环保型手推式草坪剪草机.doc

2011年度本科生毕业论文（设计）

环保型手推式草坪剪草机

院 － 系： 工学院　机械系
专 业： 机械工程及自动化
年 级： 2007级
学生姓名： 冯 彬 　
学 号： 200703050605
导师及职称： 苏艳萍　副教授

2011年5月
2011 Annual Graduation Thesis (Project) of the College Undergraduate

Environmentally friendly hands push type lawn lawnmowers

Department: Mechanical Engineering Department, Engineering College
Major: Mechanical Engineering and Automation Grade: 2007
Student’s Name: Feng Bin
Student No.: 200703050605
Tutor: Associate professor Su Yanping

May, 2011
毕业论文（设计）原创性声明

本人所呈交的毕业论文（设计）是我在导师的指导下进行的研究工作及取得的研究成果。据我所知，除文中已经注明引用的内容外，本论文（设计）不包含其他个人已经发表或撰写过的研究成果。对本论文（设计）的研究做出重要贡献的个人和集体，均已在文中作了明确说明并表示谢意。

作者签名： 日期：

毕业论文（设计）授权使用说明

本论文（设计）作者完全了解红河学院有关保留、使用毕业论文（设计）的规定，学校有权保留论文（设计）并向相关部门送交论文（设计）的电子版和纸质版。有权将论文（设计）用于非赢利目的的少量复制并允许论文（设计）进入学校图书馆被查阅。学校可以公布论文（设计）的全部或部分内容。保密的论文（设计）在解密后适用本规定。

作者签名： 指导教师签名：

日期： 日期：
冯 彬 毕业论文（设计）答辩委员会(答辩小组)成员名单

姓名
职称
单位
备注
苏艳萍
副教授
红河学院工学院
主席（组长）
郭德伟
讲师
红河学院工学院

普亚松
讲师
红河学院工学院

江洁
讲师
红河学院工学院

王海生
讲师
红河学院工学院

红河学院本科毕业论文 (设计)
摘 要

市面上流行的剪草机一般都是引擎驱动，这不仅需要消耗很多能源，同时还会造成环境污染，而且由于引擎驱动的剪草机噪音很大，严重影响了人们的工作学习。本设计是希望设计出一种无需引擎驱动的环保型剪草机。本设计采用手推式驱动，不仅能实现动力的输入，又能节约能源，保护环境；并采用类似于老式理发器的刀头，通过上刀头的往复直线运动，与固定的下刀头配合实现剪切，从而实现剪草运动。本设计创新地在于实现了剪草高度的可连续性调节和无引擎剪草机的碎草收集功能。通过剪草机箱体两侧的螺纹杆的转动，可实现刀架的连续上下移动，从而实现剪草高度的连续调节，更加地人性化。而通过对运输带的运用，依靠待修剪的草坪将已修剪下来的碎草推上剪草机的平带上，再由平带将碎草送入安装在剪草机后部的碎草收集袋中。使用者只需在碎草收集袋装满后及时清理即可。本次设计的环保型手推式草坪剪草机能较好地满足一般用户的需求。

关键词：剪草机；引擎；手推式；环保型

ABSTRACT

Fashion market is commonly lawnmowers, which not only engines driving need to consume a lot of energy, also can cause environmental pollution, and because the engine driving lawnmowers noise is very big, badly affects people work and study. This design is to design a kind of no engine drive environmental lawnmowers. This design USES the hands push type driving power, not only can realize the input, and save energy and protect the environment; And using similar to the old haircut device on the blade, through coping.keeping reciprocating linear motion, and fixed with under shear blade, thus realize cut grass movement. This design is to realize the innovation to cut grass height adjustment and no engine can be continuity of lawnmowers crushed grass collect function. Through lawnmowers on either side of the threaded rod body rotation, may realize the continuous throats cut move up and down, so as to realize the continuous adjustment, grass height more humane. And through the use of conveyor belt, relying on the lawn will have to trim down on lawnmowers crushed grass on the flat, then the conveyor belt will crush grass into installed on lawnmowers crushed grass back part of the collection bags. The user pushes a collection bags full in the broken grass can be cleaned after timely. This design environmental hands push type lawn cut the grass function better meet the general needs of the users.

