多功能排種器實驗臺的設(shè)計[7張CAD圖紙+PDF圖]
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多功能排種器試驗臺的設(shè)計
學(xué)校代碼：
序 號：
本 科 畢 業(yè) 論 文
題目： 多功能排種器試驗臺的設(shè)計
學(xué) 院：
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學(xué) 號：
專 業(yè)
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指導(dǎo)教師：
摘 要
文章開頭介紹了先進(jìn)排種器試驗臺對于了解和掌握現(xiàn)有精播排種器的技術(shù)性能，研究和研制新一代高性能播種機的重要性，本設(shè)計介紹了一種新型排種器試驗臺機械結(jié)構(gòu)與電氣部分的參數(shù)設(shè)計計算方法，以及電氣設(shè)備的選用依據(jù)：并給出了總體結(jié)構(gòu)配置圖。排種器試驗臺的結(jié)構(gòu)可在試驗中模擬各種精密排種器高速作業(yè)狀態(tài)，并達(dá)到精確測量種子粒距的目的。本設(shè)計系統(tǒng)地介紹了該排種器試驗臺的設(shè)計過程和方法，并在計算過程中插入了一些簡圖，更有利于理解。在設(shè)計的每一過程中采取嚴(yán)謹(jǐn)?shù)膽B(tài)度，以保證各數(shù)據(jù)的精確性。
關(guān)鍵字：農(nóng)業(yè)工程；排種器試驗臺；設(shè)計
Multi-purpose seeding mechanism test platform design
Abstract:
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 錄
1 緒論 1
2 工作原理及總體結(jié)構(gòu) 2
2.1工作原理 2
2.2總體結(jié)構(gòu) 2
3 主要工作部件參數(shù)的設(shè)計 3
3.1種床長度的確定 3
3.2種床帶前進(jìn)速度的確定 3
3.3排種盤轉(zhuǎn)速的調(diào)整范圍 3
3.4種床帶傳送裝置驅(qū)動電機功率的確定 3
4 設(shè)計傳動系統(tǒng) 5
4.1一級皮帶傳動的設(shè)計 5
4.2二級皮帶傳動的設(shè)計 9
5.各軸的設(shè)計 12
5.1 軸的材料 12
5.2軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 13
5.3第一傳動軸（電動機與輸送裝置相連的軸）的設(shè)計 13
5.4第二傳動軸的設(shè)計 17
5.5第三傳動軸的設(shè)計 18
6.畢業(yè)設(shè)計總結(jié) 22
參考文獻(xiàn) 23
致 謝 24
1 緒論
多功能精量排種器能對油菜、谷子、芝麻、苜蓿、胡麻、小麥、高粱、綠豆、番茄、玉米、大豆、棉花、油葵等小、中、大粒作物進(jìn)行精量和常量播種。排種精度高、結(jié)構(gòu)簡單、性能可靠，便于在多種播種機上配套安裝，提高播種器的性能。是技術(shù)人員一直追求的目標(biāo)。排種器是播種機的核心部件之一。排種器排種質(zhì)量的好壞直接關(guān)系到播種質(zhì)量的好壞。影響精密播種機播種質(zhì)量的因素很多，但主要取決于排種器的排種性能。因此國內(nèi)外在如何提高排種器的性能方面作了大量的研究工作并取得了較大進(jìn)展。為了了解和掌握現(xiàn)有精播排種器的技術(shù)性能，為我國進(jìn)一步研制推廣精播機提供設(shè)計依據(jù)，必須加大對排種器試驗臺的研究和開發(fā)，排種器實驗臺是播種機研發(fā)所使用的主要手段，是快速產(chǎn)生新一代高性能播種機必不可少的實驗設(shè)備。
2 工作原理及總體結(jié)構(gòu)
2.1工作原理
在田間測試播種機性能時，排種器隨拖拉機向前進(jìn)方向移動。排種器試驗臺正好相反，它是用輸送帶做種床，并模擬播種機的田間作業(yè)速度進(jìn)行運動，排種器在實驗時固定不動，輸送帶（種床）相對于排種器運動。這樣，就使播種機相對地面的運動轉(zhuǎn)變?yōu)榈孛嫦鄬τ诓シN機的運動。從相對運動的概念來說，是一個參考坐標(biāo)系轉(zhuǎn)換問題，其效果是一樣的。排種器在固定位置把種子排在噴上油層的輸送帶上，種子被油層黏住，然后對種床帶上的排種情況進(jìn)行實時攝錄和處理，從而測得種子粒距，達(dá)到檢測排種均勻性等各項指標(biāo)的目的。
2.2總體結(jié)構(gòu)
試驗臺總體結(jié)構(gòu)如圖2-1所示，主要有臺架，種床帶裝置，排種器安裝架裝 置 ,以及5mm厚，長寬不一的鐵板。
圖2-1 試驗臺總體結(jié)構(gòu)簡圖
3 主要工作部件參數(shù)的設(shè)計
3.1種床長度的確定
考慮到被排種器實驗臺采用視覺方法測得粒距，有時希望還能從種床帶上直觀地觀察一小段排種實況，而種床帶剎車后還會運行一段距離，因此，把種床帶有效長度定為2.8m較合適，同時該種床帶的類型為普通橡膠輸送帶，膠布層數(shù)為三層，上膠+下膠厚度為3.0+1.5mm周長為6.228m，寬0.4m，每米長的質(zhì)量為4.01kg/m。
3.2種床帶前進(jìn)速度的確定
