用于草高25-80mm低要求的草坪，剪幅在0.5-20.m之间。滚切式 剪草机适用于草高3-80mm的高要求草坪，剪幅0.5-5.0m之间。修剪是维持优质草坪的重要作业，它主要是定期除掉草坪草枝条的土表部分。在 特定的草坪上，根据所需要的培育强度，修剪的目的是在特定的范围内保持顶端生长， 控制不理想的、不耐剪的营养生长，维持一个观赏和游息草坪，产生一个真实的击球 表面或发展草坪作物。修剪的质量由所使用的剪草机的类型和割时草地的状况决定。因此，随各种特殊 功能的开发，应重视修剪机具的发展。我国幅原广阔，地区差异很大。草坪的功能不同，对机具的要求也不同，加之各 地区经济发展不平衡，用户的购买能力也有差异，因此草坪机械只有开发系列产品才 能满足不同市场的需要。另外，有些草坪机具一年只用几次，因此草坪机具在以草坪作业为主项的同时， 应配备一些附加装置，扩大其使用功能，提高机具的利用率。1.2手推自走式草坪修剪机的研究现状以及发展趋势从世界上第一台滚刀式剪草机的问世 ，到现在已经过了 100多年，原来主要应用于牧 场的机械已经发展成为有几十个品种，适用于不同场合的剪草机。根据其工作原理和形式 可分为滚刀式、悬刀式和扫雷式三种类型。我国生产剪草机起步较晚 ，生产企业规模普遍 较小，产品用途较为单一，均没有形成规模批量，所以长期以来 ，草坪剪草机均以进口为 主。据统计，到1999年底我国有各种园林机械保有量达10万台，1999年的剪草机销售量 在3万台左右，其中80%为进口。据调查，国内生产剪草机的厂家约有50家左右。多数为园艺系统的公司以及转产剪草 机的机械厂。市场上草坪修剪机的品牌很多， 有进口产品，也有国内制造和中外合资的。 功率从2.616.2 kW,剪幅从43.2127cm。国内生产厂家主要有：中美合资江苏淮阴泛亚园林机械有限公司，生产立特牌一NEAT草坪剪草机，占国内 市场50%,现年产5000台。目前正着手进行年产5万台剪草机的技术改造，其动力选用日 本本田发动机。安徽飞彩车辆股份有限公司 十五”期间将进行技术改造，计划年产6万台剪草机。其 中代表产品之一是手扶式宽幅剪草机系列，年产 5万台,以22161型为例，发动机为4冲 程,418 kW，剪草宽度53cm,自走式；代表产品之二是驾乘式剪草机系列，年产 1万台, 以16238HXL型为例，为4冲程，11.7kW,97cm循环剪草，带驱动。江苏淮阴林海股份有限公司也正进行技术改造，计划年产3万台剪草机。另外相继做规划上剪草机产品的企业还有春兰、新大洲、金城等公司。进口剪草机主要来自于日本、美国、意大利和瑞典等国，主要品牌和售价详见表1.1。表1.1进口剪草机的主要品牌和售价国别型式价格日本本田H1011坐骑式带草袋76 cm5. 2万元/台H3011坐骑式带草袋71 cm5. 8万元/台LM5360HX自行可控刀式带草袋 53 cm1. 08万兀/台美国MID（美神）：LM5360HX自行可控刀式带草袋 53 cm1. 08万兀/台B560C坐骑式带草袋76 cm2. 98万兀/台138C自行式侧除草53 cm0. 5万元/台Murray（美丽）：2. 62. 8 kW手推后早袋型22355型、22545型手推侧排草21386型手推、21855型自行式21975、22855、22856型适用大面积长时间剪草意大利花园牌：R484TR自行式带草箱46 cm0. 43万兀/台R484手推带早箱46 cm0. 38万兀/台瑞典Husovarna 系列剪草机根据国外有关专家的研究，城市人均应有2530m2的草坪才能解决人们的二氧化碳和氧气交换的需要。下面是国外一些城市人均草坪面积与中国及北京的对比表如表1.2所示。表1.2国外一些城市和中国及北京人均草坪面积名称面积/ m2名称面积/ m2伦敦70. 4巴黎24. 7纽约45. 7堪培拉70. 5莫斯科37. 0中国1华沙73. 5北京8从上表可以看出，我国人均占有草坪面积与发达国家相比，有着较大的差距。全国城镇人均草坪面积为1m2，按中国目前城镇人口 3亿人计算，全国现有各类草坪面积约为 3 万hm2，若每公顷需5台剪草机，现有市场容量就达15万台。