插秧機機械變速箱設計【三維PROE】【含圖紙】

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Because the production efficiency is very vital for our daily life. Everybody needs food. And the rice transplanter play an important role in the argucultural production. As a part of rice transplanter, the gearbox control its form of exercise. According to the study of the market, I find some problem of prevelant gearbox of rice transplanter. Such as the control system is lack of reliability, the machine operation is not very convenient and so on. So face to the phynomenon, I take some measures to treat revelant problems. So this dissertation mainly introduct the design of gearbox. It include the background of gearbox of rice transplanter, the function of gearbox and the calculations about the design of gearbox of rice transplanter. And design of gearbox mainly include the design of transmission system, the design of control and the design of box. This design rely on PROEWildfire 5.0 and AutoCAD 2008. Key words: rice transplanter; gearbox; transmission system; control ststem 插秧機機械變速箱設計 4 目 錄 摘 要 ABSTRACT 第一章 緒 論 .6 1.1 引言 .6 1.2 國內外研究狀況和發(fā)展趨勢 .6 1.2.1 國內插秧機研究狀況 .6 1.2.2 日本插秧機研究狀況 .7 1.3 高速插秧機的結構組成 .7 1.4 高速插秧機中常用的幾種變速方式 .9 1.5 課題研究目的及意義 .10 1.6 設計的主要內容 .10 第二章 傳動方案的確定 .11 2.1 高速插秧機傳動關系 .11 2.2 機械式變速器傳動方案 .11 第三章 基本參數的確定與計算 .13 3.1 發(fā)動機額定參數 .13 3.2 傳動比的確定 .13 3.3 傳動裝置運動、動力參數運算 .13 3.3.1 各軸轉速 .13 3.3.2 各軸功率 .13 3.3.3 各軸轉矩 .14 3.4 直齒圓柱齒輪的設計計算 .14 3.4.1 設計計算低速級齒輪參數 .14 3.4.2 其他齒輪參數 .18 3.5 直齒圓柱齒輪的受力計算 .19 第四章 軸的設計計算 .20 4.1 輸入軸的設計計算 .20 4.1.1 估算軸的直徑 .20 4.1.2 軸的結構設計 .20 4.1.3 花鍵類型的選取 .21 4.1.4 軸承類型的選取 .21 4.1.5 具體長度的選取 .21 浙江理工大學本科畢業(yè)設計 5 4.2 輸出軸的設計計算 .22 4.2.1 估算軸的直徑 .22 4.2.2 軸的結構設計 .22 4.2.3 具體長度的選取 .23 4.3 惰輪軸的設計計算 .24 4.3.1 估算軸的直徑 .24 4.3.2 軸的結構設計 .24 4.3.3 具體長度的選取 .25 4.4 輸出軸的強度校核及軸承壽命校核 .25 4.4.1 按彎扭合成強度條件校核 .25 4.4.2 對軸端軸承進行壽命校核 .26 4.5 惰輪軸的強度校核及軸承壽命校核 .27 4.5.1 按彎扭合成強度條件校核 .27 4.5.2 對軸端軸承進行壽命校核 .28 第五章 離合器的選用和裝配 .30 5.1 離合器的選用 .30 5.2 摩擦片式離合器簡介 .30 5.3 摩擦片式離合器原理 .30 5.5 摩擦片式離合器裝配主要結構 .32 第六章 操縱系統(tǒng)及箱體相關設計 .33 6.1 操縱系統(tǒng)設計主要內容 .33 6.2 操縱系統(tǒng)相關裝配 .33 6.3 箱體的加工及實物圖 .33 第七章 總結與展望 .35 7.1 論文總結 .35 7.2 進一步工作展望 .35 參考文獻 .36 致謝 .38 插秧機機械變速箱設計 6 第一章 緒 論 1.1 引言 我國是傳統(tǒng)的農業(yè)大國，水稻的產量在我國的糧食作物中最高，比世界稻 谷單產的平均值還要高出一倍多，是我國的主要的糧食作物。