　　　随着农业技术的发展，机械化生产显得越来越重要。因为在这个年代生产效率对我们的日常生活尤为重要。每个人都需要食物。插秧机就在农业生产中扮演重要角色。作为插秧机中的一部分，变速器起到控制其运动规律的作用。通过对市场现有插秧机变速箱的调查研究，我发现一些插秧机的变速箱在可靠性方面欠佳，还有的在机器操纵方面显得比较繁琐。面对这种情况，我找到一些可以解决这些问题的措施。所以本篇论文主要针对插秧机的变速箱进行设计。论文包括插秧机变速箱的背景，变速箱的功能，以及变速箱的设计计算等方面。设计方面主要包括传动系统的设计，操纵系统的设计以及箱体的设计。设计中主要应用PRO/E5.0和CAD2008工程制图软件。

关键词：插秧机；变速箱；传动系统；操纵系统

摘要

Abstract

第一章绪论6

1.1引言6

1.2 国内外研究状况和发展趋势6

1.2.1 国内插秧机研究状况6

1.2.2 日本插秧机研究状况7

1.3高速插秧机的结构组成7

1.4高速插秧机中常用的几种变速方式9

1.5 课题研究目的及意义10

1.6 设计的主要内容10

第二章传动方案的确定11

2.1高速插秧机传动关系11

2.2 机械式变速器传动方案11

第三章基本参数的确定与计算13

3.1 发动机额定参数13

3.2 传动比的确定13

3.3 传动装置运动、动力参数运算13

3.3.1 各轴转速13

3.3.2 各轴功率13

3.3.3 各轴转矩14

3.4 直齿圆柱齿轮的设计计算14

3.4.1设计计算低速级齿轮参数14

3.4.2 其他齿轮参数18

3.5 直齿圆柱齿轮的受力计算19

第四章轴的设计计算20

4.1 输入轴的设计计算20

4.1.1估算轴的直径20

4.1.2轴的结构设计20

4.1.3 花键类型的选取21

4.1.4 轴承类型的选取21

4.1.5 具体长度的选取21

4.2 输出轴的设计计算22

4.2.1估算轴的直径22

4.2.2轴的结构设计22

4.2.3具体长度的选取23

4.3 惰轮轴的设计计算24

4.3.1估算轴的直径24

4.3.2 轴的结构设计24

4.3.3 具体长度的选取25

4.4 输出轴的强度校核及轴承寿命校核25

4.4.1 按弯扭合成强度条件校核25

4.4.2 对轴端轴承进行寿命校核26

4.5 惰轮轴的强度校核及轴承寿命校核27

4.5.1 按弯扭合成强度条件校核27

4.5.2 对轴端轴承进行寿命校核28

第五章离合器的选用和装配30

5.1 离合器的选用30

5.2 摩擦片式离合器简介30

5.3 摩擦片式离合器原理30

5.5 摩擦片式离合器装配主要结构32

第六章操纵系统及箱体相关设计33

6.1 操纵系统设计主要内容33

6.2 操纵系统相关装配33

6.3 箱体的加工及实物图33

第七章总结与展望35

7.1论文总结35

7.2进一步工作展望35

参考文献36

致谢38

1.5 课题研究目的及意义

高速水稻插秧的变速器是其底盘的一个重要装置，目前日本进入我国的高速插秧机均为静液压无级变速装置，价格高、其机械效率也比较低。为了提高插秧机的传动效率、降低高速插秧的价格，市场上急需一种有级变速装置。

