机械毕业设计(论文)-葡萄覆土机的设计【全套图纸】 .doc

机械毕业设计（论文）-葡萄覆土机的设计【全套图纸】 .doc
葡萄覆土机的设计
摘要：葡萄覆土装置的研制，是为解决我国北方地区葡萄藤冬前覆土掩埋全部由人工手工作业劳动强度大、生产效率低而国内又没有适用专用机具的难题。

本文从农业机械设计的角度，阐述了该机具研究开发的目的、葡萄埋藤作业的农业技术条件、机具设计的依据、机具作业的工作原理、机具的总体结构设计和抛土换向机构等关键零部件的设计和计算，并对该机具的进一步完善设计提出了改进方案。

关键词:葡萄覆土机；设计计算；抛土换向
The Design of Grape Covering Soil Device Abstract: Development of grape covering device, is to solve the
problem of vines in North China before winter soil buried all by
manual operation labor intensity, low production efficiency and the
domestic and no special tools for. This paper from the agricultural
machinery design point of view, expounds the equipment research and
development, equipment design basis, implement work principle,
equipment overall structural design and throwing soil reversing
mechanism as the key parts of the design and calculation, and the
further improvement of the proposed equipment design the improved
scheme.
Key words:Grapevine burying machine；Design calculation；Throwing soil chang
前言
葡萄是我国重要的果品之一。

近些年来，随着农业产业结构调整的深化，葡萄种植业在我国有了快速的发展。

在新疆、辽宁、天津和北京等地，种植品种和规模都在逐年扩大。

葡萄种植面积的增大、产量的提高，极大地丰富了市场，也成为农民脱贫致富的一条有效途径。

但长期以来，葡萄的种植管理等生产环节中，大都以人工手工作业为主，劳动强度大、生产效率低、生产成本高，这严重制约了葡萄产业化的发展进程。

而在我国北方地区，尤以葡萄藤的冬前掩埋为最突出的需要机械化解决的问题。

1 葡萄覆土机的发展现状
1.1 葡萄覆土机特点
当前，国内生产的葡萄埋藤机有以下几种主要机型： 1MP-500型多功能葡萄埋藤机3LG型葡萄埋藤旋耕多用机、100PF-A型葡萄越冬覆土机、3MT-1.8型越冬覆土埋藤机、 PMT-75型葡萄埋藤机、MT200-2葡萄埋藤机。

