毕业设计(论文)小型电动旋耕机的设计

青岛农业大学
本科生毕业论文（设计）
题目：小型电动旋耕机的设计姓名：姜雪锋
学院：机电工程学院
专业：农业机械化及其自动化班级：2004.1
学号：0320040151
指导教师：张锡斋
完成时间：2008.6.18
2008 年6 月18 日
小型电动旋耕机的设计
摘要
本文介绍了一种大棚蔬菜种植耕整地机械----小型电动旋耕机的设计方案。

对旋耕机的国内外情况进行了分析和对比，重点进行了发动机的选择，变速器的设计，部分零件的设计，传动路线的设计以及对旋耕刀轴的设计等。

该机耕深15~20cm，动力由发动机输出经皮带传动，传给变速箱进行减速，二级传动采用链传动。

旋耕刀轴的设计采用三段式，中间为空心的圆管钢，两边采用实心轴，可制出轴肩来安装轴承和端盖。

装有行走机构和限深铲，耕后地表平整，能够解决以往小型旋耕机功率小、结构复杂、操作麻烦、耕深浅等问题，适合大棚耕整地工艺的要求。

关键词：小型；电动；旋耕；
Design of a Small Machine of Electrical Rotate
Abstract
In this paper, the cultivator,，one of the important small agricultural machines, is designed based on comparing and researching the developing situation of cultivator at home and abroad. The design includes the choice of motor, the choice of transmission, the design of some parts and the design of the cultivator knife-axis etc.
The plowing depth of the cultivator can be controlled to 15~20cm ，and the outgoing power is from engineering to the gearbox using belts，after that be transferred to the arbor of rotate knife. Between gearbox and the arbor of rotate knife adopt chains to transmit; The design of arbor of rotate knife adopt three parts, the middle part is hollow rolled steel ，two side parts is solid rolled steel, may process Shoulder-axis to lay on roller bearing and Cover. The surface is neat after till, the cultivator designed in the paper can overcome the problems of small-power , complex structure, trouble operation, low plowing depth etc. It can meet the request of greenhouse.
Key words: small; electrical; Rotary;
目录
摘要 (Ⅰ)
Abstract (Ⅱ)
第一章绪论 (1)
1.1该课题研究的目的和意义 (1)
1.2国内外棚室旋耕机的现状 (2)
第二章方案的论证 (3)
2.1 技术要求 (3)
2.2 方案选择 (3)
第三章零部件及旋耕机的参数设计 (5)
3.1 切削速度的确定 (5)
3.2 弯刀主要参数的确定 (6)
3.3 弯刀的选择、配置与排列 (7)
3.4 电动机的选择 (8)
第四章传动系统的设计计算 (9)
4.1 传动比分配 (9)
4.2 带及带轮的设计计算 (10)
4.3 链轮的设计计算 (13)
4.4 齿轮的设计 (15)
4.5 轴的设计计算 (19)
第五章总结 (24)
参考文献 (25)
致谢 (26)
第一章绪论
1.1该课题研究的目的和意义
棚室生产是一种高投入、高产出的产业，而棚室的生产所需劳动力是从事大田生产的15～20 倍，是从事大地蔬菜生产的3 倍左右[1]。

棚室管理机在棚室生产环节中有着举足轻重的作用，棚室管理机的研制和开发应向一机多功能的方向发展。

即一机实现旋耕整地、开沟扶垄、播种、中耕除草、收割、配水泵（喷药、喷雾）及短途运输等项作业。

特别是在旋耕整地环节上，一定要实现能够耕整棚室边角地带。

为解决温室大棚生产耕作困难、劳动强度大、效率低、成本高的问题，本文研制开发出一种电动旋耕机械。

该机以交流电机为动力，具有动力强、耕作速度快、不排放有害气体、噪声低等优点，同时可起到，使用安全可靠，高效节能，无污染。

该机是一种由电动机驱动的土壤耕作机具，其切土、碎土能力强，一次作业能达到犁耙的几次效果，耕后地表平整，松软能满足精耕细作要求，且能抢农时、节省劳力[2]。

旋耕机将人工作业的松土、刨茬、捞茬、运茬等工序一次完成，可提高工效倍。

据统计菜田如果实现机械化，一台机器顶16个劳动力，使用一台机器节约十六个劳动力，一年一个劳动力需要8000到15000元，每人按8000元算，将节约120000元。

