0230-青飼料切割機設計【全套6張CAD圖】,全套6張CAD圖,青飼料,切割機,設計,全套,cad
設計說明書
題 目： 青飼料切割機的設計
目 錄
摘要 2
ABSTRACT 3
第一章 緒論 1
§ 1-1 農業(yè)機械在現(xiàn)代化建設中的作用 1
§ 1-2 市場前景分析 1
§ 1-2 QSJ-200型青飼料切割機簡介 2
第二章 總體設計 4
§ 2-1 方案的篩選 4
§ 2-2 實現(xiàn)原理介紹 6
§ 2-3 整體傳動比的分析計算 7
第三章 傳動設計 10
§ 3-1 電動機的選型 10
§ 3-2 V帶傳動的設計 11
§ 3-3 錐齒輪的設計 15
§ 3-4 圓柱齒輪的設計 19
第四章 軸與校核 25
§ 4-1 軸的設計 25
§ 4-2 校核 28
第五章 刀的設計 36
§ 5-1 切割的基本概念 36
§ 5-2 切刀的設計 36
§ 5-3 破碎輥筒的設計 42
第六章 進給機構與機架的設計 45
§ 6-1 進給機構的設計 45
§ 6-2 機架的設計 46
設計心得與致謝 47
參考文獻 48
附錄Ⅰ 外文文獻翻譯 50
附錄Ⅱ 外文翻譯原文 53
青飼料切割機的設計
摘要: 一種青飼料切割機,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,適應農村養(yǎng)殖業(yè)的需要.
關鍵詞: 破碎、切碎、切刀、輥筒、輥壓輪
Green fodder cutting machine design
Abstract：A green fodder cutting machine ,By the same equipment on the drive shaft broken, shredding function of the two bodies constituted 。Broken bodies is main made up of plate cutters, machetes, blade and roller. Tuber processing materials, with the cutter tooth is removed, the cutter cutting, scraping further broken completed processing . Meanwhile, it will use the sap processing shredding bodies, leveraged leaf green fodder,and using roller round to get the sap Automatic Feed . Broken parts removed and replaced teeth grinding plate, and could serve as the beginning of potato starch processing machines , Therefore, it can satisfy green fodder processing requirements, while potato starch processing, aquaculture industry suitable to rural needs .
Keywords：Breakers、Shredding 、Cutter 、Roller 、Rolling wheel
53
第一章 緒論
§ 1-1 農業(yè)機械在現(xiàn)代化建設中的作用
農業(yè)機械化是建設現(xiàn)代農業(yè)的重要物質基礎，是先進生產力的代表，是提高農業(yè)勞動生產率的主要手段。農業(yè)機械化是農業(yè)科學技術推廣應用的重要載體，是農業(yè)現(xiàn)代化的必然過程，加快發(fā)展農業(yè)機械化是推進城鎮(zhèn)化建設，全面建設農村小康社會的重要舉措，加快發(fā)展農業(yè)機械化也是保護和提高糧食綜合生產能力，增加農民收入的重要措施。一是通過農業(yè)機械，可以代替人工，使大量農村勞動力從繁重的農業(yè)勞動中解脫出來，使其投入到產業(yè)中，增加農民收入；二是通過實施精量播種、機械施肥、秸稈機械還田等機械化節(jié)本增效農業(yè)技術，降低農業(yè)生產成本；三是通過拓寬農機維修、銷售服務市場，吸納農村剩余勞動力。
§ 1-2 市場前景分析
經過市場調研發(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)戶和個體農戶要求。切割性能好，操作安全的小型青飼料切割機。
§ 1-2 QSJ-200型青飼料切割機簡介
該新型機屬于一種多功能的飼料加工機具，特別適于對塊莖，塊根類物料的切碎和破碎加工，也可作為薯類淀粉加工機具使用。
目前的飼料加工機具，一般采用一片或多片刀片，在旋轉過程中將飼料切碎；對于塊莖類飼料的加工，則用磨齒片將飼料磨碎。前者滿足了藤蔓，桿葉狀飼料的加工；后者可對塊莖塊根類飼料的加工。作為一般青飼料的加工，已是可行的了，但加工后的物料中，漿狀體比較多，粒度細小，對塊莖類物料的加工，這種情況尤為突出，不利現(xiàn)在推行的青儲飼料技術的應用。青儲飼料工藝對原料的要求，往往要使切碎或破碎后的飼料保持較好的粒狀，特別對含淀粉高的薯類青飼料，要求在加工中盡量減少漿狀體，更有利于發(fā)揮青儲飼料的效益。
本實用于新型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。
本實用新型的優(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，大大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，能充分滿足農村，特別是山區(qū)農村推廣。效果圖如圖1-1所示。
圖1-1 QSJ-200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
第二章 總體設計
§ 2-1 方案的篩選
通過查閱資料，最后選定了四種參考方案，具體外形如圖2-1、圖2-2、圖2-3、圖2-4所示。
圖 2-1 臥式切割機 圖 2-2 立式切割機
圖 2-3 臥式輥筒切碎機 圖 2-4 臥式多功能切割機
方案一
圖 2-1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 2-2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 2-3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 2-4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品的成本。
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。
