手推式草坪修剪機的優(yōu)化設計

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1、本科畢業(yè)設計（論文）通過答辯 目錄 摘要 III ABSTRACT IV 1 緒論 .-.1- 1.1手推自走式草坪修剪機的背景及研究意義 -.1- 1.2手推自走式草坪修剪機的研究現(xiàn)狀以及發(fā)展趨勢 .-.2- 1.3手推自走式草坪修剪機 -.4- 1.4本課題的設計任務 -5 - 2修剪機的總體設計 -.6 - 2.1手推自走式草坪修剪機的工作原理 .-6- 2.2手推自走式草坪修剪機主要的結構 .-6 2.2.1 傳動系統(tǒng) -7 - 2.2.2剪草機構 -7 - 3修剪機機械結構設計計算 -.9 - 3.1傳動系統(tǒng) ：.9 - 3.

2、1.1齒輪的確定 -9 - 3.1.2軸的確定 -22 - 3.2剪草機構 -.2 6- 3.2.1滾刀的設計 -26 - 3.2.2底刀的設計 -27 - 4草坪修剪機的使用說明 -.28 - 4.1安全事項 -.28 4.2 安裝 -.28- 4.3維護保養(yǎng) -.30 5 結論 -.31 - 謝辭 .-.32 - 參考文獻 ..33 - 3B-pr 一］外立翻譯 齒輪1 AutcCWJ 國形 70 KB 齒輪斗 AutoCAD 圖形 52 KB 齒輪2 AutoCAD 團形 ST KB 齒輪軸 AutoCAE 圖形 70 K

3、B 開題報告 Mi cro-zaft Word 9 … 5 3 KB 外形團 AutcCAT 團形 63 KE 軸承支座 AutoCAD 國刑 66 KE 開題報告表 Microsoft Word 9... 44 KB 支架 AutcCAIi 83 KB 裝配圖 AutoCAD 團形 243 KB 圖形 匚齒輪 AutcCAD 圖球 DW（j 區(qū)d齒輪3 JU AutoCMi 圉齊 DWG * 盤丄初 "Anti.C

4、計說明辛（論文） Microsoft Word 9... 2,239 KB III 本科畢業(yè)設計（論文）通過答辯 草坪是現(xiàn)代社會的重要組成部分，也是社會文明及環(huán)境的重要標志。近年隨著草 坪面積的增加，對草坪的護養(yǎng)也隨之增加。手推自走式草坪修剪機通過齒輪傳動機構 把驅動輪的轉動傳給滾刀使?jié)L刀旋轉，利用滾刀與底刀相切形成剪刀原理對草坪進行 剪切的。 本文對手推自走式草坪修剪機的工作原理，傳動系統(tǒng)和剪草機構等具體結構做了 詳細介紹，并且重點計算確定了傳動系統(tǒng)中齒輪和軸的基本尺寸，對各個標準零件、 非標準零件的選取也做了相應的計算。在計算數(shù)據(jù)的基礎上用 Auto CAD完成無動

5、力 草坪修剪機的裝配圖、部分非標準件的零件二維圖，并用Solid Edge完成所有零件的三 維造型和裝配。該機具有無污染、無噪音、無振動等優(yōu)點，適用于庭院草坪，小面積 草坪，防暴區(qū)域草坪。 關鍵詞：草坪；手推自走式草坪修剪機；傳動系統(tǒng) iii 本科畢業(yè)設計（論文）通過答辯 The Desig n of Hand Mower in Law n ABSTRACT The lawn is the important part in the modern society, which is an important symbol of the social civilizati

6、on and the en vir onmen t. I n the rece nt years, with the in creme nt of law n area, the law n cultivat ing is also in creased. Hand mower in law n is a mach ine which tran sfers the running of the wheel to the spiral hob by the gear wheel box. The spiral hob meshes with the fixed tool, which likes

7、 a pair of scissors, and cuts down the grass. In this paper, the work principle of the hand mower in lawn, the transmission part, the cut part and the adjusti ng part are reviewed. The desig n of the wheels and axes of the gear box is particularly studied. And the choice of the standard parts and n

8、on-standard parts is also particularly discussed. The assembly drawing of the machine and drawings of non-sta ndard parts are fini shed by Auto CAD. Moreover, the three-dime nsio nal shapes are fini shed by Solid Edge. The machi ne has many merits which traditi on al law nm ower does not have, such

9、as without air pollution, noises, vibration and so on. It is fit for court lawn, small area law n and riot regi on law n. Key Words： Lawn； Hand mower in lawn； Transmission device V 本科畢業(yè)設計（論文）通過答辯 1緒論 1.1手推自走式草坪修剪機的背景及研究意義 草坪是高度培育的特殊草地，隨著草坪面積的擴大，品質的提高，草坪業(yè)逐漸由 單一的人工作業(yè)向半自動化、機械化、自動化過度，草坪作業(yè)的機械化已

10、經成為十分 重要的課題。 大部分的草坪一直到19世紀中葉還在使用鐮刀來割草或放牧牛羊以保持草地的整 齊性。隨著高爾夫球、網球以及足球等運動的興起，保持完整的草地做運動場便成為 當務之急。從20世紀起出現(xiàn)以機器代替手工的趨勢，于是好的修剪機遂成為草坪管理 的必需品。 草坪修剪機分滾切式、旋刀式、剪切式三類，按動力又可分為手動與機動兩類。 機動有乘坐式與手推，北京園林機修廠JUS—420型旋刀式修剪機系單缸四沖程汽油機 2 驅動，功率2.6Kw,—把旋刀，幅寬420mm,每班可修剪2000m ,整機質量40Kg。上海 園林機械廠JCG540U型滾切式草坪修剪機，乘坐手推兩用式，有兩個前進檔

