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學生畢業(yè)設計（論文）
題 目
茶樹修剪機的設計
作 者
院 (系)
專 業(yè)
指導教師
答辯日期
年 5 月 27 日
畢業(yè)設計（論文）誠信責任書
本人鄭重聲明：所呈交的畢業(yè)設計（論文），是本人在導師的指導下獨立進行研究所取得的成果。畢業(yè)設計（論文）中凡引用他人已經發(fā)表或未發(fā)表的成果、數據、觀點等，均已明確注明出處。盡我所知，除文中已經注明引用的內容外，本論文不包含任何其他個人或集體已經公開發(fā)表或撰寫過的研究成果。對本文的研究做出重要貢獻的個人和集體，均已在文中以明確方式標明。
本人畢業(yè)設計（論文）與資料若有不實，愿意承擔一切相關的法律責任。
論文作者簽名:
年 月 日
摘 要
茶樹修剪機是基于生產過程中茶樹修剪的實際需要而設計的高效茶樹修剪設備，主要用于茶樹的深修剪和重修剪。
本次設計的是手推式茶樹修剪機，避免了背負式和手提式的負荷作業(yè)。整個設計經歷了茶樹修剪機總體、傳動系統(tǒng)和機架等的設計過程。首先進行茶樹修剪機的總體結構設計，包括設計步驟、設計構思和擬定傳動方案；其次進入到零部件的選型和設計，依次包括汽油機的型號選擇、普通V帶傳動系統(tǒng)的設計、刀片的設計、軸的設計校核以及機架的設計。其中，設計的弧形刀刃能鎖緊茶樹枝干，增加了切口的平整度，將對茶樹的傷害降到最低；最后階段進行了零件圖和裝配圖的繪制工作。
本次設計的茶樹修剪機可以實現茶樹的機械化修剪，能降低勞動強度，有效的提高了生產效率，保證鮮葉品質，符合清潔化規(guī)模生產的要求，降低了生產成本。
關鍵詞：茶樹修剪機；傳動系統(tǒng)；弧形刀片
The Design of the Tea Tree Trimmers
ABSTRACT
Tea tree pruning machine is designed based on the actual needs of the tea tree pruning in the production process and high tea tree trimming equipment, mainly for deep pruning and heavy pruning of tea.
The design of the push tea trimmers can avoid the knapsack and hand-held load operation. The design experience of the tea tree trimmers consist of the transmission system and rack design process in general. Firstly，it needs to conduct overall structural design of the tea tree trimmers, including the design steps, design ideas and the development of the transmission scheme; Secondly，it is going on the selection and design of components, followed by gasoline model to select the ordinary V-belt drive system design, blade design axis of the design check and design of the rack. Among them, the curved blade can lock tea tree branches to increase the flatness of the incision, the design will decrease tea tree damage to a minimum; In the final stage, it has to go on the drawing of the parts and assembly drawings.
The designed tea tree trimmers can be mechanized pruning of tea , can also reduce labor intensity, improve production efficiency, at the same time, it can ensure the quality of fresh leaves, in line with the requirements of the clean-scale production and even reduce production costs.
