玉米脫粒機畢業(yè)設計說明書

1、<p><b>　　目錄</b></p><p><b>　　引言1</b></p><p>　　初步擬定設計過程2</p><p><b>　　1 設計方案2</b></p><p>　　1.1 總體方案設計2</p><p>　　1

2、.2 傳動裝置的總體設計2</p><p>　　2 玉米脫粒機的設計3</p><p>　　2.1 選擇電動機3</p><p>　　2.1.1 確定電機轉速3</p><p>　　2.1.2 確定電機工作效率4</p><p>　　2.1.3 確定電機的型號5</p><p>　

3、　3 V帶及帶輪的傳動設計5</p><p>　　3.1 帶輪材料的選擇5</p><p>　　3.2 V帶的設計與計算5</p><p>　　3.3 帶輪的結構設計7</p><p>　　4 鏈傳動設計與計算8</p><p>　　4.1 鏈輪材料的選擇8</p><p>　　

4、4.2 鏈輪的基本傳動方案8</p><p>　　4.3 對鏈輪的基本要求8</p><p>　　4.4 滾子鏈傳動的設計8</p><p>　　4.5 鏈輪3的傳動與設計：11</p><p>　　4.6 鏈輪4的傳動與設計13</p><p>　　4.7 鏈輪1的設計15</p><

5、p>　　4.7.1 鏈輪1的計算15</p><p>　　4.7.2 滾子鏈鏈輪1齒槽形狀參數(shù)15</p><p>　　4.7.3 整體式小鏈輪Z1主要結構尺寸16</p><p>　　4.8 鏈輪2的設計17</p><p>　　4.8.1 鏈輪2的計算 17</p><p>　　4.8.2 滾子鏈鏈

6、輪2齒槽形狀參數(shù)18</p><p>　　4.8.3 整體式小鏈輪Z2主要結構尺寸18</p><p>　　4.9 鏈輪3的設計20</p><p>　　4.9.1 鏈輪3的計算20</p><p>　　4.9.2 滾子鏈鏈輪3齒槽形狀參數(shù)21</p><p>　　4.9.3 整體式鋼制小鏈輪Z3主要結構尺寸

7、21</p><p>　　4.10 鏈輪4的設計23</p><p>　　4.10.1 鏈輪3的計算23</p><p>　　4.10.2 滾子鏈鏈輪4齒槽形狀參數(shù)24</p><p>　　4.10.3 整體式鋼制小鏈輪Z4主要結構尺寸24</p><p>　　4.11 鏈傳動的失效形式25</p&g

8、t;<p>　　4.11.1 鏈條鉸鏈的磨損25</p><p>　　4.11.2 鏈的疲勞破壞25</p><p>　　4.11.3 多次沖擊破斷25</p><p>　　4.11.4 鏈條的膠合25</p><p>　　4.11.5 載拉斷25</p><p>　　5 軸的結構設計26&

9、lt;/p><p>　　5.1 軸材料的選擇26</p><p>　　5.2 軸結構的基本要求26</p><p>　　5.3 初步確定軸1的各段直徑和長度27</p><p>　　5.3.1 估算軸的最小直徑27</p><p>　　5.3.2 擬定軸上零件的裝配方案27</p><p>

10、;　　5.3.3 軸上零件的軸向定位27</p><p>　　5.4 初步確定軸2的各段直徑和長度29</p><p>　　5.4.1 估算軸的最小直徑29</p><p>　　5.4.2 軸上零件的軸向定位29</p><p>　　5.4.3 軸的左端對腰輪進行結構設計30</p><p>　　5.5 軸三

11、的結構設計30</p><p>　　5.5.1 估算軸的直徑30</p><p>　　5.5.2 軸上零件的軸向定位30</p><p>　　5.5.3 對鼓輪軸的結構設計31</p><p>　　5.6 軸四的結構設計31</p><p>　　5.6.1 估算軸的最小值徑31</p><

