圆盘翻转斗式大蒜播种试验台设计含开题及8张CAD图
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圆盘翻转斗式大蒜播种试验台摘 要我国大蒜的播种还是以人工为主，主要采用锄头或者犁开浅沟、人工点播蒜种和覆土等播种方式，虽然这种方式有利于大蒜的生长，但是劳动强度大、效率低，需要耗费大量的工时，生产成本大大提高，达不到农民的合理收益。排种器是大蒜播种机的核心部件，其工作质量将直接影响大蒜播种的效率，因此有必要重点研究一下大蒜播种机的排种装置。本研究的目的是通过对蒜瓣外形特征参数进行测量并统计分析，研究设计了一种倾斜圆盘转勺式大蒜播种试验装置，并通过试验确定它的参数和结构形式，确定工作效果达到最优时，转速和取种盘倾斜角度的最佳组合。本次设计的圆盘翻转斗式大蒜播种试验台主要由电磁调速电动机、种箱、排种盘、万向节联轴器和链传动等部分组成。其中，电磁调速电动机和链轮组成是动力输出装置部分，通过二级减速实现排种装置所需要的转速；种箱内的两个倾斜放置的取种盘来实现蒜瓣的取种；两个万向节联轴器可以实现不在同一条直线上的传动。本文首先，通过对大蒜的播种装置现状及结构原理进行分析；接着，在上述分析基础上提出了其总体方案；然后，对传动系统及取种装置进行设计计算；最后，通过AutoCAD制图软件绘制了其装配图、主要零件图。关键字：圆盘；斗式；大蒜；播种；设计AbstractIn China, garlic is mainly sown by hand, mainly by hoe or plough, artificial order and covering soil. Although this way is conducive to the growth of garlic, but the labor intensity is high and the efficiency is low, which requires a lot of working hours, and the production cost is greatly increased, which can not reach the reasonable income of farmers. The seed metering device is the core component of garlic seeder, its work quality will directly affect the efficiency of garlic sowing, so it is necessary to focus on the study of the seed metering device of garlic seeder. The purpose of this study is to design a kind of garlic sowing test device with tilted disc and rotating spoon by measuring and analyzing the characteristic parameters of garlic clove, and to determine its parameters and structure form through the test, and to determine the best combination of rotation speed and tilted angle of seed collecting disc when the working effect is optimal.The design of the disk overturning bucket garlic sowing test-bed is mainly composed of electromagnetic speed regulating motor, seed box, seed metering plate, universal joint coupling and chain drive. Among them, the electromagnetic speed regulating motor and sprocket are the part of power output device, which can realize the rotation speed required by seed metering device through two-stage deceleration; the two inclined seed trays in seed tank can realize the seed metering of garlic cloves; the two universal joint couplings can realize the transmission on different straight lines.First of all, this paper