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分 類 號 密 級 寧寧波大紅鷹學院 畢業(yè)設計(論文) 4LBZ-100型水稻收割機脫粒裝置改進設計 所在學院 機械與電氣工程學院 專 業(yè) 機械設計制造及其自動化 班 級 11機自x班 姓 名 學 號 指導老師 2015 年 3 月 31 日 誠 信 承 諾 我謹在此承諾：本人所寫的畢業(yè)設計（論文）《4LBZ-100型水稻收割機脫粒裝置改進設計》均系本人獨立完成，沒有抄襲行為，凡涉及其他作者的觀點和材料，均作了注釋，若有不實，后果由本人承擔。 承諾人（簽名）： 2015 年 3 月 21 日 摘 要 收割機的發(fā)展方向將是向高科技化方向發(fā)展，制造出適用性強的收割機很有發(fā)展市場，對不同地區(qū)開發(fā)出不同的收割機是很有發(fā)展前途的。由此，相應的制造出高性能的水稻收割機是國外收獲機的發(fā)展概況。該水稻水稻收割機可一次性完成收割、脫粒、分離和裝袋作業(yè)。該機體積小、重量輕，操作靈活，通過性與適應性好，較好地解決了大、中型收割機在丘陵、山區(qū)和水田難以收割的難題。 關鍵詞：水稻脫粒裝置；脫粒； 改進設計 29 Abstract The development direction of harvester will be to high-tech direction, making out the applicability of harvester is the development of the market, is very promising for different regions developed different harvester. Thus, the corresponding manufacturing combine high performance is the development of foreign harvester. The rice combine harvester can complete harvesting, threshing, separation and bagging operations at one time. The machine has the advantages of small volume, light weight, flexible operation, through and good adaptability, can better solve the problem of big, medium-sized harvester to harvest in the hilly, mountainous and paddy field. Key Words: rice thresher threshing; improved design; 目 錄 摘 要 III Abstract IV 目 錄 V 第1章 緒論 1 第2章 總體方案確定 2 2.1 脫粒裝置工作原理 2 2.2水稻收割機總體設計 3 2.2.1水稻收割機的類型定位 3 2.2.2 水稻收割機的整機結構及選擇 3 2.2.3 水稻水稻收割機的工作流程 3 第3章 脫粒裝置設計 4 3.1 脫粒原理 4 3.2 脫粒裝置類型選擇 4 第4章 動力的選擇 6 4.1 整機消耗的功率計算 6 4.1.1 脫粒裝置的功率消耗的計算 6 4.1.2 清選裝置的功率消耗的計算 6 4.2 柴油機的選擇 7 第5章 傳動裝置設計 8 5.1 傳動路線 8 5.2 確定傳動裝置的傳動比 8 5.3 傳動裝置動力參數的計算 8 5.4 皮帶輪的設計與計算 9 5.5 驗算小帶輪的包角 10 5.6 確定V帶根數 10 5.7 單根V帶預緊力的計算 10 5.8 計算壓軸力 11 第6章 齒輪的設計與計算 12 6.1 材料的選擇及許用應力的確定 