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摘要
草坪修剪機有很多類型，本課題研究自走式草坪修剪機。該草坪修剪機是利用電動機帶動帶傳動，再經(jīng)過減速器減速，利用鏈傳動將運動傳遞到驅動軸帶動驅動輪轉動使剪草機實現(xiàn)自走運動。它的工作部件是高速水平面旋轉的刀片，依靠刀片高速旋轉的沖力把草割下。與刀片配合的機架采用蝸殼狀結構，切割下來的草屑隨氣流沿蝸殼中的流道向外排送。
關鍵詞：修剪機、蝸殼、帶傳動、減速器、鏈傳動、自走
Title: self-propelled lawn cropper
Abstract:
There are many types of lawn mower, the self-propelled mower. The lawn mower is the use of motor driven belt drive, through the reducer reducer, the transmission chain to transfer the movement to the drive shaft drives the driving wheel to rotate the lawnmower to achieve self walking. Part of it is high speed rotating blade horizontal plane, by high-speed rotating blades of grass cutting force. With a blade with the volute shaped structure, cutting down the grass along with the air flow along the channel in the volute outward discharge.
Keywords: pruning machine, spiral case, belt drive, gear reducer, chain drive, self-propelled
目 錄
1. 引言 1
1.1 草坪業(yè)的發(fā)展現(xiàn)狀 1
1.2 草坪修剪機的現(xiàn)狀和發(fā)展 1
1.3 選題的目的及意義 3
2. 方案選擇 4
2.1 自走式草坪修剪機行走驅動形式 4
2.2 自走式草坪修剪機行走的傳動形式 4
2.3 傳動方式選擇 4
3. 總體方案設計 6
3.1簡述 6
3.2方案設計 6
4. 傳動裝置總體設計 11
4.1 計算總傳動比及各級傳動比 11
4.2 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) 11
5. 結構設計 13
5.1 帶傳動的設計計算 13
5.2 鏈傳動的設計計算 17
5.3 圓柱螺旋齒輪設計計算 19
6. 軸的設計計算及校核 25
6.1 軸的材料選擇 25
6.2 減速箱輸入軸的設計計算及校核 25
6.3 減速器輸出軸的設計計算及校核 31
6.4 驅動軸的設計計算及校核 37
7. 軸承的校核 42
7.1 減速器輸入軸軸承的校核 42
7.2 減速器輸出軸軸承的校核 44
7.3 驅動軸軸承的校核 47
8. 鍵的校核 49
8.1 減速器輸入軸上鍵的校核 49
8.2 減速器輸出軸上鍵的校核 50
8.3 驅動軸上鍵的校核 51
9. 潤滑裝置與密封裝置 52
9.1 軸承的潤滑 52
9.2 鏈傳動的潤滑 52
9.3 螺旋齒輪傳動的潤滑 52
9.4 滾動軸承的密封 53
總結 54
感謝 55
參考文獻 56
自走式草坪修剪機的設計
1. 引言
1.1 草坪業(yè)的發(fā)展現(xiàn)狀
草坪是人們?nèi)藶榉N植的人工植被，是現(xiàn)在城市綠化的重要標志和主要組成部分。隨著人們生活水平的不斷提高，人們對于環(huán)境的要求也越來越高。人們都希望自己能生活在一個美好舒適且能感受到自然清新的環(huán)境中。因此，近年來我國草坪業(yè)獲得了快速發(fā)展。草坪綠化也成為衡量一個國家、地區(qū)或城市文明與發(fā)展程度的一個重要指標，在美化環(huán)境、固土護坡、凈化空氣等方面已成為人類的共識，在生態(tài)環(huán)境建設和保護方面將扮演著越來越重要的角色。
國內(nèi)草坪業(yè)從近十幾年來進入了一個發(fā)展高潮。特殊是90年代以后，據(jù)不完整統(tǒng)計，到1995年，在全國500個城市中，草坪面積有6萬多公頃。北京市現(xiàn)有草坪3000公頃，而且以每年150多公頃的速度擴大。大連市草坪發(fā)展后來居上，每年新增240多公頃，上海也以每年增添230公頃的速度敏捷轉變著城市面孔。在山東省，一些中小城市的草坪面積也在敏捷擴大，如:東營、煙臺、濰坊、壽光、萊州，龍口等市。東營市還走出了一條鹽堿地發(fā)展草坪的門路。龍口市東江鎮(zhèn)前宋家村(南山團體)一個村草坪面積就達10萬m2以上。??
