玉米脫粒機(jī)的設(shè)計(jì)1
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玉米脫粒機(jī)的設(shè)計(jì)目錄引言1初步擬定設(shè)計(jì)過程21 設(shè)計(jì)方案21.1 總體方案設(shè)計(jì)21.2 傳動(dòng)裝置的總體設(shè)計(jì)22 玉米脫粒機(jī)的設(shè)計(jì)22.1 選擇電動(dòng)機(jī)22.1.1 確定電機(jī)轉(zhuǎn)速22.1.2 確定電機(jī)工作效率32.1.3 確定電機(jī)的型號(hào)33 V帶及帶輪的傳動(dòng)設(shè)計(jì)33.1 帶輪材料的選擇33.2 V帶的設(shè)計(jì)與計(jì)算33.3 帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)44 鏈傳動(dòng)設(shè)計(jì)與計(jì)算54.1 鏈輪材料的選擇54.2 鏈輪的基本傳動(dòng)方案54.3 對(duì)鏈輪的基本要求54.4 滾子鏈傳動(dòng)的設(shè)計(jì)64.5 鏈輪3的傳動(dòng)與設(shè)計(jì):74.6 鏈輪4的傳動(dòng)與設(shè)計(jì)84.7 鏈輪1的設(shè)計(jì)94.7.1 鏈輪1的計(jì)算94.7.2 滾子鏈鏈輪1齒槽形狀參數(shù)104.7.3 整體式小鏈輪Z1主要結(jié)構(gòu)尺寸104.8 鏈輪2的設(shè)計(jì)114.8.1 鏈輪2的計(jì)算 114.8.2 滾子鏈鏈輪2齒槽形狀參數(shù)124.8.3 整體式小鏈輪Z2主要結(jié)構(gòu)尺寸124.9 鏈輪3的設(shè)計(jì)134.9.1 鏈輪3的計(jì)算134.9.2 滾子鏈鏈輪3齒槽形狀參數(shù)144.9.3 整體式鋼制小鏈輪Z3主要結(jié)構(gòu)尺寸144.10 鏈輪4的設(shè)計(jì)154.10.1 鏈輪3的計(jì)算154.10.2 滾子鏈鏈輪4齒槽形狀參數(shù)164.10.3 整體式鋼制小鏈輪Z4主要結(jié)構(gòu)尺寸164.11 鏈傳動(dòng)的失效形式164.11.1 鏈條鉸鏈的磨損164.11.2 鏈的疲勞破壞174.11.3 多次沖擊破斷174.11.4 鏈條的膠合174.11.5 載拉斷175 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)175.1 軸材料的選擇175.2 軸結(jié)構(gòu)的基本要求175.3 初步確定軸1的各段直徑和長(zhǎng)度185.3.1 估算軸的最小直徑185.3.2 擬定軸上零件的裝配方案185.3.3 軸上零件的軸向定位185.4 初步確定軸2的各段直徑和長(zhǎng)度195.4.1 估算軸的最小直徑195.4.2 軸上零件的軸向定位195.4.3 軸的左端對(duì)腰輪進(jìn)行結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)195.5 軸三的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)195.5.1 估算軸的直徑195.5.2 軸上零件的軸向定位195.5.3 對(duì)鼓輪軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)205.6 軸四的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)205.6.1 估算軸的最小值徑205.6.2 軸上零件的軸向定位205.7 軸端倒角216 機(jī)架材料的選擇217 結(jié)束語218 致謝22參考文獻(xiàn):2224玉米脫粒機(jī)的設(shè)計(jì)摘要:本設(shè)計(jì)基于各種脫粒機(jī)的結(jié)構(gòu),主要研究玉米脫粒的方式、方法、玉米脫粒機(jī)的結(jié)構(gòu)、工作原理,進(jìn)行整體結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì),并在此依據(jù)基礎(chǔ)上完成零部件的設(shè)計(jì),并依據(jù)相關(guān)機(jī)械設(shè)計(jì)軟件來完成零部件的設(shè)計(jì)。本著從經(jīng)濟(jì)性和實(shí)用性的角度出發(fā),針對(duì)農(nóng)業(yè)發(fā)展的需要設(shè)計(jì)出一種結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單,工作效率高的玉米脫粒機(jī)。首先應(yīng)該根據(jù)玉米盤的自身形狀來展開初步設(shè)計(jì),從而展開總體方案的傳動(dòng)設(shè)計(jì)。研究的主要內(nèi)容基本包括玉米脫粒機(jī)構(gòu)、裝置、電機(jī)的選擇、鏈輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)。一般機(jī)械設(shè)計(jì)方法,通常多從總體方案開始,在總體方案中又首先從機(jī)構(gòu)的分析開始,確定方案后再進(jìn)行必要的設(shè)計(jì)計(jì)算和結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì),最后以完成的設(shè)備圖紙和設(shè)計(jì)計(jì)算書作為整個(gè)設(shè)計(jì)計(jì)算的成果。為了減輕農(nóng)民的勞動(dòng)強(qiáng)度,提高農(nóng)業(yè)作業(yè)的機(jī)械化程度,填補(bǔ)農(nóng)業(yè)機(jī)械的一項(xiàng)空白,針對(duì)玉米盤本身特征進(jìn)行設(shè)計(jì),在脫粒時(shí)鼓輪和腰輪同時(shí)反向轉(zhuǎn)動(dòng)做嚙合狀,對(duì)玉米盤進(jìn)行擠壓,使玉米籽之間的間隙有所增大,又由于鼓輪與腰輪的轉(zhuǎn)速不同,腰輪是鼓輪的1倍,使得玉米籽與玉米盤之間發(fā)生相互撮動(dòng),以達(dá)到籽盤分離。該設(shè)計(jì)巧妙的利用腰輪與鼓輪相互轉(zhuǎn)動(dòng)、撮動(dòng),使玉米盤在擠壓、撮動(dòng)力的作用下,瓜籽之間間隙變大的瞬間,進(jìn)行撮動(dòng)脫粒,然后凈粒,完成脫粒。關(guān)鍵詞:玉米脫粒機(jī);腰輪;鼓輪傳動(dòng)裝置;鏈輪;機(jī)體構(gòu)造引言脫粒機(jī)是用于對(duì)小麥、水稻、玉米、高粱、大豆及其它雜糧等作物進(jìn)行脫粒作業(yè)的重要收獲機(jī)械,在我國(guó)廣大農(nóng)村使用十分廣泛。脫粒機(jī)在我國(guó)生產(chǎn)使用已有數(shù)十年的歷史,將玉米籽(谷物)從作物的穗頭上分離下來所使用的機(jī)具,稱為脫粒機(jī)具。