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分 類 號
密 級
寧寧波大紅鷹學院
畢業(yè)設計(論文)
直徑0.6M的綠化植樹挖掘機設計
所在學院
機械與電氣工程學院
專 業(yè)
機械設計制造及其自動化
班 級
12機自x班
姓 名
學 號
指導老師
2016 年 3 月 31 日
誠 信 承 諾
我謹在此承諾：本人所寫的畢業(yè)設計（論文）《直徑0.6M的綠化植樹挖掘機設計》均系本人獨立完成，沒有抄襲行為，凡涉及其他作者的觀點和材料，均作了注釋，若有不實，后果由本人承擔。
承諾人（簽名）：
2016 年 3 月 31 日
49
摘要
本課題來源于生產實際,目前，我國正在大力加強植樹造林建設，特別是江蘇沿海地區(qū)，政府部門每年都規(guī)劃植樹造林，然而植樹造林存在一個問題，需要大量的人力來投入，而現在，國家倡導綠色造林，為了更有效的植樹造林,出現了機械造林。
整機結構主要由電動機、機架、傳動帶、錐齒輪構成。由電動機產生動力通過帶輪減速器將需要的動力傳遞到帶輪上，帶輪帶動V帶，從而帶動整機裝置運動.
本論文研究內容摘要：
(1)植樹挖掘機總體結構設計。
(2)植樹挖掘機工作性能分析。
(3)電動機的選擇。
(4)對植樹挖掘機的傳動系統(tǒng)、執(zhí)行部件及機架設計。
(5)對設計零件進行設計計算分析和校核。
(6)繪制整機裝配圖及重要部件裝配圖和設計零件的零件圖。?
?
關鍵詞：植樹挖掘機，結構設計,電動機
Abstract
This topic comes from the actual production, at present, China is making great efforts to strengthen the afforestation construction, especially in the coastal areas of Jiangsu Province, the government every year are planning afforestation, however afforestation existence a problem and need a lot of manpower investment, and now, a national advocacy green forestation, in order to more effective reforestation, planting machine.
The structure of the utility model is mainly composed of an electric motor, a machine frame, a transmission belt and a bevel gear. The power is generated by the motor through the belt wheel reducer will need the power transmission to the belt wheel, the belt wheel drives the V belt, thus drives the whole unit to move.
Summary of the research content of this paper:
(1) the overall structure design of excavator plant.
(2) analysis of planting performance of excavator.
(3) the choice of motor.
(4) transmission system, execution unit and frame design of excavator plant.
(5) the design of parts design calculation and check.
(6) drawing machine assembly and important parts assembly drawings and parts drawings design.
Keywords: planting excavator, structure design, motor
目 錄
摘要 I
Abstract II
第1章 植樹挖掘機的介紹 1
1.1 選題背景及其意義 1
1.2 挖掘機的種類和國內外研究現狀 1
第2章 植樹挖掘機總體參數的設計 4
2.1 數據要求 4
2.2 整體設計方案 4
2.3 驅動方案和傳動方式的選擇與設計 4
2.3.1 各類驅動方案分析 5
2.3.2 本設計驅動方案的確定 5
第3章 植樹挖掘機主要傳動件計算 12
3.1 帶傳動設計 12
3.2選擇帶型 12
3.3確定帶輪的基準直徑并驗證帶速 13
