毕业设计(论文)-盘刀式秸秆切碎机结构设计.doc

第1章 绪论1.1本研究的目的和意义中国是农业大国，也是秸秆资源最为丰富的国家之一。历史上，中国有利用秸秆的优良传统，农民用秸秆建房蔽日遮雨，用秸秆烧火做饭取暖，用秸秆养畜积肥还田，合理利用秸秆是中国传统农业的精华之一。在传统农业阶段，秸秆资源主要是不经任何处理直接用于肥料、燃料和饲料。随着传统农业向现代化农业的转变以及经济、社会的发展，农村能源、饲料结构等发生了深刻变化，传统的秸秆利用途径发生了历史性的转变。在经济发达的地区，秸秆低效不清洁的直接燃烧利用方式已不适应农民生活水平提高的需要，富裕起来的农民迫切需要优质、清洁、方便的能源。农业主产区秸秆资源大量过剩问题日趋突出，农民就地焚烧秸秆，不仅带来污染大气的严重后果，还因烟雾造成了附近机场飞机不能下降，高速公路被迫关闭的严重社会问题，引起了全社会的关注。我国政府十分重视秸秆禁烧和综合利用问题，1999年4月，国家环境保护总局、农业部、财政部、铁道部、中国民用航空总局联合颁发了秸秆燃烧和综合利用管理办法。办法要求:禁止在机场、交通干线、高压输电线路附近和省辖级人民政府划定的区域内焚烧秸秆，到2005年，各省、自治区的秸秆综合利用率将达到85%。科技部组织力量研究推广秸秆综合利用技术，并把秸秆综合利用技术列入国家“九五”、“十五”科技攻关计划。农作物秸秆经粉碎或切碎后机械压缩成燃料块，能有效地改变其燃料特性，热值接近中质烟煤，平均为16736kJ。压缩成型技术为秸秆燃料异地运输使用创造条件，可以作为生物煤供应工业生产和居民使用，同时也是很好的气化原料，对推广气化炉有促进作用。压制成型的秸秆块也可以进一步炭化处理，得到木炭和活性炭，可广泛用于冶金、化工、环保、生活燃料。另外，利用压缩成型技术可以将秸秆模压成不同形状和用途的产品，如一次性快餐盒、盘、碟、包装盒、工业托盘、育苗容器、人造纸板、瓦楞纸等。本研究以棉秆等硬茎秆为研究对象，通过对秸秆原料特性的分析，确定切碎原理和方法，设计出动力消耗低、粒度大小满足压缩成型要求的秸秆切碎机。推动我国目前综合开发利用农作物秸秆资源的技术创新和实际应用。1.2农作物秸秆综合利用现状中国农作物秸秆资源量大面广，每年产出量多达6.4亿t，且随着农作物单产的提高，秸秆产量也将随之增加。现阶段其用途大致可分为4个方面:秸秆还田;牲畜饲料;替代能源;工业原料，约占12.7%的剩余秸秆就地焚烧或闲置。(1)秸秆还田秸秆还田是目前秸秆利用的最主要方面，据统计，2000年我国主要粮食作物秸秆粉碎还田的面积占其种植面积的58.6%(韩鲁佳等，2002)。秸秆还田的方法分为整株还田技术、粉碎还田技术、有根茬切碎还田技术和传统沤肥还田技术。配套的秸秆还田设备有粉碎还田机、灭茬机、收获还田机和水田埋草机等。目前，经过对秸秆还田技术和配套操作规程等的研究，秸秆直接还田在我国已有了一定面积的推广应用。在“八五”期间，秸秆直接还田技术规程研究取得了重要突破，已经制定出了包括华北、西南、长江中游区、江苏水早轮作区和浙江三熟制种植区的麦秸、玉米秸、稻草直接翻压还田的技术规程，包括还田方式、秸秆数量、施氮量、土壤水分、粉碎程度、还田时间以及防治病虫害、杂草等方面的技术要求，实践证明适量的秸秆还田能有效增加土壤的有机质含量，改良土壤，培肥地力。(2)牲畜饲料秸秆用作饲料，在中国主要是以秸秆养畜、过腹还田的方式进行的。未经任何处理的秸秆，不仅消化率低，粗蛋白和矿物质含量低，而且适口性差。为提高饲料的适口性和营养价值，近年来普遍采用氨化、微生物发酵贮存、热喷、揉搓等技术处理，目前全国的年加工处理量约1000万t，已开发出的加工设备有氨化炉、调质机、青贮收获机、揉搓机、压饼机、热喷设备等。