人力手拉插秧機設(shè)計（含三維SW模型）

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Therefore, this paper designs a small human hand pull rice transplanter for the application environment of paddy fields and hilly terraced fields in south China. This device uses manpower to pull the rice transplanter to drive, through the wheel through the chain transmission and gear transmission power respectively transfer longitudinal transplanting mechanism and transverse transplanting mechanism, in order to achieve the purpose of fast transplanting. Aiming at the vertical transplanting function, a four-link transplanting mechanism was designed. A mechanism of sprocket reciprocating movement was designed for the function of transverting seedling. In this paper, the design of the important parts of the mechanism of the size calculation, mechanical analysis strength check calculation and finite element analysis, to ensure that the strength of the key parts of the transplanter are in line with the actual requirements of use. KEY WORDS Human rice transplanter; Rapid transplanting; Design; Finite element analysis 目 錄 1.前 言 1 1.1選題背景及意義 1 1.2國內(nèi)外研究現(xiàn)狀 1 1.3本文研究內(nèi)容 3 2.總體方案設(shè)計 4 2.1設(shè)計需求分析 4 2.2總功能與子功能分析 4 2.3子功能方案評價及選型 5 2.3.1車輪驅(qū)動功能 5 2.3.2分離動力功能 7 2.3.3縱向插秧功能 8 2.3.4橫向分秧功能 10 2.4總體結(jié)構(gòu)設(shè)計方案 11 3.插秧機機械結(jié)構(gòu)設(shè)計 13 3.1車輪傳動結(jié)構(gòu)設(shè)計 13 3.1.1車輪結(jié)構(gòu)設(shè)計 13 3.1.2一級鏈傳動選型設(shè)計 14 3.1.3車輪軸結(jié)構(gòu)設(shè)計 15 3.1.4車輪軸承選型設(shè)計 17 3.1.5離合器結(jié)構(gòu)設(shè)計 19 3.2縱向插秧機構(gòu)設(shè)計 21 3.2.1插秧機構(gòu)結(jié)構(gòu)設(shè)計 21 3.2.2插秧運動軌跡分析 22 3.2.2二級直齒圓柱齒輪傳動選型設(shè)計 24 3.3秧盤設(shè)計 32 3.4橫向分秧機構(gòu)設(shè)計 33 3.4.1分秧機構(gòu)設(shè)計 33 3.4.2二級直齒錐齒輪傳動選型設(shè)計 35 3.4.3三級鏈傳動選型設(shè)計 42 4．優(yōu)化設(shè)計及校核 44 4.1 一級傳動鏈輪校核計算 44 4.2車輪軸校核計算 44 4.3分秧器校核計算 47 4.4三級鏈傳動校核計算 48 4.5插秧機構(gòu)有限元及其拓撲優(yōu)化 49 4.5.1支承座有限元分析 49 5．結(jié)論 52 5.1研究內(nèi)容總結(jié) 52 5.2研究內(nèi)容展望 52 參考文獻 54 致謝 56 1.前 言 1.1選題背景及意義 人力手拉插秧機是一種運用人力作為原動力將秧苗插入到田地的一種農(nóng)用機械裝置。其基本工作原理如下：人力拉動插秧機的同時驅(qū)動縱向插秧機構(gòu)和橫向分秧機構(gòu)。首先縱向插秧機構(gòu)與橫向分秧機構(gòu)在不同平面上配合運動， 其次，進行插秧時，秧叉從秧盤中摘取一定量的秧苗以曲線的運動軌跡插入到泥土中。重復縱向插秧機構(gòu)的插秧與橫向分秧機構(gòu)分秧動作，使插秧機能夠連續(xù)地進行插秧。 目前，我國是世界水稻播植面積第二大國家，約為29962千公頃。在平原田地上，大多使用的是中大型的自動化插秧機，其插秧速度快、插秧準確率高，但其運用的范圍仍然有限。在我國貴州、云南等丘陵眾多省份，以丘陵地帶以梯田為主，中大型自動化插秧機運輸困難卻在梯田中運行不便。因此，在科技發(fā)達的時代，本文對人力手拉插秧機的研究仍十分重要，研究出一款適應家庭小規(guī)模、應用于平原水田和丘陵梯田的小型人力插秧機有著重要意義。 1.2國內(nèi)外研究現(xiàn)狀 我國計劃性地研究人力手拉插秧機開始于1953年，在1953年，華東農(nóng)業(yè)研究所農(nóng)具系將手扶式插秧機納入科研課題并開始進行多方面研究[5]。我國在60年代才進入人力手拉插秧機的高速發(fā)展期，其中，廣西農(nóng)機所、江西水稻機械研究所以及四川省農(nóng)機所聯(lián)合摸索，于1965年研制出廣西-65型插秧機[5]（如圖1.1所示）。廣西-65型插秧機是我國定型第一款人力手拉插秧機，廣西-65型人力插秧機的誕生標志著我國插秧機從研發(fā)探索階段到實際應用階段的轉(zhuǎn)變。廣西-65型插秧機只能插秧大秧苗，于1972年，在廣西農(nóng)機所組織下，對其進行改進為廣西65-2型插秧機[6]（如圖1.2所示），廣西62-2型可以切換大、小苗兩種插秧方式。 