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盘刀式铡草机
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盘刀式铡草机总体结构设计,盘刀式铡草机,总体,结构设计
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湖南农业大学东方科技学院湖南农业大学东方科技学院全全日日制制普普通通本本科科生生毕毕业业设设计计盘刀式铡草机盘刀式铡草机总体结构总体结构设计设计THE DISIGN OF DISHTYPE HAY CUTTER学生姓名学生姓名：李李 震震学学 号：号：2002008 84 419191 143274327年级专业及班级：年级专业及班级：2002008 8 级机械级机械设计制造设计制造及其自及其自 动化动化( (3 3) )班班指导老师及职称：指导老师及职称：汤楚宙汤楚宙 教授教授学学 部：部：理工学部理工学部湖南长沙提交日期：2012 年 5 月湖南农业大学东方科技学院全日制普通本科生毕业设计诚信声明本人郑重声明：所呈交的本科毕业设计是本人在指导老师的指导下，进行研究工作所取得的成果，成果不存在知识产权争议。除文中已经注明引用的内容外，本设计不含任何其他个人或集体已经发表或撰写过的作品成果。对本文的研究做出重要贡献的个人和集体在文中均作了明确的说明并表示了谢意。同时，本设计的著作权由本人与湖南农业大学东方科技学院、指导教师共同拥有。本人完全意识到本声明的法律结果由本人承担。 毕业设计作者签名： 年 月 日目 录摘要 .1关键词 .11 前言 .21.1 铡草机的研究目的和意义 .21.1.1 铡草机的研究目的 .21.1.2 铡草机的研究意义 .21.2 铡草机的设计要求和方法 .31.2.1 我国畜牧业对铡草机的要求 .31.2.2 铡草机的设计要求 .42 总体方案与设计计算 .52.1 总体方案 .52.1.1 铡草机的总体构成 .52.2 各主要工作部件的配置关系及工作过程 .52.2.1 喂入机构 .52.3 主要工作部件设计与计算 .72.3.1 主要性能参数与技术指标 .72.3.2 主要工作部件的参数选择与计算 .72.4 传动设计与计算 .122.4.1 拟定传动方案 .122.4.2 确定总传动比和分配各级传动比 .122.4.3 计算传动装置的运动和动力参数 .132.4.4 传动部件参数的选择与计算 .133 典型零件的受力分析与强度校核 .243.1 主轴的受力分析与强度校核 .243.2 轴承的选型与校核 .284 技术经济效益分析 .294.1 生产成本计算 .294.2 市场售价预测 .294.3 社会与经济效益分析 .295 结束语 .30参考文献 .30致谢 .31附录 .330盘刀式铡草机设计盘刀式铡草机设计学 生：李 震指导老师：汤楚宙(湖南农业大学东方科技学院，长沙 410128)摘 要：随着畜牧业的发展,草饲料加工机械也得到了大力发展,铡草机是应用较广泛的草饲料加工机具之一,但该机具仍存在着切割过程中功率消耗过大的问题,切碎器的设计对于铡草机切割功耗起着决定性作用,而动刀片又是切碎器的主要工作部件。因此,设计出性能优良的切碎器显得尤为重要。本文分析了各个时代盘刀式铡草机的研究和发展现状，设计出一种新型盘刀式铡草机，本机采用电动机提供动力，通过带轮传动机构，将运动和动力传送到动刀架主轴，然后通过齿轮传动机构，将所需的运动和动力传送至上下喂入辊，从而实现秸秆铡切。整个机构简单且易于操作，便于维护，提高了生产效率，降低了劳动强度，为实现饲料加工机械化与规模化提供了前提。关键词：盘刀式铡草机；盘刀；铡草The Disign of Dishtype Hay CutterStudent:LizhenTutor:TangChuzhou(Oriental Science Technology College of Hunan Agricultural University, Changsha 410128)Abstract: With the development of livestock husbandry, grass feed processing machinery also got vigorously develop, Dishtype Hay Cutteris the grass is often applied to feed processing one of the machines, but this machine there are still exist during the cutting power of excessive consumption, the design to chop Dishtype Hay Cutteris cutting power plays a decisive role, but the move is the main blades for working parts chop. Therefore, designed for good performance of chopped becomes especially important. This paper analyzes the research and