【文章內容簡介】 荷特性，是否有沖擊，過載的情況，調速的范圍，起動、制動的頻繁程度以及電網供電的狀況等。 7 由于直流電動機需要的是直流電源，直流電源的要求高，相比較而言，田間工作的切割機，使用交流電會比較方便，而且直流電動機結構復雜，價格也會較高。因此我們采用交流電動機，因為切割工作一般在室外田地間，所以采用三相異步電動機。綜合考慮，我們選用 Y系列電動機，其具有高轉矩、高功率、高效率因數(shù)的優(yōu)點，且過載能力強，適用于我們這種要求起動力矩大的切割機。 （ 2）選擇電動機的功率 標準電動機的容量用額定功率 表示。要求電動機的額定功率應該等于或者稍大于工作要求的功率。如果容量小于電動機的工作要求，則可能無法保證工作機的正常運行，或者有可能會導致電動機長期處于過載、發(fā)熱大而過早損壞；但是容量如果過大的話，那么成本就會相應的增加，并且會因為功率和功率因數(shù)的變低而造成過度的浪費。菌草切割機要求額定功率稍大，經過篩選，我們采用額定功率為 3KW 的型號為 Y100L12 的電動機作為我們的動力機。 （ 3）選擇電動機的轉速 同一功率的電動機中，電動機的轉速越高，磁極則越少，尺寸、重量也越小，價格也相對越低，但傳動裝置的總傳動比 要增大，傳動級數(shù)增多，且尺寸及重量增大，從而使成本增加。低轉速電動機則相反。 查《機械設計課程設計手冊》表 121 得到 Y100L12的同步轉速為 3000r/min。 執(zhí)行機構設計 執(zhí)行機構是指最接近被作業(yè)工件的一端的機械系統(tǒng)，其中接觸作業(yè)工件或執(zhí)行終端運動的構件稱為執(zhí)行機構。常用的機構類型有一下幾種： 表 22 常用機構的功能特點 機構類型 功能特點 連桿機構 由主動件的轉動變?yōu)閺膭蛹霓D動、移動、擺動，可以實現(xiàn)一定軌跡、位置要求；運動副為面接觸，承 載能力大，但平衡困難，不適宜高速 凸輪機構 由主動件的轉動變?yōu)閺膭蛹娜我膺\動規(guī)律的位移、擺動。但行程不大；運動副為高副，不適宜重載 齒輪機構 由主動件的轉動變?yōu)閺膭蛹霓D動或移動；功率和速度范圍大；傳動比準確可靠 撓性件機構 包括帶、鏈、繩傳動；一般主動件的轉動變?yōu)閺膭蛹霓D動；可實現(xiàn)大距離傳動；帶傳動傳動平穩(wěn)，噪聲小，有過載保護；鏈傳動瞬時傳動比不準確 考慮到切割機是在室外作業(yè)，且需要的轉速和功率偏大，所以我們采用齒輪機構作為菌草切割機的執(zhí)行機構。 8 傳動方案設計 傳動方案機構簡圖如下： 1―電動機； 2— 聯(lián)軸器； 3— 減速器； 4— 刀具 圖 22 傳動方案機構簡圖 我們采用齒輪傳動裝置，齒輪傳動平穩(wěn)性較直齒輪好，傳遞相同的轉矩時，雖然 結構尺寸較大，但傳動平穩(wěn)，能緩沖吸振，因此，適合切割機這種高速級的機器。 切割裝置的結構和功能分析 目前切割機的切割裝置主要有以下幾種形式： 往復式切割裝置，該型式的切割器具有很好的適應性和通用性，工作穩(wěn)定，但是往復運動過程中有很大的慣性，切割器振動及噪音都很大、切割速度為減速循環(huán)、動能損失大。 循環(huán)式切割裝置，該型式的切割器雖然雖然無慣性，割臺振動及噪音小，但是成本較高、應用很少。 圓盤式切割裝置，該型式的切割器具有結構簡單、運動平穩(wěn)、工作可靠、切割速度高、切割能力強、可與 地面成角度入土切割。 研究表明，圓盤式切割裝置更適合切割類似菌草這種莖稈類植物，而且等滑切角刃線刀片的切割質量較同類圓盤切割刀片有明顯優(yōu)勢。切割平穩(wěn)、功率損耗低等。所以我們采用圓盤式切割裝置。圖如下： 9 圖 23 刀盤 切割裝置結構設計方案的確定 刀軸的設計 圖 24 刀軸 切割機的刀軸是受彎矩和扭矩聯(lián)合作用的構件，如圖所示的刀軸左端為聯(lián)軸器，有段安裝刀盤，可以看出危險截面在刀軸的中間部位。 對于圓形軸截面來說，刀軸上所受的彎曲應力和扭轉應力分別為 10 σ = MW (21) τ = TWt (22) 式中： M、 T —— 刀軸所受的彎矩和扭矩， N m； W、 Wt—— 抗彎截面系數(shù)和抗扭截面系數(shù)， m3。 M=9549Pn (23) T=M (24) W=π d332 (25) Wt=π d316 (26) M的值與 T 值相等為 m,W 為 109m3,Wt為 109m3，則得出σ =，τ =。 2． 5 本章小結 本章主要介紹切割機系 統(tǒng)的總體設計和一些結構器件的選擇。 11 第三章 傳動裝置主要零件設計 錐齒輪的設計計算 選擇齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) 1）選用錐齒輪傳動。 2）主要控制切割裝置上下移動，要求速度不高，故選用 7級精度（ GB 1009588） 3）材料選擇。