轴的设计--齿轮的设计

1绪论1.1研究目的和意义1.2国内外研究现状与发展趋势多功能整地机已经逐渐成为国内外的主要耕整机械，耕作配套机械有手扶拖拉机和轮式拖拉机两种类型，而对整地机的主体部分旋耕机国内外已经有了相当成熟的理论研究和实践研究。1.2.1.国内研究现状我国的小型农机耕整机具在山区、水田等广大农村生产中仍发挥着主力作用，同时大中型整地机并存[1113]。大型整地机由于具有抢农时、省能耗、减少机具下地次数等优点，在国内得到了较快的发展。全国各地根据当地农业发展情况研制的多功能整地机已有多种。国内采用驱动工作部件的多功能整地机，大多是以旋耕机为主要工作部件发展起来的，能够实现旋耕、深松、起垄、镇压、灭茬等作业中的两个或者多个项目的联合作业。多数产品的动力在36.8kw以上[917]，现在我国已能生产与132kw拖拉机配套的耕作农具，大型机具开始向宽幅高速发展，但是从整体技术水平来看，我们还与国际水平有很大的差距[14]。由于受拖拉机技术条件的制约和配套机具本身的研究水平限制，一些国际先进结构还未能得到完全使用：快速挂接器、耕深和水平自控调节、短尺寸广角万向节传动轴、宽幅工作部件液压折叠装置、快速换刀结构等等[6]。同时多功能整地机还在一定程度上还不能很好的满足农艺和农业生产的需要[9]，而且我国的耕整技术发展缓慢，电子、自动控制、智能化技术还处于刚刚起步的阶段，还有很大的提升空间。1.2.2.国外研究现状20世纪50年代一来开始研制推广多功能整地机，西欧地区气候复杂多变，适播期短，因而在德、法、英等国生产和使用多功能整地机比较普遍，而美国也开始推出宽幅、高效型的配套大功率拖拉机的多功能整地机，而日本、韩国等地，因地小而使用多功能联合整地机也比较多[6]。从机型功能上讲，美国、加拿大、澳大利亚主要以发展少、免耕播种机为方向，而美国、德国主要以联合作业为方向。由于国外田间拖拉机的功率达到了360kw以上，使得与之配套的整地机也随之大型化，宽幅机械的生产率高，单位幅宽的成本低，能便于采用先进的生产技术，提高田间作业速度和效率、改善作业性能[718]。大型整地机具已达20m以上，为便于其行走，采用机架折叠或纵向运输，实现宽幅作业窄幅运输。并且耕地速度为8～15km/h，整地达到10～20km/h,播种达到8～15km/h。电子监控系统能保证实现一人操作，减少了各种调整，连接等辅助工作时间，提高了生产效率[8]。同时，国外整地机的产品功能相比国内更加完善，材料和制造工艺水平较高，外观漂亮，平均使用寿命比我国高出1/3以上，但是价格相对较贵，为国产的10倍左右[16]。1.2.3.发展趋势和方向（1）向一机多用型方向发展机器一次下地完成多项作业或者一种机器通过置换结构能分别完成多种不同的功能，满足不同的耕作需求，大大减少农机投入，提高生产效率，降低作业成本[715]。（2）向大幅宽、可折叠方向发展研制为大功率拖拉机配套的大幅宽多功能整地机已成为今后农业的发展方向[715]，增大作业幅宽和耕深，充分提高机具的作业效率。采用机架折叠式使得机器入库时缩小幅宽，达到宽幅作业低幅运输的结果。（3）向低功率消耗性、高效节能型方向发展降低机具功耗的研究是现在各项研究的重点，合理恰当利用和分配能源和资源，提高工艺水平和制造质量，提高机器的质量和使用寿命，实施可持续发展战略，建设节约型社会。（4）向操作简单、自动化、智能化方向发展易于操作、易于拆装、让人们更加容易上手和操作。将电子技术、控制技术等广泛合理地引用在多功能整地机上，减轻劳动强度[819]。（5）整机和工作部件多系列化、多品种化方向发展：让各种耕整农业机械能适合配套不通动力、耕深、耕幅，形成系列化和一定程度上的标准化，让用户根据自己的需要方便选用。1.3研究的内容和方法1.3.1研究内容对多功能整地机的设计，就是对整地机的整机的设计，特别是传动系统和关键零部件的设计。（1）传动系统的设计a.