玉米收获机摘穗机构设分计设计.doc

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1、毕业设计（论文）玉米收获机摘穗机构设计毕业设计（论文）原创性声明和使用授权说明原创性声明本人郑重承诺：所呈交的毕业设计（论文），是我个人在指导教师的指导下进行的研究工作及取得的成果。尽我所知，除文中特别加以标注和致谢的地方外，不包含其他人或组织已经发表或公布过的研究成果，也不包含我为获得 及其它教育机构的学位或学历而使用过的材料。对本研究提供过帮助和做出过贡献的个人或集体，均已在文中作了明确的说明并表示了谢意。作 者 签 名： 日 期： 指导教师签名： 日期： 使用授权说明本人完全了解 大学关于收集、保存、使用毕业设计（论文）的规定，即：按照学校要求提交毕业设计（论文）的印刷本和电子版本；学校

2、有权保存毕业设计（论文）的印刷本和电子版，并提供目录检索与阅览服务；学校可以采用影印、缩印、数字化或其它复制手段保存论文；在不以赢利为目的前提下，学校可以公布论文的部分或全部内容。作者签名： 日 期： 目 录摘要1关键词11前言21.1课题的目的21.2国内外动态21.2.1国外的发动态21.2.2国内的发展动态21.3玉米收获机摘穗形式分类31.3.1立式摘穗辊型玉米收获机31.3.2卧式摘穗辊型玉米收获机31.3.3摘穗板型玉米收获机42研究的主要内容42.1摘穗机构设计42.2.1 摘穗形式的确定42.1.2总体方案的拟定43主要工作部件的设计53.1拉茎辊的结构设计53.1.1拉茎辊的

3、直径设计73.1.2拉茎辊的转速、间隙、长度的确定83.1.3螺旋筋的设计83.2摘穗板的结构设计83.3拉茎辊、摘穗板具体设计方案84传动方案的确定及设计计算94.1摘穗传动箱的设计94.2轴的校核124.2.1按扭矩初步确定轴径134.2.2轴的结构设计134.2. 3轴的强度校核154.3滚动轴承的设计计算164.3.1轴承载荷校核174.3.2轴承寿命校核174.4平键的选择与计算174.5刮板式输送装置的设计184.6机架的结构设计195总结20参考文献20致谢21玉米收获机摘穗机构设计摘 要：玉米作为我国第二大农作物，与之相对应的我国玉米收割机发展比较迟滞。本文的出发点正鉴于此，着

4、重分析玉米收获机的摘穗机构，玉米收获机摘穗机是整个玉米收获机械的核心部件，它最大程度地决定了玉米成熟期机械收获作业质量。本文对玉米收割机摘穗机构进行了整体的机构理论研究。分析国内外的各种型号玉米收割机的不同摘穗方式，选择一种合理使用的摘穗方式，并对其中的关键部位进行了设计计算，主要包括拉茎辊、摘穗板和传动机构的设计，保证了机构运行的可靠性。关键词：拉茎辊；摘穗板；传动机构；收获机Corn harvest machine picking mechanism designAbstract：Corn as the second largest crop in our country, compare

5、d with the corresponding development of Chinas corn harvester of hysteresis. The starting point of this article is in view of this, focusing on the analysis of corn harvester pick guangzhou agency, corn harvester picker is the core parts of the corn harvest machine, it will determine the maximum mec

6、hanical harvesting operation quality corn ripening stage.In this paper, ear of corn harvester picking mechanism has carried on the overall organization theory research. Analysis of various models at home and abroad different picking ears of corn harvester, choose a reasonable use way of picking ears

7、, and the key parts for the design and calculation, mainly including stem roller, pick the ear plate and the transmission mechanism design, ensure the reliability of the operation.Key words: Pull stem roll；Pick the ear plate；Transmission mechanism；harvester1 前言 玉米收获机是在玉米成熟或接近成熟时，根据农艺要求，用机械来完成对玉米秸秆收割

