清淤机旋耕式装置设计.doc

毕 业 设 计（论文）中文题目清淤机的旋耕式装置设计英文题目Design of rotary type device for dredging machine 清淤机的旋耕式装置设计摘 要：本文在分析清淤机旋耕式的结构组成和工作原理的前提下，介绍说明了其设计原则和设计步骤。并根据设计原则的要求，首先选择了旋耕系统的类型，确定旋耕系统的耕幅、传动型式、刀轴转速,离合器工作的选择等内容。然后具体设计了清淤机的传动装置包括齿轮箱的结构设计、关键零件的强度校核、耕深调节装置和工作部件总成的设计。其中清淤机的旋耕式的设计是本次设计中的主要内容，它包含了大量的工作：资料的整理，参数的设定，相关计算，绘图等。Abstract: in this paper, based on the analysis of the structure and working principle of the rotary type dredging machine, introduces the design principles and design steps. And according to the design principle, first select the type of the rotary tillage system, determine the rotary system working width, transmission type, spindle speed, clutch work selection etc. Then the specific design of the dredging machine transmission device - including gear box structure design, key parts of the strength check, depth adjusting device and the part assembly design. The design of rotary type dredging machine is the main content of this design, it contains a large amount of work: the collation of data, parameter setting, related calculation, drawing etc.关键字：清淤机 旋耕 Keywords: dredging machine rotary tillage目 录摘 要：1目录21.前言42、研制的目的和意义43、国内外概况、发展趋势53.1 目前我国主要清淤机械和疏浚设备有以下几大类型：53.1.1 绞吸式挖泥船：53.1.2 斗轮式挖泥船：63.1.3 抓斗式挖泥船：63.1.4 反铲式挖泥船：63.1.5 两栖式清淤机：63.1.6 挖塘机组：63.2 国外旋挖式清淤机：64：研发目的：75：总体设计方案的确定。75.1 方案确定依据75.2 总体结构与工作原理86：旋耕系统方案确定。96.1 整体方案的确定。96.2 主要参数确定。97：齿轮箱的确定127.1 齿轮箱传动方式的确定127.2 传动系数参数的确定138：齿轮箱轴的结构设计139 ：初步确定轴的最小轴直径1310 ：齿轮箱轴的设计1410.1 齿轮箱轴的结构设计1410.2 求轴上齿轮所受的力1510.3 结构设计1510.3.1 初选滚动轴承1510.3.2 求轴上的载荷1610.3.3 按弯扭合成应力校核轴的强度1810.4 精确校核轴的疲劳强度1811：第二级齿轮传动的设计和强度校核计算2011.1 选择类型、精度等级、材料及齿数。2011.1.1 材料的选择。