秸稈粉碎機畢業(yè)設計

1、<p>　　畢 業(yè) 設 計</p><p>　題目秸稈粉碎機的設計 </p><p>　系別機電工程系 </p><p>　專業(yè)機電一體化 　　　　　　　　</p><p><b>　　設計任務書&l

2、t;/b></p><p><b>　　設計題目</b></p><p><b>　　秸稈粉碎機的設計</b></p><p><b>　　設計要求</b></p><p>　　1.進行設計前應熟悉其它粉碎機的結構和工作原理，便于對本粉碎機的設計。</p>

3、<p>　　2. 在設計時應對粉碎機的預期結果、適用范圍及粉碎過后的顆粒作一個明確的規(guī)定，以便于設計有一個明確的方向。</p><p>　　3.應集中精力進行設計，出現(xiàn)問題時，應向指導老師請教。</p><p>　　4.畢業(yè)設計時要勤思考，勤問，勤做，勤總結，不斷積累經(jīng)驗技巧，提高設計能力。</p><p><b>　　設計進度要求</b&

4、gt;</p><p>　　第一周：布置畢業(yè)設計任務；</p><p>　　第二周：開始查資料，打稿；</p><p>　　第三周：畫圖及修改底稿；</p><p>　　第四周：完成電子稿；</p><p>　　第五周：檢查電子稿及排版；</p><p>　　第六周：修改電子稿及非標準零件；&l

5、t;/p><p>　　第七周：完成畢業(yè)設計；</p><p><b>　　第八周：畢業(yè)答辯。</b></p><p>　　指導教師（簽名）： </p><p><b>　　摘 要</b></p><p>　　目前，農作物秸稈及牧草類等粗纖維物料粉碎加工

6、多采用普通粉碎機，效率低，能耗高，不能達到粉碎要求，市場上也沒有專業(yè)的加工機械產(chǎn)品面世，因此研制秸稈和牧草等物料加工機械存在著客觀的必要性。為此，主要介紹了秸稈類粉碎機的設計思想、設計方案、主要零部件的設計要點、性能參數(shù)的確定以及本機的工作原理。</p><p>　　本機的機架、上蓋都采用了鑄件，降低了整機的重心；發(fā)動機和主軸之間通過皮帶傳動，緩和了載荷沖擊；主軸通過兩個圓錐滾子軸承與機架連接；刀盤和主軸之間采用

7、平鍵聯(lián)接；飛刀用墊塊和螺栓固定。</p><p>　　關鍵詞:粉碎機，削片機，粗纖維,莖稈</p><p><b>　　目 錄</b></p><p>　　設計任務書．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．I</p><p>　　摘　　要．．．

8、．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．II</p><p>　　目 錄．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．III</p><p>　　1 緒論．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．

9、．．．．．．．．．．．．．．．．．1</p><p>　　1.1 課題研究背景目的及其意義．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．1</p><p>　　1.2 粉碎機的分類特點及其工作原理．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．2</p><p>　　1.3 選題的設計思想設計方法及改進．．．．．．．

10、．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．4</p><p>　　1.4 預期結果．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．4</p><p>　　2 秸稈粉碎機的總體設計．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．6</p><p>　　2

11、.1 粉碎機設計任務．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．6</p><p>　　2.2 普通粉碎機的結構．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．6</p><p>　　2.3 粉碎機的削片原理．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．

12、．．7</p><p>　　3 主要技術參數(shù)的確定和計算．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．10</p><p>　　3.1 生產(chǎn)能力的確定．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．10</p><p>　　3.2 飛刀數(shù)量的確定．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．

13、．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．10</p><p>　　3.3 切削力的計算．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．11</p><p>　　3.3.1 主切削力的理論分析與計算．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．11</p><p>　　3.3.2 主切

14、削力的經(jīng)驗公式．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．13</p><p>　　3.4 切削功率的計算．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．18</p><p>　　3.4.1 切削功率的計算．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．18</p&g

15、t;<p>　　3.4.2 空載功率的計算．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．19</p><p>　　3.5 飛刀伸出量的確定．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．19</p><p>　　4 主要部件的設計計算．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．

16、．．．．．．．．．．．．．．．．20</p><p>　　4.1 刀盤結構設計及尺寸的確定．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．20</p><p>　　4.2 主軸的結構設計．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．21</p><p>　　4.2.1 軸的最小直徑計算．．．．

17、．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．21</p><p>　　4.2.2 軸的結構設計．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．22</p><p>　　4.3 滾動軸承的選擇．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．23</p><

18、p>　　4.4 帶傳動的計算．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．23</p><p>　　4.5 鍵連接的設計．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．26</p><p>　　4.5.1 帶輪與輸入軸間鍵的選擇及校核．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．

19、．．．．26</p><p>　　4.5.2 輸出軸與齒輪間鍵的選擇及校核．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．26</p><p>　　4.6 進料槽的設計．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．27</p><p>　　4.7 飛刀的設計．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．

20、．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．27</p><p>　　5 主要部件的校核和驗算．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．28</p><p>　　5.1 主軸強度的校核．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．28</p><p>　　5.1

21、.1 求軸上的載荷．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．28</p><p>　　5.1.2 按彎扭合成應力校核軸的強度．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．29</p><p>　　5.1.3 精確校核軸的疲勞強度．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．29</p>

22、<p>　　5.2 滾動軸承的校核．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．32</p><p>　　結論．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．34</p><p>　　致謝．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．

23、．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．35</p><p>　　參考文獻．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．36</p><p><b>　　1 緒論</b></p><p>　　1.1 課題研究背景，目的及其意義</p>

