微耕机变速箱设计正文.doc
《微耕机变速箱设计正文.doc》由会员分享，可在线阅读，更多相关《微耕机变速箱设计正文.doc（24页珍藏版）》请在冰点文库上搜索。
第24页共24页
微耕机变速箱的设计
下载须知：
本文档是自己所做毕业设计，只可用于学习交流，不可用于商业活动。
另外：
有需要电子档的同学可以加我2353118036，我保留着毕设的全套资料，旨在互相帮助，共同进步，建设社会主义和谐社会。
微耕机变速箱设计
作者：
xxx指导老师：
xx
xxx工学院11机械设计制造及其自动化合肥230036
摘要：
本文主要介绍微耕机的组成部分及其工作原理，并分析了变速箱在微耕机工作过程中所承担的重要功能和现在市场上微耕机常用变速箱，在此基础上，以动力来源为重庆宏受通用机械厂生产的168F汽油机的微耕机为研究对象，重新对变速箱进行了设计，重新设计的变速箱包含了变速结构、差速结构、换档结构。
为操作简单、结构紧凑、实用性强的新一代微耕机变速箱。
关键词：
微耕机变速箱变速换挡
1绪论
1.1变速箱设计的意义
我国自古以来就是农业大国，曾经靠着我国劳动人民的辛勤耕作成为世界最为强大的国家，但是就目前中国13亿人口来看，单纯的靠人、牛的力量已经不再满足当前对生产力的要求了，这就要求有新的农业机械扛起重任。
因为前两个世纪我国陷入了资本主义国家的殖民半殖民统治，我国的农业机械没有得到很高的重视，农业机械的推广和使用基本为零，但是解放后，我国很快的完成了社会主义的全面改革，并顺利完成了第一个五年计划，第一个五年计划期间我国研发出了各种农业机械，这些农业机械对解放生产力起到了很大的作用。
近年来我国的科研人员在农业机械方面创新取得巨大突破，生产出了满足更多条件下使用，拥有更多功能的各种农业机械，为我国的农业现代化打下了坚厚的基础。
尽管我国在农业机械方面取得了如此耀眼和光辉的成就，就目前的情况看，在一些丘陵、地形较为复杂的地带，大型农业机械到达不了这种地形极为复杂的地方，耕种还只能依靠人力、畜力，面对这样的问题，研究和设计出新一代的适应更小地块、更复杂地形的小型微耕机就迫在眉睫了。
微耕机的变速箱就像是电脑的CPU，控制着微耕机的速度、换挡、转向等重要功能，变速箱的适用性也影响着微耕机是否可以满足更为复杂条件的使用，在微耕机使用过程中，变速箱也是最容易出现故障的部件之一，而且变速箱的故障会直接影响到微耕机的使用。
小型微耕机一般工作在土地硬度较高的耕地上，这种环境下对微耕机传动的平稳性要求很高，变速箱又决定了微耕机的传动平稳性。
因此变速箱的适用性、平稳性直接决定了微耕机的应用和推广价值，也决定了微耕机的性能和市场价值。
因此变速箱的设计就成为了微耕机设计中最为重要的一环，它的设计的意义也变得非常重大。
1.2变速箱设计想要达到的目标
微耕机主要由知识水平不是很高的农民使用，因此其必须操作简单，微耕机的使用环境也极为复杂，在一些地理比较窄小的范围使用因此微耕机必须有以下要求：
（1）机械一定要经济便宜，且运行过程稳定，不易出问题；
（2）档位设置时要有空挡、前进挡、倒退当，且换挡方便迅速；
（3）变速器的工作效率高，噪声需要很低；
本次变速箱主要根据动力来源为重庆宏受通用机械生产的168f型汽油机的微耕机进行设计。
2变速箱的总体方案的确定
依据微耕机的相应要求，现选择动力来源为168f的汽油机，该微耕机的具体参数如下表
表1-1
汽油机型号
168f
功率
3.5kw
满载转速
4200r/min
车轮直径
350mm
前进速度
3.5km/h
倒车速度
1.0km/h
微耕机参数表
2.1变速箱的工作原理
一般的变速箱主要采用齿轮传动达到降速的目的，为了实现微耕机的不同行驶方向，变速箱内需要有多对传动比不同的齿轮副，通过操作档杆变换变速箱内不同齿轮副的工作来达到微耕机换挡的目的。
空档时，变速箱体内从动轮和主动轮错开，动力切断；前进档时变速箱类似二级减速器齿轮，通过两级齿轮减速达到降速前进的目的；倒退档时，整个传动过程增加一个中间齿轮，使主动轮和最后一级从动轮转速方向相同，实现微耕机倒退的目的。
为了实现微耕机转变方向的方便，在输出轴两侧各安装一牙嵌式离合器，控制微耕机转向的方法在微耕机前进或后退需要转向时，将想要转达方向的那一侧离合器离合，即可方便实现转向的目的。
