毕业设计（论文）-烟草培土、起垄机功能结构设计.doc

第 页烟草培土、起垄机功能结构设计摘 要： 农业，作为民生之本，农业的发展被看作人类发展的重要标志之一。从最开始的刀耕火种发展到半机械化阶段再到基本机械化现在已基本进入综合机械化阶段，向着机械自动化发展。为了加快农业机械化的推广力度，提高劳动效率，增加农户的收益，特别是一些地形起伏，山高坡陡，耕地分散，只有少数坝区适宜大型机械耕作的地区。我国政府机构出台了一系列政策措施提升农业机械化水平。由于国家加强对农业的重视力度，我国农业机械化水平也成为政府关注的重点。烟草作为我国农业经济的一大支柱，更是重中之重。响应中央号召，加快农业机械化的进度，通过对已有机型的实验，分析以及经济方面的考虑，综合设计一款小型培土、起垄机械。首先，进行了已有机型的实验，分析。接着正式进入设计，分为开题报告、方案的确定、传动比的分配、数据的计算，校核、带轮的设计、变速器的设计、链传动的设计、说明书的编写和画图。经过一系列的设计计算，对材料的选择，方案的优化设计出一款轻巧灵活，拆装方便，易于操作且经济实惠，适宜在边远山区、丘陵、山坡地耕作的小型培土、起垄机械。关键词：变速器，齿轮，轴，刀具abstract Agriculture, as the peoples livelihood, one of the important symbol of agricultural development is seen as human development. From the beginning of the slash-and-burn cultivation to half mechanization stage to the fundamental mechanical has now entered the comprehensive mechanized stage, to the mechanical automation development. In order to speed up the promotion of agricultural mechanization, improve the work efficiency, increase the income of the farmers, especially some terrain, high mountains and steep slope, farmland dispersed, only a minority of the appropriate large machinery farming area. Chinas government introduced a series of policies and measures to enhance the level of agricultural mechanization. Because of strengthening the national agricultural intensified, the level of Agricultural Mechanization in China has also become the focus of the government. Tobacco as a pillar of Chinas agricultural economy, is the priority among priorities. In response to the call, accelerate agricultural mechanization process, based on the existing models of experiment, analysis and economic considerations, the comprehensive design of a small hill, ridge forming machine. First of all, the existing model experiment, analysis. Then