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湖南農(nóng)業(yè)大學東方科技學院 全 日 制 普 通 本 科 生 畢 業(yè) 設 計 盤刀式鍘草機設計 THE DISIGN OF DISHTYPE HAY CUTTER 學生姓名 李 震 學 號 200841914327 年級專業(yè)及班級 2008 級機械設計制造及其自 動化 3 班 指導老師及職稱 湯楚宙 教授 學 部 理工學部 湖南 長沙 提交日期 2012 年 5 月 湖南農(nóng)業(yè)大學東方科技學院全日制普通本科生 畢業(yè)設計誠信聲明 本人鄭重聲明 所呈交的本科畢業(yè)設計是本人在指導老師的指 導下 進行研究工作所取得的成果 成果不存在知識產(chǎn)權爭議 除 文中已經(jīng)注明引用的內容外 本設計不含任何其他個人或集體已經(jīng) 發(fā)表或撰寫過的作品成果 對本文的研究做出重要貢獻的個人和集 體在文中均作了明確的說明并表示了謝意 同時 本設計的著作權 由本人與湖南農(nóng)業(yè)大學東方科技學院 指導教師共同擁有 本人完 全意識到本聲明的法律結果由本人承擔 畢業(yè)設計作者簽名 年 月 日 目 錄 摘要 1 關鍵詞 1 1 前言 2 1 1 鍘草機的研究目的和意義 2 1 1 1 鍘草機的研究目的 2 1 1 2 鍘草機的研究意義 2 1 2 鍘草機的設計要求和方法 3 1 2 1 我國畜牧業(yè)對鍘草機的要求 3 1 2 2 鍘草機的設計要求 4 2 總體方案與設計計算 5 2 1 總體方案 5 2 1 1 鍘草機的總體構成 5 2 2 各主要工作部件的配置關系及工作過程 5 2 2 1 喂入機構 5 2 3 主要工作部件設計與計算 7 2 3 1 主要性能參數(shù)與技術指標 7 2 3 2 主要工作部件的參數(shù)選擇與計算 7 2 4 傳動設計與計算 12 2 4 1 擬定傳動方案 12 2 4 2 確定總傳動比和分配各級傳動比 12 2 4 3 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) 13 2 4 4 傳動部件參數(shù)的選擇與計算 13 3 典型零件的受力分析與強度校核 24 3 1 主軸的受力分析與強度校核 24 3 2 軸承的選型與校核 28 4 技術經(jīng)濟效益分析 29 4 1 生產(chǎn)成本計算 29 4 2 市場售價預測 29 4 3 社會與經(jīng)濟效益分析 29 5 結束語 30 參考文獻 30 致謝 31 附錄 33 1 盤刀式鍘草機設計 學 生 李 震 指導老師 湯楚宙 湖南農(nóng)業(yè)大學東方科技學院 長沙 410128 摘 要 隨著畜牧業(yè)的發(fā)展 草飼料加工機械也得到了大力發(fā)展 鍘草機是應用較廣泛 的草飼料加工機具之一 但該機具仍存在著切割過程中功率消耗過大的問題 切碎器的設計 對于鍘草機切割功耗起著決定性作用 而動刀片又是切碎器的主要工作部件 因此 設計出 性能優(yōu)良的切碎器顯得尤為重要 本文分析了各個時代盤刀式鍘草機的研究和發(fā)展現(xiàn)狀 設計出一種新型盤刀式鍘草機 本機采用電動機提供動力 通過帶輪傳動機構 將運動和 動力傳送到動刀架主軸 然后通過齒輪傳動機構 將所需的運動和動力傳送至上下喂入輥 從而實現(xiàn)秸稈鍘切 整個機構簡單且易于操作 便于維護 提高了生產(chǎn)效率 降低了勞動 強度 為實現(xiàn)飼料加工機械化與規(guī)?；峁┝饲疤?關鍵詞 盤刀式鍘草機 盤刀 鍘草 The Disign of Dishtype Hay Cutter Student Lizhen Tutor TangChuzhou Oriental Science Technology College of Hunan Agricultural University Changsha 410128 Abstract With the development of livestock husbandry grass feed processing machinery also got vigorously develop Dishtype Hay Cutteris the grass is often applied to feed processing one of the machines but this machine there are still exist during the cutting power of excessive consumption the design to chop Dishtype Hay Cutteris cutting power plays a decisive role but the move is the main blades for working parts chop Therefore designed for good performance of chopped becomes especially important This paper analyzes the research and development status of each era plate knife chaff cutter design a new type of disk knife chaff cutter this machine uses the electric motor through a pulley drive mechanism the movement and momentum transferred to the 2 