3.4確定中心距離、帶的基準長度并驗算小輪包角 14
3.5確定帶的根數z 15
3.6確定帶輪的結構和尺寸 15
3.7確定帶的張緊裝置 15
第4章 軸的設計 22
4.1 求作用在帶輪上的力 22
4.2 初步確定軸的最小直徑 23
4.3 軸的結構設計 23
4.4 求軸上的載荷 24
4.5按彎曲扭轉合成應力校核軸的強度 25
4.6 精確校核軸的疲勞強度 25
第5章 鍵的選擇與校核 39
5.1 帶輪1上鍵的選擇與校核 39
5.1.1鍵的選擇 39
5.1.2 鍵的校核 39
5.2 帶輪2上鍵的選擇與校核 40
5.2.1 鍵的選擇 40
5.2.2 鍵的校核 41
5.3 帶輪3上鍵的選擇與校核 41
5.3.1 鍵的選擇 41
5.3.2 鍵的校核 42
5.4 帶輪4上鍵的選擇與校核 42
5.4.1 鍵的選擇 42
5.4.2 鍵的校核 43
第6章 控制系統(tǒng)的設計 39
6.1 控制系統(tǒng)總體方案 39
6.2 鑒向 39
6.3 計數的擴展 40
6.4 中斷的擴展 41
6.5 數摸轉換器的選擇 43
6.6 電機驅動芯片選擇 45
結 論 48
參考文獻 49
致 謝 50
第1章 植樹挖掘機的介紹
第1章 植樹挖掘機的介紹
1.1 選題背景及其意義
2 3
在國家“十二五”規(guī)劃中，提出了生態(tài)文化是中華傳統(tǒng)文化、和諧文化的重要組成
部分，是支撐生態(tài)文明的基礎。國家林業(yè)局第七次全國森林資源清查結果顯示，全國森
林面積達到 1.95 億 hm ，森林覆蓋率達到 20.36%，森林蓄積量為 137.21 億 m 。從以
上統(tǒng)計數字可以看出，我國森林資源的平均水平依然很低，雖然我國的森林面積居世界
第五位， 但森林覆蓋率只相當于世界森林覆蓋率（31.7%）的 64%；全國人均森林面積
相當于世界人均水平的 25%。另外， 我國的森林質量不高， 單位面積森林蓄積量僅為
世界平均水平的 84.8%。為了進一步提高我國的森林覆蓋率及生態(tài)環(huán)境，發(fā)展生態(tài)文化，
需要開展大規(guī)模的造林工程，大面積地進行植樹造林活動。人工造林投入大、產出少、
用工多，效率低、速度慢、勞動強度大，而使用機械造林則可以解決這些問題。造林機
械化是造林工程的發(fā)展方向，而要進行機械化造林就必須有配套的造林機械。
植樹挖掘機是一種造林機械設備，目前國內造林機械的發(fā)展水平還不高，多為人工
控制，很少能實現自動化作業(yè)。如何將先進的自動化、智能化技術應用到機械造林中，
提高造林機械的自動化、智能化水平是擺在林業(yè)機械科研工作者面前的一個技術問題。
國 外挖掘機 的發(fā)展要先 進得多， 主要發(fā)展方 向是對于大 型的挖坑 機要集多種 功能于一
身，增加輔助設備。小型的挖掘機則側重于機構的優(yōu)化設計。本課題主要設計一個大型
挖掘機，適合于城市道路旁、公園內、綠地上栽植樹的挖坑作業(yè)。
空心鉆筒挖掘機是用中空筒式鉆頭作為工作部件的大型挖掘機?？招你@筒兩端無蓋
也無底，下端鑲有硬質合金切削齒，能在十分堅硬的地面條件下進行鉆削挖坑作業(yè)，適
用于在市政工程中道路改線、居民區(qū)和建筑群四周的建筑渣土中，以及條件惡劣的特殊
土壤中鉆挖大坑，用來移植園林綠化大徑級樹木。
1.2 挖掘機的種類和國內外研究現狀
挖掘機的種類很多。如果按其與配套動力的連接方式進行分類，可分為懸掛式挖坑
機、手提式挖掘機、牽引式挖掘機和自走式挖掘機。按挖掘機上配置的鉆頭數量有單鉆
頭、雙鉆頭和多鉆頭；鉆頭根據形狀又分為螺旋式鉆頭、螺旋帶式鉆頭、葉片型鉆頭和
螺旋齒式鉆頭等。
圖 1-1 懸掛式挖掘機
圖 1-2 駕駛式挖掘機
手提式挖掘機又分為單人手提式和雙人手提式。手提式挖掘機一般功率較小，以單缸 風 冷 汽油 發(fā) 動 機為 動 力 ，通 過 離合 器 和 減速 箱 連 接鉆 頭 。 鉆頭 轉 速 一般 為100-200r/min，由于速比較大，減速機構大多采用蝸輪蝸桿或擺線行星輪機構。挖掘機的鉆頭多 為單片螺旋片型， 這種鉆頭在挖坑過程中向 上排土的性能好。手提式挖掘機適用于拖拉機不能通過的地形復雜的山地、丘陵和溝壑地區(qū)，挖坑直徑和深度都比較小，也可用于果樹的追肥及埋設樁柱。如3WS-28型手提式挖掘機， 采用015A-1 型發(fā)動機， 最大功率2.8kW， 轉速280-320r/min， 挖坑尺寸（坑徑×深度）320mm×500mm，質量17.6kg。 拖拉機式挖掘機有多種形式。一種是挖坑設備通過三點懸掛與拖拉機相連，動力直接由拖拉機的發(fā)動機輸出軸提供； 另一種是挖坑設備安放在拖拉機的后側或一側； 還有一種是 挖坑設備安放在單獨的拖車上由拖拉機牽引， 動力 由液壓泵提供。例如，東方紅- IW60型挖掘機就是通過三點懸掛與拖拉機相連。