甘蔗种植机毕业设计说明书.doc

甘蔗种植机机构设计说明书
第1章 引言
农业机械化是农业现代化的重要标志和技术撑点。但美中不足的是，全国各农业生产行业均有相应的生产机械，唯独甘蔗生产机械的研制与推广，几乎还在“零”起点上徘徊。甘蔗生产的种植、收获等主要环节，至令仍然延续几千年的手工操作方式，使蔗糖生产成为一个技术含量不高的落后产业，拖了中国农业现代化的后腿。
入世后，我国糖业市场已经成为世界糖业市场和重要组成部分，我国糖业正直接面对竞争激烈的国际糖市，面临国际糖市低糖价的严峻挑战。由于人工生产甘蔗劳动强度大、工效低、成本高，是甘蔗生产成本居高不下的主要原因，而甘蔗成本占了我国制糖总成本的比例高达70%，削弱了我国糖业在国际市场上的竞争力。
甘蔗是一年收获一次的热带和亚热带农作物，并且收获和种植为同一季节，即边收边种，所以需要大量的劳动力。近年来，由于城市化进程的加快，农业人中基数在逐步缩小，甘蔗垦区从事农业生产的劳动力严重缺乏，不得不花高价雇请大量外来民工从事甘蔗种植和收割的工作，大大地增加了生产成本，同时由于季节性地雇用大量民工，人员流动性大，难于管理，使当地社会治安不断恶化等一系列问题出现。更为严重的是，随着西部大开发战略的实施，使得来自西部欠发达地区的民工越来越少，由于雇请不到劳动力，使得部分不得不丢荒。可以说解决甘蔗生产劳动力不足，劳动强度大，成本高等一系列问题，一个有效的办法就是发展甘蔗机械化生产。从现实情况看，甘蔗生产机械化水平低已经成为制约我国糖业实现跨越式发展、较好地实现与国际市场接轨的瓶颈，只有突破这个瓶颈，我国制糖业才能实现产业化规模经营，而只有实现机械化、产业化规模经营，才能大大提高劳动生产率，改善甘蔗生产条件，降低甘蔗生产成本，提高国际竞争力。因此，开发、研制和推广技术先进、功能齐全的甘蔗机械及其配套技术，满足甘蔗生产发展的需要，就成了当前我国制糖来时不我待具有划时代意义的关键性任务。
据糖业年报报导，2004年我国甘蔗种植面积1710万亩，2003年食糖产量为1063万吨（1994年为602万吨），而食粮消费量为1200万吨，人均不到9公斤（世界平均为21公斤，欧美发达国家人均50公斤以上），随着国民生活水平的提高，食糖消费水平量将有较大的增长。另外，由于近年来石油价格的不断上涨，各国都在积极寻求新的替代能源，而酒精作为一种可再生的清洁能源，越来越受到人们的重视。我国是世界上主要石油进口国之一，油价的高涨给我国国民经济的发展带来了严重的影响崭家有关部门已经制定了在汽油中掺入10%酒精的相关政策。甘蔗作为制糖工业的主要原料和可和产酒精的能源作物，将在国民经济的发展中起到越来越重要的作用。由此可见，实现甘蔗生产机械化不仅有着巨大的用武之地，而且有着十分广阔的发展前景。而且开发研制甘蔗生产机械，将会极大地减轻蔗农的劳动强度，提高甘蔗的亩产量，增加蔗农收入，提高蔗农种植甘蔗的积极性，也是贯彻落实党中央关于“三农”问题的具体体现。
澳大利亚和欧美等发达国家在上世纪末已基本实现甘蔗生产全程机械化，大大地提高了劳动生产率和降低了甘蔗的生产成本（我国的甘蔗生产成本是澳大利亚的两倍）。我国在上世纪七、八十年代起就开始研制甘蔗种植机，工作过程是先用开沟犁开沟，人工将整条甘蔗种连续关入喂入筒，由两对输送胶辊夹持蔗苗关到沟内，由旋转的切割刀切断成断落入沟内，同时喷药消毒，然后施肥、回土，配套动力多为中型轮式拖拉机。但普遍存在如下问题：（1）对开弯曲的蔗种不易喂入，而我国主要蔗区因风害严重，甘蔗多数为弯曲；（2）若以蔗梢为蔗种，蔗种短且工效低，影响使用效果；（3）伤芽率高，由于切割是随意的，不可避免地会切伤蔗种。因面无法推广应用。而在上世纪九十年代我国农垦系统开始引进国外成套甘蔗生产机械（主要是美国和澳大利亚的），由于国外的甘蔗种植机械对于我国目前相对粗放的环境条件和现状存在着以下共同的问题：（1）机型大，要求种植行距1.4m—1.6m(而我国目前为1m—1.2m)；（2）国外的甘蔗种植机均属牵引式，转弯半径大（6m以上），田间地头需要人工配合种植的面积较多；（3）漏播率和伤芽率高（两者加起来达12%--20%）。
为了解决以上问题，我国已投入了大量人力物力，值的高兴的是，一种多功能自动化甘蔗种植机已由湛江市一农机制造企业研发成功，并通过了农业部热带作物机械质量监督检验测试中心的实操检验，经鉴定该技术填补了国内空白。
　　这种甘蔗种植机能一次性进行开沟、施肥、排种、喷除草剂、覆盖地膜等种植工序，施肥和排种较均匀，开沟质量和覆盖地膜质量可靠，能大大减轻劳动强度。特别是适用于大面积甘蔗种植作业。经多次试验表明，每亩增产500－1000公斤，约增产10％－20％。而机械种植成本仅为10元／亩，大大低于55－60元／亩的人工种植费。

