畢業(yè)設計----盤刀式秸稈切碎機結構設計

1、<p><b>　　第1章 緒論</b></p><p>　　1.1本研究的目的和意義</p><p>　　中國是農業(yè)大國，也是秸稈資源最為豐富的國家之一。歷史上，中國有利用秸稈的優(yōu)良傳統(tǒng)，農民用秸稈建房蔽日遮雨，用秸稈燒火做飯取暖，用秸稈養(yǎng)畜積肥還田，合理利用秸稈是中國傳統(tǒng)農業(yè)的精華之一。在傳統(tǒng)農業(yè)階段，秸稈資源主要是不經任何處理直接用于肥料、燃料和飼

2、料。隨著傳統(tǒng)農業(yè)向現(xiàn)代化農業(yè)的轉變以及經濟、社會的發(fā)展，農村能源、飼料結構等發(fā)生了深刻變化，傳統(tǒng)的秸稈利用途徑發(fā)生了歷史性的轉變。在經濟發(fā)達的地區(qū)，秸稈低效不清潔的直接燃燒利用方式已不適應農民生活水平提高的需要，富裕起來的農民迫切需要優(yōu)質、清潔、方便的能源。農業(yè)主產區(qū)秸稈資源大量過剩問題日趨突出，農民就地焚燒秸稈，不僅帶來污染大氣的嚴重后果，還因煙霧造成了附近機場飛機不能下降，高速公路被迫關閉的嚴重社會問題，引起了全社會的關注。<

3、/p><p>　　我國政府十分重視秸稈禁燒和綜合利用問題，1999年4月，國家環(huán)境保護總局、農業(yè)部、財政部、鐵道部、中國民用航空總局聯(lián)合頒發(fā)了《秸稈燃燒和綜合利用管理辦法》?！掇k法》要求:禁止在機場、交通干線、高壓輸電線路附近和省轄級人民政府劃定的區(qū)域內焚燒秸稈，到2005年，各省、自治區(qū)的秸稈綜合利用率將達到85%?？萍疾拷M織力量研究推廣秸稈綜合利用技術，并把秸稈綜合利用技術列入國家“九五”、“十五”科技攻關計劃。

4、農作物秸稈經粉碎或切碎后機械壓縮成燃料塊，能有效地改變其燃料特性，熱值接近中質煙煤，平均為16736kJ。壓縮成型技術為秸稈燃料異地運輸使用創(chuàng)造條件，可以作為生物煤供應工業(yè)生產和居民使用，同時也是很好的氣化原料，對推廣氣化爐有促進作用。壓制成型的秸稈塊也可以進一步炭化處理，得到木炭和活性炭，可廣泛用于冶金、化工、環(huán)保、生活燃料。另外，利用壓縮成型技術可以將秸稈模壓成不同形狀和用途的產品，如一次性快餐盒、盤、碟、包裝盒、工業(yè)托盤、育苗容器

5、、人造紙板、瓦楞紙等。</p><p>　　本研究以棉稈等硬莖稈為研究對象，通過對秸稈原料特性的分析，確定切碎原理和方法，設計出動力消耗低、粒度大小滿足壓縮成型要求的秸稈切碎機。推動我國目前綜合開發(fā)利用農作物秸稈資源的技術創(chuàng)新和實際應用。</p><p>　　1.2農作物秸稈綜合利用現(xiàn)狀</p><p>　　中國農作物秸稈資源量大面廣，每年產出量多達6.4億t，且隨

6、著農作物單產的提高，秸稈產量也將隨之增加?，F(xiàn)階段其用途大致可分為4個方面:①秸稈還田;②牲</p><p>　　畜飼料;③替代能源;④工業(yè)原料，約占12.7%的剩余秸稈就地焚燒或閑置。</p><p><b>　　(1)秸稈還田</b></p><p>　　秸稈還田是目前秸稈利用的最主要方面，據(jù)統(tǒng)計，2000年我國主要糧食作物秸稈粉碎還田的面積

7、占其種植面積的58.6%(韓魯佳等，2002)。秸稈還田的方法分為整株還田技術、粉碎還田技術、有根茬切碎還田技術和傳統(tǒng)漚肥還田技術。配套的秸稈還田設備有粉碎還田機、滅茬機、收獲還田機和水田埋草機等。目前，經過對秸稈還田技術和配套操作規(guī)程等的研究，秸稈直接還田在我國已有了一定面積的推廣應用。在“八五”期間，秸稈直接還田技術規(guī)程研究取得了重要突破，已經制定出了包括華北、西南、長江中游區(qū)、江蘇水早輪作區(qū)和浙江三熟制種植區(qū)的麥秸、玉米秸、稻草直

8、接翻壓還田的技術規(guī)程，包括還田方式、秸稈數(shù)量、施氮量、土壤水分、粉碎程度、還田時間以及防治病蟲害、雜草等方面的技術要求，實踐證明適量的秸稈還田能有效增加土壤的有機質含量，改良土壤，培肥地力。</p><p><b>　　(2)牲畜飼料</b></p><p>　　秸稈用作飼料，在中國主要是以秸稈養(yǎng)畜、過腹還田的方式進行的。未經任何處理的秸稈，不僅消化率低，粗蛋白和礦物

9、質含量低，而且適口性差。為提高飼料的適口性和營養(yǎng)價值，近年來普遍采用氨化、微生物發(fā)酵貯存、熱噴、揉搓等技術處理，目前全國的年加工處理量約1000萬t，已開發(fā)出的加工設備有氨化爐、調質機、青貯收獲機、揉搓機、壓餅機、熱噴設備等。</p><p><b>　　(3)替代能源</b></p><p>　　據(jù)全國農村可再生資源統(tǒng)計資料顯示(2001)，“九五”期間，秸稈能源用

10、量仍占農村生活用能的30%-50%。傳統(tǒng)的秸稈利用方式是直接燃燒，因其密度小，灰分多，己不再適應農民生活水平的需要，國內現(xiàn)行的秸稈優(yōu)質能源利用技術，除了本文所要研究的秸稈壓縮成型技術以外，還有秸稈氣化集中供氣技術、秸稈制取沼氣技術、秸稈燃料熱風烘干技術等。秸稈熱解氣化技術把細軟、松散的低品位秸稈轉換成清潔的高品位氣體，熱效率可達40%。氣相燃料速度快，熱量輸出可以控制，在烘干木材、茶葉、飼料和代替燃油發(fā)電及農村居民炊事等方面己有成功應用

