多功能排種器實驗臺的設計,多功能排種器實驗臺的設計,多功能,排種器,實驗,試驗,設計 學校代碼：10410 序 號：055014 本 科 畢 業(yè) 論 文 題目： 多功能排種器試驗臺的設計 學 院： 工 學 院 姓 名： 黃 志 鋒 學 號： 20055014 專 業(yè) 機械設計制造及其自動化 年 級： 2005 級 指導教師： 趙 進 輝 二 OO 九年 五 月 多功能排種器試驗臺的設計 1 摘 要 文章開頭介紹了先進排種器試驗臺對于了解和掌握現有精播排種器的技術 性能，研究和研制新一代高性能播種機的重要性，本設計介紹了一種新型排種 器試驗臺機械結構與電氣部分的參數設計計算方法，以及電氣設備的選用依據： 并給出了總體結構配置圖。排種器試驗臺的結構可在試驗中模擬各種精密排種 器高速作業(yè)狀態(tài)，并達到精確測量種子粒距的目的。本設計系統(tǒng)地介紹了該排 種器試驗臺的設計過程和方法，并在計算過程中插入了一些簡圖，更有利于理 解。在設計的每一過程中采取嚴謹的態(tài)度，以保證各數據的精確性。 關鍵字：農業(yè)工程；排種器試驗臺；設計 多功能排種器試驗臺的設計 2 Multi-purpose seeding mechanism test platform design Abstract: The article opening introduced the advanced seeding mechanism test platform existing fine broadcasts the seeding mechanism regarding the understanding and grasping the technical performance, studies and develops the new generation of high performance seeder the importance, this design introduced one kind of new seeding mechanism test platform mechanism and the electrical part parameter design calculation method, as well as the electrical equipment selects the basis: And has given the overall structure disposition chart.The seeding mechanism test platform structure may in the experiment simulate each kind of precision seeding mechanism high speed work condition, and achieved the precision measuring plants the goal which the seed is apart from.This design introduced systematically this seeding mechanism test platform design process and the method, and have inserted some diagrams in the computation process, is more advantageous to the understanding.Has the rigorous manner in design each process, guarantees various data the accuracy. Key words:Agricultural engineering; Seeding mechanism test platform; Design 多功能排種器試驗臺的設計 3 目 錄 1 緒論 .1 2 工作原理及總體結構 .2 2.1 工作原理 .2 2.2 總體結構 .2 3 主要工作部件參數的設計 .3 3.1 種床長度的確定 .3 3.2 種床帶前進速度的確定 .3 3.3 排種盤轉速的調整范圍 .3 3.4 種床帶傳送裝置驅動電機功率的確定 .3 4 設計傳動系統(tǒng) .5 4.1 一級皮帶傳動的設計 .5 4.2 二級皮帶傳動的設計 .9 5.各軸的設計 .12 5.1 軸的材料 .12 5.2 軸的結構設計 .13 5.3 第一傳動軸（電動機與輸送裝置相連的軸）的設計 .13 5.4 第二傳動軸的設計 .17 5.5 第三傳動軸的設計 .18 6.畢業(yè)設計總結 .22 參考文獻 .23 致 謝 .24 多功能排種器試驗臺的設計 4 1 緒論 多功能精量排種器能對油菜、谷子、芝麻、苜蓿、胡麻、小麥、高粱、綠 豆、番茄、玉米、大豆、棉花、油葵等小、中、大粒作物進行精量和常量播種。 排種精度高、結構簡單、性能可靠，便于在多種播種機上配套安裝，提高播種 器的性能。是技術人員一直追求的目標。排種器是播種機的核心部件之一。