微耕機變速箱設(shè)計正文

1、精選文檔可編輯下載須知：本文檔是自己所做畢業(yè)設(shè)計，只可用于學(xué)習(xí)交流，不可用于商業(yè)活動。另外：有需要電子檔的同學(xué)可以加我2353118036,我保留著畢設(shè)的全套資料，旨在互相幫助，共同進步, 建設(shè)社會主義和諧社會。LSPacaddocplot孌速第毒件變速瑁畬牛咸速器Sb.k1-bak整的設(shè)比器慕配區(qū)bakbak微耕機變速箱設(shè)計作者：xxx指導(dǎo)老師：XXxxx工學(xué)院11機械設(shè)計制造及其自動化合肥230036摘要：本文主要介紹微耕機的組成部分及其工作原理， 并分析了變速箱在微耕機 工作過程中所承擔(dān)的重要功能和現(xiàn)在市場上微耕機常用變速箱， 在此基礎(chǔ)上， 以 動力來源為重慶宏受通用機械廠生產(chǎn)的168F

2、汽油機的微耕機為研究對象， 重新 對變速箱進行了設(shè)計， 重新設(shè)計的變速箱包含了變速結(jié)構(gòu)、 差速結(jié)構(gòu)、換檔結(jié)構(gòu)。 為操作簡單、結(jié)構(gòu)緊湊、實用性強的新一代微耕機變速箱。%曲曲譽;48 注下專価=1審冋75kCC)r0列1壽ttgiBS2UJi|.Ljft卡1g疋 T 吝席=歩善ER=歩蘭刪I昭 P 肅 E精選文檔可編輯關(guān)鍵詞： 微耕機變速箱 變速 換擋1 緒論1.1 變速箱設(shè)計的意義我國自古以來就是農(nóng)業(yè)大國， 曾經(jīng)靠著我國勞動人民的辛勤耕作成為世界最 為強大的國家，但是就目前中國13億人口來看，單純的靠人、牛的力量已經(jīng)不 再滿足當(dāng)前對生產(chǎn)力的要求了， 這就要求有新的農(nóng)業(yè)機械扛起重任。 因為前兩個

3、世紀(jì)我國陷入了資本主義國家的殖民半殖民統(tǒng)治， 我國的農(nóng)業(yè)機械沒有得到很高 的重視，農(nóng)業(yè)機械的推廣和使用基本為零， 但是解放后， 我國很快的完成了社會 主義的全面改革， 并順利完成了第一個五年計劃， 第一個五年計劃期間我國研發(fā) 出了各種農(nóng)業(yè)機械， 這些農(nóng)業(yè)機械對解放生產(chǎn)力起到了很大的作用。 近年來我國 的科研人員在農(nóng)業(yè)機械方面創(chuàng)新取得巨大突破，生產(chǎn)出了滿足更多條件下使用，擁有更多功能的各種農(nóng)業(yè)機械，為我國的農(nóng)業(yè)現(xiàn)代化打下了堅厚的基礎(chǔ)。盡管我 國在農(nóng)業(yè)機械方面取得了如此耀眼和光輝的成就， 就目前的情況看，在一些丘陵、 地形較為復(fù)雜的地帶， 大型農(nóng)業(yè)機械到達不了這種地形極為復(fù)雜的地方， 耕種還 只能

4、依靠人力、畜力，面對這樣的問題，研究和設(shè)計出新一代的適應(yīng)更小地塊、 更復(fù)雜地形的小型微耕機就迫在眉睫了。微耕機的變速箱就像是電腦的CPU，控制著微耕機的速度、換擋、轉(zhuǎn)向等 重要功能，變速箱的適用性也影響著微耕機是否可以滿足更為復(fù)雜條件的使用， 在微耕機使用過程中，變速箱也是最容易出現(xiàn)故障的部件之一， 而且變速箱的故 障會直接影響到微耕機的使用。小型微耕機一般工作在土地硬度較高的耕地上，這種環(huán)境下對微耕機傳動的平穩(wěn)性要求很高，變速箱又決定了微耕機的傳動平穩(wěn) 性。因此變速箱的適用性、 平穩(wěn)性直接決定了微耕機的應(yīng)用和推廣價值， 也決定 了微耕機的性能和市場價值。 因此變速箱的設(shè)計就成為了微耕機設(shè)計中

5、最為重要 的一環(huán)，它的設(shè)計的意義也變得非常重大。1.2 變速箱設(shè)計想要達到的目標(biāo)微耕機主要由知識水平不是很高的農(nóng)民使用，因此其必須操作簡單，微耕機的使用環(huán)境也極為復(fù)雜，在一些地理比較窄小的范圍使用因此微耕機必須有以下 要求：（1） 機械一定要經(jīng)濟便宜，且運行過程穩(wěn)定，不易出問題；（2） 檔位設(shè)置時要有空擋、前進擋、倒退當(dāng)，且換擋方便迅速；（3） 變速器的工作效率高，噪聲需要很低；本次變速箱主要根據(jù)動力來源為重慶宏受通用機械生產(chǎn)的168f型汽油機的微耕機進行設(shè)計。精選文檔可編輯2 變速箱的總體方案的確定依據(jù)微耕機的相應(yīng)要求，現(xiàn)選擇動力來源為168f的汽油機，該微耕機的具 體參數(shù)如下表表1-1汽油

