设计说明书(论文)解析

TOC\o"1-5"\h\z摘要 1关键词 1\o"CurrentDocument"前言 1\o"CurrentDocument"课题研究的和意义 2\o"CurrentDocument"小型水稻脱粒机的现状 2\o"CurrentDocument"本设计的创新思路 3\o"CurrentDocument"总体方案确定 3\o"CurrentDocument"脱粒机的工作原理 3\o"CurrentDocument"设计目的 4\o"CurrentDocument"设计任务 4\o"CurrentDocument"系统功能描述和功能分解 4喂入部分 4脱粒部分 4筛选部分 5\o"CurrentDocument"总体方案的设计和求解 5\o"CurrentDocument"3脱粒装置设计 6\o"CurrentDocument"脱粒原理 6\o"CurrentDocument"脱粒装置类型选择 7\o"CurrentDocument"脱粒滚筒转速计算 8\o"CurrentDocument"滚筒直径计算 8\o"CurrentDocument"脱粒滚筒长度确定 9\o"CurrentDocument"滚筒脱粒齿确定 9弓齿形状选择 9弓齿排列 9相关参数计算 9\o"CurrentDocument"4清选装置设计 10\o"CurrentDocument"清选原理 10\o"CurrentDocument"清选装置类型选择 10\o"CurrentDocument"风机参数计算 11风机计算 11风机参数选择 11凹版设计 11凹版类型确定 11凹版直径确定 12凹版与滚筒之间间隙确定 12\o"CurrentDocument"动力选择 12\o"CurrentDocument"整机消耗的功率计算 12脱粒装置的消耗的功率计算 12清选装置的消耗的功率 13\o"CurrentDocument"电动机选择 13\o"CurrentDocument"6传动装置的设计 14\o"CurrentDocument"传动路线 14\o"CurrentDocument"确定传动装置的传动比 14确定传动装置的动力参数 14\o"CurrentDocument"皮带轮的设计与计算 15带型确定 15带轮直径与带速确定 15带的基准长度和轴间距确定 16\o"CurrentDocument"验算小带轮的包角 16确定V带的根数 16单根V带预警力计算 17计算压轴力 17圆柱齿轮的设计与计算 17材料的选择及许用应力确定 17按轮齿接触强度计算 17\o"CurrentDocument"按齿根弯曲强度计算 18\o"CurrentDocument"轴设计与计算 20\o"CurrentDocument"轴的材料选择 20\o"CurrentDocument"轴的最小直径确定 20\o"CurrentDocument"轴结构设计 20\o"CurrentDocument"9键连接选择 21\o"CurrentDocument"10滚动轴承选用 21\o"CurrentDocument"11 主要部件校核 21\o"CurrentDocument"圆柱齿轮校核 21\o"CurrentDocument"轴校核 21轴上载荷计算 21按弯扭合成应力校核轴的强度 22精确校核轴的疲劳强度 23\o"CurrentDocument"键强度校核 24\o"CurrentDocument"滚动轴承校核 24当量动载荷计算 24计算所需的径向基本额定动载荷 24验算轴承的寿命 25\o"CurrentDocument"结束语 25\o"CurrentDocument"参考文献 25致谢 26附录 27#1前言水稻在三大粮食作物面积和产量仅次于小麦，多于玉米。亚洲的水稻种植面积占世界的90沖上，中国的水稻的总产量和面积位于世界第一位和第二位。 目前中国的水稻种植面积达4.3亿亩，水稻作为我国第一大粮食作物，约占粮食总产量的40%。水稻生产不仅担负着确保我国粮食安全的重任，还肩负实现种粮增效、稻农增收和全面推进新农村建设的重大使命。但是和西方的发达国家相比较，我国的水稻收获的机械化程度严重偏低，收获过程中粮食的损失大，制约着我国农村产业结构调整和农民收入水平的增长。课题研究的意义水稻是我国第一大粮食作物，不到30%的水稻种植面积，生产了约占世界总产量40%左右的粮食。近些年水稻种植面积处于稳步上升的转状态。在目前水稻收获机械多种形式并存的条件下，为了满足广大用户茎杆需求量的不断提高，在消化吸收国内外同类型机型的基础上，设计一种水稻半喂入式的脱粒机械，该机械采用夹持喂入、弓齿滚筒脱粒、风扇清选等机构，使其具有机构简单、体积小、重量轻、脱粒质量好等特点。近几年，随着联合收割机作业范围的不断扩大，联合收割机发展十分迅速，使脱粒机市场受到一定的冲击。在这种形式下，联合收割机、脱粒机和割晒机将如何发展，怎么发展，脱粒机还有没有发展前途，这是脱粒机相关方面应当高度关注的问题。