微型耕整机变速箱设计（全套图纸）

微型耕整机变速箱设计（全套图纸） 毕业设计说明书(全套CAD图纸) QQ 36396305 微型耕整机变速箱设计 摘 要: 本文是介绍胃耕整机的结构和工作流程在生产中的意义以及有待解决的问题。在分析了变速箱在整个工程机械和农业机械中的重要意义以及一些有待解决的科研问题之后,并以我校现有的“2BYF-6”型油菜耕整联合播种机作为物质基础而进行的变速箱更新设计;本变速箱是集变速机构、差速机构、离合机构及制动机构为一体的新一代变速箱。 关键词:变速;变速箱;耕整机 - 1 - 毕业设计说明书论文(全套CAD图纸) QQ 36396305 Design of Mini-cultivator Gear Box Abstract: This article introduce the structure and workflow of cultivation machine,meaning in production,trend of development and the problem remain to solve. this paper is the analysis the importance of transmission in the entire construction machinery and agricultural machinery as well as of research issues to be resolve, and in our school the existing "2 BYF-6" Rape as a no-tillage live material basis of the Joint seeder and update the gearbox design is the set speed gearbox, differential, clutch and the brake agencies as one of the new generation of transmission. Key words: Gearbox; gear; tillage machine - 2 - 毕业设计说明书论文(全套CAD图纸) QQ 36396305 1 前言 1.1 研究目的与意义 中国是世界史上历史最为悠久的国家之一。由于我国是个人口众多的农业大国，因此我国人民在长期的生产实践中对农业机械有着很多发明与创造。对中国农业乃至世界农业的发展有着巨大的推动作用。中国农业机械的发展在长期的封建和半封建半社会中受到了阻力，未能够得到应有的重视和发展。解放后，随着生产关系的改变，生产力得到了解放，我国先后制成和推广使用了各种农用机械产品，这些机械产品对我国农业的发展发挥了重要的作用。近几年在农用机械方面的科研、制造和使用上也取得了巨大突破，工效较高，性能完善，为实现农业现代打下了深厚基础。 但就目前的情况来讲，这些还远不能满足农业生产的要求。尚有很多问题急待解决。根据我国现有的农业机械产品及其技术以及结合农业生产的实际急需状况及可行性分析，研制设计合适高效的变速箱是目前的首要任务。 变速箱又称中央传动箱，由离合器、变速齿轮、差速器、制动总成、换档机构等组成。变速箱是免耕开沟机的主要工作部件，也是影响免耕开沟机性能的重要部件，是在使用过程中是最易发生故障的部件之一。免耕开沟机主要工作在比较僵硬的土地上，传动的平稳性决定了该免耕开沟机的推广价值;变速箱的通用性和适应性是免耕开沟机中最重要的部分，决定了整个机器的性能和市场价值。因此，变速箱的设计就成为耕整机整体设计中的关键环节，意义非常重大～ 由于耕整机实际行驶的地面条件非常复杂，要求免耕开沟机的牵引力和行驶速度必须能够在相当大的范围内变化。另外，免耕开沟机实际行驶过程中常常需要倒向行驶。因此，免耕开沟机变速箱必须具有以下几个基本要求:. 1)保证机械有必要的动力性和经济性。 2)设置空挡，用来切断发动机动力向驱动轮的传输。 3)设置倒档，使机械能倒退行驶。 4)设置动力输出装置，需要时能进行功率输出。 5)换挡迅速，省力，方便。 6)工作可靠。行驶过程中，变速器不得有跳挡，乱挡以及换挡冲击等现象发生。 7)变速器应当有高的工作效率。 8)变速器的工作噪声低。 本次设计的主要任务是针对我校现有的“2BYF-6”型油菜耕整联合播种机作为物 - 3 - 毕业设计说明书论文(全套CAD图纸) QQ 36396305 质基础，体会其设计原理，掌握其工作原理。主要有有:确定传动线，合理分配传动比，主要零部件的设计校核。 1.2 研究现状: 目前，我国完成了各类变速箱产品的技术引进和消化，使我国变速箱传动制造业近十年得到了跨越式的发展。变速箱已经立足国内生产， 基本满足了主机厂的配套需要，并已经有部分变速箱出口。 目前变速器主要分为三类: 强制操纵式变速器:靠驾驶员直接操纵变速杆换档。 自动操纵式变速器:其传动比选择和换档是自动进行的，所谓“自动”，是指机械变速器每个档位的变换是借助反映发动机负荷和车速的信号系统来控制换档系统的执行元件而实现的。驾驶员只需操纵加速踏板以控制车速。 半自动操纵式变速器有两种型式:一种是常用的几个档位自动操纵，其余档位则由驾驶员操纵;另一种是预选式，即驾驶员预先用按钮选定档位，在踩下离合器踏板或松开加速踏板时，接通一个电磁装置或液压装置来进行换档。 因耕整构造复杂，技术含量高，价格昂贵，一次性投入较大，且机器使用时间即短又集中，作业环境恶劣，负荷大，利用率低，投资回收期长，若采用自动或半自动变速器成本较高，用于农业机械在经济上是很不划算的。根据目前中国农业的国情，一般的农用机械还是采用手动变速器，故强制操纵式变速箱还很有发展前景的。 1.3 变速箱的工作原理 机械式变速箱主要应用了齿轮传动的降速原理。简单的说，变速箱内有多组传动比不同的齿轮副，而汽车行驶时的换档行为，也就是通过操纵机构使变速箱内不同的齿轮副工作。如在低速时，让传动比大的齿轮副工作，而在高速时，让传动比小的齿轮副工作。 