旱地松土机——毕业设计

1、题目：2. 5HP旱地松土机设计为推进设施农业快速发展，首先是要发展相适应的设施农业机械。口前， 我国在果园、大棚、丘陵、山区这种地块小，高差大，乂无机耕道的旱地耕作机 械化水平还比较低，大多数作业扔依靠传统的手工劳作，强度大，效率低。松土 作业是一项基础性作业，针对国内现有旱地耕作机械存在着体积大，适应性差， 价格高等问题，研制了适宜于国内上述地形的小型旱地松土机，本文所设计的小 型松土机亦属于旋耕机的范畴。该小型旋耕松土机能广泛适用于田间耕作，塑料大棚、烟草、苗圃、果园、 茶园的松土作业。并且具有重量轻、体积小、结构简单、操作方便、易于维修、 油耗低、生产效率高的特点。为便于该机的推广，松

2、土机的配置进行了简化。整机主要山2.5HP单缸二冲 程汽油发动机、摩擦离合器、蜗杆蜗轮减速器、旋耕刀盘等机构组成。发动机提 供动力，通过摩擦离合器与传动轴连接，传动轴在经蜗杆蜗轮减速器将动力传递 到刀轴驱动刀盘进行耕作。此外，发动机只提供松土动力，机架本身的行走、转 向均由人工控制。为减轻整机质量和减小外形尺寸以及降低造价，在满足使用要求的前提下， 用螺纹连接代替传动轴与蜗杆的联轴器连接，蜗杆蜗轮减速器的结构也进行了简 化，省去一般要求的油箱与风扇。关键i司：旱地松土机摩擦离合器蜗杆蜗轮减速器AbstractTo advance the facilities of agriculture fa

3、st development, the first is to develop facilities that can meet the needs of agricultural machinery. At present, in our country, the orchard, greenhouses, hills, small mountains, elevation difference is big, and no JiGengDao dryland farming mechanization level is low, most of the homework relying o

4、n traditional manual labor, intensity big, the efficiency is low. Scarification operation is a fundamental operation, in view of the domestic existing dry farming machinery there is a large volume, poor adaptability, price is high, has been developed suitable for domestic small upland terrain above

5、scarifier, in this paper, the design of small tiller also belongs to the category of the rotary cultivator.The small rotary tillage cultivating function, is widely used in the field farming plastic greenhouses, tobacco, nursery, garden, tea garden digging With light weight, small volume, simple stru

6、cture, convenient operation, easy maintenance, low fuel consumption, high efficiency characteristicsTo facilitate this promotion, digging machine configuration is simplified. 2.5 HP machine is mainly composed of single cylinder two stroke gasoline engine, friction clutch, worm, worm gear reducer, ro

7、tary tillage blade wheel etc. Engine powered by friction clutch is connected to the drive shaft, the shaft in the worm worm gear reducer will power to the knife shaft drive the knife dish for farming. In addition, the engine only provide vehicle power, frame itself walk, change all by manual control

8、.To reduce the quality and reduce the overall dimensions and reduce cost, on the premise of meet the use requirements, use the threaded connection instead of the drive shaft and the worm shaft coupling, worm worm gear reducer structure is simplified, save the fuel tank for general requirements and t

9、he fun.Keywords： upland scarifier friction clutch worm worm gear reducer目录第章绪论11.1开发松土机的目的和意义112国内外研究现状与发展趋势 1第二章方案设计22. 1技术要求22. 2结构方案设计22. 3传动方案设计3第三章 松土机工作参数的设计33. 1刀轴转速的确定33. 2耕幅的确定33. 3参数校核43.4旋耕刀的配置与排列4由于该松土机的耕深不大，刀片所受的阻力亦不大，为了便于制造与安装， 于是将刀片与刀盘做成一体固定在刀套上，刀套再通过销与刀轴连接。.4 第四章传动设计54. 1减速器的设计54. 2传