菜地机械化后一亩地全年由3茬变成4茬，如果一年增加一茬可增加1.2万元[3]。

可见机械化可以解放劳动力同时提高农民收入，减轻劳动强度，提高作业质量。

因此，高性能、低功耗、多功能适应我国国情的旋耕机具有广阔的发展前景。

1.2 国内外棚室旋耕机的现状
我国棚室耕作机械现有产品的机型不多，应用不普遍，多为借用现有的露地用小型耕耘机械，其适应性差，生产效率低，而且作业质量不稳定。

我国旋耕机存在的问题是规模小、成本高，“三化”水平低，使用水平低维修成本高，功能单一等问题。

近几年针对温室、大棚等特殊耕作环境，国内研制生产了一些小型耕作机械，有的微耕机还设计有多种作业功能，考虑了兼顾露地作业，提高了机械的使用效率。

但是由于产品大多存在以下问题，均未能很好的推广：①外形尺寸及结构质量大，操作不灵便。

特别是从露地简单转移到大棚内的机械，在棚室内转向和转移都十分困难，而且边角地带无法工作，漏耕严重：②生产率低，适应性较差，当土壤含水率较高(超过20％以上)时，其碎土性能就会变差，耕作阻力变大：③作业性能、可靠性和耐久性等方面还存在一些问题。

国外旋耕机设施农业耕作机械已非常成熟，作业性能稳定，功能齐全，小巧轻便。

日
本、意大利、荷兰、以色列等国家的产品广泛用于旋耕、犁耕、开沟、作畦、起垄、中耕、培土、铺膜、打孔、播种、灌溉和施肥等作业项目。

荷兰、以色列、日本、美国等国家对温室用作业机具进行了系统的开发、研究、推广和应用，许多作业项目如耕整地、播种、间苗、中耕和除草都已实现了机械化。

但进口机型价格高，一般在7000元／台以上，而且配件难，维修服务各个方面跟不上，对我国国土70%的丘陵土地的情况十分不适用[4]。

可以预见，若有价格更为低廉且能够耕整棚室边角的小型旋耕机问世，不但直接经济效益显著，而且还具有广泛的社会效益，其推广前景将是十分广阔的。

第二章方案论证
2.1 技术要求
温室大棚生产耕作困难、劳动强度大、效率低、成本高。

需要一种机械，可以满足温室大棚的空间小，障碍物多、边角地带无法耕耘等问题，研制一种体积小，重量轻，操作方便、不排放有害气体、噪声低，使用安全可靠，推动方便、操作搬运高效节能，无污染的小型农用旋耕机。

2.2 方案选择
方案一
图2-1 方案一中间传动
1.旋耕刀
2.大链轮
3.链条
4.小链轮
5.变速箱
6.电动机
7.小带轮
8.大带轮9.旋耕刀
设计原理：传动部分由带轮、变速箱、链轮、组成，动力由电动机输出经带轮传动到变速箱输入轴，再经变速箱传到刀轴，如图2-1所示。

利用旋转的刀片作为工作部件，对土壤进行切削，刀片由上向下切削土壤，并将土壤抛向后方，抛起的土壤碰到挡泥盖板后受到撞击而迅速降低速度，使土壤呈细碎状态掉落在地面，达到松碎土壤的目的。

旋耕
刀轴中间因旋耕刀采用弯刀，所以需要设计松土铲对中间的漏耕部分进行松土。

方案二：
图2-2 方案二侧边传动
设计原理：动力由电动机输出，经皮带传动到变速箱，经变速箱减速后，再经过链传动到旋耕刀轴，这样可以减少中间的漏耕现象。

这样可以在中间加一个阻力铲，增大旋耕机的前进阻力，减少操作人员的体力消耗。

中间的变速箱可以改为带轮减速，但是本机的设计如果采用带轮的设计会使带轮的尺寸过大，使整机的尺寸过大。

前面加一个支撑轮，便于非工作时行走，工作时可通过操作手柄拉动拉线，卸掉支撑轮以便于地头转弯。

机架的另一侧有电动机的开关按钮，在需要零速度式可以关闭电动机。

因此，应选择电动机作为动力，一级减速采用带传动，中间传动采用变速箱，侧边传动采用链传动，整机的尺寸较小。

选择方案二。

第三章零部件及旋耕机参数的设计
3.1 切削速度的确定
由于在大棚内作业受到空间等因素的限制，要求机组尺寸尽量小，现选定耕幅为：B=600mm；旋耕刀辊半径：R=220mm；耕深：150～200mm；生产效率：每小时1.5亩。