随着中国经济的快速发展，剪 草机的市场容量将成倍增长。新建草坪有两种方式，一种是以种草种为主，另一种是移植草皮。据不完全统计，历年 进口草种的吨数如下，1995年前约为6000t ,1996年为2500t, 1998年为5000t, 1999年为 6000t。一般1m2需20g草种，按此计算，1999年种草面积为3万hm2，移种面积为9万hm2, 共约12万hm2，若按每公顷需5台剪草机，仅1999年时就需剪草机60万台。按国家建设部规定，2000年后城市绿化面积需达到30%。目前深圳、珠海、厦门等 城市的绿化面积已超过此值。城市人均绿地面积需达到7m2以上。专家按此标准测算,2000年至2005年重点绿化目标有24万km的堤坝,3亿城市居民公共绿地的建设,6个 飞机场的扩建,80余个高新技术开发区,2000个高标准足球场、网球场，200个高尔夫球场, 至少需植草坪30多万hm2。今后6年平均每年约需56万hm2草坪，约需剪草机30万台。 在草坪的建设过程中，随之而来的相关园林设备的市场无疑是十分广阔的。1.3手推自走式草坪修剪机国内目前生产的剪草机以刀具类型可分为滚刀式和旋刀式两大类。滚刀式剪草机由 带有刀片的滚筒和不动的床刀组成。它较旋刀式剪草机有更好的修剪质量，是高质量草坪 最常用的剪草机型。适用于草高380 mm的草坪，其问题主要是价格贵，维修保养要求 严格。而旋刀式剪草机（又称悬刀式）是由横向悬挂在直立轴上的刀片高速旋转打切草的 上部叶片，它适于2580 mm范围内剪草。由于其价格低廉，保养、维修方便，使用灵 活，只要将刀磨快，剪草效果还是可以的。因此，一般要求的草坪都选用它，成为目前 国内外最流行的剪草机。以动力划分可分为机动和人推两类。人推的主要是滚刀式，机 动的分柴油机、汽油机和电动机三种。其中以小型汽油机作为动力的较为普遍，而柴油 机多用于大型的剪草机械，如牧场的割草机。在草坪建设中，草坪修剪机是主要的机械设备之一。目前，大片草坪的修剪，一 般是使用小型汽油机为动力的草坪修剪机，其速度快，效率高。但对小面积的草坪， 如庭院式草坪，使用机动式草坪修剪机就显得大材小用。它不仅消耗地球上有限的能源，排出的废气对环境造成污染，工作中发动机产生的高分贝噪音对操作者听力造成 伤害，同时也严重干扰了附近居民的正常生活；而且，这种类型的草坪修剪机在工作 中常伴有强烈的振动，对操作者的双手和身体都有很大的伤害，普通的家庭妇女和有 心帮助父母做家务的青少年也很难对其进行正常操作。手推自走式草坪修剪机正是针对这样的情况而设计的，它不需要能源，具有结构 简单、体积小、无噪音、无污染、无振动等优点，适用于小面积草坪，庭院式草坪， 防暴区域草坪等的修剪。另外，它还备有由蓄电池驱动的小型电动机，在操作者体力 欠佳或不愿意过度疲劳的情况下，可以替代人力驱动滚刀进行修剪。随着人民生活水 平的不断提高和庭院式草坪的增加，手推自走式草坪修剪机将拥有更广阔的市场，成 为对庭院式草坪进行修剪养护的理想机具。1.4本课题的设计任务本课题要求通过手推自走式草坪修剪机构造及工作原理的了解分析，深入理解其 整体系统的结构原理，进行系统总体设计、附件的详细设计、并对其部分零件进行强 度校核。这次课题设计的手推自走式草坪修剪机，主要设计参数如下： 杆长：130cm； 转速：1000r/min ； 电压：24v; 功率:110w;主机重量：2.5kg，尼龙绳式。-5 -本科毕业设计（论文）通过答辩2手推自走式草坪修剪机的总体设计2.1手推自走式草坪修剪机的工作原理手推自走式草坪修剪机结构如图 2.1所示。其底部装有四个轮子，可随意移动。剪 草时，手扶手把向前推动剪草机，两个前轮（即驱动轮）沿地面向前滚动。前轮内镶 有内齿轮，通过三级增速传动机构，将前轮的转动传给滚刀轴，从而带动滚刀向前旋 转。螺旋状的滚刀刃与底刀刃相切作用形成剪刀原理，构成一对剪刀，将由滚刀揽至 的草茬剪断，剪断的草将沿滚刀旋转方向被带入集草袋，或因草屑很短，将其留置草 坪中，成为肥料。考虑到剪草劳动强度比较大，对操作者的体能有一定的要求，在未 镶有内齿轮的另一前轮内安装了由蓄电池驱动的小型直流电动机，用套筒联轴器将其 转动轴与滚刀轴联结。