玉米联合收割机左传动箱设计(优秀含CAD图纸+设计说明书)
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毕业设计(论文)任务书题 目玉米联合收割机左传动箱设计教师姓名职 称学 院学生姓名学 号班 级成果形式A论文 B设计说明书 C实物 D软件 E作品 任务下达时间2012年12月04日1毕业设计(论文)课题任务的内容和要求:任务的内容:本课题来源于当今企业批量生产的农用机械玉米联合收割机,选取其左传动箱为设计主要内容。进入企业对现有产品进行调研,分析产品工作参数与收割中存在的问题;完成传动箱的整体结构方案和传动方案的分析、传动零件的设计、箱体结构设计、传动箱精度设计;满足传动箱运转平稳,传动效率高,结构紧凑的要求。任务的要求: (1)应有高度的自觉性和主动性,主动争取教师的指导,严格按教师的布置、进度要求完成毕业设计,要努力学习,刻苦钻研,独立思考,高质量地完成毕业设计任务。设计说明书的字数在1-1.5万; (2)目录、摘要、引言、设计说明、结论、致谢、阐述、撰写格式符合天津职业技术师范大学本科毕业设计撰写细则; (3)设计说明书应具有重要部分的设计说明;结构设计要合理;结构关系表达清晰绘图规范;设计中所用的资料、数据要求真实、充分;相关内容要充实、具体,应有规范的插图对应说明;能用合理的观点和方法提出问题,分析和解决问题,设计图纸要清晰;标注合理齐全。设计说明书如:数据图表等图面要清晰整洁,论述要结构严谨、层次清楚、文笔流畅、书写工整规范; (4)工程绘图量折合成图幅为0号图纸2张以上;图幅应与表达内容的结构及尺寸相符; (5)译文翻译应与课本有关的外文资料,译文字数3000以上; (6)文献查阅:15篇以上; (7)毕业设计应在教师指导下独立完成,不得由他人代笔,不得抄袭他人作品。2毕业设计(论文)工作进度计划:周 次工作内容早进入阶段第 1 - 2 周第 3 - 6 周第 7 - 9 周第 10-11 周第 12 周第 13-14 周根据设计要求,收集并研读相关资料,确定设计方案,完成开题报告收集现有产品的数据,了解其输入输出端运动参数及位置要求。分析产品在工作中可能存在的问题。外文资料的翻译。传动齿轮、轴、箱体及相关附件的设计、选用和校核。零件图和装配图的设计、整理。说明书的撰写及说明书格式的整理。对设计说明书的格式、装配图及零件图进行修改。答辩教研室(学科组)主任签字: 毕 业 设 计 开 题 报 告 玉米联合收割机左传动箱设计 毕业设计开题报告课题题目玉米联合收割机左传动箱设计课题性质A B C D E 课题来源A B C D 成果形式A B C D E 同组同学开题报告内容(见附页)指导教师意见指导教师签名: 年 月 日专家组及学院意见专家组成员签字: 教学院长(签章): 年 月 日 毕 业 设 计 开 题 报 告课题题目玉 米 联 合 收 割 机 左 传 动 箱 设 计1 课题来源:本课题来源于当今企业批量生产的农用机械玉米联合收割机,选取其左传动箱为设计主要内容。本课题类型属应用开发型。2 研究的目的:通过此课题的设计,培养我们调查研究、检索中外文资料的能力;通过本次毕业设计培养我们综合运用所学的理论知识与实践技能,树立正确的设计思想,掌握机械设计一般方法和规律。如:在传动分析、运动设计时,运用到机械原理,机械设计等课程的知识;在结构设计时,运用到理论力学、材料力学、机械原理、机械设计等课程的内容;在精度设计时,用到机械设计、互换性与测量技术等课程的知识;在设计中用到Auto CAD二维制图、UG建模、UG分析、CATIA分析等计算机辅助设计手段。3 主要研究内容具体包括分析产品实地实验数据与收割中存在的问题;完成传动箱的整体结构方案和传动方案设计、传动零件的设计、箱体结构设计、传动箱精度设计;满足传动箱运转平稳,传动效率高,结构紧凑的要求。(1)分析产品实地实验数据与收割中存在的问题,并做优化、填写附表。(2)传动箱的整体结构方案和传动方案设计、以及相关运动设计、结构设计、精度设计;1整体结构方案:输入轴输入动力,经齿轮传动,由四个输出轴输出动力。以此思路为指导,设计满足工作要求、装配要求、运动要求和结构要求的整体结构方案。2 结构设计:确定输入轴及四个输出轴的位置关系,以及轴上传递动力的齿轮之间的位置关系。通过以上两个关系设计输入轴、四个输出轴、各传动齿轮、输出链轮以及箱体的尺寸结构,并选用所需的标准件。按照以上思路,重点在传动零件的设计校核。3传动方案设计及相关运动设计:设计由输入轴到输出轴的传动方案,并设计各轴、各齿轮之间的运动方案。4 精度设计a. 为保证传动的平稳性,减小振动带来的影响,需要保证输入轴的圆柱度、跳动公差、它与动力输出轴的垂直度。这就要求其自身的精度,以及箱体轴座孔的精度。b. 为保证传动的平稳性,减小振动噪声,并增加与轴承的配合性能,需要保证几个输出轴座孔的同轴度、圆柱度,及跳动精度。c. 为保证轴承的工作性能以及齿轮副的传动质量,需要保证箱体底座及箱盖上各孔的圆柱度、它们与箱体侧面的垂直度、相互之间的垂直度、轴线相平行的孔的平行度、对应孔的同轴度。d. 对于可通端盖和端盖,为了保证其密封性,需要保证其有一定的端面圆跳动,并控制其螺纹孔的位置度公差。e. 为保证箱盖上的输出轴齿轮的配合精度,需要控制箱盖上的螺纹孔的位置精度。(3) 满足传动箱运转平稳,传动效率高,结构紧凑的要求由于要达到传动箱运转平稳,传动效率高,结构紧凑的要求,所要涉及的因素很多,影响形式及关系也十分复杂,主要依照上文提到的准确的精度设计、合理的结构设计、合理的运动参数设计等主要因素来保证。4 设计方法的选用传统设计方法的优点是比较简单,设计费用低廉,但产品的费用较高。作为传统设计的延伸和发展,现代设计方法更注重设计方案的选择,考虑对多种方案的评价,全面考虑现实设计要求的可能性,并把设计作为一个系统工程来加以考虑,使机械产品的设计工作发生了质的飞跃。现代设计方法种类很多,各种方法即相对独立又相互联系。经过查阅各种文献,分析各种现代设计方法的特点及现实可行性后,选出两组方案。