鍘草機設計畢業(yè)設計

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1、 目 錄 摘 要 I Hay Cutter Machine Design II 1 前言 1 1.1農業(yè)機械在農業(yè)現(xiàn)代化中的作用 1 1.2鍘草機的應用前景 1 1.3 鍘草機研究目的及意義 1 2 總體設計 3 2.1方案的選擇 3 2.2整體傳動比的分析計算 4 2.3進給機構與機架的設計 6 2.3.1進給機構的設計 6 2.3.2機架的設計 6 3傳動設計 8 3.1電動機的選型 8 3.2 V帶傳動的設計 8 3.2.1 V帶輪的設計要求 8 3.2.2 帶輪的材料 8

2、3.2.3 V帶輪的結構 8 3.2.4 相關計算 9 3.2.5 帶輪的結構設計 11 3.2.6 V帶輪的結構參數(shù) 11 3.3 錐齒輪的設計 12 3.3.1 選擇齒輪材料 12 3.3.2 選定齒輪精度等級 12 3.3.3 按接觸疲勞強度設計小齒輪分度直徑 12 3.3.4 計算主要尺寸與參數(shù) 13 3.4 圓柱齒輪的設計 15 3.4.1 選定精度等級,材料及齒數(shù) 15 3.4.2 幾何計算 19 3.4.3 驗算 19 4 軸及其校核 21 4.1 軸的設計 21 4.1.1 主軸Ⅰ的設計 21 4.1.2 傳動軸Ⅱ的設計 22 4.1.3傳動軸

3、Ⅲ、Ⅳ的設計 22 4.2 校核 22 4.2.1 主軸Ⅰ的校核 23 4.2.2 調心球軸承的壽命計算 24 5 破碎機構的設計 26 5.1 切刀的設計 26 5.1.1 切刀材料 26 5.1.2 對切刀的要求 26 5.1.3 選用或設計刀片時應滿足的要求 26 5.1.4 在本次設計中選用外曲線刃口刀進行滑切 26 5.1.5 刀的滑切與正切分析 26 5.1.6 鉗住物料的條件分析 28 5.1.7 刀的安裝 29 5.2 破碎輥筒的設計 30 5.2.1 刀的設計 30 5.2.2刀在輥筒上布置的設計 30 5.2.3輥筒的設計 30 總結 31

4、 參考文獻 32 致 謝 33 31 鍘草機的設計 摘 要 設計一種鍘草機，它由裝在同一傳動軸上的破碎,切碎兩種功能的機構構成。破碎機構主要由刀齒板、切刀、刮刀及輥筒構成。加工塊莖類物料時,經刀齒的劃割,切刀的切割,刮刀的進一步破碎,完成加工過程;同時,可利用切碎機構加工藤蔓、稈葉類;并采用輥壓輪對藤蔓進行自動進給。拆下破碎部件,換上磨碎齒板,又可作為薯類淀粉初加工機具。因此,既能滿足加工要求,又能加工薯類淀粉,適應農村養(yǎng)殖業(yè)的需要。 關鍵詞: 破碎; 切刀; 輥筒

5、 Hay Cutter Machine Design Abstract This project is to design a hay cutter machine , in the same transmission from the broken, which is chopped two functions of institution. Crushing institutions is mainly by the cutter tooth board, cutting knife, scraper and rollers ma

6、terial processing tubers. When the cutting knife, the knife blade, cutting the further broken, it compelets machining process. At the same time, it uses chopped agencies processing vines, stem leaf,and the roller on vines automatic feeding. Removing broken parts, grinding, and toothed as potato star

7、ch is quite machines. Therefore, it can satisfy the requirements of the processing and processing potato starch, adapt to the needs of rural breeding. Keywords：Breakers; Cutter; Rolling wheel 1 前言 1.1農業(yè)機械在農業(yè)現(xiàn)代化中的作用 農業(yè)機械化是建設現(xiàn)代農業(yè)的重要物質基礎，是先進生產力的代表，是提高農業(yè)勞動生產率的主要手段。農業(yè)機械化是農業(yè)科學技術推廣應用的重要載體，是農

