【JX18-18】小型牵引式花生收获机（二维+论文）
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JX18-18
【JX18-18】小型牵引式花生收获机二维+论文
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【JX18-18】小型牵引式花生收获机（二维+论文）,JX18-18,【JX18-18】小型牵引式花生收获机二维+论文
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1摘 要花生是世界上主要的油料作物之一，很久以来，花生的栽种、收获和加工主要由人工完成。国内的花生收获机发展缓慢，花生收获的机械化水平不高严重地影响花生生产的发展。针对国内小面积种植、个体收获的农村，需要设计一台集挖掘、抖土和铺放功能于一体的简易花生收获机械来提高花生收获效率。本课题设计的小型花生收获机是配在微型拖拉机上，可实现挖掘、抖土、铺放等功能。花生收获机设计的内容包括挖掘铲、振动筛等主要部件，还相应设计了机架和传动装置。花生收获机在作业时，铲子和花生相向运动，掘起花生和泥土，振动筛连续的抖动，分离混合在一起的泥土和花生。花生继续向后面移动，最后均匀的铺设在地面，等待人工收集。该花生收获机生产成本低、操作简便、可靠，能够满足设计要求，满足生产实际的需要。关键词：关键词：花生收获机；振动筛；挖掘铲 2AbstractThe peanut is one of the main oil plants in the world. For a long time， the planting， harvesting and processing of peanut were mostly completed by manual work. The development of peanut harvester in China is late， the mechanization level of peanut harvesting affected the development of the peanut production seriously. In order to prove the efficiency of peanut harvesting， we need to design a effective and simple peanut harvester， which a machine that can dig， shake off the soil and lay the peanut stalk at the same time for the countryside where the scale of peanut planting is small. The harvester designed in this subject matches with small tractors， it needs to realize the functions of digging， shaking， laying and so on. The design content of peanut harvester is the designing of the major parts of the machine， such as digging shovel， shaking screen， so as the gearing and frame parts. The working process is: the digging shovel digging the peanut out and moving the peanut backward， the screen shaking and then breaking the admixture of soil and peanuts. The peanut is moving rearward continuously， finally even laying on the excavated ground， so it is convenient for the manual collection. The machine has a low cost of production and it is easy and reliable to operate， it has met the design requirement and the actual need of production.Key word: Peanut harvest; Shaking screen; Digging shovel. 