机械毕业设计（论文）-花生收获机的设计【全套图纸】.doc

盐城工学院本科生毕业设计说明书 2009 目目 录录 1 引言 1 1 1 本课题的意义 1 1 2 国内 外 发展概况及现状 1 1 3 课题由来及设计条件 1 1 4 课题设计思路 2 1 5 预期效果 2 2 总体方案设计 3 2 1 整机构造简介 3 2 2 作业原理 3 2 3 收获机与拖拉机的联接 3 2 4 收获机的动力部分 4 3 部件设计 5 3 1 振动筛 5 3 2 挖掘铲 6 3 2 1 挖掘装置结构形式的确定 6 3 2 2 挖掘铲的主要参数确定 6 3 3 深度调节机构 10 4 设计计算 11 4 1 动力分配计算 11 4 2 带轮传动的设计计算 12 4 3 滚子链传动的设计计算 14 4 3 1 链的计算选择 14 4 3 2 链轮的设计计算 15 4 4 轴的校核 17 4 4 1 输入轴的校核 17 4 4 2 输出轴的校核 21 4 5 轴承的选用与计算 25 4 6 链条的调整 27 5 结论 28 参考文献 29 致 谢 30 附 件 清 单 31 盐城工学院本科生毕业设计说明书 2009 1 1 引言 全套图纸 加全套图纸 加 153893706 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 花生收获机设计 2 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 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 前置式固定联接 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 80 120mm 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 盐城工学院本科生毕业设计说明书 2009 3 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 2 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 拖拉机推动收获机具前行 挖掘铲以一定角度铲入土中 挖掘深 度通常在100 150 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 花生收获机设计 4 2 3 收获机与拖拉机的联接 图 2 1 联接图 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前置式 固定联接 直接连接式用螺母固定在拖拉机前面 升降支架与拖拉机后部连接 因 为前置式收获作业 视野宽广 操作简单 行走灵活 另外结构紧凑 使用可靠 如图 2 1 所示 但挂接不方便 仅用于收获地下深度不大的作物 2 4 收获机的动力部分 图 图 2 2 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 2 中的带 盐城工学院本科生毕业设计说明书 2009 5 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 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 3 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450 500 mm 窄行距为250 300 mm 沟宽为200 250 mm 垄顶宽为550 600 mm 垄底宽为650 700 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 150 200 mm 结果 深度60 100 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 花生收获机设计 6 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 13 2 1 挖掘装置结构形式的确定挖掘装置结构形式的确定 挖掘铲的作用是铲断花生主根 掘起秧土 并将掘起的土壤和花生秧果传输到 清土装置上 对挖掘铲的要求是前行阻力小 挖掘深度稳定 耐磨损 碎土性好 自洁性好 制作工艺方便等 并且能根据需要进行调节 保证土垄能沿铲面顺利通 过 对用于粘重土壤的挖掘铲应有较强的碎土能力 为分离作物中的泥土提供有力 条件 为了避免工作时出现缠草和壅土 要求挖掘部分能够自动进行清理 牵引阻 力小 刃口的耐磨性要好 收获机挖掘部件上采用的挖掘铲有平面铲 曲面铲和槽 型铲等 本设计采用平面多铲 平面铲的铲面为平面 结构简单 制造容易 为了 保护铲刃的自动清理和良好的入土性能 带斜刃的三角形铲得到广泛的应用 平面 铲按铲的数量可分为单铲 双铲和多铲三种 平面单铲常用在单行收获机上 根据 挖掘断面和滑切性能的要求 铲刃夹角可取不同的值 平面双铲由左 右两个铲组 成 常用在双行收获机上 铲的固定方式有两种 一种是铲直接固定在横梁上 另 一种是将左 右两个铲分别通过托架悬臂固定在机架上 并在两铲之间留有滑草奸 盐城工学院本科生毕业设计说明书 2009 7 细 有时在两铲之间放置一个小铲 以减少主铲的宽度和保证铲的滑草能力 平面 多铲是由 3 个或者 3 个以上的相同或相似的铲组成 由于铲的个数较多 每个铲的 铲刃斜角有可能取得小些 从而使铲具有良好的滑切性能 可用在单行或双行收获 机上 铲的固定方式有两种 一种是铲直接固定在横梁上 另一种是每个铲分别通 过自己的铲柄悬臂固定在升运链从动边底部的横梁上并且在各铲之间留有滑草间隙 前一种固定方式结构简单 但在工作时横梁上容易挂草 通过分析对比国内外现有 挖掘铲的结构形状 结合中粘壤土作物种植特性 收获要求和土壤性质 考虑到经 济性 本产品挖掘装置采用带斜刃的三角形平面多铲 并在其后端设有碎土栅 以 增加其破碎土功能 保证铲刃的自动清理和良好的入土性能及碎土能力 