質(zhì)量合格的脫粒機(jī),應(yīng)該是堅(jiān)固耐用的、故障少、使用保養(yǎng)方便、結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單可靠。同時(shí),還應(yīng)滿足以下的農(nóng)業(yè)技術(shù)要求:玉米籽應(yīng)當(dāng)從玉米盤上脫下來,脫粒要干凈。脫下的玉米籽不要破碎、情潔、不混其它玉米盤、雜物等脫粒時(shí)應(yīng)盡量減少玉米盤的損壞,以保證玉米籽的完整。脫粒機(jī)在一定程度上應(yīng)有一定的通用性,盡可能適用于托多種農(nóng)作物,從而以提高機(jī)具的利用率。所設(shè)計(jì)的脫粒機(jī)應(yīng)有較高的生產(chǎn)率,功率消耗少,即其造價(jià)低。脫粒系統(tǒng)是聯(lián)合收割機(jī)的核心,它決定著其他各部分的工作性能。研究脫粒空間內(nèi)谷物的運(yùn)動(dòng)規(guī)律是聯(lián)合收割機(jī)脫粒機(jī)理研究的關(guān)鍵內(nèi)容之一。脫粒機(jī)生產(chǎn)在我國(guó)雖已有數(shù)十年歷史,但不少企業(yè)仍延襲十幾年以前的生產(chǎn)方式進(jìn)行生產(chǎn)和管理,企業(yè)管理水平相對(duì)落后。全國(guó)多家企業(yè)中,至今只有家企業(yè)進(jìn)行了質(zhì)量保證體系認(rèn)證就足以說明這一問題。此外,產(chǎn)品品種單一,產(chǎn)品更新?lián)Q代適應(yīng)不了市場(chǎng)的需求,一些產(chǎn)品多年存在的性能問題,如風(fēng)扇型脫粒機(jī)存在的對(duì)作物干濕度適應(yīng)性差的問題一直得不到解決,原因就是多數(shù)企業(yè)經(jīng)濟(jì)效益欠佳,拿不出更多的資金和技術(shù)力量用于科研和開發(fā)新產(chǎn)品;也有的是由于企業(yè)領(lǐng)導(dǎo)急功近利,對(duì)開發(fā)新產(chǎn)品的重要性認(rèn)識(shí)不足。然而產(chǎn)品更新?lián)Q代的越慢,越難占領(lǐng)市場(chǎng),企業(yè)效益越差,從而使不少企業(yè)的生產(chǎn)陷入了惡性循壞。目前脫粒機(jī)生產(chǎn)企業(yè)產(chǎn)量最大的為萬多臺(tái),最少的僅幾十臺(tái),不少企業(yè)的生產(chǎn)未能形成適度的規(guī)模。這主要是因?yàn)槊摿C(jī)是季節(jié)性很強(qiáng)的產(chǎn)品,產(chǎn)品銷售往往僅在個(gè)月或者十幾天的時(shí)間,資金周轉(zhuǎn)時(shí)間長(zhǎng),不少企業(yè)明知進(jìn)行技術(shù)改造形成適度規(guī)模生產(chǎn)能降低成本,提高經(jīng)濟(jì)效益,但苦于流動(dòng)資金不足或貸款困難,無力進(jìn)行適度規(guī)模生產(chǎn),再加上近幾年脫粒機(jī)行業(yè)活動(dòng)和信息交流不暢,不能根據(jù)市場(chǎng)變化及時(shí)調(diào)整生產(chǎn)結(jié)構(gòu)、產(chǎn)品品種及生產(chǎn)數(shù)量,從而導(dǎo)致經(jīng)濟(jì)效益不理想。因此我們可以看出脫粒機(jī)目前仍有較大的存在空間,對(duì)脫粒機(jī)的改進(jìn)設(shè)計(jì),使其價(jià)格低廉、工作可靠、性能優(yōu)良、盡可能同時(shí)完成多項(xiàng)作業(yè)是時(shí)代的需要.初步擬定設(shè)計(jì)過程查閱相關(guān)資料進(jìn)行調(diào)查研究、進(jìn)行方案設(shè)計(jì)(是否合理)、進(jìn)行整體結(jié)構(gòu)相關(guān)零件的設(shè)計(jì)、進(jìn)行并不斷優(yōu)化設(shè)計(jì)、試制完成設(shè)計(jì)內(nèi)容。1 設(shè)計(jì)方案 1.1 總體方案設(shè)計(jì)包括傳動(dòng)裝置的總體設(shè)計(jì),傳動(dòng)件與支撐零件的設(shè)計(jì)計(jì)算。一般機(jī)械設(shè)計(jì)方法,通常多從總體方案開始,在總體方案中又首先從機(jī)構(gòu)的分析開始,確定方案后再進(jìn)行必要的設(shè)計(jì)計(jì)算和結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì),最后以完成的設(shè)備圖紙和設(shè)計(jì)計(jì)算書作為整個(gè)設(shè)計(jì)計(jì)算的成果。1.2總體結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 確定傳動(dòng)方案,選擇電動(dòng)機(jī),計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)從而去確定總傳動(dòng)比和分配各級(jí)傳動(dòng)比,計(jì)算各軸功率、轉(zhuǎn)速轉(zhuǎn)矩。圖1 玉米脫粒機(jī)簡(jiǎn)圖2 玉米脫粒機(jī)的設(shè)計(jì)2.1 選擇電動(dòng)機(jī)2.1.1 確定電機(jī)轉(zhuǎn)速 脫粒機(jī)最大功率的確定根據(jù)公式:P=Tn/9550 (KW) 可以算出軸的計(jì)算功率Pa。其中 T為軸的工作轉(zhuǎn)矩;n為工作軸的轉(zhuǎn)速。根據(jù)資料結(jié)合實(shí)際可以知道腰輪和鼓輪的搓動(dòng)力的大小F500N,大概估計(jì) F=600N,可以確定工作軸的計(jì)算轉(zhuǎn)矩 Ta 。根據(jù)資料估計(jì)腰輪的轉(zhuǎn)速為700 r/min 根據(jù)公式 Ta=FD 其中D 為切削力作用點(diǎn)到軸的距離,Dmax=0.125m。故可以得到最大轉(zhuǎn)矩Tmax=F Dmax=6000.125=75(Nm)。 最大計(jì)算功率根據(jù)公式:Pamax=Tn/9550=(75700)/9550=5.49738225.5 (KW)。根據(jù)工作負(fù)載的大小和性質(zhì)、速度以及工作環(huán)境來選擇電動(dòng)機(jī)的類型、結(jié)構(gòu)型式、功率轉(zhuǎn)速,確定電動(dòng)機(jī)的型號(hào)。根據(jù)玉米脫粒機(jī)結(jié)構(gòu)特點(diǎn),傳動(dòng)裝置的體積、重量??;所以速度不要太高。因此確定電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速時(shí)要綜合考慮,分析電動(dòng)機(jī)及傳動(dòng)裝置的性能,尺寸、重量和價(jià)格因素。通常選用同步電動(dòng)機(jī)。2.1.2 確定電機(jī)工作效率 電機(jī)所需功率按式 :Pd = Pw/a (KW)、 Pw = FV/1000 (KW) 所以 Pd= FV/1000a (KW)由電動(dòng)機(jī)至鏈輪的傳動(dòng)總效率為:按設(shè)計(jì)要求可以知道從電動(dòng)機(jī)到工作軸的傳動(dòng)總效率a=123 其中1為帶的傳動(dòng)效率、2為軸承的傳動(dòng)效率、3為鏈的傳動(dòng)效率。 