玉米聯(lián)合收割機左傳動箱設計（優(yōu)秀含CAD圖紙+設計說明書）,玉米,聯(lián)合收割機,傳動,設計,優(yōu)秀,優(yōu)良,cad,圖紙,說明書,仿單 畢 業(yè) 設 計 專 業(yè)： 機械設計制造及其自動化 二〇一三年六月 玉米聯(lián)合收割機左傳動箱設計 THE DESIGN ABOUT LEFT WHEEL BOX OF CORN COMBINE HARVESTER 摘 要 玉米作為我國的第二大農(nóng)作物，與之相對應的我國玉米收獲機械發(fā)展十分遲滯。論文的出發(fā)點正鑒于此，以現(xiàn)有的玉米收獲機產(chǎn)品為出發(fā)點，選取玉米收獲機主要部件——左傳動箱，進行改進設計，使改進后的機型能夠讓農(nóng)機更適應中國的玉米種植農(nóng)藝。 文章在現(xiàn)有玉米聯(lián)合收割機摘穗機構的基礎上，對左傳動箱進行了分析。分析了摘穗機構左傳動箱在實際農(nóng)業(yè)生產(chǎn)中的使用情況及工作中存在的問題，并對左傳動箱進行改進設計。參照現(xiàn)有玉米收獲機產(chǎn)品的摘穗機構，確定傳動箱的工作條件、安裝要求、傳動要求，依據(jù)相關的參數(shù)對玉米摘穗機構左傳動箱進行設計計算和校核。 包括：通過強度分析確定錐齒輪的具體參數(shù)；按照最小軸頸及安裝要求確定各軸的尺寸并進行強度校核；依據(jù)經(jīng)驗公式以及經(jīng)驗值確定箱體尺寸和箱體附件的尺寸。從理論上驗證了左傳動箱各結構滿足強度要求。 關鍵詞：摘穗機構；傳動箱；設計 ABSTRACT As China's second-largest corn crop, and the corresponding development of China's corn harvest machinery is hysteresis.In this paper, the starting point is to the existing maize harvest machine,to select the mostly component of corn harvest machine——leaf wheel box,design improvement,improved model can make farm machinery adapting to China's corn agronomic. First is the overall pick ear of corn.it analysis the leaf wheel box and the employing and the problem at the production of agriculture.By existing pick ear of corn of the corn harvester, I make sure the gearbox’s working conditions 、installation requirements、transmission requirements. By correlative appealing, the structure design of the key parts of the leaf wheel box. Include: by strength analysis make sure the specific parameters of bevel gear transmission; the design and strength analysis of the spindle is made sure by the minimum shaft journal and the require of setting; ensuring the size of the box and correlative part depend on traditional formula and data. Guarantee the need of the mechanism’s strength at the theory. Key Words：Snapping mechanism;wheel box;design 目 錄 1 引 言 1 1.1 課題研究背景 1 1.2 課題的研究目的 1 1.3 課題來源及主要研究內容 1 1.3.1 課題來源 1 1.3.2 主要研究內容 1 2 傳動方案分析及需要的輸入功率 2 2.1 傳動方案分析 2 2.2 需要的輸入功率 2 2.2.1 各輸出功率已知 2 2.2.2 需要的輸入功率 2 3 各條傳動線路傳動比的計算 3 3.1 傳動鏈1及傳動鏈2傳動比 3 3.2 傳動鏈3及傳動鏈4傳動比 3 4 傳動裝置的運動和動力參數(shù)的計算 4 4.1 各軸的轉速及輸入功率 4 4.2 各軸轉矩 4 5 傳動零件的設計計算 5 5.1 傳遞動力到鏈輪軸的直齒圓錐齒輪的設計計算 5 5.1.1 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) 5 5.1.2 按齒面接觸疲勞強度設計 6 5.1.3 計算幾何尺寸 8 5.1.4 校核齒根彎曲疲勞強度 9 5.2 傳遞動力到輸出軸的直齒圓錐齒輪的設計計算 11 5.2.1 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) 11 5.2.2 按齒面接觸疲勞強度設計 