方案一:采用传统的方法进行箱体设计。在传统的二维设计完成的前提下利用计算机软件技术,用AutoCAD软件进行二维图形的绘制。在二维图纸绘制完成之后,在利用UG软件根据已有的二维图纸进行三维实体模型的建立。在三维实体模型全部建立完成后再根据要求进行校核检测是否合理。方案二:采用二维图形设计与三维实体模型建立并行的设计方法。在已有二维图纸的基础上,先用AutoCAD软件进行二维图形的设计,在箱体尺寸基本确定的时候,根据已有二维图纸进行三维实体模型的建立,并进行校核检测是否合理,如不合理就对二维图纸进行修改,同时也对三维图纸进行修改,直到检测合理。方案比较:通过对两种方案的评述,方案二比方案一明显优越的多,在设计中随错改错,大大节约了时间,缩短了开发周期,从而节约人力、物力资源。所以,最终选定方案二进行设计。同时,为使所设计的产品具有更好的可靠性,尝试用优化设计的方法进行参数的优化。5 课题的准备情况在本次设计过程中,需要综合运用相关的理论知识、实践经验及计算机辅助分析、设计。在三年多的大学学习生活中,对理论力学、材料力学、机械原理、机械设计、互换性与测量技术等理论知识已经有所掌握,并可运用到实际的设计中。在机械创新设计实践中、机械设计课程设计、机械制造工程课程设计、液压与气压传动课程设计等课程设计中,了解了基本的设计方法、设计思路、设计理念及相关标准、规范的查阅方法。具有进一步进行毕业设计的实践经验。在金工实习、机械制图实践、数控机床实训等实际操作中,对实际产品的运动方案、整体结构、精度要求等方面有了一定的感性认识,为在毕业设计中理性知识的运用奠定了良好的基础。使所设计的产品更加的贴近生产实际。基本具备Auto CAD二维制图,UG、CATIA三维建模的能力。但是对于用优化设计的方法进行设计、分析的能力还有所欠缺,需要进一步的学习和加强。6 参考文献1刘思宁.大学生毕业设计全程指导.机械类M.成都:西南交通大学出版社,2001.2蔡学熙.现代机械设计方法实用手册M.北京:化学工业出版社,2004.3孙波.机械专业毕业设计宝典M.西安:西安电子科技大学出版社,2008.4俞立钧,徐解民.机械精度设计基础及应用M.上海:上海大学出版社,2006.5冯之敬.机械制造工程原理M.北京:清华大学出版社,2008.6吴宗泽主编.机械设计禁忌M.机械工业出版社.1997.7濮良贵, 纪名刚. 机械设计. 8版M. 北京:高等教育出版社,20068巩云鹏,添万禄等. 机械设计课程设计M. 哈尔滨:哈尔滨工业大学出版社,20089杨成云,林腾蛟等.中心传动齿轮箱体有限元分析及结构优化设计J.重型机械,2001,No.2:424510申永胜. 机械原理. 2版M. 北京: 清华大学出版社,200511李连进,张维屏.降低齿轮箱噪声的一种途径J.东北工学院学报,1989,10(4):43944412张喜清,项昌乐,刘辉.多工况下变速箱箱体结构的拓扑优化设计J.中国机械工程,2011,22(15):1779178213刘少年.程婷,机械制图M.北京:机械工业出版社,200814曾攀.有限元分析与应用M,北京:清华大学出版社,200415王伯平.互换性与测量技术M.北京:机械工业出版社,2005.7 进度安排周 次工作内容早进入阶段第 1 - 2 周第 3 - 6 周第 7 - 9 周第 10-11 周第 12 周第 13-14 周根据设计要求,收集并研读相关资料,确定设计方案,完成开题报告收集现有产品的数据,了解其输入输出端运动参数及位置要求。分析产品在工作中可能存在的问题。外文资料的翻译。传动齿轮、轴、箱体及相关附件的设计、选用和校核。零件图和装配图的设计、整理。说明书的撰写及说明书格式的整理。对设计说明书的格式、装配图及零件图进行修改。答辩8 预期效果经过老师的指导,自己的刻苦努力及同学的配合,能够按照要求完成毕业设计的任务,并且争取有所创新。希望自己设计的成果在工厂生产实践中起到借鉴、指导的作用。最终完成设计说明书(一份),0号图纸2张(一张装配图、一张箱体的零件图,含箱盖和箱座),外文资料译文(一篇)。- 4 -毕 业 设 计专 业: 机械设计制造及其自动化 二一三年六月玉米联合收割机左传动箱设计THE DESIGN ABOUT LEFT WHEEL BOX OF CORN COMBINE HARVESTER 摘 要玉米作为我国的第二大农作物,与之相对应的我国玉米收获机械发展十分迟滞。论文的出发点正鉴于此,以现有的玉米收获机产品为出发点,选取玉米收获机主要部件左传动箱,进行改进设计,使改进后的机型能够让农机更适应中国的玉米种植农艺。文章在现有玉米联合收割机摘穗机构的基础上,对左传动箱进行了分析。分析了摘穗机构左传动箱在实际农业生产中的使用情况及工作中存在的问题,并对左传动箱进行改进设计。参照现有玉米收获机产品的摘穗机构,确定传动箱的工作条件、安装要求、传动要求,依据相关的参数对玉米摘穗机构左传动箱进行设计计算和校核。包括:通过强度分析确定锥齿轮的具体参数;按照最小轴颈及安装要求确定各轴的尺寸并进行强度校核;依据经验公式以及经验值确定箱体尺寸和箱体附件的尺寸。从理论上验证了左传动箱各结构满足强度要求。关键词:摘穗机构;传动箱;设计ABSTRACTAs Chinas second-largest corn crop, and the corresponding development of Chinas corn harvest machinery is hysteresis.In this paper, the starting point is to the existing maize harvest machine,to select the mostly component of corn harvest machineleaf wheel box,design improvement,improved model can make farm machinery adapting to Chinas corn agronomic.First is the