也是花生 秧果从挖掘铲升运到振动筛的衔接部件 3 2 23 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 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 RT pGR GTp 0sincos 0sincos 3 1 式中 p 沿着挖掘铲移动的崛起物所需的力 花生收获机设计 8 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 1 L 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 25 此 挖掘铲的入土角应取为宜 25 b 铲面的长度 L 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 1 L 2 L 1 L 2 L 渡部分的长度 c 入土长度 2 L 入土长度由图 3 5 可得 3 3 sin 1 H L 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 会 1 L 1 L 较长 入土性能差且结构不紧凑 一般取 15 d 过渡部分长度 2 L 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 2 L 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 2 L 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 2 L 盐城工学院本科生毕业设计说明书 2009 9 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 掘起物 2 L A V B V 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 FGBA AAmVmV 22 2 1 2 1 式中 重力所作的功 G A sin 2 mgLAG 摩擦力所做的功 F A cos 2 mgLAF 将 代入式 3 4 得 3 G A F A cossin2 22 2 g VV L BA 5 当时 掘起物停止运动 产生壅土 此时过渡部分长度为 0 B V 3 6 cossin2 2 2 g V L A 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 A V 2 L 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 2 L F A 2 L 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 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 花生收获机设计 10 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 0tan 8 0 3 51 2 68 50 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 cbB b 23 1 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 50 80mm 双行收获机挖掘铲的工作幅宽可按下式计算 3 9 cbMB23 2 式中 M 平行行距 mm 综合标准差 mm 3 10 22 bM 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 1 锁紧螺栓 2 挂接杆 3 尾轮 图 3 8 深度调节机构 盐城工学院本科生毕业设计说明书 2009 11 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 4 设计计算 4 1 动力分配计算 由文献 6 查得 4 1 III PP 4 2 n 9550P T 已知各运动副的效率 球轴承 1 0 99 链条传动 2 0 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 7 0 7 0 736 6 3 0912 3 09 PP KW KW KW 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 花生收获机设计 12 112 3 09 0 99 0 97 2 96 PP KW 额 500 min I nr 由式 4 2 得 1 1 95509550 2 96 56 54 500 I P TN m n 由式 4 1 得 112 2 96 0 972 87 Z PPKW 1 500 min Z nr 由式 4 2 得 1 1 1 95509550 2 87 54 82 500 Z Z Z P TN m n b 第二轴功率 转速和扭矩 同理由式 4 1 和 4 2 得 12 2 87 0 972 78 500 11 15400 min 95509550 2 78 66 37 400 IIZ II II II II PPKW nr P TN m n 4 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 II I n n Z Z i 1 2 2 1 1 25 Z Z A 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 4 caA PKPKW 选择V带型号 根据 1 750 minnr 3 4 ca PKW 查文献 选A型V带 B 确定带轮直径 1dd2dd 500 1 25 400 I II n n 盐城工学院本科生毕业设计说明书 2009 13 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 