据统计，目前我国的种植面积为4.3亿亩，此外还有1200万hm2的山区和丘陵小块地的小麦收获全靠人工收割后，再由脱粒机械进行脱粒。所以，脱粒机械对农作物的收获还占有很大的工作量。我国的水稻、玉米、小麦等农作物机械收割的状况。据不完全统计，我国水稻机械化收获的作业面积仅仅只占总种植面积的7.3%，绝大多数的水稻脱粒仍然靠脱粒机进行脱粒；玉米机械收获面积仅占全国玉米种植面积的 0.2%,而且，目前我国生产的玉米联合收获机大部分只具有摘穗、剥皮和秸秆粉碎等功能，籽粒的脱粒还要靠脱粒机来完成。就全国范围来说，对于农作物的收获脱粒80%^上要靠脱粒机和人工来完成。终上所述，尽管近年来联合收割机的迅猛发展，但是由于我国幅员辽阔、气候地理条件加上种植方式的差异，以及不同地区的经济发展的不平衡、联合收割机械的广泛应用还有相当长的路要走。因此，在今后的相当长的的时间内，脱粒机在我国农作物的收获中，尤其是边远的山区、丘陵地带，脱粒机仍然是主要的不可或缺的农业收获机械。本设计通过对水稻脱粒机械的分析和对存在的问题进行改进，设计一种半喂入式脱粒机，为进一步改进和提高水稻脱粒机械奠定基础。小型水稻脱粒机的现状1800年，一固立式打谷机，“地猪牌”在美国得到广泛应用，木架式的推家上固立滚筒进行打谷，手工进行分离清选。以后产生了具有抖动特点的分离装置。1850年后,自动喂入、解捆、谷粒处理等出现，并逐渐发展完善。在本世纪以前，是把收割和脱粒看作完全独立考虑的到了本世纪提出了降低成本和缩短作业时间都要求， 希望制成切割器和脱粒装置作合在一起的收割机。这种想法是在140多年以前在美国作业记的，110年前制成了机器，70年前，开始用带了发动机的联合收割机，近代的自走式联合收割机大约是在40多年前制成的。日本久保田水稻联合收割机、三久、金子谷物烘干机、中型拖拉机、埋草旋耕机等一大批国内外先进适用的机具得到了较好的推广应用，加快了我国水稻联合收割机技术的改造和完善，成为水稻收获机械的主导机型，大大提升了我国水稻收获机械的整体技术水平。目前，全世界的可用耕地大约有32亿公顷，已开发的有13.7亿公顷，未达到可用耕地的一半。就总的耕地资源来说，在南美和澳洲以及亚洲的北部还有大量的耕地未开发。但是由于气候等原因，真正可供开发的耕地并不多。大规模经营的资本主义大农牧场、大种植园主要生产供出口的经济作物和其他农牧产品，专业化、机械化程度较高；同时并存数量庞大的个体农户，除部分以生产粮食作物为主的自给性农业外，也为国内市场提供大量的农牧产品。因此，小型水稻脱粒机不能满足生产作业的需要，所以大中型水稻脱粒机已经得到了广泛的应用。但是适合人均耕地面积少、缺乏先进适用机具广大的农民的小型脱粒机。近几年我国小型水稻脱粒机的设计也有了一定的基础，并且不断地在它的研发上取得了快速的进展，我国通过对外国先进的脱粒技术的吸收和对主要零部件的改进，使得小型水稻脱粒机的结构和性能有了很大的提高，现在已经可以生产出操作方便、经济实用的小型水稻脱粒机，为我国水稻脱粒机的发展和推广起到了极大的作用。本设计的创新思路本次设计的主要目的是针对现存的小型水稻脱粒结构进行了优化、对其存在的一些缺点进行改进；首先在原理上，主要以梳刷脱粒为主，打击原理为辅两者相互结合的脱离方式对水稻进行脱粒，这主要体现在脱离滚筒的齿的设计上。其次，清选方面是采用风机和筛子结合进行清选，在一定方面上提高了稻粒和杂质的分离，提高了稻粒的纯净度。2总体方案确定脱粒机工作原理[4]被割谷物经脱粒机械的喂入口进入由脱粒滚筒和凹版组成的脱粒装置进行打击和搓擦后，短脱出物通过栅格状凹版进入由清选筛和风机组成的清粮装置进行清选；长脱出物则进入分离装置进行茎秆与籽粒的分离，长茎秆被排出机外，而籽粒等短脱出物则通过分离装置上的筛孔进入下方的清粮装置进行清选；在风机和清选筛的联合作用下，颖壳等细小轻杂物被吹出机外，干净的籽粒经由籽粒收集装置进入集粮装置。设计目的进一步加深学生对大学所学理论知识的理解，培养学生运用理论知识独立解决有关本课程实际问题的能力，使学生对设计有一完整和系统的概念；同时通过毕业设计，培养学生计算，使用技术资料及绘制图形的工程设计能力，为今后的工作打下坚实的基础。设计任务1、 传动装置的设计2、 脱粒装置的设计3、 清选装置的设计4、 动力的匹配要求：1、输送流畅2、 生产效率:1吨/时3、 要求机构设计方案合理、结构紧凑，体积小，质量轻，噪音小、无污染，使用方便。4、 完成3张A0图纸（折合），并要求CAD[1]绘制。5、 撰写设计说明书，文字在1.0〜1.5万字间，条理清楚，计算有据，翻译一定数量的英文（摘要）。6设计说明书的内容包括：课题的目的、意义、国内外动态；研究的主要内容;总体方案的拟定和主要参数的设计计算；传动方案的确定及设计计算，主要工作部件的设计；主要零件分析计算和校核；参考文献，鸣谢。

系统的功能描述和功能分解喂入部分喂入部位与钉齿滚筒的钉齿部位存在一定的间隙，将已割下来的水稻经过人工从喂入口进入，水稻的穗部分进入脱粒部位，即钉齿滚筒和栅格式凹板之间，进行脱粒'脱粒部分脱粒部分主要是由钉齿滚筒、栅格式凹板。水稻穗在钉齿滚筒和栅格式凹板之间进行脱粒，将已脱下的谷粒从栅格式凹板的缝隙漏下，落到下滑板，经过振动筛和风机的清选，由仓口排出机体之外［2］0筛选部分水稻:未脱粒）Si)水稻"已脱粒）动水稻:未脱粒）Si)水稻"已脱粒）动力功能 1控制功能损堆能