10、动轴的设计84. 3传动轴两端链接的设计94. 3. 1传动轴与蜗杆连接部分的设计94. 3. 2传动轴与离合器连接部分的设计10第五章离合器的设计105.1离合器类型的选择105. 2离合器的结构设计见图纸105. 3离合器中螺旋压缩弹簧的设计105.4螺栓的选取12第六章减速器的设计136. 1减速器的结构设计见图纸136. 2刀轴的设计136. 3减速器中蜗杆两端轴承的选用与校核136. 4减速器蜗轮两端轴承的设计与校核15致谢18参考文献17第一章绪论1.1开发松土机的目的和意义近些年来，由于国家对农业生产越来越重视，粮食生产产量从而得到稳步提 升。但是在很多地方，人们仍习惯釆用传统的

11、耕作方式进行农业生产，造成春冬 季节地表的长期裸露，这样就会导致我国许多地区耕地的土壤表层有机物质和水 分的严重流失，从而加剧土壤贫瘠化和生态环境恶化。同时，山于长期对土地营 养物质的大肆吸收，导致农田土壤肥力日趋下降，土地得不到很好的休养生息， 进而导致农业生态系统逐渐恶化，严重制约我国粮食产量的进一步提高。结合江西省的地理环境我们可以得知，江西地貌大致可以划分为9个地貌区 和9个地貌副区:一为赣西北中低山与丘陵区。二为鄱阳湖湖积冲击平原区。三 为赣东北中低山丘陵区。四为赣抚中游河谷阶地与丘陵区。五为赣西中低山 区。六为赣中南中低山与丘陵区。土地总面积166947平方公里，占全国土地总 面积

12、的1. 74%,居华东各省市之首。其中山地60101平方公里（包括中山和低山）, 占全省总面积的36%；丘陵70117平方公里（包括高丘和低丘）占42%;岗地和平 原20022平方公里，占12粘 水面16667平方公里，占10%。由此可见地虽广， 却不适合耕种。如何有效高效地利用着有限的资源显得十分的重要，更能看出江 西省大力发展中小型旋耕机的急迫性和重要性而小型旋耕松土机具有重量轻、体积小、结构简单、操作方便、易于维修、 油耗低、生产效率高等特点。如果有适用于中国国情的小型旋耕机问世，不但直 接经济效益显著，而且还具有广泛的社会效益，其推广前景将是十分广阔的。可 以大大提高中国农业的机械化水

13、平，向农业现代化迈出坚实的一步1.2国内外研究现状与发展趋势 1.2. 1国内研究现状我国的小型农机耕整机具在山区、水田等广大农村生产中仍发挥着主力作 用，同时大中型整地机并存。我国旋耕机的发展，是先有与手扶拖拉机配套的旋 耕机。轮式拖拉机的配套旋耕机是从一九五九年开始研制的，到一九六三年已有 十儿种不同型号的旋耕机用于生产。通过整顿、补缺和提高，逐步向着适合我国 农业生产的系列旋耕机发展，而且我国的耕整技术发展缓慢，电子、自动控制、 智能化技术还处于刚刚起步的阶段，还有很大的提升空间。1.2.2国外研究现状早在十九世纪中末叶，世界上就出现了旋耕机，一九一零年左右才达到实 用水平，一九二二年首

14、先在澳洲和英国推广实用，以后扩展到以欧洲为主的许多 国家。一九三零年以后，日本乂将欧洲旱地使用的旋耕机成功地运用到水田。所 以旋耕机在近儿十年内有了较大的发展。口前，从国外的旋耕机使用情况来看， 多数安有安全离合器，有两种以上刀滚转速，三四种刀型，配有铁轮或者胶轮限 深装置。1.2.3发展趋势和方向（1）向一机多用型方向发展机器一次下地完成多项作业或者一种机器通过置换结构能分别完成多种不 同的功能，满足不同的耕作需求，大大减少农机投入，提高生产效率，降低作业 成本。(2) 向大幅宽、可折叠方向发展研制为大功率拖拉机配套的大幅宽多功能整地机已成为今后农业的发展方 向，增大作业幅宽和耕深，充分提高

