155多功能排种器试验台的设计(含全套说明书和CAD图纸)DOC

1、学校代码：10410 序 号：055014本科毕业论文题目：多功能排种器试验台的设计学 院：工学院姓名：黄志锋学号：20055014专 业 机械设计制造及其自动化年级：2005级指导教师： 赵进辉二00九年五月多功能排种器试验台的设计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

2、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1多功能排种器试验台的设计Multi-purpose seeding mechanism test platform designAbstract:The article ope ning in troduced the adva need seedi ng mecha nism test platform existi ng fine broadcasts the seeding mechanism regarding the underst

3、anding and grasping the technical performa nee, studies and develops the new gen erati on of high performa nee seeder the importa nee, this design introduced one kind of new seeding mechanism test platform mechanism and the electrical part parameter design calculation method, as well as the electric

4、al equipment selects the basis: And has give n the overall structure dispositi on chart.The seedi ng mecha nism test platform structure may in the experime nt simulate each kind of precisi on seedi ng mecha nism high speed work condition, and achieved the precision measuring plants the goal which th

5、e seed is apart from.This desig n in troduced systematically this seedi ng mecha nism test platform desig n 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

6、 data the accuracy.Key words：Agricultural engin eeri ng; Seedi ng mecha nism test platform; Desig n2多功能排种器试验台的设计目录1绪论 12工作原理及总体结构 22.1工作原理 22.2总体结构 23主要工作部件参数的设计 33.1种床长度的确定 33.2种床带前进速度的确定 33.3排种盘转速的调整范围 33.4种床带传送装置驱动电机功率的确定 34设计传动系统 54.1一级皮带传动的设计 54.2二级皮带传动的设计 95. 各轴的设计 125.1轴的材料 125.2轴的结构设计 135.3第

7、一传动轴（电动机与输送装置相连的轴）的设计 135.4第二传动轴的设计 175.5第三传动轴的设计 186. 毕业设计总结 22参考文献 23致谢 243多功能排种器试验台的设计1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

8、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。4多功能排种器试验台的设计2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

9、，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5mn厚，长宽不一的铁板。5多功能排种器试验台的设计#多功能排种器试验台的设计图2-1试验台总体结构简图6多功能排种器试验台的设计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，

10、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。3.2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

11、.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：F仁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=

12、24.97428kgf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 NmNm=Vm/2PR=60Vm/3.14d=120/(3.14*0.2)=192r/mi n式中。V种床带最大前进速度 Vm=7.2km/h4. 计算工作机功率：P= (M1*Nm /9550=15.92*192、9550=0.320087kw5. 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=26. 在种床带最大前进速度下驱动电机的转

13、数n:n=N m*i=2*192=384r/mi n7. 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：Po=MO* n/9550=(7.96*384)/9550=0.320067kw8. 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大 约为12.75N.M排种器驱动电机的额定转矩 M1为：M仁 M3/i2=12.75N.M式中。M排种盘所需最大转矩，M=12.75N.M-电机与排种器轴传动比，i2=19. 电机额定功率：P仁2*P*N m*M/60=0.272kw式中，Nm拍中盘最高转速，且为 200r/minP=P+P=0.32006

14、7+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。8多功能排种器试验台的设计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=ni,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

15、小基准直径Dnin和基准直径系列D( mm型号YZABCDE最小基准直径Dnin205075125200355500基准直径系列D20, 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, 530560, 600, 630, 670, 710, 750, 800, 9

16、00, 1000表4-2 单根普通V带i工1时传动功率的增量 Po(kw)型号传动比i小带轮转速 n1 (r/mi n )4007308009801200146016002000240028003200A1.351.51> 20.040.070.080.080.110.130.150.190.230.260.300.050.090.100.110.150.170.190.240.290.340.39B1.351.51> 20.100.170.200.230.300.360.390.490.590.690.790.130.220.250.300.380.460.510.630.760