驱新能11-筛选部分主要是由栅格式凹板、风机、振动筛完成，当水稻穗进入脱粒部分后，经过弓齿滚筒的脱粒，水稻脱粒之后，再将谷粒经过栅格式凹板，从凹板的缝隙漏出，当然，无论是工作时还是安装时，栅格式凹板是固定不动的。谷粒顺着斜滑板，在振动筛和风机的综合作用下，将谷粒和杂质分开［3］0本设计要求实现水稻的脱粒以及水稻茎秆的分离，其主要功能是脱粒，机构的脱粒需要动力，这就涉及到动力的选择与安装，为机构的动力功能；脱粒机的工作还需要控制，这是脱粒机的控制功能。根据上述分析，绘制的机构功能构成图［4］如图1所示图1水稻脱粒机的机构功能构成图Fig.1Ricethresherbodyfunctionstructurefigure为了实现脱粒机的脱粒功能，脱粒机需要动力，从发动机输出的动力经过皮带轮的传递给脱粒滚筒；根据不同的条件，脱粒滚筒需要不同的转速，这要求脱粒机需要调节控制功能，经过分析，得到如图2所示的水稻脱粒机的功能树。总体方案设计和求解

对上述功能树的分析可知，脱粒机包括动力部分、脱粒部分、传动部分，根据功能可以寻求其功能载体，根据功能载体可以形成形态学矩阵，如表 1所示[5]0根据形态学矩阵可知，本设计共有4X2X4X3=96种方案可以供选择。根据设计说明书的要求，水稻脱粒机要输送流畅，动力足够且稳定性好，以及结合农村的具体情况考虑，经过综合分析，选用AXB2XCXD2。动力经发动机输出，通过V带将动力三部分输出，一部分给脱粒滚筒，一部分给分离装置 ，一部分给清选装置。整机的结构初步确定如图3所示。图2水稻脱粒机的功能树Fig.2Ricethresherfunctiontree表1水稻脱粒机的形态学矩阵Table1Ricethreshermorphologicalmatrix分功能功能解12 34A驱动水冷柴油机汽油机电动机风冷柴油机B脱粒全喂入半喂入C传动带传动链传动圆柱齿轮传动同步带传动D清选气流式风扇筛子式气流清选筒1•风机2•凹版筛 3•滚筒4•弓齿 5•振动筛 6•出粮口图3脱粒机的结构图Fig.3ThediagramstructureofThresher3脱粒装置设计脱粒原理）冲击脱粒：靠脱粒元件与谷物穗头的相互冲击作用而进行脱粒。冲击速度越高,脱粒能力越强，但破碎率也越大［6］。）搓擦脱粒：靠脱粒元件与谷物之间，以及谷物与谷物之间的相互摩擦而使谷物脱粒。脱粒装置的脱粒间隙的大小至关重要。）梳刷脱粒：靠脱粒元件对谷物施加拉力而进行的脱粒。）碾压脱粒：靠脱粒元件对谷物施加挤压力而进行的脱粒。此时作用在谷物上的力主要是沿谷粒表面的法向力。）振动脱粒：靠脱粒元件对谷物施加高频振动而进行的脱粒。上述几种脱粒方式是在长期的生产实践过程中总结而来的，水稻为带壳贮存。如果裸存的话，存放时间很短。水稻的籽粒脆硬，容易破碎。因此，本设计采用梳刷脱粒为主，打击脱粒为辅，两者配合完成脱粒。脱粒装置类型选择脱粒装置按不同的方式分有不同的类型，按喂入方式可分为：全喂入和半喂入按脱粒齿形可分为:1）切流纹杆滚筒式脱粒装置，其由纹杆滚筒、栅格状凹版、间隙调节装置等组成。以搓擦脱粒为主、冲击为辅，脱粒能力和分离能力强，断穗率小。但当喂入不均匀、谷物湿度大时，脱粒质量明显下降。2）切流钉齿滚筒式脱粒装置，其由钉齿滚筒和钉齿凹板组成。利用钉齿对谷物的强烈冲击以及在脱粒间隙内的搓擦而进行脱粒。抓取能力强、对不均匀喂入和湿作物

有较强的适应性。但断秆率较高，分离效果较差。3）双滚筒脱粒装置，采用两个滚筒串联工作。第一个滚筒的转速较低，可以把成熟的好、饱满的籽粒先脱下来。第二个滚筒的转速较高，间隙较小，可使前一滚筒未脱净的谷粒完全脱粒。4） 轴流滚筒脱粒装置，轴流式滚筒功率耗用受作物物理机械特性影响较大，比传统型更为敏感，喂入作物长度、含水率的影响均较大。5） 弓齿滚筒式脱粒装置，适用脱粒水稻，也可以兼脱小麦。脱粒仅穗头进入滚筒,脱粒后能保证茎杆完整；凹板筛分离物含杂率小有利于后续的清选；绝大部分谷粒能够由凹板筛分离出来，谷粒的破碎和损伤很少，功率消耗小。但是只适应脱粒梢部接穗的作物，不适应矮杆作物，对作物的适应性差。考虑到成本和农村稻田等因素，本设计采用的是弓齿滚筒半喂入脱粒装置。脱粒方式分为上脱、下脱和侧脱三种形式，如图4上脱式分离效果好，滚筒位置低，喂入性能差；下脱式分离性能差，断穗和带柄少，适用于一般夹持式半喂入脱粒机和联合收割机；侧脱式分离性能和喂入性能较好,适用于卧式联合收割机。本设计采用的是下脱式。图4半喂入式脱粒装置的脱粒方式Fig.4ThreshingmethodofHalffeedingtypethresher脱粒滚筒转速计算滚筒的转速一般根据滚筒的有效直径来计算。当滚筒速度增加时，脱净率增加，水稻带柄率减少，但破碎率和断茎率都会增加，当圆周速度大于 12米/秒时，水稻脱净率在99%以上，但如果圆周速度过大，脱离效率提高并不显著，仅使谷粒在滚筒上跳动加剧，增加谷粒的抛散损失［7］。