2011.1.2 接触强度设计：2011.1.3 确定公式内的各计算数值：2111.2 计算小齿轮分度圆直径、圆周速度、齿宽等2111.3 弯曲强度设计2211.4 计算分度圆直径、中心距、齿轮宽度2411.5 验算2412:刀辊设计2412.1 旋耕系统负荷最大的部件就是刀辊轴2412.2 刀辊轴的设计计算说明2513:传动连接方案的选定26致 谢26参考文献：271.前言 现今我国大部分江河流域中，由于市场经济的不断发展和传统农业耕作方式的变化，过去农民使用河道、池塘的淤泥作为农家肥料的习惯已经改变，久而久之，造成河道、池塘的淤泥大量深积。淤泥中含有大量有机物质，经过发酵，容易使池塘、河道、水库富营养化，产生大量绿藻或造成恶臭，严重影响环境，影响渔业生产；河道、池塘、水库年久失修，大量淤泥沉积，造成河床、库底抬高，蓄水能力减弱，影响排灌、人民生活和农业生产，雨季易发生洪涝灾害，冬季影响航运交通。与此同时，大江、大河、湖泊也同样产生泥沙的严重淤积。 我国的河床现状决定了旋耕式清淤机发展的广阔前景。 2、研制的目的和意义我国河道，湖泊，水库，鱼虾池现状 我国 河湖众多，流域面积大于1000平方公里的大型河流有1500条左右；流域面积100平方公以下的中小型河流5万条以上，另外还有7.9万座各种型号水库和大量塘坝。由于河湖淤积，使防洪能力大大下降，致使水患频发。常造成小水小灾，大水大灾。为了保证江河安澜，近年来各省市对此工作已非常重视， 如上海，浙江及长江三角洲各市县清淤量已达数千万方，初步估算如这些中小型河道，湖泊，水库进行清淤每清深1.0米，可增加蓄水容量近百亿立方米。相当于新增万座中小型水库。据中国灌区协会统计：在我国5300多处万亩灌区中，有146处灌区在30万亩以上，目前灌区各级渠道迫切需要清淤治理，特别是沿黄各省市的引黄灌区。仅以山东聊城引黄位山灌区为例：其1,2,3干渠每年清淤量为411万方。 在我国百余座城市中，河道，湖泊清积也十分严重，每年雨季造成内涝时有发生。如北京，广州，南京等大城市都曾发生内涝，其主要原因在于河道淤塞，行洪不畅。尽管每年对城市河道，湖泊清淤投资力度很大，但成效欠佳，广州，深圳等对城市内河，湖泊清淤已投入数十亿元，但许多河，湖，浅，黑，臭问题应未得到有效解决。 大型湖泊治理，如滇池，太湖，巢湖，洪泽湖等虽然投资数百亿元，但由于缺乏经济适应的清淤设备，效果不太理想。 我国是世界上水产养殖大国，有各种鱼池，虾池近2300万亩。由于大部分池龄都在10年以上，淤患十分严重，一般最佳水深23米，而现在大多只有0.51.0米左右，使鱼，虾产量降低，水质恶化，病害增加，严重影响鱼，虾产量和质量。因此对清淤要求呼声甚高。由于缺乏有效机械设备，大多依靠人力进行，不但功效底，劳动强度也大。过去，我国水利施工大都是靠人推肩扛的人工作业方式完成，只有航道疏浚采用机械设备施工，90年代2000年，清淤机械设备基本上是仿制国外设备，到了2000年以后，我国才开始拥有自主研发。生产的能力。3、国内外概况、发展趋势3.1 目前我国主要清淤机械和疏浚设备有以下几大类型：3.1.1 绞吸式挖泥船： 该船型是清淤和疏浚的主要机型，大型的用于围海造地吹填和航道疏浚，中小型用于河道清淤，国产大型绞吸式挖泥船装机功率为1.2千瓦，泥浆泵流量1200015000m3/h.输泥能力15003500m3/h,小型的用于小型河道和鱼塘清淤，装机功率40千瓦，泥浆泵流量800m3/h.清淤能力4060m3/h。3.1.2 斗轮式挖泥船： 改船型主要用于河道和水库清淤，由于泥浆浓度高，清淤后河床平整，故使用比较普遍；3.1.3 抓斗式挖泥船：该船型由于结构简单，效率高而被普遍使用，它与泥舶配套作业，完成挖泥和输泥施工。主要海涂和河道清淤；3.1.4 反铲式挖泥船：该船型采用反铲式工作装置，3或4桩定位，可挖掘4类土壤。