17、.891.01表4-3 特定条件下单根普通V带所能传递的功率 Po (kw)型号小带 轮基 准直 径小带轮转速 n 1 (r/min)4007308009801200146016002000240028003200A750.270.420.450.520.600.680.730.840.921.001.04900.390.630.680.790.931.071.151.341.501.641.751000.470.770.830.971.141.321.421.661.872.052.191250.671.111.191.401.661.932.072.442.742.983.161600.9

18、41.561.692.002.362.742.943.423.804.064.19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b p(mm)5.38.511.014.019.027.032.0高度h(mm)4.06.08.011.014.019.025.0锲角a400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包 角a1180017001600150014001300120011001000900800700Ka10.980.950.920.890

19、.860.820.70.740.690.640.581. 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，ni=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 D仁90m, & =1% 由式得：D2=n/n2*D1*(1- & )=2*90*0.99=178.2mm.取 D2=180mm大带轮转速：n2=m*D1*(1- £ )/D2= (384*90*0.99 ) /180=190.08r/min.其误 差v± 5%故允

20、许。4. 验算带速V:V=( n *D1*nd/(60*1000)=(3.14*90*384)/(60*1000)=1.80864m/s.5. 确定带长和中心距a： 初步选取中心距a=600mm由式得带长：L=2*a+n /2*(D1+D2)+(D2-D1)*(D2-D1)/(4*a) =2*600+3.14/2* (90+180)+(90*900)/(4*600)=1200+423.9+3.375=1627.275mm由表选取基准长度Ld=1800mm由式计算实际中心距：I22_2L _兀(D1+D2)+pl2L _兀(D1 + D2)_8*(D2_D1)兀 _a=8(2*1600-3.14

21、*270+、(3600 - 942)* (3600 - 942) -80000)/8=686.525mm。6. 验算小带轮的包角a，由式得：A =180 - -(D2-D1)/a*57.3 =180 - -90/686.525*57.3=180 -8.647425=172.48826 很明显 A>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Ka =0.99 ,Kl=1.01 .由式：Z=Pc/(P0+ P0)*K a *KI=1.65/(0.47+0.05)*0.99*1.01=3.7503752取 Z=4.8. 求作用在带轮轴

22、上的压力Fq：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 a -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( a /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

23、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 HT15Q 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寸，可采 用腹板式(当D1-d1100mm寸，可采用孔板式)；D>300mr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

24、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。经验公式：d仁(1.82)d,d为轴的直径，D0=0.5( D1+d1d0=(0.20.3)(D1-d1)h1=2903. P/ nzC=(1/71/4)B当 B<1.5d 时，L=BL=(1.52)d,h2=0.8h1b1=0.4h1 b2=0.8b1S=Cf1=0.2h1f2

25、=0.2h2式中P 传递的功率，kw；n带轮的转速，r/mi n;z轮辐数。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。10. 有前已知，该传动系统的 V带轮可选择为腹板式带轮，带轮材料为HT150,其中大轮的各项数据：Z=4，P=1.44kw,d=45mm由式可得出其各数据，B=( Z-1)e+2f=(4-1)*15+2*10=65mmD=90mmd仁 66.5mmDw=D+2ha=180+2*2.75=185.5mm由此设计出的大轮为下面图4-2 :0h*旷ih;|-图4-2所设计出的大轮剖视图与大轮相配合的小轮也可有

26、相关知识设计出来，这里就不多说了。4.2二级皮带传动的设计令滚筒与拍中盘之间的传动比为i=2。1. 计算所需功率Pc：表查得工作情况系数Ka=1.1，故：Pc=Ka*P=1.1*0.272kw=0.2992kw。2. 选取普通V带型号：根据 Pc=0.2992kw,N2=192r/min.可确定选用 A型3. 确定带轮基准直径 D3,D4:由查表可取D3=75mm & =1%由式可得:D4=i*D3*(1-£ )=2*75*0.99=148.5mm取 D4=150mm大带轮转速：N3=N2*D3*(1- £ )/D4=192*75*0.99/150=95.04r/m

