1、- 1 -玉米秸秆组织分离机的设计全套图纸，加 153893706目 录1 引言 11.1 机械化组织分离机的目的及意义 11.2 机械化还田技术的现状 11.3 机械化组织分离机技术的发展趋势 12 技术任务书 23 设计计算说明书 23.1 总体设计 23.1.1 传动机构 33.1.2 工作部件 33.1.3 组织分离机机刀片的设计几个问题 43.1.4 拖拉机的性能参数 53.1.5 悬挂设计 8- 2 -3.2 主要工作部件设计计算 .103.2.1 基本参数计算 .103.2.2 锥齿轮的设计计算 .113.2.3 皮带轮的设计计算 .153.2.4 轴的设计计算 .183.3 性
2、能的校核 .263.3.1 爬坡稳定性能指数 .263.3.2 拖拉机悬挂机构油缸提升能力校核 .273.4 使用说明书 .274 标准化审查报告 .284.1 产品图样的审查 .284.2 产品技术文件的审查 .284.3 标注件的使用情况 .284.4 审查结论 .28结论 .29参考文献 .30致谢 .31- 3 -玉米秸秆组织分离机设计摘要 近几年随着玉米产量的大幅度的提高，秸秆、根茬也大量增多，随之出现的问题是清理秸秆、刨根茬，成了农民种地前最头痛的事，为争时争工，不影响秋种的进度，有些农民只好将秸秆就地焚烧。既浪费资源又污染环境。可以把秸秆粉碎后铺撒在地里，既环保又可以改变土壤的理
3、化性。玉米秸秆组织分离机就是这样的一种农具，本设计采用均力免震法排列刀，工作时由拖拉机采用后悬挂方式进行耕作。刀具使用 Y 型刀中间采用齿轮传动和皮带传动相结合的方法。关键词 分离 玉米 设计- 4 -毕业设计说明书外文摘要Design of the Corn straw counters-fieldAbstractIn recent years with the corn yield significant enhancement of straw, root, the increasing number of crop also. The resulting problems is cle
4、an up straw, follow chi, became farmers sow the land before headaches. As for work, when does not affect to prepare for the progress of the straw stalk, some farmers had to local burned. Do so just a waste of resources and environmental pollution. We can put it to pieces after the stalks strewn in t
5、he field, the environmental protection can alter the soil physicochemical. Corn straw chopper drive is one such farm implements. This design uses shock-free laws are arranged in knife edge, the work by the tractor by way of farming after the suspension. Tool use Y knife among USES the gear transmiss
6、ion and the method of combining the belt transmission.Keyword Counters-field Corn Design- 5 -1 引言1.1机械化组织分离机的目的及意义我国作为一个农业大国，对于田间作业趋于机械化是一个必然的发展过程，它可以节约劳动力和提高经济效益。在北方玉米是一种常见的农作物，过去由于认识上、政策上及经济上的原因，基本上农民都是在收获以后直接将秸秆焚烧，这样不仅造成了资源的浪费，还污染了环境，随着科技的发展，生态农业是现代农业的发展方向，作为宝贵资源的秸秆，也开始了被重新利用，而秸秆直接还田就是其中的主要途径之一。将