6、機型號168f功率3.5kw滿載轉(zhuǎn)速4200r/mi n車輪直徑350mm前進速度3.5km/h倒車速度1.0km/h微耕機參數(shù)表2.1 變速箱的工作原理一般的變速箱主要采用齒輪傳動達到降速的目的，為了實現(xiàn)微耕機的不同行駛方向，變速箱內(nèi)需要有多對傳動比不同的齒輪副， 通過操作檔桿變換變速箱內(nèi) 不同齒輪副的工作來達到微耕機換擋的目的。 空檔時，變速箱體內(nèi)從動輪和主動 輪錯開，動力切斷；前進檔時變速箱類似二級減速器齒輪， 通過兩級齒輪減速達 到降速前進的目的；倒退檔時，整個傳動過程增加一個中間齒輪， 使主動輪和最 后一級從動輪轉(zhuǎn)速方向相同，實現(xiàn)微耕機倒退的目的。為了實現(xiàn)微耕機轉(zhuǎn)變方向 的方便，在輸

7、出軸兩側(cè)各安裝一牙嵌式離合器， 控制微耕機轉(zhuǎn)向的方法在微耕機 前進或后退需要轉(zhuǎn)向時，將想要轉(zhuǎn)達方向的那一側(cè)離合器離合， 即可方便實現(xiàn)轉(zhuǎn) 向的目的。精選文檔可編輯2.2 變速箱傳動原理圖根據(jù)微耕機變速箱的工作原理，變速箱傳動原理圖如下:圖2-14.14.21.13.12.3 傳動比的計算和分配2.3.1前進時傳動比計算2.21）根據(jù)微耕機的前進速度，微耕機輪子直徑，公式:算處變速箱輸出軸轉(zhuǎn)速n=60*1000*0.972/3.14*350=53.07r/min，此時總傳動比i總=4200/53.07=79.142 ）傳動比的分配汽油發(fā)動機輸出轉(zhuǎn)速為4200r/min ,汽油發(fā)動機與變速箱間的傳動

8、由v帶傳 動，初步選定v帶的傳動比為3，此時變速箱傳動方案屬于圓柱齒輪減速方案， 為了使整體結(jié)構(gòu)合理、緊湊、布局恰當(dāng)，查詢機械設(shè)計課程指導(dǎo)書可選取i1= 6.48 ,則根據(jù)總傳動比、v帶傳動比易計算出i2= 4.07。2.3.1倒退時傳動比計算1）根據(jù)微耕機的倒退速度，微耕機輪子直徑，公式：n=60*1000v/d可計2.3n=60*1000v/d可計精選文檔可編輯算處變速箱輸出軸轉(zhuǎn)速n=60*1000*0.278/3.14*350=15.178r/min，倒退時的 微耕機沒有負(fù)載，轉(zhuǎn)速大大降低，此時轉(zhuǎn)速降低到為1000rmin以下,總傳動比i總=1000/15.178=65.88，2 )傳動

9、比的分配汽油發(fā)動機輸出轉(zhuǎn)速為1000r/min以下,此時的變速箱同樣屬于減速箱，只是 多了一個中間齒輪用于改變輸出軸轉(zhuǎn)向， 此時由發(fā)動機傳輸?shù)阶兯傧涞膭恿σ廊?由帶傳動，傳動比與前進時相同，同樣為i帶3，此時變速箱的一級減速齒輪與前 進時的相同，所以分配傳動比的i1=6.5，此時軸3上的齒輪作用只是改變轉(zhuǎn)向i3= 1，則易計算出軸3和軸4間傳動比i4是3.39.2.4 計算各軸的功率及轉(zhuǎn)矩2.4.1 計算前進時各軸轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩1) 計算相關(guān)軸的轉(zhuǎn)速n1= n/i = 4200/3=1400r/minn2= n1/i1=1400/6.48 = 216.05r/minn4= n2/i2=216.05

10、/4.07=53.07r/min2) 計算各軸的輸入和輸出功率根據(jù)機械設(shè)計課程設(shè)計指導(dǎo)書，相關(guān)機械傳動效率如下滾動軸承0.98V帶0.94圓柱齒輪0.98則各軸的輸入功率如下P1 入PT0.943.5 0.94kw3.29kwP2 入P1 入0.980.98 3.290.98 0.98kw3.16kwP4 入P2 入0.980.983.16 0.98 0.98kw3.03kw各軸的輸出功率Pl 出Pl 入0.983.29 0.983.22kwP2 出P2 入0.983.16 0.983.10kwP4 出P4 入0.983.03 0.983.00kw精選文檔可編輯3）計算各軸的輸入和輸出轉(zhuǎn)矩根據(jù)

11、T = 9550P/n可以計算各軸的輸入轉(zhuǎn)矩，又因為滾動軸承傳動效率為0.98輸出轉(zhuǎn)矩為輸入轉(zhuǎn)矩的0.98，可計算出具體數(shù)據(jù)，匯總成下表所示表2-1軸名功率P(kw)轉(zhuǎn)矩T(N m)轉(zhuǎn)速傳動比輸入輸出輸入輸出(r/min)軸13.293.2222.4522.014006.48軸23.163.10139.72136.93216.054.07軸43.033,00546.14535.2253.07前進檔時各軸情況2.4.2 計算后退時各軸轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩1）計算相關(guān)軸的轉(zhuǎn)速ni= n/i = 1000/3=333.33r/mi nn2= ni/ii=333.33/6.48 = 51.44r/minn3=