officially entered into the design, proposal, scheme, distribution, transmission ratio calculation, checking, pulley design, transmission design, chain drive design, specification and drawing. After a series of design calculation, the choice of materials, the optimized design for a light and flexible, convenient assembly and disassembly, easy operation and economical, suitable in remote mountain areas, hills, hillside farming small earth, ridging machine. Keywords：transmission,gear,axle,toolII ） 第 页目 录目 录I第1章绪论11.1 研究烟草培土、起垄机的目的与意义：11.2 国内外烟草培土、起垄机发展的现状：11.3 研究内容：2第2章 总体方案的确定及主要参数的选择32.1 烟草培土、起垄机总体方案的确定：32.2 主要参数的选择:4第3章 传动系统的设计53.1 总体传动方案的拟定53.2 动力要求及选型53.3.1带传动73.3.2 链传动123.3.3 齿轮传动12第4章 变速箱的设计154.1对变速箱的要求154.2 变速箱类型的分类与选择154.3 变速箱传动方案的确定154.4 计算传动装置的运动和动力参数184.5 齿轮的设计194.5.1 选择精度等级、材料及齿数194.5.2 齿轮1.1与齿轮3.1的设计214.5.3齿轮2.1与齿轮3.2的计算与校核254.5.4齿轮2.2与齿轮3.3的计算与校核294.5.5齿轮2.3与齿轮3.4334.5.6 倒档齿轮的设计374.6 轴的设计404.6.1 输入轴414.6.2 输出轴444.6.3中间轴524.6.4 倒档轴的设计56第5章 链传动的设计58第6章 培土刀具的设计626.1 材料与技术条件626.2 培土刀具结构的设计636.3 尺寸的确定65第7章 起垄刀具的设计667.1 材料与技术条件667.2 起垄刀具结构的设计677.3 尺寸的确定677.4 整形部的结构设计68第8章 设计总结70参考文献71致谢72III第1章绪论1.1 研究烟草培土、起垄机的目的与意义：通过设计烟草培土、起垄机功能模块有以下几点目的和意义：（1）烟草培土、起垄机功能模块设计是机械工程及自动化专业学生的一次比较完整的某类机械的整体设计，其中包括变速箱的设计，离合器的设计，各机构的设计等。通过设计，培养学生独立的机械整机的分析能力与创新思维，树立正确的设计思想，提高利用计算机辅助设计的能力，为自动化机械设计打下良好的基础。（2）通过设计，把有关课题（机械原理、机械设计、机械优化设计、机械构造、CAD技术等）中获得的理论知识在实际中综合地加以利用，使这些知识得到巩固与发展，使理论知识与生活密切地结合起来。因此，烟草培土、起垄机功能模块的设计是有关专业基础和专业课后综合性的专业设计。（3）通过设计，熟练的应用有关参考文献，计算图表、手册、图册和规范，熟悉有关国家标准，培养学生独立工作与分工合作完成大型设计的能力和在机械整体设计方面所必备的基本技能。 （4）本次设计的具体要求：利用计算机CAD软件进行对烟草培土、起垄机功能模块设计，进行装配，干涉检查，图纸的绘制等。1.2 国内外烟草培土、起垄机发展的现状：目前国外对烟草培土、起垄机的研究占据主导地位的主要是日本和韩国，它们研制的烟草培土、起垄机，其动力主要以汽油为主，其特点是体积小，重量轻，单一作业性能好，操作方便，劳动强度低，但价格昂贵，功能较单一。我国对小型田间作业机的开发研究起步较晚，始于二十世纪六七十年代，前期主要以引进消化日本、西班牙等国家的同类机械。