自走式红枣收获机的设计

前言

果业是人类生存和社会发展的经济基础，果业产业应该是一个可持续发展的产业。因而，随着世界性果业日益发展，寻找新的果园发展方式摆在了人们的面前。

枣业是果业中的一种，在新疆南疆一带种植广泛，果园收获作业是果园生产全过程中重要的环节，枣树收获用工量多，劳动强度大。传统的人工收获方法，每公顷需几百个工时，占果园生产过程中总用工量的50%左右，效率大大降低。因此，果园收获机械化一直是国内外研究工作的重点。当前，果园收获机械化在已作为一种比较成熟技术在国外被广泛采用，机械收获的生产效率与人工相比提高了5～10 倍，大大的提高了效率。机械采收的方法主要有振摇法和梳刷法，振摇法是应用最多的一种机械采收方法，是国外应用较多、适用性较好的采收机型。然而，国内果园收获主要依靠人工摘或借助简单工具采摘，林果采收机械的研究在我国仍处于起步阶段，尚未见比较成熟的实用机具报道。目前，随着新疆特色林果，尤其是红枣等林果的产业化发展，依靠人工采收已不能满足产业化生产的需要。

针对国内尤其是新疆果园采收机械的研究现状和林果业机械化发展的新的形式及要求，研究并设计机械振动式林果采收机，对于发展并提高我国林果收获机械化水平具有十分重大的意义。

关键词：红枣；收获机；振动式

目录

1绪论 (1)

1.1课题研究的目的及意义 (1)

1.2国内外水果采摘机械的现状 (1)

1.3国外现状水果采摘机械的现状 (2)

1.4本课题需要重点研究的关键问题及解决思路 (2)

2总体方案拟定 (3)

2.1方案来源 (3)

2.2总体方案设计 (3)

3总体计算 (5)

3.1传动比分配 (5)

3.2效率计算 (5)

3.3功率计算 (5)

3.4转矩计算 (5)

4主要零部件设计 (6)

4.1减速机的选择 (6)

4.2V带的设计计算 (6)

4.3带轮计算 (8)

4.4滚子链传动设计计算 (9)

4.5链轮计算 (10)

4.6直齿圆锥齿轮计算 (11)

4.7轴的设计 (15)

5轴的校核 (19)

5.1按扭转刚度条件计算 (19)

5.2校核轴的疲劳强度 (19)

6辅助部件 (21)

6.1键的选择 (21)

6.2联轴器的选择 (21)

6.3轴承选择 (21)

7总结 (22)

致谢 (23)

参考文献 (24)

1绪论

1.1课题研究的目的及意义

大枣又名红枣、干枣、枣子，起源于中国，在中国已有四千多年的种植历史，自古以来就被列为“五果”（桃、李、梅、杏、枣）之一。红枣富含蛋白质、脂肪、糖类、胡萝卜素、B族维生素、维生素C、维生素P以及钙、磷、铁和环磷酸腺苷等营养成分。其中维生素C的含量在果品中名列前茅，有维生素王之美称。

随着红枣的种植面积的增加，红枣的机械化作业在红枣栽培中的重要性逐渐凸显。依据最近几年新疆林果业发展的态式分析，新疆果树种植每年以10%的速度递增，由于林果业的快速发展，各地已形成了较大的种植规模，每到收获季节需要投入大量的劳力来完成水果采收。可以预见到，再过3～5年，新种植的果树进入盛果期后，水果采收作业将会出现因劳动力短缺、采收不及时，而直接影响果品质量和造成大量损失的问题。这是因为，水果采摘是一项劳动投入量很大的作业，有些水果因成熟期不一致，需要多次采摘才能完成收获；而有些作为鲜食或作为加工用途的果品，因市场对于果实外观要求较高，不能有碰伤、刮伤、压裂等机械损伤，采收这些水果时必须小心翼翼；另外，水果收获是在离地面有3～5 m高的空中作业，以上原因决定了水果采摘是一项费时、费工、费力的作业。人工采收水果的速度缓慢，大面积发展水果种植时，必须要依靠机械化来提高采摘效率。据有关资料介绍，有些鲜食水果的采收用工量较大，约占水果生产总用工量的50%以上，导致特色果品的生产成本过大，不能满足向果品加工企业提供数量充足、质量优越、价格相对低廉的原料，这样极不利于企业直接参与市场竞争。

