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湖南农业大学东方科技学院毕业论文（设计）中期检查表学 部： 理工学部 学生姓名臧龙学 号200741914625年级专业及班级2007级机械设计制造及其自动化(6)班指导教师及职称李明 副教授毕业论文（设计）题目电动旋耕机已完成的主要内容尚需解决的主要问题毕业论文（设计）工作进度 指导教师意见 指导教师签名： 年 月 日检查（考核）小组意见 检查小组组长签名： 年 月 日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臧龙学号200741914625年级专业及班级2007级机械设计制造及其自动化(6)班指导教师及职称 李明 副教授开题时间年 月 日毕业论文（设计）题目电动旋耕机文献综述（选题研究意义、国内外研究现状、主要参考文献等）选题研究意义：我国地形条件复杂，很多地方都是丘陵、山区，特别是南方地区其地形特点是地块小、高差大、无机耕道、个人的小型花园难于耕作，所以现研究一种具有重量轻，体积小，结构简单等特点的小型微型旋耕机。又由于石化能源有限为不可再生资源而电能有水力发电风力发电为可再生能源，而且石油燃烧产生大量CO2等温室气体加剧全球温室效应。电动机噪声小工作平稳优化了工作环境相比之下也减小了对其它部件的损耗；电动机无排放，少污染契合当前形势有利于环境的保护。并且内燃机燃烧的是柴油或汽油，排放的有毒气体如CO SO2对人体和植物均有害，大棚内通风状况不良污染持续时间较长影响可能较大。为了进一步改善作业环境，本设计采用电动机为动力，以齿轮、皮带轮、链轮作为传动装置，整机结构稳定、轻巧、体积小，而且整机价格不高能大范围普及，适合于如南方农民家庭小块菜地果园以及小型个体户大棚蔬菜花园的管理。国内研究现状：目前，旋耕机械在我国已被广泛使用，正逐步发展成为农业机械的一个重要门类。 我国目前的驱动型耕作机械产品有旋耕机及复式作业机、驱动式圆盘犁、耕耙犁、水田驱动耙、立式转齿耙等，但产量比较大的主要为旋耕机。目前，批量生产和推广使用的2.2-74.6kw手扶拖拉机和乘坐式拖拉机配套旋耕机三大系列145种产品，系80年代末的更新换代产品。90年代以来，国内又研制了一批旋耕复式作业机具新产品，逐步投放市场。目前，国内大中拖配套旋耕机保有量约15万台，手拖和小四轮配套旋耕机200万台。旋耕机在南方水稻生产机械化应用中已占80%比例，北方的水稻生产、蔬菜种植和旱地灭茬整地也广泛采用了旋耕机械。南稻北移，种值面积迅速增加，扩大了对旋耕机械的市场需求。水稻是高产作物，种植水稻有较高的经济效益。近年来，我国北方实施种植业结构调整，大力推行旱改水，扩大水稻种植面积。由于农作物的结构调整，相应的农机装备结构正在发生变化，迫切需要从技术上、经济上合理配备适应水旱田作业的拖拉机及配套农机具。 农业产业化、集约化、规模经营需要大型高效旋耕机械。随着我国农业产业化和适度规模经营的发展，对大中型农业机械的市场需求也日渐增大。不仅是农垦系统国营农场，而且乡村农机服务站以及个体的农机专业户，也需要更新和添置大中型农业机械。对黑龙江垦区的调查表明，近年大量购置的水田耕整地机械已由中小功率拖拉机旋耕机组变化为铁牛654和LF-904WD等大中功率轮式拖拉机及配套旋耕机。农机专业户使用这些大中型机械从事机耕服务，一般1-2年可回收本金，有诱人的经济效益。 总之随着中国经济的发展，需求的不断提升，中国旋耕机市场从无到有，从小到大、从总量快速扩张到结构明显升级，逐步形成了有中国特色的多样化、多层次的消费市场。旋耕机市场发展令世人瞩目 主要参考文献与外文资料1 承继成.精确农业技术与应用M.科学出版社，2004年2 蒋恩臣主编.农业生产机械化M.中国农业出版社，2003年3 何勇等主编.精确农业M.浙江大学出版社，2003年4 高焕文主编.农业机械化生产学M.中国农业出版社，2002年5于海明,王红飚,丁羽.微型旋耕机的设计J.农机化研究，2003,1:86-87.6王遵义,蔬菜大棚用小型深旋耕机组的设计J.浙江万里学院，1999,3:7-11.7李理,霍春明.我国旋耕机研究现状及发展方向J.现代化农业，2004,10:37-38.8李宝筏.农业机械学M.北京：中国农业出版社，2003:29-339濮良贵，纪明刚，陈国定等.机械设计，第八版M.北京：高等教育出版社，2001.10王昆,何小伯,汪信远.机械设计及机械设计基础课程设计M.北京：高等教育出版社，1995.11孙恒,陈作模,葛文杰,机械原理第七版M.北京：高等教育出版社，2006.12李滨,崔东.小型农用旋耕机的设计J.