12、n2/i3=51.44/1=51.44r/minn4= n3/i4=51.44/3.389=15.178r/min2）計算各軸的輸入和輸出功率（倒退時無負(fù)載發(fā)動機功率降低至1.5kw以下）根據(jù)機械設(shè)計課程設(shè)計指導(dǎo)書，相關(guān)機械傳動效率如下滾動軸承0.98V帶0.94圓柱齒輪0.98則各軸的輸入功率如下P入PT0.941.5 0.94kw1.41kwP2 入P入0.98 0.981.41 0.98 0.98kw1.354kwP3 入P2 入0.98 0.981.354 0.98 0.98kw1.30kwP4 入P3 入0.98 0.981.30 0.98 0.98kw1.249kw各軸的輸出功率精

13、選文檔可編輯Pi 入0.98 1.41 0.98 1.382kwP2 入0.98 1.354 0.98 1.327kwP3 入0.98 1.30 0.98 1.274kwP4 入0.98 1.249 0.98 1.224kw 3）計算各軸的輸入和輸出轉(zhuǎn)矩根據(jù)T = 9550P/n可以計算各軸的輸入轉(zhuǎn)矩，又因為滾動軸承傳動效率為0.98輸出轉(zhuǎn)矩為輸入轉(zhuǎn)矩的0.98，可計算出具體數(shù)據(jù)，匯總成下表所示表2-2軸名功率P(kw)轉(zhuǎn)矩T(N m)轉(zhuǎn)速傳動比輸入輸出輸入輸出(r/min)軸11.411.38240.4039.59333.36.5軸21.3541.327251.37246.3451.441.

14、03.389軸31.301.274241.41236.5851.44軸41.2491.224785.87770.1515.178后退檔時各軸計算結(jié)果3 前進時齒輪的設(shè)計與校核3.1變速箱一級直齒輪的設(shè)計3.1.1選定齒輪材料，精度等級并初步確定齒數(shù)（1） 根據(jù)機械設(shè)計手冊相關(guān)標(biāo)準(zhǔn)，結(jié)合微耕機的工作條件，大小直齒輪均采用40Cr，并做調(diào)制處理，硬度為280 HBS,精度為7級精度，壓力角取20。（2） 初選小齒輪齒數(shù)Z1=18,則大齒輪齒數(shù)Z2=i1Z1=6.48 18=116.64，取齒 數(shù)117。3.1.2按齒面接觸疲勞強度設(shè)計1）計算小齒輪分度圓直徑，即KhtT 1 u 1 ZhZeZ Z

15、dit3- -2 d uH試選載荷系數(shù)KHt=1.3，查取區(qū)域系數(shù)ZH= 2.48，查得材料的彈性影響系數(shù)Pl 出P2 出P3 出P4 出精選文檔可編輯ZE=189.8MPA1/2計算接觸疲勞強度用重合度系數(shù)Za1=arccosZ1cos / Z1 2ha*=31.41at2= arccosZ2cos / Z22ha*=22.479a=Z1tana1tanZ2 tana2tan/2n=1.701.4_aZ =- =0.875V 3計算接觸疲勞許用應(yīng)力 H由機械設(shè)計圖10-25d查得小大齒輪的接觸疲勞極限分別是H lim 1=600MPA, H lim 2=550MPA計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N1=6

16、0n1jLh=60*1400*(15*8*2*20)=2.068*106N2=N1/i1=2.068*106心17/18)=2.068*105查得解除疲勞壽命 系數(shù)KNHI=1.54,KNH2=1.58。取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1,則H1=KNHIHlim 1/S=924MPAH2=KNH2Hlim 2/S=869MPA取較小的作為該齒輪副的接觸疲勞許用應(yīng)力，即H=H2=869MPA2）計算小齒輪的分度圓直徑精選文檔可編輯代入上述各數(shù)據(jù)，則有F面調(diào)整小齒輪分度圓直徑計算圓周速度V:V=nitn 1/(60*1000)=3.2m/s計算齒寬b:b=ddit=33.682mm計算實際載荷系數(shù)

17、KH查得使用系數(shù)KA=1.25，根據(jù)V=3.2m/s，7級精度，查機械設(shè)計表10-8得動載系數(shù)KV=1.14。齒輪圓周力Ft1=2T1/d1t=2*2.452*104/33.682=1.012*10 3 NKAFti/b=22.81N/mm 3KhtTi*u 1 ZhZeZ ZuH2=33.682mm按實際載荷系數(shù)算得分度圓直徑:1)計算齒輪模數(shù)YFaYSad1= d1t=40.15mmMnt=2KFtYd精選文檔可編輯計算彎曲疲勞強度的重合度系數(shù)Y :Y =0.25+0.75/=0.691計算YFaYSa精選文檔可編輯由機械設(shè)計圖10-17查得齒形系數(shù) YFa1=2.64,YFa2=2.24