15、机具的作业效率。采用机架折叠式使得机器 入库时缩小幅宽，达到宽幅作业低幅运输的结果。(3) 向低功率消耗性、高效节能型方向发展降低机具功耗的研究是现在各项研究的重点，合理恰当利用和分配能源和资 源，提高工艺水平和制造质量，提高机器的质量和使用寿命，实施可持续发展战 略，建设节约型社会。(4) 向操作简单、自动化、智能化方向发展易于操作、易于拆装、让人们更加容易上手和操作。将电子技术、控制技术 等广泛合理地引用在多功能整地机上，减轻劳动强度(5) 整机和工作部件多系列化、多品种化方向发展：让各种耕整农业机械能适合配套不通动力、耕深、耕幅，形成系列化和一定 程度上的标准化，让用户根据自己的需要方便

16、选用。第二章方案设计2.1技术要求山于人工的进行旱地耕作劳动强度大、效率低，既费时乂费力，因此本方案 需设讣一种松土机械，使其能够广泛适用于果园、苗圃、茶园、塑料大棚等旱地 土壤条件下进行耕作。为了便于推广，该机械还需具有价格经济，重量轻，结构1支架2发动机3离合器4支撑块5减速器6刀盘7挡上罩2.3传动方案设计图2-2机构示意图工作原理：传动部分山上至下依次111 2. 5HP发动机、离心摩擦离合器、蜗杆 蜗轮减速器所组成。动力山电动机输出经离心摩擦离合器输入到蜗杆，再经过蜗 杆蜗轮减速器减速后传递到刀轴，如图2-2所示。为有助于旋耕刀棍在给定的深 度稳定工作，釆取由下向上的旋耕方式，此时其

17、刀轴的旋转方向如图所示。山于 发动机的转向为顺时针方向，故采用左旋蜗杆可满足工作要求。第三章 松土机工作参数的设计3. 1刀轴转速的确定按设计要求，此松土机需适用于旱地复耕松土除草，因此设定切土节距S二5mm,根据刀轴转速n与耕速比的关系S =代入设计要求的耕速ZnVm = 0.1m/5 ；刀片数Z = 6 求得转速n = 200r/min 3.2耕幅的确定由于此松土机设计方案要求重量轻、结构紧凑的特点，山结构方案图2-1 可看出，蜗杆蜗轮减速器的尺寸应尽量小，否则会因减速器结构尺寸过大而影响 耕深。经计算可得该蜗杆蜗轮的传动效率“ = 0.380.39 （见传动设计部分），此 处讣算耕幅为保

18、守起见取 = 0.38山农业机械学可知旋耕机工作时山切土和抛土的所消耗的功率约占总功率的 观其功率消耗表达式如下-%以（刖其中旋耕土比阻12、16 （kg/cm2） ； B为工作幅宽，单位m； h为耕深，单位cm； V；为前进速度, 单位m/s o根据设计要求选取2. 5HP （1.8kw）的发动机，最大耕深取10cm,耕速 6m/min(0. Im/s), kr =16可推导出耕幅D102 N102N08 102 x1.8x0.38x0.8此处取B二0. 3mB=二二二 0.3、m iQOkr/iVm 100k/匕100 xl.6xl0x0.13.3参数校核山农业机械学知旋耕机正常工作必须同

19、时满足定性和定量二个条件，既：（1）定性条件：2>1 （余摆线）几=単=学譽匕 60匕（2）定量条件：/7<尺（1一*）查阅相关资料取R二11. 25cm,并将上述数据代入此两条件进行校核：（1）2 =1125- = 23.56 >1 满足定性条件60 匕60x0.1（2）R（1 -丄）=11 25x（1 - !） = 10.77 > h满足定量条件223.56故该松土机满足旋耕机正常工作的定性和定量二条件。3.4旋耕刀的配置与排列由于该松土机的耕深不大，刀片所受的阻力亦不大，为了便于制造与安装， 于是将刀片与刀盘做成一体固定在刀套上，刀套再通过销与刀轴连接。在整地机下

