植树挖坑机的设计

目录 1 引言 . 2 2 国内外研究现状 . 2 2.1 国内研究现状 . 2 2.2 国外研究现状 . 4 3 挖坑机的设计要求及其类型 . 6 3.1 挖坑机的设计要求 . 6 3.2 挖坑机的类型 . 6 4 挖坑机的选择 . 7 4.1 根据用途和作业条件选购 . 7 4.2 根据土质和所需洞穴大小选 购 . 7 5 植树挖坑机的设计 . 7 5.1 结构原理 . 7 5.2 动力选择 . 7 5.3 万向传动轴的设计 . 9 5.5 螺旋挖铲的设计 . 10 5.5.1 螺旋直径 . 10 5.5.2 功率计算 . 11 5.5.3 螺旋及螺旋方向的确定 . 12 5.5.4 螺旋叶片类型及尺寸的确定 . 12 5.5.5 螺旋轴的设计 . 13 5.5.6 挖头设计 . 16 5.5.7 滑块联轴器 . 17 5.6 减速器的设计 . 19 5.6.1 计算传动装置的运动和动力参数 . 20 5.6.2 传动零件的设计计算 . 21 5.6.3 减速器的结构设计 . 26 5.6.4 轴的计算 . 27 5.6.5 键连接的选择和计算 . 41 6 发展趋势 . 41 6.1 一机多能 . 41 6.2 人机和谐 . 42 6.3 应用范围 . 42 参考文献 . 45 2 植树挖坑机的设计 自动化学生： 指导教师：李慧 摘要：本文介绍了植树挖坑机的相关背景、国内外研究现状、挖坑机的设计要求及其类型、工作原理、技术性能。通过对原始数据的分析比较、方案的论证以及综合考虑，完成了植树挖坑机的总体设计。在此基础上对植树挖坑机从结构原理、动力选择 、万向传动轴设计、提升机构设计、螺旋挖掘铲的设计、减速器设计进行阐述。 关键词：植树挖坑机；螺旋挖掘铲；设计 1 引言 从国家林业局公布的第六 次全国森林资源调查结果来看，目前我国森林资源现状是：林业用地面活立木总蓄积量为 124.9亿 m3；森林蓄积量为 112.7亿 m3；除台湾省外，全国人工林面积为 46666.7万 m3；人工林蓄积为 10.1 亿 m3。从以上调查数字可以看出，全国森林覆盖率为 16.55%，仅相当于世界森林覆盖率 (27%)的 61.3%；我国人均森林面积和人均森林蓄积分别相当于世界人均水平的 1/5 和 1/8，远远低于世界平均水平。我国在“十二五”规划中，把生态环境建设摆到了突出的战略位置。我国三北及长江流域防护林体系建设工程、退耕还林工程、 积为 26329.5万 hm2；森林面积为 15894.1万 hm2；速生丰产用材林基地建设工程等六大林业重点工程的制定和实施，体现了党中央、国务院对我国生态环境建设的高度重视，受到社会各界广泛关注，农民群众普遍欢迎。近年来，人们越来越重视身边的生态环境，“植树造林，保护环境”已成为全民参与的一项大型义务活动。然而，人工造林效率低、速度慢且劳动强度大，而机械化造林则是大势所趋，不仅可以提高劳动效率、减轻劳动强度，还能保证造林质量、降低生产成本、提高经济效益 1。 2 国内外研究现状 2.1 国内研究现状 在国内， 悬挂式 挖坑机 的生产和应用较为广泛，内蒙古赤峰田丰农林机械厂、山东大丰机械有限公司、哈尔滨林业福马机电设备公司及宁夏自治区农业机械研究所等 10余家单位进行了研究、制造和销售。该类挖坑机通常具有较大的功率，机动性较强，能挖较大和较深的坑，大多应用于大面积植树造林，应用范围也比较广 2。 1) 内蒙赤峰田丰农林机械厂生产的 3WH-60 型悬挂式 挖坑机 （如图 1 所示），结构合理，使用方便灵活，易于操作，每小时可挖 80-150 个坑。其可与多种型号 36.8kW 以上拖拉机配合使用，用于大面积植树造林及工业挖坑。挖坑 直径 250600mm，深度 0-1200mm，适用于平原、丘陵及沙地作业。 3 2) 山东大丰机械厂生产的“大丰王”系列挖坑机 WKJ-60/70（如图 2 所示）可与18.4k-36.8kW 的 多种拖拉机配合使用，挖坑直径 400-800mm（可根据用户要求特别制作），深度 650-800mm，转速 248r/min，每小时可挖 60 个坑。 图 1 3WH-60 型县挂式 挖坑机 图 2 WKJ-60/70 挖坑机 3) 哈尔滨林业福马机电设备公司生产的悬挂式 挖坑机 （如图 3 所示）可与铁牛 40.4kW 或 18.4kW以上的具有动力输出和悬挂装置的拖拉机配套，挖坑直径为 250-600mm，挖坑深度为 0-800mm，挖坑效率为 120 坑 /h。 4) 手提式 挖坑机 在我国刚刚崭露头角，适用于家庭或地形复杂地区的小面积植树造林，也可用于打桩和树木追肥挖坑。如哈尔滨林业福马机电设备公司生产的 3WS-2.8 型手提式 挖坑机 （如图 4 所示），采用 051A-1型发动机，最大功率为 2.8kW，转速为 280-320r/min，挖坑尺寸（坑径深度）为 320mm 500mm，质量为 17.6kg。该机主要应用于地形复杂的山地、丘陵区和沟壑区 ，在坡度 35以下的荒山荒地、次生林地以及黄土高原的沟坡进行挖坑或整地。 图 3 悬挂式 挖坑机 4 图 4 3WS-2.8 型手提式 挖坑机 国内的一些林业高等院校和科研院所也对挖坑机进行了一些研究分析，关于挖坑机的论文大约有几十篇，涉及钻头升土理论及钻头临界转速的研究、钻头螺旋面强度的分析以及螺旋升角的选择问题，还得出了在不同条件下的挖坑机的动态力学参数，指出了钻头转矩的主要影响因素，对挖坑机的一些结构参数的确定起到了指导作用，为国内挖坑机的优化设计提供理了论支持。 2.2 国外研究现状 相比之下，国外的研 究状况要好一些。由日本生产的自走式高性能挖坑整地机采用柴油机作动力，行走脚与轮胎组合行走装置为全液压式，平时用轮胎行驶，坡地靠行走脚行走，适用于坡度高达 56的陡坡林地作业。作业时， 4 只脚可上下、左右移动，并能保证包括驾驶室在内的机器上半部始终呈水平状态。该机的液压臂端部可安装液压式割灌机或 挖坑机 ，每天可挖植树坑 300-400个，实现了一机多用。日本生产的 A-7 型手提式 挖坑机 （如图 5（ a）所示）质量仅为 7.0kg，采用 H35D 发动机； A 8D 型 挖坑机 （如图 5（ b）所示）可挖坑径范围为 20-200mm。 (a)A-7 型手提式 挖坑机 (b)A-80 挖坑机 图 5 日本生产的 挖坑机 英国生产的 05H8300 型悬挂式 挖坑机 （如图 6所示）和美国生产的悬挂式三钻头挖坑机5 （如图 7所示）钻头之间的距离是可调节的（既行距可调），适用于平原地区的大面积植树造林，工作效率很高 2。 图 6 英国产 05H8300 式 挖坑机 图 7 美国产悬挂式钻头 挖坑机 美国和加拿大生产的手提式 挖坑机 ，发动机与钻头采用分离式，通过液压传动驱动钻头工作。美国生产的 HYD-TB11H 型液压 挖坑机 （如图 9 所示）质量为 170kg，最大流量为22.7L/min，最大转速为 141r/min，钻头最大扭矩 349N m。美国生产的 MDL-5B 型 挖坑机 （如图 10 所示）发动机采用动力为 4.1kW 的 BS Intek Pro OHV。图 9 和图 10 所示的挖坑机在工作时发动机离操作者有较远的距离，大大减少了噪音对操作者的影响，充分考虑了人 -机工程学原理；有的手提式 挖坑机 安装了 1 个支点（即轮子），使 挖坑机 的携带比较方便，工作时还可以把挖坑机的反向转矩释放给轮体，减小操作者手上的反向力矩，增加其安全性，并减轻了操作者的疲劳程度。 图 9 美国产 HYD-TB11H 型液压 挖坑机 6 图 10 美国产 MDL-5B 型 挖坑机 3 挖坑机 的设计要求及其类型 3.1 挖坑机 的设计要求 1) 挖坑机 所挖出的坑径与坑深应满足栽植树木的要求。 2) 挖出的坑径要有较好的垂直度，坑壁应整齐，但不宜太光滑，否则不利于根系的生长。 3) 在贫瘠的土地上挖树坑时， 要求出土率在 90%以上，以便在坑内添加肥料和表土回填，改善树木的生长条件；在肥土层较厚的土地上挖植树坑时，可以有 25%40%的松土留在坑内。挖坑时，抛出土应在坑的周围，抛土半径不应太大，以便回填方便。 4) 根据造林技术要求，有时挖坑与造林不是相继进行的。此时，挖坑土壤可不出坑，只要求钻头破碎草皮、切断灌根、排出石块、疏松土壤，以便蓄水保墒与熟化土壤，这种挖坑又叫穴状整地。 3.2 挖坑机 的类型 挖坑机 的种类很多。如果按与配套动力的挂接方式对其进行分类，可分为悬挂式 挖坑机 ；手提式 挖坑机 、牵引式 挖坑机 和自走式 挖坑机 3。按 挖坑机 上配置的钻头数量可分为单钻头、双钻头和多钻头掘坑机。 挖坑机 的钻头根据形状可分为螺旋式钻头螺旋带型钻头、叶片型钻头和螺旋齿式钻头等。对于悬挂式 挖坑机 ，机器悬挂在拖拉机上主要用于地形平 缓或拖拉机可以通行的地方，钻头的升降由拖拉机手通过拖拉机液压系统操纵，挖坑直径和深度都比较大，也可以多钻头同时作业。对于手提式 挖坑机 ，机器与汽油发动机装配成整体，由单人或双人手提操作，质量较轻，适用于拖拉机不能通过的地形复杂的山地、丘陵和沟壑地区，挖坑直径和深度都比较小，也可用于果树的追肥及埋设桩柱。牵引式 挖坑机 的机器装在小车上，由拖拉机牵引，挂接方便，不受拖拉机结构限制，但结构复杂，机动性差。自走式 挖坑机 设计成整体自走式， 挖坑机 本身自带动力，通过性较好，技术含量和自动化程度较高，价格昂贵。后两种 挖坑机 由于 局限性较大，在我国应用较少。单钻头 挖坑机 在我国应用比较普遍，多钻头 挖坑机 则比较少见。 挖坑机 的钻头形状多为螺旋式或螺旋带型。 7 4 挖坑机 的选择 4.1 根据用途和作业条件选购 如果用于山上、坡地种植小树苗，可以选用小型挖穴机，它的配套动力在 4 千瓦以下，开挖直径约 30厘米，深度 30-40 厘米。目前国产小型挖坑机有以下机型可供选择 3:中国农机研究院耕作所研制的与 2.2-3.7 千瓦手扶拖拉机配套的挖坑机，挖坑直径 20-30 厘米，深度 20-40 厘米，生产效率 100-150 个 /小时。中国第一拖拉机股份公司生产的东 方红-IW20/30 挖穴机，汽油发动机功率 3.7 千瓦，机重 23.5千克，使用时由 2个人握住挖穴机的手柄即可操作。山东招远市日强农机有限公司生产的 DT-ZB4 型植树挖坑机，它采用二冲程 3.7 千瓦汽油机作动力，挖坑直径 36厘米，挖坑深度 60-120 厘米，机重 23 千克，每1.2 分钟可挖坑 1个。如果用于小块地或城乡结合部植树，可以选用与小四轮拖拉机配套的中型挖坑机，其开挖直径约 30-50厘米，坑深 40-50 厘米，例如南昌旋耕机厂生产的 IW-60型 挖坑机 如果用于工程施工，则应选用大型挖坑机，它与 40.4 千瓦 (55 马 力 )以上轮式或履带式拖拉机配套，挖坑直径 5060 厘米，坑深 70-100 厘米，例如，云南省热带作物机械厂生产的挖坑机，它由东方红 75 型履带式拖拉机驱动，可以开挖底径 60-80 厘米、深 70 厘米的穴坑，生产率为 90 个 /小时， 机重 485 千克。 4.2 根据土质和所需洞穴大小选购 如果所需洞穴直径在 30 厘米、深度在 40厘米以下，又是沙壤土，功率消耗较少，可以选用小型挖坑机 ； 如果所需洞穴直径为 40一 60 厘米、深 60 一 70 厘米，宜选用中型 挖坑机 ；如果所需洞穴直径在 70 厘米、深在 80 厘米以上，又是粘重土壤或者有岩石，则应 选用大型挖坑机。 5 植树挖坑机 的设计 5.1 结构原理 挖坑机 是由拖拉机输出动力 (皮带轮或动力输出轴 )，经皮带轮或齿轮变向变速来转动挖头，同时在液压提升机构控制下上下运动，以此实现挖头切土和抛土，从而形成土坑。据资料显示，挖坑机基本情况如下：配套动力 22 40kW，坑径 300 1000mm，坑深 300 1000mm，挖头结构为螺旋叶片式，有单头或多头之分，导程也各不相同，也有变导程的。提升机构绝大多数采用三点悬挂式。总体而言，其结构和工作原理基本相同。 5.2 动力选择 原始数据： 1)深度（ mm） :500-1000 2)挖坑直径（ mm） 8 3)钻头长度 :400 4)钻头转数（ r/min） :300 5)运输间隙（ mm):450 6)工效（坑 /h） ： 60 7)钻头直径（ mm） :300 挖坑的动力消耗与坑径、坑深、土壤硬度和下降速度有关。通过试验，坑径D600mm，坑深 H800mm，配套动力应在 2040kW之间。动力小则效率低，动力过。坑径 D=800mm、坑深 H=1000mm时，主机工作平稳，生产效率可达 240坑 /h，每坑净挖坑时间只需几秒，该机各种性能为国内最佳。 