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農(nóng)業(yè)大學
專業(yè)文獻綜述
題 目:
家用小型牧草切碎機的設計
姓 名:
馮曉歡
學 院:
機械交通學院
專 業(yè):
機械設計制造及其自動化
班 級:
機制106班
學 號:
103731630
指導教師:
肉孜·阿木提 職稱: 教授
2014 年 2月 27 日
農(nóng)業(yè)大學教務處制
家用小型牧草切碎機的設計
作者：馮曉歡 指導教師：肉孜·阿木提
摘要:本文介紹了小型牧草切碎機的設計。闡述了牧草切碎機的工作原理就其關鍵機構(gòu)的設計介紹，同時還對國內(nèi)外發(fā)展狀況做了說明。該機器主要是由切碎器、變速箱和喂入機構(gòu)、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(gòu)作用下將其壓實并卷入機構(gòu)，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:牧草；切碎機；喂入機構(gòu)；帶傳動
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
前言
我國經(jīng)過20多年的改革開放，國民經(jīng)濟已進入一個平穩(wěn)、持續(xù)、快速發(fā)展的時期。隨著綜合國力逐步增強和經(jīng)濟建設的步伐不斷加快，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)化建設中一項重要內(nèi)容，其在農(nóng)業(yè)經(jīng)濟中的比重越來越大。加之隨著西部大開發(fā)戰(zhàn)略的實施，草原建設、草原改良、退耕還草、生態(tài)恢復建設蓬勃興起，由此形成的牧草產(chǎn)業(yè)，將成為集生態(tài)、經(jīng)濟和社會效益于一體的新型綜合性產(chǎn)業(yè)。但我國牧草機械化水平與國外發(fā)達國家相比有相當大的差距。我國牧草機械產(chǎn)品品種不全，成套性差。所謂草資源，除了草原之外，還包括青飼料農(nóng)業(yè)秸稈，林木枝條，廣闊的灌叢類及一切草類生物質(zhì)資源等，我國的草資源豐富，廣闊且利用潛力巨大，西部開發(fā)，種樹種草和發(fā)展草資源已成為全國的行動 草資源是發(fā)展畜牧業(yè)的物質(zhì)基礎，是重要的工業(yè)原料和能源，已成為我國生態(tài)系統(tǒng)極為重要的組成部分，同時，它也是草原地區(qū)，宜草地區(qū)全面建設小康社會的物質(zhì)基礎，是發(fā)展我國少數(shù)民族文化的載體 更是我國持續(xù)發(fā)展，邊疆繁榮祥和的基礎，西部開發(fā)以來，發(fā)展。建設，開發(fā)草資源以及促草立業(yè)的步伐加快，草資源的經(jīng)濟，生態(tài)文化效益必將使人耳目一新，草資源的科學經(jīng)營也必將促成我國最新和前途廣闊的草產(chǎn)業(yè)的立業(yè)。長期以來，由于人們對草資源的功能認識不足，為了追求經(jīng)濟效益，對其過度索取，從而使草原嚴重荒漠化，連年災情不斷，經(jīng)濟發(fā)展受挫，我國生態(tài)屏障遭到嚴重破壞，已經(jīng)釀成了嚴重后果我國約 4 億 hm2草原，草原地區(qū)災害嚴重，牲畜大量死亡，經(jīng)濟發(fā)展受到嚴重影響。教訓十分沉痛如內(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 40%以上，且每年正以 1.93 萬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 50 年代的1/2 目前一座座沙丘正以 20m/年的速度向外擴展，每年吞掉 13.3 多萬 hm2草原；北方草原皆是如此，草原退化是造成我國國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)展的主要原因我國農(nóng)業(yè)生產(chǎn)中 作物秸稈內(nèi)滯留約 30%的營養(yǎng)成分，每年近 6 億 t 的作物秸稈由于未能很好地開發(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)民的負擔。
1 牧草切碎機的發(fā)展及其現(xiàn)狀
1.1牧草切碎機的研究背景
國外牧草切碎機械，自十九世紀初葉出現(xiàn)人力切碎和摟草機以來，已有一百多年的歷史了，經(jīng)歷了從使用人力到拖拉機配套、從單項作業(yè)機具到聯(lián)合作業(yè)機具的發(fā)展過程。20世紀70年代以來，部分服役機具趨于飽和，產(chǎn)量和保有量保持穩(wěn)定或趨于下降，各公司致力于開發(fā)新產(chǎn)品，改進原有產(chǎn)品的質(zhì)量，美國、德國、法國、意大利、日本等發(fā)達國家在該領域處于領先地位。20世紀90年代，這些國家的割、摟、捆裝、運等牧草機械陸續(xù)進入我國牧草種植基地，國外先進的牧草收獲及切碎機械技術比較完善，機具品種多，性能可靠，但價格昂貴。
目前，歐美各國幾乎所有的農(nóng)機公司都生產(chǎn)牧草機械，產(chǎn)品品種齊全，系列完整，能滿足各種收獲；主要結(jié)構(gòu)及技術性能指標至今沒有多大變化；只是在操作舒適和計算機應用方面有所改進。下圖顯示的是我國的牧草機械制造商之的常見兩種牧草切碎機。
圖1 牧草切碎機
