【正文】 f0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秸稈時所受的力和力矩的步驟如下:(1) 根據已知切碎器的設計參數: 最大推擠角Vmax為68176。()。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()。 弧刃動刀片的運動軌跡圖 本章小結通過對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。 第6章 切碎機整體結構的設計 切碎器轉速的確定切碎機的生產率（）由下式估算： （）式中： a、b——喂入口的高與寬（m） l——理論切碎長度（m） z——動刀片數目，一般z＝2～6把 n——切碎器轉速（），一般n＝300～500 ——飼草密度（）對于秸稈，飼草k——充滿系數，可＝～由已知條件Q＝500和前面所設計的參數代入上式得：根據設計要求和考慮實際生產過程，這里取。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。（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 查得工作情況系數 Kα=，設計功率Pd=KAPd ,P= 則Pd=（4）選取帶型 根據 P ca ，n 由參考資料[25]圖 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 和表 ，外徑 （7）大帶輪基準直徑（8）按參考資料[25]式()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 根據參考資料[25]式()初定中心距：由， ?。?0） 基準長度： 根據參考資料[1]表 ，Z系列普通V帶基準長度。假設KAFt/b100N／mm。⑸計算大小圓柱直齒輪的并加以比較＝＝大圓柱直齒輪的數值比較大⑹設計計算m≥由于齒輪模數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，=，按接觸強度算得的分度圓直徑，算出小齒輪齒數，大齒輪齒數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 圓錐齒輪傳動a) 選精度等級、材料及齒數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。齒向載荷分配系數 = =。⑸計算大小圓錐齒輪的并加以比較＝＝大齒輪的數值比較大 2)設計計算 m＝＝ mm將m圓整為標準值 m=2 z1=d1/m=24d1=mz1=48mmd2=mz2=88 mmd)其它基本參數的計算（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）齒寬結構設計：齒形角，齒頂高系數，頂隙系數，全齒高， 鏈輪傳動1傳動鏈的參數確定1).選擇鏈輪齒數假定鏈速，；從動鏈輪齒數.2).計算功率由參考文獻[25]3).確定鏈條鏈節(jié)數初定中心距，則鏈節(jié)數為=53節(jié)4).確定鏈條的節(jié)距p由參考文獻[25]，鏈工作在功率曲線定點右側時，可能出現滾子、套筒疲勞破壞。根據表153，取=97，由參考文獻[25]式（）得：=97mm=12mm4)．輸入軸的結構設計(1)擬定軸上零件的裝配方案。 輸入軸的結構與裝配圖（7）求軸上載荷首先根據軸的結構圖作出軸的計算簡圖。從軸的結構圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面C為危險截面。 大齒輪軸的設計計算1).根據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，bh=4mm4mm，由,鍵槽長則取10mm。由參考文獻[25]，取=97，再由參考文獻[25]式（）得：=97mm=據[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。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。 |Da(max): 53。 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（）即： 進行。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（）即： 進行。 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，載荷作用次數次，端部結構：圓鉤型參數計算：1) 材料直徑及彈簧中徑，由機械設計手冊第三卷查表11219，選取，修正，2) 有效圈數，取183) 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）425 箱體設計計算機座壁厚取15，機蓋壁厚，機座凸緣厚度，機蓋凸緣厚度，地腳螺釘直徑，地腳螺釘數目，軸承旁聯接螺釘直徑，機蓋與機座聯接螺栓直徑，聯接螺栓的間距：150~200，~，定位銷直徑，至機外壁距離，至凸緣邊緣距離，軸承旁凸臺半徑，凸臺高度外機壁至軸承座端面距離，大齒輪頂圓與內機壁距離取14mm，齒輪端面與內機壁距離取12mm，機蓋、機壁肋厚度，軸承端蓋外徑軸承孔直徑+（），軸承端蓋凸緣厚度，軸承旁聯接螺栓距離 本章小結本章主要是對切碎機整體結構的設計，從選擇電動機、V帶的傳動、傳動零件間的設計計算、軸的計算及軸承的校核、最后確定整體的結構。這就是一個成長的過程，培養(yǎng)一種人生的態(tài)度。通過本課題的設計，使自己學會綜合運用所學的機械設計、機械制圖等基礎知識解決實際問題。更熟悉運用和查閱各種設計資料。(3):8791[3] 黃忠乾. 農作物秸稈資源的綜合利用[J]，資源開發(fā)與市場.。1998(4):5253[8] [J]，西北農業(yè)大學學報。1991[12] 吳子岳等. 玉米秸稈切斷速度和切斷功耗的試驗[J].(2) :3841 [13] 王增輝等. 玉米收獲機切碎部件的試驗研究[J]，(3):6972[14] 王春光等. 牧草在高密度壓捆時的應力松弛研究[J]，農業(yè)工程學1997.(3):4852[15] 吳子岳等. 秸稈切斷速度和切斷功耗的試驗研究[J] ，農業(yè)機械報。1981 (2) :4351[19] 趙仁熔. 田間試驗和統(tǒng)計方法[J]，沈陽農學院學報。在此，還要感謝機械設計制造及自動化專業(yè)的各位老師，在大學四年里給我專業(yè)知識上的教導以及進行畢業(yè)論文工作中所給予的幫助，他們的不倦教誨和點撥定將成為我今日點滴知識