【文章內容簡介】 輸出軸型式特性 動力輸出軸型式 公稱直徑 /mm 齒數(shù)與花鍵型式 動力輸出軸標準轉速/r/min 1 2 3 35 35 45 6 齒矩形花鍵 21 齒漸開線花鍵 20 齒漸開線花鍵 540 1000 1000 與之對應的動力輸出軸位置關系如下表 (見表 32): 7 表 32 動力輸出軸位置 （單位 :毫米） 動力輸出軸型式 ha min ha max 1 2 3 450 550 650 675 775 875 根據(jù)傳動的需要，我們選擇了第 1 種動力輸出軸型式，即動力輸出軸 標準轉速為 540 r/min，輸出軸位置 ha 范圍為 （ 450－ 675） mm，取 ha = 500 mm。 另外，根據(jù)小型農(nóng)用輪式拖拉機（牽引功率不大于 15 kW）三點懸掛裝置的國家標準 GB 1593－ 87 規(guī)定，下圖 3－ 2所示的后置三點懸掛裝置主要尺寸和相關參數(shù)范圍如下所示： 上懸掛點主要尺寸： 聯(lián)結銷直徑： A = — mm 聯(lián)結銷銷孔直徑： B = — mm 支架內側表面之間的寬度： Fmin = mm 支架外側表面之間的寬度： Emax = 69 mm 下懸掛點主要尺寸： 聯(lián)結銷直徑： G = — mm 聯(lián)結銷銷孔的直徑： H = — mm 下懸掛點跨距： N = 465177。 mm 下懸掛點到拖拉機中心平面的橫向距離： P = 250 mm 下懸掛點最低高度值： Umax = 200 mm 運輸高度： Xmin = 600 mm 根據(jù)上述標準規(guī)定，機架的懸掛機構主要尺寸參數(shù)設計如下： A = mm； B = mm； F = mm； E = mm； G = mm； N = mm； H = mm； X = mm 8 圖 3－ 2 拖拉機懸掛三角形 9 傳動比的確定 在本設計中，除摟草裝置所需動力需由拖拉機后部的動力輸出軸提供外，沒有其它動力輸出要求。但由于摟齒運動軸與拖拉機輸出軸呈現(xiàn)一定的角度關系，故需要使用到減速器以實現(xiàn)變速、變向的要求。根據(jù)上述牧草收獲對摟齒的齒端線速度的要求，以轉盤轉速為依據(jù)，為了使結構簡單，采用一級錐齒輪減速器。由公式010 nni ? 得：減速器輸入軸至輸出軸間傳動比 : 100540 2270ni n? ? ?。 4 摟草機主要結構 及零件的設計 轉盤 旋轉摟草機減速器下端設有一個轉盤，轉盤沿圓周均勻分布 6 根摟齒臂，摟齒臂固定在旋轉圓盤上，每根摟齒臂的末端固定一對彈簧摟齒。當摟草機工作時，摟齒臂的動力由轉盤提供，通過旋轉盤帶動摟齒臂轉動，在從而實現(xiàn)摟齒的摟草作業(yè)。 圖 4－ 1 旋轉圓盤結構圖 摟齒 摟齒結構如下圖 42所示，摟齒的上端制成蝸卷形，以增加其彈性便于越過障礙，摟齒的下端制成弧線形便于牧草沿齒面上升和滾卷，其彈簧圈的旋向為一左一右，圈數(shù)左、右相等各四圈。 10 圖 4－ 2 摟齒結構圖 地輪 地輪為充氣支撐 輪，安裝在轉盤正下方，用于支撐上方的攤草轉子并控制仿形。從而保證在起伏不平的地面工作時的作業(yè)質量。為了簡化設計，直接采用市場上現(xiàn)有的充氣輪。 傳動軸 傳動軸主要將拖拉機輸出動力傳遞給減速器。 由于拖拉機動力輸出軸與減速器輸入軸間距離較大，為了保證動力傳遞的可靠性， 根據(jù)轉速要求和傳動要求，傳動軸一端采用 6 齒花鍵與拖拉機輸出軸相連，另一端通過聯(lián)軸器與減速器小錐齒輪軸輸入端相連，實現(xiàn)動力的平穩(wěn)傳遞。 傳動機構 根據(jù)位置和結構要求，減速器安放在托板 4 上，其輸入端小錐齒輪軸與傳動軸相連，輸出端大錐齒輪軸 花鍵端與圓盤相連。結構形式如圖 43 所示。 1 輸入端聯(lián)軸器 2 輸入軸 3 輸出軸 4 減速器托板 圖 4－ 3 傳動機構三維圖 由《機械設計師手冊》查得各傳動副效率值如下： 滾動軸承： ～ 滑動軸承： ～ 11 彈性聯(lián)軸器： ～ 萬向聯(lián)軸器： ～ 具有中間可動元件的聯(lián)軸器： ～ 取拖拉機輸出功率 Pd=20 kW； 由以上數(shù)據(jù)計算得，各軸輸入功率如下： 傳動軸： 11 2 0 0 .9 7 1 9 .4dP P k W?? ? ? ? 