7、秸秆粉碎后，铺撒在地里有许多作用：组织分离机补充土壤养分。组织分离机促进微生物的活动，改善土壤的理化性状。可以减少化肥的使用量，从而改善环境。还可以改善农业生态环境。这样不仅可以从分利用资源，还可以改善我们生活的环境。1.2机械化还田技术的现状由于我国国土辽阔，南北方差异较大，各地区的耕作制度和农艺要求不同，同时作物的秸秆也不同，其物理性能和机械性能差异也很大，这就决定了我国机械化组织分离机技术及配套机具的多样化。在北方多数是以拖拉机牵引并驱动的组织分离机机，把站立的玉米秸秆就地粉碎后铺撒在地面上，数日后犁翻耕土地时把晾晒的秸秆翻埋入土。由于机械化组织分离机技术是利用秸秆最经济最有效的技术，具
8、有较大的经济效益、生态效益和社会效益，因此外国在研制和生产方面起步较早，发展较快。尤其是意大利、英国，德国、法国、日本和西班牙等发达国家在该领域处于领先地位。综合国外机械化组织分离机技术比较完善，机具品种较多，性能可靠，但价格昂贵。- 6 -1.3机械化组织分离机技术的发展趋势虽然我国农具多样化，但就北方而言现在已经在解决秸秆及根茬单项作业的基础上将开发新的联合作业机具，并在一段时间后将会取代单项作业机具。收割农作物和组织分离机机结合，使作业成本大大降低，灵活度也增加。机械化组织分离机技术得到政府的高度重视和大力支持，虽然还有许多问题但前景还是乐观的。2 技术任务书随着人们越来越重视可持续发展
9、和生态环境的保护，农业机械化的装备将得到进一步的发展。例如农业保护性耕作机械，秸秆综合利用装备。对于组织分离机是重要的秸秆综合利用，根据市场调查粉碎秸秆机一般工作幅宽为 1500mm 到 2000mm 之间不等，其动力一般由拖拉机提供，用拖拉机悬挂并驱动，使农具的灵活性增加。由于机械化组织分离机技术是利用秸秆资源最经济，最有效的技术，最具有经济效益，生态效益和社会效益。因此国外在研制和生产方面起步较早，发展很快。尤其是意大利、美国、英国、德国、法国、丹麦、日本、西班牙等发达国家在该领域处于领先地位。意大利的 OMARV 公司尤为突出，它的产品配套动力 26-132kw 工作幅宽 1.2-6 米
10、。刀片转速 1950r/m。美国万国公司（International Harvester Company Co.）,美国埃兹拉。隆达尔有限公司在此方面的研究生产水平均很高。此外，国外还研制出拖拉机带动的卧式转子切碎机，幅宽 6m，刀片可更换，转子最高转速 2000r/min,外壳上有挡板，使茎秆撒布均匀，同时带有遇到障碍物的安全机构。综合国外机械化组织分离机技术，技术比较完善，机具品种多，性能可靠，但价格也昂贵。我们可以借鉴国外现有技术，通过消化吸收，开发出适合我国国情的产品。一般土地是由一家为单位的耕种，工作面积不会很大，工作量也小，所以一般配套动力为 50 到 65 马力的拖拉机。根据以上
11、内容综合得出本人设计一台外形尺寸为7671645876 并选用 55 马力的拖拉机- 7 -3 设计计算说明书3.1总体设计总体设计示意图如图 1 所示1箱传动轴 2变速 3皮带出动部分 4粉碎机罩壳 5工作部件图 1 总体设计示意图3.1.1 传动机构其功能是将拖拉机的动力传递到工作部件，进行粉碎作业，它有万向联轴器传动轴、齿轮箱和侧边传动装置组成。 (1) 万向联轴器传动轴连接拖拉机动力输出和齿轮箱输入轴。安装时，带套的夹叉装在粉碎就输入轴端，且必须使两个夹叉的开口处在同一平面内。(2) 齿轮箱：它内部装有一对圆锥齿轮，起改变方向和增速的作用。(3) 侧边传动装置：由三角皮带轮组成，采用单
