直徑0.6M的綠化植樹(shù)挖掘機(jī)設(shè)計(jì)【手推式 植樹(shù)挖坑機(jī)】【16張CAD圖紙+PDF圖】

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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(shù)挖掘機(jī)的介紹 1 1.1 選題背景及其意義 1 1.2 挖掘機(jī)的種類和國(guó)內(nèi)外研究現(xiàn)狀 1 第2章 植樹(shù)挖掘機(jī)總體參數(shù)的設(shè)計(jì) 4 2.1 數(shù)據(jù)要求 4 2.2 整體設(shè)計(jì)方案 4 2.3 驅(qū)動(dòng)方案和傳動(dòng)方式的選擇與設(shè)計(jì) 4 2.3.1 各類驅(qū)動(dòng)方案分析 5 2.3.2 本設(shè)計(jì)驅(qū)動(dòng)方案的確定 5 第3章 植樹(shù)挖掘機(jī)主要傳動(dòng)件計(jì)算 12 3.1 帶傳動(dòng)設(shè)計(jì) 12 3.2選擇帶型 12 3.3確定帶輪的基準(zhǔn)直徑并驗(yàn)證帶速 13 3.4確定中心距離、帶的基準(zhǔn)長(zhǎng)度并驗(yàn)算小輪包角 14 3.5確定帶的根數(shù)z 15 3.6確定帶輪的結(jié)構(gòu)和尺寸 15 3.7確定帶的張緊裝置 15 第4章 軸的設(shè)計(jì) 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(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 23 4.4 求軸上的載荷 24 4.5按彎曲扭轉(zhuǎn)合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度 25 4.6 精確校核軸的疲勞強(qiáng)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(shè)計(jì) 39 6.1 控制系統(tǒng)總體方案 39 6.2 鑒向 39 6.3 計(jì)數(shù)的擴(kuò)展 40 6.4 中斷的擴(kuò)展 41 6.5 數(shù)摸轉(zhuǎn)換器的選擇 43 6.6 電機(jī)驅(qū)動(dòng)芯片選擇 45 結(jié) 論 48 參考文獻(xiàn) 49 致 謝 50 第1章 植樹(shù)挖掘機(jī)的介紹 第1章 植樹(shù)挖掘機(jī)的介紹 1.1 選題背景及其意義 2 3 在國(guó)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(chǔ)。國(guó)家林業(yè)局第七次全國(guó)森林資源清查結(jié)果顯示，全國(guó)森 林面積達(dá)到 1.95 億 hm ，森林覆蓋率達(dá)到 20.36%，森林蓄積量為 137.21 億 m 。從以 上統(tǒng)計(jì)數(shù)字可以看出，我國(guó)森林資源的平均水平依然很低，雖然我國(guó)的森林面積居世界 第五位， 但森林覆蓋率只相當(dāng)于世界森林覆蓋率（31.7%）的 64%；全國(guó)人均森林面積 相當(dāng)于世界人均水平的 25%。另外， 我國(guó)的森林質(zhì)量不高， 單位面積森林蓄積量?jī)H為 世界平均水平的 84.8%。為了進(jìn)一步提高我國(guó)的森林覆蓋率及生態(tài)環(huán)境，發(fā)展生態(tài)文化， 需要開(kāi)展大規(guī)模的造林工程，大面積地進(jìn)行植樹(shù)造林活動(dòng)。人工造林投入大、產(chǎn)出少、 用工多，效率低、速度慢、勞動(dòng)強(qiáng)度大，而使用機(jī)械造林則可以解決這些問(wèn)題。造林機(jī) 械化是造林工程的發(fā)展方向，而要進(jìn)行機(jī)械化造林就必須有配套的造林機(jī)械。 植樹(shù)挖掘機(jī)是一種造林機(jī)械設(shè)備，目前國(guó)內(nèi)造林機(jī)械的發(fā)展水平還不高，多為人工 控制，很少能實(shí)現(xiàn)自動(dòng)化作業(yè)。如何將先進(jìn)的自動(dòng)化、智能化技術(shù)應(yīng)用到機(jī)械造林中， 提高造林機(jī)械的自動(dòng)化、智能化水平是擺在林業(yè)機(jī)械科研工作者面前的一個(gè)技術(shù)問(wèn)題。 國(guó) 外挖掘機(jī) 的發(fā)展要先 進(jìn)得多， 主要發(fā)展方 向是對(duì)于大 型的挖坑 機(jī)要集多種 功能于一 身，增加輔助設(shè)備。小型的挖掘機(jī)則側(cè)重于機(jī)構(gòu)的優(yōu)化設(shè)計(jì)。本課題主要設(shè)計(jì)一個(gè)大型 挖掘機(jī)，適合于城市道路旁、公園內(nèi)、綠地上栽植樹(shù)的挖坑作業(yè)。 空心鉆筒挖掘機(jī)是用中空筒式鉆頭作為工作部件的大型挖掘機(jī)?？招你@筒兩端無(wú)蓋 也無(wú)底，下端鑲有硬質(zhì)合金切削齒，能在十分堅(jiān)硬的地面條件下進(jìn)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(lái)移植園林綠化大徑級(jí)樹(shù)木。 1.2 挖掘機(jī)的種類和國(guó)內(nèi)外研究現(xiàn)狀 挖掘機(jī)的種類很多。如果按其與配套動(dòng)力的連接方式進(jìn)行分類，可分為懸掛式挖坑 機(jī)、手提式挖掘機(jī)、牽引式挖掘機(jī)和自走式挖掘機(jī)。