BLQ型立式旱地驱动耙毕业设计

1、BLQ型立式旱地驱动耙毕业设计目 录 TOC o 1-3 h z u HYPERLINK l _Toc230695397 1 绪 论 PAGEREF _Toc230695397 h 2 HYPERLINK l _Toc230695398 引言 PAGEREF _Toc230695398 h 2 HYPERLINK l _Toc230695399 农业土壤耕作的作用与要求 PAGEREF _Toc230695399 h 3 HYPERLINK l _Toc230695400 1.2.1 土壤耕作的作用 PAGEREF _Toc230695400 h 3 HYPERLINK l _Toc23069

2、5403 1.2.2 耕整地农艺要求 PAGEREF _Toc230695403 h 4 HYPERLINK l _Toc230695405 土壤耕整地机械 PAGEREF _Toc230695405 h 4 HYPERLINK l _Toc230695406 2.整机结构设计分析 PAGEREF _Toc230695406 h 6 HYPERLINK l _Toc230695407 结构设计要求 PAGEREF _Toc230695407 h 6 HYPERLINK l _Toc230695410 2.2 旋刀的运动学分析 PAGEREF _Toc230695410 h 6 HYPERLIN

3、K l _Toc230695411 2.3 刀盘分布设计 PAGEREF _Toc230695411 h 7 HYPERLINK l _Toc230695412 3 传动方案设计 PAGEREF _Toc230695412 h 8 HYPERLINK l _Toc230695413 旱地立式驱动耙主体结构方案设计 PAGEREF _Toc230695413 h 8 HYPERLINK l _Toc230695414 3.2 传动比的分配 PAGEREF _Toc230695414 h 11 HYPERLINK l _Toc230695415 4.功率分析 PAGEREF _Toc2306954

4、15 h 12 HYPERLINK l _Toc230695416 单盘作业扭矩与功率分析 PAGEREF _Toc230695416 h 12 HYPERLINK l _Toc230695417 4.1.1 单盘切削、破碎土壤所需的扭矩 PAGEREF _Toc230695417 h 12 HYPERLINK l _Toc230695418 4.1.2 旱地驱动耙的功率消耗 PAGEREF _Toc230695418 h 13 HYPERLINK l _Toc230695419 4.1.3 传动过程的功率分配 PAGEREF _Toc230695419 h 15 HYPERLINK l _T

5、oc230695420 5.传动件的设计 PAGEREF _Toc230695420 h 15 HYPERLINK l _Toc230695421 5.1 轴的设计 PAGEREF _Toc230695421 h 15 HYPERLINK l _Toc230695422 5.1.1 选择轴的材料 PAGEREF _Toc230695422 h 15 HYPERLINK l _Toc230695423 5.1.2 轴上的功率P，转速n和转矩T PAGEREF _Toc230695423 h 16 HYPERLINK l _Toc230695424 5.1.3 确定轴的最小直径 PAGEREF _

6、Toc230695424 h 16 HYPERLINK l _Toc230695425 轴的强度校核 PAGEREF _Toc230695425 h 17 HYPERLINK l _Toc230695426 轴承的选用和校核 PAGEREF _Toc230695426 h 25 HYPERLINK l _Toc230695427 精度要求 PAGEREF _Toc230695427 h 27 HYPERLINK l _Toc230695428 6. 驱动耙其它零部件设计 PAGEREF _Toc230695428 h 28 HYPERLINK l _Toc230695429 悬挂机构 PAGE

7、REF _Toc230695429 h 28 HYPERLINK l _Toc230695430 箱体的设计 PAGEREF _Toc230695430 h 28 HYPERLINK l _Toc230695431 刀具的设计 PAGEREF _Toc230695431 h 29 HYPERLINK l _Toc230695432 7.总结 PAGEREF _Toc230695432 h 30 HYPERLINK l _Toc230695433 参 考 文 献 PAGEREF _Toc230695433 h 31 HYPERLINK l _Toc230695434 致 谢 PAGEREF _T