development status of each era plate knife chaff cutter, design a new type of disk knife chaff cutter, this machine uses the electric motor through a pulley drive mechanism, the movement and momentum transferred to the 1knifeshelf spindle transmission to the upper and lower feed roller to achieve the straw voltage cut. The entire organization is simple and easy to operate, easy to maintain, improve production efficiency, reduce labor intensity, and provides a premise for the mechanization and large-scale feed processing.Key words: Dishtype Hay Cutter; Dishtype; Hay Cutter1 前言铡草机是我国使用最早和生产量较多的饲草加工机械之一。早在三十年代，我国广大农村开始应用手压铡刀，来实现长草短喂饲方法。中华人民共和国成立以来，先在农村推广了手摇铡草机，六十年代推广应用了电动铡草机，进入六十年代中期到七十年代，各省市相继开始自行研制了不同类型的铡草机，经国家鉴定部门投产了一批不同型号的铡草机。从此铡草机无论从数量上还是型号上开始增多，而三化程度不高，进入八十年代，铡草机开始进行了系列设计并制定了全国性的系列型谱。进入九十年代，国务院提出了利用秸秆养畜，这是发展我国畜牧业的重大举措。1.1 铡草机的研究目的和意义1.1.1 铡草机的研究目的我国研制了青贮饲料收获机、青切机等机械，这些机具在大型国营牧场和较大养畜专业户中应用较多，而在农村还没有得到普及，有的机型还不适于农村和个体户1；三是为提高秸秆利用率、消化率和适口性。每年生产约 5.7 亿吨作物秸秆，这是一项巨大的饲料资源，而如何开发利用好农作物秸秆，这必然给饲草饲料加工机械提出了新要求。随着作物秸秆氨化饲料的推广应用，一些科研和生产部门生产了专用设备秸秆调制机，但目前定型的机型少，造价较高，还不能广泛应用于生产中去，我国当前在秸秆饲料利用上，主要有四种处理方法，一是氨化（碱化）后喂饲；二是经过青贮后喂饲；三是直接喂饲；四是加工草粉制成颗粒喂饲。前三种都需要经过铡切后来处理，方能收到预期效果。因此，饲草料加工工业的迅速发展对铡草机的设计和制造提出了更高、更新的要求。21.1.2 铡草机的研究意义 随着经济的发展和人们生活水平的逐步提高，对畜产品的需求有了较大的增加大力加强和发展畜牧业将是中国农业的主要发展方向。我国具有丰富的农作物秸秆资源,每年生产的农作物秸秆约 5.7 亿吨,其中可作饲料的有 3. 5 亿吨,它是我国广大农区饲养牲畜的主要饲料。秸秆中含有可消化干物质 35 %50 %,粗蛋白 3 %8 % ,特别适合于喂饲牛、羊等反刍动物。改革开放以来,我国粮食总产量提高很快,但是我国人口多,人均耕地少,每年人均占有粮食一直低于 400 千克,距世界公认的粮食过关标准 500 千克相差甚远，与发达国家相比差距更大，不可能提供大量粮食用作饲料。显然对我国而言，仅仅依靠粮食生产饲料来发展畜牧业这条路是行不通的。目前，减少畜牧用粮的办法有：(1)发展配合饲料并改良畜禽品种，以提高饲料转化率；(2)调整畜牧业结构，发展饲草料转化率高的家禽生产；(3)加强防疫灭病，减少畜禽因死亡造成的饲料损失；(4)饲、粮分流，以一部分耕地种植优质高产饲草料作物：(5)大量开发利用非常规饲草料资源。其中前四点己经受到重视，第五点对于减少饲料粮消耗有重要的意义，却一直未被重视。在“非常规饲草料”中，农作物秸秆等数量最大、分布最广，自然成为发展畜牧业的首选突破口。秸秆作为一种资源，已受到世界各国的关注和开发利用。我国人口众多，而耕地面积有限，为了减少畜牧业对粮食的依赖,更要充分利用和开发农作物秸秆饲料,发展“节粮型畜牧业”,特别是对于发展农区秸秆养牛,具有十分重要的意义。据资料统计：我国每年农业生产中所遗留的各种农作物秸秆大约有 6 亿多吨，其中约 30为玉米秸秆。如果充分利用秸秆加工技术，如切碎、揉碎和粉碎以及青贮与氨化等，把秸秆加工成饲草料，不但可以节约大量的粮食，还可以过腹还田，充分利用氮、磷以及各种有机物成分，提高微量元素的循环利用率，达到培育地力、提高土壤的肥力、改善土壤土粒结构的目的，起到防止土壤风蚀、沙化和退化的作用2。因此，80 年代以来，我国对农作物秸秆处理进行了许多研究工作。应用最广泛的是粉碎和铡切机械加工，因为，无论是化学处理还是生物处理，其第一道工序需要将秸秆粉碎或铡切。然而，我国目前农作物秸秆的利用率还很低，很多农民将收获后的农作物秸秆烧掉，既造成资源浪费又污染了环境。因此，不断研制饲草加工机械，提高农作物秸秆的利用率，对发展节粮效益型畜牧业具有非常重要的意义。31.2 铡草机的设计要求和方法 1.2.1 我国畜牧业对铡草机的要求铡草机是奶牛、肉牛、羊、马等食草动物饲料的主要加工机具，用来铡切青饲玉米、各种秸秆、谷草、牧草、稻麦草等。