植树挖坑机总体结构及其零部件的设计

本科毕业设计（论文）本科生毕业论文（设计）任务书题目 植树挖坑机总体结构及其零部件的设计内容：（1）植树挖坑机总体结构设计；（2）减速器的设计； （3）螺旋挖铲的设计； （4）悬挂架的设计。应达到的要求或技术指标：（1）配套动力 12 马力（2）输出轴转速 540r/min（3）工作轴转速 220300 r/min（4）挖坑直径 5001000mm（5）挖坑深度 600900mm主要写作思路或设计方法：1、到工厂搜集和本设计有关的资料。2、运用学过的相关专业知识和有关的资料，确定基本传动方案。3、采用类比的方法确定多种设计方案，并比较选取最佳方案。完成本课题应具备的理论及技术环境（软件、硬件）1、AUTOCAD 绘图软件对挖坑机整体进行设计，绘画出装配图。2、相应的设计书籍，以便翻阅查找，进行设计。3、现场和学校有设计室。4、机械设计制造本科专业所学的理论各阶段任务安排：毕业设计时间： 2011 年 10 月 31 日 至 2011 年 12 月 18日第一周：调研、搜集资料，写开题报告；第二周：拟定植树挖坑机的总体设计方案；第三周：减速器的设计；第四周：提升机构的设计；第五周：绘制装配图及其零件图；第六周：编写说明书，根据指导老师的意见修改论文；第七周：完善设计，打印装订。参考资料：机械设计课程设计手册、机械设计、机械原理、万向节传动轴手册、国标农用拖拉机动力输出轴手册任务完成后须上交的成果：设计说明书 1 份 、装配图 1 张零件图 4 张、 手稿 1 份 本科毕业设计（论文）植树挖坑机的总体结构机器零部件设计中文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、技术性能等。通过分析指导老师给与的原始数据，确定方案的可行性、经济效益以及综合实际考虑，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。中文关键字挖坑机，减速器，齿轮设计。本科毕业设计（论文）ABSTRACTThis paper introduces the background of digging machine for tree planting, the research status at home and abroad, digging machine design requirements and types, working principle, technical performance. Through the analysis of guiding teachers to give the original data, to determine the feasibility of the program, economic benefits and comprehensive practical considerations, completed the design of digging machine for tree planting. On the basis of the digging machine for planting trees from the structure principle, power selection, a universal transmission shaft design, design, spiral digging shovel lifting mechanism design, the design of reducer are expounded.Key words Digging machine, reducer, gear design.本科毕业设计（论文）目录一、引言11、国内外技术状况12 设计结构2二、设计概述21、设计主要内容22、挖坑机的设计要求23、独立式转速动力输出轴34、万向传动轴设计4三、挖坑机的设计61、结构72、间隙调整73、设计7四、锥齿轮传动设计计算91、选择齿轮材料及精度92、按齿面接触强度设计93、按齿根弯曲强度设计114、计算尺寸表12五、轴的计算131、高速轴的设计132、低速轴的设计173、密封和润滑的设计21六、挖坑机框架的设计221、根据实际情况选购挖坑机222、螺旋挖铲的设计223、提升机构设计264、安全销26七、发展趋势271、一机多能272、人机和谐273、应用范围27八、设计小结27九、致谢28参考文献28本科毕业设计（论文）一、引言本次设计旨在检验大学四年里同学们的学习成果，梳理专业知识。