11、。部分氣化爐和配套裝置己經批量生產，進入實用推廣階段。目前全國己有350余處秸稈氣化集中供氣示范點，主要集中在山東、河南、江蘇、河北、山西、北京、陜西等。僅山東就有170余處(韓魯佳等，2002)。秸稈制取沼氣技術，近年來經攻關研究在技術上有了較大突破，解決了秸稈易結殼、出料困難和發(fā)酵不充分的難題。干發(fā)酵工藝則有助于節(jié)約建池費用，提高池容利用率，目前該技術在北方應用較多。秸稈燃料熱風烘干技術是將成捆或經預處理的秸稈加入由兩段燃料室組成的

12、高效燃料爐，燃燒產物經過離心除塵可得到潔凈的熱煙道</p><p><b>　　(4)工業(yè)原料</b></p><p>　　秸稈作為工業(yè)原料主要用于工業(yè)造紙，占秸稈總產出量的2.9%。其它目前正在興起的研究與應用有:南京林業(yè)大學將秸稈壓縮成型制作秸稈板材，建筑墻體材料，包裝材料等;西北農大開展模壓制品的研究，如一次性快餐盒、托盤、家具構件和建筑構件等;遼寧省農科院研制

13、成功秸稈皮鑲分離及其綜合利用技術;另外一些科研院所采取生物技術的手段發(fā)酵生產乙醇、糠醛、苯酚、單細胞蛋白、燃料油氣、工業(yè)酶制劑等。由于秸稈還田數(shù)量有限，作飼料其營養(yǎng)價值不高，因此要真正解決秸稈的合理利用問題，關鍵在于研究秸稈的能源化和工業(yè)化利用技術。</p><p>　　1.3 秸稈的特性：</p><p>　　1.3.1 秸稈的物理特性</p><p>　　秸稈本

14、身的物理特性是影響秸稈切碎和壓縮成型的主要因素之一。秸稈的物理特性受物種、品種、產區(qū)、成熟度等多種因素的影響。國外對麥秸、飼草等軟莖稈的拉伸強度、剪切強度、彈性模量、剛度模量等物理特性研究較多(o’Dogherty，1995)。國內相關報道較少，孫驪(1998)、徐學耘(加00)等對麥秸和棉桿的物理特性作了初步的分析。</p><p>　　1.3.2 秸稈的切碎特性</p><p>　　國

15、外對秸稈切碎的研究集中于麥秸、稻秸等軟莖桿，主要分析切碎能耗、切碎度和切斷效率的各種影響因素，如o’Dogherty(1986)等人分析了切割速度、割刀參數(shù)、受切根數(shù)等因素對切割過程的影響，指出秸稈切割過程中有一臨界速度，在15-30m/s范圍內，低于臨界速度，能耗和無效切割快速增加;大于臨界速度，能耗基本不變，實際切割長度接近于理論長度。國內主要是對切碎能耗和切斷效率的研究，如張晉國(2000)等人分析了秸稈的含水率和有無定刀對切斷效

16、率的影響;吳子岳(2001)和藺公振(1999)等研究了受切根數(shù)和割刀參數(shù)對切割功耗的影響。</p><p>　　1.3.3 秸稈的化學成分</p><p>　　不管任何植物材料其主要化學組份均為纖維素，半纖維素，木質素三種。由表1.1可知，棉稈中的纖維素含量為50%左右，木質素含量為20%以上，半纖維素含量為75%以上，均明顯高于麥秸類軟莖稈，更接近于杉木等低級木材。</p>

17、<p>　　表1.1 秸稈的化學成分(徐學耘，1994)</p><p>　　第2章 切碎機整體方案設計</p><p>　　2.1 總體結構設計</p><p>　　秸稈切碎機的總體結構見圖2.1。</p><p>　　1.變速箱和喂入機構2.喂入槽3.切碎器4.帶傳動5.電動機</p><p>　　圖

18、2.1 秸稈切碎機總體結構示意圖</p><p>　　該機主要由切碎器、變速箱和喂入機構、喂入槽、甩拋裝置、帶傳動、電動機組成。秸稈由喂入槽2喂入，在喂入機構1作用下將其壓實并卷入機構，被動定刀片組成的切碎器3切碎，最后由拋送裝置拋出機外。</p><p>　　2.2 樣機的性能試驗</p><p>　　根據(jù)前面的理論分析，我們設計了農作物硬莖稈切碎機，見圖2.2

19、，其主要的技術參數(shù)如下:</p><p>　　喂入齒輥有效長度:100mm;</p><p>　　喂入齒輥張開間距最大值:59mm，張開間距自動調節(jié);</p><p>　　喂入齒輥節(jié)徑:83mm;</p><p><b>　　總速比:6.47;</b></p><p><b>　　動刀數(shù)

20、:3;</b></p><p>　　動刀轉速:550r/min;</p><p>　　喂入齒輥轉速:85r/min:</p><p>　　物料切碎長度:10mm;</p><p>　　配備動力:2.2kw</p><p>　　圖2.2 直刃刀硬莖稈切碎機</p><p>　　第3章

21、 秸稈切碎機結構設計</p><p><b>　　3.1 切碎器設計</b></p><p>　　切碎器是秸稈切碎機的重要工作部件。它的參數(shù)設計是否合理，對切碎質量、功率消耗以及機器運轉均勻程度有直接影響。影響切碎性能的主要因素有:(l)切割時要產生滑切，以減少切割阻力。(2)切割要穩(wěn)定，秸稈相對于動定刀片沒有滑移。(3)切割阻力矩變化均勻。</p>&

22、lt;p>　　3.1.1 切碎方式選擇</p><p>　　秸稈切碎方式主要有輪刀式切碎、滾刀式(螺旋刀)切碎和錘片式切碎等。輪刀式切碎質量好，刀片結構簡單，主要缺點是刀盤運轉不均勻。滾刀式切碎滑切作用強，切割阻力小，但切碎體不能自動拋出，刀片剛度差，不適合硬莖稈切碎。錘片式切碎是利用高速旋轉的錘片來擊碎秸稈，刀片結構簡單，通用性好，但能耗高。</p><p>　　根據(jù)對直刃刀切碎、

23、螺旋刀切碎和錘片切碎3種不同切碎方式的比較研究，如圖3.l所示，在相同轉速下，直刃刀切碎的單位質量棉桿能耗最低，由表3.1可知，采用直刃刀切碎細小顆粒產量較高，在900~1450r/min范圍內，提高轉速對細小顆粒產量增加不明顯。</p><p>　　圖3.1 切碎機主動軸轉速與能耗的關系</p><p>　　根據(jù)以上分析，我們選擇直刃刀切碎作為棉稈等硬莖稈切碎的設計方案，動刀片數(shù)為3，均