§ 2-2 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，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、塊根類青飼料則叢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2-5所示。
圖 2-5 傳動原理簡圖
1.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Ⅰ 8.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Ⅰ 15.換向圓柱齒輪Ⅱ 16.傳動軸Ⅱ 17.傳動軸Ⅳ 18.傳動軸Ⅲ 注：圖中箭頭表示各軸的轉動方向
§ 2-3 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。根據帶輪傳動比的要求（一般傳動比在2～4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)初步選擇輥壓輪的直徑為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。
圖 2-6 物料進給示意圖
參考圖2-6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。
進給輥壓輪設為轉/s。
V=2R＝220＝125.6mm/s
V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)
第三章 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)戶和個體農戶,故電動機電壓應選用220V.再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:295165200
電動機的安裝方式：
選擇IBM3型
§ 3-2 V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
一 、V帶輪的設計要求
設計V帶輪時應滿足的要求有：質量?。唤Y構工藝性好，無過大的鑄造內應力，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。
二 、帶輪的材料
此處帶輪的材料，采用鑄鐵，材料牌號為HT200。
三 、 V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。
四 、 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=i d=3.971=276.9mm
根據參考資料[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 0.7(dd1+dd2)
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
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===192.3N
五 、帶輪的結構設計
帶輪的結構設計，主要是根據帶輪的基準直徑選擇結構形式，根據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。
六 、V帶輪的結構參數(shù)
圖 3-1 V帶輪的輪槽尺寸
V帶輪的結構參數(shù)如表3-1 表 3-1
·
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
§ 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=2.
一、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=545MPa
二、選定齒輪精度等級
根據工作情況,選用8級精度
三、按接觸疲勞強度設計小齒輪分度直徑
(1) 小齒輪傳遞的轉矩T
T=9550P/n=95500.5225/384.6=12.97N·m
(2) 齒數(shù)比
u=i=2
(3) 配對材料系數(shù)C
查參考資料[2]表17-18,得C=1
(4) 載荷系數(shù)
根據載荷情況,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
=0.9=0.9545=491MPa
取小值,所以==491MPa
（6）計算小齒輪分度圓直徑d
=52mm
四、計算主要尺寸與參數(shù)
(1)選定小齒輪齒數(shù)z
由參考資料[2]圖17-18,并根據小齒輪直徑,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,
=m z=50mm
=m z=100mm
(4)計算分錐角,
=arc tan(z/ z)=arc tan(20/40)=26.565°
=90°-=63.435°
(5) 計算錐距R
R===55.9mm
(6) 計算輪齒寬度b
取=0.33
b=R=55.9=18.447mm
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
錐齒輪傳動參數(shù)見表3-2 表 3-2
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)
m
2.5
2.5
傳動比
i
2
2
齒數(shù)
z
20
40
分錐角
26.565°
63.435°
分度圓直徑
d
50
100
錐距
R
55.9
55.9
齒寬系數(shù)
0.33
0.33
齒寬
b
20
20
齒頂高
2.5
2.5
齒高
h
5.5
5.5
齒根高
3
3
齒頂圓直徑
54.5
102.2
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
A
72
53
外錐角高
48.88
22.76
五 、小錐齒輪零件圖如下
§ 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=0.496375kW
一、 選定精度等級,材料及齒數(shù)
(1) 選8級精度
(2) 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
(3) 選小齒輪齒數(shù)=24
選大齒輪齒數(shù)
二、 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) 確定公式內的各計算數(shù)值
1) 試選取載荷=1.3
2) 計算小齒輪傳遞的轉矩
=24.65N·m=2.465N·mm
3) 由[1]表10-7選取齒寬系數(shù) =0.5
4) 由參考資料[1]表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)=189.8MPa
5) 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.