通过本次毕业设计找出自己的不足之处，提高自己在设计、制造、生产方面的知识，同时培养同学们团队合作精神，协调工作能力，为将来做上工作岗位打下良好的基础。本次设计题目为植树挖坑几，我国在“十二五”规划中把生存环境建设摆到了突出的战略位置。我国三峡长江流域防护林体系建设工程、退耕还林工程中面积为 26329.5 万公顷，森林面积为 15874.1 万公顷，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，所以单靠手工种树，已经不能满足生态和发展的需求，机械化造林劳动效率高，减轻劳动强度，还能保证质量，降低成本，不仅能得到很好的经济效益，又会带来巨大的生态效益和社会效益。1、国内外技术状况在国内，悬挂式挖坑机的生产和应用较为广泛，该类挖坑机通常具有较大的功率，机动性强，能挖较大较深坑，大多应用与大面积植树造林，但我国生产的技术水平比较低，在陡坡和复杂地区很难正常进行植树挖坑作业，只能依靠手提式挖坑机。手提式挖坑机在我国刚刚崭露头角，很多方面不够完善特别是在人机关系方面。相比之下，国外研究状况要好一些。有日本生产的自走式高性能挖坑整地机采用柴油机作为动力，适用于坡度高达 56的陡坡作业，每天可挖坑植树 300400 个。美国生产的悬挂式三钻头挖坑机钻头之间的距离是可调节的，适用于平原地区大面积植树造林，工作效率高。但国外的挖坑机大都价格昂贵。结合中外挖坑机的特点，本设计主要设计方向是质优价廉，人机协调的悬挂式挖坑机。悬挂式挖坑机2、设计结构整体结构：本书设计的挖坑机是一种与小四轮拖拉机配套的悬挂式挖坑 1机，有悬挂架、动力输出轴、减速箱、螺旋型钻头等构成；悬挂架分别与拖拉本科毕业设计（论文）机和减速箱铰合联接，螺旋团头固定在减速箱输出轴上；拖拉机的提升臂带悬挂架进行升降。万向传动轴的设计。 2减速器的设计：计算传动装置的运动和动力参数，传动零件的设计计算， 3减速箱的结构设计，轴的计算，键的选择和计算。二、设计概述1、设计主要内容挖坑机的结构是由一种与小四论拖拉机配套的悬挂式挖坑机，由悬挂架、减速箱、螺旋挖头、等构成；悬挂架两端分别与拖拉机和减速箱铰合连接，万向联轴器连接拖拉机与减速箱的输入输出轴，双螺旋型钻头固定在减速箱的输出轴上，拖拉机的提升臂拖带悬挂架进行升降，动力经万向联轴器传动；此类挖坑机具有结构简单、作业质量好、效率高、移动及通过性能灵活的特点，广泛应用于植树造林、埋设桩柱等作业；设计内容包括：动力选择、万向传动轴设计、螺旋挖铲的设计、减速器的设计。2、挖坑机设计要求挖坑机所挖出的坑径与坑深应满足栽植树木的要求。 1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 2系的生长。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 3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。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 4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。设计出的挖坑机应符合以下技术要求： 51）配套拖拉机动力为 12 马力2）怠速输出轴转速 540r/min3）工作轴转速 220300 r/min4）挖坑直径 5001000mm5）挖坑深度 600900mm；3、独立式转速动力输出轴参照 JSO500-1979农业拖拉机-动力输出轴和牵引装置-技术规格选取：动力输出轴标准转速 540r/min,并应在发动机规定转速的 80%-90%之间达到； 1从拖拉机前进方向看，动力输出轴顺时针方向旋转。 