随着现代农业的发展和国家大力的政策扶持，一些小型的田间作业机械得以大力的发展，但是技术落后，各地地形条件的不同对机械的要求也提出了不同的需求。国内的烟草培土、起垄机在国外的基础上进行了一系列的改动，使其更适应于中国的国情，适应于大多数老百姓的需求。其动力大多以柴油为主，体积较大，重量也较重，操作不方便，劳动强度高，对使用者身体素质要求较高，价格便宜，功能较全。农业在社会的地位是无可取代的，是一切社会发展的物质基础，随着市场经济的发展，农业也会越来越受到重视，中央提出农业现代化，要求农业向着科技化，机械化，自动化不断地发展前进。1.3 研究内容： 在平原地区农业机械已经得到了很大的发展，大型的农业机械奔驰在广阔平坦的大平原上，工作效率很高，一个人就能完成以前很多人才能完成的工作量。但中国的国情限制了大型农业机械的推广，本设计主要是设计一款体积小，重量轻，单一作业性能好，操作方便，劳动强度低，价格便宜的小型手扶式烟草培土、起垄机。第2章 总体方案的确定及主要参数的选择2.1 烟草培土、起垄机总体方案的确定： 经过研究讨论烟草培土、起垄机的总体方案如下：图2.12.2 主要参数的选择: 烟草培土、起垄机的主要技术参数如下：表2.2.1项目技术规格及参数外形尺寸 mm长1500宽660高1090机器重量 kg109耕深 mm3070垄沟宽 mm300工作幅宽 mm275刀辊回转半径 mm360刀数 把起垄刀6培土刀24生产率 h/h0.15转速 r.p.m160铁车轮外径 mm 450轮距 mm240/280/320最小转向圆半径 m1.0纯作业燃油消耗 kg/h12第3章 传动系统的设计3.1 总体传动方案的拟定 本设计的传动路线是柴油机到变速箱之间选用V带传动、变速箱内部采用圆柱直齿齿轮传动、变速箱到行走轮之间采用链传动。3.2 动力要求及选型烟草培土、起垄机以小型柴油或汽油机为动力，具有重量轻，体积小，结构简单等特点。表3.2.1加工定制：是品牌：常金豹柴油机型号：R175燃料：柴油冲程数：四冲程汽缸数：单缸冷却介质：风冷、水冷应用范围：农业机械型号ModelR175形式Type单缸、卧式、四冲程、水冷柴油机Single-cylinder,horizontal, 4-stroke,water-cooled diesel engine燃烧系统Combustion system涡流式Eddy current type缸径行程(mm)Borestroke(mm)7580转速(rpm)Engine speed(rpm)2600额定输出(KW)Continuous output(KW)4.41最大输出(KW)Maximum output(KW)4.85燃油消耗率fuel consumption294.2起动方式Starting systemHand-Cranking手动外形尺寸(mm)Dimensions (mm)600 X 380 X 510毛重/净重(kg)G.W/N.W(kg)65 3.3总传动比的分配 3.3.1带传动带传动是利用张紧在带轮上的柔性带进行运动或动力传递的一种机械传动。 带传动具有结构简单、传动平稳、能缓冲吸振、可以在大的轴间距和多轴间传递动力，且其造价低廉、不需润滑、维护容易等特点，在近代机械传动中应用十分广泛。摩擦型带传动能过载打滑、运转噪声低，但传动比不准确（滑动率在2%以下）；同步带传动可保证传动同步，但对载荷变动的吸收能力稍差，高速运转有噪声。 带传动除用以传递动力外，有时也用来输送物料、进行零件的整列等。1. 确定计算功率。 式中：计算功率，kW；工作情况系数，查文献【1】表8-7，得; P所需要传递的额定功率，kW 。2.选择V带的类型。 根据计算功率和小带轮的转速，查文献【1】图8-11，选取普通V带中的A带型。3. 计算大、小带轮的直径并验算带速。小带轮的直径为，带速为： 带速不宜过低或过高，一般应使v=5-25 m/s,所以带速符合要求。4. 确定V带的中心距a和基准长度 选取V带传动的传动比为i=1.515 。 所以有： 大带轮的直径 。查文献【1】表8-8，根据就近原则，圆整后 。 初选中心距：，即： ，可初步确定中心距为 。