24、布于動刀架上，其動刀架結構見圖3.2。</p><p>　　3.1.2 切碎原理分析</p><p>　　按刀片刃線運動方式，切割可分為砍切和滑切兩種?？城袝r刀片切割點M運動方向垂直刃線，而滑切時刀片切割點M運動方向不垂直刃線。由于滑切使刀片斜置切入，實際刃角相應變小，刃線變銳，切割阻力減少，因此滑切比砍切省力，且在一定滑切角范圍內，滑切程度越大，切割越省力。</p><

25、;p>　　當?shù)镀a生滑切時，切割點M速度V分解為2部分(圖3.3):滑切速度Vt，方向平行刃線;砍切速度Vn，方向垂直刃線。速度V和Vn夾角為滑切角，在一定滑切角范圍內，滑切程度越大，切割越省力。</p><p>　　3.1.3 割刀參數(shù)分析</p><p><b>　　1.滑切角</b></p><p>　　直線型刀片的滑切角在數(shù)值上等

26、于刀片刃線AB與切割半徑r之夾角(圖3.4)。</p><p>　　圖3.2 直刃刀動刀架簡圖</p><p>　　圖3.3 刀片的滑切</p><p>　　為了保證刀片有滑切，其刃線AB至回轉中心O應具有偏心距e。</p><p>　　由圖3.4可得: tg= (3.

27、1)</p><p>　　上式說明，從切割開始到終了，隨著切割點外移，切割半徑r的增加，刀片的滑切角逐漸減小。因此，刀片切割阻力矩隨著切割半徑的增大，滑切角的減小，切割阻力的增大而增大。</p><p><b>　　2.推擠角</b></p><p>　　圖3.4中，動刀刃線AB與定刀刃線CM間的夾角為推擠角x.切割時如果推擠角過大，秸稈受刀片

28、作用，會先沿刃線一側滑移，逐漸集中在最后階段切割，結果造成刀片負荷不均，刃線末端磨損嚴重，碎段變長，切碎質量變壞。因此，為保證切割穩(wěn)定，不產生滑動切割，滿足如下切割條件:</p><p><b>　?。?.2)</b></p><p>　　1.O--動刀回轉中心2.AB--動刀刃3.e--偏心距4.--滑切角5.r--切割半徑6. x--推擠角</p>

29、<p>　　圖3.4切碎器的結構圖</p><p>　　根據(jù)文獻資料(陶南，1991)，取=， ，則x。</p><p>　　圖3.4中，由三角形OGH和HCD相似關系可知，推擠角x在數(shù)值上等于回轉角，在切割過程中逐漸減小。故刀片推擠角隨著切割點外移、回轉角的減小而減小。</p><p>　　從以上分析可以得出，直刃刀刀片的推擠角變化比較合理，而滑切角和阻

30、力矩變化不夠理想。因此，為了改善其切碎性能，本設計采用提高切碎器轉速和增大其本身轉動慣量(即刀架質量)的方法，來補償由于阻力矩變化所引起的運轉不均的缺點。通過將動刀架與甩拋輪設計為一體，既可增加刀架的轉動慣量，又可改善切碎物料的甩拋性能。</p><p>　　3.1.4 主要技術參數(shù)確定</p><p><b>　　1.切碎長度</b></p><

31、p>　　切碎長度是切碎機主要性能指標之一，機器工作時，秸稈被喂入輥卷入切碎機構的速度v(m/s)，切砰器每秒鐘切碎次數(shù)為，則理論切碎長度為:</p><p><b>　　L==</b></p><p>　　考慮到喂入輥的打滑因素，實際切碎長度為:</p><p>　　L= (3.3)<

32、/p><p><b>　　式中：k—動刀片數(shù)</b></p><p>　　i—切碎器主軸n與喂入輥轉速n之傳動比</p><p><b>　　D—喂入輥直徑</b></p><p>　　—打滑系數(shù)，一般取0.05~0.07</p><p>　　切碎器主軸與喂入輥之傳動比i=6.4

33、7，喂入輥直徑d=83mm，動刀片數(shù)K為2，打滑系數(shù)取0.06，則理論切碎長度L=20mm。</p><p><b>　　2.切碎機生產率</b></p><p>　　切碎機生產率的大小取決于喂入口面積，切碎器刀片數(shù)和轉速，莖稈種類和切碎長度等，理論生產率可由下式計算:</p><p>　　Q=60·k·a·b&#

34、183;L·n· (3.4)</p><p>　　式中: k—動刀片數(shù);</p><p>　　a、b—為喂入口高度和寬度，m;</p><p>　　L—理論切碎長度，m;</p><p>　　n— 喂入輥轉速，r/min;</p><p>　　—喂入輥

35、壓縮后的莖稈容重，kg/m。</p><p>　　切碎器的動刀片數(shù)k為2，喂入輥轉速n為85r/min，喂入口寬度a取0.1m，</p><p>　　度b取0.14m，莖稈壓縮后容重以棉稈為例約為120~150kg/m，若取130kg/m。切碎長度為0.02m，理論生產率約為Q=500kg/h。</p><p>　　3.2 喂入機構設計</p><

36、;p>　　喂入機構由喂入槽、喂入輥和壓緊裝置等部件組成。它的作用是將物料以一定的速度喂入切碎器，并在喂入的同時，將其夾住、壓緊、無滑動，以保證切碎質量，即切碎顆粒長度均勻、切口平整。主要結構簡圖見圖3.5。上喂入輥的動力由切碎器刀軸傳入，下喂入輥由一對圓柱齒輪和一對鏈輪傳遞動力并改變轉動方向，從而獲得上下喂入輥轉速一致，但方向不同的運動。</p><p>　　由于本切碎機主要是用于切碎硬莖稈，所以采用卷入性

37、能好，并能自動調節(jié)喂入口高度的星齒型上下喂入輥(圖3.6)。壓緊裝置采用雙彈簧式壓緊裝置，兩個彈簧在機架兩側，一端固定在機架上，另一端固定在喂入輥軸座上。隨物料尺寸的改變，</p><p>　　使壓力隨彈簧變形而改變，有利于喂入切割。上喂入輥隨著喂入物料的直徑變化，靠軸座和彈簧，以0為圓心，60mm為半徑，在滑槽CD中浮動，上下喂入輥中心距在85--144mm之間，適用不同物料喂入并夾緊。</p>