2本科毕业设计（论文）具体数值如下：（根据 12 马力的小四轮拖拉机选取）公称直径 35mm花键形式 6 齿矩形花键轴线位置 离地高度：450675mm允许偏离拖拉机纵向对称平面：50mm动力输出轴轴伸及其联结套的型式、尺寸、性能、位置 3具体数值如下：动力输出轴型号 I II III公称直径（mm） 35 35 45花键型式 6 齿矩形花键21 齿渐开线花键 20 齿渐开线花键动力输出轴功率=48Kw离地高度（mm） 450675450675650875轴 线位 置允许偏离拖拉机纵向对称平面（mm）50 50 50本设计选用 6 齿矩形花键花键要素 内 花 键 外 花 键齿 数 6 6槽 宽 L 键 宽 S公称尺寸 3.69 公称尺寸 8.69上偏差 +0.05 综合上偏差 -0.05下偏差 +0.02 上偏差 -0.09公差及检验综合下偏差 0 下偏差 -0.164、万向传动轴设计、万向节传动轴组成（图） 1本科毕业设计（论文）1-联 接 拖 拉 机 动 力 输 出 轴 与 伸 缩 轴 的 万向 节 ； 2伸 缩 轴 ； 3联 接 伸 缩 轴 与 农 机具 轴 的 万 向 节 ； 4农 机 具 动 力 输 入 轴 安全 防 护 罩 ； 5农 机 动 力 输 入 轴 ； 6-万 向节 传 动 轴 安 全 防 护 罩 ； 7拖 拉 机 动 力 输出 轴 安 全 防 护 罩 ； 8拖 拉 机 动 力 输 出 轴万向铰链机构（万向节）又称万向联轴器。它用于传递两相交轴间的运动，这种联轴器可以允许两轴间有较大的夹角（夹角 最大可达到 35-45）而且机器运转时，夹角发生改变仍可正常转动；但 过大时传动效率会显著降低。注：万向传动轴必须设置安全防护罩。、万向传动轴的型式与基本尺寸的确定： 21） 、万向节传递动轴的传递功率：2） 、滚针轴承在万向节叉上的固定型式孔挡式*注：一般有两种固定形式：孔挡式和轴挡式，新产品不推荐使用轴挡式。万向节节叉叉腿尺寸 （mm）马力等级 传递功率（hp） 最大传递扭矩12 12 16B 12B31D280 0.327547 0.120.638283D4L 120.28940 48 0.12 0.012 0.10本科毕业设计（论文）节叉叉腿花键孔节叉尾部尺寸(mm)L 1d b t 1b95 20 045.205.1828.1 10M3） 、十字轴、滚针轴承的尺寸：选用型号Z 34607C十字轴组合 十字轴H 1D轴承标准代号 0Hdn 11272.5 42 28 704902 4.126012.514.5 4 0.12 0.025 0.014)、伸缩轴的型式和截面尺寸：*注：一般型式有方轴管型、柠檬管型、花键轴套型。本设计采用花键轴套型。花键轴套型伸缩轴截面尺寸 （mm）花键轴套型套管管（mm） 方孔 a (mm)马 力等 级伸缩轴与套管的最小重合长度（mm）d S 尺 寸 公 差12 75 50 3 2842.01L 14B1dN Z-D*d*b110 20 21.4 0.2315B2d2L4L6 3 22 5 500.52(634.93)27186本科毕业设计（论文）5） 、固定滚针轴承用挡圈的型式和尺寸：孔 挡 式孔 用 弹 性 挡 圈马 力等 级规 格 标 准 代 号12 28 GB 893-766）矩形花键孔节叉用定位销和弹簧的尺寸：花键型号 功率等级 数 量I38 型 84206.1854I 型型（21 齿） .180345-60 PS12-32 PS21定位销的尺寸、传动轴使用条件： 31） 、环境温度-540；2） 、最佳工作角度 =05；3） 、农具入土、出土时万向节夹角允许 1530；4） 、转速 5401000r/min；5） 、静态最大不干涉角 70；6） 、定期进行润滑保养。三、挖坑机的设计、结构植树挖坑机的传动系统中，减速器选用一级齿轮减速器，主动锥齿轮与输入轴制成一体，用圆锥滚子轴承支承。这两个轴承安装在减速器箱体轴承孔内，并被阶梯轴定位，用来承受在主减速器工作时对主动锥齿轮产生轴向和径向力。从动锥齿轮处于两圆锥滚子之间。圆锥滚子在减速器箱体内被阶梯轴定位。本科毕业设计（论文）2、间隙调整圆锥滚子轴承预紧： 1对于圆锥轴承施加适当的预紧力是提高支撑刚度的措施之一。实践表明锥齿轮两支撑刚度对齿轮寿命影响极大。大小锥齿轮在水平和垂直平面内的最大变形量应不超过0.075 mm。