4lz-6型谷子联合收获机振动筛的设计
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毕业设计中文摘要4lz-6型谷子联合收获机振动筛的设计摘 要谷子机械化收获程度较低,一直是制约谷子生产发展的瓶颈。该论文研究设计了4LZ-6型谷子联合收获机振动筛。针对谷子的筛选确定该机器清选装置的总体方案,并对筛体各个部件进行了设计,确定了其重要运动参数。该机构通过用电机带动激振器作为动力来源,其中电机的输入功率为22kw;振动筛采用三层筛网结构,筛网形式有鱼鳞网和网格网,结合谷子的特点设计网格大小从而达到降低含杂率与提高筛选效率的性能。喂入量指标为6kg/s,生产率0.5hm2/h,含杂率为1.6%1.8% 。本次设计是针对谷子联合收获机清选装置进行的改进优化,功率消耗和可靠性也直接影响到整机的性能。如果一方面能够完成对振动筛机构的深入分析研究,进而对产品进行优化设计,提高性能;另一方面能够学习利用先进设计理念,采用先进设计手段,解决传统设计方式不能很好解决的问题,将是非常有实际意义的事情。本课题的研究意义就在于此。关键词:谷子收获机;振动筛;运动参数毕业设计英文摘要Design of vibrating screen for 4lz-6 millet combine harvesterAbstractThe low harvest degree of millet mechanization has been the bottleneck of restricting the development of millet production. In this paper, the vibrating screen of 4lz-6 millet combine harvester is designed. 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. Its going to be very practical.Keywords:Millet harvester, Vibration sieve , Motion parameters目 录1 绪论11.1 研究背景11.2 国内外技术发展31.2 国外技术发展31.2.2 国内技术发展41.3 主要研究内容和方法42 技术任务书 (JR)62.1 技术方案62.2 结构的工作原理63 振动筛方案设计73.1激振器73.2 筛面及其固定装置93.3支承装置104 物料运动分析及相关参数115 物料运动速度以及生产率156 隔振弹簧的确定177 参振质量的计算218 电机功率的计算和选择229 激振器轴的设计2410 激振器长轴的校核256 总结31参 考 文 献32致谢334lz-6型谷子联合收获机振动筛的设计1 绪论1.1 研究背景近年来,中国在全球化的大背景下,经济得到迅速的发展,人们生活水平得到很明显的提高,人工采摘效率并不能适应和满足于我们的发展需要。现在社会,科学技术方面的研究与发展也在加速,机械化已经在慢慢取代人工作业,机械凭借着高效率的工作模式,为这个社会创造了更多的效益!现在的新型的机械设备越来越多,功能也随之变得越来越多。中国是谷子生产大国,2017年全国谷子播种面积为861千公顷,虽然种植面积广,但目前还没有完全合适的谷子收获机械,低效率的收获技术严重阻碍了谷子的进一步发展。谷子籽粒比其他作物小;谷子穗下茎极不相同,短茎大于十厘米,长茎在七十到八十厘米之间,造成水平差异过大,谷子入穗时茎韧性不断变化,谷子植株受穗重影响导致倾斜,尤其是在秋天,风太大,有些穗和茎混在一起,如果线间距太窄,就会扭到一块,品种间穗质量、穗长差异较大等等。这些特点都会造成机械收获困难。