这些葡萄埋藤机，从工作原理上看，主要分两大类：一类是取土+输送覆土；另一类是旋耕取土直接抛送覆土。

两大类各有特点，适应不同的葡萄埋藤作业要求。

第一类采用取土+输送覆土工作原理的葡萄埋藤机，工作时，将旋送的土经纵向输送、横向输送到达需要掩埋的葡萄藤上，实现埋藤。

这类葡萄埋藤机具，优点是适宜于较宽的葡萄种植行距，埋藤覆土高度较高，取土沟可以距离葡萄根部较远。

缺点是作业效率较低，地头转弯大。

第二类采用旋耕取土直接抛送覆土工作原理的葡萄埋藤机，工作时，直接旋耕抛土到双侧绑好的葡萄藤上，实现覆土作业。

优点是机具只工作一遍，即可完成埋藤作业，埋藤作业效率大大提高，适应一定的行距范围。

缺点是仅适应葡萄单篱架种植、固定行距且行距较为一致，最高埋土高度在0.3米。

其中，手扶单侧埋藤机可以适宜葡萄单篱架种植，行距在 1.5米较小地块的葡萄埋藤作业。

葡萄种植用户可以根据自己葡萄种植的具体情况，冬季气温条件来选择使用葡萄埋藤机。

1.2 葡萄覆土机的现状
随着农业种植业结构调整，葡萄种植业发展迅速，其不仅丰富了市场，满足了人们的消费要求和工业原料要求，且农民的收入获得较大幅度的增加。

但是目前葡萄生产基本处于人工作业阶段，葡萄藤冬剪后须下架进行冬前掩埋，以防风干。

其劳动强度大、效率低、作业质量差，是一项时效性强的作业，影响了葡萄种植业的进一步发展。

据了解国外基本选择在气候适宜的地域种植，无须葡萄藤掩埋，也没有相应的机械可以借鉴，国内目前尚无专门的葡萄藤越冬掩埋机。

2000年我国成立了课题组开始埋藤机的研究。

根据旋耕机工作原理由动力驱动并切削土壤，加上抛土功能，使其堆土形状达到所需要的位置，埋藤后再浇水漫灌，目的是保墒，以防风干。

2 整机总体方案的设计
2.1 设计思想
本课题是以机器经济性好、人性化设计、环境友好性好、可靠性高、寿命长、结构简单、易于维修等为设计思想。

2.2 主要结构确定
主要组成部分如图1所示，考虑到葡萄行间土壤较坚实，铲土与送土所需动力较大，且拖拉机宽度受葡萄种植行距的严格限制，因此，本次设计选择SH-500型轮式拖拉机作为基本配套动力机型。

整机结构简单、外型美观、制造容易、强度可靠、安全系数高；尽量选用国家标准件及通用零部件；机具使用、调节、维护方便，使用可靠，便于安装和挂接。

整机采用三点全悬挂正牵引式作业方式。

机具前部挖沟取土，通过两级输送机构将土壤提升并抛送到机具一侧。

机具的升降由拖拉机的液压操纵手柄来完成。

机具的取土深度亦即埋藤覆土量由机具限深地轮的深浅来调整。

整机主要组成部分是悬挂牵引机架、动力输入变速箱、挖沟集土铲、纵向输送器、可换向横向输送器、抛土换向器、支承限深地轮、抛土距离控制板等部分组成。

1.拖拉机
2.悬挂架
3. 主变速箱
4.集土铲
5.换向器
6.纵向输送器
7.
限深轮 8. 横向输送器
图1 机组总体结构示意简图
2.3 覆土机的工作原理
覆土机在作业时，拖拉机动力输出轴经主变速箱为纵向和横向输送机构提供动力。

在拖拉机前进动力的牵引下，与地面保持一定入土角的挖沟集土铲被强制入土，在两藤行间刮取一定深度和宽度的土壤，集中并流向集土铲后下部的向后上方倾斜一定角度的纵向输送带上，经输送带提升、输送到可左右换向并距离地表有一定高度的横向输送带上，横向输送带在一定的转速下连续地将土壤抛向机具一侧。

横向输送带两侧的抛土挡板可由机手根据机具作业实际需要抽拉并限定在合适位置，使机具抛出的土壤能够集中覆盖到需掩埋的藤蔓上，最后由置于机后一侧的整形镇压器仿形镇压，成为符合埋藤农艺要求的梯形土埂。

抛土换向器经机手在地头换位，可使横向输送带实现左右方向的抛土换向。

2.4 整机总体方案的确定
由前章所述，整机的布置如上图所示。

按照此方案，本次设计确定以方案为准，并根据方案拟定整机的整体布置，具体布置如下图所示。

图2 总体结构简图
根据方案图所示，本次设计中的主要部分为右边的部分，换向器以及横向和纵向输送的部分，并且由拖拉机连接来的主传动系统装置。

拖拉横向
纵向集
换向
3 主要零部件的设计
3.1 传动路线及速度确定
图3 主传动系统结构图
本次葡萄覆土装置的主传动结构如上图所示，序号1为主变速器，主变速器靠一对锥齿轮减速，序号2为纵向输送带，主变速器输出部分为一主链轮Z3带动从动链轮Z5连接带动序号2的纵向输送带。

通过主变速器出来的Z4主动链轮带动换向器（序号3），换向器输出链轮带动Z7从动链轮，Z7从动链轮带动一对锥齿轮进行转向输送到横向输送器；经过换向器输出的链轮带动Z6从动链轮连同一对锥齿轮带动横向输送器的另一端，两端不同主要是为了将集土铲出的土分别通过换向器将土分散到两边。

拖拉机动力输出轴的动力经变速箱变速后分为两部分。

一部分传递到机具的纵向输送主传动滚筒2，带动纵向输送带运动，将机具集土铲所取土壤沿纵向向后升运到一定高度后落向横向输送带；另一部分动力经换向器3 或左、或右换向后分别传递到横向输送传动滚筒4 或5，使落入横向输送带的土壤沿横向或左或右输送到机组的一侧。