12、;p>　　5.6.2 軸上零件的軸向定位32</p><p>　　5.7 軸端倒角32</p><p>　　6 機架材料的選擇32</p><p><b>　　7 結束語33</b></p><p><b>　　8 致謝33</b></p><p><

13、;b>　　參考文獻：33</b></p><p><b>　　玉米脫粒機的設計</b></p><p><b>　　王磊</b></p><p>　?。ê颖笨萍紟煼秾W院 機械電子系 機制0305班 學號：0411030119）</p><p><b>　　指導教師

14、：陳芳</b></p><p>　　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(nóng)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。</p&g

15、t;<p>　　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(nóng)民的勞動強度，提高農(nóng)業(yè)作業(yè)的機械化程度，填補農(nóng)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

16、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。</p><p>　　關鍵詞：玉米脫粒機；腰輪；鼓輪傳動裝置；鏈輪；機體構造</p><p><b>　　引言</b>

17、</p><p>　　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(nóng)村使用十分廣泛。脫粒機在我國生產(chǎn)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(nóng)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

18、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(nóng)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(chǎn)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。</p><p>　　脫粒機生產(chǎn)在我國雖已有數(shù)十年歷史，但不少企業(yè)仍延襲十幾年

19、以前的生產(chǎn)方式進行生產(chǎn)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(chǎn)品品種單一，產(chǎn)品更新?lián)Q代適應不了市場的需求，一些產(chǎn)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(chǎn)品；也有的是由于企業(yè)領導急功近利，對開發(fā)新產(chǎn)品的重要性認識不足。然而產(chǎn)品更新?lián)Q代的越慢，越難

20、占領市場，企業(yè)效益越差，從而使不少企業(yè)的生產(chǎn)陷入了惡性循壞。</p><p>　　目前脫粒機生產(chǎn)企業(yè)產(chǎn)量最大的為３萬多臺，最少的僅幾十臺，不少企業(yè)的生產(chǎn)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(chǎn)品，產(chǎn)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(chǎn)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(chǎn)，再加上近幾年脫粒機行業(yè)活動和信息

21、交流不暢，不能根據(jù)市場變化及時調整生產(chǎn)結構、產(chǎn)品品種及生產(chǎn)數(shù)量，從而導致經(jīng)濟效益不理想。</p><p>　　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.</p><p><b>　　初步擬定設計過程</b></p><p>　　查閱相關資料進行調查研究

22、、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。</p><p><b>　　1 設計方案 </b></p><p>　　1.1 總體方案設計</p><p>　　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

23、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。</p><p>　　1.2總體結構設計 </p><p>　　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。</p><p>　　圖1 玉米脫粒機簡圖</p><p>　　2 玉米脫粒

24、機的設計</p><p><b>　　2.1 選擇電動機</b></p><p>　　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)

25、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)

26、玉米脫粒機結構特點，傳動裝置的體積、重量?。凰运俣炔灰?。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、重量和價格因素。通常選用同步電動機。</p><p>　　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

27、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≦12-15m/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

28、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—</

29、p><p>　　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。 </p><p>　　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79%、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

30、、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。</p><p>　　3 V帶及帶輪的傳動設計</p><p>　　3.1 帶輪材料的選擇 </p><p>　　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

31、速高時要經(jīng)過動平衡；鑄造和焊接時的內應力?。惠啿酃ぷ髅嬉毤庸ぃū砻娲植诙纫话銥镽a=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。1.）工作情況系數(shù)Ka由表14-

32、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)。</p><p>　　3.2 V帶的設計與計算 </p><p>　　表1 V帶的設計與計算</p><p>　　計算結果匯總：V帶規(guī)格：A型、V帶

33、的公稱長度 1400 mm </p><p><b>　　V帶根數(shù)：Z=2 </b></p><p>　　大小帶輪直徑：280mm、140mm； </p><p>　　中心距：334mm 軸上壓力：310.735 N</p><p>　　3.3 帶輪的結構設計</p><p>　　

