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1、玉米收获机摘穗机构设计CORN HARVEST MACHINE PICKING MECHANISM DESIGN学生姓名：诚 信 声 明本人郑重声明：所呈交的本科毕业论设计是本人在指导老师的指导下，进行研究工作所取得的成果，成果不存在知识产权争议。除文中已经注明引用的内容外，本论文不含任何其他个人或集体已经发表或撰写过的作品成果。对本文的研究做出重要贡献的个人和集体在文中均作了明确的说明并表示了谢意。本人完全意识到本声明的法律结果由本人承担。 毕业设计作者签名： 年 月 日 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
2、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、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学 生：彭驰指导老师：翁伟（湖南农业大学工学院，长沙410128）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
4、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 designStudent：Peng ChiTutor：Wen Wei（college of engineering institute，Hunan Agricultural University，Changsha 410128，China）Abstract：Corn as the second largest crop in our country, compared with the co
5、rresponding 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 mechanical harve
6、sting 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, and the key
7、 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的作业农机具。 是针对新型
8、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,用机械化收获代替传统的手工收获势在必
9、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一季种植，收获时玉米籽粒的
10、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亩方试验站测定，美国Cas
11、e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(或剥皮装置)，秸秆等则由后面
12、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，所以配置不同的秸秆处理部件相对简单。例
13、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国研制和生产的玉米收获机的
14、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式摘穗辊型收获机存在的摘穗
15、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，果穗箱中出现的断秸秆大约203
16、0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，因此选为研究的对象。2.1.
17、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 transmission case
18、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的工作原理和一些必要的参数
19、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-拉茎辊对秸秆的抓取系数；a-
20、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 （3）即 TjcosaN
21、jsinaRg2 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 拉茎辊的直径设计拉茎辊的直径和工作间隙直接影响拉茎辊对茎秆的抓取能力和摘穗效果，有两种情况，其一直径大，则有利于茎杆的抓取，但秸秆容易拉断，形成断秸秆多。其二如果直径过小，则会对茎秆的抓取能力有所降低，根据田间的试验和预试验的
22、结果表明，拉茎辊的直径选取80102毫米的时候摘穗效果达到最好，在本设计中，取拉茎辊直径为8011。3.1.2 拉茎辊的转速、间隙、长度的确定please contact Q 3053703061 give you more perfect drawings据有关数据显示，拉茎辊的线速度v是拉茎辊能保证正常工作的重要因素，当v过小时，容易对拉茎辊辊造成堵塞；当v过高时，会增加落损失。一般将拉茎辊的转速定位8001022转分，本设计取800转分，拉茎辊的水平倾角与卧式摘穗辊相近，为25。35。，拉茎辊的间隙可调，为2030毫米。拉茎辊前段为带螺旋的锥体，起引导和辅助喂入作用，后段为拉茎段，防止秸
23、秆堵塞，拉茎辊的工作长度在各机型上差别较大，但多数为600800毫米，考虑到本摘穗机构较小，取长度600mm12。3.1.3 螺旋筋的设计 螺旋筋一般是焊接或者直接铸造在拉茎辊体上的螺旋突起，在设计的理论上，它分别起到两个作用，一是有效的向下拉伸玉米的茎秆并使之顺利的通过拉茎辊辊，二是起到一个类似螺旋推进器的作用，使玉米茎秆向后运动而不会出现堵塞情况13。所以需要螺旋筋的升角与玉米茎秆在拉辊间的运动存在有很大关系。同时螺旋筋升角的选择还与摩擦角有关。 玉米茎秆运动在拉茎辊间隙，产生的向后的动力主要是靠螺旋筋旋转侧面而产生的推力，此时的情况相当于玉米茎秆滑动在螺旋筋上，因此螺旋筋的升角必须要小于
24、玉米茎秆相对于螺旋筋的自锁摩擦角，否则将会发生自锁现象14。于是拉茎辊的材料用封闭的无缝管做主体，外面为45#方刚做成的斜筋，这里螺旋筋的升角选取为25。3.2 摘穗板的结构设计摘穗板位于拉茎辊的上方，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
25、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 pow
26、er 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
27、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(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：
28、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，安全系数s=1，由式得（3）计算计算齿轮分度圆直径dt，代入的值： please contact Q 3053703061 give you more perfect drawings 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=11.1
29、21.21.166=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=20.38Nmm100 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
30、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，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
31、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=10mmx8mmx30mm，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.
32、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=549.17-161.52=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
33、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 f
34、igure 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
35、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
36、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
37、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16-6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.