人力手拉插秧机设计（含三维SW模型）

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Therefore, this paper designs a small human hand pull rice transplanter for the application environment of paddy fields and hilly terraced fields in south China. This device uses manpower to pull the rice transplanter to drive, through the wheel through the chain transmission and gear transmission power respectively transfer longitudinal transplanting mechanism and transverse transplanting mechanism, in order to achieve the purpose of fast transplanting. Aiming at the vertical transplanting function, a four-link transplanting mechanism was designed. A mechanism of sprocket reciprocating movement was designed for the function of transverting seedling. In this paper, the design of the important parts of the mechanism of the size calculation, mechanical analysis strength check calculation and finite element analysis, to ensure that the strength of the key parts of the transplanter are in line with the actual requirements of use. KEY WORDS Human rice transplanter; Rapid transplanting; Design; Finite element analysis 目 录 1.前 言 1 1.1选题背景及意义 1 1.2国内外研究现状 1 1.3本文研究内容 3 2.总体方案设计 4 2.1设计需求分析 4 2.2总功能与子功能分析 4 2.3子功能方案评价及选型 5 2.3.1车轮驱动功能 5 2.3.2分离动力功能 7 2.3.3纵向插秧功能 8 2.3.4横向分秧功能 10 2.4总体结构设计方案 11 3.插秧机机械结构设计 13 3.1车轮传动结构设计 13 3.1.1车轮结构设计 13 3.1.2一级链传动选型设计 14 3.1.3车轮轴结构设计 15 3.1.4车轮轴承选型设计 17 3.1.5离合器结构设计 19 3.2纵向插秧机构设计 21 3.2.1插秧机构结构设计 21 3.2.2插秧运动轨迹分析 22 3.2.2二级直齿圆柱齿轮传动选型设计 24 3.3秧盘设计 32 3.4横向分秧机构设计 33 3.4.1分秧机构设计 33 3.4.2二级直齿锥齿轮传动选型设计 35 3.4.3三级链传动选型设计 42 4．优化设计及校核 44 4.1 一级传动链轮校核计算 44 4.2车轮轴校核计算 44 4.3分秧器校核计算 47 4.4三级链传动校核计算 48 4.5插秧机构有限元及其拓扑优化 49 4.5.1支承座有限元分析 49 5．结论 52 5.1研究内容总结 52 5.2研究内容展望 52 参考文献 54 致谢 56 1.前 言 1.1选题背景及意义 人力手拉插秧机是一种运用人力作为原动力将秧苗插入到田地的一种农用机械装置。其基本工作原理如下：人力拉动插秧机的同时驱动纵向插秧机构和横向分秧机构。首先纵向插秧机构与横向分秧机构在不同平面上配合运动， 其次，进行插秧时，秧叉从秧盘中摘取一定量的秧苗以曲线的运动轨迹插入到泥土中。重复纵向插秧机构的插秧与横向分秧机构分秧动作，使插秧机能够连续地进行插秧。 目前，我国是世界水稻播植面积第二大国家，约为29962千公顷。在平原田地上，大多使用的是中大型的自动化插秧机，其插秧速度快、插秧准确率高，但其运用的范围仍然有限。在我国贵州、云南等丘陵众多省份，以丘陵地带以梯田为主，中大型自动化插秧机运输困难却在梯田中运行不便。因此，在科技发达的时代，本文对人力手拉插秧机的研究仍十分重要，研究出一款适应家庭小规模、应用于平原水田和丘陵梯田的小型人力插秧机有着重要意义。 1.2国内外研究现状 我国计划性地研究人力手拉插秧机开始于1953年，在1953年，华东农业研究所农具系将手扶式插秧机纳入科研课题并开始进行多方面研究[5]。我国在60年代才进入人力手拉插秧机的高速发展期，其中，广西农机所、江西水稻机械研究所以及四川省农机所联合摸索，于1965年研制出广西-65型插秧机[5]（如图1.1所示）。