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20 微型 整机 变速箱 设计

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湖南农业大学东方科技学院毕业论文（设计）开题论证审批表学生姓名徐书建学号200741914125年级专业及班级2007级机械设计制造及其自动化(1)班指导教师及职称汤楚宙 教授开题时间 2010年12月30日毕业论文（设计）题目微型耕整机变速箱设计1 意义：微型耕种机具有机动灵活，操作方便，维修容易，成本低功效高等特点因此深受广大农民的喜爱。它具有一下作业特点:一 翻土性强在田里作业时，拖拉机的动力输出直接拖动犁运动，对土壤进行翻转，从而深埋地下的土壤被翻转上来，儿上面的被翻转下去。因此，杂草，残渣，肥料等埋入下层腐烂的快，提高了土壤的肥力。这是现在流行的耕种机所不能比你的。二 能充分利用拖拉机的功率 由于耕种机在田地进行作业，驱动轮是在粘性不较大的土壤里进行因此行走时的阻力比较大，反过来也就是说，行走时的反作用力给驱动的牵引力也很大。这比在路上行驶时阻力要大的多因此微型耕种机的发动机利用率是很高的。三 适应性好 由于此次设计的变速箱比现在市面上的变速箱的体积都要小，因此整个耕种机的体积和重量也要小些。这就解决了我国偏远山区地块小，机械作业程度难的问题。2 国内外研究现状 在我国部分水稻种植地区特别是偏远山区还用动物来耕种，所以我国在很早就开始研究微型耕种机变速箱国家投入了大量的人力物力财力研究微型耕整机来解决农民的生产需要。几年来这种微型耕整机深受广大农民朋友的欢迎和喜爱。由于生产的需要耕整机在国外也得到了很好的发展。3 主要参考文献1 吴宗泽.机械设计课程设计指导书M.北京：高等教育出版社，2006.2 北京农业工程大学农业机械学M.中国农业机械出版社。1991年3 朱真光.行星传动耙斗装岩机J.煤炭技术，2004，(2)：20-21.4 锦州矿山机械厂.耙矿绞车的国内外发展概况J.煤炭技术，2000，（1）：1-2.5 靳长生.P-30B平斜两用耙斗机的改装J.煤矿机械，1989，（1）：10-12.6 陈卫峰.P-120B型耙斗装岩机的研制与使用J. 煤矿机电，1994，（2）：1-2.7 赵为群.耙矿绞车的更新换代J. 矿山机械，1996，（2）：10-14.8 万耀青,舒光复.行星机械最小体积优化设计J.工程机械,1980，(11):7-11.9 刘惟信.机械最优化设计M.北京:清华大学出版社,1993.10 饶振纲.行星齿轮传动设计M.北京:化学工业出版社,2003注：此表如不够填写，可另加页。研究目的：提高农业生产水平研究内容：变速箱的工作原理本次毕业设计的任务是确定其传动路线，体会设计原理，掌握其工作原理，并根据原有产品的不足之处加以改进，找出更合理的实际方案。研究方法：确定其传动路线，体会设计原理，掌握其工作原理 ；掌握其最近的发展趋势要对此有很深刻的了解。根据所有原始资料数据，搜集与课题相关的各种资料，综合各科专业知识，初步确定设计方案。再根据设计方案逐步进行设计 时间进程安排（各研究环节的时间安排、实施进度、完成程度等）2010.9.10前 选题2010.9.10-9.15 下达任务书2010.9.16-9.30 开题 2010.10.1-2011.4.15 设计2011.4.16-4.20 中期考核2011.4.16-4.30 完善与总结课题2011.4.30前 提交正稿与预审2011.5.1-5.25 答辩与修改开题论证小组意见 组长签名： 年 月 日专业委员会意见专业教研室主任签名： 年 月 日注：此表意见栏必须由相应责任人亲笔填写。湖南农业大学东方科技学院毕业论文（设计）任务书学生姓名徐书建学 号200741914125年级专业及班级2007级机械设计制造及其自动化(1)班指导教师及职称汤楚宙教授2010 年11 月23 日填 写 说 明一、毕业论文（设计）任务书是学院根据已经确定的毕业论文（设计）题目下达给学生的一种教学文件，是学生在指导教师指导下独立从事毕业论文（设计）工作的依据。此表由指导教师填写。二、此任务书必需针对每一位学生，不能多人共用。三、选题要恰当，任务要明确，难度要适中，份量要合理，使每个学生在规定的时限内，经过自己的努力，可以完成任务书规定的设计研究内容。四、任务书一经下达，不得随意更改。五、各栏填写基本要求。（一）毕业论文（设计）选题来源、选题性质和完成形式：请在合适的对应选项前的“（ ）”内打“”，科研课题请注明课题项目和名称，项目指“国家青年基金”等。（二）主要内容和要求：1工程设计类选题明确设计具体任务，设计原始条件及主要技术指标；设计方案的形成（比较与论证）；该生的侧重点；应完成的工作量，如图纸、译文及计算机应用等要求。2实验研究类选题明确选题的来源，具体任务与目标，国内外相关的研究现状及其评述；该生的研究重点，研究的实验内容、实验原理及实验方案；计算机应用及工作量要求，如论文、文献综述报告、译文等。