第2章 创新设计概述
2．1主要研究内容
拟研制适合我国甘蔗产区的多功能机电一体化甘蔗种植机，用于种植已切割成段的蔗种，需要重点研究的内容是：
（1）我国甘蔗生产区地处西南部丘陵地区，种植环境较复杂，尤其是在阴雨天，土壤的承重能力较差，因此要解决好种植机牵引与行走的问题。
（2）由于蔗种粗细不均且弯曲，在种植时要求不能损伤蔗芽，需解决如何将杂乱无章、不规则的蔗种均匀、有序地排列到蔗沟的难题。
（3）根据深耕浅种的农艺要求，甘蔗种植有深开沟、回土、下肥、覆薄土、排种、喷灌、培土、覆盖地腊、压膜、喷除草剂等道工序，需解决如何能准确、协调地一次性完成所有种植工序。
（4）需解决国外种植机转弯半径大的难题。
2．2以上甘蔗种植机的总体分析
为进一步改进设计，现分析以上甘蔗种植机优缺点。
（1）整机按照功能联合、结构组合、性能综合的技术思路进行设计，能一次性地完成两行甘蔗种植，作业效率高，完全适合我国甘蔗种植环境和符合农艺要求；
（2）排种、排肥装置固定于车厢上，使蔗种、肥料装载量大，且施肥位置较合理，有得蔗苗的根系及时吸收肥料中养分，保证蔗苗的生长速度；
（3）采用自走式设计方案，行走并转采用橡胶履带，使转弯灵活、半径小，对地面压力小，不易使土壤板结，适合各种土壤条件作业，且可在公路上行驶，转移较方便；
（4）地膜拉力平衡、松紧一致，使蔗芽容易穿透地膜，蔗种比人工种植早发芽，特别适用于抗旱种植；
（5）采用复合犁，一次必完成所有种植工序；
（6）排种装置采用人工喂种，自动化程度不高，影响效率提高，劳动强度大。
通过以上分析，现有甘蔗种植机在农艺上已基本满足生产需要，但在结构上还有所不足，在以下内容中，本文将就机构进行改进设计。

2.3 对甘蔗种植机的改进方案
现有种植机的所有传动都采用机械传动，体积大，结构复杂而且传动的效率比较低。
（1）全新设计后所有的技术指标都不低于现有机型的技术指标。具体参数以现有机型为依据进行设计，所有驱动装置都采用液压系统，通过一台四缸柴油发动机提供动力
总体示意图：