8、的作业农机具。 是针对新型能源开发和减轻农民朋友劳动强度而研究开发的一种新型农业机械，一种价格低廉适合农村小四轮普及，配套就能收割玉米秸秆的农业机械。它缩短了农民朋友的劳动周期，让人们从繁重的体力劳动解放出来1。玉米收获机主要由摘穗装置、果穗输送装置、剥苞叶装置、玉米秸秆和根茬处理装置组成。用玉米收获机，一次完成摘穗、剥皮、摘穗，同时进行秸秆处理等多项作业，然后将不带苞叶的果穗运到场地，经晾晒后进行脱粒。其工艺流程为：摘穗-剥皮-秸秆处理2。1.1 课题的目的中国的玉米收获一直处于一个落后的阶段，甚至没有走出模仿与测绘的阶段，在玉米种植面积世界第二的中国，急需解决玉米机械收获的问题,用机械化收

9、获代替传统的手工收获势在必行，也是现代农业发展的最终形式，这是加快中国农业机械化的一个重要环节和必须的过程。本课题通过理论设计希望能够为玉米收获机的研发提供一些建议，立足中国的玉米机械收获的现状，展开研究，尽可能的去除和降低影响玉米摘穗装置的所有不利因素和条件，尽快实现玉米收割的机械化，推动玉米收获机械行业的快速发展，缩短与欧美发达国家之间的差距，进而为实现中国的农业现代化迈向重要的一步。1.2 国内外动态1.2.1 国外的发展动态国外玉米收获机的研究与生产技术已经成熟，目前美国、德国、乌克兰、俄罗斯等西方国家，玉米的收获（包括籽粒和秸秆青贮）已基本实现了全部机械化作业。由于其种植方式多为一年

10、一季种植，收获时玉米籽粒的含水率很低，大多数国家均采用玉米摘穗并直接脱粒的收获方式。如美国的John Deere 公司、Case公司、德国的Mengle公司、道依茨公司等的玉米联合收获机，绝大部分是在小麦联合收获机上换装玉米割台，并通过调节脱粒滚筒的转速和脱粒间隙进行玉米的联合收获3。1.2.2 国内的发展动态近二十年来，我国相继引进了一些国外机型，如美国Case公司的联合收获机换装玉米割台，一次作业可完成玉米摘穗、脱粒的作业。由于我国北方玉米产区尤其是小麦、玉米一年两茬轮作种植区，玉米收获时籽粒含水率高达35%以上4，采用直接脱粒方式收获，籽粒破碎率十分严重，据1980年9月在河北省栾城县万

11、亩方试验站测定，美国Case公司的1440型联合收获机换装玉米割台后收获玉米时，籽粒破碎率平均为14%，最高达到30%，总损失率达到20%5。而且这种直接脱粒的收获方式也不利于玉米后熟，使产量降低，并且玉米的茎秆不能粉碎还田或回收利用3。因此这类机具不适应我国两茬轮作种植区高含水率玉米的收获作业。1.3 玉米收获机摘穗形式分类1.3.1 立式摘穗辊型玉米收获机立式摘穗辊型玉米收获机是指摘穗辊与地面的水平夹角大于60。配置的玉米收获机，作业过程：玉米植株从根部被切断后，由夹持部分夹持送往摘穗部分，最后进入相对旋转的摘辊中，在挤压和冲击的双重作用下将玉米果穗摘掉；果穗掉落进入升运器被送往果穗箱(或

12、剥皮装置)，秸秆等则由后面的粉碎装置粉碎还田，或切碎回收，没有粉碎装置的便整株放铺在地面。这种机型的优点是：收获损失率小、秸秆处理方便。其中玉米收获机的收获损失包括落粒损失和落穗损失两种情况。落粒损失存在于整个的收获过程中，在摘穗环节比重占得最大，这是由摘穗时果穗与摘辊之间的碾压和碰撞所造成的。立式摘穗辊型玉米收获机的摘穗辊是前倾的，果穗被摘落后会直接落入到升运器中，没有经过碾压过程，因此落粒损失较少。玉米秸秆作为可再生资源，可以粉碎还田，也可以用作燃料、或饲料、还可作为建筑材料和轻工原料等。因此，对玉米收获后之后的秸秆，处理方式也会有不同的要求。立式摘穗辊相对来说后面的空间开阔，所以配置不同

