随行旋刀式草坪割草机的机械结构设计

本科生毕业设计（论文） 第一章 前 言 1.1 概述 本次毕业设计的题目是随行旋刀式草坪割草机，排草方式为侧排式。本割草机的设计要求符合 LYT 1202-1997 草坪割草机技术条件的所有要求。 割草机的动力源为汽油机，直接在市场上进行采购。在汽油机的带动下通过执行机构带动刀具进行高速旋转，实现割草的功能。执行机构中带有离合器和制动器，实现割草机在不割草的时候能独立行走。制动器能在切断离合器的电源时制动器开始工作，实现刀具 3S 内停止旋转。割草机适应不同的工作环境，割草幅度的要求也不同，通过调高装置实现不同割草幅度。割草的幅度的调节范围为 15mm75mm 分为 15 档进行调节。 通过减速装置把汽油机的旋转速度降下来。在最后一根轴的带动下前轮做圆周运动，从而实现割草机向前运动。割草机有在平地行走，在疏密不同的草地进行工作，因此需要不同的行进速度，通过调节不同齿轮的啮合实现割草机不同的行进速度。割草机行走速度分为 3 档，分别为 0.6m/s，1m/s，1.5m/s 。 调高跟调档装置都是通过人工转动手柄进行调节的。根据本国的工业现状、对割草机的需求和本人的水平设计的割草机转向调节方式为人工调节把手通过万向轮实现转向。割草机的整体机架是采用焊接机架。 1.2 本课题的研究内容、要求、目的及意义 现在国内的割草机主要是背负式割草机，手提式割草机，手推式割草机。自动化程度比较低。现在国外割 草机主要是手推随行 式割草机，气垫 式割草机，坐骑式 割草机，全自动式割草机。本国生产的割草机的工作效率不高，人的劳动强度大，对人体损害比较大，自动化程度低，机工作过程中震动比较大，噪音比较大，人在操作过程中对人体有一定的伤害。 。中国生产的割草机跟外国差距还是及较大的。根据我国的基本实际情况和本人所学的知识，本次毕业设计所设计的割草机的机械结构是随行式割草机。手工调整草预留长度，调整割草机的前进速度后，开启机器，在割草机工作过程中工人只要控制割草机的行走方向，割草机就能实现快速的割草。 本次毕业设计的主要内容是：1 本割草机的工作原理方案选择设计说明；2 本割草机的整体结构、零件参数及工艺参数等的设计计算说明；3 本割草机重要零件的技术设计计算说明等。拟解决关键问题是解决割草机工作过程中噪音大的问题及设计割草机的调节割草幅度的机构，设计出割草机的调档机构，实现在汽油机的带动下，割草机的不同行走速度的传动机构。 - 1 - 本科生毕业设计（论文） 第二章 割 草机传动系统的设计与分析 动力从原动机传出后分为两部分：1 传递给执行机构，驱动刀具旋转，实现割草的功能；2 通过传动系统传递给割草机的前轮，驱动前轮做旋转运动，从而带动割草机向前运动。 谢谢朋友对我文章的赏识，充值后就可以下载说明书，我这里还有一个压缩包，里面有相应的 word 说明书和充足的 CAD 图纸。需要图纸的朋友直接联系 QQ1 执行机构的选择与设计 割草机工作时刀具 刃部需要比较高的线 速度，刀具工作时需要 比较高的旋转速度 。因此动力从原动机传出后在不减速的状态下直接带动刀具进行旋转。割草机在驶往工作场地时不需要刀具进行工作。割草机草在工作过程中有时会打到石子、树枝。如果刀具直接跟动力机相连接， 刀具容易崩刃，刀具 的寿命不长，因此执行 机构中的离合器 执；刀具与动力机相脱离时应实现 3S 内停止转动，执行机构中包含有制动装置。 1.2 行走传动系统的设计与选择 割草机的原动机具 有很高的旋转速度， 因此需要通过减速装置 把旋转速度降下来 。 减速方案有两种：1 带传动锥齿轮变速齿轮变向齿轮；2 链传动锥齿轮变速齿轮变向齿轮。两种方案在第一级的传动方式不一样，方案一种带轮传动传动的结构简单，传动平稳价格低廉，和缓冲吸震作用。链传动无弹性打滑具有准确的平均传动比，传动效率高作用在轴上的径向力比较小，能在比较恶劣的环境下工作。链传动的缺点是不能保持恒定的传动比；磨损后易发生跳齿，工作有噪声不适合在高速传动中。刀具需要 动力机有较高的旋转 速度，并且两套传动系 统共用一个动力机，需要减速传动系统对动力机冲击小。综合考虑后选择方案 1。 割草机的传动方原理图如图 2.1 所示： - 2 - 本科生毕业设计（论文） 图 2.1 割草机的传动原理图 图 2.1 为割草机的主俯视图的机械原理图，开启动力机人不能及时扶住手把，因此需要通过离合器把动力传向一轴。一轴把动力分成两部分，1 通过离合器传给刀具，2经过带轮传递给第二轴。因为轴的旋转方向竖直向下，行走动力要求是水平旋转，通过锥齿轮，改变转向，动力传递给第三轴。割草机在不同的工作环境需要不同的行走速度，三轴上装有三联滑移齿轮，调节不同的齿轮啮合得到不同的行走速度。因割草机的行走速度比较小，汽油机的转速比较大，传动比比较大，并且需要改变轴的旋转方向，得到割草机所需的正确地行走方向。因此中间还需要一级的齿轮传动。动力从四轴经过直齿轮齿轮传给五轴，五轴传给割草机的前轮，带动割草机的向前行走。 - 3 - 本科生毕业设计（论文） 第三 章 动力机的选择 选择动力机机的内容包括：动力机的类型，结构形式，容量和转速。 3.1 选择动力机的类型和结构形式： 割草机在工作过程中连续工作时间比较长，行走范围比较宽广，有一定的冲击，可以排除使用电动机。割草机在工作过程中所需的动力比较小，允许有小幅的震动，但噪声不能太大，环境污染比较小，选择汽油机机。根据汽油机的价格，转速的要求，动力要求，选用二缸汽油机。 3.2 汽油机功率的选择 标准汽油机的容量有额定功率表示。 所选汽油机的额定功率应等于或稍大于工作要求的功率。 容量小于工作要求，则不能保证工作机正常工作，或使汽油机长期过载，发热大而过早损坏；容 量过大，则增加成本 ，并且由于效率和功率 因数低而造成浪费。 汽油机的容量选择主要由运行时工作所需的功率决定的，割草机在工作过程中地面不是很平坦，负载有一定的变化，工作若干年后出现老化现象，因此选择的汽油机的容量要有一定的盈余。 汽油机功率为 Pd=Pw / （3.1） 式中：Pd-工作机实际需要的汽油机输出功率,Kw； Pw-工作机所需输入功率，Kw; -电动机至工作机之间传动装置的总效率。 工作机所需功率 Pd =P 刀 +P 行走（3.2） 割草机刀具工作过程中 Pd 刀 max=0.94KW； 预计割草机的质量为 60Kg，地面摩擦系数 0.6，割草机的轮子选用 D=400mm ，最大行走速度为 1.5m/s，割草机有时要爬坡因此取 Pd 行 max=0.772Kw； 效率 按下式计算： 刀= 离合器 轴承=0.99 0.98=0.9605 (3.3) 行= 离合器 带 锥齿 直齿 轴承(3.4) =0.990.950.950.97 0.98=0.757 - 4 - 2 22 13/22 13/2 所以 P本科生毕业设计（论文） =0.98Kw P =1.02Kw w 刀P =P +PW 行=2Kw (3.5) w w 刀 w 行由此，选用汽油机功率为 2Kw，转速 3100 r/min 。 - 5 - 本科生毕业设计（论文） 第四章 执行机构的设 计 4.1 执行机构的要求 割草机对刀片的硬度要求为 HRC45-50；在刀片撞击试验中刀片或者零件不应该有任何损坏和脱落；刀片在安装时尽量保持水平，或者略微的前倾，防止二次切割，提高割草质量；割草机的噪音由动力机跟刀具造成的，刀具产生的噪音应小于 100dB；刀具的线速度为 60m/s-100m/s；关闭动力机之后刀具应在 3s 内停止。 4.2 刀片参数的设计 4.2.1 刀片长度的选择 设 V 为割草机的行走速度，根据要求割草机的最大行走速度为 1.5m/s，刀片长度为L，a 为刀片半周移动距离，n 为刀片旋转速度，L2a 割草机才能正常工作，线速度要求在 60 m/s -100 m/s。 由上面要求可得 369m/sL616m/s, L2a，汽油机工作时有一定波动，工作一点时间后会老化，刀片线速度选择在 80m/s 左右，预选 520mm。 4.2.2 刀片刃长的选择 根据割草机在工作过程中不产生漏割时应满足的条件参数，刀刃最小长度 L1min=60Vm/（Zn） （4.1） 其中 Vm 为割草机的前进速度； Z 为刀片总刃数； n 为刀具的旋转速度。 L1min=601.5/(23100)=14.52mm （4.2） 以刀刃内端点处圆周速度最低，以改点为基准来校核刀的切割速度。 V 刀 min=r 刀 - V=78.19m/s （4.3） 刀具在切割时会有磨损刀刃长度选大点选择 20mm。 4.2.3 刀片的其他要求设计 割草机集草方式外排式，刀具带有翼片，刀具旋转过程中，形成气流，带动割下来的草从割草机的右边排 出。翼片的另一个 作用是把被压倒的 草扶直，提高割草的 质量。刀片上装有螺母工作部位与安装部位的连接处用圆弧进行过渡。 根据以上的要求选择刀具外形如图 4.1 所示：- 6 - 本科生毕业设计（论文） 4.3 刀片连接装置的设计 图 4.1 刀具 4.3.1 刀片连接装置原理的设计 刀片要在行往工作场地时，可以不用旋转，节约能源；刀具与动力机断开时刀具应在 3S 内停止。刀具与传动轴相联接的地方采用电磁式离合制动器。其结构如图 4.3 所示： 1.主轴 2.键 3.磁轭 4.线圈 5.转子 6.离合制动片 7.制动块8.牵引弹簧片组 9.刀坐 10 刀片 图 4.2 电磁式离合制动器 其工作原理如下： 主轴通过平键与转子相连，电磁铁与制动块通过螺钉与制动块固联并最终于机架固联。离合制动片通过牵引弹簧片组与刀座相联。发动机与主轴相连，转子跟着转动，当电磁铁处于断开状态离合制动片在牵引弹簧片组的作用下与压在制动块上，刀片处于制动状态。合上电磁离合器电源。