茶树修剪机的设计.doc

分类号 TH6 单位代码 11395
密 级 学 号 0805250113

学生毕业设计（论文）

题 目
茶树修剪机的设计
作 者
张立奎
院 (系)
能源工程学院
专 业
机械设计制造及其自动化
指导教师
拓耀飞
答辩日期
2012 年 5 月 27 日

榆 林 学 院
毕业设计（论文）诚信责任书

本人郑重声明：所呈交的毕业设计（论文），是本人在导师的指导下独立进行研究所取得的成果。毕业设计（论文）中凡引用他人已经发表或未发表的成果、数据、观点等，均已明确注明出处。尽我所知，除文中已经注明引用的内容外，本论文不包含任何其他个人或集体已经公开发表或撰写过的研究成果。对本文的研究做出重要贡献的个人和集体，均已在文中以明确方式标明。
本人毕业设计（论文）与资料若有不实，愿意承担一切相关的法律责任。

论文作者签名:
年 月 日

榆林学院本科毕业设计（论文）
摘 要
茶树修剪机是基于生产过程中茶树修剪的实际需要而设计的高效茶树修剪设备，主要用于茶树的深修剪和重修剪。
本次设计的是手推式茶树修剪机，避免了背负式和手提式的负荷作业。整个设计经历了茶树修剪机总体、传动系统和机架等的设计过程。首先进行茶树修剪机的总体结构设计，包括设计步骤、设计构思和拟定传动方案；其次进入到零部件的选型和设计，依次包括汽油机的型号选择、普通V带传动系统的设计、刀片的设计、轴的设计校核以及机架的设计。其中，设计的弧形刀刃能锁紧茶树枝干，增加了切口的平整度，将对茶树的伤害降到最低；最后阶段进行了零件图和装配图的绘制工作。
本次设计的茶树修剪机可以实现茶树的机械化修剪，能降低劳动强度，有效的提高了生产效率，保证鲜叶品质，符合清洁化规模生产的要求，降低了生产成本。

关键词：茶树修剪机；传动系统；弧形刀片

I

榆林学院本科毕业设计（论文）
The Design of the Tea Tree Trimmers
ABSTRACT
Tea tree pruning machine is designed based on the actual needs of the tea tree pruning in the production process and high tea tree trimming equipment, mainly for deep pruning and heavy pruning of tea.
The design of the push tea trimmers can avoid the knapsack and hand-held load operation. The design experience of the tea tree trimmers consist of the transmission system and rack design process in general. Firstly，it needs to conduct overall structural design of the tea tree trimmers, including the design steps, design ideas and the development of the transmission scheme; Secondly，it is going on the selection and design of components, followed by gasoline model to select the ordinary V-belt drive system design, blade design axis of the design check and design of the rack. Among them, the curved blade can lock tea tree branches to increase the flatness of the incision, the design will decrease tea tree damage to a minimum; In the final stage, it has to go on the drawing of the parts and assembly drawings.
The designed tea tree trimmers can be mechanized pruning of tea , can also reduce labor intensity, improve production efficiency, at the same time, it can ensure the quality of fresh leaves, in line with the requirements of the clean-scale production and even reduce production costs.

