畢業(yè)設計（論文）-大棗采摘機設計

摘要果業(yè)是人類生存和社會發(fā)展的經(jīng)濟基礎，果業(yè)產(chǎn)業(yè)應該是一個可持續(xù)發(fā)展的產(chǎn)業(yè)。因而，隨著世界性果業(yè)日益發(fā)展，尋找新的果園發(fā)展方式擺在了人們的面前。棗業(yè)是果業(yè)中的一種，在新疆南疆一帶種植廣泛，果園收獲作業(yè)是果園生產(chǎn)全過程中重要的環(huán)節(jié)，棗樹收獲用工量多，勞動強度大。傳統(tǒng)的人工收獲方法，每公頃需幾百個工時，占果園生產(chǎn)過程中總用工量的50%左右，效率大大降低。因此，果園收獲機械化一直是國內(nèi)外研究工作的重點。當前，果園收獲機械化在已作為一種比較成熟技術(shù)在國外被廣泛采用，機械收獲的生產(chǎn)效率與人工相比提高了5～10倍，大大的提高了效率。機械采收的方法主要有振搖法和梳刷法，振搖法是應用最多的一種機械采收方法，是國外應用較多、適用性較好的采收機型。然而，國內(nèi)果園收獲主要依靠人工摘或借助簡單工具采摘，林果采收機械的研究在我國仍處于起步階段，尚未見比較成熟的實用機具報道。目前，隨著新疆特色林果，尤其是紅棗等林果的產(chǎn)業(yè)化發(fā)展，依靠人工采收已不能滿足產(chǎn)業(yè)化生產(chǎn)的需要。針對國內(nèi)尤其是新疆果園采收機械的研究現(xiàn)狀和林果業(yè)機械化發(fā)展的新的形式及要求，研究并設計機械振動式林果采收機，對于發(fā)展并提高我國林果收獲機械化水平具有十分重大的意義。關(guān)鍵詞：紅棗；收獲機；振動式全套圖紙加V信153893706或扣3346389411

AbstractFruitindustryistheeconomicbasisforhumansurvivalandsocialdevelopment.Fruitindustryshouldbeasustainableindustry.Therefore,astheglobalfruitindustrygrowsdaybyday,peoplearefacedwithsearchingfornewwaysofdevelopingorchards.Jujubeindustryisafruitindustry,widelyplantedinsouthernXinjiangarea,orchardharvestingisanimportantpartoftheorchardproductionprocess,jujubeharvestandlabor,andlabor-intensive.Thetraditionalmanualharvestingmethodrequireshundredsofman-hoursperhectare,accountingforabout50%ofthetotallaborforceintheorchardproductionprocess,resultingingreatlyreducedefficiency.Therefore,mechanizationoforchardharvesthasalwaysbeenthefocusofresearchworkathomeandabroad.Atpresent,orchardharvestmechanizationhasbeenwidelyusedasamorematuretechnologyinforeigncountries,theproductionefficiencyofmechanicalharvestingincreasedby5to10timescomparedwiththemanual,greatlyimprovingtheefficiency.Mechanicalrecoverymethodsareshakenandcombbrushmethod,shakemethodisthemostwidelyusedmechanicalrecoverymethod,ismoreappliedabroad,theapplicabilityofbetterrecoverymodels.However,theharvestofdomesticorchardsrelymainlyonartificialpickingorpickingwithsimpletools.Theresearchonthefruitharvestingmachineryisstillinitsinfancyinourcountryandhasnotbeenreportedyetbymorematureandpracticalmachines.Atpresent,withthedevelopmentoftheindustrializedfruitofXinjiang,especiallythejujubeandotherfruits,itcannotmeettheneedsofindustrializedproductionbyartificialharvesting.Inviewofthecurrentresearchsituationofthedomesticorchardharvestingmachineryinparticular,andthenewformsandrequirementsofmechanizationofforestryandfruitindustry,itisofgreatsignificancetostudyanddesignthemechanicalvibratoryfruitharvestingmachinetodevelopandenhancethemechanizationlevelofharvestingofChineseforestfruit.Keywords:jujube;harvester;vibrationtype

目錄TOC\o"1-2"\h\u1緒論 緒論1.1課題研究的目的及意義大棗又名紅棗、干棗、棗子，起源于中國，在中國已有四千多年的種植歷史，自古以來就被列為“五果”（桃、李、梅、杏、棗）之一。紅棗富含蛋白質(zhì)、脂肪、糖類、胡蘿卜素、B族維生素、維生素C、維生素P以及鈣、磷、鐵和環(huán)磷酸腺苷等營養(yǎng)成分。其中維生素C的含量在果品中名列前茅，有維生素王之美稱。隨著紅棗的種植面積的增加，紅棗的機械化作業(yè)在紅棗栽培中的重要性逐漸凸顯。依據(jù)最近幾年新疆林果業(yè)發(fā)展的態(tài)式分析，新疆果樹種植每年以10%的速度遞增，由于林果業(yè)的快速發(fā)展，各地已形成了較大的種植規(guī)模，每到收獲季節(jié)需要投入大量的勞力來完成水果采收?？梢灶A見到，再過3～5年，新種植的果樹進入盛果期后，水果采收作業(yè)將會出現(xiàn)因勞動力短缺、采收不及時，而直接影響果品質(zhì)量和造成大量損失的問題。這是因為，水果采摘是一項勞動投入量很大的作業(yè)，有些水果因成熟期不一致，需要多次采摘才能完成收獲；而有些作為鮮食或作為加工用途的果品，因市場對于果實外觀要求較高，不能有碰傷、刮傷、壓裂等機械損傷，采收這些水果時必須小心翼翼；另外，水果收獲是在離地面有3～5m高的空中作業(yè)，以上原因決定了水果采摘是一項費時、費工、費力的作業(yè)。人工采收水果的速度緩慢，大面積發(fā)展水果種植時，必須要依靠機械化來提高采摘效率。據(jù)有關(guān)資料介紹，有些鮮食水果的采收用工量較大，約占水果生產(chǎn)總用工量的50%以上，導致特色果品的生產(chǎn)成本過大，不能滿足向果品加工企業(yè)提供數(shù)量充足、質(zhì)量優(yōu)越、價格相對低廉的原料，這樣極不利于企業(yè)直接參與市場競爭。果園收獲作業(yè)是果園生產(chǎn)全過程中最重要的環(huán)節(jié)，林果采收勞動強度大，用工量多。傳統(tǒng)的人工采收方法，每公頃需要幾百個工時，占果園生產(chǎn)過程中用工量的50%左右，費時費力且成本高。目前，隨著新疆特色林果，尤其是紅棗等林果的規(guī)?；a(chǎn)業(yè)化發(fā)展，依靠人工采收的方式已不能滿足紅棗等產(chǎn)業(yè)化生產(chǎn)的需要。