按挖掘機(jī)上配置的鉆頭數(shù)量有單鉆 頭、雙鉆頭和多鉆頭；鉆頭根據(jù)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(jī) 圖 1-2 駕駛式挖掘機(jī) 手提式挖掘機(jī)又分為單人手提式和雙人手提式。手提式挖掘機(jī)一般功率較小，以單缸 風(fēng) 冷 汽油 發(fā) 動(dòng) 機(jī)為 動(dòng) 力 ，通 過(guò) 離合 器 和 減速 箱 連 接鉆 頭 。 鉆頭 轉(zhuǎn) 速 一般 為100-200r/min，由于速比較大，減速機(jī)構(gòu)大多采用蝸輪蝸桿或擺線行星輪機(jī)構(gòu)。挖掘機(jī)的鉆頭多 為單片螺旋片型， 這種鉆頭在挖坑過(guò)程中向 上排土的性能好。手提式挖掘機(jī)適用于拖拉機(jī)不能通過(guò)的地形復(fù)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(shù)的追肥及埋設(shè)樁柱。如3WS-28型手提式挖掘機(jī)， 采用015A-1 型發(fā)動(dòng)機(jī)， 最大功率2.8kW， 轉(zhuǎn)速280-320r/min， 挖坑尺寸（坑徑×深度）320mm×500mm，質(zhì)量17.6kg。 拖拉機(jī)式挖掘機(jī)有多種形式。一種是挖坑設(shè)備通過(guò)三點(diǎn)懸掛與拖拉機(jī)相連，動(dòng)力直接由拖拉機(jī)的發(fā)動(dòng)機(jī)輸出軸提供； 另一種是挖坑設(shè)備安放在拖拉機(jī)的后側(cè)或一側(cè)； 還有一種是 挖坑設(shè)備安放在單獨(dú)的拖車上由拖拉機(jī)牽引， 動(dòng)力 由液壓泵提供。例如，東方紅- IW60型挖掘機(jī)就是通過(guò)三點(diǎn)懸掛與拖拉機(jī)相連。該機(jī)可與多種型號(hào)的拖拉機(jī)配套使用，具有結(jié)構(gòu)合理、易于操作、經(jīng)濟(jì)耐用、便于維修等優(yōu)點(diǎn)，可用于大面積的植樹(shù)造林挖坑作業(yè)， 挖坑直徑500-650mm，深度400-700mm，每小時(shí)可以挖坑100個(gè)以上。 與國(guó)內(nèi)相比，國(guó)外挖掘機(jī)的發(fā)展要先進(jìn)得多。很多國(guó)外的專家在傳動(dòng)機(jī)構(gòu)和挖頭的設(shè)計(jì)上都取得了很大的突破。目前，國(guó)外的挖掘機(jī)主要研究方向是，對(duì)于大型的挖掘機(jī)械要集多種功能于一身，增加輔助設(shè)備；小型的挖掘機(jī)則側(cè)重于機(jī)構(gòu)的優(yōu)化設(shè)計(jì)，并且非常注意人機(jī)工程學(xué)在設(shè)計(jì)中的應(yīng)用。日本生產(chǎn)的自走式高性能挖坑整地機(jī)采用柴油機(jī)作動(dòng)力，該機(jī)將行走腳與輪胎組合成行走裝置，為全液壓式，平時(shí)用輪胎行駛，坡地時(shí)則靠行走腳行走，適用于陡坡林地作業(yè)，實(shí)現(xiàn)了一機(jī)多用。英國(guó)生產(chǎn)的 05H8300 型懸掛式挖坑 機(jī)和美國(guó)生產(chǎn)的懸掛式三鉆頭挖掘機(jī)的鉆頭間距可調(diào) （即行距可調(diào)），其適用于平原地區(qū)的大面積植樹(shù)造林，工作效率很高。美國(guó)和加拿大生產(chǎn)的手提式挖掘機(jī)，發(fā)動(dòng)機(jī)與鉆頭之間采用分離式，通過(guò)液壓傳動(dòng)驅(qū)動(dòng)鉆頭工作。此種挖掘機(jī)在工作時(shí)發(fā)動(dòng)機(jī)與操作者距離較遠(yuǎn)，可大大減少噪聲對(duì)操作者的影響，充分考慮了人機(jī)工程學(xué)原理。 在我國(guó)，植樹(shù)造林具有季節(jié)性和區(qū)域性的特點(diǎn)，機(jī)具作業(yè)時(shí)間短，單一功能的機(jī)具 年利用率較低。因此，在今后的設(shè)計(jì)中，要盡量考慮一機(jī)多用的問(wèn)題。具體的實(shí)施措施 有：一是更換不同的鉆頭，以適應(yīng)于不同的土壤條件和工作環(huán)境；二是設(shè)計(jì)通用機(jī)架， 在更換工作部件后即可完成其他項(xiàng)目的營(yíng)林作業(yè)，以提高其利用率。挖掘機(jī)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(guò)去的便攜式挖掘機(jī)已經(jīng)不能適應(yīng)大 規(guī)模生產(chǎn) 的要求， 開(kāi)發(fā)研制適用于坡地造林的自行式機(jī)械是 大勢(shì)所趨。坡地自行式造 林機(jī)械應(yīng)能自動(dòng)調(diào)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(qiáng)的越 障能力。對(duì)于受到嚴(yán)重侵蝕的坡地應(yīng)先在坡地上修造梯田，然后在梯田上造林。 第2章 植樹(shù)挖掘機(jī)總體參數(shù)的設(shè)計(jì) 第2章 植樹(shù)挖掘機(jī)總體參數(shù)的設(shè)計(jì) 2.1 數(shù)據(jù)要求 設(shè)計(jì)的原始數(shù)據(jù)：“直徑0.6M的綠化植樹(shù)挖掘機(jī)”的驅(qū)動(dòng)使用電動(dòng)機(jī)驅(qū)動(dòng)，其功率通過(guò)計(jì)算獲得；“直徑0.6M的綠化植樹(shù)挖掘機(jī)”的打孔孔徑為0.6米，孔深為0.7米。 