3788 玉米脫粒機結構原理設計,玉米,脫粒機,結構,原理,設計 1XX 大學 XX 學院畢業(yè)設計說明書題 目： 玉米脫粒機結構原理設計 專 業(yè)： 機械設計制造及其自動化 學 號： XX63244 姓 名： XX 指導教師： XX 完成日期: 2012 年 5 月 30 日 2XX 大學 XX 學院畢業(yè)論文（設計）任務書論文（設計）題目： 玉米脫粒機結構原理設計 學號：XX63244 姓名：XX 專業(yè)： 機械設計制造及其自動化 指導教師：XX 系主任：XX 一、主要內容及基本要求 1：了解玉米脫粒機的原理及其設計： 2：CAD 繪圖設計，要求 A0 圖紙一張，總共達到兩張 A0。 3：說明書，要求 6000 字以上，要求內容完整，計算準確： 4：外文翻譯 3000 字以上，要求語句通順。 二、重點研究的問題1：玉米脫粒機結構的設計： 2：玉米脫粒機電機的選型 3三、進度安排序號 各階段完成的內容 ： 完成時間1 查閱資料 第 1-2周2 開題報告、制訂設計方案 第 3—4周3 分析各方案優(yōu)劣，選出最佳方案 第 5周4 完成玉米脫粒機的相關參數(shù)設計 第 6-7周5 繪出機構結構的零件圖和裝備圖 第 8—12周6 修改圖紙 第 13周7 說明書的撰寫的編輯 第 14周8 答辯準備 第 15周四、應收集的資料及主要參考文獻[1] 劉長榮,鄭玉才.《機械設計基礎》上下冊 [M].北京:中國農業(yè)科技出版社, 2002, 2.8-133[2] 蔡春源 主編 《新編機械設計手冊》遼寧科學技術出版社出版 1993 年 4月于東北大學[3] 作者: 日本農業(yè)機械學會編 吳關昌等譯 《農業(yè)機械手冊 》 出版日期: 1991[4] 作者: 甘肅省農村應用技術廣播學校編 《農業(yè)機械》 出版日期: 1989[5] 張成堂 商立今 編 《脫粒機》 中國農業(yè)機械出版社出版 出版日期: 1985[6] 北京農業(yè)工程大學主編 《農業(yè)機械學》 農業(yè)出版社 第二版 下冊 1980 年 5月[7] 卜炎 主編 《機械傳動裝置設計》 下冊 機械工業(yè)出版社 1997 年 12月[8] 董佑福 《收獲機械化現(xiàn)狀與發(fā)展趨勢》 [S]. 收獲機械論文集,2005.[9] 何曉鵬 《一種玉米脫粒機[P].ZL 00 2 50725.0. 北京:國家知識產權局,2001.[10] 張汝坤 《5TX-500 型脫粒機的研究設計》 Design of 5TX-500 Rice and Wheat Thresher >[11] 5TYZ-17型玉米脫粒機技術研究報告[R].北京:農業(yè)部規(guī)劃設計研究院,2002.[12] K·Φ·謝爾巴科夫.經(jīng)濟作物收獲機械－理論、構造和計算.中國農業(yè)出版社，2000[13] 邱永兵 吳超機 張玉峰.5TG-200 脫粒機的研制.《裝備制造技術》2006.2[14] 楊大平 劉保華.帶振動篩板脫粒機的研究.湖南農業(yè)大學學報（自然科學版）.2003.2（2）[15] 盧里耶 А Б, 格羅姆勃切夫斯基 А А. 農業(yè)機械的設計和計算. 袁佳平 等譯. 北京: 中國農業(yè)機械出版社, 2001.4XX 大學 XX 學院畢業(yè)論文（設計）評閱表學號 XX63244 姓名 XX 專業(yè) 機械設計制造及其自動化 畢業(yè)論文（設計）題目：玉米脫粒機結構原理設計 評價項目 評 價 內 容選題1.是否符合培養(yǎng)目標，體現(xiàn)學科、專業(yè)特點和教學計劃的基本要求，達到綜合訓練的目的；2.難度、份量是否適當；3.是否與生產、科研、社會等實際相結合。能力1.是否有查閱文獻、綜合歸納資料的能力；2.是否有綜合運用知識的能力；3.是否具備研究方案的設計能力、研究方法和手段的運用能力；4.是否具備一定的外文與計算機應用能力；5.工科是否有經(jīng)濟分析能力。論文（設計）質量1.立論是否正確，論述是否充分，結構是否嚴謹合理；實驗是否正確，設計、計算、分析處理是否科學；技術用語是否準確，符號是否統(tǒng)一，圖表圖紙是否完備、整潔、正確，引文是否規(guī)范；2.文字是否通順，有無觀點提煉，綜合概括能力如何；3.有無理論價值或實際應用價值，有無創(chuàng)新之處。綜合評價論文選題基本符合培養(yǎng)目標要求，能體現(xiàn)學科專業(yè)特點，達到了綜合訓練的目的。該生能在設計中運用所學知識，設計方案基本可行，工作量尚可，論文質量基本符合本科生畢業(yè)設計要求。同意參加答辯。評閱人： 年 月5XX 大學 XX 學院畢業(yè)論文（設計）鑒定意見學號： XX63244 姓名： XX 專業(yè)：機械設計制造及其自動化 畢業(yè)論文（設計說明書） 66 頁 圖 表 9 張 論文（設計）題目：玉米脫粒機結構原理設計 內容提要：本課題采用釘齒滾筒式脫粒裝置。它的工作原理是：玉米脫粒機在進行玉米脫粒時，利用釘齒滾筒回轉運動的釘齒之前的間隙相配合，是玉米粒脫下。在該設計中，我綜合分析了該玉米機的結構及其原理，并對該玉米機的傳動系統(tǒng)進行了詳細的說明計算，最后繪制出該玉米機的裝配圖和零件圖，完成設計說明書的編寫。6指導教師評語XX 同學在畢業(yè)設計期間不夠積極主動，在設計過程中缺少與指導老師的溝通，表現(xiàn)一般。采用 AutoCAD 軟件對設計的基本原理結構進行設計與繪圖。同意答辯，推薦畢業(yè)設計成績?yōu)椤凹案瘛?。 