盘刀式铡草机总体结构设计

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 盘刀式铡草机总体结构设计盘刀式铡草机总体结构设计 THE DISIGN OF DISHTYPE HAY CUTTER 学生姓名学生姓名 李李 震震 学学 号 号 200841914327200841914327 年级专业及班级 年级专业及班级 20082008 级机械设计制造及其自级机械设计制造及其自 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 1 1 前言 2 1 1 铡草机的研究目的和意义 2 1 1 1 铡草机的研究目的 2 1 1 2 铡草机的研究意义 2 1 2 铡草机的设计要求和方法 3 1 2 1 我国畜牧业对铡草机的要求 3 1 2 2 铡草机的设计要求 4 2 总体方案与设计计算 5 2 1 总体方案 5 2 1 1 铡草机的总体构成 5 2 2 各主要工作部件的配置关系及工作过程 5 2 2 1 喂入机构 5 2 3 主要工作部件设计与计算 7 2 3 1 主要性能参数与技术指标 7 2 3 2 主要工作部件的参数选择与计算 7 2 4 传动设计与计算 12 2 4 1 拟定传动方案 12 2 4 2 确定总传动比和分配各级传动比 12 2 4 3 计算传动装置的运动和动力参数 13 2 4 4 传动部件参数的选择与计算 13 3 典型零件的受力分析与强度校核 24 3 1 主轴的受力分析与强度校核 24 3 2 轴承的选型与校核 28 4 技术经济效益分析 29 4 1 生产成本计算 29 4 2 市场售价预测 29 4 3 社会与经济效益分析 29 5 结束语 30 参考文献 30 致谢 31 附录 33 1 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 Cutter Student Lizhen Tutor 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 2 electric motor through a pulley drive mechanism the movement and momentum transferred to the knifeshelf 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 Cutter 1 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 3 1 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 4 1 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 3 4 cm 为宜 绵羊以 1 5 2 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 100 Gy Gc 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 100 Gy Gx Sx 2 斜茬率 Sx 5 斜茬草总重量 g Gx 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 100 j p p G G S 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 HKW Kg 谷草 30 玉米秸秆 30 野生草 25 单位草长度电量 L g g d d 4 度电产量 d g HKW Kg L 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 n L L 5 平均切草长度 L n 小样节数 6 2 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 7 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 8 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 5 4 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 9 9 t h 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 2 V 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 t Dg 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 6 0 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 10 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 t Dg 中型切碎机常用喂入辊直径为 100 140 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 60 2 mm nlZk Q ab cddc 7 式中 铡草机的设计生产率 Kg h Q 喂入口的充满系数 0 4 0 6 c k c k 秸秆饲草的切断长度 m l 切刀数 2 4 d Z d Z 刀盘转速 350 950 r min d n d n 压紧后的秸秆饲草体积质量 120 160 c c 3 mkg 乘积确定后 按 1 3 1 4求abab出 值 ab 11 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 12 7 0 9 7 0 实际 设计 Q Q 取 3 500 r min 160 得 d Z d n c 3 mkg 2 m0915 0 03435 0 160304 0 015 0 5 060 100086 12 60 cddc nlZk Q ab 取 0 048 又 1 3 1 4 则取 120mm 400mm ababab 2 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 3 0 6 a 0 3 0 6 120mm 36 72mm 取 h 50mm 实际进草宽度 c 0 3 0 6 b 0 3 0 6 400mm 120 160mm 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 0168 2 m 则喂入速度 sm rs Q v c 93 0 36001600168 0 9000 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 2 3 R mm R min 2 min 2 max 2 max 22 R 2 1 sin sinsinsinhcb 2 1 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 