图2-1 总体示意图
（2）采用整体机架设计，实现机架的承载、传力、连接各功用。在满足强度和刚度要求的条件下重量尽量轻，且制造工艺简单，快速，成本低。
（3）系统采用履带，液压马达驱动行走机构，对其进行机构设计。在满足使用要求的前提下系统重量尽量轻，制造工艺简单，整体布局合理，制造成本低。

第３章 甘蔗种植机的柴油机选择

3．1计算功率
根据实际情况，柴油机主要功率在3个犁上，犁耕作业所许的拖拉机牵引力为：
Kgf
式中：z---犁铧数
---单体犁铧宽度（cm）
---耕深（cm）
k---土壤比阻 ，由《机械工程手册》查得k=0.7。
Kgf
选择为2500 Kgf
犁耕作业所需拖拉机发电机的功率计算：
=70.488.6马力
式中：---基本工作挡发挥出额定牵引力时的实际速度
《查机械工程手册》得=6
---牵引效率，查《机械工程手册》得=
因此，选择发动机功率在100马路左右边能保证次机器在各种复杂环境下的工作要求。
3．2 发动机的选择
根据以上的数据，本种植机选用中型柴油机。参照人民邮电出版社任致程编《农用柴油机原理使用及维护》选用东风135系列电启动中型柴油机即可满足要求。
主要参数见下表3-1：
表3-1 发动机的主要参数
型号

汽缸数
4
4
汽缸排列
单行方式
单行方式
汽缸直径（mm）
135
135
活塞行程
140
150
冲程数
4
4
燃烧室形式
“W”形直接喷射式
“W”形直接喷射式
压缩比
16.5
17
活塞总排量（L）
8
8.6
12
小
时
功
功率（KW
58.8
73.5
转速（R/Min）
1500
1500
平均有效压力（千帕）
588
686.5
活塞平均速度m/s
7
7.5
率
燃油耗率g/Kw*h
<=232.5
<=232.5
机油耗率
<=2.72
<=2.72
持续功率
功率KW
53
76.2
转速（r/min）
1500
1500
可配电机功率（KW）
40.50
50
调速率
<=5%
<=5%
主轴转向（面向输出端）
逆时针
逆时针
启动方式
电启动
电启动
冷却方式
闭式循环水冷却
闭式循环水冷却
净重Kg
870
870
外形尺寸（长*宽*高）
1250*777*1235

3．2．1 柴油与机油的选用
甘蔗种植机适用在热带亚热带的甘蔗生产区，在此地区，夏季气候炎热，应选用轻柴油，一般说来夏季应用0号柴油，冬季可用-10号柴油。机油可选用CA-40（老牌号为HC-14）号机油。
3．2．2 增压器
下面介绍东风135系列柴油机特有的J11型废气涡轮增压器。此增压器能有效的利用柴油机排出的废气脉冲能量驱动径流式涡轮，带动与涡轮同轴的离心式压气机叶轮高速旋转，使空气压力升高，并由柴油机的进气管进入汽缸，提高柴油机的充气量，可供更多的柴油燃烧，从而提高柴油机的输出功率与经济性。135增压柴油机与普通柴油机相比，功率一般可提高50%--60%，降低燃烧耗率5%--6%，并可用于废气净化忽然高原功率补偿。
表3-2 J11废气涡轮增压器的主要技术参数
型号
J11
允许连续运行的最高速度
60000r/min
最高转速
72000r/min
最高压比
2.7（带无叶扩充器）
无论前最高使用温度
650°C （不超过1小时）
空气流量
压比在1.5时流量为0.17—0.40Kg/s
空气流量
压比在2.0时流量为0.25—0.55Kg/s
表内所列空气流量与压比的数据均为增压器配套的数据，增压柴油机的空气流量和压比应视不同型号的增压柴油机而定。
3．2．3 电启动中蓄电池选择
充电发电机 ： 3JF500A（4缸用）
蓄电池：选用20GNG20型
此蓄电池为烧结式镉镍碱性蓄电池
性能参数见表3-3：
表3-3 蓄电池性能参数
型号
20GNG20
额定电压
24V
额定容量
60Ah
最大外型尺寸
长（mm）
270
宽（mm）
256
高（mm）
224
最大重量（Kg）
24.5
瞬间输出功率
11.0KW
恒定浮充电压
28.5V

