喜歡就充值下載吧。。資源目錄里展示的文件全都有，，請放心下載，，有疑問咨詢QQ:414951605或者1304139763 ======================== 喜歡就充值下載吧。。資源目錄里展示的文件全都有，，請放心下載，，有疑問咨詢QQ:414951605或者1304139763 ======================== 滾刀式鍘草機設計 摘 要：本文綜述了鍘草機對于現代農業(yè)生產中草料秸稈資源的利用的背景，以及滾刀式鍘草機設計相關的理論和方法，概括了滾刀式鍘草機的國內外研究現狀，探索現代CAD技術在機械設計中的試驗方法。對滾刀式鍘草機進行設計，包括其鍘切原理，繪制工作原理圖和對主要零、部件進行分析、設計和校核。得出滾刀式鍘草機各零、部件的參數，并繪制出零件圖和裝配圖。通過應用現代機械設計技術進行滾刀式鍘草機的設計和參數優(yōu)化研究，對機器量產實現了一定的指導意義，研究成果具有重要的理論指導和實踐應用意義。 關鍵詞：滾刀；鍘草機；原理；設計； The Design of Hob Type Hay Cutter Abstract: This paper reviews hob type hay cutter for modern agricultural production in the use of straw resource of forage hob background, and hob type hay cutter design of related theory and hay cutter, summarized the hob type of grass machine will be reviewed, a modern CAD technology in mechanical design of the test method. On the hob type forage cutter design, including its hay cutter principle drawing schematic diagram and the main parts for analysis and design and the school where, that hob type grass cutting machine parts parameters, and draw the part drawing and assembly drawing.Through the application of modern machinery design technology of the hob type hay cutter design and parameter optimization study of machine, mass-production achieved certain guiding significance, the study has important theoretical guidance and practical application meaning. Key Words: Hobbing cutter；Hay Cutter；Principle；Design； 目 錄 摘要 1 關鍵詞 1 1 前言 2 1.1 滾刀式鍘草機設計的目的和意義 2 1.2 國內外研究現狀 3 2 研究的主要內容 3 3 總體方案確定 3 3.1 傳動方案確定 3 3.2 結構方案確定 4 4 主要零、部件的選擇和設計 5 4.1 電動機的選擇 5 4.2 喂入輥 5 4.3 動刀螺旋角的確定 7 4.4 定刀的設計 7 4.4.1 定刀刃口形狀確定 7 4.4.2 定刀高度確定 7 4.5 超負荷安全裝置的設計 8 4.6 聯軸器的確定 9 4.7 拋送機構的設計 9 5 工作過程分析與計算 9 6 主要零、部件的計算與校核 12 6.1 帶傳動設計 12 6.1.1 確定計算功率 13 6.1.2 選擇V帶的類型 13 6.1.4 確定V帶的中心距和基準長度 14 6.1.5 驗算小帶輪上的包角 15 6.1.6 計算帶的根數 15 6.1.7 計算單根V帶的初拉力的最小值(F0)min 15 6.1.8 計算壓軸力Fp 15 6.1.9 帶輪結構設計 15 6.2 齒輪的設計和校核 15 6.2.1 選擇齒輪材料、精度等級和齒數 15 6.2.2 按齒面接觸強度設計 15 6.3 鏈傳動的設計 19 6.4 對主軸進行設計和強度校核 20 6.4.1 求主軸上的功率和轉矩 20 6.4.2 初步確定軸的最小直徑 20 6.4.3 軸的結構設計 20 6.4.4 按彎矩合成校核軸的強度 21 7 結束語 24 參考文獻 25 致謝 25 附錄 26 1 前言 1.1 滾刀式鍘草機設計的目的和意義 隨著經濟的發(fā)展和人們生活水平的逐步提高，對畜產品的需求有了較大的增加．