V带的基准长度为： ，查文献【1】表8-2，选取带的基准长度为 。 计算中心距及其变动范围，传动的实际中心距近似为 ，考虑到带轮的制造误差、带长误差、带的弹性以及因带的松弛而产生的补充紧张的需要，常给出中心距的变动范围：5.验算小带轮的包角。小带轮上的包角小于大带轮上的包角，小带轮上的总摩擦力小于大带轮上的总摩擦力。因此，打滑只可能在小带轮上发生，为了提高带传动的工作能力，应使： ，而 ，所以小带轮上的包角合适。6.确定带的根数。 式中：普通单根V带的额定功率；普通单根V带的基本额定功率，查文献【1】表8-4a得；当传动比不等于1时，单根V带额定功率的增量，查文献 【1】表8-4b得。当包角不等于180时的修正系数，查文献【1】表8-5得。当带长不等于实验规定的特定带长时的修正系数，查文献【1】表8-2得。 ，取整数，即V带的根数应该是2。7.确定带的初拉力。单根V带所需的最小初拉力为：式中：V带单位长度的质量，查文献【1】表8-3得普通A型带对于新安装的V带，初拉力应为 ；对于运转后的V带，初拉力应为。8.计算传动的压轴力 ；对于新安装的V带，压轴力为对于运转后的V带，压轴力为V带轮的设计：1.因为V带轮的速度不是很高，所以其材料选择HT150。2.主动轮在柴油机上，不需要设计。从动轮安装在变速箱的输入轴上，需要设计其结构。根据大带轮基准直径,选择大带轮的结构形式为腹板式。根据已有数据及后续设计的输入轴尺寸确定带轮结构尺寸如下：表3.3.1.1 代号 结构尺寸计算公式 结果/mm齿顶圆直径 205.5轮毂直径36齿宽B33轮毂轴向长L 36腹板厚6.6 图3.3.1.1小带轮 图3.3.1.2 大带轮 图3.3.1.3带轮装配图大带轮结构图如下：图3.3.1.43.3.2 链传动链传动是一种挠性传动，它由链条和链轮（小链轮和大连轮）组成。通过链轮轮齿与链条链节的啮合来传递运动和动力。 特点与带传动相比，链传动没有弹性滑动和打滑，能保持准确的平均传动比；需要的张紧力小，作用于轴的压力也小，可减少轴承的摩擦损失；结构紧凑；能在温度较高、有油污等恶劣环境条件下工作。与齿轮传动相比，链传动的制造和安装精度要求较低；中心距较大时其传动结构简单。瞬时链速和瞬时传动比不是常数，因此传动平稳性较差，工作中有一定的冲击和噪声。链传动平均传动比准确,传动效率高，轴间距离适应范围较大，能在温度较高、湿度较大的环境中使用；但链传动一般只能用作平行轴间传动，且其瞬时传动比波动，传动噪声较大。 由于链节是刚性的，因而存在多边形效应（即运动不均匀性），这种运动特性使链传动的瞬时传动比变化并引起附加动载荷和振动，在选用链传动参数时须加以考虑。 传动链可分为短节距精密滚子链（简称滚子链）、齿形链等类型，齿形链应用较少。本设计采用滚子链，滚子链常用于传动系统的低速级，一般传递的功率在100KW以下，链速不超过15，推荐的最大传动比，本设计取。3.3.3 齿轮传动齿轮传动是利用两齿轮的轮齿相互啮合传递动力和运动的机械传动。按齿轮轴线的相对位置分平行轴圆柱齿轮传动、相交轴圆锥齿轮传动和交错轴螺旋齿轮传动。具有结构紧凑、效率高、寿命长等特点。齿轮传动是指用主、从动轮轮齿直接、传递运动和动力的装置。在所有的机械传动中，齿轮传动应用最广，可用来传递相对位置不远的两轴之间的运动和动力。齿轮传动的特点是：齿轮传动平稳，传动比精确，工作可靠、效率高、寿命长，使用的功率、速度和尺寸范围大。例如传递功率可以从很小至几十万千瓦；速度最高可达300m/s；齿轮直径可以从几毫米至二十多米。但是制造齿轮需要有专门的设备，啮合传动会产生噪声。 本设计的齿轮传动为变速器的内部传动由柴油机的功率为4.41kW,转速为2600r/min，小带轮的直径为132mm； 查文献【3】表2.3，取带传动效率为0.93得变速箱的输入功率为： 变速箱输入轴的转速为：。行走轮的直径为,速度为（m/s），式中为行走轮所在轴的转速（r/min）。设培土、起垄机前进快档时行走轮所在轴有：；前进慢档与倒档时情况相同，有： 由式 ， 、即行走轮所在轴的转速。 