苹果采摘装置

目目 录录 前前 言言.1 1 1 绪论绪论.2 1.1 水果采摘机械的发展.2 1.2 水果采摘机械的研究应用现状.2 1.2.1 国内研究现状分析.2 1.2.2 国外研究现状分析.2 1.3 本课题需要重点研究的、关键的问题及解决的思路.3 1.3.1 设计所设计的任务要求.3 1.3.2 设计重点研究的内容.3 1.3.3 存在问题的解决思路.3 2 2 苹果采机械移动系统的结构说明苹果采机械移动系统的结构说明.3 2.1 工作原理.3 2.2 工作过程.4 3 3 电动机的选择计算电动机的选择计算.4 3.1 确定电动机的功率.4 3.2 确定电动机型号.4 3.3 各级轴转速.4 3.4 各轴输入功率.4 3.5 各轴的输出功率.4 3.6 各轴输入转矩.4 4 4 齿轮的设计齿轮的设计.5 4.1 确定许用应力.5 4.2 按齿面接触强度设计.5 4.3 验算齿面接触强度.6 4.4 齿轮圆周速度.6 5 轴的结构设计计算轴的结构设计计算.6 5.1 减速器高速轴设计.6 5.1.1 轴径与长度与直径.6 5.1.3 确定轴上圆角及倒角.7 5.1.4 减速器输入轴（高速轴）的校核.7 5.2 减速器低速轴设计.10 5.2.1 轴的结构设计.11 5.2.2 轴上零件的周向定位.11 5.2.3 确定轴上圆角及倒角.11 5.2.4 减速器输出轴（低速轴）校核.11 6 6 链轮的设计链轮的设计.14 7 7 联轴器的选联轴器的选.14 小小 结结.15 致致 谢谢.16 参考文献参考文献.17 塔里木大学毕业设计 1 前前 言言 水果是人类生活不可少的食物，种植面积和产量逐年提高。现在我国已成为世界水果、蔬菜 的第一生产大国。到 2000 年，水果种植面积达 867 万公顷，占世界面积的 8；产量 6237 万吨， 占世界产量的 13。苹果和梨的产量连续 8 年居世界首位，柑桔产量在巴西和美国之后位居第三， 荔枝产量占世界的 70。蔬菜种植面积达 1467 万公顷，占世界面积的 35；产量 4 亿吨，占世 界产量的 66，连续 5 年居世界第一。目前水果总产量已超过 6000 万吨，约占全球产量的 14 左右，成为我国继粮食、蔬菜之后的第三大种植产品，也日益成为农民增收的重要增长点。 改革开放以来，特别是 1984 年水果市场放开之后，国家对水果实行多渠道经营，价格随行就 市，农民得到了实惠，极大地调动了果农发展生产的积极性，从而促进了水果生产的迅速发展。 “七五以来，水果生产连续保持了十多年高速发展的势头，从生产、加工到销售乃至出口创汇都 取得了巨大成绩，在种植业中异军突起，已经成为种植业重要的支柱产业，在农业和农村经济中 的作用和地位日益显著主要表现在以下几个方面：1）面积和产量成倍增长，据国家统计局统计 1996 年全国果园面积发展到 853.3 多万平方米，总产量达 462.8 万吨。分别比 1984 年增长 2.9 倍和 3.7 倍。其中苹果面积 298.7 万万平方米，产量 170.2 万吨，分别比 1984 年增长 3 倍和 4.8 倍；柑桔面积 128 万平方米，产量 845.7 万吨，分别比 1984 年增长 2.2 倍和 4.6 倍；梨的面积 为 93.1 万亩。产量 580.7 万吨，分别比 1984 年增长 2.1 倍和 1.8 倍我 国水果在世界水果生产中 占据重要的位置从 1993 年开始，我国水果总产量跃居世界第一位(超过印度、巴西和美国)。与同 期世界水果产量相比 1995 年我国水果总产量为 1214.6 万吨，占世界总产量 3987.3 万吨的 10.6。其中苹果和梨的产量均居世界各国之首，苹果产量占世界总产量 的 28.2 ，梨的产 量约占 42.6。柑桔占世界总产量的 92 ，仅次于巴西和美国，列第三位。2）品种结构明显 优化，近年来，各地在发展大宗水果的同时，以市场为导向，以科技为依托，以效益为目标，积 极发展名特优新品种。