毕业设计（论文）小型牧草收割机结构设计（含全套CAD图纸）.doc

完整版全套CAD图纸等，联系 153893706第1章 绪 论1.1 研究目的与意义我们国家改革开放以来，人民生活水平显著提高，生活的质量也得到了明显的改善，这都归功于经济建设的发展。经济建设的不断加快促进农业产业化机构调整，畜牧业随之突显为主体，在农业经济中所占的比重越来越大。我国的牧草资源丰富，是巨大的天然宝藏，据相关统计我国共有各类天然草二十多种，有33亿亩草原，10亿亩草山坡地，占国土面积的41.7%，居世界第二位，同时我国的秸秆资源也是非常丰富的，可以生产大量的饲草。饲草作为发展畜牧业的物质基础，成为畜牧业发展规模和速度的决定因素12。随着农村现代化进程的加快，农业产业结构正朝着多元化的方向发展。南方农村地处山丘陵区，具有适合奶牛、羊、鹅等畜禽养殖的良好条件，20多年来畜牧业发展较快，与之相应的牧草种植面积也不断扩大。目前牧草种植均为几公顷至几十公顷的中小型牧场，田块大小不一，高低不平，大型牧草收割机械难以在这些地区作业，这些地理位置对牧草收割机械要求的条件比较高。而大多数中小型牧场运作资金有限，不可能花巨资购置成套的牧草收获机具，而且成套的牧草收割机获机械不够灵活，运作大型成套的牧草收割机械的费用比较高。现在种植牧草的品种主要为黑麦草、紫花苜蓿，这些品种韧性大，强度高，人工用镰刀收割时刀口在很短时间就钝了，农户常将磨刀砖带到田头，经常磨刀，工作效率低下。人员工资高，造成作业成本高，而且牧草在一个生长期内多次收割，急需适合中小型牧场的收获机械。 所以我们应该尽快找到一个合适的方法目的在于尽快解决牧草收割的难点3 。牧草收获机械化技术在北美以及欧洲地区已经有非常成熟的经验，牧草收获机械的种类也非常多，而我国的牧草收获机械化目前仍处于起步阶段，牧草收获机械特别是苜蓿的收获机械主要是由国外进口。无论是对进口机械还是国产机械，国内用户在购买时都应该慎重，仔细分析每种机器的特点、性能以及适应性，这样才能更好地使其发挥最大的作用，为我国牧草产业的发展提供强大的装备支持4。由于我国畜牧机械业起步比较晚，在生产工艺、机械设计、加工设备和自动化控制水平等诸多方面与发达国家存在着一定的差距。主要的原因是我国的牧草收割机的品种不齐全，牧草收割的质量不能够达标，这样就会影响牧草的再生长，研究牧草收割技术的人员少，标准不统一，再者农牧民的购买欲望不够强烈，严重影响了牧草收割机的快速发展。发达国家在草原畜牧业各个生产环节大都已机械化5。我国的牧草收割技术设备与发达国家相比有很大的差距，而且大多为仿造产品，品种不全，主要的工作零部件机构参数选择不当，生产技术不成熟，设备质量欠佳，远远不能满足日益扩大的国内草产品生产加工设备市场的需要。提高国产产品质量，开发新结构，无疑会畜牧业发展起到革命性的作用。虽然市场上国外产品质量较好，但价格太高，不太适合国内市场的消费水平，所以开发性能良好、自动化程度高、外形轻巧美观，而且价格适中的国产收割机将是我国牧草收割设备的关键机械之一，对促进饲草产业化继承会起到举足轻重的作用6。目前，我国牧草的种植收获主要依靠人工完成，劳动强度大，功效低，有时得不到及时收获，难以适应规模化、商品化及市场发展的要求。小型牧草收割机普遍得到牧草专业户的欢迎，能减轻牧草收获时繁重的体力劳动，同时减少工人割草的时候都牧草的践踏，还有工人用手工割草时对草根的伤害，使牧草生长的更旺盛，用牧草收割机割的草长度一致，便于捆扎和运输，给剩下的环节带来了很大的方便。随着牧草产业的迅速崛起，给牧草机械化发展带来了新的机遇，小型牧草收割机市场需求空间很大，前景广阔7。