广西-65型插秧机是我国定型第一款人力手拉插秧机，广西-65型人力插秧机的诞生标志着我国插秧机从研发探索阶段到实际应用阶段的转变。广西-65型插秧机只能插秧大秧苗，于1972年，在广西农机所组织下，对其进行改进为广西65-2型插秧机[6]（如图1.2所示），广西62-2型可以切换大、小苗两种插秧方式。 图1.1 广西-65型插秧机 图1.2广西65-2型插秧机 广东省一机局参考广西65-2型插秧机，在其基础上设计了广东70-1型插秧机[7]（如图1.3所示）。广东70-1型插秧机结构简单耐操、操作简便，插秧合格率在70%以上。 图1.3 广东70-1型插秧机 日本研究手拉插秧机历史较早，于1898年发表了世界上第一篇专利[8]。日本最早定型的插秧机是洗根苗マメトラ插秧机[8]，但因洗根苗的插秧方式未能提高插秧机的工作效率。洗根苗式插秧机最终停产。日本在插秧技术上颇有研究，设计了一款回转式高速插秧的装置[9]（如图1.4所示）。在结构上拥有两个秧爪，能够在一个回转周期内插秧2次，其在插秧效率上大大提高。 图1.4 回转式插秧机构 1.3本文研究内容 本文针对人力手拉插秧机主题进行结构设计，设计了一款只需人力拉动插秧机，即可完成插秧功能的机械装置，使得插秧机能够在平原水田、丘陵梯田等工况下平稳运行。并且要求插秧机完全由人力作为驱动源，此外，在插秧机转弯或掉头时，需要分离动力，以避免在转弯或掉头时插出弧面的秧。另外，由于人力手拉插秧机用于家庭小规模种植，要求其应尽量轻便、方便运输。本文的研究内容和关键技术如下： （1）第二章对插秧机总体设计给出方案，对各功能的方案进行优缺点评价并选择适合本文设计相符的方案。 （2）第三章第2节对车轮传动功能进行设计，包括车轮结构的设计，一级链传动的选型设计，车轮轴设计以及车轮轴轴承的选型设计。参考了键连接理念，本文设计了一款基于键连接的快速分离、结合动力的离合器，并采用键连接的方式对其进行强度校核。 （3）第三章第3节对插秧机的纵向插秧机构进行了结构设计，采用了连杆方案，设计了一种仿人手插秧的四连杆插秧机构，并对其进行运动学分析。此外，在传动方面，选择直齿圆柱齿轮作为二级传动方案，并对齿轮进行选型。 （4）第三章第5节对插秧机的横向分秧机构进行了结构设计，参考链节在链条上的往复运动，设计了一款基于链轮往复运动的横向分秧机构，并对其进行校核。在传动方面，二级与三级传动分别选择了直齿锥齿轮和链传动，并对二级传动和三级传动进行校核计算。 （5）第四章对插秧机三种链传动和车轮轴进行校核计算。此外，还纵向插秧机构的支承座进行有限元分析以及拓扑优化，使其在保证强度刚度足够后，尽量节省材料。 2.总体方案设计 2.1设计需求分析 以现有人力插秧机为参考，设计一款适用于家庭小规模种植水稻，面向平原水田、丘陵梯田工况下的人力手拉插秧机。要求其能在南方水田、丘陵梯田环境下运行，并且要求插秧机完全由人力作为驱动源，此外，在插秧机转弯或掉头时，需要分离动力，以避免在转弯或掉头时插出弧面的秧。另外，由于人力手拉插秧机用于家庭小规模种植，要求其应尽量轻便、方便运输。 原始数据及设计要求： （1） 以人力驱动车轮为唯一动力源，驱动各主要执行机构运行； （2） 插秧机外形尺寸长×宽×高（mm）约为：1539×666×943; （3） 田地间平均运行速度（m/s）约为：1.2； （4） 人力手拉插秧机运行功率（w）：50； （5） 水稻行距（mm）：200； （6） 插秧速度（株/分钟）：900。 2.2总功能与子功能分析 由设计需求分析可知，人力手拉插秧机的总功能是实现插秧机在南方水田、梯田进行插秧。根据需求分析可知，总功能可以拆分为车轮驱动、纵向插秧、横向分秧以及其他功能。其中，车轮驱动功能又可以分为车轮传动功能与分离动力功能。 针对车轮传动功能，要求其执行机构作为插秧机在南方水田、丘陵梯田环境下正常行驶的主要机构；针对分离动力功能，由于采用车轮作为唯一动力，因此要求其执行机构在插秧机转弯或掉头时，分离动力，以避免在转弯或掉头时插出弧面非必要的秧苗；针对纵向插秧功能，要求其执行机构能够在一个运动周期内快速并准确取秧、插秧，即尽量避免未取秧、多取的情况。针对横向分秧功能，要求其执行机构能够平稳地进行横向往复运动。此外，对于插秧机整体运作而言，要求其尽量避免淤泥进入各个子执行机构，以避免阻碍机器正常运转。 总功能与子功能关系如图2.1。其中各子功能独立工作，又相辅相成。 图2.1 总功能与子功能关系图 2.3子功能方案评价及选型 根据各子功能的性能特点，列出子功能结构方案的形态学矩阵，如表2.1所示。 表2.1 子功能结构方案的形态学矩阵 功能 结构方案 1 2 3 车轮驱动功能 履带 步掌式车轮 插片车轮 分离动力功能 键分离 卡爪分离 汽车离合装置 纵向插秧功能 齿轮组式插秧 三杆式插秧 四杆仿人手插秧式 横向分秧功能 曲柄滑块 往复丝杆装置 链轮往复运动 保护功能 设计防护外壳 由子功能结构的形态学矩阵可知，人力手拉插秧机的子功能方案数为： (2.1) 根据给定的条件、各结构的相容性以及采用的机械结构应该有效且尽量简便等方面考虑，现对上述车轮驱动、分离动力、纵向插秧、横向分秧四大功能的执行机构方案进行评价： 2.3.1车轮驱动功能 对于车轮驱动功能而言，有履带车轮、步掌式车轮以及自行设计的插片车轮方案合适。