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棉桿鍘切機設計說明書學生姓名 學 號 所屬學院 機械電氣化工程學院 專 業(yè) 機械設計制造及其自動化 班 級 12-1 指導教師 日 期 2012.05 大學教務處制前言隨著經(jīng)濟快速發(fā)展，我國能源危機和環(huán)境污染問題越來越突出，引起人們普遍關注。正在開展的社會主義新農(nóng)村建設，也要求農(nóng)村在能源和環(huán)境兩方面取得突破。農(nóng)作物秸稈是重要的生物質能源，又是豐富的資源，棄之則廢，用之則貴，而棉桿在地區(qū)優(yōu)勢隨處可見。利用同時具有能源和環(huán)保效益的秸稈沼氣技術獲取生物質能源，是農(nóng)作物秸稈的資源化利用一條非常有潛力的途徑。實際調查顯示，現(xiàn)有的農(nóng)作物加工機械配套的動力要求高，耗能比較大，不適合農(nóng)村及偏遠的山區(qū)使用?，F(xiàn)通過對棉桿的加工成型和長度的分析，研究設計一種小型，易操作，生產(chǎn)成本低，結構簡單，性能穩(wěn)定，安全系數(shù)高的棉桿鍘切機。目 錄1 棉桿鍘切機的綜述及發(fā)展前景..................................................11.1 農(nóng)業(yè)機械在現(xiàn)代化建設中的作用..........................................11.2 棉桿鍘切機簡介........................................................11.3 市場前景分析..........................................................12 整機總體設計方案............................................................12.1 實現(xiàn)原理介紹..........................................................13 傳動機構設計................................................................23.1 電動機的選擇..........................................................23.2 錐齒輪的設計..........................................................33.2.1 選擇齒輪材料及精度等級..........................................33.2.2 按接觸疲勞強度設計小齒輪分度直徑................................33.2.3 計算主要尺寸與參數(shù)..............................................43.3 圓柱齒輪的設計........................................................53.3.1 選定精度材料及齒數(shù)..............................................63.3.2 按齒面接觸強度計算..............................................63.3.3 計算具體參數(shù)....................................................63.3.4 按齒根彎曲強度設計..............................................73.3.5 幾何計算........................................................83.4 軸的設計..............................................................93.4.1 主軸Ⅰ的設計....................................................93.4.2 傳動軸Ⅱ的設計.................................................113.4.3 傳動軸Ⅲ、Ⅳ的設計.............................................113.5 軸的校核.............................................................123.5.1 主軸Ⅰ的校核...................................................123.6V 帶傳動的設計........................................................153.6.1V 帶輪的設計要求和材料..........................................153.6.2V 帶輪的結構....................................................153.6.3 相關計算.......................................................153.6.4 帶輪的結構設計.................................................164 刀的設計...................................................................164.1 