4lz-6型谷子聯(lián)合收獲機振動篩的設計

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The overall scheme of the cleaning device of the machine is determined according to the screening of millet, and the design of each part of the screen body is carried out, and its important motion parameters are determined. The mechanism uses the motor to drive the vibration exciter as the power source . The input power of the motor is 22kw . The vibrating screen adopts a three-layer screen structure. There are two types of screen: scale net and mesh net. According to the characteristics of millet, the grid size is designed to reduce the impurity content and improve the screening efficiency. The feeding rate is 6kg / s, the working efficiency is, and the impurity content is 0.5hm2/h . This design is aimed at the improvement and optimization of cleaning device of millet combine harvester, power consumption and reliability also directly affect the performance of the whole machine. If on the one hand can complete the in-depth analysis and research of the vibrating screen mechanism, and then optimize the design of the product, improve the performance and on the other hand, they can learn to use advanced design concepts and adopt advanced design methods to solve the problems that traditional design methods can not solve. It's going to be very practical. Keywords：Millet harvester, Vibration sieve , Motion parameters 目 錄 1 緒論 1 1.1 研究背景 1 1.2 國內外技術發(fā)展 3 1.2 國外技術發(fā)展 3 1.2.2 國內技術發(fā)展 4 1.3 主要研究內容和方法 4 2 技術任務書 (JR) 6 2.1 技術方案 6 2.2 結構的工作原理 6 3 振動篩方案設計 7 3.1激振器 7 3.2 篩面及其固定裝置 9 3.3支承裝置 10 4 物料運動分析及相關參數 11 5 物料運動速度以及生產率 15 6 隔振彈簧的確定 17 7 參振質量的計算 21 8 電機功率的計算和選擇 22 9 激振器軸的設計 24 10 激振器長軸的校核 25 6 總結 31 參 考 文 獻 32 致謝 33 4lz-6型谷子聯(lián)合收獲機振動篩的設計 1 緒論 1.1 研究背景 近年來，中國在全球化的大背景下，經濟得到迅速的發(fā)展，人們生活水平得到很明顯的提高，人工采摘效率并不能適應和滿足于我們的發(fā)展需要。