目录摘要 (3)第一章绪论 (5)第二章设计要求及总体方案的确定 (8)2.1设计要求 (8)2.2方案选择 (8)2.3传动比分配及动力参数的计算 (9)第三章传动系的设计 (13)3.1齿轮的设计 (13)3.1.1 齿轮1和2的设计 (13)3.1.2 Ⅱ档齿轮4和8的设计 (17)3.1.3 倒档齿轮6和10的设计 (22)3.1.4 齿轮13和14的设计 (26)3.1.5 齿轮15和16的设计 (31)3.2轴的设计 (36)3.2.1 Ⅰ轴的设计 (36)3.2.2 Ⅴ轴的设计 (44)3.2.3 Ⅵ轴的设计 (50)3.3键的设计 (57)3.3.1 Ⅴ轴键的设计 (57)3.3.2 Ⅵ轴键的设计 (58)3.4轴承的设计 (61)3.4.1Ⅰ轴轴承的设计 (61)3.4.2 Ⅴ轴轴承的设计 (61)3.4.3 Ⅵ轴轴承的设计 (62)第四章齿轮精度的设计 (64)4.1齿轮1、2的设计 (64)4.2齿轮6和10精度设计 (67)4.3齿轮13和14精度的设计 (70)4.4齿轮15和16精度的设计 (74)第五章变速器、减速器的润滑和密封 (79)5.1润滑剂的选择 (79)5.2齿轮的润滑 (79)5.3轴承的润滑 (79)5.4变速器、减速器的密封 (79)第六章结论 (81)参考文献 (82)附录 (83)致谢 (91)小型耕耘机部件Ⅰ的设计摘要：关键词：小型耕耘机；变速器；减速器；设计Design of part Ⅰ of minitype cultivator Keyword s:第一章绪论1.1国际手扶拖拉机的发展手扶拖拉机是一种小型拖拉机，它结构简单，功率较小，适于小块耕地的作业。
它需由驾驶员扶着扶手架控制操纵机构，牵引或驱动配套农机具进行作业。
世界上第一台手扶拖拉机是由美，1904年制造的。
到 1920年前后，在欧美一些国家已开始用手扶拖拉机从事菜园、果园、苗圃及小块农田的作业，所以当时称它为“园圃拖拉机”。
由于欧美主要是发展大、中型拖拉机，手扶拖拉机应用不很广，发展也较慢。
而在日本，由于其独特的地理特点和生产习惯，使手扶拖拉机得到了较大的发展。
日本早期的手扶拖拉机引自欧美，后来根据日本农业特点研究设计了适于山地水田耕作的新机型。
通过较长时间的试用，又因第二次世界大战的影响，直到战后经济恢复期的 1946年才开始逐步推广。
80年代，日本手扶拖拉机向小型、微型方向发展。
1986年，3.7kW以下的微型手扶拖拉机和微耕机的产量已占日本手扶拖拉机总产量的三分之二以上，传动方式仍是皮带传动，但配备动力以小汽油机为主。
法国、意大利也逐步将手扶拖拉机小型化，并把皮带传动改为齿轮直接联结。
意大利还将手扶拖拉机变成折腰转向的微型四轮拖拉机。
韩国也在80年代从日本引进技术，90年代大力发展微型手扶拖拉机和微耕机，以适应家庭菜园、果园、苗圃的需要[16]。
1.2我国手扶拖拉机的发展及问题到了20世纪90年代手扶拖拉机才流行于中国乡镇的一种运输工具，以柴油作为燃料。
我国在20世纪80年代中期之前，手扶拖拉机多为8.8kW的大型手扶拖拉机，是牵引—驱动兼运输型，80年代农村实行联产承包责任制后，出现了4.4kW的小型手扶拖拉机，90年代中期出现了6～7kW的中型手扶拖拉机。
随着农村市场经济的蓬勃发展和农业产业结构的调整变化，蔬菜大棚、果园、苗圃发展很快，现有拖拉机及其农机具已不能适应大棚、苗圃、果园及山区窄小地块的耕作要求。
为适应我国农村市场经济的迅猛发展，特别是随“菜篮子工程”和大力种植果树、花卉、茶树、桑树等经济作物而出现的特殊弄艺要求，90年代中期，在我国农机行业出现了微型手扶拖拉机，其功率<4kW 拖拉机.由于国内开发小型手扶拖拉机近年来才起步，还谈不上满足市场需求的问题。
在适合该类机型使用的领域，目前几乎没有完全对路的产品，广大用户迫切希望科研生产部门予以重视[16]。
1.3手扶拖拉机用途手扶拖拉机可配带不同农具，形成不同的机器，其用途也很多，具体有：1．犁耕作业手扶拖拉机牵引单向双铧犁作业时．一侧驱动轮在未耕地上．另一侧驱动轮在犁沟内．两轮与地面间的附着系数不同，打滑率各异，致使机组常向一个方向偏驶。