切割與粉碎...........................................................164.2 切刀的設計...........................................................164.2.1 切刀的材料.....................................................164.2.2 對于切刀的要求.................................................164.2.3 選用或設計刀片時應滿足的要求...................................164.3 刀的滑切與正切分析...................................................164.4 鉗住物料的條件分析...................................................174.5 刀的安裝.............................................................185 進給機構與機架的設計.......................................................195.1 進給機構的設計.......................................................195.2 機架的設計...........................................................196 總結.......................................................................20致謝........................................................................21參考文獻....................................................................22 塔里木大學畢業(yè)設計 1棉桿鍘切機的綜述及發(fā)展前景1.1 農(nóng)業(yè)機械在現(xiàn)代化建設中的作用農(nóng)業(yè)機械化是建設現(xiàn)代農(nóng)業(yè)的重要物質基礎，是先進生產(chǎn)力的代表，是提高農(nóng)業(yè)勞動生產(chǎn)率的主要手段。農(nóng)業(yè)機械化是農(nóng)業(yè)科學技術推廣應用的重要載體，是農(nóng)業(yè)現(xiàn)代化的必然過程，加快發(fā)展農(nóng)業(yè)機械化是推進城鎮(zhèn)化建設，全面建設農(nóng)村小康社會的重要舉措，加快發(fā)展農(nóng)業(yè)機械化也是保護和提高糧食綜合生產(chǎn)能力，增加農(nóng)民收入的重要措施。一是通過農(nóng)業(yè)機械，可以代替人工，使大量的農(nóng)村勞動力從繁忙的農(nóng)業(yè)勞動中解脫出來，使其投入到產(chǎn)業(yè)中，增加農(nóng)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(nóng)業(yè)技術，降低農(nóng)業(yè)生產(chǎn)成本；三是通過拓寬農(nóng)機維修、銷售服務市場，吸納農(nóng)村剩余勞動力。1.2 棉桿鍘切機簡介該機構屬于一種多功能的桿料加工機具，特別適于對桿類物料的切斷加工，也可作為薯類淀粉加工機具使用。本實用于新型的目的是提供一種可將棉桿，一次加工成塊粒狀的棉桿鍘切機，同時具有同時在加工棉桿時采用輥壓輪進給，大大提高了送料時的人身安全。它有結構簡單，適應性強的特點，能充分滿足農(nóng)村，特別是山區(qū)農(nóng)村推廣。1.3 市場前景分析經(jīng)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(nóng)戶要求的小型棉桿鍘切機。并且這些棉桿鍘切機還具有以下缺點：（1）大多數(shù)棉桿鍘切機只能單獨切割莖桿類物料。（2）切割刀刃為直刃、切割剛度低、對棉桿的切割性能差。（3）用手喂入桿料類物料安全性差。（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(nóng)戶要求。切割性能好，操作安全的小型棉桿鍘切機。解決的思路如下：（1）根據(jù)生產(chǎn)要求和自動化程度選擇合適的動力源。（2）確定傳動機構和執(zhí)行機構。（3）通過受力要求計算出機構中各個零件的尺寸大小，型號等。（4）對鍘切裝置的設計。（5）對整體傳動系統(tǒng)的設計。2 整機總體設計方案2.1 實現(xiàn)原理介紹該機主要由傳動軸Ⅰ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，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。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；主動輪與從動輪間套有皮帶防護罩；機架下部制作了切碎，切斷物料的出料斗。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。使用時，將棉桿放在喂料臺上，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。即可滿足使用者要求。 塔里木大學畢業(yè)設計 2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 7.主軸Ⅰ8.切碎刀盤 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Ⅰ15.