林业机械与木工设备,2006,3:30-32.13丁海明,张雪,李连豪等.微型旋耕机的设计J.黑龙江八一农耕学报，2007,4:33-35. 注：此表如不够填写，可另加页。研究方案（研究目的、内容、方法、预期成果、条件保障等）研究目的：本设计为了适应蔬菜大棚的大规模发展对农机具的需求，并根据工作业环境和目前的经济技术条件的要求设计了微型电动旋耕机设计主要内容：确定总体结构方案，传动方案，动力机选择，传动装置的选择主要零部件的设计与校核研究方法：收集资料-归纳分析，比较各种方案，确定总体方案-结构系统的设计、传动方案设计，齿轮链轮皮带轮的比较与选取，受力分析轴承的选取预期成果：1万字以上的设计计算说明书。总装图、变速箱装备图、结构示意图、传动原理示意图、多张零部件图。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）2010.9.20 接受任务2010.09.212011.09.25 开题2010.10.12011.4.15 查资料 设计2011.04.162011.05.1 总结书写说明书；绘制设计图样；2011.05.12011.05.23 审查，修改，定稿。2011.05.242011.05.28 答辩，上交正稿 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）成绩评定册学生姓名刘熠学号200741914616年级专业及班级2007级机械设计制造及其自动化(6)班指导教师及职称莫亚武 副教授毕业论文（设计）题目SWDM-20旋挖钻机液压系统设计完成时间20 年 月 日答辩时间20 年 月 日摘要： 关键词：答辩资格审查意见： 专业委员会主任签名：20 年 月 日 指导教师评语： 指导教师建议成绩： 指导教师签名：年 月 日评阅教师评语： 评阅教师建议成绩： 评阅教师签名：年 月 日答辩小组评语： 答辩小组建议成绩： 组长签名：年 月 日综合成绩（百分制）： 分折合五级记分制成绩：成绩评定答辩委员会审查意见： 答辩委员会主任签名：年 月 日成绩评定说明：毕业论文（设计）的成绩评定采用综合加权评分的办法，按指导教师评分占30%、论文评阅人评分占30%和答辩小组评分占40%计算出百分制的综合成绩，并根据综合成绩确定相应五级记分制等级。系部答辩委员会对毕业论文（设计）的预评、评阅、答辩成绩进行审查，对评定等级为优秀或不及格以及答辩评分中有争议的论文（设计）要进行重点审核，最终确定成绩。指导教师、评阅教师、答辩小组应分别严格按湖南农业大学东方科技学院毕业论文（设计）评分标准中的相应标准客观、公正赋分。本表一式二份，一份进入学生个人档案，一份存学院档案室。- 1 -电动旋耕机设计电动旋耕机设计学 生：臧 龙指导老师：李 明（湖南农业大学东方科技学院，长沙，410128）摘摘 要要：旋耕机是在我国广大丘陵，山区，地块小，高差大，无机耕道，果园、茶园、菜地、温室大棚、丘陵坡地和小块（水、旱田）作业的耕耘机械。本设计为了适应蔬菜大棚的大规模发展对农机具的需求，并根据工作业环境和目前的经济技术条件的要求设计了微型电动旋耕机。本次设计的旋耕机以电机为动力机。从旋耕机的总体方案，工作原理，旋耕刀的选择以及传动系统和控制系统做了比较全面的的设计分析，并对关键零部件进行了计算校核。本设计结构简单、轻巧、无废气排放,适于大棚的浅中耕作业。关键词关键词：旋耕机；刀辊；耕作刀具；减速箱。Design of electireic rototillerStudent:Zang LongTutor:Li Ming(Orient Science&Technoloy College of Hunan Agricultural University，Changsha,410128)Abstract: Rototiller is a kind of farming machinery which is particularly suited to the hills, mountainous areas, small plot of land, big altitude difference, no-tractor road, orchard, tea house, vegetable plots, greenhouse canopy, hill slopes and small pieces (water, dry farmland) . In order to adapt to the development of large-scale vegetables canopy, I conduct this design according to the