13、的秸秆处理部件相对简单。例如，如果安装粉碎还田的装置就可实现秸秆的粉碎还田，如果安装了切碎抛送装置就可实现茎秆的切段回收，如果安装铺放装置就可实现整株秸秆的回收利用。当然也存在缺点，那就是结构比较复杂并且工作的可靠性不好。1.3.2 卧式摘穗辊型玉米收获机 卧式摘穗辊型玉米收获机是指摘穗辊与地面的水平夹角成25。35。左右配置的玉米收获机。工作过程是：玉米植株通过导锥进入相对旋转的摘辊中，在与之挤压和冲击的共同作用下玉米果穗被摘掉；通过升运器把掉落的果穗送往果穗箱(或剥皮装置)，秸秆则被放置在地面或被后面的粉碎器粉碎还田6。优点：由于结构较为简单，所以作业时候的可靠性较高，并且这种机型是目前我

14、国研制和生产的玉米收获机的主要机型。缺点：作业时摘穗损失较大并且秸秆处理方式相对单一。由于摘穗辊为卧式配置，所以摘落的果穗不能马上进入果穗升运器，果穗和摘穗辊的接触时间过长，摘辊会对果穗的反复冲击和挤压，从而造成断穗和籽粒损伤增加。另外，由于卧辊式玉米收获机摘穗部件下方的可用空问相对较小，所以对秸秆的多用途处理很难实现7。1.3.3 摘穗板型玉米收获机摘穗板是20世纪70年代以后新兴的种新型摘穗机构，它与卧式摘穗辊型收获机在结构上类似，也是站秆式摘穗，茎秆粉碎还田，或平铺在田间待回收利用，是在卧式拉茎辊的正上方安装摘穗板而成。这种机型的优点：摘穗损失率较小，其实摘穗板型玉米收获机正是为了克服卧

15、式摘穗辊型收获机存在的摘穗损失大这一缺点而改造设计而成的。作业时由摘穗板下面的拉茎辊牵引着茎秆向下，当果穗与摘穗板之间接触时产生冲击力，果穗便这样被摘落。过程当中果穗与拉茎辊并没有发生接触，所以，从这个角度考虑，它减少了摘穗损失率。缺点：摘穗力量大，拉断或折断的秸秆会比较多。摘穗板型玉米收获机摘穗时依靠的主要是摘穗板在运动中对果穗产生的冲击。所以当果穗上的果柄与秸秆的连接强度大于秸秆间的断裂强度时，断秸秆便由此产生。特别是有玉米螟等病虫害的季节，断秸秆会更容易出现。由于断秸秆在处理上相对困难，会给之后的输送、剥皮及清选等环节带来不少麻烦。据有关试验数据表明证明，摘穗板型收获机在收获玉米时，果穗

16、箱中出现的断秸秆大约2030左右8。2 研究的主要内容分析玉米收获机的摘穗机构，以摘穗板、拉茎辊的方式为主要研究内容。确定输送装置的形式及其结构参数，设计绘制部装图和若干零件图。对工作核心部件摘穗机构的摘穗板和拉茎辊进行设计绘制，对主要零部件进行校核计算。2.1 摘穗机构的设计2.1.1 摘穗形式的确定摘穗机构有立式摘穗辊型，卧式摘穗辊型和摘穗板型三种主要型号，每种型号都有不同的特点和适用地况，需要选取一个比较合理的和应用较为普遍的结构形态进行研究和分析改进，因此需要对这三种摘穗机构进行分析筛选，选出一种进行理论设计研究。由拉茎辊与摘穗板组合式的摘穗机构，收获损失小，籽粒破损率低，生产率高，因