3目 录摘摘 要要.1ABSTRACT.2目目 录录.31 引言引言.51.1 本课题的意义.51.2 国内（外）发展概况及现状.51.3 课题由来及设计条件.51.4 课题设计思路.61.5 预期效果.62 总体方案设计总体方案设计.72.1 整机构造简介.72.2 作业原理.72.3 收获机与拖拉机的联接.72.4 收获机的动力部分.83 部件设计部件设计.93.1 振动筛.93.2 挖掘铲.103.2.1 挖掘装置结构形式的确定.103.2.2 挖掘铲的主要参数确定.103.3 深度调节机构.144 设计计算设计计算.154.1 动力分配计算.154.2 带轮传动的设计计算.164.3 滚子链传动的设计计算.184.3.1 链子的计算与选择.184.3.2 链轮的设计计算.194.4 轴的校核.214.4.1 输入轴的校核.214.4.2 输出轴的校核.254.5 轴承的选用与计算.294.6 链条的调整.315 结论结论.32 4参考文献参考文献.33致致 谢谢.3451 引言1.1 本课题的意义花生是我国种植面积较大且具有较强国际竞争力的经济作物和油料作物之一，我国花生总产量位居世界首位，占世界花生总产量的35%左右。很久以来，花生的栽种、收获和加工主要地是由人工完成。它是一种低效率的劳动，严重地影响花生生产。特别是近年来，随着花生种植面积的不断增加和农村剩余劳动力的大量转移，“三秋”大忙季节劳动力明显不足，花生生产的各环节间的矛盾凸现，严重影响后序的作业(如小麦种植)。因此，花生收获机械化已成为花生生产环节的主要研究内容。1.2 国内（外）发展概况及现状在世界范围内，随着生物技术、花生生产技术的不断提高，花生的种植面积和产量将会不断增加。发达国家的花生收获机正依照本国的种植特点，向大型化、机电一体化、智能化、更可靠、更安全的方向发展。其花生挖掘机和联合收获机的研究起步较早，尤其在花生两段收获方式的研究技术方面比较成熟，相应的制造和应用技术已经相当完善。美国John Deere公司和Kelley Manufacturing公司研制生产的花生收获机械代表了世界最先进的水平。而在经济、生产力发展欠发达国家，花生的收获作业基本还是以人工和畜力为主。我国从研制花生收获机械以来，也已有多种类型的样机问世。综合起来有两种形式：一是用挖掘机把花生从土里挖掘出来，对花生上的土壤不进行处理，花生的去土、收集、铺放和摘果完全是靠人工来完成的，机械化程度低，并没有减轻农民的劳动强度；二是集挖掘、提升、清选、摘果和集果为一体的联合作业机型，该机型成本较高，国内虽然有一些科研部门和厂家投入资金对其进行研发，由于在花生小面积种植、个体收获的农村不适用，因此未有实质性进展。农民急需的是一种集挖掘、抖土和铺放功能于一体的简易花生收获机。1.3 课题由来及设计条件A 设计内容设计一台花生收获机，与6马力微型拖拉机相匹配，主要用于收获花生，也可以用于收货马铃薯、红薯等地下作物。主要设计内容有：a.总体设计：拟定总体方案，绘制结构总图；b.零部件设计：支架，传动机构，深度调节机构，犁头，拨盘，振动筛，相关计算、校核等。B 设计依据 6课题来源：生产实际；产品名称：花生收获机；花生收获机与拖拉机联接形式：牵引式联接；收获机械行业标准NY/T502-2002花生收获机作业质量；收获机的主要技术参数：作业深度：80120mm；作业宽度：600mm左右作业效率：约2亩/小时（花生）损失率： 5%。C 设计要求：a.收获机应能满足农艺要求，可一次完成分秧、挖掘、铲出、输送、脱净、放置成行等工序；b.收获机的性能要求：收净率比人工高10%左右，具有不挂秧、不堵塞、不破壳破皮、损失少等优点；结构简单、紧凑、合理、操作方便、安全可靠。c.重点研究：挖掘铲设计、犁的入土角调整机构等；d.设计时尽量采用标准件、通用件、以便降低制造成本。1.4 课题设计思路在开始该机设计前，参考对比了一系列已有的小型花生收获机，例如4H-2型花生收获机，小型背负式花生联合收获机，简易花生收获机，振动筛式花生收获机等，总结发现绝大多数小型收获机都无一例外的使用了振动筛这一部件，当振动筛以一定振幅往复振动时，上面承载着的花生和沙土在后移过程中不断振动，将花生根部的沙土抖落，花生收获机尾部是向作业幅宽内倾的拢禾栅，去除部分沙土的花生在这里聚拢铺放在机后，待田间晾晒后在进行人工捡拾作业。为此，本次课题也将采用该类型机构。该花生收获机要实现挖掘、清土、铺放等功能，为达到以上功能，将分别设计挖掘铲，振动筛等主要部件，还有相应机架和动力传动装置。1.5 预期效果按照计划完成目标任务后，相信该机能够满足生产实际的需要，各项性能指标能够达到任务书的要求，具有较好的社会应用价值。满足以下要求：a.结构简单、紧凑、合理，操作方便，安全可靠；b.满足农艺要求，一次完成分秧、挖掘、铲出、输送、脱净、放置成行等工序；c.尽量多的采用标准件、通用件，生产制造陈本低。 72 总体方案设计2.1 整机构造简介该机主要由挖掘铲、驱震组件、振动筛、尾轮、深度调节机构、传动装置及机架组成。2.2 作业原理该机作业时，拖拉机牵引着收获机具前行，挖掘铲以一定角度铲入土中（挖掘深度通常在100150 mm），将花生主根切断，并将掘起的土壤和花生秧果输送到振动筛上。掘起的土壤和花生秧果进入往复运动的振动筛，将花生和沙土不断地向后振动输送，大部分沙土被振落至筛下，实现清土目的，花生秧果和少部分未去除的沙土随后从振动筛的尾端被抛送到已收区，实现成条铺放，待田间晾晒后再进行拣拾作业。