8、業(yè)現(xiàn)代化的必然過程，加快發(fā)展農業(yè)機械化是推進城鎮(zhèn)化建設，全面建設農村小康社會的重要舉措，加快發(fā)展農業(yè)機械化也是保護和提高糧食綜合生產能力，增加農民收入的重要措施。一是通過農業(yè)機械，可以代替人工，使大量農村勞動力從繁重的農業(yè)勞動中解脫出來，使其投入到產業(yè)中，增加農民收入；二是通過實施精量播種、機械施肥、秸稈機械還田等機械化節(jié)本增效農業(yè)技術，降低農業(yè)生產成本；三是通過拓寬農機維修、銷售服務市場，吸納農村剩余勞動力。 1.2鍘草機的應用前景 經過市場調研發(fā)現(xiàn)。很少有適合小型養(yǎng)殖場、專業(yè)戶和個體農戶要求的小型鍘草機。并且這些青飼料鍘草機還具有以下缺點： 1. 大多數(shù)鍘草機只能單獨切割塊狀

9、薯類或莖稈類物料。 2. 切割刀刃為直刃、切割剛度低、對多纖維莖稈的切割性能差。 3. 用手喂入莖稈類物料安全性差。 4. 塊料切碎時切碎均勻度差。 故我們設計一種能滿足小型養(yǎng)殖場、專業(yè)戶和個體農戶要求。切割性能好，操作安全的小型鍘草機。 1.3 鍘草機研究目的及意義 該新型機屬于一種多功能的草加工機具，特別適于對塊莖，塊根類物料的切碎和破碎加工，也可作為薯類淀粉加工機具使用。 目前的草加工機具，一般采用一片或多片刀片，在旋轉過程中將草切碎；對于塊莖類草的加工，則用磨齒片將草磨碎。前者滿足了藤蔓，

10、稈葉狀草的加工；后者可對塊莖塊根類草的加工。作為一般的加工，已是可行的了，但加工后的物料中，漿狀體比較多，粒度細小，對塊莖類物料的加工，這種情況尤為突出，不利現(xiàn)在推行的青儲草技術的應用。青儲草工藝對原料的要求，往往要使切碎或破碎后的草保持較好的粒狀，特別對含淀粉高的薯類，要求在加工中盡量減少漿狀體，更有利于發(fā)揮青儲草的效益。 本實用于新型的目的是提供一種可將塊莖，塊根類，一次加工成塊粒狀的切碎機；同時具有藤蔓，稈葉類的切碎機構；還可較方便地更換上磨碎齒板，作為薯類淀粉加工的多功能機具。 本實用新型的優(yōu)點是破碎輥筒上的齒、刀部件，配合作用，減少了對物料的擠壓、碰撞的機會，降低了塊莖類草加工的

11、漿狀體；同時在加工藤蔓、稈葉類草時采用輥壓輪進給，大大提高了送料時的人身安全；加之同破碎機構安裝在同一傳動軸上的切碎機構。即可完成塊莖、塊根類的加工，又可同時加工藤蔓、稈葉類草。不但簡化了設備，又避免了采用不同的傳動軸，共用同一動力，操作使用時的麻煩。破碎輥筒上的刀齒板、切刀、刮刀可拆下，換上磨碎齒板，又具有薯類淀粉加工能力。因而它有結構簡單，適應性強的特點，能充分滿足農村，特別是山區(qū)農村推廣。 2 總體設計 2.1方案的選擇 通過比較研究，選定了四種參考方案。 方案一：方案一是一種最常見的臥式鍘草機，切刀片裝在電動機的主軸上，通過電動機提供給

12、刀片的旋轉運動來切割，但是缺點是不能切割塊莖類草，同時刀片為直刃砍刀，消耗功率大，振動也大。 方案二：方案二是立式鍘草機，優(yōu)點是結構緊湊，占用空間小，缺點與方案一一樣，對能切割草的種類有限。 方案三：方案三是臥式輥筒破碎機，有點是能很好切割塊莖，輥筒上的刀片拆卸也很方便，缺點是不能切割藤蔓類，所以他的使用也受到了很大的限制。 方案四：方案四是臥式多功能鍘草機，優(yōu)點是即能切割藤蔓類，又能切割塊莖類，缺點是，該設計在為了完成切割塊莖的目的是，過多裝入轉動刀片，在拆卸刀片時，非常不便，并且過多的刀片也增加產品的成本。 通過分析以上四種方案，吸收各自優(yōu)點，得到一個即能切割藤蔓類，又能切

