毕业设计（论文）取种转盘式马铃薯播种机的设计.doc

《毕业设计（论文）取种转盘式马铃薯播种机的设计.doc》由会员分享，可在线阅读，更多相关《毕业设计（论文）取种转盘式马铃薯播种机的设计.doc（28页珍藏版）》请在三一办公上搜索。

1、目 录摘 要IABSTRACTII1选题背景11.1本课题的来源11.2研究的目的与意义21.3应解决的问题32方案论证42.1设计要求42.2农机具联接方式的选择42.3动力来源的确定42.4变速机构的分析与选择52.5开沟器的分析与选择52.6排种盘布置形式的确定52.7化肥排肥器的分析与选择62.8覆土器的分析与选择62.9最终确定的总体方案93设计计算103.1拖拉机配套动力的选择103.2悬挂架参数的确定103.3播种机地轮类型及型号的选择113.4排种器减速机构传动比的设计计算123.5梯形齿同步带的设计计算123.6锥齿轮传动的设计计算143.7塔式链轮的设计计算173.8轴的设

2、计计算183.9箱体的设计计算193.10键的设计计算204其他设计计算214.1排肥器链轮传动的设计计算214.2开沟器的设计计算215结论225.1对整个研究工作的归纳与综合225.2本课题研究中尚存在的问题225.3进一步研究的见解和建议22参考文献23致谢25取种转盘式马铃薯播种机的设计摘要本文设计了一台双行马铃薯播种机，该机采用人工辅助，转盘式取种方式，可播种不规则的薯种块，且播种过程中种块不存在破损或者被卡滞的现象。该机可依次完成开沟、施肥、播种和覆土的功能。本文重点对排种器的链式变速传动装置进行了详细的设计计算，因为该播种机排种器的动力来源于播种机上的地轮，故其传动比的大小决定着

3、播种的株距；同时，为了避免排种器变速传动装置的冗余，在两取种盘之间引入了同步带传动；通过改变排肥链轮布置的位置避免了排肥量调节范围过大对链条磨损的影响；施肥、播种开沟器合为一体，除能调节开沟深度外，还能在一定范围内调节种肥之间的垂直距离；该机取种口处设有间歇振动推种机构，以促使薯种适时滚入排种盘。关键词：马铃薯；播种机；排种器 Design of Potato Planter Picking Up Seeds By TurntableAbstractA two-row seeder , which can pick up the seed-lumps of irregular potatoes

4、 by the way of turntable under artificial without the phenomenon of the lumps were damaged or jammed, was designed .And this machine can complete ditching, fertilizing, sowing and earth covering sequentially .The focuses of this paper located on the detailed design and calculation in the speed chang

5、ing device of chain. The ratio of transmission between horizontal disc and land wheel on the planter determines the spacing in the rows because of the power source to. Synchronous belt drive was brought in between two horizontal disc, in order to avoid the redundancy of the speed changing device; Th

6、e location of chain wheel for fertilizing was altered to prevent abnormal abrasion wear caused by the regulating of fertilizer discharging in the large .The opener of fertilizing and seeding were designed together as one, which of that furrow depth can be regulated as well as the vertical distance b

7、etween fertilizer and seeds in a certain range. A mechanism of intermittent vibration was developed at the exit of the seed container to promote the lump of potatoes roll into the turntable timely.Key words: potato; seeder; hill-drop planter;1选题背景1.1本课题的来源马铃薯是一种世界性的经济作物，这一古老的植物，不仅可作为粮食和蔬菜来食用，而且还是一种好

8、的化工原材料。近百年以来，马铃薯发展非常迅速，已经成为重要粮食作物，紧随小麦、水稻、玉米之后，位居第四 1。 目前马铃薯被世界上很多国家种植，无论是在发达的国家、发展中的国家、还是在非洲等一些非常贫困的地区，马铃薯都已成为是十分重要的经济、粮食作物，并且随着人口的增加，这个重要性变得越来越显着2。1973年，Heinamann等人研制了“气力打穴播种机”，播种时成穴器柱塞由气力驱动在土壤上打出穴孔，后面的排种器将种子投入到穴孔中。通过调节气动阀的开闭频率可以改变成穴柱塞在土壤上形成穴的间距，并通过传动机构控制排种器的排种频率，可在行内改变种距3。为了在免耕条件下播种，Srivastava等人在