由此可見，水稻 在我國的糧食生產中占有十分重要的地位。水稻一般要在特定季節(jié)里生產，同 時育秧移栽、灌溉等生產技術較為復雜，采用傳統(tǒng)人工種植方式的勞動強度很 大，由于水稻種植技術在水稻生產環(huán)節(jié)中的作用舉足輕重，多年以來，我國大 部分從事水稻生產的農村地區(qū)一直沿用人工插秧的勞作方式，由于技術落后、 效率低，廣大農民朋友迫切需要早日擺脫這種繁重的體力勞動 1。 1.2 國內外研究狀況和發(fā)展趨勢 1.2.1 國內插秧機研究狀況 我國的插秧機行業(yè)是伴隨著國家農機化的進程而發(fā)展的，我國從 20 世紀 50 年代開始研究水稻插秧機，是最早從事水稻插秧機研究和生產的國家之一。 我國水稻插秧機的研究歷史大致可以劃分為四個階段 2： 1）人力水稻插秧機：這是在 1956 年研制的一款基于梳齒縱拉分秧原理的 試驗樣機，它在隨后的田間試驗中驗證了實現插秧機械化的可能性。 2）機動水稻插秧機：這一類插秧機上應用了我國獨創(chuàng)的轉臂滑道分插機構 技術，它的成功研制使我國的插秧機進入了專業(yè)化生產階段，但是這類機型也 具有機構復雜、取秧可靠性差、插秧質量不高等缺點，需要進一步改進。 3）2ZT 系列機動插秧機：這是我國在 2Z 系列插秧機的基礎上，根據日本 曲柄搖桿式分插機構，研制出的一款新機型，插秧頻率高達 263 次/分鐘，在 栽插帶土中、小苗方面的效果較為理想 3。 4）高速水稻插秧機：20 世紀 90 年代，國內一些知名高校、科研院所和農 機企業(yè)開始著手研發(fā)高速水稻插秧機上的一些關鍵部件，由于技術水平限制， 當時還主要是對整機進行仿制，目前我國部分企業(yè)已經開發(fā)出自主品牌的高速 水稻插秧機，但與日本、韓國相比，在關鍵技術方面還有很大差距，在今后一 段時期內，我國的科研人員在高速水稻插秧機的研發(fā)方面任重而道遠。 浙江理工大學本科畢業(yè)設計 7 1.2.2 日本插秧機研究狀況 日本水稻插秧機技術一直處于世界領先水平，早在 19 世紀 50 年代，日 本國內就零零散散的對水稻插秧機進行了研究，并在 19 世紀末頒布了插秧機 技術相關的專利。在 20 世紀 50 年代日本國內對水稻插秧機的相關技術進行 了集中的整理和研究，到 1990 年時，日本的機械插秧面積在水稻種植面積中 所占比例就已經高達 98.4%。韓國雖然起步較晚，但由于引進了日本的先進 技術，發(fā)展迅猛，水稻插秧機械化程度較高，到 1996 年時韓國的機插面積就 已經占到整個水稻種植面積的 97%。現在以日本為例，簡單的介紹一下國外 水稻插秧機的發(fā)展歷程，日本在這方面的研究大致可以分為以下三個階段 4： 1）步行式插秧機：20 世紀 50 年代，日本研制出了以久保田 SPS-28 型插 秧機為代表的步行式插秧機，該類插秧機采用曲柄連桿式分插機構，插秧頻 率可以達到 200 次/min,極大的提高了插秧效率，但由于沒有推秧裝置，插秧 質量較低 5。 2）機動式插秧機：20 世紀 70 年代，日本研制出了曲柄搖桿式的分插機構， 采用液壓仿形機構的推秧裝置，并應用了最新的材料和工藝，有效地減輕了 機器的振動、增加了插秧的可靠性，使得插秧頻率達到 270 次/min，但是機 構較為復雜，加工制造要求高，而且有時會出現分秧不均的缺陷。 3）高速插秧機：20 世紀 80 年代中期，日本成功研制出了對稱布置的行星 齒輪式分插機構，該類分插機構具有性能穩(wěn)定可靠、振動小等特點，并且插 秧質量較好，采用對稱式結構使得栽植臂的驅動軸每旋轉一周可以插秧兩次， 極大地提高了插秧效率，據實驗記載，該機構的分插頻率能達到 350-440 次 /min，在當時，這種成果在水稻插秧機高速化方面的研究取得了突破性的進 步。 時至今日，日本依然在高速水稻插秧機的研制技術方面領先于世界，日本國內的久保田、 井關、洋馬等農機企業(yè)的研發(fā)團隊龐大、經驗豐富，他們研制出的高速插秧機性能穩(wěn)定 可靠、行駛機動靈活、插秧效果好，并且乘坐舒適、操縱方便，深受廣大農戶的好評 6。 