設(shè)計(jì)技術(shù)要求：“直徑0.6M的綠化植樹(shù)挖掘機(jī)”采用人工推行行走，打孔過(guò)程為機(jī)械自動(dòng)，以實(shí)現(xiàn)打孔過(guò)程的自動(dòng)化。本課題的設(shè)計(jì)包括植樹(shù)挖掘機(jī)的機(jī)械結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)與植樹(shù)挖掘機(jī)的電氣控制系統(tǒng)設(shè)計(jì)兩大部分。 2.2 整體設(shè)計(jì)方案 圖2-1 植樹(shù)挖掘機(jī)方案圖 通過(guò)電動(dòng)機(jī)帶動(dòng)帶傳動(dòng)實(shí)現(xiàn)一級(jí)減速，然后通過(guò)錐齒輪換向，將帶傳動(dòng)輸出的錐齒輪與鉆頭的旋轉(zhuǎn)結(jié)合起來(lái)。 2.3 驅(qū)動(dòng)方案和傳動(dòng)方式的選擇與設(shè)計(jì) 在挖掘機(jī)的更新改造中，驅(qū)動(dòng)方案和傳動(dòng)方式的選擇與設(shè)計(jì)極為重要。不同的驅(qū)動(dòng)和傳動(dòng)方式是和作業(yè)環(huán)境和作業(yè)需求分不開(kāi)的。對(duì)于驅(qū)動(dòng)方式，現(xiàn)有挖掘機(jī)有機(jī)械驅(qū)動(dòng)、電力驅(qū)動(dòng)、液壓驅(qū)動(dòng)和混合驅(qū)動(dòng)等方式?？晒┻x擇的動(dòng)力源有汽油發(fā)動(dòng)機(jī)，柴油發(fā)動(dòng)機(jī)，電動(dòng)機(jī)。雖然電力驅(qū)動(dòng)在特性匹配、傳動(dòng)效率、環(huán)保性等方面更具優(yōu)勢(shì)，但無(wú)法適應(yīng)我國(guó)植樹(shù)造林環(huán)境多樣性和復(fù)雜性的要求，輕質(zhì)小型汽油發(fā)動(dòng)機(jī)的發(fā)展為挖掘機(jī)的更新改造提供了可靠的保障。 傳動(dòng)系統(tǒng)是挖掘機(jī)重要的組成部分，直接影響著挖掘機(jī)鉆軸的性能和整體結(jié)構(gòu)。合理選用傳動(dòng)系統(tǒng)，是保證鉆頭主軸滿足挖坑要求，實(shí)現(xiàn)高效挖坑，取得良好效益的重要工作。 2.3.1 各類驅(qū)動(dòng)方案分析 挖掘機(jī)的驅(qū)動(dòng)方式可分為：汽油機(jī)通過(guò)離合器、減速箱、萬(wàn)向軸等不同組合的傳動(dòng)方式來(lái)驅(qū)動(dòng)鉆頭主軸工作的機(jī)械驅(qū)動(dòng)；以電動(dòng)機(jī)為動(dòng)力驅(qū)動(dòng)鉆頭主軸的電驅(qū)動(dòng)；以液壓缸和液壓馬達(dá)為動(dòng)力驅(qū)動(dòng)鉆頭主軸的液壓驅(qū)動(dòng)；以機(jī)械驅(qū)動(dòng)和電動(dòng)機(jī)分別驅(qū)動(dòng)行走和鉆頭的混合驅(qū)動(dòng)。機(jī)械驅(qū)動(dòng)就是齒輪皮帶鏈條之類，效率高且結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，使用維修比較方便。另外，皮帶可以防止過(guò)載，減低啟動(dòng)沖擊。同時(shí)可以保證傳輸設(shè)備的安全，而且更換容易，成本低廉。機(jī)械傳動(dòng)的缺點(diǎn)是不靈活，難以實(shí)現(xiàn)遠(yuǎn)距離傳動(dòng)。電力驅(qū)動(dòng)就是發(fā)電機(jī)通過(guò)電線驅(qū)動(dòng)電動(dòng)機(jī)來(lái)輸出動(dòng)力，遠(yuǎn)距離傳動(dòng)時(shí)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(shí)費(fèi)用也比較高。 液壓驅(qū)動(dòng)是用油泵驅(qū)動(dòng)液壓油通過(guò)管道流向油缸迫使活塞前進(jìn)來(lái)輸出動(dòng)力。該方式比較靈活，過(guò)載能力強(qiáng)，調(diào)速范圍較寬，傳動(dòng)平穩(wěn)柔和，結(jié)構(gòu)緊湊。但成本較高，維修工作量大，費(fèi)用高，遠(yuǎn)距離傳動(dòng)時(shí)會(huì)在管道內(nèi)產(chǎn)生過(guò)大的壓力損失，使效率下降。 混合驅(qū)動(dòng)的結(jié)構(gòu)復(fù)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(xiàn)代發(fā)動(dòng)機(jī)系統(tǒng)不斷向小型化和輕量化發(fā)展，同時(shí)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(jī)的開(kāi)發(fā)創(chuàng)造了良好的條件。 2.3.2 本設(shè)計(jì)驅(qū)動(dòng)方案的確定 根據(jù)以上分析，結(jié)合新型自走式挖掘機(jī)的技術(shù)要求，選擇機(jī)械驅(qū)動(dòng)作為主要研究對(duì)象，在傳動(dòng)過(guò)程中以萬(wàn)向軸和軟軸兩種方式作為比較。具體方式如下： 圖 2-2 驅(qū)動(dòng)方案 1.鉆頭的結(jié)構(gòu)及運(yùn)動(dòng)參數(shù)的分析 挖掘機(jī)鉆頭的參數(shù)不僅影響到鉆頭本身的結(jié)構(gòu)，同時(shí)也關(guān)系到挖掘機(jī)的整體結(jié)構(gòu)、工作效率、勞動(dòng)條件的改善，合理的參數(shù)是設(shè)計(jì)好挖掘機(jī)的前提。 