不難看出，草坪正在從大城市擴大到中小城市，從市區(qū)擴大到農(nóng)村?？梢哉f，草坪業(yè)有著遼闊的發(fā)展遠景。隨著草坪業(yè)的蓬勃發(fā)展，意味著草坪修剪機具有廣闊的發(fā)展空間。
1.2 草坪修剪機的現(xiàn)狀和發(fā)展
（1）現(xiàn)狀
草坪修剪機自1805年就有了，那時候的草坪修剪機是人力的，沒有動力支持。1805年英國人普拉克內(nèi)特發(fā)明了第一臺收割谷物并可以切割雜草的機器，由人推動機器，通過齒輪傳動帶動旋刀割草，這就是草坪修剪機的雛形。1902年英國人倫敦恩斯制造了內(nèi)燃機作動力的滾筒式草坪修剪機，其原理延用至今。
從世界上第一臺滾刀式草坪修剪機的問世，到現(xiàn)在已經(jīng)過了100多年，原來主要應用牧場的機械已經(jīng)發(fā)展成為有幾十個品種，適用于不同場合的草坪修剪機。按照不同的劃分標準，草坪修剪機可以有以下劃分：
1）按行進分：智能化半自動式拖行式、后推行式、坐騎式、拖拉機懸掛式。
2）按動力分：人畜力驅動、發(fā)動機驅動、電力驅動、太陽能驅動。
3）按方式分：滾刀式、旋刀式、側掛式、甩刀式。
4）按要求分：平地式、半腰式、截頂式。
草坪修剪機的工作方式有往復式和旋轉式，它較高的割草效率大大節(jié)省了時間，并實現(xiàn)了綠色環(huán)保、美化環(huán)境的功能，操作簡捷、方便、高效，所以被廣泛應用。機器小巧，適用于中小型草坪。使用草坪修剪機要根據(jù)要求，確定剪草后的留茬高度，使用非常方便。
中國在20世紀20年月開端運用蓄力來去式草坪修剪機，50年月初期和后期先后開端出產(chǎn)蓄力和遷延機牽引來去是草坪修剪機，跟著人工草場的開展，70年月中期開端出產(chǎn)生并使用并改良扭轉式草坪修剪機。在畜牧業(yè)機械化高度開展的國家，新型草坪修剪機的發(fā)展趨勢正向著高速、節(jié)能的偏向開展發(fā)明。
（2)發(fā)展
1)在動力方面
在當今講求環(huán)保、低碳的大環(huán)境下，油電混合式草坪修剪機越來受關注和歡迎。所謂油電混合動力就是指油和電兩種動力源在草坪修剪機不同的工作狀態(tài)下分別或者一起工作，通過這種組合達到最少的燃油消耗和尾氣排放，從而實現(xiàn)省油和環(huán)保。其主要的工作原理是以汽油或柴油發(fā)動機為動力源，發(fā)動機帶動草坪修剪機本身配備的發(fā)電機，讓其產(chǎn)生持續(xù)不斷的電能為刀具電動馬達提供動力。相對于液壓或皮帶等形式驅動刀具的草坪修剪機而言，油電混合式草坪修剪機只需分配一小部分動力給發(fā)電機，消耗動力小，主要表現(xiàn)在發(fā)動機油門在1/2位置時剪草刀具就能良好運轉，燃油經(jīng)濟J陛節(jié)約達30%左右。
另外，此類型草坪修剪機的發(fā)動機可將更多的動力傳遞到行走驅動系統(tǒng)上有足夠的驅動力和爬坡能力以適應球場各種起伏不平的地形。液壓或皮帶驅動式草坪修剪機由于液壓系統(tǒng)受發(fā)動機供油的大小而影響刀具馬達的轉速，因此這種草坪修剪機很難控制剪草刀的頻率，難以精確修剪。而電動馬達則可以通過控制輸入電量來精確地控制轉速，油電混合式草坪修剪機就做到了滾刀轉速恒定這一特點?，F(xiàn)在John Deere的“Hybrid E-cut Mower”油電混合式草坪修剪機已經(jīng)實現(xiàn)了根據(jù)不同草坪養(yǎng)護要求而調整剪草頻率的技術突破。
2）精準作業(yè)
隨著科技發(fā)展，有些草坪機械生產(chǎn)廠家已在嘗試或研究智能草坪修剪機，可以預見的是，未來草坪修剪機會在GPS定位下精準作業(yè)。作為世界五百強的約翰迪爾集團憑借強大的技術制造能力已經(jīng)在農(nóng)業(yè)技術上實現(xiàn)了精準作業(yè)。目前約翰迪爾已經(jīng)著手研究GPS定位下的草坪修剪機精準作業(yè)，我們可以暢想未來球場草坪管理者只要設定工作程序，草坪修剪機和打藥機就可以在無人操作的狀態(tài)下實現(xiàn)精準作業(yè)。
目前國內(nèi)很少有生產(chǎn)廠商擁有價值百萬的高精端大型制造機械和高精度的模具，如果制造生產(chǎn)機械精度達不到，產(chǎn)品的性能和質量就難以提高。
1.3 選題的目的及意義
設計是對學生四年所學知識的總結和檢測。通過設計，綜合運用本科階段所學課程的理論和實際知識，培養(yǎng)分析和解決實際問題的能力，掌握機械設計的一般規(guī)律，樹立正確的設計思想；學會從機械功能的要求出發(fā)，合理選擇原動機、執(zhí)行機構和傳動機構的類型，制定傳動方案，合理選擇標準件的類型和型號，正確計算零件的工作能力，確定其尺寸、形狀、結構及材料，并考慮制造工藝、使用、維護、經(jīng)濟和安全等問題，培養(yǎng)機械設計能力；學習運用標準、規(guī)范、手冊、圖冊和查閱科技文獻資料以及計算機應用等，培養(yǎng)機械設計的基本技能和獲取有關信息的能力。
隨著生產(chǎn)的發(fā)展和物質生活水平的提高，草坪的鋪設將越來越多，這些工作單靠手工是不可能完成的，故對草坪養(yǎng)護機械的需求將不斷增加。草坪修剪機是主要的草坪養(yǎng)護機械。具有很大的市場發(fā)展前景。
2. 方案選擇
2.1 自走式草坪修剪機行走驅動形式
自走式草坪修剪機若采用四沖程汽油機為動力，轉速一般為3000-3600r/min，驅動輪直徑若為20cm，則驅動輪轉速約為10 0r/min ，為了獲得合適的行走速度，發(fā)動機的動力傳至驅動輪減速比應為30-36，如此大的傳動比一般要經(jīng)過三級減速才能實現(xiàn)。
2.2 自走式草坪修剪機行走的傳動形式
第一級一般均為V形皮帶傳動，并以張緊輪張緊大的方式進行動力的離合。第二級常用螺旋齒輪傳動，第三級鏈傳動驅動行走輪行走（如美國ＭＴＤ YARD?。停粒茫龋桑危拧。常罚剐?）。瑞典胡斯華納手扶自走式則采用第二級螺旋齒輪傳動，第三級是設在驅動輪輪邊的內(nèi)嚙合齒輪傳動。也有采用第三級為設在驅動輪輪邊的外嚙合齒輪傳動的形式。自走式還分前輪驅動和后輪驅動兩種。
2.3 傳動方式選擇
在園林機械中，傳動是指能量或動力由發(fā)動機向工作裝置的傳遞，通過各種不同的傳動方式使發(fā)動機的傳動變?yōu)楣ぷ餮b置的各種不同的運動形式。常用的傳動方式根據(jù)所用的工作介質不同，分為機械傳動、氣體傳動、及電力傳動，根據(jù)本課題的特點，選用三級減速機械傳動。
機械傳動機構可以將動力所提供的運動的方式、方向或速度加以改變，被人們有目的地加以利用。中國古代傳動機構類型很多，應用很廣泛。傳動機構主要有齒輪傳動、繩帶傳動和鏈傳動。在此次自走式草坪修剪機的設計中采用了帶傳動、齒輪傳動和鏈傳動。
（1）采用帶傳動是因為帶富有彈性，并靠摩擦力進行傳動，因此它具有結構簡單，傳動平穩(wěn)、噪聲小，能緩沖吸振，過載時帶會在帶輪上打滑，對其他零件起過載保護作用，適用于中心距較大的傳動等優(yōu)點。而且作為第一級傳動，帶傳動暴露在外面也可以適應較臟的環(huán)境。
（2）采用齒輪傳動是因為：1）齒輪傳遞的功率和速度范圍很大，功率可從很小到數(shù)十萬千瓦，圓周速度可從很小到每秒一百多米以上。齒輪尺寸可從小于1mm到大于10m；2）齒輪傳動屬于嚙合傳動，齒輪齒廓為特定曲線，瞬時傳動比恒定，且傳動平穩(wěn)、可靠；3）齒輪傳動效率高，使用壽命長；4）齒輪種類繁多，可以滿足各種傳動形式的需要。此修剪機主要利用齒輪傳動來減速。
（3）采用鏈傳動是因為：1）能保證較精確的傳動比 ；2）可以在兩軸中心距較遠的情況下傳遞動力。利用鏈傳動連接減速器和驅動軸實現(xiàn)修剪機的自走運動?！ ?
