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1、滾刀式鍘草機設計 摘 要：本文綜述了鍘草機對于現(xiàn)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(xiàn)狀， 探索現(xiàn)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(shù)，并繪制出零件圖和裝配圖。通過應用 現(xiàn)代機械設計技術進行滾刀式鍘草機的設計和參數(shù)優(yōu)化研究，對機器量產實現(xiàn)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 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 確定計算功率1 3 6.1.2 選擇V帶的類型 13 6.1.4 確定V帶的中心距a和基準長度Ld 14 6.1.5 驗算小帶輪上的包角 宀 15 6.1.6 計算帶的根數(shù)z 15 6.1.7 計算單根V帶的初拉力的最小值(Fo)min 15 6.1.8 計算壓軸力Fp 15 6.1.9 帶輪結構設計15 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、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 1 前言 1.1滾刀式鍘草機設計的目的和意義 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

7、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(xiàn)狀 參考文獻⑺2 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，

8、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 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 傳動方案確定 在初步設計鍘草機時，無法確定其相關的參數(shù)，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 specificati ons 型號 切碎器類 動刀片 切碎段長 配套動 機質量 生產率 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 本設計的數(shù)據將選擇性的借鑒上表1中ZC-3滾刀式鍘草機的相關數(shù)據并擬定傳動方案 為：初選電機轉速為1430r/min，動刀片數(shù)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(lián)軸器而傳動，同

10、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。 電機2帶輪3風扇4定刀5 鏈輪6 下喂入輥7上喂入輥 壓草輥9主鏈輪10萬向聯(lián)軸器11齒輪12換向裝置 圖1滾刀式鍘草機傳動簡圖 Fig.1 Hob type forage cutter tran smissi on 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

11、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 丫系列三相交流異步電 動機。 2 ）電動機功

12、率的選擇：采用 ZC-3相關數(shù)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i乞7，又主軸轉速為715r/min，所以電動 機的轉速須滿足 715 r/min < n=i *nw < 5005 r/min 。 綜合上述，選擇型號為 Y100L2-4電動機，其參數(shù)如表2。 表2電動機的技術數(shù)據 Table 2 Motor tech nical da

13、te 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

14、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，■為草層通過喂

15、草輥時的壓縮系數(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，鍘草機常用Dg =40?120 mm本設計 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和長度b可由下式確定： Q 2 ab= （mm2） （2） 60kclZdnd y 式中: Q 鍘草機的設計生產率（Kg/h）； kc——喂入口的充滿系數(shù)，kc =0.4?0.6

16、； l——秸稈飼草的切斷長度（m） 乙——切刀數(shù)，乙=3； nd 刀架轉速， nd =715 r/min ； Y ――壓緊后的秸稈飼草體積質量， 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際生產率為理論生產率的 70%本次設計為1.5 t/h,所以 Q設計=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

18、旋角一般取值范圍為 18 ~30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(xiàn)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 34 ~36，無包葉時25 ~28。干麥草的極 限鉗住角為：有包葉時27 ~28，無包葉時25 ~26 ;青貯玉米稈(含水率65%~78%) 的極限鉗住角為：有包葉時44 ~46，無包葉時40 ~42。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

19、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15、20、25和30的動刀進行了對比實驗，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 由參考文獻同知，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

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?，定刀刃的位置高于物料的中心面時動刀 對物料的推送

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(xiàn)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

22、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(xiàn)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

23、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(xiàn)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。 Fig.3 The reverse device 4.6聯(lián)軸

24、器的確定 在設計壓草輥時，壓草輥能實現(xiàn)自轉和上下的移動，所以要求用到聯(lián)軸器。根據 其要求選用無彈性元件的撓性聯(lián)軸器中的萬向聯(lián)軸器。為消除從動軸的速度波動，選 用兩個向聯(lián)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a相等，即：.^:-2，從而主、從動軸的角速度相等，即雙萬 向聯(lián)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(lián)一個風機，切碎的物 料由滾筒下方滑至風機

25、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(lián)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

26、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 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ii=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

27、，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(shù)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(shù)設計: (8) (8) 圖4彈簧失穩(wěn)防止 Fig.4 Spring in stabilit

