28手推离心式草坪播种机的设计.pdf

《28手推离心式草坪播种机的设计.pdf》由会员分享，可在线阅读，更多相关《28手推离心式草坪播种机的设计.pdf（30页珍藏版）》请在三一文库上搜索。

1、 目 录 1 引言 . - 1 - 2 技术任务书(JR) - 2 - 2.1 设计的依据 - 2 - 2.2 产品的用途及使用范围 - 2 - 2.3 主要技术数指标和重要技术参数 - 2 - 2.4 主要工作原理 - 3 - 2.5 已经考虑过的若干方案的比较 - 3 - 2.6 关键问题及解决办法 - 4 - 3 设计计算说明书(SS) - 5 - 3.1 传动参数的计算 - 5 - 3.2 动力参数计算 - 5 - 3.3 圆锥齿轮的设计计算 - 6 - 3.3.1 选择材料，热处理方式及精度等级 . - 6 - 3.3.2 按齿面接触疲劳强度设计 . - 6 - 3.3.3 计算齿轮

2、的主要尺寸 . - 8 - 3.3.4 验算轮齿弯曲疲劳强度 . - 9 - 3.4 轴的设计计算 - 10 - 3.4.1 主动轴的设计 . - 10 - 3.4.2 从动轴的设计 . - 14 - 3.5 变速器主体尺寸的设计 - 17 - 3.6 播种器叶轮的设计 - 19 - 3.7 地轮的设计 - 20 - 3.8 轴承的选择和校核 - 21 - 3.8.1 主动轴轴承的选择 . - 21 - 3.8.2 根据滚动轴承型号，查出 r C 和 or C 。 - 21 - 3.8.3 校核轴轴承是否满足工作要求 . - 21 - 华天des i g n 华天des i g n h t t

3、 p :/s h o p 106053519.t a o b a o .c o m / 3. 9 键的强度校核 . - 23 - 3.9.1 主动轴上键的强度校核 . - 23 - 3.9.2 从动轴键的强度校核 . - 24 - 4 使用说明书（SM） . - 24 - 4.1 使用前注意事项 - 24 - 4.2 播种时应注意的事项 - 24 - 5 标准化审核报告（BS） - 24 - 5.1 产品图样的审查 - 24 - 5.2 产品技术文件的审查 - 25 - 5.3 标注件的使用情况 - 25 - 5.4 审查结论 - 25 - 结 论 . - 26 - 参考文献 . - 27 -

4、 致 谢 . - 28 - 华天des i g n 华天des i g n h t t p :/s h o p 106053519.t a o b a o .c o m / c - 1 - 手推离心式草坪播种机的设计手推离心式草坪播种机的设计 1 引言引言 草坪作为人类干预下的人工植被，是城市绿化的基础和重要的组成部分，它对人类 赖以生存的环境起着美化、保护和改善的良好作用。进入二十一世纪以来，随着人们物 质、文化水平的不断提高。人们对蓝天、绿地、新鲜空气的要求越来越高；对草坪的社 会效益、生态效益和经济效益的认识越来越深刻。因此，近年我国的草坪业获得了迅速 的发展。但由于我国草坪科学和草坪业

5、的发展还处于起步阶段。 所以尚存在着科研落 后、缺乏行业规范、生产设备不够机械化等许多问题。 由上所述， 可知草坪是人高度培育的特殊草地， 随着草坪面积的扩大， 品质的提高。 草坪业逐渐由单一的人工作业向半机械化、机械化、自动化过渡。草坪作业的机械化已 成为十分重要的课题。我国目前专用的草坪播种机机械还处于起步阶段， 草坪草种子 细小，用传统的手撒的方法不仅不易将种子撒匀，且工作效率低，不能满足草坪建设的 要求。采用专用草坪播种机械进行作业，价格又很高。对于播种面积不算太大，又不是 专业经营草坪种植业的单位或个人, 就没有必要专门买一台草坪播种机。这样就给草坪 播种带来很大的困难。为了解决这一

