毕业设计（论文）-联合收割机割台驱动系统的改进设计（全套图纸）.pdf

盐城工学院毕业设计说明书 1 0 引言引言 目前我国收割机按其行走方式有自走式和背负式，按底盘结构分有履带式和轮 式，按其喂入方式分有全喂入式、半喂入式和梳脱式，近几年国外联合收割机发展较 快，型号趋于齐全，设备不断完善，除了国内的型号外还包括以下几种形式：从割幅 看，有 2m 左右的割幅，也有 78m 的割幅，从用途看，有单一型，也有多用途型。 为了适应生产的需要，国外联合收割机无论从机型、机种和结构性能上都有很大的变 化，主要有以下几个方面： 全套图纸，加全套图纸，加 153893706 1向高效大型发展 近年来，国外许多公司都生产了不少高效率的大型谷物联合收割机，这一趋势越 来越明显。 2由牵引式向自走式发展 由于自走式具有机动灵活、无需开道、操作方便等优点，现在各国普遍生产和使 用的都是自走式联合收割机。 3向系列化、通用化发展 产品实现系列化、通用化可大大缩短设计周期，降低成本，方便使用。目前世界 上绝大多数厂家均成系列地生产各种大小规格的联合收割机。 HL6000C 联合收割机割台驱动系统的改进 2 4努力提高机器的可靠性和使用寿命 联合收割机使用时间短，季节性强，结构复杂，价格昂贵。设法提高机器的使用 可靠性和延长使用寿命， 是各国近年研究改进的一个主要方向。 为此各国生产机器时， 广泛采用薄钢板冷弯加工成弯曲型钢来代替扁钢，采用薄壁钢管代替角钢，采用焊接 结构代替螺钉或铆钉联结。 既保证了必要的刚度、 强度和稳定性， 而且又节省了材料， 减少了材料规格及紧固零件的品种，这就大大有利于组织生产。在零件结构设计上， 注意提高强度，增加刚性。不论是机架、割台壳体还是输送过桥都加厚了墙板，加强 了骨架；割台绞龙叶片加厚；拨禾轮多采用薄板冲压幅板，大直径薄壁圆管轴；割刀 驱动机构采用油浴密封式摆环箱，使割刀工作平稳寿命长。 5广泛采用先进技术，提高机器工作性能 为了提高机器的作业质量并使其高效、安全、可靠地工作，现代联合收割机上广 泛采用各种电子仪表监视装置以及电器、液压控制和液压驱动等先进技术。 6不断改善驾驶员的工作条件 改善驾驶员工作条件，提高工作环境的舒适性是增加作业时间、提高工效和收割 机质量的重要保证。 此外，世界上许多厂家近年来还生产了许多坡地型联合收割机。 HL6000C 型联合收割机是一种自走履带式半喂入型联合收割机，此类联合收割机 的优点主要有：1.谷粒损失小；2.割茬低且能收割倒伏作物；3.脱粒清选功能小，易 清选；4.水田通过性好。因其具有以上这些优点，此类联合收割机得到了较大的发展 和推广，但由于其结构复杂，虽经过了比较长的一段时间的发展，在使用过程中仍然 还存在着一些问题。为了提高收割机的质量，解决一些问题，本文通过对其总体结构 的介绍和割台驱动系统的分析，找出其存在的问题，并通过分析计算解决一些实际问 题。 割台作为联收割机的首要部分，由分草板，分草杆、扶禾装置、拔禾装置、割 刀、脱粒深浅装置，导流杆、压杆、传动链组成。其工作原理及作用为：工作时首先 分草杆将田间作物分成收割及待收割区，分草板将收割区内作物分成四行（或三行） ， 扶禾装置将倒伏的或直立的作物扶直，经割刀切断后，由扶禾装置将其传送到脱粒深 浅装置（又叫升降台或向心台）并经导流杆的真确导向，使作物以合理的姿势准确地 送至脱粒系统。 整个过程是一个切割及输送的过程。 在此过程中会经常出现一些问题， 影响联合收割机的正常运作，有时甚至会使得整个机器瘫痪，如割刀的断裂、驱动轴 的断裂等等。