fj?8FjD3nGd48?24.83?4.53?10??9.54mm （5-3-9） 479000?0.7fjFj?19.86?9.54?7.56mm （5-3-10） 25.07 fMAX?FMAX fMIN?FMINfjFj?6.85?9.54?2.61mm （5-3-11） 25.07（6）求弹簧其余的几何参数
弹簧间距?：按单圈极限变形量求出，即： ??fjn?9.54?0.954mm 取??0.5 10 弹簧节距p: p?d???0.7?0.5?1.2mm （5-3-12） 弹簧总圈数n1: n1?n?2?10?2?12圈 （5-3-13） 弹簧自由高度H0：
H0?n??(n1?0.5)d?10?0.5?(12?0.5)?0.7?13.05mm （5-3-14） 螺旋导程角?： ??arctan 弹簧展开长度L为： L?p1.2（5-3-15） ?arctan?28.620
?D??0.7n1?D5???12??214.73mm （5-3-16） cos?cos(28.620)（7）稳定性计算，有 b?H013.05（5-3-17） ??18.64>5.3
D0.7 因为有螺栓因此在弹簧中间起导向心杆的作用，闸块内孔起导向套筒的作
用，因此该弹簧不会失稳。 （8）弹簧零件图
5.4 螺栓的选取
根据弹簧各D和d可得弹簧小径d1?4.5?0.7?3.8mm，选取螺栓的直径为3mm。根据螺纹在预紧力作用时的高度h0?H0?fMIN?10.44mm，直径为3mm的螺帽厚度为2mm，选取螺栓杆长度为20m，标记为 螺栓 M3?20 GB 30-76 其中：螺纹长度L0?10mm 螺距P?0.35mm；中径d2?2.773mm；小径
d1?2.621mm
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第六章 减速器的设计
6.1 减速器的结构设计见图纸
6.2 刀轴的设计
刀轴是刀辊的主体部件，上面承载有刀盘、刀片、蜗轮轮，这决定了刀轴成为了整机的关键部件之一。 （1）选择刀轴材料
选用材料为45钢，调质处理，其主要力学性能如下表4-1所示。
表6-1 调质45钢力学性能 选用硬度抗拉强屈服强弯曲疲劳强剪切疲劳强材料 /HBS 度（MPa） 度(MPa) 度度（MPa） 度（MPa） 许用弯曲应力（MPa） 45钢255 640 355 275 155 60 调质 （2）刀轴的结构设计
刀轴中间部分与蜗轮用键连接，在其两侧各安装两把旋耕刀。
刀轴上每两个刀盘间的距离为75mm，为了避免由于刀盘厚度造成的漏耕现象，同一刀盘上的两个刀片刀齿应相对安装，而不是相背安装。 由前面的已知条件，对于轴的最小直径：d?A03P，式中取A0=113，由于前面n（100krBhVm)100?1.6?30?10?0.1N已知N???0.5472KW，P??0.684；
1021020.8n=200r/min，代入上式中，确定得出刀轴直径为
d?A03p0.684?1133?17.02mm，因刀轴工作时除了承受扭矩还要承受弯矩，n200因此先将其直径适当放大为d?19mm。其结构图见图纸。
(3)轴上键连接的设计
根据刀轴与蜗轮连接部分的直径d?22.4mm,查表选取b?h?8?7的A型普通平键，参考蜗轮宽度选取键长L?20，故k?0.5h?3.5mm；l?L?b?12mm
2T2?1032?34.38?103??73.98MPa ?P?kld3.5?12?22.4 由于键、轴和轮毂的材料都是钢，查表得其许用挤压应力
??P??100~120MPa，显然?P???P?，该键满足设计要求。
标记为：键 8?20 GB/T 1096-2003
6.3 减速器中蜗杆两端轴承的选用与校核 （1）蜗杆传动受力分析
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Ft1??Fa2?2T12?2148.75??191.85N （6-3-1） d122.42T22?34380???881.54N （6-3-2）d278 Fa1??Ft2??Fr1??Fr2??Ft2tan??881.54?tan200?320.85N （6-3-3）
在垂直蜗轮轴向的蜗杆轴向平面V内有
Fr1?140?Fv2?185?Fa1?11.2?0 （6-3-4） Fv1?Fv2?Fr1?0 （6-3-5）
解得 Fv1?131.41N ； Fv2?189.44N 在平行蜗轮轴向的蜗杆轴向平面H内有
Ft1?140?FH2?185 FH1?FH2?Ft1 （6-3-6）
解得 FH1?46.67N ； FH2?145.18N 于是在两轴承的径向方向各承受有力 FR1? FR2??F2v1?FH122???131.41