12、侧边传动方式（原因前文已提到） ，要起传递动力的作用，另外也有起过载保护作用和传动比分配的作用。3.1.2 工作部件本机所采用如图一所示的（d）Y 型,采用背靠装置。其尺寸如图 2 所示- 8 -图 2 Y 型刀示意图3.1.3 组织分离机机刀片的设计几个问题(1)甩刀刀片形状的确定：本组织分离机机主要选用 Y 型 刀片，也可以用其它刀片替换。Y 型刀片是 L 型刀片的改进型，其优点体现在：（1）消除应力集中或缓解了拐角处的应力集中;(2)刀片的功耗小，原因是 Y 型刀切割秸秆斜切，即刀片要省力。所以目前大多数用于玉米、高粱等高秆作物组织分离机机都采用 Y 型刀片。此类型刀片已形成标准，代号为
13、 ZBB98008-88.(2)刀片的材料选择及其热处理：考虑刀片经常与泥土地、秸秆等磨擦，工作条件极其恶劣，所以选材要好，要求有较强的耐 磨性和较强的抗冲击韧性。本机选 用20CrMnTi，热处理工艺：将刀片加热至 880900 。 c,再保温 10 分钟。然后用 10%的NaCl 水溶液淬火，最后在 180-200。 C 回火 2 小时，可达到 3.16ha/g 的耐磨性和290J/cm 以上的抗冲击韧性。(3)刀片的排列方式：刀片的排列方式对于秸秆是至关重要的，合理的排列方式不仅能使还田机粉碎质量提高，而且还可以是还田机平衡性能好，减轻还田机的震动。目前大多数组织分离机机采用加配重块的方
14、法解决振动问题，这样不仅制造烦琐，而且配重块加入后不同程度的影响粉碎质量，而甩刀的排列有单螺线排列，双螺线排列，星形排列，对称排列几种，不管哪种排列均应满足：刀轴受力均匀，径向受力平衡。相邻两刀片径向夹角要大。单双螺线排列有一个共同的弊病，即在粉碎过程中秸秆测向移动现象严重，使还田机有“一头沉”现象。根据以上几种排列方式的利弊得出一种新的排列方法均力免震法。排列方式如图 3 所示- 9 -06128430634567891023145图 3 刀得排列示意图特点是：刀轴受力均匀。刀轴旋转时不震动，无需加配重块。3.1.4 拖拉机的性能参数表一 悬挂机构的技术参数 下拉杆后球铰孔径 D2 28 下
15、拉杆后球铰宽度 b2 38链接三角形的高度 H 530-680 悬挂轴的长度 M 800上拉杆连接销直径 d1 22 销孔到台肩距离 l1 102上拉杆后球铰直径 D1 22 上拉杆后球铰宽度 b1 58表二 拖拉机悬挂装置升降机构的特性升降机构形式 液压分置式 液压油泵型号 CB-32 型齿轮泵分配器形式 型滑阀式 液压油缸形式 型双作用式推出 7500 额定 1100油缸最大推力（公斤） 推入6250悬挂轴的提升能力（公斤） 最大1500油缸尺寸及行程（缸径*最1052悬挂机构形式 球铰接四连杆机构- 10 -小长度*行程）安全阀开启压 130 农具联接形式 后置双轴三点悬挂表三 拖拉机的
16、参数拖拉机的型号 铁牛55 后轮配重（公斤）150（重块）210（流水）发动机额定功率 55 马力 一档速度、传动比 1.37 296.89牵引力（公斤） 1400 二档速度、传动比 1.69 241.29结构重量（公斤） 2900 三档速度、传动比 2.15 189.96最小使用重量 3300 公斤 四档速度、传动比 3.52 115.54前轮分配重量 1100 公斤 五档速度、传动比 4.82 84.41后轮分配重量 2200 公斤 六档速度 6.32重心坐标（mm）aeh78013()右 七档速度 7.76外形尺寸（长宽高） (mm)410893250额定功率（马力） 55- 11 -前
17、轮轮距（b） 1200-1800（mm） 额定转速 1500后轮轮距（b1） 1200-1800(mm) 最大扭矩（公斤/米） 4115轴距（L） 2493(mm) 离地间隙（h1） 450(mm)最小转弯距（单边制动）3.7（m）最小转弯距（不制动）5.75(m)表四 悬挂机构的技术参数R 800 X2 493下拉杆尺寸R1 400上拉杆固定点坐标Y2 190下悬挂点间距 M 800 升降臂夹角 X1 285 h1 195Y1 -200悬挂轴变化范围h2 895B1 245 Lmin 535下拉杆固定点坐标B2 490上拉杆长度Lmax 800油缸固定点坐标 X4 438 动力输出轴坐标 X