因此在整个联合收割机的设计及使用过程中，割台部分的设计及改进是 尤为重要的。 本文首先对联合收割机的总体结构进行介绍和分析， 其次主要针对其割台驱动系 统部分存在的问题进行分析，再次通过分析计算提出解决方案，并对其主要零件进行 盐城工学院毕业设计说明书 3 工艺分析。 1. 联合收割机总体结构联合收割机总体结构 1.1 联合收割机的总体设计原则联合收割机的总体设计原则 谷物联合收割机的设计包括零部件设计和总体设计两方面。一台机器设计的好 坏固然与每个零部件的设计有关，但对整机性能起决定作用的却是总体设计，如果在 设计中对整体缺乏全盘考虑，即使各部件的设计是良好的，但组合在一起却不一定获 得好的效果，因此，在进行谷物联合收割机的设计时，考虑总体原则是十分必要的。 进行总体配置就是要合理地布置各部件的位置，从而进一步确定机器的总体尺 寸，估算机器的质量和重心位置，确定传递路线，设计并布置操纵机构及驾驶台，安 排附件等。 总体配置对联合收割机的整体性能起决定作用，不同类型的谷物联合收割机， 其总体配置有不同的特点，但可将其共同的要求归纳为以下原则。 （1）.工艺过程连续顺畅。在配置工作部件的相互位置和尺寸时，应该特别注 意工作部件生产率的平衡，保证谷物流的均匀连续，避免出现超负荷的部分。 （2）.正确配置机器的重心。在配置工作部件时，应考虑整机的重心位置，使 各轮轴上的负荷分配合理。 （3）.创造良好的驾驶工作条件。驾驶员应处于最利于工作的位置，割台前面 HL6000C 联合收割机割台驱动系统的改进 4 的主要工作区域均应在视野之中，同时还应能方便地观察左右两侧。 （4）.便于使用、调整和维修。应妥善考虑各操纵手柄和脚踏板的位置，使驾 驶员不至于因频繁操作而感到疲劳。还应注意各部件的相互位置，以使调整和维修更 加方便。 （5）注意机器外形的美观。在现代谷物联合收割机的设计中，外形是否美观是 非常重要的。通常采用的方法是在机器的两侧和上部设计几块外罩，同时还要考虑其 构形，使之构成轮廓分明的图案。 1.2 HL6000C 型联合收割机结构简介型联合收割机结构简介 HL6000C 型收割机是由割台、脱粒清选系统，切草、集草装置、谷仓部分，行走 系统，发动机、车架、操作部分、电气部分组成。 1.2.1 割台 1.组成：分草板，分草杆、扶禾装置、拔禾装置、割刀、脱粒深浅装置，导流 杆、压杆、传动链组成。 2.工作原理及其作用：工作时首先分草杆将田间作物分成收割及待收割区，分 草板将收割区内作物分成四行（或三行） ，扶禾装置将倒伏的或直立的作物扶直，经 割刀切断后，由扶禾装置将其传送到脱粒深浅装置（又叫升降台或向心台）并经导流 杆的真确导向，使作物以合理的姿势准确地送至脱粒系统。整个过程是一个切割及输 送的过程。 1.2.2 脱粒清选系统 1.组成：脱粒清选系统由传动部分、脱粒部分、输送部分、清选部分组成。 a.传动部分：将发动机动力传到脱粒筒、二次脱粒筒、主喂入链、一次绞龙及 扬谷绞龙、二次绞龙及还原绞龙、振动筛主风扇及吸引风扇等。 b.脱粒部分：实现作物杆茎与籽粒分离，包括主脱粒筒，副脱粒筒。 c.输送部分：在脱粒过程中对作物进行夹持及输送，并将脱粒完的籽粒送至谷 仓，包括主输送链、一次绞龙及扬谷绞龙，二次绞龙及还原绞龙。 d.清选部分：使籽粒与杂余杆茎分离的部件总称。包括振动筛、筛网、主风扇、 吸引风扇。 2.原理及其作用：作物被主输送链由主脱粒筒自前方向后方传递，经主筒梳刷 后几乎所有的籽粒和杆茎分离，完成脱粒的杆茎被主输送链传递至排草链及排草皮 带，最终输送至切草、集草装置。