24、<p>　　我國每年有數(shù)百億斤飼料糧食和數(shù)千億斤農作物秸稈被粉碎加工成飼料。飼料工業(yè)已經(jīng)發(fā)展成為國民經(jīng)濟中不可缺少的重要基礎產(chǎn)業(yè)。飼料加工的核心設備是飼料粉碎機，常用粉碎機的類型主要有錘片式粉碎機、齒爪式粉碎機及勁錘式粉碎機，其中錘片式粉碎機是目前使用最多的機型。</p><p>　　國內外對粉碎機展開的研究，主要集中在粉碎理論、物料環(huán)流層、粉碎機設計理論和粉碎機性能影響因素幾個方面。</p>

25、;<p>　　1.在粉碎理論方面：</p><p>　　傳統(tǒng)上學者一直認為物料進入粉碎室后受到錘片的正面沖擊，受沖擊的物料撞向齒板或篩片，然后反彈到錘片上，多次重復此過程。同時物料被旋轉的錘片和固定的篩片摩擦粉碎。前西德的Friedrich教授利用高速攝影首次證實了物料進入粉碎室后受到的是偏心沖擊而不是傳統(tǒng)上認為的正面沖擊。</p><p>　　中國農機院通過實驗得出了粉碎機

26、比功率及粉碎物料的幾何平均值之間的關系；此外還得出粉碎機度電產(chǎn)量與篩孔直徑的關系。</p><p><b>　　2. 物料環(huán)流層：</b></p><p>　　為了破壞環(huán)流層，近年來出現(xiàn)了水滴形粉碎機。水滴型粉碎機是將普通錘片粉碎機的粉碎室從圓形變?yōu)榱怂涡?，這樣既增大了粉碎室篩板的有效篩理面積，又能破壞物料在粉碎室形成環(huán)流，有利于粉碎后物料排出粉碎室，粉碎效率有所提

27、高。另外水滴型粉碎機有主粉碎室和再粉碎室，物料在粉碎室內可形成二次打擊，同一臺粉碎機就能實現(xiàn)粗、細、微細3種粉碎形式。但這種粉碎機體積較大、制造復雜、成本較高，適合于綜合性飼料廠使用。</p><p>　　粉碎室有圓形和水滴形之分，粉碎室為圓形時，容易形成環(huán)流層，不利于出料，而粉碎室為水滴形時較易破壞環(huán)流層。內蒙古農業(yè)大學的劉文廣、劉偉峰研究使用異型篩（非圓形）破壞環(huán)流層、提高效率，原理與使用水滴形或橢圓形粉碎室

28、一樣，但仍存在篩片磨損的問題。</p><p><b>　　3.粉碎機設計理論</b></p><p>　　孫紅彬等研究了立式粉碎機的工作原理及結構，對立式粉碎機的結構設計做了闡述，包括喂料裝置、下料叉管等。張乾能、宗力利用UG NX的三維建模功能，建立粉碎機的三維模型。同時，用UGNX的模型分析和運動仿真模塊，對粉碎機進行分析，提高了設計的可靠性，并對錘片進行了有限

29、元分析，找出了錘片的危險截面。黃石市飼料公司的徐新武對飼料粉碎機的吸風系統(tǒng)進行設計與研究，通過生產(chǎn)實踐證明產(chǎn)量比原來提高73%，粉碎機無灰塵外溢現(xiàn)象，排料口吸風罩運轉正常，粉碎機溫度低，電機負荷小。</p><p>　　4.粉碎機性能影響因素</p><p>　　天津理工學院的董堅挺等建立了錘片式粉碎機轉子組振動的力學模型及數(shù)學模型,分析了其固有頻率及在額定轉速下的振幅與其它參數(shù)的關系,為

30、錘片式粉碎機在設計、制造、安裝3個環(huán)節(jié)減少設備振動提供理論依據(jù)。</p><p>　　因此，秸稈粉碎削片機，對提高秸稈等燃燒農作物處理效率、擴大秸稈的用途、提高秸稈等農作物廢料的利用率、節(jié)約資源、美化環(huán)境具有重要意義。</p><p>　　1.2 粉碎機的分類特點及其工作原理</p><p>　　當前，對物料進行粉碎主要有打擊、揉搓、和鋸切等方式，為此應針對不同的物

31、料則采用不同的粉碎方式，以提高粉碎效率及質量。</p><p><b>　　1. 錘片式粉碎機</b></p><p>　　秸稈類粗纖維青飼料一般徑向尺寸比較大，在被粗切成小段后，如用錘片式粉碎機進行粉碎，由于尺寸較大，物料與錘片的接觸面積較大，同時錘片棱角與物料的接觸幾率小，加之現(xiàn)今的市場上的錘片式粉碎機多為有篩粉碎機，含有水分較多的青秸稈物料極易造成篩孔阻塞，導致

32、粉碎效果很差，因此不宜采用錘片式粉碎機。</p><p><b>　　2. 切碎機</b></p><p>　　切碎機的加工對象為瓜果等含纖維質較少的物料，對瓜果粉碎能取得較好的效果，但是對秸稈類粗纖維物料進行加工則粉碎效果很差，遠遠不能達到粉碎要求。加工過程中只是將粗纖維飼料進行一次性切碎，不能達到飼喂要求或者化學處理等后續(xù)加工的要求。粗纖維飼料粉碎機的研究還處于初

33、級研究階段，雖然在美國曾研制出一款秸稈粉碎桶，但還不夠完善，只是對其進行了相關報道，技術資料也不可獲得，加工對象也是干物料。</p><p><b>　　3. 揉搓滾壓</b></p><p>　　揉搓滾壓方式多用于顆粒物料及干粗纖維物料的加工。由于粗纖維飼料含水量比一般干物料(含水量≤20％)高很多，很多微量元素也溶于水中，采用揉搓滾壓加工方式會丟失很多水分，大量微

