割灌機的設計-側(cè)掛式-小型便攜式割草機除草機【12張CAD圖紙、說明書完整打包】

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Our shrub rich in natural resources, in recent years, in orderto sand and sand, soil and water conservation, improve the ecological systems,maintain ecological balance, ongoing large-scale cultivation of shrubs, InnerMongolia Erdos City, there is only desert shrubs more than 1,200 acres, inwestern China region desert shrubs resources are very rich and concentrated,according to the biological characteristics of desert shrubs, every 3-5 years onthe need for stubble, stubble growth accelerated after germination force tostrengthen, with rejuvenation effect. Stubble harvest if manual labor, itslabor-intensive and low productivity, therefore, in order to improve productionefficiency, brush cutter is essential. And the design of the side-mount cutters isone of simple, fast machines.Brush cutting diameter 18cm function within a variety of trees weeds;small portable as possible, in order to facilitate regional rugged mountainsfluctuating zone operation, flexible working; powered device should meet therequirements of national standards; long in harsh noise environments work willlead to occupational deafness, and prone to hearing loss 4KHz nearby, whichis the characteristics of occupational deafness, so brush cutters work shouldtry to avoid excessive noise, and use the silencer; handle to minimize vibration;working part nylon filament, such as a circular saw blade cutting parts.Keywords: brush cutter; noise reduction; shock.3目錄引言第一章技術任務書1.1 設計的依據(jù)1.2 產(chǎn)品的用途及使用范圍1.3 主要技術指標和重要技術參數(shù)1.4 主要工作原理1.5 國內(nèi)外研究狀況1.5.1 國內(nèi)外發(fā)展概述1.5.2 常見的割灌機械分類及其割灌原理1.6 離合器的設計1112251.6.1 確定總體設計方案 61.6.2 確定離合器需要傳遞的扭距 61.6.3 摩擦式離合器摩擦片參數(shù)與尺寸計算61.6.4 