overall pick ear of corn.it analysis the leaf wheel box and the employing and the problem at the production of agriculture.By existing pick ear of corn of the corn harvester, I make sure the gearboxs working conditions 、installation requirements、transmission requirements. By correlative appealing, the structure design of the key parts of the leaf wheel box.Include: by strength analysis make sure the specific parameters of bevel gear transmission; the design and strength analysis of the spindle is made sure by the minimum shaft journal and the require of setting; ensuring the size of the box and correlative part depend on traditional formula and data. Guarantee the need of the mechanisms strength at the theory.Key Words:Snapping mechanism;wheel box;design目 录1 引 言11.1 课题研究背景11.2 课题的研究目的11.3 课题来源及主要研究内容11.3.1 课题来源11.3.2 主要研究内容12 传动方案分析及需要的输入功率22.1 传动方案分析22.2 需要的输入功率22.2.1 各输出功率已知22.2.2 需要的输入功率23 各条传动线路传动比的计算33.1 传动链1及传动链2传动比33.2 传动链3及传动链4传动比34 传动装置的运动和动力参数的计算44.1 各轴的转速及输入功率44.2 各轴转矩45 传动零件的设计计算55.1 传递动力到链轮轴的直齿圆锥齿轮的设计计算55.1.1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数55.1.2 按齿面接触疲劳强度设计65.1.3 计算几何尺寸85.1.4 校核齿根弯曲疲劳强度95.2 传递动力到输出轴的直齿圆锥齿轮的设计计算115.2.1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数115.2.2 按齿面接触疲劳强度设计125.2.3 计算几何尺寸145.2.4 校核齿根弯曲疲劳强度155.3 输入、输出链轮的尺寸结构计算165.4 圆锥齿轮的几何结构尺寸计算176 轴的设计计算196.1输入轴(0轴)的设计196.1.1 求输入轴上的各功率、转速和转矩196.1.2 求作用在齿轮及链轮上的力196.1.3 初步确定轴的最小直径216.1.4 轴的结构设计216.1.5 求轴上的载荷236.1.6 按弯扭合成应力校核轴的强度256.2输出链轮轴(轴)的设计(以轴为例)266.2.1 求输出链轮轴上的各功率、转速和转矩266.2.2 求作用在齿轮及链轮上的力266.2.3 初步确定轴的最小直径276.2.4 轴的结构设计286.2.5 求轴上的载荷296.2.6 按弯扭合成应力校核轴的强度306.3输出轴(轴)的设计(以轴为例)326.3.1 求输出轴上的各功率、转速和转矩326.3.2 求作用在齿轮及链轮上的力326.3.3 初步确定轴的最小直径336.3.4 轴的结构设计346.3.5 求轴上的载荷356.3.6 按弯扭合成应力校核轴的强度377 轴承、联接件、润滑及密封件的选择和验算387.1 轴承的校核387.1.1 输入轴滚动轴承计算387.1.2输出链轮轴滚动轴承计算407.1.3输出轴滚动轴承计算427.2 键联接的选择及校核计算447.2.1输入轴上键的计算447.2.2输出链轮轴上键的计算457.2.3输出轴上键的计算457.3 润滑与密封467.3.1齿轮的润滑467.3.2轴承的润滑与密封467.3.3润滑油牌号及油量计算467.3.4传动箱的密封468 减速器箱体及其附件478.1 箱体结构形式及材料478.2箱体主要结构尺寸表478.3 主要附件作用及形式47结 论49参考文献50附录1 参考资料51附录2 英文文献52附录3 中文翻译60致 谢66III毕业设计1 引 言1.1 课题研究背景该课题中的TN-4YD-4 型玉米联合收获机为背负式玉米联合收割机。背负式玉米收获机结构紧凑,行走和转弯都比较灵活。同时也提高了拖拉机的利用率降低了收获机的成本,有利于在我国推广。该型玉米收获机的摘穗装置采用纵卧式摘穗辊装置,其结构简单、田间作业时的可靠性较高,变相的提高了收获的效率。玉米收获机在收获时适应性的重要部分便是玉米的种植行距问题。我国玉米种植方式、习惯的地域差异比较明显,很难实现收获机地域间的流动作业,这便成为玉米收获机推广的一个阻碍。行距相对于收获机来说过宽或过窄,都将对玉米收获机械摘穗机构的合理配置产生严重影响,进而会影响到机具之后的摘穗效果。摘穗辊的间距即传动箱输出轴之间的距离,会对摘穗效果造成影响。因此需要把摘穗辊的间隙维持在一个合适的范围内或某一合适的值才能使摘穗效果达到最佳。所以,传动箱的结构及其零部件的相对位置,将会影响摘穗机构的摘穗效果。而且,摘穗辊上的动载较大对传动箱传动零件的强度有较高要求。1.2 课题的研究目的中国的玉米收获一直处于一个落后的阶段,在我国急需解决玉米机械收获的问题,用机械化收获代替传统的手工收获势在必行。本课题通过对现有的问题进行分析,取摘穗机构的左传动箱进行设计。