喜歡就充值下載吧。。資源目錄里展示的文件全都有，，請放心下載，，有疑問咨詢QQ:414951605或者1304139763 ======================== 喜歡就充值下載吧。。資源目錄里展示的文件全都有，，請放心下載，，有疑問咨詢QQ:414951605或者1304139763 ======================== 多功能排種器試驗臺多功能排種器試驗臺指導老師：趙進輝設計者：黃志鋒一一.前言前言多功能精量排種器能對油菜、谷子、芝麻、苜蓿、胡麻、小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、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。備。（四）種床帶傳送裝置驅動電機功（四）種床帶傳送裝置驅動電機功率的確定率的確定n n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，并配有從結構上看，本排種器試驗臺的種床帶傳送裝置是屬于皮帶輸送機，并配有張緊和托輥裝置。工作時，種床帶處于勻速滑動狀態(tài)，因此可粗略計算驅動張緊和托輥裝置。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。種床帶傳送裝置平移運動所做的功，來確定驅動電機功率。n n1.1.運動中滾筒所需的驅動扭力運動中滾筒所需的驅動扭力F1F1為：為：n n F1=9.80665*G*f=9.80665*24.97428*0.65=159.2NF1=9.80665*G*f=9.80665*24.97428*0.65=159.2Nn n 式中，式中，GG種床帶總質量，種床帶總質量，G=6.228*4.01=24.97428kgG=6.228*4.01=24.97428kgn n f f橡膠帶與鋼的動摩擦系數，橡膠帶與鋼的動摩擦系數，f=0.65f=0.65n n2.2.滾筒的驅動轉矩滾筒的驅動轉矩M1M1為：為：n n M1=F1*R=159.2*0.1=15.92N.MM1=F1*R=159.2*0.1=15.92N.Mn n式中式中 RR滾筒半徑，滾筒半徑，R=0.1mR=0.1mn n3.3.滾筒在種床最大前進速度下的轉數滾筒在種床最大前進速度下的轉數NmNm為：為：n n Nm=Vm/2PR=60Vm/3.14d=120/(3.14*0.2)=192r/minNm=Vm/2PR=60Vm/3.14d=120/(3.14*0.2)=192r/minn n式中。式中。VmVm種床帶最大前進速度種床帶最大前進速度Vm=7.2km/hVm=7.2km/hn n計算工作機功率：計算工作機功率：n n P=P=（M1*NmM1*Nm）/9550=15.92*192/9550=15.92*192、9550=0.320087kw9550=0.320087kw二二.工作原理及總體結構工作原理及總體結構n n一）工作原理一）工作原理n n 在田間測試播種機性能時，排種器隨拖拉機向前進方向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。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。均勻性等各項指標的目的。（二）總體結構（二）總體結構n n試驗臺總體結構如圖試驗臺總體結構如圖2-2-1 1所示，主要有臺架，所示，主要有臺架，種床帶裝置，排種器種床帶裝置，排種器安裝架，驅動裝安裝架，驅動裝 置置 ,以以及及5mm5mm厚，長寬不一厚，長寬不一的鐵板。的鐵板。圖圖2-1 試驗臺總體結構簡圖試驗臺總體結構簡圖三三.主要工作部件參數的設計主要工作部件參數的設計n n（一）種床長度的確定n n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。（二）種床帶前進速度的確定（二）種床帶前進速度的確定n n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。（三）排種盤轉速的調整范圍（三）排種盤轉速的調整范圍n n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。（四）種床帶傳送裝置驅動電機功（四）種床帶傳送裝置驅動電機功率的確定率的確定n n 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，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。裝置平移運動所做的功，來確定驅動電機功率。n n1.1.運動中滾筒所需的驅動扭力運動中滾筒所需的驅動扭力F1F1為：為：n n F1=9.80665*G*f=9.80665*24.97428*0.65=159.2NF1=9.80665*G*f=9.80665*24.97428*0.65=159.2Nn n 式中，式中，GG種床帶總質量，種床帶總質量，G=6.228*4.01=24.97428kgG=6.228*4.01=24.97428kgn n f f橡膠帶與鋼的動摩擦系數，橡膠帶與鋼的動摩擦系數，f=0.65f=0.65n n2.2.滾筒的驅動轉矩滾筒的驅動轉矩M1M1為：為：n n M1=F1*R=159.2*0.1=15.92N.MM1=F1*R=159.2*0.1=15.92N.Mn n式中式中 RR滾筒半徑，滾筒半徑，R=0.1mR=0.1mn n3.3.滾筒在種床最大前進速度下的轉數滾筒在種床最大前進速度下的轉數NmNm為：為：n n Nm=Vm/2PR=60Vm/3.14d=120/(3.14*0.2)=192r/minNm=Vm/2PR=60Vm/3.14d=120/(3.14*0.2)=192r/minn n式中。式中。VmVm種床帶最大前進速度種床帶最大前進速度Vm=7.2km/hVm=7.2km/hn n計算工作機功率：計算工作機功率：n n P=P=（M1*NmM1*Nm）/9550=15.92*192/9550=15.92*192、9550=0.320087kw9550=0.320087kwn n5.5.