買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 1 油菜莖稈切割拋灑機構 摘 要 :主要針對油菜機械化收獲后殘留于田間的莖稈嚴重影響后續耕作的進行這一問題，進行油菜莖稈切割拋灑機構的設計和計算 。 工作內容主要有總體方案的確定，傳動部分的設計，個主要零部件的設計計算。該機構采用雙圓盤直線割刀，安裝與手扶拖拉機的前部，能有效對殘留于田間的秸稈進行切碎拋灑，具有質量輕，結構簡單，操作簡便，田間通過性能好等優點。 關鍵詞 :切割；拋灑；莖稈；油菜； 粉碎 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 2 at in of is of of of in to in in to to 文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 3 目 錄 摘要 詞 1 1 前言 2 國外研究現狀 2 國內研究現狀 2 2 整體方案的確定 3 系統功能分析 3 秸稈切割機具的選擇 3 刀盤直徑與刀盤數的確定 4 刀盤機構尺寸與轉速的確定 5 割刀轉速的確定 5 功率消耗初步計算 6 3 主變速箱設計 6 傳動比分配及參數確定 7 各軸尺寸確定與軸承帶的選擇 9 4 副變速箱設計與算 10 副變速箱整體計算 10 傳動 比計算分配 10 皮帶輪的設計與計算 10 設計功率的計算 10 選定 V 帶型號 11 帶輪基準直徑與帶速 11 確定帶的基準長度與軸間距離 11 演算小帶輪的包角 12 單根 V 等的預緊力計算 12 軸向力 13 錐齒輪設計算 13 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 4 選材料、熱處理、定精度等級 13 初步計算 13 幾何尺寸計算 13 齒根彎曲強度校核 14 齒輪的檢驗項目及其公差計算 15 圓周齒輪軸的工作圖 16 圓柱齒輪傳動比的設計計算 16 選定材料及其確定需要應力 16 齒輪彎曲強度設計計算 17 驗證齒面接觸強度 17 齒輪的圓周速度 17 軸的設計計算 18 軸的材料選擇 18 軸的結構設計 18 滾動軸承的強度校核 20 當量動載荷 P 20 計算所需要的徑向基本動載荷值 20 鍵連接的選擇與強度校核 20 變數箱的潤滑與密封 21 動件的潤滑 滾動軸承的潤滑 潤滑劑的選擇 減速器的密 封 割刀刀盤的設計 23 圓盤刀片的運動分析 23 動刀類型對切碎功耗的影響 23 6 刀軸連接方式選擇 24 7 結束語 25 8 參考文獻 25 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 5 1 前言 油菜原產中國，俗稱“苦菜”，是中國主要油料作物之一，主要分布在長江中下游地區，年種植面積達 720 萬 植面積及產量均居世界第一位 。油菜 秸稈主要可用作肥料、飼料、燃料及工業原料 ,我國用作肥料和飼料的 油菜 秸稈總量不足3億 ,大量過剩的 油菜 秸稈沒有被利用 ,成為污染環境的一大隱患 。 從陜西、河北、天津、山東和四川等省市實施 油菜 秸稈禁燒的情況來看 ,秸稈禁燒的關鍵是抓好綜合利用前綜合利用的途徑主要有秸稈制沼氣 、秸稈氨化微貯做飼料 、作為工業原料 、直接作為燃料 、氣化制秸稈煤氣 、 制作建筑板材 、做決餐飯盒 、 快速腐熟還田和秸稈直接還田等。實踐表明 ,機械化秸稈還田已成為主要的技術措施和手段 。油菜 秸稈通過機械方式直接還田是增加土壤有機質 、 培肥地力 、 改善土壤結構 、 增強保水保肥能力和改 良土壤的一個重用措施 ,同時也是保護環境、發展生態農業、實現有機農業和可持續發展農業的重要保證。 