家用青飼料切割機說明書

摘要近兩年來，飼料加工機械形勢看好，國產(chǎn)機型如割草機、摟草機、撿拾打捆機、青飼收獲機、鍘草機、揉搓機以及乳品機械等的銷量大幅增加，特別是青貯切碎機在去年出現(xiàn)了供不應求的局面。我國現(xiàn)階段農(nóng)機市場上產(chǎn)品繁多、貨源充足，農(nóng)機購機熱情空前高漲。然而，據(jù)專家分析，我國農(nóng)機產(chǎn)品還遠不能滿足當前農(nóng)村市場的需求。當前的主要障礙不是農(nóng)機產(chǎn)品的數(shù)量，而是技術性障礙。本文設計的這種青飼料切割機,由裝在同一傳動軸上的破碎,切碎兩種功能的機構構成.破碎機構主要由刀齒板、切刀、刮刀及輥筒構成.加工塊莖類物料時,經(jīng)刀齒的劃割,切刀的切割,刮刀的進一步破碎,完成加工過程;同時,可利用切碎機構加工藤蔓、桿葉類青飼料;并采用輥壓輪對藤蔓進行自動進給.拆下破碎部件,換上磨碎齒板,又可作為薯類淀粉初加工機具.因此,既能滿足青飼料加工要求,又能加工薯類淀粉,適應農(nóng)村養(yǎng)殖業(yè)的需要。關鍵詞：破碎；切碎；切刀；輥筒；輥壓輪AbstractPasttwoyears,feedprocessingmachineryoptimisticaboutthesituation,thedomesticmodels,suchaslawnmower,brushmower,pickupthebander,forageharvester,chaffcutter,kneadingmachine,anddairymachinerysalesincreasedsubstantially,especiallysilagechopperinthelastyear,thesupplysituation.Therangeofproductsonthepresentstageagriculturalmarket,adequatesupply,agriculturalmachinerypurchaseunprecedentedenthusiasm.However,accordingtoexpertanalysis,China'sagriculturalproductsisfarfrombeingabletomeetthecurrentneedsoftheruralmarket.Currentofthemainobstaclesisnotthenumberofagriculturalproducts,buttechnicalobstacles.Inthispaper,thedesignofthisgreenfoddercuttingmachine,mountedonthesamedriveshaftbroken,institutionsconstitutechoppedtwofunctions.Thebrokenbodiesofcutterplateandcutter,scraperandroller.Processingtubersmaterialscross-cutbythecutter,thecutterofthecutting,thescraperisfurtherbrokentocompletetheprocessing;thesametime,choppedinstitutionsprocessingvines,poleleafygreenfodder;andautomaticfeedrollerwheelonthevine.demolitionbrokenpartsandputonthegroundtoothplate,butalsoaspotatostarch,theearlyprocessingmachinery,therefore,meetsthegreenfodderprocessingrequirements,butalsopotatostarchprocessing,tomeettheneedsofruralaquaculture.Keywords:Breakers；Shredding；Cutter；Roller；Rollingwheel目錄摘要 IAbstract II1緒論 11.1研究背景和意義 11.2市場前景分析 11.3設計方案的確定 11.3.1設計方案分析 11.3.2設計方案確定 32總體結構設計及原理 42.1總體結構及實現(xiàn)原理介紹 42.2整體傳動比的分析計算 53傳動設計 73.1電動機的選型 73.2V帶傳動的設計 