1.2 国内外发展历史及现状1.2.1 国外牧草收割机的生产研究概况国外研制和生产牧草收获机械起步早，发展较快。尤其是美、德、法、意、日等发达国家在该领域处于领先地位。1805年英国工程师托马斯·普拉克内特获得了第一台割草机的发明专利，那是一台装有环形刀身的笨重机器，而且运转不很理想。在1830年由埃温·马丁制造的割草机类似于今天使用的手扶滚筒割草机。早期应用普遍的是往复式割草机，为了提高机具的生产率，尽量加大割幅以及提高机具的前进速度。到了20世纪70年代各国开始研制使用旋转式割草机，利用高速旋转的割刀对植株进行无支撑切割的工具，具有结构简单，维护保养时间少，不需要磨刀、换刀等优点。美国约翰·迪尔公司和纽荷兰公司目前是世界上最大的牧草机械制造商，美国约翰·迪尔公司牧草机械有 13个品种 49个机型；纽荷兰公司现生产 12个品种 25个机型3。具有领先地位的产品有牵引式往复割草压扁机、自走式割草压扁机，如 NEWHOLLAND471、488、499、1465 型等，其结构特点：配有护刃器和短齿护刃器，根据牧草作物生长情况选用，不发生堵塞现象；能手动或液压调节切割器护刃器倾角，适用于多石块、坡地的田间作业；可靠的齿轮箱驱动压扁辊，不需要调整任何链条等优点4。英国的 Hesston 往复式割草机，如 1275 型，具有国际领先水平。传动系统通过变速箱及主传动轴将动力送到割草机辗压轮，再经过二级变速箱通过皮带传到割刀；采用时间控制，双动割刀，割刀速度为 1800 行程/分钟，两边各有一个平衡飞轮，以减少振动及帮助割刀切割；其加强型刚性刀杆提供长久维护，护刃器经二次热处理，使其具有可靠的耐磨性；采用可调浮动弹簧，使割刀能完全自由浮动；方便的护刃角调节，可适合不同地势及作物状况等5。世界著名牧草机械制造商约翰·迪尔 John Deer 和凯斯 CAS 厂商不断研制开发新型多功能联合收获机械，如 CASE Combine Harvester515，整机性能优异，可收获 40 多种农作物及牧草，操作方便，可靠耐用，可以毫不费力的应付潮湿倒伏密集的牧草及坡地上的作物6。因此，国外牧草收获机械研究开发从整机性能上已日益完善。近年来，欧美等天然草场面积较大的发达国家的收割设备更成熟，结构参数更合理，更可靠，生产率也很高。国际著名的农机生产商如美国纽荷兰、约翰迪尔、凯斯公司，英国福格森公司，韩国成元公司，德国威格公司和前进公司的收割机都已系列产生，这些设备无论在机械结构、动力配套、液压系统还是控制系统设计方面都处理得很成功，一些新的设计理论、最新科研成果的应用在这些机械上都有体现。在一些发达国家，如美国牧草收割机已全部实行机械化，有牵引发展成自走式，已发明出机器人式割草机，牧草业已成为国民经济一大产业8。但由于国外的收获机械以大型为主，其机具转弯半径大，需要地头长，组织水平要求高，价格昂贵，因此考虑种植方式，作业地块条件及农牧民经济发展水平等多种因素，国外牧草收获机械在我省推广应用存在很大的局限性。1.2.2 国内牧草收割机的生产研究概况我国牧草机械产业化起步晚。与许多的发达国家相比有很大的差距。在50年代末海拉尔机械厂生产出了新型的畜力割草机，同时还生产了引爆单刀割草机。60年代内蒙古畜牧机械研究所进行了后悬挂双刀高速割草机的研究，双动刀高速割草机接近当时国外同类产品先进水平，由于某种原因约十年的时间停止了这方面的研究工作。70年代内蒙古和新疆分别研制成单圆盘，双圆盘和四圆盘旋转式割草机，这些割草机适合于高密度的人工种植和天然草场收割，具有割茬低等。我国在85年又研制出了六盘全齿式旋转割草机。