Key words：Tea tree trimmers; Transmission system ; Curved blade
III

榆林学院本科毕业设计（论文）

目 录
摘 要 I
ABSTRACT II
1 绪论 1
1.1设计目的及意义 1
1.2 国内外发展现状 1
1.2.1 国内发展现状 1
1.2.2 国外发展现状 2
1.3 设计的主要技术指标 3
2 设计构思 5
2.1 设计步骤 5
2.2 机器的结构构思 5
2.3 拟定传动方案 6
3 零部件的选型和设计 7
3.1汽油机型号的选择 7
3.1.1 汽油机的功率计算 7
3.1.2 选取的汽油机型号 8
3.2 普通V带传动系统的设计 8
3.2.1 带Ⅰ的设计 9
3.2.2 带Ⅱ的设计 12
3.2.3 带轮Ⅰ的设计 13
3.2.4 带轮Ⅱ的设计 14
3.2.5 带轮Ⅲ和Ⅳ的设计 15
3.3 刀片的设计 15
3.3.1 刀片材料的选择 16
3.3.2 刀片的结构设计 16
3.3.3 刀片加工路线的制定 17
3.4 轴的设计和校核 18
3.4.1 轴Ⅰ的设计 18
3.4.2 轴Ⅱ的设计 22
3.4.3 轴Ⅲ的设计 25
3.5 机架的设计 28
3.5.1机框的设计 28
3.5.2 机头的设计 29
3.5.3 机架的结构图 30
3.5.4 机架高度的调节 31
结 论 33
参考文献 35
致 谢 37
附 录 39
附录A 带Ⅱ的设计过程 39
附录B 轴Ⅱ的设计过程 43

III

榆林学院本科毕业设计（论文）

1 绪论

1.1设计目的及意义
茶叶是我国传统的经济作物。据2010年《茶叶蓝皮书》指出：2009年中国茶园种植面积达186万hm2，产茶量135万吨，居世界第一；茶叶出口30.3万吨，创汇7.05亿美元，总量和金额连续6年创历史新高。中国茶叶经济进入了快速发展阶段，产业规模不断扩大[1]。但在目前情况下，大多数的茶农对茶树的深修剪或重修剪一般都采用的是人工用大剪刀进行修剪，这样不仅劳动强度大而且生产效率非常低。所以茶农迫切需要茶树修剪机来对茶树进行深修剪和重修剪。
本次设计就是想研发出一种手推式茶树修剪机，避免了手提式或背负式的负荷作业，能有效的提高生产效率，保证鲜叶品质，实现高要求的清洁化规模生产，降低劳动强度，降低生产成本。同时，设计的弧形刀刃能锁紧茶树枝干，增加了切口的平整度，将对茶树的伤害降到最低。

1.2 国内外发展现状
1.2.1 国内发展现状
我国采茶机械研究开发工作始于1958年，至今已走过50多年漫长曲折的历程。1965年以前，主要是根据我国茶园特点对采茶机的采摘原理而动力类型进行反复的研究和选择。此后，采茶机的研制工作在我国各产茶省普遍展开。到70年代后期，先后提出过十多种单人采茶机型，并组织过几次全国性的对比实验，但最终因这些机具动力、软轴不过关和机器本身制造质量水平不高，未能在生产中大量应用。到70年代末期，受日本机械化茶树修剪的影响，我国开始了茶树修剪机的研制。这一时期开发的数种平形、弧形往复切割式以及各种轻、深、重茶树修剪机，因机具的动力需向日本引进，而且还受制造厂企业规模的限制，部分零部件的质量欠稳定，因此推广应用进展较慢。80年代末期，我国开始与国外合资生产茶树修剪机，在杭州和长沙先后组建了浙江川崎茶叶机械有限公司和长沙落后茶叶园林机械有限公司。这两家合资企业均从日本进口零部件进行装配成台，为了抓住这一契机，农业部等部门自80年代末期开始，一方面组织各主要采茶省的有关机械厂家对茶树修剪机的生产技术进行引进、吸收，加速国产茶树修剪机的发展速度，另一方面大力抓推广应用工作，从而使我国的茶树修剪机机械化事业步入了新的发展阶段。
为了满足国内茶区对茶树修剪机的需求，我国有关部门十分重视和支持国内有关厂家采取多种形式生产茶树修剪机。例如完全国产、主件进口配件国产和散件进口国内组装等。浙江川崎茶叶机械有限公司和长沙落合茶叶园林机械有限公司为进口日本散件在国内组装修剪机的中外合资厂家，而杭州采茶机械厂、南昌飞机制造公司、宁波电机厂、无锡扬名采茶机厂，福州建新农机厂和泰州林业机械厂等，以零部件全部国产或个别零件进口，大部分零部件式生产茶树修剪机。
我国茶树修剪机械化事业之所以长期徘徊不前，主要原因之一是国产的修剪机械质量不过关，这主要是我国小型动力机、机械加工、技术设备水平低和原材料质量不高等综合因素造成的。近几年来，国内有关部门认真总结了经验教训，开始重视对国外茶树修剪机技术的消化吸收，从而设计开发了符合我国国情的茶树修剪机械，并形成了自己的特色，加之国内综合工业的水平的不断提高，使我国国产的茶树修剪机械现已接近国外进口同类机械的水平。

