牧草打捆机的设计含proe三维及8张CAD图
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牧草打捆机设计牧草打捆机设计摘 要在我国，牧草联合收割作业已经非常普及，但收割过后牧草散落草地，导致因季节性牧草过剩而得不到合理利用被废弃,不仅浪费了牧草资源,造成经济损失,同时也污染了草地和环境，人工收集则费时费力。使用牧草打捆机可将农作物收割过后的牧草直接打成捆进行收集，方便人们运输和储存，减轻农民体力劳动。本文总结已有打捆机的成熟经验，吸收国外打捆机的先进技术，设计符合生产需求的牧草打捆机，对机器的设计原理和工作过程进行分析，对相关参数进行论证设计。本文在前人研究的基础上，运用现代设计方法进行了这方面的探讨。关键词关键词： 打捆机，相关参数，设计原理，工作过程ABSTRACTIn China, grass combined harvesting work has been very popular, but after the harvest grass scattered grassland, cause because of seasonal forage surplus and not to the rational use of the abandoned, not only a waste of forage resources, resulting in economic losses, at the same time the grassland and environmental pollution, artificial collection is time-consuming and laborious. The use of forage harvester can be harvested after the harvest of crops directly into a bundle of hay to collect, facilitate the people to transport and storage, reduce the physical labor of farmers. This paper summarizes the existing baler mature experience, absorb foreign advanced technology of baler, designed to meet the demand for the production of forage baling machine and the design principle and working process of machine are analyzed and the relevant parameters for design verification. On the basis of previous studies, this paper discusses the use of modern design methods in this area.Keywords: Bundling machine, related parameters, design principle, working process目 录1 绪论绪论.41.1 问题的提出.41.2 国内外研究现状及发展趋势.41.2.1 饲草压缩理论的研究概况.41.2.2 国外打捆机的发展概况.71.2.3 国内的研究状况.81.2.4 发展趋势.81.3 存在的问题.81.4 研究的目的和意义.82 牧草打捆机的设计牧草打捆机的设计 .102.1 饲草压缩理论研究.102.1.1 饲草压缩过程研究.102.1.2 压缩力的分析.112.2 打捆机的结构设计.122.2.1 打捆机的结构型式.122.2.2 打捆机的构造和工作原理.132.2.3 飞轮 .152.2.4 捆扎机构.172.2.5 主要技术参数的确定.193.选择电动机选择电动机.203.1 选择电动机的类型.203.1.3 确定总的传动比.223.2 计算传动装置运动和动力参数.223.2.1 计算各轴的转速.223.3 确定蜗轮蜗杆的尺寸.223.3.1 选择材料确定其许用应力.223.3.2 确定其许用应力.233.4 校核齿根弯曲疲劳强度 .243.5 蜗杆传动的热平衡核算.243.6 蜗杆轴的设计.253.7 蜗杆轴的结构设计.273.8 轴的校核.273.9 蜗轮轴的设计和计算.283.10 滚动轴承的选择及其计算.30总总 结结.33致谢致谢.34参考文献参考文献.35 1 1 绪论绪论1.1 问题的提出我国地域广袤，而且作为农业大国，有着先天独厚的发展畜牧业的条件。我国草原辽阔，类型繁多，资源丰富，是巨大的天然宝藏。据统计，我国共有各类天然草地面积约 3.93 亿 hm2，占国土面积的 41.7%，仅次于澳大利亚，居世界第二位，同时也秸秆资源最为丰富的国家之一，每年生产 6.4 亿多吨的秸秆。1然而我国草场的分布很不均匀,导致我国部分地区一方面牧草匮乏,另一方面则因季节性牧草过剩而得不到合理利用被废弃,不仅浪费了牧草资源,造成经济损失,同时也污染了草地和环境。此外,牧草在流通领域中遇到的一个主要问题,就是由于牧草的堆密度小,使其运输成本增加,利润空间下降。有些地方甚至因为利润微薄而宁可烧掉,也不愿意费时费力地运输,造成了资源浪费,而且也污染了生态环境。这是我们必须面临的显示问题，急需有一个合理的办法来解决这个现状。近年来，由于各牧场的牲畜存栏量不断增加，而相应的管理政策又相对滞后，还有自然条件的恶化，即使在牧草比较丰富的牧区，季节性的饲草缺乏现象也很严重2。2000 年初，我国内蒙古、新疆共有 12 个地(州)60 个县出现的“白灾”使 30 万头受灾牲畜死亡，主要原因是由于饲料缺乏的饥饿所致，很显然解决这个问题的有效措施就是为这些牧草缺乏或季节缺草的地区准备充足的越冬饲草；另一方面我国草业发展带有比较突出的地域性特点，牧草种植基地大多位于黄河流域及华北、西北，而牧草销售市场多位于华东、华南的奶牛、肉牛饲养密集区。由于草场分布不均，部分地区因季节性牧草过剩得不到合适的处置而被废弃，浪费了资源，也污染了草原3。不仅如此，近年来随着畜牧业的迅速发展，中国加入 WTO，周边的许多国家，像韩国、日本都是饲料资源短缺的国家，国际市场对牧草、秸秆等饲料的需求会大幅增加。加入 WTO，我国资源成本相对较高的种植业面积可能会适当减少，种植业比较效益下降将促使土地资源和农业生产结构向畜牧业、草业等方面调整，牧草生产和加工产业将面临新的机遇。因此，加快我国的牧草、秸秆的产业化进程，能为我国增加出口创汇，成为国民经济大产业，这在发达国家如美国、加拿大等已得到证实4。在牧草、秸秆等纤维物料的商品化生产过程中，首先遇到的问题是这些物料松散，容积密度小，收集、运输困难，运输时亏吨现象严重;这些物料无论在储存还是运输时，都占用很大的空间，面临严重的运输成本压力。由此可见，把饲草打成高密度的草捆后储存或运输，是降低饲草成本的重要步骤。