83.2.1V帶輪的設計要求 83.2.2帶輪的材料 83.2.3V帶輪的結構 83.2.4相關計算 83.2.5帶輪的結構設計 103.2.6V帶輪的結構參數(shù) 103.3錐齒輪的設計 113.3.1選擇齒輪材料 113.3.2選定齒輪精度等級 113.3.3按接觸疲勞強度設計小齒輪分度直徑 113.3.5小錐齒輪零件圖 143.4圓柱齒輪的設計 143.4.1選定精度等級,材料及齒數(shù) 153.4.2按齒面接觸強度設計 153.4.3按齒根彎曲強度設計 173.4.4幾何計算 183.4.5驗算 204刀的設計 204.1切割的基本概念 204.2切刀的設計 204.2.1切刀材料 204.2.2對切刀的要求 204.2.3選用或設計刀片時應滿足的要求 204.2.4刀片刃口幾何形狀及常用刀片形狀 214.2.5刀的滑切與正切分析 214.2.6鉗住物料的條件分析 234.2.7刀的安裝 244.3破碎輥筒的設計 254.3.1刀的設計 254.3.2刀在輥筒上布置的設計 254.3.3輥筒的設計 265軸與校核 275.1軸的設計 275.1.1主軸Ⅰ的設計 275.1.2傳動軸Ⅱ的設計 285.1.3傳動軸Ⅲ、Ⅳ的設計 295.2校核 305.2.1主軸Ⅰ的校核 305.3調心球軸承的壽命計算 366進給機構與機架的設計 386.1進給機構的設計 386.2機架的設計 38結論 39參考文獻 40致謝 411緒論1.1研究背景和意義飼料加工機械是建設現(xiàn)代農(nóng)業(yè)的重要物質基礎，是先進生產(chǎn)力的代表，是提高農(nóng)業(yè)勞動生產(chǎn)率的主要手段。隨著國家惠農(nóng)政策的不斷出臺，我國現(xiàn)階段農(nóng)機市場上產(chǎn)品繁多、貨源充足，農(nóng)機購機熱情空前高漲。國產(chǎn)機型如割草機、摟草機、撿拾打捆機、青飼收獲機、鍘草機、揉搓機以及乳品機械等的銷量大幅增加，特別是青貯切碎機在去年出現(xiàn)了供不應求的局面。然而，據(jù)專家分析，我國農(nóng)機產(chǎn)品還遠不能滿足當前農(nóng)村市場的需求。當前的主要問題不是農(nóng)機產(chǎn)品的數(shù)量，而是技術性與實用性的問題。在此基礎上結合生產(chǎn)生活實際設計一個小型家用青飼料切割機，其結構簡單，操作方便，經(jīng)濟實惠，能夠滿足大多數(shù)個體戶的需要。1.2市場前景分析經(jīng)過市場調研發(fā)現(xiàn)。很少有適合小型養(yǎng)殖場、專業(yè)戶和個體農(nóng)戶要求的小型青飼料切割機。并且這些青飲料切割機還具有以下缺點：（1）大多數(shù)青飼料切割機只能單獨切割塊狀飼料或莖桿類物料。（2）切割刀刃為直刃、切割剛度低、對多纖維莖桿的切割性能差。（3）用手喂入莖桿婁物料安全性差。（4）塊料切碎時切碎均勻度差。故我們設計一種能滿足小型養(yǎng)殖場、專業(yè)戶和個體農(nóng)戶要求。切割性能好，操作安全的小型青飼料切割機。1.3設計方案的確定1.3.1設計方案分析通過查閱資料，最后選定了四種參考方案，具體外形如圖1、圖2、圖3、圖4所示。圖1臥式切割機圖2立式切割機圖3臥式輥筒切碎機圖4臥式多功能切割機方案一圖1所示方案一是最常見的臥室切割機，砍刀片裝在電動機的主軸上，通過電動機提供給刀片的旋轉運動來切割青飼料，但是缺點是不能切割塊莖類飼料，同時刀片為直刃砍刀，消耗功率大，振動也大。方案二圖2所示方案二是立式切割機，優(yōu)點是結構緊湊，占用空間小，缺點與方案一一樣，對能切割飼料的種類有限。方案三圖3所示方案三是臥式輥筒破碎機，有點是能很好切割塊莖，輥筒上的刀片拆卸也很方便，缺點是不能切割藤蔓類青飼料，所以他的使用也受到了很大的限制。方案四圖4所示方案四是臥式多功能切割機，優(yōu)點是即能切割藤蔓類，又能切割塊莖類，缺點是，該設計在為了完成切割塊莖的目的是，過多裝入轉動刀片，在拆卸刀片時，非常不便，并且過多的刀片也增加產(chǎn)品的成本。1.3.2設計方案確定通過分析以上四種方案，吸收各自優(yōu)點，得到一個即能切割藤蔓類青飼料，又能切割塊莖類青飼料的多功能青飼料切割機。并在設計中，增加了藤蔓類物料的自動進給機構，以提高工作安全性。圖5家用青飼料切割機效果圖1．電動機2.皮帶輪防護罩3.防護罩4.進料斗5.進料槽6.機架7.出料槽本設計方案的目的是提供一種可將塊莖，塊根類青飼料，一次加工成塊粒狀的青飼料切碎機；同時具有藤蔓，桿葉類青飼料的切碎機構；還可較方便地更換上磨碎齒板，作為薯類淀粉加工的多功能機具。