滾刀式鍘草機(jī)設(shè)計(jì)機(jī)械

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1、滾刀式鍘草機(jī)設(shè)計(jì) 摘 要：本文綜述了鍘草機(jī)對(duì)于現(xiàn)代農(nóng)業(yè)生產(chǎn)中草料秸稈資源的利用的背景， 以及滾刀式鍘草 機(jī)設(shè)計(jì)相關(guān)的理論和方法， 概括了滾刀式鍘草機(jī)的國(guó)內(nèi)外研究現(xiàn)狀， 探索現(xiàn)代CAD技術(shù)在機(jī)械設(shè)計(jì) 中的試驗(yàn)方法。對(duì)滾刀式鍘草機(jī)進(jìn)行設(shè)計(jì)，包括其鍘切原理，繪制工作原理圖和對(duì)主要零、部件進(jìn) 行分析、設(shè)計(jì)和校核。得出滾刀式鍘草機(jī)各零、部件的參數(shù)，并繪制出零件圖和裝配圖。通過(guò)應(yīng)用 現(xiàn)代機(jī)械設(shè)計(jì)技術(shù)進(jìn)行滾刀式鍘草機(jī)的設(shè)計(jì)和參數(shù)優(yōu)化研究，對(duì)機(jī)器量產(chǎn)實(shí)現(xiàn)了一定的指導(dǎo)意義， 研究成果具有重要的理論指導(dǎo)和實(shí)踐應(yīng)用意義。 關(guān)鍵詞：滾刀；鍘草機(jī)；原理；設(shè)計(jì)； The Design of Hob Type H

2、ay Cutter Abstract: This paper reviews hob type hay cutter for moder n agricultural producti on in the use of straw resource of forage hob backgro und, and hob type hay cutter desig n of related theory and hay cutter, summarized the hob type of grass mach ine will be reviewed, a moder n CAD tech no

3、 logy in mecha nical desig n of the test method. On the hob type forage cutter desig n, in cludi ng its hay cutter prin ciple draw ing schematic diagram and the main parts for an alysis and desig n and the school where, that hob type grass cutt ing mach ine parts parameters, and draw the part draw i

4、ng and assembly draw in g.Through the applicati on of moder n mach inery desig n tech no logy of the hob type hay cutter desig n and parameter optimizati on study of mach ine, mass-product ion achieved certa in guid ing sig ni fica nee, the study has importa nt theoretical guida nee and practical ap

5、plicati on meaning. Key Words: Hobbing cutter ； Hay Cutter ； Principle ; Design； 6.1.1 確定計(jì)算功率1 3 6.1.2 選擇V帶的類(lèi)型 13 6.1.4 確定V帶的中心距a和基準(zhǔn)長(zhǎng)度Ld 14 6.1.5 驗(yàn)算小帶輪上的包角 宀 15 6.1.6 計(jì)算帶的根數(shù)z 15 6.1.7 計(jì)算單根V帶的初拉力的最小值(Fo)min 15 6.1.8 計(jì)算壓軸力Fp 15 6.1.9 帶輪結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)15 6.4.1 求主軸上的功率和轉(zhuǎn)矩 20 6.4.2 初步確定軸的最小直徑 20

6、6.4.3 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 20 6.4.4 按彎矩合成校核軸的強(qiáng)度 21 1 前言 1.1滾刀式鍘草機(jī)設(shè)計(jì)的目的和意義 據(jù)資料統(tǒng)計(jì)：我國(guó)每年農(nóng)業(yè)生產(chǎn)中所遺留的各種農(nóng)作物秸稈大約有 6億多噸，其 中約30%為玉米秸稈。如果充分利用秸稈加工技術(shù)，如切碎、揉碎和粉碎以及青貯與 氨化等，把秸稈加工成飼草料，不但可以節(jié)約大量的糧食，還可以過(guò)腹還田，充分利 用氮、磷以及各種有機(jī)物成分，提高微量元素的循環(huán)利用率，達(dá)到培育地力、提高土 壤的肥力、改善土壤土粒結(jié)構(gòu)的目的，起到防止土壤風(fēng)蝕、沙化和退化的作用。因此， 80年代以來(lái)，我國(guó)對(duì)農(nóng)作物秸稈處理進(jìn)行了許多研究工作。應(yīng)用最廣泛的是粉碎和鍘 切機(jī)械加

7、工，因?yàn)?，無(wú)論是化學(xué)處理還是生物處理，其第一道工序需要將秸稈粉碎或 鍘切。然而，我國(guó)目前農(nóng)作物秸稈的利用率還很低，很多農(nóng)民將收獲后的農(nóng)作物秸稈 燒掉，既造成資源浪費(fèi)又污染了環(huán)境。因此，不斷研制飼草加工機(jī)械，提高農(nóng)作物秸 稈的利用率，對(duì)發(fā)展節(jié)糧效益型畜牧業(yè)具有非常重要的意義。 1.2國(guó)內(nèi)外研究現(xiàn)狀 參考文獻(xiàn)⑺2 研究的主要內(nèi)容 1） 根據(jù)我國(guó)的玉米秸稈，稻草等各種農(nóng)作物秸稈資源對(duì)鍘草機(jī)的性能要求，通過(guò) 對(duì)滾刀式鍘草機(jī)的工作原理，傳功方案及理論分析，進(jìn)行結(jié)構(gòu)的設(shè)計(jì)及重要零部件及傳 動(dòng)的相關(guān)設(shè)計(jì)計(jì)算及其校核。設(shè)計(jì)一臺(tái)適合廣大農(nóng)戶的的小型鍘草機(jī)，其設(shè)計(jì)的對(duì)象 主要包括鍘草機(jī)的輸送機(jī)構(gòu)，喂入機(jī)構(gòu)，

8、鍘切拋送機(jī)構(gòu)，傳動(dòng)機(jī)構(gòu)。 2） 寫(xiě)一份設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)并繪制出滾刀式鍘草機(jī) CAM面圖紙，包括裝配圖和部分重 要零件圖。 3總體方案確定 3.1 傳動(dòng)方案確定 在初步設(shè)計(jì)鍘草機(jī)時(shí)，無(wú)法確定其相關(guān)的參數(shù)，也不好假定，故參考某型號(hào)滾刀 式鍘草機(jī)的技術(shù)規(guī)格如下表1： 表1已有滾刀式鍘草機(jī)的技術(shù)規(guī)格 Table 1 The hob type forage cutter specificati ons 型號(hào) 切碎器類(lèi) 動(dòng)刀片 切碎段長(zhǎng) 配套動(dòng) 機(jī)質(zhì)量 生產(chǎn)率 型 數(shù) 度 力(kW) (kg) (kg/h ) (mm) ZC-3 直刃斜裝