Keywords: lawnmowers ; engine; hands push type; environmentally friendly
目 录

第一章 绪论 1页
1.1我国草坪业的发展现状 1页
1.2草坪剪草机的国内市场 1页
1.3我国剪草机市场预测 2页
1.3.1 按城市人均应有草坪面积来预测 2页
1.3.2 按新建草坪面积来预测 2页
1.3.3 按国家建设部规划来预测 2页
1.4选题意义 3页
第二章 设计任务 5页
第三章 方案设计 6页
3.1工作原理 6页
3.2传动机构 6页
3.3刀架高度调节机构 6页
3.4碎草收集机构 6页
第四章 结构设计 7页
4.1 剪草机构的设计 8页
　　4.1.1刀头设计 8页
　　4.1.2刀架设计 9页
4.1.3碎草收集机构设计 13页
4.2 车轮的设计 14页
4.3传动零件的设计 15页
　　4.3.1齿轮机构设计 15页
　　4.3.2 轴的设计 19页
4.4箱体设计设计 31页
4.3整体设计 32页
第五章 总体评价 37页
参考文献 38页
致谢 39页

红河学院本科毕业论文 (设计)
第一章 绪 论

1.1 我国草坪业的发展现状
随着国民经济和社会的发展，人们已经不再仅仅满足于物质生活的提高，周边环境的质量已经为越来越多人所关注。绿化程度尤其是草坪绿化成度已成为衡量一个国家、地区或城市文明发展程度的一个重要指标。草坪绿化环境的保护以及美化方面已经起到越来越重要的作用。近年来，我国的草坪建设发展迅速，如各地风景园林和各种休闲娱乐场所等都需要大面积的高质量草坪；各地江河湖泊、高铁以及高速公路等交通设施的护坡需要用到草坪；住宅小区的绿化都需要优质草坪。
据不完全统计，在全国500城市66万hm绿地面积中，草坪占18万hm,1994年上海草坪绿化面积为300 hm,1997年为800 hm，以后每年以400 hm的速度增长；1997年北京绿地面积已突破2000 hm，人均公共绿地面积为7.8 m，现在每年草坪以300 hm的速度增长。修剪是草坪区别于其他一些植物的特殊要求。草坪通过修剪，可以阻止草坪的草抽穗、开花。结果；修剪可以阻止草坪的生长和病虫害。因此，草坪业的迅猛发展必将发展成为带动一系列产业的兴起。我国的草坪业发展自2-实际80年代才起步，在90年代后期发展迅速，到2000年为止，我国已建成各类3亿m以上，经营草业的公司有5000多家，草坪业从业人员20多万人，总产值超过100亿元，而且规模呈逐年扩大趋势。
在我国500个城市66万hm绿地面积中，草坪占18万hm，并呈告诉增长趋势。90年代以来我国的草坪业年增长率高达30%~40%.。随着人们对环境保护、固土防沙意识的日益增强，退耕还草政策的进一步实行，草坪业必将快速发展，修剪是草坪区别于其他植物的特殊要求，草坪业的迅猛发展，意味着草坪剪草机械的大量需求[1]。
1.2 草坪剪草机的国内市场
世界上第一台滚刀式剪草机诞生于100多年前。最初的剪草机主要应用于牧场。发展到现在，剪草机已经发展出可应用于不同场合的几十个品种。根据其工作原理和形式可分为滚刀式、悬刀式和扫雷式三种类型。国内剪草机的生产起步较晚，生产规模普遍比较小，产品的用途也很单一。所以长期以来，草国内的草坪剪草机以进口为主。据不完全统计，截止1999年底，我国各种园林机械的保有量达10万台，1999 年的剪草机销售量在3万台左右，仅20%为国产。
目前，国内生产的剪草机按动力划分可分为机动和人力两类；按配套动力和作业方式可分为手推式、手扶推行式、手扶自动式、驾乘势、拖拉机式等；按照刀具类型可分为滚刀式和悬刀式。。悬刀式剪草机的刀具是横向悬挂在竖直安装轴上的刀片，通过刀片的高速旋转切除草叶。它的优势是价格低廉、保养、维修都很方便，是国内外目前最流行的剪草机。滚刀式剪草机的刀具由带有刀片的滚筒和静止的床刀组成，相对于悬刀式剪草机修剪效果更为理想，适用于草坪质量较高场所。其问题主要是价格过于昂贵，而且后期的维护要求相对严格此外，还有甩绳式和甩刀式等。剪草机的剪草宽度一般为400～1000mm，剪草高度从15～100mm有几个调节档位。
据有关部门的调查报告显示，国内生产剪草机的厂家仅有50家左右。市场上草坪剪草机的品牌众多。功率从2.6～16.2kw；剪草宽度从43.2～127cm不等。
进口剪草机主要来自于日本、美国、意大利和瑞典等国。主要品牌和售价详见表1-1。
1.3 我国剪草机市场预测
1.3.1按城市人均应有草坪面积来预测
城市人均应有28 m左右的草坪才能解决人们的呼吸需要。国外一些城市和中国及北京人均草坪面积对比见表1-2.
从表1-2可以看出，我国人均草坪面积相对于发达国家有较大差距。全国现有草坪面积约为19万hm。不妨假设每公顷草坪需6台剪草机，从而算得市场容量达到114万台。而且随着中国经济的不断发展，这一数字将直线增长。
1.3.2 按新建草坪面积来预测
新建草坪有两种方式，播种草种和移植草皮。据不完全统计，历年进口草种量如下，截止1995年总共约为5900t，1996年为2600t，1998年为5200t，1999年为6100t。仅1999年种草面积就约有12万hm，如果按每公顷需6万台剪草机，仅1999年时就需剪草机72万台。
1.3.3 按国家建设部规划来预测
按国家建设部规定。2000年后城市绿化面积需达到30%。目前深圳、珠海、厦门等城市超过达到甚至是超过这以标准。城市人均绿地面积达到7 m以上。照此估计每年约需5~6万hm草坪，剪草机30万台。在草坪的建设过程中，随之而来大的相关园林设备的市场无疑是十分广阔的。