以下对三种方案进行优缺点评价，参照下表2.2车轮驱动方案优缺点分析。 表2.2 车轮驱动方案优缺点分析 功能 机构方案 图例 优点 缺点 车轮驱动 履带车轮 履带车轮能够适应大多数环境；接地比压低；通过性和爬坡能力超强。 水田的轮拖轮辙更是影响插秧和收割，甚至造成泥脚不断加深而无法耕种；转向效率低，行驶运转速度慢。 步掌式车轮 车轮结构简单，制造简便。 该车轮在安装上需要尽可能对称，却在运行存在非连续性。 插片车轮 插片车轮利用插片嵌入泥土，适应大部分水田环境。 由于采有焊接插片的方式，对于复杂含有碎石环境而言，插片容易折断。 通过上述表格分析可知，上述三种执行机构方案均符合设计任务中的要求。但若采有履带车轮，需要较大的启动力以及在运行过程中，需要特别注意泥土、碎石等杂物进入车轮和履带。此外，将履带车轮运用在水田环境中，维护成本高，由此可见，在小型人力插秧机的设计中，不宜采用履带车轮。若选择步掌式车轮，虽然车轮结构简单、制造简便，但该车轮在安装上需要尽可能对称，却在运行存在非连续性，并不适用于小型的人力手拉插秧机。 综上所述，自行设计的插片车轮是更优的选择，但仍要注意的是在使用中避免碎石环境，倘若插片折断，需要自行进行焊接。 2.3.2分离动力功能 对于分离动力功能而言，有键分离、卡爪分离以及汽车离合装置三种方案合适。以下对三种以下对三种方案进行优缺点评价，参照下表2.3分离动力方案优缺点分析。 表2.3分离动力方案优缺点分析 功能 机构方案 图例 优点 缺点 分离动力 键分离 结构简单可靠；装拆方便、对中性好。 采用平键进行传动，需要在轴上开出较长的键槽，对轴的强度有所影响。 卡爪分离 结构较为简单，能够快速卡入后拨出。 采用卡爪传动，需要在轴上开出至少一道键槽，对轴的强度有较大影响。 联轴器装置 结合平顺，结构简单。 需要将轴断开，而且柱销长期磨合容易脱落脱落。 通过上述表格分析可知，上述分析表三种执行机构方案均符合设计任务中的要求。若采用卡爪分离方案，需要对轴以及链轮做出较大调整，这对轴的强度提出了较大的要求。另外，若选择联轴器结构，虽然结构简单、制造成本比较较低，在南方水田、丘陵梯田环境下运行维护成本高。因此，不宜将联轴器装置应用于人力插秧机领域。 综上所述，键分离动力为更优的选择，但仍要注意的是在轴的设计上，需要确保轴的强度足够。 2.3.3纵向插秧功能 对于纵向插秧功能而言，有齿轮组式、三杆式以及四杆仿人手式三种插秧方案合适。以下对三种插秧方案进行优缺点评价，参照下表2.4纵向插秧方案优缺点分析。 表2.4 纵向插秧方案优缺点分析 功能 机构方案 图例 优点 缺点 纵向插秧 齿轮组式 插秧效率高，在一个运转周期内，能够插两次秧苗。 制造成本较高，在使用过程中，需要在外围加装防护罩以避免泥土进入齿轮。 三杆式 结构最为简单且可靠。 运用机构时，主动杆需要做一个平面运动。 四杆仿人手式 结构较为简单且可靠。 对于四杆仿人手插秧，其运动几何设计较为复杂。 通过上述表格分析可知，上述分析表三种执行机构方案均符合设计任务中的要求。齿轮组式参照自动化插秧机的设计，在插秧过程中，能高效地完成插秧任务，但其结构较为复杂，却在日常的使用中，需要加入防护罩。倘若直接购置，同样也需要大量的费用，这与家庭小规模种植水稻的设计目的背道而驰。三杠式插秧方案结构简单可靠，但在插秧过程中。主动杆需做一个简单的平面运动，适合人机驱动且人手边做插秧动作的机型。考虑到本次插秧机的设计目标之一为“以人力驱动车轮为唯一动力源”，因此，三杆式插秧方案并不适合此次设计。四杆仿人手式插秧方案结构较为简单，考虑到以车轮为驱动，在将车轮轴的旋转运动转化为曲柄旋转运动，同样简便。 综上所述，四杆仿人手式插秧方案为更优的选择。 2.3.4横向分秧功能 对于横向分秧功能而言，有曲柄滑块、往复丝杆以及链轮往复运动方案合适。以下对三种方案进行优缺点评价，参照下表2.5横向分秧方案优缺点分析。 表2.5 横向分秧方案优缺点分析 功能 方案 图例 优点 缺点 横向分秧 曲柄滑块 结构简单。 需要较大的尺寸的曲柄，在运行过程中存在速度不均情况。 往复丝杆 运动平稳，不容易产生低速爬行情况；运转精度保持性好。 在开放环境中需要间断性地加入润滑油。 链轮往复运动 结构较为简单。 采用链轮往复运动方式，存在多边形效应。 通过上述表格分析可知，上述分析表三种执行机构方案均符合设计任务中的要求。曲柄滑块机构虽然结构简单，但需要经过二级传动。此外，曲柄滑块机构中，存在速度不均，这并不能均衡地分秧。往复丝杆精度高、运行平稳，但运行过程中摩擦大，发热量同样也大，需要间断性地加入润滑油，在开式环境下，容易生锈。因此，往复丝杆并适用于人力手拉插秧机。链轮往复运动方式结构较简单、体积小，虽然链轮存在多边形效应，但基本确保能使秧盘做较稳定的往复运动。 综上所述，链轮往复运动方案为更优的选择。 2.4总体结构设计方案 本次设计的人力手拉插秧机整体效果如图2.2和图2.3所示。 图2.2 人力手拉插秧机效果图 图 2.3 人力手拉插秧机效果局部图 从图2.2和图2.3插秧机的整体结构可以看出，很明显的是三大模块：车轮驱动模块、纵向插秧模块以及横向分秧模块。使用者通过手拉插秧机前进，车轮与底板平齐，插片插入泥土内，从而使车轮通过一级链轮带动中间轴转动。