再点次日的作用下离合制动片与制动块相脱离，刀片解- 7 - 本科生毕业设计（论文） 脱制动，继而离合器制动片被吸合在转子摩擦面上，在摩擦力的作用下岁主轴转动刀片处于工作状态，断开电磁铁电源离合制动片与转子相脱离，并在牵引弹簧片组及其重力的作用下与制动块相结合，刀片处于制动过程，刀片很快停止。电磁式刀片离合制动器依靠摩擦力来传递力矩，刀片工作时撞击到草坪中的边缘或者树桩石头等物体产生巨大冲击时会使离合器在很短时间内因过载而打滑，从而防止转动件的损坏。 4.3.2 刀片固定轴的直径和长度的设计 刀片受力分析，根据 HR241 割草机的得到割草机的所受的的力矩为 2.1N.m，安全系数取 1.44 M=2.93N.m M=FL 平均/2 （4.4） F=11.8N （4.5） P=FV=0.944KW （4.6） 刀具连接轴的材料选择为 40Cr，调质处理。由机械设计表 15-3 得 A0=105 刀轴上开有一个键槽且 d100mm 轴直径增大 5%-7%轴直径选择为 8mm。最小直径在轴与螺母相连接处。因该处的螺纹主要是固定作用，不传递扭矩。螺纹选择 M8。 轴的零件的装配方式方式，各轴段的直径跟长度如图 4.3 所示，轴的长度直径按定位要求设计。 - 8 - p 刀d A = 7mm （4.7） 0 n本科生毕业设计（论文） 图 4.3 执行机构轴的设计 - 9 - 本科生毕业设计（论文） 第五章 割草调幅机构 的设计 割草机在不同的工作环境中草预留长度也不一样，需要设计调高机构进行割幅的调节。 5.1 割幅调节方案的选择 方案 1：四连杆式草坪割草机割机调高机构。刀具固定在机架上，调节轮子与机架的距离。其原理图 5.1 所示： 图 5.1 四杆调幅机构 1 前轮；2 前轮摆臂；3 连杆；4 传动轴及割刀； 5 发动机；6 后轮摆臂；7 机器罩壳；8 后轮 工作原理：调节机构的固定铰接支承点固定在机器罩壳上，可绕轴心转动，即图上的 01、O2 两点。当扳动调节手柄时，后轮摆臂 R2、K2 绕 O2 转动，并通过活动铰接点 B、 A 及连杆 S 带动前轮摆臂 R1、K1 绕 O1 转动，从而使割草机前、后轮的轮心 P1和 P2 相对地面同时有升起或降落的趋势，带动机器罩壳上的固定支承点 O1 和 O2 跟随起降，达到高度调节的目的。K1、K2 及 S 与 O1 与 O2 的连线则构成四连杆调节机构。 方案 2：轮子与机架固定调节刀具距离地面的高度。这种方法能保证刀具竖直向上向上运动。其结构如 5.2，5.3 所示： - 10 - 本科生毕业设计（论文） 5.2 齿轮齿条调高机构主 视图 5.3 齿轮齿条调高机构俯 视图 1.一轴；2.大齿轮；3.齿条；4.与刀具相连接的轴； 5.固定板；6.小齿轮；7.齿条导轨；8.套筒；9.销 工作原理：刀具要 平行地面竖直向上运 动，因此需要两 个齿条带动刀具向上 运动。通过手柄转动带动大齿轮 2 做旋转运动。两个大齿轮相互啮合做旋转运动带动两个小齿轮 5 做旋转运动，小齿轮与齿条啮合，齿条做平行的做竖直方向运动，齿条与刀具的离- 11 - 本科生毕业设计（论文） 合器相固定，刀具也能竖直方向运动。两轴的联接方式采用套筒 8 相联接。齿条运动需要导轨 7 进行导向，导轨 7 通过固定板 5 与机架相连接。 方案比较：方案 1 调高方法中扳动手柄的力气要比较大，并且刀具不能相对地面竖直向上运动，影响割草质量。方案 2 中刀具能够竖直向上运动，调节精度比较高，但是加工精度比较高。综合考虑选择方案 2。 5.2 割幅调节装置的参数设计 调高机构传递的力矩比较小，齿轮模数 m 取 2，手柄转一圈完成所有调高范围。根据调高幅度的要求与齿条啮合的小齿轮的齿数为 25 齿，齿条齿根圆到底面取 2.5m。大齿轮的分度圆半径为 25+（1.25+2.5 ）m+59=91mm，因此大齿轮的齿数选择 91 个，齿轮的其他参数按标准取值。 - 12 - 本科生毕业设计（论文） 第六章 割草机行走机构 的设计 6.1 割草机各轴的输入参数 谢谢朋友对我文章的赏识，充值后就可以下载说明书，我这里还有一个压缩包，里面有相应的 word 说明书和充足的 CAD 图纸。需要图纸的朋友直接联系 QQ2.2 带轮的设计； 1 确定计算功率 Pca 由表 8-7 查得工作情况系数 KA=1.1，故 带2 选择 V 带的带型 根据 Pca、n1 由图 8-10 选用 Z 型。 3 确定带轮的基准直径 dd 并验算带速 v 1）初选小带轮的基准直径 dd1。由表 8-6 和表 8-8，取小带轮的基准直径 dd1=71mm。 2）验算带速 v。按式（8-13）验算带的速度 601000因为 5m/s 90 (6.20) 计算带的根数 z 1）计算单根 V 带的额定功率 Pr 。 由 dd1=71mm 和 n1=3100r/min，查表 8-4a 得 P0=0.53KW。 0查表 8-5 得 K=0.93，表 8-2 得 KL=1，于是 r 0 0 L2）计算 V 带的根数 z。 Pr取 2 根。 