机械毕业设计（论文）-茶园旋耕机设计【全套图纸】 .pdf

湖南农业大学东方科技学院湖南农业大学东方科技学院 全日制普通本科生毕业设计全日制普通本科生毕业设计 茶园旋耕机设计茶园旋耕机设计 design of a rotary tiller utilized in a tea garden 学生姓名学生姓名： 学学 号：号： 200741914629 年级专业及班级：年级专业及班级： 2007 级机械设计制造及其级机械设计制造及其 自动化自动化(6)班班 指导老师及职称：指导老师及职称： 湖南长沙 提交日期：2011 年 5 月 湖南农业大学东方科技学院全日制普通本科生 毕业设计诚信声明 本人郑重声明： 所呈交的本科毕业设计是本人在指导老师的指导 下，进行研究工作所取得的成果，成果不存在知识产权争议。除文中 已经注明引用的内容外， 本论文不含任何其他个人或集体已经发表或 撰写过的作品成果。 对本文的研究做出重要贡献的个人和集体在文中 均作了明确的说明并表示了谢意。 本人完全意识到本声明的法律结果 由本人承担。 毕业设计作者签名： 年 月 日 目 录 摘 要 1 关键词 1 1 前言 3 1.1 研究的目的和意义. 4 1.2 研究现状. 4 1.3 发展趋势. 4 2 总体设计 5 2.1 总体结构方案确定. 5 2.2 工作原理. 5 2.3 主要参数的确定. 6 2.4 动力和刀辊转速的初步确定. 6 2.4.1 动力的初步选择 . 6 2.4.2 刀轴转速和前进速度初步确定 . 6 2.5 发动机功率校核. 6 2.6 旋耕机的设计. 7 2.6.1 旋耕刀的选择 . 7 3 传动方案 9 3.1 旋耕机传动类型的选择. 9 3.2 传动方案的确定. 9 3.3 计算各轴的设计参数. 9 3.3.1 传动效率的选定 . 9 3.3.2 各轴输入功率 10 3.3.3 各轴传动比的分配 10 3.3.4 各轴输出转矩 10 3.4 齿轮的设计和校核 10 3.4.1 第一级圆柱齿轮副的设计和校核计算 10 3.4.2 他各直齿圆柱齿轮的几何计算 15 3.5 链传动的设计计算 16 3.5.1 选择链轮的齿数 16 3.5.2 确定计算功率 16 3.5.3 选择链条型号和节距 17 3.5.4 计算链节数和中心距 17 3.5.5 计算链速v，确定润滑方式. 17 3.6 轴的设计计算 18 4 润滑方法 . 21 5 联轴器的选择 . 21 6 限深装置的设计 . 22 7 结论 . 22 参考文献. 23 致 谢 24 1 茶园旋耕机设计茶园旋耕机设计 摘 要：我国的旋耕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；但暂未出现专用茶 园旋耕机。 本设计针对茶园作业环境和茶园作业要求， 设计了一种小型茶园旋耕机用于松土、 除草和起垄。该茶园旋耕机的机构包括机架、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。本茶园旋耕机可以爬 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，无机耕道的茶园作业。 关键词：旋耕机；茶园；耕作刀具；减速器 全套图纸，加全套图纸，加 153893706 design of a rotary tiller utilized in a tea garden 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 2 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; tea garden; farming tool; reducer. 3 1 前言 茶园旋耕机是一种工作部件主动旋转、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， 在农业生产中得到了广泛应用。 茶园旋耕机是根据我国广大丘陵， 山区， 地块小， 高差大，又无机耕道，而专门为茶园、丘陵坡地和山区作业而设计的。以小型柴 油机或汽油机为动力，以整体式变速齿轮或皮带离合器作为传动，具有重量轻， 体积小，结构简单，操作方便，易于维修，工作稳定可靠，使用寿命长，油耗低， 生产效率高等特点。旋耕机的机构包括机架、可调高低扶手，机架上没有的柴油 机或汽油机、以及驱动轮和耕作刀具。旋耕机可以爬坡，越埂、阶梯性强。广泛 适用于平原、山区、丘陵的旱地、水田、茶园、果园等。能浅旋耕、犁耕、开沟、 除草、松土、起垄。配上相应机具可进行抽水、发点、喷药、喷淋、收割、铺膜、 打孔、碎草等作业。茶园旋耕机可以在茶园等地方自由行使，便于用户使用和存 放， 省去了大型农用机械无法进入山区田地的烦恼，是广大农民消费者替代牛耕 的最佳选择，是大中型农机无法媲美的多功能旋耕机，是进入农民家庭最理想的 小型农机， 深受广大用户的喜爱。 茶园一般是山区、 丘陵等地形， 地势较为复杂。 茶树与茶树之间间距一般为4050mm。