圖1.1 廣西-65型插秧機 圖1.2廣西65-2型插秧機 廣東省一機局參考廣西65-2型插秧機，在其基礎(chǔ)上設(shè)計了廣東70-1型插秧機[7]（如圖1.3所示）。廣東70-1型插秧機結(jié)構(gòu)簡單耐操、操作簡便，插秧合格率在70%以上。 圖1.3 廣東70-1型插秧機 日本研究手拉插秧機歷史較早，于1898年發(fā)表了世界上第一篇專利[8]。日本最早定型的插秧機是洗根苗マメトラ插秧機[8]，但因洗根苗的插秧方式未能提高插秧機的工作效率。洗根苗式插秧機最終停產(chǎn)。日本在插秧技術(shù)上頗有研究，設(shè)計了一款回轉(zhuǎn)式高速插秧的裝置[9]（如圖1.4所示）。在結(jié)構(gòu)上擁有兩個秧爪，能夠在一個回轉(zhuǎn)周期內(nèi)插秧2次，其在插秧效率上大大提高。 圖1.4 回轉(zhuǎn)式插秧機構(gòu) 1.3本文研究內(nèi)容 本文針對人力手拉插秧機主題進行結(jié)構(gòu)設(shè)計，設(shè)計了一款只需人力拉動插秧機，即可完成插秧功能的機械裝置，使得插秧機能夠在平原水田、丘陵梯田等工況下平穩(wěn)運行。并且要求插秧機完全由人力作為驅(qū)動源，此外，在插秧機轉(zhuǎn)彎或掉頭時，需要分離動力，以避免在轉(zhuǎn)彎或掉頭時插出弧面的秧。另外，由于人力手拉插秧機用于家庭小規(guī)模種植，要求其應盡量輕便、方便運輸。本文的研究內(nèi)容和關(guān)鍵技術(shù)如下： （1）第二章對插秧機總體設(shè)計給出方案，對各功能的方案進行優(yōu)缺點評價并選擇適合本文設(shè)計相符的方案。 （2）第三章第2節(jié)對車輪傳動功能進行設(shè)計，包括車輪結(jié)構(gòu)的設(shè)計，一級鏈傳動的選型設(shè)計，車輪軸設(shè)計以及車輪軸軸承的選型設(shè)計。參考了鍵連接理念，本文設(shè)計了一款基于鍵連接的快速分離、結(jié)合動力的離合器，并采用鍵連接的方式對其進行強度校核。 （3）第三章第3節(jié)對插秧機的縱向插秧機構(gòu)進行了結(jié)構(gòu)設(shè)計，采用了連桿方案，設(shè)計了一種仿人手插秧的四連桿插秧機構(gòu)，并對其進行運動學分析。此外，在傳動方面，選擇直齒圓柱齒輪作為二級傳動方案，并對齒輪進行選型。 （4）第三章第5節(jié)對插秧機的橫向分秧機構(gòu)進行了結(jié)構(gòu)設(shè)計，參考鏈節(jié)在鏈條上的往復運動，設(shè)計了一款基于鏈輪往復運動的橫向分秧機構(gòu)，并對其進行校核。在傳動方面，二級與三級傳動分別選擇了直齒錐齒輪和鏈傳動，并對二級傳動和三級傳動進行校核計算。 （5）第四章對插秧機三種鏈傳動和車輪軸進行校核計算。此外，還縱向插秧機構(gòu)的支承座進行有限元分析以及拓撲優(yōu)化，使其在保證強度剛度足夠后，盡量節(jié)省材料。 2.總體方案設(shè)計 2.1設(shè)計需求分析 以現(xiàn)有人力插秧機為參考，設(shè)計一款適用于家庭小規(guī)模種植水稻，面向平原水田、丘陵梯田工況下的人力手拉插秧機。要求其能在南方水田、丘陵梯田環(huán)境下運行，并且要求插秧機完全由人力作為驅(qū)動源，此外，在插秧機轉(zhuǎn)彎或掉頭時，需要分離動力，以避免在轉(zhuǎn)彎或掉頭時插出弧面的秧。另外，由于人力手拉插秧機用于家庭小規(guī)模種植，要求其應盡量輕便、方便運輸。 原始數(shù)據(jù)及設(shè)計要求： （1） 以人力驅(qū)動車輪為唯一動力源，驅(qū)動各主要執(zhí)行機構(gòu)運行； （2） 插秧機外形尺寸長×寬×高（mm）約為：1539×666×943; （3） 田地間平均運行速度（m/s）約為：1.2； （4） 人力手拉插秧機運行功率（w）：50； （5） 水稻行距（mm）：200； （6） 插秧速度（株/分鐘）：900。 2.2總功能與子功能分析 由設(shè)計需求分析可知，人力手拉插秧機的總功能是實現(xiàn)插秧機在南方水田、梯田進行插秧。根據(jù)需求分析可知，總功能可以拆分為車輪驅(qū)動、縱向插秧、橫向分秧以及其他功能。其中，車輪驅(qū)動功能又可以分為車輪傳動功能與分離動力功能。 針對車輪傳動功能，要求其執(zhí)行機構(gòu)作為插秧機在南方水田、丘陵梯田環(huán)境下正常行駛的主要機構(gòu)；針對分離動力功能，由于采用車輪作為唯一動力，因此要求其執(zhí)行機構(gòu)在插秧機轉(zhuǎn)彎或掉頭時，分離動力，以避免在轉(zhuǎn)彎或掉頭時插出弧面非必要的秧苗；針對縱向插秧功能，要求其執(zhí)行機構(gòu)能夠在一個運動周期內(nèi)快速并準確取秧、插秧，即盡量避免未取秧、多取的情況。針對橫向分秧功能，要求其執(zhí)行機構(gòu)能夠平穩(wěn)地進行橫向往復運動。此外，對于插秧機整體運作而言，要求其盡量避免淤泥進入各個子執(zhí)行機構(gòu)，以避免阻礙機器正常運轉(zhuǎn)。 總功能與子功能關(guān)系如圖2.1。其中各子功能獨立工作，又相輔相成。 圖2.1 總功能與子功能關(guān)系圖 2.3子功能方案評價及選型 根據(jù)各子功能的性能特點，列出子功能結(jié)構(gòu)方案的形態(tài)學矩陣，如表2.1所示。 表2.1 子功能結(jié)構(gòu)方案的形態(tài)學矩陣 功能 結(jié)構(gòu)方案 1 2 3 車輪驅(qū)動功能 履帶 步掌式車輪 插片車輪 分離動力功能 鍵分離 卡爪分離 汽車離合裝置 縱向插秧功能 齒輪組式插秧 三桿式插秧 四桿仿人手插秧式 橫向分秧功能 曲柄滑塊 往復絲桿裝置 鏈輪往復運動 保護功能 設(shè)計防護外殼 由子功能結(jié)構(gòu)的形態(tài)學矩陣可知，人力手拉插秧機的子功能方案數(shù)為： (2.1) 根據(jù)給定的條件、各結(jié)構(gòu)的相容性以及采用的機械結(jié)構(gòu)應該有效且盡量簡便等方面考慮，現(xiàn)對上述車輪驅(qū)動、分離動力、縱向插秧、橫向分秧四大功能的執(zhí)行機構(gòu)方案進行評價： 2.3.1車輪驅(qū)動功能 對于車輪驅(qū)動功能而言，有履帶車輪、步掌式車輪以及自行設(shè)計的插片車輪方案合適。以下對三種方案進行優(yōu)缺點評價，參照下表2.2車輪驅(qū)動方案優(yōu)缺點分析。 