当滚筒的圆周速度太小时，弓齿对穗的冲击力减弱，从而延长脱粒时间而降低生产率。通常情况下对于水稻来说： V=14~17m/s。根据圆周速度V可以求得滚筒的转速n。(1)V二二(DH)n/60n=60Vr：(DH)(1)式中D――滚筒直径（不包括弓齿高度）；H 弓齿的高度，取65mm。滚筒转速n=6015/二0.465=616r/min取n=650r/min滚筒直径计算滚筒圈直径D由防止滚筒缠草和滚筒对茎秆的最大允许包角两个条件确定 问，其计算式为：D_L/二（mm）D_3601/心（mm）其中L 下作物的长度mml ――作物喂入深度，一般大于400mm;a――所包围滚筒的允许包角,一般为120o［10］。一般况下，选用较大直径为有利，其原因是：作物喂得深，未进未脱损失少；喂人口弧度大，可以提高喂人性能；滚筒不易缠草，对作物品种和湿度的适应性好；凹板筛面积大，分离能力强；引转动惯量大，运转平稳，适应超负荷的性能良好；凹板曲率小，喂进脱粒室的茎秆折断少，有利于减少功率消耗［11］。L取1200mml取300mm则由上式可得：D-382mm,由上式可得：D-300mm。滚筒直径一般为400-600mm按齿顶计算）［12］，齿根处直径一般为360-460mm。由于本次设计中的采用的是半喂入式脱粒装置，因此进入脱粒装置的只是作物的穗头部分，故不用担心茎杆缠绕的问题可以取滚筒直径为 400mm］（不含弓齿高）。脱粒滚筒长度确定它与喂入速度和弓齿总数有关［14］。半喂入脱粒机工作时作物潮湿，工作量大,一般选为600-1000mm本机设计滚筒长度定为700mrW］.滚筒脱粒齿设计弓齿形状选择弓齿的形状有“V'字形及“U'字形两种。试验结果表明“V'字形弓齿顶角为22o时，消耗的功率和断穗率都最少。“U'字形弓齿圆弧大的功率消耗小，断穗率也小。本设计滚筒上脱粒齿采用三重齿，它们能够提高梳刷、脱粒质量，并且滚筒不易缠草。弓齿用45钢制造，淬火部位的硬度为HRC45-5516］362弓齿的排列半喂入式的脱粒滚筒的弓齿排列按斜线，具有工作平稳，生产率高的特点。所以，在本设计中，采用的是齿排斜线配置。弓齿依螺旋排列的目地除了达到脱粒时负荷均匀外，而且还能促使杂余沿轴向流动。所以，选择弓齿的排列按照螺旋线分区的排列。分三个区，第一区段为梳整区，约占滚筒全长的 10%-15%梳整齿选材为6-8mm的钢丝，对作梳导和推送，梳整齿安装在滚筒喂入端的锥形面上。第二区段为脱粒区，约占滚筒全长的70-75%[17]。钢丝直径5-6mm它又分前后两区。前区约占全长的40-45%。由于谷物刚进入脱粒间隙，脱粒量较大，安装了加强齿。 第三区为排稿区，只占滚筒全长的8-10%，钢丝直径5-6mm为加强排草能力，齿距较密，为60毫米左右，齿形与脱粒齿相同。相关参数的计算螺旋排列的列数：S—60V1/KNP—6。弓齿轴向间距：c=60V|/KN=1.5mm。弓齿数：Z=SK=S60Vi/PN=120。4清选装置设计清选原理经脱粒装置脱下的和经分离装置分离出的短脱出物中混有断、碎茎秆、颖壳和灰尘等细小夹杂物。清选装置的功用就是将混合物中的籽粒分离出来，将其他混杂物排出机外，以得到清洁的籽粒。清选原理大致可以分为两类：一类是按照谷粒的空气动力特性(悬浮速度)进行清选。另一类是利用气流和筛子配合进行清选。清选装置类型的选择清粮装置的类型主要有：气流式、筛子式和气流筛子组合式 [18]。气流式清选装置：按照谷物混合物各组成部分的空气动力特性的不同进行选别。根据这一原理，可利用相关机械将混合物掷向空中，或利用风机产生的气流对谷物进行分离和选别，飘浮速度小的轻杂物吹的较远，而飘浮速度大的籽粒将落在距风机较近的地方。筛子式清选装置；利用混合物各组成部分的尺寸特性的差异进行分离和选别。具体

方法是：根据谷粒的大小、形状，设计适当的筛孔，以达到筛选的目的。气流筛子组合式清选装置：利用混合物各组成部分的尺寸特性和空气动力特性将筛子和风机配合进行分离选别。清粮效果好，在多数脱粒机和联合收获机上采用这种配合形式。本设计采用第三种清选装置，其结构如下图5所示。图5风扇筛子式清选装置Fig.5Fansievecleaningdevice风机参数的选择和计算风机计算(1)风机叶轮叶轮的外径DU二.pg/其中「为压力系数，一般，=0.3〜0.4取=0.35u=23.61(m/s)D1=n二、pg/=60/(3.14X650)X23.6仁0.69m取D1=0.70mo(2 )风扇进风口的直径D2=(0.65〜0.8)D1，取D2=0.70X0.70=0.50m。(3)风扇宽度EB(1.0〜2.0)D2，取B=0.50mo(4)风机出风口高度SS=(0.35〜0.4)0，取S=0.28mo(5) 风扇功率N二Qp/102=0.219.9/1020.9=0.043kw⑹叶轮内径DaD3=(0.35〜0.5)D1,取D3=0.4X0.70=0.28m(7 )叶片数Z的确定