多用于河床和河道整治及清淤，大的斗容4m3,小的斗容0.3m3,和泥舶配套使用；3.1.5 两栖式清淤机：该机型包括浮箱履带和式海龟式清淤机，斗容0.31.4m3,可挖掘4类土壤，多用于小型河床和河道整治；3.1.6 挖塘机组： 该机型采用高压水冲淤结合小型泥浆泵吸泥及泵泥，作业方式为人工操作。主要用于小型清淤工程，由于设备低廉，操作简单而被普遍使用。河道清淤和整治的难点在于工业排放污染河水，工业垃圾沉积河底，生活垃圾漂浮河面，对于大型河道可以采用通用的绞吸或斗轮式挖泥船完成清淤或疏浚航道，而对于乡村级河道或城市内河、湖泊采用绞吸和斗轮挖泥船却难以清淤或疏浚，原因在于河道狭窄，大型挖泥船难以进入，另外垃圾致使工作装置堵塞导致无法正常作用，同时城市河道清淤时排泥场也是个大问题，因此内河乡村河道（420m河宽）清淤大都是采用人工或挖塘机组，造成清淤周边空气臭气熏天，工人劳动强度极大，淤泥要晾晒沉淀十几天，然后用挖掘机装车运走，这是不得已而为之，为此目前国内急需一种适用于乡村级河道的清淤机。3.2 国外旋挖式清淤机：旋挖式清淤机是2000年以后，出现的一种新机型，国内很多施工单位由美国IMS(阿纳森)购置，投入使用，效果良好。主要表现为：1：总体尺寸小，重量轻；2：运输方便；3：水上可以自航；4：泥浆浓度高，一般为2040%；5：清过的河床平整；6：可以和脱水机配套作业，干泥装车外运，清水达标后回放；无需设置排泥场。该机型结构上有如下特点：（1）：船体由两个边浮箱构成，涂刷环氧橡胶漆，浮箱填充发泡剂；（2）：旋挖工作装置设置在整机最前端，旋挖装置由两侧液压马达驱动，水下泥浆泵布置在旋挖装置后面，高浓度泥浆可直接吸入而后由泥浆泵排出，无吸沉现相，泥浆不扩散；（3）：船体后侧配有两个明轮，明轮由液压马达驱动 ，用于水上浮航以及水下清淤作业；（4）：驾驶室宽敞，配有泥浆浓度计，产量剂，测深仪，工作端面监视仪，卫星定位仪，（5）：柴油机，液压站整体装于船尾，便于安装，检修。从国内使用情况看，该机存在以下不足：（1）：绞刀头易缠绕河道中的编织物，原因在于国内河道普遍存在生活和工业垃圾，这些垃圾已成为我国清淤机械施工最大障碍，也是清淤机械工作装置研制最大课题。（2）：清淤施工时，移位明轮推力不足；（3）：工作移位方式采用绞车牵引， Y型布缆，需要不断抛锚和移锚，直接影响产量。4：研发目的：我国的清淤和疏浚市场急需一种体积小，重量轻，泥浆浓度高，适应中国河道垃圾，价格低廉，环保型清淤设备，以满足我国农田水利，中小河道建设及城市河道清淤的需要，为此，在对国外样机原理进行消化吸收后，结合中国河道实际状况，研制一种新型，高效，节能，环保型清淤机，在样机试制后，进行清淤实验，性能达到要求，再搞定型小批量生产。5：总体设计方案的确定。5.1 方案确定依据 乡村级河道或城市内河、湖泊采用绞吸和斗轮挖泥船却难以清淤或疏浚，原因在于河道狭窄，大型挖泥船难以进入，另外垃圾致使工作装置堵塞导致无法正常作用，同时城市河道清淤时排泥场也是个大问题，因此内河乡村河道（420m河宽）清淤大都是采用人工或挖塘机组，造成清淤周边空气臭气熏天，工人劳动强度极大，淤泥要晾晒沉淀十几天，然后用挖掘机装车运走，这是不得已而为之，为此目前国内急需一种适用于乡村级河道的清淤机。5.2 总体结构与工作原理（1）：工作装置采用旋耕式，耕刀按旋切泥浆设计，两端布置传动轴驱动旋切轴，旋耕装置破土，搅拌形成泥浆，有泥浆泵抽取排除；（2）：水下泥浆泵直接布置在旋耕装置后面，安装在桥架中，因此吸管极短，便于吸入工作装置中的高浓度泥浆，解决了吸沉问题，泥浆泵由液压马达直接驱动。其转速根据排距要求由变数箱控制，以期达到最大产量。泥浆泵要求无阻塞，可通过大颗粒物料且高浓度；（3）：船体采用整体式，前端带有凹槽的箱型焊接密闭结构，凹槽内便于安装桥架。