9、 6 20-80 3 120 1500-3000 13 安全離合器14滾刀 本設(shè)計(jì)的數(shù)據(jù)將選擇性的借鑒上表1中ZC-3滾刀式鍘草機(jī)的相關(guān)數(shù)據(jù)并擬定傳動(dòng)方案 為：初選電機(jī)轉(zhuǎn)速為1430r/min，動(dòng)刀片數(shù)為3。 1 ）電機(jī)通過(guò)一級(jí)帶傳動(dòng)將動(dòng)力傳到主軸。 在主軸另一端通過(guò)兩對(duì)圓柱齒輪減速后, 動(dòng)力到達(dá)下喂入輥。主軸的轉(zhuǎn)速為 715r/min。 2 ）上喂入輥通過(guò)草層與下喂入輥之間的摩擦帶動(dòng)，為了滿足上喂入輥能夠浮動(dòng)， 以保證不同負(fù)荷情況下有一定的壓緊力，所以在上輸入輥?zhàn)笥叶烁鞑捎靡粡椈珊突瑝K 輔佐固定。 3） 壓草輥的轉(zhuǎn)動(dòng)是由下喂草輥通過(guò)一對(duì)齒輪和一個(gè)萬(wàn)向聯(lián)軸器而傳動(dòng)，同

10、時(shí)在兩 端也加上彈簧與滑塊，為避免被卡死。 4） 為了保證自動(dòng)進(jìn)料的要求，采用了鏈板式輸送器。鏈板式輸送器的主動(dòng)鏈輪是 由下喂入輥通過(guò)一對(duì)鏈輪傳動(dòng)而獲得動(dòng)力。下圖 1為鍘草機(jī)的傳動(dòng)簡(jiǎn)圖。 電機(jī)2帶輪3風(fēng)扇4定刀5 鏈輪6 下喂入輥7上喂入輥 壓草輥9主鏈輪10萬(wàn)向聯(lián)軸器11齒輪12換向裝置 圖1滾刀式鍘草機(jī)傳動(dòng)簡(jiǎn)圖 Fig.1 Hob type forage cutter tran smissi on diagram 3.2結(jié)構(gòu)方案確定 滾刀式鍘草機(jī)由喂入機(jī)構(gòu)、切割拋送機(jī)構(gòu)、傳動(dòng)機(jī)構(gòu)以及防護(hù)裝置和機(jī)架等部分 組成。其中喂入機(jī)構(gòu)主要由鏈板式輸送器、壓草輥以及上、下喂入輥等部分所

11、組成； 切割拋送機(jī)構(gòu)主要由定刀片、動(dòng)刀片以及拋送葉片等部分所組成；傳動(dòng)機(jī)構(gòu)主要三角 皮帶、皮帶輪、齒輪、萬(wàn)向節(jié)及張緊輪等部分所組成；防護(hù)裝置主要由電動(dòng)機(jī)防護(hù)罩、 傳動(dòng)防護(hù)罩、齒輪防護(hù)罩等部分組成；機(jī)架系由左右支架、方架等部分所組成。 由于鏈板式輸送器和壓草輥的作用，鏈板上的草料被不斷的壓緊并向喂入輥輸送，上 下喂入輥將輸送器送來(lái)的材料再一次壓緊被喂給切刀。由于動(dòng)定刀片的相對(duì)作用，將 草料不斷切碎，碎段由排除槽排出或由風(fēng)扇吹至指定地點(diǎn)。 4 主要零、部件的選擇和設(shè)計(jì) 4.1電動(dòng)機(jī)的選擇 1 ）電動(dòng)機(jī)類(lèi)型的選擇：根據(jù)電源及工作機(jī)工作條件，選用 丫系列三相交流異步電 動(dòng)機(jī)。 2 ）電動(dòng)機(jī)功

12、率的選擇：采用 ZC-3相關(guān)數(shù)據(jù)，主軸轉(zhuǎn)速為715r/min，配套動(dòng)力的 設(shè)計(jì)要求是2.2?3kW由參考文獻(xiàn)［2］表1-7可知V帶傳動(dòng)的效率為0.96,故可選用額 定功率為3kW的電動(dòng)機(jī)。 3 ）電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的選擇：為了便于選擇電動(dòng)機(jī)，可先推算出電動(dòng)機(jī)的可選范圍。查 機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)表1-8可知V帶傳動(dòng)的傳動(dòng)比i乞7，又主軸轉(zhuǎn)速為715r/min，所以電動(dòng) 機(jī)的轉(zhuǎn)速須滿足 715 r/min < n=i *nw < 5005 r/min 。 綜合上述，選擇型號(hào)為 Y100L2-4電動(dòng)機(jī)，其參數(shù)如表2。 表2電動(dòng)機(jī)的技術(shù)數(shù)據(jù) Table 2 Motor tech nical da

13、te 電機(jī)型號(hào) 額定功率/kw 滿載轉(zhuǎn)速/（r/min） 額定轉(zhuǎn)距 質(zhì)量/kg Y100L2-4 3 1430 2.2 38 4.2 喂入輥 喂入輥由HT200鑄造，其作用是壓緊和喂送秸稈草料。其喂入性能與喂草輥的直 徑、形狀以及安裝位置直接有關(guān)。根據(jù)參考文獻(xiàn)［1］可知，常用的喂入輥按外型可分為棘 齒形和溝齒形：棘齒形輥?zhàn)ト∧芰?qiáng)，但容易纏草，如加梳齒板則增加成本并導(dǎo)致安 裝困難；溝齒形輥?zhàn)ト∧芰σ草^強(qiáng)，纏草情況較棘齒形好，一般小型鍘草機(jī)上多用此 型。喂入輥直徑對(duì)喂入性能的影響：直徑過(guò)大會(huì)使喂入的飼草不能靠近切割點(diǎn)；直徑 過(guò)小則會(huì)阻礙飼草喂入并易纏草。常用的喂入

14、輥直徑為 80到100mm下喂入輥上平面 應(yīng)與定刀處于同一水平面或略高。對(duì)喂入輥的要求是： 1）為便于切割，要求上下輥有 一定的壓緊力；2）為防止秸稈、草料被動(dòng)刀拉出而形成長(zhǎng)草，要求喂入輥表面帶齒或 溝槽；3）由于喂入量可能有變化，要求上喂入輥能上下活動(dòng)。為了適應(yīng)秸稈或草料層 厚薄的變化，以及為了使秸稈或草料層壓緊均勻，應(yīng)采用上喂入輥的壓緊機(jī)構(gòu)。常用 的壓緊機(jī)構(gòu)為彈簧式。在滾刀式鍘草機(jī)中，一般由切割滾筒用齒輪帶動(dòng)下喂入輥，再 由后者帶動(dòng)上喂入輥。由參考文獻(xiàn)［5］知，上下喂草輥的直徑Dg由下公式確定。 Dg td 2(1-cos ) (1) 其中t為草層厚度，■為草層通過(guò)喂

15、草輥時(shí)的壓縮系數(shù)，常用亠=0.6~0.8，「為草層與 輥之間的摩擦角，通常取® =16° ~ 32°。一般地，鍘草機(jī)常用Dg =40?120 mm本設(shè)計(jì) 取」=0.7， =30 °，t=70mm則 Dg t(1」) 2(1-cos ) 70 (1-0.7) 2 (1-cos30) mm 二 78.36mm 取 Dg = 80mm。 喂入輥的直徑a和長(zhǎng)度b可由下式確定： Q 2 ab= （mm2） （2） 60kclZdnd y 式中: Q 鍘草機(jī)的設(shè)計(jì)生產(chǎn)率（Kg/h）； kc——喂入口的充滿系數(shù)，kc =0.4?0.6