18、5 400- 12 -Y4 -264 Y5 -62.5B2 154 B3 0X3 398 L1min 430升降臂转轴坐标Y3 340提升吊杆长度L2max 515悬挂轴在最高点与后轮外援间隙e 145 拖拉机后轮半径 r 760r1 260升降臂长度r2 140拖拉机后轮中心到地面的距离Rk 720表五 拖拉机动力输出轴技术参数动力输形式 半独立式 位置 后置离地 560旋转方向（朝前进的方向看）顺时针 转速（转/分） 523花键公称尺寸（键数-外经*内径*键宽）8-38326 花间末端到凹端距离 40花键工作长度 763.1.5 悬挂设计牵引点：农具牵引装置和拖拉机机体的连接点。虚牵引点：
19、悬挂机构上拉杆和下拉杆在纵向垂直面或水平面内投影延长的交点，亦称“瞬时转动中心” 。悬挂农具工作时，如果作用力的平衡破坏，农具就要绕瞬时转动中心转动。- 13 -悬挂点：连接悬挂式农具和悬挂机构杆件的铰链点。在农具悬挂设计中心提到悬挂点时，常常是指铰链点的几何中心。连接三角：连接悬挂式农具的上、下悬挂点所得到的几何图形。农具立柱：通常指连接三角形的高 a。悬挂轴：指悬挂农具的横梁，其两端德尔轴销与悬挂机构下拉杆的后球铰相连。(1)农具和拖拉机的联结型式牵引力：农具具有独立的行走轮。农具在运输或工作时，其重量均由本身的轮子承受。机组的稳定性好，对不平地面的适应性强。但机动性较差，金属消耗最大。多
20、用于各种宽幅，重型农具。悬挂式：农具在运输时全部重量由拖拉机承受。重量轻，结构紧凑，机动性好，效率高。但稳定性差，使用调整较复杂，对地表的适应性不如牵引式和半悬挂式。广泛应用于各种农具，在大部分场合有取代牵引式的趋势。半悬挂式：农具有自己的行走轮，运输是承受部分重量，另一部分重量由拖拉机承受，其优、缺点介于悬挂式和牵引式农具之间，当大型、重型农具用悬挂式有困难时可用半悬挂式。根据实际情况和以上特点，所以本设计选悬挂式(2)农具在拖拉机上悬挂的位置后悬挂：特点 农具配置在拖拉机后面，增大驱动轮载荷，提高了牵引性能。拖拉机走在未耕地上，工作后不留轮辙。但不便于观察作业情况，运输时稳定性和操作性较差
21、。前悬挂：农具配置在拖拉机前面，拖拉机走在以工作过的地面上，能满足收获机械要求，但可能使前轮负荷过大，转向费力或轮胎超载。中间悬挂：农具配置在拖拉机前、后轴之间，便于观察作业情况。但装卸费事，农具和拖拉机配套行强，通用性小。侧悬挂：农具配置在拖拉机侧面，视线好。但横向稳定性较差，不适于配带较重的农具作业。分组悬挂：农具分几组分别顺次悬挂在拖拉机侧面、前面或后面，机组稳定性较好。根据所设计还田机的特点和以上所说的特点选择后悬挂。- 14 -(3)农具在拖拉机上悬挂的方法单点悬挂：农具通过拉杆与拖拉机相连，可以在垂直面内一点 O 自由转动，结构简单。但农具工作性能受地面起伏影响较大，不易控制。拉杆
22、容易和拖拉机发生干涉，O 点的位置选择不受限制。常在一些简易的或无专门悬挂系统的拖拉机上用。两点悬挂：两点悬挂点 A、B 布置在水平面内，农具绕 A-B 轴线转动杆件，与农具刚性连接，相当于两个单点悬挂并联。悬挂机构通常是专用的。用于没有或不宜采用三点悬挂系统的地方。三点悬挂：农具通过上拉杆和两个下拉杆与拖拉机三点相连。在垂直面和水平面内各有一个瞬时转动中心 O1、O2，农具上下左右可自由运动。虚牵引点 0、O1 的位置不受结构限制。O 在农具入土过程中位置有变化有利于农具入土。通用性好，可挂各种农具。根据本设计的要求，选用三点悬挂，因为通用性好。(4)农具工作位置的调节方式和特点根据选用悬挂