排 種器排種質量的好壞直接關系到播種質量的好壞。影響精密播種機播種質量的 因素很多，但主要取決于排種器的排種性能。因此國內外在如何提高排種器的 性能方面作了大量的研究工作并取得了較大進展。為了了解和掌握現有精播排 種器的技術性能，為我國進一步研制推廣精播機提供設計依據，必須加大對排 種器試驗臺的研究和開發(fā)，排種器實驗臺是播種機研發(fā)所使用的主要手段，是 快速產生新一代高性能播種機必不可少的實驗設備。 多功能排種器試驗臺的設計 5 2 工作原理及總體結構 2.1 工作原理 在田間測試播種機性能時，排種器隨拖拉機向前進方向移動。排種器試驗 臺正好相反，它是用輸送帶做種床，并模擬播種機的田間作業(yè)速度進行運動， 排種器在實驗時固定不動，輸送帶（種床）相對于排種器運動。這樣，就使播 種機相對地面的運動轉變?yōu)榈孛嫦鄬τ诓シN機的運動。從相對運動的概念來說， 是一個參考坐標系轉換問題，其效果是一樣的。排種器在固定位置把種子排在 噴上油層的輸送帶上，種子被油層黏住，然后對種床帶上的排種情況進行實時 攝錄和處理，從而測得種子粒距，達到檢測排種均勻性等各項指標的目的。 2.2 總體結構 試驗臺總體結構如圖 2-1 所示，主要有臺架，種床帶裝置，排種器安裝架 裝 置 ,以及 5mm 厚，長寬不一的鐵板。 型 帶 輸 送 帶 傳 動 系 統(tǒng)機 架 電 動 機排 種 器 圖 2-1 試驗臺總體結構簡圖 多功能排種器試驗臺的設計 6 3 主要工作部件參數的設計 3.1 種床長度的確定 考慮到被排種器實驗臺采用視覺方法測得粒距，有時希望還能從種床帶上 直觀地觀察一小段排種實況，而種床帶剎車后還會運行一段距離，因此，把種 床帶有效長度定為 2.8m 較合適，同時該種床帶的類型為普通橡膠輸送帶，膠布 層數為三層，上膠+下膠厚度為 3.0+1.5mm 周長為 6.228m，寬 0.4m，每米長的 質量為 4.01kg/m。 3.2 種床帶前進速度的確定 當前，國內外的當前，國內外的中耕作物精播機作業(yè)速度一般都在 58km/h 左右，部分先進的氣力式播種機可達 1012km/h。一般說來，速度超 過 10km/h，播種質量就有明顯下降的趨勢且試驗標準要求，播種機試驗前進速 度為 1.02m/s（3.67.2km/h） 。排種器試驗臺的設計，除了滿足現有播種機 的實際速度要求之外，還應提高其測試范圍，從而種床帶前進速度確定為 1.57.5km/h。 3.3 排種盤轉速的調整范圍 從現有國內外先進的中耕作物精播機的作業(yè)速度來看，其前進速度在 12km/h 時，則對應的排種盤轉速一般在 20200r/min 之間。所以，本試驗臺 排種盤轉速調試范圍為 15200r/min。 3.4 種床帶傳送裝置驅動電機功率的確定 從結構上看，本排種器試驗臺的種床帶傳送裝置是屬于皮帶輸送機，工作 時，種床帶處于勻速滑動狀態(tài)，因此可粗略計算驅動種床帶傳送裝置平移運動 所做的功，來確定驅動電機功率。 1.運動中滾筒所需的驅動扭力 F1 為： F1=9.80665*G*f=9.80665*24.97428*0.65=159.2N 式中，G種床帶總質量，G=6.228*4.01=24.97428kg f橡膠帶與鋼的動摩擦系數，f=0.65 2.滾筒的驅動轉矩 M1 為： M1=F1*R=159.2*0.1=15.92N.M 式中 R滾筒半徑，R=0.1m 3.滾筒在種床最大前進速度下的轉數 Nm： Nm=Vm/2PR=60Vm/3.14d=120/(3.14*0.2)=192r/min 式中。Vm種床帶最大前進速度 Vm=7.2km/h 4.計算工作機功率： P=（M1*Nm）/9550=15.92*192、9550=0.320087kw 多功能排種器試驗臺的設計 7 5.電機的額定轉矩 M0 為： M0=M1/i=15.92/2=7.96n.M 式中 i電機與滾筒傳動比，i=2 6.在種床帶最大前進速度下驅動電機的轉數 n： n=Nm*i=2*192=384r/min 7.由于采用專用變頻電機，電機頻率范圍內大部分處于恒功率工作狀態(tài)， 則電機額定功率 P0 為： P0=M0*n/9550=(7.96*384)/9550=0.320067kw 8.播種機上排種器大都為地輪驅動，單個排種器的排種盤轉動所需轉矩最 大約為 12.75N.M 排種器驅動電機的額定轉矩 M1 為： M1=M3/i2=12.75N.M 式中。M 3排種盤所需最大轉矩，M 3=12.75N.M 電機與排種器軸傳動比，i2=1 9.電機額定功率：P1=2*P*N ， m*M/60=0.272kw 式中，N ， m拍中盤最高轉速，且為 200r/min P=P0+P1=0.320067+0.272=0.592067KW 因此，選取 JZy22-4 型電磁調速電動機，電動機的功率為 1.5kw，質量為 100kg，調速范圍為：1201200r/min,此系列電動機式一種交流無級變速電動機， 它由籠式異步電動機，電磁轉差離合器所組成，與控制器配合后，可在規(guī)定的 負載下和轉速范圍內能均勻地，連續(xù)地無級調速，并能輸出額定的轉速。因此， 適用于該排種器試驗臺使用。 