青饲料切割机的设计

青饲料切割机的设计 摘 要: 一种青饲料切割机,由装在同一传动轴上的破碎,切碎两种功能的机构构成.破碎机构主要由刀齿板、切刀、刮刀及辊筒构成.加工块茎类物料时,经刀齿的划割,切刀的切割,刮刀的进一步破碎,完成加工过程;同时,可利用切碎机构加工藤蔓、杆叶类青饲料;并采用辊压轮对藤蔓进行自动进给.拆下破碎部件,换上磨碎齿板,又可作为薯类淀粉初加工机具.因此,既能满足青饲料加工要求,又能加工薯类淀粉,适应农村养殖业的需要. 关键词: 破碎、切碎、切刀、辊筒、辊压轮Green fodder cutting machine design Author: Yuan Chao Tutor: Gao Yingwu(Oriental Science Technology College of Hunan Agricultural University, Changsha 410128) Abstract：A green fodder cutting machine ,by the same equipment on the drive shaft broken, shredding function of the two bodies constituted . Broken bodies is main made up of plate cutters, machetes, blade and roller. Tuber processing materials, with the cutter tooth is removed, the cutter cutting, scraping further broken completed processing . Meanwhile, it will use the sap processing shredding bodies, leveraged leaf green fodder,and using roller round to get the sap Automatic Feed . Broken parts removed and replaced teeth grinding plate, and could serve as the beginning of potato starch processing machines , Therefore, it can satisfy green fodder processing requirements, while potato starch processing, aquaculture industry suitable to rural needs . Key Words：Breakers;Shredding;Cutter;Roller ;Rolling wheel1 前言目前的饲料加工机具，一般采用一片或多片刀片，在旋转过程中将饲料切碎；对于块茎类饲料的加工，则用磨齿片将饲料磨碎。前者满足了藤蔓，杆叶状饲料的加工；后者可对块茎块根类饲料的加工。作为一般青饲料的加工，已是可行的了，但加工后的物料中，浆状体比较多，粒度细小，对块茎类物料的加工，这种情况尤为突出，不利现在推行的青储饲料技术的应用。青储饲料工艺对原料的要求，往往要使切碎或破碎后的饲料保持较好的粒状，特别对含淀粉高的薯类青饲料，要求在加工中尽量减少浆状体，更有利于发挥青储饲料的效益。本设计的目的是提供一种可将块茎，块根类青饲料，一次加工成块粒状的青饲料切碎机；同时具有藤蔓，杆叶类青饲料的切碎机构；还可较方便地更换上磨碎齿板，作为薯类淀粉加工的多功能机具。本设计是利用破碎辊筒上的齿、刀部件，配合作用，减少对物料的挤压、碰撞的机会，降低了块茎类饲料加工的浆状体；同时在加工藤蔓、杆叶类饲料时采用辊压轮进给，大大提高了送料时的人身安全；加之同破碎机构安装在同一传动轴上的切碎机构。即可完成块茎、块根类青饲料的加工，又可同时加工藤蔓、杆叶类饲料。不但简化了设备，又避免了采用不同的传动轴，共用同一动力，操作使用时的麻烦。