耕整机变速箱多属有级齿轮式变速箱。变速箱主要由轴和大小不同的成对齿轮组成，双联齿轮处于两个从动齿轮中间位置时，主动轴的动力不能传给从动轴，动力切断，变速箱呈空挡。主动齿轮向大齿轮滑动时获得较大传动比，得到一个低挡。相反当齿轮向较小滑动，与之啮合时获得较小的传动比，这样主齿轮滑动与不同的齿轮啮合，即可实现不同的速度和扭矩，实现变速变扭的要求，另外，当一对齿轮传动时，主动齿轮和从动齿轮旋转方向相反;若再增加一个中间轮传动，主动齿轮和最后从动齿轮旋转方向相同。前一种传动是变速箱前进挡，而后一种称为倒挡。变速箱还要能实现转向。差速器是在力矩不平衡时能自动分配速度的一种部件，是经常用在汽车、 - 4 - 毕业设计说明书论文(全套CAD图纸) QQ 36396305 拖拉机等机器上来实现转向，由于它在转弯时弯矩不同故两边转速不同而实现差速过弯。根据耕整机的工作要求和经济成本来考虑，本设计采用已生产的成本相对较低的钢球离合器来实现转弯，其工作原理是在开沟机转弯时，离合器使一端脱离动力传动，另一段照常运转，这样两边的速度不同而实现转向。 2 变速箱总体的确定 总体设计的任务为拟订设计方案，选择动力机，确定传动比并合理分配传动比，计算传动装置的运动和动力参数，为各级传动零件设计、装配图设计做准备。 拟订传动方案: 变速箱传动机构有两种分类方法。根据前进数的不同，有三，四，五和多变速器 。根据轴的形式不同，分为固定轴式和旋转轴式(常配合行星齿轮传动)两类。固定轴式又分为两轴式，中间轴式，双中间轴式变速器。固定轴式应用广泛，其中两轴式变速器多用于发动机前置前轮驱动的各类型机械上，中间轴式变速器 多用于发动机前置后轮驱动的机械上。旋转轴式主要用于液力机械式变速器。与中间轴式变速器比较，两轴式变速器有结构简单，轮廓尺寸小，布置方便，中间档位传动效率高和噪声低等优点。因两轴式变速器不能设置直接档，所以在高工作时齿轮和轴承均承载，不仅工作噪声增大，且易损坏。此外，受结构限制，两轴式变速器的速比不可能设计得很大。因此，根据设计题目，本设计选用中间轴式。 农用机械传递功率大，工作条件特殊，尤其是在比较僵硬的田间行走。故应充分考虑提高传动装置的效率，同时考虑减少能耗，降低运行费用等。这时应选用传动效率较高的齿轮传动。在满足功能的前提下应尽量简化以降低费用。 2.1 多级传动的合理布置 许多传递装置往往需要选用不同的传动机构，以多级传动方式组成，而传动先后顺序的变化将对整机的性能和结构尺寸产生重要影响，必须合理安排。 通常按以下原则考虑。 1)在圆柱齿轮传动中，斜齿轮传动允许的圆周速度较直齿轮高，平稳性也好，因此在同时采用斜齿轮传动和直齿轮传动的传动链中，斜齿轮传动应放在高速级。 大直径圆锥齿轮加工困难，应将圆锥齿轮传动放在传动链的高速级，因高速级轴的转速高，转矩小，齿轮的尺寸小。 对闭式和开式齿轮传动，为防止前者尺寸过大，应放在高速级，而后者虽在外廓尺寸上通常没有严格限制，但因其润滑条件较差，适宜在低速级工作。 2)带传动靠摩擦工作，承载能力一般较小，载荷相同时，结构尺寸较其它传动(如齿轮传动、链传动等)大，为减小传动尺寸和缓冲减振，一般放在传动系统的高速级。 - 5 - 毕业设计说明书论文(全套CAD图纸) QQ 36396305 3)滚子链传动由于多边形效应，链速不均匀，冲击振动较大，而且速度越高越严重，通常将其置于传动链的低速级。 4)对改变运动形式的传动或机构，如齿轮齿条传动、螺旋传动、连杆机构及凸轮机构等一般布置在传动链的末端，使其与执行机构靠近。这样布置不仅传动链简单，而且可以减小传动系统的惯性冲击。 5)有级变速传动与定传动比传动串联布置时，前者放在高速级换档较方便;而摩擦无级变速器，由于结构复杂、制造困难，为缩小尺寸，应安排在高速级。 6)当蜗杆传动和齿轮传动串联使用时，应根据使用要求和蜗轮材料等具体情况采用不同布置方案。传动链以传递动力为主时，应尽可能提高传动效率，这时若蜗轮材料为锡青铜，将蜗杆传动置于高速级，传动效率较高;当蜗轮材料为无锡青铜或其它材料时，蜗杆传动应置于低速级。 此外，在布置各传动的顺序时，还应考虑传动件的寿命、维护的方便程度、操作人员的方便性与安全性。本设计由于考虑到经济性采用直齿轮传动。 2.2 档位的合理布置 两个前进档考虑到箱体的整体尺寸，选用三根轴来实现。倒档需要独立一根轴才能实现。 2.3 转向功能的实现 采用将已有的差速器与变速箱输出轴结合从而来分离动力，实现转向，在转向时与刹车装置一起工作，以确保转弯的可靠性。 2.4 变速箱传动原理图 此变速箱是集变速、转弯及操作机构与一体的变速箱。为实现这些功能，需要四轴即实现。故拟订如下传动原理方案(图1): - 6 - 毕业设计说明书论文(全套CAD图纸) QQ 36396305 图1 传动原理图 Fig.1 Transmission principle picture 1)箱体外部采用带传动，内部采用传动效率较高的直齿轮传动，具体布置如下: 1轴是输入轴，上有一个常啮合小齿轮。2轴是输出轴，上有一个滑移双联齿 轮和一个准滑移双联齿轮。3轴是中间轴，上面有四个不同功用的齿轮。4轴是倒档轴，上面有一个倒档齿轮。 )各档位的具体传动路线 2 前进1档(高速档):齿轮1.1与齿轮3.1啮合 齿轮3.2与齿轮2.1啮合 前进2档(低速档):齿轮1.1与齿轮3.1啮合 齿轮3.3与齿轮2.2啮合 倒档:齿轮1.1与齿轮3.1啮合 齿轮3.4与齿轮4.1啮合 齿轮 4.1与齿轮2.3啮合 2.5 各级传动比的合理分配 在设计二级和二级以上的变速箱时，合理地分配各级传动比是很重要的，因为它将影响变速箱的轮廓尺寸和重量以及润滑的条件。 2.5.1 传动比分配的基本原则 1)各种传动的传动比，均有其合理应用的范围，通常不应超过。 2)各级传动的承载能力近于相等。 3)各级传动中的大齿轮浸入油中的深度大致相近，从而使润滑最为方便。 4)分配传动比时，应注意使各传动件尺寸协调、结构匀称，避免发生相互干涉。 - 7 - 毕业设计说明书论文(全套CAD图纸) QQ 36396305 如设计二级齿轮减速传动时，若传动比分配不当，可能会导致中间轴大齿轮与低速 轴发生干涉。 5)对于多级减速传动，可按照“前小后大”(即由高速级向低速级逐渐增大)的原则分 配传动比，且相邻两级差值不要过大。这种分配方法可使各级中间轴获得较高转速 和较小的转矩，因此轴及轴上零件的尺寸和质量下降，结构较为紧凑。增速传动也 可按这一原则分配。 6)在多级齿轮减速传动中，传动比的分配将直接影响传动的多项技术指标。例如:传 动的外廓尺寸和质量很大程度上取决于低速级大齿轮的尺寸，低速级传动比小些， 有利于减小外廓尺寸和质量。闭式传动中，齿轮多采用溅油润滑，为避免各级大齿 轮直径相差悬殊时，因大直径齿轮浸油深度过大导致搅油损失增加过多，常希望各 级大齿轮直径相近。故适当加大高速级传动比，有利于减少各级大齿轮的直径差。 2.5.2 传动比具体分配 参考现有的“2BYF-6”型油菜免耕直播联合播种机作为物质基础。由任务书可知变速箱输入功率为4.4Kw，转速为2400r/min，减速比为10,25。设开沟机的开沟幅宽为0.4m。由技术要求得最大前进速度为15Km/h，最小前进速度为2Km/h。设输出轮直径为250mm. 由式 n=v/(πD) (1) 转换为转速: 最高转速:318r/min 最低转速:42r/min 其中D为输出轮的直径，已知D=250mm n输入i,由式 (2) n输出 则得 最大传动比为:57 最小传动比为:8 综合上面传动比的分配原则，确定如下分配方案: 快速前进档为三级传动，具体如下: 柴油机经V带(i1)?变速箱输入输入轴(i2)?中间轴(i3)?输出轴 具体传动比分配为:i=1 i=4 i=2 123 低速前进档也为三级传动输出，传动路线如上。 具体传动比分配为:i=3.35 i=4 i=4.25 123 - 8 - 毕业设计说明书论文(全套CAD图纸) QQ 36396305 倒退档为六级传动，故各总传动比要分成六部分: 柴油机经V带(i1)?变速箱输入轴(i2)?中间轴(i3)?倒档轴(i4)?输出轴 具体传动比分配为:i=1.6 i=4 i3=2 i=1.56 124 2.6 计算传动装置的运动和动力参数 查参考文献可得:V带的传动效率为0.95;滚动轴承的传动效率为0.98;圆柱齿轮的传动效率为0.97。 高速前进时的状况如下: 输入轴的输入功率:P1=4.4*0.95=4.18 kw 转速:1460r/min 中间轴输入功率:P2= P1*0.97=4.05kw 转速:375r/min 输出轴输入功率:P3= P2*0.97=3.93 kw 转速:150r/min 同理可得低速前进时状况如下: 输入轴的输入功率:P1=4.4*0.95=4.18 kw 转速:1460r/min 中间轴输入功率:P2= P1*0.97=4.05kw 转速:375r/min 输出轴输入功率:P3= P2*0.97=3.93 kw 转速:90r/min 倒档的状况如下: 输入轴的输入功率:P1=4.4*0.95=4.18kw 转速:1460r/min 中间轴输入功率:P2= P1*0.97=4.05kw 转速:375r/min 倒档轴输入功率:P3= P2*0.97*0.97=3.81 kw 转速:187.2 r/min 输出轴输入功率:P4= P3* 0.97=3.70 kw 转速:120r/min 510所以各轴转矩可由:T=95.5 P/n 可得: ， 555101010高速前进时输入轴转矩T=95.5 P/n=95.54.18/1406=2.7 N?mm ，，，， - 9 - 毕业设计说明书论文(全套CAD图纸) QQ 36396305 555 中间轴转矩T=95.5 P/n=95.54.05/375=1.03 N?mm 101010，，，， 555 输出轴转矩T=95.5 P/n=95.53.93/150=2.5 N?mm 101010，，，， 555低速前进时输入轴T=95.5 P/n=95.54.18/1460=2.7 N?mm 101010，，，， 555，中间轴转矩T=95.5 P/n= 95.54.05/375=1.03 N?mm 101010，，， 555 输出轴转矩T=95.5 P/n=95.53.93/90=3.5 N?mm 101010，，，， 555倒档工作时输入T=95.5 P/n=95.54.18/1460=2.7 N?mm 101010，，，， 555中间轴转矩T=95.5 P/n=95.54.05/375=1.03 N?mm 101010，，，， 555 倒档轴转矩T=95.5 P/n=95.53.81/187.2=1.9 N?mm 101010，，，， 555，输出轴转矩T=95.5 P/n=95.53.70/120=2.9N?mm 101010，，，3 带传动设计与校核 免耕开沟机是移动式作业，要求传动系统尽量轻。而带传动具有结构简单，传动平稳，造价低廉，以及缓冲吸振等特点，所以在第一级柴油机输出轴到变速箱输入轴之间采用带传动。 3.1 选择皮带的类型 在带传动类型选择中，因为V带的横截面呈等腰梯形，带轮上也做相应的轮槽。传动时，V带只与轮槽的两个侧面接触，即以两侧面为工作面。根据槽面摩擦原理，在同样的张紧力下，V带传动较平带传动能产生更大的摩擦力。这是V带传动性能上的最主要的优点。再加上V带传动允许的传动比较大，结构紧凑，以及V带传动多已化并大量生产等优点，因而V带传动的应用比平带传动广泛的多，故在这里第一级传动选用V带传动。 3.2 皮带轮的设计 1)确定计算功率Pca 计算功率P是根据传递的功率P，并考虑到载荷性质和每天运转时间长短等因素ca 的影响而确定的。即 PKP,caA (3) 式中: P— 计算功率，Kw; ca P — 传递的额定功率，Kw; K — 工作情况系数。 A 由参考文献[1]表8,6查的 K,1.3 A - 10 - 毕业设计说明书论文(全套CAD图纸) QQ 36396305 代入相关数据得 P,1.3×(4.4×42,),2.41 Kw ca 其中42%为柴油机的功率分配系数，参考《农业机械学》((参考文献[1])。 