除在结构上采取一定措施外，通常在安装圆锥轴承时带有一定的预紧力。调整预紧力时应在大、小锥齿轮不受力的情况下进行。预紧力的大小，以相当于转动齿轮时有 2.062.45 NM 的阻力矩为宜。对从动锥齿轮的锥轴承，由于其支承结构不同，受热后轴承的紧度可能增加。故从动锥齿轮的锥轴承不宜有预紧度，甚至可留有适当间隙。即便预紧，其预紧程度也不宜超过支承主动锥齿轮轴承的预紧度。齿面接触调整： 2适当的齿轮间隙是齿轮正常工作的条件之一，如果间隙过小，不能在齿面之间形成一定厚度的油膜，使轮齿工作面的润滑和冷却变坏，工作中会发生噪音及热量，并加剧轮齿齿面的磨损和擦伤，甚至会导致轮齿卡死和折断；当间隙过大时，轮齿齿面会产生冲击负荷，破坏油膜，并在车速或负荷急剧变化时，出现冲击响声，同样也会加剧齿面的磨损，严重时，能使轮齿折断。调整方法为调整锁紧螺母保证正常啮合，即两个锥齿轮节锥顶和节锥母线重合，运转时速度均匀，没有冲击和振动，且传动噪声小。3、设计传动效率： 1万向联轴器（2 个） 120.97.0.94滚动轴承（一对） 348圆锥齿轮传动效率 5.弹性联轴器 6所以得出总效率 123450.7本科毕业设计（论文）确定传动比： 2已知输入轴转速 =540r/min,要求工作轴转速 =220-300r/min。n入 n出maxmin2.45i入（取平均值，确定传动比 i=2.2）inax1.8入计算传动装置的运动和动力参数 31）拖拉机输出轴=8.88kwP=157.04 NM1950T=540r/min1n2）减速器高速轴：=0.88 0.98 0.98 0.98=8.358kw123P=147.804 NM2T=540r/minn3）减速器低速轴：=8.35 0.98 0.95=7.78245=302.73 NM3Ti=245.45 r/min1ni计算出的参数表：计算出的参数 功率 PKW转矩 TNM转速 nr/min传动比 i拖拉机轴 8.88 157.04 540减速器高速轴 8.358 147.804 540 1减速器低速轴 7.78 302.73 245.45 2.2本科毕业设计（论文）四、锥齿轮传动设计计算1、选择齿轮材料及精度考虑挖坑机的工作类型而且减速器传递功率不大，小齿轮选 40Cr (调质)硬度 280HBS；大齿轮 45 号钢（调质）硬度为 240HBS；材料硬度相差 40HBS。挖坑机为一般工作机器，速度不高，故选用 8 级精度，齿形角 =20，齿顶高系数 ,顶隙系数*1ah0.2c压力角 1我国对一般用途的齿轮传动规定标准压力角为 =20齿数 Z 的选择 2初选 1217;38Z齿宽系数 R=0.25-0.35，取 0.3 32、按齿面接触强度设计齿轮接触面强度设计公式为 231 2.9()(10.5)tEt HKZd RRu确定公式计算数值： 11)初选 Kt=1.32)小齿轮传递的转矩=147.804 NM22950PTn3)齿宽系数 d=0.34)查表 10-6 确定材料的弹性系数 ；1/289.EZMPa.5HZ5)按齿面强度查得小齿轮的接触疲劳强度极限=600MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限 =550MPa。lim1H lim26)计算应力循环次数（一班制，10 年工作寿命，一年 300 天）小齿轮： =7.776160hNnJL大齿轮： 8222 3.10FNEFKS7)由图 10-13 计算接触疲劳寿命系数：=0.90； =0.961HNK2HN8)计算接触疲劳许用应力：取失效概率为 1%，安全系数 S=1，由式 10-12 得=540 MPa；1lim11HNS本科毕业设计（论文）=528MPa；2lim22HNKS计算数值： 21)计算小齿轮分度圆直径 ，代入 中的较小的值。