由主脱粒筒脱下的籽粒及细小的杂余透过筛网落入 振动筛，经过振动筛的振动及主风扇和吸引风扇的清选，干净籽粒落入一次绞龙后经 过扬谷绞龙输入谷仓。主筒脱粒时脱下的断穗及较大杂余杆茎在主筒内经挤压摩擦 盐城工学院毕业设计说明书 5 后，干净籽粒落入振动筛，经清选后进入粮仓。经挤压梳刷后仍然存在的较大杂余杆 茎被传送至二次脱粒筒，经过二次脱粒后，籽粒与细小杂余落入振动筛、二次绞龙还 原绞龙，其余杆茎被风机吹出机外。还原绞龙将籽粒与细小杂余重新输入振动筛前部 进行再次清选,杂余被吹出机外，而籽粒则被一次绞龙扬谷绞龙送入谷仓，整个过程 是作物的脱粒和清选过程。 1.2.3 切草、集草装置 1.组成：由排草链、二组盘形刀、盖板、扩散绞龙、杆收集架、传感器、排草 皮带等组成。 2.原理与作用：通过液压手柄使盖板关闭或打开来实现对草杆的处理，具体是： 打开盖板则草杆被切碎还田；关闭盖板且打开集草架则草杆成堆落入田里；关闭盖板 且将集草架收起则草杆连续均匀铺在田里。 1.2.4 谷仓 组成：由谷仓、传感器、粮袋支架、踏板及安全扶手等组成。 1.2.5 作物流程图(如图 1-1) HL6000C 联合收割机割台驱动系统的改进 6 作 物分 草 杆扶 禾 拨 指导 流 杆切 刀 耙 子 皮 带 盘 行 拨 爪割 台 输 送 链升 降 台 拨 指 割 台 输 送 链升 降 台 拨 指星 轮 穗 部 机 外排 草 链 主 脱 粒 筒 切 草 集 草 装 置 吸 风 扇 吹 风 扇 碎 屑 谷 仓 干 净 籽 粒一 次 绞 龙扬 谷 绞 龙粮 袋较 干 净 籽 粒振 动 筛 茎 杆喂 入 链 穗 头 杂 余副 脱 粒 筒 机 外 吸 引 风 扇碎 屑 机 外 还 原 绞 龙二 次 绞 龙振 动 筛夹 带 籽 粒 的 碎 草 碎 屑 干 净 籽 粒 吹 风 扇 吸 风 扇 机 外 图 1-1 作物流程图 1.2.6 机器动力传动图（如图 1-2） 盐城工学院毕业设计说明书 7 发动机 液压皮带 液压泵马达皮带齿轮箱 割取驱动皮带 割取部 履带驱动轮 脱谷筒驱动皮带 脱谷驱动皮带 脱谷筒 稻草排出皮带 处理筒皮带脱粒链条 处理筒 风扇皮带 清选风扇 1号皮带 一次绞龙 二次绞龙 切碎皮带 吸引风扇 切碎刀组 吸引风扇 扩散绞龙 振动皮带 扩散皮带 图 1-2 机器动力传动图 1.3.HL6000C 型联合收割机割台驱动系统的分析型联合收割机割台驱动系统的分析 HL6000C 型联合收割机的割台驱动系统在整个收割机中占着非常重要的地位， 其 原理图如图 1-1。 割台驱动原理图 图 1-1 发动机 驱动轴 转动轴 割刀 向心 齿轮轴 液压部分（包括 HST） HL6000C 联合收割机割台驱动系统的改进 8 HL6000C 型联合收割机割台传动系统的工作原理简介如下： 通过皮带轮将发动机的动力传递到液压系统（包括 HST 部分） ，然后通过液压系 统将动力分别传至割台部、行走部分、脱粒部分、清选部分及切草部分。在割台部又 通过驱动轴将动力分别输送到割刀及向心。因此在割台驱动系统中，驱动轴占据着非 常重要的地位，同时在此系统中驱动轴也是设计及校核的重点。 在实际的使用过程中，实践证明驱动轴经常发生断裂，因此对此驱动轴进行分 析计算是非常重要的，通过此来发现其结构设计或加工工艺的不足，提出解决方法是 非常必要的。 盐城工学院毕业设计说明书 9 2. 