也是使得牧草得到合理利用的有效途径，既可解决牧草资源的分布不均而得不到合理利用的弊端，有可解决环境问题。据中国农业大学成套设备所的实验设计，饲草打捆平均密度可以增大 10 倍左右，而运输成本可降低 70%左右，可见饲草打捆机的商业效益是十分显著的5。牧草业也会因此有长足的发展。1.2 国内外研究现状及发展趋势1.2.1 饲草压缩理论的研究概况压缩理论是饲草料压捆、压饼、压块等机具设计的理论依据，具有重要的价值6。1938 年西德学者斯卡维特(Skalweit)首次开始研究纤维物料在压缩过程中的压缩机理。他通过在密闭容器内以低速压缩牧草，来研究压缩力和压缩后牧草容积密度之间的关系，并得出了如下压缩力和压缩后物料容积密度之间的规律： (1l)mc式中： 压缩力，(kg/cm )；2压缩后物料的密度，(kg/m )；3 mc00初始压缩力(kg/)；02cm: 物料的初始密度,( kg/m )；03m 是试验系数。1959 年西德另一位学者麦威斯(Mewes )通过实验研究分析斯卡维特(Skalweit)所得出的数学模型，根据分析研究，他对斯卡维特的结论给予肯定，同时，他认为纤维物料在压缩过程中压缩力与物料的初始密度有关，并分别提出了在不同压缩条件下压缩力与物料密度之间的数学模型： (12)mc)(0 (13)(0mmc式中：压缩力，(kg/cm )；2压缩后物料的密度，(kg/m )；3物料的初始密度，(kg/m )；03c 和 m 均为试验系数。1964 年西德学者萨哈特(Sacht)利用小麦和燕麦秸秆以及苜蓿和牧草进行试验研究，首次发现被压缩物料的湿度对压缩过程有很大的影响。通过实验研究，他认为，斯卡维特的数学模型只有在压力小于 200N/cm 时才成立，并提出如下数学表达式：2 (l4)mc式中：压缩力，(kg/mm )；2被压缩物料的湿度；压缩后物料的密度，(kg/m )；;3c 和 m 均为试验系数，不同的物料具有不同的值。该表达式只有在=1555%之间成立，c 和 m 的值如表 11 所示：表 1-1 各种物料压缩时的实验系数 c 和 m 值压力范围系数小麦秸秆89%干重燕麦秸秆88.5%干重苜蓿83.5%干重牧草86%干重c2.533109.84103.74106.7551015-50N/cm3m1.471.591.691.96c2.874101.565101.786108.5571050-200 N/cm3m1.892.352.642.735060 年代苏联学者对纤维物料的压缩过程也进行了很多研究，如奥索波夫(Osobov)通过实验和理论分析研究认为，纤维物料在压缩过程中压缩力仅取决于被压缩物料的初始密度和压缩过程中的压缩程度，在此基础上提出： (l5) 1()(0aeac式中： 压缩后物料的密度，(kg/m )；3物料的初始密度，(kg/m )；03c 和 a 均为试验系数，表明草料的物理机械特性。苏联的另一位学者赫拉帕奇(Hulapaqi)研究认为，纤维物料在压缩过程中压缩力不仅与压缩后压缩物的压缩程度有关，而且与压缩过程中的压缩速度以及物料的4湿度有关。通过分析研究他提出了以下表达式：P= (16)mkc式中： 物料的湿度系数；=l0.02(w15.30) ；w物料的湿度；压缩过程中的压缩速度影响系数；5 . 5084. 0v压缩过程中当前位置的压缩速度；v压缩后物料的密度，(kg/m )；3物料的硬度系数，对整齐的秸秆=1，对纠缠的=0.67，对牧草=0.58；kkkkc 和 m 均为试验系数一般取 c=1.92，m=2.178。510该表达式虽然是在密闭容器内实验得到的，但在开式压捆室压缩干物质含量为 85%的小麦秸秆的实验中得到了证实。多年来，此式一直被作为打捆机设计的理论依据，它对打捆机的设计在方向上有一定的意义，对于闭式压缩有重要指导作用。7苏联学者普斯特金(Pusteky)对纤维物料压缩过程中被压缩物料的压缩量与压缩力之间的关系进行了分析和研究，他用窄板条压缩未脱粒的小麦秸秆进行实验研究得出了压缩力与被压缩物料压缩量之间关系： (17)xsbsAe式中：压缩力，(kg/m )；2s物料的初始厚度，(mm)；x对物料的压缩量，(mm)；A 和 b 均是试验系数，对于牧草和苜蓿 A=0.35kg/cm，b=0.375。后来他又在密闭容器内对麦秸进行实验研究，并得出麦秸在密闭容器内压缩时，压缩力与压缩量之间呈抛物线关系： (18)nAx式中：p压缩力，(kg/m )；2x对物料的压缩量，(mm)；A 和 n 是试验系数。此外，英国和美国等国的学者对不同纤维物料压缩过程作了大量的研究试验和理论分析，如:1984 年英国学者多佛而奇(0Dogherty)和威来尔(Wheller)通过实验研究和理论分析，并根据压缩过程中物料的容积密度范围提出两个模型： (400kg/m ) (19)mc13 () (110)nc)(ln23/400mkg式中：压缩力，(kg/cm )；3物料压缩过程中的密度，(kg/m )；3n、m 均是试验系数。1987 年英国学者法波若德(Faborode)和卡拉凡(OCallaghan)在考虑了被压缩纤维物料的初始密度后，提出如下的数学模型： (l11)(0lebAlrb式中：压缩力(kg/cm )；2；0r物料在压缩过程中的密度，(kg.m )；3物料的初始密度，(kg/m )；03A、b 均是试验系数。他们对其进一步推导：令：A；00kb ； cr0将公式(111)转化成压缩力与压缩活塞位移之间的关系： (112)(0lebsbksl式中：物料的初始松散模量；0k物料的临界密度，(kg/m )；03s压缩活塞的位移，(mm)；l压捆室长度，(mm)。81996 年我国学者杨明韶等在真正的高密度牧草打捆 9KG350 上分阶段对牧草在打捆过程中的压缩力、压缩量和压缩过程中的牧草的密度等进行了试验研究，并提出了它们之间的数学关系式： (113)bsAe并在此基础上推导出用高密度打捆机对牧草进行压捆时，压缩力与压缩后牧草密度之间的关系式：P= (114)(0BAe式中： P压缩力，(Mpa)；牧草的初始密度，(kg/m )；03牧草压缩过程中的密度，(kg/m )；3x牧草的压缩量(mm)；A、B、b 均是实验系数。9纵观国内外学者对各种纤维物料压缩过程所作的各种实验研究和理论分析，主要是从不同角度出发，采用不同的压缩方式和条件对不同的纤维物料进行试验和理论研究。归纳起来苏联和我国的学者主要是针对纤维物料压捆过程进行研究，英国、美国、加拿大的学者主要是针对纤维物料的压块和压饼过程(密度很高)进行研究，日本学者主要是针对粉体纤维物料的模压成型进行研究10。这些研究成果在解决压缩力和压缩程度之间的问题中发挥了极其重要的作用，对秸秆等纤维物料压缩过程的理论分析，压缩设备的设计和牧草压缩生产过程研究起到了指导作用，提供了理论依据。本文就是以这些理论为依据，进行了打捆机的研究。1.2.2 国外打捆机的发展概况1870 年美国人迪得里克(DederiC)研制出人类历史上的第一台机械式固定牧草打捆机，被改进完善后，在欧美一些国家得到广泛应用。