1.3 高速插秧機的結構組成 插秧機機械變速箱設計 8 高速插秧機的結構復雜，是集機、電、液一體的技術組合，一臺性能優(yōu)越 的高速插秧機不僅要在結構、功能方面滿足要求，保證易操作且插秧性能穩(wěn)定 可靠，同樣在整機的外觀設計上也應滿足現代美學的要求，這樣才能在同類品 牌中脫穎而出，占據一定的市場份額。當然，結構功能方面的高品質始終是高 速插秧機在研發(fā)過程中的重點和難點，要加以重視。高速插秧機的整機結構布 局圖如圖 1-1 所示 7： 1.預備載苗架 2.插秧機面罩 3.方向盤 4.變速系統(tǒng) 5.駕駛座 6.操縱機構 7.機架部分 8.液壓升降裝置 9.苗架 10.插值鏈輪箱 11.浮板 12.栽植臂 13.前橋及前輪 14.發(fā)動機 15.后橋及后輪 圖 1-1 高速插秧機整機結構圖 高速插秧機在結構上主要是由發(fā)動機、變速系統(tǒng)、液壓系統(tǒng)、插值系統(tǒng)、行走 裝置、液壓轉向裝置、操縱機構、拉鎖電裝、面罩、機架、浮板、苗架等部分 組成。其中最為核心的技術是插值系統(tǒng)部分，作為高速插秧機的關鍵部件，它 決定著插秧的效果和質量，為此，國內外但凡與高速插秧機研究相關的課題， 大多數與插值系統(tǒng)有關，而對高速插秧機中其它結構部分的研究資料卻很少。 在高速插秧機的研發(fā)過程中，除了插值系統(tǒng)以外，其傳動系統(tǒng)的設計也頗 具難度，高速插秧機的傳動系統(tǒng)主要由變速系統(tǒng)、插值變速器、前輪和后輪等 部分組成，通過變速系統(tǒng)將發(fā)動機的動力分配到高速插秧機的插值變速器、前 輪、后輪等部分，保證整臺機器在田能夠穩(wěn)定的工作 8。 浙江理工大學本科畢業(yè)設計 9 高速插秧機的液壓系統(tǒng)主要包括齒輪泵、液壓轉向裝置以及液壓升降裝置 等部分，在整臺插秧機實現功能性的過程中具有重要的作用。 高速插秧機的插值系統(tǒng)主要由插值鏈輪箱、栽植臂等部分組成，其中栽植 臂的結構復雜，在實際插秧時，栽植臂按照既定的軌跡完成插秧動作，將秧苗 插入田中，因此其運轉時的軌跡曲線決定著插秧的實際效果。 拉鎖電裝、機架、浮板、苗架等裝置，對于高速插秧機實現某些特定的功能起著很重 要的輔助作用。 1.4 高速插秧機中常用的幾種變速方式 高速插秧機主要有三種變速方式，分別采用機械式組合變速器、HST 式組 合變速器和 HMT 式組合變速器，這三種變速器各自的功能特點如下： 1)機械式組合變速器 機械式變速器的結構簡單、工作可靠、傳動效率高、制造成本低，比其他 類型的變速器歷史悠久、技術更為成熟，主要由齒輪機構、傳動軸和操縱機構 等部分組成，有些機械式變速器中還有離合器，在汽車行業(yè)應用比較廣泛。機 械式變速器在工作中對環(huán)境變化和污染程度的反應比較遲鈍，不會因為環(huán)境的 過大變化而影響整機的功能特性。相對而言，機械式變速器的操縱機構設計和 裝配難度較大，通常比較巧妙。對于本文中高速插秧機所采用的三軸式機械式 變速器，檔位主要由 3 個前進擋、1 個倒檔和 1 個空擋組成，操縱機構設計結 構巧妙，機械傳遞效率高達 90%以上。 2)HST 式組合變速器 靜液壓無極變速器（Hydraulic Stepless Transmission,簡稱 HST）也叫液壓 變速箱，主要是由柱塞馬達、柱塞泵、殼體以及操縱機構等組合而成的一種液 壓裝置。它的作用主要是在整機的傳動系統(tǒng)中承擔變速器的全部或者部分調速 功能。由于 HST 系統(tǒng)具有很好的制動性能，它的操縱機構沒有機械式變速器那 么復雜，并且與發(fā)動機的匹配性較好，可以很容易的匹配不同規(guī)格的發(fā)動機。 泵和馬達作為 HST 的關鍵部件，傳遞總效率卻只有 80%左右，遠低于機械式變 速器，這限制了它的應用范圍 9。HST 在一些要求操縱簡單、對油耗不敏感的 小型機械上使用的較多。目前，在日本的井關農機公司生產的高速插秧機中通 常使用 HST 和主變速器組合而成的變速系統(tǒng)，這使高速機的操縱方便，作業(yè)效 插秧機機械變速箱設計 10 率較高。 3)HMT 式組合變速器 液壓機械無極變速器（Hydraulic Mechanical Transmission，簡稱 HMT） ，是 一種兼顧機械傳遞的高效性和液壓傳動的操控性的一種變速器，它可以實現無 極變速，通常應用于需要傳遞較大功率的場合，其中液壓傳遞部分大約占 30%，其余 70%的功率通過機械傳動實現 10，在日本洋馬公司生產的高速插秧機 應用較多。如圖 1.5 所示為 HMT 的工作原理簡圖， HMT 一般與發(fā)動機之間通 過帶傳動的方式得到大力，主要由由變量馬達、變量泵以及行星差速器等部分 組合而成，通過機械傳動和液壓回路的分流方式將發(fā)動機的動力匯集在行星差 速器中，通過行星差速器將所得動力匯合輸出。