为使集土铲部分的土壤最大限度地输送并抛送到需埋藤部位，纵、横输送带需尽量选择最高速度。

根据机械设计输送带的工作线速度的推荐值并经试验后
确定为v 带=3 m/s 或更高一些。

而拖拉机动力输出轴的转速v1为540 r/min ，本设计选择通过主变箱的第一级锥齿轮减速和第二级链传动共两极降速来实现上述要求。

3.2 主变速箱及传动比确定
1）主变箱的第Ⅰ级变速设计和计算。

主变箱选择一级锥齿轮减速。

主变速箱主动轴的转速即拖拉机动力输出轴的转速v1为540 r/min 。

主、被动锥齿轮的齿数分别设计为z1=25，z2=40，变速比 1125240
Z i Z == 则住变速箱被动轴转速为25211540337.5/min 40V V i r =•=⨯
= （2）主变速箱被动轴到输送滚筒的第Ⅱ级变速设计及计算。

滚筒直径设计为D 滚筒=200 mm 。

周长p 滚筒＝πD ≈0.63m 。

运输带线速度v 带选定为v 带=3 m/s=180 m/min ，则输送滚筒所需转速 =p =1800.63=285.7r /min V V ÷÷滚筒带滚筒
则第Ⅱ级链传动的变速比
2285.70.932337.5
V i V ===滚筒 3.3 链轮设计计算
本次设计链传动采用精密滚子链。

滚子一链传动设计计算 根据21
==0.93Z i Z 链传动 根据链传动设计要素，由于z 1≥z min ，z min ＝9
z 1应参照链速和传动比选取，推荐：
小链轮齿数Z1确定为15
Z2= iz2=25x2=50,取Z2=24
确定链节距 P
Z A K P K K P ≥0 根据≥0P 23.36Kw ，及n=540r/min ，选定链轮型号为16A ，节距为25.4mm ，验电机功率计算公式为9550n 46.8540,===23.86w 95509550
P T T P K n ⨯⨯=则 P= P Ⅰ =23.86Kw ，
查得工矿系数KA=1.0，小链轮齿数KZ=0.74，多排链系数KP=1.75，代入下式得
算链速 1000
6004.25600251000600'22⨯⨯⨯=⨯=p n Z V =0.635m/s < 15m/s
链速适宜
计算链节数与实际中心距
初定为40p
链节数
22230320p0225504015025214022'a 2'p a 2〉-〈+〉+〈+⨯=〉-〈+++=
ππ
z z p z z L =118
取链节为118节
实际中心距
222232322'25508250251182502511844.252'2382'2'4p a 〉-〈-〉+-〈++-〈=〉-〈-〉+-〈++-〈=
ππz z z z Lp z z Lp =1266
计算对轴的作用力
取Kq=1.25，
0.635
86.0*25.1*1000v P
1000q =≈K Q
=2994.4N
计算链轮的主要几何尺寸
分度圆直径
mm mm mm P mm P 64.38850
180cot 54.04.25'z 180cot 54.0p 3da 78.18625180cot 54.04.25'z 180cot 54.0p 2da 52.40450180sin 4.2550180sin 'd 66.20225
180sin 4.2525180sin 'd 3221=〉+〈=〉+〈==〉+〈=〉+〈=======
齿根圆直径。

4 轴的设计与校核
4.1 输送带主动轴
4.1.1 主轴上的功率P 、转速n 和转矩T
由减速器的选择可知，轴所传递的功率P 为0.393KW,得到的转速为42.7r/min ，带轮产生的压轴力为()1249.5P F N =
4.1.2 初步确定主动轴的最小直径
验算轴的最小直径 3min 018.8P d A mm n
== 取d=20mm 按照同类机械类比的方法初步确定轴的最小直径min d =20 mm ，选取轴的材料为45钢，调质处理。

4.1.3 主动轴的结构设计
图4 主动轴的结构图
根据实际情况要求，选择图4所示方案。

为了满足轴承的轴向定位要求，在轴承安装段I 的右端和VI 的左端制出轴肩，同理为了满足腹板的轴向定位要求，ＩＶ轴段右端需制出一轴肩，同时，为了减少不必要的加工工序降低加工成本，腹板左端的轴向定位用螺母来实现，螺母安装位置的左端要比螺母的内径小。