20 世纪 30 年代初，小方捆打捆机问世，50 年代生产进入高峰，保有量趋于饱和，当时美国拥有捡拾打捆机约 70万台，90%以上的牧草采用捡拾压捆工艺。60 年代中期，圆草捆卷捆机诞生，70 年代迅速发展，80 年代方、圆捆机并行发展。近年来，欧美等发达国家的压捆设备更成熟，结构参数更合理，可靠性、生产率提高很快。国际著名的农机生产商如美国纽荷兰(NewHolland)、约翰迪尔(JohnDeere)、凯斯公司，英国福格森公司，韩国成元公司，意大利 GALLIGNANI 公司，德国威格公司和前进公司的打捆机都己系列生产，这些设备无论在机械结构、动力配套、液压系统还是控制系统设计方面都处理得很成功，一些新的设计理论、最新科研成果的应用在这些机械上都有体现，例如在控制系统方面，单片机、可编程控制器(PLC)、工业控制机控制(工 PC)等的自动控制手段都得到应用。在一些发达国家，如美国等，牧草收获己全部实行机械化，牧草已成为国民经济一大产业。5111.2.3 国内的研究状况国内打捆机方面的研究报道不多，只有打捆机生产或改进方面的报道，但企业生产的产品质量低、可靠性差。我国 50 年代末开始生产畜力固定式捆草机，60 年代初，在引进、试验国外小方草捆拣拾打捆机基础上，开展了小方草捆无绳打捆机的研究。70 年代中期引进、仿造了国外的方捆机并批量生产，70 年代末开始仿制圆捆机。近几年，随着市场对高密度草捆和农作物秸秆捆需求量的增加，国内的一些科研院所和高校开始研制高密度的牧草和秸秆打捆机，主要型式可分为机械式和液压式12。1.2.4 发展趋势纵观国内外大中型企业及饲草收获工艺的需要及研究，饲草打捆机将向以下方向发展：1产品多样化、系列化，以满足不同用户的需求。2采用新技术、新工艺，改进产品结构，提高产品的使用性能和经济效率。电子计算机、液压技术等的应用将使机具的性能更先进，操作更方便舒适。3扩大适用范围，提高机具的利用率，将捆草范围从干草扩大到青饲料或农作物秸秆。4增加草捆密度，降低功率消耗，提高打捆机经济效益。5运用现有的饲草压缩理论设计主要结构工作部件，以提高压缩密度和减少功率消耗,使打捆机效率更高，可靠性更大，性能更优213。1.3 存在的问题由于国内打捆机目前大多采用测绘或类比方法设计，在配套动力的确定，主要部件的结构参数、压缩频率和喂入量等工作参数的确定中很少有真正的理论依据，因而不可避免地存在配套动力不合理，压缩设备功率消耗大、生产能力低等问题，而进口机械不仅价格昂贵，而且有些不适宜我国的国情58。1.4 研究的目的和意义由于我国的饲草压捆技术设备与发达国家相比有很大差距，而且多为仿造产品，主要工作部件结构参数选择不当，生产规模较少，设备质量欠佳，远不能满足日益扩大的国内草产品生产加工设备市场的需要。提高国产打捆机的质量，无疑会对畜牧业发展起到革命性作用。虽然市场上国外产品质量较好，但价格太高(例如黑龙江大庆农场进口的 NewHolland 公司生产的一款高密度打捆机造价 30 万美元)，不适合国内的消费水平，所以开发性能良好、自动化程度高而且价格适中的国产打捆机将是我国饲草商品化生产的关键设备之一，对促进饲草产业化进程会起到举足轻重的作用14。2 2 牧草打捆机的设计牧草打捆机的设计2.1 饲草压缩理论研究2.1.1 饲草压缩过程研究饲草压缩类型根据压缩设备类型的特点可分为闭式压缩和开式压缩两大类。闭式压缩是指用一个柱塞对装入一端封闭的压模内的农业纤维物料进行压缩，使其成型并达到一定密度，然后取出被压缩后的物料，捆扎成捆，完成一次压缩过程，再装入新物料再进行压缩的过程，这种压缩过程接近于农业粉状纤维物料模压成型的情况，这种压缩型式很难实现自动化作业，有的液压式高密度打捆机属于此种类型。开式压缩是指用一个柱塞对压捆室内的农业纤维物料进行压缩，克服压捆室与物料间的摩擦力，推动物料向压捆室出口方向移动，边喂入边压缩，被压缩后的物料随压缩过程的进行逐渐被推出压捆室。实际物料在大多数打捆机的压缩就属于开式压缩。先前的压缩理论研究多是在密闭容器进行的实验，多属于闭式压缩，其研究目的也多是为了指导打捆机的设计，但现有打捆机多是开式压缩，开式压缩和闭式压缩差别很大，因而存在一定的误差。为了打捆机的发展，首先必须对开式压缩进行全面深入的研究，同时探索开式和闭式压缩之间的异同，这无疑是压缩研究的一个基本课题15。(1)闭式压缩是喂入一次压缩一次，形成一个产品一般压缩一次，卸料一次，是间断性作业。产品压成后在压捆室内并不移动，所以只消耗一次压缩功率，每次压缩之间没有关系。(2)开式压缩也是喂入一次压缩一次，一般要喂入和压缩若干次才能形成一个产品。在压捆室内，压缩一次形成一个草片;再喂入一次，再压缩成一个草片，直到草片充满压捆室，然后再继续喂入和压缩，且每次压缩所受的压力不同。待若干草片的厚度达到草捆要求的长度时，进行打捆。捆好的草捆从压捆室出口处陆续排出。也就是说，产品要经过整个压捆室生成。因而，生产一个产品(按质量计)所做的功要大于闭式压缩。在压捆室中，活塞压缩物料的过程，可分为三个阶段:第一阶段，喂入 1 份物料，活塞从前极点向后移动，同物料接触后，推移物料沿压捆室移动，使其充满压捆室而不对物料进行压缩，此阶段称为充满阶段。第二阶段，活塞继续向后移动，开始压缩物料，物料体积减少，密度增加，活塞面上的压应力增加，直到密度达到最大max值，压应力也达到最大值。第三阶段，活塞继续向后移动，被压缩物料也随maxmax之向后移动，一直到另一个极点止。此阶段，活塞上的压应力不再增加，物料密度也不再增加，称之为移动阶段。其简图如图 2-1 所示：图 2-1 牧草压缩过程示意图 0abGS max1abGS 式中：G每次饲草的喂入量，一般为 24kg；a、b压捆室截面的长和高，本设计中分别取为 0.46m、0.36m；S活塞从开始压缩到另极点的距离；S 活塞行程；0S 被压缩物料达到最大密度后移动的距离；1压缩前物料的密度，对于牧草般取 3050kg/m ；03压缩达到的最大密度(kg/m ),是打捆机的重要指标。16max32.1.2 压缩力的分析1 连杆曲柄 2 连杆 3 活塞 5 静上刀片 6 保护罩壳 7 压捆室板 8 侧向进草口 9 被驱动齿轮 10 驱动齿轮 11飞轮F 曲柄上的水平方向压缩力F 作用在曲柄上的合力F 沿曲柄轨迹切线方向的作用力s图 2-2 压缩机构模型受力图小方捆打捆机压缩牧草时，其受力示意图如图 22 所示17。压缩时，随着活塞的移动，压缩力的变化过程如图 23 所示：图 2-3 压缩时各力变化规律(以压缩首楷为例)如图 23 所示，力 F、F 和 Fs 随着曲柄转角变化而发生变化的过程。曲线 ab 段表明在初始压缩牧草时随着压缩量的增大三个力都增大了，在 bc 段上由于切削阻力引起压缩力的进一步增大，在大量牧草被切断以后(这时约为 145 )阻力在 ed 段减少，o接着由于活塞继续压缩的进给运动在 de 段引起压缩力进一步增大，一直达到最大值，随着草捆的移动，压缩力紧接着在 ef 段降低了。在到达最大值 Pmax 之前一小段时间距离活塞到达最大行程有一段距离 S。在 ef 段为了降低活塞压力，可以尽量减小摩擦系数，或者采用滚动摩擦可以减少功率消耗。