已知数 据 1)输送高度 H=0.8m； 2)土壤松散密度 r=2t/m3（所查土壤的实体密度 实 =2.62.8t/m3） 3)转速 n0=300r/m(此是所要求的钻头转速 ) 4)物料填充系数 =0.6（经验数据垂直螺旋挖掘铲的填充系数 0.5，由 2中知港口使用的垂直螺旋卸船机 =0.70.8，故估算 =0.6） 垂直螺旋挖掘铲的轴功率计算公式 yQHP 3470 其中， )s i n ()s i n ()co s (s i n000 r rt g r Q 螺旋能力 Q=542.6t/h 螺旋挖掘效率 0r 绝对速度与水平线间夹角 螺旋叶片螺旋角，推荐 015 土壤与螺旋表面之间的摩擦角（ 0 ） 则可相应地土壤与外壳间摩擦系数 35.01 f ，由 3中 1ftg ，知摩擦角 03.1935.0 arctg ，由此查中表 15-24。可得 17.0 ， 00 21r 由 3式 ， kwkw 96.617.0367 8.06.5420 9 选择的动力是柴油机 ， kwP 75.21%18%40 96.621 0 柴油机的效率是 %401 ，传动过程中的效率 %802 。 5.3 万向传动轴的设计 万向传动轴一般是由万向节、传动轴和中间支承组成。主要用于在工作过程中相对位置不断改变的两根轴间传递转矩和旋转运动。 万向传动轴设计应满足如下基本要求： 1. 保证所连接的两根轴相对位置在预计范围内变动时，能可靠地传递动力。 2. 保证所连接两轴尽可能等速运转。 3. 由于万向节夹角而产生的附加载荷、振动和噪声应在允许范围内。 4. 传动效率高，使用寿命长，结构简单，制造方便，维修容易等。 变速器或分动器输出轴与驱动桥输入轴之间普遍采用十字轴万向传动轴。在转向驱动桥中，多采用等速万向传动轴。当后驱动桥为独立的弹性，采用万向传动轴。 十字轴万向节结构简单，强度高，耐久性好，传动效率高，生产成本低。但所连接的两轴夹角不宜过大，当夹角由 4增至 16时，十字轴万向节滚针轴承寿命约下降至原来的1/4。长度为 760mm，直径 56mm，壁厚为 6mm。 如下图所示： 图 11、 万向传动轴示意图5.4 提升机构设计 国内外挖坑机提升机构基本上采用三点式悬挂的平面四杆机构，其特点是结构简单。但四杆机构的特性决定挖头只能呈弧摆性运动，其中心线位置不断变化，使挖头产生不断变化的侧压力，导致拖拉机的摇晃和振动，阻力增大，工作稳定性差， 3WG-400型植树挖坑设计采用了垂直线提升机构。该机构使挖头在上下提升过程中，其轴线始终保持在一条固定的垂直线上。图 12三点式悬挂机构和垂直线提升机构的结构示意图。 10 图 12.垂直线提升机构示意图 5.5 螺旋挖 掘 铲的设计 已知数据 1)输送高度 H=0.8m； 2)土壤松散密度 r=2t/m3（所查土壤的实体密度 实 =2.62.8t/m3） 3)转速 n0=300r/m(此是所要求的钻头转速 ) 4)物料填充系数 =0.6（经验数据垂直螺旋 挖坑机 的填充系数 0.5，由 2中知港口使用的垂直螺旋卸船机 =0.70.8，故估算 =0.6） 5.5.1 螺旋直径 根据 1螺旋能力公式 Q= vs*r (1) -填充系数 v-物料 的平均提升速度， m/s s-螺旋螺旋断面积， m2 r-物料的松散密度 当物料在垂直螺旋部分每转上升距离为 1/2 螺距，则输送能力的计算公式为 %8075.21%18%40 96.62210 kwP nyDQ 313.14 33 /2m in300)4.0(13.14 mtYm ht /6.542 11 7 所需螺旋 挖坑机 的螺旋直径 D，取决于其所挖土壤的粘性。对没有强烈粘性的物料，可按下面公式 11计算： D K5.2 cQ （ 3） 式中： Q - 挖掘量 542.6(t/h)； D - 螺旋直径（ m） ； -物料的堆积密度 2(t/m)； C - 螺旋输送机倾角系数 1.0； - 物料在输送槽体中的填充系数为 0.6 K - 物料的综合特性系数； 根据连续 挖坑机 械设 计手册查表， A =40， K=0.0537 将 K值代入 (3)式得 D K5.2 cQ=619.6mm。 要求取值一定大于上式所求之值，圆整的 D=620 。 同时螺距 s=D=620mm 如果挖掘的粘性较大，则应该用料块的许用粒度来校验所求得的螺旋叶片直径。 对于未分选物料 D（ 8-10） d (mm) （ 4） 对于分选物料 D（ 4-6） dk (mm) （ 5） 两式中 : d - 物料的平均块度 dk- 物料的最大块度 从以上三个公式 (3)(4)(5)求得的两个螺旋叶片直径中选取较大者，并将其圆整为与其相近规格的标准螺旋直径作为该输送机的螺旋叶片直径 。 5.5.2 功率计算 垂直螺旋挖掘铲的轴功率计算公式 yQHP 3470 其中， )s i n ()s i n ()co s (s i n000 r rt g r Q 螺旋能力 Q=542.6t/h 12 螺旋挖掘效率 0r 绝对速度与水平线间夹角 螺旋叶片螺旋角，推 荐 015 土壤与螺旋表面之间的摩擦角（ 0 ） 则可相应地土壤与外壳间摩擦系数 35.01 f ，由 3中 1ftg ，知摩擦角 03.1935.0 arctg ，由此查中表 15-24。可得 17.0 ， 00 21r 由 3式 ， kwkw 96.617.0367 8.06.5420 5.5.3 螺旋及螺旋方向的确定 螺旋可以是右旋或左旋的，单线、双线或三线的，一般情况下是单线的，在本次设计采用单线。 螺旋挖掘铲中土壤的方向决定于螺旋叶片的左右旋向与其转动方向。确定物料输送方向方法较多，这里主要有两种：一种是左，右手辨别法：首先判定螺旋叶片盘旋方向是左旋还是右旋，右旋用左手，四指所握方向是轴旋转方向，则大拇指所指方向为土壤输送 方向：若是左手使用右手，四指所握方向是轴旋方向，则大拇指所指方向为土壤输送方向。另以方法是认定轴的一头对着自己，若轴旋方向同于叶片在轴上盘绕的方向，则土壤朝着自己方向运动；若轴转动方向异于叶片子轴上盘旋方向，则土壤朝着自己反方向运动。 5.5.4 螺旋叶片类型及尺寸的确定 螺旋挖掘铲的叶片有实体型、带式、叶片型及齿形四种。据实际情况宜采用带氏螺旋，这也是常用的形式。按设计的直径、螺旋和厚度通过带钢材连续冷轧而制成整体螺旋叶片，安装在给定尺寸管轴上组成螺旋体；（ 2）分段式螺旋叶片是将叶片制成等螺距的单片，然后 将每个单片彼此对焊在一起构成螺旋体。