在工作時，HMT 通過操縱裝置 來控制變量泵的排量，進而改變行星差速器中行星架的速度大小和旋轉方向， 實現插秧機前進、停車的功能。一般通過這種傳動方式可以得到機械-液壓并聯 傳動、機械擋、直接擋、純液壓傳動等幾種不同的工作模式，其傳遞效率比液 壓傳動的高，但低于機械傳動效率，可以達到 85%以上。由于 HMT 的結構復雜， 生產成本高，需要設置倒檔，因此操作相對復雜。 1.5 課題研究目的及意義 高速水稻插秧的變速器是其底盤的一個重要裝置，目前日本進入我國的高 速插秧機均為靜液壓無級變速裝置，價格高、其機械效率也比較低。為了提高 插秧機的傳動效率、降低高速插秧的價格，市場上急需一種有級變速裝置。 1.6 設計的主要內容 1）水稻機械化插秧的意義及發(fā)展 2）插秧機機械有級變速器方案設計； 2）插秧機機械有級變速器的結構設計； 3）完成二維、三維圖紙； 浙江理工大學本科畢業(yè)設計 11 第二章 傳動方案的確定 2.1 高速插秧機傳動關系 圖 2-1 傳動關系簡圖 此設計主要針對中間機械式變速器進行。由圖 2-1 不難看出，此變速器 含一個動力輸入，倆個動力輸出，動力輸入由發(fā)動機帶動帶輪來實現，其中 一個輸出給主變速器動力，另一個給液壓齒輪泵提供動力。 2.2 機械式變速器傳動方案 按照實際工作的需求，要求此變速箱提供三個前進檔，一個倒退檔，一 個空擋，并且需要一個直接與發(fā)動機相連的輸出軸為液壓系統(tǒng)提供動力。為 了保證動力傳遞的可變性，需要有離合器參與，來實現動力隨時的中斷與持 續(xù)。為了保證結構緊湊，變速箱體積較小，操作簡單方便以及可靠性和經濟 性要求，決定采用滑移齒輪的方式實現定值傳動比變速 11。 插秧機機械變速箱設計 12 圖 2-2 整體傳動方案 圖 2-3 惰輪軸傳動方案 如圖 2-2、2-3 所示： 三個前進檔：1、當齒輪 1 和齒輪 6 嚙合實現一檔變速。 2、當齒輪 2 和齒輪 7 嚙合實現二檔變速。 3、當齒輪 3 和齒輪 8 嚙合實現三檔變速。 一個倒退檔：當齒輪 4、惰輪 5 和齒輪 9 嚙合實現倒檔。 一個空擋：當撥叉移動滑移齒輪不與輸入軸齒輪嚙合則為空檔狀態(tài)。 注：輸入軸的齒輪均是空套在軸上，當離合器工作時，輸入軸轉速傳遞給離 合器，由離合器內花鍵將動力傳遞給輸入軸上的齒輪，輸入軸成為常轉軸 （輸入軸上有花鍵與離合器相連，輸出軸為花鍵軸） 。根據受力分析和經驗， 采取上圖惰輪布置方式。 浙江理工大學本科畢業(yè)設計 13 第三章 基本參數的確定與計算 3.1 發(fā)動機額定參數 3.2 傳動比的確定 該變速箱根據設計要求，需要高速，中速，低速三個前進檔變速。由經 驗和工況需要確定傳動比，高速級傳動比為 1.2，中速級傳動比為 1.5，低 速級傳動比為 3。倒退檔總傳動比為 2.7，惰輪軸分配傳動比為 1，輸出軸 分配傳動比為 2.7。 3.3 傳動裝置運動、動力參數運算 3.3.1 各軸轉速 輸入軸： min/301rnm 輸出軸（高速級）： r/in250.12i 輸出軸（中速級）： r/i.323in 輸出軸（低速級）: min/103 14i 惰輪軸: i/415rin 輸出軸（倒檔）： in/1.7.23056i 3.3.2 各軸功率 輸入軸： kW46.59.041d1聯P 輸出軸（前進）： k41.79022 齒軸 承 惰輪軸： .13齒軸 承 插秧機機械變速箱設計 14 輸出軸（倒退）： kW059.147.90641.34 齒軸 承 P 3.3.3 各軸轉矩 電機軸： mN23.30.5950d nT 輸入軸： .486.111 P 輸出軸（高速級）： N93.520.95022 nT 輸出軸（中速級）： m1.64.133 P 輸出軸（低速級）: N82.390.950424 nT 惰輪軸: 61.4.1535 P 輸出軸（倒檔）： mN5.2.0990646 nT 3.4 直齒圓柱齒輪的設計計算 3.4.1 設計計算低速級齒輪參數 1、選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數 1）如圖所示的傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動。 2）變速箱一般選用 7 級精度 3）材料選擇。一般選擇小齒輪材料為 40Cr（調質） ，硬度為 280HBS，大 齒輪材料為 45 鋼（調質）硬度為 240HBS，二者材料硬度差為 40HBS。 4）選小齒輪齒數為 17，大齒輪齒數為 62。 2、按齒面接觸強度設計 由設計計算公式進行試算，即 3 2HEd112ZuKT （1） 確定公式內的各計算數值 浙江理工大學本科畢業(yè)設計 15 1）試選載荷系數 K=1.3. 2）小齒輪轉矩 MNT53.481 3）選取齒寬系數為 0.2。 