12 5.2.3 計算幾何尺寸 14 5.2.4 校核齒根彎曲疲勞強度 15 5.3 輸入、輸出鏈輪的尺寸結構計算 16 5.4 圓錐齒輪的幾何結構尺寸計算 17 6 軸的設計計算 19 6.1輸入軸（0軸)的設計 19 6.1.1 求輸入軸上的各功率、轉速和轉矩 19 6.1.2 求作用在齒輪及鏈輪上的力 19 6.1.3 初步確定軸的最小直徑 21 6.1.4 軸的結構設計 21 6.1.5 求軸上的載荷 23 6.1.6 按彎扭合成應力校核軸的強度 25 6.2輸出鏈輪軸（軸)的設計（以軸為例） 26 6.2.1 求輸出鏈輪軸上的各功率、轉速和轉矩 26 6.2.2 求作用在齒輪及鏈輪上的力 26 6.2.3 初步確定軸的最小直徑 27 6.2.4 軸的結構設計 28 6.2.5 求軸上的載荷 29 6.2.6 按彎扭合成應力校核軸的強度 30 6.3輸出軸（軸)的設計（以軸為例） 32 6.3.1 求輸出軸上的各功率、轉速和轉矩 32 6.3.2 求作用在齒輪及鏈輪上的力 32 6.3.3 初步確定軸的最小直徑 33 6.3.4 軸的結構設計 34 6.3.5 求軸上的載荷 35 6.3.6 按彎扭合成應力校核軸的強度 37 7 軸承、聯(lián)接件、潤滑及密封件的選擇和驗算 38 7.1 軸承的校核 38 7.1.1 輸入軸滾動軸承計算 38 7.1.2輸出鏈輪軸滾動軸承計算 40 7.1.3輸出軸滾動軸承計算 42 7.2 鍵聯(lián)接的選擇及校核計算 44 7.2.1輸入軸上鍵的計算 44 7.2.2輸出鏈輪軸上鍵的計算 45 7.2.3輸出軸上鍵的計算 45 7.3 潤滑與密封 46 7.3.1齒輪的潤滑 46 7.3.2軸承的潤滑與密封 46 7.3.3潤滑油牌號及油量計算 46 7.3.4傳動箱的密封 46 8 減速器箱體及其附件 47 8.1 箱體結構形式及材料 47 8.2箱體主要結構尺寸表 47 8.3 主要附件作用及形式 47 結 論 49 參考文獻 50 附錄1 參考資料 51 附錄2 英文文獻 52 附錄3 中文翻譯 60 致 謝 66 III 畢業(yè)設計 1 引 言 1.1 課題研究背景 該課題中的TN-4YD-4 型玉米聯(lián)合收獲機為背負式玉米聯(lián)合收割機。背負式玉米收獲機結構緊湊，行走和轉彎都比較靈活。同時也提高了拖拉機的利用率降低了收獲機的成本，有利于在我國推廣。該型玉米收獲機的摘穗裝置采用縱臥式摘穗輥裝置，其結構簡單、田間作業(yè)時的可靠性較高，變相的提高了收獲的效率。 玉米收獲機在收獲時適應性的重要部分便是玉米的種植行距問題。我國玉米種植方式、習慣的地域差異比較明顯，很難實現(xiàn)收獲機地域間的流動作業(yè)，這便成為玉米收獲機推廣的一個阻礙。行距相對于收獲機來說過寬或過窄，都將對玉米收獲機械摘穗機構的合理配置產(chǎn)生嚴重影響，進而會影響到機具之后的摘穗效果。摘穗輥的間距即傳動箱輸出軸之間的距離，會對摘穗效果造成影響。因此需要把摘穗輥的間隙維持在一個合適的范圍內或某一合適的值才能使摘穗效果達到最佳。 所以，傳動箱的結構及其零部件的相對位置，將會影響摘穗機構的摘穗效果。而且，摘穗輥上的動載較大對傳動箱傳動零件的強度有較高要求。 1.2 課題的研究目的 中國的玉米收獲一直處于一個落后的階段，在我國急需解決玉米機械收獲的問題，用機械化收獲代替?zhèn)鹘y(tǒng)的手工收獲勢在必行。本課題通過對現(xiàn)有的問題進行分析，取摘穗機構的左傳動箱進行設計。希望能夠為玉米收獲機的研發(fā)貢獻綿薄之力。 1.3 課題來源及主要研究內容 1.3.1 課題來源 本課題來源于天津拖拉機制造有限公司生產(chǎn)的鐵牛4YD-4背負式玉米聯(lián)合收獲機。選取其摘穗機構的主要部件左傳動箱為設計主要內容。 1.3.2 主要研究內容 1.通過對現(xiàn)有產(chǎn)品的調研，獲得收割機在工作中的相關參數(shù)及常見問題。對摘穗機構左傳動箱進行設計計算和校核。 2.完成傳動箱總體的結構設計和零部件的參數(shù)校核，繪制左傳動箱裝配圖及箱體的零件圖。 3.綜合分析本設計中的傳動箱是否達到設計目標，并就生產(chǎn)實踐中可能會產(chǎn)生的一些問題并提出一些想法。 55 2 傳動方案分析及需要的輸入功率 2.1 傳動方案分析 此傳動箱需要有四條傳動鏈，并且輸入軸與輸出軸要垂直。要滿足以上傳動要求可以選取蝸輪蝸桿傳動或者錐齒輪傳動。如果選用蝸輪蝸桿傳動，傳動比較平穩(wěn)、噪音小，但傳動箱的尺寸比較大、成本比較高；如果選用錐齒輪傳動，傳動箱的尺寸比較小，并且錐齒輪的成本較蝸輪蝸桿要低。在農(nóng)業(yè)機械中，傳動精度、工作環(huán)境要求不高；產(chǎn)品的成本不能太高，且要求結構簡單、工作穩(wěn)定、結構緊湊。 綜上所述，沿用現(xiàn)有產(chǎn)品的傳動方案，即：四條鏈均采用直齒圓錐齒輪傳動。 2.2 需要的輸入功率 2.2.1 各輸出功率已知 P鏈左=P鏈右=0.5馬力=0.373kW，取0.4kW P軸左=P軸右= 1 馬力=0.7457kW，取0.75kW 其中，P鏈左、P鏈右-分別為左右鏈輪軸的輸出功率； P軸左、P軸右-分別為左右輸出軸的輸出功率。 2.2.2 需要的輸入功率 考慮傳動裝置的功率損耗，需要的輸入功率為 (2-1) 其中，為各傳遞路線中輸入軸到各輸出軸的總效率，即： (2-2) 其中，-滾動軸承傳動效率取0.99（一對）； -圓錐齒輪傳動效率取0.94（8級精度)。 