34、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)（

35、表 14-12）確定輪槽尺寸：A型號</p><p><b>　　表2 帶輪的結構</b></p><p>　　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；</p><p>　　B=(z-1) t+2s=（2-1）×16+2×10=36 ，L=

36、(1.5-2)d,當 B<1.5d 時，L=B 因為B<1.5d=1.5×30=45、所以 L=B=36 ，帶輪2：d1=(1.8-2) d=63-70，，C’=(1/7-1/4)B=5.14—9；</p><p><b>　　圖2：小帶輪</b></p><p>　　4 鏈傳動設計與計算:</p><p>　　4.1

37、 鏈輪材料的選擇 </p><p>　　在設計傳動鏈時鏈節(jié)數(shù)以取偶數(shù)為宜，這樣可以避免使用過渡鏈節(jié)，因為過渡鏈節(jié)會使鏈的承載能力下降。因為套筒滾子鏈已經(jīng)標準化（GB1243·1-83），表15-1列出了單列套筒滾子鏈的主要尺寸和極限拉伸載荷。選擇時可參考《機械設計基礎下冊-劉長榮р34》。鏈輪的材料應滿足強度和耐磨性的要求。常有用中碳鋼和中碳合金鋼，熱處理后齒面硬度為HRC40-50,或低碳鋼，低碳合金

38、鋼滲碳并熱處理后齒面硬度HRC50-60等。對于齒數(shù)較多的從動鏈輪，在載荷平穩(wěn)、速度較低時，也可以用強度較高的鑄鐵鏈輪制造。小帶輪轉速1500r/min、小帶輪直徑140mm;大帶輪直徑為280mm、大帶輪轉速為750r/min。 </p><p>　　4.2 鏈輪的基本傳動方案</p><p>　　將鏈輪1與大帶輪2一起并列安裝在一起安裝在軸承座上、再由鏈輪1傳給安裝有腰輪的鏈輪2、由鏈

39、輪2傳給帶有鼓輪的鏈輪3、此時鏈輪2與鏈輪3同時反向轉動。從而在脫粒時腰輪與鼓輪反向轉動作嚙合狀，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。腰輪的轉速比鼓輪的轉速大，使玉米籽與玉米盤之間發(fā)生相互搓動，以達到籽盤分離。該設計巧妙的利用腰輪和鼓輪相互轉動、利用腰輪和鼓輪輪廓形狀迫使玉米盤沿其自身形狀產(chǎn)生變形，瓜籽之間的間隙變大的瞬間，進行搓動、使玉米盤在擠壓、搓動力的作用下，瓜籽之間的間隙變大的瞬間，進行搓動

40、脫粒，然后凈粒，完成整個設計要求任務。</p><p>　　4.3 對鏈輪的基本要求</p><p>　　滾子能順利地進入嚙合退出嚙合，不易發(fā)生脫鏈，能夠容許節(jié)距有較大的伸長率等。一般鏈傳動的功率P≦100KW,傳動比i≦6,鏈速V≦12-15m/s,效率η=0.92-0.98。設計鏈傳動為多極鏈傳動，參考設計手冊聯(lián)系實際工作原理、對鏈輪傳動做出分析。</p><p&g

41、t;　　4.4 滾子鏈傳動的設計 </p><p>　　表3 滾子鏈傳動的設計</p><p><b>　　圖3：鏈輪1 </b></p><p>　　4.5 鏈輪3的傳動與設計</p><p>　　計算并設計第三個帶有鼓輪的鏈輪3 在設計時使鏈輪2的速度高于鏈輪3的速度，以使鏈輪2與鏈輪3 轉速不同相互反向轉動 從而

42、產(chǎn)生搓動力，按照鏈傳動的二級傳動設計與計算：</p><p>　　表4 鏈輪3的傳動與設計</p><p>　　4.6 鏈輪4的傳動與設計</p><p>　　鏈輪4 的選用與計算：鏈輪1（順時針轉動）→ 鏈輪2（順時針轉動）→ 鏈輪3（逆時針轉動）→ 鏈輪4 （順時針轉動）→ 鏈輪1（順時針轉動），為了使設計結構合理性使鏈輪3反向轉動，需要在鏈輪3的下方安裝一個鏈