由《機械設計》表 101 選擇小齒輪材料為 40Cr（調質），硬度為 280 HBS，大齒輪材料為 45 鋼（調質）硬度為 240 HBS，二者材料硬度差為40 HBS。 4）選小齒輪齒數(shù) z1=24，大齒輪齒數(shù) z2=4 24=96 按齒面接觸強度設計 1）由設計計算公式進行試算小齒輪分度圓直徑，即 d1t≥ 3 223 21 ][ )u)( 4HEHRRHt ZZTK σ（ΦΦ ? （ 31） （ 1）確定公式內的各計算數(shù)值 ①試選載荷系數(shù) Kt=。 ②計算小齒輪傳遞的轉矩。 T1 = 616 ????? np= 103Nmm （ 32） ③由《機械設計》表 107選取齒 寬系數(shù)φ R=。 ④由《機械設計》圖 1020查得區(qū)域系數(shù) ZH= ⑤由《機械設計》表 105查得材料的彈性影響系數(shù) ZE= MPa 1/2 。 ⑥計算疲勞許用應力 [σ H]。由 《機械設計》 圖 1025d 按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限σ Hlim1=600MPa； 大齒輪的接觸疲勞強度極限σHlim2=550MPa。 計算應力循環(huán)次數(shù)為： N1=60n1jLh=6030001(2830015)=10 9 (33) 12 N2=????????2496 91uN =10 9 (34) 由《機械設計》圖 1023 取接觸疲勞壽命系數(shù) KHN1=； KHN1=。 取失效概率為 1﹪，安全系數(shù) S=1，則： ? ?H? 1 = SK HHN 1lim1? = ? MPa =540MPa (35) ? ?H? 2= SK HHN 2lim2? = 1550095? MPa =523 MPa (36) 取 ? ?H? 1和 ? ?H? 2中的較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用 應力，即 ? ?H? =? ?H? 2=523Mpa （ 2） 試算小齒輪分度圓直徑 d1t≥3 223 21 ][ )u)( 4HEHRRHt ZZTK σ（ΦΦ ? (37) = 3 2235234)( ???????? ????????? mm = 2）調整小齒輪分度圓直徑 （ 1）計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準備。 ①圓 周速度 v dm1=d1t( R)= （ ） = (38) v m= 100060 11? ndt? = 100060 ? ??? m/s = m/s (39) ②當量齒輪的齒寬系數(shù)Φ d 計算齒寬 b b =φRd 1t21u2 ?=2142 ?= mm (310) 13 Φ d=b/dm1= (2)計算載荷系數(shù) KH ①由《機械設計》表 102查得使用系數(shù) KA=1； ②根據(jù) vm= m/s， 7 級精度，由《機械設計》圖 108查得動載荷系數(shù) Kv=； ③ 直齒錐齒輪輪精度較低，取齒間載荷分配系數(shù) ?HaK 1； ④由《機械設計》表 104用插值法查得 7 級精度、小齒輪懸臂時，得齒向載荷分布系數(shù) KHβ =。 故實際載荷系數(shù) KH= KAHaVKKKHβ =11= (311) （ 3）按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑 d1= d1t 3HTHKk = 3 = mm (312) 相應的齒輪模數(shù) m m = ?zd= mm (313) 按齒根彎曲疲勞強度設計 由《機械設計》得彎曲強度的設計公式為 ? ?3 22121 1)( ???????????? F SaFaRR t YYuzTKm ?? Φ （ 314） 確定公式內的各計算數(shù)值 試選 KFt= 計算 ? ?FSaFaYY? 由分錐角δ 1=arctan（ 24/96） =176。與δ 2=90176。 176。 =176。，可以得出當量齒數(shù) zv1=z1/cosδ 1=24/cos(176。 )=， zv2=z2/cos(176。 )=。 由《機械設計》圖 1017 查取齒形系數(shù)得 YFa1=； YFa2=。 14 由《機械設計》圖 1018 查取應力校正系數(shù)得 Ysa1=； Ysa2=。 由《機械設計》圖 1024c 查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限 ? Flim1=500 MPa；大齒輪的彎曲強度極限 ? Flim2=380 MPa； 由《機械設計》圖 1022 查