當(dāng)前，國內(nèi)外的當(dāng)前，國內(nèi)外的中耕作物精播機作業(yè)速度一般都在5～8km/h左右，部分先進(jìn)的氣力式播種機可達(dá)10～12km/h。一般說來，速度超過10km/h，播種質(zhì)量就有明顯下降的趨勢且試驗標(biāo)準(zhǔn)要求，播種機試驗前進(jìn)速度為1.0～2m/s（3.6～7.2km/h）。排種器試驗臺的設(shè)計，除了滿足現(xiàn)有播種機的實際速度要求之外，還應(yīng)提高其測試范圍，從而種床帶前進(jìn)速度確定為1.5～7.5km/h。
3.3排種盤轉(zhuǎn)速的調(diào)整范圍
從現(xiàn)有國內(nèi)外先進(jìn)的中耕作物精播機的作業(yè)速度來看，其前進(jìn)速度在12km/h時，則對應(yīng)的排種盤轉(zhuǎn)速一般在20～200r/min之間。所以，本試驗臺排種盤轉(zhuǎn)速調(diào)試范圍為15～200r/min。
3.4種床帶傳送裝置驅(qū)動電機功率的確定
從結(jié)構(gòu)上看，本排種器試驗臺的種床帶傳送裝置是屬于皮帶輸送機，工作時，種床帶處于勻速滑動狀態(tài)，因此可粗略計算驅(qū)動種床帶傳送裝置平移運動所做的功，來確定驅(qū)動電機功率。
1.運動中滾筒所需的驅(qū)動扭力F1為：
F1=9.80665*G*f=9.80665*24.97428*0.65=159.2N
式中，G——種床帶總質(zhì)量，G=6.228*4.01=24.97428kg
f——橡膠帶與鋼的動摩擦系數(shù)，f=0.65
2.滾筒的驅(qū)動轉(zhuǎn)矩M1為：
M1=F1*R=159.2*0.1=15.92N.M
式中 R——滾筒半徑，R=0.1m
3.滾筒在種床最大前進(jìn)速度下的轉(zhuǎn)數(shù)Nm：
Nm=Vm/2PR=60Vm/3.14d=120/(3.14*0.2)=192r/min
式中。Vm——種床帶最大前進(jìn)速度Vm=7.2km/h
4.計算工作機功率：
P=（M1*Nm）/9550=15.92*192、9550=0.320087kw
5.電機的額定轉(zhuǎn)矩M0為：
M0=M1/i=15.92/2=7.96n.M
式中i——電機與滾筒傳動比，i=2
6.在種床帶最大前進(jìn)速度下驅(qū)動電機的轉(zhuǎn)數(shù)n：
n=Nm*i=2*192=384r/min
7.由于采用專用變頻電機，電機頻率范圍內(nèi)大部分處于恒功率工作狀態(tài)，則電機額定功率P0為：
P0=M0*n/9550=(7.96*384)/9550=0.320067kw
8.播種機上排種器大都為地輪驅(qū)動，單個排種器的排種盤轉(zhuǎn)動所需轉(zhuǎn)矩最大約為12.75N.M排種器驅(qū)動電機的額定轉(zhuǎn)矩M1為：
M1=M3/i2=12.75N.M
式中。M3——排種盤所需最大轉(zhuǎn)矩，M3=12.75N.M
——電機與排種器軸傳動比，i2=1
9.電機額定功率：P1=2*P*N，m*M'/60=0.272kw
式中，N，m——拍中盤最高轉(zhuǎn)速，且為200r/min
P=P0+P1=0.320067+0.272=0.592067KW
因此，選取JZy22-4型電磁調(diào)速電動機，電動機的功率為1.5kw，質(zhì)量為100kg，調(diào)速范圍為：120~1200r/min,此系列電動機式一種交流無級變速電動機，它由籠式異步電動機，電磁轉(zhuǎn)差離合器所組成，與控制器配合后，可在規(guī)定的負(fù)載下和轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)能均勻地，連續(xù)地?zé)o級調(diào)速，并能輸出額定的轉(zhuǎn)速。因此，適用于該排種器試驗臺使用。
4 設(shè)計傳動系統(tǒng)
4.1一級皮帶傳動的設(shè)計
由前已知該電機于滾筒的傳動比為2，即i=n1，式n1電機的轉(zhuǎn)速，且為384r/min，n2—滾筒的轉(zhuǎn)速，且為192r/min。以下是設(shè)計時所要用到的表：
表4-1 V帶帶輪最小基準(zhǔn)直徑Dmin 和基準(zhǔn)直徑系列D（mm）
型號
Y
Z
A
B
C
D
E
最小基準(zhǔn)直徑Dmin
20
50
75
125
200
355
500
基準(zhǔn)直徑系列D
20，22.4，25，28，31.5，40，50，56，63，71，75，80，85，90，95，100，106，112，118，125，132，140，150，160，170，180，200，212，224，236，250
265，280，300，315，355，375，400，425，450，475，500，530
560，600，630，670，710，750，800，900，1000
表4-2 單根普通V帶i≠1時傳動功率的增量ΔP0(kw)
型號
傳動比i
小帶輪轉(zhuǎn)速n1（r/min）
400
730
800
980
1200
1460
1600
2000
2400
2800
3200
A
1.35~1.51≥2
0.04
0.07
0.08
0.08
0.11
0.13
0.15
0.19
0.23
0.26
0.30
0.05
0.09
0.10
0.11
0.15
0.17
0.19
0.24
0.29
0.34
0.39
B
1.35~1.51≥2
0.10
0.17
0.20
0.23
0.30
0.36
0.39
0.49
0.59
0.69
0.79
0.13
0.22
0.25
0.30
0.38