43、輪4 。這樣傳遞運動，由鏈輪4傳遞給鏈輪1 ，從而構成一個封閉的鏈傳動。結合實際工作要求，此時要求鏈輪3與鏈輪4的中心距不宜過大。選取小鏈輪齒數(shù)Z4≧Zmin=9；假定鏈傳動鏈速0.6-3 m/s，選取小鏈輪齒數(shù)Z4=17，Z3=38;i= Z3/ Z4=38/17=2.2。通常i≦7，推薦選用i=2-3.5。初定中心距ɑ0min=0.2·Z4·(i+1) ·P=0.2×17×3.2&#

44、215;12.7=144.78≈138.18</p><p>　　確定鏈條長度---常用鏈節(jié)數(shù)LP表示：LP=2ɑ0min / P+（Z1+ Z2）/2+（P/ɑ0min）·[(Z2- Z1)/2Л]² =50 （LP應圓整為整數(shù)，并宜取偶數(shù)，以避免使用過渡鏈節(jié)（有過渡鏈節(jié)的奇數(shù)節(jié)鏈條，其極限拉伸載荷為正常值的80%）。確定鏈條長度：L= LP·P/1000 =(50×12

45、.7)/1000=0.64 ，n3=340.91 r/min n4=2.2×340.91=750.002≈750 r/min 此結果與鏈輪1的轉速相同，所以構成一個封閉的鏈傳動，符合設計要求。驗算鏈速：V =( Z4·n4·P)/(60·1000)=(17×750×12.7)/(60×1000)= 2.699≈3 m/s</p><p>　

46、　有效圓周力：F=1000·P/ v =（1000×1.5）/3=500 N。作用在軸上的力：對水平傳動和傾斜傳動FQ≈（1.15-1.2）·KA·F; 因載荷平穩(wěn)FQ≈1.2×1×500=600 N。</p><p><b>　　滾</b></p><p><b>　　子</b><

47、;/p><p>　　圖4 鏈鏈輪的基本參數(shù)和主要尺寸</p><p><b>　　圖5 鏈輪1</b></p><p>　　4.7 鏈輪1的設計</p><p>　　4.7.1鏈輪1的計算 見表5</p><p><b>　　表5 鏈輪1的計算</b></p>&l

48、t;p>　　注意：da、dg 值取整數(shù)，其它尺寸精確到 0.01 mm 。</p><p>　　4.7.2 滾子鏈鏈輪1</p><p><b>　　表6 齒槽形狀參數(shù)</b></p><p>　　4.7.3整體式小鏈輪Z1主要結構尺寸</p><p>　　表7 小鏈輪結構尺寸</p><p&g

49、t;<b>　　圖6 鏈輪2</b></p><p>　　4.8 鏈輪2的設計</p><p>　　4.8.1 鏈輪2的計算 </p><p><b>　　表8 鏈輪2的計算</b></p><p>　　注意：da、dg 值取整數(shù)，其它尺寸精確到 0.01 mm 。</p><p

50、>　　4.8.2 滾子鏈鏈輪2齒槽形狀參數(shù) </p><p>　　表9 鏈鏈輪2齒槽形狀參數(shù)</p><p>　　4.8.3 整體式小鏈輪Z2主要結構尺寸 </p><p>　　表10 小鏈輪Z2結構尺寸</p><p><b>　　圖7 鏈輪3</b></p><p>　　4.9 鏈輪3的

51、設計</p><p>　　4.9.1鏈輪3的計算 </p><p>　　表11 鏈輪3的計算</p><p>　　注意：da、dg 值取整數(shù)，其它尺寸精確到 0.01 mm 。</p><p>　　4.9.2滾子鏈鏈輪3齒槽形狀參數(shù) </p><p>　　表12 鏈輪3齒槽形狀參數(shù)</p><p&g