27、in. 因此允许4. 验算带速V:V=( n*D3*N2)/(60*1000)=(3.14*75*192)/60*1000=0.7536m/s.5. 确定带长和两轮的中心距 a：初步选取中心距a=500mm由式得带长L：L=2*a+n /2*(D3+D4)+(D4-D3)*(D4-D3)/4*a=2*500+3.14/2*(75+150)+(75*75)/4*500=1000+353.25+2.8125=1356.0625mm由表选取基准长度Ld=1400mm由式计算实际中心距：_2L _ 二(D3 D4)2L _：(D3 D4) 2 _8(D4_ D3)2a=8=2*1400-3.14*22

28、5+1 (2800 - 3.14* 225)(2800 - 3.14* 225) - 450008=(2800-706.5+2082.75)/8 =522.03125mm6. 验算小带轮包角a，有式可得到:A =1800-( D4-D3)/a*57.3 0 =180 0-( 150-75)/522.03125*57.3=180-8.232=171.77°可知包角a >120°，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：Ka =0.982 , KI=0.96有式可得:Z=Pc/(P0+ P0)

29、*K a *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 a -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( a /2)=2*1*306.92435*Si n(171.770/2)=612.23N9. 带轮的结构设计：有前已

30、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=20mmD=75mm， Dw=D+2ha=75+2*2.75=80.5mm由此设计出的小轮为下面图4-3 :14多功能排种器试验台的设计图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。15多功能排种器试验台的设计5.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

31、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 200C）,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（

32、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材料牌号热处理毛坏直 径（mrh硬度(HBS)抗拉强 度极限（T b屈服强 度极限T s弯曲疲 劳极限T -1剪切疲 劳极限T-1备注(MpaQ235-A热轧 或锻 后空 冷< 100400420225170105用于不 重要及 受载何 不大的 轴>1002503753

33、9021545正火< 100170217590295255140应用最广泛回火>100300162217570285245135调质< 200217255640355275155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：c-ib=60MPa, （T b=640MPac -i

34、=275MPaT -i=155MPa.2. 求输入轴上的功率P2,转矩T2:若取带传动的效率n 1=0.96，贝U：P2=P0* n i=0.96*1.5kw=1.44kw转速 n2=192r/mi n。所以 T2=9550000*P2/n2=9550000*1.44/192=71625N.mm表5-2几种轴的材料的t t和C值轴的材料A3,201Cr18Ni9Ti354540Cr,35SiM n,2Cr13,20CrM nTiT T12201225203030404052C16013514812513511811810710798表5-3零件倒角C与圆角半径R的推荐值（mm直径d>61

35、0>1018>1830>3050>5080>80120>120180C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C bC +1 bC 0 bC -1 b碳钢400130704050017075456002009555700230110653. 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 t的系数。dmin=C*3 P2/n2 =1121.44/192 =21.9072mm4. 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

36、现拟出装配方案下: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，VHI IV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33m m由手册可确定当输送带宽为400mm寸，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VIII IV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，VIII IV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，

37、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VII VIII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VII VIII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VI VII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1.6mn，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

38、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V VI段轴的长度可初步设计为50mm III V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贝U，II III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I 一一II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

39、度为1.6mm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d=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dm-v由手册查得平键截面b*h=16*10（GB1095 79），键槽用键槽铣刀加工，长为85mm标准键长见 G

40、B1096 79），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m65 ）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

41、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*FA/n A=9550000*1.44/192=71625N.mm,MB=9550000*FB/n B=9550000*0.272/192=14822.4N.mm从受力情况看出，轴

42、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Ti表示截面1 1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：Ti-WA-WB=0Ti=W+W=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=W=14822.4N.Mm扭矩图如下：由静力平衡可得：Fd+FfH+FbFd(L i + L2+L3)+ Fc ( L2 + L3)由以上已知：Li=539mm L2=72.5mm La=74.5mm Fa=1252N

43、, Fb=612N 所以可求出：Fd=-335N，Fc=2199N因此：在截面1 1处的弯矩M=Fd*489，扭矩 皿畀*di3/32di=54mm截面 1 1 处的弯曲应力(T 1=M/W =(335*489*32)/(3.14*54)=10.602在截面 22 处的弯矩 M=Fd*(489+50)=335*539=180 , d2=45,*d23/32=3.14*45 3/32=8942m截面 22 处的弯曲应力(T 2=M/W2=180565/8942= 20.1929在截面 33 处的弯矩 M=Fd* (489+50+72.5) =335*611.5=204852.5N.mm d3=3