12 6.2 按輪齒接觸強度的計算 12 6.3 按齒根彎曲強度設計 13 第7章 軸的設計與計算 15 7.1 軸的材料選擇 15 7.2 軸的最小直徑確定 15 7.3 軸的結構設計 15 7.4 軸的校核 16 第8章 鍵連接選擇 19 第9章 滾動軸承選用 20 9.1 滾動軸承校核 20 9.2 脫粒滾筒轉速計算 21 9.3 滾筒直徑計算 21 9.4 脫粒滾筒長度確定 22 第10章 脫粒裝置其他部分設計 23 10.1 滾筒脫粒齒設計 23 10.1.1 弓齒形狀選擇 23 10.1.2 弓齒的排列 23 10.1.3 相關參數的計算 23 10.2凹板的設計 24 10.2.1 凹板類型的確定 24 10.2.2 凹板直徑的確定 24 10.2.3 凹板與滾筒之間間隙的確定 25 結論 26 參考文獻 27 致 謝 28 第1章 緒論 脫粒裝置為收割機械，是指以農作物種子的能力，源于機械分離，主要是指農作物收獲機械。根據為谷物，不同類型的脫粒裝置的材料。如“打米機”水稻脫粒使用;被稱為“玉米脫粒裝置”脫粒玉米等。收割機稱為“谷機”，是機械脫粒稻最常用的手段。后需要第一水稻收割，稻粒的這種機械分離和莖。收割機分為兩類，一類靠人力驅動器上，被稱為“人類的節(jié)拍水稻機”，半機械化的工具;會打米機動力驅動，它被稱為“力量收割機?！笔崭顧C出現(xiàn)大大降低了水稻收割的勞動強度，同時也提高農業(yè)生產力。 切割小麥尚未經過，“顆?！?，這是在除了顆粒外殼，莖的過程。要做到這一點是使用老方法被稱為“枷”使谷物和外殼儀器分離連續(xù)擊敗了小麥。其次是“年輕”的山谷，必須拋到空中谷類讓風出光，不希望小米和“糠”的那部分，剩下的糧食落后。這是脫粒凈化裝置 這是辛苦的、勞累至極的工作，而且花費的時間又很長。4000平方米的小麥用手脫粒要花大約5天時間。 它需要很長的時間。 4000平方米小麥脫粒的手需要五天左右的時間。 蘇格蘭發(fā)明家詹姆斯?默克爾和他的兒子，安德魯，要改變這種狀況。經過長期的努力，終于在18世紀后期，詹姆斯已經開發(fā)出一種機器，配備了木制框架旋轉鼓。安裝在木制框架與窄帶，當它變成以形成氣體流，從而吹入外殼上的小麥。安德魯返回到機加一個釋放小麥殼撲設備。 默克爾任何動力脫粒裝置可以很容易地找到驅動源。他們選擇使用馬來司機第一臺機器，但很快創(chuàng)建一個新的機器與水和蒸汽動力。脫粒裝置是在美國，那里的勞動力短缺很成功，但也大農業(yè)。脫粒裝置在英國很不受歡迎。手工脫粒提供了農業(yè)工人冬季的就業(yè)機會。脫粒裝置威脅著許多農業(yè)勞動者，使他們失去了工作。 第2章 總體方案確定 第2章 總體方案確定 2.1 脫粒裝置工作原理 脫粒裝置整機選用一臺電機和一臺鼓風機，電機，風扇轉動和倒開關控制停止。電機順時針飼料玉米棒，CCW主要用于啟動玉米棒和故障排除的球迷吹掉產生的碎片脫粒，渣。通過皮帶輪，皮帶輪無級變速器，同步齒滑輪，所以切割器電動機，玉米棒形的旋轉切削工具，在工作中調整轉向手柄，可以增加或減少切割器的速度;另一種傳輸線從兩三角皮帶輪，蝸桿傳動三套鼓轉動。 脫粒裝置 裝在滾筒壓縮彈簧，橡皮輥，塑料輥，橡皮輥，它們旋轉兩組（棒送入玉米），無論是從橡膠輥夾緊作用，而且還棒運送玉米的功能，玉米上的穗軸彈簧直徑，可以進行按照適當調節(jié)兩輥之間的距離，以適應不同直徑的棒脫粒要求。一組塑料滾筒可以是玉米芯保持器，輸送到廢液箱。工具和刀具潤滑使用滴灌杯油，用橄欖油潤滑油。為緊湊，內置切刀塑料軸承。塑料軸承上旋轉的軸。 機器潤滑蝸輪，蝸桿，塑料軸承，蠕蟲的主要部分，該蠕蟲使用開放帶動，潤滑黃油;當運行塑料軸承需要潤滑，使用標準的針型油杯，在200毫升的體積，而對于此配備有滴液管，管路端用螺栓固定在油杯，軸承上的槽連接的另一端。滴水管的情況下可見油杯調節(jié)工作的大小。橄欖油的潤滑油最好的選擇，考慮到可供測試的其他食用油的價格。 