玉米秸秆切割机设计

页引言玉米秸秆切割机是对玉米秸秆进行切割粉碎，方便农户用于秸秆还田和喂饲家畜。相对于玉米秸秆还田机，玉米秸秆粉碎机等农业机械，玉米秸秆切割机消耗功率低，切碎效率高，价格便宜，非常适合小规模种植农户使用。在一定程度上减小了焚烧玉米秸秆的污染，也促进了农业机械化的发展。本文详细介绍了玉米秸秆切割机的设计过程，切割部分，传动部分，送料部分，以及整机的外形和支撑等各种结构以及各个零部件的尺寸大小等，并按要求对整个机器的零部件做了强度的校核与计算，以保证使用时不会出现机器失效等问题。绪论选题目的及意义我国的玉米生产量很大，每年的产量有上亿吨；而我国的玉米消费量也很大，国内生产的玉米有九成是被我们自己消费的。我国的玉米的种植面积非常广，在全国许多省份都有种植。随着各种农作物的产量的提高，秸秆的数量也随着增高，据不完全统计，我国每年产出的秸秆中，有很多都没有处理过，绝大多数的秸秆都被焚烧或者浪费了，而经过处理利用的仅仅只有1000多万吨，只占被有效利用部分的五十分之一。将秸秆切碎，加工，然后喂饲家禽和家畜，不仅能解决饲料不足的问题，也能处理越来越多的秸秆，让秸秆不至于成为农户们种植的障碍。很多地方的农户们为了方便，将秸秆就地焚烧，这种方式虽然解决了秸秆滞留田间地头的问题，但是焚烧秸秆不仅造成了环境污染，对地的增肥效果也不明显，还会损伤表层土质。秸秆直接还田一是可以改善土壤的土质，使土壤不容易板结硬化；二是直接还田可以增加土壤的有机物质的含量，使土壤的肥力增加，使作物长势更好，产量更高。秸秆在工业方面用途也很广，可以用来造纸，用来发电，制造秸秆合成产品等等。为了解决这些问题，研制了玉米秸秆切割机，将玉米秸秆进行切割粉碎。粉碎后的玉米秸秆颗粒不仅可以用于秸秆还田，可以用于家畜的喂饲，还可以让秸秆加工企业回收，而且切割粉碎后的秸秆也易于运输。玉米秸秆切割机操作方便，使用安全可靠，将回收的玉米秸秆通过玉米秸秆切割机切割后，不仅使玉米秸秆的处理更加方便快捷，也使农户们在秸秆还田的过程中更省事。玉米秸秆处理存在的问题以及现状我国的玉米秸秆处理利用以及使用方式主要有三个:一是用于秸秆还田，有整杆还田和粉碎还田，整杆还田不利于种植，所以很少有人采用，一般农户都会选择焚烧后还田；二是作为家畜家禽的饲料，不加工可以直接喂饲牛和马等牲畜，加工过后可以喂饲鸡鸭鹅等家禽，一般农户都选择整杆喂饲牛和马，饲料利用率不高；三是作为部分工业原料，秸秆由于体积大，质量轻，不方便运输，很多工厂和企业都选择了其它东西代替秸秆，这也是造成秸秆大量滞留田地间的原因之一。秸秆还田是快捷，最方便的秸秆处理方式，但很多地方不是将秸秆直接还田，而是选择焚烧后还田，这样不仅污染环境，还降低了还田后土壤的土质。玉米秸秆是作为牛和马的很好的饲料，但是由于整株玉米秸秆不好喂饲和运输，许多农户还是选择放弃运回家里。因此，将玉米秸秆切割粉碎，不仅有利于秸秆还田，也利于运输和作为家畜的饲料，还有利于秸秆加工工厂和企业的回收利用。现在市场上的小型玉米秸秆切割机功能单一，且效率低下，很多时候都不能满足农户们的日常需求。而且一般的小型玉米秸秆切割机不具备自动喂料的功能，需要人们手动喂料，存在极大的安全隐患。并且不能保证秸秆的切割长度，饲料的大小不等，喂饲也极不方便。大型的玉米联合收获机和切割机，机器价格昂贵，体积巨大，不适合小规模种植农户的使用，而且许多地区地处高山沟壑，一般的机器根本进不去，更谈不上使用了。所以，设计小型的玉米秸秆切割设备就显得很有必要。玉米秸秆的处理还有许多有待提高之处，目前国内秸秆处理设备比较落后，这主要受制于技术方面。一是对秸秆还田的理论研究没有做到位，设计的机械设备存在许多问题，导致秸秆还田的效果不大，成本较高。另一方面，对畜牧业所需的粗饲料没有太多研究，粗饲料喂饲的动物种类较少，秸秆的利用率不高。在今后的发展中，应该增加秸秆处理设备对秸秆的处理效果和处理种类，提高秸秆的处理效率，保证处理质量等。玉米秸秆处理的发展趋势以及方向玉米秸秆用处多种多样，很多时候，不能在田地间就将秸秆加工处理，需要将秸秆运回家里或者选择别的地方堆积，转运过程中，整根的玉米秸秆不方便运输，选择用秸秆切割机切割后再做运输，以便提高处理效率，降低处理的成本和能耗。所以秸秆的处理设备就比较关键，目前，小型的秸秆处理设备一般都是功能单一的处理设备，没有额外的其它功用，如果需要秸秆的其它制品，就需要不同的机器来完成。大型玉米收割机等机械虽然具有多种功能，但体积过大，不适合小规模种植的人群。在未来，应该做到玉米秸秆处理设备的多功能化，小体积化等。农业机械化的发展还有很长的路要走，一方面需要提高人们的环境保护意识，做到不焚烧不污染，另一方需要政府部门的引导和帮扶，使人们用的了，用得起农业机械，让秸秆得到科学化的处理。同时，针对不同地区，不同种植规模还应该开发不同的型号，实现山地和平原都能使用，单独和复合可以分开等条件。让不同地区，不同种植规模的人拥有多种选择，以此来促进秸秆的无害化和科学化处理。玉米秸秆切割机的种类和优缺点现在市面上的玉米秸秆加工处理的设备有：玉米秸秆加工切断机、玉米秸秆加工青储机，玉米秸秆加工粉碎机和玉米秸秆加工揉丝机等。玉米秸秆切断机只用于切断秸秆，切断后的秸秆颗粒大，长度一般在3~5公分左右。该机器只适合用于秸秆的粗加工，而且功能单一。玉米秸秆青储机是把玉米秸杆先压在一起，然后用刀具把秸秆切割，这种切割方式切割后的秸秆不大，但该机器体积较大，只适合中规模和大规模种植用户使用。玉米秸秆粉碎机用于粉碎玉米秸秆，这种机器用途广泛，但该机器只适合用于粉碎水分少或者没有水分的玉米秸秆，对于水分很大的玉米秸秆，粉碎后极易堵住筛孔，并且粉碎后的玉米秸秆大小不一，且多带有较尖锐部分，不适合用作动物饲料。玉米秸秆揉丝机用于将玉米秸秆揉成2~4公分的丝状，然后用于造纸，养殖，秸秆发电，用作家畜饲料最佳，但用于秸秆还田成本太高。玉米秸秆切割机的工作原理玉米秸秆切割机分为切割部分和送料部分，切割部分由一台电机通过皮带带动，做旋转运动。送料部分是由传送带和辊压轮组成，动力是从刀具主轴经变速箱和齿轮传动送达，整个机构由一台电动机驱动。该机器需要手动将玉米秸秆放在传送带上，然后由机器完成送料，切割和出料，切割后的玉米秸秆颗粒长度为10mm左右。刀具采用优质合金钢，整机需要两片刀，对称安装在主轴上，当玉米秸秆被送料机构送入时，刀具和辊压轮对玉米秸秆做剪切运动，达到切割玉米秸秆的作用。本课题的主要研究内容通过了解国内外玉米秸秆切割机的发展状况，结合实际情况，对小型玉米秸秆切割机进行优化设计，做到切割机体积小，切割效率高，切割的秸秆颗粒大小一致等特点。本课题对玉米秸秆切割机的外形和送料方式做了改进，将以前的下方出料方式改为上方出料方式，将传统的手动送料改为机器自动送料，不仅提高了效率，也降低了安全隐患。