本設計方案的優(yōu)點是破碎輥筒上的齒、刀部件，配合作用，減少了對物料的擠壓、碰撞的機會，降低了塊莖類飼料加工的漿狀體；同時在加工藤蔓、桿葉類飼料時采用輥壓輪進給，提高了送料時的人身安全；加之同破碎機構安裝在同一傳動軸上的切碎機構。即可完成塊莖、塊根類青飼料的加工，又可同時加工藤蔓、桿葉類飼料。不但簡化了設備，又避免了采用不同的傳動軸，共用同一動力，操作使用時的麻煩。破碎輥筒上的刀齒板、切刀、刮刀可拆下，換上磨碎齒板，又具有薯類淀粉加工能力。因而它有結構簡單，適應性強的特點，能充分滿足農(nóng)村，特別是山區(qū)農(nóng)村推廣。效果圖如圖5所示。2總體結構設計及原理2.1總體結構及實現(xiàn)原理介紹該機主要由傳動軸Ⅰ和裝在其一端的V帶輪，裝在其中部的破碎輥筒和切碎刀盤，裝在其一端的變速錐齒輪和傳動軸Ⅱ上的變速錐齒輪和直齒輪及進給軸Ⅲ、Ⅳ，裝在支撐固定它們的機架下部的電動機，主動輪及傳動皮帶，加之安裝在機架上的喂料臺，進料斗，機殼等構成，要點是破碎輥筒的滾動面上安裝了由刀齒板，切刀，刮刀組成的共同完成對塊莖塊根類青飼料破碎的破碎機構，切碎機構由安裝在傳動軸一端的切碎刀盤及其上的動刀片，加之固定在機架相應位置上，能在刀盤轉動過程中，與動片構成剪切動作的定刀片構成。為使破碎和切碎能同時進行，把破碎輥筒，切碎刀盤裝在同一傳動軸上。傳動軸安裝在機架上，動力由機架下部的電動機及其主動輪，通過皮帶傳給安裝在傳動軸一端的從動輪，驅動傳動軸運轉使安裝在中部的破碎輥筒及其切刀盤工作。機架上靠切碎刀盤一側，制作了切碎機構喂料臺、自動進給輥壓輪及刀盤罩；位于傳動軸中部的破碎輥筒上，裝有機殼和進料斗，二者用小螺桿連為一體；主動輪與從動輪間套有皮帶防護罩；機架下部制作了切碎，破碎物料的出料斗。其中，喂料臺，刀盤罩、機殼、進料斗、皮帶防護罩，出料斗均連接固定在機架上。破碎輥筒上的刀齒板、切刀、刮刀等用螺釘固定在滾筒的滾動面上，且使刀齒板和切刀有5-10度的螺旋角。這樣，就夠成一個青飼料切碎機。若要作為暑類淀粉加工設備，則可將磨碎齒板替換下破碎輥筒上的刀齒板，切刀和刮刀。磨碎齒板能在輥筒的旋轉力帶動下，將薯類打磨成漿體，達到加工淀粉的目的。使用時，將藤蔓、桿葉類青飼料放在喂料臺上，由輥壓輪自動將料送入刀盤罩內(nèi)，動刀片隨刀盤的旋轉和固定在機架上的定刀片配合，將物料切碎。塊莖、塊根類青飼料則從破碎輥筒機殼頂部的進料斗送入；在輥筒的旋轉力作用下，物料先被刀齒板上的刀齒劃割成條，隨即由切刀切削下來，再經(jīng)刮刀進一步破碎，切碎或破碎后的物料從出料斗送出。即可滿足青飼料加工要求。傳動原理如圖6所示。圖6傳動原理簡圖電動機2.小v帶輪3.v帶4.大v帶輪5.軸承座6.破碎輥筒7.主軸Ⅰ8.切碎刀盤9.動刀片10.小錐齒輪11.大錐齒輪12.小圓柱齒輪13.大圓柱齒輪14.換向圓柱齒輪Ⅰ15.換向圓柱齒輪Ⅱ16.傳動軸Ⅱ17.傳動軸Ⅳ18.傳動軸Ⅲ注：圖中箭頭表示各軸的轉動方向2.2整體傳動比的分析計算在本設計中，考慮到實際情況，主軸轉速在400r/min為宜。以下為具體計算分析過程。因為設計任務提供的電動機是1500r/min、功率是0.55kw。根據(jù)帶輪傳動比的要求（一般傳動比在2～5為宜）現(xiàn)選傳動比為3.9。則主軸轉速為=1500r/min/3.9=384.6r/min現(xiàn)初步選擇輥軋輪的直徑為40mm，對切削的物料長度定為10mm。現(xiàn)在來分析主軸Ⅰ到傳動軸Ⅲ、Ⅳ之間的傳動比。因為輥壓輪的轉動是由軸Ⅲ、Ⅳ提供的，所以軸Ⅲ、Ⅳ的轉速相等，轉向相反。參考圖7現(xiàn)主軸轉速設為r/s,由于刀盤上是對稱安裝的2把動刀片，所以切割次數(shù)為2次/s。圖7物料進給示意圖進給輥壓輪設為轉/s。V=2R＝220＝125.6mm/sV為料的理論進給速度。則每次刀的切割長度是L==62.8/由設計要求知切割長度以10mm為宜，則62.8/＝10mm即/=10/62.8/=6.28主軸Ⅰ與軸Ⅲ、Ⅳ的傳動比為6.28現(xiàn)已知＝384.6r/min則=61.24r/min則理論上每秒進料為V＝128.2mm/s考慮到在實際中料在傳送過成中的打滑，所以上述進料速度在現(xiàn)實中是可以做到的。在主軸Ⅰ與軸Ⅲ、Ⅳ之間有一對錐齒輪的減速和一對直齒輪的減速，考慮到各對齒輪傳動比的適宜范圍，現(xiàn)取錐齒輪的傳動比i=2,圓柱齒輪的傳動比i=3(考慮到計算和設計時的方便)3傳動設計3.1電動機的選型考慮到設計的青飼料切割機適用對象為小型養(yǎng)殖場、專業(yè)戶和個體農(nóng)戶,故電動機電壓應選用220V，考慮到所受的載荷不大，所需動力不是很大,選用小功率的電動機。