20、地作业之前，刀片的安装是一项十分重要的工作，如果安装不恰 当，将会严重的影响作业质量，并会因为刀片的旋转不平衡，从而导致机具的损 坏和震动增大，很不安全。为了使得整地机在作业时，避免漏耕、堵塞，使得刀轴受力均匀，刀片在刀轴上 的排列应满足以下要求：1. 刀片按照双头螺旋线有规则排列，左右刀片按一定的顺序依次入土，使得 受力均匀，减少震动。2. 相继入土的两刀片在刀轴上的轴向距离应越大越好，避免发生干扰。3. 在同一个切削区的两把以上刀片，要保证切土比相等，从而保证一定的工 作质量。4刀轴回转一周，在同一相位角上，应有且仅有一把刀入土，使得扭矩平衡, 减少扭矩波动，保证工作的稳定性。5.同一螺旋

21、线上的相邻两把同向刀之间的夹角应大于36°,从而防止夹土， 缠草。6刀片相继入土的角度间隔应相等，要求所有刀片左右交错入土，避免同向 刀片的相继入土，减少轴向力。根据上面的原则，我对刀片进行排列，保证在同一时刻仅有一把刀片入土。刀轴每转一周转过的角度为360°,而刀片的总数为36把，则相继入土的两刀片之间的角度间隔为10°,从左至右依次将刀盘排序（1-4）,每个刀 盘上有6把刀以等角度排列，则我们可以画出刀片的排列展开图如图所示。第四章传动设计4.1减速器的设计（1）发动机的选择根据设讣要求选取型号HY-1E44F-5B的汽油发动机，1. 8kw/8000rpm单

22、 缸，二冲程。（2）蜗杆类型的选择根据国标GB/T 10085-1998的推荐，采用渐开线蜗杆（ZA）（3）选择材料考虑到虽传动的功率不大，速度只是中等，但要求结构紧凑、接触疲劳强度 高，故蜗杆选用渗碳钢20CrMnTi钢，因希望效率高些，耐磨性好些，故蜗杆螺 旋齿面渗碳后淬火再低温回火加磨削加工，硬度可达56、62HRC。蜗轮釆用铸锡 青铜GZ-CuSnl2,离心铸造。为了节约贵重的有色金属，仅齿圈用青铜制造，而 轮芯用灰铸铁HT100制造。（4）按齿面接触疲劳强度进行设计根据闭式蜗杆传动的设计准则，先按齿面接触疲劳强度进行设计，再校核齿根弯曲疲劳强度。传动中心距设计公式gaJk©

23、 全空I（4-1-1） I 丿1确定载荷系数K111于是单缸发动机且工作部分为旋耕刀的松土动作，会产生较较为强烈的振动， 故取载荷分布不均匀系数=1.3；使用系数K, =1.15；由于蜗轮转速不高，取心=1.1 侧 K = K 也氐,=1.15x1.3x1.1 = 1.64(4-1-2)2. 确定作用在蜗轮上的转矩按Z.=l,传动Lt/= =40,且由于蜗杆蜗轮变速器尺寸较小不宜使用润滑200油润滑而采用脂润滑的特点，估取效率 =0.4则T, = 9.55xl06x = 9.55xlO6 x '"""宀=3438O N.mm(4-1-3)- ®

24、80003. 确定弹性影响系数Ze查现代机械传动手册蜗轮常用材料的性能表得Ze=146MH*4. 确定接触系数Zp先假设蜗杆分度圆直径4和传动中心距a的比值虫= 0.4,从机械设计手册 a查圆柱蜗杆传动的接触系数图得Z。=2.9查现代机械传动手册蜗轮常用材料的性能得5 确定许用接触应力寿命系数取寿命为8000小时，Zh =625000(4-1-5)转速系数'1 '1/8'1 '(w2/8)+1(200/8)+1Z” =1/8=0.6655Smm = ll3(4一1一6)最小安全系数接触许用应力讣算公式0-討厶(4-1-4)minb丽=425 MP"1.

