【正文】 =176?！?176。 χ= 176。當滑切角在 35176。而在實際的動態(tài)切割過程中 ,由于物料受力狀態(tài)的改變以及切割過程中動刀慣性力的存在 ,使得理論計算扭矩值與實際測量值之間具有較大的差異。范圍內(nèi)時 ,切割的平均扭矩較低 ,切割能耗較小。 15. 0S 型青飼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。 動刀片的受力分析 直刃口動刀片的受力分析 直刃口動刀片設計尺寸如圖 , 為了便于分析 ,其受力情況簡化為如圖 所示情況 (假設不考慮物料喂入力的影響 )。(見圖 )。 ? S ′為圓弧刃落在喂入口中的圓弧長度 。 (2) 通過對兩種刀片的推擠角、滑切角變化曲線的對比分析可看出 , 在切割過程中當 ? 50176。??? 情況相反。 當 ? 48176。 本科生畢業(yè)設計 27 第 6章 切碎機整體結(jié)構(gòu)的設計 電機選擇 切碎器轉(zhuǎn)速的確定 切碎機的生產(chǎn)率（ hkg ）由下式估算： kablznQ ?60? （ ） 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（ minr ），一般 n＝ 300～ 500 minr ? ——飼草密度（3mkg）對于秸稈3150~120 mkg??，飼草3500~350 mkg?? k——充滿系數(shù)，可＝ ～ 由已知條件 Q＝ 500 hkg 和前面所設計的參數(shù)代入上式得： m i n572~)( 50060 rkabl zQn ????????? ? 根據(jù)設計要求和考慮實際生產(chǎn)過程，這里取 min550rn ? 。 （ 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(shù) Kα= ， 設 計 功 率Pd=KA? Pd ,P= 則 Pd= （ 4）選取帶型 本科生畢業(yè)設計 29 根據(jù) P ca ， n 由參考資料 [25]圖 確定選用 Z 系列普通 V帶 （ 5） 5501 0 0021 ???? nni （ 6）確定帶輪基準直徑 d 并驗算帶速 v 由 [25]表 和表 小帶輪基準直徑 mmdd 501 ? ，外徑 mmda 541 ? （ 7）大帶輪基準直徑 90)()1(12 ??????? ?dd idd （ 8）按參考資料 [25]式 ()驗算帶的速度 帶速 smvsmndv p /25/m a x11 ????? ? 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 () 初定中心距：由 )(2)( 21021 dddd ddadd ???? ， 28098 0 ??a 取 mma 2440 ? （ 10） 基準長度： 4 )()(22 02122100 ??????? a ddddaL ddddd ? 根據(jù)參考資料 [1]表 ， Z 系列普通 V帶基準長度 mmLd 710? 。 ⑸ 計算大小圓柱直齒輪的 ? ?FSF YY? ??. 并加以比較 ? ? SF YY? ?? ＝ ? ? SF YY? ?? ＝ 大圓柱直齒輪的數(shù)值比較大 ⑹ 設計計算 m≥ 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) 并就近圓整為標準值 m=，按接觸強度算得的分度圓直徑 mmd ? ，算 出小齒輪齒數(shù) 2711 ?? mdz ，大齒輪齒數(shù)8312 ?? uZz 2) 幾何尺寸計算 分度圓直徑 mmmzd mmmzd 1665422 11 ?? ?? 計算中心距 ? ? mmdda 1102/21 ??? 計算齒輪寬度 mmdb d 541 ??? 取 mmBB 5512 ?? 3) 驗算 本科生畢業(yè)設計 34 NdTF T 311 ????? mmNmmNb FK Ta ???? ，合適 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。 beHK? 是軸承系數(shù)，由 參考文獻 [25]表 查得 beHK? ＝ 。 8).作用在軸上的壓軸力 eFPP FKF ? 有效圓周力 NvpF e ?? 按水平布置取壓軸力系數(shù) ?FPK ,故 NFp 11297? 2 鏈輪基本參數(shù)的確定 1).分度圓直徑 4015180sin ??? pd 2).齒頂圓直徑 ad mmdpddmmdpddaa)15 (1m i n1m a x??????????????? 3).齒根圓直徑 mmddd f 351 ??? 4).分度圓弦齒高 ah mmdphmmdpzhaa)()(1m in1m a x??????? 5).齒側(cè)凸緣直徑 gd mmhzpdg ot 2 ????? 6).齒寬 mmbb f 11 ?? 7).鏈輪齒總寬 mmbpnb ftfn )1( 1 ???? 本科生畢業(yè)設計 40 8).齒側(cè)半徑 mmprx 8?? 9).齒側(cè)倒角 mmpb a ?? 10).齒側(cè)凸緣圓角半徑 mmpra ?? 11).輪轂厚度 mmddKh K ???????? 12).輪轂長 度 3 0 ,6 9 m in ??? lmmhl 13).直徑 gKh dhdd ???? ， ?????? 140,162)180( 21m in zdr e 軸的設計計算和軸系零件的選定 輸入軸的設計與計算 1)．求輸入軸上的功率 入p 、轉(zhuǎn)速 入n 、 和轉(zhuǎn)矩 入T mmnpTkwpp. 45 ?????＝＝入入入齒輪入入 ? 2).大帶輪作用在軸上的力 NFr 1679? ,小齒輪作用在軸上的力 NFFNdTF trt 480tan,132 02 1 1 ?????? 