如图 1 所示。 图 1 茶园 fig.1 tea garden 4 1.1 研究的目的和意义 目前我国没有专用茶园旋耕机，根据我国地形条件，很多地方都是丘陵、山 区，其地形特点是地块小、高差大、又无机耕道；大型农用机械进山困难，人力 难于对茶园等复杂地形进行耕作，所以设计茶园旋耕机来填补这块空白。茶园旋 耕机以小型柴油机为动力，以整体式变速齿轮箱或皮带离合器作为传动，具有重 量轻，体积小，结构简单，价格低等特点。以帮助农民提高工作效率增产曾收， 并减轻其劳动强度，便于存放和运输。 1.2 研究现状 我国的旋耕机现应该处于成熟阶段。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旋耕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 型多功能旋耕机、 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 系列旋耕机等。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 简易型旋耕机。 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。旋耕机多配水冷柴油机，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。 1柴油机动力强、经济。 1.3 发展趋势 一、多功能化 不断配套新机具，旋耕机增加新功能，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。 2 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 5 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， 旋耕机与配套机 具的挂接采用快速挂接装置，拆换农具简单、快速。 2 总体设计 2.1 总体结构方案确定 总体结构设计包括传送方案的确定， 旋耕机耕幅的确定， 旋耕机的传动形式， 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， 实现旋耕机的结构合理， 达到可靠性， 适用性， 先进性， 经济性及系统化的统一。 期中参数的计算，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。 3总体结构示意如图 2 所示。 图 2 总体结构示意图 fig.2 schematic diagram of total structure 2.2 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 2 级减速，小链轮转载减 6 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。 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， 4本文只针对一种速度进行设计。 2.3 主要参数的确定 根据设计任务书的要求，此旋耕机是用于茶园旋耕作业的微型旋耕机，所涉 及的旋耕机能完成茶园除草、松土和起垄等作业。要求动力为38kw；深耕为 2025cm；浅耕36cm；耕幅为3040cm；工作效率为3亩4亩/8 小时；整机质量 60kg。 2.4 动力和刀辊转速的初步确定 2.4.1 动力的初步选择 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： 0.296； 额定转速：3000r/min；净重 15kg。 2.4.2 刀轴转速和前进速度初步确定 耕深为 20cm，耕幅为 0.4m，工作效率为 4 亩/h。可以得出机组前进速度 smvm/3 . 0=。 2.5 发动机功率校核 旋耕机工作时所需功率的计算，在旋耕作业过程中，旋耕机工作所需的功率 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，旋耕机工作 时所需的功率可以按下列经验公式进行估算： )(1 . 0kwbvdkn m = 式中 d 耕深（cm） ； m v 机组前进速度（m/s） ； b 耕幅（m） ； 7 k 旋耕比组（ 2 /cmn） ； 其中 4321 kkkkkk g = 由于切土节距cm nz v s m 96000=，所以依据农业机械设计手册（上册） 238 页表 4- 3- 4 查得 2 /16cmnkg=，0 . 1 1 =k，9 . 0 2 =k，8 . 0 3 =k，66 . 0 4 =k。 则： 4321 kkkkkk g = = 2 /6 . 766 . 0 8 . 09 . 00 . 113cmn= 那么：wkwbvdkn m k9 . 0824 . 1 4 . 03 . 0206 . 