Z=4~6,取Z=5片风机参数的选择本设计中的风机采用的是农机中广泛采用的农用型风机 ，叶片采用直叶，外形为切角的矩形，以改善风机出口气流的不均匀性，壳体为蜗壳形外壳，据试验饱满谷粒的悬浮速度为V=6~8m/s之间,比重吋=1.0g/cm3,选取风机的风速为V=7m/s。(1) 假设轻质夹杂物的质量为q=0.050kg/s，u――轻质杂质量与空气量之比的系数，通常 u=0.2~0.3，则空气的流量为Q=q=0.050/0.25=0.20m3/s/u(2)风机的全压力p为：p=ps+pd=V2/2g+15=7"x0.1+15=19.9kg/m2 (3)4凹板的设计凹板类型的确定凹板有编织筛式和栅格式两种，其比较如表 2所示表2编织筛式与栅格式凹板的对比Table2knittingsievetypeandgridtypeconcaveboardcontrast凹板类型筛孔尺寸(mm)优点缺点7.57.5-1212处理断穗能力很强，容易变形编织筛凹板钢丝直径2.5断穗、带柄率少结构湿脱性能差、简单、容易制造易堵塞易磨损筛孔宽12-15冈『性好、分离能力强结构和制造工艺复杂栅格式凹板筛孔长20-30夹带损失小、湿脱适好较多、断穗、带柄较多经过综合比较，本设计采用栅格式凹板，其结构如图 6所示图6凹板筛结构示意图Figure6Notchboardsievesstructuresketchmap442凹板直径的确定凹板直径是决定生产率的主要参数（在限制滚筒转速的情况下，凹板直径是决定生产率的唯一参数），凹板直径与生产率成正比，但不是一次性线性关系。根据凹板直径与生产率的关系和实际生产情况，本设计现选取凹板直径 D为490mm对水稻脱粒机来说，其脱粒间隙就是滚筒齿顶圆与凹板圆钢之间的间隙。凹板与滚筒之间间隙的确定滚筒与凹板入口间隙和出口间隙的比值为3-4。出入口间隙小则凹板分离能力强，但过小易产生堵塞。入口间隙过大（＞30mm则滚筒抓取作物的能力和凹板前端的分离能力减弱。取入口的间隙为30mm则出口的间隙为10mm脱粒间隙从喂入口到出口从30mn逐渐减至10mm在脱粒区为3-8mm取6mm5动力的选择整机消耗的功率计算脱粒装置的功率消耗的计算脱粒装置在工作时，在运转稳定性较好（保障脱粒滚筒运转稳定性的条件：有足够的转动惯量；发动机有足够的储备功率和较灵敏的调速器）的条件下，其功率总耗用N由两部分组成：一部分用于克服滚筒空转而消耗的功率 Nk（占总功率消耗的5%-7%,—部分用于克服脱粒阻力而消耗的功率口（占总功率消耗的93%-95%,所以脱粒装置的功率消耗为：N= Nk+Nt（kW） （4）1） 其中空转功率消耗：Nk=A+B3式中：A――系数， A.为克服轴承及传动装置的摩擦阻力的功率消耗，A=（0.2-0.3）10”B 系数，B3为克服滚筒转动时的空气迎风阻力而消耗的功率，B（0.48-0.68）1012） 其中脱粒功率消耗Nt：这个过程比较复杂，水稻首先是以较低的速度进入脱粒装置入口处，与高速旋转的脱粒滚筒接触，然后被拖入脱粒间隙进行脱粒，既有梳刷也有打击，研究的依据是动量守恒定律：冲量转换为动量：P=t-“mv，m-mMt （5）Nt二mv2/1000（1-F）m•—单位时间喂入的谷物量；F—综合搓擦系数，0.7-0.8;v—滚筒的切向速度，15m/s。将数据代入N=Nk+Nt得：N=0.52+1.5=2.02 （kw）清选装置的功率消耗的计算清选装置消耗的功率由下式可求得：Ns^QsNp/（kw） （6）其中：Qs――单位时间进入清选装置的脱出物质量（kg/s）；Np――单位脱出物质量清选筛所需的功率（kw/kg/s），上筛：040.5，下筛:0.25-0.3；――选别能力系数，0.8-0.9。代入数据可得消耗的功率：Ns=QsNp/r=1.75（kw）电动机的选择通过上面的计算，可以知道整个脱粒机消耗的功率，其消耗的总功率为：P总二0.043+2.02+1.75+1=4.813 （kw）查机械设计手册［19］可得，选取广泛用于农业上的Y系列的三相异步电机，选取型号为：丫160M2-8,其额定功率为5.5kw，满载转速为750r/min.满足水稻脱粒机的动力的需求。6传动装置设计6.1传动路线主传动轴一脱粒滚筒一第2传动轴一风机第1传动轴—曲柄摇杆确定传动装置的传动比总传动比二n额/n （7）式中n额一电动机满载转速，750r/min,则=n额/n=2.4那么V带的传动比i、2，处于2〜4之间，符合要求。分配各级传动比1） 取V带传动传动比为h=4，取第1传动轴传动比i2为0.6,第2传动轴传动比i3=2.4/40.6=1。6.3传动装置动力参数的计算电动机输出轴额定转速为 卩额=750r/min，脱粒机满负荷作业时，输出轴转速稳定在0.8-0.9倍额定转速状态下运行。)各轴转速主传动轴转速，n主。主轴与动力输出轴直联。n主=n动：700r/min第1传动轴转ni。传动比为i=0.6，带传动按92%效率计算，则m=n主i92%=386r/min脱粒滚筒转速n脱。带传动按92%效率计算,则n脱二n主92%=650r/min第2传动轴转速为压，传动比为1。