制育秧钵机设计新

1、制育秧钵机的改进设计【摘 要】老式制育秧钵机由蜂窝煤成型机改进得来，体积庞大，结构复杂，成本高，效率低。本设计从老式制育秧钵机出发，在传动系统和执行机构上都做了很大的改进。本机每小时能生产3000个钵体，可广泛应用于玉米、蔬菜、瓜果等秧苗的制钵。该机采用单相电动机做动力源，可在广大的农村使用，不用担心需要较高的动力电压的问题。文中较详细的设计了制育秧钵机的传动系统和执行机构，对各个零件做了具体的结构尺寸设计，并对受载荷较大的零件进行了精确的校核。包括齿轮、带轮、轴和轴承等零部件的校核。该机的设计大量运用标准件，大大缩短了设计工作量和降低了生产制造周期及成本。主要设计内容有：方案的确定；电机的选

2、择；各轴的转速、功率和转矩计算；带、齿轮、及锥齿轮的设计与计算；轴的最小直径；带、齿轮、及锥齿轮的尺寸计算以及方案图、装配图和零件图的绘制。【关键词】：制育秧钵机 钵体 传动系统 执行机构第一章 绪 论1.1 课题的来源为使秧苗在育秧期有足够养料以及秧苗成长后能方便地移栽到田间，需要有一种培育秧苗用的育秧钵。育秧钵是一种培育秧苗用的土胚，它能使秧苗在育秧期有足够的养料及秧苗成长后能方便的移植到田间栽种。育秧钵由配有各种肥料的土壤做成圆柱形状并在上端挖一个凹孔使之成钵状。使用时将种子播在凹孔中，用土覆盖，待秧苗成长后连育秧钵一起移到田间栽种即可。为制造育秧钵，早期的方法是用手工制作，效率很低，难

3、以大规模推广使用。后来制造出一种像蜂窝煤制造机一样的制钵机，但结构复杂，零件多，易损坏且造价高。制育秧钵机是一种自动生产秧苗钵体的机械设备。秧苗用钵体培育后该设备生产效率高，结构简单，稳固可靠，容易操作，是现代农业生产必不可少的工具。中国是世界最大的蔬菜生产国，蔬菜产量占世界总产量的60% 左右。我国蔬菜栽植机械的发展较慢，秧苗栽植几乎全部由人工完成，不仅劳动强度大、生产效率低，而且栽植质量差、生产成本高。显而易见，实现蔬菜农作物栽植机械化已成为农业生产的迫切需要。为此，在已有制育秧钵机的设计基础上，通过改进我设计出一款改进型制育秧钵机。本课题在国内外的研究状况与展望应性更广的机型正在研究中或

4、已研制出来2. 国外发展概况 20世纪初期，欧洲一些国家开始大量种植蔬菜和经济作物，出现了早期的近代秧苗栽植机具。这些机具仍为手动栽植，只是减轻了栽秧者肢体反复屈伸的繁重劳动；到20世纪30年代后期，出现了栽植机构或栽秧器代替人工直接栽秧，使送秧入沟过程实现了机械化；自20世纪50年代开始，欧洲国家开展作物压缩土钵育苗及移栽的生产技术研究，研制出多种不同结构型式的半自动移栽机和制钵机；至20世纪70年代，前苏联蔬菜栽植机械化水平为58%，国营农场已达67%；到20世纪80年代，半自动移栽机已在西方国家的农业生产中广泛使用，制钵；育苗和移栽已形成完整的机械作业系统，实现了各种机见配套使用。到目前

5、为止，作物压缩土钵成型、钵上单粒精密播种和相应的自动化移栽设备在技术上基本达到了完善，亦广泛应用于实际生产。欧洲的几个主要国家(如法国、德国、荷兰、西班牙、丹麦等)大部分的蔬菜生产和几乎全部的大地花卉生产都采用育苗移栽生产工艺。3. 新制钵工序和制钵机开发展望通过分析已有制钵机的机械组成、制钵工序及各自的优缺点，从能否满足作物育秧的农艺要求、能否实现机械化制钵的要求和能否实现工厂化育秧要求这三方面为最基本的出发点，得出一般农作物的制钵工序：加底土压实且打播种孔播种覆土再压实钵体脱模。这种制钵工序最主要有点在于两次压实之间先播种后覆土的工序，一方面避免了作物种子的机械损伤，更重要的是为种子的发芽