破碎辊筒上的刀齿板、切刀、刮刀可拆下，换上磨碎齿板，又具有薯类淀粉加工能力。因而它有结构简单，适应性强的特点，能充分满足农村，特别是山区农村推广1。2 总体设计2.1 方案的筛选通过查阅资料，最后选定了四种参考方案，具体有卧式切割机，立式切割机，卧式辊筒切碎机，卧式多功能切割机四种方案 方案一是最常见的卧室切割机，砍刀片装在电动机的主轴上，通过电动机提供给刀片的旋转运动来切割青饲料，但是缺点是不能切割块茎类饲料，同时刀片为直刃砍刀，消耗功率大，振动也大。方案二是立式切割机，优点是结构紧凑，占用空间小，缺点与方案一一样，对能切割饲料的种类有限。方案三是卧式辊筒破碎机，有点是能很好切割块茎，辊筒上的刀片拆卸也很方便，缺点是不能切割藤蔓类青饲料，所以他的使用也受到了很大的限制。方案四是卧式多功能切割机，优点是即能切割藤蔓类，又能切割块茎类，缺点是，该设计在为了完成切割块茎的目的是，过多装入转动刀片，在拆卸刀片时，非常不便，并且过多的刀片也增加产品的成本。通过分析以上四种方案，吸收各自优点，得到一个即能切割藤蔓类青饲料，又能切割块茎类青饲料的多功能青饲料切割机。并在设计中，增加了藤蔓类物料的自动进给机构，以提高工作安全性。方案示意图如下1 电动机 2. 皮带轮防护罩 3. 防护罩 4. 进料斗 5.进料槽 6.机架 7. 出料槽 图1 青饲料切割机方案示意图 Figure 1 Green fodder cutting machine solution schemes青饲料从5进料，进加工处理以后从7出来，在加工过程中通过2个辊压轮的相互挤压使青饲料前进，并且通过控制轴的转动速度控制青饲料的切割长度。2.2 实现原理介绍该机主要由传动轴和装在其一端的V带轮，装在其中部的破碎辊筒和切碎刀盘，装在其一端的变速锥齿轮和传动轴上的变速锥齿轮和直齿轮及进给轴、，装在支撑固定它们的机架下部的电动机，主动轮及传动皮带，加之安装在机架上的喂料台，进料斗，机壳等构成，要点是破碎辊筒的滚动面上安装了由刀齿板，切刀，刮刀组成的共同完成对块茎块根类青饲料破碎的破碎机构，切碎机构由安装在传动轴一端的切碎刀盘及其上的动刀片，加之固定在机架相应位置上，能在刀盘转动过程中，与动片构成剪切动作的定刀片构成。为使破碎和切碎能同时进行，把破碎辊筒，切碎刀盘装在同一传动轴上。传动轴安装在机架上，动力由机架下部的电动机及其主动轮，通过皮带传给安装在传动轴一端的从动轮，驱动传动轴运转使安装在中部的破碎辊筒及其切刀盘工作。机架上靠切碎刀盘一侧，制作了切碎机构喂料台、自动进给辊压轮及刀盘罩；位于传动轴中部的破碎辊筒上，装有机壳和进料斗，二者用小螺杆连为一体；主动轮与从动轮间套有皮带防护罩；机架下部制作了切碎，破碎物料的出料斗。其中，喂料台，刀盘罩、机壳、进料斗、皮带防护罩，出料斗均连接固定在机架上。破碎辊筒上的刀齿板、切刀、刮刀等用螺钉固定在滚筒的滚动面上，且使刀齿板和切刀有5-10度的螺旋角。这样，就够成一个青饲料切碎机。若要作为暑类淀粉加工设备，则可将磨碎齿板替换下破碎辊筒上的刀齿板，切刀和刮刀。磨碎齿板能在辊筒的旋转力带动下，将薯类打磨成浆体，达到加工淀粉的目的2。 使用时，将藤蔓、杆叶类青饲料放在喂料台上，由辊压轮自动将料送入刀盘罩内，动刀片随刀盘的旋转和固定在机架上的定刀片配合，将物料切碎。块茎、块根类青饲料则丛破碎辊筒机壳顶部的进料斗送入；在辊筒的旋转力作用下，物料先被刀齿板上的刀齿划割成条，随即由切刀切削下来，再经刮刀进一步破碎，切碎或破碎后的物料从出料斗送出。即可满足青饲料加工要求。传动原理如图1所示。 1.电动机 2.小v带轮 3.v带 4.大v带轮 5.轴承座 6.破碎辊筒 7.主轴 8.切碎刀盘 9.动刀片 10.小锥齿轮 11.大锥齿轮 12.小圆柱齿轮 13.大圆柱齿轮 14.换向圆柱齿轮 15.换向圆柱齿轮 16.传动轴 17.传动轴 18.传动轴 注：图中箭头表示各轴的转动方向 图2 传动原理简图Figure 2 Transmission principle diagram 2.3 整体传动比的分析计算在本设计中，考虑到实际情况，主轴转速在400r/min为宜。