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植树挖坑机之挖掘机构的设计【含CAD图纸、说明书】,含CAD图纸、说明书,植树,挖坑,挖掘,机构,设计,CAD,图纸,说明书

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I 摘要摘要现代新型挖坑机的研发主要向系列化、多功能和高性能方向发展。本植树挖坑机采用悬挂式与拖拉机三点悬挂式联接，即钻头在悬挂支臂的一端，支臂的另一端置于拖拉机悬挂支点上。本挖坑机主要是对传统的悬挂式植树挖坑机的传动部分和挖掘部分的改进。在主轴箱设计方面，合理的设计锥齿轮的传动比以及强度计算等。在总体设计方面，尽量简化挖坑机的结构，减少其零件数目，以降低成本。对于双螺旋叶片设计，其直径由下往上逐渐减小，其螺旋夹角也由下往上逐渐减小，以避免钻头工作时与塘壁发生碰撞和摩擦等情况，提高了工作稳定性。关键词：关键词：挖坑机；悬挂；双螺旋叶片 IIAbstractModern research and development of new major development digging machine to the series, versatile and high-performance orientation. The tree planting digging machine adopts hanging type connection with a tractor three-point suspension that drill at one end of the suspension arm, the other end of the arm is placed on the tractor fulcrum.The main part of the digging machine to improve the traditional hanging tree planting and digging digging machine transmission parts. In headstock design, as well as the strength of the transmission ratio rational design bevel gear calculation. In terms of overall design, try to simplify the structure of digging machines, reducing its number of parts to reduce costs. For the double helix blade design, its diameter decreases gradually upward from the lower its upward spiral angle also decreased from the next, in order to avoid the pond wall collision occurred when the drill work and friction, etc., to improve the working stability.Key words: Digging machine; Suspension; Double helix leaves1目目 录录摘要摘要.IABSTRACT.II前言前言.3第一章第一章 引言引言.41.1 本课题的设计意义.41.2 我国园林机械的介绍.41.3 国内外发展概况及现状.51.3.1 国内研究现状.51.3.2 国外研究现状.71.4 课题由来及设计条件.111.5 课题设计思路.11第二章第二章 总体方案设计总体方案设计.122.1 挖坑机的设计要求.122.2 作业原理.132.3 挖穴机与拖拉机的联接.132.4 挖穴机的动力部分.142.5 挖坑机主要技术规格和基本技术参数.16第三章第三章 部件设计部件设计.173.1 钻头的设计.173.2 双螺旋叶片的设计.183.3 螺旋轴的设计.183.4 减速器的设计.223.4.1 计算传动装置的运动和动力参数.233.4.2 传动零件的设计计算.24第四章第四章 设计计算设计计算.294.1 动力分配计算.294.2 万向联轴器的选用计算.294.3 提升机构设计.3024.4 齿轮轴.304.5 轴承的选用与计算.32第五章第五章 主要零件强度计算主要零件强度计算.355.1 齿轮的校核计算.355.2 主轴的校核计算.39第六章第六章 挖坑机使用和使用中的注意事项挖坑机使用和使用中的注意事项.456.1 挖坑机使用.456.2 使用中的注意事项.46第七章第七章 结论结论.47参考文献参考文献.48致致 谢谢.493前言前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 m；森林蓄积量为 112.7 亿 m；除台湾省外，全国人工林面积为 46666.7 万 m；人工林蓄积为 10.1 亿 m。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 hm；森林面积为 15894.1 万 hm；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。因此，保护我国现有的原始森林生态系统以及恢复和重建我国退化森林生态系统，改善我国生态环境状况，提高我国森林覆盖率，必须开展大规模的造林工程。