1.6 设计的主要内容

　　　1）水稻机械化插秧的意义及发展

　　　2）插秧机机械有级变速器方案设计；

　　　2）插秧机机械有级变速器的结构设计；

　　　3）完成二维、三维图纸；

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QQ截图20130730205939.jpg

内容简介：: 本科毕业设计（论文）本科毕业设计（论文）题题目：目：插秧机机械变速箱设计插秧机机械变速箱设计学学院：院：机械与自动控制学院机械与自动控制学院专业班级：专业班级：机械制造及其自动化（机械制造及其自动化（4）班）班姓姓名：名：王磊王磊学学号：号： B09300423 指导教师：指导教师：李革李革教授教授 2013 年 05 月 19 日浙江理工大学本科毕业设计1浙浙江江理理工工大大学学机械与自动控制学院机械与自动控制学院毕业论文诚信声明我谨在此保证：本人所写的毕业论文，凡引用他人的研究成果均已在参考文献或注释中列出。论文主体均由本人独立完成，没有抄袭、剽窃他人已经发表或未发表的研究成果行为。如出现以上违反知识产权的情况，本人愿意承担相应的责任。声明人（签名）：年月日插秧机机械变速箱设计2摘摘要要随着农业技术的发展，机械化生产显得越来越重要。因为在这个年代生产效率对我们的日常生活尤为重要。每个人都需要食物。插秧机就在农业生产中扮演重要角色。作为插秧机中的一部分，变速器起到控制其运动规律的作用。通过对市场现有插秧机变速箱的调查研究，我发现一些插秧机的变速箱在可靠性方面欠佳，还有的在机器操纵方面显得比较繁琐。面对这种情况，我找到一些可以解决这些问题的措施。所以本篇论文主要针对插秧机的变速箱进行设计。论文包括插秧机变速箱的背景，变速箱的功能，以及变速箱的设计计算等方面。设计方面主要包括传动系统的设计，操纵系统的设计以及箱体的设计。设计中主要应用 PRO/E5.0 和 CAD2008 工程制图软件。关键词关键词：插秧机；变速箱；传动系统；操纵系统浙江理工大学本科毕业设计3AbstractWith the development of the argucultural technology, the mechanized production become more and more significant. Because the production efficiency is very vital for our daily life. Everybody needs food. And the rice transplanter play an important role in the argucultural production. As a part of rice transplanter, the gearbox control its form of exercise. According to the study of the market, I find some problem of prevelant gearbox of rice transplanter. Such as the control system is lack of reliability, the machine operation is not very convenient and so on. So face to the phynomenon, I take some measures to treat revelant problems. So this dissertation mainly introduct the design of gearbox. It include the background of gearbox of rice transplanter, the function of gearbox and the calculations about the design of gearbox of rice transplanter. And design of gearbox mainly include the design of transmission system, the design of control and the design of box. This design rely on PROEWildfire 5.0 and AutoCAD 2008.Key words: rice transplanter; gearbox; transmission system; control ststem 插秧机机械变速箱设计4目录摘摘要要ABSTRACTABSTRACT第一章绪论 .61.1 引言 .61.2 国内外研究状况和发展趋势.61.2.1 国内插秧机研究状况.61.2.2 日本插秧机研究状况.71.3 高速插秧机的结构组成 .71.4 高速插秧机中常用的几种变速方式 .91.5 课题研究目的及意义.101.6 设计的主要内容.10第二章传动方案的确定 .112.1 高速插秧机传动关系 .112.2 机械式变速器传动方案.11第三章基本参数的确定与计算 .133.1 发动机额定参数.133.2 传动比的确定.133.3 传动装置运动、动力参数运算.133.3.1 各轴转速.133.3.2 各轴功率.133.3.3 各轴转矩.143.4 直齿圆柱齿轮的设计计算.143.4.1 设计计算低速级齿轮参数 .143.4.2 其他齿轮参数.183.5 直齿圆柱齿轮的受力计算.19第四章轴的设计计算 .204.1 输入轴的设计计算.204.1.1 估算轴的直径 .204.1.2 轴的结构设计 .204.1.3 花键类型的选取.214.1.4 轴承类型的选取.214.1.5 具体长度的选取.21浙江理工大学本科毕业设计54.2 输出轴的设计计算.224.2.1 估算轴的直径 .224.2.2 轴的结构设计 .224.2.3 具体长度的选取 .234.3 惰轮轴的设计计算.244.3.1 估算轴的直径 .244.3.2 轴的结构设计.244.3.3 