2)带型的选择 根据计算功率P =2.4 Kw和柴油机的转速2400 r/m,由参考文献[2]图8,8选择ca SPA窄V带。 3)确定带轮的基准直径 (1)确定带轮的基本直径 由柴油机上的皮带轮的直径: D=132 mm， 1 则从动轮的直径: D=iD=132×1.515=199.98 mm 21 其中i为柴油机到变速箱输入轴之间的传动比 查参考文献[2]表8,7，根据就近原则，圆整后取D,200 mm 2 (2)验算带的速度V 一般对于窄V带的有: 35,40m/s V= max ,, V=(Dn/60×1000)=(×132×2200)/(60×1000)=15.198 m/s< V11max 所以带速符合要求。 4)确定窄V带的基准长度和传动中心距 0.7D+D < a < 2D+D，，，，12012 根据 (4) 初步确定中心距a,500 mm 0 ′根据带传动的几何关系，按下式计算所需带的基准长度L: d 2,D+DD-D，，，，1221,,，，L2ad024a 0 (5) ,1000+521.24+2.312 ,1523.552mm 查参考文献[1]表8,2取 L,1600 mm d 则中心距 ,L-Ldda = a+02 (6) =538.224 mm 考虑到安装调整和补偿欲紧力(如带伸长而松弛后的张紧)的需要。中心距的变 a = a - 0.015 L mind动范围为: (7) a = a + 0.03 L maxd (8) - 11 - 毕业设计说明书论文(全套CAD图纸) QQ 36396305 5)验算主动轮上的包角a 1 ,D-D57.5，，，21,a180-,1 a根据公式: (9) ,,,1201 及对包角的要求，应保证 ，代入数据得 ,200-13257.5，，，,,,,,180- =172.732 > 1201538 故主动轮上的包角合适。 6)计算窄V带的根数Z caP, z (10) 00，,aLPPKK，， 其中K为包角不同时的影响系数; a K— 长度系数; L P— 单根V带基本额定功率,Kw; 0 ΔP— 单根V带额定功率的增量,Kw。 0 由n=2200r/min ,D=132mm ,i=1.515, 查参考文献[2]表8-5c和8-5d得 11 P=7.120 ,P=0.380 查参考文献[1]表8-8，取K=0.98，查表8-2，取K=0.93，则由式(10)得 aL 8.834z,,1.2927.120.380.980.93，，，，， 取2根窄V带 7)计算欲紧力F 0 Pca,,2.52,,，,05001Fq,,,zKa,, (11) 查参考文献[1]表8-4得q=0.12kg/m ,,8.8342.52,,,，，,，，F50010.1215.1980,,，15.19820.98,, ,253.104N 8)计算作用在轴上的压轴力F P ,,,1FzF2sin,p0,,2,,(12) 172.732:,,,，，，22253.104sin,,2,, ,1010.143N 4 齿轮传动设计与校核 - 12 - 毕业设计说明书论文(全套CAD图纸) QQ 36396305 与斜齿圆柱齿轮比较，直齿圆柱齿轮有制造简单，工作时无轴向力，传动稳定等优点。缺点是使用寿命相对较短，工作时噪声大。变速器中的常啮合齿轮均采用斜齿圆柱齿轮，这样会使常啮合齿轮数增加，并导致变速器的转动惯量增大。直齿圆柱齿轮用于相对速度较低档和倒档。本设计前进档，倒档均采用直齿圆柱齿轮。 选择中间轴上准倒档齿轮?倒档齿轮传动时的齿轮进行设计计算,其他传动齿轮的计算过程同理即可得到。 4.1 齿轮相关参数的选择 选择齿轮类型、精度等级、材料及齿数 1)根据设定的传动方案，采用软齿面直齿轮传动。 2)免耕开沟机为一般工作机器，速度不高，故选用8级精度 3)材料选择:20CrMnTi，渗碳淬火，查表的硬度为HRC58-62。 4)取小齿轮齿数Z=30，则大齿轮齿数Z=iZ=2*30=60 121 4.2 齿轮设计计算 标准直齿圆柱齿轮传动参数表 Tab.1 Parameter table of standard spur gears transmission 111 Z=23 Z=33 Z=55 Z=57 Z=80 Z=92 123123 p,,m 齿距 10.99m10.99m10.99m10.99m10.99m10.99m m m m m m m 齿高 3.5mm 3.5mm 3.5mm 3.5mm 3.5mm 3.5mm h,m a 齿根高 4.375m4.375m4.375m4.375m4.375m4.375mm h,1.25m f m m m m m h,2.25m全齿高 7.875m7.875m7.875m47.8757.875m7.875mm m m m mm m - 13 - 毕业设计说明书论文(全套CAD图纸) QQ 36396305 d,mz分度圆直径 80.5mm 115.5m192.5m199.5m280mm 322mm m m m 齿顶圆直径 87.5mm 122.5m199.5m206.5m287mm 329mm ，，d,mz，2a m m m 齿根圆直径 71.75m106.75183.75197.75271.25313.25m ，，d,mz,2.5f m mm mm mm mm m 1标准中心距 98mm a,mz，z，， 122 4.3 按齿面接触疲劳强度设计 2KTuZ，1，，tE1d,2.323t12,,u,,dH设计计算公式: (13) 确定公式内的各计算数值 1)试选载荷系数 Kt=1.3 2)计算小齿轮的转矩 595.510，P1T,1n1 (14) 551010 =95.53.81/187.2=1.9 ，，， 由参考文献[1]表10-7选取齿宽系数 ZMPa,189.8E4)由参考文献[1]表10-6选取材料的弹性系数 5)由图10-21e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 NnjL,60 11h6)由式: (15) 计算应力循环次数 7)由参考文献[1]图10-19查得接触疲劳寿命系数; - 14 - 8 88,,0.5 ,,,,600550MPaMPa d N,，60187.2，，，128，，15150,，4.0410KK,,0.900.95Hlim1Hlim1N24.04,，,,1022.0210， ，， 1HNHN12 毕业设计说明书论文(全套CAD图纸) QQ 36396305 8)计算接触疲劳许用应力 K,HNHlim,,,,H S取失效概率为1%，取安全系数S=1。