該機可與多種型號的拖拉機配套使用，具有結構合理、易于操作、經濟耐用、便于維修等優(yōu)點，可用于大面積的植樹造林挖坑作業(yè)， 挖坑直徑500-650mm，深度400-700mm，每小時可以挖坑100個以上。 與國內相比，國外挖掘機的發(fā)展要先進得多。很多國外的專家在傳動機構和挖頭的設計上都取得了很大的突破。目前，國外的挖掘機主要研究方向是，對于大型的挖掘機械要集多種功能于一身，增加輔助設備；小型的挖掘機則側重于機構的優(yōu)化設計，并且非常注意人機工程學在設計中的應用。日本生產的自走式高性能挖坑整地機采用柴油機作動力，該機將行走腳與輪胎組合成行走裝置，為全液壓式，平時用輪胎行駛，坡地時則靠行走腳行走，適用于陡坡林地作業(yè)，實現了一機多用。英國生產的 05H8300 型懸掛式挖坑 機和美國生產的懸掛式三鉆頭挖掘機的鉆頭間距可調 （即行距可調），其適用于平原地區(qū)的大面積植樹造林，工作效率很高。美國和加拿大生產的手提式挖掘機，發(fā)動機與鉆頭之間采用分離式，通過液壓傳動驅動鉆頭工作。此種挖掘機在工作時發(fā)動機與操作者距離較遠，可大大減少噪聲對操作者的影響，充分考慮了人機工程學原理。
在我國，植樹造林具有季節(jié)性和區(qū)域性的特點，機具作業(yè)時間短，單一功能的機具
年利用率較低。因此，在今后的設計中，要盡量考慮一機多用的問題。具體的實施措施
有：一是更換不同的鉆頭，以適應于不同的土壤條件和工作環(huán)境；二是設計通用機架，
在更換工作部件后即可完成其他項目的營林作業(yè)，以提高其利用率。挖掘機不僅要適用
于平原、沙地和丘陵，還要能夠用于山地和溝壑。過去的便攜式挖掘機已經不能適應大
規(guī)模生產 的要求， 開發(fā)研制適用于坡地造林的自行式機械是 大勢所趨。坡地自行式造
林機械應能自動調平駕駛員座椅，可以向行走腳自行的方向發(fā)展，以使其具有較強的越
障能力。對于受到嚴重侵蝕的坡地應先在坡地上修造梯田，然后在梯田上造林。
第2章 植樹挖掘機總體參數的設計
第2章 植樹挖掘機總體參數的設計
2.1 數據要求
設計的原始數據：“直徑0.6M的綠化植樹挖掘機”的驅動使用電動機驅動，其功率通過計算獲得；“直徑0.6M的綠化植樹挖掘機”的打孔孔徑為0.6米，孔深為0.7米。
設計技術要求：“直徑0.6M的綠化植樹挖掘機”采用人工推行行走，打孔過程為機械自動，以實現打孔過程的自動化。本課題的設計包括植樹挖掘機的機械結構設計與植樹挖掘機的電氣控制系統(tǒng)設計兩大部分。
2.2 整體設計方案
圖2-1 植樹挖掘機方案圖
通過電動機帶動帶傳動實現一級減速，然后通過錐齒輪換向，將帶傳動輸出的錐齒輪與鉆頭的旋轉結合起來。
2.3 驅動方案和傳動方式的選擇與設計
在挖掘機的更新改造中，驅動方案和傳動方式的選擇與設計極為重要。不同的驅動和傳動方式是和作業(yè)環(huán)境和作業(yè)需求分不開的。對于驅動方式，現有挖掘機有機械驅動、電力驅動、液壓驅動和混合驅動等方式?？晒┻x擇的動力源有汽油發(fā)動機，柴油發(fā)動機，電動機。雖然電力驅動在特性匹配、傳動效率、環(huán)保性等方面更具優(yōu)勢，但無法適應我國植樹造林環(huán)境多樣性和復雜性的要求，輕質小型汽油發(fā)動機的發(fā)展為挖掘機的更新改造提供了可靠的保障。 傳動系統(tǒng)是挖掘機重要的組成部分，直接影響著挖掘機鉆軸的性能和整體結構。合理選用傳動系統(tǒng)，是保證鉆頭主軸滿足挖坑要求，實現高效挖坑，取得良好效益的重要工作。
2.3.1 各類驅動方案分析
挖掘機的驅動方式可分為：汽油機通過離合器、減速箱、萬向軸等不同組合的傳動方式來驅動鉆頭主軸工作的機械驅動；以電動機為動力驅動鉆頭主軸的電驅動；以液壓缸和液壓馬達為動力驅動鉆頭主軸的液壓驅動；以機械驅動和電動機分別驅動行走和鉆頭的混合驅動。機械驅動就是齒輪皮帶鏈條之類，效率高且結構簡單，使用維修比較方便。另外，皮帶可以防止過載，減低啟動沖擊。同時可以保證傳輸設備的安全，而且更換容易，成本低廉。機械傳動的缺點是不靈活，難以實現遠距離傳動。電力驅動就是發(fā)電機通過電線驅動電動機來輸出動力，遠距離傳動時效率最高而且不容易出故障，然而這種方式的單位功率比不高，占地方，同時費用也比較高。 液壓驅動是用油泵驅動液壓油通過管道流向油缸迫使活塞前進來輸出動力。該方式比較靈活，過載能力強，調速范圍較寬，傳動平穩(wěn)柔和，結構緊湊。但成本較高，維修工作量大，費用高，遠距離傳動時會在管道內產生過大的壓力損失，使效率下降。
混合驅動的結構復雜，操作與維修都比單一形式的繁瑣，在一般的小面積作業(yè)器械 中很少用到?，F代發(fā)動機系統(tǒng)不斷向小型化和輕量化發(fā)展，同時其系統(tǒng)精度和性能能夠滿足較高的要求，這為新型挖掘機的開發(fā)創(chuàng)造了良好的條件。
2.3.2 本設計驅動方案的確定
根據以上分析，結合新型自走式挖掘機的技術要求，選擇機械驅動作為主要研究對象，在傳動過程中以萬向軸和軟軸兩種方式作為比較。具體方式如下：