電機的額定轉矩電機的額定轉矩M0M0為：為：n n M0=M1/i=15.92/2=7.96n.MM0=M1/i=15.92/2=7.96n.Mn n式中式中ii電機與滾筒傳動比，電機與滾筒傳動比，i=2i=2n n6.6.在種床帶最大前進速度下驅動電機的轉數在種床帶最大前進速度下驅動電機的轉數n n：n n n=Nm*i=2*192=384r/minn=Nm*i=2*192=384r/minn n7.7.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P0P0為：為：n nP0=M0*n/9550=(7.96*384)/9550=0.320067kwP0=M0*n/9550=(7.96*384)/9550=0.320067kwn n8.8.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.M12.75N.M排種器驅排種器驅動電機的額定轉矩動電機的額定轉矩M1M1為：為：n nM1=M3/i2=12.75N.MM1=M3/i2=12.75N.Mn n式中。式中。M3M3排種盤所需最大轉矩，排種盤所需最大轉矩，M3=12.75N.MM3=12.75N.Mn n電機與排種器軸傳動比，電機與排種器軸傳動比，i2=1i2=1n n9.9.電機額定功率：電機額定功率：P1=2*P*NP1=2*P*N，m*M/60=0.272kwm*M/60=0.272kwn n 式中，式中，N N，mm拍中盤最高轉速，且為拍中盤最高轉速，且為200r/min200r/minn nP=P0+P1=0.320067+0.272=0.592067KWP=P0+P1=0.320067+0.272=0.592067KWn n因此，選取因此，選取JZy22-4JZy22-4型電磁調速電動機，電動機的功率為型電磁調速電動機，電動機的功率為1.5kw1.5kw，質量為，質量為100kg100kg，調速范圍為：，調速范圍為：1201200r/min,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。額定的轉速。因此，適用于該排種器試驗臺使用。四四.設計傳動系統設計傳動系統（一）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。該皮帶傳動的簡圖為下圖該皮帶傳動的簡圖為下圖2：9.9.帶輪結構設計：帶輪結構設計：n nV V帶輪設計的主要要求是質量小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。載荷分布較為均勻等。n n 帶輪的材料主要是鑄鐵，常用材料牌號為為帶輪的材料主要是鑄鐵，常用材料牌號為為HT150HT150，HT200.HT200.鑄鑄鐵帶輪允許的最大圓周速度為鐵帶輪允許的最大圓周速度為25m/s25m/s，速度更高時，可采用鑄鋼或鋼，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。板沖壓后焊接；小功率時可用鑄造鋁合金或工程塑料。n n鑄鐵鑄鐵V V帶輪的典型結構有四種：實心式，腹板式，孔板式和輪輻帶輪的典型結構有四種：實心式，腹板式，孔板式和輪輻式?；鶞手睆绞健；鶞手睆紻 D（2.532.53）d d（d d為軸的直徑，為軸的直徑，mmmm）時，可采用實心）時，可采用實心式；式；D D300mm300mm時，可采用腹板式（當時，可采用腹板式（當D1-d1D1-d1100mm100mm時，可采用孔時，可采用孔板式）；板式）；D300mmD300mm時，可采用輪輻式。時，可采用輪輻式。n nV V帶輪輪緣的截面及各部尺寸見表帶輪輪緣的截面及各部尺寸見表9 9。由于。由于V V帶在帶輪上彎曲時，截面帶在帶輪上彎曲時，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。當減小輪槽槽角。由此設計出的大輪為下面圖由此設計出的大輪為下面圖4-2：五五.各軸的設計各軸的設計n n（一）（一）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。直接用圓鋼。n n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，其中最常見的是的是4545鋼。鋼。n n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。采用合金鋼。n n必須指出：在一般工作溫度下（低于必須指出：在一般工作溫度下（低于200200），各種碳鋼和合金鋼的彈性模量均），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，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。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。n n各種熱處理（高頻淬火各種熱處理（高頻淬火.滲碳滲碳.氮化氮化.氰化等）以及表現強化處理（如噴丸氰化等）以及表現強化處理（如噴丸.滾壓等），滾壓等），對提高軸的抗疲勞強度都有著顯著的效果。對提高軸的抗疲勞強度都有著顯著的效果。n n高強度鑄鐵和球墨鑄鐵容易做成復雜的形狀，且具有價廉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。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。n n下表下表5.15.1列出了軸的常用材料及其主要機械性能：列出了軸的常用材料及其主要機械性能：（二）軸的結構設計：（二）軸的結構設計：n n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。