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小型棉花秸秆收获机
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3676 小型棉花秸秆收获机,3676,小型棉花秸秆收获机,小型,棉花,秸秆,收获
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12 届毕业论文小型棉花秸秆收获机设计说明书学生姓名 韩喜东 学 号 8031208228 所属学院 机械电气化工程学院 专 业 农业机械化及其自动化 班 级 12-2 指导教师 李凤娟 日 期 2012.06 塔里木大学教务处制前 言 新疆是我国的主要产棉地区，在自治区国民经济中占有很重要的地位，特别是确定新疆“一黑一白的发展战略以来，棉花的种植面积大幅度的增长，棉花亩产不断提高，对发展新疆经济和增加农民收入起了积极的作用。新疆作为我国棉花生产主要基地，每年将产生大量的棉花秸秆，合理有效的将这些棉杆开发利用成可再生资源，对发展新疆农村经济，促进经济发展，加快新疆社会主义新农村建设将起到积极地推动作用。 目前，新疆处理棉花棉花秸秆的方法有两种：一是直接燃烧，热效率低并且污染环境。焚烧棉花秸秆会产产生大量的烟气，污染环境并伴随多种有害气体，对生态环境造成破坏。二是就地掩埋，由于棉杆密实且产棉区气候干燥，难以腐蚀。棉花秸秆较粗，不能及时变为肥料多次掩埋增加了土壤的负担，使土壤肥力下降。以上两种方法都没有充分利用棉花秸秆自身优质，反而是一种浪费。另外，目前，棉花秸秆成型燃料主要用于大中城市工业锅炉。随着国家节能减排政策的实施，大中城市取缔燃煤的工业锅炉将成为必然，将燃煤锅炉改造为生物质成型燃料锅炉则是一个可行的选择。全国各大中城市在燃煤锅炉约有48万台，每年耗原煤约4亿吨，其中20吨以下锅炉超过百分之八十。 棉花秸秆是一种用途非常广泛的宝贵资源，处理直接还田作有机肥料外，可以回收后进行工业化利用。第一，棉花秸秆是一种很好的木材代替品，可用来生产制造人造围板等板材，造纸原料，一次性餐具等。第二，具有较高的营养价值，经过微化处理后其蛋白质含量可高达百分之十二，可做为牛羊上等饲料。第三。可用作无公害食用菌的培养基种植蘑菇。第四，可作为生物质发电厂的原料，采用生物质直接发电技术，也是经轧碎和高温热解等过程产生一氧化碳为主的生物质气体，作为新型能源。因此，为了发展绿色农业，发展农村经济，增加农民收入，棉花秸秆收获回收具有重要的意义。 我国在20世纪60年代中期就开始了对棉花秸秆收获机械的研制工作，70年代到80年代达到高潮，但由于种种原因，都未能形成定型产品生产和推广应用。到了20世纪90年代，棉花秸秆收获机械研制又活跃起来，近年来，全国各地高等院校，科研院所和企业在过去的30多年研究的基础上研制了各种棉花秸秆收获机械，按其工作部件的收获原理可分为挖掘式和提拔式；按部件结构可分为除铲式，刀辊式，圆盘式，提拔式包括拔辊式，链式，齿盘式。处于国内主要棉花种植区的种植农艺要求和模式不同，棉花品种和土壤条件差异较大，所以上述各种棉花秸秆收获机械多数都没有大面积推广应用，大多数地区还是人工收获，劳动强度大，生茶效率低。农民急需经济实用，高效的棉花秸秆收获机械。 