挖掘機(jī)鉆頭的主要參數(shù)有：1）鉆頭直徑 D；2）鉆頭高度 h；3）螺旋長(zhǎng)度 H0；4）螺旋升角 a；5）鉆頭轉(zhuǎn)速 n；6）刀片切土及安裝角度。前三個(gè)參數(shù)是根據(jù)作業(yè)的要求給定，其它參數(shù)則需要設(shè)計(jì)者綜合考慮來(lái)確定。 圖 2-3 鉆頭主要參數(shù)示意圖 1)鉆頭入土阻力的近似計(jì)算 鉆頭入土阻力的大小與鉆頭的參數(shù)及作業(yè)環(huán)境有很大的關(guān)系，它影響著鉆頭的功耗及作業(yè)的質(zhì)量。由于挖坑過(guò)程太復(fù)雜, 有很多影響因素。在此采用近似的方法計(jì)算挖坑過(guò)程中鉆頭入土?xí)r受到的阻力。鉆頭入土?xí)r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(jìn)給量、鉆尖直徑密切相關(guān)。資料顯示，經(jīng)實(shí)驗(yàn)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(duì)總阻力的大小與鉆尖直徑與鉆頭總直徑的比值有很大關(guān)系。比值越大相對(duì)阻力越大，比值越小相對(duì)阻力越小。為此，在滿足定位要求的基礎(chǔ)上應(yīng)盡可能地減小鉆尖的直徑，來(lái)減小鉆尖入土阻力。在近似計(jì)算中，可以統(tǒng)一用分叉型鉆尖的入土阻力經(jīng)驗(yàn)公式來(lái)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(jiān)實(shí)度是影響阻力的最主要的土壤因子，它是一個(gè)綜合性指標(biāo)，與組成阻力矩的各個(gè)部分都有很大關(guān)系。粘土中土粒之間具有較大的凝集力，不易破碎，同時(shí)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(jī)在粘土中的功率消耗和阻力矩最大。土壤含水率對(duì)阻力矩也有很大影響，當(dāng)水分較低時(shí)，土塊堅(jiān)硬、阻力較大。隨著含水量的增加，到達(dá)下塑限時(shí)，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(dá)粘著限時(shí)，出現(xiàn)粘著力，土壤便會(huì)粘附到鉆頭上，使阻力增大。 2)鉆頭合理轉(zhuǎn)速的確定 鉆頭的轉(zhuǎn)速是挖掘機(jī)的主要參數(shù)之一，轉(zhuǎn)速的高低，不僅關(guān)系到挖掘機(jī)本身的結(jié)構(gòu)，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(zhuǎn)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(zhuǎn)速低；作業(yè)坑徑大的轉(zhuǎn)速較坑徑小的低。鉆頭的轉(zhuǎn)速及進(jìn)給量增加，工作效率會(huì)隨之提高，但進(jìn)給量增加會(huì)引起轉(zhuǎn)矩和所需功率的增大。 在功率一定時(shí)，可以采用小進(jìn)給量高轉(zhuǎn)速來(lái)綜合提高鉆機(jī)的效率。 在一定范圍內(nèi)，轉(zhuǎn)速的增大則螺旋翼片的升土能力相應(yīng)增強(qiáng)。但轉(zhuǎn)速超過(guò)一定范圍后，不僅切削能力下降，功率消耗增加，而且振動(dòng)增大，給操作者帶來(lái)了困難。轉(zhuǎn)速的選擇必須保證一定的生產(chǎn)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(qiáng)的切土能力。 挖掘機(jī)螺旋鉆頭作業(yè)時(shí)，在刀片切削土壤的同時(shí)，土塊在螺旋葉片的作用下向上移動(dòng)。當(dāng)轉(zhuǎn)速較低時(shí)，刀片切下的土塊只能被后面繼續(xù)上來(lái)的土塊推著向上運(yùn)動(dòng)，受葉片摩擦力和自身重量的作用下擠后面上來(lái)的土塊，易造成阻塞和葉片變形，使鉆頭的阻力增大。當(dāng)轉(zhuǎn)速較高時(shí)，被切下的土塊和鉆頭一起旋轉(zhuǎn)，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(duì)土塊產(chǎn)生阻止其旋轉(zhuǎn)的摩擦力。在翼片和坑壁的作用下，土塊相對(duì)坑壁向上運(yùn)動(dòng)，直至升到地面后，脫離坑壁阻擋，被拋到坑的周圍。土塊質(zhì)點(diǎn)在上升過(guò)程中的受力如圖2-5 所示。 圖 2-5 土塊質(zhì)點(diǎn)受力分析 2.確定電機(jī)所需功率 根據(jù)直徑0.6M的綠化植樹(shù)挖掘機(jī)的要求，可以初步選取7.5KW功率Y132M-4的電動(dòng)機(jī)。 