1.2.2 国外发展现状
国外对茶树修剪机的研制工作起步比较早。在茶树修剪机械的研制与开发过程中，尤以日本、前苏联等一些茶叶种植发达国家研究的较深，开发的重修剪机型号也较多。例如，日产的E7B-750型单人修剪机配日本单缸二冲程1.03kw（1.4马力）汽油机，采用平刀片往复式切割，切割幅宽750mm。具有以下特点：①重量轻，方便单人操作，平形、弧形树冠均可使用，适应性好；②发动机性能好，操作简便，机身上设有停车按钮及汽油机调试控制手柄，刀片动、停、快、慢控制十分方便。
早在80年代末期，日本川崎茶机和落合茶机公司先后进入中国，在国内引进组装采茶机和茶树修剪机等，基本上占领了中国的茶树修剪机市场，取得了良好销售业绩[2]。此外，日本的小松和德国施蒂尔等园林绿化修剪机也在中国茶园中得到大量推广应用，还有日本共立、新大华、本田，意大利红叶、美国百力通、台湾海马等。
目前，国外对茶树的轻、中修剪机械的研制及应用均已成熟，并进入大面积应用推广期。

1.3 设计的主要技术指标
本次设计的主要技术指标如下：
（1）刀具的使用寿命：420h左右
（2）修剪树高：50-70cm
（3）修剪幅宽：500cm
（4）工作效率：最高0.24hm2/h；
（5）切口的平整度：平均80%

2 设计构思

2.1 设计步骤
（1） 查阅大量的茶树和茶树修剪设备的相关文献
（2） 根据机器的技术指标、工作场所等进行设计分析
（3） 初步确定整台机器的结构, 拟定传动方案
（4） 具体零部件的选型、设计校核
（5） 装配图和零件图的绘制

2.2 机器的结构构思
目前，茶树修剪机都是在户外工作，动力不宜选取电动机，一般首选小型的汽油机。在能达到动力输出要求的前提下，为了降低生产成本，传动方式首选普通V带传动。为了达到设计幅宽的要求，在机架的前排并列的安置了三个刀片及带轮结构，在轴的两端安装轴承可以实现轴的固定。考虑到要降低劳动强度，可以采用手推式作业，将设计的各个构件装置在机架上。并且，在机架的前端可以装上机头，有利于修剪作业。综合考虑上述技术指标、机器的经济性和所需传动的准确性，拟定了整台机器的示意图

1—汽油机 2—带轮 3—V带 4—轴 5—机头 6—刀片 7—定位销 8—机架把手
图2-1 机器的示意图
注：在图中刀片（6）的位置处，垂直纸面并列的安置了三个刀片及带轮结构。

2.3 拟定传动方案
根据上述的结构构思，拟定了两种传动方案。
以下图中的三个刀片结构是垂直于纸面并列安置在机架上的，以求达到设定的修剪幅宽。
方案一：

图 2-2 第一种传动方案

方案二：
图2-3 第二种传动方案

方案一中的动力直接通过V带，从汽油机输送到带轮上，方案二的动力则是通过联轴器和减速器传输到带轮上的，提高了机器的生产成本，同时也增大了机器的结构尺寸。因此，从机器整体结构的紧凑性、经济性和传动所需要的准确性方面考虑，决定采用第一种传动方案。

3 零部件的选型和设计
基于上述设计构思确定的传动方案，接下来就可以进行具体零部件的设计。本章的主要内容包括汽油机型号的选取、普通V带传动系统的设计、刀片的设计、轴的设计校核和机架的设计。其中，V带传动系统的设计包括带的设计和带轮的设计两部分内容。