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3. 總體方案設計
3.1簡述
自走式修剪機的行走輪通過發(fā)動機傳動裝置取得動力，而使機器行走，操作者在割草作業(yè)時只掌握其方向，而不必用力推割草機。該割草高度530mm，采用單速，后輪驅動方式自動行走。
該機由發(fā)動機、割草工作裝置和機架、集草裝置、傳動裝置、行走裝置和操作裝置等組成。
3.2方案設計
3.2.1 發(fā)動機的選擇
四沖程汽油機的性能比二沖程好，其工作平穩(wěn)，噪聲低，轉速也稍低，但重量較二沖程汽油機大，為了降低草坪修剪機的噪聲，該機采用美國B﹠S公司生產(chǎn)的單缸、四沖程、風冷、立軸式、I/C奔騰55型汽油機，功率4KW,轉速3000r/min。
3.2.2 傳動裝置和行走離合器
后輪驅動動力傳動裝置由皮帶傳動、螺旋齒輪減速器傳動和鏈傳動三級減速機構組成。在發(fā)動機曲軸端部，刀片上部安裝小皮帶輪，在螺旋齒輪傳動器的動力輸入軸上安裝大皮帶輪，兩者間安裝兩根V帶。V帶外部設張緊輪（圖3.1），并通過傳動機構與手把上的離合器操作桿相接（圖3.2）。扳動離合器操縱桿，張緊輪壓向V帶時，皮帶減速器傳遞動力，機器前進；張緊輪在彈簧的作用下，離開皮帶，則動力不能通過皮帶傳遞，割草機就停止不前。所以張緊輪起著想走離合器的作用。
圖3.1 張緊輪
3.2圖 皮帶傳動裝置
1.發(fā)動機 2.小皮帶輪 3.V帶 4.大皮帶輪 5.張緊輪 6.刀片
7.刀片連接螺釘 8.連端套放松螺釘 9.連軸套
螺旋齒輪減速器由一對螺旋齒輪和殼體構成，安裝在機架上，螺旋齒輪可以用來傳遞空間中不平等不相交兩軸的轉動。螺旋小齒輪軸與大皮帶輪相接，螺旋大齒輪與減速器輸出軸相接。螺旋齒輪減速器將于刀片旋轉平面的轉動，改變?yōu)榕c水平方向相垂直且平行于前進方向的轉動，其轉速也有所降低。
螺旋齒輪減速器安裝在機架上，在輸出軸端安裝有主動鏈輪（小鏈輪），從動鏈輪（大鏈輪）安裝在驅動軸上。驅動軸的兩端都通過軸承支承在鉸接的支臂孔中。驅動軸能繞鉸點（點為機架上的鉸點）擺動。小鏈輪和大鏈輪之間安裝套筒滾子鏈條，其工作原理與自行車腳踏板和后輪之間的鏈傳動相似，只不過自行車為增速，動力由大鏈輪傳至小鏈輪，而割草機的鏈傳動為減速傳動，動力由輸出軸上的小鏈輪傳至驅動軸上的大鏈輪，使驅動軸轉動，最后由棘輪機構驅動后輪轉動。該傳動工作原理見圖3.3.