綜合各方面因素，選用YL系列電動機。YL系列電動機是新型高效節(jié)能產(chǎn)品,具有體積小、容量大、起動及運轉性能優(yōu)越等特點,符合國際標準IEC的有關規(guī)定，并實現(xiàn)同一機座號單、三相異步電動機等級相同,提高了單、三相電動機的互換性和通用性,被廣泛應用于冷凍機、泵、風機、小型機床以及農(nóng)副業(yè)和家用電器等方面。電動機的主要參數(shù)：型號:YL801-4電壓:220V功率:0.55KW同步轉速:1500r/min頻率:50HZ效率:68%功率因數(shù):0.92外形尺寸:電動機的安裝方式：選擇B3型3.2V帶傳動的設計①電動機V帶輪的設計②主軸V帶輪的設計3.2.1V帶輪的設計要求設計V帶輪時應滿足的要求有：質量小；結構工藝性好，無過大的鑄造內(nèi)應力，質量分布均勻，轉速高時要經(jīng)過動平衡，輪槽工作面要經(jīng)過精細加工（表面粗糙度一般應為3.2）以減小帶的磨損，各槽的尺寸和角度應保持一定的精度，以使載荷分布較為均勻等。3.2.2帶輪的材料此處帶輪的材料，采用鑄鐵，材料牌號為HT200。3.2.3V帶輪的結構鑄鐵制V帶輪的典型結構有以下幾種形式：①實心式②腹板式③孔板式④橢圓輪輻式.當帶輪的基準直徑2.5d(d為軸的直徑，單位為mm)時，可采用實心式；300mm時，可采用腹板式（當100mm時，可采用孔板式）；300mm時，可采用輪輻式。3.2.4相關計算已知電動機的額定功率為0.55KW,轉速n1=1500r/min,選取傳動比為i=3.9,采用普通V帶傳動.（1）確定計算功率P由參考資料[1]表8-6查得工作情況系數(shù)KA=1.1,故P=KAP=1.10.55=0.605KW（2）選取帶型根據(jù)P，n由參考資料[1]圖8-9確定選用Z型（3）確定帶輪基準直徑由[1]表8-3和表8-7取主動輪基準直徑d=71mm則從動輪基準直徑d=id=3.971=276.9mm根據(jù)參考資料[1]表8-7取d=280mm按參考資料[1]式(8-13)驗算帶的速度V==m/s=5.57<35m/s帶的速度合適（4）確定V帶的基準長度和傳動中心距根據(jù)0.7(dd1+dd2)<a<2(dd1+dd2),即245.7<a<702初步確定中心距a=400mm根據(jù)參考資料[1]式(8-20)計算所需的基準長度Lˊ=2a+(280+71)+=1378.37mm根據(jù)參考資料[1]表8-2選取帶的基準長度Ld=1400mm由參考資料[1]式(8-21)計算實際中心距a=a+(+ˊ)/2=400+(1400-1378.37)/2=410.815mm（5）驗算主動輪上的包角a由參考資料[1]式(8-6),得a=180°-=180°-(280-71)57.5°/410.85=150.747°>120°主輪上的包角合適（6）計算V帶的根數(shù)Z由參考資料[1]式(8-22)知由n1=1500r/min,dd1=71mm,i=3.9查由參考文獻[1]表8-5a和參考文獻[1]表8-5b,得P=0.31kw,△P=0.03kw查參考資料[1]表8-8,得K=0.92查參考資料[1]表8-2,得K=1.14則=1.697取z=2[1]式(8-22)中K—————包角系數(shù)K——————長度系數(shù)P——————單根V帶的基本額定功率△P—————計入傳動比的影響時,單根V帶額定功率的增量（7）計算預緊力F由參考資料[1]式(8-23)知F=查參考資料[1]表8-4,得q=0.06kg/m,故F==49.687584N（8）計算作用在軸上的壓軸力F由參考資料[1]式(8-24),得F===192.3N3.2.5帶輪的結構設計帶輪的結構設計，主要是根據(jù)帶輪的基準直徑選擇結構形式，根據(jù)帶的截型確定輪槽尺寸，參考文獻[1]表（8-10），帶輪的其它結構尺寸可參照參考文獻[1]圖（8-12）所列經(jīng)驗公式計算，確定了帶輪的各部分尺寸后，即可繪制出零件圖，并按工藝要求注出相應的技術條件等。由以上的計算可知：電動機的V帶輪選實心式；主軸V帶輪選腹板式。3.2.6V帶輪的結構參數(shù)注：電動機V帶輪L=(1.5~2)d,B<1.5d時，L=B，此處L=28=(1.8~2)d,d為軸的直徑，此處=2d主軸V帶輪L=（1.5~2）d,當B<1.5d時，L=B,此處L=28=B此處=B=7圖8V帶輪的輪槽尺寸3.3錐齒輪的設計選用直齒錐形齒輪,取錐齒輪傳動效率=0.95,小錐齒輪傳動功率為P=0.5225,轉速n=384.6r/min.