6) 由參考資料式(10-13)計算應力循環(huán)次數(shù)
7) 由參考資料[1]圖10-19查得接觸疲勞壽命系數(shù)=0.95; =1.0
8) 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
1) 試算小齒輪分度圓直徑 ,代入中較小值
=50.58mm
2) 計算圓周速度v
=0.51m/s
3) 計算齒寬b
=25.29mm
4) 計算齒寬與齒高這比b/h
模數(shù) =50.58/24=2.1mm
齒高 =4.725mm
b/h=25.29/4.725=5.35
5) 計算載系數(shù)
根據 v=0.51m/s,8級精度,由參考資料[1]圖10-8查得動載荷系數(shù)
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[1]表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)
6) 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
7) 計算模數(shù)m
=54.83/24=2.28mm
三、 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) 確定公式內的各種計算數(shù)值
1) 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
2) 由參考資料[1]圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數(shù),
3) 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
4) 計算載荷系數(shù)K
=1.58112
5) 查取齒形系數(shù)
由參考資料[1]表10-5查得,
6) 查取應力校正系數(shù)
由參考資料[1]表10-5查得,
7) 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.
四、 幾何計算
i. 計算分度圓直徑
ii. 計算中心距
iii. 計算齒輪寬度
取, （考慮到實際需要）
五、 驗算
合適.
圓柱齒輪傳動參數(shù)見表3-3
表 3-3
參數(shù)
代號
參數(shù)值
小齒輪
大齒輪
模數(shù)
m
1.5
1.5
壓力角
20°
20°
傳動比
i
3
3
齒數(shù)
z
36
108
分度圓直徑
d
54
162
齒頂高
1.5
1.5
齒根高
1.875
1.875
齒頂圓直徑
57
165
齒根圓直徑
50.25
158.25
齒距
p
4.71
4.71
齒厚
s
2.355
2.355
齒槽寬
e
2.355
2.355
頂隙
c
0.375
0.375
標準中心距
a
108
第四章 軸與校核
§ 4-1 軸的設計
一 、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 kW
r/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
(1)根據最小直徑，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
(2)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4-1。
表 4-1
d
g
A
35
40
80
33
68
由于A=68,現(xiàn)取mm mm
mm
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4-1所示
圖4-1 傳動軸Ⅰ
二 、傳動軸Ⅱ的設計
1. 計算功率﹑轉速和轉矩
kW
r/min
N·mm
2. 確定最小直徑
選取軸的材料為45鋼,調質處理,根據參考文獻[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4-2所示
圖4-2 傳動軸Ⅱ
三 、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4-3、圖4-4所示。
圖4-3 傳動軸Ⅲ
圖4-4 傳動軸Ⅳ
§ 4-2 校核
一 、主軸Ⅰ的校核
圖 4-5 主軸Ⅰ受力立體圖
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.
由參考文獻[6]式(4.1),有
N·m
N·m
N·m
N·m
扭矩圖如圖4-6所示
圖 4-6 扭矩圖
2.彎矩的計算
受力分析如圖4-7、圖4-8所示。
圖 4-7 H平面受力圖
圖 4-8 V平面受力圖
N N
N N
N N
N
N
列方程求解 :
①
②
由①②解得 377.4N
562N
同理列方程: ③
④
由③④解得 -178.5N -383.5N
彎矩圖如圖4-9、圖 4-10、圖 4-11所示。
圖 4-9 H平面彎矩圖
圖 4-10 V平面彎矩圖
圖 4-11 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·mm T=13657N·mm
按第三強度理論，計算應力
因為由扭矩產生的彎曲應力是對稱循環(huán)變應力，而由扭矩所產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，??；此處取
由參考文獻[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
二 、調心球軸承的壽命計算
圖 4-12 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 N
N
2. 求兩軸承上的計算軸向力和
N
N
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 N
N
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。
第五章 刀的設計
§ 5-1 切割的基本概念
切割與粉碎
所謂切割，是指通過機械的方法克服物料內部的凝聚力，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部的凝聚力并將其分裂的過程。根據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。