國外研究現狀 由于機械化 油菜 秸稈還田技術是利用秸稈資源最經濟 、 最有效 的技術 ,具有較大的經濟效益、生態效益和社會效益。因此國外在研制和生產方面起步較早 ,發展較快。尤其是意大利、美國、英國、德國、法國、丹麥 、日本和西班牙等發達國家在該領域處于領先地位。意大利開發的各類機具品種很多 ,能滿足不同作物殘留秸稈的粉碎還田 ,同類機具換裝不同的工作部件可 以 對油菜秸稈 、玉米秸稈 、小麥秸稈 、水稻秸稈 、甜菜和灌木叢殘留物等進行切碎。美國萬國公司于 年代初首次在聯合收割機上采用切碎機對秸稈進行粉碎還 田 ,其后研制了與拖拉機配套的秸稈切碎機。英國于 60 年代初在收獲機上對秸稈進行粉碎 ,并采用犁式耙進行深埋 。日本采用的是在半喂人聯合收割機后面加裝切草裝置 ,切碎后的莖稈長度一般為 50,一次就能完成收獲和秸 稈粉碎 。西班牙阿格里克公司研制的立式粉碎機與拖拉機配套 ,適合于直立玉米 、高粱秸稈以及聯合收割機收后拋下的麥秸 、豆秸 、棉稈及雜草等的直接粉碎。此外 ,國外還研制出拖拉機帶動的臥式轉子切碎機 ,外殼上有擋板 ,使莖稈撒布均勻 ,同時帶有遇到障礙物時起作用的安全機構 。還有一種立式轉子切碎機 ,既可用于秸稈切碎 ,又可用于修剪草坪和灌 木叢 。國外秸稈還 田技術 比較完善 ,機具品種多 ,性能可靠 ,但價格昂貴。 國內研究現狀 目前 ,我國農作物秸稈綜合利用技術主要還是還田方式 ,過去由于認識上、政 策買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 6 上及經濟上的原因 ,機械化秸稈還田技術發展較慢 。近年來 ,隨著農業生產水平和人民生活水平的提高 ,剩余秸稈越來越多。為了利用寶貴的秸稈資源 ,政府鼓勵并且 大力支持發展機械化秸稈還 田技術 。通過消化吸收國外技術 ,結合我國的具體情況 ,已開發了一些經濟實用的機械化秸稈還 田機具。這些機具主要針對我國量大面廣的小麥、玉米和水稻秸稈。根據秸稈處理的不同方式 ,我國機械化秸稈還 田技術主要包括秸稈整株還田技術、秸稈粉碎還 田技術、根茬粉碎及耕翻還田技術、聯合作業還田技術等。 2 總體方案的擬定、比較、選 定 系統功能分解 為了實現油菜莖稈的切割拋灑，切割機構必須帶有動力，發動機需要經過變速機構將動力傳給切割機構；切割機構前進時，切割部分應能根據行走部分的速度采取對應的切割速度切割，這就需要切割機構有調節機構。經過分析，得到油菜莖稈進行切割與拋灑時的功能樹，如圖（ 1） 圖（ 1）油菜莖稈切割拋灑機構的功能樹 of of 秸稈切割機具的選擇 秸稈切割機具分為臥式和立式兩種。臥式秸稈切割機具主要通過機械結構進行改進 :一是動力通過一組臥式圓盤刀進行秸稈粉碎；二是動力通過滅茬刀軸逆轉進行秸稈滅茬還田耕作。立式秸稈切割機采用立軸式結構 ，立軸上面幾層安裝甩刀或固定刀，買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 7 通過打擊與切割相結合的方式粉碎秸稈立軸的下部安裝固定切茬刀切碎地下根茬實現秸稈粉碎和滅茬兩項作業，但其結構復雜使用安全性差 功率分配上存在互相牽制等問題 。綜上比較 我們選擇臥式秸稈切割。 通過圖（ 1） 可知，切割機構包括動力部分 、行走部分、變數部分、切割部分、地盤部分，根據功能尋找可能的功能載體，形功能載體如表格（ 1） 由表 (2)知道，一共有 468種方案可以供選擇。根據設計書中要求，切割機在野外作業，所以我們選擇水冷柴油機，在田間行走時，地面地勢多變，故選擇手扶式轉向與輪式行走；由于不僅要滿足切割功能，還要實現拋灑功能，且必須擁有一定的切割速度，故采用回轉式切割。