这样可计算出旋耕机组的前进速度：V=0.51m／s，选取=0.5m/s。

旋耕机刀刃的运动是复合运动，其中绕旋耕刀轴的速度V0=ωR是相对速度，前进速度Vm是牵连速度，刀刃端点A的运动轨迹可用余摆线参数方程确定[5]。

X=V m t+R cos tω（3-1）
Y=R sin tω（3-2）式中R—旋耕刀端点转动半径；
ω—到轴旋转角速度；
Vm—旋耕机前进速度；
t—时间。

绝对速度：
V=（3-3）
图3-1旋耕刀的工作示意图
根据文献，轻型和中型土壤的平均切削速度约为3-4m/s，草原沼泽粘土平均切削速度约为6-8 m／s为宜的结论，针对山东地区蔬菜地土壤多为沙土，所以选定平均切削速度为4-5 m/s左右。

由于耕深150～200mm刀辊半径R=220mm刀刃端点沿余摆线从A 点切人土壤
ϕ=arcsin(1一H／R)= 06
至A。

点结束切削，如图3-1所示：切削土壤时相应的转动角：
m
切人点A 1的绝对速度大小：
1A V = （3-4）
取V=4m/s 时；
4=
可得 V0=4.1m/s
取n=180r/min 时：则01 4.0/V m s =
同理取V=5m/s 时：解得0 5.27/V m s
= 取n=240r/min,则02 5.0/V m s =
3.2 弯刀主要参数的确定
①刀片最大切削半径Rmax ： Rmax 的确定与设计耕深和传动箱结构有关， 耕深增大， 要求Rmax 增大， 切削扭矩也随之增大， 因此在满足耕深的要求及传动箱结构尺寸允许的情况下， Rmax 应尽量取小值[6]。

Rmax 取为198cm 。

②刀片正切刃幅宽b( 工作幅宽)： b 的大小影响旋耕机的工作质量及功率消耗， 若b 增大， 旋耕刀滚的刀片数减少， 则相邻刀片间距增大， 有利于减少堵塞现象， 功率消耗不变， 但碎土质量差， 为了保证碎土质量，就要减小机器的行进速度， 故b 不宜过大。

为了保证耕深及适宜的刃口长度， 刀片切削半径R 0 的大小可由下式确定：
2max 2max 2022R R a a R S S -•-+= （3—5） 式中： S ——刀片最大进给量：
a ——最大设计耕深。

切土节距：在同一纵向平面内切土的旋耕刀, 在其相继切土的时间间隔内, 机组前进的距离称为切土节距。

根据试验, 旱耕熟地(含水量20%～30% ) , S 取10～ 12 cm 左右; 耕轻、中粘度土壤(含水量大于35% ) , S 取6～ 9 cm; 粘重土壤、多草地,S 取4～ 6 cm [7]。

查《农业机械学》（北京农业工程大学主编），得刀片最大进给量
S=cm 818.62
2205.06000z n v 6000m =⨯⨯=• （3—6） R 0=267.13151598.12818.62818.6198222=-⨯⨯⨯⨯-+cm
根据《农业机械设计手册》和农艺要求，选择R198的旋耕刀。

3.3 弯刀的选择、配置与排列
旋耕机刀片是旋耕机的主要工作部件，刀片的形状及参数对旋耕机的工作质量、功率消耗有很大影响，为了适应不同的技术要求及土壤状况的要求，目前常用的刀片有弯形刀片、直角刀片和凿形刀片三种形式[8]。