18、圖10-18查得應(yīng)力修正系數(shù)YSal=1.58,Ysa2=1.75由圖10-24C查得小、大齒輪的齒根彎曲疲勞極限Hiim1=500MPa,Hiim2=380MPa圖10-22查得彎曲疲勞壽命系數(shù) KFN1=0.85，KFN2=0.87取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.3，得到0.85*500MPa =326.93MPa1.30.86*380MPa =251.38MPa1.3YFaYSaYFaYSaYFa2YSa2因為大齒輪的-大于小齒輪，所以取 -=-=0.0156FFF 2將上獲得數(shù)據(jù)輸入公式即可計算齒輪模數(shù)YFaYSa-=1.824mmF2）調(diào)整齒輪模數(shù)計算實際載荷前的數(shù)據(jù)準(zhǔn)備圓周速度：d1=m

19、1Z1=1.824*18mm=32.832mmV=nd1rn/(60*1000)=2.407m/s=(2han*+cn*)mt=(2*1+0.25)*1.824=4.104mmKFN1F lim 1KFN2 F lim 2YFa 1YSa1=2.64*1.58=326.93=0.013,YFa 2YSa22.24*1.75251.38=0.0156Mnt=32KFIT1Y齒 寬b=dd1=32.832mm精選文檔可編輯寬高比b/h =8接下來計算實際載荷系數(shù)KF根據(jù)V=2.407m/s,7級精度，查圖10-8得動載系數(shù)Kv=1.09。Fti=2Ti/d1=2*2.245*104/32.832N

20、=1.367*10 3N，貝U KAFti/b=41.636N/mm100N/mm用插值法查表10-3得齒間載荷分配系數(shù)Kfa=1.5 ,用插值法查表10-4得7級精度，小齒輪相對軸承非對稱布置時，KH尸1.415，結(jié)合b/h=8,查圖10-13得KF3=1.34,則載荷系數(shù):KF= KAKVKFaKF尸1.534按照實際載荷系數(shù)計算齒輪模數(shù)m =mt -KF=1.927mm KFt對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞度計算 的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小取決于彎曲疲勞強度所決定的承載能力，而齒 面接觸疲勞強度直徑有關(guān)，可取由彎曲疲勞強度算的的模數(shù)1.927并就近圓整為

21、標(biāo)準(zhǔn)值m=2mm。按照接觸疲勞強度算得的分度圓直徑 d1=40.15mm，由此算出小齒輪齒數(shù) Z1=d1Fm=40.15 -2=20.075Z1=d1/2=40.15/2=20.075,取Z1=20，Z2= i1Z1=6.48*20=129.6，取Z2=129 ,Z1、Z2互為質(zhì)數(shù)。3.1.4齒輪幾何尺寸計算 根據(jù)公式可計算出兩齒輪尺寸如下:表3-1齒輪標(biāo)號分度圓直徑中心距齒輪寬度Z140mm149mm45mm精選文檔可編輯Z2258mm40mm3.1.5圓整中心距后的強度校核齒輪副的中心距在圓整過后，各參數(shù)均發(fā)生了變化，應(yīng)該重新校核齒輪強度, 以明確齒輪的工作能力。1）齒面接觸疲勞強度校核按

22、照下式計算，為了節(jié)約篇幅，下數(shù)值在草稿紙上計算，數(shù)值如下KH=2.202，Ti=2.452*104貝U i=1，di=45，ii=6.5，ZH= 2.48，ZE=189.8MPa1/2可得知設(shè)計齒輪滿足齒面接觸疲勞強度條件。2）齒根彎曲疲勞強度校核按照下列公式計算，式中數(shù)據(jù) 直接給出計算結(jié)果，未標(biāo)具體計算過程，公式中數(shù)據(jù)：YF912.34,YF922.18,Ysai1.85,Ysa21.76，=2.452*104貝U 1=1，z1=20，m=2，Y= 0.688,，則則可知齒根彎曲疲勞強度滿足要求。3.1.6一級減速齒輪的主要設(shè)計結(jié)論表3-2齒輪序號齒數(shù)模數(shù)壓力角變位系數(shù)中心距齒寬材質(zhì)z 0.

23、8732KHT1u 1ZHZEZ=620.173MPa 3精選文檔可編輯計算壽命LhLh=240X20（年）4800h應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N1N2N=60njLh6.21.53107次載荷情況系數(shù)KHt試選1.3接觸疲勞極限應(yīng)力Hlim1查機械設(shè)計10-25d1200Mpa接觸疲勞極限應(yīng)力Hlim2查機械設(shè)計10-25d1100Mpa安全系數(shù)s經(jīng)驗選取1許用接觸應(yīng)力HHKHN Hlim/s927Mpa重合度系數(shù)zZ = J j 30.8462、/口八八亠,心訂1u 1 ZhZeZ以得出公式：dit3；- d UHI5231.3 1.397 105.042.443 189.8 0.846=3- - -

24、=30.66 mmV 14.04927(2)調(diào)整小齒輪分度圓直徑1)計算實際載荷系數(shù)所需的數(shù)據(jù)，并列出下表表3-4名稱代號公式與依據(jù)數(shù)值單位小齒輪分度圓直徑dm130.66mm齒輪轉(zhuǎn)速n與2軸轉(zhuǎn)速相同216.05r/s圓周速度vdm1nv60 10000.332m/s齒寬bbddt23.996mm當(dāng)里齒輪齒寬系數(shù)d查機械設(shè)計表10-71精選文檔可編輯使用系數(shù)KA查機械設(shè)計表10-21.50精選文檔可編輯動載系數(shù)Kv查機械設(shè)計圖10-81.04齒間載荷分配系數(shù)KH查機械設(shè)計表10-31.1齒向載何分布系數(shù)KH查機械設(shè)計表10-41.413綜上表可以得出實際載荷系數(shù)KHKAKVKHKH1.5 1.