国别
型式
价格
日本
本田H1011 坐骑式带草袋76cm
H3011 坐骑式带草袋71cm
LM5360HX 自行可控刀式带草袋53cm
5.2万元/台
5.8万元/台
1.08万元/台
美国
MID（美神） B560C 坐骑式带草袋76cm
38C 自行式侧除草53cm
Murray（美丽）2.6~2.8KW手推式后草袋型
22355型、22545型手推式侧派草
21386型手推式、21855型自行式
21975、22855、22856型使用大面积长时间剪草
2.98万元/台
0.5万元/台
意大利
花园牌 R484TR自行式带草箱46cm
R484手推式带草箱46cm
0.43万元/台
0.38万元/台
瑞典
Kusovarna 系列剪草机

表1-1 进口剪草机的主要品牌和售价

表1-2 国外一些城市和中国及北京人均草坪面积
名称
面积/m2
名称
面积/m2
伦敦
70.4
巴黎
24.7
纽约
45.7
堪培拉
70.5
莫斯科
37.0
中国
1
华沙
73.5
北京
8
1.4　选题意义
从上述来看，我国的剪草机市场无疑是巨大的。根据市场调查发现，目前市面上的剪草机大多都是动力引擎，由于功率较大，产生很大的噪音，在办公、学习等安静场所，这种剪草机不是很适用。首先，这种剪草机有动力装置，维护费用较高；其次，它主要依靠刀片的告诉旋转把草切断，通过气流的的旋转将碎草清理出去，这样就对整机的安全性要求较高了；同时，此类剪草机工作时会产生强烈的震动，会造成操作者很不舒服；最后，虽然动力引擎剪草机剪草效率较高，剪草效果较好，但是价格也较昂贵，一般的用户难以接受。故而，研究一种无引擎驱动、价格低廉的剪草机势在必行！

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第二章 设计任务

• 设计一台环保手推式的剪草机。
• 至少提出两种方案，然后进行方案分析评比，选出一种方案进行设计。 　　　　
• 用UG软件对环保型手推式草坪剪草机进行建模。
• 完成设计说明。

