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学校代码： 序 号： 本本 科科 毕毕 业业 论论 文文题目： 多功能排种器试验台的设计 学学 院：院：姓姓 名：名：学学 号：号：专专 业业 年年 级：级：指导教师：指导教师：多功能排种器试验台的设计1摘 要文章开头介绍了先进排种器试验台对于了解和掌握现有精播排种器的技术性能，研究和研制新一代高性能播种机的重要性，本设计介绍了一种新型排种器试验台机械结构与电气部分的参数设计计算方法，以及电气设备的选用依据：并给出了总体结构配置图。排种器试验台的结构可在试验中模拟各种精密排种器高速作业状态，并达到精确测量种子粒距的目的。本设计系统地介绍了该排种器试验台的设计过程和方法，并在计算过程中插入了一些简图，更有利于理解。在设计的每一过程中采取严谨的态度，以保证各数据的精确性。关键字：农业工程；排种器试验台；设计多功能排种器试验台的设计2Multi-purpose seeding mechanism test platform designAbstract:The article opening introduced the advanced seeding mechanism test platform existing fine broadcasts the seeding mechanism regarding the understanding and grasping the technical performance, studies and develops the new generation of high performance seeder the importance, this design introduced one kind of new seeding mechanism test platform mechanism and the electrical part parameter design calculation method, as well as the electrical equipment selects the basis: And has given the overall structure disposition chart.The seeding mechanism test platform structure may in the experiment simulate each kind of precision seeding mechanism high speed work condition, and achieved the precision measuring plants the goal which the seed is apart from.This design introduced systematically this seeding mechanism test platform design process and the method, and have inserted some diagrams in the computation process, is more advantageous to the understanding.Has the rigorous manner in design each process, guarantees various data the accuracy.Key words:Agricultural engineering; Seeding mechanism test platform; Design目 录多功能排种器试验台的设计31 1 绪论绪论.1 12 2 工作原理及总体结构工作原理及总体结构.2 22.12.1 工作原理工作原理 .2 22.22.2 总体结构总体结构 .2 23 3 主要工作部件参数的设计主要工作部件参数的设计.3 33.13.1 种床长度的确定种床长度的确定 .3 33.23.2 种床带前进速度的确定种床带前进速度的确定 .3 33.33.3 排种盘转速的调整范围排种盘转速的调整范围 .3 33.43.4 种床带传送装置驱动电机功率的确定种床带传送装置驱动电机功率的确定 .3 34 4 设计传动系统设计传动系统.5 54.14.1 一级皮带传动的设计一级皮带传动的设计 .5 54.24.2 二级皮带传动的设计二级皮带传动的设计 .9 95.5.