9、1981年研制了冲孔式播种机，这种播种机是由气力式排种器首先将种子投入到四棱锥形的成穴部件内，当成穴器滚轮在地面上滚动形成穴孔的同时打开成穴部件活门使种子落入土壤穴孔中4。在2006年我国西宁市农机推广站从德国Grimme公司引进了VL19E型双行的马铃薯播种机，经过几年对比试验得出马铃薯实行机械播种比传统的人工播种产量提高1520，种子节约510，劳力节约305。总之，马铃薯的机械化种植不仅可以争抢农时、节省用工、减轻劳动强度，而且可以按农艺要求保证种植质量，为作物的高产提供技术保障6。然而，迄今为止，我国的马铃薯生产作业过程，基本上还是靠人工作业，严重制约着我国马铃薯生产的健康发展，实现农

10、业机械化作业是其未来发展的方向7。由于马铃薯块茎植物通常是在人工手动切割的情况下分成形状、大小不一种块，作业过程中种块存在易破坏、发生卡滞的现象，使种块破损率上升甚至出现断垄8。所以排薯器就成为播种质量、特征和效能的体现者和主要载体，成为现代精密马铃薯播种的核心部件9。目前国内已开始生产的马铃薯播种机的排种装置主要是由传动链条构成，取种勺均布于链条外侧，链条内侧则绕在主动链轮和从动链轮上 10。如我国内蒙古研制的2BSL-2型号的马铃薯播种，该机可依次完成施肥、播种、起垄、镇压作业。该机不仅提高了生产效率，而且节约了大量的劳动力，并且减轻了劳动的强度11。但是这种排种器的种勺在种箱中取薯块后随

11、后进入导种管内, 播种作业过程中因为种勺空勺而导致的漏播不能够及时地被发现, 进而致使了马铃薯的产量受到严重的影响12。新疆农垦科学院所研制开发的2BS一5型马铃薯播种机13，取种机构如果采用的是双排链勺结构，则在一定程度上会挽回漏播带来的部分产量损失。据有关部门统计，尚若我国年平均的播漏播率为百分之一的话, 则每年漏播的土地面积将接近于日本国总耕种面积14。我国在精密播种方面由于监控系统发展的还很不成熟的现状，大部分还是气力式或机械式播种机，成本高，但播种质量却不太理想15。为了更好地解决以上难题，进一步推进我国马铃薯机械化种植技术进程，提高马铃薯产量和经济效益，现拟设计一台可播种不规则种块

12、，且播种时种块不存在破损或卡滞现象的一种人工协助取种转盘式马铃薯播种机。1.2研究的目的与意义马铃薯是我国重要的经济类作物，分布广并且面积大，在农业生产中占据着重要的地位。国外某些发达国家则早在半个世纪以前就实现了马铃薯机械化播种技术，不仅土壤不板结，发芽率高，不重不露，株距均匀，增产增收，而且节约人力和物力。在我国，很多地区仍然是靠着传统的人工播种方法，制约着该种植业进一步健康发展，马铃薯种植技术的机械化改进和提高，不仅能提高马铃薯产业的经济效益及生产效率，促进马铃薯种植技术的持续快速发展，并且有助于社会的稳定和进步。为了能进一步加快我国马铃薯种植技术的机械化进程，提高单位面积上的产量，节约

13、劳动力，提高生产的效率以及经济的效益，在我国现有马铃薯种植机的基础上，本课题设计一了台取种转盘式马铃薯播种机，该机的排种装置采用取种转盘进行排种，可播种不规则的种块，而且播种过程中种块不存在破损或者被卡滞现象的要求，并且可一次完成开沟、施种肥、播种和覆土的功能。1.3应解决的问题1.3.1应解决的主要问题播种过程中薯块存在的破损或卡滞现象的问题；播种过程中存在的漏播甚至断垄现象的问题；施肥量调节范围过大时链条磨损严重的现象的问题；种肥间距不可调节或播种后存在的种肥烧种的问题；株距不均匀或不可以调节的问题1.3.2应达到的技术要求播种过程中不存在卡滞现象，伤种率低；行距、株距均匀可调（最好均可连