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第三章 方案设计

3.1 工作原理
通过市场研究，我们决定设计一种无引擎驱动，无污染，操作舒适和经济实用的草坪剪草机。通过人力推动剪草机向前行走，带动剪草机的车轮转动，通过传动机构，形成刀具的剪切运动。
3.2 传动机构
能够实现环保型手推式剪草机功能的方案有很多，且各有特点，具体如下：
驱动方式的选择：
1）用脚驱动 用脚驱动时，操作人员站在或者坐在剪草机上，故此类剪草机除了要完成剪草机动作，还要承受操作人员的体重；而且要有制动以及方向控制装置，以上使得此类剪草机结构复杂、尺寸较大，只适用于大面积草坪。
2）用手驱动 而用手驱动则能够避免以上麻烦。这样设计的剪草机轻便灵活。因此我们选择设计手动式剪草机。
断草方式的选择：
1)割断 即用刀刃将草割断。由于草叶很软，用这种方法剪草时，需要极高的速度，在草叶被碰倒之前将其割断。因为如果刀刃速度不够快，很难将草割断，而人力驱动都很难达速度上的要求。故这种方法一般只适用于引擎驱动
2）剪断 即用两个刀片作相对运动将草剪断，对速度的要求不高。因此我们选择这种断草方式。
手动又分为手摇和手推两种。如果选择用手摇动手柄实现执行构件的往复移动，同时还要靠人力推动剪草机向前移动，这样操作者要完成的动作太多，不方便。而选择直接用手推动剪草机向前移动则比较简单。通过剪草机车轮的转动输入，经过传动装置将转动转变成往复移动而输出给刀具。从而选择设计成手推式是比较可行的。
3.3 刀架高度调节机构
由于各个场所对于草坪高度的要求是不一样的。因此，我们还需要设计剪草高度调节装置。 用户可以根据实际需要，调节剪草高度。
3.4 碎草收集机构
一般市面上的剪草机是通过引擎产生的旋转气流来收集碎草，我们所要设计的手推式显然无法达到这种效果。故而同样需要设计新的碎草收集装置。

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第四章 结构设计

4.1 剪草机构的设计
4.1.1刀头设计
在之前的方案设计章节，我们选择用剪断的方式来设计刀具。根据老式理发器（见图3-1）的刀头，我们同样可以考虑用此种刀头作为我们手推式剪草机的刀具部分。现设计刀头由固定在刀架上的下刀片和可以水平横向往复直线运动的上刀片组成。这样通过上刀片的往复移动将草叶剪断，同时又不需要太高的速度就能够实现。这样就避免了大功率带来的噪音污染。
刀头主要尺寸设计如下：下刀片（固定刀片）（如图3-2），厚度3mm，宽度343mm，齿长30mm，齿宽8mm，齿间距8mm；
上刀片（活动刀片）（如图3-3）具体尺寸同下刀片；
刀头整体装配如图3-4。

图4-1 老式理发器 图4-2 下刀片（固定刀片）

图4-3 上刀片（活动刀片） 图4-4 刀头整体装配图
4.1.2 刀架设计
首先我们设计了一根横梁（如图3-5）来支撑刀头，下刀片固定在横梁的下部，用螺栓进行固定。
而为了保证上刀头能实现往复直线运动，我们设计了一个刀头固定装置（如图3-6）和一对端面凸轮（如图3-7）。固定装置由上下两部分组成，之间用螺栓进行固定。其中固定装置的下部（如图3-8），是用来联接上刀片；而固定装置上部（如图3-9），设计了一对内爪用来与端面凸轮接触，当凸轮转动，带动上刀片做水平往复直线运动，从而与下刀片配合实现剪切运动。
这里，不仅仅是要实现刀头的运动，还有很重要的是要实现剪草高度的调节。市面上的各类剪草机基本都能实现这一功能，然而，绝大多数却只能实现几个档位的调节，并不能实现任意高度的连续调节。当然，这也跟市面上所销售的一般是动力引擎剪草机有关，其工作时转速太大，实现刀头高度连续调节比较困难。我们设计将整个刀架固定在剪草机两侧的螺纹杆（如图3-10），通过两根螺纹杆的转动便可以轻松实现剪草高度的连续调节，而且由于我们采用的是环保型手推式，功率较小，两根直径30mm的螺纹杆足以固定刀头。螺纹杆通过上下两个固定装置（如图3-11）与箱体固定。
刀架主要尺寸设计如下：横梁（如图3-5），位于箱体内部宽度为355mm，主体为30mm×30mm×355mm的长方体，外部设计一对M30的螺纹孔，用来配合螺纹杆。
固定装置（如图3-6），宽度为200mm，内爪距离131mm，其上均使用M8的螺栓进行固定。
端面凸轮（如图3-7），端面凸轮主体是由一个直径250mm，长度38mm的圆柱，以通过圆柱中心的斜面等分成两半组成，因此无论断面凸轮如何旋转，其端面任意水平线的两点距离是不变的，因此与固定装置内爪永远是保持接触，故而可以一直带动固定装置做水平往复直线运动。
螺纹杆（如图3-10），螺纹杆整体长度为306mm，直径为30mm，螺纹起始处距离杆底部93mm，螺纹总长130mm。
螺纹杆固定装置（如图3-11），其中上面的装置高度26mm，孔径30mm，孔中心距离箱体外表面21mm；下面的装置，高度26mm，孔径23mm。使用M8螺钉与箱体固定。
刀架整体装配如图3-12和3-13。