指導教師： 年 月 日答辯簡要情況及評語答辯小組組長： 年 月 日答辯委員會意見答辯委員會主任： 年 月 日7目錄引言 ..............................................................2初步擬定設計過程 ..................................................21 設計方案 ........................................................31.1 總體方案設計 ...............................................31.2 傳動裝置的總體設計 .........................................32 玉米脫粒機的設計 ...............................................32.1 選擇電動機 .................................................32.1.1 確定電機轉速 ....................................................32.1.2 確定電機工作效率 ................................................42.1.3 確定電機的型號 ..................................................43 V 帶及帶輪的傳動設計 ...........................................43.1 帶輪材料的選擇 .............................................43.2 V 帶的設計與計算 ...........................................43.3 帶輪的結構設計 .............................................54 鏈傳動設計與計算 ...............................................64.1 鏈輪材料的選擇 .............................................64.2 鏈輪的基本傳動方案 .........................................64.3 對鏈輪的基本要求 ...........................................74.4 滾子鏈傳動的設計 ...........................................74.5 鏈輪 3 的傳動與設計： .......................................84.6 鏈輪 4 的傳動與設計 .........................................984.7 鏈輪 1 的設計 ..............................................104.7.1 鏈輪 1 的計算 ...................................................114.7.2 滾子鏈鏈輪 1 齒槽形狀參數(shù) .......................................114.7.3 整體式小鏈輪 Z1 主要結構尺寸 ....................................114.8 鏈輪 2 的設計 ..............................................124.8.1 鏈輪 2 的計算 ..................................................124.8.2 滾子鏈鏈輪 2 齒槽形狀參數(shù) .......................................134.8.3 整體式小鏈輪 Z2 主要結構尺寸 ....................................134.9 鏈輪 3 的設計 ..............................................144.9.1 鏈輪 3 的計算 ...................................................144.9.2 滾子鏈鏈輪 3 齒槽形狀參數(shù) .......................................154.9.3 整體式鋼制小鏈輪 Z3 主要結構尺寸 ................................154.10 鏈輪 4 的設計 .............................................164.10.1 鏈輪 3 的計算 ..................................................164.10.2 滾子鏈鏈輪 4 齒槽形狀參數(shù) ......................................174.10.3 整體式鋼制小鏈輪 Z4 主要結構尺寸 ...............................174.11 鏈傳動的失效形式 .........................................174.11.1 鏈條鉸鏈的磨損 ................................................174.11.2 鏈的疲勞破壞 ..................................................184.11.3 多次沖擊破斷 ..................................................184.11.4 鏈條的膠合 ....................................................184.11.5 載拉斷 ........................................................185 軸的結構設計 ..................................................185.1 軸材料的選擇 ..............................................185.2 軸結構的基本要求 ..........................................185.3 初步確定軸 1 的各段直徑和長度 ..............................195.3.1 估算軸的最小直徑 ...............................................195.3.2 擬定軸上零件的裝配方案 .........................................195.3.3 軸上零件的軸向定位 .............................................195.4 初步確定軸 2 的各段直徑和長度 ..............................215.4.1 估算軸的最小直徑 ...............................................215.4.2 軸上零件的軸向定位 .............................................215.4.3 軸的左端對腰輪進行結構設計 .....................................2195.5 軸三的結構設計 ............................................215.5.1 估算軸的直徑 ...................................................215.5.2 軸上零件的軸向定位 .............................................215.5.3 對鼓輪軸的結構設計 .............................................225.6 軸四的結構設計 ............................................225.6.1 估算軸的最小值徑 ...............................................225.6.2 軸上零件的軸向定位 .............................................235.7 軸端倒角 ..................................................236 機架材料的選擇 ........................................237 結束語 ..................................................248 致謝 ....................................................249 參考文獻： ..............................................2410 附錄：................................................. 251玉米脫粒機的設計摘要：本設計基于各種脫粒機的結構，主要研究玉米脫粒的方式、方法、玉米脫粒機的結構、工作原理，進行整體結構設計，并在此依據(jù)基礎上完成零部件的設計，并依據(jù)相關機械設計軟件來完成零部件的設計。本著從經(jīng)濟性和實用性的角度出發(fā)，針對農業(yè)發(fā)展的需要設計出一種結構簡單，工作效率高的玉米脫粒機。首先應該根據(jù)玉米盤的自身形狀來展開初步設計，從而展開總體方案的傳動設計。研究的主要內容基本包括玉米脫粒機構、裝置、電機的選擇、鏈輪的結構設計。一般機械設計方法，通常多從總體方案開始，在總體方案中又首先從機構的分析開始，確定方案后再進行必要的設計計算和結構設計，最后以完成的設備圖紙和設計計算書作為整個設計計算的成果。為了減輕農民的勞動強度，提高農業(yè)作業(yè)的機械化程度，填補農業(yè)機械的一項空白，針對玉米盤本身特征進行設計，在脫粒時鼓輪和腰輪同時反向轉動做嚙合狀，對玉米盤進行擠壓，使玉米籽之間的間隙有所增大，又由于鼓輪與腰輪的轉速不同，腰輪是鼓輪的1倍，使得玉米籽與玉米盤之間發(fā)生相互撮動，以達到籽盤分離。該設計巧妙的利用腰輪與鼓輪相互轉動、撮動，使玉米盤在擠壓、撮動力的作用下，瓜籽之間間隙變大的瞬間，進行撮動脫粒，然后凈粒，完成脫粒。關鍵詞：玉米脫粒機；腰輪；鼓輪傳動裝置；鏈輪；機體構造Design on Colored Thresher Abstract: This design acts according to each kind of thresher the structure and the principle of work, in line with and the usable angle embarks from the efficiency, needs to design one kind of structure in view of theagricultural development to be simple, working efficiency high sun flower thresher. First should launch the