目 录1绪论11.1课题的来源，目的与意义11.2秸秆收割机在国内外研究现状及分析11.3任务要求及实现预期的可行性分析21.4研究的关键问题及解决思路32传动方案的确定32.1设计思路32.2动力参数的选择32.3 工作原理33 齿盘式棉花秸秆收获机的运动分析43.1齿盘拔取棉花秸秆的运动轨迹43.2 齿盘盘拔取棉花秸秆的运动分析64齿盘式棉花收获机结构的设计74.1齿盘的结构设计74.2陷深轮的设计74.3地轮轴的设计74.4机具挂接方式的选择84.5 锥齿轮的设计84.5.1锥齿轮材料的选取84.5.2锥齿轮参数的确定85地轮轴转动功率和转速的计算86齿轮的参数计算97锥齿轮上作用力，强度计算与校核97.1锥齿轮上作用力的计算97.2锥齿轮上强度计算117.2.1接触疲劳强度计算117.2.2弯曲疲劳强度计算118轴的设计计算与校核128.1轴的材料的选择128.2大齿轮轴最小直径的计算128.3大齿轮轴的设计138.4小齿轮轴的最小直径的计算138.5小齿轮轴的设计148.6大齿轮轴的校核148.7小齿轮轴的校核159滚动轴承的选择与计算1610键的选择和校核1710.1键的选择1710.2校核键的强度1710.2.1大齿轮轴连接键1710.2.2小齿轮轴连接键17总 结18致 谢19参考文献20 塔里木大学毕业设计1绪论1.1课题的来源，目的与意义人类要真正实现可持续发展就必须切实保护生态与环境,于是发展可再生资源就成为了世界各国发展的主要任务。我国已经把经济发展生物质能源作为一项重要的国家能源战略。我国是世界上最大的棉花生产国与消费国，已形成长江流域、黄河流域、西北内陆三大棉花主产区，据统计。2007年全国种植面积548万公顷，月产棉花秸秆200万吨。目前由于人工收获棉杆强度大，又缺乏规模化收获适用设备，在现有种植模式下，除部分还田之外，剩余秸秆随意丢弃或就地焚烧，既浪费资源又污染环境。而棉杆是一种木质化程度高，韧皮纤维丰富的硬秸秆，容重，热值高，已成为我国生物质发电的主要燃料之一1。但是棉杆量大，收储季节性强；人工收集棉杆劳动强度大、效率低；缺乏合适的配套棉杆收获机。秆是棉花种植业的副产物，经粉碎压缩后也是一种很好的生物质成型燃料。近年来棉花秸秆成型燃料产业在政府的大力支持下得到很快的发展2。所以加快棉杆的综合利用，实现秸秆的资源化，商品化，是国家促进资源节约、环境保护、农民增收的重大措施。而棉花秸秆收获机械化又是秸秆资源化、商品化的重要环节。 目前，国内的棉花收获机械从类型上可分为分段收获机械和联合收获机械。分段收获机械包括拔杆机、捡拾切碎机等。棉花的拔取、切碎、收集需要不同的机械来完成。拔棉柴机只是单纯的将棉杆拔起放在田间，捡拾切碎机只是将放在田间的棉杆捡拾起来，送入粉碎装置粉碎3。这样造成作业量作业量增加，劳动强度大，收获效率低。现有的自走式联合作业机械，对棉花棉杆不是拔取，而是剪短收获，棉花根茬还留在田间，不但造成棉杆利用率低，还使后续耕作困难，同时由于该类机械价格昂贵，运营成本大，农民迫切需要同时拔棉柴和粉碎收集的中型棉杆收获机。因此，研发一种棉花秸秆联合收获机械，一次性的完成棉杆的拔除，捡拾，切碎，集箱等作业工序，将棉杆的传统收获环节浓缩成联合收获一个环节，对于提高棉花秸秆收获机械化水平，提高棉花秸秆的利用率，减轻农民的劳动强度，提高生产效率，增加农民收入都有重要的意义。1.2秸秆收割机在国内外研究现状及分析 美国，印度，乌兹别克斯坦、澳大利亚以及俄罗斯等主要是棉花的生产大国和贸易大国，其棉杆机械设备技术主要以对行式为主4。按照收获原理分为3种；铲切，刨挖和拔杆。棉杆铲切技术：由挖掘铲深入土层中，把棉杆跟切断，利用旋转星轮拨取棉杆达到杆土分离。常用的机型有乌兹别克斯坦生产的KV-3.6A和KV-4A型，行距分别为.0.6米和0.9米，由机架，挖根铲，栅状导向板，星型喂入轮和锥形齿轮减速器组成。由拖拉机牵引，一般收获4行棉杆，铺放成条，棉杆晒干后，由人工和打捆机成捆以备后用。此技术入土切割铲动力消耗较大，磨损严重。优点是行距要求不严。棉杆刨挖技术；主要采取对称倾斜双圆盘刨挖，原理类似于双圆盘开勾器。典型代表是美国的DAVE KOENIG和ORTHMAN棉花刨挖5机。