采用人工造林投入大，产出少，用工多，效率低，速度慢，劳动强度大，而采用机械化作业则可以提高工效，减轻劳动强度，保证作业质量，降低生产 成本，提高经济效益，因此，进行机械化造林是必要的。要进行机械化造林作业就必须有大量与之配套的造林机械设备，植树挖坑机结构简单紧凑，体积小，重量轻，土地适应性强，对地形反应不敏感，工作可靠等突出优点而被广泛使用，尤其是在条件较差的采伐地，不平的砂石荒漠地，未开垦的多杂草灌木地和山地等特殊地貌的植树造林速度和质量。固研究高性能，低成本，使用方便，适合我国国情的植树挖坑机是我们目前要解决的问题。4第一章第一章 引言引言1.1 本课题的设计意义本课题的设计意义我设计的是一台植树挖穴机用于植树造林及其他的小型挖坑作业。现有的挖穴机多为手提式挖穴机，起工作效率不高，使用条件不便，稳定性能不太理想，因此，本课题设计的植树挖穴机要求工作稳定，工作效率高。随着地球环境的日益恶化，需要大量植树造林，改善环境，因此，研制经济高效的植树挖穴机将深受广大人名群众的欢迎。1.2 我国园林机械的介绍我国园林机械的介绍随着人们生活水平的不断提高，人们对于生活品质的要求越来越高，随之发展的就是城市的草坪业和绿化建设。要想拥有好的绿化建设，园林机械是必不可少的。像油锯、高枝锯、绿篱机、割草机、地钻、新型挖坑机械等等，都是不可或缺的。 但是，由于草坪业和城市绿化建设的迅猛发展，国内的园林机械根本就跟不上这样的发展节奏。 我国目前园林机械主要存在着以下问题。 第一，园林机械的核心技术跟不上。园林机械技术的核心是发动机，国外进口的园林机械一般噪音小，节能性好，经久耐用，而我国的产品由于技术不过关，往往其发动机的噪声和耗油量都很大，还容易损坏，所以，相较之下，由于发动机档次的差距，很多国内园林机械的生产商就选择了进口发动机，从而导致生产成本增加，在市场竞争中处于不利位置。 第二，国产园林机械工作质量欠佳。国产园林机械在质量上与进口机械的差距主要表现在：割草机在修剪之后，草皮高低不平；移植机切边不整齐，起草速度慢，连续工作能力差等。因此，虽然进口机价格高，但许多人愿意买。 第三，人们的消费观念还未改变。 然国产的园林机械在不断完善，相较之前的已经越来越好。但是，人们的观念还未转变，总认为进口的总比国产的好，即使价格要昂贵一点，仍旧愿意选择进口的。针对这三种制约我国园林机械发展的因素，面对进口园林机械强大的市场冲击，5国内生产企业没有坐以待毙，而是在努力抢占市场，树立自己的品牌。只不过由于受诸多因素的影响，园林机械国产化不可能一蹴而就。目前，一些国内生产企业通过改进技术手段、树立企业形象等方式，提升自身水平，并正逐步被消费者所接受。我国园林机械产品正在向多样化、规模化、系列化方向发展。最初国内生产企业生产的园林机械品种只限于移植机、割草机等少数高利润产品，而现在市场上各种用途的园林机械已是琳琅满目。专家预测，未来几年，国产园林机械将在国内市场占据主动，并逐步打入国际市场。 按照使用场合分类，园林工具包括园艺工具和园林工具；按照使用对象分类，还能够分成家用工具和专业工具；按照动力不同，又分为引擎类和电动类，引擎类使用 2 冲程或 4 冲程发动机，本田或 BS 的是高端产品的首选；电动类又细分为交流类和直流类。 园艺工具主要有：园林剪刀、花卉工具（园林花具，小套花具） 。园林剪刀主要产品有高枝剪、整篱剪（篱笆剪） 、剪枝剪（整枝剪、修枝剪） 、多用剪、摘果剪、剪花剪、剪草剪等；田园组套花卉工具（园林花具，小套花具）包括花锹、花铲、花耙、花锄、花叉等等，具体有两头锄（两头花锄） 、平锄、平耙、三齿花锄、三齿花耙、锄耙、锄镐、大花铲、小花铲、三字花铲、一字花叉、六齿花耙等。 园林机具主要有：植树挖坑机、草坪修剪机、割灌割草机、绿篱修剪机、油锯、水泵、打孔机、起草皮机、打药机及各款园林工具。 随着国内这几年城市建设的发展，城市绿化已经形成很大一个产业，日常的养护便依赖这些工具来完成。我们日常看见的大多是汽油机动力的园林工具，如植树挖坑机、割草机、修枝剪、打草机、修边机、割灌机等。1.3 国内外发展概况及现状国内外发展概况及现状1.3.1 国内研究现状中国挖坑机产业发展出现的问题中，许多情况不容乐观，如产业结构不合理、产业集中于劳动力密集型产品；技术密集型产品明显落后于发达工业国家；生产要素决定性作用正在削弱；产业能源消耗大、产出率低、环境污染严重、对自然资源破坏力大；企业总体规模偏小、技术创新能力薄弱、管理水平落后等。我国植树造林机具现状我国植树造林机械赴较晚，主要在南方为种植橡胶实现6产业化，有为东方红-75、热特-25 型拖拉机配套的挖穴机，而北方地区为栽植果树和防护林，也研制了为中型轮式拖拉机如上海-50、神牛-25 型拖拉机配套的开沟机、挖穴机，这种机具既可以挖植树穴坑，也可以挖梯形沟槽用于果树施沟肥。对大面积的机械植树造林，多采用铧式系歹开沟机，如 1K-40、1K-50 和 1K-60 型开沟机。我国植树造林机械虽有多个品种，但由于栽种树苗多在山地、坡地，土质条件复杂，影响了机械的使用效果，基本上用人工挖坑栽苗，生产的挖穴机批量较小。近几年来，由于经济林的兴起以及国家为防治水土流失，退耕还林、种草种树已引起各有关部门的普遍重视，并加大了植树造林机械的投入，取得了良好的效果。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。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7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320mm500mm，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8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。