4）查得材料的彈性影響系數 PaZe8.19 5）按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限 ，大齒MPaH601lim 輪的接觸疲勞強度極限 。MH502lim 6）計算應力循環(huán)次數 101 296.1538360 hjLnN 10 025.4.9 7）取接觸疲勞壽命系數 ，9.1HNK95.2HN 8）計算接觸疲勞許用應力 取失效概率為 1%，安全系數 S=1，得 MPaSHN5401lim1 KH.2li22 （2） 計算 1） 試算小齒輪分度圓直徑 td1 = 3 2HEd112ZuKT m5.43.528193.0843 2） 計算圓周速度 v sndvt /83.6605.43160 3） 計算齒寬 b 插秧機機械變速箱設計 16 mdbt 7.85432.01 4) 計算齒寬與齒高之比 模數 zmt ./.1 齒高 h74.52. 8.3b 5） 計算載荷系數 根據 ，7 級精度。查得動載系數 ，直齒輪，smv/.6 2.1vK ,使用系數 ，用插值法查得 7 級精度、小齒輪非1FHK1AK 對稱布置時 。由 ， ，得423.H5.34.968hb43.H ；故載荷系數35.F 706.12.1HvAK 6)按實際載荷系數校正所算得的分度圓直徑，得 mdttt 85.47.331 7)計算模數 m zt 81.27.1 (3) 按齒根彎曲強度設計 彎曲強度設計公式為 321)(FSdYzKTm (1)確定公式內各計算數值 1）查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限 ；大齒輪的彎曲MPaFE501 強度極限 ；MPaFE3802 2）查得彎曲疲勞壽命系數 , ;8.1FNK8.2FN 3)計算彎曲疲勞許用應力。 浙江理工大學本科畢業(yè)設計 17 取彎曲疲勞安全系數 S=1.4，得 MPaSKFENF57.3011 FEF86.221 4)計算載荷系數 K。 .135.FvA 5）查取齒形系數。 查得 ， 。65.21FaY26.Fa 6）查取應力校正系數。 查得 , 。8.1Sa74.12Sa 7）計算大、小齒輪的 加以比較FY 01379.1FSa 64.2FSaY 大齒輪的數值大。 (2) 設計計算 54.2016.172.08463 m 對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數 m 大于由齒 根彎曲疲勞強度計算的模數，由于齒輪模數 m 的大小主要取決于 彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載 能力，僅與齒輪直徑（即模數與齒數的乘積）有關，可取由彎曲 強度算得的模數 2.54 并就近應圓整 ，按接觸強度算得6.2 插秧機機械變速箱設計 18 的分度圓直徑 ，算出小齒輪齒數 ，大齒輪md5.431171mdz 齒數 。72z 這樣設計出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度要求， 又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到結構緊湊，避免浪費。 4、幾何尺寸計算 (1) 計算分度圓直徑 mzd2.46.171 352 (2) 計算中心距 mda4.821 (3) 計算齒輪寬度 db92.01 （4）計算齒頂圓直徑 mmhaa 2.54.1 d6106322 （5）計算齒根圓直徑 chaf 2.345.4)(1 mmdf 61261322 3.4.2 其他齒輪參數 根據此計算方法，可以算出其他齒輪(均為標準齒輪)的參數如下： 模數 齒數 分度圓直徑 齒頂圓直徑 齒根圓直徑 齒輪 1 2.6 17 44.2 52.2 34.2 齒輪 2 2.6 27 70.2 78.2 60.2 齒輪 3 2.6 31 80.6 88.6 70.6 齒輪 4 2.6 17 44.2 52.2 34.2 浙江理工大學本科畢業(yè)設計 19 齒輪 5 2.6 17 44.2 52.2 34.2 齒輪 6 2.6 51 132.6 140.6 122.6 齒輪 7 2.6 41 106.6 114.6 96.6 齒輪 8 2.6 37 96.2 104.2 86.2 齒輪 9 2.6 46 119.6 127.6 109.6 3.5 直齒圓柱齒輪的受力計算 齒輪 1（齒輪 6）所受的切向力： N1.296.485321t dTF 齒輪 1（齒輪 6）所受的徑向力： tr 37.4.00an 齒輪 2（齒輪 7）所受的切向力： 1.3827.521t2dT 齒輪 2（齒輪 7）所受的徑向力： NFtr 3.5064.0an2 齒輪 3（齒輪 8）所受的切向力： 29.16.845331t dT 齒輪 3（齒輪 8）所受的徑向力： tr 36.48.020an 齒輪 4（9） （惰輪 5）所受的切向力： N1.29.4531t4dTF 齒輪 4（9） （惰輪 5）所受的徑向力： tr 37.6.02190an1 插秧機機械變速箱設計 20 第四章 軸的設計計算 4.1 輸入軸的設計計算 4.1.1 估算軸的直徑 （1） 已知條件 輸入軸的傳遞的功率 ，轉速 ，傳遞kw246.15P301nr/min 轉矩 。