清选装置作为收获机的“消化系统”,作用是清理掉收获机脱离滚筒中分离出来的稻谷混合物中的长短茎秆、轻质杂余等杂质清理掉。收获机整机的工作性能会被清选装置的清洁率、生产率、功耗、许多工作指标的业绩,如损失率,都有直接影响。目前主要有三种主要形式的清选装置:第一种是风机加汽缸清洗机构,噪音较低,结构相对简单,之后研究人员为了提高清选性能,采取了一些措施:修改截面形状或者添加辅助零件,虽然性能有些提升,但对于实现生产还远远不达标。第二种是旋风气流分选机构,也称无筛式风选装置,相比第一种而言,结构更为简单,低功耗,不易出故障,实用性高,但由于技术条件无法突破,不被社会接受和广泛使用。第三种是振动筛加风扇式清选机构,生产效率高,工作可靠,但有些问题:筛分效果不理想、振动大筛分含水率较高的农作物时容易把筛孔堵塞,导致损失大、低生产率。现实因素是因为这种机构比较成熟,而且维修起来容易,许多厂家生产这种振动筛加风机清洗机构。带风扇式清洗机构的振动筛配有贯流流风机或离心风机,产生适合谷物筛分的气流,振动筛筛网由单层或双层组成,形式为编织筛、冲孔筛、鱼鳞筛或组合筛鱼鳞筛等。在筛选谷物的时候,茎秆与籽粒、杂余成分的分离和空气的流动密切相关;对于含在谷物中的大小杂余的清除是需要依靠振动筛和气流的配合才能较好地完成。近几年,虽有多家企业正在尝试将传统用于收获稻麦或油菜的全喂入联合收割机稍加改进后收获谷子,但都因作业效果不够理想而不能被广大农民所接受。因此研究出一种专门针对谷子收获的机械,对加快推进谷子收获机械化的发展,具有重要意义。1.2 国内外技术发展经过仔细地查阅有关资料,在清选装置方面的研究与发展方面,国内外学者做了很多各式各样的研究工作,近年来已经研制出来清选效果良好的联合收获机清选装置。最简单的机理是单通道风机和单层振动筛的清洗装置,结构包括有单通道离心风机和单通道离心风机。虽然简单轻便,但效果不是很好,特别是对谷物混合物的清选,损失量大,杂质含量也高。后一种装置是在单风机和单层振动筛的基础上进行改造的。有单风管、双层振动筛清选装置。结构为双层振动筛、单风管离心风机。振动筛上下层结构不同。较单层筛在清选方面效果更好一些,在一定范围内能满足小型谷子联合收获机清选的硬性需求。双风管风机双层振动筛清洗装置由双层离心风机和双层振动筛组成,结构关键是采用双风管风机,上部风管保持原有风管状态。下部风道直接将空气吹向滤网后部。在这类装置中清选结果较好。将双风道风机做一些改良变成双风机振动筛清洗装置,由离心风机、横流风机和双风机振动筛组成。相比之前较为复杂,但是,如果结构参数和运动参数处于最佳组合,则清选效果会变良好。单通道风机圆筒筛清洗装置由单通道离心风机和圆筒筛组成,采用圆筒筛进行筛选,结构相对简单,可缩短整体长度,降低振动。具有良好的湿法分离性能,但参数设置不方便,而且,只有当颗粒杂质含量达到一半时,筛选效果才更好,因为当颗粒杂质含量较高时,通过筛孔将大量短杆和杂质混入颗粒物中,增加了颗粒物中杂质的含量,由于堵塞,整机运行性能变差。实验结果表明,双通道筛选机构比单通道筛选机构具有更好的筛选性能指标,不但减小前筛直径,而且提高了筛选能力,对谷子脱出物的筛选适应性强。双风机圆筒筛筛选装置由圆筒筛和风机、横流风机组成,在圆筒筛的顶部设置与筛选装置宽度相同的横流风机,横流风机朝向圆筒筛口。谷物在振动筛筛面上移动,大量短杆和杂质被吸入横流风机排出,筛选性能好。通过风机筛选的布置,传统的筛网布置成梯形,最大限度地发挥了筛选过程中的气流清洗作用。为消除杂质,降低负荷,部分机械在风筛的结构上增加了空气预滤装置。Arischamos公司在生产N系列联合收割机时安装了空气预净化装置。目前国内已有相同结构。山东工程大学4zls-1.5型小型背靠背联合收获机,是针对小麦收获的一款机械。其清洗装置和脱粒装置与第一代珠江130型样机相似,无清洗装置,只有风机,收获时杂质含量为3.26%。