11、，IE50F—2 汽油機功率2.3kw, 5片滾刀，幅寬540mm，該機高，但用于坡地時機組穩(wěn)定性較差。 小庭院的草坪可用上海生產的JCG—250 U型手推草坪修剪機，人推動前進并使 6個滾 刀旋轉切割草坪，幅寬250mm。德國SOLO522型草坪修剪機為手推，動力系單缸四 沖程汽油機，功率為2.3kW，刀片為剪切式，幅寬800mm。該產品的特點是刀片耐磨， 機具噪聲低，振動小，對坡地適應性好。改換工作部件可作掃雪工具。 旋刀式剪草機適用于草高25-80mm低要求的草坪，剪幅在0.5-20.m之間。滾切式 剪草機適用于草高3-80mm的高要求草坪，剪幅0.5-5.0m之間。 修剪是維持優(yōu)質

12、草坪的重要作業(yè)，它主要是定期除掉草坪草枝條的土表部分。在 特定的草坪上，根據(jù)所需要的培育強度，修剪的目的是在特定的范圍內保持頂端生長， 控制不理想的、不耐剪的營養(yǎng)生長，維持一個觀賞和游息草坪，產生一個真實的擊球 表面或發(fā)展草坪作物。 修剪的質量由所使用的剪草機的類型和割時草地的狀況決定。因此，隨各種特殊 功能的開發(fā)，應重視修剪機具的發(fā)展。 我國幅原廣闊，地區(qū)差異很大。草坪的功能不同，對機具的要求也不同，加之各 地區(qū)經濟發(fā)展不平衡，用戶的購買能力也有差異，因此草坪機械只有開發(fā)系列產品才 能滿足不同市場的需要。 另外，有些草坪機具一年只用幾次，因此草坪機具在以草坪作業(yè)為主項的同時， 應配備一

13、些附加裝置，擴大其使用功能，提高機具的利用率。 1.2手推自走式草坪修剪機的研究現(xiàn)狀以及發(fā)展趨勢 從世界上第一臺滾刀式剪草機的問世 ，到現(xiàn)在已經過了 100多年，原來主要應用于牧 場的機械已經發(fā)展成為有幾十個品種，適用于不同場合的剪草機。根據(jù)其工作原理和形式 可分為滾刀式、懸刀式和掃雷式三種類型。我國生產剪草機起步較晚 ，生產企業(yè)規(guī)模普遍 較小，產品用途較為單一，均沒有形成規(guī)模批量，所以長期以來 ，草坪剪草機均以進口為 主。據(jù)統(tǒng)計，到1999年底我國有各種園林機械保有量達10萬臺，1999年的剪草機銷售量 在3萬臺左右，其中80%為進口。 據(jù)調查，國內生產剪草機的廠家約有50家左右。多數(shù)

14、為園藝系統(tǒng)的公司以及轉產剪草 機的機械廠。市場上草坪修剪機的品牌很多， 有進口產品，也有國內制造和中外合資的。 功率從2.6?16.2 kW,剪幅從43.2?127cm。國內生產廠家主要有： 中美合資江蘇淮陰泛亞園林機械有限公司，生產立特牌一NEAT草坪剪草機，占國內 市場50%,現(xiàn)年產5000臺。目前正著手進行年產5萬臺剪草機的技術改造，其動力選用日 本本田發(fā)動機。 安徽飛彩車輛股份有限公司 十五”期間將進行技術改造，計劃年產6萬臺剪草機。其 中代表產品之一是手扶式寬幅剪草機系列，年產 5萬臺,以22161型為例，發(fā)動機為4沖 程,418 kW，剪草寬度53cm,自走式；代表產品之二是駕

15、乘式剪草機系列，年產 1萬臺, 以16238HXL型為例，為4沖程，11.7kW,97cm循環(huán)剪草，帶驅動。 江蘇淮陰林海股份有限公司也正進行技術改造，計劃年產 3萬臺剪草機。 另外相繼做規(guī)劃上剪草機產品的企業(yè)還有春蘭、新大洲、金城等公司。 進口剪草機主要來自于日本、美國、意大利和瑞典等國，主要品牌和售價詳見表 1.1。 表1.1 進口剪草機的主要品牌和售價 國別 型式 價格 日本 本田H1011坐騎式帶草袋76 cm 5. 2萬元/臺 H3011坐騎式帶草袋71 cm 5. 8萬元/臺 LM5360HX自行可控刀式帶草袋 53 cm 1. 08萬兀/臺

16、美國 MID（美神）： LM5360HX自行可控刀式帶草袋 53 cm 1. 08萬兀/臺  B560C坐騎式帶草袋76 cm 2. 98萬兀/臺 138C自行式側除草53 cm 0. 5萬元/臺 Murray（美麗）： 2. 6?2. 8 kW手推后早袋型 22355型、22545型手推側排草 21386型手推、21855型自行式 21975、22855、22856型適用大面積長時間剪草 意大利 花園牌： R484TR自行式帶草箱46 cm 0. 43萬兀/臺 R484手推帶早箱46 c

17、m 0. 38萬兀/臺 瑞典 Husovarna 系列剪草機 根據(jù)國外有關專家的研究，城市人均應有25?30m2的草坪才能解決人們的二氧化 碳和氧氣交換的需要。下面是國外一些城市人均草坪面積與中國及北京的對比表如表 1.2 所示。 表1.2 國外一些城市和中國及北京人均草坪面積 名稱 面積/ m2 名稱 面積/ m2 倫敦 70. 4 巴黎 24. 7 紐約 45. 7 堪培拉 70. 5 莫斯科 37. 0 中國 1 華沙 73. 5 北京 8 從上表可以看出，我國人均占有草坪面積與發(fā)達國家相比 ，有著較大的差距。全國城 鎮(zhèn)人

