壓縮包內(nèi)含 CAD 圖紙和三維建模及說明書,咨詢 Q 197216396 或 11970985 摘 要 隨著農(nóng)業(yè)技術(shù)的發(fā)展，機械化生產(chǎn)顯得越來越重要。因為在這個年代生產(chǎn) 效率對我們的日常生活尤為重要。每個人都需要食物。插秧機就在農(nóng)業(yè)生產(chǎn)中 扮演重要角色。作為插秧機中的一部分，變速器起到控制其運動規(guī)律的作用。 通過對市場現(xiàn)有插秧機變速箱的調(diào)查研究，我發(fā)現(xiàn)一些插秧機的變速箱在可靠 性方面欠佳，還有的在機器操縱方面顯得比較繁瑣。面對這種情況，我找到一 些可以解決這些問題的措施。所以本篇論文主要針對插秧機的變速箱進行設(shè)計。 論文包括插秧機變速箱的背景，變速箱的功能，以及變速箱的設(shè)計計算等方面。 設(shè)計方面主要包括傳動系統(tǒng)的設(shè)計，操縱系統(tǒng)的設(shè)計以及箱體的設(shè)計。設(shè)計中 主要應(yīng)用 PRO/E5.0 和 CAD2008 工程制圖軟件。 關(guān)鍵詞：插秧機；變速箱；傳動系統(tǒng)；操縱系統(tǒng) 壓縮包內(nèi)含 CAD 圖紙和三維建模及說明書,咨詢 Q 197216396 或 11970985 1 插秧機機械變速箱設(shè)計 2 壓縮包內(nèi)含 CAD 圖紙和三維建模及說明書,咨詢 Q 197216396 或 11970985 3 插秧機機械變速箱設(shè)計 4 壓縮包內(nèi)含 CAD 圖紙和三維建模及說明書,咨詢 Q 197216396 或 11970985 5 插秧機機械變速箱設(shè)計 6 壓縮包內(nèi)含 CAD 圖紙和三維建模及說明書,咨詢 Q 197216396 或 11970985 7 插秧機機械變速箱設(shè)計 8 壓縮包內(nèi)含 CAD 圖紙和三維建模及說明書,咨詢 Q 197216396 或 11970985 9 插秧機機械變速箱設(shè)計 10 壓縮包內(nèi)含 CAD 圖紙和三維建模及說明書,咨詢 Q 197216396 或 11970985 11 插秧機機械變速箱設(shè)計 12 壓縮包內(nèi)含 CAD 圖紙和三維建模及說明書,咨詢 Q 197216396 或 11970985 13 插秧機機械變速箱設(shè)計 14 壓縮包內(nèi)含 CAD 圖紙和三維建模及說明書,咨詢 Q 197216396 或 11970985 15 插秧機機械變速箱設(shè)計 16 壓縮包內(nèi)含 CAD 圖紙和三維建模及說明書,咨詢 Q 197216396 或 11970985 17 插秧機機械變速箱設(shè)計 18 壓縮包內(nèi)含 CAD 圖紙和三維建模及說明書,咨詢 Q 197216396 或 11970985 19 插秧機機械變速箱設(shè)計 20 Abstract With 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 壓縮包內(nèi)含 CAD 圖紙和三維建模及說明書,咨詢 Q 197216396 或 11970985 21 目 錄 摘 要 ABSTRACT 第一章 緒 論 ................................................6 1.1 引言 ....................................................................6 1.2 國內(nèi)外研究狀況和發(fā)展趨勢 ................................................6 1.2.1 國內(nèi)插秧機研究狀況 ..................................................6 1.2.2 日本插秧機研究狀況 ..................................................7 1.3 高速插秧機的結(jié)構(gòu)組成 ....................................................7 1.4 高速插秧機中常用的幾種變速方式 ..........................................9 1.5 課題研究目的及意義 .....................................................10 1.6 設(shè)計的主要內(nèi)容 .........................................................10 第二章 傳動方案的確定 .......................................11 2.1 高速插秧機傳動關(guān)系 .....................................................11 2.2 機械式變速器傳動方案 ...................................................11 第三章 基本參數(shù)的確定與計算 .................................13 3.1 發(fā)動機額定參數(shù) .........................................................13 3.2 傳動比的確定 ...........................................................13 3.3 傳動裝置運動、動力參數(shù)運算 .............................................13 3.3.1 各軸轉(zhuǎn)速 ...........................................................13 3.3.2 各軸功率 ...........................................................13 3.3.3 各軸轉(zhuǎn)矩 ...........................................................14 3.4 