(3)替代能源据全国农村可再生资源统计资料显示(2001)，“九五”期间，秸秆能源用量仍占农村生活用能的30%-50%。传统的秸秆利用方式是直接燃烧，因其密度小，灰分多，己不再适应农民生活水平的需要，国内现行的秸秆优质能源利用技术，除了本文所要研究的秸秆压缩成型技术以外，还有秸秆气化集中供气技术、秸秆制取沼气技术、秸秆燃料热风烘干技术等。秸秆热解气化技术把细软、松散的低品位秸秆转换成清洁的高品位气体，热效率可达40%。气相燃料速度快，热量输出可以控制，在烘干木材、茶叶、饲料和代替燃油发电及农村居民炊事等方面己有成功应用。部分气化炉和配套装置己经批量生产，进入实用推广阶段。目前全国己有350余处秸秆气化集中供气示范点，主要集中在山东、河南、江苏、河北、山西、北京、陕西等。仅山东就有170余处(韩鲁佳等，2002)。秸秆制取沼气技术，近年来经攻关研究在技术上有了较大突破，解决了秸秆易结壳、出料困难和发酵不充分的难题。干发酵工艺则有助于节约建池费用，提高池容利用率，目前该技术在北方应用较多。秸秆燃料热风烘干技术是将成捆或经预处理的秸秆加入由两段燃料室组成的高效燃料炉，燃烧产物经过离心除尘可得到洁净的热烟道气，产生的热风温度可以调节(60-800)，含烟尘量小于20mg/m，尤其适宜于高湿物料，如粮食、木材、饲料、鸡粪、酒糟等的烘干。(4)工业原料秸秆作为工业原料主要用于工业造纸，占秸秆总产出量的2.9%。其它目前正在兴起的研究与应用有:南京林业大学将秸秆压缩成型制作秸秆板材，建筑墙体材料，包装材料等;西北农大开展模压制品的研究，如一次性快餐盒、托盘、家具构件和建筑构件等;辽宁省农科院研制成功秸秆皮镶分离及其综合利用技术;另外一些科研院所采取生物技术的手段发酵生产乙醇、糠醛、苯酚、单细胞蛋白、燃料油气、工业酶制剂等。由于秸秆还田数量有限，作饲料其营养价值不高，因此要真正解决秸秆的合理利用问题，关键在于研究秸秆的能源化和工业化利用技术。1.3 秸秆的特性：1.3.1 秸秆的物理特性秸秆本身的物理特性是影响秸秆切碎和压缩成型的主要因素之一。秸秆的物理特性受物种、品种、产区、成熟度等多种因素的影响。国外对麦秸、饲草等软茎秆的拉伸强度、剪切强度、弹性模量、刚度模量等物理特性研究较多(oDogherty，1995)。国内相关报道较少，孙骊(1998)、徐学耘(加00)等对麦秸和棉杆的物理特性作了初步的分析。1.3.2 秸秆的切碎特性国外对秸秆切碎的研究集中于麦秸、稻秸等软茎杆，主要分析切碎能耗、切碎度和切断效率的各种影响因素，如oDogherty(1986)等人分析了切割速度、割刀参数、受切根数等因素对切割过程的影响，指出秸秆切割过程中有一临界速度，在15-30m/s范围内，低于临界速度，能耗和无效切割快速增加;大于临界速度，能耗基本不变，实际切割长度接近于理论长度。国内主要是对切碎能耗和切断效率的研究，如张晋国(2000)等人分析了秸秆的含水率和有无定刀对切断效率的影响;吴子岳(2001)和蔺公振(1999)等研究了受切根数和割刀参数对切割功耗的影响。1.3.3 秸秆的化学成分不管任何植物材料其主要化学组份均为纤维素，半纤维素，木质素三种。由表1.1可知，棉秆中的纤维素含量为50%左右，木质素含量为20%以上，半纤维素含量为75%以上，均明显高于麦秸类软茎秆，更接近于杉木等低级木材。表1.1 秸秆的化学成分(徐学耘，1994)种类木质素纤维素半纤维素果胶 聚戊糖%棉秆2250.2375.103.5119.21麦秸18.3440.471.300.3025.56杉木24.9150.4344.691.6925.90第2章 切碎机整体方案设计2.1 总体结构设计秸秆切碎机的总体结构见图2.1。1.变速箱和喂入机构2.喂入槽3.切碎器4.带传动5.