2042 BLQ型立式旱地驅動耙畢業(yè)設計(含全套畢業(yè)說明書和機械CAD圖紙)

1、BLQ型立式旱地驅動耙畢業(yè)設計目 錄 TOC o 1-3 h z u HYPERLINK l _Toc230695397 1 緒 論 PAGEREF _Toc230695397 h 2 HYPERLINK l _Toc230695398 引言 PAGEREF _Toc230695398 h 2 HYPERLINK l _Toc230695399 農業(yè)土壤耕作的作用與要求 PAGEREF _Toc230695399 h 3 HYPERLINK l _Toc230695400 1.2.1 土壤耕作的作用 PAGEREF _Toc230695400 h 3 HYPERLINK l _Toc23069

2、5403 1.2.2 耕整地農藝要求 PAGEREF _Toc230695403 h 4 HYPERLINK l _Toc230695405 土壤耕整地機械 PAGEREF _Toc230695405 h 4 HYPERLINK l _Toc230695406 2.整機結構設計分析 PAGEREF _Toc230695406 h 6 HYPERLINK l _Toc230695407 結構設計要求 PAGEREF _Toc230695407 h 6 HYPERLINK l _Toc230695410 2.2 旋刀的運動學分析 PAGEREF _Toc230695410 h 6 HYPERLIN

3、K l _Toc230695411 2.3 刀盤分布設計 PAGEREF _Toc230695411 h 7 HYPERLINK l _Toc230695412 3 傳動方案設計 PAGEREF _Toc230695412 h 8 HYPERLINK l _Toc230695413 旱地立式驅動耙主體結構方案設計 PAGEREF _Toc230695413 h 8 HYPERLINK l _Toc230695414 3.2 傳動比的分配 PAGEREF _Toc230695414 h 11 HYPERLINK l _Toc230695415 4.功率分析 PAGEREF _Toc2306954

4、15 h 12 HYPERLINK l _Toc230695416 單盤作業(yè)扭矩與功率分析 PAGEREF _Toc230695416 h 12 HYPERLINK l _Toc230695417 4.1.1 單盤切削、破碎土壤所需的扭矩 PAGEREF _Toc230695417 h 12 HYPERLINK l _Toc230695418 4.1.2 旱地驅動耙的功率消耗 PAGEREF _Toc230695418 h 13 HYPERLINK l _Toc230695419 4.1.3 傳動過程的功率分配 PAGEREF _Toc230695419 h 15 HYPERLINK l _T

5、oc230695420 5.傳動件的設計 PAGEREF _Toc230695420 h 15 HYPERLINK l _Toc230695421 5.1 軸的設計 PAGEREF _Toc230695421 h 15 HYPERLINK l _Toc230695422 5.1.1 選擇軸的材料 PAGEREF _Toc230695422 h 15 HYPERLINK l _Toc230695423 5.1.2 軸上的功率P，轉速n和轉矩T PAGEREF _Toc230695423 h 16 HYPERLINK l _Toc230695424 5.1.3 確定軸的最小直徑 PAGEREF _

6、Toc230695424 h 16 HYPERLINK l _Toc230695425 軸的強度校核 PAGEREF _Toc230695425 h 17 HYPERLINK l _Toc230695426 軸承的選用和校核 PAGEREF _Toc230695426 h 25 HYPERLINK l _Toc230695427 精度要求 PAGEREF _Toc230695427 h 27 HYPERLINK l _Toc230695428 6. 驅動耙其它零部件設計 PAGEREF _Toc230695428 h 28 HYPERLINK l _Toc230695429 懸掛機構 PAGE

7、REF _Toc230695429 h 28 HYPERLINK l _Toc230695430 箱體的設計 PAGEREF _Toc230695430 h 28 HYPERLINK l _Toc230695431 刀具的設計 PAGEREF _Toc230695431 h 29 HYPERLINK l _Toc230695432 7.總結 PAGEREF _Toc230695432 h 30 HYPERLINK l _Toc230695433 參 考 文 獻 PAGEREF _Toc230695433 h 31 HYPERLINK l _Toc230695434 致 謝 PAGEREF _T