由式 得 (16) 计算: ,d,,H1t1)试算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值 2,,KTu1Z，,,tE13d2.32,,,t,,1,,,u,,,,, dH,, (17) ,2)计算圆周速度 (18) 3)计算齿宽b (19) 4)计算齿宽与齿高之比b/h 模数 (20) 齿高 (21) 齿宽与齿高之比 K,5)计算载荷系数 根据，8级精度，由参考文献[1]图10-8查得动载荷系K, 直齿轮，假设.由参考文献[1]表10-3 KK,,1.2HF,,; 52HNH1lim1 由参考文献[1]表10-2查得使用系数; 由参考文献[1]表10-4查得8级精度、小齿轮相对支承非对称布置时， HNH2lim2223,Kb,，，,,，，1.120.1810.60.2310，，Hdd, (22) 将数据代入后得 ,dn,，，135375 - 15 - ,,,，0.90600,540MPa bd,,,,，0.5135,67.5mm1.33.67，，102，，，1189.8,,,，0.95550,522.5MPad,,135 11t，，,, b67.5hm,,2.252.254.5，,10.1mm H dt1,,2.6/ms1tH 1K,1.03 KF 2t22,3,,,,2.6/ms3 K,1 ,,,V mmAt4.5m S,，2.32 ,,6.75SA K,，1.120.1810.6，，110，，.2310，，681.420, <100N/mmt ，， 2 H, 601000，601000， z b3012522，，.5 h10 1 ,133.1mm 毕业设计说明书论文(全套CAD图纸) QQ 36396305 b51.885,,7.998K,1.420H,h6.487 由，，查参考文献[2]图10-13得 K,1.481F,;故载荷系数 (23) K3dd,11tKt6)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式得 (24) 7)计算模数m (25) 4.4 按齿根弯曲强度设计 ,,YY2KTFaSa13m,,,2,,,,z,, dF1,,弯曲强度设计公式为: (26) 确定公式内的各计算数值 2]图10-20d查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 1)由参考文献[ 2)由参考文献[2]图10-18查得弯曲疲劳寿命系数 3)计算弯曲疲劳许用应力 K,FNFE,,,,F S取安全系数S=1.3由式 得 (27) KKK,KK,，，11.11.1，,1.551.88 4)计算载荷系数K (28) d1555)查取齿型系数 AVH,,H 由参考文献[2]表10-5查得， 6)查取应力校正系数 1.88 由参考文献[2]表10-5可查得， YYFaSa ,,,F7)计算大小齿轮的并加以比较 1 - 16 - ,,,,500380MPaMPa K,0.85 K,0.88 3 m,,,5.2K,FEFE120.85500， K,0.88380， FN1 d,，,2.6mm13515FN2 KKK,KK,，，11.11.1，,1.551.88FNFE11 FNFE22 YY,,2.652.226 1 YY,,1.581.764 AVF,,F FaFa12,,,MPa,303.57MPa ,,,MPa,238.86MPa,,SaSa12 ,,z30 F1 1.3 F 1 2 S1.4 S1.4 毕业设计说明书论文(全套CAD图纸) QQ 36396305 小齿轮的数值大。 设计计算: 523m,，，，，，,21.883.67100.0164/(0.530)3.39 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(即模数与齿数的乘积)有关，可取由弯曲强 度算得的模数3.39，并就近圆整为标准值m=3.5，按接触强度算得的分度圆直径 ,算出小齿轮数 dmm,152.61 大齿轮齿数 这样设计出的齿轮传动既满足齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度， 并做到结构紧凑，避免浪费。 4.5 几何尺寸计算 1)计算分度圆直径 YY2.651.58， YY2.2261.7，642)计算中心距 (29) 3)计算齿轮宽度 FaSa11考虑到尽可能的减少质量和缩短变速器的轴向尺寸，应该选用较小的齿宽。若使 用宽些的齿宽，工作时会因轴的变形导致齿轮倾斜，使齿轮沿齿宽方向受力不均匀并FaSa22 在齿宽方向磨损不均匀。 通常更据齿轮模数m的大小来选定齿宽。 直齿:b=KC m, KC为齿宽系数，取为4.5~9 (30) 斜齿:b= KC mm，KC取6.0~9.5 d155第一轴常啮合齿轮副的齿宽系数，KC可取大些，使接触线长度增加、接触应力降 低，以提高传动平稳性和齿轮寿命。 0.01379,, zuz,,24590，,- 17 - 644,,0.01 1 21 d，1,,zm453.5,55 dd，155315，d，3,,zm903.5,15 545,z,,,44. 