0.46
0.51
0.63
0.76
0.89
1.01
表4-3 特定條件下單根普通V帶所能傳遞的功率P0（kw）
型號
小帶輪基準(zhǔn)直徑
小帶輪轉(zhuǎn)速 n1 (r/min)
400
730
800
980
1200
1460
1600
2000
2400
2800
3200
A
75
0.27
0.42
0.45
0.52
0.60
0.68
0.73
0.84
0.92
1.00
1.04
90
0.39
0.63
0.68
0.79
0.93
1.07
1.15
1.34
1.50
1.64
1.75
100
0.47
0.77
0.83
0.97
1.14
1.32
1.42
1.66
1.87
2.05
2.19
125
0.67
1.11
1.19
1.40
1.66
1.93
2.07
2.44
2.74
2.98
3.16
160
0.94
1.56
1.69
2.00
2.36
2.74
2.94
3.42
3.80
4.06
4.19
表4-4 普通V帶截面尺寸和單位長度質(zhì)量
型號
Y
Z
A
B
C
D
E
頂寬b(mm)
6.0
10.0
13.0
17.0
22.0
32.0
38.0
節(jié)寬 bp (mm)
5.3
8.5
11.0
14.0
19.0
27.0
32.0
高度h(mm)
4.0
6.0
8.0
11.0
14.0
19.0
25.0
鍥角a
400
單位長度質(zhì)量q（kg/m）
0.04
0.06
0.10
0.17
0.30
0.60
0.87
表4-5 包角系數(shù)Ka
包角a1
1800
1700
1600
1500
1400
1300
1200
1100
1000
900
800
700
Ka
1
0.98
0.95
0.92
0.89
0.86
0.82
0.7
0.74
0.69
0.64
0.58
1.計算功率Pc
由表可查得：工作情況系數(shù)Ka=1.1，故：
Pc=ka*P=1.1*1.5kw=1.65kw.
2.選取普通V帶型號
根據(jù)Pc=1.65kw，n1=384r/min,可確定選用A型。
3.確定帶輪基準(zhǔn)直徑D1和D2：
由查表可取D1=90mm，ε=1%，由式得：
D2=n1/n2*D1*(1-ε)=2*90*0.99=178.2mm.取D2=180mm。
大帶輪轉(zhuǎn)速：n2=n1*D1*(1-ε)/D2=（384*90*0.99）/180=190.08r/min.其誤差<±5%,故允許。
4.驗算帶速V:
V=(∏*D1*n1)/(60*1000)=(3.14*90*384)/(60*1000)=1.80864m/s.
5.確定帶長和中心距a：
初步選取中心距a=600mm,由式得帶長：
L=2*a+∏/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
由表選取基準(zhǔn)長度Ld=1800mm。
由式計算實際中心距：a==
(2*1600-3.14*270+)/8=686.525mm。
6.驗算小帶輪的包角α，由式得：
Α=180·-(D2-D1)/a*57.3·=180·-90/686.525*57.3·
=180·-8.647425=172.48826·很明顯A>120·，合適。
7.確定V帶的根數(shù)Z：
因為該傳動裝置的傳動比i=2,由查表得P0=0.05kw.由查表得Kα=0.99，Kl=1.01.
由式：Z=Pc/[(P0+ΔP0)*Kα*Kl]=1.65/[(0.47+0.05)*0.99*1.01]=3.7503752
取Z=4.
8.求作用在帶輪軸上的壓力Fq：
由表查得q=0.1kg/m,由式得單根V帶的張緊力F0：
F0=[(500*Pc)/Z*V]*(2.5/Kα-1)+q*V*V
=500*1.65/（4*1.80864）*（2.5/0.99-1）+0.1*1.80864*1.80864
=174.26N
作用在帶輪軸上的壓力為：
Fq=2*Z*F0*Sin(α/2)=2*4*174.26*Sin(171.35·/2)=1390.11N
該皮帶傳動的簡圖為下圖2：
圖4-1 皮帶傳動1的簡圖
9.帶輪結(jié)構(gòu)設(shè)計：
V帶輪設(shè)計的主要要求是質(zhì)量小.結(jié)構(gòu)工藝性好；無過大的鑄造內(nèi)應(yīng)力；質(zhì)量分布均勻，轉(zhuǎn)速高時要經(jīng)過動平衡；輪槽工作面粗糙度要合適，以減少帶的磨損；輪槽尺寸和槽面角應(yīng)保持一定的精度，以使載荷分布較為均勻等。
帶輪的材料主要是鑄鐵，常用材料牌號為為HT150，HT200.鑄鐵帶輪允許的最大圓周速度為25m/s，速度更高時，可采用鑄鋼或鋼板沖壓后焊接；小功率時可用鑄造鋁合金或工程塑料。
鑄鐵V帶輪的典型結(jié)構(gòu)有四種：實心式，腹板式，孔板式和輪輻式。基準(zhǔn)直徑D《（2.5~3）d（d為軸的直徑，mm）時，可采用實心式；D《300mm時，可采用腹板式（當(dāng)D1-d1》100mm時，可采用孔板式）；D>300mm時，可采用輪輻式。
V帶輪輪緣的截面及各部尺寸見表9。由于V帶在帶輪上彎曲時，截面變形使其鍥角變小。為保證膠帶和帶輪工作面的良好接觸，一般應(yīng)適當(dāng)減小輪槽槽角。 帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計，主要是根據(jù)帶輪的基準(zhǔn)直徑選擇結(jié)構(gòu)形式；根據(jù)帶的截型確定輪槽尺寸；帶輪的其它結(jié)構(gòu)尺寸可參照圖所列經(jīng)驗公式計算。確定了帶輪各部分尺寸后，即可繪制出零件圖，并按工藝要求注出相應(yīng)的技術(shù)條件等。由于強度均較富裕，所以無需進(jìn)行強度計算。