前者可以进行2、4、6、8行棉杆，对不同棉杆适应性强；后者圆盘角度和高度可调，为了减少运输幅度，拔杆可以折叠起来。作业时，其机构自动伸展，采用平行四杆仿形，在拔杆后面安装切碎装置，实现秸秆拔取与还田。此技术动力消耗相对较少，但是一般要求对行行就强棉杆拔取技术；采用45度倾角安装的橡胶对辊夹取。典型的澳大利亚的Muti拔棉杆机械和美国的AMADASM棉杆拔取切碎收获机。前者可进行8行棉杆，作业速度高达22Km/h直接将棉杆平铺地上。后者连根拔取并切碎，作业行走速度快，而且还有传动安全保护措施。缺点是对种植行距的标准性要求高，对机手操作的熟练程度要求很高。适用于标准化栽培的规模种植。在国外，棉花的主要处理方式有两种；一是田间粉碎还田6。如美国棉花种植区秋季收花后将棉花秸秆粉碎还田，或者将面秸秆拔取后经粉碎散落于地表。如美国USM棉花杆整根拔取收获机。二是收获；如俄罗斯，苏丹，乌兹别克等国还用棉杆代替木材造纸，造板材等，取得了良好的效果，并形成了先进的、适用的、可靠的利用模式。抓哟采取先进的可一次实现棉杆收获、粉碎、打捆的机械化技术。代表机型有乌兹别克生产的KV-3.6A和KA-4A型。机具作业时由拖拉机牵引，一般收获4行棉杆，铺放成条，棉杆晒干后由人工或打捆机打成捆。虽然其棉杆加工先进技术不完全适合我国国情，但已经形成的棉杆收获及初加工工艺技术路线和循环利用模式为我国提供了值得借鉴的成熟的经验7。在六十年代中期，我国就开始了对棉花收获机械的研制8。到七八十年代末，家庭联产承包责任制的推行，棉花产量剧增，引发棉花收割机的研制热潮。到九十年代初，随着棉花价格的上升和棉花轮种技术的发展，棉花种植面积扩大，棉花机械迫切需要，中国农机院成立了专业课题组，进行研制。近年来，棉花已被光泛用于能源，造纸以及生物基材料等。多年来，我国发展研制出的机型大致分为铲切式，提拔式和联合作业式。（1）铲切式： 主要研究前苏联二行铲切式棉杆收获机。这类机械的收获部件，一般设计成一个“人”子形状的大锄铲，作业时，悬挂在拖拉机前面，拖拉机高速行驶，而人字形铲入土一定深度穿行，利用拖拉机前进的动力切断根棉，并使面干向上抬起，自然堆放到地面；有的机型再拖拉机后牵引一把搂杷，把棉杆楼集成铺条，此机结构简单，适用方便，但是效率低，残留棉杆跟较多，铺放不整齐。主要与小型拖拉机配套使用。（2）提拔式：提拔式棉花收割机是用起拔机构把棉杆从土壤中提拔出来，按起拔器的形状和结构分为辊式、夹式和链杆式3种。辊式起拔器又分为圆柱辊、半圆柱辊、圆椎、圆柱圆锥综合辊等；夹式起拔器分为平动夹式，钳夹式、盘夹式；链杆式起拔器分为单链杆，双链杆、齿盘链杆式和链抓式。以上机型由于个地点研发单位根据棉花生长特点和本地地域环境初步试制的机型，没有得到广泛推广。目前，具有代表性的有4MJ-2盘式棉花秸秆收获机。工作时有拖拉机前进带动机具前移，地轮传动带动拔盘转动，前进中拔盘遇到棉花秸秆将秸秆拔起，并将其拨向后方，带集成一堆放置于田间9。（3）联合收割机；此类机型虽没有推广使用，但从原理上给予设计上的启示。综合国内外技术基础，综合联合收割机技术。中国机械化农业科学研究院组织开发了一种切割式联合收获机械，一次完成收割，切碎，集箱作业，克服了种植行距的限制，解决了密植，细杆和西部内陆土地冻结后收获难题，成为了以棉杆为原料的生物质秸秆直燃发电厂配套的主要燃料设备10。由于受到割刀工作原理，地面平整程度的限制，特别是垄作时做到低茬收割有一定难度，跟茬依然留在地里，没有从根本上解决。为 了满足我国长江流域，黄河流域棉花主要产区棉杆粗大，高大，先拔取后收获的分段工作方式，中国农机院又开发了棉杆捡拾联合收割机，集棉杆自动捡拾、喂入、输送、切碎、抛送、装箱、切料一体化，该机重点突破了棉杆类冠状植物强制抓取，连续喂入技术，实现了棉杆分离高效联合收获作业11。