34、量元素也將隨之丟失，且容易加工成泥狀，不能滿足喂飼要求。</p><p>　　為了實現(xiàn)對粗纖維飼料的粉碎，同時不喪失飼料的營養(yǎng)性，多次鋸切是較好的加工方式，既能滿足粉碎粒度要求，又極大地減少了營養(yǎng)成分的丟失。</p><p>　　根據(jù)秸稈類物料的尺寸特點及現(xiàn)代粉碎理論，確定本機械主體為臥式結構，整體由進料口、切割器、粉碎室、排料口、機身及動力傳動部分等機構組成。</p>&l

35、t;p>　　盤式結構簡圖如下圖：</p><p>　　1.軸承座 2.主軸 3.刀盤 4.壓刀塊 5.飛刀 6.側刀 7.底刀</p><p>　　圖 1.1 盤式粉碎機結構簡圖</p><p>　　要把秸稈等廢料加工成碎片, 首先需要人工將廢料放進料斗, 廢料在人力或進料機構的壓力作用下進入削片機, 當農作廢料的端面碰到飛刀刀盤端面時, 進給停止, 飛刀轉

36、到切削位置開始切削, 由于飛刀有一定角度, 當切入廢料一定深度時, 廢料受到飛刀切削面的分力、刀盤和料斗( 或底刀)的阻礙作用, 局部沿木材纖維方向崩裂成碎片, 從前刀面飛出。切削過程中, 廢料在壓力和飛刀切削分力的作用下，向刀盤方向進給, 使切削加工得以連續(xù)進行, 完成整根廢料的切碎。</p><p>　　盤式粉碎機由于飛刀運動時的切削平面固定不變，飛刀和底刀可以很好的形成剪切作用，適宜加工原木、劈木、木芯、較

37、厚的板皮和成捆的枝椏材，因其進料槽為方形或圓形，可充分發(fā)揮其生產(chǎn)能力，主要用于生產(chǎn)規(guī)模較大的人造板企業(yè)和造紙企業(yè)。盤式粉碎機大多數(shù)采用自由進料，水平進料的適宜加工較長的原料，而加工較短的原料通常采用傾斜進料?？傊?，粉碎機的結構形式主要取決于原料的特征和對削片質量及生產(chǎn)率的要求。</p><p>　　對于中小型粉碎機而言，由于其削制的原料大多數(shù)是枝椏、板皮，秸稈等剩余物，材徑較小，采用平面盤式機削片時，對平面盤式的

38、削片長度的均勻性影響不大，而其制造成本低廉，易于推廣。因此，中小型粉碎機采用平面刀盤結構是一個發(fā)展方向。</p><p>　　水平進料可防止原料撞擊刀盤軸，操作方便，安全可靠；而傾斜進料便于投料，可保證合理的切削參數(shù)。</p><p>　　1.3 選題的設計思想，設計方法及改進</p><p>　　本課題要求設計的秸稈粉碎機主要用于粉碎小徑級的廢料和樹葉等農作物廢料

39、,粉碎出的碎料也是用于制造肥料等,對削片質量要求不高. 故對機器的主要要求是體積小,結構簡單,移動方便和便于操作.針對這些要求,設計飛刀為對稱分布的長刀,以滿足最大切削直徑和力矩平衡的要求。設想秸稈粉碎機切削出的木片長度為10-20mm，根據(jù)設計要求，進料口和出料口有了改進，刀盤保持一定的厚度加大其轉動慣量，以防止切削過程中刀盤轉速波動太大。刀盤上安裝兩片風葉，刀盤轉動過程中產(chǎn)生風力將切削出的木屑吹出。由發(fā)動機的功率要求確定枝椏粉碎機的

40、生產(chǎn)能力，計算出合適的飛刀數(shù)量和切削功率以及切削力。飛刀的伸出量能夠調整，保證切削質量。選用圓錐滾子軸承和主軸配合，利用皮帶傳動進行動力傳遞。</p><p>　　由于進料方式為水平進料，故設計進料槽為方形進料口，長度較長，保證長秸稈也能順利進料。進料槽的結構型式也比較簡單，以使其安裝方便，并便于加工。</p><p>　　普通秸稈粉碎機的工作噪聲高達110dB左右。為了減低噪聲降低噪聲，

41、本設計采用以下方式：加厚機罩體的厚度，以提高隔聲效果；縮短主軸二軸承的間距，提高主軸剛度，減小振動。</p><p><b>　　1.4 預期結果</b></p><p>　　本秸稈粉碎機機，結構緊湊合理，零件加工方便，操作簡便，生產(chǎn)能力大，碎片合格率高，廢料質量還可以適當調節(jié)，單位廢料產(chǎn)量能耗低，用一般的牽引機車即可拖動和運輸，適用于農村農業(yè)廢料的處理等，是國內將農

42、作物廢料轉化為有機肥，紙業(yè)原材料，處理小型枝椏材的理想設備。</p><p>　　2 秸稈粉碎機的總體設計</p><p>　　2.1 秸稈粉碎機設計任務</p><p>　　根據(jù)秸稈粉碎機的用途及其使用要求，并結合任務書所給初始參數(shù)，設計本機設計任務如下：</p><p><b>　　切削機構形狀：盤式</b><

43、/p><p><b>　　進料方式：水平進料</b></p><p><b>　　出料方式：上出料</b></p><p>　　最大切削直徑：150mm</p><p>　　刀盤半徑：560 mm</p><p>　　刀盤轉速：1800 r/min</p><

44、p>　　發(fā)動機功率：20kw</p><p><b>　　刀盤形式：平面刀盤</b></p><p><b>　　飛刀數(shù)：2把</b></p><p>　　飛刀的調整使用齒形調整結構</p><p>　　2.2 普通盤式秸稈粉碎機的結構</p><p>　　由參考文獻可