analyzes the current situation and structure principle of garlic seeder; then, on the basis of the above analysis, it puts forward its overall scheme; then, the transmission system and seed taking device are designed and calculated; finally, the assembly drawing and main parts drawing are drawn by AutoCAD drawing software.Key words: Disc; Bucket; Garlic; Sowing; Design目 录摘 要IAbstractII第1章 绪论11.1研究背景及现状11.2国内外研究现状11.3大蒜播种机实现技术31.3.1大蒜播种机技术要求31.3.2现存大蒜播种机技术思路问题31.3.3新型大蒜播种机的基本技术思路4第2章 总体设计52.1设计要求52.2方案设计52.2.1总体方案52.2.2工作原理5第3章 传动系统的设计计算63.1 电动机的选择计算63.2动力参数计算63.2.1传动比计算63.2.2运动和动力参数计算73.3 V带传动的设计73.3.1 V带的基本参数计算83.3.2 V带轮的结构设计103.4 减速器的设计计算113.4.1减速器动力参数计算123.4.2高速级齿轮的设计133.4.3 低速级齿轮的设计173.4.4 齿轮结构的设计203.4.5轴的设计203.5联轴器的选择设计243.6减速器铸造箱体的结构尺寸25第4章 取种装置的设计274.1取种勺的设计274.2取种圆盘的设计274.3排种器种箱的设计284.4机架的设计29总 结30参考文献31致 谢3232第1章 绪论1.1研究背景及现状根据联合国粮农组织最新统计，中国大蒜出口约占世界大蒜贸易量的90% ，在国际市场上具有较强的竞争力。大蒜的使用价值使得人们越来越重视大蒜的种植；但是，由于大蒜不规则的外形，使得蒜农很难实现大蒜的种植要求。我国大蒜的播种还是以人工为主，主要采用锄头或者犁开浅沟、人工点播蒜种和覆土等播种方式，虽然这种方式有利于大蒜的生长，但是劳动强度大、效率低，需要耗费大量的工时，生产成本大大提高，达不到农民的合理收益2-4。排种器是大蒜播种机的核心部件，其工作质量将直接影响大蒜播种的效率，因此有必要重点研究一下大蒜播种机的排种装置。根据联合国粮农组织最新统计，中国大蒜出口约占世界大蒜贸易量的 90% ，在国际市场上具有较强的竞争力1。大蒜的使用价值使得人们越来越重视大蒜的种植；但是，由于大蒜不规则的外形，使得蒜农很难实现大蒜的种植要求。我国大蒜的播种还是以人工为主，主要采用锄头或者犁开浅沟、人工点播蒜种和覆土等播种方式，虽然这种方式有利于大蒜的生长，但是劳动强度大、效率低，需要耗费大量的工时，生产成本大大提高，达不到农民的合理收益2-4。排种器是大蒜播种机的核心部件，其工作质量将直接影响大蒜播种的效率，因此有必要重点研究一下大蒜播种机的排种装置。本研究的目的是通过对蒜瓣外形特征参数进行测量并统计分析，研究设计了一种倾斜圆盘转勺式大蒜播种试验装置，并通过试验确定它的参数和结构形式，确定工作效果达到最优时，转速和取种盘倾斜角度的最佳组合。1.2国内外研究现状国外现状：发达国家的大蒜种植以规模化和专业化为主，依靠大蒜播种机进行栽种，在这个方面的发明专利有很多，其中韩国16种，日本8中种，还有许多因地制宜制造的特殊播种机械。国内现状：大部分还以手工栽种为主，规模不大，费时费力。虽然有几种播种机械，但在设计上都与地区适应性有一定特点。国外发达国家，如美国，法国，日本，西班牙等国家，在大蒜生产上基本上都实现了播种机械化。但这种机械化是受到限制的机械化，没有考虑农艺要求，无法保证鳞牙朝上。在这些国家不保证鳞牙朝上的种植是行得通的，这些国家要么可耕地面积相对宽裕，要么蒜农可以通过大蒜分级，用比较高的价格在其国内来销售这些产品，其经济效益基本上不太受到影响。包括中国农科院在内的多家研究所，企业，农户，都在大蒜播种机械上有过尝试，开发十几种大蒜播种机产品，但受到各种技术和适应性限制，没有一种产品得到市场认可，也没有一种形成商品化广泛推广。国外的大蒜播种机也在国内进行过市场行为，如西班牙的宝奇和法国的艾门及韩国的大蒜播种机企业等，都在国内进行试验销售，但基本上都是无果而终。新疆昭苏引进过艾门的大蒜播种机、山东莱芜引进过韩国的大蒜播种机，都没有获得农户的认可。国内大蒜种植的现状主要靠蒜农手工种植。由于劳动强度大，种植质量差，急需代替人工种植的大蒜种植机械。中国目前已有十几种大蒜播种机械，但播种效率低，播种效果差，很难符合农艺要求，没有得到推广和发展。大蒜的精密取种和直立种植是阻碍大蒜播种机设计的关键所在，如今大蒜种植机械技术已经有了长足的发展，国内大蒜栽植机械技术按种植方式主要可分为三种：（1）第一种为大蒜点播技术，首先用压穴锥压穴，然后用机械送种到种穴，大蒜在送种过程中，蒜尖朝向处于自由状态，蒜种投送到种穴内时，蒜尖方向完全由落种瞬问朝觑及落种位置随机确定由这种技术研究发明的大蒜点播机，如李建武发明的大蒜点播机，由支架，压穴轮，挖种总成，种箱，捧种槽，传动轮。