16、； l——秸稈飼草的切斷長(zhǎng)度（m） 乙——切刀數(shù)，乙=3； nd 刀架轉(zhuǎn)速， nd =715 r/min ； Y ――壓緊后的秸稈飼草體積質(zhì)量， Y =120?160 kg/m3 乘積ab確定后，按a =1/3?1/4b求出a、b值。 由于加工或收獲的實(shí)際生產(chǎn)率為理論生產(chǎn)率的 70%本次設(shè)計(jì)為1.5 t/h,所以 Q設(shè)計(jì)=等掙2.14 取Zd=3, nd =715 r/min , y=140kg/m3，得: , Q 2.14燈000 ab = 60kclZd nd y 60疋 0.5 漢 0.015?0.04 匯3疋 7 1514 0 (4) =o.o 0 5-90.0

17、1(m2) 取 ab=0.0158m2，又 a =1/3?1/4 b，則取 a=80mm , b=240mm。 實(shí)際進(jìn)草高度 h= (0.3~0.6) a= (0.3~0.6) >80mm=24~48mm,取 h 初=45mm； 實(shí)際進(jìn)草寬度 c= (0.3~0.6) b= (0.3~0.6) >240mm=72204mm,取 c=150mm。 4.3動(dòng)刀螺旋角的確定 采用螺旋動(dòng)刀主要是使鍘草機(jī)工作時(shí)有一個(gè)合理的滑切角，減少切碎物料時(shí)的剪 切功率，同時(shí)延長(zhǎng)每一把動(dòng)刀的切割時(shí)間，使整個(gè)工作過(guò)程負(fù)荷均勻，減少機(jī)器的震 動(dòng)，提高切碎質(zhì)量。根據(jù)參考文獻(xiàn)［8］知，我國(guó)目前螺旋動(dòng)刀的螺

18、旋角一般取值范圍為 18 ~30鍘草機(jī)動(dòng)刀的螺旋角與滑切角相等， 螺旋角越大滑切速度越大，切斷物料愈省 里。為滿足動(dòng)刀與定刀能穩(wěn)定鉗住莖稈實(shí)現(xiàn)切割，螺旋角不能超過(guò)極限鉗住叫。影響 鉗住角的主要因素為作物品種、莖稈含水率和動(dòng)定刀的鋒利程度。通過(guò)測(cè)定，動(dòng)定刀 鋒利時(shí)，干谷草的極限鉗住角為：有包葉時(shí) 34 ~36，無(wú)包葉時(shí)25 ~28。干麥草的極 限鉗住角為：有包葉時(shí)27 ~28，無(wú)包葉時(shí)25 ~26 ;青貯玉米稈(含水率65%~78%) 的極限鉗住角為：有包葉時(shí)44 ~46，無(wú)包葉時(shí)40 ~42。當(dāng)動(dòng)刀刃磨鈍時(shí)，以上作物 秸稈的極限鉗住角一般減小8° ~12°。由于我國(guó)目前生產(chǎn)

19、的滾筒式鍘草機(jī)一般以切碎 干飼草為主，兼顧青飼草加工，所以動(dòng)刀的螺旋角應(yīng)以干飼草加工的極限鉗住角進(jìn)行 設(shè)計(jì)。 通過(guò)對(duì)螺旋角為15、20、25和30的動(dòng)刀進(jìn)行了對(duì)比實(shí)驗(yàn)，從綜合性能分析，螺旋 角去20較為合適，可兼顧干，青飼草的加工，超長(zhǎng)率和破壞率均可以滿足有關(guān)標(biāo)準(zhǔn)。 4.4定刀的設(shè)計(jì) 4.4.1 定刀刃口形狀確定 由參考文獻(xiàn)同知，我國(guó)滾刀式鍘草機(jī)的定刀有兩種形式，一種為開(kāi)刃定刀， 另一種 為矩形定刀。開(kāi)刃定刀由4mn?6mm錳鋼板制成，工作刃角70?75 ;另一種為矩形 定刀，由白口鐵或工具鋼制成，斷面為矩形，矩形定刀的主要特點(diǎn)是四條棱邊均可作 為定刀刃，當(dāng)一條定刀刃磨鈍后，通過(guò)翻轉(zhuǎn)定

20、刀用另一棱邊作為定刀刃。因矩形定刀 的工作刃角為90 ,刃口不鋒利，切割功消耗大，工作質(zhì)量差。通過(guò)相關(guān)的資料和實(shí)驗(yàn) 表明，矩形定刀比開(kāi)刃定刀的性能要差。所以在本設(shè)計(jì)中采用開(kāi)刃定刀。 4.4.2 定刀高度確定 鍘草機(jī)工作時(shí)，物料由喂入輥壓縮并夾持送入切碎滾筒，物料壓縮后的厚度與生 產(chǎn)率和物料的品種有關(guān)。壓縮后的物料有一中間面，理論分析，若滾筒軸中心的安裝 面剛好與物料的中間面重合，則中間面以上的物料切割時(shí)首先被動(dòng)刀向外推送，處于 中間面的物料被動(dòng)刀直接切割，而中間面一下的物料被動(dòng)刀向下拉送，推來(lái)物料的情 況等，切草平均長(zhǎng)度較均勻?；疽陨戏治觯ǖ度械奈恢酶哂谖锪系闹行拿鏁r(shí)動(dòng)刀 對(duì)物料的推送

21、作用大于拉送作用，定刀刃的位置低于物料的中心面線時(shí)動(dòng)刀對(duì)物料的 拉送作用大于推送作用，這兩種情況都會(huì)引起超長(zhǎng)率和剪切率上升。 由于影響超長(zhǎng)率的因素很多，難于用于純理論分析方法解決定刀的配置高度，因此進(jìn) 行對(duì)比實(shí)驗(yàn)。動(dòng)刀刃位于滾筒中心線一下為 20mm 30mm 40mm 50mm四種情況，切碎 干飼草的生產(chǎn)率為0.4?1.2t/h，實(shí)驗(yàn)結(jié)果表明，在以上情況下，定刀的最佳位置為 20mm此時(shí)功率消耗低，綜合性能指示最好。 4.5超負(fù)荷安全裝置的設(shè)計(jì) 由于鍘草機(jī)工作時(shí)均采用人工送料，喂入的不均勻性必然存在，易出現(xiàn)滾筒堵塞， 造成機(jī)件損壞，因此，鍘草機(jī)應(yīng)有超負(fù)荷安全裝置。目前，我國(guó)生產(chǎn)的大型鍘