图4-5 横梁 图4-6 刀头固定装置

图4-8 刀头固定装置下部

图4-7 端面凸轮

图4-9 刀头固定装置上部 图4-10 螺纹杆

图4-11 螺纹杆固定装置

图4-12 刀架整体装配图

图4-13刀架整体爆炸图
4.1.3 碎草收集机构设计
正如方案设计章节中所提到的，市面上的带引擎剪草机大多是通过引擎产生的旋转气流来收集碎草。而我们所要设计的手推式显然无法达到这种效果。由于剪草机在不断地向前移动，待修剪的草会将已经剪下的碎草往剪草机里面推，从而我们重新考虑采用小型的运输带将碎草运到剪草机后面的碎草手机袋中。这样，剪草机使用者只需要推动机器就可以实现草坪的修剪，偶尔清理一下碎草收集袋即可。
运输带主要尺寸如下：宽度323mm，整体长度约460mm
碎草收集装置如图3-14

图4-14碎草收集装置
4.2车轮的设计
根据剪草机的重量以及剪草机移动速度需要，选择前轮（如图3-15）直径为260mm，宽度为30mm；后轮（如图3-16）直径为80mm，宽度为20mm。

图4-15前轮 图4-16后轮

4.3 传动零件的设计
4.3.1 齿轮机构设计
1选定齿轮的类型。精度等级，材料以及齿数
1）由于齿轮受轴向力很小，故选用直齿圆柱齿轮传动，直齿圆柱齿轮制造工艺简单，可以降低成本。
2）手推式剪草机工作速度较低，可以选择7级精度（GB10095-88）。
3）材料选择。
齿轮材料的选择原则：齿轮材料的种类很多，在选择时应考虑的因素也很多，下述几点可供选择材料时参考：
l 齿轮材料必须满足工作条件的要求。工作条件的要求是选择齿轮材料时首先应考虑的因素。
l 应考虑齿轮尺寸的大小、毛坯成形方法及热处理和制造工艺。大尺寸的齿轮一般采用铸造毛坯，可选用铸钢或铸铁作为齿轮材料。中等或中等以下尺寸要求较高的齿轮常选用锻造毛坯，可选择锻钢制作。尺寸较小而又要求不高时，可选用圆钢做毛坯。
l 金属制的软齿面齿轮，配对两轮齿面的硬度差应保持为30~50HBS或更多【2】。
综上，选择小齿轮材料为40Cr(调质)，硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者的材料硬度差为4-HBS。
4）选小齿轮齿数z=17，设计传动比u=5，则大齿轮数z=5×17=85。人正常走路时的速度大约1.2m/s。考虑到剪草时的实际情况，取0.78m/s。设计剪草机的前轮直径为260mm。不妨假设剪草机工作时处于理想状况下即轮子只滚动不滑动。由此可得，前轮轴的转速为0.95r/s。查机械设计手册得：橡胶轮胎对路面的摩擦力臂为10～15/mm，而剪草机的质量不大于50kg，则车轮沿地面的最大滚动阻力矩为M=NK=50×10×15=7500N·mm。设计剪草机工作寿命为8年（设每年工作300天）。
2.按齿面接触强度设计
由设计计算公式（3-1）进行试算
d≥2.32 （4-1）
（1）确定公式内的各计算数值
1）试选载荷系数K=1.3。
2）计算小齿轮传递的转矩。
T=0.985=0.985×N·mm =1477.5N·mm
3）选取齿宽系数=1。
4）查得材料的弹性系数=189.8M。
5）按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限=600 M；大齿轮的接触疲劳强度极限=550 M。
6）计算应力循环次数。
=60 nj=60×0.95×1×(2×8×300×8)=2.200×
=5×2.200×=1.100×
7)查得接触疲劳寿命系数=1.28；=1.46。
8）计算接触疲劳许用应力。
取失效概率为1%，安全系数s=1，
==1.28×600 M=768 M
==1.46×550 M=803M
（2）计算
1）试算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值。
≥2.32=2.32mm
=12.069mm
2）计算圆周速度。
==m/s=2.58×m/s
3）计算齿宽b。
b=·=1×5.202mm=12.069mm
4)计算齿宽与齿高之比。
模数 ==12.069/17mm=0.710m
齿高 h=2.25=2.25×0.710mm=1.60mm
==7.54
5）计算载荷系数。
根据=2.58×m/s，7级精度，查得动载系数=1；
直齿轮，==1；
查得使用系数=1；
由表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，=1.421。
由=9.78，=1.410.查得=1.41；故载荷系数
K==1×1×1×.410=1.410
6）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式（10-10a）得
==12.069×=12.400mm
7）计算模数m。
m===0.729mm。
3.按齿根弯曲强度设计
由式（3-2）得弯曲强度的设计公式为
m≥ （4-2）