1.2牧草切碎機的發(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,與之相應的牧草種植不斷擴大.各省現(xiàn)有自然牧草地33.70萬公頃，另外還有可墾荒地56.23萬公頃，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)濟實用的小型牧草切碎機。中國是農(nóng)業(yè)大國，也是牧草資源最為豐富的國家之一。歷史上，中國有利用牧草的優(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、燃料和飼料。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、社會的發(fā)展，農(nóng)村能源、飼料結(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)濟發(fā)達的地區(qū)，牧草低效不清潔的直接燃燒利用方式已不適應農(nóng)民生活水平提高的需要，富裕起來的農(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)牧草資源大量過剩問題日趨突出，農(nóng)民就地焚燒牧草，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。
我國畜牧機械工業(yè)是農(nóng)業(yè)工業(yè)中起步較晚，發(fā)展慢的行業(yè)之一。牧草切碎機械是我國生產(chǎn)及使用最早的畜牧機械之一。盡管近年來牧草切碎機械發(fā)展迅速，但機械化水平還是很低。尤其是在小型的牧場，主要還是手工收獲為主，刀具磨損非常厲害，農(nóng)民勞動強度非常大。根據(jù)農(nóng)村種植業(yè)結(jié)構(gòu)的調(diào)整和當前經(jīng)濟體制的情況，在機型的研制上主要以中小型為主，在研究內(nèi)容上主要解決勞動強度大的問題。當前應首先研制一些機型小、質(zhì)量好、價格低的牧草切碎機械，以適應專業(yè)戶的需求。牧草用作飼料，在中國主要是以牧草養(yǎng)畜、過腹還田的方式進行的。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(diào)質(zhì)機、青貯收獲機、揉搓機、壓餅機、熱噴設備等。我國草業(yè)機械工程新一輪的發(fā)展已經(jīng)展開了與 20 世紀 60 年代的牧草機械發(fā)展相比在環(huán)境條件，經(jīng)濟經(jīng)礎，技術條件，國際條件 社會基礎等，方針政策，指導思想，發(fā)展路線和模式等方面都有明顯的不同。加入 WTO 后，在全面建設小康社會發(fā)展新型工業(yè)化，西部大開發(fā)注重生態(tài)建設和經(jīng)濟持續(xù)發(fā)展的過程中，應加快發(fā)展我國的草產(chǎn)業(yè)和草業(yè)機械工程。急需制定我國草產(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)工程手段的機械工程，必然要發(fā)展，和我國以往不同的是現(xiàn)在草業(yè)機械直接為發(fā)展草產(chǎn)業(yè)服務，為商品生產(chǎn)服務 是現(xiàn)代化生產(chǎn)的發(fā)展，起點高，環(huán)境好，經(jīng)濟基礎好，經(jīng)濟效益好，技術基礎也提高了，這已形成我國草業(yè)機械工程新一輪發(fā)展條件 但要為我國草業(yè)發(fā)展提供密切結(jié)合實際的，現(xiàn)代化的機械產(chǎn)品的任務絕不是輕而易舉的，其任重而道遠。
2 牧草切碎機的結(jié)構(gòu)分析
2.1牧草切碎機
牧草切碎機的總體結(jié)構(gòu)見圖2.1。
1.變速箱和喂入機構(gòu)2.喂入槽3.切碎器4.帶傳動5.電動機
圖2.1 牧草切碎機總體結(jié)構(gòu)示意圖
該機主要由切碎器、變速箱和喂入機構(gòu)、喂入槽、甩拋裝置、帶傳動、電動機組成。牧草由喂入槽2喂入，在喂入機構(gòu)1作用下將其壓實并卷入機構(gòu)，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。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(jié)構(gòu)設計所需參數(shù)。
切碎器是牧草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(zhì)量、功率消耗以及機器運轉(zhuǎn)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(chǎn)生滑切，以減少切割阻力。(2)切割要穩(wěn)定，牧草相對于動定刀片沒有滑移。(3)切割阻力矩變化均勻。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)簡單，主要缺點是刀盤運轉(zhuǎn)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(zhuǎn)的錘片來擊碎牧草，刀片結(jié)構(gòu)簡單，通用性好，但能耗高。
2.2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(nèi)，滑切程度越大，切割越省力。
當?shù)镀a(chǎn)生滑切時，切割點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。
2.3傳動系統(tǒng)
切碎機傳動系統(tǒng)簡圖見圖2.3。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?？倐鲃颖葹閕=6.47。
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2.3 傳動系統(tǒng)簡圖
2.3動力片工作原理
