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）1第一章前言11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LYT12021997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06M/S，1M/S，15M/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。12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。本科生毕业设计（论文）2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QQ178430003911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。12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21所示本科生毕业设计（论文）3图21割草机的传动原理图图21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。本科生毕业设计（论文）4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。31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。32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PDPW/（31）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PDP刀P行走（32）割草机刀具工作过程中PD刀MAX094KW；预计割草机的质量为60KG，地面摩擦系数06，割草机的轮子选用D400MM，最大行走速度为15M/S，割草机有时要爬坡因此取PD行MAX0772KW；效率按下式计算刀2离合器3/2轴承09920980960533行离合器带锥齿2直齿13/2轴承34099095095097209813/20757本科生毕业设计（论文）5所以PW刀098KWPW行102KWPWPW刀PW行2KW35由此，选用汽油机功率为2KW，转速3100R/MIN。本科生毕业设计（论文）6第四章执行机构的设计41执行机构的要求割草机对刀片的硬度要求为HRC4550；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/S100M/S；关闭动力机之后刀具应在3S内停止。42刀片参数的设计421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15M/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60M/S100M/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。422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L1MIN60VM/（ZN）（41）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。L1MIN6015/231001452MM（42）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MINR刀V7819M/S（43）刀具在切割时会有磨损刀刃长度选大点选择20MM。423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41所示本科生毕业设计（论文）7图41刀具43刀片连接装置的设计431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43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42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，刀片解本科生毕业设计（论文）8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。432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21NM，安全系数取144M293NMMFL平均/2（44）F118N（45）PFV0944KW（46）刀具连接轴的材料选择为40CR，调质处理。由机械设计表153得A0105D执行A0P刀N刀37MM（47）轴上开有一个键槽且D100MM轴直径增大57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43所示，轴的长度直径按定位要求设计。本科生毕业设计（论文）9图43执行机构轴的设计本科生毕业设计（论文）10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。51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51所示图51四杆调幅机构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52，53所示本科生毕业设计（论文）1152齿轮齿条调高机构主视图53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，齿条与刀具的离本科生毕业设计（论文）12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。