3文法经管类论文明确选题的任务、方向、研究范围和目标；对相关的研究历史和研究现状简要介绍，明确该生的研究重点；要求完成的工作量，如论文、文献综述报告、译文等。（三）主要参考文献与外文资料：在确定了毕业论文（设计）题目和明确了要求后，指导教师应给学生提供一些相关资料和相关信息，或划定参考资料的范围，指导学生收集反映当前研究进展的近13年参考资料和文献。外文资料是指导老师根据选题情况明确学生需要阅读或翻译成中文的外文文献。（四）毕业论文（设计）的进度安排：1设计类、实验研究类课题实习、调研、收集资料、方案制定约占总时间的20%；主体工作，包括设计、计算、绘制图纸、实验及结果分析等约占总时间的50%；撰写初稿、修改、定稿约占总时间的30%。2文法经管类论文实习、调研、资料收集、归档整理、形成提纲约占总时间的60%；撰写论文初稿，修改、定稿约占总时间的40%。六、各栏填写完整、字迹清楚。应用黑色签字笔填写，也可使用打印稿，但签名栏必须相应责任人亲笔签名。毕业论文（设计）题目微型耕整机变速箱设计选题来源（ ）结合科研课题 课题名称： （）生产实际或社会实际 （ ）其他 选题性质（ ）基础研究 （）应用研究 （ ）其他题目完成形式（ ）毕业论文 （）毕业设计 （ ）提交作品，并撰写论文主要内容和要求设计一种发动机功率35kW的自推进开沟机，主要用于油菜田、棉田和蔬菜地开沟。以适应于温室、网室等小地块的机具。本设计要结合小型的特殊要求，对变速箱进行规范设计。1. 主要技术参数： 配套动力:4.4kW； 档位数：2个前进档、1个倒档；前进速度：215km/h；后退速度：28km/h；。2.基本要求：1）所设计的变速箱应具有以下特点：结构紧凑、操作灵活方便、具有合适的强度和刚度、传动效率高； 能保证微型耕整机稳定工作，并且达到主要技术参数的要求。2）需要提交的（电子）文稿：（1）完成3张A0图（折合），并要求利用计算机绘图软件绘出装配原理图及各零部件图，正稿电子文档各一份。；（2）撰写不少于10000字设计说明书，提交草稿、正稿、正稿电子文档各一份。要求计算合理、数据可靠，格式按湖南农业大学学报（自然科学版）的规定；（3）设计说明书的内容包括：课题的目的和意义；研究的主要内容；整体方案的确定；主要零、部件的选择和设计；传动系统的分析和计算：重要零、部件的计算与校核；参考文献；鸣谢。注：此表如不够填写，可另加附页。主要参考文献与外文资料1 濮良贵，纪名刚编.机械设计M.北京：高等教育出版社，20012 成大先等.机械设计手册M 第4版 北京：化学工业出版社，20023 刘鸿文主编.材料力学M.第三版.北京：高等教育出版社，20044 孙 桓，陈作模主编.机械原理M.北京：高等教育出版社，20015 翟晓勋，翟 莅. 一种旋转手柄变速箱调速机构设计实例J. 现代机械.2003年10月： 53-556 李乃振.小型农用运输车变速箱的改进设计J.拖拉机.1994年第二期：45，64 7 王益翔.林民文等.奔野拖拉机离合器及其传动箱改进设计J.拖拉机与农用运输车.1995年第四期：22-248 徐 灏主编.机械设计手册(第3卷)M.北京：机械工业出版社，19919 段海燕. 钢球离合器式变速箱设计D.湖南农业大学学士学位论文.2007工作进度安排起止日期主要工作内容2010910前选 题2010910-915下达任务书2010916-2010930开 题2010101-2011415设 计2011416-420中期考核2011416-430完善与总结课题2011430前提交正稿与预审201151-525答辩与修改要求完成日期：2011 年5 月10 日 指导教师签名： 审查日期：20 年 月 日 专业负责人签名： 批准日期：20 年 月 日 接受任务日期：20 年 月 日； 学生本人签名： 注：签名栏必须由相应责任人亲笔签名。微型耕整机变速箱设计摘 要: 本文是介绍胃耕整机的结构和工作流程在生产中的意义以及有待解决的问题。在分析了变速箱在整个工程机械和农业机械中的重要意义以及一些有待解决的科研问题之后,并以我校现有的“2BYF-6”型油菜耕整联合播种机作为物质基础而进行的变速箱更新设计；本变速箱是集变速机构、差速机构、离合机构及制动机构为一体的新一代变速箱。关键词:变速；变速箱；耕整机Design of Mini-cultivator Gear BoxStudent: xushujianTutor: Tang Chuzhou(College of Engineering, Hunan Agricultural University, Changsha 410128, China)Abstract: This article introduce the structure and workflow of cultivation machine,meaning in production,trend of development and the problem remain to solve. this paper is the analysis the importance of