25、04 1.413 1.1 2.425由機械設(shè)計式（10-12）可得按實際載荷系數(shù)算得的分度圓直徑以及相應(yīng)的齒輪模數(shù)m d3/z337.742/24 1.572mm3.2.3按齒根彎曲疲勞強度設(shè)計由機械設(shè)計式試算模數(shù)，即Mnt=3,dF1）確定公式中的各參數(shù)值，并匯總成下表表3-5名稱代號公式與依據(jù)數(shù)值單位載荷系數(shù)KFt試選1.3齒形系數(shù)YFa3YFa4查機械設(shè)計圖10-172.732.47應(yīng)力修正系數(shù)YSa3Ysa4查機械設(shè)計圖10-181.561.62齒根彎曲疲勞極限F lim 3F lim 4查機械設(shè)計圖10-24900750MPad12.4253.66V1.337.7422KFtYYFa

26、YSa精選文檔可編輯彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1KFN2查機械設(shè)計圖10-221.020.96精選文檔可編輯重合度系數(shù)Y公式計算0.6712軸扭矩T2公式計算1.397105N*mm安全系數(shù)S經(jīng)驗選取1.4許用彎曲疲勞極限F 1F 2KFN FlimS617.1546.4MPa42YFaYFa0.0070.007F03YFaYFa由結(jié)果可以選取Y=0.007F2)試算模數(shù)(12 KFtT2丫 YFa3YSa3M3=3-VdF(2)調(diào)整齒輪模數(shù)1)計算實際載荷所需的數(shù)據(jù)準(zhǔn)備，并列成下表表3-6名稱代號公式與依據(jù)數(shù)值單位試算分度圓直徑d3d=mtz334.44mm圓周速度Vmdm1n1Vm -60 1

27、0000.452m/s齒寬bb3dd3t34.44mm2 1.3 1.397 10i0.6710.007=1.435精選文檔可編輯使用系數(shù)KA查機械設(shè)計表2-21.5動載系數(shù)Kv查機械設(shè)計圖10-81.08齒間載荷分配系數(shù)KF查機械設(shè)計表10-31.1齒向載何分布系數(shù)KF查機械設(shè)計表10-41.34則載荷系數(shù)KFKAKVKFKF1.08 1.1 1 1.34 1.5912）由式（10-13），可得按實際載荷系數(shù)算得的齒輪模數(shù)為為了保證彎曲疲勞強度，取標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)m=2mm,按照接觸疲勞強度算得分度圓直徑d3=37.742mm,算出小齒輪齒數(shù)Z3d3/m 37.742/2 18.871,取Z3=19

28、,則大齒輪齒數(shù)Z4=i2Z3=4.08X19=77.52,取Z4=77。3.2.4進行幾何尺寸的計算并列出主要結(jié)論將上述設(shè)計結(jié)論進行計算并將得到結(jié)果列入如下表格:表3-7名稱代號公式與依據(jù)數(shù)值單位材料20CrM nTi精度8級模數(shù)m2mm齒數(shù)Z3Z41977齒寬b3b44338mm分度圓直徑d3d4d=mz38154mmm31 59114353P535 mm精選文檔可編輯使用和設(shè)計一級減速齒輪相同方法進行校核，該對齒輪滿足齒面接觸疲勞強度和 齒根彎曲疲勞強度的要求，該對齒輪可正常工作。4 倒退時齒輪的設(shè)計與校核4.1變速箱一級直齒輪的設(shè)計此時變速箱的一級傳動同前進時所用齒輪相同，兩齒輪為z1,

29、z2,他們的參數(shù)見上表3-2.4.2變速箱二級直齒輪的設(shè)計4.2.1選定齒輪材料，精度等級并初步確定齒數(shù)1） 說明。由傳動原理圖可將軸2上倒退時工作的齒輪命名為5齒輪，軸3上齒 輪命名為齒輪6，軸4上倒退時工作齒輪命名為齒輪7。根據(jù)原理圖及倒退時的 傳動比分配可知Z6=Z5，只需要設(shè)計出Z7與Z6即可，2）根據(jù)機械設(shè)計手冊相關(guān)標(biāo)準(zhǔn)，結(jié)合微耕機的工作條件，大小齒輪選用軟齒面 直齒輪傳動，材質(zhì)選用20CrMnTi，并對其做滲碳處理，硬度為5560 HRC，8級精度，壓力角取20。3） 初選小齒輪齒數(shù)Z6=22,則大齒輪齒數(shù)Z7=i4Z6=3.389 22=74.558，取75。4.2.2按齒面接觸