尾轮安装在机架上，通过调节尾轮的安装高度，调节挖掘铲的挖掘深度和入土角。本机的主要特点：采用振动筛清土装置，清土效果好、条铺效果好、可靠度高、损失率低；通过调节尾轮安装高度，来调整挖掘深度和挖掘铲入土角，操作简单方便；6匹微型拖拉机即可带动，与现阶段大多数农户拥有的拖拉机相适应，操作简便，成本低，投资少，收效快。2.3 收获机与拖拉机的联接收获机与拖拉机直接联接和牵引式两种联接方式，本课题设计主要运用牵引式联接。通过牵引装置挂接在拖拉机后面，由拖拉机动力牵引完成工作。为适应不同机具和不同作业的要求，牵引点可在牵引板的一定范围内进行水平和垂直方向的调节。牵引式农业机械同悬挂式和半悬挂式农业机械相比，稳定性好，对地面状况的适应性强；但机动灵活性差，转弯半径大，结构复杂，在作业过程中，一般需配农具手进行操作。牵引式农业机械没有发动机或只带有驱动工作部件的辅助发动机；没有驱动轮，但有起支承作用并在拖拉机牵引下行进的行走轮，有的行走轮还起着控制工作部件作业深度的作用。在田间作业和用于运输时机器的重量均由行走轮承担，其运动部件由行走轮或拖拉机动力输出轴通过传动装置驱动。具有入土工作部件的牵引式农业机械如犁、耙、中耕机、播种机、薯类收获机等，在由作业状态转换成运输状态时，由人力操作机械式提升装置，或运用拖拉机的液压系统，通过装在牵引式农业机械上的输出油缸，使工作部件出土并升至离地面的一定高度，以免在地面起伏不平或遇障时损坏。运输间隙一般不小于 1525 厘米。 82.4 收获机的动力部分图 2-1 传动图收获机主要靠带轮和链轮传递动力。因为链传动无弹性滑动和打滑现象，能保持准确的平均传动比，传动效率高，需要的张紧力小，径向压轴力小；并能在高温及低速。有油污等恶劣环境下工作，另外链传动制造精度和安装度要求较低，成本低廉，可远距离传动，结构简单。带传动是一种常用的、成本较低的动力传动装置，在各类机械中应用十分广泛。它具有传动平稳、噪声低、清洁（无需润滑）的特点，具有缓冲减震和过载保护的作用，并且维修方便。所以本收获机采用图 2-1 中的带轮传动。动力由发动机输出，通过带轮两级减速，讲动力传到收获机的输入轴，其最后一级传动装置的配置，有侧边传动和中间传动两种。本课题的设计应用侧边传动， 9动力从侧边传至输入轴，整机受力均匀，刚性好。挖掘部分的挖掘铲经多实验合理设计了铲头刃口的形状和铲面的弯曲弧度，不堵秧不缠草，既能松土又不把作物翻起。103 部件设计3.1 振动筛图 3-1 花生播种和塑料薄膜覆盖轮廓随着环境恶化，春秋季的播种期间干旱和较少降雨量的现象经常发生。花生生产受天气的影响较大。现在普遍采用塑料薄膜覆盖种植的方法（图3-1展示了基本构造）。这个新技术能够保持土壤的湿度，增加地面温度、减少在秧苗时期的管理，增加花生的产量。采用宽窄行垄作，宽行距为450500 mm，窄行距为250300 mm，沟宽为200250 mm，垄顶宽为550600 mm，垄底宽为650700 mm，平均株距为200 mm，植株特征：平均株丛高度为450 mm，株丛范围150200 mm，结果深度60100 mm，平均结果范围为200 mm。再根据要求，设定收获机的作业宽度在600mm左右，所以此次振动筛的宽度设计为630mm（如图3-2所示） 图 3-2 振动筛 1.偏心轮 2.振动筛 3.连接杆图3-3 联接图花生收获机的清土装置目前主要有抖动升运链式和振动筛式两种，振动筛式结构紧凑、清土效果好、伤果率低等特点，但较抖动升运链式整体震动较大。综合考虑本设计采用振动筛式清土装置，振动筛栅条为纵向排布，栅条中心距可以根据当地花生品种（主要是花生果大小）来确定，为便于将花生秧果成条铺放到远离未收取区的已收区，该机构与偏心轮通过杆相联。振动筛的振动频率和振幅大小对设备的清土效果、输送顺畅性及机具震动性、可靠性等影响很大。振动筛对掘起物的抛掷力与筛动频率的二次方和振幅的一次方成正比，综合考虑，并比照多种同类机型，本设计采用大振幅低频率型振动筛结构形式，振动筛的振幅选定为30mm，偏心套 11偏心距I为4mm。如图3-3振动筛随着偏心轮的转动带动振动筛不断的抖动，完成抖落泥土，分离果实的动作。3.2 挖掘铲3.2.1 挖掘装置结构形式的确定挖掘装置结构形式的确定该铲是花生苗根、挖土铲、起土花生和清土传动装置。挖掘铲具有前向阻力小、开采深度稳定、耐磨、破碎性好、自清性好、生产工艺方便等特点。并可根据要求进行调整；确保沿铲过土岭；粘重土壤挖掘铲碎土能力强，为土壤中作物分离有利条件；为了避免缠草、培土工作要求，挖掘部分可以自动清理牵引阻力，更好的磨损小；叶片阻力。收割机上使用的挖掘铲有平铲、面铲和槽式铲。本设计采用平面多铲。该机铲面平整，结构简单，制造方便。为了保护叶片的自动清洗和良好的地面性能，斜刃三角铲得到了广泛的应用。根据电铲的数量，可将单斗、双铲、多锹分为三种类型。单斗挖掘机通常用于单排收割机。根据采区的要求和滑割性能，叶片的角度值不同。平面双铲由左右两铲组成，常用于双排收割机，有两种固定式铁锹：一种是将铁锹直接固定在横梁上；另一种是左右两铲分别由悬臂支架固定在车架上，并在两个铲子之间留下一个滑雪教练。