18、均草坪面積為1m2，按中國目前城鎮(zhèn)人口 3億人計算，全國現(xiàn)有各類草坪面積約為 3 萬hm2，若每公頃需5臺剪草機，現(xiàn)有市場容量就達15萬臺。隨著中國經濟的快速發(fā)展，剪 草機的市場容量將成倍增長。 新建草坪有兩種方式，一種是以種草種為主，另一種是移植草皮。據(jù)不完全統(tǒng)計，歷年 進口草種的噸數(shù)如下，1995年前約為6000t ,1996年為2500t, 1998年為5000t, 1999年為 6000t。一般1m2需20g草種，按此計算，1999年種草面積為3萬hm2，移種面積為9萬hm2, 共約12萬hm2，若按每公頃需5臺剪草機，僅1999年時就需剪草機60萬臺。 按國家建設部規(guī)定，2000

19、年后城市綠化面積需達到30%。目前深圳、珠海、廈門等 城市的綠化面積已超過此值。城市人均綠地面積需達到 7m2以上。專家按此標準測 算,2000年至2005年重點綠化目標有24萬km的堤壩,3億城市居民公共綠地的建設,6個 飛機場的擴建,80余個高新技術開發(fā)區(qū),2000個高標準足球場、網球場，200個高爾夫球場, 至少需植草坪30多萬hm2。今后6年平均每年約需5?6萬hm2草坪，約需剪草機30萬臺。 在草坪的建設過程中，隨之而來的相關園林設備的市場無疑是十分廣闊的。 1.3手推自走式草坪修剪機 國內目前生產的剪草機以刀具類型可分為滾刀式和旋刀式兩大類。滾刀式剪草機由 帶有刀片的滾筒和不

20、動的床刀組成。它較旋刀式剪草機有更好的修剪質量，是高質量草坪 最常用的剪草機型。適用于草高3?80 mm的草坪，其問題主要是價格貴，維修保養(yǎng)要求 嚴格。而旋刀式剪草機（又稱懸刀式）是由橫向懸掛在直立軸上的刀片高速旋轉打切草的 上部葉片，它適于25?80 mm范圍內剪草。由于其價格低廉，保養(yǎng)、維修方便，使用靈 活，只要將刀磨快，剪草效果還是可以的。因此，一般要求的草坪都選用它，成為目前 國內外最流行的剪草機。以動力劃分可分為機動和人推兩類。人推的主要是滾刀式，機 動的分柴油機、汽油機和電動機三種。其中以小型汽油機作為動力的較為普遍，而柴油 機多用于大型的剪草機械，如牧場的割草機。 在草坪建設中

21、，草坪修剪機是主要的機械設備之一。目前，大片草坪的修剪，一 般是使用小型汽油機為動力的草坪修剪機，其速度快，效率高。但對小面積的草坪， 如庭院式草坪，使用機動式草坪修剪機就顯得 大材小用。它不僅消耗地球上有限的能 源，排出的廢氣對環(huán)境造成污染，工作中發(fā)動機產生的高分貝噪音對操作者聽力造成 傷害，同時也嚴重干擾了附近居民的正常生活；而且，這種類型的草坪修剪機在工作 中常伴有強烈的振動，對操作者的雙手和身體都有很大的傷害，普通的家庭婦女和有 心幫助父母做家務的青少年也很難對其進行正常操作。 手推自走式草坪修剪機正是針對這樣的情況而設計的，它不需要能源，具有結構 簡單、體積小、無噪音、無污染、無

22、振動等優(yōu)點，適用于小面積草坪，庭院式草坪， 防暴區(qū)域草坪等的修剪。另外，它還備有由蓄電池驅動的小型電動機，在操作者體力 欠佳或不愿意過度疲勞的情況下，可以替代人力驅動滾刀進行修剪。隨著人民生活水 平的不斷提高和庭院式草坪的增加，手推自走式草坪修剪機將擁有更廣闊的市場，成 為對庭院式草坪進行修剪養(yǎng)護的理想機具。 1.4本課題的設計任務 本課題要求通過手推自走式草坪修剪機構造及工作原理的了解分析，深入理解其 整體系統(tǒng)的結構原理，進行系統(tǒng)總體設計、附件的詳細設計、并對其部分零件進行強 度校核。這次課題設計的手推自走式草坪修剪機，主要設計參數(shù)如下： ① 桿長：130cm； ② 轉速：1000r

23、/min ； ③ 電壓：24v; ④ 功率:110w; 主機重量：2.5kg，尼龍繩式。 -5 - 本科畢業(yè)設計（論文）通過答辯 2手推自走式草坪修剪機的總體設計 2.1手推自走式草坪修剪機的工作原理 手推自走式草坪修剪機結構如圖 2.1所示。其底部裝有四個輪子，可隨意移動。剪 草時，手扶手把向前推動剪草機，兩個前輪（即驅動輪）沿地面向前滾動。前輪內鑲 有內齒輪，通過三級增速傳動機構，將前輪的轉動傳給滾刀軸，從而帶動滾刀向前旋 轉。螺旋狀的滾刀刃與底刀刃相切作用形成剪刀原理，構成一對剪刀，將由滾刀攬至 的草茬剪斷，剪斷的草將沿滾刀旋轉方向被帶入集草袋，或因草屑很短，將其

24、留置草 坪中，成為肥料?？紤]到剪草勞動強度比較大，對操作者的體能有一定的要求，在未 鑲有內齒輪的另一前輪內安裝了由蓄電池驅動的小型直流電動機，用套筒聯(lián)軸器將其 轉動軸與滾刀軸聯(lián)結。當操作者不使用前輪滾動來驅動滾刀時，可將蓄電池接上，滾 刀便由直流電動機驅動。滾刀的轉動反傳給帶超越離合器的齒輪，由于該齒輪的轉速 大于與之聯(lián)結的軸的轉速，這樣在超越離合器作用下該齒輪將相對軸做超越運動，和 由前輪傳給軸的轉動不發(fā)生干涉。因此，當推動剪草機向前運動時滾刀正向旋轉，相反當 拉動剪草機向后運動時滾刀因超越離合器的作用而靜止不動 ，從而可以獲得平坦光滑的 草坪。 2.2手推自走式草坪修剪機主要的結構

