【溫馨提示】====【1】設(shè)計(jì)包含CAD圖紙 和 DOC文檔，均可以在線預(yù)覽，所見(jiàn)即所得，，dwg后綴的文件為CAD圖，超高清，可編輯，無(wú)任何水印，，充值下載得到【資源目錄】里展示的所有文件======【2】若題目上備注三維，則表示文件里包含三維源文件，由于三維組成零件數(shù)量較多，為保證預(yù)覽的簡(jiǎn)潔性，店家將三維文件夾進(jìn)行了打包。三維預(yù)覽圖，均為店主電腦打開(kāi)軟件進(jìn)行截圖的，保證能夠打開(kāi)，下載后解壓即可。======【3】特價(jià)促銷(xiāo)，，拼團(tuán)購(gòu)買(mǎi)，，均有不同程度的打折優(yōu)惠，，詳情可咨詢(xún)QQ：1304139763 或者 414951605======【4】 題目最后的備注【YC系列】為店主整理分類(lèi)的代號(hào)，與課題內(nèi)容無(wú)關(guān)，請(qǐng)忽視
農(nóng)業(yè)大學(xué)
畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)
題 目:
家用小型牧草切碎機(jī)的設(shè)計(jì)
姓 名:
馮曉歡
學(xué) 院:
機(jī)械交通學(xué)院
專(zhuān) 業(yè):
機(jī)械設(shè)計(jì)制造及其自動(dòng)化
班 級(jí):
機(jī)制106班
學(xué) 號(hào):
103731630
指導(dǎo)教師:
肉孜·阿木提 職稱(chēng): 教授
2014 年 2月 27 日
農(nóng)業(yè)大學(xué)教務(wù)處制
家用小型牧草切碎機(jī)的設(shè)計(jì)
作者：馮曉歡 指導(dǎo)教師：肉孜·阿木提
摘要:本文介紹了小型牧草切碎機(jī)的設(shè)計(jì)。闡述了牧草切碎機(jī)的工作原理就其關(guān)鍵機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)介紹，同時(shí)還對(duì)國(guó)內(nèi)外發(fā)展?fàn)顩r做了說(shuō)明。該機(jī)器主要是由切碎器、變速箱和喂入機(jī)構(gòu)、喂入槽、甩拋裝置、帶傳動(dòng)、電動(dòng)機(jī)組成。其原理是秸稈由喂入槽喂入，在喂入機(jī)構(gòu)作用下將其壓實(shí)并卷入機(jī)構(gòu)，被動(dòng)定刀片組成的切碎器切碎，最后由拋送裝置拋出機(jī)外。
關(guān)鍵詞:牧草；切碎機(jī)；喂入機(jī)構(gòu)；帶傳動(dòng)
Design of Household Rorage Grass Small Shredding Machine
Author: FengXiaoHuan Tutor:Rouzi.Amuti
Abstract:This paper introduces the design of household rorage grass small shredding machine. Describes the working principle of rorage grass shredding machine on the design of the key mechanism is introduced, and the development situation at home and abroad are described.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 machine.
Keywords:Rorage Grass; Shredding Machine; Feeding Mechanism;Belt Drive
目錄
第1章 緒論 4
1.1本課題的研究意義 4
1.2牧草切碎機(jī)的發(fā)展及其現(xiàn)狀 5
1.2.1牧草切碎機(jī)的研究背景 5
1.2.2牧草切碎機(jī)的發(fā)展現(xiàn)狀 6
第2章 牧草切碎機(jī)方案設(shè)計(jì) 8
2.1 總體結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 8
2.2 該機(jī)的性能試驗(yàn) 9
第3章 牧草切碎機(jī)結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 9
3.1 切碎器設(shè)計(jì) 9
3.1.1 切碎方式選擇 9
3.1.2 切碎原理分析 9
3.1.3 割刀參數(shù)分析 10
3.1.4 主要技術(shù)參數(shù)確定 11
3.2 喂入機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì) 12
第4章 動(dòng)刀片受力分析 13
4.1 工作原理 13
4.2 動(dòng)刀片的受力分析 14
4.2.1 直刃口動(dòng)刀片的受力分析 14
5.1電機(jī)選擇 15
5.1.1 切碎器轉(zhuǎn)速的確定 15
5.1.2 切碎器功率消耗 15
5.1.3 電機(jī)選擇 16
5.2 V帶傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算 16
5.3 傳動(dòng)零件設(shè)計(jì)計(jì)算 18
5.3.1 圓柱直齒輪傳動(dòng) 18
5.3.2 圓錐齒輪傳動(dòng) 22
5.3.3 鏈輪傳動(dòng) 25
5.4 軸的設(shè)計(jì)計(jì)算和軸系零件的選定 28
5.4.1 輸入軸的設(shè)計(jì)與計(jì)算 28
5.4.2 大齒輪軸的設(shè)計(jì)計(jì)算 31
5.4.3 大圓錐齒輪軸的設(shè)計(jì) 31
5.4.4 輸出軸的設(shè)計(jì) 32
5.4.5 軸承的校核 33
5.5 浮動(dòng)裝置內(nèi)彈簧的選用及計(jì)算 34
5.6 機(jī)架設(shè)計(jì)校核 36
參考文獻(xiàn) 40
第1章 緒論
1.1本課題的研究意義
我國(guó)經(jīng)過(guò)20多年的改革開(kāi)放，國(guó)民經(jīng)濟(jì)已進(jìn)入一個(gè)平穩(wěn)、持續(xù)、快速發(fā)展的時(shí)期。隨著綜合國(guó)力逐步增強(qiáng)和經(jīng)濟(jì)建設(shè)的步伐不斷加快，農(nóng)業(yè)產(chǎn)業(yè)結(jié)構(gòu)正逐步得到優(yōu)化調(diào)整，畜牧業(yè)將成為農(nóng)業(yè)產(chǎn)業(yè)化建設(shè)中一項(xiàng)重要內(nèi)容，其在農(nóng)業(yè)經(jīng)濟(jì)中的比重越來(lái)越大。加之隨著西部大開(kāi)發(fā)戰(zhàn)略的實(shí)施，草原建設(shè)、草原改良、退耕還草、生態(tài)恢復(fù)建設(shè)蓬勃興起，由此形成的牧草產(chǎn)業(yè)，將成為集生態(tài)、經(jīng)濟(jì)和社會(huì)效益于一體的新型綜合性產(chǎn)業(yè)。但我國(guó)牧草機(jī)械化水平與國(guó)外發(fā)達(dá)國(guó)家相比有相當(dāng)大的差距。我國(guó)牧草機(jī)械產(chǎn)品品種不全，成套性差。