【正文】 （ ） 查參考資料 , 得 q=,故 F0 =500?? ()/(3? )+? 178。= 8)計(jì)算作用在軸上的壓軸力 Fp 由參考資料 ,得 Fp=2ZF0 sin a1 /2=2? 3? ? (5)帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)，主要是根據(jù)帶輪的基準(zhǔn)直 徑選擇結(jié)構(gòu)形式，根據(jù)帶的截型確定輪槽尺寸，確定了帶輪的各部分尺寸后，即可繪制出零件圖，并按工藝要求注出相應(yīng)的技術(shù)條件等。 由以上的計(jì)算可知：電動(dòng)機(jī)的 V 帶輪選實(shí)心式；主軸 V帶輪選腹板式。 鑄造大帶輪的結(jié)構(gòu)如圖所式 ： 盤(pán)式秸稈 粉碎機(jī)的設(shè)計(jì) 25 100180250257228.44 1 . 5 176。R51 . 6 圖 Figure Schematic large pulley (6) V 帶輪的結(jié)構(gòu)參數(shù) V 帶輪 的結(jié)構(gòu)參數(shù) 如 圖 ， 圖 V 帶輪的輪槽尺寸 Figure V groove pulley wheel size 華中農(nóng)業(yè)大學(xué) 2020 屆本科畢業(yè)設(shè)計(jì) 26 V 帶輪的結(jié)構(gòu)參數(shù)如表 。 表 V 帶輪的結(jié)構(gòu)參數(shù) 項(xiàng)目 符號(hào) 參數(shù)值 （ mm） 基準(zhǔn)寬度 bd 14 基準(zhǔn)線上槽深 Ha 基準(zhǔn)線下槽深 Hf 槽間距 E 19 第一槽對(duì)稱面至端面距離 F 最小輪緣厚 Δ 帶輪寬 B 28 外徑 Da Da1=147 Da2=257 輪槽角 Φ 176。 齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì) 該粉碎機(jī)中，總共有四對(duì)傳動(dòng)齒輪，三對(duì)直齒輪，一對(duì)錐齒輪。所有齒輪的設(shè)計(jì)過(guò)程相同，本文選一對(duì)齒輪作為代表，選擇喂入輥傳動(dòng)齒輪（見(jiàn)圖 中的直齒輪傳動(dòng) 9）。機(jī)器確定后，這對(duì)齒輪決定著秸稈粉碎長(zhǎng)度，這一對(duì)齒輪可更換不同的齒輪對(duì)，改變喂入輥的運(yùn)動(dòng)速度，改變喂料速度，從而改變秸稈粉碎長(zhǎng)度。 a） 選精度等級(jí)、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 rC ， 調(diào)制熱處理， 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（王昆等， 2020） 。 2) 精度等級(jí)選用 7 級(jí)精度； 3) 試選小 圓柱 齒輪齒數(shù) 1z ＝ 27，大 圓柱 齒輪齒數(shù) ???? izz ； b） 按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)： 由已有計(jì)算公式進(jìn)行試算，即 3 211 )][( HEdt ZuuKTd ?? ??? （ ） 確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值 ： 盤(pán)式秸稈 粉碎機(jī)的設(shè)計(jì) 27 1）試選載荷系數(shù) ?tK 2）計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 ： 451 ?????TNmm 3）選取齒寬系數(shù) 3/1?d? 4）查得材料的彈性影響系數(shù) M PaZ E ? 5 ） 按 齒 面 硬 度 查 得 大 、 小 齒 輪 的 接 觸 接 觸 疲 勞 強(qiáng) 度 極 限6002lim1lim ?? HH ?? MPa 6）計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) ： 912 )1530082(150060601 ??????????? hjLnNN 7）查得接觸疲勞壽命系數(shù) ?? NHNH KK 8)計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力 ： 取失效概率為 1%，安全系數(shù) S=1，則 5406009..0][][ 1l i m121 ?????? SK HNHHH ???MPa 代入計(jì)算： 1）試算小齒輪分度圓直徑 td1 ，代入 ][ H? 中較小值 ： )5 4 0 8 9(21 )][( 3 243 21 111 ????????? HEt ZuuTKd ?? mm 2)計(jì)算圓周速度 v： 4100060 500151100060 11 ?? ????? ?? ndv tm/s。 