3.1汽油机型号的选择
查阅茶树修剪的相关资料，确定刀片的切削力、转速和切削半径，基于上述参数可以计算出刀片的功率，进而可以选定汽油机的型号。确定有关参数如下：
（1）刀片的切削力F=100N；
（2）刀片切削的最大半径R=50mm；
（3）刀片转速n=1500r/min；
（4）每级普通平带的传动效率1=0.94；
(5) 汽油机的效率；

图3-1 刀片示意图

3.1.1 汽油机的功率计算

3.1.2 选取的汽油机型号
查阅文献[7]，选择由上海三菱重工业（上海）有限公司生产的型号为GM182LN的汽油机，启动方式为反冲起动器或电起动器，额定功率P=3.3kw，额定转速n1=1800r/min,扭矩T=23.1N.m,外形尺寸为317.5×354.5×353mm，净重15.8kg。

3.2 普通V带传动系统的设计
普通V带传动系统的设计主要内容包括：带Ⅰ、带Ⅱ的设计以及相应带轮的设计。各带及带轮在传动机构中的位置如图3-2所示：

图3-2 带及带轮示意图图

由于带Ⅱ和带Ⅲ的设计要求一样，故只需设计带Ⅱ。
以下公式、查阅的图表如不特别说明，均来自文献[8]。

3.2.1 带Ⅰ的设计
（1）确定计算功率Pca1

表3-1工作情况系数KA

工 况
KA
空、轻载起动
重载起动
每天工作小时数/h
<10
10~16
>16
<10
10~16
>16
载荷变动微小
液体搅拌机，通风机，和鼓风机（≤7.5kW）、离心式水泵和压缩机、轻型输送机
1.0
1.1
1.2
1.1
1.2
1.3
载荷变动小
带式输送机（不均匀载荷）、通风机（>7.5kW）、旋转式水泵和压缩机、发电机金属切削床、旋转筛、剧木机和木工机械
1.1
1.2
1.3
1.2
1.3
1.4
载荷变动较大
制砖机、斗式提升机、往复式水泵和压缩机、起重机、磨粉机、冲剪机、橡胶机械、振动筛、纺织机械、重载运送机
1.2
1.3
1.4
1.4
1.5
1.4
载荷变动很大
破碎机（旋转式。颚式等）、磨碎机（球磨、棒磨、管磨）
1.3
1.4
1.5
1.5
1.6
1.8

由表3-1查得Ka=1.1，由文献中公式得

（3-1）

（2）选择普通V带的型号
根据Pca1=3.63kw，n1=1800r/min，查阅文献中普通V带选型图，选用A型普通V带。
（3）确定带轮的直径dd1和dd2
查阅文献，选取dd1=125mm，并且。
大带轮的直径为
根据普通V带轮的标准直径系列表，选取标准值dd2=150mm。
则实际的传动比
从动轮的转速为=1500r/min
从动轮的转速误差为：
在±5%的范围内，为允许值。
（4）验算带速V1
由带速公式得

（3-2）

=11.8m/s。
在5~30m/s的范围内，故带Ⅰ的速度大小合适。
（5）定带的基准长度Ld1和实际中心距ai
按结构设计要求初定中心距，由初选带传动的中心距公式得：

0.7（dd1+dd2）<a01<2(dd1+dd2) （3-3）
代入数据得： 192.5mm<a01<550mm
初定中心距为 a01=400mm
由带长公式得：

（3-4）

=1232mm
由V带的基准长度系列表查得，基准长度Ld1=1250mm
由实际中心距近似公式得

（3-5）

=409mm
中心距范围

（6）验算小带轮的包角的大小
由小带轮包角公式得

（3-6）

=177o

因为=177o>90o,故包角的大小合适。
（7）确定V带的根数Z1
根据dd1=125mm，n1=1800r/min,查文献中V带基本额定功率表，用插值法得：P01=2.255kw。
查文献中表得，带长度修正系数KL1=0.93。
查得包角修正系数Ka1=0.99。
根据传动比i=1.2，查V带额定功率的增量表得，。
由确定带的根数公式得：