6、问题，我选择设计一种小型轻便灵活的草坪播种机 械。 实现草坪播种作业机械化的好处：节约劳动力，提高生产率和草坪质量，节约原材 料和降低成本，降低劳动强度和改善环境卫生，保证操作的安全，减少草籽的浪费等。 针对我国非专业经营草坪种植业的单位或个人对草坪种植的需要， 设计的草坪播种 机应该可以在小面积的土地上进行播种作业，如在宽度只有 1m2m 的土地上进行播种 作业。另外播种机还应该有较好的地形适应性和各种草种的播种能力，如在有一定坡度 的土地上进行播种作业，以满足通用性的要求，从而提高播种机产品的竞争里。随着人 们环保意识和实用意识的提高，所设计的产品还应该节能低碳和物美价廉，所以应该尽 量采

7、用清洁动力和较便宜的材料。 由上述可知，本次设计的主要精力主要集中在动力选择、行走方式的设计、播种方 式选择、动力传递构件的设计上。让设计播种机产品具有节能低碳、使用方便、操作灵 华天des i g n 华天des i g n h t t p :/s h o p 106053519.t a o b a o .c o m / - 2 - 活、工作效率高、降低操作者劳动强度、保证劳动者安全、节省成本等优点。 2 技术任务书技术任务书(JR) 2.1 设计的依据 近几年，我国许多地区和城市已经意识到草坪绿地的数量和质量，是衡量一个地区 和城市现代化水平的标准之一。草坪植物成为了我国园林植物中应用最广

8、泛的观赏植 物。随着草坪面积的扩大，品质要求的提高，草坪业逐渐由单一的人工作业向机械化、 自动化过渡。我国目前专用草坪播种机已经有所发展，但大多数产品多为比较专业化的 设配，价格较高，对于播种总面积大但由分散的小面积草坪组成的非专业经营草坪种植 业的单位或个人草坪不怎么适用。针对这一问题，决定设计一种手推离心式草坪播种机 以满足这类建坪的需要。 2.2 产品的用途及使用范围 本设计设计的手推离心式草坪播种机相对于传统的用手撒播的播种方式能将种子 撒的更均匀，工作效率更高。它用于对草坪数量和质量有一定要求单位进行播种作业， 特别适用于播种总面积大但由分散的小面积草坪组成的草坪的单位。 本设计设计

9、的手推离心式草坪播种机结构简单，灵活耐用，不受地形、环境和气候 的影响，不仅适用于大面积建坪，更适用于在复杂场地条件下建坪使用。 播种机的种子箱落种口采用可调式， 通过调节搅种装置与落种口之间的距离来控制 播种量来适应各种播种方式和草种的播种需要。 能满足如对多种草种， 如苜蓿、 狗牙根、 三叶草、早熟禾、苏丹草、牛尾草、猫尾草、黑麦草、高羊茅、紫羊茅等的播种需要。 。 2.3 主要技术数指标和重要技术参数 计划设计播种机的主要设计参数: （1）功率：348 W （2）轮子转速：89 r/min （3）净重量：40 kg （4）变速要求：单级 华天des i g n 华天des i g n h

10、 t t p :/s h o p 106053519.t a o b a o .c o m / c - 3 - （5）叶轮半径：0.05 m （6）播种幅宽：0.8 m （7）种子箱容量：0.01 3 m 2.4 主要工作原理 本次设计的手推离心式草坪播种机主要通过播种器叶轮高速旋转产生的离心力把 草种子撒播出去来实现播种。本次设计选择人力作为驱动动力。播种机工作时由传力构 件将人力传递给播种机地轮轴来驱动地轮转动进行行走。 为了让操作者在正常行走速度 下操作，并因执行播种动作的播种器的相对运动方向与人行进的方向垂直，所以地轮轴 运动通过增速转换机构传递到执行构件。 种子靠重力和安装在种子箱底