8、oc230695434 h 32旱地驅動耙設計 1 緒 論我國是一個農業(yè)大國，要實現農業(yè)現代化，首先要實現生產手段現代化。農業(yè)機械化就是農業(yè)生產中產前、產中、產后全部實現機械化。其中，土壤耕作實現機械化是減輕農業(yè)勞動強度、改善勞動條件、保證作業(yè)質量、提高土地單位面積收獲量和提高勞動生產率的重要手段。作為在農業(yè)生產中消耗于土壤耕作勞力、動力比重很大的耕地機械就是一種通過機械化土壤耕作形成良好水、肥、氣、熱梯度，創(chuàng)造有利于作物生長發(fā)育的耕層構造要求的專用作業(yè)農機具。驅動式耕耘機械，在現代農業(yè)機械中形成了一個新興品種。此類耕耘機械由拖拉機的動力輸出軸通過傳動系統將動力以扭矩的形式直接作用于工作部件，

9、使之旋轉或往復運動，以提高切土能力并使土壤高度松土。其切土、碎土能力很強，一次就能到達耕、耙?guī)状蔚男Ч?，耕后地表較為平整、且松軟，且能搶農時，減少拖拉機進地次數，降低作業(yè)本錢，到達農藝要求。它對土壤濕度的適應范圍較大，因此，我國南方地區(qū)多用于秋耕稻茬種麥，水稻插秋前的水耕水耙。在我國北方地區(qū)，用于大田作物的淺耕滅茬，起到秸稈還田的作用。另外，還適于鹽堿地種水稻的整地作業(yè)等。因此，近幾年驅動式耕耘機械的研究與使用有了很大的開展。目前世界各國生產的驅動式耕耘機械主要有水平橫軸式、立軸式、往復式和聯合作業(yè)式幾大類。 水平橫軸式旋耕機 該類旋耕機的旋轉軸輥與地面平行并與前進方向垂直，其工作部件為安裝在

10、水平軸上的旋刀，旋刀在拖拉機動力輸出軸驅動下，垂直切削土壤，到達切土和碎土的目的。 立軸式旋耕機 它是刀齒和刀片繞立軸旋轉的旋耕機，其突出的功能是可以進行深耕，一般能到達3035cm，較深的能到達4050cm，而且可使整個耕層土壤疏松細碎，但前進速度較慢。目前在水田耕耘的機型有：立軸漿葉式旋耕機、立軸爪式旋耕機英國、立軸籠式旋耕機日本、立軸轉齒式旋耕機。國內采用立軸式的旋耕機較少。 1.2.1 土壤耕作的作用農業(yè)生產的實質是通過作物的光合作用，對氣候資源和土地資源的加工。機械化土壤耕作,那么是通過農機具對農田土壤的加工。機械化土壤耕作不同于以人畜力為動力的土壤耕作,因為它對土壤的控制和管理作用

11、比以人畜為動力要大得多,也深刻得多。原蘇聯土壤學家和耕作學的創(chuàng)始人威廉斯有句名言：“沒有不良的土壤，只有不良的耕種方法。他所指的耕種方法也包括土壤耕作在內。通過國內外土壤耕作方法的開展和多樣化，也證明土壤耕作可能使土壤環(huán)境變好，也可能使土壤環(huán)境變壞。農田土壤在自然力作用下呈現出自上而下的層次結構，從而導致土壤的水、肥、氣、熱的層次梯度。這種層次的土壤結構和土壤因素的梯度，有時對作物生育是有利的，有時是不利的。通過機械化土壤耕作，要創(chuàng)造出有利于作物生育的土壤層次結構耕層構造，形成良好的土壤水、肥、氣、熱的梯度。良好的耕層構造(以土壤密度梯度或孔隙梯度、三相比梯度為指標)應在不同土壤農田中，具有充

12、分協調多變氣候對土壤的影響，以滿足各類作物生育對土壤生活因素的要求。因此，良好的耕層構造不是一成不變的。機械化土壤耕作，創(chuàng)造良好的耕層構造，它和農業(yè)生態(tài)系統一樣，也是一個多目標、多因素、多變量的系統，既土壤作物大氣機器系統(SPAMC)的復雜系統。4農藝對土壤機械化耕整作業(yè)的中心任務要求是調節(jié)并創(chuàng)造良好的耕層結構，適宜的三相固相、液相和氣相比例，從而協調土壤水分、養(yǎng)分、空氣和溫度狀況，以滿足作物生長的農藝要求。5 土壤翻耕的作用主要有： 松碎土壤 根據各地不同的氣候條件和不同作物的要求，以及耕層土壤的緊實狀況，每隔一定時期，需要進行土壤耕整作業(yè)，使之疏松而多孔隙；以增強土壤通透性。 翻轉耕層