經(jīng)驗公式：d1=(1.8~2)d,d為軸的直徑，
D0=0.5（D1+d1）
d0=(0.2~0.3)(D1-d1)
h1=290
C=(1/7~1/4)B
L=(1.5~2)d,當(dāng)B<1.5d時，L=B
h2=0.8h1
b1=0.4h1
b2=0.8b1
S=C
f1=0.2h1
f2=0.2h2
式中 P——傳遞的功率，kw；
n——帶輪的轉(zhuǎn)速，r/min;
z——輪輻數(shù)。
確定了帶輪各部分尺寸后，即可繪制出零件圖，并按工藝要求注出相應(yīng)的技術(shù)條件等。由于強度均較富裕，所以無需進(jìn)行強度計算。
10.有前已知，該傳動系統(tǒng)的V帶輪可選擇為腹板式帶輪，帶輪材料為 HT150,其中大輪的各項數(shù)據(jù)：Z=4，P=1.44kw,d=45mm
由式可得出其各數(shù)據(jù)，B=（Z-1）e+2f
=(4-1)*15+2*10
=65mm
D=90mm
d1=66.5mm
Dw=D+2ha=180+2*2.75
=185.5mm
由此設(shè)計出的大輪為下面圖4-2：
圖4-2 所設(shè)計出的大輪剖視圖
與大輪相配合的小輪也可有相關(guān)知識設(shè)計出來，這里就不多說了。
4.2二級皮帶傳動的設(shè)計
令滾筒與拍中盤之間的傳動比為i=2。
1.計算所需功率Pc：
表查得工作情況系數(shù)Ka=1.1，故：
Pc=Ka*P=1.1*0.272kw=0.2992kw。
2.選取普通V帶型號：
根據(jù)Pc=0.2992kw,N2=192r/min.可確定選用A型
3.確定帶輪基準(zhǔn)直徑D3,D4：由查表可取D3=75mm，ε=1%.由式可得：
D4=i*D3*(1-ε)=2*75*0.99=148.5mm
取D4=150mm。
大帶輪轉(zhuǎn)速：
N3=[N2*D3*(1-ε)]/D4=[192*75*0.99]/150=95.04r/min.因此允許
4.驗算帶速V：
V=(∏*D3*N2)/(60*1000)=(3.14*75*192)/60*1000=0.7536m/s.
5.確定帶長和兩輪的中心距a：
初步選取中心距a=500mm，由式得帶長L：
L=2*a+∏/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
由表選取基準(zhǔn)長度Ld=1400mm。
由式計算實際中心距：
a=
=2*1400-3.14*225+
=(2800-706.5+2082.75)/8
=522.03125mm
6.驗算小帶輪包角α，有式可得到：
Α=1800-（D4-D3)/a*57.30
=1800-（150-75)/522.03125*57.30
=1800-8.2320
=171.770
可知包角α>1200，即合適
7.確定V帶根數(shù)Z：
有前已知輪的傳動比i=2,
且有表查得：P0=0.27kw,ΔP0=0.05kw.
再由表查得：Kα=0.982，Kl=0.96
有式可得：
Z=Pc/[(P0+ΔP0)*Kα*Kl]
=0.2992/[(0.27+0.05)*0.96*0.982]
=0.992
按相關(guān)規(guī)定取Z=1.
8.求作用在帶輪軸上的壓力Fq:
有表查得V帶單位質(zhì)量q=0.1kg/m,由式得單根V帶的張緊力：
F0=[(500*Pc)/Z*V]*(2.5/Kα-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
作用在帶輪軸上的壓力為：
Fq=2*Z*F0*Sin(α/2)
=2*1*306.92435*Sin(171.770/2)
=612.23N
9.帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計：
有前已知，該傳動系統(tǒng)的V帶輪可選擇為實心式帶輪，帶輪材料為HT150，其中小輪的各項數(shù)據(jù)：Z=1，P=0.2992kw,d=30mm
由式可得出其各數(shù)據(jù)，B=（Z-1）e+2f=(1-1)*15+2*10=20mm
D=75mm，Dw=D+2ha=75+2*2.75=80.5mm
由此設(shè)計出的小輪為下面圖4-3：
圖 4-3設(shè)計出的小輪簡圖
在該傳動系統(tǒng)中，與此小輪相配合的大輪的結(jié)構(gòu)和各項數(shù)據(jù)也可由相關(guān)的知識計算出來，在此就不多說了。
5.各軸的設(shè)計
5.1 軸的材料
主要是碳鋼和合金鋼。鋼軸的毛坯多數(shù)用軋制圓鋼和鍛件，有的則直接用圓鋼。
由于碳鋼比合金鋼價廉，對應(yīng)力集中的敏感性較低，同時也可以用熱處理或化學(xué)熱處理的辦法提高其耐磨性和抗疲勞強度，故采用碳鋼制造軸尤為廣泛，其中最常見的是45鋼。
合金鋼比碳鋼具有更高的機械性能和更好的淬火性能。因此，在傳遞大動力，并要求減小尺寸與質(zhì)量，提高軸頸的耐磨性，以及處于高溫或低溫條件下工作的軸，常采用合金鋼。
必須指出：在一般工作溫度下（低于200℃），各種碳鋼和合金鋼的彈性模量均相差不多。因此在選擇鋼的種類和決定鋼的熱處理方法時，所根據(jù)的是強度與耐磨性，而不是軸的彎曲或扭曲剛度。但也應(yīng)當(dāng)注意，在既定條件下，有時也可選擇強度較低的鋼材，而用適當(dāng)增大軸的截面面積的辦法來提高軸的剛度。