带传动按92%效率计算，则n2=650192%=598r/min风机的转速n风，风机直接安装在第2传动轴上，则n风二n2二598r/min)各轴功率主传动轴卩额=P主二5.5kw第1传动轴以=p主0.92=5.06kw式中-v带传动效率；查表［19］取值0.92。)各轴转矩第1传动轴T=9550P额/门筒=95505.5/615=80.81(N.m)第2传动轴T2=9550R/n2=9550x5.225/437=114.18(N.m)皮带轮的设计与计算带型的选定根据总体方案的选择，选用的是丫160M2-86动机，其额定功率为5.5kw，转速为750r/min。查机械设计手册昭的工况系数K=1.0。可得计算功率为：Pc=Kp=5.5kw (8)根据计算功率和电动机的转速，查手册问选择采用SPZ型皮带。带轮直径与带速的确定小带轮的直径通过查机械设计手册［19］，有ddi_ddnn，其中ddmin是V带的最小基准直径，ddi过小，会降低皮带的使用寿命。；反过来，虽然可以延长皮带的使用寿命，但是带传动的外形尺寸随之增大。V带的最小基准直径参考值如下表所示。表3V带轮的最小基准直径Table3Vbeltwheeldiameterminimumstandards类型YZSPZASPABSPBCSPCDEddmin/mm2050637590125140200224 355500选取小带轮的直径dd1=75mm。大带轮的基准直径dd2皿曲-J^.1575=86.25亦，取dd2=90mm。上式中■是V带传动的滑动率，值很小，在计算中可以忽略不计。带速的计算：VK』dd1n/601000乞Vmax代入数据的 v=8.64m/s对于普通的V带，Vmax=5_25m/s，太小传递的功率小，太大则离心力过大，计算的结果在合理范围内，符合设计要求。带的基准长度和轴间距的确定由公式 0.7(dd1dd2)-a°一2血dd2) (9)代入数据得 a0=200mm。所需带的基准长度为：2Ld。=2a°二/2(dd1dd2)(dd2—ddj/4a。代入数据得 Ld^659.33mm则实际的轴间距为 a:-a0'(Ld-Ld0)/2代入数据的实际的轴间距为a=185.34mm。验算小带轮的包角由下式可求带轮包角：：1=180-(dd2-dd1)/a57.3=180-(86.25-75)/185.3457.3-176.52一般r一120，最小不低于90，小带轮包角合适，不需要使用张紧轮。确定V带根数V带根数可由以下公式计算：Z=Pc..〔PoI-Pc.〔Po PokAK1 (10)其中-Po――功率增量，考虑传动比i=1时，在大带轮上的弯曲应力较小，在寿命相同的条件下，可以增大传递的功率。kA――包角修正系数，考虑包角不等于180时对传动能力的影响。ki――带长修正系数，考虑包角不为特定长度时对传动能力的影响。Po 单根V带的基本额定功率。查机械设计手册［2o］可得：Apo=O.3O，kA=O.99，ki=o.97,p°=1.54kwz=5.5〔1.54O.3 O.99O.97〕-3.12圆整后取V带根数z=36.7单根V带预紧力的计算根据公式Fo二5oo2.5-kApc/kAzvlqv2 (11)2= 500(2.5-0.99)5.5/0.9938.640.18.64= 169.28N6.8计算压轴力根据公式 FQ=2F°zsin^/2 (12)FQmax=3FoZSi 1/2 (13)其中 FQmax――为正常预紧力的1.5倍。代入数据 Fq=2169.283sin176.52/2=1015.21NFQmax=1.5x1015.21=1522.82N7圆柱齿轮的设计与计算7.1材料的选择及许用应力的确定根据设计方案，本设计采用的是直齿圆柱齿轮传动，传递的功率为 5.5kw,考虑到脱粒机功率较大，故大、小齿轮都选用硬齿面。选取大、小齿轮的材料均为 40Cr，并经调质及表面淬火，齿面硬度为48〜55HRC因采用表面淬火，轮齿的变形不大，不需要磨削，故初选7级精度。按轮齿接触强度的计算根据公式d1t_2.323ktTu—1ZE2/dU^F（14） 确定公式内的各计算数值1 ）试选载荷系数kt=1.3；2）计算小齿轮传递的转矩：人=95.51054.8/650=7.05104Nmm）由机械设计手册［20］选取齿宽系数^0.9；）由手册［20］查得材料的弹性影响系数Ze=189.8.Mpa）按齿面硬度中间值52HRC查手册［20得大、小齿轮得接触疲劳强度极限二HIim1=Hlim2=1170Mpa（15） 6 ）计算应力循环次数N<|=60mjLh=606501（2830015）=2.811099 8N2=2.8110/3.2=8.78107）查设计手册购得接触疲劳寿命系数 KHN1=0.88 