我国畜牧业对粗草饲料加工长度的要求是：牛以 34 cm 为宜；绵羊以 1.52.5 cm 为宜；粗大的茎节应破碎。因此对铡草机的要求是：1）切碎质量好，碎段长度一致，尽量不产生长草段，超长率应小于 7%；2）茬口整齐，斜茬率应小于 5%；3）切碎长度可根据饲养要求变化来调整；4）附有自动喂入和抛出装置；5）切刀刃磨方便，结构简单，故障少。1.2.2 铡草机的设计要求其主要性能指标应符合表 1。表 1 铡草机的技术条件Table 1 Dishtype Hay Cutter technical conditions 项目指标超长率（%）7斜茬率（%）5破节率（%）55超长率的计算： Sc= %100GyGc（1）Sc超长率（%）在小样中实际长度超出规定长度 1/5 的长草总重（g）Gc小样总量（g）；Gy斜茬率的测定： %100GyGxSx（2） 斜茬率（%）Sx斜茬草总重量(g);Gx4斜茬草是指被切断平面与母线夹角小于 70 度破节率的测定： %100jppGGS（3）破节率（%）Sp草节被压遍或破成两半以上的带节草的总重（g）Gp小样中带节草的总重；Gj表 2 物料单位草长度电量Table 2 Material unit grass length power物料名称单位草长度电量 HKWKg谷草30玉米秸秆30野生草25单位草长度电量: Lggdd（4）度电产量（）dgHKWKgL平均切草长度（mm）平均切草长度的测定：在小样中间除茎秆（叶、皮除外）测量每节长度，计算算术平均值。 nLL（5）平均切草长度；Ln小样节数；52 总体方案与设计计算2.1 总体方案2.1.1 铡草机的总体构成2.2 各主要工作部件的配置关系及工作过程2.2.1 喂入机构 喂入机构由压草辊和上、下喂入辊等部件组成。以保证喂入量均匀连续喂入机构由压草辊和上、下喂入辊等部件组成。以保证喂入量均匀连续，上喂入辊的压紧机构采用弹簧压紧，有调节螺帽可改变弹簧的拉紧力，以调节上喂入辊对饲草的压紧力3。对上喂草辊的传动采用结构紧凑的十字滑块联轴节。1）切碎装置。切碎装置包括刀盘主轴，它在两个深沟球轴承中转动，轴的输入端是大皮带轮，输出端是带动齿轮箱传动的直齿圆柱齿轮；轴中部固定有动刀架，动刀架上用沉头方颈螺栓固定二把把动刀片，另有调节螺栓调节刀片间隙，6 1.电机；2.出草装置；3.传动系统；4.喂入机构；5.输送装置；6.牵引机构；7.切碎装置；8.支架图 1 铡草机铡草机示意图Fig.1 Dishtype Hay Cutter schemes 而定刀片则固定在喂入口下缘4。切碎装置的外壳由下壳组、左上壳组和右上壳组组成，其分别用螺栓固定在机架上。右上壳组可以快速折开，只须将手柄逆7时针方向转动，并松开外壳的固定环。这种外壳便于检查时拆装，在外壳堵塞时也便于清理。2）抛送装置。出草装置包括固定在动刀架上的抛送叶板、输送管和偏向器等，切碎段经叶板的抛送、在获得较高的速度后沿切碎器外壳切线方向进入输送管中，输送管内有一股由抛送叶板高速旋转后所产生的上升气流，继续将切碎段向上输送，经偏向器落至指定处5。输送管是由单节管子按青贮塔高度而连接起来的，每对管都用锁扣锁住。3）传动系统。电动机提供动力，通过带轮传动机构，将运动和动力传送到动刀架主轴，然后通过一对直齿圆锥齿轮传至齿轮箱输入轴带动下喂入辊，输入轴上装有两个直齿圆柱齿轮带动另外一根输入轴于此同时带动上喂入辊6。该机器设有行走轮，工作时短距离移动铡草机很方便，但运输速度限制在5 公里/小时以下，若需长距离移动，应用运输工具装运。2.3 主要工作部件设计与计算2.3.1 主要性能参数与技术指标2.3.2 主要工作部件的参数选择与计算本次设计的盘刀式铡草机，主要用于含水率较高的青饲玉米秸秆等物料的切碎。（1）电机的选择。根据国内市场上现有机型，选用电机型号 Y160L-4 三相异步电动机7。其标准查知：额定功率： 6Kw；同步转速： 500r/min；满载转速： 440r/min；1）主要技术指标（见表 3）2）主要性能参数（见表 4）表 3 主要技术指标Table3 Its main technical indices项目技术指标切草长度（cm）1.54配套动力三相电动机或柴油机，根据生产率和设计要求计算后确定功率及型号生产率（t/h）98表 4 主要性能参数Table4 Main performance parameters性能参数配套动力6kw 电机生产率9t/h切草长度（mm）15、20、22、32、40刀盘转速（r/min）500刀片数2V 形带6 根（2）喂草辊的选择。喂草辊的作用是压紧和喂送秸秆草料，其喂入性能与辊的直径和形状直接有关。常用的喂草辊分为刀齿形、沟齿形、星齿辊和光齿形四种，见图 2-2。刀齿辊的特点是喂送能力强，但容易缠草，光辊则相反，沟齿辊和星齿辊介于两者之间8。光辊只能用作下草辊，其他三种则兼作上、下喂草辊。为了适应饲草层厚薄的变化和使饲草压紧程度较为均匀，上喂入设有压紧机构。喂入机构的配置要求：1）下喂入辊的上平面应量与固定刀底刃的上平面在同一水平面上；2）为保证将饲料压缩到一定的紧度，在饲料多时也不会堵塞，要求上喂入辊能随草层厚度变化，一方面做旋转运动，一方面做上下运动9。因此必须有特殊的传动机构及压紧机构。