3231 盤刀式莖稈切碎機結構設計

3231 盤刀式莖稈切碎機結構設計,盤刀式莖稈,切碎,結構設計 本科學生畢業(yè)論文盤刀式莖稈切碎機結構設計系部名稱： 機電工程學院 專業(yè)班級： 機械設計制造及其自動化 08-1 學生姓名： 宋鑫 指導教師： 劉春香 職 稱： 講師 黑 龍 江 工 程 學 院二○一二年六月The Graduation Design for Bachelor's DegreeThe structure Design of Radial-knife Stalk CutterDepartment: Mechanical and electrica enineering Specialty：Mechanical design and automation Class：08-1Candidate：Song Xin Supervisor：Lecturer.Liu ChunxiangHeilongjiang Institute of Technology2012-06·Harbin黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計Ⅰ摘 要本研究以棉稈等硬莖稈為研究對象，通過對秸稈原料特性的分析，確定切碎原理和方法，設計出動力消耗低、粒度大小滿足壓縮成型要求的秸稈切碎機。推動我國目前綜合開發(fā)利用農作物秸稈資源的技術創(chuàng)新和實際應用。通過對原始數(shù)據(jù)的分析、方案的論證比較和有關數(shù)據(jù)的分析計算，主要完成了切碎機的總體設計，電動機的選擇以及傳動方案的分析、比較與選擇等內容。在此基礎上對切碎機機體 的結構尺寸、驅動轉軸的結構尺寸、 V 帶傳動等設計應用價值進行了詳細的計算和說明。該機主要是由切碎器、變速箱和喂入機構、喂入槽、甩拋裝置、帶傳動、電動機組成。其原理是秸稈由喂入槽喂入，在喂入機構作用下將其壓實并卷入機構，被動定刀片組成的切碎器切碎，最后由拋送裝置拋出機外。關鍵詞：盤刀，切碎機，莖稈，喂入槽，拋送機黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計ⅡABSTRACTIn this study, hard cotton stalk stalk as the research object, through the straw raw materials characteristic analysis, determine the cutting principle and method of design, low power consumption, particle size to meet the requirements of the chopped straw compression molding machine.Promote our country the comprehensive exploitation and utilization of crop straw resources in technical innovation and practical application。Through the analysis on the original data, program evaluation data comparison and analysis of the calculation, mainly to complete the shredding machine overall design, the choice of motor drive and program analysis, comparison and selection.On the basis of the shredding machine structure of the body size, structure size drive shaft, such as V belt drive design value are calculated in detail and description.The machine is mainly composed of cutter, gear box and a feeding mechanism, feeding trough, spin off device, belt drive, motor.The principle is that the straw from the feeding chute feeding, in the feeding mechanism under the action of the compaction and involved mechanism, passive fixed blade consists of the shredder shredding, finally by throwing device throwing machineKeywords: Radial-knife，cutter ，stalk，feed，thrower1盤刀式莖稈切碎機結構設計第 1 章 緒論1.1 本研究的目的和意義中國是農業(yè)大國，也是秸稈資源最為豐富的國家之一。歷史上，中國有利用秸稈的優(yōu)良傳統(tǒng)，農民用秸稈建房蔽日遮雨，用秸稈燒火做飯取暖，用秸稈養(yǎng)畜積肥還田，合理利用秸稈是中國傳統(tǒng)農業(yè)的精華之一。在傳統(tǒng)農業(yè)階段，秸稈資源主要是不經(jīng)任何處理直接用于肥料、燃料和飼料。隨著傳統(tǒng)農業(yè)向現(xiàn)代化農業(yè)的轉變以及經(jīng)濟、社會的發(fā)展，農村能源、飼料結構等發(fā)生了深刻變化，傳統(tǒng)的秸稈利用途徑發(fā)生了歷史性的轉變。在經(jīng)濟發(fā)達的地區(qū)，秸稈低效不清潔的直接燃燒利用方式已不適應農民生活水平提高的需要，富裕起來的農民迫切需要優(yōu)質、清潔、方便的能源。農業(yè)主產區(qū)秸稈資源大量過剩問題日趨突出，農民就地焚燒秸稈，不僅帶來污染大氣的嚴重后果，還因煙霧造成了附近機場飛機不能下降，高速公路被迫關閉的嚴重社會問題，引起了全社會的關注。我國政府十分重視秸稈禁燒和綜合利用問題，1999 年 4 月，國家環(huán)境保護總局、農業(yè)部、財政部、鐵道部、中國民用航空總局聯(lián)合頒發(fā)了《秸稈燃燒和綜合利用管理辦法》 。 