希望能够为玉米收获机的研发贡献绵薄之力。1.3 课题来源及主要研究内容1.3.1 课题来源本课题来源于天津拖拉机制造有限公司生产的铁牛4YD-4背负式玉米联合收获机。选取其摘穗机构的主要部件左传动箱为设计主要内容。1.3.2 主要研究内容1.通过对现有产品的调研,获得收割机在工作中的相关参数及常见问题。对摘穗机构左传动箱进行设计计算和校核。2.完成传动箱总体的结构设计和零部件的参数校核,绘制左传动箱装配图及箱体的零件图。3.综合分析本设计中的传动箱是否达到设计目标,并就生产实践中可能会产生的一些问题并提出一些想法。552 传动方案分析及需要的输入功率2.1 传动方案分析此传动箱需要有四条传动链,并且输入轴与输出轴要垂直。要满足以上传动要求可以选取蜗轮蜗杆传动或者锥齿轮传动。如果选用蜗轮蜗杆传动,传动比较平稳、噪音小,但传动箱的尺寸比较大、成本比较高;如果选用锥齿轮传动,传动箱的尺寸比较小,并且锥齿轮的成本较蜗轮蜗杆要低。在农业机械中,传动精度、工作环境要求不高;产品的成本不能太高,且要求结构简单、工作稳定、结构紧凑。综上所述,沿用现有产品的传动方案,即:四条链均采用直齿圆锥齿轮传动。2.2 需要的输入功率2.2.1 各输出功率已知P链左=P链右=0.5马力=0.373kW,取0.4kWP轴左=P轴右= 1 马力=0.7457kW,取0.75kW其中,P链左、P链右-分别为左右链轮轴的输出功率;P轴左、P轴右-分别为左右输出轴的输出功率。2.2.2 需要的输入功率考虑传动装置的功率损耗,需要的输入功率为(2-1)其中,为各传递路线中输入轴到各输出轴的总效率,即:(2-2)其中,-滚动轴承传动效率取0.99(一对);-圆锥齿轮传动效率取0.94(8级精度)。综合以上各数据,如表 2-1:表2-1 输入、输出功率P链左=P链右=0.4kWP轴左=P轴右=0.75kWP入=2.497kW3 各条传动线路传动比的计算3.1 传动链1及传动链2传动比传动链1:主轴-锥齿轮啮合-左链轮轴;传动链2:主轴-锥齿轮啮合-右链轮轴。由于两输出链轮轴的输出转速一样,故有: (3-1)3.2 传动链3及传动链4传动比传动链3:主轴-锥齿轮啮合-左输出轴;传动链4:主轴-锥齿轮啮合-右输出轴。由于两输出轴的输出转速一样,故有:(3-2)4 传动装置的运动和动力参数的计算4.1 各轴的转速及输入功率表4-1 输入轴、输出轴的转速名称数值表4-2 各轴的输入功率名称数值4.2 各轴转矩(4-1)(4-2)(4-3)将计算结果汇总列表如表 4-3:参数轴名输入轴轴轴轴轴转速n(r/min)51335035010001000功率p(kW)2.4970.4040.4040.75760.7576转矩T(N.mm)传动比表4-3 各轴运动及受力参数5 传动零件的设计计算5.1 传递动力到链轮轴的直齿圆锥齿轮的设计计算已知:表5-1 各轴的输入功率名称输入轴转速输出链轮轴转速输出轴扭矩数值传动比,由柴油机通过链轮带动,工作寿命10年,每年收割两季,每季20天,每天10小时,连续单向运转、交变载荷、负载状况恶劣,每季使用后进行必要维护。5.1.1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1. 按传动方案,用直齿圆锥齿轮传动,齿形制GB/T12369-1990,齿形角,齿顶高系数,顶隙系数,螺旋角,用等顶隙收缩齿6。玉米收割机为农业机械,齿轮选用811级精度。而传动箱的精度相对较高,故选用8级精度7。2. 材料选择。农用机械中的锥齿轮传动应选用结构钢6。常用结构钢中45钢用于制造齿轮、齿条、链轮等;40Cr用于承受交变载荷、中等转速、中等负荷、强烈磨损而无很大冲击的重要零件8。为满足加工工艺要求,要进行调质处理。故选取小圆锥齿轮材料为40Cr(调质后表面淬火),硬度为270HBS,大圆锥齿轮材料为45刚(调质),硬度为230HBS7。直齿圆锥齿轮的最小齿数为146。试选取小圆锥齿轮齿数,大圆锥齿轮齿数 ,取25。计算齿数比:(5-1)验算传动比误差:5%(5-2)误差在允许的范围内。5.1.2 按齿面接触疲劳强度设计公式:(5-3)1.确定公式内的各计算值1)试选载荷系数 2)小齿轮传递的转矩。(5-4)3) 取齿宽系数 4) 查得材料弹性影响系数7。5)按齿面的硬度查得40Cr(调质后表面淬火270HBS)的接触疲劳强度极限;45刚(调质230HBS)的接触疲劳极限7。6)计算应力循环次数小圆锥齿轮:(5-5)大圆锥齿轮:(5-6)7)查得接触疲劳寿命系数7, ;8)计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%,计算接触疲劳强度时,安全系数S=17,则有:(5-7)(5-8)2.计算1)试算小齿轮的分度圆直径,将中的较小值带入式 5-3,得:2) 计算平均分度圆处的圆周速度平均分度圆直径:(5-9)平均分度圆处的圆周速度:(5-10)3)计算载荷系数查表得使用系数;根据v=0.9675m/s,8级精度,查表(按表中低一级的精度线)可得:动载系数;直圆锥齿轮,齿间载荷分配系数,取:;(按两个齿轮一个两端支承一个悬臂)查得,; (5-11)故载荷系数为:(5-12)4) 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径为(5-13)5) 计算模数m(5-14)按标准取m=4。5.1.3 计算几何尺寸1.计算大端分度圆直径(5-15)2.计算分锥角(5-16)3.计算锥距(5-17)4.计算齿轮宽度(5-18)圆整取;尺寸整理及其余几何尺寸计算见表 5-2。5.1.4 校核齿根弯曲疲劳强度,即:(5-19)1.确定公式内的各计算数值1)查表得大、小圆锥齿轮的弯曲疲劳强度极限为、。