綜合以上各數(shù)據(jù)，如表 2-1： 表2-1 輸入、輸出功率 P鏈左=P鏈右=0.4kW P軸左=P軸右=0.75kW P入=2.497kW 3 各條傳動線路傳動比的計算 3.1 傳動鏈1及傳動鏈2傳動比 傳動鏈1：主軸-錐齒輪嚙合-左鏈輪軸； 傳動鏈2：主軸-錐齒輪嚙合-右鏈輪軸。 由于兩輸出鏈輪軸的輸出轉速一樣，故有： （3-1） 3.2 傳動鏈3及傳動鏈4傳動比 傳動鏈3：主軸-錐齒輪嚙合-左輸出軸； 傳動鏈4：主軸-錐齒輪嚙合-右輸出軸。 由于兩輸出軸的輸出轉速一樣，故有： （3-2） 4 傳動裝置的運動和動力參數(shù)的計算 4.1 各軸的轉速及輸入功率 表4-1 輸入軸、輸出軸的轉速 名稱 數(shù)值 表4-2 各軸的輸入功率 名稱 數(shù)值 4.2 各軸轉矩 （4-1） （4-2） （4-3） 將計算結果匯總列表如表 4-3： 參數(shù) 軸名 輸入軸 Ⅰ軸 Ⅱ軸 Ⅲ軸 Ⅳ軸 轉速n(r/min) 513 350 350 1000 1000 功率p(kW) 2.497 0.404 0.404 0.7576 0.7576 轉矩T（N.mm） 傳動比 表4-3 各軸運動及受力參數(shù) 5 傳動零件的設計計算 5.1 傳遞動力到鏈輪軸的直齒圓錐齒輪的設計計算 已知： 表5-1 各軸的輸入功率 名稱 輸入軸轉速 輸出鏈輪軸轉速 輸出軸扭矩 數(shù)值 傳動比，由柴油機通過鏈輪帶動，工作壽命10年，每年收割兩季，每季20天，每天10小時，連續(xù)單向運轉、交變載荷、負載狀況惡劣，每季使用后進行必要維護。 5.1.1 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) 1. 按傳動方案，用直齒圓錐齒輪傳動，齒形制GB/T12369-1990,齒形角，齒頂高系數(shù)，頂隙系數(shù)，螺旋角，用等頂隙收縮齒[6]。玉米收割機為農(nóng)業(yè)機械，齒輪選用8~11級精度。而傳動箱的精度相對較高，故選用8級精度[7]。 2. 材料選擇。農(nóng)用機械中的錐齒輪傳動應選用結構鋼[6]。常用結構鋼中45鋼用于制造齒輪、齒條、鏈輪等；40Cr用于承受交變載荷、中等轉速、中等負荷、強烈磨損而無很大沖擊的重要零件[8]。為滿足加工工藝要求，要進行調質處理。故選取小圓錐齒輪材料為40Cr（調質后表面淬火），硬度為270HBS，大圓錐齒輪材料為45剛（調質），硬度為230HBS[7]。直齒圓錐齒輪的最小齒數(shù)為14[6]。試選取小圓錐齒輪齒數(shù)，大圓錐齒輪齒數(shù) ，取25。 計算齒數(shù)比： （5-1） 驗算傳動比誤差： <5% （5-2） 誤差在允許的范圍內。 5.1.2 按齒面接觸疲勞強度設計 公式： （5-3） 1.確定公式內的各計算值 1）試選載荷系數(shù) 2）小齒輪傳遞的轉矩。 （5-4） 3） 取齒寬系數(shù) 4） 查得材料彈性影響系數(shù)<鍛鋼>[7]。 5）按齒面的硬度查得40Cr（調質后表面淬火270HBS）的接觸疲勞強度極限；45剛（調質230HBS）的接觸疲勞極限[7]。 6）計算應力循環(huán)次數(shù) 小圓錐齒輪：（5-5） 大圓錐齒輪： （5-6） 7）查得接觸疲勞壽命系數(shù)[7] ， ； 8）計算接觸疲勞許用應力 取失效概率為1%,計算接觸疲勞強度時，安全系數(shù)S=1[7],則有： （5-7） （5-8） 2.計算 1）試算小齒輪的分度圓直徑，將中的較小值帶入式 5-3，得： 2） 計算平均分度圓處的圓周速度 平均分度圓直徑： （5-9） 平均分度圓處的圓周速度： （5-10） 3）計算載荷系數(shù) 查表得使用系數(shù)； 根據(jù)v=0.9675m/s，8級精度，查表（按表中低一級的精度線）可得： 動載系數(shù)； 直圓錐齒輪，齒間載荷分配系數(shù)，取：； （按兩個齒輪一個兩端支承一個懸臂）查得，； （5-11） 故載荷系數(shù)為： （5-12） 4） 按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑為 （5-13） 5） 計算模數(shù)m （5-14） 按標準取m=4。 5.1.3 計算幾何尺寸 1.計算大端分度圓直徑 （5-15） 2.計算分錐角 （5-16） 3.計算錐距 （5-17） 4.計算齒輪寬度 （5-18） 圓整??； 尺寸整理及其余幾何尺寸計算見表 5-2。 5.1.4 校核齒根彎曲疲勞強度 ，即： （5-19） 1.確定公式內的各計算數(shù)值 1）查表得大、小圓錐齒輪的彎曲疲勞強度極限為、。 表5-2 錐齒輪尺寸 名稱 大端分度圓直徑 傳動比 分錐角 錐距 齒輪寬度 小齒輪 大齒輪 小齒輪 大齒輪 小齒輪 大齒輪 符號 R 數(shù)值 68 100 1.471 34°12′30″ 55°47′30″ 60.465 20 25 名稱 符號 計算公式 數(shù)值 基圓直徑 63.9 93.97 齒頂高 4 齒根高 4.8 齒頂圓直徑 74.61 104.5 齒根圓直徑 60.0 94.6 齒距 p 12.56 齒厚、齒槽寬 s、e 6.28 基圓齒距 11.8 頂隙 0.8 中心距 84 2） 查表，取彎曲疲勞壽命系數(shù) 3）計算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.5[7]，則有： （5-20） 4）查取齒形系數(shù)。 當量齒數(shù)： （5-21） 用內插值法查表得： （5-22） 5）查取應力校正系數(shù) 用內插值法查表得： （5-23） 2.