（3-7）

圆整后得Z1=2。
（8）求初拉力F01及带轮上的压力FP1
查得A型普通V带每米质量q=0.10kg/m。
根据公式得单根V带I的最小初拉力为

（3-8）

=131.2N
对于新安装的V带Ⅰ，初拉力
带作用于轴上的压轴力公式为

（3-9）

=786.9N
（9）设计结果
对于带I,选择2根型号为A-1250GB/T11544-1997的皮带，中心距为ai=409mm，带轮直径dd1=125mm，dd2=150mm，轴上的压力FP1=786.9N。

3.2.2 带Ⅱ的设计
（1）带Ⅱ上的功率为
P1=P2==3.1kw
主动轮的转速为nI=1500r/min,从动轮的转速为nII=1500r/min。
（2）确定计算功率Pca2

表3-2 工作情况系数KA

工 况
KA
空、轻载起动
重载起动
每天工作小时数/h
<10
10~16
>16
<10
10~16
>16
载荷变动微小
液体搅拌机，通风机，和鼓风机（≤7.5kW）、离心式水泵和压缩机、轻型输送机
1.0
1.1
1.2
1.1
1.2
1.3
载荷变动小
带式输送机（不均匀载荷）、通风机（>7.5kW）、旋转式水泵和压缩机、发电机金属切削床、旋转筛、剧木机和木工机械
1.1
1.2
1.3
1.2
1.3
1.4
载荷变动较大
制砖机、斗式提升机、往复式水泵和压缩机、起重机、磨粉机、冲剪机、橡胶机械、振动筛、纺织机械、重载运送机
1.2
1.3
1.4
1.4
1.5
1.4
载荷变动很大
破碎机（旋转式。颚式等）、磨碎机（球磨、棒磨、管磨）
1.3
1.4
1.5
1.5
1.6
1.8

由表3-2得KA=1.1，
带Ⅱ上的功率为Pca2=KAP1==3.4kw
由于以下计算过程与上述相同，故略去。详细计算过程见附录一，这里只给出计算结果。
（3）计算结果
对于带II,选用2根A-1000GB/T11544-1997的皮带，中心距aI=300mm，带轮的直径ddI=125mm，ddII=125mm，轴上的压力FP2=769.2N。

表3-2 带明细表

型号
根数Z
中心距a/mm
轴压力Fp/N
带I
A-1250GB/T11544-1997
2
409
786.9
带Ⅱ
A-1000GB/T11544-1997
2
300
769.2

3.2.3 带轮Ⅰ的设计
由设计文献可知，当带轮基准直径时，带轮采用腹板式。
为了使V带工作面与带轮的轮槽工作面紧密贴合，V带轮轮槽的工作面夹角做成了34o<40o。
查文献[6]中表5.3-39得，带轮宽

B=（z-1）e+2f (3-10)
式中：z-轮槽数；
e-槽间距，mm；
f-槽边距，mm；
取e=15mm，f=11mm，代入数据得2轮槽的带轮宽度B1=37mm。
参照文献[8]中图8-14（b），即可得到V带轮的结构及尺寸公式，进而得到带轮Ⅰ的结构及尺寸如下图所示

图3-3 带轮Ⅰ的结构图

其中技术上要求铸造带轮的轮槽工作面不应有砂眼、气孔，其他部分不应有缩孔等铸造缺陷。

3.2.4 带轮Ⅱ的设计
带轮Ⅱ的设计步骤与带轮Ⅰ的相同，为了便于加工，带轮Ⅱ的结构、加工方法以及表面粗糙度均与带轮Ⅰ相同，不同的是带轮的基准直径，结构图如下

图3-4 带轮Ⅱ的结构图

3.2.5 带轮Ⅲ和Ⅳ的设计
由于带轮Ⅲ和Ⅳ的基准直径相同，安装处的轴直径相同（见下文），为了便于加工，取用和带轮Ⅰ完全相同的带轮。

3.3 刀片的设计
刀片是个核心部件，现在国产刀片的寿命一般在300h以上。其设计内容主要包括材料的选择、结构的设计以及加工工艺的制定。其在传动机构中的位置可见图3-5所示：