则得 最大传动比为：40 最小传动比为：26.8因为链传动的传动比取，所以前进快档在变速器的总传动比为 工作挡与倒档在变速器的总传动比为 第4章 变速箱的设计4.1对变速箱的要求变速器用以改变烟草培土、起垄机的行驶速度、方向和驱动力，并能在发动机运转时可较长时间的停车，因此对变速器的要求是:有足够的排挡数，各档的传动比应与要求的行驶速度相适应，使烟草培土、起垄机具有较高的生产率和经济性。设置空挡，用来切断发动机动力向驱动轮的传输,便于停车。设置倒档，使机械能够倒退行驶。设置动力输出装置，需要时能够进行功率输出。换挡迅速、省力、方便。工作可靠，换挡方便，并能防止同时挂接两档，防止自行挂档和自行脱档的现象。传递路线短，即动力流经的齿轮副少，传动效率高，结构简单。变速器的工作噪声低。4.2 变速箱类型的分类与选择齿轮传动变速器，按其换挡方式，可分为挂结式变速器（换挡过程中动力要中断）和动力换挡变速器（换挡过程中动力不中断）。挂结式变速器的换挡方式有：移动外啮合滑动齿轮挂档；移动滑动齿轮内齿套挂档；移动啮合套挂档，齿轮为常啮合；移动同步器套环挂档，齿轮为常啮合；动力换挡变速器的换挡方式有：用机械或液压操纵摩擦元件（离合器或制动器）进行换档，换档过程中，一元件的分离和另一元件的接合的开始和终止时间有严格的要求。用机械或液压操纵摩擦元件（离合器）控制自由轮的接合或分离而进行换档。本设计采用挂结式变速器中移动同步器套环挂档的方式。4.3 变速箱传动方案的确定 变速器的传动路线如下图：图4.3.11. 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1.1。2轴是输出轴，上有三个常啮合齿轮2.1、2.2、2.3。3轴是中间轴，上面有四个不同功用的常啮合齿轮3.1、3.2、3.3、3.4。4轴是倒档轴，上面有一个倒档齿轮4.1。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啮合同步器A打到快档输出轴输出 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啮合同步器A打到慢档输出轴输出 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啮合同步器B打到退档输出轴输出传动比的分配原则：多级减速器各级传动比的分配，直接影响减速器的承载能力和使用寿命，还会影响其体积、重量和滑。传动比一般按以下原则分配：使各级传动承载能力大致相等；使减速器的尺寸与质量较小；使各级齿轮圆周速度较小；采用油浴润滑时，使各级齿轮副的大齿轮浸油深度相差较小。 低速级大齿轮直接影响减速器的尺寸和重量，减小低速级传动比，即减小了低速级大齿轮及包容它的机体的尺寸和重量。增大高速级的传动比，即增大高速级大齿轮的尺寸，减小了与低速级大齿轮的尺寸差，有利于各级齿轮同时油浴润滑；同时高速级小齿轮尺寸减小后，降低了高速级及后面各级齿轮的圆周速度，有利于降低噪声和振动，提高传动的平稳性。故在满足强度的条件下，末级传动比小较合理。 减速器的承载能力和寿命，取决于最弱一级齿轮的强度。仅满足于强度能通得过，而不追求各级大致等强度常常会造成承载能力和使用寿命的很大浪费。通用减速器为减少齿轮的数量，单级和多级中同中心距同传动比的齿轮一般取相同参数。当a和i设置较密时，较易实现各级等强度分配；a和i设置较疏时，难以全部实现等强度。按等强度设计比不按等强度设计的通用减速器约半数产品的承载能力可提高10%-20%。和强度相比，各级大齿轮浸油深度相近是较次要分配的原则，即使高速级大齿轮浸不到油，由结构设计也可设法使其得到充分的润滑。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。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经济指标。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。此外，为使各级传动寿命接近，应按等强度的原则进行设计，通常高速级传动比略大于低速级时，容易接近等强度。