demand of agricultural work environment and the present economic heritage requirements of technical conditions micro electric rototiller design. This rototiller is designed by making power generator based on motor. The comprehensive analysis of rototiller is conducted by analyzing overall scheme , working principle , the option of spin and plow knife transmission system and control system for a design, and the key components are calculated respectively. This rototiller has simple structure, light weight and zero emissions of waste gas ,and is used universally in rellis shallow intertillage of great pavilion.Key words:rototiller; knife; farming tool; reducer.- 2 -1 前言 旋耕机是以旋转刀齿为工作部件的驱动型土壤耕作机械。又称旋转耕耘机。按其旋耕刀轴的配置方式分为横轴式和 立轴式两类。以刀轴水平横置的横轴式旋耕机应用较多。横轴式旋耕机有较强的碎土能力，一次作业即能使土壤细碎，土肥掺和均匀，地面平整，达到旱地播种或水田栽插的要求，有利于争取农时，提高工效。但对残茬、杂草的覆盖能力较差，耕深较浅（旱耕1216 厘米；水耕 1418 厘米） ，能量消耗较大泥，漏耕较严重。主要用于水稻田和蔬菜地，也用于果园中耕。重型横轴式旋耕机的耕深可达 2025 厘米，多用于开垦灌木地、沼泽地和草荒地的耕作。切土刀片由前向后切削土层，并将土块向后上方抛到罩壳和拖板上，使之进一步破碎。刀辊切土和抛土时，土壤对刀辊的反作用力有助于推动机组前进，因而卧式旋耕机作业时所需牵引力很小，有时甚至可以由刀辊推动机组前进。立轴式旋耕机工作部件为装有 23 个螺线形切刀的旋耕器。作业时旋耕器绕立轴旋转，切刀将土切碎。适用于稻田水耕，有较强的碎土、起浆作用，但覆盖性能差。在日本使用较多。为增强旋耕机的耕作效果，在有些国家的旋耕机上加装各种附加装置。如在旋耕机后面挂接钉齿耙以增强碎土作用，加装松土铲以加深耕层等。 。小型旋耕机以小型内燃机或电动机为动力，以整体式变速齿轮或皮带链轮作为传动，具有重量轻，体积小，结构简单，操作方便，易于维修，工作稳定可靠，使用寿命长，油耗低，生产效率高等特点。旋耕机的机构包括机架、可调高低扶手，机架上没有的内燃机或电动机、以及驱动轮和耕作刀具。旋耕机可以爬坡，越埂、阶梯性强。广泛适用于平原、山区、丘陵的旱地、水田、茶园、果园等。能浅旋耕、犁耕、开沟建垄。配上相应机具可进行抽水、发点、喷药、喷淋、收割、起垄、铺膜、打孔、碎草等作业。旋耕机可以在田地、大朋、茶园等地方自由行使，便于用户使用和存放，省去了大型农用机械无法进入山区田地的烦恼，是广大农民消费者替代牛耕的最佳选择，有大中型农机无法媲美的优势，是进入农民家庭最理想的小型农机。- 3 - 图 1 旋耕机Figure 1 Rototiller1.1 旋耕机研究现状目前，旋耕机械在我国已被广泛使用，正逐步发展成为农业机械的一个重要门类。 我国目前的驱动型耕作机械产品有旋耕机及复式作业机、驱动式圆盘犁、耕耙犁、水田驱动耙、立式转齿耙等，但产量比较大的主要为旋耕机。目前，批量生产和推广使用的 2.2-74.6kw 手扶拖拉机和乘坐式拖拉机配套旋耕机三大系列145 种产品，系 80 年代末的更新换代产品。90 年代以来，国内又研制了一批旋耕复式作业机具新产品，逐步投放市场。目前，国内大中拖配套旋耕机保有量约 15 万台，手拖和小四轮配套旋耕机 200 万台。旋耕机在南方水稻生产机械化应用中已占 80%比例，北方的水稻生产、蔬菜种植和旱地灭茬整地也广泛采用了旋耕机械。南稻北移，种值面积迅速增加，扩大了对旋耕机械的市场需求。水稻是高产作物，种植水稻有较高的经济效益。近年来，我国北方实施种植业结构调整，大力推行旱改水，扩大水稻种植面积。由于农作物的结构调整，相应的农机装备结构正在发生变化，迫切需要从技术上、经济上合理配备适应水旱田作业的拖拉机及配套农机具。 