45、知，普通盤式秸稈粉碎機由刀盤、進料槽、傳動裝置和機殼等部分組成。</p><p>　　刀盤套裝在主軸上，主軸由兩個裝在軸承座中的軸承支承，由發(fā)動機通過皮帶傳動驅動。刀盤除作為切削機構切削木料外，還起飛輪作用，使飛刀在間斷切削時，速度波動不大，因此要求刀盤有較大質量。大型盤式削片機除刀盤起飛輪作用外，在主軸上還專門裝有1個飛輪，并兼作制動輪。飛刀的材料一般采用鉻鎳合金工具鋼或優(yōu)質碳素工具鋼。飛刀更換或刃磨后，應保持

46、伸出量不變。飛刀有利用刀片后部的齒定位的，屬有級調節(jié)，也有利用刀片后部的硬木墊塊或澆鑄的鉛條定位的，屬無級調節(jié)，精度較高。</p><p>　　大多數(shù)盤式秸稈粉碎機不設強制進料機構，僅有進料槽（又稱喂料槽）。進料槽相對刀盤平面的安裝角度影響自由進料時削出的木片長度。如圖2.1所示，A′B′C′D′為平盤平面，BD′為進料槽的中心線，CD′平行于刀盤軸線，其值等于刀盤伸出量，則木片的長度l為：</p>

47、<p><b>　　(2.1)</b></p><p><b>　　即　 </b></p><p><b>　　(2.2)</b></p><p>　　式中： h——飛刀伸出量；</p><p>　　a1——傾斜角，即進料槽的中心線與水平面間的夾角；</

48、p><p>　　a2——偏角，即進料槽的中心線在水平面上的投影與刀盤軸線的夾角。</p><p>　　盤式秸稈粉碎機的排料分為上排料和下排料兩種形式。上排料是在刀盤的外緣安裝６個～８個葉片，它在刀盤轉動時產(chǎn)生氣流，把削出的木片沿刀盤的切口方向從上排料口排出。當葉片的速度為27 m/s～28 m/s時，木片的拋出高度可達4 m～5 m。當?shù)侗P的轉速較高或直徑較大而使得刀盤線速度較大時，為防止過度

49、打碎木片，減小動力消耗，在刀盤上不裝葉片，削出的木片由下部開口的機殼直接落到皮帶運輸機上輸出，這稱為下排料。</p><p>　　圖2.1 木片長度與進料槽安裝角的關系</p><p>　　2.3 盤式秸稈粉碎機的削片原理</p><p>　　通過觀察和研究證明，秸稈的已被切削面緊貼在飛刀的后面，并沿著飛刀后面滑動，直到與刀盤平面相遇。當秸稈的上端與刀盤表面接觸后，

50、被切平面則由斜面變成平行于刀盤表面的直面，最后被切表面形成了一個折面。因此，原料的被切平面始終平行于刀盤平面。</p><p>　　在削片時，秸稈沿著進料槽的移動，主要是由于飛刀對秸稈的作用力在進給方向的分力（牽引力）的作用而致。理論上可以證明：在傾斜進料時，靠秸稈自重產(chǎn)生的下滑是不能產(chǎn)生足夠位移的。因此大多數(shù)盤式秸稈粉碎機不采用強制進給機構，并且適宜加工厚度和徑級較大的木料。如圖2.2所示，木料被飛刀牽引向前進

51、給的速度u為：</p><p>　　圖2.2 盤式削片機的運動分析</p><p><b>　　(2.3)</b></p><p>　　式中： ——飛刀的切削速度；</p><p>　　——飛刀的安裝后角；</p><p><b>　　——遇角。</b></p&g

52、t;<p>　　從上述分析可見:盤式削片機的飛刀在運轉過程中形成的切削平面是固定不變的，在每一切削層的切削過程中，基本上始終通過底刀刃口，飛刀和底刀可以很好地形成剪切機構，這也使得盤式削片機比鼓式削片機的削片質量好。</p><p>　　廢料在飛刀和底刀的剪切作用下，被切下的切屑經(jīng)過刀盤的窄縫時，由于受到飛刀前面擠壓力的作用，被分裂成一定厚度的木片。研究與試驗表明，碎片的厚度為：</p>

53、<p><b>　?。?.4)</b></p><p>　　式中： ——秸稈長度；</p><p>　　——沿纖維方向木材的抗剪強度；</p><p>　　——沿纖維方向廢料的抗壓強度；</p><p>　　——其他因素的影響系數(shù)。</p><p>　　3 主要技術參數(shù)

54、的確定和計算</p><p>　　3.1 生產(chǎn)能力的確定</p><p>　　由文獻知，目前盤式削片機的主電機功率(kW)一般按下列經(jīng)驗公式推 </p><p>　　式中：——不均勻系數(shù)，??；</p><p>　　——加工1實積m3農業(yè)作料所需的能量，kWh/實積m3；</p><

55、p>　　Q——削片機的生產(chǎn)率，m3/h。</p><p>　　根據(jù)實驗測得。由發(fā)動機功率為20KW，取K=1.1，E=6，N=20KW則 </p><p>　　3.2 飛刀數(shù)量的確定</p><p>　　由文獻知，非強制進料的盤式秸稈粉碎機的生產(chǎn)能力(實積m³/h)為；</p>

56、<p>　　式中： ——設備時間利用系數(shù)，??；</p><p>　　——工作時間利用系數(shù)，?。?lt;/p><p>　　——原料形態(tài)影響系數(shù)，成捆秸稈材取，其他原料取1；</p><p>　　——刀盤轉速，r/min；</p><p><b>　　——飛刀數(shù)量；</b></p><p>　

57、　——木片平均長度，mm；</p><p>　　——原料的斷面積，mm²；</p><p>　　取=0.4，=0.7，=0.7，l=10mm，F(xiàn)=，d=150mm</p><p>　　則 ，圓整為Z=2</p><p>　　故由生產(chǎn)率可選飛刀的數(shù)量為2把。</p><p>　　選擇電動機型號為科勒C