3．3马达的选用
本设计中野鸭马达通过花键直接驱动行走系，祛除了传统上农业机械靠机械传动的方法。使得传动结构简单，传动效率高。根据《机械设计手册》马达性能表如3-4
马达性能参数表3-4

选择XQM3-250型马达

第４章 甘蔗种植机机构设计
4．1 驱动轮
行走机构的驱动主要是靠驱动轮与履带啮合而驱动的。
驱动轮节圆直径通常为Dq=（75～85）。在本设计中取
Dq=430.25～500.95
在本设计中取Dq为450。

图4-1
为缩短履带驱动段的长度以减少行走系功率损耗与履带等零件的磨损，同时便于将驾驶室布置在后方，使驾驶员能照管农具，此车选择驱动轮后置。

4．2履带
此车选用刚度和强度较好的组合式履带，目前履带节距t1大体在（100～320mm）范围内，通常情况下，t1=（17.5～23）,本设计中选择
t1=123.725～162.61mm
本设计中取t1，式中t1以mm计；
Gs---拖拉机使用重量（不带机具），Gs以Kgf计。
选择t1=15除考虑机重外,尚需考虑接地压力分布和行使不均匀性.加大节距有利于接地压力分布均匀,减小节距可改善行使平顺性。
4．3 支重轮
支重轮一般为铸刚件或锻刚件，材料为50Mn，50MnSi，轮缘表面淬火，硬度HRC53～60，淬硬深度不小于4mm。通常Lz-q=(2.3～2.6) t1, 尽量减小Lz-q可缩短履带驱动段长度并改善纵向稳定性。
支重轮的作用的支承并分散机体重量，防止履带横向滑脱,支重轮轮橼上带有凸橼，卡住履带链节。凸橼根部岁拖拉机功率增大而加厚.在本设计中.选根部厚δ为20，凸缘侧面角可减小凸缘与链节之间的摩擦力，选 =
其中lz-q最履带与驱动轮的啮合部分。
Φ2通常为20～40 ，即保证在松软的地面的接地压力，又减少了滚动阻力和在硬路面转向阻力。
为保证接地压力均匀，支重轮等距分布，一般Lz=(1.4～1.7) t1，支重轮直径D Z=(１.５～１.７) t1，在本设计中,
Lz=15

图4-2
在本设计中,取Lz，DZ均为150，每侧支重轮为i=8个

4．4 履带张紧轮
履带张紧轮(引导轮,前进轮,导向轮)和履带前倾向叫Φ1。
为便于上方区段履带顺势下滑,履带销在张紧轮上端位置比驱动轮节圆上端低10～60mm．Ｆ端的ho一般为10～60mm.相应的Φ1应不小于10.在此范围内选择尽可能大的张紧力.张紧轮承受的力很大，材料的选择应于驱动轮相同。
4．5 托轮
驱动与张紧轮轴距在2.4m左右,每侧托轮数it=1.托轮大约距中位置,托轮高度使履带上方区段大致一条直线上,选托轮直径Dt与DZ相同.拖轮选择于支重论相同的结构，在负载等各方面，支重轮的要求都比托抡要高，所以选择拖轮于支重轮相同一定回满足拖轮的要求，并且在更换等各个方面也方便。
4．6 橡胶减振块
广泛采用中等硬度橡胶块,参照上海科学技术文献出版社《拖拉机设计和计算》. 选用许可压应力为25～50kgf/cm2。 许用煎应力为10～20 kgf/cm2 的橡胶.橡胶减振块为圆柱状，每侧个有8个减振块。因此可推导出每个减振块负静载荷156kgf，按160kgf计算。
=27.5 kgf/cm2
kgf/cm2
其中：==78.5c
==4396
f为挠度及变形cm，在这里去f不大于5cm
h为橡胶块高，高为8cm
为橡胶块偏移角，一般不大于
K=3+4.935=3.4823.5
==0.3125
由上述计算可知该橡胶块符合要求。