動力由柴油機的三角皮帶輸出后，通過 V 帶傳遞到位于發動機下方的減速箱，減速箱將動力分為兩部分，一部分直接傳給行走輪，一部分傳給錐齒輪，驅動切割器高速 切割拋灑，整機結構初定如圖（ 2） 表（ 1）油菜莖稈切割拋灑機構采用的功能組合方案 號 分功能 功能解 A 驅動 風冷柴油機 水冷柴油 汽油機 電動機 B 行走 輪式 履帶 C 切割 往復式 回轉式 甩刀式 D 結構 后置 中置 前置 后置 E 轉向 圓盤 手扶 F 傳動 鏈傳動 帶傳動 齒輪傳動 同步帶 序號 a b c d 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 8 23456711 操作扶手 2采油機 3錐齒輪箱 4刀盤主軸 5 刀盤 6仿形板 7減速箱輸入皮帶 圖（ 2）油菜莖稈切割拋灑機構結構示意圖 刀盤直徑與刀盤數的確定 刀盤直徑的大小將影響旋轉收割機的功率消耗當刀盤直徑過小時， 功率消耗和收獲損失量都將減小，但是刀盤直徑過小，同一工作幅寬所需的 刀盤數將增加，從而增加了傳動機構的復雜性，而且轉速過高時將影響機器的穩定性上傳動旋轉式收割機的刀盤直徑一般為 600 900 盤為 1 4 個，刀片為 2 4片 根據設計任務書給定的數據與要求采用組合式主軸傾斜安裝，刀片的直徑為 D=495刀盤的機構尺寸 與轉速 確定 根據設計要求與前面所知，油菜莖稈切割拋灑機的工作效率為 h，采用的行走方式為人工手扶式，設人的速度為 1m/s，圓盤的直徑為 D，刀具的切割速度0m/s，且 h=600=s 本機中選擇刀盤的直徑為 D=495割刀轉速的確定 割刀轉速是根據切割速度要求而確定的。試驗得出，無支撐切割的旋轉式切割器在切割牧草時，其刀片線速度為 25 90m/s。因刀片內端圓周速度最低，故應以該點為基準，確定割刀應有的速度如圖 （ 3） 所示 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 9 綜前所述，割刀任一點速度均為刀片圓周速度與機器前進速度的合成，故 a 點的速度 ) 當 )= +2時 g (2) 令 此時 w=a/ r 轉速 n=30(j)/ r （ 3） 取前進速度 s，刀片根部刃口半徑為 225入公式（ 3）得轉速為： n=整數 n=2170 r/中： 片根部刃口速度， m/s ; 片根部刃口最小速度， m/s ; r 片根部刃口半徑， m; w 片回轉角速度， s; 器前進速度， m/s; 功率消耗初步計算 根據動力學原理，刀盤空轉消耗的功率為 （ 4） 212J 5） 其中公式中 227s 1=割作物秸稈消耗的功率計算公式為： 02 ()102 w（ 6） 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 10 公式中 器前進的速度， m/s A 切割機切割幅度， m 切割每平方米所需的功率， j/m 取km/h=s， A=1m, 90j/通過計算可得： 2 5 p 油菜莖稈切割拋灑機構總功率2 5 p 選取采油機的型號為 180，具體參數如下表 . 表 （ 2） 180 采油機性能參數 o 180 稱 參數 名稱 參數 型式 單缸、立式、四沖程 壓縮比 23 燃燒方式 渦流式 冷卻方式 水冷 缸徑 *行程 80動方式 手搖 1小時標準功率（ 滑方式 飛濺 12小時標準功率（ 產廠 峨眉山柴油廠 標準轉速（ r/ 2200 燃燒消耗率（ g/h） 主變速箱設計 主軸 為了適應在田間和道路行走的需要，在檔位上應該有兩個前進擋，兩個后退檔和一個空擋。