大力加強和發(fā)展畜牧業(yè)將是中國農業(yè)的主要發(fā)展方向。我國具有豐富的農作物秸稈資源,每年生產的農作物秸稈約5.7 億噸,其中可作飼料的有3. 5 億噸,它是我國廣大農區(qū)飼養(yǎng)牲畜的主要飼料。秸稈中含有可消化干物質35 %～50 %,粗蛋白3 %～8 % ,特別適合于喂飼牛、羊等反芻動物。改革開放以來,我國糧食總產量提高很快,但是我國人口多,人均耕地少,每年人均占有糧食一直低于400 千克,距世界公認的糧食過關標準500千克相差甚遠，與發(fā)達國家相比差距更大，不可能提供大量糧食用作飼料。顯然對我國而言，僅僅依靠糧食生產飼料來發(fā)展畜牧業(yè)這條路是行不通的。目前，減少畜牧用糧的辦法有：1)發(fā)展配合飼料并改良畜禽品種，以提高飼料轉化率；2)調整畜牧業(yè)結構，發(fā)展飼草料轉化率高的家禽生產；3)加強防疫滅病，減少畜禽因死亡造成的飼料損失；4)飼、糧分流，以一部分耕地種植優(yōu)質高產飼草料作物：5)大量開發(fā)利用非常規(guī)飼草料資源。其中前四點己經受到重視，第五點對于減少飼料糧消耗有重要的意義，卻一直未被重視。在“非常規(guī)飼草料”中，農作物秸稈等數量最大、分布最廣，自然成為發(fā)展畜牧業(yè)的首選突破口。秸稈作為一種資源，已受到世界各國的關注和開發(fā)利用。我國人口眾多，而耕地面積有限，為了減少畜牧業(yè)對糧食的依賴,更要充分利用和開發(fā)農作物秸稈飼料,發(fā)展“節(jié)糧型畜牧業(yè)”,特別是對于發(fā)展農區(qū)秸稈養(yǎng)牛,具有十分重要的意義。 據資料統(tǒng)計：我國每年農業(yè)生產中所遺留的各種農作物秸稈大約有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，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，還可以過腹還田，充分利用氮、磷以及各種有機物成分，提高微量元素的循環(huán)利用率，達到培育地力、提高土壤的肥力、改善土壤土粒結構的目的，起到防止土壤風蝕、沙化和退化的作用。因此，80年代以來，我國對農作物秸稈處理進行了許多研究工作。應用最廣泛的是粉碎和鍘切機械加工，因為，無論是化學處理還是生物處理，其第一道工序需要將秸稈粉碎或鍘切。然而，我國目前農作物秸稈的利用率還很低，很多農民將收獲后的農作物秸稈燒掉，既造成資源浪費又污染了環(huán)境。因此，不斷研制飼草加工機械，提高農作物秸稈的利用率，對發(fā)展節(jié)糧效益型畜牧業(yè)具有非常重要的意義。 1.2 國內外研究現狀 鍘草機是我國使用最早和生產量較多的飼草加工機械之一。由參考文獻[7]知，早在三十年代，我國廣大農村開始應用手壓鍘刀，來實現長草短喂飼方法。中華人民共和國成立以來，先在農村推廣了手搖鍘草機，六十年代推廣應用了電動鍘草機，進入六十年代中期到七十年代，各省市相繼開始自行研制了不同類型的鍘草機，經國家鑒定部門投產了一批不同型號的鍘草機。從此鍘草機無論從數量上還是型號上開始增多，而三化程度不高，進入八十年代，鍘草機開始進行了系列設計并制定了全國性的系列型譜。進入九十年代，國務院提出了利用秸稈養(yǎng)畜，這是發(fā)展我國畜牧業(yè)的重大舉措。 2 研究的主要內容 1)根據我國的玉米秸稈，稻草等各種農作物秸稈資源對鍘草機的性能要求，通過對滾刀式鍘草機的工作原理,傳功方案及理論分析，進行結構的設計及重要零部件及傳動的相關設計計算及其校核。設計一臺適合廣大農戶的的小型鍘草機，其設計的對象主要包括鍘草機的輸送機構，喂入機構，鍘切拋送機構，傳動機構。 2)寫一份設計說明書并繪制出滾刀式鍘草機CAD平面圖紙，包括裝配圖和部分重要零件圖。 