17、此选为研究的对象。2.1.2 总体方案的拟定 为了与国内的实际情况相匹配，不能一味照搬国外的数据，因此，需要实际的考察国内的农用动力机械，主要是指与摘穗机构配合的拖拉机的马力等配套设施。因为中国农村多以小型拖拉机形式为主，所以本设计主要从简单的小马力的拖拉机作为动力源进行设计。与拖拉机联接方式：悬挂式；摘穗辊型式：摘穗板拉茎辊组合配套动力：1825马力拖拉机；工作行数：2行：作业速度：46(kmh)图1 整机示意图Fig1 The whole machine schematic diagram1.边传动箱 2.摘穗传动箱 3.拉茎辊 4.果穗输送机5.摘穗板 6.机架1. Edge trans

18、mission case 2. Pick the spike transmission case 3. Pull stem roll 4. Ear conveyor 5. Pick the ear plate 6. The chassis整机采用悬挂式作业方式，摘穗部件采用摘穗板拉茎辊的组合方式。其工作过程如下：分禾器从根部将茎秆扶正并导向拨禾链。拨禾链将茎秆引向摘穗板和拉茎辊的间隙中。每行有一对拉茎辊；将茎秆强制向下方拉引。在拉茎辊的上方设有两块摘穗板。两板之间的间隙（可调）较果穗直径为小，便于将果穗摘落。3 主要工作部件的设计3.1 拉茎辊的结构设计在设计拉茎辊之前，我们需要了解的是拉茎辊

19、的工作原理和一些必要的参数情况，下面将逐一介绍。拉茎辊一般由前后两段组成，前段为带螺纹的锥体，主要起引导和辅助喂入作用。后段为拉茎段，其断面形状有四叶轮形、四棱形、六棱形等几种9。玉米收获机需要完成摘穗过程的基本条件（1）能抓取茎秆的基本条件，下图所示为拉茎辊抓取玉米茎秆时的简化示意图。图2 拉茎辊抓取秸秆的条件Fig2 Pull stem roller scraping of the straw 设两拉茎辊为圆柱形断面，当秸秆在喂入机构的作用下与拉茎辊接触时，拉茎辊对秸秆端部便产生支反力N和抓取力T，拉茎辊能抓取秸秆的条件是TxNx,即 TcosaNsina （1）而 T=Nu 式中，u-拉

20、茎辊对秸秆的抓取系数；a-对秸秆的起始抓取角。代入上式得 NucosaNsina （2）简化得 utana即拉茎辊对秸秆的起始抓取角a的正切值应小于对秸秆的抓取系数u10。（2）摘穗板挡下果穗的条件拉茎辊在工作中不断向后方拉引秸秆，而果穗被摘穗板挡住。当拉引秸秆的力大于秸秆前进阻力和果穗摘断力时，则果穗被拉断，落在摘穗板上。满足此条件的受力分析如下图所示。 图3 挤落果穗的受力分析Fig3 Push down the force analysis on the ear设拉茎辊对秸秆的水平拉引力为Tjx，秸秆进入拉茎辊的阻力为Njx，拉断果穗所需的力为Rg，则拉断果穗的条件为 TjxNjxRg2

21、 （3）即 TjcosaNjsinaRg2 Nj（Ujcosasina）Rg2 Nj= Njxcosa Njy（Ujtana）Rg2 式中，a-拉茎辊对秸秆的平均摘取角； Uj-拉茎辊对秸秆的抓取系数； Rg-果穗的拉断力，R=385527N（前者为果穗从穗柄上的拉断力，后者为果穗连同穗柄从秸秆上的拉断力）；NJY-拉茎辊对秸秆的垂直挤压力，与秸秆压缩率成正比，与拉茎辊间隙的选择有关。3.1.1 拉茎辊的直径设计 此处省略NNNNNNNNNNNN字。如需要完整说明书和设计图纸等.请联系扣扣：九七一九二零八零零 另提供全套机械毕业设计下载！该论文已经通过答辩3.2 摘穗板的结构设计摘穗板位于拉茎