果园收获作业是果园生产全过程中最重要的环节，林果采收劳动强度大，用工量多。传统的人工采收方法，每公顷需要几百个工时，占果园生产过程中用工量的50%左右，费时费力且成本高。目前，随着新疆特色林果，尤其是红枣等林果的规模化、产业化发展，依靠人工采收的方式已不能满足红枣等产业化生产的需要。

针对我国尤其是新疆林果采收机械的研究现状和林果业机械化发展的新形式要求，研究设计机械振动式林果采收机，对提高我国林果收获机械化水平具有重要意义。

1.2国内外水果采摘机械的现状

上世纪80年代我国开始林果机械化收获研究，张克孝教授先后采用梳刷和振动的原理对黑加仑进行机械采收的试验研究；王业成采用振动采收装置对黑加仑进行收获试验；宁夏固原地区农机所研制了手工沙棘采收器。宁夏农林科学院研制的枸杞采摘机；内蒙古自治区园艺科学研究所研究了喷洒40%乙烯利溶剂的沙棘化学采收法；内蒙古林业研究院应用气吸式小林果采收装置进行气吸采收。这些方法可在一定程度上提高工效、改善采收条件，但采收效率低，果树损伤严重。2009年，新疆农垦科学院机械装备研究所研制4YS-24型红枣收获机，采用抱摇式收获方法，适于收获树高3 m以上的枣树，采净率91.5%；2010年新疆农业科学院农业机械化研究所研制了手持式振动林果收获机，采用树枝振动式收获方法，采净率≥85%；时代沃林推出的果树振动采收机ZTM-02，采用抱摇式收获方法，适用于各类坚果和表皮不易破损的鲜果进行收获。

1.3国外现状水果采摘机械的现状

20世纪60年代，国外开始林果机械化收获研究，根据收获机械所用动力不同，主要有气力式和机械式。气力式分为：气吹和气吸式，振动式根据激振位置不同分为：树杆、树枝和树冠振动式。气力式振动收获：Whitney J D和Wheaton T A通过气力式振动采收机对喷洒落果剂的Valencia柑橘进行试验。研究发现：该方法的采收率很低，且气力式振动采收机相对于人工采摘，柑橘减产16%。树杆振动式收获：Whitney and Wheaton使用FMC-4000抱摇式振动收获机对喷洒落果剂的柑橘进行试验，振动时间3～7s，收获率在90%以上，经研究发现机采比人工采摘的柑橘减产10％。树枝振动式收获：Mateev L.M.et al.认为采收工作部件撞击樱桃树枝的冲击力为随机函数，在不同工作参数下建立了樱桃振动采收数学模型，在樱桃田间采收试验中，实验结果与该模型预测结果的相关系数约为0.99。树冠振动式收获：韩国忠南国立大学S.W.Lee etal.对红枣的物理力学特性研究，研究基于树冠振动的采收装置，激振频率7.7 Hz，试验时间3 s，成熟红枣采收率达到95.8%。

综上所述，国外没有可以引进消化吸收的矮化密植红枣收获机，新疆兵团以及国内林果业机械化发展步伐缓慢，国内林果收获机研制也没有提供相应的技术和经验，林果业生产过程机械化作业大部分尚处于空白阶段。为了应对矮化密植红枣种植面积迅猛增长带来的收获难题，国内自主研制其收获机械装备势在必行。

1.4本课题需要重点研究的关键问题及解决思路

矮化密植红枣枣树枝干比较细，且不会太高。因此，在进行机械化采收的时候还要特别主要的是对枣树枝干的保护，就是敲击强度不宜过大，同时，还要保证采净率。因此，在设计过程中要注意机械采摘过程中对枣树枝干的保护等问题。

