1、目 录摘要1关键词11 前言12 研究的目的和意义23 研究的主要内容34 整体方案的确定34.1 整体结构及工作原理34.2 小型割铺机的总体布局34.2.1 星形拨禾器等布置 34.2.2 割台机架的安装34.2.3 机器重心的配置34.2.4 确定整体参数44.2.5 确定小型割铺机的动力选择45 主要零部件的选择和设计65.1 切割器65.1.1 影响切割性能的因素65.1.2 切割器种类、应用及其选择类型 85.1.3 往复式切割器的构造和工作原理 105.2 立式割台的带式输送器 176 传动零部件的设计186.1 传动方案的确定 186.2 传动装置的运动和动力参数196.3 传
2、动零件的设计 196.3.1 带传送的设计 196.3.2 链传送的设计 206.3.3 齿轮的设计计算 217 重要零部件的校核247.1 小锥齿轮轴的校核 247.2 键的校核 287.3 重要螺栓的校核288 结论29 参考文献29致谢300小型谷物割铺机设计摘 要：本文设计的是一台小型谷物割铺机，本设计采用往复式切割器作为主要工作部件，在护刃器的配合下进行有支撑切割，割刀平均速度设计为 12m/s。切割性能好，工作可靠,适合性强。本设计采用汽油机做动力，整体重量较轻，方便了农民朋友的田间收割，大大降低了农民的劳动强度。本机采用立式割台完成对谷物的切割，割断后的作物茎秆能在侧边堆放整齐。
3、该小型谷物割铺机结构简单、操作方便，可以及时有效的完成谷物的收割任务。关键词：割铺机；往复式切割器；立式割台；分禾器Design of Small Paving And Cutting Machine of GrainAbstract:A small grain Reaper machine is designed in this paper, the design of the reciprocating cutter as the main working components, the blade retainin gdevice matched were supported cutti
4、ng, cutting the average speed is 1 2m / s design. Cutting performance, reliable work, adaptability is strong. This design uses the gasoline engine as power, the weight is light, convenient farmer friend fields harvesting, greatly reduce the labor intensity of farmers. This machine adopts a vertical
5、cutting platform of rice and wheat crops stalk after cutting, cut in the side of neatly stacked. The small rice and wheat Reaper machine has the advantages of simple structure, convenient operation, can effectively complete the grain harvesting task.Key words: The reaper; Reciprocating cutter; Verti
6、cal table; Divider1 前言收割机有便携式收割机、手扶式收割机、卧式割台收割机、立式割台收割机。收割机的发展趋势是用新型材料以进一步减轻重量；采用低振动发动机和先进的减振隔振装置并合理配置机件，以减少振动对人体的危害；提高机械的加工和装配精度、改进吸排气系统，以减低噪声；增设各种安全保护装置，以提高作业安全性；在悬挂式割灌机上增设灌木切碎装置，简化割下灌木的清理工序。1799 年英国最早出现马拉的圆盘割刀收割机；1822 年在割刀上方增加了拨禾装置。1826 年出现采用往复式切割器和拨禾轮的现代收割机雏型，用多匹马牵引并通过地轮1的转动驱动切割器。18311835 年，类似的畜