13、通過耕翻將耕作層土壤上下翻轉，改變土層位置，改善耕層理化及生物學性狀，翻埋肥料、殘茬、秸稈和綠肥，調整耕層養(yǎng)分的垂直分布，培肥地力。同時可消滅雜草以及附著的某些病菌、害蟲卵等，消除土壤有毒物質。 混拌土壤 混拌土壤，將肥料均勻地分布在耕層中，使土肥相融，成為一體，改善土壤的養(yǎng)分狀況。并可使肥土與瘦土混合，使耕層形成均勻一致的營養(yǎng)環(huán)境。1.2.2 耕整地農藝要求 耕翻地有以下的農藝要求： 適時耕翻，既能搶農時，又能保證作業(yè)質量； 耕深適當，并符合農業(yè)技術要求，深度均勻一致； 翻垡良好，無立垡、回垡，殘株雜草要覆蓋嚴密； 耕后地面平整松碎，無重耕、漏耕，盡量減少開閉壟，地頭、地邊整齊； 坡地耕翻時

14、應沿坡度的等高線進行，以防雨后沖刷土壤，造成水土流失。 整地有以下的農藝要求： 旱田整地作業(yè)的農業(yè)技術要求 整地作業(yè)須適時，以利防旱保墑和提高整地質量； 整地深度應符合農藝要求，深度一致、不漏耙、不漏壓； 整地后的地表平整，無壟溝起伏、碎土均勻，表層松軟、下層密實； 修筑畦田要做到地平、土碎、埂直； 水田整地作業(yè)的農業(yè)技術要求 耙后土壤松碎，起漿好，能覆蓋綠肥，田面平坦而無壟溝； 在原漿田中以耙代耕作業(yè)時，應將稻茬直接壓入糊泥中，滅茬起漿性能良好。6(1) 耕地機械 鏵式壁式犁鏵式犁是應用最普遍的一種耕地機械。其主要優(yōu)點是翻轉土垡、覆蓋雜草殘茬和肥料，消滅病蟲害等性能好，但碎土能力較差，耕后尚

15、需進行耙地作業(yè)。由于鏵式犁使用最普遍，數量又最多，現已開展成為我國北方與南方兩種系列犁。 6 圓盤犁圓盤犁工作部件是一個凹面圓盤。工作時，圓盤與前進方向偏一角度。圓盤滾轉前進時，前沿刃口切土，后部的凹面將土垡?guī)е蚝?、向上運動，并使之破碎、翻轉。圓盤犁具有使用壽命長，刃口切割力強，不易拖堆堵塞，阻力較小的優(yōu)點。其缺點是圓盤犁的覆蓋性能與溝底平整度不如鏵式犁。3(2) 整地機械 圓盤耙輕型圓盤耙、重型圓盤耙、缺口圓盤耙圓盤耙主要用于耕后碎土和播種前耙地。它的碎土能力較強，能切斷雜草殘茬與攪土混肥，用于播前整地、收獲后的淺耕滅茬作業(yè)或用于果園林木和草牧場的田間管理。 釘齒耙齒耙其功能是碎土、松土、

16、整平，有的也用來覆蓋撒播的種子和將肥混入土中。各種齒耙有一定的除草作用。 水田軋耙及聯合耙這類耙在作業(yè)時，工作部件靠土壤阻力滾動前進，常用于水田耕后碎土，使泥土攪混起漿便于插秧。我國南方的水稻區(qū)常用的水田軋耙多屬滾耙。以上整地機械不管是旱地作業(yè)機械還是水田作業(yè)機械均為被動式機械，要到達預期的整地效果，需要進行屢次重復作業(yè)，其生產效率低，為了提高生產效率，整地機械日趨向驅開工作部件開展。 水田驅動耙主要用于水田耕翻后的碎土整地作業(yè)，也可用在未耕地淺耕作業(yè)。其工作部件與地面平行的水平軸旋轉。一次作業(yè)相當于一般水田耙作業(yè)兩遍以上的質量，耙得細爛，外表松軟，碎土率可達80以上。驅動耙都與拖拉機配套使用