20 世纪 80 年代中期以来，我国对草地畜牧业投入严重不足，相对支持力度减缓甚至下降，使得许多牧草机械制造企业纷纷转产或停产，再加上我国与欧美等发达国家存在着技术差距和制造手段、工艺等方面的差距，使得我国与国外同类产品的制造能力和水平的距离进一步拉大，其产品类型只有圆盘式旋转割草机、后悬挂往复割草机、机引单刀割草机、指盘式搂草机、圆捆、方捆打捆机等，目前，人们多热衷于讨论种植牧草的经济效益和环境效益，但对于如何实现上述效益，讨论研究较少。由于严重缺乏适合农牧民的牧草收获机械，造成农牧民种草丰产不丰收，或丰产欠收。尽管我国牧草收获机械，在引进、消化的基础上也初步形成了散草、方捆、圆捆、压垛、二次加压打包作业工艺系统，但每种作业机械多数为单一机型，各作业工序间机具与动力配套性差，特别是我国农村实行草畜双承包到户生产责任制以后，地块变小，用户不能根据自己的经营规模选择合适的机具，机具使用效益不高，造成供需脱节。 目前，我国生产的牧草收获机械的主要企业有3家（海拉尔牧业机械总厂、宝昌牧业机械厂和新疆畜牧机械厂）。海拉尔牧业机械总厂是全国牧草收获机械的最大生产厂家。该厂生产的天然草场和低产人工草场的割、搂产品，技术上比较成熟，且市场占有率高、量大而面广，但它在种植高产牧草的收割方面竞争力较小。目前甘肃酒泉地区农机推广站研制成功新式的二圆盘旋转牧草收割机，正式通过技术鉴定，准予批量生产，可收割各类高密度的人工种植和天然牧草。在2002年上海向明公司也自行研制出了圆盘后挂式割草机，它是利用拖拉机输出的动力和行走装置进行收割牧草作业。 现在我们研究的方向是趋向方便和省时省力13。总体来讲我国牧草收获机械化水平还是很低，产品质量不稳定，品种单一，且草地单位面积拥有整套割、搂、装、运设备数量与美国相比差距悬殊。1.2.3 国内外牧草收割机械切割部件发展概况切割部件是牧草收获机械的最主要的部件，国内外牧草收获机械按其切割部件的结构分为往复式和圆盘式割草机；按其行走动力分为牵引式、半悬挂式、悬挂式、自走式割草机;按照割草幅宽可为窄幅和宽幅式割草机。1、往复式切割器割草机研究发展概况往复式割草机具有最悠久的历史。它适于收割天然牧草和种植牧草，具有割茬低而整齐，牧草损失少，便于调整使用等优点，其发展过程是从畜力到机引；从牵引到悬挂。其发展趋势是提高生产效率，一是提高前进速度，二是增加割幅。加大割幅将增加金属消耗量，因此以提高前进速度更为有利。但为保证切割质量，必须同时提高切割器切割速度。由于切割速度提高，引起割刀往复惯性力大为增加，会造成机器震动和机件损坏，切割高产或湿润牧草常产生堵刀现象。这种割草机虽有这些缺点，但目前仍作为一种标准机型被国内外广泛使用和大量生产，并且在不断完善和改进。2、回转式割草机研究发展概况近年来，西欧由于种植牧草面积大量增加，并使用大量含氮肥料使牧草高大，茂密而趋于倒伏。因此，回转式割草机得到迅速发展，它属无支承切割。切割器刀片安装在刀盘上，并随刀盘一起回转进行割草，其前进速度高，有较高的生产率，不产生堵塞现象，更换刀片简易，保养方便。但回转式割草机功率消耗较大，为 106 马力/米。（普通往复式割草机为 12 马力/米，双动刀割草机为 48 马力/米）工作幅重割区大，割茬不齐，碎草多，且对地面的平坦程度要求较高。在牧草刚度小时易使割茬高度增加，因此较适于高产硬杆牧草，在西欧比较盛行。第2章 整体方案的确定2.1 收割机类型的选择2.1.1 按切割装置分类割草机按其切割装置来分可分为刀片往复运动和回转运动两类。根据相关的资料介绍其两类割草机在收割时所需的动力不一样，往复运动的割草机所需的动力较小，所以往复运动的割草机就成为了主流。如图2.1所示是两种割草机在收割时，所需动力的对比8。图2.1 旋转式和往复式割草机所需动力的比较所以本设计选用的割草机是往复式割草机。