圖3.3 動力傳遞原理圖
3.2.3 行走裝置和割草高度調節(jié)裝置
自走式草坪修剪機后輪為驅動輪，安裝在驅動軸上。驅動輪與驅動軸間有棘輪機構，當有動力傳遞時，驅動軸通過棘輪機構帶動驅動輪；當沒有動力傳遞時，有可以人工推動草坪修剪機前進或后退。棘輪機構還可以起到差速器的作用，當機器轉彎時，由于內(nèi)外側轉速不一樣，裝上棘輪機構可以使轉向省力。后輪驅動軸安裝在機架上。后輪驅動軸安裝在鉸鏈的支臂上。支臂可繞機架上的鉸鏈軸轉動。
該機的前輪為導向輪，割草高度調節(jié)采用聯(lián)動機構，即用一套手柄齒板機構控制四個輪子的與機架的相對位置（圖3.4）。手柄和支臂相聯(lián)接，當扳動手柄時支臂繞鉸軸轉動，并帶動驅動軸和后輪，繞鉸軸轉動，后輪相對機架運動。后輪支臂和前輪支臂間有連桿，由此連桿轉動，前輪軸和支臂也一同運動，進行割草高度調節(jié)，在手柄下適當位置裝有弧形齒板以限制手柄位置。手柄處還有彈簧機構，它能使手柄自動進入齒板的限位孔中。操作時加力使手柄克服彈簧力從限位齒板中脫出，當轉到需要的割草高度時，彈簧將手柄壓入限位齒中。
圖3.4 高度調節(jié)裝置
3.2.4 割草工作裝置、機架和集草裝置
割草刀片（圖3.5）為整體式，通過連軸套直接裝在發(fā)動機曲軸端部，刀片分為刀體和刀頭兩部分，刀體上裝有安裝螺孔，刀頭有刃口和及翼片狀結構，與刀片配合的機架采用蝸殼狀結構（圖3.6），刀片和蝸殼配合形成一種與鼓風機原理相似的工作裝置，它對草株的切割和切下來的草屑的輸送都有很大的作用。割草作業(yè)時，刀片轉動，形成一股軸向氣流，這與鼓風機中間吸風的原理相同將草莖吹成直立狀態(tài)，便于刀片切割。切割下來的草屑隨氣流沿蝸殼中的流道向外排送。蝸殼狀出草是世界上最先進的結構，它與常用的離心水泵和離心風機的原理相同，其流道斷面是逐漸增加的形如蝸牛殼，在這種流道內(nèi)流動的氣流速度逐漸減小，增加了它克服流動阻力的能力，有利于草屑的輸送。該機采用后集草箱采用網(wǎng)袋式結構，裝于機架后部用以收集草屑，保護操作者安全。集草箱上有把手，機架上有快速掛接結構。使用中，操作者應經(jīng)常清倒集草箱中草屑，保證機器正常工作。機架采用鋼板整體鍛壓成型，它除與刀片配合，還是割草機所有部件的安裝基礎，要求有足夠的強度及美觀的外形。
3.5圖 旋刀式割草機的割草刀片
1. 刀片 2.刀體 3.專用螺栓 4.刃口 5.翼片
圖3.6 蝸殼狀排草通道
3.2.5 操作裝置
操作裝置由手把及安裝在它上面的油門控制機構，起動手柄和離合器拉桿組成。手把的長度可以調節(jié)，以適應不同身高的人使用。
油門控制機構包括油門開關及油門拉線，它起控制發(fā)動機節(jié)氣門的作用。油門開關置于不同位置，發(fā)動機即按不同轉速運轉。
起動手柄用作起動發(fā)動機之用。用手快速拉動起動繩，發(fā)動機上的起動器即轉動，起動發(fā)動機。
離合器拉桿裝在扶手柄下部、向上推拉桿使其靠到手把上，離合器結合，割草機前進；松開離合器拉桿，機器停止，并可以人工前進或向后推動機器。
4. 傳動裝置總體設計
4.1 計算總傳動比及各級傳動比
傳動裝置的總傳動比要求應為
且已知
根據(jù)設計的三級減速機構傳動特點傳動比取，，。
4.2 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)
在計算之前要先知道各級傳動的傳動效率：
V帶傳動的效率：；
滾動軸承的效率：；
齒輪傳動（7級精度）：；
滾子鏈傳動：。
設計計算傳動件時，需要知道各軸的轉速、轉矩或功率，因此應將工作機上的轉速、轉矩或功率推算到各軸上。
該機傳動裝置從汽油機到工作機共四根軸，則
1、各軸轉速
2、各軸功率
3、 各軸轉矩
5. 結構設計
5.1 帶傳動的設計計算
設計V帶傳動時的已知條件包括:帶傳動的工作條件；傳動位置與總體尺寸限制；所需傳遞的額定功率,小帶輪轉速，傳動比
設計內(nèi)容包括帶的型號，確定基準長度、根數(shù)、中心距、帶輪的材料、基準直徑以及結構，初拉力和壓軸力，張緊裝置等。
其設計步驟和方法如下：
1、確定計算功率
由《機械設計實用手冊》第二版中表8-1-26查得工作情況系數(shù)=1.1（載荷變動微小，空重載啟動，每天工作時間小于10小時）。
計算功率是根據(jù)傳遞的功率P和帶的工作條件而確定的
2、選擇V帶的帶型
根據(jù)計算功率和小帶輪轉速，由《機械設計實用手冊》第二版中圖8-1-3應選Z型帶，但為減少帶的根數(shù)，選A型帶。
3、確定帶輪的基準直徑，并驗算帶速
1）初選小帶輪的基準直徑。由《機械設計實用手冊》第二版中表8-1-15和表8-1-17，取小帶輪基準直徑。
2）驗算帶速
根據(jù)式∈(5,30 )
3)計算大帶輪的基準直徑
由得，
由《機械設計實用手冊》第二版中表8-1-15，取
4、確定中心距a，并選擇V帶的基準長度Ld
1）根據(jù)帶傳動總體尺寸的限制條件或要求的中心距，結合式 ，初定
2）計算相應的帶長
帶的基準長度根據(jù)由《機械設計實用手冊》第二版中表8-1-8選取得。
3）計算中心距a及其變動范圍
傳動的中心距近似為
考慮到帶輪的制造誤差、帶長誤差、帶的彈性以及因帶的松弛而產(chǎn)生的補充張緊的需要，常給出中心距的變動范圍
5、驗算小帶輪上的包角
由式，可知，小帶輪上的包角小于大帶輪上的包角，又由式,可知小帶輪上的總摩擦力相應的小于大帶輪上的總摩擦力，因此，打滑只可能在小帶輪上發(fā)生。為了提高帶傳動的工作能力，應使
6、計算帶的根數(shù)z
1）計算單根V帶的額定功率
由=100mm，，和A型帶，查《機械設計實用手冊》第二版中表8-1-33（c）得=2.12kw,=0.325kw。
查《機械設計實用手冊》第二版中表8-1-27得，查表8-1-29得，于是
2）計算帶的根數(shù)z
為了使各根V帶受力均勻，帶的根數(shù)不宜過多，一般應小于10根，取
7、 計算單根V帶的初拉力的最小值