摩擦式離合器圓柱螺旋壓縮彈簧參數(shù)與尺寸計算81.6.5 圓盤摩擦離合器軸平鍵參數(shù)與尺寸計算101.7 機構設計與用戶的一致性設計13第二章設計計算說明書2.1 設計方案論證142.1.1 割灌機的設計原理142.1.2 方案的選擇 1442.1.3 機構的動力選擇 152.2 齒輪的設計162.2.1 設計參數(shù)162.2.2 輪齒的受力分析192.2.3 齒根彎曲疲勞強度計算 202.2.4 齒面接觸疲勞強度計算 222.2.5 曲齒錐齒輪傳動232.2.6 齒輪箱的降噪研究252.3 把手振動分析2.3.1 主要振源分析272.3.2 把手振動測試與頻譜分析 282.3.3 振動分析小結293 割灌機的使用注意事項3.1 使用注意事項3.2 使用保護用品31334 結論致謝參考文獻附錄5引言割灌機主要用于草坪修剪、幼林撫育、林地清理，以及果園、牧場的割草。裝上附件還可用于水稻、小麥等農(nóng)作物的收割, 是一種用途廣泛的農(nóng)林機械。目前, 全世界割灌機的年產(chǎn)量有好幾萬臺。其中日本是世界上生產(chǎn)和使用割灌機最多的國家之一。我國割灌機的研制起步較晚，而且產(chǎn)量低，品種少，且基本上都是側(cè)掛式割灌機, 已遠遠不能滿足國民經(jīng)濟飛速發(fā)展的需要。作為世界農(nóng)業(yè)大國, 割灌機在我國潛在著巨大的市場，開發(fā)高性能割灌機已勢在必行。6第一章技術任務書1.1 設計的依據(jù)割草機主要用在園林方面。割除林中的灌木、雜草以利林木的生長，行人的走動。近幾年城市草坪的大量種植，一些小草坪的修剪、樹根周圍等草坪修剪機達不到的地方的草坪修剪都可以用割灌機來完成。我國灌木樹種資源極為豐富, 近幾年來, 為了防風固沙、保持水土、改善生態(tài)系統(tǒng)、維持生態(tài)平衡, 正在持續(xù)大面積種植灌木, 我國西部地區(qū)沙生灌木資源也非常豐富且集中。根據(jù)沙生灌木的生物學特性, 每 35 年就需進行平茬,平茬后生長加快, 萌發(fā)力加強, 具有復壯作用。平茬收割時若手工勞作, 其勞動強度大且生產(chǎn)效率低, 因此只有使用專業(yè)的割灌機械才能提高生產(chǎn)效率。我國林木收獲機械產(chǎn)業(yè)化起步晚, 與歐美等發(fā)達國家相比在技術、制造手段和工藝等方面都還有一定的差距, 主要是產(chǎn)品的品種不全, 適應性和配套性差,產(chǎn)品的技術水平比較低。1.2 產(chǎn)品的用途及使用割灌機，又稱割草機或機動鐮，通過動力不同分為電動和內(nèi)燃動力，內(nèi)燃動力分為二沖程和四沖程汽油機，通過傳動方式不同分為軟軸傳動和直桿傳動，用途十分廣泛，如園林綠化、庭院維護、公路清理、森林防火、莊稼收獲等。1.3 主要技術指標和重要技術參數(shù)（1）整機重量8kg72（3）耳旁噪聲90dB（4）修剪灌木雜草株徑：20mm1.4 主要工作原理作業(yè)時，發(fā)動機輸出端帶動離合器轉(zhuǎn)動，由于受到離心力的作用，離合塊與離合碟產(chǎn)生摩擦力從而使離合碟轉(zhuǎn)動而帶動傳動軸轉(zhuǎn)動，軸的另一端選用直齒圓錐齒輪減速器控制刀片轉(zhuǎn)速，將傳動軸的鋁合金套管上的鉤環(huán)掛在操作者肩下的背帶上，握住手把，橫向擺動硬軸,即可完成切割雜草、灌木等作業(yè)。1.5 國內(nèi)外研究狀況1.5.1 國內(nèi)外發(fā)展概述國內(nèi)：我國園林收獲產(chǎn)業(yè)化起步比較晚，與工業(yè)發(fā)達國家比在技術，制造手段和工藝方面都有較大差距，主要因為產(chǎn)品品種不全，適應性和配套性差，產(chǎn)品技術水平比較低。我國割灌機的開發(fā)研究起步于20世紀60年代，1992年黑龍江省木材采運研究所研制出2G-200型懸掛式割灌機；遼寧省法庫縣農(nóng)機推廣站對東風-2型小麥收割機進行了設計改造，改造9GY-2.3型牧草收割機，實現(xiàn)一機多用；山西省廣靈縣新特服務部研制成功了檸條收割機和麻黃收割機；福建省林科所研制成功2GB-081型背負式割灌機；1999年廣西省柳州索羅小型動力機廠研發(fā)出具有國內(nèi)先進水平的3GC-1.5割灌機。