2?46.672?139.45N （6-3-7） ?145.182?238.67N （6-3-8）
??Fv2?FH2???189.442?显然
Fa881.54??3.69?1.14，但又因轴向力不是很大，因此根据蜗杆直径选FR2238.67用型号为7005AC的角接触球轴承，为了使蜗杆刚性较好，采用正装。其基本额定动载荷Cr?11.2KN （2）计算轴承当量动载荷
由AC型角接触球轴承的派生轴向力计算公式Fd?0.68Fr得
Fd1?0.68FR1?0.68?139.45?94.83N 轴承1：（6-3-9） Fd2?0.68FR2?0.68?238.67?162.3N 轴承2：（6-3-10）
因正装Fa与Fd2同向，且Fa?Fd2?881.51?162.3?1043.81?94.83?Fd1 故轴承1被压紧，轴向力Fa1?Fa?Fd2?Fd1?881.51?162.3?94.83?948.98N
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轴承2被放松，轴向力Fa2?Fd2?162.3N 因为
Fa1948.98F162.3??6.8?0.68 ; a2??0.68 Fr1139.45FR2238.67查载荷系数表算得径向载荷系数和轴向载荷系数为 轴承1 X1?0.41 ； Y1?0.87 轴承2 X2?1 ； Y2?0
因轴承运转过程中有轻微的冲击载荷，查表取fp?1.2，算得当量动载荷
P1?fp(X1FR1?Y1Fa1)?1.1?(0.41?139.45?0.87?948.98)?971N P2?fp(X2FR2?Y2Fa2)?1.1??1?238.67??263N
（3） 验算轴承寿命
因为P1?P2，所以按轴承1的受力大小进行验算
106?C?106?11200???Lh??????3197h?3000h 满足设计要求。 ?60n?P60?8000971???1??3
6.4 减速器蜗轮两端轴承的设计与校核 （1） 蜗轮传动的受力分析
由之前求得的蜗轮切向力Ft2?881.54N；径向力Fr2?320.85N；轴向力 Fa2?191.85N，在暂时不考虑土壤对刀片的反作用力的情况下，分别对轴承的V面和H面进行受力分析如下 在轴承V面上有 140FV2?Fa2?d2d?Fr2?2?0 ； FV1?FV2?Fr2 22算得 FV1?-179.03N ； Fv2?499.88N 在轴承的H面上有 FH1?FH2?Ft2 ； FH1?FH2 算得 FH1?440.77N ； FH2?440.77N
因此轴承的径向方向上受力有 轴承1 FR1?轴承2 FR2?
?F2H1?FV12???440.77?440.7722?179.032?475.37N
??FH2?FV2???499.882?666.45NN
?
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而考虑旋耕刀片受力时，查相关资料得其土壤阻力的平均作用点到轴线的半径
r?0.9R?0.9?112.5?101.25mm，其阻力矩T2?FQr?4
算得其阻力FQ?84.89N。为了简化计算，采用保守的算法，由于轴承2在径向方向上的受力大于轴承1，故假设将四个刀盘的阻力均以相同方向作用在轴承2的径向受力方向上，如果算得所选用的轴承满足使用要求，则实际受力状态下，该轴承亦然满足要求。
此时 FR2?666.45?2FQ?666.45?2?84.89?836.23N 因 轴向力不大，且
Fa191.85??0.23，故考虑选用深沟球滚子轴承，参考刀轴FR2836.23的直径，选取轴承的型号为61804，其基本额定动载荷为C?3.45KN，基本额定静载荷C0?2.25KN （2）计算轴承的当量动载荷
由于轴承1不承受轴向力因此 P1?fpFR1?1.1?635.98N?699.58N 对轴承2有
FaF191.85?0.23，a??0.085 ，对载荷系数表进行线性插值FR2C02.25?1000运算得该轴承的判别系数e?显然
0.31?0.27??0.085?0.07??0.27?0.28
0.13?0.07Fa?0.23?0.28，故取X2?1 ； Y2?0 FR2所以 P2?fp?X2FR2?Y2Fa??1.1??1?836.23?0?191.85??919.85N 因P2?P1因此按轴承2校核，
106?C?106?34500???Lh??????4396h?3000h，满足设计要求。 ?60n?P60?200919.85???1??3
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