在田間作業時使用的是低速前進擋和后退檔，道路轉移時使用的是高速前進擋和后退檔，油菜莖稈切割拋灑機構的變速箱示意圖如圖（ 4）所示。 其中，動力輸出軸套有課繞動力輸出軸傳動的傳動齒輪 1（各軸齒輪從下至上 依次為 1、 2、 3）；動力輸入軸上還設有花鍵段，花鍵段上安裝有可同撥叉撥動的變數齒輪 2；變速 齒輪 2和傳動齒輪 之間還有牙嵌離合器。 第一中間軸，且第一中間軸上套有可與動力輸入軸的傳動齒輪 1 嚙合的傳動齒輪 1；由第一中間軸的傳動齒輪 1帶動旋轉并滑動換向齒輪 2；第一中間軸買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 11 上還設有和第一 中間軸傳動齒輪固定連接、并可與輸入軸的變速齒輪 2 嚙合的傳動齒輪 3. 第二中間軸為固定軸，并且第二中間軸 上套有雙聯齒輪， 1和 2雙聯齒輪 1、 2的一個齒輪為可與換向齒輪 2嚙合的主要齒輪，另一齒輪為向下一級傳遞動力的從動齒輪。 其動力傳遞路線說明如下； 前進 擋：軸變速齒輪 2傳動齒輪 3換向齒輪 2軸傳動齒輪 1軸傳動齒輪 2軸傳動齒輪 1輸出 前進擋：軸變速齒輪 2變速齒輪 2牙嵌入插入傳動齒輪 1傳動齒輪 1換向齒輪 2軸傳動齒輪 1軸傳 動齒輪 2軸傳動齒輪 1輸出； 倒檔 擋：軸變速齒輪 2變速齒輪 2傳動齒輪 3換向齒輪 2 軸傳動齒輪 1 軸傳動齒輪 2 軸傳動齒輪 1 軸傳動齒輪 1 輸出； 倒檔擋變速齒輪 2變速齒輪 2牙嵌入插入傳動齒 1 傳動齒輪 1換向齒輪 2軸傳動齒輪 1軸傳動齒輪 2軸傳動齒輪 2軸傳動齒輪 1軸傳動齒輪 1輸出； 傳動比分配及參數的確定 根據表（ 2） 180柴油機參數可知其標準轉速為 2200r/作為田間的行車機械，根據設計書的要求， 選擇行走的速度為 4km/s。考慮切割機部件的整體安裝、機械的田間通過能力 及人員的操作舒適性，選擇車輪高度為 700車輪的行車速度為 d=400/60此時，總傳動比 I 總 =2200/見的傳動方式傳動比如表（ 4） 表 3 各種傳動中每級傳動比參考值 in of of 動類型 傳動比 傳動 類型 傳動比 平帶傳動 5 錐齒輪傳動 5（開式） 7 錐齒輪傳動 7（單級減速器） 圓柱齒輪傳動 8（開式） 蝸桿傳動 15 60（開式） 圓柱齒輪傳動 4 6（單級） 蝸桿傳動 8 40（單級減速器） 圓柱齒輪傳動 3 9（單級外嚙合） 鏈傳動 6 在設計兩級或是多級減速器時，合理的分配各級傳動比，是設計中的一個重要問題，它直接影響到減速器的外廓尺寸、重量大小及潤滑條件，各級傳動比分配一般有如下原則： 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 12 1）使各級的傳動能力大致相等（一般指齒面接觸強度）； 2）是減速器獲得最小的外形尺寸和重量； 3）是各級傳動的大齒輪侵入油中的深度大概相等，并且安裝方便； 4）各傳動零件間不會發生干涉和碰撞，并且安裝方便。 根據以上原則，在設計展開式兩級圓柱齒輪減速器， 為了使兩級大齒輪有相近的浸油深度，有： i 2 （ 8） 其中 高速級傳動比 i 2 低速級傳動比 則根據整體要求，設定傳動比為： i 帶 =根據傳動比計算公式，有 n1=n/ i 帶 =2200/m r/m 10.8 r/m m r/m 查機械設計手冊可得，方案中各個傳動機構的效率如下： 表（ 4）方案中各個傳動機構效率 In 動效率 軸承 圓柱齒輪 錐齒輪 軸功率的計算： 由公式 p= （ 9） p 1=2 = p 2=3 = p 3=4 = p 4=5 = p 5=軸扭矩計算 550 P1/550 m （ 10） 同樣有 m m 279 Nm 1532Nm 對上述計算結果進行整理，列表如下： 