針對我國尤其是新疆林果采收機械的研究現(xiàn)狀和林果業(yè)機械化發(fā)展的新形式要求，研究設計機械振動式林果采收機，對提高我國林果收獲機械化水平具有重要意義。1.2國內(nèi)外水果采摘機械的現(xiàn)狀上世紀80年代我國開始林果機械化收獲研究，張克孝教授先后采用梳刷和振動的原理對黑加侖進行機械采收的試驗研究；王業(yè)成采用振動采收裝置對黑加侖進行收獲試驗；寧夏固原地區(qū)農(nóng)機所研制了手工沙棘采收器。寧夏農(nóng)林科學院研制的枸杞采摘機；內(nèi)蒙古自治區(qū)園藝科學研究所研究了噴灑40%乙烯利溶劑的沙棘化學采收法；內(nèi)蒙古林業(yè)研究院應用氣吸式小林果采收裝置進行氣吸采收。這些方法可在一定程度上提高工效、改善采收條件，但采收效率低，果樹損傷嚴重。2009年，新疆農(nóng)墾科學院機械裝備研究所研制4YS-24型紅棗收獲機，采用抱搖式收獲方法，適于收獲樹高3m以上的棗樹，采凈率91.5%；2010年新疆農(nóng)業(yè)科學院農(nóng)業(yè)機械化研究所研制了手持式振動林果收獲機，采用樹枝振動式收獲方法，采凈率≥85%；時代沃林推出的果樹振動采收機ZTM-02，采用抱搖式收獲方法，適用于各類堅果和表皮不易破損的鮮果進行收獲。1.3國外現(xiàn)狀水果采摘機械的現(xiàn)狀20世紀60年代，國外開始林果機械化收獲研究，根據(jù)收獲機械所用動力不同，主要有氣力式和機械式。氣力式分為：氣吹和氣吸式，振動式根據(jù)激振位置不同分為：樹桿、樹枝和樹冠振動式。氣力式振動收獲：WhitneyJD和WheatonTA通過氣力式振動采收機對噴灑落果劑的Valencia柑橘進行試驗。研究發(fā)現(xiàn)：該方法的采收率很低，且氣力式振動采收機相對于人工采摘，柑橘減產(chǎn)16%。樹桿振動式收獲：WhitneyandWheaton使用FMC-4000抱搖式振動收獲機對噴灑落果劑的柑橘進行試驗，振動時間3～7s，收獲率在90%以上，經(jīng)研究發(fā)現(xiàn)機采比人工采摘的柑橘減產(chǎn)10％。樹枝振動式收獲：MateevL.M.etal.認為采收工作部件撞擊櫻桃樹枝的沖擊力為隨機函數(shù)，在不同工作參數(shù)下建立了櫻桃振動采收數(shù)學模型，在櫻桃田間采收試驗中，實驗結(jié)果與該模型預測結(jié)果的相關(guān)系數(shù)約為0.99。樹冠振動式收獲：韓國忠南國立大學S.W.Leeetal.對紅棗的物理力學特性研究，研究基于樹冠振動的采收裝置，激振頻率7.7Hz，試驗時間3s，成熟紅棗采收率達到95.8%。綜上所述，國外沒有可以引進消化吸收的矮化密植紅棗收獲機，新疆兵團以及國內(nèi)林果業(yè)機械化發(fā)展步伐緩慢，國內(nèi)林果收獲機研制也沒有提供相應的技術(shù)和經(jīng)驗，林果業(yè)生產(chǎn)過程機械化作業(yè)大部分尚處于空白階段。為了應對矮化密植紅棗種植面積迅猛增長帶來的收獲難題，國內(nèi)自主研制其收獲機械裝備勢在必行。1.4本課題需要重點研究的關(guān)鍵問題及解決思路矮化密植紅棗棗樹枝干比較細，且不會太高。因此，在進行機械化采收的時候還要特別主要的是對棗樹枝干的保護，就是敲擊強度不宜過大，同時，還要保證采凈率。因此，在設計過程中要注意機械采摘過程中對棗樹枝干的保護等問題。通過資料的查詢和實際的測量，同時還有指導老師的指導，可以總結(jié)出該矮化密植紅棗收獲機設計要求為：工作寬度小，易移動，采摘過程對樹枝和果實的損傷小。經(jīng)借鑒采用連續(xù)旋轉(zhuǎn)的方式敲擊樹枝，敲擊棒為橡膠材質(zhì)，盡量減少對樹枝的損傷。