28、y preve nti on 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U類彈簧來考慮?，F(xiàn)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［ T ］=0.5 （T B。G=80000MP,a 6 =1460MPa 得 t ]=0.5 X 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(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［10］取d=4mm與估計值符合 3) 按形變計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類載荷彈簧的工作極限剪切應力 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 彈簧內經 彈簧外徑 有效工作圈數(shù) 總圈數(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 彈簧展開長度 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、部件的計算與校核 6. 1帶傳動設計 6.1.1 確定計算功率 Ka =1.1，故 由參考文獻［10］表7.6查得工作情況系數(shù) 6.1.2 選擇V帶的類型 根據Pd =3.3kW m =1430r/min由參考表7.11選用A型。 6.1.3 確定帶輪的基準直徑dd1并驗算帶速： 1 )初選小帶輪的基準直徑dd1 :由參考文獻［10］表7.7，取小帶輪的基準直徑 dd1=90mm 2 )驗算帶速：：

34、帶的速度 、、 兀dd1 n1 u = 60 1000 因為：：：：25m/s，故帶速合適。 3?14 90 1430 m/s=6.74m/s 60 1000 (17) 3 )計算大帶輪的基準直徑: 根據式 i』 n2 dd2 dd1 1 - £ (18) 計算大帶輪的基準直徑 dd2=nL"d11 —1430 90 1 — 0.02 mm =176.4mm (19) n2 715 其中&為滑動率(£ -1%?2%),這里取&為2%。根據表7.3，取為dd2 =180mm 6.

35、1.4 確定V帶的中心距a和基準長度Ld 1 )根據式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 因要求結構緊湊，故取偏小值a0 =300mm 2 )由式 2 4ao Ldo 2ao -(Ldi Ld2)(dd^dd1) 計算帶所需的基準長度 S 細尹亠)^^^^ 2 300 2(9° 1込(?^ mm 1031mm(20) 由參考續(xù)表7.2選帶的基準長度Ld =1120mm 3 )按式 a '、、■ a° -■ Ld o (21)

36、 計算實際中心距a 二(300 1120-1031) mm = 344.5mm 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 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計算帶的根數(shù)z 由參考文獻［10］式11-21可知 (23) _ Pc z 一 P。 P。K-Kl 對于A型帶，查參考文獻［10］表7.3由線性插值法可得當dd1 =90mm和片=1430r/min時, P0 N.0588KW ；查參考文獻［10］表7.4 ,彎曲影響系數(shù) Q0.7725 X 10-3 ；查參考文獻［10］ 表7.5 , K=1.1373 ;由線性插值法可得當n1 =1430r/min , P =0.133;查參考文獻何 表7.8，由線性插值法可得當- =165時，小帶輪包角修正系數(shù) Ky = 0.965 ；查參考文 獻［10］續(xù)表7.2可知，帶長

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，應使帶的實際初拉力F。一 （F°）min 6.1.8 計算壓軸力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bd =11mm ,基準線上槽深h^3mm,基準線 下槽深 hf=9mm, f=9mm, e=15mm, =34。 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

40、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(xiàn)二次減速。初定出草得 長度l=24mm，由公式： (25) kwo 如=l n Zd 可得到下喂入輥的轉速n3=205r/min。其傳動比1=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 =90，軸2經v帶傳動和一對軸承傳動后的功率 p2=pXn 1Xn 2=3x 0.96 x 0.99=2.85 6.2.1選擇齒輪材料、精度等級及齒數(shù) 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

41、。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(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按齒面接觸強度設計 由設計計算公式進行試算，即 (26) 2 TK, d1t _ 2.323 d (29) (26) (29) (26) 1 ）確定公式內的各計算數(shù)值。 ① 試選載荷系數(shù)Kt=1.3 o ②