各轴的设计各轴的设计.12125.15.1 轴的材料轴的材料 .12125.25.2 轴的结构设计轴的结构设计 .13135.35.3 第一传动轴（电动机与输送装置相连的轴）的设计第一传动轴（电动机与输送装置相连的轴）的设计 .13135.45.4 第二传动轴的设计第二传动轴的设计 .17175.55.5 第三传动轴的设计第三传动轴的设计 .18186.6.毕业设计总结毕业设计总结.2222参考文献参考文献.2323致致 谢谢 .24241 绪论绪论 多功能精量排种器能对油菜、谷子、芝麻、苜蓿、胡麻、小麦、高粱、绿多功能排种器试验台的设计4豆、番茄、玉米、大豆、棉花、油葵等小、中、大粒作物进行精量和常量播种。排种精度高、结构简单、性能可靠，便于在多种播种机上配套安装，提高播种器的性能。是技术人员一直追求的目标。排种器是播种机的核心部件之一。排种器排种质量的好坏直接关系到播种质量的好坏。影响精密播种机播种质量的因素很多，但主要取决于排种器的排种性能。因此国内外在如何提高排种器的性能方面作了大量的研究工作并取得了较大进展。为了了解和掌握现有精播排种器的技术性能，为我国进一步研制推广精播机提供设计依据，必须加大对排种器试验台的研究和开发，排种器实验台是播种机研发所使用的主要手段，是快速产生新一代高性能播种机必不可少的实验设备。2 工作原理及总体结构工作原理及总体结构2.1 工作原理 在田间测试播种机性能时，排种器随拖拉机向前进方向移动。排种器试验台正好相反，它是用输送带做种床，并模拟播种机的田间作业速度进行运动，排种器在实验时固定不动，输送带（种床）相对于排种器运动。这样，就使播多功能排种器试验台的设计5种机相对地面的运动转变为地面相对于播种机的运动。从相对运动的概念来说，是一个参考坐标系转换问题，其效果是一样的。排种器在固定位置把种子排在喷上油层的输送带上，种子被油层黏住，然后对种床带上的排种情况进行实时摄录和处理，从而测得种子粒距，达到检测排种均匀性等各项指标的目的。2.2 总体结构 试验台总体结构如图 2-1 所示，主要有台架，种床带装置，排种器安装架装 置 ,以及 5mm 厚，长宽不一的铁板。型带输送带传动系统机架电动机排种器图 2-1 试验台总体结构简图 3 主要工作部件参数的设计3.1 种床长度的确定考虑到被排种器实验台采用视觉方法测得粒距，有时希望还能从种床带上直观地观察一小段排种实况，而种床带刹车后还会运行一段距离，因此，把种床带有效长度定为 2.8m 较合适，同时该种床带的类型为普通橡胶输送带，胶布层数为三层，上胶+下胶厚度为 3.0+1.5mm 周长为 6.228m，宽 0.4m，每米长的质量为 4.01kg/m。多功能排种器试验台的设计63.2 种床带前进速度的确定 当前，国内外的当前，国内外的中耕作物精播机作业速度一般都在58km/h 左右，部分先进的气力式播种机可达 1012km/h。一般说来，速度超过 10km/h，播种质量就有明显下降的趋势且试验标准要求，播种机试验前进速度为 1.02m/s（3.67.2km/h） 。排种器试验台的设计，除了满足现有播种机的实际速度要求之外，还应提高其测试范围，从而种床带前进速度确定为1.57.5km/h。3.3 排种盘转速的调整范围 从现有国内外先进的中耕作物精播机的作业速度来看，其前进速度在12km/h 时，则对应的排种盘转速一般在 20200r/min 之间。所以，本试验台排种盘转速调试范围为 15200r/min。3.4 种床带传送装置驱动电机功率的确定 从结构上看，本排种器试验台的种床带传送装置是属于皮带输送机，工作时，种床带处于匀速滑动状态，因此可粗略计算驱动种床带传送装置平移运动所做的功，来确定驱动电机功率。 1.运动中滚筒所需的驱动扭力 F1 为： F1=9.80665*G*f=9.80665*24.97428*0.65=159.2N 式中，G种床带总质量，G=6.228*4.01=24.97428kg f橡胶带与钢的动摩擦系数，f=0.652.滚筒的驱动转矩 M1 为： M1=F1*R=159.2*0.1=15.92N.M式中 R滚筒半径，R=0.1m3.滚筒在种床最大前进速度下的转数 Nm： Nm=Vm/2PR=60Vm/3.14d=120/(3.14*0.2)=192r/min式中。Vm种床带最大前进速度 Vm=7.2km/h 4.计算工作机功率： P=（M1*Nm）/9550=15.92*192、9550=0.320087kw 5.