52、t;　　4.9.3整體式鋼制小鏈輪Z3主要結構尺寸 </p><p>　　表13 小鏈輪Z3主要結構尺寸</p><p><b>　　圖8 鏈輪4</b></p><p>　　4.10 鏈輪4的設計</p><p>　　4.10.1 鏈輪4的計算 </p><p>　　表14 鏈輪4的計算<

53、/p><p>　　注意：da、dg 值取整數(shù)，其它尺寸精確到 0.01 mm 。</p><p>　　4.10.2 滾子鏈鏈輪4齒槽形狀參數(shù) </p><p>　　表15 鏈輪4齒槽形狀參數(shù)</p><p>　　4.10.3整體式鋼制小鏈輪Z4主要結構尺寸 </p><p>　　表16 小鏈輪Z4結構尺寸</p>

54、;<p>　　4.11 鏈傳動的失效形式</p><p>　　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(chǎn)生跳齒和脫鏈現(xiàn)象 。它是開式齒輪傳動的主要形式。</p><p>　　4.11.2 鏈的疲勞破壞 鏈在傳動過程中，緊邊和松邊的拉

55、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(chǎn)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(chǎn)生沖擊疲勞破壞。</p><p>　　4.11.3 多次沖擊破斷 鏈條在反復啟動、反轉、制動時所產(chǎn)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(chǎn)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

56、小。它的應力總循環(huán)次數(shù)一般在104以內。</p><p>　　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。</p><p>　　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。 </p><p><b>　　5 軸的結構設計</b></p><p>　　5

57、.1 軸材料的選擇</p><p>　　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

58、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、重要性和結構復雜程度、生產(chǎn)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。</p><p>　　5.2 軸結構的基本要求 </p><p>　　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

59、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。</p><p>　　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。</p><p>　　根據(jù)脫粒機的工作要

60、求和機構特性查表確定軸的材料及其機械性能：</p><p>　　表17 軸的材料及其機械性能</p><p>　　5.3 初步確定軸1的各段直徑和長度</p><p>　　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

61、 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。</p><p>　　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

62、5;=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 選擇軸的最小直徑dmin=35mm。</p><p><b>　　圖9 軸1結構</b></p><p>　　5.3.2 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

63、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

64、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</p><p>　　5.3.3 軸

65、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&

66、#215;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。</p><p><b>　　圖10 軸2結構</b></p><p>　　5.4初步確定軸2的各段直徑和長度：</p><p>　　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

67、輪2 安裝在腰輪軸上，通過計算鏈輪2的轉速n2=671 r/min；P=FV/1000=（656×3）/1000=1.968（kw）估算軸的直徑從而可以計算出軸的最小直徑為：d ≧A0 =110×=15.75mm ，同上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，選擇軸的最小直徑dmin=30mm，軸的最右端裝有套筒以此來固定鏈輪，根據(jù)結構要求取套筒長度為20mm，厚度取6mm，裝套筒軸套筒的直徑42m

68、m ；初步確定有套筒的軸端長為20mm。</p><p>　　5.4.2 軸上零件的軸向定位 鏈輪2與軸的固定采用普通平鍵聯(lián)結，根據(jù)軸的直徑d=35mm，《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，鍵槽用銑刀加工。鏈輪2處的軸徑35mm，根據(jù)鏈輪2的輪轂長度l=23,可以確定鏈輪2處的軸長為23mm。（需要強調指出

69、，為了保證軸向定位可靠，與齒輪、聯(lián)軸器等相配合部分的軸段長度一段應比轂長約短2-3mm） （P117），所以確定鏈輪2處的軸長為21mm。有套筒的軸端長為22mm，套筒與軸端的固定用圓錐銷軸固定。根據(jù)軸的直徑依據(jù)表7-19圓錐銷 （GB117-86）(P299) 查得圓錐銷的尺寸值：L=50mm,錐度為：1：12.5。 d=0.2×D=0.2×30=6mm.為了使鏈輪2有個較好的固定，左端設計成一段套筒厚度為5mm