《辦法》要求:禁止在機場、交通干線、高壓輸電線路附近和省轄級人民政府劃定的區(qū)域內焚燒秸稈，到 2005 年，各省、自治區(qū)的秸稈綜合利用率將達到85%?？萍疾拷M織力量研究推廣秸稈綜合利用技術，并把秸稈綜合利用技術列入國家“九五” 、 “十五”科技攻關計劃。農作物秸稈經(jīng)粉碎或切碎后機械壓縮成燃料塊，能有效地改變其燃料特性，熱值接近中質煙煤，平均為 16736kJ。壓縮成型技術為秸稈燃料異地運輸使用創(chuàng)造條件，可以作為生物煤供應工業(yè)生產和居民使用，同時也是很好的氣化原料，對推廣氣化爐有促進作用。壓制成型的秸稈塊也可以進一步炭化處理，得到木炭和活性炭，可廣泛用于冶金、化工、環(huán)保、生活燃料。另外，利用壓縮成型技術可以將秸稈模壓成不同形狀和用途的產品，如一次性快餐盒、盤、碟、包裝盒、工業(yè)托盤、育苗容器、人造紙板、瓦楞紙等。本研究以棉稈等硬莖稈為研究對象，通過對秸稈原料特性的分析，確定切碎原理和方法，設計出動力消耗低、粒度大小滿足壓縮成型要求的秸稈切碎機。推動我2國目前綜合開發(fā)利用農作物秸稈資源的技術創(chuàng)新和實際應用。1.2 農作物秸稈綜合利用現(xiàn)狀中國農作物秸稈資源量大面廣，每年產出量多達 6.4 億 t，且隨著農作物單產的提高，秸稈產量也將隨之增加。現(xiàn)階段其用途大致可分為 4 個方面:①秸稈還田; ②牲畜飼料;③替代能源;④工業(yè)原料，約占 12.7%的剩余秸稈就地焚燒或閑置。各種用途所占比例如圖 l.1 所示(高祥照等，2002)。圖 1.1 中國農作物秸稈的主要用途(1)秸稈還田秸稈還田是目前秸稈利用的最主要方面，據(jù)統(tǒng)計，2000 年我國主要糧食作物秸稈粉碎還田的面積占其種植面積的 58.6%(韓魯佳等，2002)。秸稈還田的方法分為整株還田技術、粉碎還田技術、有根茬切碎還田技術和傳統(tǒng)漚肥還田技術。配套的秸稈還田設備有粉碎還田機、滅茬機、收獲還田機和水田埋草機等。目前，經(jīng)過對秸稈還田技術和配套操作規(guī)程等的研究，秸稈直接還田在我國已有了一定面積的推廣應用。在“ 八五” 期間，秸稈直接還田技術規(guī)程研究取得了重要突破，已經(jīng)制定出了包括華北、西南、長江中游區(qū)、江蘇水早輪作區(qū)和浙江三熟制種植區(qū)的麥秸、玉米秸、稻草直接翻壓還田的技術規(guī)程，包括還田方式、秸稈數(shù)量、施氮量、土壤水分、粉碎程度、還田時間以及防治病蟲害、雜草等方面的技術要求，實踐證明適量的秸稈還田能有效增加土壤的有機質含量，改良土壤，培肥地力(黃忠乾等，1999)。(2)牲畜飼料秸稈用作飼料，在中國主要是以秸稈養(yǎng)畜、過腹還田的方式進行的。未經(jīng)任何處理的秸稈，不僅消化率低，粗蛋白和礦物質含量低，而且適口性差。為提高飼料的適口性和營養(yǎng)價值，近年來普遍采用氨化、微生物發(fā)酵貯存、熱噴、揉搓等技術處理，目前全國的年加工處理量約 1000 萬 t，已開發(fā)出的加工設備有氨化爐、調質3機、青貯收獲機、揉搓機、壓餅機、熱噴設備等。(3)替代能源據(jù)全國農村可再生資源統(tǒng)計資料顯示(2001)， “九五” 期間，秸稈能源用量仍占農村生活用能的 30%-50%。傳統(tǒng)的秸稈利用方式是直接燃燒，因其密度小，灰分多，己不再適應農民生活水平的需要，國內現(xiàn)行的秸稈優(yōu)質能源利用技術，除了本文所要研究的秸稈壓縮成型技術以外，還有秸稈氣化集中供氣技術、秸稈制取沼氣技術、秸稈燃料熱風烘干技術等。秸稈熱解氣化技術把細軟、松散的低品位秸稈轉換成清潔的高品位氣體，熱效率可達 40%。氣相燃料速度快，熱量輸出可以控制，在烘干木材、茶葉、飼料和代替燃油發(fā)電及農村居民炊事等方面己有成功應用。部分氣化爐和配套裝置己經(jīng)批量生產，進入實用推廣階段。目前全國己有 350 余處秸稈氣化集中供氣示范點，主要集中在山東、河南、江蘇、河北、山西、北京、陜西等。僅山東就有 170 余處(韓魯佳等，2002)。秸稈制取沼氣技術，近年來經(jīng)攻關研究在技術上有了較大突破，解決了秸稈易結殼、出料困難和發(fā)酵不充分的難題。干發(fā)酵工藝則有助于節(jié)約建池費用，提高池容利用率，目前該技術在北方應用較多。秸稈燃料熱風烘干技術是將成捆或經(jīng)預處理的秸稈加入由兩段燃料室組成的高效燃料爐，燃燒產物經(jīng)過離心除塵可得到潔凈的熱煙道氣，產生的熱風溫度可以調節(jié)(60-800℃)，含煙塵量小于 20mg/m， ，尤其適宜于高濕物料，如糧食、木材、飼料、雞糞、酒糟等的烘干( 馬學良，1995) 。(4)工業(yè)原料秸稈作為工業(yè)原料主要用于工業(yè)造紙，占秸稈總產出量的 2.9%。其它目前正在興起的研究與應用有:南京林業(yè)大學將秸稈壓縮成型制作秸稈板材，建筑墻體材料，包裝材料等;西北農大開展模壓制品的研究，如一次性快餐盒、托盤、家具構件和建筑構件等;遼寧省農科院研制成功秸稈皮鑲分離及其綜合利用技術 ;另外一些科研院所采取生物技術的手段發(fā)酵生產乙醇、糠醛、苯酚、單細胞蛋白、燃料油氣、工業(yè)酶制劑等。由于秸稈還田數(shù)量有限，作飼料其營養(yǎng)價值不高，因此要真正解決秸稈的合理利用問題，關鍵在于研究秸稈的能源化和工業(yè)化利用技術。1.3 秸稈的特性：1.3.1 秸稈的物理特性秸稈本身的物理特性是影響秸稈切碎和壓縮成型的主要因素之一。秸稈的物理4特性受物種、品種、產區(qū)、成熟度等多種因素的影響。國外對麥秸、飼草等軟莖稈的拉伸強度、剪切強度、彈性模量、剛度模量等物理特性研究較多(o’Dogherty，1995)。國內相關報道較少，孫驪(1998)、徐學耘(加 00)等對麥秸和棉桿的物理特性作了初步的分析。1.3.2 秸稈的切碎特性國外對秸稈切碎的研究集中于麥秸、稻秸等軟莖桿，主要分析切碎能耗、切碎度和切斷效率的各種影響因素，如 o’Dogherty(1986)等人分析了切割速度、割刀參數(shù)、受切根數(shù)等因素對切割過程的影響，指出秸稈切割過程中有一臨界速度，在15-30m/s 范圍內，低于臨界速度，能耗和無效切割快速增加 ;大于臨界速度，能耗基本不變，實際切割長度接近于理論長度。國內主要是對切碎能耗和切斷效率的研究，如張晉國(2000) 等人分析了秸稈的含水率和有無定刀對切斷效率的影響; 吳子岳(2001)和藺公振(1999) 等研究了受切根數(shù)和割刀參數(shù)對切割功耗的影響。