电机的额定转矩 M0 为： M0=M1/i=15.92/2=7.96n.M式中 i电机与滚筒传动比，i=2 6.在种床带最大前进速度下驱动电机的转数 n： n=Nm*i=2*192=384r/min 7.由于采用专用变频电机，电机频率范围内大部分处于恒功率工作状态，则电机额定功率 P0 为：P0=M0*n/9550=(7.96*384)/9550=0.320067kw 8.播种机上排种器大都为地轮驱动，单个排种器的排种盘转动所需转矩最多功能排种器试验台的设计7大约为 12.75N.M 排种器驱动电机的额定转矩 M1 为：M1=M3/i2=12.75N.M式中。M3排种盘所需最大转矩，M3=12.75N.M电机与排种器轴传动比，i2=1 9.电机额定功率：P1=2*P*N，m*M/60=0.272kw 式中，N，m拍中盘最高转速，且为 200r/minP=P0+P1=0.320067+0.272=0.592067KW因此，选取 JZy22-4 型电磁调速电动机，电动机的功率为 1.5kw，质量为100kg，调速范围为：1201200r/min,此系列电动机式一种交流无级变速电动机，它由笼式异步电动机，电磁转差离合器所组成，与控制器配合后，可在规定的负载下和转速范围内能均匀地，连续地无级调速，并能输出额定的转速。因此，适用于该排种器试验台使用。4 设计传动系统4.1 一级皮带传动的设计 由前已知该电机于滚筒的传动比为 2，即 i=n1，式 n1 电机的转速，且为384r/min，n2滚筒的转速，且为 192r/min。以下是设计时所要用到的表： 表 4-1 V 带带轮最小基准直径 Dmin 和基准直径系列 D（mm） 多功能排种器试验台的设计8型号YZABCDE最小基准直径Dmin20507512520035550020，22.4，25，28，31.5，40，50，56，63，71，75，80，85，90，95，100，106，112，118，125，132，140，150，160，170，180，200，212，224，236，250265，280，300，315，355，375，400，425，450，475，500，530 基准直径系列 D560，600，630，670，710，750，800，900，1000 表 4-2 单根普通 V 带 i1 时传动功率的增量 P0(kw) 小带轮转速 n1（r/min）型号传动比 i40073080098012001460160020002400280032000.040.070.080.080.110.130.150.190.230.260.30A1.351.5120.050.090.100.110.150.170.190.240.290.340.390.100.170.200.230.300.360.390.490.590.690.79B1.351.5120.130.220.250.300.380.460.510.630.760.891.01表 4-3 特定条件下单根普通 V 带所能传递的功率 P0（kw）小带轮转速 n1 (r/min)型号小带轮基准直径4007308009801200146016002000240028003200750.270.420.450.520.600.680.730.840.921.001.04900.390.630.680.790.931.071.151.341.501.641.751000.470.770.830.971.141.321.421.661.872.052.191250.671.111.191.401.661.932.072.442.742.983.16A1600.941.561.692.002.362.742.943.423.804.064.19 表 4-4 普通 V 带截面尺寸和单位长度质量型号YZABCDE顶宽 b(mm)6.010.013.017.022.032.038.0节宽 bp (mm) 5.38.511.014.019.027.032.0高度 h(mm)4.06.08.011.014.019.025.0锲角 a 400 多功能排种器试验台的设计9单位长度质量q（kg/m）0.040.060.100.170.300.600.87 表 4-5 包角系数 Ka 1.计算功率 Pc 由表可查得：工作情况系数 Ka=1.1，故：Pc=ka*P=1.1*1.5kw=1.65kw. 2.选取普通 V 带型号 根据 Pc=1.65kw，n1=384r/min,可确定选用 A 型。 