初步选择轴承，考虑到主轴主要承受径向载荷，轴向载荷较小，也便于安装，故选用立式带座轴承，参照工作要求并根据dI-II=25mm ，由轴承产品目录中初步选取立式带座轴承UP205，其尺寸为d ×B=25mm ×35mm ，lI-II=7VI-VII=30mm 。

取安装腹板的轴段的直径dIV-V=32mm ，腹板的最左端采用螺母进行轴向定位，最右端采用轴肩定位 。

取安装带轮的轴段直径dVIII=20mm ，带轮的最左端采用轴肩定位，最右端紧定螺钉定位 。

腹板与轴的周向定位采用平键连接，按dIV-V=32mm ，由机械零件手册查的平键截面b ×h=10mm ×8mm ，键槽用键槽铣刀加工，长为22mm ，同时为了保证腹板齿与轴的配合有良好的对中性，故选择锥齿与轴的配合为87
H m ，带轮与轴的周向定位采用平键连接，按dVIII=20mm ，由机械零件手册查的平键截面b ×
h=6mm ×6mm ，键槽用键槽铣刀加工，长为16mm ，同时为了保证带轮与轴的配合有良好的对中性，故选择带轮与轴的配合为
87H m ，带座轴承与轴的周向定位是由过盈配合
87H js 来实现。

4.1.4 轴上倒角的尺寸
取轴端倒角为1×045，轴肩圆角为R1。

4.1.5 求作用在轴上的载荷
首先根据输送带主动轴的结构图做出轴的计算简图（图4）。

在确定轴承的支点位置时，应从手册中查取a 值。

对于UP205型立式带座轴承，由手册查得a=13mm 。

因此，作为悬臂梁的轴的支撑跨距L2=1063mm ，L1=57mm 。

根据主轴的计算简图做出的弯矩图和扭矩图（图5）。

从轴的结构图以及弯矩图和扭矩图中可以看出截面A 和截面B 是小锥齿轴的危险截面。

现将计算出的截面A 处与截面B 处的Mh 、Mv 及M 的值列于表1与参看图5。

按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核小锥齿轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面A 和危险截面B ）的强度。

根据
[]1ca σσ-==≤及表1和表2中的数据，以及主
轴为单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取α=0.6，轴的计算应力
145.99[]60ca MPa MPa σσ-==≤=
前已选定小锥齿轴的材料为45钢，调制处理，查得[]1σ-=60MPa 。

因此[]1ca σσ-<，故安全。

载荷 水平面H
垂直面V 支反力F 120.7NH F N =
2407NH F N = 1263.71252.5NV NV F N F N ==
扭矩T
156250T N mm =⋅ 弯矩 20.7106222019.1H M N mm =⨯=• 63.7106267761.6V M N mm =⨯=•
精确校核轴的疲劳强度
(1)判断危险截面
通过图5的弯矩图和扭矩图综合判断，虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起的应力集中将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径时按照扭转强度为宽裕确定的，所以I 、II 、III 、IV 、V 、VII 无需校核，截面VI 为危险截面，需对其进行疲劳强度校核。

（2）截面VI 左侧
抗弯截面系数 3330.10.1251562.5W d mm ==⨯=
抗扭截面系数 3330.20.2253125W d mm ==⨯=
截面ＶＩ左侧的弯矩Ｍ为 71249.4M N mm =•
截面ＶＩ上的扭矩Ｔ为 156250T N mm =•
截面上的弯曲应力 45.6b M MPa W σ=
= 截面上的扭转切应力50T T
T MPa W τ== 轴的材料为45钢，调质处理。

由表15-1查得640B MPa σ=，1275MPa σ-=，1155MPa τ-=。

截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数a σ及r a 按附表3-2查取。

因10.0425r d ==，25 1.0424
D d ==，经插值后可查得a σ=1.76，a τ=1.29 又由附图3-1可得轴的材料的敏性系数为0.82q σ=，0.85q τ=
故有效应力集中系数按式（附表3-4）为
1(1)10.82(1.761) 1.6232k q a σσσ=+-=+⨯-=
1(1)10.85(1.261) 1.221k q a τττ=+-=+⨯-=
由附图3-2的尺寸系数0.98σε=，由附图3-3扭转尺寸系数0.93τε=。