38、<p>　　1.滑槽2.上喂入輥3.齒輪傳動4.調節(jié)彈簧5.鏈傳動6.下喂入輥</p><p>　　圖3.5 喂入機構的結構示意圖</p><p>　　圖3.6 喂入輥結構圖</p><p>　　3.3 傳動系統(tǒng)設計</p><p>　　切碎機傳動系統(tǒng)簡圖見圖3.7。電動機的動力先經皮帶輪傳給動刀軸，再經一對圓柱齒輪和一對圓錐齒輪

39、減速后傳給喂入輥?？倐鲃颖葹閕=6.47。</p><p>　　3.4 切削刃的選擇</p><p>　　盤刀式切碎器有圓弧曲線、直線和等滑切角曲線刀刃，切割時的滑切角和切割轉角是影響切割能耗的主要因素。當滑切角在 35°～45°范圍內,切割轉角在45°～65°范圍內時,切割的平均扭矩較低,切割能耗較小。對于不同類型的刀刃曲線,只要結構參數(shù)的設計能夠

40、保證滑切角和切割轉角在適宜的范圍內變化,則可保證切碎器具有較低的切割能耗。</p><p>　　盤刀式切碎器是畜牧業(yè)生產中廣泛應用的飼料加工機械,其工作過程中消耗的能量主要用于飼料的切斷。長期以來,關于減小切碎器能量消耗的研究主要集中在切碎器動刀刃曲線形狀上。從目前應用的切碎器動刀結構看,刀刃的曲線形狀有圓弧型、直線型、折線型和等滑切角4 種。這4種不同形狀的動刀刃曲線類型對切碎器的切割能量消耗有較大的影響。因此

41、,在理論分析和試驗的基礎上,研究不同類型曲線刀刃形狀對切碎器能耗的影響,對于改進切碎器的工作性能和減小工作過程中的能量消耗具有重要意義。 </p><p><b>　　3.5 本章小結</b></p><p>　　本章首先對各種切碎方式進行比較分析，選擇合適的切碎方式;然后從理論上對切碎器等重要工作部件

42、進行運動學分析，確定結構設計所需參數(shù)。</p><p>　　1.帶輪傳動2.動刀3.圓柱齒輪傳動4.喂入裝置5.圓錐齒輪傳動6.電機</p><p>　　圖3.7 傳動系統(tǒng)簡圖</p><p>　　第4章 動刀片受力分析</p><p><b>　　4.1 工作原理</b></p><p>　　

43、PCCÌ 15. 0S 型青飼切碎機主要由喂入機構、切碎器、拋送機構和傳送機構等部分組成。切碎器是青飼切碎機的重要工作部件,動刀片和拋送葉片安裝在3個互呈120°的刀架上(如圖4.1)。切碎機工作時,動刀片和拋送葉片在刀架的帶動下繞軸O旋轉(如圖4.2),動刀片M N 由飼料喂入口的J 點開始切割物料, 到L 點完成一次切割。3個動刀片依次工作實現(xiàn)青飼切碎機的連續(xù)切割工作。</p><p>　

44、　1.定刀片2. 飼料層3. 動刀片4. 拋送葉片5. 刀架</p><p>　　圖4.1切碎器結構簡圖</p><p>　　圖4.2切碎機工作分析圖</p><p>　　在圖4.2 中,可將動刀片A 點的速度v 分解為垂直于刃口的速度vn 和沿著刃口方向的速度v t; v 與v n 之間的夾角稱為滑切角S, tanS稱為滑切系數(shù),它的值可以反映滑切作用的大小;動刀

45、片M N 與在KL 附近安裝的定刀片之間的夾角稱為鉗住角x(或推擠角),該角不能過大, 否則物料會被推移, 不利于機器切割。</p><p>　　4.2 動刀片的受力分析</p><p>　　4.2.1 直刃口動刀片的受力分析</p><p>　　直刃口動刀片設計尺寸如圖4.3, 為了便于分析,其受力情況簡化為如圖4.4 所示情況(假設不考慮物料喂入力的影響)。設動

46、刀刃上任意一點A 受力為F , 它可分解為沿著刀刃方向的滑切力P 和垂直于刀刃方向的正壓力N z , 其中</p><p>　　N z= (4.1)</p><p>　　P = fN z (4.2)</p><p>　　F =

47、 (4.3)</p><p>　　式中： q——比阻, 即單位刃口長的切割阻力</p><p>　　S ——參加切割的刃口長度</p><p>　　f ——切割的滑動摩擦因數(shù)</p><p>　　圖4.3直刃口動刀片結構簡圖</p><p>　　圖4.4直刃口動刀片受力簡圖<

48、;/p><p>　　各種飼料具體的q 值應由試驗確定(本研究取用玉米秸稈) ; 切割玉米秸稈時S、q 關系見表4.1。f 與滑切系數(shù)tan的關系見表4.2。</p><p>　　表4.1切割玉米莖稈時與q 的關系</p><p>　　表4.2tan與f 的關系</p><p>　　正壓力矩 (N z 力對O 點的力矩) 為</p>

49、<p>　　T 1= N z (4.4)</p><p>　　滑切力矩（P 力對O 點的力矩) 為</p><p>　　= P (4.5)</p><p>　　求解直刃口動刀片在切割玉米秸稈時所受的力和力矩的步驟如下:</p><p>　　(1) 根據(jù)已知

50、切碎器的設計參數(shù): 最大推擠角Vmax為68°, 切碎器回轉中心距定刀的高度為90 mm ,回轉中心到喂入口的最短距離為150mm , 喂入口寬度為380 mm , 高度為110 mm , 見圖4.5。</p><p><b>　　圖4.5 裝參數(shù)圖</b></p><p>　　(2) 過回轉中心O 作垂直于M N 線的直線OG,垂足為G; 以O 為圓心,O

51、G 為半徑繪圓, 量得轉角R為63°(見圖4.6)。</p><p>　　圖4.6 刃口動刀片運動軌跡圖</p><p>　　(3) 將轉角R 分成若干份, 在圓O 上得出相應點, 并過這些點分別作圓O 的切線, 此切線即為刀片在不同轉角時的刃口線, 各刃口線在喂入口內的長度即為切割刃口長S。將不同位置的S 的中點與回轉中心O 相連, 得出滑切角、推擠角。</p>