7、计算单根 V 带的初拉力的最小值（F0）min 由表 8-3 得 Z 型带的单位长度质量 q = 0.06kg/m,所以 Kzv应使带的实际初拉力 F0（F0）min。 8、计算压轴力 Fp 压轴力的最小值为 min min 2确定真实的传动比 i9、带轮结构设计 带=160/71=2.254 带轮的结构如图所示： - 14 - 根据 n =3100r/min，i=2.2 和 Z 型带，查表 8-4b 得P = 0.04KW。 ( )Pz= = 2 (6.22) (2.5K P 2(F ) =500 + qv = 38.105N (6.23) (F = 2z(F sin = 149.14N (6.24) 本科生毕业设计（论文） 6.1 小带轮 6.2.3 一轴轴的设计 1 确定轴的最小直径 d1 n 116.2 大带轮 = 9.6745mm （6.25） 轴上开有一个键槽且 d100mm 轴直径增大 5%-7%，轴最小直径为 10.255mm，轴- 15 - 3 p本科生毕业设计（论文） 最小地方是与离合器相连接的地方。 2 离合器的选择 湿式离合器需要独立的供油系统，不适合割草机，选用的离合器尺寸要比较小，质量比较小，最终选用 DLM10(EKE)有滑环干式多片电磁离合器。根据轴传递的力矩为6.16N.m 选用规格: DLM10(EKE)系列有滑环湿(干)式多片电磁离合器。其性能参数和主要尺寸如下：规格: 1A/1AG，额定动转矩|Nm: 12.5，额定静转矩|Nm: 20/14，空载转矩|Nm|: 0.088/0.05，接通时间|s|: 0.14/0.11，断开时间|s|:0.03/0.025，额定电压(DC)|V: 24，线圈消耗功率(20)|W: 26，允许最高转速|r/min: 3000，重量|kg: 2，电刷型号: 湿式采用 DS-005、干式采用 DS-006，D1|mm: 100，D2|mm: 100，D3|mm: 85，D4|mm: 50，|mm: 18，e|mm: 5(+0.025,0)，h|mm: 19.9(+0.14,0)，J|mm: 26，K|mm: 4M6，L|mm: 45，L1|mm: 42，L2|mm: 5，L3|mm: 5.5，L4|mm: 8，|mm:0.30， 离合器的安装图如图 6.3 所示： 图 6.3 电磁离合器安 装尺寸图 轴的最小直径选择 18mm 3 拟定轴上各零件的装配方案如图 6.4 所示： - 16 - 本科生毕业设计（论文） 图 6.4 一轴零件的装 配方案 4 拟定轴向定位要求确定各段直径和长度 1)轴的左端是跟离合器相连接，轴的直径跟轴的长度有离合器参数确定，根据前面离合器选用得轴的长度为 40mm，直径大小为 18mm。 谢谢朋友对我文章的赏识，充值后就可以下载说明书，我这里还有一个压缩包，里面有相应的 word 说明书和充足的 CAD 图纸。需要图纸的朋友直接联系 QQ轴右端的轴承跟左端的轴承是配对使用的，该段轴的直径为 25mm，长度为12mm。轴承右端跟采用定位轴肩，轴肩处直径选 25mm。轴肩处长度跟二轴长度有关，根据二轴取该段轴的长度 103mm。轴承的定位采用端盖定位，改短轴的选择与前面一直，轴的直径为 22mm，长度为 47mm。 5)右端轴的轴面是与滑移套筒相配合的，根据前面与端盖相配合的轴直径为d=22mm，套筒轴向定位采用轴肩定位，轴肩高度为 1mm，因此与套筒配合的轴直径选20mm，套筒的周向定位方式采用销进行定位，根据传递的力矩选用销孔小头的直径为 6mm，销孔会有应力集中，轴的长度选择 32mm。销孔距离轴右端面距离根据套筒销孔加工制造的，一般为 15mm。 5 轴上零件的参数 1）键的参数如下： 离合器的周向定位方式为键，根据前面选择轴的直径为 18mm，选用键为，6626。带轮键选用单圆头平键 8724 - 17 - 本科生毕业设计（论文） 离合器固定用的双圆头平键键参数 轴径 d: 18，键的公称尺寸|b(h8): 6，键的公称尺寸|(h8)h(11): 6，键的公称尺寸|c 或 r: 0.25 0.4，键的公称尺寸|L（ h14）: 26，每 100mm 重量kg:0.028，键槽|轴槽深 t|基本尺寸: 3.5，键槽|轴槽深 t|公差: (+0.2,0)，键槽| 毂槽深 t1|基本尺寸: 2.8，键槽|毂槽深 t1|公差: (+0.2,0)，键槽|圆角半径 r|min:0.16，键槽|圆角半径 r|max: 0.25； 带轮键选用单圆头平键参数 轴径 d: 28，键的公称尺寸|b(h8): 8，键的公称尺寸|(h8)h(11): 7，键的公称尺寸|c 或 r: 0.25 0.4，键的公称尺寸|L（ h14）: 1890，每 100mm 重量kg: 0.044，键槽|轴槽深 t|基本尺寸: 4，键槽|轴槽深 t|公差: (+0.2,0)，键槽|毂槽深 t1|基本尺寸: 3.3，键槽|毂槽深 t1|公差: (+0.2,0)，键槽| 圆角半径 r|min:0.16，键槽|圆角半径 r|max: 0.25 2）轴承的参数为：轴承代号|30000 型: 329/22,基本尺寸/mm|d: 22,基本尺寸/mm| D: 40,基本尺寸 /mm|T: 12,基本尺寸/mm|B: 12 基本尺寸/mm|C: 9,安装尺寸/mm|da(min): ,安装尺寸/mm|db(max):,安装尺寸/mm| Da(min): ,安装尺寸/mm|Da(max): ,安装尺寸/mm|Db(min): ,安装尺寸/mm|a1(min): ,安装尺寸/mm|a2(min): ,安装尺寸/mm|ra(max): 0.3,安装尺寸/mm|rb(max): 0.3,其他尺寸/mm|a: 8.5,其他尺寸/mm|r(min): 0.3,其他尺寸/mm|r1(min): 0.3,计算系数|e: 0.32,计算系数|Y: 1.9,计算系数|Y0: 1,基本额定载荷/kN|Cr: 15.0,基本额定载荷/kN|C0r:20.0,极限转速/(r/min)| 脂: 8500,极限转速/(r/min)|油: 11000,重量/kg|W:0.065 3）端盖参数 根据轴承外径 D=40mm，端盖固定螺钉选M6,d3=6mm,d0=d3+1=7mm,d5=D-2=38mm,D0=D+2.5d3=55mm，D5=D0-2=52mm,D2=D0+2.5d3=70mm,e=8mm,b=8mm,e1=8mm,h=7mm,m=11mm，D 4=30mm。 端盖示意图参照机械设计机械设计基础课程设计P113。 因轴的摆放方式为竖直向下，轴承座做成一体的，轴承与轴配合为间隙配合，轴承与轴承座配合为过盈配合。 6.3 二轴的设计 6.3.1 输入参数 p2 = p 行 2 3 = 0.94KW （6.26） - 18 - n2 =ni1本科生毕业设计（论文） = 1368.747r/min （6.27） T26.3.2 锥齿轮的设计 =带9550Pn22 = 6.55942N.m （6.28） 1选定齿轮的类型，精度等级，材料和齿数 1）按前面提出的传动方案，选用直齿圆锥齿轮传动。 2）割草机为一般农用机械，速度不高，故选用 8 级精度（GB10095-88） 。 3）材料选择。由机械设计表 10-1 选择小齿轮材料为 40Cr 调质） ，硬度为 80HBS，大齿轮材料为 45 钢（调质） ，硬度为 240HBS，二者硬度差为 40HBS。 4）选小齿轮齿数 z1 = 17，大齿轮齿数 z2 = i2 z1 = 3.9 17 = 66.3 2.按齿面接触强度设计 由设计公式进行试算，即 R R H1）确定公式内的各计算值 (1)试选载荷系数 Kt=43(3）由表 10-6 查得材料的弹性影响系数 E =189.8MPa(4）由图 10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 =600MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限 =580MPa； (5）计算应力循环次数 本割草机使用年限预计为 5 年，每天工作 8 小时，一个月使用 25 天，N1 = 60n1 jLh = 60 1368.747 1 (8 25 12 5) = 9.855 10 （6.30） i2（6）由图 10-19 取接触疲劳寿命系数 KHN1=1.008; KHN2=1.08。 （7）计算接触疲劳许用应力 取失效概率 1%，安全系数 S=1 得 SS2）计算 - 19 - 2KT 1 z1t 1(2)由表10-7 选取齿宽系数 , = 1 1 28N 8N = =2.618 10 （6.31） K = = 1.008 600MPa = 604.8MPa （6.31） K = = 1.024 580MPa = 626.4MPa （6.32） 本科生毕业设计（论文） （1）试算小齿轮分度圆直径 d1t，代入H中较小值 R R H3 4 6.56 1 189.82= 2.92(2)计算圆周速度 v 13 (1 0.5 d1tn113)23.9 ( 604.8 ) = 41.46mm (3)计算齿宽 b V = 601000 = 3.042m/s （6.33） b = d d 1t = 42.57mm （6.34） (4)计算齿宽与齿高之比 b/h 模数 mt = d1tz1= 2.497mm （6.35） 齿高bh = 2.25m t = 5.62mm （6.35） h = 7.556 （6.36） (5)计算载荷系数 根据 v = 2.15m/s， 8 级精度，由图 10-8 查动载荷系数 K直齿轮，KH = KF = 1； 由表 10-2 查得使用系数 KA = 1.75； v = 1.12； KH由表 10-4 查得 8 级精度，小齿轮相对支承非对称布置时，考虑到是 8 级精度，取= 1.451 由 b/h = 10.27, ,查图 10-13 得 KF = 1.45；故载荷系数 K = KA Kv KH KH = 2.843 （6.37） (6)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，得 t(7)计算模数 m - 20 - 3 2 Ed 2.92 (22)3 Kd = d = 37.89mm （6.38） 1 1t本科生毕业设计（论文） 3.