船舷下部形状采用弧形，上端布置升降桩底座。船尾两侧设有两个螺旋桨推进器。船舯安放驾驶室，其后是油箱。船尾是机罩，内部设有动力系统；（4）：行走推进装置采用螺旋滚筒形式，即在钢筒上焊接螺旋叶片，左右各一支，左右旋向相反，螺旋滚筒两端安装液压马达，两个螺旋滚筒共4支。螺旋滚筒反向旋转可以实现整机前进或倒退，同向旋转可以实现横向位移。由于采用螺旋滚筒装置整机可以实现水陆两栖作业施工；（5）：升降桩采用船用4桩定位形式，上下升降由液压油缸控制。整机的船体升降依靠升降桩实现，最大作业水深可达2.5米。升降油缸位移由PLC编程控制；（6）：螺旋桨推进器采用液压马达驱动螺旋桨，本船配有2个推进器，船尾两侧各一个。前进迅速，转向灵活。工作原理该船由于采用螺旋滚筒式行走装置，可以在陆上或沼泽及河床上行走，实现两栖式作业施工。船体进入河道内，根据河道水位，首先调整升降桩，使螺旋滚筒支撑于河床。落下工作装置，调整油缸使旋切头到底要求清淤深度，开启泥浆泵排水，然后再旋转旋切头，根据泥散情况调整泥罩开度，以工作装置周围没有混水为宜。当螺旋滚筒旋转，整机前进，前进速度根据清淤深度调整液压油泵实现。清淤作业需要转向时可用螺旋滚筒转向差实现转向，由于河床不平需要调整船体高度，可用定位桩实现上下起落。6：旋耕系统方案确定。6.1 整体方案的确定。本文所设计的旋耕装置主要包括自驱动弧形齿盘式破土器、后固定梁、旋耕部件、深松铲、限深油缸、传动齿轮箱、油缸支臂、侧壁板、主梁、悬挂架等组成，其中旋耕系统和弧形齿盘式破土装置是本机具的关键部件。从节省动力的角度出发，将整机工作中的滑动阻力变为滚动阻力，并将破土齿盘产生的扭矩转变为旋耕刀轴的旋转驱动力，前轴既是工作主轴，又是动力驱动轴，节省了常规旋耕作业时电机PTO的驱动动力。该机具由大马力电机液压悬挂连接，自驱动弧形齿盘式破土器滚切作业，实现破土过程。弧形齿杆与土壤的摩擦力所产生的扭矩通过驱动齿杆轮辐传给方轴，再经侧边传动齿轮箱将动力进一步分配给旋耕部件，实现高速碎土作业。耕深由电子-液压耕深自动调节系统自动控制，机架上的限深油缸也可以单独调整旋耕深度。深松铲随箱体进行深松作业。与国内同类机型相比，该机具采用了自驱动式弧形齿盘破土器和螺旋碎土装置，集成了减阻型深松铲和组合式碎土器，能够一次完成破土，粉碎，搅拌，抽取泥浆等多项作业。6.2 主要参数确定。破土装置运动分析 工作时机组前进，弧形齿杆入土后，土壤阻力迫使破土器主轴转动并通过侧边传动箱带动后刀辊旋转。前轴因要带动后刀辊工作 ，所需扭矩较大，致使入土时齿杆在土中产生向前的局部滑移，这种滑移现象的实际效果是弧形齿盘破土器一方面向前滑移并耕松土壤 ，另一方面获得扭矩驱动后刀辊旋转 ，弧形齿杆引起土壤松动从而使后刀辊的负荷减轻 。对于土质和耕作要求不同时，可调整前后工作单元的相对入土深度。 根据自驱动弧形齿盘工作原理，齿盘的运动为机组直线运动和其自身回转运动的合成运动，在水平面内假设弧形尺杆端点为 F(x,y)，以刀盘中心为原点，电机前进方向为 x 轴，垂直向上为 y 轴，其运动方程可表示为 x = vm t + R cos wt y = R sin wt 式中， 为齿盘角速度，rad/s；vm 为机组前进速度， m/s；R 为齿盘刀片回转半径，m。定义合成运动的速比 =R/vm， 时破土器1的运动轨迹为一短幅摆线 ，弧形齿杆工作时，一方面入土产生与 vm 方向相反的土壤反作用力，驱动弧形齿盘转动。另一方面向前滑移并带出淤泥，达到松碎土壤的目的，为了保证在加工土壤过程中推动机具前进，不至于使破土功耗增大，取 =0.80.9。破土装置的转速 n 驱动力矩越大，对破土越有利，同时结合实际整机尺寸，设计弧形齿盘式破土器直径为 3 m。