22、辊的上方，工作宽度与拉茎辊工作长度相同。为减少对果穗的挤伤，常将摘穗板的边缘制成圆弧形。摘穗板的间隙可调，入口间隙为2235毫米，出口间隙为2840毫米15。3.3 拉茎辊、摘穗板具体设计方案 根据以上对拉茎辊原理的分析，并参考国外先进的收获机型，设计本机的时，拉茎辊由两部分组成刚。前段为带螺旋的导向锥，后段为拉茎端。如图所示导向锥为拉茎辊辊的导向部分，它的上面是焊接的导向筋具有导向作用，可将玉米秸杆向右输送进摘穗段，左右拉茎辊的导向筋旋向相反并且相错开180放置。其中，拉茎段为整个拉茎辊的核心工作部件，绝大部分的果穗摘取段在横拉茎上完成。它的上面分别焊有主螺旋筋、横拉茎筋16。(1)螺旋筋具

23、有向后、向下拉动秸杆的作用，并有一定的摘穗作用。(2)横拉茎筋的作用，向下快速拉动秸杆以使其达到摘穗位置，并有一定的摘穗作用。4 传动方案的确定及设计计算对于摘穗机构传动部分的设计，设计如下所示图4 传动部分示意图Fig3 The transmission part of the schematic 1.边传动箱输入动力 2.链轮 3.直齿轮 4.轴承N2055.拉茎辊 1. Edge input power transmission case 2. Sprocket 3. Spur gear 4. Bearing N205 5. Pull stem roll4.1 摘穗传动箱的设计在拉茎辊的

24、工作过程中，是一对一起工作的，所以他们的转速是一样的。齿轮的齿数也一样。具体的数据为：与之配合的出轮辐已知输入功率P1=5kw，小齿轮转速，N1=800rrain，齿数比u=1，由电动机驱动，并假设该机器的工作寿命为5年(设每年工作50天)，两班制，并且带式输送机工作平稳转向不变。图5 摘穗传动箱Fig4 Pick the spike transmission case(1)选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数根据传动方案，选取直齿圆柱齿轮传动。本变速箱为农业机械配套使用，转速不高，故选用7级精度。材料选择。选择齿轮材料为45#，齿面渗碳淬火，硬度为4045HRC。选取齿轮齿数Z1=Z2=24(

25、2)按齿面接触强度设计下面的设计全部参考机械设计第二册上的计算公式18。由设计公式进行试算，即 （4）确定公式内的各计算数值选择载荷系数Kt=1.3计算齿轮传递的扭矩T1=95.5105P1n1=95.51055800Nmm=5.969104Nmm由机械设计手册选取齿宽系数=0.4由机械设计手册查得材料的弹性影响系数ZE=189.8由机械设计手册按齿面硬度查得齿轮接触疲劳强度极限Hlim1=600MPa：计算应力循环次数N1=N2=60n1jLh=60800l (28405)=1.536108由机械设计手册查得接触疲劳寿命系数KHN1=KHN2=0.90计算接触疲劳许用应力取失效概率为1，安全

26、系数s=1，由式得（3）计算计算齿轮分度圆直径dt，代入的值： （5） （8） =115.52mm计算圆周速度v V= =4.83ms 计算齿宽b b=0.4115.52mm=46mm 计算齿宽与齿高之比bh模数： Mt=dtz1=115.5224mm=4.8mm 齿高： h=2.25mt=2.254.8mm=10.8mm bh=4.25 计算载荷系数由v=3.53ms，7级精度，得动载系数kv=.1.12因为是直齿轮，假设 KaFtb100Nmm 得： KHa=Kfa=1.2 使用系数Ka=1；7级精度，齿轮相对支承非对称布置时， KHb=1.12+0.18（1+0.6）+0.2310-3b