max min 30 55 minmax 12 刃口磨削储备量 常用 18 30mm R R 取 b 400mm c 150mm h 50mm 25mm max 35 50 min R R mmR44625 2 1 35sin 35sin50sin50sin50150400 2 1 2 2222 R 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 mm 4 35835cos 5 437cosRe o min 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 1 22 hc bON 9 2 cOM 10 式中 刀长余量 8 15mm 6 12mm 1 2 1 2 取 12mm 10mm则 1 2 mm3 5641250150 400ON 22 可圆整为 565mm mm14010150OM 13 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 3 4mm 侧向间隙不大于 6 12mm 饲料的抛送高度 H 可用下式计算 H m g pH 2 2 11 式中 抛送叶板的圆周速度 m s 叶板半径 R 620mm p nD 60 5001 24 60 32 46m s p 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 25 0 35 取 0 3 H H 则抛送高度 H 0 3 2 9 8 16 13mg pH 2 2 2 46 32 14 2 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tv 1 n 2 n 下草辊转速 为动刀数量 为传动比 为草长 则 d ZiL 1 1 n Z t d t L v 12 D t L D v n 60000 60000 2 13 d d LZ D D nLZ n n n i 1 1 2 1 60000 14 38 8 153 120 max i 14 3 403 120 min i 2 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 2 1 i 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 2 2 i0 1 3 i 比 符合 11 152 1 432 iiii maxmin iii 15 2 4 3 计算传动装置的运动和动力参数 1 计算各轴转速 min 500 0 rn min 6 173 88 2 500 1 0 1 r i n n min 5 69 5 2 500 2 1 2 r i n n 2 计算各轴输入功率 kwpp25 1495 0 15 101 取刀盘功率消耗占整机功率的 80 即 kw12 8015 刀耗 p kwppp16 2 97 0 99 0 1225 14 3212 刀耗 kwpp03 2 95 0 99 0 16 2 4223 为 V 带的传动效率 0 94 0 97 取 0 95 1 1 为滚动轴承的传动效率 0 98 0 995取 0 99 2 2 为圆锥齿轮 1 的传动效率 0 96 0 98取 0 97 3 3 为圆锥齿轮 2 的传动效率 0 94 0 97取 0 95 4 4 3 计算各轴转矩 mmN n pp T 429751055 9 1 16 1 刀耗 mmN n p T 1031401055 9 2 26 2 2 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 500 1 rn 88 2 i 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 1 A k 5 16151 1 PkP Aca 2 选择 V 带的带型 根据 由图 8 11 选用 B 型 ca P 1 n 3 确定带轮的基准直径并验证带速 d dv 初选小带轮的基准直径 由表 1d d 8 6 和 8 8 取小带轮的基准直径 16 mmdd125 1 验算带速 按式 8 13 验算带的速度v smsm nd v d 42 9 100060 1440125 100060 11 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a 2d d mmidd dd 36012588 2 12 根据表 8 8 圆整为 mmdd355 2 4 确定 V 带的中心距和基准长度a d L 根据 初选中心距 2 7 0 2121dddd ddadd mma950 0 由式 8 22 计算带所需的基准长度 mm a dd ddaL dd ddd 2668 9504 125355 355125 2 9502 4 2 2 2 0 2 12 210 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 mm LL aa dd 1016 2 26682800 950 2 0 0 中心距的变化范围为 974 1100mm 5 验算小带轮上的包角 1 00 0 12 0 1 90167 1016 3 57 180 dd dd 6 计算带的根数z 计算单根 V 带的额定功率 r p 由和 查表 8 4得 13 mmdd125 1 min 1440 1 rn akwp19 2 0 根据 和 B 型带 查表 8 4得 13 min 1440 1 rn 88 2 ibkwp46 0 0 查表 8 5 得 表 8 2 得 于是965 0 k03 1 L k kwKKppp Lr 634 2 00 17 计算 V 带的根数z 26 6 634 2 5 16 r ca p p z 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 0 NNqv zvK PK F a caa 2 24842 9 18 0 42 9 6965 0 5 16 965 0 5 2 500 5 2 500 22 min0 应使带的实际初拉力 min00 FF 8 计算压轴力 p F 压轴力的最小值为 NNFzFp 3 2959sin 2 24862 2 sin 2 2 1671 min0min 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 16 1 Z40 2 Z5 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 3 2 1 1 1 32 2 H E d t ZKT d 15 确定公式内的各计算数值 试选载荷系数 3 1 t K 小齿轮传递的转矩 mmNT 42975 1 18 由表 10 7 选取齿宽系数 4 0 d 由表 10 6 查得材料的弹性影响系数 2 1 9 173 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 MPaMPa HlHl 530590 2min1min 由式 10 13 计算应力循环次数 8 11 102 110508115006060 h jLnN 7 8 2 108 