§ 5-2 切刀的設計
一、切刀材料
一般采用經過熱處理的T9碳素工具鋼或錳鋼。在此選T9工具鋼
二、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。
三、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。
四、 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5-1所示。
圖 5-1 各幾何形狀刀刃
在本次設計中選用（c）外曲線刃口刀 進行滑切。
五、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5-2為切刀滑切示意圖。
圖 5-2 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5-3所示。
圖 5-3 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?；袝r，因切割速度V偏離了刀刃的法線方向，與法線方向產生了一個滑切角，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/AB
tan= tancos
即滑切角越大時，刀刃切入物料的實際楔入角就越?。磳嶋H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”?；袝r，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。
六、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5-4表示了不同鉗住角切割物料時物料的受力情況。
圖 5-4 不同鉗住角的物料受力分析圖
圖5-4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；為動刀片對物料產生的正壓力；為定刀片（或支撐面）對物料產生的正壓力；、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5-4(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，即在切割時產生滑移，不能保證穩(wěn)定切割。
由圖5-4(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5-5所示，進行鉗住物料條件的分析
圖 5-5 刀與料的相對位置圖
由圖5-5可知，切刀在旋轉過程中，的最大值為，同時由經驗可知，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。
七、 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5-6所示。
圖 5-6 切刀簡圖
1、4．六角螺栓 2、3。 沉頭螺栓
§ 5-3 破碎輥筒的設計
一、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5-7所示。
圖 5-7 破碎機構原理圖及輥筒簡圖如圖
二、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5-8所示。
圖 5-8 組合刀具在輥筒上的布置
三、輥筒的設計
因為是進行的塊莖破碎，工作中會產生大量的水分，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5-9所示。
圖 5-9 輥筒機構簡圖
第六章 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6-1。
圖 6-1 進料槽及其進給輥壓輪
1． 外鋼槽 2.輥壓輪 3.薄壁插槽 4.定刀片
§ 6-2 機架的設計
在機架設計中，主體采用40×40×3的等邊對角鋼，均通過用手工電弧焊將其連接。在機架上表面放置一塊10mm厚的鐵板以便固定各零件，在機架的4個角上各加焊一塊40×40×10的厚鐵板，以便獲得足夠的強度來安裝運動輪。根據各零件的設計尺寸，總觀全局對機架進行設計，最后機架整體尺寸為628×540×437，（詳細請見A0機架圖紙）。
畢業(yè)設計心得
通過以上的設計，讓我更加熟練的掌握了一般機械設計的步驟，通過查閱各種文獻資料也增長了各方面的知識。如刀具的設計和機架的設計，同時通過對切割機的設計。也讓自己深深體會到理論設計和實際需求之間曾在這一定的差距。在設計中不僅要從繪圖方面出發(fā)，還要考慮實際加工工藝。讓自己的設計在現(xiàn)實中是可行的。
在設計中通過使用各種材料，也進一步加深了對各材料的了解和使用場合。在繪圖中，在老師的指導和最后的修改中，也讓自己加深了各種繪圖中的技巧，并糾正了很多平時沒有注意到的畫法上的錯誤。在繪圖過程中的反覆修改，也讓自己深深體會到在設計和繪圖中必須要具有的嚴謹態(tài)度。
在對機架的設計中，第一次用到了等邊對角鋼和槽鋼以及熱軋鋼板，必須通過焊接將他們連接起來組成機架。在繪圖標注中,通過復習以前工程圖學中的焊接部分，讓自己對焊接符號的標注有了更深的了解。在齒輪箱體的設計中，也讓自己對鑄件有了一定的認識，加深了對鑄造過程中應該注意問題的理解。
總之，本次設計是收獲頗豐的。不僅第一次比較全面地運用了所學的專業(yè)知識，還學會了在設計中如何分析問題,解決問題。
致謝
經過半年的忙碌和工作，本次畢業(yè)設計已經接近尾聲，作為一個本科生的畢業(yè)設計，由于經驗的匱乏，難免有許多考慮不周全的地方，如果沒有導師的督促 指導以及一起工作的同學們的支持，想要完成這個設計是難以想象的。
在這里首先要感謝我的導師楊敦國老師。楊老師平日里工作繁多，但在我做畢業(yè)設計的每個階段，從外出實習到查閱資料，設計草案的確定和修改，中期檢查，后期詳細設計，裝配草圖等整個過程中都給予了我悉心的指導。我的設計較為復雜煩瑣，但是楊老師仍然細心地糾正圖紙中的錯誤。除了楊敦國老師的專業(yè)水平外，他的治學嚴謹和科學研究的精神也是我永遠學習的榜樣，并將積極影響我今后的學習和工作。
其次要感謝和我一起作畢業(yè)設計的陳贊平同學邱果同學，大家一起努力
一起討論合作,才使得畢業(yè)設計順利的完成.