27、 将数据代入后得： KHb=1.12+0.18（1+0.60.42）0.42+0.2310-384.433=1.166 由于： bh=4.25，KHb=1.423，KFb=1.35故载荷系数： K=KAKVKHakHB=11.121.21.166=1.56 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆的直径， 计算模数m； m=d1z1=12224=5mm （4）几何尺寸计算计算分度圆直径： d1=d2=mz=245mm=120mm 计算中心距： a=（d+d2）=（120+120）2=120mm 计算齿轮宽度 b=d1=0.4120mm=48mm 取B1=B2=48mm验算 =978.5N Nmm=2

28、0.38Nmm100 Nmm 结论：合格。4.2 轴的校核传动轴示意图如下图6 主传动轴Fig5 The main drive shaft 如图所示传动轴的刚度和强度是否满足要求是整个变速箱能否正常工作的核心。所以，本文对轴的刚度和强度进行理论分析和计算。链轮传递的功率p=6马力，齿轮传递的功率p=3马力，转速n=800rmin，齿轮的齿宽B=26mm，齿数z=24，模数=4.4.2.1 按扭矩初步确定轴径选择轴的材料为45钢，调制处理，得材料械性能数据为： =650MPa，=360MPa，=270MPa=155MPa，E=2.15105 MPa 初步计算轴径，由于材料为45钢，取A=115，

29、则得dmin=21.2mm 考虑到加键，需将其轴径增加，故取直径为25mm。4.2.2 轴的结构设计根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度选择轴承为圆柱滚子轴承N205型20，为便于轴承的装配，取轴承处的直径为25mm，轴肩的尺寸设计为91mm装齿轮处的轴径为25mm，适合直齿轮的安装，选择的平键尺寸为bxhxL=8mmx7mmx48mm，轴肩应该比其长，取d2的尺寸为134mm在处选择圆柱滚子轴承N206型，根据其尺寸，可取为34mm，段长42mm在处要进行轴肩定位，故尺寸大于，取36mm，根据结构要求，取轴环宽度为32mm。在处轴要与拉茎辊进行配合，选择的平键尺寸为bxhxL=10mmx

30、8mmx30mm，取该处轴径34mm，长度长于L，取40mm。 （1）轴的受力分析轴传递的转矩 T1=26360N.m 齿轮的圆周力 Ft=549.17N 齿轮的径向力 Fr= Fttanan=549.17tan20。=199.88N 链轮所产生的圆周力 Fo=576.81N （2）求支反力在水平平面内的支反力由MA=0 得Rcy（a+b）-Fra=0 （7）Rcy=58.79N RAY=Fr-RCY=199.88-58.79=141.09N 在垂直平面内的支反力由MA=0 得 Fta-RCZ(a+b)=0 （8） RCZ=161.52N 由M=0得 RAZ=Ft-RCZ=549.17-161

31、.52=387.65N 由于F0的作用，在支点A,C的支反力由M=0 得： F0c-RAO(a+b)=0 （9） RAO=757.77N Rco=Fo+RAO=576.81+757.77=1334.58N 作弯矩和扭矩图齿轮的作用力在水平平面的弯矩MBZ=RAZa=387.65 0.03=11.63 N.m齿轮的作用力在垂直平面的弯矩 MBY=RAYa=141.090.03=4.23 N.m 由齿轮作用力在B截面作出的最大合成弯矩 MB=12.38 N.m 由Fo作用而作出的弯矩 MBO=Foc=576.810.134=77.29 N.m 该弯矩的作用平面不定，但当其与上述合成弯矩共面时是最危