13、割塊莖類的多功能鍘草機。并在設計中，增加了藤蔓類物料的自動進給機構，以提高工作安全性。 該機主要由傳動軸Ⅰ和裝在其一端的V帶輪，裝在其中部的破碎輥筒和切碎刀盤，裝在其一端的變速錐齒輪和傳動軸Ⅱ上的變速錐齒輪和直齒輪及進給軸Ⅲ、Ⅳ，裝在支撐固定它們的機架下部的電動機，主動輪及傳動皮帶，加之安裝在機架上的喂料臺，進料斗，機殼等構成，要點是破碎輥筒的滾動面上安裝了由刀齒板，切刀，刮刀組成的共同完成對塊莖塊根類破碎的破碎機構，切碎機構由安裝在傳動軸一端的切碎刀盤及其上的動刀片，加之固定在機架相應位置上，能在刀盤轉動過程中，與動片構成剪切動作的定刀片構成。為使破碎和切碎能同時進行，把破碎輥筒，切碎刀盤

14、裝在同一傳動軸上。傳動軸安裝在機架上，動力由機架下部的電動機及其主動輪，通過皮帶傳給安裝在傳動軸一端的從動輪，驅動傳動軸運轉使安裝在中部的破碎輥筒及其切刀盤工作。機架上靠切碎刀盤一側，制作了切碎機構喂料臺、自動進給輥壓輪及刀盤罩；位于傳動軸中部的破碎輥筒上，裝有機殼和進料斗，二者用小螺稈連為一體；主動輪與從動輪間套有皮帶防護罩；機架下部制作了切碎，破碎物料的出料斗。其中，喂料臺，刀盤罩、機殼、進料斗、皮帶防護罩，出料斗均連接固定在機架上。破碎輥筒上的刀齒板、切刀、刮刀等用螺釘固定在滾筒的滾動面上，且使刀齒板和切刀有5-10度的螺旋角。這樣，就夠成一個切碎機。若要作為暑類淀粉加工設備，則可將磨碎

15、齒板替換下破碎輥筒上的刀齒板，切刀和刮刀。磨碎齒板能在輥筒的旋轉力帶動下，將薯類打磨成漿體，達到加工淀粉的目的。 使用時，將藤蔓、稈葉類放在喂料臺上，由輥壓輪自動將料送入刀盤罩內，動刀片隨刀盤的旋轉和固定在機架上的定刀片配合，將物料切碎。塊莖、塊根類則叢破碎輥筒機殼頂部的進料斗送入；在輥筒的旋轉力作用下，物料先被刀齒板上的刀齒劃割成條，隨即由切刀切削下來，再經刮刀進一步破碎，切碎或破碎后的物料從出料斗送出。即可滿足加工要求。傳動原理如圖2-1所示。 圖 2-1 傳動原理簡圖 1.電動機 2.小v帶輪 3.v帶 4.大v帶輪 5.軸承座 6.破碎輥筒 7.主軸Ⅰ 8.切

16、碎刀盤 9.動刀片 10.小錐齒輪 11.大錐齒輪 12.小圓柱齒輪 13.大圓柱齒輪 14.換向圓柱齒輪Ⅰ 15.換向圓柱齒輪Ⅱ 16.傳動軸Ⅱ 17.傳動軸Ⅳ 18.傳動軸Ⅲ 注：圖中箭頭表示各軸的轉動方向 2.2整體傳動比的分析計算 在本設計中，考慮到實際情況，主軸轉速在400r/min為宜。以下為具體計算分析過程。 因為設計任務提供的電動機是1500r/min、功率是0.55kw。根據(jù)帶輪傳動比的要求（一般傳動比在2～4為宜）現(xiàn)選傳動比為3.9。則主軸轉速為 =1500r/min/3.9=384.6r/m

17、in (2-1) 現(xiàn)初步選擇輥壓輪的直徑為40mm，對切削的物料長度定為10mm?，F(xiàn)在來分析主軸Ⅰ到傳動軸Ⅲ、Ⅳ之間的傳動比。 因為輥壓輪的轉動是由軸Ⅲ、Ⅳ提供的，所以軸Ⅲ、Ⅳ的轉速相等，轉向相反。 圖 2-2 物料進給示意圖 參考圖2-2現(xiàn)主軸轉速設為r/s,由于刀盤上是對稱安裝的2把動刀片，所以切割次數(shù)為2次/s。 此處省略NNNNNNNNNNNN字。如需要完整說明書和設計圖紙等.請聯(lián)系扣扣：九七一九二零八零零 另提供全套機械畢業(yè)設計下載！該論文已經通2.3進給機構與機架的設計 2.3.1進給機構的設計 本設計中采用輥