22、草機(jī)都 有設(shè)置超負(fù)荷安全保護(hù)裝置，型式一般為離合器及喂入輥反轉(zhuǎn)裝置，出現(xiàn)超負(fù)荷時(shí)， 扳動(dòng)離合器手柄，停止喂入輥轉(zhuǎn)動(dòng)，再扳動(dòng)離合器手柄使喂入輥反轉(zhuǎn)，將堵塞物料退 出。為簡(jiǎn)化機(jī)構(gòu)，我國(guó)小型鍘草機(jī)一般不設(shè)置安全保護(hù)裝置，給用戶帶來(lái)很大不便， 若采用超負(fù)荷安全裝置，多為安全保護(hù)鍵，當(dāng)負(fù)荷到達(dá)某一值時(shí)，保護(hù)鍵會(huì)自動(dòng)切斷， 要重新更換新的保護(hù)鍵后才能開(kāi)機(jī)工作，該方式費(fèi)事費(fèi)力，影響生產(chǎn)率的提高。 為了克服以上缺點(diǎn)，在喂入輥主軸的傳入軸上設(shè)置牙嵌式安全離合器，動(dòng)力經(jīng)牙嵌式 安全離合器傳給下喂入輥，喂入量超負(fù)荷時(shí)牙嵌式離合器自動(dòng)打滑，切斷喂入輥的傳 動(dòng)力，對(duì)不同物料的切碎作業(yè)調(diào)節(jié)方便，機(jī)構(gòu)制造成本低，便于用戶使

23、用。其超負(fù)荷 安全作用的牙嵌式安全離合器圖2。 圖2牙嵌式安全離合器 Fig.2 The jaw type safety clutch 在喂入輥或壓草輥被卡死時(shí)，能把物料及時(shí)不費(fèi)力的退出來(lái)。因此設(shè)計(jì)了一個(gè)反 向裝置，在安全離合器斷開(kāi)后，扳動(dòng)手柄，使其反轉(zhuǎn)把卡死在里的物料退出，能正常 的工作。其示意圖如圖3,介齒輪1 2和大齒輪為一固定的整體，此時(shí)四個(gè)齒輪都在工 作。當(dāng)出現(xiàn)卡死時(shí)，把手柄往下扳動(dòng)。此時(shí)小齒輪與介齒輪 2嚙合，再與大齒輪嚙合, 而介齒輪1沒(méi)有參與工作，在空轉(zhuǎn)。此時(shí)的大齒輪方向已經(jīng)改變。 Fig.3 The reverse device 4.6聯(lián)軸

24、器的確定 在設(shè)計(jì)壓草輥時(shí)，壓草輥能實(shí)現(xiàn)自轉(zhuǎn)和上下的移動(dòng)，所以要求用到聯(lián)軸器。根據(jù) 其要求選用無(wú)彈性元件的撓性聯(lián)軸器中的萬(wàn)向聯(lián)軸器。為消除從動(dòng)軸的速度波動(dòng)，選 用兩個(gè)向聯(lián)軸器，并使中間軸的兩個(gè)叉子位于同一平面上，同時(shí)，還使主、從動(dòng)軸與 中間軸的軸線間的斜偏角a相等，即：.^:-2，從而主、從動(dòng)軸的角速度相等，即雙萬(wàn) 向聯(lián)軸器。 4.7拋送機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì) 物料經(jīng)刀切碎后，一般由拋送裝置拋出外，以減輕人工清理的勞動(dòng)量。滾刀式鍘 草機(jī)長(zhǎng)用的拋送裝置有兩種形式，一種是在滾筒上安裝拋送葉片，滾筒在切碎物料的 同時(shí)將把切碎物料拋出。另一種方式是子啊滾筒軸的另一側(cè)串聯(lián)一個(gè)風(fēng)機(jī)，切碎的物 料由滾筒下方滑至風(fēng)機(jī)

25、后由風(fēng)扇葉片拋出，為了保證物料的跑送距離，風(fēng)機(jī)直徑較大。 本設(shè)計(jì)采用滾筒，風(fēng)扇一體式。雖然滾筒的結(jié)構(gòu)相對(duì)比較的復(fù)雜，為保證物料的拋送 距離，要求滾筒轉(zhuǎn)速較高，功率消耗大，但在很大程度上縮小了機(jī)器的空間體積和設(shè) 計(jì)成本，而且經(jīng)過(guò)多次試驗(yàn)表明，在此電機(jī)的功率和轉(zhuǎn)速下，完全可以達(dá)到本設(shè)計(jì)的 拋送距離大于1米，故此機(jī)構(gòu)在此設(shè)計(jì)中可行。 5工作過(guò)程分析與計(jì)算 鍘草機(jī)的整個(gè)工作過(guò)程：物料由鏈板式輸送器送入，經(jīng)壓草輥第一次壓緊。由于 物料的不均性可能會(huì)造成卡死，所以在壓草輥兩端設(shè)置彈簧滑塊機(jī)構(gòu)和經(jīng)萬(wàn)向聯(lián)軸器 輸入動(dòng)力。物料經(jīng)壓緊后，到達(dá)上下喂入輥被夾持。其中上喂入輥由下喂入輥帶動(dòng)， 主要靠物料與喂入輥之

26、間的摩擦傳動(dòng)。上喂入輥同樣實(shí)用彈簧和滑塊輔助固定，以避 免過(guò)載卡死。物料經(jīng)喂入輥到達(dá)定刀上，再由動(dòng)刀切碎，經(jīng)拋送機(jī)構(gòu)送出。 根據(jù)設(shè)計(jì)要求，刀刃線速度8~11m/s,主軸的轉(zhuǎn)速為715r/min。由此可設(shè)計(jì)出滾筒的大 小與刀片的位置。由公式 兀dn V= =8~11m/s (5) 60 1000 可得出刀刃到主軸中心的距離 d： 213.8~294.0mm。取d=230mm。 電機(jī)的轉(zhuǎn)速為1430r/min,經(jīng)一級(jí)帶傳動(dòng)后到達(dá)主軸，轉(zhuǎn)速為 715r/min，傳動(dòng)比ii=2。 從主軸到軸2,通過(guò)一對(duì)錐齒輪減速，轉(zhuǎn)速為 311r/min,傳動(dòng)比為i2=2.3。經(jīng)離合器到 達(dá)差速器，再次減速

27、，得轉(zhuǎn)速205r/min，傳動(dòng)比為i3=1.52,及下喂入輥軸的轉(zhuǎn)速。下喂 入輥通過(guò)一對(duì)齒數(shù)相同的齒輪把動(dòng)力傳給壓草輥，通過(guò)鏈傳動(dòng)把動(dòng)力傳到主鏈輪，完 成物料的輸送過(guò)程。為滿足其物料的供應(yīng)，其鏈輪的轉(zhuǎn)速要求大于壓草輥和下喂入輥 的轉(zhuǎn)速i=0.625,轉(zhuǎn)速為328r/min。 為防止其被物料卡死，能上下的浮動(dòng)，并在正常工作時(shí)，上喂入輥和壓草輥對(duì)物料有 一定的壓力，所以在上喂入輥和壓草輥兩側(cè)都按有彈簧滑塊機(jī)構(gòu)。為防止彈簧失穩(wěn)， 加裝導(dǎo)套。如圖3所示：其彈簧相關(guān)的參數(shù)設(shè)計(jì): (8) (8) 圖4彈簧失穩(wěn)防止 Fig.4 Spring in stabilit

