【正文】 軸承的校核 1) 對輸出軸下端的推力球軸承進(jìn)行壽命校核 該軸承的預(yù)期計算壽命 hL? =70080h 軸承的壽命校核可由 參考文獻(xiàn) [25]式（ ）即： ?hL ?)(60106 PCfn t 進(jìn)行。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。 大齒輪軸的設(shè)計計算 1).根 據(jù) mmNTmmrnkwp ????? 5222 ,/,2 選取 970?A 初步確定軸的最小直徑 mmnpAA 203 220m in ?? 2). 最小軸徑為安裝軸承處， mmd 2021 ?? ，選用 6304 型深溝球軸承mmlmmDmmB 1212,42,12 ???? ，第二段裝套筒 mmdmml 20,16 2222 ?? ?? ，安裝小錐齒 輪 處 軸 徑 mmBlmmd 14,22 13232 ??? ?? ， mmlmmd 76,27 4242 ?? ?? ，mmlmmd 10,40 5252 ?? ?? ， 安 裝 大 齒 輪 處 軸 徑 mmlmmd 54,31 6262 ?? ?? ，mmlmmdmmlmmd 15,20,22,26 82827272 ???? ???? 3).小圓錐齒輪的軸向定位選用普通平鍵， bh=4mm4mm，由 mml 1422 ?? ,鍵槽長則取 10mm。 圖 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。)100124()100(。 (4) 由 參考文獻(xiàn) [25]表 查得使用系數(shù) AK ＝ 。由 參考文獻(xiàn) [25]表 查得 KHa=KFa=1。 根據(jù)前面計算得出的切碎器轉(zhuǎn)速和功率消耗，選擇 Z3 型電機(jī)中的 23－ 32 型電動機(jī)：電壓 220V，額定功率 ，額定 轉(zhuǎn)速 1000 minr 。 輪刀式青飼切碎機(jī)是一種使用較為普遍的機(jī)型 [21]。當(dāng) ? 48176。 ? 50176。 在 0176。 表 刃口動刀片數(shù)據(jù)表 序號 ? /? ? /(? ) ? /(? ) S? /mm q/N 1??cm f Nz/N P/N F/N T1 /N T2 /N?m 1 0 68 60 0 0 0 0 0 0 2 10 58 55 3 20 48 50 4 30 38 42 5 40 28 33 6 45 23 29 7 50 18 25 8 51 17 22 9 56 11 20 10 60 8 17 11 63 5 14 0 0 0 0 0 0 本科生畢業(yè)設(shè)計 24 圓弧刃口動刀片的受力分析 圓弧刃口動刀片設(shè)計尺寸如圖 , 它的安裝尺寸與直刃口動刀片的安裝尺寸相同。, 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 , 見圖 。 2. 飼料層 3. 動刀片 4. 拋送葉片 5. 刀架 圖 圖 圖 在圖 中 ,可將動刀片 A 點的速度 v 分解為垂直于刃口的速度 vn 和沿著刃口方本科生畢業(yè)設(shè)計 21 向的速度 v t。這 4 種不同形狀的動刀刃曲線類型對切碎器的切割能量消耗有較大的影響?！?45176。 2)刀刃曲線的形狀影響切碎器的切割能耗 ,但是這種影響受結(jié)構(gòu)設(shè)計參數(shù)的制約。 D D D6 和 D10 組試驗結(jié)果之間不存在顯著差異 。 θ= 176。 χ=176。 θ= 176。~176。 θ= 176。 τ= 176。試驗切割的物料為青貯玉米秸 ,切割層寬度 170mm,切割層厚度 23mm,喂入量 3400kg/h,切割間隙 ,切碎器轉(zhuǎn)速600r/min。 r—切割點處回轉(zhuǎn)半徑 H—切割中心線高度 對于等滑切角曲線刀刃 ， 在切割過程中的滑切角 τ 保持恒定不變 ； 而擠推角和切割轉(zhuǎn)角與其結(jié)構(gòu)參數(shù)的關(guān)系為 ： x =τ+arcsin( H/r) () θ= k電動機(jī)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。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。? () 式中 : k—動刀片數(shù) 。通過將動刀架與甩拋輪設(shè)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。 由圖 可得 : tg? =22 ere? () 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。 