3.确定带轮基准直径 D1 和 D2：由查表可取 D1=90mm，=1%，由式得：D2=n1/n2*D1*(1-)=2*90*0.99=178.2mm.取 D2=180mm。大带轮转速：n2=n1*D1*(1-)/D2=（384*90*0.99）/180=190.08r/min.其误差120，合适。 7.确定 V 带的根数 Z：因为该传动装置的传动比 i=2,由查表得 P0=0.05kw.由查表得K=0.99，Kl=1.01.由式：Z=Pc/(P0+P0)*K*Kl=1.65/(0.47+0.05)*0.99*1.01=3.7503752取 Z=4. 8.求作用在带轮轴上的压力 Fq：包角a1180017001600150014001300120011001000900800700Ka10.980.950.920.890.860.820.70.740.690.640.58多功能排种器试验台的设计10 由表查得 q=0.1kg/m,由式得单根 V 带的张紧力 F0：F0=(500*Pc)/Z*V*(2.5/K-1)+q*V*V =500*1.65/（4*1.80864）*（2.5/0.99-1）+0.1*1.80864*1.80864 =174.26N作用在带轮轴上的压力为：Fq=2*Z*F0*Sin(/2)=2*4*174.26*Sin(171.35/2)=1390.11N该皮带传动的简图为下图 2：轮1轮2图 4-1 皮带传动 1 的简图 9.带轮结构设计：V 带轮设计的主要要求是质量小.结构工艺性好；无过大的铸造内应力；质量分布均匀，转速高时要经过动平衡；轮槽工作面粗糙度要合适，以减少带的磨损；轮槽尺寸和槽面角应保持一定的精度，以使载荷分布较为均匀等。带轮的材料主要是铸铁，常用材料牌号为为 HT150，HT200.铸铁带轮允许的最大圆周速度为 25m/s，速度更高时，可采用铸钢或钢板冲压后焊接；小功率时可用铸造铝合金或工程塑料。铸铁 V 带轮的典型结构有四种：实心式，腹板式，孔板式和轮辐式。基准直径 D（2.53）d（d 为轴的直径，mm）时，可采用实心式；D300mm 时，可采用腹板式（当 D1-d1100mm 时，可采用孔板式） ；D300mm 时，可采用轮辐式。V 带轮轮缘的截面及各部尺寸见表 9。由于 V 带在带轮上弯曲时，截面变形使其锲角变小。为保证胶带和带轮工作面的良好接触，一般应适当减小轮槽槽角。 带轮的结构设计，主要是根据带轮的基准直径选择结构形式；根据带的截型确定轮槽尺寸；带轮的其它结构尺寸可参照图所列经验公式计算。确定了带轮各部分尺寸后，即可绘制出零件图，并按工艺要求注出相应的技术条件等。由于强度均较富裕，所以无需进行强度计算。多功能排种器试验台的设计11经验公式：d1=(1.82)d,d 为轴的直径， D0=0.5（D1+d1） d0=(0.20.3)(D1-d1) h1=2903/nzP C=(1/71/4)B L=(1.52)d,当 B1200，即合适7.确定 V 带根数 Z：有前已知轮的传动比 i=2,且有表查得：P0=0.27kw,P0=0.05kw.再由表查得：K=0.982，Kl=0.96有式可得：Z=Pc/(P0+P0)*K*Kl =0.2992/(0.27+0.05)*0.96*0.982 =0.992按相关规定取 Z=1.8.求作用在带轮轴上的压力 Fq: 有表查得 V 带单位质量 q=0.1kg/m,由式得单根 V 带的张紧力：F0=(500*Pc)/Z*V*(2.5/K-1)+q*V*V =500*0.2992/1*0.7536*(2.5/0.982-1)+0.1*0.75362 =306.86756+0.0567913 =306.92435N作用在带轮轴上的压力为：Fq=2*Z*F0*Sin(/2) =2*1*306.92435*Sin(171.770/2) =612.23N9.带轮的结构设计： 有前已知，该传动系统的 V 带轮可选择为实心式带轮，带轮材料为HT150，其中小轮的各项数据：Z=1，P=0.2992kw,d=30mm由式可得出其各数据，B=（Z-1）e+2f=(1-1)*15+2*10=20mm D=75mm，Dw=D+2ha=75+2*2.75=80.5mm由此设计出的小轮为下面图 4-3：多功能排种器试验台的设计14 图 4-3 设计出的小轮简图在该传动系统中，与此小轮相配合的大轮的结构和各项数据也可由相关的知识计算出来，在此就不多说了。多功能排种器试验台的设计155.各轴的设计5.1 轴的材料 主要是碳钢和合金钢。