直齒圓柱齒輪的設(shè)計計算 .................................................14 3.4.1 設(shè)計計算低速級齒輪參數(shù) .............................................14 3.4.2 其他齒輪參數(shù) .......................................................18 3.5 直齒圓柱齒輪的受力計算 .................................................19 第四章 軸的設(shè)計計算 .........................................20 4.1 輸入軸的設(shè)計計算 .......................................................20 4.1.1 估算軸的直徑 .......................................................20 插秧機機械變速箱設(shè)計 22 4.1.2 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 .......................................................20 4.1.3 花鍵類型的選取 .....................................................21 4.1.4 軸承類型的選取 .....................................................21 4.1.5 具體長度的選取 .....................................................21 4.2 輸出軸的設(shè)計計算 .......................................................22 4.2.1 估算軸的直徑 .......................................................22 4.2.2 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 .......................................................22 4.2.3 具體長度的選取 .....................................................23 4.3 惰輪軸的設(shè)計計算 .......................................................24 4.3.1 估算軸的直徑 .......................................................24 4.3.2 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 .......................................................24 4.3.3 具體長度的選取 .....................................................25 4.4 輸出軸的強度校核及軸承壽命校核 .........................................25 4.4.1 按彎扭合成強度條件校核 .............................................25 4.4.2 對軸端軸承進行壽命校核 .............................................26 4.5 惰輪軸的強度校核及軸承壽命校核 .........................................27 4.5.1 按彎扭合成強度條件校核 .............................................27 4.5.2 對軸端軸承進行壽命校核 .............................................28 第五章 離合器的選用和裝配 ...................................30 5.1 離合器的選用 ...........................................................30 5.2 摩擦片式離合器簡介 .....................................................30 5.3 摩擦片式離合器原理 .....................................................30 5.5 摩擦片式離合器裝配主要結(jié)構(gòu) .............................................32 第六章 操縱系統(tǒng)及箱體相關(guān)設(shè)計 ...............................33 6.1 操縱系統(tǒng)設(shè)計主要內(nèi)容 ...................................................33 6.2 操縱系統(tǒng)相關(guān)裝配 .......................................................33 6.3 箱體的加工及實物圖 .....................................................33 第七章 總結(jié)與展望 ...........................................35 7.1 論文總結(jié) ...............................................................35 7.2 進一步工作展望 .........................................................35 參考文獻 ....................................................36 致謝 ........................................................38 壓縮包內(nèi)含 CAD 圖紙和三維建模及說明書,咨詢 Q 197216396 或 11970985 23 第一章 緒 論 1.1 引言 我國是傳統(tǒng)的農(nóng)業(yè)大國，水稻的產(chǎn)量在我國的糧食作物中最高，比世界稻 谷單產(chǎn)的平均值還要高出一倍多，是我國的主要的糧食作物。