14、续调节），并且调整方便可行；可播种不规则种块，即可播种不规则，大小不一切块薯种，又可播种整块薯种（这就要求肥箱底板与地面之间的夹角可以适当调节）；播种后种肥之间能够保持适当的距离，既能促进种子生长又不会烧伤薯种或幼苗；开沟深度以及覆土厚度应能够满足相应的农艺要求并可在一定范围内均匀适当调节；单位面积施肥量应能满足相应农艺要求；使薯种能在一定程度适时间歇滚入排种槽，以降低劳动强度；2方案论证2.1设计要求1、设计一台人工协助取种，可播种不规则种块，且播种时种块不存在破损或卡滞现象的一种半自动马铃薯播种机；该播种机取种装置为转盘式；该机可一次完成开沟、施肥、播种和覆土的功能。 2、有关参数：播种行

15、数2，行距36-50cm（可调），株距25-45cm（可调），种植深度10-15cm（可调），生产效率0.07hm2/h,漏种率2%,最大施肥量900kg/hm2。 2.2农机具联接方式的选择首先确定该播种机连接方式若选驱动式，则动力来源于拖拉机的动力输出轴，而拖拉机的动力输出轴有一定的转速，查相关手册可得，一般来说有两种标准转速720r/min和1440r/min，而该播种机为取种转盘式，在取种转盘取种槽一定的情况下，同一转盘投种时间间隔与输出轴的转速成正比，也就是说动力输出轴转速一定及取种转盘一定时，投种时间间隔为一固定值，在这种情况下，播种的实际株距就与拖拉机的前进速度成正比，而拖拉机的

16、实际工作速度很难保持恒定值不变，这就造成了株距的不均匀性，降低了马铃薯单位产量，在株距相对较小的情况下，拖拉机的前进速度受到限制，直接影响生产效率，所以驱动式联接方式很难满足株距均匀的农艺要求，并且生产效率受到限制。另外考虑到牵引式机动性差，且金属消耗量大，农业播种机械也很少采用，半悬挂式运输时承受农机具部分重量，与牵引式比结构简单，但机动性能不如悬挂式。悬挂式在运输过程中播种机的全部重量由拖拉机承受，工作时，拖拉机承受部分农机具重量和耕作阻力，改善了牵引性能，重量轻，结构紧凑，机动性好，效率高。综上所述，选用三点悬挂式连接装置。2.3动力来源的确定从上分析也可得出，取种转盘的动力应与播种机的

17、前进速度成正比，故取种转盘动力来源于播种机上的地轮而不应是拖拉机的动力输出轴。为了使株距均匀可调，排种盘的动力来源于地轮，并采用变速机构传动，以使株距均匀，而不受拖拉机组前进速度的影响，并且可获得可以调节的株距。2.4变速机构的分析与选择考虑到工作时转速很低，若采用V带无极便速器来进行变速，可能会出现打滑现象而影响株距的均匀性，所以最好采用链式变速机构，其优点是平均传动比准确，这样就能确保株距均匀一致，或许链式无极变速器为最佳选择，但从本马铃薯播种机的设计要求来看，并没要求一定要株距在该范围内连续调节，目前我国马铃薯播种机作业区域相对较小，为达到最高产量，同一马铃薯播种机作业期间的作业地块株距

18、的农艺要求应该相对稳定，株距间断调节基本上能满足要求，暂选用塔式链轮变速机构来实现株距的调节。2.5开沟器的分析与选择开沟器在种箱和肥箱之下，如果是采用螺栓固定联接，虽然结构相对较简单，但是调节其开沟深度很不方便，借鉴条播机上普遍采用的平行四杆架体联接开沟器，为使结构紧凑调节更加方便，种肥开沟器合为一体，深度调节机构实现两行的同步调节，为防止种肥混施，肥烧种问题，在开沟器后下角开有一定高度的矩形缺口，该缺口设在施肥管口之后，以使施肥后从缺口先流入适量的较下层湿土将肥料覆盖，之后再投入数种。开沟器结构一定的情况下，也可通过调节四杆之中的机架部分的倾角来改变开沟器的倾斜角度，进而间接来控制种与肥之