70、，長度為20mm,套筒直徑為45mm。左端設計成裝有軸承的一段軸，為了使設計結構合理軸徑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7307C。（P711—GB292--83）D=80、D1=66.1、B=21、d=35mm、d1</p><p>　　5.4.3 軸的左端對腰輪進行結構設計 初步確定腰輪的直徑根據(jù)公式計算V=；d==（3×60）/（3.14×

71、671）=0.08543m，根據(jù)玉米脫粒機的結構要求腰輪的最大直徑選擇120mm；根據(jù)玉米盤的自身形狀確定腰輪的長度為320mm， 左端設計成軸徑為40mm，長度為20mm，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

72、簧圈來固定，以保證止推彈簧圈與軸承的緊密配合。左端那段軸設計為寬為5mm,高度為5mm, 左端軸長為10mm.腰輪由輻盤、滾筒軸、腰輪滾齒、中間支撐圈。滾齒之間的間隙直接影響玉米脫粒的質量。間隙小脫粒質量高，但玉米籽破損率高和機器功率消耗增加。間歇大玉米籽脫凈率低，損失增加。工作中應根據(jù)玉米盤基本特征來設計腰輪與鼓輪之間的滾齒間隙。這樣既能保證脫離質量和提高生產(chǎn)率減少功耗。一般情況下玉米籽的平均大小為13-23mm左右。腰輪和鼓輪的脫離

73、間隙定位10</p><p>　　5.5 軸三的結構設計</p><p>　　5.5.1 估算軸的直徑 根據(jù)以上條件計算出：Z3/Z2=2，n3=335.5 r/min，p=FV/1000= 1.968，估算軸的直徑從而可以計算出軸的最小直徑為：d ≧A0=110×=19.838mm ，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，選擇軸的最小直徑dmin=30mm，

74、軸的最右端裝有套筒以此來固定鏈輪，根據(jù)結構要求取套筒長度為20mm，厚度取6mm，裝套筒軸套筒的直徑42mm ；初步確定有套筒的軸端長為20mm。</p><p>　　5.5.2 軸上零件的軸向定位 鏈輪3與軸的固定采用普通平鍵聯(lián)結，根據(jù)軸的直徑d=35mm，《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，鍵槽用銑刀

75、加工。</p><p>　　鏈輪3處的軸徑35mm，根據(jù)鏈輪3的輪轂長度l=23,可以確定鏈輪3處的軸長為23mm。（需要強調指出，為了保證軸向定位可靠，與齒輪、聯(lián)軸器等相配合部分的軸段長度一段應比轂長約短2-3mm） （P117），所以確定鏈輪3處的軸長為21mm。有套筒的軸端長為22mm，套筒與軸端的固定用圓錐銷軸固定。根據(jù)軸的直徑依據(jù)表7-19圓錐銷 （GB117-86）(P299) 查得圓錐銷的尺寸值：

76、L=50mm,錐度為：1：12.5。 d=0.2×D=0.2×30=6mm.為了使鏈輪3有個較好的固定，左端設計成一段套筒根據(jù)結構要求厚度取5mm，長度為10mm,套筒直徑為45mm,左端設計成裝有軸承的一段軸，為了使加工方便和設計結構合理軸徑仍取為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</p><p>　　7307。（P711—GB292--83）D

77、=80、D1=66.1、B=21、d=35mm、d1=49.9；所以軸承長度為21mm。左端設計成一段軸肩以使軸承能夠軸向固定軸徑為40mm.長度為20mm。</p><p><b>　　圖11 軸3結構</b></p><p>　　5.5.3 對鼓輪軸的結構設計 初步確定鼓輪的直徑根據(jù)公式計算；d==（3×60）/（3.14×335.5）=0.1