由此可見，水稻 在我國的糧食生產(chǎn)中占有十分重要的地位。水稻一般要在特定季節(jié)里生產(chǎn)，同 時育秧移栽、灌溉等生產(chǎn)技術(shù)較為復(fù)雜，采用傳統(tǒng)人工種植方式的勞動強度很 大，由于水稻種植技術(shù)在水稻生產(chǎn)環(huán)節(jié)中的作用舉足輕重，多年以來，我國大 部分從事水稻生產(chǎn)的農(nóng)村地區(qū)一直沿用人工插秧的勞作方式，由于技術(shù)落后、 效率低，廣大農(nóng)民朋友迫切需要早日擺脫這種繁重的體力勞動 [1]。 1.2 國內(nèi)外研究狀況和發(fā)展趨勢 1.2.1 國內(nèi)插秧機研究狀況 我國的插秧機行業(yè)是伴隨著國家農(nóng)機化的進程而發(fā)展的，我國從 20 世紀 50 年代開始研究水稻插秧機，是最早從事水稻插秧機研究和生產(chǎn)的國家之一。 我國水稻插秧機的研究歷史大致可以劃分為四個階段 [2]： 1）人力水稻插秧機：這是在 1956 年研制的一款基于梳齒縱拉分秧原理的 試驗樣機，它在隨后的田間試驗中驗證了實現(xiàn)插秧機械化的可能性。 2）機動水稻插秧機：這一類插秧機上應(yīng)用了我國獨創(chuàng)的轉(zhuǎn)臂滑道分插機構(gòu) 技術(shù)，它的成功研制使我國的插秧機進入了專業(yè)化生產(chǎn)階段，但是這類機型也 具有機構(gòu)復(fù)雜、取秧可靠性差、插秧質(zhì)量不高等缺點，需要進一步改進。 3）2ZT 系列機動插秧機：這是我國在 2Z 系列插秧機的基礎(chǔ)上，根據(jù)日本 曲柄搖桿式分插機構(gòu)，研制出的一款新機型，插秧頻率高達 263 次/分鐘，在 栽插帶土中、小苗方面的效果較為理想 [3]。 4）高速水稻插秧機：20 世紀 90 年代，國內(nèi)一些知名高校、科研院所和農(nóng) 機企業(yè)開始著手研發(fā)高速水稻插秧機上的一些關(guān)鍵部件，由于技術(shù)水平限制， 當(dāng)時還主要是對整機進行仿制，目前我國部分企業(yè)已經(jīng)開發(fā)出自主品牌的高速 水稻插秧機，但與日本、韓國相比，在關(guān)鍵技術(shù)方面還有很大差距，在今后一 段時期內(nèi)，我國的科研人員在高速水稻插秧機的研發(fā)方面任重而道遠。 插秧機機械變速箱設(shè)計 24 1.2.2 日本插秧機研究狀況 日本水稻插秧機技術(shù)一直處于世界領(lǐng)先水平，早在 19 世紀 50 年代，日 本國內(nèi)就零零散散的對水稻插秧機進行了研究，并在 19 世紀末頒布了插秧機 技術(shù)相關(guān)的專利。在 20 世紀 50 年代日本國內(nèi)對水稻插秧機的相關(guān)技術(shù)進行 了集中的整理和研究，到 1990 年時，日本的機械插秧面積在水稻種植面積中 所占比例就已經(jīng)高達 98.4%。韓國雖然起步較晚，但由于引進了日本的先進 技術(shù)，發(fā)展迅猛，水稻插秧機械化程度較高，到 1996 年時韓國的機插面積就 已經(jīng)占到整個水稻種植面積的 97%?，F(xiàn)在以日本為例，簡單的介紹一下國外 水稻插秧機的發(fā)展歷程，日本在這方面的研究大致可以分為以下三個階段 [4]： 1）步行式插秧機：20 世紀 50 年代，日本研制出了以久保田 SPS-28 型插 秧機為代表的步行式插秧機，該類插秧機采用曲柄連桿式分插機構(gòu)，插秧頻 率可以達到 200 次/min,極大的提高了插秧效率，但由于沒有推秧裝置，插秧 質(zhì)量較低 [5]。 2）機動式插秧機：20 世紀 70 年代，日本研制出了曲柄搖桿式的分插機構(gòu)， 采用液壓仿形機構(gòu)的推秧裝置，并應(yīng)用了最新的材料和工藝，有效地減輕了 機器的振動、增加了插秧的可靠性，使得插秧頻率達到 270 次/min，但是機 構(gòu)較為復(fù)雜，加工制造要求高，而且有時會出現(xiàn)分秧不均的缺陷。 3）高速插秧機：20 世紀 80 年代中期，日本成功研制出了對稱布置的行星 齒輪式分插機構(gòu)，該類分插機構(gòu)具有性能穩(wěn)定可靠、振動小等特點，并且插 秧質(zhì)量較好，采用對稱式結(jié)構(gòu)使得栽植臂的驅(qū)動軸每旋轉(zhuǎn)一周可以插秧兩次， 極大地提高了插秧效率，據(jù)實驗記載，該機構(gòu)的分插頻率能達到 350-440 次 /min，在當(dāng)時，這種成果在水稻插秧機高速化方面的研究取得了突破性的進 步。 時至今日，日本依然在高速水稻插秧機的研制技術(shù)方面領(lǐng)先于世界，日本國內(nèi)的久保田、 井關(guān)、洋馬等農(nóng)機企業(yè)的研發(fā)團隊龐大、經(jīng)驗豐富，他們研制出的高速插秧機性能穩(wěn)定 可靠、行駛機動靈活、插秧效果好，并且乘坐舒適、操縱方便，深受廣大農(nóng)戶的好評 [6]。 1.3 高速插秧機的結(jié)構(gòu)組成 壓縮包內(nèi)含 CAD 圖紙和三維建模及說明書,咨詢 Q 197216396 或 11970985 25 高速插秧機的結(jié)構(gòu)復(fù)雜，是集機、電、液一體的技術(shù)組合，一臺性能優(yōu)越 的高速插秧機不僅要在結(jié)構(gòu)、功能方面滿足要求，保證易操作且插秧性能穩(wěn)定 可靠，同樣在整機的外觀設(shè)計上也應(yīng)滿足現(xiàn)代美學(xué)的要求，這樣才能在同類品 牌中脫穎而出，占據(jù)一定的市場份額。當(dāng)然，結(jié)構(gòu)功能方面的高品質(zhì)始終是高 速插秧機在研發(fā)過程中的重點和難點，要加以重視。高速插秧機的整機結(jié)構(gòu)布 局圖如圖 1-1 所示 [7]： 1.