6、和成长创造了良好的生长环境。因为播种坑下部分的营养土受到两次的压实而比较结实，有利于钵体移动、育苗和移栽等机械化操作；播种坑和种坑上部的营养土只受一次压实，土质较松有利于作物种子的发芽和成长。接下来是依据通用制钵工序，采用直线式、冲压式等机械原理，设计制钵机。总而言之，制钵机的研制要从生产实践着手，根据不同农作物的生物特性，开发的制钵机不仅能实现制造钵体的工厂化和机械化，也要使得钵体能满足不同作物秧苗的农艺要求。完成营养钵的制造和精密播种两大功能，减少劳动力和劳动时间，提高农民的经济效益。1.3 制育秧钵机的基本设计要求1.秧钵的结构尺寸（见图1.1） 图1.1 育秧钵2.生产率 3000个/

7、小时。 3.设备名称 ZB60型育秧钵机。4.特点 结构简单，体积小，维护方便，成本低。5.使用期限 810年，67个月检修一次。1.4 主要设计工作 根据已有的制育秧钵机机构，分析其工艺性及经济性，找出其不足之处及不合理的地方，确定需要改进的部分，提出创新之处。通过改进设计出一款新制育秧钵机，使其结构简单、拆装方便、性能稳定、成本低廉，并完成该产品的结构化设计。第2章 改进型制育秧钵机的方案设计2.1 工艺方案分析1. 最早的手工制秧钵的方法步骤：（1）将肥料和土壤拌均匀，用筛子筛细； （2）将上述土壤放入一个模子中，见图2.1 a 所示； （3）用一冲头将土壤冲紧，冲头下部有一凸头，见图2

8、.1 b 所示； （4）再将模子托起，育秧钵被冲出，见图2.1 c 所示。a) b) c)图2.1 手工制作育秧钵步骤由手工制钵的方法可知，制造钵体需要三个工艺流程，即填料冲压成型冲出成品进入下一个循环。·图2.2已有制育秧钵机图2.3改进型制育秧钵机图2.4改进型制育秧钵机传动示意图3.1 工作机构的功能（1） 将没有搅拌均匀的配有肥料的土壤再次搅拌均匀（土壤的含水率应保持在 18%-22%，即用手可以捏成团，而落地即散碎），然后拨入模孔直至充满再将多余的土壤刮掉； （2） 模孔中松散的土壤经第一道工位压紧后，再经第二道工位将压紧成型的育秧钵 从模孔中冲出； （3） 将相邻模孔移到

9、冲头下面，再重复上述过程。3.2 对工作机构的要求1. 搅拌原料、填料、刮除余料为了能更好的使各种原料混合均匀，土壤原料可在送入搅拌器前人工进行加工均匀混合，将土壤在搅拌箱内充分搅拌均匀，然后靠搅拌器推动及自身的重力和流动性填入模孔后刮平。搅拌器以旋转的方式运动，以实现连续循环工作。 图3.1冲头的往复及调整机构 2. 物料的输送和各工艺的转接为了实现指定的生产，要求转盘上的模孔数不得少于4个，即待料模孔、填料模孔、成型模孔、冲出模孔。模孔制作在转盘上，一起作回转运动，在各个传动件的协调动作下，使其具有一定的速度和位移，完成钵体的制作工艺。图3.2 制作育秧钵的工艺流程图3. 成型和冲出的实现