現在社會，科學技術方面的研究與發(fā)展也在加速，機械化已經在慢慢取代人工作業(yè)，機械憑借著高效率的工作模式，為這個社會創(chuàng)造了更多的效益！現在的新型的機械設備越來越多，功能也隨之變得越來越多。 中國是谷子生產大國，2017年全國谷子播種面積為861千公頃，雖然種植面積廣，但目前還沒有完全合適的谷子收獲機械，低效率的收獲技術嚴重阻礙了谷子的進一步發(fā)展。谷子籽粒比其他作物小；谷子穗下莖極不相同，短莖大于十厘米，長莖在七十到八十厘米之間，造成水平差異過大，谷子入穗時莖韌性不斷變化，谷子植株受穗重影響導致傾斜，尤其是在秋天，風太大，有些穗和莖混在一起，如果線間距太窄，就會扭到一塊，品種間穗質量、穗長差異較大等等。這些特點都會造成機械收獲困難。 清選裝置作為收獲機的“消化系統(tǒng)”，作用是清理掉收獲機脫離滾筒中分離出來的稻谷混合物中的長短莖稈、輕質雜余等雜質清理掉。收獲機整機的工作性能會被清選裝置的清潔率、生產率、功耗、許多工作指標的業(yè)績，如損失率，都有直接影響。 目前主要有三種主要形式的清選裝置：第一種是風機加汽缸清洗機構，噪音較低，結構相對簡單，之后研究人員為了提高清選性能，采取了一些措施：修改截面形狀或者添加輔助零件，雖然性能有些提升，但對于實現生產還遠遠不達標。第二種是旋風氣流分選機構，也稱無篩式風選裝置，相比第一種而言，結構更為簡單，低功耗，不易出故障，實用性高，但由于技術條件無法突破，不被社會接受和廣泛使用。第三種是振動篩加風扇式清選機構，生產效率高，工作可靠，但有些問題：篩分效果不理想、振動大篩分含水率較高的農作物時容易把篩孔堵塞，導致?lián)p失大、低生產率?，F實因素是因為這種機構比較成熟，而且維修起來容易，許多廠家生產這種振動篩加風機清洗機構。 帶風扇式清洗機構的振動篩配有貫流流風機或離心風機，產生適合谷物篩分的氣流，振動篩篩網由單層或雙層組成，形式為編織篩、沖孔篩、魚鱗篩或組合篩魚鱗篩等。在篩選谷物的時候，莖稈與籽粒、雜余成分的分離和空氣的流動密切相關；對于含在谷物中的大小雜余的清除是需要依靠振動篩和氣流的配合才能較好地完成。 近幾年，雖有多家企業(yè)正在嘗試將傳統(tǒng)用于收獲稻麥或油菜的全喂入聯(lián)合收割機稍加改進后收獲谷子，但都因作業(yè)效果不夠理想而不能被廣大農民所接受。因此研究出一種專門針對谷子收獲的機械，對加快推進谷子收獲機械化的發(fā)展，具有重要意義。 1.2 國內外技術發(fā)展 經過仔細地查閱有關資料，在清選裝置方面的研究與發(fā)展方面，國內外學者做了很多各式各樣的研究工作，近年來已經研制出來清選效果良好的聯(lián)合收獲機清選裝置。 最簡單的機理是單通道風機和單層振動篩的清洗裝置，結構包括有單通道離心風機和單通道離心風機。雖然簡單輕便，但效果不是很好，特別是對谷物混合物的清選，損失量大，雜質含量也高。 后一種裝置是在單風機和單層振動篩的基礎上進行改造的。有單風管、雙層振動篩清選裝置。結構為雙層振動篩、單風管離心風機。振動篩上下層結構不同。較單層篩在清選方面效果更好一些，在一定范圍內能滿足小型谷子聯(lián)合收獲機清選的硬性需求。 雙風管風機雙層振動篩清洗裝置由雙層離心風機和雙層振動篩組成，結構關鍵是采用雙風管風機，上部風管保持原有風管狀態(tài)。下部風道直接將空氣吹向濾網后部。在這類裝置中清選結果較好。 將雙風道風機做一些改良變成雙風機振動篩清洗裝置，由離心風機、橫流風機和雙風機振動篩組成。相比之前較為復雜，但是，如果結構參數和運動參數處于最佳組合，則清選效果會變良好。 