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。 切碎方式選擇 秸稈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。 表 秸稈切碎機(jī)性能試驗結(jié)果 測試項目 測試結(jié)果 刀軸轉(zhuǎn)速 (r/min) 550 喂入輥轉(zhuǎn)速 (r/min ) 85 切碎生產(chǎn)率 (kg/h) 500 能耗 (kJ/kg) 110 切碎效率 (%) 粒度分布 :(%) 0~ % ~ % ~ %， % 本科生畢業(yè)設(shè)計 7 對切碎物料的粒度分布測定結(jié)果表明，經(jīng)一次切碎，粒度為 分中主要為細(xì)枝梗，這表明該喂入機(jī)構(gòu)在夾持粗枝梗的同時對細(xì)枝梗還會產(chǎn)生漏切現(xiàn)象。 喂入齒輥張開間距最大值 :59mm，張開間距自動調(diào)節(jié) 。國內(nèi)主要是對切碎能耗和切斷效率的研究，如張晉國 (2021)等人分析了秸稈的含水率和有無定刀對切斷效率的影響 。另外一些科研院所采取生物技術(shù)的手段發(fā)酵生產(chǎn)乙醇、糠醛、苯酚、單細(xì)胞蛋白、燃料油氣、工業(yè)酶制劑等。僅山東就有 170 余處 (韓魯佳等， 2021)。未經(jīng)任何處理的秸稈，不僅消化率低，粗蛋白和礦物質(zhì)含量低，而且適口性差。④ 工業(yè)原料，約占 %的剩余秸稈就地焚燒或閑置。壓制成型的秸稈塊也可以進(jìn)一步炭化處理，得到木炭和活性炭，可廣泛用于冶金、化工、環(huán)保、生活燃料。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(jì)、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)的秸稈利用途徑發(fā)生了歷史性的轉(zhuǎn)變。在經(jīng)濟(jì)發(fā)達(dá)的地區(qū)，秸稈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 的農(nóng)民迫切需要優(yōu)質(zhì)、清潔、方便的能源。另外，利用壓縮成型技術(shù)可以將秸稈模壓成不同形狀和用途的產(chǎn)品，如一次性快餐盒、盤 、碟、包裝盒、工業(yè)托盤、育苗容器、人造紙板、瓦楞紙等。各種用途所 占比例如圖 所示 (高祥照等， 2021)。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(shù)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(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。秸稈制取沼氣技術(shù)，近年來經(jīng)攻關(guān)研究在技術(shù)上有了較大突破，解決了秸稈易結(jié)殼、出料困難和發(fā)酵不充分的難題。由于秸稈還田數(shù)量有限，作飼料其營養(yǎng)價值不高，因此要真正解決秸稈的合理利用問題，關(guān)鍵在于研究秸稈的能源化和工業(yè)化利用技術(shù)。吳子岳 (2021)和藺公振 (1999)等研究了受切根數(shù)和割刀參數(shù)對切割功耗的影響。 喂入齒輥節(jié)徑 :83mm。需進(jìn)一步加以分析改進(jìn)。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?？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。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。 主要技術(shù)參數(shù)確定 切碎長度是切碎機(jī)主要性能指標(biāo)之一，機(jī)器工作時，秸稈被喂入輥卷入切碎機(jī)構(gòu)的速度 v 60Dn?? (m/s)，切砰器每秒鐘切碎次數(shù)為 601kn ，則理論切碎長度為 : L=601knv= kiD? 考慮到喂入輥的打滑因素，實際切碎長度為 : L= kid )1( ?? ? () 本科生畢業(yè)設(shè)計 12 式中 ： k—動刀片數(shù) i—切碎器主軸 n1 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 ~ 切碎器主軸與喂入輥之傳動比 i=，喂入輥直徑 d=83mm，動刀片數(shù) K 為 2，打滑系數(shù) ? 取 ，則理論切碎長度 L=20mm。 a、 b—為喂入口高度和寬度， m。主要結(jié)構(gòu)簡圖見圖 ?？