电动机图2.1 秸秆切碎机总体结构示意图该机主要由切碎器、变速箱和喂入机构、喂入槽、甩抛装置、带传动、电动机组成。秸秆由喂入槽2喂入，在喂入机构1作用下将其压实并卷入机构，被动定刀片组成的切碎器3切碎，最后由抛送装置抛出机外。2.2 样机的性能试验根据前面的理论分析，我们设计了农作物硬茎秆切碎机，见图2.2，其主要的技术参数如下:喂入齿辊有效长度:100mm;喂入齿辊张开间距最大值:59mm，张开间距自动调节;喂入齿辊节径:83mm;总速比:6.47;动刀数:3;动刀转速:550r/min;喂入齿辊转速:85r/min:物料切碎长度:10mm;配备动力:2.2kw图2.2 直刃刀硬茎秆切碎机第3章 秸秆切碎机结构设计3.1 切碎器设计切碎器是秸秆切碎机的重要工作部件。它的参数设计是否合理，对切碎质量、功率消耗以及机器运转均匀程度有直接影响。影响切碎性能的主要因素有:(l)切割时要产生滑切，以减少切割阻力。(2)切割要稳定，秸秆相对于动定刀片没有滑移。(3)切割阻力矩变化均匀。3.1.1 切碎方式选择秸秆切碎方式主要有轮刀式切碎、滚刀式(螺旋刀)切碎和锤片式切碎等。轮刀式切碎质量好，刀片结构简单，主要缺点是刀盘运转不均匀。滚刀式切碎滑切作用强，切割阻力小，但切碎体不能自动抛出，刀片刚度差，不适合硬茎秆切碎。锤片式切碎是利用高速旋转的锤片来击碎秸秆，刀片结构简单，通用性好，但能耗高。 根据对直刃刀切碎、螺旋刀切碎和锤片切碎3种不同切碎方式的比较研究，如图3.l所示，在相同转速下，直刃刀切碎的单位质量棉杆能耗最低，由表3.1可知，采用直刃刀切碎细小颗粒产量较高，在9001450r/min范围内，提高转速对细小颗粒产量增加不明显。图3.1 切碎机主动轴转速与能耗的关系根据以上分析，我们选择直刃刀切碎作为棉秆等硬茎秆切碎的设计方案，动刀片数为3，均布于动刀架上，其动刀架结构见图3.2。3.1.2 切碎原理分析按刀片刃线运动方式，切割可分为砍切和滑切两种。砍切时刀片切割点M运动方向垂直刃线，而滑切时刀片切割点M运动方向不垂直刃线。由于滑切使刀片斜置切入，实际刃角相应变小，刃线变锐，切割阻力减少，因此滑切比砍切省力，且在一定滑切角范围内，滑切程度越大，切割越省力。当刀片产生滑切时，切割点M速度V分解为2部分(图3.3):滑切速度Vt，方向平行刃线;砍切速度Vn，方向垂直刃线。速度V和Vn夹角为滑切角，在一定滑切角范围内，滑切程度越大，切割越省力。3.1.3 割刀参数分析1.滑切角直线型刀片的滑切角在数值上等于刀片刃线AB与切割半径r之夹角(图3.4)。图3.2 直刃刀动刀架简图图3.3 刀片的滑切为了保证刀片有滑切，其刃线AB至回转中心O应具有偏心距e。由图3.4可得: tg= (3.1)上式说明，从切割开始到终了，随着切割点外移，切割半径r的增加，刀片的滑切角逐渐减小。因此，刀片切割阻力矩随着切割半径的增大，滑切角的减小，切割阻力的增大而增大。2.推挤角图3.4中，动刀刃线AB与定刀刃线CM间的夹角为推挤角x.切割时如果推挤角过大，秸秆受刀片作用，会先沿刃线一侧滑移，逐渐集中在最后阶段切割，结果造成刀片负荷不均，刃线末端磨损严重，碎段变长，切碎质量变坏。因此，为保证切割稳定，不产生滑动切割，满足如下切割条件: （3.2)1.O-动刀回转中心2.AB-动刀刃3.e-偏心距4.-滑切角5.r-切割半径6. x-推挤角图3.4切碎器的结构图根据文献资料(陶南，1991)，取=， ，则x。图3.4中，由三角形OGH和HCD相似关系可知，推挤角x在数值上等于回转角，在切割过程中逐渐减小。故刀片推挤角随着切割点外移、回转角的减小而减小。从以上分析可以得出，直刃刀刀片的推挤角变化比较合理，而滑切角和阻力矩变化不够理想。因此，为了改善其切碎性能，本设计采用提高切碎器转速和增大其本身转动惯量(即刀架质量)的方法，来补偿由于阻力矩变化所引起的运转不均的缺点。