Key words：Tea tree trimmers; Transmission system ; Curved blade
目 錄
摘 要 I
ABSTRACT II
1 緒論 1
1.1設計目的及意義 1
1.2 國內外發(fā)展現狀 1
1.2.1 國內發(fā)展現狀 1
1.2.2 國外發(fā)展現狀 2
1.3 設計的主要技術指標 3
2 設計構思 5
2.1 設計步驟 5
2.2 機器的結構構思 5
2.3 擬定傳動方案 6
3 零部件的選型和設計 7
3.1汽油機型號的選擇 7
3.1.1 汽油機的功率計算 7
3.1.2 選取的汽油機型號 8
3.2 普通V帶傳動系統(tǒng)的設計 8
3.2.1 帶Ⅰ的設計 9
3.2.2 帶Ⅱ的設計 12
3.2.3 帶輪Ⅰ的設計 13
3.2.4 帶輪Ⅱ的設計 14
3.2.5 帶輪Ⅲ和Ⅳ的設計 15
3.3 刀片的設計 15
3.3.1 刀片材料的選擇 16
3.3.2 刀片的結構設計 16
3.3.3 刀片加工路線的制定 17
3.4 軸的設計和校核 18
3.4.1 軸Ⅰ的設計 18
3.4.2 軸Ⅱ的設計 22
3.4.3 軸Ⅲ的設計 25
3.5 機架的設計 28
3.5.1機框的設計 28
3.5.2 機頭的設計 29
3.5.3 機架的結構圖 30
3.5.4 機架高度的調節(jié) 31
結 論 33
參考文獻 35
致 謝 37
附 錄 39
附錄A 帶Ⅱ的設計過程 39
附錄B 軸Ⅱ的設計過程 43
1 緒論
1.1設計目的及意義
茶葉是我國傳統(tǒng)的經濟作物。據2010年《茶葉藍皮書》指出：2009年中國茶園種植面積達186萬hm2，產茶量135萬噸，居世界第一；茶葉出口30.3萬噸，創(chuàng)匯7.05億美元，總量和金額連續(xù)6年創(chuàng)歷史新高。中國茶葉經濟進入了快速發(fā)展階段，產業(yè)規(guī)模不斷擴大[1]。但在目前情況下，大多數的茶農對茶樹的深修剪或重修剪一般都采用的是人工用大剪刀進行修剪，這樣不僅勞動強度大而且生產效率非常低。所以茶農迫切需要茶樹修剪機來對茶樹進行深修剪和重修剪。
本次設計就是想研發(fā)出一種手推式茶樹修剪機，避免了手提式或背負式的負荷作業(yè)，能有效的提高生產效率，保證鮮葉品質，實現高要求的清潔化規(guī)模生產，降低勞動強度，降低生產成本。同時，設計的弧形刀刃能鎖緊茶樹枝干，增加了切口的平整度，將對茶樹的傷害降到最低。
1.2 國內外發(fā)展現狀
1.2.1 國內發(fā)展現狀
我國采茶機械研究開發(fā)工作始于1958年，至今已走過50多年漫長曲折的歷程。1965年以前，主要是根據我國茶園特點對采茶機的采摘原理而動力類型進行反復的研究和選擇。此后，采茶機的研制工作在我國各產茶省普遍展開。到70年代后期，先后提出過十多種單人采茶機型，并組織過幾次全國性的對比實驗，但最終因這些機具動力、軟軸不過關和機器本身制造質量水平不高，未能在生產中大量應用。到70年代末期，受日本機械化茶樹修剪的影響，我國開始了茶樹修剪機的研制。這一時期開發(fā)的數種平形、弧形往復切割式以及各種輕、深、重茶樹修剪機，因機具的動力需向日本引進，而且還受制造廠企業(yè)規(guī)模的限制，部分零部件的質量欠穩(wěn)定，因此推廣應用進展較慢。80年代末期，我國開始與國外合資生產茶樹修剪機，在杭州和長沙先后組建了浙江川崎茶葉機械有限公司和長沙落后茶葉園林機械有限公司。這兩家合資企業(yè)均從日本進口零部件進行裝配成臺，為了抓住這一契機，農業(yè)部等部門自80年代末期開始，一方面組織各主要采茶省的有關機械廠家對茶樹修剪機的生產技術進行引進、吸收，加速國產茶樹修剪機的發(fā)展速度，另一方面大力抓推廣應用工作，從而使我國的茶樹修剪機機械化事業(yè)步入了新的發(fā)展階段。