由以上分析可知，高速级采用较大的传动比，对减小传动的外廓尺寸、减轻质量、改善润滑条件、实现等强度设计等方面都是有利的。综合上面传动比的分配原则，确定如下分配方案：快速前进档为五级传动，各级齿轮的传动比具体分配如下： 柴油机经V带带变速箱输入输入轴（i1）中间轴（i2）输出轴经链传动行走轮所在轴 具体传动比分配为：i1=4，i2=2.68；低速前进档也为五级传动输出，传动路线如上。 具体传动比分配为：i1=4，i2=4； 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带变速箱输入轴（i1）中间轴（i2）倒档轴输出轴输出轴经链传动行走轮所在轴具体传动比分配为：i1=4 i2=4。4.4 计算传动装置的运动和动力参数查文献【3】表2.3可得：弹性联轴器的传动效率为0.99；9级精度圆柱齿轮传动效率含轴承的传动效率为0.96。高速前进时的状况：输入轴的输入功率： 转速： 扭矩：中间轴的输入功率： 转速： 扭矩：输出轴的输入功率： 转速： 扭矩：低速前进时的状况：输入轴的输入功率： 转速： 扭矩：中间轴的输入功率： 转速： 扭矩：输出轴的输入功率： 转速： 扭矩：倒档工作是的状况：输入轴的输入功率： 转速： 扭矩：中间轴的输入功率： 转速： 扭矩：输出轴的输入功率： 转速： 扭矩：4.5 齿轮的设计4.5.1 选择精度等级、材料及齿数 1.按变速器传动原理图所示的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。 2.烟草培土、起垄机为农用机械，选用9级精度。 3.材料选择。查文献【1】表10-1选择齿轮材料为20CrMnTi（渗碳后淬火），硬度为300HBS。 本设计输入轴与输出轴为同心轴，所以输入轴和输出轴到中间轴的轴间距是一样的。齿轮参数的计算1. 中心距A对于中间轴式变速器，中间轴与输出轴之间的距离称为变速器中心距A。变速器中心距是一个基本参数，对变速器的外形尺寸、体积和质量大小、齿轮的接触强度都有影响。中心距越小，齿轮的接触应力越大，齿轮的寿命越短。因此，最小允许中心距应当由保证轮齿有必要的接触强度来确定。初选中心距A时，可根据下面的经验公式计算式中：为中心距系数。对轿车，；对货车，；对多档主变速器，。为变速箱输出轴计算转矩（），；本设计中取；所以mm，选择变速器中心距为69mm。修正中心距： 根据后续设计以及轴承的选择，轴承端盖的设计确定中心距为92mm。2. 变速器模数m的选择 选取齿轮模数，要保证齿轮有足够的强度，同时兼顾它对噪声和质量的影响。减少模数，增加齿宽会使噪音减低，反之则能减轻变速器质量。模数m已经标准化了，由文献【2】表10-1可查得工作状态下的模数取。快速行进档的模数取。输入轴与中间轴啮合齿轮的模数取。3. 压力角的选择 压力角是决定齿廓形状的主要参数；国家标准（GB/T 1356-1988）中规定，分度圆上的压力角为标准值，。4.5.2 齿轮1.1与齿轮3.1的设计因为输出轴与输入轴为同心轴，所以中间轴与输出轴的距离为92mm,齿轮1.1和齿轮3.1是常啮合齿轮，模数为，所以两齿轮的齿数和为：。1. 齿轮1.1与齿轮3.1的计算与校核因为齿轮1.1到齿轮3.1传动比为4，所以： ；可以算出 ， 得，齿轮宽度大，承载能力高。但齿轮受载后，由于齿向误差及轴的挠度变形等原因，沿齿宽方向受力不均，因而齿宽不宜太大。齿宽可根据下列公式选择： 直齿轮 斜齿轮取齿宽当两齿轮啮合时,接触疲劳强度校核公式为： 确定公式内的各个计算数值： 圆周速度：， 齿轮9级精度，查文献【1】图10-8取动载系数， 查文献【1】表10-2得使用系数,用插值法查表10-4得9级精度、小齿轮相对支承非对称布置时。 , 查文献【1】图10-13得,直齿轮得齿间载荷分配系数有：。 载荷系数：圆周力：。 查文献【1】图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；应力循环次数为：， 。 查文献【1】图10-19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：， 。