农业产业化、集约化、规模经营需要大型高效旋耕机械。随着我国农业产业化和适度规模经营的发展，对大中型农业机械的市场需求也日渐增大。不仅是农垦系统国营农场，而且乡村农机服务站以及个体的农机专业户，也需要更新和添- 4 -置大中型农业机械。对黑龙江垦区的调查表明，近年大量购置的水田耕整地机械已由中小功率拖拉机旋耕机组变化为铁牛 654 和 LF-904WD 等大中功率轮式拖拉机及配套旋耕机。农机专业户使用这些大中型机械从事机耕服务，一般 1-2年可回收本金，有诱人的经济效益。 总之随着中国经济的发展，需求的不断提升，中国旋耕机市场从无到有，从小到大、从总量快速扩张到结构明显升级，逐步形成了有中国特色的多样化、多层次的消费市场。旋耕机市场发展令世人瞩目。1.2 旋耕机发展趋势1.2.11.2.1 多功能化加装挂接部件不断配套新机具，增加新功能，在完善农用功能的基础上，逐步向城市园林、园艺领域扩展，如配套剪草、清雪、枝叶粉碎机具等。微耕机与配套机具的挂接采用快速挂接装置，拆换农具简单、快速。1.2.21.2.2 小型化机具灵活性高便于运输，能在小空间复杂地形工作1.2.3 选用适应性强功耗少的发动机低噪声、少污染、动力强劲和适应性强的发动机将更多地被应用。1.2.41.2.4 操作集成更加方便高度自动化操向手柄、前进和后退速度的调节更加方便1.3 旋耕机研究目的和意义我国地形条件复杂，很多地方都是丘陵、山区，特别是南方地区其地形特点是地块小、高差大、无机耕道、个人的小型花园难于耕作，所以现研究一种具有重量轻，体积小，结构简单等特点的小型微型旋耕机。又由于石化能源有限为不可再生资源而电能有水力发电风力发电为可再生能源，而且石油燃烧产生大量 CO2 等温室气体加剧全球温室效应，电动机噪声小工作平稳优化了工作环境相比之下也减小了对其它部件的损耗；电动机无排放，少污染契合当前形势有利于环境的保护。并且内燃机燃烧的是柴油或汽油，排放的有毒气体如 CO SO2 对人体和植物均有害。大棚内通风状况不良污染持续时间较长影响可能较大。为了进一步改善作业环境，本设计采用电动机为动力，以齿轮、皮带轮、链轮作为传动装置，整机结构稳定、轻巧、体积小，而且整机价格不高能大范围普及，适合于如南方农民家庭小块菜地果园以及小型个体户大棚蔬菜花园的- 5 -管理。2 总体设计总体设计2.12.1 总体结构方案确定总体结构设计包括传送方案的确定，旋耕机耕幅的确定，旋耕机的传动形式，前进的速度，刀轴的转速的确定等内容。结构设计要体现设计原则和设计思想，实现旋耕机的结构合理，达到可靠性，适用性，先进性，经济性及系统化的统一。期中参数的计算，型号的选择是主要部分，在总体方案确定后才能进行具体的结构和强度等方面的设计计算。总体结构示意如图 2 所示。图 2 总体结构示意图Figure 2 Overall structure schematic drawing2.22.2 工作原理工作原理该机的变速箱设计“7”字形，中中间为圆柱齿轮副传动所在的空间，突出部分为行走地轮的传动分路所在空间，另外部分为旋耕刀传动路线空间。因为- 6 -传动路线较长轴距相差较大，所以采用了两个链轮传动。该机具的工作原理是发动机的动力通过离合器和联轴器将动力输出轴的动力传递给皮带轮轴，再经链轮传动到变速箱的输入轴经行走传动线路三级减速后传到行走输出轴带动行走地轮转动，实现机械的行走。另外一边输入轴运动经三级减速传递到旋耕轴，实现机械的旋耕作业。离合器安装在发动机前端，其功用是：在停车时切断发动机与传动装置之间的动力；旋耕机起步时能平稳结合发动机与传送装置间的动力；旋耕机遇到过大的阻力时，离合器便打滑，以免损坏传动系统零件，起到保驾护航的作用。耕深主要是通过支架上升降控制部分不同位置进行调节，同时还可以通过人对操作手柄的压力的改变以增减力矩，调节机器的前进速度，借以达到改变耕深的目的。另外旋耕作业的碎土性能与土壤含水量，土壤坚实度和机器的作业速度有关，本文只针对一种速度进行设计。2.3 传动方案 2.3.1 旋耕机传动类型的选择旋耕的类型按刀轴传动方式分，可分为中间传动式旋耕机和侧边传动式旋耕机。本设计采用侧边传动式旋耕机。侧边传动多用于耕幅较小的偏置式旋耕机。中央传动用于耕幅较大的旋耕机，机器的对称性好，整机受力均匀；但传动箱下面的一条地带由于切土刀片达不到而形成漏耕，需另设消除漏耕的装置。2.3.2 传动方案的确定带传动具有结构简单，传动平稳，价格低廉和缓冲吸振的特点。齿轮传动具有传动效率高，本身配合结构紧凑，体积较小的特点。链传动特点介于前两者之间适于两轴相距较远的场合而且与齿轮相比较轻和价格低所以本设计变速箱选择采用齿轮传动和链传动的混合的方式来实现动力旋耕机刀轴的运动传递。