所謂草資源，除了草原之外，還包括小型牧草料農(nóng)業(yè)秸稈，林木枝條，廣闊的灌叢類(lèi)及一切草類(lèi)生物質(zhì)資源等，我國(guó)的草資源豐富，廣闊且利用潛力巨大，西部開(kāi)發(fā)，種樹(shù)種草和發(fā)展草資源已成為全國(guó)的行動(dòng) 草資源是發(fā)展畜牧業(yè)的物質(zhì)基礎(chǔ)，是重要的工業(yè)原料和能源，已成為我國(guó)生態(tài)系統(tǒng)極為重要的組成部分，同時(shí)，它也是草原地區(qū)，宜草地區(qū)全面建設(shè)小康社會(huì)的物質(zhì)基礎(chǔ)，是發(fā)展我國(guó)少數(shù)民族文化的載體 更是我國(guó)持續(xù)發(fā)展，邊疆繁榮祥和的基礎(chǔ)，西部開(kāi)發(fā)以來(lái)，發(fā)展。建設(shè)，開(kāi)發(fā)草資源以及促草立業(yè)的步伐加快，草資源的經(jīng)濟(jì)，生態(tài)文化效益必將使人耳目一新，草資源的科學(xué)經(jīng)營(yíng)也必將促成我國(guó)最新和前途廣闊的草產(chǎn)業(yè)的立業(yè)。長(zhǎng)期以來(lái)，由于人們對(duì)草資源的功能認(rèn)識(shí)不足，為了追求經(jīng)濟(jì)效益，對(duì)其過(guò)度索取，從而使草原嚴(yán)重荒漠化，連年災(zāi)情不斷，經(jīng)濟(jì)發(fā)展受挫，我國(guó)生態(tài)屏障遭到嚴(yán)重破壞，已經(jīng)釀成了嚴(yán)重后果我國(guó)約 4 億 hm2草原，草原地區(qū)災(zāi)害嚴(yán)重，牲畜大量死亡，經(jīng)濟(jì)發(fā)展受到嚴(yán)重影響。教訓(xùn)十分沉痛如內(nèi)蒙古 0.87 億 hm2天然草原沙漠化，退化面積已經(jīng)占到50%以上且每年正已 66.7hm2的速度退化其結(jié)果是美麗的草原變成了沙漠退化草原已達(dá) 40%以上，且每年正以 1.93 萬(wàn)hm2的速度發(fā)展。青海 0.33 億多 hm2草原的產(chǎn)草量已不及 20 世紀(jì) 50 年代的1/2 目前一座座沙丘正以 20m/年的速度向外擴(kuò)展，每年吞掉 13.3 多萬(wàn) hm2草原；北方草原皆是如此，草原退化是造成我國(guó)國(guó)土荒漠化氣候惡化和生態(tài)環(huán)境惡化的重要因素，是沙塵暴形成和發(fā)展的主要原因我國(guó)農(nóng)業(yè)生產(chǎn)中 作物秸稈內(nèi)滯留約 30%的營(yíng)養(yǎng)成分，每年近 6 億 t 的作物秸稈由于未能很好地開(kāi)發(fā)利用，到處堆積，影響農(nóng)作，污染環(huán)境增加隱患已形成了農(nóng)民的負(fù)擔(dān)。
1.2牧草切碎機(jī)的發(fā)展及其現(xiàn)狀
1.2.1牧草切碎機(jī)的研究背景
國(guó)外牧草切碎機(jī)械，自十九世紀(jì)初葉出現(xiàn)人力切碎和摟草機(jī)以來(lái)，已有一百多年的歷史了，經(jīng)歷了從使用人力到拖拉機(jī)配套、從單項(xiàng)作業(yè)機(jī)具到聯(lián)合作業(yè)機(jī)具的發(fā)展過(guò)程。20世紀(jì)70年代以來(lái)，部分服役機(jī)具趨于飽和，產(chǎn)量和保有量保持穩(wěn)定或趨于下降，各公司致力于開(kāi)發(fā)新產(chǎn)品，改進(jìn)原有產(chǎn)品的質(zhì)量，美國(guó)、德國(guó)、法國(guó)、意大利、日本等發(fā)達(dá)國(guó)家在該領(lǐng)域處于領(lǐng)先地位。20世紀(jì)90年代，這些國(guó)家的割、摟、捆裝、運(yùn)等牧草機(jī)械陸續(xù)進(jìn)入我國(guó)牧草種植基地，國(guó)外先進(jìn)的牧草收獲及切碎機(jī)械技術(shù)比較完善，機(jī)具品種多，性能可靠，但價(jià)格昂貴。
目前，歐美各國(guó)幾乎所有的農(nóng)機(jī)公司都生產(chǎn)牧草機(jī)械，產(chǎn)品品種齊全，系列完整，能滿(mǎn)足各種收獲；主要結(jié)構(gòu)及技術(shù)性能指標(biāo)至今沒(méi)有多大變化；只是在操作舒適和計(jì)算機(jī)應(yīng)用方面有所改進(jìn)。下圖顯示的是我國(guó)的牧草機(jī)械制造商之的常見(jiàn)兩種牧草切碎機(jī)。
圖1 牧草切碎機(jī)
1.2.2牧草切碎機(jī)的發(fā)展現(xiàn)狀
隨著農(nóng)村產(chǎn)業(yè)結(jié)構(gòu)的調(diào)整,養(yǎng)殖業(yè)比例的不斷增加,與之相應(yīng)的牧草種植不斷擴(kuò)大.各省現(xiàn)有自然牧草地33.70萬(wàn)公頃，另外還有可墾荒地56.23萬(wàn)公頃，其中37%可改良為牧草地。但我省的牧草切碎多以人工為主,工作效率低,作業(yè)成本高,新興的牧草種植業(yè)急需經(jīng)濟(jì)實(shí)用的小型牧草切碎機(jī)。中國(guó)是農(nóng)業(yè)大國(guó)，也是牧草資源最為豐富的國(guó)家之一。歷史上，中國(guó)有利用牧草的優(yōu)良傳統(tǒng)，農(nóng)民用牧草建房蔽日遮雨，用牧草燒火做飯取暖，用牧草養(yǎng)畜積肥還田，合理利用牧草是中國(guó)傳統(tǒng)農(nóng)業(yè)的精華之一。在傳統(tǒng)農(nóng)業(yè)階段，牧草資源主要是不經(jīng)任何處理直接用于肥料、燃料和牧草。隨著傳統(tǒng)農(nóng)業(yè)向現(xiàn)代化農(nóng)業(yè)的轉(zhuǎn)變以及經(jīng)濟(jì)、社會(huì)的發(fā)展，農(nóng)村能源、牧草結(jié)構(gòu)等發(fā)生了深刻變化，傳統(tǒng)的牧草利用途徑發(fā)生了歷史性的轉(zhuǎn)變。在經(jīng)濟(jì)發(fā)達(dá)的地區(qū)，牧草低效不清潔的直接燃燒利用方式已不適應(yīng)農(nóng)民生活水平提高的需要，富裕起來(lái)的農(nóng)民迫切需要優(yōu)質(zhì)、清潔、方便的能源。農(nóng)業(yè)主產(chǎn)區(qū)牧草資源大量過(guò)剩問(wèn)題日趨突出，農(nóng)民就地焚燒牧草，不僅帶來(lái)污染大氣的嚴(yán)重后果，還因煙霧造成了附近機(jī)場(chǎng)飛機(jī)不能下降，高速公路被迫關(guān)閉的嚴(yán)重社會(huì)問(wèn)題，引起了全社會(huì)的關(guān)注。
