l31：由滚动轴承，挡油盘及装配关系等的确定，l31?50mm l32：由低速级小齿轮B3?122mm的毂孔宽度确定, l32?120mm l33：轴环宽度，l33?10mm
l34：由高速级大齿轮的毂孔宽度B4?83mm，l34?81mm l35：由滚动轴承，挡油盘及装配关系确定， l35?50mm
（3）细部结构的设计
查出，高速级大齿轮处键b?h?l?22?14?100(t?9.0mm,r?0.5mm)，低速级小轮处键选用b?h?l?22?14?140，滚动轴承与轴的配合采用过渡（t?9.0mm,r?0.5mm）配合，此轴段的直径公差选用?70m6，各轴肩出处的圆角半径见图f-18，查表7-19，各侧角为C2。 3．低速轴的结构设计 （1）各轴段直径的确定
d41：滚动轴承处轴段，d41?d4min?72mm。滚动轴承取30219，其尺寸结构为
d?D?T?B?95mm?170mm?24.5mm?32mm
：低速级大齿轮轴d42段，d42?105mm
d43：轴环，根据轴向定位要求，d43?95mm
d44：锥齿轮轴段，d44?72mm d45：滚动轴承处轴段，d45?72mm （2）各轴段长度的确定
l31：由滚动轴承，挡油盘及装配关系等的确定，l41?60mm
l32：由低速级大齿轮的毂孔宽度B4?162mm确定, l42?160mml33：轴环宽度，
l43?10mm
3.5主要零件的强度校核
按齿面接触疲劳强度设计
（1）试选载荷系数kt?1.6，T1?TII?610.672N?m?6.11?105N?mm 由选取齿宽系数?d?1（对称布置）
查得材料的弹性影响系数ZE?189.8MPa（均采用锻钢制造）
查得节点区域系数ZH?2.42
按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限?Hlim1?650MPa，大齿轮的接触疲劳强度极限?Hlim2?550MPa，计算应力循环次数。
N1?60nijLh?60?866.279?1?(2?8?3?10)?2.49?109 （3-4） N12.49?109N2?i,??6.23?24108
查得接触疲劳寿命系数KHN1?0.97，KHN2?1.03
计算接触疲劳许用应力，取失效概率为1%，安全系数SH?1，得
??KHN1?Hlim197?650H?1?S?0.H1?630.5MPa ??H?2?KHN2?Hlim2S?1.03?550H1?566.5MPa 端面重合度??近似计算
??11??11??????1.88?3.2(Z?)?cos????1.88?3.2(24?96)??cos15?1.651Z2?螺旋角Z?按式（8-18）计算
Z??cos??cos15??0.98
（2）计算小齿轮分度圆直径d1t，代入??H?中的小者
d2u?1?ZEZHZ??21t?32KT?d????u????H????2 ?32?1.6?6.12?1054?1?189.8?2.42?1?1.65?4??0.98??566.5??
?77.8mm取d1?78mm
校核齿根弯曲疲劳强度
（3-5） （3-6）
（3-7）
（1）
hb112???9.78，且KH??1.398, （3-8） ??b2ha?cmt?2?1?0.25??5.092??查得KF??1.3
K?KAKVKF?KF??1?1.2?1.4?1.3?2.184 （3-9）
（2）ZV1?Z122??23.23 33?cos?cos10.84Z288??92.93 33?cos?cos10.84ZV2?查得齿形系数YFa1?2.68，YFa2?2.25，应力修正系数YSa1?1.57，YSa2?1.78 （3）按齿面硬度查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限?Flim1?520MPa，大齿轮的接触疲劳强度极限?Flim2?450MPa
（4）N1??2.49?109，N2?6.23?108
（5）查得接触疲劳寿命系数KFN1?0.83，KFN2?0.85 （6）计算接触疲劳许用应力，取安全系数SF?1.3，得：
??F?1?KFN1?Flim1SFKFN2?Flim2SF?0.83?520?332MPa （3-10）
1.30.85?450?294MPa
1.3??F?2??（7）???0.318?dZ1tan??0.318?1?22?tan10.84??1.34
?F1?
2KT1YFa1YSa1Y?b??d1mn5?2?2.349?6.11?10?2.68?1.57?0.91?105.07MPa???F?183?1.6679?83?52KT1YFa2YSa3Y?b??d1mn5 (3-11)
?F2??
2?2.349?6.11?10?2.35?1.78?0.91?100MPa???F?283?1.6679?83?5
强度足够。 键的选择与校核：
这里只以中间轴上的键为例，由中间部的细部结构设计，选定高速级大齿轮处键为
b?h?l?22?14?100(t?9.0mm,r?0.5mm)，标记：键22?100GBIT1096?1979,低速级小
齿轮处键2为24?140GBIT1096?1979，由于是同一根轴上的键，传递的转矩相同，所以，只需要校核断的键1即可，齿轮轴段d=80mm，键的工作长度L-b=100-22=78mm，键的接触角度k?0.5h?0.5?14?7mm，传递的转矩T3?TIII?2288按所引用教材表5-2.910N?mm，查处键静联接时的挤压许用应力为?p?120MPa，（键，齿轮轮毂，轴的材料均为45钢调质）：
2?7?1032?2288.910?103????104.8MPa???P?
kld7?78?80??键联接强度足够
以中间轴上的滚动轴承为例：
根据载荷及速度情况，拟定选用圆锥滚子轴承，由中间轴的设计d31?d35?70mm，选取30214，其基本参数查表，Cr?132KN,Cro?175KN，e?0.42，Y?1.4,Y0?0.8 轴承受力图如图所示：
图4－2轴承受力图
径向载荷Fr
根据轴的分析，可知：A点总支反力Fr1?FRA?21973.43N B点总支反力Fr2?FRB?17798.24N
轴向载荷Fa
外部轴向力Fae?Fa4?Fa3?8585.482?2088.10?6497.328N,从最不利受力情况考虑，
Fae指向A处1轴承（方向向左），轴承派生轴向力由圆锥滚子轴承的计算公式Fd?Fr2Y求
出：
.43Fd1?Fr12Y?21973.24Fd2?Fr22Y?177982?1.4?7847.65N，（方向向右） （3-12） ?6356.51N，（方向向左）
2?1.4因为：
Fae?Fd2?6497.382?6356.51?12853.892N?7847.65N?Fd1 所以A处1轴承被压紧，B处2轴承放松，故
Fa1?Fae?Fd2?1285.892N Fa2?Fae?Fd2?7847.65N
当量动载荷P
根据工况（中等冲击，中等惯性力），由所引用教材表12-6查处载荷系数fP?1.4 1轴承：因
Fa1Fr1?12853.89221973.43?0.59?0.42?e
P1?fP?0.4Fr1?YFa1??1.4??0.4?21973.43?1.4?12853.892??37498NFa2Fr2?7847.65217798.24?0.44?0.42?e
（3-13）
2轴承：因
P1?fP?0.4Fr1?YFa1??1.4??0.4?21973.43?1.4?12853.892??37498NP2?fP?X2Fr2?Y2Fa2??1.4??0.4?17798.24?1.4?7847.65??2538.408N
3.6刀片的结构设计
灭茬机在工作的时候依靠刀片的合成运动来完成对根茬的粉碎还田，刀片是机
器与土壤接触的直接部件，因此刀片的设计直接影响了机器的工作效率，功耗以及
玉米秸秆粉碎机设计