第一傳動軸（電動機與輸送裝置相第一傳動軸（電動機與輸送裝置相連的軸）的設計：連的軸）的設計：n n1.1.選擇軸的材料：選擇軸的材料：n n選擇軸的材料為選擇軸的材料為4545鋼，其機械性能由上表可查得鋼，其機械性能由上表可查得 n n-1b=60MPa,b=640MPa,-1=275MPa,-1=155MPa.-1b=60MPa,b=640MPa,-1=275MPa,-1=155MPa.n n2.2.求輸入軸上的功率求輸入軸上的功率P2P2，轉矩，轉矩T2T2：n n 若取帶傳動的效率若取帶傳動的效率1=0.961=0.96，則：，則：n n P2=P0*1 P2=P0*1 n n =0.96*1.5kw =0.96*1.5kwn n =1.44kw =1.44kwn n 轉速轉速n2=192r/minn2=192r/min。n n 所以所以T2=9550000*P2/n2T2=9550000*P2/n2n n =9550000*1.44/192 =9550000*1.44/192n n =71625N.Mm =71625N.Mmn n3.3.初步確定軸的最小直徑：初步確定軸的最小直徑：n n根據表根據表1313，選取，選取C=122,CC=122,C為取決于軸材料的許用為取決于軸材料的許用 n n 扭轉應力扭轉應力tt的系數。的系數。n ndmin=C*dmin=C*n n =112 =112n n =21.9072mm =21.9072mmn n 4.4.軸的結構設計：軸的結構設計：n n（1 1）擬定軸上零件的裝配方案）擬定軸上零件的裝配方案n n 軸上零件的裝配方案對軸的結構形式起著決定性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擬出裝配方案如下：的作用?，F擬出裝配方案如下：n n（2 2）根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度長度n n（3 3）初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向初步選擇滾動軸承。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工作要求并根據di=45mmdi=45mm，由軸承產品目錄中初，由軸承產品目錄中初步選取步選取0 0基本游隙組，標準精度級的角接觸球軸承基本游隙組，標準精度級的角接觸球軸承4620946209，右端滾動軸承采用軸肩進行軸向定位。由，右端滾動軸承采用軸肩進行軸向定位。由手冊上查得手冊上查得4620946209型軸承的定位軸肩高度型軸承的定位軸肩高度h=1.1h=1.1，所以所以I I段軸的長度可初步設計為段軸的長度可初步設計為19mm19mm。n n 至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度n n（4 4）軸上零件的周向定位軸上零件的周向定位n n皮帶輪，滾筒與軸的周向定位均采用平鍵聯接。皮帶輪，滾筒與軸的周向定位均采用平鍵聯接。按按dIII-VdIII-V由手冊查得平鍵截面由手冊查得平鍵截面b*h=16*10(GB109579)b*h=16*10(GB109579)，鍵槽用鍵槽銑刀加工，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為長為85mm85mm（標準鍵長見（標準鍵長見GB109679GB109679），同時），同時為了保證滾筒與軸配合有良好的對中性，故選擇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滾筒與軸的配合為H7/n6H7/n6；同樣，右端第一個帶輪；同樣，右端第一個帶輪與軸的聯接，選用平鍵與軸的聯接，選用平鍵b*h*l=10*8*15,b*h*l=10*8*15,帶輪與軸的帶輪與軸的配合為配合為H7/k6H7/k6。第二個帶輪與軸的聯接，選用平鍵。第二個帶輪與軸的聯接，選用平鍵b*h*l=10*8*45b*h*l=10*8*45，帶輪與軸的配合為，帶輪與軸的配合為H7/k6H7/k6。滾動。滾動軸承與軸的周向定位是借過渡配合來保證的，此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處選軸的直徑尺寸公差為m6m6。n n（5 5）確定軸上圓角和倒角尺寸確定軸上圓角和倒角尺寸n n 參考表參考表5-25-2，取軸端倒角為，取軸端倒角為2*4502*450，各軸肩，各軸肩處的圓角半徑見圖處的圓角半徑見圖5 5。n n（6 6）求軸上的載荷）求軸上的載荷n n 首先根據軸的結構（圖首先根據軸的結構（圖5-15-1）做出軸的計算簡圖）做出軸的計算簡圖（5-25-2）。在確定軸承的支點位置時，應從手冊中）。在確定軸承的支點位置時，應從手冊中查取查取a a值值。因此，作為簡支梁的軸的支撐跨距。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，根據軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖，扭矩圖和計算彎矩圖，和計算彎矩圖，n n 從軸的結構圖和計算彎矩圖中可以看出截面從軸的結構圖和計算彎矩圖中可以看出截面3333處的計算彎矩最大，是軸的危險截面。截面處的計算彎矩最大，是軸的危險截面。截面3333處的各相關數據計算如下。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）按彎扭合成應力校核軸的強度n n 畫受力簡圖（如圖畫受力簡圖（如圖5-25-2所示）所示）n n 畫軸空間受力簡圖畫軸空間受力簡圖5-5-2 2：畫軸空間受力簡圖畫軸空間受力簡圖5-2：繪制軸的工作圖，繪制軸的工作圖，6.畢業(yè)設計總結畢業(yè)設計總結n n我的畢業(yè)設計課題是：多功能試驗臺的設計。這是一個關于系統整體設計的畢業(yè)設計，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系統的設計，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。