青岛农业大学机电工程学院本科毕业设计（论文） 4 传动系统的设计
4.1 动力传动的选择
动力传动是由动力输出轴通过锥齿轮传动传递给带轮，再由带传动传递给输送链轮主动轴[12]。这种传递功率消耗小，传动稳定。整个传动系统的总传动比为3.5，其中锥齿轮的传动比为1.75，V带的传动比为2.0。
其中拖拉机的型号选择是根据总功率的大小决定的，对其工作和经济性都有影响。通常对于长期联系运转，载荷不变或者很少变化，要求所选用拖拉机的功率等于或略大于工作时所需的总功率。根据传动的稳定可靠和对收获机需要的功率我们先采用12马力拖拉机（输出功率为8.8千瓦）。
（1）.拖拉机输出功率分配 功率的估算公式为
Nt=?tV3.6 公式（4-1）
式中：Nt-拖拉机动力功率(Kw) Pt-拖拉机基本挡位的挂钩牵引力(KN)
Pt=5.26KN
V-拖拉机基本挡位的实际工作速度(Km/h)
V=V5(1-?)=6.49?(1-0.05)=6.02Km/h
?tV5.26?6.02?8.8Nt=3.6?3.6所以Kw
由总体设计可知,拖拉机传给收获机的动力首先传给锥齿轮、皮带轮、最后到链式输送机构。其中薯类的挖掘收获是主要工作部位,故弹性挖掘铲所耗功率很大,约为2.47KW。输送输送链消耗功率占约为0.9KW, 拖拉机的行驶必须克服来自地面的滚动阻力，拖拉机牵引马铃薯联合收获机时，车轮滚动，轮胎与路面的接触区域产生法向、切向的相互作用力以及相应的轮胎和克服制成路面的变形。根据滚动阻力系数f的数值，选择在泥泞的条件下，滚动阻力系数为0.100～0.250,取f=0.200[13]。根据计算机辅助设计软件得到马铃薯联合收获机、拖拉机及其工作人员的重量约为3000 kg。根据滚动阻力的计算公式：F=fmg，可以得到滚动阻力F=6000 N。牵引功率可以得到为4.8 kw。
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青岛农业大学机电工程学院本科毕业设计（论文） 即功率分配情况为：
?28%?2.47Kw? 弹性挖掘铲消耗功率；?总功率为8.8Kw?10% ?0.90Kw?三星振动轮消耗功率；??54%?4.80Kw?牵引功率。
故实际消耗功率=弹性挖掘铲挖掘的功率+链式分离装置消耗的功率+牵引功率。
P1=2.47KW,P2=0.90KW,P3=4.80KW
P=P1+P2+P3 =2.47+0.09+4.80 =8.17kW
选用的12马力的拖拉机输出额定功率Pca=8.8KW大于实际消耗功率P=8.17，即Pca≥P可以选用。
4.2 锥齿轮传动部分的设计计算
1、丘陵山地薯类收获机是农业机械，结合农艺要求选用8级精度。
2、选择材料：选用齿轮材料为40Cr，渗碳淬火处理，芯部硬度为33-45HRC，齿面硬度为小齿轮的是65HRC，大齿轮的是55HRC。
3、选小齿轮齿数 z1=20，大齿轮的齿数 z2=35。 4、该锥齿轮传动的传动比为：1.75。 4.2.1 按齿根弯曲强度设计
4?K?T1YFaYsam?3?1?0.5?R?2?R?z1?1?u22???F? 公式（4-2）
确定公式内的各个参数
由图10-21d查得小锥齿轮的弯曲疲劳强度极限?FE1=640Mpa；大锥齿轮的弯曲疲劳强度?FE2=610Mpa；
由图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.87，KFN2=0.9。 4.2.2 计算弯曲疲劳许用应力
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青岛农业大学机电工程学院本科毕业设计（论文） 取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式（10-12）得
??F?1=KFN1?FE1=0.87?640MPa=398MPa
S1.4??F?2=KFN2?FE2S0.9?610MPa =392MPa
1.4计算载荷系数K。
K=KAKvKF?KF?=3.3211.76?1.15?1?1.64?3.32 5）计算当量齿数 zv1=
z1z20==24.042?24，zv2=2=38.042?38 cos?1cosarccotu1cos?26)查取齿形系数。
由表10-5查得YFa1=2.63；YFa1=1.56