8、oc230695434 h 32旱地驱动耙设计 1 绪 论我国是一个农业大国，要实现农业现代化，首先要实现生产手段现代化。农业机械化就是农业生产中产前、产中、产后全部实现机械化。其中，土壤耕作实现机械化是减轻农业劳动强度、改善劳动条件、保证作业质量、提高土地单位面积收获量和提高劳动生产率的重要手段。作为在农业生产中消耗于土壤耕作劳力、动力比重很大的耕地机械就是一种通过机械化土壤耕作形成良好水、肥、气、热梯度，创造有利于作物生长发育的耕层构造要求的专用作业农机具。驱动式耕耘机械，在现代农业机械中形成了一个新兴品种。此类耕耘机械由拖拉机的动力输出轴通过传动系统将动力以扭矩的形式直接作用于工作部件，

9、使之旋转或往复运动，以提高切土能力并使土壤高度松土。其切土、碎土能力很强，一次就能达到耕、耙几次的效果，耕后地表较为平整、且松软，且能抢农时，减少拖拉机进地次数，降低作业成本，达到农艺要求。它对土壤湿度的适应范围较大，因此，我国南方地区多用于秋耕稻茬种麦，水稻插秋前的水耕水耙。在我国北方地区，用于大田作物的浅耕灭茬，起到秸秆还田的作用。另外，还适于盐碱地种水稻的整地作业等。因此，近几年驱动式耕耘机械的研究与使用有了很大的发展。目前世界各国生产的驱动式耕耘机械主要有水平横轴式、立轴式、往复式和联合作业式几大类。 水平横轴式旋耕机 该类旋耕机的旋转轴辊与地面平行并与前进方向垂直，其工作部件为安装在

10、水平轴上的旋刀，旋刀在拖拉机动力输出轴驱动下，垂直切削土壤，达到切土和碎土的目的。 立轴式旋耕机 它是刀齿和刀片绕立轴旋转的旋耕机，其突出的功能是可以进行深耕，一般能达到3035cm，较深的能达到4050cm，而且可使整个耕层土壤疏松细碎，但前进速度较慢。目前在水田耕耘的机型有：立轴浆叶式旋耕机、立轴爪式旋耕机（英国）、立轴笼式旋耕机（日本）、立轴转齿式旋耕机。国内采用立轴式的旋耕机较少。 1.2.1 土壤耕作的作用农业生产的实质是通过作物的光合作用，对气候资源和土地资源的加工。机械化土壤耕作,则是通过农机具对农田土壤的加工。机械化土壤耕作不同于以人畜力为动力的土壤耕作,因为它对土壤的控制和管

11、理作用比以人畜为动力要大得多,也深刻得多。原苏联土壤学家和耕作学的创始人威廉斯有句名言：“没有不良的土壤，只有不良的耕种方法”。他所指的耕种方法也包括土壤耕作在内。通过国内外土壤耕作方法的发展和多样化，也证明土壤耕作可能使土壤环境变好，也可能使土壤环境变坏。农田土壤在自然力作用下呈现出自上而下的层次结构，从而导致土壤的水、肥、气、热的层次梯度。这种层次的土壤结构和土壤因素的梯度，有时对作物生育是有利的，有时是不利的。通过机械化土壤耕作，要创造出有利于作物生育的土壤层次结构耕层构造，形成良好的土壤水、肥、气、热的梯度。良好的耕层构造(以土壤密度梯度或孔隙梯度、三相比梯度为指标)应在不同土壤农田中

12、，具有充分协调多变气候对土壤的影响，以满足各类作物生育对土壤生活因素的要求。因此，良好的耕层构造不是一成不变的。机械化土壤耕作，创造良好的耕层构造，它和农业生态系统一样，也是一个多目标、多因素、多变量的系统，既土壤作物大气机器系统(SPAMC)的复杂系统。4农艺对土壤机械化耕整作业的中心任务要求是调节并创造良好的耕层结构，适宜的三相（固相、液相和气相）比例，从而协调土壤水分、养分、空气和温度状况，以满足作物生长的农艺要求。5 土壤翻耕的作用主要有： 松碎土壤 根据各地不同的气候条件和不同作物的要求，以及耕层土壤的紧实状况，每隔一定时期，需要进行土壤耕整作业，使之疏松而多孔隙；以增强土壤通透性。