脫粒谷物被切斷通過機械方式送料裝置由入口進入脫粒脫粒滾筒和凹印在很短的提取凹印通過明確糧食清潔屏幕和球迷清洗網格狀的裝置進入由打擊和擦的;長萃取到分離裝置以分離莖和種子，以及一個長閥桿排出機外，糧食等短提取通過所述分離裝置的篩子進入潔凈谷物清洗設備之下;風扇和下清洗篩子，稻殼和其它小碎屑的聯(lián)合作用被吹到機光，干凈的食物聚集晶粒外面成可經由粒收集裝置的設備。 2.2水稻水稻收割機總體設計 這種設計是一個小稻田根據南方丘陵區(qū)水稻收割機是小而設計，結合水稻收割機可以完成收割，脫粒，分離和裝袋操作。本機體積小，重量輕，操作靈活，通過良好的和適應性，在山上大，中型收割機更好的解決方案，山脈和水稻收割難的問題，雙季稻區(qū)南部，泥腳不深更大的超過20厘米就可以正常收割稻田。 2.2.1水稻收割機的類型定位 整機形式為：懸掛式、全喂入 割臺形式為：帶攪龍輸送器式臥式割臺 脫粒裝置形式為：軸流式 2.2.2 水稻收割機的整機結構及選擇 收割臺懸掛在框架懸架，后懸架脫粒裝置的柴油，配置在左側收割機中間槽的前方，前部和后部端部連接到切割臺和脫粒部。有關資產負債割臺，割臺被放置到合適的檔位。為收獲后留脫粒設備布局，風選設置在右側，而糧袋放置在右側的水稻收割機脫粒部背面的平衡脫粒裝置。由柴油機，柴油后動力輸出軸提供動力的收獲部分提供整體前進的動力。 2.2.3 水稻水稻收割機的工作流程 當水稻收割機進行操作，先卷分配到作物刀，砍下一刀切割后的作物，然后滔滔不絕的產量下降到割臺，割臺螺旋輸送器，以削減產量倒下預留伸展左側是指向機構，組織放下以高速發(fā)送回槽拋物線手指螺旋鉆作物，槽作物的手指后該機構發(fā)送從所述塔底物流連續(xù)加入到釋放機構抓取，作物后入軸流脫粒機制，因為它是受高速戰(zhàn)斗以及作物為螺旋運動不斷擊中凹版屏的結果期間輥摻入，使得晶粒把它關閉，并落在通過在凹谷組螺旋鉆篩板。谷粒谷跌至鑲鉆推抵簸（上未顯示的另一面），再由風選被拋向糧袋。脫粒機被關造成凹版目篩保留不能通過糧食凈稻草。 第3章 脫粒裝置設計 3.1 脫粒原理 1.風機 2.凹版篩 3.滾筒 4.弓齒 5.振動篩 6.出糧口 圖3 脫粒裝置的結構圖 1）沖擊脫粒：對對方脫粒元素沖擊作用秒殺頭和脫粒。較高的沖擊速度，脫粒越強，但也越大裂解速率。 2）摩擦脫粒：由組件和谷物之間，以及谷物和谷物脫粒谷物脫粒離去之間的摩擦。脫粒裝置脫粒間隙的大小是至關重要的。 3）梳刷脫粒：谷物脫粒由拉力脫粒部件進行。 4）滾動脫粒：打谷脫粒通過施加壓力的元素進行糧食。在這種情況下，力作用在谷物主要沿晶面的法向力。 5）振動脫粒：由脫粒元件用于施加高頻振動進行谷物脫粒。 脫粒是的幾種方法在長期的生產實踐過程中總結而來去殼大米儲存。如果裸存儲，則存儲時間??短。米粒脆，易折斷。因此，本設計采用梳刷脫粒，主要針對與脫粒脫粒完成補充兩者。 3.2 脫粒裝置類型選擇 在根據不同子類型的不同的方式，根據本饋送模式脫粒裝置可分為：全喂入和半喂入[6];通過脫粒齒可分為： 1）剪切流紋桿脫粒滾筒單元，它由糧食傾桿，網格狀凹雕，間隙調整裝置等組成。擦脫粒為主，影響，脫粒和分離能力的能力，小關穗率補充。但飼養(yǎng)不均勻種子濕度，脫粒質量下降。 2）切流尖刺滾筒脫粒裝置，其中包括牙齒和指甲美甲齒凹版。強勁飆升使用谷物 強烈的影響，以及內部的差距，擦脫粒脫粒。能夠抓取不均勻，濕飼料作物具有較強的適應性。不過關的稈高，分離較差。 3）雙滾筒脫粒裝置，使用兩個輥協(xié)同工作。較低的第一鼓的速度，你可以把一個很好的成熟，豐滿的內核先行。第二滾筒的較高的速度，較小的間隙，不能完全脫粒谷物前滾脫凈。 4）軸向脫粒滾筒單元，軸向輥功率的較大的作物的物理和機械特性消耗，比傳統(tǒng)型更敏感，影響飼料作物的長度，水分含量都較大。 5）弓齒滾筒脫粒裝置脫粒水稻，小麥可以和起飛。僅第一脫粒穗到滾筒，以確保脫粒后的干完好;小凹版屏幕分離含雜率有利于后續(xù)的清洗;大部分晶粒的可以從凹印篩，顆粒破碎和損壞很少被分離，功率消耗小。