30、疲勞強度設(shè)計1）計算小齒輪分度圓直徑，即KhtT3U 1 ZhZeZZd6t3-VduH試選載荷系數(shù)KHt=1.3，查取區(qū)域系數(shù)ZH= 2.46，查得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8MPa1/2計算接觸疲勞強度用重合度系數(shù)Za6=arccosZ1cos / Z1 2ha*=30.528a7= arccosZ2cos / Z22ha*=23.754精選文檔可編輯a=Z6tan6tan Z7tan7tan 12n=1.771Z= J- =0.875V 3計算接觸疲勞許用應(yīng)力 H由機械設(shè)計圖10-25d查得小大齒輪的接觸疲勞極限分別是Hlim 6=1100MPA,Hlim7=950MPA計算應(yīng)力循

31、環(huán)次數(shù)：N6=60n3jLh=60*52*(15*8*2*20)=6.68*106N7=N1/i4=6.68*106/(75/22)=1.959*105查得解除疲勞壽命 系數(shù)KNH6=1.05，KNH7=1.16。取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1,則H6=KNH6Hlim 6/S=1152MPAH7=KNH7Hlim 7/S=1104MPA取較小的作為該齒輪副的接觸疲勞許用應(yīng)力，即H=H2=1104MPA2)計算小齒輪的分度圓直徑代入上述各數(shù)據(jù)，則有2KhtT3U 1 ZhZeZ- *- - =41.38mmduH下面調(diào)整小齒輪分度圓直徑計算圓周速度V:V=nd6tn3/(60*1000)=0

32、.035m/s計算齒寬b:b=dd6t=41.38mm精選文檔可編輯計算實際載荷系數(shù)KH查得使用系數(shù)KA=1.25，根據(jù)V=0.035m/s,8級精度，查機械設(shè)計表10-8精選文檔可編輯得動載系數(shù)Kv=1.0齒輪圓周力Ft6=2T3/d6t=2*2.452*104/33.682=1.012*10 3 NKAFt6/b=285N/mm 100N/mm查表10-3得齒間載荷分配系數(shù)KH=1.2,用插值法查表10-4得8級精度，小 齒輪相對軸承非對稱布置時，KH=1.417，則載荷系數(shù)KH= KAKVKHKH=1.0 1.25 1.2 1.417=2.126按實際載荷系數(shù)算得分度圓直徑：d6= d6

33、t J空=41.38*器憶135=48.82mm KhtV 1.3相應(yīng)的齒輪模數(shù)m=d6/z6=48.82/22=2.219mm4.2.3按照齒根彎曲疲勞強度設(shè)計1）計算齒輪模數(shù)Mnt=32KFtT3Y YFaYSaIdF試選載荷系數(shù)KFt=1.3由機械設(shè)計圖10-17查得齒形系數(shù)YFa6=2.64, YFa7=2.23圖10-18查得應(yīng)力修正系數(shù)Ysa6=1.54,YSa7=1.68由圖10-24c查得小、大齒輪的齒根彎曲疲勞極限H lim 6=900MPa,Hiim7=750MPa圖10-22查得彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN6=0.87，KFN7=0.91取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.5，得到計算彎

34、曲疲勞強度的重合度系數(shù)Y :Y =0.25+0.75/=0.673計算YFaYSaF精選文檔可編輯KFN 6 F lim 60.87* 900F 6=-=MPa =522MPaS1.5精選文檔可編輯將上獲得數(shù)據(jù)輸入公式即可計算齒輪模數(shù)Mnt6=32KFtT3Y YFaYSa=1.835mmF2）調(diào)整齒輪模數(shù)計算實際載荷前的數(shù)據(jù)準(zhǔn)備 圓周速度：d6=m6Z6=1.835*22mm=40.37mmV=nd6n3/(60*1000)=0.108m/s=(2han*+cn*)mt=(2*1+0.25)*1.835=4.129mm寬高比b/h =9.77接下來計算實際載荷系數(shù)KF根據(jù)V=2.407m/s

35、,7級精度，查圖10-8得動載系數(shù)Ft1=2T3/d6=2*2.44*105/40.37N=1.208*104N，則100N/mm用插值法查表10-3得齒間載荷分配系數(shù)Kfa=1.1 ,用插值法查表10-4得8級精度，小齒輪相對軸承非對稱布置時，KH3=1.414，結(jié)合b/h=9.77,查圖10-13得KF3=1.35,則載荷系數(shù):KF= KAKVKFaKF3= 1.25 1.08 1.34 1.1=2.005按照實際載荷系數(shù)計算齒輪模數(shù)KFN 7 F lim 70.91*75MPa =455MPa1.5則YFa竺=2.64*1.54522YFa 7YSa7=0.007,2.23 1.68=0

36、.008455因為大齒輪的竺大于小齒輪，所以取YFaYsaYFa6Ysa6-=0.008F 62dZ6b=dd6=40.37mmKV=1.09。KAFti/b=299N/mm精選文檔可編輯KFm =mt3=2.120mm KFt對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞度計算 的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小取決于彎曲疲勞強度所決定的承載能力，而齒 面接觸疲勞強度直徑有關(guān)，可取由彎曲疲勞強度算的的模數(shù)2.120并就近圓整為 標(biāo)準(zhǔn)值m=3mm。按照接觸疲勞強度算得的分度圓直徑 di=40.15mm，由此算 出小齒輪齒數(shù) zi=diFm=40.15 2=20.075Z6=d6/2=4