19、间的覆土厚度，滑刀式开沟器属于钝角开沟器，虽然其结构复杂，种沟不平坦，造价高但有对整地质量要求不高，不易缠草的优点。2.6排种盘布置形式的确定排种盘可有几种布置方式，倾斜式，水平式，竖直式，个人认为简易的竖直式排种盘不易实现单粒播种，容易破损率较高，并且漏种后不易被发现，补种困难，倾斜式排种盘较竖直式易于实现单粒点播，但薯种时有被卡滞现象，水平盘式排种器比较适合人工辅助取种，取种过程中种箱中的薯种不与排种盘直接接触，而是被种箱底板隔开，避免了排种盘对薯种的损坏，为使薯种能够适时单个滚入取种转盘的拍薯槽，种箱底板适当向后倾斜，并且在种箱通向取种槽的排种口处设有间歇振动推种机构。2.7化肥排肥器的

20、分析与选择目前常用的化肥排肥器主要以下几种: 螺旋输送式，滚轮式，振动式，水平星轮式，摆斗式，外槽轮式。振动式和星轮式工作阻力大，而播种机的动力来源于地轮，并不是来源于动力输出轴，个人认为为防止地轮由于需要传递的转矩过大易引起打滑现象，暂不采用。摆斗式箱内有搅拌器，能防止肥料架空，通用性好，排肥能力大，很是满足要求。但是目前应用得最广泛的是外槽轮式排肥器，实际上，马铃薯种肥大部分为粒状复合肥，所以这种排种器已经能满足要求，而且这种排种器结构简单、制造容易、使用方便、通用性好、适应性能广，并且国际上已经标准化。该马铃薯播种机采用外槽轮式排肥器。2.8覆土器的分析与选择目前常用的覆土器有以下几种类

21、型：挤压式覆土器，双圆盘覆土器，刮板式覆土器，链环式覆土器，八字形覆土器。覆土器作为播种机的主要工作部件之一，其对种子触土后位置的影响主要是在覆土过程中，覆土器推动土流运动产生的16。不同的覆土器形式、结构参数及运动参数将形成不同的土流运动状态，从而引起种子触土后位置的变化并导致不同的覆土厚度17。参考的实验数据结果分析如下：图2-1 八字形覆土器种子位移变化量由上图2-1实验结果可见，车速5.0km h时，八字形覆土器的种子位移变化量达到峰值，速度远离该速度过程中，种子位移变化量有减小趋势，照此趋势推断在刚能满足设计要求生产效率的临界车速下工作时，种子位移变化量低于0.5cm。图2-2 八字

22、形覆土器的覆土量由上图实验结果可见，八字形覆土器的覆土厚度随实验车车速的提高呈线性减小趋势，若依此趋势推算，临界车速时覆土厚度可达8cm左右。据设计要求的种植深度10-15cm（可调）假设采用该种覆土器。八字形覆土器的各参数部位计数值如下：覆土板长度尺寸范围：300380mm 选取原则：按行距、苗幅宽、覆土量而定两板夹角角度范围 ：5060 选取原则：过小覆土能力过低，过大易堵塞 图2-3 计算过程图示覆土板长取最短300mm时。由图2-3计算过程图示可得表2-1如下所示：表2-1两板间夹角后开口宽前开口宽度是否符合要求最小值50最小值120mm最小极限373.57mm360mm 否最大值60