52、<p>　　4.2.2 圓弧刃口動刀片的受力分析</p><p>　　圓弧刃口動刀片設計尺寸如圖4.7, 它的安裝尺寸與直刃口動刀片的安裝尺寸相同。為了便于受力分析(假設不考慮物料喂入力的影響)將其簡化為一段圓弧(見圖4.8)。設圓弧上任意一點A 受力為F ,過A作圓弧切線B C,則= ∠OA G, 力F 可分解沿切線方向滑切力P ′和垂直于切線方向正壓力′</p><p>　　

53、圖4.7 弧刃口動刀片結構簡圖</p><p>　　圖4.8 弧刃口動刀片受力簡圖</p><p>　　求解圓弧刃口動刀片在切割玉米秸稈時所受的力和力矩的基本步驟與直刃中的步驟基本相同, 但略有不同之處是: 直刃步驟中的位于喂入口中的刀刃線在此作為圓弧刃的弦來處理, 在此基礎上在喂入口中做出圓弧刀刃線(圖4.9)。S ′為圓弧刃落在喂入口中的圓弧長度; 取圓弧的中點,將其與回轉中心O 相連

54、,并做出過中點的圓弧切線, 可得′、′。</p><p>　　圖4.9 弧刃動刀片的運動軌跡圖</p><p><b>　　4.3 本章小結</b></p><p>　　通過對切碎機的兩種動刀片進行受力分析, 深入探討了動刀片在切碎物料過程中各種參數(shù)的變化規(guī)律, 從而得出圓弧刃口動刀片在綜合切碎性能上較直刃口動刀片優(yōu)越。</p>

55、<p>　　輪刀式青飼切碎機是一種使用較為普遍的機型。動刀片是青飼切碎機的核心工作部件, 在切割飼料的過程中受力情況復雜, 極易磨損和耐磨性差一直是青飼切碎機存在的主要問題。深入全面地分析研究動刀片的受力及磨損規(guī)律對改善青飼切碎機的工作性能、提高其生產效率和增加使用者的經濟效益等都具有十分重要的意義。 </p><p>　　第6章 切碎機整體結構的設計

56、 </p><p><b>　　6.1電機選擇</b></p><p>　　6.1.1 切碎器轉速的確定</p><p>　　切碎機的生產率（）由下式估算：</p><p><b>　?。?.1）</b></p

57、><p>　　式中： a、b——喂入口的高與寬（m）</p><p>　　l——理論切碎長度（m）</p><p>　　z——動刀片數(shù)目，一般z＝2～6把</p><p>　　n——切碎器轉速（），一般n＝300～500</p><p>　　——飼草密度（）對于秸稈，飼草</p><p>　　k

58、——充滿系數(shù)，可＝0.3～0.5</p><p>　　由已知條件Q＝500和前面所設計的參數(shù)代入上式得：</p><p>　　根據(jù)設計要求和考慮實際生產過程，這里取。</p><p>　　6.1.2 切碎器功率消耗</p><p>　　查閱相關參考書，已知小型秸稈切碎機每米工作幅寬的平均功率為11kW，由此可得該秸稈切碎機消耗的功率為:，則切

59、碎器扭矩</p><p>　　6.1.3 電機選擇</p><p>　　此次設計的切碎機為農戶用，電壓為220V，所以在Z系列電機中選擇。此系列小型直流電機有發(fā)動機和電動機兩種，具有轉動慣量小，調速范圍廣，體積小重量輕，可用于靜止整流電源供電等優(yōu)點。電機的工作方式是連續(xù)工作制，在海拔不超過1000m，環(huán)境空氣溫度不超過40℃時，電機能按額定功率正常運轉。此系列中電動機電壓等級為110V,1

60、60V,220V和440V，發(fā)電機電壓等級為115V和230V，其外殼防護等級為IP21,冷卻方式為IC01,IC06或者IC07。</p><p>　　根據(jù)前面計算得出的切碎器轉速和功率消耗，選擇Z型電機中的23－32型電動機：電壓220V，額定功率2.2kW，額定轉速1000。</p><p>　　計算總傳動比及分配各級傳動比</p><p>　　總傳動比:

61、 </p><p>　　展開式二級錐齒輪傳動，高速軸，則：</p><p><b>　　取，則。</b></p><p>　　6.2 V帶傳動的設計計算</p><p>　?。?）V 帶輪的設計要求</p><p>　　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

62、 應力，質量分布均勻，轉速高時要經過動平衡，輪槽工作面要經過精細加工（表 面粗糙度一般應為 3.2）以減帶的磨損，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。</p><p><b>　?。?）材料</b></p><p>　　此處帶輪的材料，采用鑄鐵，材料牌號為 HT200</p><p>　?。?）確定計算功率 P ca &

63、lt;/p><p>　　由參考資料[25]表 8.7 查得工作情況系數(shù) Kα=1.3，設計功率Pd=KAPd ,P=2.2KW 則Pd=2.86KW</p><p><b>　?。?）選取帶型 </b></p><p>　　根據(jù) P ca ，n 由參考資料[25]圖 8.11確定選用 Z系列普通V帶</p><p>

64、;<b>　　（5）</b></p><p>　?。?）確定帶輪基準直徑d并驗算帶速v</p><p>　　由[25]表 8.6 和表 8.8小帶輪基準直徑，外徑 </p><p>　?。?）大帶輪基準直徑</p><p>　　（8）按參考資料[25]式(8.13)驗算帶的速度</p><p>　

65、　帶速 </p><p>　　所以： 帶的速度合適</p><p>　?。?）確定 V 帶的基準長度和傳動中心距</p><p>　　根據(jù)參考資料[25]式(8.20)</p><p>　　初定中心距：由， </p><p><b>

66、　　取</b></p><p>　　基準長度： </p><p>　　根據(jù)參考資料[1]表 8.2 ，Z系列普通V帶基準長度。</p><p>　?。?1）實際中心距： </p><p>　　（12）由參考資料[25]式(8.7),得小帶輪包角</p><p

67、><b>　　（13）查得</b></p><p>　?。?4）計算 V 帶的根數(shù) Z </p><p>　　由參考資料[25]式(8.26)</p><p>　　Z=Pca/Pr=KAP/(P0+?P0)KaKL </p><p>　　KL---

68、---------------長度系數(shù)</p><p>　　P0----------------單根V帶的基本額定功率</p><p>　　?P0----------------計入傳動比的影響時，單根V帶額定功率的增量</p><p><b>　　取：Z=3</b></p><p>　?。?5）由參考文獻[25]式8.