多功能排種器試驗臺的設計 8 4 設計傳動系統(tǒng) 4.1 一級皮帶傳動的設計 由前已知該電機于滾筒的傳動比為 2，即 i=n1， 式 n1 電機的轉速，且為 384r/min，n2滾筒的轉速，且為 192r/min。以下是設計時所要用到的表： 表 4-1 V 帶帶輪最小基準直徑 Dmin 和基準直徑系列 D（mm） 型號 Y Z A B C D E 最小基準直徑 Dmin 20 50 75 125 200 355 500 20，22.4，25，28，31.5，40，50，56，63，71，75，80，8 5，90，95，100，106，112，118，125，132，140，150，16 0，170，180，200，212，224，236，250 265，280，300，315，355，375，400，425，450，475，500 ，530 基準直徑系列 D 560，600，630，670，710，750，800，900，1000 表 4-2 單根普通 V 帶 i1 時傳動功率的增量 P 0(kw) 小帶輪轉速 n1（r/min）型號 傳動 比 i 400 730 800 980 1200 1460 1600 2000 2400 2800 3200 0.04 0.07 0.08 0.08 0.11 0.13 0.15 0.19 0.23 0.26 0.30A 1.35 1.5 12 0.05 0.09 0.10 0.11 0.15 0.17 0.19 0.24 0.29 0.34 0.39 0.10 0.17 0.20 0.23 0.30 0.36 0.39 0.49 0.59 0.69 0.79B 1.35 1.5 12 0.13 0.22 0.25 0.30 0.38 0.46 0.51 0.63 0.76 0.89 1.01 表 4-3 特定條件下單根普通 V 帶所能傳遞的功率 P0（kw） 小帶輪轉速 n 1 (r/min)型號 小帶 輪基 準直 徑 400 730 800 980 1200 1460 1600 2000 2400 2800 3200 75 0.27 0.42 0.45 0.52 0.60 0.68 0.73 0.84 0.92 1.00 1.04 90 0.39 0.63 0.68 0.79 0.93 1.07 1.15 1.34 1.50 1.64 1.75 100 0.47 0.77 0.83 0.97 1.14 1.32 1.42 1.66 1.87 2.05 2.19 125 0.67 1.11 1.19 1.40 1.66 1.93 2.07 2.44 2.74 2.98 3.16 A 160 0.94 1.56 1.69 2.00 2.36 2.74 2.94 3.42 3.80 4.06 4.19 多功能排種器試驗臺的設計 9 表 4-4 普通 V 帶截面尺寸和單位長度質量 型號 Y Z A B C D E 頂寬 b(mm) 6.0 10.0 13.0 17.0 22.0 32.0 38.0 節(jié)寬 b p (mm) 5.3 8.5 11.0 14.0 19.0 27.0 32.0 高度 h(mm) 4.0 6.0 8.0 11.0 14.0 19.0 25.0 鍥角 a 400 單位長度質量 q（kg/m） 0.04 0.06 0.10 0.17 0.30 0.60 0.87 表 4-5 包角系數 Ka 1.計算功率 Pc 由表可查得：工作情況系數 Ka=1.1，故： Pc=ka*P=1.1*1.5kw=1.65kw. 2.選取普通 V 帶型號 根據 Pc=1.65kw，n 1=384r/min,可確定選用 A 型。 3.確定帶輪基準直徑 D1 和 D2： 由查表可取 D1=90mm，=1%，由式得： D2=n1/n2*D1*(1-)=2*90*0.99=178.2mm.取 D2=180mm。 大帶輪轉速：n 2=n1*D1*(1-)/D2=（384*90*0.99）/180=190.08r/min.其 誤差120，合適。 7.確定 V 帶的根數 Z： 因為該傳動裝置的傳動比 i=2,由查表得 P0=0.05kw.由查表得 K=0.99，Kl=1.01. 由式：Z=Pc/(P0+P0)*K*Kl=1.65/(0.47+0.05)*0.99*1.01=3.7503752 取 Z=4. 8.求作用在帶輪軸上的壓力 Fq： 由表查得 q=0.1kg/m,由式得單根 V 帶的張緊力 F0： F0=(500*Pc)/Z*V*(2.5/K-1)+q*V*V =500*1.65/（4*1.80864）*（2.5/0.99-1）+0.1*1.80864*1.80864 =174.26N 作用在帶輪軸上的壓力為： Fq=2*Z*F0*Sin(/2)=2*4*174.26*Sin(171.35/2)=1390.11N 該皮帶傳動的簡圖為下圖 2：輪 1輪 圖 4-1 皮帶傳動 1 的簡圖 9.帶輪結構設計： V 帶輪設計的主要要求是質量小.結構工藝性好；無過大的鑄造內應力；質 量分布均勻，轉速高時要經過動平衡；輪槽工作面粗糙度要合適，以減少帶的 磨損；輪槽尺寸和槽面角應保持一定的精度，以使載荷分布較為均勻等。 