加速低产劣质果园 的改造。从而使品种结构得到明显改善，果品质量不断 提高。苹果重点发展了红富士、新红星、乔纳金等优新品种。目前，全国红富士苹果面积已发展 到 130.5 万亩，1996 年的产量近 600 万吨，分别占苹果面积和产量的 43.7 和 35.1；柑桔主要发 展 了特早熟和早熟温州蜜柑、芦柑、脐橙、柚类等市场受欢迎的优新品种。目前，山东省的红富 士、新红星、乔纳金、嘎拉等优新苹果品种已占苹果面积 75 以上 。广东省的柑桔因黄龙病 的危 害效益有所下降，对此，他们加大了结构调整的力度，开发的重点转向粤西、粤东和粤北山区， 因地制宜地发展了荔枝、龙眼、杜果、田柚等热带亚热带名特优水果 ，这既丰富了果品市场，又 发展了山区经济。 自 20 世纪 90 年代以来，自走式农业机械的田间自动导航、机器视觉与农业机器人研究得到 重视，成为探索在农业机械装备中应用智能控制等高新技术研究的重要方向。农业机器人是一种 高度自动化智能化的农业机械，它集传感技术、监测技术、人工智能技术、通讯技术、图像识别 技术、精密及系统集成技术等多种前沿科学技术于一身，代表了机电一体化的最高水平。作为农 业生产领域中新一代的生产工具，农业机器人在提高农业生产力、改变农业生产模式、解决劳动 力不足问题等方面显示出极大的优越性。可以说农业机器人的应用将带来农业生产的一次技术革 命，推动现代农业的发展。因此，广泛应用以农业机器人为代表的新一代农业机械，抓住机遇， 大力发展农业机械化，全面提高农业信息化智能化水平是实现我国农业持续稳定健康发展的必然 道路。 塔里木大学毕业设计 2 1 绪论绪论 水果是果农的一大经济来源，在果实类水果的生产中，需要人工不定时的对果实进行成熟度 的判断和收获，并不时地移动梯子，等高或弯腰。虽然大力推广矮化的种树，方便果农的采摘， 可是过分矮化的结果会影响果实的产量，不利于提高阳光的利用率。现在许多果树的高度往往超 过人的高度，采摘是需要借助板凳、短梯等工具，由于果园地面的不平整而存在安全隐患，同时 也影响了采摘效率。因此收获作业是一项劳动强度大，消耗时间长，具有一定风险性的作业。研 究开发适合目前生产实际的水果采摘机械不仅很大程度上减轻劳动强度，提高生产效率，而且具 有广阔的市场应用前景1。 1.1 水果采摘机械的发展 水果的种类繁多，其生长部位，成熟期等特征差异很大，而且多数果实不耐碰撞。因此，果 实收获机械化难度比较大。目前，采收果实的方法主要有手工采收，半机械化采收和机械化采收 等方法。半机械化采收时借助于工具，自动升降台车或行间行走拖车，由人工进行采摘。机械化 采收效率比较高，但是果实损伤比较严重。采收的果实只要用于果酒，果汁，罐头等，利用机械 采收经济效益比较高。对于鲜食果，为使果品具有比较好品质，较长的保鲜期，采用人工或半机 械化采收比较好。如图1-1所示，是一种多工位自动升降台，它车是在轮式拖拉机或自走式动力地 盘上装设多个作业平台，每个平台上的工作人员从不同位置收果实，平台的升降和位置转移由液 压系统完成。 机械采收的基本原理：用机械产生的外力，对果柄施加拉，弯，扭等作用，当作用力大于果 实与植株的连接力时，果实就在连接最弱处与果柄分离，完成摘果过程。根据摘果作用力的形式 不同，才收集主要有气力式和机械式。 苹果、桃、梨等在碰撞和挤压的作用下很容易受伤，国内外鲜食苹果一般都采用人工采摘， 加工用的苹果一般采用振动采集法收获；杏、李子、枣核樱桃等一般也都采用振动采集法收获。 葡萄一般采用门架跨行式机器来收货。在门架内，每行的两侧装有敲击棒，连续打击藤茎引 起的振动使葡萄果实被振落，振落的葡萄掉在鱼尾片式接果架上。层叠安装的鱼尾片是由弹簧加 载，形成封闭的托台，当机器跨行前进时，鱼尾片碰到葡萄藤，弹簧受压使鱼尾片张开，藤茎过 去后鱼尾片自动闭合。鱼尾片向两侧倾斜，将掉落的葡萄引导到两侧的输送带上，然后送往料箱。 