根據(jù)機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)查出1=0.96,2=0.98,3=0.98。所以可知a=123=0.960.980.98= 0.85。通常情況下鏈傳動(dòng)的鏈速V12-15m/s 符合鏈傳動(dòng)的實(shí)際工作要求。根據(jù)資料選擇鏈輪的轉(zhuǎn)速為3 m/s;選用鏈輪2與鏈輪3之間所需的搓動(dòng)力為420N 、鏈輪傳動(dòng)的轉(zhuǎn)速為 200 r /minPd= FV/1000a =(4203)/(10000.85)=1.48235291.5 (KW)根據(jù)推薦傳動(dòng)比的合理范圍,取V帶傳動(dòng)的傳動(dòng)比 i1=2-4;鏈輪傳動(dòng)的傳動(dòng)比i2=3-4;則總傳動(dòng)比合理范圍為 ia= 616,故電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范圍為 nd= ian=(6-16)200 =12003200 r /min符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有 1400、1500 r /min,根據(jù)容量和轉(zhuǎn)速,由機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)查出適用的電動(dòng)機(jī)型號(hào),因此選定電動(dòng)機(jī)型號(hào)為 Y90L-4。根據(jù)資料和機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)-蔡春源設(shè)計(jì)電動(dòng)機(jī)的外形及安裝尺寸。 2.1.3 確定電機(jī)的型號(hào) 初步確定采用Y系列電動(dòng)機(jī)采用Y90L-4型號(hào)的電動(dòng)機(jī)。額定功率Ped=1.5KW、同步轉(zhuǎn)速1500、滿載時(shí)(滿載轉(zhuǎn)速1400、電流3.65A、效率79%、功率因數(shù)0.79)堵轉(zhuǎn)電流/額定電流=6.5A、堵轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩/額定轉(zhuǎn)矩=2.2、最大轉(zhuǎn)矩/額定轉(zhuǎn)矩=2.2、轉(zhuǎn)動(dòng)慣量=0.0027Kg.m、噪聲67 db(A)、電動(dòng)機(jī)重量27kg、總傳動(dòng)比12。參照表11-3各級(jí)傳動(dòng)的傳動(dòng)比常用值,可以知道i帶=2-4;i鏈=3-4。3 V帶及帶輪的傳動(dòng)設(shè)計(jì)3.1 帶輪材料的選擇 帶輪是帶傳動(dòng)中的重要零件,它必須滿足下列要求:質(zhì)量分布均勻;安裝時(shí)對(duì)中性好,轉(zhuǎn)速高時(shí)要經(jīng)過動(dòng)平衡;鑄造和焊接時(shí)的內(nèi)應(yīng)力??;輪槽工作面要精細(xì)加工(表面粗糙度一般為Ra=3.2),以減輕帶的磨損;各槽尺寸和角度應(yīng)保持一定的精度,以使載荷分布較為均勻等。帶輪材料主要采用鑄鐵,常用材料的牌號(hào)為HT150或HT200;轉(zhuǎn)速較高時(shí)宜采用鑄鋼(或用鋼板沖擊后焊接而成);小功率時(shí)可用鑄鋁或塑料。根據(jù)電動(dòng)機(jī)的已知參數(shù)額定功率Ped=1.5KW、轉(zhuǎn)速1500、傳動(dòng)比i0=2、一天運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)間小余10小時(shí)。1.)工作情況系數(shù)Ka由表14-7選取經(jīng)表查出=1.1。 2.)確定計(jì)算功率Pca:按所傳遞的功率P、載荷性質(zhì)和每天運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)間等因素來確定計(jì)算功率。Pca=KAP (KW) 式中; KA 工作情況系數(shù) , Pca =KAP=1.65(KW)。3.2 V帶的設(shè)計(jì)與計(jì)算 表1 V帶的設(shè)計(jì)與計(jì)算設(shè)計(jì)計(jì)算項(xiàng)目依據(jù)結(jié)果說明條件工作情況系數(shù)KA機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)下冊(cè) 由表14-71.1確定計(jì)算功率PcaPca=KA .P=1.11.5=1.65(KW)1.65 (KW)選取V帶型號(hào)機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)下冊(cè) 圖14-12A型初選小帶輪直徑D1機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)下冊(cè) 表14-2140 mm可選大值考慮裝置問題大帶輪直徑D2D2=i D1=2140=280280 mm驗(yàn)算帶的速度VV=D1n1/60100010.26 m/s在10-20m/s范圍內(nèi)符合要求初定中心距00.7(D1+D2)02(D1+D2)294a0840350 mm一般情況下參考實(shí)際機(jī)器結(jié)構(gòu)確定初算V帶所需的基準(zhǔn)長(zhǎng)度LdLd=20 +(D1+D2)/2+(D1+D2)/40(1464.4 mm)1464 mm選V帶的基準(zhǔn)長(zhǎng)度Ld由表14-51433 mm定V帶的公稱(內(nèi)周)長(zhǎng)度Li由表14-51400 mm定中心距=0+(Ld-Ld)/2(334.3)334包角a 11=180-(D2-D1)60/(154.9)155120符合設(shè)計(jì)要求。包角系數(shù)Ka由表14-80.92長(zhǎng)度系數(shù)KL由表14-90.96材質(zhì)系數(shù)K0.75目前V帶強(qiáng)力層使用材料主要是棉和人造絲單根V帶所傳遞的功率P0由V=10.26 m/s,D1=140mm查表14-62.04單根V帶功率增量P0P0=0.0001Tn10.154單根V帶傳遞扭矩的修正值T由表14-101.1V帶根數(shù)ZZ= Pca/(P0KaKL +P0) K1.124901取2根實(shí)際帶的根數(shù)Z5符合每米V帶質(zhì)量q由表14-30.1Kg/m單根V帶的初拉力F0F0=500Pca(2.5/Ka-1)/ VZ + qV79.57N80 N 軸上的壓力QQ=2ZF0sin a/2310.735N 311 N計(jì)算結(jié)果匯總:V帶規(guī)格:A型、V帶的公稱長(zhǎng)度 1400 mm V帶根數(shù):Z=2 大小帶輪直徑:280mm、140mm; 中心距:334mm 軸上壓力:310.735 N3.3 帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)主要是根據(jù)帶輪的基準(zhǔn)直徑選擇結(jié)構(gòu)型式;根據(jù)帶的型號(hào)確定輪槽尺寸(表 14-12);帶輪的其它結(jié)構(gòu)尺寸可參照?qǐng)D14-15所列經(jīng)驗(yàn)公式計(jì)算。