主要研究内容：1.确定整机尺寸大小，改变出料方式和进料方式。2.确定进料部分的传动方式，做到低功耗，高效率。3.对传动部分合理设计，做到用一个动力源带动刀具和送料机构。4.检查设计的合理性，并指出不足加以改善。5.对零部件进行强度校核，满足使用要求。总体方案设计该课题的主要参数和技术指标主要参数：主轴转速400r/min、选用电动机转速1500r/min、功率0.55KW。主轴转速取380r/min，辊压轮的直径取40mm，切削的物料长度取10mm。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总体传动方案该设计为普通家用秸秆切割机的优化设计，新增了自动送料装置，改变了传动方式和出料方式。该机器仍然用一台电机驱动，但通过皮带传动，降低了主轴的转速，防止切断的玉米秸秆颗粒过小。切割刀具还是沿用以前的机器的刀具，一是降低了单独设计刀具的成本，二是做到了刀具的统一化，方便拆卸刀具和更换刀具。送料机构由一条传送带和一个可以上下活动的辊压轮组成，在设计该结构时，有两套传动方案可供选择：第一种：单独配置一台电动机，带动传送带和辊压轮，采用带传动和齿轮减速器的传动方式，使传送带的速度保持在合适的范围。这种传动方式需要将1500r/min的转速降低至40r/min，总传动比极大，且传动过程中噪声大，振动大，造价也相对较高。第二种：在主轴的另一端装上齿轮，通过变速机构将动力传至辊压轮和传送带。该传动方式采用了四组齿轮和一个一级锥齿轮减速器，将主轴的转速降低到合适的范围，其中到辊压轮的动力需要用万向节来传动。该传动方式需要将380r/min的转速降低至40r/min，总传动比较小，传动过程中噪声小，振动小，造价相比较第一种传动方式，也便宜许多。该机器设计的初衷是便于移动和适合小规模种植用户使用，因此该机器体积较小，质量较轻，适合用于小批量生产，所以送料部分尺寸也相对较小，并且送料过程中载荷小，无冲击，振动也很小。综合考虑，选择第二种传动方式比较合理。传动方案简图玉米秸秆切割机工作时，电动机会带动刀具，刀具的轴末端装有齿轮，该齿轮带动一级锥齿轮减速器，然后经过三对齿轮，分别将动力传给辊压轮和传送带，传送带和辊压轮将玉米秸秆送入机器内进行切割，然后通过主轴上的扇叶将切碎的玉米秸秆吹出机器。该玉米秸秆切割机的传动方案简图如图2-1所示。图2-11-电机2-大带轮3-一级锥齿轮减速器4-辊压轮5-传送带带轮6-传送带7-万向节传动轴刀具的选择该玉米秸秆切割机属于小型农业机械，考虑到玉米秸秆在收获的过程中会携带有沙土、石子，刀具会承受冲击和摩擦，以及长时间工作产生热量等因素。该玉米秸秆切割机刀具应该具有较强的抗冲击韧性，较强的刚度和强度，拥有较好的耐热性和良好的耐磨性等。综合上述条件考虑，选用高速钢作为该刀具的材料。本机装有两把刀，每把刀只有一侧带有刃口。传动部分设计与计算传动比的分配电动机输出轴转速n0=1500r/min主轴转速n1=380r/min传送带和辊压轮转速计算：刀具每旋转一圈，玉米秸秆需要进给20mm，秸秆进给速度20*380=7600mm/min，传送带滚轮直径为60mm，滚轮一圈进给3.14*60=188.4mm/r，传送带和辊压轮转速一致，所以n=7600/188.4=40.34r/min电动机到主轴的传动比i1=1500/380=3.95辊压轮轴和传送带轴转速n5=n6=40.34r/min主轴到送料机构之间的总传动比i=380/40.34=9.42主轴到II轴之间传动比i2=2一级锥齿轮减速器传动比i3=2.74III轴到IV轴之间传动比i4=1IV轴到V轴之间传动比i5=i/i2/i3/i4=1.72V轴到VI轴之间传动比i6=1各轴转速：II轴转速n2=380/2=190r/minIII轴转速n3=190/2.55=58.19r/minIV轴转速n4=58.02r/minV轴转速n5=58.02/1.72=40.34r/minVI轴转速n6=40.34r/min各轴功率计算查\h[4]表1-1-44各种机械传动效率得如下：按顺序分别为：V带、直齿圆柱齿轮、锥齿轮、深沟球轴承、圆柱滚子轴承、万向联轴器；η带=0.96，η直齿=0.93，η锥齿=0.96，η球轴承=0.99，η滚子轴承=0.98，η联=0.97根据以上数据和之前计算的数据，各轴计算出的功率如下：I轴输出功率为：P1=P电机*η带*η球轴承=0.55*0.96*0.99=0.523KWII轴输出功率为：P2=P1*η直齿*η滚子轴承=0.523*0.93*0.98=0.477KWIII轴输出功率为：P3=P2*η锥齿*η滚子轴承=0.477*0.96*0.98=0.449KWIV轴输出功率为：P4=P3*η直齿*η球轴承=0.449*0.93*0.99=0.413KWV轴输出功率为：P5=P4*η直齿*η球轴承=0.413*0.93*0.99=0.38KWVI轴输出功率为：P6=P5*η直齿*η球轴承=0.38*0.93*0.99=0.339KW各轴转矩计算结合上述数据，各轴的输出转矩计算如下：I轴输出转矩为：T1=9550*P1/n1=9550*0.523/380=13.14N.mII轴输出转矩为：T2=9550*P2/n2=9550*0.477/190=24.00N.mIII轴输出转矩为：T3=9550*P3/n3=9550*0.449/69.34=61.84N.mIV轴输出转矩为：T4=9550*P4/n4=9550*0.413/69.34=56.88N.mV轴输出转矩为：T5=9550*P5/n5=9550*0.38/40.34=89.96N.mVI轴输出转矩为：T6=9550*P6/n6=9550*0.339/40.34=80.25N.m带轮设计与计算1.设计齿轮时的功率查\h[5]表6.1-13得各齿轮的工况系数均为KA=1.1。设计功率Pd=P*KA=0.605KW。2.v带的型号根据Pd和n1的计算数据由\h[5]图6.1-3查得：应选择Z型带3.传动比的计算i=n1/n2,带入数据计算得：i=3.954.小带轮基准直径的选择查\h[5]表6.1-19，同时为了提高V带的寿命，初选择小带轮直径dd1=67mm5.大带轮的选择dd2=idd1(1-ε)，带入数据计算得：dd2=259.4mm查\h[5]取ε=0.01~0.02，查\h[5]表6.1-19，取dd2=265mm6.带速的计算v=πdp1n1/60*1000，此处取dp1=dd1，带入数据计算得：v=5.25m/s带速v一般不大于25m/s，不低于5m/s，故带速合适。7.初定轴间距0.7(dd1+dd2)≤a0<2(dd1+dd2)，带入数据计算得：232.4mm≤a0<664mm这里根据实际情况，初定轴间距a0=500mm8.