3 總體方案確定 3.1 傳動方案確定 在初步設計鍘草機時，無法確定其相關的參數，也不好假定，故參考某型號滾刀式鍘草機的技術規(guī)格如下表1： 表1已有滾刀式鍘草機的技術規(guī)格 Table 1 The hob type forage cutter specifications 型號 切碎器類型 動刀片數 切碎段長度 (mm) 配套動力(kW) 機質量 (kg) 生產率 （kg/h） ZC-3 直刃斜裝滾刀 6 20-80 3 120 1500-3000 本設計的數據將選擇性的借鑒上表1中ZC-3滾刀式鍘草機的相關數據并擬定傳動方案為：初選電機轉速為1430r/min，動刀片數為3。 1）電機通過一級帶傳動將動力傳到主軸。在主軸另一端通過兩對圓柱齒輪減速后，動力到達下喂入輥。主軸的轉速為715r/min。 2）上喂入輥通過草層與下喂入輥之間的摩擦帶動，為了滿足上喂入輥能夠浮動，以保證不同負荷情況下有一定的壓緊力，所以在上輸入輥左右端各采用一彈簧和滑塊輔佐固定。 3)壓草輥的轉動是由下喂草輥通過一對齒輪和一個萬向聯軸器而傳動，同時在兩端也加上彈簧與滑塊，為避免被卡死。 4)為了保證自動進料的要求，采用了鏈板式輸送器。鏈板式輸送器的主動鏈輪是由下喂入輥通過一對鏈輪傳動而獲得動力。下圖1為鍘草機的傳動簡圖。 1 電機 2 帶輪 3 風扇 4 定刀 5 鏈輪 6 下喂入輥 7 上喂入輥 8 壓草輥 9 主鏈輪 10 萬向聯軸器 11 齒輪 12 換向裝置 13 安全離合器 14 滾刀 圖1 滾刀式鍘草機傳動簡圖 Fig.1 Hob type forage cutter transmission diagram 3.2 結構方案確定 滾刀式鍘草機由喂入機構、切割拋送機構、傳動機構以及防護裝置和機架等部分組成。其中喂入機構主要由鏈板式輸送器、壓草輥以及上、下喂入輥等部分所組成；切割拋送機構主要由定刀片、動刀片以及拋送葉片等部分所組成；傳動機構主要三角皮帶、皮帶輪、齒輪、萬向節(jié)及張緊輪等部分所組成；防護裝置主要由電動機防護罩、傳動防護罩、齒輪防護罩等部分組成；機架系由左右支架、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的材料再一次壓緊被喂給切刀。由于動定刀片的相對作用，將草料不斷切碎，碎段由排除槽排出或由風扇吹至指定地點。 4 主要零、部件的選擇和設計 4.1 電動機的選擇 1）電動機類型的選擇：根據電源及工作機工作條件，選用Y系列三相交流異步電動機。 2）電動機功率的選擇：采用ZC-3相關數據，主軸轉速為715r/min，配套動力的設計要求是2.2～3kW，由參考文獻[2]表1-7可知V帶傳動的效率為0.96，故可選用額定功率為3kW的電動機。 3）電動機轉速的選擇：為了便于選擇電動機，可先推算出電動機的可選范圍。查機械設計手冊表1-8可知V帶傳動的傳動比，又主軸轉速為715r/min，所以電動機的轉速須滿足715 r/min≤n=≤5005 r/min。 綜合上述，選擇型號為Y100L2-4電動機，其參數如表2。 表2 電動機的技術數據 Table 2 Motor technical date 電機型號 額定功率/kw 滿載轉速/(r/min) 額定轉距 質量/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。根據參考文獻[1]可知，常用的喂入輥按外型可分為棘齒形和溝齒形：棘齒形輥抓取能力強，但容易纏草，如加梳齒板則增加成本并導致安裝困難；溝齒形輥抓取能力也較強，纏草情況較棘齒形好，一般小型鍘草機上多用此型。喂入輥直徑對喂入性能的影響：直徑過大會使喂入的飼草不能靠近切割點；直徑過小則會阻礙飼草喂入并易纏草。常用的喂入輥直徑為80到100mm。下喂入輥上平面應與定刀處于同一水平面或略高。對喂入輥的要求是：1）為便于切割，要求上下輥有一定的壓緊力；2）為防止秸稈、草料被動刀拉出而形成長草，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。為了適應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，應采用上喂入輥的壓緊機構。常用的壓緊機構為彈簧式。在滾刀式鍘草機中，一般由切割滾筒用齒輪帶動下喂入輥，再由后者帶動上喂入輥。由參考文獻[5]知，上下喂草輥的直徑由下公式確定。 (1) 其中為草層厚度，為草層通過喂草輥時的壓縮系數，常用，為草層與輥之間的摩擦角，通常取。一般地，鍘草機常用mm。本設計取=0.7， =30°，t=70mm,則 取。 喂入輥的直徑和長度可由下式確定： (2) 式中： ——鍘草機的設計生產率（Kg/h）； ——喂入口的充滿系數，=0.4～0.6； ——秸稈飼草的切斷長度（m）； ——切刀數，=3； ——刀架轉速，=715 r/min； ——壓緊后的秸稈飼草體積質量，=120～160 。 