表2.2 車輪驅(qū)動方案優(yōu)缺點分析 功能 機構(gòu)方案 圖例 優(yōu)點 缺點 車輪驅(qū)動 履帶車輪 履帶車輪能夠適應大多數(shù)環(huán)境；接地比壓低；通過性和爬坡能力超強。 水田的輪拖輪轍更是影響插秧和收割，甚至造成泥腳不斷加深而無法耕種；轉(zhuǎn)向效率低，行駛運轉(zhuǎn)速度慢。 步掌式車輪 車輪結(jié)構(gòu)簡單，制造簡便。 該車輪在安裝上需要盡可能對稱，卻在運行存在非連續(xù)性。 插片車輪 插片車輪利用插片嵌入泥土，適應大部分水田環(huán)境。 由于采有焊接插片的方式，對于復雜含有碎石環(huán)境而言，插片容易折斷。 通過上述表格分析可知，上述三種執(zhí)行機構(gòu)方案均符合設(shè)計任務(wù)中的要求。但若采有履帶車輪，需要較大的啟動力以及在運行過程中，需要特別注意泥土、碎石等雜物進入車輪和履帶。此外，將履帶車輪運用在水田環(huán)境中，維護成本高，由此可見，在小型人力插秧機的設(shè)計中，不宜采用履帶車輪。若選擇步掌式車輪，雖然車輪結(jié)構(gòu)簡單、制造簡便，但該車輪在安裝上需要盡可能對稱，卻在運行存在非連續(xù)性，并不適用于小型的人力手拉插秧機。 綜上所述，自行設(shè)計的插片車輪是更優(yōu)的選擇，但仍要注意的是在使用中避免碎石環(huán)境，倘若插片折斷，需要自行進行焊接。 2.3.2分離動力功能 對于分離動力功能而言，有鍵分離、卡爪分離以及汽車離合裝置三種方案合適。以下對三種以下對三種方案進行優(yōu)缺點評價，參照下表2.3分離動力方案優(yōu)缺點分析。 表2.3分離動力方案優(yōu)缺點分析 功能 機構(gòu)方案 圖例 優(yōu)點 缺點 分離動力 鍵分離 結(jié)構(gòu)簡單可靠；裝拆方便、對中性好。 采用平鍵進行傳動，需要在軸上開出較長的鍵槽，對軸的強度有所影響。 卡爪分離 結(jié)構(gòu)較為簡單，能夠快速卡入后撥出。 采用卡爪傳動，需要在軸上開出至少一道鍵槽，對軸的強度有較大影響。 聯(lián)軸器裝置 結(jié)合平順，結(jié)構(gòu)簡單。 需要將軸斷開，而且柱銷長期磨合容易脫落脫落。 通過上述表格分析可知，上述分析表三種執(zhí)行機構(gòu)方案均符合設(shè)計任務(wù)中的要求。若采用卡爪分離方案，需要對軸以及鏈輪做出較大調(diào)整，這對軸的強度提出了較大的要求。另外，若選擇聯(lián)軸器結(jié)構(gòu)，雖然結(jié)構(gòu)簡單、制造成本比較較低，在南方水田、丘陵梯田環(huán)境下運行維護成本高。因此，不宜將聯(lián)軸器裝置應用于人力插秧機領(lǐng)域。 綜上所述，鍵分離動力為更優(yōu)的選擇，但仍要注意的是在軸的設(shè)計上，需要確保軸的強度足夠。 2.3.3縱向插秧功能 對于縱向插秧功能而言，有齒輪組式、三桿式以及四桿仿人手式三種插秧方案合適。以下對三種插秧方案進行優(yōu)缺點評價，參照下表2.4縱向插秧方案優(yōu)缺點分析。 表2.4 縱向插秧方案優(yōu)缺點分析 功能 機構(gòu)方案 圖例 優(yōu)點 缺點 縱向插秧 齒輪組式 插秧效率高，在一個運轉(zhuǎn)周期內(nèi)，能夠插兩次秧苗。 制造成本較高，在使用過程中，需要在外圍加裝防護罩以避免泥土進入齒輪。 三桿式 結(jié)構(gòu)最為簡單且可靠。 運用機構(gòu)時，主動桿需要做一個平面運動。 四桿仿人手式 結(jié)構(gòu)較為簡單且可靠。 對于四桿仿人手插秧，其運動幾何設(shè)計較為復雜。 通過上述表格分析可知，上述分析表三種執(zhí)行機構(gòu)方案均符合設(shè)計任務(wù)中的要求。齒輪組式參照自動化插秧機的設(shè)計，在插秧過程中，能高效地完成插秧任務(wù)，但其結(jié)構(gòu)較為復雜，卻在日常的使用中，需要加入防護罩。倘若直接購置，同樣也需要大量的費用，這與家庭小規(guī)模種植水稻的設(shè)計目的背道而馳。三杠式插秧方案結(jié)構(gòu)簡單可靠，但在插秧過程中。主動桿需做一個簡單的平面運動，適合人機驅(qū)動且人手邊做插秧動作的機型?？紤]到本次插秧機的設(shè)計目標之一為“以人力驅(qū)動車輪為唯一動力源”，因此，三桿式插秧方案并不適合此次設(shè)計。四桿仿人手式插秧方案結(jié)構(gòu)較為簡單，考慮到以車輪為驅(qū)動，在將車輪軸的旋轉(zhuǎn)運動轉(zhuǎn)化為曲柄旋轉(zhuǎn)運動，同樣簡便。 綜上所述，四桿仿人手式插秧方案為更優(yōu)的選擇。 2.3.4橫向分秧功能 對于橫向分秧功能而言，有曲柄滑塊、往復絲桿以及鏈輪往復運動方案合適。以下對三種方案進行優(yōu)缺點評價，參照下表2.5橫向分秧方案優(yōu)缺點分析。 表2.5 橫向分秧方案優(yōu)缺點分析 功能 方案 圖例 優(yōu)點 缺點 橫向分秧 曲柄滑塊 結(jié)構(gòu)簡單。 需要較大的尺寸的曲柄，在運行過程中存在速度不均情況。 往復絲桿 運動平穩(wěn)，不容易產(chǎn)生低速爬行情況；運轉(zhuǎn)精度保持性好。 在開放環(huán)境中需要間斷性地加入潤滑油。 鏈輪往復運動 結(jié)構(gòu)較為簡單。 采用鏈輪往復運動方式，存在多邊形效應。 通過上述表格分析可知，上述分析表三種執(zhí)行機構(gòu)方案均符合設(shè)計任務(wù)中的要求。曲柄滑塊機構(gòu)雖然結(jié)構(gòu)簡單，但需要經(jīng)過二級傳動。此外，曲柄滑塊機構(gòu)中，存在速度不均，這并不能均衡地分秧。往復絲桿精度高、運行平穩(wěn)，但運行過程中摩擦大，發(fā)熱量同樣也大，需要間斷性地加入潤滑油，在開式環(huán)境下，容易生銹。因此，往復絲桿并適用于人力手拉插秧機。鏈輪往復運動方式結(jié)構(gòu)較簡單、體積小，雖然鏈輪存在多邊形效應，但基本確保能使秧盤做較穩(wěn)定的往復運動。 綜上所述，鏈輪往復運動方案為更優(yōu)的選擇。 2.4總體結(jié)構(gòu)設(shè)計方案 本次設(shè)計的人力手拉插秧機整體效果如圖2.2和圖2.3所示。 圖2.2 人力手拉插秧機效果圖 圖 2.3 人力手拉插秧機效果局部圖 從圖2.2和圖2.3插秧機的整體結(jié)構(gòu)可以看出，很明顯的是三大模塊：車輪驅(qū)動模塊、縱向插秧模塊以及橫向分秧模塊。使用者通過手拉插秧機前進，車輪與底板平齊，插片插入泥土內(nèi)，從而使車輪通過一級鏈輪帶動中間軸轉(zhuǎn)動。