有时把一把小铲子放在两个铲子里，以减小主铲的宽度，保证滑雪能力。一架飞机多铲子是由 3 个或 3 个以上相同或相似的铲子组成的。由于铲的数量较多，每铲的铲边角较小，因此具有良好的滑割性能，可用于单、双排收割机。固定铲有两种：一种是直接固定在横梁上的铲子，另一种是每一铲锹柄分别通过其悬臂固定在梁底部的起重链驱动侧，铲装在滑缝之间。前者结构简单，但工作时容易挂在横梁上。通过对现有的结构分析和形状在家铲对比外，结合粘土壤土种植的特点，收获和土壤特性，综合考虑经济、挖掘装置采用三角形平面与斜刃多铲，和碎土栅的背面，以增加它的破坏作用，确保铲自动清洁和良好的渗透性和碎土能力的边缘。它是花生苗果从挖掘铲到振动筛的连接部位。3.2.2 挖掘铲的主要参数确定挖掘铲的主要参数确定图 3-4 挖掘铲的结构参数如图 3-4 所示，三角形平面铲的主要参数有：入土角、铲面长度 L、铲刃斜角、铲面宽度 B 和铲后端高度 h 等。a、入土角挖掘铲入土角较小时，其入土性能差，铲面上土壤后移速度较快，漏土较少；当入土角较大时，入土性能好，但阻力增大，突然后移速度减慢，易壅土。机器前 12进作业时，位于铲面上的土壤手里情况如图 3-5 所示：图 3-5 铲面受力分析利用达朗伯原理，为使土壤能够后移应满足： (3-1)RTpGRGTp0sincos0sincos式中：p-沿着挖掘铲移动的崛起物所需的力； R-铲对土壤的反作用力； T-铲面于土壤的摩擦力； G-掘起物的重力； -挖掘铲的入土角； -土壤对铲的摩擦系数 ，为掘起物与铲面之间的摩擦角。化简式得 (3-2) tanP图 3-6 入土角与阻力 P 和入土长度的关系1L文献13式 3-2 表明牵引阻力 P 与挖掘铲的入土角为正切函数关系。在不同的土质中作业时（即分别取 22、35、45） ，入土角的改变对阻力 P 的影响规律如图 3-6 中曲线所示。当较小时，曲线变化平缓，随着增大，曲线变陡，说明入土角的改变对牵引阻力的影响，在重质土壤中比在轻质土壤中敏感。当入土角较小时，牵引阻力 P 随增长较慢，当以后，牵引阻力急剧上升。因此， 25挖掘铲的入土角应取为宜、 25b铲面的长度 L 13铲面的长度 L 分别为和，是挖掘铲的入土长度，是铲在地面以上过1L2L1L2L渡部分的长度。c入土长度2L入土长度由图 3-5 可得： (3-3)sin1HL 式中：H-挖掘深度花生结果通常在地表以下 100mm 深处，取挖掘深度 H=120mm，随的变化如图 3-6 中曲线所示入土部分长度随入土角的增大而减少，当取较小值时，1L会较长，入土性能差且结构不紧凑，一般取。1L15d过渡部分长度2L过渡部分长度为土壤和花生分离装置输送的必经区段，土壤在这里将发生膨2L松，变形，并消耗动能。过渡部分长度应尽量短，以便土壤子啊铲面上的后移速2L度未达零值之前，就被送至分离装置。的长度可根据能量守恒定律确定。设质量2L为 m 的掘起物，在区段的始点 A 的速度为，移到 B 点时的速度为，掘起2LAVBV物由 A 点向上移动到 B 点时，其动能消耗等于客服重力。摩擦力所作的功。由动能守恒定律得到： (3-4)FGBAAAmVmV222121式中：-重力所作的功 ；GAsin2mgLAG -摩擦力所做的功 FAcos2mgLAF将、代入式 3-4 得 (3-5)GAFAcossin2222gVVLBA当时，掘起物停止运动，产生壅土，此时过渡部分长度为：0BV (3-6)cossin222gVLA式 3-6 表明，当速度增大时，增加很快，有利于土壤上升和后移。所以，AV2L在确定时应考虑工作档位，当入土角取较大值时，应减小。另外随增2LFA2L大而减少，所以实际设计挖掘铲时，为减少摩擦力，避免壅土，将挖掘铲的入土部分的一段和过渡部分设计为栅条式，以便于土壤顺利后移，并使部分土壤分离。e铲刃斜角挖掘铲工作时，切断根蔓的能力主要取决于铲刃斜角。过大时，根蔓易缠结铲刃，严重时产生堵塞。过小，根蔓不易被切断而发生滑脱现象。 14图 3-7 铲刃滑切受力分析如图 3-7 所示，设为根蔓和土壤对挖掘铲铲刃的摩擦角，为作业时土壤对P铲的反作用力，则 P 沿挖掘铲铲刃的分力使根蔓和土壤后移，阻止根蔓cosPQ 和土壤向后滑移的摩擦力。，式中，为使根蔓滑离铲刃，产生滑切的条件是：tanRT sinPR 即：，化简该式得：TQ tansincosPP (3-7)90为使挖掘铲具有良好的切割性能，铲刃斜角的选择应满足式 3-7。越小滑切性能越好，但在幅宽不变时铲刃斜角减小会增加铲刃长度，使整机纵向尺寸变大，对机组的提升和行走均不利，因此铲刃斜角不宜过小，土壤对刚的摩擦系数，所以 ，一般取左右。为了使未切割的茎4 . 0tan8 . 03 .512 .6850叶和杂草顺利地滑出铲刃，铲刃末端应离机器侧板及其他零件 40mm 以上的距离。f铲面宽度 B铲的宽度主要取决于花生地上分布宽度，行距的不均匀性、植株对垄中心的偏移和机器工作行驶的偏差。一般单行花生收获机挖掘铲的宽度不小于 400-600mm，可按下式计算： (3-8)cbBb231式中：b-花生分布平均宽度（mm） ； -花生分布宽度标准差（mm） ；b c-机器行驶偏差，可取 c=5080mm 。