71 . 01 . 0= 因此，发动机功率满足设计要求。 2.6 旋耕机的设计 2.6.1 旋耕刀的选择 图 3 旋耕刀结构图 fig.3 structure of spin plow knife 旋耕刀是旋耕机的主要工作部件， 刀片的形状和参数直接影响旋耕的工作质 量， 目前国内外对旋耕刀刃口曲线形状和结构参数作了大量研究，就横轴旋机上 的刀齿而言主要有刚性和弹性两大类， 刚性刀按其外形分有直刀、 l 形刀、 弯刀、 凿形刀等类型。根据 gb/t5669-1995，旋耕刀分为型刀，型刀和刀型。 型刀主要用于水旱田耕作。刀辊回转半径 r 有 225、245、260mm 三种； 8 型刀主要用于水田绿肥，稻茬，麦茬较多的田地作业。刀辊回转半径有 195、210、225、245、260mm 五种； 刀型主要用于浅耕灭茬作业，刀辊回转半径 r 有 150、175mm 两种。 根据设计要求，选用s175 型浅耕灭茬旋耕刀，采用 65mn 钢。刀片结构如 图 3 所示。 查得：175=r，102 0 =r，2168 1 =r，40=h，=17 max ，=120，40=b 由于弯刀在切土时刀端撕裂附近土壤， 因此刀座间距应大于弯刀工作宽幅约 为 20mm，由于弯刀的工作宽幅为 40mm，耕幅为 400mm，则理论上刀轴上能排列 6 个刀座，但是考虑到实际的安装轴中间锥齿轮的安装，因此确定刀轴上两边各安 装 4 个刀座。 在排列刀片的过程中，为了解决旋耕机工作时向测边输土的问题，可以使左 右刀片的两条螺旋线不连续， 而且旋向不一样， 并且相邻区段螺旋线的旋向相反； 在焊接左右的时候， 同一回转平面的左右弯刀的间隔夹角应该在 90和 180之 间，因此确定一个刀座上同一回转平面的两把刀的间隔夹角为 180。弯刀排列 展开图如图 4 所示 图 4 刀片排列 fig.4 blades arrangement 9 3 传动方案 图 5 传动方案示意图 fig.5 schematic diagram of transmission scheme 3.1 旋耕机传动类型的选择 旋耕的类型按刀轴传动方式分， 可分为中间传动式旋耕机和侧边传动式旋耕 机。本设计采用中间传动式旋耕机。 3.2 传动方案的确定 齿轮传动具有传动效率高，本身质量较轻，体积较小的特点。所以本设计选 择采用齿轮传动的方式来实现动力旋耕机刀轴的运动传递。传动方案如图 4 所 示。 3.3 计算各轴的设计参数 5 3.3.1 传动效率的选定 由传动方案图 5 可以看出， 从发动机到旋耕机刀轴， 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99 . 0 1 =，滚子链95 . 0 2 =，轴承 99 . 0 3 =，圆柱齿轮97 . 0 4 =。 10 3.3.2 各轴输入功率 各轴输入功率分别为： kwpp388 . 3 99 . 0 99 . 0 97 . 0 6 . 3 2 4 2 3101 =； kwpp125 . 3 97 . 0 99 . 0 388 . 3 22 2 4 2 312 =； kwpp822 . 2 95 . 0 97 . 0 99 . 0 125 . 3 2 24 2 323 =； kwpp766 . 2 99 . 0 822 . 2 2 2 334 =。 3.3.3 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30=i。各轴传动比分别为4 1 =i，3 2 =i，5 . 2 3 =i。则各 轴的转速分别为： min/3000 01 rnn=; min/750 4 3000 1 1 2 r i n n=; min/250 3 750 2 2 3 r i n n=; min/100 4 rn =。 3.3.4 各轴输出转矩 mn n p t= =785.10 3000 388 . 3 95509550 1 1 1 ； mn n p t= =792.39 750 125 . 3 95509550 2 2 2 ； mn n p t= = 8 . 107 250 822 . 2 95509550 3 3 3 ； mn n p t= =153.264 100 766 . 2 95509550 4 4 4 ； 3.4 齿轮的设计和校核 5 3.4.1 第一级圆柱齿轮副的设计和校核计算 根据传动方案选用直齿圆柱齿轮传动。 11 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= 20，齿数z的选择，选择小齿轮齿数为18 1 =z，则大齿轮的齿数 72184 112 =ziz。 按齿面接触强度设计 3 2 1 11 1 1 32 . 2 h e d t z u ukt d 确定公式内各计算数值： 试选载荷系数3 . 1= t k； 计算小齿轮传递的转矩。 