小型牧草切碎機主要由喂入機構(gòu)、切碎器、拋送機構(gòu)和傳送機構(gòu)等部分組成。切碎器是青飼切碎機的重要工作部件,動刀片拋送葉片安裝在3個互呈120°的刀架上(如圖2.4)。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(zhuǎn)(如圖2.5,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2.4切碎器結(jié)構(gòu)簡圖
圖2.5切碎機工作分析圖
在圖2.5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。
3 前景展望
我國地域遼闊、資源豐富。具有得天獨厚的發(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，不論是社會效益還是經(jīng)濟效益都是十分可觀的。隨著經(jīng)濟的不斷發(fā)展，時代不斷的進步，人民生活水平不斷的提高,人們的休閑時間越來越充裕, 對牧業(yè)的綠色健康等要求日益增加,牧業(yè)深加工必備的機械設備，它對牧業(yè)的深加工的影響是非常巨大的。可以相信，我國牧業(yè)加工業(yè)會蓬勃發(fā)展起來。
參考文獻
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農(nóng)業(yè)大學
畢業(yè)設計說明書
題 目:
家用小型牧草切碎機的設計
姓 名:
馮曉歡
學 院:
機械交通學院
專 業(yè):
機械設計制造及其自動化
班 級:
機制106班
學 號:
103731630
指導教師:
肉孜·阿木提 職稱: 教授
2014 年 2月 27 日
農(nóng)業(yè)大學教務處制
家用小型牧草切碎機的設計
作者：馮曉歡 指導教師：肉孜·阿木提
摘要:本文介紹了小型牧草切碎機的設計。闡述了牧草切碎機的工作原理就其關鍵機構(gòu)的設計介紹，同時還對國內(nèi)外發(fā)展狀況做了說明。該機器主要是由切碎器、變速箱和喂入機構(gòu)、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(gòu)作用下將其壓實并卷入機構(gòu)，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:牧草；切碎機；喂入機構(gòu)；帶傳動
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牧草切碎機的發(fā)展及其現(xiàn)狀 5
1.2.1牧草切碎機的研究背景 5
1.2.2牧草切碎機的發(fā)展現(xiàn)狀 6
第2章 牧草切碎機方案設計 8
2.1 總體結(jié)構(gòu)設計 8
2.2 該機的性能試驗 9
第3章 牧草切碎機結(jié)構(gòu)設計 9
3.1 切碎器設計 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 主要技術參數(shù)確定 11
3.2 喂入機構(gòu)設計 12
第4章 動刀片受力分析 13
4.1 工作原理 13
4.2 動刀片的受力分析 14
4.2.1 直刃口動刀片的受力分析 14
5.1電機選擇 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 電機選擇 16
5.2 V帶傳動的設計計算 16
5.3 傳動零件設計計算 18
5.3.1 圓柱直齒輪傳動 18
5.3.2 圓錐齒輪傳動 22
5.3.3 鏈輪傳動 25
5.4 軸的設計計算和軸系零件的選定 28
5.4.1 輸入軸的設計與計算 28
5.4.2 大齒輪軸的設計計算 31
5.4.3 大圓錐齒輪軸的設計 31
5.4.4 輸出軸的設計 32
5.4.5 軸承的校核 33
5.5 浮動裝置內(nèi)彈簧的選用及計算 34
5.6 機架設計校核 36
參考文獻 40
第1章 緒論
1.1本課題的研究意義
我國經(jīng)過20多年的改革開放，國民經(jīng)濟已進入一個平穩(wěn)、持續(xù)、快速發(fā)展的時期。隨著綜合國力逐步增強和經(jīng)濟建設的步伐不斷加快，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)化建設中一項重要內(nèi)容，其在農(nóng)業(yè)經(jīng)濟中的比重越來越大。加之隨著西部大開發(fā)戰(zhàn)略的實施，草原建設、草原改良、退耕還草、生態(tài)恢復建設蓬勃興起，由此形成的牧草產(chǎn)業(yè)，將成為集生態(tài)、經(jīng)濟和社會效益于一體的新型綜合性產(chǎn)業(yè)。但我國牧草機械化水平與國外發(fā)達國家相比有相當大的差距。我國牧草機械產(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，廣闊的灌叢類及一切草類生物質(zhì)資源等，我國的草資源豐富，廣闊且利用潛力巨大，西部開發(fā)，種樹種草和發(fā)展草資源已成為全國的行動 草資源是發(fā)展畜牧業(yè)的物質(zhì)基礎，是重要的工業(yè)原料和能源，已成為我國生態(tài)系統(tǒng)極為重要的組成部分，同時，它也是草原地區(qū)，宜草地區(qū)全面建設小康社會的物質(zhì)基礎，是發(fā)展我國少數(shù)民族文化的載體 更是我國持續(xù)發(fā)展，邊疆繁榮祥和的基礎，西部開發(fā)以來，發(fā)展。建設，開發(fā)草資源以及促草立業(yè)的步伐加快，草資源的經(jīng)濟，生態(tài)文化效益必將使人耳目一新，草資源的科學經(jīng)營也必將促成我國最新和前途廣闊的草產(chǎn)業(yè)的立業(yè)。