圖 2-2 驅動方案
1.鉆頭的結構及運動參數的分析
挖掘機鉆頭的參數不僅影響到鉆頭本身的結構，同時也關系到挖掘機的整體結構、工作效率、勞動條件的改善，合理的參數是設計好挖掘機的前提。
挖掘機鉆頭的主要參數有：1）鉆頭直徑 D；2）鉆頭高度 h；3）螺旋長度 H0；4）螺旋升角 a；5）鉆頭轉速 n；6）刀片切土及安裝角度。前三個參數是根據作業(yè)的要求給定，其它參數則需要設計者綜合考慮來確定。
圖 2-3 鉆頭主要參數示意圖
1)鉆頭入土阻力的近似計算
鉆頭入土阻力的大小與鉆頭的參數及作業(yè)環(huán)境有很大的關系，它影響著鉆頭的功耗及作業(yè)的質量。由于挖坑過程太復雜, 有很多影響因素。在此采用近似的方法計算挖坑過程中鉆頭入土時受到的阻力。鉆頭入土時的阻力可由鉆尖和刀片入土阻力在垂直軸上的投影之和得到。
鉆尖入土阻力與進給量、鉆尖直徑密切相關。資料顯示，經實驗證明，分叉型鉆尖
入土阻力最小，錐形小螺旋型最大，三角型次之。但鉆尖入土阻力相對總阻力的大小與鉆尖直徑與鉆頭總直徑的比值有很大關系。比值越大相對阻力越大，比值越小相對阻力越小。為此，在滿足定位要求的基礎上應盡可能地減小鉆尖的直徑，來減小鉆尖入土阻力。在近似計算中，可以統(tǒng)一用分叉型鉆尖的入土阻力經驗公式來表示鉆尖的入土阻力大小即：
刀片上的入土阻力可近似等于土壤變形阻力與刀片切土阻力在垂直軸上投影之和，
如圖 2-4 所示。
圖 2-4 刀片入土阻力分析
土壤堅實度是影響阻力的最主要的土壤因子，它是一個綜合性指標，與組成阻力矩的各個部分都有很大關系。粘土中土粒之間具有較大的凝集力，不易破碎，同時粘土與鉆頭螺旋面的摩擦阻方大于砂土的摩擦阻力。故挖掘機在粘土中的功率消耗和阻力矩最大。土壤含水率對阻力矩也有很大影響，當水分較低時，土塊堅硬、阻力較大。隨著含水量的增加，到達下塑限時，土壤較軟，阻力很小，土壤處于最佳工作狀態(tài)。隨著水分的繼續(xù)增多，到達粘著限時，出現粘著力，土壤便會粘附到鉆頭上，使阻力增大。
2)鉆頭合理轉速的確定
鉆頭的轉速是挖掘機的主要參數之一，轉速的高低，不僅關系到挖掘機本身的結構，而且影響到鉆頭翼片的輸土效果。通常情況下，粘土作業(yè)選用的轉速較砂土作業(yè)的低，作業(yè)于含水量大的土要比含水量小的轉速低；作業(yè)坑徑大的轉速較坑徑小的低。鉆頭的轉速及進給量增加，工作效率會隨之提高，但進給量增加會引起轉矩和所需功率的增大。
在功率一定時，可以采用小進給量高轉速來綜合提高鉆機的效率。 在一定范圍內，轉速的增大則螺旋翼片的升土能力相應增強。但轉速超過一定范圍后，不僅切削能力下降，功率消耗增加，而且振動增大，給操作者帶來了困難。轉速的選擇必須保證一定的生產率的情況下，既要具有較好的升土能力，又能使鉆頭具有較強的切土能力。 挖掘機螺旋鉆頭作業(yè)時，在刀片切削土壤的同時，土塊在螺旋葉片的作用下向上移動。當轉速較低時，刀片切下的土塊只能被后面繼續(xù)上來的土塊推著向上運動，受葉片摩擦力和自身重量的作用下擠后面上來的土塊，易造成阻塞和葉片變形，使鉆頭的阻力增大。當轉速較高時，被切下的土塊和鉆頭一起旋轉，在離心力的作用下使土塊壓向坑壁，于是在接觸面上坑壁對土塊產生阻止其旋轉的摩擦力。在翼片和坑壁的作用下，土塊相對坑壁向上運動，直至升到地面后，脫離坑壁阻擋，被拋到坑的周圍。土塊質點在上升過程中的受力如圖2-5 所示。
圖 2-5 土塊質點受力分析
2.確定電機所需功率
根據直徑0.6M的綠化植樹挖掘機的要求，可以初步選取7.5KW功率Y132M-4的電動機。
查《機械設計課程設計手冊》得：
選擇，其銘牌如下表2-1：
表2-1 Y系列三相異步電動機
電機型號
額定功率 KW
滿載轉速 r/min
堵轉轉矩/額定轉矩
最大轉矩/額定轉矩
質量 Kg
132M-4
7.5
同步轉速1500 r/min,4級
1440
2.2
2.2
81
（a）
（b）
圖2-6 電動機的安裝及外形尺寸示意圖
表2-2 電動機的安裝技術參數
中心高/mm
外型尺寸/mm
L×（AC/2+AD）×HD
底腳安裝
尺寸A×B
地腳螺栓 孔直徑K
軸伸尺
寸D×E
裝鍵部位
尺寸F×GD
132
515× 345× 315
216 ×178
12
38× 80
10 ×43
第3章 植樹挖掘機主要傳動件計算
第3章 植樹挖掘機主要傳動件計算
3.1 帶傳動設計
輸出功率P=7.5kW,轉速n1=1440r/min,n2=500r/min
表3-1 工作情況系數
工作機
原動機
ⅰ類
ⅱ類
一天工作時間/h
10~16
10~16
載荷
平穩(wěn)
液體攪拌機；離心式水泵；通風機和鼓風機（）；離心式壓縮機；輕型運輸機
1.0
1.1
1.2
1.1
1.2
1.3
載荷
變動小
帶式運輸機（運送砂石、谷物），通風機（）；發(fā)電機；旋轉式水泵；金屬切削機床；剪床；壓力機；印刷機；振動篩
1.1
1.2
1.3
1.2