中間軸再分別將力矩傳動給三個縱向插秧機構(gòu)和一個橫向分秧機構(gòu)。其中，中間軸的力矩經(jīng)第二級直齒輪傳遞到縱向插秧機構(gòu)，從而進行仿人手插秧動作；中間軸的力矩經(jīng)第二級錐齒輪以及第三級鏈輪傳遞到橫向分秧機構(gòu)。縱向插秧機構(gòu)與橫向分秧機構(gòu)組合運動，達到整體的插秧功能。 本次設(shè)計的人力手拉插秧機工作原理如下圖2.4所示。 圖2.4 人力手拉插秧機原理圖 3.插秧機機械結(jié)構(gòu)設(shè)計 3.1車輪傳動結(jié)構(gòu)設(shè)計 3.1.1車輪結(jié)構(gòu)設(shè)計 為了方便加工與組裝，將插片車輪設(shè)計成分體式，即將輪轂與插片分開制造，獨立制造完成后通過焊接組裝，為使車輪與現(xiàn)有人力插秧機擁有更好的兼容性，現(xiàn)將插片車輪的大小設(shè)計成與普通人力插秧機車輪相近，取輪轂外直徑為320mm。此外，為減輕插秧機總重量，輪轂由方管加工后焊接而成，并且將車輪設(shè)計為輻條式結(jié)構(gòu)。在車輪與軸配合方面，選用無鍵連接的型面連接，目的是達到快速拆裝車輪，在軸向長度上，為保證車輪運行穩(wěn)定，擬定，輪轂結(jié)構(gòu)如圖3.1所示。 圖3.1 輪轂結(jié)構(gòu)圖 插片結(jié)構(gòu)如圖3.2所示。插片數(shù)量一般取10-20，插片數(shù)量過少，容易產(chǎn)生打滑現(xiàn)象；相反地，車輪容易被抬起。綜合考慮，為更好地驅(qū)動，插片數(shù)量設(shè)計為16，插片長40mm，高35mm，厚3mm。此外，在不影響驅(qū)動條件下，為減少重量和節(jié)省材料，在插片中切去5個孔。 圖3.2 插秧結(jié)構(gòu)圖 考慮到插片的受力情況，在輪轂外圓鋼管切出一個缺口，再將插片焊接在輪轂上，車輪整體直徑為384mm。插片車輪整體結(jié)構(gòu)如圖3.3所示。 圖3.3 插片車輪整體結(jié)構(gòu)圖 3.1.2一級鏈傳動選型設(shè)計 由于水稻行距車輪直徑，外周長，水稻一般行距為180～200。現(xiàn)初定行距。 (1)計算縱向插秧機構(gòu)總傳動比 （3.1） 縱向插秧機構(gòu)有兩級傳動，分別為鏈傳動和齒輪傳動?，F(xiàn)設(shè)定鏈傳動比，齒輪傳動比。 (2)查《機械設(shè)計》[1]表格可知，工況系數(shù),主動鏈輪齒數(shù)系數(shù),多排鏈系數(shù)?，F(xiàn)計算當量的單排鏈計算功率 (3.2) （3）確定鏈條型號和節(jié)距。鏈條的型號需要根據(jù)當量的單排鏈計算功率、單排鏈額定功率以及大鏈輪轉(zhuǎn)速得到，應確保的是。查閱資料，取鏈條型號為05B，其節(jié)距。 （4）計算鏈節(jié)數(shù)和中心距。初定中心距為，按下式計算鏈節(jié)數(shù)： （3.3） 為了避免使用過渡鏈節(jié)，應將計算出的鏈節(jié)數(shù)圓整為偶數(shù)。 查《機械設(shè)計》[1]表格可得，中心距計算系數(shù)，計算鏈傳動的最大中心距為 （3.4） （5）計算鏈速 （3.5） 確定潤滑方式，由鏈速和鏈條型號查《機械設(shè)計》[1]表格可知，一級鏈傳動需要定期人工潤滑。 （6）主要設(shè)計結(jié)論 鏈條型號05B;鏈輪齒數(shù)；鏈條節(jié)數(shù)，中心距。 3.1.3車輪軸結(jié)構(gòu)設(shè)計 1.已知車輪軸轉(zhuǎn)速，插秧機的運行功率。 2.若取每級傳動效率（包括軸承在內(nèi)）， 計算車輪軸的功率 （3.6） 車輪軸扭矩 （3.7） 計算車輪軸鏈輪所受的圓周力 （3.8） 由于插秧機底板承受插秧機的大部分重量，現(xiàn)兩車輪分別所受的徑向力 （3.9） 3.選擇軸的材料為45鋼，調(diào)制處理。取,軸的最小直徑為 （3.10） 車輪軸的最小直徑為端面確定車輪軸向定位的螺紋小徑，查《機械設(shè)計課程設(shè)計》[2]表格，選用兩端螺紋大小為M14，即，其小徑為,符合要求。 4.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 圖3.4 車輪軸結(jié)構(gòu)設(shè)計圖 擬定車輪軸的尺寸如圖3.4所示。 5.根據(jù)軸向定位確定車輪軸的各段直徑與長度如下： （1）為滿足對車輪的軸向定位，兩端螺紋段需要添加螺母和墊片，根據(jù)《機械設(shè)計》[1]螺紋連接章節(jié)，為保證車輪在軸向定位上有彈性變化，取。 （2）確定車輪軸段。在車輪徑向定位上，為達到快速配合的目的，采用型面連接的方式，其截面為正方形，尺寸為。在軸向上，為了保證螺母可靠地壓緊輪轂端面，段要略小于車輪輪轂寬度，故取。輪轂內(nèi)端采用軸肩定位，故取。 （3）初選滾動軸承。因軸承同時受徑向力和較小的軸向力作用，現(xiàn)選用深溝球軸承。根據(jù)，選擇單列深溝球軸承6105，其尺寸，故。 （4）取安裝鏈輪段的軸徑,在軸向上，鏈輪右端由軸,頸l67固定，左端由離合器蓋子固定。軸頸直徑要略大于d56,故取d67=35mm,l67=10mm，d78=30mm。 （5）根據(jù)兩軸承在機架的軸向距離為l49=393mm，現(xiàn)計算l78長度，由圖3.6得， （3.11） 現(xiàn)已確定車輪軸的基本尺寸如下表3.1所示。 表3.1 車輪軸尺寸表 軸段 12 23 34 45 56 67 78 89 910 1011 1112 直徑 14 16x16 23 25 30 35 30 25 23 16x16 14 長度 30 38 68.5 11 125 10 258 11 68.5 38 30 3.1.4車輪軸承選型設(shè)計 根據(jù)設(shè)計條件，在插秧機的運行中，車輪軸受到徑向力和較小的軸向力，因此選用深溝球軸承6105，查《機械設(shè)計課程設(shè)計手冊》[2]得軸承內(nèi)徑，外徑，寬度，額定動負載，額定靜負載Cr=5.05kN。特別的，在插秧機轉(zhuǎn)彎或掉頭式，由于采用兩輪同步運動，會產(chǎn)生一定的軸向力，將軸向力限定為500N,且作用在車輪軸的左側(cè)。 （1）求徑向載荷Fr1和Fr2 根據(jù)第四章“4.2車輪軸校核計算”可知FNH1=66.16N,FNV1=95.89N, FNH2=126.57N,FNV2=2.4N。 