【正文】 圖 54 輥筒機(jī)構(gòu)簡圖 總結(jié) 31 參考文獻(xiàn) [1] 濮良貴，紀(jì)名剛 主編，北工業(yè)大學(xué)機(jī)械原理及機(jī)械零件教研組編 .，機(jī)械設(shè)計 .第七版 .北京：高等教育出版社， 2020 [2] 毛謙德，李振清主編，袖珍機(jī)械設(shè)計師手冊 .第二版 .北京：機(jī)械工業(yè)出版社，2020 [3] 成大先主編，機(jī)械設(shè)計手冊 .第三版 .第二冊 .北京：化學(xué)工業(yè)出版社， 1999 [4] 唐增寶，何永然，劉安俊主編，機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計 .第二版 .武漢：華中理中大學(xué)出版社， 1999 [5] 孫桓，陳作模主編，西北工業(yè)大學(xué)機(jī)械原理及機(jī)械零件教研組編 .，機(jī)械原理 .第六版 .北京：高等教育出版社， 2020 [6] 羅迎 社主編，材料力學(xué) .武漢：武漢理工大學(xué)出版社， 2020 [7] 肖旭霖主編，食品機(jī)械與設(shè)備 .北京：科學(xué)出版社， 2020 [8] 石一兵主編，食品機(jī)械與設(shè)備 .北京：中國商業(yè)出版社， 1990 [9] 周良德 ,朱泗芳主編 ,現(xiàn)代工程圖學(xué) .長沙 : 湖南科學(xué)技術(shù)出版社 ,2020 [10] 徐湘．機(jī)械設(shè)計手冊．北京：化工業(yè)出版社， 2020 [11] 吳宗澤 . 機(jī)械設(shè)計師手冊 . 北京：機(jī)械工程出版社， 2020 致 謝 。輥筒主體鑄造的厚度為 8mm。 刀在輥筒上布置的設(shè)計 本設(shè)計中將切刀以 10? 傾斜來布置，以配合刀齒板上螺旋刀齒的運(yùn)動。齒刀的設(shè)計中，刀齒采用螺旋布置，與水平線成 10? 夾角。具體如下圖 53 所示。 由此可知，保證鉗住物料穩(wěn)定切割的條件是：鉗住角須小于物料與定刀片之間摩擦角之和， τ 21 Φ+Φ 切刀在旋轉(zhuǎn)過程中， ? 的最大值為 38? ，同時由經(jīng)驗可知，通常 ?1 ＝ 32? ， ?2 ＝ 18? ，所以只要 ? 小于 50? 就可以了，顯然以上設(shè)計是滿足要求的，刀的安裝是合理的。 由圖 52(b)知，由于此時 ? 21 ??? 。 AB 為動刀片刃口； CD 為定刀片刃口； ? 為動、定刀片對物料的鉗住角，又稱推擠角；1N 為動刀片對物料產(chǎn)生的正壓力； 2N 為定刀片（或支撐面）對物料產(chǎn)生的正壓力； 1T 、 2T為動、靜刀片與物料在切割點(diǎn)處的摩擦力； 21 ??和 為兩種鉗住角 ? 切割時物料與動、靜刀片間的摩擦角。 28 圖 52 不同鉗住角 ? 的物料受力分析圖 圖 52 中 AB 為動刀片刃口， CD 為定刀片刃口，夾角 ? 為動、定刀片對物料的鉗住角，也稱推擠角。 下面以兩種不同鉗住角 ? 切割物料的受力情況來分析鉗住物料，保證穩(wěn)定的切割條件。切割時當(dāng)動刀片與靜刀片之間 的夾角達(dá)一定值時，物料就會產(chǎn)生沿刃口向外推移的現(xiàn)象，這叫有滑移的滑切。滑切時，這些尖銳的“微觀齒”就像鋸子一樣將物料纖維切斷，這是滑切較正切省力的另一原因。因此，要使切割省力，除保證刃口鋒利以降低刃口比壓（比壓為刃口單位面積的壓力，與刀刃鋒利程度有關(guān)）外，還須使切割為滑切，這正是利用了滑切省力的原理?；袝r，因切割速度 V 偏離了刀刃的法線方向，與法線方向產(chǎn)生了一個滑切角 ? ，這時切刀的楔入角度由 ? 減小到 ?? 。 HV 和 zV 和 ? 的關(guān)系為 HV / zV =tan? （ 51） 由圖 51 分析可知，滑切角顯然不為零，最大為 660 ，能實現(xiàn)滑切。 zV 與 V 之間的夾角 ? 及為滑切角。 圖 51 切刀滑切示意圖 圖中 BC為回轉(zhuǎn)曲線刃口刀的刀刃， O 為刃口曲線的圓心， A點(diǎn)為切割工作點(diǎn)，切刀的回轉(zhuǎn)半徑為 r。當(dāng)切刀按正切方式工作時，切割阻力大，切割困難，功率消耗也大。 在本次設(shè)計中選用外曲線刃口刀進(jìn)行滑切 刀的滑切與正切分析 鍘草機(jī)械工作時，功耗的大小與切刀的工作方式以及刀片的特性參數(shù)有關(guān)，切刀的工作方式有滑切 與正切之分。在此選 T9 工具鋼 對切刀的要求 良好的切刀（或稱切碎器）應(yīng)滿足要求： 切割質(zhì)量高，耗用動力小，結(jié)構(gòu)緊湊，工作平穩(wěn)，安全可靠，便于刃磨，使用維修方便。 ??ca [ 1 ]]1[1 ] [ 1 0 . 6 2 M P a=)W2 Tα( 24+)WM( 2 σ 由以上計算可知軸的設(shè)計是安全的 調(diào)心球軸承的壽命計算 1. 由軸的校核已計算出兩軸承在水平面與垂直面上的兩個力 軸承徑向力 222 12 11 ????? NVHr FFF N （ 412） 222 222 ????? NVHr FFF N 2. 求兩軸承上的計算軸向力 1aF 和 2aF ???? rd eFF N （ 413） 3 3 3 8 ???dF N 因為 ???? aed FF N 2dF 所以軸承 1被壓緊 ,軸承 2被放松 1 6 5 . 3 4 3 2 N=2 3 . 4+1 4 1 . 