2總體方案擬定2.1方案來源門式高架采果機：用成排的指桿式橡膠敲擊棒在液壓系統(tǒng)操縱下做往復運動，敲打果枝，使果實脫落，適用于采收成行的矮化果樹。如圖2-1所示：1操縱臺2槳葉3振動器4輸送帶5承接導向器圖2-1門式高架采果機2.2總體方案設計1收果架2鋼架輪3鋼架4軸承端蓋5螺釘6軸承7敲擊棒8聯(lián)軸器9螺栓10墊片11螺母12軸承座13鏈輪14大帶輪15錐齒輪16鏈條17帶18小帶輪圖2-2總體方案圖總體方案圖如圖2-2所示，以發(fā)動機動力輸出軸為動力，動力輸出軸以聯(lián)軸器與減速機相連接，將動力遞給減速機，帶動減速機旋轉(zhuǎn)，減速機輸出軸以聯(lián)軸器與小皮帶輪相連接，小皮帶輪通過皮帶與大皮帶輪相連接，將動力傳遞給大皮帶輪，實現(xiàn)大皮帶輪的轉(zhuǎn)動，皮帶應用張緊輪張緊，并采用防護罩，以防止灰塵。大皮帶輪轉(zhuǎn)動帶動軸的轉(zhuǎn)動，以實現(xiàn)同軸連接鏈輪轉(zhuǎn)動，主動鏈輪的轉(zhuǎn)動帶動其余兩軸兩個從動鏈輪轉(zhuǎn)動，從動鏈輪轉(zhuǎn)動帶動同軸相連接錐齒輪的轉(zhuǎn)動，通過錐齒輪的變向作用，將豎直平面的運動改為水平平面的運動，從而帶動連接有橡膠敲擊棒的軸旋轉(zhuǎn)，以固定頻率樹枝，使果實下落，下面放有接果盤，用以收集果實，收集完果實后用風扇吹去落葉，在進行其他方式除雜工作，最后完成對紅棗的收集過程。在收集的過程中應當注意工作寬度小，易移動，采摘過程對樹枝和果實的損傷小，鏈輪潤滑等要求。

3總體計算3.1傳動比分配選擇轉(zhuǎn)速為540r/min后動力輸出軸，執(zhí)行機構(gòu)敲擊棗樹的頻率為60r/min，傳動比為9:1，綜合考慮各個因素，分配傳動比為減速機6:1，大帶輪與小帶輪傳動比為1.5:1，鏈輪傳動比為1:1，錐齒輪傳動比為1:1。3.2效率計算η=0.99，每對滾動軸承η=0.98，η=0.96，η=0.9，η=0.92η=0.85，η=0.93.3功率計算選擇型號4BTA3.9-C100-II發(fā)動機，故功率P為25×0.735Kw=18.375kW動力輸出軸功率P=P×η≈15.62kW輸入減速機功率P=P×η≈15.46kW小帶輪軸功率P=P×η≈13.91kW大帶輪軸功率P=P×η×η≈13.09kW上錐齒輪1軸功率P=P×η×η≈11.53kW上錐齒輪2軸功率P=P×η×η×η≈9.35kW下錐齒輪3軸功率P=P×η×η≈10.17kW下錐齒輪4軸功率P=P×η×η≈8.42kW3.4轉(zhuǎn)矩計算額定轉(zhuǎn)矩T=9550×P/n≈276.07N·m輸入減速機轉(zhuǎn)矩T=T×η≈273.31N·m小帶輪軸轉(zhuǎn)矩T=T×η×i≈1495.85N·m大帶輪軸轉(zhuǎn)矩T=T×η×η×η×i≈2100.87N·m上錐齒輪1軸轉(zhuǎn)矩T=T×η×η≈1861.79N·m上錐齒輪2軸轉(zhuǎn)矩T=T×η×η×η≈1510.73N·m下錐齒輪3軸轉(zhuǎn)矩T=P×η×η≈1678.59N·m下錐齒輪4軸轉(zhuǎn)矩T=P×η×η≈1362.07N·m

4主要零部件設計4.1減速機的選擇通過查閱相關(guān)材料，決定采用擺線減速機。擺線減速機特點為：傳動比大；傳動效率高，一般一級傳動效率為90%～95%；結(jié)構(gòu)緊湊，體積小，重量輕，體積和普通圓柱齒輪減速機相比可減小1/2～2/3；故障少，壽命長。運轉(zhuǎn)平穩(wěn)可靠；拆裝方便，容易維修；過載能力強，耐沖擊，慣性力矩小，適用于起動頻繁和正反轉(zhuǎn)運轉(zhuǎn)的特點。選用單級臥式擺線針減速機X6型，傳動比為6:1。其中Z1=352mm，M=335mm，W=430mm，H=423mm，H1=200mm，F(xiàn)=30mm，P=275mm，Q=380mm，T=34mm，N=4mm，G=22mm，B=18mm，C=69mm，D=35mm，L=87mm，b1=10mm，c1=38mm，d1=35mm,l1=25mm，Z=202mm。三維圖如圖4-1所示：圖4-1減速機三維圖4.2V帶的設計計算（1）條件給定已知：小帶輪轉(zhuǎn)速n=90r/min，大帶輪轉(zhuǎn)速n=60r/min。減速機輸出功率P=13.91kW。（2）設計功率PP=K×P=1.2×13.91=16.7kW(4-1)K—工況系數(shù)，取K=1.3。（3）選擇V帶型號由P=16.7kW，小帶輪轉(zhuǎn)速n=90r/min，選D型帶。