1.3
1.4
載荷
變動較大
螺旋式運輸機；斗式上料機；往復式水泵和壓縮機；鍛錘；磨粉機；鋸木機和木工機械；紡織機械
1.2
1.3
1.4
1.4
1.5
1.6
載荷
變動很大
破碎機（旋轉式、顎式等）；球磨機；棒磨機；起重機；挖掘機；橡膠輥壓機
1.3
1.4
1.5
1.5
1.6
1.8
根據V帶的載荷平穩(wěn)，兩班工作制（16小時），查《機械設計》P296表4，
取KA＝1.1。即
3.2選擇帶型
普通V帶的帶型根據傳動的設計功率Pd和小帶輪的轉速n1按《機械設計》P297圖13－11選取。
圖3-1 帶型圖
根據算出的Pd＝8.25kW及小帶輪轉速n1＝1440r/min ，查圖得：dd=80～100可知應選取A型V帶。
3.3確定帶輪的基準直徑并驗證帶速
由《機械設計》P298表13－7查得，小帶輪基準直徑為80～100mm
則取dd1=90mm> ddmin.=75 mm（dd1根據P295表13-4查得）
表3-2 V帶帶輪最小基準直徑
槽型
Y
Z
A
B
C
D
E
20
50
75
125
200
355
500
由《機械設計》P295表13-4查“V帶輪的基準直徑”，得=250mm
① 誤差驗算傳動比： （為彈性滑動率）
誤差 符合要求
② 帶速
滿足5m/s
300mm，所以宜選用E型輪輻式帶輪。
總之，小帶輪選H型孔板式結構，大帶輪選擇E型輪輻式結構。
帶輪的材料：選用灰鑄鐵，HT200。
3.7確定帶的張緊裝置
選用結構簡單，調整方便的定期調整中心距的張緊裝置。
3.8計算壓軸力
由《機械設計》P303表13－12查得，A型帶的初拉力F0＝133.46N，上面已得到=153.36o，z=4，則
對帶輪的主要要求是質量小且分布均勻、工藝性好、與帶接觸的工作表面加工精度要高，以減少帶的磨損。轉速高時要進行動平衡，對于鑄造和焊接帶輪的內應力要小, 帶輪由輪緣、腹板（輪輻）和輪轂三部分組成。帶輪的外圈環(huán)形部分稱為輪緣，輪緣是帶輪的工作部分，用以安裝傳動帶，制有梯形輪槽。由于普通V帶兩側面間的夾角是40°，為了適應V帶在帶輪上彎曲時截面變形而使楔角減小，故規(guī)定普通V帶輪槽角 為32°、34°、36°、38°（按帶的型號及帶輪直徑確定），輪槽尺寸見表7-3。裝在軸上的筒形部分稱為輪轂，是帶輪與軸的聯接部分。中間部分稱為輪幅（腹板），用來聯接輪緣與輪轂成一整體。
表3-5 普通V帶輪的輪槽尺寸（摘自GB/T13575.1-92）
項目
符號
槽型
Y
Z
A
B
C
D
E
基準寬度
b p
5.3
8.5
11.0
14.0
19.0
27.0
32.0
基準線上槽深
h amin
1.6
2.0
2.75
3.5
4.8
8.1
9.6
基準線下槽深
h fmin
4.7
7.0
8.7
10.8
14.3
19.9
23.4
槽間距
e
8 ± 0.3
12 ± 0.3
15 ± 0.3
19 ± 0.4
25.5 ± 0.5
37 ± 0.6
44.5 ± 0.7
第一槽對稱面至端面的距離
f min
6
7
9
11.5
16
23
28
最小輪緣厚
5
5.5
6
7.5
10
12
15
帶輪寬
B
B =( z -1) e + 2 f ? z —輪槽數
外徑
d a
輪 槽 角
32°
對應的基準直徑 d d
≤ 60
-
-
-
-
-
-
34°
-
≤ 80
≤ 118
≤ 190
≤ 315
-
-
36°
60
-
-
-
-
≤ 475
≤ 600
38°
-
＞ 80
＞ 118
＞ 190
＞ 315
＞ 475
＞ 600
極限偏差
± 1
± 0.5
V帶輪按腹板（輪輻）結構的不同分為以下幾種型式：
（1） 實心帶輪：用于尺寸較小的帶輪(dd≤(2.5～3)d時)，如圖3-2a。
（2） 腹板帶輪：用于中小尺寸的帶輪(dd≤ 300mm 時)，如圖3-2b。
（3） 孔板帶輪：用于尺寸較大的帶輪((dd－d)＞ 100 mm 時)，如圖3-2c 。
（4） 橢圓輪輻帶輪：用于尺寸大的帶輪(dd＞ 500mm 時)，如圖3-2d。
（a） （b） （c） （d）
圖3-2 帶輪結構類型
根據設計結果，可以得出結論：小帶輪選擇實心帶輪，如圖（a）,大帶輪選擇孔板帶輪如圖（c）
3）設計錐齒輪傳動
根據工作要求，傳動設計成標準直齒圓錐齒輪傳動，考慮到可能圓錐小齒輪齒根圓到鍵槽底部的距離，所以將圓錐小齒輪與軸設計成一體，圓錐大齒輪單獨設計，材料選用45鋼。由于選用的是閉式硬齒面齒輪，齒輪齒面磨損和彎曲疲勞折斷是主要的失效形式，因此設計這類齒輪傳動時按彎曲疲勞強度進行設計計算，宜選取較小的齒數，可取17～20[15]。
（a）估算齒輪主要參數及尺寸
齒數,：
齒數比，所以選擇,則。
齒寬系數：
，取。齒寬系數不宜取過大，避免引起小端齒頂過薄，齒根圓角半徑過小，應力集中過大。
根據手冊[16]，按齒面接觸疲勞強度計算小齒輪大端分度圓直徑和大端模數：
（3.27）
式中：
—齒輪傳遞的扭矩；