所需基准带长度Ld0=2a0+π(dd1+dd2)/2+(dd2-dd1)2/4a0，带入数据计算得：Ld0=1541mm，查\h[5]表6.1-7，取近似值Ld=1600mm9.实际轴间距a=a0+(Ld-Ld0)/2,带入数据计算得：a=530mm10.小带轮包角α1=180°-(dd2-dd1)/a*57.3,带入数据计算得：α1=147.3°α1大于120°，所以包角的大小符合要求。11.单根V带传递的功率根据Z型带，dd1=67mm，n1=1500/min,查\h[5]表6.1-18得：单根V带pt=0.25KW12.额定功率增量选择Z型带，转速n1=1500/min,传动比i=3.95，查\h[5]表6.1-18得：额定功率增量Δpt=013.V带的根数z=Pd/(pt+Δpt)KαKLKα是小带轮的包角修正系数，查\h[5]表6.1-14可以得到Kα=0.95KL为带长修正系数，查\h[5]表6.1-16得KL=1.16整理以上数据可以得到：z=2.2,取z=314.每根V带预紧力F0=500(2.5/Kα-1)Pd/zv+mv2m表示的是v带每米长的重量，查\h[5]表6.1-15得m=0.06kg带入数据计算得：F0=272N15.带作用在轴上的力Fr=2F0zsin(α1/2),带入数据计算得：Fr=1608N16.大小带轮的结构查\h[5]表6.1-18，小带轮dd1=67mm采用实心轮，大带轮dd2=265mm采用H型—孔板轮。轮缘宽度B=(Z-1)e+2f=(3-1)*15+2*10=50mm。查\h[5]表6-1，取孔径d=25mm。查\h[5]表6-1确定结构尺寸，基准宽bd=11mm，槽顶宽b=13.2mm，基准到槽顶高hmin=2.75mm，基准到槽府深hmin=8.7mm，第一槽到端面距离f=10mm，槽间距e=15mm，最小轮缘厚δ=6mm。轮缘外径:d1=dd+2ha=300+2*2.75=305.5mm。轮缘内径:d2=dd-2(hf+δ)=300-2*(8.7+6)=270.6mm。槽楔角φ=34°，腹板厚s=15mm。直齿圆柱齿轮设计与计算1.初选数据（1）该玉米秸秆切割机使用直齿圆柱齿轮作为传动齿轮，齿轮压力角取20°。（2）由于该机器齿轮传动部分选择的是开式传动，故齿轮精度不高，此处选择10级精度。（3）材料选择：该机器此处选用开式传动，8个齿轮都选用45号结构钢作为齿轮的材料，齿面硬度为238HBS。（4）齿数选择：齿轮1齿数z1=23，齿轮2齿数z2=i1z1=46;齿轮3的齿数z3=83，齿轮4的齿数z4=i3z3=84；齿轮5的齿数z5=25,齿轮6的齿数z6=i4z5=47；齿轮7的齿数z7=21，齿轮8的齿数z8=i5z7=23。2.按齿面接触疲劳强度设计（1）查\h[8]（下同）得小齿轮分度圆直径计算公式如下：d1t≥[(2KHtT1(u+1)/Φdu)(ZHZEZε/[σH])2]1/31）选择各参数取值：①选择KHt=1.2。②四组齿轮传递的转矩：齿轮1T1=1.314*104N.mm，齿轮3T3=6.184*104N.mm，齿轮5T5=5.688*104N.mm，齿轮7T7=8.996*104N.mm。③查表10-7选择齿轮的齿宽系数为Φd=0.7。④查图10-20得齿轮的区域系数ZH=2.35。⑤查表10-5得材料的弹性影响系数ZE=176.3MPa1/2。⑥计算齿轮的重合系数Zε：齿轮1和齿轮2的计算如下：αa1=arccos[z1cosα/(z1+2ha*)]=arccos[24*cos20°/(24+2*1)]=29.841°αa2=arccos[z2cosα/(z2+2ha*)]=arccos[48*cos20°/(48+2*1)]=25.373°εα1=[z1(tanαa1-tanα′)+z2(tanαa2-tanα′)]/2π=1.528Zε1=[(4-εα)/3]=[(4-1.613)/3]=0.796齿轮3和齿轮4的计算结果如下：αa3=23.479°，αa4=23.479°，εα3=1.936，Zε3=0.923齿轮5和齿轮6的计算结果如下：αa5=29.841°，αa6=26.257，εα5=1.703，Zε5=0.813齿轮7和齿轮8的计算结果如下：αa7=31.198°，αa8=31.198°，εα7=1.528，Zε7=0.685⑦计算齿轮的许用应力[σH]：查图10-25得齿轮的σHlim=500MPa，因8个齿轮的大小齿轮均为45号结构钢，所以齿轮的σHlim都一样。计算齿轮的应力循环次数：齿轮1和齿轮2计算结果：（按每天使用2小时，一年使用6个月，5年时限）N1=60njLh=60*380*1*(1*2*130*5）=2.97*107N2=N1/u=1.48*107/2=7.4*106齿轮3和齿轮4的计算结果如下：，N3=2.58*107，N4=2.58*107齿轮5和齿轮6的计算结果如下：N5=2.89*107，N6=2.27*106齿轮7和齿轮8的计算结果如下：N7=2.39*107，N8=2.39*107查图-23得齿轮的寿命系数KHN=0.88。取齿轮失效的可能为1.2%、齿轮的S=1.1，由以下公式计算得：[σH]=KHNσHlim/S=0.88*500/1.1=408.3MPa2）试计算小齿轮分度圆直径齿轮1计算结果如下：d1t≥[(2KHtT1(u+1)/Φdu)(ZHZEZε/[σH])2]1/3=[(2*1.3*1.314*104*(2+1)/1*2*(2.5*189.8*0.796/495)2]1/3=31.037mm齿轮3的计算结果为：d3t≥23.261mm齿轮5的计算结果为：d5t≥22.843mm齿轮7的计算结果为：d7t≥18.572mm（2）改变小齿轮分度圆直径：1）计算实际的齿轮的载荷系数。①齿轮的圆周速度v：齿轮1计算结果如下：v1=πd1tn1/60*1000=π*31.037*380/60*1000=0.62m/s齿轮3的计算结果为：v3=0.47m/s齿轮5的计算结果为：v5=0.34m/s齿轮7的计算结果为：v7=0.21m/s②齿宽b计算如下：齿轮1计算结果如下：b1=Φdd1t=1*31.037=31.037mm齿轮3的计算结果为：b3=23.261mm齿轮5的计算结果为：b5=22.843mm齿轮7的计算结果为：b7=18.572mm2）计算实际的齿轮载荷系数KH。①查表10-2得齿轮的使用系数为KA=1。②查图10-8得齿轮的动载系数KV=1.10。