預(yù)備載苗架 2.插秧機面罩 3.方向盤 4.變速系統(tǒng) 5.駕駛座 6.操縱機構(gòu) 7.機架部分 8.液壓升降裝置 9.苗架 10.插值鏈輪箱 11.浮板 12.栽植臂 13.前橋及前輪 14.發(fā)動機 15.后橋及后輪 圖 1-1 高速插秧機整機結(jié)構(gòu)圖 高速插秧機在結(jié)構(gòu)上主要是由發(fā)動機、變速系統(tǒng)、液壓系統(tǒng)、插值系統(tǒng)、行走 裝置、液壓轉(zhuǎn)向裝置、操縱機構(gòu)、拉鎖電裝、面罩、機架、浮板、苗架等部分 組成。其中最為核心的技術(shù)是插值系統(tǒng)部分，作為高速插秧機的關(guān)鍵部件，它 決定著插秧的效果和質(zhì)量，為此，國內(nèi)外但凡與高速插秧機研究相關(guān)的課題， 大多數(shù)與插值系統(tǒng)有關(guān)，而對高速插秧機中其它結(jié)構(gòu)部分的研究資料卻很少。 在高速插秧機的研發(fā)過程中，除了插值系統(tǒng)以外，其傳動系統(tǒng)的設(shè)計也頗 具難度，高速插秧機的傳動系統(tǒng)主要由變速系統(tǒng)、插值變速器、前輪和后輪等 部分組成，通過變速系統(tǒng)將發(fā)動機的動力分配到高速插秧機的插值變速器、前 輪、后輪等部分，保證整臺機器在田能夠穩(wěn)定的工作 [8]。 插秧機機械變速箱設(shè)計 26 高速插秧機的液壓系統(tǒng)主要包括齒輪泵、液壓轉(zhuǎn)向裝置以及液壓升降裝置 等部分，在整臺插秧機實現(xiàn)功能性的過程中具有重要的作用。 高速插秧機的插值系統(tǒng)主要由插值鏈輪箱、栽植臂等部分組成，其中栽植 臂的結(jié)構(gòu)復(fù)雜，在實際插秧時，栽植臂按照既定的軌跡完成插秧動作，將秧苗 插入田中，因此其運轉(zhuǎn)時的軌跡曲線決定著插秧的實際效果。 拉鎖電裝、機架、浮板、苗架等裝置，對于高速插秧機實現(xiàn)某些特定的功能起著很重 要的輔助作用。 1.4 高速插秧機中常用的幾種變速方式 高速插秧機主要有三種變速方式，分別采用機械式組合變速器、HST 式組 合變速器和 HMT 式組合變速器，這三種變速器各自的功能特點如下： 1)機械式組合變速器 機械式變速器的結(jié)構(gòu)簡單、工作可靠、傳動效率高、制造成本低，比其他 類型的變速器歷史悠久、技術(shù)更為成熟，主要由齒輪機構(gòu)、傳動軸和操縱機構(gòu) 等部分組成，有些機械式變速器中還有離合器，在汽車行業(yè)應(yīng)用比較廣泛。機 械式變速器在工作中對環(huán)境變化和污染程度的反應(yīng)比較遲鈍，不會因為環(huán)境的 過大變化而影響整機的功能特性。相對而言，機械式變速器的操縱機構(gòu)設(shè)計和 裝配難度較大，通常比較巧妙。對于本文中高速插秧機所采用的三軸式機械式 變速器，檔位主要由 3 個前進擋、1 個倒檔和 1 個空擋組成，操縱機構(gòu)設(shè)計結(jié) 構(gòu)巧妙，機械傳遞效率高達 90%以上。 2)HST 式組合變速器 靜液壓無極變速器（Hydraulic Stepless Transmission,簡稱 HST）也叫液壓 變速箱，主要是由柱塞馬達、柱塞泵、殼體以及操縱機構(gòu)等組合而成的一種液 壓裝置。它的作用主要是在整機的傳動系統(tǒng)中承擔(dān)變速器的全部或者部分調(diào)速 功能。由于 HST 系統(tǒng)具有很好的制動性能，它的操縱機構(gòu)沒有機械式變速器那 么復(fù)雜，并且與發(fā)動機的匹配性較好，可以很容易的匹配不同規(guī)格的發(fā)動機。 泵和馬達作為 HST 的關(guān)鍵部件，傳遞總效率卻只有 80%左右，遠低于機械式變 速器，這限制了它的應(yīng)用范圍 [9]。HST 在一些要求操縱簡單、對油耗不敏感的 小型機械上使用的較多。目前，在日本的井關(guān)農(nóng)機公司生產(chǎn)的高速插秧機中通 常使用 HST 和主變速器組合而成的變速系統(tǒng)，這使高速機的操縱方便，作業(yè)效 壓縮包內(nèi)含 CAD 圖紙和三維建模及說明書,咨詢 Q 197216396 或 11970985 27 率較高。 3)HMT 式組合變速器 液壓機械無極變速器（Hydraulic Mechanical Transmission，簡稱 HMT） ，是 一種兼顧機械傳遞的高效性和液壓傳動的操控性的一種變速器，它可以實現(xiàn)無 極變速，通常應(yīng)用于需要傳遞較大功率的場合，其中液壓傳遞部分大約占 30%，其余 70%的功率通過機械傳動實現(xiàn) [10]，在日本洋馬公司生產(chǎn)的高速插秧機 應(yīng)用較多。如圖 1.5 所示為 HMT 的工作原理簡圖， HMT 一般與發(fā)動機之間通 過帶傳動的方式得到大力，主要由由變量馬達、變量泵以及行星差速器等部分 組合而成，通過機械傳動和液壓回路的分流方式將發(fā)動機的動力匯集在行星差 速器中，通過行星差速器將所得動力匯合輸出。在工作時，HMT 通過操縱裝置 來控制變量泵的排量，進而改變行星差速器中行星架的速度大小和旋轉(zhuǎn)方向， 實現(xiàn)插秧機前進、停車的功能。一般通過這種傳動方式可以得到機械-液壓并聯(lián) 傳動、機械擋、直接擋、純液壓傳動等幾種不同的工作模式，其傳遞效率比液 壓傳動的高，但低于機械傳動效率，可以達到 85%以上。由于 HMT 的結(jié)構(gòu)復(fù)雜， 生產(chǎn)成本高，需要設(shè)置倒檔，因此操作相對復(fù)雜。 1.5 課題研究目的及意義 高速水稻插秧的變速器是其底盤的一個重要裝置，目前日本進入我國的高 速插秧機均為靜液壓無級變速裝置，價格高、其機械效率也比較低。為了提高 插秧機的傳動效率、降低高速插秧的價格，市場上急需一種有級變速裝置。 1.6 設(shè)計的主要內(nèi)容 1）水稻機械化插秧的意義及發(fā)展 2）插秧機機械有級變速器方案設(shè)計； 2）插秧機機械有級變速器的結(jié)構(gòu)設(shè)計； 3）完成二維、三維圖紙； 插秧機機械變速箱設(shè)計 28 第二章 傳動方案的確定 2.1 高速插秧機傳動關(guān)系 圖 2-1 傳動關(guān)系簡圖 此設(shè)計主要針對中間機械式變速器進行。