25、2(4-1-7)如乙乙=42'xl42x()66» = MPaSmin6 计算中心距由(4-1)得:>3 1.64x34380x160x2.9334.69 >=47.68“取中心距a=50mm,因i=20,根据GB 10085-1988蜗杆、蜗轮参数的匹配表得a/mm1m/mm心z：Z2z2Y5039222.4139-0. 15°06'08"这时= 0.448 ,从圆柱蜗杆传动的接触系数乙图中查得Z/=2.7,因 d 0为ZJvZq,因此上述计算结果可用。(4-1-8)(5)校核齿根弯曲疲劳强度校核公式也Sin因 F _2乙2x3438

26、0 ' "一78= 881.54"令蜗轮齿宽与蜗杆直径相等 既b. = 22.4III (4-8)得U= El® = 32.27也2 x 22.4Sf血因根据机器要求的可靠度和重要性而定，一般Sf血二广1.7，此处令Sfz二1.7 查机械设计手册蜗轮常用材料性能表得U如二190则”户=如-=竺=111.76"几7有U <Up满足设计要求P S“in 1.7卩(6)验算效率;/ =(0.95 0.96)-(4-1-9)tan(/ + %)已知/ = 5°06*08,= 5.1° ； (pv = arctanfv因减速器因体

27、积小，工况下振动较大不宜使用润滑油润滑，故选择使用润滑脂润滑。在润滑脂润滑条件下山于无法形成动圧油膜，所以蜗杆蜗轮传动时的当量摩擦角山在有润滑条件下的钢一青铜动摩擦系数确定，经查表得此动摩擦系数为o.ro.io,因在闭式减速中使用脂润滑其润滑效果良好，故取动摩擦系数fv =0.13,相应的当量摩擦角为(pv = arctan(/v) = arctan(0.13) = 7.41°。计算可得III(4-9)得该蜗杆蜗轮的传动效率n.96）晟T（。9"96）而弟=小于原估计值，因此不用重算。（7）蜗杆与蜗轮的主要参数与儿何尺寸蜗杆轴向齿距Pa = Ton = zr x 2 = 6

28、.283直径系数厂'22.4)2nt2齿顶圆直径dal = £ + 2mha = 22.4 + 2x2x1 = 26.4齿根圆直径df 1=山一*+c*)= 22.4-2x2x(l + 0.2)= 17.6分度圆导程 角y = arctanCZj /q) = arctan(l/ll .2) = 5.1°蜗杆轴向齿 厚Sa=PJ2 = 3A4蜗轮蜗轮分度圆 直径=2 x 39 = 78mmit蜗轮喉圆直 径da2 = d2 + 2mh； =78 + 2x2x1 = 32mm蜗轮齿根圆 直径df2 = “2 -2加(/厂 + /)= 78 2X2x(1 + 0.2) =

29、 73.2蜗轮咽喉母 圆半径rv2 = d 品 / 2 = 50-82/2 = 9nun验算传动比心分39,这时传动比误差为驾.025 = 2.5%,是允许的。4.2传动轴的设计因传动轴只承受转矩不承受扭矩，因此按许用剪切应力设计轴的直径 根据公式八福F = C話< 4-2-1）式中C乂轴的材料和承载情况确定的系数，查表取C = 110由(4-2-1)得:考虑到轴上有一端需铳一个键槽，将轴的直径加大4%d = (1 + 0.04) x 6.69 = 6.96mm所以先确定传动轴直径为d = limn4.3传动轴两端链接的设计4. 3. 1传动轴与蜗杆连接部分的设计（1）确定连接类型因传动