換向圓柱齒輪Ⅱ16.傳動軸Ⅱ17.傳動軸Ⅳ18.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/minn?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。考慮到在實際中料在傳送過成中的打滑，所以上述進料速度在現(xiàn)實中是可以做到的。在主軸Ⅰ與軸Ⅲ、Ⅳ之間有一對錐齒輪的減速和一對直齒輪的減速，考慮到各對齒輪傳動比的適宜范圍，現(xiàn)取錐齒輪的傳動比 i=2,圓柱齒輪的傳動比 i=3(考慮到計算和設計時的方便)。3 傳動機構設計3.1 電動機的選擇考慮到設計的棉桿鍘切機適用對象為小型養(yǎng)殖場、專業(yè)戶和個體農(nóng)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(chǎn)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(nóng)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 塔里木大學畢業(yè)設計 3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:295 165 200?電動機的安裝方式：選擇 IBM3 型3.2 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。3.2.1 選擇齒輪材料及精度等級小齒輪用 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,按參考資料中 MQ 線查得小齒輪 =565MPa；大齒輪1limH?=545MPa。2limH?根據(jù)實際工作情況，選定精度等級為 8 級精度。3.2.2 按接觸疲勞強度設計小齒輪分度直徑（3.1）3221 )1(57HpmuKTCd????（1）小齒輪傳遞的轉矩 TT=9550P/n=9550 0.5225/384.6=12.97N·m?（2）齒數(shù)比u=i=2（3）配對材料系數(shù) C ；查參考資料,得 C =1mm（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 Hp?=0.9 =0.9 565=509MPa1p1lim?=0.9 =0.9 545=491MPa2H2li取小值 ,所以 = =491MPap?Hp?2（6）計算小齒輪分度圓直徑 d1=52mm （3.2）3221 49)(7.50.57?????d3.2.3 計算主要尺寸與參數(shù) 塔里木大學畢業(yè)設計 4（1）選定小齒輪齒數(shù) z1由參考資料,并根據(jù)小齒輪直徑,齒面硬度選定 z =20,則 z = z u=40121（2）確定模數(shù) m=52/20=2.6mm；取標準值 m=2.5mm1zd?（3）計算分度圓直徑 ,12d=m z =50mm1d=m z =100mm2（4）計算分錐角 ,1?2=arc tan(z / z )=arc tan(20/40)=26.565°1=90°- =63.435°21（5）計算錐距 RR= = =55.9mm （3.3）21zm?2405.?（6）計算輪齒寬度 b取 =0.33；b=R =55.9 =18.447mm；取 b=20mmR?R3.?（7）計算齒頂圓直徑 ,1ad2= =1 2.5=2.5m ahm*= = =54.59mm1d1cos2?a????56.cos.50=102.2mm?432a（8）計算平均圓周速度 mv=41.75mm).051()5.01(???Rmd?=0.84m/sv6.3847.4.36??n?在理論上齒輪副分析中側隙為零，但實際中齒輪運行中會齒型會變大（溫度上升） 。要是在常溫沒側隙就會咬死，而且為了在齒輪的側隙上留下空間儲油。在齒型變到最大時也要留有空間給儲油。所以都會有側隙。有側隙也有缺點就是當齒輪副轉換轉向時會帶來回 塔里木大學畢業(yè)設計 5程誤差和沖擊。但不同場合的齒輪副的側隙要求不同，像儀表為了減小回程誤差就要小側隙，而經(jīng)常轉換轉向的地方防止沖擊過大也要小側隙。錐齒輪在運行的時候會發(fā)熱，溫度上升，齒就會變大，而且齒面不可能做到絕對的精確，可能會產(chǎn)生公差，為了保證工作的時候不會卡死，齒輪傳動中必須要有間隙。表 3-1 錐齒輪傳動參數(shù)參數(shù)值參數(shù) 代號小齒輪 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 ah2.5 2.5齒高 h 5.5 5.5齒根高 f 3 3齒頂圓直徑 ad54.5 102.2齒根角 f? 3.07° 3.07°齒頂角 a 3.07° 3.07°頂錐角 ? 29.635° 66.505°根錐角 f 23.495° 60.365°安裝距 A 72 53 塔里木大學畢業(yè)設計 6外錐角高 kA48.88 22.763.3 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,根據(jù)上述表述知小齒輪轉速 =384.6/2=192.3r/min,選取錐齒輪傳動效率 =0.95,則功率1n ?=0.5225 0.95=0.496375kW。1P?3.3.1 選定精度材料及齒數(shù)（1）選 8 級精度。（2）由參考資料選取小齒輪材料為 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。（3）選小齒輪齒數(shù) =24；選大齒輪齒數(shù) 。1z 724312???iz3.3.2 按齒面接觸強度計算（1）計算小齒輪傳遞的轉矩（3.4）3.192467505901??nPT（2）試選取載荷 =1.3tK（3）由參考資料選取齒寬系數(shù) =0.5d?