各種熱處理（高頻淬火.滲碳.氮化.氰化等）以及表現(xiàn)強化處理（如噴丸.滾壓等），對提高軸的抗疲勞強度都有著顯著的效果。
高強度鑄鐵和球墨鑄鐵容易做成復(fù)雜的形狀，且具有價廉.良好的吸振性和耐磨性，以及對應(yīng)力集中的敏感性較低等優(yōu)點，可用于制造外形復(fù)雜的軸。
下表5-1列出了軸的常用材料及其主要機械性能：
表5-1 軸的常用材料及其主要機械性能
材料牌號
熱處理
毛坯直徑（mm）
硬度（HBS）
抗拉強度極限σb
屈服強度極限σs
彎曲疲勞極限σ-1
剪切疲勞極限τ-1
備注
（Mpa）
Q235—A
熱軋或鍛后空冷
≤100
400~420
225
170
105
用于不重要及受載荷不大的軸
>100~250
375~390
215
45
正火
≤100
170~217
590
295
255
140
應(yīng)用最廣泛
回火
>100~300
162~217
570
285
245
135
調(diào)質(zhì)
≤200
217~255
640
355
275
155
因此，結(jié)合各方面的情況，我們可選擇45鋼作為軸的材料
5.2軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計
軸的結(jié)構(gòu)主要取決于以下因素：軸在機器中的安裝位置及形式；軸上安裝的零件的類型.尺寸.數(shù)量以及和軸連接的方法；載荷的性質(zhì).大小方向及分布情況；軸的加工工藝等。
5.3第一傳動軸（電動機與輸送裝置相連的軸）的設(shè)計
1. 選擇軸的材料：
選擇軸的材料為45鋼，其機械性能由上表可查得：[σ-1]b=60MPa,
σb=640MPa,σ-1=275MPa,τ-1=155MPa.
2.求輸入軸上的功率P2，轉(zhuǎn)矩T2：
若取帶傳動的效率η1=0.96，則：
P2=P0*η1
=0.96*1.5kw
=1.44kw
轉(zhuǎn)速n2=192r/min。
所以T2=9550000*P2/n2
=9550000*1.44/192=71625N.mm
表5-2 幾種軸的材料的[τT]和C值
軸的材料
A3,20
1Cr18Ni9Ti
35
45
40Cr,35SiMn,2Cr13,20CrMnTi
τT
12~20
12~25
20~30
30~40
40~52
C
160~135
148~125
135~118
118~107
107~98
表5-3零件倒角C與圓角半徑R的推薦值（mm）
直徑d
>6~10
>10~18
>18~30
>30~50
>50~80
>80~120
>120~180
C或R
0.5
0.6
0.8
1.0
1.2
1.6
2.0
2.5
3.0
表5-4 軸的許用彎曲應(yīng)力（Mpa）
材料
σb
[σ+1]b
[σ0]b
[σ-1]b
碳鋼
400
130
70
40
500
170
75
45
600
200
95
55
700
230
110
65
3. 初步確定軸的最小直徑：
根據(jù)表13，選取C=122,C為取決于軸材料的許用扭轉(zhuǎn)應(yīng)力[τt]的系數(shù)。dmin=C*=112=21.9072mm
4.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計：
1）擬定軸上零件的裝配方案
軸上零件的裝配方案對軸的結(jié)構(gòu)形式起著決定性的作用?，F(xiàn)擬出裝配方案下：
圖5-1 軸的裝配方案
2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度
已確定軸的最小直徑為21.9072mm，則可設(shè)，VIII——IV段軸的直徑為30mm，右端用軸端擋圈定位，接軸端直徑，取擋圈直徑為33mm,由手冊可確定當(dāng)輸送帶寬為400mm時，滾筒的長度可確定為450mm，即LIII-V=450mm。由于考慮到用套筒對兩帶輪進(jìn)行軸向定位，初步設(shè)計該套筒長度為l=32mm,內(nèi)徑為30mm，外徑為45mm，由于VIII——IV段軸的直徑為30mm，可由皮帶輪的相關(guān)知識得出帶輪的寬度B=20mm，則，VIII——IV段軸的初步設(shè)計長度為52mm,因為此軸是階梯軸設(shè)計，因此在兩帶輪中間設(shè)計一個軸肩，根據(jù)要求，此軸肩高度2.5mm，軸肩處的過渡圓的半徑為1mm，因此初步設(shè)計VII——VIII段軸的直徑為35mm，由皮帶輪的相關(guān)知識可設(shè)計出該帶輪的寬度B=65mm，因此初步設(shè)計VII——VIII段軸的長度為65mm，此軸段與下一個軸段的連接處設(shè)計一個軸肩，查表可知該軸肩高度為2.5mm，相關(guān)過渡圓半徑為1.2mm，初步設(shè)計VI——VII段軸的直徑為40mm，長度為40mm，該段與軸承座連接處的軸肩的高度由查相關(guān)表可知為3mm，相關(guān)的過渡圓半徑為1.6mm，由此V——VI段軸的直徑可初步設(shè)計為45mm，在該軸段使用套筒進(jìn)行滾筒的軸向定位，該套筒的長度可初步設(shè)計為14.54mm，內(nèi)徑為45mm，外徑為28.69mm，該套筒與滾筒連接處設(shè)計一個軸肩，由查表可得該軸肩高度為4mm，過渡圓的半徑為1.6mm，則V——VI段軸的長度可初步設(shè)計為50mm，III——V段軸的直徑可初步設(shè)計為54mm，前面已知III——V段軸的長度為450mm，該軸段與下一個軸段的連接處設(shè)計一個軸肩，以利于滾筒的軸向定位，由查相關(guān)表，該軸肩的高度可設(shè)計為4mm，過渡圓半徑為1.6mm，則，II——III段軸的直徑可初步設(shè)計為62mm，長度可設(shè)計為10mm，該軸段與下一個軸段的連接處設(shè)計一個軸肩，查相關(guān)表可把該軸肩高度設(shè)計為6mm,過渡圓半徑為2mm，則I——II段軸的直徑可初步設(shè)計為48mm，長度為20mm，該段軸與下一個段軸的連接處設(shè)計一個軸肩，該軸肩的高度為1.6mm，相關(guān)過渡圓半徑為1.6mm,因為I段軸是與軸承相配合的。