單通道風機圓筒篩清洗裝置由單通道離心風機和圓筒篩組成，采用圓筒篩進行篩選，結構相對簡單，可縮短整體長度，降低振動。具有良好的濕法分離性能，但參數設置不方便，而且，只有當顆粒雜質含量達到一半時，篩選效果才更好，因為當顆粒雜質含量較高時，通過篩孔將大量短桿和雜質混入顆粒物中，增加了顆粒物中雜質的含量，由于堵塞，整機運行性能變差。 實驗結果表明，雙通道篩選機構比單通道篩選機構具有更好的篩選性能指標，不但減小前篩直徑，而且提高了篩選能力，對谷子脫出物的篩選適應性強。 雙風機圓筒篩篩選裝置由圓筒篩和風機、橫流風機組成，在圓筒篩的頂部設置與篩選裝置寬度相同的橫流風機，橫流風機朝向圓筒篩口。谷物在振動篩篩面上移動，大量短桿和雜質被吸入橫流風機排出，篩選性能好。 通過風機篩選的布置，傳統(tǒng)的篩網布置成梯形，最大限度地發(fā)揮了篩選過程中的氣流清洗作用。為消除雜質，降低負荷，部分機械在風篩的結構上增加了空氣預濾裝置。Arischamos公司在生產N系列聯(lián)合收割機時安裝了空氣預凈化裝置。目前國內已有相同結構。 山東工程大學4zls-1.5型小型背靠背聯(lián)合收獲機，是針對小麥收獲的一款機械。其清洗裝置和脫粒裝置與第一代珠江130型樣機相似，無清洗裝置，只有風機，收獲時雜質含量為3.26%。 蔣亦元院士研制的4ztl-1800型自走式聯(lián)合收割機，采用氣流吸糧輸送，分離機構采用立式螺旋滾筒，角鋼桿齒軸向脫粒滾筒，分離機構采用立式螺旋滾筒?？蓪崿F篩選、分離、提升等功能。由于機構比較復雜，不適用于小農場和居民區(qū)，必須與風扇一起使用，僅適用于聯(lián)合收獲機。 1.3 主要研究內容和方法 本文以設計4lz-6型谷子聯(lián)合收獲機振動篩為研究目標，結合課題實際，在廣泛考察國內外研究基礎的前提下，參考了其他對谷物聯(lián)合收獲機振動篩機構的研究說明，充分考慮谷子的特性以及現階段谷物聯(lián)合收獲機的發(fā)展，在單風道風機雙層振動篩的基礎上進行改進，設計出效率更高，低損耗率，研制出一種新型振動篩。 (1)總體方案的設計：查閱相關文獻資料，了解國內外谷子聯(lián)合收獲機及其清選系統(tǒng)研究進展。對比和分析各種類型的清選方式，充分掌握風篩清選中振動篩與氣流系統(tǒng)清選機理，設計出目前應用較少的三層結構的清選裝置。 最終確定的方案是通過電動機帶動激振器產生振動，從而帶動篩體機構進行運動。 (2)振動篩的設計：振動篩為三層篩網結構，自上而下分別有上篩片、中篩片和下篩片，網格形狀有魚鱗網和網格網，大小通過計算可得。激振器位于中間部位，兩邊對稱設計等量的彈簧，起到緩沖作用。 (3)整體結構采用下坡結構，即進料斗高于出料斗，通過激振器的振動、重力以及風機的風力完成系統(tǒng)的運作。之后是支撐整個機構的支架，采取簡單，穩(wěn)固的方針進行設計。 (4)風機位于振動篩篩片下方，為簡化設計，運用軸流風機，從下而上并與篩面成一定角度，作用除了推送谷物完成清選，還有解決篩片復雜對導致的重要問題：因堵塞嚴重而導致?lián)p失率增大，清選效率變低等。分析和對比各種數值模型與結構模型等，選擇一套最適合的清選系統(tǒng)模型的數值算法。 (5)之后是支撐整個機構的支架，采取簡單，穩(wěn)固的方針進行設計。 (6)簡化振動篩與風扇系統(tǒng)的結構，運用solidworks前處理軟件，構建振動篩與風扇的模型。 2 技術任務書 (JR) 2.1 技術方案 4lz-6型谷子聯(lián)合收獲機振動篩設計的具體要求如下： （1）振動篩網必須有合理的振動范圍，以適應長期的重復性工作； （2）振動篩需有適用于持久穩(wěn)定的動力，比如驅動力方面； （3）清選機構應該能夠適應不同密度、不同長勢、不同成熟階段以及不同地理條件的谷子，具有比較強的通用性； 在本次設計中，清選系統(tǒng)的具體有關設計參數有以下內容： （1）振動篩篩孔的大小因在合理的范圍，且篩網與篩網之間的距離需要確定； （2）軸流風機的型號，風速的控制，以及氣流與水平面的夾角的確定； （3）清選裝置的效率以及損失率需要控制在合理的范圍之內； 選擇材料制作的使用方面，首要選擇對谷子不會發(fā)生污染的高分子材料或者不銹鋼進行制造，而且也要滿足國家食品衛(wèi)生的標準。