23、的方式和还田机的特点选用高度调节原理：悬挂机构在农具工作中呈自由状态，对农具不起控制作用。农具 1 的工作位置由本身的支持轮 2 决定。调节丝杆可以改变农具的工作深度。特点：工作可靠，便于调整。农具的工作位置不受土壤阻力变化影响，耕深一致性好。支持轮有一定的仿形作用，但轮子本身滚动要消耗动力增加结构重量支持轮下方的局部起伏和下陷深度会改变农具的工作位置。3.2主要工作部件设计计算3.2.1 基本参数计算(1)传动比分配刀轴的工作转速为 160/minr10523/minnr所以总转动比 12/6.7i12i取 10.425i- 15 -213/5/0.4213.580/min9679ni ri
24、(2)功率分配拖拉机输出功率 05.738%4.36pkw一轴输出功率 10=9=.0联 轴 承 1二轴输出功率 21p齿 轮 轴 承=3.06.8231.kw三轴输出功率 32带 轮 =19=.拖拉机输出转矩 0034.6/52Tpn=95/95743.1Nm一轴输出转矩 11/=.0/=8.6二轴输出转矩 22Tpn=950/953.1/2.59412.Nm三轴输出转矩 33/=0.86/0=76.83.2.2 锥齿轮的设计计算(1)考虑到锥齿轮所受载荷较大，所以决定采用硬齿面闭式传动，大小齿轮均用20CrMnTi 材料。齿面渗碳后淬火,齿面硬度 5862HRC。查图得 lim130HMp
25、alim1920FMpalim290Fpa(2)由简化计算初步选定主要参数- 16 -11950/53.0/26.581TpnNm(查表得)1.25AK（查表得）.0.3R2213 31 22(lim)() 60.581.414 050.5.23(.3)AfeRHRTKDu取 10Z2.47则（与 的误差不大于 5%）210.54Zui大端模数取 m=5mm1.2feDmmZ21758fe“140arctnarct612f“290623fe151.8sinsi8“feDRm取 b=340.33.4b11(.5)(0.5)217.5mRfe743./606mDnv ms(3)校核计算1）按齿面接
26、触疲劳强度校核 120602.5891.774tmTFND- 17 -（查表得）189.EZMpa（8 级精度及 ）3vK14.7502.38/vzms2110.2(.)6975.30.41.458. 5.9340)tAHEfeRFKuZbD （查图得）1.8NZw（查表得）minHSlimlin130.8167.4HNZwMpaS所以安全li min67.4/59HS2）按齿根弯曲强度校核 1012.5cos68“dnfZ27.4s3dnf（查图得）12.8FY2.75F（查图得）0Sr 8Sr（查图得）.N1xY11(0.5)tmAvFFRKYb69.2715.32.1854.334(0)
27、Mpa21.8FFlimli119201 064.31.NXSrY- 18 -lim2li2901.8 23.64FNXSrY（查表得） 安全lim11 min064.3.5FFS（查表得） 安全li22 in81F S表六轮的基本参数小齿轮 大齿轮节锥角（分度圆锥角） fe23148“ 65812“大端分度圆直径 feD85 200锥距 R 109.25 109.25齿宽 b 34 34齿顶高 ihd8.11 8.11齿根高 g 2.89 2.89- 19 -齿顶高直径 diD99.93 206.35齿顶角 4.25/1.52 4.25/1.52顶锥角 di27.28 71.22（5）箱座壁
28、厚=0.0125( )+1=0.0125 (70+125)+1 8,故取 =8mm12m箱盖凸缘厚度 = =12mmb1.5箱座凸缘厚度 b= =12mm箱底座凸缘厚度 = =20mm2.地脚螺钉数目 n=底凸缘周长之半/200300 4,取 n=4地脚旁连接螺钉直径 =0.018( )+1 12, 取fd12md12fd盖与座连接螺栓直径 =(0.50.6) , 取 2f8轴承端盖螺钉直径 =(0.40.5) , 取 =63f3轴承旁凸台半径 =c2=121R铸造过渡尺寸 k=3,R=5,h=15大齿轮顶圆与内箱壁距离 11.2, 取 1=10mm齿轮端面与内箱壁距离 20.5, 取 2=5