傳動比i=選擇齒輪材料小齒輪用45調質,齒面硬度200-230HBS大齒輪用45調質,齒面硬度170-200HBS根據(jù)齒面硬度中值,按參考資料[2]圖17-1中MQ線查得小齒輪=565MPa大齒輪=545MPa3.3.2選定齒輪精度等級根據(jù)工作情況,選用8級精度3.3.3按接觸疲勞強度設計小齒輪分度直徑小齒輪傳遞的轉矩TT=9550P/n=95500.5225/384.6=12.97N·m齒數(shù)比u=i=2配對材料系數(shù)C查參考資料[2]表17-18,得C=1載荷系數(shù)根據(jù)載荷情況,齒輪精度和齒輪結構位置取K=1.5(5)許用應力=0.9=0.9565=509MPa(1)選定小齒輪齒數(shù)z由參考資料[2]圖17-18,并根據(jù)小齒輪直徑,齒面硬度選定z=20,則z=zu=40(2)確定模數(shù)m=52/20=2.6mm取標準值m=2.5mm(3)計算分度圓直徑,=mz=50mm=mz=100mm(4)計算分錐角,=arctan(z/z)=arctan(20/40)=26.565°=90°-=63.435°（5）計算錐距RR===55.9mm（6）計算輪齒寬度b取=0.33b=R=55.9=18.447mm3.3.4計算主要尺寸與參數(shù)錐齒輪傳動參數(shù)見表1表1錐齒輪傳動參數(shù)參數(shù)代號參數(shù)值小齒輪大齒輪齒形角20°20°大端面模數(shù)m2.52.5傳動比i22齒數(shù)z2040分錐角26.565°63.435°分度圓直徑d50100錐距R55.955.9齒寬系數(shù)0.330.33齒寬b2020齒頂高2.52.5齒高h5.55.5齒根高33齒頂圓直徑54.5102.2齒根角3.07°3.07°齒頂角3.07°3.07°頂錐角29.635°66.505°根錐角23.495°60.365°安裝距A7253外錐角高48.8822.76取b=20mm（7）計算齒頂圓直徑,==12.5=2.5mm===54.59mm=102.2mm（8）計算平均圓周速度=41.75mm=0.84m/s=0.9=0.9545=491MPa取小值,所以==491MPa（6）計算小齒輪分度圓直徑d=52mm3.3.5小錐齒輪零件圖小錐齒輪零件圖如圖9所示。圖9小錐齒輪示意圖3.4圓柱齒輪的設計選取傳動比i=3,工作壽命10年,每天工作1小時,每年工作300天,小齒輪轉速=384.6/2=192.3r/min,選取錐齒輪傳動效率=0.95,則功率=0.52250.95=0.496375kW3.4.1選定精度等級,材料及齒數(shù)選8級精度由參考資料[1]表10-1選取小齒輪材料為45鋼(調質),齒面硬度為200-230HBS.選取大齒輪材料為45鋼(調質),齒面硬度為170-200HBS選小齒輪齒數(shù)=24選大齒輪齒數(shù)3.4.2按齒面接觸強度設計由參考資料[1]式(10-9a)得接觸強度的設計公式為（1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值試選取載荷=1.3計算小齒輪傳遞的轉矩=24.65N·m=2.465N·mm由[1]表10-7選取齒寬系數(shù)=0.5由參考資料[1]表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)=189.8MPa由參考資料圖10-21d按齒面硬度中值查得小齒輪的接疲勞強度極限為=565MPa,大齒輪的接疲勞強度極限為=545MPa.由參考資料式(10-13)計算應力循環(huán)次數(shù)由參考資料[1]圖10-19查得接觸疲勞壽命系數(shù)=0.95;=1.0計算接觸疲勞許用應力取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1由參考資料[1]式(10-12),得=536.75MPa=545MPa(2)計算試算小齒輪分度圓直徑,代入中較小值=50.58mm計算圓周速度v=0.51m/s計算齒寬b=25.29mm計算齒寬與齒高這比b/h模數(shù)=50.58/24=2.1mm齒高=4.725mmb/h=25.29/4.725=5.35計算載系數(shù)[1]根據(jù)v=0.51m/s,8級精