③齿轮的圆周力：齿轮1计算结果如下：Ft1=2T1/d1t=2*1.314*104/31.037=730NKAFt1/b=1*730/31.037=23.6N/mm<100N/mm查表10-3得齿间载荷分配系数KHα1=1.2齿轮3的计算结果为：Ft3=917N，KAFt3/b=47.1N/mm，KHα3=1.2齿轮5的计算结果为：Ft5=1163N，KAFt5/b=51.2N/mm，KHα5=1.2齿轮7的计算结果为：Ft7=1328N，KAFt7/b=61.5N/mm，KHα7=1.2④查表10-4得齿轮的KHβ=1.420。实际的齿轮的载荷系数：KH=KAKVKHαKHβ=1.1*1*1.2*1.42=1.873）按以下公式计算实际分度圆直径和模数：齿轮1计算结果如下：d1=d1t(KH/KHt)1/3=31.037*(1.87/1.3)1/3=34.994mmm1=d1/z1=34.994/24=1.458mm齿轮3的计算：d3=25.332mm，m3=0.731mm齿轮5的计算：d5=25.271mm，m5=1.189mm齿轮7的计算：d7=23.425mm，m7=1.157mm3.按齿根弯曲疲劳强度设计（1）查\h[8]（下同）得小齿轮模数计算公式：mt≥[(2KFtT1Yε/Φdz12)(YFaYSa/[σF])]1/31）查找和计算公式中各参数的值：①试选择KFt=1.3。②用以下公式计算弯曲疲劳强度用重合度系数：齿轮1计算结果如下：Yε1=0.25+0.75/εα1=0.25+0.75/1.613=0.715齿轮3的计算结果为：Yε3=0.637齿轮5的计算结果为：Yε5=0.691齿轮7的计算结果为：Yε7=0.539③计算YFaYSa/[σF]查图10-17得各齿轮的齿形系数如下：YFa1=2.65、YFa2=2.35、YFa3=2.83、YFa4=2.83、YFa5=2.65、YFa6=2.35、YFa7=2.75、YFa8=2.75查图10-18得各齿轮的应力修正系数如下：YSa1=1.58、YSa2=1.66、YSa3=1.78、YSa4=1.78、YSa5=1.58、YSa6=1.64、YSa7=1.48、YSa8=1.48查图10-24齿轮的齿根弯曲疲劳极限σFlim=360MPa，因4组齿轮的大小齿轮均为45钢，所以齿轮的弯曲疲劳极限都差不多。查图10-22得齿轮的系数KFN=0.88。取S=1.3，计算后得：[σF]=KFNσFlim/S=0.88*360/1.3=228.86MPa齿轮1计算结果如下：YFa1YSa1/[σF]=2.65*1.58/238.86=0.0175齿轮2的计算结果为：YFa2YSa2/[σF]=0.0161齿轮3的计算结果为：YFa3YSa3/[σF]=0.0171齿轮4的计算结果为：YFa4YSa4/[σF]=0.0171齿轮5的计算结果为：YFa5YSa5/[σF]=0.0189齿轮6的计算结果为：YFa6YSa6/[σF]=0.0176齿轮7的计算结果为：YFa7YSa7/[σF]=0.0181齿轮8的计算结果为：YFa8YSa8/[σF]=0.0181这里取第一组齿轮YFaYSa=0.0161，第二组齿轮YFaYSa=0.0171，第三组齿轮YFaYSa=0.0176，YFaYSa=0.01812）试计算模数：齿轮1计算结果如下：mt1≥[(2KFtT1Yε/Φdz12)(YFaYSa/[σF])]1/3=[2*1.3*1.314*104*0.715*0.0161/1*242]1/3=1.216mm齿轮3的计算结果为：mt3≥0.614mm齿轮5的计算结果为：mt5≥0.872mm齿轮7的计算结果为：mt7≥0.937mm（2）调整齿轮模数1）准备数据计算实际载荷系数。①圆周速度v齿轮1计算结果如下：d1=mtz1=1.216*24=29.184mmv1=πd1n1/60*1000=π*29.184*380/60*1000=0.53m/s齿轮3的计算结果为：d3=48.173mm，v3=0.47m/s齿轮5的计算结果为：d5=17.351mm，v5=0.36m/s齿轮7的计算结果为：d7=18.279mm，v7=0.33m/s②齿宽b齿轮1计算结果如下：b1=Φdd1=1*29.184=29.184mm齿轮3的计算结果为：b3=48.173mm齿轮5的计算结果为：b5=17.351mm齿轮7的计算结果为：b7=18.279mm③宽高比b/h齿轮1计算结果如下：h1=(2ha*+c*)mt1=(2*1+0.25)*1.216=2.736mmb1/h1=29.184/2.736=10.67齿轮3的计算结果为：h3=2.582mm，b3/h3=20.17齿轮5的计算结果为：h5=2.281mm，b5/h5=8.64齿轮7的计算结果为：h7=2.361mm，b7/h7=8.792）计算齿轮的实际的载荷系数①查图10-8得齿轮的动载系数KV=1.1。②齿轮的圆周力齿轮1计算结果如下：Ft1=2T1/d1=2*1.314*104/29.184=835NKAFt1/b1=1*730/29.184=27.1N/mm<100N/mm查表10-3得齿间载荷分配系数KFα1=1.1齿轮3的计算结果为：Ft3=993N，KAFt3/b=49.1N/mm，KFα3=1.1齿轮5的计算结果为：Ft5=1261N，KAFt5/b=56.2N/mm，KFα5=1.1齿轮7的计算结果为：Ft7=1419N，KAFt7/b=68.5N/mm，KFα7=1.1③查表10-4查得齿轮的KHβ=1.415,查图10-13得齿轮的KFβ=1.32,则实际的齿轮的载荷系数为：KF=KAKVKFαKFβ=1*1.1*1.1*1.32=1.603）用以下公式计算出实际的齿轮模数齿轮1计算结果如下：m1=mt1(KF/KFt)1/3=1.216*(1.6/1.3)=1.50齿轮3的计算为：m3=1.35齿轮5的计算为：m5=1.28齿轮7的计算为：m7=1.39综合上述计算数据，取用齿轮的弯曲疲劳强度计算所得的模数m=1.5mm，查表后取m=2mm。最终计算所得的各齿轮齿数和分度圆直径如下：齿轮1的计算结果为：z1=30，d1=60mm齿轮2的计算结果为：z2=61，d2=120mm齿轮3的计算结果为：z3=50，d3=100mm齿轮4的计算结果为：z4=51，d4=100mm齿轮5的计算结果为：z5=17，d5=36mm齿轮6的计算为：z6=29，d6=60mm齿轮7的计算为：z7=19，d7=35mm齿轮8的计算为：z8=17，d8=35mm以上各齿轮不仅满足了齿轮的齿面接触疲劳强度，也满足了齿轮的齿根弯曲疲劳强度。

