小型牧草收割機結(jié)構(gòu)設計【含9張CAD圖紙+文檔全套】

喜歡就充值下載吧。。資源目錄里展示的文件全都有，，請放心下載，，有疑問咨詢QQ:414951605或者1304139763 ======================== 喜歡就充值下載吧。。資源目錄里展示的文件全都有，，請放心下載，，有疑問咨詢QQ:414951605或者1304139763 ======================== 藝術與信息工程學院 畢業(yè)設計中期方案 題目：小型牧草收割機設計 子題： 專業(yè)： 機械工程及自動化 指導教師： 尉曉娟 學生姓名： 王小苗 班級-學號：機械168-15 2019年 12 月31日 第1章引言 在國家對廣大農(nóng)村調(diào)整了產(chǎn)業(yè)結(jié)構(gòu)之后，養(yǎng)殖業(yè)在青海省各產(chǎn)業(yè)中所占的比重逐年加大，為了支撐畜牧業(yè)的發(fā)展，牧草產(chǎn)業(yè)發(fā)展迅猛，牧草種植面積也相應增加。作為五大牧區(qū)的青海省，基于牧草的種類豐富和牧草地幅員遼闊等特點，大力發(fā)展畜牧業(yè)，畜牧業(yè)歷史悠久，且草資源儲量豐富，天然草場面積多達1733．3萬hm2，人工種草留床多達5．73萬hm2，其中紫花苜蓿作為優(yōu)質(zhì)牧草，留床面積大多53．3萬hm2，全國面積第一。 由于青海大部分地表形態(tài)為低山丘陵地形，因此牧草場的面積不會太大，一般為中小型牧場，上百公頃的草場很少，草場的收割均以人工為主，作業(yè)成本高且效率較低，由于牧草場為一年兩收或三收，人工勞動強度極大，針對以上問題，青海省牧草種植亟需適用中小型草場的收割機，查閱相關資料，國內(nèi)外草場收割機械主要針對大型草場，以切割器的形式為分類標準，對收割機械進行分類，主要有往復式收割機和旋轉(zhuǎn)式收割機，其配套驅(qū)動系統(tǒng)9～50kW，效率15～80are／h，工作面寬度為2～6m，且收割后不能有序擺放，針對攤鋪、摟草、拾草、打捆等作業(yè)需要相應的機具配套使用，使用較為不便。 小型牧場受限于運作資金，如果采購配套機具，將大大增加牧草場的經(jīng)濟負擔，小型牧草場的投入一般不會太高，如果利用人工對后續(xù)牧草攤鋪，將大大增加牧草場的成本，稻麥割曬機作為市場上常見的機械設備，其作業(yè)對象主要是稻麥作業(yè)，目前已經(jīng)應用于牧草的部分收割，但對于牧草場并不完全使用，紫花苜蓿作為畜禽飼料的主要成分，市場廣闊，種植面積逐年增加，在畜禽養(yǎng)殖中居于首要地位，在提高作業(yè)效率，降低勞動強度的前提下，針對以上問題，為了平衡牧草場的經(jīng)濟效益，我以牧草收獲機械的設計為選題，解決中小型草牧場對于牧草收獲機械的需求，基于小動力驅(qū)動系統(tǒng)，設計適用于中小型草牧場的小型輕便收割機，伴隨著牧草產(chǎn)業(yè)的高速發(fā)展，本文設計的收割機將具有廣闊的市場空間和較高的商用價值。 1.2 國內(nèi)外發(fā)展歷史及現(xiàn)狀 1.2.1國外牧草收割機現(xiàn)狀 國外牧草收割機械經(jīng)過一百多面的發(fā)展演變，經(jīng)歷了畜力驅(qū)動到機械驅(qū)動、單項作業(yè)到大型聯(lián)合收個作業(yè)等階段。上世紀60年代，作為國外牧草機械的黃金時期，完成了人工和畜力作業(yè)工具到到聯(lián)合作業(yè)機具的轉(zhuǎn)變，美國率先完成了牧草機具的研發(fā)，并在國內(nèi)迅速推廣，美國的牧草機具保有量多達70萬臺，居世界首位。