10、 为了提高生产率和简化结构，将成型和冲出分两个冲头同时实现，冲头作上下直线往复运动，由于成型和冲出要求的行程不同，故两冲头的长度有差别，其尺寸长度与钵体和转盘的尺寸有关。由于两冲头的运动规律相同，可用同一个机构来带动，因行程较长，这里选用曲柄滑块机构来带动两冲头动作。 4. 各机构之间的协调关系为了使该机实现规定的动作，要求各机构（包括传动机构、执行机构和其它辅助机构）必须满足一定的关系，不能发生干涉。因该机的转盘是连续旋转的，所以要求冲头在冲压和冲出过程中能与转盘一起转动，而在冲压或冲出完成后，能立即回到初始位置，继续下一个循环动作。同时，冲头在冲压前（即空行程结束时）要能与转盘的模孔很好的

11、配合上，这就要求带动冲头的曲柄滑块机构和带动转盘的转位机构的速比一定和满足一定的传动精度。 5. 各传动机构的速度控制和实现为了实现已经拟定的生产率，考虑到原动机（这里用电动机）的转速过高的问题，需用减速装置将原动机的速度降到所需的速度。在各种的传动系统中，齿轮传动以其传动效率精度高，结构紧凑，传动平稳，寿命长的优点而得到广泛的应用，所以这里主要选用齿轮作各执行机构的传动装置。3.3 拟定机器的工作原理图和运动循环图 1. 工作原理图图3.3 制造育秧钵工作原理图该机的动力由电动机经减速装置减速后，分两条传动路线传动到执行机构，一路经齿轮机构、曲柄连杆机构传到滑杆，滑杆带动冲头作上下的直线往复

12、运动；另一路通过其它齿轮传动，将动力提供给转盘和搅拌器，使其实现物料的搅拌和模孔转盘的转位动作，如图3.3所示。 2. 绘制两冲头工作循环图由于冲头每作一次循环运动，转盘转动60°，这里按转盘每转动60°（偏心轮转动360°）为一周期进行绘制循环图。冲头的行程位移公式（以冲头运动到最低点为位置零点）为： （3-1）其中 为偏心轮的半径； 为偏心轮的转角； 连杆长度； 导杆的长度。画出冲头的运动循环图如图3.4所示：3.4 方案确定 本次设计由老式制钵机改进得来，通过对老式制钵机的结构功能分析，并针对各个机构分别进行讨论，得出新的制钵机方案。其老式制钵机的结构简图如

13、图3.5所示：3.4.1模孔转盘方案的讨论1.连续式特点：直接用齿轮传递功率和动力，转盘工作过程中不停歇。实现简单、可靠，没有冲击、振动，运动平稳。但对冲头工作中的定位和运动精度的要求相对较高。2.停歇式（间歇式）对本机来说，由于其结构相对简单，冲击不是很大，精度要求一般，因此可选用比较常用的槽轮机构做本机的间歇式运动机构。特点：转位迅速，效率高，对冲头的控制相对简单，机构零部件较多，加工制造有一定的困难，调节性能差，在拨销进入和脱出槽轮时会产生有限的二次冲击。鉴于以上两种方案各有其特点，并针对，本次设计要求，该机采用连续式运动转盘机构。 图3.4 制育秧钵机直线型运动循环图 图3.5 老式制

14、钵机的工作原理图第四章 传动机构的设计 传动机构主要包括电动机、皮带轮、齿轮副、曲柄（偏心轮）连杆机构等。传动路线有两条： 一条是由电动机三角皮带传动直齿圆柱齿轮传动曲柄滑杆机构所组成，主要功能是完成压紧和冲出动作； 另一条是由偏心轮圆锥齿轮传动直齿圆柱齿轮传动转盘组成，其功能是完成土壤的搅拌和填料动作。4.1 电动机的选择4.1.1电动机的功率确定电动机的功率由该设备所消耗的功率决定。该设备消耗的功率主要有： 1. 压紧和冲出时作功冲头工作时平均所受的压力取100kg（按经验选取），冲头总行程为160mm ，上下一次总位移为320mm ，每小时往复3000次，所消耗功率按下式计算 = （4-