18、壓輪對藤蔓類物料進行進給，輥壓輪的外緣直徑為，轉速由前面的總體設計計算可知 V＝128.2mm/s 在本設計中，采用雙槽重疊設計，外面鋼槽由3mm厚的鋼板焊成，在槽的兩側用厚鋼板加厚，然后鏜孔，軸Ⅲ、Ⅳ穿過孔而被支撐，軸Ⅲ、Ⅳ與輥壓輪用平鍵連接。在鋼槽內再插一個薄壁進料槽，槽的底面與水平面成10傾斜。便于送料。詳細見圖2-3 圖 2-3 進料槽及其進給輥壓輪 1.外鋼槽 2.輥壓輪 3.薄壁插槽 4.定刀片 2.3.2機架的設計 在機架設計中，主體采用40403的等邊對角鋼，均通過用手工電弧焊將其連接。在機架上表面放置一塊

19、10mm厚的鐵板以便固定各零件，在機架的4個角上各加焊一塊404010的厚鐵板，以便獲得足夠的強度來安裝運動輪。根據(jù)各零件的設計尺寸，總觀全局對機架進行設計，最后機架整體尺寸為628540437。 3傳動設計 3.1電動機的選型 設計的鍘草機適用對象為小型養(yǎng)殖場、專業(yè)戶和個體農戶,故電動機電壓應選用220V.再考慮到所受的載荷不大,所需動力不是很大,選用小功率的電動機。綜合各方面因素,選用YL系列電動機。 YL系列電動機是新型高效節(jié)能產品,具有體積小、容量大,起動及運轉性能優(yōu)越等特點,符合國際標準IEC的有

20、關規(guī)定,并實現(xiàn)同一機座號單、三相異步電動機等級相同,提高了單、三相電動機的互換性和通用性,被廣泛應用于冷凍機、泵、風機、,小型機床以及農副業(yè)和家用電器等方面. 電動機的主要參數(shù)：型號:YL801-4；電壓:220V；功率:0.55KW；同步轉速:1500r/min； 頻率:50HZ；效率:68%；功率因數(shù):0.92外形尺寸:295165200 電動機的安裝方式：選擇IBM3型 3.2 V帶傳動的設計 ① 電動機V帶輪的設計 ② 主軸V帶輪的設計 3.2.1 V帶輪的設計要求 設計V帶輪時應滿足的要求有：質量??；結構工藝性好，無過

21、大的鑄造內應力，質量分布均勻，轉速高時要經過動平衡，輪槽工作面要經過精細加工（表面粗糙度一般應為3.2）以減帶的磨損，各槽的尺寸和角度應保持一定的精度，以使載荷分布較為均勻等。 3.2.2 帶輪的材料 此處帶輪的材料，采用鑄鐵，材料牌號為HT200。 3.2.3 V帶輪的結構 鑄鐵制V帶輪的典型結構有以下幾種形式：①實心式②腹板式③孔板式④橢圓輪輻式。 當帶輪的基準直徑2.5d(d為軸的直徑，單位為mm)時，可采用實心式； 300mm時，可采用腹板式（當100mm時，可采用孔板式）；300mm時，可采用輪輻式。 3.2.4 相關計算 已知電動機的額定功率為0.55KW,轉速

22、n1=1500r/min,選取傳動比為i=3.9,采用普通V帶傳動。 1.確定計算功率P P=KAP=1.10.55=0.605KW (3-1) 2.選取帶型 根據(jù)P，n 確定選用Z型 3.確定帶輪基準直徑 取主動輪基準直徑 d=71mm 則從動輪基準直徑 d=i d=3.971=276.9mm (3-2) 取 d=280mm 驗算帶的速度

23、 V==m/s=5.57<35m/s (3-3) 可知帶的速度合適 4.確定V帶的基準長度和傳動中心距 根據(jù) 0.7(dd1+dd2)

24、度 Ld=1400mm 計算實際中心距 a= a+(+ˊ)/2=400+(1400-1378.37)/2=410.815mm (3-5) 5.驗算主動輪上的包角a a=180- (3-6) =150.747>120 主輪上的包角合適 6.計算V帶的根數(shù)Z (3-7) 由n1=1500r/min, dd1=

25、71mm, i=3.9 P=0.31kw, △P=0.03kw，K=0.92 K=1.14 則 =1.697 (3-8) 取z=2 7.計算預緊力F F= (3-9) q=0.06kg/m, 故 F=49.687584N 8.計算作用在軸上的壓軸力F F===192.3N (3-10) 3.2.5 帶輪的結構設