（4）傳動比ii=n/n=90r/min/60r/min=1.5(4-2)（5）求大小帶輪基準直徑，1）小帶輪的基準直徑由表8-4，取小帶輪的基準直徑mm。2）大帶輪的基準直徑=1.5×400=600mm(4-3)取為600mm。=600mm（雖使n略有減小，但其范圍小于5％，允許）。（6）驗算帶速Vm/s=25～30m/s(4-4)（7）求V帶基準長度L和中心距a初步選取中心距取a因0.7（+）＜a＜2(+)，故700＜a＜2000mm，取a=1500mm?；鶞书L度Lmm(4-5)對D型帶選用L=4000mm，計算實際中心距mm=1612mm(4-6)（8）驗算小帶輪包角α由式得，合適。(4-7)（9）求V帶根數(shù)z(4-8)根據(jù)n=960r/m，=100mm和D型帶。由表8-4，取單根V帶額定功率P=3.66kW。由表8-5，取V帶額定功率增量=0.24kW。由α=，查表8-6，可知包角修正系數(shù)K=0.99。取帶長修正系數(shù)K=0.91，由此可得Z=4.75，取5根。（10）求作用在帶輪軸上的壓力取D型帶單位長度質(zhì)量q=0.620kg/m，故單根V帶的張緊力(4-9)應使帶的實際初拉力。（11）作用在軸上的壓力(4-10)4.3帶輪計算（1）小帶輪計算帶輪材料為HT150，采用輪輻式帶輪。由帶輪計算經(jīng)驗公式可得d=（1.8～2)d，d為軸的直徑為65mm，取d=120nn。H=290式中z為輪輻數(shù)取為4，P為傳遞功率為16.7kW，轉(zhuǎn)數(shù)為90r/min,故h=104.2mm≈104mm.。h=0.8h=83.36≈83mmb=0.4h=41.68mm≈42mmb=0.8b=33.34mm≈33mmL=(1.5～2)d=97.5mm～130mm，取為100mm，由于B<1.5d，L=B=100mm，f=0.2hf=0.2h=16.72mm≈17mm輪槽截面尺寸表示如表4-1所示：表4-1輪槽截面尺寸(mm)槽型bhheD27.08.119.9370.623（2）大帶輪計算帶輪材料為HT150，采用輪輻式帶輪。由帶輪計算經(jīng)驗公式可得：d=（1.8～2)d，d為軸的直徑為76mm，取d=140mm。H=290式中為輪輻數(shù)取為6，P為傳遞功率為16.7kW，轉(zhuǎn)數(shù)為60r/min。故h=104.2mm≈104mm。h=0.8h=84mmb=0.4h=42mmb=0.8b=34mmL=(1.5～2)d=114mm～152mm，取為125mm，由于B<1.5d，L=B=100mm，f=0.2h=17mmf=0.2h=20mm，輪槽截面尺寸與小帶輪一致。4.4滾子鏈傳動設計計算已知：小鏈輪轉(zhuǎn)速n=60r/min，大鏈輪轉(zhuǎn)速n=60r/min，傳遞功率P=8.61kW（1）傳動比ii=n/n=60/60r/min=1(4-11)（2）小鏈輪齒數(shù)zz>=9，推薦z=29-2i=27（3）大鏈輪齒數(shù)zz=iz=27<=120（4）設計功率PP=KPK-工況情況，取為K=1。P-傳遞功率，可得P=KP=8.61kW。（5）特定條件下單排鏈條傳遞功率PP=P/KK(4-12)K-小鏈輪齒數(shù)系數(shù)，取為1.34。K-排數(shù)系數(shù)，取為1，故P=6.42kW。（6）鏈條節(jié)距p由P=6.42kW，n=90r/min，選擇單排A型滾子鏈，ISO鏈號為20A，節(jié)距p=31.75mm。（7）驗算小鏈輪軸孔直徑dd<=d其中d為鏈輪軸孔最大許用直徑，取為152mm。（8）初定中心距a一般a=（30～50）p952.5mm<=a<=1587.5mm（9）以節(jié)距計的初定中心距aa=a/p≈50（10）鏈條節(jié)數(shù)L(4-13)≈128節(jié)k取為0.025。