综上所述，小型拖拉机配套的棉杆收获机型，收获效率受到限制，中间处理环节较多，无法满足棉杆规模化工业利用需求，大型高效规模化收集技术装备成为主导12。作为一种优质的可再生生物质资源，棉杆规模化增值加工利用需求迫在眉睫，因此，深入开发研究长江流域，黄河流域，西北内陆棉花主产区种植模式和生长特点的棉花收获成套设备，形成联合收获和分段收获两大作业体系，实现棉杆田间收获机械化作业，为棉杆资源规模化工业利用提供原料收集技术装备支撑，成为必然趋势，且发展前景广阔13。 1.3任务要求及实现预期的可行性分析 通过此次设计棉花秸秆收割机，可形成联合收获秸秆的方法，实现棉杆收获机械技术的提高，使切断，收获，粉碎同时进行，大大的提高作业效率，从而改变以前棉杆收获困难，而且也使收获成本大大降低。联合收获，促进了棉杆规模化产业发展，实现秸秆能够有效地综合利用。秸秆作为一种优质能源，此技术也阻止了人们随便焚烧秸秆，浪费资源，防止环境污染，秸秆大量浪费。1.4研究的关键问题及解决思路（1） 整机结构图，根据课本所学知识及外部相关资料，概括总结出该机器的工作原理，根据工作原理，看需要什么机构，几个机构；什么装置，几个装置，不能重复，也不能缺少。（2）传动方案的设计，所设计的方案必须要满足棉花收获的各项工作性能要求。（3）关键零部件的设计。关键零部件直接影响着机器的性能，在设计的时候必须要结构合理。所选的零件必须要经过充分的试验研究，每个零件结构参数必须准确。2传动方案的确定2.1设计思路 一般情况下拔树的时候如果垂直向上拉就会受到所有树根的反作用力而非常费力，该方式消耗功率大, 棉杆易拔断。如果向水平方向拉, 仅受到一侧根的作用而很容易将树拔出， 该种拔杆将有效解决现有机型因夹持力不够而漏拔, 或夹持力过大拔断的现象, 且结构简单, 消耗功率小。如图2-1所示。因此该设计的思路就是对棉花秸秆的收获，进行水平拉拔原理。 图2-1水平拉拔原理图2.2动力参数的选择配套动力 14.7kw的小四轮拖拉机拔断率 5%漏拔率 I。齿盘夹持棉秆点的运动轨迹为余摆线(如图5所示)，余摆线有一个绕扣，MN为绕扣的最大弦当齿盘夹持棉秆点在最大弦右侧时，均有O，即齿盘夹持棉秆点绝对运动的前进方向分速度与拖拉机前进方向相反，这时齿盘能够向后拔出棉花秸秆不会出现棉花秸秆在齿盘前堆集的现象。越大，绕扣越大，齿盘向后拔出棉花秸秆的行程越大。图3-3 余摆线4齿盘式棉花收获机结构的设计4.1齿盘的结构设计 图4-1齿盘 根据齿盘式棉花秸秆收获机拔取棉花秸秆的运动分析，齿盘是夹持棉花秸秆的重要部件，齿盘的主要参数有齿形夹角和齿盘半径。根据棉花品种不同，棉花秸秆根部直径在1525mm，齿形夹角过大，不利于将棉花秸秆钳住拔出，齿形夹角过小则容易将棉花秸秆夹断。根据有关研究齿形夹角确定为30度。齿盘半径过大则结构强度弱，过小则影响夹持工作长度，设计齿盘直径为500mm，厚度为26mm。4.2陷深轮的设计 限深轮是驱动齿盘旋转的动力，限深轮直径过小。传动力矩小，影响齿盘正常工作，设计限深轮直径为500mm，厚度为100mm。并在轮外缘焊有高度为30ram的齿板防止限深轮工作时打滑。4.3地轮轴的设计 由于受弯曲和扭矩的作用，是整个截面上所受的应力分布不均匀，表面应力较大，心部较小，再次考虑到经济性和综合性能要求，选用45号钢，用调质处理，硬度在2030HRC。由公式 C是由轴的材料和承载情况确定的常数见下表 表1常用材料的和C值_轴的材料 Q235,20 35 45 40Cr，35SiMn_ 1220 2030 3040 4052 C 160135 135118 118107 10798_ 因此由上表选择C为110，所以得到d49.3mm，故取直径为60mm。