毕业设计说明书

3.4带传动部分的设计计算3.4.1确定计算功率p ca由育种株行条播机的工作状况，根据课本《机械设计》表8-7查得工作情况系数1.1=A K 故计算功率kW kW P K P A ca 85.41.141.4=⨯==3.4.2选择v 带的带型根据1n P ca 、从课本《机械设计》图8-11选用A 型。

3.4.3确定带轮的基准直径d d 并验算带速υ1）初选小带轮的基准直径d d1。

根据课本《机械设计》表8-6和表8-8，取小带轮的基准直径d d1=125。

2）验算带速υ。

s m v /01.171000602600125100060n d 1d1=⨯⨯⨯=⨯=ππ因为5m/s<υ<30m/s ，故带速适合。

3）计算大带轮的基准直径。

根据：d d2=id d1=4.2×125mm=525mm3.4.4确定v 带的中心距a 和基准长度L d1）根据式：)(2)(7.021021d d d d d d a d d +≤≤+初定中心距a 0=500mm 。

2）由式：()()mmmm a d d d d a L d d d d d 5.21005004125525525125250024)()(22202122100=⎥⎦⎤⎢⎣⎡⨯-++⨯+⨯=-+++≈ππ根据课本《机械设计》表8-2选带的基准长度L d =2000mm 。

3）按公式mm mm mm L L a a do d 45075.44925.2100200050020≈=-+=-+≈ mma mm a 510420maxmin ==3.4.5验算小带轮上的包角α1()()067.1294753.571255251803.57180121=⨯--=--≈a d d d d α3.4.6计算带的根数z1）计算单根V 带的额定功率r P 。

由d d1=125mm 和n 1=2600r/min, 根据课本《机械设计》表8-4a 得kW P 86.20=,根据n 1=2600r/min ，i=4.2，A 型带，根据课本《机械设计》表8-4b 得kW P 315.00=∆。

根据课本《机械设计》表8-5得86.0=αK ，表8-2得03.1=L K ，于是()()kW kW K K P P P L r 812.203.186.0315.086.200=⨯⨯+=∆+=α2）计算v 带的根数z 。

725.1812.285.4===r ca P P z 取2根。

3.4.7计算单根v 带的初拉力的最小值（F 0）min根据课本《机械设计》表8-3得A 型带的单位长度质量q=0.10kg/m ，所以()()()NN qv zvK P K F ca87.16401.1710.001.17286.085.486.05.25005.250022min 0=⎥⎦⎤⎢⎣⎡⨯+⨯⨯⨯-⨯=+-=αα对于新安装的V 带，初拉力应为1.5（F 0）min,对于运转后的V 带，初拉力应为1.3（F 0）min3.4.8计算压轴力F p压轴力的最小值为()()N N F z F p 40.5952067.129sin 87.164222sin 21min 0min=⨯⨯⨯==α3.5变速器3.5.1变速器结构方案1两轴式变速器输出轴与主减速器主动齿轮做成一体；多数方案的倒挡传动常用滑动齿轮，其它挡位均用常啮合齿轮传动。

与中间轴式变速器相比 ,它具有轴和轴承数少 ,结构简单、轮廓尺寸小、易布置等优点。

此外 ,各中间档因只经一对齿轮传递动力 ,故传动效率高 ,同时噪声小。

但两轴式变速器不能设置直接档 ,所以在工作时齿轮和轴承均承载 ,工作噪声增大且易损坏 ,受结构限制其一档的速比不能设计较大。

其特点是:变速器输出轴与主减速器主动齿轮做成一体 ,发动机纵置时直接输出动力。

2倒挡布置方案倒档传动方案变速器在一挡和倒挡工作时有较大的力，工作时在齿轮上作用的力也增大，并导致变速器轴产生较大的挠度和转角，使工作齿轮啮合状态变坏，最终表现出轮齿磨损加快和工作噪声大。

所以无论是两轴式变速器还是中间轴式变速器的低档与倒挡，都应当布置在靠近轴的支承处，以减少轴的变形，保证齿轮重合度下降不多，然后按照从低档到高挡顺序布置各挡齿轮，这样做既能使轴有足够大的刚性，又能保证容易装配。

倒挡的传动比虽然与一挡的传动比接近，但因为使用倒挡的时间非常短，从这点出发有些方案将一挡布置在靠近轴的支承处。

本设计采用图 2-2 所示的传动3齿轮形式变速器中的常啮合齿轮均采用斜齿圆柱齿轮。

直齿圆柱齿轮仅用于低挡和倒挡。

4换挡形式变速器换挡机构有直齿滑动齿轮、啮合套和同步器换挡三种形式。

采用轴向滑动直齿齿轮换挡，会在轮齿端面产生冲击，齿轮端部磨损加剧并过早损坏，并伴随着噪声。

因此，除一挡、倒挡外已很少使用。

使用同步器能保证换挡迅速、无冲击、无噪声，得到广泛应用。

但结构复杂、制造精度要求高、轴向尺寸大。

利用同步器或啮合套换挡，其换挡行程要比滑动齿轮换挡行程小。

3.5.2变速器主要参数的选择 1变速器档数及各档传动比本设计采用4个档位， 变速器各档传动比 一档3.863 二档 2.313 三档 1.512 四档 1.065 2中心距变速器中心距是一个基本参数，对变速器的外形尺寸、体积和质量大小、轮齿的接触强度有影响。