4.齿轮的结构尺寸（1）中心距的计算齿轮1和齿轮2的计算如下：a1=(d1+d2)/2=(60+120)/2=90mm齿轮3和齿轮4的中心距计算结果为：a3=100mm齿轮5和齿轮6的中心距计算结果为：a5=48mm齿轮7和齿轮8的中心距计算结果为：a7=36mm（2）齿轮宽度齿轮1的计算如下：b1=Φdd1=0.3*60=18mm综合来看，大齿轮取b2=20mm，小齿轮取b1=24mm。齿轮3和齿轮4的计算为：b3=30mm，b4=30mm齿轮5和齿轮6的计算结果为：b5=20mm，b6=16mm齿轮7和齿轮8的计算结果为：b7=12mm，b8=12mm轴的设计计算1.初步确定最小轴径查\h[6]表12.1-1轴的常用材料及其主要力学性能，选择45钢为轴的材料，正火处理，硬度为170~217HBW，抗拉强度σb=600MPa，屈服极限σs=300MPa，弯曲疲劳强度σ-1=240MPa，扭转疲劳强度τ-1=140MPa查\h[6]表12.3-1得:按照转矩轴径的计算公式如下：d≥(5T/[τ])1/3d是表示的是轴的直径(mm)；T是表示轴传递的额定转矩(N.mm)；[τ]为轴的许用切应力，查\h[6]表12.3-2得[τ]=30~40N.mm-2I轴的最小轴径d1≥(5*13140/30)1/3=11.1mmII轴的最小轴径d2≥(5*24000/30)1/3=13.3mmIII轴的最小轴径d3≥(5*61840/35)1/3=17.7mmIV轴的最小轴径d4≥(5*56880/35)1/3=16.8mmV轴的最小轴径d5≥(5*89960/40)1/3=19.8mmVI轴的最小轴径d6≥(5*80250/40)1/3=19.4mm2.轴的结构根据轴的结构要求，初步确定了I轴的各段直径和长度大小，如图3-1所示图3-1现确定该轴直径Φ25段为大带轮安装位置，长度初步确定为L=60mm，安装方式为平键固定径向移动，螺栓固定轴向移动。确定直径Φ30段为轴承安装位置，左端轴承处长度初步确定为L=36mm，右端轴承处长度初步确定为L=108.5mm，因该轴承受径向力较大，承受轴向力很小，所以这里选择深沟球轴承作为该轴的轴承，采用轴肩和轴承外套固定的方式，两者均为过盈配合。确定Φ34段为刀具和叶片安装位置，长度初步确定为L=138mm，刀具和叶片均通过螺栓和轴上的轴套相连，轴套和轴用焊接的方式固定。确定直径Φ26段为齿轮的安装位置，长度初步确定为L=26mm。轴上零件的周向定位：带轮和齿轮都采用平键连接，查\h[8]（下同）表6-1得齿轮安装处的平键截面尺寸为b*h=6mm*6mm，键槽用键槽铣刀加工，长为18mm，同时为了保证齿轮与轴有良好的对中性，选择齿轮轮毂和轴的配合为H7/n6。II轴和III轴的结构设计详见一级锥齿轮减速器的设计。IV轴各段直径与长度如图3-2所示图3-2Φ20段安装深沟球轴承，初步确定左端长度为L=24mm，右端长度为L=28mm。Φ24段安装齿轮，采用套筒和平键定位，初步确定长度为L=20mm，左端安装大齿轮，右端安装小齿轮。V轴各段直径与长度如图3-3所示图3-3现确定Φ20段安装深沟球轴承，初步确定左端长度为L=24mm，右端长度为L=54mm。Φ24段安装齿轮，采用套筒和平键定位，初步确定长度为L=20mm，左端安装大齿轮，右端安装小齿轮。VI轴各段直径与长度如图3-4所示图3-4确定Φ20段安装深沟球轴承，初步确定左端长度为L=24mm，右端长度为L=62mm。Φ24段安装齿轮，采用套筒和平键定位，初步确定长度为L=20mm。一级锥齿轮减速器的设计与计算1.锥齿轮的设计与计算该减速器适用于小型玉米秸秆切割机，只用于传递到送料机构的动力，所以转矩不高，转速也较低。综合考虑后选择使用锥齿轮作为减速器的齿轮，并采用硬齿面齿轮和闭式传动。材料选择45号结构钢，热处理为调质处理，硬度保持在230~290HBW之间。抗拉强度σb=580MPa，屈服极限σs=280MPa。（1）按照齿面接触疲劳强度计算初选齿数z1=30,z2=i3z1=2.74*30=82.2,取z2=83，精度等级选择7级。查\h[8]（下同）表12-6得小齿轮的最大圆周速度应小于8m/s。查表12-9得KA=1.60，KV=1.10查表12-10，初步计算KAFt/b=131N/mm>100N/mm。u=z2/z1=83/30=2.76cosδ1=u/(u2+1)1/2=0.67，cosδ2=1/(u2+1)1/2=0.71当量齿数zv1=z1/cosδ1=30/0.67=44.77，zv2=z2/cosδ2=83/0.71=116.71端面重合度εαv=[1.88-3.2(1/zv1+1/zv2)]cosβ=1.63（直齿圆锥齿轮β=0）齿轮的系数Zε=[(4-εαv)/3]1/2=0.86，KHα=1/Zε2=1.25查表12-20得齿向载荷系数Kβ=1.65载荷系数K=KAKVKHαKβ=1.6*1.1*1.17*1.65=3.93小锥齿轮传递的转矩T1=24000N.mm查表12-12得锥齿轮弹性系数ZE=189.8MPa1/2查图12-16得锥齿轮的节点区域系数ZH=2.5查图12-17得锥齿轮的σHlim=280MPa锥齿轮的接触最小安全系数：SHmin=1.06接触寿命系数ZN=1.0许用接触应力[σH]=σHlimZN/SHmin=280*1/1.06=318MPa（2）确定分度圆直径查表12-16得Ad=81.4d1≥Ad[(T1(u+1)/Φd[σH]2u]1/3=81.4*[(24000*(2.76+1)/0.2*3182u]1/3=46mm小齿轮圆周速度：v1=πd1n1/60*1000=1.53m/s齿宽b=Φdd1/2sinδ1=19.68mm（3）确定锥齿轮的尺寸模数m=d1/z1=46/30=1.53mm，查表12-3取锥齿轮的模数m=2mm实际大端分度圆直径：d1=mz1=2*30=60mm，d2=mz2=2*83=166mm锥距R=m(z12+z22)1/2/2=124mm齿宽b=ΦdR=0.2*124=25mm2.轴的结构设计查\h[6]表12.1-1轴的常用材料及其主要力学性能，选择45钢为轴的材料，正火处理，硬度为170~217HBW，抗拉强度σb=600MPa，屈服极限σs=300MPa，弯曲疲劳强度σ-1=240MPa，扭转疲劳强度τ-1=140MPa。小锥齿轮安装的轴的轴径d1≥13.5mm，根据轴的结构要求和尺寸要求，确定了小锥齿轮轴各段直径和长度，如图3-5所示图3-5现确定直径Φ16段安装直齿圆柱齿轮，采用平键和螺栓固定，该段轴的长度为L=19mm。确定直径Φ20段安装圆柱滚子轴承和端盖，轴承采用套筒和轴肩固定，左端轴承处轴的长度为L=41mm，右端轴承处轴的长度为L=19mm。确定直径Φ18段安装小锥齿轮，采用平键和螺栓固定，该段轴的长度为L=22mm。大锥齿轮上轴的轴径d2≥17.5mm，依据轴的结构要求和尺寸要求，确定了大锥齿轮轴各段直径和长度，如图3-6所示图3-6现确定直径Φ20段为伸出减速器外面的长度，该段轴的长度为L=43mm。