7、力小麦收割机在美国成为商品；1851年出现能将割倒的禾秆集放成堆的摇臂收割机；1920 年以后由于拖拉机的普遍使用，同拖拉机配套的收割机开始取代畜力收割机 1。中国于 1952 年开始生产畜力摇臂收割机和其他类型的畜力收割机；1962 年开始发展机力卧式割台收割机和机侧放铺禾秆的立式割台收割机。为适应北方小麦、玉米间套作地区收获小麦的需要，于 1977 年研制成机后放铺禾秆的立式割台收割机 2。2 研究的目的和意义小型收割机突破了农村无法进入大型收割机收割的作业瓶颈，推进了收获作业的机械化，缩短了劳动周期，并让人们从繁重的体力劳动解放出来。广泛用于，收割小麦、水稻、青稞、麻类、豆类等农作物。换
8、上相应的刀具，装上上下托板和安全的防护罩，还可以收割灌木、牧草、芦苇及茶园枝头修剪和花圃。小型收割机配带汽油动力强劲有力,方便实用,效率高,便于携带及野外田地作业。该汽油机具有噪音低.肃静性和舒适性等特点.让各地人们长时间工作都不会感觉疲劳。故，近年来小性谷物收割机发展很快，技术日臻成熟，结构日趋合理，但进一步发展面临着适用性的巨大挑战。小性谷物收割机有自己独特的适用性，因而有着自己的市场层次。小型收割机是是山区农民致富的必用工具，是平原地区农民致富的过渡产品，是间种套种一年多熟制的依托产品。纵观现阶段部分丘陵山区的农业生产，农业劳动资料仍是以人和畜为主，生产力水平低，生产效率低，对人力和土地
9、等自然资源占用多、消耗大、利用率低，是简单的传统的生产工具与落后生产方式的结合。加速发展现代农业，全面推进社会主义新农村建设，有着积极的作用。因此，我们首先集中力量发展重点作物机械化 3。丘陵山地水稻种植面积最大，且水田多集中在海拔较低、坡度较小地区。而小麦，油菜又多以谷物（油）轮作的方式种植在稻田，因此对于稻作区谷物收割机械的设计不得不提上日程。但是，丘陵山地如不加选择的全面发展作物生产全程机械化，不仅不利于资源的有效利用，还可能事倍功半 4。因此，为满足丘陵山地主要农作物收获、运输等重点环节机械化的需求，要加快发展事宜山地梯田，兵制定科学的机械化技术模式，引导丘陵山地有力、有效、有序的发展
10、资源节约型、环境保护性的机械化，促进人与自然的和谐，实现丘陵山地的可持续发展。3 研究的主要内容从如何使谷物收割机的适应性好、操作性强等角度去研究。主要包括选用什么动力机构带动机器行走，利用什么类型的切割，并且做到割断后的作物茎秆侧边堆放整齐，以利于工作的继续顺利进行。24 整体方案的确定4.1 整机结构及工作原理该小型谷物割铺机为手扶自走立式割台收割机，见图 1 整机由割台、底盘、操纵机构等几部分组成。割台是收割机的主要工作部分，该机属于侧向输送侧向铺放型，其割台主要有传输带、拔禾星轮、切割器、分禾器、铺禾杆和后挡板等组成。所谓立式割台，就是指割台台面的位置基本呈现直立状(常略有倾斜)。立式
11、割台可以配置在小动力底盘的前方，有人步行操作。底盘行走部分采用罗宾 EY15-3D 型号驱动，行走轮采用特制的人字钢轮制成，有利于增加行走时对土壤的附着力，实现谷物的收割机的行走与停止采用牙嵌式离合器传输动力 5。在布置工作部件的相互位置和尺寸时，除了考虑各工作部件的生存率平衡和各部件的参数确定，注意交接过度部位的设计，保证收割机的均匀连续，避免出现超负荷的部件和生产不应该有的损失。同时，还要整车的结构尽量紧凑，本设计充分考虑了以上情况，从水稻、小麦的实际生长情况和丘陵山地田间作业的复杂情况进行分析，确定了谷物割铺机的整体尺寸。4.2 小型割铺机的总体布置本小型割铺机总体布置的特点：割台和汽油