2.1.2 往复式割草机的分类往复式割草机主要分为以下几类：（1）手扶拖拉机配套；又分为前悬挂式和牵引式。（2）乘座式拖拉机配套；又分为前悬挂式和牵引式。（3）连杆式割草机；采用曲柄轮和连杆驱动的形式。（4）无连杆式割草机；又称作平衡驱动割草机，通过动刀的往复运动，在此过程中所产生的不平衡又重锤吸收。以上的割草机都是固定式定刀，只有一个动刀，单动刀的运动频率低，容易卡滞堵塞，难以适应柔性茎杆牧草的切割，而且工作时平衡能力差。双动刀割草机是两组刀片相反反向切割。因此驱动装置和刀片支撑装置的构造比较复杂，但驱动时动态平衡较优越，刀片的往复次数非常高，所以作业时相对比较快。结合当前养殖业的发展的特点，牧草机械的研制在机型上以小型为主，在研究内容上，重点解决劳动强度大，用工多的牧业生产作业，考虑部分牧场的规模等，所以本论文主要设计一种小型轻便的双动刀的往复式收割机械。2.2 方案确定通过以上的分析和比较，选用双动往复式收割机。牧草收割机主要有动力源、切割系统、传动系统、输送系统和行走系统组成。收割机的动力由柴油机提供。选择单缸两冲程的柴油机，它的额定功率为2.9kW,转速为2600r/min,外形尺寸为166×196×208。切割系统，选用双刀片往复式。因为单刀片运动时，它的速度不能达到切割牧草所需要的速度，双刀片割草机的速度是单刀片割草机的两倍。将回转运动变为往复运动采用双曲柄机构。传动系统中动力由柴油机发动机皮带轮输出后，经三角皮带轮和一对锥齿轮两级减速，并改变传动方向后传递给曲柄主轴，在经过联轴器将动力传递给凸轮轴，带动刀片进行切割，同时，切割器曲柄主轴经一对小链轮将驱动力传递给输送系统。减速器中采用锥齿轮传动。输送系统采用皮带传输，传输带上装有拨齿，将牧草输送到收割机的右侧。行走系统，目前行走系统采用人工推行，暂时不考虑机动行走，这样也是为了从经济方面考虑。行走轮的直径为250mm。小型牧草收割机要能适应目前主要种植的黑麦草、紫花苜蓿和三叶草等品种。这些品种在形状、性能上差异较大，切割强度明显不同，故对牧草切割装置要求较高，对刀刃型式、切割运动速度及相关参数都要有兼容收割能力。牧草机的动力机型要小巧，工作可靠；操作上要简单便利，整机轻便，价格低廉。根据以上原则，并结合牧草收割的农艺要求，本论文所设计的小型牧草收割机的主要技术参数：配套动力：柴油机2.9kW；割幅： 1 m；割茬高度：45mm左右；切割形式：双动往复式；适用作物高度：600mm左右；刀片刃口：平面形；刀齿间距：39mm；刀片运动速率：>1800次/min；前进方式：手扶推行式；操纵人数：1人；工效：334m2/h左右。2.3 本章小结这一章主要是确定小型牧草收割机总体的设计方案。确定割草机的类型为双动往复式收割机。其中的切割系统中采用双动刀片；传动系统中减速器采用锥齿轮传动；输送系统采用带传动。这一章主要是设计小型牧草收割机的大体的方案，为以后的设计做准备。第3章 切割系统的设计3.1 切割器主要参数的分析 切割器是各种收割机最主要的部件，其工作效率和作业质量直接影响整机性能。目前割草机上普遍采用往复式和回转式切割器。因回转式切割器切割功率消耗大，对地面的平坦程度要求较高，不适应于山地、丘陵、梯田等地段，因此选用普通往复式切割器2。在工作时，柴油机输出回转动力，经过输入轴将动力传输给曲柄主轴,再经曲柄机构变为往复运动。3.1.1 往复式切割器影响切割质量的因素分析切割速度与进给速度之间的关系，用切割速比来描述。在动刀高度一定时，重割区和空白区的大小与机器前进速度和曲柄转速有密切的关系，其关系用切割进程表示。数学式为 （3.1）式中 机器前进速度（m/s）；割刀运动一个行程时间。