（4）由參考資料查得材料的彈性影響系數(shù) =189.8MPaEZ（5）由參考資料圖按齒面硬度中值查得小齒輪的接疲勞強度極限為 =565MPa, 大齒1limH?輪的接疲勞強度極限為 =545MPa.2limH?（6）由參考資料式計算應力循環(huán)次數(shù)71 1046.3)01(3.960????hjLnN7725/4.3?（7）由參考資料查得接觸疲勞壽命系數(shù) =0.95； =1.01HNK2HN（8）計算接觸疲勞許用應力取失效概率為 1%,安全系數(shù) S=1，由參考資料得=536.75MPa （3.5）1569.0][1lim1??SKHNH?=545MPa （3.6）.4][2li22HN 塔里木大學畢業(yè)設計 73.3.3 計算具體參數(shù)（1）試算小齒輪分度圓直徑 ,代入 中較小值td1][H?=50.58mm2341 )58.9(35.062.????td（2）計算圓周速度 v=0.51m/s16.8.4.160??nvt?（3）計算齒寬 b=25.29mm5.01??td?（4）計算齒寬與齒高這比 b/h模數(shù) =50.58/24=2.1mm1/zmtt齒高 =4.725mm.252.??thb/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,由參考資料[1]圖 10-8 查得動載荷系數(shù) 08.1?Kv假設 ,由參考資料[1]表 10-3 查得 =1.2mNbFKtA/10/? ?FH由參考資料查得使用系數(shù) =1AK由查得 8 級精度,小齒輪相對支承皮懸臂時, bdH 3210.)7.61(.05???????=1.27829.5.5...1.?由 b/h=5.35, ,查參考資料得 =1.22；故載荷系數(shù) 28?HK?FK6.1278.0.1????VA（6）按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑由參考資料得 mkdtt 83.54./.5./331 ??（7）計算模數(shù) m=54.83/24=2.28mm1/zd?3.3.4 按齒根彎曲強度設計（1）由參考資料得彎曲強度的設計公式為（3.7）321][FSadYzKTm??? 塔里木大學畢業(yè)設計 8（2）確定公式內的各種計算數(shù)值由參考資料查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限 ,大齒輪的彎曲疲勞強度MPaFE501??極限 MPaFE520??由參考資料查得彎曲疲勞壽命系數(shù) ,9.1HFNK98.2FN計算彎曲疲勞許用應力，取彎曲疲勞安全系數(shù) S=1.4，由參考資料得=373.2MPa 4.1509][11??SKFENF?=364MPa .28][22FEF（3）計算載荷系數(shù) K .10.1?????FVA（4）查取齒形系數(shù)由參考資料查得 ,65.21FaY236.Fa（5）查取應力校正系數(shù)由參考資料查得 ,8.1?Sa74.12Fa（6）計算大、小齒輪的 ,并加以比較][F?Y；0129..375862][1??FSaY? 017.3645.2.][2???FSaY?小齒輪的數(shù)值大,用小齒輪的數(shù)值（7）設計大小齒輪齒數(shù)=1.448mm （3.8）3240129.5.0682????m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 取mdz/1?；大齒輪齒數(shù) 。361?z 1083612??uz3.3.5 幾何計算（1）計算分度圓直徑 8；mzd54.1??mzd1625.2?? 塔里木大學畢業(yè)設計 9（2）計算中心距 mda1082/)654(2/)(1 ????（3）計算齒輪寬度，取 , （考慮到實際需要）bd7.01???B52201?3.3.6 驗算；NTFt 913546.21? mNbFKtA /10/8.379??經(jīng)過驗算，合適。表 3-2 圓柱齒輪傳動參數(shù)參數(shù)值參數(shù) 代號小齒輪 大齒輪模數(shù) m 1.5 1.5壓力角 ? 20° 20°傳動比 i 3 3齒數(shù) z 36 108分度圓直徑 d 54 162齒頂高 ah1.5 1.5齒根高 f 1.875 1.875齒頂圓直徑 ad57 165齒根圓直徑 f 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 1083.4 軸的設計 塔里木大學畢業(yè)設計 103.4.1 主軸Ⅰ的設計（1）選定主軸Ⅰ上的功率 ,轉速 和轉矩 取皮帶輪傳動的效率 η=0.95，則 2P2n2TkW5.09.502???nPr/min6384.11i于是 N·mm19.274.595095022 ??nT（2）初步確定軸的最小直徑先按參考文獻初步估算軸的最小直徑.選取軸的材料為 45 鋼,調質處理. 根據(jù)參考文獻取 ,于是得 mm，主軸的最小直徑顯然在10?A 4126.38501230min ???PAd軸的兩端。（3）軸的結構設計根據(jù)最小直徑 ，考慮到軸的剛度和震動，現(xiàn)取 mm.為了滿足皮帶輪min 30??Id 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5?I皮帶輪的尺寸 L=28,現(xiàn)取 mm，初步選取軸承座型號為 SN508。