通过资料的查询和实际的测量，同时还有指导老师的指导，可以总结出该矮化密植红枣收获机设计要求为：工作宽度小，易移动，采摘过程对树枝和果实的损伤小。经借鉴采用连续旋转的方式敲击树枝，敲击棒为橡胶材质，尽量减少对树枝的损伤。

2总体方案拟定

2.1方案来源

门式高架采果机：用成排的指杆式橡胶敲击棒在液压系统操纵下做往复运动，敲打果枝，使果实脱落，适用于采收成行的矮化果树。如图2-1所示：

1

2

3

4

5

1操纵台2桨叶3振动器4输送带5承接导向器

图2-1 门式高架采果机

2.2总体方案设计

1收果架2钢架轮3钢架4轴承端盖5螺钉6轴承7敲击棒8联轴器9螺栓10垫片11螺母12轴承座13链轮14大带轮15锥齿轮16链条17带18小带轮

图2-2 总体方案图

总体方案图如图2-2所示，以发动机动力输出轴为动力，动力输出轴以联轴器与减速机相连接，将动力递给减速机，带动减速机旋转，减速机输出轴以联轴器与小皮带轮相连接，小皮带轮通过皮

带与大皮带轮相连接，将动力传递给大皮带轮，实现大皮带轮的转动，皮带应用张紧轮张紧，并采用防护罩，以防止灰尘。大皮带轮转动带动轴的转动，以实现同轴连接链轮转动，主动链轮的转动带动其余两轴两个从动链轮转动，从动链轮转动带动同轴相连接锥齿轮的转动，通过锥齿轮的变向作用，将竖直平面的运动改为水平平面的运动，从而带动连接有橡胶敲击棒的轴旋转，以固定频率树枝，使果实下落，下面放有接果盘，用以收集果实，收集完果实后用风扇吹去落叶，在进行其他方式除杂工作，最后完成对红枣的收集过程。在收集的过程中应当注意工作宽度小，易移动，采摘过程对树枝和果实的损伤小，链轮润滑等要求。

3总体计算

3.1传动比分配

选择转速为540 r/min 后动力输出轴，执行机构敲击枣树的频率为60 r/min ，传动比为9:1，综合考虑各个因素，分配传动比为减速机6:1，大带轮与小带轮传动比为1.5:1，链轮传动比为1:1，锥齿轮传动比为1:1。 3.2效率计算

η联轴器=0.99，每对滚动轴承η滚动轴承=0.98，η带=0.96，η链条=0.9，η锥齿轮=0.92 η发动机=0.85，η减速器=0.9 3.3功率计算

选择型号4BTA3.9-C100-II 发动机，故功率P 为25×0.735Kw=18.375 kW 动力输出轴功率 P 动力输出轴=P×η发动机≈15.62 kW 输入减速机功率 P 输入= P 动力输出轴×η联轴器≈15.46 kW 小带轮轴功率 P 小带轮= P 输入×η减速器≈13.91 kW 大带轮轴功率 P 大带轮=P 小带轮×η带×η滚动轴承≈13.09 kW 上锥齿轮1轴功率 P 1锥=P 大带轮×η滚动轴承×η链条≈11.53 kW

上锥齿轮 2轴功率 P 2锥=P 1锥×η滚动轴承×η链条×η锥齿轮≈9.35 kW 下锥齿轮3轴功率 P 3锥=P 1锥×η滚动轴承×η锥齿轮≈10.17 kW 下锥齿轮4轴功率 P 4锥=P 2锥×η滚动轴承×η锥齿轮≈8.42 kW 3.4转矩计算

额定转矩 T d =9550×P 动力输出轴/n m ≈276.07 N·m 输入减速机转矩 T 减速机=T d ×η联轴器≈273.31 N·m 小带轮轴转矩 T 小带轮=T 减速机×η减速器×i ≈1495.85N·m