具体长度的选取.254.4 输出轴的强度校核及轴承寿命校核.254.4.1 按弯扭合成强度条件校核.254.4.2 对轴端轴承进行寿命校核.264.5 惰轮轴的强度校核及轴承寿命校核.274.5.1 按弯扭合成强度条件校核.274.5.2 对轴端轴承进行寿命校核.28第五章离合器的选用和装配 .305.1 离合器的选用.305.2 摩擦片式离合器简介.305.3 摩擦片式离合器原理.305.5 摩擦片式离合器装配主要结构.32第六章操纵系统及箱体相关设计 .336.1 操纵系统设计主要内容.336.2 操纵系统相关装配.336.3 箱体的加工及实物图.33第七章总结与展望 .357.1 论文总结 .357.2 进一步工作展望 .35参考文献 .36致谢 .38插秧机机械变速箱设计6第一章绪论1.1 引言我国是传统的农业大国，水稻的产量在我国的粮食作物中最高，比世界稻谷单产的平均值还要高出一倍多，是我国的主要的粮食作物。由此可见，水稻在我国的粮食生产中占有十分重要的地位。水稻一般要在特定季节里生产，同时育秧移栽、灌溉等生产技术较为复杂，采用传统人工种植方式的劳动强度很大，由于水稻种植技术在水稻生产环节中的作用举足轻重，多年以来，我国大部分从事水稻生产的农村地区一直沿用人工插秧的劳作方式，由于技术落后、效率低，广大农民朋友迫切需要早日摆脱这种繁重的体力劳动1。1.2 国内外研究状况和发展趋势 1.2.1 国内插秧机研究状况我国的插秧机行业是伴随着国家农机化的进程而发展的，我国从 20 世纪50 年代开始研究水稻插秧机，是最早从事水稻插秧机研究和生产的国家之一。我国水稻插秧机的研究历史大致可以划分为四个阶段2：1）人力水稻插秧机：这是在 1956 年研制的一款基于梳齿纵拉分秧原理的试验样机，它在随后的田间试验中验证了实现插秧机械化的可能性。2）机动水稻插秧机：这一类插秧机上应用了我国独创的转臂滑道分插机构技术，它的成功研制使我国的插秧机进入了专业化生产阶段，但是这类机型也具有机构复杂、取秧可靠性差、插秧质量不高等缺点，需要进一步改进。 3）2ZT 系列机动插秧机：这是我国在 2Z 系列插秧机的基础上，根据日本曲柄摇杆式分插机构，研制出的一款新机型，插秧频率高达 263 次/分钟，在栽插带土中、小苗方面的效果较为理想3。4）高速水稻插秧机：20 世纪 90 年代，国内一些知名高校、科研院所和农机企业开始着手研发高速水稻插秧机上的一些关键部件，由于技术水平限制，当时还主要是对整机进行仿制，目前我国部分企业已经开发出自主品牌的高速水稻插秧机，但与日本、韩国相比，在关键技术方面还有很大差距，在今后一段时期内，我国的科研人员在高速水稻插秧机的研发方面任重而道远。浙江理工大学本科毕业设计7 1.2.2 日本插秧机研究状况日本水稻插秧机技术一直处于世界领先水平，早在 19 世纪 50 年代，日本国内就零零散散的对水稻插秧机进行了研究，并在 19 世纪末颁布了插秧机技术相关的专利。在 20 世纪 50 年代日本国内对水稻插秧机的相关技术进行了集中的整理和研究，到 1990 年时，日本的机械插秧面积在水稻种植面积中所占比例就已经高达 98.4%。韩国虽然起步较晚，但由于引进了日本的先进技术，发展迅猛，水稻插秧机械化程度较高，到 1996 年时韩国的机插面积就已经占到整个水稻种植面积的 97%。现在以日本为例，简单的介绍一下国外水稻插秧机的发展历程，日本在这方面的研究大致可以分为以下三个阶段4：1）步行式插秧机：20 世纪 50 年代，日本研制出了以久保田 SPS-28 型插秧机为代表的步行式插秧机，该类插秧机采用曲柄连杆式分插机构，插秧频率可以达到 200 次/min,极大的提高了插秧效率，但由于没有推秧装置，插秧质量较低5。2）机动式插秧机：20 世纪 70 年代，日本研制出了曲柄摇杆式的分插机构，采用液压仿形机构的推秧装置，并应用了最新的材料和工艺，有效地减轻了机器的振动、增加了插秧的可靠性，使得插秧频率达到 270 次/min，但是机构较为复杂，加工制造要求高，而且有时会出现分秧不均的缺陷。3）高速插秧机：20 世纪 80 年代中期，日本成功研制出了对称布置的行星齿轮式分插机构，该类分插机构具有性能稳定可靠、振动小等特点，并且插秧质量较好，采用对称式结构使得栽植臂的驱动轴每旋转一周可以插秧两次，极大地提高了插秧效率，据实验记载，该机构的分插频率能达到 350-440 次/min，在当时，这种成果在水稻插秧机高速化方面的研究取得了突破性的进步。时至今日，日本依然在高速水稻插秧机的研制技术方面领先于世界，日本国内的久保田、井关、洋马等农机企业的研发团队庞大、经验丰富，他们研制出的高速插秧机性能稳定可靠、行驶机动灵活、插秧效果好，并且乘坐舒适、操纵方便，深受广大农户的好评6。1.3 高速插秧机的结构组成插秧机机械变速箱设计8 高速插秧机的结构复杂，是集机、电、液一体的技术组合，一台性能优越的高速插秧机不仅要在结构、功能方面满足要求，保证易操作且插秧性能稳定可靠，同样在整机的外观设计上也应满足现代美学的要求，这样才能在同类品牌中脱颖而出，占据一定的市场份额。当然，结构功能方面的高品质始终是高速插秧机在研发过程中的重点和难点，要加以重视。高速插秧机的整机结构布局图如图 1-1 所示7：1.1.预备载苗架预备载苗架 2.2.插秧机面罩插秧机面罩 3.3.方向盘方向盘 4.4.变速系统变速系统 5.5.驾驶座驾驶座6.6.操纵机构操纵机构 7.7.机架部分机架部分 8.8.液压升降装置液压升降装置 9.9.苗架苗架 10.10.插值链轮箱插值链轮箱11.11.浮板浮板 12.12.栽植臂栽植臂 13.13.前桥及前轮前桥及前轮 14.14.发动机发动机 15.15.后桥及后轮后桥及后轮图图 1-11-1 高速插秧机整机结构图高速插秧机整机结构图高速插秧机在结构上主要是由发动机、变速系统、液压系统、插值系统、行走装置、液压转向装置、操纵机构、拉锁电装、面罩、机架、浮板、苗架等部分组成。其中最为核心的技术是插值系统部分，作为高速插秧机的关键部件，它决定着插秧的效果和质量，为此，国内外但凡与高速插秧机研究相关的课题，大多数与插值系统有关，而对高速插秧机中其它结构部分的研究资料却很少。