23、最大值180mm最大极限值480mm500mm 否为满足设计要求最大行距要求需加长覆土板，而要满足设计要求最小行距则需进一步缩短覆土板，这将小于覆土板长的最小规定。所以刮板式覆土器虽然低速下覆土能力强，对种子位移影响小，但其不能满足设计要求的行距要求。图2-4 双圆盘覆土器种子位移变化量由上图2-4实验结果可见,若采用双圆盘覆土器则在车速4.5km h时种子位移变化量最小，随车速远离该速度值，种子位移变化量有增大趋势，在1.06km h时种子的位移变化量可能比较大，进而影响株距的均匀性。图2-5双圆盘覆土器覆土量由上图实验结果可见,采用双圆盘覆土器时，车速在5.0kmh时覆土厚度达到峰值，随车

24、速远离该速度值覆土厚度呈抛物线减小趋势，由此推断，在车速为1.06kmh时，不利于双圆盘覆土器的正常工作，覆土厚度可能达不到相应的农艺要求。虽然双圆盘覆土器有一系列的优点，但其只适宜5.0kmh附近的较高速作业，而该马铃薯播种机临界车速不能使双圆盘覆土器正常工作。所以，无论从覆土器对种子位移变化量的影响还是从开沟器在工作速度下覆土能力来考虑，都不宜选用双圆盘覆土器。综上所述，以尽量减小覆土过程中种子位移变化量，增大覆土厚度为原则，以达到株距均匀，种植深度的农艺要求，选用类似刮板翻土能力较强强的犁式土器。2.9最终确定的总体方案通过以上分析论述，该马铃薯播种机的方案已基本确定，采用三点悬挂式牵引

25、装置，框式焊接机架，刚度好，质量相对较小，地轮设于机架两侧，其中一侧的地轮通过链条带动施肥器的转轴，另一侧的地轮带动取种转盘下方的横轴，该横轴与其中一个取种转盘中心的立轴通过锥齿轮相连接，另一个取种转盘立轴与该取种转盘中心立轴之间通过同步带传动，施肥开沟器和播种开沟器合二为一，采用改型的滑刀式开沟器。种箱为底板向后倾斜尾端设有种块出口，出口处有间歇振动推种机构，出口下方设有水平取种转盘，取种转盘被由中心发出的放射性隔板隔开形成一个个薯槽。覆土器采用犁式覆土器。3设计计算3.1拖拉机配套动力的选择假设工作状态下播种机整机质量按全部重量由地轮承担，估算整机重300kg 两人质量按140kg 薯种质

26、量80kg 肥料质量30kg 估算开沟器阻力暂取f开沟=400N覆土阻力f覆土=1000N，查农机设计手册得，充气式地轮滚动摩擦系数取f=0.1则需要牵引力 F=f重+f开沟+f覆土+f镇压=0.1（300+140+80+30）10+400+1000=1455N，再根据生产效率、行距及株距要求计算得来的农机具前进速度为0.670-0.98kmh时就能满足设计的要求。由农机设计手册查得，江西拖拉机厂生产的 丰收180-3拖拉机符合要求，该机发动机标定功率13.24KW，即18马力发动机。额定牵引力为4KN，各挡理论前进速度如下表3-1所示：表3-1 丰收180-3拖拉机格挡前进速度档位前进后退档

27、档档档档档档kmh1.061.42.64.65.51.26.53.2悬挂架参数的确定首先来确定拖拉机的悬挂装置所属的类别，据丰收180-3额定牵引力4.0KN及“拖拉机和悬挂农机具的三点联接（GB1593-79）”标准规定如下表3-2所示：表3-2拖拉机和悬挂农机具的三点联接（GB1593-79）类别类类类额定牵引力范围（单位）：KN4.7-9.89.8-24.524.5-49可知三点联接应归属类，进而确定尺寸参数：播种机悬挂架：上悬挂点 联接孔直径 ： 19mm 上偏差+0.51mm 下偏差：+0.30mm自由空间半径： 不小于57mm夹板内宽 ： 不小于45mm夹板外宽 ： 不大于70mm