1.3.2 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（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。9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349Nm。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10 图 10 美国产 MDL-5B 型挖坑机挖穴机为了适应不同土壤、不同作业条件的要求，国外生产的不同动力配套的造林用挖穴机，有手提式、背负式、手扶拖拉机式和拖拉机式 4 种。A.手提式挖穴机，分为单人式与双人式。日本多用单人手提式，欧洲各国则多采用双人手提式。手提式挖穴机发动机的功率一般为 1.3-3.7kw，多采用油锯和割灌机的单缸风冷汽油发动机为动力。单人和双人手提式挖穴机发动机的转数经离心式离合器和减速箱，将转数降低到 100-200r/min，再传到挖穴钻头。由于减速比很大，多采用蜗轮蜗杆或摆线针轮行星传动机构，以便减少机器的质量。由于双人手提式挖穴机质量可以大一些，有的采用多段直齿轮减速机构。有的挖穴机为了使挖穴机钻头能自动地由地中拔出，在传动机构中装有逆转机构。国外所用的挖穴钻头多为螺旋片型，挖穴时自穴中向上排土的性能好，螺旋片型有单螺旋和双螺旋两种。山地造林时，挖穴的直径和深度为 25-30 厘米，因此多采用 1.5-2 个节距的螺旋片。为了提高螺旋片型挖穴机的切根性能，有的将螺旋边缘做成缺口状。国外所用挖穴机钻头的转数都不太高，以免将穴中的土壤甩得过远，一般周边速度为 3 米/秒左右，钻头转数为 200-300r/min。装有逆转机构的挖穴机在拔出钻头时，土壤会向相反方向旋转，不会从穴中抛出。手扶拖拉机式挖穴机的功率为 3.7-7.3kw，轮式拖拉机挖穴机的功率为 36.8-73.6kw。B.悬挂式挖穴机主要用于栽植大树苗时的挖穴作业，挖穴直径为 50-80 厘米，挖穴深度为 60 厘米，挖穴机悬挂在 25.7-58.8kw 拖拉机上。挖穴机由纵吊杆、带安全装置的万向传动轴、减速器和不同直径的挖穴钻头组成。减速器由一对直齿锥齿轮组成，更换不同直径的挖穴钻头时，要更换不同的锥齿轮，可换挖穴钻头有 3种，直径分别为 80、60、30 厘米。钻头由空心钻杆、叶片和切土刀片组成，钻杆下端有定心尖。工作时，由拖拉机动力输出轴经万向传动轴带动旋转工作部件完成11挖穴作业，利用液压装置控制钻头升降。C.液压式挖穴机在发达国家已普遍推广。由于液压技术的普及推广，发达国家在挖穴机上已采用液压传动装置，主要用在液压输出能力较强的拖拉机或挖掘机的机型上，用液压泵驱动齿轮机构传动系统。DANUSER 液压挖穴机装有高效、转向密封性能好的液压马达，可调节机械链条与齿轮，使扭距增大 4 倍。采用液压驱动比用万向节套管传动更灵活方便，当遇到障碍物时能起到安全缓冲作用。1.4 课题由来及设计条件课题由来及设计条件A.设计内容设计一台植树挖坑机用于植树造林。主要的设计内容有：a)总体设计：设计总体方案。绘制挖坑总图；b)零部件设计：根据挖坑机总图，设计齿轮箱等传动机构；绘制传动轴、齿轮、齿轮箱体、钻头等零件图；有关计算、校核等。B.设计依据a) 相配套的江苏-50 型四轮拖拉机主要技术数据力输出轴转速：720r/min；540 r/min动力输出轴离地高度：645mm b) 挖穴机技术参数挖穴直径：500mm挖穴深度：800mm钻头转速：150250r/min钻头形式：采用双螺旋叶片结构；工作效率：6090 坑塘/小时按 5 年寿命，每年工作 800 小时计。1.5 课题设计思路课题设计思路在开始该机设计前，参考对比了一系列已有的植树挖坑机，例如悬挂式挖坑机，手提式挖坑机，液压式挖坑机等，总结发现他们都要用到由一对齿轮传动组成的减速箱，而本课题采用的是悬挂式挖坑机的方式，一种与小四轮拖拉机配套的悬挂式12挖坑机，由悬挂架、带安全装置的万向传动轴、减速箱、双螺旋叶片型钻头等构成；悬挂架两端分别与拖拉机和减速箱铰合连接，双螺旋型钻头固定在减速箱的输出轴上；工作时，拖拉机的提升臂拖带悬挂架进行升降，由拖拉机动力输出轴经万向传动轴带动旋转工作部件完成挖穴作业；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、施肥集水、埋设桩柱等作业。13第二章第二章 总体方案设计总体方案设计2.1 挖坑机的设计要求挖坑机的设计要求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。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。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14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。2.2 作业原理作业原理一种与小四轮拖拉机配套的悬挂式挖坑机，由悬挂架、带安全装置的万向传动轴、减速箱、双螺旋型钻头等构成；悬挂架两端分别与拖拉机和减速箱铰合连接，双螺旋型钻头固定在减速箱的输出轴上；工作时，拖拉机的提升臂拖带悬挂架进行升降，由拖拉机动力输出轴经万向传动轴带动旋转工作部件完成挖穴作业；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、施肥集水、埋设桩柱等作业。