度,由參考資料圖10-8查得動載荷系數(shù)[1]假設,由參考資料[1]表10-3查得=1.2由參考資料[1]表10-2查得使用系數(shù)=1由參考資料表[1]10-4查得8級精度,小齒輪相對支承皮懸臂時,=1.278由b/h=5.35,,查參考資料[1]圖10-13,得=1.22故載荷系數(shù)按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑由參考資料[1]式(10-10a),得計算模數(shù)m=54.83/24=2.28m3.4.3按齒根彎曲強度設計由參考資料[1]式(10-5)得彎曲強度的設計公式為（1）確定公式內(nèi)的各種計算數(shù)值由參考資料[1]圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限,大齒輪的彎曲疲勞強度極限由參考資料[1]圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數(shù),計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4由參考資料[1]式(10-12)得=373.2MPa=364MPa計算載荷系數(shù)K=1.58112查取齒形系數(shù)由參考資料[1]表10-5查得,查取應力校正系數(shù)由參考資料[1]表10-5查得,計算大、小齒輪的,并加以比較小齒輪的數(shù)值大,用小齒輪的數(shù)值（2）設計計算=1.448mm對比計算結果,由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù),由于齒輪模數(shù)的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力,而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力,僅與齒輪直徑有關,可取由彎曲強度算得的模數(shù)1.448并就近圓整為標準值1.5,按接觸強度算得的分度圓直徑54.83mm算出小齒輪齒數(shù)=54.83/1.5=36.5取大齒輪齒數(shù)這樣設計出的齒輪傳動,既滿足了齒面接觸疲勞強度,又滿足了齒根疲勞強度,并做到結構緊湊,避免浪費.3.4.4幾何計算（1）計算分度圓直徑圓柱齒輪傳動參數(shù)見表2表2圓柱齒輪傳動參數(shù)參數(shù)代號參數(shù)值小齒輪大齒輪模數(shù)m1.51.5壓力角20°20°傳動比i33齒數(shù)z36108分度圓直徑d54162齒頂高1.51.5齒根高1.8751.875齒頂圓直徑57165齒根圓直徑50.25158.25齒距p4.714.71齒厚s2.3552.355齒槽寬e2.3552.355頂隙c0.3750.375標準中心距a108（2）計算中心距（3）計算齒輪寬度取,（考慮到實際需要）3.4.5驗算合適.4刀的設計4.1切割的基本概念所謂切割，是指通過機械的方法克服物料內(nèi)部的凝聚力，并將其分裂成規(guī)格劃一的塊、片、絲、粒及醬狀產(chǎn)品的操作過程。滿足切割運動的機器必須具備兩個關鍵條件，一是切割刀具，另一個是物料的“進給”運動。進給運動系指物料與刀具的相對接觸運動。所謂粉碎，是指用機械的方法克服固體物料內(nèi)部的凝聚力并將其分裂的過程。根據(jù)所處理物料的尺寸大小的不同，將大塊物料分裂成小塊者稱為破碎，而將小塊物料變成細粉者稱為粉磨，破碎與粉磨又統(tǒng)稱為粉碎。4.2切刀的設計4.2.1切刀材料一般采用經(jīng)過熱處理的T9碳素工具鋼或錳鋼。在此選T9工具鋼4.2.2對切刀的要求良好的切刀（或稱切碎器）應滿足下列要求：切割質量高，耗用動力小，結構緊湊，工作平穩(wěn)，安全可靠，便于刃磨，使用維修方便。4.2.3選用或設計刀片時應滿足的要求刀片在設計和選用時應滿足下列三個方面的要求，即①鉗住物料，保證切割；②切割功率要??；③切割阻力矩均勻。4.2.4刀片刃口幾何形狀及常用刀片形狀切刀的刀刃有直線型與曲線型幾何形狀，如圖10所示。圖10各刀刃幾何形狀在本次設計中選用（c）外曲線刃口刀進行滑切。4.2.5刀的滑切與正切分析切割機械工作時，功耗的大小與切刀的工作方式以及刀片的特性參數(shù)有關，切刀的工作方式有滑切與正切之分。當按滑切工作時，切割阻力小，容易切割，切割時省力，功率消耗也小。當切刀按正切方式工作時，切割阻力大，切割困難，功率消耗也大。