第5章 轴的强度校核
5．1 支重轮连接轴的材料选用和结构计算
5．1．1轴的材料选用
轴的材料种类很多，设计时应主要根据对轴的强度、刚度、耐磨性等要求，以及为实现这些要求而采用的热处理方式，同时考虑制造工艺问题加以选用，力求经济合理。本设计中，支重轮连接轴是很重要的轴，支撑着机体和蔗种的全部重量，其结构如图５－１。
图５－１　支重轮的连接
设拖拉机重量和蔗种重量之和G，则轴的受力分析如图５－２。

图５－２　轴的受力分析
根据40Cr作为轴材料的特点：用于载荷较大，而无很大冲击的重要轴以及履带式拖拉机的应用范围和工作条件。该轴选用40Cr作为材料，其主要力学性能如下表5-1。
表5-1 40Cr的主要力学性能
材料型号
热处理
毛坯直径
硬度（HB）
抗拉强度（δb）Mpa
屈服点（δb）
许用净压力
40Cr
调质
≤100
241～286
75
550
300
该轴结构较简单，可采用圆钢棒或锻坯制造。
５．1．2轴的结构设计
由单个轴的受力及长度，作出其弯矩图，如图5-3。
G=（3500+1000）×9.8=44100（N）
所以
F1=F2=

图５-3 弯矩图
设轴的最小直径为d，安全系数n=4，则
（MPa）
推出，解得
即d≥16.5mm，取d=20mm

第6章 轴承及键的选择与校核
６．1支重轮轴承的选择
６．1．1轴承类型的选择
支重轮支承所选用的是滚动轴承，但滚动轴承有不同结构类型。由于不同的结构特性，可以适应不同的使用条件。滚动轴承是现代机器中广泛应用的部件之一，它是依靠主要元件间的滚动接触来支承转动零件的。与滑动轴承相比，滚动轴承具有磨擦阻力小，功率消耗少，起动容易等优点。常用的滚动轴承绝大多数已经标准化，并由专业工厂大量制造及供应各种常用规格的轴承，设计中只需根据具体工作条件正确选择即可。滚动轴承的正常失效形式是滚动体或内外圈滚道上的点蚀破坏。这是在安装、润滑、维护良好的条件下，由于大量重复地承受变化的接触应力所致。单个轴承，其中一个套圈或滚动体材料首次出现疲劳扩展之前，一套圈相对于另一套圈的转数称为轴承的寿命。轴承点蚀破坏后，在运转时通常会出现较强烈的振动、噪声和发热现象。
除了点蚀以外，轴承还可能发生其它多种形式的失效。例如，润滑油不足使轴承烧伤；润滑油不清洁而使滚动体和滚道过度磨损；装配不当而使轴承卡死、胀破内圈、挤碎内外圈和保持架等。这些失效形式虽然是多种多样的，但一般是可以而且应当避免的。所以不能根据这些失效形式来建立轴承的计算理论和公式。对于重要用途的轴承，可在使用中采用在线监测及故障诊断的措施，及时发现故障并更换失效的轴承。
通常选择轴承类型时应综合考虑下列各主要因素：
6．1．2载荷情况
载荷是选择轴承最主要的依据，通常应根据载荷的大小、方向和性质选择轴承。
（１）载荷大小
一般情况下，滚子轴承为线接触，承载能力大，适用于承受较大的载荷，这也是本设计选用滚动轴承的原因之一。
（２）载荷方向
因为支重轮只承受径向力作用，所以宜选用深沟球轴承。
（３）载荷性质
支重轮所受冲击载荷不大，所以深沟球轴承就可以满足条件。
（４）高速性能
由于球轴承比轮子轴承有较高的极限转速，故在高速时应优先考虑选用球轴承。径向载荷不大时，选用深沟球轴承。
（５）轴向游动性能
一般机械工作时，因机械产生摩擦或工作介质关系而使轴发热，从而有热胀冷缩产生。而支重轮轴承轴向游动性不大，所以可以不考虑其轴向游动性。
6．1．3调心性能
支重轮轴承的选用中，轴的刚度较大，变形小，也无多支点轴，所以不用考虑其调心性。
6．1．4安装与拆卸方便
在选用轴承结构类型时应力求装拆方便。所选用的深沟球轴承安装与拆卸具有装拆方便性能，其特性如表6-1。
表６-1 深沟球轴承的特性
深沟球轴承
一 般 特 性
1． 额定动载荷比为1
2． 能承受一定的双向轴向载荷
3． 轴向位移限制在轴向游隙范围内
4． 极限转速高
由于d=20mm，选用CA-6405型轴承，GBPT276。
安装尺寸da=27.0mm，Da=65.0mm，基本尺寸：d=20，D=72，B=19。
6．1．5 对滚动轴承寿命的计算
根据GB/T6391-1995，滚动轴承的基本额定寿命L10可由下式计算：