制成的螺旋体在转动过程中应具有一定的刚度，与机壳保持一定的间距。由于分段式螺旋叶片不需要大型专用设备，可以按需要制成需要制成异形的、大直径的、加厚的、要求淬火的及特殊材质的叶片。分段式实体型螺旋叶片通常是将薄钢板经下料后用模具冷压或热压制成。所以本次设计中采用分段式螺旋叶片。其下料尺寸如下图 12所示： 13 图 13、 螺旋挖掘铲 则 L= 22)( SD = 22 620)62014.3( =2043 mm L1= 22)( Sd = 22 620)16014.3( =798 mm d 螺旋轴直径（由后面计算得为 160mm） D 螺旋叶片直径 (取 620mm) S 螺距 (取 620mm) L 螺旋叶片料坯外孔弧长度 L1 螺旋叶片料坯内孔弧长度 R/r=L/L1 即 r=L/L1.R b=R-r R=r+b 则 r=L1+b/L-1 所需螺旋个数 X=L /S=6200/620=10(这里的 L是根据滚筒的长度来算的 ) 根据具体设计用 5mm钢板来切割出圆环。可根据公式求出圆心角 a， a=(2 R-L)/2 Rx360 =5.8 5.5.5 螺旋轴的设计 1）选材及热处理 一般情况下选 45 号钢，调质或正火 ； 也可用 35、 40、 50号钢，不重要或受力较小的轴可选用 Q235、 Q275。高速重载下，可选合金钢，可对轴颈表面淬火 。（低碳钢的可渗碳 -淬火）但对应力集中敏感，应在结构设计中充分注意。球墨铸铁吸振性好，对应力集中不敏感、耐磨。具体材料与机构性能详见表 7，选择 45 号钢 11，调质处理，该轴硬度为 170HB-217HB，弯曲应力 b =590 Map ， s =295 Map ， 1 =255 Map ， 1 =140 MPa ， 1 =55 MPa 轴的结构设计 由于本螺旋挖掘铲的挖坑深度是 500mm，了提高轴的刚度和抗弯强度，因此空心轴根据14 实际生产经验，查表初步选择 160*40 的钢管，即外径为 160 毫米，壁厚为 40 毫米。 2）轴的校核 虽然土壤在轴四周被均匀输送，螺旋轴在旋转时，由于自身的重力和焊在其上面的螺旋叶片的重力，此轴不仅受扭矩还受弯矩，所以在此需要校核其扭矩及弯矩的强度和刚度。 由于所选的螺旋叶片螺距 S=620 ，挖掘深度为 500m，该螺旋叶片的导程 P=620mm，据L=nS 可知有 10个螺距。 3）估算轴的直径 轴的直径计算式 19： 空心轴 d)1( 430 nPA = 43 5.01300 96.6126 =90.5300mm 式中 : d 轴的直径； P 轴传递的额定功率 (Kw)； n 轴的转速 (r/min)； 0A 按 而定的系数 126 103，见机械设计手册； 空心轴的内径与外径之比，取 =0.5； 根据轴的扭转强度条件公式32.09550000dnPWTT 式中 : -扭转切应力，单位为（ MPa）； T-轴所受的扭矩，单位为（ N.m）； TW -轴的抗扭截面系数（ 3mm ）； -轴的许用转应力 25 45( aMP )见机械设计手册； 21 6 02.03 0 096.69 5 5 0 0 0 0 TWT =43。 27MPa 所以轴径 160mm 符合设计需要。 表 4 轴的材料参数表 轴的材料 Q235-A20 Q275 35 45 40Cr 等高强度钢 2mmN 15-25 20-35 25-45 35-55 A 149-126 135-112 126-103 112-97 15 注： 表中所给出的 值是考虑了弯曲影响而降低了的许用扭转剪应力。 在下列情况下 取较大值， A 取较小值；弯矩较小或只受扭矩作用，载荷较平稳，无轴向载荷或只有较小的轴向载荷，减速器的低速轴，轴单向旋转。 反之， 取较小值，A 取较大值。 在计 算减速器 中间轴的危险截面处（安装小齿轮处）的直径时，若轴的材料为 45 号钢，可取 A=130-165。螺旋轴直径为 160 ，壁厚为 40mm， 空心轴。 轴的疲劳强度校核 由扭矩 T形成的扭转剪应力为 =T/WT WT抗扭截面系数 (WT= 3D (1- 4 )/16)， =d/D 根据已知 P、 n 可得出： M=9549 nP95499023.0=24.403 N.m 对于直径为 d 的圆轴弯曲应力为 =M/W，扭转切应力 =T/WT=T/2W 将 和 代入式 【 3】 中则轴的弯扭强度条件为： e = W1 22 )( TM 1 （ 18） 其中 T=np9550 通常由弯矩所产生的弯曲应力 是对称循环变应力，而由扭矩所产生的扭转切应力 则不是对称循环变应力。为了考虑两者循环特性不同的影响，引入折合系数 ，则计算应力为22 )( aMca 式 中的弯曲应力为对称循环变应力，当 为静应力时取 3.0 ，当 为脉动循环变应力时 6.0 ，若 为对称循环变应力时取 1 ； 在本文中 ， 取 =0.3； 根据设计计算的需要求出已知量，方便后序计算： 空心 ： 抗弯截面系数 343 4 8 0 0 0)1(1.0 mmdW 抗扭截面系数 343 9 6 0 0 0)1(2.0 mmdW T 极惯性系数 4744 1003.6)1(32 mmDI P 式中： TW -抗扭截面系数； W -抗弯截面系数； PI -轴截面的极惯性矩； -空心轴内径与外径之比； 16 根据上面公式求得： T= 221.56N.m W =48000 3 所以 e = W1 22 )( TM = M P a48.156.2213.0403.2448000 1 22 ）（ 1 （ 19） 由于螺旋轴叶片均匀分布在螺旋轴上，因此它们的自 重为均布载荷，螺旋轴可简化为均布载荷作用下的简支梁，如图 11 所示 图 11 螺旋轴的受力分布图 则螺 旋轴的弯矩 【 6】 为 maxM= 82ql （ 20） 将已知数值代入（ 19）式得出 e = 50MPa 查表 【 3】 可知轴材料为 45 钢的 b =590 MPa 的 1 =55 MPa 由于 5055 即 e 1满足弯曲扭转强度要求。 5.5.6 挖头设计 挖头挖坑时，切土、螺旋提升和抛土过程虽然简单，但其力学摸型及计算十分复杂，而且结果定量的指导性很差。