29、mm轴承端盖外径=D+(55.5) ,2D3d由于结构的特殊性,取 D30306=108mm,D30308=135140mm3.2.3 皮带轮的设计计算(1)基本参数传递功率 231.pkw转速- 20 -2130.589/minnr3160/inr(2)定 V 带型号和带轮直径工作情况系数 .AK计算功率 213.40.3CPkw选带型号得为 C 型小带轮直径 30Dm大带轮直径 232(1)/(10.)160/23.5847.n m取 257（3）计算带长 23()/(5720)/8.5mDm求取中心距 230230.7()()aD取31945带长 2 20 8.8.520179.5mLD
30、a m基准长度 取 d(4)求中心距和包角 020179.5640.dLamin.164.515max3.3.d小带轮包角 2231806()/D 1806(2570)/64.17.6520 (5)求带根数带速- 21 -3/6012016/016.7/vDn ms传动比 3.589/.79i带根数由表得 由表得06.7Pkw0K由表得 由表得8LK.4Pkw0 .36.3()(6.079)80.CLz 取 Z=7 根(6)求轴上载荷张紧力2 20min(2.5)(.5098)4.6() 0.3174.671cKPFqvz取 .3/gqk20 4.6sin73.2sin8.40QzFN对于新安
31、装的 V 带初拉力应为 1.5（F0）min；对于运转后的 V 带，初拉力应为1.3（F0）min。带传动作用在轴上的压轴是 20 174.6sin73.2sin81.40PFz由于 v0.07d，谷取 h=7，则轴环处的直径 d5-6=89mm，轴宽度 b1.4h，取 l5-6=12mm。取齿轮距箱体内壁之距离 a=16mm，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离 s，取 s=8mm。已知滚动轴承宽度 T=33.5mm，小齿轮的大端分度圆直径 B=85mm。34(8076)3.58164.5lTam6 0lB齿轮、万向节与轴的周向定位均采用平键链接，按 d4-5 由
32、表查的平键截面，键槽用键槽铣刀加工长为 63mm，同时为了保证齿轮与轴配合有201bhm- 24 -良好的中性，故选择齿轮与轴毂与轴的配合为 ；同样万向节与轴连接，选用平键76Hn键槽长为 25mm。如图 4149bhm图 4 一轴示意图轴的强度校核计算齿轮受力：拖拉机作用在轴上的力 1/630/126.5QFN大齿 11(0.5)(.5)7mRddm大齿轮受力 转矩 1628.TN圆周力 112/05./17089.tmFd径向力 1tancosrF7089.20.4791235.N轴向力 1tansi.1tan.86.0aF受力图如图 5 所示- 25 -图 5 一轴受力弯矩图计算支承反力
33、水平反力 1 1184.5/2(06.384.5).3.R rFQFa259128260.4N206.38/1845rRFFa2.926.0438/20.N垂直反力 184.5/2.789.14.5/2.87.45RFt N230310总弯矩 22569.781.45.9Mm扭矩 105.6TN进行校核时通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度根据以上数据，以及轴单向旋转，扭矩切应力为脉动循环变应力取 a=0.6 轴的计算为：22221 3()3405.9(.60581.)14.87caMTMPaW由表得 =60MPa,因此 故安全。ca- 26 -（2）二轴的设计和校核1) 31.0PK