13、 翻转耕层 通过耕翻将耕作层土壤上下翻转，改变土层位置，改善耕层理化及生物学性状，翻埋肥料、残茬、秸秆和绿肥，调整耕层养分的垂直分布，培肥地力。同时可消灭杂草以及附着的某些病菌、害虫卵等，消除土壤有毒物质。 混拌土壤 混拌土壤，将肥料均匀地分布在耕层中，使土肥相融，成为一体，改善土壤的养分状况。并可使肥土与瘦土混合，使耕层形成均匀一致的营养环境。1. 耕整地农艺要求 耕翻地有以下的农艺要求： 适时耕翻，既能抢农时，又能保证作业质量； 耕深适当，并符合农业技术要求，深度均匀一致； 翻垡良好，无立垡、回垡，残株杂草要覆盖严密； 耕后地面平整松碎，无重耕、漏耕，尽量减少开闭垄，地头、地边整齐； 坡地

14、耕翻时应沿坡度的等高线进行，以防雨后冲刷土壤，造成水土流失。 整地有以下的农艺要求： 旱田整地作业的农业技术要求 整地作业须适时，以利防旱保墒和提高整地质量； 整地深度应符合农艺要求，深度一致、不漏耙、不漏压； 整地后的地表平整，无垄沟起伏、碎土均匀，表层松软、下层密实； 修筑畦田要做到地平、土碎、埂直； 水田整地作业的农业技术要求 耙后土壤松碎，起浆好，能覆盖绿肥，田面平坦而无垄沟； 在原浆田中以耙代耕作业时，应将稻茬直接压入糊泥中，灭茬起浆性能良好。61.2.3土壤耕整地机械(1) 耕地机械 铧式（壁式）犁铧式犁是应用最普遍的一种耕地机械。其主要优点是翻转土垡、覆盖杂草残茬和肥料，消灭病虫

15、害等性能好，但碎土能力较差，耕后尚需进行耙地作业。由于铧式犁使用最普遍，数量又最多，现已发展成为我国北方与南方两种系列犁。 6 圆盘犁圆盘犁工作部件是一个凹面圆盘。工作时，圆盘与前进方向偏一角度。圆盘滚转前进时，前沿刃口切土，后部的凹面将土垡带着向后、向上运动，并使之破碎、翻转。圆盘犁具有使用寿命长，刃口切割力强，不易拖堆堵塞，阻力较小的优点。其缺点是圆盘犁的覆盖性能与沟底平整度不如铧式犁。3(2) 整地机械 圆盘耙（轻型圆盘耙、重型圆盘耙、缺口圆盘耙）圆盘耙主要用于耕后碎土和播种前耙地。它的碎土能力较强，能切断杂草残茬与搅土混肥，用于播前整地、收获后的浅耕灭茬作业或用于果园林木和草牧场的田间

16、管理。 钉齿耙齿耙其功能是碎土、松土、整平，有的也用来覆盖撒播的种子和将肥混入土中。各种齿耙有一定的除草作用。 水田轧耙及联合耙这类耙在作业时，工作部件靠土壤阻力滚动前进，常用于水田耕后碎土，使泥土搅混起浆便于插秧。我国南方的水稻区常用的水田轧耙多属滚耙。以上整地机械不论是旱地作业机械还是水田作业机械均为被动式机械，要达到预期的整地效果，需要进行多次重复作业，其生产效率低，为了提高生产效率，整地机械日趋向驱动工作部件发展。 水田驱动耙主要用于水田耕翻后的碎土整地作业，也可用在未耕地浅耕作业。其工作部件与地面平行的水平轴旋转。一次作业相当于一般水田耙作业两遍以上的质量，耙得细烂，表面松软，碎土率