曲线 fg 段表示压缩草松驰阶段，这是由于曲柄施加的力 Fs 改变方向造成的。当曲柄进一步旋转时，为了克服压缩滑块的加速度而产生一个反方向的力如 gk 段所示，变为正的 kl 段是因为在开始位置处制止反向运动的滑块而产生的正向阻力。力 Fs 是相反的(如 gklm 虚线所示)。18上述理论的研究具有重要的意义，本文以上述理论为指导，进行了打捆机的研究。2.2 打捆机的结构设计2.2.1 打捆机的结构型式打捆机可根据以下原则分类：(1)动力源(2)草捆的形状和尺寸(3)捆束材料。按动力源，打捆机可由拖拉机拖动、动力输出轴驱动、电机驱动和自我驱动等。拖拉机动力输出轴驱动的打捆机是最便宜的，也是最适用的，但需要性能优良的拖拉机，以维持一个恒定的速度。按工作方式，打捆机可分固定式打捆机和捡拾式打捆机两种，固定式打捆机一般是用来将收获好的干草二次压制成高密度草捆后运至其他缺草地区，适合于长距离运输。12打捆机根据压成的草捆形状，又可分为方捆活塞式打捆机(如图 24)和圆捆卷压式打捆机(如图 25)。方捆活塞式打捆机按活塞的运动形式又有直线往复式和圆弧摆动式之分。根据草捆密度，还可以分为高密度干草捆打捆机、中密度干草捆打捆机和低密度干草捆打捆机。如图 26 是现在常用的两款高密度打捆机。19本设计为以拖拉机为动力的方捆拾禾打捆机小型打捆机。北京华联 CLASS 小方捆打捆机 北京华联 CLASS 大方捆打捆机 图 2-4 方捆打捆机北京华联 ROLLANT 255 打捆机图 2-5 圆捆打捆机 图 2-6 高密度大型打捆机2.2.2 打捆机的构造和工作原理打捆机主要有捡拾器(移动式)、输送喂入装置、压捆室、草捆密度调节装置、草捆长度控制装置、打捆装置、曲柄连杆机构(方捆机械式)、传动机构和牵引装置等组成。打捆机的成捆原理主要是用各种机械机构来模拟人工捆束的工艺过程，完成对饲草的收集、压实和打捆动作。工作时，草条连续地进入输送喂入装置，输送喂入装置在活塞回行时，把饲草从侧面喂入到压捆室内，在曲柄连杆机构的作用下，活塞往复运动，把压捆室内的饲草压成草捆，活塞切刀将草层切断，使各层能很好分开，压好的草捆，被后面陆续成捆的草捆不断地推向压捆室出口。201）输送喂入装置它的功能是将收集起来的饲草喂入到压捆室内。一个性能良好的输送喂入装置应能满足以下要求:(1)喂入均匀(2)在喂入口处不能堆积饲草，即单位时间的喂入量应大于捡拾量或输送量(3)喂入叉应具备过载保护能力13。输送喂入装置可分为以下三种:双拨叉式、搅龙一拨叉式和单拨叉式。其结构示意图如图 27 所示。1 捡拾器 2 倾斜输送器 3 螺旋输送器 4 喂入口 5 装填器 6 柱塞 7 双拨叉式输送喂入装置8 捆扎装置 9 填草拨叉 10 草捆 11 飞轮 12 动力输出轴图 2-7 方草捆捡拾打捆机结构示意图图 27(a)为顶部喂入式，捡拾器将干草捡拾后由纵向倾斜输送器 2 向上输送，并由横向螺旋输送器 3 送入压捆室的顶部喂入口 4，再由装填器在柱塞回行时向下压入压捆室。图(b)为采用双拨叉式输送喂入装置的侧面喂入式，捡拾器将干草捡拾后拨向后面，由双拨叉式输送喂入装置 7 将干草从侧面喂入压捆室。图(c)为采用螺旋输送器的侧面喂入式，捡拾器将干草捡拾后拨向后面，由横向螺旋输送器 3 作横向输送，再由填草拨叉 9 在活塞回行时将干草填入压捆室10。本设计中采用实用的螺旋输送器侧面喂入式。2）活塞和压捆室压捆室是打捆机的基础部件，呈长方形，其断面尺寸主要有360 460mm，400 460mm，460 560mm，本设计采用常用的 360 460mm。由于11活塞速率越高，其惯性力和速度越大，震动和摩擦越严重。为了改善滑动摩擦片式活塞的缺点，采用滚轮式活塞。它的结构特点是沿着活塞的水平和垂直方向配置了若干个特制滚轮，当活塞往复运动时，滚轮沿着压捆室的轨道滚动，使原来的滑动摩擦变成滚动摩擦，大大改善了活塞的工作性能16。3）草捆密度调节装置由于不同饲草的特性不一样，所以应经常调整草捆密度。草捆密度调节机构如图2-8 所示，上连接板铰链连接安装在压捆室上盖板的后端，横梁焊接在上连接板上。旋转调节手柄，顺时针方向旋转时，上连接板相对于下连接板的倾斜度发生变化，使草捆密度增加，反之草捆密度降低。调整连接板不同倾角，从而获得不同密度的草捆。121 横梁 2 压捆室侧壁 3 上连接板 4 下连接板 5 调整弹簧 6 调节手柄 7 丝杠图 2-8 草捆密度调节机构4）压缩机构压缩机构采用曲柄滑块机构，由曲柄，连杆和柱塞组成。对于牵引式拾禾打捆机，曲柄前常有一对圆锥齿轮和飞轮，飞轮轴由拖拉机动力输出轴带动。它的工作性能直接影响了饲草压缩时的生物力学特性，它与输送喂入叉相配合而做往复运动。当输送喂入叉进入压捆室时，它后退到极限初始位置，而当输送喂入叉退出压捆室时，它向前运动从而将进入的饲草压缩成捆。设计中必须注意压缩活塞与喂入叉的运动关系，以免相撞而损坏。155）输送喂入器喂入叉用钢板制成，强度高。在喂入叉和曲柄之间装置上了带有板弹簧的四杆机构。过载时，喂入叉受到很大阻力，当曲柄旋转时板弹簧就在四杆机构的作用下发生变形，喂入叉向后折。越过障碍后在板弹簧和四杆机构的作用下喂入叉自动回位进行下一次拨草动作。经过 35 次工作行程，就可以消除堵塞。131.曲柄 2. 喂入叉 3. 弹簧图 2-9 输送喂入器2.2.3 飞轮1）飞轮的功能压缩机构在运转过程中，由于生产阻力和原动力的周期性变化以及机构构件本身的惯性力的变化等因素引起转矩的很大波动，所需的转矩峰值也就非常高，而转矩是驱动机构以等速或接近等速运动所必须的，这就需要一个极大的电动机。然而主要由于损失和做外功的一个周期的平均转矩，通常比转矩峰值要小得多，因此应采取措施减少动力消耗。减轻波动最简单方便可行的方法是在系统中增加一个飞轮。飞轮的作用是当打捆机中的驱动功超过阻力功时，将多余的能量储藏起来，使动能和瞬时速度增大;相反，当阻力功超过驱动功时，又能将储藏的能量释放出来，补充驱动功的不足并使瞬时速度降低。因此飞轮可利用其较大的转动惯量用其积蓄的动能来帮助克服尖峰负载，则减少原动机的所需功率，同时使机械运转的周期性速度波动幅度控制在允许的范围内。转矩的很大变化表示存储在运动构件内动能的变化，可以认为，转矩的正波动表示主动件(电动机)传给机构的能量并暂存储在运动构件中，转矩的负波动表示运动构件的能量返回给电动机。10212）飞轮的大小回转系统动能为E= (22)221J式中:J轴上所有回转质量的转动惯量、机构曲柄的转动惯量以及飞轮的转动惯量如方程式(22)所示，要想从飞轮中获取能量，其唯一方法是降低它的速度，而速度升高使能量增加。因此，对于载荷所要求的能量是变化的情况，要得到轴的角速度为常数是不可能的，只能做到的是，提供一个 J 非常大的飞轮来使速度()减小。minmax机械运转速度波动系数 k 定义为：K= ( 23)avgminmax式中：2minmaxavg对机械运转速度不均匀程度的要求，随机械类型及工作性质的不同而异，农业机械其值一般在 0.020.2 之间选取，相当于转速可以在 2%-20%之间波动，所选择的值越小，则所需飞轮越大。大的飞轮将增加费用并增加系统重量，而对提高运转的平稳性相对有好处，本文设计中取 k=0.060。