因为往复切割器割刀运动一个行程，曲柄转动180°，其时间为 = （3.2）将（3.2）代入（3.1）得 = （3.3）式中 曲柄转速（r/min）。因牧草稠密多汁，切割阻力大，往复式割草机切割速度应大于 2.15m/s3。但切割速度太大，惯性力增加，引起机器震动，因此选择适宜切割速度是关键，曲柄主轴转速 738 r/min。曲柄旋转一周，割刀完成两个行程，则割刀平均速度为 =（m/s ） （3.4）= = 1.87 m/s式中 曲柄半径（mm）；曲柄转速（r/min）。因为切割速比= 将（3.1）、（3.3）代入整理得 = （3.5）现有割草机 =（1.11.5） 代入（3.5）式得 = （3.6）动刀刃高度（mm），标准型切割器动刀刃高度 为 54，代入（3.6）得= = 0.941.28为保证切割质量，实际切割速比应大于理论切割速比，理论进给速度 取机器稳定行驶所允许的最高速度。3.1.2 技术参数的分析和评价当曲柄主轴转速为 738 r/min，切割器平均速度 =1.87m/s，收割机平均作业速度=0.99m/s，切割器选标准 I 型，为保证切割质量，应选择恰当的切割速比。切割速比一般大于1.023，本机在平均工况下 =1.87>1.02，故本机的设计是合理的。3.2 凸轮轴的设计切割时为实现从旋转运动到双刀的往复直线运动，必需有一个中间传动机构，该机构就是双曲柄机构，采用偏心轮式结构，由两偏心轮和凸轮轴组成。由于本文设计的是双刀割草机，驱动机构的受力情况正好相反，相互抵消，所以凸轮轴平衡能力较好，就不需要校核计算了。3.2.1 凸轮轴的设计凸轮轴的动力是经曲柄主轴通过联轴器传动动力，故该轴的输入功率是2.45kW，轴的材料选用40Cr调质，=11297，=3555MPa，轴的转速n=738r/min，则计算轴的最小轴径： （3.7）取，MPa 则：mm由于轴上开键槽,考虑键槽对轴的强度削弱,应增大轴径,一般有一个键槽时,轴径增大3%左右,有两个键槽时应增大7%左右,然后圆整为标准直径,因此将圆整成16mm。轴的结构示意图见图3.1。 图3.1 凸轮轴的结构示意图3.2.2 确定凸轮轴的各段直径和长度由图可知轴段上最小直径在凹槽处，故段的直径即mm， mm。轴段是和曲柄主轴联接的联轴器，根据联轴器中许用的直径，取mm， mm。轴段是定位轴肩，取mm， mm。轴段是安装偏心轮，根据偏心轮的直径和厚度可得mm， mm。轴段上是圆螺母，故mm， mm。3.3 切割装置的设计3.3.1 动刀的结构切割装置主要是由一对往复运动的动刀和固定不动的支撑部分组成，动刀和刀杆做成一体，刀杆和传动机构相连，用以将动力传递给动刀。固定支撑部分包括刀架，间隙调节机构等，工作时双刀同时作往复直线运动，对双刀间的牧草进行收割。动刀是切割器的主要工作零件，采用光刃结构，光刃切割省力，割荏整齐，但易磨钝，工作中需经常磨刀，主要用于牧草收割。动刀片是一种易损件，为了保证具有较好的耐磨性和一定的冲击韧性，刀片一般用合金钢制成，刃部需淬火。动刀的工作与结构如图3.2所示。图3.2 动刀的结构3.3.2 刀片间隙的调整主要是动刀之间的间隙调整，双刀都开有导向槽，用螺栓与压板和机架联系起来，间隙靠螺母6来调整，一般不超过0.5mm间隙。见图3.3。1、 下动刀 2、上动刀 3、压板 4 机架 5、垫片 6、螺母 7、螺栓 8、垫片图3.3刀片的间隙调整3.3.3 偏心轮的设计偏心轮是该机器的最主要的一个部件，要想实现从旋转运动到双刀的往复直线运动，必需有一个中间传动机构，该机构就是双曲柄机构，采用偏心轮式的结构。偏心轮的工作和结构如图3.4所示。