乘積確定后，按=1/3～1/4求出、值。 由于加工或收獲的實際生產率為理論生產率的70%，本次設計為1.5 t/h，所以 (3) 取=3，=715 r/min，=140，得： (4) 取=0.0158m2，又=1/3～1/4，則取=80mm，=240mm。 實際進草高度h=（0.3~0.6）a=（0.3~0.6）80mm=24~48mm，取h初=45mm； 實際進草寬度c=（0.3~0.6）b=（0.3~0.6）240mm=72204mm，取c=150mm。 4.3 動刀螺旋角的確定 采用螺旋動刀主要是使鍘草機工作時有一個合理的滑切角，減少切碎物料時的剪切功率，同時延長每一把動刀的切割時間，使整個工作過程負荷均勻，減少機器的震動，提高切碎質量。根據參考文獻[8]知，我國目前螺旋動刀的螺旋角一般取值范圍為~鍘草機動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。為滿足動刀與定刀能穩(wěn)定鉗住莖稈實現切割，螺旋角不能超過極限鉗住叫。影響鉗住角的主要因素為作物品種﹑莖稈含水率和動定刀的鋒利程度。通過測定，動定刀鋒利時，干谷草的極限鉗住角為：有包葉時~，無包葉時~。干麥草的極限鉗住角為：有包葉時~，無包葉時~；青貯玉米稈（含水率65%~78%）的極限鉗住角為：有包葉時~，無包葉時~。當動刀刃磨鈍時，以上作物秸稈的極限鉗住角一般減小8°~12°。由于我國目前生產的滾筒式鍘草機一般以切碎干飼草為主，兼顧青飼草加工，所以動刀的螺旋角應以干飼草加工的極限鉗住角進行設計。 通過對螺旋角為、、和的動刀進行了對比實驗，從綜合性能分析，螺旋角去較為合適，可兼顧干，青飼草的加工，超長率和破壞率均可以滿足有關標準。 4.4 定刀的設計 4.4.1 定刀刃口形狀確定 由參考文獻[3]知，我國滾刀式鍘草機的定刀有兩種形式，一種為開刃定刀，另一種為矩形定刀。開刃定刀由4mm～6mm錳鋼板制成，工作刃角～；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是四條棱邊均可作為定刀刃，當一條定刀刃磨鈍后，通過翻轉定刀用另一棱邊作為定刀刃。因矩形定刀的工作刃角為，刃口不鋒利，切割功消耗大，工作質量差。通過相關的資料和實驗表明，矩形定刀比開刃定刀的性能要差。所以在本設計中采用開刃定刀。 4.4.2 定刀高度確定 鍘草機工作時，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率和物料的品種有關。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首先被動刀向外推送，處于中間面的物料被動刀直接切割，而中間面一下的物料被動刀向下拉送，推來物料的情況等，切草平均長度較均勻?；疽陨戏治觯ǖ度械奈恢酶哂谖锪系闹行拿鏁r動刀對物料的推送作用大于拉送作用，定刀刃的位置低于物料的中心面線時動刀對物料的拉送作用大于推送作用，這兩種情況都會引起超長率和剪切率上升。 由于影響超長率的因素很多，難于用于純理論分析方法解決定刀的配置高度，因此進行對比實驗。動刀刃位于滾筒中心線一下為20mm，30mm，40mm，50mm四種情況，切碎干飼草的生產率為0.4～1.2t/h，實驗結果表明，在以上情況下，定刀的最佳位置為20mm，此時功率消耗低，綜合性能指示最好。 4.5 超負荷安全裝置的設計 由于鍘草機工作時均采用人工送料，喂入的不均勻性必然存在，易出現滾筒堵塞，造成機件損壞，因此，鍘草機應有超負荷安全裝置。目前，我國生產的大型鍘草機都有設置超負荷安全保護裝置，型式一般為離合器及喂入輥反轉裝置，出現超負荷時，扳動離合器手柄，停止喂入輥轉動，再扳動離合器手柄使喂入輥反轉，將堵塞物料退出。為簡化機構，我國小型鍘草機一般不設置安全保護裝置，給用戶帶來很大不便，若采用超負荷安全裝置，多為安全保護鍵，當負荷到達某一值時，保護鍵會自動切斷，要重新更換新的保護鍵后才能開機工作，該方式費事費力，影響生產率的提高。 為了克服以上缺點，在喂入輥主軸的傳入軸上設置牙嵌式安全離合器，動力經牙嵌式安全離合器傳給下喂入輥，喂入量超負荷時牙嵌式離合器自動打滑，切斷喂入輥的傳動力，對不同物料的切碎作業(yè)調節(jié)方便，機構制造成本低，便于用戶使用。其超負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，能把物料及時不費力的退出來。