1.2 水果采摘机械的研究应用现状 1.2.1 国内研究现状分析 我国水果采摘机械发展缓慢，远远落后于种植业机械的发展，在此领域起步较晚，研究成果 也较少。随着国外技术的不断创新与提高，我国在此方面也在进步。但是由于地域性，生产模式 等等各方面的限制，机器人采摘技术在我国发展困难。所以基于我国的果农的要求来说经济性， 操作简单，适合山上作业成为重点。所以相继出现了很多半自动水果采摘机械手（水果采摘器） 的发明。但是在技术上还是不够成熟，容易伤果。目前在我国采摘水果时主要以人工为主，一般 有三种方式： （1）果农直接用手采摘； （2）用主干自制的一端开口夹摘； （3）直接用手棍装上镰刀头钩采。 以上几种方式存在缺点如下，就地中采摘方法而言，如果果树比较高，树枝又比较脆，照此 方法既不安全又容易伤害果树；第二种采摘方式只适合果柄比较长的果子的采摘，但又容易使果 柄脱落摔坏果实；第三种采摘方式的缺点是水果容易在蒂处断开落在地上摔坏，枝条的扭断处茬 口断裂，影响果枝的成长。所以结合我国实际设计新型的水果采摘器成为很重要的项目。 1.2.2 国外研究现状分析 随着计算机和自动控制技术的迅速发展，农业机械迈入高度自动化，智能化时期。机器人已 经渗入到农业生产中，特别是在设施农业的生产过程中。最早采摘果实的方法是采用机械振摇式 和气动振摇式，而美国学者 Schertz 和 Brown 于 1986 年首先提出应该用机器人技术采摘果实。在 日本和欧美等发达国家在果实采摘机器人方面已取得了较大的发展。采摘机器人是典型的复杂的 光电一体化产品，工作环境是非结构的开放系统，涉及到多门学科知识，不确定的因素给采摘机 器人的研制带来了很大的困难。采摘机器人在一定程度上和环境下代替了人类的的工作，但是它 塔里木大学毕业设计 3 的使用并没有达到广泛应用的结果，这主要存在两个关键的问题： （1）采摘机器人智能化的程度没有达到农业生产的要求。农业生产的特点需要机器人具有相 当高的只能和柔性的生产的能力以适应复杂的非结构环境； （2）机器人的成本高，而且其工作季节性强，机器人的使用效率很低。所以这一系列的采摘 机械由于技术等方面不够成熟和完善，存在过时容易损坏，效率不高以及容易采摘到不成熟的果 实的缺点，而最重要的是成本高。但是随着科学技术的不断发展，又由于随着人口老龄化和农村 劳动力日益减少，机器人采摘水果将是一种趋势和最终机械。 1.3 本课题需要重点研究的、关键的问题及解决的思路 1.3.1 设计所设计的任务要求 有以下几个成功设计出苹果采摘器移动系统应任务要求： （1）采摘器能准确灵活的移动。 （2）能在果林工作，操作简便，经济实惠。 1.3.2 设计重点研究的内容 本课题重点研究采摘器的动力机构和传动机构。在工作时应方便操作。 1.3.3 存在问题的解决思路 苹果采摘器固定在小车上和小车形成一个整体，小车的动力和传动机构能正常工作。用电流 大小控制小车的速度。小车和采摘器可以在转向机构的作用下随意转向。苹果采摘器可以用农机 09 届学哥张伟的水果采摘机的设计。 2 苹果采机械移动系统的结构说明苹果采机械移动系统的结构说明 塔里木大学毕业设计 4 图 1 苹果采摘机械的传动示意图 1.机器支架 2.机器主动轮轴 3.大链轮 4.小链轮 5.联轴器 6.一级减速器 7.电动机 2.1 工作原理 电动机转动经过减速器减速，带动主动轮转动。 2.2 工作过程 其一般工作过程是：电动机工作经联轴器把动力传到减速器上，减速器减速后小链轮转动， 小链轮给链条一个动力，带动大链轮转动，大链轮带动主动轮转动。 3.3.电动机的选择计算电动机的选择计算 3.1 确定电动机的功率 电动机所需工作功率为 = KW 因 = KW 因此 P = KW （4-1） d p w p w p 1000 FV d 1000 FV 所以初步定为电动机功率为 4 KW。 