32、险情况。这时其弯矩为二者之和，则截面B的最大合成弯矩为 MB=M.B+MBO=12.38+38.65=51.03 N.m 计算扭矩T1=26.36 N.m T2=79.08 N.m 图7 扭矩图Fig6 The torque figure 4.2.3 轴的强度校核（1）确定危险截面 根据轴的结构尺寸及弯矩图、扭矩图如下图所示，截面C处弯矩最大，且有轴承配合引起的应力集中；截面B处弯矩最大，且有齿轮配合与键槽引起的应力集中，故属于危险截面。现对B截面进行强度校核。（2）安全系数校核计算由于该轴转动，弯矩引起对称循环的弯应力，转矩引起的为脉动循环的剪应力。弯曲应力幅值为： 式中 W抗弯断面系数，由

33、机械设计手册得 由于是对称循环弯曲应力，故平均应力m=0， =2.62 式中一45钢弯曲对称循环应力时的疲劳极限，得=270MPaK一正应力有效应力集中系数， K=1.5，按配合K=1.6，故取K=1.6一表面质量系数，轴经过车削加工，由机械设计手册查得=0.90一尺寸系数，由机械手册查得 =0.8922剪应力幅值为 =4.72MPa式中 Wp抗扭断面系数由机械手册查得：Wp=2.79cm3=2.7910-6m3 式中45钢扭转疲劳极限， =155MPa K剪应力有效应力集中系数，K=2.5 表面质量系数，轴经过车削加工后，得=0.90 一尺寸系数，由机械手册查得 =0.8923平均应力折算系

34、数，查得=0.21轴B截面的安全系数 =2.34S=1.32.5结论：该B截面是安全的此时轴的校核已经完成。已经得到了轴的安全性结论，但是我们并不能直接的看到轴的各个部位的受力情况，只能凭空想象其中的受力情况，会给有关轴的研究和分析带来一定的困难和阻碍，不利于研究工作的下一步进行。以此为出发点，为了解决这一问题，根据以上计算结果，为了更直接的看到轴的各部分的受力情形，需要绘制一个轴的载荷分布图7。从该图中可以将计算数据变的非常直观化，这样可以更明显的看到各部分的受力大小、扭矩的大小和危险截面。图7中提供了轴的示意图，轴的受力简化图和轴的受力分析图。使抽象的数据具体化。通过该图我们可以直观的看到

35、轴的各个部份所承受载荷的紧密程度、扭矩的大小，可以为后续的继续分析工作提供一个较好的借鉴和参考。同时也可以为以后关于传动轴部分的改进提供一个良好的前提。4.3 滚动轴承的设计计算已知装轴处轴径d1=25mm，d2=34mm，转速n=800rmin，选用圆柱滚子轴承N205E，轴承支座反力Ra=757.77N，Rc=1334.58N据此可分别求出装配在A，C处两个轴承所承受的径向载荷Far、FbrFar=Ra=757.77N Fbr=Rb=1334.58N4.3.1 轴承载荷校核对深沟球轴承，其径向基本额定载荷 (10)式中Cr基本额定载荷，查表6-224的Cr=27.5KN载荷系数，查表16-

36、6取=1P当量动载荷温度系数，查表8-14的=1基本额定寿命，本机预设寿命=6000hN轴承转速，n=800 rmin寿命指数，对球轴承=103将以上数据代入上式，得 得 P=3787.8N故在规定的条件下，N205E，N206E轴承可承受的最大径向载荷为3787.8N，大于轴承实际承受的径向载荷Fbr=1334.58N。故所选轴承合格4.3.2 轴承寿命校核当量动载荷 P=fp（XFr+XFa） (11)式中 Fr径向载荷， Fa轴向载荷，两轴承的轴向载荷均为0N查表8-17的X=1 于是可计算两轴承的当量动载荷： Pa= fpXFar=11757.77=757.77N Pb=fpXFbr=111334.58=1334.58N验算轴承的寿命Lh Lah=3.16105h8000h Lbh=5.75104h8000h由寿命校核结果可以看出两轴承的寿命均大于设计寿命，故所选轴承合格。4.4 平键的选择与计算（1） 类型选择 ：选A型键（2） 尺寸选择：查表4-1选择轴1、2段平键bhL=