双行收获机挖掘铲的工作幅宽可按下式计算： (3-9)cbMB232式中：M-平行行距（mm） ； -综合标准差（mm） 。 (3-10)22bM式中：-行距标准差（mm） 。M在配置中间带小铲的双铲和多铲式挖掘部件时，两铲之间应留有滑草间隙，其值为：双铲为 40-50mm，多铲为 30-40mm。3.3 深度调节机构 151.锁紧螺栓 2.挂接杆 3.尾轮图 3-8 深度调节机构图 3-8 所示调节机构是采用调节锁紧螺栓的松紧来调节尾轮的深度，它与拖拉机的后部联接。这个机构具有结构简单，性能可靠，造价低，调整使用方便的特点。164 设计计算4.1 动力分配计算由文献6查得： (4-1)IIIPP (4-2)n9550PT已知各运动副的效率：球轴承 ，10.99链条传动 ，20.97拖拉机动力输出轴的额定输出效率根据有关资料和经验估算，其额定输7 . 0出功率由式 4-1 0.70.7 0.736 63.09123.09PPKWKWKW额发则选作为收获机的设计功率。3.09PKW额a.第一轴功率，转速和扭矩由式 4-1 得 1123.09 0.99 0.972.96PPKW额500 /minInr由式 4-2 得 1195509550 2.9656.54500IPTN mn由式 4-1 得 1122.96 0.972.87ZPPKW1500 /minZnr由式 4-2 得 11195509550 2.8754.82500ZZZPTN mnb.第二轴功率，转速和扭矩 17同理由式 4-1 和 4-2 得 122.87 0.972.78500 11/15400 /min95509550 2.7866.37400IIZIIIIIIIIPPKWnrPTN mn4.2 带轮传动的设计计算已知发动机输出转速 750 转/分，按设计要求输入轴的轴的转速 500 转/分，输出轴的转速为 400 转/分 (4-3)IIInnZZi12 211.25ZZA.确定计算功率Pca查文献得工作情况系数=1.1，由文献得AK (4-4)1.1 6 0.736 0.73.4caAPKPKW 选择V带型号：根据 1750 /minnr3.4caPKW查文献，选A型V带。B. 确定带轮直径、1dd2dd选取小带轮直径：1dd参考文献，选取小带轮直径 =140mm1dd验算带速： (4-5)11nddv 1 1v=/(60 1000)140 750 /(60 1000)/d ndm s5.49/m s确定从动轮直径：2dd 21750/486 112216dddidmm查文献取2212ddmm计算实际传动比： 21/212/1401.514ddidd取1.5i 验算从动轮实际转速 由式4-3得：2n21/750/1.5 /min500 /minnnirr5001.25400IIInn 18C.确定中心距和带长adL初选中心距：0a 00.7 (140212)2 (140212)mmamm得0246.4704mmamm取0550amm求带的计算基准长度：0L (4-6)22112000()2()24ddddddLadda22 550(140212)/2(212 140) /(4 550)mm1654.95mm查文献得 1600dLmm计算中心距：a (4-7)001600 1654(550)22dLLaamm523mm确定中心距调整范围： (4-8)max0.03(5230.03 1600)daaLmm571mm (4-9)min0.015(5230.015 1600)daaLmm 499mmD. 验算小带轮包角：1 (4-10)21118060dddda212 14018060172120523172查文献得，合适。E. 确定V带根数z确定额定功率：0P由、和查文献12表4.5，得单根A型V1140ddmm1730 /minnr1800 /minnr带的额定功率分别为1.31KW和1.41KW，用线性插值法求 (4-11)01.41 1.311.317507301.33800730pKW 19确定V带根数Z：由式 (4-12)00()caLpzpp K K确定： 得0P00.08PkW确定包角系数： 得K0.98K确定长度系数 得LK0.99LK 计算V带根数：z 3.4(1.330.08) 0.98 0.99Z 根=1. 99根取2根F.计算单根V带初拉力F0查文献6表3.2得q=0.1kg/m由式， (4-13)202.5500(1)PcaFqvvzK203.42.5500(1)0.1 5.49 165.95.49 1 0.98FN0166FNG.