假设飞轮安装在等效构件上，其转动惯量为；与等效构件有定速比的各构件的等FJ效转动惯量为 Jc；与等效构件有变速比的各构件的等效转动惯量为 Jv；则在等效构件上安装了飞轮的机械系统其等效转动惯量为：J=J +Je+Jv=J +J (24)FFR式中:J =Jc+Jv 为除飞轮以外，机械系统其它运动构件的等效转动惯量，它是机械位R置的函数。因为 Jv 与 JF 相比，比较小，为了简化计算先略去不计，所以： (25)(21minmax2min2maxWEEJJCF式中：E动能的变化；W最大盈亏功。当等效转动惯量为常数时，它等于W 的最大值与最小值之差。为简化计算，将相对较小的 Jc 略去，从而得：J = (26)FknWkWavg222900式中： J 飞轮的转动惯量，(kgm )；F2n 飞轮的转速，(r/min)。由式 26 得，飞轮应安装在高速轴上，因为 J 与 n 成反比，转速越高，J 越小，F2F飞轮的尺寸可以做得更小。一般飞轮的转动惯量 22.2kg.m ,飞轮直径为 4502980mm,轮缘厚为 2780mm,飞轮的重量为 70140kg，飞轮转速为 280750r/min。2-10 飞轮结构简图飞轮采用如图 211 所示的辐条式飞轮，由轮缘、轮幅和轮毅组成。J = (27)F422221DDm为简化计算，假定轮缘的质量集中在平均直径 D=的圆周上，则：)21(21DD (28)42mDJF式中：Dl飞轮的外径，m；D :轮缘的内径，m。2本文设计中 取W=5000Nm，n=540r/min,则： 222k2606. 05405000900gmJF取 D=600mm,则飞轮质量 m=。24DJFkg2896 . 02642飞轮选择材料 HT200 铸造。10212.2.4 捆扎机构 捆扎机构是打捆机的关键部件，其性能直接影响成捆率。捆绳机构有采用软绳和铁丝两种形式，它主要包括捆扎机构控制器，供绳机构和打结器。211）捆绳 捆绳有软绳和铁丝两种，常用的软绳有麻绳和塑料绳，软绳需粗细均匀，光滑和柔软。其直径为 2.53mm，拉断力为 7001000N。采用铁丝捆扎时，要求铁丝直径为 1.82mm,抗拉强度为 294480MPa。 麻绳和铁丝相比较，麻绳的有点是喂飼方便，对牲畜较安全，同时绳子的成本较低，因此目前以麻绳使用较广10。本设计将采取麻绳为捆扎绳。采用铁丝捆扎的打捆机常用于长途运输或需多次装运，且草捆密度在 200kg/m 以上。32）软绳捆扎控制器(图 211)用来控制草捆长度，捆扎控制器平时由控制杆抵住分离卡爪，使卡爪令一端滚轮不与主动盘的内表面凸起接触，主动盘空转。随着牧草向后移动，计量轮逆时针转动，摩擦轮中间的滚轮借助于摩擦力带起提升杆上升，提升杆下端开口进入滚轮时，因为弹簧力的作用使得提升杆左移，使控制杆下摆，脱离分离卡爪，卡爪左摆，卡爪令一端的滚轮与主动盘内的凸起接触，主动盘即可带动从动盘和打结器轴，使捆扎机构开始运作。当控制杆和卡爪脱离时，与控制杆一体的杠杆与从动盘接触，从动盘上的凸起部分又迫使杠杆右摆，使控制杆顺时针转动，回到原来位置，从动盘回转一周后，分离卡爪又被控制杆抵住，从动盘和轴停转，以后又重复此过程。草捆长度可由限位板进行调整，顺时针转动限位板，可以使提升杆下落位置降低，草捆加长，打捆机草捆调节最小长度为 300800mm，最大草捆长度为 8001300mm。213）供绳机构供绳机构用来将绳缠绕草捆，并将绳送入打结器打结。图 2-12 为 9KJ1.4 打捆机的供绳机构，它由驱动链轮，曲柄，连杆，穿针和导绳器组成。打捆前，捆绳从绳箱出来，通过压紧器和导绳器的孔，从穿针孔中穿出，最后夹在打结器的夹绳盘缺口内，当草捆达到预定长度时，离合器结合，打结器轴旋转，周上带动连杆和管架运动，使穿针向上运动绕过草捆，将捆绳送到夹绳盘缺口与令一捆绳端并齐，由打结器打结并割断，穿针开始下降，这时捆绳一端留在夹绳盘缺口内，为下次打结做准备。214） 打结器打结器用来打结，切断捆绳，并夹住下一草捆捆绳的一端。软绳打结器有“迪尔铃Deering”系统(简称 D)打结器和“考米克 Cormic”系统(简称 C)打结器。D 型打结器由打结嘴，夹绳器。脱绳杆，割绳刀，复合齿盘，夹绳器驱动盘和架体等组成。当压捆室内牧草达到预定长度打捆机构控制器使打结器开始工作。打捆结扣的程序是：1 搭绳：穿针向上运动，将捆绳搭在打结器嘴上表面，与原来的绳两股合在一起。2 夹绳：当穿针上升接近上止点时，捆绳已被送到夹绳器缺口内，这时夹绳器开始运转，将绳夹紧。3 绕环：夹绳器尚未停止运转时，打结器嘴开始转动，将两股绳绕成绳环。4 张嘴：打结嘴转动到 3/4 圈，打结嘴完全张开，两股绳夹在上下鄂之间。5 闭合：打结嘴转动将近结束时，上下鄂闭合，将两股绳夹住。6 拉紧：当打结嘴上下鄂闭合后，脱绳杆开始动作，套在打结嘴是的绳环逐渐被拉紧。7 割绳：绳环被拉紧到一定程度，脱绳杆继续往前摆动，固定在脱绳杆上的割绳刀将捆绳割断。8 脱口：脱绳杆继续往前运动，他将绳环从打结嘴上摘下，套在上下鄂间夹住的绳端上，形成打结器并从打结嘴上脱下。 C 型打结器没有脱绳杆，用蹄块式夹绳器来代替盘式夹绳器，打结嘴结构较大。当控制器结合打捆机构后，打捆机构开始工作，打捆过程的程序是：1 送绳和拨绳：穿针向上运动，将捆绳经过的导绳板鼻端和打结嘴前侧，送入夹绳器的导绳钩，拨绳板开始向内侧转动，将捆绳拨向导绳板鼻端前侧。使靠草捆的捆绳不致松开。2 松绳：在打结嘴转动的同时，夹绳器上的蹄块弹簧压力减小而松出一段绳子。3 绕绳和抓绳：打结嘴转动将捆绳绕一圈后，顺下卡爪的边缘进入下卡爪间而被抓住。4 进绳和割绳：当打结嘴转动 3/8 圈时，夹绳器开始运转，捆绳逐渐进入上下蹄块之间，之后下蹄块继续转动半周多，捆绳在蹄块之间有一定的长度，从而保证了足够的压紧力。当夹绳器转动 5/8 圈时打结嘴转完一圈，捆绳夹在上下卡爪之间，有夹绳器导绳器勾根部下侧的割绳刀割断夹绳。5 回位：在夹绳器开始运转时，打捆针开始下降。穿针将捆绳从夹绳器，经过打结嘴前侧，导绳板鼻端，压捆室腔体引向压捆室下面，为下个草捆的形成做准备。6脱扣：当柱塞开始下一压缩行程，草捆被推向压捆室的后方，绕在打结嘴上的捆绳圈被拉下和拉紧成绳结。此时，被卡爪端勾住的捆绳从绳圈种抽出一部分又形成一个绳圈，该绳圈仍挂卡爪端勾内，直至草捆后移的拉力克服卡爪的压紧力，才将绳套拉出。1014将两种打结器进行比较，D 型打结器的绳结不很稳定，捆绳所受拉力较大，但草捆密度比较大。C 型打结器绳结较紧，捆绳所受拉力较小，但草捆密度有所下降，从机构看，C 型打结器机构较复杂，对制造调整要求很高。综考虑两种打结器的优缺点，本设计中采用 D 型打结器。2.2.5 主要技术参数的确定）活塞往复压缩频率生产率计算公式为：Q=0.06nq (t/h) (29)式中: q喂入量，即压缩 1 次物料的量，(kg)；n曲柄转速，即每分钟压缩次数。由公式 29 得，为了提高生产率，可加大压缩频率。但是，加大压缩频率产生了许多新问题。第一，由于压缩频率加大，其消耗功率急剧上升，原因是惯性力急剧增加，其消耗功率增加的比率大于生产率提高的比率。