44、5mm,V=畀 *da3/32=3.14*35 3/32=4207.11mni在截面 33 处的弯曲应力(T 3=M/W3=204852.5/4207.11=48.692在截面 44 处的弯矩 M=FB*74.5=45594N.mmd=30mm3W=畀 *d4 /32=2649.375mm在截面 44 处的弯曲应力(T 4=M/W4=45594/2649.375=17.21明显(T 3> (f 2> (f 4> (T 1即截面33是最危险的作出弯矩图：计算当量弯矩：Ma2=M+(aT) 2=204852.52+7162*,所以 Ma=217013N.mm校核轴的强度：已知轴的

45、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 3 3)的强度，则由以上数据可得：(T ca = M ca/W3=217013/4207.11=51.5825< c -1 b=60MPa 即C 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 :12.5其余5.4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:图5-6 轴的装配图2. 该轴的

46、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：er -i b=60MPa。b=640MPa。-i=275MPa,T -i=155MPa.2. 轴所传递的功率为P3,转速隹，转矩T3,若取轴承效率为0.99，皮带传动效率 为0.96，则:R=0.272/ (0.96*0.99 ) =0.2862kwn3=95.04r/mi n于是：T3=9550000*T/n 3=9550000*0.2862/95.04=28758N.mm3. 初步确定轴的最小直

47、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 t的系数。dmin =C*3 P3/n3=112 3.0.2862/95.04=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：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16.2mn，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 20mn，则该段轴的长度可设计为

48、 20mm即Lvi-vii =20mm为了满足皮带轮的轴向定 位要求，VI VII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，V VI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IV V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，IV V段轴的直径可初步设计为40mm长度可设 计为50mn，该段轴的左端制出一轴肩以利于定位，该轴肩高度为3mn，过渡圆直径为1.6mn，III IV段轴与滚筒配合，因此该段轴的长度与主动轴的相应段

49、 轴的长度一样，为450mm轴的直径初步设计为48mn，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II III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40mm3）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*

50、B=40*80*18，故L=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dm-IV =48mm由手册查得平键截面b*h=14*9（GB1095 79），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m65）确定轴上圆角和倒角尺寸参考表5.3.2，取轴端倒角为1X45。6）首先根据轴的结构作出轴的计算

51、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,F=612N, Li=540.5mm L2=147mm由静力平衡可得：F a+Fb=FcFb*Li=FC(Li+L2)贝U: Fa+Fb=612540.5*F b=612* (147+540.5)贝U: Fa=-166.3N , Fb=778.3N计算以上各截面的弯矩即截面 1 1, 22, 33的弯矩在截面1 1处的弯矩 M=Fa*489，扭矩 W= *d 13 /32 , d1=48mn截面1 1处的弯曲应力(T

52、1=M /W =(166.3*489*32)/(3.14*483)=7.52Mpa在截面 22 处的弯矩 M =Fa (490.5+50) =89885.15N.mm,d=40mm333扭矩 W= *d2/32=3.14*40 /32=6280mm截面 22 处的弯曲应力(T 2=M/W2=89885.15/6280 =14.31Mpa在截面 33 处的弯矩 M=Fa* (490.5+50+147) =114331.25N.mm da=30mm扭矩 W= *da3/32=3.14*30 3/32=2649.4mni截面 33 处的弯曲应力(T 3=lMW=114331.25/2649.4=43

53、.2Mpa由此可知截面33是最危险的，作出扭矩图和弯矩图：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Ma：Ma2=M+(aT)2=114331.25 2+2875§所以：Ma=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：(T ca = M ca/W3=117892/2469.4=47.74Mpa< c -1 b=60MPa故安全绘制轴的工作图。见下图：26多功能排种器试验台的设计技术要求1.调质HBS.未注明倒角为13.未注明过渡圆R=0.8其余F