42、 計算小齒輪傳遞的轉矩。 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 ［10］表10-7選取齒寬系數(shù)© d=1o ④由參考文獻 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 ［10］圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限 <THlim1=600MPa大齒輪的接觸疲勞強度極限<THlim2=550MPa ⑥由公式計算應力循環(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［10］圖10-19取接觸疲勞強度壽命系數(shù) 心=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(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計算圓周速度Vo v 如J=3?14 48?94 715=1.83 m/s 60 1000 … … 60 1000 ③計算齒寬bo b = 'd *d1t =1 48.94=48.94 mm (29) ④ 計算齒寬與齒高之比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 計算載荷系數(shù)。根據v=1.83m/s , 7級精度，由圖10-8查得動載荷系數(shù)kv=1.09 ; 直齒輪，K H 一.二 Kf-.二1 ； 由參考文獻［10］表10-2查得使用系數(shù)kA=1； 由表10-4用插值法查得7級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時， 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 計算模數(shù) Z1 51.85 24 =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) m - 3 2 VdZ1 確定公式內的各計算數(shù)值。 ① 由參考文獻［10］圖10-20C查得小齒輪彎曲疲勞強度極限-FE1=500MPa大齒輪的 彎曲強度極限二FE2=380MPa ② 由參考文獻［10］圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)Kfn1 =0.85 ； Kfn2=0.88 ； ③ 計算彎曲疲勞許用應力。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 查取應力校正系數(shù)。 由表 10-5 查得 Ysa1=1.58 ； Ysa2=1.715。 ⑦ 計算大、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。 設計計算： 「2x1.472x38467 小一門，,c m_ 3 2 0.01651 =1.48 mm V 仆 242 對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)大于由齒根彎曲強度計算的模數(shù)，由 于齒輪模數(shù)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(shù)與齒數(shù)的乘積）有關，可取由彎曲強度算得 的模數(shù)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d<!=乙m=35 1.5=52.5 mm d2=z2m=81 1.5 = 121.5 mm ② 計算中心距 di d2 52.5 121.5 印 87 mm 2 2 ③ 計算齒輪寬度 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，只計算其相關尺寸。 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四個齒輪的相關參數(shù)如表3 表3齒輪相關參數(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鏈傳動的設計 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 ）確定計算功率。由參考文獻［14］表9-7查得氐=1.0，由圖9-13查得KZ=0.82， 計算功率為 Pac =KAKZP =1.0 0.82 3=2.46kw （33） 3 ）選擇鏈條型號和節(jié)距。根據 Pac=2.46kw，及m=205r/min查圖9-11,10A-1。 參考文獻［14］表9-1，鏈條節(jié)距為：P=15.875mm 4）計算鏈節(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相應的鏈長節(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 _ . 取鏈長節(jié)數(shù)Lp =88節(jié)。 查表9-7查得中心距計算系數(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 ）計算鏈速，確定潤滑方式。 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： 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1 =0.96,電動機額定功率P=3KW，則主軸上的功率： R =0.96 3KW = 2.88KW。

54、主軸轉矩： 「=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 dmin = 112 2.88 =17.8mm 715 (37) 取 dmin=35mm 643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。

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-n= 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滾筒右側有一 軸肩，取其高度6mm故的軸環(huán)處得直徑為dm- v =64mm其長度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具體結構圖如圖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 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： 6 3 匯 75% 4 715 T =9.55 10 3.01 10 N *mm 2 故動刀架對主軸作用的圓周力: Fr 二 38467 230 = 167.2N (38) 2 動刀

58、架重G二mg =300N ,小帶輪對軸的作用力FP2 =1384N ,分解為水平和豎直面上的 兩個分力： FP2H = FP2v ~ Fp2 * cos45 - 978N 大帶輪對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 根據其受力和計算出的彎矩、扭矩繪制成圖如圖 5。 2 Fig.5 Axial bending mome nt diagram and the diagram torque 1 ⑧計算當量彎矩 。 2 2可將軸的扭轉剪應力看作脈動循環(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校核危險截面強度。軸的材料選用 45鋼，正火，由參考文獻："表14-1查得強度 極限二b =600MPa，由表14-5查得其需用彎曲應力為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(shù)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

63、 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. [2] 吳宗澤，羅圣國.機械設計課程設計手冊[M].北京：高等教育出版社.2006.05. [3] 無錫輕工業(yè)學院主編.食品工廠機械與設備 [M].北京：中國輕工業(yè)版社，1993:89-94. [4] 第一機械工業(yè)部農業(yè)機械研究所 .農業(yè)機械設計手冊(上、下冊) [M].北京：機械工業(yè)出版 社,1972. ⑸ 龐聲海 饒應昌.飼料加工機械使用與維修[M].北

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