2.2变速箱传动原理图
根据微耕机变速箱的工作原理，变速箱传动原理图如下：
图2-1
4.1
轴1
4.2
3.1
2.3
2.2
2.1
1.1
轴3
轴2
轴4
2.3传动比的计算和分配
2.3.1前进时传动比计算
1）根据微耕机的前进速度，微耕机轮子直径，公式：
n=60*1000v/d可计算处变速箱输出轴转速n=60*1000*0.972/3.14*350=53.07r/min，此时总传动比i总=4200/53.07=79.14，
2）传动比的分配
汽油发动机输出转速为4200r/min,汽油发动机与变速箱间的传动由v带传动，初步选定v带的传动比为3，此时变速箱传动方案属于圆柱齿轮减速方案，为了使整体结构合理、紧凑、布局恰当，查询机械设计课程指导书可选取i1=6.48,则根据总传动比、v带传动比易计算出i2=4.07。
2.3.1倒退时传动比计算
1）根据微耕机的倒退速度，微耕机轮子直径，公式：
n=60*1000v/d可计算处变速箱输出轴转速n=60*1000*0.278/3.14*350=15.178r/min，倒退时的微耕机没有负载，转速大大降低，此时转速降低到为1000r\min以下,
总传动比i总=1000/15.178=65.88，
2）传动比的分配
汽油发动机输出转速为1000r/min以下,此时的变速箱同样属于减速箱，只是多了一个中间齿轮用于改变输出轴转向，此时由发动机传输到变速箱的动力依然由带传动，传动比与前进时相同，同样为3，此时变速箱的一级减速齿轮与前进时的相同，所以分配传动比的=6.5，此时轴3上的齿轮作用只是改变转向i3=1，则易计算出轴3和轴4间传动比i43.39.
2.4计算各轴的功率及转矩
2.4.1计算前进时各轴转速和转矩
1）计算相关轴的转速
n1=n/i=4200/3=1400r/min
n2=n1/i1=1400/6.48=216.05r/min
n4=n2/i2=216.05/4.07=53.07r/min
2）计算各轴的输入和输出功率
根据机械设计课程设计指导书，相关机械传动效率如下
滚动轴承0.98
V带0.94
圆柱齿轮 0.98
则各轴的输入功率如下
各轴的输出功率
3）计算各轴的输入和输出转矩
根据T=9550P/n可以计算各轴的输入转矩，又因为滚动轴承传动效率为0.98输出转矩为输入转矩的0.98，可计算出具体数据，汇总成下表所示
表2-1
轴名
功率P（kw）
转矩T（N·m）
转速（r/min）
传动比
输入
输出
输入
输出
轴1
3.29
3.22
22.45
22.0
1400
6.48
4.07
轴2
3.16
3.10
139.72
136.93
216.05
轴4
3.03
3,00
546.14
535.22
53.07
前进档时各轴情况
2.4.2计算后退时各轴转速和转矩
1）计算相关轴的转速
n1=n/i=1000/3=333.33r/min
n2=n1/i1=333.33/6.48=51.44r/min
n3=n2/i3=51.44/1=51.44r/min
n4=n3/i4=51.44/3.389=15.178r/min
2）计算各轴的输入和输出功率（倒退时无负载发动机功率降低至1.5kw以下）
根据机械设计课程设计指导书，相关机械传动效率如下
滚动轴承0.98
V带0.94
圆柱齿轮 0.98
则各轴的输入功率如下
各轴的输出功率
3）计算各轴的输入和输出转矩
根据T=9550P/n可以计算各轴的输入转矩，又因为滚动轴承传动效率为0.98输出转矩为输入转矩的0.98，可计算出具体数据，汇总成下表所示
表2-2
轴名
功率P（kw）
转矩T（N·m）
转速（r/min）
传动比
输入
输出
输入
输出
轴1
1.41
1.382
40.40
39.59
333.3
6.5
1.0
3.389
轴2
1.354
1.327
251.37
246.34
51.44
轴3
1.30
1.274
241.41
236.58
51.44
轴4
1.249
1.224
785.87
770.15
15.178
后退档时各轴计算结果
3前进时齿轮的设计与校核