knifeshelf spindle transmission to the upper and lower feed roller to achieve the straw voltage cut The entire organization is simple and easy to operate easy to maintain improve production efficiency reduce labor intensity and provides a premise for the mechanization and large scale feed processing Key words Dishtype Hay Cutter Dishtype Hay Cutter 1 前言 鍘草機是我國使用最早和生產(chǎn)量較多的飼草加工機械之一 早在三十年代 我國廣大農(nóng)村開始應用手壓鍘刀 來實現(xiàn)長草短喂飼方法 中華人民共和國成 立以來 先在農(nóng)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(jīng) 國家鑒定部門投產(chǎn)了一批不同型號的鍘草機 從此鍘草機無論從數(shù)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 1 1 鍘草機的研究目的和意義 1 1 1 鍘草機的研究目的 我國研制了青貯飼料收獲機 青切機等機械 這些機具在大型國營牧場和 較大養(yǎng)畜專業(yè)戶中應用較多 而在農(nóng)村還沒有得到普及 有的機型還不適于農(nóng) 村和個體戶 1 三是為提高秸稈利用率 消化率和適口性 每年生產(chǎn)約 5 7 億噸 作物秸稈 這是一項巨大的飼料資源 而如何開發(fā)利用好農(nóng)作物秸稈 這必然 給飼草飼料加工機械提出了新要求 隨著作物秸稈氨化飼料的推廣應用 一些 科研和生產(chǎn)部門生產(chǎn)了專用設備 秸稈調制機 但目前定型的機型少 造價 較高 還不能廣泛應用于生產(chǎn)中去 我國當前在秸稈飼料利用上 主要有四種 處理方法 一是氨化 堿化 后喂飼 二是經(jīng)過青貯后喂飼 三是直接喂飼 四是加工草粉制成顆粒喂飼 前三種都需要經(jīng)過鍘切后來處理 方能收到預期 效果 因此 飼草料加工工業(yè)的迅速發(fā)展對鍘草機的設計和制造提出了更高 更新的要求 3 1 1 2 鍘草機的研究意義 隨著經(jīng)濟的發(fā)展和人們生活水平的逐步提高 對畜產(chǎn)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(nóng)業(yè)的主要發(fā)展方向 我國具有豐富的 農(nóng)作物秸稈資源 每年生產(chǎn)的農(nóng)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(nóng)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(chǎn)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(chǎn)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(chǎn) 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(chǎn)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(jīng)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(nóng)作物秸稈等數(shù)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(nóng)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(nóng)區(qū)秸稈養(yǎng)牛 具有十分重要的意義 據(jù)資料統(tǒng)計 我國每年農(nóng)業(yè)生產(chǎn)中所遺留的各種農(nóng)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 2 因此 80 年代以來 我國對農(nóng)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(nóng) 作物秸稈的利用率還很低 很多農(nóng)民將收獲后的農(nóng)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(nóng)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 4 1 2 鍘草機的設計要求和方法 1 2 1 我國畜牧業(yè)對鍘草機的要求 鍘草機是奶牛 肉牛 羊 馬等食草動物飼料的主要加工機具 用來鍘切 青飼玉米 各種秸稈 谷草 牧草 稻麥草等 我國畜牧業(yè)對粗草飼料加工長 度的要求是 牛以 3 4 cm 為宜 綿羊以 1 5 2 5 cm 為宜 粗大的莖節(jié)應破 碎 因此對鍘草機的要求是 1 切碎質量好 碎段長度一致 盡量不產(chǎn)生長草段 超長率應小于 7 2 茬口整齊 斜茬率應小于 5 3 切碎長度可根據(jù)飼養(yǎng)要求變化來調整 4 附有自動喂入和拋出裝置 5 切刀刃磨方便 結構簡單 故障少 1 2 2 鍘草機的設計要求 其主要性能指標應符合表 1 表 1 鍘草機的技術條件 