國外：國外對割灌機的開發(fā)研究比較早，起點和水平都比較高，8（2）振動加速度a7m/s廣泛采用現(xiàn)代科學技術。如工程塑料，CDI無觸點電子點火等，機體質(zhì)量輕，功率大，操作靈巧，形成系列產(chǎn)品。以德國SHIHL公司，SOLO公司為代表。日本生產(chǎn)的割灌機型號很多，其中Xenoah杰納亞割灌機型號最多；前蘇聯(lián)生產(chǎn)的Cekop-3型割灌機可用于幼林的撫育，灌木的采伐和割草等，該機可用于大面積的除灌作業(yè)；此外，中小型的灌木收割機還有瑞典制造的帕爾.特內(nèi)爾B173和胡思可法爾165E割灌機，后者還帶有可以更換的尼龍除草絲轉(zhuǎn)盤，德國制造的FS200AV割灌機上還配有減震裝置；英國制造的大型灌木切割機有撒布列除灌機，12型灌木切碎機，橫軸甩錘式除灌機和水平甩錘式除灌機。目前，歐美各國幾乎所有的農(nóng)機公司生產(chǎn)灌木收割機械已經(jīng)形成系列化，主要結構和技術性能指標已沒有太大變化，只是在操作舒適性和電子計算機應用方面有所改進。1.5.2 常見的割灌機械分類及其割灌原理營林機械的一種。用于林地清理、幼林撫育、次生林改造和森林撫育采伐等割除灌木、雜草，修枝，伐小徑木，割竹等作業(yè)。在割灌機上配備一些可更換的附加裝置或設備,還可用于收割稻麥等農(nóng)作物,以及抽水、打穴鉆孔、噴施農(nóng)藥等作業(yè)。割灌機的研制同小型動力機械的發(fā)展有密切關系。 第二次世界大戰(zhàn)后， 聯(lián)邦德國、美國、瑞典等生產(chǎn)油鋸的廠家將傳動軸和切割工作部件作為油鋸的附件,供割草、割灌木使用。在此基礎上,日本引進并研制成便攜式割灌機。割灌機根據(jù)作業(yè)方式可分為 3 種類型。便攜式割灌機，又分為側(cè)掛式和背負式兩種：9側(cè)掛式割灌機采用硬軸傳動，主要由發(fā)動機、傳動系統(tǒng)、離合器、工作部件、操縱裝置和側(cè)掛皮帶等組成。在傳動軸的一端配置0.75 2 千瓦的單缸二沖程風冷汽油機和離心式摩擦離合器；另一端安裝由減速器和切割刀具組成的工作部件。工作部件的類型很多，常用的為圓鋸片、刀片或尼龍絲。作業(yè)時，將傳動軸的鋁合金套管上的鉤環(huán)掛在操作者肩下的背帶上，握住手把，橫向擺動硬軸,即可完成切割雜草、灌木等作業(yè)。機具重約 612 千克,轉(zhuǎn)速約 45005000轉(zhuǎn)/分。背負式割灌機。用軟軸傳動，一般構造與側(cè)掛式割灌機相似，不同的是其發(fā)動機背在操作者背上，切割部件由軟軸傳動，發(fā)動機功率一般為 0.751.2 千瓦。 發(fā)動機與背架之間以兩點聯(lián)接并裝有特制橡膠件以隔振。軟軸為套裝在軟管內(nèi)的鋼絲撓性軸，用以傳遞扭矩。軟管為敷有橡膠保護套的金屬編織網(wǎng)包住的鋼帶纏卷的螺紋管，以防塵土侵入軸內(nèi)并保持軸表面的潤滑油。割幅一般在 1.52米之間。手扶式割灌機：由行走輪支承機具重量，由人推動機器前進，由發(fā)動機驅(qū)動工作部件進行切割灌作業(yè)。其構造和工作原理同便攜式割灌機相似。懸掛式割灌機：懸掛在拖拉機后面，由動力輸出軸驅(qū)動工作部件旋轉(zhuǎn)，適用于大面積割灌作業(yè)。主要由機架、鋸片、傳動裝置、懸掛裝置和推板等組成。割灌作業(yè)時，拖拉機后退行駛，工作速度為 5 公里小時,可鋸直徑為 10 厘米的灌木。割灌機的發(fā)展趨勢是用新型材料以進一步減輕重量；采用低振動10發(fā)動機和先進的減振隔振裝置并合理配置機件，以減少振動對人體的危害；提高機械的加工和裝配精度、改進吸排氣系統(tǒng)，以減低噪聲；增設各種安全保護裝置，以提高作業(yè)安全性；在懸掛式割灌機上增設灌木切碎裝置，簡化割下灌木的清理工序。