图3.4 偏心轮3.3.4 切割装置附件的设计1、压板 （见图3.5）图3.5 压板2、机架 （见图 3.6）图3.6 机架3.4 本章小结本章主要是分析切割器的参数，通过原理分析，根据牧草收割机的工作情况计算出机器前进的速度和割刀切割的速度，同时进行切割装置的设计，切割装置是牧草收割机的主要组成部分，其性能影响整个牧草的收割质量。切割装置的设计包括刀片结构的设计、刀片间隙的调整、偏心轮的设计和相关附件的设计。第4章 传动系统的设计传动系统将柴油机的动力分别传送给切割器和输送系统。4.1 传动系统的结构设计和传动比的确定4.1.1 传动系统结构设计根据牧草收割机切割系统和输送系统的工作原理及结构特点，该机的传动系统见图4.1。1、柴油机 2、联轴器 3、动力输入皮带轮 4、输入轴大皮带轮 5、小锥齿轮 6、 大锥齿轮 7、输送主动链轮 8、输送从动链轮 9、偏心轮 10、输送带轮 、减速箱输入轴 、曲柄主轴 、凸轮轴 、 输送主轴图4.1 传动系统简图由图4.1可知，动力由柴油机发动机皮带轮输出后经皮带轮3、4和一对锥齿轮5、6两级减速，并改变传动方向后传递给曲柄主轴。曲柄主轴经联轴器将动力传递给凸轮轴带动刀杆及动刀做往复切割运动；同时，切割器曲柄主轴经一对小链轮7、8将驱动力传递给输送系统。4.1.2 传动比确定1、曲轴主轴的转速 = m/s （4.1）往复式切割器割刀平均速度常为 1.62.0 m/s，由公式（4.1）得= = 631.58789.5 r/min取曲柄主轴转速=738 r/min。2、确定传动比在标定工作状况，柴油机额定转速=2600r/min,功率=2.9kW,动力经皮带轮输出分两路。一路经二级减速后，直接传递给曲柄主轴（n=738r/min）。因此切割系统传动比为： = ·=3.52 （4.2）式中 一级皮带轮减速比； 二级圆锥齿轮减速比。各种传动的传动比4： 平带传动比 5 ；锥齿轮传动比 5； 链轮传动比 6 ；根据相似设计法和结构空间位置，取 =1.5 即：= 式中 小皮带轮的直径（mm）； 大皮带轮的直径（mm）。由式（4.2）得 = 即 = 式中 二级减速主动小锥齿数； 二级减速从动大锥齿数。输送系统传动是通过曲柄主轴中央的小链轮，经同比传动给输送主轴，获得动力带动输送带横向输送。4.2 收割机功率需求分析和传动效率4.2.1 收割机的功率分析收割机功率包括立式割台往复切割器切割功率和输送功率。 即： （4.3）其中 = （kW） （4.4）式中 机器前进速度（m/s）； 机器割幅（m）； 切割每平方米面积的茎秆所需的功率（N·m/m2）。经测定，割草= 200300，所以 =1.94根据经验输送系统功率需求为 （4.5）式中 输送系统单位割幅所需功率（kW/m）， 一般取0.220.25 kW，则=0.22×1 = 0.22 kW（4.5）式中未考虑传动效率和空转所需的功率，故立式割台往复收割机最低所需总功率为： kW4.2.2 收割机的传动效率切割器的往复运动工作是由柴油机的皮带轮输出动力，经皮带轮、圆锥齿轮二级减速见图4.2。皮带轮传动效率取 ，圆锥齿轮传动效率 11 ，则切割系统总的传动效率 图4.2 切割系统传动图（1）各轴的转速轴 r/min轴 r/min（2）各轴的功率 轴 kW 轴 kW（3）各轴的扭矩电机轴 N·m 轴 N·m 轴 N·m表4.1 运动和动力参数 轴名参数电动机轴轴轴转速/（r/min）26001733738功率/（kW）2.92.782.70扭矩/（N·m）10.6515.3234.94传动比1.52.35效率0.960.974.3 减速器的设计4.3.1 锥齿轮的设计为了实现切割系统总传动比3.52:1，可进行二级减速，一级通过动力皮带轮输出减速，第二级因要满足回转运动最终转化为割刀往复运动，故设计二级减速为一对圆锥齿轮。