11、部的搅种装置顺 利通过种子箱底部的落种口下落到作为执行构件的播种器叶轮上， 在播种器叶轮高速旋 转产生的离心力的作用下撒播于地面。工作原理图如图 2-1 所示。 2.5 已经考虑过的若干方案的比较 常用的播种方式按播种方式有：撒播、条播、穴播、精播等。它们各有如下特点： （1）条播：将种子按要求的行距、播量和播深成条的播入土壤中，然后进行覆土 镇压的方式。种子排出的形式为均匀的种子流，主要应用于谷物播种：小麦、谷子、高 粱、油菜等。 （2）穴播： （点播） ：按照要求的行距、穴距、穴粒数和播深，将种子定点投入种 穴内的方式。主要应用于中耕作物播种：玉米、棉花、花生等。与条播相比，节省种子、 传

12、 力 构 件 增速转换机构 执 行 构 件 图 2-1 手推离心式草坪播种机原理图 华天des i g n 华天des i g n h t t p :/s h o p 106053519.t a o b a o .c o m / - 4 - 减少出苗后的间苗管理环节，充分利用水肥条件，提高种子的出苗率和作业效率。 （3）精密播种：按精确的粒数、间距、行距、播深将种子播入土壤的方式。是穴 播的高级形式。 （4）撒播：将种子按要求的播量撒布于地表的方式。一般作物播种很少使用这种 方法，多用于大面积种草、植树造林的飞机撒播。 经对比考虑选择适合草坪播种的撒播播种的方式。 考虑播种机的小巧灵活和操作方

13、 便性，我选择设计手动式播种机。 机械容易实现的是简单的转动和往复直线运动， 因此手动撒播的形式又有手摇动和 用手推动两种。如果用手摇动手柄实现执行构件的往复移动，由于播种机还要靠人力推 着向前行进，操作者要完成的动作过多，操作不方便。要使操作者只通过简单的操作即 可完成播种动作，可以用手推播种机向前行驶，靠播种机轮子的转动将转动运动转变成 执行机构旋转产生离心力进行撒播。显然设计成手动离心式草坪播种机是可行的。 2.6 关键问题及解决办法 增速转换机构的设计是本次设计的关键问题。 为了让操作者在正常行走速度下操作播种，传递出去的力应通过增速转换机构传 递。由于增速转换机构的运动输入构件作定轴

14、转动，这样在播种机动力输入构件和增速 转换机构的运动输入构件之间，可以采用链传动，带传动和齿轮传动。为了使所设计的 剪草机结构紧凑，采用齿轮传动。齿轮传动有直齿圆柱齿轮传动，斜齿圆柱齿轮传动， 直齿锥齿轮传动和蜗轮蜗杆传动等。 直齿圆柱齿轮传动和斜齿圆柱齿轮传动的轴线相互 平行，不能起到两轴垂直的作用，因此不能作为传动方案。直齿锥齿轮传动和的两轴轴 图 2-2 变速机构简图 华天des i g n 华天des i g n h t t p :/s h o p 106053519.t a o b a o .c o m / c - 5 - 线是垂直的，可以满足转动需求。但是蜗轮蜗杆传动的效率低，一般

15、是蜗杆主动，且轴 线空间交错，应用到播种机械中，会使支撑结构复杂，影响整体结构紧凑效果。因此， 选择直齿锥齿轮传动作为增速转换机构。机构组成方案简图如图 22 所示。 3 设计计算说明书设计计算说明书(SS) 3.1 传动参数的计算 在确定行走速度 v 时， 既要保证播种机在种子箱装满种子后， 播种机能够正常作业， 又要保证机组有较高的作业生产率，以速度 v =5 km/h 来设计；考虑到我国一般草坪地 块面积小，幅宽窄的特点，撒种幅宽 D 设计为 0.8 m，设计参数叶轮半径 r 为 0.05 m , 考虑叶轮距离地面要有一定的高度选择地轮半径 Rd 为 0.15 m，叶轮距离地面的高度 H