由圖 2-1 不難看出，此變速器 含一個動力輸入，倆個動力輸出，動力輸入由發(fā)動機帶動帶輪來實現(xiàn)，其中 一個輸出給主變速器動力，另一個給液壓齒輪泵提供動力。 2.2 機械式變速器傳動方案 按照實際工作的需求，要求此變速箱提供三個前進檔，一個倒退檔，一 個空擋，并且需要一個直接與發(fā)動機相連的輸出軸為液壓系統(tǒng)提供動力。為 了保證動力傳遞的可變性，需要有離合器參與，來實現(xiàn)動力隨時的中斷與持 續(xù)。為了保證結(jié)構(gòu)緊湊，變速箱體積較小，操作簡單方便以及可靠性和經(jīng)濟 性要求，決定采用滑移齒輪的方式實現(xiàn)定值傳動比變速 [11]。 壓縮包內(nèi)含 CAD 圖紙和三維建模及說明書,咨詢 Q 197216396 或 11970985 29 圖 2-2 整體傳動方案 圖 2-3 惰輪軸傳動方案 如圖 2-2、2-3 所示： 三個前進檔：1、當(dāng)齒輪 1 和齒輪 6 嚙合實現(xiàn)一檔變速。 2、當(dāng)齒輪 2 和齒輪 7 嚙合實現(xiàn)二檔變速。 3、當(dāng)齒輪 3 和齒輪 8 嚙合實現(xiàn)三檔變速。 一個倒退檔：當(dāng)齒輪 4、惰輪 5 和齒輪 9 嚙合實現(xiàn)倒檔。 一個空擋：當(dāng)撥叉移動滑移齒輪不與輸入軸齒輪嚙合則為空檔狀態(tài)。 注：輸入軸的齒輪均是空套在軸上，當(dāng)離合器工作時，輸入軸轉(zhuǎn)速傳遞給離 合器，由離合器內(nèi)花鍵將動力傳遞給輸入軸上的齒輪，輸入軸成為常轉(zhuǎn)軸 （輸入軸上有花鍵與離合器相連，輸出軸為花鍵軸） 。根據(jù)受力分析和經(jīng)驗， 采取上圖惰輪布置方式。 插秧機機械變速箱設(shè)計 30 第三章 基本參數(shù)的確定與計算 3.1 發(fā)動機額定參數(shù) 3.2 傳動比的確定 該變速箱根據(jù)設(shè)計要求，需要高速，中速，低速三個前進檔變速。由經(jīng) 驗和工況需要確定傳動比，高速級傳動比為 1.2，中速級傳動比為 1.5，低 速級傳動比為 3。倒退檔總傳動比為 2.7，惰輪軸分配傳動比為 1，輸出軸 分配傳動比為 2.7。 3.3 傳動裝置運動、動力參數(shù)運算 3.3.1 各軸轉(zhuǎn)速 輸入軸： min/301rnm? 輸出軸（高速級）： r/in250.12?i 輸出軸（中速級）： r/i.323in 輸出軸（低速級）: min/103 14i? 惰輪軸: i/415rin 輸出軸（倒檔）： in/1.7.23056i? 3.3.2 各軸功率 輸入軸： kW46.59.041d1??聯(lián)?P 輸出軸（前進）： k41.79022 ?齒軸 承 惰輪軸： ..13齒軸 承 壓縮包內(nèi)含 CAD 圖紙和三維建模及說明書,咨詢 Q 197216396 或 11970985 31 輸出軸（倒退）： kW059.147.90641.34 ???齒軸 承 ?P 3.3.3 各軸轉(zhuǎn)矩 電機軸： mN23.30.5950d ?nT 輸入軸： .486.111 ????P 輸出軸（高速級）： N93.520.95022 ?nT 輸出軸（中速級）： m1.64.133 ????P 輸出軸（低速級）: N82.390.950424 ?nT 惰輪軸: 61.4.1535 ????P 輸出軸（倒檔）： mN5.2.0990646 ?nT 3.4 直齒圓柱齒輪的設(shè)計計算 3.4.1 設(shè)計計算低速級齒輪參數(shù) 1、選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) 1）如圖所示的傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動。 2）變速箱一般選用 7 級精度 3）材料選擇。一般選擇小齒輪材料為 40Cr（調(diào)質(zhì)） ，硬度為 280HBS，大 齒輪材料為 45 鋼（調(diào)質(zhì)）硬度為 240HBS，二者材料硬度差為 40HBS。 4）選小齒輪齒數(shù)為 17，大齒輪齒數(shù)為 62。 2、按齒面接觸強度設(shè)計 由設(shè)計計算公式進行試算，即 ?? 3 2HβεEd112???????????ZuKT （1） 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 插秧機機械變速箱設(shè)計 32 1）試選載荷系數(shù) K=1.3. 2）小齒輪轉(zhuǎn)矩 MNT??53.481 3）選取齒寬系數(shù)為 0.2。 4）查得材料的彈性影響系數(shù) PaZe8.19? 5）按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限 ，大齒MPaH601lim?? 輪的接觸疲勞強度極限 。MH502lim? 6）計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 101 296.1538360 ????hjLnN 10 025.4.9? 7）取接觸疲勞壽命系數(shù) ，9.1?HNK95.2HN 8）計算接觸疲勞許用應(yīng)力 取失效概率為 1%，安全系數(shù) S=1，得 ??MPaSHN5401lim1?? KH.2li22 （2） 計算 1） 試算小齒輪分度圓直徑 td1 =?? 3 2HβεEd112???????????ZuKT m5.43.528193.0843?????????? 2） 計算圓周速度 v sndvt /83.6605.43160????? 3） 計算齒寬 b 壓縮包內(nèi)含 CAD 圖紙和三維建模及說明書,咨詢 Q 197216396 或 11970985 33 mdbt 7.85432.01????? 4) 計算齒寬與齒高之比 模數(shù) zmt ./.1 齒高 h74.52.? 8.3b 5） 計算載荷系數(shù) 根據(jù) ，7 級精度。查得動載系數(shù) ，直齒輪，smv/.6? 2.1?vK ,使用系數(shù) ，用插值法查得 7 級精度、小齒輪非1?FHK1?AK 對稱布置時 。由 ， ，得423.?H5.34.968hb43.?H ；故載荷系數(shù)35.??F 706.12..1?????HvAK 6)按實際載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，得 mdttt 85.47.331? 