4.4机具挂接方式的选择 根据前述齿盘式棉花秸秆收获机的运动分析。当l时在齿盘的旋转拉拔力与拖拉机前进动力的共同作用下将棉花秸秆从土壤中向前拔出，为了使齿盘对棉花秸秆的旋转拉拔顺畅，防止棉花秸秆在齿盘前堆集过多影响作业。收机与拖拉机的连接采用牵引的方式。4.5 锥齿轮的设计4.5.1锥齿轮材料的选取 小齿轮用40MnB调质，齿面硬度为241286HBS,， 大齿轮用ZG35SiMn调质，硬度为241269HBS, ，4.5.2锥齿轮参数的确定 两中心轴相交成90度，即 为两轴线的交角分别为小齿轮和大齿轮的分度圆锥角。 在GB12369-90中规定了大端的压力角a=20，齿顶高系数，顶系系数=0.2。 模数的确定 由于直齿轮模数大端尺寸较大，容易测量，故规定锥齿轮的参数和几何尺寸均以大端为主。大端模数的标准值，按下表选取 表2标准模数系列 (摘自GB1357-87) _第一系列1 1.25 1.5 2 2.5 3 4 5 6 8 10 12 16 20 32 40 50 _第二系列1.75 2.25 2.75 （3.25） 3.5 （3.75 ） 4.5 5.5 （6.5 ） 7 9 （11 ） 14 18 22 28 36 _取大端模数= 3mm。5地轮轴转动功率和转速的计算 由，得 拖拉机的推动力为 忽略阻力摩擦造成的消耗则对于轮轴而言 轴的转矩 即得到 所以 所以 由 得到 p=8.09kw6齿轮的参数计算 设小齿轮和大齿轮的齿数分别为， ，=17 ， =43，则传动2.57分度圆锥角分度圆直径mmm齿顶高齿根高mm全齿=2.2=2.23=6.6mm齿顶圆直径=+2cos=51+230.9=56.4mm =+2cos=129+230.4=131.4mm齿根圆直径=-2.4 cos=51-2.430.9=44.52mm =-2.4cos=129-2.430.4=126.12mm外锥距 =69.36mm齿宽 b=，且b10，则b23.12mm，且b30mm故选b=23mm。7锥齿轮上作用力，强度计算与校核7.1锥齿轮上作用力的计算 两齿轮在节点啮合，忽略摩擦力，将沿齿宽分布的载荷等效变换为集中作用在齿宽的法向力，通常将法向力分解为相互垂直的三个分力：圆周力、径向力、轴向力。图7-1齿轮轴受力分析图圆周力方向，主动轮上与其回转方向相反，从动轮上与其回转方向相同；径向力方向，都指向两轮各自的轮心；轴向力方向，分别沿各自的轴线指向轮齿的大端.即圆周力，与n1反向，与n2同向径向力；径向力 指向圆心轴向力；轴向力，指向大端 . 图7-2齿轮受力分析简图主动轮受力计算 为小齿轮齿宽中点的分度圆直径 P为拖拉机推动机器时地轮轴的转动功率，由上面知道p=8.09kw小锥齿轮的转速，取=664in则=5.1 =1.7 =0.68 = -0.68 =-5.1 =-1.77.2锥齿轮上强度计算7.2.1接触疲劳强度计算 设齿轮按8级精度制造，取载荷系数为K为1.5，对于标准齿轮，区域系数，经查表得弹性系数，齿宽系数，b为齿宽，为锥距，一般去=0.250.3，得到=0.3，设 对于一级齿轮传动，去u5 ，所以得到u=2.5。锥齿轮接触疲劳强度设计公式 (7-3) ，得到 而51 所以符合要求7.2.2弯曲疲劳强度计算 (7-4)m为大端模数 为齿形系数，经查表得2.13；为齿根应力修正系数 经查表得1.63， 经计算得m2.98 因为故符合要求。7.3齿轮的校核 设计小齿轮采用40MnB调质处理，查机械设计基础表11-1知：齿面硬度为241-286HBS，=730MPa，FE=600MPa；大齿轮用ZG35SiMn调质处理，齿面硬度为241-269HBS，=620 ，FE2=510MPa。