設計計算 代入公式 5-19 計算得： 所以，抗彎疲勞強度足夠。 5.2 傳遞動力到輸出軸的直齒圓錐齒輪的設計計算 已知： 表5-3 各軸的輸入功率 名稱 輸入軸轉速 輸出軸轉速 輸出軸扭矩 數(shù)值 傳動比=0.518；由柴油機通過鏈輪帶動；工作壽命10年，每年收割兩季，每季20天，每天10小時；連續(xù)單向運轉、交變載荷、負載狀況惡劣，每季使用后進行必要維護。 5.2.1 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) 1.按傳動方案，選用直齒圓錐齒輪，齒形制GB/T12369-1990,齒形角，齒頂高系數(shù)，頂隙系數(shù)，螺旋角，用等頂隙收縮齒[6]。 2.玉米收割機為農(nóng)業(yè)機械，齒輪選用8~11級精度。而傳動箱的精度相對較高，故選用8級精度[7]。 3.材料選擇。農(nóng)用機械中的錐齒輪傳動應選用結構鋼[6]。常用結構鋼中45鋼用于制造齒輪、齒條、鏈輪等；40Cr用于承受交變載荷、中等轉速、中等負荷、強烈磨損而無很大沖擊的重要零件[8]。為滿足加工工藝要求，要進行調質處理；為滿足金屬制的軟齒面齒輪配對齒面的硬度差應該在30~50HBS或更多。且小齒輪齒面應該較硬。故選取小圓錐齒輪材料為40Cr（調質后表面淬火），硬度為270HBS，大圓錐齒輪材料為45剛（調質），硬度為230HBS，二者材料硬度相差40HBS[7]。 4.直齒圓錐齒輪正交傳動不產(chǎn)生根切的最小齒數(shù)為14[6]。試選取小圓錐齒輪齒數(shù)16，大圓錐齒輪齒數(shù) ，取31。 5.計算齒數(shù)比 （5-24） 驗算傳動比誤差： （5-25） 誤差在允許范圍內。 5.2.2 按齒面接觸疲勞強度設計 公式： （5-26） 1.確定公式內的各計算值 1）試選載荷系數(shù) 2）小齒輪傳遞的轉矩 3）取齒寬系數(shù) 4）查表得材料（鍛鋼）彈性影響系數(shù) [7] 5）按齒面的硬度查得40Cr（調質后表面淬火 270HBS）的接觸疲勞強度極限，45剛（調質 230HBS）的接觸疲勞極限[7] 6）計算應力循環(huán)次數(shù) （5-27） 7）查表得接觸疲勞壽命系數(shù)[7] ， ； 8）計算接觸疲勞許用應力 取失效概率為1%,計算接觸疲勞強度時，安全系數(shù)S=1[7],則有: （5-28） 2.計算 1）試算小齒輪的分度圓直徑，帶入中的較小值，得： （5-29） 2)計算平均分度圓處的圓周速度 平均分度圓直徑： （5-30） 平均分度圓處的圓周速度： （5-31） 3）計算載荷系數(shù) 由表查得，使用系數(shù)； 根據(jù)V= 1.68 m/s，8級精度，查表（按低一級的精度線查?。┛傻茫? 動載系數(shù) ； 直圓錐齒輪，齒間載荷分配系數(shù)，?。海? （按兩個齒輪一個兩端支承一個懸臂）查表得：； （5-32） 故載荷系數(shù) 4）按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑為 （5-33） 5）計算模數(shù)m （5-34） 按標準取m=3.5。 5.2.3 計算幾何尺寸 1.計算大端分度圓直徑 （5-35） 2.計算分錐角 （5-36） 3.計算錐距 （5-37） 4.計算齒輪寬度 （5-38） 圓整取 5.尺寸整理及其余幾何尺寸計算見 表 5-4。 5.2.4 校核齒根彎曲疲勞強度 公式： ，即： （5-39） 1.確定公式內的各計算數(shù)值 1）查表得，大、小圓錐齒輪的彎曲疲勞強度極限、; 2）查表取彎曲疲勞壽命系數(shù) 3）計算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.5[7]，則有： 表5-4 錐齒輪的尺寸 名稱 大端分度圓直徑 傳動比 分錐角 錐距 齒輪寬度 小齒輪 大齒輪 小齒輪 大齒輪 小齒輪 大齒輪 符號 R 數(shù)值 56 108.5 0.516 27°17′37″ 62°42′23″ 61.05 21 26 名稱 符號 計算公式 數(shù)值 基圓直徑 52.623 101.96 齒頂高 3.5 齒根高 4.2 齒頂圓直徑 62.22 111.8 齒根圓直徑 48.54 104.65 齒距 10.99 齒厚、齒槽寬 5.495 基圓齒距 10.33 頂隙 0.7 中心距 82.25 （5-40） 4）查取齒形系數(shù) 當量齒數(shù)： （5-41） 用內插值法查表得： ； （5-42） 5）查取應力校正系數(shù) 用內插值法表查得： ； （5-43） 2.設計計算： 代入公式計算得： （5-44） （5-45） 所以，抗彎疲勞強度足夠。 5.3 輸入、輸出鏈輪的尺寸結構計算 1 輸入鏈輪尺寸，見表 5-5。 2 輸出鏈輪尺寸，見表 5-6。 表5-5 輸入鏈輪結構尺寸 名稱 節(jié)距 輪轂孔直徑 輪轂長度 輪轂厚度 輪轂直徑 分度圓直徑 符號 P 數(shù)值 12.7 20 28 7 34 161.87 表5-6 輸出鏈輪結構尺寸 名稱 節(jié)距 輪轂孔直徑 輪轂長度 輪轂厚度 輪轂直徑 分度圓直徑 符號 P 數(shù)值 31.75 20 30 6 32 83 5.4 圓錐齒輪的幾何結構尺寸計算 1 輸入小圓錐齒輪的幾何結構尺寸計算，見表 5-7。 2 輸出大圓錐齒輪的幾何結構尺寸計算，見表 5-8。 3 輸入大圓錐齒輪的幾何結構尺寸計算，見表5-9。 