58、ommand PRO CV740 27HP 汽油機，額定功率20.1kw，額定轉速3600r/min。</p><p>　　3.3 切削力的計算</p><p>　　3.3.1 主切削力的理論分析與計算</p><p>　　盤式削片機是由徑向安裝在刀盤上的飛刀和裝在殼體上的底刀組成的切削機構。為簡化問題，設刀刃為直線，切削速度

59、垂直于刀刃方向，秸稈纖維方向亦垂直于刀刃方向。飛刀前刀面對秸稈的作用力合力為Fr，飛刀后刀面對秸稈的作用力由正壓力和摩擦阻力兩個力合成;此外還有底刀對秸稈的作用力,,秸稈受力見下圖3.1:</p><p>　　圖3.1 木材所受刀片作用力</p><p>　　將各力投影到X軸和Y軸上,有</p><p><b>　　則有 </b></p&

60、gt;<p><b>　　則有</b></p><p><b>　　（3.1）</b></p><p><b>　　聯(lián)立以上方程解得:</b></p><p>　?。?.2） </p><p>　　的計算式可參考文獻,其中：</p><

61、;p><b>　　（3.3）</b></p><p><b>　?。?.4）</b></p><p>　　式中: l——秸稈纖維長度,m；</p><p>　　B——切削寬度,m；</p><p>　　——秸稈順紋理剪切強度,N/mm2；</p><p>　　——附加

62、阻力系數(shù),由試驗測定；</p><p><b>　　——飛刀后角；</b></p><p><b>　　——飛刀楔角；</b></p><p><b>　　——進料槽斜角；</b></p><p>　　——后刀面與秸稈摩擦角；</p><p>　　——前

63、刀面與秸稈摩擦角；</p><p>　　，——前刀面與秸稈摩擦系數(shù),一般在0.5~0.75之間,常取0.6。</p><p><b>　　將代入公式得：</b></p><p><b>　?。?.5）</b></p><p>　　利用此公式,可以對主切削力進行理論計算,將各已知參數(shù)以及不同徑級秸稈代

64、入公式,其中飛刀伸出量h=10mm,切削秸稈長度l=10mm,飛刀楔角=30度,水平進料時 =90度, =5度, =75N/cm2, =0.6, ==,最后得出=2347N,由切削最大直徑為150mm, ,取切削寬度b=100mm.a=1mm,得出理論單位切削阻力=23.47N/mm2.</p><p>　　3.3.2 主切削力的經(jīng)驗公式</p><p>　　由切削力可按下式計算：<

65、/p><p><b>　?。?.6）</b></p><p>　　式中：b——切削寬度，mm；</p><p>　　a——切削厚度，mm。</p><p>　　切削力與切削面積的關系，可以用單位切削寬度上作用的切削力與切削厚度a的關系來代替，即：</p><p><b>　　（3.7）<

66、;/b></p><p>　　可以把單位切削力P當作一個系數(shù)，用以反映切削力與切削厚度之間的函數(shù)關系。若表示與a之間變化規(guī)律的曲線為通過坐標原點的斜直線，單位切削力便是該斜線的斜率。實際上，從實驗結果中可知，隨a而變化的直線具有縱截距，而且在不同的切削厚度范圍內，直線的斜率不同，即單位切削力不同。所以需要根據(jù)不同的切削厚度范圍，分別建立不同的單位切削力的計算公式。</p><p>　

67、　近半個世紀以來，對秸稈切削過程的試驗研究表明，在切屑厚度時，單位切削寬度上作用的切削力與切屑厚度之間的關系可用AB直線表示，如下圖[9]。</p><p>　　圖3.2 單位切削寬度上作用的切削力與切屑厚度之間的關系曲線</p><p><b>　　直線AB的方程為：</b></p><p><b>　?。?.8）</b>

68、;</p><p>　　式中： ——AB直線的縱截距。</p><p>　　——時，直線AB的斜率，。</p><p>　　實際上，當切屑厚度變小，在時，與a之間的函數(shù)關系改用曲線BD表示，若以直線BD近似地代替曲線BD，則直線BD的方程為：</p><p><b>　?。?.9）</b></p><

69、p>　　式中： ——BD直線的縱截距；</p><p>　　——時，BD直線的斜率：。</p><p>　　下面在兩種切屑厚度范圍內，根據(jù)前，后刀面作用力的不同，分別建立作用在前，后刀面上的單位切削力計算公式：</p><p><b>　　當時：</b></p><p><b>　?。?.10）</

70、b></p><p>　　式中：——作用在后刀面上的單位切屑寬度上的切削力。從真實切刀切削秸稈的過程中可以觀察到，雖然a=0，但后刀面仍然對切削平面以下的秸稈起作用，這時；</p><p>　　——作用在前刀面上的單位切屑寬度上的切削力，。</p><p><b>　　當時：</b></p><p><b&g

71、t;　　（3.11）</b></p><p>　　式中：——作用在后刀面上的單位切屑寬度上的切削力。該力不因切屑厚度變化而異；</p><p>　　——作用在前刀面上的單位切屑寬度上的切削力，。</p><p>　　相應單位切削力p隨切屑厚度a的變化而變化的關系式為：</p><p><b>　　（1）當時：</b

72、></p><p><b>　?。?.12）</b></p><p>　　式中：——作用在后刀面上的單位切削力；</p><p>　　——作用在前刀面上的單位切削力。</p><p><b>　?。?）當時：</b></p><p><b>　?。?.13）&

73、lt;/b></p><p>　　式中：——作用在后刀面上的單位切削力；</p><p>　　——作用在前刀面上的單位切削力。</p><p>　　2.確定刀具變鈍與單位切削力的關系</p><p>　　在真實切刀切削秸稈的過程中，既然刀刃圓半徑的大小只是影響后刀面的變形功，那么變鈍刀具對單位切削力的影響也應該局限在對后刀面單位切削力的