但是，只有接穗尖適應不適應矮作物，作物適應性差脫粒作物。 考慮到因素，如成本和農村的稻田，本設計采用了弓齒半喂入脫粒裝置。脫粒方式進入關，關，下側斷三種形式，如圖關上分離，低輥位置，喂養(yǎng)表現(xiàn)不佳的影響;下關分離性能差，少掉穗葉柄，一般夾持半喂入裝置和水稻收割機脫粒;一邊脫分離更好的性能和水平水稻收割機喂養(yǎng)表現(xiàn)。本設計采用一個下膠式。 考慮到成本和農村稻田等因素，本設計采用的是弓齒滾筒半喂入脫粒裝置。脫粒方式分為上脫、下脫和側脫三種形式，如圖4 上脫式分離效果好，滾筒位置低，喂入性能差；下脫式分離性能差，斷穗和帶柄少，適用于一般夾持式半喂入脫粒裝置和水稻收割機；側脫式分離性能和喂入性能較好，適用于臥式水稻收割機。本設計采用的是下脫式。 第4章 動力的選擇 第4章 動力的選擇 4.1 整機消耗的功率計算 4.1.1 脫粒裝置的功率消耗的計算 脫粒裝置在工作時，在運轉穩(wěn)定性較好（保障脫粒滾筒運轉穩(wěn)定性的條件：有足夠的轉動慣量；發(fā)動機有足夠的儲備功率和較靈敏的調速器）的條件下，其功率總耗用N 由兩部分組成：一部分用于克服滾筒空轉而消耗的功率（占總功率消耗的5%-7%），一部分用于克服脫粒阻力而消耗的功率（占總功率消耗的93%-95%），所以 脫粒裝置的功率消耗為： N =+ （kW ） (4) 1)其中空轉功率消耗: =+ 式中：——系數，為克服軸承及傳動裝置的摩擦阻力的功率消耗， B——系數，為克服滾筒轉動時的空氣迎風阻力而消耗的功率， . 2)其中脫粒功率消耗:這個過程比較復雜，水稻首先是以較低的速度進入脫粒裝置入口處，與高速旋轉的脫粒滾筒接觸，然后被拖入脫粒間隙進行脫粒，既有梳刷也有打擊，研究的依據是動量守恒定律： 沖量轉換為動量： ， （5) —單位時間喂入的谷物量； —綜合搓擦系數，0.7-0.8； —滾筒的切向速度，15m / s。 將數據代入N =+ 得： N= 0.52+1.5=2.02（） 4.1.2 清選裝置的功率消耗的計算 清選裝置消耗的功率由下式可求得： (6) 其中：——單位時間進入清選裝置的脫出物質量（）； ——單位脫出物質量清選篩所需的功率（），上篩：0.4-0.5，下篩：0.25-0.3； ——選別能力系數，0.8-0.9。 代入數據可得消耗的功率： 1.75（） 4.2 柴油機的選擇 通過上面的計算，可以知道整個脫粒裝置消耗的功率，其消耗的總功率為： 0.043+2.02+1.75+1=4.813（） 查機械設計手冊[19]可得，選取廣泛用于農業(yè)上105系列，南昌柴油機廠，選取型號為：X2105BC-15?，其額定功率為16.2，滿載轉速為.滿足水稻脫粒裝置的動力的需求。 第5章 傳動裝置設計 第5章 傳動裝置設計 5.1 傳動路線 主傳動軸→脫粒滾筒→第2傳動軸→風機 ↓→ 第1傳動軸→曲柄搖桿 5.2 確定傳動裝置的傳動比 總傳動比 (7) 式中 —柴油機滿載轉速，1500r/min,則 那么V帶的傳動比，處于2～4之間，符合要求。 分配各級傳動比 1) 取V帶傳動傳動比為 ， 2)取第1傳動軸傳動比為0.6， 3)第2傳動軸傳動比。 5.3 傳動裝置動力參數的計算 柴油機輸出軸額定轉速為, 脫粒裝置滿負荷作業(yè)時,輸出軸轉速穩(wěn)定在0.8-0.9倍額定轉速狀態(tài)下運行。 1）各軸轉速 主傳動軸轉速,。主軸與動力輸出軸直聯(lián)。 第1傳動軸轉。傳動比為， 帶傳動按92%效率計算, 則 脫粒滾筒轉速。帶傳動按92%效率計算,則 第2傳動軸轉速為，傳動比為1。帶傳動按92%效率計算，則 風機的轉速，風機直接安裝在第2傳動軸上，則 2）各軸功率 主傳動軸 第1傳動軸 式中 -帶傳動效率；查表[19]取值0.92。 3）各軸轉矩 第1傳動軸 第2傳動軸 5.4 皮帶輪的設計與計算 5.4.1 帶型的選定 根據總體方案的選擇，查機械設計手冊[19]的工況系數。