28、y preve nti on 1）根據(jù)工作條件選擇材料并確定其許用應(yīng)力 因彈簧在一般載荷條件下工作，可以按第U類(lèi)彈簧來(lái)考慮?，F(xiàn)選用彈簧鋼絲 B級(jí)。估 算其最大載荷為400N,最小載荷為150N,最大行程20mm估取彈簧鋼絲直徑為4mm， 由參考文獻(xiàn)［10］ 得［ T ］=0.5 （T B。G=80000MP,a 6 =1460MPa 得 t ]=0.5 X 1460=730MPa 2）按強(qiáng)度計(jì)算求彈簧鋼絲直徑：取彈簧外徑 D=35mm故D2=35-4=31mm 彈簧指數(shù) C 二 D?/d 二 31/4 二 7.75 (8) (8) 由式得有曲度系

29、數(shù) 4C -1 0.615 4C 一4 C 4 7.75 -1 0.615 = 1.2 4 7.75 -4 7.75 (8) (8) 由式得 d -1.6 730 (8) (8) 查參考文獻(xiàn)［10］取d=4mm與估計(jì)值符合 3) 按形變計(jì)算彈簧有效工作圈數(shù)z: F1 F 2 F2 _ F1 1 2 「2 ' -1 2 - 1 20 故 \ =一 - F1 150 = 12 mm F2 - F1 250 400 12 =32mm 150 (8) Gd

30、2 8F2C3 80000 4 32 8 400 7.753 = 6.87 (9) 按表取z=7圈。由于z取7圈，為保證最大工作載荷F2和行程h不變，必須重新求最 小工作載荷Fi。 8F2C3z 8 400 7.753 7 Gd 一 80000 4 =32.6 mm (10) r = 2 - h = 32.6 -20 = 12.6 mm (11) 4） 由式得 F^F^1 =400 126 =154.6N ■2 32.6 求工作極限載荷Flm :由表知U類(lèi)載荷彈簧的工作極限剪切應(yīng)力 伽 乞 1.25〔丨-1.25 730 =912.5 MPa

31、n^j^』14 43 912.5 = 739.4 N (12) (13) Fiim 8KD2 8 1 31 求工作極限載荷Flim下的變形?訕： 人2 Flim 32.6X739.4 60 3mm 400- . mm (14) F2 (15) 6 彈簧鋼絲直徑 彈簧中徑 彈簧內(nèi)經(jīng) 彈簧外徑 有效工作圈數(shù) 總?cè)?shù) 求彈簧的幾何尺寸: d=4mm D2=31mm D1=D2-d=27mm D=D2+d=35mm z=7 Z1=z+2=9 節(jié)距 p=d+ =4+ 603 =12.6mm z 7 自由高度（丫1型Z1=z+2） 工作高度 壓

32、并高度 H0=p z+1.5d=12.6X 7+1.5 X 4=94.2mm H1=H0—九=94.2— 12.6=81.6mm H2=H°—力=94.2— 32.6=61.6mm Hb=H0— |im =94.2 — 60.3=33.9mm 兩圈的間隙 螺旋升角 彈簧展開(kāi)長(zhǎng)度 z 60.3 7 =arcta n— 兀D2 ■D2Z1 cos =8.6 mm 二 arcta® 3.14 31 3.14 31 9 co 7.4 = 7.4 二 883.4mm 7 ）驗(yàn)算穩(wěn)定性：高徑比為 b二

33、也漢2 D2 3.0 <5.3 31 巳= KaP=1.1 3k^V = 3.3k^V (16) 滿足穩(wěn)定性要求。 6主要零、部件的計(jì)算與校核 6. 1帶傳動(dòng)設(shè)計(jì) 6.1.1 確定計(jì)算功率 Ka =1.1，故 由參考文獻(xiàn)［10］表7.6查得工作情況系數(shù) 6.1.2 選擇V帶的類(lèi)型 根據(jù)Pd =3.3kW m =1430r/min由參考表7.11選用A型。 6.1.3 確定帶輪的基準(zhǔn)直徑dd1并驗(yàn)算帶速： 1 )初選小帶輪的基準(zhǔn)直徑dd1 :由參考文獻(xiàn)［10］表7.7，取小帶輪的基準(zhǔn)直徑 dd1=90mm 2 )驗(yàn)算帶速：：

34、帶的速度 、、 兀dd1 n1 u = 60 1000 因?yàn)椋海海海?5m/s，故帶速合適。 3?14 90 1430 m/s=6.74m/s 60 1000 (17) 3 )計(jì)算大帶輪的基準(zhǔn)直徑: 根據(jù)式 i』 n2 dd2 dd1 1 - £ (18) 計(jì)算大帶輪的基準(zhǔn)直徑 dd2=nL"d11 —1430 90 1 — 0.02 mm =176.4mm (19) n2 715 其中&為滑動(dòng)率(£ -1%?2%),這里取&為2%。根據(jù)表7.3，取為dd2 =180mm 6.

35、1.4 確定V帶的中心距a和基準(zhǔn)長(zhǎng)度Ld 1 )根據(jù)式0.7(dd1 dd2)乞Sb - 2(dd1 dd2)初步確定中心距 0.7(90 180 = 189乞玄乞 2(90 180 二 540 因要求結(jié)構(gòu)緊湊，故取偏小值a0 =300mm 2 )由式 2 4ao Ldo 2ao -(Ldi Ld2)(dd^dd1) 計(jì)算帶所需的基準(zhǔn)長(zhǎng)度 S 細(xì)尹亠)^^^^ 2 300 2(9° 1込(?^ mm 1031mm(20) 由參考續(xù)表7.2選帶的基準(zhǔn)長(zhǎng)度Ld =1120mm 3 )按式 a '、、■ a° -■ Ld o (21)

36、 計(jì)算實(shí)際中心距a 二(300 1120-1031) mm = 344.5mm 考慮到帶輪的制造誤差、帶長(zhǎng)誤差、帶的彈性以及因帶的松弛而產(chǎn)生的補(bǔ)充張緊 的需要，中心距的變動(dòng)范圍為 amin =a - 0.015Ld， amax =a 0.03Ld，故中心距的變化 范圍為 327.7mm ：： a :: 378.1mm。 6.1.5 驗(yàn)算小帶輪上的包角“ © 573” 。 573° c % "80 —(dd2 一=180 —(180 — 90)^— "65^120 (22) a 344

37、.5 6.1.6計(jì)算帶的根數(shù)z 由參考文獻(xiàn)［10］式11-21可知 (23) _ Pc z 一 P。 P。K-Kl 對(duì)于A型帶，查參考文獻(xiàn)［10］表7.3由線性插值法可得當(dāng)dd1 =90mm和片=1430r/min時(shí), P0 N.0588KW ；查參考文獻(xiàn)［10］表7.4 ,彎曲影響系數(shù) Q0.7725 X 10-3 ；查參考文獻(xiàn)［10］ 表7.5 , K=1.1373 ;由線性插值法可得當(dāng)n1 =1430r/min , P =0.133;查參考文獻(xiàn)何 表7.8，由線性插值法可得當(dāng)- =165時(shí)，小帶輪包角修正系數(shù) Ky = 0.965 ；查參考文 獻(xiàn)［10］續(xù)表7.2可知，帶長(zhǎng)

38、修正系數(shù)Kl =0.91 ；于是， 巳 P° 卩0 K：Kl = 3.15 3.3 1.0588 0.133 0.965 0.91 取z=3 6.1.7計(jì)算單根V帶的初拉力的最小值（F°）min (F0)min =500(2.5 — K :訊 m 2 =500 空 °965) 3.3 0.1 6.742=139N 0.965 3 6.74 其中由參考表7.1得m=0.1kg/m，應(yīng)使帶的實(shí)際初拉力F。一 （F°）min 6.1.8 計(jì)算壓軸力Fp 壓軸力的最小值為： 165。 165 =826.9N 2 (24) ?