作基本完成。n n在設計過程中，一方面我深感自己知識的在設計過程中，一方面我深感自己知識的n n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，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n n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。如今我不僅認今我不僅認n n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（如和使自己更加熟練的掌握了一些設計軟件（如AutoCADAutoCAD、PROPRO、WordWord等），同時也使等），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。的便利和幫助。（二）致謝（二）致謝n n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。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。n n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。樣，并將積極影響我今后的學習和工作。n n 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。業(yè)設計才會順利完成。n n最后感謝工學院和我的母校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。江西農業(yè)大學四年來對我的大力栽培。n n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！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！n n 2009.5.162009.5.16 多功能排種器試驗臺的設計 學校代碼： 序 號： 本 科 畢 業(yè) 論 文 題目： 多功能排種器試驗臺的設計 學 院： 姓 名： 學 號： 專 業(yè) 年 級： 指導教師： 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 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 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 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 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。 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。 圖2-1 試驗臺總體結構簡圖 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5～8km/h左右，部分先進的氣力式播種機可達10～12km/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1.0～2m/s（3.6～7.2km/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1.5～7.5km/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20～200r/min之間。所以，本試驗臺排種盤轉速調試范圍為15～200r/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 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。M3——排種盤所需最大轉矩，M3=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：120~1200r/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。 4 設計傳動系統 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 基準直徑系列D 20，22.4，25，28，31.5，40，50，56，63，71，75，80，85，90，95，100，106，112，118，125，132，140，150，160，170，180，200，212，224，236，250 265，280，300，315，355，375，400，425，450，475，500，530 560，600，630，670，710，750，800，900，1000 表4-2 單根普通V帶i≠1時傳動功率的增量ΔP0(kw) 型號 傳動比i 小帶輪轉速n1（r/min） 400 730 800 980 1200 1460 1600 2000 2400 2800 3200 A 1.35~1.51≥2 0.04 0.07 0.08 0.08 0.11 0.13 0.15 0.19 0.23 0.26 0.30 0.05 0.09 0.10 0.11 0.15 0.17 0.19 0.24 0.29 0.34 0.39 B 1.35~1.51≥2 0.10 0.17 0.20 0.23 0.30 0.36 0.39 0.49 0.59 0.69 0.79 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） 型號 小帶輪基準直徑 小帶輪轉速 n1 (r/min) 400 730 800 980 1200 1460 