3）初步選擇滾動軸承。
因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用角接觸球軸承，參照工作要求并根據(jù)di=45mm，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組，標(biāo)準(zhǔn)精度級的角接觸球軸承46209，右端滾動軸承采用軸肩進(jìn)行軸向定位。由手冊上查得46209型軸承的定位軸肩高度h=1.1，所以I段軸的長度可初步設(shè)計為19mm。
至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。
4）軸上零件的周向定位
皮帶輪，滾筒與軸的周向定位均采用平鍵聯(lián)接。按dIII-V由手冊查得平鍵截面b*h=16*10(GB1095——79)，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為85mm（標(biāo)準(zhǔn)鍵長見GB1096——79），同時為了保證滾筒與軸配合有良好的對中性，故選擇滾筒與軸的配合為H7/n6；同樣，右端第一個帶輪與軸的聯(lián)接，選用平鍵b*h*l=10*8*15,帶輪與軸的配合為H7/k6。第二個帶輪與軸的聯(lián)接，選用平鍵b*h*l=10*8*45，帶輪與軸的配合為H7/k6。滾動軸承與軸的周向定位是借過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。
5）確定軸上圓角和倒角尺寸
參考表5-2 ，取軸端倒角為2*450 ，各軸肩處的圓角半徑見圖5 。
6）求軸上的載荷
首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)（圖5-1）做出軸的計算簡圖（5-2）。在確定軸承的支點位置時，應(yīng)從手冊中查取a值。因此，作為簡支梁的軸的支撐跨距，根據(jù)軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖，扭矩圖和計算彎矩圖，
從軸的結(jié)構(gòu)圖和計算彎矩圖中可以看出截面3——3處的計算彎矩最大，是軸的危險截面。截面3——3處的各相關(guān)數(shù)據(jù)計算如下。
7）按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度
? 畫受力簡圖（如圖5-2所示）
畫軸空間受力簡圖5-2：
圖 5-2 軸空間受力簡圖
?圖中A為主動輪，B為從動輪，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
從受力情況看出，軸在CA，AB兩段內(nèi)，各截面上的扭矩是不相等的，現(xiàn)在用截面法，根據(jù)平衡方程計算各段內(nèi)的扭矩，在AC段內(nèi)，以T1表示截面1——1上的扭矩，并任意地把T1的方向假設(shè)為如上圖所示，由平衡方程：
T1-WA-WB=0
T1=WA+WB=71625+14822.4=86447.4N.mm
在AB段內(nèi)，T4 表示截面4——4上的扭矩，并任意地把T4 的方向假設(shè)為如上圖所示，由平衡方程：T4-WB=0，所以：T4 =WB=14822.4N.Mm
扭矩圖如下：
圖 5-3扭矩圖
?由靜力平衡可得：FD+FC=FA+FB
FD(L1+L2+L3)+ FC（L2+L3）
由以上已知：L1=539mm，L2=72.5mm，L3=74.5mm，F(xiàn)A=1252N，F(xiàn)B=612N
所以可求出：FD=-335N，F(xiàn)C=2199N
因此：
在截面1——1處的彎矩M1=FD*489，扭矩W1=л*d13/32d1=54mm
截面1——1處的彎曲應(yīng)力σ1=M1/W1 =(335*489*32)/(3.14*543)=10.602
在截面2——2處的彎矩M2=FD*(489+50)=335*539=180，d2=45，
W2=л*d23/32=3.14*453/32=8942mm3
截面2——2處的彎曲應(yīng)力σ2=M2/W2=180565/8942= 20.1929
在截面3——3處的彎矩M3=FD*（489+50+72.5）=335*611.5=204852.5N.mm
d3=35mm,W3=л*d33/32=3.14*353/32=4207.11mm3
在截面3——3處的彎曲應(yīng)力σ3=M3/W3=204852.5/4207.11=48.692
在截面4——4處的彎矩M4=FB*74.5=45594N.mmd4=30mm，
W4=л*d43/32=2649.375mm
在截面4——4處的彎曲應(yīng)力σ4=M4/W4=45594/2649.375=17.21