28、下悬挂点联接销直径 ： 22mm 上偏差 0 下偏差-0.21mm自由空间半径 ： 不小于65mm锁销孔直径 ： 12mm 上偏差+0.43mm 下偏差0锁销孔位置 ： 40mm 上偏差0.4mm 下偏差0.4mm3.3播种机地轮类型及型号的选择考虑到播种机承受的重力比较大，而且机组存在重力分布不匀称的可能，工作过程中为尽量减小其滚动阻力和提高工作的平稳性选用充气式农用轮胎。农用轮胎花纹类型大致两类斜交花纹和人字花纹，地轮乃是播种机上排种器和施肥器的动力来源装置，选用个人认为驱动性能较好的人字花纹轮胎。实际工作过成中，马铃薯播种机的总载重量一部分由悬挂装置承担，其余部分才是由地轮承担，假设悬挂

29、装置承担的质量为300kg，则地轮需要承担250kg负荷，查农机设计手册可得4.00-12规格轮胎基本能够符合要求。4.00-12规格轮胎的外形尺寸参数如下表3-3所示，轮胎气压与负荷对应表如下表3-4所示：表3-3 4.00-12规格轮胎外形参数新胎充气后轮胎最大使用尺寸断面宽度外直径断面宽度外直径112mm520mm122mm537mm表3-4 4.00-12轮胎气压与负荷对应表气压kpa195220250275负荷kg260285305330选用轮胎规格：山东振泰轮胎股份有限公司生产的4.00-12 人字花纹型新胎充气后外直径535mm新胎充气后的断面宽度112mm 所能承受的气压240

30、kpa 据表3-4可推得单个轮胎的负荷接近300kg。3.4排种器减速机构传动比的设计计算3.4.1该部分总传动比的计算地轮的计算直径按535mm 驱动地轮转一转播种机前进的距离：3.14535=1680mm=168cm 需单行播种数量：16825=6.72 16845=3.73取种转盘按每转取种:9颗计算：6.729=0.75 3.499=0.0.39即驱动地轮每转一转取种转盘应转转数为0.390.75imin=10.75=1.33 imax=10.39=2.56 3.4.2传动比的分配锥齿轮传动的传动比暂取i锥=1.33则链传动的传动比变化范围为11.925如果株距为2540cm内等间隔分

31、布的六个株距值，则需要的六个出动比值如下：i1=1 i2=11.185 i3=1.37 i4=1.555 i5=1.74 i6=1.9253.5梯形齿同步带的设计计算两取种转盘立轴之间的传动比显然应为1取种转盘需要基本恒定的转矩，随角速度的增加，功率成比例增加。（假设最大工作速度档）此部分梯形齿同步带的设计计算：薯块的休止角=2434 有umax=0.67，每颗薯种按50g计算，取种转盘内按5颗薯种，则总质量m=250g=0.25kg 所受摩擦力，f=umaxmg=0.670.259.8=1.64N考虑到振动装置带来的阻力取F=20N，摩擦半径按L=0.1m 需要的转矩 T=FL=200.1=

32、2Nm已知条件：（其中T=2Nm nmax=19.23转min）估算梯形齿同步带传动的最大功率T=9549 （3-1）由公式3-1得 P=4kW 工作情况：载荷变动较大，负载启动传动比i=1 暂定轴间距离a=430mm设计功率 Pd=KAP P传递功率（kW） KA工况系数代入数据得：Pd=1.60.004kW=0.0064kW选定带型 根据Pd=0.0064kW 和n max =19.23转min 选L型梯形齿同步带，节距Pb =9.525mm小带轮齿数z1及其直径，小带轮转速小于900转min，z min=12，带速和安装尺寸允许时尽可能取较大的z 10.7（dp1+dp2）a02（dp1

33、+dp2）； dp1=dp2。考虑到结构紧凑限制带轮半径小于取种圆盘半径与马铃薯块直径之间的差值即dp11660=56 由、解得：105mmdp1=dp2200mm， 1123.149.525=36.921 暂取z1=37 计算小带轮节圆直径 d p = z P d （3-2）把z1=37 Pd=9.525mm代入公式3-2得：dp1= 379.5253.14=112.237mm带长及其齿数Lp0=2a0+(dp1+dp2)2 （3-3）把a0=430mm dp1= dp2=112.237mm代入公式3-3得： Lp0=1212.424mm z=LpPb LpLp0 127=1209.6759