減速器輸入軸 : 2 1 2 1 9 . 4 0 . 9 7 1 8 . 8P P k W?? ? ? ? 減速器輸出軸 : 3 2 3 1 8 . 8 0 . 9 8 1 8 . 4P P k W?? ? ? ? 動力輸出軸的轉矩由轉矩計算公式得： 209 5 0 0 9 5 5 0 3 5 3 .7 0540dd PT N mn? ? ? ? 減速器輸出軸所承受轉矩： 3 2 3 2 3 3 5 3 . 7 0 2 0 . 9 7 0 . 9 8 6 7 2 . 4 5dT T i N m??? ? ? ? ? ? ? ? ? 減速器錐齒輪選擇 已知輸入功率 IIP = kW， 小齒輪的轉速為 540 r/min， 大齒輪的轉速為2n =270 r/min， 傳動比 i=2。 1） 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) 按傳動方案 ， 選用直齒圓錐齒輪傳動 ， 齒形制 110 60JB ? ，齒形角 20?? ，齒頂高系數(shù) 1*?ah ， 頂隙系數(shù) *?c ， 螺旋角 ?0?m? ， 選用 8 級精度。 初選 小齒輪材料為 40Cr（調質），硬度為 280HBS， 因取傳動比 i=2，故 大齒輪材料 也采用 為 40Cr（調質），硬度為 280HBS， 即知 二者材料 相同， 硬度相 等 。 選小齒輪齒數(shù) 1z =24，則由公式知： 21 2 2 4 4 8z u z? ? ? ? ?； 2） 齒面接觸疲勞強度計算 按 齒面接觸疲勞強度設計公式： ? ? ? ?2131 1 F RRZ K Tdu? ????? ????? 查得材料彈性影響系數(shù) ： MPaZ E ? 。 按齒面的硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限 MPaH 6001lim ?? ， 即知 大齒輪的接觸疲勞極限 MPaH 6002lim ?? 3）計算應力循環(huán)次數(shù) 12 小齒輪： ? ? 71 ???????? hn j LN 大齒輪： 7 712 7 . 7 7 6 1 0 3 . 8 8 8 1 02NN u ?? ? ? ? 4）計算接觸疲勞許用應力 查得接觸批量壽命系數(shù) ?HNK ； ?? HNHN KK ； ? ? M P aM P aSK HHNH ???? ?? ? ? M P aM P aSK HHNH 5 8 86 0 ???? ?? 試選 ?VK ，查得 ?aK ， 1??K ， ??K ； 計算得 : ????????? ? Va KKKKK ? 5） ?。?31?R?；由以上計算知： T= kN/m 試算小齒輪的分度圓直徑，帶入 ? ?H? 中的較小值得 ： ? ?211 23 2 . 0 6 31 8 9 . 8= 2 . 9 2 =5 4 . 1 45 3 3 . 5111 0 . 5 233tTd m m??? ????? ? ? ? ? 6）計算圓周速度 v 11 3 .1 4 5 4 .1 4 5 4 0 1 .5 3 /6 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0tdnv m s? ??? ? ??? 根據(jù) v = m/s， 采用 8 級精度，查得 ?VK ， 所以 ????????? ? Va KKKKK ?。 7）按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑： 331 2 . 2 539。 5 4 . 1 4 4 8 . 7 32 . 0 6 3ttKd d m mK? ? ? ? 由此計算出技術模數(shù) m： 13 139。 55 .73 224dm z? ? ? 8） 齒根彎曲疲勞強度設計計算 按齒根彎曲疲勞強度設計公式： ? ? ? ?3 2212 1 4 F