—工況系數；
—動載系數；
—齒寬系數；
—試驗齒輪的接觸疲勞極限應力；
查手冊[16]得到，,,MPa。
由于 N·m，,。
將數據代入得到小齒輪大端分度圓直徑mm。
大端模數，根據標準分度圓模數，取。
圓錐齒輪主要尺寸計算[16]：
（3.28）
（3.29）
（3.30）
（3.31）
（3.32）
（3.33）
（3.34）
式中：
—大端分度圓直徑；
、—節(jié)錐角；
—錐距；
—中點分度圓直徑；
—當量齒數；
—平均模數。
齒寬，取mm。
將數據代入計算得：mm
mm
mm
mm
mm
根據大、小臂兩級鏈輪的減速，錐齒輪傳動中主動輪轉速r/min。
中點分度圓上的圓周力N。
（b）按齒面接觸疲勞強度進行校核
計算接觸用單位齒寬上的載荷
MPa （3.35）
查[16]手冊，，—齒向載荷分布系數，==1.2。
計算接觸疲勞應力
MPa （3.36）
計算齒輪的接觸疲勞極限應力
（3.37）
式中：
—壽命系數；
—潤滑劑系數；
—齒面光潔度系數；
—速度系數；
—工作硬化系數；
—尺寸系數。
查手冊[16]得到，，。
所以，MPa。
計算接觸安全系數
，安全系數較高。所以，接觸疲勞強度滿足，參數合理。
（c）按齒根彎曲疲勞強度的校核
計算彎曲用單位齒寬上的載荷
MPa
變位系數
取，則。
應力集中校正系數
由及可查表得，由及可查表得。
齒形系數
由，據及可查表得，由及可查表得，而，所以：，。
彎曲計算應力
根據公式：
（3.38） （3.39）
將數據代入計算得：MPa
MPa
取安全系數
查[16]手冊，得彎曲疲勞壽命系數，。
查[16]手冊，得彎曲疲勞極限為MPa，MPa。
許用應力：
（3.40）
（3.41）
將數據代入計算得：MPa
MPa
因此、，彎曲疲勞強度滿足，參數合理[17]。
第4章 軸的設計
第4章 軸的設計
低速級軸的設計與校核
4.1 求作用在帶輪上的力
因已知低速級帶輪的直徑為
＝250
而 F＝＝＝8926.93 N
F＝F＝＝3356.64 N
F＝Ftan＝4348.16×＝2315.31 N
圓周力F，徑向力F及軸向力F的方向如圖5.1所示。
圖4-1 軸的載荷分布圖
4.2 初步確定軸的最小直徑
（1）先按課本式（15-2）初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼,調質處理。根據課本，取，于是得
＝112×＝60.36
4.3 軸的結構設計
（1）根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度
② 初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用,故選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據＝80 mm，由軸承產品目錄中初步選取0基本游隙組、標準精度級的單列圓錐滾子軸承（GB/T 297—1994）30217型，其尺寸為d×D×T＝85 mm×150 mm×30.5 mm，故＝＝85 mm；右端圓錐滾子軸承采用套筒進行軸向定位，取套筒寬為14 mm，則＝44.5 mm。
③ 取安裝帶輪處的軸段＝90 mm；帶輪的左端與左軸承之間采用套筒定位。已知帶輪的寬度為90 mm，為了使套筒端面可靠地壓緊帶輪，此軸段應略短于輪轂寬度，故?。?6 mm。帶輪的右端采用軸肩定位，軸肩高h＞0.07d，故取h＝7 mm，則＝104 mm。軸環(huán)寬度,取b＝12 mm。
④ 軸承端蓋的總寬度為37.5 mm(由減速器及軸承端蓋的結構設計而定)。根據軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求,取端蓋的外端面與半聯軸器右端面間的距離,故?。?7.5 mm。
至此，已初步確定了低速軸的各段直徑和長度。
Ⅰ Ⅱ Ⅲ Ⅳ Ⅴ Ⅵ Ⅶ
圖4-2 低速軸的結構設計示意圖
表4-1 低速軸結構設計參數
段名
參數
Ⅰ-Ⅱ
Ⅱ-Ⅲ
Ⅲ-Ⅳ
Ⅳ-Ⅴ
Ⅴ-Ⅵ
Ⅵ-Ⅶ
直徑/mm
65 H7/k6
80
85 m6
90 H7/n6
104
85 m6
長度/mm
105
67.5
46
86
12
44.5
鍵b×h×L/mm
20 ×12 ×90
25×14×70
C或R/mm
Ⅰ處
2×45o
Ⅱ處
R2
Ⅲ處R2.5
Ⅳ處R2.5
Ⅴ處R2.5
Ⅵ處R2.5
Ⅶ處
2.5×45o
（2） 軸上的零件的周向定位
帶輪、半聯軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接。按＝90 mm由課本表6-1查得平鍵截面b×h＝25 mm×14 mm，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為70 mm，同時為了保證帶輪與軸配合有良好的對中性，故選擇帶輪轂與軸的配合為；同樣，半聯軸器與軸的連接，選用平鍵為20 mm×12 mm×90 mm，半聯軸器與軸的配合為。滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。