7)計算模數(shù) m zt 81.27.1? (3) 按齒根彎曲強度設(shè)計 彎曲強度設(shè)計公式為 ??321)(FSdYzKTm???? (1)確定公式內(nèi)各計算數(shù)值 1）查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限 ；大齒輪的彎曲MPaFE501? 強度極限 ；MPaFE3802?? 2）查得彎曲疲勞壽命系數(shù) , ;8.1FNK8.2FN 3)計算彎曲疲勞許用應(yīng)力。 插秧機機械變速箱設(shè)計 34 取彎曲疲勞安全系數(shù) S=1.4，得 ??MPaSKFENF57.3011?? FEF86.221 4)計算載荷系數(shù) K。 .135..??????FvA 5）查取齒形系數(shù)。 查得 ， 。65.21FaY26.Fa 6）查取應(yīng)力校正系數(shù)。 查得 , 。8.1?Sa74.12Sa 7）計算大、小齒輪的 加以比較??FY? 01379.1?FSa ??64.2FSaY? 大齒輪的數(shù)值大。 (2) 設(shè)計計算 54.2016.172.08463 ????m 對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù) m 大于由齒 根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù) m 的大小主要取決于 彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載 能力，僅與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關(guān)，可取由彎曲 強度算得的模數(shù) 2.54 并就近應(yīng)圓整 ，按接觸強度算得6.2? 壓縮包內(nèi)含 CAD 圖紙和三維建模及說明書,咨詢 Q 197216396 或 11970985 35 的分度圓直徑 ，算出小齒輪齒數(shù) ，大齒輪md5.431?171?mdz 齒數(shù) 。72?z 這樣設(shè)計出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度要求， 又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費。 4、幾何尺寸計算 (1) 計算分度圓直徑 mzd2.46.171??? 352 (2) 計算中心距 mda4.821?? (3) 計算齒輪寬度 db92.01??? （4）計算齒頂圓直徑 mmhaa 2.54.1 ????? d6106322? （5）計算齒根圓直徑 chaf 2.345..4)(1 ??????? mmdf 61261322 ? 3.4.2 其他齒輪參數(shù) 根據(jù)此計算方法，可以算出其他齒輪(均為標準齒輪)的參數(shù)如下： 模數(shù) 齒數(shù) 分度圓直徑 齒頂圓直徑 齒根圓直徑 齒輪 1 2.6 17 44.2 52.2 34.2 齒輪 2 2.6 27 70.2 78.2 60.2 齒輪 3 2.6 31 80.6 88.6 70.6 齒輪 4 2.6 17 44.2 52.2 34.2 插秧機機械變速箱設(shè)計 36 齒輪 5 2.6 17 44.2 52.2 34.2 齒輪 6 2.6 51 132.6 140.6 122.6 齒輪 7 2.6 41 106.6 114.6 96.6 齒輪 8 2.6 37 96.2 104.2 86.2 齒輪 9 2.6 46 119.6 127.6 109.6 3.5 直齒圓柱齒輪的受力計算 齒輪 1（齒輪 6）所受的切向力： N1.296.485321t ???dTF 齒輪 1（齒輪 6）所受的徑向力： tr 37.4.00an? 齒輪 2（齒輪 7）所受的切向力： 1.3827.521t2???dT 齒輪 2（齒輪 7）所受的徑向力： NFtr 3.5064.0an2? 齒輪 3（齒輪 8）所受的切向力： 29.16.845331t ???dT 齒輪 3（齒輪 8）所受的徑向力： tr 36.48.020an? 齒輪 4（9） （惰輪 5）所受的切向力： N1.29.4531t4???dTF 齒輪 4（9） （惰輪 5）所受的徑向力： tr 37.6.02190an1?? 壓縮包內(nèi)含 CAD 圖紙和三維建模及說明書,咨詢 Q 197216396 或 11970985 37 第四章 軸的設(shè)計計算 4.1 輸入軸的設(shè)計計算 4.1.1 估算軸的直徑 （1） 已知條件 輸入軸的傳遞的功率 ，轉(zhuǎn)速 ，傳遞kw246.15?P301?nr/min 轉(zhuǎn)矩 。mN53.481??T （2） 選擇軸的材料 因傳遞功率不大，并對重量及結(jié)構(gòu)尺寸無特殊要求，故選常用的 材料 45 鋼，調(diào)質(zhì)處理。 （3）初算直徑 查表取 C=120 m63.204.1520331???nPCd 4.1.2 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 圖 4-1 輸入軸結(jié)構(gòu) 如圖 4-1 所示，由于該軸前端與發(fā)動機相連，后端為液壓系統(tǒng)提供 動力，所以該軸應(yīng)為常轉(zhuǎn)軸，但又要滿足在發(fā)動機不停止工作的條件下， 實現(xiàn)主變速箱的工作起停，所以將倆對雙聯(lián)齒輪結(jié)合并空套于軸上，將 滾針軸承內(nèi)圈固定于軸上，再將齒輪與軸承外圈固定。主離合器的主動 插秧機機械變速箱設(shè)計 38 摩擦片與軸前端的花鍵相嚙合，主動摩擦片帶動從動摩擦片與左端雙聯(lián) 齒輪的花鍵相嚙合，實現(xiàn)動力的傳遞。 4.1.3 花鍵類型的選取 在此設(shè)計中根據(jù)經(jīng)驗和經(jīng)濟性要求選取壓力角為 45 度 漸開線花鍵， 由于齒形鈍而短，與壓力角為 30 度的漸開線花鍵相比，對連接件的削弱 較小，但工作面高度較小，故承載能力較低，多用于載荷較輕，直徑較 小的靜聯(lián)接特別適用于薄壁零件的軸轂連接。 