39、«1 (Fp)min =2z(F0)min sinT=2 3 139 sin 6.1.9帶輪結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 輪觳和輪輻的尺寸參見(jiàn)參考文獻(xiàn)，輪槽截面尺寸按照 GB/T13575.1 — 92中A型槽型的 規(guī)定進(jìn)行設(shè)計(jì)計(jì)算。取槽型 A基準(zhǔn)寬度為bd =11mm ,基準(zhǔn)線上槽深h^3mm,基準(zhǔn)線 下槽深 hf=9mm, f=9mm, e=15mm, =34。 此外，V帶傳動(dòng)運(yùn)轉(zhuǎn)一段時(shí)間以后，會(huì)因?yàn)閹У乃苄宰冃魏饶p而松弛。 為了保證帶傳 動(dòng)正常工作，采用張緊輪的張緊裝置。 6.2齒輪的設(shè)計(jì)和校核 在正常工作時(shí)，主軸到下喂入輥之間由三對(duì)齒輪傳動(dòng)，一級(jí)是小齒輪與介齒輪 1 嚙合完成一

40、次減速傳動(dòng)。介齒輪1與介齒輪2嚙合完成反向的傳動(dòng)，在此不減速。介 齒輪2與大齒輪嚙合完成另一次減速運(yùn)動(dòng)，在整個(gè)過(guò)程中實(shí)現(xiàn)二次減速。初定出草得 長(zhǎng)度l=24mm，由公式： (25) kwo 如=l n Zd 可得到下喂入輥的轉(zhuǎn)速n3=205r/min。其傳動(dòng)比1=3.49 分配其傳動(dòng)比i2=2.30, i3=1.52，其另一軸的轉(zhuǎn)速為311r/min。直齒錐齒輪的軸交角 =90，軸2經(jīng)v帶傳動(dòng)和一對(duì)軸承傳動(dòng)后的功率 p2=pXn 1Xn 2=3x 0.96 x 0.99=2.85 6.2.1選擇齒輪材料、精度等級(jí)及齒數(shù) 按傳動(dòng)方案，選用直齒圓柱齒輪傳動(dòng)。工作機(jī)速度不高，故選7級(jí)精度

41、。由表10-1 選小齒輪的材料為40Cr （調(diào)質(zhì)），齒面硬度為280 HBS大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)）， 齒面硬度為240HBS二者材料硬度差為40 HBW選小齒輪齒數(shù)乙=24,介齒輪的齒數(shù) 為 z2 =2.3 24=55.2，取 Z2=55,大齒輪的齒數(shù)為 z3 = 1.52 55 = 83.6，取 Z3=84。 6.2.2按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì) 由設(shè)計(jì)計(jì)算公式進(jìn)行試算，即 (26) 2 TK, d1t _ 2.323 d (29) (26) (29) (26) 1 ）確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值。 ① 試選載荷系數(shù)Kt=1.3 o ②

42、 計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩。 1=9.55 X 10621 =9.55 X 1063 0.96 =38467 N ? mm n1 715 (29) (26) (29) (26) ③由參考文獻(xiàn) ［10］表10-7選取齒寬系數(shù)© d=1o ④由參考文獻(xiàn) 1 ［10］表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8 MPa 2 。 ⑤由參考文獻(xiàn) ［10］圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限 <THlim1=600MPa大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限<THlim2=550MPa ⑥由公式計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)。 1=60mjL

43、h=60X 715X 1X (2 X 8X 300X 15)=3.089 X 109 (27) =1.343 X 108 u ⑦由參考文獻(xiàn)［10］圖10-19取接觸疲勞強(qiáng)度壽命系數(shù) 心=0.89 ; Khn2=0.95。 ⑧計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力。取失效概率為 1%安全系數(shù)S=1，由公式得: C 葉丁 = 0.89 600 =534MPa (28) c ]h2=^ -0.95 550 =522.5MPa S 2）計(jì)算 ①試算小齒輪分度圓直徑d1t，代入［c ］h中較小的值。 d^ -2-TK-UU 2 =2.32 3 4.3 38467 3.3(189?8)2 =48

44、.94mm 2.3 522.5 ②計(jì)算圓周速度Vo v 如J=3?14 48?94 715=1.83 m/s 60 1000 … … 60 1000 ③計(jì)算齒寬bo b = 'd *d1t =1 48.94=48.94 mm (29) ④ 計(jì)算齒寬與齒高之比b 模數(shù) 葉=*t =48.94/24=2.04 mm z 齒高 h=2.25m t=2.25 X 2.04=4.59 mm 48

45、94 4894 =10.66 h 4.59 ⑤ 計(jì)算載荷系數(shù)。根據(jù)v=1.83m/s , 7級(jí)精度，由圖10-8查得動(dòng)載荷系數(shù)kv=1.09 ; 直齒輪，K H 一.二 Kf-.二1 ； 由參考文獻(xiàn)［10］表10-2查得使用系數(shù)kA=1； 由表10-4用插值法查得7級(jí)精度、小齒輪相對(duì)支承非對(duì)稱布置時(shí)， Kh 1=1.418。 由 b =10.66，Kh =1.418 查圖 10-13 得 Kf =1.35 ;故載荷系數(shù)： h K 二 KaKvKh：.Kh：=1 1.09 1 1.418=1.546 ⑥ 按實(shí)際的載荷系數(shù)校正算得得分度圓直徑，由公式得： d1 =d1t3 K

46、=48.94 3 1.546 =51.85 mm (30) \ Kt ; 1.3 ⑦ 計(jì)算模數(shù) Z1 51.85 24 =2.16 mm 3) 按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)。由公式得彎曲強(qiáng)度的設(shè)計(jì)公式為: (31) m - 3 2 VdZ1 確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值。 ① 由參考文獻(xiàn)［10］圖10-20C查得小齒輪彎曲疲勞強(qiáng)度極限-FE1=500MPa大齒輪的 彎曲強(qiáng)度極限二FE2=380MPa ② 由參考文獻(xiàn)［10］圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)Kfn1 =0.85 ； Kfn2=0.88 ； ③ 計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力。取彎曲疲勞安全系數(shù) S=1.