15、1）式中 F冲头在行程中所受的平均压力，单位N； S冲头每次行程的位移量，单位m ； n冲头每小时的行程次数，单位 次/小时。因此 =9.8×100×0.26kw 2. 转盘转动过程中克服摩擦力做功转盘克服的摩擦力有：（1）底板（土钵挡板）与转盘的摩擦； （2）搅拌箱的搅拌器与转盘的摩擦； （3）土壤与转盘的摩擦。由参考文献5得：其消耗的功率大约为：=0.2kw。 3. 搅拌器消耗功率 由于搅拌器的转速不高，估计推动1立方米的土料需要1吨的力。搅拌器的体积为：=3.14××0.25=0.02512推动的土料需要的平均力：=246.176 N消耗功率： =

16、246.176×6.908×0.2=0.34kw取 =0.34kw总的工作功率：=+=0.26+0.2+0.34=0.8kw总的机械效率选： =0.75则电动机的功率为：=1.07kw4.1.2 选择电动机由于该机为农用机械，主要是针对农村和农场设计的，一般的农村用电电压为220V，又异步电动机比直流电动机使用方便，价格低廉，因此该机采用单相电容启动异步电动机作动力源。电动机型号为YC100L4，其特性参数见下表：表4-1 电动机的特性参数电压/ V功率/kW转速/r·min效率（%）功率因数堵转电流 /A2201.51500730.752.51.837采用B3型

17、安装，其安装尺寸见下表：表4-2 电动机的安装尺寸系列机座号安装尺寸ABCDEFGHKYC系列100L16014063286082410012外型尺寸见下表表4-3 电动机的外型尺寸外型尺寸（不大于）ABACAEDHL2052201302604304.2 确定各传动机构的传动比该机的传动机构传动路线组成：电动机的动力经带轮传给单级开式齿轮减速器，然后分两路传动，一路由锥齿轮传给转盘和搅拌器，另一路由偏心轮带动滑杆和冲头作上下的往复运动。考虑到生产率的要求和工作机构的配合，各传动机构的传动比应满足下列关系： 1. 转盘转速 =8.3 r/min 2. 偏心轮的转速根据设计工艺，转盘每转一圈，要求

18、冲头作6次上下往复运动，则偏心轮的转速为：=×6=8.3×6=49.8 r/min 3. 总的传动比主传动路线要求将电动机的转速经带传动，直齿圆柱齿轮传动降到偏心轮的转速，其总的传动比为： =×=30.1由于带传动的传动比不宜太大，一般5，故可分配传动比=4，=7.5。 4. 内传动路线传动比要求偏心轮转6圈时转盘旋转一圈，因此就要求两锥齿轮的传动比和转盘齿轮的传动比乘积等于6，即：=·=6 5. 其它齿轮的传动比为了保证转盘和搅拌器的尺寸和搅拌器的速度，并简化机构，选两直齿锥齿轮的传动比=1，则小齿轮5和直齿圆柱齿轮的传动比=6。所以小齿轮5的转速、搅

19、拌器的转速和偏心轮的转速三者相同。4.3 计算各轴的转速和功率根据传动比及功率计算方法，可按公式=和=计算。已知电动机YC100L4，其=1.5KW =1500r/mir，又=4，=7.5，=1，=6，由参考文献11选： =0.95 =0.98 =0.99 再由参考文献5 得： =0.9 1. 各轴转速 轴 =375 r/min轴 =50 r/min轴 =50 r/min 2. 各轴功率 由前面的计算可知，转盘所需功率=0.2 kw。所以有轴 =+=+=0.5490.55 kw轴 =+=+=0.858 kw轴 =0.884 kw第五章 主要零件的结构设计与强度校核5.1 模孔转盘的结构设计和尺

20、寸计算 转盘上有六个均匀分布的模孔，根据育秧机的规格，现确定模孔的高度H=120mm，孔径d=60 mm，转盘的材料为铸铁HT15-33。由于强度较低，孔与外圆之间的壁厚不宜太薄，取为10 mm，孔与孔之间的壁厚为15 mm，从而可以设计转盘的结构尺寸。如图5-1，经过计算转盘外圆直径应为230 mm。5.2 转盘齿轮的结构设计和尺寸计算齿轮与转盘可做成一体，材料都是HT15-33。由于强度较容易磨损，故模数可选择大一些，现定为m=4，这样就可以保持一定的寿命。与其配合的小齿轮，故可以用35号钢调质处理。 根据,若取小齿轮数，从而可以算出它们的几何尺寸（见图5.1）： 小齿轮分度圆直径 大齿轮