帶輪的材料主要是鑄鐵，常用材料牌號為為 HT150，HT200.鑄鐵帶輪允許 的最大圓周速度為 25m/s，速度更高時，可采用鑄鋼或鋼板沖壓后焊接；小功 率時可用鑄造鋁合金或工程塑料。 鑄鐵 V 帶輪的典型結構有四種：實心式，腹板式，孔板式和輪輻式?；鶞?直徑 D（2.53）d（d 為軸的直徑，mm）時，可采用實心式；D300mm 時， 多功能排種器試驗臺的設計 11 可采用腹板式（當 D1-d1100mm 時，可采用孔板式） ；D300mm 時，可采用輪 輻式。 V 帶輪輪緣的截面及各部尺寸見表 9。由于 V 帶在帶輪上彎曲時，截面變形 使其鍥角變小。為保證膠帶和帶輪工作面的良好接觸，一般應適當減小輪槽槽 角。 帶輪的結構設計，主要是根據帶輪的基準直徑選擇結構形式；根據帶的截型確 定輪槽尺寸；帶輪的其它結構尺寸可參照圖所列經驗公式計算。確定了帶輪各 部分尺寸后，即可繪制出零件圖，并按工藝要求注出相應的技術條件等。由于 強度均較富裕，所以無需進行強度計算。 經驗公式：d1=(1.82)d,d 為軸的直徑， D0=0.5（D1+d1） d0=(0.20.3)(D1-d1) h1=2903/nzP C=(1/71/4)B L=(1.52)d,當 B120 0，即合適 7.確定 V 帶根數 Z： 有前已知輪的傳動比 i=2, 且有表查得：P0=0.27kw,P0=0.05kw. 再由表查得：K=0.982，Kl=0.96 有式可得： Z=Pc/(P0+P0)*K*Kl =0.2992/(0.27+0.05)*0.96*0.982 =0.992 按相關規(guī)定取 Z=1. 8.求作用在帶輪軸上的壓力 Fq: 有表查得 V 帶單位質量 q=0.1kg/m,由式得單根 V 帶的張緊力： F0=(500*Pc)/Z*V*(2.5/K-1)+q*V*V =500*0.2992/1*0.7536*(2.5/0.982-1)+0.1*0.75362 =306.86756+0.0567913 =306.92435N 作用在帶輪軸上的壓力為： Fq=2*Z*F0*Sin(/2) =2*1*306.92435*Sin(171.770/2) =612.23N 9.帶輪的結構設計： 有前已知，該傳動系統(tǒng)的 V 帶輪可選擇為實心式帶輪，帶輪材料為 HT150，其中小輪的各項數據：Z=1，P=0.2992kw,d=30mm 由式可得出其各數據，B=（Z-1）e+2f=(1-1)*15+2*10=20mm D=75mm，Dw=D+2ha=75+2*2.75=80.5mm 由此設計出的小輪為下面圖 4-3： 多功能排種器試驗臺的設計 14 圖 4-3 設計出的小輪簡圖 在該傳動系統(tǒng)中，與此小輪相配合的大輪的結構和各項數據也可由相關的 知識計算出來，在此就不多說了。 多功能排種器試驗臺的設計 15 5.各軸的設計 5.1 軸的材料 主要是碳鋼和合金鋼。鋼軸的毛坯多數用軋制圓鋼和鍛件，有的則直接用 圓鋼。 由于碳鋼比合金鋼價廉，對應力集中的敏感性較低，同時也可以用熱處理 或化學熱處理的辦法提高其耐磨性和抗疲勞強度，故采用碳鋼制造軸尤為廣泛， 其中最常見的是 45 鋼。 合金鋼比碳鋼具有更高的機械性能和更好的淬火性能。因此，在傳遞大動 力，并要求減小尺寸與質量，提高軸頸的耐磨性，以及處于高溫或低溫條件下 工作的軸，常采用合金鋼。 必須指出：在一般工作溫度下（低于 200） ，各種碳鋼和合金鋼的彈性模 量均相差不多。因此在選擇鋼的種類和決定鋼的熱處理方法時，所根據的是強 度與耐磨性，而不是軸的彎曲或扭曲剛度。但也應當注意，在既定條件下，有 時也可選擇強度較低的鋼材，而用適當增大軸的截面面積的辦法來提高軸的剛 度。 各種熱處理（高頻淬火.滲碳.氮化.氰化等）以及表現強化處理（如噴丸. 滾壓等） ，對提高軸的抗疲勞強度都有著顯著的效果。 高強度鑄鐵和球墨鑄鐵容易做成復雜的形狀，且具有價廉.良好的吸振性和 耐磨性，以及對應力集中的敏感性較低等優(yōu)點，可用于制造外形復雜的軸。 下表 5-1 列出了軸的常用材料及其主要機械性能： 表 5-1 軸的常用材料及其主要機械性能 抗拉強 度極限 b 屈服強 度極限 s 彎曲疲 勞極限 -1 剪切疲 勞極限 -1 備注材料牌 號 熱處 理 毛坯直 徑 （mm） 硬度 （HBS ） （Mpa） 100 400420 225Q235 A 熱軋 或鍛 后空 冷 1002 50 375390 215 170 105 用于不 重要及 受載荷 不大的 軸 正火 100 1702 17 590 295 255 140 回火 1003 00 1622 17 570 285 245 135 45 調質 200 2172 55 640 355 275 155 應用最 廣泛 多功能排種器試驗臺的設計 16 因此，結合各方面的情況，我們可選擇45鋼作為軸的材料 5.2軸的結構設計 軸的結構主要取決于以下因素：軸在機器中的安裝位置及形式；軸上安裝 的零件的類型.尺寸.數量以及和軸連接的方法；載荷的性質.大小方向及分布情 況；軸的加工工藝等。 5.3第一傳動軸（電動機與輸送裝置相連的軸）的設計 1.