即 =528 MPa1td 2H计算得 ；109td2)计算圆周速度 V=3.08 m/s160tnV3)计算齿宽 b：=40dR节圆锥角：=24.1112arctn()Z=90- =65.921节锥顶矩： =133.4712sintdR4)计算齿宽与齿高之比 b/h模数： =6.4 mm1ttdmZ齿高： =14.422.5thb/h: 7b5)计算载荷系数：由表 10-2 查得使用系数 =1.25， 锥齿按低一级精度取 =1.2，根据AKVVKV=3.08 m/s,8 级精度，由图 10-8 查动载系数，直齿锥齿轮的 ；1H由表 10-4 用插值法查得 8 级精度，小齿轮相对支承非悬臂时 ，由Fb/h=3.576 查图 10-13 得 ；1.2F因此 =1.8AVHK6)按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径=121.19 mm31ttd7)模数 m本科毕业设计（论文）=7.13 mm1dmZ3、按齿根弯曲强度设计由式 10-5 知弯曲强度设计公式为 13 24(10.5)FaSTYKmRZu 确定公式内各计算数值 11)由式 10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度 =500MPa；大齿轮的弯曲疲劳1FE强度为 =380MPa；2FE2)由图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数 120.8;.90NNK3)计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数 S=1.4,由式 10-12 得：=314.29 MPa11FNEKS=244.29 MPa22FE4)查取齿形系数由表 10-5 查得 =1.58， =2.65；（插值法）1SaY1Fa5)查取应力校正系数 =2.33； =1.69（插值法）22Y6)计算大、小齿轮的 并加以比较SF=0.013311FaSaY=0.016122FaSa经比较大齿轮的数值大，取 0.0161；按大齿轮数值计算得 m 5.6对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算模数 m 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有关，可取弯曲强度算得模数 m=6；按接触强度算得的分度圆直径 =121.19mm1d算出小齿轮齿数：(取整 20)1/20.Zdm本科毕业设计（论文）大齿轮齿数：(取整 45)21.4.Z这样设计出的齿轮传动，即满足了齿面接触疲劳强度，又满足齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。4、计算几何尺寸表根据以上计算，确定齿轮尺寸如下表： 1根据齿轮数据、设计确定减速器的箱体尺寸如下表： 2名 称 符 号 减速器型式及尺寸关系（mm）箱座壁厚 10箱盖壁厚 1 10箱盖凸缘壁厚 b11箱座凸缘壁厚 30箱座底凸缘厚度 2 30轴承旁连接螺栓直径 1d8机盖与座连接螺栓直径 10连接螺栓 的直径2dl 140名称 代号 小齿轮 大齿轮分锥角 24.1 65.9分度圆齿厚 S 9.42模数 m 6齿数 Z 20 45分度圆直径 d 120 270齿顶高 ah6齿根高 f 7.2齿顶圆直径 a130.95 274.9齿根圆直径 fd109.04 265.1锥距 R 133.47齿根角 f3.08顶锥角 a27.18 68.98根锥角 f 24.45 61.31顶隙 C 1.2当量齿数 vZ21.78 110.2齿宽 B 50本科毕业设计（论文）轴承端盖螺栓直径 3d8定位销直径 6轴承旁凸台半径 1R75外箱壁至轴承座端面距离 l 28大齿轮顶圆与内箱壁距离 10齿轮端面与内箱壁距离 2 10轴承端盖外径 D128轴承端盖凸缘厚度 t 1视孔和视孔盖。 3查机械设计手册P161，列出下表：L1 L2 b1 b2 直径 孔数 盖厚 R180 165 140 125 7 8 4 5通气塞 4根据机械设计手册P126 选取通气塞规格d D D1 s L l a d1M201.5 30 25.4 22 28 15 4 6油标 5根据机械设计手册P89 选取杆式油标，确定规格d d1 d2 d3 h a b c D D1M12 4 12 6 28 10 6 4 20 16润滑及密封 6齿轮传动用油润滑，油面高度为靠近大齿轮大端 1/3 处；滚动轴承用脂润滑，为避免油池中油溅入轴承座，在齿轮与轴承之间放挡油环。