17、可达80以上。驱动耙都与拖拉机配套使用。由于驱动型机具可以充分利用拖拉机功率，能控制对土壤的作用强度，可满足多种耕作要求。(3) 旋耕机旋耕机是一种全悬挂并由拖拉机动力输出轴驱动的土壤耕作机具，其工作部件为安装在水平轴上的旋刀，旋刀在拖拉机动力输出轴驱动下，垂直切削土壤，达到切土和碎土的目的。旋耕机的切土、碎土能力很强，一次就能达到耕、耙几次的效果，耕后地表较为平整、且松软，且能抢农时，减少拖拉机进地次数，降低作业成本，达到农艺要求。它对土壤湿度适应范围较大，因此，我国南方地区多用于秋耕稻茬种麦，水稻插秋前的水耕水耙。在我国北方地区，用于大田作物的浅耕灭茬，起到秸秆还田的作用。2.整机结构设计

18、分析本课题目的是设计满足农艺要求的高效率低能耗的旱地立式驱动耙。其设计要求如下：（1）耕深设计耙深为h=15cm,调节范围1018cm，耙深一致；（2）碎土程度沿地块对角线选择具有代表性的5个测点(每点面积为1m2)，若测点耕层内有直径5cm以上的土块超过5个时，即为碎土不良；（3） 尽量降低整机生产的成本，提高工作效率其结构要求如下：（1） 符合FS275的悬挂机构的几何尺寸要求：（2） 符合FS275拖拉机工作参数和功率输出轴的相关参数要求。（3） 机车通过万向节将动力输入机具变速箱驱动旋刀转动,为了尽量减小传动的不均匀性，机具与万向节之间的衔接点的位置设置不可过高。2.2 旋刀的运动学分

19、析 旋刀在工作时的运动为复合运动，其中绕刀盘中心旋转的运动为相对运动，设圆周速度为，机组匀速前进运动为牵连运动，前进速度。为旋刀旋转的角速度，则，圆周速度与机组前进速度之比，称为速度比。的大小对旋刀的运动轨迹及立式驱动耙的工作状况有重要影响，它确定了工作部件的运动轨迹如果旋刀以角速度转动，并以速度 前进，那么旋刀的端点A的运动轨迹为余摆线（如下图）。仅是旋刀在工作进程中不发生推土的必要条件，但是否能满足耙地疏松土壤的需要，还取决于机器前进速度Vm与旋刀工作转速的合理配合而当时，当刀具运动到一定位置时，就会出现Vx0的现象，即刀具的绝对速度与机器的前进方向相反，因而能以刀刃切削土壤，其运动轨迹为

20、余摆线。本课题所取的满足刀刃一直切土的要求。2.3 刀盘分布设计在允许的工作幅宽范围内机具横向放置六个刀盘，每个刀盘上对称放置两把旋刀，刀盘2和刀盘5是主动刀盘，刀盘1和刀盘3由刀盘2上的齿轮驱动，刀盘4和刀盘6由刀盘5上的齿轮驱动。刀盘1、2、3的运动相互关联组成一组，刀盘4、5、6运动相互关联组成另外一组，为了防止两刀盘组在传动和工作过程中产生运动干涉，刀盘3和刀盘4之间余留一个20mm的间隙。为了减小或抵消刀盘在工作过程中前进时的横向分力（横向分力过大会导致机具的横向振动，增大机具的损耗，增加机组工作的不平稳性），防止同组相邻两刀盘上的旋刀与旋刀之间的运动干涉，采取以下措施：1. 主动刀