21、分度圆直径 小齿轮齿顶圆直径 大齿轮齿顶圆直径 小齿轮齿根圆直径 小齿轮齿根圆直径 由于齿轮是铸造齿轮，又是开式传动方式，取齿宽系数，则齿宽，取B=30mm；中心距小齿轮，应做成实心结构，其孔径由与其相配的轴的结构尺寸决定；大齿轮，应做成辐板式结构。由于它和转盘做成一体，六个模孔正好可作为齿轮辐板上的孔，中间的孔径由滑杆的直径决定。在决定齿轮尺寸时，还要考虑搅拌箱的结构。由图2.3可以看到，如果两齿轮中心距a太小，势必就会缩小搅拌箱的直径。上面决定的a=252mm对搅拌箱来说上合适的。转盘齿轮的结构尺寸如图5.1所示：图5.1 转盘齿轮结构示意图5.3 曲柄（偏心轮）滑块（滑杆）机构的结构设计

22、和尺寸计算见图2.3，此处偏心轮的偏心距即相当于曲柄长度a，滑杆即相当于滑块，画成简图，如图5.2。它是属于对心曲柄滑块机构。（1） 偏心距的确定 见图2.4可见，滑杆上下往复移动的行程S，要等于模孔的高度和冲头在模孔外的一段距离之和，即S=100+60=160mm。参考平面连杆机构部分，S=2a，见图5.2，得到：（2） 具体结构 （见图5.3）图5.2 曲柄连杆示意图图5.3 曲柄连杆机构结构图偏心轮用平键，止退垫圈，圆螺母固定在轴上，凡是用此种方法固定的，都要求轴颈长度比轮毂孔长度短。为了使螺母不与连杆相碰，将偏心轮设计成凹坑，将螺母置于凹坑中，凹坑直径可比止退垫圈直径大。偏心轮不宜做的

23、太厚，可在之间。为了增加与轴的配合部分长度，还必须设计一凸缘。偏心轮外圆与偏心销孔之间的壁厚考虑为15mm左右，因此可以算出偏心轮的外圆直径为210mm。偏心轮的结构与尺寸见图5.4。图5.4偏心轮的结构 图5.5 曲柄连杆机构（3） 决定连杆的长度和尺寸 曲柄滑块机构存在的条件是：曲柄的长度a要小于或等于连杆的长度b,见图5.5，即。在设计时，一般取最小的传动角适当的选的偏大一些，为此，将选为。则连杆的长度为：（4） 连杆与偏心销的装配 连杆与偏心销的装配其摩擦部分用铜套。铜套的厚度根据经验一般取，铜套的长度，d为铜套的内径，则取； mm取L=30mm。在决定铜套内径的公差时，要特别注意当铜

24、套压入连杆孔时铜套内径的缩量约为铜套外径过盈量的0.80.9（这里指的是薄壁铜套），因此在确定铜套尺寸时，要适当加大铜套的内径与轴配合的间隙，其加大量由计算得到，见图5.6。图5.6薄壁铜套压入前后的间隙变化5.4 锥齿轮的结构设计和尺寸计算在决定锥齿轮的尺寸之前，先要确定以下一些条件：（1） 该齿轮速比故二齿轮的齿数相等，初步选定为20，即=20；（2） 该齿轮的受力较大，故材料选用铸钢ZG35；（3） 该齿轮的传动功率是第轴的功率，。根据上列一些条件就可以求锥齿轮的模数，其求法如下：1） 求锥齿轮的当量齿数式中 Z-锥齿轮齿数； z =20 -分度圆锥角。则 代入上式得 2） 根据求齿形系