中间轴再分别将力矩传动给三个纵向插秧机构和一个横向分秧机构。其中，中间轴的力矩经第二级直齿轮传递到纵向插秧机构，从而进行仿人手插秧动作；中间轴的力矩经第二级锥齿轮以及第三级链轮传递到横向分秧机构。纵向插秧机构与横向分秧机构组合运动，达到整体的插秧功能。 本次设计的人力手拉插秧机工作原理如下图2.4所示。 图2.4 人力手拉插秧机原理图 3.插秧机机械结构设计 3.1车轮传动结构设计 3.1.1车轮结构设计 为了方便加工与组装，将插片车轮设计成分体式，即将轮毂与插片分开制造，独立制造完成后通过焊接组装，为使车轮与现有人力插秧机拥有更好的兼容性，现将插片车轮的大小设计成与普通人力插秧机车轮相近，取轮毂外直径为320mm。此外，为减轻插秧机总重量，轮毂由方管加工后焊接而成，并且将车轮设计为辐条式结构。在车轮与轴配合方面，选用无键连接的型面连接，目的是达到快速拆装车轮，在轴向长度上，为保证车轮运行稳定，拟定，轮毂结构如图3.1所示。 图3.1 轮毂结构图 插片结构如图3.2所示。插片数量一般取10-20，插片数量过少，容易产生打滑现象；相反地，车轮容易被抬起。综合考虑，为更好地驱动，插片数量设计为16，插片长40mm，高35mm，厚3mm。此外，在不影响驱动条件下，为减少重量和节省材料，在插片中切去5个孔。 图3.2 插秧结构图 考虑到插片的受力情况，在轮毂外圆钢管切出一个缺口，再将插片焊接在轮毂上，车轮整体直径为384mm。插片车轮整体结构如图3.3所示。 图3.3 插片车轮整体结构图 3.1.2一级链传动选型设计 由于水稻行距车轮直径，外周长，水稻一般行距为180～200。现初定行距。 (1)计算纵向插秧机构总传动比 （3.1） 纵向插秧机构有两级传动，分别为链传动和齿轮传动。现设定链传动比，齿轮传动比。 (2)查《机械设计》[1]表格可知，工况系数,主动链轮齿数系数,多排链系数。现计算当量的单排链计算功率 (3.2) （3）确定链条型号和节距。链条的型号需要根据当量的单排链计算功率、单排链额定功率以及大链轮转速得到，应确保的是。查阅资料，取链条型号为05B，其节距。 （4）计算链节数和中心距。初定中心距为，按下式计算链节数： （3.3） 为了避免使用过渡链节，应将计算出的链节数圆整为偶数。 查《机械设计》[1]表格可得，中心距计算系数，计算链传动的最大中心距为 （3.4） （5）计算链速 （3.5） 确定润滑方式，由链速和链条型号查《机械设计》[1]表格可知，一级链传动需要定期人工润滑。 （6）主要设计结论 链条型号05B;链轮齿数；链条节数，中心距。 3.1.3车轮轴结构设计 1.已知车轮轴转速，插秧机的运行功率。 2.若取每级传动效率（包括轴承在内）， 计算车轮轴的功率 （3.6） 车轮轴扭矩 （3.7） 计算车轮轴链轮所受的圆周力 （3.8） 由于插秧机底板承受插秧机的大部分重量，现两车轮分别所受的径向力 （3.9） 3.选择轴的材料为45钢，调制处理。取,轴的最小直径为 （3.10） 车轮轴的最小直径为端面确定车轮轴向定位的螺纹小径，查《机械设计课程设计》[2]表格，选用两端螺纹大小为M14，即，其小径为,符合要求。 4.轴的结构设计 图3.4 车轮轴结构设计图 拟定车轮轴的尺寸如图3.4所示。 5.根据轴向定位确定车轮轴的各段直径与长度如下： （1）为满足对车轮的轴向定位，两端螺纹段需要添加螺母和垫片，根据《机械设计》[1]螺纹连接章节，为保证车轮在轴向定位上有弹性变化，取。 （2）确定车轮轴段。在车轮径向定位上，为达到快速配合的目的，采用型面连接的方式，其截面为正方形，尺寸为。在轴向上，为了保证螺母可靠地压紧轮毂端面，段要略小于车轮轮毂宽度，故取。轮毂内端采用轴肩定位，故取。 （3）初选滚动轴承。因轴承同时受径向力和较小的轴向力作用，现选用深沟球轴承。根据，选择单列深沟球轴承6105，其尺寸，故。 （4）取安装链轮段的轴径,在轴向上，链轮右端由轴,颈l67固定，左端由离合器盖子固定。轴颈直径要略大于d56,故取d67=35mm,l67=10mm，d78=30mm。 （5）根据两轴承在机架的轴向距离为l49=393mm，现计算l78长度，由图3.6得， （3.11） 现已确定车轮轴的基本尺寸如下表3.1所示。 表3.1 车轮轴尺寸表 轴段 12 23 34 45 56 67 78 89 910 1011 1112 直径 14 16x16 23 25 30 35 30 25 23 16x16 14 长度 30 38 68.5 11 125 10 258 11 68.5 38 30 3.1.4车轮轴承选型设计 根据设计条件，在插秧机的运行中，车轮轴受到径向力和较小的轴向力，因此选用深沟球轴承6105，查《机械设计课程设计手册》[2]得轴承内径，外径，宽度，额定动负载，额定静负载Cr=5.05kN。特别的，在插秧机转弯或掉头式，由于采用两轮同步运动，会产生一定的轴向力，将轴向力限定为500N,且作用在车轮轴的左侧。 （1）求径向载荷Fr1和Fr2 根据第四章“4.2车轮轴校核计算”可知FNH1=66.16N,FNV1=95.89N, FNH2=126.57N,FNV2=2.4N。 径向载荷 （3.12） 径向载荷 （3.13） （2）计算两轴承的轴向力Fa1和Fa2： 计算判定条件 （3.14） 查《机械设计课程设计手册》[2]，挑选与0.10相近的数值，为0.14。