長期以來，由于人們對草資源的功能認識不足，為了追求經(jīng)濟效益，對其過度索取，從而使草原嚴重荒漠化，連年災情不斷，經(jīng)濟發(fā)展受挫，我國生態(tài)屏障遭到嚴重破壞，已經(jīng)釀成了嚴重后果我國約 4 億 hm2草原，草原地區(qū)災害嚴重，牲畜大量死亡，經(jīng)濟發(fā)展受到嚴重影響。教訓十分沉痛如內(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 40%以上，且每年正以 1.93 萬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 50 年代的1/2 目前一座座沙丘正以 20m/年的速度向外擴展，每年吞掉 13.3 多萬 hm2草原；北方草原皆是如此，草原退化是造成我國國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)展的主要原因我國農(nóng)業(yè)生產(chǎn)中 作物秸稈內(nèi)滯留約 30%的營養(yǎng)成分，每年近 6 億 t 的作物秸稈由于未能很好地開發(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)民的負擔。
1.2牧草切碎機的發(fā)展及其現(xiàn)狀
1.2.1牧草切碎機的研究背景
國外牧草切碎機械，自十九世紀初葉出現(xiàn)人力切碎和摟草機以來，已有一百多年的歷史了，經(jīng)歷了從使用人力到拖拉機配套、從單項作業(yè)機具到聯(lián)合作業(yè)機具的發(fā)展過程。20世紀70年代以來，部分服役機具趨于飽和，產(chǎn)量和保有量保持穩(wěn)定或趨于下降，各公司致力于開發(fā)新產(chǎn)品，改進原有產(chǎn)品的質(zhì)量，美國、德國、法國、意大利、日本等發(fā)達國家在該領域處于領先地位。20世紀90年代，這些國家的割、摟、捆裝、運等牧草機械陸續(xù)進入我國牧草種植基地，國外先進的牧草收獲及切碎機械技術比較完善，機具品種多，性能可靠，但價格昂貴。
目前，歐美各國幾乎所有的農(nóng)機公司都生產(chǎn)牧草機械，產(chǎn)品品種齊全，系列完整，能滿足各種收獲；主要結(jié)構(gòu)及技術性能指標至今沒有多大變化；只是在操作舒適和計算機應用方面有所改進。下圖顯示的是我國的牧草機械制造商之的常見兩種牧草切碎機。
圖1 牧草切碎機
1.2.2牧草切碎機的發(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,與之相應的牧草種植不斷擴大.各省現(xiàn)有自然牧草地33.70萬公頃，另外還有可墾荒地56.23萬公頃，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)濟實用的小型牧草切碎機。中國是農(nóng)業(yè)大國，也是牧草資源最為豐富的國家之一。歷史上，中國有利用牧草的優(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、社會的發(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)濟發(fā)達的地區(qū)，牧草低效不清潔的直接燃燒利用方式已不適應農(nóng)民生活水平提高的需要，富裕起來的農(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)牧草資源大量過剩問題日趨突出，農(nóng)民就地焚燒牧草，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。
我國畜牧機械工業(yè)是農(nóng)業(yè)工業(yè)中起步較晚，發(fā)展慢的行業(yè)之一。牧草切碎機械是我國生產(chǎn)及使用最早的畜牧機械之一。盡管近年來牧草切碎機械發(fā)展迅速，但機械化水平還是很低。尤其是在小型的牧場，主要還是手工收獲為主，刀具磨損非常厲害，農(nóng)民勞動強度非常大。根據(jù)農(nóng)村種植業(yè)結(jié)構(gòu)的調(diào)整和當前經(jīng)濟體制的情況，在機型的研制上主要以中小型為主，在研究內(nèi)容上主要解決勞動強度大的問題。當前應首先研制一些機型小、質(zhì)量好、價格低的牧草切碎機械，以適應專業(yè)戶的需求。牧草用作牧草，在中國主要是以牧草養(yǎng)畜、過腹還田的方式進行的。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(diào)質(zhì)機、青貯收獲機、揉搓機、壓餅機、熱噴設備等。我國草業(yè)機械工程新一輪的發(fā)展已經(jīng)展開了與 20 世紀 60 年代的牧草機械發(fā)展相比在環(huán)境條件，經(jīng)濟經(jīng)礎，技術條件，國際條件 社會基礎等，方針政策，指導思想，發(fā)展路線和模式等方面都有明顯的不同。加入 WTO 后，在全面建設小康社會發(fā)展新型工業(yè)化，西部大開發(fā)注重生態(tài)建設和經(jīng)濟持續(xù)發(fā)展的過程中，應加快發(fā)展我國的草產(chǎn)業(yè)和草業(yè)機械工程。急需制定我國草產(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)工程手段的機械工程，必然要發(fā)展，和我國以往不同的是現(xiàn)在草業(yè)機械直接為發(fā)展草產(chǎn)業(yè)服務，為商品生產(chǎn)服務 是現(xiàn)代化生產(chǎn)的發(fā)展，起點高，環(huán)境好，經(jīng)濟基礎好，經(jīng)濟效益好，技術基礎也提高了，這已形成我國草業(yè)機械工程新一輪發(fā)展條件 但要為我國草業(yè)發(fā)展提供密切結(jié)合實際的，現(xiàn)代化的機械產(chǎn)品的任務絕不是輕而易舉的，其任重而道遠。