因此設計了一個反向裝置，在安全離合器斷開后，扳動手柄，使其反轉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，此時四個齒輪都在工作。當出現卡死時，把手柄往下扳動。此時小齒輪與介齒輪2嚙合，再與大齒輪嚙合，而介齒輪1沒有參與工作，在空轉。此時的大齒輪方向已經改變。 圖3 反向裝置 Fig.3 The reverse device 4.6 聯軸器的確定 在設計壓草輥時，壓草輥能實現自轉和上下的移動，所以要求用到聯軸器。根據其要求選用無彈性元件的撓性聯軸器中的萬向聯軸器。為消除從動軸的速度波動，選用兩個向聯軸器，并使中間軸的兩個叉子位于同一平面上，同時，還使主、從動軸與中間軸的軸線間的斜偏角α相等，即，從而主、從動軸的角速度相等，即雙萬向聯軸器。 4.7 拋送機構的設計 物料經刀切碎后，一般由拋送裝置拋出外，以減輕人工清理的勞動量。滾刀式鍘草機長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將把切碎物料拋出。另一種方式是子啊滾筒軸的另一側串聯一個風機，切碎的物料由滾筒下方滑至風機后由風扇葉片拋出，為了保證物料的跑送距離，風機直徑較大。 本設計采用滾筒，風扇一體式。雖然滾筒的結構相對比較的復雜，為保證物料的拋送距離，要求滾筒轉速較高，功率消耗大，但在很大程度上縮小了機器的空間體積和設計成本，而且經過多次試驗表明，在此電機的功率和轉速下，完全可以達到本設計的拋送距離大于1米，故此機構在此設計中可行。 5 工作過程分析與計算 鍘草機的整個工作過程：物料由鏈板式輸送器送入，經壓草輥第一次壓緊。由于物料的不均性可能會造成卡死，所以在壓草輥兩端設置彈簧滑塊機構和經萬向聯軸器輸入動力。物料經壓緊后，到達上下喂入輥被夾持。其中上喂入輥由下喂入輥帶動，主要靠物料與喂入輥之間的摩擦傳動。上喂入輥同樣實用彈簧和滑塊輔助固定，以避免過載卡死。物料經喂入輥到達定刀上，再由動刀切碎，經拋送機構送出。 根據設計要求，刀刃線速度8~11m/s，主軸的轉速為715r/min。由此可設計出滾筒的大小與刀片的位置。由公式 V==8~11m/s (5) 可得出刀刃到主軸中心的距離d：213.8~294.0mm。取d=230mm。 電機的轉速為1430r/min，經一級帶傳動后到達主軸，轉速為715r/min，傳動比i1=2。 從主軸到軸2，通過一對錐齒輪減速，轉速為311r/min，傳動比為i2=2.3。經離合器到達差速器，再次減速，得轉速205r/min，傳動比為i3=1.52,及下喂入輥軸的轉速。下喂入輥通過一對齒數相同的齒輪把動力傳給壓草輥，通過鏈傳動把動力傳到主鏈輪，完成物料的輸送過程。為滿足其物料的供應，其鏈輪的轉速要求大于壓草輥和下喂入輥的轉速i=0.625，轉速為328r/min。 為防止其被物料卡死，能上下的浮動，并在正常工作時，上喂入輥和壓草輥對物料有一定的壓力，所以在上喂入輥和壓草輥兩側都按有彈簧滑塊機構。為防止彈簧失穩(wěn)，加裝導套。如圖3所示：其彈簧相關的參數設計： 圖4 彈簧失穩(wěn)防止 Fig.4 Spring instability prevention 1）根據工作條件選擇材料并確定其許用應力 因彈簧在一般載荷條件下工作，可以按第Ⅱ類彈簧來考慮?，F選用彈簧鋼絲B級。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[10]得[τ]=0.5σB。G=80000MPa， 得 [τ]=0.5×1460=730MPa 2）按強度計算求彈簧鋼絲直徑：取彈簧外徑D=35mm，故D2=35-4=31mm 彈簧指數 由式得有曲度系數 (6) 由式得 (7) 查參考文獻[10]取d=4mm，與估計值符合。 3）按形變計算彈簧有效工作圈數z： (8) 故 mm mm (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F1。 mm (10) mm (11) N (12) 4）求工作極限載荷：由表知Ⅱ類載荷彈簧的工作極限剪切應力 (13) 由式得 N (14) 5）求工作極限載荷下的變形： mm (15) 6）求彈簧的幾何尺寸： 彈簧鋼絲直徑 d=4mm 彈簧中徑 D2=31mm 彈簧內經 D1=D2-d=27mm 彈簧外徑 D=D2+d=35mm 有效工作圈數 z=7 總圈數 z1=z+2=9 節(jié)距 p=d+=4+=12.6mm 自由高度（YI型z1=z+2） H0=p z+1.5d=12.6×7+1.5×4=94.2mm 工作高度 H1=H0－λ1=94.2－12.6=81.6mm H2=H0－λ2=94.2－32.6=61.6mm 壓并高度 Hb=H0－=94.2－60.3=33.9mm 兩圈的間隙 mm 螺旋升角 彈簧展開長度 883.4mm 7）驗算穩(wěn)定性：高徑比為 <5.3 滿足穩(wěn)定性要求。 