1.6 離合器的設計離合器位于發(fā)動機和變速箱之間的飛輪殼內(nèi)，用螺釘將離合器總成固定在飛輪的后平面上，離合器的輸出軸就是變速箱的輸入軸。離合器類似于開關，接合或斷離動力傳遞作用，離合器機構其主動部分與從動部分可以暫時分離，又可以逐漸接合，并且在傳動過程中還要有可能相對轉(zhuǎn)動。離合器的主動件與從動件之間不可采用剛性聯(lián)系。離合器分為電磁離合器、磁粉離合器、摩擦式離合器和液力離合器。本次設計選擇摩擦式離合器，其特點更符合本次設計的要求。如圖1所示的摩擦式離合器：圖1-1 摩擦式離合器11圖1-2 摩擦式離合器三視圖1.6.1確定總體設計方案由于滑塊為兩塊，而離合器允許外徑偏小，考慮到便于布置零件，故采用壓縮彈簧的形式，離心塊與被動盤間隙取為1mm，滿足要求且便于計算?；瑝K離心式摩擦離合器主要用于草坪機械。1.6.2確定離合器需要傳遞的扭距離合器安裝軸轉(zhuǎn)速 n離 = n發(fā) =6000r/minpn1.56000=2.3875（N m）Mf= Me max （N m）式中：1扭距儲備系數(shù)，一般=1.22，此處取=1.2故 Mf= Me max =T 工=1.22.3875=2.865（N m）1.6.3摩擦式離合器摩擦片參數(shù)與尺寸計算12根據(jù)公式T=9550,可得T工=9550摩擦盤工作面平均直徑計算公式 DP=(2.54）d摩擦盤工作面外直徑 D1=1.25Dp，摩擦盤工作面內(nèi)直徑 D2=0.75Dp但經(jīng)驗算與校核，所取值不能滿足條件，不能采用。因此，改取摩擦盤外直徑 D1=120mm，內(nèi)直徑 D2=90mm1 12 2摩擦盤寬度 b=D1 D2 120 - 902 2=15mm摩擦面對數(shù) m=1摩擦盤脫開時所需的間隙取1mm根據(jù)公式 Tc=KTKmKV確定計算轉(zhuǎn)矩其中 T 為離合器理論轉(zhuǎn)矩，可取最大工作轉(zhuǎn)矩，即 T=4.011N m,K 為離合器工況系數(shù)，根據(jù)機械設計手冊6-222頁表6-3-3查表，此處 K 取1.2Km 為離合器接合頻率系數(shù)，根據(jù)機械設計手冊6-222頁表6-3-4查表，Km 取1KV 為 離 合 器 滑 動 速 度 系 數(shù) ， 根 據(jù) 公 式 m=Dpn60000(m/s)= 105 600060000=32.97(m/s)根據(jù)機械設計手冊6-222頁表6-3-5查表，可得 KV=0.924可得，Tc=1 . 2 40111 0.924=5209（N cm)壓緊力：Q=取0.172TcDPm，為摩擦面的摩擦系數(shù)，本設計采用黃銅，代入后 Q=2 520910.5 0.17 1=3830（N)13由公式的DP=（D1+D2）=（120+90）=105mm=2 28其中 pp 為許用壓強，根據(jù)機械設計手冊6-232頁表6-3-16查-2K1為摩擦片數(shù)修正系數(shù)，根據(jù)機械設計手冊6-238頁表6-3-20查表，取 K1=1將參數(shù)代入公式得1 2 2821摩擦面壓強：應滿足 p=4Q(D12 - D2 2 )pp將已知量代入公式可得 p=4 38302 2-2根據(jù)機械設計手冊6-232頁表6-3-16查表，知許用壓強為20-21.6.4摩擦式離合器圓柱螺旋壓縮彈簧參數(shù)與尺寸計算1) 原始條件最小工作載荷 P1=0 N最大工作載荷 pn = 3830 N工作行程 h=8 mm端部結構：端部并緊，磨平，兩端支撐圈各一圈彈簧材料：碳素彈簧鋼絲 C 級2）參數(shù)計算初算彈簧剛度 P：P=pn - p1 3830 - 0h 8=478.75(N/mm)14許用傳遞轉(zhuǎn)矩：應滿足Tcp=1(D1-D2)DpmppK1Tc表，本設計取2040Ncm因此可知TcpTc，滿足校核條件。=37.44Ncm40Ncm，所以符合。