定向轮等构成，人畜力提供动力，结构简单，播种效率高网如图1-5所示大蒜点播机（2）第二种为大蒜播种技术，由蒜种分配机构、播穴管、按种杆组成，该技术基本上解决了大蒜栽植蒜尖向上的种植技术问题，但前提是必须事先将蒜种按尖上撮下的方式逐瓣用人工装入蒜种盒，工作效率与人工栽植差不多如王连增发明的大蒜播种机(图1-6)，事先用手工在一排蒜管里放入蒜尖向上的蒜瓣。劳动量大且效率低下17（3）第三种为全自动大蒜栽种技术，由动力、供料器、根部向下控制器，开沟器等构成，该技术解决了蒜种输送过程中要求根部向下的技术问题，但没有解决蒜种在土壤中要求直立的难题，且防堵、防损伤技术没有解决典型的是由中国农机科学研究院现代农装科技股份有限公司研制生产的2ZDS-5型自走式大蒜栽植机(图1-7)。其网站主页上介绍“该机一次作业可完成5行大蒜栽种，行距175厘米，大蒜直立率高，能满足大蒜栽种的要求生产率高，日栽种大蒜033,-040公顷，是人工栽种效率的25倍以上”但该机采用的开沟后播种。只能保证蒜瓣在下落过程中的治理状态，农民使用表明蒜瓣入种沟后直立率并不高，所以该机尚未被农民接受而大量推广使用。实用新型专利孙怀保发明的大蒜栽植机，满足了大蒜直立栽植的要求，但机构复杂，难以保证精度，且不适合多行种植，还没有达到实用阶段还有一种压穴式大蒜栽种机，首先用机械压出半球面形孔穴，然后投种到穴内，靠穴内球面来控制蒜瓣尖的朝向该技术基本上解决了蒜瓣尖的朝向问题，但蒜瓣的直立度要求没有保证，且为了保证蒜瓣的投穴准确率，机构复杂、庞大综合这些情况，国内基本上还没有成功的可商业化的大蒜播种机。目前以各种方式出现的大蒜播种机大致都存在着下列问题：（1）无法满足农艺要求，特别是无法满足中国特点的农艺要求。主要就是无法保证大蒜鳞牙朝上并且直立。（2）效率限制。大蒜播种机除满足农艺要求外，还要求具有一定的效率。大蒜播种机机具复杂，成本比较高，农户采购播种自己的种植过程因为价格高而不合算；农机手购买后为大量农户服务又因为种植效率底下而不具有经济性。（3）播种机适应性差。大蒜播种机有很多适应条件，这些条件包括地域条件(影响行株距，间作等)，土壤条件（土壤湿度，颗粒大小，土壤土质是粘土还是沙土），种子(种植尺度大且分布宽，选种)，种植目的（苗蒜、果蒜、薹蒜或者混合目标），田亩条件(面积和形状)等。1.3大蒜播种机实现技术1.3.1大蒜播种机技术要求多项研究表明，适应国内大蒜种植方式，同时能进行商业推广的大蒜播种机，主要要解决下列技术问题：（1）为保证大蒜种植后鳞牙朝上，需要大蒜播种机解决以下三个关键技术问题： 精密排种技术、大蒜鳞牙识别技术、直立播种技术。（2）生产效率问题必须在每个技术环节，解决其效率问题，使大蒜播种机在其运行的各个阶段均具有一致或者设计的效率。（3）适应性问题必须在功能，性能上充分考虑中国大蒜播种的适应性，这些适应性包括地域条件，土壤条件，种植目标，种子状态，田亩条件等的限制。1.3.2现存大蒜播种机技术思路问题国内外现存的大蒜播种机都存在技术思路问题，期望采用传统的农机技术，解决大蒜播种问题。在技术实现上几乎是不成立的。这些播种机也许能解决其中的一部分问题，但是实现商业化的大蒜播种机的技术问题是相互联系，因而只要有一个问题没有解决，这样的大蒜播种机就不具备市场价值。所谓传统农机技术，就是通过一个连续的，系列化的方式和过程，对处理的目标无差异的处理。表现在大蒜播种机上，就是对每一瓣蒜瓣都通过相无差异的排种、鳞牙识别、倒向及植入。这一方法对于其他种子尺度小，分布有限，种植要求简单的播种，在实践上证明是行得通的，但对于大蒜播种这一直立度要求严格，种子形状复杂且尺寸大且差异大，分布广的种植，要想采用传统大蒜播种技术来实现，是很困难的，这点已经得到了客观的验证。采用这种思想开发的大蒜播种机，要么无法保证播种质量（漏播和倒立数量大），效率低下，不具有实用价值；要么机构复杂、成本大、不稳定，也不具备市场推广的价值。1.3.3新型大蒜播种机的基本技术思路现代技术的发展，为实现大蒜播种机商业化产品的提供了技术支撑。特别在播种机中运用视觉技术，工业自动控制思想，使开发具有市场价值的大蒜播种机成为可能。（1）智能思想智能思想就是采用智能的方式，实现对大蒜的蒜种的鳞牙的方向的识别和大蒜蒜种尺度，缺陷的确定，以便后续依据这些识别的结果，决定对单粒蒜种采取的处理方式这一思想是主要是通过视觉技术和软件技术来实现的。这一思想，可以准确确定大蒜的尺度和质量，对不符合尺度和表面质量的大蒜进行剔除，并依据大蒜鳞牙方向决定后续处理方式。（2）自动控制思想传统的农机，在处理对象过程中是连续的，无差异化的。采用这一思想处理复杂的过程，设备必然非常复杂。自动控制思想，是将连续的过程分解成一个个独立过程，通过控制系统来保证这些过程的时序一致性。这一思想将大大降低大蒜播种机的复杂程度，提高大蒜播种机的效率，功能完整性和机械的适应性。为商业化大蒜播种机设计提供理论支持。