preliminary design according to the sunflower plate own shape, thus launches the overall plan the transmission design.In order to reduce farmer's labor intensity, enhances the agricul tural work the mechanized degree, a fill farm machinery blank, carries on the design in view of the sunflower plate itself characteristic,during seed extraction the drum wheel and a waist turn of reverse rotation does meshes the shape, carries on the extrusion to the sun flower plate, enable between the sunflower seed the gap to have increases, also because the drum wheel and a waist turn of rotational speed are different, the waist wheel is drum wheel 1 time, causes between the sunflower seed and the sunflower plate occurs mutually scoops up moves, achieved the seed plate separates. This design ingenious use waist turn and the drum wheel mutually rotates, the pinch moves, causes the sunflower plate at the extrusion, under the pinch of power function, between the melon seed the gap changes in a big way instantaneous, carries on scoops up moves the seed extraction, then only the grain, completes the entire design request task. The manufacture principle by the rack, the waist wheel, the drum wheel, the transmission device, the electrical machinery bearing and so on is composed. Turn and the drum wheel outline shape forces the sun flower plate using the waist to have the distortion along its own shape, between the melon seed the gap changes in a big way instantaneous, carries on scoops up moves the seed extraction, uses the ventilator only grain, this design structure reasonable, the usability is strong. Cost inexpensive, the market prospect is broad, does not lose is one kind of sunflower seed extraction best choice.2Key word: Sunflower threshers, waist wheel, drum wheel transmission device, chain wheel, organism structure;引言脫粒機是用于對小麥、水稻、玉米、高粱、大豆及其它雜糧等作物進行脫粒作業(yè)的重要收獲機械，在我國廣大農村使用十分廣泛。脫粒機在我國生產使用已有數(shù)十年的歷史，將玉米籽（谷物）從作物的穗頭上分離下來所使用的機具，稱為脫粒機具。質量合格的脫粒機，應該是堅固耐用的、故障少、使用保養(yǎng)方便、結構簡單可靠。同時，還應滿足以下的農業(yè)技術要求：玉米籽應當從玉米盤上脫下來，脫粒要干凈。脫下的玉米籽不要破碎、情潔、不混其它玉米盤、雜物等脫粒時應盡量減少玉米盤的損壞，以保證玉米籽的完整。脫粒機在一定程度上應有一定的通用性，盡可能適用于托多種農作物，從而以提高機具的利用率。所設計的脫粒機應有較高的生產率，功率消耗少，即其造價低。脫粒系統(tǒng)是聯(lián)合收割機的核心，它決定著其他各部分的工作性能。研究脫?？臻g內谷物的運動規(guī)律是聯(lián)合收割機脫粒機理研究的關鍵內容之一。脫粒機生產在我國雖已有數(shù)十年歷史，但不少企業(yè)仍延襲十幾年以前的生產方式進行生產和管理，企業(yè)管理水平相對落后。全國２００多家企業(yè)中，至今只有１家企業(yè)進行了質量保證體系認證就足以說明這一問題。此外，產品品種單一，產品更新?lián)Q代適應不了市場的需求，一些產品多年存在的性能問題，如風扇型脫粒機存在的對作物干濕度適應性差的問題一直得不到解決，原因就是多數(shù)企業(yè)經(jīng)濟效益欠佳，拿不出更多的資金和技術力量用于科研和開發(fā)新產品；也有的是由于企業(yè)領導急功近利，對開發(fā)新產品的重要性認識不足。