25、手推自走式草坪修剪機的總體機構可分為兩大部分：傳動系統(tǒng)和剪草機構。如圖 2.1所示。 圖2.1剪草機視圖 2.2.1傳動系統(tǒng) 傳動系統(tǒng)是修剪機傳動與變換動力的裝置。 1、 傳動的重要性 工作機一般都要靠原動機供給一定形式的能量（絕大多數(shù)為機械能）才能工作。 但是把原動機和工作機直接連接起來的情況是很少的，往往需要在二者之間加入傳遞 動力或改變運動狀態(tài)的傳動裝置。其主要原因是： （1） 工作機所要求的速度，一般與原動機的最優(yōu)速度不相符合，故需增速或減速 （實用中多為減速）。此外，原動機的輸出軸通常只作勻速回轉運動，但工作機所要求 的工作形式卻是多種多樣的，如直線運動，間歇運動

26、等。 （2） 很多工作機都需要根據(jù)工作要求而進行速度調整，但依靠調整原動機的速度 來達到這一目的往往是不經濟的，甚至是不可能的。 （3） 在有些情況下，需要用一個工作機帶動幾個工作速度不同的工作機。 （4） 為了工作安全及維護方便，或因機器的外廓尺寸受到限制等其他原因有時不 能將原動機和工作機直接連接在一起。 由此可見，傳動裝置是大多數(shù)機器或機組的主要組成部分。實驗證明，傳動裝置 在整臺機器的質量和成本中占有很大比例。機器的運轉性能和運轉費用在很大程度上 決定了傳動系統(tǒng)的優(yōu)劣。因此，不斷提高傳動裝置的設計和制造水平具有極其重要的 作用。 2、 傳動的分類 按照工作原理的不同，可將傳

27、動分為兩大類： a）機械能不改變?yōu)榱硪环N形式的能 的傳動 機械傳動（指廣義的機械傳動）；b）機械能改變?yōu)殡娔?，或電能改變?yōu)闄C 械能的傳動 電傳動。機械傳動又分為摩擦傳動，嚙合傳動，液力傳動和氣力傳動。 摩擦傳動和嚙合傳動的形式很多，發(fā)展甚為迅速，新型的高速大功率或大傳動比的傳 動不斷涌現(xiàn)。 2.2.2剪草機構 1、剪切裝置 剪切裝置由滾刀和底刀組成，滾刀和底刀結構如圖 2.2所示。底刀用六角螺栓固定在 底刀架上，剪草時位置不動，刀刃為直線型。滾刀的刀片形狀為螺旋曲面，刀刃為螺旋 線，五片刀片均勻分布固定在刀架上。剪草時，滾刀向前轉動，刀刃由一端開始與底刀 刃逐點組成剪口，草隨著滾刀刀

28、片螺旋面的旋轉被卷進剪口內，并被剪斷。上下刀刃剪 草過程始終為點接觸。 圖22滾刀和底刀外形圖 2、刀刃間隙調整裝置 滾刀和底刀間的間隙，對剪草機構的性能影響很大。間隙太大，草茬不容易被切斷； 間隙太小，刀刃容易磨損，且切削負載加大。因此要調整好此間隙的大小。刀刃間隙是 通過調整底刀架相對滾刀的位置實現(xiàn)的。調整時，左右螺栓必須均勻地進行。首先擰松 底刀的固定螺栓，旋轉手輪，使螺栓旋轉，進而使底刀架前后移動，根據(jù)剪草需要選擇 底刀和滾刀的間隙。以滾刀能用單手輕輕撥動，兩刀刃口在全刃內微微相檫，均勻切合, 并能剪去0.1mm厚的紙片時為最佳的調整位置。選好后將固定螺栓擰緊，即

29、完成底刀和 滾刀刀刃間的間隙調整。 3、 剪草高度調整裝置 剪草高度調整裝置由裝配圖中的調節(jié)高度塊、支架、螺栓、螺母組成。調整底刀 刀刃距地面的高度，即可以調整草坪保留的高度。調節(jié)高度塊上開有三個圓孔，最下 面一個巾13mm的圓孔與后輪軸聯(lián)結，只要將上面兩個 巾11mm的圓孔之一與支架上三 個同直徑的圓孔之一對齊，用螺栓將其聯(lián)結，就可以達到調整剪草高度的目的。把螺 母擰下，將螺栓取出，根據(jù)剪草高度需要選擇調節(jié)高度塊上合適的圓孔之一與支架上 圓孔之一配合，用螺栓固定，然后將螺母擰緊，就可完成對剪草高度的調整。 4、 離合器裝置 離合器裝置是為了使剪草機正向剪草反向停止旋轉而特意設置的工作

30、裝置，它是 由齒輪和其內的彈簧和鋼球組成。剪草時，鋼球在彈簧的作用下壓緊齒輪內壁迫使起 和其他齒輪嚙合，從而帶動滾刀旋轉然后與底刀相切剪草的，當手扶手拉動剪草機向 后運動時，由于該齒輪的轉速大于與之聯(lián)結的軸的轉速，這樣在超越離合器作用下該 齒輪將相對軸做超越運動，使得滾刀軸靜止不動，不與齒輪軸發(fā)生干涉。 3手推自走式草坪修剪機機械結構設計計算 3.1傳動系統(tǒng) 手推自走式草坪修剪機的傳動系統(tǒng)由齒輪、軸、軸承和離合器等組成，下面著重 介紹齒輪和軸的確定、計算和校核。 3.1.1齒輪的確定 齒輪以傳遞運動為主，由于標準直齒圓柱齒輪傳動的功率和速度可以很大，效率 高，對中心距的敏感性小，裝配