（3） 確定軸上圓周和倒角尺寸
參考課本表15-2，取軸左端倒角為2×，右端倒角為2.5×。各軸肩處的圓角半徑為:Ⅱ處為R2，其余為R2.5。
4.4 求軸上的載荷
首先根據結構圖(圖7.2）作出軸的計算簡圖（圖7.1）。在確定軸承的支點位置時,應從手冊中查得a值。對于30217型圓錐滾子軸承，由手冊中查得a＝29.9 mm。因此，作為簡支梁的軸的支承跨距＝57.1+71.6＝128.7 mm。根據軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖（圖7.1）。
從軸的結構圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面Ｃ是軸的危險截面。計算步驟如下：
＝57.1+71.6＝128.7 mm
＝＝＝4 966.34 N
＝＝＝3 960.59 N
＝＝＝2 676.96 N
＝＝3 356.64-2 676.96＝679.68 N
＝＝4 966.34×57.1＝283 578.014
＝＝2 676.96×57.1＝152 854.416
＝＝679.68×71.6＝486 65.09
＝＝＝322 150.53
＝＝＝287 723.45
表4-2 低速軸設計受力參數
載 荷
水平面H
垂直面V
支反力
＝4 966.34 N，＝3 960.59 N
＝2 676.96 N，＝679.68 N
彎矩M
＝283 578.014
＝152 854.416
＝486 65.09
總彎矩
＝322 150.53 ,＝287 723.45
扭矩T
1 410 990
4.5按彎曲扭轉合成應力校核軸的強度
進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險截面C）的強度。根據課本式(15-5)及表7.2中的數據，以及軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，?。?.6，軸的計算應力
＝＝ MPa＝12.4 MPa
前已選軸材料為45鋼，調質處理，查課本表15-1得[]＝60MP。因此〈 []，故此軸安全。
4.6 精確校核軸的疲勞強度
（1）判斷危險截面
截面A,Ⅱ,Ⅲ,B只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過渡配合所引起的應力集中均將消弱軸的疲勞強度，但由于軸的最小直徑是按扭轉強度較為寬裕確定的，所以截面A,Ⅱ,Ⅲ,B均無需校核。
從應力集中對軸的疲勞強度的影響來看，截面Ⅳ和Ⅴ處過盈配合引起的應力集中最嚴重，從受載來看，截面C上的應力最大。截面Ⅴ的應力集中的影響和截面Ⅳ的相近，但是截面Ⅴ不受扭矩作用，同時軸徑也較大，故不必做強度校核。截面C上雖然應力最大，但是應力集中不大（過盈配合及鍵槽引起的應力集中均在兩端），而且這里軸的直徑最大,故截面C也不必校核，截面Ⅵ和Ⅶ顯然更不必要校核。由課本第3章的附錄可知，鍵槽的應力集中較系數比過盈配合的小，因而，該軸只需校核截面Ⅳ左右兩側即可。
（2）截面Ⅳ左側
抗彎截面系數 W＝0.1＝0.1＝61 412.5
抗扭截面系數 ＝0.2＝0.2＝122 825
截面Ⅶ的右側的彎矩M為
＝90 834.04
截面Ⅳ上的扭矩為 ＝1 410 990
截面上的彎曲應力
＝1.48 MPa
截面上的扭轉切應力
＝11.49 MPa
軸的材料為45鋼，調質處理。由課本表15-1查得
截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數及按課本附表3-2查取。因
，
經插值后查得
＝1.9，＝1.29
又由課本附圖3-1可得軸的材料的敏性系數為
，＝0.88
故有效應力集中系數按式(課本附表3-4）為
＝1.756
由課本附圖3-2的尺寸系數；由課本附圖3-3的扭轉尺寸系數。
軸按磨削加工，由課本附圖3-4得表面質量系數為
軸為經表面強化處理，即，則按課本式（3-12）及式（3-12a）得綜合系數為
又由課本及3-2得碳鋼的特性系數
，取
，取
于是，計算安全系數值，按課本式（15-6）(15-8)則得
S＝＝＝65.66
S＝＝＝16.92
＝＝＝16.38≥S＝1.5
故可知其安全。
（3） 截面Ⅳ右側
抗彎截面系數 W＝0.1＝0.1＝72 900
抗扭截面系數 ＝0.2＝0.2＝145 800
截面Ⅶ的右側的彎矩M為
＝90 834.04
截面Ⅳ上的扭矩為 ＝1 410 990
截面上的彎曲應力
＝1.25 MPa
截面上的扭轉切應力
＝9.68 MPa
過盈配合處的，由課本附表3-8用插值法求出，并取＝0.8，于是得
＝3.24 ＝0.8×3.24＝2.59