1.3.3 秸稈的化學成分不管任何植物材料其主要化學組份均為纖維素，半纖維素，木質素三種。由表1.1 可知，棉稈中的纖維素含量為 50%左右，木質素含量為 20%以上，半纖維素含量為 75%以上，均明顯高于麥秸類軟莖稈，更接近于杉木等低級木材。表 1.1 秸稈的化學成分(徐學耘，1994)木質素 纖維素 半纖維素 果膠 聚戊糖種類 % % % % %棉稈 22 50.23 75.10 3.51 19.21麥秸 18.34 40.4 71.30 0.30 25.56杉木 24.91 50.43 44.69 1.69 25.905第 2 章 切碎機整體方案設計2.1 總體結構設計秸稈切碎機的總體結構見圖 2.1。1.變速箱和喂入機構 2.喂入槽 3.切碎器 4.帶傳動 5.電動機圖 2.1 秸稈切碎機總體結構示意圖該機主要由切碎器、變速箱和喂入機構、喂入槽、甩拋裝置、帶傳動、電動機組成。秸稈由喂入槽 2 喂入，在喂入機構 1 作用下將其壓實并卷入機構，被動定刀片組成的切碎器 3 切碎，最后由拋送裝置拋出機外。2.2 樣機的性能試驗根據(jù)前面的理論和試驗分析，我們設計了農作物硬莖稈切碎機，見圖 2.2，其主要的技術參數(shù)如下:喂入齒輥有效長度:100mm;喂入齒輥張開間距最大值:59mm，張開間距自動調節(jié);6喂入齒輥節(jié)徑:83mm;總速比:6.47;動刀數(shù):2;動刀轉速:550r/min;喂入齒輥轉速:85r/min:物料切碎長度:10mm;配備動力:2.2kw圖 2.2 直刃刀硬莖稈切碎機試驗材料選用浙江大學實驗農場提供的本年度棉花采收后的成熟棉稈，去除根部和霉爛變質莖稈，原料平均含水率為 18.5%(濕基)。每次試驗物料 15kg，共進行5 次測試，取平均值，對切碎物料進行粒度篩分分析，測試結果見表 2.1。表 2.1 秸稈切碎機性能試驗結果測試項目 測試結果刀軸轉速 (r/min) 550喂入輥轉速(r/min ) 85切碎生產率 (kg/h) 500能耗(kJ/kg) 110切碎效率 (%) 92.2粒度分布:(%)>0~2.omm 11.5%7>2.0~10.omm 59.4%>10.0~20.omm 21.3%，>20.omm 7.8%對切碎物料的粒度分布測定結果表明，經(jīng)一次切碎，粒度為>20.0mm 的殘余組分中主要為細枝梗，這表明該喂入機構在夾持粗枝梗的同時對細枝梗還會產生漏切現(xiàn)象。需進一步加以分析改進。2.3 本章小結對硬莖稈切碎機進行樣機的設計研制和性能試驗，確定整體方案，驗證設計方法的合理性。 8第 3 章 秸稈切碎機結構設計3.1 切碎器設計切碎器是秸稈切碎機的重要工作部件。它的參數(shù)設計是否合理，對切碎質量、功率消耗以及機器運轉均勻程度有直接影響。影響切碎性能的主要因素有:(l)切割時要產生滑切，以減少切割阻力。(2)切割要穩(wěn)定，秸稈相對于動定刀片沒有滑移。(3)切割阻力矩變化均勻。3.1.1 切碎方式選擇秸稈切碎方式主要有輪刀式切碎、滾刀式(螺旋刀)切碎和錘片式切碎等。輪刀式切碎質量好，刀片結構簡單，主要缺點是刀盤運轉不均勻。滾刀式切碎滑切作用強，切割阻力小，但切碎體不能自動拋出，刀片剛度差，不適合硬莖稈切碎。錘片式切碎是利用高速旋轉的錘片來擊碎秸稈，刀片結構簡單，通用性好，但能耗高(藺公振等，19%;樸香蘭，1998)。表 3.1 切碎秸稈的粒度分布刀軸轉速 粒度(mm)及百分含量(%)/r·min 1?0-1.4 1.4-2 2-3.35 3.35-9.5 9.5-12.5 12.5-19.5 >19.5 0-12.5錘片切碎860 1.9 1.1 2.3 10.3 9.9 15.6 58.9 25.51220 0.8 0.6 1.8 9.6 7.9 10.8 68.6 20.71580 2.6 1.7 4.2 15.3 11.7 17.1 46.8 35.5螺旋刀切碎920 3.7 3.2 9.2 37.6 11.7 9.6 25.0 65.41250 4.4 3.9 11.2 39.9 12.0 10.8 17.8 71.41500 5.8 4.7 12.8 43.7 11.9 9.2 11.9 78.9直刃刀切碎9900 4.3 4.3 13.2 41.1 11.3 9.7 16.1 74.21230 4.2 4.4 13.1 41.6 14.2 11.0 11.5 77.51450 5.3 6.2 17.6 41.8 8.5 7.3 13.3 79.4根據(jù)對直刃刀切碎、螺旋刀切碎和錘片切碎 3 種不同切碎方式的比較試驗(盛奎川等，1999) ，如圖 3.l 所示，在相同轉速下，直刃刀切碎的單位質量棉桿能耗最低，由表 3.1 可知，采用直刃刀切碎細小顆粒產量較高，在 900~1450r/min 范圍內，提高轉速對細小顆粒產量增加不明顯。 直 刀 刃 切 碎螺 旋 刀 切 碎錘 片 切 碎 主 動 軸 轉 速 （ ）能耗（）圖 3.1 切碎機主動軸轉速與能耗的關系根據(jù)以上分析，我們選擇直刃刀切碎作為棉稈等硬莖稈切碎的設計方案，動刀片數(shù)為 3，均布于動刀架上，其動刀架結構見圖 3.2。3.1.2 切碎原理分析按刀片刃線運動方式，切割可分為砍切和滑切兩種?？城袝r刀片切割點 M 運動方向垂直刃線，而滑切時刀片切割點 M 運動方向不垂直刃線。由于滑切使刀片斜置切入，實際刃角相應變小，刃線變銳，切割阻力減少，因此滑切比砍切省力，且在一定滑切角范圍內，滑切程度越大，切割越省力。當?shù)镀a生滑切時，切割點 M 速度 V 分解為 2 部分(圖 3.3):滑切速度 Vt，方向平行刃線;砍切速度 Vn，方向垂直刃線。速度 V 和 Vn 夾角為滑切角 ，在一定滑?切角范圍內，滑切程度越大，切割越省力。103.1.3 割刀參數(shù)分析1.滑切角直線型刀片的滑切角 在數(shù)值上等于刀片刃線 AB 與切割半徑 r 之夾角(圖 3.4)。?圖 3.2 直刃刀動刀架簡圖圖 3.3 刀片的滑切為了保證刀片有滑切，其刃線 AB 至回轉中心 O 應具有偏心距 e。由圖 3.4 可得: tg = (3.1)?2er?上式說明，從切割開始到終了，隨著切割點外移，切割半徑 r 的增加，刀片的滑切角逐漸減小。因此，刀片切割阻力矩隨著切割半徑的增大，滑切角的減小，切割阻力的增大而增大。112.推擠角圖 3.4 中，動刀刃線 AB 與定刀刃線 CM 間的夾角為推擠角 x.切割時如果推擠角過大，秸稈受刀片作用，會先沿刃線一側滑移，逐漸集中在最后階段切割，結果造成刀片負荷不均，刃線末端磨損嚴重，碎段變長，切碎質量變壞。