联合收割机割台驱动系统主要零部件的计算分析联合收割机割台驱动系统主要零部件的计算分析 2.1 驱动轴的强度校核驱动轴的强度校核 原始数据(如图 2-1)： N=16.2 马力 N1=4.86 马力 N2=11.34 马力 L1=107mm L2=18mm L3=225mm L4=15.5mm d=148.5mm 直齿轮分度圆直径 d1=40mm 锥齿轮分度圆直径 d2=45mm 转速 n=1489r/min 皮带轮包角 156 0 皮带根数 z=2 图 2-1 驱动轴受力简图 直齿轮的受力计算： 转矩mN n N m=926.22 1489 86 . 4 70247024 1 圆周力KN m d T Ft146 . 1 04 . 0 22 1 1 1 1 = 径向力KNFF tr 417 . 0 20tan146 . 1 20tan 00 11 = HL6000C 联合收割机割台驱动系统的改进 10 锥齿轮的受力计算： 转矩mN n N m=494.53 1489 34.11 70247024 2 圆周力KN d m d T F R t 743 . 2 045 . 0 )2665 . 0 5 . 01 ( 494.532 )5 . 01 ( 22 2 2 2 2 2 = = = 其中 2665 . 0 04502 . 0 012 . 0 = R b R 径向力KNFF tr 864 . 0 5929cos20tan743 . 2 5929cos20tan 0000 22 = 皮带轮对轴作用力的计算： 皮带轮初拉力Nqv Kvz p F ca 7 . 419) 1 5 . 2 (500 2 0 0 =+= 其中 v=（148.51489）/（601000）=11.57m/s K0=0.95 q=0.1kg/m 皮带轮对轴的压力KNNzFFQ642 . 1 164278sin 7 . 41922 2 sin2 0 0 = 各点受力分析（图 2-2） ： 图 2-2 受力简图 A 点：FA= Fr1=0.417KN B 点：FB=FCL2-FA（L2+L3+L4）-FEL1/（L2+L3）=-1.085KN C 点：FC= Fr2=0.864KN D 点：FD=FC+FE-FA-FB=3.174KN E 点：FE=FQ=1.642KN 各点弯矩的计算： A 点：MA=0 盐城工学院毕业设计说明书 11 B 点：MB=FAL4=0.4170.0155=0.0065KNm C 点：MC= FD L2- FE（L1+ L2）=-0.148 KNm D 点：MD= -FE L1= -0.1757 KNm E 点：ME=0 各点扭矩的计算： 该轴所受扭矩处处相等为: T=m=7024N/n=702416.2/1489=76.42Nm=0.07642KNm 因其为顺时针旋转，所以为负值。 弯扭图示如下（图 2-3） L1 T图： L3 M图： L4 图： B L2 FC CD FE E FAFBFD m 0.148m 1757m 7642m 图 2-3 弯矩、扭矩图 由以上应力图可知其主要危险点在 D 处，其次在 D 到 E 这一区域内，这一段区域 轴所受应力最大。 根据第四强度理论得： HL6000C 联合收割机割台驱动系统的改进 12 6 . 474 42.7675 . 0 7 . 175 017 . 0 2 )003 . 0 017 . 0 (003 . 0 005 . 0 32 017 . 0 1 75 . 0 2 )( 32 1 75 . 0 1 22 23 22 23 22 = + = + = + MPa TM d tdbtd TM W 所以此驱动轴符合强度要求。也就是说在机器在空载和正常运转时，此驱动轴 满足强度要求。 