我國地域遼闊、資源豐富。具有得天獨厚的發(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，不論是社會效益還是經(jīng)濟效益都是十分可觀的。隨著經(jīng)濟的不斷發(fā)展，時代不斷的進步，人民生活水平不斷的提高,人們的休閑時間越來越充裕, 對牧業(yè)的綠色健康等要求日益增加,牧業(yè)深加工必備的機械設備，它對牧業(yè)的深加工的影響是非常巨大的?？梢韵嘈?，我國牧業(yè)加工業(yè)會蓬勃發(fā)展起來。
第2章 牧草切碎機方案設計
2.1 總體結(jié)構(gòu)設計
牧草切碎機的總體結(jié)構(gòu)見圖2.1:
圖2.1 牧草切碎機總體結(jié)構(gòu)示意圖
該機主要由切碎器、變速箱和喂入機構(gòu)、喂入槽、甩拋裝置、帶傳動、電動機組成。牧草由喂入槽喂入，在喂入機構(gòu)作用下將其壓實并卷入機構(gòu)，被動定刀片組成的切碎器切碎，最后由拋送裝置拋出機外。
2.2 該機的性能試驗
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(diào)節(jié);喂入齒輥節(jié)徑:83mm;總速比:6.47;動刀數(shù):2;動刀轉(zhuǎn)速:550r/min;喂入齒輥轉(zhuǎn)速:85r/min:物料切碎長度:10mm;配備動力:2.2kw
第3章 牧草切碎機結(jié)構(gòu)設計
3.1 切碎器設計
切碎器是牧草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(zhì)量、功率消耗以及機器運轉(zhuǎn)均勻程度有直接影響。影響切碎性能的主要因素有:切割時要產(chǎn)生滑切，以減少切割阻力。切割要穩(wěn)定，牧草相對于動定刀片沒有滑移。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)簡單，主要缺點是刀盤運轉(zhuǎn)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(zhuǎn)的錘片來擊碎牧草，刀片結(jié)構(gòu)簡單，通用性好，但能耗高。
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。砍切時刀片切割點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(nèi)，滑切程度越大，切割越省力。
當?shù)镀a(chǎn)生滑切時，切割點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(zhuǎn)中心O應具有偏心距e。
由圖3.4可得: tg=
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。
2.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，牧草受刀片作用，會先沿刃線一側(cè)滑移，逐漸集中在最后階段切割，結(jié)果造成刀片負荷不均，刃線末端磨損嚴重，碎段變長，切碎質(zhì)量變壞。因此，為保證切割穩(wěn)定，不產(chǎn)生滑動切割，滿足如下切割條件:
（3.2)
1.O--動刀回轉(zhuǎn)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(jié)構(gòu)圖
根據(jù)文獻資料(陶南，1991)，取=， ，則x。
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(zhuǎn)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(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，本設計采用提高切碎器轉(zhuǎn)速和增大其本身轉(zhuǎn)動慣量(即刀架質(zhì)量)的方法，來補償由于阻力矩變化所引起的運轉(zhuǎn)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(zhuǎn)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，牧草被喂入輥卷入切碎機構(gòu)的速度v(m/s)，切砰器每秒鐘切碎次數(shù)為，則理論切碎長度為:
L==
考慮到喂入輥的打滑因素，實際切碎長度為:
L= (3.3)
式中：k—動刀片數(shù)
i—切碎器主軸n與喂入輥轉(zhuǎn)速n之傳動比
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(chǎn)率
切碎機生產(chǎn)率的大小取決于喂入口面積，切碎器刀片數(shù)和轉(zhuǎn)速，莖稈種類和切碎長度等，理論生產(chǎn)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(zhuǎn)速，r/min;
—喂入輥壓縮后的莖稈容重，kg/m。
切碎器的動刀片數(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。切碎長度為0.02m，理論生產(chǎn)率約為Q=500kg/h。
3.2 喂入機構(gòu)設計
喂入機構(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，將其夾住、壓緊、無滑動，以保證切碎質(zhì)量，即切碎顆粒長度均勻、切口平整。主要結(jié)構(gòu)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(zhuǎn)動方向，從而獲得上下喂入輥轉(zhuǎn)速一致，但方向不同的運動。