确定直径Φ22段安装圆柱滚子轴承，采用套筒和轴肩固定，左端轴承处轴的长度为L=25mm，右端轴承处轴的长度为L=26mm。确定直径Φ25段安装大锥齿轮，采用平键和套筒固定，该段轴的长度为L=22mm。3.箱体的设计箱座壁厚：δ=0.125(d1m+d2m)+1≥8δ=0.125(d1m+d2m)+1=0.125*(60+166)+1=20mm>8mm，故取δ=10mm。齿轮箱盖的凸缘厚度:b1=15mm齿轮箱座的凸缘厚度:b2=17mm齿轮箱底座的凸缘厚度:b3=25mm齿轮箱地脚螺钉的数目:n=箱座底凸缘周长的一半/(200~300)≥4，取n=4齿轮箱地脚螺钉的直径:df≥12mm，取df=15mm齿轮箱轴承旁连接螺栓的直径:d1=9mm齿轮箱箱盖与箱座连接螺栓的直径:d2=8mm齿轮箱连接螺栓d2的间距:150mm~200mm,这里取200mm齿轮箱轴承端盖螺钉的直径:d3=7mm齿轮箱窥视孔盖螺钉的直径:d4=4.2mm齿轮箱定位销的直径:d=(0.7~0.8)d2==5.6mm齿轮箱大齿轮项圆与内箱壁的距离:L1=12mm齿轮箱大齿轮断面到内箱壁的距离:L2=12mm齿轮箱的轴承端盖的外径:D2=70mm4.减速器的润滑与密封该减速器为一级锥齿轮减速器，减速器内部装有润滑油，润滑油选择国家规定的润滑油，润滑的方式为将大锥齿轮底部泡在油里面，通过大锥齿轮的转动，将润滑油溅在小锥齿轮上，然后轴承上也用润滑油润滑，也是通过润滑油的飞溅来润滑轴承。该一级锥齿轮减速器采用国家标准来密封，密封圈也选用国标型号，针对不同的地方选择不同的密封圈，密封圈需要保证紧靠减速器的里面，做到润滑油的不外漏，以及润滑油的良好性能，同时，也要保证润滑油的质量，保证油液的高度，做到便于维修和护理。壳体和送料机构的设计壳体设计壳体部分分为主体部分、出料部分、支架部分。主体部分是用2mm的铁皮焊接成的圆柱形秸秆切割室，可以防止被切割的秸秆乱飞。壳体中心安装有主轴，主轴带动刀具切割玉米秸秆。壳体上半部分可以打开，用来清理里面残留的秸秆残渣和检查刀具以及扇叶的磨损等。主体部分外形尺寸为直径600mm，宽120mm。出料部分是安装在主体部分一侧上面的部分，由1mm的铁皮焊接的圆柱形出料口，料口部分带有弧度，可以有效的将切割好的玉米秸秆堆在一起。出料部分外形尺寸为直径120mm,高度350mm。支架部分是用尺寸为30*30*3的三角钢材焊接而成的。主体部分的中间焊接一圈三角钢材，用来支撑主轴。主体部分下边焊接有支架用来安装电动机和支撑主体。送料机构下方也有三角钢材焊接的支架，用来支撑传送带和传动机构。带式输送机的设计1.带式输送机部件介绍（1）驱动装置电动机、齿轮、万向轴，齿轮减速器，皮带等等构成了传送带的驱动部分，滚筒带动传送带保证机器的正常运转和不出问题。（2）上、下托辊托辊是传送带的辅助装置，它可以保证传送带的平稳性，和运送的物体的平稳性，保证物品不会掉下传送带，让物品损坏的功能，可谓是传送带的灵魂，是传送带的主要结构之一。（3）输送带输送带物料的载体，可以将物料由一处转移到另一处，而且可以保证物料的主要功能，保证物料不会被损坏，正常的传送带运输，一般物品都可以用传送带运输，并且效果很好。（4）拉紧装置拉紧装置能保证传送带的正常使用，可以使传送带始终处于一个良好的运行范围以内，也不会让物品损坏，可谓是传送带的灵魂，也是传送带的主要结构之一，作用极大。2.设计计算（1）设计数据参数输送物料：玉米秸秆，松散密度为γ=0.06T/m3使用年限：5年，一年使用150天，一天2小时流量：0.25T/h输送机长度：1米输送机为水平输送（2）确定带宽查\h[9]（下同）得输送带带宽的计算公式为：B≥(Q/krvcζ)1/2初选带速v=0.6m/s查表2-5，选取齿轮的系数k=400查表2-3，选取齿轮的系数c=0.57查表2-6，选取齿轮的系数ζ=1.0将上述数据代入公式计算得：B≥(0.25/400*0.06*0.57*1)=153.9mm根据计算得值并查表2-2，选取带宽B=160mm（3）带速的选择确定输送机的重要参数之一就是带速，带速的选择原则有以下六条:①运输距离比较长，运输的量比较大，带速比较高的输送机一般带速也偏大；②运输距离越短，运输倾角越大，那么带速必须越小才行；③一般用于给料或者物料容易碎容易扬尘的情况下，带速可取0.8~1m/s；④如果需要以卸料车来卸料的时候，带速不能大于2.5m/s；⑤如果输送的物料为一件一件的物品的时候，带速不得超过1.25m/s；⑥手选用带式输送机带速一般为0.3m/s。根据以上带速的选择原则，查表2-2，选取带速v=0.6m/s。（4）输送计算带式输送机的最大生产能力是由输送带上物料的最大截面积、带速和设备倾斜系数决定的。查\h[9]计算公式2-3和2-3得：Iv=Svk(m3/s)Im=Svkρ(kg/s)S为输送带上物料的最大截面积，查\h[9]表1-3得：S=0.0143m2；v为带速，v=0.6m/s；k为倾斜系数，本机为水平输送带，查\h[9]表2-28得：k=1；ρ为物料松散密度，ρ=60kg/m3。代入上述数据得：Iv=0.0143*0.6*1=0.009m3/sIm=0.0143*0.6*1*60=0.54kg/s理论输送量Q′=3.6Im=1.9T/hQ′>Q=0.25T/h，故满足输送要求。（5）圆周驱动力的计算圆周驱动力FU的计算公式查\h[9]得：FU=fLg[qRO+qRU+(2qB+qG)cosδ]+FN+FS+FStf为模拟摩擦系数，查\h[9]表2-30得：f=0.02；L为输送机的长度，L=1m；g为重力加速度，g=9.8m/s2；qRO为每米长旋转部分质量，qRO=4.56kg/m；qRU为回程每米长旋转部分质量，qRU=1.63kg/m；qB为每米长输送带的质量，qB=3.61kg/m；qG为每米长输送物料的质量，qG=23.7kg/m；δ为输送带的角度，δ=0；FN、FS、FSt、为附加特种阻力，本机种都为0。FU=fLg[qRO+qRU+(2qB+qG)cosδ]+FN+FS+FSt=873N（6）输送带的张力计算为保证输送带在工作时不打滑，需要在回程时保持最小张力，查\h[9]可得计算公式如下：F2min≥FUmax1/(eμφ-1)FUmax为最大圆周驱动力，启动时FUmax=KAFU，启动系数KA=1.3~1.7；eμφ为尤拉系数，查\h[9]表2-34得eμφ=3.0。代入以上数据计算得：F2min≥FUmax1/(eμφ-1)=1.3*873*1/(3-1)=567.5N（7）输送带总长度的计算查\h[9]得输送带总长度的计算公式为：LD=LZLANLZ为输送带输送带周长，LZ=2*0.8+2*0.06*π=1.98m；LA为接头长度，LA=0.5m；N为接头数，N=1。LD=LZLAN=1.98+0.5*1=2.48m2.滚筒的选择本机选用齿轮滚筒，因为该玉米秸秆切割机体积小，结构紧凑，且连续工作时间不长，选用齿轮滚筒既不会影响整机的性能，而且价格便宜、结构简单，也易于维修。3.改向滚筒的选择