1、选择材料 两锥齿轮用40Cr,渗碳淬火齿面硬度58-62HRC。2、选取精度等级 表面因采用淬火处理，故初选7级精度。3、因为是闭式硬齿面齿轮传动，故初选小齿轮齿数 。 4、闭式硬齿面齿轮传动，采用齿根弯曲疲劳强度设计公式，齿面接触疲劳强度校核公式。5、 齿根弯曲疲劳设计，公式为： （4.6）（1）齿轮传递转矩 N·m（2）取齿宽系数，齿宽中点的平均分度圆直径和平均模数 ， 故 。（3）由齿轮的抗弯疲劳极限图查得大、小齿轮的抗弯疲劳强度极限 MPa。（4）由抗弯疲劳强度寿命系数图查得抗弯疲劳寿命系数。（5）应力循环次数 （4.7）式中 轴的转速（r/min ，r/min ）； 齿轮每转一周时齿面啮合次数，取=1； 齿轮工作寿命，取300小时。则（6）计算抗弯疲劳许用应力，锥齿轮弯曲疲劳强度安全系数。MPaMPa（7）计算载荷系数 （4.8）式中 工作情况系数，由使用系数表查得；动力载荷系数。因小圆锥节圆线速度m/s故 由动载系数图查得 =1.11；啮合齿对间载荷分配系数，取1；齿轮传动载荷分布不均匀系数，由齿向载荷分布不均系数图查得。即（8）查取齿形系数，由齿形系数及应力修正系数查得，。（9）查取应力校正系数，由齿形系数及应力修正系数查得 ，。（10）计算大、小齿轮的 并加以比较小齿轮的数值大。（11）设计计算mm就近圆整为标准值=2mm。6、 几何尺寸计算（1）计算分度圆直径mmmm（2）锥角 （3）根高 （其中 ）mm（4）齿根角 mm（5）顶圆直径mmmm（6）齿根圆直径 mmmm（7）锥距mm（8）齿根角 故=3.0052°（9）分度圆齿厚mm7、齿轮强度校核按齿面接触疲劳强度校核 （4.9）式中 节点区域系数，对于标准直齿轮 =2.5；弹性系数，由弹性系数表查得；接触疲劳许用应力（MPa）； （4.10）式中 齿轮材料的接触疲劳极限（MPa）；接触疲劳强度寿命系数，由接触疲劳强度寿命系数图查得； 接触疲劳强度最小安全系数，取 ；MPaMPaMPa故二级锥齿轮齿面接触强度合理。4.3.2 减速箱输入轴的设计及强度校核1、减速箱输入轴的设计该轴的一端与皮带轮相联，另一端与小锥齿轮相联，且都是悬臂式，轴的材料选用45钢调质时，取皮带轮的传动效率为0.96，则计算出皮带轮和齿轮与轴相联地方轴的直径 （4.11）式中 轴传递的功率（kW）；轴的转速（r/min）由前面的计算可知kW，r/minmm由于轴上开键槽，考虑键槽对轴的强度削弱，应增大轴径，一般有一个键槽时，轴径增大3%左右，有两个键槽时应增大7%左右，然后圆整为标准直径，因此mm将圆整成 14mm，即mm 由于与皮带轮相联的轴径较长，且是悬臂式，与减速箱体相配，见图4.3。图4.3 轴结构示意图2、确定输入轴各段的直径和长度各轴段的直径是在扭转强度计算而得的最小直径的基础上，考虑轴上零件的轴向定位及装拆要求，由轴端起逐段加以确定。各轴段的长度，主要取决于各零件与轴配合部分的轴向尺寸和零件间必要的轴向间隔的距离。由上计算可知求得输入轴的最小直径=14mm，该处与小锥齿轮连接，故轴段的直径=14mm，该轴上除安装齿轮外还有固定锥齿轮的套筒，则 =14+10+2=16mm。 轴段上安装滚动轴承，因轴上零件安装的是锥齿轮，轴定位时采用一对角接触球轴承，选用7004AC型角接触球轴承。故该段的直径和长度应等于轴承内径和宽度，即=20mm,右端定位是套筒，其长度比齿轮轮毂宽度小2mm，故=10mm。轴段为轴肩定位轴承，为保证轴承的轴向固定，则 mm，mm。轴段上也安装轴承，故直径与的直径相等，则 mm ，mm。