第4章 動刀片受力分析
4.1 工作原理
小型牧草切碎機主要由喂入機構(gòu)、切碎器、拋送機構(gòu)和傳送機構(gòu)等部分組成。切碎器是小型牧草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4.1)。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(zhuǎn)(如圖4.2),動刀片M N 由牧草喂入口的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)小型牧草切碎機的連續(xù)切割工作。
1.定刀片2. 牧草層3. 動刀片4. 拋送葉片5. 刀架
圖4.1切碎器結(jié)構(gòu)簡圖
圖4.2切碎機工作分析圖
在圖4.2 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]。
4.2 動刀片的受力分析
4.2.1 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4.4 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=
P = fN z
F =
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)
正壓力矩 (N z 力對O 點的力矩) 為
T 1= N z
滑切力矩（P 力對O 點的力矩) 為
= P
求解直刃口動刀片在切割玉米牧草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(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 切碎機結(jié)構(gòu)設計
5.1電機選擇
5.1.1 切碎器轉(zhuǎn)速的確定
切碎機的生產(chǎn)率（）由下式估算：
（5.1）
式中： a、b——喂入口的高與寬（m）
l——理論切碎長度（m）
z——動刀片數(shù)目，一般z＝2～6把
n——切碎器轉(zhuǎn)速（），一般n＝300～500
——飼草密度（）對于牧草，飼草
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：
根據(jù)設計要求和考慮實際生產(chǎn)過程，這里取。
5.1.2 切碎器功率消耗
查閱相關參考書，已知小型牧草切碎機每米工作幅寬的平均功率為11kW，由此可得該牧草切碎機消耗的功率為:，則切碎器扭矩
5.1.3 電機選擇
此次設計的切碎機為農(nóng)戶用，電壓為220V，所以在Z系列電機中選擇。此系列小型直流電機有發(fā)動機和電動機兩種，具有轉(zhuǎn)動慣量小，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。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(zhuǎn)。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(zhuǎn)速和功率消耗，選擇Z型電機中的23－32型電動機：電壓220V，額定功率2.2kW，額定轉(zhuǎn)速1000。
計算總傳動比及分配各級傳動比
總傳動比:
展開式二級錐齒輪傳動，高速軸，則：
取，則。
5.2 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(zhì)量??；結(jié)構(gòu)工藝性好，無過大的鑄造內(nèi) 應力，質(zhì)量分布均勻，轉(zhuǎn)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=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
（7）大帶輪基準直徑
（8）按參考資料[25]式(8.13)驗算帶的速度
帶速
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，
取
（10） 基準長度：
根據(jù)參考資料[1]表 8.2 ，Z系列普通V帶基準長度。
（11）實際中心距：
（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
?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
（16）由參考文獻[25]式8.28，得
作用在軸上的力 ,
5.3 傳動零件設計計算
5.3.1 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；
b) 按齒面接觸強度設計
1) 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值
（1）計算輸入軸傳遞的轉(zhuǎn)矩
T1=9550000*（P1/n1）=36290N.mm
試選Kt＝1.3
（2）由參考文獻[25]表10.7選取尺寬系數(shù) ＝1
（3）由參考文獻[25]表10.6查得材料的彈性影響系數(shù)＝189.8Mpa
（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＝60njLh＝60×550×（2×8×300×15）＝2.376×
N＝N/3.2＝0.77910
（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
＝0.98×550MPa＝522.5MPa
所以許用接觸應力
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)