上、下喂草辊的直径 Dg 由下式确定： （mm） )cos1 (2)1 (tDg（6）式中：喂料槽上草层的厚度 （mm）t 草层通过喂草辊时的压缩系数，常用=0.60.8草层与辊的摩擦角，3216 通过各方面的比较分析，本设计下草辊选用刀齿形，上草辊选用沟齿形。据9调查每根玉米秸秆的平均直径为 3cm，输送带上以堆放三层为宜，则喂入链上草层厚度为 82mm，取压缩系数=0.7，摩擦角于是：26）（mm120)26cos1 (2)7 . 01 (82)cos1 (2)1 (tDg中型切碎机常用喂入辊直径为 100140 mm，本次喂入辊取 Dg=120mm。（a）刀齿形；（b）星齿形；（c）沟齿形; (d)光棍图 2 喂草辊的形状Fig.2 grass roller shape（3）喂入口的尺寸确定1）喂入口的高度和宽度可由下式确定：ab )(602mmnlZkQabcddc（7）式中： 铡草机的设计生产率（Kg/h）；Q喂入口的充满系数，=0.40.6；ckck秸秆饲草的切断长度（m）；l切刀数，=24；dZdZ刀盘转速，=350950 r/min；dndn 压紧后的秸秆饲草体积质量，=120160 。cc3/mkg乘积确定后，按=1/31/4求出、值。ababab10由于加工或收获青贮玉米的实际生产率为理论生产率的 70%，本次设计为9t/h，所以t/h；86.127 . 097 . 0实际设计QQ取=3，=500 r/min，=160，得：dZdnc3/mkg）（2m0915. 003435. 0160304. 0015. 05 . 060100086.1260cddcnlZkQab取=0.048，又=1/31/4，则取=120mm，=400mm。ababab2）盘刀式切碎机喂入口的配置尺寸（切刀形式:凸刀）：实际进草高度 h=（0.30.6）a=（0.30.6） 120mm=3672mm，取 h=50mm；实际进草宽度 c=（0.30.6）b=（0.30.6） 400mm=120160mm，取c=150mm。（4）喂入速度的确定。喂入口的充满系数取 Kc=0.5，草层通过喂草辊时的压缩系数=0.7，喂入高度 a=120mm，喂入宽度 b=400mm，则喂入时的横截面面积：s=0.5 0.7 0.048=0.01682m则喂入速度：smrsQvc/93. 036001600168. 09000（5）凸刃口切刀刀刃曲线的设计。盘刀式切碎机凸刃口的刀刃曲线常用偏心圆弧形，其半径 R 由下式确定见图 23R= mm Rmin2min2max2max22R21sinsinsinsinhcb21（）（、R（8）式中 b、c、h喂入口的宽度及配置尺寸； 、切刀的最大和最小滑切角，常用；maxmin30,55minmax刃口磨削储备量，常用=1830mm；RR11取 b=400mm，c=150mm，h=50mm，=25mmmax35,50minRR=mmR446252135sin35sin50sin50sin501504002122222R（）（、经圆整取凸刃口的刀刃曲线圆弧半径 R=450mm，则=437.5mm。R刀刃圆弧中心 O1与刀盘中心 O 的偏心距 e 由下式确定：mm4 .35835cos5 .437cosReomin圆整为 360mm刃口两断点的位置由其与刀盘中心 O 点的距离决定： 122hc(bON）（9） 2cOM（10）式中，刀长余量，=815mm，=612mm1212取=12mm，=10mm则：12mm3 .5641250150(400ON22）可圆整为 565mmmm14010150OM12 图 3 凸刃口圆弧切刀 Fig.3 Cutter blade arc protruding （6）抛送叶板和抛送高度。在盘刀式切碎机的刀盘上装有抛送叶板，当刀盘高速旋转时，叶板对比重较大的青饲料起抛送作用，而对较轻的干草以吹送作用为主10。叶板与外壳的径向间隙不大于 34mm，侧向间隙不大于 612mm。饲料的抛送高度 H 可用下式计算： H=（m） gpH2/2（11）式中：抛送叶板的圆周速度 （m/s） 叶板半径 R=620mmp=nD/60=5001.24/60=32.46m/sp 由于饲料在抛送过程中互相碰撞，缠绕并与管壁没擦而造成抛送高H度降低的系数，常用=0.250.35 取=0.3HH则抛送高度：H=0.3/2 9.8=16.13mgpH2/2246.32132.4 传动设计与计算传动装置总体设计的任务是拟定传动方案、选择电动机、确定总传动比并合理分配传动比以及计算传动装置的运动和动力参数，为各级传动零件设计、装配图设计作准备。2.4.1 拟定传动方案电动机提供动力，通过带轮传动机构，将运动和动力传送到动刀架主轴，然后通过一对直齿圆锥齿轮传至齿轮箱输入轴带动下喂入辊，输入轴上装有两个直齿圆柱齿轮带动另外一根输入轴，于此同时带动上喂入辊。2.4.2 确定总传动比和分配各级传动比1）传动装置总传动比。设 为时间， 为刀盘线转速，为主轴转速，为tv1n2n下草辊转速，为动刀数量， 为传动比，为草长，则：dZiL 11nZtdtLv （12） DtLDvn60000600002（13） ddLZDDnLZnnni112160000（14）38. 8153120maxi14. 3403120mini2）分配各级传动比。取第一级 V 带轮的传动比为；取第二级锥齿轮88. 21i的传动比为；取第三级锥齿轮的传动比为；刀盘到喂草辊的传动5 . 22i0 . 13i比，符合11。152. 