在高速插秧机的研发过程中，除了插值系统以外，其传动系统的设计也颇具难度，高速插秧机的传动系统主要由变速系统、插值变速器、前轮和后轮等部分组成，通过变速系统将发动机的动力分配到高速插秧机的插值变速器、前轮、后轮等部分，保证整台机器在田能够稳定的工作8。浙江理工大学本科毕业设计9高速插秧机的液压系统主要包括齿轮泵、液压转向装置以及液压升降装置等部分，在整台插秧机实现功能性的过程中具有重要的作用。高速插秧机的插值系统主要由插值链轮箱、栽植臂等部分组成，其中栽植臂的结构复杂，在实际插秧时，栽植臂按照既定的轨迹完成插秧动作，将秧苗插入田中，因此其运转时的轨迹曲线决定着插秧的实际效果。拉锁电装、机架、浮板、苗架等装置，对于高速插秧机实现某些特定的功能起着很重要的辅助作用。1.4 高速插秧机中常用的几种变速方式高速插秧机主要有三种变速方式，分别采用机械式组合变速器、HST 式组合变速器和 HMT 式组合变速器，这三种变速器各自的功能特点如下：1)机械式组合变速器机械式变速器的结构简单、工作可靠、传动效率高、制造成本低，比其他类型的变速器历史悠久、技术更为成熟，主要由齿轮机构、传动轴和操纵机构等部分组成，有些机械式变速器中还有离合器，在汽车行业应用比较广泛。机械式变速器在工作中对环境变化和污染程度的反应比较迟钝，不会因为环境的过大变化而影响整机的功能特性。相对而言，机械式变速器的操纵机构设计和装配难度较大，通常比较巧妙。对于本文中高速插秧机所采用的三轴式机械式变速器，档位主要由 3 个前进挡、1 个倒档和 1 个空挡组成，操纵机构设计结构巧妙，机械传递效率高达 90%以上。2)HST 式组合变速器静液压无极变速器（Hydraulic Stepless Transmission,简称 HST）也叫液压变速箱，主要是由柱塞马达、柱塞泵、壳体以及操纵机构等组合而成的一种液压装置。它的作用主要是在整机的传动系统中承担变速器的全部或者部分调速功能。由于 HST 系统具有很好的制动性能，它的操纵机构没有机械式变速器那么复杂，并且与发动机的匹配性较好，可以很容易的匹配不同规格的发动机。泵和马达作为 HST 的关键部件，传递总效率却只有 80%左右，远低于机械式变速器，这限制了它的应用范围9。HST 在一些要求操纵简单、对油耗不敏感的小型机械上使用的较多。目前，在日本的井关农机公司生产的高速插秧机中通常使用 HST 和主变速器组合而成的变速系统，这使高速机的操纵方便，作业效插秧机机械变速箱设计10率较高。3)HMT 式组合变速器液压机械无极变速器（Hydraulic Mechanical Transmission，简称 HMT），是一种兼顾机械传递的高效性和液压传动的操控性的一种变速器，它可以实现无极变速，通常应用于需要传递较大功率的场合，其中液压传递部分大约占30%，其余 70%的功率通过机械传动实现10，在日本洋马公司生产的高速插秧机应用较多。如图 1.5 所示为 HMT 的工作原理简图，HMT 一般与发动机之间通过带传动的方式得到大力，主要由由变量马达、变量泵以及行星差速器等部分组合而成，通过机械传动和液压回路的分流方式将发动机的动力汇集在行星差速器中，通过行星差速器将所得动力汇合输出。在工作时，HMT 通过操纵装置来控制变量泵的排量，进而改变行星差速器中行星架的速度大小和旋转方向，实现插秧机前进、停车的功能。一般通过这种传动方式可以得到机械-液压并联传动、机械挡、直接挡、纯液压传动等几种不同的工作模式，其传递效率比液压传动的高，但低于机械传动效率，可以达到 85%以上。由于 HMT 的结构复杂，生产成本高，需要设置倒档，因此操作相对复杂。1.5 课题研究目的及意义高速水稻插秧的变速器是其底盘的一个重要装置，目前日本进入我国的高速插秧机均为静液压无级变速装置，价格高、其机械效率也比较低。为了提高插秧机的传动效率、降低高速插秧的价格，市场上急需一种有级变速装置。1.6 设计的主要内容1）水稻机械化插秧的意义及发展2）插秧机机械有级变速器方案设计；2）插秧机机械有级变速器的结构设计； 3）完成二维、三维图纸；浙江理工大学本科毕业设计11第二章传动方案的确定 2.1 高速插秧机传动关系图 2-1 传动关系简图此设计主要针对中间机械式变速器进行。由图 2-1 不难看出，此变速器含一个动力输入，俩个动力输出，动力输入由发动机带动带轮来实现，其中一个输出给主变速器动力，另一个给液压齿轮泵提供动力。2.2 机械式变速器传动方案按照实际工作的需求，要求此变速箱提供三个前进档，一个倒退档，一个空挡，并且需要一个直接与发动机相连的输出轴为液压系统提供动力。为了保证动力传递的可变性，需要有离合器参与，来实现动力随时的中断与持续。为了保证结构紧凑，变速箱体积较小，操作简单方便以及可靠性和经济性要求，决定采用滑移齿轮的方式实现定值传动比变速11。插秧机机械变速箱设计12 图 2-2 整体传动方案图 2-3 惰轮轴传动方案如图 2-2、2-3 所示：三个前进档：1、当齿轮 1 和齿轮 6 啮合实现一档变速。 2、当齿轮 2 和齿轮 7 啮合实现二档变速。 3、当齿轮 3 和齿轮 8 啮合实现三档变速。一个倒退档：当齿轮 4、惰轮 5 和齿轮 9 啮合实现倒档。一个空挡：当拨叉移动滑移齿轮不与输入轴齿轮啮合则为空档状态。注：输入轴的齿轮均是空套在轴上，当离合器工作时，输入轴转速传递给离合器，由离合器内花键将动力传递给输入轴上的齿轮，输入轴成为常转轴（输入轴上有花键与离合器相连，输出轴为花键轴）。根据受力分析和经验，采取上图惰轮布置方式。浙江理工大学本科毕业设计13第三章基本参数的确定与计算3.1 发动机额定参数3.2 传动比的确定该变速箱根据设计要求，需要高速，中速，低速三个前进档变速。由经验和工况需要确定传动比，高速级传动比为 1.2，中速级传动比为 1.5，低速级传动比为 3。倒退档总传动比为 2.7，惰轮轴分配传动比为 1，输出轴分配传动比为 2.7。3.3 传动装置运动、动力参数运算3.3.1 各轴转速输入轴： min/30001rnnm 输出轴（高速级）： r/min25002 . 13000112inn 输出轴（中速级）： r/min20005 . 