16、 为 0.45 m。 根据运动学基本原理，忽略种子与播种盘之间摩擦的情况下，传动比为： 8 . 2 45 . 0 2360050002 .895.004-.805.20 22 4 2/1 2/1 22 21 21 22 Hvr grDR i d （3-1） 式中 Rd-地轮半径 D-撒种幅宽 r-撒种盘半径 v-行走速度 H-撒种盘离地高度 g-重力加速度 3.2 动力参数计算 草种子较轻，容易甩出，不需要过大的动力，有经验取人的推力为 F 为 250N, 所以两个地轮上所受力的大小为：F1 = F2 = 125 N 地轮提供转矩带动撒种盘进行机械运动，假定撒种盘所受的力全部来自地轮。则： P

17、轮 = F v =2501.39 = 348 W （3-2） 地轮转速：n = 64r/min 华天des i g n 华天des i g n h t t p :/s h o p 106053519.t a o b a o .c o m / - 6 - 初选 8 级精度直齿锥齿轮 95. 0 1 主动轴承（球轴承） 99. 0 2 从动轴承（球轴承） 99 . 0 3 传动机构总效率： 321 0.950.990.99=0.922 主动轴上的所传递的功率大小为： 1 PP= 3480.99 =345 W 从动上的所传递的功率大小为： 21 PP=3450.950.99 = 321 W 主动轴上

18、的转速大小为： 2 nn 89 r/min 轴上的转速大小为： inn =249.2 r/min 3.3 圆锥齿轮的设计计算 直齿锥齿轮加工多为刨齿，不宜采用硬齿面，计算步骤如下： 3.3.1 选择材料，热处理方式及精度等级 （1）齿轮材料。热处理方式由参考文献1表 6-7 和表 6-8 并考虑 HBS小=HBS大+ （3050）HBS 的要求，小齿轮选用 40Cr，调质处理，齿面硬度 241286HBS，大齿 轮选用 42SiMn 钢，调质处理，齿面硬度 217255HBS。 （2）精度等级。估计圆周速度不大于 3m/s，根据参考文献1表 6-5，初选 8 级精 度。 3.3.2 按齿面接触

19、疲劳强度设计 （1）确定公式中的各参数值 1）选齿数。小齿轮齿数 z1 = 20,z2 = uz1 = 56 华天des i g n 华天des i g n h t t p :/s h o p 106053519.t a o b a o .c o m / c - 7 - 2） 确定极限应力 limH ，由参考文献1图 6-32，按齿面硬度中间值 260HBS，查得 小齿轮MPa H 680 1lim 。由参考文献1图 6-32，按齿面硬度中间值 230HBS 查得大齿 轮MPa H 640 2lim 。 3） 确定寿命系数 ZN。由题意可知：ZN1=ZN2=1。 4）许用应力由参考文献1表 6

20、-9 查得，SHmin=1。由参考文献1式（6-20）得 MPaMPaZ S N H H H 680 1 1680 1 lim 1lim 1 （3-3） MPaMPaZ S N H H H 640 1 1640 2 lim 2lim 2 （3-4） 5）载荷系数 K。考虑锥齿轮是悬臂布置，由参考文献1表 6-10 取 K=1.2。 6）计算小齿轮传递的转矩 T1 mmNmmN N P T 12311 249 10321 1055. 91055. 9 3 6 1 16 1 （3-5） 7）齿宽系数 R 。取3 . 0 R 。 8）节点区域系数。5 . 2 H Z。 9）确定材料系数 E Z。由参

21、考文献1表 6-11 查得MPaZE 9 . 188。 （2）计算 1 d和v 1）小轮大端分度直径 mmmm mm ZZ u KT d H HE RR 4.639 640 9 . 1885 . 2 .823 . 05 . 013 . 0 123112 . 17 . 4 )5 . 01 ( 7 . 4 2 2 3 2 2 1 3 1 （3-6） 2）小齿轮齿宽中点的分度圆直径 1m d mmdd Rm 9.6334.6393 . 05 . 015 . 01 11 （3-7） 3）圆周速度： 华天des i g n 华天des i g n h t t p :/s h o p 106053519.