1432iiiimaxminiii142.4.3 计算传动装置的运动和动力参数1）计算各轴转速。；min/5000rn min/6 .17388. 2500101rinnmin/5 .695 . 2500212rinn2）计算各轴输入功率。kwpp25.1495. 015101取刀盘功率消耗占整机功率的 80%，即：kw12%8015刀耗pkwppp16. 297. 099. 01225.143212）（）（刀耗kwpp03. 295. 099. 016. 24223为 V 带的传动效率，=0.940.97 取 0.95；11为滚动轴承的传动效率，=0.980.995取 0.99；22为圆锥齿轮 1 的传动效率，=0.960.98取 0.97；33为圆锥齿轮 2 的传动效率，=0.940.97取 0.95；443）计算各轴转矩。mmNnppT.429751055. 91161刀耗mmNnpT.1031401055. 922622.4.4 传动部件参数的选择与计算 （1）带轮的设计。根据已知电机功率 P=6w，转速，传动比min/5001rn 88. 2i 1）确定计算功率由机械设计表 8-7（以下同）查得工作情况系数12，故1 . 1Ak5 .16151 . 1PkPAca 2）选择 V 带的带型根据，由图 8-11 选用 B 型caP1n 3）确定带轮的基准直径并验证带速ddv初选小带轮的基准直径。由表 8-6 和 8-8，取小带轮的基准直径1dd15。mmdd1251验算带速 。按式（8-13）验算带的速度vsmsmndvd/42. 9/100060144012510006011因为 5m/s 30m/s，故带速合适。v计算大带轮的基准直径。根据式(8-15),计算大带轮的基准直径a2ddmmidddd36012588. 212根据表 8-8，圆整为。mmdd3552 4）确定 V 带的中心距和基准长度adL根据，初选中心距。)(2)(7 . 02121ddddddaddmma9500由式（8-22）计算带所需的基准长度 mmaddddaLddddd26689504)125355()355125(295024)()(2220212210由表 8-2 选取带的基准长度为。mmLd2800按式（8-23）计算实际中心距。a mmLLaadd1016226682800950200中心距的变化范围为 9741100mm。 5）验算小带轮上的包角100012019016710163 .57)(180dddd 6）计算带的根数z计算单根 V 带的额定功率。rp由和，查表 8-4得13。mmdd1251min/14401rn akwp19. 20根据，和 B 型带，查表 8-4得13。min/14401rn 88. 2ibkwp46. 00查表 8-5 得，表 8-2 得，于是965. 0k03. 1LkkwKKpppLr634. 2)(0016计算 V 带的根数z26. 6634. 25 .16rcappz取 6 根。 7）计算单根 V 带的初拉力的最小值min0)(F由表 8-3 得 B 型带的单位长度质量，所以mkgq/18. 0NNqvzvKPKFacaa2 .24842. 918. 042. 96965. 05 .16)965. 05 . 2(500)5 . 2(500)(22min0应使带的实际初拉力。min00)(FF 8）计算压轴力pF压轴力的最小值为：NNFzFp3 .2959sin2 .248622sin)(2)(21671min0min（2）齿轮的设计取机器工作寿命为 10 年，每年工作 50 天，每天工作 8 小时 1）第一对圆柱齿轮的设计选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 采用锥齿圆柱齿轮，7 级精度；采用小齿轮材料为 QT600-2，硬度为260HBS，大齿轮材料为 QT500-5，硬度为 220HBS，二者材料硬度差为 40HBS选小齿轮齿数，大齿轮齿数，齿数比14。161Z402Z5 . 2按齿面接触强度设计由机械设计上设计公式（10-9a）（下同）进行试算，即 3211)(132. 2HEdtZKTd（15）确定公式内的各计算数值试选载荷系数。3 . 1tK小齿轮传递的转矩。mmNT.429751由表 10-7 选取齿宽系数。4 . 0d17由表 10-6 查得材料的弹性影响系数。219 .173 MPaZE由图 10-21(a)按齿面硬度查得大、小齿轮的接触疲劳强度极限MPaMPaHlHl5305902min1min，由式 10-13 计算应力循环次数 811102 . 110508115006060hjLnN782108 . 45 . 2102 . 1N由图 10-19 取接触疲劳系数，。93. 01HNK96. 02HNK计算接触疲劳许用应力。取失效概率为 1%，安全系数 S=1，由式（10-21）得MPaSKHNH7 .54859093. 01lim11MPaSKHNH8 .50853096. 02lim22计算计算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值。td1 HmmZKTdHEdt83.65)8 .5089 .173(5 . 25 . 34 . 0429753 . 132. 2)(132. 