以下为具体计算分析过程。因为设计任务提供的电动机是1500r/min、功率是0.55kw。根据带轮传动比的要求（一般传动比在24为宜）现选传动比为3.9。则主轴转速为 =1500r/min/3.9=384.6r/min ( 1 )现初步选择辊压轮的直径为40mm，对切削的物料长度定为10mm。现在来分析主轴到传动轴、之间的传动比。因为辊压轮的转动是由轴、提供的，所以轴、的转速相等，转向相反。图 3 物料进给示意图Figure 3 Material feeding schemes参考图2-6现主轴转速设为r/s,由于刀盘上是对称安装的2把动刀片，所以切割次数为2次/s。进给辊压轮设为转/s。 V=2R220125.6mm/s ( 2 ) V为料的理论进给速度。则每次刀的切割长度是 L=62.8/ ( 3 )由设计要求知切割长度以10mm为宜，则 62.8/10mm ( 4 ) 即 /=10/62.8 /=6.28 主轴与轴、的传动比为6.28 现已知 384.6r/min 则 =61.24r/min 则理论上每秒进料为 V128.2mm/s 考虑到在实际中料在传送过成中的打滑，所以上述进料速度在现实中是可以做到的。在主轴与轴、之间有一对锥齿轮的减速和一对直齿轮的减速，考虑到各对齿轮传动比的适宜范围，现取锥齿轮的传动比i=2,圆柱齿轮的传动比i=3(考虑到计算和设计时的方便)3 传动设计3.1 电动机的选型考虑到设计的青饲料切割机适用对象为小型养殖场、专业户和个体农户,故电动机电压应选用220V.再考虑到所受的载荷不大,所需动力不是很大,选用小功率的电动机.综合各方面因素,选用YL系列电动机.YL系列电动机是新型高效节能产品,具有体积小、容量大,起动及运转性能优越等特点,符合国际标准IEC的有关规定,并实现同一机座号单、三相异步电动机等级相同,提高了单、三相电动机的互换性和通用性,被广泛应用于冷冻机、泵、风机、,小型机床以及农副业和家用电器等方面3。电动机的主要参数：型号:YL801-4电压:220V功率:0.55KW同步转速:1500r/min频率:50HZ效率:68%功率因数:0.92外形尺寸:295165200电动机的安装方式：选择IBM3型3.2 V带传动的设计 电动机V带轮的设计 主轴V带轮的设计3.2.1 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。3.2.2 带轮的材料 此处带轮的材料，采用铸铁，材料牌号为HT2004。3.2.3 V带轮的结构铸铁制V带轮的典型结构有以下几种形式：实心式腹板式孔板式椭圆轮辐式. 当带轮的基准直径2.5d(d为轴的直径，单位为mm)时，可采用实心式； 300mm时，可采用腹板式（当100mm时，可采用孔板式）；300mm时，可采用轮辐式。53.2.4 相关计算已知电动机的额定功率为0.55KW,转速n1=1500r/min,选取传动比为i=3.9,采用普通V带传动. (1)确定计算功率P由参考资料1表8-6查得工作情况系数 KA=1.1,故 P=KAP=1.10.55=0.605KW ( 5 ) (2)选取带型 根据P，n 由参考资料1图8-9确定选用Z型 (3)确定带轮基准直径 由1表8-3和表8-7取主动轮基准直径 d=71mm则从动轮基准直径 d=i d=3.971=276.9mm ( 6 ) 根据参考资料1表8-7 取d=280mm 按参考资料1式(8-13)验算带的速度 V=m/s=5.5735m/s ( 7 ) 带的速度合适 (4)确定V带的基准长度和传动中心距 根据 0.7(dd1+dd2)a2(dd1+dd2), 即245.7 a120 主轮上的包角合适 (6)计算V带的根数Z由参考资料1式(8-22)知 ( 11 )由n1=1500r/min, dd1=71mm, i=3.9 查由参考文献1表8-5a和参考文献1表8-5b,得P=0.31kw, P=0.03kw查参考资料1表8-8,得K=0.92查参考资料1表8-2,得K=1.14 