1600 2000 2400 2800 3200 A 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 3.16 160 0.94 1.56 1.69 2.00 2.36 2.74 2.94 3.42 3.80 4.06 4.19 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 bp (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 包角a1 1800 1700 1600 1500 1400 1300 1200 1100 1000 900 800 700 Ka 1 0.98 0.95 0.92 0.89 0.86 0.82 0.7 0.74 0.69 0.64 0.58 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，n1=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，ε=1%，由式得： D2=n1/n2*D1*(1-ε)=2*90*0.99=178.2mm.取D2=180mm。 大帶輪轉速：n2=n1*D1*(1-ε)/D2=（384*90*0.99）/180=190.08r/min.其誤差<±5%,故允許。 4.驗算帶速V: V=(∏*D1*n1)/(60*1000)=(3.14*90*384)/(60*1000)=1.80864m/s. 5.確定帶長和中心距a： 初步選取中心距a=600mm,由式得帶長： L=2*a+∏/2*(D1+D2)+[(D2-D1)*(D2-D1)]/（4*a）=2*600+3.14/2*（90+180）+(90*900)/(4*600)=1200+423.9+3.375=1627.275mm 由表選取基準長度Ld=1800mm。 由式計算實際中心距：a== (2*1600-3.14*270+)/8=686.525mm。 6.驗算小帶輪的包角α，由式得： Α=180·-(D2-D1)/a*57.3·=180·-90/686.525*57.3· =180·-8.647425=172.48826·很明顯A>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Kα=0.99，Kl=1.01. 由式：Z=Pc/[(P0+ΔP0)*Kα*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/Kα-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(α/2)=2*4*174.26*Sin(171.35·/2)=1390.11N 該皮帶傳動的簡圖為下圖2： 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?；鶞手睆紻《（2.5~3）d（d為軸的直徑，mm）時，可采用實心式；D《300mm時，可采用腹板式（當D1-d1》100mm時，可采用孔板式）；D>300mm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=(1.8~2)d,d為軸的直徑， D0=0.5（D1+d1） d0=(0.2~0.3)(D1-d1) h1=290 C=(1/7~1/4)B L=(1.5~2)d,當B<1.5d時，L=B h2=0.8h1 b1=0.4h1 b2=0.8b1 S=C f1=0.2h1 f2=0.2h2 式中 P——傳遞的功率，kw； n——帶輪的轉速，r/min; z——輪輻數。 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。 10.有前已知，該傳動系統的V帶輪可選擇為腹板式帶輪，帶輪材料為 HT150,其中大輪的各項數據：Z=4，P=1.44kw,d=45mm 由式可得出其各數據，B=（Z-1）e+2f =(4-1)*15+2*10 =65mm D=90mm d1=66.5mm Dw=D+2ha=180+2*2.75 =185.5mm 由此設計出的大輪為下面圖4-2： 圖4-2 所設計出的大輪剖視圖 與大輪相配合的小輪也可有相關知識設計出來，這里就不多說了。 4.2二級皮帶傳動的設計 令滾筒與拍中盤之間的傳動比為i=2。 1.計算所需功率Pc： 表查得工作情況系數Ka=1.1，故： Pc=Ka*P=1.1*0.272kw=0.2992kw。 2.選取普通V帶型號： 根據Pc=0.2992kw,N2=192r/min.可確定選用A型 3.確定帶輪基準直徑D3,D4：由查表可取D3=75mm，ε=1%.由式可得： D4=i*D3*(1-ε)=2*75*0.99=148.5mm 取D4=150mm。 大帶輪轉速： N3=[N2*D3*(1-ε)]/D4=[192*75*0.99]/150=95.04r/min.因此允許 4.驗算帶速V： V=(∏*D3*N2)/(60*1000)=(3.14*75*192)/60*1000=0.7536m/s. 5.確定帶長和兩輪的中心距a： 初步選取中心距a=500mm，由式得帶長L： L=2*a+∏/2*(D3+D4)+[(D4-D3)*(D4-D3)]/4*a =2*500+3.14/2*(75+150)+(75*75)/4*500 =1000+353.25+2.8125 =1356.0625mm 由表選取基準長度Ld=1400mm。 由式計算實際中心距： a= =2*1400-3.14*225+ =(2800-706.5+2082.75)/8 =522.03125mm 6.驗算小帶輪包角α，有式可得到： Α=1800-（D4-D3)/a*57.30 =1800-（150-75)/522.03125*57.30 =1800-8.2320 =171.770 可知包角α>1200，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,ΔP0=0.05kw. 