外部传动则以皮带轮与链轮的混合方式来传递动运动。工作可靠简单成本较低。传动方案如图 3 所示。- 7 -图 3 传动方案示意图 Figure 3 Transmission scheme 2.4 主要参数的确定根据设计任务书的要求，此旋耕机是用于大棚旋耕松土作业的微型旋耕机，所涉及的旋耕机能完成大棚除草、松土和起垄等作业。要求动力为 0.75kw；深耕为 1216cm；浅耕 36cm；耕幅为 3080cm；工作效率为 3 亩4 亩/8 小时；整机质量100kg。2.5 动力和刀辊转速的初步确定2.5.1 电动机的初步选择初步选择电动机：合力 ZLCF 直流有刷电机，额定功率：3.6kw；额定转速：3000r/min；净重 15kg。2.5.2 刀轴转速和前进速度初步确定耕深为 12cm，耕幅为 40cm，工作效率为 4 亩/h。可以得出机组前进速度Vm=0.8m/s。2.6 发动机功率校核- 8 -旋耕机工作时所需功率的计算，在旋耕作业过程中，旋耕机工作所需的功率与多种因素有关，如耕地的地形，耕深，耕幅，耕速和土壤的性质等功率的消耗主要包括旋耕刀切削土壤消耗的功率，抛土块所消耗的功率推动前所消耗的功率，传动部分所消耗的功率及土壤沿水平方向作用与刀辊上的反作用力所消耗的功率。设计时，先假定机组在比较平坦的田地里进行匀速直线作业，旋耕机工作时所需的功率可以按下列经验公式进行估算： )(1 . 0kWBVdKNm式中 耕深（cm） ；d 机组前进速度（m/s） ；mV 耕幅（m） ；B 旋耕比组（） ；K2/cmN其中4321KKKKKKg由于切土节距，所以依据农业机械设计手册（上册） 238 页表cmnzvSm960004-3-4 查得，。2/16cmNKg0 . 11K9 . 02K8 . 03K66. 04K则：=4321KKKKKKg2/6 . 766. 08 . 09 . 00 . 113cmN那么：WkWBVdKNmk6 . 3920. 24 . 08 . 0126 . 71 . 01 . 0因此，发动机功率满足设计要求。2.7 旋耕刀的设计2.7.1 旋耕刀的选择旋耕刀是旋耕机的主要工作部件，刀片的形状和参数直接影响旋耕的工作质量，目前国内外对旋耕刀刃口曲线形状和结构参数作了大量研究，就横轴旋机上的刀齿而言主要有刚性和弹性两大类，刚性刀按其外形分又可分为凿形刀、弯刀、直角刀和弧形刀。凿形刀前端较窄，有较好的入土能力，能量消耗小，但易缠草，多用于杂草少的菜园和庭院。弯刀的弯曲刃口有滑切作用，易切断草根而不缠草，适于水稻田耕作。直角刀具有垂直和水平切刃，刀身较宽，刚性好，容易制造，但入土性能较差。弧形刀的强度大，刚性好，滑切作用好，通常用于重型旋耕机上。根据 GB/T5669-1995，旋耕刀分为型刀，型刀和刀型。- 9 -型刀主要用于水旱田耕作。刀辊回转半径 R 有 225、245、260mm 三种；型刀主要用于水田绿肥，稻茬，麦茬较多的田地作业。刀辊回转半径有195、210、225、245、260mm 五种；刀型主要用于浅耕灭茬作业，刀辊回转半径 R 有 150、175mm 两种。根据设计要求，选用S150 型浅耕灭茬旋耕刀，采用 65Mn 钢。刀片结构如图 2 所示。图 4 旋耕刀结构图Figure 4 Spin plow knife structure 查得：，150R1020R21431R40h17max12040b 由于弯刀在切土时刀端撕裂附近土壤，因此刀座间距应大于弯刀工作宽幅约为 20mm，由于弯刀的工作宽幅为 40mm，耕幅为 400mm，通过计算知刀轴上能排列 6 个刀座。 在排列刀片的过程中，为了解决旋耕机工作时向测边输土的问题，可以使左右刀片的两条螺旋线不连续，而且旋向不一样，并且相邻区段螺旋线的旋向相反；在焊接左右的时候，同一回转平面的左右弯刀的间隔夹角应该在 90和180之间，因此确定一个刀座上同一回转平面的两把刀的间隔夹角为 180。弯刀排列展开图如图 3 所示- 10 -图 5 刀片螺旋线对称排列Figure 5 Selical symmetrical arrangement blades3 主要零件的设计计数3.1 计算各轴的设计参数3.1.1 传动效率的选定由传动方案图 4 可以看出，从发动机到旋耕机刀轴，效率传递都包括离合器、联轴器、滚动轴承、圆柱齿轮、皮带轮、链轮等的传递。其中取传动效率值分别为：离合器，联轴器，轴承99. 0199. 02，皮带轮圆柱齿轮，链轮。99. 0396. 097. 0496. 053.1.2 各轴输入功率各轴输入功率分别为：；kWPP528. 399. 099. 06 . 33101；kWPP388. 396. 099. 