大带轮轴转矩 T 大带轮=T 小带轮×η带×η滚动轴承×η发动机×i ≈2100.87 N·m 上锥齿轮1轴转矩 T 1锥=T 大带轮×η滚动轴承×η链条≈1861.79 N·m 上锥齿轮 2轴转矩 T 2锥=T 1锥×η滚动轴承×η链条×η锥齿轮≈1510.73N·m 下锥齿轮3轴转矩 T 3锥=P 1锥×η滚动轴承×η锥齿轮≈ 1678.59 N·m 下锥齿轮4轴转矩 T 4锥= P 2锥×η滚动轴承×η锥齿轮≈1362.07 N·m

4主要零部件设计

4.1减速机的选择

通过查阅相关材料，决定采用摆线减速机。

摆线减速机特点为：传动比大；传动效率高，一般一级传动效率为90%～95%；结构紧凑，体积小，重量轻，体积和普通圆柱齿轮减速机相比可减小1/2～2/3；故障少，寿命长。运转平稳可靠；拆装方便，容易维修；过载能力强，耐冲击，惯性力矩小，适用于起动频繁和正反转运转的特点。选用单级卧式摆线针减速机X6型，传动比为6:1。

其中Z1=352 mm，M=335 mm，W=430 mm，H=423 mm，H1=200 mm，F=30 mm，P=275 mm，Q=380 mm，T=34 mm，N=4 mm，G=22 mm，B=18 mm，C=69 mm，D=35 mm，L=87 mm，b1=10 mm，c1=38 mm，d1=35 mm,l1=25 mm，Z=202 mm。

三维图如图4-1所示：

图4-1 减速机三维图

4.2V带的设计计算

（1）条件给定

已知：小带轮转速n

1=90 r/min，大带轮转速n

2

=60 r/min。

减速机输出功率P=13.91 kW。

（2）设计功率P d

P d= K A×P=1.2×13.91= 16.7 kW (4-1)

K

A —工况系数，取K

A

=1.3。

（3）选择V带型号

由P

d =16.7kW，小带轮转速n

1

=90 r/min，选D型带。

（4）传动比i

i=n

1/n

2

=90 r/min/60 r/min=1.5 (4-2)

（5）求大小带轮基准直径1d d ，2d d 1）小带轮的基准直径1d d

由表8-4，取小带轮的基准直径1d d =400 mm 。 2）大带轮的基准直径2d d

2d d =i 1d d =1.5×400=600 mm (4-3)

2d d 取为600 mm 。

2d d =600 mm （虽使n Ⅰ略有减小，但其范围小于5％，允许）。 （6）验算带速V V=

88.11000

6090

4001000

601=???=

?ππm

d n d m/s

（7）求V 带基准长度L d 和中心距a 0 初步选取中心距取a 0

因0.7（1d d +2d d ）＜a 0＜2(1d d + 2d d )， 故700＜a 0＜2000 mm ，取a 0=1500 mm 。 基准长度L d

οL =2a 0+1500

4400600315100215002422

021221?-+++?=-++）

（）（）（）

（ππ

a d d d d d d d d ≈3777 mm (4-5) 对D 型带选用L d =4000 mm ，计算实际中心距 a≈a 0+ ≈-2

d L L d 1611.5 mm=1612 mm (4-6) （8）验算小带轮包角α1

由式得 α=180°???>=?--12089.1723.571

2a

d d d d ，合适。 (4-7) （9）求V 带根数z

z=

l

c

K K P P P α)(00?+ (4-8)

根据n 1=960 r/m ，1d d =100 mm 和D 型带。 由表8-4，取单根V 带额定功率P 0=3.66 kW 。 由表8-5，取V 带额定功率增量0P ?=0.24 kW 。

由α1= ?

89.172，查表8-6，可知包角修正系数K α=0.99。

取带长修正系数K l =0.91，由此可得 Z=4.75，取5根。

（10）求作用在带轮轴上的压力()min ?F 取D 型带单位长度质量q=0.620 kg/m ， 故单根V 带的张紧力

()min ?F = ()2d 5.2500

qv zv

k p k +-αα (4-9)

=()N 81.76488.192.088

.1599.07.1699.05.25002=?+???-?

应使带的实际初拉力F 0＞（F 0）min 。 （11）作用在轴上的压力

()min

p F =2z ()min ?F sin 2

89.172sin 81.761522?