当操作者不使用前轮滚动来驱动滚刀时，可将蓄电池接上，滚 刀便由直流电动机驱动。滚刀的转动反传给带超越离合器的齿轮，由于该齿轮的转速 大于与之联结的轴的转速，这样在超越离合器作用下该齿轮将相对轴做超越运动，和 由前轮传给轴的转动不发生干涉。因此，当推动剪草机向前运动时滚刀正向旋转，相反当 拉动剪草机向后运动时滚刀因超越离合器的作用而静止不动，从而可以获得平坦光滑的草坪。2.2手推自走式草坪修剪机主要的结构手推自走式草坪修剪机的总体机构可分为两大部分：传动系统和剪草机构。如图2.1所示。图2.1剪草机视图2.2.1传动系统传动系统是修剪机传动与变换动力的装置。1、传动的重要性工作机一般都要靠原动机供给一定形式的能量（绝大多数为机械能）才能工作。 但是把原动机和工作机直接连接起来的情况是很少的，往往需要在二者之间加入传递 动力或改变运动状态的传动装置。其主要原因是：（1）工作机所要求的速度，一般与原动机的最优速度不相符合，故需增速或减速 （实用中多为减速）。此外，原动机的输出轴通常只作匀速回转运动，但工作机所要求的工作形式却是多种多样的，如直线运动，间歇运动等。（2）很多工作机都需要根据工作要求而进行速度调整，但依靠调整原动机的速度 来达到这一目的往往是不经济的，甚至是不可能的。（3）在有些情况下，需要用一个工作机带动几个工作速度不同的工作机。（4）为了工作安全及维护方便，或因机器的外廓尺寸受到限制等其他原因有时不 能将原动机和工作机直接连接在一起。由此可见，传动装置是大多数机器或机组的主要组成部分。实验证明，传动装置 在整台机器的质量和成本中占有很大比例。机器的运转性能和运转费用在很大程度上 决定了传动系统的优劣。因此，不断提高传动装置的设计和制造水平具有极其重要的 作用。2、传动的分类按照工作原理的不同，可将传动分为两大类：a）机械能不改变为另一种形式的能的传动 机械传动（指广义的机械传动）；b）机械能改变为电能，或电能改变为机 械能的传动 电传动。机械传动又分为摩擦传动，啮合传动，液力传动和气力传动。 摩擦传动和啮合传动的形式很多，发展甚为迅速，新型的高速大功率或大传动比的传 动不断涌现。2.2.2剪草机构1、剪切装置剪切装置由滚刀和底刀组成，滚刀和底刀结构如图 2.2所示。底刀用六角螺栓固定在 底刀架上，剪草时位置不动，刀刃为直线型。滚刀的刀片形状为螺旋曲面，刀刃为螺旋 线，五片刀片均匀分布固定在刀架上。剪草时，滚刀向前转动，刀刃由一端开始与底刀刃逐点组成剪口，草随着滚刀刀片螺旋面的旋转被卷进剪口内，并被剪断。上下刀刃剪 草过程始终为点接触。图22滚刀和底刀外形图2、刀刃间隙调整装置滚刀和底刀间的间隙，对剪草机构的性能影响很大。间隙太大，草茬不容易被切断； 间隙太小，刀刃容易磨损，且切削负载加大。因此要调整好此间隙的大小。刀刃间隙是 通过调整底刀架相对滚刀的位置实现的。调整时，左右螺栓必须均匀地进行。首先拧松 底刀的固定螺栓，旋转手轮，使螺栓旋转，进而使底刀架前后移动，根据剪草需要选择 底刀和滚刀的间隙。以滚刀能用单手轻轻拨动，两刀刃口在全刃内微微相檫，均匀切合, 并能剪去0.1mm厚的纸片时为最佳的调整位置。选好后将固定螺栓拧紧，即完成底刀和 滚刀刀刃间的间隙调整。3、剪草高度调整装置剪草高度调整装置由装配图中的调节高度块、支架、螺栓、螺母组成。调整底刀 刀刃距地面的高度，即可以调整草坪保留的高度。调节高度块上开有三个圆孔，最下 面一个巾13mm的圆孔与后轮轴联结，只要将上面两个 巾11mm的圆孔之一与支架上三 个同直径的圆孔之一对齐，用螺栓将其联结，就可以达到调整剪草高度的目的。把螺 母拧下，将螺栓取出，根据剪草高度需要选择调节高度块上合适的圆孔之一与支架上 圆孔之一配合，用螺栓固定，然后将螺母拧紧，就可完成对剪草高度的调整。4、离合器装置离合器装置是为了使剪草机正向剪草反向停止旋转而特意设置的工作装置，它是 由齿轮和其内的弹簧和钢球组成。