3.2 确定电动机型号 选型号 ZLC1000-100S 直流，性能如下页表所示： 表表 1 1 型号型号 ZLC1000-100SZLC1000-100S 直流性能表直流性能表 电动机主要外型和安装尺寸列下表： 表表 2 2 电动机主要外型和安装尺寸电动机主要外型和安装尺寸 3.3 各级轴转速 轴 n =572 r/min 电 n 轴 n=144.8 r/min （4-2） 1 i n 3.95 572 3.4 各轴输入功率 轴 P =P = P =40.96=3.84KW （4-3） d01d1 轴 P= P = P =40.970.97=3.76KW （4-4） 1223 3.5 各轴的输出功率： 其输入功率乘以轴承的效率 0.97 轴：P = P 3.840.973.72KW （4-5） 2 轴：PP 3.760.973.64KW （4-6） 2 电动机 型号 额定功率 kw ed P 电动 机 额定 电压 V 电动 机 满载 转速 r/min 电动机重量 Kg 总传动比减速器传动比 ZLC1000-100S4603807.3104 中心高 H 外型尺寸 L（AC2A D）HD 地脚安装 尺寸 AB 地脚螺 栓孔直 径 K 轴伸尺寸 DE 装键部位尺寸 FGD 132 515345 315 2161781238801041 塔里木大学毕业设计 5 3.6 各轴输入转矩 电动机输出转矩：T =9550=3.98NM (4-7) d m d n p 9550 960 4 、轴输入转矩： 轴：T = T i = T =3.980.99=3.94 NM (5-1) do01d1 轴：T= T i= T i =3.943.950.97=15.1 NM (5-2) 1223 各轴输出转矩： 轴：T = T = 3.940.98=3.86 NM （5-3） 2 轴：T= T = 15.10.98=14.80 NM （5-4） 2 运动和动力参数结果整理于下表： 表表 3 3 运动和动力参数运动和动力参数 4.齿轮的设计齿轮的设计 已知：载荷变化不大，传动比 i=4，小齿轮轴转速 n =n =380 r/min，传动功率 P =3.84KW 1 4.1 确定许用应力，采用软齿面的组合 小齿轮用 38SiMnMo 调质，齿面硬度为 280HBS。 大齿轮用 ZG35SiMn 调质，齿面硬度为 250HBS。 因 =730MP ，=620 MP ，S=1.25 1limHa2limHaH 故 = M P （5-5） H1 H l i m 1 H 730 =584 S1. 25 a = M P （5-6） H2 H l i m 2 H 620 =496 S1. 25 a 因 =600 M P ，=510 M P ，S=1.6 1limFa2limFaF 故 = M P （5-7） F1 F F S 1lim 600 =375 1. 6 a = M P （5-8） F2 Fl i m 2 F 510 =318. 75 S1. 6 a 4.2 按齿面接触强度设计 设齿轮按 8 级精度制造，取载荷系数 K=1.4，齿宽系数 =1.0。 a 小齿轮上的转矩 T =9.5510 =9.5510 =64112N （5-9） 1 6 1 n PI 6 3. 84 572 取188。 E Z 轴名 输入效率 P（KW） 输出效率 P（KW） 输入 转矩 T（NM ） 输出转 矩 T（NM ） 转速 n r/min 传动比 i效率 电动 机轴 轴 轴 3.84 3.76 4 3.72 3.64 3.94 15.1 3.98 3.86 14.8 380 380 95 1 4 1 0.96 0.94 0.96 塔里木大学毕业设计 6 66.6mm （5-10） 3232 1 1 212 1.4 641123.589 1 188 2.5 ()() 1.03.95584 EH H KTZ Zu du d 齿数： Z =20 Z =3.9520 =79 12 实际传动比 i=3.95 （5-11） 79 20 齿宽 b= 1 dd =63m m 取 b =61mm b =60mm 21 法向模数 m= （6-1） 1 1 63 =3. 