上世紀70年代，全世界范圍內(nèi)牧草機具接近飽和，牧草機具進入瓶頸期，各大機械廠商為了開拓市場，基于產(chǎn)品性能的研究，對牧草機具進行了二次開發(fā)，取得了很好的經(jīng)濟效益，由于美國、德國、日本、意大利以及法國等國家的先進的機械生產(chǎn)技術，其牧草機具處于世界領先地位，德國斯通公司開發(fā)設計的割曬設備、克拉斯公司的自走式壓捆機設備，以及法國庫恩旋轉(zhuǎn)割草機設備等，極大地解放了牧草場的生產(chǎn)力。上世紀90年代，美德日等國家的先進牧草機具大量進入我國，我國牧草種植業(yè)得到了快速發(fā)展，目前，國外牧草收獲機械種類豐富、技術相對成熟、性能較為完善，但是產(chǎn)品價格較為昂貴，近年來隨機計算機技術的高速發(fā)展，牧草收獲機械的結(jié)構(gòu)和技術指標沒有太大變化，但是在駕駛員舒適度、駕駛員視野以及智能化方便取得了突破。 1.2.2 國內(nèi)牧草收割機現(xiàn)狀 上世紀80年代以來，由于我國長期以來對畜牧業(yè)投入將對不足，對于牧草機械的開發(fā)力度嚴重不足，導致生產(chǎn)牧草機械制的相關廠家停產(chǎn)或者是轉(zhuǎn)向其它領域，由于和歐美等發(fā)達國家在技術和制作工藝上存在較大的差距，大大拉大了國內(nèi)同類產(chǎn)品生產(chǎn)企業(yè)與歐美國家的制造能力和制造水平，目前國內(nèi)牧草機械產(chǎn)品類型相對單較少，為了加快實現(xiàn)牧草場的經(jīng)濟效益、社會效益以及環(huán)境效益，必須加大對牧草機械產(chǎn)品的研發(fā)，由于牧草機械的限制，牧草場豐產(chǎn)不豐收或大量草場來不及收割，造成牧民勞動強度極大、經(jīng)濟收益較低，我國在消化、吸收國外先進機械的基礎上，研發(fā)了相應的牧草收獲機械，針對不同的作業(yè)流程研發(fā)了相應的作業(yè)設備，如散草設備、方捆設備、圓捆設備、壓垛設備、二次加壓打包設備，各作業(yè)機械專業(yè)性太強，配合度較差，各作業(yè)設備與動力系統(tǒng)無法完美配合，大大限制了草牧場的產(chǎn)能，由于生產(chǎn)責任制的推行，草畜承包到戶，牧場場地變小，市場上能適用于牧民草場的牧草機械寥寥無幾，無法使用相關機械增大增加草牧場收益，供需造成脫節(jié)，國內(nèi)進行牧草機械生產(chǎn)的廠家主要有海拉爾牧業(yè)機械總廠、新疆畜牧機械廠和寶昌牧業(yè)機械廠。其中海拉爾牧業(yè)機械總廠作為全國生產(chǎn)牧草割機械最大的廠商，其產(chǎn)品銷量較高、面廣量大，但是在針對紫花苜蓿等產(chǎn)量較的草場收割機械方面競爭力不足。 第2章體方案的確定 2.1 收割機類型的選擇 2.1.1 按切割裝置分類 目前，以切割裝置為分類標準對割草機進行分類，主要有刀片回轉(zhuǎn)運動和刀片往復運動，這兩類收割機，在進行牧草收割作業(yè)時其動力存在細微差別，在保證可靠性的前提下，動力越小可以有效降低成本，目前市場上往復運動的割草機用用較為廣泛，由于其較小的驅(qū)動力可以完成往復運動割草機考的驅(qū)動，前景廣闊。本設計中選擇常見的往復式割草機。 2.1.2 往復式割草機的分類 往復式割草機具體可以分為： （1） （2） （3）連桿式割草機；由曲柄輪以及連桿進行驅(qū)動。 （4）無連桿式割草機；在對刀的循環(huán)驅(qū)動的過程中，重錘吸收運動過程中產(chǎn)生的不平衡力，因此稱其為平衡驅(qū)動割草機。 上述往復式割草機都是固定單動刀，單動刀運動頻率不高，可靠性較低，卡滯堵塞等情況時有發(fā)生，且作業(yè)過程中平衡能力差，難以對柔性莖桿牧草進行有效切割，雙動刀割草機通過對兩組刀片有機組合，使其能夠反向切割，大大提高了作業(yè)效率，目前牧草場多為中小型牧草場，為了解放牧草場的勞動強度，考慮到以上單動刀的一些弊端并結(jié)合養(yǎng)殖業(yè)發(fā)展需求，本文主要對雙動刀的往復式收割機械進行設計。 