11n d dv 1 1v 60 1000 140 750 60 1000 d ndm s 5 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 2 n 2 1 750 1 5 min500 minnnirr C 确定中心距和带长adL 初选中心距 0 a 0 0 7 140212 2 140212 mmamm 得 0 246 4704mmamm 取 0 550amm 求带的计算基准长度 0L 4 6 2 21 12 00 0 2 24 dd dd dd Ladd a 2 2 550 140212 2 212 140 4 550 mm 1654 95mm 查文献得 1600dLmm 计算中心距 a 4 7 0 0 1600 1654 550 22 dLL aamm 523mm 确定中心距调整范围 4 8 max 0 03 5230 03 1600 d aaLmm 571mm 4 9 min 0 015 5230 015 1600 d aaLmm 499mm 花生收获机设计 14 D 验算小带轮包角 1 4 10 21 118060 dddd a 212 140523 172 查文献得 合适 E 确定V带根数z 确定额定功率 0 P 由 和查文献 12 表4 5 得单根A型V1140ddmm 1730 minnr 1800 minnr 带的额定功率分别为1 31KW和1 41KW 用线性插值法求 4 11 0 1 41 1 31 1 317507301 33 800730 pKW 确定V带根数Z 由式 4 12 00 ca L p z pp K K 确定 得 0 P 0 0 08PkW 确定包角系数 得K 0 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 99 Z 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 2 0 2 5 500 1 Pca Fqv vzK 2 0 3 42 5 500 1 0 1 5 49 165 9 5 49 1 0 98 FN 0 166FN G 计算对轴的压力QF 由式 4 14 1 0 172 2sin 2 3 166 sin 993 57 22 Q FzFNN 994 Q FN 盐城工学院本科生毕业设计说明书 2009 15 4 3 滚子链传动的设计计算 4 3 14 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 i 1 Z 则 2 1111 1 2515Zi 传动比 i1 25i 齿数 小链轮齿数 1 11Z 大链轮齿数 2 15Z 实际传动比由式 4 3 得 2 1 15 1 36 11 Z i Z 初定中心距 01 0 2112aZiPP 一般取 0 40aP 确定链节数 p L 4 15 2 01221 0 2 22 p aZZZZP L Pa 2 2 4011 1515 11 2402 PP PP 113 01 取112 p L 偶数 链条长度 4 16 L 1000 P LLP 108 10000 108PP 计算额定功率 0 P 工况系数 1 3 A K A K 齿数系数 Z K 0 554 Z K 链长系数 L K 1 05 L K 排数系数 单排 m K1 m K 计算额定功率 0 P 4 17 0 1 3 3 02 6 74 0 554 1 05 1 A ZLm K P PKW KKK 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 1 n 0 p19 05Pmm 计算中心距 a 花生收获机设计 16 4 18 2 2 121221 0 2 8 422 PP ZZZZZZP aLL Z 2 211 154 112112 138 422 P 942 975mm 验算链速V 4 19 nZPV 11 500 11 19 02 1 7435 60 100060 1000 n Z P Vm s 计算对轴的压力 Q F 4 20 FFQ2 1 1 21 2 1000 1 2 1000 3 02 1 74352078 57 Qe FFP VNN 4 3 24 3 2 链轮的设计计算链轮的设计计算 小链轮尺寸 1 Z 分度圆直径 4 21 180sin Z p d 得 19 05 67 6 sin 180 sin 180 11 p dmm Z 齿顶圆直径 a d 4 22 1max 25 1 dpdda 4 23 1min 6 11 dpZdda max1 1 2567 6 1 25 19 05 11 9179 50 a ddpdmm min1 1 1 6 67 61 1 6 1119 05 11 9171 97 a ddZ pdmm 取75 a dmm 齿根圆直径 4 24 f d 1 ddd f 则 1 67 6 11 9155 69 f dddmm 4 25 max 0 6250 8 1119 050 5 11 9131 16 a hmm 盐城工学院本科生毕业设计说明书 2009 17 4 26 min1 0 50 5 19 05 11 913 57 a hpdmm 2 cot 180 111 040 7619 05cot 180 111 04 18 080 7645 32 g dphmm 4 27 44 g dmm 取 4 28 2442 9 33525 33 kga ddhmm 大链轮的尺寸 2 Z 分度圆直径由式 4 21 得 19 05 91 62 sin 180 sin 180 15 p dmm Z 齿顶圆直径由式 4 22 和 4 23 得 a d max1 1 2591 62 1 25 19 05 11 91103 52 a ddpdmm min1 1 1 6 91 621 1 6 1519 05 11 9296 72 a ddZ pdmm 取100 a dmm 齿根圆直径由式 4 24 得 f d 1 91 62 11 9179 71 f