挖坑作业时，拖拉机液压悬挂装置处于浮动状态，使钻头对准挖坑标记中心靠自重下落，拖拉机的动力输出轴通过传动轴和减速器带动钻头旋转入土，钻头切去中心部分土壤，进而钻头叶片下端的刀片切削土壤，切下的土壤在离心力作用下被抛向穴壁，并在摩擦力作用下沿着叶片螺旋向上升到地面被抛到穴的周围，挖到预定深度时，通过液压悬挂装置提升钻头到运输状态，再转移到下一个挖坑地点。2.3 挖穴机与拖拉机的联接挖穴机与拖拉机的联接挖穴机与拖拉机采用三点悬挂装置联接，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、施肥集水、埋设桩柱等作业。15三点悬挂机构示意图（图 2-1）：图 2-1 三点悬挂机构示意图2.4 挖穴机的动力部分挖穴机的动力部分 图 2-2 传动路线图动力由拖拉机输出，通过带安全装置的万向传动轴，将动力传到挖穴机的输入轴，再通过一对直齿锥齿轮传动来带动双螺旋叶片型钻头转动，实现挖穴作业。(如图 2-4 所示)A.功率计算查表得： ；0.96圆锥齿98. 0滚子轴承96. 0万向节a.拖拉机动力输出轴的额定输出功率作为设计功率)(408 . 0508 . 0马力发额NNb.计算第一轴及小锥齿轮的功率、转速和扭矩1Z16 齿轮轴： )(632.37马力万向节轴承额NNImin/720rnI)(433.37720632.372 .7162 .716米千克IIInNM)(87936.3698. 0632.371马力轴承IZNN)(6847.3672081936.362 .7162 .716111米千克ZZZnNMmin/7201rnZc.立轴与大锥齿轮功率、转速和扭矩:2Z马力）圆锥(4042.3596. 087936.3612ZZNNmin/234401312rnnZZ)(36106.1082 .716222米千克ZZZnNM 立轴功率、转速和扭矩为：)(696116.342马力轴承ZIINNmin/2342rnnZII)(1938.1062 .716米千克IIIIIInNM各轴与齿轮考虑传动效率后相应功率，转速和扭矩汇总如表 2-3 所示：表 2-3 各轴功率、转速和扭矩表I 轴II 轴轴次动力输出轴轴1Z轴2Z功率（马力）4037.63236.87935.40434.696转速（r/min）720720720234234 扭矩（千克 米）39.78937.43336.685108.361106.19317B.挖坑幅度根据设计要求，挖坑直径为 500mm，深为 800mm，因此，双螺旋叶片最大直径为 500mm。如图 2-4 所示： 图 2-4 挖坑幅度示意图2.5 挖坑机主要技术规格和基本技术参数挖坑机主要技术规格和基本技术参数型式：三点悬挂联接，中间齿轮传动配套动力：黄海金马-50 型轮式拖拉机挖坑幅度：挖坑直径 D=500mm，挖坑深度 H=800mm作业速度： I 档 540r/min II 档 720r/min螺旋叶转速： I 档 175.5r/min II 档 234r/min螺旋叶旋转直径：500mm18第三章第三章 部件设计部件设计3.1 钻头的设计钻头的设计图 3-1 钻头的设计挖头挖坑时，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12001500mm，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，根据设计要求，钻头与螺旋叶轴之间采用花键联接，销钉固定，材料选用45钢，表面淬火处理，提高耐磨性和硬度，并及时进行回火处理，消除内应力，提高工件韧性。本次挖头设计如图3-1所示。193.2 双螺旋叶片的设计双螺旋叶片的设计图 3-2 双螺旋叶片的设计螺旋可以是右旋或左旋的，单线、双线或三线的，在本次设计采用双线。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。双螺旋叶片结构如图 3-2 所示，采用调制处理，表面淬火，设计时，为避免工作停止后抬起时导致坑壁碰触，破坏作业效果，因此特设计为下方直径较大，上方直径较小，叶片与中间轴焊接固定，与立轴采用花键联接，销钉固定。3.3 螺旋轴的设计螺旋轴的设计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=590 Map ，=295 Map ，bs20=255 Map，=140MPa，=55MPa111轴的结构设计由于本螺旋挖掘铲的挖坑深度是 800mm，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。3）估算轴的直径轴的直径计算式19： 空心轴 = =90.5300mm 430(1)PdAn346.96126300 1 0.5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 395500000.2TPTnWd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（） ；TW3mm-轴的许用转应力 2545()见机械设计手册；aMP21 =43.27MPa21602 . 030096. 