我國(guó)畜牧機(jī)械工業(yè)是農(nóng)業(yè)工業(yè)中起步較晚，發(fā)展慢的行業(yè)之一。牧草切碎機(jī)械是我國(guó)生產(chǎn)及使用最早的畜牧機(jī)械之一。盡管近年來(lái)牧草切碎機(jī)械發(fā)展迅速，但機(jī)械化水平還是很低。尤其是在小型的牧場(chǎng)，主要還是手工收獲為主，刀具磨損非常厲害，農(nóng)民勞動(dòng)強(qiáng)度非常大。根據(jù)農(nóng)村種植業(yè)結(jié)構(gòu)的調(diào)整和當(dāng)前經(jīng)濟(jì)體制的情況，在機(jī)型的研制上主要以中小型為主，在研究?jī)?nèi)容上主要解決勞動(dòng)強(qiáng)度大的問(wèn)題。當(dāng)前應(yīng)首先研制一些機(jī)型小、質(zhì)量好、價(jià)格低的牧草切碎機(jī)械，以適應(yīng)專(zhuān)業(yè)戶(hù)的需求。牧草用作牧草，在中國(guó)主要是以牧草養(yǎng)畜、過(guò)腹還田的方式進(jìn)行的。未經(jīng)任何處理的牧草，不僅消化率低，粗蛋白和礦物質(zhì)含量低，而且適口性差。為提高牧草的適口性和營(yíng)養(yǎng)價(jià)值，近年來(lái)普遍采用氨化、微生物發(fā)酵貯存、熱噴、揉搓等技術(shù)處理，目前全國(guó)的年加工處理量約1000萬(wàn)t，已開(kāi)發(fā)出的加工設(shè)備有氨化爐、調(diào)質(zhì)機(jī)、青貯收獲機(jī)、揉搓機(jī)、壓餅機(jī)、熱噴設(shè)備等。我國(guó)草業(yè)機(jī)械工程新一輪的發(fā)展已經(jīng)展開(kāi)了與 20 世紀(jì) 60 年代的牧草機(jī)械發(fā)展相比在環(huán)境條件，經(jīng)濟(jì)經(jīng)礎(chǔ)，技術(shù)條件，國(guó)際條件 社會(huì)基礎(chǔ)等，方針政策，指導(dǎo)思想，發(fā)展路線和模式等方面都有明顯的不同。加入 WTO 后，在全面建設(shè)小康社會(huì)發(fā)展新型工業(yè)化，西部大開(kāi)發(fā)注重生態(tài)建設(shè)和經(jīng)濟(jì)持續(xù)發(fā)展的過(guò)程中，應(yīng)加快發(fā)展我國(guó)的草產(chǎn)業(yè)和草業(yè)機(jī)械工程。急需制定我國(guó)草產(chǎn)業(yè)，草產(chǎn)品，草業(yè)工程發(fā)展的模式與規(guī)劃。隨著草產(chǎn)業(yè)的發(fā)展，作為發(fā)展草產(chǎn)業(yè)工程手段的機(jī)械工程，必然要發(fā)展，和我國(guó)以往不同的是現(xiàn)在草業(yè)機(jī)械直接為發(fā)展草產(chǎn)業(yè)服務(wù)，為商品生產(chǎn)服務(wù) 是現(xiàn)代化生產(chǎn)的發(fā)展，起點(diǎn)高，環(huán)境好，經(jīng)濟(jì)基礎(chǔ)好，經(jīng)濟(jì)效益好，技術(shù)基礎(chǔ)也提高了，這已形成我國(guó)草業(yè)機(jī)械工程新一輪發(fā)展條件 但要為我國(guó)草業(yè)發(fā)展提供密切結(jié)合實(shí)際的，現(xiàn)代化的機(jī)械產(chǎn)品的任務(wù)絕不是輕而易舉的，其任重而道遠(yuǎn)。
我國(guó)地域遼闊、資源豐富。具有得天獨(dú)厚的發(fā)展資源、精加工業(yè)的良好條件。牧業(yè)深加工已成了農(nóng)民致富的一條主要途徑，不論是社會(huì)效益還是經(jīng)濟(jì)效益都是十分可觀的。隨著經(jīng)濟(jì)的不斷發(fā)展，時(shí)代不斷的進(jìn)步，人民生活水平不斷的提高,人們的休閑時(shí)間越來(lái)越充裕, 對(duì)牧業(yè)的綠色健康等要求日益增加,牧業(yè)深加工必備的機(jī)械設(shè)備，它對(duì)牧業(yè)的深加工的影響是非常巨大的?？梢韵嘈牛覈?guó)牧業(yè)加工業(yè)會(huì)蓬勃發(fā)展起來(lái)。
第2章 牧草切碎機(jī)方案設(shè)計(jì)
2.1 總體結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)
牧草切碎機(jī)的總體結(jié)構(gòu)見(jiàn)圖2.1:
圖2.1 牧草切碎機(jī)總體結(jié)構(gòu)示意圖
該機(jī)主要由切碎器、變速箱和喂入機(jī)構(gòu)、喂入槽、甩拋裝置、帶傳動(dòng)、電動(dòng)機(jī)組成。牧草由喂入槽喂入，在喂入機(jī)構(gòu)作用下將其壓實(shí)并卷入機(jī)構(gòu)，被動(dòng)定刀片組成的切碎器切碎，最后由拋送裝置拋出機(jī)外。
2.2 該機(jī)的性能試驗(yàn)
其主要的技術(shù)參數(shù)如下:喂入齒輥有效長(zhǎng)度:100mm;喂入齒輥張開(kāi)間距最大值:59mm，張開(kāi)間距自動(dòng)調(diào)節(jié);喂入齒輥節(jié)徑:83mm;總速比:6.47;動(dòng)刀數(shù):2;動(dòng)刀轉(zhuǎn)速:550r/min;喂入齒輥轉(zhuǎn)速:85r/min:物料切碎長(zhǎng)度:10mm;配備動(dòng)力:2.2kw
第3章 牧草切碎機(jī)結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)
3.1 切碎器設(shè)計(jì)
切碎器是牧草切碎機(jī)的重要工作部件。它的參數(shù)設(shè)計(jì)是否合理，對(duì)切碎質(zhì)量、功率消耗以及機(jī)器運(yùn)轉(zhuǎn)均勻程度有直接影響。影響切碎性能的主要因素有:切割時(shí)要產(chǎn)生滑切，以減少切割阻力。切割要穩(wěn)定，牧草相對(duì)于動(dòng)定刀片沒(méi)有滑移。切割阻力矩變化均勻。
3.1.1 切碎方式選擇
牧草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(zhì)量好，刀片結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，主要缺點(diǎn)是刀盤(pán)運(yùn)轉(zhuǎn)不均勻。滾刀式切碎滑切作用強(qiáng)，切割阻力小，但切碎體不能自動(dòng)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(zhuǎn)的錘片來(lái)?yè)羲槟敛?，刀片結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，通用性好，但能耗高。
3.1.2 切碎原理分析
按刀片刃線運(yùn)動(dòng)方式，切割可分為砍切和滑切兩種。砍切時(shí)刀片切割點(diǎn)M運(yùn)動(dòng)方向垂直刃線，而滑切時(shí)刀片切割點(diǎn)M運(yùn)動(dòng)方向不垂直刃線。由于滑切使刀片斜置切入，實(shí)際刃角相應(yīng)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(nèi)，滑切程度越大，切割越省力。
當(dāng)?shù)镀a(chǎn)生滑切時(shí)，切割點(diǎn)M速度V分解為2部分滑切速度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(nèi)，滑切程度越大，切割越省力。
3.1.3 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(dòng)刀架簡(jiǎn)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(zhuǎn)中心O應(yīng)具有偏心距e。
由圖3.4可得: tg=
上式說(shuō)明，從切割開(kāi)始到終了，隨著切割點(diǎn)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。
2.推擠角
圖3.4中，動(dòng)刀刃線AB與定刀刃線CM間的夾角為推擠角x.切割時(shí)如果推擠角過(guò)大，牧草受刀片作用，會(huì)先沿刃線一側(cè)滑移，逐漸集中在最后階段切割，結(jié)果造成刀片負(fù)荷不均，刃線末端磨損嚴(yán)重，碎段變長(zhǎng)，切碎質(zhì)量變壞。因此，為保證切割穩(wěn)定，不產(chǎn)生滑動(dòng)切割，滿(mǎn)足如下切割條件:
