【文章內容簡介】 性，我選擇設 計手動式播種機。 機械容易實現的是簡單的轉動和往復直線運動，因此手動撒播的形式又有手搖動和用手推動兩種。如果用手搖動手柄實現執(zhí)行構件的往復移動，由于播種機還要靠人力推著向前行進，操作者要完成的動作過多，操作不方便。要使操作者只通過簡單的操作即可完成播種動作，可以用手推播種機向前行駛，靠播種機輪子的轉動將轉動運動轉變成執(zhí)行機構旋轉產生離心力進行撒播。顯然設計成手動離心式草坪播種機是可行的。 關鍵問題及解決辦法 增速轉換機構的設計是本次設計的關鍵問題。 為了讓操作者在正常行走速度下操作播種，傳遞出去的力 應通過增速轉換機構傳遞。由于增速轉換機構的運動輸入構件作定軸轉動，這樣在播種機動力輸入構件和增速轉換機構的運動輸入構件之間，可以采用鏈傳動，帶傳動和齒輪傳動。為了使所設計的剪草機結構緊湊，采用齒輪傳動。齒輪傳動有直齒圓柱齒輪傳動，斜齒圓柱齒輪傳動，直齒錐齒輪傳動和蝸輪蝸桿傳動等。直齒圓柱齒輪傳動和斜齒圓柱齒輪傳動的軸線相互 平行，不能起到兩軸垂直的作用，因此不能作為傳動方案。直齒錐齒輪傳動和的 兩軸軸圖 22 變速機構簡圖 c 5 線是垂直的，可以滿足轉動需求。但是蝸輪蝸桿傳動的效率低，一般是蝸桿主動，且軸線空間交錯，應用到播種機械中，會使支撐結構復雜，影響整體結構緊湊效果。因此，選擇直齒錐齒輪傳動作為增速轉換機構。機構組成方案簡圖如圖 2— 2 所示。 3 設計計算說明書 (SS) 傳動參數的計算 在確定行走速度 v 時，既要保證播種機在種子箱裝滿種子后，播種機能夠正常作業(yè)，又要保證機組有較高的作業(yè)生產率，以速度 v =5 km/h 來設計；考慮到我國一般草坪地塊面積小，幅寬窄的特點，撒種幅寬 D 設計為 m，設計參數葉輪半徑 r 為 m ,考慮葉輪距離地面要有一定的高度選擇地輪半徑 Rd 為 m，葉輪距離地面的高度 H 為 m。 根據運動學基本原理，忽略種子與播種盤之間摩擦的情況下，傳動比為：? ?? ?? ? ? ?? ?? ? . 42/12/122212122 ???? ???? Hvr grDRi d （ 31） 式中 Rd地輪半徑 D撒種幅寬 r撒種盤半徑 v行走速度 H撒種盤離地高度 g重 力加速度 動力參數計算 草種子較輕，容易甩出，不需要過大的動力，有經驗取人的推力為 F 為 250N,所以兩個地輪上所受力的大小為： F1 = F2 = 125 N 地輪提供轉矩帶動撒種盤進行機械運動，假定撒種盤所受的力全部來自地輪。則：P 輪 = F v =250 = 348 W （ 32） 地輪轉速： n = 64r/min 6 初選 8 級精度直齒錐齒輪 ?? 主動軸承（球軸承） ?? 從動軸承（球軸承） ?? 傳動機構總效率： ???? 321 ???? ? ? = 主動軸上的所傳遞的功率大小為： 1???? PP = 348? =345 W 從動上的所傳遞的功率大小為： 21 ?? ??? ??? PP =345? ? = 321 W 主動軸上的轉速大小為： ??? 2nn 89 r/min 軸 ?? 上的轉速大小為： inn ?? ??? = r/min 圓錐齒輪的設計計算 直齒錐齒輪加工多為刨齒，不宜采用硬齒面，計算步驟如下： 選 擇材料，熱處理方式及精度等級 （ 1）齒輪材料。熱處理方式由參考文獻 [1]表 67 和表 68 并考慮 HBS 小 =HBS 大 +（ 30～ 50） HBS 的要求，小齒輪選用 40Cr，調質處理，齒面硬度 241～ 286HBS，大齒輪選用 42SiMn 鋼，調質處理，齒面硬度 217～ 255HBS。 （ 2）精度等級。估計圓周速度不大于 3m/s，根據參考文獻 [1]表 65，初選 8 級精度。 按齒面接觸疲勞強度設計 （ 1）確定公式中的各參數值 1）選齒數。小齒輪齒數 z1 = 20,z2 = uz1 = 56 c 7 2） 確定極限應力 limH? ，由參考文獻 [1]圖 632，按齒面硬度中間值 260HBS，查得小齒輪 MPaH 6801lim ?? 。由參考文獻 [1]圖 632，按齒面硬度中間值 230HBS 查得大齒輪 MPaH 6402lim ?? 。 3） 確定壽命系數 ZN。由題意可知： ZN1=ZN2=1。 4）許用應力由參考文獻 [1]表 69 查得， SHmin=1。