4 5 2 102 1 N 由图 10 19 取接触疲劳系数 93 0 1 HN K96 0 2 HN K 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 MPa S KHN H 7 54859093 0 1lim1 1 MPa S KHN H 8 50853096 0 2lim2 2 计算 计算小齿轮分度圆直径 代入中较小的值 t d1 H mm ZKT d H E d t 83 65 8 508 9 173 5 2 5 3 4 0 429753 1 32 2 1 32 2 3 2 3 21 1 16 取 80mm t d1 计算圆周速度 v sm nd v t 09 2 100060 50080 100060 11 计算齿宽 b mmdb td 32804 0 1 mmdb td 32804 0 1 计算齿宽与齿高之比 h b 19 模数 mm z d m t t 5 16 80 1 1 齿高 mmmh t 25 11525 2 25 2 84 2 25 11 32 h b 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 2 07 1 v K 直齿轮 由表 10 2 查得使用系数 1 FH KK1 A K 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 1 H K 由 查图 10 13 得 故载荷系数83 2 h b 182 1 H K14 1 F K 27 1 186 1 107 1 1 HHvA KKKKK 按实际的载荷系数校正所算的分度圆直径 由式 10 10a 得 mm K K dd t t 4 79 3 1 27 1 80 3 3 11 计算模数 m mm Z d m9625 4 16 4 79 1 1 齿根弯曲强度设计 由式 10 5 得弯曲强度的设计公式为 3 1 1 2 F SF d YY Z KT m 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 MPaMPa FEFE 310340 21 由图 10 18 取弯曲疲劳寿命系数 92 0 9 0 21 FNFN KK 20 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 1 S MPa S K FEFN FF 6 218 4 1 3409 0 11 21 MPa S K FEFN FF 7 203 4 1 31092 0 11 21 计算载荷系数 K 22 1 14 1 107 1 1 FFvA KKKKK 由表 10 5 查得齿形系数 03 3 1 F Y40 2 2 F Y 由表 10 5 查得应力校正系数 16 51 1 1 S Y67 1 2 S Y 计算大小齿轮的并加以比较 F sF YY 01346 0 340 51 1 03 3 1 11 F sF YY 01293 0 310 67 1 40 2 2 22 F sF YY 小齿轮的数值大 设计计算 mm YY Z KT m F SF d 04 201346 0 164 0 2975422 1 2 2 3 2 3 1 1 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5 mmmd 4 79 1 齿轮的齿数 16 5 4 79 1 1 m d Z 大齿轮齿数 40165 2 2 Z 21 几何尺寸的计算 计算分度圆直径 mmmmmZd80516 11 mmmmmZd200540 22 计算中心距 mmmm dd a140 2 20080 2 21 计算齿宽 mmmmdb d 32804 0 1 取 mmB37 1 mmB32 2 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 42 1 Z42 2 Z1 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 3 2 2 2 1 5 01 92 2 H E RR t ZKT d 18 确定公式内的各计算数值 试选载荷系数 2 1 t K 小齿轮传递的转矩 mmNT 103140 1 由表 10 7 选取齿宽系数 3 1 R 由表 10 6 查得材料的弹性影响系数 2 1 8 189 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 MPaMPa HlHl 600 650 2min1min 22 由式 10 13 计算应力循环次数 7 11 108 410508112006060 h jLnN 7 7 2 104 2 2 108 4 N 由图 10 19 取接触疲劳系数 96 0 1 HN K98 0 2 HN K 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 MPa S KHN H 62465096 0 1lim1 1 MPa S KHN H 58860098 0 2lim2 2 计算数值 计算小齿轮分度圆直径 代入中较小的值 t d1 H 3 2 2 2 1 5 01 92 2 H E RR t ZKT d mm 5 88 588 8 189 2 3 15 01 3 1 1031402 1 92 2 2 3 2 mmdd Rtm 75 736 5 5 88 5 01 1 3 计算圆周速度v sm nd v m m 77 0 100060 20075 73 100060 2 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 0 03 1 v K 由表 10 2 查得使用系数 2 1 FH KK1 A K 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 1 FH KK 故载荷系数 36 1 2 11 103 1 1 HHvA KKKKK 5 按实际的载荷系数校正所算的分度圆直径 由式 10 10a 得 23 mm K K dd t t 3 92 2 1 36 1 5 88 3 3 11 圆整取 92mm 1 d 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 3 2 2 1 2 2 1 5 01 4 F SF RR YY Z KT m 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 MPaMPa FEFE 380 500 21 由图 10 18 取弯曲疲劳寿命系数 88 0 85 0 21 FNFN KK 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 1 S MPa S K MPa S K FEFN F FEFN F 86 238 4 1 38088 0 57 303 4 1 50085 0 2 2 11 1 2 计算载荷系数K 36 1 2 11 103 1 1 FFvA KKKKK 计算当量齿数 894 0 21 2 1 cos 22 1 448 0 cos1cos 