0528. 34312；kWPP253. 396. 099. 0388. 34323；kWPP092. 399. 096. 0253. 32534。kWPP939. 299. 096. 0092. 335453.1.3 各轴传动比的分配总传动比计算如图 4 所示，由于发动机转速为 3000r/min，刀轴转速为- 11 -100r/min。则总传动比。各轴传动比分别为，变速箱总传动30i21i5 . 12i比旋耕线路，行走线路。则各轴的转速分别为：103i154i;min/300001rnn;min/150023000112rinn;min/10005 . 11500223rinn;或。min/100101000334rinnmin/67151000335rinn3.1.4 各轴输出转矩；mNnPT23.113000528. 395509550111；mNnPT36.321500388. 395509550222；mNnPT21.931000253. 395509550333；mNnPT17.177100092. 395509550444。mNnPT67.28067939. 2 . 3955095505553.2 齿轮的设计和校核3.2.1 第一级圆柱齿轮副的设计和校核计算根据传动方案选用直齿圆柱齿轮传动。根据 GB/T10095.1 农业机械中重要齿轮选用 8 级精度。选择小齿轮的材料为 40Cr，调质后表面淬火，硬度 280HBS，大齿轮材料为45 钢，调质后表面淬火硬度为 240HBS。压力角，齿数的选择，选择小齿轮齿数为，则大齿轮的齿 20z241z数。48242112ziz按齿面接触强度设计- 12 -321111132. 2HEdtZuuKTd确定公式内各计算数值：试选载荷系数；3 . 1tK计算小齿轮传递的转矩。小齿轮转速min/300001rnn小齿轮传递的转矩为mNT23.111由机械设计表 10-7，该圆柱齿轮两支撑相对于小齿轮做不对称布置，选取齿宽系数；1d由机械设计表 10-6，查得材料的弹性影响系数；218 .189 MPaZE由机械设计图 10-21，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。MPaH6001limMPaH5501lim计算应力循环次数81110184. 5)6608(130006060hjLnN88112107828. 1310184. 5iNN根据应力循环次数，由机械设计图 10-19，取接触疲劳寿命系数，。92. 01HNK95. 02HNK计算接触疲劳许用应力。取失效概率为 1%，安全系数 S=1，得：MPaSKHNH55260092. 01lim11MPaSKHNH5 .52255095. 02lim22试计算小齿轮分度圆直径，带入中取小的值。td1H321111132. 2HEdtZuuKTd3235 .5228 .18931311023.113 . 132. 2mm2212.19计算圆周速度。v- 13 -smndvt/02. 36000030002212.1914. 310006011计算齿宽。bmmdbtd2212.191齿宽与齿高之比hb模数 mmzdmtt06. 1182212.1911齿高 mmmht385. 206. 125. 225. 2根据 v=3.02m/s，8 级精度，由机械设计图 10-8，查得动载系数，直齿轮；17. 1VK1FHKK由机械设计表 10-2，查得；25. 2AK由机械设计表 10-4，查得；322. 1HK根据，由机械设计图 10-13 查得。06. 8hb322. 1HK25. 1FK故载荷系数：48. 3322. 1117. 125. 2HHVAKKKKK按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径得：mmKKddtt698.263 . 148. 32212.193311计算模数m：mmzdm483. 118698.2611按齿根弯曲强度设计弯曲强度计算公式为32112FSaFadYYzKTm确定公式内的各计算数值由机械设计图 10-20c，查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限，MPaFE5001大齿轮的弯曲强度极限；MPaFE3802- 14 -由机械设计图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数，；89. 01FNK91. 02FNK取弯曲疲劳安全系数 S=1.4,得：MPaSKFEFNF86.3174 . 150089. 