dddmm 取79 7 f dmm 由式 4 25 和 4 26 max 0 6250 8 1519 050 5 11 9118 88 a hmm min1 0 50 5 19 05 11 913 57 a hpdmm 同式 4 27 2 cot 180 121 040 7619 05cot 180 151 04 18 080 7670 08 g dphmm 55 g dmm 取 由式 4 28 得 2552 8 538 kga ddhmm 4 4 轴的校核 4 4 14 4 1 输入轴的校核输入轴的校核 花生收获机设计 18 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 112 3 09 0 99 0 97 2 96 PP KW 额 500 min I nr 同式 4 5 得 1 1 95509550 2 96 56 54 500 I P TN m n b 作用在小链轮上的力同式 4 4 得 112 2 96 0 972 87 Z PPKW 1 500 min Z nr 由式 4 2 得 1 1 1 95509550 2 87 54 82 500 Z Z Z P TN m n c 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 31211 lFQllFH N16 669 27 5 49 5 51994 1 FH 0 3211212 lllFQllFH N16 1663 27 5 49 27 5 49 5 51 994 2 FH 在垂直平面内 0 2211 lFVlFV 0 22211 lFQllFV 盐城工学院本科生毕业设计说明书 2009 19 N613 733 27 5 49 2757 2078 1 FV N96 1344 27 5 49 27 5 49 2757 2078 2 FV 画弯矩图 在水平面内 a a 剖面左侧 211 llFHMaH N mm 74 51180 a a 剖面右侧 N mm51191 31 lFQHaM 在垂直平面内 a a 剖面左侧 211 llFVMaV N mm165 56121 a a 剖面右侧 0 V aM 合成弯矩 a a 剖面左侧 N mm 4 29 15 65167 2 211 2 aVMllaHlMMa a a 剖面右侧 同式 4 29 得 N mm51191 22 aVMaHMaM 画转矩图 已知 N m 54 561 T 花生收获机设计 20 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 2 FQ 强度要求即可 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 0 100 60 0 1 b b a 剖面左侧 4 31 DbzdDdDdW32 24 2832 66 2328 2328 23 24 3 1503 7mm 4 32 22 1 TMMca 22 565406 0 15 65167 N mm73468 2 4 33 W Mca ca 60 86 48 7 1503 2 73468 1 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 Mpa B 640 Mpa275 1 Mpa155 1 2 0 1 0 a a 截面左侧由式 4 31 得 324 mm 7 150332 DbzdDdDdW 由参考文献查的 绝对尺寸系数 轴经1 K8 1 K95 0 92 0 磨削加工 表面质量系数 则0 1 弯曲应力 同式 4 33 Mpa 3 43 7 1503 5 65167 W M b 应力幅 Mpa 3 43 ba 平均应力 0 m 盐城工学院本科生毕业设计说明书 2009 21 切应力 4 34 T T W T1 Mpa 8 18 4 3007 56540 Mpa 4 9 2 T ma 安全系数 4 35 m K S 1 03 6 02 0 3 43 95 0 0 1 1 275 4 36 m K S 1 34 3 4 91 04 9 92 0 0 1 8 1 155 4 37 22 SS SS S 92 2 34 3 03 6 34 3 03 6 22 查阅参考文献得需用安全系数 则 b b 剖面安全 输入5 13 1 S SS 轴强度满足要求 4 4 24 4 2 输出轴的校核输出轴的校核 花生收获机设计 22 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 2 19 05 91 62 sin 180 sin 180 15 p dmm z 圆周力 22 2 2 68043 75 91 621485 35 t FTdN 径向力 tan1485 35tan20540 62 rtn FFN 2 求支反力 轴承的支点位置 1amm 齿宽中心距左支点距离 1 30 5Lmm 2 30 5Lmm 左支点水平面的支反力 1212 0 30 5 1485 35 61742 67 DNHt MFL FLLN 右支点水平面的支反力 21 12 0 30 5 1485 35 61742 67 BNHt MFL FLLN 左支点垂直面的支反力 1212 30 5 540 62 61270 31 NVra FL FMLLN 右支点垂直面的支反力 2223 30 5 540 62 61270 31 NVra FL FMLLN 计算弯矩和扭矩 截面 C 处水平弯矩 11 742 67 30 522651 HNH MFLN mm 截面 C 处垂直面弯矩 111 270 30 58235 VNV MFLN mm 222 270 30 58235 VNV MFLN mm 截面 C 处合成弯矩 同式 4 29 得 2222 11 22651823524101 HV MMMN mm 2222 22 22651823524101 HV MMMN mm B 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 