選擇軸的材料： 選擇軸的材料為45鋼，其機械性能由上表可查得： -1b=60MPa, b=640MPa, -1=275MPa, -1=155MPa. 2.求輸入軸上的功率 P2，轉矩 T2： 若取帶傳動的效率 1=0.96，則： P2=P0* 1 =0.96*1.5kw =1.44kw 轉速 n2=192r/min。 所以 T2=9550000*P2/n2 =9550000*1.44/192=71625N.mm 表 5-2 幾種軸的材料的 T和 C 值 軸的材料 A3,20 1Cr18Ni9Ti 35 45 40Cr,35SiMn,2Cr13,20CrMnTi T 1220 1225 2030 3040 4052 C 160135 148125 135118 118107 10798 表 5-3 零件倒角 C 與圓角半徑 R 的推薦值（mm） 直徑 d 610 1018 1830 3050 5080 80120 120180 C 或 R 0.5 0.6 0.8 1.0 1.2 1.6 2.0 2.5 3.0 表 5-4 軸的許用彎曲應力（Mpa） 材料 b +1b 0b -1b 400 130 70 40 500 170 75 45 600 200 95 55 碳鋼 700 230 110 65 3.初步確定軸的最小直徑： 根據表 13，選取 C=122,C 為取決于軸材料的許用扭轉應力 t的系數。 dmin=C* =112 =21.9072mm32/nP3192/4. 4.軸的結構設計： 多功能排種器試驗臺的設計 17 1）擬定軸上零件的裝配方案 軸上零件的裝配方案對軸的結構形式起著決定性的作用?，F擬出裝配方案下： BCAF 圖 5-1 軸的裝配方案 2）根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 已確定軸的最小直徑為 21.9072mm，則可設，VIIIIV 段軸的直徑為 30mm，右端用軸端擋圈定位，接軸端直徑，取擋圈直徑為 33mm,由手冊可確定 當輸送帶寬為 400mm 時，滾筒的長度可確定為 450mm，即 LIII-V=450mm。由于考 慮到用套筒對兩帶輪進行軸向定位，初步設計該套筒長度為 l=32mm,內徑為 30mm，外徑為 45mm，由于 VIIIIV 段軸的直徑為 30mm，可由皮帶輪的相關 知識得出帶輪的寬度 B=20mm，則，VIIIIV 段軸的初步設計長度為 52mm,因 為此軸是階梯軸設計，因此在兩帶輪中間設計一個軸肩，根據要求，此軸肩高 度 2.5mm，軸肩處的過渡圓的半徑為 1mm，因此初步設計 VIIVIII 段軸的直 徑為 35mm，由皮帶輪的相關知識可設計出該帶輪的寬度 B=65mm，因此初步設計 VIIVIII 段軸的長度為 65mm，此軸段與下一個軸段的連接處設計一個軸肩， 查表可知該軸肩高度為 2.5mm，相關過渡圓半徑為 1.2mm，初步設計 VIVII 段軸的直徑為 40mm，長度為 40mm，該段與軸承座連接處的軸肩的高度由查相關 表可知為 3mm，相關的過渡圓半徑為 1.6mm，由此 VVI 段軸的直徑可初步設 計為 45mm，在該軸段使用套筒進行滾筒的軸向定位，該套筒的長度可初步設計 為 14.54mm，內徑為 45mm，外徑為 28.69mm，該套筒與滾筒連接處設計一個軸 肩，由查表可得該軸肩高度為 4mm，過渡圓的半徑為 1.6mm，則 VVI 段軸的 長度可初步設計為 50mm，IIIV 段軸的直徑可初步設計為 54mm，前面已知 IIIV 段軸的長度為 450mm，該軸段與下一個軸段的連接處設計一個軸肩， 以利于滾筒的軸向定位，由查相關表，該軸肩的高度可設計為 4mm，過渡圓半 徑為 1.6mm，則，IIIII 段軸的直徑可初步設計為 62mm，長度可設計為 10mm，該軸段與下一個軸段的連接處設計一個軸肩，查相關表可把該軸肩高度 設計為 6mm,過渡圓半徑為 2mm，則 III 段軸的直徑可初步設計為 48mm，長 度為 20mm，該段軸與下一個段軸的連接處設計一個軸肩，該軸肩的高度為 多功能排種器試驗臺的設計 18 1.6mm，相關過渡圓半徑為 1.6mm,因為 I 段軸是與軸承相配合的。 3）初步選擇滾動軸承。 因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用角接觸球軸承，參照工作 要求并根據 di=45mm，由軸承產品目錄中初步選取 0 基本游隙組，標準精度級的 角接觸球軸承 46209，右端滾動軸承采用軸肩進行軸向定位。由手冊上查得 46209 型軸承的定位軸肩高度 h=1.1，所以 I 段軸的長度可初步設計為 19mm。 至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。 4）軸上零件的周向定位 皮帶輪，滾筒與軸的周向定位均采用平鍵聯(lián)接。按 dIII-V由手冊查得平鍵截 面 b*h=16*10(GB109579)，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為 85mm（標準鍵長見 GB109679） ，同時為了保證滾筒與軸配合有良好的對中性，故選擇滾筒與軸 的配合為 H7/n6；同樣，右端第一個帶輪與軸的聯(lián)接，選用平鍵 b*h*l=10*8*15,帶 輪與軸的配合為 H7/k6。