transmission in the entire construction machinery and agricultural machinery as well as of research issues to be resolve, and in our school the existing 2 BYF-6 Rape as a no-tillage live material basis of the Joint seeder and update the gearbox design is the set speed gearbox, differential, clutch and the brake agencies as one of the new generation of transmission.Key words: Gearbox; gear; tillage machine1 前言1.1 研究目的与意义中国是世界史上历史最为悠久的国家之一。由于我国是个人口众多的农业大国，因此我国人民在长期的生产实践中对农业机械有着很多发明与创造。对中国农业乃至世界农业的发展有着巨大的推动作用。中国农业机械的发展在长期的封建和半封建半社会中受到了阻力，未能够得到应有的重视和发展。解放后，随着生产关系的改变，生产力得到了解放，我国先后制成和推广使用了各种农用机械产品，这些机械产品对我国农业的发展发挥了重要的作用。近几年在农用机械方面的科研、制造和使用上也取得了巨大突破，工效较高，性能完善，为实现农业现代打下了深厚基础。但就目前的情况来讲，这些还远不能满足农业生产的要求。尚有很多问题急待解决。根据我国现有的农业机械产品及其技术以及结合农业生产的实际急需状况及可行性分析，研制设计合适高效的变速箱是目前的首要任务。变速箱又称中央传动箱，由离合器、变速齿轮、差速器、制动总成、换档机构等组成。变速箱是免耕开沟机的主要工作部件，也是影响免耕开沟机性能的重要部件，是在使用过程中是最易发生故障的部件之一。免耕开沟机主要工作在比较僵硬的土地上，传动的平稳性决定了该免耕开沟机的推广价值；变速箱的通用性和适应性是免耕开沟机中最重要的部分，决定了整个机器的性能和市场价值。因此，变速箱的设计就成为耕整机整体设计中的关键环节，意义非常重大！由于耕整机实际行驶的地面条件非常复杂，要求免耕开沟机的牵引力和行驶速度必须能够在相当大的范围内变化。另外，免耕开沟机实际行驶过程中常常需要倒向行驶。因此，免耕开沟机变速箱必须具有以下几个基本要求：. 1）保证机械有必要的动力性和经济性。 2）设置空挡，用来切断发动机动力向驱动轮的传输。 3）设置倒档，使机械能倒退行驶。 4）设置动力输出装置，需要时能进行功率输出。 5）换挡迅速，省力，方便。 6）工作可靠。行驶过程中，变速器不得有跳挡，乱挡以及换挡冲击等现象发生。 7）变速器应当有高的工作效率。8）变速器的工作噪声低。本次设计的主要任务是针对我校现有的“2BYF-6”型油菜耕整联合播种机作为物质基础，体会其设计原理，掌握其工作原理。主要有内容有：确定传动线，合理分配传动比，主要零部件的设计校核。1.2 研究现状：目前，我国完成了各类变速箱产品的技术引进和消化，使我国变速箱传动制造业近十年得到了跨越式的发展。变速箱已经立足国内生产， 基本满足了主机厂的配套需要，并已经有部分变速箱出口。目前变速器主要分为三类：强制操纵式变速器：靠驾驶员直接操纵变速杆换档。自动操纵式变速器：其传动比选择和换档是自动进行的，所谓“自动”，是指机械变速器每个档位的变换是借助反映发动机负荷和车速的信号系统来控制换档系统的执行元件而实现的。驾驶员只需操纵加速踏板以控制车速。 半自动操纵式变速器有两种型式：一种是常用的几个档位自动操纵，其余档位则由驾驶员操纵；另一种是预选式，即驾驶员预先用按钮选定档位，在踩下离合器踏板或松开加速踏板时，接通一个电磁装置或液压装置来进行换档。因耕整构造复杂，技术含量高，价格昂贵，一次性投入较大，且机器使用时间即短又集中，作业环境恶劣，负荷大，利用率低，投资回收期长，若采用自动或半自动变速器成本较高，用于农业机械在经济上是很不划算的。根据目前中国农业的国情，一般的农用机械还是采用手动变速器，故强制操纵式变速箱还很有发展前景的。1.3 变速箱的工作原理机械式变速箱主要应用了齿轮传动的降速原理。简单的说，变速箱内有多组传动比不同的齿轮副，而汽车行驶时的换档行为，也就是通过操纵机构使变速箱内不同的齿轮副工作。如在低速时，让传动比大的齿轮副工作，而在高速时，让传动比小的齿轮副工作。耕整机变速箱多属有级齿轮式变速箱。变速箱主要由轴和大小不同的成对齿轮组成，双联齿轮处于两个从动齿轮中间位置时，主动轴的动力不能传给从动轴，动力切断，变速箱呈空挡。主动齿轮向大齿轮滑动时获得较大传动比，得到一个低挡。相反当齿轮向较小滑动，与之啮合时获得较小的传动比，这样主齿轮滑动与不同的齿轮啮合，即可实现不同的速度和扭矩，实现变速变扭的要求，另外，当一对齿轮传动时，主动齿轮和从动齿轮旋转方向相反；若再增加一个中间轮传动，主动齿轮和最后从动齿轮旋转方向相同。