為了滿足國內茶區(qū)對茶樹修剪機的需求，我國有關部門十分重視和支持國內有關廠家采取多種形式生產茶樹修剪機。例如完全國產、主件進口配件國產和散件進口國內組裝等。浙江川崎茶葉機械有限公司和長沙落合茶葉園林機械有限公司為進口日本散件在國內組裝修剪機的中外合資廠家，而杭州采茶機械廠、南昌飛機制造公司、寧波電機廠、無錫揚名采茶機廠，福州建新農機廠和泰州林業(yè)機械廠等，以零部件全部國產或個別零件進口，大部分零部件式生產茶樹修剪機。
我國茶樹修剪機械化事業(yè)之所以長期徘徊不前，主要原因之一是國產的修剪機械質量不過關，這主要是我國小型動力機、機械加工、技術設備水平低和原材料質量不高等綜合因素造成的。近幾年來，國內有關部門認真總結了經驗教訓，開始重視對國外茶樹修剪機技術的消化吸收，從而設計開發(fā)了符合我國國情的茶樹修剪機械，并形成了自己的特色，加之國內綜合工業(yè)的水平的不斷提高，使我國國產的茶樹修剪機械現已接近國外進口同類機械的水平。
1.2.2 國外發(fā)展現狀
國外對茶樹修剪機的研制工作起步比較早。在茶樹修剪機械的研制與開發(fā)過程中，尤以日本、前蘇聯(lián)等一些茶葉種植發(fā)達國家研究的較深，開發(fā)的重修剪機型號也較多。例如，日產的E7B-750型單人修剪機配日本單缸二沖程1.03kw（1.4馬力）汽油機，采用平刀片往復式切割，切割幅寬750mm。具有以下特點：①重量輕，方便單人操作，平形、弧形樹冠均可使用，適應性好；②發(fā)動機性能好，操作簡便，機身上設有停車按鈕及汽油機調試控制手柄，刀片動、停、快、慢控制十分方便。
早在80年代末期，日本川崎茶機和落合茶機公司先后進入中國，在國內引進組裝采茶機和茶樹修剪機等，基本上占領了中國的茶樹修剪機市場，取得了良好銷售業(yè)績[2]。此外，日本的小松和德國施蒂爾等園林綠化修剪機也在中國茶園中得到大量推廣應用，還有日本共立、新大華、本田，意大利紅葉、美國百力通、臺灣海馬等。
目前，國外對茶樹的輕、中修剪機械的研制及應用均已成熟，并進入大面積應用推廣期。
1.3 設計的主要技術指標
本次設計的主要技術指標如下：
（1）刀具的使用壽命：420h左右
（2）修剪樹高：50-70cm
（3）修剪幅寬：500cm
（4）工作效率：最高0.24hm2/h；
（5）切口的平整度：平均80%
2 設計構思
2.1 設計步驟
（1） 查閱大量的茶樹和茶樹修剪設備的相關文獻
（2） 根據機器的技術指標、工作場所等進行設計分析
（3） 初步確定整臺機器的結構, 擬定傳動方案
（4） 具體零部件的選型、設計校核
（5） 裝配圖和零件圖的繪制
2.2 機器的結構構思
目前，茶樹修剪機都是在戶外工作，動力不宜選取電動機，一般首選小型的汽油機。在能達到動力輸出要求的前提下，為了降低生產成本，傳動方式首選普通V帶傳動。為了達到設計幅寬的要求，在機架的前排并列的安置了三個刀片及帶輪結構，在軸的兩端安裝軸承可以實現軸的固定?？紤]到要降低勞動強度，可以采用手推式作業(yè)，將設計的各個構件裝置在機架上。并且，在機架的前端可以裝上機頭，有利于修剪作業(yè)。綜合考慮上述技術指標、機器的經濟性和所需傳動的準確性，擬定了整臺機器的示意圖
1—汽油機 2—帶輪 3—V帶 4—軸 5—機頭 6—刀片 7—定位銷 8—機架把手
圖2-1 機器的示意圖
注：在圖中刀片（6）的位置處，垂直紙面并列的安置了三個刀片及帶輪結構。
2.3 擬定傳動方案
根據上述的結構構思，擬定了兩種傳動方案。
以下圖中的三個刀片結構是垂直于紙面并列安置在機架上的，以求達到設定的修剪幅寬。
方案一：
圖 2-2 第一種傳動方案
方案二：
圖2-3 第二種傳動方案
方案一中的動力直接通過V帶，從汽油機輸送到帶輪上，方案二的動力則是通過聯(lián)軸器和減速器傳輸到帶輪上的，提高了機器的生產成本，同時也增大了機器的結構尺寸。因此，從機器整體結構的緊湊性、經濟性和傳動所需要的準確性方面考慮，決定采用第一種傳動方案。
3 零部件的選型和設計