17、。由于驅動型機具可以充分利用拖拉機功率，能控制對土壤的作用強度，可滿足多種耕作要求。(3) 旋耕機旋耕機是一種全懸掛并由拖拉機動力輸出軸驅動的土壤耕作機具，其工作部件為安裝在水平軸上的旋刀，旋刀在拖拉機動力輸出軸驅動下，垂直切削土壤，到達切土和碎土的目的。旋耕機的切土、碎土能力很強，一次就能到達耕、耙?guī)状蔚男Ч?，耕后地表較為平整、且松軟，且能搶農時，減少拖拉機進地次數，降低作業(yè)本錢，到達農藝要求。它對土壤濕度適應范圍較大，因此，我國南方地區(qū)多用于秋耕稻茬種麥，水稻插秋前的水耕水耙。在我國北方地區(qū)，用于大田作物的淺耕滅茬，起到秸稈還田的作用。本課題目的是設計滿足農藝要求的高效率低能耗的旱地立式驅

18、動耙。其設計要求如下：1耕深設計耙深為h=15cm,調節(jié)范圍1018cm，耙深一致；2碎土程度沿地塊對角線選擇具有代表性的5個測點(每點面積為1m2)，假設測點耕層內有直徑5cm以上的土塊超過5個時，即為碎土不良；3 盡量降低整機生產的本錢，提高工作效率其結構要求如下：1 符合FS275的懸掛機構的幾何尺寸要求：2 符合FS275拖拉機工作參數和功率輸出軸的相關參數要求。3 機車通過萬向節(jié)將動力輸入機具變速箱驅動旋刀轉動,為了盡量減小傳動的不均勻性，機具與萬向節(jié)之間的銜接點的位置設置不可過高。2.2 旋刀的運動學分析 旋刀在工作時的運動為復合運動，其中繞刀盤中心旋轉的運動為相對運動，設圓周速度

19、為，機組勻速前進運動為牽連運動，前進速度。為旋刀旋轉的角速度，那么，圓周速度與機組前進速度之比，稱為速度比。的大小對旋刀的運動軌跡及立式驅動耙的工作狀況有重要影響，它確定了工作部件的運動軌跡如果旋刀以角速度轉動，并以速度 前進，那么旋刀的端點A的運動軌跡為余擺線如下列圖。僅是旋刀在工作進程中不發(fā)生推土的必要條件，但是否能滿足耙地疏松土壤的需要，還取決于機器前進速度Vm與旋刀工作轉速的合理配合而當時，當刀具運動到一定位置時，就會出現Vx0的現象，即刀具的絕對速度與機器的前進方向相反，因而能以刀刃切削土壤，其運動軌跡為余擺線。本課題所取的滿足刀刃一直切土的要求。2.3 刀盤分布設計在允許的工作幅寬

20、范圍內機具橫向放置六個刀盤，每個刀盤上對稱放置兩把旋刀，刀盤2和刀盤5是主動刀盤，刀盤1和刀盤3由刀盤2上的齒輪驅動，刀盤4和刀盤6由刀盤5上的齒輪驅動。刀盤1、2、3的運動相互關聯組成一組，刀盤4、5、6運動相互關聯組成另外一組，為了防止兩刀盤組在傳動和工作過程中產生運動干預，刀盤3和刀盤4之間余留一個20mm的間隙。為了減小或抵消刀盤在工作過程中前進時的橫向分力橫向分力過大會導致機具的橫向振動，增大機具的損耗，增加機組工作的不平穩(wěn)性，防止同組相鄰兩刀盤上的旋刀與旋刀之間的運動干預，采取以下措施：1. 主動刀盤刀盤2和刀盤5 旋轉方向相反由機具的傳動裝置實現；2. 主動刀盤與相鄰兩刀盤呈60