前一种传动是变速箱前进挡，而后一种称为倒挡。变速箱还要能实现转向。差速器是在力矩不平衡时能自动分配速度的一种部件，是经常用在汽车、拖拉机等机器上来实现转向，由于它在转弯时弯矩不同故两边转速不同而实现差速过弯。根据耕整机的工作要求和经济成本来考虑，本设计采用已生产的成本相对较低的钢球离合器来实现转弯，其工作原理是在开沟机转弯时，离合器使一端脱离动力传动，另一段照常运转，这样两边的速度不同而实现转向。2 变速箱总体方案的确定总体设计的任务为拟订设计方案，选择动力机，确定传动比并合理分配传动比，计算传动装置的运动和动力参数，为各级传动零件设计、装配图设计做准备。拟订传动方案: 变速箱传动机构有两种分类方法。根据前进数的不同，有三，四，五和多变速器 。根据轴的形式不同，分为固定轴式和旋转轴式（常配合行星齿轮传动）两类。固定轴式又分为两轴式，中间轴式，双中间轴式变速器。固定轴式应用广泛，其中两轴式变速器多用于发动机前置前轮驱动的各类型机械上，中间轴式变速器 多用于发动机前置后轮驱动的机械上。旋转轴式主要用于液力机械式变速器。与中间轴式变速器比较，两轴式变速器有结构简单，轮廓尺寸小，布置方便，中间档位传动效率高和噪声低等优点。因两轴式变速器不能设置直接档，所以在高工作时齿轮和轴承均承载，不仅工作噪声增大，且易损坏。此外，受结构限制，两轴式变速器的速比不可能设计得很大。因此，根据设计题目，本设计选用中间轴式。农用机械传递功率大，工作条件特殊，尤其是在比较僵硬的田间行走。故应充分考虑提高传动装置的效率，同时考虑减少能耗，降低运行费用等。这时应选用传动效率较高的齿轮传动。在满足功能的前提下应尽量简化以降低费用。2.1 多级传动的合理布置许多传递装置往往需要选用不同的传动机构，以多级传动方式组成，而传动先后顺序的变化将对整机的性能和结构尺寸产生重要影响，必须合理安排。通常按以下原则考虑。1）在圆柱齿轮传动中，斜齿轮传动允许的圆周速度较直齿轮高，平稳性也好，因此在同时采用斜齿轮传动和直齿轮传动的传动链中，斜齿轮传动应放在高速级。大直径圆锥齿轮加工困难，应将圆锥齿轮传动放在传动链的高速级，因高速级轴的转速高，转矩小，齿轮的尺寸小。 对闭式和开式齿轮传动，为防止前者尺寸过大，应放在高速级，而后者虽在外廓尺寸上通常没有严格限制，但因其润滑条件较差，适宜在低速级工作。2）带传动靠摩擦工作，承载能力一般较小，载荷相同时，结构尺寸较其它传动（如齿轮传动、链传动等）大，为减小传动尺寸和缓冲减振，一般放在传动系统的高速级。3）滚子链传动由于多边形效应，链速不均匀，冲击振动较大，而且速度越高越严重，通常将其置于传动链的低速级。4）对改变运动形式的传动或机构，如齿轮齿条传动、螺旋传动、连杆机构及凸轮机构等一般布置在传动链的末端，使其与执行机构靠近。这样布置不仅传动链简单，而且可以减小传动系统的惯性冲击。5）有级变速传动与定传动比传动串联布置时，前者放在高速级换档较方便；而摩擦无级变速器，由于结构复杂、制造困难，为缩小尺寸，应安排在高速级。6）当蜗杆传动和齿轮传动串联使用时，应根据使用要求和蜗轮材料等具体情况采用不同布置方案。传动链以传递动力为主时，应尽可能提高传动效率，这时若蜗轮材料为锡青铜，将蜗杆传动置于高速级，传动效率较高；当蜗轮材料为无锡青铜或其它材料时，蜗杆传动应置于低速级。此外，在布置各传动的顺序时，还应考虑传动件的寿命、维护的方便程度、操作人员的方便性与安全性。本设计由于考虑到经济性采用直齿轮传动。2.2 档位的合理布置两个前进档考虑到箱体的整体尺寸，选用三根轴来实现。倒档需要独立一根轴才能实现。2.3 转向功能的实现采用将已有的差速器与变速箱输出轴结合从而来分离动力，实现转向，在转向时与刹车装置一起工作，以确保转弯的可靠性。2.4 变速箱传动原理图此变速箱是集变速、转弯及操作机构与一体的变速箱。为实现这些功能，需要四轴即实现。故拟订如下传动原理方案（图1）：图1 传动原理图Fig.1 Transmission principle picture1）箱体外部采用带传动，内部采用传动效率较高的直齿轮传动，具体布置如下：1轴是输入轴，上有一个常啮合小齿轮。2轴是输出轴，上有一个滑移双联齿轮和一个准滑移双联齿轮。3轴是中间轴，上面有四个不同功用的齿轮。4轴是倒档轴，上面有一个倒档齿轮。2）各档位的具体传动路线前进1档（高速档）：齿轮1.1与齿轮3.1啮合 齿轮3.2与齿轮2.1啮合前进2档（低速档）：齿轮1.1与齿轮3.1啮合 齿轮3.3与齿轮2.2啮合倒档：齿轮1.1与齿轮3.1啮合 齿轮3.4与齿轮4.1啮合 齿轮4.1与齿轮2.3啮合2.5 各级传动比的合理分配在设计二级和二级以上的变速箱时，合理地分配各级传动比是很重要的，因为它将影响变速箱的轮廓尺寸和重量以及润滑的条件。2.5.1 传动比分配的基本原则1）各种传动的传动比，均有其合理应用的范围，通常不应超过。2）各级传动的承载能力近于相等。3）各级传动中的大齿轮浸入油中的深度大致相近，从而使润滑最为方便。4）分配传动比时，应注意使各传动件尺寸协调、结构匀称，避免发生相互干涉。