mN53.481T （2） 選擇軸的材料 因傳遞功率不大，并對重量及結構尺寸無特殊要求，故選常用的 材料 45 鋼，調質處理。 （3）初算直徑 查表取 C=120 m63.204.1520331nPCd 4.1.2 軸的結構設計 圖 4-1 輸入軸結構 如圖 4-1 所示，由于該軸前端與發(fā)動機相連，后端為液壓系統(tǒng)提供 動力，所以該軸應為常轉軸，但又要滿足在發(fā)動機不停止工作的條件下， 實現主變速箱的工作起停，所以將倆對雙聯齒輪結合并空套于軸上，將 滾針軸承內圈固定于軸上，再將齒輪與軸承外圈固定。主離合器的主動 浙江理工大學本科畢業(yè)設計 21 摩擦片與軸前端的花鍵相嚙合，主動摩擦片帶動從動摩擦片與左端雙聯 齒輪的花鍵相嚙合，實現動力的傳遞。 4.1.3 花鍵類型的選取 在此設計中根據經驗和經濟性要求選取壓力角為 45 度 漸開線花鍵， 由于齒形鈍而短，與壓力角為 30 度的漸開線花鍵相比，對連接件的削弱 較小，但工作面高度較小，故承載能力較低，多用于載荷較輕，直徑較 小的靜聯接特別適用于薄壁零件的軸轂連接。 漸開線花鍵的定心方式為齒形定心。當齒受載時，齒上的徑向力能 起到自動定心的作用利于各齒的均勻受載，其主要失效形式為工作面的 壓潰，需要校核其擠壓應力。 4.1.4 軸承類型的選取 由于該軸上的齒輪均為直齒圓柱齒輪，幾乎沒有軸向力的作用，故 在軸段使用倆個深溝球軸承，其特點是主要承受徑向載荷，也可同時承 受較小的軸向載荷。當量摩擦系數最小。在高速運轉時可承受純軸向載 荷，并且大量生產，價格最低。滿足經濟性和實用性要求。 空套在軸上的齒輪，根據經驗和實用性要求，采用滾針軸承來達到 預期效果，因為在同樣的內徑條件下，與其他類型的軸承相比，其外徑 最小，內圈和外圈可以分離，工作時允許內、外圈有少量的軸向錯動。 有較大的徑向承載能力。一般不帶保持架且摩擦系數較大。 4.1.5 具體長度的選取 軸段 1 上安裝于發(fā)動機相連的聯軸器，根據給定的聯軸器型號，選 取軸段長度比聯軸器輪轂寬度略小，于是選定軸段 1 直徑 ，md201 長度 。mL5.621 軸段 2 上要安裝與主離合器相連的漸開線花鍵，根據經驗選定花鍵 型號為 GB 3478.1-1995。則軸段 2 直徑 ，長度 。d52L5.23 軸段 3 為過渡軸段，為使軸受力均勻，根據經驗選取軸段 3 直徑 ，長度 。md23mL5.3 插秧機機械變速箱設計 22 軸段 4 起到為齒輪軸向定位的作用，應比軸的直徑略大，選取軸段 4 直徑 ，長度 。md25mL154 軸段 5 起到主要承載載荷的作用，由剛才試算的結果，選取軸段 5 直徑 ，長度 。6.0065 軸段 6 為了與深溝球軸承配合，直徑需小于軸段 5 滿足軸承內徑的 標準值，這里取軸段 6 直徑 ，長度 。md176mL176 軸段 7 為了與液壓系統(tǒng)中的齒輪泵相配合，根據齒輪泵型號選取軸 段 7 直徑 ，長度 。d5.1L5.20 4.2 輸出軸的設計計算 4.2.1 估算軸的直徑 （1） 已知條件 為了滿足可靠性要求，應按低速級輸出軸功率和轉速試算該軸的 直徑，給出傳遞的功率 ，轉速 ，傳遞的轉kw641.2P10r/min2n 矩 。M139.82N2T （2） 選擇軸的材料 因傳遞功率不大，并對重量及結構尺寸無特殊要求，故選常用的材 料 40Cr。 （3） 初算直徑 查表取 C=97 m73.21064.97331nPCd 4.2.2 軸的結構設計 浙江理工大學本科畢業(yè)設計 23 圖 4-2 輸出軸結構 如圖 4-2 所示，由于該軸上的齒輪均為滑移齒輪，為了保證運動的精 確，由可靠性要求選取花鍵軸，且鍵的類型均為漸開線花鍵，漸開線花鍵 可以用制造齒輪的方法來加工，工藝性較好，制造精度也高，花鍵齒的根 部強度高，應力集中小，易于定心，在要求經?；频倪B接中可以采用漸 開線花鍵，其定心方式為齒形定心。當齒受載時，齒上的徑向力能起到自 動定心作用，利于各齒受力均勻，因為經?；疲瑢ㄦI表面磨損較為劇 烈，應進行耐磨性校核，根據經驗和計算給出該花鍵軸的花鍵型號為 GB 3478.1-1995。 