差得：e=0.19,Y=2.30。 计算轴承一轴向力 （3.15） 轴承二轴向力 （3.16） （3）计算径向当量动负荷： 查《机械设计课程设计手册》[2]，当当。 对于轴承一，现计算判定条件 （3.17） 轴承一径向当量动负荷： （3.18） 对于轴承二，现计算判定条件 （3.19） 轴承二径向当量动负荷： （3.20） （4）计算径向当量静负荷 查《机械设计课程设计手册》[2]，深沟球轴承的径向当量静负荷公式为P0r=Fr,P0r=0.6Fr+0.5Fa,结果取上述两公式最大值。 轴承一的径向当量静负荷： （3.21） 则轴承一的径向当量静负荷P0r1=116.50N。 轴承二的径向当量静负荷： （3.22） 则轴承二的径向当量静负荷P0r2=126.59N。 3.1.5离合器结构设计 在插秧机转弯或掉头的情况下，由于插秧机使用车轮轴带动各个执行机构运作。因此，在非工作的时间段内，需要分离动力。 离合器结构设计如图3.5所示，其中，左图为工作时离合器的状态，右图为非工作时离合器的状态。借用键的设计理念，在车轮轴上铣出一个长键槽。由于键的工作面为两个侧面，且与键槽的两个侧面为过盈配合，这与本次离合器的设计有所矛盾。为快速提高结合与分离的动作，在键和轴上键槽接触面，采用过渡配合。 图3.5 离合器结构设计示意图 由于采用的是键设计理念，由车轮轴连接链轮的轴段直径为30mm,根据《机械设计》[1]，选用键的材料为钢，连接工作方式为静连接，其许用挤压应力。其截面尺寸，键的长度选择L=50mm。为方便使用者拨动键，在键一端上方设计一个小凸起，其顶部为球状，不易伤手。键的结构设计图如下图3.6所示。 图3.6 键的结构设计图 由上述可知，键的尺寸。离合器采用的是键分离的结构，已知轴的转矩为T=31.25N·m,在工作状态下，测得其实际接触长度l=17.37mm,现对其进行校核计算。 设定链轮的载荷在键的侧面上是均匀分布的，计算其强度条件： （3.23） 由上述校核可知，根据CB/T1096-2003选用键满足设计要求，并且有较大的宽裕度。 3.2纵向插秧机构设计 3.2.1插秧机构结构设计 本次设计的插秧机共有三个插秧机构，三个插秧机构间隔距离相等，两侧插秧机构相对中间插秧机构呈左右对称，根据水稻种植技术[3],将插秧机构间隔设置为200mm。插秧机构采用四连杆机构设计，主要由曲柄杆、摆杆、插秧臂、秧叉组成（如图3.9所示），其作用是从秧盘摘取一定的秧苗并种植到水田泥土里。 如图3.7所示，由曲柄杆、摆杆、插秧臂以及机架组成四连杆机构，插秧机构相互接触联动都装有轴承，每个插秧机构一共安装有两个向心轴承、两个推力轴承，确保在转动的过程中，各个零件能够转动灵活，不卡顿，更重要的是，确保在长期运作中秧叉的运动轨迹能够准确。曲柄杆固定在高速轴上，车轮轴（低速轴）通过链轮带动中间轴，中间轴再通过齿轮带动高速轴转动。曲柄杆做圆周运动，摆杆做往复摆动，插秧臂和秧叉做较为复杂的平面运动。秧叉按预定的轨迹从秧盘摘取下秧苗后插入到水田泥土中。 1-秧叉，2-插秧臂，3-曲柄杆，4-摆杆 图3.7 插秧机结构 3.2.2插秧运动轨迹分析 由3.3.1插秧机构的设计，曲柄杆两轴中心距离为30mm, 摆杆两轴中心距离为40mm，插秧臂长150mm，秧叉长120mm。现将其进行简化，如图3.8所示。 图3.8 插秧机构机械简图 测量出其尺寸，如下表3.2所示。 表3.2 插秧机构主要零件尺寸表 名称 代号 参数（mm） 曲柄杆 OA 30 摆杆 BC 40 摆杆B端到A点距离 BA 60 插秧臂 BD 150 秧叉 DE 120 现对插秧机构零件秧叉端点E进行运动轨迹的分析，对其轨迹进行划分为取秧、带秧、插秧、出土和回程五个位移段。如图3.11所示，秧叉从秧盘摘取下秧苗做过的路径ab称为取秧段；秧叉取秧后到刚插入泥土走过的路径bc成为带秧段；秧叉将秧苗插入到泥土走过的路径cd称为插秧段；秧叉分离秧苗后从泥土到刚离开泥土走过的路径de称为出土段；秧叉刚离开泥土到摘取秧苗走过的路径ea称为回程段。 图3.9 秧叉端点的运动轨迹 现对插秧机构进行运动模拟，由于插秧动作为竖直平面的运动，对秧叉端点进行在竖直方向的位移、速度、加速度分析模拟，秧叉端点E竖直方向位移如图3.10所示；秧叉端点E竖直方向速度如图3.11所示；秧叉端点E竖直方向加速度如图3.12所示；摆杆端点B角速度如图3.13所示。 图3.10 秧叉E竖直方向位移曲线图 图3.11 秧叉E竖直方向速度曲线图 图3.12 秧叉E竖直方向加速度曲线图 图3.13 摆杆端点B角速度曲线图 3.2.2二级直齿圆柱齿轮传动选型设计 1.齿轮基本参数选择 （1）由于插秧机在运行中只存在较小轴向力，因此选择的齿轮为直齿圆柱齿轮，其压力角为𝛼=20°，齿轮精度为7级。 （2）对齿轮对进行选材。主动轮选取40Cr钢材，从动轮选取45钢。此外，为提高齿轮对的强度，要求对两齿轮进行调质处理。 （3）由本文“3.2.2一级链传动选型设计”可知，二级齿轮传动的转动比为。选择从动轮齿数，计算主动轮齿数 （3.24） 取主动轮齿数。 2.按照齿面接触疲劳强度进行设计 （1）初步计算主动轮分度圆直径： （3.25） 1) 齿轮的载荷系数，查《机械设计》[1]，初步选择; 2) 计算主动齿轮的转矩 （3.26） 3) 齿轮的齿宽系数，，查《机械设计》[1]，初步选取。 