破土器转速依据公式（2）计算 30 vm l n=（2） R式中， 为破土器速比；R 为齿盘半径，m；n 为齿盘转速，r/min。 由 此 确 定 弧 形 齿 盘 式 破 土 器 转 速 为 33 37 r/min。主要工作部件设计自驱动弧形齿盘式破土装置设计 自驱动弧形齿盘式破土装置主要由弧形齿杆，驱动齿杆轮辐，间管和接盘，方轴，紧固螺栓和沉头螺栓等构成。主体框架采用组合式辐盘结构，多把弧形齿交错对称布置，可增强破土器的运转稳定性和破土连续性。齿杆轮直径设计为 1 400 mm，重量和驱动力臂较大，可节省牵引力。驱动力来源于齿盘与土壤的抛切反力，阻力大大减少。齿杆轮辐周边铸造出固定齿座，用于安装左右弧形齿，增强玉米根土切碎效果并且利于装配和更换，从而获得良好的破土均匀性和起土可靠性。弧形齿盘式破土装置外形尺寸为1 400 200 mm，驱动齿杆轮辐直径为 700 mm，40 把弧形齿杆交错对称布置，每把齿杆安装角为 18，侧倾角（齿盘所在平面与刀刃平面的夹角）为 21.5，刀刃角（即刃磨角）为 24，刃口长为 27 mm，齿杆厚度为 20 mm。选择 65Mn 作为弧形杆齿的材料，为了充分提高根部与刃部过渡区的抗弯强度，齿杆整体淬火后分段回火，刃尖、刃部分低温回火，根部进行中温回火。刃尖淬火强度为 6062HRC，刀刃、杆背部分的硬度为甘 HRC 5255，根部硬度为 HRC 4548。室内土槽试验表明，当牵引加速时，齿杆根部处抗弯强度小于 65Mn 最大屈服强度（450.8 MPa）11，满足工作条件下最大应力集中区强度的要求。深松铲设计深松铲设计成双翼形铲，按照正交组合试验方法设计铲尖的结构参数，通过土槽试验确定参数回归方程，优化方程得到牵引阻力最小时的结构参数为：翼张角 为 31.87、刃角 为20.78、翼倾角 为21.44，最小工作阻力为 2 689.39 N。铲体宽度 B 为100 mm，隙角 约为 8，切土角 += ，为 28.78，铲尖刃口厚度为 1.5 mm，深松深度 35 cm。深松铲采用65Mn 钢制造，刃部进行热处理。淬火区宽度 30 mm，硬度为 HRC52。 个深松铲均匀布置于破土装置后方。铲柄设计为 L 形，根据农业机械设计手册中对铲柄承载能力的要求，确定弯曲半径 R 为250 mm、铲柄高度 H 为 445 mm、铲柄跨距 L 为205 mm、安装角 为 22。为保证铲柄的弹性和大变形不断裂，材料选用 Q275 钢，经过热轧冷拔和热处理，硬度不大于 302 HB。螺旋碎土装置螺旋碎土装置主要由螺旋式刀盘焊合刀轴和 IT245 阿尔法宽型耐磨旋耕刀构成，将刀辊分成均等的 2 部分（右刀辊和左刀辊），旋耕刀片分别按 4 头螺旋线排列，旋向相反，升角相同，左、右半刀辊初始角相同 13-14，每个刀盘与每条螺旋线交汇处安装一把刀。同刀辊上相邻 2 条螺旋线上安装反向刀片。刀盘间距为 135 mm，左、右 2 组刀盘共 30 个，中间结合部最右 侧左刀辊的左弯刀与最 左侧右刀辊的 右弯刀之间留有不大于 5 mm 间隙，此处刀盘间140 mm。旋耕刀片共 120 把。旋耕深度 1218 cm。7：齿轮箱的确定7.1 齿轮箱传动方式的确定根据传动要求和设计目的，选择的传动形式为全齿轮传动。因为设计的是中小型旋耕系统，突出的是耕副宽，即40cm。再者基于动力源为电机，故传动原理和所设计的传动结构布局如下说明：清淤机的旋耕式装置设计版权所有。附件（设计图纸及其他内容）有需要的同学可联系，林荣华，qq：710266309.电话机输出轴，即动力源，输出的动力经万向节总成传至中间齿轮箱，然后通过中间齿轮箱的三级变速传动，把运动和动力传递到辊刀轴，即执行机构。动力- 变速系统-旋耕刀辊7.2 传动系数参数的确定传动方案的分配，首级采用一级带传动。传动比为1.2，末端出于工作环境考虑，为防止水下工作对传动的影响，采用传动轴传动，传动比为3。