2.2 方案確定 基于上述分析和討論，本文設計的往復式收割機械，主要由動力系統(tǒng)、切割系統(tǒng)、傳動機構(gòu)、行走系統(tǒng)以及輸送系統(tǒng)等系統(tǒng)有機組合而成。 柴油機提供收割機所需動力，查閱相關資料，選擇用額定功率3.0kW、2400r/min轉(zhuǎn)速、186×186×200mm外形尺寸的單缸兩沖程柴油機。 一般的單刀片切割無法滿足牧草場的切割速度，本文切割系統(tǒng)由雙刀片組成，其切割速度比單刀片割草機速度快一倍，通過雙曲柄機構(gòu)完成刀片往復運動和機構(gòu)回轉(zhuǎn)運動的相互轉(zhuǎn)化。 傳統(tǒng)系統(tǒng)的工作流程：單缸兩沖程柴油機通過皮帶輪進行兩級減速，即三角皮帶輪以及減速器，減速器主要由一對錐齒輪組成，通過以上兩個機構(gòu)改變相應的傳動方向，驅(qū)動曲柄主軸，曲柄主軸帶動聯(lián)軸器，動力經(jīng)由聯(lián)軸器到凸輪軸，最終實現(xiàn)刀片切割作業(yè)，一對小鏈輪接受切割器曲柄主軸傳遞的動力，最終實現(xiàn)將動力傳遞到輸送系統(tǒng)。 輸送系統(tǒng)由裝有撥齒的皮帶組成，主要依靠皮帶將切割出來的牧草傳輸?shù)绞崭顧C工作方向的右側(cè)。 行走系統(tǒng)，行走輪直徑250mm，主要通過人工推行來實現(xiàn)，基于經(jīng)濟方面的原因，本文對機動行走系統(tǒng)暫不考慮。 本文設計的小型牧草收割機主要應用對象由有紫花苜蓿、黑麥草以及三葉草等優(yōu)質(zhì)高產(chǎn)品種，以上三種牧草的形狀、柔韌性以及強度存在明顯差異，大大加大了對切割裝置性能方面的要求，收割機對于以上三種牧草要具有良好的兼容收割能力，主要考慮刀刃型式以及刀刃回轉(zhuǎn)速度等參數(shù)，為了使牧草收割機動力系統(tǒng)小、工作性能要高、操作簡單、使用方便、成本較低、整機輕便，并結(jié)合與牧草收割的能農(nóng)藝方面的要求，本文在設計牧草收割機的過程中，主要考慮以下參數(shù)： 配套動力：柴油機3.0kW； 割幅：1 m； 割茬高度：55mm左右； 切割形式：雙動往復式； 適用作物高度：600mm左右； 刀片刃口：平面形； 刀齒間距：39mm； 刀片運動速率：>1800次/min； 前進方式：手扶推行式； 操縱人數(shù)：1人； 工效：33m2/h左右。 第3章切割系統(tǒng)的設計 3.1 切割器主要參數(shù)的分析 切割機作為本文設計牧草收割機的主要機構(gòu)，牧草收割機的性能主要受到切割機的工作效率和切割質(zhì)量的影響，目前市場上切割器主要有往復式和回轉(zhuǎn)式兩種類型，考慮到回轉(zhuǎn)式切割器對地形和動力系統(tǒng)要求較高，在平坦地形運行較好，但對于復雜地形如山地、丘陵等，效率較低，基于此并查閱相關資料，本文針對復式切割器選用普通Ⅰ型，在整機運行過程中。動力由柴油機提供，柴油機產(chǎn)生的動力驅(qū)動輸入軸，輸入軸帶動曲柄主軸，最終經(jīng)由曲柄機構(gòu)將動力轉(zhuǎn)換為往復運動。 3.1.1影響切割質(zhì)量相關因素 切割速比作為影響切割質(zhì)量最重要的因素，切割速比通常為切割速度和進給速度的比值，動刀高度在具體系統(tǒng)中為定值，機器前進速度和曲柄轉(zhuǎn)速能夠?qū)Ω畈輽C的重割區(qū)和空白區(qū)產(chǎn)生影響，其影響程度通常用切割進程來表示，切割進程得計算如下： （3.1） 式中 ——機器前進速度（m/s）； ——割刀運動一個行程時間。 切割器割刀運動一個行程內(nèi)，用時為t，曲柄轉(zhuǎn)動半周。 = （3.2） 將（3.2）代入（3.1）得 = （3.3） 式中 ——曲柄轉(zhuǎn)速（r/min）。 