21、度夾角放置。此時刀盤2和刀盤5、刀盤1和刀盤4、刀盤3和刀盤6的運動是兩兩對稱關系，每個刀盤產生的橫向分力正好被相對稱的那個刀盤產生的橫向分力相抵消。圖3-2：刀盤分布示意圖3 傳動方案設計在滿足農業(yè)機械設計要求和配套機車FS-275的掛接要求的前提下進行結構方案設計，并參考國內外旱地驅動耙產品數據和參考有關書籍，動力由萬向節(jié)輸入，首先機具上需要設計一組變速箱使得轉速由輸入時的540r/min變成輸出時的190r/min；其次要求將萬向節(jié)輸入的水平方向的動力轉變成豎直方向的動力由錐齒傳動實現，再次實現主動刀盤相互間的反向傳動。為此在設計過程中擬定了以下三種方案：方案一：萬向節(jié)輸入動力傳給兩個圓

22、柱齒輪級傳動，這兩個圓柱齒輪再將動力分別傳遞給左右兩個圓錐齒輪級傳動，圓錐齒輪組將水平方向的動力轉變成豎直方向的動力級傳動，進而驅動旋刀的轉動。齒輪的轉速是在動力傳遞過程中實現的，兩個主動刀盤相對應的反向轉動由圓錐齒輪的放置位置的不同而實現，具體情況見圖53：結構設計方案一示意圖。本方案的缺乏之處在于級傳動的傳動軸采用的是懸臂支承結構，當工作環(huán)境比擬惡劣多石土壤時，會產生較大的振動和噪音，并會降低該機具的使用壽命。整機幾何參數為：長1654mm、寬450mm、 高820mm、工作時萬向節(jié)銜接點的位置離地面的高度470mm。方案二：與方案一相似，也由三級傳動組成，與方案一所不同的是在級傳動和級傳

23、動之間放置了一個中間圓柱齒輪用以實現兩個主動刀盤相對應的反向轉動，并且在級傳動的傳動軸上安裝了一個平衡機構，用于彌補懸臂支承結構帶來的不利影響。具體情況見圖54：結構設計方案二示意圖。整機幾何參數為：長1654mm、寬450mm、高910mm、工作時萬向節(jié)銜接點的位置離地面的高度470mm。方案三：與方案一、方案二有著很大的區(qū)別：萬向節(jié)輸入動力直接傳給圓錐齒輪組級傳動，在級傳動便把水平方向的動力轉變成豎直方方案三：與方案一、方案二有著很大的區(qū)別：萬向節(jié)輸入動力直接傳給圓錐齒輪組級傳動，在級傳動便把水平方向的動力轉變成豎直方向的動力，并且在級傳動的傳動軸上安裝了兩個圓柱齒輪，上面的那個齒輪與另外

24、兩個圓柱齒輪組成右方向上的傳動級傳動、級傳動，下面的那個齒輪與另外四個圓柱齒輪組成左方向上的傳動級傳動、級傳動、級傳動，其中級傳動實現了兩個主動刀盤之間相對應的反向轉動。具體情況見圖55：結構設計方案三示意圖。整機幾何參數為：長1654mm、寬693mm、高930mm、工作時萬向節(jié)銜接點的位置離地面的高度540mm。這三種方案的設計思路是在不斷的摸索、分析、總結的過程中逐漸形成的，設計方案依次從理論型轉向實用型，其中第三套方案是這三種方案中最成熟也是最實用的。首先，從結構上考慮雖然方案三的整機幾何尺寸比方案一、方案二大，但由于結構設計合理、齒輪布置緊湊、傳動軸受力均勻、動力傳遞平穩(wěn)，使得整機工

25、作時有很高的穩(wěn)定性，從而提高了機具的使用壽命；其次，從本錢上考慮方案一只使用了一對圓錐齒輪，而方案一、方案二都使用了兩對圓錐齒輪，但變速箱的齒輪總量大致相同，這使得整機的加工費用大幅度下降，從而提高了整機的經濟性；第三，方案三的變速箱由兩局部組成，這便于機具的安裝和修理。 方案三的結構設計缺乏之處在于：工作時萬向節(jié)與變速箱之間銜接點的位置相對方案一、方案二銜接點的位置偏高，在級傳動中有可能存在傳動的不均勻性。綜上所述，方案三在各方面的優(yōu)勢都比擬明顯，整機的實用性和經濟性尤為突出,因此選定方案三的結構設計為最終確定方案。3.2 傳動比的分配如方案三設計，總傳動比，萬向節(jié)輸入動力直接傳給圓錐齒輪組