表5-2 锥齿轮尺寸名称大端分度圆直径传动比分锥角锥距齿轮宽度小齿轮大齿轮小齿轮大齿轮小齿轮大齿轮符号R数值681001.47134123055473060.4652025名称符号计算公式数值基圆直径63.993.97齿顶高4齿根高4.8齿顶圆直径74.61104.5齿根圆直径60.094.6齿距p12.56齿厚、齿槽宽s、e6.28基圆齿距11.8顶隙0.8中心距842) 查表,取弯曲疲劳寿命系数3)计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.57,则有:(5-20)4)查取齿形系数。当量齿数:(5-21)用内插值法查表得:(5-22)5)查取应力校正系数用内插值法查表得:(5-23)2.设计计算代入公式 5-19 计算得:所以,抗弯疲劳强度足够。5.2 传递动力到输出轴的直齿圆锥齿轮的设计计算已知:表5-3 各轴的输入功率名称输入轴转速输出轴转速输出轴扭矩数值传动比=0.518;由柴油机通过链轮带动;工作寿命10年,每年收割两季,每季20天,每天10小时;连续单向运转、交变载荷、负载状况恶劣,每季使用后进行必要维护。5.2.1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1.按传动方案,选用直齿圆锥齿轮,齿形制GB/T12369-1990,齿形角,齿顶高系数,顶隙系数,螺旋角,用等顶隙收缩齿6。2.玉米收割机为农业机械,齿轮选用811级精度。而传动箱的精度相对较高,故选用8级精度7。3.材料选择。农用机械中的锥齿轮传动应选用结构钢6。常用结构钢中45钢用于制造齿轮、齿条、链轮等;40Cr用于承受交变载荷、中等转速、中等负荷、强烈磨损而无很大冲击的重要零件8。为满足加工工艺要求,要进行调质处理;为满足金属制的软齿面齿轮配对齿面的硬度差应该在3050HBS或更多。且小齿轮齿面应该较硬。故选取小圆锥齿轮材料为40Cr(调质后表面淬火),硬度为270HBS,大圆锥齿轮材料为45刚(调质),硬度为230HBS,二者材料硬度相差40HBS7。4.直齿圆锥齿轮正交传动不产生根切的最小齿数为146。试选取小圆锥齿轮齿数16,大圆锥齿轮齿数 ,取31。5.计算齿数比(5-24)验算传动比误差:(5-25)误差在允许范围内。5.2.2 按齿面接触疲劳强度设计公式:(5-26)1.确定公式内的各计算值1)试选载荷系数 2)小齿轮传递的转矩3)取齿宽系数4)查表得材料(锻钢)弹性影响系数75)按齿面的硬度查得40Cr(调质后表面淬火 270HBS)的接触疲劳强度极限,45刚(调质 230HBS)的接触疲劳极限76)计算应力循环次数(5-27)7)查表得接触疲劳寿命系数7, ;8)计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%,计算接触疲劳强度时,安全系数S=17,则有:(5-28)2.计算1)试算小齿轮的分度圆直径,带入中的较小值,得:(5-29)2)计算平均分度圆处的圆周速度平均分度圆直径:(5-30)平均分度圆处的圆周速度:(5-31)3)计算载荷系数由表查得,使用系数;根据V= 1.68 m/s,8级精度,查表(按低一级的精度线查取)可得:动载系数 ;直圆锥齿轮,齿间载荷分配系数,取:;(按两个齿轮一个两端支承一个悬臂)查表得:; (5-32)故载荷系数4)按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径为(5-33)5)计算模数m(5-34)按标准取m=3.5。5.2.3 计算几何尺寸1.计算大端分度圆直径(5-35)2.计算分锥角(5-36)3.计算锥距(5-37)4.计算齿轮宽度(5-38)圆整取5.尺寸整理及其余几何尺寸计算见 表 5-4。5.2.4 校核齿根弯曲疲劳强度公式:,即:(5-39)1.确定公式内的各计算数值1)查表得,大、小圆锥齿轮的弯曲疲劳强度极限、;2)查表取弯曲疲劳寿命系数3)计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.57,则有:表5-4 锥齿轮的尺寸名称大端分度圆直径传动比分锥角锥距齿轮宽度小齿轮大齿轮小齿轮大齿轮小齿轮大齿轮符号R数值56108.50.51627173762422361.052126名称符号计算公式数值基圆直径52.623101.96齿顶高3.5齿根高4.2齿顶圆直径62.22111.8齿根圆直径48.54104.65齿距10.99齿厚、齿槽宽5.495基圆齿距10.33顶隙0.7中心距82.25(5-40)4)查取齿形系数当量齿数:(5-41)用内插值法查表得: ;(5-42)5)查取应力校正系数用内插值法表查得:;(5-43)2.设计计算:代入公式计算得:(5-44)(5-45)所以,抗弯疲劳强度足够。5.3 输入、输出链轮的尺寸结构计算1 输入链轮尺寸,见表 5-5。2 输出链轮尺寸,见表 5-6。表5-5 输入链轮结构尺寸名称节距轮毂孔直径轮毂长度轮毂厚度轮毂直径分度圆直径符号P数值12.72028734161.87表5-6 输出链轮结构尺寸名称节距轮毂孔直径轮毂长度轮毂厚度轮毂直径分度圆直径符号P数值31.752030632835.4 圆锥齿轮的几何结构尺寸计算1 输入小圆锥齿轮的几何结构尺寸计算,见表 5-7。2 输出大圆锥齿轮的几何结构尺寸计算,见表 5-8。3 输入大圆锥齿轮的几何结构尺寸计算,见表5-9。4 输出小圆锥齿轮的几何结构尺寸计算,见表 5-10。表5-7 输入小圆锥齿轮结构尺寸名称轮毂孔直径轮毂直径轮毂长度分度圆直径齿顶圆直径符号数值2642286874.61名称齿根圆直径分锥角齿轮宽度锥距符号R数值60.0634.252060.465注:实际轮毂长为,T为滚动轴承的宽度。表5-8 输出大圆锥齿轮结构尺寸名称轮毂孔直径轮毂直径轮毂长度分度圆直径齿顶圆直径符号数值152630100104.5名称齿根圆直径分锥角齿轮宽度锥距符号R数值94.655.752560.465表5-9 输入大圆锥齿轮结构尺寸名称轮毂孔直径轮毂直径轮毂长度分度圆直径齿顶圆直径符号数值315064108.5111.8名称齿根圆直径分锥角齿轮宽度锥距符号R数值104.6562.7062661.05表5-10 输出小圆锥齿轮结构尺寸名称轮毂孔直径轮毂直径轮毂长度分度圆直径齿顶圆直径符号数值1220305662.22名称齿根圆直径分锥角齿轮宽度锥距符号R数值48.5427.2942161.056 轴的设计计算6.1输入轴(0轴)的设计6.1.1 求输入轴上的各功率、转速和转矩表6-1 输入轴上的功率、转速和转矩输入端()与输出链轮轴配合处()与输出轴配合处()注:其中,;。