徑向載荷 （3.12） 徑向載荷 （3.13） （2）計算兩軸承的軸向力Fa1和Fa2： 計算判定條件 （3.14） 查《機械設(shè)計課程設(shè)計手冊》[2]，挑選與0.10相近的數(shù)值，為0.14。差得：e=0.19,Y=2.30。 計算軸承一軸向力 （3.15） 軸承二軸向力 （3.16） （3）計算徑向當量動負荷： 查《機械設(shè)計課程設(shè)計手冊》[2]，當當。 對于軸承一，現(xiàn)計算判定條件 （3.17） 軸承一徑向當量動負荷： （3.18） 對于軸承二，現(xiàn)計算判定條件 （3.19） 軸承二徑向當量動負荷： （3.20） （4）計算徑向當量靜負荷 查《機械設(shè)計課程設(shè)計手冊》[2]，深溝球軸承的徑向當量靜負荷公式為P0r=Fr,P0r=0.6Fr+0.5Fa,結(jié)果取上述兩公式最大值。 軸承一的徑向當量靜負荷： （3.21） 則軸承一的徑向當量靜負荷P0r1=116.50N。 軸承二的徑向當量靜負荷： （3.22） 則軸承二的徑向當量靜負荷P0r2=126.59N。 3.1.5離合器結(jié)構(gòu)設(shè)計 在插秧機轉(zhuǎn)彎或掉頭的情況下，由于插秧機使用車輪軸帶動各個執(zhí)行機構(gòu)運作。因此，在非工作的時間段內(nèi)，需要分離動力。 離合器結(jié)構(gòu)設(shè)計如圖3.5所示，其中，左圖為工作時離合器的狀態(tài)，右圖為非工作時離合器的狀態(tài)。借用鍵的設(shè)計理念，在車輪軸上銑出一個長鍵槽。由于鍵的工作面為兩個側(cè)面，且與鍵槽的兩個側(cè)面為過盈配合，這與本次離合器的設(shè)計有所矛盾。為快速提高結(jié)合與分離的動作，在鍵和軸上鍵槽接觸面，采用過渡配合。 圖3.5 離合器結(jié)構(gòu)設(shè)計示意圖 由于采用的是鍵設(shè)計理念，由車輪軸連接鏈輪的軸段直徑為30mm,根據(jù)《機械設(shè)計》[1]，選用鍵的材料為鋼，連接工作方式為靜連接，其許用擠壓應力。其截面尺寸，鍵的長度選擇L=50mm。為方便使用者撥動鍵，在鍵一端上方設(shè)計一個小凸起，其頂部為球狀，不易傷手。鍵的結(jié)構(gòu)設(shè)計圖如下圖3.6所示。 圖3.6 鍵的結(jié)構(gòu)設(shè)計圖 由上述可知，鍵的尺寸。離合器采用的是鍵分離的結(jié)構(gòu)，已知軸的轉(zhuǎn)矩為T=31.25N·m,在工作狀態(tài)下，測得其實際接觸長度l=17.37mm,現(xiàn)對其進行校核計算。 設(shè)定鏈輪的載荷在鍵的側(cè)面上是均勻分布的，計算其強度條件： （3.23） 由上述校核可知，根據(jù)CB/T1096-2003選用鍵滿足設(shè)計要求，并且有較大的寬裕度。 3.2縱向插秧機構(gòu)設(shè)計 3.2.1插秧機構(gòu)結(jié)構(gòu)設(shè)計 本次設(shè)計的插秧機共有三個插秧機構(gòu)，三個插秧機構(gòu)間隔距離相等，兩側(cè)插秧機構(gòu)相對中間插秧機構(gòu)呈左右對稱，根據(jù)水稻種植技術(shù)[3],將插秧機構(gòu)間隔設(shè)置為200mm。插秧機構(gòu)采用四連桿機構(gòu)設(shè)計，主要由曲柄桿、擺桿、插秧臂、秧叉組成（如圖3.9所示），其作用是從秧盤摘取一定的秧苗并種植到水田泥土里。 如圖3.7所示，由曲柄桿、擺桿、插秧臂以及機架組成四連桿機構(gòu)，插秧機構(gòu)相互接觸聯(lián)動都裝有軸承，每個插秧機構(gòu)一共安裝有兩個向心軸承、兩個推力軸承，確保在轉(zhuǎn)動的過程中，各個零件能夠轉(zhuǎn)動靈活，不卡頓，更重要的是，確保在長期運作中秧叉的運動軌跡能夠準確。曲柄桿固定在高速軸上，車輪軸（低速軸）通過鏈輪帶動中間軸，中間軸再通過齒輪帶動高速軸轉(zhuǎn)動。曲柄桿做圓周運動，擺桿做往復擺動，插秧臂和秧叉做較為復雜的平面運動。秧叉按預定的軌跡從秧盤摘取下秧苗后插入到水田泥土中。 1-秧叉，2-插秧臂，3-曲柄桿，4-擺桿 圖3.7 插秧機結(jié)構(gòu) 3.2.2插秧運動軌跡分析 由3.3.1插秧機構(gòu)的設(shè)計，曲柄桿兩軸中心距離為30mm, 擺桿兩軸中心距離為40mm，插秧臂長150mm，秧叉長120mm?，F(xiàn)將其進行簡化，如圖3.8所示。 圖3.8 插秧機構(gòu)機械簡圖 測量出其尺寸，如下表3.2所示。 表3.2 插秧機構(gòu)主要零件尺寸表 名稱 代號 參數(shù)（mm） 曲柄桿 OA 30 擺桿 BC 40 擺桿B端到A點距離 BA 60 插秧臂 BD 150 秧叉 DE 120 現(xiàn)對插秧機構(gòu)零件秧叉端點E進行運動軌跡的分析，對其軌跡進行劃分為取秧、帶秧、插秧、出土和回程五個位移段。如圖3.11所示，秧叉從秧盤摘取下秧苗做過的路徑ab稱為取秧段；秧叉取秧后到剛插入泥土走過的路徑bc成為帶秧段；秧叉將秧苗插入到泥土走過的路徑cd稱為插秧段；秧叉分離秧苗后從泥土到剛離開泥土走過的路徑de稱為出土段；秧叉剛離開泥土到摘取秧苗走過的路徑ea稱為回程段。 圖3.9 秧叉端點的運動軌跡 現(xiàn)對插秧機構(gòu)進行運動模擬，由于插秧動作為豎直平面的運動，對秧叉端點進行在豎直方向的位移、速度、加速度分析模擬，秧叉端點E豎直方向位移如圖3.10所示；秧叉端點E豎直方向速度如圖3.11所示；秧叉端點E豎直方向加速度如圖3.12所示；擺桿端點B角速度如圖3.13所示。 圖3.10 秧叉E豎直方向位移曲線圖 圖3.11 秧叉E豎直方向速度曲線圖 圖3.12 秧叉E豎直方向加速度曲線圖 圖3.13 擺桿端點B角速度曲線圖 3.2.2二級直齒圓柱齒輪傳動選型設(shè)計 1.齒輪基本參數(shù)選擇 （1）由于插秧機在運行中只存在較小軸向力，因此選擇的齒輪為直齒圓柱齒輪，其壓力角為𝛼=20°，齒輪精度為7級。 （2）對齒輪對進行選材。主動輪選取40Cr鋼材，從動輪選取45鋼。此外，為提高齒輪對的強度，要求對兩齒輪進行調(diào)質(zhì)處理。 （3）由本文“3.2.2一級鏈傳動選型設(shè)計”可知，二級齒輪傳動的轉(zhuǎn)動比為。選擇從動輪齒數(shù)，計算主動輪齒數(shù) （3.24） 取主動輪齒數(shù)。 2.按照齒面接觸疲勞強度進行設(shè)計 （1）初步計算主動輪分度圓直徑： （3.25） 1) 齒輪的載荷系數(shù)，查《機械設(shè)計》[1]，初步選擇; 2) 計算主動齒輪的轉(zhuǎn)矩 （3.26） 3) 齒輪的齒寬系數(shù)，，查《機械設(shè)計》[1]，初步選取。 