剪草时，钢球在弹簧的作用下压紧齿轮内壁迫使起 和其他齿轮啮合，从而带动滚刀旋转然后与底刀相切剪草的，当手扶手拉动剪草机向 后运动时，由于该齿轮的转速大于与之联结的轴的转速，这样在超越离合器作用下该 齿轮将相对轴做超越运动，使得滚刀轴静止不动，不与齿轮轴发生干涉。3手推自走式草坪修剪机机械结构设计计算3.1传动系统手推自走式草坪修剪机的传动系统由齿轮、轴、轴承和离合器等组成，下面着重 介绍齿轮和轴的确定、计算和校核。3.1.1齿轮的确定齿轮以传递运动为主，由于标准直齿圆柱齿轮传动的功率和速度可以很大，效率 高，对中心距的敏感性小，装配维修方便，成本低，因此在该传动装置中全部采用标 准直齿圆柱齿轮。齿轮的计算准则由失效形式确定，闭式传动的齿轮，主要失效形式 是接触疲劳磨损、弯曲疲劳折断和胶合。一般只进行接触疲劳强度和弯曲疲劳强度计 算。有短时过载时，还应进行静强度计算。拟定采用三级传动，传动简图如图3.1所示。 由原始数据选定电动机型号为 丫160M-4。滚刀轴转速为1000r/min。初步估计轮子直径 320mm，内齿轮直径 270mm；根据需要滚刀每秒次数为20转左右，定传动比为111 1i =i1j2j3二 -。由柴油机动力草坪修剪机可以大致估算剪草所需的转矩T。根3 2318据资料取功率3.7kw，转速n=3200r/min，由此可以计算得转矩T为：6 p63 7T= 9.5 10=9.5 10=11042Nmm。n3200图3.1传动简图1、齿轮1, 2的确定及计算根据传动要求齿轮1用20C r,渗碳淬火+低温回火处理，硬度为5662HRC,平均取-9 -本科毕业设计(论文)通过答辩59HRC;齿轮2用40Cr,调质处理，硬度为241286HB,平均取260HB初步计算-# -本科毕业设计(论文)通过答辩-# -本科毕业设计(论文)通过答辩T1 =11042N mmd =1.0二 h iim1 =1250MPaC H lim 2=710MPa二 H1 =1125 MPa二 h 2 =639MP转矩Ti根据以上数据计算得齿宽系数匸d接触疲劳极限匚Hlim初步计算的许用接触应力二H由参考书2表12.13，取得由参考书2图12.17d 参考书2图12.17c:Hi ：、0.9；Hlim1=0.9 1250CTH 2 R：0.9crH lim 2=0.9710-# -本科毕业设计(论文)通过答辩-# -本科毕业设计(论文)通过答辩Ad值由参考书2表12.16,取Ad =85Ad =85-# -本科毕业设计(论文)通过答辩-# -本科毕业设计(论文)通过答辩初步计算齿轮1的直径d1d1-Add1(3.1)-# -本科毕业设计(论文)通过答辩-# -本科毕业设计(论文)通过答辩其中：T1为转矩;-'d为齿宽系数;二H为接触应力。=85110423 11.0 63923=28.1mm初步齿宽bbi d d1=1.0 30取 d1 =30mmb =30mm-# -本科毕业设计(论文)通过答辩-# -本科毕业设计(论文)通过答辩齿轮1，2的校核计算-# -本科毕业设计(论文)通过答辩-# -本科毕业设计(论文)通过答辩圆周速度v精度等级兀d1 n1v = 一60 1000_ 兀 301000=60 1000由参考书2表12.6v = 1.5 m/s选8级精度-11 -本科毕业设计（论文）通过答辩齿数z和模数m初取 zi=17 ； Z2=uzi=3 17=51m = d1 / z1 = 30/17 =1.76由参考书 2 表 12.3,取 m=1.75mm m= 1.75 mm30贝U zi"i/m 3017.1，圆整取 zi=171.75z2 = uz1 =317=51z2 = 51齿轮1直径di使用系数KA动载系数Kv齿间载荷分配系数di=mzi=1.75 17 =29.75 mm di =29.75 mmb= ddi=1.0 2 9. =7 5 2n9m7 5 b = 29.75 mm由参考书2表12.9Ka =1.25由参考书2图12.9Kv =1.15由参考书2表12.10,先求l 2Ti2 1 1 04 2 _Ft7 4 2 .NJdi29.75KAFt 1 .257 42 3 K1/31 N/mmb29.75Y 100 N/mmii；:=1.88-3.2()cos :zl Z21 1二1.88 -3.2()cos 01751=1.63- 1.63631 89 Zg=0.89ii由此得 Kh-2 h.26KhT.26Ze 0.89齿向载荷分布系数- 由参考书2表12.iiC iOb-ii -本科毕业设计（论文）通过答辩-ii -本科毕业设计（论文）通过答辩= 1.09 0.16 i 0.6 i.02 i.02 0.30 10° 29.75其中：Kh，1.36。