【文章內容簡介】 輸送從動鏈輪 偏心輪 輸送帶輪 Ⅰ 、 減速箱輸入軸 Ⅱ 、 曲柄主軸 Ⅲ 、 凸輪軸 Ⅶ 、 輸送主軸 14 圖 8 傳動系統(tǒng)簡圖 Fig8 Drive system schematic 由圖 8 可知，動力由柴油機發(fā)動機皮帶輪輸出后經皮帶輪 4 和一對錐齒輪 6兩級減速，并改變傳動方向后傳遞給曲柄主軸。曲柄主軸經聯(lián)軸器將動力傳遞給凸輪軸帶動刀桿及動刀做往復切割運動；同時，切割器曲柄主軸經一對小鏈輪 8 將驅動力傳遞給輸送系統(tǒng)。 傳動比確定 曲軸主軸的轉速 pV = 260rn? = 30rn? m/s （ 8） 往復式切割器割刀平均速度常為 ～ m/s， 由 公式 （ 8）得 n = 330 3 0 (1 .6 ~ 2 )3 8 1 0PVr ??? ? = ～ r/min 取曲柄主軸轉速 nⅡ =738 r/min。 確定傳動比 在標定工作狀況，柴油機額定轉速 mn =2600r/min,功率 mP =,動力經皮帶輪輸出分兩路。一路經二級減速后，直接傳遞給曲柄主軸（ nⅡ =738r/min）。因此切割系統(tǒng)傳動比 i 為： i= 1i 2i = mnnⅡ=2600738 = （ 9） 式 中 1i —— 一級皮帶輪減速比 ； 2i —— 二級圓錐齒輪減速比 。 各種傳動的傳動比 [4]： 平帶傳動比 i ≤ 5 ；錐齒輪傳動比 i ≤ 5； 鏈輪傳動比 i ≤ 6 ； 根據相似設計法和結構空間位置，取 1i = 即： 1i = 21DD 式中 1D —— 小皮帶輪的直徑（ mm） ； 2D —— 大皮帶輪的直徑（ mm） 。 由式 （ 9）得 2i =1 ?? 即 15 2i = 21znzn?? 式中 1z —— 二級減速主動小錐齒數 ； 2z —— 二級減速從動大錐齒數 。 輸送系統(tǒng)傳動是通過曲柄主軸中央的小鏈輪，經同比傳動給輸送主軸，獲得動力帶動輸送帶橫向輸送。 割草 機功率需求分析和傳動效率 割草 機的功率分析 割草 機功率包括立式割臺往復切割器切割功率 1P 和輸送功率 2P 。 即： 12P P P?? （ 10） 其中 1P = 0102mVBL （ kW） [5] （ 11） 式中 mV —— 機器前進速度（ m/s） ； B —— 機器割幅（ m） ； 0L —— 切割每平方米面積的莖稈所需的功率（ Nm/m2） 。 經測定，割草 0L = 200～ 300， [5]所以 1P = 1 202102?? = 根據經驗輸送系統(tǒng)功率需求為 2 bP PB? （ 12） 式中 bP —— 輸送系統(tǒng)單位割幅所需功率（ kW/m） ， 一般取 ～ kW[11]，則 2P =1 = kW （ 12） 式中未考慮傳動效率和空轉所需的功率，故立式割臺往復收割機最低所需總功率為： 12 1 .9 4 0 .2 2 2 .1 6P P P? ? ? ? ?kW 割草 機的傳動效率 切割器的往復運動工作是由柴油機的皮帶輪輸出動力，經皮帶輪、圓錐齒輪二級減速 見圖 9。 皮帶輪傳動效率取 1 ?? ，圓錐齒輪傳動效率 2 ? ? [11]，則切割系統(tǒng)總的傳動效率 12 6 7 3? ? ?? ? ? ? ?總 16 圖 9 切割系統(tǒng)傳動圖 Fig9 Cutting system transmission diagram （ 1）各軸的轉速 Ⅰ 軸 12600 17331 .5mnn i? ? ?Ⅰ r/min Ⅱ 軸 21733 7382 .3 5nn i? ? ?