26、計 帶輪的結構設計，主要是根據(jù)帶輪的基準直徑選擇結構形式，根據(jù)帶的截型確定輪槽尺寸，帶輪的其它結構尺寸所列經驗公式計算，確定了帶輪的各部分尺寸后，即可繪制出零件圖，并按工藝要求注出相應的技術條件等。 由以上的計算可知：電動機的V帶輪選實心式；主軸V帶輪選腹板式。 3.2.6 V帶輪的結構參數(shù) V帶輪的結構參數(shù)如表3-1 表 3-1 V帶輪的結構參數(shù) 注：電動機V帶輪 L=(1.5~2)d, B<1.5d時，L=B，此處L=28 =(1.8~2)d, d為軸的直徑，此處=2d 主軸V帶輪 L=（1.5~2）d, 當B<1.5d

27、時，L=B,此處L=28 =B 此處=B=7 3.3 錐齒輪的設計 選用直齒錐形齒輪,取錐齒輪傳動效率=0.95。 小錐齒輪傳動功率為P=0.5225,轉速n=384.6r/min.傳動比i=2。 3.3.1 選擇齒輪材料 小齒輪用45調質,齒面硬度200-230HBS 大齒輪用45調質,齒面硬度170-200HBS 根據(jù)齒面硬度中值 小齒輪=565MPa 大齒輪=545MPa 3.3.2 選定齒輪精度等級 根據(jù)工作情況,選用8級精度 3.3.3 按接觸疲勞強度設計小齒輪分度直徑

28、 (3-11) (1) 小齒輪傳遞的轉矩T T=9550P/n=95500.5225/384.6=12.97Nm (3-12) (2) 齒數(shù)比 u=i=2 (3) 配對材料系數(shù)C C=1 (4) 載荷系數(shù) 根據(jù)載荷情況,齒輪精度和齒輪結構位置取K=1.5 (5)許用應力 =0.9=509MPa (3-13)

29、 =0.9=491MPa 取小值,所以 ==491MPa （6）計算小齒輪分度圓直徑d =52mm (3-14) 3.3.4 計算主要尺寸與參數(shù) (1)選定小齒輪齒數(shù)z 根據(jù)小齒輪直徑,齒面硬度選定z=20,則z= zu=40 (2)確定模數(shù)m =2.6mm (3-15) 取標準值m=2.5mm (3)計算分度圓直徑, =m z

30、=50mm =m z=100mm (4)計算分錐角, =arc tan(z/ z)=arc tan(20/40)=26.565 (3-16) =90-=63.435 (5) 計算錐距R R===55.9mm (3-17) (6) 計算輪齒寬度b 取=0.33 b=R=55.9=18.447mm (3-18) 取b=20mm (7

31、) 計算齒頂圓直徑, ==12.5=2.5mm (3-19) ==54.59mm 102.2m (3-20) (8) 計算平均圓周速度 41.75mm (3-21) =0.84m/s (3-22) 錐齒輪傳動

32、參數(shù)見表3-2 表 3-2 錐齒輪傳動參數(shù) 參數(shù) 代號 參數(shù)值 小齒輪 大齒輪 齒形角 20 20 大端面模數(shù) m 2.5 2.5 傳動比 i 2 2 齒數(shù) z 20 40 分錐角 26.565 63.435 分度圓直徑 d 50 100 錐距 R 55.9 55.9 齒寬系數(shù) 0.33 0.33 齒寬 b 20 20 齒頂高 2.5 2.5 齒高 h 5.5 5.5 齒根高

33、3 3 齒頂圓直徑 54.5 102.2 齒根角 3.07 3.07 齒頂角 3.07 3.07 頂錐角 29.635 66.505 根錐角 23.495 60.365 安裝距 A 72 53 外錐角高 48.88 22.76 3.4 圓柱齒輪的設計 選取傳動比i=3,工作壽命10年,每天工作1小時,每年工作300天,小齒輪轉速 =384.6/2=192.3r/min,傳動效率=0.95,則功率=0.52250.95=0.496375kW。 3.4.1 選定精度等級,材料及齒數(shù) 1 選8級精度 （1

34、）選取小齒輪材料為45鋼(調質),齒面硬度為200-230HBS. 選取大齒輪材料為45鋼(調質),齒面硬度為170-200HBS （2）選小齒輪齒數(shù)=24 選大齒輪齒數(shù) 2 按齒面接觸強度設計 接觸強度的設計公式為 (3 -22) （1）確定公式內的各計算數(shù)值 1）取載荷 =1.3 2）小齒輪傳遞的轉矩，由(4-12) =24.65Nm=2.465Nmm 3） 尺寬系數(shù) =0.5 4） 材料的彈性系數(shù) =189.8MPa 5）齒面

35、度中值查得小齒輪的接疲勞強度極限為=565MPa, 大齒輪的接疲勞強度極限為=545MPa. 6) 計算應力循環(huán)次數(shù) （3-23） 7）疲勞壽命系數(shù) =0.95; =1.0 8）接觸疲勞許用應力 取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1 =536.75MPa （3-24） =545MPa (2) 計算 1）小齒輪分度圓直徑 ,代入中較小值 =50.58mm 2）圓周速度v（3-22） =0.51m/s 3）齒寬b（3-18） =25.