25、数Y 查参考文献5表8-7得齿形系数Y=0.282；3） 根据齿轮材料求 查参考文献5表8-6得铸钢单向工作时的，因为是开式传动，所以将降低20%使用，得4） 求Y值 得Y5） 求齿宽系数及齿宽B一般选取（L为锥距），则：（6） 求锥齿轮平均模数由上述一些条件查参考文献5图8-23得=4.5；（7） 求锥齿轮大端模数m由于5.4不是标准模数，故实际选用m=6。确定了锥齿轮的模数，齿数，就可以根据参考文献5表9-1计算几何尺寸，计算方法如下；分度圆锥角 齿顶高 齿根高 齿高 分度圆直径 齿顶圆直径 齿根圆直径 锥距 齿宽 ，取B=28mm齿顶角 齿根角 齿顶圆锥角 齿根圆锥角 锥齿孔的直径由与其

26、配合的轴径决定，现取为，则孔径也是40mm；轮毂直径 轮毂宽度 图 5.7锥齿轮的各部分尺寸图 5.8一对相啮合的锥齿轮5.5 直齿圆柱齿轮的结构设计和尺寸计算一般来说，转速高，转矩就小，模数也就可以小一些。齿轮5，齿轮6转速低，并已选定模数m=4，这里的齿轮1，齿轮2转速较高，模数相应的就该小一些，现在确定为m=3.又根据=7.5,确定齿数=18,则，从而可以算出它们的几何尺寸如下： 小齿轮分度圆直径 大齿轮分度圆直径 小齿轮齿顶圆直径 大齿轮齿顶圆直径 小齿轮齿根圆直径 小齿轮齿根圆直径 由于齿轮是铸造齿轮，又是开式传动方式，取齿宽系数，则齿宽，取B=22mm； 中心距小齿轮，应做成实心结

27、构，其孔径由与其相配的轴的结构尺寸决定；大齿轮，应做成辐板式结构，其孔径由与其相配的轴的结构尺寸决定。大齿轮2的结构如图5.9所示。5.6 带轮的结构设计和尺寸计算 已知带所传递的名义功率=1.1kw，根据参考文献5表7-4计算如下： (1) 由参考文献5表7-5，选取工作情况系数=1，则计算功率： (2) 根据=1.1kw和=1500r/min，由参考文献5图7-9查得为O型胶带，但考虑到农村使用情况，工作条件较差，日晒雨淋，胶带容易失效，故选用A型胶带。 (3) 由参考文献5表7-3和7-6，选取小带轮直=100 mm；大带轮直径；验算： ，故合用； (4) 初定中心距： 0.7（d1+d

28、2）<<2(d1+d2) 0.7(100+400)<<2(100+400) 350<<1000,取=600 mm； (5) 三角胶带的计算长度应为： 从参看文献5表7-7中选取A带相近的计算长度=2033mm，其内周长=2000 mm； (6) 实际中心距a应为： (7) 验算小带轮包角： (8) 计算三角胶带根数Z: 由参考文献5表7-8查得，当v=7.4m/s、A型胶带小带轮直径=100 mm时，单根胶带所能传递的功率=1kw，当=151.6时，由参考文献5表7-9查得=0.93；再由表7-7查得=1.03从而得到： 。 大小带轮的材料均选用HT20-4

29、0灰口铸铁； 结构型式，根据参考文献5表7-11当=18 mm，=100 mm时，查得小带轮为实心轮；当=30 mm，=400 mm时，大带轮在四椭圆轮辐附近，故采用四椭圆轮辐结构。 带轮的轮槽尺寸，此处以大带轮为例。轮槽的尺寸是根据带的型号查得的，已知带为A型胶带，由参考文献5表7-10计算得：已知 Z=2、d=400 mm 则：如图5.10所示：图5.10 轮槽结构示意图带传动和大带轮的结构尺寸见图5.11和图5.12。 图5.11 减速器机构带传动示意图图5.12 减速器机构中大带轮结构尺寸图5.7 轴的结构设计和尺寸计算 现以该机的II轴为例说明轴的结构设计。由图5.13可以看出，此轴