0111MPaSKFEFNF2474 . 138091. 0222计算载荷系数：K29. 325. 1117. 125. 2FFVAKKKKK查取齿形系数。由机械设计表 10-5，得齿形系数，；91. 21FaY32. 22FaY查取应力校正系数。由机械设计表 10-5，得应力校正系数，；53. 11SaY70. 12SaY计算大、小齿轮并加以比较FSaFaYY0140. 086.31753. 191. 2111FSaFaYY0159. 024770. 132. 2222FSaFaYY比较可得大齿轮的数值大。设计计算mmYYzKTmFSaFad536. 10159. 01811023.1129. 3223233211由于齿轮模数 m 的大小组要取决于弯曲强度所决定的承载力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲疲劳强度算的的模数 1.536 并就近圆整为标准值 m=2mm。几何计算计算分度圆直径mmmzd3621811mmmzd10825422计算中心距 - 15 -mmdda72210836221计算齿轮宽度mmdbd363611取，mmB401mmB362计算公法线W5 . 25 . 018018205 . 018011zK039.12014. 018)5 . 05 . 2(14. 3cos)5 . 0(cos111invzKW0789.242039.1211mWW5 . 65 . 018054205 . 018022zK304.17014. 054)5 . 05 . 6(14. 3cos)5 . 0(cos222invzKW 608.3423040.1722mWW齿轮结构设计齿顶高mmhhhaaa22121齿根高mmmchhhaff5 . 22)25. 01 ()(21齿全高mmmchhha5 . 42)25. 012()2(21齿顶高直径mmmhzdaa40)2(11mmmhzdaa112)2(22齿根圆直径mmmchzdaf312)25. 021218()22(11mmmchzdaf1032)25. 021254()22(22基圆直径- 16 -mmddb829.3320cos36cos11mmddb487.10120cos108cos22齿厚mmmS14. 32/3.2.2 其他各直齿圆柱齿轮的几何计算减速器另一对配合齿轮几何尺寸：选择齿数，301z90330212uzz计算分度圆直径mmmzd6023011mmmzd18029022计算中心距mmdda120218060221计算齿轮宽度mmdbd606011取，mmB601mmB552计算公法线W83. 35 . 018011zK2305.10)5 . 0(cos111invzKW461.202231.1011mWW5 .105 . 018022zK 6906.30)5 . 0(cos222invzKW3812.6122mWW齿全高mmmchhha5 . 42)25. 012()2(21- 17 -齿顶高直径mmmhzdaa64)2(11mmmhzdaa184)2(22基圆直径mmddb382.5620cos60cos11mmddb145.16920cos180cos22齿厚mmmS14. 32/3.3 链传动的设计计算3.3.1 选择链轮的齿数取小链轮齿数，大链轮齿数为321z485 . 132222izz3.3.2 确定计算功率由机械设计表 9-6 查得，由机械设计图 9-13 查得0 . 1AK，单排链，则计算功率为：52. 12KkWkWPKKPAca289. 4822. 252. 10 . 1323.3.3 选择链条型号和节距根据及查机械设计图 9-11，可选 08A。kWPca289. 4min/2503rn 查机械设计表 9-1，链条节距，滚子直径，内链节mmp7 .12mmd9 . 71内宽。mmb85. 713.3.4 计算链节数和中心距初选中心距。取：mmpa6353817 .12)5030()5030(0。相应的链长节数为：mma400002122100222apzzzzpaLp 4007 .1214. 321948248327 .1240022 1 .97取链长节数节。97pL查机械设计表 9-8 得：中心距计算系数，则链传动最大24735. 01fmmzzLpfap48329727 .1224735. 02211- 18 - 。mm95.3983.3.5 计算链速 ，确定润滑方式vsmpznv/0054. 11000607 .121925010006013由和链号 08A，查机械设计图 9-14 可知应采用滴油润滑。smv/13.3.6 计算压轴力pF有效圆周力为NvPFe28221822. 