（11）鏈條長度LL=Lp/1000≈4.03m（12）計算中心距a當z=z=z時，a=p/2（L-z）≈1600mm（13）實際中心距aa=a-Δa=1596.8～1596.3mm一般Δa=（0.002～0.004）a=3.2～6.4mm垂度f=（0.01～0.020a=16～32mm（14）鏈條速度V=znp/60000≈0.23mm（15）有效圓周力F=1000P/v≈37434N(4-14)（16）在軸上的力水平傳動F=(1.15～1.2)FK≈43050～44920N4.5鏈輪計算滾子鏈鏈輪齒槽形狀，如表4-2所示：表4-2滾子鏈鏈輪鏈輪齒槽形狀(mm)名稱符號計算公式最小齒槽形狀最大齒槽形狀齒側(cè)圓弧半徑滾子定位半徑滾子定位角α62.949.09116.67°130.8969.27136.67°滾子鏈鏈輪主要尺寸如下：（1）分度圓直徑mm(4-15)（2）齒頂圓直徑mm(4-16)mm（3）齒根圓直徑mm(4-17)（4）齒高mm(4-18)mm(4-19)（5）確定的最大軸凸緣直徑mm(4-20)-鏈板高度，取為25mm。滾子鏈鏈輪軸向齒廓尺寸如表4-3所示：表4-3滾子鏈鏈輪軸向齒廓尺寸（mm）名稱符號計算結(jié)果齒寬齒側(cè)倒角齒側(cè)半徑齒全寬內(nèi)節(jié)內(nèi)寬排數(shù)194.127531.7519見教材機械設計表9-1，取為.2014.6直齒圓錐齒輪計算圖4-2錐齒輪尺寸圖已知：兩個錐齒輪轉(zhuǎn)數(shù)均為60r/min，即n=n=60r/min。（1）齒形角α、齒頂高系數(shù)、頂系系數(shù)c、螺旋角β齒形角α=20°齒頂高系數(shù)=1頂系系數(shù)c=0.2螺旋角β=0°（2）大端端面模數(shù)m直齒錐齒輪所傳遞的轉(zhuǎn)矩N·mm(4-21)材料選擇兩齒輪材料為45號鋼調(diào)質(zhì)，取為7級精度，初取m=5mm。（3）設計計算m1）由設計計算公式可得(4-22)m-模數(shù)K-載荷系數(shù)T-轉(zhuǎn)矩Y-齒形系數(shù)Y-應力矯正系數(shù)-齒形系數(shù)-小齒輪齒數(shù)u-傳動比[]-彎曲疲勞極限（4）確定各個參數(shù)計算值彎曲疲勞強度系數(shù)K=K=0.95。齒輪的彎曲疲勞極限取為380MPa，取彎曲疲勞安全系數(shù)為S=1.2，由式，可得MPa。K=KKKKK-動載系數(shù)K-使用系數(shù)K-齒間載荷分配系數(shù)K-齒向載荷分布系數(shù)取K=1.5。由低一級精度的精度線及，得K=1。齒間載荷分配系數(shù)K=K=1，齒向載荷分配系數(shù)K=K=1.5K。其中K-軸承系數(shù)，取為1.25，K=K=1.5K=11.875。K=KKKK=2.815，齒寬系數(shù)Φ=1/4～1/3，取Φ=1/3。由，δ=45°，可知。齒形系數(shù)Y=2.4，應力矯正系數(shù)Y=1.37。故由mm，由GB/T12368-1990標準模數(shù)表，可知m=6（5）齒數(shù)比uu=n/n=60r/min/60r/min=1(4-23)（6）齒數(shù)z通常z=16～30。不產(chǎn)生根切的齒數(shù)z=2cosδ/sinα≈41齒。初步選取最小齒數(shù)為29。當分度圓確定以后，再選取最小齒數(shù)。（7）變位系數(shù)x、xx=0，x=0。（8）節(jié)錐角=45°(4-24)（9）分度直徑dd=mz=174mmd=mz=174mm（10）錐距Rmm(4-25)（11）齒寬系數(shù)ΦΦ=1/4～1/3，取Φ=1/3。（12）齒寬bb=ΦR=41mm，b不大于10m，即b<=60mm。（13）齒根高=8mm（14）齒高h=(+c)m=14mm(4-26)（15）齒頂高=(+x)m=6mm=(+x)m=6mm（16）齒頂圓直徑dd=d+2cosδ=183mmd=d+2cosδ≈183mm（17）齒根角θtanθ=h/R≈7.35°tanθ=h/R≈7.35°（18）齒頂角θ等隙收縮齒為θ=θ=7.35°θ=θ=7.35°（19）頂錐角δδ=δ+θ=52.25°δ=δ+θ=52.35°（20）根錐角δδ=δ-θ=37.65°δ=δ-θ=37.65°（21）安裝距A由結(jié)構(gòu)而定，取為133mm。