则=1.697 取z=2式(8-22)中 K包角系数 K长度系数 P单根V带的基本额定功率 P计入传动比的影响时,单根V带额定功率的增量 (7)计算预紧力F 由参考资料1式(8-23)知 F= ( 12 ) 查参考资料1表8-4, 得q=0.06kg/m,故 F=49.687584N (8)计算作用在轴上的压轴力F 由参考资料1式(8-24), 得 F=192.3N3.2.5 带轮的结构设计 带轮的结构设计，主要是根据带轮的基准直径选择结构形式，根据带的截型确定轮槽尺寸，参考文献1表（8-10），带轮的其它结构尺寸可参照参考文献1图（8-12）所列经验公式计算，确定了带轮的各部分尺寸后，即可绘制出零件图，并按工艺要求注出相应的技术条件等。 由以上的计算可知：电动机的V带轮选实心式；主轴V带轮选腹板式。3.2.6 V带轮的结构参数 图 4 V带轮的轮槽尺寸 Figure 4 V belt round wheel slot size 表1 V带轮的结构参数 Table 1 V belt round of structure parameters 项目 符号 参数值（mm)基准宽度 8.5基准线上槽深 2.0基准线下槽深 7.0槽间距 12第一槽对称面至端面的距离 8最小轮缘厚 5.5带轮宽 28外径 轮槽角 注：电动机V带轮L=(1.52)d, B1.5d时，L=B，此处L=28=(1.82)d, d为轴的直径，此处=2d 主轴V带轮L=（1.52）d, 当B1.5d时，L=B,此处L=28=B 此处=B=73.3 锥齿轮的设计选用直齿锥形齿轮,取锥齿轮传动效率=0.95,小锥齿轮传动功率为P=0.5225,转速n=384.6r/min.传动比i=2.3.3.1 选择齿轮材料 小齿轮用45调质,齿面硬度200-230HBS 大齿轮用45调质,齿面硬度170-200HBS 根据齿面硬度中值,按参考资料2图17-1中MQ线查得 小齿轮=565MPa 大齿轮=545MPa3.3.2 选定齿轮精度等级 根据工作情况,选用8级精度53.3.3 按接触疲劳强度设计小齿轮分度直径 ( 13 )(1) 小齿轮传递的转矩TT=9550P/n=95500.5225/384.6=12.97Nm ( 14 )(2) 齿数比u=i=2(3) 配对材料系数C 查参考资料2表17-18,得C=1(4) 载荷系数 根据载荷情况,齿轮精度和齿轮结构位置取K=1.5 (5)许用应力 =0.9=0.9565=509MPa =0.9=0.9545=491MPa 取小值,所以=491MPa（6）计算小齿轮分度圆直径d =52mm ( 15 )3.3.4 计算主要尺寸与参数(1)选定小齿轮齿数z 由参考资料2图17-18,并根据小齿轮直径,齿面硬度选定z=20,则z= zu=40(2)确定模数m =52/20=2.6mm ( 16 ) 取标准值m=2.5mm(3)计算分度圆直径, =m z=50mm =m z=100mm(4)计算分锥角, =arctan(z/ z)=arc tan(20/40)=26.565 ( 17 ) =90-=63.435(5) 计算锥距R R=55.9mm ( 18 )(6) 计算轮齿宽度b 取=0.33 b=R=55.9=18.447mm ( 19 ) 取b=20mm(7) 计算齿顶圆直径, =12.5=2.5mm ( 20 ) =54.59mm ( 21 ) =102.2mm(8) 计算平均圆周速度 =41.75mm ( 22 ) =0.84m/s ( 23 ) 表2 锥齿轮传动参数 Table 2 bevel gear transmission parameters参数代号 参数值小齿轮大齿轮齿形角2020大端面模数m2.52.5传动比i22齿数z2040分锥角26.56563.435分度圆直径d50100锥距R55.955.9齿宽系数0.330.33齿宽b2020齿顶高2.52.5齿高h5.55.5齿根高33齿顶圆直径54.5102.2齿根角3.073.07齿顶角3.073.07顶锥角29.63566.505根锥角23.49560.365安装距A7253外锥角高48.8822.763.3.5 