基于上述設計構思確定的傳動方案，接下來就可以進行具體零部件的設計。本章的主要內容包括汽油機型號的選取、普通V帶傳動系統(tǒng)的設計、刀片的設計、軸的設計校核和機架的設計。其中，V帶傳動系統(tǒng)的設計包括帶的設計和帶輪的設計兩部分內容。
3.1汽油機型號的選擇
查閱茶樹修剪的相關資料，確定刀片的切削力、轉速和切削半徑，基于上述參數可以計算出刀片的功率，進而可以選定汽油機的型號。確定有關參數如下：
（1）刀片的切削力F=100N；
（2）刀片切削的最大半徑R=50mm；
（3）刀片轉速n=1500r/min；
（4）每級普通平帶的傳動效率1=0.94；
(5) 汽油機的效率；
圖3-1 刀片示意圖
3.1.1 汽油機的功率計算
3.1.2 選取的汽油機型號
查閱文獻[7]，選擇由上海三菱重工業(yè)（上海）有限公司生產的型號為GM182LN的汽油機，啟動方式為反沖起動器或電起動器，額定功率P=3.3kw，額定轉速n1=1800r/min,扭矩T=23.1N.m,外形尺寸為317.5×354.5×353mm，凈重15.8kg。
3.2 普通V帶傳動系統(tǒng)的設計
普通V帶傳動系統(tǒng)的設計主要內容包括：帶Ⅰ、帶Ⅱ的設計以及相應帶輪的設計。各帶及帶輪在傳動機構中的位置如圖3-2所示：
圖3-2 帶及帶輪示意圖圖
由于帶Ⅱ和帶Ⅲ的設計要求一樣，故只需設計帶Ⅱ。
以下公式、查閱的圖表如不特別說明，均來自文獻[8]。
3.2.1 帶Ⅰ的設計
（1）確定計算功率Pca1
表3-1工作情況系數KA
工 況
KA
空、輕載起動
重載起動
每天工作小時數/h
<10
10~16
>16
<10
10~16
>16
載荷變動微小
液體攪拌機，通風機，和鼓風機（≤7.5kW）、離心式水泵和壓縮機、輕型輸送機
1.0
1.1
1.2
1.1
1.2
1.3
載荷變動小
帶式輸送機（不均勻載荷）、通風機（>7.5kW）、旋轉式水泵和壓縮機、發(fā)電機金屬切削床、旋轉篩、劇木機和木工機械
1.1
1.2
1.3
1.2
1.3
1.4
載荷變動較大
制磚機、斗式提升機、往復式水泵和壓縮機、起重機、磨粉機、沖剪機、橡膠機械、振動篩、紡織機械、重載運送機
1.2
1.3
1.4
1.4
1.5
1.4
載荷變動很大
破碎機（旋轉式。顎式等）、磨碎機（球磨、棒磨、管磨）
1.3
1.4
1.5
1.5
1.6
1.8
由表3-1查得Ka=1.1，由文獻中公式得
（3-1）
（2）選擇普通V帶的型號
根據Pca1=3.63kw，n1=1800r/min，查閱文獻中普通V帶選型圖，選用A型普通V帶。
（3）確定帶輪的直徑dd1和dd2
查閱文獻，選取dd1=125mm，并且。
大帶輪的直徑為
根據普通V帶輪的標準直徑系列表，選取標準值dd2=150mm。
則實際的傳動比
從動輪的轉速為=1500r/min
從動輪的轉速誤差為：
在±5%的范圍內，為允許值。
（4）驗算帶速V1
由帶速公式得
（3-2）
=11.8m/s。
在5~30m/s的范圍內，故帶Ⅰ的速度大小合適。
（5）定帶的基準長度Ld1和實際中心距ai
按結構設計要求初定中心距，由初選帶傳動的中心距公式得：
0.7（dd1+dd2）
90o,故包角的大小合適。
（7）確定V帶的根數Z1
根據dd1=125mm，n1=1800r/min,查文獻中V帶基本額定功率表，用插值法得：P01=2.255kw。
查文獻中表得，帶長度修正系數KL1=0.93。
查得包角修正系數Ka1=0.99。
根據傳動比i=1.2，查V帶額定功率的增量表得，。
由確定帶的根數公式得：
（3-7）
圓整后得Z1=2。
（8）求初拉力F01及帶輪上的壓力FP1
查得A型普通V帶每米質量q=0.10kg/m。
根據公式得單根V帶I的最小初拉力為
（3-8）
=131.2N
對于新安裝的V帶Ⅰ，初拉力
帶作用于軸上的壓軸力公式為
（3-9）
=786.9N
（9）設計結果
對于帶I,選擇2根型號為A-1250GB/T11544-1997的皮帶，中心距為ai=409mm，帶輪直徑dd1=125mm，dd2=150mm，軸上的壓力FP1=786.9N。