式中： L10——基本额定寿命（106转）；
C——基本额定动载荷（N）；
P——当量动载荷（N）；
ε——寿命指数（球轴承ε=3）
对于球轴承，基本额定动载荷Cr=26.2×10³（N），

所以

根据《机械设计师手册》GB/T276—1994选择深沟球轴承6000。
特点及应用：结构简单，使用方便，是生产批量最大，使用最广泛的一类轴承。主要用于承受径向载荷，也可承受一定的轴向载荷。当周哦成的径向间隙加大时，具有角接触球轴承的功能，可承受较大的轴向载荷。此类轴承摩擦系数小，极限转速高。在转速较高不宜采用推力球轴承的情况下也可用此类球轴承承受纯轴向载荷。
6．2 驱动轮轴承的选择
驱动轮为中载荷轮，支承所选用的一定要是滚动轴承，但滚动轴承有不同结构类型。由于不同的结构特性，可以适应不同的使用条件。滚动轴承是现代机器中广泛应用的部件之一，它是依靠主要元件间的滚动接触来支承转动零件的。与滑动轴承相比，滚动轴承具有磨擦阻力小，功率消耗少，起动容易等优点。常用的滚动轴承绝大多数已经标准化，并由专业工厂大量制造及供应各种常用规格的轴承，设计中只需根据具体工作条件正确选择即可。滚动轴承的正常失效形式是滚动体或内外圈滚道上的点蚀破坏。这是在安装、润滑、维护良好的条件下，由于大量重复地承受变化的接触应力所致。单个轴承，其中一个套圈或滚动体材料首次出现疲劳扩展之前，一套圈相对于另一套圈的转数称为轴承的寿命。轴承点蚀破坏后，在运转时通常会出现较强烈的振动、噪声和发热现象。
除了点蚀以外，轴承还可能发生其它多种形式的失效。例如，润滑油不足使轴承烧伤；润滑油不清洁而使滚动体和滚道过度磨损；装配不当而使轴承卡死、胀破内圈、挤碎内外圈和保持架等。这些失效形式虽然是多种多样的，但一般是可以而且应当避免的。所以不能根据这些失效形式来建立轴承的计算理论和公式。对于重要用途的轴承，可在使用中采用在线监测及故障诊断的措施，及时发现故障并更换失效的轴承。
6．2．1 通常选择轴承类型时应综合考虑下列各主要因素
（1）载荷情况
载荷是选择轴承最主要的依据，通常应根据载荷的大小、方向和性质选择轴承。
（2）载荷大小
（3） 一般情况下，滚子轴承为线接触，承载能力大，适用于承受较大的载荷，这也是本设计选用滚动轴承的原因之一。
（4）载荷方向
因为支重轮只承受径向力作用，所以宜选用深沟球轴承。
（5）载荷性质
支重轮所受冲击载荷不大，所以深沟球轴承就可以满足条件。
（6）高速性能
由于球轴承比轮子轴承有较高的极限转速，故在高速时应优先考虑选用球轴承。径向载荷不大时，选用深沟球轴承。
（7）轴向游动性能
一般机械工作时，因机械产生摩擦或工作介质关系而使轴发热，从而有热胀冷缩产生。而支重轮轴承轴向游动性不大，所以可以不考虑其轴向游动性。
（8）调心性能
支重轮轴承的选用中，轴的刚度较大，变形小，也无多支点轴，所以不用考虑其调心性。
（9）安装与拆卸方便
在选用轴承结构类型时应力求装拆方便。所选用的深沟球轴承安装与拆卸具有装拆方便性能，其特性如表6-2。
表6-2 轴承特性
深沟球轴承
一 般 特 性
i. 额定动载荷比为1
ii. 能承受一定的双向轴向载荷
iii. 轴向位移限制在轴向游隙范围内
iv. 极限转速高
由于d=20mm，选用CA-6405型轴承，GBPT276。
安装尺寸da=44.0mm，Da=91.0mm，基本尺寸：d=35，D=100，B=25。
6．2．2对滚动轴承寿命的计算
根据GB/T6391-1995，滚动轴承的基本额定寿命L10可由下式计算