13000213inn 输出轴（低速级）: min/100033000314rinn 惰轮轴: min/300013000415rinn 输出轴（倒档）： min/11.11117 . 23000556rinn3.3.2 各轴功率输入轴： kW246.1599. 04 .15d1联PP 输出轴（前进）：kW641.147.909.90246.1512齿轴承PP 惰轮轴： kW641.147.909.90246.1513齿轴承PP插秧机机械变速箱设计14 输出轴（倒退）：kW059.147.909.90641.1434齿轴承PP3.3.3 各轴转矩电机轴： mN023.4930004 .159550955000dnPT 输入轴： mN533.483000246.1595509550111nPT 输出轴（高速级）： mN93.552500641.1495509550222nPT 输出轴（中速级）： mN91.692000641.1495509550323nPT 输出轴（低速级）: mN82.1391000641.1495509550424nPT 惰轮轴: mN61.463000641.1495509550535nPT 输出轴（倒档）： mN15.12111.1111059.1495509550646nPT3.4 直齿圆柱齿轮的设计计算3.4.1 设计计算低速级齿轮参数 1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 1）如图所示的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。 2）变速箱一般选用 7 级精度 3）材料选择。一般选择小齿轮材料为 40Cr（调质），硬度为 280HBS，大齿轮材料为 45 钢（调质）硬度为 240HBS，二者材料硬度差为 40HBS。 4）选小齿轮齿数为 17，大齿轮齿数为 62。 2、按齿面接触强度设计由设计计算公式进行试算，即 32HHEd1112ZZZZuuKTd（1）确定公式内的各计算数值浙江理工大学本科毕业设计151）试选载荷系数 K=1.3.2）小齿轮转矩MNT53.4813）选取齿宽系数为 0.2。4）查得材料的弹性影响系数MPaZe8 .1895）按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限，大齿MPaH6001lim轮的接触疲劳强度极限。MPaH5502lim6）计算应力循环次数 101110296. 1153008230006060hjLnN 1010210356. 064. 310296. 1N7）取接触疲劳寿命系数，9 . 01HNK95. 02HNK8）计算接触疲劳许用应力取失效概率为 1%，安全系数 S=1，得 MPaSKHNH5401lim11 MPaSKHNH5 .5222lim22 （2）计算1）试算小齿轮分度圆直径td1= 32HHEd1112ZZZZuuKTdmm5 .435 .5228 .1892132 . 0108 . 43 . 13242）计算圆周速度 vsmndvt/83. 66000030005 .43100060113）计算齿宽 b插秧机机械变速箱设计16 mmdbtd7 . 85 .432 . 014)计算齿宽与齿高之比模数mmzdmt55.217/5 .43111齿高mmmh74. 525. 2 58. 774. 55 .43hb5）计算载荷系数根据，7 级精度。查得动载系数，直齿轮，smv/83. 62 . 1vK,使用系数，用插值法查得 7 级精度、小齿轮非1FHKK1AK对称布置时。由，得423. 1HK55. 734.11596.85hb423. 1HK；故载荷系数35. 1FK7076. 1423. 112 . 11HHvAKKKKK6)按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径，得mmKKddttt85.471 . 15 .43317)计算模数 m mmzdmt81. 21785.471(3) 按齿根弯曲强度设计弯曲强度设计公式为3211)(2FSFdYYzKTm (1)确定公式内各计算数值 1）查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯曲MPaFE5001强度极限；MPaFE3802 2）查得弯曲疲劳寿命系数,;85. 01FNK88. 02FNK 3)计算弯曲疲劳许用应力。浙江理工大学本科毕业设计17 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，得 MPaSKFEFNF57.303111 MPaSKFEFNF86.238221 4)计算载荷系数 K。 62. 135. 112 . 11FFvAKKKKK 5）查取齿形系数。查得，。65. 21FaY226. 22FaY 6）查取应力校正系数。查得,。58. 11SaY764. 12SaY7）计算大、小齿轮的加以比较FSaFaYY 01379. 0111FSaFaYY 01644. 0222FSaFaYY 大齿轮的数值大。(2) 设计计算 54. 201644. 0172 . 0108 . 462. 12324m 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 m 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 2.54 并就近应圆整，按接触强度算得mmm6 . 2插秧机机械变速箱设计18的分度圆直径，算出小齿轮齿数，大齿轮mmd5 .4311711mdz齿数。513172z 这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度要求，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。 4、几何尺寸计算(1) 计算分度圆直径 mmmzd2 .446 . 