拖拉机动力系统：为整地机提供稳定的输出动力。b.变速箱：由两对斜齿轮组成的变速箱将拖拉机动力系统输出的动力转化成整地机所需要的稳定动力，根据传动系统参数旋转稳定的齿轮传动比。（2）关键零部件设计采用最优化方法确定传动系统以及关键零部件的选用，关键零部件包括旋耕刀，安装刀片的旋转轴，支撑轮以及深耕铲等。根据工作需要选择需要的零部件，进行参数设计。（3）零件图和装配图的设计利用CAD软件对部分关键零部件及整机装配图作图1.3.2研究方法本文主要是针对多功能整地机进行设计，主要是完成其旋耕方面的设计，利用确定的动力系统参数确定稳定的传动比，通过计算对整机各个部分的参数进行确定，选择相应合适的零部件，然后进行传动系统、轴校核、可行性分析，同时利用CAD软件对关键零部件绘制零件图、整机绘制装配图。1.4研究技术路线本文的研究技术路线如图1-1所示2多功能整地机的总体方案设计多功能整地机通过中间减速箱的变速，将稳定的动力传送到刀轴上，可以满足相关的工作要求，3多功能整地机传动系统3.1多功能整地机传动方案的选择根据机器的幅宽选择与之配套的拖拉机动力系统，现在我们设计的多功能整地机的幅宽为2m，即轴的转速为225r/min，则我们选择其配套的拖拉机动力系统的转速720r/min.这样就需要一个变速箱来实现变速。变速箱里面可以经过锥齿轮传动变向后经过带传动或者链传动最终输出到整地机刀轴，也可以经过齿轮多级减速后传动到刀轴，相对来说，齿0轮传动传动比稳定，结构紧凑，寿命长，可靠性高，虽然制造成本稍高，但出于安全性和使用寿命等方面考虑，我们选用齿轮传动方式。而针对齿轮传动，我们也有两种传动方式：中间传动和侧边传动。其中，侧边传动方式是锥齿轮降速变向后，经侧边齿轮箱多级变速最终输出到整地机刀轴，结构简单，但是平衡性较差，一般容易偏置，使得动力集中于刀辊一侧，使用寿命和安全性得不到保证；而中间传动是整地机的刀轴直接由中间齿轮箱经多次减速后驱动，结构更加紧凑，对称性好，工作时受力均匀，同时可以节省材料，减轻整机的重量，但是中间传动时，在中间齿轮下面会出现漏耕现象，为解决这个问题，我们需要在中间齿轮正前方安装一个小型深耕铲，这样就能很好的解决漏耕问题了。本研究最后确定选用的方式是中间传动。3.2整地机的总传动比及其分配3.2.1整地机的总传动比由拖拉机的动力输出转速mn=720r/min及刀轴转速n=225r/min可以确定传动装置应有的总传动比为总i=nnm=720/225=3.2传动装置的总传动比是各级传动比的连乘积，即总i=1i2i···ni。在设计多级传动比的时候，应将总的传动比分配到各级传动机构中。3.2.2整地机的传动比分配整地机的传动设计方案和传动参数影响了整机的结构性能和工作性能，我们应合理安排设计整地机的传动方案，使整机结构紧凑、布置恰当。根据需要，现确定整地机的传动方案如图3-1所示。动力通过输入轴经一对直齿锥齿轮降速换向后，由两对直齿圆柱齿轮降速后经输出轴将动力输出。如图3-1所示，对传动系统的各轴哥齿轮进行编号，各级的传动比分别为1i=1.5，2i=1.78，3i=1.20.由《机械设计实践与创新》P161表10.7我们查得相关的机械传动效率如下：轴承的效率1=0.99，圆柱齿轮2=0.98，锥齿轮3=0.97。图3-1整地机传动部分示意图1）配套拖拉机的选择给整地机选择合适恰当的拖拉机配套功率，能大大提高拖拉机的功率利用程度，降低功耗，能更好的完成作业，我可以通过下面的计算公式来确定拖拉机消耗的功率：meKBhvN，上面的式子中，K的取值为60～90KPa，B的取值为1.5m，h的取值为16cm，mv的取值为3km/h，从而我们可以算出机具所需要的功率在12Kw到18Kw之间，根据以上数据和相关资料，我们选择拖拉机的功率为14.7Kw。由此我们可以算出刀轴功率为32241mdPP=13.155Kw，符合机具的工作要求。