30、轴在正常条件下工作时传递的扭矩为9.55x106 xPn9.55 xl06x 1.88000=2148 75 N.mm(4-3-1)是比较小的值，为了使结构紧凑，考虑使用螺纹连接。（2）确定螺纹参数在工作扭矩的作用下在螺纹上会产生相应的轴向力Fz21d2 tan( +(pv)(4-3-2)式中0为螺纹导程角，久为螺纹的当量摩擦角.考虑到传动轴直径为7, mm因此选用螺纹小径i =7.188/727»，中径2 =7513劝, 大径 =Smm ,螺距P = 0.75"的普通螺纹。其中 屮=arctan（-） = arcfan（ " 乂 ° 方）=1.82&#

31、176;（4-3-3）叫rx7.513查得钢与钢在无润滑状态下的摩擦系数为0. 15,因此0, = arctan（0.= 8.53°由(4-3-2)得：j2x2148 753132N7.513 xtan(l.82°+8.53°)山此轴向力与扭矩共同作用产生的应力1.3化 4x1.3x3132 innQ,.D(4-3-4)=1003MPa兀汽 x7.188查螺栓、螺钉和螺柱的性能等级选取该螺纹的性能等级为10.9；材料为中碳 钢：因此可以与传动轴做成一整体，此时将传动轴的直径等于螺纹的公称直径 d=8和，以便直接在轴上攻取螺纹。山于工作部分会产生轻微变载荷，故选取螺

32、纹的安全系数S二8. 5其许用应力0=空=淫=105.88MP。S 8.5显然b“sb,该螺纹可用。4. 3. 2传动轴与离合器连接部分的设计（1）确定连接的类型选择普通平键链接，乂因为轴端的链接，所以，选择键的类型为C型单元头 普通平键链接（2）确定键的尺寸根据传动轴的直径查表得键的切面尺寸bxh = 2x2 t键的长度L = 8mm o（3）校核键的强度轴和键都选用钢材，查得其材料在载荷具有冲击作用下的许用挤压应力 0p = 9OMPa。键的工作长度l = L-b/2 = 8-l=7mm,键的接触高度 k = 0.5/? = 0.5 x 2 = inm,可以得至U键的挤压应力为F _ 27

33、； Akld2x214&751x7x8=76.74MP" v E = 90MPa(4-3-5)所以，键的强度足够（4）键的标准标记键 C2x8GB/T 1096-2003第五章离合器的设计5.1离合器类型的选择山于松土机工作时工作部件会有振动，也可能遇到杂草缠绕或是石头卡住的情 况，因此考虑选择有一定过载保护的带弹簧闸块离心摩擦离合器。5.2离合器的结构设计见图纸5.3离合器中螺旋压缩弹簧的设计离合器中为了使闸块耐磨而选用65Mn为其材料，其密度为7. 81g/cm3,三维 模型求得体积为4cn?。故其质量m = 7.81x4 = 31.24 当发动机处于空转时，怠速为100

34、0r/mino山此转速产生的单个闸块离心力为厂 mn-R 31.24x10'3x2 x10002 x29 门 cc/匕 c .、Ft =r =：= 9.93（5-3-1）'900x10s900xl03由于当该离合器转速达到1000r/min时是闸块处于与从动半离合器的接触与未 接触的临界状态，因此对于弹簧来说其最大载荷Fmax = Fl + F.按设计要求，其弹簧的工作行程为h = 5mm ,令最小载荷既预紧力Fmin = Fq = 0.5 x（FL + "）,求得 Fo = 9.937V ； FMAX = 19.86AT（1）根据以上初始条件查机械设计手u册选取相关