然而產品更新?lián)Q代的越慢，越難占領市場，企業(yè)效益越差，從而使不少企業(yè)的生產陷入了惡性循壞。目前脫粒機生產企業(yè)產量最大的為３萬多臺，最少的僅幾十臺，不少企業(yè)的生產未能形成適度的規(guī)模。這主要是因為脫粒機是季節(jié)性很強的產品，產品銷售往往僅在１個月或者十幾天的時間，資金周轉時間長，不少企業(yè)明知進行技術改造形成適度規(guī)模生產能降低成本，提高經(jīng)濟效益，但苦于流動資金不足或貸款困難，無力進行適度規(guī)模生產，再加上近幾年脫粒機行業(yè)活動和信息交流不暢，不能根據(jù)市場變化及時調整生產結構、產品品種及生產數(shù)量，從而導致經(jīng)濟效益不理想。因此我們可以看出脫粒機目前仍有較大的存在空間,對脫粒機的改進設計,使其價格低廉、工作可靠、性能優(yōu)良、盡可能同時完成多項作業(yè)是時代的需要。初步擬定設計過程查閱相關資料進行調查研究、進行方案設計（是否合理） 、進行整體結構相關零件的設計、進行并不斷優(yōu)化設計、試制完成設計內容。31 設計方案 1.1 總體方案設計包括傳動裝置的總體設計，傳動件與支撐零件的設計計算。一般機械設計方法，通常多從總體方案開始，在總體方案中又首先從機構的分析開始，確定方案后再進行必要的設計計算和結構設計，最后以完成的設備圖紙和設計計算書作為整個設計計算的成果。1.2 總體結構設計 確定傳動方案，選擇電動機，計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)從而去確定總傳動比和分配各級傳動比，計算各軸功率、轉速轉矩。圖 1 玉米脫粒機簡圖2 玉米脫粒機的設計2.1 選擇電動機2.1.1 確定電機轉速 脫粒機最大功率的確定根據(jù)公式：P=Tn/9550 （KW） 可以算出軸的計算功率 Pa。其中 T—為軸的工作轉矩；n—為工作軸的轉速。根據(jù)資料結合實際可以知道腰輪和鼓輪的搓動力的大小 F≧500N,大概估計 F=600N，可以確定工作軸的計算轉矩 Ta 。根據(jù)資料估計腰輪的轉速為 700 r/min 根據(jù)公式 Ta=FD 其中 D 為切削力作用點到軸的距離，Dmax=0.125m。故可以得到最大轉矩 Tmax=F Dmax=600×0.125=75（Nm） 。 最大計算功率根據(jù)公式：Pamax=Tn/9550=(75×700)/9550=5.4973822≈5.5 （KW） 。根據(jù)工作負載的大小和性質、速度以及工作環(huán)境來選擇電動機的類型、結構型式、功率轉速，確定電動機的型號。根據(jù)玉米脫粒機結構特點，傳動裝置的體積、重量??；所以速度不要太高。因此確定電動機轉速時要綜合考慮，分析電動機及傳動裝置的性能，尺寸、重4量和價格因素。通常選用同步電動機。2.1.2 確定電機工作效率 電機所需功率按式 ：Pd = Pw/ηa （KW） 、 Pw = FV/1000 （KW） 所以 Pd= FV/1000ηa （KW）由電動機至鏈輪的傳動總效率為：按設計要求可以知道從電動機到工作軸的傳動總效率 ηa=η1·η2·η3 其中 η1—為帶的傳動效率、η2—為軸承的傳動效率、η3—為鏈的傳動效率。 根據(jù)機械設計手冊查出η1=0.96，η2=0.98，η3=0.98。所以可知ηa=η1·η2 ·η3 =0.96×0.98 ×0.98 = 0.85。通常情況下鏈傳動的鏈速 V≦12-424215m/s 符合鏈傳動的實際工作要求。根據(jù)資料選擇鏈輪的轉速為 3 m/s；選用鏈輪 2與鏈輪 3之間所需的搓動力為 420N 、鏈輪傳動的轉速為 200 r /minPd= FV/1000ηa =（420×3）/（1000×0.85）=1.4823529≈1.5 （KW）根據(jù)推薦傳動比的合理范圍，取V帶傳動的傳動比 i1′=2-4；鏈輪傳動的傳動比 i2′=3-4；則總傳動比合理范圍為 ia′= 6—16，故電動機轉速的可選范圍為 nd′= ia′·n=（6--16）×200 =1200—3200 r /min符合這一范圍的同步轉速有 1400、1500 r /min，根據(jù)容量和轉速，由機械設計手冊查出適用的電動機型號，因此選定電動機型號為 Y90L-4。根據(jù)資料和《機械設計手冊-蔡春源》設計電動機的外形及安裝尺寸。 2.1.3 確定電機的型號 初步確定采用 Y系列電動機采用 Y90L-4型號的電動機。額定功率 Ped=1.5KW、同步轉速 1500 、滿載時(滿載轉速 1400 、電流 3.65A、效率minr minr79%、功率因數(shù) ＣｏｓФ＝0.79）堵轉電流/額定電流=6.5A、堵轉轉矩/額定轉矩=2.2、最大轉矩/額定轉矩=2.2、轉動慣量=0.0027Kg.m2、噪聲 67 db(A)、電動機重量 27kg、總傳動比 12。參照表 11-3各級傳動的傳動比常用值，可以知道 i帶=2-4；i 鏈=3-4。3 V 帶及帶輪的傳動設計3.1 帶輪材料的選擇 帶輪是帶傳動中的重要零件，它必須滿足下列要求：質量分布均勻；安裝時對中性好，轉速高時要經(jīng)過動平衡；鑄造和焊接時的內應力??；輪槽工作面要精細加工（表面粗糙度一般為 Ra=3.2）,以減輕帶的磨損；各槽尺寸和角度應保持一定的精度，以使載荷分布較為均勻等。帶輪材料主要采用鑄鐵，常用材料的牌號為 HT150或 HT200；轉速較高時宜采用鑄鋼（或用鋼板沖擊后焊接而成） ；小功率時可用鑄鋁或塑料。根據(jù)電動機的已知參數(shù)額定功率 Ped=1.5KW、轉速 1500 、傳動比 i0=2、一天運轉時間小余 10小時。minr1.）工作情況系數(shù) Ka由表 14-7選取經(jīng)表查出=1.1。 