如设计二级齿轮减速传动时，若传动比分配不当，可能会导致中间轴大齿轮与低速轴发生干涉。5）对于多级减速传动，可按照“前小后大”（即由高速级向低速级逐渐增大）的原则分配传动比，且相邻两级差值不要过大。这种分配方法可使各级中间轴获得较高转速和较小的转矩，因此轴及轴上零件的尺寸和质量下降，结构较为紧凑。增速传动也可按这一原则分配。6）在多级齿轮减速传动中，传动比的分配将直接影响传动的多项技术指标。例如：传动的外廓尺寸和质量很大程度上取决于低速级大齿轮的尺寸，低速级传动比小些，有利于减小外廓尺寸和质量。闭式传动中，齿轮多采用溅油润滑，为避免各级大齿轮直径相差悬殊时，因大直径齿轮浸油深度过大导致搅油损失增加过多，常希望各级大齿轮直径相近。故适当加大高速级传动比，有利于减少各级大齿轮的直径差。2.5.2 传动比具体分配参考现有的“2BYF-6”型油菜免耕直播联合播种机作为物质基础。由任务书可知变速箱输入功率为4.4Kw，转速为2400r/min，减速比为1025。设开沟机的开沟幅宽为0.4m。由技术要求得最大前进速度为15Km/h，最小前进速度为2Km/h。设输出轮直径为250mm.由式 n=v/(D) （1）转换为转速： 最高转速：318r/min 最低转速：42r/min其中D为输出轮的直径，已知D=250mm由式 （2）则得最大传动比为：57 最小传动比为：8综合上面传动比的分配原则，确定如下分配方案：快速前进档为三级传动，具体如下：柴油机经V带(i1）变速箱输入输入轴（i2）中间轴（i3）输出轴具体传动比分配为：i1=1 i2=4 i3=2低速前进档也为三级传动输出，传动路线如上。具体传动比分配为：i1=3.35 i2=4 i3=4.25倒退档为六级传动，故各总传动比要分成六部分：柴油机经V带（i1）变速箱输入轴（i2）中间轴（i3）倒档轴（i4）输出轴具体传动比分配为：i1=1.6 i2=4 i3=2 i4=1.562.6 计算传动装置的运动和动力参数查参考文献可得：V带的传动效率为0.95；滚动轴承的传动效率为0.98；圆柱齿轮的传动效率为0.97。高速前进时的状况如下：输入轴的输入功率：P1=4.4*0.95=4.18 kw 转速：1460r/min中间轴输入功率：P2= P1*0.97=4.05kw 转速：375r/min输出轴输入功率：P3= P2*0.97=3.93 kw 转速：150r/min 同理可得低速前进时状况如下：输入轴的输入功率：P1=4.4*0.95=4.18 kw 转速：1460r/min中间轴输入功率：P2= P1*0.97=4.05kw 转速：375r/min输出轴输入功率：P3= P2*0.97=3.93 kw 转速：90r/min倒档的状况如下：输入轴的输入功率：P1=4.4*0.95=4.18kw 转速：1460r/min中间轴输入功率：P2= P1*0.97=4.05kw 转速：375r/min 倒档轴输入功率：P3= P2*0.97*0.97=3.81 kw 转速：187.2 r/min输出轴输入功率：P4= P3* 0.97=3.70 kw 转速：120r/min所以各轴转矩可由公式：T=95.5 P/n 可得：高速前进时输入轴转矩T=95.5 P/n=95.54.18/1406=2.7 Nmm 中间轴转矩T=95.5 P/n=95.54.05/375=1.03 Nmm 输出轴转矩T=95.5 P/n=95.53.93/150=2.5 Nmm低速前进时输入轴T=95.5 P/n=95.54.18/1460=2.7 Nmm 中间轴转矩T=95.5 P/n= 95.54.05/375=1.03 Nmm 输出轴转矩T=95.5 P/n=95.53.93/90=3.5 Nmm倒档工作时输入T=95.5 P/n=95.54.18/1460=2.7 Nmm 中间轴转矩T=95.5 P/n=95.54.05/375=1.03 Nmm 倒档轴转矩T=95.5 P/n=95.53.81/187.2=1.9 Nmm输出轴转矩T=95.5 P/n=95.53.70/120=2.9Nmm3 带传动设计与校核免耕开沟机是移动式作业，要求传动系统尽量轻。而带传动具有结构简单，传动平稳，造价低廉，以及缓冲吸振等特点，所以在第一级柴油机输出轴到变速箱输入轴之间采用带传动。3.1 选择皮带的类型在带传动类型选择中，因为V带的横截面呈等腰梯形，带轮上也做相应的轮槽。传动时，V带只与轮槽的两个侧面接触，即以两侧面为工作面。根据槽面摩擦原理，在同样的张紧力下，V带传动较平带传动能产生更大的摩擦力。这是V带传动性能上的最主要的优点。再加上V带传动允许的传动比较大，结构紧凑，以及V带传动多已标准化并大量生产等优点，因而V带传动的应用比平带传动广泛的多，故在这里第一级传动选用V带传动。3.2 皮带轮的设计1）确定计算功率Pca计算功率Pca是根据传递的功率P，并考虑到载荷性质和每天运转时间长短等因素的影响而确定的。即 （3）式中： Pca 计算功率，Kw；P 传递的额定功率，Kw；KA 工作情况系数。 