69550000TWT 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-A20Q275 35 4540Cr 等高强度钢2Nmm15-2520-3525-4535-55A149-126135-112126-103112-97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=(1- )/16)， =d/D3D4根据已知 P、n 可得出：M=95499549=24.403 N.m nP0.2390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 将和代入中则轴的弯扭强度条件为： e1W22()MT1（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，则计算应力为式中的弯曲应力为对称循环变应力，当为静22)(aMca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；22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 3430.1(1)48000Wdmm抗扭截面系数 3430.2(1)96000TWdmm极惯性系数 4474(1)6.03 1032PDImm式中：-抗扭截面系数；TW-抗弯截面系数；W-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= 221.56N.m =48000W3mm所以= e1W22()MT22124.4030.3 221.561.4848000MPa（）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为 = （20）maxM28ql将已知数值代入（19）式得出= 50MPae查表【3】可知轴材料为 45 钢的=590 MPa 的=55 MPab123由于 5055 即 满足弯曲扭转强度要求。e13.4 减速器的设计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M10.81.3Nm 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24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。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 M2M10.20.4Nm 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。253.4.1 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150.99滚动轴承的效率24680.98圆锥齿轮传动效率30.96（1）各轴转速轴 960min1mInnr轴 0305.73 / minIIInnri 轴 300 / min1IIIIInnr(2)各轴输入功率轴 124.85IdPPkw 轴 344.56IIIppkw 轴 564.43IIIIIppkw(3)各轴输入转矩万向轴输出转矩955049.74ddmPTNmn所以各轴输出转矩为： 轴 1248.26IdTTNm 轴 034136.21IIITTiNm 轴 56132.15IIIIITTNm3.4.2 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，齿顶2026高系数，顶隙系数。*1ah*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： 321124.7(1 0.5)EHRRHPKTZ Zdu3）确定公式内的各计算值a 查得材料弹性影响系数，节点区域系数。12189.8EZMPa5 . 2HZb 按齿面的硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限，大齿轮的接lim1600HMPa触疲劳极限。lim2550HMPac 计算应力循环次数小齿轮： 916060 960 1 8 16 2501.84 10hNnjL 大齿轮： 98121.84 106.28 103NNud 查表得到： ，.min1.2HSmin1.6FSe 查得接触批量寿命系数 93. 01NZ97. 02NZf 计算接触疲劳许用应力 1lim11min0.93 6004651.2NHHPHZMPaS 2lim22min0.97 550444.61.2NHHPHZMPaSg 可以选取，；1.25AK 1.2VK 1.2K1K 所以1.25 1.2 1.2 11.8AVKK K K K H 61119.55 1048247.4PTNmmn27I 0.3Rj 3ui (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2444.6HPMPa得：=89.42mm321124.7(1 0.5)EHtRRHPKTZ Zdub 计算圆周速度 vsmndv492. 410006096036.10310006011c 齿数，由公式得大齿轮齿数 62522dicz ，c=18mmidd26.26836.103312所以=70.9462522dicz取，则，712z67.23371321zz取。则齿数比 ，241z96. 2247112zzu与设计要求传动比的误差为 1.33%，可用。d 模数大端模数 1189.423.7324tdmmmz取标准模数 m=4mm。e 大端分度圆直径 mmmzd9624411 mmmzd28471422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28 221214 24112.96149.969(22mzzRmmz不能圆整）j 节圆锥角（未变位时，与分度圆锥角相等） 18.664968=18395496. 