15 20 d z 取 M=3 实际= Z m=20360 mm = Z m=793237mm （6-2） 1d2d 2 中心距：=297mm （6-3） 12 + 2 d d 60+237 2 取=300mm 4.3 验算齿面接触强度 由图 11-8 得 =2.18 Y=2.1 由图 11-9 得 Y =1.82 Y=1.92 1sa Y 2sa1sa2sa =MP （6-4） 1F 11 2 1 2 saFa KTY Y Bm Z 1 2 2 1.4 2.18 2.1 123003 68.4375 80 332 F MP （6-5） 318.75F69.5 1.822.18 1.922.1 68.4 YY YY 2 Fa1sa1 Fa2sa2 F1F2 安全 4.4 齿轮圆周速度 （6-6） 1 1 3.14 60 572 1.80 60 100060 1000 d n m V s 对照表 11-2 选 8 级精度合宜的. 5.轴的结构设计计算轴的结构设计计算 5.1 减速器高速轴设计 5.1.1 轴径与长度与直径 由结构可知，各轴轴径与长度如下： 段： 1 mmd30 1 mmBL60 1 段：因为是轴肩定位，所以轴肩的高度为 h=0.0730+2=4.1mm 2 d =38mm 2 mmL60302 2 轴承的选择： A）选用深沟球轴承，型号为 6008，其参数如下： d=40 mm（内径）, D=68mm（外径）, B=15mm（宽） B）轴承端盖的选择： 选择凸缘式联轴承端盖（根据结构）HT150. （查机械设计表 11-10 ） e=13, ee 1 D=68mm, 螺钉直径 d =6mm, 螺钉个数：4 3 其参数如下： d =d +1=7mm （6-7） 03 塔里木大学毕业设计 7 D =D+2.5d =83mm （6-8） 03 D2 =D +2.5d =832.510=108mm （6-9） 03 e=1.2d =7.2mm（其中：m=2e,取 m=15） （6-10） 3 则轴端盖：L=e+m=7.2+15=22.2mm （6-11） 故段轴长：L =76mm 2 2 段：属于非轴肩定位 h=（12）mm 3 d =40mm L =20mm 33 段：d =48mm L =10mm 4 44 段：d =d=66.6mm L =65mm 5 55 段：d =40mm d =18mm 66 图 2 高速轴的示意图 5.1.2 轴的结构设计 拟定轴上的装配方案 图 3 高速轴的装配方案 齿轮、轴套、挡油环、左轴承及端盖从左边装入；挡油环、右轴承及轴承端盖从右边装入。 （A）据轴向定位要求确定轴的各段直径和长度 为了满足半联轴器的轴向定位要求，2 轴段需制出一轴肩，根据轴承端盖的拆装及便于对轴 承添加脂润滑的要求，取端盖的外端面与大带轮的右端面间的距离 =30mm,l 故取 L =50mm 取 2 段轴的直径为 d 38mm，L =70 mm 222 （B）选用轴承 因轴承承受有径向力和轴向力作用，故选用深沟球轴承，型号为 6008，其参数如下：d=40 mm（内径）, D=68mm（外径）, B=15mm（宽） 即尺寸为： （7-1） dD T40 68 37.75 因此 3 段 d =40mm L =40mm 33 （C）取安装齿轮的 4 段处的轴段直径为 d =65mm 4 （D）选用脂润滑，故轴承 6008 端面到壳体的距离取 5mm。 （E）右端轴承采用轴肩进行轴向定位，由手册查得 6008 轴承的定位轴肩高度=3.8mm，由h 于 定位轴肩的宽度等于齿轮端面到壳体内壁距离，范围为 6-8mm，取 6mm，即 取 d =48mm （7-2） 5 (63.8)10Lmmmm 5 塔里木大学毕业设计 8 d =d =40mm，L =18mm 636 T 至此已经初步确定了轴的各段直径及其长度。 