12、机的重心落在轮轴上，这样就会减少操作者的劳作强度。该机器的行走轮只布置两个，由于重量较轻，操作者可以方便的实现机器的掉头和转向，采用立式割台位于行走轮横轴的正前方，输送链平行于切割器，水平布置在后挡板上。采用汽油机作为动力，同时实现切割和侧向传送 6。如图14.2.1 星形拔禾器、切割器、分禾器、输送链的相互布置星形拔禾器和分禾器装配成一整体结构，位于切割器正上方，水平布置，切割器的位置需要根据具体情况（作物的倒状、高度、湿度等）考虑，输送装置在后挡板上水平布置，具体的位置参数详见后面的设计说明。4.2.2 割台与机架的安装割台与机架之间用螺栓安装，可以方便拆装，在机架上钻有多个对称的螺纹孔，
13、孔间间距为 20mm，通过对割台安装高度的调节来实现对割茬高度的调节。 4.2.3 机器重心的配置31.拨禾星形轮 2.切割器 3.减速器 4.皮带轮 5.汽油机 6.离合器手柄 7.扶手 8.油门阀 9.行走轮图 1 总装配图Fig1 Feneral layout在配置各工作部件的同时，还需要考虑机器的重心位置，为了使操作者操作省力简单，使整个机器的重心尽量分布在轮轴上。4.2.4 确定整体参数（1）割幅：2 行收割；（2）前进速度：26km/h；（3）割后茬高 100mm（可调） ；（4）割断后的作物茎秆侧边堆放；（5）生产率：0.20.3k/h；收割机的总长、总高、总高由总布置草图确定，
14、还必须要求起到满足机动性、灵活性和稳定性的要求 7。本设计中取总长为 2210mm，总高 915mm，总宽 700mm，整机重量约为 60kg。4.2.5 确定小型割铺机的动力选择(1)驱动轮功率。驱动轮在松软的土壤中做直线运动，在驱动轮上作用的力有以下几个：1)机体作用在驱动轮上垂直载荷和驱动轮的自重之和 Q；2)机体作用在驱动轮上的反作用力 F；驱动轮在土壤中滚动时，土壤在轮胎的支撑面上也产生反作用力，所产生的全部法向反作用力的合记为 R，它的作用线可近似的看作是通过驱动轮圆心 O，将 R 分解4成垂直分为 和水平分力 ，如（图 2） 8。yRx由参考文献中平衡方程得： 0xP0y0oM即
15、 xQyRPkydxarM其中 m1850.2brod （1） 76bra2ok对于式两边同时除 ，得 ，其中的 其实就是驱动轮的驱动krkyxkaRkrM力 。于是有 ，得 。kFyxrRPPQK N12故驱动轮的功率为 ，传动效率0.9w8.51.026vk W，所以原动机需要提供相应的功率为85.9.08.960. 42。 w15/12图 2 行走轮受力图Fig2 By trying to walk round(2)切割器的功率。由经验值可得每米割幅消耗的功率为一马力，此收割机的割5幅约为 0.7 米，故消耗的功率为 0.7 马力即为 0.5145kw，传动效率，则原动机需要提供相应的功
16、率为 。795.0.8906.32 kw647.095.14.0(3)输送带的功率。由经验得传输带的功率约为 0.5kw，传动效率，故原动机需要提供相应的功率为 。841.096.709.22 k59.0841./因此，原动机所要生产的功率最小值为 ，所以根据实际k39647.059.1.0情况选择罗宾 EY-3D 型号的汽油机，额定转速为 ，额定功率为 2kw。 r/min35 主要零部件的选择和设计此处省略 NNNNNNNNNNNN 字。如需要完整说明书和设计图纸等.请联系 扣扣：九七一九二零八零零 另提供全套机械毕业设计下载！该论文已经通过答辩5.1.2 切割器种类、应用以及选择类型总要
17、求：割茬整齐、无漏割、功率消耗小、震动小、结构简单、适应性广。（1）往复式。往复式运动结构简单、适应性广，适合于谷物收获、牧草收获，6-10km/h，但往复式惯性力大，振动大 12。图 6 普通型 图 7 普通型 Fig6 Ordinary type Fig7 Ordinary type6图 8 低割型Fig8 Low cut type1)普通型，如图 6：m2.7toS式中： 割刀行程； 动刀间距； 定刀（护刃器）间距。tot05to）、（19）（说明：切割速度高，适应粗、细杆，国际上广泛应用于麦类作物、牧草。茎杆倾斜度大，割茬高。切割能力强、割茬低，适应水稻，立式割台。粗茎作物，玉米和高粱