再由表查得：Kα=0.982，Kl=0.96 有式可得： Z=Pc/[(P0+ΔP0)*Kα*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/Kα-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(α/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： 圖 4-3設計出的小輪簡圖 在該傳動系統中，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。 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 材料牌號 熱處理 毛坯直徑（mm） 硬度（HBS） 抗拉強度極限σb 屈服強度極限σs 彎曲疲勞極限σ-1 剪切疲勞極限τ-1 備注 （Mpa） Q235—A 熱軋或鍛后空冷 ≤100 400~420 225 170 105 用于不重要及受載荷不大的軸 >100~250 375~390 215 45 正火 ≤100 170~217 590 295 255 140 應用最廣泛 回火 >100~300 162~217 570 285 245 135 調質 ≤200 217~255 640 355 275 155 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：[σ-1]b=60MPa, σb=640MPa,σ-1=275MPa,τ-1=155MPa. 2.求輸入軸上的功率P2，轉矩T2： 若取帶傳動的效率η1=0.96，則： P2=P0*η1 =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[τT]和C值 軸的材料 A3,20 1Cr18Ni9Ti 35 45 40Cr,35SiMn,2Cr13,20CrMnTi τT 12~20 12~25 20~30 30~40 40~52 C 160~135 148~125 135~118 118~107 107~98 表5-3零件倒角C與圓角半徑R的推薦值（mm） 直徑d >6~10 >10~18 >18~30 >30~50 >50~80 >80~120 >120~180 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 σb [σ+1]b [σ0]b [σ-1]b 碳鋼 400 130 70 40 500 170 75 45 600 200 95 55 700 230 110 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[τt]的系數。dmin=C*=112=21.9072mm 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?，F擬出裝配方案下： 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，VIII——IV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VIII——IV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，VIII——IV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VII——VIII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VII——VIII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VI——VII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V——VI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V——VI段軸的長度可初步設計為50mm，III——V段軸的直徑可初步設計為54mm，前面已知III——V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，II——III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I——II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接。按dIII-V由手冊查得平鍵截面b*h=16*10(GB1095——79)，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為85mm（標準鍵長見GB1096——79），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3——3處的計算彎矩最大，是軸的危險截面。截面3——3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，PB=0.272kw，nA=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 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，T4 表示截面4——4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：T4-WB=0，所以：T4 =WB=14822.4N.Mm 扭矩圖如下： 圖 5-3扭矩圖 ?