5.1.3 确定轴上圆角及倒角 参考表 15-2 取轴端倒角为： 3050,1.5 45dmm 5080,2.0 45dmm 5.1.4 减速器输入轴（高速轴）的校核 已知：轴的结构：L=253mm，K=150 mm 齿轮的啮合力： 圆周力： （8-1） 3 1 1 22 69.525 10 1613.11 86.2 t T FN d 径向力： （8-2） 11 tantan20 1613.11602.23 coscos12.86 n rt FFN 法向力： （8-3） 11tan 1613.11 tan12.86368.27 at FFN 作用在轴左端联轴器上外力 F= （8-4）21.3659 102/38 525.69 3 N 求垂直面的支承反力 F= （8-5） v1 42.281 5 . 280 2 30 27.368 2 5 . 280 23.602 22 2 11 L d F L F ar N F= FF=602.23-281.42=320.81 （8-6） v21rv1 N 求水平面的支承反力 F=F= （8-7） H1H2 56.806 2 11.1613 2 1 t F N F 力在支点产生的反力 F= （8-8） F1 80.1956 5 . 280 15021.3659 L KF N F=F+ F=3659.21+1956.80N =5616.01 （8-9） F2F1 N 绘垂直面的弯矩图（图 b） M= F （8-10） avv2 0 . 45 2 5 . 280 81.320 2 L mN M= F （8-11） av / v1 47.39 2 5 .280 42.281 2 L mN 绘水平面的弯矩图（图 c） M= F （8-12） aHH1 12.113 2 5 . 280 56.806 2 L mN F 力产生的弯矩图（图 d） M=FK=3659.21150=548.882 N m （8-13） F2 a-a 截面 F 力产生的弯矩为： M= F （8-14） aFF1 44.274 2 5 . 280 80.1956 2 L mN 塔里木大学毕业设计 9 Fa Fr Ft F F F Mav Mav MaH MaH M M T 图（a,b) 图（c） 图（d） 图（f） 图（g） 图（h） 图 4 高速轴校核图 求合成弯矩图（图 e） 考虑到最不利的情况，把 M与直接相加。 aF 22 aHav MM M =+ M=（）=396.19 （9-1） a 22 aHav MM aF 44.27412.113 0 . 45 22 mN M=+M= N m=394.25 （9-2） a / 2 2 / aHav MM aF 44.27412.11347.39 22 mN M = M=548.882 2F2 mN 求轴传递的转矩（图 f） T=F （9-3） 1t 357.19 2 24 11.1613 2 1 d mN 塔里木大学毕业设计 10 求危险截面的当量弯矩 从图可见，a-a 截面最危险，其当量弯矩为 M = （10-1） e 22 TMa 取折合系数=0.6，代入上式得 M =396.36 e 2 2 357.196 . 019.396mN 计算危险截面处轴的直径 轴材料为 40#刚，调质处理，由表 153 查得 =650 MP ，由 Ba dmm （10-2） 42.40 601 . 0 1036.396 1 . 0 3 3 3 1 b e M 考虑到键槽对轴的削弱，将 d 值加大 4，故 d=1.0440.42=42.04 粗取轴径为 48，合适，安全。 5.2 减速器低速轴设计 由高速轴及整体结构，低速轴结构如下：（45 号钢） 图 5 低速轴的示意图 其中：砂轮越程槽：b =3 mm，h=0.4 mm，r=1.0 mm 1 联轴器的选择： T=KT （查表 17-1 得 K=1.2） T=415.03Nm CAA T = KT=1.2415.03=498 Nm （10-3） cA 转速：n=n =144.8 2 min r （A) 选用轴承 选用深沟球轴承，型号为 6011，其参数如下：d=55 mm（内径）, D=90mm（外径）, B=18mm（宽） 。 