小齿轮转速min/3000 01 rnn= 小齿轮传递的转矩为mnt=785.10 1 由机械设计表 10-7，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1= d ； 由机械设计表 10-6，查得材料的弹性影响系数 2 1 8 . 189 mpaze=； 由机械设计图 10-21，按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 mpa h 600 1lim =，大齿轮的接触疲劳强度极限mpa h 550 1lim =。 计算应力循环次数 8 11 10184 . 5 )6608(130006060= h jlnn 8 8 1 1 2 10296 . 1 4 10184 . 5 = = i n n 根据应力循环次数，由机械设计图 10-19，取接触疲劳寿命系数 92 . 0 1 = hn k，95 . 0 2 = hn k。 计算接触疲劳许用应力。 取失效概率为 1%，安全系数 s=1，得： mpa s khn h 55260092 . 0 1lim1 1 = mpa s khn h 5 . 52255095 . 0 2lim2 2 = 12 试计算小齿轮分度圆直径 t d1，带入 h 中取小的值。 3 2 1 11 1 1 32 . 2 h e d t z u ukt d 3 2 3 5 . 522 8 . 189 4 14 1 10785.103 . 1 32 . 2 = mm2212.19= 计算圆周速度v。 sm nd v t /02 . 3 60000 30002212.1914 . 3 100060 11 = = = 计算齿宽b。 mmdb td 2212.19 1 = 齿宽与齿高之比 h b 模数 mm z d m t t 06 . 1 18 2212.19 1 1 = 齿高 mmmh t 385 . 2 06 . 1 25 . 2 25 . 2 = 根据 v=3.02m/s， 8 级精度， 由 机械设计 图 10-8， 查得动载系数17 . 1 = v k， 直齿轮1= fh kk； 由机械设计表 10-2，查得25 . 2 = a k； 由机械设计表 10-4，查得322 . 1 = h k； 根据06 . 8 = h b ，322 . 1 = h k，由机械设计图 10-13 查得25 . 1 = f k。 故载荷系数： 48 . 3 322 . 1 117 . 1 25 . 2 = hhva kkkkk 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径得： mm k k dd t t 698.26 3 . 1 48 . 3 2212.19 3 3 11 = 计算模数m： 13 mm z d m483 . 1 18 698.26 1 1 = 按齿根弯曲强度设计 弯曲强度计算公式为 3 2 1 1 2 f safa d yy z kt m 确定公式内的各计算数值 由 机械设计 图 10-20c， 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限mpa fe 500 1 =， 大齿轮的弯曲强度极限mpa fe 380 2 =； 由机械设计图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数89 . 0 1 = fn k，91 . 0 2 = fn k； 取弯曲疲劳安全系数 s=1.4,得： mpa s k fefn f 86.317 4 . 1 50089 . 0 11 1 = = mpa s k fefn f 247 4 . 1 38091 . 0 22 2 = = 计算载荷系数k： 29 . 3 25 . 1 117 . 1 25 . 2 = ffva kkkkk 查取齿形系数。 由机械设计表 10-5，得齿形系数91 . 2 1 = fa y，32 . 2 2 = fa y； 查取应力校正系数。 由机械设计表 10-5，得应力校正系数53 . 1 1 = sa y，70 . 1 2 = sa y； 计算大、小齿轮 f safay y 并加以比较 0140 . 0 86.317 53 . 1 91 . 2 1 11 = = f safay y 0159 . 0 247 70 . 1 32 . 2 2 22 = = f safa yy 比较可得大齿轮的数值大。 设计计算 14 mm yy z kt m f safa d 536 . 1 0159 . 0 181 1023.1129 . 3 2 2 3 2 3 3 2 1 1 = = 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 mmmzd36218 11 = mmmzd144272 22 = 计算中心距 mm dd a90 2 14436 2 21 = + = + = 计算齿轮宽度 mmdb d 36361 1 = 取mmb40 1 =，mmb36 2 = 计算公法线w 5 . 25 . 0 180 1820 5 . 