由于牧草具有稠密多汁，因此復式割草機切割對牧草進行切割時，阻力較大，因此切割速度不應小于2.15m/s[3]。如果切割速度過快勢必會增大割草機械的慣性，導致機械發(fā)生振動，因此，對于切割速度的選擇極為重要，根據(jù)已知條件：曲柄轉(zhuǎn)速738 r/min，割刀完成一個循環(huán)，曲柄轉(zhuǎn)動一周，因此割刀平均速度，可以通過以3.4式進行計算： =（m/s ） （3.4） = = 1.87 m/s 式中 ——曲柄半徑（mm）； ——曲柄轉(zhuǎn)速（r/min）。 因為切割速比λ= 將（3.1）、（3.3）代入整理得 λ= （3.5） 現(xiàn)有割草機 =（1.1～1.5） 代入（3.5）式得 λ= （3.6） ——切割刀刃高度，單位mm，本文中選用的標準Ⅰ型刀刃高度=54mm，代入（3.6）得 λ= = 0.94～1.28 考慮到切割時，所受到牧草的阻力，確保牧草切割效果，實際進給速度比略大于理論計算值，理論計算值取機械正常工作時，計算得出的速度最大值。 3.1.2 技術參數(shù)的分析和評價 本文中切割機選用標準I型、根據(jù)以智條件：曲柄主軸轉(zhuǎn)速738 r/min，機械作業(yè)速度=0.99m/s，切割機平均速度=1.87m/s，為了確保對于牧草具有良好的切割效果，切割速比極為重要，查閱相關資料。切割速比不小于1.02，因此本文中切割速比為=1.87>1.02，因此，上述參數(shù)的選擇較為合理。 3.2 凸輪軸的設計 需要設計一個中間傳動機構(gòu)，將動力系統(tǒng)的旋轉(zhuǎn)運動轉(zhuǎn)化為收割系統(tǒng)的往復直線運動，本文是通過雙曲柄機構(gòu)來實現(xiàn)的，具體是由一個凸輪軸和兩個偏心輪構(gòu)成的偏心輪式結(jié)構(gòu)。根據(jù)牛頓力學定律，在本文中驅(qū)動機構(gòu)受到相互作用力，大小相等，防線相反，因此凸輪軸處于平衡狀態(tài)，可以省去校核。 3.2.1 凸輪軸的設計 動力系統(tǒng)通過曲柄主軸的聯(lián)軸器將動力傳遞到凸輪軸，凸輪軸材質(zhì)為40Cr，通過計算，凸輪軸功率為2.45kW，=112～97，=35～55MPa，軸的轉(zhuǎn)速n=738r/min，則計算軸的最小軸徑： （3.7） 取，MPa 則： mm 由于凸輪軸上鍵槽的存在，鍵槽能夠削弱凸輪軸的強度，因此需要通過增大軸徑來增大凸輪軸強度，通常情況下存在一個鍵槽時，需要增大3%的軸徑，存在兩個鍵槽時，需要增大7%的軸徑，本設計中凸輪軸為標準直徑，因此凸輪軸直徑為： 將圓整成16mm。 圖3.1為凸輪軸結(jié)構(gòu)。 圖3.1凸輪軸結(jié)構(gòu) 3.2.2凸輪軸參數(shù)的確定 通過分析可以知道，凸輪軸的凹槽處直徑最小，根據(jù)圖3-1，軸段④為凹槽處其直徑和長度分別為mm， mm。 軸段①通過聯(lián)軸器和曲柄主軸相連，通過查閱聯(lián)軸器直徑的相關資料，本文中軸段①直徑和長度分別為mm， mm。 軸段②是凸輪軸的軸肩，起定位作用，取mm， mm。 偏心輪安裝在軸段③位置，本文中偏心輪的直徑和厚度分別為：mm， mm。 軸段⑤上是圓螺母，故mm， mm。 3.3 切割裝置的設計 3.3.1 動刀的結(jié)構(gòu) 切割機構(gòu)主要包括2個直線運動的動刀機構(gòu)和動刀支撐機構(gòu)兩個主要機構(gòu)，一般將動刀和刀桿做成一個機構(gòu)，傳動機通過刀桿作用于動刀，動刀支撐機構(gòu)主要有：間隙調(diào)節(jié)機構(gòu)和刀架等機構(gòu)組成，正常工作時，收割機通過雙刀的往復直線運動，完成牧草的收割。 切割器的主要功能構(gòu)件為動刀，考慮到牧草收割對刀刃的磨損較小，本文中選擇省力的光刃結(jié)構(gòu)的動刀，割荏整齊，便于后續(xù)工藝操作，為了在切割過程中防止動刀磨損破壞，動刀材質(zhì)一般為合金鋼，刃部采用淬火工藝進行鍛造。 