47、4，由式10-12得： 0.85 500 1.4 =303.57MPa (32)  FN2 FE2 0.88 380 =238.86MPa ④ 計(jì)算載荷系數(shù)。 K 二 KaKvKf：K_=1X 1.09 X 1 X 1.35=1.472 ⑤ 查取齒形系數(shù)。 由表 10-5 查得 Yf9i =2.65 ; YFa2=2.30。 ⑥ 查取應(yīng)力校正系數(shù)。 由表 10-5 查得 Ysa1=1.58 ； Ysa2=1.715。 ⑦ 計(jì)算大、小齒輪的Y舟并加以比較。 YSa1Y Fa1 26^=0.01379 303.57 = 2.30 叮.715 =238

48、.86 =0.01651 大齒輪的數(shù)值大。 設(shè)計(jì)計(jì)算： 「2x1.472x38467 小一門(mén)，,c m_ 3 2 0.01651 =1.48 mm V 仆 242 對(duì)比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)大于由齒根彎曲強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)，由 于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強(qiáng)度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強(qiáng)度所 決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關(guān)，可取由彎曲強(qiáng)度算得 的模數(shù)1.48并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值 m=1.5,接觸強(qiáng)度算得的分度圓直徑d仁51.84mm算 出小齒輪的齒數(shù)。 d1 51.84小 小訃 c廠 z1 - =34.56，取 Z1=35 m

49、1.5 大齒輪齒數(shù) Z2=2.3 X 35=80.5，取 Z2=81。 這樣設(shè)計(jì)出的齒輪傳動(dòng)，既滿足了齒面接觸疲勞強(qiáng)度，又滿足了齒根彎曲疲勞強(qiáng)度， 并做到結(jié)構(gòu)緊湊，又避免浪費(fèi)。 4 ）幾何尺寸計(jì)算。 ①計(jì)算分度圓直徑d<!=乙m=35 1.5=52.5 mm d2=z2m=81 1.5 = 121.5 mm ② 計(jì)算中心距 di d2 52.5 121.5 印 87 mm 2 2 ③ 計(jì)算齒輪寬度 b = dd^i = 1 52.5 = 52.5 mm 取 B2=53mm B=55mm。 介齒輪2與大齒輪之間的傳在此不做校核，只計(jì)算其相關(guān)尺寸。 Z3 =1.5

50、2 81 =123.12，取 Z3=123 分度圓直徑 d 3=Z3m=184.5 mm 中心距 a?二 d3 d2 齒輪寬度取Bb=50 mm四個(gè)齒輪的相關(guān)參數(shù)如表3 表3齒輪相關(guān)參數(shù) Table3 Gear parameters 名 稱 齒數(shù) 模數(shù)（mm 分度圓直徑 材料 齒輪寬度 (mm (mm 小齒輪 35 1.5 52.5 40Cr 55 介齒輪1 81 1.5 121.5 45鋼 53 介齒輪2 81 1.5 121.5 45鋼 53 大齒輪 123 1.5 184.5 45鋼 50

51、 6.3鏈傳動(dòng)的設(shè)計(jì) 1 ）選取鏈輪齒數(shù)。取小鏈輪齒數(shù) Z2=19，大鏈輪的齒數(shù)為Z1= 19 =30 0.625 2 ）確定計(jì)算功率。由參考文獻(xiàn)［14］表9-7查得氐=1.0，由圖9-13查得KZ=0.82， 計(jì)算功率為 Pac =KAKZP =1.0 0.82 3=2.46kw （33） 3 ）選擇鏈條型號(hào)和節(jié)距。根據(jù) Pac=2.46kw，及m=205r/min查圖9-11,10A-1。 參考文獻(xiàn)［14］表9-1，鏈條節(jié)距為：P=15.875mm 4）計(jì)算鏈節(jié)數(shù)和中心距。初選中心距： ao= ( 30~50)p=( 30~50)X 15.875=476.25 ~79

52、3.75mm 取a°=500mm相應(yīng)的鏈長(zhǎng)節(jié)數(shù)為： (34) 丄工-~z ]p 500 丄 19+30丄f30-19(5875 前 55 2二玄 一 15875 2 2 3.14 "^帀 _ . 取鏈長(zhǎng)節(jié)數(shù)Lp =88節(jié)。 查表9-7查得中心距計(jì)算系數(shù)「=0.24931，則鏈輪的最大中心距為： a = f1p2l_p - 乙 Z2 丄0.24931 15.875 2 88- 30 19 l = 502.64mm （35） 5 ）計(jì)算鏈速，確定潤(rùn)滑方式。 厲乙p 60 1000 205 30 15.875 =1.6m/s 60 1000 (36)

53、 由v=1.6m/s和鏈號(hào)10A-1，查圖9-14可應(yīng)采用滴油潤(rùn)滑。 6）計(jì)算軸力Fp。有效圓周力為： p 2 46 Fe=1000 =1000 =1537.5N v 1.6 鏈輪水平布置是的壓軸力系數(shù) Kfp =1.15，則壓軸力為： Fp Kfp Fe =1.15 1537.5 =1768 N 6.4對(duì)主軸進(jìn)行設(shè)計(jì)和強(qiáng)度校核 6.4.1 求主軸上的功率和轉(zhuǎn)矩 設(shè)滑動(dòng)軸承在工作過(guò)程中潤(rùn)滑正常，則查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)表 1-7取V帶傳動(dòng)的效率 為1 =0.96,電動(dòng)機(jī)額定功率P=3KW，則主軸上的功率： R =0.96 3KW = 2.88KW。

54、主軸轉(zhuǎn)矩： 「=38.467 N *m 6.4.2 初步確定軸的最小直徑 先按式初步估算軸的最小直徑。根據(jù)鍘草機(jī)的一般實(shí)際情況，選取軸的材料為 45 鋼，調(diào)質(zhì)處理。取A=112,于是得 dmin = 112 2.88 =17.8mm 715 (37) 取 dmin=35mm 643軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 1 ）擬定軸上的裝配方案：主軸上中間安裝動(dòng)刀架和風(fēng)扇葉片結(jié)合體，動(dòng)刀架倆側(cè) 為滑動(dòng)軸承，滑動(dòng)軸承一側(cè)為電動(dòng)機(jī)傳遞動(dòng)力給主軸的大帶輪，另一側(cè)是主軸傳遞動(dòng) 力給鍘切機(jī)構(gòu)的小錐齒輪。 2 ）根據(jù)零件大小及軸向定位的要求確定軸的各段長(zhǎng)度直徑和長(zhǎng)度。

55、 為滿足帶輪的軸向定位要求，1 - U軸端需制出一軸肩， di-n =35mm由于dd = 300mm 帶輪采用腹板式，長(zhǎng)度 B=（z-1）e+2f=48mm，取l=45mm 3 ）初步選擇滾動(dòng)軸承。因軸承同時(shí)受有徑向力和軸向力的作用，故選用單列圓錐 滾子軸承，參照工作要求并根據(jù) di-n= 35mm由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取 0基本游隙 組，標(biāo)準(zhǔn)精度級(jí)得單列圓錐滾子軸承 30208,其尺寸為dx DX T= 40mm< 80mm< 19.75mm 故dn-m=dv-^=40mm端蓋的總寬度為20mm軸承寬度為18，右端與帶輪距離42mm故 取 l n-m=80mm 4） 由