当挖头为螺旋式、叶片内径 (即中心管 )D=80ram、叶片外径 800mm、坑深 1000mm时，宜采用单头式，左旋，导程为 600lnm，外径切土入土角 d外 =12.5，内径切土入土角 d内 =64，平均入土角 d均 =38.25，抛土半径 1200 1500mm，此时十分有利于原土回填。试验表明，能够完全满足工作要求。试验也证明采用单头比双头易于入土，尤其在坚硬土壤情况下更能显出其优越性 ， 本次挖头设计如下所示： 17 图 12 挖头设计简图 5.5.7滑块联轴器 常用联轴器的结构及特点 1) 刚性联轴器 刚性联轴器的结构简单，价格也最为便宜，故应用很广。但由于它所联接的 两轴间的相对位移偏差没有补偿能力，所以被联接的两部件在安装时调整困难。由于相对位移偏差是不可避免的，因而被联接的两轴上会产生或大或小的安装弯距，影响机器的运转质量及轴、轴承等工件的工作寿命。因此这类联轴器只用于转速低，无冲击且两部件的基板（或基础）固联的场合。常用的刚性联轴器有套筒式、凸缘式、夹壳式等。 2）挠性联轴器 这类联轴器可以补偿径向，轴向和角度位移的安装偏差。因为承载元件都由刚性材料制造，并无缓冲减振能力，由于补偿相对位置偏差，因而联轴器中不可避免地要有相对滑动的接触面，因此应对联轴器进行润滑，以 降低摩擦和磨损，提高联轴器的传动效率。 3）滑块联轴器 滑块联轴器又叫挠性爪型联轴器是十字滑块联轴器的另一种形式。滑块联轴器主要是由两个半联轴器和中间方形滑块组成，半联轴器端面加宽凹槽，方形滑块嵌在两个半联轴器的槽内，半联轴器分别用键与两轴联接并传递转矩，滑块在凹槽内滑动，以补偿被联接两轴线的相对径向位移，也可补偿一定的相对角位移。 4）十字滑块联轴器 十字滑块联轴器与滑块联轴器结构相似，它的结构简单，转动惯量较大，需润滑，具有一定补偿两轴相对偏移性能。用于转速不高和无冲击载荷的传动。本设计中螺旋轴既承受轴向载荷，又承受径向载荷，因此连接螺旋轴与减速器的联轴器选择十字滑块联轴器。 滑块联轴器是利用中间滑块在其两侧半联轴器端面的相应径向槽内滑动，以实现两半联轴器的联接并补偿两轴的相对位移。由于滑块惯性离心力的影响使该联轴器不宜用于高速，滑块联轴器因滑块与半联轴器相对滑动，引起摩擦，传动效率较低。根据径向位移大小传动18 效率一般在 0.93 0.97 左右，滑块材料为 45钢，半联轴器材料为 45 钢或 ZG310-570 套筒材料 Q235。 一般联轴器是根据载荷情况、计算转矩、轴直径和工作转速来选择。计算转矩由下式 【 10】求出： nWc TnPKTKT 9 5 5 0 式中： T 理论转矩 N.m； nT 公称转矩 N.m； cT 计算转矩 N.m； wP 驱动功率 Kw； n 工作转速 r/min； K 工作情况系数，见表 610。 载荷类别 工 作 状 况 设 备 名 称 举 例 工作情况系数 均匀载荷 离心式鼓风机和压缩机、发电机、均匀加载运输机、废水处理设备、搅拌设备等 1.0 1.5 中等冲击载荷 洗衣机、木材加工机械、工具机、混凝土搅拌机、旋转式粉碎机、起重机和卷扬机等 1.5 2.5 重冲击载荷 破碎机、往复式给料机、摆动运输机、可逆输送辊道等 2.5 查表 6取 K=1.3 代入上式得出 Tc=31.7N.m Tn=63N.m。 主要是验算滑块与半联轴器根据实心轴计算 出的直径可以选择滑块联轴器（金属环形滑块） WH3（摘自 JB/ZQ4383-1997），公称转矩 Tn=63N.m，滑块厚度 B2=24mm， h=10mm。滑块联轴器的强度端面凹槽工作表面的单位压力。一般认为压强沿径向量三角形分布规律，对圆环形滑块联轴器可按式验算工作面外端的最大压力如下式 【 5】 ； )(2( 12 pdDdDh TPaaC 式中： Tc-联轴器的计算转矩 N.m； h-滑块凸榫的工作高度或滑块厚度 mm； D1-联轴器的外径 mm； da-联轴器内径 mm； 19 b-方形滑块的边长 mm； P -半联轴器端面与滑块接触的许用压力，对于未淬火钢与铸铁表面， P =1015MPa；对于淬火钢且润滑良好时， P =15 30MPa；对于夹布胶木， P =8 10MPa；对于尼龙表面 P =8 11MPa。已知上述条件得出： M P aPM P aP 301515.24)2540)(25402(10 7.3112 所以选用圆环形滑块联轴器符合工作端面的压力要求。 结合本设计，半联轴器和滑块的材料一般为 45 钢或铸铁，为提高耐磨性， 对滑块工作面应经高频淬火处理。取 =15-30MPa。将 Tc=31.7 N.m， d3 =22mm， h =10mm 代入式（ 26）式求出 =24.15 MPa。即 ，故满足要求。 5.6 减速器的设计 设计的 植树挖坑机 的传动系统中，减速器选用的 单级主减速器结构，它采用一对准双曲面锥齿轮传动。主动锥齿轮与输入轴制成一体，用圆锥滚子轴承和支承。这两个轴承安装在主减速器壳的轴承孔内，并被台阶轴向定位，用来承受在主减速器工作时，对主动锥齿轮产生的轴向和径向力。因为主动锥齿轮处于圆锥滚子轴承和支承点的外面，所以 让两轴承的小端相对，这能够增大有效支承点的距离，并使轴承有效支承点距锥齿轮更近，有利于增加主动锥齿轮的支承刚度。输入轴前端的固定螺母把垫圈、叉形凸缘、轴承内圈、预紧调整垫片、隔离套管轴承内圈和齿轮前后位置调整垫片等固定在齿轮的前端面上。 从动锥齿轮被螺栓固定在差速器壳上，差速器壳又被两个圆锥滚子轴承支承在主减速器壳内。因为从动锥齿轮处于两个圆锥滚子轴承之间，所以让两轴承的大端相对，这能够适当减小两轴承有效支承点的距离，对增加从动锥齿轮的支承刚度是有利的。 主减速器传动比可用下式进行计算： i从动锥齿轮齿数 N2主动锥齿轮齿数 N1 为了减少主减速器内齿轮的冲击噪声，并使轮齿沿其长度方向的磨损比较均匀，需要保证主动和从动齿轮之间正确位置关系，为此在主减速器内设有啮合调整装置，还要使这些齿轮有足够的支承刚度，以保持在传动过程中不至于发生较大变形而影响正常啮合。 在安装调整中，应注意以下： 1)圆锥滚子轴承的预紧：在消除轴承间隙后，再对轴承加一定的轴向压紧力。压紧力过小，则不能满足轴的支承刚度需要；压紧力过大，则会导至传动效率降低，并且加速轴承磨损。 主减速器未装油封时，按规定力矩拧紧主动锥齿轮前端螺母后，应调整到 能以 M1 0.81.3N m 左右的力矩使主动锥齿轮单独转动。为了调节此力矩的大小，在主动轴两轴承内圈之间的隔离套管的一端装有预紧调整垫片。如过紧则增加垫片的厚度；过松则减少垫片的厚度。 