6.1.2 求作用在齿轮及链轮上的力1.已知:1)齿轮受力输入轴小圆锥齿轮(左右两个圆锥齿轮相同)的平均分度圆直径为 (6-1)输入轴大圆锥齿轮(左右两个圆锥齿轮相同)的平均分度圆直径为(6-2)则:(6-3)(6-4)2)链轮处受力 输入轴链轮的节距P为12.7,齿数为40。 链条传动的压轴力近似等于紧边拉力和松边拉力之和,悬垂拉力不大,故可用。其中为压轴力系数,可取1.21.3,取为1.3。则有:(6-5)其中:;2.圆周力、径向力、轴向力及链轮的压轴力的方向见 图6-1图6-1 圆周力、径向力、及轴向力的方向表6-2 图6-1中各力的大小名称数值320.83496.57365.651331.13355.479106.995名称数值331.13355.479106.995320.83496.57365.651名称数值747.37464843.求解各作用点之间的距离各力的作用点的距离示意见 图6-2;各段距离的求解及数值见 表6-3。图6-2 输入轴上力的作用点示意图表6-3 各力的作用点间距离的求解名称算式数值73.530.23124.24347.9336.1.3 初步确定轴的最小直径先初步估算轴的最小直径。综合性价比选取轴的材料为45钢(调质)查表取(6-6)输入轴每一轴段最多有一个键槽,所以轴径增大5%7%。取 。6.1.4 轴的结构设计1.拟定轴上零件的装配方案由传动方案可确定输入轴上零件的装配方案,见图6-3。2.根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1)为了满足输入链轮的轴向定位,12段轴右端需制出一轴肩,故取23段的直径。左端用轴端挡圈定位,12段长度适当小于轮毂长度L。所以,取。图6-3 输入轴轴上零件的装配2)为方便小锥齿轮的安装,取安装小锥齿轮齿轮处的轴段34、78的直径;为满足小锥齿轮的轴向定位,34、78段各需制出一轴肩,故取45、67段的直径;为方便中间锥齿轮的安装,取56段的直径。3)轴23段的长度需要根据箱体及轴承端盖的结构而定,还需要考虑轴承端盖上固定螺钉的装拆等方面的要求。取。4)初步选择滚动轴承:因轴承承受径向力和轴向力,选用单列角接触球轴承,由工作要求及锥齿轮轮毂直径为40,初步选取0基本游隙组标准精度级的单列角接触球轴承7207C,其尺寸为。且锥齿轮轮毂宽度为,所以:(6-7)其中:L锥齿轮轮毂宽;T滚动轴承宽度这对轴承均采用轴肩进行轴向定位,查表9得7207C型轴承的定位轴肩高度,因此锥齿轮轮毂直径为42满足要求。5)轴56段的长度需要略大于输入轴大齿轮的轮毂长度。取。6)轴45、67段的长度需要根据轴56段的长度及两输出链轮轴的位置而定。要求两输出链轮轴轴线的距离为。且由前文的输入小锥齿轮的设计计算可得:轮毂内端面到锥心的距离为(如图6-4)。则取图6-4 输入轴长度示意轴各部分尺寸综合,见表6-4:表6-4 输入轴各部分尺寸1-22-33-44-55-66-77-8L305045100.968100.945d202426303130263.轴上的周向定位圆锥齿轮及链轮的周向定位均采用平键连接。按,由手册6查得输入链轮处平键截面为,键槽用键槽铣刀加工,普通平键应小于轮毂长,故长为。链轮与轴的周向定位是由过渡配合来保证的,且有一定的震动,故选择链轮轮毂与轴的配合为9、10;按,查得输入小齿轮处平键截面为,键槽用键槽铣刀加工,长为,同时为保证输入小锥齿轮与轴配合有良好的对中性,且只在大修时拆卸,故选择齿轮轮毂与轴的配合为;按,查得输入大齿轮处平键截面为,键槽用键槽铣刀加工,长为,同时为保证输入大锥齿轮与轴配合有良好的对中性,且只在大修时拆卸,故选择齿轮轮毂与轴的配合为;4.确定轴上圆角和倒角尺寸 取轴端倒角为,轴上的圆角按R1选取。6.1.5 求轴上的载荷 1.已知:,; ,。2.求解轴承的受力水平面:(6-8)带入数据解得:,通过材料力学所学公式,求解各段弯矩并绘制弯矩图,见图6-5。垂直面:(6-9)带入数据解得:;通过材料力学所学公式,求解各段弯矩、扭矩,绘制弯矩、扭矩图,见图6-5。图6-5 弯矩、扭矩图表6-5、轴上载荷载荷水平面H垂直面V支反力F弯矩M总弯矩扭矩T,6.1.6 按弯扭合成应力校核轴的强度根据图 可知L2右端面或L3右端面为危险截面,由上表中的数据及轴的单向旋转,扭转切应力为脉动循环变应力,取。轴的计算应力为:(6-10)综上所述,L2右端面为危险截面。前文选定轴的材料为45钢(调质),查表7得故安全。6.2输出链轮轴(轴)的设计(以轴为例)6.2.1 求输出链轮轴上的各功率、转速和转矩表6-6 输出链轮轴上的功率、转速和转矩输入端()输出端()6.2.2 求作用在齿轮及链轮上的力1.已知:1)输出大圆锥齿轮(左右两个圆锥齿轮相同)的平均分度圆直径为(6-11)则:2)输出链轮的节距P为31.75, 齿数为8链条传动的压轴力近似等于紧边拉力和松边拉力之和,悬垂拉力不大,故可用: (6-12)其中为压轴力系数,可取1.21.3,取为1.3。则有:其中,;圆周力、径向力、轴向力及链轮的压轴力的方向见图6-6 :图6-6 圆周力、径向力、轴向力及压轴力的方向表6-7 图6-6中各力的大小名称数值301.6761.7390.8350.956109142.求解各作用点之间的距离。各力的作用点的距离示意见图6-7图6-7 输出链轮轴的力的作用点示意3.各段距离的求解及数值如表6-86.2.3 初步确定轴的最小直径先初步估算轴的最小直径。综合性价比选取轴的材料为45钢(调质),查表,取(6-13)输出链轮轴上有键槽,将轴径增大5%7%。且外伸端有注油孔,取 。