因此，為保證切割穩(wěn)定，不產生滑動切割，滿足如下切割條件:（3.2)1???2?1.O--動刀回轉中心 2.AB--動刀刃 3.e--偏心距 4. --滑切角 5.r--切割半徑 6. x--推擠角?圖 3.4 切碎器的結構圖根據(jù)文獻資料(陶南，1991)，取 = ， ，則 x 。1??2?2?38??50圖 3.4 中，由三角形 OGH 和 HCD 相似關系可知，推擠角 x 在數(shù)值上等于回轉角 ， 在切割過程中逐漸減小。故刀片推擠角隨著切割點外移、回轉角的減小而?減小。從以上分析可以得出，直刃刀刀片的推擠角變化比較合理，而滑切角和阻力矩變化不夠理想。因此，為了改善其切碎性能，本設計采用提高切碎器轉速和增大其本身轉動慣量( 即刀架質量)的方法，來補償由于阻力矩變化所引起的運轉不均的缺點。通過將動刀架與甩拋輪設計為一體，既可增加刀架的轉動慣量，又可改善切碎物料的甩拋性能。3.1.4 主要技術參數(shù)確定1.切碎長度切碎長度是切碎機主要性能指標之一，機器工作時，秸稈被喂入輥卷入切碎機12構的速度 v (m/s)，切砰器每秒鐘切碎次數(shù)為 ，則理論切碎長度為:60Dn??601knL= =1viD?考慮到喂入輥的打滑因素，實際切碎長度為:L= (3.3)kid)(???式中：k—動刀片數(shù)i—切碎器主軸 n 與喂入輥轉速 n 之傳動比1D—喂入輥直徑—打滑系數(shù)，一般取 0.05~0.07?切碎器主軸與喂入輥之傳動比 i=6.47，喂入輥直徑 d=83mm，動刀片數(shù) K 為2，打滑系數(shù) 取 0.06，則理論切碎長度 L=20mm。2.切碎機生產率切碎機生產率的大小取決于喂入口面積，切碎器刀片數(shù)和轉速，莖稈種類和切碎長度等，理論生產率可由下式計算:Q=60·k·a·b·L·n· (3.4)?式中: k—動刀片數(shù);a、b—為喂入口高度和寬度，m;L—理論切碎長度，m;n— 喂入輥轉速，r/min;—喂入輥壓縮后的莖稈容重，kg/m 。? 3切碎器的動刀片數(shù) k 為 2，喂入輥轉速 n 為 85r/min，喂入口寬度 a 取 0.1m，度 b 取 0.14m，莖稈壓縮后容重以棉稈為例約為 120~150kg/m ，若取 130kg/m。切3碎長度為 0.02m，理論生產率約為 Q=500kg/h。3.2 喂入機構設計喂入機構由喂入槽、喂入輥和壓緊裝置等部件組成。它的作用是將物料以一定的速度喂入切碎器，并在喂入的同時，將其夾住、壓緊、無滑動，以保證切碎質量，即切碎顆粒長度均勻、切口平整。主要結構簡圖見圖 3.5。上喂入輥的動力由切碎器刀軸傳入，下喂入輥由一對圓柱齒輪和一對鏈輪傳遞動力并改變轉動方向，從而13獲得上下喂入輥轉速一致，但方向不同的運動。由于本切碎機主要是用于切碎硬莖稈，所以采用卷入性能好，并能自動調節(jié)喂入口高度的星齒型上下喂入輥(圖 3.6)。壓緊裝置采用雙彈簧式壓緊裝置，兩個彈簧在機架兩側，一端固定在機架上，另一端固定在喂入輥軸座上。隨物料尺寸的改變，使壓力隨彈簧變形而改變，有利于喂入切割。上喂入輥隨著喂入物料的直徑變化，靠軸座和彈簧，以 0 為圓心，60mm 為半徑，在滑槽 CD 中浮動，上下喂入輥中心距在 85--144mm 之間，適用不同物料喂入并夾緊。1.滑槽 2.上喂入輥 3.齒輪傳動 4.調節(jié)彈簧 5.鏈傳動 6.下喂入輥圖 3.5 喂入機構的結構示意圖圖 3.6 喂入輥結構圖143.3 傳動系統(tǒng)設計切碎機傳動系統(tǒng)簡圖見圖 3.7。電動機的動力先經(jīng)皮帶輪傳給動刀軸，再經(jīng)一對圓柱齒輪和一對圓錐齒輪減速后傳給喂入輥?？倐鲃颖葹?i=6.47。3.4 本章小結本章首先對各種切碎方式進行比較分析，選擇合適的切碎方式;然后從理論上對切碎器等重要工作部件進行運動學分析，確定結構設計所需參數(shù)。1.帶輪傳動 2.動刀 3.圓柱齒輪傳動 4.喂入裝置 5.圓錐齒輪傳動 6.電機圖 3.7 傳動系統(tǒng)簡圖15第 4 章 盤刀式切碎器刀刃曲線對切割能耗的影響4.1 切割過程幾何參數(shù)的分析根據(jù)盤刀式切碎器的切割原理和切割過程中定刀與動刀之間相互作用關系的分析可知 ,影響切割過程的主要參數(shù)是切割時的滑切角 τ、擠推角 x 和切割轉角 θ。偏心圓弧曲線刀刃、直線刀刃和等滑切角曲線刀刃 3 種形式的切碎器在切割過程的幾何參數(shù)如圖 4.1 所示。偏心圓弧刃 直線刃 等滑切角刃圖 4.1 切碎器幾何參數(shù)對于偏心圓弧曲線刀刃 ,切割過程中的幾何參數(shù)與其結構參數(shù)之間的關系為:τ=arcsin[ (R + r - e )/ 2Rr] (4.1)22x =τ+arcsin( H/r) (4.2)θ=arcsin [( Ra - R·sin x)/e] (4.3)式中: R —圓弧刀刃的半徑r—切割點處的回轉半徑e —圓弧刀刃的偏心距H—切割中心線高度Ra —切割點與回轉中心水平距離對于直線刀刃,切割過程中的幾何參數(shù)與其結構參數(shù)的關系為:τ=arcsin(e/r) (4.4)x =τ+arcsin( H/r) (4.5)θ= (π/2) - x (4.6)16式中： e —直線刀刃偏心距 ;r—切割點處回轉半徑H—切割中心線高度對于等滑切角曲線刀刃，在切割過程中的滑切角 τ 保持恒定不變；而擠推角和切割轉角與其結構參數(shù)的關系為：x =τ+arcsin( H/r) (4.7)θ= k·ln( r/c) (4.8)式中： H—切割中心線高度r —切割點處的回轉半徑k —常數(shù)從上面 3 種形式曲線刀刃的切割參數(shù)與其結構參數(shù)之間的幾何關系可以看出:滑切角 τ、擠推角 x 和切割轉角 θ 三者之間是密切相關的。在切碎器上 ,只要其結構參數(shù)確定,3 個角度的大小及其在切割過程中的變化規(guī)律也就隨之確定。在切碎器的設計過程中,上面的 3 個角度只要有 1 個確定,其他 2 個角度的變化便在一定的結構限制下隨之確定。無論采何種形狀的刀刃曲線,其 3 個角度間的關系皆是如此。4.2 試驗設計考慮到直線刃、圓弧刃和等滑切角刃 3 種類型切碎器在切割過程中的能量消耗 ,圓弧刃和等滑切角刃各選擇 3 組不同的結構參數(shù) ,直線刃選擇 4 組不同的參數(shù),其參數(shù)的取值、滑切角、擠推角和切割轉角的數(shù)值見表 4.1。