27??IL表 3-3 主軸的主要參數(shù)1dd aDg A35 40 80 33 68圖 3-1 主軸Ⅰ的具體尺寸由于 A=68,現(xiàn)取 mm ， mm， mm80??IL80??VIL35??IVId因為 mm,取 mm35?IVId6IId由于摩碎輥筒的寬度為 140m,現(xiàn)取 mm1?IV摩碎輥筒采用軸肩定位,取 mm4?IV 塔里木大學畢業(yè)設計 11考慮到安裝防護罩,取 mm30??VIL考慮到刀盤座的寬度,現(xiàn)取 mm6I因為錐齒輪的齒寬 B=20mm,現(xiàn)初步取 mm37??IXV考慮到安裝和基本尺寸,取 mm5.0?IL3.4.2 傳動軸Ⅱ的設計（1）計算功率﹑轉速和轉矩kW67.9.507.21????電Pr/min 94.35?nN·mm3402819.nT（2）確定最小直徑選取軸的材料為 45 鋼,調質處理,根據(jù)參考文獻取 120?A于是得 mm.7196.02330min??PAd現(xiàn)取最小直徑為 20mm。圖 3-2 傳動軸Ⅱ的具體尺寸3.4.3 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,具體尺寸如圖 3-3、圖 3-4 所示。圖 3-3 轉動軸Ⅲ的具體尺寸 11 塔里木大學畢業(yè)設計 12圖 3-4 傳動軸Ⅳ的具體尺寸3.5 軸的校核3.5.1 主軸Ⅰ的校核圖 3-5 主軸Ⅰ的受力立體圖（1）扭矩的計算設皮帶輪傳遞的功率為 0.55kW,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275.0.?? 183.025.0??0.092kW.由參考文獻有N·m67.13.849?nPmAN·m25050??BN·m.63.CN·m284.99?nPmDN.T圖 3-6 扭矩圖（2）彎矩的計算 塔里木大學畢業(yè)設計 13受力分析如圖 3-7、圖 3-8 所示FH1FH2t2t34平 面圖 3-7H 平面受力圖V平 面 rrMaFN1FNV圖 3-8V 平面受力圖N； N； N； N； N； N301?tF91r502?t 502r30?t 30rN4.7.4824?mtdTN4856.2cos.6tan.109costan4 ????????r .3iitaeFN列方程求解 : ①214321 Htttt F???②048306053 ??????tttt由①②解得 377.4N； 562N1H2H同理列方程: ③ 04321????rrNVFF④048365022 ??????rNVrHr F由③④解得 -178.5N； -383.5N1NV 塔里木大學畢業(yè)設計 14V平 面 Ft1NFt4Ma23NVMv1=07N.mMv2=5490N.m38Mv4=56.m8N圖 3-9V 平面彎矩圖Ft1HFHt4t32Mv1=590N.mMv2=4098N.m35Mv4=1290.Nm圖 3-10H 平面彎矩圖Mv1=095N.m67Mv3=4076N.mMv4=096.Nm圖 3-11 彎矩總圖（3）校核軸的強度通過彎扭圖可以明顯看出在輥筒處的彎扭強度最大。M=67492.6N·mm；T=13657N·mm按第三強度理論，計算應力??ca?24? 塔里木大學畢業(yè)設計 15因為由扭矩產(chǎn)生的彎曲應力 是對稱循環(huán)變應力，而由扭矩所產(chǎn)生的扭轉切應力 則? ?常不是對稱循環(huán)變應力。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，??ca)(224???取 ；當扭轉切應力為脈動循環(huán)應力時，取 ；此處取3.0?? 6.0??6.0?由參考文獻有10.62MPa [ ] （3.9）ca?)(224WTM??1?式中： 為軸的計算應力，單位為 Mpa；M 為軸所受的扭矩，單位為 N·mm；T 為ca軸所受的扭矩，單位為 N·mm；W 為軸的抗彎截面系數(shù)，單位為 ，此處m3W 0.1 ；[ ]為對稱循環(huán)變應力時的軸的許用彎曲應力，由文獻查得 45 調質[ ]?d3?1? ?1?=60Mpa。由以上計算可知軸的設計是安全的。3.6V 帶傳動的設計3.6.1V 帶輪的設計要求和材料設計 V 帶輪時應滿足的要求有：質量?。唤Y構工藝性好，無過大的鑄造內應力，質量分布均勻，轉速高時要經(jīng)過動平衡，輪槽工作面要經(jīng)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。此處帶輪的材料，采用鑄鐵，材料牌號為 HT200。3.6.2V 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； d? d?300mm 時，可采用腹板式（當 100mm 時，可采用孔板式） ； 300mm 時，可21D??d?采用輪輻式。3.6.3 相關計算已知電動機的額定功率為 0.55KW,轉速 n1=1500r/min,選取傳動比為 i=3.9,采用普通V 帶傳動。（1）確定計算功率由參考資料查得工作情況系數(shù) KA=1.1,故 P =KA P=1.1 0.55=0.605KW。ca?（2）選取帶型根據(jù) P ，n 由參考資料確定選用 Z 型。ca（3）確定帶輪基準直徑由參考資料取主動輪基準直徑 d =71mm 則從動輪基準直徑 d =i 1d 2d 塔里木大學畢業(yè)設計 16d =3.9 71=276.9mm，根據(jù)參考資料取 d =280mm。?1 2按參考資料驗算帶的速度 V= = m/s=5.57 ,兩個支撐反力的合力 的合力 F 將把被?21?21與切物料沿刃口向外推出，即在切割時產(chǎn)生滑移，不能保證穩(wěn)定切割。由圖 4-2(b)知，由于此時 < 。 的合力 F 指向刃口里面，即切割時合2121與力 F 將把被切物料沿刃口向里面推，切割時不會產(chǎn)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，
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