36、29mm 4)計算齒寬與齒高這比b/h 模數(shù) =50.58/24=2.1mm 齒高 =4.725mm b/h=25.29/4.725=5.35 5）計算載系數(shù) 根據(jù) v=0.51m/s,8級精度,動載荷系數(shù)。 假設, =1.2。 使用系數(shù) =1 小齒輪相對支承皮懸臂時, =1.278

37、 由b/h=5.35,,=1.22 故載荷系數(shù) （3-25） 6）按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑 7）計算模數(shù)m，由（3-15） =54.83/24=2.28mm 3 按齒根彎曲強度設計 彎曲強度的設計公式為 （3-26) （1）確定公式內的各種計算數(shù)值 1） 查的小齒輪的彎曲疲勞強度極限, 大齒輪的彎曲疲勞強度極

38、限 2）查得彎曲疲勞壽命系數(shù), 3）計算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4 =373.2MPa　　 （3-27） =364MPa 4）計算載荷系數(shù)K =1.58112 （3-28） 5）查取齒形系數(shù) 查得， 6）查取應力校正系數(shù) 查得, 7）計算大、小齒輪的,并加以比較 小齒輪的數(shù)值

39、大,用小齒輪的數(shù)值 （2）設計計算 =1.448mm 對比計算結果,由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù),由于齒輪模數(shù)的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力,而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力,僅與齒輪直徑有關,可取由彎曲強度算得的模數(shù)1.448并就近圓整為標準值1.5,按接觸強度算得的分度圓直徑54.83mm算出小齒輪齒數(shù) =54.83/1.5=36.5 （3-29） 取 大齒輪齒數(shù) 這樣設計

40、出的齒輪傳動,既滿足了齒面接觸疲勞強度,又滿足了齒根疲勞強度,并做到結構緊湊,避免浪費. 3.4.2 幾何計算 1 計算分度圓直徑 2 計算中心距 （3-30） 3 計算齒輪寬度 考慮到實際需要，取 , 3.4.3 驗算 合適. 圓柱齒輪傳動參數(shù)見表3-3 表 3-3 圓柱齒輪傳動參數(shù) 參數(shù) 代號 參數(shù)值 小齒輪 大齒輪 模數(shù) m 1.5 1.5 壓力角 2

41、0 20 傳動比 i 3 3 齒數(shù) z 36 108 分度圓直徑 d 54 162 齒頂高 1.5 1.5 齒根高 1.875 1.875 齒頂圓直徑 57 165 齒根圓直徑 50.25 158.25 齒距 p 4.71 4.71 齒厚 s 2.355 2.355 齒槽寬 e 2.355 2.355 頂隙 c 0.375 0.375 標準中心距 a 108 4 軸及其校核 4.1 軸的設計 4.1.1 主軸Ⅰ的設計 1. 求主軸Ⅰ上的功率,轉速和轉矩 取皮帶

42、輪傳動的效率η=0.95 則 kW （4-1） r/min （4-2） 于是Nmm （4-3） 2. 初步確定軸的最小直徑 初步估算軸的最小直徑.選取軸的材料為45鋼,調質處理. ,取,于是得 mm （4-4） 主軸的最小直徑顯然在軸的兩端. 3.軸的結構設計 (1) 根據(jù)最小直徑，考慮到軸的剛度和震動，現(xiàn)取 mm

43、.為了滿足皮帶輪上的軸向定位要求,I-II軸段右端需制一軸肩,故取II-III段直徑為mm.由于皮帶輪的尺寸L=28,現(xiàn)取 mm (2) 初步選取軸承座型號為SN508(摘自GB/T7813-1998)其主要參數(shù)如表4-1。 表 4-1 d g A 35 40 80 33 68 由于A=68,現(xiàn)取 mm mm mm 因為mm,取 mm 由于摩碎輥筒的寬度為140