查《機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)手冊(cè)》得： 選擇，其銘牌如下表2-1： 表2-1 Y系列三相異步電動(dòng)機(jī) 電機(jī)型號(hào) 額定功率 KW 滿載轉(zhuǎn)速 r/min 堵轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩/額定轉(zhuǎn)矩 最大轉(zhuǎn)矩/額定轉(zhuǎn)矩 質(zhì)量 Kg 132M-4 7.5 同步轉(zhuǎn)速1500 r/min,4級(jí) 1440 2.2 2.2 　81 （a） （b） 圖2-6 電動(dòng)機(jī)的安裝及外形尺寸示意圖 表2-2 電動(dòng)機(jī)的安裝技術(shù)參數(shù) 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(shù)挖掘機(jī)主要傳動(dòng)件計(jì)算 第3章 植樹(shù)挖掘機(jī)主要傳動(dòng)件計(jì)算 3.1 帶傳動(dòng)設(shè)計(jì) 輸出功率P=7.5kW,轉(zhuǎn)速n1=1440r/min,n2=500r/min 表3-1 工作情況系數(shù) 工作機(jī) 原動(dòng)機(jī) ⅰ類 ⅱ類 一天工作時(shí)間/h 10~16 10~16 載荷 平穩(wěn) 液體攪拌機(jī)；離心式水泵；通風(fēng)機(jī)和鼓風(fēng)機(jī)（）；離心式壓縮機(jī)；輕型運(yùn)輸機(jī) 1.0 1.1 1.2 1.1 1.2 1.3 載荷 變動(dòng)小 帶式運(yùn)輸機(jī)（運(yùn)送砂石、谷物），通風(fēng)機(jī)（）；發(fā)電機(jī)；旋轉(zhuǎn)式水泵；金屬切削機(jī)床；剪床；壓力機(jī)；印刷機(jī)；振動(dòng)篩 1.1 1.2 1.3 1.2 1.3 1.4 載荷 變動(dòng)較大 螺旋式運(yùn)輸機(jī)；斗式上料機(jī)；往復(fù)式水泵和壓縮機(jī)；鍛錘；磨粉機(jī)；鋸木機(jī)和木工機(jī)械；紡織機(jī)械 1.2 1.3 1.4 1.4 1.5 1.6 載荷 變動(dòng)很大 破碎機(jī)（旋轉(zhuǎn)式、顎式等）；球磨機(jī)；棒磨機(jī)；起重機(jī)；挖掘機(jī)；橡膠輥壓機(jī) 1.3 1.4 1.5 1.5 1.6 1.8 根據(jù)V帶的載荷平穩(wěn)，兩班工作制（16小時(shí)），查《機(jī)械設(shè)計(jì)》P296表4， 取KA＝1.1。即 3.2選擇帶型 普通V帶的帶型根據(jù)傳動(dòng)的設(shè)計(jì)功率Pd和小帶輪的轉(zhuǎn)速n1按《機(jī)械設(shè)計(jì)》P297圖13－11選取。 圖3-1 帶型圖 根據(jù)算出的Pd＝8.25kW及小帶輪轉(zhuǎn)速n1＝1440r/min ，查圖得：dd=80～100可知應(yīng)選取A型V帶。 3.3確定帶輪的基準(zhǔn)直徑并驗(yàn)證帶速 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》P298表13－7查得，小帶輪基準(zhǔn)直徑為80～100mm 則取dd1=90mm> ddmin.=75 mm（dd1根據(jù)P295表13-4查得） 表3-2 V帶帶輪最小基準(zhǔn)直徑 槽型 Y Z A B C D E 20 50 75 125 200 355 500 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》P295表13-4查“V帶輪的基準(zhǔn)直徑”，得=250mm ① 誤差驗(yàn)算傳動(dòng)比： （為彈性滑動(dòng)率） 誤差 符合要求 ② 帶速 滿足5m/s300mm，所以宜選用E型輪輻式帶輪。 總之，小帶輪選H型孔板式結(jié)構(gòu)，大帶輪選擇E型輪輻式結(jié)構(gòu)。 帶輪的材料：選用灰鑄鐵，HT200。 3.7確定帶的張緊裝置 選用結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，調(diào)整方便的定期調(diào)整中心距的張緊裝置。 3.8計(jì)算壓軸力 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》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(duì)帶輪的主要要求是質(zhì)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(zhuǎn)速高時(shí)要進(jìn)行動(dòng)平衡，對(duì)于鑄造和焊接帶輪的內(nèi)應(yīng)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(dòng)帶，制有梯形輪槽。由于普通V帶兩側(cè)面間的夾角是40°，為了適應(yīng)V帶在帶輪上彎曲時(shí)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(hào)及帶輪直徑確定），輪槽尺寸見(jiàn)表7-3。裝在軸上的筒形部分稱為輪轂，是帶輪與軸的聯(lián)接部分。中間部分稱為輪幅（腹板），用來(lái)聯(lián)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(xiàng)目 符號(hào) 槽型 Y Z A B C D E 基準(zhǔn)寬度 b p 5.3 8.5 11.0 14.0 19.0 27.0 32.0 基準(zhǔn)線上槽深 h amin 1.6 2.0 2.75 3.5 4.8 8.1 9.6 基準(zhǔn)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(duì)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(shù) 外徑 d a 輪 槽 角 32° 對(duì)應(yīng)的基準(zhǔn)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(jié)構(gòu)的不同分為以下幾種型式： （1） 實(shí)心帶輪：用于尺寸較小的帶輪(dd≤(2.5～3)d時(shí))，如圖3-2a。  （2） 腹板帶輪：用于中小尺寸的帶輪(dd≤ 300mm 時(shí))，如圖3-2b。 （3） 孔板帶輪：用于尺寸較大的帶輪((dd－d)＞ 100 mm 時(shí))，如圖3-2c 。 （4） 橢圓輪輻帶輪：用于尺寸大的帶輪(dd＞ 500mm 時(shí))，如圖3-2d。 （a） （b） （c） （d） 圖3-2 帶輪結(jié)構(gòu)類型 根據(jù)設(shè)計(jì)結(jié)果，可以得出結(jié)論：小帶輪選擇實(shí)心帶輪，如圖（a）,大帶輪選擇孔板帶輪如圖（c） 3）設(shè)計(jì)錐齒輪傳動(dòng) 根據(jù)工作要求，傳動(dòng)設(shè)計(jì)成標(biāo)準(zhǔn)直齒圓錐齒輪傳動(dòng)，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(shè)計(jì)成一體，圓錐大齒輪單獨(dú)設(shè)計(jì)，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(shè)計(jì)這類齒輪傳動(dòng)時(shí)按彎曲疲勞強(qiáng)度進(jìn)行設(shè)計(jì)計(jì)算，宜選取較小的齒數(shù)，可取17～20[15]。 （a）估算齒輪主要參數(shù)及尺寸 齒數(shù),： 齒數(shù)比，所以選擇,則。 齒寬系數(shù)： ，取。齒寬系數(shù)不宜取過(guò)大，避免引起小端齒頂過(guò)薄，齒根圓角半徑過(guò)小，應(yīng)力集中過(guò)大。 根據(jù)手冊(cè)[16]，按齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算小齒輪大端分度圓直徑和大端模數(shù)： （3.27） 式中： —齒輪傳遞的扭矩； —工況系數(shù)； —?jiǎng)虞d系數(shù)； —齒寬系數(shù)； —試驗(yàn)齒輪的接觸疲勞極限應(yīng)力； 查手冊(cè)[16]得到，,,MPa。 由于 N·m，,。 將數(shù)據(jù)代入得到小齒輪大端分度圓直徑mm。 大端模數(shù)，根據(jù)標(biāo)準(zhǔn)分度圓模數(shù)，取。 圓錐齒輪主要尺寸計(jì)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(diǎn)分度圓直徑； —當(dāng)量齒數(shù)； —平均模數(shù)。 齒寬，取mm。 將數(shù)據(jù)代入計(jì)算得：mm mm mm mm mm 根據(jù)大、小臂兩級(jí)鏈輪的減速，錐齒輪傳動(dòng)中主動(dòng)輪轉(zhuǎn)速r/min。 中點(diǎn)分度圓上的圓周力N。 （b）按齒面接觸疲勞強(qiáng)度進(jìn)行校核 計(jì)算接觸用單位齒寬上的載荷 MPa （3.35） 查[16]手冊(cè)，，—齒向載荷分布系數(shù)，==1.2。 計(jì)算接觸疲勞應(yīng)力 MPa （3.36） 計(jì)算齒輪的接觸疲勞極限應(yīng)力 （3.37） 式中： —壽命系數(shù)； —潤(rùn)滑劑系數(shù)； —齒面光潔度系數(shù)； —速度系數(shù)； —工作硬化系數(shù)； —尺寸系數(shù)。 查手冊(cè)[16]得到，，。 所以，MPa。 計(jì)算接觸安全系數(shù) ，安全系數(shù)較高。所以，接觸疲勞強(qiáng)度滿足，參數(shù)合理。 （c）按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度的校核 計(jì)算彎曲用單位齒寬上的載荷 MPa 變位系數(shù) 取，則。 應(yīng)力集中校正系數(shù) 由及可查表得，由及可查表得。 齒形系數(shù) 由，據(jù)及可查表得，由及可查表得，而，所以：，。 彎曲計(jì)算應(yīng)力 根據(jù)公式： （3.38） （3.39） 將數(shù)據(jù)代入計(jì)算得：MPa MPa 取安全系數(shù) 查[16]手冊(cè)，得彎曲疲勞壽命系數(shù)，。 查[16]手冊(cè)，得彎曲疲勞極限為MPa，MPa。 許用應(yīng)力： （3.40） （3.41） 將數(shù)據(jù)代入計(jì)算得：MPa MPa 因此、，彎曲疲勞強(qiáng)度滿足，參數(shù)合理[17]。 第4章 軸的設(shè)計(jì) 第4章 軸的設(shè)計(jì) 低速級(jí)軸的設(shè)計(jì)與校核 4.1 求作用在帶輪上的力 因已知低速級(jí)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(diào)質(zhì)處理。根據(jù)課本，取，于是得 ＝112×＝60.36 4.3 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) （1）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度 ② 初步選擇滾動(dòng)軸承。因軸承同時(shí)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(jù)＝80 mm，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組、標(biāo)準(zhǔn)精度級(jí)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(jìn)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(yīng)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(yuǎn)＞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(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)而定)。