11 1222 ,303.57 1 ,,,238.86 ,, ,,mm,235mma F F 1 2 3.5m 22 毕业设计说明书论文(全套CAD图纸) QQ 36396305 所以小齿轮齿宽取75mm,大齿轮齿宽取80mm. 4.6 验算 (31) FTdN,,，，,2/21.97/1552542t11 (32) KFbNmNm,,,,/1*2542/7532.6/100/At 合适。 其他各齿轮传动啮合计算可按上面计算过程同理得出，并且经计算模数m=3.5符合其他各齿轮间的传动啮合。 4.7 结构设计见零件图 5 轴的设计与校核 变速器工作时轴除传递转矩外，由于齿轮上有圆周力、径向力和轴向力作用，其轴要承受转矩和弯矩。变速器的轴应有足够的刚度和强度。因为刚度不足的轴会产生弯曲变形，破坏了齿轮的正确啮合，对齿轮的强度、耐磨性和工作噪声等均有不利影响。所以设计变速器轴时，其刚度大小应以保证齿轮能实现正确的啮合为前提条件。轴的刚度不足会产生弯曲变形，破坏齿轮的正确啮合，对齿轮的强度和耐磨性产生影响，增加工作噪声。对齿轮工作影响最大的是轴在垂直面内产生的挠度和轴在水平面内的转角。前者使齿轮中心距发生变化，破坏了齿轮的正确啮合;后者使齿轮相互歪斜，致使沿齿长方向的压力分布不均匀。 中间轴式变速器的第二轴和中间轴中部直径D=0.45A，轴的最大直径D和支撑间距 离L的比值，对中间轴，D/L=0.160.18,对第二轴，D/L=0.180.21。 ~~ 此变速箱为多档变速箱，所以每根轴都有多个功率和转矩。在此选择开沟机在高速工作时输出轴的受弯情况进行设计校核。 5.1 轴参数的计算与确定 输出轴的功率P,转速N和转矩T P=3.93kw N=150r/min 52.510，Nmm T= 求作用在齿轮上的力 输出轴齿轮的分度圆的直径为d=135mm FtTdN,,,2/2*250000/1353704 而 0 (33) FrFttgN,,,*203704*0.363971348 0 FtFnN,,,3704/cos203942 (34) 0cos20 初步确定轴的最小直径值 - 18 - 毕业设计说明书论文(全套CAD图纸) QQ 36396305 P3dA,min0 N 先按式 (35) 初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为20CrMnTi，渗碳处理。根据书中表15-3， A,980取,于是由式(30)得 33d最小==61.23 APN./983.93/150,， 故取轴的最小直径为62mm 5.2 轴的结构设计 拟订方案，根据要求确定轴的各段直径和长度，见零件图。 1)为了安装输出轴上的双联齿轮，取直径为62mm，长度取90mm，其中包括8mm的退刀空间，同时起定位齿轮和左端轴承的作用。双联齿轮与轴的轴向定位均采用矩形花接。参考文献[2]查得花键截面N×d×D×B=8×62×68×12mm(GB/T1144-87),键槽用键槽铣刀加工，长为150同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性。滚动轴承与轴的周向定位是借过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。 2)轴的右端为倒档准双联齿轮，采用与前面输入轴上除长度125mm外一样的数据。 3)选深沟球轴承。为了方便安装，两端选用不同型号的轴承。因轴承承担的 ×D径向力远远大于轴向力，参照工作要求，左端初选6311AC型号的轴承，其尺寸为d×B,55×120×29，,轴承的右端采用轴套外部轴套定位;材料为65M。 4)其他长度尺寸由其他部件的安装尺寸决定的。 5)参照参考文献[2]，取轴端倒角为，各轴肩处的圆角半径R2.5。 5.3 轴上的载荷计算 首先根据轴的结构图作出轴的计算简图。在确定轴承的支点位置时，应从手册中查取a值。 在这里选变速箱高速工作时对输出轴进行校核。通常把轴当作置于铰链支座上的 梁，支反力的作用点与轴承的类型和布置方式有关，可参考文献[1]中第十五章得到结果。作为简支梁的轴的支承跨距L=464mm。根据轴的计算简图，作出轴的弯矩图和扭矩图(见图2)，其他状态下的相应图可同理得到。 从轴的结构图及弯矩和扭矩图可以看出截面C是轴的危险截面。将计算出的截面C MMHVM处的、及值列于表1中: 表1 截面B处的受力分析 Table1 section B’s stress analysis 载荷 水平面H 垂直面V F6418,NF2346,N支反力 NH1NV1 - 19 - 1.545，: 毕业设计说明书论文(全套CAD图纸) QQ 36396305 F643,,NF217,,NNH2NV2 弯矩 MNmm,176014 MNmm,64053 HV M,192651 N,mm总弯矩 T,570135N,mm扭矩 5.4 轴的强度的校核 5.4.1按弯扭合成应力校核 因为在危险截面C上出现的最大弯矩和扭矩，所以只需要校核C截面上的强度即 ,可。根据参考文献[2]及上表中的数值，并取=0.6，轴的计算应力 2222MT，(),580(0.6359)，， ,,,28.24MPa (36) ,ca42W[3.1462(7062)812]/3270，，，，，， 前已选定轴的材料为20CrMnTi，渗碳淬火处理，由机械设计手册查得,,80MPa,,,,,,,1,1ca,因此,，故安全。 5.4.2 精确校核轴的疲劳强度 1)判断危险截面 从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面C处的配合引起的应力集中最严重，从受载的情况来看，截面C上的应力最大，故需要校核截面C左右两侧。 