对于东风一12型手扶拖拉机可进行以下的调整加以解决：调整牵引架上左右两个调整螺钉与中间连接架之间的间隙值(摆动间隙)，681型单向双铧犁调到1．5mm左右，1LS一220型和701型单向双铧犁则调到5 mm左右。
在犁耕过程中，如发现拖拉机仍向右偏驶，可将两个紧固螺钉松开，旋短左调整螺钉的伸出部分，旋长右螺钉的伸出部分。
直到放开扶手架机组能沿沟壁正常行驶为止。
2．旋耕作业旋耕作业中产生偏驶的可能原因：尾轮又变形、尾轮轴在叉内装配不到位等使尾轮偏斜：尾轮轴上的轴承损坏或严重磨损：犁刀装错或断裂、掉落。
当旋耕作业发生跑偏现象时，应针对具体情况对相关零件进行矫正、修复、重装或更换。
在问题解决前，应尽量不使用转向离合器纠偏，而是用推拉扶手架的方法纠偏。
3．播种作业手扶拖拉机进行播种作业时,多为2种配套情况：一是牵引式播种机．如ABQ一8型谷物播种机；二是同步传动的ZBG一6A型稻麦条播机。
播种作业中发生机组偏驶的主要原因是，在播幅方向上播种头(或开沟器)安装高度不一致或左右不对称，旋切犁刀配置和安装时发生错误或断裂脱落，牵引架碰撞变形歪偏等。
由于上述原因．播种作业时在播幅方向上承受阻力不等，产生扭转力矩，致使机组偏驶。
为此，在播种作业前应仔细检查播种机技术状态，按规定配置和安装旋切犁刀，播种头(或开沟器)应对称配置．保证安装高度一致且符合农艺要求。
4．收割作业手扶拖拉机主要配置4GL一130型收割机，机组跑偏的主要原因：收割机割幅方向割刀间隙调整不一．切割阻力发生差异：割刀一边高一边低，收割时割茬高度不一，作业阻力不等；割幅选择不当；地面不平。
应针对具体原因采取相应措施。
5．开沟作业一般手扶拖拉机配置的主要是1KSQ一35A型(前置式)或1KSH一35A型(后置式)小圆盘式开沟机，主要用来开挖田间排水沟。
开沟作业直线性差的主要原因：刀盘平面对称中心线与手扶拖拉机驱动轮轴中心平面偏差超过规定(1KSQ一35A允许偏差8mm，1KSH一35A允许偏差5 mm)：刀盘扭曲变形，机架变形歪斜．犁刀安装错误，犁刀断裂、脱落等。
应注意检查、矫正刀盘和机架。
正确安装旋切犁刀，认真调整好刀盘位置，发现犁刀断裂、脱落，应立即停机熄火．更换部件。
手扶拖拉机农田作业时很容易跑偏，这时不仅操作困难，而且会加速相关机件的磨损，严重影响作业质量。
因此应该引起重视，注意预防[17]。
1.4手扶拖拉机的结构图1如图1可见，手扶拖拉机一般有以下几部分组成:动力机（一般选柴油机）、带传动、离合器、变速机构、减速机构、车轮等组成[16]。
第二章总体方案的确定及传动系的传动比分配2.1设计要求进行小型耕耘机的设计，要求结构简单、轻便，操作容易，工作速度为2～9km/h，在田间工作时要求有三个前进档和一个倒档。
2.2方案选择动力输出轴1.动力传递路线：柴油机V带传动最终传动（减速器）驱动轮2.方案的选择：1)单轮驱动和双轮驱动的选择：(1)单轮驱动：采用单轮驱动可以省去转向机构和差速器，使整机结构简单，转向操作灵活；但需要的操作力大，工作不稳定[7]。
(2)双轮驱动：工作稳定，操作力小，但需要设计转向机构和差速器，设计复杂[7]。
2)初步确定的传动方案有两个如图2所示：方案1 方案2图2通过比较以上两个方案，可知各自的优缺点：(1)方案1：他的优点是所用到的齿轮、轴少，结构简单；减速器为二级减速，既可减小齿轮尺寸，又可使车轮逆时针转动。
但发动机的输出轴的转速经带轮一次减速(传动比i 1=2)后，转速n Ⅰ=1300r/min 仍然很大，一般动力输出轴的转速在500～1000r/min,故方案1不满足条件。
(2)方案2：为了解决方案1的不足，在动力输出轴之前再加一级减速，如方案2中1、2齿轮减速；同时考虑到拖拉机行进时，车轮逆时针转动，故采用三级减速。
虽然方案2经过多级减速，结构比较复杂；但每级减速的传动比减小，整体结构的尺寸相对小。
综上所述，确定的方案是方案2，且单轮驱动，为了减小拨叉的尺寸，双滑移齿轮都安装在Ⅰ轴上。