21711 mmmzd6 .1326 . 25122(2) 计算中心距 mmdda4 .88221 (3) 计算齿轮宽度 mmdbd92 .442 . 01 （4）计算齿顶圆直径 mmmhddaa2 .52422 .44211 mmmhddaa6 .140426 .132222 （5）计算齿根圆直径 mmmchddaf2 .34425. 122 .44)(211 mmmchddaf6 .122425. 126 .132)(222 3.4.2 其他齿轮参数根据此计算方法，可以算出其他齿轮(均为标准齿轮)的参数如下：模数齿数分度圆直径齿顶圆直径齿根圆直径齿轮 12.617齿轮 22.62770.278.260.2齿轮 32.63180.688.670.6齿轮 42.617浙江理工大学本科毕业设计19齿轮 52.617齿轮 62.651132.6140.6122.6齿轮 72.641106.6114.696.6齿轮 82.63796.2104.286.2齿轮 92.646119.6127.6109.63.5 直齿圆柱齿轮的受力计算齿轮 1（齿轮 6）所受的切向力：N1 .21962 .44485332211t1dTF齿轮 1（齿轮 6）所受的径向力：NFFtr37.799364. 01 .219620tan11齿轮 2（齿轮 7）所受的切向力：N71.138270.2485332221t2dTF齿轮 2（齿轮 7）所受的径向力：NFFtr31.503364. 071.138220tan22齿轮 3（齿轮 8）所受的切向力： N29.12046 .80485332231t3dTF齿轮 3（齿轮 8）所受的径向力： NFFtr36.438364. 029.120420tan33齿轮 4（9）（惰轮 5）所受的切向力： N1 .21962 .44485332241t4dTF齿轮 4（9）（惰轮 5）所受的径向力： NFFtr37.799364. 006.219620tan11插秧机机械变速箱设计20第四章轴的设计计算 4.1 输入轴的设计计算 4.1.1 估算轴的直径（1）已知条件输入轴的传递的功率，转速，传递kw246.151P30001nr/min转矩。mN533.481T（2）选择轴的材料因传递功率不大，并对重量及结构尺寸无特殊要求，故选常用的材料 45 钢，调质处理。（3）初算直径查表取 C=120mm63.203000246.151203311nPCd 4.1.2 轴的结构设计图 4-1 输入轴结构如图 4-1 所示，由于该轴前端与发动机相连，后端为液压系统提供动力，所以该轴应为常转轴，但又要满足在发动机不停止工作的条件下，实现主变速箱的工作起停，所以将俩对双联齿轮结合并空套于轴上，将滚针轴承内圈固定于轴上，再将齿轮与轴承外圈固定。主离合器的主动浙江理工大学本科毕业设计21摩擦片与轴前端的花键相啮合，主动摩擦片带动从动摩擦片与左端双联齿轮的花键相啮合，实现动力的传递。 4.1.3 花键类型的选取在此设计中根据经验和经济性要求选取压力角为 45 度渐开线花键，由于齿形钝而短，与压力角为 30 度的渐开线花键相比，对连接件的削弱较小，但工作面高度较小，故承载能力较低，多用于载荷较轻，直径较小的静联接特别适用于薄壁零件的轴毂连接。渐开线花键的定心方式为齿形定心。当齿受载时，齿上的径向力能起到自动定心的作用利于各齿的均匀受载，其主要失效形式为工作面的压溃，需要校核其挤压应力。 4.1.4 轴承类型的选取由于该轴上的齿轮均为直齿圆柱齿轮，几乎没有轴向力的作用，故在轴段使用俩个深沟球轴承，其特点是主要承受径向载荷，也可同时承受较小的轴向载荷。当量摩擦系数最小。在高速运转时可承受纯轴向载荷，并且大量生产，价格最低。满足经济性和实用性要求。空套在轴上的齿轮，根据经验和实用性要求，采用滚针轴承来达到预期效果，因为在同样的内径条件下，与其他类型的轴承相比，其外径最小，内圈和外圈可以分离，工作时允许内、外圈有少量的轴向错动。有较大的径向承载能力。一般不带保持架且摩擦系数较大。 4.1.5 具体长度的选取轴段 1 上安装于发动机相连的联轴器，根据给定的联轴器型号，选取轴段长度比联轴器轮毂宽度略小，于是选定轴段 1 直径，mmd201长度。mmL5 .621轴段 2 上要安装与主离合器相连的渐开线花键，根据经验选定花键型号为 GB 3478.1-1995。则轴段 2 直径，长度。mmd252mmL5 .232轴段 3 为过渡轴段，为使轴受力均匀，根据经验选取轴段 3 直径，长度。mmd223mmL5 . 53插秧机机械变速箱设计22轴段 4 起到为齿轮轴向定位的作用，应比轴的直径略大，选取轴段4 直径，长度。mmd254mmL154轴段 5 起到主要承载载荷的作用，由刚才试算的结果，选取轴段 5直径，长度。mmd65.205mmL1065轴段 6 为了与深沟球轴承配合，直径需小于轴段 5 满足轴承内径的标准值，这里取轴段 6 直径，长度。mmd176mmL176轴段 7 为了与液压系统中的齿轮泵相配合，根据齿轮泵型号选取轴段 7 直径，长度。mmd5 .167mmL5 .2054.2 输出轴的设计计算4.2.1 估算轴的直径（1）已知条件为了满足可靠性要求，应按低速级输出轴功率和转速试算该轴的直径，给出传递的功率，转速，传递的转kw641.142P1000r/min2n矩。M139.82N2T （2）选择轴的材料因传递功率不大，并对重量及结构尺寸无特殊要求，故选常用的材料 40Cr。（3）初算直径查表取 C=97mm73.23100064.14973311nPCd 4.2.2 轴的结构设计浙江理工大学本科毕业设计23 图 4-2 输出轴结构如图 4-2 所示，由于该轴上的齿轮均为滑移齿轮，为了保证运动的精确，由可靠性要求选取花键轴，且键的类型均为渐开线花键，渐开线花键可以用制造齿轮的方法来加工，工艺性较好，制造精度也高，花键齿的根部强度高，应力集中小，易于定心，在要求经常滑移的连接中可以采用渐开线花键，其定心方式为齿形定心。当齿受载时，齿上的径向力能起到自动定心作用，利于各齿受力均匀，因为经常滑移，对花键表面磨损较为剧烈，应进行耐磨性校核，根据经验和计算给出该花键轴的花键型号为 GB 3478.1-1995。 