蒋亦元院士研制的4ztl-1800型自走式联合收割机,采用气流吸粮输送,分离机构采用立式螺旋滚筒,角钢杆齿轴向脱粒滚筒,分离机构采用立式螺旋滚筒。可实现筛选、分离、提升等功能。由于机构比较复杂,不适用于小农场和居民区,必须与风扇一起使用,仅适用于联合收获机。1.3 主要研究内容和方法本文以设计4lz-6型谷子联合收获机振动筛为研究目标,结合课题实际,在广泛考察国内外研究基础的前提下,参考了其他对谷物联合收获机振动筛机构的研究说明,充分考虑谷子的特性以及现阶段谷物联合收获机的发展,在单风道风机双层振动筛的基础上进行改进,设计出效率更高,低损耗率,研制出一种新型振动筛。(1)总体方案的设计:查阅相关文献资料,了解国内外谷子联合收获机及其清选系统研究进展。对比和分析各种类型的清选方式,充分掌握风筛清选中振动筛与气流系统清选机理,设计出目前应用较少的三层结构的清选装置。最终确定的方案是通过电动机带动激振器产生振动,从而带动筛体机构进行运动。(2)振动筛的设计:振动筛为三层筛网结构,自上而下分别有上筛片、中筛片和下筛片,网格形状有鱼鳞网和网格网,大小通过计算可得。激振器位于中间部位,两边对称设计等量的弹簧,起到缓冲作用。(3)整体结构采用下坡结构,即进料斗高于出料斗,通过激振器的振动、重力以及风机的风力完成系统的运作。之后是支撑整个机构的支架,采取简单,稳固的方针进行设计。(4)风机位于振动筛筛片下方,为简化设计,运用轴流风机,从下而上并与筛面成一定角度,作用除了推送谷物完成清选,还有解决筛片复杂对导致的重要问题:因堵塞严重而导致损失率增大,清选效率变低等。分析和对比各种数值模型与结构模型等,选择一套最适合的清选系统模型的数值算法。(5)之后是支撑整个机构的支架,采取简单,稳固的方针进行设计。(6)简化振动筛与风扇系统的结构,运用solidworks前处理软件,构建振动筛与风扇的模型。2 技术任务书 (JR)2.1 技术方案4lz-6型谷子联合收获机振动筛设计的具体要求如下:(1)振动筛网必须有合理的振动范围,以适应长期的重复性工作;(2)振动筛需有适用于持久稳定的动力,比如驱动力方面;(3)清选机构应该能够适应不同密度、不同长势、不同成熟阶段以及不同地理条件的谷子,具有比较强的通用性;在本次设计中,清选系统的具体有关设计参数有以下内容:(1)振动筛筛孔的大小因在合理的范围,且筛网与筛网之间的距离需要确定;(2)轴流风机的型号,风速的控制,以及气流与水平面的夹角的确定;(3)清选装置的效率以及损失率需要控制在合理的范围之内;选择材料制作的使用方面,首要选择对谷子不会发生污染的高分子材料或者不锈钢进行制造,而且也要满足国家食品卫生的标准。之所以要满足国家食品卫生的标准,是为了保持其产品原有的丰厚营养物质及微量元素,而且可以使收获的谷子保存效果也得到保障。2.2 结构的工作原理激振器:选择电动式激振器。工作原理:在给定的磁场中,交流电进入动态线圈,在电磁激励力的作用下引起线圈振动,直流电进入励磁线圈产生激振器的恒定磁场。然后交流电流进入动态线圈,动态环由周期性电磁力驱动,带动上杆的往复运动,通过与被激件接触,可以获得预期的振动。3 振动筛方案设计3.1激振器激振器的设计内容中最为关键的一步是搞清楚偏心块的相关参数,例如,对于偏心块的形状,在形状设计完成后,根据要求和理论知识设计合适的激振器,然后根据动态参数进行一一对应计算。很容易会知道偏心块的总质量力矩需要计算,对偏心块的个数和每个偏心块的质量力矩进行逐级分析计算。最后得到了r和r值,利用本书理论力学公式得到了偏心块的偏心力矩r。为便于设计计算,激振器采用箱式的,该类型机构由长轴、短轴、和四个偏心块组成,其具体显示如下图。