图3-5 刀片示意图

3.3.1 刀片材料的选择
刀片在高速的环境下工作，在剪切过程中，会受到很大的摩擦力和挤压力。因此，制造刀片的材料要具有较高的硬度、耐磨性及韧性，基于上述要求，查阅文献[6]中表2.8-38，选择牌号为W18Cr4V的高速工具钢作为刀片的材料。
W18Cr4V是应用最广的高速工具钢，其性能有：具有较高的硬度，热处理后硬度可达到63-66HRC,抗弯强度可达到3500MPa，易于磨削加工。优点：通用性好，工艺成熟。

3.3.2 刀片的结构设计
刀片的结构采用圆形的刀盘，两边装有两个对称的刀片，刀片是一次性铸造而成的，滚刀在高速旋转的同时与树干紧密接触，将树干一层层刨削掉。
由于刀刃有一个半径为30mm的弧度，能很好的锁紧树干，顺势把树枝割断，降低了撕裂度，增加了切口的平整度。其结构示意图如下：
. .
图3-6 刀片结构示意图

3.3.3 刀片加工路线的制定
高速工具钢的加工工艺已经成熟，完全可以加工出上述结构的刀片。刀具从选材到包装，经过精细打磨，需要30多道工序才能完成。
（1） 刀具制造工序流程
剪板（开料）→冲坯 →打唛→冲眼→调直→迫刀→热处理→水磨（单面、双面磨）→打砂（打刀背、打刀面、打刀柄）→抛光（机抛）→开刃口（机械开刃口）→打披锋→钉刀→注塑→批水口→改刀→打水磨砂带→除腊→表面处理。
（2） 刀具的热处理工艺
刀具的热处理工艺：根据刀具结构的特殊性及使用要求，对刀具进行热处理时需先进行调质处理，调质硬度28～32HRC。待半精加工完成后，再进行表面渗氮处理，渗氮层厚度0.4～0.6mm，硬度600～750HV。热处理后应保证刀具不变形，达到设计精度要求。

3.4 轴的设计和校核
本章轴的设计主要包括轴I、轴II、轴III和轴IV的设计及校核。各轴在传动机构中的位置见图3-7。

图3-7 轴示意图

3.4.1 轴Ⅰ的设计
（1）轴Ⅰ的设计计算
P4=P12=3.30.94=3.1kw
1）选择轴的材料，确定许用应力
由于我们设计的轴对材料无特殊要求，故选用45钢并经调质处理，由文献[8]中轴的常用材料及其主要力学性能表查得抗拉强度极限=640MPa，许用弯曲应力[]=60MPa。
2）按扭转强度估算轴的最小直径DI
查得A0=112cm。
由轴的直径公式可得