由《機械設計實用手冊》第二版中表8-3得A型帶的單位長度質量。計入離心力和包角的影響，可得單根V帶所需的最小初拉力為
對于新安裝的V帶，初拉力應為，對于運轉后的V帶為
8、計算帶傳動的壓軸力
為了設計帶輪軸的軸承，需要計算帶傳動作用在軸上的壓軸力。壓軸力的最小值為
9、 V帶輪的設計
1）根據(jù)帶輪的基準直徑和帶輪轉速等已知條件，確定帶輪的材料、結構形式、輪槽、輪輻和輪轂的幾何尺寸，公差和表面粗糙度以及相關技術要求。
2）帶輪的材料 HT150
3）帶輪的結構形式 小帶輪為實心式 大帶輪為腹板式（圖5.1）
5.1圖 大帶輪設計簡圖
5.2 鏈傳動的設計計算
已知傳遞的功率,主動鏈輪轉速，傳動比。
1.選擇鏈輪齒數(shù)
取小鏈輪齒數(shù)，。
2.確定計算功率
由《機械設計實用手冊》第二版中表8-2-6查得，，由《機械設計實用手冊》第二版中表8-2-7查得,單排鏈，則計算功率為
3.選擇鏈條型號和節(jié)距
根據(jù)及，查《機械設計實用手冊》第二版中圖8-2-2，可選10A,鏈條節(jié)距為P=15.875mm。
4.計算鏈節(jié)數(shù)和中心距
初選中心距，取a0=650mm相應的鏈長節(jié)數(shù)為
取鏈節(jié)數(shù)節(jié)。
查《機械設計實用手冊》第二版中表8-2-9得到中心距計算系數(shù),則鏈傳動的最大中心距為
5.計算鏈速，確定潤滑方式
由和鏈號10A，查《機械設計實用手冊》第二版中圖8-2-4可知，應用滴油潤滑。
6.計算壓軸力
有效圓周力為：
鏈輪垂直布置時的壓軸力系數(shù)為，則壓軸力。
7. 鏈輪結構設計
以大鏈輪為例，鏈輪結構如圖5.2所示
圖5.2 大鏈輪設計簡圖
5.3 圓柱螺旋齒輪設計計算
已知輸入功率，小齒輪轉速，齒數(shù)比i2=4，工作壽命15年，每年工作300天，兩班制。
1、選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)
1）材料選擇：小齒輪材料40Cr(調質)，硬度280HBS，大齒輪的材料為45鋼（調質），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。
2）精度等級 選７級精度（GB 10095—88）。
3）選小齒輪齒數(shù)，大齒輪齒數(shù)。
4）選取螺旋角，初選螺旋角
2、按齒面接觸強度設計
按式計算，即
≥
（1）確定公式內(nèi)的各計算值
1）試選。
2）由《機械設計實用手冊》第二版中圖8-3-11選取區(qū)域系數(shù)。
3）由《機械設計實用手冊》第二版中圖8-3-4查的，，則。
4）計算小齒輪傳遞的轉矩
5）由《機械設計實用手冊》第二版中表8-3-4選取齒寬系數(shù)。
6）由《機械設計實用手冊》第二版中表8-3-34查得材料的彈性影響系數(shù)。
7）由《機械設計實用手冊》第二版中圖8-3-8（1）按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞極限，大齒輪的接觸疲勞極限。
8）由《機械設計》第八版中式10-13計算應力循環(huán)次數(shù)
9）由《機械設計實用手冊》第二版中圖8-3-17取得接觸疲勞壽命系數(shù) ； 。
10）計算接觸疲勞許用應力，取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1，由式（10-12）得
11）許用接觸應力
（2）計算
1）計算小齒輪分度圓直徑，代入中較小的值。
2）計算圓周速度
3）計算齒寬b及模數(shù)
4)計算縱向重合度
5)計算載荷系數(shù)K
已知使用系數(shù)，根據(jù) ，7級精度，由《機械設計》第八版中圖10-8查得動載系數(shù)，由《機械設計實用手冊》第二版中表8-2-32查得，由《機械設計實用手冊》第二版中表8-3-30查得，由《機械設計實用手冊》第二版中表8-3-33查得。故載荷系數(shù)
6)按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，則有
7)計算模數(shù)
3、按齒根彎曲強度設計
(1)確定公式內(nèi)各計算數(shù)值
1）計算載荷系數(shù)
2）根據(jù)縱向重合度，從《機械設計實用手冊》第二版中圖8-3-14查得螺旋角影響系數(shù)。
3)計算當量齒數(shù)
4） 查得齒形系數(shù)
由《機械設計實用手冊》第二版中圖8-3-15（a）查得；。
5) 查取應力校正系數(shù)
由《機械設計實用手冊》第二版中圖8-3-16（a）查得；。
6） 由《機械設計實用手冊》第二版中圖8-3-9（1）查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限，大齒輪的彎曲強度極限。
7） 由《機械設計實用手冊》第二版中圖8-3-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)，。
8）計算彎曲疲勞許用應力
取彎曲疲勞安全系數(shù)S＝1.4，則
9）計算大、小齒輪的，并加以比較
大齒輪的數(shù)值大。
10） 設計計算
對比計算結果，取已可滿足彎曲強度，但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑來計算應有的齒數(shù)，于是由
取，則。
4.幾何尺寸計算
（1）計算中心距
將中心距圓整為129mm。
（2） 按圓整后的中心距修正螺旋角
因β值改變不多，故參數(shù)、、等不必修正。
（3）計算大、小齒輪的分度圓直徑
（4） 計算齒輪寬度
圓整后取 ，。
(5)結構設計，以大齒輪為例，因齒輪齒頂圓直徑大于160mm，而又小于500mm，故選用腹板式結構。如圖5.3
5.3圖 大齒輪設計簡圖
6. 軸的設計計算及校核
6.1 軸的材料選擇
軸的材料主要是碳鋼和合金鋼。鋼軸的毛坯多數(shù)用軋制圓鋼和鍛件，有的則直接用圓鋼。