下面僅討論本刀具用到的滑切原理。圖11為切刀滑切示意圖。圖11切刀滑切示意圖圖中BC為回轉曲線刃口刀的刀刃，O為刃口曲線的圓心，A點為切割工作點，切刀的回轉半徑為r。當切刀在傳動系統(tǒng)作用下繞刀軸中心P以一定角速度做定軸回轉切割運動時，刀刃上工作點A的切割速度為V，顯然，VOA，將V分解為過點A切線和法線方向的兩個分速度，則稱為滑切速度，稱為正切（砍切）速度。與V之間的夾角及為滑切角。當滑切速度不為零時的切割及稱為有滑切的切割，簡稱滑切；當滑切速度為零的切割稱為正切或砍切。和和的關系為/=tan由圖5-2分析可知，滑切角顯然不為零，最大為，能實現(xiàn)滑切。下面用一直刃切刀來進一步闡述滑切省力原理，如圖12所示。圖12滑切省力原理圖若切刀的楔角為，則正切時，切割速度V就在A點的法線方向，即V垂直于刀刃，切刀正好是以角的楔子楔入物料。滑切時，因切割速度V偏離了刀刃的法線方向，與法線方向產(chǎn)生了一個滑切角，這時切刀的楔入角度由減小到。從上圖的幾何關系可知tan=BC/ABtan=tancos即滑切角越大時，刀刃切入物料的實際楔入角就越小（即實際切割時只是刀刃口在切割），這是大小，切刀受到的法向阻力越小，易于切入，切割省力。因此，要使切割省力，除保證刃口鋒利以降低刃口比壓（比壓為刃口單位面積的壓力，與刀刃鋒利程度有關）外，還須使切割為滑切，這正是利用了滑切省力的原理。此外，刀刃口的表面即使看起來光滑，但由于刀片在加工時的精度問題，在顯微鏡下觀察，刃口也呈現(xiàn)鋸齒狀的“微觀齒”。滑切時，這些尖銳的“微觀齒”就像鋸子一樣將物料纖維切斷，這是滑切較正切省力的另一原因。4.2.6鉗住物料的條件分析滑切也可以分為有滑移的滑切和無滑移的滑切兩種。切割時當動刀片與靜刀片之間的夾角達一定值時，物料就會產(chǎn)生沿刃口向外推移的現(xiàn)象，這叫有滑移的滑切。出現(xiàn)這種情況對穩(wěn)定切割是不利的，所以應當盡可能的避免此種情況的出現(xiàn)。下面以兩種不同鉗住角切割物料的受力情況來分析鉗住物料，保證穩(wěn)定的切割條件。下圖13表示了不同鉗住角切割物料時物料的受力情況。圖13不同鉗住角的物料受力分析圖圖13中AB為動刀片刃口，CD為定刀片刃口，夾角為動、定刀片對物料的鉗住角，也稱推擠角。假定以兩種鉗住角切割時的摩擦角均為。AB為動刀片刃口；CD為定刀片刃口；為動、定刀片對物料的鉗住角，又稱推擠角；為動刀片對物料產(chǎn)生的正壓力；為定刀片（或支撐面）對物料產(chǎn)生的正壓力；、為動、靜刀片與物料在切割點處的摩擦力；為兩種鉗住角切割時物料與動、靜刀片間的摩擦角。由圖13(a)知，由于此時>,兩個支撐反力的合力的合力F將把被切物料沿刃口向外推出，即在切割時產(chǎn)生滑移，不能保證穩(wěn)定切割。由圖13(b)知，由于此時<。的合力F指向刃口里面，即切割時合力F將把被切物料沿刃口向里面推，切割時不會產(chǎn)生滑移，能保證穩(wěn)定切割，提高效率。由此可知，保證鉗住物料穩(wěn)定切割的條件是：鉗住角須小于物料與定刀片之間摩擦角之和，<在本設計中刀與料的相對位置圖如圖14所示，進行鉗住物料條件的分析圖14刀與料的相對位置圖由圖14可知，切刀在旋轉過程中，的最大值為，同時由經(jīng)驗可知，通常＝，＝，所以只要小于就可以了，顯然以上設計是滿足要求的，刀的安裝也是合理的。4.2.7刀的安裝曲線動刀片A、B通過螺栓1、2、3、4安裝在刀盤P上，通過調節(jié)螺栓1、2、3、4來調整動刀片與定刀片的間隙。具體如下圖15所示。1、4六角螺栓2、3沉頭螺栓圖15切刀簡圖4.3破碎輥筒的設計4.3.1刀的設計在破碎輥筒刀的設計中才用了改進的齒刀配合設計，在輥筒的旋轉力作用下，物料先被刀齒板上的刀齒刮劃成條，隨即由切刀切削下來，再經(jīng)刮刀進一步破碎。齒刀的設計中，刀齒采用螺旋布置，與水平線成夾角。各刀在輥筒平面的法線上，高度均為15mm。破碎機構原理圖及輥筒簡圖如圖16所示。圖16破碎機構原理圖及輥筒簡圖如圖4.3.2刀在輥筒上布置的設計本設計中將切刀以傾斜來布置，以配合刀齒板上螺旋刀齒的運動。整體布置如下圖17所示。圖17組合刀具在輥筒上的布置4.3.3輥筒的設計因為是進行的塊莖破碎，工作中會產(chǎn)生大量的水分，所以輥筒必須采取防銹處理，所以輥筒選用材料鋁ZL301進行鑄造，達到防銹的目的，輥筒的直徑選定為300mm，其長度選定為140mm。輥筒主體鑄造的厚度為8mm。具體尺寸及輥筒結構如下圖18所示。