20 调整垫片的厚度，可以调整支承差速器壳的圆锥滚子轴承的预紧程度，主、被动锥齿轮组装后，应能以 M2 M1 0.2 0.4N m的力矩转动主动锥齿轮。 2) 齿面接触情况调整：先在主动锥齿轮轮齿上涂以红色颜料（红丹粉与机油的混合物），然后使主动锥齿轮往复转动，于是从动锥齿轮轮齿的两工作面上便出现红色印迹。通过调整主动锥齿轮的前后 位置和从动锥齿轮的左右位置，可以调节齿面接触情况。应使动齿轮轮齿正转和逆转工作面上的印迹均位于齿高的中间，并偏于小端，占齿面宽度的 60以上。 为了对主减速器内的齿轮和轴承进行润滑，在主减速器壳内要加一定量的齿轮油。当从动锥齿轮转动时，把齿轮油甩溅到各齿轮和轴承上。为保证主动齿轮前端的圆锥滚子轴承得到可靠润滑，在主减速器壳体中铸出了进油道和回油道。被甩溅到主减速器壳内壁的一部分齿轮油从进油道进入两圆锥轴承小端之间，在离心力作用下，齿轮油自轴承小端流向大端。流出圆锥滚子轴承大端的齿轮油经回油道流回主减速器内。 在主减速器壳后面设有加油口，应按加油口的高度加注齿轮油。在主减速器壳体上装有通气塞，防止壳内气压过高而使齿轮油渗漏。在更换齿轮油时，可通过设在主减速器壳下面的放油口将齿轮油放出。 应注意的是，准双曲面齿轮在工作时，齿面间有较大的相对滑动，且齿面间压力很大，齿面油膜易被破坏。为减少摩擦，提高效率，必须采用含防刮伤添加剂的双曲面齿轮油，绝不允许用普通齿轮油代替，否则将使齿面迅速擦伤和磨损，大大降低使用寿命。 锥齿轮是圆锥齿轮的简称，它用来实现两相交轴之间的传动 ， 两轴交角称为轴角，其值可根据传动需要确定，一般多采 用 90。锥齿轮的轮齿排列在截圆锥体上，轮齿由齿轮的大端到小端逐渐收缩变小。由于这一特点，对应于圆柱齿轮中的各有关 圆柱 在锥齿轮中就变成了 圆锥 ，如分度锥、节锥、基锥、齿顶锥等。锥齿轮的轮齿有直齿、斜齿和曲线齿等形式。直齿和斜齿锥齿轮设计、制造及安装均较简单，但噪声较大，用于低速传动（ 5m/s）；曲线齿锥齿轮具有传动平稳、噪声小及承载能力大等特点，用于高速重载的场合。 5.6.1 计算传动装置的运动和动力参数 传动效率分别为： 联轴器效率 0.9951 滚动轴承的效率 0 .9 88642 圆锥齿轮传动效率 0.963 （ 1） 各轴转速 轴 m in9 6 01 rnn mI 轴 m in/73.3050rinn III 轴 m in/3 0 01 rnn IIIII 21 (2)各轴输入功率 轴 kwPPdI 85.421 轴 kwppIII 56.443 轴 kwppIIIII 43.465 (3)各轴输入转矩 万向轴输出转矩 mNnPTmdd 74.499 5 5 0 所以各轴输出转矩为： 轴 mNTTdI 26.4821 轴 mNiTTIII 21.136430 轴 mNTTIIIII 15.1 3 265 5.6.2传动零件的设计计算 （ 1） 选择圆锥齿轮传动的设计计算 1） 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 a 挖掘机 为一般工作机器，速度不高，故选用 8 级精度 ， 齿形角 20 ，齿顶高系数* 1ah ，顶隙系数 * 0.2c 。 b材料选择，小齿轮材料为 40Cr（调质），硬度为 280HBS，大齿轮材料为 45刚（调质），硬度为 240HBS，二者材料硬度相差 40HBS。 2)按齿面接触疲劳强度设计 公式： 22131 )5.01(7.4 HPHERRZZuKTd 3） 确定公式内的各计算值 a查得材料弹性影响系数 121 8 9 .8EZ M P a ，节点区域系数 5.2HZ 。 b按齿面的硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限li m 1 600H M P a ，大齿轮的接触疲劳极限li m 2 550H M P a 。 c计算应力循环次数 小齿轮： 91 1084.12 5 016819 6 06060 hn jLN 22 大齿轮： 8912 1028.631084.1 uNN d查表得到： 2.1min HS， 6.1min FS. e 查得接触批量寿命 系数 93.01 NZ 97.02 NZ f计算接触疲劳许用应力 MPaSZHHNHP 4 6 52.1 6 0 093.0m i n1l i m11 M P aSZHHNHP 6.4442.1 55097.0m i n2l i m22 g可以选取 25.1AK ， 2.1VK， 2.1K， 1K； 所以 8.112.12.125.1 KKKKK VA H mmNnPT 4.4 8 2 4 71055.91161 I 3.0R j 3iu (2)计算 a试算小齿轮的分度圆直径，带入 许用应力 中的较小值 MPaHP 6.4442 得 ： 22131 )5.01(7.4 HPHERRtZZuKTd=89.42mm b计算圆周速度 v smndv 492.4100060 96036.103100060 11 c齿数，由公式得大齿轮齿数 6 25 22 dicz mmidd 26.2 6 836.1 0 3312 ， c=18 所以 6 25 22 dicz =70.94 23 取 712 z，则 67.23371321 zz， 取 241 z。则齿数比 96.2247112 zzu， 与设计要求传动比的误差为 1.33%，可用。 d模数 大端模数 mmzdm t 73.32442.8911 取标准模数 m=4mm。 e大端分度圆直径 mmmzd 9624411 mmmzd 28471422 小齿轮大端分度圆直径大于强度计算要求的 89.43mm。 f节锥顶距 不能圆整）(969.14996.2122441222121 mmzzmzR j节圆锥角（未变位时，与分度圆锥角相等） 96.2 111 ar ctguar ctg18.664968 =18 39 54 12 90 71.335032 =71 20 6 h大端齿顶圆直径 小齿轮 mmmdda 61.1 0 1c o s2 111 大齿轮 mmmdda 89.2 8 5c o s2 222 i齿宽 mmRb R 99.44969.1493.0 取 mmbb 4521 j进行强度校核计算 udKTZZRRHEH 3121)5.01(7.4402.37MPa444.6MPa 所以强度符合。 (3)按齿根弯曲疲劳强度设计公式： 24 2212131)5.01(7.4uzYYKTmFPRRsaFa 1)确定公 式内的各计算值 a 查得小齿轮的 弯曲疲劳强 度极限1 500FE M P a ，大齿轮的弯曲 疲劳强度2 380FE M P a 。 b查得弯曲疲劳寿命系数 9.0,86.0 21 NN YY c计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳系数 S=1.6 则 M P aSY FENFp 75.2686.1 50086.0111 M P aSY FENFp 75.2136.1 3809.0222 d查取齿形系数 65.21 FaY， 23.22 FaY e应力校正系数 58.11 saY， 76.12 saY f计算大小齿轮的FPsaFaYY，并加以比较： 0 1 5 5 8.075.2 6 858.165.2111 FPsaFa YY 0 1 8 3 6.05.4 2 776.123.2222 FPsaFa YY 大齿轮大所以取 0.01836 2)带入以上数据可以求得 2212131)5.01(7.4uzYYKTmFPRRsaFa =2.65 3)进行强度校核计算带入公式 saFaRRF YYumzKT1)5.01(4232121206.74MPa213.75MPa 所以符合。 25 (4） 数据整理 名称 符号 公式 直齿圆锥 小齿轮 直齿圆锥大 齿轮 齿数 z z 24 71 模数 m m 4 传动比 i i 2.96 分度圆锥度 iarctg 11 ，12 -90 。 543918 62071 分度圆直径 d mzd 96 284 齿顶高 ah mhh aa * 4 4 齿根高 fh mchh af )( * 4.8 4.8 齿全高 h fa hhh 8.8 8.8 齿顶圆直径 ad 1*11 co s2 mhdd aa ，2*22 co s2 mhdd aa 101.61(大端 ) 285.89（大端） 齿根圆直径 fd 1*11 c o s2 mhdd ff ，2*22 c o s2 mhdd ff 90.39 283.11 齿距 p mp 12.56 12.56 齿厚 s 2ms 6.28 6.28 齿槽宽 e 2me 6.28 6.28 顶隙 c mcc * 0.8 0.8 锥距 R 222121 ddR 149.89 149.89 齿顶角 a 21 fa ，12 fa 42491 42491 齿根角 f Rharct g fff 21 42491 42491 26 齿顶圆锥角 a 111 aa ，222 aa 362920 48973 齿根圆锥角 f 111 ff ，222 ff 125016 243069 当量齿数 vz coszzv 25.33 221.88 齿宽 b Rb R 45 45 5.6.3 减速器的结构设计 名称 符号 减速器型式及尺寸关系 /mm 箱座壁厚 8 箱盖壁厚 1 8 箱盖凸缘厚度 1b 12 箱座凸缘厚度 b 12 箱座底凸缘厚度 2b 20 地脚螺钉直径 fd 12 地脚螺钉数目 n 4 轴承旁联接螺栓直径 1d 9 机盖与座联接螺栓直径 2d 7 联接螺栓 2d 的间距 l 180 27 轴承端盖螺栓直径 3d 5 视孔盖螺钉直径 4d 4 定位销直径 d 5 fd、1d、2d到外箱壁距离 1C 18、 16、 13 fd、 2d 至凸缘边缘距离 2C 16、 14、 11 轴承旁凸台半径 1R 凸台高度 h 外箱壁至轴承座端面距离 1l 30 大齿轮顶圆与内箱壁距离 1 12 齿轮端面与内箱壁距离 2 10 箱盖、箱座肋厚 1m、 m 101 m ； 10m 轴承端盖外径 2D 轴承端盖凸缘厚度 t 9 轴承旁联接螺栓距离 S 5.6.4 轴的计算 (1)减速器高速轴 I 的设计 1)选择轴的材料 初选轴的材料为 45 刚，调质处理，其机械性能查表可得： M P aM P aM P aM P a bb 1 5 5,2 7 5,6 4 0,60 111 。 28 2)轴的尺寸计算 a求输出轴上的功率 P，转速 n和转矩 T 由前面的计算可得 kwPI 85.4 min960 rnI mNTI 26.48 b初步确定轴的最小直径 查得 110C mmnpCd 87.18960 85.41103113m i n c轴的结构设计 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度，如下图： d选择联轴器：根据条件选取 3.1AK 确定联轴器转矩 mNTKTIAca 7 3 8.6226.483.1 结合电动机型号，选用弹性套柱销联轴器，型号 LT6 联轴器6035603811 JJ 即该端选用的半轴连接器的孔径 mmd 351 ，故取轴径 mmd 351 ，半联轴器毂空的长度 mmL 60 29 故取 mml 601 e初步选择滚动轴承 轴承同时承载径向力和轴向力，但轴向力较小，故选用单列深沟球轴承。 参照工作要求 ，并根据尺寸，选取 0基本游隙组、标准精度级的单列深沟球轴承 6208，其尺寸为 mmmmmmBDd 188040 。从而可以知道： mmd 403 ， mml 173 。 f由经验公式算肩高度： mmh )8.48.3()21(4007.0 故取 h=4mm，从而确定 mmd 484 由书上公式要求得： mmldl 835.23341 ， 取 mml 8741 g根据轴承安装 方便的要求，取，52,dd均比3d小 1mm， 则： mmdd 3952 根据安装轴承旁螺栓的要求取 mml 502 。 根据齿轮与内壁的距离要求，取 mml 1642 所以 mmlll 71168742414 h根据齿轮孔的轴径和长度，确定 mmlmmd 54,3366 至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。 i轴上零件的周 向定位 齿轮、联轴器与轴的周向定位均采用平键联接。按手册查得，半联轴器与轴的联接处的平键截面 mmmmhb 810 ，键槽用键槽铣刀加工，长为 50mm （标准键长见/ 1 0 9 6 1 0 7 9G B T ）。 