0 180 1 1 =+ =+ = z k 039.12014 . 0 18)5 . 05 . 2(14 . 3 cos)5 . 0(cos 111 =+=+=invzkw 0789.242039.12 11 =mww 5 . 85 . 0 180 7220 5 . 0 180 2 2 =+ =+ = z k 55.24014 . 0 72)5 . 05 . 8(14 . 3 cos)5 . 0(cos 222 =+=+=invzkw 1 . 49255.24 22 =mww 齿轮结构设计 齿顶高 mmhhh aaa 221 21 = 15 齿根高 mmmchhh aff 5 . 22)25 . 0 1 ()( 21 =+=+= 齿全高 mmmchhh a 5 . 42)25 . 0 12()2( 21 =+=+= 齿顶高直径 mmmhzd aa 40)2( 11 =+= mmmhzd aa 148)2( 22 =+= 齿根圆直径 mmmchzd af 312)25 . 0 21218()22( 11 = mmmchzd af 1392)25 . 0 21272()22( 22 = 基圆直径 mmddb829.3320cos36cos 11 = mmddb316.13520cos144cos 22 = 齿厚 mmms14. 32/= 3.4.2 他各直齿圆柱齿轮的几何计算 减速器另一对配合齿轮几何尺寸： 选择齿数 30 1 =z，90330 212 =uzz 计算分度圆直径 mmmzd60230 11 = mmmzd180290 22 = 计算中心距 mm dd a120 2 18060 2 21 = + = + = 16 计算齿轮宽度 mmdb d 60601 1 = 取mmb60 1 =，mmb55 2 = 计算公法线w 83 . 3 5 . 0 180 1 1 =+ = z k 2305.10)5 . 0(cos 111 =+=invzkw 461.202231.10 11 =mww 5 . 105 . 0 180 2 2 =+ = z k 6906.30)5 . 0(cos 222 =+=invzkw 3812.61 22 =mww 齿全高 mmmchhh a 5 . 42)25 . 0 12()2( 21 =+=+= 齿顶高直径 mmmhzd aa 64)2( 11 =+= mmmhzd aa 184)2( 22 =+= 基圆直径 mmddb382.5620cos60cos 11 = mmddb145.16920cos180cos 22 = 齿厚 mmms14. 32/= 3.5 链传动的设计计算 7 3.5.1 选择链轮的齿数 取小链轮齿数19 1 =z，大链轮齿数为485 . 219 322 =izz 3.5.2 确定计算功率 由 机械设计 表 9-6 查得0 . 1= a k， 由 机械设计 图 9-13 查得52 . 1 2 =k， 单排链，则计算功率为： 17 kwkwpkkp aca 289 . 4 822 . 2 52 . 1 0 . 1 32 = 3.5.3 选择链条型号和节距 根据kwpca289 . 4 =及min/250 3 rn =查机械设计图 9-11，可选 08a。查 机械设计表 9-1，链条节距mmp 7 . 12=，滚子直径mmd9 . 7 1 =，内链节内宽 mmb85 . 7 1 =。 3.5.4 计算链节数和中心距 初选中心距mmpa635381 7 . 12)5030()5030( 0 =。取： mma400 0 =。相应的链长节数为： 0 2 12210 0 22 2 a pzzzz p a lp + + += 400 7 . 12 14 . 3 2 1948 2 4819 7 . 12 400 2 2 + + += 1 .97= 取链长节数97= p l节。 查机械设计表 9-8 得：中心距计算系数24735 . 0 1 =f，则链传动最大 ()()mmzzlpfa p 4819972 7 . 1224735 . 0 2 211 += mm95.398。 3.5.5 计算链速v，确定润滑方式 sm pzn v/0054 . 1 100060 7 . 1219250 100060 13 = = = 由smv/1=和链号 08a，查机械设计图 9-14 可知应采用滴油润滑。 3.5.6 计算压力轴力 p f 有效圆周力为n v p fe2822 1 822 . 2 10001000= 链轮垂直布置时的压力系数05 . 1 = fp k，则压轴力为： nfkf efpp 2963282205 . 1 = 3.5.7 链轮的材料选择 小轮用 20 钢，经淬火，回火处理，硬度 60hrc； 大轮用 35 钢，经正火处理，硬度 200hbs。 3.5.8 链轮尺形的确定 齿侧圆弧半径 e r 18 ()()mmzdre96.1921992 . 7 12 . 0 212 . 0 11min =+=+= ()()mmzdre52.4724892 . 