(1)确定公式内的各计算值
1）查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限=500M；大齿轮的弯曲强度极限=380M；
2）查得弯曲疲劳寿命系数=0.96; =1.18;
3)计算弯曲疲劳许用应力。
取弯曲疲劳安全系数S=1.4，得
== M=342.86M
== M=320.29 M
4）计算载荷系数K。
K==1×1×1×1.41=1.41
5）查取齿形系数。
=2.97；=2.21。
6）查取应力校正系数。
=1.52；=1.775。
7)计算大、小齿轮的
== 0.013
== 0.012
小齿轮的数值大。
（2）设计计算
m≥
=mm
=0.572mm
对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿轮的乘积）有关，只要分度圆直径大于12.400mm，模数大于0.572就可以满足齿轮的强度要求。考虑到加工难易以及轴的强度故取模数m=2，小齿轮的分度圆直径=34mm，算出小齿轮齿数 ===17；大齿轮数 =17×5=85。
4.几何尺寸计算
（1）计算分度圆直径
=m=17×2mm =34mm
=m=2×85mm =170mm
（2）计算中心距
（3）计算齿轮宽度
b==1×34mm=34mm
取=34mm, =40mm。

图4-17大齿轮 图4-18小齿轮
4.3.2 轴的设计
1 轴的尺寸设计
（1）轴I的设计
1）求轴上的功率、转速和转矩
=7500N·mm
又 =0.95r/s=57r/min
=9550000
于是 == kW =0.0448 kW
2）.求作用在齿轮上的力
因已知低速级大齿轮的分度圆直径为
=m=2×85mm=170mm
而 ==N=88.24N
=tan= 88.24×tanN=32.12N
3）初步确定轴的最小直径
先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料45钢，调质处理。取=112，于是得
==112×=10.34mm
考虑有键槽，将直径增大
取 =18mm
显然最小直径是安装车轮处。
4）轴的结构设计
（1）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
①关于车轮的轴向定位，车轮外用M18圆螺母定位，内用套筒定位。
②初步选择滚动轴承。因轴承同时承受的径向和轴向力均很小，故选用深沟球轴承。参照工作要求并根据=18mm，根据国家标准GB/T 176-1994，由轴承产品目录总初步选取0组基本游隙组、标准精度级的单列深沟球轴承50104，其尺寸为d×D×B=20mm×42mm×12mm。轴承内用轴肩定位，外用透盖定位。轴肩的高度建议取为轴直径的0.07~0.1倍，不妨取轴肩高度为2mm。
③齿轮安装处，齿轮左端采用螺母定位，采用M26圆螺母定位，右端采用轴环定位。轴环的高度建议取为轴直径的0.07~0.1倍，不妨取轴环高度为2mm，轴环宽度b≥1.4h，取轴环宽度为3mm。
故轴I的各段直径和长度如下：
I、Ⅹ轴段（螺母） =18mm，=20mm；
Ⅱ、Ⅸ轴段（车轮、套筒、透盖一部分）=18mm，=70mm；
该段选用键:b×h×L=6×6×30
Ⅲ、Ⅷ轴段（轴承） =20mm，=12mm；
Ⅳ、Ⅶ轴段 =24mm，=150mm
V轴段（螺纹、齿轮） =26mm，=20mm+32mm；
该段选用键:b×h×L=8×7×31
Ⅵ轴段（轴肩） =30mm，=3mm；