通过将动刀架与甩抛轮设计为一体，既可增加刀架的转动惯量，又可改善切碎物料的甩抛性能。3.1.4 主要技术参数确定1.切碎长度切碎长度是切碎机主要性能指标之一，机器工作时，秸秆被喂入辊卷入切碎机构的速度v(m/s)，切砰器每秒钟切碎次数为，则理论切碎长度为:L=考虑到喂入辊的打滑因素，实际切碎长度为: L= (3.3)式中：k动刀片数i切碎器主轴n与喂入辊转速n之传动比D喂入辊直径打滑系数，一般取0.050.07切碎器主轴与喂入辊之传动比i=6.47，喂入辊直径d=83mm，动刀片数K为2，打滑系数取0.06，则理论切碎长度L=20mm。2.切碎机生产率切碎机生产率的大小取决于喂入口面积，切碎器刀片数和转速，茎秆种类和切碎长度等，理论生产率可由下式计算: Q=60kabLn (3.4)式中: k动刀片数;a、b为喂入口高度和宽度，m;L理论切碎长度，m;n 喂入辊转速，r/min;喂入辊压缩后的茎秆容重，kg/m。切碎器的动刀片数k为2，喂入辊转速n为85r/min，喂入口宽度a取0.1m，度b取0.14m，茎秆压缩后容重以棉秆为例约为120150kg/m，若取130kg/m。切碎长度为0.02m，理论生产率约为Q=500kg/h。3.2 喂入机构设计喂入机构由喂入槽、喂入辊和压紧装置等部件组成。它的作用是将物料以一定的速度喂入切碎器，并在喂入的同时，将其夹住、压紧、无滑动，以保证切碎质量，即切碎颗粒长度均匀、切口平整。主要结构简图见图3.5。上喂入辊的动力由切碎器刀轴传入，下喂入辊由一对圆柱齿轮和一对链轮传递动力并改变转动方向，从而获得上下喂入辊转速一致，但方向不同的运动。由于本切碎机主要是用于切碎硬茎秆，所以采用卷入性能好，并能自动调节喂入口高度的星齿型上下喂入辊(图3.6)。压紧装置采用双弹簧式压紧装置，两个弹簧在机架两侧，一端固定在机架上，另一端固定在喂入辊轴座上。随物料尺寸的改变，使压力随弹簧变形而改变，有利于喂入切割。上喂入辊随着喂入物料的直径变化，靠轴座和弹簧，以0为圆心，60mm为半径，在滑槽CD中浮动，上下喂入辊中心距在85-144mm之间，适用不同物料喂入并夹紧。1.滑槽2.上喂入辊3.齿轮传动4.调节弹簧5.链传动6.下喂入辊图3.5 喂入机构的结构示意图图3.6 喂入辊结构图3.3 传动系统设计切碎机传动系统简图见图3.7。电动机的动力先经皮带轮传给动刀轴，再经一对圆柱齿轮和一对圆锥齿轮减速后传给喂入辊。总传动比为i=6.47。3.4 切削刃的选择盘刀式切碎器有圆弧曲线、直线和等滑切角曲线刀刃，切割时的滑切角和切割转角是影响切割能耗的主要因素。当滑切角在 3545范围内,切割转角在4565范围内时,切割的平均扭矩较低,切割能耗较小。对于不同类型的刀刃曲线,只要结构参数的设计能够保证滑切角和切割转角在适宜的范围内变化,则可保证切碎器具有较低的切割能耗。盘刀式切碎器是畜牧业生产中广泛应用的饲料加工机械,其工作过程中消耗的能量主要用于饲料的切断。长期以来,关于减小切碎器能量消耗的研究主要集中在切碎器动刀刃曲线形状上。从目前应用的切碎器动刀结构看,刀刃的曲线形状有圆弧型、直线型、折线型和等滑切角4 种。这4种不同形状的动刀刃曲线类型对切碎器的切割能量消耗有较大的影响。因此,在理论分析和试验的基础上,研究不同类型曲线刀刃形状对切碎器能耗的影响,对于改进切碎器的工作性能和减小工作过程中的能量消耗具有重要意义。 3.5 本章小结本章首先对各种切碎方式进行比较分析，选择合适的切碎方式;然后从理论上对切碎器等重要工作部件进行运动学分析，确定结构设计所需参数。1.带轮传动2.动刀3.圆柱齿轮传动4.喂入装置5.圆锥齿轮传动6.