2323211 （16）取=80mmtd1计算圆周速度 。vsmndvt/09. 21000605008010006011计算齿宽。b mmdbtd32804 . 01mmdbtd32804 . 01计算齿宽与齿高之比。hb18模数： mmzdmtt5168011齿高： mmmht25.11525. 225. 284. 225.1132hb计算载荷系数。根据，7 级精度，由图 10-8 查得动载荷系数15；smv/09. 207. 1vK直齿轮，；由表 10-2 查得使用系数；1FHKK1AK由表 10-4 用插值法，查得 7 级精度等级、小齿轮相对支承悬臂布置时，。186. 1HK由，查图 10-13 得；故载荷系数83. 2hb182. 1HK14. 1FK27. 1186. 1107. 11HHvAKKKKK按实际的载荷系数校正所算的分度圆直径，由式（10-10a）得mmKKddtt4 .793 . 127. 1803311计算模数 m。mmZdm9625. 4164 .7911齿根弯曲强度设计由式（10-5）得弯曲强度的设计公式为 311)(2FSFdYYZKTm（17）确定公式内的各计算数值由图 10-20(a)查得大、小齿轮的弯曲疲劳强度极限MPaMPaFEFE31034021，由图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数；92. 09 . 021FNFNKK，计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数,由式（10-12）得4 . 1S19MPaSKFEFNFF6 .2184 . 13409 . 01121MPaSKFEFNFF7 .2034 . 131092. 01121计算载荷系数。K22. 114. 1107. 11FFvAKKKKK由表 10-5 查得齿形系数 ，。03. 31FY40. 22FY由表 10-5 查得应力校正系数 ，16。51. 11SY67. 12SY计算大小齿轮的并加以比较。 FsFYY01346. 034051. 103. 3111FsFYY01293. 031067. 140. 2222FsFYY小齿轮的数值大。设计计算 mmYYZKTmFSFd04 . 201346. 0164 . 02975422. 12)(232311对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强m度计算的模数，由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，m而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，因此可取模数，按接触强度算的分度圆直径，算出小5mmmd4 .791齿轮的齿数：1654 .7911mdZ大齿轮齿数： 40165 . 22Z几何尺寸的计算计算分度圆直径20mmmmmZd8051611mmmmmZd20054022计算中心距mmmmdda140220080221计算齿宽mmmmdbd32804 . 01取 ，mmB371mmB322（2）第二对锥齿轮的设计 1）选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数采用直齿圆柱齿轮，7 级精度；小齿轮材料为 40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为 45 钢（调质），硬度为 240HBS，二者材料硬度差为40HBS选小齿轮齿数，大齿轮齿数，齿数比。421Z422Z1 2）按齿面接触强度设计由机械设计上设计公式（10-9a）（下同）进行试算，即 32221)()5 . 01 (92. 2HERRtZKTd（18）确定公式内的各计算数值试选载荷系数。2 . 1tK小齿轮传递的转矩。mmNT.1031401由表 10-7 选取齿宽系数。3/1R由表 10-6 查得材料的弹性影响系数。218 .189 MPaZE由图 10-21a 按齿面硬度查得大、小齿轮的接触疲劳强度极限MPaMPaHlHl600,6502min1min由式 10-13 计算应力循环次数711108 . 410508112006060hjLnN21772104 . 22108 . 4N由图 10-19 取接触疲劳系数，。96. 01HNK98. 02HNK计算接触疲劳许用应力。取失效概率为 1%，安全系数 S=1，由式（10-21）得MPaSKHNH62465096. 01lim11 MPaSKHNH58860098. 02lim22计算数值计算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值。td1 H32221)()5.01(92.2HERRtZKTd=mm5 .88)5888 .189(2)3/15 . 01 (3/11031402 . 192. 2232mmddRtm75.736/55 .88)5 . 01 (1 3）计算圆周速度vsmndvmm/77. 010006020075.731000602 4）计算载荷系数根据，7 级精度，由图 10-8 查得动载荷系数；smv/79. 003. 1vK；由表 10-2 查得使用系数；2 . 