钢轴的毛坯多数用轧制圆钢和锻件，有的则直接用圆钢。由于碳钢比合金钢价廉，对应力集中的敏感性较低，同时也可以用热处理或化学热处理的办法提高其耐磨性和抗疲劳强度，故采用碳钢制造轴尤为广泛，其中最常见的是 45 钢。合金钢比碳钢具有更高的机械性能和更好的淬火性能。因此，在传递大动力，并要求减小尺寸与质量，提高轴颈的耐磨性，以及处于高温或低温条件下工作的轴，常采用合金钢。必须指出：在一般工作温度下（低于 200） ，各种碳钢和合金钢的弹性模量均相差不多。因此在选择钢的种类和决定钢的热处理方法时，所根据的是强度与耐磨性，而不是轴的弯曲或扭曲刚度。但也应当注意，在既定条件下，有时也可选择强度较低的钢材，而用适当增大轴的截面面积的办法来提高轴的刚度。各种热处理（高频淬火.渗碳.氮化.氰化等）以及表现强化处理（如喷丸.滚压等） ，对提高轴的抗疲劳强度都有着显著的效果。高强度铸铁和球墨铸铁容易做成复杂的形状，且具有价廉.良好的吸振性和耐磨性，以及对应力集中的敏感性较低等优点，可用于制造外形复杂的轴。下表 5-1 列出了轴的常用材料及其主要机械性能：表 5-1 轴的常用材料及其主要机械性能抗拉强度极限b屈服强度极限s弯曲疲劳极限-1剪切疲劳极限-1备注材料牌号热处理毛坯直径（mm）硬度（HBS） （Mpa）100400420225Q235A热轧或锻后空冷100250375390215170105用于不重要及受载荷不大的轴正火100170217590295255140回火10030016221757028524513545调质200217255640355275155应用最广泛 多功能排种器试验台的设计16因此，结合各方面的情况，我们可选择45钢作为轴的材料5.2轴的结构设计 轴的结构主要取决于以下因素：轴在机器中的安装位置及形式；轴上安装的零件的类型.尺寸.数量以及和轴连接的方法；载荷的性质.大小方向及分布情况；轴的加工工艺等。5.3第一传动轴（电动机与输送装置相连的轴）的设计1.选择轴的材料：选择轴的材料为45钢，其机械性能由上表可查得：-1b=60MPa,b=640MPa,-1=275MPa,-1=155MPa.2.求输入轴上的功率 P2，转矩 T2： 若取带传动的效率 1=0.96，则： P2=P0*1 =0.96*1.5kw =1.44kw转速 n2=192r/min。所以 T2=9550000*P2/n2 =9550000*1.44/192=71625N.mm 表 5-2 几种轴的材料的T和 C 值轴的材料A3,201Cr18Ni9Ti354540Cr,35SiMn,2Cr13,20CrMnTiT12201225203030404052C16013514812513511811810710798 表 5-3 零件倒角 C 与圆角半径 R 的推荐值（mm）直径 d610101818303050508080120120180C 或 R0.50.60.81.01.21.62.02.53.0 表 5-4 轴的许用弯曲应力（Mpa）材料b+1b0b-1b400130704050017075456002009555 碳钢 70023011065 3.初步确定轴的最小直径： 根据表 13，选取 C=122,C 为取决于轴材料的许用扭转应力t的系数。dmin=C*=112=21.9072mm32/2 nP3192/44. 14.轴的结构设计：多功能排种器试验台的设计17 1）拟定轴上零件的装配方案 轴上零件的装配方案对轴的结构形式起着决定性的作用。现拟出装配方案下：BCAFF 图 5-1 轴的装配方案 2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 已确定轴的最小直径为 21.9072mm，则可设，VIIIIV 段轴的直径为30mm，右端用轴端挡圈定位，接轴端直径，取挡圈直径为 33mm,由手册可确定当输送带宽为 400mm 时，滚筒的长度可确定为 450mm，即 LIII-V=450mm。