18、等作物。2)普通型，如图 7：ot2S说明： 和 与型相同，S 为型 2 倍，往复运动频率低，往复惯性力小，用于小型收割机和联收机 13。3)低割型，如图 8：）（ in6m4.152ztoS说明：茎杆倾斜量小，割茬低，应用于大豆和牧草，对粗杆效果差。（2）圆盘式（如图 9） 。圆盘式切割器的割刀在水平面（或有少许倾斜）内作回转运动，因而运转较平稳，振动较小。该切割器按有无支承部件来分，分无支承切割式和有支承切割式两种 14。7a.单盘式 b.三盘集束式 c.盘式 d.链式刀片多组 e.圆盘式1.刀盘架 2.刀片 3.送草盒 4.拨草筐图 9 圆盘式切割器Fig9 Dise-type cutt
19、er（3）甩刀回转式（如图 10） 。该切割器的刀片铰链在水平横轴的刀盘上，在垂直平面（与前进方向平行）内回转。其圆周速度为 ，为无支承切割式，切割m/s705能力强，适于高速作业，割茬也较低。目前，多用于牧草收割机和高秆作物的茎杆切碎机上。a 玉米茎杆切碎机 b.牧草切割机 c.刀片图 10 甩刀回转式切割器Fig10 Sling knife rotary cutter综合以上所述，选择往复式切割器普通型。85.1.3 往复式切割器的构造和工作原理（1）构造及标准化（如图 11）图 11 往复式切割器Fig11 Reciprocating cutter1）动刀片：对称 6 边形、两侧刃、光刀
20、或齿刃， （光刃切割省力，割茬高、需后刃；齿刃不需后刃，切割阻力大，广泛使用）刃角 i：影响切割阻力和使用寿命。当 i 由 14上升至 20时，切割阻力上升15%，i 下降，刀口磨损快，易崩裂，不可靠，常取 19（光刃）齿刃常取 23-25。光刃被磨后为使其高度 h 不变，前端留宽 b， ；齿刃 b 较小。m165材料：TS 或 Tq，热处理刃部宽度 10-15mm，HRC50-60；非淬火区 HRC35 刃片厚2-3mm；6-7 齿/cm。2）定刀件：支承件、光刃。3）护刃器：保护定刀片位置，保护割刀、分禾，与定刀刃构成两点支承。使用铸铁或锻钢。4）压刃器：保护刃片间隙（动与定刀）间隙：前
21、0.05mm 后 1.1.5mm材料：冲压钢板，能弯曲变形以调间隙5）摩擦片：位于压刃器下方，有垂直于水平两支承面，起引导作用，当摩擦片磨损时，可增垫片或前移垫片，以调整刀片间隙 15。96）标准化：（GB1209-1213-75）便于组织专业化生产、零配件供应型： 动刀光刃m2.76to型： 动刀齿刃，护双齿有摩片型： 动刀齿刃，护双齿无摩片（2）传动机构。特点：将回转运动变为往复运动。基于这个特点，立式割台收割机多采用偏置曲柄滑块机构以实现这一特点（如图 12）：图 12 曲柄滑块机构Fig12 Slider-crank mechanism（3）工作原理和参数分析1）刀片几何形状分析往复式
22、切割器是将作物茎杆夹持在动、定刀片之间进行剪切。动刀片的几何形状对切割器的可靠性和功率消耗有较大的影响。参数：切割角 ；刃部高 h；刀底宽 a；刀顶宽 b。当 a 一定时， （ 决定 h； 决定切割阻力） 。，h，阻力， （如图13）图 13 切割 10 株小麦的阻力变化曲线10Fig13 Cutting 10strains the resistanse curve of wheat当 时，茎杆夹持不稳定，切割不可靠。刀片钳住茎杆的条件如图14，茎秆在动刀片及定刀片的夹持中，在两刀刃的接触点 A、B 处对茎 秆有正压力 N1、N2 和摩擦力 F1、F2（F1N1tg1，F2 N2tg 2）。如
23、用 R1 表示 N1 与 F1 的合 力，用 R2 表示 N2 与 F2 的合力，则茎秆被夹住的条件为：两刃口作用于茎秆的合力 R1 与 R2必在同一直线上 16。从图14 中的三角形 OAB 可看出 +12式中 1动刀片对茎秆的摩擦角 2定刀片对茎秆的摩擦角 四边形 OACB 中看出OACOBC=2 1+ 2式中 动刀片的切割角 定刀片的切割角 经测定，带齿的动刀片与光刃的定刀片配合对小麦茎秆的摩擦角之和为 1+ 24552。现有、型切割器的动刀片的角为 29，定刀片角为 615，其 3515，均符合夹持切割的条件。从几何关系可看出动刀片的刃部高度与 角等参数的关系h=(ab)/tg图 14