由参考文献1表86查的 KA1.3代入相关数据得 Pca1.3（4.442）2.41 Kw其中42%为柴油机的功率分配系数，参考农业机械学（参考文献1）。2）带型的选择根据计算功率Pca =2.4 Kw和柴油机的转速2400 r/m,由参考文献2图88选择SPA窄V带。3）确定带轮的基准直径（1）确定带轮的基本直径由柴油机上的皮带轮的直径：D1=132 mm，则从动轮的直径：D2=iD1=1321.515=199.98 mm其中i为柴油机到变速箱输入轴之间的传动比查参考文献2表87，根据就近原则，圆整后取D2200 mm（2）验算带的速度V一般对于窄V带的有：3540m/s V=（D1n1/601000）=(1322200)/(601000)=15.198 m/s Vmax所以带速符合要求。4）确定窄V带的基准长度和传动中心距根据 (4) 初步确定中心距a0500 mm根据带传动的几何关系，按下式计算所需带的基准长度Ld： (5) 1000+521.24+2.3121523.552mm查参考文献1表82取Ld1600 mm则中心距 (6) =538.224 mm考虑到安装调整和补偿欲紧力（如带伸长而松弛后的张紧）的需要。中心距的变动范围为： (7) (8) 5）验算主动轮上的包角a1 根据公式： (9) 及对包角的要求，应保证 ，代入数据得 故主动轮上的包角合适。6）计算窄V带的根数Z (10) 其中Ka为包角不同时的影响系数；KL 长度系数；P0 单根V带基本额定功率,Kw；P0 单根V带额定功率的增量,Kw。由n1=2200r/min ,D1=132mm ,i=1.515, 查参考文献2表8-5c和8-5d得查参考文献1表8-8，取Ka=0.98，查表8-2，取KL=0.93，则由式（10）得 取2根窄V带7）计算欲紧力F0 (11) 查参考文献1表8-4得q=0.12kg/m 8）计算作用在轴上的压轴力FP (12) 4 齿轮传动设计与校核与斜齿圆柱齿轮比较，直齿圆柱齿轮有制造简单，工作时无轴向力，传动稳定等优点。缺点是使用寿命相对较短，工作时噪声大。变速器中的常啮合齿轮均采用斜齿圆柱齿轮，这样会使常啮合齿轮数增加，并导致变速器的转动惯量增大。直齿圆柱齿轮用于相对速度较低档和倒档。本设计前进档，倒档均采用直齿圆柱齿轮。选择中间轴上准倒档齿轮倒档齿轮传动时的齿轮进行设计计算,其他传动齿轮的计算过程同理即可得到。4.1 齿轮相关参数的选择选择齿轮类型、精度等级、材料及齿数1）根据设定的传动方案，采用软齿面直齿轮传动。2）免耕开沟机为一般工作机器，速度不高，故选用8级精度3）材料选择：20CrMnTi，渗碳淬火，查表的硬度为HRC58-62。4）取小齿轮齿数Z1=30，则大齿轮齿数Z2=iZ1=2*30=604.2 齿轮设计计算标准直齿圆柱齿轮传动参数表Tab.1 Parameter table of standard spur gears transmissionZ1=23Z2=33Z3=55Z11=57Z21=80Z31=92齿距10.99mm10.99mm10.99mm10.99mm10.99mm10.99m m齿高3.5mm3.5mm3.5mm3.5mm3.5mm3.5mm齿根高4.375mm4.375mm4.375mm4.375mm4.375mm4.375mm全齿高7.875mm7.875mm7.875mm47.875mm7.875mm7.875mm分度圆直径80.5mm115.5mm192.5mm199.5mm280mm322mm齿顶圆直径87.5mm122.5mm199.5mm206.5mm287mm329mm齿根圆直径71.75mm106.75mm183.75mm197.75mm271.25mm313.25mm标准中心距98mm4.3 按齿面接触疲劳强度设计设计计算公式： (13)确定公式内的各计算数值1）试选载荷系数 Kt=1.32）计算小齿轮的转矩 (14) =95.53.81/187.2=1.9由参考文献1表10-7选取齿宽系数4）由参考文献1表10-6选取材料的弹性系数5）由图10-21e按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限，大齿轮的接触疲劳强度极限 6）由式： (15) 计算应力循环次数 7）由参考文献1图10-19查得接触疲劳寿命系数； 8）计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，取安全系数S=1。由式 得 (16) 计算：1）试算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值 (17) 2）计算圆周速度 (18) 3）计算齿宽b (19) 4）计算齿宽与齿高之比b/h模数 (20) 齿高 (21) 齿宽与齿高之比 5）计算载荷系数根据，8级精度，由参考文献1图10-8查得动载荷系直齿轮，假设.