52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25M。大齿轮的分度圆半径为25（12525）M5991MM，因此大齿轮的齿数选择91个，齿轮的其他参数按标准取值。本科生毕业设计（论文）13第六章割草机行走机构的设计61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QQ1784300039622带轮的设计；1确定计算功率PCA由表87查得工作情况系数KA11，故PCAKAP带1110098KW1111KW（614）2选择V带的带型根据PCA、N1由图810选用Z型。3确定带轮的基准直径DD并验算带速V1）初选小带轮的基准直径DD1。由表86和表88，取小带轮的基准直径DD171MM。2）验算带速V。按式（813）验算带的速度VDD1N16010001152MM/S（615）因为5M/S90620计算带的根数Z1）计算单根V带的额定功率RP。由DD171MM和N13100R/MIN，查表84A得P0053KW。根据N13100R/MIN，I22和Z型带，查表84B得P0004KW。查表85得K093，表82得KL1，于是PRP0P0KKL053KW6212）计算V带的根数Z。ZPCAPR2622取2根。7、计算单根V带的初拉力的最小值（F0）MIN由表83得Z型带的单位长度质量Q006KG/M,所以F0MIN50025KPCAKZVQV238105N623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FPMIN2ZF0MINSIN1214914N624确定真实的传动比I带160/7122549、带轮结构设计带轮的结构如图所示本科生毕业设计（论文）1561小带轮62大带轮623一轴轴的设计1确定轴的最小直径D1P1N1396745MM（625）轴上开有一个键槽且D100MM轴直径增大57，轴最小直径为10255MM，轴本科生毕业设计（论文）16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DLM10EKE有滑环干式多片电磁离合器。根据轴传递的力矩为616NM选用规格DLM10EKE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|NM125，额定静转矩|NM20/14，空载转矩|NM|0088/005，接通时间|S|014/011，断开时间|S|003/0025，额定电压DC|V24，线圈消耗功率20|W26，允许最高转速|R/MIN3000，重量|KG2，电刷型号湿式采用DS005、干式采用DS006，D1|MM100，D2|MM100，D3|MM85，D4|MM50，|MM18，E|MM50025,0，H|MM199014,0，J|MM26，K|MM4M6，L|MM45，L1|MM42，L2|MM5，L3|MM55，L4|MM8，|MM030，离合器的安装图如图63所示图63电磁离合器安装尺寸图轴的最小直径选择18MM3拟定轴上各零件的装配方案如图64所示本科生毕业设计（论文）17图64一轴零件的装配方案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Q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D22MM，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本科生毕业设计（论文）18离合器固定用的双圆头平键键参数轴径D18，键的公称尺寸|BH86，键的公称尺寸|H8H116，键的公称尺寸|C或R02504，键的公称尺寸|L（H14）26，每100MM重量KG0028，键槽|轴槽深T|基本尺寸35，键槽|轴槽深T|公差02,0，键槽|毂槽深T1|基本尺寸28，键槽|毂槽深T1|公差02,0，键槽|圆角半径R|MIN016，键槽|圆角半径R|MAX025；带轮键选用单圆头平键参数轴径D28，键的公称尺寸|BH88，键的公称尺寸|H8H117，键的公称尺寸|C或R02504，键的公称尺寸|L（H14）1890，每100MM重量KG0044，键槽|轴槽深T|基本尺寸4，键槽|轴槽深T|公差02,0，键槽|毂槽深T1|基本尺寸33，键槽|毂槽深T1|公差02,0，键槽|圆角半径R|MIN016，键槽|圆角半径R|MAX0252）轴承的参数为轴承代号|30000型329/22,基本尺寸/MM|D22,基本尺寸/MM|D40,基本尺寸/MM|T12,基本尺寸/MM|B12基本尺寸/MM|C9,安装尺寸/MM|DAMIN,安装尺寸/MM|DBMAX,安装尺寸/MM|DAMIN,安装尺寸/MM|DAMAX,安装尺寸/MM|DBMIN,安装尺寸/MM|A1MIN,安装尺寸/MM|A2MIN,安装尺寸/MM|RAMAX03,安装尺寸/MM|RBMAX03,其他尺寸/MM|A85,其他尺寸/MM|RMIN03,其他尺寸/MM|R1MIN03,计算系数|E032,计算系数|Y19,计算系数|Y01,基本额定载荷/KN|CR150,基本额定载荷/KN|C0R200,极限转速/R/MIN|脂8500,极限转速/R/MIN|油11000,重量/KG|W00653）端盖参数根据轴承外径D40MM，端盖固定螺钉选M6,D36MM,D0D317MM,D5D238MM,D0D25D355MM，D5D0252MM,D2D025D370MM,E8MM,B8MM,E18MM,H7MM,M11MM，D430MM。