计算对轴的压力QF由式 (4-14)101722sin(2 3 166 sin)993.5722QFzFNN 994QFN4.3 滚子链传动的设计计算4.3.1 链子的计算与选择链子的计算与选择根据 =1.25 取小链轮齿数=11 i1Z则21111 1.2515Zi传动比 i1.25i 齿数：小链轮齿数111Z 大链轮齿数215Z 实际传动比由式（4-3）得21151.3611ZiZ初定中心距 010.2112aZiPP 20一般取 040aP确定链节数pL (4-15)2012210222paZZZZPLPa22 4011 1515 112402PPPP113.01取112()pL 偶数链条长度 (4-16)L/1000PLLP 108/10000.108PP计算额定功率0P 工况系数 1.3AKAK 齿数系数 ZK0.554ZK链长系数 LK1.05LK排数系数 （单排）mK1mK计算额定功率0P (4-17)01.3 3.026.740.554 1.05 1AZLmK PPKWKKK选定链条型号，确定链定链条节距 P根据，查文献，选择单排 12A 型滚子链，节距1n0p19.05Pmm计算中心距 a (4-18)22121221028422PPZZZZZZPaLLZ2211 154112112 138422P 942.975mm验算链速V (4-19)nZPV 11500 11 19.021.7435/60 100060 1000n Z PVm s计算对轴的压力QF (4-20)FFQ2 . 1 21 1.21.2 1000/1.2 1000 3.02/1.74352078.57QeFFP VNN4.3.2 链轮的设计计算链轮的设计计算小链轮尺寸：1Z分度圆直径 (4-21)/180sin(Zpd得 19.0567.6sin 180 /sin 180 /11pdmmZ齿顶圆直径:ad (4-22)1max25. 1dpdda (4-23)1min)/6 . 11 (dpZdda max11.2567.6 1.25 19.05 11.9179.50addpdmm min11 1.6/67.61 1.6/1119.05 11.9171.97addZ pdmm取75admm齿根圆直径 (4-24)fd1dddf 则 167.6 11.9155.69fdddmm (4-25)max0.6250.8/1119.050.5 11.9131.16ahmm (4-26)min10.50.5 19.05 11.913.57ahpdmm 2cot 180 /111.040.7619.05cot 180 /111.04 18.080.7645.32gdphmm。(4-27)44gdmm取 (4-28)2442 9.33525.33kgaddhmm 大链轮的尺寸：2Z分度圆直径由式 4-21 得 19.0591.62sin 180 /sin 180 /15pdmmZ。齿顶圆直径由式 4-22 和 4-23 得admax11.2591.62 1.25 19.05 11.91103.52addpdmm 22 min11 1.6/91.621 1.6/1519.05 11.9296.72addZ pdmm取100admm齿根圆直径由式 4-24 得 fd191.62 11.9179.71fdddmm取79.7fdmm由式 4-25 和 4-26 max0.6250.8/1519.050.5 11.9118.88ahmmmin10.50.5 19.05 11.913.57ahpdmm同式 4-27 2cot 180 /121.040.7619.05cot 180 /151.04 18.080.7670.08gdphmm。 55gdmm取由式 4-28 得 2552 8.538kgaddhmm 4.4 轴的校核4.4.1 输入轴的校核输入轴的校核图 4-1 输入轴简图通过类比法，初步设计输入轴如图 4-1 所示：现需要校核该输入轴a.输入轴上的输入转矩 T在工作时，输入轴上带轮所承受的功率，同式 4-1 得1123.09 0.99 0.972.96PPKW额500 /minInr同式 4-5 得 1195509550 2.9656.54500IPTN mnb.作用在小链轮上的力同式 4-4 得 1122.96 0.972.87ZPPKW 231500 /minZnr由式 4-2 得 11195509550 2.8754.82500ZZZPTN mnc轴的受力分析画轴的受力分析图计算支承反力：在水平面内： 0)(31211lFQllFHN16.669275 .495 .519941FH 0)()(3211212lllFQllFHN16.1663275 .49)275 .495 .51(9942FH在垂直平面内： 02211lFVlFV 0)(22211lFQllFVN613.733275 .492757.20781FVN96.1344275 .49275 .492757.20782FV画弯矩图在水平面内，a-a 剖面左侧 )(211llFHMaHNmm 74.51180a-a 剖面右侧 Nmm5119131lFQHaM在垂直平面内，a-a 剖面左侧 )(211llFVMaV Nmm165.56121a-a 剖面右侧 0VaM合成弯矩，a-a 剖面左侧 Nmm (4-29)15.65167)/(22112aVMllaHlMMaa-a 剖面右侧 同式 4-29 得 Nmm5119122aVMaHMaM 24画转矩图已知 Nm 54.561T图 4-2 轴的弯矩、扭矩图 d.危险截面的判断a-a 截面左右的合成弯矩左侧相对右侧大些，扭矩为 T，只要左侧处满足强2FQ度要求即可，即该处为危险截面。e.