2）计算传动装置的运动和动力参数动力输入轴的转速1n=720r/min，则各根轴的转速为2n=11in=720/1.5=480r/min3n=22in=480/1.78=269.66r/min4n=33in=269.66/1.2=225r/min拖拉机的标定功率mp=14.7Kw，从而计算得出各轴的输入功率为1p=mp=14.7Kw2p=1p321=14.7*0.992*0.97=13.975Kw3p=2p21=13.975*0.99*0.98=13.559Kw4p=3p21=13.229*0.99*0.98=13.155Kw由此算出各轴转矩为1T=9550*11/np=9550*14.7/720=194.979N.m2T=9550*22/np=9550*13.975/480=278.044N.m3T=9550*33/np=9550*13.559/269.66=480.192N.m4T=9550*44/np=9550*13.155/224.72=559.052N.m将各轴转速、输入功率、转矩值汇总如表3-1所示。表3-1各轴转速、输入功率、转矩值汇总表项目轴1轴2轴3轴4转速（r/min）720480269.66224.72输入功率（Kw）14.713.97513.55913.155转矩（N·m）194.979278.044480.192559.0523.3整地机传动部件的设计3.3.1锥齿轮的设计计算（1）选择齿轮材料及精度等级由于减速器传递的功率不太大，所以齿轮采用软齿面，小齿轮选用调质45钢，硬度为250HBS。大齿轮选用正火45钢，硬度为220HBS。由《机械设计》P210表10-8我们可选用8级精度（GB10095-98）。（2）按齿面接触疲劳强度设计由设计计算公式（《机械设计》P227式10-26），即32121)5.01(92.2uKTZRRHEd确定有关参数如下：a.选择齿数、齿宽系数传动比1i=1.5，取小齿轮的齿数为1Z=28，则大齿轮的齿数2Z=i*1Z=1.5*28=42，齿数比u=i=1.5，由《机械设计》P224取R=1/3。b.由《机械设计》P201表10-6取弹性影响系数EZ=189.8MPac.计算载荷系数k=KKKKvA(《机械设计》P192式10-2)=1*1.05*1*1.2=1.26d.由《机械设计》P206式10-13，即应力循环次数N=60njLh（假设工作十年，每年工作60天，每天工作10小时。）hjLnN1160=60*720*1*(10*60*10)=2.592*108hjLnN2260=N1/u=2.592*108/1.5=1.728*108查《机械设计》P207图10-19可得接触疲劳寿命系数1NHK=0.95，2NHK=0.97查《机械设计》P209图10-21可得接触疲劳极限1limH=600MPa，2limH=560MPae.计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数S=1.0由《机械设计》P205式10-12有1H=SKHNH1lim1=0.95*600/1=570MPa2H=SKHNH2lim2=0.97*560/1=543.2MPaf.由接触强度计算小齿轮的分度圆直径32121)5.01(92.2uKTZRRHEtd=2.92*32322*)3/1*5.01(*3/110*979.194*26.1*5705.189mm=113.45mm则模数m=11/zd=113.45/28=4.05mm根据《机械原理》P159表5-1取标准模数：m=4（3）计算齿轮的相关参数(计算公式如《机械设计》P224)分度圆直径：1d=m1z=4*28=112mm2d=m2Z=4*42=168mm锥距：R=1d212u=112*215.12=100.96mm锥角1arccos21uu=15.15.1arccos2=33.6901290=90-33.690==56.310齿宽：b=RR=1