载荷系数KK = Ka KV KHKH(3.2)-ii -本科毕业设计(论文)通过答辩= 1.251.151.26K = 2.46弹性系数Ze节点区域系数Zh由参考书2表12.12由参考书2图12.16接触最小安全系数SH min由参考书2表12.14Ze =1898、MPaZh = 2.59 min = 1.05总工作时间th间为2h,则:应力循环次数Nlth = 2000 hNL1 =1. 2180预期使用寿命10年，每年100个工作日，每个工作日时仙=10 1002Nl1 二 60rnth=60 1 1 0 0 0 2 0NL2*L1/u =1.2 108/3NL2 = 4 1 0-# -本科毕业设计(论文)通过答辩-# -本科毕业设计(论文)通过答辩接触寿命系数Zn许用接触应力二町由参考书2图12.18Zn1 =1.15Zn2 =1 . 2 1验算二 H I i mZ1N 11 2 5 01.1 5；H 1 =Sh m i n1.05CT H l i mZN 2 7 10 1.21 ”H 2 HSh m i n1.05二 ZeZhZ2KT11bd12_U J-1 8 9. 8 2. 5892.462 9. 7 5二 h 1 f1369 MPa匸 h 2 尸818 MPa11042-x2 9. 7 5-# -本科毕业设计(论文)通过答辩-13 -本科毕业设计(论文)通过答辩= 700 MPa计算结果表明，接触疲劳强度较为合适，齿轮尺寸无需调整。（3）确定齿轮1、2传动主要尺寸实际分度圆直径 dd1 二 mz1=1.75 17 =29.75 mmd 29.75 mmd2 =89.25 mmd2=mz2 =1.75 51 =89.25 mm中心距a齿宽bm(z1 z2)1.75 (17 51)2=59.5 mma = 59.5 mmbrdd1h. 0 2 9. 5 2n9m7 5取E=35mmb2 = 30 mm其它尺寸 ：hfi 二(ha* h)m=(10. 25) 1.耳5 2nmhai =ham =1 1. 7=5 1.mn5dfi=di2hf 仁 2 9. 75x2 2.187 5 mm. 375dai =d u2ha 上 2 9.75 x 2 t. 7 5 3mm 2 5hf2 = (ha* hc*)m = (1 0.25) i.75 = 2.i875 mmha2 = ha m =1 1. 7=51m7n5df2 =d 2_2hf 上 8 9. 25 2 2. 187 5 n8n4. 8 7 5da2 =d 2+2ha 匕 8 9.25 x 2 1=. 7 5 r9r2 . 7 5(4) 齿轮1、2齿根弯曲疲劳强度验算重合度系数齿间载荷分配系数Y； = 0.2 5°5= 0.2-5°. 75Y；=0.71Sot1.64齿向载荷分布系数Kf :载荷系数k齿形系数YFa应力修正系数Ysa 弯曲疲劳极限F lim 弯曲最小安全系数Sf min应力循环次数Nlb/h =30/(2.251.75) =7.6由参考书2图12.14K = KA KV KF Kf=1.25 1.15 1.41 1.5由参考书2图12.21由参考书2图12.22由参考书2图12.23c由参考书2表12.14Kf1:=1.5K = 3.04YFa1 = 2.95YFa2=2 . 3 3Ysai = 1.53Ysa2 =1.72二 F I i m m 720 MPac F l i m ：2 600 MPaSf min = 1.25NL1=1. 