4 輸出小圓錐齒輪的幾何結構尺寸計算，見表 5-10。 表5-7 輸入小圓錐齒輪結構尺寸 名稱 輪轂孔直徑 輪轂直徑 輪轂長度 分度圓直徑 齒頂圓直徑 符號 數(shù)值 26 42 28 68 74.61 名稱 齒根圓直徑 分錐角 齒輪寬度 錐距 符號 R 數(shù)值 60.06 34.25° 20 60.465 注：實際輪轂長為，T為滾動軸承的寬度。 表5-8 輸出大圓錐齒輪結構尺寸 名稱 輪轂孔直徑 輪轂直徑 輪轂長度 分度圓直徑 齒頂圓直徑 符號 數(shù)值 15 26 30 100 104.5 名稱 齒根圓直徑 分錐角 齒輪寬度 錐距 符號 R 數(shù)值 94.6 55.75 25 60.465 表5-9 輸入大圓錐齒輪結構尺寸 名稱 輪轂孔直徑 輪轂直徑 輪轂長度 分度圓直徑 齒頂圓直徑 符號 數(shù)值 31 50 64 108.5 111.8 名稱 齒根圓直徑 分錐角 齒輪寬度 錐距 符號 R 數(shù)值 104.65 62.706 26 61.05 表5-10 輸出小圓錐齒輪結構尺寸 名稱 輪轂孔直徑 輪轂直徑 輪轂長度 分度圓直徑 齒頂圓直徑 符號 數(shù)值 12 20 30 56 62.22 名稱 齒根圓直徑 分錐角 齒輪寬度 錐距 符號 R 數(shù)值 48.54 27.294 21 61.05 6 軸的設計計算 6.1輸入軸（0軸)的設計 6.1.1 求輸入軸上的各功率、轉速和轉矩 表6-1 輸入軸上的功率、轉速和轉矩 輸入端（） 與輸出鏈輪軸配合處 （） 與輸出軸配合處 （） 注：其中，；。 6.1.2 求作用在齒輪及鏈輪上的力 1.已知： 1）齒輪受力 輸入軸小圓錐齒輪(左右兩個圓錐齒輪相同)的平均分度圓直徑為 （6-1） 輸入軸大圓錐齒輪(左右兩個圓錐齒輪相同)的平均分度圓直徑為 （6-2） 則： （6-3） （6-4） 2）鏈輪處受力 ａ 輸入軸鏈輪的節(jié)距P為12.7，齒數(shù)為40。 ｂ 鏈條傳動的壓軸力近似等于緊邊拉力和松邊拉力之和，懸垂拉力不大，故可用。 其中為壓軸力系數(shù)，可取1.2~1.3，取為1.3。則有： （6-5） 其中：； 2.圓周力、徑向力、軸向力及鏈輪的壓軸力的方向見 圖6-1 圖6-1 圓周力、徑向力、及軸向力的方向 表6-2 圖6-1中各力的大小 名稱 數(shù)值 320.834 96.573 65.651 331.133 55.479 106.995 名稱 數(shù)值 331.133 55.479 106.995 320.834 96.573 65.651 名稱 數(shù)值 747.37 46484 3.求解各作用點之間的距離 各力的作用點的距離示意見 圖6-2； 各段距離的求解及數(shù)值見 表6-3。 圖6-2 輸入軸上力的作用點示意圖 表6-3 各力的作用點間距離的求解 名稱 算式 數(shù)值 73.5 30.23 124.243 47.933 6.1.3 初步確定軸的最小直徑 先初步估算軸的最小直徑。綜合性價比選取軸的材料為45鋼（調質） 查表取 （6-6） 輸入軸每一軸段最多有一個鍵槽，所以軸徑增大5%~7%。取 。 6.1.4 軸的結構設計 1.擬定軸上零件的裝配方案 由傳動方案可確定輸入軸上零件的裝配方案，見圖6-3。 2.根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 1）為了滿足輸入鏈輪的軸向定位，12段軸右端需制出一軸肩，故取23段的直徑。左端用軸端擋圈定位，12段長度適當小于輪轂長度L。 所以，取。 圖6-3 輸入軸軸上零件的裝配 2）為方便小錐齒輪的安裝，取安裝小錐齒輪齒輪處的軸段34、78的直徑；為滿足小錐齒輪的軸向定位，34、78段各需制出一軸肩，故取45、67段的直徑；為方便中間錐齒輪的安裝，取56段的直徑。 3）軸23段的長度需要根據(jù)箱體及軸承端蓋的結構而定，還需要考慮軸承端蓋上固定螺釘?shù)难b拆等方面的要求。取。 4）初步選擇滾動軸承：因軸承承受徑向力和軸向力，選用單列角接觸球軸承，由工作要求及錐齒輪輪轂直徑為40，初步選取0基本游隙組標準精度級的單列角接觸球軸承7207C，其尺寸為。且錐齒輪輪轂寬度為，所以： （6-7） 其中：L—錐齒輪輪轂寬；T—滾動軸承寬度 這對軸承均采用軸肩進行軸向定位，查表[9]得7207C型軸承的定位軸肩高度，因此錐齒輪輪轂直徑為42滿足要求。 5）軸56段的長度需要略大于輸入軸大齒輪的輪轂長度。取。 6）軸45、67段的長度需要根據(jù)軸56段的長度及兩輸出鏈輪軸的位置而定。要求兩輸出鏈輪軸軸線的距離為。且由前文的輸入小錐齒輪的設計計算可得： 輪轂內端面到錐心的距離為（如圖6-4）。則取 圖6-4 輸入軸長度示意 軸各部分尺寸綜合，見表6-4： 表6-4 輸入軸各部分尺寸 1-2 2-3 3-4 4-5 5-6 6-7 7-8 L 30 50 45 100.9 68 100.9 45 d 20 24 26 30 31 30 26 3.軸上的周向定位 圓錐齒輪及鏈輪的周向定位均采用平鍵連接。按，由手冊[6]查得輸入鏈輪處平鍵截面為，鍵槽用鍵槽銑刀加工，普通平鍵應小于輪轂長，故長為。