实际上，实现这些思想的技术中的一部分，国内相关的高校，研究所（如青岛农业大学，南京农业机械化研究所，西北农林科技大学，山东五征集团，中国矿业大学，南京农业大学等等），基本上都进行过一些研究。进行了一些方向性的尝试。但这些单位无法在一台设备中全面解决这些技术问题。更重要的是，这些单位的尝试，在技术可实现方面欠缺比较大。所以这些单位尚未设计一个完整的，具有商业价值的大蒜播种机。至于那些注册专利和在大蒜播种机上有过实践的农户，其目标只是希望通过一些技术灵感来降低劳动强度而已，离可推广的，具有商业价值的产品，还离得太远，毕竟他们受到得限制也太大了。第2章 总体设计2.1设计要求题目：圆盘翻转斗式大蒜播种试验台内容：设计一种能够实现大蒜精确播种试验台，且要求播种装置为圆盘翻转斗式，此装置能实现取种勺大小的改变，圆盘转速的改变来达到实验台的目的。要求此试验台，调整取种勺的大小和圆盘转速比较方便，预计设计出一种可实现不同蒜瓣和不同播种速度的大蒜播种机。2.2方案设计2.2.1总体方案本次设计的圆盘翻转斗式大蒜播种试验台主要由电磁调速电动机、种箱、排种盘、万向节联轴器和链传动等部分组成。其中，电磁调速电动机和链轮组成是动力输出装置部分，通过二级减速实现排种装置所需要的转速；种箱内的两个倾斜放置的取种盘来实现蒜瓣的取种；两个万向节联轴器可以实现不在同一条直线上的传动。其结构如图2-1所示。图2-1 圆盘翻转斗式大蒜播种试验台方案简图2.2.2工作原理大蒜播种机的排种装置与电磁调速电动机配套，电动机作为动力输出装置，通过V带传动及二级圆柱齿轮传动给动力轴提供动力，使得取种盘按照1030r/min转动；取种盘上有取种窝，圆盘转动，在种箱下部，取种窝与大蒜种子接触，完成取种，然后种子在种窝内，随圆盘转动；当载有种子的种窝经过上部种箱侧壁开口区域，大蒜在自身重力的作用下，下落到导种装置，完成取种。该试验装置的取种盘可固定在020之间的某一个角度，通过试验对比，得出试验方案和结构参数，确定取种时取种盘的最优转速和最优倾斜角度。第3章 传动系统的设计计算传动系统包括电动机，传动皮带，减速器和联轴器，传动系统间图如下图3-1所示： 图3-1 传动系统简图3.1 电动机的选择计算电动机选择，选择电动机包括选择电动机类型、结构形式、功率、转速和型号。（1）选择电动机类型电动机是标准部件。因为室内工作，运动载荷冲击不大，所以选择Y系列一般用途的全封闭自扇冷鼠笼型三相异步电动机。（2）电动机容量的选择目前市场上大蒜播种机配备的电机约1.5KW的动力，电动机额定功率只需略大于即可，查机械设计手册表19-1选取电动机额定功率为1.5kw。 （3）电动机转速的选择本圆盘翻转斗式大蒜播种试验台选用转数1030r/min。V带推荐的传动比为：二级减速器推荐的传动比为：510所以电动机实际转速的推荐值为：综合考虑经济性，选用YCT-112的电磁调速电动机。3.2动力参数计算3.2.1传动比计算（1）总传动比满足V带推荐的传动比为：的范围，取则减速箱二级齿轮传动的总传动为：3.2.2运动和动力参数计算（1）各轴的转速电机轴 减速器输入轴 （2）各轴的输入功率电机轴 ；搅龙轴 ；（3）各轴的输入转矩电机轴 ；搅龙轴 ；（4）整理列表轴名功率转矩转速传动比电机轴1.510.236202.8搅龙轴1.4427.5221.43.3 V带传动的设计V带传动是靠V带的两侧面与轮槽侧面压紧产生摩擦力进行动力传递的。与平带传动比较，V带传动的摩擦力大，因此可以传递较大功率。V带较平带结构紧凑，而且V带是无接头的传动带，所以传动较平稳，是带传动中应用最广的一种传动。普通V带是一种横断面为梯形的环形传动带，它适用于小中心距与大传动比的动力传递，广泛应用于纺织机械、机床以及一般的动力传动。 1 传动的优点是：（1）带是弹性体，能缓和载荷冲击，运行平稳无噪声。（2）过载时将引起带在带轮上打滑，因而可起到保护整机的作用。（3）制造和安装精度不像啮合传动那样严格，维护方便，无需润滑。（4）可通过增加带的长度以适应中心距较大的工作条件。传动的缺点是：（1）带与带轮的弹性滑动使传动比不准确，效率较低，寿命较短。（2）传递同样大的圆周力时，外廓尺寸和轴上的压力都比啮合传动大。（3）不宜用于高温和易燃等场合。2 3.3.1 V带的基本参数计算1）确定计算功率：已知：；查机械设计基础表13-8得工况系数：；则：2）选取V带型号：根据、查机械设计基础图13-15选用A型V带，3）确定大、小带轮的基准直径（1）初选小带轮的基准直径：；（2）计算大带轮基准直径：圆整取标准值，误差小于5%，是允许的。4）验算带速：带的速度合适。5）确定V带的基准长度和传动中心距：（1）中心距：初选中心距（2）基准长度：对于A型带选用（3）实际中心距：6）验算主动轮上的包角：由得主动轮上的包角合适。7）计算V带的根数：，查机械设计基础表13-3 得：；（2），查表得：；（3）由查表得，包角修正系数（4）由，与V带型号A型查表得： 综上数据，得取合适。8）计算预紧力（初拉力）：根据带型A型查机械设计基础表13-1得：9）计算作用在轴上的压轴力：其中为小带轮的包角。