2180Kf由参考书 2 表 12.10, Kf“1/Y ； = 1/0.71Kf1.4 1-# -本科毕业设计(论文)通过答辩-# -本科毕业设计(论文)通过答辩Nl2 =41 0-# -本科毕业设计(论文)通过答辩弯曲寿命系数Yn由参考书2图12.24Yn2 二 0.98尺寸系数Yx由参考书2图12.25Yx = 1 . 0许用弯曲应力二fQ- F l i nYN Yxi 二 f1:Sf m i n_ 6 000.951-1.25<T F lim 2Yn 2Yx 二 F2:Sf mincm = 4 5MPa验算450 0.98 11.25二 f2= 3 5M3Pa2KT1bd 1mYf Y23.°4 110多 295 1.533 02 9.7 520.71匚F1 = 120 MPaY,二 f1YFa 2YSa2二 F 2 = ；F 1 YFa 1Ysa1= 120 士丄722.95X1.53C F2 = 106 MPaY :丁 F2传动无严重过载，故不作静强度校核。2、齿轮3、4、5的确定计算齿轮3用20Cr,渗碳淬火+低温回火处理，硬度为 5662HRC，平均取59HRC;齿轮4用40Cr,调质处理，硬度241HB286HB，平均取260HB;齿轮5用45钢，调质处理，硬度229HB286HB，平均取240HB。计算步骤如下:（1）初步计算转矩T3齿宽系数.d接触疲劳极限-H limT T2 =3 T1 =311042由参考书2表12.13,取得 由参考书2图12.17d参考书2图12.17cT3 = 33126 N mm' d =1 . 0-h im 3 二 1250MPa' H lim 4 二 710MPa初步计算的许用二 H 3 ：、0/- 9Hl i m-15 -本科毕业设计(论文)通过答辩接触应力;十=0.9125 0二 H3 =1125MPa= 0.97 1 0二也=639MPaAd值由参考书l 2表12.16,取Ad =85Ad =85初步齿宽bb = dd3=1. 045b = 45 mm初步计算齿轮3的直径d3| T34 +1評A f/33126+21d3 - Ad 3=85 ',1 63922=42 mm取 d3 = 45 mm45-# -本科毕业设计(论文)通过答辩45-# -本科毕业设计(论文)通过答辩(2) 齿轮3校核计算圆周速度v二 d3n3二 45 333v =60 1000 60 1000v =0.7 8m/s精度等级由参考书2表12.6选8级精度齿数z和模数m初取 Z3 = 18; Z4 = uz3 = 2 18 = 36m = d 3/ Z3 = 45/18 二 2.5mm由参考书2表12.3,取m=2.5mmm = 2.5 mm则 z3 4 = d3/m = 45/2.5 = 18z3 = 18Z4 二 uz3 = 2 18 = 36Z4 =36d 3 二 mz3 二 2.5*27 = 67.5 mm使用系数Ka由参考书2 表 12.9Ka=1.25动载系数Kv由参考书2 图 12.9Kv =1.1齿间载荷分配系数Kh、£由参考书2 表 12.10，先求45-# -本科毕业设计(论文)通过答辩45-# -本科毕业设计(论文)通过答辩型 21473N45-# -本科毕业设计(论文)通过答辩-17 -本科毕业设计(论文)通过答辩Y 100 N/mm1 i:二1.88 -3.2( )cos -Z3 Z41 1= 1.88-3.2 ()cos 01836Z4一160.8931 1由此得KH云-荷七6;：.=1 . 6 1 乙尸0.89 Kh，1 . 26齿向载荷分布系数K由参考书2表12.11Kh 亠 A B10.6(B)2(P) 2 c|_10-bd1 d 1= 1.090. 1 6 10.26 1.201. 0 一 3 0. 3 1Kh1 01 . 3465载荷系数KK = KA KV KH KH= 1.251 . 