???=α

=7633.45 N (4-10)

()max p F =3z ()min ?F sin 289.172sin 81.761532?

???=α

=11450 N

4.3带轮计算

（1）小带轮计算

带轮材料为HT150，采用轮辐式带轮。 由带轮计算经验公式可得

d 1=（1.8～2)d ，d 为轴的直径为65 mm ，取d 1=120 nn 。

H 1=2903a nz P 式中z a 为轮辐数取为4，P 为传递功率为16.7 kW ，转数为90 r/min,

故h 1=104.2mm≈104 mm.。

h 2=0.8h 1=83.36≈83 mm b 1=0.4h 1=41.68 mm≈42 mm b 2=0.8b 1=33.34 mm≈33 mm L=(1.5～2)d=97.5 mm ～130 mm ，取为100 mm ，由于B<1.5d ，L=B=100 mm ，f 2=0.2h 2 f 1=0.2h 2=16.72 mm≈17 m m 轮槽截面尺寸表示如表4-1所示：

表4-1 轮槽截面尺寸(mm)

槽型 b d h min a h

min

f e m in f

D 27.0 8.1 19.9 37±0.6 23

（2）大带轮计算

带轮材料为HT150，采用轮辐式带轮。 由带轮计算经验公式可得：

d

1=（1.8～2)d，d为轴的直径为76 mm，取d

1

=140 mm。

H

1=290

3

a

nz

P

a

z式中为轮辐数取为6，P为传递功率为16.7kW，转数为60r/min。

故h

1

=104.2mm≈104 mm。

h

2=0.8h

1

=84 mm b

1

=0.4h

1

=42 mm b

2

=0.8b

1

=34 mm

L=(1.5～2)d=114 mm～152 mm，取为125 mm，由于B<1.5d，L=B=100 mm，f

2=0.2h

2

=17 mm

f 1=0.2h

1

=20 mm，轮槽截面尺寸与小带轮一致。

4.4滚子链传动设计计算

已知：小链轮转速n

3=60 r/min，大链轮转速n

4

=60 r/min，传递功率P=8.61 kW

（1）传动比i

i=n

3/n

4

=60/60 r/min=1 (4-11)

（2）小链轮齿数z

3

z 3>=9，推荐z

3

=29-2i=27

（3）大链轮齿数z

4

z 4=iz

3

=27<=120

（4）设计功率P

d

P

d =K

A

P

K

A -工况情况，取为K

A

=1。

P-传递功率，可得P

d =K

A

P=8.61 kW。

（5）特定条件下单排链条传递功率P

P

0=P

d

/K

Z

K

p

(4-12)

K

Z

-小链轮齿数系数，取为1.34。

K

p -排数系数，取为1，故P

=6.42kW。

（6）链条节距p

由P

0=6.42 kW，n

3

=90 r/min，选择单排A型滚子链，ISO链号为20A，节距p=31.75 mm。

（7）验算小链轮轴孔直径d

k

d k <=d

max

k

其中d

k

为链轮轴孔最大许用直径，取为152 mm。

（8）初定中心距a

一般a

=（30～50）p

952.5 mm<=a

<=1587.5 mm

（9）以节距计的初定中心距a

p

a

p 0=a

/p≈50

（10）链条节数L

p

L

p =

p

p

a

k

a

z

z

4

3

/

2

2

1

+

+

+）

（(4-13)

≈ 128节

k取为0.025。

（11）链条长度L

L=L

p

p/1000≈4.03 m

（12）计算中心距a

c

当z

1=z

2

=z时，a

c

=p/2（L

p

-z）≈1600 mm

（13）实际中心距a

a=a

c

-Δa=1596.8～1596.3 mm

一般Δa=（0.002～0.004）a

c

=3.2～6.4 mm

垂度f

p =（0.01～0.020a

c

=16～32 mm

（14）链条速度

V=z

3n

3

p/60000≈0.23 mm

（15）有效圆周力

F

c

=1000P/v≈37434 N(4-14) （16）在轴上的力

水平传动F=(1.15～1.2)F

t K

A

≈43050～44920 N

4.5链轮计算

滚子链链轮齿槽形状，如表4-2所示：

表4-2 滚子链链轮链轮齿槽形状(mm)