24、 刀片钳住茎杆的受力分析Fig14 Blade grips live stem force analysis112）割刀运动分析曲柄连杆机构的割刀运动（如图 15）图 15 割刀运动分析Fig15 Cutte0r movement analysis摆环机构的割刀运动 摆环机构的割刀位移、速度和加速度的方程式（推导从略）为X= rcos tVx= r sin t ax= r 2cost (3)则割刀位移、速度、加速度与曲柄转角关系（如表 2） 17表 2 割刀位移、速度、加速度与曲柄转角的关系Table 2 Air displacement，Velocity，Acceleration and C
25、rank corner relationshipt09180270360X rrrxVrra2r02r02r3）切割速度分析12试验指出：在割刀锋利、割刀间隙正常（动、定刀片间的间隙为 00.5mm）的条件下， 切割速度在 0.60.8m/s 以上时能顺利地切割茎秆；若低于此限，则割茬不整齐并有堵刀 现象。普通型切割器的切割速度（如图 16）：圆弧 是割刀在切割茎秆过程中的切割速度范围一般大于 1.2m/s。baV从（图 16a）看出，普通型切割器的割刀速度利 用较好，因而切割性能较强。图 16 普通型Fig16 Ordinary type 普通型切割器的切割速度（如图 17）普通型切割器的切
26、割速度图的特点是：割刀在一个行程中与两个定刀片相遇，因而 有两个切割速度范围，分别为 va1vb1 及 va2vb2。从两个范围的速度看，虽没有包括最大 割刀速度，但仍属于较高速度区段，因而切割性能尚好。低割型切割器的切割速度（如图 18）割刀在一个行程中与三个定刀片相遇，因而有三个切割 速度范围：va1vb1、va2vb2 及 va3vb3，其中 va1=0，vb30，因而切割性能较差，工作中常 有部分茎秆被撕裂和撕断，并有时出现塞刀。13图 17 普通型Fig17 Ordinary type 图 18 切割器Fig18 Low cut type切割平均速度(4)15nr30s62pV式中：
27、n割刀曲柄速度r割刀曲柄半径S割刀行程割刀平均速度 ，也是用来确定割刀曲柄转速的重要参数之一，其选取应根据pV机器作 业性质而定。如割草机及收割机，因切割对象较青、湿，而且负荷较重，应取较大值；谷物联合收获机，因切割对象较干、脆，负荷较轻，可取较小值。其一般范围为1-2m/s 18。4）割刀进距对切割器性能的影响进距：割刀运动一个行程（是）时，机器前进的距离。(5)mmn3026VVH(6)），（式中：Vm机器前进度n割刀曲柄转速割刀曲柄角速度割刀进距的大小，直接影响到动刀(刃部)对地面的扫描面积切割图，因而对切割器性能影响较大。它也是确定切割器曲柄转速的另一重要参数。切割图的绘制步骤：14先
28、在图上画出两个相邻定刀片的中心线和刃线的轨迹（即纵向平行线）。按给定的参数（Vm及 n）计算割刀进距 H，并画出动刀片原始和走过两个行程后的位置。以动刀片原始位置的刃部 A 点为基准，用作图法画出该点的轨迹线。按 A 点的轨迹图型，在 AB 及 CD 两刃线的端点画出其轨迹线，即得动刀片刃部在两 个行程中对地面的扫描图形切割图（图19）。由（图19）可见，在定刀片轨迹线内的作物被护刃器及定刀片推向两侧，在相邻两定 刀片之间的面积为切割区。在切割区中有三种面积：一次切割区（）：在此区内的作物被动刀片推至定刀片刃线上，并在定刀片支持 下切割。其中大多数茎秆沿割刀运动方向倾斜，但倾斜量较小，割茬较低