第二個帶輪與軸的聯(lián)接，選用平鍵 b*h*l=10*8*45，帶 輪與軸的配合為 H7/k6。滾動軸承與軸的周向定位是借過渡配合來保證的，此 處選軸的直徑尺寸公差為 m6。 5）確定軸上圓角和倒角尺寸 參考表 5-2 ，取軸端倒角為 2*450 ，各軸肩處的圓角半徑見圖 5 。 6）求軸上的載荷 首先根據軸的結構（圖 5-1）做出軸的計算簡圖（5-2） 。在確定軸承的支 點位置時，應從手冊中查取 a 值。因此，作為簡支梁的軸的支撐跨距，根據軸 的計算簡圖作出軸的彎矩圖，扭矩圖和計算彎矩圖， 從軸的結構圖和計算彎矩圖中可以看出截面 33 處的計算彎矩最大，是軸 的危險截面。截面 33 處的各相關數據計算如下。 7）按彎扭合成應力校核軸的強度 畫受力簡圖（如圖 5-2 所示） 畫軸空間受力簡圖 5-2： 圖 5-2 軸空間受力簡圖 圖中 A 為主動輪， B 為從動輪，已知 PA=1.44kw，P B=0.272kw，n A=nB=192r/min 所以： MA=9550000*PA/nA=9550000*1.44/192=71625N.mm, MB=9550000*PB/nB=9550000*0.272/192=14822.4N.mm 多功能排種器試驗臺的設計 19 從受力情況看出，軸在 CA，AB 兩段內，各截面上的扭矩是不相等的，現在 用截面法，根據平衡方程計算各段內的扭矩，在 AC 段內，以 T1表示截面 1 1 上的扭矩，并任意地把 T1的方向假設為如上圖所示，由平衡方程： T1-WA-WB=0 T1=WA+WB=71625+14822.4=86447.4N.mm 在 AB 段內，T 4 表示截面 44 上的扭矩，并任意地把 T4 的方向假設為 如上圖所示，由平衡方程：T 4-WB=0，所以：T 4 =WB=14822.4N.Mm 扭矩圖如下： 圖 5-3 扭矩圖 由靜力平衡可得：F D+FC=FA+FB FD(L1+L2+L3)+ FC（L 2+L3） 由以上已知：L 1=539mm，L 2=72.5mm，L 3=74.5mm，F A=1252N，F B=612N 所以可求出：F D=-335N，F C=2199N 因此： 在截面 11 處的彎矩 M1=FD*489，扭矩 W1=*d 13/32d1=54mm 截面 11 處的彎曲應力 1=M1/W1 =(335*489*32)/(3.14*543)=10.602 在截面 22 處的彎矩 M2=FD*(489+50)=335*539=180，d 2=45， W2=*d 23/32=3.14*453/32=8942mm3 截面 22 處的彎曲應力 2=M2/W2=180565/8942= 20.1929 在截面 33 處的彎矩 M3=FD*（489+50+72.5）=335*611.5=204852.5N.mm d3=35mm,W3=*d 33/32=3.14*353/32=4207.11mm3 在截面 33 處的彎曲應力 3=M3/W3=204852.5/4207.11=48.692 在截面 44 處的彎矩 M4=FB*74.5=45594N.mmd4=30mm， W4=*d 43/32=2649.375mm 在截面 44 處的彎曲應力 4=M4/W4=45594/2649.375=17.21 明顯 3 2 4 1即截面 33 是最危險的 作出彎矩圖： 多功能排種器試驗臺的設計 20 圖 5-4 彎矩圖 計算當量彎矩： Mca2=M2+(aT)2=204852.52+716252,所以 Mca=217013N.mm 校核軸的強度： 已知軸的當量彎矩后，即可針對某些危險截面作強度校核計算，通常只校核軸 上承受最大計算彎矩的截面（即危險截面 33）的強度，則由以上數據可得: ca = M ca/W3=217013/4207.11=51.5825 -1b=60MPa 即 ca小于 45 鋼的許用彎曲應力，故此軸安全。 繪制軸的工作圖，見下圖 5-5：F-24,52.未 注 明 倒 角 為 1x45 技 術 要 求調 質 0HBS?24,531 ?2,50?15+0.3-2?27+0.39-R R8.608 80.81.6 1.6BCA91055 26其 余 25 4,5R8 3,9R90,75 5.4 第二傳動軸的設計 為了使輸送帶保持水平運動狀態(tài)，該軸的設計在外形和大小與主動軸的外 形和大小大致一樣，過程如下： 1.擬定軸上零件的裝配方案 軸上零件的裝配方案對軸的結構形式起著決定性的作用，現擬出該軸的裝 配方案，如下圖 5-6： 多功能排種器試驗臺的設計 21 A 圖 5-6 軸的裝配圖 2.該軸的各段與主動軸的相應的各段軸徑大小和長度相同，各相應軸肩高度也 相同，過渡圓半徑大小相同，技術要求也一樣。 5.5 第三傳動軸的設計 1.選擇軸的材料 選擇軸的材料為 45 鋼，經調質處理，其機械性能由表查得： -1b=60MPa, b=640MPa, -1=275MPa, -1=155MPa. 2. 