6 主要零、部件的計算與校核 6. 1 帶傳動設計 6.1.1 確定計算功率 由參考文獻[10]表7.6查得工作情況系數，故 (16) 6.1.2 選擇V帶的類型 根據、 由參考表7.11選用A型。 6.1.3 確定帶輪的基準直徑并驗算帶速 1）初選小帶輪的基準直徑：由參考文獻[10]表7.7，取小帶輪的基準直徑=90mm。 2）驗算帶速： 帶的速度 (17) 因為，故帶速合適。 3）計算大帶輪的基準直徑： 根據式 (18) 計算大帶輪的基準直徑 (19) 其中為滑動率（≈1%～2%），這里取為2%。根據表7.3，取為180mm。 6.1.4 確定V帶的中心距和基準長度 1）根據式初步確定中心距 因要求結構緊湊，故取偏小值=300mm。 2）由式 計算帶所需的基準長度= (20) 由參考續(xù)表7.2選帶的基準長度=1120mm。 3）按式 (21) 計算實際中心距 考慮到帶輪的制造誤差、帶長誤差、帶的彈性以及因帶的松弛而產生的補充張緊 的需要，中心距的變動范圍為， ，故中心距的變化范圍為。 6.1.5 驗算小帶輪上的包角 (22) 6.1.6 計算帶的根數 由參考文獻[10]式11-21可知 (23) 對于A型帶，查參考文獻[10]表7.3由線性插值法可得當和時， ；查參考文獻[10]表7.4，彎曲影響系數Kb=0.7725×10-3 ；查參考文獻[10]表7.5，Ki=1.1373；由線性插值法可得當，；查參考文獻[10]表7.8，由線性插值法可得當時，小帶輪包角修正系數；查參考文獻[10]續(xù)表7.2可知，帶長修正系數；于是， 取z=3 6.1.7 計算單根V帶的初拉力的最小值 ==139N 其中由參考表7.1得m=0.1kg/m，應使帶的實際初拉力。 6.1.8 計算壓軸力 壓軸力的最小值為: ==826.9N (24) 6.1.9 帶輪結構設計 輪觳和輪輻的尺寸參見參考文獻，輪槽截面尺寸按照GB/T13575.1—92中A型槽型的規(guī)定進行設計計算。取槽型A基準寬度為,基準線上槽深,基準線下槽深, , , 。 此外，V帶傳動運轉一段時間以后，會因為帶的塑性變形喝磨損而松弛。為了保證帶傳動正常工作，采用張緊輪的張緊裝置。 6.2 齒輪的設計和校核 在正常工作時，主軸到下喂入輥之間由三對齒輪傳動，一級是小齒輪與介齒輪1嚙合完成一次減速傳動。介齒輪1與介齒輪2嚙合完成反向的傳動，在此不減速。介齒輪2與大齒輪嚙合完成另一次減速運動，在整個過程中實現二次減速。初定出草得長度l=24mm，由公式： (25) 可得到下喂入輥的轉速n3=205r/min。其傳動比I=3.49 分配其傳動比i2=2.30，i3=1.52，其另一軸的轉速為311r/min。直齒錐齒輪的軸交角Σ=90。，軸2經v帶傳動和一對軸承傳動后的功率p2=p×η1×η2=3×0.96×0.99=2.85 kw。 6.2.1 選擇齒輪材料、精度等級及齒數 按傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動。工作機速度不高，故選7級精度。由表10-1選小齒輪的材料為40Cr（調質），齒面硬度為280 HBS，大齒輪材料為45鋼（調質），齒面硬度為240HBS，二者材料硬度差為40 HBW。選小齒輪齒數z1=24，介齒輪的齒數為，取z2=55，大齒輪的齒數為83.6，取z3=84。 6.2.2 按齒面接觸強度設計 由設計計算公式進行試算，即 (26) 1）確定公式內的各計算數值。 ①試選載荷系數Kt=1.3。 ②計算小齒輪傳遞的轉矩。 T1=9.55×106=9.55×106=38467 N·mm ③由參考文獻[10]表10-7選取齒寬系數φd=1。 ④由參考文獻[10]表10-6查得材料的彈性影響系數ZE=189.8。 ⑤由參考文獻[10]圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限=600MPa；大齒輪的接觸疲勞強度極限=550MPa。 ⑥由公式計算應力循環(huán)次數。 N1=60n1jLh=60×715×1×(2×8×300×15)=3.089×109 （27） N2= =1.343×108 ⑦由參考文獻[10]圖10-19取接觸疲勞強度壽命系數KHN1=0.89；KHN2=0.95。 ⑧計算接觸疲勞許用應力。取失效概率為1%，安全系數S=1，由公式得： [σ]H1=534MPa （28） [σ]H2=522.5MPa 2)計算。 ①試算小齒輪分度圓直徑d1t，代入[σ]H中較小的值。 ==48.94mm ②計算圓周速度v。 =1.83 m/s （29) ③計算齒寬b。 48.94 mm ④計算齒寬與齒高之比。 模數 2.04 mm 齒高 h=2.25mt=2.25×2.04=4.59 mm =10.66 ⑤計算載荷系數。根據v=1.83m/s，7級精度，由圖10-8查得動載荷系數=1.09； 直齒輪，； 由參考文獻[10]表10-2查得使用系數=1； 由表10-4用插值法查得7級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時，=1.418。 由10.66，=1.418查圖10-13得=1.35；故載荷系數： ==1.546 ⑥按實際的載荷系數校正算得得分度圓直徑，由公式得： =51.85 mm (30) ⑦計算模數。 =2.16 mm 3)按齒根彎曲強度設計。由公式得彎曲強度的設計公式為： (31) 確定公式內的各計算數值。 ①由參考文獻[10]圖10-20c查得小齒輪彎曲疲勞強度極限=500MPa；大齒輪的彎曲強度極限=380MPa； ②由參考文獻[10]圖10-18取彎曲疲勞壽命系數；； ③計算彎曲疲勞許用應力。取彎曲疲勞安全系數S=1.4，由式10-12得： =303.57MPa (32) =238.86MPa ④計算載荷系數。 =1×1.09×1×1.35=1.472 ⑤查取齒形系數。 由表10-5查得 =2.65；=2.30。 ⑥查取應力校正系數。 由表10-5查得 =1.58；=1.715。 ⑦計算大、小齒輪的并加以比較。 ==0.01379 ==0.01651 大齒輪的數值大。 設計計算： =1.48 mm 對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數大于由齒根彎曲強度計算的模數，由于齒輪模數m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（即模數與齒數的乘積）有關，可取由彎曲強度算得的模數1.48并就近圓整為標準值m=1.5，接觸強度算得的分度圓直徑d1=51.84mm，算出小齒輪的齒數。 =34.56，取z1=35 大齒輪齒數z2=2.3×35=80.5，取z2=81。 這樣設計出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到結構緊湊，又避免浪費。 4）幾何尺寸計算。 ①計算分度圓直徑 mm mm ②計算中心距 mm ③計算齒輪寬度 mm 取B2=53mm，B1=55mm 。 介齒輪2與大齒輪之間的傳在此不做校核，只計算其相關尺寸。 123.12， 取z3=123 分度圓直徑 d3=z3m=184.5 mm 中心距 齒輪寬度取B3=50 mm。四個齒輪的相關參數如表3。 表3 齒輪相關參數 Table3 Gear parameters 名 稱 齒 數 模 數（mm） 分度圓直徑（mm） 材 料 齒輪寬度（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 6.3 鏈傳動的設計 1）選取鏈輪齒數。取小鏈輪齒數z2=19，大鏈輪的齒數為z1==30 2）確定計算功率。由參考文獻[14]表9-7查得KA=1.0，由圖9-13查得KZ=0.82，則計算功率為 2.46kw (33) 3）選擇鏈條型號和節(jié)距。根據=2.46kw，及n1=205r/min查圖9-11,10A-1。查參考文獻[14]表9-1，鏈條節(jié)距為：P=15.875mm。 4）計算鏈節(jié)數和中心距。初選中心距： a0= （30~50）p=（30~50）×15.875=476.25~793.75mm 取a0=500mm。相應的鏈長節(jié)數為： 87.55 (34) 取鏈長節(jié)數=88節(jié)。 查表9-7查得中心距計算系數f1=0.24931，則鏈輪的最大中心距為： 502.64mm (35) 5）計算鏈速，確定潤滑方式。 =1.6m/s (36) 由v=1.6m/s和鏈號10A-1，查圖9-14可應采用滴油潤滑。 6）計算軸力Fp 。