名称符号

计算公式

最小齿槽形状最大齿槽形状

齿侧圆弧半径滚子定位半径滚子定位角

e

r

i

r

α

62.94

9.09

116.67°

130.896

9.27

136.67°

滚子链链轮主要尺寸如下：（1）分度圆直径d

)180(sin z

p d ==274 mm (4-15) （2）齿顶圆直径a d

≈--

+=1min )6

.11(d z

p d d a 286 mm (4-16) ≈-+=1max 25.1d p d d a 296 mm

（3）齿根圆直径f d

=-=1d d d f 256 mm (4-17) （4）齿高a h

≈-=)(5.01min d p h a 7 mm (4-18) ≈+-=z

p

d p h a /8.05.0625.01max 12 mm (4-19) （5）确定的最大轴凸缘直径g d

≈-=76.004.1180cot 2h z p d g

246 mm (4-20) 2h -链板高度，取为25 mm 。

滚子链链轮轴向齿廓尺寸如表4-3所示：

表4-3滚子链链轮轴向齿廓尺寸（mm ）

名 称 符 号

计 算 结 果

齿宽 齿侧倒角 齿侧半径 齿全宽 内节内宽 排数

1f b

公称a b 公称x r

fn b

1b

n

19 4.1275 31.75 19

见教材机械设计表9-1，取为.20

1

4.6直齿圆锥齿轮计算

图4-2 锥齿轮尺寸图

已知：两个锥齿轮转数均为60 r/min ，即n 5=n 6=60 r/min 。 （1）齿形角α、齿顶高系数*a h 、顶系系数c *

、螺旋角β 齿形角α=20° 齿顶高系数*a h =1 顶系系数c *=0.2 螺旋角β=0° （2）大端端面模数m 直齿锥齿轮所传递的转矩

n P T 5105.95?==60

53.11105.955??=6

1083.1? N·mm (4-21)

材料选择两齿轮材料为45号钢调质，取为7级精度，初取m=5 mm 。 （3）设计计算m 1）由设计计算公式可得 3

22

52]

[1)5.01(4F R R Sa

Fa u z Y Y KT m σφφ+-≥ (4-22)

m-模数 K-载荷系数 T-转矩 Y Fa -齿形系数 Y Sa -应力矫正系数

R φ-齿形系数

5z -小齿轮齿数 u-传动比 [F σ]-弯曲疲劳极限

（4）确定各个参数计算值

弯曲疲劳强度系数K 1FN =K 2FN =0.95。

齿轮的弯曲疲劳极限取为380MPa ，取弯曲疲劳安全系数为S=1.2，由式S

K F

FN F σσ=][，可得][F σ=300 MPa 。 K=K V K A K αK β

K V -动载系数 K A -使用系数 K αF -齿间载荷分配系数 K βF -齿向载荷分布系数

取K A =1.5。

由低一级精度的精度线及m v ，得K V =1。

齿间载荷分配系数K αF =K αH =1，齿向载荷分配系数K βF =K βH =1.5K be H β。 其中K be H β-轴承系数，取为1.25，K βF =K βH =1.5K be H β=11.875。 K=K V K A K αF K βF =2.815，齿宽系数ΦR =1/4～1/3，取ΦR =1/3。 由==65z z 29，δ=45°，可知z 15v cos /δz =26cos /δz ==41。 齿形系数Y Fa =2.4，应力矫正系数Y Sa =1.37。 故由32

2

52

]

[1)5.01(4F R R Sa

Fa u z

Y Y KT m σφφ+-≥≈5.52mm ，由GB/T12368-1990标准模数表，可知

m=6

（5）齿数比u

u=n 5/n 6=60 r/min / 60 r/min=1 (4-23)