34、W2130.589/minnr2419.5TNm2)初步确定轴的最小直径。先初步估算轴的最小直径，选取轴的材料为 45 钢，调质处理，根据表取 A0=112 于是得 233min01.32.8905PdAm输出轴的最小直径是安装小齿轮外轴的直径，所以取 ，小齿轮轮毂宽为1d所以 取 ，小齿轮与轴用平键连接12(.)ld(9.6)l12l由于传动距离较长，所以左右定位用 15:1 锥度。小锥齿右边用螺08bhL母 M30GB54-76 定位，电带轮左边用螺母 M24GB-76，皮带轮与轴采用联接则，如图 6 所示1967GB图 6 二轴示意图3)二轴的强度校核N2/130/194.375FQ小轮
35、直径Nmm22(0.5)(.5)82.Rdmd小轮受力；转矩Nm2419.T圆周力N22/.5/72.683.17Ftdm径向力=2135.71N22tancos683.1tan0.o轴向力 22tsi65.LFN- 27 -受力图如图 7 所示图 7 二轴受力弯矩图计算支承反力水平反力 3 2(7832)5/RFarFadm194.13.7516.72.5/827.N24 2(5)/ 3RFQrFad19.1.7(83)165.72./N23.垂直力 3227(583)/QRFrFadm194.1.7()165.72./2.35/836.25/830.RFt N42()17()683.97进
36、行校核时通常只校核轴与承受最大弯矩和扭矩的截面的强度，根据以上数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力取 a=0.622()MaTcW22317540.(.6419.5)76.3Mpa选定轴的材料为 45 钢，调质处理由表查得a=60Mpa,因为 a故安全ca- 28 -(3)刀轴的设计输出轴上的功率 p3=29.866KW，转速 n3=1600r/min,转矩 T3=178262.688Nmm1)初步确定轴的最小径。左轴头的设计先初步估算轴的最小直径，选取轴的材料为 45 钢，调质处理根据取 A0=112 于是得33min029.861.710PdAmmm， ；因为小带轮的轮毂 B=
37、185mm 所以 。选取 O 基1275d348 3485l本标准精度级得单列圆锥滚子轴承 30318 尺寸为 故9106.dDT5690， ， 。如图 8 所示4.lm6710dm6710l图 8 左刀轴轴头示意图右轴头的设计先初步估算轴的最小直径，选取轴的材料为 45 钢，调质处理取 A0=112 于是得33min029.861.710PdAm由于最小直径与轴承相连接，故 , ,草图如图 9 所示2124.5l- 29 -图 9 右刀轴轴头示意图2)刀轴的校核；对无缝钢管校核尺寸大小 D=140mm，壁厚取 5.5，其材料选用 20 号刚通过冷拨而成。；/(14025.)/140.92dD
38、3 3.967.Wt mmax/Tn69.5102.8/1052.TMpa15pa故满足。对轴的校核由于 皮带轮直轮 ；329.86PK317826.T320Dm皮带轮圆周力 3/.68/17.6FtDN皮带轮径向力 3329.10/.3Qr刀具作业时间所受阻力N =/786./(425)810.2oFTR阻受力如图 10 所示- 30 -图 10 刀轴受力弯矩图计算水平面反力 1(5029.37.429.3) 57.QRFf阻 阻（ 4+239.)f.3=.6N21.5.7. 2934293QRff阻 阻 （ ）8.5081034.7（ ）=1.N垂直反力 21225078.63150 7.41RFt N132() 9.Rt进行校核时通常只校核承受最大弯矩和扭矩的截面的强度，根据以上数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力取 a=0.6 轴的计算应为