①弯形刀片( 铊形刀) ：弯形刀的刃口呈弧形，由正面刃口和侧面刃口两部分组成，正面刃口较宽，正面和侧面刃口均有切削作用。

工作时，靠近回转轴的侧切刃先与土壤接触进行切削，最后由正切刃切削。

这种切削过程可把未被侧刃切断的土块、草茎压向未耕地，以坚硬的未耕地为支撑由正面刃进行切割，这样草茎易被切断。

对不能切断的草茎其曲线刃口可将其推向切削刃的端部而脱落。

这种刀片不易缠草，对土壤的适应性好。

②凿形刀片：凿形刀片的正面刃口为较窄的凿形刃口，呈平头或尖头，工作时对土壤进行正面切削。

因正面刃口较窄，两相邻刀片的轴向间距大于刃口宽度，切土块的两侧因撕裂而与土壤分离。

凿形刀片入土性能好，消耗功率较小，但耕作时易缠草，适用于较疏松的土壤。

③直角刀片：直角刀片的刃口平直，其由侧切刃和正切刃组成，弯曲部分近于直角。

工作时，刀片正面刃口先接触土壤，然后侧面刃进行切削并逐渐接近刀片根部，因此易产生缠草现象。

这种刀片刚性好、碎土能力强，适于旱地耕作。

通过比较，选用弯形刀片，其较适合小型旋耕机的作环境。

为使旋耕机作业时不产生漏耕和堵塞现象，并使刀轴受力均匀[9]。

刀片在刀轴上的排列原则如下：
①刀轴上的刀片应按一定顺序入土，每转过360°/z有一把刀片入土，使扭矩较为均衡，工作平稳。

②在同一回转平面内，若装两把以上刀片，应保证进给量相等，以保证碎土质量良好，耕后沟底平整。

③尽可能增大相继入土刀片在刀轴上的轴向距离，以免发生堵塞。

④相邻刀片的角度差应尽量大些，以防夹土及堵塞。

⑤采用非对称刀片时，右弯刀片应尽量交错入土，以减少刀滚上的轴向力。

⑥刀片排列应尽量规则，一般采用螺旋线排列。

如图3-2所示。

图3-2 旋耕刀片螺旋排列
3.4 电动机的选择
影响旋耕机功率的因素很多，查《农业机械设计手册》，得下列经验公式
N = 0.1KλaV m B (kw) (3—9) 式中：a—耕深(cm);
V m-机组前进速度（m/s）;
B-耕幅（m）；
Kλ-旋耕比阻（N/cm2)( Kλ=k g k1k2k3k4)见表2
根据前面设计耕深a=15cm，机组前进速度V m=0.5m/s,耕幅B=0.6m，K g=13；k1=1；
k2=0.95；k3=0.8；k4=0.66；
Kλ=13 ⨯1 ⨯0.95 ⨯0.8 ⨯0.66=6.52
P=0.1 ⨯6.52 ⨯15 ⨯0.5 ⨯0.6 =2.9346(KW)
查《机械设计手册•减（变）速器电机与电气》得电动机Y112m-4，额定效率4KW，转速1440r/min,效率0.855，实际效率3.42kw即可满足要求[10]。

第四章 传动系统的设计计算
4.1 传动比分配
根据电动机的满载转速nm=1440r/min 和旋耕刀轴的转速nw=180～220r/min ，传动装置的总传动比为6.54～8，总传动比为各级传动比i 1 •i 2•i 3的乘积。

根据传动比的分配原则及各种传动的性能，分配传动比。

带传动具有结构简单，传动平稳，造价低廉，以及缓冲吸震等特点。

因此，一般在一级传动中采用，i 1=2.2。

而齿轮传动无弹性滑动和打滑现象，因而能保持准确的传动比，传动效率高，轴上径向压力较小，结构较为紧凑。

二级传动采用变速箱i 2=2.97。

侧边传动采用链传动，可以没有传动比，起到传动功能。

4.1.2各轴的转速、功率和转矩
4.1.2.1 计算各轴的转速 传动装置中各轴的转速为： I 轴转速： n 0=1440r/min ；
变速箱输入转速： n I =n 0/i 1=1440/2.2=655 r/min ；
变速箱输出转速和III 轴转速： n II =n I /i 2=655/2.97=220 r/min ； 4.1.2.2 计算各轴的输入功率
电动机的计算功率一般可依据电动机所需实际功率Pd 作为计算依据，则其他各轴输入功率为：
I 轴输出功率： KW 42.3855.04P 10=⨯=⨯=ηP Ⅰ；
变速箱输入功率： KW 21.398.096.042.3P 2=⨯⨯=⨯=ηⅠP ； 变速箱输出功率： KW 18.398.021.3P 2=⨯=⨯=外外η P ；
III 轴输入功率： KW 06.398.018.3P 3=⨯=⨯=η P Ⅲ； III 轴输出功率： KW 398.006.3P 3=⨯=⨯=外Ⅲ外η P ； 4.1.2.3 计算各轴转矩
I轴转矩：T1=9550⨯3.42/1440=22.68N•m；
变速箱输入转矩：T II=9550⨯3.249/655=47.38 N•m；
变速箱输出转矩：T II出=9550⨯3.18/655=46.36 N•m；
III轴输入转矩：T III=9550⨯3.06/220=132.83 N•m；
III轴输出转矩：T III外=9550⨯3/220=130.23 N•m；
功率、转矩和转速如表4-1。

4.2 带及带轮的设计计算
4.2.1 皮带设计
4.2.1.1确定计算功率P CA
查《机械设计》课本，得功率计算公式
P CA=K A P （4-1）式中：P CA——计算功率，单位为kW;
P——传递的额定功率，单位为kW;
K A——工作情况系数
根据表机械设计表8-6，取K A =1.2，
P CA=K A P=1.2×3=3.6kW。