轴的弯矩合成强度校核只需校核轴上受最大弯矩和扭矩的界面强度参考文献查得= -1=60 Mpa， (4-30) 6 . 01006001bba 剖面左侧 (4-31)DbzdDdDdW32/ )(242832/ 66)2328)(2328(232431503.7mm (4-32)22)(1TMMca22)565406 . 0(15.65167Nmm73468.2 (4-33)WMcaca 25 6086.487 .15032 .734681弯扭合成强度满足要求f轴的疲劳强度安全系数校核由参考文献查得 45 钢调质，MpaB640Mpa2751Mpa1551，2 . 01 . 0a-a 截面左侧由式 4-31 得 324mm7 .150332/ )(DbzdDdDdW由参考文献查的，；绝对尺寸系数，；轴经1K8 . 1K95. 092. 0磨削加工，表面质量系数。则0 . 1弯曲应力 同式 4-33Mpa 3 .437 .15035 .65167WMb应力幅 Mpa3 .43ba平均应力 0m 切应力 (4-34)TTWT1 Mpa 8 .184 .300756540Mpa 4 . 92Tma安全系数 (4-35)mKS1 03. 602 . 03 .4395. 00 . 11275 (4-36)mKS1 34. 34 . 91 . 04 . 992. 00 . 18 . 1155 (4-37)22SSSSS 26 92. 234. 303. 634. 303. 622查阅参考文献得需用安全系数，。则 b-b 剖面安全，输入5 . 13 . 1SSS 轴强度满足要求。4.4.2 输出轴的校核输出轴的校核图 4-3 输出轴与链轮和轴承的配合A.求轴上载荷(1)计算链轮受力链轮的分度圆直径由式 4-10 得219.0591.62sin 180 /sin 180 /15pdmmz圆周力 222/2 68043.75/91.621485.35tFTdN径向力 tan1485.35tan20540.62rtnFFN(2)求支反力轴承的支点位置 1amm齿宽中心距左支点距离130.5Lmm230.5Lmm左支点水平面的支反力 12120,/()30.5 1485.35/61742.67DNHtMFL FLLN右支点水平面的支反力 21/120,30.5 1485.35/61742.67BNHtMFL FLLN左支点垂直面的支反力 1212/30.5 540.62/61270.31NVraFL FMLLN右支点垂直面的支反力 2223/30.5 540.62/61270.31NVraFL FMLLN 27计算弯矩和扭矩截面 C 处水平弯矩 11742.67 30.522651 .HNHMFLN mm截面 C 处垂直面弯矩 111270 30.58235 .VNVMFLN mm 222270 30.58235 .VNVMFLN mm截面 C 处合成弯矩 同式 4-29 得22221122651823524101 .HVMMMN mm22222222651823524101 .HVMMMN mmB.弯扭合成强度校核：通常只校核轴上受最大弯矩和扭矩的截面的强度。截面 C 处计算弯矩：考虑启动、停机影响，扭矩为脉动循环变应力，由式 4-32得： 2222120.6,241010.6 6804347408 .caMMTN mm截面 C 处计算应力 3/47408/ 0.1 388.6cacaMWMPaMPa强度校核：45 钢调质处理，由文献10表 11.2 查得160MPa1ca则弯扭合成强度满足要求C.疲劳强度安全系数校核：不计轴向产生的压应力的影响。确定危险截面：由于在估算时放大了 5以考虑键槽的影响，而且截面 A，只承受mind转矩，故不必校核。截面 B 上应力最大，但由于过盈配合及键槽引起的应力集中均在该轴段两端，故也不必校核。截面，处应力接近最大，应力集中相近，且最严重，但截面不受转矩作用，故不必校核。截面为危险截面，截面的左右两侧均需校核。截面左侧强度校核：抗弯截面系数 (4-38)3330.10.1 302700Wdmm抗扭截面系数 (4-39)3330.20.2 305400TWdmm截面左侧的弯矩 2410123.5 15.5 /23.58204.6 .MN mm截面上的弯曲应力，由式 4-33 得： /8204.6/27003.03bM WPa截面上的扭矩切应力，由式 4-34 得： 28 2/68043/540012.6TTTWMPa平均应力:弯曲正应力为对称循环弯应力扭转切应力为脉动循环变应力，=0maxmin/2mmmaxmin/26.3mMPa应力幅: (4-40)maxmin/23.03abPa (4-41)maxmin/26.3amMPa材料的力学性能:45 钢调质，查文献10表 11.2 得640BMPa1275MPa1155MPa轴肩理论应力集中系数，查文献8表 1.6 并经插值计算/2.0/300.0667r d /38/301.2667D d 得2.0MPa1.31MPa材料的敏性系数由查文献9图 2.8 并经插值2.0,640BrmmMPa0.82q0.85rq 有效应力集中系数 (4-42)111 0.82 2.0 11.82kq (4-43)111 0.85 1.31 11.26kq 尺寸及截面形状系数:由查文献10图 6.10 得:343,30hmm dmm0.53扭转剪切尺寸系数:由查文献10图 6.10 得:3430Ddmm0.85表面质量系数:轴按磨削加工，由查文献106.12 得:640BMPa0.92表面强化系数:轴未经表面强化处理:1q疲劳强度综合影响系数 (4-44)/1/11.82/0.53 1/0.92 13.521Kk (4-45)/1/11.26/0.85 1/0.92 11.5694Kk 等效系数:45 钢: 2 . 