由參考文獻 [1]式（ 620）得 ? ? MP aMP aZS NHHH 6801 16801lim 1lim1 ???? ?? （ 33） ? ? MP aMP aZS NHHH 6401 16402lim 2lim2 ???? ?? （ 34） 5）載荷系數 K?？紤]錐齒輪是懸臂布置，由參考文獻 [1]表 610 取 K=。 6）計算小齒輪傳遞的轉矩 T1 mmNmmNNPT ????????? 12311249 361161 （ 35） 7）齒寬系數 R? 。取 ?R? 。 8）節(jié)點區(qū)域系數。 ?HZ 。 9）確定材料系數 EZ 。由參考文獻 [1]表 611 查得 MPaZ E ? 。 （ 2）計算 1d 和 v 1）小輪大端分度直徑 ? ?? ? mmmmmmZZuKTdHHERR640.)(22322131??????? ??????????????????????? （ 36） 2）小齒輪齒寬中點的分度圓直徑 1md ? ? ? ? mmdd Rm 11 ??????? ? （ 37） 3）圓周速度： 8 smsmsmndv m 100 060 060 11 ??? ????? ?? （ 38） 故 8 級精度合適。 計算齒輪的主要尺寸 （ 1）模數 m mmmmzdm ??? （ 39） 圓整取 mmm 2? 。 （ 2）實際大端分度圓直徑 mmmmmzd 4020211 ???? （ 310） mmmmmzd 11256222 ???? （ 311） （ 3）錐距 R mmmmudR 221 ??????? （ 312） （ 4）齒寬 b mmmmRb R ???? ? （ 313） （ 5）分度圓錐角 1? 和 2? .821 .821c os 221 ????? uu?， （ 314） ? ?? ?? 12 ??? ?? （ 6)當量齒數 os 20c os 111 ??? ??zz V （ 315） os 56c os 222 ??? ??zz V c 9 驗算輪齒彎曲疲勞強度 （ 1）確定極限應力 limbb? 。由參考文獻 [1]圖 634，按齒面硬度中間值 260HBS，查得小齒輪 MPabb 290lim ?? ，由參考文獻 [1]圖 634，按齒面硬度中間值 230HBS，查得大齒輪 MPabb 2802lim ?? 。 （ 2）確定壽命系數 YN1和 YN2,由題意可知： YN1 =YN2=1。 （ 3）確定最小安全系數 minFS 。查參考文獻 [1]表 69 得 in1m in ?? FF SS 。 （ 4）確定許用應力 ? ?bb? 。 ? ?m inlimFNbbbb S Y?? ? （ 316） ? ? MP aMP aS YF Nbbbb 12901m in 11lim1 ???? ?? ? ? MP aMP aS YF Nbbbb 12802m in 22lim2 ???? ?? （ 5）復合齒形系數 1FSY 和 2FSY 。查參考文獻 [1]表 612 得 .34111 ?? FaSaFS YYY ， （ 317） ?? FaSaFS YYY （ 6）計算彎曲應力： ? ?? ? ? ?12322232121 2 3 1 bbRRsaFabbM P aM P aumZYYKT???????????????????? （ 318） ? ?21212 bbFSFSbbbb MP aMP aYY ??? ????? （ 319） 所以齒輪彎曲強度足夠。 10 軸的設計計算 主動軸的設計 （ 1）選擇主動軸的材料及熱處理方法 該軸無特殊要求，選擇 45 鋼調質處理，有參考文獻 [1]表 91 查的 [ 1? ]=60MPa （ 2）初步估算軸徑 按鈕轉強度估算最小直徑 按參考文獻 [1]公式（ 92），由參考文獻 [1]表 94 查的 C = 126～ 103，取 C=115 mmmmnPCd 1034 511 5 3 33mi n ????? ??? （ 320） 此軸頭上有一鍵槽，將軸徑增大 5%，即 dmin=（ ? ） mm=；因該軸頭安裝地輪，根據參考文獻 [2]11221,所得地輪內孔直徑，取 d = 25 mm。 （ 3）主動軸的結構設計 1）確定軸各段直徑。如圖 31，根據軸各段確定原則，從最小直徑開始，軸段 ① 、⑨ 為軸的最小直徑，已取定 d1=d9=25mm，軸段 ② 考慮地輪定位，取 d2=30mm，軸段 ③安裝軸承，為便于裝拆應取 d3d2，且與軸承內徑標準系列相符，故 d3=35mm（軸承型