確定帶輪各部分尺寸后,既可繪制出零件圖,并按工藝要求注出相應(yīng)的技術(shù)條件等。V帶兩側(cè)面夾角為40,而輪槽楔角0卻是34、36、或38,其原因是V帶在輪上彎曲時(shí),其截面形狀發(fā)生變化,外邊(寬邊)受拉而變窄,內(nèi)邊(窄邊)受壓而變寬,因而使V帶的楔角變小。根據(jù)(表 14-12)確定輪槽尺寸:A型號(hào)表2 帶輪的結(jié)構(gòu)槽型剖面尺寸mftSbpB38數(shù)值12.53.51610116B=(z-1)t+2sZ為帶的根數(shù)D125-800b13.4帶輪1:d1=(1.8-2) d ,d 為軸的直徑: D1 =140 mm 基準(zhǔn)直徑D=200;帶寬選擇13.4;B=(z-1) t+2s=(2-1)16+210=36 ,L=(1.5-2)d,當(dāng) B1.5d 時(shí),L=B 因?yàn)锽1.5d=1.530=45、所以 L=B=36 ,帶輪2:d1=(1.8-2) d=63-70,C=(1/7-1/4)B=5.149; 圖2:小帶輪4 鏈傳動(dòng)設(shè)計(jì)與計(jì)算:4.1 鏈輪材料的選擇 在設(shè)計(jì)傳動(dòng)鏈時(shí)鏈節(jié)數(shù)以取偶數(shù)為宜,這樣可以避免使用過渡鏈節(jié),因?yàn)檫^渡鏈節(jié)會(huì)使鏈的承載能力下降。因?yàn)樘淄矟L子鏈已經(jīng)標(biāo)準(zhǔn)化(GB12431-83),表15-1列出了單列套筒滾子鏈的主要尺寸和極限拉伸載荷。選擇時(shí)可參考機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)下冊(cè)-劉長(zhǎng)榮34。鏈輪的材料應(yīng)滿足強(qiáng)度和耐磨性的要求。常有用中碳鋼和中碳合金鋼,熱處理后齒面硬度為HRC40-50,或低碳鋼,低碳合金鋼滲碳并熱處理后齒面硬度HRC50-60等。對(duì)于齒數(shù)較多的從動(dòng)鏈輪,在載荷平穩(wěn)、速度較低時(shí),也可以用強(qiáng)度較高的鑄鐵鏈輪制造。小帶輪轉(zhuǎn)速1500r/min、小帶輪直徑140mm;大帶輪直徑為280mm、大帶輪轉(zhuǎn)速為750r/min。 4.2 鏈輪的基本傳動(dòng)方案將鏈輪1與大帶輪2一起并列安裝在一起安裝在軸承座上、再由鏈輪1傳給安裝有腰輪的鏈輪2、由鏈輪2傳給帶有鼓輪的鏈輪3、此時(shí)鏈輪2與鏈輪3同時(shí)反向轉(zhuǎn)動(dòng)。從而在脫粒時(shí)腰輪與鼓輪反向轉(zhuǎn)動(dòng)作嚙合狀,對(duì)玉米盤進(jìn)行擠壓,使玉米籽之間的間隙有所增大,又由于鼓輪與腰輪的轉(zhuǎn)速不同。腰輪的轉(zhuǎn)速比鼓輪的轉(zhuǎn)速大,使玉米籽與玉米盤之間發(fā)生相互搓動(dòng),以達(dá)到籽盤分離。該設(shè)計(jì)巧妙的利用腰輪和鼓輪相互轉(zhuǎn)動(dòng)、利用腰輪和鼓輪輪廓形狀迫使玉米盤沿其自身形狀產(chǎn)生變形,瓜籽之間的間隙變大的瞬間,進(jìn)行搓動(dòng)、使玉米盤在擠壓、搓動(dòng)力的作用下,瓜籽之間的間隙變大的瞬間,進(jìn)行搓動(dòng)脫粒,然后凈粒,完成整個(gè)設(shè)計(jì)要求任務(wù)。4.3 對(duì)鏈輪的基本要求滾子能順利地進(jìn)入嚙合退出嚙合,不易發(fā)生脫鏈,能夠容許節(jié)距有較大的伸長(zhǎng)率等。一般鏈傳動(dòng)的功率P100KW,傳動(dòng)比i6,鏈速V12-15m/s,效率=0.92-0.98。設(shè)計(jì)鏈傳動(dòng)為多極鏈傳動(dòng),參考設(shè)計(jì)手冊(cè)聯(lián)系實(shí)際工作原理、對(duì)鏈輪傳動(dòng)做出分析。4.4 滾子鏈傳動(dòng)的設(shè)計(jì) 表3 滾子鏈傳動(dòng)的設(shè)計(jì)小鏈輪齒數(shù)Z1假定鏈傳動(dòng)鏈速 0.6-3 m/s選取Z1Zmin=9;選取Z1=17Z19 鏈輪齒數(shù)應(yīng)優(yōu)先選取下列數(shù)列:17,19,21,23,25,38,57:傳動(dòng)比選取1.1大鏈輪齒數(shù)Z2計(jì)算得Z2=18.7 優(yōu)先選取Z2=19鏈輪齒數(shù)應(yīng)優(yōu)先選取下列數(shù)列:17,19,21,23,25,38,57:推薦Z2一般超過114設(shè)計(jì)功率PdKWPd= KA P=11.5=1.5 KWP-傳遞功率KWKA-工作情況系數(shù)查表8-2-7、8-2-8、8-2-9(965)查得平穩(wěn)運(yùn)轉(zhuǎn)KA =1特定條件下單排鏈條傳遞功率P0KWP0=Pd/ KzKL Kp=1.5/(0.8461.021)= 1.74Kz (Kz)-小鏈輪齒數(shù)系數(shù)查表15-3;查得Kz=0.846 KL 鏈長(zhǎng)系數(shù) 由圖15-13查得KL =1.02:(P44)Kp選單列鏈,鏈排數(shù)系數(shù)由表15-4查得Kp=1鏈條節(jié)距選擇Pmm根據(jù)P0和n1查圖8-2-2(A系列)或圖8-2-3(B系列)選用合適的節(jié)距P 由表8-2-2查得選用08A鏈號(hào) 鏈節(jié)距12.7(手冊(cè)P961)為了保證傳動(dòng)平穩(wěn)、結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單緊湊,特別是在高速下,以選用節(jié)距較小的鏈條,高速、功率大時(shí),可選用節(jié)距小的多排鏈初定中心距0mm一般取0=(30-50)P,初取0=40 P=4012.7=508 mm或取0=35 P=444.5對(duì)于中心距不可調(diào)整的鏈傳動(dòng),0max30P=3012.7=381 mm(鏈節(jié)數(shù))確定鏈條長(zhǎng)度,常用鏈節(jié)數(shù)LP表示LP節(jié)LP=20/ P+(Z1+ Z2)/2+(P/0)(Z2- Z1)/2 =98 節(jié)LP=98節(jié)LP應(yīng)圓整為整數(shù),并宜取偶數(shù),以避免使用過渡鏈節(jié)(有過渡鏈節(jié)的奇數(shù)節(jié)鏈條,其極限拉伸載荷為正常值的80%)確定鏈條長(zhǎng)度LmL= LPP/1000 =(9812.7)/1000=1.2446計(jì)算中心距Cmm當(dāng)Z1Z2 時(shí)C = P(2 LP- Z1- Z2)Ka =12.7(298-17-19)0.25= 508當(dāng)Z1=Z2=Z 時(shí) C = P(LP-Z)/2LP-取圓整成整數(shù)后的鏈節(jié)數(shù);Ka-系數(shù)查表 8-2-12;由表查得Ka= 0.25 (P966)對(duì)于中心距不可調(diào)整和沒有張緊裝置時(shí),C值計(jì)算精確到小數(shù)點(diǎn)后2位實(shí)際中心距mm=C - =508-0.003508=506.476 通常:=(0.002-0.004)C為了保證鏈條松邊有一個(gè)合理的安裝垂度f即:f =(0.01-0.02);對(duì)于中心距不可調(diào)整和沒有張緊裝置的鏈傳動(dòng),取較小值,中心距可調(diào)整時(shí),取較大值。