試驗在 9ZF110 型盤刀式切碎器上進行。試驗中為使不同切割刃曲線刀的切割能耗具有可比性,除刀刃曲線外其他試驗條件保持相同。試驗切割的物料為青貯玉米秸,切割層寬度 170mm,切割層厚度 23mm,喂入量 3400kg/h,切割間隙 0.13mm,切碎器轉速600r/min。試驗過程中,記錄切碎器主軸的扭矩和轉速 ,并對記錄的扭矩曲線進行離散化處理。為提高精度和消除干擾因素影響,每號試驗重復 10 次,結果見表 4.24.3 結果與分析因試驗所用 10 種動刀的工作條件一致,故除切割以外其他部分能量消耗相同,所以切碎器主軸上的切割扭矩就代表了切割能耗的大小。因此以切割平均扭矩值作為試驗評價指標。17表4.1 曲線刀刃結構參數(shù)圓弧刃 等滑切角刃 直線刃實驗號 參數(shù) 實驗號 參數(shù) 實驗號 參數(shù)R =375 ; e =375 e = 87.2τ=6.8°～ 19.8° τ= 25° τ= 20.2°~77.3°χ= 28.9°～33.5° χ= 34.1°～51.6° χ= 29.3°~50.7°1Dθ= 18.79°4Dθ= 28.7°7Dθ= 7.8°R =313 ; e =226 e = 55.6τ=6.2°～ 44.1° τ= 35° τ=12.7°~38.5°χ=15.3°～70.6° χ= 44.1°～61.6° χ=21.8°～65.1°2Dθ= 53.8°5Dθ= 52.8°8Dθ= 3.2°R=409 ; e=335 e = 81.3τ=25.1°～40.1° τ= 45° τ= 18.8°~65.5°χ=11.6°～66.7° χ= 54.1°～71.6° χ= 27.8°~38.9°3θ= 45.24°6θ= 46.9°9θ= 11.1°e = 129.3τ= 30.7°~96.5°χ= 39.8°~89.9°10Dθ= 50.1°對試驗結果進行單因素方差分析,結果表明:不同刀刃曲線對切割時的平均切割扭矩具有顯著的影響(顯著水平 α=0101)。為了確定哪些曲線刀刃在切割過程中的平均扭矩具有顯著差異,對試驗結果進行多重比較,結果是:D1 號試驗的平均扭矩極顯著地高于其他 9 號試驗 ,這是由于 D1 號試驗所用圓弧曲線刃的結構參數(shù)導致切割過程中滑切角和擠推角的數(shù)值較小而引起。D3、D2、D6 和 D10 組試驗結果之間不存在顯著差異;D7、D8 和 D9 組試驗結果之間也不存在顯著差異,但是顯著地高于 D2 和 D3 組試驗結果。4.4 結論通過對 3 類不同刀刃曲線 10 組結構參數(shù)的動刀切割試驗結果進行統(tǒng)計分析,得出如下結論:18表4.2 平均切割扭矩試驗結果試驗號重復 1D234D567D8910D1 38.61 27.51 24.15 36.3 27.59 21.53 21.86 25.68 30.48 26.782 34.81 24.15 23.53 30.80 25.12 21.53 28.41 26.53 27.82 26.073 33.39 22.55 23.82 28.5 24.76 23.07 25.40 26.89 26.76 23.954 32.86 21.85 20.69 27.1 2441 24.78 30.00 23.88 21.99 21.425 36.69 20.43 19.36 28.32 24.76 25.1 32.12 26.89 23.58 22.016 36.30 25.38 22.78 28.81 27.06 24.6 29.08 23.70 28.78 23.467 33.47 22.55 21.45 32.53 23.35 26.45 24.13 27.95 21.00 24.528 32.69 22.38 22.59 30.53 22.47 26.42 30.49 24.94 26.17 23.109 33.29 22.20 24.48 34.30 29.01 25.41 23.59 25.47 27.85 24.3410 32.58 23.97 21.38 25.45 24.76 21.10 30.14 25.76 28.60 24.87均值 34.49 23.30 22.47 30.33 25.33 23.99 27.58 25.77 26.13 24.061) 切割時的滑切角 τ 和切割轉角 θ 是影響切割能耗的主要因素。當滑切角在35°～45°范圍內,切割轉角在 45°～65°范圍內時,切割的平均扭矩較低 ,切割能耗較小。2)刀刃曲線的形狀影響切碎器的切割能耗,但是這種影響受結構設計參數(shù)的制約。對于不同類型的刀刃曲線,只要結構參數(shù)的設計能夠保證滑切角和切割轉角在適宜的范圍內變化,則可保證切碎器具有較低的切割能耗。3) 傳統(tǒng)切碎器扭矩計算公式是在靜態(tài)切割條件下以受力分析為基礎推導而來的。而在實際的動態(tài)切割過程中,由于物料受力狀態(tài)的改變以及切割過程中動刀慣性力的存在,使得理論計算扭矩值與實際測量值之間具有較大的差異。因此 ,在應用理論計算公式進行切碎器結構參數(shù)設計,要考慮動態(tài)切割的影響,對設計參數(shù)進行必要的修正。4.5 本章小結以 9ZF110 型盤刀式切碎器為基礎 ,研究了圓弧曲線、直線和等滑切角曲線刀刃在切割青飼玉米時的切割能耗變化。結果表明:切割時的滑切角和切割轉角是影響切割能耗的主要因素。當滑切角在 35°～45°范圍內,切割轉角在 45°～65° 范圍內時,切割的平均扭矩較低,切割能耗較小。對于不同類型的刀刃曲線,只要結構參數(shù)的設計能夠保證滑切角和切割轉角在適宜的范圍內變化,則可保證切碎器具有較低的切割能耗。19盤刀式切碎器是畜牧業(yè)生產中廣泛應用的飼料加工機械,其工作過程中消耗的能量主要用于飼料的切斷。長期以來,關于減小切碎器能量消耗的研究主要集中在切碎器動刀刃曲線形狀上。從目前應用的切碎器動刀結構看,刀刃的曲線形狀有圓弧型、直線型、折線型和等滑切角 4 種。這 4 種不同形狀的動刀刃曲線類型對切碎器的切割能量消耗有較大的影響。因此,在理論分析和試驗的基礎上,研究不同類型曲線刀刃形狀對切碎器能耗的影響,對于改進切碎器的工作性能和減小工作過程中的能量消耗具有重要意義。 20第 5 章 動刀片受力分析5.1 工作原理PCCì 15. 0S 型青飼切碎機主要由喂入機構、切碎器、拋送機構和傳送機構等部分組成。切碎器是青飼切碎機的重要工作部件,動刀片和拋送葉片安裝在3個互呈120°的刀架上(如圖5.1) 。