3.1变速箱一级直齿轮的设计
3.1.1选定齿轮材料，精度等级并初步确定齿数
（1）根据机械设计手册相关标准，结合微耕机的工作条件，大小直齿轮均采用40Cr，并做调制处理，硬度为280HBS,精度为7级精度，压力角取20°。
（2）初选小齿轮齿数z1=18,则大齿轮齿数z2=i1z1=6.4818=116.64，取齿数117。
3.1.2按齿面接触疲劳强度设计
1）计算小齿轮分度圆直径，即
d1t≥
试选载荷系数KHt=1.3，查取区域系数ZH=2.48，查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPA1/2
计算接触疲劳强度用重合度系数Z
a1=arccos=31.41°
at2=arccos=22.479°
a=/2π=1.701
Z==0.875
计算接触疲劳许用应力
由机械设计图10-25d查得小大齿轮的接触疲劳极限分别是=600MPA,=550MPA
计算应力循环次数：
N1=60n1jLh=60*1400*（15*8*2*20）=2.068*106
N2=N1/=2.068*106/（117/18）=2.068*105
查得解除疲劳寿命系数KNHI=1.54，KNH2=1.58。
取失效概率为1%，安全系数S=1,则
1=KNHI/S=924MPA
2=KNH2/S=869MPA
取较小的作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即=2=869MPA
2）计算小齿轮的分度圆直径
代入上述各数据，则有
d1t≥=33.682mm
下面调整小齿轮分度圆直径
计算圆周速度V：
V=πd1tn 1/（60*1000）=3.2m/s
计算齿宽b：
b=d1t=33.682mm
计算实际载荷系数KH
查得使用系数KA=1.25，根据V=3.2m/s，7级精度，查机械设计表10-8得动载系数KV=1.14。
齿轮圆周力Ft1=2T1/d 1t=2*2.452*104/33.682=1.012*10³N
KAFti/b=22.81N/mm<100N/mm
查表10-3得齿间载荷分配系数KH=1.1,用插值法查表10-4得7级精度，小齿轮相对轴承非对称布置时，KH=1.405，
则载荷系数KH=KAKVKHKH=2.202
按实际载荷系数算得分度圆直径：
d1=d1t=33.682*=40.15mm
相应的齿轮模数m=/=40.15/18=2.231
3.1.3按照齿根弯曲疲劳强度设计
1）计算齿轮模数Mnt=
试选载荷系数KFt=1.3
计算弯曲疲劳强度的重合度系数Y:
Y=0.25+0.75/=0.691
计算
由机械设计图10-17查得齿形系数=2.64,=2.24
图10-18查得应力修正系数=1.58,=1.75
由图10-24c查得小、大齿轮的齿根弯曲疲劳极限=500MPa,=380MPa
图10-22查得弯曲疲劳寿命系数=0.85，=0.87
取弯曲疲劳安全系数S=1.3，得到
==MPa=326.93MPa
2==MPa=251.38MPa
则==0.013,==0.0156
因为大齿轮的大于小齿轮，所以取==0.0156
将上获得数据输入公式即可计算齿轮模数
Mnt==1.824mm
2）调整齿轮模数
计算实际载荷前的数据准备
圆周速度：
d1=m1Z1=1.824*18mm=32.832mm
V=π/（60*1000）=2.407m/s
齿宽b=dd1=32.832mm，齿高h=（2han*+cn*）mt=（2*1+0.25）*1.824=4.104mm
宽高比b/h=8
接下来计算实际载荷系数KF
根据V=2.407m/s，7级精度，查图10-8得动载系数KV=1.09。
Ft1=2T1/d 1=2*2.245*104/32.832N=1.367*10³N，则KAFti/b=41.636N/mm<100N/mm
用插值法查表10-3得齿间载荷分配系数Kfa=1.5,用插值法查表10-4得7级精度，小齿轮相对轴承非对称布置时，KHβ=1.415，结合b/h=8,查图10-13得KFβ=1.34,则载荷系数:
KF=KAKVKFaKFβ=1.534