74、影響上。</p><p>　　刀具變鈍的影響用變鈍系數(shù)修正。根據(jù)試驗=1~1.7。值與刀刃圓半徑的增量成正比。</p><p>　　銳利刀具取=1。刀刃即使剛剛磨銳，但初始圓半徑仍有5~10，因而后刀面上還是存在作用力。</p><p>　　變鈍刀具取大于1，相應。將上述關系代入單位切削力計算式，得：</p><p><b>　?。?/p>

75、1）當時：</b></p><p><b>　?。?.14）</b></p><p><b>　　（2）當時：</b></p><p><b>　?。?.15）</b></p><p>　　3.確定切削角，切削速度，切削方向相對于纖維方向和材種等因素與單位切削力的關

76、系</p><p>　　單位切削力公式中的兩個變量，在綜合了對松木，樺木等材種的不同切削方向的試驗數(shù)據(jù)后，可按下法決定。主要切削方向的單位切削力為：</p><p><b>　?。?.16）</b></p><p>　　式中：——可以根據(jù)某一主要切削方向按材種查下表1；</p><p>　　——。（系數(shù)根據(jù)某一主要切削方

77、向分別查表1和2決定。在該式中同時反映和V對p的影響。在鋸切速度小于70m/s，刨削，銑削速度小于40m/s時，以90-V代替V。鋸切時，在V大于，等于或者接近于70m/s情況下以V代入。）</p><p>　　表3.1 系數(shù) f’, A的值</p><p>　　表3.2 系數(shù) B,C的值</p><p>　　4.最后確定上述所有因素與單位切削力的關系</

78、p><p><b>　?。?）當時：</b></p><p>　　主要切削方向） （3.17）</p><p><b>　?。?）當時：</b></p><p>　　主要切削方向） （3.18）</p><p>　　由材種取松a=1mm,r=280mm

79、,Cp取1.7,得出.</p><p>　　可取切削阻力=2347N.相應的單位切削阻力</p><p>　　3.4 切削功率的計算</p><p>　　3.4.1 切削功率的計算</p><p>　　由文獻[8]可知計算公式</p><p>　　kW （3.19）</p>

80、<p>　　如圖3.1所示：圖中表示削片時飛刀對木材的總切削力。刀盤對木材的支承力降低了后刀面對木材的支承力，互相影響，所以也包括在總作用力中。總作用力分解為切向分力及法向分力。在切削過程中，隨木片的變化而變化，其短時平均值為。與寬度成正比，有：</p><p><b>　　（3.20） </b></p><p>　　式中： ——切削寬度，m；</p

81、><p>　　——單位寬度平均切向阻力，N/m。</p><p>　　一把飛刀一次切削功耗為： </p><p><b>　　(3.21)</b></p><p>　　如果進料槽在通過主軸線的兩個相互垂直平面內的投影傾斜角分別為和，則由下式確定：</p><p><b>　　(3

82、.22)</b></p><p><b>　　切削功率為</b></p><p><b>　　(3.23)</b></p><p>　　式中： ——刀盤轉速，r/min；</p><p><b>　　——飛刀數(shù)。</b></p><p>　　

83、對于原木有： </p><p><b>　　(3.24)</b></p><p>　　式中： ——原料直徑，m 。</p><p>　　考慮農作物徑級不同大小不一時，可經(jīng)計算取其平均直徑 (m)</p><p>　　考慮秸稈之間的空隙時間應增加一個切削連續(xù)性系數(shù)，則切削功率為：</p>&l

84、t;p><b>　?。?.25）</b></p><p>　　值由下式確定： (3.26)</p><p>　　由于本機采用水平進料，且入料口軸線與刀盤端面垂直，故，取c=0.9，,單位切削阻力,故根據(jù)式3.24,有：</p><p><b>　　=14.13kw<

85、/b></p><p>　　3.4.2 空載功率的計算</p><p><b>　　由文獻知</b></p><p><b>　　(3.27)</b></p><p><b>　　(3.28)</b></p><p><b>　　當、時，

86、kw</b></p><p><b>　　=17.13kw</b></p><p>　　綜上所述，發(fā)動機的功率符合要求。</p><p>　　3.5 飛刀伸出量的確定</p><p>　　由2.2盤式秸稈粉碎機的結構分析知</p><p><b>　　(3.29)</b

87、></p><p>　　設切削秸稈長度mm ，水平進料方式時，，，則飛刀伸出量mm</p><p>　　4 主要部件的設計計算</p><p>　　4.1 刀盤結構設計及尺寸的確定</p><p>　　圖4.1 刀盤的結構設計</p><p>　　如圖4.1所示，將刀盤看作實心圓盤，計算刀盤應有的轉動慣量：<

88、;/p><p>　　式中： ——刀盤運轉時的盈虧功，取J；</p><p>　　——刀盤的角速度，；</p><p>　　——速度不均勻系數(shù)，。</p><p>　　則 =0.41kgm-2</p><p>　　根據(jù)國家推薦刀盤直徑選取范圍，取刀盤直徑為560mm 。</

89、p><p>　　由 (4.2)</p><p>　　得： kg</p><p>　　即刀盤重量為102.5kg。</p><p>　　由 (4.3) </p><p>　　式中：——飛輪材料

90、的比重</p><p><b>　　——飛輪的寬度</b></p><p>　　得： m</p><p><b>　　取 mm</b></p><p>　　為防止輪緣破裂，驗證輪緣的圓周速度</p><p><b>　　m/s&l

91、t;/b></p><p>　　鋼制飛輪的最大圓周速度：60m/s ，故刀盤強度滿足要求。</p><p>　　4.2 主軸的結構設計</p><p>　　4.2.1 軸的最小直徑計算</p><p>　　根據(jù)實心圓軸公式 [12]，其切應力 MPa </p><p><b>　　圖4.2 主軸結