3）計(jì)算齒寬 b： ????? td db ? mm 4）計(jì)算齒寬與齒高之比 hb ： 模數(shù) 27 ??? zdm ttmm 華中農(nóng)業(yè)大學(xué) 2020 屆本科畢業(yè)設(shè)計(jì) 28 齒高 ???? tmh mm ??hb 5）計(jì)算載荷系數(shù) ： 根據(jù) v=4m/s， 7 級(jí)精度，由圖查得動(dòng)載荷系數(shù) ?VK ； 直齒輪 1?? ?? FH KK ； 使用系數(shù) 1?AK ； 用插值法查得 7 級(jí)精度、小齒輪相對(duì)支承非對(duì)稱布置時(shí)， ??HK ， 由 ?hb ， ??HK ，查得 ??FK ；故載荷系數(shù) 5 7 5 3 ?????? ?? HHVA KKKKK 6）按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑 ： 7 5 3311 ???? KtKdd tmm c） 按齒根彎 曲強(qiáng)度設(shè)計(jì) ， 彎曲強(qiáng)度的設(shè)計(jì)公式為 ：3 211 )][(2FSaFadYYzKTm ??? （ ） 確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值 ： 1）查得大、小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限 50021 ?? FEFE ?? MPa 2）取彎曲疲勞壽命系數(shù) ?? FNFN KK 3）計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力 ： 取彎曲疲勞安全系數(shù) S=，得 0 5 0 ][][ 1121 ????? SK FEFNFF ???MPa 4）計(jì)算載荷系數(shù) K ?????? ?? FFVA KKKKK 5）查取齒形系數(shù) 查表得 ?? SaSa YY 盤(pán)式秸稈 粉碎機(jī)的設(shè)計(jì) 29 6）查取應(yīng)力校正系數(shù) 查表得 ?? SaSa YY 7）計(jì)算小齒輪的][ FSaFaYY?， ][ FSaFaYY?= 0 1 3 7 0 3 ?? 代入 計(jì)算 ： 24 ??? ????m 因此選取 m=3 273 ??? mdz ， ???z 這樣設(shè)計(jì)出的齒輪傳動(dòng)既滿足了齒面接觸疲勞強(qiáng)度，又滿足了齒根彎曲疲勞強(qiáng)度，并做到結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費(fèi)。 幾何尺寸計(jì)算 ， 分度圓直徑 8132711 ???? mzd mm 1 4 134722 ???? mzd mm 7 機(jī)架設(shè)計(jì) 該秸稈粉碎機(jī)的機(jī)架由 40 40 5 的角鋼焊合而成 ， 機(jī)架 的作用有兩個(gè)，一是支承整機(jī)的重量，二是固定粉碎機(jī)的各部分裝置。 機(jī)架在一臺(tái)機(jī)器的總質(zhì)量中占有很大的比例，同時(shí)在很大程度上影響著機(jī)器的工作精度及抗振性能。所以正確選擇機(jī)架零件的材料和正確設(shè)計(jì)其結(jié)構(gòu)形式及尺寸，是減小機(jī)器質(zhì)量、節(jié)約金屬材料、提高工作精度、增強(qiáng)機(jī)器剛度及耐磨性等的重要途徑。 機(jī)架對(duì)剛度要求較高， 并且要方便固定各種零件和裝置， 同時(shí)兼顧考慮經(jīng)濟(jì)性，所以， 機(jī)架材料 初步 選用 型材中的角鋼 。 華中農(nóng)業(yè)大學(xué) 2020 屆本科畢業(yè)設(shè)計(jì) 30 8 主軸的設(shè)計(jì)計(jì)算與校核 V 帶傳動(dòng)效率取 η=，則 P2=P1 η= = n2=800r/min 6 3 0 3 08 0 05 . 2 89 5 5 0 0 0 09 5 5 0 0 0 0222 ???? nPT Nmm 初步確定軸最小直徑： 先按 下列公式 初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為 45 鋼，調(diào)質(zhì)處理。 查閱相關(guān)文獻(xiàn) ，取 A0=126，于是得： 0 0 2 6 33220m i n ???? nPAd mm 主軸 的最小直徑是軸的第一段， 與小齒輪 配合。 按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度計(jì)算： 這種方法是只按軸 所受的扭矩來(lái)計(jì)算軸的強(qiáng)度；如果還受有不大的彎矩時(shí)，則用降低許用扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力的辦法予以考慮。在作軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)時(shí)，通常用這種方法初步估算軸徑。