由于考虑到用套筒对两带轮进行轴向定位，初步设计该套筒长度为 l=32mm,内径为30mm，外径为 45mm，由于 VIIIIV 段轴的直径为 30mm，可由皮带轮的相关知识得出带轮的宽度 B=20mm，则，VIIIIV 段轴的初步设计长度为 52mm,因为此轴是阶梯轴设计，因此在两带轮中间设计一个轴肩，根据要求，此轴肩高度 2.5mm，轴肩处的过渡圆的半径为 1mm，因此初步设计 VIIVIII 段轴的直径为 35mm，由皮带轮的相关知识可设计出该带轮的宽度 B=65mm，因此初步设计VIIVIII 段轴的长度为 65mm，此轴段与下一个轴段的连接处设计一个轴肩，查表可知该轴肩高度为 2.5mm，相关过渡圆半径为 1.2mm，初步设计 VIVII段轴的直径为 40mm，长度为 40mm，该段与轴承座连接处的轴肩的高度由查相关表可知为 3mm，相关的过渡圆半径为 1.6mm，由此 VVI 段轴的直径可初步设计为 45mm，在该轴段使用套筒进行滚筒的轴向定位，该套筒的长度可初步设计为 14.54mm，内径为 45mm，外径为 28.69mm，该套筒与滚筒连接处设计一个轴肩，由查表可得该轴肩高度为 4mm，过渡圆的半径为 1.6mm，则 VVI 段轴的长度可初步设计为 50mm，IIIV 段轴的直径可初步设计为 54mm，前面已知IIIV 段轴的长度为 450mm，该轴段与下一个轴段的连接处设计一个轴肩，以利于滚筒的轴向定位，由查相关表，该轴肩的高度可设计为 4mm，过渡圆半径为 1.6mm，则，IIIII 段轴的直径可初步设计为 62mm，长度可设计为10mm，该轴段与下一个轴段的连接处设计一个轴肩，查相关表可把该轴肩高度设计为 6mm,过渡圆半径为 2mm，则 III 段轴的直径可初步设计为 48mm，长度为 20mm，该段轴与下一个段轴的连接处设计一个轴肩，该轴肩的高度为多功能排种器试验台的设计181.6mm，相关过渡圆半径为 1.6mm,因为 I 段轴是与轴承相配合的。 3）初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用角接触球轴承，参照工作要求并根据 di=45mm，由轴承产品目录中初步选取 0 基本游隙组，标准精度级的角接触球轴承 46209，右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。由手册上查得46209 型轴承的定位轴肩高度 h=1.1，所以 I 段轴的长度可初步设计为 19mm。 至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。 4）轴上零件的周向定位 皮带轮，滚筒与轴的周向定位均采用平键联接。按 dIII-V由手册查得平键截面 b*h=16*10(GB109579)，键槽用键槽铣刀加工，长为 85mm（标准键长见GB109679） ，同时为了保证滚筒与轴配合有良好的对中性，故选择滚筒与轴的配合为 H7/n6；同样，右端第一个带轮与轴的联接，选用平键 b*h*l=10*8*15,带轮与轴的配合为 H7/k6。第二个带轮与轴的联接，选用平键 b*h*l=10*8*45，带轮与轴的配合为 H7/k6。滚动轴承与轴的周向定位是借过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为 m6。 5）确定轴上圆角和倒角尺寸 参考表 5-2 ，取轴端倒角为 2*450，各轴肩处的圆角半径见图 5。 6）求轴上的载荷 首先根据轴的结构（图 5-1）做出轴的计算简图（5-2） 。在确定轴承的支点位置时，应从手册中查取 a 值。因此，作为简支梁的轴的支撑跨距，根据轴的计算简图作出轴的弯矩图，扭矩图和计算弯矩图， 从轴的结构图和计算弯矩图中可以看出截面 33 处的计算弯矩最大，是轴的危险截面。截面 33 处的各相关数据计算如下。 7）按弯扭合成应力校核轴的强度 画受力简图（如图 5-2 所示）画轴空间受力简图 5-2： 图 5-2 轴空间受力简图 图中 A 为主动轮，B 为从动轮，已知PA=1.44kw，PB=0.272kw，nA=nB=192r/min 所以：MA=9550000*PA/nA=9550000*1.44/192=71625N.mm,MB=9550000*PB/nB=9550000*0.272/192=14822.4N.mm多功能排种器试验台的设计19从受力情况看出，轴在 CA，AB 两段内，各截面上的扭矩是不相等的，现在用截面法，根据平衡方程计算各段内的扭矩，在 AC 段内，以 T1表示截面 11 上的扭矩，并任意地把 T1的方向假设为如上图所示，由平衡方程：T1-WA-WB=0T1=WA+WB=71625+14822.4=86447.4N.mm在 AB 段内，T4 表示截面 44 上的扭矩，并任意地把 T4 的方向假设为如上图所示，由平衡方程：T4-WB=0，所以：T4 =WB=14822.4N.Mm扭矩图如下： 图 5-3 