KHn2=0.908）计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%,安全系数S=1,得—H1I=KHN1；「Hlim1/SLH2I=Khn2Hlim2/S计算1）试算小齿轮分度圆直径d1t，代入二H中较小的值d1t_2.323ktT1u_1Ze2/;d^2=2.3231.37.051044.2189.82/0.93.210302=38.42mm）计算圆周速度vv=d1tn,/601000=3.1438.42650/60000=1.31m/s）计算齿宽b b=dd1t二38.420.9二34.58mm）计算齿宽与齿高之比b/h模数叫二d1t/乙=38.42/24=1.6齿高h=2.250=3.60mmb/h=34.58/3.60=9.61）计算载荷系数根据v=1.31m/s,7级精度，由手册［21］查得动载系数Kv=1.10；假设©Ft/b_100N/mm,由手册［21］查得齿间载荷分配系数 Kh厂心厂1.1;由手册［21］查得使用系数Ka=1;由表4查得接触强度计算用齿向载荷分布系数 k^=1.43;由手册［21］查得弯曲疲劳强度计算用齿向载荷分布系数=1.37.故载荷系数K=KaKvK一.K^-1.73）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，得=d1t3k/k「=38.4231.73/1.3=42.26mm）计算模数mm=d1/z1=42.26/24=1.76按齿根弯曲强度设计弯曲强度的设计公式为m>3・；2KTY忑而TZ^"Fmm （16）确定公式内的各计算数值1）由手册［21］得大、小齿轮的弯曲疲劳强度极限 “E1"「FE2=680Mpa；）由手册㈤查得弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.88；KFn2=0.9。3）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4，得tF1=KFn1；「Fe1/S=427.4MpatF2hKFN2；「FE2/S=437.14Mpa）计算载荷系数KK二KaKvK：Kh，11.11.11.37=1.66）查取齿形系数由手册［21］查得齿形系数 YFa1二2.65,YFa2二2.226。）查取应力校正系数由手册［21］得应力校正系数 Ysa1二1.58,Ysa2二1.764O）计算大小齿轮的YFaYsa/^J并加以比较YFa1YSa1/^L=2.651.58/427.4=0.0098YFa2Ysa2/4L2=2.2261.764/437.14=0.00898小齿轮的数值大。设计计算m_321.667.051040.0098/0.9242=1.64mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数 m略大于由齿根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决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得得模数1.64，就近圆整为标准值 m=2mm按接触强度算得的分度圆直径di=42.26mm，乙=d!/m=42.26/2=21.13。取zi=22 z2二乙u=223.2=74.4 取z^70几何尺寸计算）计算分度圆直径di=zg=222=44mm d?=z?m=702=140mm）计算中心距=d1d2/2=44140/2=92mm）计算齿轮宽度bh卩dd1=0.944=39.6mm验算Ft=21；/a=27.05104/44=5504.55NKAFt/b=55455/44=125.10N/mm_100N/mm符合要求。8轴的设计与计算8.1轴的材料选择脱粒机在工作时，脱粒轴的转速很高，而且传递的扭矩很大，综合考虑，轴的材料选择45钢调质处理，硬度为195-290HBS，其接触疲劳强度极限匚h讪=550-620Mpa，弯曲疲劳极限取；飞问=410-480Mpa。轴的最小直径确定由公式d_C3P/nmm （17）其中P――该轴传递的功率，kw;n 该轴的转速，r/min;C 指轴的材料和承载情况确定常数。已知P=2.02kw，n=650r/min，查机械设计手册［21］可得C=128代入上式可得d_18.45mm选d=20mm。轴的结构设计为了便于轴上零件的拆卸，经常把轴做成阶梯形。轴的直径从轴端逐渐向中间增大，可依次将齿轮和带轮等从轴的上端装拆，为了使轴上的零件便于安装，轴端及各轴的端部应有倒角。轴上磨削的轴段应有砂轮越程槽，车制螺纹轴段应有退刀槽。各段轴的直径，如有配合要求的轴段，应尽量采用标准直径，安装轴承、齿轮等标准件的轴径，应符合各标准件的内径系列规定。采用的套筒、螺母、轴端挡圈作轴向固定时，应把装零件的轴段长度做的比零件轮毂短2~3mm，以确保螺母等紧靠零件端面。脱粒轴结构初定如图7所示：图7轴的结构图Fig.7shaftstructure9键连接选择键连接可分为平键连接、半圆键连接、楔键连接和切向键连接。 平键按用途分有三种：普通平键、导向平键和滑键。平键的两侧面为工作面，平键连接是靠键和键槽侧面挤压传递转矩，键的上表面和轮毂槽底之间留有间隙。