中心距越小，轮齿的接触应力越大，齿轮寿命越短。

因此，最小允许中心距应当由保证轮齿有必要的接触强度来确定 初选中心距A 时，可根据下面的经验公式计算K A 为中心距系数，取9.5，g η变速器传动效率，取96％， 取V 带传动的效率η0为0.96 T max e =nP 09550η54.733.4/260096.085.49550=⨯⨯=Nm取A 为703、外形尺寸四挡变速器壳体的轴向尺寸为：（2.7～3.4）A 取220 4、轴的直径 中部直径d ≈0.45A=31.5 第一轴花键直径d （mm ）可按下式初选31max ge A i T K A η=7.6196.0863.354.735.93=⨯⨯⨯=A式中：K 为经验系数K=4.0～4.6；Temax 为发动机最大转矩（N·m 3.5.3齿轮参数的确定 3.5.3．1模数的选取齿轮模数的确定受到很多因素的影响，其中最主要的是其所受载荷的大小。

由于低档齿轮与高档齿轮承受载荷的不同，故低档与高档齿轮的模数也最好做到不相同。

从齿轮现代加工工艺及日常维修的观点考虑，同一变速器中的齿轮模数种类不应过多。

需要注意的是，在变速器中心距都相同的情况下，选用小模数的齿轮可以有效的减小传动噪声，故育种株行条播机变速器的齿轮将会选用模数较小的齿轮 根据国家标准GB1357—78的规定，选取各齿轮副模数如下： 一档：m n =2.5 二档：m n =2.5 三档：m n =2.25 四档：m n =2 倒档:m n =2.5 3.5.3.2压力角国家规定的标准压力角为20°，所以采用的压力角为20°3.5.3.3螺旋角β齿轮的螺旋角对齿轮工作噪声、轮齿的强度和轴向力有影响。

选用大些的螺旋角时，使齿轮啮合的重合度增加，因而工作平稳、噪声降低。

试验证明：随着螺旋角的增大，齿的强度相应提高，但当螺旋角大于30°时，其抗弯强度骤然下降，而接触强度仍继续上升。

从提高低挡齿轮的抗弯强度出发，并不希望用过大的螺旋角；从提高高挡齿轮的接触强度着眼，应当选用较大的螺旋角。

斜齿轮传递转矩时，要产生轴向力并作用到轴承上。

设计时应力求同时工作的两对齿3maxe T K d轮产生轴向力平衡,初选螺旋角 为22°3.5.3.4齿宽b齿宽对变速器的轴向尺寸、齿轮工作平稳性、齿轮强度和齿轮工作时受力的均匀程度等均有影响。

选用较小的齿宽可以缩短变速器的轴向尺寸和减小质量。

但齿宽减少使斜齿轮传动平稳的优点被削弱，齿轮的工作应力增加。

选用较大的齿宽，工作时会因轴的变形导致齿轮倾斜，使齿轮沿齿宽方向受力不均匀并在齿宽方向磨损不均匀。

通常根据齿轮模数m（mn）的大小来选定齿宽b：直齿：b=K c m，K c为齿宽系数，取为m n，K c取为6.0～8.54.5～8.0 斜齿：b=Kc综合各个齿轮的情况，倒档齿轮为直齿轮，尺宽选为16mm,前进挡均为斜齿轮，齿宽选为18mm3.5.3.5各挡齿轮齿数的分配在初选中心距、齿轮模数和螺旋角以后，可根据变速器的挡数、传动比和传动方案来分配各挡齿轮的齿数。

下面以四挡变速器为例，说明分配齿数的方法。

1．确定一挡齿轮的齿数一挡传动比 863.3121==z z i 93.515.222cos 702cos 2=⨯⨯==n h m A z β取整得52，取z 1=11，则z 2=41 则一档传动比为i 1=727.3134512==z z 2．对中心距A 进行修正=A 04.6522cos 2525.2cos 2=⨯⨯=βh n z m 取整得A 0=66mm ，A 0为标准中心距 重新确定螺旋角β，其精确值应为==-Az m hn 2cos 11β 3．确定其它各挡的齿数 二挡传动比313.2342==z z i 二档传动齿轮中心距和一挡齿轮的中心距相等96.485.222cos 662cos 2=⨯⨯==n h m A z β取整得49，取z 3=15，则z 4=34 则二档传动比为i 1=667.2153434==z z 重新确定螺旋角β，其精确值应为==-Az m hn 2cos 12β 三挡传动比512.1563==z z i 三档传动齿轮中心距和一挡齿轮的中心距相等39.5425.222cos 662cos 2=⨯⨯==n h m A z β取整得55，取z 3=22，则z 4=33 则三档传动比为500.1563==z z i 重新确定螺旋角β，其精确值应为==-Az m hn 2cos 13β 四挡传动比065.1784==z z i 四档传动齿轮中心距和一挡齿轮的中心距相等19.61222cos 662cos 2=⨯⨯==n h m A z β取整得61，取z 3=30，则z 4=31 则四档传动比为033.17843==z z i 重新确定螺旋角β，其精确值应为==-Az m hn 2cos 14β 倒档的传动比为：706.3z z =⨯=小惰惰大z i R ,取17z =小,,63=大z倒挡齿轮的齿数，一般在21～23之间，选为22，可计算出输出轴与倒挡轴的中心距A ' 5.21062z m=+='）（大惰z A 由于齿数需要取整，故完成齿轮的齿数分配后，由齿轮齿数计算得到的传动比相比之前满足整车动力性和经济性优化得到的传动比值有一定的误差，在一定的条件下允许此类误差存在，对整车的动力性和经济性不会造成太大的影响3.3齿轮传动部分的设计计算3.3.1齿轮的参数设计1.选定齿轮的类型、精度等级、材料及齿数1）一级传动需要改变动力传动方向，因此选用直齿锥齿轮传动。