1端盖 3偏心块1 5主偏心块 7轴承座 9螺塞 2外罩 4偏心块2 6防油垫 8直通式压注油杯 10有孔挡圈 11压圈 12轴承压盖 13迷宫盖 14轴 15联接轴 16六角头螺栓 17挡圈 18止推垫片 19挡圈 箱式激振器特点:(1)高弹筛分机安装位置高弹筛分机在供油系统中起重要的作用。开启式高弹筛分机整机采用密封结构,从而达到节约油料,降低能耗,控制和降低能源消耗的目的。(2)脱水中间层不允许出现裂缝,间隙应采用高清软件设置标准孔中间层图形的截面尺寸(图的偏差控制为范围,不应超过m);脱水后脱水部位处的孔边必须进行钝化处理。3.2筛面及其固定装置筛面15筋板 6圆钢8 7三角筋振动筛筛面的大小根据一般的谷物联合收获机来设计。根据市场型号,选择长度L为2.5m,宽度1.2m的筛网。筛面倾角的选择:物料在流转过程中会形成斜抛形式,所以一般取1030即可。本设计采用20倾角,一方面结合谷子的结构,另一方面可以提高效率。倾角的设计根据力学方面的知识可以解释,在谷子运送筛选过程中,谷子所受重力在运动方向会产生分力,从而提供谷子持续向前的动力。材料选择:选用1Cr18Ni9Ti或者1Cr18Ni9这两种经常用的材料。将筛板与数个紧张板连接,采用螺栓连接的方法,将紧张版与两侧钢板固定,前后与衬板相连。通过数个橡胶条与筛网托架交错配合,使上方的筛网在振动时能够保持稳定运作,而且这样能使得筛面与筛面之间平行且稳定。其具体结构通过仿真可直接观察。 4抛掷指数Kv和振动强度K我国振动筛的振动强度K=2.64,振动强度K=510。抛掷指数反映了抛掷加速度的大小和抛掷概率,大于1时,可以满足分散要求,可以抛起材物料,抛掷指数在振动筛上为3.0 3.3是理想的情况,现实生活中取值应大于等于3.3。本次设计振动筛,选取Kv=4.00振动强度K的选择主要受构件刚度和材料强度的限制,根据目前市场水平,K值基本在38之间,振动筛一般在36之间,本设计选用K=4。5物料运动速度及生产率5.1物料运动的实际平均速度为:振动筛的谷子运动速度计算:V=K0An301+Kvtan式中:取修正系数K0=0.1n为筛子的振动频率,根据Kv=An2900000 可得n=845rpm最终得v=0.15845301+4tan20=0.033m/s5.2生产率Q的计算筛分密度为1.6t/m3,筛选谷物厚度为h=0.1m,宽度B=1.2m。则生产率为:Q=3600Bhvmr=36001.21010-3331.6=207t/h式中vm表示物料在运动的过程中的实际平均速度,m/s;B筛面宽度,m; 表1 振动筛的工艺参数和运动学参数名称数值名称数值筛面长度2.5m筛面宽度1.2m振动强度4抛射强度4筛面倾角 20振动方向角-筛箱振幅5mm筛子频率845rmp处理量50t/h/m2物料运送速度0.033m/s26隔振弹簧的确定(1)橡胶弹簧的弹性作用虽然变化不大,但变形缓慢,可以达到很大的变形量,因为其内阻高,可以起到很好的隔音效果。选用的S20020040圆柱橡胶弹簧与其它类型的弹簧有很大的不同,如长期使用的金属弹簧等,比较结果表明这种弹簧具有以下优点 韧性和刚度高,可以放心使用很久。 根据塑料导电性差的特性知在筛子启动,停车等比较有优越性。 在损坏时也只是积累过程而不会突然断裂。 产生的噪音机会可以忽略不计。(2)弹簧刚度的计算根据侧梁的运动形式简化算法,根据性能得到压缩刚度,计算过程如下所示: C=(ALEa)/h(N/m) 式(4-18)式中 AL=D22-d22 mm2 式(4-19)D分别是弹簧外径mm;d和中心孔径mm见图4-4所示;Ea橡胶的拉压弹性模量; Ea=iG=3.6(1+1.65s2)G Mpa 式(4-20)AL=D22-d22 mm2 式(4-21)G橡胶的剪切弹性模量; G=0.117e0.034Hs Mpa 式(4-22)Hs橡胶弹簧硬度,选取4070S 形状系数; S=(D-d)4h 式(4-23)橡胶弹簧的最大变形量h=46A,对于小型筛h=14mm。