Table 1 Dishtype Hay Cutter technical conditions 項目 指標 超長率 7 斜茬率 5 破節(jié)率 55 超長率的計算 Sc 10 Gyc 1 Sc 超長率 在小樣中實際長度超出規(guī)定長度 1 5 的長草總重 g Gc 小樣總量 g y 斜茬率的測定 10 GyxS 2 斜茬率 Sx 斜茬草總重量 g G 5 斜茬草是指被切斷平面與母線夾角小于 70 度 破節(jié)率的測定 10 jpGS 3 破節(jié)率 p 草節(jié)被壓遍或破成兩半以上的帶節(jié)草的總重 g 小樣中帶節(jié)草的總重 j 表 2 物料單位草長度電量 Table 2 Material unit grass length power 物料名稱 單位草長度電量 HKWg 谷草 30 玉米秸稈 30 野生草 25 單位草長度電量 Lgd 4 度電產(chǎn)量 dgHKWg L 平均切草長度 mm 平均切草長度的測定 在小樣中間除莖稈 葉 皮除外 測量每節(jié)長度 計算算術平均值 nL 5 平均切草長度 L n 小樣節(jié)數(shù) 6 2 總體方案與設計計算 2 1 總體方案 2 1 1 鍘草機的總體構成 2 2 各主要工作部件的配置關系及工作過程 2 2 1 喂入機構 喂入機構由壓草輥和上 下喂入輥等部件組成 以保證喂入量均勻連續(xù)喂 入機構由壓草輥和上 下喂入輥等部件組成 以保證喂入量均勻連續(xù) 上喂入 輥的壓緊機構采用彈簧壓緊 有調節(jié)螺帽可改變彈簧的拉緊力 以調節(jié)上喂入 輥對飼草的壓緊力 3 對上喂草輥的傳動采用結構緊湊的十字滑塊聯(lián)軸節(jié) 1 切碎裝置 切碎裝置包括刀盤主軸 它在兩個深溝球軸承中轉動 軸的 輸入端是大皮帶輪 輸出端是帶動齒輪箱傳動的直齒圓柱齒輪 軸中部固定有 動 刀架 動刀架上用沉頭方頸螺栓固定二把把動刀片 另有調節(jié)螺栓調節(jié)刀片間 隙 7 1 電機 2 出草裝置 3 傳動系統(tǒng) 4 喂入機構 5 輸送裝置 6 牽引機構 7 切碎 裝置 8 支架 圖 1 鍘草機鍘草機示意圖 Fig 1 Dishtype Hay Cutter schemes 而定刀片則固定在喂入口下緣 4 切碎裝置的外殼由下殼組 左上殼組和右上殼 組組成 其分別用螺栓固定在機架上 右上殼組可以快速折開 只須將手柄逆 8 時針方向轉動 并松開外殼的固定環(huán) 這種外殼便于檢查時拆裝 在外殼堵塞 時也便于清理 2 拋送裝置 出草裝置包括固定在動刀架上的拋送葉板 輸送管和偏向器 等 切碎段經(jīng)葉板的拋送 在獲得較高的速度后沿切碎器外殼切線方向進入輸 送管中 輸送管內有一股由拋送葉板高速旋轉后所產(chǎn)生的上升氣流 繼續(xù)將切 碎段向上輸送 經(jīng)偏向器落至指定處 5 輸送管是由單節(jié)管子按青貯塔高度而連 接起來的 每對管都用鎖扣鎖住 3 傳動系統(tǒng) 電動機提供動力 通過帶輪傳動機構 將運動和動力傳送到 動刀架主軸 然后通過一對直齒圓錐齒輪傳至齒輪箱輸入軸帶動下喂入輥 輸 入軸上裝有兩個直齒圓柱齒輪帶動另外一根輸入軸于此同時帶動上喂入輥 6 該機器設有行走輪 工作時短距離移動鍘草機很方便 但運輸速度限制在 5 公里 小時以下 若需長距離移動 應用運輸工具裝運 2 3 主要工作部件設計與計算 2 3 1 主要性能參數(shù)與技術指標 2 3 2 主要工作部件的參數(shù)選擇與計算 本次設計的盤刀式鍘草機 主要用于含水率較高的青飼玉米秸稈等物料的 切碎 1 電機的選擇 根據(jù)國內市場上現(xiàn)有機型 選用電機型號 Y160L 4 三相 異步電動機 7 其標準查知 額定功率 6Kw 同步轉速 500r min 滿載轉速 440r min 1 主要技術指標 見表 3 2 主要性能參數(shù) 見表 4 表 3 主要技術指標 Table3 Its main technical indices 項目 技術指標 切草長度 cm 1 5 4 配套動力 三相電動機或柴油機 根據(jù)生產(chǎn)率和設計要求計算后確定功率及型號 生產(chǎn)率 t h 9 9 表 4 主要性能參數(shù) Table4 Main performance parameters 性能 參數(shù) 配套動力 6kw 電機 生產(chǎn)率 9t h 切草長度 mm 15 20 22 32 40 刀盤轉速 r min 500 刀片數(shù) 2 V 形帶 6 根 2 喂草輥的選擇 喂草輥的作用是壓緊和喂送秸稈草料 其喂入性能與 輥的直徑和形狀直接有關 常用的喂草輥分為刀齒形 溝齒形 星齒輥和光齒 形四種 見圖 2 2 刀齒輥的特點是喂送能力強 但容易纏草 光輥則相反 溝 齒輥和星齒輥介于兩者之間 8 光輥只能用作下草輥 其他三種則兼作上 下喂 草輥 為了適應飼草層厚薄的變化和使飼草壓緊程度較為均勻 上喂入設有壓緊 機構 喂入機構的配置要求 1 下喂入輥的上平面應量與固定刀底刃的上平面在同一水平面上 2 為保證將飼料壓縮到一定的緊度 在飼料多時也不會堵塞 要求上喂入 輥能隨草層厚度變化 一方面做旋轉運動 一方面做上下運動 9 因此必須有特 殊的傳動機構及壓緊機構 上 下喂草輥的直徑 Dg 由下式確定 mm cos1 2 tDg 6 式中 喂料槽上草層的厚度 mm t 草層通過喂草輥時的壓縮系數(shù) 常用 0 6 0 8 草層與輥的摩擦角 3216 通過各方面的比較分析 本設計下草輥選用刀齒形 上草輥選用溝齒形 據(jù) 10 調查每根玉米秸稈的平均直徑為 3cm 輸送帶上以堆放三層為宜 則喂入鏈上草 層厚度為 82mm 取壓縮系數(shù) 0 7 摩擦角 于是 26 m120 cos1 