3. 动力机的选择初选柴油机型号：R175A 主要参数如下[3]类型：单缸、卧式水冷四行程汽缸直径：75mm活塞行程：80mm标定功率：1h 功率/12h 功率 4.4KW标定转速：2600r/min冷却方式：蒸发水冷润滑方式：综合式启动方式：手摇式外形尺寸（mm ）：589×341.5×463净质量：60（63）kg4.车轮的选择型号：4.00-8 截面尺寸：B=H=110mm 内径：d=203.2mm 外径：D=435mm5.V 带和带轮的选择选带型号：由[1]P.189 图11.16 选SPZ 窄V 带，双带传动 [3] .窄V 带有以下优点:1.当高度相同时，窄V 带宽度比普通V 带小约30%；2.窄V 带传递功率的能力大，允许速度和曲挠次数高；3.传动中心距小，适用于大功率且结构紧凑的传动选带轮：参考[12]P.78 带轮的基准直径D ≥（2.5～3）d 且D ≤300mm,采用腹板式带轮；轮毂长度l=K 1·d=2×18=36mm 其中d 为轴的直径，K 1为长度系数.6.箱体材料及壁厚的确定为了减少手扶拖拉机的重量，我们选择铝合金铸件[3]。
查[3]P.1001 表13.1-21尺寸系数：N=2L+B+H 3=2×0.27+0.185+0.6303=0.45式中：L—铸件的长度（L=270mm=0.27m） B—铸件的宽度(B=185mm=0.185m) H—铸件的高度（H=630mm=0.63m）得铝合金铸件的壁厚b=5mm第三章传动系设计3.1齿轮的设计d f1=m×[Z1−2×(h a∗+C∗)]=2.5×[20−2×(1+0.25)]=43.75mm 齿宽：b1=17mm 如图4图4②大齿轮2：分度圆直径：d2=m×Z2=2.5×26=65mm齿顶圆直径：d a2=m×(Z2+2×h a∗)=2.5×(26+2×1)=70mm齿顶根直径：d f2=m×[Z2−2×(h a∗+C∗)]=2.5×[26−2×(1+ 0.25)]=58.75mm齿宽：b2=15mm 如图5图53.1.2Ⅱ档齿轮4和8的设计1.输入功率：从发动机开始计算：图63.1.5齿轮15和16的校核按最大工作要求算1.输入功率：1)从发动机开始计算： P V=3.75KW.2) 从车轮附着力开始计算： P Vˊ=1.03KW可知PⅤ在1.03～3.75kW, 取PⅤ=1.2kW2.主动齿轮15转速：nⅤ=66.7r min⁄3.齿轮15的转矩：T15=9.55×106×PⅤnⅤ=9.55×106×1.2/66.7=1.718×105N·mm4.选齿轮材料及热处理方法：大小齿轮均选用20C r，调质后表面淬火处理，硬度为56-60HRC(参照[1]P.211表12.7)n=0.5m=0.5×1=1mmC=0.3b14=0.3×28=8.4mm取C=8mm 轮毂长L=28mm (见图7)图73.2轴的设计齿轮1的分度圆直径：d1=50mm齿轮1上的圆周力：F t1=2T1d1=3.07×104×250=1228N齿轮1上的径向力：F r1=F t2×tanα=1228×tan20º=446.96N 带轮的线速度V≤30m/s 故带轮的材料选为HT200. 带轮轮毂的长度L=K l d=2×18=36mm(K l为长度系数)安装时，单根带张紧力F0=134.5N (双带传动)假设紧边带的伸长量与松边带的缩短量相等，带是弹性体受力会伸长，则有如下关系式：F1-2F0=2F0-F2即F1+F2=4F0（a）有效拉力：F=F1−F2=1000P d/V (b) 得F=340N 式中:带传动的功率P d=3.4KW,带速V=10m/s,F1、F2分别为作用在带紧边和松边的拉力由（a）、（b）可得：F1=439N ,F2=99N作用在轴上的力:F r=2F0Z sin(α1/2)=2×134.5×2×sin(180º/2)=538N (此力的作用方向与垂直方向的夹角为60º)式中：α1=180º为张紧轮的包角， Z=2为V带根数各力的方向如图8所示：图82.