平键连接具有结构简单、装拆方便、对中性好等优点，因而应用广泛。本设计采用的是平键连接 。查表机械设计手册［21］表4-1分别选择轴1、2段平键bxhxL=6mmx6mmx20mm、bxhxL=10mmx8mmx22mm。材料为45钢，其许用挤压应力 丁-100-120Mpa，取其平均值，二=110Mpa。10滚动轴承选用已知装轴承处轴径d=40mm，转速n=650r/min，查机械设计手册［22］，选用圆锥滚子轴(GB/T276-1994摘录),选型号为30208，其基本参数为，d=50mm,D=80mm,B=18mm。基本额定动载荷Cr=63KN。11主要部件校核11.1圆柱齿轮校核齿面接触接触疲劳强度校核，公式如下：L.1r~k\/1,2KT1(^1)/bd12uZEZ^'-H1 (18)上述式中：u—齿数比；Ze—弹性影响系数；Zh—区域系数；T,为轮齿的转矩;b齿轮宽度；d1分度圆直径；K为载荷系数。代入数据得：二H=980Mpa<1170Mpa符合要求，齿轮安全。11.2轴的校核轴上载荷的计算求轴承上的支反力垂直面内：FNV1=917N Fnv2=314N水平面内：Fnh1=2518N Fnh2=863N画受力简图与弯矩图，如图8所示：据第四强度理论且忽略键槽影响二二M/W乞卜丄70MPa（M=Jm20.75T2,WF（d3/32）W=9.210“表4受力分析载荷Table4Stressanalysis水平面H 垂直面V支反力FFnh1=2518NFnh2二863nFnv1=917NFnv2=314N弯矩MMVMax1=FNV175=188850Nmm MVMax^FNV175=188850Nmm总弯矩M1二.MHmax1M2Vmax1=2.01105NmmM2=JMHmax2+M勺max2=1.51汉105Nmm扭矩T T-138633Nmm二ca1二M/W=1.9310510；/9.210“=25.69MPat-J=70MPa<Tca2=M/W=2.34"053=20.69MPaYti-^70MPa轴安全Fig.8Forcediagramandbendingmomentdiagram图Fig.8Forcediagramandbendingmomentdiagram图8受力简图和弯矩图按弯扭合成应力校核轴强度进行校核时，只校核轴承上承受弯矩和扭矩最大的截面强度，取 ；：=0.6,轴的计算应力为：匚caf 21(汀)2/W=.；(99.5103)2(0.6261.9103)2/0.130^48.8N前已选定轴材料为45号钢,调质处理,由机械设计［23］表15-1查得!..」l=60Mpa因此、cav!. 故安全。精确校核轴的疲劳强度抗弯截面系数： w=0.1d3=0.1303=2700mm3抗扭截面系数： wT=0.2d3=0.2303=5400mm3截面上弯矩应力 匚b二M/W=99500/2700=36.8MPa截面上扭矩应力 匚j=T/Wt=26100/5400=48.3MPa轴的材料为45钢，调质处理，机械设计［23］表15-1查得二b=64MPa=155MPa。截面上由于轴肩而形成理论应力集中系数'匚及〉•按机械设计［23］附表3-2查取，r/d=2/30=0.067D/d=40/30=1.33经插值后可查得:_=1.59 二=1.33KJ V又可查得［23］轴的材料敏性系数为：q：；=0.82 q=0.85故有效应力集中系数为：k=1q；_（：_-1）=10.82（1.59—1）=1.48k.=i+q.（：-1）=1+0.85（1.33-1）=1.28由机械设计［23］附图得尺寸系数==0.85，得扭转尺寸系数为；=0。9由附图查得表面质量系数=0.92轴未经表面强化处理，即 q=1，则综合系数值为K；，k八1/「仁佃K二k/； 1/］-1=1.48又由碳钢的特性系数：TOC\o"1-5"\h\z屮 屮二=0.1-0.2 取匚=0.15屮 屮=0.05-0.1 取 =0.75计算安全系数Sea:S；「-；-」/k；vaI沪275/1.8336.81.50=4.08S 二二/ka- *155/1.6248.3/20.1548.3/2=2.71Sea二S；_S/.S2；「S2.=4.082.71/4.2822.712=2.26>S=1.5故安全11.3键强度校核在本设计中脱粒轴传递的扭矩最大，根据要求，需对脱粒轴的键连接进行强度校核，因载荷均匀分布，根据平键连接的挤压强度公式：二pE4T/dhl-卜p丨 （19）式中：T为转矩（N•mr）d为轴径（mrj）；h为键的高度（mr）l为键的工作长度（mr）Jp】为许用挤压应力（MPa；代入数据得 r=4T/dhl=47.5104/20640=62.5MpavLp丨-110Mpa可以实现设计要求11.4 滚动轴承校核根据上述数据，可计算：圆周力F^2T1/d^27.05105/42.26=3317.65N径向力Fr=Fttan二/cos：=3317.65tan20/cos13.03=1239.44N轴向力F一二Fttan：=3317.65tan13