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。63二轴的设计631输入参数P2P行23094KW（626）本科生毕业设计（论文）19N2N1I带1368747R/MIN（627）T29550P2N2655942NM（628）632锥齿轮的设计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（GB1009588）。3）材料选择。由机械设计表101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Z117，大齿轮齿数Z2I2Z139176632按齿面接触强度设计由设计公式进行试算，即D1T292KT2R105R21ZEH23（629）1）确定公式内的各计算值1试选载荷系数KT42由表107选取齿宽系数R13,D13）由表106查得材料的弹性影响系数EZ1898MPA214）由图1021D按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限1HLM600MPA；大齿轮的接触疲劳强度极限2HLM580MPA；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，N160N1JLH60136874718251259855108（630）N2N1I22618108（631）（6）由图1019取接触疲劳寿命系数KHN11008KHN2108。（7）计算接触疲劳许用应力取失效概率1，安全系数S1得H1KHN1HLIM1S1008600MPA6048MPA（631）H2KHN2HLIM2S1024580MPA6264MPA（632）2）计算本科生毕业设计（论文）20（1）试算小齿轮分度圆直径D1T，代入H中较小值D1T292KT2R105R21ZEH2329246561310513213918986048234146MM2计算圆周速度VVD1TN16010003042M/S（633）3计算齿宽BBDD1T4257MM（634）4计算齿宽与齿高之比B/H模数MTD1TZ12497MM（635）齿高H225MT562MM（635）BH7556（636）5计算载荷系数根据V215M/S，8级精度，由图108查动载荷系数KV112；直齿轮，KHKF1；由表102查得使用系数KA175；由表104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KH1451由B/H1027,查图1013得KF145；故载荷系数KKAKVKHKH2843（637）6按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，得D1D1TKKT33789MM（638）7计算模数M本科生毕业设计（论文）21MD1Z12229MM（639）3按齿根弯曲强度设计弯曲强度的设计公式为M4KT2R105R2Z12YFAYSAF3（640）1确定公式内的各计算数值（1）由图1020C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1500MPA；大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE2380MPA；（2）由图1018查得弯曲疲劳寿命系数KFN1091,KFN2095（3）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S14，得F1KFN1FE1S325MPA641F2KFN2FE2S25786MPA642（4）计算载荷系数KKKAKVKFKF2695643（5）查取齿形系数由表105查得YFA1297；YFA22274（6）查取应力校正系数由表105查得YSA1152；YSA217387计算大，小齿轮的YFYSF并加以比较YFA1YSA1F1001389644YFA2YSA2F20015327645大齿轮的数值大。2）设计计算M4KT2R105R2Z12YFAYSAF31942MM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本科生毕业设计（论文）22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1942并就近圆整为标准值M2MM,取大于接触强度的分度圆直径D13789MM，算出小齿轮齿数。Z1D1M19大齿轮齿数Z2I2Z13919741，取Z274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QQ17843000396506计算齿根角FTAN1HFR17996517计算顶锥角A11F16199652A22F773998计算顶间隙CCM一般取C02）6539计算齿宽BR3取整25MM65410实际传动比为3895锥齿轮零件图如图65,66所示本科生毕业设计（论文）2365小锥齿轮66大锥齿轮大锥齿轮的参数如图67所示本科生毕业设计（论文）24图67大锥齿轮的的参数633二轴轴的设计1初选轴的最小直径D2P2N2398819MM轴上开有一个键槽且D100MM轴直径增大57，轴最小直径为104748MM。