軸所傳遞的功率為 P3,轉速 n3，轉矩 T3,若取軸承效率為 0.99，皮帶傳動效 率為 0.96，則： P3=0.272/（0.96*0.99）=0.2862kw n3=95.04r/min 于是：T 3=9550000*T3/n3 =9550000*0.2862/95.04 =28758N.mm 3.初步確定軸的最小直徑 先按式初步估算軸的最小直徑，其中 C=112，C 為取決于軸材料的許用扭轉 應力 t的系數。 dmin=C*3/nP =112 04.95286. =16.2mm 輸入軸的最小直徑顯然是安裝在軸承端蓋右端的皮帶輪處 4.軸的結構設計 1）擬定軸上零件的裝配方案 軸上零件的裝配方案對軸的結構形式起著決定性的作用，現擬出一種裝配 方案，如下圖： 多功能排種器試驗臺的設計 22 圖 5-7 軸的裝配圖 2）根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 已確定軸的最小直徑為 16.2mm，可初步設計軸的最小直徑為 30mm，即 dVI- VII=30mm,該段軸與皮帶輪配合，由皮帶輪的相關知識可得出皮帶輪的寬度為 20mm，則該段軸的長度可設計為 20mm 即 LVI-VII=20mm，為了滿足皮帶輪的軸向 定位要求，VIVII 軸段左端需制出一軸肩，該軸肩高度為 2.5mm，過渡圓的 半徑為 1mm,右端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑 D=33mm，由于軸肩等 原因，VVI 段軸的直徑可初步設計為 35mm，長度可初步設計為 137mm,該軸 段與 IVV 段聯(lián)接處制出一個軸肩，軸肩高度為 2.5mm,過渡圓半徑為 1.2mm, 該軸段與軸承端蓋配合，由此，IVV 段軸的直徑可初步設計為 40mm，長度 可設計為 50mm，該段軸的左端制出一軸肩以利于定位，該軸肩高度為 3mm，過 渡圓直徑為 1.6mm，IIIIV 段軸與滾筒配合，因此該段軸的長度與主動軸的 相應段軸的長度一樣，為 450mm，軸的直徑初步設計為 48mm，該段軸的左端采 用軸肩進行軸向定位，因此在該段軸的左端制出一軸肩，該軸肩高度為 3.5mm，相應過渡圓半徑為 1.6mm，則 IIIII 段軸的直徑可初步設計為 56mm，該軸長可初步設計為 10mm。III 段軸的直徑初步設計為 48mm，長度 為 21mm，該段軸的左端需制出一軸肩，以用于滾動軸承的軸向定位。由于 I 段 軸與滾動軸承配合，因此該軸徑設計為 40mm。 3）初步選擇滾動軸承 因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用角接觸球軸承。參照工作 要求并根據 dI=40mm，由軸承產品目錄中初步選取 0 基本游隙組，標準精度級的 角接觸球軸承 46208，其尺寸為 d*D*B=40*80*18，故 LI=18mm，右端滾動軸承采 用軸肩進行軸向定位。 至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。 4）軸上零件的周向定位 滾筒.皮帶輪與軸的周向定位均采用平鍵聯(lián)接。按 dIII-IV=48mm，由手冊查 得平鍵截面 b*h=14*9(GB109579)，鍵槽用鍵槽銑刀加工，同時為了保證滾 筒與軸配合有良好的對中性，故選擇滾筒與軸的配合為 H7/n6;同樣，皮帶輪與 軸的聯(lián)接選用平鍵為 8*7*15，皮帶輪與軸的配合為 H7/k6.滾動軸承與軸的周向 定位是借過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為 m6。 5）確定軸上圓角和倒角尺寸 多功能排種器試驗臺的設計 23 參考表 5.3.2，取軸端倒角為 1X450。 6）首先根據軸的結構作出軸的計算簡圖。 在確定軸承的支點位置時，應從手冊中查取 a 值。根據軸的計算簡圖作出 軸的彎矩圖.扭矩圖和計算彎矩圖 畫空間受力簡圖 圖 5-8 軸空間受力簡圖 由前已計算得： T3=28758N.Mm,FC=612N， ，L 1=540.5mm，L 2=147mm 由靜力平衡可得： FA+FB=FC FB*L1=FC(L1+L2) 則：F A+FB=612 540.5*FB=612*（147+540.5） 則：F A=-166.3N，F B=778.3N 計算以上各截面的彎矩即截面 11，22，33 的彎矩 在截面 11 處的彎矩 M1=FA*489 ，扭矩 W1=*d 13/32，d 1=48mm 截面 11 處的彎曲應力 1=M1 /W1 =(166.3*489*32)/(3.14*483)=7.52Mpa 在截面 22 處的彎矩 M2 =FA（490.5+50）=89885.15N.mm,d 2=40mm 扭矩 W2=*d 23/32=3.14*403/32=6280mm3 截面 22 處的彎曲應力 2=M2/W2=89885.15/6280 =14.31Mpa 在截面 33 處的彎矩 M3=FA*（490.5+50+147）=114331.25N.mm，d 3=30mm 扭矩 W3=*d 33/32=3.14*303/32=2649.4mm3 截面 33 處的彎曲應力 3=M3/W3=114331.25/2649.4=43.2Mpa 由此可知截面 33 是最危險的,作出扭矩圖和彎矩圖： 多功能排種器試驗臺的設計 24 圖 5-9 扭矩圖 圖 5-10 彎矩圖 根據已作出的彎矩圖和扭矩圖，求出計算彎矩圖 Mca： Mca2=M2+(aT)2 =114331.252+287582 所以：M ca=117892N.Mm 校核軸的強度 已知軸的計算彎矩后即可針對某些危險截面作強度校核計算，通常只校核軸上 承受最大計算彎矩的截面的強度，即截面 33 的強度。 