3.2.2 帶Ⅱ的設計
（1）帶Ⅱ上的功率為
P1=P2==3.1kw
主動輪的轉速為nI=1500r/min,從動輪的轉速為nII=1500r/min。
（2）確定計算功率Pca2
表3-2 工作情況系數KA
工 況
KA
空、輕載起動
重載起動
每天工作小時數/h
<10
10~16
>16
<10
10~16
>16
載荷變動微小
液體攪拌機，通風機，和鼓風機（≤7.5kW）、離心式水泵和壓縮機、輕型輸送機
1.0
1.1
1.2
1.1
1.2
1.3
載荷變動小
帶式輸送機（不均勻載荷）、通風機（>7.5kW）、旋轉式水泵和壓縮機、發(fā)電機金屬切削床、旋轉篩、劇木機和木工機械
1.1
1.2
1.3
1.2
1.3
1.4
載荷變動較大
制磚機、斗式提升機、往復式水泵和壓縮機、起重機、磨粉機、沖剪機、橡膠機械、振動篩、紡織機械、重載運送機
1.2
1.3
1.4
1.4
1.5
1.4
載荷變動很大
破碎機（旋轉式。顎式等）、磨碎機（球磨、棒磨、管磨）
1.3
1.4
1.5
1.5
1.6
1.8
由表3-2得KA=1.1，
帶Ⅱ上的功率為Pca2=KAP1==3.4kw
由于以下計算過程與上述相同，故略去。詳細計算過程見附錄一，這里只給出計算結果。
（3）計算結果
對于帶II,選用2根A-1000GB/T11544-1997的皮帶，中心距aI=300mm，帶輪的直徑ddI=125mm，ddII=125mm，軸上的壓力FP2=769.2N。
表3-2 帶明細表
型號
根數Z
中心距a/mm
軸壓力Fp/N
帶I
A-1250GB/T11544-1997
2
409
786.9
帶Ⅱ
A-1000GB/T11544-1997
2
300
769.2
3.2.3 帶輪Ⅰ的設計
由設計文獻可知，當帶輪基準直徑時，帶輪采用腹板式。
為了使V帶工作面與帶輪的輪槽工作面緊密貼合，V帶輪輪槽的工作面夾角做成了34o<40o。
查文獻[6]中表5.3-39得，帶輪寬
B=（z-1）e+2f (3-10)
式中：z-輪槽數；
e-槽間距，mm；
f-槽邊距，mm；
取e=15mm，f=11mm，代入數據得2輪槽的帶輪寬度B1=37mm。
參照文獻[8]中圖8-14（b），即可得到V帶輪的結構及尺寸公式，進而得到帶輪Ⅰ的結構及尺寸如下圖所示
圖3-3 帶輪Ⅰ的結構圖
其中技術上要求鑄造帶輪的輪槽工作面不應有砂眼、氣孔，其他部分不應有縮孔等鑄造缺陷。
3.2.4 帶輪Ⅱ的設計
帶輪Ⅱ的設計步驟與帶輪Ⅰ的相同，為了便于加工，帶輪Ⅱ的結構、加工方法以及表面粗糙度均與帶輪Ⅰ相同，不同的是帶輪的基準直徑，結構圖如下
圖3-4 帶輪Ⅱ的結構圖
3.2.5 帶輪Ⅲ和Ⅳ的設計
由于帶輪Ⅲ和Ⅳ的基準直徑相同，安裝處的軸直徑相同（見下文），為了便于加工，取用和帶輪Ⅰ完全相同的帶輪。
3.3 刀片的設計
刀片是個核心部件，現在國產刀片的壽命一般在300h以上。其設計內容主要包括材料的選擇、結構的設計以及加工工藝的制定。其在傳動機構中的位置可見圖3-5所示：
圖3-5 刀片示意圖
3.3.1 刀片材料的選擇
刀片在高速的環(huán)境下工作，在剪切過程中，會受到很大的摩擦力和擠壓力。因此，制造刀片的材料要具有較高的硬度、耐磨性及韌性，基于上述要求，查閱文獻[6]中表2.8-38，選擇牌號為W18Cr4V的高速工具鋼作為刀片的材料。
W18Cr4V是應用最廣的高速工具鋼，其性能有：具有較高的硬度，熱處理后硬度可達到63-66HRC,抗彎強度可達到3500MPa，易于磨削加工。優(yōu)點：通用性好，工藝成熟。
3.3.2 刀片的結構設計
刀片的結構采用圓形的刀盤，兩邊裝有兩個對稱的刀片，刀片是一次性鑄造而成的，滾刀在高速旋轉的同時與樹干緊密接觸，將樹干一層層刨削掉。
由于刀刃有一個半徑為30mm的弧度，能很好的鎖緊樹干，順勢把樹枝割斷，降低了撕裂度，增加了切口的平整度。其結構示意圖如下：
. .