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 13 主變速箱各軸轉矩和功率 油機 軸 軸 軸 軸 軸 轉速 2200 率 矩 279 1532 軸尺寸確定和軸承的選擇： 軸的直徑 :d= 其中 126 103,可求出最小直徑 將軸 、 、 、的功率與轉速分別代入上公式可得各自最小直徑，和軸承 (1)軸為動力輸入軸 ,直徑為 2035端軸承型號為 6004； (2)軸為中間齒輪軸，直徑為 3042端軸承型號為 6006； (3)軸為中間齒輪軸，直徑為 4042端軸承型號為 6008； (4)軸為中間齒輪軸，直徑為 55端軸承型號為 6011； (5)軸為動力輸出軸，直徑為 6050端軸承型號為 6212； 4 副變速箱設計計算 副變速箱整體計算設計 在油菜莖稈切割機構中，錐齒輪箱和旋轉刀軸是切割器的主要部件，也是這次設計的關鍵部分。發動機動力經皮帶傳動到牙嵌式離合器，經離合器 結核后傳遞到錐齒輪箱，通過錐齒輪傳動改變動力的傳動方向，在通過三對互相嚙合的圓柱齒輪進行雙圓盤切割器的切割，副變速箱的結如構圖（ 5） 動比計算分配 通過上面的設計和計算，得知發動機的轉速是 2200r/盤主軸轉速為2170r/此可得錐齒輪的總傳動比為 i=2200/2170=照表（ 4）傳動比的選取，為了使錐齒輪箱的結構簡單，帶傳動的傳動比就為 錐齒輪的總傳動比，后續的錐齒輪傳動和圓柱齒輪的傳動比都為 1。 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 14 皮帶輪的設計計算 設計功率的計算 根據總體方案的選擇，選用 180 號柴油機， 12 小時標準功率為 P =轉速為 2200r/器正常工作的吧時間小于 10h/d。查表 得工作情況系數關功率的計算 AP= （ 11） 選定 根據計算 功率比 n，根據圖 13擇采用 帶輪基準直徑和帶速的確定 小帶輪的直徑通過查機械設計手冊，有 中 帶最小的基準直徑，如果 帶的彎曲應力過大而導致帶的壽命降低；反之，雖能延長帶的壽命，但帶的傳動的外廓尺寸卻隨之增大。 7） 所示。 表（ 6） 號 Y Z E 0 50 63 75 90 125 140 200 200 355 500 選取 小帶輪直徑 5帶輪基準直徑 i =75= （ 12） 式中為 于值很小，在一般計算中不予考慮。 對于帶速計算有：11 m a 1 0 0 0（ 13） 帶入數據 計算有： = 對于普通 V 帶，式中 25，過小則傳遞功率過小，過大則離心率大，該計算結果符合設計要求。 確定帶的基準長度和軸間距 由公式 22( ) 14） 代入數據，初步確定軸間距00需帶的基準長度 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 15 22100 1 20()2 ( )24 d d a d d a （ 15） 帶入數據得 0際間距 010 2（ 16） 代入數據得實際軸間距 a = 演算小帶輪的包角 211 180 5 7 . 3 a (17） 0180 7 6 . 0 5 7 5 5 7 . 31 9 6 . 4 2 5 o =般 a 1200,最小不低于 900，若 a 1較小應增大或用張緊輪 8。則小帶輪包角適合，不需要使用張緊輪。 9： 0 0 0 0 ( )p p p k k （ 18） 0p 慮傳動比 i 1 時，帶在大帶輪上的彎曲應力最小，故在壽命相同的情況下，可以增大傳遞的功率。 慮包角不等于 1800時對傳動能力的影響。 考慮帶長不為特定長度時對傳動能力的影響。 帶的基本額定功率。 