35、参数如下材料为碳素弹簧钢丝C级；二类弹簧；拉伸极限强度 6产2060MPa 弹簧材料半径 d=0.7:弹簧中径 £> = 4.5:许用应力r = 0.4b” = 2060 x 0.4 = 824 MPa切变模量G = 79000MP°（2）验算弹簧钢丝直径弹簧指数 C = - = = 6.43（5-3-2）d 0.7曲度系数4£-1+215= 4x6.43-1 + = 1 23（5_3-3）4C-4 C 4x6.43-46.43屮“古a ,1（ KFmaxC 8x1.23x19.86x6.43、钢丝直径 d >一= =0697" （0-3-4

36、）处丿N “824 丿因此所选钢丝直径满足要求（3）按变形计算求弹簧工作圈数n八= hGF =5x79000x0.7“=13J（ 5一35）畑宀加 8x（19.86-9.93）x4.53取标准值n = 10,为了保证耳加和h不变，因此必须重新计算最小工作载hGd48心= 19.86-5 x 79000 x 0.748x10x4.5，= 685N(5-3-6)（4）验算工作极限载荷巧因为ti =05b =0.5 x 2060 =1030 MPa(5-3-7)= 25.01 N(5-3-8)加匕 _ x0.73 x1030SKD " 8x1.23x4.5一般应是：F >i.25Fm

37、ax而 1.25Fvmx =1.25x19.86 = 24.83得 F. > i.25Fmax故此弹簧可用（）求变形厂、厶、人=9.54mm(5-3-9)= 19.86x9.5425.07=7.56mm(5-3-10)f：Q.54/.wav = Fin = 6.85 x -= 2.6 bn/z?Fj25.07（6）求弹簧其余的儿何参数弹簧间距" 按单圈极限变形量求出，即:(5-3-11)f 9 54J< = = 0954加取 3 = 0.5n 10弹簧节距P：p = d + 5 = 0.7 + 0.5 = 1.2mm(5-3-12)_眄2 _8x2483x45'x

38、10 厂 _ Gd4 _79000 x0.74-弹簧总圈数 m:n =h + 2 = 10 + 2 = 12 圈(5-3-13)弹簧自由高度Ho：H° = nd + 0.5)6； = 10x 0.5 + (12 一 0.5) x 0.7 = 13.05劝(5-3-14)螺旋导程角了：p1.2/ = arc tan=arc tanrrDttx07=28.62°(5-3-15)弹簧展开长度L为亠需=需誥=214如< 心6）（7）稳定性计算，有“知罟"64>5.3(5-3-17)因为有螺栓因此在弹簧中间起导向心杆的作用，闸块内孔起导向套筒的作 用，因此该弹簧

39、不会失稳。（8）弹簧零件图 5.4螺栓的选取根据弹簧各D和d可得弹簧小径仏=4.5-0.7 = 3.8加，选取螺栓的直径为 3mm o根据螺纹在预紧力作用时的高度九=Hq-山爪=,直径为3mm的 螺帽厚度为2mm,选取螺栓杆长度为20m,标记为螺栓M3x20 GB 30-76 其中：螺纹长度厶=0rnm螺距P = O35劝；中径d2 = 2.773nun :小径di = 2.621 第六章减速器的设计6.1减速器的结构设计见图纸 6. 2刀轴的设计刀轴是刀轨的主体部件，上面承载有刀盘、刀片、蜗轮轮，这决定了刀轴成为了 整机的关键部件之一。(1)选择刀轴材料选用材料为45钢，调质处理，其主要力学

40、性能如下表4-1所示。表6-1调质45钢力学性能选用 材料硬度/HBS抗拉强 度(MPa)屈服强 度(MPa)弯曲疲劳强 度度(MPa)剪切疲劳强 度(MPa)许用弯曲应 力(MP&)45钢调质25564035527515560(2)刀轴的结构设计刀轴中间部分与蜗轮用键连接，在其两侧各安装两把旋耕刀。刀轴上每两个刀盘间的距离为75mm,为了避免山于刀盘厚度造成的漏耕现象, 同一刀盘上的两个刀片刀齿应相对安装，而不是相背安装。由前面的已知条件，对于轴的最小直径：d>-9式中取4=113,由于前面100x1.6x30x10x0.1102=0.5472KW ,P = = 0.684 ；