22、t a o b a o .c o m / - 8 - smsmsm nd v m 63.40 100060 2499.633 100060 11 （3-8） 故8级精度合适。 3.3.3 计算齿轮的主要尺寸 （1）模数m mmmm z d m8.91 20 4.639 1 1 （3-9） 圆整取mmm2。 （2）实际大端分度圆直径 mmmmmzd40202 11 （3-10） mmmmmzd112562 22 （3-11） （3）锥距R mmmmudR4.659.821405 . 015 . 0 22 1 （3-12） （4）齿宽b mmmmRb R 4.8176.4593 . 0 （3-13

23、） （5）分度圆锥角 1 和 2 9428 . 0 .821 .82 1 cos 22 1 u u ， （3-14） 7.419 1 3.57090 12 （6)当量齿数 21.21 7.419cos 20 cos 1 1 1 z zV （3-15） 1.0168 3.570cos 56 cos 2 2 2 z zV 华天des i g n 华天des i g n h t t p :/s h o p 106053519.t a o b a o .c o m / c - 9 - 3.3.4 验算轮齿弯曲疲劳强度 （1）确定极限应力 limbb 。由参考文献1图6-34，按齿面硬度中间值260HB

24、S，查 得小齿轮MPa bb 290 lim ，由参考文献1图6-34，按齿面硬度中间值230HBS，查得大 齿轮MPa bb 280 2lim 。 （2）确定寿命系数YN1和YN2,由题意可知：YN1 =YN2=1。 （3）确定最小安全系数 minF S。查参考文献1表6-9得4 . 1 2min1min FF SS。 （4）确定许用应力 bb 。 min lim F Nbb bb S Y （3-16） MPaMPa S Y F Nbb bb 1 . 207 4 . 1 1290 1min 11lim 1 MPaMPa S Y F Nbb bb 200 4 . 1 1280 2min 22l

25、im 2 （5）复合齿形系数 1FS Y和 2FS Y。查参考文献1表6-12得 .34 111 FaSaFS YYY， （3-17） 4.93 222 FaSaFS YYY （6）计算弯曲应力： 1 232 2 23 2 1 2 1 9.842 1.822203 . 05 . 013 . 0 3 . 4123112 . 17 . 4 15 . 01 7 . 4 bb RR saFa bb MPaMPa umZ YYKT （3-18） 2 1 2 12 9.239 3 . 4 94 . 3 9.842 bb FS FS bbbb MPaMPa Y Y （3-19） 所以齿轮弯曲强度足够。 华天

26、des i g n 华天des i g n h t t p :/s h o p 106053519.t a o b a o .c o m / - 10 - 3.4 轴的设计计算 3.4.1 主动轴的设计 （1）选择主动轴的材料及热处理方法 该轴无特殊要求，选择45钢调质处理，有参考文献1表9-1查的 1 - =60MPa （2）初步估算轴径 按钮转强度估算最小直径 按参考文献1公式（9-2） ，由参考文献1表9-4查的C = 126103，取C=115 mmmm n P Cd7.018 89 10345 115 3 3 3 min （3-20） 此轴头上有一键槽，将轴径增大5%，即dmin=（

27、18.071.05）mm=18.97mm；因该 轴头安装地轮，根据参考文献21-12-21,所得地轮内孔直径，取d = 25 mm。 （3）主动轴的结构设计 1）确定轴各段直径。如图3-1，根据轴各段确定原则，从最小直径开始，轴段、 为轴的最小直径，已取定d1=d9=25mm，轴段考虑地轮定位，取d2=30mm，轴段 安装轴承，为便于装拆应取d3d2，且与轴承内径标准系列相符，故d3=35mm（轴承型 号为7207） ；轴段安装齿轮，取d4=40mm，轴段为轴环，考虑齿轮定位和固定，取 d5=48mm，轴段考虑轴承定位与固定，取d6=42mm，轴段安装轴承，取与轴段同 样的直径，取d7=35m