对轴进行结构设计1）按扭转强度估算轴的直径：轴受转矩的作用，该轴的最小直径应满足： d ≥C √ P Ⅰn Ⅰ3=112×√2.8113003=14.5mm查[1]P.314 表16.2 选许用扭转剪切应力[τT ] =35N/mm 2 C 为与轴材料有关的系数，查[1]P.314 表16.2 得C=112,[τ]=35MPa选45钢经调质处理作轴，σb =600MPa, σs =355MPa (查[9]P.27表2-7)取d=18mm (与皮带轮连接处的直径) 轴肩高度a=0.05×d +3=3.9mm 2）选取各段直径：轴与齿轮1通过花键连接，根据[9]P.55表4-3选矩形花键的尺寸为:N ×d ×D ×B=6×28×3×7 (轻系列)轴与大带轮通过花键连接，根据[9]P.55表4-3选矩形花键的尺寸为:N ×d ×D ×B=6×18×22×5 (中系列)轴与轴承连接处的直径d=25mm, 根据[9]P.65表6-1 选深沟球轴承6005,基本尺寸为d=25mm,D=47mm,B=12mm图9 3) 选各段长度：如图9所示3.轴的受力简图把两滚动轴承简化为铰支，把作用在齿轮和大带轮上的力简化成集中力，受力简图见图10 a) 4.轴在垂直面的受力图及弯矩图 受力图见图10 b) 轴承反力：图103.2.2Ⅴ轴的设计：图11轴受转矩的作用,该轴的最小直径应满足 d ≥C √ P Ⅴn Ⅴ3=(106～102)×√2.3966.73=34.9～33.6mmC 为与轴材料有关的系数，查[1]P.314 表16.2 得C=106～102,[τ]=40～45MPa选40Cr 经调质处理作轴，σb =980MPa, σs =785MPa (查[9]P.27表2-7)取d=35mm (与深沟球轴承连接处的直径) 轴肩高度a ≈0.05×d +3=4.75mm2）选取各段直径：轴与齿轮通过双键连接，根据[9]P.53表4-1选普通圆头平键的尺寸为:b ×h =12×8轴与轴承连接处的直径d=35mm,根据[9]P.65表6-1 选深沟球轴承（2尺寸系列），轴承代号6207,基本尺寸为d=35mm,D=72mm,B=17mm 3) 选各段长度：如图12所示 3.轴的受力简图把两滚动轴承简化为铰支，把作用在齿轮上的力简化成集中力，受力简图见图13a) 4.轴在垂直面的受力图及弯矩图 受力图见图13b)图12轴承反力：M VB=F r15×89−F r14×41−F AZ×113=0得F AZ=2238N F BZ=-149N弯矩图见图13c)C、D点弯矩：M VC=F AZ×24=5.37×104N·mmM VD=F BZ×41=−6109N·mm5.轴水平面的受力图及弯矩图受力图见图13d)轴承反力：M HB=F t15×89+F t14×41−F AY×113=0得F AY=8929N F BY=F t14+F t15−F AY=4475N 弯矩图见图13e)C、D点弯矩：M HC=F AY×24=2.14×105N·mmM HD=F BY×41=1.83×105N·mm6.初步合成弯矩图合成弯矩图见图13f)C、D点弯矩：M Cˊ=√M VC2+M HC2=√(5.37×104)2+(2.14×105)2 =2.20×105N·mmM Dˊ=√M VD2+M HD2=√(−6109)2+(1.83×105)2 =1.83×105N·mm图14选40C r作轴，σb=980MPa, σs=785MPa (查[9]P.29 表2-9)取d=30mm (与车轮连接处的直径)2）选取各段直径轴肩高度a=0.05×d+3=4.75mm轴与齿轮通过花键配合，根据[9]P.55表4-3矩形花键的尺寸选为:N×d×D×B=8×46×50×9 (轻系列)轴与车轮通过双键成180º连接，且每个键为普通圆头平键, 尺寸为b×h=10×8,参照轮毂宽和查[1]P.126键长有一定限度l max≤(1.6～1.8)d, 取键长L=60mm,t=5.0mm,t1=3.3mm,r=0.25～0.40mm根据[9]P.65表6-1 选用角接触球轴承（0尺寸系列），轴承代号7009C,基本尺寸为:d=45mm,D=75mm,B=16mm, Y s=1, Y ls= 0.3, α=15º3) 选各段长度：如图15所示3.轴的受力简图把两滚动轴承简化为铰支，把作用在齿轮和车轮上的力简化成集中力，受力简图见图16a)4.轴在垂直面的受力图及弯矩图受力图见图16b)轴承反力：M VB=F N×87+F r16×22−F DZ×86=0得F DZ=1693.43N F BZ=F DZ+F N−F r16=1207.38N 弯矩图见图19c)。