4) 齿轮的区域系数，查《机械设计》[1]，初步选择; 5) 齿轮材料的弹性影响系数，查《机械设计》[1]，初步选择； 6) 计算齿轮啮合的重合度: 由主动轮齿轮齿顶高系数为，计算主动轮齿顶圆的压力角： （3.27） 从动轮齿顶圆的压力角： （3.28） 齿轮啮合的重合度： （3.29） 重合度系数： （3.30） 7) 对齿轮对的接触疲劳许用应力[𝜎𝐻1]进行计算 查《机械设计》[1]，主动轮的接触疲劳许用应力，从动轮的接触疲劳许用应力。 主动轮的转速 （3.31） 本次设计要求齿轮的工作寿命10年，每年按200天计算，设想每天工作8小时。现分别计算两齿轮的应力循坏次数： （3.32） 上式中： j为齿轮转一周同侧齿面的啮合次数，； Lh为齿轮的工作寿命 （3.33） 计算主动轮的应力循坏次数: （3.34） 从动轮的应力循坏次数: （3.35） 现查阅《机械设计》[1]，主动齿轮的接触疲劳寿命系数,从动齿轮的接触疲劳寿命系数。 查阅《机械设计》[1]，齿轮设计的安全系数，现计算主动齿轮的接触疲劳应力： （3.36） 从动齿轮的接触疲劳应力： （3.37） 由于[𝜎𝐻1]比[𝜎𝐻2]大，因此选较小的[𝜎𝐻2]为该齿轮对的接触疲劳许用应力，即： （3.38） （2）现计算主动轮的分度圆直径： （3.39） （3）调整主动轮的分度圆直径： 计算主动齿轮的圆周速度： （3.40） 计算主齿轮的齿宽： （3.41） （4）计算实际载荷系数𝐾𝐻1： 1) 针对齿轮的使用系数，查阅《机械设计》[1]，选取KA1=1。 2) 针对齿轮的动载系数，根据主动齿轮的圆周速度为、主动齿轮的精度为7级，查阅《机械设计》[1]，选取。 3) 计算齿轮的圆周力： （3.42） 4) 计算齿间载荷分配系数条件： （3.43） 查阅《机械设计》[1]，齿间载荷分配系数取。 5) 主动齿轮精度为7级，又主动齿轮相对于支承来说，它是非对称布置的，因此查阅《机械设计》[1]，齿向载荷分布系数选取。 计算实际载荷系数： （3.44） （5）针对主动齿轮的分度圆直径，按照实际载荷系数计算： （3.45） （6）由上式可得，该齿轮对的模数： （3.46） 3. 按照齿根弯曲疲劳强度进行设计 （1）针对主动齿轮的模数，首先进行试算： （3.47） 1) 查阅《机械设计》[1]，试选齿轮的载荷系数。 2) 齿轮弯曲疲劳强度的重合度系数为： （3.48） 3) 计算: 查阅《机械设计》[1]，主动齿轮的齿形系数，其值为，从动齿轮的齿形系数； 查阅《机械设计》[1]，主动齿轮的修正系数，其值为，从动齿轮的修正系数； 查阅《机械设计》[1]，主动齿轮的齿根弯曲疲劳极限，从动齿轮的齿根弯曲疲劳极限； 查阅《机械设计》[1]，主动齿轮的弯曲疲劳寿命系数，从动齿轮的弯曲疲劳寿命系数; 查阅《机械设计》[1]，齿轮的弯曲疲劳安全系数。 从而计算主动齿轮的弯曲疲劳应力： （3.49） 从动轮齿轮的弯曲疲劳应力： （3.50） 综上，可以得到: （3.51） （3.52） 取与中的较大者，即： （3.53） （2）计算齿轮的模数： （3.54） （3）调整齿轮模数 1) 计算主动轮齿轮的分度圆直径： （3.55） 2) 计算主动轮圆周速度： （3.56） 3) 计算主动轮的齿宽： （3.57） 4) 计算齿宽与齿高的比： 主动齿轮齿高： （3.58） （3.59） （4）计算实际载荷系数 1) 根据主动齿轮的圆周速度为、主动齿轮的精度为7级，查阅《机械设计》[1]，选取动载系数。 2) 计算并查取齿间载荷分配系数 计算车轮的圆周力： （3.60） （3.61） 查阅《机械设计》[1]，选取齿间载荷分配系数。 3) 由于主动齿轮的精度为7级、又主动齿轮相对于支承来说，它是非对称布置的，齿向载荷分布系数，又，查阅《机械设计》[1]，选取弯曲强度计算齿向载荷分布系数。 综上，可以计算出载荷系数： （3.62） 4) 按照照实际载荷系数计算，主动轮的齿轮模数： （3.63） 按照弯曲疲劳强度设计计算得出的模数作为二级齿轮传动的模数，将其圆整后，取模数；同理，将按照接触疲劳强度设计计算得出的分度圆直径作为二级齿轮传动主动齿轮分度圆直径。 计算从动轮的分度圆： （3.64） 计算从动轮的齿数： （3.65） 由于，容易发生齿轮根切情况，现取。 计算主动轮的齿数： （3.66） 取。 4.几何尺寸计算 （1）对于从动轮而言，分度圆直径： （3.67） 主动轮分度圆直径： （3.68） （2）计算齿轮对中心距： （3.69） （3）计算主动轮宽度： （3.70） 由于齿轮在加工过程中会产生误差，因此，将较小齿轮宽度的进行适量加大，其中加大的宽度范围为5～10mm,可以计算得出，主动齿轮的宽度： （3.71） 取,则从动齿轮宽度。 5.二级齿轮传动设计结论 二级齿轮传动主要设计参数如下表3.3所示： 表3.3 二级齿轮传动设计参数 参数 主动齿轮 从动齿轮 模数（mm） 2 齿数 43 17 压力角（o） 20 齿宽（mm） 30 32 分度圆直径（mm） 86 34 材料 40Cr钢（调质） 45钢（调质） 中心距（mm） 60 1) 2) 3) 4) a) b) 3.3秧盘设计 图3.14 秧盘结构示意图 秧盘的机构如下图3.14所示。