鏈輪與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，且有一定的震動，故選擇鏈輪輪轂與軸的配合為[9、10]；按，查得輸入小齒輪處平鍵截面為，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為，同時為保證輸入小錐齒輪與軸配合有良好的對中性，且只在大修時拆卸，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為；按，查得輸入大齒輪處平鍵截面為，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為，同時為保證輸入大錐齒輪與軸配合有良好的對中性，且只在大修時拆卸，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為； 4.確定軸上圓角和倒角尺寸 取軸端倒角為，軸上的圓角按R1選取。 6.1.5 求軸上的載荷 1.已知：，，，； ，，。 2.求解軸承的受力 水平面： （6-8） 帶入數(shù)據(jù)解得：， 通過材料力學所學公式，求解各段彎矩并繪制彎矩圖，見圖6-5。 垂直面： （6-9） 帶入數(shù)據(jù)解得：； 通過材料力學所學公式，求解各段彎矩、扭矩，繪制彎矩、扭矩圖，見圖6-5。 圖6-5 彎矩、扭矩圖 表6-5、軸上載荷 載荷 水平面H 垂直面V 支反力F 彎矩M 總彎矩 扭矩T ,,, 6.1.6 按彎扭合成應力校核軸的強度 根據(jù)圖 可知L2右端面或L3右端面為危險截面，由上表中的數(shù)據(jù)及軸的單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，取。軸的計算應力為： （6-10） 綜上所述，L2右端面為危險截面。前文選定軸的材料為45鋼（調質），查表[7]得 故安全。 6.2輸出鏈輪軸（軸)的設計（以軸為例） 6.2.1 求輸出鏈輪軸上的各功率、轉速和轉矩 表6-6 輸出鏈輪軸上的功率、轉速和轉矩 輸入端（） 輸出端（） 6.2.2 求作用在齒輪及鏈輪上的力 1.已知： 1）輸出大圓錐齒輪(左右兩個圓錐齒輪相同)的平均分度圓直徑為 （6-11） 則： 2）輸出鏈輪的節(jié)距P為31.75， 齒數(shù)為8 鏈條傳動的壓軸力近似等于緊邊拉力和松邊拉力之和，懸垂拉力不大，故可用： （6-12） 其中為壓軸力系數(shù)，可取1.2~1.3，取為1.3。則有： 其中，； 圓周力、徑向力、軸向力及鏈輪的壓軸力的方向見圖6-6 ： 圖6-6 圓周力、徑向力、軸向力及壓軸力的方向 表6-7 圖6-6中各力的大小 名稱 數(shù)值 301.67 61.73 90.8 350.956 10914 2.求解各作用點之間的距離。各力的作用點的距離示意見圖6-7 圖6-7 輸出鏈輪軸的力的作用點示意 3.各段距離的求解及數(shù)值如表6-8 6.2.3 初步確定軸的最小直徑 先初步估算軸的最小直徑。綜合性價比選取軸的材料為45鋼（調質），查表，取 （6-13） 輸出鏈輪軸上有鍵槽，將軸徑增大5%~7%。且外伸端有注油孔，取 。 表6-8 各力的作用點之間的距離的求解 名稱 算式（單位：mm） 數(shù)值 18.356 34.476 17.512 6.2.4 軸的結構設計 1.擬定軸上零件的裝配方案，見圖6-8。 圖6-8 輸出鏈輪軸軸上零件的裝配方案 2.根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 1）為了滿足輸入鏈輪的軸向定位，12段軸右端需制出一軸肩。23段上要安裝軸承，初步選擇滾動軸承：因軸承同時受有徑向力和一定的軸向力，選用單列角接觸球軸承，參照工作要求，初步選取0基本游隙組標準精度級的單列角接觸球軸承7204C，其尺寸為。所以23段的直徑。12段左端用軸端擋圈定位，12段長度應適當小于輪轂長度L所以取。 2）為方便軸承的安裝，取安裝鏈輪處的軸段34的直徑仍為且取較23段松的配合；為了滿足軸承及鏈輪的安裝要求，故取45段的直徑小于34段的直徑，并考慮外端的固定螺母的選用，取45段直徑。 3）軸23段的長度需要根據(jù)軸承的寬度、擋圈的厚度以及套筒的結構而定。還需要考慮軸端潤滑油孔的注油等方面的要求。則有： 為了鏈輪輪轂與軸承更好的接觸，取。 4）軸34段的長度需要略小于輸出鏈輪的輪轂長度。取。 5）軸45段的長度由普通墊圈厚度、彈簧墊圈最小厚度、螺母厚度及軸外伸長度而定。所以則取。 3.軸各部分尺寸綜合如表6-9 表6-9 輸出鏈輪軸各部分尺寸 1-2 2-3 3-4 4-5 L 29 39 28 28 d 15 20 20 16 4.軸上的周向定位 圓錐齒輪及鏈輪的周向定位均采用 平鍵 連接。按，由手冊查得輸出大齒輪處平鍵截面為，鍵槽用鍵槽銑刀加工，普通平鍵應小于輪轂長，故長為，同時為保證輸入小錐齒輪與軸配合有良好的對中性，且只在大修時拆卸，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為；按，查得輸出鏈輪處平鍵截面為，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為，鏈輪與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，且有一定的震動，故選擇鏈輪輪轂與軸的配合為[9、10]。 5.確定軸上圓角和倒角尺寸 取軸端倒角為，軸上的圓角按R0.8選取。 6.2.5 求軸上的載荷 1.已知 1）齒輪及鏈輪的受力： ，，，。 2）兩軸承軸向固定方式： 內圈通過輪轂及套筒進行固定；外圈左端軸承用孔用彈性擋圈進行固定，右端軸承自由浮動，即右端軸承不承受軸向力。 2.軸承上所受力的求解 1）水平面： （6-14） 帶入數(shù)據(jù)解得：， 通過材料力學所學公式，求解各段彎矩并繪制彎矩圖。