2111arctguarctg 71.335032=712061290h 大端齿顶圆直径小齿轮 mmmdda61.101cos2111大齿轮 mmmdda89.285cos2222i 齿宽 mmRbR99.44969.1493 . 0取 mmbb4521j 进行强度校核计算402.37MPa444.6MPaudKTZZRRHEH3121)5 . 01 (7 . 4所以强度符合。(3)按齿根弯曲疲劳强度设计公式：2212131)5 . 01 (7 . 4uzYYKTmFPRRsaFa1)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，大齿轮的弯曲疲劳强度1500FEMPa。2380FEMPab 查得弯曲疲劳寿命系数9 . 0,86. 021NNYYc 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳系数 S=1.6 则MPaSYFENFp75.2686 . 150086. 011129MPaSYFENFp75.2136 . 13809 . 0222d 查取齿形系数 ，65. 21FaY23. 22FaYe 应力校正系数 ，58. 11saY76. 12saYf 计算大小齿轮的，并加以比较：FPsaFaYY 01558. 075.26858. 165. 2111FPsaFaYY 01836. 05 .42776. 123. 2222FPsaFaYY大齿轮大所以取 0.018362)带入以上数据可以求得=2.652212131)5 . 01 (7 . 4uzYYKTmFPRRsaFa3)进行强度校核计算带入公式206.74MPa213.75MPa 所以符合。saFaRRFYYumzKT1)5 . 01 (423212130第四章第四章 设计计算设计计算4.1 动力分配计算 （4-1）n9550PT式中：P功率 n转速已知各运动副的效率：圆锥齿轮传动 3=0.96，球轴承 2=0.99，根据拖拉机型号黄海金马50 型查的输出功率 P 为 18.4KW，转速N=540r/min，双缸内燃机，取输出轴的设计功率为 P=18.4KW。4.2 万向联轴器的选用计算万向联轴器的选用计算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。万向节总成是将拖拉机动力传递给旋耕机齿轮箱的传动件, 万向节总成主要由活节夹叉、方轴夹叉、方轴套夹叉、十字节、方轴等零部件组成。十字节两端装有孔用弹性挡圈、防止十字节轴向移动而滑出。十字节上装有黄油嘴、内注黄油、供滚针轴承润滑用。方轴与方套为滑动连接，在升降或左右摆动旋耕机时，方轴能在方套内伸缩，确保正常传动而不致脱出。由于挖坑机工作负荷为变载荷工作条件差，31因此选用的十字轴应具有足够的强度和可靠性。a 万向联轴器的理论转矩mNnPT39.3125404 .1895509550mNKaTTc.736.74939.324 . 2b 根据拖拉机动力输出轴的尺寸参数确定配套的万向节有两种，一种是大的，另一种是小的，根据它与动力输入轴（齿轮轴）想联，齿轮轴与万向节采用花键联接，故根据花键尺寸查得万向节的直径 D 为 50mm，大型万向节。4.3 提升机构设计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，本次设计的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4-1三点式悬挂机构和垂直线提升机构的结构示意图。图4-1.垂直线提升机构示意图4.4 齿轮轴齿轮轴 32图 4-2 齿轮轴示意图转速：n=540r/min功率 p=18.4KW转矩 mNnPT37.3255404 .1895509550估算轴的最小直径：3minnPAd查表可得：20 钢 A。= 49126 Mpa 取中间值 A。= 137 Mpammd445404 .18137min3检验： 32 . 0 dT ： 许用应力。 MPaMPa251 .1910442 . 037.32533 合格轴的材料 20Cr20Cr 热处理：渗碳淬火 回火 硬度：淬火表面：5662HRC确定各轴段的尺寸。 图 4-2 加工尺寸示意图33先确定 D1 处的直径： D1=44mm.L12 的长度： L12=88mm.D2 处轴身段直径： D2 处的轴肩高 h=（0.07-0.1）D=3.36-4.8mm. 但因该轴肩几乎不承受轴向力，故取 h=3mm. 则 D2=D1+2h=44+2x3=50mm.L23 长度： L23=23mm.D3 处轴身段直径： 取 D3=55mm.L34 的长度： L34=9mm.D4 处轴身段直径： 此处装的是轴套，取 D4=51mm.L45 的长度： L45=3mm.D5 处轴身段直径： 此处装的是轴承，选用轴承 30311，根据轴承型号，查的参数如下： 内径 d=55mm, 外径 D=120mm, 宽度 B=29mm, 故取 D5=55mm.L56 长度： L56=26mm.D6 处轴身段直径： 此处不受轴向力，故取 D6D7=63mm.4.5 轴承的选用与计算轴承的选用与计算滚动轴承的选择，一般从以下几个方面考虑：a.载荷的大小，方向和性质34按载荷的大小、性质选择 在外轮廓尺寸相同的情况下，滚子轴承比球轴承承载能力大，适用于载荷较大或有冲击的场合。球舟车适用于载荷较小、振动和冲击较小的场合。