明顯σ3>σ2>σ4>σ1即截面3——3是最危險的
作出彎矩圖：
圖 5-4 彎矩圖
?計算當(dāng)量彎矩：
Mca2=M2+(aT)2=204852.52+716252,所以Mca=217013N.mm
⑤校核軸的強度：
已知軸的當(dāng)量彎矩后，即可針對某些危險截面作強度校核計算，通常只校核軸上承受最大計算彎矩的截面（即危險截面3——3）的強度，則由以上數(shù)據(jù)可得:
σca = M ca/W3=217013/4207.11=51.5825<[σ-1]b=60MPa
即σca小于45鋼的許用彎曲應(yīng)力，故此軸安全。
⑥繪制軸的工作圖，見下圖5-5：
5.4第二傳動軸的設(shè)計
為了使輸送帶保持水平運動狀態(tài)，該軸的設(shè)計在外形和大小與主動軸的外形和大小大致一樣，過程如下：
1.擬定軸上零件的裝配方案
軸上零件的裝配方案對軸的結(jié)構(gòu)形式起著決定性的作用，現(xiàn)擬出該軸的裝配方案，如下圖5-6：
圖5-6 軸的裝配圖
2.該軸的各段與主動軸的相應(yīng)的各段軸徑大小和長度相同，各相應(yīng)軸肩高度也相同，過渡圓半徑大小相同，技術(shù)要求也一樣。
5.5第三傳動軸的設(shè)計
1.選擇軸的材料
選擇軸的材料為45鋼，經(jīng)調(diào)質(zhì)處理，其機械性能由表查得： [σ-1]b=60MPa,σb=640MPa,σ-1=275MPa,τ-1=155MPa.
2. 軸所傳遞的功率為P3,轉(zhuǎn)速n3，轉(zhuǎn)矩T3,若取軸承效率為0.99，皮帶傳動效率為0.96，則：
P3=0.272/（0.96*0.99）=0.2862kw
n3=95.04r/min
于是：T3=9550000*T3/n3
=9550000*0.2862/95.04
=28758N.mm
3.初步確定軸的最小直徑 先按式初步估算軸的最小直徑，其中C=112，C為取決于軸材料的許用扭轉(zhuǎn)應(yīng)力[τt]的系數(shù)。
dmin=C*
=112
=16.2mm
輸入軸的最小直徑顯然是安裝在軸承端蓋右端的皮帶輪處
4.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計
1）擬定軸上零件的裝配方案
軸上零件的裝配方案對軸的結(jié)構(gòu)形式起著決定性的作用，現(xiàn)擬出一種裝配方案，如下圖：
圖 5-7 軸的裝配圖
2） 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度
已確定軸的最小直徑為16.2mm，可初步設(shè)計軸的最小直徑為30mm，即dVI-VII=30mm,該段軸與皮帶輪配合，由皮帶輪的相關(guān)知識可得出皮帶輪的寬度為20mm，則該段軸的長度可設(shè)計為20mm即LVI-VII=20mm，為了滿足皮帶輪的軸向定位要求，VI——VII軸段左端需制出一軸肩，該軸肩高度為2.5mm，過渡圓的半徑為1mm,右端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D=33mm，由于軸肩等原因，V——VI段軸的直徑可初步設(shè)計為35mm，長度可初步設(shè)計為137mm,該軸段與IV——V段聯(lián)接處制出一個軸肩，軸肩高度為2.5mm,過渡圓半徑為1.2mm,該軸段與軸承端蓋配合，由此，IV——V段軸的直徑可初步設(shè)計為40mm，長度可設(shè)計為50mm，該段軸的左端制出一軸肩以利于定位，該軸肩高度為3mm，過渡圓直徑為1.6mm，III——IV段軸與滾筒配合，因此該段軸的長度與主動軸的相應(yīng)段軸的長度一樣，為450mm，軸的直徑初步設(shè)計為48mm，該段軸的左端采用軸肩進(jìn)行軸向定位，因此在該段軸的左端制出一軸肩，該軸肩高度為3.5mm，相應(yīng)過渡圓半徑為1.6mm，則II——III段軸的直徑可初步設(shè)計為56mm，該軸長可初步設(shè)計為10mm。I——II段軸的直徑初步設(shè)計為48mm，長度為21mm，該段軸的左端需制出一軸肩，以用于滾動軸承的軸向定位。由于I段軸與滾動軸承配合，因此該軸徑設(shè)計為40mm。
3） 初步選擇滾動軸承
因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用角接觸球軸承。參照工作要求并根據(jù)dI=40mm，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組，標(biāo)準(zhǔn)精度級的角接觸球軸承46208，其尺寸為d*D*B=40*80*18，故LI=18mm，右端滾動軸承采用軸肩進(jìn)行軸向定位。
至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。
4）軸上零件的周向定位
滾筒.皮帶輪與軸的周向定位均采用平鍵聯(lián)接。按dIII-IV=48mm，由手冊查得平鍵截面b*h=14*9(GB1095——79)，鍵槽用鍵槽銑刀加工，同時為了保證滾筒與軸配合有良好的對中性，故選擇滾筒與軸的配合為H7/n6;同樣，皮帶輪與軸的聯(lián)接選用平鍵為8*7*15，皮帶輪與軸的配合為H7/k6.滾動軸承與軸的周向定位是借過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。
5） 確定軸上圓角和倒角尺寸
參考表5.3.2，取軸端倒角為1X450。