10）V带传动的主要参数整理并列表：带型带轮基准直径(mm)传动比基准长度(mm)A2.81400中心距（mm）根数初拉力(N)压轴力(N)3922109424.63.3.2 V带轮的结构设计（1）V带轮的材料在工程上，V带轮的材料通常为灰铸铁，当带速v 300 mm的场合.V带轮的结构形式与V带的基准直径有关。小带轮接电动机，较小，所以采用腹板式结构；大带轮较大采用轮辐式结构。查机械设计手册带轮宽度，详细结构如下图示：图3-3大小带轮结构3.4 减速器的设计计算本次设计的减速器及采用二级齿轮传动。齿轮传动是指由齿轮副传递运动和动力的装置，它是现代各种设备中应用最广泛的一种机械传动方式。它的传动比较准确，效率高，结构紧凑，工作可靠，寿命长。齿轮传动的不同失效形式在一对齿轮上面不大可能同时发生，但却是互相影响的。例如齿面的点蚀会加剧齿面的磨损，而严重的磨损又会导致轮齿折断。在一定条件下，由于轮齿折断、齿面点蚀失效形式是主要的。因此，设计齿轮传动时，应根据实际工作条件分析其可能发生的主要失效形式，以确定相应的设计准则。对于闭式软齿面（硬度350HBW）齿轮传动润滑条件良好，齿面点蚀将是主要的失效形式，在设计时通常按齿面接触疲劳强度设计，再按齿根弯曲疲劳强度校核。对于闭式硬齿面（硬度350HBW）齿轮传动，抗点蚀能力较强，轮齿折断的司能性大，在设计计算时通常按齿根弯曲疲劳强度设计，再按齿面接触疲劳强度校核。开式齿轮传动，主要失效形式是齿面磨损。但由于磨损的机理比较复杂，尚无成熟的设计计算方法，故只能按齿根弯曲疲劳强度计算，用增大模数10%20%的办法加大齿厚，使它有较长的使用寿命，以此来考虑磨损的影响。3.4.1减速器动力参数计算为了便于二级圆柱齿轮减速器采用浸油润滑，当二级齿轮的配对的材料相同，齿面硬度HBS350，齿宽系数相等时，考虑齿面接触强度接近相等的条件，取高速级传动比为：=，则取低速级传动比为：=传动系统各轴的转速，功率和转矩计算如下： 0轴，电动机轴 n0=1390r/min P0=0.55Kw T0=3.78N.m 1轴，减速器高速轴= 2轴，减速器中速轴0.5280.990.97=0.507Kw 3轴，减速器低速轴0.5070.990.97=0.487Kw4轴，滚筒轴n4=n3=95.5 r/min 0.4870.990.99=0.477 Kw根据工作条件，一般用途的减速器采用闭式软齿面传动.提升机为一般工作机械，速度不高，选用8级精度.此减速器采用二级传动，两对齿轮的传动比都不大，所以选用小齿轮用同一种材料，大齿轮用同一种材料.材料选择小齿轮 40cr 调质处理 HBS=280大齿轮 45钢 调质处理 HBS=240两齿轮齿面硬度差为40HBS，符合软齿面传动的设计要求.根据设计要求，高速级齿轮，输入功率为0.528KW，小齿轮转速为704.87r/min，传动比为3，低速级齿轮，输入功率为0.507KW，小齿轮转速为234.96r/min，传动比为2.46，工作寿命15年(每年工作300天)，两班制。3.4.2高速级齿轮的设计1、确定齿数小齿轮齿数=20，大齿轮齿数=i=320= 60，取Z2=602、 按按齿面接触强度设计：d2.321)确定公式内的计算值(1)载荷系数Kt=1.3(2)小齿轮的传递的转矩 T=9.5510=9.5510=7154 Nmm(3)选取齿宽系数=1(4)得材料的弹性影响系数弹性系数Z=189.8(5)查机械设计得两试验齿轮材料的接触疲劳极限应力分别为：小齿轮的接触疲劳极限=600 MPa ，大齿轮的接触疲劳极限=550 MPa(6)计算应力循环次数N1=60jLh=604801(2830015)= 2.073109N2=2.07310 /2.5=8.09410(7)得接触疲劳寿命系数= 0.90 =0.95(8)按失效概率为1%，接触疲劳强度的最小安全系数S=1.0 ，则两齿轮材料的许用接触应力分别为 1=550MPa 2= = =522.5 MPa2)计算(1)试计算小齿轮分度圆直径，以较小值=522.5 MPa代入 d2.32=2.32=27.34 mm(2)计算圆周速度v V=(d1n1)/601000=(3.1427.34704.87)/601000=1.01m/s(3)齿宽 b= d=127.34= 27.34mm (4)齿宽与齿高之比 b/h： 模数： m= d/ Z=27.34/20=1.37齿高： h=2.25 m=2.251.37=3.08 b/h=27.34/3.08=8.88(5)载荷系数：根据v=1.01m/s ，8级精度. 得动载系数Kv=1.12直齿轮，假设KaFt/b100 N/mm.得Kha =Kfa=1.2得使用系数Ka=1有8级精度，小齿轮相对支承对称布置h KH=1.12+0.18(1+0.62) 2+0.2310b =1.12+0.18(1+0.612)12+0.231060.44=1.514由b/h=8.88， KH=1.514 得KF=1.35，故载荷系数K=KaKvKhaKH=11.121.21.514=2.034 按实际的载荷系数校正所的分度圆直径， d= d=27.34=31.74计算模数：m=d1/ Z=31.74/20=1.583.