有： ； 弯曲疲劳强度校核公式： 。 小齿轮的弯曲疲劳强度极限，载荷系数：应力循环次数为：， ； 查文献【1】图10-18取弯曲疲劳寿命系数, 。 查文献【1】表10-5，取齿形系数 ， 。 查文献【1】表10-5，取应力校正系数 ， 。 所以取失效概率为1%，安全系数S=1.4，得：， 。有： ；所以齿轮3.1和1.1啮合时满足齿根弯曲疲劳强度。表4.5.2.1 名称 计算公式 结果/mm 模数 3 压力角 20 分度圆直径 39 145 齿顶圆直径 45 153 齿根圆直径 34.5 139.5 中心距 92 齿宽 15 202. 齿轮的结构设计 小齿轮1.1由于直径较小，采用齿轮轴结构； 由于大齿轮3.1的齿顶圆直径，做成实心结构的齿轮。 倒角尺寸结构草图如下：图4.5.2.14.5.3齿轮2.1与齿轮3.2的计算与校核因为输出轴与输入轴为同心轴，所以中间轴与输出轴的距离为92mm,齿轮2.1和齿轮3.2的模数为，所以两齿轮的齿数和为：。因为齿轮2.1到齿轮3.2传动比为2.68，所以： 可以算出 ， 得，齿轮宽度大，承载能力高。但齿轮受载后，由于齿向误差及轴的挠度变形等原因，沿齿宽方向受力不均，因而齿宽不宜太大。齿宽可根据下列公式选择： 直齿轮 斜齿轮取齿宽 当两齿轮啮合时,接触疲劳强度校核公式为： 确定公式内的各个计算数值： 圆周速度：，齿轮9级精度，查文献【1】图10-8取动载系数，查文献【1】表10-2得使用系数,用插值法查文献【1】表10-4得9级精度、小齿轮相对支承非对称布置时 ,由, 查文献【1】图10-13得,直齿轮得齿间载荷分配系数有：。 载荷系数：圆周力：。 查文献【1】图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；应力循环次数为：， 。 查文献【1】图10-19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： ， 。有： ； 弯曲疲劳强度校核公式： 。 小齿轮的弯曲疲劳强度极限， 载荷系数： 应力循环次数为：， 。 查文献【1】图10-18取弯曲疲劳寿命系数, 。 查文献【1】表10-5，取齿形系数 ， 。 查文献【1】表10-5，取应力校正系数 ， 。 所以取失效概率为1%，安全系数S=1.4，得：， 。有： ；所以齿轮3.2和2.1啮合时满足齿根弯曲疲劳强度。表4.5.3.1 名称 计算公式 结果/mm 模数 2.5 压力角 20 分度圆直径 48 134 齿顶圆直径 52.5 142.5 齿根圆直径 41.25 127.75 中心距 92 齿宽 15 20齿轮的结构设计 小齿轮3.2由于直径较小，采用齿轮轴结构； 由于大齿轮2.1的齿顶圆直径，做成实心结构的齿轮。 倒角尺寸 查文献确定结构草图如下：图4.5.3.14.5.4齿轮2.2与齿轮3.3的计算与校核因为中间轴与输出轴的距离为92mm,齿轮2.2和齿轮3.3的模数为，所以两齿轮的齿数和为：。因为齿轮2.1到齿轮3.2传动比为4，所以： ；可以算出 ， 得，齿轮宽度大，承载能力高。但齿轮受载后，由于齿向误差及轴的挠度变形等原因，沿齿宽方向受力不均，因而齿宽不宜太大。齿宽可根据下列公式选择： 直齿轮 斜齿轮取齿宽当两齿轮啮合时,接触疲劳强度校核公式为： 确定公式内的各个计算数值： 圆周速度：，齿轮9级精度，查文献【1】图10-8取动载系数，查表10-2得使用系数,用插值法查表10-4得9级精度、小齿轮相对支承非对称布置时 ,由,查图10-13得,直齿轮得齿间载荷分配系数有：。 载荷系数：圆周力：。 查文献【1】图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限； 应力循环次数为：， 。 查文献【1】图10-19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：， 。有： ；弯曲疲劳强度校核公式： 。 小齿轮的弯曲疲劳强度极限，载荷系数： 应力循环次数为：， 。 查文献【1】图10-18取弯曲疲劳寿命系数, 。 查文献【1】表10-5，取齿形系数 ， 。 