关 键 词：

一种圆盘鸭嘴移栽器的设计【带三维图】

资源描述：

一种圆盘鸭嘴移栽器的设计【带三维图】,一种圆盘鸭嘴移栽器的设计【带三维图】

内容简介：

摘 要本次设计的课题是鸭嘴移栽器。在设计之前，通过查阅资料和分析数据，总结了国内外移栽器的发展历史和现状。首先是电动机的选择，移栽器设定的工作转速为6r/min，根据其工作状况得出移栽器的功率，结合工作转速和功率选择电动机，最终选定型号60KTYZ电动机，并选择联轴器型号。因为电动机的转速和工作转速不一致，需要使用减速器。首先根据电动机的功率计算出齿轮的尺寸，并对齿轮校核，再对轴进行设计校核，然后再对轴承进行选择并校核轴承寿命， 此外，还需要对键的强度进行校核。最后设计曲柄滑块机构，根据图解法，由滑块两极限距离300mm，对应转角151，偏心距120mm，最终得出曲柄滑块机构的尺寸。本次设计还需使用CAD和UG绘图软件，绘制零件的二维和三维零件图，并对其进行装配校核。最后，对本次设计进行总结。关键词：移栽器；齿轮；CAD；Abstract The subject of this design is the duckbill Transplanting machine. Before the design, through the review of data and analytical data, the development history and current status of Transplanting machine at home and abroad were summarized. The first is the choice of the motor. The working speed set by the Transplanting machine is 6r/min. The power of the Transplanting machine is obtained according to the working condition. The motor is selected according to the working speed and power. Finally, the model 60KTYZ motor is selected and the coupling is selected. Since the speed of the motor and the operating speed are inconsistent, a speed reducer is required. First, calculate the size of the gear according to the power of the motor, check the gear, and then design and check the shaft, then select the bearing and check the bearing life. In addition, the strength of the key needs to be checked. Finally, the crank slider mechanism is designed. According to the graphic method, the extreme distance of the slider is 300mm, the corresponding rotation angle is 151, and the eccentricity is 120mm. Finally, the size of the crank slider mechanism is obtained. This design also requires the use of CAD and UG drawing software to draw 2D and 3D part drawings of the part and perform assembly checks. Finally, I summarized this design.Keywords: Transplanting machine; gear; CAD;目录第一章 绪论11.1移栽机的研发历史简介11.2移栽机的国内研发现状11.3 移栽器国外研究现状1第二章传动装置的设计32.1传动方案的确定32.2电动机的选择32.3传动装置运动和动力的计算42.4联轴器的选择5第三章齿轮的设计63.1选择齿轮和热处理方式63.2许用应力的确定63.3齿面接触疲劳强度计算63.4确定基本参数，计算主要尺寸73.5校核齿根弯曲强度73.6齿轮零件图8第四章轴的设计以及轴承的选择校核104.1轴1的设计计算104.2轴径的校核114.3轴2的设计计算134.4轴径校核144.5轴承类型和型号的选择164.6主动轴承的寿命计算16第五章键的选择及校核计算195.1主动轴上的键195.2从动轴上的键20第六章曲柄滑块机构的设计206.1曲柄滑块机构自由度的计算216.2曲柄滑块机构的设计216.3急回特性23第七章 装配图24第八章 结论26致 谢27参考文献28IV 第一章 绪论1.1移栽机的研发历史简介农业技术直接影响食物的产量，对人类的生存和成长有着重大的影响。尤其当前时代发展迅速，全球人口急剧增加，耕地面积不断减少。粮食的紧缺也对粮食的价格造成了巨大的影响。在这种情况下，各种提升农业生产效率的农业技术也应运而生。植物移栽技术就是其中之一。植物移植技术可以很好的加强作物生长抗灾抗逆的能力，并且在稳定生产、产量提高等各方面发挥了很大的作用。1.2 移栽机的国内研发现状我国从上世纪就开始对移栽技术进行研究，为了使粮食的产量能够满足民众生活的充分需求，我国在研发过程中取得了一定的成果，逐步研发了很多适用于不同坏境的移栽机。农业智能机械不仅操作更加简便，而且移栽质量也更好，在产量和效率两个方面都远远超过人工种植，但是却不适合国内农业的发展现状，最为主要的原因是机械设备的价格昂贵，国内民众无法接受。因此，所取得的相关结果并没有产生相应的农业生产价值。其主要不足点如下所示:1) 我国的移栽机械科技的工艺配套诸多措施的基础水平比较低，而且并没有合格的技术标准去规范农业生产水平。移栽机过于昂贵，而且尽管其播种效果良好，却不具有很好的经济效益，除此之外，由于其无法进行批量生产、稳定性差，因此移栽机不能够在国内大面积推广及普及。2) 我国的移栽机械与其配套的措施水平严重不符，在研制过程中，并未很好的提升自主创新能力。因此，研发出的设备在功能以及动力方面都较为欠缺，无法以标准化、系统化、系列化的方进行生产，所以也就无法满足我国农业生产的趋势，更难以满足不同农业生产所需求。1.3 移栽器国外研究现状发达国家很早以前就开始移栽机进行了大量的研究，设备通用性强，研究水平高，其在这方面的研究水平是比我国先进的，并且移栽器在国外推广普及率较高。结合发达国家的实际应用情况，可以将移栽器的发展分为如下内容： 由于美国国土面积广阔但人口相对较少，其移栽技术的发展趋势主要表现为：多行工作、联合工作和自动化。目前我国引进的移栽器为水轮式膜上移栽器，该移栽器可以将膜上打孔、投苗、载苗和浇灌工作等一系列工作一次性完成，并且可以适应不同的地理条件。日本因为其地少而人口密度大的缘由，其移栽技术的主要发展趋势是单行工作、专业工作和精细工作。当前，国外的移栽器已经基本实现了全自动化，实现了一机一体化完成工序作业的突破。第二章传动装置的设计21传动方案的确定传动过程：首先由电动机转动并通过联轴器带动轴1的转动，轴1转动的同时，轴1上安装的小齿轮与轴2上的大齿轮相互啮合，从而带动轴2的转动，轴2与曲柄通过过渡配合使得曲柄转动，曲柄的转动也带动了连杆的转动，从而完成滑块的往复运动。 图2-1 传动原理图标注：（1）电动机 ；（2）联轴器；（3）小齿轮；（4）大齿轮；（5）曲柄；（6）连杆；（7）鸭嘴开合结构。2.2电动机的选择原动机为整个机构完成预设功能提供合适的动力源。由于电力的广发和普及，以及电机拖动技术的成熟，首选电动机作为作为机构的原动机。移栽器一分钟完成6次移栽，因此曲柄每分钟转速6r/min，滑块的两极限距离为300mm。鸭嘴移栽器部分重量约15kg,重力F1=150N 。