7 08 cos tDg 中型切碎機常用喂入輥直徑為 100 140 mm 本次喂入輥取 Dg 120mm a 刀齒形 b 星齒形 c 溝齒形 d 光棍 圖 2 喂草輥的形狀 Fig 2 grass roller shape 3 喂入口的尺寸確定 1 喂入口的高度 和寬度 可由下式確定 ab 602mnlZkQacdc 7 式中 鍘草機的設計生產(chǎn)率 Kg h Q 喂入口的充滿系數(shù) 0 4 0 6 ckck 秸稈飼草的切斷長度 m l 切刀數(shù) 2 4 dZdZ 刀盤轉速 350 950 r min nn 壓緊后的秸稈飼草體積質量 120 160 c c 3 mkg 乘積 確定后 按 1 3 1 4 求出 值 ababa 11 由于加工或收獲青貯玉米的實際生產(chǎn)率為理論生產(chǎn)率的 70 本次設計為 9t h 所以 t h 86 127 09 實 際設 計 Q 取 3 500 r min 160 得 dZdnc 3 mkg 20915 43 16034 015 66 cdcnlZkab 取 0 048 又 1 3 1 4 則取 120mm 400mm bab 2 盤刀式切碎機喂入口的配置尺寸 切刀形式 凸刀 實際進草高度 h 0 3 0 6 a 0 3 0 6 120mm 36 72mm 取 h 50mm 實際進草寬度 c 0 3 0 6 b 0 3 0 6 400mm 120 160mm 取 c 150mm 4 喂入速度的確定 喂入口的充滿系數(shù)取 Kc 0 5 草層通過喂草輥時的 壓縮系數(shù) 0 7 喂入高度 a 120mm 喂入寬度 b 400mm 則喂入時的橫截面面 積 s 0 5 0 7 0 048 0 0168 2m 則喂入速度 srsQvc 93 06108 9 5 凸刃口切刀刀刃曲線的設計 盤刀式切碎機凸刃口的刀刃曲線常用偏 心圓弧形 其半徑 R 由下式確定 見圖 2 3 R mm Rmin2min 2ax2ax2R 1ssihcb1 8 式中 b c h 喂入口的寬度及配置尺寸 切刀的最大和最小滑切角 常用 max in 30 5minax 刃口磨削儲備量 常用 18 30mm R R 12 取 b 400mm c 150mm h 50mm 25mmmax 35 0in R R mR 462135sinsii01540212222 經(jīng)圓整取凸刃口的刀刃曲線圓弧半徑 R 450mm 則 437 5mm R 刀刃圓弧中心 O1與刀盤中心 O 的偏心距 e 由下式確定 mm4 358cos5 437cosRemin 圓整為 360mm 刃口兩斷點的位置由其與刀盤中心 O 點的距離決定 12hc bN 9 2cM 10 式中 刀長余量 8 15mm 6 12mm1 212 取 12mm 10mm 則 m3 564105 40ON2 可圓整為 565mm M 13 圖 3 凸刃口圓弧切刀 Fig 3 Cutter blade arc protruding 6 拋送葉板和拋送高度 在盤刀式切碎機的刀盤上裝有拋送葉板 當?shù)?盤高速旋轉時 葉板對比重較大的青飼料起拋送作用 而對較輕的干草以吹送 作用 為主 10 葉板與外殼的徑向間隙不大于 3 4mm 側向間隙不大于 6 12mm 飼料的拋送高度 H 可用下式計算 H m gpH2 11 式中 拋送葉板的圓周速度 m s 葉板半徑 R 620mmp n D 60 500 1 24 60 32 46m sp 由于飼料在拋送過程中互相碰撞 纏繞并與管壁沒擦而造成拋送高H 度降低的系數(shù) 常用 0 25 0 35 取 0 3H H 則拋送高度 H 0 3 2 9 8 16 13mgp2 246 3 14 2 4 傳動設計與計算 傳動裝置總體設計的任務是擬定傳動方案 選擇電動機 確定總傳動比并 合理分配傳動比以及計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) 為各級傳動零件設計 裝配圖設計作準備 2 4 1 擬定傳動方案 電動機提供動力 通過帶輪傳動機構 將運動和動力傳送到動刀架主軸 然后通過一對直齒圓錐齒輪傳至齒輪箱輸入軸帶動下喂入輥 輸入軸上裝有兩 個直齒圓柱齒輪帶動另外一根輸入軸 于此同時帶動上喂入輥 2 4 2 確定總傳動比和分配各級傳動比 1 傳動裝置總傳動比 設 為時間 為刀盤線轉速 為主軸轉速 為tv1n2n 下草輥轉速 為動刀數(shù)量 為傳動比 為草長 則 dZiL 1nZtd tLv 12 Dtvn 602 13 ddLZnLZni 12160 14 38 15max i402in 2 分配各級傳動比 取第一級 V 帶輪的傳動比為 取第二級錐齒輪 21i 的傳動比為 取第三級錐齒輪的傳動比為 刀盤到喂草輥的傳動5 2 i 3 比 符合 11 143 i maxin 15 2 4 3 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) 1 計算各軸轉速 min 50rn min 6 1738 2501ri in 69 21ri 2 計算各軸輸入功率 kwp25 1405101 取刀盤功率消耗占整機功率的 80 即 8刀 耗 kp 16 297 0125 43212 刀 耗 w3 9063 為 V 帶的傳動效率 0 94 0 97 取 0 95 1 1 為滾動軸承的傳動效率 0 98 0 995 取 0 99 2 2 為圓錐齒輪 1 的傳動效率 0 96 0 98 取 0 97 3 3 為圓錐齒輪 2 的傳動效率 0 94 0 97 取 0 95 4 4 3 計算各軸轉矩 mNnpT 42975105 9161 刀 耗 03 262 2 4 4 傳動部件參數(shù)的選擇與計算 1 帶輪的設計 