但在实际使用过程中，由于受外部条件的影响，包括环境因素、带载工作时发 生意外故障（如收割时堵草等） 、气候因素的影响等等，因瞬时应力过大而发生断裂。 为了解决这些问题，提出以下方案： 1. 改进驱动轴加工工艺，同时注意及时检查齿轮油，并加强密封； 2. 将 D 到 E 间的平键改为花键，以提高轴的的强度。 2.2. 驱动轴加工工艺的编制驱动轴加工工艺的编制 驱动轴简图如图 2-4 所示 图 2-4 驱动轴简图 盐城工学院毕业设计说明书 13 工艺过程的编制如表 2-1 序号 工序内容 定位基准 主要设备 1 毛坯 2 调质处理 3 车端面，打中心孔 普通车床 4 粗车外圆至21mm 普通车床、跟刀 架 5 粗车外圆面至18mm，保证长度 155.3 普通车床 6 精车外圆至图纸尺寸，保证长度 155.3 普通车床 7 车卡簧槽至图纸尺寸 普通车床 8 车倒角 普通车床 9 调面，车端面，保证长度 395mm 普通车床 10 车外圆至17h7，保证长度 31.2mm 普通车床 11 车锥面至图纸尺寸， 保证其长度尺寸 普通车床 12 铣两键槽至图纸要求 V 型块定位 铣床、V 型块 13 铣平面至图纸要求 以键槽定位，并 使用分度装置 铣床、分度盘 14 精磨轴外圆至图纸要求 磨床 表 2-1 驱动轴加工工艺 2.3 驱动轴键槽加工的夹具设计驱动轴键槽加工的夹具设计 2.3.1.工件装夹简述 工件的装夹首先应使工件相对于刀具（或机床）有正确的位置，然后将工件压 紧在这一正确的位置上，使工件在加工过程中不因受力的影响而发生位置的变化，即 工件的夹紧。工件从定位到夹紧的整个过程称为装夹。 工件的夹紧方法有：a.直接找正装夹；b.划线找正装夹；c 夹具装夹。 机床夹具按使用范围可分为五种基本类型：a.通用夹具；b 专用夹具；c.通用可 调夹具和成组夹具；d.组合夹具；e.随行夹具。 机床夹具的组成一般有以下几部分：a.定位装置；b.夹紧装置；c.导向、对刀 元件；d.连接元件；e.其它装置和元件；f.夹具体。 机床夹具的功用主要有：a.保证加工质量；b.提高劳动生产率、降低成本；c. 扩大机床工艺范围；d.改善工人劳动条件。 HL6000C 联合收割机割台驱动系统的改进 14 机床夹具发展方向可以归纳为：功能柔性化、传动高效化、自动化、制造精密 化、旋转夹具的高速化、结构标准化、模块化、设计自动化。 A. 工件在夹具中的定位 工件定位的基本原理 工件在夹具中的定位是指在夹具中，工件的定位基准与定位元件相互接触或配 合，从而使同一批工件在夹具中都能获得一致的正确位置。 六点定位原则：工件在夹具中的位置有六个自由度，需要用夹具上按一定要求 布置的六个支撑点来限制，其中每个支撑点相应地限制一个自由度，使工件在夹具中 位置完全确定，又简称“六点定则” 。 根据六点定位原则可将定位分为完全定位、不完全定位、欠定位和过定位，在 机械加工中欠定位是不允许出现的。 B. 工件在夹具中的夹紧 a.夹紧装置的组成和基本要求 一般夹紧装置由两个基本部分组成：动力源和夹紧机构。 设计和选用夹紧装置时必须满足以下基本要求：1.夹紧过程中应能保持工件定 位时所获得的正确位置； 2.夹紧应可靠和适当； 3.夹紧装置应操作方便、 省力、 安全； 4.夹紧装置的自动化程度和复杂程度应与生产批量和生产条件相适应； 5.夹具结构要 便于制造、调整、使用和维修。 b.夹紧力的确定 确定夹紧力方向一般遵循以下原则：1.夹紧力的作用方向应保证工件的定位准 确可靠，而不能破坏定位；2.