2 12 75 93 448 0 42 cos 5 23 894 0 21 cos 2 2 2 1 1 1 Z Z Z Z vv 由表 10 5 查得齿形系数 20 2 67 2 21 FFa YY 应力校正系数 78 1 5775 1 21 Ssa YY 计算大小齿轮的并加以比较 F sF YY 24 016 0 86 238 78 1 20 2 021 0 57 203 5775 1 67 2 2 22 1 11 F saFa F saFa YY YY 小齿轮计算数值较大 设计计算 5 3021 0 1221 3 15 01 3 1 10314036 1 4 1 5 01 4 3 222 3 2 2 1 2 2 F SF RR YY Z KT m 取 m 4 则 23 4 92 1 1 m d Z 46223 2 Z 7 几何尺寸的计算 计算分度圆直径 mmmmmZd92423 11 mmmmmZd184446 22 计算锥距 3 4637 526 cot2 211 则 mm dd R 9 102 22 2 2 2 1 8 计算压轴力 p F 有效圆周力为 N v P Fe 9 6301 265 0 67 1 10001000 由于是水平传动 故链轮压轴力系数 15 1 Fp K 则压轴力为 NFKF eFpp 2 7247 9 630115 1 9 链轮几何尺寸的计算 25 分度圆直径 102 7mm 10 180sin 31 75 Z180sin d o 1 o P 齿顶圆直径 33 12305 1975 3125 1 7 102dp25 1 dd 1amax 32 11005 1975 31 10 6 1 17 102d p Z 6 1 1dd 1 1 amin 平均齿顶圆直径 mmddd aaa 825 116 32 11033 123 2 1 2 1 minmax 取齿顶圆直径 mmda116 齿根圆直径 mmddd f 65 8305 19 7 102 1 最大齿根距离 x L 当齿数是奇数时 当齿数是偶数时 20 1 1 90 cos x Ldd z x1 L f ddd mmdL fX 65 83 齿侧凸缘直径 1 180 cot1 040 76 g dph Z 21 查表 9 1 得内链mm18 30h mmh Z pd57 6576 0 04 1 180 cot 1 0 g 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 p 12 7 单排 则有 26 11 0 95 f bb 查 机械设计 表 9 1 得内链节内宽 则mm 9 18b1 mmb18 9 1895 0 95 0b 11f 齿铡倒角 pba13 0 mm1 475 3113 0 p13 0 ba 倒角半径 取 x rp mm32rx 链轮齿总宽 1 1 fntf bnpb 22 其中 n 为链排数 为排距 t p 则有 mmbbp fft 181nb 11fn 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 105 18 由下式初步估算轴的最小直径 mm34 17 500 25 2 105 n P Ad 3 0min 2 轴的径向尺寸如图 4 所示 图 4 主轴径向尺寸 27 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 齿轮上的作用力 N 2 1703 50 425792 d 2T F 1 t N 9 61920tan2 1703tanFF o tr 带轮对轴的作用力 2959 3NFP 动刀架对轴的作用力 N8828 990mgG mN 2 229 500 12 1055 9 n P 109 55T 66 1 2959 3NFP N 2 648 35050 229200 R T F 22 1 28 图 5 主轴装配关系 Fig 5 Spindle assembly relation 轴承对轴的作用力 0LF GLFLF 43t2NV1 则 331 8N 355 130233 887 2 1703 L LF GLF F 2 43t NV1 又 0FGFFF tNV2NV1 268 8N2648 2331 81703 2882FFFGF NV1tNV2 0 L LFLFLF 21P3r2NH1 则 4011 5N 355 355 1082959 387 9 619 L L LFLF F 2 21P3r NH1 又 0FFFF rPNH2NH1 N 1 1672 3 2959 9 6194011 5FFFF PrNH1NH2 2 计算轴上的弯距 扭距 并作图 29 m117 8N1000355331 8LFM 2NV1V1 mN 2 4811000871703 2LFM 3tV2 m319 6N10001082959 3LFM 1PH1 mN 9 53100087619 9LFM 3rH2 m319 6NMM H11 m157 7N53 9148 2MMM 222 H2 2 V22 mN 6 120 3 M m42 6NT m229 2NT1 图 6 主轴受力立体图 Fig 6 Spindle mechanical drawing 3 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 22 ca 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 533 3 1025 1 05 0 1 0d1 0 32 d W 30 截面上的弯曲应力 MPa57 25 101 25 319 6 W M 5 1 截面上的扭转切应力 10 9MPa 102 5 271 8 2W T W T 5 T 轴的弯扭强度条件为 图 7 弯矩示意图 Fig 7 Bending and twisting schemes 图 8 扭矩示意图 31 Fig 8 Torque figure 1 ca 24 弯矩图和扭矩图如上 查表 15 1 得 MPa70 1 则 78MPa 250 913 0457 25 1 22 ca 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 NNFFF NVHr 4025 8 331 5 4011 222 1 2 11 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 N nL PC h 6455 10 60 6 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 r C r C 2 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 NFFF NVHr 5 4201 3 448 6 3874 222 1 2 11 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 32 右轴承所需的基本额定动载荷 N nL PC h 6 5964 10 60 6 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 r C r C 4