=工作極限載荷 Pj Pn ，故 Pj=3830 N彈簧材料直徑 d 及彈簧中徑 D 與有關參數(shù)根據(jù) Pj與 D 條件從機械設計手冊11-24頁表11-2-19查表得有效圈數(shù) n：n=Pdp=1543478.75= 3.22 圈按照機械設計手冊11-17頁表11-2-10取標準值為 n=3.25總?cè)?shù) n1=n+2=3.25+2=5.25 圈彈簧剛度 P：P=Pd 1543n 3.25=474.77 N/mm工作極限載荷下的變形量 Fj =nj=3.252.991=9.72mm 9.7mm節(jié)距 t：t=Fjn+d=9.73.25+10=12.98mm自由高度 H0= nt +1.5d=3.2512.98+1.510=57.2mm根 據(jù) 機 械 設 計 手 冊 11-17 頁 表 11-2-12 取 標 準 值 為H0=58mm彈簧外徑 D2=D+d=40+10=50mm彈簧內(nèi)徑 D1=D-d=40+10=30mm螺旋角= arctantD= arctan12. 98 400展開長度 L：L=Dn1cos= 40 5 . 25cos 5.897 0=663.24mm驗算15dDPjjPd104046152.9911543=5.897最小載荷時的高度：H1= H0-P1P=58-0263.3= 58mm最大載荷時的高度： Hn = H0 -PnP= 58-3830478.75=50mm極限載荷時的高度： Hj = H 0-PjP= 58-3830478.75= 50mm實際工作行程：h=H1-Hn =58-50=8mm高徑比：b=H 0D=5840=1.452.6符合條件，不必進行穩(wěn)定性驗算。1.6.5圓盤摩擦離合器軸平鍵參數(shù)與尺寸計算1）摩擦盤用平鍵參數(shù)選擇根據(jù)要求，離合器軸與摩擦片間連接采用平鍵連接。離合器主動摩擦盤安裝軸直徑為20mm，查表選用以下尺寸的平鍵：2）鍵連接的強度計算p =2TDkl pp其中 T：為轉(zhuǎn)矩 T=52090N mmD：軸的直徑 D=20mmk：鍵與輪轂的接觸高度 k=2.8mm，即 t2,l：鍵的工作長度(mm)，選用 B 型平鍵，l=L=28mm16軸的公稱直徑 d鍵尺寸 b*h鍵槽深度半徑軸 t1轂 t2最小最大17226*63.52.80.160.25長度 L28pp：許用擠壓應力 MPa ，按照機械設計手冊5-227頁表5-3-17查表得 pp取100120MPa代入公式得 p =2 5209020 2.8 28= 66.441MPa pp滿足校核條件。3）鍵連接的強度計算根據(jù)題目要求，此處為平鍵的靜聯(lián)接，應用的計算公式為p =2TDkl pp其中 T：為轉(zhuǎn)矩 T=52090N mmD：軸的直徑 D=25mmk：鍵與輪轂的接觸高度 k=3.3mm，即 t2,l：鍵的工作長度 mm，選用 B 型平鍵，l=L=28mmpp：許用擠壓應力 MPa ，按照機械設計手冊5-2頁表 5-3-17 查表得 pp取 100120MPa代入公式得 p =2 5209025 3.3 28= 45.1MPa pp滿足校核條件。4）圓盤摩擦離合器軸承參數(shù)與尺寸選用此處軸承的作用是傳遞軸向力，因此選用推力球軸承。軸直徑 d=25mm，按照機械設計手冊7-418頁表7-2-94查表，選用以下單向推力球軸承：此型號推力球軸承滿足離合器使用要求。5）圓盤摩擦離合器其他參數(shù)與尺寸確定墊片：根據(jù)離合器安裝軸尺寸，查機械設計手冊5-15017頁表5-1-157選取平墊圈 C 級（GB/T952002）公稱直徑 d=12mm，外徑 d2=24mm，內(nèi)徑 d1=13.5mm，厚度 h=2.5mm螺栓：根據(jù)離合器安裝軸尺寸，查機械設計手冊5-86頁表5-1-83 ，選取 M12的螺栓。