4) 齒輪的區(qū)域系數(shù)，查《機械設(shè)計》[1]，初步選擇; 5) 齒輪材料的彈性影響系數(shù)，查《機械設(shè)計》[1]，初步選擇； 6) 計算齒輪嚙合的重合度: 由主動輪齒輪齒頂高系數(shù)為，計算主動輪齒頂圓的壓力角： （3.27） 從動輪齒頂圓的壓力角： （3.28） 齒輪嚙合的重合度： （3.29） 重合度系數(shù)： （3.30） 7) 對齒輪對的接觸疲勞許用應力[𝜎𝐻1]進行計算 查《機械設(shè)計》[1]，主動輪的接觸疲勞許用應力，從動輪的接觸疲勞許用應力。 主動輪的轉(zhuǎn)速 （3.31） 本次設(shè)計要求齒輪的工作壽命10年，每年按200天計算，設(shè)想每天工作8小時?，F(xiàn)分別計算兩齒輪的應力循壞次數(shù)： （3.32） 上式中： j為齒輪轉(zhuǎn)一周同側(cè)齒面的嚙合次數(shù)，； Lh為齒輪的工作壽命 （3.33） 計算主動輪的應力循壞次數(shù): （3.34） 從動輪的應力循壞次數(shù): （3.35） 現(xiàn)查閱《機械設(shè)計》[1]，主動齒輪的接觸疲勞壽命系數(shù),從動齒輪的接觸疲勞壽命系數(shù)。 查閱《機械設(shè)計》[1]，齒輪設(shè)計的安全系數(shù)，現(xiàn)計算主動齒輪的接觸疲勞應力： （3.36） 從動齒輪的接觸疲勞應力： （3.37） 由于[𝜎𝐻1]比[𝜎𝐻2]大，因此選較小的[𝜎𝐻2]為該齒輪對的接觸疲勞許用應力，即： （3.38） （2）現(xiàn)計算主動輪的分度圓直徑： （3.39） （3）調(diào)整主動輪的分度圓直徑： 計算主動齒輪的圓周速度： （3.40） 計算主齒輪的齒寬： （3.41） （4）計算實際載荷系數(shù)𝐾𝐻1： 1) 針對齒輪的使用系數(shù)，查閱《機械設(shè)計》[1]，選取KA1=1。 2) 針對齒輪的動載系數(shù)，根據(jù)主動齒輪的圓周速度為、主動齒輪的精度為7級，查閱《機械設(shè)計》[1]，選取。 3) 計算齒輪的圓周力： （3.42） 4) 計算齒間載荷分配系數(shù)條件： （3.43） 查閱《機械設(shè)計》[1]，齒間載荷分配系數(shù)取。 5) 主動齒輪精度為7級，又主動齒輪相對于支承來說，它是非對稱布置的，因此查閱《機械設(shè)計》[1]，齒向載荷分布系數(shù)選取。 計算實際載荷系數(shù)： （3.44） （5）針對主動齒輪的分度圓直徑，按照實際載荷系數(shù)計算： （3.45） （6）由上式可得，該齒輪對的模數(shù)： （3.46） 3. 按照齒根彎曲疲勞強度進行設(shè)計 （1）針對主動齒輪的模數(shù)，首先進行試算： （3.47） 1) 查閱《機械設(shè)計》[1]，試選齒輪的載荷系數(shù)。 2) 齒輪彎曲疲勞強度的重合度系數(shù)為： （3.48） 3) 計算: 查閱《機械設(shè)計》[1]，主動齒輪的齒形系數(shù)，其值為，從動齒輪的齒形系數(shù)； 查閱《機械設(shè)計》[1]，主動齒輪的修正系數(shù)，其值為，從動齒輪的修正系數(shù)； 查閱《機械設(shè)計》[1]，主動齒輪的齒根彎曲疲勞極限，從動齒輪的齒根彎曲疲勞極限； 查閱《機械設(shè)計》[1]，主動齒輪的彎曲疲勞壽命系數(shù)，從動齒輪的彎曲疲勞壽命系數(shù); 查閱《機械設(shè)計》[1]，齒輪的彎曲疲勞安全系數(shù)。 從而計算主動齒輪的彎曲疲勞應力： （3.49） 從動輪齒輪的彎曲疲勞應力： （3.50） 綜上，可以得到: （3.51） （3.52） 取與中的較大者，即： （3.53） （2）計算齒輪的模數(shù)： （3.54） （3）調(diào)整齒輪模數(shù) 1) 計算主動輪齒輪的分度圓直徑： （3.55） 2) 計算主動輪圓周速度： （3.56） 3) 計算主動輪的齒寬： （3.57） 4) 計算齒寬與齒高的比： 主動齒輪齒高： （3.58） （3.59） （4）計算實際載荷系數(shù) 1) 根據(jù)主動齒輪的圓周速度為、主動齒輪的精度為7級，查閱《機械設(shè)計》[1]，選取動載系數(shù)。 2) 計算并查取齒間載荷分配系數(shù) 計算車輪的圓周力： （3.60） （3.61） 查閱《機械設(shè)計》[1]，選取齒間載荷分配系數(shù)。 3) 由于主動齒輪的精度為7級、又主動齒輪相對于支承來說，它是非對稱布置的，齒向載荷分布系數(shù)，又，查閱《機械設(shè)計》[1]，選取彎曲強度計算齒向載荷分布系數(shù)。 綜上，可以計算出載荷系數(shù)： （3.62） 4) 按照照實際載荷系數(shù)計算，主動輪的齒輪模數(shù)： （3.63） 按照彎曲疲勞強度設(shè)計計算得出的模數(shù)作為二級齒輪傳動的模數(shù)，將其圓整后，取模數(shù)；同理，將按照接觸疲勞強度設(shè)計計算得出的分度圓直徑作為二級齒輪傳動主動齒輪分度圓直徑。 計算從動輪的分度圓： （3.64） 計算從動輪的齒數(shù)： （3.65） 由于，容易發(fā)生齒輪根切情況，現(xiàn)取。 計算主動輪的齒數(shù)： （3.66） 取。 4.幾何尺寸計算 （1）對于從動輪而言，分度圓直徑： （3.67） 主動輪分度圓直徑： （3.68） （2）計算齒輪對中心距： （3.69） （3）計算主動輪寬度： （3.70） 由于齒輪在加工過程中會產(chǎn)生誤差，因此，將較小齒輪寬度的進行適量加大，其中加大的寬度范圍為5～10mm,可以計算得出，主動齒輪的寬度： （3.71） 取,則從動齒輪寬度。 5.二級齒輪傳動設(shè)計結(jié)論 二級齒輪傳動主要設(shè)計參數(shù)如下表3.3所示： 表3.3 二級齒輪傳動設(shè)計參數(shù) 參數(shù) 主動齒輪 從動齒輪 模數(shù)（mm） 2 齒數(shù) 43 17 壓力角（o） 20 齒寬（mm） 30 32 分度圓直徑（mm） 86 34 材料 40Cr鋼（調(diào)質(zhì)） 45鋼（調(diào)質(zhì)） 中心距（mm） 60 1) 2) 3) 4) a) b) 3.3秧盤設(shè)計 圖3.14 秧盤結(jié)構(gòu)示意圖 秧盤的機構(gòu)如下圖3.14所示。