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對(duì)軸承添加潤(rùn)滑脂的要求,取端蓋的外端面與半聯(lián)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(zhǎng)度。 Ⅰ Ⅱ Ⅲ Ⅳ Ⅴ Ⅵ Ⅶ 圖4-2 低速軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)示意圖 表4-1 低速軸結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)參數(shù) 段名 參數(shù) 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(zhǎng)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(lián)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(zhǎng)為70 mm，同時(shí)為了保證帶輪與軸配合有良好的對(duì)中性，故選擇帶輪轂與軸的配合為；同樣，半聯(lián)軸器與軸的連接，選用平鍵為20 mm×12 mm×90 mm，半聯(lián)軸器與軸的配合為。滾動(dòng)軸承與軸的周向定位是由過(guò)渡配合來(lái)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(jù)結(jié)構(gòu)圖(圖7.2）作出軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖（圖7.1）。在確定軸承的支點(diǎn)位置時(shí),應(yīng)從手冊(cè)中查得a值。對(duì)于30217型圓錐滾子軸承，由手冊(cè)中查得a＝29.9 mm。因此，作為簡(jiǎn)支梁的軸的支承跨距＝57.1+71.6＝128.7 mm。根據(jù)軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖（圖7.1）。 從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面Ｃ是軸的危險(xiǎn)截面。計(jì)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(shè)計(jì)受力參數(shù) 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(zhuǎn)合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度 進(jìn)行校核時(shí)，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險(xiǎn)截面C）的強(qiáng)度。根據(jù)課本式(15-5)及表7.2中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力，?。?.6，軸的計(jì)算應(yīng)力 ＝＝ MPa＝12.4 MPa 前已選軸材料為45鋼，調(diào)質(zhì)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(qiáng)度 （1）判斷危險(xiǎn)截面 截面A,Ⅱ,Ⅲ,B只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過(guò)渡配合所引起的應(yīng)力集中均將消弱軸的疲勞強(qiáng)度，但由于軸的最小直徑是按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度較為寬裕確定的，所以截面A,Ⅱ,Ⅲ,B均無(wú)需校核。 從應(yīng)力集中對(duì)軸的疲勞強(qiáng)度的影響來(lái)看，截面Ⅳ和Ⅴ處過(guò)盈配合引起的應(yīng)力集中最嚴(yán)重，從受載來(lái)看，截面C上的應(yīng)力最大。截面Ⅴ的應(yīng)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(shí)軸徑也較大，故不必做強(qiáng)度校核。截面C上雖然應(yīng)力最大，但是應(yīng)力集中不大（過(guò)盈配合及鍵槽引起的應(yīng)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(yīng)力集中較系數(shù)比過(guò)盈配合的小，因而，該軸只需校核截面Ⅳ左右兩側(cè)即可。 （2）截面Ⅳ左側(cè) 抗彎截面系數(shù) W＝0.1＝0.1＝61 412.5 抗扭截面系數(shù) ＝0.2＝0.2＝122 825 截面Ⅶ的右側(cè)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(yīng)力 ＝1.48 MPa 截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 ＝11.49 MPa 軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。由課本表15-1查得 截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)及按課本附表3-2查取。