69、6得</p><p><b>　　單根V帶初張緊力</b></p><p>　?。?6）由參考文獻[25]式8.28，得</p><p><b>　　作用在軸上的力 ,</b></p><p>　　6.3 傳動零件設計計算</p><p>　　6.3.1 圓柱直齒輪傳動<

70、;/p><p>　　選精度等級、材料及齒數(shù)</p><p>　　1) 材料及熱處理；</p><p>　　選擇小圓柱直齒輪材料為40，硬度為280HBS，大圓柱直齒輪材料45鋼，硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。</p><p>　　2) 精度等級選用7級精度；</p><p>　　3) 試選小圓柱齒輪齒數(shù)＝

71、22，大圓柱齒輪齒數(shù)＝68的；</p><p><b>　　按齒面接觸強度設計</b></p><p>　　因為低速級的載荷大于高速級的載荷，所以通過低速級的數(shù)據(jù)進行計算,由參考文獻[25]公式10.9a得</p><p><b>　?。?.3）</b></p><p>　　1) 確定公式內的各計算

72、數(shù)值</p><p>　?。?）計算輸入軸傳遞的轉矩</p><p>　　T1=9550000*（P1/n1）=36290N.mm</p><p><b>　　試選Kt＝1.3</b></p><p>　?。?）由參考文獻[25]表10.7選取尺寬系數(shù) ＝1</p><p>　?。?）由參考文

73、獻[25]表10.6查得材料的彈性影響系數(shù)＝189.8Mpa</p><p>　　（4）由參考文獻[25]圖10.21d按齒面硬度查得小圓錐齒輪的接觸疲勞強度極 限σHlim1＝600MPa；大圓錐齒輪的接觸疲勞強度極限σHlim2＝550MPa；</p><p>　?。?）由參考文獻[25]式10.13計算應力循環(huán)次數(shù)</p><p>　　N＝60njLh＝6

74、0×550×（2×8×300×15）＝2.376×</p><p>　　N＝N/3.2＝0.77910</p><p>　?。?）由參考文獻[25]圖10.19查得接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1＝0.95；KHN2＝0.98</p><p>　?。?）計算接觸疲勞許用應力</p><p>

75、　　取失效概率為1％，安全系數(shù)S＝1，由參考文獻[25]式（10.12）得</p><p>　?。?.95×600MPa＝540MPa</p><p>　　＝0.98×550MPa＝522.5MPa</p><p><b>　　所以許用接觸應力</b></p><p><b>　　1) 計算

76、</b></p><p>　?。?）試算小圓柱直齒輪分度圓直徑d1t，由參考文獻[25]式10.9a得</p><p><b>　　(6.4)</b></p><p>　　d1t ==46.87mm</p><p>　?。?）計算圓周速度v</p><p><b>　　（3）

77、計算齒寬b</b></p><p>　　計算齒寬與齒根之比b/h</p><p>　　模數(shù) = d1t /z146.87/22=2.13mm</p><p>　　齒高 h=(2h*+c*) = 4.79 </p><p>　　b/h=46.87/4.79=9.78</p&g

78、t;<p><b>　　計算載荷系數(shù)</b></p><p>　　根據(jù)v＝1.35m/s、7級精度，由參考文獻[25]圖10.8中的精度/線及v查得動載系數(shù)=1.12;</p><p>　　由參考文獻[25]表10.2查得使用系數(shù)＝1;</p><p>　　假設KAFt/b<100N／mm。由參考文獻[25]表10.3查得K

79、Ha=KFa=1;</p><p>　　由參考文獻[25]表10.4查得7級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時</p><p><b>　　代入數(shù)據(jù)后得</b></p><p>　　K=KAKVKFβKFα=1×1.12×1×1.453=1.953</p><p>　?。?）按實際的載荷系數(shù)校

80、正所得的分度圓直徑，由參考文獻[25]式（10.10a）得</p><p><b>　　d1==</b></p><p><b>　　計算模數(shù)m</b></p><p>　　m=d1/z1=53.68/22=2.29mm</p><p>　　c) . 按齒根彎曲強度設計</p><

81、;p>　　由參考文獻[25]公式（10.5）得彎曲強度的設計公式為</p><p><b>　　(6.5)</b></p><p>　　1）.確定公式內的各計算數(shù)值</p><p>　?、庞蓞⒖嘉墨I[25]圖10.20c查得小圓柱直齒輪的彎曲疲勞強度極限、</p><p>　?、朴蓞⒖嘉墨I[25]圖10.18查得彎

82、曲疲勞壽命系數(shù),;</p><p>　?、怯嬎銖澢谠S用應力</p><p>　　取彎曲疲勞安全系數(shù)S＝1.4,由式10.12得</p><p>　?、炔槿↓X形系數(shù)和應力校正系數(shù)</p><p>　　由參考文獻[25]表10.5查得YFa1=2.72，，YSa1=1.57，;</p><p>　?、捎嬎愦笮A柱直齒輪

83、的并加以比較</p><p><b>　?。?.0141</b></p><p><b>　?。?.01644</b></p><p>　　大圓柱直齒輪的數(shù)值比較大</p><p><b>　　⑹設計計算</b></p><p><b>　　m

84、≥1.649</b></p><p>　　由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲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)1.758并就近圓整為標準值m=2.0mm，按接觸強度算得的分度圓直徑，算出小齒輪齒數(shù)，大齒輪齒數(shù)</p><p><b>　　2) 幾何尺寸計算</b></p><p><b>　　

85、分度圓直徑</b></p><p><b>　　計算中心距 </b></p><p><b>　　計算齒輪寬度</b></p><p><b>　　取 </b></p><p><b>　　3) 驗算</b></p>&l

86、t;p><b>　　，合適</b></p><p>　　6.3.2 圓錐齒輪傳動</p><p>　　a) 選精度等級、材料及齒數(shù)</p><p><b>　　材料及熱處理； </b></p><p>　　選擇小圓錐齒輪材料滲碳合金鋼，硬度為60HR，大圓錐齒輪材料為滲碳合金鋼，硬度為55HR

87、，二者材料硬度差為5HR。精度等級選用8級精度；</p><p>　　試選小圓錐齒輪齒數(shù)＝24，大圓錐齒輪齒數(shù)＝2.1=51的；</p><p>　　b) 按齒面接觸強度設計</p><p>　　因為低速級的載荷大于高速級的載荷，所以通過低速級的數(shù)據(jù)進行計算即</p><p>　　d1t≥ (6.6)

88、</p><p>　　1)確定公式內的各計算數(shù)值</p><p>　　(1)試選Kt＝1.3</p><p>　　(2)計算輸入軸傳遞的轉矩</p><p>　　(3)根據(jù)經驗法，選取尺寬系數(shù) ＝0.3</p><p>　　(4) 由參考文獻[25]表10.6查得材料的彈性影響系數(shù)＝189.8Mpa</p&g