（6）齿数z

通常z 5=16～30。不产生根切的齿数z m in =2*a h cosδ/sin 2

α≈41齿。初步选取最小齿数为29。当分度圆确定以后，再选取最小齿数。 （7）变位系数x 1、x 2 x 1=0，x 2=0。 （8）节锥角

δ1=δ

cos sin +∑

u =45° δ2=90°-δ1=45° (4-24)

（9）分度直径d

d 5=mz 5=174 mm d 6=mz 6=174 mm （10）锥距R

R=

15cos 2δd =2

6

cos 2δd ≈123 mm (4-25)

（11）齿宽系数ΦR ΦR =1/4～1/3，取ΦR =1/3。 （12）齿宽b

b=ΦR R=41 mm ，b 不大于10 m ，即b<=60 mm 。

（13）齿根高f h

f5h =h-a5h =8 mm f5h =h-a5h =8 mm

（14）齿高h

h=(*a h +c *

)m=14 mm (4-26)

（15）齿顶高a h

a5h =(*a h + x 1)m=6 mm a5h =(*

a h + x 2)m=6 mm

（16）齿顶圆直径d a

d 5a = d 5+2a5h cosδ1=183 mm d 6a = d 5+2a6h cosδ2≈183 mm （17）齿根角θf

tanθf5=h f5/R≈7.35° tanθf6=h f6/R≈7.35° （18）齿顶角θa

等隙收缩齿为θa5=θf6=7.35° θa6=θf5=7.35° （19）顶锥角δa

δa1=δ1+θf5=52.25° δa2=δ1+θf6=52.35° （20）根锥角δf

δf1=δ1-θf5=37.65° δa2=δ1-θf6=37.65° （21）安装距A

由结构而定，取为133 mm 。 （22）外锥高A k

A k 1=d 5/2-2a5h sinδ1≈83 mm A k 2=d 6/2-2a6h sinδ2≈83 mm （23）支承端距H

H 1=A 1- A k 1=50 mm H 2= A 1- A k 2=50 mm （24）周节p

p=πm≈19 mm

（25）分度圆弧齿厚s

s 1=m （π/2 +2x 1tanα+x t1）≈9.5 mm s 2=m （π/2 +2x 2tanα+x t2）≈9.5 mm （26）分度圆弦齿厚-

s

-

1s =d 5 sin 1?/cosδ≈s 1-2522316cos d s δ=-2s =d 6 sin 2?/cosδ≈s 2-2

62

23

26cos d s δ≈0.17 mm

（27）分度圆弦齿高-

h -

h

1

=15

21

1155cos 4cos 2cos δδd s h d d a a +≈?-=-h

2

≈6.69 mm (4-27)

（28）当量齿数z v

v1z =z 15v2cos /δz =26cos /δz ==41 (4-28) （29）端面重合度εα )]tan (tan )tan (tan [21

2211ααααπ

εααα-+-=v v v v z z =1 (4-29) 式中1*11122cos arccos x ha z z v v v ++=ααα 2

*222

22c o s

a r c c o s x ha z z v v v ++=ααα 得，εα=1.14。

故当分度圆确定以后，选取最小齿数，锥齿轮齿数为29，模数m=6。锥齿轮啮合如图4-3所示：

图4-3 锥齿轮啮合

4.7轴的设计

（1）大皮带轮轴的设计

I II III IV V VI VII

图4-4大皮带轮轴

初步计算轴的最小直径，选取轴的材料为45号钢，调质处理。根据由教材机械设计附的表15-3，取0A =110，于是得

3

0min 1大带轮

大带轮n P A d =≈66.2 mm ，因有两个键槽，扩大1.14倍，即66.2×1.14≈75.49 mm≈76 mm

故带轮轴I 直径为76 mm ，轴I 长为130 mm ，过渡圆角半径为4mm ，安装带轮选b×h=22 mm×14 mm 键。

轴肩是定位轴肩，定位轴肩为（0.07～0.1）min 1d ，取轴肩高度为6 mm ，故轴II 直径为88 mm ，轴伸出为10 mm ，故轴II 长为35 mm ，过渡圆角半径为1 mm 。