橡胶弹簧材料选天然橡胶(NR)。则AL=20022-4022=30144mm2图4-4 弹簧中心孔为满足要求,现在需要对橡胶弹簧校核,使压缩应力r小于橡胶许用应力r即 r r=PFr 式(4-24) r=PsFr 式(4-25)一般许用压应力 r=1.471.96MPa许用剪应力 r=1.22MPa式中 P橡胶弹簧所受的压力,N; Ps橡胶弹簧所受的剪力,N; F承压面积。由前面的计算可知P=3224248cos60=20151.5NPs=3224248sin60=34903.4NF=AL=30144mm2则r=20151.530144=0.67Mpa r=34903.430144=01.58Mpa根据计算结果,剪切应力略大于许用剪切应力,为避免使用时间过长造成事故,应经常检查弹簧的情况,以便解决问题。检查橡胶弹簧是否可以在静载荷下继续使用,根据结果比较最佳解决方案首先满足 =p1A1的条件式中 许用应力 ,MPa; 静载荷,N。则 =p1A 式(4-26)因而是橡胶弹簧是可靠的。6.1隔振弹簧减轻能力的分析隔振弹簧也叫做阻尼弹簧,阻尼弹簧的减轻能力用传递率来衡量,即 传递给基础的力最大激振力p=KAmYs2 式(4-27)式中 K减振弹簧的刚度,N/mm; A参振质量M的振幅,mm; m偏心块的偏心质量,Kg; Ys偏心质量的质心距轴心线的距离,mm; 筛网的振动频率。则 传递给基础的力=KAmYs2最大激振力p =335533.02115.7310-3102.5723224248 =1679N其中p=40303.2(N)、=102.57rad/s、Ys=115.73mm;可以看出,弹簧能够明显降低激振力,从而稳定机构。7参振质量的计算 M=Mi+KmMm (kg) 式(4-28)式中 Mi参加振动的各部件的质量,kg;Mm参加振动的物料质量,kg; Mm=KmBLHi 式(4-29)式中 Km物料结合系数,一般取Km=2;B筛面宽度,B=1.2m;L总盛料长度,L=2.8m; 散密度, =1000kg/m3;Hi各层筛面上料层厚度的总和,Hi=0.02m。参振的各部件的质量包括 出料板 89.7kg腹板(2个) 60.6kg激振器垫板(2个) 110.8kg加强管梁(3个) 120 kg梯形梁(4个) 2646.8kg后挡板 275.8kg加强梁(2个) 145.0kg连接板(6个) 76.8kgH型梁(2个) 489.6kg支网梁(7个) 632.8kgH型钢(2个) 140kg箱式激振器(2个) 1120kg不锈钢条缝筛网 224kg压条楔块 13.2kg弹簧上座 109.2kg联轴器 19.5kg传动轴 37.6kg筛网压板 84.7kg各连接件(螺栓、螺母和垫圈) 约50kg由上可得Mi=6326参加振动的物料质量 Mm=KmBLHi =0.23.92.1510000.02 =335.4kg参振质量M=Mi+KmMm =6369+0.2335.4 =6368+67 =6435kg故参振质量取为6435kg。8电机功率的计算和选择造成功率损失的主要原因有:一是激振器克服了振动质量的运动阻力;其次,激振器在转动过程中克服了轴承内轴的摩擦力。所需电机功率N=N1+N2=MAn3A+fd1740480kw 式4-30式中 N1激振器克服筛箱运动阻力而对消耗的功率;N2激振器转动时克服摩擦力而消耗的功率;M参振质量 ,kg; 阻尼系数,0.20.3;f轴承摩擦系数,为0.005;d轴承内径 ,m;传动效率,一般取=0.95。其余符号同前。