之所以要滿足國家食品衛(wèi)生的標準，是為了保持其產品原有的豐厚營養(yǎng)物質及微量元素，而且可以使收獲的谷子保存效果也得到保障。 2.2 結構的工作原理 激振器：選擇電動式激振器。 工作原理：在給定的磁場中，交流電進入動態(tài)線圈，在電磁激勵力的作用下引起線圈振動，直流電進入勵磁線圈產生激振器的恒定磁場。然后交流電流進入動態(tài)線圈，動態(tài)環(huán)由周期性電磁力驅動，帶動上桿的往復運動，通過與被激件接觸，可以獲得預期的振動。 3 振動篩方案設計 3.1激振器 激振器的設計內容中最為關鍵的一步是搞清楚偏心塊的相關參數，例如，對于偏心塊的形狀，在形狀設計完成后，根據要求和理論知識設計合適的激振器，然后根據動態(tài)參數進行一一對應計算。很容易會知道偏心塊的總質量力矩需要計算，對偏心塊的個數和每個偏心塊的質量力矩進行逐級分析計算。最后得到了r和r′值，利用本書理論力學公式得到了偏心塊的偏心力矩r。 為便于設計計算，激振器采用箱式的，該類型機構由長軸、短軸、和四個偏心塊組成，其具體顯示如下圖。 1—端蓋 3—偏心塊1 5—主偏心塊 7—軸承座 9—螺塞 2—外罩 4—偏心塊2 6—防油墊 8—直通式壓注油杯 10—有孔擋圈 11—壓圈 12—軸承壓蓋 13—迷宮蓋 14—軸 15—聯(lián)接軸 16—六角頭螺栓 17—擋圈 18—止推墊片 19—擋圈 箱式激振器特點： (1)高彈篩分機安裝位置高彈篩分機在供油系統(tǒng)中起重要的作用。開啟式高彈篩分機整機采用密封結構，從而達到節(jié)約油料，降低能耗，控制和降低能源消耗的目的。 (2)脫水中間層不允許出現裂縫，間隙應采用高清軟件設置標準孔中間層圖形的截面尺寸(圖的偏差控制為范圍，不應超過m)；脫水后脫水部位處的孔邊必須進行鈍化處理。 3.2篩面及其固定裝置 篩面 1～5—筋板 6—圓鋼φ8 7—三角筋δ 振動篩篩面的大小根據一般的谷物聯(lián)合收獲機來設計。根據市場型號，選擇長度L為2.5m，寬度1.2m的篩網。 篩面傾角的選擇：物料在流轉過程中會形成斜拋形式，所以一般取10°~30°即可。本設計采用20°傾角，一方面結合谷子的結構，另一方面可以提高效率。傾角的設計根據力學方面的知識可以解釋，在谷子運送篩選過程中，谷子所受重力在運動方向會產生分力，從而提供谷子持續(xù)向前的動力。 材料選擇：選用1Cr18Ni9Ti或者1Cr18Ni9這兩種經常用的材料。 將篩板與數個緊張板連接，采用螺栓連接的方法，將緊張版與兩側鋼板固定，前后與襯板相連。通過數個橡膠條與篩網托架交錯配合，使上方的篩網在振動時能夠保持穩(wěn)定運作，而且這樣能使得篩面與篩面之間平行且穩(wěn)定。其具體結構通過仿真可直接觀察。 4拋擲指數Kv和振動強度K 我國振動篩的振動強度K=2.6～4，振動強度[K]=5～10。 拋擲指數反映了拋擲加速度的大小和拋擲概率，大于1時，可以滿足分散要求，可以拋起材物料，拋擲指數在振動篩上為3.0 ~ 3.3是理想的情況，現實生活中取值應大于等于3.3。 本次設計振動篩，選取Kv=4.00 振動強度K的選擇主要受構件剛度和材料強度的限制，根據目前市場水平，K值基本在3～8之間，振動篩一般在3～6之間，本設計選用K=4。 5物料運動速度及生產率 5.1物料運動的實際平均速度為： 振動篩的谷子運動速度計算： V=K0An301+Kvtanα 式中：取修正系數K0=0.1 n為篩子的振動頻率，根據 Kv=An2900000 可得 n=845rpm 最終得 v=0.1×5×845301+4×tan20°=0.033m/s 5.2生產率Q的計算 篩分密度為1.6t/m3，篩選谷物厚度為h=0.1m，寬度B=1.2m。