电机图3.7 传动系统简图第4章 动刀片受力分析 4.1 工作原理 PCC 15. 0S 型青饲切碎机主要由喂入机构、切碎器、抛送机构和传送机构等部分组成。切碎器是青饲切碎机的重要工作部件,动刀片和抛送叶片安装在3个互呈120的刀架上(如图4.1)。切碎机工作时,动刀片和抛送叶片在刀架的带动下绕轴O旋转(如图4.2),动刀片M N 由饲料喂入口的J 点开始切割物料, 到L 点完成一次切割。3个动刀片依次工作实现青饲切碎机的连续切割工作。 1.定刀片2. 饲料层3. 动刀片4. 抛送叶片5. 刀架图4.1切碎器结构简图图4.2切碎机工作分析图在图4.2 中,可将动刀片A 点的速度v 分解为垂直于刃口的速度vn 和沿着刃口方向的速度v t; v 与v n 之间的夹角称为滑切角S, tanS称为滑切系数,它的值可以反映滑切作用的大小;动刀片M N 与在KL 附近安装的定刀片之间的夹角称为钳住角x(或推挤角),该角不能过大, 否则物料会被推移, 不利于机器切割。4.2 动刀片的受力分析4.2.1 直刃口动刀片的受力分析直刃口动刀片设计尺寸如图4.3, 为了便于分析,其受力情况简化为如图4.4 所示情况(假设不考虑物料喂入力的影响)。设动刀刃上任意一点A 受力为F , 它可分解为沿着刀刃方向的滑切力P 和垂直于刀刃方向的正压力N z , 其中 N z= (4.1) P = fN z (4.2) F = (4.3)式中： q比阻, 即单位刃口长的切割阻力S 参加切割的刃口长度f 切割的滑动摩擦因数图4.3直刃口动刀片结构简图图4.4直刃口动刀片受力简图各种饲料具体的q 值应由试验确定(本研究取用玉米秸秆) ; 切割玉米秸秆时S、q 关系见表4.1。f 与滑切系数tan的关系见表4.2。表4.1切割玉米茎秆时与q 的关系/0 102030405060117.11112.791.63 75.4668.1155.8640.18表4.2tan与f 的关系tan00.20.40.60.81.01.21.41.61.82.0f00.0420.0820.1120.1400.1840.2100.2420.2530.3300.340正压力矩 (N z 力对O 点的力矩) 为 T 1= N z (4.4)滑切力矩（P 力对O 点的力矩) 为 = P (4.5)求解直刃口动刀片在切割玉米秸秆时所受的力和力矩的步骤如下:(1) 根据已知切碎器的设计参数: 最大推挤角Vmax为68, 切碎器回转中心距定刀的高度为90 mm ,回转中心到喂入口的最短距离为150mm , 喂入口宽度为380 mm , 高度为110 mm , 见图4.5。 图4.5 装参数图(2) 过回转中心O 作垂直于M N 线的直线OG,垂足为G; 以O 为圆心,OG 为半径绘圆, 量得转角R为63(见图4.6)。图4.6 刃口动刀片运动轨迹图(3) 将转角R 分成若干份, 在圆O 上得出相应点, 并过这些点分别作圆O 的切线, 此切线即为刀片在不同转角时的刃口线, 各刃口线在喂入口内的长度即为切割刃口长S。将不同位置的S 的中点与回转中心O 相连, 得出滑切角、推挤角。4.2.2 圆弧刃口动刀片的受力分析圆弧刃口动刀片设计尺寸如图4.7, 它的安装尺寸与直刃口动刀片的安装尺寸相同。为了便于受力分析(假设不考虑物料喂入力的影响)将其简化为一段圆弧(见图4.8)。设圆弧上任意一点A 受力为F ,过A作圆弧切线B C,则= OA G, 力F 可分解沿切线方向滑切力P 和垂直于切线方向正压力图4.7 弧刃口动刀片结构简图图4.8 弧刃口动刀片受力简图求解圆弧刃口动刀片在切割玉米秸秆时所受的力和力矩的基本步骤与直刃中的步骤基本相同, 但略有不同之处是: 直刃步骤中的位于喂入口中的刀刃线在此作为圆弧刃的弦来处理, 在此基础上在喂入口中做出圆弧刀刃线(图4.9)。