31、維修方便，成本低，因此在該傳動裝置中全部采用標 準直齒圓柱齒輪。齒輪的計算準則由失效形式確定，閉式傳動的齒輪，主要失效形式 是接觸疲勞磨損、彎曲疲勞折斷和膠合。一般只進行接觸疲勞強度和彎曲疲勞強度計 算。有短時過載時，還應進行靜強度計算。擬定采用三級傳動，傳動簡圖如圖3.1所示。 由原始數(shù)據(jù)選定電動機型號為 丫160M-4。滾刀軸轉速為1000r/min。初步估計輪子直徑 320mm，內齒輪直徑 270mm；根據(jù)需要滾刀每秒次數(shù)為 20轉左右，定傳動比為 111 1 i =i1j2j3二——— -。由柴油機動力草坪修剪機可以大致估算剪草所需的轉矩 T。根 3 2 3 18 據(jù)資料取功率

32、3.7kw，轉速n=3200r/min，由此可以計算得轉矩T為： 6 p 6 3 7 T= 9.5 10 =9.5 10 =11042N?mm。 n 3200 圖3.1傳動簡圖 1、齒輪1, 2的確定及計算 根據(jù)傳動要求齒輪1用20C r,滲碳淬火+低溫回火處理，硬度為56~62HRC,平均取 -9 - 本科畢業(yè)設計(論文)通過答辯 59HRC;齒輪2用40Cr,調質處理，硬度為241~286HB,平均取260HB 初步計算 -# - 本科畢業(yè)設計(論文)通過答辯 -# - 本科畢業(yè)設計(論文)通過答辯 T1 =11042N

33、 ?mm d =1.0 二 h iim1 =1250MPa C H lim 2=710MPa [二 H1] =1125 MPa [二 h 2] =639MP 轉矩Ti根據(jù)以上數(shù)據(jù)計算得 齒寬系數(shù)匸d 接觸疲勞極限匚Hlim 初步計算的許用 接觸應力［二H］ 由參考書2表12.13，取得 由參考書2圖12.17d 參考書2圖12.17c [:「Hi] ：、0.9；「Hlim1 =0.9 1250 [CTH 2] R：0.9crH lim 2 =0.9 710 -# - 本科畢業(yè)設計(論文)通過答辯 -# - 本科畢業(yè)設計(論文)通過

34、答辯 Ad值 由參考書2表12.16,取Ad =85 Ad =85 -# - 本科畢業(yè)設計(論文)通過答辯 -# - 本科畢業(yè)設計(論文)通過答辯 初步計算齒輪1的直徑d1 d1 -Ad d1 (3.1) -# - 本科畢業(yè)設計(論文)通過答辯 -# - 本科畢業(yè)設計(論文)通過答辯 其中：T1為轉矩; ■-'d為齒寬系數(shù); ［二H］為接觸應力。 =85 11042 3 1 1.0 6392 3 =28.1mm 初步齒寬b bi d d1=1.0 30 取 d1 =30mm

35、 b =30mm -# - 本科畢業(yè)設計(論文)通過答辯 -# - 本科畢業(yè)設計(論文)通過答辯 齒輪1，2的校核計算 -# - 本科畢業(yè)設計(論文)通過答辯 -# - 本科畢業(yè)設計(論文)通過答辯 圓周速度v 精度等級 兀d1 n1 v = 一 60 1000 _ 兀 ^30^1000 =60 1000 由參考書2表12.6 v = 1.5 m/s 選8級精度 -11 - 本科畢業(yè)設計（論文）通過答辯 齒數(shù)z和模數(shù)m 初取 zi=17 ； Z2=uzi=3

36、 17=51 m = d1 / z1 = 30/17 =1.76 由參考書 2 表 12.3,取 m=1.75mm m= 1.75 mm 30 貝U zi"i/m 30 17.1，圓整取 zi=17 1.75 z2 = uz1 =317=51 z2 = 51 齒輪1直徑di 使用系數(shù)KA 動載系數(shù)Kv 齒間載荷分配系數(shù) di=mzi=1.75 17 =29.75 mm di =29.75 mm b= ddi=1.0 2 9. =7 5 2n9m7 5 b = 29.75 mm 由參考書2表12.9 Ka =1.25 由參考書2圖12.9 Kv =1.15 由參考書

37、2表12.10,先求 l 2Ti 2 1 1 04 2 _ Ft 7 4 2 .NJ di 29.75 KAFt 1 .25 7 42 ^3 K1/ 31 N/mm b 29.75 Y 100 N/mm i i ；:=[1.88-3.2( )]cos : zl Z2 1 1 二[1.88 -3.2( )]cos 0 17 51 =1.63 - 1.63 631 89 Zg=0.89 i i 由此得 Kh - 2 h.26 Kh「T.26 Ze 0.89 齒向載荷分布系數(shù) - 由參考書2表12.ii C iO’b -ii - 本科畢業(yè)設計（論

38、文）通過答辯 -ii - 本科畢業(yè)設計（論文）通過答辯 = 1.09 0.16 [i 0.6 i.02] i.02 0.30 10° 29.75 其中：Kh，1.36。 載荷系數(shù)K K = Ka KV KH KH (3.2) -ii - 本科畢業(yè)設計(論文)通過答辯 = 1.25 1.15 1.26 K = 2.46 彈性系數(shù)Ze 節(jié)點區(qū)域系數(shù)Zh 由參考書2表12.12 由參考書2圖12.16 接觸最小安全系數(shù)SH min 由參考書2表12.14 Ze =1898、MPa Zh = 2.5 9 min = 1.05 總

39、工作時間th 間為2h,則: 應力循環(huán)次數(shù)Nl th = 2000 h NL1 =1. 2 180 預期使用壽命10年，每年100個工作日，每個工作日時 仙=10 100 2 Nl1 二 60rnth =60 1 1 0 0 0 2 0 NL2*L1/u =1.2 108/3 NL2 = 4 1 0 -# - 本科畢業(yè)設計(論文)通過答辯 -# - 本科畢業(yè)設計(論文)通過答辯 接觸壽命系數(shù)Zn 許用接觸應力［二町 由參考書2圖12.18 Zn1 =1.15 Zn2 =1 . 2 1 驗算 二 H I i mZ1N 11 2 5