92、構</b></p><p>　　寫成設計公式，軸的最小直徑</p><p>　　mm （4.4）</p><p>　　上兩式中： ——軸的抗扭截面系數(shù)，mm³；</p><p>　　——軸傳遞的功率，kW；</p><p>　　——軸的轉速，r/min；</

93、p><p>　　——許用切應力，MPa；</p><p>　　——與軸材料有關的系數(shù)，可由表4.1查得[13]。</p><p>　　對于受彎矩較大的軸宜取較小的值。當軸上有鍵槽時，應適當增大軸徑：單鍵增大，雙鍵增大。</p><p>　　表4.1軸強度計算公式中的系數(shù)</p><p>　　由帶傳動傳動，取帶傳動效率，則&

94、lt;/p><p><b>　　軸的最小直徑為</b></p><p><b>　　mm</b></p><p>　　為了保證軸的強度，選mm。輸出軸的最小直徑顯然是安裝帶輪處的直徑，取，根據(jù)帶輪結構和尺寸，取。</p><p>　　4.2.2 軸的結構設計</p><p>　　

95、(1).根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度。</p><p>　　1).為了滿足帶輪的軸向定位要求，Ⅰ-Ⅱ段右端需制出一軸肩，故?、?Ⅲ段的直徑； </p><p>　　2).初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用圓錐滾子軸承。按照工作要求并根據(jù)，查手冊選取單列圓錐滾子軸承33010，其尺寸為，故；軸右端寬度應能安裝軸承，由 。</p><p

96、>　　3).安裝刀盤的軸端Ⅳ-Ⅴ的直徑，由刀盤寬度為60mm，為了使套筒端面可靠地壓緊刀盤，此軸段應略短于刀盤寬度，軸肩高度，故取，則軸環(huán)處的直徑。軸環(huán)寬度，取。</p><p>　　4).軸承端蓋的總寬度為(由箱體及軸承端蓋的結構設計而定)。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與大帶輪右端面間的距離，故。</p><p>　　5).取刀盤距箱體內壁的距離，

97、考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應距箱體內壁一段距離，取，已知軸承寬度，則</p><p>　　取，已初步確定了軸的各段直徑和長度。</p><p>　　(2).軸上零件的周向定位</p><p>　　帶輪與軸的周向定位均采用平鍵連接。按由《機械設計》表6-1查得平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為。軸承與軸的周向定位是由過度配合來保證的，此處選軸的直徑尺

98、寸公差為。</p><p>　　(3).確定軸上圓角和倒角尺寸</p><p>　　參考文獻[13]表15-2，取軸端圓角。</p><p>　　4.3 滾動軸承的選擇</p><p>　　兩個軸承支撐著刀盤的重量，軸承應能承受較大的單向徑向力，同時由于秸稈對刀盤有沖擊作用，以及切削分力，都使得刀盤受到一個軸向力，同時考慮到軸的軸向位置要求準

99、確，從而保證飛刀與底刀的間隙，故選用一對圓錐滾子軸承,軸承型號33010，mm，mm，寬度mm，其徑向承載能力大，滿足設計要求。</p><p>　　4.4 帶傳動的計算</p><p>　　發(fā)動機功率，轉速，帶傳動傳動比i=2，每天工作8小時。</p><p>　?。?).確定計算功率</p><p>　　由文獻[13]表8-7查得工作情況

100、系數(shù)，故</p><p><b>　?。?.5）</b></p><p>　?。?).選擇V帶類型</p><p>　　根據(jù)，，由文獻可知，選用B型帶</p><p>　　(3).確定帶輪的基準直徑并驗算帶速</p><p>　　1).初選小帶輪基準直徑</p><p>　

101、　由文獻可知，選取小帶輪基準直徑，而，其中H為發(fā)動機機軸高度，滿足安裝要求。</p><p><b>　　2).驗算帶速</b></p><p><b>　?。?.6）</b></p><p><b>　　因為，故帶速合適。</b></p><p>　　3).計算大帶輪的基準直

102、徑</p><p>　　根據(jù)文獻選取，則傳動比，</p><p><b>　　從動輪轉速 </b></p><p>　　(4).確定V帶的中心距和基準長度</p><p><b>　　1).由式得:</b></p><p><b>　　，取</b><

103、;/p><p>　　2).帶所需基準長度 （4.7）</p><p>　　由文獻選取V帶基準長度</p><p>　　3).計算實際中心距</p><p><b>　?。?.8）</b></p><p>　　(5).驗算小帶輪上的包角:</p><p><b>　?。?/p>

104、4.9）</b></p><p>　　(6).計算帶的根數(shù)</p><p>　　1) 計算單根V帶的額定功率</p><p>　　由和，查文獻得。根據(jù)，和B型帶，查文獻得。查文獻得，查表得，于是</p><p><b>　?。?.10）</b></p><p><b>　　2

105、)計算V帶的根數(shù)</b></p><p><b>　　（4.11）</b></p><p><b>　　取4根。</b></p><p>　　(7).計算單根V帶的初拉力的最小值</p><p>　　由表得B型帶的單位長度質量，所以</p><p><b&g

106、t;　?。?.12）</b></p><p>　　應使帶的實際初拉力。</p><p><b>　　(8).計算壓軸力</b></p><p><b>　　壓軸力的最小值為</b></p><p><b>　　（4.13）</b></p><p&

107、gt;　　(9).帶輪的結構設計</p><p>　　小帶輪采用實心式，大帶輪為腹板式，由單根帶寬為17mm，取帶輪寬為80mm。</p><p>　　鑄造大、小帶輪的結構如圖所式：</p><p>　　圖 4.3 大、小帶輪結構y</p><p>　　4.5 鍵連接的設計</p><p>　　4.5.1 帶輪與輸入