2)截面C的左侧 333 抗弯截面系数 W=0.1d=0.1×62=23833mm(37) - 20 - 毕业设计说明书论文(全套CAD图纸) QQ 36396305 图2 轴的载荷分布图 Fig.2 The axle′s curved square picture and torsion picture 333 T抗扭截面系数 W=0.2d=0.2×62=47665mm(38) 截面C右侧的弯矩M为 77.59.5,MNmm,，,,580000508903 77.5 扭矩为 T=359000N?mm 截面上的弯曲应力 M508903,,,=21.35MPa (39) bW23833 截面上的扭转切应力 T359000 ,,, (40) =7.53MPaTW47665T ,,1100MPa,,525MPa,,300MPab,1,1由参考文献[1]相关图表查得，，。 ,,,,截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按参考文献[1]查得 rD3.570,,,,0.056,1.13 dd6262 经插值后可查得 - 21 - 毕业设计说明书论文(全套CAD图纸) QQ 36396305 ,,1.83,,1.51,, 又由参考文献[1]相关图表查得轴的材料的敏性系数为 q,0.95q,0.93,,， 故有效应力集中系数为 k,1，q(,,1),,,=1+0.95×(1.83-1)=1.7885 (41) k,1，q(,,1),,,=1+0.93×(1.51-1)=1.4743 (42) ,,由参考文献[1]相关图表查得尺寸系数 =0.72; ,,由参考文献[1]相关图表查得扭转尺寸系数 =0.83 ,,,,,,轴按磨削加工，由参考文献[1]相关图表查得 表面质量系数为 0.87 ,q轴的表面渗碳淬火处理，取=1.3，则参考文献[1]相关公式查得缝合系数值 ,,k111.788511,, ,K,，,,，,，11=2.02 (43) ,,,,,0.720.871.3,,,,,q,,,, ,,k111.474311,, ,K,，,,，,，11=1.05 (44) ,,,,,,,,0.830.871.3,,q,,,, ,,,,=0.2，=0.1 又由参考文献[1]查得合金钢的特性系数 于是，计算安全系数S值，按参考文献[1]相关公式则得 ca ,525 ,1 (45) S,,=12.17,K，，，，2.0221.350.20,,,am,, ,300 ,1 (46) S,,=69.28,7.537.53K，,,,am,,，，，1.050.122 SS12.1769.28， ,, (47) S,,=11.98>S=1.5ca2222SS，，12.1769.28,, 故可知其安全。 3)截面C右侧 333抗弯截面系数 W=0.1d=0.1×62=23833mm 333T抗扭截面系数 W=0.2d=0.2×62=47665mm 截面C左侧的弯矩M为 687.59.5,M,，580000=57199 N?mm 687.5 T=359000扭矩为 N?mm 截面上的弯曲应力 - 22 - 毕业设计说明书论文(全套CAD图纸) QQ 36396305 M580000 ,,,,24.34MPabW23833 截面上的扭转切应力 T359000 ,,,,7.53MPaTW47665T k,,,过盈配合处的值，由参考文献[1]图表用插值法求出，并取k,,0.8k,,,,,，得 k,k,,0.8，1.56,1.25,,,,=1.56 ,,,,,,轴按磨削加工，由参考文献[1]相关图表查得表面质量系数为 0.87 ,q轴的表面渗碳淬火处理，取=1.3，则参考文献[2]相关公式查得缝合系数值 ,,k1111,,,K,，,,，,，11.561=1.31 ,,,,,0.871.3,,,,,q,,,, ,,k1111,,,K,，,,，,，11.251=1.08 ,,,,,0.871.3,,,,,q,,,, 于是，计算安全系数S值，按参考文献[1]相关公式 ca 则得 ,525,1S,,,16.47 ,K，，，，1.3124.340.20,,,am,, ,300,1 S,,,67.42,7.537.53K，,,,am,,，，，1.080.122 SS16.4767.42，,, ,,,,15.99S=1.5Sca2222SS，，16.4767.42,, 故可知其安全。 5.5绘制轴的工作图 见零件图。 6 变速器轴承的选择与校核 变速箱轴承常采用圆柱滚子轴承，球轴承，滚针轴承，圆锥滚子轴承，滑动轴套等。至于何处应当采用何种轴承，是受结构限制并随所承受的载荷特点不同而不同。 变速箱结构紧凑，尺寸小，采用尺寸大些的轴承结构受限制，常在布置上有困难。变速箱第一轴前端支承在飞轮的内腔里，因有足够大的空间长采用球轴承来承受向力。作用在输入轴常啮合齿轮上的轴向力，经输入轴后部轴承传给变速箱后壁面伸出的壳 - 23 - 毕业设计说明书论文(全套CAD图纸) QQ 36396305 体上，此处常用轴承外圈有档圈的球轴承。输出轴后端常采用球轴承，以降低轴向力 和径向力。中间轴上齿轮工作时产生的轴向力，传递给变速箱的两侧壁上。 6.1 轴承的选择 变速器中采用圆锥滚子轴承虽然有直径小，宽度较宽因而容量大，可承受高负荷 等优点，但也有需要调整预紧，装配麻烦，磨损后轴易歪斜而影响齿轮正确啮合的缺 点，所以一般不适用于各类型的农用机械中。本设计中轴承采用深沟球轴承。现就轴 承6311进行校核计算。 6.2 轴承的校核 由[1](13-5)轴承寿命计算公式: 式中n—轴承转速，单位r/min; C—基本额定动载荷，C=C，单位N; r P—载荷，由于轴承只承受纯径向力载荷F，P=F，单位N; rr ε—指数，对于球轴承ε=3 轴承6311寿命的校核: 1/2221/222F,(F，F),(0.75，0.27)kN,0.80kN rBBHBV 1/2221/222F,(F，F),(0.58，0.21)kN,0.62kN rDDHDV 所以取P=F=2.19kN进行校核: rD 大于10000小时，轴承寿命满足要求。 , 其他轴上的轴承校核计算可同理得到，结果均满足要求。 7 键的选择与校核 此设计涉及两类键:平键和花键，其选择见装配图。