由于碳鋼比合金鋼價廉，對應力集中的敏感性較低，同時也可以用熱處理或化學熱處理的辦法提高其耐磨性和抗疲勞強度，故采用碳鋼制造尤為廣泛，其中最常用的是45號鋼。
合金鋼比碳鋼具有更高的力學性能和更好的淬火性能。因此，在傳遞大動力，并要求減小尺寸與質量，提高軸頸的耐磨性，以及處于高溫或低溫條件下工作的軸，常采用合金鋼。
必須指出：在一般工作溫度下（低于200℃），各種碳鋼和合金鋼的彈性模量均相差不多，因此在選擇鋼的種類和決定鋼的熱處理方法時，所根據(jù)的是強度與耐磨性，而不是軸的彎曲或扭轉剛度。但也應當注意，在既定條件下，有時也可以選擇強度較低的鋼材，而用適當增大軸的截面面積的辦法來提高軸的剛度。
各種熱處理（如高頻淬火、滲碳、氮化、氰化等）以及表面強化處理（如噴丸、滾壓等），對提高軸的抗疲勞強度都有著顯著的效果。
高強度鑄鐵和球墨鑄鐵容易作成復雜的形狀，且具有價廉，良好的吸振性和耐磨性，以及對應力集中的敏感性較低等優(yōu)點，可用于制造外形復雜的軸。
根據(jù)軸的常用材料及其主要力學性能，結合此處的實際的情況，所受載荷小而且轉速低所以三個軸均選擇用45鋼（調質）。
6.2 減速箱輸入軸的設計計算及校核
6.2.1 減速箱輸入軸的設計計算
1、 已知減速器輸入軸的功率,轉速和轉矩
,斜齒輪,。
2、求作用在齒輪和帶輪上的力
帶輪上的壓軸力,初拉力。
3、初步確定軸的最小直徑
初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調制處理。根據(jù)《機械設計實用手冊》第二版中表5-1-7，取A0=105，于是
因小斜齒輪直徑較小，故將該軸做成齒輪軸，則該軸最小直徑為固定大帶輪左側的螺紋外徑取，且取.
4、軸的結構設計
（1）擬定軸上零件的裝配方案，見圖6.1
圖 6.1 減速器輸入軸的結構與設計
（2）根據(jù)軸定向的要求確定軸的各段直徑和長度
1）在Ⅱ-Ⅲ段是安裝V帶輪的，取。為滿足V帶輪的軸向定位要求，Ⅱ-Ⅲ段右端需制出一軸肩，故?、?Ⅳ段直徑 。帶輪與軸配合的輪轂長度，為了保證軸段擋圈只壓在帶輪上而不壓在軸的端面上，故Ⅱ-Ⅲ段的長度應比略短一些，現(xiàn)取。
2）初步選擇軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組、標準精度等級的單列圓錐滾子軸承30206，其尺寸為，故。
3）小齒輪分度圓直徑，故制成齒輪軸，則取兩邊軸環(huán)直徑為，根據(jù)安裝要求取其兩段軸長為。小齒輪寬度，故取。
4）軸承端蓋的總寬度為20mm（由減速器及軸承端蓋的結構設計而定）。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與大帶輪右端面的距離，故取。
5）取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離。考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應距箱體內(nèi)壁一段距離，取。已知滾動軸承寬度，則在軸承的右（或左）端還需要用甩油環(huán)，故在Ⅳ-Ⅴ和Ⅷ-Ⅸ上安裝甩油環(huán)，其尺寸為。同時為了減少制造困難，取。
至此，已初步確定了軸的各段的直徑和長度。
（3）軸上零件的周向定位
大帶輪的周向定位采用平鍵連接。按由《機械設計實用手冊》第二版中表3-3-6查得平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為，滾動軸承與軸的周向定位是有過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為。
（4）確定圓角上周角和倒角尺寸
參考《機械設計實用手冊》第二版中表5-1-3和5-1-4，取軸端倒角為或，各軸肩的圓角半徑為R1或R1.2。
6.2.2 減速器輸入軸的校核
1、求軸上的載荷
首先根據(jù)軸的結構圖做出軸的計算簡圖（圖6.2）。在確定軸承的指點位置時，應從手冊中查取a值，對于30206型圓錐滾子軸承，由《機械設計實用手冊》第二版中表6-1-54查得。因此，作為簡支梁的軸的支撐跨距，。根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎矩和扭矩圖（圖6.2）。彎矩計算如下：
根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎矩和扭矩圖，如圖6.2
圖6.2 減速器輸入軸的載荷分析圖
從軸的結構圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面C是軸的危險截面。現(xiàn)在將計算出截面C處得、及M的值列于下表：
載 荷
水平面H
垂直面 V
支反力 F
彎矩M
總彎矩
扭矩T
2、按彎矩扭矩合成應力校核軸的強度
進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面的強度。根據(jù)公式及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，取，軸的計算應力
前已選定軸的材料為45鋼，調質處理，由《機械設計實用手冊》第二版中表5-1-1查得。因此,故安全。
3、 繪制軸的工作圖，見圖6.3。
圖 6.3 減速器輸入軸
6.3 減速器輸出軸的設計計算及校核
6.3.1 減速器輸出軸的設計計算
1、已知參數(shù)：，轉速；齒輪，，，，，，°，；小鏈輪，所受壓軸力, ;轉矩。
2、求作用在齒輪上的力
3、初步確定軸的最小直徑
初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調制處理。根據(jù)《機械設計實用手冊》第二版中表5-1-7，取，于是
這是安裝鏈輪處的直徑，為使其與鏈輪配合，取。
4、軸的結構設計
（1）擬定軸上零件的裝配方案，見圖6.4
圖 6.4 減速器輸出軸的結構與設計
（2）根據(jù)軸定向的要求確定軸的各段直徑和長度