軸按磨削加工，由課本附圖3-4得表面質量系數為
軸為經表面強化處理，即，則按課本式（3-12）及式（3-12a）得綜合系數為
＝3.33
＝2.68
又由課本及3-2得碳鋼的特性系數
，取
，取
于是，計算安全系數值，按課本式（15-6）(15-8)則得
S＝＝＝66.07
S＝＝＝16.92
＝＝＝11.73≥S＝1.5
故該軸的截面Ⅳ右側的強度也是足夠的。本軸因無大的瞬時過載及嚴重的應力循環(huán)不對稱性，故可略去靜強度校核。至此，低速軸的設計計算即告結束。
第5章 鍵的選擇與校核
第5章 鍵的選擇與校核
5.1 帶輪1上鍵的選擇與校核
5.1.1鍵的選擇
在本設計中，所選擇的鍵的類型均為A型圓頭普通平鍵，其材料為45鋼，在帶輪1上鍵的尺寸如下表所示：
表5-1 帶輪1上鍵的尺寸
軸
鍵
鍵
槽
半徑
r
公
稱
直
徑
d
公稱
尺寸
bh
寬度b
深度
公稱
尺寸
b
極限偏差
軸t
轂
一般鍵聯結
軸N9
轂9
公稱
尺寸
極限
偏差
公稱尺寸
極限偏差
最小
最大
28
87
8
0
-0.036
0.018
4.0
+0.2
0
3.3
+0.2
0
0.25
0.40
5.1.2 鍵的校核
1.鍵的剪切強度校核
鍵在傳遞動力的過程中，要受到剪切破壞，其受力如下圖所示：
圖5-1 鍵剪切受力圖
鍵的剪切受力圖如圖5-1所示，其中b=8 mm,L=25 mm.鍵的許用剪切應力為[τ]=30 ，由前面計算可得，軸上受到的轉矩T=55 Nm ，由鍵的剪切強度條件：
（其中D為帶輪輪轂直徑） （5-1）
=10 M30 （結構合理）
2.鍵的擠壓強度校核
鍵在傳遞動力過程中，由于鍵的上下兩部分之間有力偶矩的作用，迫使鍵的上下部分產生滑移，從而使鍵的上下兩面交界處產生破壞，其受力情況如下圖所示：（初取鍵的許用擠壓應力=100 ）
圖5-2 鍵擠壓受力圖
由
（5-2）
=2000 N
又有
（5-3）
8 結構合理
5.2 帶輪2上鍵的選擇與校核
5.2.1 鍵的選擇
同上所述，帶輪2上所選擇的鍵的類型均為A型圓頭普通平鍵，其材料為45鋼，鍵的尺寸如下表所示：
表5-2 帶輪2上鍵的尺寸
軸
鍵
鍵
槽
半徑
r
公
稱
直
徑
d
公稱
尺寸
bh
寬度b
深度
公稱
尺寸
b
極限偏差
軸t
轂
一般鍵聯結
軸N9
轂9
公稱
尺寸
極限
偏差
公稱尺寸
極限偏差
最小
最大
35
108
10
0
-0.036
0.018
4.0
+0.2
0
3.3
+0.2
0
0.25
0.40
5.2.2 鍵的校核
鍵的剪切受力圖如圖5-6所示，其中b=10 mm,L=50 mm.鍵的許用剪切應力為[τ]=30 ，由前面計算可得，軸上受到的轉矩T=110 Nm ，由鍵的剪切強度條件：
（其中D為帶輪輪轂直徑） （5-4）
=6.3 M30 （結構合理）
同理校核鍵的擠壓強度，其受力如圖5-7，初取鍵的許用擠壓應力=100 。
由
（5-5）
=3150 N
又有
（5-6）
6.3 結構合理
5.3 帶輪3上鍵的選擇與校核
5.3.1 鍵的選擇
同上所述，帶輪3上所選擇的鍵的類型均為A型圓頭普通平鍵，其材料為45鋼，鍵的尺寸如下表所示：
表5-3 帶輪3上鍵的尺寸
軸
鍵
鍵
槽
半徑
r
公
稱
直
徑
d
公稱
尺寸
bh
寬度b
深度
公稱
尺寸
b
極限偏差
軸t
轂
一般鍵聯結
軸N9
轂9
公稱
尺寸
極限
偏差
公稱尺寸
極限偏差
最小
最大
50
1611
16
0
-0.043
0.025
6.0
+0.2
0
4.3
+0.2
0
0.25
0.40
5.3.2 鍵的校核
鍵的剪切受力圖如圖5-6所示，其中b=16 mm,L=50 mm.鍵的許用剪切應力為[τ]=30 ，由前面計算可得，軸上受到的轉矩T=110 Nm ，由鍵的剪切強度條件：
（其中D為帶輪輪轂直徑）
=5.5 M30 （結構合理）
同理校核鍵的擠壓強度，其受力如圖3-7，初取鍵的許用擠壓應力=100 。
由
=4400 N
又有
5.5 結構合理
5.4 帶輪4上鍵的選擇與校核
5.4.1 鍵的選擇
同上所述，帶輪4上所選擇的鍵的類型均為A型圓頭普通平鍵，其材料為45鋼，鍵的尺寸如下表所示：
表5-4 帶輪4上鍵的尺寸
軸
鍵
鍵
槽
半徑
r
公
稱
直
徑
d
公稱
尺寸
bh
寬度b
深度
公稱
尺寸
b
極限偏差
軸t
轂
一般鍵聯結
軸N9
轂9
公稱
尺寸
極限
偏差
公稱尺寸
極限偏差
最小
最大
60
1811
18
0
-0.043
0.025
7.0
+0.2
0
4.4
+0.2
0
0.25
0.40
5.4.2 鍵的校核
鍵的剪切受力圖如圖5-6所示，其中b=18 mm,L=70 mm.鍵的許用剪切應力為[τ]=30 ，由前面計算可得，軸上受到的轉矩T=264 Nm ，由鍵的剪切強度條件：
（其中D為帶輪輪轂直徑）
=3.5 30 （結構合理）
同理校核鍵的擠壓強度，其受力如圖5-7，初取鍵的許用擠壓應力=100 。
由
=4410 N
又有
3.5 結構合