按照实际载荷系数计算齿轮模数
m=mt=1.927mm
对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳度计算的模数，由于齿轮模数m的大小取决于弯曲疲劳强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度直径有关，可取由弯曲疲劳强度算的的模数1.927并就近圆整为标准值m=2mm。
按照接触疲劳强度算得的分度圆直径=40.15mm，由此算出小齿轮齿数=÷m=40.15÷2=20.075
Z1=d1/2=40.15/2=20.075,取Z1=20，Z2=Z1=6.48*20=129.6，取Z2=129,Z1、Z2互为质数。
3.1.4齿轮几何尺寸计算
根据公式可计算出两齿轮尺寸如下：
表3-1
齿轮标号
分度圆直径
中心距
齿轮宽度
40mm
149mm
45mm
258mm
40mm
3.1.5圆整中心距后的强度校核
齿轮副的中心距在圆整过后，各参数均发生了变化，应该重新校核齿轮强度，以明确齿轮的工作能力。
1）齿面接触疲劳强度校核
按照下式计算，为了节约篇幅，下数值在草稿纸上计算，数值如下KH=2.202，=2.452*104则=1，=45，=6.5，ZH=2.48，ZE=189.8MPa1/2==620.173MPa<
可得知设计齿轮满足齿面接触疲劳强度条件。
2）齿根弯曲疲劳强度校核
按照下列公式计算，式中数据直接给出计算结果，未标具体计算过程，公式中数据：
，=2.452*104则=1，=20，m=2，=0.688，，则
则可知齿根弯曲疲劳强度满足要求。
3.1.6一级减速齿轮的主要设计结论
表3-2
齿轮序号
齿数
模数
压力角
变位系数
中心距
齿宽
材质
20
2
20
0.501
149
45mm
40cr
129
0.502
40mm
40cr
3.2前进档的二级减速齿轮设计
3.2.1选定齿轮材料，精度等级并初步确定最小齿数
1）根据机械设计手册相关标准，结合微耕机的工作条件，大小齿轮选用软齿面直齿轮传动，材质选用20CrMnTi，并对其做渗碳处理，硬度为55~60HRC，8级精度，压力角取20°。
2）初选小齿轮齿数z3=24,则大齿轮齿数z4=i2z3=4.0724=97.68，取97。
3.2.2按齿面接触疲劳强度设计
（1）按照《机械设计》式10-11试算小齿轮分度圆直径，即
公式：
d1t≥
表3-3
名称
代号
公式与依据
数值
单位
齿数
Z3、Z4
初选
24、97
材料
20CrMnTi
表面硬度
HRC
55-60
齿宽系数
查机械设计表10-7
1
区域系数
查机械设计图10-20
2.5
弹性影响系数
查机械设计表10-5
189.8
计算寿命
Lh
Lh=240×20（年）
4800
h
应力循环次数
N1
N2
N=60njLh
6.2
1.53
次
载荷情况系数
试选
1.3
接触疲劳极限应力
Hlim1
查机械设计10-25d
1200
Mpa
接触疲劳极限应力
Hlim2
查机械设计10-25d
1100
Mpa
安全系数
s
经验选取
1
许用接触应力
927
Mpa
重合度系数
Z=
0.846
以得出公式：
d1t≥
==30.66mm
（2）调整小齿轮分度圆直径
1）计算实际载荷系数所需的数据，并列出下表
表3-4
名称
代号
公式与依据
数值
单位
小齿轮分度圆直径
30.66
mm
齿轮转速
n
与2轴转速相同
216.05
r/s
圆周速度
v
0.332
m/s
齿宽
b
23.996
mm
当量齿轮齿宽系数
查机械设计表10-7
1
使用系数
查机械设计表10-2
1.50
动载系数
查机械设计图10-8
1.04
齿间载荷分配系数
查机械设计表10-3
1.1
齿向载荷分布系数
查机械设计表10-4
1.413
综上表可以得出实际载荷系数
由机械设计式（10-12）可得按实际载荷系数算得的分度圆直径
以及相应的齿轮模数
3.2.3按齿根弯曲疲劳强度设计
由机械设计式试算模数，即
Mnt=
1）确定公式中的各参数值，并汇总成下表
表3-5
名称
代号
公式与依据
数值
单位
载荷系数
试选
1.3
齿形系数
YFa3