夹紧力的方向应有利于减小夹紧力；3.夹紧力的方向应 尽量与工件刚度最大的方向一致，以减小工件变形。 选择夹紧力作用点应注意以下几点：1.夹紧力作用点应正对支承元件或位于支 承元件所形成的稳定受力区内，以保证工件以获得的定位不变；2.夹紧力作用点应处 在工件刚性较好的部位，以减小工件的夹紧变形；3.夹紧力作用点应尽可能靠近被加 工表面，以提高加工部位的夹紧刚性，防止或减小工件的振动。 夹紧力大小：FJ=KF，FJ为实际所需夹紧力（N） ，F 为根据静力平衡计算出的 理论夹紧力（N） ，K 为安全系数。 2.3.2. 联合收割机割台驱动系统驱动轴（如图 2-5）键槽加工夹具设计 盐城工学院毕业设计说明书 15 图 2-5 由驱动轴的结构特征可知键槽 1 和键槽 2 在同一平面内，而且其所在的轴径相 同都为17，所以其槽宽和槽深都一致，可在一次装夹下完成加工。 考虑到其为轴类零件，所以可采用双短 V 型块定位来限制其径向的移动和轴向 的转动，再在其端部加一顶尖来限制其轴向的窜动。又由于其长度较长，为了避免轴 的径向变形，夹紧时采用双支点式，即用两块压板分别固定在两 V 型块上，其简图如 图 2-6。 图 2-6 驱动轴的定位及夹紧详情如下： A. 通过 V 型块 1 和 V 型块 2 来限制其前后上下的移动以及如图所视平面及垂直 平面内的转动。 B. 通过 V 型块 2 和顶尖 A 来限制其轴向的窜动。 键槽 1 键槽 2 V 型块 2 V 型块 1 压板 1 压板 2 HL6000C 联合收割机割台驱动系统的改进 16 C. 利用压板 1 和压板 2 来压紧。 V 型块 1、V 型块 2、压板 1、压板 2 及底座的具体尺寸见附页图纸。 2.3.3 夹具误差的计算 A. 定位误差（图 2-7） 定位误差包括基准不重合误差和基准位移误差，本夹具的定位误差为： 0037 . 0 1 45sin 1 2 018 . 0 1 2 sin 1 2 0 = = = Td dwH 所以D= dwH =0.0037 图 2-7 B. 对刀误差 T 因为刀具相对于对刀或导向元件的位置不精确而造成的加工误差。此夹具中 T =0。 C. 夹具的安装误差 A ， 因为夹具在机床上的安装不精确而造成的加工误差。本组合机床的夹具的安装 基面为平面，因而没有安装误差，所以 A =0。 D. 工件夹紧 J E. 加工过程误差 G 因为机床精度，刀具精度，刀具与机床的位置精度，工艺系统的受力变形和受 热变形等因素造成的加工误差，所以根据经验为它留出工件公差的 1/3，计算可得： 盐城工学院毕业设计说明书 17 G = K /3=0.036/3=0.012 F. 保证加工精度的条件 =D+J+T+A+GK 即工件的总加工误差 应不大于工件的加工尺寸误差 k ，为保证夹具有一定的 使用寿命，防止夹具因为磨损而过早的报废，在分析计算工件加工精度时，需保留出 一定的精度储备量 JC，因此上式改写为： ck J 将上述计算的加工精度值列于表 2-2 误差计算 加工要求 误差类型 夹具误差 D 0.0037 J 0 T 0 A 0 G 0.012 0.0157 表 2-2 夹具加工精度表 由上表可知，K所以该夹具能满足各项精度要求，且具备一定的精度储 备。 2.4 驱动轴的改进驱动轴的改进 为提高驱动轴的强度，将 D 到 E 处的平键改用花键代替。 2.4.1 花键联接 花键联接由具有多个沿周向均布的凸键齿的轴和有对应凹槽的毂孔组成，齿的 侧面是工作面。花键按其齿形分为矩形花键和渐开线花键。 （1）.