37、8.82/3=16.28,為使齒輪傳動時不發(fā)生根切選Z6=17，Z7= i4Z6=3.39*17=57.63，取Z7=58 ,Z6、Z7互為質(zhì)數(shù)。齒輪5的齒數(shù)與齒輪6相同。 根據(jù)公式可計算出兩齒輪尺寸如下：表4-1齒輪標(biāo)號分度圓直徑中心距齒輪寬度z551mm45mmZ651mm112.5mm45mmZ7174mm40mm4.3齒輪5、6、7的校核4.3.1對齒輪6、7進行校核1）按接觸疲勞強度進行校核校核前的數(shù)據(jù)準(zhǔn)備表4-2名稱代號公式與依據(jù)數(shù)值單位齒數(shù)Z6、Z717、58精選文檔可編輯傳動比uu=z7/Z63.411im小齒輪分度圓直徑d651mm載荷情況系數(shù)KH2.64傳遞扭矩T32.44

38、510 N ?m齒寬系數(shù)d查機械設(shè)計表10-70.8區(qū)域系數(shù)ZH查機械設(shè)計圖10-202.46彈性影響系數(shù)ZE查機械設(shè)計表10-5189.8r 1/2MPa齒頂圓壓力角a6a7aarccoSzcos / z 2 ha32.77824.719度嚙合角!20度重合度Z6tan a6tan z7tan a7tan 21.647重合度系數(shù)ZZ J 4/30.886代入校核公式1078.4 MPaH接觸疲勞強度滿足要求。2）按彎曲疲勞強度進行校核表4-32KHT3?U1dd63u?ZHZEZ2 2.64 2.44 10530.7 5158/1712.46 189.8 0.886精選文檔可編輯名稱代號公式

39、與依據(jù)數(shù)值單位精選文檔可編輯載荷系數(shù)KF2.05彎曲疲勞強度用重合度系數(shù)YY 0.25 0.75/0.705齒形系數(shù)YFa6YFa7查機械設(shè)計圖10-172.732.43應(yīng)力修正系數(shù)Ysa6Ysa7查機械設(shè)計圖10-181.561.75代入彎曲疲勞校核公式2 2.05 2.44 1052.73 1.56 0.705320.8 31752 2.05 2.44 102.43 1.75 0.7050.8 33172480.45MPaF彎曲疲勞強度滿足要求。對于齒輪5同樣滿足工作條件 綜上所述該對齒輪可滿足工作條件。齒輪主要涉及結(jié)論：表4-4齒輪1234567齒數(shù)201291977171758模數(shù)(m

40、m)2222333齒寬(mm)45404338454540分度圓直徑(mm)402583815451511745. 軸的設(shè)計5.1軸1的設(shè)計(1)已知條件前進時軸的轉(zhuǎn)速n1=1400r/min，傳遞功率P=3.29kw，倒退時的轉(zhuǎn)速2KFT3Y YFa6Ysa63廠dm z6481.16MPaF2KFT3Y YFa7YSa7dm3Z62精選文檔可編輯ni333.33r min傳遞功率P=1.41kw（2）初步估算軸的最小直徑選取軸的材料為45號鋼，調(diào)制處理，根據(jù)機械設(shè)計表15-3，取Ao=112,于是則可選取軸1的直徑為25mm,經(jīng)過校核，選取的直徑為25mm的軸可以滿足 工作條件，根據(jù)軸1上

41、齒輪寬度及選取深溝軸承的寬度，軸1的長度為80mm 5.2軸2的設(shè)計（1）已知條件前進時軸的轉(zhuǎn)速n1=216.05r/min，傳遞功率P=3.16kw，倒退時的轉(zhuǎn)速n151.44rmin傳遞功率P=1.354kw（2）初步估算軸的最小直徑選取軸的材料為45號鋼，調(diào)制處理，根據(jù)機械設(shè)計表15-3，取A0=112， 于是按照前進時計算dmin2A0.P112 .3.1627.39mmNn 21605按照后退計算d2minAoJP 112 J 1.35433.32mm n 51.44則可選取軸2的直徑為35mm,經(jīng)過校核，選取的直徑為35mm的軸可以滿足 工作條件，根據(jù)軸2上齒輪寬度、齒輪位置的分配

42、、選取深溝軸承的寬度，計算 出軸2的長度為260mm。5.3軸3的設(shè)計（1）已知條件軸3只在倒車時傳遞動力，倒退時的轉(zhuǎn)速n151.44r min傳遞功率P=1.3kw（2）初步估算軸的最小直徑按照前進時計算3rp-dmin1A0 :1123浮V140014.89mm1.41333.318.11mm按照后退計算dmin13112精選文檔可編輯選取軸的材料為45號鋼，調(diào)制處理，根據(jù)機械設(shè)計表15-3，取Ao=112,于是則可選取軸3的直徑為35mm,經(jīng)過校核，選取的直徑為35mm的軸可以滿足工作條件，根據(jù)軸3上齒輪寬度、齒輪位置的分配、選取深溝軸承的寬度，計算出軸2的長度為75mm5.4軸4的設(shè)計