9 4 3 2=F+F=F ae1d1a 2 3 1 .3 3 6 N=F=F 2d2a 3. 求軸承當(dāng)量動載荷 1P 和 2P 25 因為 e0 . 3 9 6 = 1 73 4 3 6 5=FF1r1a （ 414） 所以 ??? 1a1r1 = (415) 由（ 414） e== =FF2r2a 所以 2a2r2 ??? N 因軸承運(yùn)轉(zhuǎn)中有輕度沖擊載荷 , ~?pf ]1[ ,取 ?pf 0 3 0 5 0P 1 ??? N 3 4 3 8 1 1 9P 2 ??? N 4. 驗算軸承壽命 因為 21 PP? ,所以按軸承 2所愛力大小進(jìn)行驗算 h4 2 =) 3 4 31020( 8 460 10=)PC(n6010=L 10 5336326h[1] (416) 顯然遠(yuǎn)遠(yuǎn)大于鍘草機(jī)的使用壽命 ,所以選用的軸承是合理安全的。 mm 按第三強(qiáng)度理論，計算應(yīng)力 =caσ ?? ? 22 4 （ 410） 為了考慮兩者循環(huán)特性不同的影響，引入折合系數(shù) ? ，則計算應(yīng)力為 =σca )(4 22 ???? ]1[ （ 411） 式中的彎曲應(yīng) 力為對稱循環(huán)應(yīng)力。 圖 41 H平面受力圖 圖 42 V平面受力圖 301?tF N 1901 ?rF N 5002 ?tF N 5002 ?rF N 3003 ?tF N 3003 ?rF N 228422 444 ???? mt d TF N 485 6 o s5 6 a 0 9c o st a n 144 ?????? ??tr FF N （ 47） 6 i n5 6 a 0 9s i nt a n 14 ?????? ??tae FF 列方程求解 : 214321 HHtttt FFFFFF ????? （ 48） 04 4 83 3 02 6 01 2 053 42321 ?????????? tHttt FFFFF （ 49） 由（ 47）（ 48)解得 ?1HF ?2HF 562N 同理列方程 : 043211 ????? rrrrNV FFFFF 04 4 83 3 02 6 0531 2 0 4232 ?????????? rNVrHr FFFFF 24 解得 ?1NVF ?2NVF 3. 校核軸的強(qiáng)度 在輥筒處的彎扭強(qiáng)度最大 M= m 23 ????? nPmDN m （ 46） ????? nPmBN mm 2. 確定最小直徑 選取軸的材料為 45 鋼 ,調(diào)質(zhì)處理 ,取 1120?A ]1[ ，由（ 44） 于是得 1 906 12 330m i n ???? nPAdmm 現(xiàn)取 最小直徑為 20mm 傳動軸Ⅲ、Ⅳ的設(shè)計 由于進(jìn)給軸的轉(zhuǎn)速與負(fù)載都比較小 ,所以不做具體計算 ,由整體設(shè)計決定其尺寸。 mm （ 43） 初步估算軸的最小直徑 ]2[ .選取軸的材料為 45 鋼 ,調(diào)質(zhì)處理 . ,取 1120?A ]1[ ,于是得 8 45 2 2 1 2 33220m i n ???? nPAd mm （ 44） 主軸的最小直徑顯然在軸的兩端 . (1) 根據(jù)最小直徑 dmin ，考慮到軸的剛度和震動，現(xiàn)取 30??IIId　 的軸向定位要求 ,III 軸段右端需制一軸肩 ,故取 IIIII 段直徑為 35??IIIIId 輪的尺寸 L=28,現(xiàn)取 27??IIIL mm (2) 初步選取軸承座型號為 SN508 ]4[ (摘自 GB/T78131998)其主要參數(shù)如表 41。 20176。 假設(shè) mmNbFKtA /100/ ?, ?? FH KK ? = ]1[ 。 mm 16 3） 尺寬系數(shù) d? = ]1[ 4） 材料的彈性系數(shù) EZ = ]1[ 5）齒面度中值查得小齒輪的接疲勞強(qiáng)度極限為 1limH? =565MPa, 大齒輪的接疲勞強(qiáng)度極限為 2limH? =545MPa. 6) 計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 711 )103001( ????????? hjLnN （ 323） 772 ????N 7）疲勞壽命系數(shù) 1HNK = ]1[ 。 選定精度等級 ,材料及齒數(shù) 1 選 8 級精度 （ 1）選取小齒輪材料 ]1[ 為 45 鋼 (調(diào)質(zhì) ),齒面硬度為 200230HBS. 選取大齒輪材料 ]1[ 為 45 鋼 (調(diào)質(zhì) ),齒面硬度為 170200HBS （ 2）選小齒輪齒數(shù) 1z =24 選大齒輪齒數(shù) 7224312 ???? izz 2 按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計 接觸強(qiáng)度的設(shè)計公式為 23 111 )][(HdtzKuuTKd ?? ???? ]1[ (3 22) （ 1） 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 1） 取載荷 tK = ]1[ 2） 小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩，由 (412) 249 63 5095 50 111 ??? nPT= 176。 176。 176。 176。