56、軸肩高度h>0.07d，而dn-m =40mm取h=6mm故取dm-珂=52mm滾筒右側(cè)有一 軸肩，取其高度6mm故的軸環(huán)處得直徑為dm- v =64mm其長(zhǎng)度l珂-v =20mm軸V -切段 尺寸與軸n - m段尺寸一樣。軸切-叫段，取dw-皿=35mm l⑴?=40mm具體結(jié)構(gòu)圖如圖4: 1 — U -4- 一 J - ” I ■ ! I U [D V VI 圖5 5）軸上零件的周向定位。齒輪，滾筒和帶輪的周向定位都采用平鍵連接。按 d m-W由表6-1查得平鍵截面bx h=16mX 10mm鍵槽用鍵槽

57、銑刀加工，長(zhǎng)為100mm同 時(shí)為了保證齒輪與軸配合有良好的對(duì)中性，故選擇配合為 巴；同樣帶輪和錐齒輪與 n6 軸的鏈接，選用平鍵為10mX 8mrX 35mm滾動(dòng)軸承與軸的周向定位是由過(guò)度配合來(lái)保 證的，此處選用軸的公差為m6. 6.4.4按彎矩合成校核軸的強(qiáng)度 1）求軸上載荷。軸上受力的位置有大帶輪處，刀架處，軸承處和小錐齒輪處。其 中，動(dòng)刀架對(duì)主軸的扭矩： 6 3 匯 75% 4 715 T =9.55 10 3.01 10 N *mm 2 故動(dòng)刀架對(duì)主軸作用的圓周力: Fr 二 38467 230 = 167.2N (38) 2 動(dòng)刀

58、架重G二mg =300N ,小帶輪對(duì)軸的作用力FP2 =1384N ,分解為水平和豎直面上的 兩個(gè)分力： FP2H = FP2v ~ Fp2 * cos45 - 978N 大帶輪對(duì)軸的作用力豎直向下為 FP1 =788.4N 。 121-78 40 =0 一 2丿 2）求水平面支反力。由7Mb=0得: -Fah U40 + 240)-F腫"4° + 40〕+Fp2h I 2丿 AH = 72N ； 2 得 F bh -1294 N。 '^0b1.12"04N?mm 2 丿 3）計(jì)算水平面彎矩： M CH ~ F A

59、H Mbh =Fbh 匯 12^Z^4^L6.0^104^mm \、 2丿 4) 求垂直面支反力。由7Mb=0得： z … ’〔240 + 40) ( 78十40、 , 、 Fav U40 + 240)+(mg —Fr F I+Fp2V x 121 — I—Fp "121 —20 + 145—48)= 0 l 2丿 < 2丿 得 Fav = 666N ； 由、卡=0得： fbv 一 fav mg— E 一 Fp2v 一 FP1 二0 得 Fbv =2488N。 5) 計(jì)算垂直面彎矩： cv '、、2 丿 M bv 二 Fav 40

60、272 mg - Fr 272*4°〕=2.16X105n ?mm Mdv =FP1 145-24 39&1.26 105N?mm 6) 計(jì)算合成彎矩： r 2 2 5 Me 二 Mch Mcv 1.04 10 N *mm (39) i 2 2 5 M B = M bh M bv = 2.24 10 N *mm c M d 二 M dv =1.26 10 N *mm 7) 計(jì)算扭矩： 6 3 江 75% 4 Tc =9.55 10 2.77 10 N 775 6 3 7.96 4 Td =9.55 106 3.55 104 N *mm 77

61、5 根據(jù)其受力和計(jì)算出的彎矩、扭矩繪制成圖如圖 5。 2 Fig.5 Axial bending mome nt diagram and the diagram torque 1 ⑧計(jì)算當(dāng)量彎矩 。 2 2可將軸的扭轉(zhuǎn)剪應(yīng)力看作脈動(dòng)循環(huán)，取:=0.6 , Me=pM —(aT) 觀察合成彎矩圖和扭矩圖可知，B和D處均可能是危險(xiǎn)截面，則 B截面： MBe「MB (aTc)2 = 2.24 1 05N mm D截面： M De »M D (aTE)2 "26 105N mm 垂直面驟圖 圖5軸的彎矩圖和扭矩圖 2

62、 ⑨校核危險(xiǎn)截面強(qiáng)度。軸的材料選用 45鋼，正火，由參考文獻(xiàn)："表14-1查得強(qiáng)度 極限二b =600MPa，由表14-5查得其需用彎曲應(yīng)力為1- 4/-55MPa， M B V M B V Wb _ 0.1dB3 = 52.24MPa ： 55MPa =幽 = 29.62MPa :: 55MPa WD 0.1dD_ 故軸的強(qiáng)度足夠。 7結(jié)束語(yǔ) 滾筒式鍘草機(jī)的設(shè)計(jì)既要考慮用戶使用的安全性，還要顧及到技術(shù)參數(shù)的先進(jìn)性 機(jī)使用機(jī)具的經(jīng)濟(jì)性，要同時(shí)考慮上述條件，具有很大的難度。在設(shè)計(jì)時(shí)，充分考慮 到以上因素，盡最大的努力，在設(shè)計(jì)方面把好第一關(guān)。但由于個(gè)人的能力有限，還有

63、 許多方面的因素沒(méi)有考慮到，可能在實(shí)際操作中遇到一些問(wèn)題。希望能得到老師指點(diǎn) 與幫助，能把機(jī)具不斷給予改進(jìn)完善。 參考文獻(xiàn) [1] 沈再春主編?農(nóng)產(chǎn)品加工機(jī)械與設(shè)備[M].北京.中國(guó)農(nóng)業(yè)出版社.1993:45-48. [2] 吳宗澤，羅圣國(guó).機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)手冊(cè)[M].北京：高等教育出版社.2006.05. [3] 無(wú)錫輕工業(yè)學(xué)院主編.食品工廠機(jī)械與設(shè)備 [M].北京：中國(guó)輕工業(yè)版社，1993:89-94. [4] 第一機(jī)械工業(yè)部農(nóng)業(yè)機(jī)械研究所 .農(nóng)業(yè)機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)(上、下冊(cè)) [M].北京：機(jī)械工業(yè)出版 社,1972. ⑸ 龐聲海 饒應(yīng)昌.飼料加工機(jī)械使用與維修[M].北

64、京：中國(guó)農(nóng)業(yè)出版社,2000:131-133. ⑹ 良梓.微型自動(dòng)多功能鍘草機(jī)[J].湖南農(nóng)業(yè)-2005年9期. [7] 胡長(zhǎng)海.適用于中小型飼養(yǎng)場(chǎng)的系列鍘草機(jī) [J].山東農(nóng)機(jī)化-2005年10期. [8] 胡長(zhǎng)海.新型鍘草機(jī)[J]. 農(nóng)村百事通，2006,(02). [9] 李魯予.河南省監(jiān)督抽查發(fā)現(xiàn)鍘草機(jī)存在 5大質(zhì)量問(wèn)題[J].農(nóng)機(jī)質(zhì)量與監(jiān)督，2004,(03). [10] 濮良貴，紀(jì)名剛.機(jī)械設(shè)計(jì)[M].北京：高等教育出版社， 2006.5:401-402. [11] 李良藻、湯楚宙主編.農(nóng)產(chǎn)品加工機(jī)械[M].長(zhǎng)沙：湖南教育出版社，1989. [12] Esposito

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