4.2.3 具體長度的選取 軸段 1 為了與深溝球軸承配合，直徑需小于軸段 2 滿足軸承內徑的標 準值，這里取軸段 1 直徑 ，長度 。md71mL14 插秧機機械變速箱設計 24 軸段 2 起到主要承載載荷的作用，由剛才試算的結果，選取軸段 2 直 徑 ，長度 。md73.mL952 軸段 3 為了與深溝球軸承和主變速箱配合，直徑需小于軸段 2 滿足軸 承內徑的標準值，這里取軸段 3 直徑 ，長度 。d173mL5.93 4.3 惰輪軸的設計計算 4.3.1 估算軸的直徑 （1）已知條件 惰輪軸的傳遞的功率 ，轉速 ，傳遞轉kw64.13P30nr/min 矩 。mN61.43T （2） 選擇軸的材料 因傳遞功率不大，并對重量及結構尺寸無特殊要求，故選常用的材 料 40Cr。 （3） 初算直徑 查表取 C=110 m65.18304.13nPCd 4.3.2 軸的結構設計 圖 4-3 惰輪軸結構 浙江理工大學本科畢業(yè)設計 25 如圖 4-3 所示，該軸結構較為簡單只有一個齒輪作為軸上主要部 件。倆端均為深溝球軸承，該軸具有較好的工藝性，采取調質方法進 行熱處理。 4.3.3 具體長度的選取 軸段 1 為了與深溝球軸承配合，直徑需小于軸段 2 滿足軸承內 徑的標準值，這里取軸段 1 直徑 ，長度 。md01mL8.71 軸段 2 起到主要承載載荷的作用，由剛才試算的結果，選取軸段 2 直徑 ，長度 。md65.18L2 軸段 3 為了與深溝球軸承配合，直徑需小于軸段 2 滿足軸承內 徑的標準值，這里取軸段 3 直徑 ，長度 。md153mL13 4.4 輸出軸的強度校核及軸承壽命校核 4.4.1 按彎扭合成強度條件校核 當輸出軸為低速時受到彎扭合成強度影響最強烈，所以用低速級進 行強度校核，校核過程如下： 1.29621F l 54.962 解得 NF1.07 則 9681 承受最大彎矩 mM24.5. 前面已經算出承受的扭矩 T30 根據軸的彎扭合成強度條件為： 圖 4-4 彎扭矩圖1 22)(Wca 其中： 軸的計算應力， ; c MPa 軸所受的彎矩， ； MmN 插秧機機械變速箱設計 26 軸所受的扭矩， ；TmN 軸的抗彎截面系數， ；對于該設計中的實心軸計算公式為W3 。31.0d 對稱循環(huán)變應力時軸的許用彎曲應力，經查表得 40Cr 材料的1 彎曲許用應力為 75MPa。 通常由彎矩產生的彎曲應力 是對稱循環(huán)變應力，而由扭矩所 產生的扭轉切應力 則常不是對稱循環(huán)變應力。為了考慮倆者 循環(huán)特性不同的影響，引入折合系數 ，在這里軸受到的扭轉 切應力為脈動循環(huán)變應力，去 。6.0 則 MPaWTMca 81.7373.21)9(4.58)( 222 1 該軸直徑符合彎扭合成強度條件，故取輸出軸直徑 md. 4.4.2 對軸端軸承進行壽命校核 由于齒輪均選用直齒圓柱齒輪，所以幾乎不受軸向力的影響，由經 驗和可靠性原則選定軸承類型為深溝球軸承，型號為 6303，額定靜載 荷 計算過程如下：NC602 兩個軸承的徑向力前面已經算出分別為： ， 。NFr96.178NFr14.072 兩個軸承均為深溝球軸承，均無派生軸向力產生，故 ad2121 經查表得該型號軸承判斷系數 e=0.24,且當 的時候，取eFr/ 。當 的時候，取 。0,1YXeFra/ 8.,56.0YX 該軸承 ，取 。r0,1 所以 NFPar9.71 。YXr 4022 浙江理工大學本科畢業(yè)設計 27 則根據公式 ，公式中 n 應取軸的最大轉速，即高速 PCnLh601 級轉速 ， 因為是深溝球軸承， 應取值為 3。按受力最mi/25rn 大的軸承校核。 hPCnLh 5366 109.8.1725001 滿足該種型號軸承的額定壽命。故可以選用深溝球軸承 6303。 4.5 惰輪軸的強度校核及軸承壽命校核 4.5.1 按彎扭合成強度條件校核 由前面算出的惰輪軸齒輪受力進行校核，校核過程如下： 1.29621F l .962 解得 NF1.08 則 1 承受最大彎矩 mM6.58.9 前面已經算出承受的扭矩 mNT4610 根據軸的彎扭合成強度條件為: 122)(WTMca 其中： 軸的計算應力， ;ca MPa 軸所受的彎矩， ； 圖 4-5 彎扭矩圖mN 軸所受的扭矩， ；T 插秧機機械變速箱設計 28 軸的抗彎截面系數， ；對于該設計中的實心軸計算公式W3m 為 。31.0d 對稱循環(huán)變應力時軸的許用彎曲應力，經查表得 45 號鋼材1 料的彎曲許用應力為 45MPa。 通常由彎矩產生的彎曲應力 是對稱循環(huán)變應力，而由扭矩所 產生的扭轉切應力 則常不是對稱循環(huán)變應力。為了考慮倆者 循環(huán)特性不同的影響，引入折合系數 ，在這里軸受到的扭轉 切應力為對稱循環(huán)變應力，去 。