式中： L10——基本额定寿命（106转）；
C——基本额定动载荷（N）；
P——当量动载荷（N）；
ε——寿命指数（球轴承ε=3）。
对于球轴承，基本额定动载荷Cr=116.8×10³（N），
故
所以

其中为2500 Kgf，
为种植机前进中的阻力。
根据《机械设计师手册》GB/T276—1994选择深沟球轴承6000。
特点及应用：结构简单，使用方便，是生产批量最大，使用最广泛的一类轴承。主要用于承受径向载荷，也可承受一定的轴向载荷。当周哦成的径向间隙加大时，具有角接触球轴承的功能，可承受较大的轴向载荷。此类轴承摩擦系数小，极限转速高。在转速较高不宜采用推力球轴承的情况下也可用此类球轴承承受纯轴向载荷。
6．3 平键的选择
平键是一种标准零件，通常用来实现轴与轮毂之间的周向固定以传递转矩，有的还能实现轴上零件的轴向固定或轴向滑动的导向。键联接的主要类型有：平键联接、半圆键联接、楔键联接和切向键联接。普通平键的的两侧面是工作面，工作时，靠键同键槽侧面的挤压来传递转矩。键的上表面和轮毂的键槽底面间则留有间隙。平键联接具有结构简单、装拆方便、对中性较好等优点，因而得到广泛应用。这种键联接不能承受轴向力，因而对轴上的零件不能起到轴向固定的作用。普通平键按构造分，有圆头（A型）、平头（B型）及单圆头（C型）三种。圆头平键宜放在轴上用键槽铣刀铣出的键槽中，键在键槽中轴向固定良好。缺点是键的头部侧面与轮毂上的键槽并不接触，因而键的圆头部分不能充分利用，而且轴上键槽端部的应力集中较大。平头平键是放在用盘铣刀铣出的键槽中，因而避免了上述缺点，但对尺寸大的键，宜用紧定螺钉固定在轴上的键槽中，以防松动。单圆头平键则常用于轴端与毂类零件的联接。平键联接传递转矩时，联接中的各零件主要受力有挤压和剪切。对于采用常见的材料组合和按标准尺寸的普通平键联接，其主要失效形式是工作面被压溃。除非有严重过载，一般不会出现键的剪断，因此，通常只按工作面上的挤压应力进行强度校核计算。
6．3．1选择键联接的类型和尺寸
根据本设计的要求，之中轮没有很的扭矩要承受，不必要选择花键。选用平键联接，由于槽轮不在轴端，故选用圆头普通平键（A型）。参见（濮良贵,纪名刚. 机械设计.北京：高等教育出版社，2001）P105，从表6-1中查得键的截面尺寸为：b=10mm，高度h=8mm。由轮毂宽度并参考键的长度系列，取键长L=40mm（比轮毂宽度小些）。
轴径：d=25；
键的公称尺寸如下： b=10(h9 0 -0.036) ，
h=8(h11 0 -0.09) ， L=40mm(h14)；
键槽尺寸： t=3 ， 公差(+0.1 0) ， t1=2.3 公差(+0.1 0)， b=8；
轴： d=25 (0 -0.036) ，槽长L=42(H14 +0.36 0) 。
6．3．2校核键联接的强度
键的材料是钢，由P104表6-2查得许用挤压应力，取平均值，。键的工作长度,键与轮毂键槽的接触。由式（6-1）可得