圖3.2為動刀工作結(jié)構(gòu)示意圖。 圖3.2 動刀的結(jié)構(gòu) 3.3.2 刀片間隙的調(diào)整 切割機構(gòu)由一對動刀組成。動刀開有導向槽，通過螺母6對動刀之間的間隙進行調(diào)整，動刀之間的間隙不大于0.5mm，螺栓與機架連接。 3.3.3 偏心輪的設計 偏心輪作為切割機的重要組成部分，將動力系統(tǒng)的旋轉(zhuǎn)運動轉(zhuǎn)化為收割系統(tǒng)的往復直線運動，本文是通過雙曲柄機構(gòu)來實現(xiàn)的，具體是由一個凸輪軸和兩個偏心輪構(gòu)成的偏心輪式結(jié)構(gòu)。 3.3.4 切割裝置附件的設計 1、壓板 2、機架 第4章傳動系統(tǒng)的設計 為了確保切割器和輸送系統(tǒng)都能獲得相應的動力，需要對設計傳動系統(tǒng)。 4.1 傳動系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)和相關參數(shù)的確定 4.1.1 傳動系統(tǒng)結(jié)構(gòu)設計 傳動系統(tǒng)直接和切割系統(tǒng)和輸送系統(tǒng)相連，因此參考其工作原理和結(jié)構(gòu)特點，本文中傳統(tǒng)系統(tǒng)的設計，如圖4.1所示。 圖4.1 傳動系統(tǒng)簡圖 通過分析傳動系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)，柴油機動力系統(tǒng)通過皮帶輪3、4和錐齒輪5、6，經(jīng)過兩級減速后，由于皮帶輪和錐齒輪改變了傳動方向，實現(xiàn)動力系統(tǒng)驅(qū)動曲柄主軸，曲柄主軸上的聯(lián)軸器帶動凸輪軸，實現(xiàn)刀桿和動刀的往復直線運動，切割器曲柄主軸通過鏈輪7、8，實現(xiàn)驅(qū)動力向輸送系統(tǒng)的傳遞。 4.1.2 傳動比確定 1、曲軸主軸的轉(zhuǎn)速 = m/s （4.1） 本設計中為1.6～2.0 m/s，由公式4.1，計算曲柄主軸轉(zhuǎn)速。 = = 631.58～789.5 r/min 取曲柄主軸轉(zhuǎn)速=738 r/min。 2、確定傳動比 正常工況下，柴油機額定功率=3kW，轉(zhuǎn)速=2500r/min皮帶輪將動力分為兩路，一路經(jīng)由二級減速，傳遞到曲柄主軸,nⅡ=738r/min。本文中切割系統(tǒng)傳動比按式4.2進行計算。 = ·===3.52 （4.2） 式中 ——一級皮帶輪減速比； —— 二級圓錐齒輪減速比。 各種傳動的傳動比[4]：平帶傳動比≤ 5 ；錐齒輪傳動比≤ 5；鏈輪傳動比≤ 6 ； 通過對其空間結(jié)構(gòu)位置的分析，依據(jù)物理學中的相似原理=1.5，即： = 式中 —— 小皮帶輪直徑長度（mm）； —— 大皮帶輪的直徑（mm）。 由式（4.2）得 = 即 = 式中 —— 二級減速結(jié)構(gòu)中，主動輪齒數(shù)； —— 二級減速結(jié)構(gòu)中，從動輪齒數(shù)。 4.2 收割機功率和效率分析 4.2.1 收割機的功率分析 收割機功率主要由切割系統(tǒng)的切割功率和輸送系統(tǒng)輸送功率組成，即： （4.3） 其中 = （kW） （4.4） 式中 —— 機器前進速度（m/s）； —— 機器割幅（m）； ——（N·m/m2）。 