然后還要感謝大學四年來所有的老師，為我們打下機械專業(yè)知識的基礎；同時還要感謝所有的同學們，正是因為有了你們的支持和鼓勵。此次畢業(yè)設計才會如此順利.
最后感謝機械工程學院和我的母?！嫣洞髮W四年來對我的大力栽培。
參考文獻
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附錄Ⅰ 外文文獻翻譯
高速機床切削機床
James Benes
要實現(xiàn)效益高速切削( hsm )，企業(yè)必須評估和優(yōu)化整個生產過程: 機床,以及其主軸與刀具系統(tǒng)和編程軟件.正如俄亥俄州完美機床協(xié)會的會長史蒂夫所言,成功實現(xiàn)高效高速切割,依靠的是效益高速切割系統(tǒng)的補償能力,而不是進行簡單的修改高速切割選項的標準.
為了實現(xiàn)效益高速切割,機床必須具有剛性結構來減少振動,還要能提供足夠的硬度,以及能承受高速旋轉.通有有限元分析,對機床的加強肋和材料進行優(yōu)化,以便減小振動,獲得最優(yōu)的刀具壽命和加工表面粗糙度.
雙軸設計是實現(xiàn)中型尺寸機床到大型尺寸機床效益高速切削的理想方法,這是因為在Y軸和Z軸方向的載荷是固定的,表面載荷是唯一的變量.
相比之下,在三軸機前,X軸在Y軸上方,因為受表面載荷變化的影響而使得兩軸具有變動載荷.使得機械很難進行調整和控制.然而,從小型機到中型機,表面載荷一般被認為在1500lb以下,因此三軸設計具有很好的成本控制效益.
直線單程機,因為由軸承來承受其重量, 為實現(xiàn)高速對機器進行控制和調節(jié)變得很容易.對于只受低扭矩的小型,中型機的主軸,直線單程系統(tǒng)將能很好的工作.但是對于受高扭矩的中型,大型機的主軸,在Y軸和Z軸方向受力變化,并且X軸成線形方式.
因為HSM系統(tǒng),大直徑機床的滾珠絲杠能防止彎曲和振動,滾珠絲杠被要求傳遞熱變形,消除生長,提高軸的剛性.如果機床的機構不能支撐被要求的滾珠絲杠,則必須作為維護問題,用循環(huán)液體對其進行冷卻.
一臺不要求消除熱變形的機床,滾珠絲杠在一定范圍內是精確的,但仍缺乏軸的剛性,擁有長滾珠絲杠的大行程機床應有螺栓螺母鎖緊結構來防止螺栓的軸向移動,變速裝置應該直接與裝有剛性連軸節(jié)的滾珠絲杠耦合.
因為HSM的加速度的速率,使物體平衡已經不再可行,必須使用一個大的沒有平衡力的補助馬達變速裝置或者一個液壓平衡系統(tǒng).
控制,電動機,傳動
為得到最優(yōu)和可靠的速度,將控制系統(tǒng)和伺服系統(tǒng)和電動機一起工作.為HSM選擇一個控制/電動機/傳動系統(tǒng)時,許多注視事項都是很重要的.
控制速度是一種處理空間約束信息的能力,通過伺服系統(tǒng)來完成,并獲得閉環(huán)反饋.
檢測模塊通過控制模塊在程序中引導矢量變化來調節(jié)進給速度,避免過度進給和切削,控制越快,對檢測模塊要求就越高.
自動機械的加速/減速,與滑輪一起能自動減弱對連續(xù)性輪廓精度和完整性的饋送率.
Ortner 說,大容量程序存儲器和以太網與硬盤驅動的接口或者是ATA卡都必須憑記憶直接運行.但認證服務器232的DNC模塊運行的速度不夠塊.
大型數(shù)字式伺服電動機和驅動器對于需要快速響應和停止的HSM機床是必須的.
高分辨率的反饋編碼器或線性表對于知道機床的位置,已經走過的行程和將要走的行程是很需要的.
伺