28、m，轴段取与轴段同样的直径，取d8=30mm。 2）确定轴的各段长度。齿轮轮毂宽度为48mm，为保证齿轮固定可靠，轴段的 长度应小于齿轮轮毂宽度2mm，取L4=46mm；为保证齿轮端面与箱体内壁不相碰撞及 轴承拆卸方便，齿轮端面与箱体内壁间应有一定间隙，取两者间距为23mm，为保证轴 承含在箱体轴承孔中，取轴承端面距箱体内壁距离为2mm,故轴段、长度 图 3-1 主动轴结构 华天des i g n 华天des i g n h t t p :/s h o p 106053519.t a o b a o .c o m / c - 11 - L5+L6=25mm，根据轴承宽度B=17mm，取轴段长度

29、L7=17mm，根据小齿轮直径，取 轴段长度L3=（2+40+23+2+17）=84mm， 为保证地轮不与轴承端盖相碰， 取L2=（22+50） =72mm=L8，根据地轮轴孔长度60mm，取L1=L9=58mm。 （4）按弯扭组合强度进行强度校核 1）齿轮上作用力的转矩： mmN N P T 37019 89 10345 105.59105.59 3 66 轮 （3-21） 齿轮端面的分度圆直径： d = m z =562 = 112 mm （3-22） 圆周力： N d T F661 112 370192 2 t 轮 （3-23） 径向力： NFF tr 19.80costan （3-24

30、） 轴向力： NFF ta 82.226costan （3-25） 2）绘制轴的受力图，如图3-2，3-3。 3）求水平面内的支反力及弯矩。 求支反力 NFF tHA 8 . 415 155 5 . 97 NFFF HAtHB 2 . 245 8 . 415661 求截面C处的弯矩 图 3-2 水平面受力 华天des i g n 华天des i g n h t t p :/s h o p 106053519.t a o b a o .c o m / - 12 - mmNFM HAHC 5 . 23908 5 . 57 8 . 4155 .57 4）求垂直面内的支反力及弯矩 求支反力 N FF

31、F ar VB 69.111 155 56 5 . 57 NFFF VBrVA 5 . 3169.11119.80 求截面C左侧的弯矩 mNFM VAVC 25.1811 5 . 57 5 . 315 .57 1 求截面C右侧的弯矩 mNFM VBVC 78.10889 5 . 9769.111 5 . 97 2 图 3-4 水平面上的弯矩 图 3-3 垂直面受力 华天des i g n 华天des i g n h t t p :/s h o p 106053519.t a o b a o .c o m / c - 13 - 5）求合成弯矩 求截面C左侧的弯矩 mNMMM VCHCC 2397

32、7)25.1811(5 .23908 222 1 2 1 （3-26） 求截面C右侧的弯矩 mNMMM VCHCC 2627278.108895 .23908 222 2 2 2 （3-27） 6）按弯扭合成应力校核轴的强度 校核危险截面C强度。由于轴的单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，查参考 文献3,取=0.6，轴的计算应力 MPa W TMC ca 38 . 5 401 . 0 )370196 . 0(26272)( 3 2222 2 （3-28） 图 3-5 垂直面上的弯矩 图 3-6 合成弯矩 华天des i g n 华天des i g n h t t p :/s h o p 10

33、6053519.t a o b a o .c o m / - 14 - 前已选定轴的材料为45钢，调质处理，并查得 1 = 60 MPa，因此 ca 1 ,故 轴安全。 3.4.2 从动轴的设计 （1）选择主动轴的材料及热处理方法 该轴无特殊要求，选择45钢调质处理，有参考文献1表9-1查的 1 - =60MPa （2）初步估算轴径 按钮转强度估算最小直径 按参考文献1公式（9-2） ，由参考文献1表9-4查的C = 126103，取C=115。 mmmm n P Cd4 .2249 10321 115 3 3 3 min ， 此轴头上有一键槽，将轴径增大5%，即dmin=（41.05）mm

34、= 4.2 mm；因该轴头 安装离合器，取d = 20 mm。 （3）主动轴的结构设计 1）确定轴各段直径。如图3-7，根据轴各段确定原则，从最小直径开始，轴段为 轴的最小直径，已取定d1=20mm，轴段安装轴承，取d2=25mm， （轴承型号为7205） 轴段安装轴套固定和定位轴承，要与轴承内径标准系列相符，故d3=25mm；轴段安 装轴承，取d4=25mm，轴段为轴肩，考虑轴承定位和固定，取d5=32mm。 2）确定轴的各段长度。考虑离合器安装和离合器距离变速器端盖的距离，轴段 取L1= 102 mm；轴段安装轴承，根据轴承的宽度B= 15 mm，取L2= 15 mm，轴段 考虑两轴承之间