（22）外錐高AA=d/2-2sinδ≈83mmA=d/2-2sinδ≈83mm（23）支承端距HH=A-A=50mmH=A-A=50mm（24）周節(jié)pp=πm≈19mm（25）分度圓弧齒厚ss=m（π/2+2xtanα+x）≈9.5mms=m（π/2+2xtanα+x）≈9.5mm（26）分度圓弦齒厚smm（27）分度圓弦齒高=≈6.69mm(4-27)（28）當量齒數(shù)z(4-28)（29）端面重合度ε(4-29)式中得，ε=1.14。故當分度圓確定以后，選取最小齒數(shù)，錐齒輪齒數(shù)為29，模數(shù)m=6。錐齒輪嚙合如圖4-3所示：圖4-3錐齒輪嚙合4.7軸的設計（1）大皮帶輪軸的設計圖4-4大皮帶輪軸初步計算軸的最小直徑，選取軸的材料為45號鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)由教材機械設計附的表15-3，取=110，于是得，因有兩個鍵槽，擴大1.14倍，即66.2×1.14≈75.49mm≈76mm故帶輪軸I直徑為76mm，軸I長為130mm，過渡圓角半徑為4mm，安裝帶輪選b×h=22mm×14mm鍵。軸肩是定位軸肩，定位軸肩為（0.07～0.1），取軸肩高度為6mm，故軸II直徑為88mm，軸伸出為10mm，故軸II長為35mm，過渡圓角半徑為1mm。軸肩為非定位軸肩，非定位軸肩為（1～2）mm，取為1mm，故軸III的直徑為90mm，選擇深溝球軸承，查得安裝軸承寬度為24mm，由于軸需要過渡一段，故取軸III長為29mm，過渡圓角半徑為2mm。安裝軸承，依據(jù)軸承定位尺寸，軸肩高度為5mm，故軸IV直徑為100mm，長度為250mm，過渡圓角半徑為2mm。安裝軸承，應與前面安裝軸承軸直徑相同，故軸V直徑為90mm，軸長為35mm，過渡圓角半徑為1mm。軸肩為非定位軸肩，非定位軸肩為（1～2）mm，取為1mm，故軸VI的直徑為88mm，軸伸出為10mm故軸VI長為35mm。軸肩是定位軸肩，定位軸肩為（0.07～0.1），取軸肩高度為6mm，故鏈輪軸VII直徑為76mm，鏈輪寬度為95mm，選擇b×h=22mm×11mm鍵，距軸端面為10mm，過渡圓角半徑為2mm，故軸VII長度為105mm。故整個軸長度為613mm。軸端倒角為C2。（2）上錐齒輪軸的設計圖4-5上錐齒輪軸初步計算軸的最小直徑，選取軸的材料為45號鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)由教材機械設計附的表15-3，取=110，于是得，因有兩個鍵槽，擴大1.14倍，即63.48×1.14≈72.37mm≈72mm。故鏈輪軸直徑為72mm。軸I應安裝軸承，根據(jù)軸承定位及安裝尺寸可得，軸I的直徑為80mm，選擇深溝球軸承，寬度為22mm，安裝尺寸D為90mm，過渡圓角半徑為2mm，故此段軸I直徑為80mm，長度為22mm，根據(jù)軸承定位及安裝尺寸，安裝尺寸為90mm，故此段軸II直徑為90mm，過渡圓角半徑為1mm，長度為10mm。軸III軸肩為非定位軸肩，非定位軸肩高為（1～2）mm，取為1mm，故軸的IV直徑為92mm，長度為10mm。軸IV軸肩是定位軸肩，定位軸肩為（0.07～0.1），取軸肩高度為6mm，故錐齒輪輪軸IV直徑為80mm，查得安裝軸承寬度為22mm，軸伸出為10mm，過渡圓角半徑為4mm，故此段軸IV長為312mm。軸V軸肩為定位軸肩，定位軸肩為（0.07～0.1），軸肩高度為4mm，，故此段軸V直徑為72mm，過渡圓角半徑為4mm，安裝鏈輪，鏈輪寬度為95mm，選擇b×h=20mm×12mm鍵，距軸端面為10mm，故軸V長度為105mm。故軸的總長度為459mm，兩軸端倒角均為C2。為增大承載能力，故兩上錐齒輪軸的設計相同。（3）下錐齒輪軸的設計圖4-6下錐齒輪軸對于軸的計算應采用不同的方法初步計算軸的最小直徑，選取軸的材料為45號鋼，調(diào)質(zhì)處理，取=110，于是得，因有兩個鍵槽，擴大1.14倍，即60.88×1.14≈69.4mm≈70mm故連接錐齒輪軸I的直徑為70mm，選擇鍵為b×h=12mm×10mm，距離端面為10mm，故此段軸I長為82mm，過渡圓角半徑為2mm。