?160?2.9?由（4-1）得： a?31.64?34380????47.68mm
?334.69?2取中心距a=50mm，因i=20，根据GB 10085-1988[蜗杆、蜗轮参数的匹配]表得 ? i a/mm m/mm d1 Z1 Z2 ?2 50 39 2 22.4 1 39 -0.1 5006'08'' 这时
d122.4从[圆柱蜗杆传动的接触系数Z?]图中查得Z?'?2.7，因??0.448，
a50为Z?'?Z?，因此上述计算结果可用。 （5）校核齿根弯曲疲劳强度 校核公式 U?Ft2KAU?UP?lim （4-1-8） mb2SFmin 因Ft2?2T22?34380??881.54N d278令蜗轮齿宽与蜗杆直径相等 既b2?22.4 由（4-8）得 U?Ft2KA881.54?1.64??32.27MPa mb22?22.4SFmin 因根据机器要求的可靠度和重要性而定，一般SFmin =1~1.7，此处令SFmin =1.7
查《机械设计手册》[蜗轮常用材料性能表]得Ulim =190 则 Up?Ulim190??111.76MPa 有U?Up满足设计要求 SFmin1.7tan? （4-1-9）
tan????V?(6)验算效率
???0.95~0.96?已知??5006'08''?5.10 ； ?V?arctanfV
因减速器因体积小，工况下振动较大不宜使用润滑油润滑，故选择使用润滑脂润滑。在润滑脂润滑条件下由于无法形成动压油膜，所以蜗杆蜗轮传动时的当量摩擦角由在有润滑条件下的钢—青铜动摩擦系数确定，经查表得此动摩擦系数为0.1~0.15，因在闭式减速中使用脂润滑其润滑效果良好，故取动摩擦系数
fV?0.13，相应的当量摩擦角为?v?arctan(fV)?arctan(0.13)?7.410。计算可得
由（4-9）得该蜗杆蜗轮的传动效率
7
tan(?)tan(5.10)???0.95~0.96???0.95~0.96??0.38~0.39 00tan(???v)tan(5.1?7.41)小于原估计值，因此不用重算。
（7）蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸 蜗杆 轴向齿距 直径系数 q?Pa??m???2?6.283 d122.4??11.2 m2*齿顶圆直径 齿根圆直径 分度圆导程角 蜗杆轴向齿厚 da1?d1?2mha?22.4?2?2?1?26.4 df1?d1?2mha?c*?22.4?2?2??1?0.2??17.6 *????arctan(z1/q)?arctan(1/11.2)?5.10 Sa?Pa/2?3.14 蜗轮 蜗轮分度圆直径 蜗轮喉圆直径 蜗轮齿根圆直径 蜗轮咽喉母圆半径 验算传动比i?d2?mz2?2?39?78mm da2?d2?2mha?78?2?2?1?82mm df2?d2?2mha?c*?78?2?2?(1?0.2)?73.2 *?*?rg2?a?da2/2?50?82/2?9mm Z23940?39??39,这时传动比误差为?0.025?2.5%，是允许Z1140的。
4.2 传动轴的设计
因传动轴只承受转矩不承受扭矩，因此按许用剪切应力设计轴的直径 根据公式 d?39.55?106PP?C3 （4-2-1）
0.2???nn 式中C—又轴的材料和承载情况确定的系数，查表取C?110
8
由（4-2-1）得： d?C3P1.8?110?3?6.69mm n8000 考虑到轴上有一端需铣一个键槽，将轴的直径加大4%， d?(1?0.04）?6.69?6.96mm
所以先确定传动轴直径为d?7mm
4.3 传动轴两端链接的设计
4.3.1 传动轴与蜗杆连接部分的设计 （1）确定连接类型
因传动轴在正常条件下工作时传递的扭矩为
9.55?106?P9.55?106?1.8 T1? ??2148.75N.mm （4-3-1）
n8000 是比较小的值，为了使结构紧凑，考虑使用螺纹连接。
（2）确定螺纹参数
在工作扭矩的作用下在螺纹上会产生相应的轴向力FZ FZ?2T1 （4-3-2）
d2tan(???V)式中?为螺纹导程角，?V为螺纹的当量摩擦角.