22 22 12 0 6 241010 6 6804347408 ca MMTN mm 盐城工学院本科生毕业设计说明书 2009 23 截面 C 处计算应力 3 47408 0 1 388 6 caca MWMPaMPa 强度校核 45 钢调质处理 由文献 10 表 11 2 查得 1 60MPa 1ca 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 只承受转 min d 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 38 333 0 10 1 302700Wdmm 抗扭截面系数 4 39 333 0 20 2 305400 T Wdmm 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 03 b M WPa 截面上的扭矩切应力 由式 4 34 得 2 68043 540012 6 TT TWMPa 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 0 maxmin 2 m m maxmin 26 3 m MPa 应力幅 4 40 maxmin 23 03 ab Pa 4 41 maxmin 26 3 am MPa 材料的力学性能 45 钢调质 查文献 10 表 11 2 得 640 B MPa 1 275MPa 1 155MPa 轴肩理论应力集中系数 查文献 8 表 1 6 并经插值计算得 2 0 300 0667r d 38 301 2667D d 2 0MPa 1 31MPa 材料的敏性系数 花生收获机设计 24 由查文献 9 图 2 8 并经插值2 0 640 B rmmMPa 0 82q 0 85 r q 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 34 3 30hmm dmm 0 53 扭转剪切尺寸系数 由查文献 10 图 6 10 得 34 30Ddmm 0 85 表面质量系数 轴按磨削加工 由查文献 10 6 12 得 640 B MPa 0 92 表面强化系数 轴未经表面强化处理 1 q 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 4 46 1 275 25 8 3 521 3 030 1 0 am S K 仅有扭转切应力时的计算安全系数 4 47 1 155 15 2 1 5694 6 30 05 6 3 am S K 弯扭联合作用下的计算安全系数由式 4 35 得 2222 25 8 15 2 13 5 25 815 2 ca S S S SS 设计安全系数 材料均匀 载荷与应力计算精确时 5 13 1 S 取1 5S 疲劳强度安全系数校核 Sca S 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 333 0 10 1 385487 2Wdmm 盐城工学院本科生毕业设计说明书 2009 25 抗扭截面系数 同式 4 39 得 333 0 20 2 3810974 4 T Wdmm 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 5 b M WMPa 截面上的扭转切应力 同式 4 34 得 2 68043 75 10974 46 2 TT TWMPa 平均应力 弯曲正应力为对称循环 maxmin 2 m 扭转切应力为脉动循环变应力 maxmin 26 2 23 1 m MPa 应力幅 弯曲正应力为对称循环 同式 4 40 得 maxmin 21 5 ab MPa 扭转切应力为脉动循环 同式 4 41 得 maxmin 23 1 am MPa 过盈配合处的值 k 配合为 H7 n6 查文献 9 表 6 4 得38 640 B dmmMPa 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 1 275 86 9 2 11 1 50 1 0 am S K 仅有扭转切应力时的安全系数 同式 4 47 得 1 155 28 4 1 71 3 1 0 05 3 1 am S K 花生收获机设计 26 弯曲联合作用时的计算安全系数 同式 4 35 得 2222 86 9 28 4 27 86 928 4 ca S S S SS 强度校核 Sca S 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 盐城工学院本科生毕业设计说明书 2009 27 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 1 p f 球轴承 对于该利用率较高 每天 8h 工作的机械 预期寿命是1 t f3 12000h h N 4 48 29 103957 20785 0 2 1 2 FQFr 查表得 6206 轴承的额定动载荷是 19 5Kn 额定的静载荷是 11 5Kn 4 49 1485 35 0 1292 11 5 1000 a or F C 根据查文献 7 表 8 10 得 0 1292 aor FC 0 3e 计算当量动负荷 P 4 50 1485 35 2 74 540 62 a r F e F 查文献 7 页表 8 10 得 于是0 56X 1 45Y 4 51 0 56 540 62 1 45 1485 352456 5 ra PXFYFN 计算轴承寿命 h L 取 又 6206 为深沟球轴承 寿命指数 1 1 p f 1 t f 3 则由式 4 52 16667 Pf Cf n L p t h 3 4565 2 1 1 5 191 400 16667 h L 该轴承合适hh1200015658 4 6 链条的调整 在使用过程中 链条因磨损而变长 或由 于其他原因使链条松紧度不符合要求 应调整 其松紧度 不同的收获机 其链条的调整方法 也不一样 一种