表4—1 各轴受力表
传动比i 效率η
轴号功率P（KW）转矩T（N•m）转速n
（r/min）
输入输出输入输出
I轴 3.42 22.68 1440
2.2 0.95
变速箱轴 3.21 3.18 47.38 46.36 655
2.97 0.96
III轴 3.06 3 132.83 130.23 220
4.2.1.2 选择带型
根据计算功率P CA和小带轮转速n1查《机械设计》课本，由图8-9选定带型，选
择SPZ 型V 带。

4.2.1.3 确定带轮的基准直径d d1和d d2 （1）初选小带轮的基准直径d d1
根据v 带截型参考《机械设计》课本表8-3及表8-7，选d d1=70mm 。

（2） 验算带的速度v
查《机械设计》课本，根据机械设计式8-13，
272.51000
601440
7014.31000
601000
60111
11=⨯⨯⨯⨯≈
⨯=
n d n d v d p ππm/s （4-2）
（3） 计算从动轮的基准直径d d2 由d d1=i d d2，并安V 带轮的基准直径系列表8-7加以圆
整取d d2=2.2⨯70=154mm 。

（4） 确定中心距a 和带的基准长度L d
查《机械设计》课本，根据传动的结构的需要初定中心距
a 0，由
0.7(d d1+d d2)＜a 0＜2(d d1+d d2)，
0.7（70+154）< a 0<2(70+154），取a 0=200mm ；
a 0取定后,根据传动的几何关系，计算所需带传动的基准长度L /d ：
L /
d 0
d1
d2
2
d2
d10a 4)d d (2
a 2)d (d -+
++
≈π
（4—3）
769200
2)15470(214
.32002)70154(2
=⨯++⨯+
⨯=-mm 查《机械设计》课本，由表8-2中选取和L /d 相近的V 带的基准长度L d ,取L d =800mm ；再根据L d 来计算实际中心距，
2a d 0d L L a '-+
≈mm 5.2152
769800200=-+= （4—4） （5） 验算主动轮上的包角1α
查《机械设计》课本，根据式（8-6）及对包角要求应保证
1α= =⨯-
o o 5.57a d -d 180d1d2 o o o .1575.57215.5
70-154180=⨯- o 120≥ （4-5） （6）确定带的根数z
查《机械设计》课本，根据式（8-22）
L
ca
K K P P P z α)(00∆+=
（4-6）
αK ——包角系数,查《机械设计》（表8-8），αK =0.92； L K ——长度系数，查《机械设计》（表8-2），L K =0.94；
0P ——单根V 带的基本额定功率，查《机械设计》表8-5c ，0P =2.61；
0P ∆——计入传动比的影响时，单根V 带额定功率的增量，其值见《机械设计》表
8-5b ，0P ∆=0.56；
z=313.194
.092.0)56.061.2(6
.3=⨯⨯+=
，取z=2。

（7）确定带的预紧力F 0
查《机械设计》课本，考虑离心力的不利影响，并考虑包角对所需预紧力的影响，根据
式（8-23）单根V 带 所需的预紧力为
v q K zv P F ca O 2
)15.2(500
+-=α
（4-7） 查机械设计表8-4，得出q=0.07kg/m ，则
3.29327.507.0192
.05
.227.526.35002=⨯+-⨯⨯
=）（O F N （8）计算带传动作用在轴上的力（压轴力）F p
如果不考虑带的两边的拉力差，则压轴力可以近似的按带的两边的预紧力F 0的合
力来计算，即
2
sin z 222cos z 22cos
210100ααπ
β
F F zF F p =-==）（ （4-8）11562
92
.160sin
29322=⨯⨯⨯=N z-带的根数； F0-单根带的预紧力； 1∂-主动轮上的包角；
图4-1 带传动作用在轴上的力
（9）张紧装置的选定
各种材质的V 带都不是完全的弹性体，在预紧力的作用下，经过一定时间的运转后，就会由于塑性变形而松弛，使预紧力0F 降低。