2.）確定計算功率 Pca：按所傳遞的功率 P、載荷性質和每天運轉時間等因素來確定計算功率。Pca=KAP (KW) 式中; KA——— 工作情況系數(shù) , Pca =KAP= =1.65(KW)。5.1?3.2 V 帶的設計與計算 表 1 V帶的設計與計算設計計算項目 依據(jù) 結果 說明條件工作情況系數(shù) KA 機械設計基礎下冊 由表 14-7??11.1確定計算功率 Pca Pca=KA .P=1.1×1.5=1.65(KW) 1.65 (KW)選取 V帶型號 機械設計基礎下冊 圖 14-12 A型初選小帶輪直徑 D1 機械設計基礎下冊 表 14-2 140 mm 可選大值考慮裝置問題大帶輪直徑 D2 D2=i× D1=2×140=280 280 mm驗算帶的速度 V V=ЛD1n1/60×1000 10.26 m/s 在 10-20m/s范圍內符合要求初定中心距 ɑ0 0.7(D1+D2)≦ɑ0≦2(D1+D2) 350 mm 一般情況下參考實際機器結構確定5294≦a0≦840初算 V帶所需的基準長度L′dL′d=2ɑ0 +Л(D1+D2)/2+(D1+D2)2/4ɑ0(1464.4 mm）1464 mm選 V帶的基準長度 Ld 由表 14-5 1433 mm定 V帶的公稱（內周）長度 Li由表 14-5 1400 mm定中心距 ɑ ɑ=ɑ0+（Ld-L′d）/2 (334.3)334包角 a 1 ɑ1=180˙-(D2-D1)×60/ɑ (154.9˙)155˙≧120˙符合設計要求。包角系數(shù) Ka 由表 14-8 0.92長度系數(shù) KL 由表 14-9 0.96材質系數(shù) K 0.75 目前 V帶強力層使用材料主要是棉和人造絲單根 V帶所傳遞的功率 P0 由 V=10.26 m/s，D1=140mm 查表14-62.04單根 V帶功率增量 ΔP0 ΔP0=0.0001ΔT·n1 0.154單根 V帶傳遞扭矩的修正值 ΔT由表 14-10 1.1V帶根數(shù) Z Z= Pca/（P0K aKL +ΔP0) ·K 1.124901取 2 根實際帶的根數(shù) Z≦5 符合每米 V帶質量 q 由表 14-3 0.1Kg/m單根 V帶的初拉力 F0 F0=500·Pca(2.5/Ka-1)/ VZ + qV2 79.57N80 N 軸上的壓力 Q Q=2·Z·F0·sin a/2 310.735N311 N計算結果匯總：V 帶規(guī)格：A 型、V 帶的公稱長度 1400 mm V帶根數(shù)：Z=2 大小帶輪直徑：280mm、140mm； 中心距：334mm 軸上壓力：310.735 N3.3 帶輪的結構設計主要是根據(jù)帶輪的基準直徑選擇結構型式；根據(jù)帶的型號確定輪槽尺寸（表 14-12） ；帶輪的其它結構尺寸可參照圖 14-15所列經(jīng)驗公式計算。確定帶輪各部分尺寸后，既可繪制出零件圖，并按工藝要求注出相應的技術條件等。V 帶兩側面夾角為 40°，而輪槽楔角 ψ0 卻是 34°、36°、或 38°，其原因是 V帶在輪上彎曲時，其截面形狀發(fā)生變化，外邊（寬邊）受拉而變窄，內邊（窄邊）受壓而變寬，因而使 V帶的楔角變小。根據(jù)（表 14-12）確定輪槽尺寸：A 型號表 2 帶輪的結構槽型剖面尺寸 m f t S bp δ B φ38°D 125-800數(shù)值 12.5 3.5 16 10 11 6 B=(z-1)t+2sZ為帶的根數(shù) b＇ 13.4帶輪 1：d1=(1.8-2) d ,d 為軸的直徑： D1 =140 mm 基準直徑 D=200；帶寬選擇13.4；B=(z-1) t+2s=（2-1）×16+2×10=36 ，L=(1.5-2)d,當 B150K 3.2 4.8 6.4 9.5輪轂長度 l l =3.3h=3.3×9=29.7≈30;lmin=2.6·h=2.6×9=23.4≈23輪轂直徑 dh dh = dk+2 h=35+2×9=48dhmax12.7單排0.93 b1 0.95 b1當 p>12.7時，經(jīng)制造廠同意，亦可使用 p≦12.7 時的齒寬b1----內鏈節(jié)內寬見表 8-2-2 ——表 8-2-4 查得 b1=7.85齒寬 bf1 bf1=0.93×7.85=7.3005≈7.3倒角寬 ba ba=(0.1-0.15) p=0.15×12.7=1.905≈2倒角半徑 rx rx rx≧Prx≧P=12.7齒側凸緣（圓角半徑）R R=0.04·p=0.04×12.7=0.508≈0.5腹板厚度 t 由表 8-2-24 查得當 P=12.7 時，t=9.5 （P973）圖 6 鏈輪 24.8 鏈輪 2 的設計4.8.1 鏈輪 2的計算 表 8 鏈輪 2的計算名稱 符號 計算公式 說明條件 13鏈輪齒數(shù) Z2 Z2=19 由以上條件可知 配用鏈條的節(jié)距P 節(jié)距：P=12.7滾子外徑：d1=7.95A 系列查表 8-2-2 可知 分度圓直徑 d d=P/[sin(180/Z2)]=12.7/[sin(180/19)]= 77.15928≈77齒頂圓直徑 da damax= d + 1.25·P-d1=77+1.25×12.7- 7.95= 84.925≈85damin=d+(1-1.6/Z2)P-d1=77+(1-1.6/19) ×12.7-7.95 =80.680526≈81可在 damax和 damin 范圍內選取，但當選用時，應注意用展成法加工時有可能發(fā)生頂切齒根圓直徑 df df =d- d1=77-7.95=69.05≈69分度圓弦齒高ha hamax=(0.625+0.8/ Z2)P-0.5d1=4.5hamin=0.5(P-d1)=0.5 ·(12.7-7.95)= 2.375Ha是為簡化放大齒形圖的繪制而引入的輔助設計尺寸，hamax 相應于 damax; hamin相應于 damin齒側凸緣（或排間槽）直徑dg dg 150K 3.2 4.8 6.4 9.514輪轂長度 l l =3.3h=3.3×9=29.7≈30lmin=2.6·h=2.6×9=23.4≈23輪轂直徑 dh dh = dk+2 h=35+2×9=53dhmax12.7單排0.93 b1 0.95 b1當 p>12.7時，經(jīng)制造廠同意，亦可使用 p≦12.7 時的齒寬b1----內鏈節(jié)內寬見表 8-2-2 ——表 8-2-4 查得 b1=7.85齒寬 bf1 bf1=0.93×7.85=7.3005≈7.3倒角寬 ba ba=(0.1-0.15) p =0.15×12.7=1.905≈2倒角半徑 rx rx rx≧Prx≧P=12.7齒側凸緣（圓角半徑）R R=0.04·p=0.04×12.7=0.508≈0.5腹板厚度 t 由表 8-2-24查得當 P=12.7時，t=9.5 （P973）圖 7 鏈輪 34.9 鏈輪 3 的設計4.9.1鏈輪 3的計算 表 11 鏈輪 3的計算名稱 符號 計算公式 說明條件 15鏈輪齒數(shù) Z3 Z3=38 由以上條件可知 配用鏈條的節(jié)距P 節(jié)距：P=12.7滾子外徑：d1=7.95A 系列查表 8-2-2 可知 分度圓直徑 d d=P/[sin(180/Z3)]=12.7/[sin(180 /38)]= 153.79148≈154齒頂圓直徑 da damax= d + 1.25·P- d1 =154+1.25×12.7- 7.95= 161.925≈162damin=d+(1-1.6/Z2)P-d1=154+(1-1.6/38) ×12.7-7.95 =158.21526≈158可在 damax和 damin 范圍內選取，但當選用時，應注意用展成法加工時有可能發(fā)生頂切齒根圓直徑 df df =d- d1=154-7.95=146.05≈146分度圓弦齒高ha hamax=(0.625+0.8/ Z2)P-0.5d1=4.2hamin=0.5(P-d1)=0.5 ·(12.7-7.95)= 2.375Ha是為簡化放大齒形圖的繪制而引入的輔助設計尺寸，hamax 相應于 damax; hamin相應于damin齒側凸緣（或排間槽）直徑dg dg 150K 3.2 4.8 6.4 9.516輪轂長度 l l =3.3h=3.3×9=29.7≈30lmin=2.6·h=2.6×9=23.4≈23輪轂直徑 dh dh = dk+2 h=35+2×9=53dhmax12.7單排0.93 b1 0.95 b1當 p>12.7時，經(jīng)制造廠同意，亦可使用 p≦12.7 時的齒寬b1----內鏈節(jié)內寬見表 8-2-2 ——表 8-2-4 查得 b1=7.85齒寬 bf1 bf1=0.93×7.85=7.3005≈7.3倒角寬 ba ba=(0.1-0.15) p =0.15×12.7=1.905≈2倒角半徑 rx rx rx≧Prx≧P=12.7圓角半徑 R R=0.04·p=0.04×12.7=0.508≈0.5腹板厚度 t 由表 8-2-24 查得當 P=12.7 時，t=9.5 （P973）圖 8 鏈輪 44.10 鏈輪 4 的設計4.10.1 鏈輪 4的計算 表 14 鏈輪 4的計算名稱 符號 計算公式 說明條件 鏈輪齒數(shù) Z4 Z4=17 由以上條件可知 17配用鏈條的節(jié)距P 節(jié)距：P=12.7滾子外徑：d1=7.95A 系列查表 8-2-2 可知 分度圓直徑d d=P/[sin(180/Z4)]=12.7/[sin(180 /17)]= 69.12≈70齒頂圓直徑da damax= d + 1.25·P- d1 =69.12+1.25×12.7- 7.95= 77.05≈77damin=d+(1-1.6/Z4)P-d1=69.12+(1-1.6/17) ×12.7-7.95 =72.67≈73可在 damax和 damin 范圍內選取，但當選用時，應注意用展成法加工時有可能發(fā)生頂切齒根圓直徑df df =d- d1=70-7.95=62.05≈62分度圓弦齒高ha hamax=(0.625+0.8/Z4)P-0.5d1=4.56hamin=0.5(P-d1)=0.5 ·(12.7-7.95)= 2.375Ha是為簡化放大齒形圖的繪制而引入的輔助設計尺寸，hamax 相應于 damax; hamin相應于 damin齒側凸緣（或排間槽）直徑dg dg 150K 3.2 4.8 6.4 9.5輪轂長度 l l =3.3h=3.3×9=29.7≈30lmin=2.6·h=2.6×9=23.4≈23輪轂直徑 dh dh = dk+2 h=30+2×9=48dhmax12.7單排0.93 b1 0.95 b1當 p>12.7時，經(jīng)制造廠同意，亦可使用 p≦12.7 時的齒寬b1----內鏈節(jié)內寬見表 8-2-2 ——表 8-2-4 查得 b1=7.85齒寬 bf1 bf1=0.93×7.85=7.3005≈7.3倒角寬 ba ba=(0.1-0.15) p =0.15×12.7=1.905≈2倒角半徑 rx rx rx≧Prx≧P=12.7圓角半徑 R R=0.04·p=0.04×12.7=0.508≈0.5腹板厚度 t 由表 8-2-24 查得當 P=12.7 時，t=9.5 （P973）4.11 鏈傳動的失效形式4.11.1 鏈條鉸鏈的磨損 鏈輪與鏈條進入嚙合和脫離嚙合過程中，由于鉸鏈的銷軸與套筒間承受較大的壓力和有相對轉動，因而導致承壓面發(fā)生磨損，使鏈的實際節(jié)距變長，嚙合點沿齒高外移，最終產生跳齒和脫鏈現(xiàn)象 。