表6-8 各力的作用点之间的距离的求解名称算式(单位:mm)数值18.35634.47617.5126.2.4 轴的结构设计1.拟定轴上零件的装配方案,见图6-8。图6-8 输出链轮轴轴上零件的装配方案2.根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1)为了满足输入链轮的轴向定位,12段轴右端需制出一轴肩。23段上要安装轴承,初步选择滚动轴承:因轴承同时受有径向力和一定的轴向力,选用单列角接触球轴承,参照工作要求,初步选取0基本游隙组标准精度级的单列角接触球轴承7204C,其尺寸为。所以23段的直径。12段左端用轴端挡圈定位,12段长度应适当小于轮毂长度L所以取。2)为方便轴承的安装,取安装链轮处的轴段34的直径仍为且取较23段松的配合;为了满足轴承及链轮的安装要求,故取45段的直径小于34段的直径,并考虑外端的固定螺母的选用,取45段直径。3)轴23段的长度需要根据轴承的宽度、挡圈的厚度以及套筒的结构而定。还需要考虑轴端润滑油孔的注油等方面的要求。则有:为了链轮轮毂与轴承更好的接触,取。4)轴34段的长度需要略小于输出链轮的轮毂长度。取。5)轴45段的长度由普通垫圈厚度、弹簧垫圈最小厚度、螺母厚度及轴外伸长度而定。所以则取。3.轴各部分尺寸综合如表6-9 表6-9 输出链轮轴各部分尺寸1-22-33-44-5L29392828d152020164.轴上的周向定位圆锥齿轮及链轮的周向定位均采用 平键 连接。按,由手册查得输出大齿轮处平键截面为,键槽用键槽铣刀加工,普通平键应小于轮毂长,故长为,同时为保证输入小锥齿轮与轴配合有良好的对中性,且只在大修时拆卸,故选择齿轮轮毂与轴的配合为;按,查得输出链轮处平键截面为,键槽用键槽铣刀加工,长为,链轮与轴的周向定位是由过渡配合来保证的,且有一定的震动,故选择链轮轮毂与轴的配合为9、10。5.确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为,轴上的圆角按R0.8选取。6.2.5 求轴上的载荷1.已知1)齿轮及链轮的受力:,。2)两轴承轴向固定方式:内圈通过轮毂及套筒进行固定;外圈左端轴承用孔用弹性挡圈进行固定,右端轴承自由浮动,即右端轴承不承受轴向力。2.轴承上所受力的求解1)水平面:(6-14)带入数据解得:,通过材料力学所学公式,求解各段弯矩并绘制弯矩图。见图6-9。垂直面:(6-15)带入数据解得:,;用材料力学所学公式,求解各段弯矩,扭矩。并绘制弯矩、扭矩图。见图6-9。表6-10 轴上载荷载荷水平面H垂直面V支反力F弯矩M总弯矩扭矩T6.2.6 按弯扭合成应力校核轴的强度根据图6-9可知12段右端面或右端截面(即输出锥齿轮的作用截面)为危险截面,由上表中的数据及轴的单向旋转,扭转切应力为脉动循环变应力,取,轴的计算应力为:(6-16)前已选定轴的材料为45钢(调质),查表7可得,。故该轴安全。图7-9 弯矩、扭矩图6.3输出轴(轴)的设计(以轴为例)6.3.1 求输出轴上的各功率、转速和转矩表6-11 输出轴上的功率、转速和转矩输入端()输出端()6.3.2 求作用在齿轮及链轮上的力1.已知输出轴小圆锥齿轮的平均分度圆直径为(6-17)则有: (6-18)2.圆周力、径向力、轴向力的方向如图6-10。图6-10 圆周力、径向力、及轴向力的方向表6-11 图6-10中各力的大小名称数值312.575101.152.177234.853.求解各作用点之间的距离1)各力的作用点的距离示意如图6-11。图6-11 力的作用点示意2)各段距离的求解及数值如表6-12。表6-12 各力的作用点之间的距离的求解名称算式(单位:mm)数值29.0927.756.296.3.3 初步确定轴的最小直径先初步估算轴的最小直径。综合性价比选取轴的材料为45钢(调质),查表7,取。(6-18)输入轴每一轴段最多有一个键槽,所以轴径增大5%7%。取 。6.3.4 轴的结构设计1.拟定轴上零件的装配方案(见图6-12)图6-12 输出轴轴上零件的装配2.根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1)为了满足输出轴上小圆锥齿轮的轴向定位,12段轴右端需制出一轴肩。23段上要安装轴承,初步选择滚动轴承:因轴承同时受有径向力和一定的轴向力,选用单列角接触球轴承,参照工作要求,初步选取0基本游隙组标准精度级的单列角接触球轴承7202C,其尺寸为。所以23段的直径。12段左端用轴端挡圈定位,12段长度应适当小于轮毂长度L所以取。2)轴23段的长度需要根据轴承的宽度及套筒的结构而定,为了挡圈安装方便,取油封段34的轴径也为,且34段与23段取不同的公差带。3)轴34段的长度需要略大于轴端油封的宽度。取。4)轴45段的直径应略小于34段,以方便安装,取为;长度需要根据整机的装配要求而定。要求锥齿轮的锥心到球形轴伸中心的距离为。所以则取。球形轴伸在45段右侧适当设置,由轴右端的直径为,并考虑与摘穗辊的配合选取球面半径为11。结合摘穗辊及球形轴伸选取圆柱销为。3.输出轴各部分尺寸综合如表6-13。4.轴上的周向定位圆锥齿轮的周向定位采用平键连接。按,由手册6查得输出小圆锥齿轮处平键截面为,键槽用键槽铣刀加工,普通平键应小于轮毂长,故长为,同时为保证输出小锥齿轮与轴配合有良好的对中性,且只在大修时拆卸,故选择齿轮轮毂与轴的配合为。5.确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为,轴上的圆角按R0.8选取。表6-13 轴各部分尺寸尺寸1-22-33-44-5L29331044d121515136.3.5 求轴上的载荷 1.已知1)齿轮的受力:,2)两轴承轴向固定方式:内圈通过轮毂、套筒及轴用弹性挡环进行固定;外圈两端用孔用弹性挡环进行固定。2.水平面(6-19)带入数据,解得:,通过材料力学所学公式,求解各段弯矩并绘制弯矩图。见图6-13。3.垂直面(6-20)带入数据解得:,由材料力学所学公式,求解各段弯矩,扭矩。