按齿根弯曲强度设计 弯曲强度的设计公式为 m = d1z1= 2.229mm （6.39） 3 4kT Y Ym 2 2 2 ( Fa Sa ) （6.40） R(10.5R1)确定公式内的各计算数值 ) z1 F（1）由图 10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 FE1疲劳强度极限 FE2 = 380MPa； （2）由图 10-18 查得弯曲疲劳寿命系数 KFN1 = 0.91, KFN2 = 0.95 （3）计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，得 KFN1FE1= 500MPa；大齿轮的弯曲F1= KSFN2FE2= 325MPa (6.41) = 257.86MPa (6.42) （4）计算载荷系数 K F 2 S（5）查取齿形系数 K = K AKvKFKF = 2.695 (6.43) 由表 10-5 查得YFa1（6）查取应力校正系数 由表 10-5 查得 Ysa1= 2.97； YFa2= 1.52； Ysa2= 2.274 = 1.738 Y Y(7)计算大，小齿轮的大齿轮的数值大。 2）设计计算 FF并加以比较 F1Fm 4kT2 2 2 ( YFa YSa ) = 1.942mm R(1 0.5R ) z1F SY Y =0.01389 (6.44) Y Y = 0.015327 (6.45) 3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- 21 - 本科生毕业设计（论文） 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，仅与齿轮直径有关，可取由弯曲强度算得的模数 1.942 并就近圆整为标准值 m = 2mm,取大于接触强度的分度圆直径 d1 = 37.89mm，算出小齿轮齿数。 m大齿轮齿数 z2 = i2 z1 = 3.9 19 = 74.1，取 z2 = 74 这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度。 4.几何尺寸计算 谢谢朋友对我文章的赏识，充值后就可以下载说明书，我这里还有一个压缩包，里面有相应的 word 说明书和充足的 CAD 图纸。需要图纸的朋友直接联系 QQ：1784300039(6.50) 6)计算齿根角 7)计算顶锥角 f = tan 1 hfR = 1.799 (6.51) a1 = 1 + f = 16.199 (6.52) = + = 77.399 8)计算顶间隙 a2 2f9)计算齿宽 c = c m(一般取 cR= 0.2） (6.53) B 3 (取整) 25mm (6.54) 10)实际传动比为 3.895 锥齿轮零件图如图 6.5,6.6 所示： - 22 - dz= 19 本科生毕业设计（论文） 6.5 小锥齿轮 6.6 大锥齿轮 大锥齿轮的参数如图 6.7 所示： - 23 - 本科生毕业设计（论文） 图 6.7 大锥齿轮的的参数 6.3.3 二轴轴的设计 1 初选轴的最小直径 d2 p2n2= 9.8819mm 轴上开有一个键槽且 d100mm 轴直径增大 5%-7%，轴最小直径为 10.4748mm。 2 确定轴的最小直径 轴最小地方是与轴承相连接的地方，轴承选用 15mm。小直齿轮分度圆直径为38mm，做成齿轮轴。锥齿轮的固定方式采用短套杯进行固定，套杯设计按照机械设计，课程设计上的结构进行参数设计。 3 拟定轴上各零件的装配方案如图 6.8 所示 - 24 - 3本科生毕业设计（论文） 6.8 二轴结构示意图 4 根据轴向定位要求确定各段直径和长度 1）割草机在工作过程锥齿轮中会产生一定的轴向力，套杯采用短套杯，套杯中轴承选用两个角接触球轴承轴承，另外两个选用深沟球轴承。根据轴的最小直径为 10.478mm，选用 d=15mm 的深沟球轴承 B 为 9mm，轴承定位为套筒，轴的长度选择 10mm。轴承在轴向定位方式为端盖和套筒，端盖在轴向通过螺钉定位，端盖与轴承与轴的配合精度要求不一样，方便加工，两个相连接的地方要有轴肩，轴肩高度大小 0.5mm，因此与套筒相配合地方轴的直径为 16mm。 