01 . 0 1 . 005. 0取0.1取0.05仅有弯曲正应力时的计算安全系数127525.83.521 3.030.1 0amSK (4-46) 29仅有扭转切应力时的计算安全系数 (4-47)115515.21.5694 6.30.05 6.3amSK 弯扭联合作用下的计算安全系数由式 4-35 得 222225.8 15.213.525.815.2caS SSSS设计安全系数: 材料均匀，载荷与应力计算精确时:5 . 13 . 1S取1.5S 疲劳强度安全系数校核 ScaS=1.5则左侧疲劳强度合格截面右侧强度校核：抗弯截面系数 同式 4-38 得3330.10.1 385487.2Wdmm抗扭截面系数 同式 4-39 得3330.20.2 3810974.4TWdmm截面左侧的弯矩 2410123.5 15.5 /23.58204.6 .MN mm截面上的弯曲应力 同式 4-33 得/8204.6/5487.21.5bM WMPa截面上的扭转切应力 同式 4-34 得2/68043.75/10974.46.2TTTWMPa平均应力弯曲正应力为对称循环 maxmin/2m扭转切应力为脉动循环变应力maxmin/26.2/23.1mMPa应力幅:弯曲正应力为对称循环 同式 4-40 得maxmin/21.5abMPa扭转切应力为脉动循环 同式 4-41 得maxmin/23.1amMPa过盈配合处的值/k 30 配合为 H7/n6，查文献9表 6.4 得38,640,BdmmMPa/2.02k过盈配合处的值/k，取/0.70.85/kk:/0.8/kk/1.62k疲劳强度综合影响系数 同式 4-75 和 4-46 得/1/12.02 1/0.92 12.11Kk /1/11.62 1/0.92 11.71Kk 仅有弯曲正应力时的安全系数 同式 4-46 得127586.92.11 1.50.1 0amSK 仅有扭转切应力时的安全系数 同式 4-47 得115528.41.71 3.1 0.05 3.1amSK 弯曲联合作用时的计算安全系数 同式 4-35 得222286.9 28.42786.928.4caS SSSS强度校核：ScaS=1.5则右侧疲劳强度合格。静强度安全系数校核：该设备无大的瞬时过载和严重的应力循环不对称，无需静强度校核4.5 轴承的选用与计算滚动轴承的选择，一般从以下几个方面考虑：a.载荷的大小，方向和性质按载荷的大小、性质选择 在外轮廓尺寸相同的情况下，滚子轴承比球轴承承载能力大，适用于载荷较大或有冲击的场合。球舟车适用于载荷较小、振动和冲击较小的场合。按载荷方向选择 当承受纯径向载荷时，通常选用径向接触轴承或者深沟球轴承；当承受纯轴向载荷时，通常选用推力轴承；当承受较大径向载荷和一定轴向载荷时，可选用角接触向心轴承；当承受较大轴向载荷和一定径向载荷时，可选用角接触推力轴承，或者将向心推力轴承和推力轴承进行组合，分别承受径向和轴向载荷。b.轴承的转速一般情况下工作转速的高低并不影响轴承的类型选择，只有在转速高时，才会有比较显著的影响。根据工作转速选择轴承类型时，可参考以下几点：1).球轴承比滚子轴承具有较 31高的极限转速和旋转精度，高速时应优先选用球轴承；2).为减少离心惯性力，高速时宜选用同一直径系列中外径较小的轴承。当用一个外径较小的轴承承载能力不能满足要求时，可再装一个相同的轴承，或者考虑采用宽系列的轴承。外径较大的轴承宜用于低速重载场合；3).推力轴承的极限转速都很低，当工作转速高，轴向载荷不十分大时，可采用角接触球轴承或深沟球轴承替代推力轴承；4).保持架的材料和结构对轴承转速影响很大。实体保持架比冲压保持架允许更高的转速c.轴承的安装和拆卸便于装拆也是选择轴承类型时应考虑的一个因素。d.经济性一般而言，球轴承比滚子轴承便宜；派生型轴承比其他基本型轴承贵；同型号轴承，精度高一级价格将急剧增加。故在满足使用功能的前提下，应尽量选用低精度、价格便宜的轴承。在该收获机中，输入轴和输出轴承受载荷较小，转速较低，分别采用6204，6206 深沟球轴承。在这里，我就对输出轴使用的 6206 轴承进行校核计算：查询机械设计手册得：中等冲击或中等惯性力，；温度系数，8 . 10 . 1pf；球轴承，；对于该利用率较高，每天 8h 工作的机械，预期寿命是1tf3。12000h hN (4-48)29.1
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