根據(jù)已知電機功率 P 6w 轉速 傳動比min 501rn 8 2 i 1 確定計算功率 由 機械設計 表 8 7 以下同 查得工作情況系數(shù) 12 故1 Ak5 16 PkAca 2 選擇 V 帶的帶型 根據(jù) 由圖 8 11 選用 B 型caP1n 3 確定帶輪的基準直徑 并驗證帶速dv 初選小帶輪的基準直徑 由表 8 6 和 8 8 取小帶輪的基準直徑1 16 md125 驗算帶速 按式 8 13 驗算帶的速度v smsnd 42 9 10625061 因為 5m s 30m s 故帶速合適 v 計算大帶輪的基準直徑 根據(jù)式 8 15 計算大帶輪的基準直徑a2did3601258 12 根據(jù)表 8 8 圓整為 m35 4 確定 V 帶的中心距 和基準長度adL 根據(jù) 初選中心距 2 7 02121dd ma950 由式 8 22 計算帶所需的基準長度 ma daLdd 2689504 13 125 9022 由表 8 2 選取帶的基準長度為 mLd80 按式 8 23 計算實際中心距 a mad 1062895200 中心距的變化范圍為 974 1100mm 5 驗算小帶輪上的包角 1 001201 9673 5 8 d 6 計算帶的根數(shù) z 計算單根 V 帶的額定功率 rp 由 和 查表 8 4 得 13 md125 in 140n akwp19 20 根據(jù) 和 B 型帶 查表 8 4 得 13 i 40rn8 2b46 0 查表 8 5 得 表 8 2 得 于是96 k3 1 LkkKpLr 3 2 0 17 計算 V 帶的根數(shù) z26 34 51 rcap 取 6 根 7 計算單根 V 帶的初拉力的最小值 min0 F 由表 8 3 得 B 型帶的單位長度質量 所以kgq 18 NvzKPFac 2 48 918042 965 0 2 5 2 0 22min0 應使帶的實際初拉力 min0 F 8 計算壓軸力 p 壓軸力的最小值為 NFzp 3 295sin2 4862sin 2 1671m0min 2 齒輪的設計 取機器工作壽命為 10 年 每年工作 50 天 每天工作 8 小時 1 第一對圓柱齒輪的設計 選定齒輪類型 精度等級 材料及齒數(shù) 采用錐齒圓柱齒輪 7 級精度 采用小齒輪材料為 QT600 2 硬度為 260HBS 大齒輪材料為 QT500 5 硬度為 220HBS 二者材料硬度差為 40HBS 選小齒輪齒數(shù) 大齒輪齒數(shù) 齒數(shù)比 14 16 Z402 Z5 2 按齒面接觸強度設計 由 機械設計 上設計公式 10 9a 下同 進行試算 即 3211 2 HEdt ZKTd 15 確定公式內的各計算數(shù)值 試選載荷系數(shù) 3 1 tK 小齒輪傳遞的轉矩 mNT 42975 由表 10 7 選取齒寬系數(shù) 0d 18 由表 10 6 查得材料的彈性影響系數(shù) 2 19 73MPaZE 由圖 10 21 a 按齒面硬度查得大 小齒輪的接觸疲勞強度極限 PaHlHl 505902min1min 由式 10 13 計算應力循環(huán)次數(shù) 81 102 816 hjLN7820 45 由圖 10 19 取接觸疲勞系數(shù) 931HNK96 2HN 計算接觸疲勞許用應力 取失效概率為 1 安全系數(shù) S 1 由式 10 21 得 MPaSHN7 548903 1lim1 K 6 2li2 計算 計算小齒輪分度圓直徑 代入 中較小的值 td1 H mZKTdEdt 83 65 0917 5 234 09132 32 21 16 取 80mmtd1 計算圓周速度 v smndt 09 216058160 計算齒寬 b btd34 1 t 280 計算齒寬與齒高之比 h 19 模數(shù) mzdtt 51680 齒高 ht 2 25 84 13b 計算載荷系數(shù) 根據(jù) 7 級精度 由圖 10 8 查得動載荷系數(shù) 15 smv 09 2 07 1 vK 直齒輪 由表 10 2 查得使用系數(shù) 1 FHKA 由表 10 4 用插值法 查得 7 級精度等級 小齒輪相對支承懸臂布置時 186 由 查圖 10 13 得 故載荷系數(shù)32hb182 H 14 FK27 186 07 HvAK 按實際的載荷系數(shù)校正所算的分度圓直徑 由式 10 10a 得 mdtt 4 93 12831 計算模數(shù) m Z9625 417 齒根彎曲強度設計 由式 10 5 得彎曲強度的設計公式為 31 2FSdYZKTm 17 確定公式內的各計算數(shù)值 由圖 10 20 a 查得大 小齒輪的彎曲疲勞強度極限 MPaPaFEFE31034021 由圖 10 18 取彎曲疲勞壽命系數(shù) 9 NNK 計算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞安全系數(shù) 由式 10 12 得4 1 S 20 MPaSKFENF 6 2184 309121 7 121 計算載荷系數(shù) K2 14 0 FvAK 由表 10 5 查得齒形系數(shù) 03 1FY2 由表 10 5 查得應力校正系數(shù) 16 5 S67 SY 計算大小齒輪的 并加以比較 Fs 01346 345 1 FsY 29 7 22s 小齒輪的數(shù)值大 設計計算 mYZKTmFSd 04 2136 064 029751 2331 對比計算結果 由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù) 大于由齒根彎曲疲勞強 度計算的模數(shù) 