按齿根弯曲强度设计 m1)确定公式内各值(1)小齿轮的弯曲疲劳强度极限 =500MPa； 大齿轮的弯曲疲劳强度极限=380MPa(2)有弯曲疲劳寿命系数= 0.85 =0.88(3)计算弯曲疲劳许用应力弯曲疲劳安全系数S=1.41= 303.57 MPa2=KFN2 = =238.86 MPa(4)计算载荷系数KK=KaKvKFakF=11.121.21.35=1.814(5)查取齿形系数 得=2.86 = 2.226(6)查取应力校正系数得 =1.58 =1.764(7)计算大 小齿轮的并加以比较 =2.861.58/303.57=0.0148=2.2261.764/238.86=0.01644大齿轮的数据大. 2)设计计算 m=1.02对比计算结果，有齿面接触疲劳强度计算的模数m大于齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力， 而齿面接触疲劳强度所确定的承载能力，仅与齿轮直径有关，可取由齿根弯曲疲劳强度算得的模数并就近圆整为标准值m=1.25mm，按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=31.74 mm算出小齿轮的齿数Z1=d1/1.25=31.74/1.25=25.425Z2=u Z1=325=754齿轮几何尺寸计算分度圆直径 d=mz=1.2525=31.25mm d=mz=1.2575=93.75mm齿顶高 h= hm=11.25=1.25 mm齿根高 h= (h+c)m=(1+0.25)1.25= 1.56 mm全齿高 h= h+h=1.25+1.56= 2.81 mm齿顶圆直径 d= d+2 h=31.25+21.25=78.13 mm d=d+2 h=93.75+21.25=96.25mm齿根圆直径 d= d-2 h=31.25-21.56=28.13 mm d= d-2 h=93.75-21.56=96.88mm中心距 a =(d+ d)/2=62.5 mm齿宽 b= d=31.25 mm B1 =35 B2 =313.4.3 低速级齿轮的设计1、确定齿数小齿轮齿数z1=20，大齿轮齿数Z2=uz1=2.4620=49.2，取Z2=492、按按齿面接触强度设计：d2.321)确定公式内的计算值(1)载荷系数Kt=1.3(2)小齿轮的传递的转矩 T=9.5510=9.5510=20607Nmm(3)选取齿宽系数=1(4)得材料的弹性影响系数弹性系数Z=189.8(5)查机械设计得两试验齿轮材料的接触疲劳极限应力分别为：小齿轮的接触疲劳极限=600 MPa ，大齿轮的接触疲劳极限=550 MPa(6)计算应力循环次数N1=60jLh=601921(2830015)= 0.83109N2=0.8310 /1.8=4.60810(7)得接触疲劳寿命系数= 0.90 =0.95(8)按失效概率为1%，接触疲劳强度的最小安全系数S=1.0 ，则两齿轮材料的许用接触应力分别为 1=540 MPa 2= = =522.5 MPa2)计算(1)试计算小齿轮分度圆直径，以较小值=522.5 MPa代入 d2.32=2.32=39.6 mm(2)计算圆周速度v V=(d1n1)/601000=(3.1439.6234.96)/601000=0.487m/s(3)齿宽 b= d=139.6=39.6 mm (4)齿宽与齿高之比 b/h： 模数： m= d/ Z=39.6/20=1.98齿高： h=2.25 m=2.251.98=4.46 b/h=39.6/4.46=8.89(5)载荷系数：根据v=0.487 m/s ，8级精度. 得动载系数Kv=1.12直齿轮，假设KaFt/b100 N/mm.得Kha =Kfa=1.2得使用系数Ka=18级精度h，小齿轮相对支承对称布置h KH=1.12+0.18(1+0.62) 2+0.2310b =1.12+0.18(1+0.612)12+0.231084.2=1.487由b/h=8.87， KH=1.427 得KF=1.35，故载荷系数K=KaKvKhaKH=11.121.21.427=1.875按实际的载荷系数校正所的分度圆直径， d= d=39.6=44.74计算模数：m=d1/ Z=44.74/20=2.243.按齿根弯曲强度设计 m1)确定公式内各值(1)小齿轮的弯曲疲劳强度极限 =500MPa； 大齿轮的弯曲疲劳强度极限=380MPa(2)有弯曲疲劳寿命系数= 0.85 =0.88(3)计算弯曲疲劳许用应力弯曲疲劳安全系数S=1.41= 303.57 MPa2=KFN2 = =238.86 MPa(4)计算载荷系数KK=KaKvKFakF=11.121.21.35=1.854(5)查取齿形系数 得=2.65 = 2.226(6)查取应力校正系数得 =1.58 =1.764(7)计算大 小齿轮的并加以比较 =2.651.58/303.57=0.0137=2.2261.764/238.86=0.0164大齿轮的数据大. 