29、。重切区（）：割刀的刃线在此区通过两次，有可能将割过的残茬重割一次。因而 浪费功率。空白区（）：割刀刃线没有在此区通过。该区的谷物被割刀推向前方的下一次的 一次切割区内，在下一次切割中被切断。因而茎秆的纵向倾斜量较大，割茬较高，且由于 切割较集中，切割阻力较大。如 空白区太长，有的茎秆被推倒造 成漏割。割刀平均速度 Vp和割刀进距 H 都是确定割刀曲柄转速 n 的重要参数。因此 在设计中，要兼顾两者要求确定曲柄转速。5）切割器功率计算(7)kgwN（式中 机速（m/s）mVB 割幅（m）切割每平方米面积茎需功率 （小麦 =100-200)oL2m/oL空转功率（0.6-1.1kw/m割幅）kN
30、切割功率g15图19 切割图Fig19 Cutting figure5.2 立式割台的带式输送器立式割台输送器布置在切割器后方的垂直面内，立式割台收割机工作时，靠机器前进的推力使作物压缩积聚、互相支持来进行切割，割下的作物由于其惯性力而紧贴在输送带上。输送带一般有上下两条，带上间隔地装有木制或铁皮制成的拨齿，将谷物横向拨出铺放。一般配手扶拖拉机的小型立式割台收割机，步行操作机器的前进速度一般在1m/s，本设计取 =1m/s。mV立式割台动刀片顶部与下输送带拨齿顶部之间的距离叫做割刀前伸量，记为 。它是一个重要的参数，选择不当就会造成“先送后割”，这种情况就会造成禾杆折断或倾倒而堵塞 19。要使
31、作物先被切割器割下，再由输送带拨送，割刀前伸量应大于割刀往复一次前进的距离，即：16(8)n30mV式中： 机器前进的速度（ m/s）mVn切割器的曲柄轴转速（rad/min）要使立式割台的输送器均匀、连续的输送，必须能及时地将割下的谷物全部带走，根据这个要求可确定输送器的运动参数和主要结构参数之间的关系：设： 作物在田间的生长密度1输送带上谷物的压缩密度2B割幅h拨齿高机器前进速度mV输送带速度s令 为速度比， 为茎杆压缩系数，则上述不等式为：21q(9)qhBVms根据国内小型收割机的经验，一般 在1.2-1.5之间，本设计取 =1.5m/s。sV6 传动零部件的设计6.1 传动方案的确定
32、本设计主要由三个运动组成：一是往复式切割器的切割运动，这一过程通过曲柄滑块机构来实现；二是输送链的水平输送运动，这个运动通过链条的传动来完成；三是行走轮的运动，通过齿轮传动来完成。传动方案如图20。6.2 传动装置的运动和动力参数汽油机： m306.59min,/360,2 NnPTrnkwPooodo（10）轴1： 28.1r/i12i9.110101 ，轴2： 3n950n93nk825 22122 T，17图20 传动方案Fig20 Transmission scheme轴3： m89.24n950r/min62inkw726.1 333323 NPTP，轴4： 57585 441441
33、4 ，轴5： 7.1r/i.i. 5555 ，轴6： 936n90n8nkw766566 NPTP，轴7： m8.42r/mi3.i40.1 773737 ，6.3 传动零件的设计6.3.1 带传动的设计（1）参考文献，首先确定计算功率。 其中 ：工作情况PKAca AK，kw2系数，取为1.1。所以， kw2.1.caP（2）选择V带的型号。根据 选用A型带。360r/minnoca和 转 速（3）确定带轮的基准直径并验算V1）初选小带轮的基准直径 。75d1， 取2)验算带速V/s14.0637506nd1V（11）因为5m/sV30m/s，故带速合适。183）计算大带轮的直径，取 。 m
34、2573id1224d（12）（4）确定V带的中心距和基准长度1）由 ，初定中心距 。)(.0212d1da）（ m30ao2）从表中选择基准长度 。0L3）计算实际中心距 ，圆整为316mm 5.128913doo （5）计算带的根数1）单根V带的额定功率由 ，同时查表有 0.43kwP1.6kPr/min3607d oo， 查 表 得和KKLL 71)(9.24. r ，（13）2）计算带的根数根， 取 2645.137.tcaZPZ（14）（6）计算单根V带的拉力最小值NKPF34.86qvz5.02camino ）（）（15）（7）计算压轴力36215sin34.862sinz21op