查文献【1】表10-5，取应力校正系数 ， 。 所以取失效概率为1%，安全系数S=1.4，得：， 。有： ；所以齿轮2.2和3.3啮合时满足齿根弯曲疲劳强度。表4.5.4.1 名称 计算公式 结果/mm 模数 2 压力角 20 分度圆直径 38 146 齿顶圆直径 42 150 齿根圆直径 33 141 中心距 92 齿宽 15 20齿轮的结构设计 小齿轮3.3由于直径较小，采用齿轮轴结构； 由于大齿轮2.2的齿顶圆直径，做成实心结构的齿轮。 倒角尺寸 查文献确定结构草图如下：图4.5.5.14.5.5齿轮2.3与齿轮3.4因为中间轴与输出轴的距离为92mm,齿轮3.4和齿轮2.3不是啮合齿轮，此处假设齿轮3.4与2.3啮合进行计算，中心距取80，两齿轮的模数为，所以两齿轮的齿数和为：。因为齿轮3.4到齿轮2.3传动比为4，所以： ；可以算出 ， 得，齿轮宽度大，承载能力高。但齿轮受载后，由于齿向误差及轴的挠度变形等原因，沿齿宽方向受力不均，因而齿宽不宜太大。齿宽可根据下列公式选择： 直齿轮 斜齿轮取齿宽当两齿轮啮合时,接触疲劳强度校核公式为： 确定公式内的各个计算数值：圆周速度：，齿轮9级精度，查文献【1】图10-8取动载系数，查文献【1】表10-2得使用系数,用插值法查文献【1】表10-4得9级精度、小齿轮相对支承非对称布置时 ,由,查图10-13得,直齿轮得齿间载荷分配系数有：。 载荷系数：圆周力：。 查文献【1】图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限； 应力循环次数为：， 。 查文献【1】图10-19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：， 。有： ；弯曲疲劳强度校核公式： 。 小齿轮的弯曲疲劳强度极限， 载荷系数： 应力循环次数为：， 。 查文献【1】图10-18取弯曲疲劳寿命系数, 。 查文献【1】表10-5，取齿形系数 ， 。 查文献【1】表10-5，取应力校正系数 ， 。 所以取失效概率为1%，安全系数S=1.4，得：， 。有： ；所以齿轮2.3和3.4啮合时满足齿根弯曲疲劳强度。表4.5.5.1 名称 计算公式 结果/mm 模数 2 压力角 20 分度圆直径 32 128 齿顶圆直径 36 132 齿根圆直径 27 123 中心距80 齿宽 15 20齿轮的结构设计 小齿轮3.4由于直径较小，采用齿轮轴结构； 由于大齿轮2.3的齿顶圆直径，做成实心结构的齿轮。 倒角尺寸 查文献确定结构草图如下：图4.5.5.14.5.6 倒档齿轮的设计 齿轮2.3和齿轮3.4传动比、齿数、直径、中心距已确定，在其两齿轮间加一个小齿轮，传动比不变，达到倒档的目的。 原理图如下：图4.5.6.1材料的选择： 因为倒档齿轮的直径较小，且受力较大，所以选择20CrMnTi。倒档齿轮尺寸的确定： 图4.5.6.2因为中间轴齿轮分度圆直径为32mm,输出轴齿轮分度圆直径为128mm，根据后续设计的轴和选取的轴承，设计了一个分度圆直径为68mm，模数为2，齿宽为20mm的倒档齿轮。表4.5.6.1 名称 计算公式 结果/mm 模数 2 压力角 20 分度圆直径 68 齿顶圆直径 72 齿根圆直径 63 中心距 22 58 齿宽 20倒档齿轮的结构设计：图4.5.6.3所以齿轮参数如下表：表4.5.6.2齿轮齿数模数/mm直径/mm齿宽/mm1.113339202.1552.5136152.2732146152.3642128153.1493145153.2192.548203.319238203.416232204.134268204.6 轴的设计表4.6.1工作状况 输入轴（1）中间轴（3）输出轴（2）高速前进输入轴的输入功率(kW)4.13.93.7 转速(r/min)1716429160 扭矩(Nmm)2280086800220800低速前进输入轴的输入功率(kW)4.13.93.7 转速(r/min)1716429107.25 扭矩(Nmm)2280086800329460倒档后退输入轴的输入功率(kW)4