由于齒輪模數(shù) 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 因此可取模數(shù) 按接觸強度算的分度圓直徑 算出小5 mmd4 791 齒輪的齒數(shù) 654 791 dZ 大齒輪齒數(shù) 0 2 幾何尺寸的計算 計算分度圓直徑 21 mZd805161 242 計算中心距 da1408021 計算齒寬 mbd324 1 取 B37 2 第二對錐齒輪的設計 1 選定齒輪類型 精度等級 材料及齒數(shù) 采用直齒圓柱齒輪 7 級精度 小齒輪材料為 40Cr 調質 硬度為 280HBS 大齒輪材料為 45 鋼 調質 硬度為 240HBS 二者材料硬度差為 40HBS 選小齒輪齒數(shù) 大齒輪齒數(shù) 齒數(shù)比 421 Z42 Z1 2 按齒面接觸強度設計 由 機械設計 上設計公式 10 9a 下同 進行試算 即 3 221 5 01 92 HERRt ZKTd 18 確定公式內的各計算數(shù)值 試選載荷系數(shù) 2 1 tK 小齒輪傳遞的轉矩 mNT 034 由表 10 7 選取齒寬系數(shù) R 由表 10 6 查得材料的彈性影響系數(shù) 2 18 9MPaZE 由圖 10 21a 按齒面硬度查得大 小齒輪的接觸疲勞強度極限 HlHl 60 6502min1min 由式 10 13 計算應力循環(huán)次數(shù) 71 108 4581 hjLN 22 772104 28 4 N 由圖 10 19 取接觸疲勞系數(shù) 96 01HK98 HN 計算接觸疲勞許用應力 取失效概率為 1 安全系數(shù) S 1 由式 10 21 得 MPaSHN624509 1lim1 K8 2li2 計算數(shù)值 計算小齒輪分度圓直徑 代入 中較小的值 td1 H 3 22 5 01 92 HERRt ZKT mm5 8 9 4 32 mdRtm 7 36 5 801 3 計算圓周速度 v snm 016027 31602 4 計算載荷系數(shù) 根據(jù) 7 級精度 由圖 10 8 查得動載荷系數(shù) sv 9 0 3 1 vK 由表 10 2 查得使用系數(shù) 21 FHK1 A 由表 10 4 用插值法 查得 7 級精度等級 小齒輪相對支承懸臂布置時 F 故載荷系數(shù) 36 12 031 HvAKK 5 按實際的載荷系數(shù)校正所算的分度圓直徑 由式 10 10a 得 mdtt 92 165 8331 圓整取 92mm 1d 23 6 按齒根彎曲強度設計 由式 10 5 得彎曲強度的設計公式為 3 212 5 0 4FSRR YZKTm 19 確定公式內的各計算數(shù)值 由圖 10 21a 查得大 小齒輪的彎曲疲勞強度極限 MPaPaFEFE380 5021 由圖 10 18 取彎曲疲勞壽命系數(shù) NNK 計算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞安全系數(shù) 由式 10 12 得4 1 S MPaSKFENF 86 234 10857 5221 計算載荷系數(shù) 1 FvA 計算當量齒數(shù) 894 021cos21 48 0coscs212 75 93 s 5 3 s 2211 ZZvv 由表 10 5 查得齒形系數(shù) 0 67 FFaY 應力校正系數(shù) 8 5 21 SsaY 計算大小齒輪的 并加以比較 F 016 8 2372 5 621 FsasFY 小齒輪計算數(shù)值較大 24 設計計算 5 3021 21 3 5 01 464 33212 FSRYZKTm 取 m 4 則 23491 mdZ62 7 幾何尺寸的計算 計算分度圓直徑 mZd92431 1862 計算錐距 3 467 5 cot 21 則 mdR9 022 8 計算壓軸力 pF 有效圓周力為 NvPe 9 630125 710 由于是水平傳動 故鏈輪壓軸力系數(shù) FpK 則壓軸力為 KFep 74 9 鏈輪幾何尺寸的計算 分度圓直徑 102 7m 8sin3 75 Z180sindoo P 齒頂圓直徑 3 5 9 325 7p25 1amx 25 32 105 97 31 06 7 12d pZ6 1damin 平均齒頂圓直徑 mddaa 825 16 3 12 2minx 取齒頂圓直徑 16 齒根圓直徑 df 65 830 19721 最大齒根距離 xL 當齒數(shù)是奇數(shù)時 當齒數(shù)是偶數(shù)時 20 190 cosxz x1Lfd mdLfX65 83 齒側凸緣直徑 10cot 4 76gphZ 21 查表 9 1 得內鏈 m18 30h mhZpd57 6 04 1cot0g 取 dg65 軸向齒廓尺寸計算 查 機械設計 表 8 2 22 計算齒寬 查 機械設計 表 9 4 由于 p 12 7 單排 則有 110 95fb 查 機械設計 表 9 1 得內鏈節(jié)內寬 則m8 11f 齒鍘倒角 pba3 0 26 m1 475 31 0p ba 倒角半徑 取xrp m32rx 鏈輪齒總寬 1 fntfbpb 22 其中 n 為鏈排數(shù) 為排距 tp 則有 mbpfft 181nb1f 3 典型零件的受力分析與強度校核 3 1 主軸的受力分析與強度校核 軸類零件是較常見的典型零件之一 也是傳動系統(tǒng)中最重要的零件 它們在 機器中常用來支承齒輪 帶輪等傳動零件 以傳遞扭矩和運動 因此本章選取 刀盤主軸進行受力分析與強度校核 17 1 初步計算軸徑 軸的材料為 40Cr 調質處理 查表 15 3 取 A0 105 18 由下式初步估算軸的最小直徑 m34 