则 N=N1+N2=MAn3A+fd1740480kw =65170.00598030.250.0025+0.0050.10.951740480 kw =20.87 kw通过筛选,电动机型号选择Y2-200L2-6,P=22KW,转速n=980r/min,振幅A=5mm,9偏心块的设计偏心块式惯性激振器的偏心块形状如图所示M0=Shr式中 S偏心块断面面积,m2 h偏心块的厚度,m; 偏心块材料密度,kg/m3 r偏心块偏心矩,m.根据现场要求要设计的单梁激振的筛的具体的设计参数如下: 筛面宽度 120mm 筛面长度 250mm 振幅 4mm5mm 频率 980次/分 筛孔 0.5mm 经过4.3.4计算得参振质量 M=6435kg筛子所需的激振力p0=MA2=64535102.57210-6=338.5 KN 式(5-1) =n30=98030=102.57rad/s 式(5-2)式中 M参振质量,kg;A振幅,mm; 振动频率,rad/s; n振次,转/分。用到的计算公式为(其中参数可见图5-1所示) A面=180R2-r2 式(5-3) ys=38.197sinR2-r2R3-r3 式(5-4)式中 R扇形的外径,mm; 2扇形的包角,度; r扇形的内径,mm。再由式(5-3)可计算出偏心块,其表面积为:A面=801802202-90210-6=56241 mm2则体积 V=A面b5624175=4218075 mm3 式(5-5)一块不平衡重的质量 m=V=7.85103421807510-9=33.1 kg 式(5-6)由不平衡重产生的激振力 p=Nmys2 式(5-7)式中 偏心块的质心,mm; N偏心块的个数;由式(5-4)不平衡重的质心为 振幅可知,偏心块产生的激振力达不到要求,需要补充副偏心块由副偏心所产生的激振力 式(5-8)设计副偏心块外径R=220,内径r=120,为便于设计计算且减少机构质量,将副偏心块设计成扇状,包角不变。则其表面积为质心位置激振力与偏心块偏心质量具有的不同如下所示 式(5-9)由式(5-9)可以知道副偏心块的质量分别为: 副偏心块的厚度近似取值为5mm。由式(5-9)可知,加上5mm的副偏心块因而产生的相关激振力,主偏心块 副偏心块的结构图如下展示。 图5-2 、5-310激振器轴的设计初步估算轴的直径最小直径 dminA3Pn 式5-10 式中 A材料系数;P功率,kW;N转速,rpm。选用45Cr作轴材料查表后A105,考虑键槽削弱,轴径增长3-5%dmin1+0.05105322980=16.52mm对于决定轴承的内径设计时,首先要考虑多方面的因素,特别需要注意轴受弯矩力较大时需要关注的问题,查阅资料可知,最终在确定时关心由于轴承的内径较大,因此轴径应该加大。传递扭矩的方法有许多种,只不过合适本设计说明的是需要利用偏心块置于轴承两边,按照本轴受力结果明白需要考虑定位问题,首先关于左轴承,在安装时从偏心块的左端,同时,关于对面右侧实施轴肩顶套筒,这个对称的设计可以清晰明了表明相关问题。确定轴各段的直径在此取最小轴径d1min=d1=90mm,键连接2572.5 B型。轴的高度确定需要注意很多问题,同时也和很多方面相关,比如密封圈,顺便表明轴直径ds=95.7mm,这种类型是参见书本选择出来的,是O型密封圈要求的轴直径。装轴承处轴的高度hC+(12)mm,若孔倒角C取1(GB64034-86),h1+1=2取d3=d2+2h=95.7+22=100mm,轴承宽度B=73mm。装齿轮处轴的高度hC+(34)mm,孔倒角C取2.5(GB64034-86),h2.5+4=6.5,取d4=d3+2h=100+210=120mm。提油环宽度10是有多面考虑的,选择的也是最合情合理的,以及轴间高度h=C+(12)mm,这是关于选取左侧齿轮的。