倐鲃颖葹?i=。ln( r/c) () 式中 ： H—切割中心線高度 r —切割點處的回轉(zhuǎn)半徑 k —常數(shù) 從上面 3種形式曲線 刀刃的切割參數(shù)與其結(jié)構(gòu)參數(shù)之間的幾何關(guān)系可以看出 :滑切角 τ、擠推角 x 和切割轉(zhuǎn)角 θ 三者之間是密切相關(guān)的。試驗過程中 ,記錄切碎器主軸的扭矩和轉(zhuǎn)速 ,并對記錄的扭矩曲線進(jìn)行離散化處理。~176。 θ= 176。 χ=176。 θ= 176?！?176。 10D e = τ= 176。D D8 和 D9 組試驗結(jié)果之間也不存在顯著差異 ,但是顯著地高于 D2 和 D3 組試驗結(jié)果。對于不同類型的刀刃曲線 ,只要結(jié)構(gòu)參數(shù)的設(shè)計能夠保證滑切角和切割轉(zhuǎn)角在適宜的范圍內(nèi)變化 ,則可保證切碎器具有較低的切割能耗。范圍內(nèi) ,切割轉(zhuǎn)角在 45176。因此 ,在理論分析和試驗的基礎(chǔ)上 ,研究不同類型曲線刀刃形狀對 切碎器能耗的影響 ,對于改進(jìn)切碎器的工作性能和減小工作過程中的能量消耗具有重要意義。 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 。 本科生畢業(yè)設(shè)計 23 圖 裝參數(shù)圖 (2) 過回轉(zhuǎn)中心 O 作垂直于 M N 線的直線 OG,垂足為 G。為了便于受力分析 (假設(shè)不考慮物料喂入力的影響 )將其簡化為一段圓弧 (見圖 )?！? 20176。時 , 39。時 , 直刃刀正壓力 N z 小于圓弧刃刀正壓力 39。動刀片是青飼切碎機(jī)的核心工作部件 , 在切割飼料的過程中受力情況復(fù)雜 , 極易磨損和耐磨性差一直是青飼切碎機(jī)存在的主要問題。 計算總傳動比及分配各級傳動比 總傳動比 21 iii ?? : 855501 ＝＝喂nni ? 展開式二級錐齒輪傳動，高速軸 ? ? 21 ~ ii ? ，則： ~~ ?? ii 取 ?i ，則 ??? iii。 由 參考文獻(xiàn) [25]表 查得 7 級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時 bK ddH 322 )( ??????? ??? 代入數(shù)據(jù)后得 )( 322 ?????????? ??HK K=KAKVKFβKFα=11= （ 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(xiàn) [25]式（ ）得 d1= 31 / tt KKd = ?? （ 1） 計算模數(shù) m m=d1/z1=c) . 按齒根彎曲強度設(shè)計 由 參考文獻(xiàn) [25]公式（ ）得彎曲強度的設(shè)計公式為 ? ? ?????????FaSaFdYYZKTm ?? 21 12 () 1） .確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 ⑴ 由 參考 文獻(xiàn) [25] 圖 查得 小 圓柱 直齒 輪的 彎 曲疲 勞強 度極 限MPaFE 5001 ?? 、 MPaFE 3802 ?? ⑵ 由 參考文獻(xiàn) [25]圖 查得彎曲疲勞壽命系數(shù) ?FNK , ?FNK 。 齒間載荷分配系數(shù) ?HK = ?FK =1。)1921()19( ?????? PLz LKzK 選取單排鏈，由 參考文獻(xiàn)[25] 表 查得多拍鏈系數(shù) ?PK , 故得所需傳遞的功率為 KWKKK pp PLZ ca ?? 根據(jù)小鏈輪轉(zhuǎn)速 min/851 rn ? 及功率 KWp ? ，由 參考文獻(xiàn) [25]圖 選鏈號為 05B 單排鏈，由 參考文獻(xiàn) [25]表 查得鏈節(jié)距 mmp 8? 5).確定鏈長 L 及中心距 a mmPLL P ???? mmzzzzLzzLpaPP])2(8)2()2[(4 2122221?????????? 中心距減小量 mm mmaa ~ 642)~()~(? ???? 實際中心距 mmaaa )(~)( ??????? 取 mma 140?? 6).驗算鏈速 本科生畢業(yè)設(shè)計 39 smpznv / 11 ???? 與原假設(shè)相符。在確定軸承的支點位置時，由 參考文獻(xiàn)[25]表 查得對于 6010 型深溝球軸承。大圓柱齒輪選用 ， bh=10mm8mm，由 mml 5422 ?? ，取 mml 50? 4).確定軸上圓角和倒角尺寸 由 參考文獻(xiàn) [25]表 ，取軸端倒角為 ?