210001000链轮垂直布置时的压力系数，则压轴力为：05. 1FpKNFKFeFpp2963282205. 13.3.7 链轮的材料选择小轮用 20 钢，经淬火，回火处理，硬度 60HRC；大轮用 35 钢，经正火处理，硬度 200HBS。3.3.8 链轮齿形的确定齿侧圆弧半径ermmzdre96.1923292. 712. 0212. 011minmmzdre52.4724892. 712. 0212. 021minmmzdre278.341803292. 7008. 018008. 02211maxmmzdre386.1571804892. 7008. 018008. 02221max滚子定位圆弧半径irmmdrrii492. 7505. 0505. 01minminmmddrrii138. 4138. 092. 7505. 0069. 0505. 0311maxmax分度圆直径dmmzpd157.771646. 07 .12/180sin1mmzpd190.1940654. 07 .12/180sin2齿顶圆直径ad- 19 -mmdzpdda867.8092. 7196 . 117 .12157.776 . 1111minmmdzpdda547.19892. 7486 . 117 .12190.1946 . 1112minmmdpdda112.8592. 77 .1225. 1157.7725. 11maxmmdpdda145.20292. 77 .1225. 1190.19425. 11max齿宽1fbmmbbf3 . 785. 793. 093. 011齿侧倒角mmpba651. 17 .1213. 013. 0齿侧半径xrmmprx7 .123.4 输入轴的设计计算3.4.1 输入轴的初步计算 （1）选择轴的材料和热处理方式：选择轴的材料为 45 钢，调制处理，由机械设计表 15-1 查得，抗拉强度极限，屈服强度极限MPaB640，弯曲疲劳极限，剪切疲劳强度极限，MPas355MPa2751MPa1551许用弯曲应力。MPa601 （2）初步确定轴的最小直径 由机械设计表 15-3，取，于是得1100AmmnPAd61.12003528. 01101000528. 3110333110由于轴的最小直径过小，取轴直径为 15mm。（3）初选轴承应轴同时受有径向力和轴向力作用，故选用深沟球轴承。根据工作要求及输入端直径，选用型号为 6004 的轴承（GB/T276-1994） 。3.4.2 轴的结构设计输入轴的各段直径和长度设计如图 5 所示。- 20 -图 6 输入轴的结构Figure 6 input shaft structure3.4.3 轴的强度校核（1）求作用在齿轮上的力应为该齿轮为标准齿轮，则，那么0圆周力NdTFt85.8632610123. 122411径向力NFFtr42.31420tan85.863tan圆周力，径向力的方向如图 6 所示。tFrF- 21 -图 7 轴的载荷分布图Figure 7 axis of load distribution（2）求轴上的载荷首先根据轴的结构图做出轴的计算简图。对于 6004 型深沟球轴承，由机械设计 、 机械设计基础课程设计中查得 B=12mm。因此作为简支梁的轴的支撑跨距。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图mmLL105377832（如图 6） 。轴上的作用力支反力NFLLLFttD816.263667.74810537323NFFFtttB851.484816.263667.7484NFLLLFrrD42.20249.27210578322NFFFrDrrB91.47442.20249.272总弯矩- 22 -mmNLFMtDc648.2057778816.26321mmNLFMrBc378.378187891.47422mmNMMMccc26.4305414302297152 .4234395972221扭矩mmNT4110123. 1（3）按弯矩合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的界面强度。根据机械设计公式 15-5 及表 2 中的数据，以及轴单向旋转，扭切应力为脉动循环应力，取，轴的计算应力6 . 0MPaMPaWTMcca60946.15301 . 0)123. 16 . 0(26.43054)(1222212故安全。4 其它零部件的设计与选择以及润滑方法的选择4.1 联轴器的选择取载荷系数，则联轴器的计算转矩为3 . 1AKmNTKTAca