則生產率為： Q=3600Bhvmr=3600×1.2×10×10-3×33×1.6=207t/h 式中vm——表示物料在運動的過程中的實際平均速度，m/s； B——篩面寬度，m； 表1 振動篩的工藝參數和運動學參數 名稱 數值 名稱 數值 篩面長度 2.5m 篩面寬度 1.2m 振動強度 4 拋射強度 4 篩面傾角 20° 振動方向角 ---- 篩箱振幅 5mm 篩子頻率 845rmp 處理量 50t/h/m2 物料運送速度 0.033m/s2 6隔振彈簧的確定 （1）橡膠彈簧的彈性作用雖然變化不大，但變形緩慢，可以達到很大的變形量，因為其內阻高，可以起到很好的隔音效果。。 選用的S200×200×40圓柱橡膠彈簧與其它類型的彈簧有很大的不同，如長期使用的金屬彈簧等，比較結果表明這種彈簧具有以下優(yōu)點 ① 韌性和剛度高，可以放心使用很久。 ② 根據塑料導電性差的特性知在篩子啟動，停車等比較有優(yōu)越性。 ③ 在損壞時也只是積累過程而不會突然斷裂。 ④ 產生的噪音機會可以忽略不計。 (2)彈簧剛度的計算 根據側梁的運動形式簡化算法，根據性能得到壓縮剛度，計算過程如下所示： C=(AL×Ea)/h(N/m) 式（4-18） 式中 AL=πD22-d22 mm2 式（4-19） D——分別是彈簧外徑mm； d——和中心孔徑mm見圖4-4所示； Ea——橡膠的拉壓彈性模量； Ea=iG=3.6(1+1.65s2)G Mpa 式（4-20） AL=πD22-d22 mm2 式（4-21） G——橡膠的剪切彈性模量； G=0.117e0.034Hs Mpa 式（4-22） Hs——橡膠彈簧硬度，選取40～70 S ——形狀系數； S=(D-d)4h 式（4-23） 橡膠彈簧的最大變形量Δh=4～6A，對于小型篩Δh=14mm。 橡膠彈簧材料選天然橡膠（NR）。則 AL=π20022-4022=30144mm2 圖4-4 彈簧中心孔 為滿足要求，現在需要對橡膠彈簧校核，使壓縮應力σr小于橡膠許用應力σr 即 τr σr=PF≤σr 式（4-24） τr=PsF≤τr 式（4-25） 一般許用壓應力 σr=1.47～1.96MPa 許用剪應力 τr=1.22MPa 式中 P——橡膠彈簧所受的壓力，N； Ps——橡膠彈簧所受的剪力，N； F——承壓面積。 由前面的計算可知 P=3224248×cos60°=20151.5N Ps=3224248×sin60°=34903.4N F=AL=30144mm2 則 σr=20151.530144=0.67Mpa τr=34903.430144=01.58Mpa 根據計算結果，剪切應力略大于許用剪切應力，為避免使用時間過長造成事故，應經常檢查彈簧的情況，以便解決問題。 檢查橡膠彈簧是否可以在靜載荷下繼續(xù)使用，根據結果比較最佳解決方案 首先滿足 σ=p1A1≤σ的條件 式中 σ——許用應力 ，MPa； ——靜載荷，N。 則 σ=p1A 式（4-26） 因而是橡膠彈簧是可靠的。 6.1隔振彈簧減輕能力的分析 隔振彈簧也叫做阻尼彈簧，阻尼彈簧的減輕能力用傳遞率來衡量，即 傳遞給基礎的力最大激振力p=KAmYsω2 式（4-27） 式中 K——減振彈簧的剛度，N/mm； A——參振質量M的振幅，mm； m——偏心塊的偏心質量，Kg； Ys——偏心質量的質心距軸心線的距離，mm； ω——篩網的振動頻率。 則 傳遞給基礎的力=KAmYsω2×最大激振力p =335×533.02×115.73×10-3×102.572×3224248 =1679N 其中p=40303.2（N）、ω=102.57rad/s、Ys=115.73mm； 可以看出，彈簧能夠明顯降低激振力，從而穩(wěn)定機構。 7參振質量的計算 M=Mi+KmMm (kg) 式（4-28） 式中 Mi——參加振動的各部件的質量，kg； Mm——參加振動的物料質量，kg； Mm=Km?B?L?