26、構成級傳動，傳動比，把水平方向的動力轉變成豎直方向的動力。在級傳動的傳動軸上安裝了兩個圓柱齒輪，上面的那個齒輪與另外兩個圓柱齒輪組成右方向上的傳動構成級傳動和級傳動，下面的那個齒輪與另外四個圓柱齒輪組成左方向上的傳動構成級傳動、級傳動、級傳動，其中級傳動實現了兩個主動刀盤之間相對應的反向轉動。 , ，。4.1.1 單盤切削、破碎土壤所需的扭矩圖314示意了單把旋刀切削、破碎土壤時所需的扭矩變化規(guī)律，設單把旋刀的扭矩曲線為：單把旋刀切削土壤扭矩圖單把旋刀每轉所需扭矩為： N.m.rad每個刀盤有z把旋刀，那么單個刀盤的扭矩為： N.m.rad因此根據單個刀盤上的扭矩可求得消耗的功率為：4.1.2

27、 旱地驅動耙的功率消耗不考慮轉移的力，旱地立式驅動耙單個刀盤在一個周期所消耗的總功等于：式中: 旋刀一個周期內所經過的路程m旋刀平均阻力N 單個刀盤上旋刀數在一個周期內，旋刀所經軌跡長度為L，因為旋刀運動軌跡的參數方程【3】為：， 因此在一個周期內，計算平面曲線的弧長：所以：將、代回25式，可得：那么旱地驅動耙所需功率為：將，代入27式，得:其中：式中：旋刀平均阻力N單個刀盤上的旋刀數目立式驅動耙消耗的總功率：其中：刀盤的個數4.1.3 傳動過程的功率分配理論情況下，由聯軸器輸入的功率向兩邊傳遞，傳遞功率，轉速為，由于機器的工作環(huán)境的影響和傳動的功耗萬向節(jié)、錐齒、直齒傳動的影響，取齒輪傳動效率

28、為0.97，最后傳遞給六把刀盤的功率為.5.1 軸的設計根據相關理論知識，可知：在傳遞功率相同的情況下，轉速小時其傳遞的轉矩大，由此需要刀軸的截面大，軸的直徑大，軸的強度須進行強度校核。并且在傳遞較大功率時，要求其相應的軸的直徑大。由以上理論可知，在軸的設計校核過程中，在此只需要對軸I和刀軸進行強度校核，其他軸可據此進行設計校核。齒輪箱里面軸I是傳動軸主要承受扭距，刀軸為轉軸既承受彎距又承受扭距。5.1.1 選擇軸的材料選擇軸的材料為45鋼，經調質處理，其機械性能由參考書?機械設計?中表11.1和表11.4查得：。5.1.2 軸上的功率P，轉速n和轉矩T取該級圓錐齒輪傳動的效率包括軸承效率在內

29、由聯軸器傳遞給錐齒輪軸 = 1 * ROMAN I的功率為,傳遞轉矩為，轉速為。根據錐齒輪傳遞功率，考慮功率余量和傳動的功耗萬向節(jié)、錐齒、直齒傳動，可得每刀軸傳遞的功率為,傳遞轉矩為，轉速為。 5.1.3 確定軸的最小直徑對只受扭矩或主要受扭矩的傳動軸，安扭轉強度條件計算軸的直徑。假設有彎矩作用，可用降低許用應力的方法來考慮其影響。扭矩強度條件為 11.1式中 軸的扭轉切應力，MPa; 軸所受的扭矩，； 軸的轉速，； 軸所傳遞的功率，； 軸的許用扭轉切應力，見表11.3.對實心的圓軸， ，以此代入式11.1，可得軸的直徑 式5.1式中，為取決于軸材料的許用扭轉切應力的系數，其值可查表11.3.