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)軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖。 3).大錐齒輪的軸向 定位選用 普通平鍵， bh=4mm4mm，由 mml 1313 ?? ，取平鍵mml 6? 輸出軸的設計 1)．求輸出軸上的功率 4p 、轉(zhuǎn)速 4n 、和轉(zhuǎn)矩 4T mmnpTkwp.5644644????? ＝＝＝＝ 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。故 3d =；下端的軸承采用推力球軸承 51109, 其尺寸為 BDd ?? =456514,安裝尺寸為 da(min): 57 。 由于軸承主要承受軸向載荷作用則 rpFfP? ，由 參考文獻 [25]表 ， Pf =； 假設軸和齒輪以及軸上的各個零件的質(zhì)量為： m=50kg rpFfP? = Pf ?mgfN p.＝壓 ?? N=490N 則： ?hL ?)(60106
。 (4) 喂入輥的周向定位 圓錐齒輪的周向定位采用平鍵連接。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 ?，F(xiàn)將計算出的截面 A 處的 HM 、 VM 及 M 的值列于下表（參看圖 ） 本科生畢業(yè)設計 42 表 軸的彎矩和扭矩計算表 載荷 水平面 H 垂直面 V 支反力 R NFNH ? ， NFNH ? NFNV ? ， NFNV ? 彎矩M mmNM H ?? 8 4 9 4 mmNM mmNM VV ?? ?? 86 , 5621 總彎矩 mmNMmmNM ???? 152137, 21 扭矩T mmNT ?? 362901 圖 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。 (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，與軸的直徑本科生畢業(yè)設計 41 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 6d =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 6l =54mm；最小軸徑為安裝定位大帶輪的軸承處的軸徑 mmlmmd 11,12 1111 ?? ?? (3)安裝大帶輪處軸徑 mmd 1421 ?? ，因為大帶輪輪轂寬 mmB 38? 則 mml 3821 ?? ，為了更好的定位大帶輪左端起一軸肩取 mmlmmd 35,16 3131 ?? ?? ，mmlmmd 17,20 4141 ??? ， mmlmmd 19,24 6161 ?? ?? ，安裝軸承處 mmlmmd 12,16 7171 ?? ?? ，mmlmmd 27,15 8181 ?? ?? ，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) 94276/ ?TGB 選用 6302 型深溝球軸承， 42,13 ?? DB (4） 大帶輪的周向定位 大帶輪的周向定位采用平鍵連接。 ⑶ 計算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞安全系數(shù) S＝ , 由 參考文獻 [25]式 得 ? ? MP aSK FEFNF . 111 ???? ?? ? ? MP aSK FEFNF . 222 ???? ?? ⑷ 查取齒形系數(shù)和應力校正系數(shù) 由 參考文獻 [25]表 查得 ?FaY ， ?FaY ， ?SaY ， ?SaY 。)( ????????? HERR t ZiTK σ?? () 1)確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 (1)試選 Kt＝ (2)計算輸入軸傳遞的轉(zhuǎn)矩 mmNT ??? 52 (3)根據(jù)經(jīng)驗法，選取尺寬系數(shù) R? ＝ (4) 由 參考文獻 [25]表 查得材料的彈性影響系數(shù) EZ ＝ (5) 由 參考文獻 [25]圖 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 計算應力循環(huán)次數(shù) N1＝ 60n1jLh＝ 60720（ 383658）＝ 910 N2＝ N1/4＝ 910 (8) 由 參考文獻 [25]圖 查得接觸疲勞壽命系數(shù) KHN1＝ ； KHN2＝ (9)計算接觸疲勞許用應力 本科生畢業(yè)設計 35 取失效概率為 1％，安全系數(shù) S＝ 1，由 參考文獻 [25]式（ ）得 ? ?H? 1 ＝ 1300MPa＝ 1170MPa ? ?H? 2 ＝ 1200MPa＝ 1140MPa 所以許用接觸 應力 ? ? MPaH 1140?? 2)計算 (1)試算小圓錐齒輪分度圓直徑 d1t，由 參考文獻 [25]式 得 d1t? ? ?3 22 2) 精度等級選用 7 級精度； 3) 試選小 圓柱 齒輪齒數(shù) 1z ＝ 22，大 圓柱 齒輪齒數(shù) 2z ＝ 68 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 ,由 參考文獻 [25]公式 得 ? ?3211 ????????????HEdtt ZuuTKd ?? （ ） 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） = 試選 Kt＝ 本科生畢業(yè)設計 31 （ 2） 由 參考文獻 [25]表 選取尺寬系數(shù) d? ＝ 1 （ 3） 由 參考文獻 [25]表 查得材料的彈性影響系數(shù) EZ ＝ 2/1