2)设计计算 m=1.46对比计算结果，有齿面接触疲劳强度计算的模数m大于齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力， 而齿面接触疲劳强度所确定的承载能力，仅与齿轮直径有关，可取由齿根弯曲疲劳强度算得的模数同时结合齿面接触疲劳强度计算的模数并就近圆整为标准值m=2mm，按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=44.74 mm算出小齿轮的齿数Z1=d1/m=44.74/4=22.37，取22Z2=u Z1=2.4622=54.12，取544 齿轮几何尺寸计算分度圆直径 d=mz=222=44mm d=mz=254=108mm齿顶高 h= hm=12=2mm齿根高 h= (h+c)m=(1+0.25)2= 2.5 mm全齿高 h= h+h=4.5mm齿顶圆直径 d= d+2 h=48 mm d=d+2 h=112 mm齿根圆直径 d= d-2 h=39 mm d= d-2 h=103mm中心距 a (d+ d)/2=76 mm齿宽 b= d=44 mm B1 =48 B2 =443.4.4 齿轮结构的设计齿轮的结构设计与齿轮的几何设计尺寸，毛坯，材料，加工方法，使用要求及经济性等因素有关。进行齿轮的结构设计h，必须综合地考虑上述各方面的因素。通常是先按齿轮的直径大小，选定合适的结构形式，然后再根据经验数据，进行结构设计。当齿顶圆直径小于160mmh，可以做成实心结构的齿轮。但航空产品中的齿轮，虽齿顶圆直径小于160mm，也可以做成腹板式的。当齿顶圆直径小于500mmh，可以做成腹板式的，腹板上开孔的数目按结构尺寸大小及需要而定。根据齿顶圆直径大齿轮都做成腹板式的结构，小齿轮都采用实心式的结构。3.4.5轴的设计1、选材和确定轴材料的许用应力选用45钢调质处理.根据材料的种类得 =590 MPa， =55 MPa.2、低速轴设计(1)估算轴的最小直径由表15-3查取=110，根据公式(15-1)得d = 110=18.9(mm)考虑轴端有一键槽，将上述轴径增大5%，即34.911.05=19.9(mm).取20mm(2)确定轴的各段直径 外伸端直径d=20mm(一般应符合所选联轴器轴孔标准，这里选用TL4弹性柱销联轴器)；按工艺和强度要求把轴制成阶梯形，有一个阶梯轴，取通过轴承盖轴段的直径为 ： d2=24mm考虑轴承的内孔标准，取d=d=25 mm(两轴承同型号)，根据机械设计表15-4，初选深沟球轴承的型号为6205；直径为d的轴段为轴头，且应符合轴径标准系列，取d=28mm.；轴环直径d= d+2h=35mm ；根据轴承安装直径，查手册得 d=28 mm .3、高速轴的设计(1)估算轴的最小直径由表15-3查取=110，根据公式(15-1)得d = 110=9.99(mm)考虑轴端有一键槽，将上述轴径增大5%，即9.991.05=10.48(mm).由于电机轴d=19mm，故此处伸出端轴径d=19mm(2)确定轴的各段直径 按工艺和强度要求把轴制成阶梯形，有一个阶梯轴，取通过轴承盖轴段的直径为：=(1+(0.070.1)*2)=23mm；考虑轴承的内孔标准，取d= d =25mm(两轴承同型号)，初选两端深沟球轴承的型号为6205；直径为d的轴段为轴头，取d= d5=28mm ，应符合轴径标准系列.4、中速轴的设计(1)估算轴的最小直径由表15-3查取=110，根据公式(15-1)得d = 110=14.2(mm),考虑到轴上有两处键槽，故选取轴径为d=20mm(2)确定轴的各段直径 按工艺和强度要求把轴制成阶梯形，有一个阶梯轴，取通过轴承盖轴段的直径为d2=d1(1+(0.070.1)*2)=20 mm；考虑轴承的内孔标准，取d= d =20mm(两轴承同型号)，初选两端深沟球轴承的型号为6204；轴的强度足够，为了方便制造，d轴段的直径为d=25mm.5、确定轴的各段长度各段轴的长度为，安装轴承段应符合轴承的宽度，安装齿轮段应符合齿轮宽度，外伸段的长度要符合所要安装零件的宽度，同h还要考虑安装工艺要求，安装零件段的长度与所要安装零件的宽度有一定的工艺要求，其余各段的长度应要根据实际装配来确定。6、轴上键的选择键的形式都选择普通平键，根据轴的直径确定键的宽度和高度，根据轴段的长度确定键的长度，键的长度一般要比轴段的长度短510mm，在轴中的键选择A型键，在轴头的键选择C型键。7、弯矩、剪力图8、轴，键及轴承的校核(1)轴的校核根据前面知道轴的最小轴径为由式：得 查机械设计基础课本表15-2知，所以，轴的扭转刚度足够。(2)键的校核由于键的联接是静联接，所以，式中，d-轴的直径，单位为mm； h-键的高度，单位为mm； l-键的工作长度，单位为mm。对于A型键，l=L-b；B型键，l=L；C型键；l=L-b/2； 查机械设计基础表10-9知道键的系数如下：(键宽b，键高h，键长l)键为C型键8750键为10860键为201290键C型键12880 T1=7.15N.m T2=20.6N.m T3=47.8N.m所以，键合格。， 所以，键也合格。所以，键合格所以，键合格(3)轴承的校核根据机械设计基础教材，得以小时数表示的轴承寿命为 所以，轴承的选择合格。