现就变速箱高速工作时输出 6 轴上的矩形花键进行校核，平键的校核可根据相关计算公式得到相应结果。矩形花键 的基本尺寸为N×d×D×B,8mm×62mm×68mm×12mm。 假设载荷在键的工作面上均匀分布，每个齿工作面上压力的合力F作用在平均直 d径处。 m 此处为静联接，其校核公式为: 3 - 24 - 10C, ,, 663 ,, 10C1010.810，L, ,, 4 h ,, L，,，1.5810,, Pn60 ,,h,, ,, 3 60P602600，0.8010，n ,, ,,1 毕业设计说明书论文(全套CAD图纸) QQ 36396305 3T，210 (50) ,,,,,,ppzhld,m 式中: T — 传递的转矩(前面已求得T=250N?m); — 载荷分配不均匀系数，取=0.7; ,, Z — 花键的齿数，取z=8; H — 花键齿侧面的工作高度，矩形花键中: D-d68,62 (51) h,,2c,,2，0.5,2mm22 l — 齿的工作长度，取l=80mm; — 花键的平均直径，矩形花键中: dm =(D+d)/2=(68+62)/2=65mm (52) dm [] — 花键联接的许用挤压应力，查参考文献[2]表6-3得 ,p []=15MPa ,p 32，250，10则由式(50) 得 ,,,8.59MPa<15MPa p0.7，8，2，80，65 符合要求，校核完毕。 变速箱的其他两个工作状态可同理得出相应的符合结果。 8 润滑与密封 1).变速箱中传动件用浸油(油浴)润滑。 2).密封形式: 采用毡圈接触式密封 特点:结构简单、价廉，但磨损较快、寿命较短。 3).密封件: 毡圈油封及槽(摘自FZ/T92010-91)。 9 结束语 9.1 设计总结 所设计的变速箱操纵灵活、传动效率高。设计中有一定的创新，但是存在的不足也尤为突出，尤其是箱体的结构方面，由于在输出轴上采用了两个滑移双联齿轮，故增大了整体的结构尺寸。故今后要针对此方面进行更新的改进争取在满足各项数据参数的前提下使整体结构能变得紧凑。 - 25 - 毕业设计说明书论文(全套CAD图纸) QQ 36396305 9.2 设计心得 本次毕业设计，通过综合运用机械设计课程和其它相关知识，分析和解决机械设计问题，进一步巩固、加深和拓宽所学的知识。通过设计实践，使我逐步树立了正确的设计思想，增强了创新意识，培养了我分析和解决问题的能力。通过设计计算、绘图以及运用技术标准、规范、设计手册等有关设计资料，使我进行了全面的机械设计基本技能的训练。设计中要及时查取相关数据资料并及时与指导老师进行请教，把握进度，认真设计，只有这样才不会走弯路，做无用功。毕业设计的各个阶段是相互联系的，因此在每设计完一步时要及时检查核对，做到数据的准确。设计中有些零部件的结构尺寸不是完全由计算确定的，还要考虑其工艺性、经济性以及标准化、系列化等要求。设计要边计算、边绘图，反复修改，设计计算和绘图交替进行。在设计中要贯彻标准化、系列化与通用化可以保证互换性、减低成本、缩短设计周期，是机械设计应遵循的原则之一，也是设计质量的一项评价指标。在设计中应尽量采用标准件，并应注意一些尺寸需圆整为标准尺寸。同时设计中应减少材料的品种和标准件的规格。另外，通过本次设计，使我对CAD绘图有了更熟练的掌握。使整个设计变得快捷方便。希望以后还能有更大的进步～ 相信这次毕业设计会为我四年的大学生涯划上一个圆满的句号。 - 26 - 毕业设计说明书论文(全套CAD图纸) QQ 36396305 参考文献 [1] 濮良贵，纪名刚编.《机械设计》[M].北京:高等教育出版社，2001 [2] 王昆，何小柏，汪信远编《机械设计课程设计手册》[M].北京:高等教育出版社.1995 [3] 成大先等.《机械设计手册》[M] 第4版 北京:化学工业出版社，2002 [4] 刘鸿文主编.《材料力学》[M].第三版.北京:高等教育出版社，2004 [5] 孙桓，陈作模主编.《机械原理》[M].北京:高等教育出版社，2001 [6] 翟晓勋，翟 莅. 一种旋转手柄变速箱调速机构设计实例[J]. 现代机械.2003年10月: 53-55 [7] 李乃振.小型农用运输车变速箱的改进设计[J].拖拉机.1994年第二期:45，64 [8] 王益翔.林民文等.奔野拖拉机离合器及其传动箱改进设计[J].拖拉机与农用运输车. 1995年第四期:22-24 [9] 罗圣国主编.《机械设计手册》(第3卷)[M].北京:机械工业出版社，1991 [10] 北京农业工程大学主编.《农业机械学》[M].北京:中国农业出版社.1991 [11] 罗锡文.《农业机械化生产学》[M].北京:这个农业出版社.2002. [12] 杨学军.严荷荣.徐赛章.刘仲植.保机械的研究现状及发展趋势[J].农业机械学报,2002(6) [13] 第一机械工业部农业机械研究所.农业机械设计手册[M].北京:机械工业出版社.1972. [14] 何雄奎.刘亚佳.曾爱军.农业机械化学[M].北京:中国农业大学,2003 [15] 张从.农业环境保护[M].北京:中国农业大学出版社,1999.3 - 27 - 毕业设计说明书论文(全套CAD图纸) QQ 36396305 致 谢 本文拟订题目到定稿，历时数十天。设计过程中遇到许多问题，在指导老师汤楚宙教授的帮助下一一得到了解决。 首先要向我的指导老师致以最诚挚的感谢。在毕业设计的整个过程中，汤老师给了我许许多多的帮助和关怀。汤老师学识渊博、治学严谨，待人平易近人。在汤老师的悉心指导下，我不仅对以前所学的知识更熟练更扎实，而且开阔了视野，理清了设计思路。同时汤老师对工作的热情、认真负责、实事求是的态度，给我留下了深刻的印象，也是我以后参加工作的学习榜样。在此谨向汤老师表示衷心的感谢和深深的敬意～同时感谢学校给我提供了良好的学习环境和丰富的学习资源，感谢为我授课的各位老师，是他们的传道、授业、解惑，让我学到了知识，培养了能力。也感谢我的同窗同学，感谢他们的探讨和交流，感谢他们的帮助和支持。 最后，祝愿老师们工作愉快，生活安康～ - 28 -