軸肩為定位軸肩，定位軸肩為（0.07～0.1），軸肩高度為5mm，故軸II直徑為80mm，安裝軸承，選擇角接觸球軸承，安裝尺寸=89mm，寬度為22mm，故軸II的直徑為80mm，長度為22mm，過渡圓角半徑為2mm。角接觸球軸承，安裝尺寸=89mm，故取為90mm，軸III的直徑為90mm，長度為100mm。軸IV安裝軸承，選擇角接觸球軸承，寬度為22mm，，軸承端蓋為30mm，伸出軸長為10mm，連接聯(lián)軸器為132mm，故此段軸直徑為80mm，軸長為194mm，過渡圓角為2mm。軸IV長為408mm，兩端倒角為C2。為增大承載能力，故兩上錐齒輪軸的設計相同

5軸的校核對于主要承受扭矩的軸，按扭轉(zhuǎn)強度進行計算，對于心軸應當按彎曲強度校核，對于轉(zhuǎn)軸應當進行彎曲疲勞條件，進行精確校核。5.1按扭轉(zhuǎn)剛度條件計算對于設計的機構(gòu)來說，僅需對大帶輪軸以及下錐齒輪軸進行校核（1）大帶輪軸的校核(5-1)-扭轉(zhuǎn)切應力T-傳遞的扭矩-軸的抗扭截面系數(shù)n-軸的轉(zhuǎn)速P-軸傳遞的功率d-計算截面處軸的直徑[]-許用扭轉(zhuǎn)切應力，取為40MPa。故符合要求。錐齒輪軸由于傳遞功率減小，轉(zhuǎn)速不變，故不需要校核，滿足要求。（2）下錐齒輪軸校核(5-2)兩下錐齒輪均為60r/min。但傳遞功率依次減小，故滿足要求。5.2校核軸的疲勞強度（1）判斷危險截面，大帶輪中間為危險截面，鏈輪中間為危險截面（2）大帶輪中間截面校核抗彎截面系數(shù)=0.1=0.1×76=438976mm抗扭截面系數(shù)=0.2=0.2×76=877952mm截面上的扭矩T=2100.87N·m截面上的彎曲應力為==10.62MPa截面上的彎矩為==2.39MPa材料為45號鋼，調(diào)質(zhì)處理。取=640MPa，=275MPa，=155MPa。截面上由軸肩而形成的理論集中系數(shù)及查取，因=0.026，=1.21，經(jīng)插值后可查得，=2，=1.33?？扇≥S的材料敏感系數(shù)為=0.82，=0.85。=1+（-1）=1.82=1+（-1）=1.28。尺寸系數(shù)=0.67，扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)=0.82。軸按磨削加工，得表面質(zhì)量系數(shù)為==0.92。軸未經(jīng)表面強化處理，即=1。由式得綜合系數(shù)為(5-3)(5-4)碳鋼的特性系數(shù)為=0.1～0.2，取=0.1，=0.05～0.1，取=0.05。于是計算安全值由設計公式，得(5-5)(5-6)，故符合要求。鏈輪中間為危險截面可依照大帶輪中間截面計算公式進行校核，得到(5-7)故符合要求。綜上所述，軸符合要求，可滿足工作需要。

6輔助部件6.1鍵的選擇平鍵具有結(jié)構(gòu)簡單，裝拆簡單，對中性好等優(yōu)點選擇A型平鍵。大帶輪鍵的選擇：大帶輪軸直徑為76mm，選擇b×h為22mm×14mm鍵，長度為110mm.鏈輪輪鍵的選擇：當鏈輪軸直徑為76mm，選擇b×h為22mm×14mm鍵，長度為90mm，直徑為72mm，選擇b×h=20mm×12mm，長為90mm。錐齒輪間的選擇：當鏈輪軸直徑為80mm，選擇b×h為22mm×14mm鍵，長度為70mm，直徑為70mm，選擇b×h=20mm×12mm，長為70mm。6.2聯(lián)軸器的選擇已知：由功率P=15.62kW，n=540r/min，軸頸為35mm選擇聯(lián)軸器。（1）類型選擇為了隔離振動與沖擊，選擇彈性柱銷聯(lián)軸器。（2）載荷計算公稱轉(zhuǎn)矩(6-1)取=2.0，故由計算公式可得(6-2)（3）型號選擇選擇LX3型聯(lián)軸器，許用轉(zhuǎn)矩為1250N·m，極限轉(zhuǎn)速4700r/min，軸徑在30mm～48mm之間，故合用。由功率P=15.62kW，n=540r/min，軸頸為35mm選擇聯(lián)軸器。6.3軸承選擇選擇深溝球軸承與角接觸球軸承分別主要承受徑向與軸向載