則由以上數值可得： ca = M ca/W3=117892/2469.4=47.74Mpa -1b=60MPa,故安全 繪制軸的工作圖。見下圖： 多功能排種器試驗臺的設計 25 技 術 要 求1.調 質 HBS未 注 明 倒 角 為3未 注 明 過 渡 圓 R=08F- 其 余 圖 5-11 第三傳動軸的工作圖 6.畢業(yè)設計總結 我的畢業(yè)設計課題是：多功能試驗臺的設計。這是一個關于系統(tǒng)整體設計 的畢業(yè)設計，在往界的畢業(yè)設計中還未曾有過該類的設計，另外，該設計的重 點是各軸和整體傳動系統(tǒng)的設計，排種器和輸送帶的性能的各數據是該設計的 關鍵，其中排種器的各數據是經驗值，由于缺乏必要的數據，工作停頓了段時 間，通過多種渠道，終于查詢到一篇研究所的實驗報告，其中有排種器的相關 數據，經過一段時間的不懈努力，設計工作基本完成。 在設計過程中，一方面我深感自己知識的 貧乏和平時鍛煉的重要性，深刻領會到實踐與理論的差異性；另一方面，通過 這次獨立的設計，更加堅定了繼續(xù)努力學習的信念，深深體會到理論與實踐的 有機結合是學習和掌握知識的重要途徑，同時也是搞好教學的重要環(huán)節(jié)。在整 個畢業(yè)設計過程中，使我提高了獨立思考問題和解決實際問題的能力。在整個 畢業(yè)設計過程中，我通過各種方式收集、查找相關資料。在此過程中我刻苦努 力，虛心請教，不放過任何難 點與疑問。而通過這次的畢業(yè)設計，使我認識到要掌握深層次的模具設計需還 需掌握更多的機械相關課程的知識，如機械制圖、材料力學，機械制造，機械 原理等等。如今我不僅認 識到了如何將知識更好的與實踐向結合，并且通過這次設計使我了解了一些設 計方法和使自己更加熟練的掌握了一些設計軟件（如 AutoCAD、PRO、Word 等） ， 同時也使我了解了怎樣去查找設計相關的設計資料（包括手冊、標準和規(guī)范等） 以及進行經驗估算等方面有了一定程度的提高，深刻的感受到計算機和工具書 及手冊在設計中帶來的便利和幫助。 多功能排種器試驗臺的設計 26 參考文獻 1 楊明忠,朱家誠.機械設計 .武漢理工大學出版社，2001 年,7-5629-1725-6. 2機械設計師手冊編寫組.機械設計師手冊 .機械工業(yè)出版社，1989 年，7-111- 00593-7 3曹志超,俞一鳴.鄉(xiāng)鎮(zhèn)企業(yè)機電實用技術手冊.化學工業(yè)出社,1997 年,7-5025-1519-4 4劉鴻文.材料力學.高等教育出版社,2004 年，7-04-012759-8 5鄭文緯、吳克堅.機械原理（第七版）.高等教育出版社. 6范崇夏，溫琴美主編.國家標準機械制圖應用示例圖冊.中國標準出版社，1988 7邱宣懷主編.機械設計（第四版）.高等教育出版社，2000 8實用機械設計手冊（上下）.中國農業(yè)機械化科學研究院，1985 9吳宗澤，羅圣國主編.機械設計課程設計手冊（第二版） 10曾志新，呂明主編.機械制造基礎.武漢理工大學出版社，2001 11哈爾濱工業(yè)大學力學教研組編.理論力學（第五版）.高等教育出版社，1998 12蔡曉華，劉俊杰，孔繁亮.排種器試驗臺結構參數的設計 。 多功能排種器試驗臺的設計 27 致 謝 經過半年的忙碌和工作，本次畢業(yè)設計已經接近尾聲，作為一個本科生的 畢業(yè)設計，由于經驗的匱乏，難免有許多考慮不周全的地方，如果沒有導師的 督促指導，以及一起工作的同學們的支持，想要完成這個設計是難以想象的。 在這里首先要感謝我的導師趙進輝老師。趙老師平日里工作繁多，但在我做畢 業(yè)設計的每個階段，從外出實習到查閱資料，設計草案的確定和修改，中期檢 查，后期詳細設計，裝配草圖等整個過程中都給予了我悉心的指導。我的設計 較為復雜煩瑣，但是趙老師仍然細心地糾正圖紙中的錯誤。除了敬佩趙老師的 專業(yè)水平外，他的治學嚴謹和科學研究的精神也是我永遠學習的榜樣，并將積 極影響我今后的學習和工作。 然后還要感謝大學四年來所有的老師，為我們打下機械專業(yè)知識的基礎； 同時還要感謝所有的同學們，正是因為有了你們的支持和鼓勵。此次畢業(yè)設計 才會順利完成。最后感謝工學院和我的母校江西農業(yè)大學四年來對我的大力 栽培。我們初出茅廬，水平有限，時間也比較緊迫，所以難免有錯誤存在，在 此，我們也真誠地希望大家不吝賜教，提出批評和改正意見。謝謝！ 2009.5.16 多功能排種器試驗臺的設計 28