43、（1） 已知條件前進時軸的轉(zhuǎn)速n4=53.07r/min，傳遞功率P4=3.03kw，倒退時的轉(zhuǎn)速n115.19r min傳遞功率P=1.224kw（2） 初步估算軸的最小直徑選取軸的材料為45號鋼，調(diào)制處理，根據(jù)機械設(shè)計表15-3，取Ao=112，于是3- 3-按照前進時計算d4minAo .P112、3.0343.13mmTnV 53.073fP31 249按照后退計算d4m.A0 ,112 , .48.71mmV n 15.18則可選取軸2的直徑為50mm,經(jīng)過校核，選取的直徑為50mm的軸可以滿足工作條件，根據(jù)軸4上齒輪寬度、齒輪位置的分配、選取深溝軸承的寬度、軸4在變速箱體外長度，計

44、算出軸2的長度為300mm。則可得到設(shè)計數(shù)據(jù)表如下：表5-1按照后退計算d331.3；51.4432.87mm112精選文檔可編輯軸號軸最小直徑軸長mm精選文檔可編輯mm1軸25802軸352603軸35754軸503006. 鍵、深溝軸承、離合器等標(biāo)準(zhǔn)件的選擇6.1鍵的選擇整個變速箱共使用了7個齒輪，因此也需要有七個鍵，每個齒輪對應(yīng)的鍵標(biāo)記為 鍵1、鍵2、.選用A型導(dǎo)向平鍵，根據(jù)查課程設(shè)計指導(dǎo)書表4-1可查得數(shù)據(jù) 并列如下表：表6-1序號b hmmLmm412*89018*745512*845212*840612*845312*845714*9906.2深溝球軸承的選擇微耕機變速箱選用深溝球

45、軸承，根據(jù)設(shè)計的軸的直徑查課程設(shè)計指導(dǎo)書表6-1的下表格結(jié)論：6-2軸軸承型號基本尺寸dDmmBmm1600525471226007356214精選文檔可編輯36007356214460105080166.3離合器的選擇該變速箱在動力輸入除需要用到離合器，為了實現(xiàn)轉(zhuǎn)向時微耕機兩側(cè)車輪速 度的差異，輸出軸需要用到兩個離合器，三個離合器均選用牙嵌式離合器。7. 設(shè)計心得最終設(shè)計出的微耕機變速箱整體有三個檔位， 一個前進檔、一個倒退當(dāng)、一 個空擋，通過變檔機構(gòu)可實現(xiàn)靈活的倒退、前進，且行駛速度分配合理，變速箱 的一個前進檔位設(shè)計也比市場上兩個前進擋的更加輕便，結(jié)構(gòu)更加緊湊。微耕機使用場景一般是不平的

46、丘陵地帶，因此輕便性能很重要，使用過程中更加便于搬 運。但是也有不足的地方，外箱體的安裝不是特別方便。本次對微耕機變速箱的設(shè)計，綜合運用了大學(xué)四年學(xué)習(xí)的機械設(shè)計、 機械原 理、材料力學(xué)等諸多課程的理論知識，也是大學(xué)期間第一次做與實際生產(chǎn)相關(guān)的 設(shè)計，這次設(shè)計比以前多考慮了一個維度， 不單單是通過公式計算出數(shù)據(jù)，推出 各個零件尺寸，還考慮了變速箱的應(yīng)用場景，將應(yīng)用場景和計算相結(jié)合得出最終 尺寸。通過此次設(shè)計，進一步加深和鞏固了我學(xué)習(xí)的知識， 結(jié)合以前做的課程設(shè) 計，逐漸樹立了我自己的設(shè)計思想，也增強了我發(fā)現(xiàn)問題、分析問題到進一步解 決問題的能力。在整個設(shè)計過程中讓我對一點深有感觸， 遇到問題時一

47、定要積極 的查詢資料，資料查詢不到要積極主動地請教指導(dǎo)老師，一定不能自我臆測，隨意胡謅出一些數(shù)據(jù)代替，一定要做到任何數(shù)據(jù)有據(jù)可查，這樣做出的設(shè)計數(shù)據(jù)在 繪圖過程中的才不會出現(xiàn)不符合實際的情況， 從而可以避免數(shù)據(jù)重新設(shè)計，圖紙 重新畫的彎路。整個繪圖過程也讓我學(xué)習(xí)和體會到很多，首先通過繪圖讓我對CAD軟件的使用更加熟練，這對我以后的工作有很大的積極意義， 也讓我感受 到在繪圖時一定要細(xì)心， 圖紙一定要符合國標(biāo)，不能隨意勾畫。致謝本次畢業(yè)設(shè)計的時間還是特別緊張的，因為3、4月份到公司去實習(xí)了，畢 業(yè)設(shè)計也一直沒有做，期間也接到了指導(dǎo)老師李老師的幾次催促， 只是那時候應(yīng) 付了一下，沒有把畢業(yè)設(shè)計放心上，直到5月初挨了李老師的幾次罵，才從實習(xí) 單位回來安心做設(shè)計。 整個精選文檔可編輯畢業(yè)設(shè)計加班加點的歷時三個星期才做完， 期間遇到 的很多問題在指導(dǎo)老師李教授的指導(dǎo)下均得到了很好的解決。首先要向李老師表示最真摯的感謝， 是李老師在我做設(shè)