扭矩图由静力平衡可得：FD+FC=FA+FBFD(L1+L2+L3)+ FC（L2+L3） 由以上已知：L1=539mm，L2=72.5mm，L3=74.5mm，FA=1252N，FB=612N所以可求出：FD=-335N，FC=2199N因此：在截面 11 处的弯矩 M1=FD*489，扭矩 W1=*d13/32d1=54mm截面 11 处的弯曲应力 1=M1/W1=(335*489*32)/(3.14*543)=10.602在截面 22 处的弯矩 M2=FD*(489+50)=335*539=180，d2=45，W2=*d23/32=3.14*453/32=8942mm3截面 22 处的弯曲应力 2=M2/W2=180565/8942= 20.1929在截面 33 处的弯矩 M3=FD*（489+50+72.5）=335*611.5=204852.5N.mmd3=35mm,W3=*d33/32=3.14*353/32=4207.11mm3在截面 33 处的弯曲应力 3=M3/W3=204852.5/4207.11=48.692在截面 44 处的弯矩 M4=FB*74.5=45594N.mmd4=30mm，W4=*d43/32=2649.375mm在截面 44 处的弯曲应力 4=M4/W4=45594/2649.375=17.21明显 3241即截面 33 是最危险的作出弯矩图：多功能排种器试验台的设计20图 5-4 弯矩图计算当量弯矩：Mca2=M2+(aT)2=204852.52+716252,所以 Mca=217013N.mm 校核轴的强度：已知轴的当量弯矩后，即可针对某些危险截面作强度校核计算，通常只校核轴上承受最大计算弯矩的截面（即危险截面 33）的强度，则由以上数据可得:ca = M ca/W3=217013/4207.11=51.5825-1b=60MPa即 ca小于 45 钢的许用弯曲应力，故此轴安全。 绘制轴的工作图，见下图 5-5：F-F24,52.未注明倒角为1x45 技术要求1.调质220250HBS?24?22,5?31?22,5?20?15+0.030-0.002?27+0.039-0.029R1R0,81.6R0,8R0,80.80.83.21.63.21.61.6BCA9105225202625其余12.5 FF42,5R4832,5555,98R0,51,25R0,8R0,622,590,755.4 第二传动轴的设计 为了使输送带保持水平运动状态，该轴的设计在外形和大小与主动轴的外形和大小大致一样，过程如下：1.拟定轴上零件的装配方案 轴上零件的装配方案对轴的结构形式起着决定性的作用，现拟出该轴的装配方案，如下图 5-6：多功能排种器试验台的设计21A图 5-6 轴的装配图2.该轴的各段与主动轴的相应的各段轴径大小和长度相同，各相应轴肩高度也相同，过渡圆半径大小相同，技术要求也一样。5.5 第三传动轴的设计1.选择轴的材料 选择轴的材料为 45 钢，经调质处理，其机械性能由表查得： -1b=60MPa,b=640MPa,-1=275MPa,-1=155MPa.2. 轴所传递的功率为 P3,转速 n3，转矩 T3,若取轴承效率为 0.99，皮带传动效率为 0.96，则：P3=0.272/（0.96*0.99）=0.2862kwn3=95.04r/min于是：T3=9550000*T3/n3 =9550000*0.2862/95.04 =28758N.mm3.初步确定轴的最小直径 先按式初步估算轴的最小直径，其中 C=112，C 为取决于轴材料的许用扭转应力t的系数。dmin=C*33/3 nP =112304.95/2862. 0 =16.2mm输入轴的最小直径显然是安装在轴承端盖右端的皮带轮处4.轴的结构设计1）拟定轴上零件的装配方案轴上零件的装配方案对轴的结构形式起着决定性的作用，现拟出一种装配方案，如下图：多功能排种器试验台的设计22图 5-7 轴的装配图2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度已确定轴的最小直径为 16.2mm，可初步设计轴的最小直径为 30mm，即 dVI-VII=30mm,该段轴与皮带轮配合，由皮带轮的相关知识可得出皮带轮的宽度为20mm，则该段轴的长度可设计为 20mm 即 LVI-VII=20mm，为了满足皮带轮的轴向定位要求，VIVII 轴段左端需制出一轴肩，该轴肩高度为 2.5mm，过渡圆的半径为 