41、0.8n=200r/min , 代入上式中，确定得出刀轴直径为= 11330.684200=17.02 mm.因刀轴工作时除了承受扭矩还要承受弯矩,因此先将其直径适当放大为d = 19”。其结构图见图纸。(3) 轴上键连接的设计根据刀轴与蜗轮连接部分的直径d = 22.4”，查表选取x /? = 8 x 7的A型普 通平键,参考蜗轮宽度选取键长厶= 20,故£=05 = 35mm； l = L-b = l2rnm2T.X1032x34.38xl03'3.5x12x22.4= 73.98 MH/由于键、轴和轮毂的材料都是钢，查表得其许用挤压应力 0=100 20MPa ,显然b

42、p < bp,该键满足设计要求。标记为:键 8x20 GB/T 1096-2003 6.3减速器中蜗杆两端轴承的选用与校核(1)蜗杆传动受力分析2TF _F -1.2x2148.75= 191.85(6-3-1)rfra2jd22.4口p27；2x 3438078-881.54N(6-3-2)F). = F =tana = 881.54x tan20° := 320.85 N(6-3-3)在垂直蜗轮轴向的蜗杆轴向平面V内有F八X140 + Fv2 X185-FnIx 11.2 = 0(6-3-4)Fvl + Fg + Fr =0(6-3-5)解得FV1 =.41N ； Fy2

43、= 189.44N在平行蜗轮轴向的蜗杆轴向平面H内有Frl x 140 = Fir x 185+ F” = F”(6-3-6)解得F=46.67N ；F/2 =145.187V于是在两轴承的径向方向各承受有力Fr = J(F+巧)=7(131.412+46.672) = 139.45N(6-3-7)FK2 = JFd+F/j) = (189.442 +145.182) = 238.67N(6-3-8)显然丄=孚孚=3.69>1.14,但乂因轴向力不是很大，因此根据蜗杆直径选 Fr? 238.67用型号为7005AC的角接触球轴承，为了使蜗杆刚性较好，釆用正装。其基本额定动载荷Cr=.2K

44、N(2)讣算轴承当量动载荷由AC型角接触球轴承的派生轴向力讣算公式化=0.68巴得轴承 1： F«i =0.68耳=0.68x139.45 =94.83(6-3-9)轴承2： Fd2 =0.68你2 = 0.68 x 238.67 =162.3(6-3-10)因正装你与耳2 同向，且巧 + 你2 = 881.51 +162.3 = 1(X3.81 > 94.83 = Fdx故轴承1被压紧，轴向力陥=巧+為-為=881.51+ 162.3 - 94.83= 948.98N轴承2被放松，轴向力Fa2=Fd2=62.3N因为F948.98"139.45=6.8 > 0

45、.68Fq2 _ 162.377 " 238.67= 0.68查载荷系数表算得径向载荷系数和轴向载荷系数为轴承1X| =0.41Y =0.87轴承 2“2=1；丫2 = 0因轴承运转过程中有轻微的冲击载荷，查表取几=1.2,算得当量动载荷 片=/p(X,Fffl +7,) = 1.1x(0.41x139.45 + 0.87 x 948.98) = 971P2 =/p(X2FK2 +X2f；2) = 1.1x(1x238.67)=263(3) 验算轴承寿命因为P, >P2,所以按轴承1的受力大小进行验算£ =121f£l =1Q6xfUZ223 = 3197/i > 3000/7 满足设计要求。60/? P )60x8000 I 971 丿6.4减速器蜗轮两端轴承的设计与校核(1)蜗轮传动的受力分析由之前求得的蜗轮切向力Ftl =881.54TV ；径向力Frl =320.85AT；轴向力Fn