YFa4
查机械设计图10-17
2.73
2.47
应力修正系数
YSa3
YSa4
查机械设计图10-18
1.56
1.62
齿根弯曲疲劳极限
查机械设计图10-24
900
750
MPa
弯曲疲劳寿命系数
KFN1
KFN2
查机械设计图10-22
1.02
0.96
重合度系数
公式计算
0.671
2轴扭矩
公式计算
1.397
N*mm
安全系数
S
经验选取
1.4
许用弯曲疲劳极限
617.14
546.42
MPa
0.0070
0.0073
由结果可以选取=0.007
2）试算模数
M3=
==1.435
（2）调整齿轮模数
1）计算实际载荷所需的数据准备，并列成下表
表3-6
名称
代号
公式与依据
数值
单位
试算分度圆直径
d3
d=mtz3
34.44
mm
圆周速度
vm
0.452
m/s
齿宽
b
34.44
mm
使用系数
查机械设计表2-2
1.5
动载系数
查机械设计图10-8
1.08
齿间载荷分配系数
查机械设计表10-3
1.1
齿向载荷分布系数
查机械设计表10-4
1.34
则载荷系数
2）由式（10-13），可得按实际载荷系数算得的齿轮模数为
mm
为了保证弯曲疲劳强度，取标准模数m=2mm,按照接触疲劳强度算得分度圆直径d3=37.742mm,
算出小齿轮齿数，取z3=19,则大齿轮齿数z4=i2z3=4.08×19=77.52,取z4=77。
3.2.4进行几何尺寸的计算并列出主要结论
将上述设计结论进行计算并将得到结果列入如下表格：
表3-7
名称
代号
公式与依据
数值
单位
材料
20CrMnTi
精度
8级
模数
m
2
mm
齿数
Z3
Z4
19
77
齿宽
b3
b4
43
38
mm
分度圆直径
d3
d4
d=mz
38
154
mm
使用和设计一级减速齿轮相同方法进行校核，该对齿轮满足齿面接触疲劳强度和齿根弯曲疲劳强度的要求，该对齿轮可正常工作。
4倒退时齿轮的设计与校核
4.1变速箱一级直齿轮的设计
此时变速箱的一级传动同前进时所用齿轮相同，两齿轮为z1,z2,他们的参数见上表3-2.
4.2变速箱二级直齿轮的设计
4.2.1选定齿轮材料，精度等级并初步确定齿数
1）说明。
由传动原理图可将轴2上倒退时工作的齿轮命名为5齿轮，轴3上齿轮命名为齿轮6，轴4上倒退时工作齿轮命名为齿轮7。
根据原理图及倒退时的传动比分配可知z6=z5，只需要设计出z7z6，
2）根据机械设计手册相关标准，结合微耕机的工作条件，大小齿轮选用软齿面直齿轮传动，材质选用20CrMnTi，并对其做渗碳处理，硬度为55~60HRC，8级精度，压力角取20°。
3）初选小齿轮齿数z6=22,则大齿轮齿数z7=i4z6=3.38922=74.558，取75。
4.2.2按齿面接触疲劳强度设计
1）计算小齿轮分度圆直径，即
d6t≥
试选载荷系数KHt=1.3，查取区域系数ZH=2.46，查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa1/2
计算接触疲劳强度用重合度系数Z
a6=arccos=30.528°
a7=arccos=23.754°
a=/2π=1.771
Z==0.875
计算接触疲劳许用应力
由机械设计图10-25d查得小大齿轮的接触疲劳极限分别是=1100MPA,=950MPA
计算应力循环次数：
N6=60n3jLh=60*52*（15*8*2*20）=6.68*106
N7=N1/=6.68*106/（75/22）=1.959*105
查得解除疲劳寿命系数KNH6=1.05，KNH7=1.16。
取失效概率为1%，安全系数S=1,则
6=KNH6/S=1152MPA
7=KNH7/S=1104MPA
取较小的作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即=2=1104MPA
2）计算小齿轮的分度圆直径
代入上述各数据，则有
d6t≥=41.38mm
下面调整小齿轮分度圆直径
计算圆周速度V：
V=πd6tn /（60*1000）=0.035m/s
计算齿宽b：
b=d6t=41.38mm
计算
升级会员 