改向滚筒分为三个类型：轻型、中型和重型。轻型的滚筒直径为40~80mm，中型的滚筒直径为100~160mm，重型的滚筒直径为180~240mm。本机选用轻型的改向滚筒，直径为60mm，安装在机架的尾端。校核与验算轴的校核1.主轴的计算校核强度（1）求轴上的部分载荷根据主轴的结构图计算出轴上所承受的载荷，算出轴所承受的弯矩和扭矩，并判断危险截面,主轴受力如图5-1所示图5-1判断带轮处为主轴的不安全截面，现计算出该不安全截面的弯矩为M=6076N.mm扭矩为T=13140N.mm（2）按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核该轴上承受的弯矩的最大值和扭矩截面的强度。根据计算得数据和轴的工作条件，取α=0.6，则轴计算如下：σca=[M2+(αT)2]1/2/W=[(60762+(0.6*13140)2]1/2/0.1*243=13.4MPa轴的材料为45钢，调质处理，查\h[8]表15-1得[σ-1]=50MPa，所以σca<[σ-1]，所以该轴安全。2.Ⅲ轴的校核（1）求轴上的载荷根据主轴的结构图计算出轴上所承受的载荷，算出该轴所的弯矩的大小和扭矩的大小，并判断危险截面,该轴受力如图5-2所示图5-2判断齿轮处为该轴的危险截面，现计算出该截面的弯矩为M=9315N.mm扭矩为T=24000N.mm（2）按合成的应力来校核轴的强度进行强度校核时，通常只校核该轴上承受的弯矩最大值和扭矩截面的强度的最大值。根据以上数据和轴的工作条件，取α=0.6，则轴的计算应力为σca=[M2+(αT)2]1/2/W=[(93152+(0.6*24000)2]1/2/0.1*203=14.1MPa之前已经选择轴的材料为45钢，调质处理，查\h[8]表15-1得[σ-1]=60MPa，因此σca<[σ-1]，故该轴安全。3.Ⅳ轴的强度校核（1）求轴上的载荷根据主轴的结构图计算出轴上所承受的载荷，算出轴所承受的弯矩和扭矩，并判断危险截面,主轴受力如图5-3所示图5-3判断齿轮我的处为该轴的危险截面，现计算出粉的该截面的弯矩为M=12790N.mm扭矩为T=69340N.mm（2）按合成应力的校核轴的强度进行校核时，通常只校核该轴上承受的最大弯矩最大值和扭矩截面的最大强度。根据以上数据和轴的工作条件，取α=0.6，则轴的计算应力为σca=[M2+(αT)2]1/2/W=[(127902+(0.6*69340)2]1/2/0.1*243=15.9MPa轴的材料为45钢，调质处理，查\h[8]表15-1得[σ-1]=60MPa，因此σca<[σ-1]，故该轴安全。4.Ⅴ轴的校核（1）求轴上的载荷根据主轴的结构图计算出轴上所承受的载荷，算出轴所承受的弯矩和扭矩，并判断危险截面,主轴受力如图5-4所示图5-4判断齿轮处为该轴的危险截面，现计算出该截面的弯矩为M=13127N.mm扭矩为T=89960N.mm（2）按合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核该轴上承受的最大弯矩最大值和扭矩截面的最大强度。根据以上数据和轴的工作条件，取α=0.6，则轴的计算应力为σca=[M2+(αT)2]1/2/W=[(131272+(0.6*89960)2]1/2/0.1*243=22.5MPa之前已经选择轴的材料为45号结构钢，热处理为调质处理，查\h[8]表15-1得[σ-1]=60MPa，因此σca<[σ-1]，故该轴安全。通过对部分轴的强度进行校核，强度均满足使用要求，其余各轴与所校核的轴受力基本一致，并且所受转矩都很小，所以默认都满足使用要求。齿轮的校核1.直齿圆柱齿轮的校核（1）按齿面接触疲劳强度校核齿轮1和齿轮2的校核：计算载荷系数：KH=KAKVKHαKHβ=1*1.12*1.18*1.46=1.95齿轮1传递的转矩T=1.314*104N.mm选择齿宽系数Φd=0.5小齿轮分度圆直径d1=60mm齿数比u=2区域系数ZH=2.36弹性影响系数ZE=189.8MPa1/2接触疲劳强度用重合系数Zε=0.781将上述数据代入下面的公式：σH=[2KHT(u+1)/Φdd3u]1/2ZHZEZε=[2*1.95*1.314*104*(2+1)/0.5*603*2]1/2*2.36*189.8*0.781=423MPa<[σH]=495MPa齿轮3和齿轮4的校核：计算载荷系数：KH=KAKVKHαKHβ=1*1.12*1.18*1.46=1.71齿轮3传递的转矩T=2.4*104N.mm选择齿宽系数Φd=0.5小齿轮分度圆直径d1=100mm齿数比u=1区域系数ZH=2.33弹性影响系数ZE=189.8MPa1/2接触疲劳强度用重合系数Zε=0.752将上述数据代入下面的公式：σH=[2KHT(u+1)/Φdd3u]1/2ZHZEZε=[2*1.71*2.4*104*(1+1)/0.5*1003*1]1/2*2.33*189.8*0.752=411MPa<[σH]=495MPa齿轮5和齿轮6的校核：计算齿轮的载荷系数：KH=KAKVKHαKHβ=1*1.12*1.18*1.46=1.72齿轮5传递齿轮的的转矩T=6.184*104N.mm选择齿轮的齿宽系数Φd=0.5齿轮的小齿齿轮的轮分度圆直径d1=35mm齿轮的齿数比u=1.72齿轮的齿轮的区域系数ZH=2.38齿轮的弹性影响系数ZE=189.8MPa1/2接触疲劳强度用重合系数Zε=0.716将上述数据代入下面的公式：σH=[2KHT(u+1)/Φdd3u]1/2ZHZEZε=[2*1.72*6.184*104*(1.72+1)/0.5*353*1.72]1/2*2.38*189.8*0.716=394MPa<[σH]=495MPa齿轮7和齿轮8的校核：计算载荷系数：KH=KAKVKHαKHβ=1*1.12*1.18*1.46=1.83齿轮7传递的转矩T=8.996*104N.mm选择齿轮的齿宽系数Φd=0.5小齿轮的齿轮分度圆直径d1=30mm齿轮的齿数比u=1齿轮的区域系数ZH=2.27齿轮的弹性影响系数ZE=189.8MPa1/2齿轮的接触疲劳强度用重合系数Zε=0.693齿轮的将上述数据代入下面的齿轮的公式：σH=[2KHT(u+1)/Φdd3u]1/2ZHZEZε=[2*1.83*8.996*104*(1+1)/0.5*303*1]1/2*2.27*189.8*0.693=386MPa<[σH]=495MPa综合上述计算结果来看，齿轮都满足齿轮的齿面接触疲劳强度要求。