1）在Ⅰ-Ⅱ軸段安裝有小鏈輪寬為40 mm，為了使軸端擋圈更好的壓緊小鏈輪，故使。
2）初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用單列圓錐滾子軸承。依階梯軸的特性，取Ⅱ-Ⅲ軸段的直徑為。參照工作要求并根據(jù)，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選擇單列圓錐滾子軸承32307,其尺寸為，故，同時為了減少制造的困難，。因為取齒輪端面到箱體內(nèi)壁有距離要求,在軸承的右端還需要甩油環(huán)，所以取，且取。
右邊甩油環(huán)的左邊需要制出一段軸肩來進行軸向定位，查表和按實際情況的，因此取。
3）取安裝齒輪處的軸段Ⅵ-Ⅶ段的直徑，齒輪的右端與甩油環(huán)之間采用套筒定位。已知齒輪的輪轂寬帶為55 mm，為了使套筒的端面可靠地壓緊齒輪，次軸段應略短于輪轂寬度，故取。齒輪的左端采用軸肩定位，也就是Ⅴ-Ⅵ段，根據(jù)軸肩的設計要求，取，。
4)左邊軸承的左端固定運用軸承端蓋，取軸承端蓋的總寬度為20mm（由減速器及軸承端蓋的結構設計而定）。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與大帶輪右端面的距離，故取。
5）齒輪右邊采用套筒定位，又取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離。且考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應距箱體內(nèi)壁一段距離，取。所以取。
至此，已初步確定了軸的各段的直徑和長度。
（3）軸上零件的周向定位
齒輪、小鏈輪與軸的周向定位均采用平鍵連接。按，然后查《機械設計實用手冊》第二版中表3-3-6得平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為32 mm。按，然后查《機械設計實用手冊》第二版中表3-3-6得平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為45 mm。同時為了保證齒輪與軸的配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為過渡配合；同樣，滾動軸承與軸的周向定位是有過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為。
（4）確定圓角上周角和倒角尺寸
參考《機械設計實用手冊》第二版中表5-1-3和表5-1-4，取軸端倒角為或，各軸肩的圓角半徑為R1.2或R2。
6.3.2 減速器輸出軸的校核
1、求軸上的載荷
首先根據(jù)軸的結構圖做出軸的計算簡圖6.5。在確定軸承的支撐點位置時，應從手冊中查取a值，對于32307型圓錐滾子軸承，由《機械設計實用手冊》第二版中表6-1-54查得。因此，作為簡支梁的軸的支撐跨距，。根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎矩和扭矩圖（圖6.5）。
彎矩計算如下：
根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎矩和扭矩圖，如圖6.5
圖 6.5 減速器輸出軸的載荷分析圖
從軸的結構圖以及彎矩的扭矩圖中可以看出截面B、C是軸的危險截面。現(xiàn)在將計算出截面B、C處得，及的值列于下表。
載 荷
水平面H
垂直面 V
支反力 F
彎矩M
總彎矩
扭矩T
2、按彎矩扭矩合成應力校核軸的強度
進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面的強度。根據(jù)公式及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，取，軸的計算應力
前已選定軸的材料為45鋼，調質處理，由《機械設計實用手冊》第二版中表5-1-1查得。因此,故安全。
3、繪制軸的工作圖，見圖6.6。
圖 6.6 減速器輸出軸
6.4 驅動軸的設計計算及校核
6.4.1 驅動軸的設計計算
1、已知參數(shù): ，轉速;大鏈輪，作用在鏈輪上的力,.
2、初步確定軸的最小直徑
初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調制處理。根據(jù)《機械設計實用手冊》第二版中表5-1-7，取，于是
輸出軸的最小直徑是安裝鉸鏈的軸端的直徑，為了使所選的軸的直徑符合軸的設計要求，取,根據(jù)驅動輪倫寬取。
3、軸的結構設計
（1） 擬定軸上零件的裝配方案，見圖6.7
圖 6.7 驅動軸的結構與設計
(2) 根據(jù)軸定向的要求確定軸的各段直徑和長度
1）取安裝大鏈輪處的軸段Ⅳ-Ⅴ段的直徑。已知大鏈輪的輪轂寬帶為80mm，鏈輪的左端采用雙圓螺母定位，為了使圓螺母的端面可靠地壓緊大鏈輪，此軸段應略短于輪轂寬度，故取。大鏈輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度,故取，則軸環(huán)處地直徑為，軸環(huán)寬度,取。
2）為了安裝兩個圓螺母，根據(jù)階梯軸的特性和圓螺母標準，取，。
3）初步選擇軸承。由Ⅰ-Ⅱ段和Ⅷ-Ⅸ段軸徑為，取。因軸承只承受徑向力的作用，故選深溝球軸承。參照工作要求并根據(jù)，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選擇深溝球軸承6009，其尺寸為。軸承一端采用軸肩定位，軸承另一端采用圓螺母定位，且由修剪機的機構取。
4）根據(jù)軸在修剪機機架上的安裝要求，取。
至此，已初步確定了軸的各段的直徑和長度。
（3）軸上零件的周向定位
鏈輪與軸的周向定位均采用平鍵連接。按Ⅳ-Ⅴ直徑，然后查表得平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為63 mm，同時為了保證鏈輪與軸的配合有良好的對中性，故選擇鏈輪輪轂與軸的配合為。