驗(yàn)算鏈速vm/sV =( Z1n1P)/(601000)=(1775012.7)/(601000)= 2.698753 m/sV 0.6 m/s 為低速傳動(dòng)V 0.6-8 m/s 為中速傳動(dòng)V 8 m/s 為高速傳動(dòng) 顯然此例為中速傳動(dòng)。通常情況下鏈傳動(dòng)的鏈速V12-15m/s 符合鏈傳動(dòng)的實(shí)際工作要求。驗(yàn)算小鏈輪輪轂孔徑(即軸孔直徑)dkmmdkdkmaxdk -由支承軸的設(shè)計(jì)確定;dkmax-鏈輪輪轂孔的最大許用直徑查表8-2-13;當(dāng)不能滿足要求時(shí),可增大Z1 或 P,重新驗(yàn)算。有效圓周力FNF=1000P/ v =(10001.5)/3=500N或F=1000P/ v=(10001.5)/2.69875 = 555.8129作用在軸上的力FQ(Q)N對(duì)水平傳動(dòng)和傾斜傳動(dòng)FQ(1.15-1.2)KAF因載荷平穩(wěn)FQ1.21500=600 N對(duì)接近垂直的傳動(dòng):FQ=1.05 KAF潤(rùn)滑方式根據(jù)節(jié)距P與鏈速V見圖8-2-4(設(shè)計(jì)手冊(cè)-蔡春源)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)-劉長(zhǎng)榮由圖15-12 查出選取潤(rùn)滑方式為滴油潤(rùn)滑 圖3:鏈輪1 4.5 鏈輪3的傳動(dòng)與設(shè)計(jì)計(jì)算并設(shè)計(jì)第三個(gè)帶有鼓輪的鏈輪3 在設(shè)計(jì)時(shí)使鏈輪2的速度高于鏈輪3的速度,以使鏈輪2與鏈輪3 轉(zhuǎn)速不同相互反向轉(zhuǎn)動(dòng) 從而產(chǎn)生搓動(dòng)力,按照鏈傳動(dòng)的二級(jí)傳動(dòng)設(shè)計(jì)與計(jì)算:表4 鏈輪3的傳動(dòng)與設(shè)計(jì)計(jì)算與設(shè)計(jì)項(xiàng)目符號(hào)單位計(jì)算公式及參考選定說明鏈輪2的齒數(shù)Z2由上步已知得出 Z2=19 鏈輪3的齒數(shù)Z3假定鏈輪2的速度 是鏈輪3的一倍 初步確定其傳動(dòng)比為i=2 Z3=38 在設(shè)計(jì)時(shí)使鏈輪2的速度高于鏈輪3的速度設(shè)計(jì)功率PdKWPd= KA P=11.5=1.5 KWP-傳遞功率KWKA-工作情況系數(shù)查表8-2-7、8-2-8、8-2-9(965)查得平穩(wěn)運(yùn)轉(zhuǎn)KA =1鏈條節(jié)距選擇Pmm同上一步選用08A鏈號(hào) 鏈節(jié)距12.7(手冊(cè)P961)為了保證傳動(dòng)平穩(wěn)、結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單緊湊,特別是在高速下,以選用節(jié)距較小的鏈條。高速、功率大時(shí),可選用節(jié)距小的多排鏈初定中心距0minmm0min=0.2Z2(i+1) P=0.219312.7=144.78145在實(shí)際設(shè)計(jì)中鏈輪3的包角大于120,且大小鏈輪傳動(dòng)是不會(huì)相碰(鏈節(jié)數(shù))確定鏈條長(zhǎng)度常用鏈節(jié)數(shù)LP表示LP節(jié)LP=20min / P+(Z1+ Z2)/2+(P/0min)(Z2- Z1)/2 =52.13637 節(jié),LP=52節(jié)LP應(yīng)圓整為整數(shù),并宜取偶數(shù),以避免使用過渡鏈節(jié)(有過渡鏈節(jié)的奇數(shù)節(jié)鏈條,其極限拉伸載荷為正常值的80%)特定條件下單排鏈條傳遞功率P0KWP0=Pd/ KzKL Kp=1.5/(10.831)= 0.83Kz (Kz)-小鏈輪齒數(shù)系數(shù)(Z2)查表15-3;查得Kz=1 KL 鏈長(zhǎng)系數(shù) 由圖15-13查得KL =0.83:(P44)Kp選單列鏈,鏈排數(shù)系數(shù)由表15-4查得Kp=1確定鏈條長(zhǎng)度LmL= LPP/1000 =(5212.7)/1000=0.6604驗(yàn)算鏈速vm/sV =( Z2n2P)/(601000)=(19681.818212.7)/(601000)= 2.698753 m/sV 0.6 m/s 為低速傳動(dòng)V 0.6-8 m/s 為中速傳動(dòng)V 8 m/s 為高速傳動(dòng) 顯然此例為中速傳動(dòng)通常情況下鏈傳動(dòng)的鏈速V12-15m/s 符合鏈傳動(dòng)的實(shí)際工作要求。驗(yàn)算小鏈輪輪轂孔徑(即軸孔直徑)dkmmdkdkmaxdk -由支承軸的設(shè)計(jì)確定;dkmax-鏈輪輪轂孔的最大許用直徑查表8-2-13;當(dāng)不能滿足要求時(shí),可增大Z1 或 P,重新驗(yàn)算。有效圓周力FNF=1000P/ v =(10001.5)/2.74=547N有效圓周力作用在軸上的力FQ(Q)N對(duì)水平傳動(dòng)和傾斜傳動(dòng)FQ(1.15-1.2)KAF因載荷平穩(wěn)FQ1.21547=656 N對(duì)接近垂直的傳動(dòng):FQ=1.05 KAF作用在軸上的力潤(rùn)滑方式根據(jù)節(jié)距P與鏈速V機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)-劉長(zhǎng)榮查出選取潤(rùn)滑方式為滴油潤(rùn)滑4.6 鏈輪4的傳動(dòng)與設(shè)計(jì)鏈輪4 的選用與計(jì)算:鏈輪1(順時(shí)針轉(zhuǎn)動(dòng)) 鏈輪2(順時(shí)針轉(zhuǎn)動(dòng)) 鏈輪3(逆時(shí)針轉(zhuǎn)動(dòng)) 鏈輪4 (順時(shí)針轉(zhuǎn)動(dòng)) 鏈輪1(順時(shí)針轉(zhuǎn)動(dòng)),為了使設(shè)計(jì)結(jié)構(gòu)合理性使鏈輪3反向轉(zhuǎn)動(dòng),需要在鏈輪3的下方安裝一個(gè)鏈輪4 。