經(jīng)測定，割草= 200～300，所以 ==1.94 根據(jù)經(jīng)驗輸送系統(tǒng)功率需求為 （4.5） 式中 ——割幅功率（kW/m），一般為0.22～0.25 kW，因此 =0.22×1 = 0.22 kW 考慮到空轉(zhuǎn)的功率和傳動的效率問題，收割機總功率最小為： kW 4.2.2 收割機的傳動效率 柴油機的皮帶輪驅(qū)動切割器進行往復直線運動，皮帶輪、圓錐齒輪的二級減速結(jié)構(gòu)如圖4.2所示，查閱相關資料皮帶輪效率、圓錐齒輪效率 [11]，因此切割系統(tǒng)總的傳遞效率為： 圖4.2 切割系統(tǒng)傳動圖 （1）各軸的轉(zhuǎn)速 Ⅰ軸 r/min Ⅱ軸 r/min （2）各軸的功率 Ⅰ軸 kW Ⅱ軸 kW （3）各軸的扭矩 電機軸 N·m Ⅰ軸 N·m Ⅱ軸 N·m 表4.1 運動和動力參數(shù) 軸名 參數(shù) 電動機軸 Ⅰ軸 Ⅱ軸 轉(zhuǎn)速/（r/min） 2500 1733 738 功率/（kW） 3.0 2.78 2.70 扭矩/（N·m） 10.65 15.32 34.94 傳動比 1.5 2.35 效率 0.96 0.97 4.3 減速器的設計 4.3.1錐齒輪的設計 為了實現(xiàn)切割系統(tǒng)總傳動比3.52:1，需要經(jīng)過皮帶輪的一級減速和圓錐齒輪的二級減速，通過圓錐齒輪改變動力傳遞方向。 1、材料的選擇；錐齒輪材質(zhì)為40Cr，鍛造方式為滲碳淬火工藝，滿足58-62HRC的齒面硬度。 2、精度等級的確定，錐齒輪表面采用淬火工藝，因此精度初選為7級。 3、錐齒輪傳動方式為閉式硬齒面，查閱相關資料，確定小齒輪齒數(shù)。 4、錐齒輪傳動方式為閉式硬齒面，曲疲勞強度類型為齒根彎曲、接觸疲勞強度為齒面接觸。 5、齒根彎曲疲勞設計，公式為： （4.6） （1）齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩 N·m （2）為齒寬系數(shù)，平均模數(shù)，本文中選擇，由此可以計算齒寬中點的平均分度圓直徑，， 因此平均模數(shù)為。 （3）大、小齒輪的抗彎疲勞強度極限可以通過查閱齒輪抗彎疲勞極限圖，得到強度極限均為MPa。 （4）抗彎疲勞壽命系數(shù)，通過出查閱抗彎疲勞強度壽命系數(shù)圖個文獻資料，本設計中，壽命系數(shù)均為。 （5）應力循環(huán)次數(shù) （4.7） 式中 ——軸的轉(zhuǎn)速（r/min ，r/min ）； ——齒輪一個周期內(nèi)，齒面嚙合次數(shù)，取=1； ——齒輪工作壽命，取300小時。 則 （6）由前文可知，，計算抗彎疲勞許用應力： MPa MPa （7）計算載荷系數(shù) （4.8） 式中 ——工作情況系數(shù)，通過查閱使用系數(shù)表，； ——動力載荷系數(shù)。 因小圓錐節(jié)圓線速度 m/s 故 由動載系數(shù)圖查得 =1.11； ——載荷分配系數(shù)，本設計為1； ——在齒輪傳動過程中，載荷分布不均勻程度，通過查閱齒向載荷分布不均系數(shù)圖，得。 即 （8）齒形系數(shù)，通過查閱齒形系數(shù)表、應力修正系數(shù)表，，。 （9）應力校正系數(shù)，查表得：，。 （10）計算大、小齒輪的 并加以比較 小齒輪的數(shù)值大。 （11）設計計算 mm 就近圓整為標準值=2mm。 6、幾何尺寸計算 （1）計算分度圓直徑 mm mm （2）錐角 （3）根高 （其中 ） mm （4）齒根角 mm （5）頂圓直徑 mm mm （6）齒根圓直徑 mm mm （7）錐距 mm （8）齒根角 故=3.0052° （9）分度圓齒厚 mm 7、齒輪強度校核 的核算 （4.9） 式中 ——節(jié)點區(qū)域系數(shù)，標準直齒輪 =2.5； ——彈性系數(shù)，通過查閱彈性系數(shù) ； ——接觸疲勞許用應力（MPa）； （4.10） 式中 ——接觸疲勞極限（MPa）； ——壽命系數(shù)，查表得：； ——最小安全系數(shù)，通常； MPa MPa MPa＜ 通過以上分析可以知道，二級錐齒輪參數(shù)設計較為合理。