（2）按齿根弯曲疲劳强度校核载荷系数KF=KAKVKFαKFβ=1*1.1*1.1*1.32=1.60齿轮1传递的齿轮的转矩T=1.314*104N.mm齿轮3传递的齿轮的转矩T=2.4*104N.mm齿轮5传递的齿轮的转矩T=6.184*104N.mm齿轮7传递的齿轮的转矩T=8.996*104N.mm齿形系数YFa1=2.65、YFa2=2.35、YFa3=2.83、YFa4=2.83、YFa5=2.65、YFa6=2.35、YFa7=2.75、YFa8=2.75应力修正系数YSa1=1.58、YSa2=1.66、YSa3=1.78、YSa4=1.78、YSa5=1.58、YSa6=1.64、YSa7=1.48、YSa8=1.48齿轮的弯曲疲劳强度用齿轮的重合度系数：齿轮1为；Yε1=0.715齿轮3为：Yε3=0.637齿轮5为：Yε5=0.691齿轮7为：Yε7=0.539齿轮的齿轮的选择齿宽系数Φd=0.5齿轮的齿轮模m=2齿轮的齿轮齿数z1=30，z3=50，z5=17，z7=18齿轮的将上述数据代入以下公式：σF1=2KFTYFa1YSa1/Φdm3z12=157MPa<[σF]=238MPaσF2=2KFTYFa2YSa2/Φdm3z12=161MPa<[σF]=238MPaσF3=2KFTYFa3YSa3/Φdm3z32=165MPa<[σF]=238MPaσF4=2KFTYFa4YSa4/Φdm3z32=179MPa<[σF]=238MPaσF5=2KFTYFa5YSa5/Φdm3z52=168MPa<[σF]=238MPaσF6=2KFTYFa6YSa6/Φdm3z52=183MPa<[σF]=238MPaσF7=2KFTYFa7YSa7/Φdm3z72=192MPa<[σF]=238MPaσF8=2KFTYFa8YSa8/Φdm3z72=205MPa<[σF]=238MPa综合上述计算结果来看，齿轮都满足齿根弯曲疲劳强度要求。2.锥齿轮的校核按齿轮的齿根弯曲疲劳强度校核：查\h[8]（下同）图12-30得齿轮的齿形系数YFα1=2.30，YFα2=2.83查图12-31得应力齿轮的修正系数YSα1=1.90，YSα2=1.72重合度齿轮的系数Yε=0.25+0.75/εαv=0.66查表12-10得齿间载荷齿轮的分配系数KFα=1.2载荷齿轮的系数K=KAKVKαKβ=3.65查图12-23得弯曲齿轮的疲劳极限为σFlim=260MPa查表12-14得弯曲齿轮的最小安全系数为SFlim=1.25查图12-24得齿轮的弯曲寿命系数为YN=1.8查图12-25得尺寸系数YX=0.98许用弯曲应力[σF]=σFlimYNYX/SFlim=260*1.8*0.98/1.25=385MPa验算小齿轮的齿轮的弯曲应力：σF1=4.7KT1YFα1YSα1/Φd(1-0.5Φd)2z12m3(u2+1)1/2=264.42MPa<[σF]σF2=4.7KT2YFα2YSα2/Φd(1-0.5Φd)2z22m3(u2+1)1/2=271.31MPa<[σF]故该组齿轮齿轮的强度满足使用条件。轴承的校核1.主轴轴承的校核通过对主轴的受力分析，已知主轴上一对深沟球轴承受力为径向的载荷Fr=3510N，轴向的载荷Fa=1050N，轴承的转速n=380r/min。计算如下：（1）求比值：Fa/Fr=1050/3510=0.26e=Fa/C=0.26，C=Fa/e=5317N（2）计算当量动载荷P：P=fd(XFr+YFa)查\h[8]（下同）表13-6,得fd=1.0~1.2，取fd=1.2。查表13-5得X=0.56，Y=1.5。P=1.2*(0.56*35100+1.5*1050)=4237N（3）验算轴承寿命：Lh=(106/60n)(C/P)1/3=(106*60*380)*(5317/4237)=5389.2h该机器工作时间Lh′=2*300*5=3000h故该轴承满足使用要求。2.Ⅱ轴轴承的校核通过对该轴的受力分析，已知该轴上的一对圆柱滚子轴承的承受径向得到载荷Fr=3611N，轴向的载荷Fa=5537N，轴承的转速n=190r/min。计算C=5613N当量动载荷P=4221N轴承寿命Lh=4822.5h>Lh′故该轴承满足使用要求。3.Ⅲ轴轴承的校核通过对该轴的受力分析，已知该轴上的一对圆柱滚子轴承承受径向载荷Fr=3548N，轴向载荷Fa=5311N，轴承转速n=69.34r/min。计算C=5812N当量动载荷P=4613N轴承寿命Lh=4629.2>Lh′故该轴承满足使用要求。4.Ⅳ轴轴承的校核通过对该轴的受力分析，已知该轴上的一对深沟球轴承承受载荷Fr=3477N，载荷Fa=1253N，转速n=69.34r/min。计算C=5417N当量动载荷P=3741N轴承寿命Lh=5839.5>Lh′故该轴承满足使用要求。5.Ⅴ轴轴承的校核通过对该轴的受力分析，已知该轴上的一对深沟球轴承承受的载荷Fr=3422N，载荷Fa=1127N，转速n=40.34r/min。计算C=5724N当量动载荷P=3934N轴承寿命Lh=5913.7>Lh′故该轴承满足使用要求。6.Ⅵ轴轴承的校核通过对该轴的受力分析，已知该轴上的一对深沟球轴承承受径向载荷Fr=3129N，轴向载荷Fa=1328N，轴承转速n=40.34r/min。计算C=5592N当量动载荷P=3851N轴承寿命Lh=5428.9>Lh′故该轴承满足使用要求。键的校核1.主轴上键的校核主轴带轮处选用的平键尺寸为b*l*h=8mm*25mm*7mm查\h[8]得普通平键的许用剪应力[τ]=80MPa，许用挤压应力[σj]=180MPa。剪切强度校核：τ=2m/bld=2*13*103/8*25*24=5.4MPa<[τ]m为该轴传递的力偶矩，m=13N.md为轴的直径，d=24mm挤压强度校核：σj=2bτ/h=2*8*5.4/7=12.4MPa<[σj]故该平键满足使用要求。齿轮处选用的平键尺寸为b*l*h=6mm*16mm*6mm剪切强度校核：τ=2m/bld=2*13*103/6*16*26=10.4MPa<[τ]m为该轴传递的力偶矩，m=13N.md为轴的直径，d=26mm挤压强度校核：σj=2bτ/h=2*6*10.4/6=20.8MPa<[σj]故该平键满足使用要求。2.Ⅱ轴上键的校核Ⅱ轴直齿圆柱齿轮处选用的平键尺寸为b*l*h=5mm*14mm*5mm剪切强度校核：τ=2m/bld=2*24*103/5*14*24=8.4MPa<[τ]挤压强度校核：σj=2bτ/h=2*5*8.4/5=15.8MP