21、盘（刀盘2和刀盘5 ）旋转方向相反（由机具的传动装置实现）；2. 主动刀盘与相邻两刀盘呈60度夹角放置。此时刀盘2和刀盘5、刀盘1和刀盘4、刀盘3和刀盘6的运动是两两对称关系，每个刀盘产生的横向分力正好被相对称的那个刀盘产生的横向分力相抵消。图3-2：刀盘分布示意图3 传动方案设计旱地立式驱动耙主体结构方案设计在满足农业机械设计要求和配套机车FS-275的挂接要求的前提下进行结构方案设计，并参考国内外旱地驱动耙产品数据和参考有关书籍，动力由万向节输入，首先机具上需要设计一组变速箱使得转速由输入时的540r/min变成输出时的190r/min；其次要求将万向节输入的水平方向的动力转变成竖直方向的

22、动力（由锥齿传动实现），再次实现主动刀盘相互间的反向传动。为此在设计过程中拟定了以下三种方案：方案一：万向节输入动力传给两个圆柱齿轮（级传动），这两个圆柱齿轮再将动力分别传递给左右两个圆锥齿轮（级传动），圆锥齿轮组将水平方向的动力转变成竖直方向的动力（级传动），进而驱动旋刀的转动。齿轮的转速是在动力传递过程中实现的，两个主动刀盘相对应的反向转动由圆锥齿轮的放置位置的不同而实现，具体情况见图53：结构设计方案一示意图。本方案的不足之处在于级传动的传动轴采用的是悬臂支承结构，当工作环境比较恶劣（多石土壤）时，会产生较大的振动和噪音，并会降低该机具的使用寿命。整机几何参数为：长（1654mm）、宽（

23、450mm）、 高（820mm）、工作时万向节衔接点的位置离地面的高度（470mm）。方案二：与方案一相似，也由三级传动组成，与方案一所不同的是在级传动和级传动之间放置了一个中间圆柱齿轮用以实现两个主动刀盘相对应的反向转动，并且在级传动的传动轴上安装了一个平衡机构，用于弥补悬臂支承结构带来的不利影响。具体情况见图54：结构设计方案二示意图。整机几何参数为：长（1654mm）、宽（450mm）、高（910mm）、工作时万向节衔接点的位置离地面的高度（470mm）。方案三：与方案一、方案二有着很大的区别：万向节输入动力直接传给圆锥齿轮组（级传动），在级传动便把水平方向的动力转变成竖直方方案三：与方

24、案一、方案二有着很大的区别：万向节输入动力直接传给圆锥齿轮组（级传动），在级传动便把水平方向的动力转变成竖直方向的动力，并且在级传动的传动轴上安装了两个圆柱齿轮，上面的那个齿轮与另外两个圆柱齿轮组成右方向上的传动（级传动、级传动），下面的那个齿轮与另外四个圆柱齿轮组成左方向上的传动（级传动、级传动、级传动），其中级传动实现了两个主动刀盘之间相对应的反向转动。具体情况见图55：结构设计方案三示意图。整机几何参数为：长（1654mm）、宽（693mm）、高（930mm）、工作时万向节衔接点的位置离地面的高度（540mm）。这三种方案的设计思路是在不断的摸索、分析、总结的过程中逐渐形成的，设计方案依

25、次从理论型转向实用型，其中第三套方案是这三种方案中最成熟也是最实用的。首先，从结构上考虑虽然方案三的整机几何尺寸比方案一、方案二大，但由于结构设计合理、齿轮布置紧凑、传动轴受力均匀、动力传递平稳，使得整机工作时有很高的稳定性，从而提高了机具的使用寿命；其次，从成本上考虑方案一只使用了一对圆锥齿轮，而方案一、方案二都使用了两对圆锥齿轮，但变速箱的齿轮总量大致相同，这使得整机的加工费用大幅度下降，从而提高了整机的经济性；第三，方案三的变速箱由两部分组成，这便于机具的安装和修理。 方案三的结构设计不足之处在于：工作时万向节与变速箱之间衔接点的位置相对方案一、方案二衔接点的位置偏高，在级传动中有可能存