轴按精车加工，由附图3-4得表面质量系数为0.86στββ==
轴未经表面强化处理，即1q β=，则按式（3-12）及式（3-12a ）得综合系数为
11 1.82k K σσσσεβ=+-= 11 1.47k K ττττ
εβ=+-= 取碳钢的特性系数0.1~0.2σϕ=，取0.1σϕ=，
0.05~0.1τϕ=，取0.05τϕ=
于是，计算安全系数ca S 值，1275 3.31.8245.60.10
a m S K σσσσσϕσ-===+⨯+⨯ 1
155 4.91.22250.0525a m S K ττττσϕτ-=
==+⨯+⨯
2.7 1.5ca S ==>
故可知其安全。

（3）截面VI 右侧
抗弯截面系数 3330.10.1241382.4W d mm ==⨯=
抗扭截面系数 3330.20.2242764.8W d mm ==⨯=
截面ＶＩ左侧的弯矩Ｍ为 71249.4M N mm =•
截面ＶＩ上的扭矩Ｔ为 156250T N mm =•
截面上的弯曲应力 51.5a M MPa W σ=
= 截面上的扭转切应力56.5T T
T MPa W τ==，轴的材料为45钢，调质处理。

由表15-1查得640B MPa σ=，1275MPa σ-=，1155MPa τ-=。

截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数a σ及r a 按附表3-2查取。

因10.04224r d ==，25 1.0424
D d ==，经插值后可查得a σ=1.76，a τ=1.29。

又由附图3-1可得轴的材料的敏性系数为0.82q σ=，0.85q τ=
故有效应力集中系数按式（附表3-4）为
1(1)10.82(1.761) 1.6232k q a σσσ=+-=+⨯-=
1(1)10.85(1.261) 1.221k q a τττ=+-=+⨯-=
得综合系数为
11 1.82k K σ
σσσεβ=+-= 11 1.47k K ττττεβ=+-=
取碳钢的特性系数0.1~0.2σϕ=，取0.1σϕ=，0.05~0.1τϕ=，取0.05τϕ= 于是，计算安全系数ca S 值，1275 2.91.8251.50.10
a m S K σσσσσϕσ-===+⨯+⨯ 1
155 4.31.2228.250.0528.25
a m S K ττττσϕτ-===+⨯+⨯
2.4 1.5ca S =
=>
故可知其安全。

4.2刨土装置轴的设计与校核
4.2.1 主轴上的功率P1、转速n1和转矩T1
由减速器的选择可知，轴所传递的功率P 为0.393KW,得到的转速为42.7r/min ，带轮产生的压轴力为()1249.5P F N =
4.2.2初步确定主动轴的最小直径
验算轴的最小直径 3min 018.8P d A mm n
== 取d=20mm 按照同类机械类比的方法初步确定轴的最小直径min d =20 mm ，选取轴的材料
为45钢，调质处理。

4.2.3 主动轴的结构设计
图7 主动轴的结构简图
根据实际情况要求，选择图7所示方案。

为了满足轴承的轴向定位要求，在轴承安装段I 的右端和VII 的左端制出轴肩，同理为了满足腹板的轴向定位要求，ＩＶ轴段右端需制出一轴肩，同时，为了减少不必要的加工工序降低加工成本，腹板左端的轴向定位用螺母来实现，螺母安装位置的左端要比螺母的内径小。

初步选择轴承，考虑到主轴主要承受径向载荷，轴向载荷较小，也便于安装，故选用立式带座轴承，参照工作要求并根据dI-II=30mm ，由轴承产品目录中初步选取立式带座轴承UP205，其尺寸为2535d b ⨯=⨯，I-II=VI-VII=30mm 。

取安装腹板的轴段的直径dIV-V=32mm ，腹板的最左端采用螺母进行轴向定位，最右端采用轴肩定位。

取安装带轮的轴段直径dVIII=20mm ，带轮的最左端采用轴肩定位，最右端紧定螺钉定位 。

腹板与轴的周向定位采用平键连接，按dIV-V=32mm ，由机械零件手册查的平键截面108b h ⨯=⨯108b h ⨯=⨯，键槽用键槽铣刀加工，长为22mm ，同时为了保证腹板齿与轴的配合有良好的对中性，故选择锥齿与轴的配合为87
H m ，带轮与轴的周向定位采用平键连接，按dVIII=20mm ，由机械零件手册查的平键截面66b h ⨯=⨯，键槽用键槽铣刀加工，长为16mm ，同时为了保证带轮与轴的配合有良好的对中性，故选择带轮与轴的配合为87
H m ，带座轴承与轴的周向定位是由过盈配合87H js
来实现。