11.261K =2.36弹性系数Ze由参考书2表12.12Ze =189.8、MPa节点区域系数Zh由参考书2图12.16ZH = 2.5接触最小安全系数Sh min由参考书2表12.14SH min 二 1.05总工作时间thth 二 2000应力循环次数NlNl3 = Nl2 = 4 107Nl3=41 0接触寿命系数Zn许用接触应力C验算NL4 *L3/uL2 = 4 1022由参考书2图12.18ch l i mZ3N31 2 5=0 1.21匚H 3尸 Sh m i n1.05C H l i mZN4 7 10 1.21二 H 4 FSh m i n1.052KT31bd32 JNl4=41 0Zn3=1.21Zn4 =1 . 2 1二 h 3 尸 1440 MPa二 h 4 p 818 MPa-# -本科毕业设计(论文)通过答辩_1 89 8 ”5 烏892.36 331 2申 2 1 I 8 9. 8 2. 5 U. 8 92Y 4 5 4252:_-h =677 MPaY :h 4计算结果表明，接触疲劳强度较为合适，齿轮尺寸无需调整(3) 确定传动主要尺寸实际分度圆直径d中心距a齿宽bd3 = mz3 = 2.5 18d4 = mz4 = 2.5 36m(Z4 + z3)2.5 汇(36+18)a 二2 2b = dd3 = 1. 04 545mmd3 = 45 mmd4 = 90 mma =67.5 mm取 b3 = 50 mm-19 -本科毕业设计(论文)通过答辩-# -本科毕业设计(论文)通过答辩b4 二 45 mm其它尺寸：hf3 = (ha* hc*)m = (1 0.25) 2.5 = 3.125mmha3 二 ham=1 2.5 = 2.5 mmdf3 二 d3-2hf3 = 45 -2*3.125 =38.75 mm da3=d32ha$4522三 5 nfn0hf4 = (ha* hc*)m = (1 0.25) 2.5=3.125mmha4 二 ha*m = 12. 52mmdf4 =d 42hf 吐 9 0 2 3.1=2 5 8r3n 7 5da4 = d 4 2ha 90 2 2=5 mm5(4) 齿轮3齿根弯曲疲劳强度验算重合度系数Y ; = 0.2 5° 5二 0.2-5°. 7 5 Y ; = 0.7 11.61齿间载荷分配系数Kf：由参考书2表12.10, Kf , = 1/Y ； = 1/0.71K. =1 . 4 1齿向载荷分布系数Kf 1 b / h =45/(2.252.5) =8由参考书2图12.14载荷系数kK 二 KA Kz KF KF-# -本科毕业设计(论文)通过答辩-# -本科毕业设计(论文)通过答辩= 1.251.11.411K =2 .7 1-# -本科毕业设计(论文)通过答辩齿形系数YFa由参考书2 图 12.21YFa3 = 2.9YFa4=2 .4 7应力修正系数Ysa由参考书2图12.22Ysa3 = 1.53YSa4 =1.64弯曲疲劳极限二Flim由参考书2图12.23d二 F lim 3 = 720 MPa参考书2 图 12.23c匚 f im 4 = 600 MPa弯曲最小安全系数Sfmin由参考书2表12.14Sf min 二 1.250应力循环次数NlNl3=41Nl4 = 41弯曲寿命系数Yn由参考书2图12.24Yn3 二 0.98-# -本科毕业设计(论文)通过答辩-# -本科毕业设计(论文)通过答辩Yn4=0.98-# -本科毕业设计(论文)通过答辩-# -本科毕业设计(论文)通过答辩尺寸系数Yx由参考书2图12.25Yx =1.0许用弯曲应力利CT F l i mYN Y<3 ；F3二Sf m i n7200.98 11.25CT F l i mYN Y«4 二 F4$ m i n6000.981二 F3 二5 6MPa验算1.252 KT 3二 F3Y f Y S3a ；bd 3m22.71331262 . 91.5 30.7 1454 52.5二 F4 =4 7M0Pa-21 -本科毕业设计(论文)通过答辩C F3 = 112MPaY；F3YFa4YSa4二 F4 = :丁 F3 -YFa 3YSa32 471 6 4=112 -2.9 ".53二 F4 =102MPaY；F4传动无严重过载，故不作静强度校核。