78、70m；根據(jù)玉米脫粒機的結構要求鼓輪的最小直徑選擇170mm；鼓輪的弧度根據(jù)腰輪的弧度選擇16°，由上已知根據(jù)玉米盤的自身形狀確定鼓輪的長度為320mm， 左端設計成軸徑為40mm，長度為20mm，左端設計成軸徑為35mm，輻盤的寬度根據(jù)結構要求選擇20mm。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=4

79、9.9；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. 輪轂處直徑40mm，輻圈處的鍵槽尺寸為b×h×l=12×8×28，鍵槽用銑刀加工。</p><p>

80、;<b>　　圖12 軸4結構</b></p><p>　　5.6軸四的結構設計</p><p>　　5.6.1、估算軸的最小值徑</p><p>　　由以上條件可以知道鏈輪1與鏈輪4的齒數(shù)相同，鏈1與鏈輪4 的轉速相同，P=FV/1000=(500×3)/1000=1.5kw。從而可以計算出軸的最小直徑為：d ≧A0 =110

81、15;=14mm。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，選擇軸的最小直徑dmin=30mm，軸的最右端裝有套筒以此來固定鏈輪，根據(jù)結構要求取套筒長度為10mm，厚度取6mm，裝套筒軸套筒的直徑42mm ；初步確定有套筒的軸端長為20mm。</p><p>　　5.6.2軸上零件的軸向定位：</p><p>　　根據(jù)鏈輪輪轂孔的孔徑，確定鏈輪4處的軸徑35mm，鏈輪4與軸

82、的固定采用普通平鍵聯(lián)結，根據(jù)軸的直徑d=35mm，《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，鍵槽用銑刀加工。</p><p>　　根據(jù)鏈輪4的輪轂長度l=23,可以確定鏈輪4處的軸長為23mm。（需要強調指出，為了保證軸向定位可靠，與齒輪、聯(lián)軸器等相配合部分的軸段長度一段應比轂長約短2-3mm） （P117），所

83、以確定鏈輪4處的軸長為21mm。有套筒的軸端長為22mm，套筒與軸端的固定用圓錐銷軸固定。根據(jù)軸的直徑依據(jù)表7-19圓錐銷 （GB117-86）(P299) 查得圓錐銷的尺寸值：L=50mm,錐度為：1：12.5。 d=0.2×D=0.2×30=6mm.為了使鏈輪4有個較好的固定，左端設計成一段套筒，厚度為5mm,長度為20mm,套筒直徑為45mm。左端設計成裝有軸承的一段軸，為了使設計結構合理軸徑35mm，根據(jù)機

84、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。左端設計成一段軸肩以使軸承能夠軸向固定軸徑為40mm，根據(jù)結構要求長度為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</p><p>&

85、lt;b>　　5.7軸端倒角： </b></p><p>　　確定圓角半徑r值，定出軸肩處的圓角半徑r=1.5mm，軸端倒角，在軸的兩端均為。軸的圓角半徑取為1.5 mm；軸環(huán)處的圓角半徑取為2 mm。（詳見GB6403-86）。</p><p>　　6.機架材料的選擇：</p><p>　　根據(jù)結構要求機架選擇熱軋等邊角鋼 （GB9787--

86、88）；角鋼號數(shù)：50，邊寬：b=50mm；邊厚：d=5mm；內圓弧半徑：r=5.5mm；理論質量為：3.77 Kg/m；邊端內圓弧半徑r1=d=1.7mm；（P157—《機械設計手冊》蔡春源）如下圖：</p><p><b>　　圖13 機架材料</b></p><p>　　鋼板的選擇根據(jù)：冷軋鋼板和鋼帶的規(guī)格，（《機械設計手冊》P168）結合經(jīng)濟性選擇鋼板厚度2m