35、的距离，取L3= 30 mm,轴段安装轴承，根据轴承的宽度B= 15 mm， 图 3-7 从动轴结构图 华天des i g n 华天des i g n h t t p :/s h o p 106053519.t a o b a o .c o m / c - 15 - 取L4= 13 mm,轴段，考虑齿轮端面与箱体的距离，取L5= 25 mm。 （4）按弯扭组合强度进行强度校核 1)齿轮上作用力的转矩： mmN N P T 12311 .2249 10321 105.59105.59 3 66 齿轮端面的分度圆直径： d = m z =202 = 40mm 圆周力： N d T F616 40

36、1231122 t 径向力： NFF tr 211costan 轴向力： NFF ta 75costan 2）绘制轴的受力图，如图3-8，3-9。 3）求水平面内的支反力及弯矩。 图3-8 水平受力 FHAFHB Ft 4132.5 A B C FVAFVB Fr 4132.5 A B C Fa 图 3-9 垂直受力 华天des i g n 华天des i g n h t t p :/s h o p 106053519.t a o b a o .c o m / - 16 - 求支反力 N F F t HB 1104 41 5 .3241 NFFF HBtHA 4881104616 求截面B处的

37、弯矩 mmNFM HAHB 200084148841 4）求垂直面内的支反力及弯矩 求支反力 N FF F ar VB 415 41 20.53241 NFFF VBrVA 204415211 求截面B左侧的弯矩 mNFM VAVB 83644120441 1 求截面B右侧的弯矩 MH MHB 图 3-10 水平面上的弯矩 MV MVB 图 3-11 垂直面上的弯矩 华天des i g n 华天des i g n h t t p :/s h o p 106053519.t a o b a o .c o m / c - 17 - mNFM rVB 6858 5 . 32211 5 . 32 2

38、5）求合成弯矩 求截面B左侧的弯矩 mNMMM VBHBB 21686 2 1 2 1 求截面B右侧的弯矩 mNMMM VBHBB 21151 2 2 2 2 6）按弯扭合成应力校核轴的强度 校核危险截面C强度。由于轴的单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，查参考 文献3,取=0.6，轴的计算应力 MPa W TMC ca .714 251 . 0 )123116 . 0(21686)( 3 2222 2 前已选定轴的材料为45钢，调质处理，并查得 1 = 60 MPa，因此 ca 1 ,故 轴安全。 3.5 变速器主体尺寸的设计 表 3-1 变速器主体尺寸设计计算 名称 计算依据 计算过程

39、计 算 结 果 )(mm 箱座壁厚 81)(01. 0 21 dd 52. 21)11240(01. 0 8 M MB 图 3-12 合成弯矩 华天des i g n 华天des i g n h t t p :/s h o p 106053519.t a o b a o .c o m / - 18 - 箱盖壁厚 1 8)85. 08 . 0( 8 . 64 . 68)85. 08 . 0( 8 箱 座 凸 缘 厚 度b 5 . 1 1285 . 1 12 箱 盖 凸 缘 厚 度 1 b 1 5 . 1 1285 . 1 12 箱 座 底 凸 缘 厚度 2 b 5 . 2 2085 . 2 20

40、 轴 承 旁 联 接 螺栓直径 1 d f d75. 0 8 箱 盖 与 箱 座 联 接 螺 栓 直 径 2 d f d6 . 05 . 0 8 联接螺栓 2 d 的间距l 100 轴 承 端 盖 螺 钉直径 3 d f d5 . 04 . 0 0 . 84 . 6 8 定 位 销 直 径 d 2 8 . 07 . 0d 0 . 80 . 7 8 1 d、 2 d至外 箱壁距离 1 C 查4 161 P表 11-2 mmC mmC 12 14 2min1 1min1 14 12 1 d、 2 d至凸缘 边缘距离 2 C 查4 161 P表 11-2 mmC mmC 10 12 2min2 1m