γ?Hi 式（4-29） 式中 Km——物料結合系數，一般取Km=2； B——篩面寬度，B=1.2m; L——總盛料長度，L=2.8m; γ——散密度， γ=1000kg/m3; Hi——各層篩面上料層厚度的總和，Hi=0.02m。 參振的各部件的質量包括 出料板 89.7kg 腹板（2個） 60.6kg 激振器墊板（2個） 110.8kg 加強管梁（3個） 120 kg 梯形梁（4個） 2646.8kg 后擋板 275.8kg 加強梁（2個） 145.0kg 連接板（6個） 76.8kg H型梁（2個） 489.6kg 支網梁（7個） 632.8kg H型鋼（2個） 140kg 箱式激振器（2個） 1120kg 不銹鋼條縫篩網 224kg 壓條楔塊 13.2kg 彈簧上座 109.2kg 聯(lián)軸器 19.5kg 傳動軸 37.6kg 篩網壓板 84.7kg 各連接件（螺栓、螺母和墊圈） 約50kg 由上可得 Mi=6326 參加振動的物料質量 Mm=Km?B?L?γ?Hi =0.2×3.9×2.15×1000×0.02 =335.4kg 參振質量 M=Mi+KmMm =6369+0.2×335.4 =6368+67 =6435kg 故參振質量取為6435kg。 8電機功率的計算和選擇 造成功率損失的主要原因有：一是激振器克服了振動質量的運動阻力；其次，激振器在轉動過程中克服了軸承內軸的摩擦力。 所需電機功率 N=N1+N2η=M?A?n3?μA+fdη×1740480kw 式4-30 式中 N1——激振器克服篩箱運動阻力而對消耗的功率； N2——激振器轉動時克服摩擦力而消耗的功率； M——參振質量 ，kg； μ——阻尼系數，0.2～0.3； f——軸承摩擦系數，為0.005； d——軸承內徑 ，m； η——傳動效率，一般取η=0.95。 其余符號同前。 則 N=N1+N2η=M?A?n3?μA+fdη×1740480kw =6517×0.005×98030.25×0.0025+0.005×0.10.95×1740480 kw =20.87 kw 通過篩選，電動機型號選擇Y2-200L2-6，P=22KW，轉速n=980r/min，振幅A=5mm， 9偏心塊的設計 偏心塊式慣性激振器的偏心塊形狀如圖所示 M0=Shρr 式中 S——偏心塊斷面面積，m2 h——偏心塊的厚度，m； ρ——偏心塊材料密度，kg/m3 r——偏心塊偏心矩，m. 根據現場要求要設計的單梁激振的篩的具體的設計參數如下： 篩面寬度 120mm 篩面長度 250mm 振幅 4mm～5mm 頻率 980次/分 篩孔 0.5mm 經過4.3.4計算得參振質量 M=6435kg 篩子所需的激振力 p0=M?A?ω2=6453×5×102.572×10-6=338.5 KN 式（5-1） ω=πn30=980π30=102.57rad/s 式（5-2） 式中 M——參振質量，kg； A——振幅，mm； ω ——振動頻率，rad/s； n——振次，轉/分。 用到的計算公式為（其中參數可見圖5-1所示） A面=πα180°R2-r2 式（5-3） ys=38.197sinαR2-r2αR3-r3 式（5-4） 式中 R——扇形的外徑，mm； 2α——扇形的包角，度； r——扇形的內徑，mm。 再由式（5-3）可計算出偏心塊，其表面積為： A面=π×80°180°2202-902×10-6=56241 mm2 則體積 V=A面?b56241×75=4218075 mm3 式（5-5） 一塊不平衡重的質量 m=ρV=7.85×103×4218075×10-9=33.1 kg 式（5-6） 由不平衡重產生的激振力 p=N?m?ys?ω2 式（5-7） 式中 ——偏心塊的質心，mm； N——偏心塊的個數； 由式（5-4）不平衡重的質心為 振幅 可知，偏心塊產生的激振力達不到要求，需要補充副偏心塊 由副偏心所產生的激振力 式（5-8） 設計副偏心塊外徑R=220，內徑r=120，為便于設計計算且減少機構質量，將副偏心塊設計成扇狀，包角不變。