4.2.4 轴上倒角的尺寸
取轴端倒角为0145⨯，轴肩圆角为R1。

4.2.5 轴的校核
首先根据输送带主动轴的结构图（图5-3）做出轴的计算简图（表5-3）。

在确定轴承的支点位置时，应从手册中查取a 值。

对于UP205型立式带座轴承，由手册查得a=13mm 。

因此，作为悬臂梁的轴的支撑跨距L2=1063mm ，L1=57mm 。

根据轴的计算简图做出的弯矩图和扭矩图（图5-5）。

图8
从轴的结构图以及弯矩图和扭矩图中可以看出截面A 和截面B 是小锥齿轴的危险截面。

现将计算出的截面A 处与截面B 处的Mh 、Mv 及M 的值列于表3。

载荷 水平面H 垂直面V
支反力F 1226.1412.4NH NH F N F N == 1280.21269NV NV F N F N
== 扭矩T
156250T N mm =⋅ 弯矩 26.1108228240.2H M N mm =⨯=• 80.2106286776.4V M N mm =⨯=• 进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面VII
和危险截面VIII ）的强度。

根据()[]2222142ca M T M T W W αασσ-+⎛⎫⎛⎫=+=≤ ⎪ ⎪⎝⎭⎝⎭
及
表1和表2中的数据，以及主轴为单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取α=0.6，轴的计算应力
154.37[]60ca MPa MPa σσ-==≤=
前已选定轴的材料为45钢，调制处理，查得[]1σ-=60MPa 。

因此[]1ca σσ-<，故安全。

精确校核轴的疲劳强度
(1)判断危险截面
通过5-2的弯矩图和扭矩图综合判断，虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起的应力集中将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径时按照扭转强度为宽裕确定的，所以I 、II 、III 、IV 、V 无需校核，截面VII 为危险截面，需对其进行疲劳强度校核。

（2）截面VII 左侧
抗弯截面系数 3330.10.1251562.5W d mm ==⨯=
抗扭截面系数 3330.20.2253125W d mm ==⨯=
截面ＶＩ左侧的弯矩Ｍ为 91255.97M N mm =•
截面ＶＩ上的扭矩Ｔ为 156250T N mm =•
截面上的弯曲应力 58.4a M MPa W σ=
= 截面上的扭转切应力50T T
T MPa W τ== 轴的材料为45钢，调质处理。

由表15-1查得640B MPa σ=，1275MPa σ-=，1155MPa τ-=。

截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数a σ及r a 按附表3-2查取。

因10.0425r d ==，25 1.0424
D d ==，经插值后可查得a σ=1.76，a τ=1.29 又由附图3-1可得轴的材料的敏性系数为0.82q σ=，0.85q τ=
故有效应力集中系数按式（附表3-4）为
1(1)10.82(1.761) 1.6232k q a σσσ=+-=+⨯-=
1(1)10.85(1.261) 1.221k q a τττ=+-=+⨯-=
由附图6的尺寸系数0.98σε=，由附图3-3扭转尺寸系数0.93τε=。

轴按精车加工，由附图3-4得表面质量系数为0.86στββ== 轴未经表面强化处理，即1q β=，则按式（3-12）及式（3-12a ）得综合系数为
11 1.82k K σσσσεβ=+-= 11 1.47k K ττττ
εβ=+-= 取碳钢的特性系数0.1~0.2σϕ=，取0.1σϕ=，
0.05~0.1τϕ=，取0.05τϕ=
于是，计算安全系数ca S 值，1275 2.61.8258.40.10
a m S K σσσσσϕσ-===+⨯+⨯ 1155 4.91.22250.0525m
S K τττττσϕτ-===+⨯+⨯
2.3 1.5ca S =
=> 故可知其安全。