市面上的秧盤、秧箱大多采用曲面的設(shè)計，能夠讓秧苗由重力平穩(wěn)地輸送給縱向插秧機構(gòu)。本文為機構(gòu)簡單化，將市面上的秧盤、秧箱進行簡化，即將曲面設(shè)計的秧盤平面化，其中秧盤底板與水平面成45度。由于本文采用三個縱向插秧機構(gòu)，與之對應的是三個秧箱。插秧機的本體寬度為600mm，秧盤的寬度同樣也為600mm,則每個秧箱寬度為l1=180mm。此外，將秧盤的長度為設(shè)計為l2=450mm。由于秧盤為一個大平面，因此在結(jié)構(gòu)上加入了加強筋的設(shè)計，保證秧盤底板不出現(xiàn)斷裂等危險狀況。 現(xiàn)計算秧盤的橫向移動速度： 1) 建立插秧模型，將秧苗簡化為的圓柱體[4]。 秧箱每行的秧苗數(shù)量： （3.72） 秧盤的秧苗數(shù)量： （3.73） 已知一個縱向插秧機構(gòu)插秧插秧速度，則橫向分秧機構(gòu)的移動速度應與插秧速度一致： （3.74） 3.4橫向分秧機構(gòu)設(shè)計 3.4.1分秧機構(gòu)設(shè)計 圖3.15 橫向分秧機構(gòu)示意圖 橫向分秧是插秧機的重要功能之一，其結(jié)構(gòu)如上圖3.15所示。現(xiàn)采用鏈節(jié)在鏈條之間的往復運動進行設(shè)計：將限位柱焊接在一個鏈條的鏈板上，在將限位柱嵌入限位器中，其中限位器連接到秧盤，從而達到使秧盤橫向往復移動的目的。 采用鏈輪往復運動的方式，其缺點是限位柱在鏈輪圓周上的速度水平分量與其在平均速度有較大的差距。因此，在選型設(shè)計上應盡可能地減小鏈輪的大小。 （1）由本文“3.4秧盤設(shè)計”可知，秧盤的橫向移動速度，因此，橫向分秧機構(gòu)的鏈速： （3.75） 確定潤滑方式，由鏈速和鏈條型號查閱《機械設(shè)計》[1]表格可知，一級鏈傳動需要定期人工潤滑。 （2）已知一級鏈傳動的功率，經(jīng)二級錐齒輪傳動和三級鏈傳動傳遞到橫向分秧機構(gòu)，統(tǒng)計其傳動效率，計算橫向分秧機構(gòu)的功率 （3.76） （3）查《機械設(shè)計》[1]表格可知，工況系數(shù),主動鏈輪齒數(shù)系數(shù),多排鏈系數(shù)?，F(xiàn)計算當量的單排鏈計算功率 （3.77） （4）確定鏈條型號和節(jié)距。鏈條的型號需要根據(jù)當量的單排鏈計算功率、單排鏈額定功率以及大鏈輪轉(zhuǎn)速得到，應確保的是。查閱資料，取鏈條型號為05B，其節(jié)距，并選擇。 （5）計算鏈節(jié)數(shù)和中心距。根據(jù)本文“3.4秧盤設(shè)計”中每個秧箱的寬度為180mm，所以橫向分秧機構(gòu)的橫向距應接近180mm。初選，按下式計算鏈節(jié)數(shù)： （3.78） 為了避免使用過渡鏈節(jié)，應將計算出的鏈節(jié)數(shù)圓整為偶數(shù)。 （6）計算鏈輪轉(zhuǎn)速： （3.79） （7）主要設(shè)計結(jié)論 鏈條型號05B;鏈輪齒數(shù)；鏈條節(jié)數(shù)，中心距。 3.4.2二級直齒錐齒輪傳動選型設(shè)計 由本文“3.2.2一級鏈傳動選型設(shè)計”，可知中間軸的轉(zhuǎn)速為，由本文“3.5.1分秧機構(gòu)設(shè)計”可知，橫向分秧機構(gòu)鏈輪的轉(zhuǎn)速。中間軸需要經(jīng)二級錐齒輪傳動和三級鏈傳動傳遞動力到分秧機構(gòu)，因此 （3.80） 現(xiàn)對錐齒輪傳動和鏈傳動分配傳動比，試分配錐齒輪傳動比，三級鏈傳動比。 1. 選取錐齒輪基本參數(shù) （1）選取標準的直齒錐齒輪傳動，其中壓力角選取。 （2）選取小齒輪的材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），大齒輪材料為45鋼，齒輪精度為7級。 （3）選取小齒輪齒數(shù)，則大齒輪的齒數(shù)，取。 2.按照齒面接觸疲勞強度進行設(shè)計 （1）試算主動齒輪的分度圓直徑： （3.81） 1) 確定上式的參數(shù)值： ①初選。 ②計算主動齒輪傳遞的扭矩： （3.82） ③初選齒輪的齒寬系數(shù)。 ④查《機械設(shè)計》[1]可知，區(qū)域系數(shù)。 ⑤查《機械設(shè)計》[1]可知，齒輪材料的彈性影響系數(shù)。 ⑥現(xiàn)計算接觸疲勞許用應力: 查《機械設(shè)計》[1]可知，主動輪的接觸疲勞許用應力，從動輪的接觸疲勞許用應力。 本次設(shè)計要求齒輪的工作壽命10年，每年按200天計算，設(shè)想每天工作8小時?，F(xiàn)分別計算兩齒輪的應力循壞次數(shù)： 主動齒輪的應力循壞次數(shù)： （3.83） 從動齒輪的應力循壞次數(shù)： （3.84） 查《機械設(shè)計》[1]可知，主動輪的接觸疲勞壽命系數(shù),從動輪的接觸疲勞壽命系數(shù)。 現(xiàn)選取失效率為2%，選取安全系數(shù),計算兩齒輪的接觸疲勞許用應力： （3.85） 現(xiàn)取與中的較小值作為二級錐齒輪傳動的接觸疲勞許用應力： （3.86） 2) 初算主動齒輪的分度圓直徑： （3.87） （2）現(xiàn)調(diào)整主動齒輪的分度圓： 1) 計算基本參數(shù)： ①計算齒輪圓周速度 （3.88） 齒輪圓周速度： （3.89） ②計算當量齒輪的齒寬系數(shù)： （3.90） 2) 現(xiàn)計算齒輪的實際載荷系數(shù) ①查《機械設(shè)計》[1]可知，該齒輪傳動的使用系數(shù)。 ②由于齒輪圓周速度vm=0.108m/s，該齒輪對加工為7級精度，查閱《機械設(shè)計》[1]可知，齒輪的動載系數(shù)。 ③由于選取的是直齒錐齒輪，其精度較低，查閱《機械設(shè)計》[1]可知，選取齒間載荷分配系數(shù)。 ④由于齒輪為非對稱布置，查閱《機械設(shè)計》[1]可知，可知齒輪的齒向載荷分布系數(shù)。 綜上所述，可以計算出實際載荷系數(shù)： （3.91） 3) 由上式可以按照實際載荷系數(shù)計算分度圓直徑： （3.92） 及相應的齒輪模數(shù)： （3.93） 3. 按照齒根彎曲疲勞強度進行設(shè)計 （1）按照上式計算齒輪的模數(shù)，有以下公式： （3.94） 1) 首先確定上式公式中的個參數(shù)： ①初步選??； ②計算。 