表2-1摩擦因数摩擦副材料摩擦因数无润滑有润滑钢-钢0.150.10.12由表2可知钢-钢的摩擦因数在无润滑的情况下为0.15所以摩擦力F2=F10.15=1500.15=22.5N根据土壤农化分析，本设计以黑土为例，土壤密度1.01.5，结构良好，钵苗的栽植深度小于等于100mm，鸭嘴拨开土壤所需的力F3约为50N。鸭嘴拨开土壤129.2mm。所以一次做功w=F1+F20.6+500.1292=110J,所以功率p=w10=11010=11w。由以上条件得p=11w,曲柄的工作转速为n=6r/min。符合这一范围的电动机如下所示：表2-2电动机参数表电动机型号额定功率/W电动机转速/（r/min）转矩（KG.cm）电动机重量/N参考价格/元同步转速满载转速60KTYZ14151583250型号60KTYZ的电动机符合上述的要求，因此选择该电动机作为动力源。 图2-2电动机轴2.3传动装置运动和动力的计算2.3.1计算总传动比总传动比可由电动机的满载转速nm和工作机的转速nw计算出来。i=nmnw=156=2.5因为该设计为一级传动所以总传动比即轴与电动机的传动比i=i1i2=2.5齿轮传动效率1=0.97，轴承传动效率2=0.99，联轴器传动效率3=0.99，曲柄传动效率4=0.96，连杆传动效率5=0.96，滑块传动效率6=0.902.3.2各轴的功率轴1的输入功率计算： P1=Pd3=140.99=13.86w轴2的输入功率计算： P2=P10.97=13.44w2.3.3各轴的转速轴1的转速计算： n1=nw=15r/min轴2的转速计算: n2=nmi=152.5=6r/min2.3.4各轴转矩的计算电动机轴输出转矩为： Td=95501030.01415=8913Nmm轴1的输入转矩为： T1=Td3=89130.99=8824Nmm轴2的输入转矩为： T2=T1i21=21398Nmm2.3.5各部件的功率计算计算轴1的输出功率： P1=P12=13.860.99=13.72w计算轴2的输出功率： P2=P22=13.440.99=13.3w计算轴1的输出转矩：T1=T12=88240.99=8736Nmm计算轴2的输出转矩：T2=T22=213960.99=21182Nmm表2-3传动装置动力表传动部件名称功率P(w)转矩T（Nmm）转速n（r/min）传动比i效率输入输出输入输出电动机轴1489131510.99轴113.8613.728824873615轴213.4413.3213962118262.50.97 2.4联轴器的选择 通常采用联轴器将电动机和传动轴联接起来，根据电动机的出轴直径9mm, 并且减速器的载荷小且平稳，转速低，没有特殊的要求，再结合经济因素和拆装的问题，选用弹性梅花联轴器。联轴器型号为HW6-C30。第三章齿轮的设计3.1选择齿轮和热处理方式设计直齿圆柱齿轮，已知：电动机的传递功率Pd=14w,小齿轮转速15r/min，大齿轮转速6r/min，传动比i=2.5，载荷变化不大，载荷较轻，转速低，冲击力小，精度要求一般的齿轮，选择中碳钢作为齿轮的材料，例如Q275、Q235、40、45、50等材料。因此小齿轮选择45钢并进行调质处理。大齿轮选择45钢并进行正火热处理190HBW。3.2许用应力的确定由现代机械设计师师设计手册1查得：Hlim1=570Mpa Hlim2=530Mpa Flim1=190Mpa Flim2=175Mpa由于齿轮使用要求的可靠度一般，失效概率1/100，通用齿轮和多数工业用齿轮，对设计寿命和可靠的有一定要求，因此安全系数： SH=1.1 SF=1.25 H1=Hlim1SH=5701.1=518.18Mpa F1=Flim1SF=1901.25=152Mpa H2=Hlim2SH=5301.1=481.82Mpa F2=Flim2SF=1751.25=140Mpa3.3齿面接触疲劳强度计算查机械设计基础2，可得计算中心距公式。ai13(335H)2KT1ai33.1许用接触应力H的选择： H=H2=481.82Mpa 3.3.2小齿轮的转矩T1查机械设计基础 3得转矩公式：T1=9550Pn103=95500.01415103=8913Nmm齿轮为软齿面齿轮，所以取齿宽系数a=0.4，i=3。