d1t ==46.87mm
（2）計算圓周速度v
（3）計算齒寬b
（8） 計算齒寬與齒根之比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;
由參考文獻[25]表10.2查得使用系數(shù)＝1;
假設KAFt/b<100N／mm。由參考文獻[25]表10.3查得KHa=KFa=1;
由參考文獻[25]表10.4查得7級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時
代入數(shù)據(jù)后得
K=KAKVKFβKFα=1×1.12×1×1.453=1.953
（1）按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由參考文獻[25]式（10.10a）得
d1==
（1） 計算模數(shù)m
m=d1/z1=53.68/22=2.29mm
c) . 按齒根彎曲強度設計
由參考文獻[25]公式（10.5）得彎曲強度的設計公式為
1）.確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值
⑴由參考文獻[25]圖10.20c查得小圓柱直齒輪的彎曲疲勞強度極限、
⑵由參考文獻[25]圖10.18查得彎曲疲勞壽命系數(shù),;
⑶計算彎曲疲勞許用應力
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)和應力校正系數(shù)
由參考文獻[25]表10.5查得YFa1=2.72，，YSa1=1.57，;
⑸計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設計計算
m≥1.649
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，僅與齒輪直徑有關，可取由彎曲強度算得的模數(shù)1.758并就近圓整為標準值m=2.0mm，按接觸強度算得的分度圓直徑，算出小齒輪齒數(shù)，大齒輪齒數(shù)
2) 幾何尺寸計算
分度圓直徑
計算中心距
計算齒輪寬度
取
3) 驗算
，合適
5.3.2 圓錐齒輪傳動
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。精度等級選用8級精度；
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)進行計算即
d1t≥
1)確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值
(1)試選Kt＝1.3
(2)計算輸入軸傳遞的轉(zhuǎn)矩
(3)根據(jù)經(jīng)驗法，選取尺寬系數(shù) ＝0.3
(4) 由參考文獻[25]表10.6查得材料的彈性影響系數(shù)＝189.8Mpa
(5) 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＝1300MPa；大圓錐齒輪的接觸疲勞強度極限σHlim2＝1200MPa；
(7) 由參考文獻[25]式10.13計算應力循環(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[25]圖10.19查得接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1＝0.90；KHN2＝0.95
(9)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
＝0.90×1300MPa＝1170MPa
＝0.95×1200MPa＝1140MPa
所以許用接觸應力
2)計算
(1)試算小圓錐齒輪分度圓直徑d1t，由參考文獻[25]式10.26得
d1t
d1t ==46.7 mm
(2)計算圓周速度
v===1.20m/s
(3)計算載荷系數(shù)
根據(jù)v＝1.20m/s、7級精度，由參考文獻[25]圖10.8中低一級的精度線及v查得動載系數(shù)=1.12;
(4) 由參考文獻[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[25]表10.9查得＝1.25;
故載荷系數(shù) . . . =
(6)按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由參考文獻[25]式（10.10a）得
d1==mm=55.12mm
(7)計算模數(shù)m
m=d1/z1=55.12/24=2.18mm
c) . 按齒根彎曲強度設計
由參考文獻[25]式10.24得彎曲疲勞強度的設計公式為
1)確定公式內(nèi)的各個計算數(shù)值
⑴由參考文獻[25]圖10.20c查得小圓錐齒輪的彎曲疲勞強度極限、
⑵由參考文獻[25]圖10.18查得彎曲疲勞壽命系數(shù),;
⑶計算彎曲疲勞許用應力
取彎曲疲勞安全系數(shù)S＝1.4, 由參考文獻[25]式10.12得
⑷查取齒形系數(shù)和應力校正系數(shù)
由參考文獻[25]表10.5查得，，，;
⑸計算大小圓錐齒輪的并加以比較
＝
＝
大齒輪的數(shù)值比較大
2)設計計算
m＝＝1.78 mm
將m圓整為標準值 m=2
z1=d1/m=24
d1=mz1=48mm
d2=mz2=88 mm
d)其它基本參數(shù)的計算
（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)設計：齒形角，齒頂高系數(shù)，頂隙系數(shù)，，，，，全齒高，
5.3.3 鏈輪傳動
1傳動鏈的參數(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)；從動鏈輪齒數(shù).