考虑到传动轴直径为7,mm因此选用螺纹小径d1?7.188mm，中径d2?7.513mm，大径d?8mm，螺距P?0.75mm的普通螺纹。
nP1?0.75)?arctan()?1.820 其中 ??arctan(（4-3-3） ?d2??7.513查得钢与钢在无润滑状态下的摩擦系数为0.15，因此?V?arctan(0.15)?8.530 由（4-3-2）得： FZ?2?2148.75?3132N 007.513?tan(1.82?8.53)由此轴向力与扭矩共同作用产生的应力 ?ca?1.3F2?4?d124?1.3?3132?100.3MPa （4-3-4）
??7.1882查[螺栓、螺钉和螺柱的性能等级]选取该螺纹的性能等级为10.9；材料为中碳钢；因此可以与传动轴做成一整体，此时将传动轴的直径等于螺纹的公称直径d?8mm，以便直接在轴上攻取螺纹。
由于工作部分会产生轻微变载荷，故选取螺纹的安全系数S=8.5
9
其许用应力?????SS?900?105.88MPa 8.5显然?ca????，该螺纹可用。
4.3.2传动轴与离合器连接部分的设计 （1）确定连接的类型
选择普通平键链接，又因为轴端的链接，所以，选择键的类型为C型单元头 普通平键链接 （2)确定键的尺寸
根据传动轴的直径d?8mm，查表得键的切面尺寸b?h?2?2,键的长度L?8mm。
（3）校核键的强度
轴和键都选用钢材，查得其材料在载荷具有冲击作用下的许用挤压应力 ??P??90MPa。键的工作长度l?L?b/2?8?1?7mm，键的接触高度 k?0.5h?0.5?2?1mm，可以得到键的挤压应力为 ?P?F2T12?2148.75（4-3-5） ???76.74MPa???P??90MPa
Akld1?7?8 所以，键的强度足够
（4）键的标准标记
键 C2?8GB/T 1096-2003
第五章 离合器的设计
5.1 离合器类型的选择
由于松土机工作时工作部件会有振动，也可能遇到杂草缠绕或是石头卡住的情况，因此考虑选择有一定过载保护的带弹簧闸块离心摩擦离合器。
5.2 离合器的结构设计见图纸
5.3 离合器中螺旋压缩弹簧的设计
离合器中为了使闸块耐磨而选用65Mn为其材料，其密度为7.81g/cm3，三维模型求得体积为4cm3。故其质量m?7.81?4?31.24g
当发动机处于空转时，怠速为1000r/min。由此转速产生的单个闸块离心力为
m?2n2R31.24?10-3??2?10002?29??9.93N FL?（5-3-1） 33900?10900?10由于当该离合器转速达到1000r/min时是闸块处于与从动半离合器的接触与未接触的临界状态，因此对于弹簧来说其最大载荷FMAX?FL?F0
按设计要求，其弹簧的工作行程为h?5mm，令最小载荷既预紧力
10
FMIN?F0?0.5??FL?F0?，求得F0?9.93N；FMAX?19.86N
（1）根据以上初始条件查机械设计手u册选取相关参数如下 材料为碳素弹簧钢丝 C级 ；二类
； 拉伸极限强度 ?B?2060MPa
弹簧材料半径 d?0.7 ； 弹簧中径 D?4.5 ；许用应力
????0.4?B?2060?0.4?824MPa
切变模量 G?79000MPa
（2）验算弹簧钢丝直径
D4.5 弹簧指数 C?? ?6.43 （5-3-2）
d0.74C?10.6154?6.43?10.615 曲度系数 K?（5-3-3） ????1.23
4C?4C4?6.43?46.43?8KFMAXC??8?1.23?19.86?6.43??? 钢丝直径 d?? ???0.697mm（5-3-4）????????824???? 因此所选钢丝直径满足要求
（3）按变形计算求弹簧工作圈数n
hGd45?79000?0.74??13.1 n?（5-3-5） 338?FMAX?FMIN?D8??19.86?9.93??4.5取标准值n?10，为了保证FMAX和h不变，因此必须重新计算最小工作载荷FMIN
FMIN?FMAX（4）验算工作极限载荷Fj
因为 ?j?0.5?B?0.5?2060?1030MPa （5-3-7） 得 Fj?hGd45?79000?0.74??19.86??6.85N （5-3-6） 338nD8?10?4.5?d3?j8KD???0.73?10308?1.23?4.5?25.07N （5-3-8）
一般应是： Fj?1.25FMAX 而 1.25FMAX?1.25?19.86?24.83N 得 Fj?1.25FMAX 故此弹簧可用 （5）求变形fj 、f2 、 f1
11