30、上装有一个正齿轮、一个圆锥齿轮和一个偏心轮,即承受转矩，又承受弯矩，属于转轴。设计时除了考虑强度外，还有一定的刚度。从受力的情况判断，安装轴劲部分是危险断面，根据下面的公式求出它的最小直径：式中 A-系数，轴的材料为45钢，调质处理，由参考文献5表13-2得知A=12； -II轴所传递的功率，前面已计算=0.858 kw； -II轴的转速，前面已经计算=50 r/min。 代入上式则得 考虑轴的键槽会削弱轴的强度，当该轴段截面上有一个键槽时，d增大5%7%，两个键槽时，d增大10%15%，故轴径适当加大，选用标准直径=35 mm。 有了轴的最小直径，就可以根据轴上零件的装拆和加工等因素，进行具

31、体的结构设计。如齿轮、偏心轮轴向定位的轴肩直径不能太小，故加了套筒4、11，帮助轴向承压。如果不加轴套而加大轴肩直径，势必引起轴的其他部位直径一起加大，从强度上来说这是不必要的。再者齿轮、偏心轮的轴端固定形式，采用圆螺母和止退垫圈比较合适。首先是各轴段直径的确定：最小轴径，安装齿轮，；：过度轴段，安装套筒轴向定位，38mm；：安装轴承部分，=40mm；：过度轴段，=50mm；：安装锥齿轮，=40mm；：过度轴段，=38mm；：安装轴承及套筒部分，=35mm。：安装偏心轮，32mm。 然后是各轴段长度的确定：根据安装齿轮的键槽选择合适的尺寸，根据轴径选择键的种类，由于，于是根据参考文献知键截面的

32、尺寸，选择键长为。于是可以初步确定此轴段的长度为；：此处的选择主要取决于套筒的尺寸，根据设计经验可初取；：此处为安装深沟球轴承的需要，根据参考文献轴承的选择可知所选择的轴承宽度，于是取；：此处为过渡轴段，其长度主要受到啮合恰当的限制，不可过长也不可过短，此处初选；：此处为锥齿轮啮合段，啮合处的齿宽，即；：；：。：；此处为偏心轮安装段，根据偏心轮的结构尺寸，初取。为了保证齿轮在与轴通过键连接之后能够更加可靠的工作，并受到双重保护，这里在最小轴段的前端设计一带螺纹轴段，通过螺母的作用使之可靠性增强。整个轴的装配结构，如图5.13所示。图5.13 轴的装配结构图5.8 主要零件的强度校核 1. 转盘

33、齿轮对校核（齿轮5、齿轮6）小齿轮5的材料为35号钢、调质、大齿轮6的材料为铸铁HT20-40、尺宽B=30 mm，取截荷系数K=1.3。 下面进行验算：（1）比较乘积，取其中较小值。由参考文献5表8-7查得大、小齿轮的齿形系数=0.301,=0.258；由表8-6查得大、小齿轮的许用弯曲应力为、。考虑开式传动齿面易磨损，许用弯曲应力值降低20 %，则实际许用弯曲应力值应为：比较乘积值，得:取其中较小值，大齿轮的 应作为计算强度的依据。（2）求尺宽系数。根据B=得到（3） 将上述参数代入参考文献5公式8-1得：所以采用m=4弯曲强度是足够的。2. 减速齿轮对校核（齿轮1、齿轮2）小齿轮1的材料为35号钢、调质、大齿轮2的材料为铸钢ZG35、正火、尺宽B=22 mm，取截荷系数K=1.3。 下面进行验算：（1）比较乘积，取其中较小值。由参考文献5表8-7查得大、小齿轮的齿形系数=0.301,=0.258；由表8-6查得大、小齿轮的许用弯曲应力为、。考虑开式传动齿面易磨损，许用弯曲应力值降低20 %，则实际许用弯曲应力值应为：比较乘积值，得:取其中较小值，小齿轮的 应作为计算强度的依据。（2）求尺宽系数。根据B