34、.525 所得带长 Lp=1209.675mm 齿数z=127实际轴间距近似计算：a=a0+（Lp-Lp0）2=430+（1209.675-1212.424）2=428.6255mm小带轮啮合齿数zm=entz12z1Pb（z2z1）a） （3-4）把z1=z2=127 Pb=9.525mm代入公式3-4得：zm=ent(652)=18带宽因为zm6 所以Kz=1 查表得bs0=25.4 =0.095kgmTa=244.46N 同步带工作速度：v=0.120.32=0.12ms，bs=bs0=25.4=6.676mm查表取bs=12.7mm 宽度代号050压轴力Fr=1000Pdv=10000

35、.00640.12=53.3N带型为L的带轮的轮缘尺寸和偏差如下：节圆直径：dp=zPb=379.5253.14=112.237mm外圆直径：da=dp2a=112.23720.318=111.475mm齿槽底宽：bw=3.050.10mm齿槽深：hg=2.670.10mm齿槽半角：=201.5齿根圆角半径：rbmax=1.19mm齿顶圆角半径：rt=1.17+0.13mm节顶距：2a=0.762mm根圆直径：df=da2hg=111.47522.67=106.135mm梯形齿同步带带轮的宽度轮宽基本尺寸12.7mm 单边挡圈最小轮宽bf=15.5mm3.6锥齿轮传动的设计计算锥齿轮的设计计算

36、：传动比u=1.33 主动小齿轮齿数z1=23 传递的力矩T=6360Nmm（传递的功率0.0128kW，转速按19.23转min 由公式3-1得转矩T=6.36Nm=6360Nmm由于传动比接近于1，大、小齿轮材料均选用ZG-310-570，正火处理，齿面硬度162185HBS按齿根弯曲强度设计：原动机按均匀平稳，从动机按轻微冲击查表得使用系数KA=1.25试取载荷系数Kt=1.4（Kt=1.21.6） R=0.3已知z1=23 T1=6360Nmm u=1.33 z2=z11.33=31 实际u=1.35锥齿轮传动中，由u=1.33 可推得1=37 （2=53）小锥齿轮的当量齿数：z1v=

37、z1=2329查表得：YFa1=2.57 Ysa1=1.62根据齿轮材料及处理方式查得：F=195MP把以上相应数据带入设计式：m即m1.59mm同理按大锥齿轮相关数据（YFa2=2.36 Ysa2=1.71）算得m1.28mm就近圆整，取m=1.75按齿面接触强度设计：H1= ZN1ZX1ZWZLVR = ZN1ZX1ZWZLVR （3-5）Hlim试验齿轮的齿面接触疲劳极限，MPa，与材料和处理方法有关，查图；SHmin接触疲劳计算的最小安全系数。一般大于等于1，常取1；ZN接触强度计算的寿命系数，用以考虑齿轮在有限寿命时，接触疲劳极限的提高，与齿轮材料、处理方法及应力循环次数有关，查图；

38、ZX接触强度计算的尺寸系数，考虑接触疲劳中尺寸效应，与模数有关；ZW工作硬化系数，用以考虑光整加工的硬齿面小齿轮对调质钢大齿轮齿面产生的冷作硬化，使大齿轮的接触疲劳极限应力提高的系数；ZLVR润滑油膜影响系数。主要影响因素有润滑油的黏度、齿面间相对滑动和齿面粗糙度。对于光整齿轮取ZLVR =1.0，精加工齿轮取ZLVR =0.92，精度较低齿轮取ZLVR =0.85；计算应力循环次数：（工作寿命按3000小时来计算）：N1=0.3230003600=3.45 N2=2.56查取各有关数据如下：Hlim1=Hlim 2=440MPa；SHmin1= SHmin 2=1；ZN1=1.45，ZN2=