1FHKK1AK由表 10-4 用插值法，查得 7 级精度等级、小齿轮相对支承悬臂布置时，。1 . 1FHKK故载荷系数36. 12 . 11 . 103. 11HHvAKKKKK 5）按实际的载荷系数校正所算的分度圆直径，由式（10-10a）得mmKKddtt3 .922 . 136. 15 .883311圆整取=92mm。1d22 6）按齿根弯曲强度设计由式（10-5）得弯曲强度的设计公式为 322122)(1)5 . 01 (4FSFRRYYZKTm（19）确定公式内的各计算数值由图 10-21a 查得大、小齿轮的弯曲疲劳强度极限MPaMPaFEFE380,50021由图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数；88. 0,85. 021FNFNKK计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数,由式（10-12）得4 . 1SMPaSKMPaSKFEFNFFEFNF86.2384 . 138088. 057.3034 . 150085. 0221112计算载荷系数K36. 12 . 11 . 103. 11FFvAKKKKK计算当量齿数894. 02121cos221448. 0cos1cos21275.93448. 042cos, 5 .23894. 021cos222111ZZZZvv由表 10-5 查得齿形系数， 20. 2,67. 221FFaYY应力校正系数，。78. 1,5775. 121SsaYY计算大小齿轮的并加以比较FsFYY016. 086.23878. 120. 2021. 057.2035775. 167. 2222111FsaFaFsaFaYYYY小齿轮计算数值较大23设计计算 5 . 3021. 01221)3/15 . 01 (3/110314036. 14)(1)5 . 01 (43222322122FSFRRYYZKTm取 m=4则：2349211mdZ462232Z 7）几何尺寸的计算计算分度圆直径mmmmmZd9242311mmmmmZd18444622计算锥距3.4637.526,cot2211，则mmddR9 .102222221 8）计算压轴力pF有效圆周力为：NvPFe9 .6301265. 067. 110001000由于是水平传动，故链轮压轴力系数，15. 1FpK则压轴力为：NFKFeFpp2 .72479 .630115. 1 9）链轮几何尺寸的计算分度圆直径：102.7mm/10)180sin31.75)/Z180sindo1o（P齿顶圆直径：33.12305.1975.3125. 17 .102dp25. 1dd1amax2432.11005.1975.31)106 . 117 .102d)pZ6 . 11dd11amin（平均齿顶圆直径 ：mmdddaaa825.116)32.11033.123(21)(21minmax取齿顶圆直径：mmda116齿根圆直径：mmdddf65.8305.197 .1021最大齿根距离 ：xL当齿数是奇数时 ；当齿数是偶数时（20）1190.cosxLddz。x1LfdddmmdLfX65.83齿侧凸缘直径 1180cot1.040.76gdphZ。（21）查表 9-1 得内链mm18.30h mmhZpd57.6576. 004. 1180cot10g取mmdg65轴向齿廓尺寸计算 查机械设计表 8-2-22计算齿宽查机械设计表 9-4由于 p12.7 ,单排，则有110.95fbb查机械设计表 9-1 得内链节内宽，则mm9 .18b1mmb189 .1895. 095. 0b11f齿铡倒角pba13. 025mm1 . 475.3113. 0p13. 0ba倒角半径 取xrpmm32rx链轮齿总宽 1(1)fntfbnpb（22）其中，n 为链排数，为排距。tp则有mmbbpfft181nb11fn）（3 典型零件的受力分析与强度校核3.1 主轴的受力分析与强度校核轴类零件是较常见的典型零件之一,也是传动系统中最重要的零件。它们在机器中常用来支承齿轮、带轮等传动零件，以传递扭矩和运动。因此本章选取刀盘主轴进行受力分析与强度校核17。（1）初步计算轴径。轴的材料为 40Cr，调质处理，查表 15-3，取 A0=10518,由下式初步估算轴的最小直径：mm34.1750025. 2105nPAd30min（2）轴的径向尺寸如图 4 所示 图 4 主轴径向尺寸Fig.4 Spindle radial dimensions （3）轴的装配关系如图 5 所示（4）轴的弯扭合成强度计算。由装配轴承轴颈处直径 d=50mm，且轴向力忽略，查机械零件手册，选取轴承型号为 6310 深沟球轴承，D=110mm，B=27mm。1）求作用在轴上的力26齿轮上的作用力：N2 .170350425792d2TF1tN9 .61920tan2 .1703tanFFotr带轮对轴的作用力：2959.3NFP动刀架对轴的作用力：N8828 . 990mgGmN2 .229500121055. 