切碎機工作時,動刀片和拋送葉片在刀架的帶動下繞軸O 旋轉(如圖5.2), 動刀片M N 由飼料喂入口的J 點開始切割物料, 到L 點完成一次切割。3個動刀片依次工作實現(xiàn)青飼切碎機的連續(xù)切割工作。1.定刀片2. 飼料層3. 動刀片4. 拋送葉片5. 刀架圖5.1切碎器結構簡圖圖5.2切碎機工作分析圖在圖5.2 中,可將動刀片A 點的速度v 分解為垂直于刃口的速度vn 和沿著刃口方21向的速度v t; v 與v n 之間的夾角稱為滑切角S, tanS稱為滑切系數(shù),它的值可以反映滑切作用的大小;動刀片M N 與在KL 附近安裝的定刀片之間的夾角稱為鉗住角x(或推擠角),該角不能過大, 否則物料會被推移, 不利于機器切割[22]。5.2 動刀片的受力分析5.2.1 直刃口動刀片的受力分析直刃口動刀片設計尺寸如圖5.3, 為了便于分析,其受力情況簡化為如圖5.4 所示情況(假設不考慮物料喂入力的影響)。設動刀刃上任意一點A 受力為F , 它可分解為沿著刀刃方向的滑切力P 和垂直于刀刃方向的正壓力 N z[ 22 ] , 其中N z= (5.1)sq?P = fN z (5.2)F = (5.3)2?式中： q——比阻, 即單位刃口長的切割阻力S ——參加切割的刃口長度?f ——切割的滑動摩擦因數(shù)圖5.3直刃口動刀片結構簡圖圖5.4直刃口動刀片受力簡圖22各種飼料具體的q 值應由試驗確定(本研究取用玉米秸稈) ; 切割玉米秸稈時S、q 關系見表5.1。f 與滑切系數(shù)tan 的關系見表5.2。?表5.1切割玉米莖稈時 與 q 的關系?/?)(?0 10 20 30 40 50 601??cmNq117.11 112.7 91.63 75.46 68.11 55.86 40.18表5.2tan 與 f 的關系?tan?0 0.2 0.4 0.6 0.8 1.0 1.2 1.4 1.6 1.8 2.0f 0 0.042 0.082 0.112 0.140 0.184 0.210 0.242 0.253 0.3300.340正壓力矩 (N z 力對O 點的力矩) 為1TT 1= N z (5.4)?tan/OG滑切力矩 （ P 力對O 點的力矩) 為2= P (5.5)2求解直刃口動刀片在切割玉米秸稈時所受的力和力矩的步驟如下:(1) 根據(jù)已知切碎器的設計參數(shù): 最大推擠角Vmax為68°, 切碎器回轉中心距定刀的高度為90 mm ,回轉中心到喂入口的最短距離為150mm , 喂入口寬度為380 mm , 高度為110 mm , 見圖5.5。23圖5.5 裝參數(shù)圖(2) 過回轉中心 O 作垂直于 M N 線的直線OG,垂足為G; 以O 為圓心,OG 為半徑繪圓, 量得轉角R為63°( 見圖 5.6)。圖5.6 刃口動刀片運動軌跡圖(3) 將轉角R 分成若干份, 在圓O 上得出相應點, 并過這些點分別作圓O 的切線, 此切線即為刀片在不同轉角時的刃口線, 各刃口線在喂入口內的長度即為切割刃口長S。將不同位置的 S 的中點與回轉中心O 相連 , 得出滑切角 、推擠角 。????(4) 由以上圖表及式 (1)～ (5) 即可求出q、f 、N z、P、F 、 、 。數(shù)據(jù)整理后1T2見表5.3。表5.3 刃口動刀片數(shù)據(jù)表序號/??/( )??/( )??/mmS?q/N 1??cmf Nz/N P/N F/N T /N1T /N2?m1 0 68 60 0 41.0 0.320 0 0 0 0 02 10 58 55 34.58 44.8 0.270 154.7 44.3 160.9 13.8 5.83 20 48 50 66.67 57.1 0.220 380.2 83.7 389.3 42.0 11.04 30 38 42 112.55 67.0 0.170 754.8 127.3 765.5 110.4 16.85 40 28 33 192.82 74.0 0.130 1426.8 185.6 1438.9 280.2 24.46 45 23 29 255.44 78.7 0.110 2010.5 201.3 2020.6 481.0 25.67 50 18 25 359.45 86.7 0.080 3123.7 250.1 3133.7 913.4 32.98 51 17 22 386.72 90.2 0.075 3488.1 261.7 3497.9 1147.5 34.49 56 11 20 317.61 93.4 0.067 2969.7 201.9 2976.6 1085.5 26.610 60 8 17 208.86 97.8 0.061 2042.6 124.7 2046.4 840.0 16.411 63 5 14 0 106.5 0.047 0 0 0 0 0245.2.2 圓弧刃口動刀片的受力分析圓弧刃口動刀片設計尺寸如圖5.7, 它的安裝尺寸與直刃口動刀片的安裝尺寸相同。為了便于受力分析(假設不考慮物料喂入力的影響)將其簡化為一段圓弧(見圖5.8)。設圓弧上任意一點A 受力為 F ,過A作圓弧切線B C,則 = ∠OA G, 力F 可分解沿切線方?向滑切力P ′和垂直于切線方向正壓力 ′zN圖5.7 弧刃口動刀片結構簡圖圖5.8 弧刃口動刀片受力簡圖求解圓弧刃口動刀片在切割玉米秸稈時所受的力和力矩的基本步驟與直刃中的步驟基本相同, 但略有不同之處是: 直刃步驟中的位于喂入口中的刀刃線在此作為圓弧刃的弦來處理, 在此基礎上在喂入口中做出圓弧刀刃線(圖5.9)。 S ′為圓弧刃落在喂?入口中的圓弧長度; 取圓弧的中點 ,將其與回轉中心 O 相連,并做出過中點的圓弧切線, 可得 ′、 ′。將數(shù)據(jù)整理成表5.4。??圖5.9 弧刃動刀片的運動軌跡圖255.2.3 動刀片的受力特性曲線綜合表5.3、5.4 做出兩種動刀片各個參數(shù)隨轉角變化的綜合對比曲線, 如圖5.10、5.11 所示。圖5.10　動刀片的推擠角 、滑切角 隨轉角 的變化曲線???圖5.11 刀片的正壓力N 和滑切力P 隨轉角R 變化曲線表5.4 圓弧刃口動刀片數(shù)據(jù)表序號/??/( )??/( )??