計算分錐角1 （3.95） 計算分錐角2 （3.96） 由分錐角可以計算 主動齒輪當量齒數(shù) （3.97） 從動齒輪當量齒數(shù) （3.98） 查閱《機械設(shè)計》[1]可知，得出主動齒輪的齒形系數(shù)，從動齒輪的齒形系數(shù)； 查閱《機械設(shè)計》[1]可知，得出主動齒輪的應力修正系數(shù)，從動齒輪的應力修正系數(shù)； 查閱《機械設(shè)計》[1]可知，得出主動齒輪的齒根彎曲疲勞極限為，從動齒輪的齒根彎曲疲勞極限為； 查閱《機械設(shè)計》[1]可知，得出主動齒輪的彎曲疲勞壽命系數(shù)，從動齒輪的彎曲疲勞壽命系數(shù)。 現(xiàn)選取彎曲疲勞安全系數(shù)，計算兩齒輪的彎曲疲勞極限： （3.99） （3.100） 取與中的較大值，則 （3.101） 2) 試著計算模數(shù)： （3.102） （2）現(xiàn)調(diào)整齒輪的模數(shù) 1) 首先計算基本參數(shù) ①計算齒輪圓周速度： （3.103） ②計算齒寬： （3.103） 2) 現(xiàn)計算實際載荷系數(shù)。 ①由于齒輪圓周速度，又齒輪加工精度為7級，查閱《機械設(shè)計》[1]，選取動載系數(shù)； ②由于選取直齒錐齒輪，其加工精度較低，查閱《機械設(shè)計》[1]，選取齒間載荷分配系數(shù)。 ③查閱《機械設(shè)計》[1]，由于錐齒輪為非對稱布置，選取,得到。 綜上所述，現(xiàn)計算載荷系數(shù)： （3.104） 3) 計算按照實際載荷系數(shù)得到的齒輪模數(shù)： （3.105） 按照齒根彎曲疲勞強度設(shè)計計算的模數(shù)，但由于在開式環(huán)境下工作，現(xiàn)將模數(shù)調(diào)大，取模數(shù)。按照齒面接觸疲勞強度設(shè)計計算的分度圓直徑。 計算小齒輪的齒數(shù)： （3.106） 現(xiàn)取,計算大齒輪的齒數(shù)： （3.107） 取大齒輪齒數(shù)。 4.二級錐齒輪傳動幾何尺寸計算 （1）計算兩齒輪分度圓直徑： （3.108） （2）計算兩齒輪分錐角： （3.109） （3）計算兩齒輪的寬度： （3.110） 現(xiàn)取。 5.二級直齒錐齒輪傳動設(shè)計主要結(jié)論 參數(shù) 主動齒輪 從動齒輪 齒數(shù) 21 49 模數(shù)（mm） 1.5 壓力角（o） 20 20 變位系數(shù) 0 分錐角（o） 23.1985 66.8015 齒寬（mm） 14 14 材料 40Cr（調(diào)質(zhì)） 45鋼（調(diào)質(zhì)） 3.4.3三級鏈傳動選型設(shè)計 由本文“3.5.2二級錐齒輪傳動選型設(shè)計”可知，二級錐齒輪傳動比，則三級鏈傳動比 （3.111） （1）計算到達三級鏈傳動的功率 （3.112） （2）查閱《機械設(shè)計》[1]表格可知，工況系數(shù),主動鏈輪齒數(shù)系數(shù),多排鏈系數(shù)?，F(xiàn)計算當量的單排鏈計算功率 (3.113) （3）確定鏈條型號和節(jié)距。鏈條的型號需要根據(jù)當量的單排鏈計算功率、單排鏈額定功率以及大鏈輪轉(zhuǎn)速得到，應確保的是。查閱資料，取鏈條型號為05B，其節(jié)距。 （4）計算鏈節(jié)數(shù)和中心距。初定中心距為，按下式計算鏈節(jié)數(shù)： （3.114） 為了避免使用過渡鏈節(jié)，應將計算出的鏈節(jié)數(shù)圓整為偶數(shù)。 查《機械設(shè)計》[1]表格可得，中心距計算系數(shù)，計算鏈傳動的最大中心距為 （3.115） （5）計算鏈速 （3.116） 確定潤滑方式，由鏈速和鏈條型號查《機械設(shè)計》[1]表格可知，一級鏈傳動需要定期人工潤滑。 （6）主要設(shè)計結(jié)論 鏈條型號05B;鏈輪齒數(shù)；鏈條節(jié)數(shù)，中心距。 4．優(yōu)化設(shè)計及校核 4.1 一級傳動鏈輪校核計算 （1）計算有效圓周力 （4.1） （2）查表可知，05B鏈條單位長度的質(zhì)量，計算離心力所引起的拉力 （4.2） （3）計算懸垂拉力 其中，查《機械設(shè)計》[1]圖表可得，垂度系數(shù)。 （4.3） （4.4） （4）計算緊邊拉力和松邊拉力 （4.5） （5）查表可知壓軸力系數(shù)，現(xiàn)計算鏈傳動作用在軸上的壓軸力 （4.6） 4.2車輪軸校核計算 （1）求軸上的載荷 由《機械設(shè)計課程設(shè)計手冊》[2]查得，6105深溝球軸承額定動負載，額定靜負載C0=5.05KN。 左（右）車輪輪轂中心距左（右）支點的距離 （4.7） 鏈輪中心距左支點的距離 （4.8） 鏈輪中心距右支點距離 （4.9） （2）計算軸的支反力 車輪圓周力 （4.10） 車輪支撐力 （4.11） 水平面支反力 （4.12） （4.13） 豎直支反力 （4.14） （4.15） （3）計算車輪軸的水平彎矩 鏈輪截面E處右側(cè)的水平彎矩 （4.16） 鏈輪截面E處左側(cè)的水平彎矩 （4.17） 支點A的水平彎矩 （4.18） 支點B的水平彎距 （4.19） C、D兩點的水平彎矩 （4.20） （4）計算車輪軸的豎直彎矩 鏈輪截面E處豎直彎矩 （4.21） 支點A處的豎直彎矩 （4.22） 支點B處的豎直彎矩 （4.23） C、D兩點的豎直彎矩 （4.24） （5）計算車輪軸的合成彎矩 鏈輪截面E左側(cè)的合成彎矩： （4.25） 鏈輪截面E右側(cè)的合成彎矩： （4.26） 支點A的合成彎矩： （4.27） 支點B的合成彎矩： （4.28） （6）計算扭矩： （4.29） （7） 按彎扭合成應力校核車輪軸的強度： 在校核軸時，一般只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即車輪軸的鏈輪中心截面E）的強度。扭轉(zhuǎn)切應力為脈動循環(huán)變應力，取，則車輪軸的計算應力： （4.30） 查《機械設(shè)計》[1]，，，故本次設(shè)計的車輪軸有足夠的強度，并有較大的寬裕度。 （8） 車輪軸的彎矩受力如下圖4.1： 圖4.1 車輪軸彎矩圖 4.3分秧器校核計算 （1）計算有效圓周力 （4.31） （2）查表可知，05B鏈條單位長度的質(zhì)量，計算離心力所引起的拉力 （4.32） （3）計算懸垂拉力 其中，查《機械設(shè)計》[1]圖表可得，垂度系數(shù)。 （4.33） （4.34） （4）計算緊邊拉力和松邊拉力 （4.35） （5）查表可知壓軸力系數(shù)