它是開式齒輪傳動的主要形式。4.11.2 鏈的疲勞破壞 鏈在傳動過程中，緊邊和松邊的拉力是不相等的，再加上傳動中的動載荷，使得它的各元件都是在變應力的作用下工作，在中、低速時，經(jīng)過一定循環(huán)次數(shù)后，鏈板首先產生疲勞破壞；高速時由于滾子進入嚙合時的沖擊載荷劇增，套筒或滾子先于鏈板產生沖擊疲勞破壞。4.11.3 多次沖擊破斷 鏈條在反復啟動、反轉、制動時所產生的巨大慣性沖擊作用下，銷軸、套筒、滾子等元件不到疲勞時就產生破斷。它的載荷較疲勞破壞允許的載荷要大，但較一次沖擊破斷載荷要小。它的應力總循環(huán)次數(shù)一般在 104以內。4.11.4 鏈條的膠合 高速和潤滑不良的傳動，銷軸、套筒的工作面會因溫度過高而發(fā)生膠合。4.11.5 過載拉斷 鏈條所受載荷超過了鏈條靜強度而被拉斷。 5 軸的結構設計5.1 軸材料的選擇軸的材料主要采用碳鋼和合金鋼，也可采用球墨鑄鐵。碳鋼有足夠的強度，對應力集中不太敏感，便于進行機械加工和熱處理，價格低廉，應用廣泛。一般機器的軸，可用 30、40、50 等牌號的優(yōu)質中碳鋼，其中最常用的為 45號鋼。為了改善機械性能，應進行正火或調制處理。對于輕載或不重要的軸，一般不需要進行熱處理，可采用A3、A4、A5 等普通碳素鋼。合金鋼的機械性能（強度、耐磨性、硬度）更高，多用于制造高速重載及受力大而又要求尺寸小、重量輕的軸。對于在高溫、低溫、或由腐蝕介質條件下工作的軸，則更宜用合金鋼來制造。軸的材料應根據(jù)軸的工作狀況、重要性和結19構復雜程度、生產批量、材料供應情況、加工可能性以及經(jīng)濟性等因素，綜合考慮、合理選取。5.2 軸結構的基本要求 設計軸的基本要求是保證軸具有：1.足夠的強度和剛度。即所要求設計的軸具有足夠的承載能力，以保證軸在預期壽命內能正常的工作。2.合理的結構。即要求所設計的軸便于加工，疲勞強度高，軸上的零件便于拆裝，并且相對于軸有可靠的固定方式。軸的結構設計應滿足的要求：1）軸及軸上的零件要有確定的工作位置；2）軸上零件應便于拆裝和調整；3）軸具有良好的制造及裝配工藝性；4）有利于提高軸的強度、剛度，有利于節(jié)約材料和減輕重量。根據(jù)脫粒機的工作要求和機構特性查表確定軸的材料及其機械性能：表 17 軸的材料及其機械性能材料牌號 熱處理毛坯直徑(mm)硬度（HBS）拉伸強度極限 δB拉伸屈服極限 δs彎曲疲勞極限 δ-1剪切疲勞極限 ζ-1備注（MPa）45號鋼 調制 ≦200 217-255650 360 300 155應用最為廣泛5.3 初步確定軸 1 的各段直徑和長度根據(jù)以上的計算數(shù)據(jù)來計算軸的傳遞功率 P： V=ЛDn/60×1000(3.14×280×750)/(60×1000) =10.99 有效圓周力 F=500 P=FV/1000=(500×10.99)/1000=5.495kw。估算軸端直徑按表 18-2 軸常用的幾種材料的[τ]T 及 A0 值： 當軸的材料為 45 號鋼時[τ]T=30-40、A0=118-107 ， （因軸端受彎矩，A0 去平均值）所以 A0=110，軸的轉速為750 r/min。5.3.1 估算軸的最小直徑 從而可以計算出軸的最小直徑為：d ≧A0 =110×3nP=21.36mm。為了保證安裝強度與安裝尺寸，根據(jù)表 18-3 標準直徑系列 選擇375049.軸的最小直徑 dmin=35mm。圖 9 軸 1 結構205.3.2 擬定軸上零件的裝配方案 從右到左的順序為帶輪 2、套筒、鏈輪 1、套筒、滾動軸承和軸承支座；軸的右端直徑為 35，根據(jù)帶輪 2的寬度 B，從而確定裝帶輪的端軸長為 36 ，為了使帶輪 2能夠很好的定位需在帶輪 2的左端設計成一個套筒，套筒長度為10mm,厚度為 5mm，套筒直徑為 45mm。在套筒的左端需安裝鏈輪 1，鏈輪 1與帶輪 2一起安裝在同一根軸上。根據(jù)以上整體式小鏈輪 Z1主要結構尺寸的計算：輪轂長度 L=23，所以安裝在鏈輪 1的軸長為 23mm，軸徑為 35mm，鏈輪 1 的左端的定位依靠套筒來實現(xiàn)，套筒厚度 5mm，套筒處的軸徑為 45mm，長度為 10mm。左端設計成一段長軸軸徑為 40mm，長度為 360mm。左端設計成軸徑為 35mm，根據(jù)機械設計手冊查得軸徑為 35mm 時的軸承型號，初步選擇角接觸球軸承 7307。 （P711—GB292--83）D=80、D1=66.1、B=21、d=35mm、d1=49.9；所以軸承長度為 21mm。為了使軸承很好的固定左端用開口的止推彈簧圈來固定，以保證止推彈簧圈與軸承的緊密配合。裝配止推彈簧圈的那段軸設計為寬為 5mm,深度為 5mm,根據(jù)軸的結構設計將止推彈簧圈的厚度設計成10mm,寬度設計為 5mm，厚度為 10mm. 左端軸長為 10mm. 5.3.3 軸上零件的軸向定位 帶輪 2與軸的周向定位采用楔鍵聯(lián)接，根據(jù)帶輪軸的直徑d6-7=35mm,《機械設計手冊》GB 1054-79；（P291）查的楔鍵的剖面尺寸為:b×h×l=10×8×22，鍵槽用銑刀加工。鏈輪 1與軸的周向定位聯(lián)接用普通平鍵聯(lián)接。根據(jù)軸的直徑 d4-5=38 《機械設計手冊》GB 1096-79；（P286）查的普通平鍵的剖面尺寸為:b×h×l=10×8×18。同時為了保證帶輪與軸配合有良好的對中性，故選從動帶輪與軸的配合為 。角接觸球軸承與軸的周向定位也是借配合來保證的，此處初選 。67tH 67sH圖 10 軸 2 結構215.4 初步確定軸 2 的各段直徑和長度：5.4.1估算軸的最小直徑 根據(jù)以上的計算公式來對第二個鏈輪的軸進行設計鏈輪 2 安裝在腰輪軸上，通過計算鏈輪 2的轉速 n