（3.2)
1.O--動(dòng)刀回轉(zhuǎn)中心2.AB--動(dòng)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(jié)構(gòu)圖
根據(jù)文獻(xiàn)資料(陶南，1991)，取=， ，則x。
圖3.4中，由三角形OGH和HCD相似關(guān)系可知，推擠角x在數(shù)值上等于回轉(zhuǎn)角，在切割過(guò)程中逐漸減小。故刀片推擠角隨著切割點(diǎn)外移、回轉(zhuǎn)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(shè)計(jì)采用提高切碎器轉(zhuǎn)速和增大其本身轉(zhuǎn)動(dòng)慣量(即刀架質(zhì)量)的方法，來(lái)補(bǔ)償由于阻力矩變化所引起的運(yùn)轉(zhuǎn)不均的缺點(diǎn)。通過(guò)將動(dòng)刀架與甩拋輪設(shè)計(jì)為一體，既可增加刀架的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量，又可改善切碎物料的甩拋性能。
3.1.4 主要技術(shù)參數(shù)確定
1.切碎長(zhǎng)度
切碎長(zhǎng)度是切碎機(jī)主要性能指標(biāo)之一，機(jī)器工作時(shí)，牧草被喂入輥卷入切碎機(jī)構(gòu)的速度v(m/s)，切砰器每秒鐘切碎次數(shù)為，則理論切碎長(zhǎng)度為:
L==
考慮到喂入輥的打滑因素，實(shí)際切碎長(zhǎng)度為:
L= (3.3)
式中：k—?jiǎng)拥镀瑪?shù)
i—切碎器主軸n與喂入輥轉(zhuǎn)速n之傳動(dòng)比
D—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(dòng)比i=6.47，喂入輥直徑d=83mm，動(dòng)刀片數(shù)K為2，打滑系數(shù)取0.06，則理論切碎長(zhǎng)度L=20mm。
2.切碎機(jī)生產(chǎn)率
切碎機(jī)生產(chǎn)率的大小取決于喂入口面積，切碎器刀片數(shù)和轉(zhuǎn)速，莖稈種類(lèi)和切碎長(zhǎng)度等，理論生產(chǎn)率可由下式計(jì)算:
Q=60·k·a·b·L·n· (3.4)
式中: k—?jiǎng)拥镀瑪?shù);
a、b—為喂入口高度和寬度，m;
L—理論切碎長(zhǎng)度，m;
n— 喂入輥轉(zhuǎn)速，r/min;
—喂入輥壓縮后的莖稈容重，kg/m。
切碎器的動(dòng)刀片數(shù)k為2，喂入輥轉(zhuǎn)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。切碎長(zhǎng)度為0.02m，理論生產(chǎn)率約為Q=500kg/h。
3.2 喂入機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)
喂入機(jī)構(gòu)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(shí)，將其夾住、壓緊、無(wú)滑動(dòng)，以保證切碎質(zhì)量，即切碎顆粒長(zhǎng)度均勻、切口平整。主要結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖見(jiàn)圖3.5。上喂入輥的動(dòng)力由切碎器刀軸傳入，下喂入輥由一對(duì)圓柱齒輪和一對(duì)鏈輪傳遞動(dòng)力并改變轉(zhuǎn)動(dòng)方向，從而獲得上下喂入輥轉(zhuǎn)速一致，但方向不同的運(yùn)動(dòng)。
第4章 動(dòng)刀片受力分析
4.1 工作原理
小型牧草切碎機(jī)主要由喂入機(jī)構(gòu)、切碎器、拋送機(jī)構(gòu)和傳送機(jī)構(gòu)等部分組成。切碎器是小型牧草切碎機(jī)的重要工作部件,動(dòng)刀片和拋送葉片安裝在3個(gè)互呈120°的刀架上(如圖4.1)。切碎機(jī)工作時(shí),動(dòng)刀片和拋送葉片在刀架的帶動(dòng)下繞軸O旋轉(zhuǎn)(如圖4.2),動(dòng)刀片M N 由牧草喂入口的J 點(diǎn)開(kāi)始切割物料, 到L 點(diǎn)完成一次切割。3個(gè)動(dòng)刀片依次工作實(shí)現(xiàn)小型牧草切碎機(jī)的連續(xù)切割工作。
1.定刀片2. 牧草層3. 動(dòng)刀片4. 拋送葉片5. 刀架
圖4.1切碎器結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖
圖4.2切碎機(jī)工作分析圖
在圖4.2 中,可將動(dòng)刀片A 點(diǎn)的速度v 分解為垂直于刃口的速度vn 和沿著刃口方向的速度v t; v 與v n 之間的夾角稱(chēng)為滑切角S, tanS稱(chēng)為滑切系數(shù),它的值可以反映滑切作用的大小;動(dòng)刀片M N 與在KL 附近安裝的定刀片之間的夾角稱(chēng)為鉗住角x(或推擠角),該角不能過(guò)大, 否則物料會(huì)被推移, 不利于機(jī)器切割[22]。
4.2 動(dòng)刀片的受力分析
4.2.1 直刃口動(dòng)刀片的受力分析
直刃口動(dòng)刀片設(shè)計(jì)尺寸如圖5.3, 為了便于分析,其受力情況簡(jiǎn)化為如圖4.4 所示情況(假設(shè)不考慮物料喂入力的影響)。設(shè)動(dòng)刀刃上任意一點(diǎn)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=
P = fN z
F =
式中： q——比阻, 即單位刃口長(zhǎng)的切割阻力
S ——參加切割的刃口長(zhǎng)度
f ——切割的滑動(dòng)摩擦因數(shù)
正壓力矩 (N z 力對(duì)O 點(diǎn)的力矩) 為
T 1= N z
滑切力矩（P 力對(duì)O 點(diǎn)的力矩) 為
= P
求解直刃口動(dòng)刀片在切割玉米牧草時(shí)所受的力和力矩的步驟如下:
(1) 根據(jù)已知切碎器的設(shè)計(jì)參數(shù): 最大推擠角Vmax為68°, 切碎器回轉(zhuǎn)中心距定刀的高度為90 mm ,回轉(zhuǎn)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 。
第5章 切碎機(jī)結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)
5.1電機(jī)選擇
5.1.1 切碎器轉(zhuǎn)速的確定
切碎機(jī)的生產(chǎn)率（）由下式估算：
（5.1）
式中： a、b——喂入口的高與寬（m）
l——理論切碎長(zhǎng)度（m）
z——?jiǎng)拥镀瑪?shù)目，一般z＝2～6把
n——切碎器轉(zhuǎn)速（），一般n＝300～500
——飼草密度（）對(duì)于牧草，飼草
k——充滿(mǎn)系數(shù)，可＝0.3～0.5
由已知條件Q＝500和前面所設(shè)計(jì)的參數(shù)代入上式得：