小锥齿轮零件图如下 图5 小锥齿轮零件图 Figure 5 Small bevel gear drawing3.4 圆柱齿轮的设计选取传动比i=3,工作寿命10年,每天工作1小时,每年工作300天,小齿轮转速=384.6/2=192.3r/min,选取锥齿轮传动效率=0.95,则功率=0.52250.95=0.496375kW3.4.1 选定精度等级,材料及齿数(1) 选8级精度(2) 由参考资料1表10-1选取小齿轮材料为45钢(调质),齿面硬度为200-230HBS. 选取大齿轮材料为45钢(调质),齿面硬度为170-200HBS(3) 选小齿轮齿数=24选大齿轮齿数3.4.2 按齿面接触强度设计 由参考资料1式(10-9a)得接触强度的设计公式为 (1) 确定公式内的各计算数值1) 试选取载荷=1.32) 计算小齿轮传递的转矩=24.65Nm=2.465Nmm ( 24 )3) 由1表10-7选取齿宽系数 =0.54) 由参考资料1表10-6查得材料的弹性影响系数=189.8MPa5) 由参考资料图10-21d按齿面硬度中值查得小齿轮的接疲劳强度极限为=565MPa, 大齿轮的接疲劳强度极限为=545MPa.6) 由参考资料式(10-13)计算应力循环次数 ( 25 ) 7) 由参考资料1图10-19查得接触疲劳寿命系数=0.95; =1.08) 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1%,安全系数S=1 由参考资料1式(10-12),得 =536.75MPa ( 26 ) =545MPa ( 27 ) (2) 计算1) 试算小齿轮分度圆直径 ,代入中较小值 =50.58mm ( 28 )2) 计算圆周速度v =0.51m/s ( 29 )3) 计算齿宽b =25.29mm ( 30 )4) 计算齿宽与齿高这比b/h模数 =50.58/24=2.1mm ( 31 )齿高 =4.725mm ( 32 ) b/h=25.29/4.725=5.355) 计算载系数根据 v=0.51m/s,8级精度,由参考资料1图10-8查得动载荷系数假设,由参考资料1表10-3查得=1.2 由参考资料1表10-2查得使用系数=1由参考资料1表10-4查得8级精度,小齿轮相对支承皮悬臂时, =1.278 由b/h=5.35,查参考资料1图10-13,得=1.22故载荷系数 ( 33 )6) 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径由参考资料1式(10-10a),得 ( 34 )7) 计算模数m =54.83/24=2.28mm ( 35 )3.4.3 按齿根弯曲强度设计 由参考资料1式(10-5)得弯曲强度的设计公式为 ( 36 )(1) 确定公式内的各种计算数值1) 由参考资料1图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限,大齿轮的弯曲疲劳强度极限2) 由参考资料1图10-18查得弯曲疲劳寿命系数,3) 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4由参考资料1式(10-12)得=373.2MPa ( 37 )=364MPa ( 38 )4) 计算载荷系数K =1.581125) 查取齿形系数由参考资料1表10-5查得,6) 查取应力校正系数由参考资料1表10-5查得,7) 计算大、小齿轮的,并加以比较小齿轮的数值大,用小齿轮的数值（2）设计计算 =1.448mm 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,而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力,仅与齿轮直径有关,可取由弯曲强度算得的模数1.448并就近圆整为标准值1.5,按接触强度算得的分度圆直径54.83mm算出小齿轮齿数6。