为了保证联轴器与轴配合有良好的对中性，故选择联轴器轮毂与轴配合为 H7/k6。齿轮与轴的联接处的平键截面 mmmmhb 810 ( 20031096/ TGB )，键槽用键槽铣刀加工，长为 26mm 准键长见 20031096/ TGB ）。为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴配合为 H7/n6。滚动轴承与轴的周向定位是借过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为 m6。 j确定轴上的圆角和倒角尺寸 取轴端倒角为 2 45，各轴肩处的圆角半径见下图： 30 3)求轴上的载荷及其校核 根据轴的 结构图，做出轴的计算简图： （齿轮取齿宽中点处的分度圆直径作为力的作用点，轴承在宽度中点为作用点）。 轴承 1和轴承 2 之间的距离为 88mm，轴承 2和锥齿轮间的距离为 51.5mm a计算作用在齿轮上的力 圆锥小齿轮 mmdRbd m 71.869689.1 4 9 295.015.01 11 Nd TFmIt 13.1 1 1 171.86 1 0 0 026.48221 NFF tr 15.3 8 466.18co s20t an13.1 1 1 1co st an 11 NFF ta 39.1 2 966.18s i n20t an13.1 1 1 1s i nt an 11 圆锥大齿轮 NFF ar 39.12912 NFF ra 15.38412 31 b求作用在轴上的支反力 NF N 26.6501 ， NF N 39.16712 NF H 24.1501 ， NF H 39.5382 NA 39.1291 ， NA 02 所以 NFFFHN 39.6672 12 11 径向 所以 NFFFHN 96.17 552 22 22 径向 c校核轴承寿命： 查手册得 6207 型深沟球轴承参数 NCNCrr 1 8 0 0 0,2 9 5 0 0 0 查表 8.6 得 0.1pf （ 1） 计算轴承所承受的轴向载荷 因为轴承 1 固定，轴承 2游离，结合受力分析 图可知，轴承 1 被“压紧”，轴承 2 被“放松”。由此可得轴承 2不受轴向力，所以 NFA a 39.12911 ， NA 02 （ 2） 计算当量动负荷 轴承 1： 007.01800039.12901 CA，由表 8.5，用线性插值法可求得： 175.01 e 111 1 94.039.6 67 39.1 29 eF A 径向 由 1e 查表 8.5，并用线性插值法求得： 36.2,56.0 11 yx ，由此可得 NAyFxfP p 1.6 7 939.1 2 936.239.6 6 756.00.111111 径向 轴承 2： 02 OCA 由表 8.5，用线性插值法可得： 16.02 e 222 0 eFA 径向 由 2e 差表 8.5，用线性插值法求得 0,1 22 yx ，由此可得 122222 68.1 5 0 5096.1 7 5 510.1 PNAyFxfP p 径向 32 （ 3）轴承寿命hL计算 因为21 PP， 所以按轴承 2 计算轴承的寿命 hPCnL h 3 2 0 0 01 3 0 5 7 0.152 9 5 0 096060 1060 103626 hhPCnL h 3200082318.96.1755 2950096060 1060 103626 所选轴承 6208 深沟球轴承合格 (1) 做弯矩图 根据上述的图，求出总的弯矩和做出弯矩图 mmNM v 12.1 3 2 2 18824.150 mmNM H 88.5 7 2 2 28826.6 5 0 mmNMMM HV 37.5873022 (4)作扭矩图 扭矩图如图 11.2（机械设计课本）所示，为了使扭矩图符合下述强度计算公式，图中已把 T这算成 ,T 的含义见前面，并且取 6.0 (5)作出计算弯矩图 根据以作的总弯矩图和扭矩图，求出计算弯矩图caM，caM的计算公式为 22 TMM ca mmNTMM ca 58.6 5 4 8 01 0 0 026.486.037.5 8 7 3 0 22212 33 34 (6)、校核轴的强度 只需校核轴上最大弯矩截面的强度： MPaMPaWM caca 6023.10401.0 58.6 5 4 8 0 131 ，故安全。 35 (2)减速器低速轴 II 的计算 1)求输出轴上的功率2P，转速2n和转矩2T 由前面的计算可得 KWP 56.42 min/73.3052 rn mNT 21.1362 2)初步确定轴的最小直径 选取轴的材料为 45 钢，调质处理。取 110C 于是得 mmnPCd 08.2773.305 56.4110 3322m i n 同时选取联轴器型号，联轴器的计算转矩： 取 K=1.3， mNTKTAca 073.17721.1363.12 按照计算转矩caT，选用弹性注销联轴器，型号 GY5 联轴器6030603011 JJ，即该端选用的半联轴器的孔径 mmd 301 ，故取轴径 mmd 301 ，半联轴器毂孔的长度 L=60mm。 3)轴的结构设计 a根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度，如下图： b由联轴器尺寸确定 由联轴器的毂孔长度 L 和直径 d及相关要求，可确定 36 mmlmmd 58,30 11 b初步选择滚动轴承。 轴承同时承载径向力 和轴向力，但轴向力较小，故选用单列深沟球轴承。参照工作要求，并根据尺寸，选取 0 基本游隙组、标准精度级的单列深沟球轴承 6007，其尺寸为mmmmmmBDd 146235 。 套筒的长取 8mm，为了利于固定，一般取3l比（ b+8）小 1mm（如图 3 所示），故可确定mmlmmd 21,35 33 。 d由经验公式算轴肩高度： mmh 44 取轴肩高为 3mm ， 确定 mmd 434 取 mml 484 e由经验公式取 mmh 55 ，则 mmd 535 取 mml 1105 。 f 取 mmdmmdd 34,1232 则小比 取 mml 502 至此，已初步确定了轴的各段直径和长度 3） 轴上的零件的周向定位 齿轮、联轴器与轴的周向定位均采用平键联接。按手册查得，半联轴器与轴的联接处的平键截面 mmmmhb 7