7 12 . 0 212 . 0 21min =+=+= ()()mmzdre278.341801992 . 7 008 . 0 18008 . 0 22 11max =+=+= ()()mmzdre386.1571804892 . 7 008 . 0 18008 . 0 22 21max =+=+= 滚子定位圆弧半径 i r mmdrr ii 492 . 7 505 . 0 505 . 0 1minmin = = mmddrr ii 138 . 4 138 . 0 92 . 7 505 . 0 069 . 0 505 . 0 3 11maxmax =+=+= = 分度圆直径d () mm z p d157.77 1646 . 0 7 . 12 /180sin 1 = = () mm z p d190.194 0654 . 0 7 . 12 /180sin 2 = = 齿顶圆直径 a d mmd z pdda867.8092 . 7 19 6 . 1 1 7 . 12157.77 6 . 1 1 1 1 min = += += mmd z pdda547.19892 . 7 48 6 . 1 1 7 . 12190.194 6 . 1 1 1 2 min = += += mmdpdda112.8592 . 7 7 . 1225 . 1 157.7725 . 1 1max =+=+= mmdpdda145.20292 . 7 7 . 1225 . 1 190.19425 . 1 1max =+=+= 齿宽 1f b mmbbf3 . 785 . 7 93 . 0 93 . 0 11 = 齿侧倒角mmpba651 . 1 7 . 1213 . 0 13 . 0 = 齿侧半径 x r mmprx 7 . 12= 3.6 轴的设计计算 5 3.6.1 输出轴的初步计算 （1）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 19 械设计 表 15-1 查得， 抗拉强度极限mpa b 640=，屈服强度极限mpa s 355=， 弯曲疲劳极限mpa275 1 = ，剪切疲劳强度极限mpa155 1 = ，许用弯曲应力 mpa60 1 = 。 （2）初步确定轴的最小直径 由机械设计表 15-3，取110 0 =a，于是得 mm n p ad61.11001176 . 0 110 3000 388 . 3 110 3 3 3 1 1 0 = 由于轴的最小直径过小，取轴直径为 16mm。 （3）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） 。 3.6.2 轴的结构设计 输入轴的各段直径和长度设计如图 6 所示。 图 6 输入轴的结构 fig.6 structure of input shaft 3.6.3 轴的强度校核 （1）求作用在齿轮上的力 应为该齿轮为标准齿轮，则0=，那么 圆周力 n d t ft85.863 26 100785 . 1 22 4 1 1 = = 径向力 nff tr 42.31420tan85.863tan= 圆周力 t f ，径向力 r f 的方向如图 7 所示。 20 图 7 轴的载荷分布图 fig.7 load distribution of axis （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mmll1053778 32 =+=+。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图 （如图 7） 。 轴上的作用力 支反力 nf ll l f ttd 816.263667.748 105 37 32 3 = + = nfff tttb 851.484816.263667.748 4 = nf ll l f rrd 42.20249.272 105 78 32 2 = + = nfff rdrrb 91.47442.20249.272=+=+= 总弯矩 21 mmnlfm tdc =648.2057778816.263 21 mmnlfm rbc =378.378187891.474 22 mmnmmm ccc =+=+=26.430541430229715 2 . 423439597 2 2 2 1 扭矩 mmnt= 4 1 10079 . 1 （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6 . 0=，轴的计算应力 mpampa w tmc ca 60946.15 301 . 0 )079 . 1 6 . 0(26.43054)( 1 2 222 1 2 = + = + = 故安全。 4 润滑方法 滚动轴承是一种重要的机械元件， 一台机械设备的性能能否充分发挥出来取 决于轴承的润滑是否适当。可以说，润滑是保证轴承正常运转的必要条件，它对 于提高轴承的承载能力和使用寿命起着重要作用， 滚动