孔倒角C取1(GB64034-86),h 1+2=3,d3=d4+2h=120+23=126mm,工厂在加工零件时考虑诸多便捷措施,如适当提供退刀槽,但是同时又会一影响轴的刚度,那么就需要适当的调整,比如就加大轴径。,d5=150mm。同时考虑后来的结构都大同小异,就不再一一讲明。指出各轴与轴段的关系时,需要综合几个方面的因素,这样会更加使设计合适,例如,轴承的密封、定位、偏心块的需要等。顾及很多问他1,轴生产设计结果如下图5-4图5- 激振器长轴结构图11 激振器长轴的校核轴材料选用45#钢调质,b=650MPa, s=360MPa。查阅机械设计,同时在精确的思考下得出设计如下:图5-5 轴受力图图5-6 水平面受力图(N)图5-7 垂直面受力图(N)图5-8 水平面弯矩图()图5-9 垂直面弯矩图()图5-10 合成弯矩图() 图5-11 转矩图()图5-12 当量弯矩图(1)计算齿轮受力斜齿轮螺旋角 =cos-1mnz1+z22a=8.114齿轮直径 d=300mm齿轮受力以及转矩 T1=9.55106PN=9.55106111.65980=177216 Nmm 圆周力 Ft=2T1d=2177216300=1181 N 径向力 Fr=Fttanncos=1181tan20cos8.114=434 N 轴向力 F=Fttan=1181tan8.114=168 N画齿轮轴受力图,见图5-5(2)计算支撑反力水平面反力:FR1=43497.5-1683002297.5=88 NFR2=1683002+43497.5297.5=346 N 垂直面反力:FR2=FR1=40894 N水平面受力图见图5-6垂直面受力图见图5-7(3)画轴弯矩图:水平面弯矩图见图5-8垂直面弯矩图见图5-9合成弯矩图见图5-10 合成弯矩M=Mxy2+Mxz2(4)画轴转矩图轴受转矩 T=T1=177216 Nmm 转矩图见图5-11(5)许用应力许用应力值 用插入法查表16.3得:0b=102.5 Mpa-1b=60 Mpa应力校正系数 =-1b0b=60102.5=0.59 (6)画当量弯矩图当量转矩 T=0.5964979=38338 Nmm 齿轮之间截面地方的设计关系的是当量弯矩,最终结果表明如下图:M1=M2+T2=55748732+1045572=5575850 Nmm在左右轴颈中间截面处, M1=95618872+1045572=9562455Nmm当量弯矩图见图5-12(7)校核轴颈齿根圆直径 df1=d1-2ha+cmn=300-21+0.253=292.5mm轴颈 d1=3M10.1-1b=355758500.160=97.6252.5mm d2=3M20.1-1b=395624550.160=116.8252.5mm 由上面计算过程可知,轴的设计合理。12风机的选择风机采用轴流风机样式,原因是简单便捷。轴流式通风机的基元是由叶轮和导叶所组成的一个叶轮与导叶构成一个级,多级轴流风可提高压力,但轴流风机一般只有一级。本次设计也采用一级轴流风机。通过试验以及反复调试,将直径选择在300350mm之间效果较好,同时通过调节叶轮转速,控制风速,使得筛面入料口处风速较大,在78m/s左右,可以将混合物吹散,中部气流46m/s,尾部气流34m/s。风扇测平面与水平面的夹角为25度,位于入料口下方。13 结论本设计以4lz-6型谷子联合收获机振动筛为研究对象,从理论设计和工程实际两方面出发,对振动筛结构进行了参数化设计,并完成了各零件图和装配图的绘制。谷子联合收获机振动筛的成功改进与研发设计对农民收获谷子的工作效率将会产生很大的影响,本文通过查阅大量文献,充分了解了目前国内外谷子种植和采摘的现状,并通过认真参考对比,利用自己在学校所学的相关专业知识,设计出这款振动筛。振动筛机构由电机为动力源,电动机输出轴带动激振器轴转动,偏心块随轴转动而实现激振器振动,带动筛体往复摆动,完成清选作业。