可得計算功率為： (8) 根據計算功率和柴油機的轉速，查手冊[19]選擇采用SPZ型皮帶。 5.4.2 帶輪直徑與帶速的確定 小帶輪的直徑通過查機械設計手冊[19]，有，其中是V帶的最小基準直徑，過小，會降低皮帶的使用壽命。；反過來，雖然可以延長皮帶的使用壽命，但是帶傳動的外形尺寸隨之增大。V帶的最小基準直徑參考值如下表所示。 表3 V帶輪的最小基準直徑 類型 Y Z SPZ A SPA B SPB C SPC D E 20 50 63 75 90 125 140 200 224 355 500 選取小帶輪的直徑。 大帶輪的基準直徑，取。 上式中是V帶傳動的滑動率，值很小，在計算中可以忽略不計。 帶速的計算： 代入數據的 對于普通的V帶，，太小傳遞的功率小，太大則離心力過大，計算的結果在合理范圍內，符合設計要求。 5.4.3 帶的基準長度和軸間距的確定 由公式 （9) 代入數據得 。 所需帶的基準長度為： 代入數據得 則實際的軸間距為 代入數據的實際的軸間距為 。 5.5 驗算小帶輪的包角 由下式可求帶輪包角： 一般，最小不低于，小帶輪包角合適，不需要使用張緊輪。 5.6 確定V帶根數 V帶根數可由以下公式計算： (10) 其中 ——功率增量，考慮傳動比時，在大帶輪上的彎曲應力較小，在壽命相同的條件下，可以增大傳遞的功率。 ——包角修正系數，考慮包角不等于時對傳動能力的影響。 ——帶長修正系數，考慮包角不為特定長度時對傳動能力的影響。 ——單根V帶的基本額定功率。 查機械設計手冊[20]可得：，=0.99，=0.97，= 圓整后取V帶根數 5.7 單根V帶預緊力的計算 根據公式 (11) = = 5.8 計算壓軸力 根據公式 (12) (13) 其中 ——為正常預緊力的1.5倍。 代入數據 第6 章 齒輪的設計與計算 第6章 齒輪的設計與計算 6.1 材料的選擇及許用應力的確定 根據設計方案，本設計采用的是直齒圓柱齒輪傳動，考慮到脫粒裝置功率較大，故大、小齒輪都選用硬齒面。選取大、小齒輪的材料均為40Cr，并經調質及表面淬火，齒面硬度為48～55HRC。因采用表面淬火，輪齒的變形不大，不需要磨削，故初選7級精度。 6.2 按輪齒接觸強度的計算 根據公式 (14) 確定公式內的各計算數值 1）試選載荷系數； 2)計算小齒輪傳遞的轉矩: 3）由機械設計手冊[20]選取齒寬系數； 4）由手冊[20]查得材料的彈性影響系數　　　 5）按齒面硬度中間值查手冊[20得大、小齒輪得接觸疲勞強度極限 　 (15) 6）計算應力循環(huán)次數 　　　 　　 7)查設計手冊[19]得接觸疲勞壽命系數 8）計算接觸疲勞許用應力 　　取失效概率為1％，安全系數S＝1，得 　　　　　　 計算 1）試算小齒輪分度圓直徑，代入中較小的值 2）計算圓周速度 　　　　　　 3）計算齒寬　　　　　 4）計算齒寬與齒高之比 　　　　　模數 　　　　　齒高 　　　　　 5）計算載荷系數 　　 根據，7級精度，由手冊[21]查得動載系數; 　 假設,由手冊[21]查得齒間載荷分配系數；　　　　　 由手冊[21]查得使用系數； 　　　　　 由表4查得接觸強度計算用齒向載荷分布系數； 　　　 由手冊[21]查得彎曲疲勞強度計算用齒向載荷分布系數. 　　　　　 故載荷系數 6）按實際的載荷系數校正所得的分度圓直徑，得 　　　　　 　 7）計算模數　　 　　　 　　 6.3 按齒根彎曲強度設計　 彎曲強度的設計公式為 (16) 確定公式內的各計算數值 1）由手冊[21]得大、小齒輪的彎曲疲勞強度極限； 　 2）由手冊[21]查得彎曲疲勞壽命系數；。 　 3）計算彎曲疲勞許用應力 　 取彎曲疲勞安全系數S＝1.4，得 　 　 　 4）計算載荷系數K 　　　　　　　 5）查取齒形系數 由手冊[21]查得齒形系數 。 6）查取應力校正系數 由手冊[21]得應力校正系數 。 7）計算大小齒輪的并加以比較 　　　　　　 小齒輪的數值大。 