轴肩为非定位轴肩，非定位轴肩为（1～2）mm ，取为1 mm ，故轴III 的直径为90 mm ，选择深沟球轴承，查得安装轴承宽度为24 mm ，由于轴需要过渡一段，故取轴III 长为29 mm ，过渡圆角半径为2 mm 。

安装轴承，依据轴承定位尺寸，轴肩高度为5 mm ，故轴IV 直径为100 mm ，长度为250 mm ，过渡圆角半径为2 mm 。

安装轴承，应与前面安装轴承轴直径相同，故轴V 直径为90 mm ，轴长为35 mm ，过渡圆角半径为1 mm 。

轴肩为非定位轴肩，非定位轴肩为（1～2）mm ，取为1 mm ，故轴VI 的直径为88 mm ，轴伸出为10 mm 故轴VI 长为35 mm 。

轴肩是定位轴肩，定位轴肩为（0.07～0.1）m in d ，取轴肩高度为6 mm ，故链轮轴VII 直径为76 mm ，链轮宽度为95 mm ，选择b×h=22 mm×11 mm 键，距轴端面为10 mm ，过渡圆角半径为2 mm ，故轴VII 长度为105 mm 。

故整个轴长度为613 mm 。轴端倒角为C2。 （2）上锥齿轮轴的设计

I II III IV V

图4-5 上锥齿轮轴

初步计算轴的最小直径，选取轴的材料为45号钢，调质处理。根据由教材机械设计附的表15-3，取0A =110，于是得

3

1

10min 2锥齿轮锥齿轮n P A d =≈63.48 m m ，因有两个键槽，扩大1.14倍，即63.48×1.14≈72.37 mm≈72

mm 。故链轮轴直径为72 mm 。

轴I 应安装轴承，根据轴承定位及安装尺寸可得，轴I 的直径为80 mm ，选择深沟球轴承，宽度为22 mm ，安装尺寸D 为90 mm ，过渡圆角半径为2 mm ，故此段轴I 直径为80 mm ，长度为22 mm ，

根据轴承定位及安装尺寸，安装尺寸m in a d 为90 mm ，故此段轴II 直径为90 mm ，过渡圆角半径为1 mm ，长度为10 mm 。

轴III 轴肩为非定位轴肩，非定位轴肩高为（1～2）mm ，取为1 mm ，故轴的IV 直径为92 mm ，长度为10 mm 。

轴IV 轴肩是定位轴肩，定位轴肩为（0.07～0.1）m in 2d ，取轴肩高度为6 mm ，故锥齿轮轮轴IV 直径为80 mm ，查得安装轴承宽度为22 mm ，轴伸出为10 mm ，过渡圆角半径为4 mm ，故此段轴IV 长为312 mm 。

轴V 轴肩为定位轴肩，定位轴肩为（0.07～0.1）m in 2d ，轴肩高度为4 mm ，，故此段轴V 直径为72 mm ，过渡圆角半径为4 mm ，安装链轮，链轮宽度为95 mm ，选择b×h=20 mm×12 mm 键，距轴端面为10 mm ，故轴V 长度为105 mm 。

故轴的总长度为459 mm ，两轴端倒角均为C2。 为增大承载能力，故两上锥齿轮轴的设计相同。 （3）下锥齿轮轴的设计

I II III IV

图4-6 下锥齿轮轴

对于轴的计算应采用不同的方法初步计算轴的最小直径，选取轴的材料为45号钢，调质处理，取0A =110，于是得

3

1

10min 3下锥齿轮下锥齿轮n P A d ≈60.88 mm ，因有两个键槽，扩大1.14倍，即60.88×1.14≈69.4 mm

≈70 mm

故连接锥齿轮轴I 的直径为70 mm ，选择键为b×h=12 mm×10 mm ，距离端面为10 mm ，故此段轴I 长为82 mm ，过渡圆角半径为2 mm 。

轴肩为定位轴肩，定位轴肩为（0.07～0.1）m in 3d ，轴肩高度为5 mm ，故轴II 直径为80 mm ，安装轴承，选择角接触球轴承，安装尺寸m in a d =89 mm ，宽度为22 mm ，故轴II 的直径为80 mm ，