(3-11)
=
≈14.3mm
对于d100mm的轴，最小轴径处有1个键槽时，应将轴径增大5%～7%，为15.0mm～15.3mm。
取DI=20mm。
3）设计轴的结构并绘制机构草图
a.确定各轴段的直径
带轮的另一端需要轴肩定位，由DI=20mm，轴肩高度h1=（0.07～0.1）DI
=（1.4～2.0）mm。
取h1=3mm,则DII=DI+2h1=26mm。
直径为DII处的轴段是一轴环，轴环的宽度L11.4h1=2.4mm，取L1=26mm。
再由h2=（0.07～0.1）DII=（1.82~2.6）mm。
取h2=2mm，则DIII=DII+2h2=30mm，这段轴是用来安装轴承的。
查文献[6]中表4.2-57，初步选用型号为6406 GB/T 276-1994的轴承，轴承宽度B=23mm，轴承内圈安装尺寸damin=39mm，轴承内圈端面直径d≈48.6mm轴肩的高度。
取DIV=42mm，
第V段轴也是来安装轴承的，故DV=DIII=30mm。
轴承另一端需要轴肩定位，damin<DIV<d，综合考虑此处定位。
由于轴承的安装需要和刀片保持一定距离，取第VI段轴的直径为DVI=DII=26mm。
第VII段轴是用来安装刀片的，为了便于加工，取第VII段轴的直径为DVII=DI=22mm。
综上所述:
DI=DVII=20mm
DII=DVI=26mm
DIII=DV=30mm
DIV=42mm
b.确定各轴段长度
根据汽油机的高度及整机结构，确定轴Ⅰ的总长为400mm。
由上述带轮Ⅰ的设计可知，带轮Ⅰ的宽度B1=37mm。
查阅文献[6]中高强度垫圈表3.2-92（GB/T 3632-1995），垫圈选用钢结构用扭剪型螺栓用垫圈，最大厚度Smax=4.8mm。
直径为DI处的轴段主要是用来安装2个2轮槽的带轮轮槽的带轮，根据带轮宽度、垫圈的厚度以及安装的结构确定此处的轴长LI=140mm。
直径为DII处的轴段长度，可以根据设计经验，确定轴承端面和带轮的距离为LII=24mm。
直径为DIII处的轴段长度是轴承的宽度LIII=B=23mm。
直径为D7处的轴段是用来安装刀片，根据刀片的厚度、螺母的长度以及垫片的厚度确定轴长为LVII=50mm。
直径为D5处的轴段也是用来安装轴承，长度LV=23mm。
直径为D6处的轴段和D2处一样长LVI=24mm。
最后留下的轴长就是第4段轴的长度了，LIV=116mm。
轴Ⅰ的最终尺寸如下图所示：

图3-8 轴Ⅰ结构图
（2）轴Ⅰ的校核

图3-9 轴Ⅰ的作用力示意图
基于上述示意图，按照弯扭合成应力公式校核轴的强度。
以B为基点，由∑MB=0得：
FNC×139-Fp1×270+Fp2×208+Fr×84=0
由∑Fy=0得： Fr+FNB+Fp1-FNC-Fp2=0
式中：Fr=100N,Fp1=787N，Fp2=769N
代入数据解得：FNB=199.5N（↑）,FNC=317.5N(↓)
根据文献[9]中的知识，绘制的弯矩图和扭矩图如下

图3-10 轴Ⅰ力矩图
从弯矩图和扭矩图可以看出C点和D点是危险截面，需要校核。
C点在竖直面内：
弯矩： MVC=Fr×223+FNB×139≈50031N.mm
扭矩: TC=9.55×106×≈19737N.mm
由轴的弯扭合成强度公式得：

(3-12)
式中：≈0.6；
代入数据得： ≈19MPa<60MPa
D点在竖直面内：
弯矩： MVD=Fr×292+FNB×208-FND×69≈48789N.mm
扭矩: TC=9.55×106×≈19737N.mm
代入数据得： ≈47MPa<60MPa
故轴Ⅰ的设计满足要求。
(3) 轴承的选择和校核
因FNB<FNC，所以只要C处的轴承可用即可。
由FNC=317.5N,n2=1500r/min，查文献[6]，初选型号为6406 GB/T 276-1994的轴承，基本额定动载荷C=47500N。
由轴承的基本额定动载荷公式得：

(3-13)
式中:；
查阅文献[8]，取轴承的预期计算寿命Lh’=18000h。
查文献[8]，取载荷系数fp=1.8，则滚动轴承的当量动载荷。

代入数据得： C1=6718N<Cr
故6406滚动轴承满足轴Ⅰ的使用要求。
(4) 轴承的定位
三个轴承的轴向定位方式相同，现只设计轴I上的轴承定位。
首先设计了安装轴和轴承的支架，再根据轴承的外形尺寸而设计出了轴承座，最终将轴承座通过12个直径为7mm的螺栓固定在轴承支架上，进而就可以固定轴承了。轴承座的结构图如下：