为了保证带传动的能力，应定期检查预紧力的数值。

如发现不足时，必须重新张紧，才能正常工作，常见的张紧装置有定期张紧装置、自动张紧装置、采用张紧轮的装置，而本次设计的皮带轮采用张紧轮的装置[12]。

4.2.2带轮设计
V 带轮的设计要求质量小，结构工艺性好，无过大的铸造内应力，质量分布均匀，轮槽加工表面要精细加工，以减小带的磨损。

带轮的材料主要采用铸铁，牌号为HT200.小带轮因为直径比较小所以采用实心式，大带轮的直径比较大，所以采用孔板式。

设计见零件图。

4.3链轮的设计计算
1、根据实际，链条速度在1－2m/s 之间，链轮的转速为220r/min 。

设计步骤如下：
选用单排套筒滚子链，根据《机械设计师手册》第二版，其设计步骤如下： (1)根据设计要求主动链轮和从动链轮大小相同。

因此Z 1＝Z 2=21。

（2）计算功率P d
查《机械设计》课本，
由表9-9查得： 工作系数 1=A k ； 由表9-10查得： 链轮齿数系数 K z =1.345； P d ＝3.06KW 所以
P d =M Z A K K P K =345
.1106
.31⨯⨯=2.275KW （4-9） （3） 定链条的节距p
根据链轮转速n=220r/min 及功率P 0=3.06kw ，由图9-13选取的链条号为10A ,链节
距p=15.875mm ； （4）确定链长L
根据链轮的速度计算链轮的直径d=60v/n π=60×1.5×1000/220×π=130mm.链长为
L=2×176+π×130=761mm
（5）确定链条链节数p L
由 m P L L p 76.01000
==
计算链节数可得 Lp ＝ 47.87节，取为48节。

(6) 中心距的计算
])2(8)2()2[(4a 2
1222121π
z z z z L z z L P p p --+-++-=
（4-10） =
]21482
21
2148[(4875.15）（）-++- =214.3mm a 实际中心距取为220mm 。

（7）计算链速：
m
s m p
z n v 8175.0/4245.01000
607
.122522.8010006011==⨯⨯⨯=⨯=
1.22s m / 1.22m/s 满足链速在1－2m/s 之间，合适。

（8）查《机械设计》课本，由表9－4得链轮轮毂孔 d k 38max ==73
mm （9）计算作用在轴上的压轴力 e FP p F K F = 有效圆周力为
7.5254245
.0223
.010001000
=×==v P F e 2103N 由于链传动为倾斜配置，安装倾角为45°，
查表取 1.1=FP K 1.15
所以，e FP p F K F ==1.15×2103=2418.56N
根据上述要求：选择的滚子链的型号为：A 10—1×316 GB 1243—1997
链条其结构详图如下：
图4—2 输送链条结构图
4.4齿轮的设计
4．4.1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 1．，根据实际需要，选用直齿圆柱齿轮传动。

2.旋耕机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精（GB10095-88）。

3.材料选择。

由表10-1选择小齿轮材料为40Cr ，（调质），硬度为280HBS ，大齿轮材料为45钢，（调质），硬度为240HBS ，两者材料硬度相差为40HBS [13]。

4．选小齿轮齿数125z =，大齿轮齿数z 2=i ⨯z 1=75。

4.4.2.1 按齿根弯曲疲劳强度计算
由设计计算公式（10-24）进行试算，即 32
1)]
[(132.21d H E d t Z u u T K t σφ±•≥ （4-11） 确定公式内的各计算数值 （1） 计算载荷系数K Kt=1.3 （2） 计算扭矩
T 1=9550 ⨯P/n=9550 ⨯3.21/655=47.39N •m
（3） 齿轮传动齿宽系数 d φ
查《机械设计》课本，根据表10-7选取齿宽系数d φ=1 （4）查表10-6查得材料弹性影响系数Z E =189.8MPa 1/2 。

（5） 由图10-21按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限1lim H σ=600MPa ；大齿轮的接触疲劳强度极限2lim H σ=550MPa 。

(6)由式（10-13）计算应力循环系数
N 1=60n 1jL h =60⨯655⨯1⨯2⨯20⨯10⨯20=3.1⨯109
N 2=3.1⨯108/2.97=1.06⨯109
（7）由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数10.95FN K =；20.98FN K =。