继续查阅机械设计基础表11-5，取SH=1.1，SF=1.25，故： 齿形系数YFa1=2.56，（图11-8），YSa1=1.63（图11-9），查阅机械设计基础获得同理YFa2=2.13，YSa2=1.81 安全，故符合设计要求。8轴的设计计算与校核8.1轴的材料的选择 此设计中用到了两根齿轮轴，轴的材料主要是碳钢和合金钢。由于碳钢比合金钢价廉，对应力集中的敏感性较低，同时也可以热处理或化学处理的方法提高其耐磨性和抗疲劳强度。所以我们用的是45钢，调质处理。8.2大齿轮轴最小直径的计算根据机械设计基础公式（14-6）可得大齿轮轴的最小直径 (8-1) 而为当量弯矩，其中是考虑扭矩和弯矩的加载情况及产生应力的循环特性差异的系数，其含义是将非对称循环变化的扭矩转化为对称循环变化的当量扭矩切应力。因通常由弯矩所产生的弯曲应力是对称循环的变应力，而扭矩所产生的扭转切应力则常常不是对称循环的变应力，故在求当量弯矩时，必须计及这种循环特性差异的影响。即当扭矩切应力为静应力时，0.3；扭转切应力为脉动循环变应力时，取0.6；若扭转切应力亦为对称循环变应力时，则取=1。为轴的许用弯曲应力，其值按参考资料6表11.4选用。根据本设计的技术要求，又由于轴上有键槽或过盈配合时，为了补偿轴的削弱，按上式计算的轴径应增大，一个键槽增大46%，两个键槽增大7%13%所以圆整后取轴的最小直径为30mm。8.3大齿轮轴的设计 轴上零件的定位、固定、装配：如下图图8-1大齿轮轴的设计图：所以轴的总长度为8.4小齿轮轴的最小直径的计算根据机械设计基础公式（14-6）可得小齿轮轴的最小直径 (8-2) 而为当量弯矩，其中是考虑扭矩和弯矩的加载情况及产生应力的循环特性差异的系数，其含义是将非对称循环变化的扭矩转化为对称循环变化的当量扭矩切应力。因通常由弯矩所产生的弯曲应力是对称循环的变应力，而扭矩所产生的扭转切应力则常常不是对称循环的变应力，故在求当量弯矩时，必须计及这种循环特性差异的影响。即当扭矩切应力为静应力时，0.3；扭转切应力为脉动循环变应力时，取0.6；若扭转切应力亦为对称循环变应力时，则取=1。为轴的许用弯曲应力，其值按参考资料6表11.4选用。根据本设计的技术要求，又由于轴上有键槽或过盈配合时，为了补偿轴的削弱，按上式计算的轴径应增大，一个键槽增大46%，两个键槽增大7%13%所以圆整后取轴的最小直径为60mm。8.5小齿轮轴的设计 轴上零件的定位、固定、装配：如下图图8-2小齿轮轴的设计图所以轴的总长为8.6大齿轮轴的校核8.6.1轴的疲劳强度校核轴的疲劳强度校核是在轴的结构尺寸确定之后进行的，目的是校验轴对疲劳损坏的抵抗能力，方法是校核危险截面的疲劳强度安全系数S。轴的疲劳强度校核是根据作用在轴上的最大载荷来计算的。危险截面的位置应是受力较大、截面较小及应力集中较严重即实际应力较大的若干截面。其安全系数公式如下： 轴的材料为45钢，经调质处理，其（1）求作用在齿轮上的力 （ 前面已算）（2）求作用在轴上的支反力 水平面内支反力: 垂直面内支反力: (3)求出水平面和垂直面内各力产生的弯矩 (4)求出总弯矩 (5)较核轴的强度 已知轴的弯矩后，即可针对危险截面做强度较核计算。通常只较核轴上承受最大计算弯矩的截面，代入公式，得 (8-3)故大齿轮轴安全。8.7小齿轮轴的校核8.7.1轴的疲劳强度校核 轴的疲劳强度校核是在轴的结构尺寸确定之后进行的，目的是校验轴对疲劳损坏的抵抗能力，方法是校核危险截面的疲劳强度安全系数S。轴的疲劳强度校核是根据作用在轴上的最大载荷来计算的。危险截面的位置应是受力较大、截面较小及应力集中较严重即实际应力较大的若干截面。其安全系数公式如下： (8-4) 轴的材料为45钢，经调质处理，其。