漸開線花鍵的定心方式為齒形定心。當(dāng)齒受載時，齒上的徑向力能 起到自動定心的作用利于各齒的均勻受載，其主要失效形式為工作面的 壓潰，需要校核其擠壓應(yīng)力。 4.1.4 軸承類型的選取 由于該軸上的齒輪均為直齒圓柱齒輪，幾乎沒有軸向力的作用，故 在軸段使用倆個深溝球軸承，其特點是主要承受徑向載荷，也可同時承 受較小的軸向載荷。當(dāng)量摩擦系數(shù)最小。在高速運轉(zhuǎn)時可承受純軸向載 荷，并且大量生產(chǎn)，價格最低。滿足經(jīng)濟性和實用性要求。 空套在軸上的齒輪，根據(jù)經(jīng)驗和實用性要求，采用滾針軸承來達到 預(yù)期效果，因為在同樣的內(nèi)徑條件下，與其他類型的軸承相比，其外徑 最小，內(nèi)圈和外圈可以分離，工作時允許內(nèi)、外圈有少量的軸向錯動。 有較大的徑向承載能力。一般不帶保持架且摩擦系數(shù)較大。 4.1.5 具體長度的選取 軸段 1 上安裝于發(fā)動機相連的聯(lián)軸器，根據(jù)給定的聯(lián)軸器型號，選 取軸段長度比聯(lián)軸器輪轂寬度略小，于是選定軸段 1 直徑 ，md201? 長度 。mL5.621? 軸段 2 上要安裝與主離合器相連的漸開線花鍵，根據(jù)經(jīng)驗選定花鍵 型號為 GB 3478.1-1995。則軸段 2 直徑 ，長度 。d52?L5.23? 軸段 3 為過渡軸段，為使軸受力均勻，根據(jù)經(jīng)驗選取軸段 3 直徑 ，長度 。md23?mL5.3? 壓縮包內(nèi)含 CAD 圖紙和三維建模及說明書,咨詢 Q 197216396 或 11970985 39 軸段 4 起到為齒輪軸向定位的作用，應(yīng)比軸的直徑略大，選取軸段 4 直徑 ，長度 。md25?mL154? 軸段 5 起到主要承載載荷的作用，由剛才試算的結(jié)果，選取軸段 5 直徑 ，長度 。6.0065 軸段 6 為了與深溝球軸承配合，直徑需小于軸段 5 滿足軸承內(nèi)徑的 標準值，這里取軸段 6 直徑 ，長度 。md176?mL176? 軸段 7 為了與液壓系統(tǒng)中的齒輪泵相配合，根據(jù)齒輪泵型號選取軸 段 7 直徑 ，長度 。d5.1?L5.20 4.2 輸出軸的設(shè)計計算 4.2.1 估算軸的直徑 （1） 已知條件 為了滿足可靠性要求，應(yīng)按低速級輸出軸功率和轉(zhuǎn)速試算該軸的 直徑，給出傳遞的功率 ，轉(zhuǎn)速 ，傳遞的轉(zhuǎn)kw641.2?P10r/min2?n 矩 。M139.82N2??T （2） 選擇軸的材料 因傳遞功率不大，并對重量及結(jié)構(gòu)尺寸無特殊要求，故選常用的材 料 40Cr。 （3） 初算直徑 查表取 C=97 m73.21064.97331??nPCd 4.2.2 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 插秧機機械變速箱設(shè)計 40 圖 4-2 輸出軸結(jié)構(gòu) 如圖 4-2 所示，由于該軸上的齒輪均為滑移齒輪，為了保證運動的精 確，由可靠性要求選取花鍵軸，且鍵的類型均為漸開線花鍵，漸開線花鍵 可以用制造齒輪的方法來加工，工藝性較好，制造精度也高，花鍵齒的根 部強度高，應(yīng)力集中小，易于定心，在要求經(jīng)常滑移的連接中可以采用漸 開線花鍵，其定心方式為齒形定心。當(dāng)齒受載時，齒上的徑向力能起到自 動定心作用，利于各齒受力均勻，因為經(jīng)常滑移，對花鍵表面磨損較為劇 烈，應(yīng)進行耐磨性校核，根據(jù)經(jīng)驗和計算給出該花鍵軸的花鍵型號為 GB 3478.1-1995。 4.2.3 具體長度的選取 軸段 1 為了與深溝球軸承配合，直徑需小于軸段 2 滿足軸承內(nèi)徑的標 準值，這里取軸段 1 直徑 ，長度 。md71?mL14? 壓縮包內(nèi)含 CAD 圖紙和三維建模及說明書,咨詢 Q 197216396 或 11970985 41 軸段 2 起到主要承載載荷的作用，由剛才試算的結(jié)果，選取軸段 2 直 徑 ，長度 。md73.?mL952? 軸段 3 為了與深溝球軸承和主變速箱配合，直徑需小于軸段 2 滿足軸 承內(nèi)徑的標準值，這里取軸段 3 直徑 ，長度 。d173?mL5.93? 4.3 惰輪軸的設(shè)計計算 4.3.1 估算軸的直徑 （1）已知條件 惰輪軸的傳遞的功率 ，轉(zhuǎn)速 ，傳遞轉(zhuǎn)kw64.13?P30?nr/min 矩 。mN61.43??T （2） 選擇軸的材料 因傳遞功率不大，并對重量及結(jié)構(gòu)尺寸無特殊要求，故選常用的材 料 40Cr。 （3） 初算直徑 查表取 C=110 m65.18304.13??nPCd 4.3.2 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 圖 4-3 惰輪軸結(jié)構(gòu) 插秧機機械變速箱設(shè)計 42 如圖 4-3 所示，該軸結(jié)構(gòu)較為簡單只有一個齒輪作為軸上主要部 件。倆端均為深溝球軸承，該軸具有較好的工藝性，采取調(diào)質(zhì)方法進 行熱處理。 4.3.3 具體長度的選取 軸段 1 為了與深溝球軸承配合，直徑需小于軸段 2 滿足軸承內(nèi) 徑的標準值，這里取軸段 1 直徑 ，長度 。md01?mL8.71? 軸段 2 起到主要承載載荷的作用，由剛才試算的結(jié)果，選取軸段 2 直徑 ，長度 。md65.18?L2 軸段 3 為了與深溝球軸承配合，直徑需小于軸段 2 滿足軸承內(nèi) 徑的標準值，這里取軸段 3 直徑 ，長度 。md153?mL13? 4.4 輸出軸的強度校核及軸承壽命校核 4.4.1 按彎扭合成強度條件校核 當(dāng)輸出軸為低速時受到彎扭合成強度影響最強烈，所以用低速級進 行強度校核，校核過程如下： 1.29621??F l 54.962? 解得 NF1.07? 則 9681 承受最大彎矩 mM??24.5. 前面已經(jīng)算出承受的扭矩 T?30 根據(jù)軸的彎扭合成強度條件為： 圖 4-4 彎扭矩圖??1 22)(???????Wca 其中： ——軸的計算應(yīng)力， ; c MPa ——軸所受的彎矩， ； MmN? 