各对齿数的确定表2 变速箱变速原理Table2 Gear box speed change principle快档慢档倒档第一级i=1.2i=1.2i=1.2清淤机的旋耕式装置设计版权所有。附件（设计图纸及其他内容）有需要的同学可联系，林荣华，qq：710266309.电话二级i=40/25i=48/17i=24第三级i=56/16i=56/16i=第四级i=3i=3i=3通过拨叉将轴上主动滑移双联齿轮向前拨,使主动滑移双联齿轮与轴上的啮合,这时旋耕系统进入快档，其余同理。8：齿轮箱轴的结构设计 齿轮箱轴为旋耕系统的动力输入轴，由于旋耕系统动力传入方式不是离合器，而是通过万向节将动力源和旋耕系统连接起来。所以轴的最小轴径为花键轴段处即图中所示A段。9 ：初步确定轴的最小轴直径设轴的功率为p1，转速为n1，转矩为T1，设经万向节传动的传动效率为=0.9 则轴的功率为:p1=Pn1 p2=3.910.9=3.5232（kw） 设轴的转速为: 2600 r/min 则轴的转矩为： T1=9.5510p1n1 电机的输出功率为3.5232kw，功率较小。然而传入轴的转速为2600 r/min较低，所以关键轴受力较恶劣，应考虑选取轴的材料为45#钢，调质处理。根据机械设计手册，选取A0=112，于是： =13.31mm ； 取d=17mm很显然选取的d=52mm为安装小锥齿轮的外花键的小径的大小。如图所示的A段。10 ：齿轮箱轴的设计10.1 齿轮箱轴的结构设计柴油机输出轴的功率为P=3.91kw设轴的功率为p2，转速为，转矩为T2，设经链传动的传动效率为=0.9，轮箱输入轴的传动效率为：轴的功率为: = =3.910.90.970.97=3.11027（KW）轴的转速为: =/i=540（3519）=293.14（r/min） 轴的转矩为： =9.550 =9.55103.11027293=1499317（N .mm）10.2 求轴上齿轮所受的力 =435=140mm 通常情况下取0.250.35，在此选取=0.3 =（1-0.50.3）140=116.7mm =21499317116.72=25695N =28.4956 =8218 =4461N =10800N10.3 结构设计确定轴上零件的装配方案，如图4所表示：轴上零件的装配顺序为；首先从右边安装小直齿轮，接着在直齿轮的右边放上隔离套，用来和要安装的齿轮实行轴向定位。然后右边设有衬套，用来安装轴承，最后右边装上轴承盖。其次，左边只装上轴承和轴承盖就可以了。此种装配方案的设计和选定，既满足轴的结构简单，有符合轴上零件装配方便的要求。根据轴上零件的定位要求，确定轴各阶梯段的长度和直径。10.3.1 初选滚动轴承因为轴承同时承受径向力和轴向力作用，故选单列圆锥滚子轴承，参照工作要求，并根据d=65，有轴承产品目录中初步选定0基本游隙组，标准精度等级的单列圆锥滚子轴承30313，其中尺寸分别为dDT=6514036. 取安装直齿轮的轴径为65mm，直齿轮左段采用轴肩实行轴向定位，轴肩的高度h0.07d,取h=5mm.右段采用套筒实行轴向定位。设直齿轮的轮毂宽为80，所以选取 安装直齿轮的轴段长设计为76mm，短于轮毂34mm增强对直齿轮轴上定位的可靠性。齿轮处的轴径为d=60mm,因为l=(11.2)d,得出锥齿轮的轮毂宽度为62mm。直齿轮中心线到右箱体壁的距离为l=40+20+62+12=134mm,故轴肩的长度 为:134-40-12=82mm。轴的结构示意图如下：图4 轴的示意图Fig 4 The Schematic drawing of Axis轴上零件的周向定位直齿轮在轴上的周向定位上采用平键联结。由手册查得平键的截面尺寸为：bh=20mm12mm.