設計計算 　　　　　　　 對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數m略大于由齒根疲勞強度計算的模數，由于齒輪模數m的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數與齒數的乘積）有關，可取由彎曲強度算得得模數1.64，就近圓整為標準值m＝2mm，按接觸強度算得的分度圓直徑，。 取　 　 　取　　 幾何尺寸計算 　 1）計算分度圓直徑 　　　 　　 　 2）計算中心距 　　　 3）計算齒輪寬度 　　　 　 驗算 　　 　 符合要求。 第7 軸的設計與計算 第7章 軸的設計與計算 7.1 軸的材料選擇 脫粒裝置在工作時，脫粒軸的轉速很高，而且傳遞的扭矩很大，綜合考慮，軸的材料選擇45鋼調質處理，硬度為195-290，其接觸疲勞強度極限，彎曲疲勞極限取。 7.2 軸的最小直徑確定 由公式 (17) 其中 ——該軸傳遞的功率，； ——該軸的轉速，； ——指軸的材料和承載情況確定常數。 已知 =2.02，，查機械設計手冊[21]可得C=128，代入上式可得 選。 7.3 軸的結構設計 為了便于軸上零件的拆卸，經常把軸做成階梯形。軸的直徑從軸端逐漸向中間增大，可依次將齒輪和帶輪等從軸的上端裝拆，為了使軸上的零件便于安裝，軸端及各軸的端部應有倒角。軸上磨削的軸段應有砂輪越程槽，車制螺紋軸段應有退刀槽。 各段軸的直徑，如有配合要求的軸段，應盡量采用標準直徑，安裝軸承、齒輪等標準件的軸徑，應符合各標準件的內徑系列規(guī)定。采用的套筒、螺母、軸端擋圈作軸向固定時，應把裝零件的軸段長度做的比零件輪轂短，以確保螺母等緊靠零件端面。脫粒軸結構初定如圖7所示： 圖7 軸的結構圖 7.4 軸的校核 7.4.1 軸上載荷的計算 求軸承上的支反力 垂直面內： 水平面內： 畫受力簡圖與彎矩圖，如圖8所示： 據第四強度理論且忽略鍵槽影響 表4 受力分析 載荷 水平面H 垂直面V 支反力F 彎矩M 總彎矩 扭矩T 軸安全。 圖8 受力簡圖和彎矩圖 7.4.2 按彎扭合成應力校核軸強度 進行校核時，只校核軸承上承受彎矩和扭矩最大的截面強度，取=0.6, 軸的計算應力為： 前已選定軸材料為45號鋼,調質處理,由機械設計[23]表15-1查得=60Mpa 因此<,故安全。 7.4.3 精確校核軸的疲勞強度 抗彎截面系數： == 抗扭截面系數： == 截面上彎矩應力 截面上扭矩應力 軸的材料為45鋼，調質處理，機械設計[23]表15-1查得 。 截面上由于軸肩而形成理論應力集中系數及按機械設計[23]附表3-2查取，因: 經插值后可查得=1.59 =1.33 又可查得[23]軸的材料敏性系數為： 故有效應力集中系數為： =1+(-1)=1+0.85(1.33-1)=1.28 由機械設計[23]附圖得尺寸系數=0.85 ,得扭轉尺寸系數為=0。9 由附圖查得表面質量系數 ==0.92 軸未經表面強化處理，即=1 ，則綜合系數值為 又由碳鋼的特性系數： =0.1-0.2 取=0.15 =0.05-0.1 取=0.75 計算安全系數： >S=1.5 故安全 第8章 鍵連接選擇 鍵連接可分為平鍵連接、半圓鍵連接、楔鍵連接和切向鍵連接。 平鍵按用途分有三種：普通平鍵、導向平鍵和滑鍵。平鍵的兩側面為工作面，平鍵連接是靠鍵和鍵槽側面擠壓傳遞轉矩，鍵的上表面和輪轂槽底之間留有間隙。平鍵連接具有結構簡單、裝拆方便、對中性好等優(yōu)點，因而應用廣泛。本設計采用的是平鍵連接 。 查表機械設計手冊[21]表4-1分別選擇軸1、2段平鍵b×h×L=6mm×6mm×20mm、b×h×L=10mm×8mm×22mm。材料為45鋼，其許用擠壓應力，取其平均值，。 在本設計中脫粒軸傳遞的扭矩最大，根據要求，需對脫粒軸的鍵連接進行強度校核，因載荷均勻分布，根據平鍵連接的擠壓強度公式： (19) 式中：T為轉矩（N·mm）； 為軸徑（mm）； 為鍵的高度（mm）； 為鍵的工作長度（mm）； 為許用擠壓應力（MPa）； 代入數據得 < 可以實現(xiàn)設計要求。 