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68所示本科生毕业设计（论文）2568二轴结构示意图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10478MM，选用D15MM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05MM，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00701D，D为零件相配出的轴的直径，轴肩高度取15MM，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，本科生毕业设计（论文）26退刀槽宽度为1，深度为2MM。套杯中角接触球轴承选择D25MM，B15MM，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D24MM,B15MM。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25MM，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D16，键的公称尺寸|BH85，键的公称尺寸|H8H115，键的公称尺寸|C或R02504，键的公称尺寸|L（H14）1056，每100MM重量KG002，键槽|轴槽深T|基本尺寸30，键槽|轴槽深T|公差01,0，键槽|毂槽深T1|基本尺寸23，键槽|毂槽深T1|公差01,0，键槽|圆角半径R|MIN016，键槽|圆角半径R|MAX025，角）2）接触球轴承的轴承代号|70000CAC型7305B深沟球轴承的轴承代号|选用6002,62053）端盖参数根据轴承外径D32MM，端盖固定螺钉选M6,D36MM,D0D317MM,D5D230MM,D0D25D347MM，D5D03D328MM,D2D025D362MM,E8MM,B8MM,E18MM,H7MM,M11MM，D422MM。4）端盖端盖参数根据轴承外径D62MM，端盖固定螺钉选M8,D38MM,D0D319MM,D5D260MM,D0D25D382MM，D5D03D364MM,D2D025D3102MM,E8MM,B8MM,E18MM,H7MM,M11MM，D452MM。5）套杯参数D0D25D32S282，D2D025D3102，S1S26，E3S2664轴设计641输入参数P3P23250866KW本科生毕业设计（论文）27N3N1I锥35325R/MINT29550P3N32342NM642轴齿轮设计齿轮传动比越大，传递的力矩也越大，3轴齿轮按传动比I3299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（GB1009588）3）材料的选择。由机械设计表101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Z117，大齿轮齿数Z2I3Z15083，取Z251。2按齿面接触强度设计由设计计算公式3232KT3DU1UZEH236551）确定公式内的个计算数值（1）试选载荷系数KT2。（2）计算小齿轮转矩为T39550P3N32342NM（3）由表107选取齿宽系数D08（4）由表106查得材料的弹性影响序数ZE1898MPA1/2（5）由图1021D按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限HLIM1600MPA；大齿轮的接触疲劳强度极限为HLIM1560MPA（6）计算应力循环次数公式为N60N3JLHN16035325（825125）254108N2N1I385107（7）由图1019取接触疲劳寿命系数KHN1108KHN2115。（8）计算接触疲劳许用应力。取失效概率1，安全系数S1得H1KHN1HLIM1S1008600MPA648MPAH2KHN2HLIM2S1024580MPA6325MPA本科生毕业设计（论文）282）计算（1）试算小齿轮分度圆直径D1T，代入H中较小值3232KT3DU1UZEH234430MM2计算圆周速度VVD3TN3601000082M/S3计算齿宽BBDD1T41MM4计算齿宽与齿高之比B/H模数MTD3TZ12606MM齿高H225MT58636MMBH7565计算载荷系数根据V082M/S，8级精度，由图108查动载荷系数KV109；直齿轮，KHKF1；由表102查得使用系数KA175；由表104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KH1323由B/H756,查图1013得KF126；故载荷系数KKAKVKHKH252366按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，得D1D1TKKT34787MM7计算模数MMD1Z12816MM3按齿根弯曲强度设计弯曲强度的设计公式为本科生毕业设计（论文）29M2KT3DZ12YFAYSAF36561）确定公式内的各计算数值（1）由图1020C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1500MPA；大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE2380MPA；（2）由图1018查得弯曲疲劳寿命系数KFN1095,KFN2097（3）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S14，得F1KFN1FE1S339287MPAF2KFN2FE2S263286MPA（4）计算载荷系数KKKAKVKFKF2403（5）查取齿形系数由表105查得YFA1297；YFA2232（6）查取应力校正系数由表105查得YSA1152；YSA2170（7）计算大，小齿轮的YFYSF并加以比较YFA1YSA1F1001331YFA2YSA2F2001498大齿轮的数值大。