40、 0 1.1 5 [；「H 1 ]= Sh m i n 1.05 CT H l i mZN 2 7 10 1.21 [”」H 2 H Sh m i n 1.05 二 ZeZhZ 2KT1 1 bd12_U J -1 8 9. 8 2. 5 892.46 2 9. 7 5 [二 h 1 f1369 MPa 匸 h 2 尸818 MPa 11042 -x— 2 9. 7 5 -# - 本科畢業(yè)設計(論文)通過答辯 -13 - 本科畢業(yè)設計(論文)通過答辯 = 7

41、00 MPa 計算結果表明，接觸疲勞強度較為合適，齒輪尺寸無需調整。 （3）確定齒輪1、2傳動主要尺寸 實際分度圓直徑 d d1 二 mz1=1.75 17 =29.75 mm d^ 29.75 mm d2 =89.25 mm d2=mz2 =1.75 51 =89.25 mm 中心距a 齒寬b m(z1 z2) 1.75 (17 51) 2 =59.5 mm a = 59.5 mm b」rdd1h. 0 2 9. ^5 2n9m7 5 取E=35mm  b2 = 30 mm 其它尺寸 ： hfi 二(ha* h「)m=(10. 25) 1.耳5 2nm h

42、ai =ham =1 1. 7=5 1.mn5 dfi=di—2hf 仁 2 9. 75x2 2.187 5 mm. 375 dai =d u2ha 上 2 9.75 x 2 t. 7 5 3mm 2 5 hf2 = (ha* hc*)m = (1 0.25) i.75 = 2.i875 mm ha2 = ha m =1 1. 7=5 1m7n5 df2 =d 2_2hf 上 8 9. 25 2 2. 187 5 n8n4. 8 7 5 da2 =d 2+2ha 匕 8 9.25 x 2 1=. 7 5 r9r2 . 7 5 (4) 齒輪1、2齒根彎曲疲勞強度驗算 重合度系數(shù)

43、 齒間載荷分配系數(shù) Y； = 0.2 5°^5= 0.2-5°. 75 Y；=0.71 Sot 1.64 齒向載荷分布系數(shù)Kf ■: 載荷系數(shù)k 齒形系數(shù)YFa 應力修正系數(shù)Ysa 彎曲疲勞極限F lim 彎曲最小安全系數(shù)Sf min 應力循環(huán)次數(shù)Nl b/h =30/(2.25 1.75) =7.6 由參考書2圖12.14 K = KA KV KF Kf =1.25 1.15 1.41 1.5 由參考書2圖12.21 由參考書2圖12.22 由參考書2圖12.23c 由參考書2表12.14 Kf1:=1.5 K = 3.04 YFa1 = 2.95 YF

44、a2=2 . 3 3 Ysai = 1.53 Ysa2 =1.72 二 F I i m m 720 MPa c F l i m ：2 600 MPa Sf min = 1.25 NL1=1. 2 180 Kf「由參考書 2 表 12.10, Kf“1/Y ； = 1/0.71 Kf‘1.4 1 -# - 本科畢業(yè)設計(論文)通過答辯 -# - 本科畢業(yè)設計(論文)通過答辯 Nl2 =4 1 0 -# - 本科畢業(yè)設計(論文)通過答辯 彎曲壽命系數(shù)Yn 由參考書2圖12.24 Yn2 二 0.98 尺寸系數(shù)Yx 由參考書2圖1

45、2.25 Yx = 1 . 0 許用彎曲應力[二f] Q- F l i nYN Yxi [二 f1]: Sf m i n _ 6 00 0.95 1 -1.25

46、 120 士丄?72 2.95X1.53 C F2 = 106 MPaY[ :丁 F2] 傳動無嚴重過載，故不作靜強度校核。 2、齒輪3、4、5的確定計算 齒輪3用20Cr,滲碳淬火+低溫回火處理，硬度為 56~62HRC，平均取59HRC; 齒輪4用40Cr,調質處理，硬度241HB~286HB，平均取260HB;齒輪5用45鋼，調 質處理，硬度229HB~286HB，平均取240HB。計算步驟如下: （1）初步計算 轉矩T3 齒寬系數(shù).d 接觸疲勞極限-H lim T^ T2 =3 T1 =3 11042 由參考書2表12.13,取得 由參考書2圖12.17d

47、參考書2圖12.17c T3 = 33126 N mm '■ d =1 . 0 -h im 3 二 1250MPa '?? H lim 4 二 710MPa 初步計算的許用 [二 H 3] ：、0/- 9H l i m -15 - 本科畢業(yè)設計(論文)通過答辯 接觸應力［;十］ =0.9 125 0 [二 H3] =1125MPa = 0.9 7 1 0 [二也]=639MPa Ad值 由參考書l 2表12.16,取Ad =85 Ad =85 初步齒寬b b = dd3=1. 0 45 b = 45 mm 初步計算齒輪3的直徑d3

48、| T3 4 +1 評A f /33126 +2 1 d3 - Ad 3 =85 ',1 6392 2 =42 mm 取 d3 = 45 mm 45 -# - 本科畢業(yè)設計(論文)通過答辯 45 -# - 本科畢業(yè)設計(論文)通過答辯 (2) 齒輪3校核計算 圓周速度v 二 d3n3 二 45 333 v = = 60 1000 60 1000 v =0.7 8m/s 精度等級 由參考書2表12.6 選8級精度 齒數(shù)z和模數(shù)m 初取 Z3 = 18; Z4 = uz3 = 2 18 = 36 m =