第9章 滾動軸承選用 第9章 滾動軸承選用 已知裝軸承處軸徑，轉速，查機械設計手冊[22]，選用圓錐滾子軸（GB/T 276-1994摘錄）,選型號為30208，其基本參數為，?；绢~定動載荷。 9.1 滾動軸承校核 根據上述數據，可計算： 圓周力 徑向力 軸向力 9.1.1 當量動載荷計算 該圓錐滾子軸承受和的作用，必須求出當量動載荷P。由下式可求： （20) 其中，分別為徑向系數和軸向系數。 因為 <0.37 所以 9.1.2 計算所需的徑向基本額定動載荷 對于圓錐滾子軸承30208，其徑向基本額定載荷 (21) 式中—載荷系數，查表[23]8-15取=1； —當量動載荷，1239.44N； —溫度系數，查表[23]6-4得=1； —基本額定壽命[24]，本機預設壽命=8000h； —軸承轉速，650； —壽命指數[25]，對滾子軸承=10/3。 < 故所選軸承符合要求。 9.1.3 驗算軸承的壽命 >8000h 由壽命校核結果可以看出兩軸承的壽命均大于設計壽命，故所選軸承合格。 9.2 脫粒滾筒轉速計算 滾筒的轉速一般根據滾筒的有效直徑來計算。當滾筒速度增加時，脫凈率增加，水稻帶柄率減少，但破碎率和斷莖率都會增加，當圓周速度大于12米/秒時，水稻脫凈率在99％以上，但如果圓周速度過大，脫離效率提高并不顯著，僅使谷粒在滾筒上跳動加劇，增加谷粒的拋散損失[7]。當滾筒的圓周速度太小時，弓齒對穗的沖擊力減弱，從而延長脫粒時間而降低生產率。通常情況下對于水稻來說：。根據圓周速度V可以求得滾筒的轉速。 （1) 式中 D——滾筒直徑（不包括弓齒高度）； H——弓齒的高度，取。 滾筒轉速 取 9.3 滾筒直徑計算 滾筒圈直徑D由防止?jié)L筒纏草和滾筒對莖稈的最大允許包角兩個條件確定[8], 其計算式為： 其中 L——下作物的長度mm； l——作物喂入深度, 一般大于400mm[9]； ɑ——所包圍滾筒的允許包角,一般為120o[10]。 一般況下, 選用較大直徑為有利, 其原因是：作物喂得深, 未進未脫損失少；喂人口弧度大, 可以提高喂人性能；滾筒不易纏草, 對作物品種和濕度的適應性好；凹板篩面積大, 分離能力強；引轉動慣量大, 運轉平穩(wěn), 適應超負荷的性能良好；凹板曲率小,喂進脫粒室的莖稈折斷少, 有利于減少功率消耗[11]。 L取1200mm，l取300mm。則 由上式可得：， 由上式可得：。 滾筒直徑一般為按齒頂計算）[12]，齒根處直徑一般為。由于本次設計中的采用的是半喂入式脫粒裝置，因此進入脫粒裝置的只是作物的穗頭部分，故不用擔心莖桿纏繞的問題可以取滾筒直徑為400mm[13] (不含弓齒高）。 9.4 脫粒滾筒長度確定 它與喂入速度和弓齒總數有關[14]。半喂入脫粒裝置工作時作物潮濕, 工作量大,一般選為600-1000mm,本機設計滾筒長度定為700mm[15]. 第10章 脫粒裝置其他部分設計 第10章 脫粒裝置其他部分設計 10.1 滾筒脫粒齒設計 10.1.1 弓齒形狀選擇 弓齒的形狀有“V”字形及“U”字形兩種。試驗結果表明“V”字形弓齒頂角為22o時，消耗的功率和斷穗率都最少?！癠”字形弓齒圓弧大的功率消耗小，斷穗率也小。本設計滾筒上脫粒齒采用三重齒，它們能夠提高梳刷、脫粒質量，并且滾筒不易纏草。弓齒用45鋼制造，淬火部位的硬度為HRC 45-55[16]。 10.1.2 弓齒的排列 半喂入式的脫粒滾筒的弓齒排列按斜線，具有工作平穩(wěn)，生產率高的特點。所以，在本設計中，采用的是齒排斜線配置。弓齒依螺旋排列的目地除了達到脫粒時負荷均勻外，而且還能促使雜余沿軸向流動。所以，選擇弓齒的排列按照螺旋線分區(qū)的排列。分三個區(qū)，第一區(qū)段為梳整區(qū)，約占滾筒全長的10%-15%，梳整齒選材為6-8mm 的鋼絲，對作梳導和推送，梳整齒安裝在滾筒喂入端的錐形面上。第二區(qū)段為脫粒區(qū)，約占滾筒全長的70-75％[17]。鋼絲直徑5-6mm，它又分前后兩區(qū)。前區(qū)約占全長的40-45％。