(GB/T1995-1979)，键槽用键槽铣刀加工，长为63mm，同时为了保证齿轮与轴的配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为，滚动轴承与轴的周向定位是借过度配合来保证的。此处选轴的直径尺寸公差为m6。锥齿轮的周向定位是靠花键轴连接来保证的。确定轴上圆角和到角的尺寸：参考手册,取轴段角为245。10.3.2 求轴上的载荷首先根据轴的结构图作出轴的计算简图。在确定轴承的支点位置时，应从设计手册中查取a值。对于30313型圆锥滚子轴承，由设计手册查得a=29mm，因此，可以作出作为简支梁的轴的支撑跨距。再根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图。图5 轴的弯矩图和扭矩图Fig 5 The Bending-moment diagram and Torque chart of Axis清淤机的旋耕式装置设计版权所有。附件（设计图纸及其他内容）有需要的同学可联系，林荣华，qq：710266309.电话中Fr=233.26N, Ft640.89N RH1=530.4 RH2=110.49 RV1 193.04 RV2=40.32MH=13260Nmm,MV=4862Nmm 求得M=14110N Mca=17066Nm 26.3Mpa求轴承处的支反力： 同理可以求出 ： 同理可以求出：从轴的结构以及弯矩图和扭矩图可以看出截面D是轴的危险截面；现将计算出的截面D处的、及M的值列于下表。表3 轴受载荷表Table 3 Axle loads载 荷水平面 H垂直面 V支反力 F弯矩M总弯矩扭矩T10.3.3 按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面D）的强度。根据式机械设计教材上15-5及上表中的数值，并取=0.6，轴的计算应力为： =70.59Ma前已选定轴的材料为38Cr,由机械设计教材上表15-1查得:=75Ma因此=70.59 Ma=75 Ma，故安全。10.4 精确校核轴的疲劳强度判断危险截面从应力集中对轴的疲劳强度的影响，截面A过盈，配合引起应力集中严重故校核A截面左侧抗弯截面系数： 抗扭截面系数：截面弯矩为：截面上的扭矩为：=155MPa截面上的弯曲应力：截面上的扭转切应力：轴的材料为45#钢调质处理，由机械设计教材表15-1查得： =275MPa； 截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数，按机械设计手册查取得： 因为r/d=2.0/62=0.0.05 D/d=62/60=1.176径插值后可查得： =2.09； =1.6又由机械设计教材附图3-1，可得轴的材料敏性系数为：； 故有应力集中系数按式得：由附图3-2得尺寸系数为：由附图3-3得扭转尺寸系数为：轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为：轴未经表面强化处理，即：轴上外花键的有效应力集中系数为：； 按式机械设计教材3-12得综合系数值为： 又由机械设计教材45#的特性系数为： =0.20.3 取=0.25 =0.10.15取=0.1于是计算安全系数值，按机械设计教材15-615-8得： S=1.故可知其安全。11：第二级齿轮传动的设计和强度校核计算11.1 选择类型、精度等级、材料及齿数。传动方案图见图3。选用直齿圆柱齿轮传动。耕机为工作功率较大的工作机器，但速度不高，故选用7级精度（GB10095-88）11.1.1 材料的选择。查齿轮的设计手册，选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮：材料为45钢硬度为240HBS，二者材料硬度相差为40HBS。