2)带轮在轴向上的定位方式为套筒与轴肩定位，与套筒相配合处的轴的表面跟带轮，与轴承相配合的轴的表面加工精度不一样，带轮相配合的轴的直径为 17mm，带轮左端轴肩要有定位作用，轴肩高度为 0.07-0.1d，d 为零件相配出的轴的直径，轴肩高度取1.5mm，得轴肩处轴直径为 20mm。带轮左端到轴承右端隔有机架，两端面到机架内端面距离都选用 10mm。与套筒相配合的轴的长度为 20mm，根据带轮轴向定位要求，与带轮相配合的轴的长度跟比带轮轮毂小 1mm 得与带轮相配合的轴的长度为 19mm。与带轮相配合的轴肩的长度是根据一轴的轴承做的定位要求得到的，长度为 36mm。 3)套杯中角接触球轴定位方式采用是圆螺母跟套杯进行定位的。与端盖相配合轴的直径为 20mm，圆螺母要装入到轴上， ，圆螺母选择 M24，圆螺母的长度为 12mm，圆螺 母轴向定位外舌止 动垫圈，该处轴的长 度选择为 15mm，加工螺纹应 预留有退刀槽 ，- 25 - 本科生毕业设计（论文） 退刀槽宽度为 1，深度为 2mm。套杯中角接触球轴承选择 d=25mm，B=15mm，因此该处轴的长度选择为 32mm。锥齿轮的固定方式为悬臂固定。齿轮轴支点跨距选择 16mm，该处轴表面没有装有零件，只需要粗车就行，该处轴的直径选 24mm。根据配合的要求深沟球轴承 d=24mm,B=15mm。与深沟球轴承相配合轴的长度为 17mm。深沟球轴承的轴向定位方式采用套筒跟轴肩的定位方式轴肩高度 2.5mm，轴肩处轴的直径为 30mm，轴肩长度选 10mm。 5 确定轴上零件的参数 1）带轮的周向定位方式为键，根据前面选择轴的直径为 18mm，选用键为单圆头平键，5515。键有关参数如下： 轴径 d: 16，键的公称尺寸|b(h8): 5，键的公称尺寸|(h8)h(11): 5，键的公称尺寸|c 或 r: 0.25 0.4，键的公称尺寸|L（ h14）: 1056，每 100mm 重量kg: 0.02，键槽|轴槽深 t|基本尺寸: 3.0，键槽|轴槽深 t|公差: (+0.1,0)，键槽|毂槽深 t1|基本尺寸: 2.3，键槽|毂槽深 t1|公差: (+0.1,0)，键槽| 圆角半径 r|min:0.16，键槽|圆角半径 r|max: 0.25，角）2）接触球轴承的轴承代号 |70000C(AC)型:7305B深沟球轴承的轴承代号|选用 6002,6205 3）端盖参数： 根据轴承外径 D=32mm，端盖固定螺钉选M6,d3=6mm,d0=d3+1=7mm,d5=D-2=30mm,D0=D+2.5d3=47mm，D5=D0-3d3=28mm,D2=D0+2.5d3=62mm,e=8mm,b=8mm,e1=8mm,h=7mm,m=11mm，D4=22mm。 4）端盖端盖参数： 根据轴承外径 D=62mm，端盖固定螺钉选M8,d3=8mm,d0=d3+1=9mm,d5=D-2=60mm,D0=D+2.5d3=82mm，D5=D0-3d3=64mm,D2=D0+2.5d3=102mm,e=8mm,b=8mm,e1=8mm,h=7mm,m=11mm，D4=52mm。 5）套杯参数： D0=D+2.5d3+2s2=82，D2=D0+2.5d3=102，s1=s2=6，e3=s2=6 6.4 轴设计 6.4.1 输入参数 p3 = p 2 3 2 5 = 0.866KW- 26 - n3本科生毕业设计（论文） 锥9550P36.4.2 轴齿轮设计 T2 = n3= 23.42N. m 齿轮传动比越大，传递的力矩也越大，3 轴齿轮按传动比 i3=2.99 设计。 1选齿轮精度等级、材料及齿数 1）传递功率、力矩不是很大，选用直齿轮传动 2）割草机属于农用机械，速度不高，选用 8 级精度（GB 10095-88 ） 3）材料的选择。由机械设计表 10-1 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，二者硬度差为 40HBS 。 4)小齿轮齿数 z1=17，大齿轮齿数 z2=i3z1=50.83，取 z2= 51。 2.按齿面接触强度设计 由设计计算公式3 KT 3u1 ZE 2 3= 2.32 d. u ( H) ( 6.55) 1）确定公式内的个计算数值 （1）试选载荷系数 Kt=2。 （2）计算小齿轮转矩为 T3 = 9550P3n3 = 23.42N. m（3）由表 10-7 选取齿宽系数 d=0.8 1/2（4）由表 10-6 查得材料的弹性影响序数 ZE=189.8MPa（5）由图 10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 =600MPa ；大齿轮的接触疲劳强度极限为 =560MPa. Hlim1Hlim1（6）计算应力循环次数公式为 N = 60n 3 jLh8N1 = 60 353.25 （8 25 12 5） = 2.54 10i3（7）由图 10-19 取接触疲劳寿命系数 KHN1=1.08; KHN2=1.15。 （8）计算接触疲劳许用应力。 取失效概率 1%，安全系数 S=1 得 SS- 27 - n= 353.25r/min iN 7N= = 8.5 10K = = 1.008 600MPa = 648MPa K = = 1.024 580MPa = 632.5MPa 2）计算 本科生毕业设计（论文） （1）试算小齿轮分度圆直径 d1t，代入H中较小值 d u H(2)计算圆周速度 v 60 1000(3)计算齿宽 b b = d d1t = 41mm (4)计算齿宽与齿高之比 b/h 模数 m t= d3tz1= 2.606mm 齿高 h= 2.25mbt = 5.8636mm h = 7.56 (5)计算载荷系数 根据 v = 0.82m/s， 8 级精度，由图 10-8 查动载荷系数 K直齿轮，KH = KF = 1； 由表 10-2 查得使用系数 KA = 1.75； v = 1.09； KH由表 10-4 查得 8 级精度，小齿轮相对支承非对称布置时，考虑到是 8 级精度，取= 1.323 由 b/h = 7.56, ,查图 10-13 得 KF = 1.26；故载荷系数 K = KA Kv KH KH = 2.5236 (6)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，得 Kt(7)计算模数 m z13.按齿根弯曲强度设计 弯曲强度的设计公式为 - 28 - 2KT u 1 Z3d nV= = 0.82m/s 3d =d = 47.87mm dm= = 2.816mm 本科生毕业设计（论文） 3 2kT3 YFa YSam dz 1( F ) (6.56) 1）确定公式内的各计算数值 （1）由图 10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 FE1疲劳强度极限 FE2 = 380MPa； （2）由图 10-18 查得弯曲疲劳寿命系数 KFN1 = 0.95, KFN2 = 0.97 （3）计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，得 KFN1FE1= 500MPa；大齿轮的弯曲F1= KSFN2 FE2= 339.287MPa = 263.286MPa （4）计算载荷系数 K （5）查取齿形系数 F 2K = K ASKvKFKF = 2.403 由表 10-5 查得YFa1（6）查取应力校正系数 由表 10-5 查得 Ysa1= 2.97； YFa2= 1.52； Ysa2= 2.32 = 1.70 Y Y（7）计算大，小齿轮的大齿轮的数值大。 2）设计计算 FF1F23 Fa Sa d z12 ( F ) = 1.939 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，仅与齿轮直径有关，可取由弯曲强度算得的模数 1.939并就近圆整为标准值 m = 2mm,取大于接触强度的分度圆直径 d1 = 47.87mm，算出小齿轮齿数 m 2F S 并加以比较 Y Y =0.01331 Y Y =0.01498 3m dz= 24 - 29 - 大齿轮齿数 z 2 = i3 z1本科生毕业设计（论文） = 2.99 24 = 71.76，取 z2 = 72 这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度。 4 齿轮总次数的我确定 因为该轴有三对齿轮，每对齿轮的中心距应相同，为方便加工，齿轮选用的模数相同，所以每对齿轮的齿数的总和应相同。根据机械制造装备P100 金属切削机床设计各种常用传动比的适用齿数，根据要求选用总齿数为 105。 表 6.1 各齿轮的齿数 5.几何尺寸计算 1）计算分度圆直径 表 6.2 各齿轮分度圆直径 2）计算中心距： 3）计算齿轮宽度 a = d1+d2 2 = 96mm b = d d1传动比越大，速度下降大，传递的扭矩大，传动比大的齿轮齿宽选择大一点。 表 6.3 各齿轮齿宽 6.验算 Ft = 2Td t = 450.47N (6.57) 合适。 7 齿轮连接设计 KAFtb1= 19.71 100 (6.58) - 30 - 传动比 Z1 Z2i=2.99 26 79i=2.0 35 70i=1.33 45 60传动比 d1 d2i=2.99 52 158i=2.0 70 140i=1.33 90 120传动比 B1 B2i=2.99 45 40i=2.0 40 35i=1.33 35 30本科生毕业设计（论文） 因为大的传动比传递的力矩大，啮合时，大传动比的齿轮应靠近轴承，相邻的齿轮应留有一定间隙并加工有退刀槽。滑移齿轮需要有操纵杆推动齿轮进行换挡，拨叉放在另个