3.3.3齿轮精度的选择本设计选择的原动机为电动机，查机械设计基础4知，因为该齿轮承受的冲击小、低速轻载，因此选择9级精度。并且由表13-9选K=1.2。将以上数据代入可得：ai13(335H)2KT1ai=2.5+13（335481.82)21.289130.43=57mm初定中心距为57mm。3.4确定基本参数，计算主要尺寸3.4.1初步选择齿数：取Z1=18，则Z2=iZ1=182.5=453.4.2确定模数：由公式a=mZ1+Z22可得m=1.809,查机械设计5取标准模数m=23.4.3确定实际中心距：a=mZ1+Z22=218+452=63mm3.4.4计算齿轮的齿宽：b=a=0.463=25.2mm齿宽取b=25mm，为补偿两齿轮轴向尺寸误差，取b1=27mm,b2=25mm。3.4.5计算齿轮的几何尺寸:计算齿轮的几何尺寸，其结果如下图所示：表3-1 齿轮尺寸表小齿轮大齿轮齿距p=m=2齿厚s=m2=槽宽e=m2=齿顶高ha=ha*m=2齿根高hf=ha+c=ha*+c*m=2.5全齿高h=ha+hf=2ha*+c*m=4.5分度圆直径d1=mZ1=36d2=mZ2=90齿顶圆直径da1=d1+2ha=mZ1+2ha*=40da2=d2+2ha=mZ2+2ha*=94齿根圆直径df1=d1-2hf=mZ1-2ha*-2c*=31df2=d2-2hf=mZ2-2ha*-2c*=85基圆直径db1=mZ1cos=33.84db2=mZ2cos=84.6中心距：a=m(Z1+Z2)2=2(18+45)2=633.5校核齿根弯曲强度查机械设计6可得校核公式：F1=2KT1YFS1bm2Z1MpaF2=F1YFS2YFS1Mpa按Z1=18,Z1=45，由机械设计基础课程设计7可查得YFS1=4.48, YFS2=4.02，并将其代入上两式得：F1=44.37MpaF1F2=39.81MpaF2可知满足安全要求。3.6齿轮零件图因为齿轮的齿根圆到键槽底部的距离e22.5mm,再结合轴的尺寸，所以将小齿轮的孔径定为18mm，同理将大齿轮孔径定为24mm。表3-2 齿轮的表面粗糙度Ra荐用值（单位：m）公差等级精度89Ra齿顶圆柱面1.66.3基准端面3.26.3基准孔或轴3.23.2平键键槽工作面：3.26.3 非工作面:6.312.5因为齿轮的齿顶圆的直径da200mm,可以将齿轮制成实心式结构。实心式齿轮的结构简单，便于制造。齿轮零件图如下：图3-1 小齿轮图图3-2 大齿轮图第四章轴的设计以及轴承的选择校核4.1轴1的设计计算（1）选择轴的材料并确定许用应力因为移栽器传递的功率小，对材料没有特殊要求，选择45调质钢。由现代机械设计师手册8查得抗拉强度b=640Mpa，查得许用弯曲应力-1b=65Mpa。（2）按扭转强度估算轴径根据机械设计9查得A0=126103。由式（21-2）得：dA03pn=10312630.014kW15r/min=10.112.4mm轴的最小直径处要安装联轴器，该轴段应有键槽，所以预估直径加大5%7%，并将值圆整，取d=11mm。（3）设计轴的结构1)确定轴上零件的位置和固定确定轴上零件安装位置和固定方法。齿轮轴向固定采用轴肩和套筒，平键完成周向固定。轴承安装在齿轮的两侧，采用轴肩、轴承端盖和过盈配合定位。联轴器采用轴肩，键和过渡配合完成定位。2)轴的各段直径的确定 轴段1取最小直径d1=11mm;联轴器的定位轴肩h=0.070.1d=0.911.3mm,同时要满足在轴段2上顺利安装轴承的条件，轴段2需考虑轴承的安装标准，所以轴段2的直径d2=15mm；同理，可以确定轴段3、4的直径d3=18mm,d4=21mm；6202型深沟球轴承的安装高度为2.5mm，取d5=17mm。3)各段轴的长度确定由于齿轮轮毂宽度为27mm，考虑齿轮传动，齿轮轮毂的宽度应略大于轴段3的长度，取26mm；鉴于齿轮和轴承与箱体的配合，所以轴段4的长度为10mm，轴承跨距为58mm；考虑到轴承端盖和联轴器的安装，取l=39mm,根据联轴器取l=13mm。4)轴的草图结构 图4-1主动轴示意图4.2轴径的校核（1）齿轮传动齿上的作用力：圆周力：Ft=2T1d1=2882436=490.22N径向力Fr=Fttan20=490.22tan20=178.44N（2）画出轴的受力图。