7)查取应力校正系数。
由表10-5查得YSa1=2.65；YSa2=1.58。
8)计算大小齿轮的
YFa1YSa1YFaYSa?F并加以比较。
?F =
2.63?2.65=0.0175
398
YFa2YSa21.56?1.58==0.0063 ?F392 小齿轮的数值大。 设计计算
m?34?3.321?178?1031?5?????172?1?123?6?2?0.01051?3.7
由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而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，圆整为标准值m =4。这样设计出的齿轮传动，满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑。 4.2.3 几何尺寸计算
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青岛农业大学机电工程学院本科毕业设计（论文） (1)轮大端分度圆直径
d1?z1m?80mm d2?z2m?140mm
(2)确定锥距
?d??d?R=?1???2??80.6mm
?2??2?(3)确定齿轮宽度 选取为
B1?B2?20mm
224.3 Ｖ带传动部分的设计计算
由锥齿轮传动的传动比得该级传动传动轴的的转速为： n=
720=416r/min，动力输出轴输出的功率P=8.8 KW 1.75（1）、确定计算功率pca
查《机械设计》课本，表8-6得工作情况系数KA=1.2
pca= KAP=1.1×8.8=9.68KW
（2）、选取普通V带带型
查《机械设计》，根据pca、n由图8-11确定选择B型。 （3）、确定带轮基准直径
查《机械设计》，由表8-3和8-7取主动轮直径dd1=125mm 根据式（8-15），n1=416 n2=208 i=
416=2.0从动轮基准直径dd2。 208dd2=idd1=2.0×125=250mm
根据《机械设计》，式（8-13）验算带的速度
V=
带的速度合适。
（4）、确定中心距和V带的基准长度
根据0.7（dd1+ dd2）
?dd1n160?1000???125?41660?1000=2.72m/s<35m/s
初步确定中心距a0=1700mm。
a0取定后，根据传动的几何关系，按照下式计算所需带基准长度
青岛农业大学机电工程学院本科毕业设计（论文） (dd2?dd1)?(250?125)2L'd?2a0?(dd2?dd1)??2?1700?(250?125)??3990mm
24?a024?1700?2查《机械设计》，根据表8-2选取V带基准长度Ld=4000mm。 按式（8-21）计算实际中心距a
a?a0?取a=1704.5mm
Ld?L'd4000?3990.75?1700??1704.5mm 22（5）、验算主动轮上的包角
根据《机械设计》，由式（8-6）得
?1?180??主动轮上包角合适。 （6）、计算V带根数z
dd2?dd1250-125?57.5?180???57.5?173.85??120? a1704.5根据《机械设计》，由式（8-22）知Z?pca
(P0??P0)K?KLn1=1160r/min、dd1=80mm、i=2.5,查表8-5c和8-5d得 P0=2.27KW △P=0.46KW
查表8-8得，K?=0.99,查表8-2得KL=0.94，则
Z?pca9.68??1.276?2根
(P0??P0)K?KL(2.27?0.46)?0.99?0.94（7）、计算预紧力F0
查《机械设计》，根据表8-4得q=0.07kg/m，故
F0?500?9.682.52（?1）?0.1?（4.77）?413N 4.77?30.99（8）、计算作用在轴上的压轴力FP
查《机械设计》，由式8-24得
FP?2zF0sin?12?2?2?4.13?sin173.85?1308.37N 2（9）、带轮结构设计 a) 主动皮带轮:
已知动力输出轴d=18mm，带轮dd1=125mm选用B型皮带 由表8-10中查出hamin=3.50； 外径da= dd1+2ha=125+2×3.50=132mm
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