1mm,右端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径 D=33mm，由于轴肩等原因，VVI 段轴的直径可初步设计为 35mm，长度可初步设计为 137mm,该轴段与 IVV 段联接处制出一个轴肩，轴肩高度为 2.5mm,过渡圆半径为 1.2mm,该轴段与轴承端盖配合，由此，IVV 段轴的直径可初步设计为 40mm，长度可设计为 50mm，该段轴的左端制出一轴肩以利于定位，该轴肩高度为 3mm，过渡圆直径为 1.6mm，IIIIV 段轴与滚筒配合，因此该段轴的长度与主动轴的相应段轴的长度一样，为 450mm，轴的直径初步设计为 48mm，该段轴的左端采用轴肩进行轴向定位，因此在该段轴的左端制出一轴肩，该轴肩高度为3.5mm，相应过渡圆半径为 1.6mm，则 IIIII 段轴的直径可初步设计为56mm，该轴长可初步设计为 10mm。III 段轴的直径初步设计为 48mm，长度为 21mm，该段轴的左端需制出一轴肩，以用于滚动轴承的轴向定位。由于 I 段轴与滚动轴承配合，因此该轴径设计为 40mm。3）初步选择滚动轴承因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用角接触球轴承。参照工作要求并根据 dI=40mm，由轴承产品目录中初步选取 0 基本游隙组，标准精度级的角接触球轴承 46208，其尺寸为 d*D*B=40*80*18，故 LI=18mm，右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。4）轴上零件的周向定位 滚筒.皮带轮与轴的周向定位均采用平键联接。按 dIII-IV=48mm，由手册查得平键截面 b*h=14*9(GB109579)，键槽用键槽铣刀加工，同时为了保证滚筒与轴配合有良好的对中性，故选择滚筒与轴的配合为 H7/n6;同样，皮带轮与轴的联接选用平键为 8*7*15，皮带轮与轴的配合为 H7/k6.滚动轴承与轴的周向定位是借过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为 m6。5）确定轴上圆角和倒角尺寸多功能排种器试验台的设计23参考表 5.3.2，取轴端倒角为 1X450。6）首先根据轴的结构作出轴的计算简图。 在确定轴承的支点位置时，应从手册中查取 a 值。根据轴的计算简图作出轴的弯矩图.扭矩图和计算弯矩图 画空间受力简图 图 5-8 轴空间受力简图 由前已计算得：T3=28758N.Mm,FC=612N， ，L1=540.5mm，L2=147mm由静力平衡可得： FA+FB=FC FB*L1=FC(L1+L2) 则：FA+FB=612 540.5*FB=612*（147+540.5） 则：FA=-166.3N，FB=778.3N计算以上各截面的弯矩即截面 11，22，33 的弯矩在截面 11 处的弯矩 M1=FA*489 ，扭矩 W1=*d13/32，d1=48mm 截面 11处的弯曲应力 1=M1/W1=(166.3*489*32)/(3.14*483)=7.52Mpa在截面 22 处的弯矩 M2 =FA（490.5+50）=89885.15N.mm,d2=40mm扭矩 W2=*d23/32=3.14*403/32=6280mm3截面 22 处的弯曲应力 2=M2/W2=89885.15/6280 =14.31Mpa在截面 33 处的弯矩 M3=FA*（490.5+50+147）=114331.25N.mm，d3=30mm扭矩 W3=*d33/32=3.14*303/32=2649.4mm3截面 33 处的弯曲应力 3=M3/W3=114331.25/2649.4=43.2Mpa由此可知截面 33 是最危险的,作出扭矩图和弯矩图：多功能排种器试验台的设计24 图 5-9 扭矩图图 5-10 弯矩图根据已作出的弯矩图和扭矩图，求出计算弯矩图 Mca：Mca2=M2+(aT)2 =114331.252+287582所以：Mca=117892N.Mm校核轴的强度已知轴的计算弯矩后即可针对某些危险截面作强度校核计算，通常只校核轴上承受最大计算弯矩的截面的强度，即截面 33 的强度。则由以上数值可得：ca = M ca/W3=117892/2469.4=47.74Mpa-1b=60MPa,故安全绘制轴的工作图。见下图：多功能排种器
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