這樣傳遞運(yùn)動(dòng),由鏈輪4傳遞給鏈輪1 ,從而構(gòu)成一個(gè)封閉的鏈傳動(dòng)。結(jié)合實(shí)際工作要求,此時(shí)要求鏈輪3與鏈輪4的中心距不宜過大。選取小鏈輪齒數(shù)Z4Zmin=9;假定鏈傳動(dòng)鏈速0.6-3 m/s,選取小鏈輪齒數(shù)Z4=17,Z3=38;i= Z3/ Z4=38/17=2.2。通常i7,推薦選用i=2-3.5。初定中心距0min=0.2Z4(i+1) P=0.2173.212.7=144.78138.18確定鏈條長(zhǎng)度-常用鏈節(jié)數(shù)LP表示:LP=20min / P+(Z1+ Z2)/2+(P/0min)(Z2- Z1)/2 =50 (LP應(yīng)圓整為整數(shù),并宜取偶數(shù),以避免使用過渡鏈節(jié)(有過渡鏈節(jié)的奇數(shù)節(jié)鏈條,其極限拉伸載荷為正常值的80%)。確定鏈條長(zhǎng)度:L= LPP/1000 =(5012.7)/1000=0.64 ,n3=340.91 r/min n4=2.2340.91=750.002750 r/min 此結(jié)果與鏈輪1的轉(zhuǎn)速相同,所以構(gòu)成一個(gè)封閉的鏈傳動(dòng),符合設(shè)計(jì)要求。驗(yàn)算鏈速:V =( Z4n4P)/(601000)=(1775012.7)/(601000)= 2.6993 m/s有效圓周力:F=1000P/ v =(10001.5)/3=500 N。作用在軸上的力:對(duì)水平傳動(dòng)和傾斜傳動(dòng)FQ(1.15-1.2)KAF; 因載荷平穩(wěn)FQ1.21500=600 N。滾子圖4 鏈鏈輪的基本參數(shù)和主要尺寸 圖5 鏈輪14.7 鏈輪1的設(shè)計(jì)4.7.1鏈輪1的計(jì)算 見表5表5 鏈輪1的計(jì)算名稱符號(hào)計(jì)算公式說明條件 鏈輪齒數(shù)Z1Z1=17由以上條件可知 配用鏈條的節(jié)距P節(jié)距:P=12.7滾子外徑:d1=7.95A系列查表8-2-2 可知 分度圓直徑dd=P/sin(180/Z1)=12.7/sin(180 /17)= 69.1270齒頂圓直徑dadamax= d + 1.25P- d1 =69.12+1.2512.7- 7.95= 77.0577damin=d+(1-1.6/z)P-d1=69.12+(1-1.6/17) 12.7-7.95 =72.6773可在damax和damin 范圍內(nèi)選取,但當(dāng)選用時(shí),應(yīng)注意用展成法加工時(shí)有可能發(fā)生頂切齒根圓直徑dfdf =d- d1=70-7.95=62.0562分度圓弦齒高h(yuǎn)ahamax=(0.625+0.8/Z)P-0.5d1=4.56hamin=0.5(P-d1)=0.5 (12.7-7.95)= 2.375Ha是為簡(jiǎn)化放大齒形圖的繪制而引入的輔助設(shè)計(jì)尺寸,hamax相應(yīng)于damax; hamin相應(yīng)于damin齒側(cè)凸緣(或排間槽)直徑dgdg Pcot(180/z)-1.04h2-0.76=54.632255h2-內(nèi)鏈板高度 h2=12.07A 系列查表 8-2-2注意:da、dg 值取整數(shù),其它尺寸精確到 0.01 mm 。4.7.2 滾子鏈鏈輪1表6 齒槽形狀參數(shù)名稱符號(hào)單位計(jì)算公式最大齒槽形狀最小齒槽形狀齒面圓弧半徑remmremin=0.008d1(Z1+180)=0.0087.95(17+180) =29.828430remax=0.12 d1(z+2)=0.127.9519=18.126齒溝圓弧半徑rimmrimax=0.505d1+0.069 =0.5057.95+0.0691.996=4.1524744.2rimin=0.505d1=4.01475=4齒溝角min=120-90/Z1=120-90/17 =114.7059=115max=140-90/z=134.7059=1354.7.3整體式小鏈輪Z1主要結(jié)構(gòu)尺寸表7 小鏈輪結(jié)構(gòu)尺寸名稱符號(hào)結(jié)構(gòu)尺寸及(參考)輪轂厚度hh =K + dk/6 + 0.01d =3.2+35/6+0.01709常數(shù)k; 式中dkmax為鏈輪輪轂孔的最大許用直徑,查表8-2-13;由節(jié)距P查出(當(dāng)Z1=17、dkdkmax =34,dk為軸孔直徑按軸的尺寸確定,dk取35;) (P 966).(當(dāng)Z2=19、dkdkmax =41)d150K3.24.86.49.5輪轂長(zhǎng)度ll =3.3h=3.39=29.730;lmin=2.6h=2.69=23.423輪轂直徑dhdh = dk+2 h=35+29=48dhmax12.70.93 b10.95 b1當(dāng)p12.7時(shí),經(jīng)制造廠同意,亦可使用p12.7時(shí)的齒寬b1-內(nèi)鏈節(jié)內(nèi)寬見表8-2-2 表8-2-4 查得 b1=7.85齒寬bf1bf1=0.937.85=7.30057.3倒角寬baba=(0.1-0.15) p=0.1512.7=1.9052倒角半徑rxrxrxPrxP=12.7齒側(cè)凸緣(圓角半徑)RR=0.04p=0.0412.7=0.5080.5腹板厚度t由表8-2-24查得當(dāng)P=12.7時(shí),t=9.5 (P973) 圖6 鏈輪24.8 鏈輪2的設(shè)計(jì)4.8.1 鏈輪2的計(jì)算 表8 鏈輪2的計(jì)算名稱符號(hào)計(jì)算公式說明條件 鏈輪齒數(shù)Z2Z2=19由以上條件可知 配用鏈條的節(jié)距P節(jié)距:P=12.7滾子外徑:d1=7.95A系列查表8-2-2 可知 分度圓直徑dd=P/sin(180/Z2)=12.7/sin(180/19)= 77.1592877齒頂圓直徑dadamax= d + 1.25P-d1=77+1.2512.7- 7.95= 84.92585damin=d+(1-1.6/Z2)P-d1=77+(1-1.6/19) 12.7-7.95 =80.68052681可在damax和damin 范圍內(nèi)選取,但當(dāng)選用時(shí),應(yīng)注意用展成法加工時(shí)有可能發(fā)生頂切齒根圓直徑dfdf =d- d1=77-7.95=69.0569分度圓弦齒高h(yuǎn)ahamax=(0.625+0.8/ Z2)P-0.5d1=4.5hamin=0.5(P-d1)=0.5 (12.7-7.95)= 2.375Ha是為簡(jiǎn)化放大齒形圖的繪制而引入的輔助設(shè)計(jì)尺寸,hamax相應(yīng)于damax; hamin相應(yīng)于damin齒側(cè)凸緣(或排間槽)直徑dgdg Pcot(180/ Z2)-1.04h2-0.76=62.826289=63h2-內(nèi)鏈板高度 h2=12.07A 系列查表 8-2-2注意:da、dg 值取整數(shù),其它尺寸精確到 0.01 mm 。