35、 ）（16）6.3.2 链传动的设计（1）参考文献 20，首先选择链轮齿数取小链轮齿数 231.273.i1712 ZZZ ， 取， 大 齿 轮 的 齿 数（2)确定计算功率查表得 ， 单 排 链 ， 则 计 算 功 率， 5.4.ZAKkw96.3825.14.ca PZA（17)（3）选择链条型号和节距根据 m7.120r/min120nkw96.ca PAP， 其 节 距查 表 可 选和(4）计算链节数和中心距初选中心距 (18)40a,63587.12)5353 oo 取（）（ P相应的链节数 840.8popLL， 取19查表得中心距系数 m406a2503.f1 。 则 转 动 的
36、 最 大 中 心 距(5）计算链速V， 链 速 合 适 。/s15m/8.46706n1 PZ(6）计算压轴力有效圆周力 (19)NVF23.10e 链轮水平布置时的压轴力系数 (20)NFKKPFP4685ep， 则6.3.3 齿轮的设计计算 （1）选定齿轮的类型、精度等级，材料及齿数1）按传动方案简图所示传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。2）小型谷物割铺机为一般工作机器，速度不高，故选用 7 级精度。3）材料选择。齿轮材料的种类很多在选择时应考虑的因素也很多。这里由表 10-1 选择小齿轮材料为 40Cr 硬度为 280HBS,大齿轮材料为 45 号钢，硬度为 240HBS，二者材料硬度差为
37、 40HBS。选小齿轮齿数 Z1=24,则大齿轮齿数 8.762.34122iZ取 Z2=77。（2）按齿面接触强度设计由设计计算公式（10-9a）进行试算， 即3211 )(2. HEdtt ZuTKd (21)确定公式内的各计算数值：试选载荷系数 3.1t，1）计算小齿轮传递的转矩15541 09.09. .26pTnmn(22)2）由表 10-7 选择齿宽系数 d3）由表 10-6 查得材料的的弹性影响系数为 2/18.9MpaZE4）由图 10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 paH60lim；大齿轮的接触疲劳强度极限 ;502limMpaH5）由式（10-13）计算应
38、力循环次数81 1046.3)5082(1660 hjLnN 20882110346iN(23)6）由图 10-19 查得接触疲劳强度寿命系数 9.1HNK； 95.02HN7）接触疲劳许用应力取失效概率为 1%，安全系数（10-12）得 MpaSHNH54069.01lim1 K.2.2li2(24)8） 试算小齿轮分度圆直径 d1t,代入H中较小的值m ZuTdHEdtt 396.5).281(.341098.32.)(123.1 (25)9）计算圆周速度 vsnV/9.81069.54.3106(26)10) 计算齿宽 b 齿宽系数为 1mdt 36.59. (27)11）计算齿宽与齿高
39、之比 b/h模数 mZdtt 725.4936.1，齿高 mmht 13.6725.25. b/h=65.936/6.13=10.67。12) 计算载荷系数根据圆周速度 V=8.9m/s，7 级精度，由图 10-8 查得动载荷系数 Kv1.18直齿轮，假设 mNbFKtA/10/。由表 10-3 查得 2.1FHK由表 10-2 查得使用系数 25.A由表 10-4 查得 7 级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，bdH3210.)6.01(8. 将数据代入后得21483.1023.)6.01(8.2bdKH由 b/h=10.67，KH=1.483 查图 10-13 得 KF=1.38;故载荷系