見圖6-9。 垂直面： （6-15） 帶入數(shù)據(jù)解得：，； 用材料力學所學公式，求解各段彎矩，扭矩。并繪制彎矩、扭矩圖。見圖6-9。 表6-10 軸上載荷 載荷 水平面H 垂直面V 支反力F 彎矩M 總彎矩 扭矩T 6.2.6 按彎扭合成應力校核軸的強度 根據(jù)圖6-9可知12段右端面或右端截面（即輸出錐齒輪的作用截面）為危險截面，由上表中的數(shù)據(jù)及軸的單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，取，軸的計算應力為： （6-16） 前已選定軸的材料為45鋼（調質），查表[7]可得，。 故該軸安全。 圖7-9 彎矩、扭矩圖 6.3輸出軸（軸)的設計（以軸為例） 6.3.1 求輸出軸上的各功率、轉速和轉矩 表6-11 輸出軸上的功率、轉速和轉矩 輸入端（） 輸出端（） 6.3.2 求作用在齒輪及鏈輪上的力 1.已知 輸出軸小圓錐齒輪的平均分度圓直徑為 （6-17） 則有： （6-18） 2.圓周力、徑向力、軸向力的方向如圖6-10。 圖6-10 圓周力、徑向力、及軸向力的方向 表6-11 圖6-10中各力的大小 名稱 數(shù)值 312.575 101.1 52.17 7234.85 3.求解各作用點之間的距離 1）各力的作用點的距離示意如圖6-11。 圖6-11 力的作用點示意 2）各段距離的求解及數(shù)值如表6-12。 表6-12 各力的作用點之間的距離的求解 名稱 算式（單位：mm） 數(shù)值 29.09 27.7 56.29 6.3.3 初步確定軸的最小直徑 先初步估算軸的最小直徑。綜合性價比選取軸的材料為45鋼（調質），查表[7]，取。 （6-18） 輸入軸每一軸段最多有一個鍵槽，所以軸徑增大5%~7%。取 。 6.3.4 軸的結構設計 1.擬定軸上零件的裝配方案（見圖6-12） 圖6-12 輸出軸軸上零件的裝配 2.根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 1）為了滿足輸出軸上小圓錐齒輪的軸向定位，12段軸右端需制出一軸肩。23段上要安裝軸承，初步選擇滾動軸承：因軸承同時受有徑向力和一定的軸向力，選用單列角接觸球軸承，參照工作要求，初步選取0基本游隙組標準精度級的單列角接觸球軸承7202C，其尺寸為。所以23段的直徑。12段左端用軸端擋圈定位，12段長度應適當小于輪轂長度L所以取。 2）軸23段的長度需要根據(jù)軸承的寬度及套筒的結構而定 ，為了擋圈安裝方便，取油封段34的軸徑也為，且34段與23段取不同的公差帶。 3）軸34段的長度需要略大于軸端油封的寬度。取。 4）軸45段的直徑應略小于34段，以方便安裝，取為；長度需要根據(jù)整機的裝配要求而定。要求錐齒輪的錐心到球形軸伸中心的距離為。所以則取。球形軸伸在45段右側適當設置，由軸右端的直徑為，并考慮與摘穗輥的配合選取球面半徑為[11]。結合摘穗輥及球形軸伸選取圓柱銷為。 3.輸出軸各部分尺寸綜合如表6-13。 4.軸上的周向定位 圓錐齒輪的周向定位采用平鍵連接。按，由手冊[6]查得輸出小圓錐齒輪處平鍵截面為，鍵槽用鍵槽銑刀加工，普通平鍵應小于輪轂長，故長為，同時為保證輸出小錐齒輪與軸配合有良好的對中性，且只在大修時拆卸，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為。 5.確定軸上圓角和倒角尺寸 取軸端倒角為，軸上的圓角按R0.8選取。 表6-13 軸各部分尺寸 尺寸 1-2 2-3 3-4 4-5 L 29 33 10 44 d 12 15 15 13 6.3.5 求軸上的載荷 1.已知 1）齒輪的受力：，， 2）兩軸承軸向固定方式：內圈通過輪轂、套筒及軸用彈性擋環(huán)進行固定；外圈兩端用孔用彈性擋環(huán)進行固定。 2.水平面 （6-19） 帶入數(shù)據(jù)，解得：， 通過材料力學所學公式，求解各段彎矩并繪制彎矩圖。見圖6-13。 3.垂直面 （6-20） 帶入數(shù)據(jù)解得：， 由材料力學所學公式，求解各段彎矩，扭矩。并繪制彎矩、扭矩圖。見圖6-13。 表6-14 軸上載荷 載荷 水平面H 垂直面V 支反力F 彎矩M 總彎矩 扭矩T 圖6-13 彎矩、扭矩圖 6.3.6 按彎扭合成應力校核軸的強度 根據(jù)圖 可知12段右端面或L1右端面為危險截面，由上表中的數(shù)據(jù)及軸的單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，取。軸的計算應力為 （6-21） 前文中已選定軸的材料為45鋼（調質），查表[7]得 故輸出軸安全。 7 軸承、聯(lián)接件、潤滑及密封件的選擇和驗算 7.1 軸承的校核 7.1.1 輸入軸滾動軸承計算 初步選擇的滾動軸承為0基本游隙組標準精度級的單列角接觸球軸承7207C，其尺寸為。查表可知，滾動軸承樣本可知角接觸球軸承7207C的基本額定動載荷，基本額定靜載荷[9]。輸入軸上各齒輪所受的軸向力的總和為0，即：。如圖8-1。 圖7-1 輸入軸受力圖 1.兩軸承受到的徑向載荷 由6.1.5可知軸承受到的各徑向力的分力的數(shù)值如下表： 表7-1 支反力 載荷 水平面H 垂直面V 支反力F 則： （7-1） 2.兩軸的計算軸向載荷 1）對于70000C型軸承，查表可知軸承派生軸向力。其中由的大小確定，但現(xiàn)在軸承軸向力未知，故先初取。 因此可估算： （7-2） 則： （7-3） 且： 2）小于角接觸球軸承相對軸向載荷的最小值，所以 3.