矩形花键 矩形花键的齿廓，可用磨削的方法获得较高的精度，应用广泛。 矩形花键按齿数和齿高的不同，在标准中规定了两个尺寸系列：轻系列和中系 列。轻系列用于载荷较轻的静联接，中系列用于中等载荷。 矩形花键联接的定心方式为小径定心，故应对轴和孔的小径都进行磨削加工。 尽管加工复杂，但定心精度高。 （2）.渐开线花键 HL6000C 联合收割机割台驱动系统的改进 18 渐开线花键的齿廓为渐开线， 标准压力角有 30和 45两种。 与矩形花键相比， 齿根较厚，应力集中较小，强度高。花键轴可用加工齿轮的方法加工，工艺性好，但 加工内花键的渐开线花键拉刀制造成本高，故常用于载荷大、定心要求高，且尺寸较 大的联接。 渐开线花键联接的定心方式为渐开线齿形定心。具有自动定心作用，各齿承载 均匀。 比较上述两种花键，在收割机割台驱动系统的驱动轴宜采用渐开线花键。 2.4.2 花键的设计计算 25=z 、75. 0=mmm、 D o 30= 25=z 分度圆直径 D=75. 025=mzmm=18.75mm 基圆直径 Db24.16)30cos75.18(cos= o D mzmm 齿距 75 . 0 14 . 3 = mpmm=2.356mm 公差等级为 5 级、配合类别为 H/h。 1外花键的尺寸数据计算如下： （1）外花键大径尺寸 基本尺寸 Dee=) 1( +zm=（25+1）0.75mm=19.5mm 外花键大径上偏差为 0 外花键大径公差 查表 25.3-21 得外花键大径公差为-0.070mm，所以，外花键 大径上偏差为-0.070mm。则 Dee = 0 070 . 0 5 . 19 mm （2）外花键渐开线起始圆直径最大值 D Femax 2 2 sin tan 5 . 0 sin5 . 0)5 . 0(2 += D D v s Db es h DD 其中 mhs6 . 0= 查表 25.318 得0= v es 则 DFemax 2 2 30sin 75 . 0 6 . 0 30sin75.185 . 0)24.165 . 0(2 += o o =17.92mm （3）外花键小径尺寸 盐城工学院毕业设计说明书 19 基本尺寸 Die75 . 0 )5 . 125()5 . 1(=zmmm=17.625mm 外花键小径上偏差 esv/tan D 查表 25.3-19 得 esv/tan D =0 外花键小径公差，选取 IT12 外花键小径公差为 0.180mm，所以 Die = 0 180 . 0 625.17 mm （4）齿厚尺寸 基本齿厚 S=0.575. 014. 35 . 0=mmm=1.178mm 作用齿厚最大值 SVmax=S)0178. 1 (+=+ v esmm=1.178mm 实际齿厚最小值 Smin=SVmax（T+） 实际齿厚最大值 Smax=SVmax 作用齿厚最小值 SVmin=Smin+ 查表 25.3-16 得 T+=0.055mm =0.022mm 所 以 ： Smin= （ 1.178-0.055 ） mm=1.123mm 、 Smax=(1.178-0.022)mm=1.156mm SVmin=(1.123+0.022)mm=1.145mm （5）齿根圆弧最小曲率半径 Remin 查表 25.3-13 得 Remin=0.15mm （6）公差值的确定 查表 25.3-16、25.3-17，可得 齿距累积公差 031 . 0 = p Fmm 齿形公差 019 . 0 = f fmm 齿向公差 009 . 