30、。當彎矩相對轉矩很小時，=112，代入上式，那么軸 = 1 * ROMAN I結構設計：將上述數據代入式5.1，計算可得，考慮到軸截面上開有花鍵，對于的軸，軸徑增大20.可取軸的最小直徑。參考相關軸的設計，可設計如上的軸的結構刀軸結構設計：將上述數據代入式5.1，計算可得，考慮到截面上開有花鍵，對于的軸，軸徑增大20，并加上需在軸上鉆有內孔，可取軸的最小直徑。 = 1 * ROMAN I的受力分析1軸傳遞的轉矩2齒輪受力 法向載荷直齒錐齒輪齒面所受的通常都視為集中作用在平均分度圓上，受力分別為 為法向載荷分解的周向分力 為法向載荷分解的垂直于分度圓錐母線的分力 分解的徑向分力 分解的軸向分力其

31、中滿足關系，.代入，可得153，代入上式，可得, ，3支承反力的計算a,水平面支承反力由,得 ，代入計算得， =499N由，得 ，代入計算得，=572Nb,垂直面的支承反力由得 ,代入計算得，,=7574)作彎矩圖和扭矩圖a,水平面彎矩圖 ，b,垂直面彎矩圖垂直面彎矩 ,C、合成彎矩圖，d、扭矩圖前已算得4按當量彎矩計算直徑查表15-8得，根據表15-7公式計算A截面軸徑 ，在結構設計時，取是滿足強度要求的 軸傳遞的轉矩 2齒輪受力 直齒圓柱齒輪傳動時，沿嚙合線作用在齒面上的法向載荷Fn垂直于齒面，在節(jié)點處分解為兩個相互垂直的分力，即圓周了Ft與徑向力Fr,如上圖所示。且滿足：式中：齒輪傳遞的

32、轉矩，單位為； 齒輪的節(jié)圓直徑，多標準齒輪即為分度圓直徑，單位為； 嚙合角，對標準齒輪，.其中，將上式數據代入可得：,.3)支承反力的計算a,水平面支成反力由得,代入數據計算得，,b.垂直面支承反力由得，,代入數據計算得，,.4)作彎矩圖和扭矩圖a，水平面彎矩圖b，垂直面彎矩圖C，合成彎矩圖d,扭矩圖前已算得按當量彎矩計算軸徑查表15-8得，根據表15-7公式計算B截面軸徑 ，在結構設計時，取是滿足強度要求的。 軸承的作用是支撐軸及軸上的零件，保持軸的旋轉精度，減少轉軸與支撐之間的摩擦和磨損。 滾動軸承的類型應根據所受的載荷大小、性質、方向、轉速及工作要求來選擇。在圓錐齒輪變速箱及刀盤中，由于

33、軸同時受徑向載荷和軸向載荷，且為方便安裝，外圈別離，所以圓錐滾子軸承。滾動軸承在同時承受徑向和軸向聯合載荷時，為了計算軸承壽命在相同條件下比擬，需將實際工作載荷轉化為當量動載荷。在當量動載荷作用下，軸承壽命與實際聯合載荷下軸承的壽命相同。當量動載荷P的計算公式是 式中，徑向載荷，N; 軸向載荷，N; 徑向動載荷系數和軸向動載荷系數。由于機械工作時常具有震動和沖擊，為此，軸承擔量動載荷應按下式計算：，其中，均可通過查表獲得。假設軸承工作轉速為，可求的以小時數為單位的根本額定壽命，壽命指數，球軸承，滾子軸承。1刀盤軸：d=35mm,D=80mm,B=21mm, 根本額定動載荷,軸承代號：GB30307軸的轉速為，.動載荷系數，派生軸向力,當時；時；。 = 1 * GB3 兩支點反力 對軸承1的中心取矩，得(力平衡) = 2 * GB3 兩軸承的當量動載荷,如上圖所示，所以軸系有右移的趨勢，所以軸承2被“壓緊，軸承1被“放松。 = 3 * GB3 軸承壽命 符合要求。2軸 = 1 * ROMAN I：由刀軸的計算可知，以上基準所選出的軸承符合要求，且刀軸受力大，依上面可知，在選擇軸承時，選?。篸=40mm,D=80mm,B=18mm,軸承代號：GB30208為了滿足互換性的要求，零件的加工過程中，加工尺寸須保證在一定的誤差范圍之內，滿足一定的精度要求