根據(jù)設(shè)計(jì)要求和考慮實(shí)際生產(chǎn)過(guò)程，這里取。
5.1.2 切碎器功率消耗
查閱相關(guān)參考書(shū)，已知小型牧草切碎機(jī)每米工作幅寬的平均功率為11kW，由此可得該牧草切碎機(jī)消耗的功率為:，則切碎器扭矩
5.1.3 電機(jī)選擇
此次設(shè)計(jì)的切碎機(jī)為農(nóng)戶(hù)用，電壓為220V，所以在Z系列電機(jī)中選擇。此系列小型直流電機(jī)有發(fā)動(dòng)機(jī)和電動(dòng)機(jī)兩種，具有轉(zhuǎn)動(dòng)慣量小，調(diào)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(diǎn)。電機(jī)的工作方式是連續(xù)工作制，在海拔不超過(guò)1000m，環(huán)境空氣溫度不超過(guò)40℃時(shí)，電機(jī)能按額定功率正常運(yùn)轉(zhuǎn)。此系列中電動(dòng)機(jī)電壓等級(jí)為110V,160V,220V和440V，發(fā)電機(jī)電壓等級(jí)為115V和230V，其外殼防護(hù)等級(jí)為IP21,冷卻方式為IC01,IC06或者IC07。
根據(jù)前面計(jì)算得出的切碎器轉(zhuǎn)速和功率消耗，選擇Z型電機(jī)中的23－32型電動(dòng)機(jī)：電壓220V，額定功率2.2kW，額定轉(zhuǎn)速1000。
計(jì)算總傳動(dòng)比及分配各級(jí)傳動(dòng)比
總傳動(dòng)比:
展開(kāi)式二級(jí)錐齒輪傳動(dòng)，高速軸，則：
取，則。
5.2 V帶傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算
（1）V 帶輪的設(shè)計(jì)要求
設(shè)計(jì) V 帶輪時(shí)應(yīng)滿(mǎn)足的要求有：質(zhì)量??；結(jié)構(gòu)工藝性好，無(wú)過(guò)大的鑄造內(nèi) 應(yīng)力，質(zhì)量分布均勻，轉(zhuǎn)速高時(shí)要經(jīng)過(guò)動(dòng)平衡，輪槽工作面要經(jīng)過(guò)精細(xì)加工（表 面粗糙度一般應(yīng)為 3.2）以減帶的磨損，各槽的尺寸和角度應(yīng)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(hào)為 HT200
（3）確定計(jì)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(shè)計(jì)功率Pd=KAPd ,P=2.2KW 則Pd=2.86KW
（4）選取帶型
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）
（6）確定帶輪基準(zhǔn)直徑d并驗(yàn)算帶速v
由[25]表 8.6 和表 8.8小帶輪基準(zhǔn)直徑，外徑
（7）大帶輪基準(zhǔn)直徑
（8）按參考資料[25]式(8.13)驗(yàn)算帶的速度
帶速
所以： 帶的速度合適
（9）確定 V 帶的基準(zhǔn)長(zhǎng)度和傳動(dòng)中心距
根據(jù)參考資料[25]式(8.20)
初定中心距：由，
取
（10） 基準(zhǔn)長(zhǎng)度：
根據(jù)參考資料[1]表 8.2 ，Z系列普通V帶基準(zhǔn)長(zhǎng)度。
（11）實(shí)際中心距：
（12）由參考資料[25]式(8.7),得小帶輪包角
（13）查得
（14）計(jì)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(zhǎng)度系數(shù)
P0----------------單根V帶的基本額定功率
?P0----------------計(jì)入傳動(dòng)比的影響時(shí)，單根V帶額定功率的增量
?。篫=3
（15）由參考文獻(xiàn)[25]式8.6得
單根V帶初張緊力
（16）由參考文獻(xiàn)[25]式8.28，得
作用在軸上的力 ,
5.3 傳動(dòng)零件設(shè)計(jì)計(jì)算
5.3.1 圓柱直齒輪傳動(dòng)
a) 選精度等級(jí)、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，硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。
2) 精度等級(jí)選用7級(jí)精度；
3) 試選小圓柱齒輪齒數(shù)＝22，大圓柱齒輪齒數(shù)＝68的；
b) 按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)
1) 確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值
（1）計(jì)算輸入軸傳遞的轉(zhuǎn)矩
T1=9550000*（P1/n1）=36290N.mm
試選Kt＝1.3
（2）由參考文獻(xiàn)[25]表10.7選取尺寬系數(shù) ＝1
（3）由參考文獻(xiàn)[25]表10.6查得材料的彈性影響系數(shù)＝189.8Mpa
（4）由參考文獻(xiàn)[25]圖10.21d按齒面硬度查得小圓錐齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極 限σHlim1＝600MPa；大圓錐齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限σHlim2＝550MPa；
（5）由參考文獻(xiàn)[25]式10.13計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)
N＝60njLh＝60×550×（2×8×300×15）＝2.376×
N＝N/3.2＝0.77910
（6）由參考文獻(xiàn)[25]圖10.19查得接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1＝0.95；KHN2＝0.98
（7）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，由參考文獻(xiàn)[25]式（10.12）得
＝0.95×600MPa＝540MPa
＝0.98×550MPa＝522.5MPa
所以許用接觸應(yīng)力
1) 計(jì)算
（1）試算小圓柱直齒輪分度圓直徑d1t，由參考文獻(xiàn)[25]式10.9a得
(6.4)
d1t ==46.87mm
（2）計(jì)算圓周速度v
（3）計(jì)算齒寬b
（8） 計(jì)算齒寬與齒根之比b/h
模數(shù) = d1t /z146.87/22=2.13mm
齒高 h=(2h*+c*) = 4.79
b/h=46.87/4.79=9.78
（9） 計(jì)算載荷系數(shù)
根據(jù)v＝1.35m/s、7級(jí)精度，由參考文獻(xiàn)[25]圖10.8中的精度/線及v查得動(dòng)載系數(shù)=1.12;
由參考文獻(xiàn)[25]表10.2查得使用系數(shù)＝1;
假設(shè)KAFt/b<100N／mm。由參考文獻(xiàn)[25]表10.3查得KHa=KFa=1;
由參考文獻(xiàn)[25]表10.4查得7級(jí)精度、小齒輪相對(duì)支承非對(duì)稱(chēng)布置時(shí)