（3）截面VI 右侧 抗弯截面系数 3330.10.1241382.4W d mm ==⨯= 抗扭截面系数 3330.20.2242764.8W d mm ==⨯= 截面ＶＩ左侧的弯矩Ｍ为 91255.97M N mm =•
截面ＶＩ上的扭矩Ｔ为 156250T N mm =•
截面上的弯曲应力 66a M MPa W σ=
= 截面上的扭转切应力56.5T T
T MPa W τ==，轴的材料为45钢，调质处理。

由表15-1查得640B MPa σ=，1275MPa σ-=，1155MPa τ-=。

截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数a σ及r a 按附表3-2查取。

因10.04224r d ==，25 1.0424D d ==，经插值后可查得a σ=1.76，a τ=1.29。

又由附图3-1可得轴的材料的敏性系数为0.82q σ=，0.85q τ=
故有效应力集中系数按式（附表3-4）为
1(1)10.82(1.761) 1.6232k q a σσσ=+-=+⨯-=
1(1)10.85(1.261) 1.221k q a τττ=+-=+⨯-=
得综合系数为
11 1.82k K σ
σσσεβ=+-= 11 1.47k K ττττεβ=+-=
取碳钢的特性系数0.1~0.2σϕ=，取0.1σϕ=，0.05~0.1τϕ=，取0.05τϕ= 于是，计算安全系数ca S 值，1275 2.291.82660.10
a m S K σσσσσϕσ-===+⨯+⨯ 1
155 4.31.2228.250.0528.25m S K τττττσϕτ-===+⨯+⨯
2.02 1.5ca S ==> 故可知其安全。

5轴承校核
轴承寿命校核
初选带座轴承UP205参数如下：
25521510.87.88r or d mm D mm B mm
C KN C KN ===== 1200a a F N F N ==
166.97r F N ===
21316r F N ===
1）求轴承当量动载荷P1和P2
求比值
11001615.94
a r F e F ==≤ 22001462.68
a r F e F ==≤ 由《机械设计》第八版 表13-5分别进行查表得径向载荷系数和轴向载荷系数为
对轴承一：1110X Y ==
对轴承二：2210X Y ==
因轴承运转中冲击载荷较小，按《机械设计》第八版 表13-6 1.2~1.8p f =，取 1.5p f =
1111122222() 1.5(166.9700)100.5() 1.5(1131600)1974p r a p r a P f X F Y F N
P f X F Y F N =+=⨯⨯+⨯==+=⨯⨯+⨯=
2）验算轴承寿命：
因为12P P ≥ 所以按轴承一的受力大小验算；
10
66'
3101027()()=120385.6h 48000606042.70.393
h h C L L h n P ε==≥=⨯ 故所选轴承满足寿命要求。

6 结论
为期半年的毕业设计即将结束，毕业的日子也即将到来，也意味着留给我的最后大学生活指日可数，但这段时间的设计生活却留给了我一生的记忆。

首先，通过这次设计，让我对这几年所学的知识进行了一次系统全面的温习与巩固，像材料力学、理论力学、机械设计学，机械原理等基础课程，如果没有这次设计做契机，我根本就不会塌下心来再用心的复习一遍。

可以这样讲，用半年的时间做一次毕业设计不但检验了我几年来我所学知识的牢固性，提高了我对理论知识综合运用能力，同时让我明白了“学习是一个长期积累的过程”这句话的意义，并让我清醒的认识到在以后的工作、生活中我都应该不断的学习，努力提高自己知识和综合素质的必要性。

其次，在这次毕业设计中，也让我感受到同学之间友情的可贵！设计中，同学之间互相帮助，有什么不懂之处向同学询问时，都能得到很好的解答。

设计期间我和同学不断交流探讨，不会了就请教同学，彼此取长补短，同时能熟练操作AUTOCAD，SOLIDERWORKS 等软件。

最后，从以前的学哥学姐那里学到了怎样防患于未然，就是在做设计的整个过程中，要不断地提高自己，自己画好的图一定要备份，写的设计说明书也要多保存一份，避免在答辩的时候出现什么意向不到的事故。

以前也时有发生这样的事情。

总之，从开头无从下手到通过各种努力最终完成毕业设计的整个过程，对我的心性也算是一种锤炼。

百炼出真金，实践出真知，知识只有实践才能懂其价值，也只有通过应用才能成为自己的东西！。