因 ， 經(jīng)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(shù)為 ，＝0.88 故有效應(yīng)力集中系數(shù)按式(課本附表3-4）為 ＝1.756 由課本附圖3-2的尺寸系數(shù)；由課本附圖3-3的扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)。 軸按磨削加工，由課本附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為 軸為經(jīng)表面強(qiáng)化處理，即，則按課本式（3-12）及式（3-12a）得綜合系數(shù)為 又由課本及3-2得碳鋼的特性系數(shù) ，取 ，取 于是，計(jì)算安全系數(shù)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(cè) 抗彎截面系數(shù) W＝0.1＝0.1＝72 900 抗扭截面系數(shù) ＝0.2＝0.2＝145 800 截面Ⅶ的右側(cè)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(yīng)力 ＝1.25 MPa 截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 ＝9.68 MPa 過(guò)盈配合處的，由課本附表3-8用插值法求出，并?。?.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(zhì)量系數(shù)為 軸為經(jīng)表面強(qiáng)化處理，即，則按課本式（3-12）及式（3-12a）得綜合系數(shù)為 ＝3.33 ＝2.68 又由課本及3-2得碳鋼的特性系數(shù) ，取 ，取 于是，計(jì)算安全系數(shù)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(cè)的強(qiáng)度也是足夠的。本軸因無(wú)大的瞬時(shí)過(guò)載及嚴(yán)重的應(yīng)力循環(huán)不對(duì)稱性，故可略去靜強(qiáng)度校核。至此，低速軸的設(shè)計(jì)計(jì)算即告結(jié)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(shè)計(jì)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(lián)結(jié) 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(qiáng)度校核 鍵在傳遞動(dòng)力的過(guò)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(yīng)力為[τ]=30 ，由前面計(jì)算可得，軸上受到的轉(zhuǎn)矩T=55 Nm ，由鍵的剪切強(qiáng)度條件： （其中D為帶輪輪轂直徑） （5-1） =10 M30 （結(jié)構(gòu)合理） 2.鍵的擠壓強(qiáng)度校核 鍵在傳遞動(dòng)力過(guò)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(chǎn)生滑移，從而使鍵的上下兩面交界處產(chǎn)生破壞，其受力情況如下圖所示：（初取鍵的許用擠壓應(yīng)力=100 ） 圖5-2 鍵擠壓受力圖 由 （5-2） =2000 N 又有 （5-3） 8 結(jié)構(gòu)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(lián)結(jié) 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(yīng)力為[τ]=30 ，由前面計(jì)算可得，軸上受到的轉(zhuǎn)矩T=110 Nm ，由鍵的剪切強(qiáng)度條件： （其中D為帶輪輪轂直徑） （5-4） =6.3 M30 （結(jié)構(gòu)合理） 同理校核鍵的擠壓強(qiáng)度，其受力如圖5-7，初取鍵的許用擠壓應(yīng)力=100 。 由 （5-5） =3150 N 又有 （5-6） 6.3 結(jié)構(gòu)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(lián)結(jié) 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(yīng)力為[τ]=30 ，由前面計(jì)算可得，軸上受到的轉(zhuǎn)矩T=110 Nm ，由鍵的剪切強(qiáng)度條件： （其中D為帶輪輪轂直徑） =5.5 M30 （結(jié)構(gòu)合理） 同理校核鍵的擠壓強(qiáng)度，其受力如圖3-7，初取鍵的許用擠壓應(yīng)力=100 。 由 =4400 N 又有 5.5 結(jié)構(gòu)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(lián)結(jié) 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(yīng)力為[τ]=30 ，由前面計(jì)算可得，軸上受到的轉(zhuǎn)矩T=264 Nm ，由鍵的剪切強(qiáng)度條件： （其中D為帶輪輪轂直徑） =3.5 30 （結(jié)構(gòu)合理） 同理校核鍵的擠壓強(qiáng)度，其受力如圖5-7，初取鍵的許用擠壓應(yīng)力=100 。 由 =4410 N 又有 3.5 結(jié)構(gòu)合