兩軸承的當量動載荷。 1）因為：，所以： ；。 2）查表可得徑向載荷系數(shù)和軸向載荷系數(shù)為： 對軸承1： 對軸承2： 3）因為軸承運轉中有中等沖擊載荷，查表有，取。則： （7-4） 4.驗算軸承壽命 因為，所以按軸承2的受力大小驗算（取預期計算壽命，取滾子軸承）： > （7-5） 故合格。 7.1.2輸出鏈輪軸滾動軸承計算 初步選擇的滾動軸承為0基本游隙組標準精度級的單列角接觸球軸承7204C，其尺寸為。查滾動軸承樣本可知角接觸球軸承7204C的基本額定動載荷，基本額定靜載荷[12]。輸出鏈輪軸上各齒輪所受的軸向力為。如圖7-2。 圖7-2 輸出鏈輪軸受力示意圖 1.兩軸承受到的徑向載荷 由6.2.5可知軸承受到的各徑向力的分力的數(shù)值如表7-2： 表7-2 支反力 載荷 水平面H 垂直面V 支反力F 則： （7-6） 2.兩軸的計算軸向載荷 對于70000C型軸承，查表可知軸承派生軸向力。其中由的大小確定，但現(xiàn)在軸承軸向力未知，故先初取，因此可估算： （7-7） 則： （7-8） 且： （7-9） 由此可查得，。 再計算： （7-10） （7-11） （7-12） 兩次計算的值相差不大，因此確定 ， 3.兩軸承的當量動載荷 因為： （7-13） 查表可得徑向載荷系數(shù)和軸向載荷系數(shù)為： 對軸承1：； 對軸承2：。 因為軸承運轉中有中等沖擊載荷，查表有，取。則： （7-14） 4.驗算軸承壽命 因為，所以按軸承1的受力大小驗算（取預期計算壽命；滾子軸承）： 故合格。 7.1.3輸出軸滾動軸承計算 初步選擇的滾動軸承為0基本游隙組標準精度級的單列角接觸球軸承7202C，其尺寸為。查滾動軸承樣本可知,角接觸球軸承7202C的基本額定動載荷，基本額定靜載荷[12]。 輸出軸上各齒輪所受的軸向力為。受力示意如圖7-3。 圖7-3 輸出軸受力示意圖 1.兩軸承受到的徑向載荷 由6.3.5可知軸承受到的各徑向力的分力的數(shù)值如表7-3： 表7-3支反力 載荷 水平面H 垂直面V 支反力F 則： （7-15） 2.兩軸的計算軸向載荷 對于70000C型軸承，查表可知軸承派生軸向力。其中由的大小確定，但現(xiàn)在軸承軸向力未知，故先初取，因此可估算： （7-16） 則： （7-17） 且： （7-18） 由此可查得， 再計算： （7-19） （7-20） （7-21） 兩次計算的值相差不大，因此確定 ， 3.兩軸承的當量動載荷 因為： （7-22） 查表可得徑向載荷系數(shù)和軸向載荷系數(shù)為： 對軸承1： 對軸承2： 因為軸承運轉中有中等沖擊載荷，查表有，取。則： （7-23） 4.驗算軸承壽命 因為，所以按軸承1的受力大小驗算（取預期計算壽命；滾子軸承）： > （7-24） 故合格。 7.2 鍵聯(lián)接的選擇及校核計算 7.2.1輸入軸上鍵的計算 1.校核輸入鏈輪處的鍵連接 該處選用普通平鍵尺寸為。由于輸入鏈輪在軸端，選用單圓頭普通平鍵（C型），接觸長度；鍵與輪轂鍵槽的接觸高度。鍵聯(lián)接的強度： （7-25） 故單鍵即可。 2.校核小圓錐齒輪處的鍵連接 該處選用普通平鍵尺寸為。由于右側小圓錐齒輪在軸端，選用單圓頭普通平鍵（C型）接觸長度，左側小圓錐齒輪不在軸端，選用圓頭普通平鍵（A型）接觸長度，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度。則鍵聯(lián)接的強度為： （7-26） 故單鍵即可。 3.校核大圓錐齒輪處的鍵連接 該處選用普通平鍵尺寸為。由于右側小圓錐齒輪在軸端，選用單圓頭普通平鍵（C型）接觸長度，左側小圓錐齒輪不在軸端，選用圓頭普通平鍵（A型）接觸長度，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度。則鍵聯(lián)接的強度為： （7-27） 故單鍵即可。 7.2.2輸出鏈輪軸上鍵的計算 1.校核輸入齒輪處的鍵連接 該處選用普通平鍵尺寸為。由于輸入齒輪在軸端，選用單圓頭普通平鍵（C型），接觸長度；鍵與輪轂鍵槽的接觸高度。鍵聯(lián)接的強度： （7-28） 故單鍵即可。 2.校核輸出鏈輪處的鍵連接 該處選用普通平鍵尺寸為。由于小圓錐齒輪不在軸端，選用圓頭普通平鍵（A型）接觸長度，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度。則鍵聯(lián)接的強度為： （7-29） 故單鍵即可。 7.2.3輸出軸上鍵的計算 校核輸入齒輪處的鍵連接： 該處選用普通平鍵尺寸為。由于輸入齒輪在軸端，選用單圓頭普通平鍵（C型），接觸長度；鍵與輪轂鍵槽的接觸高度。鍵聯(lián)接的強度： 故單鍵即可。 7.3 潤滑與密封 7.3.1齒輪的潤滑 齒輪采用浸油潤滑，查表[7]可知，選用100號中負荷工業(yè)閉式齒輪油（GB5903-1995）。圓錐齒輪應浸入全齒寬，至少應浸入齒寬的一半。圓柱齒輪一般浸入油的深度不宜超過一個齒高、但不小于10mm，大齒輪的齒頂?shù)接偷酌娴木嚯x大于等于30~50mm。 以此為依據(jù)，進行箱體的設計。 7.3.2軸承的潤滑與密封 由于傳動箱內的各軸承的值均小于，所以軸承均可采用脂潤滑。由于轉速不高，且工作條件較惡劣，故選用合成潤滑脂。裝脂量一般以軸承內部空間容積的1/3~2/3為宜。密封防止外界的灰塵、水分等侵入軸承，并阻止?jié)櫥瑒┑穆┦В捎诓捎弥瑵櫥?，所以采用氈圈油封。輸入軸處軸承由于輸入軸上的小錐齒輪的潤滑