图3-11 轴承座结构图
轴承在机架上的定位图如下：

图3-12 轴承座定位图
（5）键的选择
考虑到此处连接需要结构简单、装拆方便、对中性要好，故选用平键连接。查阅文献[6]中普通平键型式尺寸表5.1-32，选用键6×110GB/T 1096-2003的圆头普通A型平键。

3.4.2 轴Ⅱ的设计
（1） 轴Ⅱ的功率计算

1) 选择轴的材料，确定许用应力
因我们设计的轴对材料无特殊的要求，故选用45钢并经调质处理，其抗拉强度极限，许用弯曲应力[]=60MPa
由于以下的设计步骤和内容与轴Ⅰ相似，故这里只给出轴Ⅱ的结构图和校核的过程（详细的设计过程请见附录二）
2）轴Ⅱ的最终结构尺寸如下图所示：

图3-13 轴Ⅱ结构图
（2）轴Ⅱ的校核

图3-14 轴Ⅱ的作用力示意图

基于上述示意图，按照弯扭合成应力公式校核轴的强度
以B’为基点，由∑MB’=0得：
FNC’×139-Fp2×230+Fp2×193+Fr×84=0
由∑Fy=0得：
Fr+FNB’+Fp2-FNC,-Fp2=0
式中: Fr=100N,Fp2=769N
代入数据解得：FNB’=44.3N（↑），FNC’=144.3N(↓)
绘制的弯矩图和扭矩图如下

图3-15 轴Ⅱ力矩图

从弯矩图和扭矩图可以看出C’点和D’点是危险截面，但C’点轴的直径大于D’点的，所以只需要校核D’点
D’点在竖直面内：
弯矩： MVD’=Fr×277+FNB’×193-FNC’×54≈28458N.mm
扭矩: TC=9.55×106×≈18463N.mm

式中：≈0.6；
代入数据得： ≈38MPa<60MPa
故轴Ⅱ的设计满足要求。
(3）轴承的选择和校核
因FNB’<FNC’，所以只要C’的轴承可用即可。
由FNC’=144.3N,n3=1500r/min，初选型号为6406 GB/T 276-1994的轴承，基本额定动载荷C=47500N,

式中：；
取轴承的预期计算寿命=18000h。
取载荷系数fp=1.8，则滚动轴承的当量动载荷P2=F’NC fp =1.8×144.3≈260N。
代入数据得：C2=3054N<Cr。
故6406滚动轴承满足轴Ⅱ的使用要求。
(4） 键的选择
查阅文献，选用键6×90GB/T 1096-2003的圆头普通A型平键。

3.4.3 轴Ⅲ的设计
1）轴Ⅲ的功率计算

1) 选择轴的材料，确定许用应力
因我们设计的轴对材料无特殊的要求，故选用45钢并经调质处理，其抗拉强度极限，许用弯曲应力[]=60MPa
2）轴Ⅲ的最终尺寸如下图所示：

图3-16 轴Ⅲ结构图
（2） 轴Ⅲ的校核

图3-17 轴Ⅲ的作用力示意图
基于上述示意图，按照弯扭合成应力公式校核轴的强度
以b为基点，由∑Mb=0得：

FNc×139-Fp2×193+Fr×84=0
由∑Fy=0得：

Fr+FNb+Fp2-FNc=0
其中：Fr=100N，Fp2=769N
代入数据解得：FNb=138.3N（↑），FNc=1007.3N(↓)
根据材料力学中的知识，绘制的弯矩图和扭矩图如下

图3-18 轴Ⅲ力矩图
从弯矩图和扭矩图可以看出c点是危险截面，需要校核。
c点在竖直面内：
弯矩： MVc=Fr×223+FNb×139≈41524N.mm
扭矩: Tc=9.55×106×≈17190N.mm

式中：；
代入数据得： ≈16MPa<60MPa
故轴Ⅲ的设计满足要求。
（3）轴承的选择和校核
因FNb<FNc，所以只要c处的轴承可