壓縮包內(nèi)含 CAD 圖紙和三維建模及說明書,咨詢 Q 197216396 或 11970985 43 ——軸所受的扭矩， ；TmN? ——軸的抗彎截面系數(shù)， ；對于該設(shè)計中的實心軸計算公式為W3 。31.0d? ——對稱循環(huán)變應(yīng)力時軸的許用彎曲應(yīng)力，經(jīng)查表得 40Cr 材料的??1?? 彎曲許用應(yīng)力為 75MPa。 ——通常由彎矩產(chǎn)生的彎曲應(yīng)力 是對稱循環(huán)變應(yīng)力，而由扭矩所?? 產(chǎn)生的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 則常不是對稱循環(huán)變應(yīng)力。為了考慮倆者? 循環(huán)特性不同的影響，引入折合系數(shù) ，在這里軸受到的扭轉(zhuǎn)? 切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力，去 。6.0? 則 ??????? MPaWTMca 81.7373.21)9(4.58)( 222?? ??1?? 該軸直徑符合彎扭合成強度條件，故取輸出軸直徑 md.? 4.4.2 對軸端軸承進行壽命校核 由于齒輪均選用直齒圓柱齒輪，所以幾乎不受軸向力的影響，由經(jīng) 驗和可靠性原則選定軸承類型為深溝球軸承，型號為 6303，額定靜載 荷 計算過程如下：NC602? 兩個軸承的徑向力前面已經(jīng)算出分別為： ， 。NFr96.178?NFr14.072? 兩個軸承均為深溝球軸承，均無派生軸向力產(chǎn)生，故 ad2121 經(jīng)查表得該型號軸承判斷系數(shù) e=0.24,且當(dāng) 的時候，取eFr?/ 。當(dāng) 的時候，取 。0,1?YXeFra?/ 8.,56.0?YX 該軸承 ，取 。r??0,1 所以 NFPar9.71? 。YXr 4022? 插秧機機械變速箱設(shè)計 44 則根據(jù)公式 ，公式中 n 應(yīng)取軸的最大轉(zhuǎn)速，即高速 ????????PCnLh601 級轉(zhuǎn)速 ， 因為是深溝球軸承， 應(yīng)取值為 3。按受力最mi/25rn ? 大的軸承校核。 hPCnLh 53 66 109.8.1725001??????????? 滿足該種型號軸承的額定壽命。故可以選用深溝球軸承 6303。 4.5 惰輪軸的強度校核及軸承壽命校核 4.5.1 按彎扭合成強度條件校核 由前面算出的惰輪軸齒輪受力進行校核，校核過程如下： 1.29621??F l .962? 解得 NF1.08? 則 1 承受最大彎矩 mM???6.58.9 前面已經(jīng)算出承受的扭矩 mNT??4610 根據(jù)軸的彎扭合成強度條件為: ??122)(???????WTMca 其中： ——軸的計算應(yīng)力， ;ca MPa ——軸所受的彎矩， ； 圖 4-5 彎扭矩圖mN? ——軸所受的扭矩， ；T 壓縮包內(nèi)含 CAD 圖紙和三維建模及說明書,咨詢 Q 197216396 或 11970985 45 ——軸的抗彎截面系數(shù)， ；對于該設(shè)計中的實心軸計算公式W3m 為 。31.0d? ——對稱循環(huán)變應(yīng)力時軸的許用彎曲應(yīng)力，經(jīng)查表得 45 號鋼材??1?? 料的彎曲許用應(yīng)力為 45MPa。 ——通常由彎矩產(chǎn)生的彎曲應(yīng)力 是對稱循環(huán)變應(yīng)力，而由扭矩所?? 產(chǎn)生的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 則常不是對稱循環(huán)變應(yīng)力。為了考慮倆者? 循環(huán)特性不同的影響，引入折合系數(shù) ，在這里軸受到的扭轉(zhuǎn)? 切應(yīng)力為對稱循環(huán)變應(yīng)力，去 。6.0? 則 ??????? PaWTMca 29.45.18)(6.5)( 3 222?? ??1?? 該軸直徑符合彎扭合成強度條件，故取惰輪軸直徑 md65.8? 4.5.2 對軸端軸承進行壽命校核 由于齒輪均選用直齒圓柱齒輪，所以幾乎不受軸向力的影響，由經(jīng) 驗和可靠性原則選定軸承類型為深溝球軸承，型號為 6202，額定靜載 荷 計算過程如下：NC5608? 兩個軸承的徑向力前面已經(jīng)算出分別為： ， 。NFr1.0981?NFr1.0982? 兩個軸承均為深溝球軸承，均無派生軸向力產(chǎn)生，故 ad2121 經(jīng)查表得該型號軸承判斷系數(shù) e=0.22,且當(dāng) 的時候，取eFr?/ 。當(dāng) 的時候，取 。0,1?YXeFra?/ 0.,56.?YX 該軸承 ，取 。r??0,1 所以 NFPar.981? 。YXr022? 插秧機機械變速箱設(shè)計 46 則根據(jù)公式 ，公式中 n 應(yīng)取惰輪軸的轉(zhuǎn)速， ????????PCnLh601 ， 因為是深溝球軸承， 應(yīng)取值為 3。按受力最大的軸mi/30rn? 承校核。 hPCnLh 53 66 104.7.10983501??????????? 滿足該種型號軸承的額定壽命。故可以選用深溝球軸承 6202。 壓縮包內(nèi)含 CAD 圖紙和三維建模及說明書,咨詢 Q 197216396 或 11970985 47 第五章 離合器的選用和裝配 5.1 離合器的選用 根據(jù)經(jīng)驗、可靠性原則以及箱體盡量小的要求，決定采用摩擦片式離 合器，方便操縱，符合要求。 5.2 摩擦片式離合器簡介 摩擦離合器是應(yīng)用得最廣也是歷史最久的一類離合器，它基本上是由 主動部分、從動部分、壓緊機構(gòu)和操縱機構(gòu)四部分組成。主、從動部分和 壓緊機構(gòu)是保證離合器處于接合狀態(tài)并能傳動動力的基本結(jié)構(gòu)，而離合器 的操縱機構(gòu)主要是使離合器分離的裝置 [12]。 在分離過程中，踩下離合器 踏板，在自由行程內(nèi)首先消除離合器的自由間隙，然后在工作行程內(nèi)產(chǎn)生 分離間隙，離合器分離。在接合過程中，逐漸松開離合器踏板，壓盤在壓 緊彈簧的作用下向前移動，首先消除分離間隙，并在壓盤、從動盤和飛輪 工作表面上作用足夠的壓緊力；之