按载荷方向选择 当承受纯径向载荷时，通常选用径向接触轴承或者深沟球轴承；当承受纯轴向载荷时，通常选用推力轴承；当承受较大径向载荷和一定轴向载荷时，可选用角接触向心轴承；当承受较大轴向载荷和一定径向载荷时，可选用角接触推力轴承，或者将向心推力轴承和推力轴承进行组合，分别承受径向和轴向载荷。b.轴承的转速一般情况下工作转速的高低并不影响轴承的类型选择，只有在转速高时，才会有比较显著的影响。根据工作转速选择轴承类型时，可参考以下几点：1).球轴承比滚子轴承具有较高的极限转速和旋转精度，高速时应优先选用球轴承；2).为减少离心惯性力，高速时宜选用同一直径系列中外径较小的轴承。当用一个外径较小的轴承承载能力不能满足要求时，可再装一个相同的轴承，或者考虑采用宽系列的轴承。外径较大的轴承宜用于低速重载场合；3).推力轴承的极限转速都很低，当工作转速高，轴向载荷不十分大时，可采用角接触球轴承或深沟球轴承替代推力轴承；4).保持架的材料和结构对轴承转速影响很大。实体保持架比冲压保持架允许更高的转速。c.轴承的安装和拆卸便于装拆也是选择轴承类型时应考虑的一个因素。d.经济性一般而言，球轴承比滚子轴承便宜；派生型轴承比其他基本型轴承贵；同型号轴承，精度高一级价格将急剧增加。故在满足使用功能的前提下，应尽量选用低精度、价格便宜的轴承。在挖穴机中，输入轴和输出轴承受载荷（径向和轴向）较大，分别采用 32310 32212 30311 圆锥滚子轴承。在这里，我就对输入轴使用的 30311 轴承进行校核计算：查询机械设计手册得：温度系数，；圆锥滚子轴承，=3；对于该利用率1tf 不高，每年工作 800h 的机械，工作 5 年，预期寿命 h=4000h。35查表得：30311 轴承的额定动载荷是 155Kn，额定的静载荷是 188Kn。 35. 0078. 3FrFa查机械设计手册得 X=0.4，Y=1.1，于是NYFaXFrP2 .11153计算轴承寿命kL取，又 30311 为圆锥滚子轴承，寿命植指数，0 . 18 . 1tpff、3/10则由式： 该轴合适。16667881514000tkpf CLhhnf P36第五章 主要零件强度计算5.1 齿轮的校核计算齿轮的校核计算A.齿轮几何尺寸计算 锥齿数：，113z 240z 模数： 6.5m 齿数比： 214013zz锥距： 2212136.6922ddRmm齿宽系数：，取。RbR35. 025. 0R31R齿宽中点直径：1 0.5216.67mRddmm分度圆直径：/cos241.39vmddmm变位： min17 13 /170.235x取变位120.4xx B.齿轮的校核 载荷系数 (5-1)AVKK K K式中 使用系数AK 动载荷系数VK 齿向载荷分布系数K使用系数 KA 是考虑齿轮啮合时外部因素引起的附加动载荷的影响系数。它取决于工作机和原动机的工作特性、轴与联轴器系统的质量和刚度以及运行状态。对于一般设计，KA 值可按表 51 选取。37表 5-1的取值系数AK查表 5-1 得：75. 1AK查文献13图 6.10 得： 04. 1VK查文献13图 6.13 得： 1 . 1K由公式（5-1）得 取002. 2K2Ka.按齿面接触疲劳强度计算 （5-2）12121VVHHEHVVKTZ Zbd式中 齿轮齿面接触应力H 节点区域系数HZ 考虑节点处齿廓形状对接触应力的影响系数EZ 许用接触应力H其中: 2111111111122coscosvmvttddTTFFT211112sin2RRRddbR38取 ，查文献13图 6.19 得： 205 . 2HZ整理得： （5-3）12314510.5HEHRRKTZd 整理得： （5-4）213151 0.5ERHRKTZd 查文献13表 6.3 得：MPaZE8 .189查文献13图 6.8 得：，21limlim1050HHMPa查文献13图 6.6 得：，98. 01HNK99. 02HNK所以得：121122limlim/ 2/ 21034.25HHHHNHHNHKKMPa考虑工作时实用功率为 74%，动力输出轴以拖拉机功率 75%计算，6651110.74 0.75 0.735 0.96 0.989.55 109.55 102.715 10540NPTN mmn额 由公式（5-4）得，以为计算。min/5401rn 得：2131580.8971 0.5ERHRKTZdmm ，符合设计要求。mmd5 .841 b.按齿根弯曲疲劳强度计算 (5-5)112VFaSaFFVmKT Y Ybd m式中 齿轮弯曲应力F 许用弯曲应力F 当量转矩1vT 齿形系数FaY 修正系数SaY39 当量分度圆直径1vd其中：:211vm1/d/cosm10.5vmRTTdm、 整理得： (5-6)13222141 0.51FaSaFRRY YKTmz查文献13图 6.9 得：MPaFF38021limlim应力循环次数：，711064. 8N7210808. 2N查文献13图 6.7 得: ，96. 01FNK98. 02FNK取定弯曲疲劳安全系数，应力修正系数，则4 . 1FS2STY11lim1/521.14FFNSTFFKYSMPa22lim2/532FFNSTFFKYSMPa当量齿数： 11/cos2015.65217vzz 21/cos2048.159vzz 取齿形系数和应力校正系数 ，变位 0.4 11112015.652172.41.72vvnFaSazzYY，22112048.15960.1252.6581.6vvnFaSazzYY，则 1112.4 1.720.007921521.14FaSaFYY 2222.658 1.60.007994532FaSaFYY因为 ，111FaSaFYY222FaSaFYY所以按大齿轮进行齿根弯曲疲劳强度计算，由公式（5-6）得： 22232222243.1781 0.51FaSaFRRYYKTmzII 档时，498. 