2）设计计算M2KT3DZ12YFAYSAF31939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1939并就近圆整为标准值M2MM,取大于接触强度的分度圆直径D14787MM，算出小齿轮齿数Z1D1M24本科生毕业设计（论文）30大齿轮齿数Z2I3Z1299247176，取Z272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61各齿轮的齿数传动比Z1Z2I2992679I203570I13345605几何尺寸计算1）计算分度圆直径表62各齿轮分度圆直径传动比D1D2I29952158I2070140I133901202）计算中心距AD1D2296MM3）计算齿轮宽度BDD1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63各齿轮齿宽传动比B1B2I2994540I204035I13335306验算FT2TTD145047N657KAFTB1971100658合适。7齿轮连接设计本科生毕业设计（论文）31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，拨叉放在另个齿轮之间，拨叉长度为25。齿轮的结构图69所示。图69三联滑移齿轮643三轴轴的设计1初步选取最小轴径选取的材料为40钢，调质处理。根据表153，取A0112，于是得D3MINA0P3N33151045MM轴上开有两个键槽且D100MM轴直径增大1015，轴最小直径大于1661MM，2确定轴的最小直径轴最小直径在于轴承相配合的地方,因该轴装配有锥齿轮，轴向受到比较大的轴向力，轴承选用圆锥滚子轴承，轴承孔径选用17MM，锥齿轮使用套杯进行固定根据轴原始参数和向定位要求确定各段直径和长度3拟定轴上各零件的装配方案如图68所示图610三轴结构与装配方案本科生毕业设计（论文）324拟定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，采用套杯进行固定，套杯中轴承选用两个圆锥滚子轴承轴承，该轴装有滑移齿轮，换挡过程中轴会受到一定的轴向力，另外一个轴承也选用圆锥滚子轴承。轴左端的圆锥滚子轴承选用D17MM，B为14MM，轴承定位为套筒，根据要求该段轴的长度选择15MM。轴承在轴向定位方式为端盖和套筒，轴承跟套筒与轴的配合精度不一样，分开加工，轴承跟套筒两个相连接的地方要有轴肩，轴肩高度大小05MM，因此与套筒相配合地方轴的直径为18MM。轴承距离机架内表面距离选10MM，与套筒相配合轴的长度为10MM。2轴右端套筒的右端要用轴肩进行定位，该轴装有三联滑移齿轮实现调档功能，根具三联滑移齿轮的设计方案和齿轮调档过程中只有一对齿轮在啮合，经计算的，齿轮的滑移幅度左右分别为825，齿轮端面距离相邻的零件不小于10MM，根据要求，该段轴的长度为340MM，齿轮的周向固定方式采用两个滑移键，根据滑移键对轴的要求以及套筒对轴肩的要求此段轴的直径为22MM。3该轴装有锥齿轮，锥齿轮固定方式采用套杯，套杯设计按照机械设计P326锥齿轮支撑结构之二设计，使轴承达到理想的游隙和要求的预紧程度并且可防止轴卡死。套杯中的左端的圆锥滚子轴承轴定位方式采用是圆螺母跟轴承座进行定位的。与端盖相配合轴的直径为22MM，圆螺母要装入到轴上，圆螺母选择M27，圆螺母的长度为10MM，圆螺母应该有止动垫圈，采用外舌止动垫圈，因此该处轴的长度选择为13MM，加工螺纹应预留有退刀槽，退刀槽宽度为1，深度为3MM。套杯中角接触球轴承选择D28MM，B15MM，因此与轴承相配合的轴的长度选择为17MM。套杯中右端的齿轮的固定方式采用的是轴的轴肩轴右端的套筒，轴肩的高度为2MM，轴肩处轴的直径为32MM，轴肩长度选择10MM。轴承右端采用套筒进行固定，套筒也用于固定锥齿轮的左端面。综合考虑，与轴承相配合轴的长度为15MM，套筒长度为3MM。与套筒、锥齿轮相配合的轴的长度为28MM。锥齿轮的固定方式为悬臂固定。齿轮轴支点跨距选择50MM，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26MM。5轴上零件的设计及各种参数1轴承的型号为30303,320/28。2端盖的参数根据轴承外径D40MM，端盖固定螺钉选M6,D36MM,D0D317MM,D5D238MM,D0D25D355MM，D5D0252MM,D2D025D370MM,E8MM,B8MM,E18MM,H7MM,M11MM，D430MM。端盖示意图参照机械设计机械设计基础课程设计P113。3左端套桶参数套筒有挡油圈本科生毕业设计（论文）33图611套筒4滑移键的参数BH810,HH118,C或R0406,H124,D0M3,D134,D6,C103,L08,螺钉（D0L4）M310,L范围25110,每100MM长质量/KG0065圆螺母参数螺纹规格DPM2715，DK45，D137，M10，NMAX53，NMIN5，TMAX31，TMIN25，C1，C105外舌止动垫圈D275,D48,D137,S1,H5,B48,A24,B15,T236三轴的零件图如图612所示图612三轴零件图本科生毕业设计（论文）3465四轴的设计651输入参数P4P333/240815KWN4MINN1I3MAX119408R/MINT49550P4N46521NM652齿轮的设计1选齿轮精度等级、材料及齿数1齿轮传递功率、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（GB1009588）3）材料的选择。