并绘制弯矩、扭矩图。见图6-13。表6-14 轴上载荷载荷水平面H垂直面V支反力F弯矩M总弯矩扭矩T图6-13 弯矩、扭矩图6.3.6 按弯扭合成应力校核轴的强度根据图 可知12段右端面或L1右端面为危险截面,由上表中的数据及轴的单向旋转,扭转切应力为脉动循环变应力,取。轴的计算应力为(6-21)前文中已选定轴的材料为45钢(调质),查表7得故输出轴安全。7 轴承、联接件、润滑及密封件的选择和验算7.1 轴承的校核7.1.1 输入轴滚动轴承计算初步选择的滚动轴承为0基本游隙组标准精度级的单列角接触球轴承7207C,其尺寸为。查表可知,滚动轴承样本可知角接触球轴承7207C的基本额定动载荷,基本额定静载荷9。输入轴上各齿轮所受的轴向力的总和为0,即:。如图8-1。图7-1 输入轴受力图1.两轴承受到的径向载荷由6.1.5可知轴承受到的各径向力的分力的数值如下表:表7-1 支反力载荷水平面H垂直面V支反力F则:(7-1)2.两轴的计算轴向载荷1)对于70000C型轴承,查表可知轴承派生轴向力。其中由的大小确定,但现在轴承轴向力未知,故先初取。因此可估算:(7-2)则:(7-3)且:2)小于角接触球轴承相对轴向载荷的最小值,所以3.两轴承的当量动载荷。1)因为:,所以:;。2)查表可得径向载荷系数和轴向载荷系数为:对轴承1:对轴承2:3)因为轴承运转中有中等冲击载荷,查表有,取。则:(7-4)4.验算轴承寿命因为,所以按轴承2的受力大小验算(取预期计算寿命,取滚子轴承):(7-5)故合格。7.1.2输出链轮轴滚动轴承计算初步选择的滚动轴承为0基本游隙组标准精度级的单列角接触球轴承7204C,其尺寸为。查滚动轴承样本可知角接触球轴承7204C的基本额定动载荷,基本额定静载荷12。输出链轮轴上各齿轮所受的轴向力为。如图7-2。图7-2 输出链轮轴受力示意图1.两轴承受到的径向载荷由6.2.5可知轴承受到的各径向力的分力的数值如表7-2:表7-2 支反力载荷水平面H垂直面V支反力F则:(7-6)2.两轴的计算轴向载荷对于70000C型轴承,查表可知轴承派生轴向力。其中由的大小确定,但现在轴承轴向力未知,故先初取,因此可估算:(7-7)则:(7-8)且:(7-9)由此可查得,。再计算:(7-10)(7-11)(7-12)两次计算的值相差不大,因此确定,3.两轴承的当量动载荷因为:(7-13)查表可得径向载荷系数和轴向载荷系数为:对轴承1:;对轴承2:。因为轴承运转中有中等冲击载荷,查表有,取。则:(7-14)4.验算轴承寿命因为,所以按轴承1的受力大小验算(取预期计算寿命;滚子轴承): 故合格。7.1.3输出轴滚动轴承计算初步选择的滚动轴承为0基本游隙组标准精度级的单列角接触球轴承7202C,其尺寸为。查滚动轴承样本可知,角接触球轴承7202C的基本额定动载荷,基本额定静载荷12。输出轴上各齿轮所受的轴向力为。受力示意如图7-3。图7-3 输出轴受力示意图1.两轴承受到的径向载荷由6.3.5可知轴承受到的各径向力的分力的数值如表7-3:表7-3支反力载荷水平面H垂直面V支反力F则:(7-15)2.两轴的计算轴向载荷对于70000C型轴承,查表可知轴承派生轴向力。其中由的大小确定,但现在轴承轴向力未知,故先初取,因此可估算:(7-16)则:(7-17)且:(7-18)由此可查得,再计算:(7-19)(7-20)(7-21)两次计算的值相差不大,因此确定,3.两轴承的当量动载荷因为:(7-22)查表可得径向载荷系数和轴向载荷系数为:对轴承1:对轴承2:因为轴承运转中有中等冲击载荷,查表有,取。则:(7-23)4.验算轴承寿命因为,所以按轴承1的受力大小验算(取预期计算寿命;滚子轴承):(7-24)故合格。7.2 键联接的选择及校核计算7.2.1输入轴上键的计算1.校核输入链轮处的键连接该处选用普通平键尺寸为。由于输入链轮在轴端,选用单圆头普通平键(C型),接触长度;键与轮毂键槽的接触高度。键联接的强度:(7-25)故单键即可。2.校核小圆锥齿轮处的键连接该处选用普通平键尺寸为。由于右侧小圆锥齿轮在轴端,选用单圆头普通平键(C型)接触长度,左侧小圆锥齿轮不在轴端,选用圆头普通平键(A型)接触长度,键与轮毂键槽的接触高度。则键联接的强度为:(7-26)故单键即可。3.校核大圆锥齿轮处的键连接该处选用普通平键尺寸为。由于右侧小圆锥齿轮在轴端,选用单圆头普通平键(C型)接触长度,左侧小圆锥齿轮不在轴端,选用圆头普通平键(A型)接触长度,键与轮毂键槽的接触高度。则键联接的强度为:(7-27)故单键即可。7.2.2输出链轮轴上键的计算1.校核输入齿轮处的键连接该处选用普通平键尺寸为。由于输入齿轮在轴端,选用单圆头普通平键(C型),接触长度;键与轮毂键槽的接触高度。键联接的强度:(7-28)故单键即可。2.校核输出链轮处的键连接该处选用普通平键尺寸为。由于小圆锥齿轮不在轴端,选用圆头普通平键(A型)接触长度,键与轮毂键槽的接触高度。则键联接的强度为:(7-29)故单键即可。7.2.3输出轴上键的计算校核输入齿轮处的键连接:该处选用普通平键尺寸为。由于输入齿轮在轴端,选用单圆头普通平键(C型),接触长度;键与轮毂键槽的接触高度。键联接的强度:故单键即可。7.3 润滑与密封7.3.1齿轮的润滑齿轮采用浸油润滑,查表7可知,选用100号中负荷工业闭式齿轮油(GB5903-1995)。圆锥齿轮应浸入全齿宽,至少应浸入齿宽的一半。圆柱齿轮一般浸入油的深度不宜超过一个齿高、但不小于10mm,大齿轮的齿顶到油底面的距离大于等于3050mm。以此为依据,进行箱体的设计。7.3.2轴承的润滑与密封由于传动箱内的各轴承的值均小于,所以轴承均可采用脂润滑。由于转速不高,且工作条件较恶劣,故选用合成润滑脂。装脂量一般以轴承内部空间容积的1/32/3为宜。密封防止外界的灰尘、水分等侵入轴承,并阻止润滑剂的漏失,由于采用脂润滑,所以采用毡圈油封。输入轴处轴承由于输入轴上的小锥齿轮的润滑
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