9nP109.55T6612959.3NFPN2 .64835050229200RTF221图 5 主轴装配关系Fig.5 Spindle assembly relation 轴承对轴的作用力:0LF)(GLFLF43t2NV1则：27331.8N355130233.8872 .1703LLF)(GLFF243tNV1又 0FGFFFtNV2NV1268.8N2648.2331.81703.2882FFFGFNV1tNV20)L(LFLFLF21P3r2NH1则：4011.5N355355)(1082959.3879 .619L)L(LFLFF221P3rNH1又 0FFFFrPNH2NH1N1 .16723 .29599 .6194011.5FFFFPrNH1NH22）计算轴上的弯距、扭距，并作图 m117.8N1000355331.8LFM2NV1V1mN2 .4811000871703.2LFM3tV2m319.6N10001082959.3LFM1PH1mN9 .53100087619.9LFM3rH2m319.6NMMH11m157.7N53.9148.2MMM222H22V22 mN6 .1203M m42.6NTm229.2NT128 图 6 主轴受力立体图Fig.6 Spindle mechanical drawing3）校核轴的强度由轴的扭矩、弯矩图可知，轴承处存在危险截面，因此在该处计算应力 22ca)(4（23）因扭转切应力不是对称循环应力，故引入折合系数 ，取0.3抗弯截面系数：53331025. 105. 01 . 0d1 . 032dW截面上的弯曲应力：MPa57.25101.25319.6WM51截面上的扭转切应力：10.9MPa102.5271.82WTWT5T轴的弯扭强度条件为：29 图 7 弯矩示意图Fig.7 Bending and twisting schemes 图 8 扭矩示意图Fig.8 Torque figure 1ca（24）弯矩图和扭矩图如上：查表 15-1 得 MPa701则：3078MPa.250.913 . 0457.25122ca）（符合弯扭强度条件。3.2 轴承的选型与校核由主轴承轴颈处直径 d=50mm，轴向力忽略不计，查查机械零件手册，选取轴承型号为 6310 深沟球轴承。1）主轴轴承的校核。由于只承受径向力的作用，且左右轴承受力大小相同，所以在这里仅需校核其中任意一个轴承即可，现取左轴承进行校核，由轴的校核已经计算出轴承在径向方向的力，故 NNFFFNVHr40258 .3315 .40112221211预期计算轴承寿命（按工作 10 年，年工作 200 天，4 小时工作制），则有：Lh =10 200 4=8000h右轴承所需的基本额定动载荷 NnLPCh645510606查机械设计课程设计 表 15-6 可知，6301 型深沟球轴承的额定动载荷Cr=63.0 kN。此，C, 故安全！同理左边轴承 C ，也安全！rCrC2）减速箱中轴的轴承校核。由减速箱中轴承轴颈处直径 d=50mm，轴向力忽略不计，查查机械零件手册，选取轴承型号为 6310 深沟球轴承减速箱中轴承轴的校核。由于只承受径向力的作用，且左右轴承受力大小相同，所以在这里仅需校核其中任意一个轴承即可，现取左轴承进行校核，由轴的校核已经计算出轴承在径向方向的力，故 NFFFNVHr5 .42013 .4486 .38742221211预期计算轴承寿命（按工作 10 年，年工作 200 天，4 小时工作制），则有：Lh =10 200 4=8000h右轴承所需的基本额定动载荷 NnLPCh6 .596410606查机械设计课程设计 表 15-6 可知，6301 型深沟球轴承的额定动载荷Cr=63.0 kN。此，C, 故安全！同理左边轴承 C，也安全！rCrC4 技术经济效益分析4.1 生产成本计算 生产成本主要由原材料费用、人工工资、管理费用三大部分组成。原材料费用与工人工资基本相等。整台机器大约重 895 千克，而组成机器的材料又有31好坏之分，有标准件和非标准件的区别。材料费用大约为 5500 元，工人工资与管理费用大约为 3000 元，即成本大约为 8500 元。4.2 市场售价预测从用户的利益与企业盈利双重角度考虑出发，选择市场价钱为 11000 元每台，这对与很多饲养牲畜大户或者中小型畜牧企业来说，既能满足需求，又不会增加 太大的经济负担。可以说受到广大用户的青睐，同时也会给用户和企业带来较大 的效益。4.3 社会与经济效益分析不断降低农民劳动强度、提高生产率和企业的经济效益，增加农民收入，已是农机发展的必然趋势。但我国农业、畜牧业生产手段还很落后，与国际上的现代化生产模式有很大差距，采用先进的机械化作业代替繁重的手工劳动是一项长期的任务19。近年来，随着农村经济结构的调整，牲畜养殖业得到快速发展。在牲畜的生长过程中，用切碎的秸秆作饲料，可以增加牲畜的适口性，提高消化率及吸收率，减少饲养过程中的浪费，缩短饲养周期。及时处理大量秸秆，避免秸秆因腐烂焚烧带来的环境污染问题，而且为大面积以地养地，增加土壤有机质含量，改善土壤结构、培肥地力，提高农作物产量走出了新路子，减轻了环境污染20。此外，秸秆还田在抗旱保墒、减少化肥用量和节约生产成本、保护生态环境等方面均有明显效果，而且对农业的可持续发展有重大的作用。因而农户对使用安全、价格适中的铡草机要求比较迫切，为此我们研制了盘刀式铡草机，该机具已通过性能检测并已批量产品推广，受到用户欢迎，取得了较好的社会和经济效益。5 结束语历时十二周
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