之后對(duì)軸進(jìn)行強(qiáng)度的校核時(shí)按照彎扭強(qiáng)度計(jì)算，強(qiáng)度不夠再進(jìn)行調(diào)整。 軸的扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度條件為： 39550000 []0 .2TTTPTnWd??? ? ? （ ） 式中： ? ——扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力， MPa； T——軸所受的扭矩 ， N mm； WT——軸的抗扭截面系數(shù)， mm3； ][? ——許用扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力， MPa； P——軸傳遞的功率， kW； n——軸的轉(zhuǎn)速， r/min。 實(shí)心軸的抗扭截面系數(shù)計(jì)算式為： 163dRIW PT ??? （ ） 式中： d— 軸的直徑； 盤(pán)式秸稈 粉碎機(jī)的設(shè)計(jì) 31 由公式可得軸的直徑 9 5 5 0 0 0 0 9 5 5 0 0 0 03333 00 . 2 [ ] 0 . 2 [ ]TTP PPn n ndA???? ? ? ? （ ） 得： d? 。這樣求出的直徑，只能作為承受扭矩作用的最小直徑 dmin ，取 dmin=36mm。 主軸的結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖如圖 1 2 3 4 5 6 7 8 圖 主軸結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖 Figure Spindle structure diagram 1 段上裝配小齒輪， 2 段為軸肩， 3 段上裝配軸承和套筒， 4 段上裝配刀盤(pán)， 5段為過(guò)渡軸肩， 6 段上裝配軸承， 7 段為過(guò)渡軸肩， 8 段上裝配小帶輪。 根據(jù)周向定位要求確定各段長(zhǎng)度與直徑： 1)為了滿足軸上 小齒輪 的配合并符合最小直徑要求，設(shè)計(jì) D1=36mm， 根據(jù)小齒輪小齒輪的輪轂長(zhǎng)度，取 L1=54mm。 2)軸段 2 為軸肩 ， 起軸向固定小齒輪的作用， 所以選擇 D2=40mm， L2=24mm。 3)軸段 3 上裝配軸承和套筒。套筒的作用是軸向定位刀盤(pán)， 初步選擇滾動(dòng)軸承。根據(jù) D2=40mm，設(shè) 計(jì) D3=50mm，因此選用深溝球軸承 6310 型。其尺寸的 d DB=50mm 110mm 27mm。 根據(jù)軸承和套筒的尺寸， 取 L3=63mm。 4)軸 段 4 為與 刀盤(pán) 配合的軸 段 ，結(jié)合 刀盤(pán) 的 結(jié)構(gòu)和 尺寸，所以取 4L =100mm，設(shè)計(jì) D4 =54 mm 5)軸 段 5 為過(guò)渡軸肩，起軸向定位刀盤(pán)的作用 。取 D5=58mm，設(shè)計(jì) L5=36mm。 6)軸 段 6 上裝配軸承 ，故同樣取 D6=50mm， L6=27mm。 7)軸段 7 為過(guò)渡軸肩，軸向定位小帶輪。取 D7=44mm， L7=27mm。 8)軸段 8 上裝配小帶輪，根據(jù)小帶輪的輪轂厚度，取 D8=40mm， L8=59mm。 設(shè)計(jì)的軸總長(zhǎng)為 390mm。 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度： 通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面即危險(xiǎn)截面處的強(qiáng)度，取 α=，W= 華中農(nóng)業(yè)大學(xué) 2020 屆本科畢業(yè)設(shè)計(jì) 32 ? ?? ?? ?22222231424 0 1 6 6 0 .7 0 .8 2 3 7 5 .10 .1 3 55 2 .7 6 0caMTMTW W WM P a M P a???? ??? ? ? ?? ? ?? ? ? ?? ? ? ?????? ? ? 故安全。 9 主軸軸承的選擇與校核 主軸軸承的選擇 兩個(gè)軸承支撐著刀盤(pán)的重量 和切割秸稈的沖擊 ，同時(shí)由于秸稈對(duì)刀盤(pán)有沖擊作用，軸承應(yīng)能承受較大的單向徑向力，分析得出軸承僅需承受較小的軸向力，另外，從節(jié)約成本的角度考慮，選用一對(duì)深溝球軸承 ,軸承型號(hào) 63010， 50?d mm，110?D mm，寬度 27?a mm，其徑向承載能力大，滿足設(shè)計(jì)要求。 軸承的校核 對(duì) 承載主軸的 深溝球軸承進(jìn)行壽命校核 該軸承的預(yù)期計(jì)算壽命 hL? =70080h（濮良貴等， 2020） 軸承的壽命校核可由 參考 相關(guān) 文獻(xiàn) ， 即 ： ?hL ?)(60106 PCfn t （ ） ? =3， 取 tf =。