26、在传动的不均匀性。综上所述，方案三在各方面的优势都比较明显，整机的实用性和经济性尤为突出,因此选定方案三的结构设计为最终确定方案。3.2 传动比的分配如方案三设计，总传动比，万向节输入动力直接传给圆锥齿轮组构成级传动，传动比，把水平方向的动力转变成竖直方向的动力。在级传动的传动轴上安装了两个圆柱齿轮，上面的那个齿轮与另外两个圆柱齿轮组成右方向上的传动构成级传动和级传动，下面的那个齿轮与另外四个圆柱齿轮组成左方向上的传动构成级传动、级传动、级传动，其中级传动实现了两个主动刀盘之间相对应的反向转动。 , ，。单盘作业扭矩与功率分析 单盘切削、破碎土壤所需的扭矩图314示意了单把旋刀切削、破碎土壤时

27、所需的扭矩变化规律，设单把旋刀的扭矩曲线为：单把旋刀切削土壤扭矩图单把旋刀每转所需扭矩为： （N.m.rad）每个刀盘有z把旋刀，则单个刀盘的扭矩为： （N.m.rad）因此根据单个刀盘上的扭矩可求得消耗的功率为：4.1.2 旱地驱动耙的功率消耗不考虑转移的力，旱地立式驱动耙单个刀盘在一个周期所消耗的总功等于：式中: 旋刀一个周期内所经过的路程（m）旋刀平均阻力（N） 单个刀盘上旋刀数在一个周期内，旋刀所经轨迹长度为L，因为旋刀运动轨迹的参数方程【3】为：， 因此在一个周期内，计算平面曲线的弧长：所以：将、代回（25）式，可得：则旱地驱动耙所需功率为：将，代入（27）式，得:其中：式中：旋刀平

28、均阻力（N）单个刀盘上的旋刀数目立式驱动耙消耗的总功率：其中：刀盘的个数 传动过程的功率分配理论情况下，由联轴器输入的功率向两边传递，传递功率，转速为，由于机器的工作环境的影响和传动的功耗（万向节、锥齿、直齿传动）的影响，取齿轮传动效率为0.97，最后传递给六把刀盘的功率为.5.传动件的设计5.1 轴的设计根据相关理论知识，可知：在传递功率相同的情况下，转速小时其传递的转矩大，由此需要刀轴的截面大，轴的直径大，轴的强度须进行强度校核。并且在传递较大功率时，要求其相应的轴的直径大。由以上理论可知，在轴的设计校核过程中，在此只需要对轴I和刀轴进行强度校核，其他轴可据此进行设计校核。齿轮箱里面轴I是

29、传动轴主要承受扭距，刀轴为转轴既承受弯距又承受扭距。5 选择轴的材料选择轴的材料为45钢，经调质处理，其机械性能由参考书机械设计中表11.1和表11.4查得：。5 轴上的功率P，转速n和转矩T取该级圆锥齿轮传动的效率（包括轴承效率在内）由联轴器传递给锥齿轮轴 = 1 * ROMAN I的功率为,传递转矩为，转速为。根据锥齿轮传递功率，考虑功率余量和传动的功耗（万向节、锥齿、直齿传动），可得每刀轴传递的功率为,传递转矩为，转速为。 确定轴的最小直径对只受扭矩或主要受扭矩的传动轴，安扭转强度条件计算轴的直径。若有弯矩作用，可用降低许用应力的方法来考虑其影响。扭矩强度条件为 （11.1）式中 轴的扭

30、转切应力，MPa; 轴所受的扭矩，； 轴的转速，； 轴所传递的功率，； 轴的许用扭转切应力，见表11.3.对实心的圆轴， ，以此代入式（11.1），可得轴的直径 （式5.1）式中，为取决于轴材料的许用扭转切应力的系数，其值可查表11.3.。当弯矩相对转矩很小时，取较小值，=112，代入上式，则轴 = 1 * ROMAN I结构设计：将上述数据代入（式5.1），计算可得，考虑到轴截面上开有花键，对于的轴，轴径增大20.可取轴的最小直径。参考相关轴的设计，可设计如上的轴的结构刀轴结构设计：将上述数据代入（式5.1），计算可得，考虑到截面上开有花键，对于的轴，轴径增大20，并加上需在轴上钻有内孔，可