代入數(shù)據(jù)后得
K=KAKVKFβKFα=1×1.12×1×1.453=1.953
（1）按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由參考文獻(xiàn)[25]式（10.10a）得
d1==
（1） 計(jì)算模數(shù)m
m=d1/z1=53.68/22=2.29mm
c) . 按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)
由參考文獻(xiàn)[25]公式（10.5）得彎曲強(qiáng)度的設(shè)計(jì)公式為
1）.確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值
⑴由參考文獻(xiàn)[25]圖10.20c查得小圓柱直齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限、
⑵由參考文獻(xiàn)[25]圖10.18查得彎曲疲勞壽命系數(shù),;
⑶計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力
取彎曲疲勞安全系數(shù)S＝1.4,由式10.12得
⑷查取齒形系數(shù)和應(yīng)力校正系數(shù)
由參考文獻(xiàn)[25]表10.5查得YFa1=2.72，，YSa1=1.57，;
⑸計(jì)算大小圓柱直齒輪的并加以比較
＝0.0141
＝0.01644
大圓柱直齒輪的數(shù)值比較大
⑹設(shè)計(jì)計(jì)算
m≥1.649
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，僅與齒輪直徑有關(guān)，可取由彎曲強(qiáng)度算得的模數(shù)1.758并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值m=2.0mm，按接觸強(qiáng)度算得的分度圓直徑，算出小齒輪齒數(shù)，大齒輪齒數(shù)
2) 幾何尺寸計(jì)算
分度圓直徑
計(jì)算中心距
計(jì)算齒輪寬度
取
3) 驗(yàn)算
，合適
5.3.2 圓錐齒輪傳動(dòng)
a) 選精度等級(jí)、材料及齒數(shù)
1) 材料及熱處理；
選擇小圓錐齒輪材料滲碳合金鋼，硬度為60HR，大圓錐齒輪材料為滲碳合金鋼，硬度為55HR，二者材料硬度差為5HR。精度等級(jí)選用8級(jí)精度；
2) 試選小圓錐齒輪齒數(shù)＝24，大圓錐齒輪齒數(shù)＝2.1=51的；
b) 按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)
因?yàn)榈退偌?jí)的載荷大于高速級(jí)的載荷，所以通過(guò)低速級(jí)的數(shù)據(jù)進(jìn)行計(jì)算即
d1t≥
1)確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值
(1)試選Kt＝1.3
(2)計(jì)算輸入軸傳遞的轉(zhuǎn)矩
(3)根據(jù)經(jīng)驗(yàn)法，選取尺寬系數(shù) ＝0.3
(4) 由參考文獻(xiàn)[25]表10.6查得材料的彈性影響系數(shù)＝189.8Mpa
(5) 由參考文獻(xiàn)[25]圖10.21d按齒面硬度查得小圓錐齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限σHlim1＝1300MPa；大圓錐齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限σHlim2＝1200MPa；
(7) 由參考文獻(xiàn)[25]式10.13計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)
N1＝60n1jLh＝60×720×（3×8×365×8）＝0.751×
N2＝N1/4＝0.188×
(8) 由參考文獻(xiàn)[25]圖10.19查得接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1＝0.90；KHN2＝0.95
(9)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，由參考文獻(xiàn)[25]式（10.12）得
＝0.90×1300MPa＝1170MPa
＝0.95×1200MPa＝1140MPa
所以許用接觸應(yīng)力
2)計(jì)算
(1)試算小圓錐齒輪分度圓直徑d1t，由參考文獻(xiàn)[25]式10.26得
d1t
d1t ==46.7 mm
(2)計(jì)算圓周速度
v===1.20m/s
(3)計(jì)算載荷系數(shù)
根據(jù)v＝1.20m/s、7級(jí)精度，由參考文獻(xiàn)[25]圖10.8中低一級(jí)的精度線及v查得動(dòng)載系數(shù)=1.12;
(4) 由參考文獻(xiàn)[25]表10.2查得使用系數(shù)＝1.25;
齒間載荷分配系數(shù)==1;
齒向載荷分配系數(shù) = =1.5;
是軸承系數(shù)，由參考文獻(xiàn)[25]表10.9查得＝1.25;
故載荷系數(shù) . . . =
(6)按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由參考文獻(xiàn)[25]式（10.10a）得
d1==mm=55.12mm
(7)計(jì)算模數(shù)m
m=d1/z1=55.12/24=2.18mm
c) . 按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)
由參考文獻(xiàn)[25]式10.24得彎曲疲勞強(qiáng)度的設(shè)計(jì)公式為
1)確定公式內(nèi)的各個(gè)計(jì)算數(shù)值
⑴由參考文獻(xiàn)[25]圖10.20c查得小圓錐齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限、
⑵由參考文獻(xiàn)[25]圖10.18查得彎曲疲勞壽命系數(shù),;
⑶計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力
取彎曲疲勞安全系數(shù)S＝1.4, 由參考文獻(xiàn)[25]式10.12得
⑷查取齒形系數(shù)和應(yīng)力校正系數(shù)
由參考文獻(xiàn)[25]表10.5查得，，，;
⑸計(jì)算大小圓錐齒輪的并加以比較
＝
＝
大齒輪的數(shù)值比較大
2)設(shè)計(jì)計(jì)算
m＝＝1.78 mm
將m圓整為標(biāo)準(zhǔn)值 m=2
z1=d1/m=24
d1=mz1=48mm
d2=mz2=88 mm
d)其它基本參數(shù)的計(jì)算
（1）節(jié)錐頂距
（2）節(jié)圓錐角
（3）大端齒頂圓直徑
小圓錐齒輪
大圓錐齒輪
（4）齒寬
結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)：齒形角，齒頂高系數(shù)，頂隙系數(shù)，，，，，全齒高，
5.3.3 鏈輪傳動(dòng)
1傳動(dòng)鏈的參數(shù)確定
1).選擇鏈輪齒數(shù)
假定鏈速，由表9.8選取小鏈輪齒數(shù)；從動(dòng)鏈輪齒數(shù).