40、数 62.48.15.HVA13）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式（10-10a）得mkdtt 53.7.16239.31 14）计算模数 mz.245.7（3） 按齿根弯曲强度计算由式得弯曲强度的设计公式为321)(FSdKZTm (28)首先确定公式内的各计算数值1）由图 10-20C 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 PaFEM501；大齿轮的弯曲疲劳强度极限 PaFEM3802；2）由图 10-18 查得弯曲疲劳寿命系数 8.,.21NFNK；3）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，由式（10-12）得PaFENF MSK57.304.185011 (29)Pa
41、FEF 86.2.224） 计算载荷系数 K4.3.1.51FVA5）查取齿形系数由表 10-5 查得 26.;65.21FY6）查取应力校正系数 由表 10-5 可查得 74.1;8.21SS。7）计算大、小齿轮的 F并加以比较2201379.5.38621FSY642FS 大齿轮的数值大。设计计算mm08.2164.240.34(30)对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数 m 大于由齿根弯曲强度计算的模数， 由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，可取由弯曲强度算得的模数 2.08 并就近圆整为 m=2.5mm，按接触
42、强度算得的分度圆直径 d1=76.53,算出小齿轮齿数305.2761mdZ大齿轮齿数： 9302.12iZ，取 Z2=96。这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费 21。（4）几何尺寸计算1)计算分度圆直径 mZd0.75.231m49622）计算中心距 ad 5.172)()(213）计算齿轮宽度 mbd75取 B2=75mm,B1=80mm（5）验算 751024.31dTFt864NmN bKtA /.75864，合适。237 重要零部件的校核7.1 小锥齿轮轴的校核（1）参考文献，首先初步确定小锥齿轮的最小直径。根据公式 可3o
43、minpdA得轴的最小直径 ，选择材料为 45 钢，作调质处理。m062.15din（2）小锥齿轴的结构设计相对应的轴的结构，如图 19图21 轴Fig21 Shaft1）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度为满足链轮的轴向定位要求，-轴段右端制出轴肩，左端采用锥齿端面定位，同理为了满足链轮的轴向定位要求，-轴段左端需制出一轴肩，右端采用链轮端面定位，为了满足轴承的轴向点位要求，-轴段和-轴段的中间需制出一轴肩，-轴段右端采用轴承端盖定位。初步选择轴承，考虑到主要承受径向载荷，同时也承受不小的轴向载荷，故选用圆锥子轴承，参照工作要求并根据 ，由轴承产品目录中初步选取圆锥20m-d滚子轴承
44、30204，其尺寸为 ，故 ，中3.1547BD20m-d间用挡环进行轴向补偿。由于要在轴上布置两个键槽，轴的直径应该增大 10%-15%, 即 16.568-17.321mm，取安装锥齿的轴段的直径 。取安装链轮的轴段直径 d-18-d=18mm ，链轮的左端用轴肩定位。2）轴上零件的周向定位轴的周向定位采用平键连接，按 ，由机械零件手查的平键截面18m-d，键槽用键槽铣刀加工，长为 23mm，同时为了保证锥齿与轴的配m6hb24合有良好的对中性，故选择锥齿与轴的配合为 ，链轮与轴的周向定位采用楔键连k67H接，按 d-=42mm，由机械零件手册查的平键截面 ，键槽用键槽m6hb铣刀加工，长为 36mm，同时为了保证带轮与轴的配合有良好的对中性，故选择锥齿与轴的配合为 ，圆锥滚子轴承与轴的轴向定位是由过渡配合来定位。k67H(3)轴上倒角的尺寸取轴端倒角为 。451(4)求作用小锥齿轮上的力1）求转矩 T1 m5.1869923807.15.16 NT因已知小锥齿轮的分度圆直径为 mz.5.4d1而