18基本尺寸/mmd25D42T11基本額定載荷/ kNCa15.2C0a30.2最小載荷常數(shù)A0.005極限轉(zhuǎn)速r/min脂4300油6000質(zhì)量 /kgW0.055軸承代號51000型51105其他尺寸/mmD126D142r0.6安裝尺寸/mmda35Da32r a0.61.7 機構設計與用戶的一致性設計從機構運動的功能出發(fā)，按變異組合法和類比法完成機構的構件和設計；在作品樣機加工前，使用三維造型軟件進行三維造型、虛擬裝配和運動仿真；理論上驗證設計的可行性，然后進行樣機制作；外觀簡單美觀，拆裝方便，質(zhì)量輕，適合家庭用戶使用；噪聲降低，振動降低，大大減少對操作者的傷害；采用齒輪機構（實現(xiàn)減速），提高整機的工作效率，解決了普通割灌機工作效率不高的問題；采用的割灌高度調(diào)節(jié)機構，解決了目前手動割灌機不易實現(xiàn)高度調(diào)節(jié)的問題；產(chǎn)品成本（制造和使用成本）低，符合廣大用戶購買能力的要求。19第二章設計計算說明書2.1 設計方案論證2.1.1 割灌機的設計原理側(cè)掛式割灌機采用硬軸傳動， 主要由發(fā)動機、 傳動系統(tǒng)、離合器、工作部件、操縱裝置和側(cè)掛皮帶等組成。在傳動軸的一端配置 0.75 2 千瓦的單缸二沖程風冷汽油機和離心式摩擦離合器；另一端安裝由減速器和切割刀具組成的工作部件。工作部件的類型很多，常用的為圓鋸片、刀片或尼龍絲。作業(yè)時，發(fā)動機輸出端帶動離合器轉(zhuǎn)動，由于受到離心力的作用，離合塊與離合碟產(chǎn)生摩擦力從而使離合碟轉(zhuǎn)動而帶動傳動軸轉(zhuǎn)動，軸的另一端選用直齒圓錐齒輪減速器控制刀片轉(zhuǎn)速，將傳動軸的鋁合金套管上的鉤環(huán)掛在操作者肩下的背帶上，握住手把，橫向擺動硬軸,即可完成切割雜草、灌木等作業(yè)。2.1.2 方案的選擇套管采用小直徑薄型鋁合金管，操縱把手用鋁套管，傳動軸采用拉光圓鋼，一頭為 M7 螺紋與離合碟相連，另一端為直齒圓錐齒輪的小齒輪相連，這樣大大簡化了結構，減輕了質(zhì)量。套管內(nèi)置五只帶橡膠套的滾針軸承，大大減少了傳動軸傳遞到套管的振動，離合器與套管之間用減振器隔開，以消除發(fā)動機傳到把手處的振動。用偏置式把手，使得側(cè)掛后刀片位于人體的正前方，方便操20作者，同時，操縱把手可繞夾持中心旋轉(zhuǎn)，并可任意調(diào)整操作者與桿身的位置，以適應工作時的自然姿勢。一體式油門把手采用油門鎖定、啟動及?；鹧b置，以確保油門不會因誤操作而高速空轉(zhuǎn)、啟動時保持一定的油門開度及突遇緊急情況時可迅速?；?。采用外形美觀的偏置式防護罩有效地擋住切割時甩出的雜草。掛鉤一側(cè)加襯板，以減少機具與人的摩擦，加厚加寬背帶及襯里，可大大減輕操作者長時間工作的疲勞。2.1.3 機構的動力選擇配套發(fā)動機的選擇是整機的關鍵，整機要求以割草為主，同時也能割灌，這樣就需要發(fā)動機功率在 1kW 左右，排量在 30 到40 之間，同時質(zhì)量在 3kg 左右。在此，動力選擇如下：型號型式排量最大功率最大扭矩油箱容積化油器點火方式1E36F；單缸、風冷、二沖程汽油機；33.6cc；1.1kW/7500r/min；1.7Nm/5000-6000r/min；0.6L；泵膜式，泵式加濃；無觸點飛輪磁電機點火；21磁電機燃油牌號潤滑油牌號火花塞型號啟動方式質(zhì)量TCI；90 號汽油；二沖程專用潤滑油 L-ERA；M7；自回式手拉繩啟動；2.88kg。2.2 齒輪設計過程減速器在原動機和工作機或執(zhí)行機構之間起匹配轉(zhuǎn)速和傳遞轉(zhuǎn)矩的作用，在現(xiàn)代機械中應用極為廣泛。減速器按用途可分為通用減速器和專用減速器兩大類，兩者的設計、制造和使用特點各不相同。選用減速器時應根據(jù)工作機的選用條件，技術參數(shù)，動力機的性能，經(jīng)濟性等因素，比較不同類型、品種減速器的外廓尺寸、傳動效率、承載能力、質(zhì)量、價格等，選擇最適合的減速器。減速器是一種相對精密的機械，使用它的目的是降低轉(zhuǎn)速，增加轉(zhuǎn)矩。本次設計所使用的減速器為錐齒輪減速器，由于工作要求的不同，錐齒輪傳動可設計成不同的形式。而這次設計的小型便攜式割灌機使用的是常用的軸交角的標準直齒錐齒輪傳動的強度222.2.1 設計參數(shù)直齒錐齒輪傳動是以大端參數(shù)為標準值的。