2).計算功率
由參考文獻[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[25]圖9.13按小鏈輪轉(zhuǎn)速估計，鏈工作在功率曲線定點右側(cè)時，可能出現(xiàn)滾子、套筒疲勞破壞。由參考文獻[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[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[25]圖9.14選鏈號為05B單排鏈，由參考文獻[25]表9.1查得鏈節(jié)距
5).確定鏈長L及中心距a
中心距減小量
實際中心距
取
6).驗算鏈速
與原假設相符。
7).驗算小鏈輪轂孔
由參考文獻[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).輪轂長度
13).直徑 ，
5.4 軸的設計計算和軸系零件的選定
5.4.1 輸入軸的設計與計算
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[25]式（15.2）得：=97×mm=12mm
4)．輸入軸的結(jié)構(gòu)設計
(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）因為安裝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，因為大帶輪輪轂寬則，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[25]表6.1查得平鍵截面b×h=4mm×4mm，由=38mm,鍵槽長則取30mm。
(5)確定軸上圓角和倒角尺寸
由參考文獻[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)圖作出軸的計算簡圖。在確定軸承的支點位置時，由參考文獻[25]表13.1查得對于6010型深溝球軸承。因此，作為簡支梁的軸的支承跨距170.5mm。根據(jù)軸的計算簡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為危險截面?，F(xiàn)將計算出的截面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） 按彎扭合成應力校核軸的強度
進行校核時，通常只校核軸上最大彎矩和扭矩的截面（即危險截面A）的強度。根據(jù)由參考文獻[25]式（15.5）及上表中的數(shù)值，并取，軸的計算應力
此前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由由參考文獻[25]表15.1查得。因此，故安全。
5.4.2 大齒輪軸的設計計算
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[25]表15.2，取軸端倒角為，取軸肩處的圓角半徑為R2。
5.4.3 大圓錐齒輪軸的設計
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，安裝鏈輪處車一段螺紋，，
，，安裝軸承處軸徑
第六段安裝長套筒，第七段處安裝軸承，選用16002型號。
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 輸出軸的設計
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[25]表15.3，取=97，再由參考文獻[25]式（15.3）得：
=97×mm=10.9mm
據(jù)[25]562頁（應當指出，當軸截面上開有鍵槽時，應增大軸徑以考慮鍵槽對軸的強度的削弱。對于直徑d≤100mm的軸，有兩個鍵槽時，應增大10%~15%）此輸出軸上開有一個鍵槽;
(3) 初步選擇滾動軸承。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、標準精度的深溝球軸承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[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段的長度選為63mm。
(5) 確定軸上圓角和倒角尺寸
由參考文獻[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) 對輸出軸下端的推力球軸承進行壽命校核
該軸承的預期計算壽命=70080h
軸承的壽命校核可由參考文獻[25]式（13.5a）即：
進行。
根據(jù)[25]312頁，（對于球軸承，=3；對于滾子軸承=10/3）則=3。
由參考文獻[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[25]表13.6，=1.0；
假設軸和齒輪以及軸上的各個零件的質(zhì)量為：m=50kg
=1.0N=490N
則：=h
=538721701h>
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=70080h
軸承的壽命校核可由參考文獻[25]式（13.5a）即：
進行。
=3，取=1.00。
由于軸承主要承受徑向載荷作用則，由參考文獻[25]表13.6，取=1.0；按照最不利的情況考慮，軸承的當量動載荷為：
==1.0×N=3039.5N
則：=h=305555.8h>
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。
5.5 浮動裝置內(nèi)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B類，抗拉強度極限，許用切應力
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，載荷作用次數(shù)次，端部結(jié)構(gòu)：圓鉤型
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，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) 自由長度
10) 最小工作載荷下的長度
11) 最大工作載荷下的長度
12) 工作極限載荷下的長度
13) 螺旋角（節(jié)距）
14) 展開長度
15) 實際極限變形量
16) 最大工作載荷（N）即451.53>425
5.6 機架設計校核
圖5.6：機架
機架受力情況約束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；
—固定端到點的距離；
—楊氏彈性模量；
—慣量；
—有效長度。
可得
最大撓度，，
則使機架最大撓度的力
解得
外殼在各段內(nèi)的剪切力，拉壓應力和彎矩個不相同，分段分析：
在CA段，
在AE段，
在AB段內(nèi)的擠壓應力：
剪切應力
彎曲應力，
所以
綜上可得，機架在振動工作狀態(tài)下的應力符合安全要求。
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