4.2.3 具体长度的选取轴段 1 为了与深沟球轴承配合，直径需小于轴段 2 满足轴承内径的标准值，这里取轴段 1 直径，长度。mmd171mmL141插秧机机械变速箱设计24 轴段 2 起到主要承载载荷的作用，由刚才试算的结果，选取轴段 2 直径，长度。mmd73.232mmL952轴段 3 为了与深沟球轴承和主变速箱配合，直径需小于轴段 2 满足轴承内径的标准值，这里取轴段 3 直径，长度。mmd173mmL5 .2934.3 惰轮轴的设计计算 4.3.1 估算轴的直径（1）已知条件惰轮轴的传递的功率，转速，传递转kw64.143P30003nr/min矩。mN61.463T（2）选择轴的材料因传递功率不大，并对重量及结构尺寸无特殊要求，故选常用的材料 40Cr。（3）初算直径查表取 C=110mm65.18300064.141103311nPCd4.3.2 轴的结构设计图 4-3 惰轮轴结构浙江理工大学本科毕业设计25 如图 4-3 所示，该轴结构较为简单只有一个齿轮作为轴上主要部件。俩端均为深沟球轴承，该轴具有较好的工艺性，采取调质方法进行热处理。 4.3.3 具体长度的选取轴段 1 为了与深沟球轴承配合，直径需小于轴段 2 满足轴承内径的标准值，这里取轴段 1 直径，长度。mmd101mmL8 . 71 轴段 2 起到主要承载载荷的作用，由刚才试算的结果，选取轴段2 直径，长度。mmd65.182mmL122 轴段 3 为了与深沟球轴承配合，直径需小于轴段 2 满足轴承内径的标准值，这里取轴段 3 直径，长度。mmd153mmL113 4.4 输出轴的强度校核及轴承寿命校核 4.4.1 按弯扭合成强度条件校核当输出轴为低速时受到弯扭合成强度影响最强烈，所以用低速级进行强度校核，校核过程如下： 1 .219621FFF lFFl21 95441 .21962F 解得NF14.10172 则NF96.11781承受最大弯矩mmNM24.518744496.1178前面已经算出承受的扭矩mmNT139820根据轴的弯扭合成强度条件为：图 4-4 弯扭矩图122)(WTMca其中：轴的计算应力，; caMPa 轴所受的弯矩，； MmmN 插秧机机械变速箱设计26轴所受的扭矩，；TmmN 轴的抗弯截面系数，；对于该设计中的实心轴计算公式为W3mm。31 . 0 dW 对称循环变应力时轴的许用弯曲应力，经查表得 40Cr 材料的1弯曲许用应力为 75MPa。通常由弯矩产生的弯曲应力是对称循环变应力，而由扭矩所产生的扭转切应力则常不是对称循环变应力。为了考虑俩者循环特性不同的影响，引入折合系数，在这里轴受到的扭转切应力为脉动循环变应力，去。6 . 0 则MPaWTMca81.7373.231 . 0)1398206 . 0(24.51874)(322221 该轴直径符合弯扭合成强度条件，故取输出轴直径mmd 对轴端轴承进行寿命校核由于齿轮均选用直齿圆柱齿轮，所以几乎不受轴向力的影响，由经验和可靠性原则选定轴承类型为深沟球轴承，型号为 6303，额定静载荷计算过程如下：NC60200两个轴承的径向力前面已经算出分别为：，。NFr96.11781NFr14.10172两个轴承均为深沟球轴承，均无派生轴向力产生，故 NFFFFaadd02121经查表得该型号轴承判断系数 e=0.24,且当的时候，取eFFra/。当的时候，取。0, 1YXeFFra/8 . 1,56. 0YX 该轴承，取。eFFra 0/0, 1YX 所以NFYXFPar96.1178111 。NFYXFPar14.1017222浙江理工大学本科毕业设计27则根据公式，公式中 n 应取轴的最大转速，即高速PCnLh60106级转速，因为是深沟球轴承，应取值为 3。按受力最min/2500rn 大的轴承校核。 hPCnLh53366109 . 896.117825006060200106010满足该种型号轴承的额定寿命。故可以选用深沟球轴承 6303。4.5 惰轮轴的强度校核及轴承寿命校核 4.5.1 按弯扭合成强度条件校核由前面算出的惰轮轴齿轮受力进行校核，校核过程如下： 1 .219621FFF lFFl21 1261 .21962F 解得NF1 .10982 则NF1 .10981承受最大弯矩mmNM6 .658861 .1098前面已经算出承受的扭矩mmNT 46610根据轴的弯扭合成强度条件为: 122)(WTMca其中：轴的计算应力，;caMPa 轴所受的弯矩，；图 4-5 弯扭矩图MmmN 轴所受的扭矩，；TmmN 插秧机机械变速箱设计28 轴的抗弯截面系数，；对于该设计中的实心轴计算公式W3mm为。31 . 0 dW 对称循环变应力时轴的许用弯曲应力，经查表得 45 号钢材1料的弯曲许用应力为 45MPa。通常由弯矩产生的弯曲应力是对称循环变应力，而由扭矩所产生的扭转切应力则常不是对称循环变应力。为了考虑俩者循环特性不同的影响，引入折合系数，在这里轴受到的扭转切应力为对称循环变应力，去。6 . 0 则PaWTMca29.4465.181 . 0)466106 . 0(6 .6588)(322221 该轴直径符合弯扭合成强度条件，故取惰轮轴直径mmd 对轴端轴承进行寿命校核由于齿轮均选用直齿圆柱齿轮，所以几乎不受轴向力的影响，由经验和可靠性原则选定轴承类型为深沟球轴承，型号为 6202，额定静载荷计算过程如下：NC56080两个轴承的径向力前面已经算出分别为：，。NFr1 .10981NFr1 .10982两个轴承均为深沟球轴承，均无派生轴向力产生，故 NFFFFaadd02121经查表得该型号轴承判断系数 e=0.22,且当的时候，取eFFra/。当的时候，取。0, 1YXeFFra/0 . 2,56. 0YX 该轴承，取。eFFra 0/0, 1YX 所以NFYXFPar1 .1098111 。NFYXFPar1 .1098222浙江理工大学本科毕业设计29则根据公式，公式中 n 应取惰轮轴的转速， PCnLh60106，因为是深沟球轴承，应取值为 3。