3.5联轴器的选择设计联轴器的重要功能是连接两轴并起到传递转矩的作用，除此之外还具有补偿两轴因制造和安装误差而造成的轴线偏移的功能，以及具有缓冲，吸振，安全保护等功能.在选择联轴器时，首先应确定其类型，其次确定其型号.联轴器的类型应根据其工作条件和要求来选择.对于中小型减速器是输入轴和输出轴均可采用弹性柱销联轴器，其加工制造容易，装拆方便，成本低，并能缓冲减振.当两轴的对中精度良好时，可采用凸缘联轴器，它具有传递扭矩大，刚性好等优点.例如，在选用电动机轴与减速器高速轴之间连接用的联轴器h，由于轴的转速较高，为减少起动载荷，缓和冲击，应选具有较小转动惯量和具有弹性的联轴器，如弹性套柱销联轴器等.在选用减速器输出轴与工作机之间联结用的联轴器室，由于轴的转速较低，传递转矩较大，又因减速器与工作机不在同一机座上，要求有较大的轴线偏移补偿，因此常选用承载能力较高发刚性可移式联轴器，如鼓形齿式联轴器等.若工作机有震动冲击，为了缓和冲击，以免震动影响减速器内传动件的正常工作，则可选用弹性联轴器，如弹性套柱销联轴器等.联轴器的型号按计算转矩，轴的转速和轴径来选择，要求所选联轴器的许用转矩大雨计算转矩，还应注意联轴器毂孔直径范围是否与所联结两轴的直径大小相适应.若不适应，则应重选联轴器的型号或改变轴径.3.6减速器铸造箱体的结构尺寸名 称结构尺寸箱座壁厚 =8mm箱盖壁厚=6mm箱座B、箱盖b、箱底座凸缘的厚度bb=15，b=15，b=20箱座m、箱盖上的肋厚mm=8，m=8轴承旁凸台的高度h和半径Rh由结构要求确定R=C2地脚螺钉直径dfdf=12数目nn=6通孔直径=12沉头座直径=45底座凸缘尺寸=25=23联接螺栓轴承旁联接螺栓直径=12空、箱盖联接螺栓直径 =10联接螺栓直径dd=12通孔直径=13沉头座直径DD=20凸缘尺寸=30=30定位销直径dd= 8轴承盖螺钉直径 =5箱体外壁至轴承座端面的距离=35大齿轮顶圆与箱体内壁的距离=10.5齿轮端面与箱体内壁的距离=10第4章 取种装置的设计4.1取种勺的设计倾斜圆盘式排种器设计的核心部分是取种勺的设计。取种勺的设计需要根据蒜瓣尺寸参数，从市场购买大蒜并按蒜种要求从中随机选取了蒜瓣50个，分别对它们的长、宽、高进行测量。测量结果统计由尺寸频数图可看出，外形尺寸基本符合正态分布。本设计取种勺采用圆弧形的上部口径，两侧均是弧形边界，底部直接与圆盘相连。根据蒜瓣尺寸的统计分析，L取20mm，B取32mm，H取18mm。结构简图如图 4-1所示。图4-1 取种勺的形状及尺寸简图4.2取种圆盘的设计蒜瓣特别脆嫩且没有外壳保护层，排种时，蒜瓣既不能挤压也不能排绞，针对该状况以及大蒜的不规则外形，研制出一种圆盘转勺式大蒜取种盘。该播种机的排种盘上固定了多个取种窝，取种窝根据大蒜的形状来设计;排种盘的直径是根据大蒜株距、排种盘上的取种窝数、大蒜播种机的行走速度而确定的，从而设计出带有取种勺的圆盘，如图4-2所示。图4-2 取种圆盘4.3排种器种箱的设计种箱的结构示意图如图4-3所示。排种器壁上开有滑槽，侧壁可以用手工进行转动固定，取种盘是依附在侧壁的内侧，距离侧壁内面尽可能保持在5mm左右，以减小与侧壁的摩擦。当侧壁转动某一个角度时，取种盘也随之转动到某一个角度，调节轴的位置，用轴套固定。由于要使两个取种盘同时转动取种，所以两个取种盘的传动轴用万向节联轴器连接，根据万向联轴器的特点，取种盘的转动角度max =20。料斗用钢板焊制或冲压成形，铸造料斗在实践中很少见。焊制或冲压的料斗是用厚度的26mm的钢板制成的。为了减少料斗边唇的磨损，常在料斗边唇外焊上一条附加的斗边。常用的料斗有：深斗、浅斗、和三角斗。根据工作进度和被运物料特性的不同，可采用不同的料斗的形式。深斗的斗中与料斗后壁夹角大，每个料斗可装载较多的物料，但较难个子空，适用于运送干燥的松散物料；浅斗的斗中与料斗后壁的夹角小，每个料斗的装载量小，但容易卸空，适于支部潮湿的和粘性的物料。深斗和浅斗在斗式提升及沿牵引构件长度方向间隔一定距离地固定在牵引构件上。深斗是具有导向侧边的三角形料斗，这种料斗在提升机中采用一个接一个的密集布置，当绕过上链轮卸料时，前一个料斗的两导向侧边和前壁形成后一个料斗的卸载导槽，这种料斗适于输送较重的，半磨琢性的， 磨琢性大的块状物料。料斗的运行速度较低，使在重力作用下倾斜到前面料斗的导槽中。本次采用深斗。图4-3 种箱4.4机架的设计基于该组件的特性机架设计份和定位。要播放的机器功能的支架，这个设计主要是用角铁焊接成的整个机架，安装轴承主要用于支持平行板轴承，进料斗有两个平行板固定，拼接板两个支架。非常高度通过架子的宽度，以确定所安装的部件的尺寸。而对于部分合理安排安装位置。整个画面是L40405角焊，发挥配套等几个部分，定位，结扎，电机安装在机架内。播种机安装在上面的机架中，再加上普通螺栓连接。见装配图的具体结构。总 结经过了差不一个学期的毕业设计终于顺利完成了，在这个学期里，我充分体会到机械设计带给我的充实与艰辛，从查资料到看资料，由设计的想法到草绘图纸，再从一个个零件的设计与校核.在这途中多亏
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