由机械设计表101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Z118，大齿轮齿数Z2I4Z167。2按齿面接触强度设计由设计计算公式3232KT4DU1UZEH23进行试算1）确定公式内的个计算数值（1）试选载荷系数KT2。（2）计算小齿轮转矩为T39550P4N46523NM（3）由表107选取齿宽系数D08（4）由表106查得材料的弹性影响序数ZE1898MPA1/2（5）由图1021D按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限HLIM1600MPA；大齿轮的接触疲劳强度极限为HLIM1560MPA（6）计算应力循环次数公式为N60N4JLHN160119408（825125）8597107N2N1I43425107（7）由图1019取接触疲劳寿命系数KHN1115KHN2121。（8）计算接触疲劳许用应力。取失效概率1，安全系数S1得本科生毕业设计（论文）35H1KHN1HLIM1S1008600MPA690MPAH2KHN2HLIM2S1024580MPA6655MPA2）计算（1）试算小齿轮分度圆直径D1T，代入H中较小值4232KT4DU1UZEH2361407MM（2）计算圆周速度VVD4TN460100003718M/S（3）计算齿宽BBDD1T47577MM（4）计算齿宽与齿高之比B/H模数MTD3TZ13304MM齿高H225MT7434MMBH6405计算载荷系数根据V03718M/S，8级精度，由图108查动载荷系数KV107；直齿轮，KHKF1；由表102查得使用系数KA175；由表104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KH1325由B/H640,查图1013得KF126；故载荷系数KKAKVKHKH2481（6）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，得D1D1TKKT363908MM（7）计算模数MMD1Z13550MM本科生毕业设计（论文）363按齿根弯曲强度设计弯曲强度的设计公式为M2KT4DZ12YFAYSAF31）确定公式内的各计算数值（1）由图1020C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1500MPA；大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE2380MPA；（2）由图1018查得弯曲疲劳寿命系数KFN1095,KFN2097（3）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S14，得F1KFN1FE1S339287MPAF2KFN2FE2S263286MPA（4）计算载荷系数KKKAKVKFKF2,3986（5）查取齿形系数由表105查得YFA1291；YFA2235（6）查取应力校正系数由表105查得YSA1153；YSA2168（7）计算大，小齿轮的YFYSF并加以比较YFA1YSA1F10013122YFA2YSA2F20014995大齿轮的数值大。2）设计计算M2KT4DZ12YFAYSAF326255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，而齿面接本科生毕业设计（论文）37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26255并就近圆整为标准值M3MM,取大于接触强度的分度圆直径D163908MM，算出小齿轮齿数Z1D1M22大齿轮齿数Z2I3Z13722814，取Z282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1）计算分度圆直径D1Z1M66MMD2Z2M246MM2计算中心距AD1D22156MM3）计算齿轮宽度BDD1525MM取B250MM,B155MM5大齿轮零件图如图613所示本科生毕业设计（论文）38图613大齿轮零件图653四轴轴的设计1初步选取最小轴径选取的材料为40钢，调质处理。根据表153，取A0112，于是得D4MINA0P4N432124MM轴上开有一个键槽且D100MM轴直径增大510，轴最小直径大于2231MM，2确定轴的最小直径轴最小直径在于轴承相配合的地方,该轴装配都是直齿轮，轴向受到比较小的轴向力，轴承选用角接触球轴承，轴承孔径选用25MM3根据轴原始参数和轴上个零件的配合要求得到轴上零件的装配方案图。方案图如图614所示本科生毕业设计（论文）39614四轴部件图4根据轴的定位要求确定各段直径和长度1轴的最左端装配有轴承，轴承D25MM，B12MM，与之相配合轴的直径为25MM，轴承的轴向定位为端盖和套筒，根据轴承的轴向定位要求该轴段长度为14MM，轴承的轴向定位为套筒，套筒与轴承跟轴的配合要求不同轴上有轴肩，轴肩不用于定位，轴肩高度为05MM，与套筒相配合的轴直径为26MM。齿轮的左端采用套筒进行定位并且齿轮左端面与机架有一定距离，轴承右端面距离机架内表面有一定的距离，两者距离大概选择为10MM。与套筒配合轴的长度为20MM。2齿轮左端用套筒定位，套筒，齿轮与轴配合精度不同，两者之间轴有轴肩，轴肩不用与定位。与齿轮配合的轴段直径为28MM。根据齿轮轮毂宽度和定位要求该段轴长度为53MM。齿轮右端面采用轴肩定位，根据定位要求，及右边圆螺母的额要求，轴肩高度H3MM。轴肩处轴的直径为34MM。长度为与3轴齿轮相配合确定的长度为168MM。（3）两个齿轮之间的距离很长，齿轮的一个端面的定位方式