49、d 3/ Z3 = 45/18 二 2.5mm 由參考書2表12.3,取m=2.5mm m = 2.5 mm 則 z3 4 = d3/m = 45/2.5 = 18 z3 = 18 Z4 二 uz3 = 2 18 = 36 Z4 =36 d 3 二 mz3 二 2.5*27 = 67.5 mm 使用系數(shù)Ka 由參考書 2 表 12.9 Ka=1.25 動載系數(shù)Kv 由參考書 2 圖 12.9 Kv =1.1 齒間載荷分配系數(shù) Kh、￡由參考書 2 表 12.10，先求 45 -# - 本科畢業(yè)設計(論文)通過答辯 45

50、 -# - 本科畢業(yè)設計(論文)通過答辯 型 21473N 45 -# - 本科畢業(yè)設計(論文)通過答辯 -17 - 本科畢業(yè)設計(論文)通過答辯 Y 100 N/mm 1 i :二[1.88 -3.2( )]cos - Z3 Z4 1 1 = [1.88-3.2 ( )]cos 0 18 36 Z 4一1?6」0.89 3 1 1 由此得KH」云-荷七6 ;：.=1 . 6 1 乙尸0.89 Kh，1 . 26 齒向載荷分布系數(shù)K「 由參考書2表12.11 Kh 亠 A B[1 0.6(B)2](P)

51、2 c|_10-b d1 d 1 = 1.09 0. 1 6 [ 1 0.26 1.20 1. 0 一 3 0. 3 1Kh1 01 . 3465 載荷系數(shù)K K = KA KV KH KH = 1.25 1 . 1 1.26 1 K =2.36 彈性系數(shù)Ze 由參考書2表12.12 Ze =189.8、MPa 節(jié)點區(qū)域系數(shù) Zh 由參考書2圖12.16 ZH = 2.5 接觸最小安全系數(shù) Sh min由參考書2表12.14 SH min 二 1.05 總工作時間th th 二 2000 應力循環(huán)次數(shù) Nl Nl3 = Nl2 = 4 107 Nl

52、3=4 1 0 接觸壽命系數(shù) Zn 許用接觸應力 [C] 驗算 NL4 *L3/uL2 = 4 10 2 2 由參考書2圖12.18 ch l i mZ3N 31 2 5=0 1.21 [匚H 3尸 Sh m i n 1.05 C H l i mZN 4 7 10 1.21 [二 H 4 F Sh m i n 1.05 2KT3 1 bd32 J Nl4=4 1 0 Zn3=1.21 Zn4 =1 . 2 1 [二 h 3 尸 1440 MPa [二 h 4 p 818 MPa

53、 -# - 本科畢業(yè)設計(論文)通過答辯 _1 89 8 ”5 烏892.36 331 2申 2 1 —I 8 9. 8 2. 5 U. 8 9 2 Y 4 5 425 2 :_-h =677 MPaY [:「h 4] 計算結果表明，接觸疲勞強度較為合適，齒輪尺寸無需調整 (3) 確定傳動主要尺寸 實際分度圓直徑d 中心距a 齒寬b d3 = mz3 = 2.5 18 d4 = mz4 = 2.5 36

54、m(Z4 + z3) 2.5 匯(36+18) a 二 2 2 b = dd3 = 1. 0 4 545mm d3 = 45 mm d4 = 90 mm a =67.5 mm 取 b3 = 50 mm -19 - 本科畢業(yè)設計(論文)通過答辯 -# - 本科畢業(yè)設計(論文)通過答辯 b4 二 45 mm 其它尺寸： hf3 = (ha* hc*)m = (1 0.25) 2.5 = 3.125mm ha3 二 ham=1 2.5 = 2.5 mm df3 二 d3-2hf3 = 45 -2*3.125 =38.75 mm da3=d32

55、ha$45 2 2三 5 nfn0 hf4 = (ha* hc*)m = (1 0.25) 2.5=3.125mm ha4 二 ha*m = 1 2. 5 2mm df4 =d 4—2hf 吐 9 0 2 3.1=2 5 8r3n 7 5 da4 = d 4 2ha ^ 90 2 2=5 mm5 (4) 齒輪3齒根彎曲疲勞強度驗算 重合度系數(shù) Y ; = 0.2 5°^ 5二 0.2-5°. 7 5 Y ; = 0.7 1 1.61 齒間載荷分配系數(shù)Kf：由參考書2表12.10, Kf , = 1/Y ； = 1/0.71 K「. =1 . 4 1 齒向載荷分布系數(shù) Kf

56、 1 b / h =45/(2.25 2.5) =8 由參考書2圖12.14 載荷系數(shù)k K 二 KA Kz KF KF -# - 本科畢業(yè)設計(論文)通過答辯 -# - 本科畢業(yè)設計(論文)通過答辯 = 1.251.11.411 K =2 .7 1 -# - 本科畢業(yè)設計(論文)通過答辯 齒形系數(shù)YFa 由參考書 2 圖 12.21 YFa3 = 2.9 YFa4=2 .4 7 應力修正系數(shù)Ysa 由參考書 2圖 12.22 Ysa3 = 1.53 YSa4 =1.64 彎曲疲勞極限二Flim

57、由參考書 2圖 12.23d 二 F lim 3 = 720 MPa 參考書 2 圖 12.23c 匚 f im 4 = 600 MPa 彎曲最小安全系數(shù)Sf min由參考書2表12.14 Sf min 二 1.25 0 應力循環(huán)次數(shù) Nl Nl3=4 1 Nl4 = 4 1 彎曲壽命系數(shù) Yn 由參考書2圖12.24 Yn3 二 0.98 -# - 本科畢業(yè)設計(論文)通過答辯 -# - 本科畢業(yè)設計(論文)通過答辯 Yn4=0.98 -# - 本科畢業(yè)設計(論文)通過答辯 -# -