（8）计算接触疲劳许用应力
去失效概率为1%，安全系数 1.4S =，由式（10-12）得
S K H HN H 1lim 1]1[σσ
=
=0.95⨯600=570MPa
S
K H HN H 2lim 2]2[σσ
=
=098⨯550=539MPa
4.4.2.2 计算
（1）、计算小齿轮分度圆直径d 1t ，代入[H σ]中较小的值
3211)][(132.2d H E d t t Z u u T K σφ±•≥=3
24
)539
8.189(97.297.3110739.43.132.2•⨯⨯=50.33mm （4-12）
（2）计算圆周速度v
100060655
33.5010006011⨯⨯⨯=
⨯=ππn d v t =1.73m/s (3)计算齿宽b
b=d φd 1t =1⨯50.33=50.33mm
（4）计算齿高与齿宽之比b/h
模数 m t =d 1t /z 1=50.33/21=2.01mm
齿高 h=2.21 m t =2.21⨯2.01=4.53
b/h=50.33/4.53=11.11mm
(5)计算载荷系数
根据v=1.73m/s,7级精度，查《机械设计》课本，由图10-8得动载系数K V =1.12；
直齿轮，由表10-3查得K H α=K F α=1.2；由表10-2得使用系数K A =1；
由表10-4查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，
b 1023.06.0118.012.13d d H 22-⨯+++=φφβ）（K
将数据代入后得
=βH K 1.12+0.18（1+0.6⨯1）⨯1+31023.0-⨯⨯50.33=1.42；
由b/h=11.11mm ，=βH K 1.35查图10-13得K F β=1.35；故载荷系数
K=K A K V αH K βH K =1⨯1.12⨯1.2⨯1.35=1.8144
（6）按实际的载荷系数校正算得的分度圆直径，查《机械设计》课本，由式（10-10a ）得
d 1=d 1t
3
t K/K =33.1/8144.133.50⨯=56.21mm (4-13)
(7)计算模数m
m= d 1/z 1=56.21/21=2.21mm
4.4.3按齿根弯曲强度设计
查《机械设计》课本，由式（10-5）得弯曲强度的设计公式为
3
11)]
[(22
F Sa
Fa Y Y z KT m σφ≥ (4-14) 1、确定公式内的各计算数值
（1）查《机械设计》课本，由图10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限1FE σ=500MPa ；大齿轮的弯曲疲劳强度极限2FE σ=380MPa ；
(2)由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.85，KFN2=0.88； （3）计算弯曲疲劳许用应力
取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式（10-12）得
1][F σ=
4
.1500
85.0K 1FN1⨯=S FE σ=303.57MPa 4
.1380
88.0K ][2FN22⨯==
S F FE σσ=238.86MPa （4）计算载荷系数
K=K A K V K F αK F β=1 ⨯1.12 ⨯1.2 ⨯1.35=1.814
（5）查取齿形系数
查《机械设计》课本，由表10-5查得Y Fa1=2.65；Y Fa2=2.226.
（6）查取应力校正系数
查《机械设计》课本，Y Sa1=1.58；Y Sa2=1.764。

（7）计算大小齿轮的
]
[1
1F Y Y Sa Sa σ并加以比较 111][F Y Y Sa Sa σ=57.30358
.165.2⨯=0.01379 2][22F Y Y Sa Sa σ=86
.238764
.1226.2⨯=0.01644 大齿轮的数值大。

2、设计计算
m ≥3
2
4
1644.025
110739.4814.12⨯⨯⨯⨯⨯=1.65mm (4-15) 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的
模数，由于齿轮模数m 的大小主要取决与弯曲强度所决定的承载能力，二齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数1.65并就近圆整为标准值2.21mm ，按接触强度算得的分度圆直径d 1=56.21mm ，算出小齿轮齿数
z 1=d 1/m=56.21/2.21=21
大齿轮齿数 z 2=uz 1=2.97 ⨯21=73.92 ， 取z 2为74。

这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。

4．4.4几何尺寸计算 基本参数：
传动比i=2.97；齿数z1=21，z2=74；模数m=2.21； (1) 计算分度圆直径
d 1=z 1m=21⨯2.21=56.21
d 2=z 2m=74⨯2.21=166.5
(2) 计算中心距
a=(d 1+d 2)/2=(56.21+166.5)/2=111.375mm
(3) 计算齿轮宽度
b=d φd 1=1⨯56.21=56.21mm
取B 2=56.21mm ，B 1=60mm 。

4.4.4 验算
Ft=2T 1/d 1=2⨯4.739⨯104/56.21=1685N
b
F K t
A =1⨯1685/56.21=29.96N/mm<100N/mm,合适 4.5 轴的计算
4.5.1变速箱输出轴的设计
1、轴上的功率P 、转速n 、转矩T
由以上计算知变速箱输入转速n 2=655r/min,输出转速n 3=220r/min ；
功率P 2=3.21KW ，输出P 3=3.18；输入转矩T 1=47.38N •m ，输出转矩T 2=46.36N •m ； 2、求作用在齿轮上的力
因已知低速级大齿轮的分度圆直径为 d 2=mz 2=2.21⨯74=166.5mm
F t =2T 3/d 2=2⨯46.36⨯103/166.5=556.877N
Fr=F t ⨯tan αn/cos β=5568.7⨯tan20°/cos8°0′63′′=204.7N
3、初步确定轴的最小直径
查《机械设计》课本，由式（15-2）初步估算轴的最小直径。