17502 1nPAd30min 2 軸的徑向尺寸如圖 4 所示 圖 4 主軸徑向尺寸 Fig 4 Spindle radial dimensions 3 軸的裝配關系如圖 5 所示 4 軸的彎扭合成強度計算 由裝配軸承軸頸處直徑 d 50mm 且軸向力忽 略 查 機械零件手冊 選取軸承型號為 6310 深溝球軸承 D 110mm B 27mm 1 求作用在軸上的力 27 齒輪上的作用力 N2 17035492dTF1t 9 6tan tanor 帶輪對軸的作用力 295 3FP 動刀架對軸的作用力 N82 0mgG m 9519nP19 5T661 3FPN2 648502R21 圖 5 主軸裝配關系 Fig 5 Spindle assembly relation 軸承對軸的作用力 0LF GLF43t2NV1 則 28 31 8N3502 87 10LF GF243tNV1 又 FGtNV21 268 4 1 870 8FFtNV2 0 L L2P3r2NH1 則 401 5N53 189 87 6 FF221P3rNH1 又 0FrPNH21 1 6723 9 640 FFPrNH12 2 計算軸上的彎距 扭距 并作圖 m 8N1035 8LM2V1 2470F3t2 9 69 1PH1 531863r2 m NH1 7 942M22V2 N6 03 T T1 29 圖 6 主軸受力立體圖 Fig 6 Spindle mechanical drawing 3 校核軸的強度 由軸的扭矩 彎矩圖可知 軸承處存在危險截面 因此在該處計算應力 22ca 4 23 因扭轉切應力不是對稱循環(huán)應力 故引入折合系數(shù) 取 0 3 抗彎截面系數(shù) 5333 12 05 1d 02W 截面上的彎曲應力 MPa7 10 596M1 截面上的扭轉切應力 9a2 8WT5 軸的彎扭強度條件為 30 圖 7 彎矩示意圖 Fig 7 Bending and twisting schemes 圖 8 扭矩示意圖 Fig 8 Torque figure 1 ca 24 彎矩圖和扭矩圖如上 查表 15 1 得 MPa70 1 則 31 78MPa 250 913457 2 1ca 符合彎扭強度條件 3 2 軸承的選型與校核 由主軸承軸頸處直徑 d 50mm 軸向力忽略不計 查查 機械零件手冊 選取軸承型號為 6310 深溝球軸承 1 主軸軸承的校核 由于只承受徑向力的作用 且左右軸承受力大小相同 所以在這里僅需校核其中任意一個軸承即可 現(xiàn)取左軸承進行校核 由軸的校 核已經(jīng)計算出軸承在徑向方向的力 故 NFNVHr 40258 315 402211 預期計算軸承壽命 按工作 10 年 年工作 200 天 4 小時工作制 則有 Lh 10 200 4 8000h 右軸承所需的基本額定動載荷 nPCh64510 查 機械設計課程設計 表 15 6 可知 6301 型深溝球軸承的額定動載荷 Cr 63 0 kN 此 C 故安全 同理左邊軸承 C 也安全 r rC 2 減速箱中軸的軸承校核 由減速箱中軸承軸頸處直徑 d 50mm 軸向力忽 略不計 查查 機械零件手冊 選取軸承型號為 6310 深溝球軸承減速箱中軸 承軸的校核 由于只承受徑向力的作用 且左右軸承受力大小相同 所以在這 里僅需校核其中任意一個軸承即可 現(xiàn)取左軸承進行校核 由軸的校核已經(jīng)計 算出軸承在徑向方向的力 故 NFNVHr 5 42013 86 3742211 預期計算軸承壽命 按工作 10 年 年工作 200 天 4 小時工作制 則有 Lh 10 200 4 8000h 右軸承所需的基本額定動載荷 nPCh6 594106 查 機械設計課程設計 表 15 6 可知 6301 型深溝球軸承的額定動載荷 Cr 63 0 kN 此 C 故安全 同理左邊軸承 C 也安全 r rC 4 技術經(jīng)濟效益分析 4 1 生產(chǎn)成本計算 生產(chǎn)成本主要由原材料費用 人工工資 管理費用三大部分組成 原材料 費用與工人工資基本相等 整臺機器大約重 895 千克 而組成機器的材料又有 32 好壞之分 有標準件和非標準件的區(qū)別 材料費用大約為 5500 元 工人工資與 管理費用大約為 3000 元 即成本大約為 8500 元 4 2 市場售價預測 從用戶的利益與企業(yè)盈利雙重角度考慮出發(fā) 選擇市場價錢為 11000 元每 臺 這對與很多飼養(yǎng)牲畜大戶或者中小型畜牧企業(yè)來說 既能滿足需求 又不 會增加 太大的經(jīng)濟負擔 可以說受到廣大用戶的青睞 同時也會給用戶和企業(yè)帶來較 大 的效益 4 3 社會與經(jīng)濟效益分析 不斷降低農(nóng)民勞動強度 提高生產(chǎn)率和企業(yè)的經(jīng)濟效益 增加農(nóng)民收入 已是農(nóng)機發(fā)展的必然趨勢 但我國農(nóng)業(yè) 畜牧業(yè)生產(chǎn)手段還很落后 與國際上 的現(xiàn)代化生產(chǎn)模式有很大差距 采用先進的機械化作業(yè)代替繁重的手工勞動是 一項長期的任務 19 近年來 隨著農(nóng)村經(jīng)濟結構的調整 牲畜養(yǎng)殖業(yè)得到快速 發(fā)展 在牲畜的生長過程中 用切碎的秸稈作飼料 可以增加牲畜的適口性 提高消化率及吸收率 減少飼養(yǎng)過程中的浪費 縮短飼養(yǎng)周期 及時處理大量 秸稈 避免秸稈因腐爛焚燒帶來的環(huán)境污染問題 而且為大面積以地養(yǎng)地 增 加土壤有機質含量 改善土壤結構 培肥地力 提高農(nóng)作物產(chǎn)量走出了新路子 減輕了環(huán)境污染 20 此外 秸稈還田在抗旱保墑 