查表 13 13 1339+； 0p= 10 2 P 入上式有：5 . 8 8 3 . 0 6( 2 . 0 4 0 . 3 0 ) 1 0 . 8 2Z 圓整后取 =3 單根 有公式 2 . 55 0 0 ( 1 ) z v 式中 每米長的質量（ kg/m），查表 86 m=m 代入數據得： 文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 16 作用在軸的力 軸力） 102 Q z（ 19） 1m 3 Q z （ 20） 式中 則有 01 7 9 . 72 1 7 9 . 8 3 s i n 1 0 7 52 m a x 1 6 1 2 錐齒輪設計計算 本次計算，已知條件為傳遞的功率為 P=傳動比為 1，主軸轉速 2170r/慮農業機械工作特征，使用時間按 5000小時計算。 選材料、熱處理，定精度等級 兩錐齒輪傳動比 1，只起到改變方向的作用，所以兩 錐齒輪完全相同。齒輪材料選 20碳、淬火，齒面硬度為 56 62圖 6d）查得接觸疲勞極限500圖 6 00用 6級精度，即： 6面粗糙度 12 0 . 8 u m。 初步設計 選用直齒錐齒輪，按接觸疲勞進行初步設計，即： 3 11 222965 1 (1 0 . 5 )m R R u （ 21） 考慮到后續傳動箱的整體設 計，取 0 幾何尺寸計算 齒數 取 0， 0 1=40 （ 22） 分錐角 1=u= 50= 2 （ 23） 模數 m=d1/0/40= 取模數為 m= （ 24） 分度圓直徑 d1=d2=0 （ 25） 齒寬中點分度圓直徑 11 1 0 . 5 9 0 ( 1 0 . 5 0 . 3 ) 7 6 . 5d m m （ 26） 外錐距 1 0190 6 3 . 6 42 s i n 2 s i n 4 5dR m m （ 27） 中錐距 1 0 . 5 6 3 . 6 4 ( 1 0 . 5 0 . 3 ) 5 4 . 1 m m （ 28） 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 17 齒寬 0 . 3 6 3 . 6 4 1 9 . 1b R m m （ 29） 齒頂高1 2 1( 1 ) 2 . 2 5 1 2 . 2 5h m m m （ 30） 式中 1 為徑向變位系數 齒根高 1 2 11 . 2 2 . 2 5 1 . 2 2 . 7h m x m m （ 31） 頂圓直徑1 2 1 1 12 c o sa a ad d d h 09 0 2 2 . 2 5 c o s 4 5 9 3 . 1 8 （ 32） 齒根角 03a r c t a n a r c t a n 2 . 6 96 3 . 6 4 （ 33） 齒頂角 02 頂錐角 0 0 01 4 5 2 . 6 9 4 7 . 6 9 （ 34） 根錐角 0 0 01 4 5 2 . 6 9 4 2 . 3 1 （ 35） 冠頂角 021/ 2 s i n 9 0 / 2 2 . 5 s i n 4 5 4 3 . 2 3d h m m （ 36） 安裝距，取 A=慮齒輪的結構情況，以及輪冠距 H 的測 量方便） 輪冠距 H=A 7 （ 37） 分度圓齒厚11( 2 t a n ) 2 . 2 5 3 . 5 322aS m m m （ 38） 式中 分度圓弦齒厚 221 3 . 9 2 86 m （ 39） 分度圓弦齒厚 2 c o s 2 . 5 34h h m （ 40） 當量齒數 / c o s 1 0 8 . 1 9 m m（ 41） 當量齒輪的分度圓直徑 / c o s 1 0 8 . 