P=600mm，据L=nS可知有4个螺距。 估算轴的直径 轴的直径计算式[19]：
3空心轴 D≥A0式中:
Pn(1??)4 =12631.73 =59.5<300mm (3-5-1) 4120(1?0.5)D—— 轴的直径；
P —— 轴传递的额定功率(Kw)； n —— 临界轴的转速(r/min)；
A0 —— 按[?]而定的系数126～103，见机械设计手册；
?—— 空心轴的内径与外径之比，取?=0.5；
PTn≤「?」 ? 根据轴的扭转强度条件公式??WT0.2*D29550式中:
； ?---扭转切应力，单位为（MPa）T---轴所受的扭矩，单位为（N.m）；
WT---轴的抗扭截面系数（mm3）；
[?]---轴的许用转应力25～45(MPa)见机械设计手册；
1.73T120 =43。27MPa＜「?」 ???WT0.2*6029550所以轴径60mm符合设计需要。 表4 轴的材料参数表
轴的材料 Q235-A20 15-25 149-126 Q275 35 20-35 135-112 45 25-45 126-103 40Cr高强度钢 35-55 112-97 ?Nmm2A 注：①表中所给出的[?]值是考虑了弯曲影响而降低了的许用扭转剪应力。
②在下列情况下[?]取较大值，A取较小值；弯矩较小或只受扭矩作用，载荷较平稳，无轴向载荷或只有较小的轴向载荷，减速器的低速轴，轴单向旋转。反之，[?]取较小值，A取较大值。
③在计算减速器中间轴的危险截面处（安装小齿轮处）的直径时，若轴的材料为45号钢，可取A=130-165。螺旋轴直径为?60㎜，壁厚为6mm，空心轴。 轴的疲劳强度校核
由扭矩T形成的扭转剪应力为τ=T/WT
WT抗扭截面系数(WT=лD3(1-а根据已知P、n可得出：M=9549
4)/16)， а=d/D
P0.23=24.403 N.m ?9549
n90对于直径为d的圆轴弯曲应力为δ=M/W，扭转切应力τ=T/WT=T/2W将?和?代入1?式【3】中则轴的弯扭强度条件为：e= W其中T=9550p nM2?(?T)2?[??1]
通常由弯矩所产生的弯曲应力?是对称循环变应力，而由扭矩所产生的扭转切应力?则不是对称循环变应力。为了考虑两者循环特性不同的影响，引入折合系数?，则计算应力为?ca?M2?(a?)2式中的弯曲应力为对称循环变应力，当?为静应力时取??0.3，当?为脉动循环变应力时??0.6，若?为对称循环变应力时取??1；在本文中，取?=0.3； 根据设计计算的需要求出已知量，方便后序计算：
空心 ： 抗弯截面系数 W?0.1d3(1??4)?48000mm3
抗扭截面系数 WT?0.2d3(1??4)?96000mm3 极惯性系数 IP?式中：
WT----抗扭截面系数；
?D432(1??4)?6.03?107mm4
W----抗弯截面系数；
IP----轴截面的极惯性矩；
?----空心轴内径与外径之比；
根据上面公式求得：T= 281.56N.m W=48000㎜3
1所以?e= WM2?(?T)2=
148000224.4032?（0.3?221.56）?1.48MPa＜[??1]
则螺旋轴的弯矩
【6】
ql2为 Mmax=
8将已知数值代入上式得出?e= 50MPa
查表【3】可知轴材料为45钢的?b=590 MPa的[??1]=55 MPa 由于50<55即?e <[??1]满足弯曲扭转强度要求。 综上所述本轴设计合理。
3.6移动机座的设计与挖头的设计
机座采用移动式，主要用于承载汽油发动机和离合器，当挖坑机工作时发动机功率较大，振动也相对较大，因此采用移动式机座可以减轻振动对人体的伤害，而且也减轻了工作钻头的重量，这样实现了一人一机的效果，确保了工作时操作者的安全性，工作时只需拉动手柄移动机座就可以了。
挖头挖坑时，切土、螺旋提升和抛土过程虽然简单，但其力学摸型及计算
十分复杂，而且结果定量的指导性很差。当挖头为螺旋式、叶片内径(即中心管)D=60mm、叶片外径360mm、坑深700mm时，宜采用单头式，左旋，导程为600mm，入土角d均=30，抛土半径1200～1500mm，此时十分有利于原土回填。试验表明，能够完全满足工作要求。本次挖头设计如下所示：
3.7 减速器的选择
本文减速器是用于软轴和挖坑机钻头之间的独立的封闭传动装置。由于减速器具有结构紧凑，传动效率高，传动准确可靠，使用维护方便等特点，故在各种机械设备中应用甚广。单级锥齿轮减速器用于输入轴和输出轴两轴线垂直相交的传动，有立式和卧式两种形式。挖坑机中减速器的作用是减速并改变旋转方向，其构造主要由上，下壳体，大小锥齿轮，传动轴，轴承，端盖，油封等零件组成。根据以上实际需要本文选择挖坑机的减速器为市场上已有的为：
该减速器的介绍：单级传动，就能达到1:87的减速比，效率在90%以上，
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