由于谷物剛進入脫粒間隙，脫粒量較大，安裝了加強齒。 第三區(qū)為排稿區(qū)，只占滾筒全長的8-10％，鋼絲直徑5-6mm，為加強排草能力，齒距較密，為60毫米左右，齒形與脫粒齒相同。 10.1.3 相關參數的計算 螺旋排列的列數： 。 弓齒軸向間距： 。 弓齒數： 。 10.2凹板的設計 10.2.1 凹板類型的確定 凹板有編織篩式和柵格式兩種，其比較如表2所示。 表2 編織篩式與柵格式凹板的對比 凹板類型 篩孔尺寸（mm ） 優(yōu)點 缺點 處理斷穗能力很強， 容易變形 編織篩凹板 鋼絲直徑2.5 斷穗、帶柄率少結構 濕脫性能差、 簡單、容易制造 易堵塞易磨損 篩孔寬12-15 剛性好、分離能力強 結構和制造工藝復雜 柵格式凹板 篩孔長20-30 夾帶損失小、濕脫適好 較多、斷穗、帶柄較多 經過綜合比較，本設計采用柵格式凹板，其結構如圖6所示。 圖6 凹板篩結構示意圖 10.2.2 凹板直徑的確定 凹板直徑是決定生產率的主要參數（在限制滾筒轉速的情況下，凹板直徑是決定生產率的唯一參數），凹板直徑與生產率成正比，但不是一次性線性關系。 根據凹板直徑與生產率的關系和實際生產情況，本設計現(xiàn)選取凹板直徑D為490mm，對水稻脫粒裝置來說，其脫粒間隙就是滾筒齒頂圓與凹板圓鋼之間的間隙。 10.2.3 凹板與滾筒之間間隙的確定 滾筒與凹板入口間隙和出口間隙的比值為3-4。出入口間隙小則凹板分離能力強，但過小易產生堵塞。入口間隙過大（>30mm）則滾筒抓取作物的能力和凹板前端的分離能力減弱。取入口的間隙為30mm，則出口的間隙為10mm，脫粒間隙從喂入口到出口從30mm逐漸減至10mm，在脫粒區(qū)為3-8mm，取6mm。 參考文獻 結論 一、總結 第一部分，文獻資料的搜集與整理。通過專利網、文獻庫和老師給的資料，了解了當前主流的幾種機車轉向架助推器類型。然后根據文獻資料，綜合分析每種助推器的優(yōu)劣，綜合比較借鑒，初步確定采用撬棍杠桿式助推方式。 第二部分，確定局部和整體方案。進一步分析撬棍式助推器的助推方式，及需要哪些相配合的機構，將助推器分為執(zhí)行系統(tǒng)、傳動系統(tǒng)和驅動系統(tǒng)三部分。然后先對執(zhí)行機構進行理論受力分析，分析其位移量。借此計算出傳動部分齒輪減速的傳動比和需要的電機的轉矩，從而確定電機選型，至此傳動部分和驅動部分也同時確定下來。 第四部分，各部件具體機構設計和校核。根據前面三章的內容，確定執(zhí)行系統(tǒng)、傳動系統(tǒng)各部件的具體結構尺寸，確定軸上零件的定位和裝配方式，最后選擇合適的軸承并對各部件進行校核。 二、設計的不足之處 這次的設計還只是階段性的，助推器的結構還可以進行局部優(yōu)化，中間的傳動系統(tǒng)也有很多不同的方案可以選擇，比如選擇齒輪傳動代替鏈傳， 三、個人體會 畢業(yè)設計是大學四年期間最后一次正式的機構設計了，可以說是跨出大學校園的最后一步。需要考察自己大學期間學習的各項專業(yè)技能和課程知識，并且要綜合運用，對自己也是一次全面的提高。 因為考研的關系，很多時間被占用了，所以畢業(yè)設計的時間比較緊，中間過程略顯倉促。剛開始做課題使并沒有什么頭緒，不知道從哪里下手。就像無頭的蒼蠅，這里做一些，那里做一些，其中受力分析就做了很多遍，事實證明這些都是無用功。后來跟指導老師溝通了很多次，確定下來步驟。先綜合分析助推器的總體結構，分成幾部分，比如驅動、傳動、執(zhí)行部分，這樣就有了一個大的方向。 因此，我體會到初步設計必須確定每一部分的工作，由大到小，先分析結構，再對結構的運動和動力性能綜合分析，不斷的修正、不斷的改進，這樣才能做出完整的設計。 參考文獻 [1]楊穎萍，施俊俊，孫英彪.客車轉向架構架焊修工藝的探討[A].第十四屆全國機械設計年會論文集[C].中國機械工程學會，2008. 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