2).計(jì)算功率
由參考文獻(xiàn)[25]表9.9查得工作情況系數(shù)
3).確定鏈條鏈節(jié)數(shù)
初定中心距，則鏈節(jié)數(shù)為
=53節(jié)
4).確定鏈條的節(jié)距p
由參考文獻(xiàn)[25]圖9.13按小鏈輪轉(zhuǎn)速估計(jì)，鏈工作在功率曲線定點(diǎn)右側(cè)時(shí)，可能出現(xiàn)滾子、套筒疲勞破壞。由參考文獻(xiàn)[25]表9.10查得小鏈輪齒數(shù)系數(shù)選取單排鏈，由參考文獻(xiàn)[25]表9.11查得多拍鏈系數(shù),故得所需傳遞的功率為
根據(jù)小鏈輪轉(zhuǎn)速及功率，由參考文獻(xiàn)[25]圖9.14選鏈號(hào)為05B單排鏈，由參考文獻(xiàn)[25]表9.1查得鏈節(jié)距
5).確定鏈長(zhǎng)L及中心距a
中心距減小量
實(shí)際中心距
取
6).驗(yàn)算鏈速
與原假設(shè)相符。
7).驗(yàn)算小鏈輪轂孔
由參考文獻(xiàn)[25]表9.4查得小鏈輪轂孔許用最大直徑，大于安裝處軸徑，故合適。
8) .作用在軸上的壓軸力
有效圓周力
按水平布置取壓軸力系數(shù),故
2鏈輪基本參數(shù)的確定
1).分度圓直徑
2).齒頂圓直徑
3).齒根圓直徑
4).分度圓弦齒高
5).齒側(cè)凸緣直徑
6).齒寬
7).鏈輪齒總寬
8).齒側(cè)半徑
9).齒側(cè)倒角
10).齒側(cè)凸緣圓角半徑
11).輪轂厚度
12).輪轂長(zhǎng)度
13).直徑 ，
5.4 軸的設(shè)計(jì)計(jì)算和軸系零件的選定
5.4.1 輸入軸的設(shè)計(jì)與計(jì)算
1)．求輸入軸上的功率、轉(zhuǎn)速、和轉(zhuǎn)矩
2) .大帶輪作用在軸上的力,小齒輪作用在軸上的力
3)．初步確定輸入軸的最小直徑
選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表15-3，取=97，由參考文獻(xiàn)[25]式（15.2）得：=97×mm=12mm
4)．輸入軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)
(1)擬定軸上零件的裝配方案
本軸的結(jié)構(gòu)與裝配方案如下圖5.1。
(2）因?yàn)榘惭b在中間軸上的小圓柱直齒輪的分度圓直徑為d1=54mm，與軸的直徑相差不大，故我們可以采用齒輪軸，取安裝齒輪處的軸5段的直徑=26mm；已知圓錐齒輪轂的寬度為55mm，為了使套筒端面可靠的壓緊齒輪，此軸應(yīng)略短于輪轂寬度，故取=54mm；最小軸徑為安裝定位大帶輪的軸承處的軸徑
(3)安裝大帶輪處軸徑，因?yàn)榇髱л嗇嗇瀸拕t，為了更好的定位大帶輪左端起一軸肩取，，，安裝軸承處，，因采用立軸式，所以上端的軸承只受徑向力的作用，故選用深溝球軸承，根據(jù)選用6302型深溝球軸承，
(4）大帶輪的周向定位
大帶輪的周向定位采用平鍵連接。按，由參考文獻(xiàn)[25]表6.1查得平鍵截面b×h=4mm×4mm，由=38mm,鍵槽長(zhǎng)則取30mm。
(5)確定軸上圓角和倒角尺寸
由參考文獻(xiàn)[25]表15.2，取軸端倒角為
(6)．繪制輸入軸的結(jié)構(gòu)與裝配圖如圖6.1。
圖5.1 輸入軸的結(jié)構(gòu)與裝配圖
（7）求軸上載荷
首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖作出軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖。在確定軸承的支點(diǎn)位置時(shí)，由參考文獻(xiàn)[25]表13.1查得對(duì)于6010型深溝球軸承。因此，作為簡(jiǎn)支梁的軸的支承跨距170.5mm。根據(jù)軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖。
從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面C為危險(xiǎn)截面?，F(xiàn)將計(jì)算出的截面A處的、及M的值列于下表（參看圖5.2）
表5.1 軸的彎矩和扭矩計(jì)算表
載荷
水平面H
垂直面V
支反力R
，
，
彎矩M
總彎矩
扭矩T
圖5.2 軸的彎矩圖和扭矩圖
（10） 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度
進(jìn)行校核時(shí)，通常只校核軸上最大彎矩和扭矩的截面（即危險(xiǎn)截面A）的強(qiáng)度。根據(jù)由參考文獻(xiàn)[25]式（15.5）及上表中的數(shù)值，并取，軸的計(jì)算應(yīng)力
此前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由由參考文獻(xiàn)[25]表15.1查得。因此，故安全。
5.4.2 大齒輪軸的設(shè)計(jì)計(jì)算
1).根據(jù)選取
初步確定軸的最小直徑
2).最小軸徑為安裝軸承處，，選用6304型深溝球軸承，第二段裝套筒，安裝小錐齒輪處軸徑，，，安裝大齒輪處軸徑，
3).小圓錐齒輪的軸向定位選用普通平鍵，b×h=4mm×4mm，由,鍵槽長(zhǎng)則取10mm。大圓柱齒輪選用，b×h=10mm×8mm，由，取
4).確定軸上圓角和倒角尺寸
由參考文獻(xiàn)[25]表15.2，取軸端倒角為，取軸肩處的圓角半徑為R2。
5.4.3 大圓錐齒輪軸的設(shè)計(jì)
1).根據(jù)選取
初步確定軸的最小直徑
2).安裝大錐齒輪處軸徑，為保證錐齒輪的定位，左端起軸肩，安裝鏈輪處車(chē)一段螺紋，，
，，安裝軸承處軸徑
第六段安裝長(zhǎng)套筒，第七段處安裝軸承，選用16002型號(hào)。
3).大錐齒輪的軸向定位選用普通平鍵，b×h=4mm×4mm，由，取平鍵
5.4.4 輸出軸的設(shè)計(jì)
1)．求輸出軸上的功率、轉(zhuǎn)速、和轉(zhuǎn)矩
2)． 初步確定中間軸的最小直徑
(1) 選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。由參考文獻(xiàn)[25]表15.3，取=97，再由參考文獻(xiàn)[25]式（15.3）得：
=97×mm=10.9mm
據(jù)[25]562頁(yè)（應(yīng)當(dāng)指出，當(dāng)軸截面上開(kāi)有鍵槽時(shí)，應(yīng)增大軸徑以考慮鍵槽對(duì)軸的強(qiáng)度的削弱。對(duì)于直徑d≤100mm的軸，有兩個(gè)鍵槽時(shí)，應(yīng)增大10%~15%）此輸出軸上開(kāi)有一個(gè)鍵槽;
(3) 初步選擇滾動(dòng)軸承。因采用立軸式，所以上端的軸承只受徑向力的作用，故選用深溝球軸承。參照工作要求并根據(jù)，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組、標(biāo)準(zhǔn)精度的深溝球軸承61909，其基本尺寸為=45×68×12;安裝尺寸da (min): 47.4、Da (max): 56;故=47.4mm；下端的軸承采用推力球軸承51109, 其尺寸為=45×65×14,安裝尺寸為da(min): 57 ; |Da(max): 53;
(4) 喂入輥的周向定位
圓錐齒輪的周向定位采用平鍵連接。由參考文獻(xiàn)[25]表5.1查得平鍵截面b×h=5mm×5mm，鍵槽用鍵槽銑刀加工，由喂入輥的輪轂寬度鍵在軸4段的長(zhǎng)度選為63mm。