6） 首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)作出軸的計算簡圖。
在確定軸承的支點位置時，應(yīng)從手冊中查取a值。根據(jù)軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖.扭矩圖和計算彎矩圖
?畫空間受力簡圖
圖 5-8 軸空間受力簡圖
?由前已計算得：T3=28758N.Mm,FC=612N，，L1=540.5mm，L2=147mm
由靜力平衡可得：
FA+FB=FC
FB*L1=FC(L1+L2)
則：FA+FB=612
540.5*FB=612*（147+540.5）
則：FA=-166.3N，F(xiàn)B=778.3N
?計算以上各截面的彎矩即截面1——1，2——2，3——3的彎矩
在截面1——1處的彎矩M1=FA*489 ，扭矩W1=л*d13 /32，d1=48mm截面1——1處的彎曲應(yīng)力σ1=M1 /W1 =(166.3*489*32)/(3.14*483)=7.52Mpa
在截面2——2處的彎矩M2 =FA（490.5+50）=89885.15N.mm,d2=40mm
扭矩W2=л*d23/32=3.14*403/32=6280mm3
截面2——2處的彎曲應(yīng)力σ2=M2/W2=89885.15/6280 =14.31Mpa
在截面3——3處的彎矩M3=FA*（490.5+50+147）=114331.25N.mm，d3=30mm
扭矩W3=л*d33/32=3.14*303/32=2649.4mm3
截面3——3處的彎曲應(yīng)力σ3=M3/W3=114331.25/2649.4=43.2Mpa
由此可知截面3——3是最危險的,作出扭矩圖和彎矩圖：
圖 5-9扭矩圖
圖 5-10 彎矩圖
④根據(jù)已作出的彎矩圖和扭矩圖，求出計算彎矩圖Mca：
Mca2=M2+(aT)2
=114331.252+287582
所以：Mca=117892N.Mm
⑤校核軸的強度
已知軸的計算彎矩后即可針對某些危險截面作強度校核計算，通常只校核軸上承受最大計算彎矩的截面的強度，即截面3——3的強度。
則由以上數(shù)值可得：
σca = M ca/W3=117892/2469.4=47.74Mpa<[σ-1]b=60MPa,故安全
⑥繪制軸的工作圖。見下圖：
圖 5-11第三傳動軸的工作圖
6.畢業(yè)設(shè)計總結(jié)
我的畢業(yè)設(shè)計課題是：多功能試驗臺的設(shè)計。這是一個關(guān)于系統(tǒng)整體設(shè)計的畢業(yè)設(shè)計，在往界的畢業(yè)設(shè)計中還未曾有過該類的設(shè)計，另外，該設(shè)計的重點是各軸和整體傳動系統(tǒng)的設(shè)計，排種器和輸送帶的性能的各數(shù)據(jù)是該設(shè)計的關(guān)鍵，其中排種器的各數(shù)據(jù)是經(jīng)驗值，由于缺乏必要的數(shù)據(jù)，工作停頓了段時間，通過多種渠道，終于查詢到一篇研究所的實驗報告，其中有排種器的相關(guān)數(shù)據(jù)，經(jīng)過一段時間的不懈努力，設(shè)計工作基本完成。
在設(shè)計過程中，一方面我深感自己知識的
貧乏和平時鍛煉的重要性，深刻領(lǐng)會到實踐與理論的差異性；另一方面，通過這次獨立的設(shè)計，更加堅定了繼續(xù)努力學(xué)習(xí)的信念，深深體會到理論與實踐的有機結(jié)合是學(xué)習(xí)和掌握知識的重要途徑，同時也是搞好教學(xué)的重要環(huán)節(jié)。在整個畢業(yè)設(shè)計過程中，使我提高了獨立思考問題和解決實際問題的能力。在整個畢業(yè)設(shè)計過程中，我通過各種方式收集、查找相關(guān)資料。在此過程中我刻苦努力，虛心請教，不放過任何難
點與疑問。而通過這次的畢業(yè)設(shè)計，使我認(rèn)識到要掌握深層次的模具設(shè)計需還需掌握更多的機械相關(guān)課程的知識，如機械制圖、材料力學(xué)，機械制造，機械原理等等。如今我不僅認(rèn)
識到了如何將知識更好的與實踐向結(jié)合，并且通過這次設(shè)計使我了解了一些設(shè)計方法和使自己更加熟練的掌握了一些設(shè)計軟件（如AutoCAD、PRO、Word等），同時也使我了解了怎樣去查找設(shè)計相關(guān)的設(shè)計資料（包括手冊、標(biāo)準(zhǔn)和規(guī)范等）以及進(jìn)行經(jīng)驗估算等方面有了一定程度的提高，深刻的感受到計算機和工具書及手冊在設(shè)計中帶來的便利和幫助。
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致 謝
經(jīng)過半年的忙碌和工作，本次畢業(yè)設(shè)計已經(jīng)接近尾聲，作為一個本科生的畢業(yè)設(shè)計，由于經(jīng)驗的匱乏，難免有許多考慮不周全的地方，如果沒有導(dǎo)師的督促指導(dǎo)，以及一起工作的同學(xué)們的支持，想要完成這個設(shè)計是難以想象的。
在這里首先要感謝我的導(dǎo)師趙進(jìn)輝老師。趙老師平日里工作繁多，但在我做畢業(yè)設(shè)計的每個階段，從外出實習(xí)到查閱資料，設(shè)計草案的確定和修改，中期檢查，后期詳細(xì)設(shè)計，裝配草圖等整個過程中都給予了我悉心的指
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