求作用在齿轮上的力 前面已算求作用在轴上的支反力水平面内支反力 垂直面内支反力 求出水平面和垂直面内各力产生的弯矩总弯矩求出计算弯矩由于是平稳工作，所以选取循环特性系数，代入求得， 较核轴的强度 已知轴的弯矩后，即可针对危险截面做强度较核计算。通常只较核轴上承受最大计算弯矩的截面，代入公式，得 故小齿轮轴安全。9滚动轴承的选择与计算本设计中有6处使用到了轴承，已知大齿轮轴上最粗端直径d=99mm，所以选内径为99mm的圆锥滚子轴承，靠近齿轮的轴承为深沟球轴承，在机械设计手册中，查表6-1，选择型号为32320的圆锥滚子轴承和6020的深沟球轴承。另小齿轮轴径为d=60mm，所以选内径为60mm的轴承，在机械设计手册中选择圆锥滚子轴承；查表6-1，选择型号为33112的轴承。（1）计算轴承的当量动载荷 (9-1) （2）计算轴承寿命 (9-2) 其中： -基本额定寿命 -基本额定动载荷 -当量动载荷 -寿命指数，对深沟球轴承=3 查机械设计手册轴承6006的基本额定动载荷为13.2KN，轴承6008的基本额定动载荷为17.0KN. 计算后知：=40008000h，选用轴承都可用10键的选择和校核10.1键的选择本设计中有五处要求使用键联接，即大齿轮和小齿轮与轴的连接处需要键连接。大齿轮轴的直径D=78mm，小齿轮轴的直径d=60mm。一般8级以上的精度要有定心精度的要求，所以选择用平键联接，故选用圆头普通平键（A）型。根据以上的数据，从机械设计手册，表4-1中查得大轴键的截面尺寸为：宽度b=22mm，高度h=14mm，可以确定取此键的长度L=45mm。查得小齿轮键的截面尺寸为：宽度b=18mm，高度h=11mm。同理取此键的长度L=28mm。10.2校核键的强度10.2.1大齿轮轴连接键 键、轴的材料是45号钢，且属于静联接由文献1的表6-2查得许用挤压应力为p=100-120MPa,取其平均值，p=110MPa。键的工作长度为l=L-b=59mm-22mm=33mm，键与轮毂的键槽的接触高度为k=0.5h=0.514mm=6mm。由下面公式 (10-1) 得104.4可见联接的挤压强度满足，即该键可以正常工作。10.2.2小齿轮轴连接键 键、轴的材料是45号钢，且属于静联接由文献1的表6-2查得许用挤压应力为p=100-120MPa,取其平均值，p=110MPa。键的工作长度为l=L-b=28mm-18mm=10mm，键与轮毂的键槽的接触高度为k=0.5h=0.511mm=5.5mm。由公式 得49.03可见联接的挤压强度满足，即该键可以正常工作。自此齿轮轴中的所有的键均以校核完毕，所有的键均满足设计要求。总 结经过几个月的努力，毕业设计总算按时完成，在此设计过程中，有好多困难与盲点，总结有以下几点： 1.在初定方案过程中，由于自己所见实物过少，零部件的尺寸不能确定，使方案进行了多次修改，耽误了大量时间。在计算过程中，对于传动齿轮、轴的基本尺寸，计算结果与实际生产加工有偏差，也相应作了修改。2.在总体结构设计上，由于没有相应的参考，计算量过大，导致棉花拔杆机的结构布置不是很合理，而且机架尺寸的确定也比较麻烦，在画图过程中，发现图上尺寸与理论的差距存在严重，不得不重新进行尺寸的修改。4.在轴的设计过程中，其基本尺寸进行了多次修改，由于工作量太大，轴的校核部分计算混乱。通过本次毕业设计，我深深的体会到自己在理论知识方面和实际操作方面的欠缺，同时也感到自己在知识的运用上不够灵活，这也说明我在学习知识的过程中存在着一些缺点，导致设计过程中出现许多的失误和差错,再加上时间非常的紧迫，没有做到意想的最佳效果，总体来说，在这次毕业设计中
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