ⅠⅡ r/min （ 2）各軸的功率 Ⅰ 軸 01 ?? ? ? ? ?Ⅰ kW Ⅱ 軸 2 2 .7 8 0 .9 7 2 .7 0PP ?? ? ? ? ?Ⅱ Ⅰ kW （ 3）各軸的扭矩 電機軸 00 2 .99 5 5 0 9 5 5 0 1 0 .6 52600mPT n? ? ? ?Nm Ⅰ 軸 2 .7 89 5 5 0 9 5 5 0 1 5 .3 21733PT n? ? ? ?ⅠⅠ ⅠNm Ⅱ 軸 2 .7 09 5 5 0 9 5 5 0 3 4 .9 4738PT n? ? ? ?ⅡⅡ ⅡNm 表 1 運動和動力參數 Table1 Kinematic and dynamic parameters 軸名 參數 電動機軸 Ⅰ 軸 Ⅱ 軸 轉速 n /（ r/min） 2600 1733 738 功率 P /（ kW） 扭矩 T /（ Nm） 傳動比 i 17 效率 ? 減速器的設計 錐齒輪的設 計 為了實現切割系統(tǒng)總傳動比 :1， 可進行二級減速 ， 一級通過動力皮帶輪輸出減速，第二級因要滿足回轉運動最終轉化為割刀往復運動，故設計二級減速為一對圓錐齒輪。 選擇材料 兩錐齒輪用 40Cr,滲碳淬火齒面硬度 5862HRC。 選取精度等級 表面因 采用淬火處理，故初選 7 級精度 。 因為是閉式硬齒面齒輪傳動 ， 故初選小齒輪齒數 1 2 118 , 42z z iz? ? ?則 。 閉式硬齒面齒輪傳動，采用齒根彎曲疲勞強度設計公式，齒面接觸疲勞強度校核公式 。 齒根彎曲疲勞設計 ，公式為： ? ? ? ?13 2221 41 1 Fa SaFRR YYKTm zu ??? ??? ???? ?? （ 13） （ 1）齒輪傳遞轉矩 5 5 51112 .7 89 5 .5 1 0 9 5 .5 1 0 0 .1 5 1 01733PT n? ? ? ? ? ? ? ?Nm （ 2 ） 取 齒寬系 數 ? ? ，齒寬中點 的平均 分度 圓直徑 md 和模數 m ? ? ? ?0. 5 / 1 0. 5mRd d R b R d?? ? ? ?， 故 ? ?1 0. 5mRmm??? 。 [11] （ 3 ） 由 齒輪的抗彎疲勞極限 圖 查得大、小齒輪的抗彎疲勞強度極限 12lim lim 800FF????MPa。 （ 4）由抗彎疲勞強度壽命系數圖 查得抗彎疲勞壽命系數??。 （ 5）應力循環(huán)次數 60 hN njL? （ 14） 式 中 n —— 軸的轉速（ 1 1733n ? r/min ， 2 738n ? r/min ） ； j —— 齒輪每 轉一周時齒面嚙合次數，取 j =1； L —— 齒輪工作壽命，取 300 小時 。 則 71 60 17 33 1 30 0 2 10N ? ? ? ? ? ? 72 60 73 8 1 30 0 3 10N ? ? ? ? ? ? 18 （ 6）計算抗彎疲勞許用應力，錐齒輪彎曲疲勞強度安全系數 ? 。 111l im 1 8 0 0 6401 .2 5NFF FYS?? ??? ? ? ??? MPa 222 l im 1 8 0 0 6401 .2 5NFF FYS?? ??? ? ? ??? MPa （ 7）計算載荷系數 K A v a FK K K K K ?? （ 15） 式中 AK —— 工作情況系數 ， 由使用系數表 [7]查 得 ? ； vK —— 動力載荷系數 。 由動載系 數圖 查得 vK =； aK —— 嚙合齒對間載荷分配系數，取 1； FK? —— 齒輪傳動載荷分布不均勻系數，由 齒向載荷分布不均系數圖 查得 ? ? 