市面上的秧盘、秧箱大多采用曲面的设计，能够让秧苗由重力平稳地输送给纵向插秧机构。本文为机构简单化，将市面上的秧盘、秧箱进行简化，即将曲面设计的秧盘平面化，其中秧盘底板与水平面成45度。由于本文采用三个纵向插秧机构，与之对应的是三个秧箱。插秧机的本体宽度为600mm，秧盘的宽度同样也为600mm,则每个秧箱宽度为l1=180mm。此外，将秧盘的长度为设计为l2=450mm。由于秧盘为一个大平面，因此在结构上加入了加强筋的设计，保证秧盘底板不出现断裂等危险状况。 现计算秧盘的横向移动速度： 1) 建立插秧模型，将秧苗简化为的圆柱体[4]。 秧箱每行的秧苗数量： （3.72） 秧盘的秧苗数量： （3.73） 已知一个纵向插秧机构插秧插秧速度，则横向分秧机构的移动速度应与插秧速度一致： （3.74） 3.4横向分秧机构设计 3.4.1分秧机构设计 图3.15 横向分秧机构示意图 横向分秧是插秧机的重要功能之一，其结构如上图3.15所示。现采用链节在链条之间的往复运动进行设计：将限位柱焊接在一个链条的链板上，在将限位柱嵌入限位器中，其中限位器连接到秧盘，从而达到使秧盘横向往复移动的目的。 采用链轮往复运动的方式，其缺点是限位柱在链轮圆周上的速度水平分量与其在平均速度有较大的差距。因此，在选型设计上应尽可能地减小链轮的大小。 （1）由本文“3.4秧盘设计”可知，秧盘的横向移动速度，因此，横向分秧机构的链速： （3.75） 确定润滑方式，由链速和链条型号查阅《机械设计》[1]表格可知，一级链传动需要定期人工润滑。 （2）已知一级链传动的功率，经二级锥齿轮传动和三级链传动传递到横向分秧机构，统计其传动效率，计算横向分秧机构的功率 （3.76） （3）查《机械设计》[1]表格可知，工况系数,主动链轮齿数系数,多排链系数。现计算当量的单排链计算功率 （3.77） （4）确定链条型号和节距。链条的型号需要根据当量的单排链计算功率、单排链额定功率以及大链轮转速得到，应确保的是。查阅资料，取链条型号为05B，其节距，并选择。 （5）计算链节数和中心距。根据本文“3.4秧盘设计”中每个秧箱的宽度为180mm，所以横向分秧机构的横向距应接近180mm。初选，按下式计算链节数： （3.78） 为了避免使用过渡链节，应将计算出的链节数圆整为偶数。 （6）计算链轮转速： （3.79） （7）主要设计结论 链条型号05B;链轮齿数；链条节数，中心距。 3.4.2二级直齿锥齿轮传动选型设计 由本文“3.2.2一级链传动选型设计”，可知中间轴的转速为，由本文“3.5.1分秧机构设计”可知，横向分秧机构链轮的转速。中间轴需要经二级锥齿轮传动和三级链传动传递动力到分秧机构，因此 （3.80） 现对锥齿轮传动和链传动分配传动比，试分配锥齿轮传动比，三级链传动比。 1. 选取锥齿轮基本参数 （1）选取标准的直齿锥齿轮传动，其中压力角选取。 （2）选取小齿轮的材料为40Cr（调质），大齿轮材料为45钢，齿轮精度为7级。 （3）选取小齿轮齿数，则大齿轮的齿数，取。 2.按照齿面接触疲劳强度进行设计 （1）试算主动齿轮的分度圆直径： （3.81） 1) 确定上式的参数值： ①初选。 ②计算主动齿轮传递的扭矩： （3.82） ③初选齿轮的齿宽系数。 ④查《机械设计》[1]可知，区域系数。 ⑤查《机械设计》[1]可知，齿轮材料的弹性影响系数。 ⑥现计算接触疲劳许用应力: 查《机械设计》[1]可知，主动轮的接触疲劳许用应力，从动轮的接触疲劳许用应力。 本次设计要求齿轮的工作寿命10年，每年按200天计算，设想每天工作8小时。现分别计算两齿轮的应力循坏次数： 主动齿轮的应力循坏次数： （3.83） 从动齿轮的应力循坏次数： （3.84） 查《机械设计》[1]可知，主动轮的接触疲劳寿命系数,从动轮的接触疲劳寿命系数。 现选取失效率为2%，选取安全系数,计算两齿轮的接触疲劳许用应力： （3.85） 现取与中的较小值作为二级锥齿轮传动的接触疲劳许用应力： （3.86） 2) 初算主动齿轮的分度圆直径： （3.87） （2）现调整主动齿轮的分度圆： 1) 计算基本参数： ①计算齿轮圆周速度 （3.88） 齿轮圆周速度： （3.89） ②计算当量齿轮的齿宽系数： （3.90） 2) 现计算齿轮的实际载荷系数 ①查《机械设计》[1]可知，该齿轮传动的使用系数。 ②由于齿轮圆周速度vm=0.108m/s，该齿轮对加工为7级精度，查阅《机械设计》[1]可知，齿轮的动载系数。 ③由于选取的是直齿锥齿轮，其精度较低，查阅《机械设计》[1]可知，选取齿间载荷分配系数。 ④由于齿轮为非对称布置，查阅《机械设计》[1]可知，可知齿轮的齿向载荷分布系数。 综上所述，可以计算出实际载荷系数： （3.91） 3) 由上式可以按照实际载荷系数计算分度圆直径： （3.92） 及相应的齿轮模数： （3.93） 3. 按照齿根弯曲疲劳强度进行设计 （1）按照上式计算齿轮的模数，有以下公式： （3.94） 1) 首先确定上式公式中的个参数： ①初步选取； ②计算。 