轴段上安装弹性挡圈以固定它右侧的轴承，则取 mm， mm。轴段上预留端盖安装的尺寸，则 mm， mm。轴段上安装有皮带轮，考虑到带轮装拆方便，故mm， mm。3、轴的受力分析轴的受力分析见图4.4。因为轴的输入功率为2.78kW，转速=1733r/min ，=18输入转矩 N·mm作用在小锥齿轮上的各力： （4.12）式中 小齿轮齿宽中点平均分度圆直径，； 齿宽中点平均模数，。则 N式中 压力角，；小齿轮分度圆锥角，由前面计算可知 。N图4.4 轴的受力图N由轴上受力分析可计算轴上的支反力，最大应力处 、值于下表4.2。表4.2 减速器输入轴支承点反作用力载荷水平面垂直面支反力（N） 弯矩（N·m）扭矩（N·m）15.32总弯矩（N·m）计算弯矩（N·m） （ 式中）4、输入轴的强度校核由上面的弯曲应力图知B处截面为最大应力处， （4.13）查轴的常用材料及其主要机械性能表可知45钢调质时，MPa ，根据值查轴的许用弯曲应力表查得轴的许用弯曲应力 MPa式中 轴计算截面的抗弯截面模量mm3； （4.14）故安全。由于割草机工作季节强，一荏一般一周多，故不需对其精确校核疲劳强度。5、确定轴上键的类型和尺寸轴上零件的周向固定采用键，故在锥齿轮与皮带轮的轴段上开键槽。(1)齿轮处的轴段上的键选择键的类型 选A型普通平键；确定键的尺寸 根据轴径=14mm,轮毂长mm,查平键联接的剖面和键槽尺寸表4查得键宽=5mm,=5mm,=8mm；强度验算 确定许用应力 由键联接的许用应力和压强表6查=7080MPa；键的工作长度 mm挤压面高度 mm挤压应力 MPa故安全。（2）皮带轮轴段上的键选择键的类型 选A型普通平键；确定键的尺寸 根据轴径=16mm,轮毂长mm,查平键联接的剖面和键槽尺寸表4查得键宽=6mm,=5mm,=22mm；强度验算 确定许用应力由键联接的许用应力和压强表6查=7080 MPa；键的工作长度 mm挤压面高度 mm挤压应力 MPa故安全。4.3.3 曲柄主轴的设计及校核1、曲柄主轴的设计收割机的切割器动力输入主轴一端与大锥齿轮相联，另一端与小链轮相联传送切割的动力，由前面的功率计算可知=2.70kW，锥齿轮传动的效率为0.97,轴的材料选则40Cr调质， MPa，轴的转速=738r/min。轴的最小直径 （4.15）取 ， MPa ，则mm由于轴上开键槽,考虑键槽对轴的强度削弱,应增大轴径,一般有一个键槽时,轴径增大3%左右,有两个键槽时应增大7%左右,然后圆整为标准直径,因此将圆整成18mm。轴的结构示意图见图4.5。 图4.5 曲柄主轴的结构示意图2、确定轴的各段直径和长度根据轴上零件的定位,为了便于拆装,轴上最小直径选在段, 段上安装的是弹性当圈,即mm， mm。轴段上安装小链轮,则mm， mm。轴段安装轴承,其直径和长度等于相应轴承的内径和宽度,选用6025型深沟球轴承,则mm， mm。轴段为轴肩,对轴承左端固定,为保证轴承的安装,则mm， mm。轴段上安装轴承盖,故可选与轴段直径相等,则mm， mm。轴段上也是安装弹性挡圈,则mm， mm。轴段上安装锥齿轮,则mm， mm。轴段上安装轴承与固定的套筒,则直径为轴承的内径,故mm， mm。轴段上安装联轴器，便于安装与定位，取= 20mm， =52mm。3、曲柄主轴的受力分析曲柄主轴的受力见图4.6。图4.6 曲柄主轴的受力图因为轴的输入功率为2.70kW，用于输送系统功率是0.25kW，则切割系统的功率为2.45kW，主轴的转速为n=738 r/min。大锥齿轮的受力的大小与小锥齿轮的受力大小一致，即N N N链轮作用在主轴的压轴力 （4.16）式中 压轴力系数 ，水平传动 ；有效圆周力。