在強度計算時，則以齒寬中點處的當量齒輪作為計算的依據(jù)。對軸交角 120的22計算。直齒錐齒輪傳動，其齒數(shù)比 u、錐距 R、分度圓直徑 d 1 、 d 2 、平均分度圓直徑 dm1、 dm 2 、當量齒輪的分度圓直徑 dv1、 dv 2之間的關系分別為u =z 2z1=d 2d1= cot 1 = tan 2（a）大、小齒輪均選用 45 鋼，選用 8 級精度，選取 z1=16， z 2 =22，則 u=2216=1.375 1 = arctan 2 = arctanz1z 2z 2z1=16222216= 36.02737 ，= 53.97263，d1 16mm， d 2 = 22mm2 2R = + = d 1 2 2 計算得 R = 13.601mmu 2 + 12（b）dm1d 1=dm 2d 2= 1 0.5bR（c）令 R =bR，稱為錐齒輪傳動的齒寬系數(shù)，通常取 R = 0.25 0.35 ，最常用的值為 = 0.3 于是dm = d (1 0.5R)（d）dm1 = de1(1 0.5R) = 13.6472dm 2 = de 2(1 0.5R) = 18.7649當量直齒圓柱齒輪的分度圓半徑 rv 與平均分度圓直徑 dm 的關系式為rv =dm2 cos （e）現(xiàn)以 mm 表示當量直齒圓柱齒輪的模數(shù)，亦即錐齒輪平均分度圓上齒輪的模數(shù)（簡稱平均模數(shù)），則當量齒數(shù) zv 為23d1d2計算得zv =dvmm=zcos （f）當量齒輪的齒數(shù)比uv =zv 2zv1= u 2（g）顯然，為使錐齒輪不致發(fā)生根切，應使當量齒數(shù)不小于直齒圓柱齒輪的根切齒數(shù)。另外，由式（d）極易得出平均模數(shù) mm 和大端模數(shù) m 的關系為mm = m(1 0.5R)（h）計算得 mm = 0.85295mm頂隙：c=c*me=0.21=0.2mm大端齒頂高：ha1=(1+x1）me=(1+0.18)1=1.18mm,ha2=0.82mm大端齒根高：hf1=(1+c*-x1)me=（1+0.2-0.18)1=1.02mmhf2=(1+c*-x2)me=（1+0.2+0.18)1=1.38mm全齒高：h=(2+c*)me=（2+0.2)1=2.2mm齒根角：f1= arctanf2= arctanhf 1Rehf 2Re000 00 0 00 0 00 0 00 0 0圓直徑： dae1 = de1 + 2ha1 cos 1 = 16+21.180.808736=17.909mmdae2 = de2 + 2ha 2 cos 2 = 22+20.820.588171=22.965mm24=4.28884=5.79358齒頂角：a1=f2=5.79358，a2=f1=4.28884頂錐角：a1=1+a1=36.02737+5.79358=41.82095a2=2+a2=53.97263+4.28884=58.26147根錐角：f1=1-f1=36.02737-4.28884=31.73853f2=2-f2=53.97263-5.79358=48.17905大端齒頂當量齒數(shù)： zv1 =z1cos 1= 19.784mm， zv 2 =z 2cos 2= 37.404mm當量齒輪分度圓：dv1=dm1u 2 + 1u2當量齒輪根圓：dvb1=dv1cos=15.857mm，dvb2=dv2cos=29.980mm122.2.2 輪齒的受力分析直齒錐齒輪齒面上所受的法向載荷 Fn 通常都視為集中作用在平均分度圓上，即在齒寬中點法向截面 N N（Pabc 平面）內(nèi)。與圓柱齒輪一樣，將法向載荷 Fn 分解為切于分度圓錐面的周向分力（圓周力） Ft 及垂直于分度圓錐母線的分力 F ,再將力 F 分解為徑向分力 Fr1 及軸向分力 Fa1。