44、m,現(xiàn)取 mm 摩碎輥筒采用軸肩定位,取 mm 考慮到安裝防護罩,取 mm 考慮到刀盤座的寬度,現(xiàn)取 mm 因為錐齒輪的齒寬B=20mm,現(xiàn)初步取 mm 考慮到安裝和基本尺寸,取 mm 4.1.2 傳動軸Ⅱ的設計 1. 計算功率﹑轉速和轉矩 kW （4-5） r/min 由（4-3）得， Nmm 2. 確定最小直徑 選取軸的材料為45鋼,調質

45、處理,取，由（4-4） 于是得 mm 現(xiàn)取最小直徑為20mm 4.1.3傳動軸Ⅲ、Ⅳ的設計 由于進給軸的轉速與負載都比較小,所以不做具體計算,由整體設計決定其尺寸。 4.2 校核 4.2.1 主軸Ⅰ的校核 1.扭矩的計算 設皮帶輪傳遞的功率為0.55kW,輥筒子刀傳遞的功率為總功率的一 半,即 kW.切刀傳遞的功率為kW.錐齒輪 傳遞的功率是0.092kW. 有 Nm （4-6） Nm Nm Nm 2.彎矩的計算

46、 受力分析如圖4-1、圖4-2所示。 圖 4-1 H平面受力圖 圖 4-2 V平面受力圖 N N N N N N N N （4-7） 列方程求解 : （4-8） （4-9） 由（4-7）（4-8)解得 377.4N 562N 同理列方程:

47、 解得 -178.5N -383.5N 3. 校核軸的強度 在輥筒處的彎扭強度最大 M=67492.6Nmm T=13657Nmm 按第三強度理論，計算應力 （4-10） 為了考慮兩者循環(huán)特性不同的影響，引入折合系數(shù)，則計算應力為

48、 （4-11） 式中的彎曲應力為對稱循環(huán)應力。當扭轉應力為靜應力時，?。划斉まD切應力為脈動循環(huán)應力時，取；此處取，由（4-11）得。 由以上計算可知軸的設計是安全的 4.2.2 調心球軸承的壽命計算 1. 由軸的校核已計算出兩軸承在水平面與垂直面上的兩個力 軸承徑向力 N （4-12） N 2. 求兩軸承上的計算軸向力和 N （4-13） N 因為 N

49、< 所以軸承1被壓緊,軸承2被放松 3. 求軸承當量動載荷和 因為 （4-14） 所以 =750.86N (4-15) 由（4-14） 所以 N 因軸承運轉中有輕度沖擊載荷,,取1.2 N N 4. 驗算軸承壽命 因為,所以按軸承2所愛力大小進行驗算 [1] (4-16) 顯然遠遠大于鍘草機的使用壽命 ,所以選用的軸承是合

50、理安全的。 5 破碎機構的設計 5.1 切刀的設計 5.1.1 切刀材料 一般采用經過熱處理的T9碳素工具鋼或錳鋼。在此選T9工具鋼 5.1.2 對切刀的要求 良好的切刀（或稱切碎器）應滿足要求： 切割質量高，耗用動力小，結構緊湊，工作平穩(wěn)，安全可靠，便于刃磨，使用維修方便。 5.1.3 選用或設計刀片時應滿足的要求 刀片在設計和選用時應滿足下列三個方面的要求，即① 鉗住物料，保證切割；② 切割功率要??；③ 切割阻力矩均勻。 5.1.4 在本次設計中選用外曲線刃口刀進行滑切 5.1.5 刀的滑切與正切分析 鍘草機械工作時，功耗的大小與切刀的工作方式以

51、及刀片的特性參數(shù)有關，切刀的工作方式有滑切與正切之分。當按滑切工作時，切割阻力小，容易切割，切割時省力，功率消耗也小。當切刀按正切方式工作時，切割阻力大，切割困難，功率消耗也大。下面僅討論本刀具用到的滑切原理。 圖 5-1 切刀滑切示意圖 圖中BC為回轉曲線刃口刀的刀刃，O為刃口曲線的圓心，A點為切割工作點，切刀的回轉半徑為r。當切刀在傳動系統(tǒng)作用下繞刀軸中心P以一定角速度做定軸回轉切割運動時，刀刃上工作點A的切割速度為V，顯然，VOA，將V分解為過點A切線和法線方向的兩個分速度，即滑切速度，正切（砍切）速度。 與V之間的夾角及為滑切角。當滑切速度不為零時的切割及稱為有滑切的切割，