108、軸間鍵的選擇及校核</p><p>　　軸徑，輪轂長度，查文獻[14]，選A型平鍵，其尺寸為：，，(GB/T 1095-2003)。</p><p><b>　　現(xiàn)校核其強度：,，</b></p><p><b>　?。?.14）</b></p><p>　　查文獻得，因為，故鍵符合強度要求。<

109、;/p><p>　　4.5.2 輸出軸與齒輪間鍵的選擇及校核</p><p>　　軸徑，輪轂長度，查文獻，選A型平鍵，其尺寸為：，，(GB/T 1095-2003)。</p><p><b>　　現(xiàn)校核其強度：,，</b></p><p>　　查文獻得，因為，故鍵符合強度要求。</p><p>　　4

110、.6 進料槽的設計</p><p>　　進料槽的尺寸根據(jù)刀盤的直徑確定，方形進料槽的寬度一般為倍的刀盤直徑，其長度取決于原料的長短。</p><p>　　由于本次設計的削片機主要是切削成捆的秸稈，最大切削直徑為150mm，故設計進料槽的尺寸為170mm190mm380mm，進料槽的長度較長，方便自由進料。只要把成捆的原料扔進進料槽，便可實現(xiàn)自由進料。</p><p>

111、;<b>　　4.7 飛刀的設計</b></p><p>　　飛刀與底刀根據(jù)其工作要求，選用合金工具鋼4CrW2Si作材料，飛刀楔角取為42°，后角選為7°。飛刀后部加工有均勻分布的調整齒，與墊塊上的調整齒相配合，可以用于調整飛刀伸出量。飛刀用螺栓固定在刀盤上，飛刀前后部的刀盤上都留有防磨板安裝槽，用于裝配用耐磨材料制成的防磨板，防止木材切削時磨損刀盤表面。</p&

112、gt;<p>　　圖4.4 飛刀結構圖</p><p>　　5 主要部件的核算和驗算</p><p>　　5.1 主軸強固的校核</p><p>　　5.1.1 求主軸上的載荷</p><p>　　首先根據(jù)軸的結構圖做出軸的計算簡圖。在確定軸承的支點位置時，應從手冊中查取值。對于32010型圓錐滾子軸承，由文獻中查得。根據(jù)軸的

113、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是軸的危險截面?，F(xiàn)將計算處的截面C處的、及的值列于下表【19】。</p><p>　　表5.1 主軸受力情況</p><p>　　圖5.1 主軸受力情況圖</p><p>　　5.1.2 按彎扭合成應力校核軸的強度</p><

114、;p>　　進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面的強度【20】。根據(jù)表數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，取，軸的計算應力：</p><p><b>　?。?.1）</b></p><p>　　前已選定軸的材料為45鋼，正火處理，由文獻[13]表15-1查得。</p><p><b>　　因此，故安全。

115、</b></p><p>　　5.1.3 精確校核軸的疲勞強度</p><p>　　(1).判斷危險截面</p><p>　　根據(jù)圖5.1，由彎矩和扭矩圖可知B截面所受彎矩和扭矩的最大，因此只需校核截面III即可。</p><p>　　(2).截面III左側</p><p>　　抗彎截面系數(shù)：

116、 </p><p>　　抗扭截面系數(shù)： </p><p>　　截面III左側的彎矩M為： </p><p>　　截面III的扭矩為： </p><p>　　截面上的彎曲應力： </p><p>　　截面上的扭轉切應力：

117、 </p><p>　　軸的材料為45鋼，調質處理，由文獻得，，。</p><p>　　截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數(shù)及按文獻[13]附表3-2查取。因，，經(jīng)插值后可查得：</p><p><b>　　，</b></p><p>　　又由文獻可得軸的材料的敏性系數(shù)為：</p><p&g

118、t;<b>　　，</b></p><p>　　故有效應力集中系數(shù)為：</p><p><b>　?。?.2）</b></p><p><b>　?。?.3）</b></p><p>　　由文獻的尺寸系數(shù)；扭轉尺寸系數(shù)</p><p>　　軸按磨削加工，

119、得表面質量系數(shù)為：</p><p>　　軸未經(jīng)表面強化處理，即，則綜合系數(shù)為：</p><p><b>　?。?.4）</b></p><p><b>　?。?.5）</b></p><p>　　查手冊得碳鋼的特性系數(shù)：</p><p><b>　　，取</b

120、></p><p><b>　　，取</b></p><p>　　于是，計算安全系數(shù)值，則</p><p><b>　?。?.6）</b></p><p><b>　?。?.7）</b></p><p><b>　　（5.8）</b

121、></p><p><b>　　故可知其安全。</b></p><p>　　(3).截面III右側</p><p>　　抗彎截面系數(shù)： </p><p>　　抗扭截面系數(shù)： </p><p>　　截面III的彎矩為：</p><p&g

122、t;　　截面III 上的扭矩為：</p><p><b>　　截面上的彎曲應力：</b></p><p>　　截面上的扭轉切應力：</p><p>　　過盈配合處的，用插值法求出，并取，于是得</p><p><b>　　，</b></p><p>　　軸按磨削加工，得表面質

123、量系數(shù)為：</p><p><b>　　故得綜合系數(shù)為：</b></p><p>　　所以軸在截面III右側的安全系數(shù)為：</p><p>　　故該軸在截面III右側的強度也是足夠的。</p><p>　　5.2 滾動軸承的校核</p><p>　　軸承的預計壽命，查文獻知33010型圓錐滾子軸承

124、e=0.32，Y=1.9，</p><p>　　(1).由，兩軸承的徑向反力，由選定的圓錐滾子軸承33010，軸承內部的軸向力</p><p><b>　?。?.9）</b></p><p><b>　　（5.10）</b></p><p>　　(2).因為，所以，</p><p

125、><b>　　故，</b></p><p>　　(3).，，查文獻可得，</p><p>　　由于 ，故</p><p><b>　　,故 </b></p><p>　　(4).計算當量載荷、</p><p><b>　　由文