圖18輥筒機構簡圖5軸與校核5.1軸的設計5.1.1主軸Ⅰ的設計（1）求主軸Ⅰ上的功率,轉速和轉矩取皮帶輪傳動的效率η=0.95（摘自參考文獻[4]表2-2）則kWr/min于是N·mm(2）初步確定軸的最小直徑先按參考文獻[1]式(15-2)初步估算軸的最小直徑.選取軸的材料為45鋼,調質處理.根據(jù)參考文獻[1]表15-3,取,于是得mm主軸的最小直徑顯然在軸的兩端.(3)軸的結構設計根據(jù)最小直徑，考慮到軸的剛度和震動，現(xiàn)取mm.為了滿足皮帶輪上的軸向定位要求,I-II軸段右端需制一軸肩,故取II-III段直徑為mm.由于皮帶輪的尺寸L=28,現(xiàn)取mm由參考文獻[4]初步選取軸承座型號為SN508(摘自GB/T7813-1998)其主要參數(shù)如表3。表3dgA3540803368由于A=68,現(xiàn)取mmmmmm因為mm,取mm由于摩碎輥筒的寬度為140m,現(xiàn)取mm摩碎輥筒采用軸肩定位,取mm考慮到安裝防護罩,取mm考慮到刀盤座的寬度,現(xiàn)取mm因為錐齒輪的齒寬B=20mm,現(xiàn)初步取mm考慮到安裝和基本尺寸,取mm軸Ⅰ的具體尺寸如圖19所示圖19傳動軸Ⅰ5.1.2傳動軸Ⅱ的設計(1)計算功率﹑轉速和轉矩kWr/minN·mm(2)確定最小直徑選取軸的材料為45鋼,調質處理,根據(jù)參考文獻[1]表15-3,取于是得mm現(xiàn)取最小直徑為20mm軸的具體尺寸如圖20所示圖20傳動軸Ⅱ5.1.3傳動軸Ⅲ、Ⅳ的設計由于進給軸的轉速與負載都比較小,所以不做具體計算,由整體設計決定其尺寸,具體尺寸如圖21、圖22所示。圖21傳動軸Ⅲ圖22傳動軸Ⅳ5.2校核5.2.1主軸Ⅰ的校核(1)扭矩的計算設皮帶輪傳遞的功率為0.55kW,輥筒子刀傳遞的功率為總功率的一半,即kW.切刀傳遞的功率為kW.錐齒輪傳遞的功率是0.092kW.圖23主軸Ⅰ受力立體圖由參考文獻[6]式(4.1),有N·mN·mN·mN·m扭矩圖如圖24所示(2)彎矩的計算受力分析如圖25、圖26所示圖24扭矩圖圖25H平面受力圖NNNN圖26V平面受力圖NNNN列方程求解:①②由①②解得377.4N562N同理列方程:③④由③④解得-178.5N-383.5N彎矩圖如圖27、圖28、圖29所示。圖27H平面彎矩圖圖28V平面彎矩圖圖29彎矩總圖(3)校核軸的強度通過彎扭圖可以明顯看出在輥筒處的彎扭強度最大M=67492.6N·mmT=13657N·mm按第三強度理論，計算應力因為由扭矩產(chǎn)生的彎曲應力是對稱循環(huán)變應力，而由扭矩所產(chǎn)生的扭轉切應力則常不是對稱循環(huán)變應力。為了考慮兩者循環(huán)特性不同的影響，引入折合系數(shù)，則計算應力為參考文獻[1]式15-4式中的彎曲應力為對稱循環(huán)應力。當扭轉應力為靜應力時，??；當扭轉切應力為脈動循環(huán)應力時，?。淮颂幦∮蓞⒖嘉墨I[1]式（15-5）有10.62MPa[]式中：————軸的計算應力，單位為Mpa;M————軸所受的扭矩，單位為N·mm;T————軸所受的扭矩，單位為N·mm;W—————軸的抗彎截面系數(shù)，單位為，此處W0.1；[]—————對稱循環(huán)變應力時的軸的許用彎曲應力，由文獻[1]表15-1查得45調質[]=60Mpa;由以上計算可知軸的設計是安全的5.3調心球軸承的壽命計算圖30調心球軸承受力分析（1）由軸的校核已計算出兩軸承在水平面與垂直面上的兩個力軸承徑向力NN（2）求兩軸承上的計算軸向力和NN因為N<所以軸承1被壓緊,軸承2被放松=141.9432+23.4=165.3432N=231.336N（3）求軸承當量動載荷和因為=0.396>e所以=750.86N因為=e所以N因軸承運轉中有輕度沖擊載荷,按文獻[1]表13-6查得,取1.2則NN（4）驗算軸承壽因為,所以按軸承2所愛力大小進行驗算由參考文獻[1]式（13-5）有顯然遠遠大于切割機的使用壽命,所以選用的軸承是合理安全的。6進給機構與機架的設計6.1進給機構的設計本設計中采用輥壓輪對藤蔓類物料進行進給，輥壓輪的外緣直徑為，轉速由前面的總體設計計算可知V＝128.2mm/s在本設計中，采用雙槽重疊設計，外面鋼槽由3mm厚的鋼板焊成，在槽的兩側用厚鋼板加厚，然后鏜孔，軸Ⅲ、Ⅳ穿過孔而被支撐，軸Ⅲ、Ⅳ與輥壓輪用平鍵連接。在鋼槽內(nèi)再插一個薄壁進料槽，槽的底面與水平面成10°傾斜。便于送料。詳細見圖31。圖31進料槽及其進給輥壓輪外鋼槽2.輥壓輪3.薄壁插槽4.定刀片