31、取轴的最小直径。轴的强度校核 = 1 * ROMAN I的受力分析1）轴传递的转矩2）齿轮受力 法向载荷直齿锥齿轮齿面所受的通常都视为集中作用在平均分度圆上，受力分别为 为法向载荷分解的周向分力 为法向载荷分解的垂直于分度圆锥母线的分力 分解的径向分力 分解的轴向分力其中满足关系，.代入，可得153，代入上式，可得, ，3）支承反力的计算a,水平面支承反力由,得 ，代入计算得， =499N由，得 ，代入计算得，=572Nb,垂直面的支承反力由得 ,代入计算得，,=7574)作弯矩图和扭矩图a,水平面弯矩图 ，b,垂直面弯矩图垂直面弯矩 ,C、合成弯矩图，d、扭矩图前已算得4）按当量弯矩计算直径

32、查表15-8得，根据表15-7公式计算A截面轴径 ，在结构设计时，取是满足强度要求的 轴传递的转矩 2）齿轮受力 直齿圆柱齿轮传动时，沿啮合线作用在齿面上的法向载荷Fn垂直于齿面，在节点处分解为两个相互垂直的分力，即圆周了Ft与径向力Fr,如上图所示。且满足：式中：齿轮传递的转矩，单位为； 齿轮的节圆直径，多标准齿轮即为分度圆直径，单位为； 啮合角，对标准齿轮，.其中，将上式数据代入可得：,.3)支承反力的计算a,水平面支成反力由得,代入数据计算得，,b.垂直面支承反力由得，,代入数据计算得，,.4)作弯矩图和扭矩图a，水平面弯矩图b，垂直面弯矩图C，合成弯矩图d,扭矩图前已算得按当量弯矩计算

33、轴径查表15-8得，根据表15-7公式计算B截面轴径 ，在结构设计时，取是满足强度要求的。5.2轴承的选用和校核 轴承的作用是支撑轴及轴上的零件，保持轴的旋转精度，减少转轴与支撑之间的摩擦和磨损。 滚动轴承的类型应根据所受的载荷大小、性质、方向、转速及工作要求来选择。在圆锥齿轮变速箱及刀盘中，由于轴同时受径向载荷和轴向载荷，且为方便安装，外圈分离，所以圆锥滚子轴承。滚动轴承在同时承受径向和轴向联合载荷时，为了计算轴承寿命在相同条件下比较，需将实际工作载荷转化为当量动载荷。在当量动载荷作用下，轴承寿命与实际联合载荷下轴承的寿命相同。当量动载荷P的计算公式是 式中，径向载荷，N; 轴向载荷，N;

34、径向动载荷系数和轴向动载荷系数。由于机械工作时常具有震动和冲击，为此，轴承当量动载荷应按下式计算：，其中，均可通过查表获得。若轴承工作转速为，可求的以小时数为单位的基本额定寿命，寿命指数，球轴承，滚子轴承。1）刀盘轴：d=35mm,D=80mm,B=21mm, 基本额定动载荷,轴承代号：GB30307轴的转速为，.动载荷系数，派生轴向力,当时；时；。 = 1 * GB3 两支点反力 （对轴承1的中心取矩），得(力平衡) = 2 * GB3 两轴承的当量动载荷,如上图所示，所以轴系有右移的趋势，所以轴承2被“压紧”，轴承1被“放松”。 = 3 * GB3 轴承寿命 符合要求。2）轴 = 1 * ROMAN I：由刀轴的计算可知，以上基准所选出的轴承符合要求，且刀轴受力大，依上面可知，在选择轴承时，选取：d=40mm,D=80mm,B=18mm,轴承代号：GB30208要求为了满足互换性的要求，零件的加工过程中，加工尺寸须保证在一定的误差范围之内，满足一定的精度要求。根据相关工具书可知，农