本文所设计的振动筛具备高效、便捷和节能等优点。致谢上高中的时候总是幻想大学的美好生活,自由自在,无忧无虑。然而上了大学才懂得,没有办法变成想象的那样,生活没什么变化,并不是老师撒谎,而是自己乃至周围人都已经长大了,童真渐渐消逝,身上的担子越来越重,胜负欲变强,人际交往也变得越来越广,仿佛一切都没有变,又仿佛一切都变了。虽然自己很普通,但也向往着成功人士的生活,想要奋斗。在平淡而又美好的四年大学生活中经历了些许风风雨雨,也经历了很多人情世故,留下了些遗憾、难过与不舍。终于在不知忙碌还是闲暇之余,要毕业了,毕业设计作为最后的内容,我希望能够圆满完成。原本是想本篇对4lz-6型谷子联合收获机的设计是在导师心指导下顺利完成的,经过半个多学期的不懈努力,此次毕业设计也即将接近尾声,论文撰写的每一步无不渗透着导师的心血和汗水,导师丰富的经验、专业知识的深厚、严谨的工作作风、认识负责的教学态度和甘于奉献的拼搏精神深深鼓舞着我。在毕业设计的过程中存在许多困难和挑战,虽说过程比较困难,感谢老师对于毕业设计的细心指导,对于此次毕业设计过程中存在的问题的解答,也学习到很多的知识和方法,感谢老师的指导和付出,让我能够顺利完成毕业设计。参考文献1 张喜文,谷子收获机械现状与存在问题。北京:机械业出版社,1982.2 4L_ZG_2型谷子收获机的试验与改进_高海涛。北京:化学工业出版社,19893 4LZG_3.0型谷子联合收获机的设计与试验_梁苏宁。4 谷子联合收获机脱粒装置研究设计_康栋闻,北京:科学出版社,20035 谷子机械化收获技术试验与分析_禹振军闻邦椿,赵春雨,苏东海等,机械系统的振动同步与控制同步M北京:科学出版社,20056 谷子联合收获机脱粒装置设计与试验_康栋闻,刘树英,张纯宇,机械振动学M. 北京:冶金工业出版社,20037 谷子联合收获机脱粒清选装置试验与探讨_钱菊平闻,刘树英,陈照波等机械振动理论及应用M 北京:高等教育出版社,20008 为什么传统稻_麦_油联合收割机不适应收获谷子_章沈强闻,张天侠,徐培民振动与波利用技术的新进展沈M.沈阳:东北大学出版社,1960,29549 薯类收获机振动筛伤薯机理计算机模拟与分析_贾晶霞闻共振筛的构造及其理论的若干问题c 选矿文集M 第6集北京:冶金工业出版社,1960.10 4HQL_2型花生联合收获机主要装置的设计与试验研究_杨然兵闻共振筛的动力学参数的选择与计算J矿山机械,197411 联合收割机脱粒系统中振动筛的动力学分析_洪美琴在直线振动机上物料运动的基本特征及参数计算J起重运输机,197412 基于MATLAB花生收获机振动筛机构的运动学分析_袁世先,张建文汽车设计第四版北京:机械工业出版社,200413 履带式联合收割机振动筛机构的虚拟装配及优化设计_王静徐灏机械设计手册3北京:机械工业出版社,200614 4LZG_3.0型谷子联合收获机的性能试验与分析_张长青机械设计手册4北京:机械工业出版社,200415 4LZG_3.0型谷子联合收获机的设计与试验_梁苏宁4LZG_3.0型谷子联合收获机的性能试验与分析机械设计手册4北京:机械工业出版社,200716 玉米籽粒收获机分段式振动筛清选装置设计与试验_王立军4LZG_3.0型谷子联合收获机的性能试验与分析机械设计手册4北京:机械工业出版社,199917 三移动两转动振动筛驱动机构设计与研究_段良坤4LZG_3.0型谷子联合收获机的性能试验与分析机械设计手册4北京:机械工业出版社,200818 小型农用折耳根收获机振动挖掘铲及振动筛的设计_何晓芬4LZG_3.0型谷子联合收获机的性能试验与分析机械设计手册4北京:机械工业出版社,200333
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