故键的选择合适。键的标记为：键 GB/T 1096-1979。
6．4 花键轴的选用校核
驱动轮承载的载荷很大，在转动过程中，受到很大的扭矩，用一般平键是根本满足不了需求的，因此选择花键轴用在驱动轮上。根据要求本设计选择矩形花键，矩形花键的特点是多齿工作，承载能力高，对中性好，导向性好，齿根较浅，应力集中较小，轴与轮毂强度削弱小。并且矩形花键加工方便，能用磨削方法获得较高精度。此类花键应用广泛，如：飞机，汽车，拖拉机，机床制造业，农用机械及一般机械传动装置。
6．4．1花键的选择
根据《机械设计师手册》GB/T1144—1987选择花键。
其基本尺寸参数见表6-3。
表6-3 花键基本尺寸
小径
72
规格

键数N
10
大径D
82
键宽B
12
6．4．2花键轴的校核
应力的计算公式：

其中： T-------转矩；
-----各齿间载荷不均匀系数，通常取；
z-------齿数；
-----齿的工作高度（mm）；
------齿的工作长度（mm）；
------平均直径（mm）。
矩形花键：

c-------倒角尺寸。

花键许用应力见表6-4。
表6-4 花键许用应力
许用应力
使用和制造情况
齿面热处理情况
齿面未经热处理
齿面经过热处理

不良
35～55
40～
中等
60～100
100～140
良好
80～120
120～200
很显然，在本设计中选用良好制造并且齿面经过热处理的花键轴。

第７章 机架的设计
7．1 机架的作用
机架是安装发动机，液压泵等的部件，也是连接两边行走系的重要部件。现有机构是把机架安放在横梁上，在本次设计中，为简化结构，全新设计后机架直接安装在行走系的大梁上，用大梁固定安装行走系。机架示意图如图7-1。

7．2 机架薄弱点的校核
机架薄弱点在支撑点处，对该点记性校核。根据湛江火车站车辆段实习中所采用的车架结构，所选用的支撑架受力图如图7-2。

图7-2 支撑架受力图
机架材料为优质结构钢中的40Mn，起抗拉强度=，取安全系数n=5。发动机重量是870千克，机架自重，附带工具及其携带的甘蔗种共重1000千克。
所以

又由公式：
其中：F=4581.5（N），L=0.2（m），b=h=0.1（m）

由以上验算可知该结构及尺寸合理。
7．3 发动机安装支架的校核
发动机安装在机架的前段，其上面的驾驶室。发电机有4个安装支座，每个支座有两个螺孔，用螺栓把发电机固定在机架是面。支架结构如图7-3。

图7-3 支架结构
支架薄弱点在支撑点处，对该点记性校核。所选用的支撑架受力图如图7-4。

图7-4 支撑架受力图
机架材料为优质结构钢中的40Mn，起抗拉强度=，取安全系数n=5。发动机重量是870千克，由4个支架公共。
所以

又由公式：
其中 F=2131.5（N），L=0.2（m），h=0.06（m），b=0.2。

由以上验算可知该结构及尺寸合理。

参考文献

[1] 濮良贵，纪名刚．机械设计．北京：高等教育出版社，2001．
[2] 刘鸿文．材料力学．北京：高等教育出版社，1992.9．
[3] 廖念钊．互换性与技术测量．北京：中国计量出版社，2000.1．
[4] 杨培元，朱福元．液压系统设计简明手册．北京：机械工业出版社，1999．
[5] 王焕庭，李茅华．机械工程材料．大连：大连理工大学出版社，2000.5．
[6] 张力真，徐允长．金属工艺学实习教材．北京：高等教育出版社，2001．

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