图4-19轴Ⅰ

图4-20轴Ⅰ及其上零件装配图

图4-21轴Ⅰ及其上零件爆炸图

（2）轴Ⅱ的设计
1）求轴上的功率、转速和转矩
齿轮传动效率为97%。传动比为5.
=97%×0.0448 kW=0.0435 kW
又 =5×57r/min =285 r/min
于是 =9550000=9550000× N·mm=1457.6 N·mm
2）求作用在齿轮上的力
因已知高速级小齿轮的分度圆直径为
=m=2×17mm=34mm
而 ==N=85.74N
=tan= 85.74×tanN=31.21N
3）初步确定轴的最小直径
先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料45钢，调质处理。取=112，于是得
==112×=5.99mm
考虑有键槽，将直径增大
取 =8mm
显然最小直径是安装轴承处。
4）轴的结构设计
（1）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
①初步选择滚动轴承。因轴承同时承受的径向和轴向力均很小，故选用深沟球轴承。参照工作要求并根据=8mm，根据国家标准GB/T 176-1994，由轴承产品目录总初步选取0组基本游隙组、标准精度级的单列深沟球轴承160018，其尺寸为d×D×B=8mm×22mm×7mm。轴承内用轴环定位，外用轴承端盖定位。轴环的高度建议取为轴直径的0.07~0.1倍，不妨取轴环高度为1mm；轴环宽度b≥1.4h，取轴环宽度为3mm。
②平带安装处，内侧用轴肩定位，取轴肩高度为2mm；外侧用轴环定位。
③端面凸轮机构安装处，凸轮内侧用套筒定位；外侧用螺母定位，采用M14。
④齿轮安装处，齿轮左端采用螺母定位，采用M16圆螺母定位；右端采用轴环定位。轴环的高度建议取为轴直径的0.07~0.1倍，不妨取轴环高度为1.5mm，轴环宽度b≥1.4h，取轴环宽度为3mm。
故轴I的各段直径和长度如下：
I、Ⅻ段（轴承） =8mm，=7mm；
Ⅱ、Ⅺ轴段（轴环） =10mm，=3mm；
Ⅲ、Ⅹ轴段（平带） =8mm，=10mm；
Ⅳ、Ⅸ轴段 =12mm，=59mm
Ⅴ、Ⅷ轴段（螺母、端面凸轮、套筒） =14mm，=75mm；
该段选用键:b×h×L=5×5×30
Ⅵ轴段（螺纹、齿轮） =16mm，=20+38mm；
该段选用键:b×h×L=5×5×36
Ⅶ轴段（轴环） =19mm，=3mm；

图4-22轴Ⅱ

图4-23 轴Ⅱ及其上零件装配图

图4-24 轴Ⅱ及其上零件爆炸图
（3）轴Ⅲ的设计
1）直接取轴的最小直径为5mm，显然最小直径是安装轴承处。
2）轴的结构设计
（1）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
①初步选择滚动轴承。因轴承同时承受的径向和轴向力均很小，故选用深沟球轴承。参照工作要求并根据=5mm，根据国家标准GB/T 176-1994，由轴承产品目录总初步选取0组基本游隙组、标准精度级的单列深沟球轴承1000085，其尺寸为d×D×B=5mm×11mm×3mm。轴承外用轴承端盖定位；内侧用轴环定位，轴环的高度建议取为轴直径的0.07~0.1倍，不妨取轴环高度为2.5mm；轴环宽度b≥1.4h，取轴环宽度为3mm。
②平带安装处，两侧用轴环定位。轴环的高度建议取为轴直径的0.07~0.1倍，不妨取轴环高度为1mm；轴环宽度b≥1.4h，取轴环宽度为3mm。
③大平带安装处，两侧用轴环定位。
故轴I的各段直径和长度如下：
I、Ⅸ段（轴承） =5mm，=3mm；
Ⅱ、Ⅷ轴段（轴环） =10mm，=3mm；
Ⅲ、Ⅶ轴段（平带） =8mm，=10mm；
Ⅳ、Ⅵ轴段（轴环） =10mm，=3mm
Ⅴ轴段（大平带） =