0 = Fmm （7）外花键参数表（见表 2-3） 齿数 Z 25 模数 m 0.75 压力角 D o 30 HL6000C 联合收割机割台驱动系统的改进 20 公差等级和配合类别 5h 5h(GB/T3478.1-1995) 大径 Dee = 0 070 . 0 5 . 19 花键渐开线起始圆直径 最大值 DFemax 92.17 小径 Die 0 180 . 0 625.17 作用齿厚最大值 SVmax 1.178 实际齿厚最小值 Smin 1.123 作用齿厚最小值 SVmin 1.145 实际齿厚最大值 Smax 1.156 齿根圆弧最小曲率半径 Remin R0.15 齿距累积公差 p F 0.031 齿形公差 f f 0.019 齿向公差 F 0.009 表 2-3 2、内花键的尺寸数据计算如下： （1）内花键大径尺寸 基本尺寸 Dei=)5 . 1( +zm=（25+1.5）0.75mm=19.875mm 内花键大径下偏差为 0 内花键大径公差 选取 IT12 得外内花键大径公差为 0.210mm，所以，内花键大 径上偏差为 0.210mm。则 = ei D 210 . 0 0 5 . 19 + mm （2）内花键渐开线终止圆直径最小值 盐城工学院毕业设计说明书 21 DFimin= F Czm2) 1(+，其中 CF=0.1m，则 DFimin=0.75=+75 . 0 0 . 02) 125(19.65mm （3）内花键小径尺寸 基本尺寸 Dii=DFemax+2CF=(17.92+2)75 . 0 1 . 0mm=18.07mm 内花键小径极限偏差 查表 25.3-21 得 Dii= 084 . 0 0 07.18 + mm （4）齿槽宽尺寸 基本齿槽宽 E=0.5)75 . 0 14 . 3 (=mmm=1.178mm 作用齿槽宽最小值 EVmin=0.5 m=1.178mm 实际齿槽宽最大值 Emax= EVmin +（T+） ，由以上查得 T+055. 0=mm， 则 Emax=（1.178+0.055）=1.233mm 实际齿槽宽最小值 Emin= EVmin +，由以上查得 =0.022mm，则 Emin=（1.178+0.022）=1.200mm。 作用齿槽宽最大值 EVmax=Emax=（1.233-0.022）=1.211mm （5）齿根圆弧最小曲率半径 Rimin 查表 25.3-13 得 Rimin=0.15mm （6）公差值的确定 查表 25.3-16、25.3-17，可得 齿距累积公差 031 . 0 = p Fmm 齿形公差 019 . 0 = f fmm 齿向公差 009 . 0 = Fmm （7）内花键参数表（见表 2-4） 齿数 Z 25 模数 m 0.75 压力角 D o 30 公差等级和配合类别 5H 5H(GB/T3478.1-1995) HL6000C 联合收割机割台驱动系统的改进 22 大径 Dei 210 . 0 0 5 . 19 + mm 渐开线终止圆直径最小 值 DFimin 19.65 小径 Dii 084 . 0 0 07.18 + mm 实际齿槽宽最大值 Emax 1.233 作用齿槽宽最小值 EVmin 1.178 实际齿槽宽最小值 Emin 1.200 作用齿槽宽最大值 EVmax 1.211 齿根圆弧最小曲率半径 Rimin R0.15 齿距累积公差 Fp 0.031 齿形公差 f f 0.019 齿向公差 F 0.009 表 2-4 2.4.2 改进后的驱动轴强度校核 直齿轮的受力计算： 转矩mN n N m=92