(5) 確定軸上圓角和倒角尺寸
由參考文獻(xiàn)[25]表5.1，取軸端倒角為，取軸肩處的圓角半徑R2。
5.4.5 軸承的校核
1) 對(duì)輸出軸下端的推力球軸承進(jìn)行壽命校核
該軸承的預(yù)期計(jì)算壽命=70080h
軸承的壽命校核可由參考文獻(xiàn)[25]式（13.5a）即：
進(jìn)行。
根據(jù)[25]312頁(yè)，（對(duì)于球軸承，=3；對(duì)于滾子軸承=10/3）則=3。
由參考文獻(xiàn)[25]表13.4結(jié)合該軸承的工作環(huán)境，取=1.00。
由于軸承主要承受軸向載荷作用則，由參考文獻(xiàn)[25]表13.6，=1.0；
假設(shè)軸和齒輪以及軸上的各個(gè)零件的質(zhì)量為：m=50kg
=1.0N=490N
則：=h
=538721701h>
故所選軸承可滿(mǎn)足壽命要求。
2) 對(duì)輸出軸上端的深溝球軸承進(jìn)行壽命校核
該軸承的預(yù)期計(jì)算壽命=70080h
軸承的壽命校核可由參考文獻(xiàn)[25]式（13.5a）即：
進(jìn)行。
=3，取=1.00。
由于軸承主要承受徑向載荷作用則，由參考文獻(xiàn)[25]表13.6，取=1.0；按照最不利的情況考慮，軸承的當(dāng)量動(dòng)載荷為：
==1.0×N=3039.5N
則：=h=305555.8h>
故所選軸承可滿(mǎn)足壽命要求。用同樣的方法可以檢驗(yàn)中間軸和輸入軸上的各個(gè)軸承，均可滿(mǎn)足壽命要求。
5.5 浮動(dòng)裝置內(nèi)彈簧的選用及計(jì)算
選用油淬火回火硅錳鋼彈簧鋼絲, 由選用B類(lèi)，抗拉強(qiáng)度極限，許用切應(yīng)力
圓柱螺旋拉伸彈簧的計(jì)算：
原始條件：
假定最大拉力，最小拉力，工作行程，彈簧外徑，載荷作用次數(shù)次，端部結(jié)構(gòu)：圓鉤型
參數(shù)計(jì)算：
1) 材料直徑及彈簧中徑，由機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)第三卷查表11-2-19，選取，修正，
2) 有效圈數(shù)，取18
3) 彈簧剛度
4) 最小載荷下的變形量
5) 最大載荷下的變形量
6) 極限載荷下的變形量
7) 彈簧外徑
8) 彈簧內(nèi)徑
9) 自由長(zhǎng)度
10) 最小工作載荷下的長(zhǎng)度
11) 最大工作載荷下的長(zhǎng)度
12) 工作極限載荷下的長(zhǎng)度
13) 螺旋角（節(jié)距）
14) 展開(kāi)長(zhǎng)度
15) 實(shí)際極限變形量
16) 最大工作載荷（N）即451.53>425
5.6 機(jī)架設(shè)計(jì)校核
圖5.6：機(jī)架
機(jī)架受力情況約束A處和B處的支反力分別為和，其中。
根據(jù)力平衡方程：
且
根據(jù)力平衡方程：
—最大撓度；
—作用力；
—固定端到點(diǎn)的距離；
—楊氏彈性模量；
—慣量；
—有效長(zhǎng)度。
可得
最大撓度，，
則使機(jī)架最大撓度的力
解得
外殼在各段內(nèi)的剪切力，拉壓應(yīng)力和彎矩個(gè)不相同，分段分析：
在CA段，
在AE段，
在AB段內(nèi)的擠壓應(yīng)力：
剪切應(yīng)力
彎曲應(yīng)力，
所以
綜上可得，機(jī)架在振動(dòng)工作狀態(tài)下的應(yīng)力符合安全要求。
參考文獻(xiàn)
[1] 高祥照. 中國(guó)農(nóng)作物牧草資源利用現(xiàn)狀分析[J]，華中農(nóng)業(yè)學(xué)報(bào)。2002.21(3):242-247
[2] 韓魯佳. 中國(guó)農(nóng)作物牧草資源及其利用現(xiàn)狀[J]，農(nóng)業(yè)工程學(xué)報(bào)。2002.18(3):87-91
[3] 黃忠乾. 農(nóng)作物牧草資源的綜合利用[J]，資源開(kāi)發(fā)與市場(chǎng).。1999.15 (1):32-34
[4] 胡代澤. 我國(guó)農(nóng)作物牧草資源的利用現(xiàn)狀與前景[J]，資源開(kāi)發(fā)。2000.16(1):19-20
[5] 藺公振. 輪刀切割器的工作性能試驗(yàn)與分析[J]，洛陽(yáng)公學(xué)院學(xué)報(bào)。1999.17(2):52-56
[6] 馬學(xué)良. 我國(guó)農(nóng)作物牧草高效利用技術(shù)現(xiàn)狀與趨向[J]，農(nóng)業(yè)現(xiàn)代化研究 1995.16(6):399-400
[7] 樸香蘭等. 直刃盤(pán)刀式切碎器功耗的影響因素分析[J]，農(nóng)機(jī)化研究。1998(4):52-53
[8] 孫驪等.麥稈壓縮剪切特性的研究[J]，西北農(nóng)業(yè)大學(xué)學(xué)報(bào)。1998.26(4):106-109
[9] 盛奎川. AhmedEI-Behery，HassanGomaa,棉稈切碎及壓縮成型的試驗(yàn)研究[J]， 農(nóng)業(yè)工程學(xué)報(bào)。1999.15(4):22-225
[10] 宋慧之等. 農(nóng)作物硬莖稈切碎機(jī)的設(shè)計(jì)研制[J]， 浙江大學(xué)學(xué)報(bào)(農(nóng)業(yè)與生命科學(xué)版)。2003.28(2)
[11] 陶南. 畜牧及漁業(yè)機(jī)械與設(shè)備[J]，浙江:浙江大學(xué)出版社。1991
[12] 吳子岳等. 玉米牧草切斷速度和切斷功耗的試驗(yàn)[J].農(nóng)業(yè)機(jī)報(bào).2001.32(2) :38-41
[13] 王增輝等. 玉米收獲機(jī)切碎部件的試驗(yàn)研究[J]，吉林農(nóng)業(yè)大學(xué)1991.13(3):69-72
[14] 王春光等. 牧草在高密度壓捆時(shí)的應(yīng)力松弛研究[J]，農(nóng)業(yè)工程學(xué)1997.(3):48-52
[15] 吳子岳等. 牧草切斷速度和切斷功耗的試驗(yàn)研究[J] ，農(nóng)業(yè)機(jī)械報(bào)。2001.32(2):38-41
[16] 張樹(shù)彬等.利用農(nóng)作物牧草制人造板的發(fā)展前景[J]，農(nóng)業(yè)機(jī)械報(bào)。2000.(2):122-123
[17] 尤嘉陵.滑切角曲線刃圓盤(pán)式切碎器的研究[J ]，四川農(nóng)機(jī)。1983 (3) :22-27
[18] 龐聲海.盤(pán)刀式切碎器設(shè)計(jì)的數(shù)學(xué)解析法[J]，農(nóng)業(yè)機(jī)械學(xué)報(bào)。1981 (2) :43-51
[19] 趙仁熔. 田間試驗(yàn)和統(tǒng)計(jì)方法[J]，沈陽(yáng)農(nóng)學(xué)院學(xué)報(bào)。1978 (1) : 13-14
[20] 姚維禎. 奚傳模, 朱世浩等. 畜牧機(jī)械化[M]，北京: 中國(guó)農(nóng)業(yè)出版社，1990
[21] 龐聲海. 牧草加工機(jī)械[M]， 武漢: 華中農(nóng)業(yè)大學(xué)出版社，1983
[22] 馬文蔚. 大學(xué)物理(上冊(cè))[M]， 北京: 高等教育出版社，1999
[23] 同濟(jì)大學(xué)數(shù)學(xué)教研室. 高等數(shù)學(xué)(上冊(cè))[M]，北京: 高等教育出版社，1996
[