输入轴和输出轴处用毡圈密封，在毡圈外装有压紧盖，以延长密封圈的寿命和便于跟换。根据机械设计手册P85 选工业闭式齿轮油 L-CKC100 GB 5903-1995。减速器其他附件的选择，在草图设计中选择。 7五、轴的设计计算1、高速轴的设计选择轴的材料 1初选轴的材料为 45 钢，调质处理，其机械性能查表得：1 1160;640;275;5MPaPaMPaPa 轴的尺寸计算 21）求输入轴上的功率 转速 转矩2n2T由前面的计算可得：=8.358 kw； =540 r/min； =147.804 NM2P齿形角 =20本科毕业设计（论文）2）初步确定轴的最小直径先按式 15-2 初步估算出轴的最小直径，根据表 15-3 取 =1000A=24.92 mm23min0PdA轴的结构设计 3根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度，如下图：1）根据齿轮轮毂宽度（50mm） ，齿轮内控直径（d=40mm） ，为了将齿轮夹紧，轴左端要用螺栓和固定板将轴与齿轮固定，轴长度应比轮毂宽略短。所以取 AB 段尺寸： =45mm, =40mmABLABd2）BC 段：BC 段主要是放挡圈将齿轮与轴承分开，在肩是齿轮的定位轴肩，轴肩高度 ；故选取 h=4mm，则 =48mm，挡圈宽 ，(0.71)hBCd1.4bh取挡圈宽 12mm，以使夹紧轴承，所以 =13mm。BL3）CD 段：安装轴承轴，根据轴承型号和轴承夹紧原则，取 =17mm，CD 右侧CDL是非定位轴肩取 h=1mm， =50mm。CDd4）DE 段：过度尺寸，选取两轴承间距离为 40mm，所以 =40mm，DE 段轴在两E端都是轴承的定位轴肩， ，故取 h=5mm，则 =60mm。(0.71)hdDd5）EF 段：安装轴承，根据轴承内孔直径和宽度选取 =18mm， =50mm。FLF6）FG 段：安装轴承盖和联轴器的安全距离轴，根据轴承盖的标准，轴左端是非定位轴肩取 h=2.5mm，故 =45mm，为保证安全距离取 =60mm。FGdG7）GH 段：花键轴与万向联轴器配合，查万向联轴器数据，在保证最小直径前提下，取 =38mm， =40mm。GHdHL求轴的结构图，做出轴的计算简图；（如下图） 4本科毕业设计（论文）Fatr Ft FNV1NV2H1H2/ MMaFrD2=FNV1/aNV2F12+1）计算作用在齿轮上的力=120 mm1(0.5)mbdR圆周力： =2463.4 N12ItmTFd径向力： =801.91 N11tancosr轴向力： =401 Niat2）求作用在轴上的支反力：=123.17 N； =2340.23 N；1NHF2HF=1082.51 N； =-280.6 N；VV本科毕业设计（论文）=24060 NmmaM弯矩 M：=-117011.5 Nmm； =24060 Nmm； =-28060 NmmH1VM2VM总弯矩：=119459.51 Nmm2211=120328.94 Nmm22HV扭矩： 147804 NmmT3)按弯扭合成应力校核轴的强度：根据式 15-5 及以上数据，以及轴的单向旋转，扭转切应力为脉冲循环变压力，取 =0.6，计算轴的应力。=6.92 MPa22223()()0.1caMTTwd前已选定轴的材料为 45 钢,调质处理，由表 15-1 查得：；因此 ；故强度够，轴安全。170Pa 1ca校核轴的寿命 5查手册的 32010 型圆锥滚子轴承参数：动载荷 ；静载荷6rCN890orCN查机械设计表 13-6 得 1.pf1）计算轴承所承受的径向载荷=1089.49 N21rNHF=2356.99 N2）计算轴承所承受的轴向载荷：查机械设计表 13-7，得轴承的内部轴向力为：。