（4） 確定圓角上周角和倒角尺寸
（5） 參考《機械設計實用手冊》中表5-1-3和表5-1-4，取軸端倒角為，各軸肩的圓角半徑為和或。
6.4.2 驅動軸的校核
1、求軸上的載荷
首先根據(jù)軸的結構圖做出軸的計算簡圖6.8。確定軸的支撐點的位置。分析可知作為簡支梁的軸的支撐跨距。根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎矩和扭矩圖（圖6.8）。彎矩計算如下：
根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎矩和扭矩圖，如圖6.8
圖6.8 驅動軸的載荷分析圖
從軸的結構圖以及彎矩的扭矩圖中可以看出截面B是軸的危險截面?，F(xiàn)在將計算出截面B處得，及的值列于下表。
載 荷
水平面H
垂直面 V
支反力 F
彎矩M
總彎矩
扭矩T
2、按彎矩扭矩合成應力校核軸的強度
進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面的強度。根據(jù)公式及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，取，軸的計算應力
前已選定軸的材料為45鋼，調質處理，由《機械設計實用手冊》第二版中表5-1-1查得。因此,故安全。
3、繪制軸的工作圖，見圖6.9。
圖 6.9 驅動軸
7. 軸承的校核
7.1 減速器輸入軸軸承的校核
根據(jù)工作條件在軸上安裝的是圓錐滾子軸承30206，已知軸上的齒輪受切向力,徑向力,軸向力，齒輪分度圓直徑，齒輪轉速，大帶輪的軸向力,運轉中的拉力，運轉中有中等沖擊載荷，軸承預期壽命15000h。
查由《機械設計實用手冊》第二版中表6-1-54可知圓錐滾子軸承30207的基本額定動載荷，基本靜載荷。
1、求兩軸承受到的徑向載荷和
將軸系部件受到的空間力系分解為鉛垂和水平兩個方向的力系。如圖7.1所示：
圖 7.1
由力分析可知：
2.求兩軸承的計算軸向力和。
對于30206軸承來說，按教材《機械設計》第八版中表13-7得，軸承派軸向力,查《機械設計實用手冊》第二版中表6-1-54得計算系數(shù)e=0.37,Y=1.6。則
3.求軸承當量動載荷和
因為
由表13-5分別進行查表或插值計算得徑向載荷系數(shù)和軸向載荷系數(shù)
對軸承1 ，
對軸承2 ，
因軸承在運轉中有中等沖擊載荷，按《機械設計》第八版中表13-6，，取。則
4. 驗算軸承壽命
因為，所以按軸承1的受力大小驗算
所以所選軸承滿足壽命要求。
7.2 減速器輸出軸軸承的校核
根據(jù)工作條件在軸上安裝的是圓錐滾子軸承32307，已知軸上的齒輪受切向力,徑向力,軸向力，齒輪分度圓直徑，齒輪轉速，小鏈輪的壓軸力,圓周力，運轉中有中等沖擊載荷，軸承預期壽命15000h。
查由《機械設計實用手冊》第二版中表6-1-54可知圓錐滾子軸承32309的基本額定動載荷，基本靜載荷。
1、求兩軸承受到的徑向載荷和
將軸系部件受到的空間力系分解為鉛垂和水平兩個方向的力系。如圖7.2所示：
圖 7.2
由力分析可知：
2、求兩軸承的計算軸向力和。
對于32309軸承來說，按教材《機械設計》第八版中表13-7得，軸承派軸向力,查《機械設計實用手冊》第二版中表6-1-54得計算系數(shù)e=0.31,Y=1.9。則
3、求軸承當量動載荷和
因為
由表13-5分別進行查表或插值計算得徑向載荷系數(shù)和軸向載荷系數(shù)
對軸承1 ，
對軸承2 ，
因軸承在運轉中有中等沖擊載荷，按《機械設計》第八版中表13-6，，取。則
4.驗算軸承壽命
因為，所以按軸承1的受力大小驗算
所以所選軸承滿足壽命要求。
7.3 驅動軸軸承的校核
根據(jù)工作條件在軸上安裝的是球軸承6009，已知軸上大鏈輪的壓軸力,圓周力，運轉中有中等沖擊載荷，軸承預期壽命15000h。
查由《機械設計實用手冊》第二版中表6-1-54可知球軸承6009的基本額定動載荷，基本靜載荷。
1、求兩軸承受到的徑向載荷和
將軸系部件受到的空間力系分解為鉛垂和水平兩個方向的力系。如圖7.3所示：
圖 7.3
由力分析可知：
2、求軸承當量動載荷和
對于6009軸承來說，軸承無派軸向力，故有
3、驗算軸承壽命
因為，所以按軸承1的受力大小驗算
所以所選軸承滿足壽命要求。
8. 鍵的校核
平鍵連接傳遞轉矩時，連接中個零件的受力見右圖。對于采用常見的材料組合和按標準選取尺寸的普通平鍵（靜聯(lián)接），其主要失效形式是工作面被壓潰。除非有嚴重過載，一般不會出現(xiàn)鍵的剪斷（右圖中沿面剪斷）。因此，通常只按工作面上的擠壓力進行強度校核計算。對于導向平鍵連接和滑鍵連接（動連接），其主要失效形式是工作面的過度磨損。因此，通常按工作面上的壓力進行條件性的強度校核計算。
假定載荷在鍵的工作面上均勻分布，普通平鍵連接的強度條件為
導向平鍵連接和滑鍵連接的強度條件為
式中：T—傳遞的轉矩，；
—鍵的高度，mm；
—鍵的工作長度，mm，圓頭平鍵，平頭平鍵，這里L為鍵的公稱長度，mm；為鍵的寬度，mm；
—軸的直徑，mm；
—鍵、軸、輪轂三者中最弱材料的許用擠壓應力，；
—鍵、軸、輪轂三者中最弱材料的許用應力，。
8.1 減速器輸入軸上鍵的校核
1、 由前面軸的設計計算可知，減速器輸入軸上轉矩，減速器輸入軸上采用的圓頭平鍵的截面尺寸為，，其對應的。
2、 平鍵連接的擠壓強度條件：
（1）鍵和軸的材料是鋼，帶輪的材料是灰鑄鐵，承受的是輕微沖擊，由《機械設計》第八版中標6-2查得鍵的許用擠壓力，則取。
（2）鍵的工作長度，有
故所選的平鍵滿足強度要求。
鍵的標記為：GB/T 1096 鍵
8.2 減速器輸出軸上鍵的校核
1、由前面軸的設計計算可知，減速器輸出軸上轉矩，減速器輸出軸上安裝了兩個圓頭平鍵，它們的截面尺寸分別為，，對應的，和，，對應的。
2、平鍵連接的擠壓強度條件：
（1）鍵、軸、鏈