/mmS?q/N 1??cmf Nz/N P/N F/N T /N1T /N2?m1 0 68 60 0 41.0 0.320 0 0 0 0 02 10 58 55 34.58 44.8 0.270 154.7 44.3 160.9 13.8 5.83 20 48 50 66.67 57.1 0.220 380.2 83.7 389.3 42.0 11.04 30 38 42 112.55 67.0 0.170 754.8 127.3 765.5 110.4 16.85 40 28 33 192.82 74.0 0.130 1426.8 185.6 1438.9 280.2 24.46 45 23 29 255.44 78.7 0.110 2010.5 201.3 2020.6 481.0 25.67 50 18 25 359.45 86.7 0.080 3123.7 250.1 3133.7 913.4 32.98 51 17 22 386.72 90.2 0.075 3488.1 261.7 3497.9 1147.5 34.49 56 11 20 317.61 93.4 0.067 2969.7 201.9 2976.6 1085.5 26.610 60 8 17 208.86 97.8 0.061 2042.6 124.7 2046.4 840.0 16.411 63 5 14 0 106.5 0.047 0 0 0 0 0265.3分析結果討論(1) 在圖5.10 中, PCCIV 15.0S 青飼切碎機的動刀片在切割過程中 , 推擠角 和?滑切角 隨著切割轉角 的增大而急劇減小; 在 0°～ 20°轉角內, 推擠角很大, 飼料??有被推擠到喂入口右側的趨勢。(2) 通過對兩種刀片的推擠角、滑切角變化曲線的對比分析可看出, 在切割過程中當 ?'??'? ?50°時, , 情況相反。直刃口動刀比圓弧刃口動刀在切割過程中所受阻力要'?'?逐漸減小。(3) 由圖5.11 可以看出, 動刀片在切割過程中, 刀片所受的正壓力很大而滑切力P 相對很小, 砍切作用遠大于滑切作用, 因此PCCì 1510S 青飼切碎機對飼料的切割過程主要以砍切為主, 滑切為輔。(4) 在圖5.11 中, 將兩種刀片的正壓力和滑切力曲線進行對比可以看出, 直刃口動刀片的滑切力P與圓弧刃口動刀片的滑切力P ′在變化過程中大小大致相當。當 48°時, 直刃刀正壓力N z 大于圓弧刃刀正壓力 , 此時圓弧刃動刀比直? 'z刃動刀利于滑切。5.4 本章小結對PCCì 15. 0S 型青飼切碎機的兩種動刀片進行受力分析, 深入探討了動刀片在切碎物料過程中各種參數(shù)的變化規(guī)律, 從而得出圓弧刃口動刀片在綜合切碎性能上較直刃口動刀片優(yōu)越。輪刀式青飼切碎機是一種使用較為普遍的機型[21]。動刀片是青飼切碎機的核心工作部件, 在切割飼料的過程中受力情況復雜, 極易磨損和耐磨性差一直是青飼切碎機存在的主要問題。深入全面地分析研究動刀片的受力及磨損規(guī)律對改善青飼切碎機的工作性能、提高其生產效率和增加使用者的經(jīng)濟效益等都具有十分重要的意義。 27第6章 切碎機整體結構的設計 6.1 電機選擇6.1.1 切碎器轉速的確定切碎機的生產率（ ）由下式估算：hkg（6.1）kablznQ?60?式中： a、 b——喂入口的高與寬（ m）l——理論切碎長度（m）z——動刀片數(shù)目，一般 z＝2～6 把n——切碎器轉速（ ） ，一般 n＝300～500ir minr——飼草密度（ ）對于秸稈 ，飼草?3kg3150~2kg??350~3mkg?k——充滿系數(shù)，可＝0.3～0.5由已知條件 Q＝500 和前面所設計的參數(shù)代入上式得：h min572~864.0132)0.(14.0650 rkablzn ?????根據(jù)設計要求和考慮實際生產過程，這里取 。inr6.1.2 切碎器功率消耗查閱相關參考書，已知小型秸稈切碎機每米工作幅寬的平均功率為 11kW，由此可得該秸稈切碎機消耗的功率為: ，則切碎器扭矩1.54kW0n60＝＝＝切 ?CPMNNCP ???.54.1切6.1.3 電機選擇此次設計的切碎機為農戶用，電壓為 220V，所以在 Z 系列電機中選擇。此系列小328型直流電機有發(fā)動機和電動機兩種，具有轉動慣量小，調速范圍廣，體積小重量輕，可用于靜止整流電源供電等優(yōu)點。電機的工作方式是連續(xù)工作制，在海拔不超過1000m，環(huán)境空氣溫度不超過 40℃時，電機能按額定功率正常運轉。此系列中電動機電壓等級為 110V,160V,220V 和 440V，發(fā)電機電壓等級為 115V 和 230V，其外殼防護等級為 IP21,冷卻方式為 IC01,IC06 或者 IC07。根據(jù)前面計算得出的切碎器轉速和功率消耗，選擇 Z 型電機中的 23－32 型電動機：3電壓 220V，額定功率 2.2kW，額定轉速 1000 。minr計算總傳動比及分配各級傳動比總傳動比 : 21i??47.68501＝＝喂ni?展開式二級錐齒輪傳動，高速軸 ，則：??21.~3ii3.08.5.2?i取 ，則 。1.2?i 08.3147.62?i6.2 V 帶傳動的設計計算（1）V 帶輪的設計要求設計 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。（2）材料此處帶輪的材料，采用鑄鐵，材料牌號為 HT200（3）確定計算功率 P ca 由參考資料[25] 表 8.7 查得工作情況系數(shù) Kα=1.3，設計功率 Pd=KA Pd ?,P=2.2KW 則 Pd=2.86KW（4）選取帶型 29根據(jù) P ca ， n 由參考資料 [25]圖 8.11 確定選用 Z 系列普通 V 帶（5） 82.15021???i（6）確定帶輪基準直徑 d 并驗算帶速 v由[25]表 8.6 和表 8.8 小帶輪基準直徑 ，外徑 md501?mda541?（7）大帶輪基準直徑 90)2.(82.)(12 ?????di（8）按參考資料[25] 式(8.13)驗算帶的速度帶速smvsndvp /5/6.106ax????所以： 帶的速度合適（9）確定 V 帶的基準長度和傳動中心距根據(jù)參考資料[25] 式(8.20)初定中心距：由 ， )(2)(7.021021 dda???2809?a取 ma240?（10）基準長度：4.7094)()(20212210 ??????adaLdd?根據(jù)參考資料[1]表 8.2 ，Z 系列普通 V 帶基準長度 。mLd（11）實際中心距：Lad28.400????（12）由參考資料[25] 式(8.7),得小帶輪包角 ?????62.1703.51012ad?