S 为圆弧刃落在喂入口中的圆弧长度; 取圆弧的中点,将其与回转中心O 相连,并做出过中点的圆弧切线, 可得、。图4.9 弧刃动刀片的运动轨迹图4.3 本章小结通过对切碎机的两种动刀片进行受力分析, 深入探讨了动刀片在切碎物料过程中各种参数的变化规律, 从而得出圆弧刃口动刀片在综合切碎性能上较直刃口动刀片优越。轮刀式青饲切碎机是一种使用较为普遍的机型。动刀片是青饲切碎机的核心工作部件, 在切割饲料的过程中受力情况复杂, 极易磨损和耐磨性差一直是青饲切碎机存在的主要问题。深入全面地分析研究动刀片的受力及磨损规律对改善青饲切碎机的工作性能、提高其生产效率和增加使用者的经济效益等都具有十分重要的意义。 第6章 切碎机整体结构的设计 6.1电机选择6.1.1 切碎器转速的确定切碎机的生产率（）由下式估算： （6.1）式中： a、b喂入口的高与宽（m） l理论切碎长度（m） z动刀片数目，一般z26把 n切碎器转速（），一般n300500 饲草密度（）对于秸秆，饲草k充满系数，可0.30.5由已知条件Q500和前面所设计的参数代入上式得：根据设计要求和考虑实际生产过程，这里取。6.1.2 切碎器功率消耗查阅相关参考书，已知小型秸秆切碎机每米工作幅宽的平均功率为11kW，由此可得该秸秆切碎机消耗的功率为:，则切碎器扭矩6.1.3 电机选择此次设计的切碎机为农户用，电压为220V，所以在Z系列电机中选择。此系列小型直流电机有发动机和电动机两种，具有转动惯量小，调速范围广，体积小重量轻，可用于静止整流电源供电等优点。电机的工作方式是连续工作制，在海拔不超过1000m，环境空气温度不超过40时，电机能按额定功率正常运转。此系列中电动机电压等级为110V,160V,220V和440V，发电机电压等级为115V和230V，其外壳防护等级为IP21,冷却方式为IC01,IC06或者IC07。根据前面计算得出的切碎器转速和功率消耗，选择Z型电机中的2332型电动机：电压220V，额定功率2.2kW，额定转速1000。计算总传动比及分配各级传动比总传动比: 展开式二级锥齿轮传动，高速轴，则：取，则。6.2 V带传动的设计计算（1）V 带轮的设计要求 设计 V 带轮时应满足的要求有：质量小；结构工艺性好，无过大的铸造内 应力，质量分布均匀，转速高时要经过动平衡，轮槽工作面要经过精细加工（表 面粗糙度一般应为 3.2）以减带的磨损，各槽的尺寸和角度应保持一定的精度， 以使载荷分布较为均匀等。（2）材料此处带轮的材料，采用铸铁，材料牌号为 HT200（3）确定计算功率 P ca 由参考资料25表 8.7 查得工作情况系数 K=1.3，设计功率Pd=KAPd ,P=2.2KW 则Pd=2.86KW（4）选取带型 根据 P ca ，n 由参考资料25图 8.11确定选用 Z系列普通V带（5）（6）确定带轮基准直径d并验算带速v 由25表 8.6 和表 8.8小带轮基准直径，外径 （7）大带轮基准直径（8）按参考资料25式(8.13)验算带的速度带速 所以： 带的速度合适（9）确定 V 带的基准长度和传动中心距 根据参考资料25式(8.20)初定中心距：由， 取（10） 基准长度： 根据参考资料1表 8.2 ，Z系列普通V带基准长度。（11）实际中心距： （12）由参考资料25式(8.7),得小带轮包角（13）查得（14）计算 V 带的根数 Z 由参考资料25式(8.26) Z=Pca/Pr=KAP/(P0+P0)KaKL KL-长度系数P0-单根V带的基本额定功率P0-计入传动比的影响时，单根V带额定功率的增量取：Z=3（15）由参考文献25式8.6得单根V带初张紧力（16）由参考文献25式8.28，得作用在轴上的力 ,6.3 传动零件设计计算6.3.1 圆柱直齿轮传动a) 选精度等级、材料及齿数1) 材料及热处理；选择小圆柱直齿轮材料为40，硬度为280HBS，大圆柱直齿轮材料45钢，硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。