Y 由表 13-5 中 的 Y 值，即 Y=1.6rdFarFe=340.47 N112rd=736.56 N2rdFY因为 =1137.56 =340.47a1dF所以轴承 1 为压紧端： =1137.56 N2ad轴承 2 为放松端： =736.56 N23）计算轴承 1、2 的当量载荷，查表知 e=0.37本科毕业设计（论文）因为 =1137.56/1089.49=1.04e=0.37；1arF所以 ；10.4X1.6Y得出 =2255.892 N()raPF因为 =736.56/2356.99=0.31 =169.86 Na1dF所以轴承 1 为压紧端： =1218.36 N2ad轴承 2 为放松端： =542.21 N23）计算轴承 1、2 的当量载荷，查表知 e=0.37因为 =2.21 e=0.37；1arF本科毕业设计（论文）110.4;.6XY=602.224 N1()raPF因为 =0.30 e=0.37；2ar所以 2;0XY得出 =1782.3 N 22()raPF所以取 P= =1782.3 N对比计算结果， ，所以按轴承 2 计算寿命；1P4）校核轴承寿命由机械设计表 13-3 查，对于球轴承 =10/3，选取预计寿命为2000030000。=3420000 h6210hCLnP经计算轴承寿命符合要求，故合格。低速轴上键的连接选择及校核计算： 61）选择键连接的类型和尺寸一般 8 级以上精度的齿轮有定心精度要求，应选用平键连接，故选用圆头平键连接。根据 =50 从表 6-1 查得键的截面尺寸：宽度 b=12mm；高度 h=8mm，由于轮毂EFd宽度并参考键的长度系列，取键长 L=40mm（轮毂宽度为 50mm）2）校核键的连接强度键、轴和轮毂的材料都是钢，由表 6-2 查得许用挤压应力 ，609pMPa取其平均值为 ，键的工作长度 l=L-b=28mm；键与轮毂键槽的接75pMPa触高度 k=0.5h=4mm，由式 6-1 得=98.22 MPa ；3210pTkldp可见连接的挤压强度不够，考虑到相差很大，因此改用双键连接，相隔 180布置，双键的工作长度 。.507lm由式 6-1 可得=36.693210pTkldpMPa所以强度符合。3、密封和润滑的设计密封 1由于选用的电动机为低速，常温，常压的电动机则可以选用毛毡密封。毛本科毕业设计（论文）毡密封是在壳体圈内填以毛毡圈以堵塞泄漏间隙，达到密封的目的。毛毡具有天然弹性，呈松孔海绵状，可储存润滑油和遮挡灰尘。轴旋转时，毛毡又可以将润滑油自行刮下反复自行润滑。润滑 21) 对于齿轮来说，由于传动件的圆周速度 V3.181 m/s,采用浸油润滑，因此机体内需要有足够的润滑油，用以润滑和散热。同时为了避免油搅动时泛起沉渣，齿顶到油池底面的距离 H 不应小于 3050mm。对于单级减速器，浸油深度为一个齿全高，这样就可以决定所需油量，单级传动,每传递 1KW 需油量=0.350.7 。0V3m2) 对于滚动轴承来说，由于传动件的速度不高，且难以经常供油，所以选用润滑脂润滑。这样不仅密封简单，不宜流失，同时也能形成将滑动表面完全分开的一层薄膜。六、挖坑机框架的设计1、根据实际情况选购挖坑机如果所需洞穴直径在 300、深度在 400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 400600、深 600700，宜选用中型挖坑机；如果所需洞穴直径在 700、深在 800以上，又是粘重土壤或者有岩石，则应选用大型挖坑机。此次设计的挖坑机与拖拉机配合，故应为平地使用，要求所需要洞穴直径在 500mm1000mm，深度在 600mm900mm，土壤为沙土或者粘土壤，功率消耗不是很大，因此选用中型挖坑机。2、螺旋挖掘铲的设计功率计算 1垂直螺旋挖掘产的轴功率 0P其中，取挖铲效率为 ，则 KW。7.603674.2螺旋直径的计算 D 2由于挖坑直径为 500mm1000mm，故估算螺旋直径 D=600mm。同时螺距 S=D=300mm。螺旋及螺旋方向的确定 3螺旋可以是右旋或者左旋的，单线、双线或者三线，一般情况下市单线的，本设计采用单线。螺旋方向：拖拉机的输出轴转向为沿拖拉机运动方向看为顺时针，根据传动特点选右旋。螺旋叶片类型及其尺寸的确定 4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式螺旋，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本科毕业设计（论文）而制成整体螺旋叶片，安装在给定尺寸管轴上组成螺旋体；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。