按受力最大的轴min/3000rn 承校核。 hPCnLh53366104 . 71 .109830006056080106010满足该种型号轴承的额定寿命。故可以选用深沟球轴承 6202。插秧机机械变速箱设计30第五章离合器的选用和装配 5.1 离合器的选用根据经验、可靠性原则以及箱体尽量小的要求，决定采用摩擦片式离合器，方便操纵，符合要求。 5.2 摩擦片式离合器简介摩擦离合器是应用得最广也是历史最久的一类离合器，它基本上是由主动部分、从动部分、压紧机构和操纵机构四部分组成。主、从动部分和压紧机构是保证离合器处于接合状态并能传动动力的基本结构，而离合器的操纵机构主要是使离合器分离的装置12。在分离过程中，踩下离合器踏板，在自由行程内首先消除离合器的自由间隙，然后在工作行程内产生分离间隙，离合器分离。在接合过程中，逐渐松开离合器踏板，压盘在压紧弹簧的作用下向前移动，首先消除分离间隙，并在压盘、从动盘和飞轮工作表面上作用足够的压紧力；之后分离轴承在复位弹簧的作用下向后移动，产生自由间隙，离合器接合13。5.3 摩擦片式离合器原理所谓离合器，顾名思义就是说利用“离”与“合”来传递适量的动力。离合器由摩擦片、弹簧片、压盘以及动力输出轴组成、它位于发动机与变速箱之间，用来将发动机飞轮上储存的力矩传递给变速箱，以保证车辆在不同的行驶状况下传递给驱动轮适量的驱动力和扭矩，属于动力总成的范畴，在半联动的时候，离合器的动力输入端与动力输出端允许有转速差，也就是通过其转速差来实现传递适量的动力14。离合器分为三个工作状态，即踩下离合器的不联动，不踩下离合器的全联动，以及踩下离合器的半联动。当车辆起步时，司机踩下离合器，离合器踏板的运动拉动压盘向后靠，也就是压盘与摩擦片分离，此时压盘与飞轮完全不接触，也就不存在相对摩擦。当车辆在正常行驶时，压盘是紧紧挤靠在飞轮的摩擦片上的，此时压盘与摩擦片之间的摩擦力最大，输入轴和输出轴之间保持相对静摩擦，二者转速相同。最后一种是离合器的半联动状态，压盘与摩擦片的摩擦力小于全联动状态。此时，离合器压盘与浙江理工大学本科毕业设计31飞轮上的摩擦片之间是滑动摩擦状态，飞轮的转速大于输出轴的转速，从飞轮传输出来的动力部分传递给变速箱15。这种状态下，发动机与驱动轮之间相当于一种软连接的状态。一般来说，离合器是在车辆起步和换挡时发挥作用，此时变速箱的一轴与二轴之间存在转速差，档位挂进以后，再通过离合器将一轴与发动机的动力结合，使动力继续得以传输。在离合器中，还有一个不可或缺的缓冲装置。它由两个类似于飞轮的圆盘对在一起，在圆盘上有矩形凹槽，在凹槽内部布置弹簧，在遇到冲击时，两个圆盘之间的弹簧相互发生弹性作用，缓冲外界刺激，有效的保护了发动机和离合器16。在离合器的各个配件中，压紧弹簧的强度，摩擦片的摩擦系数、离合器的直径、摩擦片的位置以及离合器的数目是决定离合器性能的关键因素。弹簧的刚度越大，摩擦片的摩擦系数越高，离合器的直径越大，离合器性能越好17。5.4 摩擦片式离合器主从动件设计如图 5-1 所示，主离合器外壳（c）上的内花键与输入轴上的外花键相配合，当欲使离合器工作时，驾驶员给离合器外壳以力的作用，使得与离合器外壳相连的主动摩擦片（a）转动并向后靠与从动摩擦片（b）相接触，内摩擦片为了有效散热，上面设计有油槽结构，借助摩擦力的作用外摩擦片将动力传递给内摩擦片，由于内摩擦片上的内花键与（d）离合器内套啮合，故可将动力传递给离合器内套，离合器内套的的渐开线内花键又与双联齿轮上的外花键相啮合，将动力传递给齿轮18。（a） (b) (c) (d) 图 5-1 离合器零部件图插秧机机械变速箱设计325.5 摩擦片式离合器装配主要结构图 5-2 离合器装配图浙江理工大学本科毕业设计33第六章操纵系统及箱体相关设计6.1 操纵系统设计主要内容机械式变速器的操纵机构主要包括两部分：一部分是主离合器的操纵机构，另一部分是换挡操纵装置。主离合器的操纵机构主要功能是实现主、从摩擦片的分离。换挡装置在设计中要防止自动脱档和自动换挡等意外情况的发生，主要由轴拨叉 1、轴拨叉 2 和锁止机构等结构组成，其中锁止机构主要由锁止弹簧和定位球组成，装在变速器的上、下箱体上，起限制定位 2 个拨叉位置的作用，可以防止高速插秧机在田间工作时，由于振动或者较小的轴向力的作用而脱档19，如图所示：（a） (b) (c) (d) 图 6-1 拨叉及锁止机构图6.2 操纵系统相关装配上图 5-3 所示（a）拨叉轴与输出轴低速双联齿轮相配合，达到操纵滑移的目的，上图所示（b）拨叉轴与输出轴高速双联齿轮相配合，达到操纵滑移的目的，上图所示（c）与主离合器相配合，达到操纵离合器启停的目的，上图所示（d）图钢珠顶在拨叉轴的圆弧凹槽内，达到限位的目的，另一端依靠螺栓与机箱相固定，达到锁紧的目的20。6.3 箱体的加工及实物图机械式变速器的箱体结构复杂，样件的加工需要在数控加工中心中才能完成，并且为了防止箱体外部表面锈蚀，加工完成以后要做喷漆处理，下图为在数控加工中心中加工出来的机械式变速器上、下箱体样件。插秧机机械变速箱设计34 图 6-2 箱体样件图浙江理工大学本科毕业设计35第七章总结与展望 7.1 论文总结我国高速插秧机的技术水平与日韩等发达国家相比还有很大差距，高速插秧机的设计是目前我国农业机械化发展所急需的技术，其变速系统结构复杂，要求高，设计难度比较大，本文在对变速系统采用模块化设计的基础上，设计机械式变速器的传动机构，并对主离合器的结构进行优化，建立模型并加工出机械式变速器的样件。本文阐述了我国水稻种植的历史及现状，阐述了插秧机的在国内外的发展情况，并分析了我国推广水稻种植机械可以带来的巨大经济效益以及未来高速插秧机市场的发展趋势。同时详细说明了高速插秧机的结构特点和几种变速方式的工作原理，提出了变速系统的模块化设计理念，提出应该对机械式离合器中的主离合器的结构进行优化设计，从而提高我国高速插秧机的技术研究水平。确定了高速插秧机传动系统的设计方案，由于技术水平和成本控制方面的原因，选择机械式变速器作为副变速器的变速方式，并对两轴式变速器和三轴式

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