小錐齒輪輪齒上所受各力的方向如圖 10-2 所示，各力的大小分別為圖 2-1 直齒錐齒輪的輪齒受力分析Ft =2T 1dm1Fr1 = Ft tan cos 1 = Fa 2Fa1 = Ft tan sin 1 = Fr 2Fn =Ftcos 25=16.875mm，dv2=udv1=31.904mm當量齒輪傳動中心距：av=(dv1+dv2)=24.390mm式中， Fr1 與 Fa 2及 Fa1與 Fr 2 大小相等，方向相反。2.2.3 齒根彎曲疲勞強度計算直齒錐齒輪的彎曲疲勞強度可近似地按平均分度圓處的當量圓柱齒輪進行計算。因而可直接沿用式F = FOYSa =KFtYFaYSabm F 得F =KFtYFaYSabmm F 直齒錐齒輪的載荷系數(shù)同樣為 K = KAKvKK ,其中使用系數(shù)KA 可查表得到，取 KA = 1.25；動載系數(shù) Kv 可按圖 10-3 中低一級的精度線及 vm(m / s )查??；圖 2-2 動載系數(shù) KV 值齒尖載荷分配系數(shù) KH 及 KF 可取為 1；齒向載荷分布系數(shù)可按下式計算KH = KF = 1.5KHbe式中， KHbe 是軸承系數(shù)，可從圖 10-4 中查取。引入式（h），得F =KFtYFaYSabm(10.5R ) F （1）26KA=1.25； KV =1.16； KF = KH = 1.65； KF = KH = 1.0；Ft=350NYFa 、 YSa 分別為齒形系數(shù)及應力校正系數(shù)，按當量齒輪 zv 。表 2-1 軸承系數(shù) KHbe表 2-3 齒形系數(shù) YFa 及應力校正系數(shù) YSa引入式（b），得b = RR = d 1Ru 2 + 12= mz1Ru 2 + 12并將Ft =2T 1dm1=2T 1mmZ 1=2T 1m(1 0.5R)Z 127應 用小輪和大輪的支承兩者都是兩端軸承一個兩端支承一個軸臂兩者都是懸臂飛機1.001.101.25車輛1.001.101.25工業(yè)用、船舶用1.101.251.50z(zv)232425262728YFa2.692.652.622.602.572.55YSa1.5751.581.591.5951.601.61z(zv)171819202122YFa2.972.912.852.802.762.72YSa1.521.531.541.551.561.57代入上式可得m 34KT 12 212YFaYSa（2）式(1)為設計計算公式；式（2）為校核計算公式。兩式中F 、F 的單位為 MPa ，m 的單位為 mm，其余各符號的意義和單位同前。2.2.4 齒面接觸疲勞強度計算直齒錐齒輪的齒面接觸疲勞強度，仍按平均分度圓處的當量圓柱齒輪計算，工作齒即為錐齒輪的寬度 b。按式計算齒面接觸疲勞強度時，式中的綜合曲率為1=1v1=1v 2得1=2 cos 1 1 +dm1 sin 1 uv （j）將式（j）即 uv = u 2， cos 1 =L = b ，得uu 2 + 1等代入下式，并令接觸線長度H =Pca ZE =KFt 2 cos 1 1 1 + 2 ZE = ZEZHb cos dm1 sin u 4KT 12 3 H 對 = 20的直齒錐齒輪， ZH = 2.5，于是可得H = 5ZEKT 1R(1 0.5R)23 H （3）28R(10.5R)zR(10.5R)d1ud 1 2.923H21R2（4）式（3）為設計計算公式；式（4）為校核計算公式。兩式中F 、F 的單位為 MPa ，m 的單位為 mm，其余各符號的意義和單位同前。復合齒形系數(shù)：YFS1=4.5；YFS2=4.45，重合度系數(shù)： Y =0.25+0 . 75V=0.71，14l bm 2 bb l bm= 1載荷分配系數(shù)：YLS= Z 2LS =1齒根彎曲應力計算值： F1 = 784N/mm2F2 = F1YFS2YFS1= 775N/mm2齒根許用彎曲應力： FP =FESF minYNTYrelTYRrelTYX ，齒根抗彎疲勞強度基本值： FE = 1200 N / mm 2 ，壽命系數(shù)： YNT = 1，長期工作，取為無限壽命設計相對齒根圓角敏感系數(shù)： RrelT = 1