由参考文献1表10-3； 由参考文献1表10-2查得使用系数； 由参考文献1表10-4查得8级精度、小齿轮相对支承非对称布置时， (22) 将数据代入后得 由，查参考文献2图10-13得；故载荷系数 (23) 6）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式得 (24) 7）计算模数m (25) 4.4 按齿根弯曲强度设计弯曲强度设计公式为： (26) 确定公式内的各计算数值1）由参考文献2图10-20d查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 2）由参考文献2图10-18查得弯曲疲劳寿命系数 3）计算弯曲疲劳许用应力取安全系数S=1.3由式 得 (27) 4）计算载荷系数K (28) 5）查取齿型系数 由参考文献2表10-5查得， 6）查取应力校正系数 由参考文献2表10-5可查得， 7）计算大小齿轮的并加以比较 小齿轮的数值大。设计计算： 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数3.39，并就近圆整为标准值m=3.5，按接触强度算得的分度圆直径,算出小齿轮数 大齿轮齿数 这样设计出的齿轮传动既满足齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。4.5 几何尺寸计算1）计算分度圆直径 2）计算中心距 （29） 3）计算齿轮宽度考虑到尽可能的减少质量和缩短变速器的轴向尺寸，应该选用较小的齿宽。若使用宽些的齿宽，工作时会因轴的变形导致齿轮倾斜，使齿轮沿齿宽方向受力不均匀并在齿宽方向磨损不均匀。 通常更据齿轮模数m的大小来选定齿宽。 直齿：b=KC m, KC为齿宽系数，取为4.59 （30） 斜齿：b= KC mm，KC取6.09.5第一轴常啮合齿轮副的齿宽系数，KC可取大些，使接触线长度增加、接触应力降低，以提高传动平稳性和齿轮寿命。所以小齿轮齿宽取75mm,大齿轮齿宽取80mm.4.6 验算 (31) (32) 合适。其他各齿轮传动啮合计算可按上面计算过程同理得出，并且经计算模数m=3.5符合其他各齿轮间的传动啮合。4.7 结构设计见零件图5 轴的设计与校核变速器工作时轴除传递转矩外，由于齿轮上有圆周力、径向力和轴向力作用，其轴要承受转矩和弯矩。变速器的轴应有足够的刚度和强度。因为刚度不足的轴会产生弯曲变形，破坏了齿轮的正确啮合，对齿轮的强度、耐磨性和工作噪声等均有不利影响。所以设计变速器轴时，其刚度大小应以保证齿轮能实现正确的啮合为前提条件。轴的刚度不足会产生弯曲变形，破坏齿轮的正确啮合，对齿轮的强度和耐磨性产生影响，增加工作噪声。对齿轮工作影响最大的是轴在垂直面内产生的挠度和轴在水平面内的转角。前者使齿轮中心距发生变化，破坏了齿轮的正确啮合；后者使齿轮相互歪斜，致使沿齿长方向的压力分布不均匀。中间轴式变速器的第二轴和中间轴中部直径D=0.45A，轴的最大直径D和支撑间距离L的比值，对中间轴，D/L=0.160.18,对第二轴，D/L=0.180.21。此变速箱为多档变速箱，所以每根轴都有多个功率和转矩。在此选择开沟机在高速工作时输出轴的受弯情况进行设计校核。5.1 轴参数的计算与确定输出轴的功率P,转速N和转矩T P=3.93kwN=150r/min T= 求作用在齿轮上的力输出轴齿轮的分度圆的直径为d=135mm 而 (33) (34) 初步确定轴的最小直径值 先按式 (35) 初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为20CrMnTi，渗碳处理。根据书中表15-3，取,于是由式（30）得d最小=61.23故取轴的最小直径为62mm5.2 轴的结构设计 拟订方案，根据要求确定轴的各段直径和长度，见零件图。1）为了安装输出轴上的双联齿轮，取直径为62mm，长度取90mm，其中包括8mm的退刀空间，同时起定位齿轮和左端轴承的作用。双联齿轮与轴的轴向定位均采用矩形花接。参考文献2查得花键截面NdDB=8626812mm(GB/T1144-87),键槽用键槽铣刀加工，长为150同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性。滚动轴承与轴的周向定位是借过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。2）轴的右端为倒档准双联齿轮，采用与前面输入轴上除长度125mm外一样的数据。3）选深沟球轴承。为了方便安装，两端选用不同型号的轴承。因轴承承担的径向力远远大于轴向力，参照工作要求，左端初选6311AC型号的轴承，其尺寸为dDB5512029，,轴承的右端采用轴套外部轴套定位；材料为65M。4）其他长度尺寸由其他部件的安装尺寸决定的。5）参照参考文献2，取轴端倒角为，各轴肩处的圆角半径R2.5。5.3 轴上的载荷计算 首先根据轴的结构图作出轴的计算简图。在确定轴承的支点位置时，应从手册中查取a值。在这里选变速箱高速工作时对输出轴进行校核。通常把轴当作置于铰链支座上的梁，支反力的作用点与轴承的类型和布置方式有关，可参考文献1中第十五章得到结果。作为简支梁的轴的支承跨距L=464mm。