89、t;<p>　　(5) 由參考文獻[25]圖10.21d按齒面硬度查得小圓錐齒輪的接觸疲勞強度極限σHlim1＝1300MPa；大圓錐齒輪的接觸疲勞強度極限σHlim2＝1200MPa；</p><p>　　(7) 由參考文獻[25]式10.13計算應力循環(huán)次數(shù)</p><p>　　N1＝60n1jLh＝60×720×（3×8×365&

90、#215;8）＝0.751×</p><p>　　N2＝N1/4＝0.188×</p><p>　　(8) 由參考文獻[25]圖10.19查得接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1＝0.90；KHN2＝0.95</p><p>　　(9)計算接觸疲勞許用應力</p><p>　　取失效概率為1％，安全系數(shù)S＝1，由參考文獻[25]式（1

91、0.12）得</p><p>　?。?.90×1300MPa＝1170MPa</p><p>　?。?.95×1200MPa＝1140MPa</p><p><b>　　所以許用接觸應力</b></p><p><b>　　2)計算</b></p><p>

92、;　　(1)試算小圓錐齒輪分度圓直徑d1t，由參考文獻[25]式10.26得</p><p><b>　　d1t</b></p><p>　　d1t ==46.7 mm</p><p><b>　　(2)計算圓周速度</b></p><p>　　v===1.20m/s</p><

93、p><b>　　(3)計算載荷系數(shù)</b></p><p>　　根據(jù)v＝1.20m/s、7級精度，由參考文獻[25]圖10.8中低一級的精度線及v查得動載系數(shù)=1.12;</p><p>　　(4) 由參考文獻[25]表10.2查得使用系數(shù)＝1.25;</p><p>　　齒間載荷分配系數(shù)==1;</p><p>

94、　　齒向載荷分配系數(shù) = =1.5;</p><p>　　是軸承系數(shù)，由參考文獻[25]表10.9查得＝1.25;</p><p>　　故載荷系數(shù) . . . =</p><p>　　(6)按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由參考文獻[25]式（10.10a）得</p><p>　　d1==mm=55.12mm</p>

95、<p><b>　　(7)計算模數(shù)m</b></p><p>　　m=d1/z1=55.12/24=2.18mm</p><p>　　c) . 按齒根彎曲強度設計</p><p>　　由參考文獻[25]式10.24得彎曲疲勞強度的設計公式為</p><p><b>　　(6.7)</b>&

96、lt;/p><p>　　1)確定公式內的各個計算數(shù)值</p><p>　?、庞蓞⒖嘉墨I[25]圖10.20c查得小圓錐齒輪的彎曲疲勞強度極限、</p><p>　?、朴蓞⒖嘉墨I[25]圖10.18查得彎曲疲勞壽命系數(shù),;</p><p>　?、怯嬎銖澢谠S用應力</p><p>　　取彎曲疲勞安全系數(shù)S＝1.4, 由參考

97、文獻[25]式10.12得</p><p>　　⑷查取齒形系數(shù)和應力校正系數(shù)</p><p>　　由參考文獻[25]表10.5查得，，，;</p><p>　?、捎嬎愦笮A錐齒輪的并加以比較</p><p><b>　?。?lt;/b></p><p><b>　　＝</b><

98、;/p><p>　　大齒輪的數(shù)值比較大 </p><p><b>　　2)設計計算</b></p><p>　　m＝＝1.78 mm</p><p>　　將m圓整為標準值 m=2

99、 </p><p>　　z1=d1/m=24</p><p>　　d1=mz1=48mm</p><p>　　d2=mz2=88

100、mm</p><p>　　d)其它基本參數(shù)的計算</p><p><b>　?。?）節(jié)錐頂距</b></p><p><b>　?。?）節(jié)圓錐角</b></p><p>　　（3）大端齒頂圓直徑</p><p><b>　　小圓錐齒輪</b></p

101、><p><b>　　大圓錐齒輪</b></p><p><b>　?。?）齒寬</b></p><p>　　結構設計：齒形角，齒頂高系數(shù)，頂隙系數(shù)，，，，，全齒高，</p><p>　　6.3.3 鏈輪傳動</p><p><b>　　1傳動鏈的參數(shù)確定</b&

102、gt;</p><p><b>　　1).選擇鏈輪齒數(shù)</b></p><p>　　假定鏈速，由表9.8選取小鏈輪齒數(shù)；從動鏈輪齒數(shù).</p><p><b>　　2).計算功率</b></p><p>　　由參考文獻[25]表9.9查得工作情況系數(shù)</p><p>　　3)

103、.確定鏈條鏈節(jié)數(shù)</p><p>　　初定中心距，則鏈節(jié)數(shù)為</p><p><b>　　=53節(jié)</b></p><p>　　4).確定鏈條的節(jié)距p</p><p>　　由參考文獻[25]圖9.13按小鏈輪轉速估計，鏈工作在功率曲線定點右側時，可能出現(xiàn)滾子、套筒疲勞破壞。由參考文獻[25]表9.10查得小鏈輪齒數(shù)系數(shù)選

104、取單排鏈，由參考文獻[25]表9.11查得多拍鏈系數(shù),故得所需傳遞的功率為 </p><p>　　根據(jù)小鏈輪轉速及功率，由參考文獻[25]圖9.14選鏈號為05B單排鏈，由參考文獻[25]表9.1查得鏈節(jié)距</p><p>　　5).確定鏈長L及中心距a</p><p><b>　　中心距減小量</b></p><p>

105、;<b>　　實際中心距</b></p><p><b>　　取</b></p><p><b>　　6).驗算鏈速</b></p><p><b>　　與原假設相符。</b></p><p>　　7).驗算小鏈輪轂孔</p><p&g

106、t;　　由參考文獻[25]表9.4查得小鏈輪轂孔許用最大直徑，大于安裝處軸徑，故合適。</p><p>　　.作用在軸上的壓軸力 </p><p><b>　　有效圓周力</b></p><p>　　按水平布置取壓軸力系數(shù),故</p><p>　　2鏈輪基本參數(shù)的確定</p><p>　　1)

107、.分度圓直徑 </p><p>　　2).齒頂圓直徑 </p><p>　　3).齒根圓直徑 </p><p>　　4).分度圓弦齒高 </p><p><b>　　5).齒側凸緣直徑</b></p><p>　　6).齒寬 </p>&