41、in2 12 10 轴 承 旁 凸 台 半径 1 R 1 R= 1 C 16 凸台高度h 60 华天des i g n 华天des i g n h t t p :/s h o p 106053519.t a o b a o .c o m / c - 19 - 轴 承 座 宽 度 1 B )105( 21 CC 612148 40 铸 造 过 渡 尺 寸yx, 6 . 9 11 大 齿 轮 顶 圆 与 内 箱 壁 距 离 1 2 . 1 10 齿 轮 端 面 与 内 箱 壁 距 离 2 1015 10 箱盖、箱昨筋 厚 1 m 、m 11 85. 0m 85. 0m 8 . 6 8 . 6 2

42、1 m m 8 10 轴 承 端 盖 外 径 2 D 轴承外径 D dD;)5 . 55( 3 1161128)5 . 55(72 1241208)5 . 55(80 120 114 轴 承 旁 联 接 螺栓距离S 2 DS 120 114 3.6 播种器叶轮的设计 选择材料： 因为草籽质量轻， 材料无特殊要求， 选用45刚， 叶轮叶片厚度选为2mm， 制造上多采用整体铸造结构和分体铆接或焊接等工艺方法来实现， 这也是由其结构特点 所决定的。 根 据 设 计 要 求 ， 叶 轮 的 直 径 为D=10CM,叶 片 数Z按 经 验 公 式 估 算 ： DZ1.5.11。计算得叶片数量Z = 6。

43、 叶片的倾角 90。 为了降低制造难度，选择直板式叶片。 设计的叶轮结构如图3-13。 华天des i g n 华天des i g n h t t p :/s h o p 106053519.t a o b a o .c o m / - 20 - 3.7 地轮的设计 地轮是两个直径为30cm工业小车轮改制而成。 在车轮的轴孔中铣一个87的键槽。 在轮辐上制作6个直径为40mm的孔。设计的结构如图3-14。 图 3-13 叶轮结构 图 3-14 地轮结构 华天des i g n 华天des i g n h t t p :/s h o p 106053519.t a o b a o .c o m

44、/ c - 21 - 3.8 轴承的选择和校核 3.8.1 主动轴轴承的选择 选择轴轴承的一对 7207AC 轴承，校核轴承，轴承使用寿命为 10 年，每年按 200 天计算。 3.8.2 根据滚动轴承型号，查出 r C 和 or C 。 kNCkNC orr 20;5 .30 3.8.3 校核轴轴承是否满足工作要求 （1）画轴承的受力简图 图 5.1 轴承的受力图 （2）求轴承径向支反力 1r F 、 2r F 1）垂直平面支反力 v F1、 v F2 NFF AVV 69.111 1 NFF BVV 5 .31 2 2）水平面支反力 h F1、 h F2 NFF AHh 8 .415 1

45、NFF BHh 2 .245 2 3）合成支反力 1r F、 2r F NFFF hvr 4308 .41569.111 222 1 2 11 （3-29） NFFF hvr 2465 .2455 .31 222 2 2 22 华天des i g n 华天des i g n h t t p :/s h o p 106053519.t a o b a o .c o m / - 22 - （3）求两端面轴承的派生轴向力 1d F 、 2d F NNFeF rd 4 .29243068. 0 11 （3-30） NNFeF rd 16824668. 0 22 （4）确定轴承的轴向载荷 1a F 、 2a F NNFFF aaae 2270227 23 由于 12 395227168 daed FNFF 因此轴承 1 被放松： NFF da 292 11 轴承 2 被放松： NFFFa aed 5192272922 1 （5）算轴承的当量载荷 1r P 、 2r P 查3 表 13-5 ：可得：e=0.68 eFF ra 681. 0430/292/ 11 查3表有： 87. 0,41. 0 11 YX 取 2 . 1 P f 得： NFYFXfP arPr 516)29287. 0