6.0 則 PaWTMca 29.45.18)(6.5)( 3222 1 該軸直徑符合彎扭合成強度條件，故取惰輪軸直徑 md65.8 4.5.2 對軸端軸承進行壽命校核 由于齒輪均選用直齒圓柱齒輪，所以幾乎不受軸向力的影響，由經 驗和可靠性原則選定軸承類型為深溝球軸承，型號為 6202，額定靜載 荷 計算過程如下：NC5608 兩個軸承的徑向力前面已經算出分別為： ， 。NFr1.0981NFr1.0982 兩個軸承均為深溝球軸承，均無派生軸向力產生，故 ad2121 經查表得該型號軸承判斷系數 e=0.22,且當 的時候，取eFr/ 。當 的時候，取 。0,1YXeFra/ 0.,56.YX 該軸承 ，取 。r0,1 所以 NFPar.981 。YXr022 浙江理工大學本科畢業(yè)設計 29 則根據公式 ，公式中 n 應取惰輪軸的轉速， PCnLh601 ， 因為是深溝球軸承， 應取值為 3。按受力最大的軸mi/30rn 承校核。 hPCnLh 5366 104.7.10983501 滿足該種型號軸承的額定壽命。故可以選用深溝球軸承 6202。 插秧機機械變速箱設計 30 第五章 離合器的選用和裝配 5.1 離合器的選用 根據經驗、可靠性原則以及箱體盡量小的要求，決定采用摩擦片式離 合器，方便操縱，符合要求。 5.2 摩擦片式離合器簡介 摩擦離合器是應用得最廣也是歷史最久的一類離合器，它基本上是由 主動部分、從動部分、壓緊機構和操縱機構四部分組成。主、從動部分和 壓緊機構是保證離合器處于接合狀態(tài)并能傳動動力的基本結構，而離合器 的操縱機構主要是使離合器分離的裝置 12。 在分離過程中，踩下離合器 踏板，在自由行程內首先消除離合器的自由間隙，然后在工作行程內產生 分離間隙，離合器分離。在接合過程中，逐漸松開離合器踏板，壓盤在壓 緊彈簧的作用下向前移動，首先消除分離間隙，并在壓盤、從動盤和飛輪 工作表面上作用足夠的壓緊力；之后分離軸承在復位彈簧的作用下向后移 動，產生自由間隙，離合器接合 13。 5.3 摩擦片式離合器原理 所謂離合器，顧名思義就是說利用“離”與“合”來傳遞適量的動力。 離合器由摩擦片、彈簧片、壓盤以及動力輸出軸組成、它位于發(fā)動機與變 速箱之間，用來將發(fā)動機飛輪上儲存的力矩傳遞給變速箱，以保證車輛在 不同的行駛狀況下傳遞給驅動輪適量的驅動力和扭矩，屬于動力總成的范 疇，在半聯動的時候，離合器的動力輸入端與動力輸出端允許有轉速差， 也就是通過其轉速差來實現傳遞適量的動力 14。 離合器分為三個工作狀態(tài)，即踩下離合器的不聯動，不踩下離合器的 全聯動，以及踩下離合器的半聯動。當車輛起步時，司機踩下離合器，離 合器踏板的運動拉動壓盤向后靠，也就是壓盤與摩擦片分離，此時壓盤與 飛輪完全不接觸，也就不存在相對摩擦。當車輛在正常行駛時，壓盤是緊 緊擠靠在飛輪的摩擦片上的，此時壓盤與摩擦片之間的摩擦力最大，輸入 軸和輸出軸之間保持相對靜摩擦，二者轉速相同。最后一種是離合器的半 聯動狀態(tài)，壓盤與摩擦片的摩擦力小于全聯動狀態(tài)。此時，離合器壓盤與 浙江理工大學本科畢業(yè)設計 31 飛輪上的摩擦片之間是滑動摩擦狀態(tài)，飛輪的轉速大于輸出軸的轉速，從 飛輪傳輸出來的動力部分傳遞給變速箱 15。這種狀態(tài)下，發(fā)動機與驅動輪 之間相當于一種軟連接的狀態(tài)。 一般來說，離合器是在車輛起步和換擋時發(fā)揮作用，此時變速箱的一 軸與二軸之間存在轉速差，檔位掛進以后，再通過離合器將一軸與發(fā)動機 的動力結合，使動力繼續(xù)得以傳輸。在離合器中，還有一個不可或缺的緩 沖裝置。它由兩個類似于飛輪的圓盤對在一起，在圓盤上有矩形凹槽，在 凹槽內部布置彈簧，在遇到沖擊時，兩個圓盤之間的彈簧相互發(fā)生彈性作 用，緩沖外界刺激，有效的保護了發(fā)動機和離合器 16。 在離合器的各個配件中，壓緊彈簧的強度，摩擦片的摩擦系數、離合 器的直徑、摩擦片的位置以及離合器的數目是決定離合器性能的關鍵因素。 彈簧的剛度越大，摩擦片的摩擦系數越高，離合器的直徑越大，離合器性 能越好 17。 5.4 摩擦片式離合器主從動件設計 如圖 5-1 所示，主離合器外殼（ c）上的內花鍵與輸入軸上的外花鍵相配 合，當欲使離合器工作時，駕駛員給離合器外殼以力的作用，使得與離合 器外殼相連的主動摩擦片（a）轉動并向后靠與從動摩擦片（b）相接觸， 內摩擦片為了有效散熱，上面設計有油槽結構，借助摩擦力的作用外摩擦 片將動力傳遞給內摩擦片，由于內摩擦片上的內花鍵與（d）離合器內套嚙 合，故可將動力傳遞給離合器內套，離合器內套的的漸開線內花鍵又與雙 聯齒輪上的外花鍵相嚙合，將動力傳遞給齒輪 18。 （a） (b) (c)