因此 4 段 d=55mm L=12mm 55 （B）轴承端盖的选择： 选择凸缘式联轴承端盖（根据结构）HT150. （查表 11-10） e=13, ee 1 轴承外径 D=90mm 螺钉直径 d =8mm, 螺钉个数：6 3 其参数如下：d =9mm 0 D =D+2.5d =90+20=110mm 03 D = D +2.5d =110+20=130mm 203 其中：m=2e,取 m=20 则轴端盖：L=e+m=10+20=30mm L =21mm 6 段：d58mm L57mm 4 4 塔里木大学毕业设计 11 段：d55mm 36mm 3 3 3 L 段：属于轴肩定位 2 d52mm L =60mm 22 段：d45mm L =67mm 1 11 5.2.1 轴的结构设计 拟定轴上的装配方案 图 6 低速轴的装配方案 齿轮、轴套、挡油环、左轴承及端盖从左边装入；档油环、右轴承及轴承端盖从右边装入。 （A）据轴向定位要求确定轴的各段直径和长度 为了满足半联轴器的轴向定位要求，2 轴段需制出一轴肩，根据轴承端盖的拆装及便于对轴 承添加脂润滑的要求，取端盖的外端面与半联轴器的右端面间的距离 =30mm,l 故取 L =70mm 2 取 2 段轴的直径为 d =52mm，L =70mm 22 （B）选用轴承 因轴承承受有径向力和轴向力作用，故选用单列圆锥滚子轴承，型号为 6011，其参数如下： d=55 mm（内径）, D=90mm（外径）, B=18mm（宽） 即尺寸为： （11-1） dD T55 90 18 因此 3 段 d =55mm L =36mm 33 （C）取安装齿轮的 4 段处的轴段直径为 d =58mm 4 已知齿轮的轮毂的宽度为 60mm，为了使轴套端面可靠的压紧齿轮，此轴段直径应短于轮毂宽 度，故 L =57mm 4 （D)选用脂润滑，故轴承端面到壳体的距离取 6.5mm。 （E）右端轴承采用轴肩进行轴向定位，由手册查得 6011 轴承的定位轴肩高度=5mm，由于h 定位轴肩的宽度等于齿轮端面到壳体内壁距离，范围为 8-10mm，取 8mm，即 。 5 (84)12Lmmmm 取 d =12mm 5 为了满足载荷平稳，故 d =d =55mm，L =21mm。 636 T 至此已经初步确定了轴的各段直径及其长度。 5.2.2 轴上零件的周向定位 齿轮的周向定位均采用平键连接。按轴的第 4 段 d =58mm 查表 6-1 得 平键的截面 4 ，键槽用键槽铣刀加工，长为 50mm，同时为了保证齿轮与轴的配合有良好的对中16 10b h 性，户选取齿轮轮毂与轴的配合为； 7 6 H n 滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴直径公差为 m6. 5.2.3 确定轴上圆角及倒角 参考表 15-2 取轴端倒角为： 3050,1.5 45dmm 5080,2.0 45dmm 5.2.4 减速器输出轴（低速轴）校核 已知：L= 336mm，K=157 mm，d =38 mm。 2 塔里木大学毕业设计 12 图 Fa Fr Ft Mav Mav MaH MaH M T 图 图 图 图 图 图 M 图 7 低速轴校核图 齿轮的啮合力： 塔里木大学毕业设计 13 圆周力： （13-1） 3 2 2 22 360.855 10 1529.57 471.84 t T FN d 径向力： （13-2） 22 tantan20 1529.57571.04 coscos12.86 n rt FFN 轴向力： （13-3） 22tan 1529.57tan12.86582.86 at FFN 垂直面的支承反力（图 b） F=N （13-4） v1