齿轮齿数为=25，大齿轮齿数为=u*i=252.82=40取=4011.1.2 接触强度设计：由设计计算公式进行试算，即：2.3211.1.3 确定公式内的各计算数值：计算小齿轮传递的转矩： = 9.55103.5*.92293=1499317（N.m）由机械设计教材表10-7选取齿宽系数为=0.8机械设计教材表10-6查得材料的弹性影响系数为=189.8MPa由机械设计教材图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触强度极限为=920MPa；大齿轮的接触强度极限为=800 MPa；由式机械设计教材10-13计算应力循环次数：假设旋耕系统一天工作16小时，工作寿命为15年，则： =60=602931（1630015）= N=1.2/1.45=5.67由教材图10-19查得接触疲劳寿命系数：=1.01，=10.3计算接触疲劳许用应力：取失效概率为1%，安全系数S=1，由教材公式（10-12）得： =0.91280=828MPa =0.951280=1318.4 Mpa11.2 计算小齿轮分度圆直径、圆周速度、齿宽等试算小齿轮分度圆直径，代入中的较小的值：2.32=50.01mm计算圆周速度： =5.5m/s计算齿宽b： b=*=0.895.3368=76.269mm计算齿宽和齿高之比b/h： 模数：=/=50.01/25=2mm 齿高：h=2.25m=2.253.97=8.938mm b/ h=76.269/8.938=6.53计算载荷系数：根据=5.5m/s，7级精度，由图10-8查得动载系数=0.96；直齿轮，假设/ b100。由表10-3查得=1.2；由表10-2查得使用系数=1；由表10-4查得7级精度，小齿轮相对支承对称布置时， =1.12+0.180.8+0.2310b=1.12+0.180.8+0.231076.269=1.3清淤机的旋耕式装置设计版权所有。附件（设计图纸及其他内容）有需要的同学可联系，林荣华，qq：710266309.电话b/ h=6.5，=1.3查图10-13得=1.22故载荷系数为： =10.961.121.257=1.778按实际的载荷系数校正所算的分度圆直径，由公式10-10a得： =50.12mm计算模数： = /=50.12/25=2mm11.3 弯曲强度设计由式（10-5）得弯曲强度的设计公式为： 确定公式内的各计算数值：由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限：=920MPa；大齿轮的弯曲疲劳强度极限： =920MPa；由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数=0.89，=0.0895计算弯曲疲劳许用应力：取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由公式（10-12）得： =584.857MPa =588.4 MPa计算载荷系数： =1.778查取齿形系数： 由表10-5查得：=2.6，=2.4查取应力校正系数由表10-5可查得：=1.595， =1.67计算大，小齿轮的并加以比较： =0.0109 =0.014 故大齿轮的数值大。设计计算： =2mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，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，可取由弯曲强度算得的模数3.76并就近圆整为标准值=4mm，按接触强度算得的分度圆直径=5.012mm，算出小齿轮齿数为： =/=50.12/2=23.8，取=25 =242.83=34.8 取=4011.