58、 本科畢業(yè)設計(論文)通過答辯 尺寸系數(shù)Yx 由參考書2圖12.25 Yx =1.0 許用彎曲應力 ［利 CT F l i mYN Y<3 ［；「F3］二 Sf m i n 720 0.98 1 1.25 CT F l i mYN Y?4 ［二 F4］ $ m i n 600 0.98 1 ［二 F3 ］二 5 6MPa 驗算 1.25 2 KT 3 二 F3 Y f Y S3a ； bd 3m 2 2.71 33126 2 . 9 1.5 3 0.7 1 45 4 5 2.5 ［二 F4］ = 4 7M0Pa

59、 -21 - 本科畢業(yè)設計(論文)通過答辯 C F3 = 112MPaY［；「F3］ YFa4YSa4 二 F4 = :丁 F3 - YFa 3YSa3 2 47 1 6 4 =112 - 2.9 ".53 二 F4 =102MPaY［；「F4］傳動無嚴重過載，故不作靜強度校核。 (5) 齒輪4、5齒面接觸疲勞強度校核計算 轉矩T4 T 4 二 ?I|j3 =2 33126 T4 = 66252 N| imm 齒數(shù)z和模數(shù)m Z5 =UZ4 二 3 ■： 36 = 108 Z5 = 108

60、 m = 2 . 5 分度圓直徑d d5 二 mz5 二 2.5 108 二 270 mm d5 = 270 mm 齒寬b 由 b4 = 45 mm 取 b5 = 40 mm 齒寬系數(shù)匸d t d =b/d4 = 4 0 / 90 0. 44 '■ d =0. 44 圓周速度v v =0 . 7 8m/s 精度等級 由參考書 2 表 12.6 選8級精度 使用系數(shù)Ka 由參考書 2 表 12.9 Ka = 1.25 動載系數(shù)Kv 由參考書 2 圖 12.9 Kv =1.1 齒間載荷系數(shù)分配系數(shù)Kh：.

61、由參考書2】表 12.10, 先求： 2T4 2 6 6 2 52 Ft 1473 N d4 90 KAFt 1 .25 1 47 3 K1/ 46 N/mm b 40 Y 100 N/mm 1 i ；円1.88 - 3.2( )]cos : Z4 Z5 1 1 =[1.88 -3.2 ( )]cos 0 < =1 .82 36 108 寫 8=21 85 Zg=0.85 1 1 由此得 Kh - 2 =1.38 Kh.嚴1.38 Zz 0.85 齒向載荷分布系數(shù)K「由參考書2表12.11 C 1O‘b -# - 本科畢業(yè)

62、設計(論文)通過答辯 -# - 本科畢業(yè)設計(論文)通過答辯 = 1.09 0. 1 6 [1 0. 6 0. 44 ] 0. 443 0. 31 1 0 40 -# - 本科畢業(yè)設計（論文）通過答辯 -23 - 本科畢業(yè)設計（論文）通過答辯 載荷系數(shù)k k ^Ka kv kh kh = 1.25 1 . 1 1.38 1 K =2.16 彈性系數(shù)Ze 由參考書2表12.12 189.8 MPa 節(jié)點區(qū)域系數(shù) Zh 由參考書2圖12.16 Zh = 2.5 接觸最小安全系數(shù) Sh min由參考書

63、2表12.14 Sh min = 1.05 總工作時間th th = 2000 應力循環(huán)次數(shù) Nl 接觸壽命系數(shù) Zn 許用接觸應力 驗算 計算結果表明, (6)齒輪3、 重合度系數(shù) NL5 二 NL4/U =4 107 /3 由參考書2圖12.18 [c] [二 H 5] -h NL5 =1. 3 3 10 Zn4 =1.21 [二 h 4 尸818 CH lim 5ZN5 580 1.25 Sh min 1.05 2KT 4」-1 [二 h 5 嚴 690 MP = 1 89.8 2.5 0,85 2.1 \ 6625%3 1 二 H =

64、309 MPaY[ 二 F5] 40 920 接觸疲勞強度較為合適，齒輪尺寸無需調整 4齒根彎曲疲勞強度驗算 齒間載荷分配系數(shù) 齒向載荷分布系數(shù) 載荷系數(shù)k 0.75 ccu°.75 Y ； = 0.2 5 0.25 eot 1.82 Kf：由參考書 2 表 12.10, Kf：.=1/Y ； = 1/0.68 Kf：.=1.52 Kf 一： b/h = 4 0 / ( 2. 2 5 =2. 5 ) 由參考書2圖12.14 K = Ka KV Kf KF ^=0.66 Kf 一：二 1.14

65、 -# - 本科畢業(yè)設計（論文）通過答辯 -25 - 本科畢業(yè)設計（論文）通過答辯 = 1.25 1 . 1 1.52 1 K =2.38 齒形系數(shù)YFa 由參考書2圖12.21 應力修正系數(shù)Ysa 由參考書2圖12.22 彎曲疲勞極限二Flim 由參考書2圖12.23c 沖= 2.47 YFa5 = 2.2 YSa4 = 1.64 YSa5=1.80 C F lim 4 =

66、 600 MPa 彎曲最小安全系數(shù)Sf min由參考書2表12.14 S^ m i 1 .25 應力循環(huán)次數(shù)Nl 彎曲壽命系數(shù)YN 尺寸系數(shù)YX 許用彎曲應力[匚f] NL5=1. 3 3 1 0 由參考書2圖12.24 YN4=0.98 Yn5 =0 . 9 9 由參考書2圖12.25 YX =1 . 0 CT F l i mYN YX1 [；「F4] Sf m i n 600 0.98 1 -1.25 F l i mYN Yx5 [二 F5]: Sf m i n 450 0.99 1 1.25 [二 f4] = 470 MPa [◎f5]= 3 5MPa 驗算 空匸YFar和 bd 4m 2 2.38 6 62^247 4 0 4 5 2.5 . 1.64 0.66 二 F4 = 187 MpaY, [；「f4] YFa 5YSa5 F 5 = ；丁 F 4 - YFa4Ysa4 = 187 22迪 2.47X1.64 C F5 =183MPaY[65] 傳動無嚴重過載，故不作靜強度校核