第二，打捆机动力不平衡问题更加突出。压缩过程中，压缩力随位移急剧增加。压缩回程时，阻力又很小(主要是惯性力、空程摩擦力)，在此基础上，较大幅度提高压缩频率(速度)，显然使功率不平衡的问题更严重了。第三，打捆机冲击力更大。压缩终了，压缩力达到最大值。例如，在 9KG350 打捆机上压缩密度 r=350kg/m ，其3最大压缩力约 230kN，加大压缩速度，冲击力更大，故障更多，容易损坏，机构更庞大，生产很不安全，这些问题已在机械传动式高密度捆草机上充分暴露出来了。理论和实践都证明:压缩后单元体应力若松弛得快(物料压缩松驰时间 T 小)，即应力很快松弛到很小值，此时再压缩第 2 次，其压缩效果就好(好像很软)。如果应力松弛很慢(T很大)，紧接着压缩第 2 次，压缩效果就差(好像很硬)。据此，要获得好的压缩效果应选择在其应力松弛到一定程度后再压缩下一次，也可以说压缩 1 次的时间(频率)一般应该大于压缩产品的松弛时间 T，而压缩产品松弛时间 T 与其物料特性及压缩工艺条件等有关。所以，压缩工程的压缩频率是由压缩工程内部因素决定的，不能随意选取。可见，用加大压缩频率作为提高生产率的方法不可取。因此压缩频率应选小，一般打捆机的曲柄转速为 6080r/min，近些年来有的机型已提高到 80105r/min,本设计中取 n=60r/min15。现有的拾禾打捆机的生产率一般为 520t/h。2）压捆室断面和草捆输出仓压捆室断面决定了草捆的尺寸和质量。因此可以根据要求的草捆来确定。最小的压捆室断面为 310mmmm,草捆质量在 20kg 以下，中等的 压捆室断面为 360410mm,草捆质量在 30kg 以下，大型的压捆室断面 410mm，草捆质量在 50kg460580以下。压缩产品永久变形部分愈大，应该说释放张力愈小;弹性变形愈大，即时恢复张(冲)力愈大;蠕变部分恢复速率愈小，张(冲)力就愈小。因此，草捆在压捆室内时间越长，张(冲)力就越小。因此，压捆室出仓口长度选择 l=1.5m。压捆室断面尺寸取常用的 360mm 460mm。213）输送喂入装置参数由公式 29 推导出，为提高工作效率，还可以加大喂入量 G。理论和实践证明，存在一个临界喂入量，在喂入量小于临界喂入量时，随喂入量增加，压缩力、功和功率上升，而当喂入量超过临界喂入量时，随喂入量增加，其压缩力、功和功率反而下降，且不同物料其临界喂入量不同。初步试验看出，苜蓿、麦秸和干草的临界喂入量都远大于目前打捆机的喂入量，因而在压缩工程设计中，可以加大喂入量(大于临界喂入量)，生产率提高，而且压缩力、功和功耗还下降。这是提高压缩工程生产率的一个理想的办法15。因此，取喂入量 G=3kg。而喂入口长度 1 则等于： (210)abGl 式中：G活塞往复次的饲草喂入量，(kg)；a,b压捆室断面的高和宽，(m)；牧草送入压捆室时的容重，常取为 5060kg/m20。3本设计中，取 a=0.46m，b=0.36m，所以 。ml36. 05046. 036. 03取 1=0.50m。4）活塞行程活塞行程应比喂入口长度大 25%-35%，S=(1.251.35) l=(0.6250.675)m。综合考虑，取 S=0.70m，即活塞半径 R=0.35m。165）生产率 QQ=0.06nG式中:G喂入量，即压缩 1 次物料的量，(kg);n压缩频率，即每分钟压缩次数。20综上所述，G=3kg，n=60r/min，所以，理论上 Q=0.061.8(t/h)。6033.3.选择电动机选择电动机3.1 选择电动机的类型按工作要求和条件，选用三相笼型异步电动机，封闭式结构，电压 380V，Y 型。3.1.1 选择电动机的容量电动机所需工作功率按文献 4 式（1）为kwaPwPd由文献 4 公式（2）kwFvPw1000因此kwaFvPd1000估算由电动机至运输带的传动的总效率为433221a21为联轴器的传动效率根据设计指导书参考表 1 初选99. 012为蜗杆传动的传动效率8 . 0233为轴承的传动效率出处98. 034为卷筒的传动效率出处96. 04 71. 096. 098. 08 . 099. 01312akwFvadP76. 471. 010007 . 1280010001033.1.2 确定电动机的转速由已知可以计算出卷筒的转速为min28.1083007 . 1100060100060rDvn按文献 4 表 1 推荐的合理范围，蜗杆传动选择为闭式 （闭式为减速器的结构形式） ，且选择采用双头传动，同时可以在此表中查得这样的传动机构的传动比是 1040。故可推算出电动机的转速的可选范围为：min2 .4331min8 .1082min28.1084010rrranind符合这一范围的同步转速为：查文献 3 第 167 页表 12-1 可知min750r min1000r min1500r 根据容量和转速，由文献 4 表一查出的电动机型号，因此有以下三种传动比选择方案，如下表：方案电动机型号额定功率kw满载转速minr电动机质量kg参考价格1Y160M-67.59701195002Y132M-47.51440813523Y160M-87.5720145596综合考虑电动机和传动装置的尺寸，质量，价格以及传动比，可见第三种方案比较合适，因此选定电动机的型号是 Y132M-4。其主要性能如下表型号额定功率满载转速最大转矩额定转矩Y132M-47.514402.3该电动机的主要外型和安装尺寸如下表：（装配尺寸图参考设计手册表 12-3）中心高H外形尺寸地脚安装尺寸地脚螺栓孔直径轴伸尺寸装键部位尺寸132515（270/2+210）31521617812388010333.1.3 确定总的传动比由 选定的电动机满载转速 nm 和工作机的主轴的转速 n，可得传动装置的总的传动比是：30.1328.1081440nnima 根据总传动比可以选用双头闭式传动。3.2 计算传动装置运动和动力参数3.2.1 计算各轴的转速n1为蜗杆的转速，因为和电动机用联轴器连在一起，其转速等于电动机的转速。n2为蜗轮的转速，由于和工作机联在一起，其转速等于工作主轴的转速。min/14401rnnm min28.1082rnn3.2.2 计算各轴的输入功率pd为电动机的功率 kwpd65. 6p1为蜗杆轴的功率 kwppd48. 698. 0995. 065. 6211p2为蜗轮轴的功率 kwpp08. 598. 08 . 065. 623123.2.3 计算各轴的转矩 Td为电动机轴上的转矩 mmNmNnpTmdd31010.4410.44144065. 695509550T1为蜗杆轴上的转矩 mmNmNnpT31111098.4298.429550144084. 695503.3 确定蜗轮蜗杆的尺寸3.3.1 选择材料确定其许用应力蜗杆用 45 号钢，表面淬火，硬度为 4555HRC；蜗轮用铸锡青铜 ZCuSn10P1，金属型铸造。3.3.2 确定其许用应力（1）许用接触应力，查文献 1 表 12-4，H=220Mpa（2）许用弯曲应力，查文献 1 表 12-4，F=70Mpa3.3.3 选择蜗杆头数Z1并估计传动效率由 i=30.89,查文献 2 表 11-2 得41, 221zz由z2=2，查文献 1，表 12-8，估计8 . 