（13）查得 ,123.?P（14）計算 V 帶的根數(shù) Z 由參考資料[25] 式(8.26)Z=Pca/Pr=KAP/(P0+?P0)KaKL KL------------------長度系數(shù)P0----------------單根 V 帶的基本額定功率30?P0----------------計入傳動比的影響時，單根 V 帶額定功率的增量取：Z=3（15） 由參考文獻[25] 式 8.6 得單根 V 帶初張緊力 NmvzPKFd052.1)15.2(02??????（16）由參考文獻[25] 式 8.28，得作用在軸上的力 ,rZ6792sin0 Fr.8.max6.3 傳動零件設計計算6.3.1 圓柱直齒輪傳動a) 選精度等級、材料及齒數(shù)1) 材料及熱處理；選擇小圓柱直齒輪材料為 40 ，硬度為 280HBS，大圓柱直齒輪材料 45 鋼，硬rC度為 240HBS，二者材料硬度差為 40HBS。2) 精度等級選用 7 級精度；3) 試選小圓柱齒輪齒數(shù) ＝22，大圓柱齒輪齒數(shù) ＝68 的；1z2zb) 按齒面接觸強度設計因為低速級的載荷大于高速級的載荷，所以通過低速級的數(shù)據(jù)進行計算,由參考文獻[25]公式 10.9a 得??32112. ??????????HEdtt ZuTKd??（6.3）1) 確定公式內的各計算數(shù)值（1）計算輸入軸傳遞的轉矩T1=9550000*（P1/n1）=36290N.mm31試選 Kt＝1.3（2）由參考文獻[25] 表 10.7 選取尺寬系數(shù) ＝1d?（3）由參考文獻[25] 表 10.6 查得材料的彈性影響系數(shù) ＝189.8MpaEZ2/1（4）由參考文獻[25] 圖 10.21d 按齒面硬度查得小圓錐齒輪的接觸疲勞強度極 限 σHlim1＝600MPa；大圓錐齒輪的接觸疲勞強度極限 σHlim2＝550MPa；（5）由參考文獻[25] 式 10.13 計算應力循環(huán)次數(shù)N ＝60n jLh＝60×550×（2×8×300×15）＝2.376×1 910N ＝N/3.2＝0.779 102?9（6）由參考文獻[25] 圖 10.19 查得接觸疲勞壽命系數(shù) KHN1＝0.95；KHN2 ＝0.98（7）計算接觸疲勞許用應力取失效概率為 1％，安全系數(shù) S＝1，由參考文獻[25]式（10.12）得＝0.95×600MPa ＝540MPa??H?1＝0.98×550MPa＝522.5MPa2所以許用接觸應力 ??MPaH5.2??1) 計算（1）試算小圓柱直齒輪分度圓直徑 d1t，由參考文獻 [25]式 10.9a 得(6.4)??32112. ??????????HEdtt ZuTKd??d1t = =46.87mm3245.8190.369.. ??（2）計算圓周速度 v smndvt /5.10687.41.061 ?????（3）計算齒寬 bmbtd..1?（8）計算齒寬與齒根之比 b/h模數(shù) = d1t /z146.87/22=2.13mmnt32齒高 h=(2h*+c*) = 4.79 ntmb/h=46.87/4.79=9.78（9）計算載荷系數(shù)根據(jù) v＝1.35m/s、7 級精度，由參考文獻[25]圖 10.8 中的精度/線及 v 查得動載系數(shù) =1.12;?K由參考文獻[25] 表 10.2 查得使用系數(shù) ＝1;AK假設 KAFt/b h?故所選軸承可滿足壽命要求。2) 對輸出軸上端的深溝球軸承進行壽命校核該軸承的預期計算壽命 =70080hhL?軸承的壽命校核可由參考文獻[25]式（13.5a ）即：進行。?hL?)(601PCfnt=3，取 =1.00。?tf由于軸承主要承受徑向載荷作用則 ，由參考文獻 [25]表 13.6，取rpFfP?=1.0；按照最不利的情況考慮，軸承的當量動載荷為：Pf= =1.0× N=3039.5NrpFf?P21NVH?2256.1039.856?則： = h=305555.8h>hL?)(601CfntⅢ6).3094.(??hL?故所選軸承可滿足壽命要求。用同樣的方法可以檢驗中間軸和輸入軸上的各個軸承，均可滿足壽命要求。6.5 浮動裝置內彈簧的選用及計算選用油淬火回火硅錳鋼彈簧鋼絲 , 由 選用5104/TYBAMnSi26926.13/?TGBB 類，抗拉強度極限 ，許用切應力167?b?7?p?圓柱 螺旋拉伸彈簧的計算：原始條件：假定最大拉力 ，最小拉力 ，工作行程 ，彈簧外徑Npn340?Np180?mh1?47，載荷作用次數(shù) 次，端部結構：圓鉤型mD2?5310~參數(shù)計算：1) 材料直徑 及彈簧中徑 ，由機械設計手冊第三卷查表 11-2-19，選取dD，修正 ，1569,0.254,1.,4.56,18,5.3 ????? bajj pfpd ?jfp,927097069??jj fp2) 有效圈數(shù) ，取 185.14??pnd3) 彈簧剛度 mNd??.824) 最小載荷下的變形量 mpF03.51.49801????5) 最大載荷下的變形量 n 7.6.30?6) 極限載荷下的變形量 fFjj 95.318.0219.8????7) 彈簧外徑 5..312??dD8) 彈簧內徑 .481?9) 自由長度 mdnH5.10285.3)1(2)(0 ???10) 最小工作載荷下的長度 FH3.7.01?11) 最大工作載荷下的長度 nN 8.12.651212) 工作極限載荷下的長度 mjj 45.39..0??13) 螺旋角 （節(jié)距）dtDt 5.,4.381.5arcn?????14) 展開長度 mL22?15) 實際極限變形量 25.1)37.6.1409(5.)(0 ????nFp48)95.31(.30Fjm??16) 最大工作載荷（N） 即 451.53>42534025.148.056. ????jP6.6 箱體設計計算機座壁厚 取 15，機蓋壁厚 ，機座凸緣厚度 ，機蓋凸?m15?? mb15.??緣厚度 ，地腳螺釘直徑 ，地腳螺釘數(shù)目mb25.2?adf 961203.?，軸承旁聯(lián)接螺釘直徑 ，機蓋與機座聯(lián)接螺栓直徑6?n 875.02f，聯(lián)接螺栓 的間距 ：150~200，軸承端蓋螺釘直徑ddf9.1).0~5(2 2dl取 6.384~7.94，定位銷直徑 ， 至機外壁距f.43 6)8.0~7(2??ddf1離 ， 至凸緣邊緣距離 ，軸承旁凸臺半徑 ，mc1in?2df mc12 mcR2凸臺高度 外機