39、1.47；ZX1=ZX2=1.0；ZW=1.0，ZLVR=1.0；把数据带入公式3-5求得：H1=638MPa H2=646.8MPa H1H2 取H=H1=638MPa 一般锥齿轮的制造精度低，因此可以认为在啮合过成中载荷仅由一对相啮合的齿来承担，故可以不考虑齿间载荷分配问题，也可以忽略重合度的影响，即在计算中略去系数K，Z，Y。这样，载荷系数 ： K=KAKVK 并查得 ZH=2.5 ZE=188.0MPa由KA=1.25 KV=1 K=1.15 求得K=1.4375 d1=40.78计算模数m= = = 1.78由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载力，而齿面接触疲劳强度所决定

40、的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关。可取由弯曲强度计算的模数1.59并就近圆整为标准值m=1.75mm接触强度算出的分度圆直径d1=40.78mm算出小齿轮的齿数z1=23.3 取z1=24 则z2 = 241.33 = 32 分锥角 ：1=37 2=53大端分度圆直径 ：d1=z1m=241.75=42mm d2=z2m=321.75=56mm外锥距 ： R=34.894mm齿宽 ： b=RR=0.334.894=10.468 取b=11mm实际齿宽系数 ：R=0.3152 中点模数 ：mm=m（10.5R）=1.75（10.50.3152）=1.4742中点分度圆直径 ：d

41、m1=d1（10.5R）=42（10.50.3152）=35.381mm dm2=d2（10.5R）=56（10.50.3165）= 47.174mm切向变位系数 ：xt1=xt2=0 高变位系数 ：x1：=0 ， x2=0顶隙 ：c=cm=0.21.75=0.35mm （c=0.2）大端齿顶高 ： ha1=（1x1）m=（10）1.75=1.75mm ha2=1.75mm大端齿根高 ： hf1=（1cx1）m=（10.20）1.75=2.10mm hf2=2.10mm齿全高 ：h=（2c）m=（20.2）1.75=3.85mm大端齿顶圆直径 ：da1=d12ha1=4221.75=44. 7

42、95mmda2=d22ha2=5621.75=58.106mm齿面磨损是开式齿轮传动的主要形式之一。该齿轮传动没有防尘罩或机壳，轮齿完全暴露在外面，外界杂物极易侵入，而且润滑不良，轮齿极易磨损，故只宜用于低速传动。锥齿轮通常不做角度变位，为使大小轮齿的弯曲强度相近，可对锥齿轮传动进行切向变位修正。经变位修正后的轮齿齿形有变化，故轮齿弯曲强度计算中的齿形系数及应力校正系数也随之改变，但进行弯曲强度计算时，仍沿用标准齿轮传动的公式。3.7塔式链轮的设计计算链轮传动的设计计算（i6=1.925）：链传动的效率=0.92 则传动的功率P=0.0151kW大链轮的转速n=25.794转min链轮直径按d

43、=200mm计算 链速v=0.270ms由v0.6ms判断为低速链传动，其主要失效形式是链条的静拉断，故应按静拉强度条件进行计算，首先根据传动的功率和链速并参考滚子链的许用功率曲线初选08A型号滚子链，查得链条许用最低破断载荷Q=13800N 由P=Fv 得F = = = 55.926N校核安全系数：S= = = 205.629 48试取小链轮的齿数为z1=19， z2=iz1=1.9251937 实际传动比i=3719=1.925 初选中心距a0=667 链条长度的链接数：Lp06= = =130.533将结果圆整为132在小链轮齿数不变的情况下改变大链轮的齿数分别求得各传动比下小链轮的齿数

44、及的链接数如下表3-5：表3-5链轮对应的齿数及相应尺寸传动比值11.1851.371.5551.741.925链轮齿数192327293337分度圆77.19893.315109.450117.523133.673149.830降速比1.01.2111.4211.5261.7371.947链条长度124.0412607128.16129.23131.42133.66圆整后，链条长度的链接数取134，并在松边外侧靠近小链轮设置张紧装置。3.8轴的设计计算轴传递的功率为P=0.0128KW 转速为n=19.23rmin当弯矩相对较小时，或只受转矩时，A0取较小值；弯矩较大时，A0取较大值。暂取A0=115由设计计算公式初估轴的直径（轴端需要开一个键槽）：d（15）=A0（15）=115=10.54mm