圖3-6 刀片結構示意圖
3.3.3 刀片加工路線的制定
高速工具鋼的加工工藝已經成熟，完全可以加工出上述結構的刀片。刀具從選材到包裝，經過精細打磨，需要30多道工序才能完成。
（1） 刀具制造工序流程
剪板（開料）→沖坯 →打嘜→沖眼→調直→迫刀→熱處理→水磨（單面、雙面磨）→打砂（打刀背、打刀面、打刀柄）→拋光（機拋）→開刃口（機械開刃口）→打披鋒→釘刀→注塑→批水口→改刀→打水磨砂帶→除臘→表面處理。
（2） 刀具的熱處理工藝
刀具的熱處理工藝：根據刀具結構的特殊性及使用要求，對刀具進行熱處理時需先進行調質處理，調質硬度28～32HRC。待半精加工完成后，再進行表面滲氮處理，滲氮層厚度0.4～0.6mm，硬度600～750HV。熱處理后應保證刀具不變形，達到設計精度要求。
3.4 軸的設計和校核
本章軸的設計主要包括軸I、軸II、軸III和軸IV的設計及校核。各軸在傳動機構中的位置見圖3-7。
圖3-7 軸示意圖
3.4.1 軸Ⅰ的設計
（1）軸Ⅰ的設計計算
P4=P12=3.30.94=3.1kw
1）選擇軸的材料，確定許用應力
由于我們設計的軸對材料無特殊要求，故選用45鋼并經調質處理，由文獻[8]中軸的常用材料及其主要力學性能表查得抗拉強度極限=640MPa，許用彎曲應力[]=60MPa。
2）按扭轉強度估算軸的最小直徑DI
查得A0=112cm。
由軸的直徑公式可得
(3-11)
=
≈14.3mm
對于d100mm的軸，最小軸徑處有1個鍵槽時，應將軸徑增大5%～7%，為15.0mm～15.3mm。
取DI=20mm。
3）設計軸的結構并繪制機構草圖
a.確定各軸段的直徑
帶輪的另一端需要軸肩定位，由DI=20mm，軸肩高度h1=（0.07～0.1）DI
=（1.4～2.0）mm。
取h1=3mm,則DII=DI+2h1=26mm。
直徑為DII處的軸段是一軸環(huán)，軸環(huán)的寬度L11.4h1=2.4mm，取L1=26mm。
再由h2=（0.07～0.1）DII=（1.82~2.6）mm。
取h2=2mm，則DIII=DII+2h2=30mm，這段軸是用來安裝軸承的。
查文獻[6]中表4.2-57，初步選用型號為6406 GB/T 276-1994的軸承，軸承寬度B=23mm，軸承內圈安裝尺寸damin=39mm，軸承內圈端面直徑d≈48.6mm軸肩的高度。
取DIV=42mm，
第V段軸也是來安裝軸承的，故DV=DIII=30mm。
軸承另一端需要軸肩定位，damin16
<10
10~16
>16
載荷變動微小
液體攪拌機，通風機，和鼓風機（≤7.5kW）、離心式水泵和壓縮機、輕型輸送機
1.0
1.1
1.2
1.1
1.2
1.3
載荷變動小
帶式輸送機（不均勻載荷）、通風機（>7.5kW）、旋轉式水泵和壓縮機、發(fā)電機金屬切削床、旋轉篩、劇木機和木工機械
1.1
1.2
1.3
1.2
1.3
1.4
載荷變動較大
制磚機、斗式提升機、往復式水泵和壓縮機、起重機、磨粉機、沖剪機、橡膠機械、振動篩、紡織機械、重載運送機
1.2
1.3
1.4
1.4
1.5
1.4
載荷變動很大
破碎機（旋轉式。顎式等）、磨碎機（球磨、棒磨、管磨）