則其表面積為 質心位置 激振力與偏心塊偏心質量具有的不同如下所示 式（5-9） 由式（5-9）可以知道副偏心塊的質量分別為： 副偏心塊的厚度 近似取值為5mm。 由式（5-9）可知，加上5mm的副偏心塊因而產生的相關激振力， 主偏心塊 副偏心塊的結構圖如下展示。 圖5-2 、5-3 10激振器軸的設計 初步估算軸的直徑 最小直徑 dmin≥A3Pn 式5-10 式中 A——材料系數； P——功率，kW； N——轉速，rpm。 選用45Cr作軸材料 查表后A＝105， 考慮鍵槽削弱，軸徑增長3-5% dmin≥1+0.05105322980 =16.52mm 對于決定軸承的內徑設計時，首先要考慮多方面的因素，特別需要注意軸受彎矩力較大時需要關注的問題，查閱資料可知，最終在確定時關心由于軸承的內徑較大，因此軸徑應該加大。 傳遞扭矩的方法有許多種，只不過合適本設計說明的是需要利用偏心塊置于軸承兩邊，按照本軸受力結果明白需要考慮定位問題，首先關于左軸承，在安裝時從偏心塊的左端，同時，關于對面右側實施軸肩頂套筒，這個對稱的設計可以清晰明了表明相關問題。 確定軸各段的直徑 在此取最小軸徑d1min=d1=90mm，鍵連接25×72.5 B型。軸的高度確定需要注意很多問題，同時也和很多方面相關，比如密封圈，順便表明軸直徑ds=95.7mm，這種類型是參見書本選擇出來的，是O型密封圈要求的軸直徑。 裝軸承處軸的高度h≥C+（1~2）mm，若孔倒角C取1（GB6403．4-86），h≥1+1=2取d3=d2+2h=95.7+2×2=100mm，軸承寬度B=73mm。裝齒輪處軸的高度h≥C+（3~4）mm，孔倒角C取2.5（GB6403．4-86），h≥2.5+4=6.5，取d4=d3+2h=100+2×10=120mm。提油環(huán)寬度10是有多面考慮的，選擇的也是最合情合理的，以及軸間高度h=C+(1~2)mm，這是關于選取左側齒輪的?？椎菇荂取1（GB6403．4-86），h≥ 1+2=3，d3=d4+2h=120+2×3=126mm，工廠在加工零件時考慮諸多便捷措施，如適當提供退刀槽，但是同時又會一影響軸的剛度，那么就需要適當的調整，比如就加大軸徑。，d5=150mm。同時考慮后來的結構都大同小異，就不再一一講明。指出各軸與軸段的關系時，需要綜合幾個方面的因素，這樣會更加使設計合適，例如，軸承的密封、定位、偏心塊的需要等。 顧及很多問他1，軸生產設計結果如下圖5-4 圖5- 激振器長軸結構圖 11 激振器長軸的校核 軸材料選用45#鋼調質，σb=650MPa, σs=360MPa。查閱《機械設計》，同時在精確的思考下得出設計如下： 圖5-5 軸受力圖 圖5-6 水平面受力圖（N） 圖5-7 垂直面受力圖（N） 圖5-8 水平面彎矩圖（） 圖5-9 垂直面彎矩圖（） 圖5-10 合成彎矩圖（） 圖5-11 轉矩圖（） 圖5-12 當量彎矩圖 （1）計算齒輪受力 斜齒輪螺旋角 β=cos-1mnz1+z22a=8.114° 齒輪直徑 d=300mm 齒輪受力以及轉矩 T1=9.55×106?PN=9.55×106×11×1.65980=177216 N?mm 圓周力 Ft=2T1d=2×177216300=1181 N 徑向力 Fr=Ft?tanαncosβ=1181×tan20°cos8.114°=434 N 軸向力 Fα=Ft?tanβ=1181×tan8.114°=168 N 畫齒輪軸受力圖，見圖5-5 （2）計算支撐反力 水平面反力： FR1'=434×97.5-168×30022×97.5=88 N FR2'=168×3002+434×97.52×97.5=346 N 垂直面反力： FR2''=FR1''=40894 N 水平面受力圖見圖5-6 垂直面受力圖見圖5-7 （3）畫軸彎矩圖： 