4.8.2 滾子鏈鏈輪2齒槽形狀參數(shù) 表9 鏈鏈輪2齒槽形狀參數(shù)名稱符號(hào)單位計(jì)算公式最大齒槽形狀最小齒槽形狀齒面圓弧半徑remmremin=0.008d1(Z2+180)=0.0087.95(19+180) =34.407634remax=0.12 d1(Z2+2)=0.127.9521=20.034齒溝圓弧半徑rimmrimax=0.505d1+0.069 =0.5057.95+0.0691.996=4.1524744.2rimin=0.505d1=4.01475=4齒溝角min=120-90/Z2=120-90/19 =115.26316=115max=140-90/Z2=135.26316=135.34.8.3 整體式小鏈輪Z2主要結(jié)構(gòu)尺寸 表10 小鏈輪Z2結(jié)構(gòu)尺寸名稱符號(hào)結(jié)構(gòu)尺寸及(參考)輪轂厚度hh =K + dk/6 + 0.01d =3.2+35/6+0.0177=9.089常數(shù)k; 式中dkmax為鏈輪輪轂孔的最大許用直徑,查表8-2-13;由節(jié)距P查出(當(dāng)Z1=17、dkdkmax =34,dk為軸孔直徑按軸的尺寸確定,dk取35;) (P 966)(當(dāng)Z2=19、dkdkmax =41)d150K3.24.86.49.5輪轂長(zhǎng)度ll =3.3h=3.39=29.730lmin=2.6h=2.69=23.423輪轂直徑dhdh = dk+2 h=35+29=53dhmax12.70.93 b10.95 b1當(dāng)p12.7時(shí),經(jīng)制造廠同意,亦可使用p12.7時(shí)的齒寬b1-內(nèi)鏈節(jié)內(nèi)寬見表8-2-2 表8-2-4 查得 b1=7.85齒寬bf1bf1=0.937.85=7.30057.3倒角寬baba=(0.1-0.15) p =0.1512.7=1.9052倒角半徑rxrxrxPrxP=12.7齒側(cè)凸緣(圓角半徑)RR=0.04p=0.0412.7=0.5080.5腹板厚度t由表8-2-24查得當(dāng)P=12.7時(shí),t=9.5 (P973) 圖7 鏈輪34.9 鏈輪3的設(shè)計(jì)4.9.1鏈輪3的計(jì)算 表11 鏈輪3的計(jì)算名稱符號(hào)計(jì)算公式說明條件 鏈輪齒數(shù)Z3Z3=38由以上條件可知 配用鏈條的節(jié)距P節(jié)距:P=12.7滾子外徑:d1=7.95A系列查表8-2-2 可知 分度圓直徑dd=P/sin(180/Z3)=12.7/sin(180 /38)= 153.79148154齒頂圓直徑dadamax= d + 1.25P- d1 =154+1.2512.7- 7.95= 161.925162damin=d+(1-1.6/Z2)P-d1=154+(1-1.6/38) 12.7-7.95 =158.21526158可在damax和damin 范圍內(nèi)選取,但當(dāng)選用時(shí),應(yīng)注意用展成法加工時(shí)有可能發(fā)生頂切齒根圓直徑dfdf =d- d1=154-7.95=146.05146分度圓弦齒高h(yuǎn)ahamax=(0.625+0.8/ Z2)P-0.5d1=4.2hamin=0.5(P-d1)=0.5 (12.7-7.95)= 2.375Ha是為簡(jiǎn)化放大齒形圖的繪制而引入的輔助設(shè)計(jì)尺寸,hamax相應(yīng)于damax; hamin相應(yīng)于damin齒側(cè)凸緣(或排間槽)直徑dgdg Pcot(180/ Z3)-1.04h2-0.76=62.826289=140.0651140h2-內(nèi)鏈板高度 h2=12.07A 系列查表 8-2-2注意:da、dg 值取整數(shù),其它尺寸精確到 0.01 mm 。4.9.2滾子鏈鏈輪3齒槽形狀參數(shù) 表12 鏈輪3齒槽形狀參數(shù)名稱符號(hào)單位計(jì)算公式最大齒槽形狀最小齒槽形狀齒面圓弧半徑remmremin=0.008d1(Z3+180)=0.0087.95(38+180) =103.2864103remax=0.12 d1(Z3+2)=0.127.9540=38.16=38齒溝圓弧半徑rimmrimax=0.505d1+0.069 =0.5057.95+0.0691.996=4.1524744.2rimin=0.505d1=4.01475=4齒溝角()min=120-90/Z3=120-90/38 =117.63158=118max=140-90/Z3=134.7059=137.63158=1384.9.3整體式鋼制小鏈輪Z3主要結(jié)構(gòu)尺寸 表13 小鏈輪Z3主要結(jié)構(gòu)尺寸名稱符號(hào)結(jié)構(gòu)尺寸及(參考)輪轂厚度hh =K + dk/6 + 0.01d =3.2+35/6+0.01709常數(shù)k; 式中dkmax為鏈輪輪轂孔的最大許用直徑,查表8-2-13;由節(jié)距P查出(當(dāng)Z1=17、dkdkmax =34,dk為軸孔直徑按軸的尺寸確定,dk取35;) (P 966),(當(dāng)Z2=19、dkdkmax =41)d150K3.24.86.49.5輪轂長(zhǎng)度ll =3.3h=3.39=29.730lmin=2.6h=2.69=23.423輪轂直徑dhdh = dk+2 h=35+29=53dhmax12.70.93 b10.95 b1當(dāng)p12.7時(shí),經(jīng)制造廠同意,亦可使用p12.7時(shí)的齒寬b1-內(nèi)鏈節(jié)內(nèi)寬見表8-2-2 表8-2-4 查得 b1=7.85齒寬bf1bf1=0.937.85=7.30057.3倒角寬baba=(0.1-0.15) p =0.1512.7=1.9052倒角半徑rxrxrxPrxP=12.7圓角半徑RR=0.04p=0.0412.7=0.5080.5腹板厚度t由表8-2-24查得當(dāng)P=12.7時(shí),t=9.5 (P973) 圖8 鏈輪44.10 鏈輪4的設(shè)計(jì)4.10.1 鏈輪4的計(jì)算 表14 鏈輪4的計(jì)算名稱符號(hào)計(jì)算公式說明條件 鏈輪齒數(shù)Z4Z4=17由以上條件可知 配用鏈條的節(jié)距P節(jié)距:P=12.7滾子外徑:d1=7.95A系列查表8-2-2 可知 分度圓直徑dd=P/sin(180/Z4)=12.7/sin(180 /17)= 69.1270齒頂圓直徑dadamax= d + 1.25P- d1 =69.12+1.2512.7- 7.95= 77.0577damin=d+(1-1.6/Z4)P-d1=69.12+(1-1.6/17) 12.7-7.95 =72.6773可在damax和damin 范圍內(nèi)選取,但當(dāng)選用時(shí),應(yīng)注意用展成法加工時(shí)有可能發(fā)生頂切齒根圓直徑dfdf =d- d1=70-7.95=62.0562分度圓弦齒高h(yuǎn)ahamax=(0.625+0.8/Z4)P-0.5d1=4.56hamin=0.5(P-d1)=0.5 (12.7-7.95)= 2.375Ha是為簡(jiǎn)化放大齒形圖的繪制而引入的輔助設(shè)計(jì)尺寸,hamax相應(yīng)于damax; hamin相應(yīng)于damin齒側(cè)凸緣(或排間槽)直徑dgdg Pcot(180/ Z4)-1.04h2-0.76=54.632255h2-內(nèi)鏈板高度 h2=12.07A 系列查表 8-2-2注意:da、dg 值取整數(shù),其它尺寸精確到 0.01 mm 。