则 21907.3LS（ D）1486d（ ）d螺旋轴直径（由后面计算得为120mm）D螺旋叶片直径(取600mm)S螺距(取300mm)L螺旋叶片料坯外孔弧长度螺旋叶片料坯内孔弧长度1所需螺旋个数 取螺旋叶2.5个。1402.36LXS（由坑深600900，取螺旋轴长1400 ）螺旋轴的设计 51）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，选择45 号钢，调质处理，该轴硬度为 170HB-217HB，弯曲应力 =590 MPa b， =295 MPa ， =255 MPa ， =140 MPa ， =55 MPas111轴的结构设计本科毕业设计（论文）由于本螺旋挖掘铲的挖坑深度是 600900mm，了提高轴的刚度和抗弯强度，因此空心轴根据实际生产经验，查表初步选择 12030 的钢管，即外径为 160，壁厚为 30。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=300，挖掘深度为 600900mm，该螺旋叶片的导程 P=300mm，有 2.5 个螺距。3）估算轴的直径 330 4.62123.170()70(15)PdAn式中:d 轴的直径；P 轴传递的额定功率(Kw)；n 轴的转速(r/min)； 按 而定的系数 126103，见机械设计手册； 0A 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 32.095dnPWT式中:-扭转切应力，单位为（MPa） ；T-轴所受的扭矩，单位为（N.m） ；-轴的抗扭截面系数（ ） ；TW3m -轴的许用转应力 2545( )见机械设计手册；aMP34.925071.6T 所以轴径 160mm 符合设计需要。4）轴的疲劳强度校核由扭矩 T 形成的扭转剪应力为 /TWWT抗扭截面系数( )， =d/D34(16Da根据已知 P、n 可得出： NM 0.239594.PMn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 代本科毕业设计（论文）入式中则轴的弯扭强度条件为： 2211()eMTW其中 950pTn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 ，则计算应力为式中的弯曲应力为对称循环变应力，当 为静应力 时取 ，当 为脉动循环变应力时 ，若 为对称循环变应力时取3.06.0；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：22)(aMca抗弯截面系数 343801.0mdW抗扭截面系数 96T极惯性系数 4741.)(32DIP式中：-抗扭截面系数；TW-抗弯截面系数；-轴截面的极惯性矩；PI-空心轴内径与外径之比；根据上面公式求得：T= 221.56NM W=48000 3所以 2222111()4.0(.1.56).488eMT MPaW 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 所示螺旋轴的受力分布图则螺旋轴的弯矩为 。2max8qlM将已知数值代入式中得出 = 50MPae查表可知轴材料为 45 钢的 =590 MPa 的 =55 MPab1本科毕业设计（论文）由于 5055 即 满足弯曲扭转强度要求。e1挖头的设计 6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=60ram、叶片外径600mm、坑深500mm时，宜采用单头式，右旋。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：3、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，本次毕业的植树挖坑机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。4、安全销本设计中螺旋挖铲的连接使用的是销钉固定，起过载保护和连接作用。安全销的材料为 45 钢，