(5) 齿轮4、5齿面接触疲劳强度校核计算转矩T4T 4 二I|j3 =2 33126T4 = 66252 N| imm齿数z和模数mZ5 =UZ4二 3 ： 36 = 108Z5 = 108m = 2 . 5分度圆直径dd5 二 mz5 二 2.5 108 二 270 mmd5 = 270 mm齿宽b由 b4 = 45 mm 取b5 = 40 mm齿宽系数匸dt d =b/d4 = 4 0 / 900.44' d =0. 44圆周速度vv =0 . 7 8m/s精度等级由参考书2 表 12.6选8级精度使用系数Ka由参考书2 表 12.9Ka = 1.25动载系数Kv由参考书2 图 12.9Kv =1.1齿间载荷系数分配系数Kh：.由参考书2】表12.10,先求：2T426 6 2 52Ft1473 Nd490KAFt1.25 1 47 3 K1/46 N/mmb40Y 100 N/mm1 i；円1.88 - 3.2()cos :Z4 Z51 1=1.88 -3.2 ()cos 0< =1 .8236108写 8=21 85 Zg=0.851 1由此得 Kh-2 =1.38Kh.严1.38Zz 0.85齿向载荷分布系数K由参考书2表12.11C 1Ob-# -本科毕业设计(论文)通过答辩-# -本科毕业设计(论文)通过答辩= 1.090. 1 6 10. 6 0. 44 0. 443 0. 31 1 040-# -本科毕业设计（论文）通过答辩-23 -本科毕业设计（论文）通过答辩载荷系数kk Ka kv kh kh= 1.251 . 11.381K =2.16弹性系数Ze由参考书2表12.12189.8 MPa节点区域系数Zh由参考书2图12.16Zh = 2.5接触最小安全系数Sh min由参考书2表12.14Sh min = 1.05总工作时间thth = 2000应力循环次数Nl接触寿命系数Zn许用接触应力验算计算结果表明,(6)齿轮3、重合度系数NL5 二 NL4/U =4 107 /3由参考书2图12.18c二 H 5-hNL5 =1. 3 310Zn4 =1.21二 h 4 尸818CH lim 5ZN5580 1.25Sh min1.052KT 4-1二 h 5 严 690 MP= 1 89.8 2.5 0,85 2.1 6625%3 1二 H =309 MPaY 二 F540 920接触疲劳强度较为合适，齿轮尺寸无需调整4齿根弯曲疲劳强度验算齿间载荷分配系数齿向载荷分布系数载荷系数k0.75 ccu°.75 Y ； = 0.2 50.25eot1.82Kf：由参考书 2 表 12.10, Kf：.=1/Y ； = 1/0.68 Kf：.=1.52Kf 一： b/h = 4 0 / ( 2. 2 5 =2. 5 )由参考书2图12.14K = Ka KV Kf KF=0.66Kf 一：二 1.14-# -本科毕业设计（论文）通过答辩-25 -本科毕业设计（论文）通过答辩= 1.251 . 11.521K =2.38齿形系数YFa由参考书2图12.21应力修正系数Ysa由参考书2图12.22弯曲疲劳极限二Flim由参考书2图12.23c沖= 2.47YFa5 = 2.2YSa4 = 1.64YSa5=1.80C F lim 4 = 600 MPa弯曲最小安全系数Sf min由参考书2表12.14S m i 1 .25应力循环次数Nl弯曲寿命系数YN尺寸系数YX许用弯曲应力匚fNL5=1. 3 3 1 0由参考书2图12.24YN4=0.98Yn5 =0 . 9 9由参考书2图12.25YX =1 . 0CT F l i mYN YX1 ；F4Sf m i n6000.981-1.25F l i mYN Yx5 二 F5:Sf m i n4500.9911.25二 f4 = 470 MPaf5= 3 5MPa验算空匸YFar和bd 4m22.386 622474 04 52.5.1.640.66二 F4 = 187 MpaY, ；f4YFa 5YSa5F 5 = ；丁 F 4 -YFa4Ysa4= 187 22迪2.47X1.64C F5 =183MPaY65传动无严重过载，故不作静强度校核