。 即 1. 75 1. 11 1 1. 36 2. 64A v a FK K K K K ?? ? ? ? ? ? （ 8）查取齒形系數，由齒形系數及應力修正系數 查得1 ?，2 ?。 （ 9）查取應力校正系數 ， 由齒形系數及應力修正系數 查得 1 ? ， 2 ? 。 （ 10）計算大、小齒輪的 ? ?Fa SaFYY? 并加以比較 ? ?111 2 .9 7 1 .5 3 0 .0 0 7 1640F a S aFYY? ??? ? ?222 2 .4 0 1 .6 7 0 .0 0 6 3640F a S aFYY? ??? 小齒輪的數值大 。 （ 11）設計計算 ? ?53 2224 10 71 418 1 1m ? ? ?? ? ?? ? ? ? ?mm 就近圓整為標準值 m =2mm。 幾何尺寸計算 （ 1）計算分度圓直徑 11 18 2 36d z m? ? ? ?mm 19 22 42 2 84d z m? ? ? ?mm （ 2）錐角 ? ?1 1 2a r c ta n / 23 20zz? ?? ? ? 2190 66 40?? ?? ? ? ? ? （ 3）根高 （其中 *ah =1 * ? ） * 2aah h m mm?? （ 4）齒根角 **( ) 1. 25 2. 5fah h c m m m m? ? ? ? （ 5）頂圓直徑 1 1 12 c os d h ?? ? ?mm 2 2 22 c os 6aad d h ?? ? ?mm （ 6）齒根圓直徑 1 1 12 c os 31 .58ffd d h ?? ? ?mm 2 2 22 c os d h ?? ? ?mm （ 7）錐距 R 2212 / 2 4 5 .9 6R m z z? ? ?mm （ 8）齒根角 f? ta n / 0 .0 5 2 5ffhR? ?? 故 f? =176。 （ 9）分度圓齒厚 / 2 ???mm 齒輪強度校核 按齒面接觸疲勞強度 校核 ? ? ? ?1 2 3141 0 . 5H H E HRRKTZZ du??????? （ 16） 式中 HZ —— 節(jié)點區(qū)域系數，對于標準直齒輪 HZ =； EZ —— 彈性系數，由 彈性系數表 查得 218 /EZ N m m? ； ? ?H? —— 接觸疲勞許用應力（ MPa） ； ? ? limHNH HZS?? ? （ 17） 20 式 中 limH?—— 齒輪材料的接觸疲勞極限（1lim lim 2 1400HH????MPa） ； NZ —— 接觸疲勞強度壽命系數，由接觸疲勞強度壽命系數圖 查得 ??； HS —— 接觸疲勞強度最小安全系數，取 1HS ? ； ? ? li m1 11 / 1 5 4 0H H N HZS????MPa ? ? li m 2 22 / 1 5 4 0H H N HZS????MPa ? ? 51 2 34 189 .8 122 1 36 ? ? ? ?? ? ?? ? ? ? ?MPa＜ ? ?1H? ? ? 52 2 34 2 .6 4 0 .3 4 1 02 .5 1 8 9 .8 5 6 40 .3 1 0 .5 0 .3 8 4 2 .3 5H? ? ? ?? ? ?? ? ? ? ?MPa＜ ? ?2H? 故二級錐齒輪齒面接觸強度合理。 減速箱輸入軸的設計及強度校核 （ 1） 減速箱輸入軸的設計 該軸的一端與皮帶輪相聯(lián)，另一端與小錐齒輪相 聯(lián)，且都是懸臂式，軸的材料選用 45 鋼調質時，取皮帶輪的傳動效率為 ，則計算出皮帶輪和齒輪