选取轴的材料为45钢，调质处理[8]。

根据表15-3，取A0=112，于是得
dmin= 33
330220
3.18112n P A ⨯==27.28mm 输出轴的最小直径是带轮处的直径。

最小直径选为30mm 。

4、轴的结构设计
1） 拟定轴上的零件装配方案装配图如图4—3.
2） 根据轴向定位要求确定轴的各段直径和长度
（1） 为使链轮的右侧有轴向定位，在I-II 处需制出一轴肩，故取II-III 段的直径
d II-III =40mm ，带轮和轴配合长度L 1=40mm 。

（2） 初步选择滚动轴承。

轴只承受径向力，故选择单列圆柱轴承。

根据工作要求d II-III=44mm，选择轴承6210其尺寸为d⨯D⨯B=50⨯90⨯20，故d III-IV=50mm，而L III-IV=20mm。

右端滚动轴承采用轴肩进行定位，由手册上查得6210型轴承，取dVII-VIII=50mm。

（3）取安装齿轮处的轴段IV-V的直径d IV-V=55mm。

齿轮的左端与左端轴承之间采用套筒定位。

已知齿轮轮毂的宽度为56.21，为使套筒端面可靠地压紧齿轮，故
L IV-V=56mm。

齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度h>0.07,取h=5mm，则轴环处
直径d V-VI=65mm。

轴环宽度b>1.4h,取L V-VI=12mm。

（4）轴上零件的周向定位
带轮、齿轮的周向定位均采用平键联接。

查机械设计手册的平键截面
b⨯h=20mm⨯12mm（GB/T1095-1979）,键槽用铣刀加工。

4.5.2变速箱输入轴的设计
1、由以上计算知变速箱输入转速n2=655r/min；功率P2=3.21KW；输入转矩T1=47.38N•m；
2、求作用在齿轮上的力
因已知小齿轮的分度圆直径为
d2=mz2=2.21⨯21=56.21mm
F t=2T3/d2=2⨯47.38⨯103/56.21=1684.6N
Fr=Ft⨯tanαn/cosβ=1684.6⨯tan20°/cos8°0′63′′=613N
图4—3 输出轴的结构与装配图
3、初步确定轴的最小直径
查《机械设计》课本，由式（15-2）初步估算轴的最小直径。

选取轴的材料为45钢，调质处理。

根据表15-3，取A0=112，于是得
dmin= 3
3
330655
3.18
112n P A ⨯==18.96mm 输入轴的最小直径是带轮处的直径。

最小直径选为30mm 。

4、轴的结构设计
1） 拟定轴上的零件装配方案装配图如图4-4
图4-4 输入轴设计示意图
2）根据轴向定位要求确定轴的各段直径和长度
（1）为使带轮的右侧有轴向定位，在I-II 处需制出一轴肩，故取II-III 段的直径dII-III=30mm ，带轮和轴配合长度L1=40mm 。

初步选择滚动轴承。

轴只承受径向力，故选择单列圆柱轴承。

根据工作要求d II-III =40m ，选择轴承6208寸为d ⨯D ⨯B=4⨯8⨯18d III-IV =4mm ，而L III-IV =90mm 。

右端滚动轴承采用轴肩进行定位，由手册上查得6208型轴承，取d VII-VIII =40mm 。

（3）取安装齿轮处的轴段IV-V 的直径d IV-V =45mm 。

齿轮的左端与左端轴承之间采用套筒定位。

已知齿轮轮毂的宽度为56.21，为使套筒端面可靠地压紧齿轮，故L IV-V =56mm 。

齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度h>0.07,取h=5mm 则轴环处直径d V-VI =55mm 。

轴环宽度b>1.4h,取L V-VI =12mm 。

图4-5 变速箱轴的受力简图
（4）轴上零件的周向定位
带轮、齿轮的周向定位均采用平键联接。

查机械设计手册的平键截面b ⨯h=20mm ⨯12mm （GB/T1095-1979）,键槽用铣刀加工。

5、求轴上载荷
根据轴的结构图（图4-3）做出轴的计算简图（如图4-5），可以看出轴的受力最大处是危险截面。

现将该处的M H 、M V 及M 的值列于下表
载荷 水平面H 垂直面V
支反力F
F NH1=867.8N ，F NH2=1396.4N
F Nv1=408.7，F Nv2=204.3
弯矩M M H =8378.4N ﹒mm M v1=12261 N ﹒mm
总弯矩 M1= 2
21226183784）（）（+=87676.34 N ﹒mm
扭矩T
T=1684.6⨯28.105=47168.8。