4.10.2 滾子鏈鏈輪4齒槽形狀參數(shù) 表15 鏈輪4齒槽形狀參數(shù)名稱符號(hào)單位計(jì)算公式最大齒槽形狀最小齒槽形狀齒面圓弧半徑remmremin=0.008d1(Z4+180)=0.0087.95(17+180) =29.828430remax=0.12 d1(Z4+2)=0.127.9519=18.126齒溝圓弧半徑rimmrimax=0.505d1+0.069 =0.5057.95+0.0691.996=4.1524744.2rimin=0.505d1=4.01475=4齒溝角min=120-90/Z4=120-90/17 =114.7059=115max=140-90/Z4=134.7059=1354.10.3整體式鋼制小鏈輪Z4主要結(jié)構(gòu)尺寸 表16 小鏈輪Z4結(jié)構(gòu)尺寸名稱符號(hào)結(jié)構(gòu)尺寸及(參考)輪轂厚度hh =K + dk/6 + 0.01d =3.2+35/6+0.01709常數(shù)k; 式中dkmax為鏈輪輪轂孔的最大許用直徑,查表8-2-13;由節(jié)距P查出(當(dāng)Z1=17、dkdkmax =34,dk為軸孔直徑按軸的尺寸確定,dk取35;) (P 966)(當(dāng)Z2=19、dkdkmax =41)d150K3.24.86.49.5輪轂長(zhǎng)度ll =3.3h=3.39=29.730lmin=2.6h=2.69=23.423輪轂直徑dhdh = dk+2 h=30+29=48dhmax12.70.93 b10.95 b1當(dāng)p12.7時(shí),經(jīng)制造廠同意,亦可使用p12.7時(shí)的齒寬b1-內(nèi)鏈節(jié)內(nèi)寬見表8-2-2 表8-2-4 查得 b1=7.85齒寬bf1bf1=0.937.85=7.30057.3倒角寬baba=(0.1-0.15) p =0.1512.7=1.9052倒角半徑rxrxrxPrxP=12.7圓角半徑RR=0.04p=0.0412.7=0.5080.5腹板厚度t由表8-2-24查得當(dāng)P=12.7時(shí),t=9.5 (P973)4.11 鏈傳動(dòng)的失效形式4.11.1 鏈條鉸鏈的磨損 鏈輪與鏈條進(jìn)入嚙合和脫離嚙合過程中,由于鉸鏈的銷軸與套筒間承受較大的壓力和有相對(duì)轉(zhuǎn)動(dòng),因而導(dǎo)致承壓面發(fā)生磨損,使鏈的實(shí)際節(jié)距變長(zhǎng),嚙合點(diǎn)沿齒高外移,最終產(chǎn)生跳齒和脫鏈現(xiàn)象 。它是開式齒輪傳動(dòng)的主要形式。4.11.2 鏈的疲勞破壞 鏈在傳動(dòng)過程中,緊邊和松邊的拉力是不相等的,再加上傳動(dòng)中的動(dòng)載荷,使得它的各元件都是在變應(yīng)力的作用下工作,在中、低速時(shí),經(jīng)過一定循環(huán)次數(shù)后,鏈板首先產(chǎn)生疲勞破壞;高速時(shí)由于滾子進(jìn)入嚙合時(shí)的沖擊載荷劇增,套筒或滾子先于鏈板產(chǎn)生沖擊疲勞破壞。4.11.3 多次沖擊破斷 鏈條在反復(fù)啟動(dòng)、反轉(zhuǎn)、制動(dòng)時(shí)所產(chǎn)生的巨大慣性沖擊作用下,銷軸、套筒、滾子等元件不到疲勞時(shí)就產(chǎn)生破斷。它的載荷較疲勞破壞允許的載荷要大,但較一次沖擊破斷載荷要小。它的應(yīng)力總循環(huán)次數(shù)一般在104以內(nèi)。4.11.4 鏈條的膠合 高速和潤(rùn)滑不良的傳動(dòng),銷軸、套筒的工作面會(huì)因溫度過高而發(fā)生膠合。4.11.5 過載拉斷 鏈條所受載荷超過了鏈條靜強(qiáng)度而被拉斷。 5 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)5.1 軸材料的選擇軸的材料主要采用碳鋼和合金鋼,也可采用球墨鑄鐵。碳鋼有足夠的強(qiáng)度,對(duì)應(yīng)力集中不太敏感,便于進(jìn)行機(jī)械加工和熱處理,價(jià)格低廉,應(yīng)用廣泛。一般機(jī)器的軸,可用30、40、50等牌號(hào)的優(yōu)質(zhì)中碳鋼,其中最常用的為45號(hào)鋼。為了改善機(jī)械性能,應(yīng)進(jìn)行正火或調(diào)制處理。對(duì)于輕載或不重要的軸,一般不需要進(jìn)行熱處理,可采用A3、A4、A5等普通碳素鋼。合金鋼的機(jī)械性能(強(qiáng)度、耐磨性、硬度)更高,多用于制造高速重載及受力大而又要求尺寸小、重量輕的軸。對(duì)于在高溫、低溫、或由腐蝕介質(zhì)條件下工作的軸,則更宜用合金鋼來制造。軸的材料應(yīng)根據(jù)軸的工作狀況、重要性和結(jié)構(gòu)復(fù)雜程度、生產(chǎn)批量、材料供應(yīng)情況、加工可能性以及經(jīng)濟(jì)性等因素,綜合考慮、合理選取。5.2 軸結(jié)構(gòu)的基本要求 設(shè)計(jì)軸的基本要求是保證軸具有:1.足夠的強(qiáng)度和剛度。即所要求設(shè)計(jì)的軸具有足夠的承載能力,以保證軸在預(yù)期壽命內(nèi)能正常的工作。2.合理的結(jié)構(gòu)。即要求所設(shè)計(jì)的軸便于加工,疲勞強(qiáng)度高,軸上的零件便于拆裝,并且相對(duì)于軸有可靠的固定方式。軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)應(yīng)滿足的要求:1)軸及軸上的零件要有確定的工作位置;2)軸上零件應(yīng)便于拆裝和調(diào)整;3)軸具有良好的制造及裝配工藝性;4)有利于提高軸的強(qiáng)度、剛度,有利于節(jié)約材料和減輕重量。根據(jù)脫粒機(jī)的工作要求和機(jī)構(gòu)特性查表確定軸的材料及其機(jī)械性能:表17 軸的材料及其機(jī)械性能材料牌號(hào)熱處理毛坯直徑(mm)硬度(HBS)拉伸強(qiáng)度極限B拉伸屈服極限s彎曲疲勞極限-1剪切疲勞極限-1備注45號(hào)鋼調(diào)制200217-255(MPa)應(yīng)用最為廣泛6503603001555.3 初步確定軸1的各段直徑和長(zhǎng)度
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