=54.83/1.5=36.5取大齿轮齿数 这样设计出的齿轮传动,既满足了齿面接触疲劳强度,又满足了齿根疲劳强度,并做到结构紧凑,避免浪费.3.4.4几何计算i. 计算分度圆直径 ii. 计算中心距 iii. 计算齿轮宽度 取, （考虑到实际需要）3.4.5验算 ( 39 ) 合适. 表3 圆柱齿轮传动参数 Table 3 cylindrical gear transmission parameters参数代号参数值小齿轮大齿轮模数m1.51.5压力角2020传动比i33齿数z36108分度圆直径d54162齿顶高1.51.5齿根高1.8751.875齿顶圆直径57165齿根圆直径50.25158.25齿距p4.714.71齿厚s2.3552.355齿槽宽e2.3552.355顶隙c0.3750.375标准中心距a1084 轴与校核4.1 轴的设计4.1.1 主轴的设计1. 求主轴上的功率,转速和转矩取皮带轮传动的效率=0.95（摘自参考文献4表2-2）则 kW r/min于是Nmm2. 初步确定轴的最小直径 先按参考文献1式(15-2) 初步估算轴的最小直径.选取轴的材料为45钢,调质处理. 根据参考文献1表15-3 ,取,于是得 mm主轴的最小直径显然在轴的两端.3. 轴的结构设计 (1)根据最小直径，考虑到轴的刚度和震动，现取 mm.为了满足皮带轮上的轴向定位要求,I-II轴段右端需制一轴肩,故取II-III段直径为mm.由于皮带轮的尺寸L=28,现取 mm7。 (2)由参考文献4初步选取轴承座型号为SN508(摘自GB/T7813-1998) 表4 轴承座型号为SN508主要参数 Table 4 housing for SN508 main parameters of the modeldgA3540803368由于A=68,现取mm mm mm因为mm,取 mm摩碎辊筒采用轴肩定位,取 mm考虑到安装防护罩,取 mm考虑到刀盘座的宽度,现取 mm因为锥齿轮的齿宽B=20mm,现初步取 mm考虑到安装和基本尺寸,取 mm8轴的具体尺寸如图5所示 图6 传动轴 Figure 6 Transmission shaft 4.1.2传动轴的设计1. 计算功率转速和转矩 kW ( 40 ) r/min Nmm2. 确定最小直径选取轴的材料为45钢,调质处理,根据参考文献1表15-3,取于是得 mm 现取最小直径为20mm9。轴的具体尺寸如图6所示 图7 传动轴Figure 7 Transmission shaft 4.1.3 传动轴、的设计由于进给轴的转速与负载都比较小,所以不做具体计算,由整体设计决定其尺寸,具体尺寸如图7、图8所示10。 图8 传动轴Figure 8 Transmission shaft 图9 传动轴Figure 9 Transmission shaft 4.2 校核4.2.1 主轴的校核 图 10 主轴受力立体图 Figure 10 Spindle mechanical drawing1.扭矩的计算 设皮带轮传递的功率为0.55kW,辊筒子刀传递的功率为总功率的一半,即 kW.切刀传递的功率为kW.锥齿轮传递的功率是0.092kW11。 由参考文献6式(4.1),有 Nm Nm Nm Nm扭矩图如图10所示 图11 扭矩图 Figure11 Torque figure2.弯矩的计算受力分析如图11、图12所示。 图 12 H平面受力图Figure 12 H plane by trying to图 13 V平面受力图 Figure 13 V by plane toN NN NN NNN列方程求解 : 由解得 377.4N 562N同理列方程: 由解得 -178.5N -383.5N弯矩图如图13、图 14、图 15所示。 