52、簡稱滑切；當滑切速度為零的切割稱為正切或砍切。和和的關系為 /=tan （5-1） 由圖5-1分析可知，滑切角顯然不為零，最大為，能實現(xiàn)滑切。 若切刀的楔角為，則正切時，切割速度V就在A點的法線方向，即V垂直于刀刃，切刀正好是以角的楔子楔入物料?；袝r，因切割速度V偏離了刀刃的法線方向，與法線方向產生了一個滑切角，這時切刀的楔入角度由減小到。從上圖的幾何關系可知 tan=BC/AB

53、 tan= tancos （5-2） 即滑切角越大時，刀刃切入物料的實際楔入角就越?。磳嶋H切割時只是刀刃口在切割），這是大小，切刀受到的法向阻力越小，易于切入，切割省力。因此，要使切割省力，除保證刃口鋒利以降低刃口比壓（比壓為刃口單位面積的壓力，與刀刃鋒利程度有關）外，還須使切割為滑切，這正是利用了滑切省力的原理。 此外，刀刃口的表面即使看起來光滑，但由于刀片在加工時的精度問題，在顯微鏡下觀察，刃口也呈現(xiàn)鋸齒狀的“微觀齒”。滑切時，這些尖銳的“微觀齒”就像鋸子一樣將物料纖維切斷，這是滑

54、切較正切省力的另一原因。 5.1.6 鉗住物料的條件分析 滑切也可以分為有滑移的滑切和無滑移的滑切兩種。切割時當動刀片與靜刀片之間的夾角達一定值時，物料就會產生沿刃口向外推移的現(xiàn)象，這叫有滑移的滑切。出現(xiàn)這種情況對穩(wěn)定切割是不利的，所以應當盡可能的避免此種情況的出現(xiàn)。 下面以兩種不同鉗住角切割物料的受力情況來分析鉗住物料，保證穩(wěn)定的切割條件。下圖5-2表示了不同鉗住角切割物料時物料的受力情況。 圖 5-2 不同鉗住角的物料受力分析圖 圖5-2中AB為動刀片刃口，CD為定刀片刃口，夾角為動、定刀片對物料的鉗住角，也稱推擠角。假定以兩種鉗住角切割時的摩擦角均為。

55、 AB為動刀片刃口；CD為定刀片刃口；為動、定刀片對物料的鉗住角，又稱推擠角；為動刀片對物料產生的正壓力；為定刀片（或支撐面）對物料產生的正壓力；、為動、靜刀片與物料在切割點處的摩擦力；為兩種鉗住角切割時物料與動、靜刀片間的摩擦角。 由圖5-2(a)知，由于此時>,兩個支撐反力的合力的合力F將把被切物料沿刃口向外推出，即在切割時產生滑移，不能保證穩(wěn)定切割。 由圖5-2(b)知，由于此時<。的合力F指向刃口里面，即切割時合力F將把被切物料沿刃口向里面推，切割時不會產生滑移，能保證穩(wěn)定切割，提高效率。 由此可知，保證鉗住物料穩(wěn)定切割的條件是：鉗住角須小于物料與定刀片之間摩擦角之和，< 切刀

56、在旋轉過程中，的最大值為，同時由經驗可知，通常＝，＝，所以只要小于就可以了，顯然以上設計是滿足要求的，刀的安裝是合理的。 5.1.7 刀的安裝 曲線動刀片A、B通過螺栓1、2、3、4安裝在刀盤P上，通過調節(jié)螺栓1、2、3、4來調整動刀片與定刀片的間隙。具體如下圖5-3所示。 圖 5-3 切刀簡圖 1、4．六角螺栓 2、3 沉頭螺栓 5.2 破碎輥筒的設計 5.2.1 刀的設計 在破碎輥筒刀的設計中才用了改進的齒刀配合設計，在輥筒的旋轉力作用下，物料先被刀齒板上的刀齒刮劃成條，隨即由切刀切削下來，再經刮刀進一步破碎。齒刀的設計中，刀齒采用螺旋布置，與水平

57、線成夾角。各刀在輥筒平面的法線上，高度均為15mm。 5.2.2刀在輥筒上布置的設計 本設計中將切刀以傾斜來布置，以配合刀齒板上螺旋刀齒的運動。 5.2.3輥筒的設計 因為是進行的塊莖破碎，工作中會產生大量的水分，所以輥筒必須采取防銹處理，所以輥筒選用材料鋁ZL301進行鑄造，達到防銹的目的，輥筒的直徑選定為300mm，其長度選定為140mm。輥筒主體鑄造的厚度為8mm。具體尺寸及輥筒結構如下圖5-9所示。 圖 5-4 輥筒機構簡圖 總結 參考文獻 [1] 濮良貴，紀名剛主編，北工業(yè)大學機械原理及機械

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