根据轴的计算简图，作出轴的弯矩图和扭矩图（见图2），其他状态下的相应图可同理得到。从轴的结构图及弯矩和扭矩图可以看出截面C是轴的危险截面。将计算出的截面C处的、及值列于表1中：表1 截面B处的受力分析Table1 section Bs stress analysis载荷水平面H垂直面V支反力弯矩总弯矩扭矩5.4 轴的强度的校核5.4.1按弯扭合成应力校核因为在危险截面C上出现的最大弯矩和扭矩，所以只需要校核C截面上的强度即可。根据参考文献2及上表中的数值，并取=0.6，轴的计算应力 (36) 前已选定轴的材料为20CrMnTi，渗碳淬火处理，由机械设计手册查得,因此，故安全。5.4.2 精确校核轴的疲劳强度1）判断危险截面从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面C处的配合引起的应力集中最严重，从受载的情况来看，截面C上的应力最大，故需要校核截面C左右两侧。2）截面C的左侧抗弯截面系数 W=0.1d3=0.1623=23833mm3 (37) 图2 轴的载荷分布图Fig.2 The axles curved square picture and torsion picture抗扭截面系数 W=0.2d=0.262=47665mm3 (38) 截面C右侧的弯矩M为 扭矩为 T=359000Nmm截面上的弯曲应力 (39)截面上的扭转切应力 (40) 由参考文献1相关图表查得，。截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按参考文献1查得经插值后可查得 又由参考文献1相关图表查得轴的材料的敏性系数为， 故有效应力集中系数为=1+0.95(1.83-1)=1.7885 (41)=1+0.93(1.51-1)=1.4743 (42) 由参考文献1相关图表查得尺寸系数 =0.72；由参考文献1相关图表查得扭转尺寸系数 =0.83轴按磨削加工，由参考文献1相关图表查得 表面质量系数为 0.87轴的表面渗碳淬火处理，取=1.3，则参考文献1相关公式查得缝合系数值 (43) (44) 又由参考文献1查得合金钢的特性系数=0.2，=0.1于是，计算安全系数Sca值，按参考文献1相关公式则得 (45) (46) (47) 故可知其安全。3）截面C右侧抗弯截面系数 W=0.1d3=0.1623=23833mm3抗扭截面系数 W=0.2d=0.262=47665mm3截面C左侧的弯矩M为 Nmm扭矩为 Nmm截面上的弯曲应力 截面上的扭转切应力 过盈配合处的值，由参考文献1图表用插值法求出，并取，得=1.56 轴按磨削加工，由参考文献1相关图表查得表面质量系数为 0.87轴的表面渗碳淬火处理，取=1.3，则参考文献2相关公式查得缝合系数值于是，计算安全系数Sca值，按参考文献1相关公式则得故可知其安全。5.5绘制轴的工作图见零件图。6 变速器轴承的选择与校核 变速箱轴承常采用圆柱滚子轴承，球轴承，滚针轴承，圆锥滚子轴承，滑动轴套等。至于何处应当采用何种轴承，是受结构限制并随所承受的载荷特点不同而不同。变速箱结构紧凑，尺寸小，采用尺寸大些的轴承结构受限制，常在布置上有困难。变速箱第一轴前端支承在飞轮的内腔里，因有足够大的空间长采用球轴承来承受向力。作用在输入轴常啮合齿轮上的轴向力，经输入轴后部轴承传给变速箱后壁面伸出的壳体上，此处常用轴承外圈有档圈的球轴承。输出轴后端常采用球轴承，以降低轴向力和径向力。中间轴上齿轮工作时产生的轴向力，传递给变速箱的两侧壁上。6.1 轴承的选择变速器中采用圆锥滚子轴承虽然有直径小，宽度较宽因而容量大，可承受高负荷等优点，但也有需要调整预紧，装配麻烦，磨损后轴易歪斜而影响齿轮正确啮合的缺点，所以一般不适用于各类型的农用机械中。本设计中轴承采用深沟球轴承。现就轴承6311进行校核计算。6.2 轴承的校核由1(13-5)轴承寿命计算公式：式中n轴承转速，单位r/min；C基本额定动载荷，C=Cr，单位N；P载荷，由于轴承只承受纯径向力载荷Fr，P=Fr，单位N；指数，对于球轴承=3轴承6311寿命的校核：FrB(FBH2FBV2)1/2(0.7520.272)1/2kN0.80kNFrD(FDH2FDV2)1/2(0.5820.212)1/2kN0.62kN所以取P=FrD=2.19kN进行校核：大于10000小时，轴承寿命满足要求。其他轴上的轴承校核计算可同理得到，结果均满足要求。7 键的选择与校核 此设计涉及两类键：平键和花键，其选择见装配图。现就变速箱高速工作时输出轴上的矩形花键进行校核，平键的校核可根据相关计算公式得到相应结果。矩形花键的基本尺寸为NdDB8mm62mm68mm12mm。 假设载荷在键的工作面上均匀分布，每个齿工作面上压力的合力F作用在平均直径处。 此处为静联接，其校核公式为： (50) 式中： T 传递的转矩（前面已求得T=250Nm）； 载荷分配不均匀系数，取=0.7; Z 花键的齿数，取z=8; H 花键齿侧面的工作高度，矩形花键中： (51) l 齿的