3m设计，符合设计要求。5 . 6m405.2 主轴的校核计算主轴的校核计算A.轴的设计a.输出轴输入功率 kwPP442.1475. 074. 0735. 098. 096. 022额轴min/5 .175 rn轴 66514.4429.55 109.55 107.859 10175.5PTN mmn轴轴轴b.轴上装配方案如图 5-2 所示 图 5-2 轴的设计c.确定轴最小直径mind段仅受弯矩作用，轴径最小，因轴所受弯矩较小，只受玩转矩作用，单向 III旋转，值取小，材料为 45 钢，查文献13表 11.3 得。C103C ，时，更小，因330min14.44210344.801175.5PdCmmn轴轴234 / minnr轴0mind此，取，。mmd50min0mml1301d.确定各段轴长度：段采用花键与齿轮联接，轴肩高，IIIIImmdh5 . 541 . 18 . 0取。则mmh5mmlmmd486022，段宽度查表。取IIIIVmmhmmb5 . 7,4 . 1mmlmmd25.147533，41段用花键联接双螺旋叶片，取。IVVmmlmmd75.1776044，段装配轴承 30310，轴颈尺寸公差，取倒角III6k2C段装配轴承 30312 尺寸公差IVV6ke.轴的受力分析如图 5-3 所示：轴承 30312，轴承 30310，mm26mm23 248/ 2 14.2533.52645.75Lmm348/ 2 13023131Lmm 圆周力 222272541 0.5tmzRTTFNdmz 径向力 tan/cos7254tan20 /cos182776rtFFN 轴向力 tan20 sin18815.88atFFN / 2106064.4aaMF dN mm ，得： 0DM 0MB1323/5376NHtFL FLLN2223/1878NHtFL FLLN 1323/2657.54NVraFL FMLLN 2223/149.8NVaFLMLLN C 处水平弯矩： 12245952HNHMFLN mm 垂直弯矩： 112126897VNVMFLN mm 22319623VNVMFLN mm 42图 5-3 轴的受力分析B.轴的校核mmzmd26022截面 II 处应力接触最大，应力集中，定为危险截面。a.截面 II 左侧强度校核抗弯截面系数 33330.10.1 6021600Wdmmmm43抗扭截面系数 33330.20.2 6043200TWdmmmmII 左侧弯矩 mmNM 822811截面上弯曲应力 822811/ 2160038.093bMMPaW截面上扭转切应力 218.192TTTMPaW平均应力，0mMPam096. 9应力幅 ，MPaba093.38 MPama096. 9查文献13表 11.2 得：，MPaB640MPa2751MPa1551查文献13附表 1.6，轴肩理论应力系数 ，MPa0 . 2MPa31. 1材料敏性系数 查文献13图 2.8 并经插值得： ，82. 0q85. 0q有效应力集中系数 82. 111qk 26. 111qk尺寸及截面形状系数 ，查文献13图 2.9 得 mmd60268. 0扭转剪切尺寸系数 由，查文献13图 2.10 得 mmdD6028 . 0表面质量系数 查文献13图 2.12 得 92. 0表面强化系数 轴未经表面强化处理 1q疲劳强度综合影响系数 /1/12.76Kk /1/11.66Kk 等效系数 材料 45 钢，取2 . 01 . 0 1 . 0 ，取1 . 005. 005. 0仅有弯曲正应力时计算安全系数 12.616amSK 44仅有扭转切应力 19.965amSK 弯扭联合作用下计算安全系数 222.528caS SSSS材料均匀，载荷与应力计算精确时：，取5 . 13 . 1 S5 . 1S，左侧疲劳强度合格。SScab.截面 II 右侧强度校核抗弯截面系数 33330.10.1 5012500Wdmmmm抗扭截面系数 33330.20.2 5025000TWdmmmmII 右侧弯矩 mmNM 8203681截面上弯曲应力 820368/1250065.629bMMPaW截面上扭转切应力 231.436TTTMPaW平均应力，0mMPam80. 6应力幅 ，MPaba629.65 MPama80. 6过盈配合处值，配合 H7/k6 ，查文献13附表 1.4 得，/k52. 2/k 02. 2/8 . 0/kk疲劳强度综合影响系数 /1/12.610Kk /1/12.107Kk 仅有弯曲正应力时计算安全系数 11.605amSK 仅有扭转切应力 110.793amSK 弯扭联合作用下计算安全系数 45221.588caS SSSS材料均匀，载荷与应力计算精确时：，取5 . 13 . 1 S5 . 1S，右侧疲劳强度合格。SSca结论：该轴符合设计要求。46第六章第六章 挖坑机使用和使用中的注意事项挖坑机使用和使用中的注意事项6.1 挖坑机使用挖坑机使用挖坑机的选用首先明确挖坑直径大小与深度，其次是所用动力大小。一般是动力小的拖拉机挖坑也小，挖大坑所需拖拉机也大。目前我国拖拉机以中小型居多，这给使用者想用小动力或小拖拉机挖大的树坑带来一定难度。因为挖坑机所需功率的大小与挖坑直径、土壤的性质关系极大，根据生产实践，在普遍矿壤土（比阻0.20.3 左右）用 25 马力左右的轮式拖拉机配用挖坑机，可以开直径 50cm 左右的坑。反之在粘重土壤（比阻 0.40.5）需用 50 马力左右的拖拉机配用挖坑机，可见土壤的性质