有效圓周力為： Fe=1000==1537.5N 鏈輪水平布置是的壓軸力系數，則壓軸力為： 1768 N 6.4 對主軸進行設計和強度校核 6.4.1 求主軸上的功率和轉矩 設滑動軸承在工作過程中潤滑正常，則查機械設計手冊表1-7取V帶傳動的效率為,電動機額定功率，則主軸上的功率： 。 主軸轉矩： 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。根據鍘草機的一般實際情況，選取軸的材料為45鋼，調質處理。取A=112，于是得 =17.8mm (37) 取=35mm。 6.4.3 軸的結構設計 1）擬定軸上的裝配方案：主軸上中間安裝動刀架和風扇葉片結合體，動刀架倆側為滑動軸承，滑動軸承一側為電動機傳遞動力給主軸的大帶輪，另一側是主軸傳遞動力給鍘切機構的小錐齒輪。 2）根據零件大小及軸向定位的要求確定軸的各段長度直徑和長度。 為滿足帶輪的軸向定位要求，Ⅰ-Ⅱ軸端需制出一軸肩，dⅠ-Ⅱ=35mm，由于dd≦300mm，帶輪采用腹板式，長度B=(z-1)e+2f=48mm，取l=45mm。 3）初步選擇滾動軸承。因軸承同時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dⅠ-Ⅱ= 35mm，由軸承產品目錄中初步選取0基本游隙組，標準精度級得單列圓錐滾子軸承30208，其尺寸為d×D×T= 40mm×80mm×19.75mm，故dⅡ-Ⅲ=dⅤ-Ⅵ=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lⅡ-Ⅲ=80mm。 4)由軸肩高度h>0.07d，而dⅡ-Ⅲ=40mm，取h=6mm，故取dⅢ-Ⅳ=52mm。滾筒右側有一軸肩，取其高度6mm，故的軸環(huán)處得直徑為dⅣ-Ⅴ=64mm。其長度lⅣ-Ⅴ=20mm。軸Ⅴ-Ⅵ段尺寸與軸Ⅱ-Ⅲ段尺寸一樣。軸Ⅵ-Ⅶ段，取dⅥ-Ⅶ=35mm，lⅥ-Ⅶ=40mm。具體結構圖如圖4： 圖5 軸的具體結構圖 Fig.5 The axis specific structure diagram 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dⅢ-Ⅳ由表6-1查得平鍵截面b×h=16mm×10mm,鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為100mm，同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇配合為；同樣帶輪和錐齒輪與軸的鏈接，選用平鍵為10mm×8mm×35mm。滾動軸承與軸的周向定位是由過度配合來保證的，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，動刀架對主軸的扭矩： 故動刀架對主軸作用的圓周力： (38) 動刀架重，小帶輪對軸的作用力,分解為水平和豎直面上的兩個分力： 大帶輪對軸的作用力豎直向下為。 2)求水平面支反力。由得： 得； 由得 得。 3)計算水平面彎矩： 4)求垂直面支反力。由得： 得； 由得: 得。 5)計算垂直面彎矩： 6)計算合成彎矩： (39) 7)計算扭矩： 根據其受力和計算出的彎矩、扭矩繪制成圖如圖5。 圖5 軸的彎矩圖和扭矩圖 1 Fig.5 Axial bending moment diagram and the diagram torque 1 ⑧計算當量彎矩 ?？蓪⑤S的扭轉剪應力看作脈動循環(huán)，取，觀察合成彎矩圖和扭矩圖可知，B和D處均可能是危險截面，則 B截面： D截面： 圖5 軸的彎矩圖和扭矩圖 2 Fig.5 Axial bending moment diagram and the diagram torque 2 ⑨校核危險截面強度。軸的材料選用45鋼，正火，由參考文獻［2］表14-1查得強度極限，由表14-5查得其需用彎曲應力為， 故軸的強度足夠。 7 結束語 滾筒式鍘草機的設計既要考慮用戶使用的安全性，還要顧及到技術參數的先進性機使用機具的經濟性，要同時考慮上述條件，具有很大的難度。在設計時，充分考慮到以上因素，盡最大的努力，在設計方面把好第一關。但由于個人的能力有限，還有許多方面的因素沒有考慮到，可能在實際操作中遇到一些問題。希望能得到老師指點與幫助，能把機具不斷給予改進完善。 參考文獻 [1] 沈再春主編.農產品加工機械與設備[M].北京.中國農業(yè)出版社.1993:45-48. 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