1.3
1.4
1.5
1.5
1.6
1.8
由表A3-2得KA=1.1。
Pca2=KAP1==3.4kw
由于以下計算過程與上述相同，故略去。詳細計算過程見附錄一，這里只給出計算結果。
（3）選擇普通V帶的型號
根據Pca2=3.4kw，nI=1500r/min,選用A型普通V帶。
（4）確定帶輪基準直徑ddI、ddII
選取ddI=125mm，且ddI=125mm>75mm。
大帶輪直徑為：=125mm。
選取標準值為125mm，則實際的傳動比為I，從動輪的實際轉速分別為：
=1
=1500r/min
從動輪的轉速誤差率為：
在±5%的范圍內，為允許值。
（5）驗算帶速V2
由式得
=9.8m/s
在5~30m/s的范圍內，故帶Ⅱ的速度大小合適。
（6）確定帶的基準長度Ld2和實際中心距aI
按結構設計要求初定中心距a02
由相應計算公式得
0.07（ddI+ddII）90o,故小帶輪的包角大小合適。
（8）確定V帶的根數Z2
根據ddI=125mm，nI=1500r/min,用插值法得：P02=2.255kw。
帶長度修正系數KL2=0.89，包角修正系數Ka2=1。
根據傳動比I=1，查表得額定功率增量為：。
=
=1.7
圓整后得帶II的根數為：Z2=2。
（9）求初拉力F02及帶輪上的壓力FP2
查得A型普通V帶的每米質量為q=0.10kg/m。
單根V帶II的最小初拉力(F0)min2為
=
=128.2N
對于新安裝的V帶Ⅱ，初拉力(F0)2=1.5(F0)min2=1.5128.2=192.3N。
作用于軸上的軸壓力
FP2=
=
=769.2N
（10）計算結果
對于帶II,選用2根A-1000GB/T11544-1997的皮帶，中心距aI=300mm，帶輪的直徑ddI=125mm，ddII=125mm，軸上的壓力FP2=769.2N。
附錄B 軸Ⅱ的設計過程
軸II在傳動機構中的位置見圖B1
圖B1
（1） 軸的計算
1) 選擇軸的材料，確定許用應力
因我們設計的軸對材料無特殊的要求，故選用45鋼并經調質處理，其抗拉強度極限，許用彎曲應力[]=60MPa
2) 按扭轉強度估算軸的最小直徑DI
查表得A0=112cm
≈14.0mm
對于d100mm的軸，最小軸徑處有1個鍵槽時，應將軸徑增大5%～7%，為14.7mm～15.0mm
根據軸的長度標準GB2822-81，取DI=20mm
3) 設計軸的結構并繪制機構草圖
a.確定各軸段的直徑
帶輪的另一端需要軸肩定位，由DI=20mm，軸肩高度h1=（0.07～0.1）DI
=（1.4～2.0）mm。
取h1=3mm,則DII=DI+2h1=26mm，
直徑為DII處的軸段是一軸環(huán)，軸環(huán)的寬度L21.4h1=4.2mm，取L2=26mm。
再由h2=（0.07～0.1）DII=（1.82～2.6）mm。
取h2=2mm，則DIII=DII+2h2=30mm，這段軸是用來安裝軸承的。
查表初步選用型號為6406 GB/T 276-1994的軸承，軸承寬度B=23mm，軸承內圈安裝尺寸damin=39mm，軸承內圈端面直徑d≈48.6mm軸肩的高度，取DIV=42mm。
第V段軸也是來安裝軸承的，