图4-2主动轴受力图支点约束力为：FHA=FHB=Ft2=490.222=245.11N截面C处的弯矩为：MHC=245.11582=7108Nmm图4-3主动轴水平面弯矩图做垂直面内弯矩图，支点约束力：FVA=FVB=Fr2=178.442=89.22N截面C处的弯矩：MVC=FVAl2=89.22582=2587Nmm图4-4 主动轴垂直面弯矩图（3）做合成弯矩图。MC=MHC2+MVC2=71082+25872=7564Nmm图4-5 主动轴合成弯矩图（4）做扭矩图。T=T1=8824Nmm图4-6 主动轴扭矩图（5）求当量弯矩。单向转动，认为转动为脉动循环变化，修正系数=0.6。Mec=Mc2+(T)2=9233Nmm（6）危险截面C处的计算：e=MecW=9233Nmm0.1183mm=15.83Mpa因为eb-1=65Mpa,所以设计的轴强度足够，还有一定的裕量。农业机械中轴的精度等级选择8级 。表4-1轴的几何公差推荐标注项目及精度类别标注项目精度等级对工作性能的影响形状公差与滚动轴承相配合轴端的圆柱度6影响轴与轴承配合的松紧表4-2轴加工表面粗糙度荐用值加工表面表面粗糙度值Ra/m与滚动轴承相配合的表面0.8（轴承内径不大于80mm）与传动零件及联轴器轮毂相配合的表面1.6平键键槽工作面：3.2 非工作面：6.34.2.6绘制轴的零件图4-7 主动轴零件图4.3轴2的设计计算（1）选择轴的材料并确定许用应力因为传递功率小，对材料没有特殊要求，并且轴2的转速低于轴一，可选择45钢，正火处理，抗拉强度b=600Mpa，许用弯曲应力b-1=55Mpa。（2）按扭转强度估算轴径。根据机械设计 10得A0=126103。由式（21-2）得：dA03pn=10312630.01344kW6r/min=13.3916.38mm将值圆整，取d=14mm。（3）设计轴的结构1）确定轴上零件的位置和固定确定轴上零件安装位置和固定方法。齿轮轴向固定采用轴肩和套筒，平键完成周向固定。轴承安装在齿轮的两侧，采用轴肩、轴承端盖和过盈配合定位。曲柄采用螺纹联接固定。2）轴的各段直径的确定 轴段1取最小直径d1=14mm;曲柄的定位轴肩h=0.070.1d=0.911.3mm,同时要满足在轴段2上顺利安装轴承的条件，轴段2需考虑轴承的标准尺寸，所以轴段2的直径d2=20mm；同理，可以确定轴段3、4的直径d3=24mm,d4=28mm； 6004型深沟球轴承的安装高度为2.5mm，取d5=25mm。3）各段轴的长度确定由于齿轮轮毂宽度为25mm，考虑齿轮传动的可靠性，齿轮轮毂的宽度应略大于轴段3的长度，取24mm；为使轴承与箱体配合，取轴承端面到箱体距离为4mm，所以轴段4的长度为14mm，轴承跨距为60mm；考虑箱体结构和曲柄与轴的配合，取l=40mm,由曲柄的尺寸得 l=16mm。4）轴的结构草图。图4-8 从动轴示意图4.4轴径校核（1）齿轮传动齿上的作用力：圆周力：Ft=2T2d2=22139690=475.47N径向力Fr=Fttan20=475.47tan20=173.07N（2）画出轴的受力图。图4-9 从动轴受力图支点约束力为：FHA=FHB=Ft2=475.472=237.735N截面C处的弯矩为：MHC=237.735802=9495Nmm图4-10 从动轴水平面弯矩图垂直面内的弯矩图，支点约束力：FVA=FVB=Fr2=173.072=86.535N截面C处的弯矩：MVC=FVAl2=86.535802=3461.4Nmm图4-11 从动轴垂直面弯矩图4.4.3做合成弯矩图。MC=MHC2+MVC2=94952+3461.42=10106Nmm图4-12 从动轴合成弯矩图4.4.4做扭矩图。T=T1=21396Nmm图4-13从动轴扭矩图4.4.5求当量弯矩。 单向转动，认为转动为脉动循环变化，修正系数=0.6。Mec=Mc2+(T)2=16338Nmm4.4.6危险截面C处的计算：e=MecW=16338Nmm0.1243mm=11.82Mpa因为ee由此可查得X=0.56，再次用插入法，根据e可得Y=1.97。