图 14 H平面弯矩图Figure 14 H plane bending moment figure 图 15 V平面弯矩图Figure 15 V plane bending moment figure 图 16 弯矩总图Figure 16 Bending moment layout3. 校核轴的强度通过弯扭图可以明显看出在辊筒处的弯扭强度最大 M=67492.6Nmm T=13657Nmm按第三强度理论，计算应力 因为由扭矩产生的弯曲应力是对称循环变应力，而由扭矩所产生的扭转切应力则常不是对称循环变应力13。为了考虑两者循环特性不同的影响，引入折合系数，则计算应力为 参考文献1式15-4 ( 41 ) 式中的弯曲应力为对称循环应力。当扭转应力为静应力时，取；当扭转切应力为脉动循环应力时，取；此处取由参考文献1式（15-5）有 10.62MPa ( 42 )式中： 轴的计算应力，单位为Mpa; M 轴所受的扭矩，单位为 Nmm; T 轴所受的扭矩，单位为Nmm; W 轴的抗弯截面系数，单位为， 此处W0.1； 对称循环变应力时的轴的许用弯曲应力，由文献1表15-1查得45调质=60Mpa;由以上计算可知轴的设计是安全的12。4.2.2 调心球轴承的寿命计算 图 17 调心球轴承受力分析 Figure 17 Self-aligning ball bearing stress analysis1. 由轴的校核已计算出两轴承在水平面与垂直面上的两个力轴承径向力 N N2. 求两轴承上的计算轴向力和 N N因为 Ne所以 =750.86N因为=e所以N因轴承运转中有轻度冲击载荷,按文献14表13-6查得14,取1.2则 N N4. 验算轴承寿因为,所以按轴承2所爱力大小进行验算 由参考文献1式（13-5）有 ( 43 ) 显然远远大于切割机的使用寿命 ,所以选用的轴承是合理安全的。5 切刀的设计5.1 切刀的设计5.1.1 切刀材料 一般采用经过热处理的T9碳素工具钢或锰钢。在此选T9工具钢155.1.2 对切刀的要求 良好的切刀（或称切碎器）应满足下列要求： 切割质量高，耗用动力小，结构紧凑，工作平稳，安全可靠，便于刃磨，使用维修方便。165.1.3 选用或设计刀片时应满足的要求刀片在设计和选用时应满足下列三个方面的要求，即 钳住物料，保证切割； 切割功率要小； 切割阻力矩均匀17。5.1.4 刀片刃口几何形状及常用刀片形状切刀的刀刃有直线型与曲线型几何形状，如图17所示。 图 18 各几何形状刀刃Figure 18 The geometric shape the blade在本次设计中选用（c）外曲线刃口刀 进行滑切。5.1.5 刀的滑切与正切分析切割机械工作时，功耗的大小与切刀的工作方式以及刀片的特性参数有关，切刀的工作方式有滑切与正切之分。当按滑切工作时，切割阻力小，容易切割，切割时省力，功率消耗也小。当切刀按正切方式工作时，切割阻力大，切割困难，功率消耗也大。下面仅讨论本刀具用到的滑切原理18。图18为切刀滑切示意图。 图 19 切刀滑切示意图Figure 19 Cutting knife slide cut schemes图中BC为回转曲线刃口刀的刀刃，O为刃口曲线的圆心，A点为切割工作点，切刀的回转半径为r。当切刀在传动系统作用下绕刀轴中心P以一定角速度做定轴回转切割运动时，刀刃上工作点A的切割速度为V，显然，VOA，将V分解为过点A切线和法线方向的两个分速度，则称为滑切速度，称为正切（砍切）速度19。与V之间的夹角及为滑切角。当滑切速度不为零时的切割及称为有滑切的切割，简称滑切；当滑切速度为零的切割称为正切或砍切。和和的关系为 /=tan由图5-2分析可知，滑切角显然不为零，最大为，能实现滑切。下面用一直刃切刀来进一步阐述滑切省力原理，如图19所示。 图 20 滑切省力原理图 Figure 20 Slide cut energy principle diagram若切刀的楔角为，则正切时，切割速度V就在A点的法线方向，即V垂直于刀刃，切刀正好是以角的楔子楔入物料。滑切时，因切割速度V偏离了刀刃的法线方向，与法线方向产生了一个滑切角