03.3.4 确定蜗轮转距T2 mNmNnPT10322204.448.04.44828.10808. 5955095503.3.5 确定使用系数kA，综合弹性系数ZE 根据文献 1 表 13-8，取150, 1 . 1ZKEA取（钢配锡青铜）3.3.6 确定接触系数ZP 假定4 . 01ad，由文献 1 图 12-11，得ZP=2.83.3.7 计算中心距a322HEZZTKaA mmmm56.1212208 . 21504480401 . 132 3.3.8 确定模数 m，蜗杆直径系数 q，蜗杆导程角 r，中心距 a，蜗杆分度圆直径d1等参数。查机械设计第八版表 11-2 可选择a=125mm m=5mm 1d=50mm 21z 163811 10q 412z x=-0.53.3.9 计算蜗轮和蜗杆的主要参数与几何尺寸 蜗杆 轴向齿距 7 .155mPamm齿顶圆直径 mmhddaa60512502111齿根圆直径 mmhddff5 .375)25. 01 (2502111蜗杆轴向齿厚 mmmsa85. 72节圆直径 mmxqmdw6 .75)1032. 0(2103 . 6)2(1 蜗轮蜗轮齿数2Z=41，变位系数2x=-0.5蜗轮分度圆直径 mmmzd20541522蜗轮齿顶圆直径mmxmhdddaa210)1 (222222 蜗轮齿根圆直径 mmxmhdddff205)2 . 1 (222222 蜗轮咽喉母圆直径mmdarag20210211252122外圆直径mmmdDaW5 .21755 . 12105 . 12蜗轮齿宽B=0.75mmda456075. 013.4 校核齿根弯曲疲劳强度FFFYYmddKTa221253. 1选取当量系数 48.43163811cos41cos3322zzV根据变位系数2x=-0.5，2Vz=43.48 从文献 1 中的图 11-19 中查得齿形系数为 2aFY =2.87。螺旋角系数 Y=9192. 014031. 1111401许用弯曲应力 FN=FNFK从文献 1 表 11-8 中查得由铸锡磷青铜制造的蜗轮的基本许用弯曲应力为 F=56Mpa。寿命系数为 5541. 01003. 210986kFNFN=FNFK=MPa03.315541. 056F=MPa49.199192. 087. 23 . 63 .2586335616039. 153. 1FN由此可见弯曲强度是可以满足的。3.5 蜗杆传动的热平衡核算蜗杆传动的效率低，工作时发热量大。在闭式传动中，产生的热不能及时散逸，将因油热不断升高而使润滑油稀释，从而增大摩擦，甚至发生胶合。必须进行热平衡计算，以保证油温稳处于规定的范围内。摩擦损耗的功率1ppf产生的热流量为110001p又已知 P=6.65KW3211啮合摩擦产生的热量损耗效率 vtantan1（为蜗杆分度圆上的导程角）2轴承摩擦产生的热量损耗效率3溅油损耗效率v为当量摩擦角，fvvarctan其值可根据滑动速度由表 11-18 和 1-19 中选取。滑动速度计算为 smndvvS/768. 3cos100060cos111又由于蜗轮是有铸锡磷青铜制造的且硬度45HRC查表文献 2，11-18 可得通过插入法计算得v为 116由于轴承摩擦及溅油这两项功率损耗不大，一般取为 0.950.96 则总效率为312=（0.95- -0.96）vtantan=0.85以自然冷却的方式从箱体外壁散发到周围空气中的热流量为 ttadS02d 为箱体的表面传热系数,空气流通好,取为 15S 为内表面能被润滑油溅到的,而外表面又可为周围空气冷却的箱体表面面积根据已知估算此面积 1.02mS 为内表面能被润滑油所飞溅到，外表面又可以为周围空气所冷却的箱体表面面积。t0设为正常工作的油温为 65 ta为周围空气的温度常取为 20计算可得 W71485. 0176. 410001 adttS02 根据热平衡条件，1=2 在一定的条件下保持工作温度所需的散热面积为2006. 12065150.85-14.76100011000mttPSada 、 即 SSa 所以表面散热面积不满足散热要求，需加大于 0.062m的散热片3.6 蜗杆轴的设计由于蜗杆直径很小，可以将蜗杆和蜗杆轴做成一体，即做成蜗杆轴。3.6.1 蜗杆上的转矩 T1=23.94Nm3.6.2 求作用在蜗杆及蜗轮上的力圆周力NdTFFat760631094.232231121轴向力 NdTFFta7 .44893 .25810840.5792232221径向力 NFFFtrr10.163420tan7 .4489tan221圆周力径向力以及轴向力的作用方向如图所示3.6.3 初步确定轴的最小直径按文献 2 表 15-3，初步估算蜗杆的最小直径，选取的材料为 45 号钢，调质处理，HBS（217255） ，0A=（103126）取0A=110，则 mmnpAd61.18144048.611033110min蜗杆轴的最小直径显然是要安装联轴器处轴的直径，为了使所选的轴的直径 d 与联轴器的孔相适应，故需同时选取联轴器型号.。联轴器的计算转矩dcaKaTT,查文献 2 中的表 14-1，考虑到转矩变化很小，故取 Ka =1.3，则有：mmNKaTTdca558701098.423 . 13按照计算转矩 Tca 应小于联轴器公称转矩的条件，查标准 GBT5014-1985 或文献，选用 TL 6 型联轴器，其公称转矩为 250mN 。许用转速 4600r/min，联轴器的尺寸为d=3242mm,L=82112mm。3.7 蜗杆轴的结构设计拟定蜗杆上零件的装配方案蜗杆是直接和轴做成一体的，左轴承及轴承端盖从左面装，右轴承及右端盖从右面装。根据轴向和周向定位要求，确定各段直径和长度，轴径最小 d =30mm，B=（12.5+0.12Z）m+30=113mm蜗杆齿宽 B 计算选为 113mm。其余部分尺寸见下图：3.8 轴的校核（1）垂直面的支承反力（图 b）NFFRVbrVa63.5521（2）水平面的支承反力（图 c）NFRRtHbHa6 .85922 .171921（3）绘垂直面的弯矩图（图 b）mmNdFlRMavavc75.23361925012.437122563.552211 mmNlRMvbvc75.23361922531.10382（4）绘水平面的弯矩图（图 c）mmNlRMHaHc193402256 .8591（5）求合成弯矩（图 d）mmNMMMHCVCc99.23441819341075.2336192222mmNMMMHCVCc19.23441822（6）该轴所受扭矩为 T=42.98N.mm（7）按弯扭合成应力校核轴的强度根据文献 1 式（15-5）及以上数据，并取 =0.6，轴的计算应力MPaWTMcca72.44)429806 . 0(99.234418)(4375.527322232前已选定轴的材料为45 钢，调质处理，由文献 2 表 15-1 查得MPa601。因此ca1，故安全。