由靜力平衡可得：FD+FC=FA+FB FD(L1+L2+L3)+ FC（L2+L3） 由以上已知：L1=539mm，L2=72.5mm，L3=74.5mm，FA=1252N，FB=612N 所以可求出：FD=-335N，FC=2199N 因此： 在截面1——1處的彎矩M1=FD*489，扭矩W1=л*d13/32d1=54mm 截面1——1處的彎曲應力σ1=M1/W1 =(335*489*32)/(3.14*543)=10.602 在截面2——2處的彎矩M2=FD*(489+50)=335*539=180，d2=45， W2=л*d23/32=3.14*453/32=8942mm3 截面2——2處的彎曲應力σ2=M2/W2=180565/8942= 20.1929 在截面3——3處的彎矩M3=FD*（489+50+72.5）=335*611.5=204852.5N.mm d3=35mm,W3=л*d33/32=3.14*353/32=4207.11mm3 在截面3——3處的彎曲應力σ3=M3/W3=204852.5/4207.11=48.692 在截面4——4處的彎矩M4=FB*74.5=45594N.mmd4=30mm， W4=л*d43/32=2649.375mm 在截面4——4處的彎曲應力σ4=M4/W4=45594/2649.375=17.21 明顯σ3>σ2>σ4>σ1即截面3——3是最危險的 作出彎矩圖： 圖 5-4 彎矩圖 ?計算當量彎矩： Mca2=M2+(aT)2=204852.52+716252,所以Mca=217013N.mm ⑤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3——3）的強度，則由以上數據可得: σca = M ca/W3=217013/4207.11=51.5825<[σ-1]b=60MPa 即σca小于45鋼的許用彎曲應力，故此軸安全。 ⑥繪制軸的工作圖，見下圖5-5： 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： 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： [σ-1]b=60MPa,σb=640MPa,σ-1=275MPa,τ-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：T3=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[τt]的系數。 dmin=C* =112 =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： 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，VI——VII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，V——VI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IV——V段聯接處制出一個軸肩，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，IV——V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，III——IV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II——III段軸的直徑可初步設計為56mm，該軸長可初步設計為10mm。I——II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接。按dIII-IV=48mm，由手冊查得平鍵截面b*h=14*9(GB1095——79)，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 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，，L1=540.5mm，L2=147mm 由靜力平衡可得： FA+FB=FC FB*L1=FC(L1+L2) 則：FA+FB=612 540.5*FB=612*（147+540.5） 則：FA=-166.3N，FB=778.3N ?計算以上各截面的彎矩即截面1——1，2——2，3——3的彎矩 在截面1——1處的彎矩M1=FA*489 ，扭矩W1=л*d13 /32，d1=48mm截面1——1處的彎曲應力σ1=M1 /W1 =(166.3*489*32)/(3.14*483)=7.52Mpa 在截面2——2處的彎矩M2 =FA（490.5+50）=89885.15N.mm,d2=40mm 扭矩W2=л*d23/32=3.14*403/32=6280mm3 截面2——2處的彎曲應力σ2=M2/W2=89885.15/6280 =14.31Mpa 在截面3——3處的彎矩M3=FA*（490.5+50+147）=114331.25N.mm，d3=30mm 扭矩W3=л*d33/32=3.14*303/32=2649.4mm3 截面3——3處的彎曲應力σ3=M3/W3=114331.25/2649.4=43.2Mpa 由此可知截面3——3是最危險的,作出扭矩圖和彎矩圖： 圖 5-9扭矩圖 圖 5-10 彎矩圖 ④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：Mca=117892N.Mm ⑤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3——3的強度。 則由以上數值可得： σca = M ca/W3=117892/2469.4=47.74Mpa<[σ-1]b=60MPa,故安全 ⑥繪制軸的工作圖。見下圖： 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。 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. 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