87、m。根據(jù)腰輪的基本形狀，腰輪處的鋼板制成一段弧度，喂入兜與機架成15°的夾角。鋼板與機架用鉚釘聯(lián)接或焊接而成。根據(jù)軸的倆軸承之間的距離確定機架的寬度，機架寬度設計為402mm。長度為660mm,高度定為800。</p><p><b>　　7 結束語</b></p><p>　　通過查閱資料和網(wǎng)絡查詢資料，對各種脫粒機的性能作了分析和比較，根據(jù)當前生產(chǎn)的需要

88、和潛在的市場發(fā)展前景，所設計的玉米脫粒機機體積小、價格低、使用方便、效率高、成本低。但由于設計條件有限，沒有通過實際操作驗證本機的實際性能，許多數(shù)據(jù)都是通過查閱參考資料或做實驗得到的，沒有作定量的分析，在諸多方面還有待改進。</p><p><b>　　8 致謝</b></p><p>　　在設計過程中，系里的領導和老師給我們提供了良好的環(huán)境以及經(jīng)濟的援助，特別是指導

89、教師陳芳老師，給予我極大的幫助，設計過程中陳老師提出了許多啟發(fā)性、預料性和指導性建議，包括搜集資料，設計方案的提出，設計過程中的指導，設計結果的審核等，在此對各位老師致以衷心的感謝。</p><p><b>　　參考文獻：</b></p><p>　　[1] 劉長榮,鄭玉才.《機械設計基礎》上下冊 [M].北京:中國農(nóng)業(yè)科技出版社, 2002, 2.8-133<

90、/p><p>　　[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</p><p>　　[3] 作者: 日本農(nóng)業(yè)機械學會編 吳關昌等譯  《農(nóng)業(yè)機械手冊 》 出版日期: 1991</p><p>　　[4] 作者: 甘肅省農(nóng)村應用技術廣播學校編  《農(nóng)業(yè)機械》 出版日期: 1989</

91、p><p>　　[5] 張成堂 商立今 編 《脫粒機》 中國農(nóng)業(yè)機械出版社出版 出版日期: 1985</p><p>　　[6] 北京農(nóng)業(yè)工程大學主編 《農(nóng)業(yè)機械學》 農(nóng)業(yè)出版社 第二版 下冊 1980年5月</p><p>　　[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</p><p>　　[8]

92、 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.</p><p>　　[9] 何曉鵬 《一種玉米脫粒機[P].ZL 00 2 50725.0. 北京:國家知識產(chǎn)權局,2001.</p><p>　　[10] 張汝坤 《5TX-500型脫粒機的研究設計》 Design of 5TX-500 Rice and Wheat Thresher <<農(nóng)機化

93、研究 Journal of Agricultural Mechanization Research>></p><p>　　[11] 5TYZ-17型玉米脫粒機技術研究報告[R].北京:農(nóng)業(yè)部規(guī)劃設計研究院,2002.</p><p>　　[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(nóng)業(yè)出版社，2000</p><

94、;p>　　[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</p><p>　　[14] 楊大平 劉保華.帶振動篩板脫粒機的研究.湖南農(nóng)業(yè)大學學報（自然科學版）.2003.2（2）</p><p>　　[15] 盧里耶 А Б, 格羅姆勃切夫斯基 А А. 農(nóng)業(yè)機械的設計和計算. 袁佳平 等譯. 北京: 中國農(nóng)業(yè)機械出版社, 2001.<

95、;/p><p>　　Design on Colored Thresher </p><p>　　Feng Wen-bin</p><p>　　(Hebei science and technology normal school Mechanical electronic department)</p><p>　　Instructs the t

96、eacher: Chen Fang</p><p>　　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 desig

97、n 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 launch

98、es the overall plan the transmission design.</p><p>　　In order to reduce farmer's labor intensity, enhances the agricul tural work the mechanized degree, a fill farm machinery blank, carries on the desig

99、n 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 th

100、e sunflower seed the gap to have increases, also because the drum wheel and a waist turn of rotational speed are different, the wai</p><p>　　Key word: Sunflower threshers, waist wheel, drum wheel transmissio