8）由于轴的最小直径是按扭转强度很宽裕地确定的，由蜗杆轴受力情况知截面 C 处应力最大，但其轴径也较大，且应力集中不大，各处应力集中都不大，故蜗杆轴疲劳强度不必校核。3.9 蜗轮轴的设计和计算3.9.1 计算最小轴径：按文献 1 中的式 15-3 初步估算蜗杆的最小直径，选取的材料为 45#钢，调质处理，根据文献 1 中的表 15-3，取0A=110，则 mmnpAd67.3928.10808.511033220min3.9.2 选联轴器：联轴器的计算转矩 Tca=Ka .T3,查文献 1 中的表 14-1，考虑到转矩变化很小，NLdFlFRarVb.31.10382402/5012.437122594.15902/12故取 Ka =1.3 则有：mNmNTkTAc45.58204.4483 . 11按照计算转矩 Tca 应小于联轴器公称转矩的条件，查文献表 8-7，选用 HL8 型弹性套柱销联轴器 其公称转矩为 710N.m半联轴器的轴径 d1取 4563mm半联轴器的长度 L 取 112mm所以选轴伸直径为 50mm。3.9.3 初选滚动轴承：据轴径初选圆锥滚子轴承 32310，查文献表 6-7 得B=40mm,D=110mm,d=50mm，T=42。25mm, 确定轴的结构尺寸如下：所以轴的长度为 425 mm。 至此，已经初步确定了轴的各段直径和长度。3.9.4 轴上零件的周向定位：半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。半联轴器与轴的配合为 H7/k6。滚动轴承与轴的周向定位是用过盈配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为 k6。蜗轮与轴采用过盈配合 H7/r6。根据参考文献 1 表 152 取轴端倒角为 245，各轴肩处的圆角半径为 R1.6。确定轴上的载荷如下图3.9.5 按弯扭合成应力效核轴的强度（1）垂直面的支承反力（图 b）NLdFlFRarVb10.12104252/2052 .17195 .21294.15902/222NFFRVbrVa84.38010.121094.115902（2）水平面的支承反力（图 c）NFRRtHbHa56.2185212.437122（3）绘垂直面的弯矩图（图 b）mmNdFlRMavavc5 .25714622502 .17195 .21284.3802221 mmNlRMvbvc25.2571465 .21212102（4）绘水平面的弯矩图（图 c）mmNlRMHaHc5 .4644315 .21256.21851（5）求合成弯矩（图 d）mmNMMMHCVCc98.5308675 .4644315 .2571462222mmNMMMHCVCc98.53086722（6）该轴所受扭矩为 T=448039.8N.mm（7）按弯扭合成应力校核轴的强度根据文献 1 式（15-5）及以上数据，并取 =0.6，轴的计算应力MPaWTMcca89. 01881 . 0)8 .4480396 . 0(530867)(32222前已选定轴的材料为 45 钢，调质处理，由文献 1 表 15-1 查得MPa601。因此ca1，故安全。（8）由于轴的最小直径是按扭转强度很宽裕地确定的，由轴受力情况知截面 C 处应力最大，但其轴径也较大，且应力集中不大，各处应力集中都不大，故蜗轮轴疲劳强度不必校核。3.10 滚动轴承的选择及其计算3.10.1 轴承的选择本设计中有两处使用到了轴承，一处是在蜗杆轴，已知此处轴径 d=50mm，所以选内径为 50mm 的轴承，在文献 3 中选择圆锥滚子轴承；查表 6-7，选择型号为 32310 的轴承。另一处是在蜗轮轴；已知此处轴径为 d=60mm，所以选内径为 60mm 的轴承，在文献 3 中选择圆锥滚子轴承；查表 6-7，选择型号为 32312 的轴承。3.10.2 计算轴承的受力据第五部分计算出的作用在蜗轮轴和蜗杆轴上的外力及支反力。蜗杆轴承 NRVb31.1038 NRVa63.552 NRRHbHa6 .859NRRRHavaa92.10216 .85963.5522222NRRRHbvbb96.13476 .85931.10382222蜗轮轴承 NRVb10.1210 NRVa84.380 NRRHbHa56.2185NRRRHavaa60.224585.2244665.572222NRRRHbvbb49.106385.2244435.10622222（2）计算轴承的当量动载荷计算公式为文献 1 式 P=fp（XFr+YFa）先计算轴承接触时的派生轴向力dF，根据文献 1 表 13-7，)2/( YFFrd 查文献 3 表 6-7 轴承 32310，X=0.4,Y=1.7；查文献 1 表 13-6，轻微冲击，取 fp=1.1。蜗杆 NYRFada56.300)7 . 12/(92.1021)2/(NYRFbdb45.396)7 . 12/(96.1347)2/(由于dbaedaFFF，选择文献 1 式（13-11a）7 .37292121FFFFFaaddaeNFFFdaaeab26.403056.3007 .3729 NFFdaad80.251Pa=fp（XRa+YFda）=1.1（0.41021.92+1.7300.56）=1011.692WPb=fp（XRb+YFab）=1.1（0.41347.96+1.74030.26）=8129.69W（3）计算轴承寿命 根据文献 1 式（13-5） PCnLh60106hLhb11298 15000000haLh减速器使用寿命 48000h，两轴承都合适。（4）计算蜗轮轴轴承寿命蜗轮轴轴承派生轴向力 NYRFada47.660)7 . 12/(60.2245)2/(NYRFbdb92.312)7 . 12/(94.1063)2/( 由于蜗轮轴轴承受力情况较好，参考蜗杆轴轴承校核结果，所用轴承合适。（5）键联接的选择与验算选择键联接的类型和尺寸本设计中有三处要求使用键联接，一处为减速器输入轴（蜗杆）的联轴器处，设置在蜗杆上的键标此处为键 1 此处轴的直径 d1=38。一处是减速器输出轴（蜗轮轴）的联轴器处，设置在蜗轮轴上的键标此处为键 2 此处轴的直径 d2=45。另一处是蜗轮与蜗轮轴的联接，标记此处的键为键 3 此处轴的直径 d3=55。一般 8 级以上的精度要有定心精度的要求，所以选择用平键联接，由于只是联接的是两根轴，故选用圆头普通平键（A）型。而键 3 的蜗轮在轴的中间，所以也选择圆头普通平键（A）型。根据以上的数据，从文献 3 表 4-1 中查得键 1 的截面尺寸为：宽度 b=12mm，高度h=8mm。由联轴器的标准并参考键的长度系列，可以确定取此键的长度 L=72mm（比伸入到联轴器的深度短一些） 。查得键 2 的截面尺寸为：宽度 b=14mm，高度h=9mm。同理取此键的长度 L=90mm。查得键 3 的截面尺寸为：宽度 b=16mm，高度h=10mm。由轮毂的宽度并参考键的长度系列，取该键的键长 L=
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