2) 精度等级选用7级精度；3) 试选小圆柱齿轮齿数22，大圆柱齿轮齿数68的；b) 按齿面接触强度设计因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算,由参考文献25公式10.9a得 （6.3）1) 确定公式内的各计算数值（1）计算输入轴传递的转矩T1=9550000*（P1/n1）=36290N.mm试选Kt1.3（2）由参考文献25表10.7选取尺宽系数 1（3）由参考文献25表10.6查得材料的弹性影响系数189.8Mpa（4）由参考文献25图10.21d按齿面硬度查得小圆锥齿轮的接触疲劳强度极 限Hlim1600MPa；大圆锥齿轮的接触疲劳强度极限Hlim2550MPa；（5）由参考文献25式10.13计算应力循环次数N60njLh60550（2830015）2.376NN/3.20.77910（6）由参考文献25图10.19查得接触疲劳寿命系数KHN10.95；KHN20.98（7）计算接触疲劳许用应力取失效概率为1，安全系数S1，由参考文献25式（10.12）得0.95600MPa540MPa0.98550MPa522.5MPa所以许用接触应力1) 计算（1）试算小圆柱直齿轮分度圆直径d1t，由参考文献25式10.9a得 (6.4) d1t =46.87mm（2）计算圆周速度v（3）计算齿宽b（8） 计算齿宽与齿根之比b/h模数 = d1t /z146.87/22=2.13mm齿高 h=(2h*+c*) = 4.79 b/h=46.87/4.79=9.78（9） 计算载荷系数根据v1.35m/s、7级精度，由参考文献25图10.8中的精度/线及v查得动载系数=1.12;由参考文献25表10.2查得使用系数1;假设KAFt/b故所选轴承可满足寿命要求。2) 对输出轴上端的深沟球轴承进行寿命校核该轴承的预期计算寿命=70080h轴承的寿命校核可由参考文献25式（13.5a）即： 进行。=3，取=1.00。由于轴承主要承受径向载荷作用则，由参考文献25表13.6，取=1.0；按照最不利的情况考虑，轴承的当量动载荷为：=1.0N=3039.5N则：=h=305555.8h故所选轴承可满足寿命要求。用同样的方法可以检验中间轴和输入轴上的各个轴承，均可满足寿命要求。6.5 浮动装置内弹簧的选用及计算选用油淬火回火硅锰钢弹簧钢丝, 由选用B类，抗拉强度极限，许用切应力圆柱螺旋拉伸弹簧的计算：原始条件：假定最大拉力，最小拉力，工作行程，弹簧外径，载荷作用次数次，端部结构：圆钩型参数计算：1) 材料直径及弹簧中径，由机械设计手册第三卷查表11-2-19，选取，修正，2) 有效圈数，取183) 弹簧刚度4) 最小载荷下的变形量5) 最大载荷下的变形量6) 极限载荷下的变形量7) 弹簧外径8) 弹簧内径9) 自由长度10) 最小工作载荷下的长度11) 最大工作载荷下的长度12) 工作极限载荷下的长度13) 螺旋角（节距）14) 展开长度15) 实际极限变形量16) 最大工作载荷（N）即451.534256.6 箱体设计计算机座壁厚取15，机盖壁厚，机座凸缘厚度，机盖凸缘厚度，地脚螺钉直径，地脚螺钉数目，轴承旁联接螺钉直径，机盖与机座联接螺栓直径，联接螺栓的间距：150200，轴承端盖螺钉直径取6.3847.94，定位销直径，至机外壁距离，至凸缘边缘距离，轴承旁凸台半径，凸台高度外机壁至轴承座端面距离，