计算分锥角1 （3.95） 计算分锥角2 （3.96） 由分锥角可以计算 主动齿轮当量齿数 （3.97） 从动齿轮当量齿数 （3.98） 查阅《机械设计》[1]可知，得出主动齿轮的齿形系数，从动齿轮的齿形系数； 查阅《机械设计》[1]可知，得出主动齿轮的应力修正系数，从动齿轮的应力修正系数； 查阅《机械设计》[1]可知，得出主动齿轮的齿根弯曲疲劳极限为，从动齿轮的齿根弯曲疲劳极限为； 查阅《机械设计》[1]可知，得出主动齿轮的弯曲疲劳寿命系数，从动齿轮的弯曲疲劳寿命系数。 现选取弯曲疲劳安全系数，计算两齿轮的弯曲疲劳极限： （3.99） （3.100） 取与中的较大值，则 （3.101） 2) 试着计算模数： （3.102） （2）现调整齿轮的模数 1) 首先计算基本参数 ①计算齿轮圆周速度： （3.103） ②计算齿宽： （3.103） 2) 现计算实际载荷系数。 ①由于齿轮圆周速度，又齿轮加工精度为7级，查阅《机械设计》[1]，选取动载系数； ②由于选取直齿锥齿轮，其加工精度较低，查阅《机械设计》[1]，选取齿间载荷分配系数。 ③查阅《机械设计》[1]，由于锥齿轮为非对称布置，选取,得到。 综上所述，现计算载荷系数： （3.104） 3) 计算按照实际载荷系数得到的齿轮模数： （3.105） 按照齿根弯曲疲劳强度设计计算的模数，但由于在开式环境下工作，现将模数调大，取模数。按照齿面接触疲劳强度设计计算的分度圆直径。 计算小齿轮的齿数： （3.106） 现取,计算大齿轮的齿数： （3.107） 取大齿轮齿数。 4.二级锥齿轮传动几何尺寸计算 （1）计算两齿轮分度圆直径： （3.108） （2）计算两齿轮分锥角： （3.109） （3）计算两齿轮的宽度： （3.110） 现取。 5.二级直齿锥齿轮传动设计主要结论 参数 主动齿轮 从动齿轮 齿数 21 49 模数（mm） 1.5 压力角（o） 20 20 变位系数 0 分锥角（o） 23.1985 66.8015 齿宽（mm） 14 14 材料 40Cr（调质） 45钢（调质） 3.4.3三级链传动选型设计 由本文“3.5.2二级锥齿轮传动选型设计”可知，二级锥齿轮传动比，则三级链传动比 （3.111） （1）计算到达三级链传动的功率 （3.112） （2）查阅《机械设计》[1]表格可知，工况系数,主动链轮齿数系数,多排链系数。现计算当量的单排链计算功率 (3.113) （3）确定链条型号和节距。链条的型号需要根据当量的单排链计算功率、单排链额定功率以及大链轮转速得到，应确保的是。查阅资料，取链条型号为05B，其节距。 （4）计算链节数和中心距。初定中心距为，按下式计算链节数： （3.114） 为了避免使用过渡链节，应将计算出的链节数圆整为偶数。 查《机械设计》[1]表格可得，中心距计算系数，计算链传动的最大中心距为 （3.115） （5）计算链速 （3.116） 确定润滑方式，由链速和链条型号查《机械设计》[1]表格可知，一级链传动需要定期人工润滑。 （6）主要设计结论 链条型号05B;链轮齿数；链条节数，中心距。 4．优化设计及校核 4.1 一级传动链轮校核计算 （1）计算有效圆周力 （4.1） （2）查表可知，05B链条单位长度的质量，计算离心力所引起的拉力 （4.2） （3）计算悬垂拉力 其中，查《机械设计》[1]图表可得，垂度系数。 （4.3） （4.4） （4）计算紧边拉力和松边拉力 （4.5） （5）查表可知压轴力系数，现计算链传动作用在轴上的压轴力 （4.6） 4.2车轮轴校核计算 （1）求轴上的载荷 由《机械设计课程设计手册》[2]查得，6105深沟球轴承额定动负载，额定静负载C0=5.05KN。 左（右）车轮轮毂中心距左（右）支点的距离 （4.7） 链轮中心距左支点的距离 （4.8） 链轮中心距右支点距离 （4.9） （2）计算轴的支反力 车轮圆周力 （4.10） 车轮支撑力 （4.11） 水平面支反力 （4.12） （4.13） 竖直支反力 （4.14） （4.15） （3）计算车轮轴的水平弯矩 链轮截面E处右侧的水平弯矩 （4.16） 链轮截面E处左侧的水平弯矩 （4.17） 支点A的水平弯矩 （4.18） 支点B的水平弯距 （4.19） C、D两点的水平弯矩 （4.20） （4）计算车轮轴的竖直弯矩 链轮截面E处竖直弯矩 （4.21） 支点A处的竖直弯矩 （4.22） 支点B处的竖直弯矩 （4.23） C、D两点的竖直弯矩 （4.24） （5）计算车轮轴的合成弯矩 链轮截面E左侧的合成弯矩： （4.25） 链轮截面E右侧的合成弯矩： （4.26） 支点A的合成弯矩： （4.27） 支点B的合成弯矩： （4.28） （6）计算扭矩： （4.29） （7） 按弯扭合成应力校核车轮轴的强度： 在校核轴时，一般只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即车轮轴的链轮中心截面E）的强度。扭转切应力为脉动循环变应力，取，则车轮轴的计算应力： （4.30） 查《机械设计》[1]，，，故本次设计的车轮轴有足够的强度，并有较大的宽裕度。 （8） 车轮轴的弯矩受力如下图4.1： 图4.1 车轮轴弯矩图 4.3分秧器校核计算 （1）计算有效圆周力 （4.31） （2）查表可知，05B链条单位长度的质量，计算离心力所引起的拉力 （4.32） （3）计算悬垂拉力 其中，查《机械设计》[1]图表可得，垂度系数。 （4.33） （4.34） （4）计算紧边拉力和松边拉力 （4.35） （5）查表可知压轴力系数