水平面彎矩圖見圖5-8 垂直面彎矩圖見圖5-9 合成彎矩圖見圖5-10 合成彎矩M=Mxy2+Mxz2 （4）畫軸轉矩圖 軸受轉矩 T=T1=177216 N?mm 轉矩圖見圖5-11 （5）許用應力 許用應力值 用插入法查表16.3得： σ0b=102.5 Mpa σ-1b=60 Mpa 應力校正系數 α=σ-1bσ0b=60102.5=0.59 （6）畫當量彎矩圖 當量轉矩 αT=0.59×64979=38338 N?mm 齒輪之間截面地方的設計關系的是當量彎矩，最終結果表明如下圖： M1=M2+αT2 =55748732+1045572 =5575850 N?mm 在左右軸頸中間截面處， M1=95618872+1045572 =9562455N?mm 當量彎矩圖見圖5-12 （7）校核軸頸 齒根圓直徑 df1=d1-2ha+cmn =300-2×1+0.25×3=292.5mm 軸頸 d1=3M1'0.1σ-1b=355758500.1×60=97.6<252.5mm d2=3M2'0.1σ-1b=395624550.1×60=116.8<252.5mm 由上面計算過程可知，軸的設計合理。 12風機的選擇 風機采用軸流風機樣式，原因是簡單便捷。軸流式通風機的基元是由葉輪和導葉所組成的一個葉輪與導葉構成一個級，多級軸流風可提高壓力，但軸流風機一般只有一級。本次設計也采用一級軸流風機。 通過試驗以及反復調試，將直徑選擇在300~350mm之間效果較好，同時通過調節(jié)葉輪轉速，控制風速，使得篩面入料口處風速較大，在7~8m/s左右，可以將混合物吹散，中部氣流4~6m/s，尾部氣流3~4m/s。風扇測平面與水平面的夾角為25度，位于入料口下方。 13 結論 本設計以4lz-6型谷子聯(lián)合收獲機振動篩為研究對象，從理論設計和工程實際兩方面出發(fā)，對振動篩結構進行了參數化設計，并完成了各零件圖和裝配圖的繪制。 谷子聯(lián)合收獲機振動篩的成功改進與研發(fā)設計對農民收獲谷子的工作效率將會產生很大的影響，本文通過查閱大量文獻，充分了解了目前國內外谷子種植和采摘的現狀，并通過認真參考對比，利用自己在學校所學的相關專業(yè)知識，設計出這款振動篩。 振動篩機構由電機為動力源，電動機輸出軸帶動激振器軸轉動，偏心塊隨軸轉動而實現激振器振動，帶動篩體往復擺動，完成清選作業(yè)。本文所設計的振動篩具備高效、便捷和節(jié)能等優(yōu)點。 致謝 上高中的時候總是幻想大學的美好生活，自由自在，無憂無慮。然而上了大學才懂得，沒有辦法變成想象的那樣，生活沒什么變化，并不是老師撒謊，而是自己乃至周圍人都已經長大了，童真漸漸消逝，身上的擔子越來越重，勝負欲變強，人際交往也變得越來越廣，仿佛一切都沒有變，又仿佛一切都變了。雖然自己很普通，但也向往著成功人士的生活，想要奮斗。在平淡而又美好的四年大學生活中經歷了些許風風雨雨，也經歷了很多人情世故，留下了些遺憾、難過與不舍。終于在不知忙碌還是閑暇之余，要畢業(yè)了，畢業(yè)設計作為最后的內容，我希望能夠圓滿完成。原本是想本篇對4lz-6型谷子聯(lián)合收獲機的設計是在導師心指導下順利完成的，經過半個多學期的不懈努力，此次畢業(yè)設計也即將接近尾聲，論文撰寫的每一步無不滲透著導師的心血和汗水，導師豐富的經驗、專業(yè)知識的深厚、嚴謹的工作作風、認識負責的教學態(tài)度和甘于奉獻的拼搏精神深深鼓舞著我。在畢業(yè)設計的過程中存在許多困難和挑戰(zhàn)，雖說過程比較困難，感謝老師對于畢業(yè)設計的細心指導，對于此次畢業(yè)設計過程中存在的問題的解答，也學習到很多的知識和方法，感謝老師的指導和付出，讓我能夠順利完成畢業(yè)設計。 參考文獻 [1] 張喜文，谷子收獲機械現狀與存在問題。北京：機械業(yè)出版社，1982. 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