108、lt;p>　　7).鏈輪齒總寬 </p><p>　　8).齒側半徑 </p><p>　　9).齒側倒角 </p><p>　　10).齒側凸緣圓角半徑</p><p>　　11).輪轂厚度 </p><p>　　12).輪轂長度 </p&

109、gt;<p>　　13).直徑 ，</p><p>　　6.4 軸的設計計算和軸系零件的選定</p><p>　　6.4.1 輸入軸的設計與計算</p><p>　　1)．求輸入軸上的功率、轉速、和轉矩</p><p>　　.大帶輪作用在軸上的力,小齒輪作用在軸上的力</p><p>　　3)．初步確

110、定輸入軸的最小直徑</p><p>　　選取軸的材料為45鋼，調質處理。根據(jù)表15-3，取=97，由參考文獻[25]式（15.2）得：=97×mm=12mm</p><p>　　4)．輸入軸的結構設計</p><p>　　(1)擬定軸上零件的裝配方案</p><p>　　本軸的結構與裝配方案如下圖5.1。</p>&l

111、t;p>　　(2）因為安裝在中間軸上的小圓柱直齒輪的分度圓直徑為d1=54mm，與軸的直徑相差不大，故我們可以采用齒輪軸，取安裝齒輪處的軸5段的直徑=26mm；已知圓錐齒輪轂的寬度為55mm，為了使套筒端面可靠的壓緊齒輪，此軸應略短于輪轂寬度，故取=54mm；最小軸徑為安裝定位大帶輪的軸承處的軸徑</p><p>　　(3)安裝大帶輪處軸徑，因為大帶輪輪轂寬則，為了更好的定位大帶輪左端起一軸肩取，，，安裝軸

112、承處，，因采用立軸式，所以上端的軸承只受徑向力的作用，故選用深溝球軸承，根據(jù)選用6302型深溝球軸承，</p><p>　　(4）大帶輪的周向定位</p><p>　　大帶輪的周向定位采用平鍵連接。按，由參考文獻[25]表6.1查得平鍵截面b×h=4mm×4mm，由=38mm,鍵槽長則取30mm。</p><p>　　(5)確定軸上圓角和倒角尺寸

113、</p><p>　　由參考文獻[25]表15.2，取軸端倒角為</p><p>　　(6)．繪制輸入軸的結構與裝配圖如圖6.1。</p><p>　　圖6.1 輸入軸的結構與裝配圖</p><p><b>　?。?）求軸上載荷</b></p><p>　　首先根據(jù)軸的結構圖作出軸的計算簡圖。在確

114、定軸承的支點位置時，由參考文獻[25]表13.1查得對于6010型深溝球軸承。因此，作為簡支梁的軸的支承跨距170.5mm。根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖。</p><p>　　從軸的結構圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面C為危險截面。現(xiàn)將計算出的截面A處的、及M的值列于下表（參看圖6.2）</p><p>　　表6.1 軸的彎矩和扭矩計算表</p><p>

115、　　圖6.2 軸的彎矩圖和扭矩圖</p><p>　　按彎扭合成應力校核軸的強度</p><p>　　進行校核時，通常只校核軸上最大彎矩和扭矩的截面（即危險截面A）的強度。根據(jù)由參考文獻[25]式（15.5）及上表中的數(shù)值，并取，軸的計算應力</p><p>　　此前已選定軸的材料為45鋼，調質處理，由由參考文獻[25]表15.1查得。因此，故安全。</p&g

116、t;<p>　　6.4.2 大齒輪軸的設計計算</p><p><b>　　1).根據(jù)選取</b></p><p>　　初步確定軸的最小直徑</p><p>　　2).最小軸徑為安裝軸承處，，選用6304型深溝球軸承，第二段裝套筒，安裝小錐齒輪處軸徑，，，安裝大齒輪處軸徑，</p><p>　　3).小圓錐

117、齒輪的軸向定位選用普通平鍵，b×h=4mm×4mm，由,鍵槽長則取10mm。大圓柱齒輪選用，b×h=10mm×8mm，由，取</p><p>　　4).確定軸上圓角和倒角尺寸</p><p>　　由參考文獻[25]表15.2，取軸端倒角為，取軸肩處的圓角半徑為R2。</p><p>　　6.4.3 大圓錐齒輪軸的設計</

118、p><p><b>　　1).根據(jù)選取</b></p><p>　　初步確定軸的最小直徑</p><p>　　2).安裝大錐齒輪處軸徑，為保證錐齒輪的定位，左端起軸肩，安裝鏈輪處車一段螺紋，，</p><p><b>　　，，安裝軸承處軸徑</b></p><p>　　第六段安裝

119、長套筒，第七段處安裝軸承，選用16002型號。</p><p>　　3).大錐齒輪的軸向定位選用普通平鍵，b×h=4mm×4mm，由，取平鍵</p><p>　　6.4.4 輸出軸的設計</p><p>　　1)．求輸出軸上的功率、轉速、和轉矩</p><p>　　2)． 初步確定中間軸的最小直徑</p>&

120、lt;p>　　(1) 選取軸的材料為45鋼，調質處理。由參考文獻[25]表15.3，取=97，再由參考文獻[25]式（15.3）得：</p><p>　　=97×mm=10.9mm</p><p>　　據(jù)[25]562頁（應當指出，當軸截面上開有鍵槽時，應增大軸徑以考慮鍵槽對軸的強度的削弱。對于直徑d≤100mm的軸，有兩個鍵槽時，應增大10%~15%）此輸出軸上開有一個鍵

121、槽; </p><p>　　考慮到安裝軸承，取12mm。</p><p>　　(2) 安裝鏈輪處的軸徑最小，，由于鏈輪輪寬很窄，故右半段車一段螺紋，以用螺母定位鏈輪，鏈輪左端起一軸肩，，安裝喂入輥處軸徑，左端起軸肩以定位輥子，，，最后一段安裝軸承，</p><p>　　(3) 初步選擇滾動軸承。因采用立軸式，所以上端的軸承只受徑向力的作用，故選用深溝球軸承。參照工作

122、要求并根據(jù)，由軸承產品目錄中初步選取0基本游隙組、標準精度的深溝球軸承61909，其基本尺寸為=45×68×12;安裝尺寸da (min): 47.4、Da (max): 56;故=47.4mm；下端的軸承采用推力球軸承51109, 其尺寸為=45×65×14,安裝尺寸為da(min): 57 ; |Da(max): 53;</p><p>　　(4) 喂入輥的周向定位