減少化肥用量和節(jié)約生產(chǎn)成 本 保護生態(tài)環(huán)境等方面均有明顯效果 而且對農(nóng)業(yè)的可持續(xù)發(fā)展有重大的作 用 因而農(nóng)戶對使用安全 價格適中的鍘草機要求比較迫切 為此我們研制了 盤刀式鍘草機 該機具已通過性能檢測并已批量產(chǎn)品推廣 受到用戶歡迎 取 得了較好的社會和經(jīng)濟效益 5 結束語 歷時十二周的畢業(yè)設計到今天為止終于全部完成 近三個月以來 在湯教 授的指導幫助下 經(jīng)過我和同組同學的共同努力和刻苦鉆研 我終于圓滿完成 了預定的設計任務 為此我感到十分高興 通過這次畢業(yè)設計 我感到收獲很大 首先 使我對機械設計的方法和步 驟有了一個比較清晰 具體的了解 為我以后從事的工作邁出了第一步 更重 要的是 它提高了我查閱資料 分析解決實際問題的能力 同時也培養(yǎng)了我不 驕不躁 嚴謹求實的工作作風 33 綜觀畢業(yè)論文工作的全過程 自認為是滿意的 但是 不可否認 本機也 存在一些不足之處 如整體尺寸大 顯得有些笨重 功能還不齊全 例如 本 次設計的鍘草機只能鍘切 而不能揉碎等 這似乎與農(nóng)機的傻 大 憨 粗的 特點一 致 農(nóng)機未來的發(fā)展必定是向小巧 多功能 聯(lián)合作業(yè)的方向發(fā)展 這正是本 機 機需要改進的地方 最后 在離別之際 為我的母校送上一份真誠的祝福 祝福我的母校明天 更美好 參考文獻 1 中國農(nóng)業(yè)機械化科學研究院 農(nóng)業(yè)機械設計手冊 J 北京 中國農(nóng)業(yè)科學技術出版 社 2007 21 25 2 濮良貴 紀名剛 機械設計 M 北京 高等教育出版社 2005 208 216 3 王 昆 何小柏 汪信遠 機械設計課程設計指導書 M 北京 高等教育出版社 2007 156 159 4 吳宗澤 機械設計使用手冊 J 北京 化學工業(yè)出版社 2000 66 69 5 龔桂義 機械設計課程設計圖冊 J 北京 高等教育出版社 2004 79 94 6 侯洪生 機械工程圖學 J 北京 科學出版社 2005 152 166 7 龐聲海 飼料加工機械 M 北京 北京農(nóng)業(yè)出版社 1983 145 152 8 孫 桓 陳作模 葛文杰 機械原理 J 北京 高等教育出版社 2006 201 206 9 周開勤 機械零件手冊 J 北京 高等教育出版社 2005 65 67 10 Johan n Borenstein Experimental Results from Internal Odometry ErrorCorrection with the OmniMate Mobile Robot J IEEE Translations onRobotics and Automation 1998 14 6 963 969 11 蔡春源 機械零件設計手冊 J 北京 冶金工業(yè)出版社 1996 33 34 12 何永熹 武充沛 幾何精度規(guī)范學 M 北京 高等教育出版社 2006 89 93 13 F Maria A Jimenez Multisensor fusion An Antonornous Mobile Robot J Journal ofIntelligent and Robotic Systems 1998 22 3 129 141 14 東北農(nóng)學院 畜牧業(yè)機械化 M 北京 北京農(nóng)業(yè)機械出版社 1987 211 216 34 15 王先奎 機械制造工藝學 M 北京 機械工業(yè)出版社 2008 279 282 16 沈再春 農(nóng)產(chǎn)品加工機械與設備 M 北京 中國農(nóng)業(yè)出版社 1993 112 114 17 李良藻 湯楚宙 農(nóng)產(chǎn)品加工機械 M 長沙 湖南教育出版社 1989 64 67 18 無錫輕工業(yè)學院 食品工廠機械與設備 M 北京 中國輕工業(yè)出版社 1993 30 35 19 第一機械工業(yè)部農(nóng)業(yè)機械研究所 農(nóng)業(yè)機械設計手冊 上 下冊 M 北京 機械工 業(yè)出版社 1972 32 34 20 龐聲海 饒應昌 飼料加工機械使用與維修 M 北京 中國農(nóng)業(yè)出版社 2000 80 83 致 謝 本論文是在湯楚宙老師的悉心指導和熱情關懷下完成的 經(jīng)過三個月的忙碌和工作 本次畢業(yè)設計已經(jīng)接近尾聲 作為一個本科生 的畢業(yè)設計 由于經(jīng)驗的匱乏 難免有許多考慮不周全的地方 如果沒有導師 的督促指導 以及一起工作的同學們的支持 想要完成這個設計是難以想象的 在這里首先要感謝我的導師湯楚宙教授 他們平日里工作繁多 但在我做 畢業(yè)設計的每個階段 從外出實習到查閱資料 設計草案的確定和修改 中期 檢查 后期詳細設計 裝配草圖等整個過程中都給予了我悉心的指導 我的設 計較為復雜煩瑣 但是湯教授仍然細心地糾正圖紙中的錯誤 除了敬佩他的專 業(yè)水平外 他的治學嚴謹和科學研究的精神也是我永遠學習的榜樣 并將積極 影響我今后的學習和工作 非常感謝學院給我們提供良好的研究條件和環(huán)境 然后還要感謝大學四年 來所有的老師 為我們打下機械專業(yè)知識的基礎 同時還要感謝所有的同學們 正是因為有了你們的支持和鼓勵 此次畢業(yè)設計才會順利完成 最后還要感謝培養(yǎng)我長大含辛茹苦的父母 養(yǎng)育之恩 無以回報 你們永 遠健康快樂是我最大的心愿 35 附錄 附錄 1 A0 裝配圖 1 附錄 2 A1 零件圖 2 附錄 3 A2 零件圖 1 附錄 4 A3 零件圖 4