1 9d m m（ 42） 齒寬中點齒頂高 1 t a n 2 . 0 52a m a ah h b m m （ 43） 當量齒頂圓直徑 2 1 1 2 . 2 9v v a md d h m m （ 44） 齒寬中點模數 = （ 45） 當量齒輪基圓直徑 c o s 1 0 1 . 6 7d a m m（ 46） 嚙合線長度 220 . 5 ( 2 ) s i n 1 0 . 6 6 5v a v b vg d d d a m m （ 47） 斷面重合度01 0 . 6 6 5 1 . 6 9 6c o s 2 . 1 3 c o s 2 0 齒根彎曲強度校核 強度條件 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 18 計算齒根應力 V F K F a S a K K Y Y Y Y （ 48） 式中 1 . 8 7 5（見表 6 1 （見表 6 0 . 8 5 9 . 3 7 6 （見表 6 （見表 6 （見表 6 （見表 6 1Y （見表 6 1 （見表 6 （見表 6 221 . 0 3 ( 1 0 . 5 ) 2 . 5 ( 1 0 . 5 0 . 3 ) 2 . 1 3VK m m a b （見表 6 則 1 2 7 0 . 4 51 . 2 5 1 . 0 3 1 . 8 7 5 1 2 . 8 5 1 . 6 2 0 . 6 7 1 1 4 7 5 . 0 59 . 3 7 6 2 . 1 3F 許用接觸應力 l i mm i TF r e l T R r e l T Y （ 49） 式中00（見表 6 （見表 6 （見表 6 （按 插圖 61 （見表 6 則 5 0 0 2 0 . 9 9 1 . 0 2 1 7 2 1 . 2 91 . 4P 結論 F滿足齒根彎曲強度。 齒輪的檢驗項目及其公差計算 錐齒輪的精度等級： 6C 1365 對齒輪： 齒輪的累積公差 2 （查表 6 齒輪的累積公差 10（查表 6 齒形相對誤差的偏差 5ef 查表 9 切向綜合公差 1 . 1 5 3 8i p f u m （查 表 9 縱向綜合公差 0 . 8 ( 1 . 1 5 ) 1 3i p t ef f f u m （查表 9 齒厚上偏差 48（查表 9 齒厚公差 52sT 查表 9 對齒輪副： 接觸斑點 沿齒長方向 50%沿齒高方向 50% （查表 6 最小法向側隙 62查表 6 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 19 最大法向側隙m a x 1 2 2 1 2 1( ) c o S S S s s s E T T E E a 式中2118 u m（查表 9m a x ( 4 8 1 4 8 5 2 5 2 1 8 1 8 ) 2 2 1 . 7 7nj u m 齒圈軸向位移的極限偏差 48 （查表 6 軸間距極限偏差 48af （查表 6 軸交角極限偏差 48 （查表 6 圓周齒輪軸的工作圖 根據圓錐齒輪尺寸，按照表表 6錐齒輪的結構形式，結合后續副變速箱的裝配，確定主動錐齒輪為齒輪軸，見圖 6 圖（ 6）圓錐齒輪軸的工作圖 圓柱齒輪傳動設計計算 根據之前的設計和計算，采用斜齒圓柱齒輪最為最終傳動，其傳動 功率為P=動比 i=1，主軸轉速 200r/用采油機作為動力來源，載荷有中等沖擊，結構要求緊湊。本設計中采用三級齒輪傳動傳動計算過程如下所示（設計參考機械設計基礎教材）。 選定材料及確定需用應力 因為要求結構緊湊故采用硬齒面組合： 四個齒輪結構 均相同，材料采用 20碳淬火，齒面硬度為 56li m 1500H M P a 850 （表 11 . 買文檔就送您 紙全套，