所以Pr2=fpXFr2+YFa2=0.56162.3+1.97120=327N4）轴承2的寿命计算Lh2=(CrPr2)10660n=(3720327)31667015=1636175h4.6.4主动轴轴承寿命验算预期寿命15年，每年工作260天，两班制。L=1526016=62400hLe由此可查得X=0.56，再次用插入法，根据e可得Y=2.04。所以Pr2=fpXFr2+YFa2=0.56161.5+2.04116=327N4）轴承2的寿命计算Lh2=(CrPr2)10660n=(5020327)3166706=10051994h4.7.4从动轴轴承寿命验算预期寿命15年，每年工作260天，两班制。L=1526016=62400hLLh轴承寿命合格。第五章键的选择及校核计算5.1主动轴上的键5.1.1主动轴与联轴器处配合的键：5.1.1.1选择：联接选用A型平键，根据轴的直径d=11mm，轮毂长度12mm，由机械制造基础13查得：键尺寸：b=4mm, h=4mm, L=10mm将该键标记为：GB/T 10962003 键 441051.1.2键联接的强度校核查得许用挤压应力jy=125Mpa,键的许用切应力=120Mpa传递的力矩： M=T1=8824Nmm可得：F=2Md=28824Nmm13=1358N校核键的抗剪强度。由于剪切面积A=bL=410=40mm2,剪力FQ=F=1358N,所以 =FQA=1358N40mm2=33.95Mpa所以键的剪切强度足够。校核键的挤压强度。键所受的挤压力Fjy=F=1358N,挤压面积：Ajy=h2L=4102=20mm2jy=FjyAjy=1358N20mm2=67.9Mpajy所以键的挤压强度足够。5.1.1.3与键相配合的键槽尺寸查机械制造基础得：轴槽深t1=2.5mm,毂槽深t2=1.8mm,极限偏差均为0+0.1。5.1.2主动轴与小齿轮处配合的键：5.1.2.1选择：联接选用A型平键，根据轴的直径d=18mm,以及轮毂长度26mm，查机械制图14得：键尺寸：b=6mm, h=6mm, L=20mm将该键标记为：GB/T 10962003 键 662051.2.2键联接的强度校核查得许用挤压应力jy=125Mpa,键的许用切应力=120Mpa传递的力矩： M=T1=8824Nmm可得：F=2Md=28824Nmm18=980N校核键的抗剪强度。由于剪切面积A=bL=620=120mm2,剪力FQ=F=1358N,所以 =FQA=980N120mm2=8.17Mpa所以键的剪切强度足够。校核键的挤压强度。键所受的挤压力Fjy=F=980N,挤压面积：Ajy=h2L=6202=60mm2jy=FjyAjy=980N60mm2=16.34Mpajy所以键的挤压强度足够。5.1.2.3与键相配合的键槽尺寸查机械制图15得：轴槽深t1=3.5mm,毂槽深t2=2.8mm,极限偏差均为0+0.2。5.2从动轴上的键5.2.1从动轴与大齿轮处配合的键：5.2.1.1选择：选用A型平键，根据轴的直径d=24mm,以及轮毂长度24mm，查参考文献15得：键尺寸：b=8mm, h=7mm, L=18mm将该键标记为：GB/T 10962003 键 871852.1.2键联接的强度校核查得许用挤压应力jy=125Mpa,键的许用切应力=120Mpa传递的力矩： M=T2=21396Nmm可得：F=2Md=221396Nmm24=1783N校核键的抗剪强度。由于剪切面积A=bL=818=144mm2,剪力FQ=F=1783N,所以 =FQA=1783N144mm2=12.38Mpa所以键的剪切强度足够。校核键的挤压强度。键所受的挤压力Fjy=F=1783N,挤压面积：Ajy=h2L=7182=63mm2jy=FjyAjy=1783N63mm2=28.3Mpa1,则机构有急回特性，通常用行程速度变化系数K来表示这种特性，即：K=180+180-=1.384值越大，K值越大，机构的急回特性就越明显，急回特性可以节省非工作循坏时间，提高生产效率。第七章 装配图7.1第三章零件图图7-1 大齿轮零件图图7-2小齿轮零件图7.2第四章零件图图7-3 从动轴零件图图7-4主动轴零件图7.3装配图图7-5 装配图7.4三维示意图图7-6 三维示意图第八章 结论在对我国目前使用的各种移栽机的优缺点进行调查研