全 日 制 普 通 本 科 生 畢 業(yè) 設 計盤刀式鍘草機設計THE DISIGN OF DISHTYPE HAY CUTTER學生姓名： 學 號： 年級專業(yè)及班級： 指導老師及職稱： 學 部： 提交日期：全日制普通本科生畢業(yè)設計誠信聲明本人鄭重聲明：所呈交的本科畢業(yè)設計是本人在指導老師的指導下，進行研究工作所取得的成果，成果不存在知識產權爭議。除文中已經注明引用的內容外，本設計不含任何其他個人或集體已經發(fā)表或撰寫過的作品成果。對本文的研究做出重要貢獻的個人和集體在文中均作了明確的說明并表示了謝意。同時，本設計的著作權由本人與湖南農業(yè)大學東方科技學院、指導教師共同擁有。本人完全意識到本聲明的法律結果由本人承擔。畢業(yè)設計作者簽名：年 月 日目 錄摘要 .1關鍵詞 .11 前言 21.1 鍘草機的研究目的和意義 21.1.1 鍘草機的研究目的 21.1.2 鍘草機的研究意義 21.2 鍘草機的設計要求和方法 31.2.1 我國畜牧業(yè)對鍘草機的要求 31.2.2 鍘草機的設計要求 42 總體方案與設計計算 52.1 總體方案 52.1.1 鍘草機的總體構成 52.2 各主要工作部件的配置關系及工作過程 52.2.1 喂入機構 52.3 主要工作部件設計與計算 72.3.1 主要性能參數與技術指標 72.3.2 主要工作部件的參數選擇與計算 72.4 傳動設計與計算 .122.4.1 擬定傳動方案 .122.4.2 確定總傳動比和分配各級傳動比 .122.4.3 計算傳動裝置的運動和動力參數 .132.4.4 傳動部件參數的選擇與計算 .133 典型零件的受力分析與強度校核 .243.1 主軸的受力分析與強度校核 .243.2 軸承的選型與校核 .284 技術經濟效益分析 .294.1 生產成本計算 .294.2 市場售價預測 .294.3 社會與經濟效益分析 .295 結束語 .30參考文獻 30致謝 31附錄 330盤刀式鍘草機設計摘 要：隨著畜牧業(yè)的發(fā)展,草飼料加工機械也得到了大力發(fā)展,鍘草機是應用較廣泛的草飼料加工機具之一,但該機具仍存在著切割過程中功率消耗過大的問題,切碎器的設計對于鍘草機切割功耗起著決定性作用,而動刀片又是切碎器的主要工作部件。因此,設計出性能優(yōu)良的切碎器顯得尤為重要。本文分析了各個時代盤刀式鍘草機的研究和發(fā)展現(xiàn)狀，設計出一種新型盤刀式鍘草機，本機采用電動機提供動力，通過帶輪傳動機構，將運動和動力傳送到動刀架主軸，然后通過齒輪傳動機構，將所需的運動和動力傳送至上下喂入輥，從而實現(xiàn)秸稈鍘切。整個機構簡單且易于操作，便于維護，提高了生產效率，降低了勞動強度，為實現(xiàn)飼料加工機械化與規(guī)?；峁┝饲疤?。關鍵詞：盤刀式鍘草機；盤刀；鍘草The Disign of Dishtype Hay CutterAbstract: With the development of livestock husbandry, grass feed processing machinery also got vigorously develop, Dishtype Hay Cutteris the grass is often applied to feed processing one of the machines, but this machine there are still exist during the cutting power of excessive consumption, the design to chop Dishtype Hay Cutteris cutting power plays a decisive role, but the move is the main blades for working parts chop. Therefore, designed for good performance of chopped becomes especially important. This paper analyzes the research and development status of each era plate knife chaff cutter, design a new type of disk knife chaff cutter, this machine uses the electric motor through a pulley drive mechanism, the movement and momentum transferred to the knifeshelf spindle transmission to the upper and lower feed roller to achieve the straw voltage cut. The entire organization is simple and easy to operate, easy to maintain, improve production efficiency, reduce labor intensity, and provides a premise for the mechanization and large-scale feed processing.Key words: Dishtype Hay Cutter; Dishtype; Hay Cutter11 前言鍘草機是我國使用最早和生產量較多的飼草加工機械之一。早在三十年代，我國廣大農村開始應用手壓鍘刀，來實現(xiàn)長草短喂飼方法。中華人民共和國成立以來，先在農村推廣了手搖鍘草機，六十年代推廣應用了電動鍘草機，進入六十年代中期到七十年代，各省市相繼開始自行研制了不同類型的鍘草機，經國家鑒定部門投產了一批不同型號的鍘草機。從此鍘草機無論從數量上還是型號上開始增多，而三化程度不高，進入八十年代，鍘草機開始進行了系列設計并制定了全國性的系列型譜。進入九十年代，國務院提出了利用秸稈養(yǎng)畜，這是發(fā)展我國畜牧業(yè)的重大舉措。1.1 鍘草機的研究目的和意義1.1.1 鍘草機的研究目的我國研制了青貯飼料收獲機、青切機等機械，這些機具在大型國營牧場和較大養(yǎng)畜專業(yè)戶中應用較多，而在農村還沒有得到普及，有的機型還不適于農村和個體戶 [1]；三是為提高秸稈利用率、消化率和適口性。每年生產約 5.7 億噸作物秸稈，這是一項巨大的飼料資源，而如何開發(fā)利用好農作物秸稈，這必然給飼草飼料加工機械提出了新要求。隨著作物秸稈氨化飼料的推廣應用，一些科研和生產部門生產了專用設備——秸稈調制機，但目前定型的機型少，造價較高，還不能廣泛應用于生產中去，我國當前在秸稈飼料利用上，主要有四種處理方法，一是氨化（堿化）后喂飼；二是經過青貯后喂飼；三是直接喂飼；四是加工草粉制成顆粒喂飼。前三種都需要經過鍘切后來處理，方能收到預期效果。因此，飼草料加工工業(yè)的迅速發(fā)展對鍘草機的設計和制造提出了更高、更新的要求。1.1.2 鍘草機的研究意義 隨著經濟的發(fā)展和人們生活水平的逐步提高，對畜產品的需求有了較大的增加．大力加強和發(fā)展畜牧業(yè)將是中國農業(yè)的主要發(fā)展方向。我國具有豐富的農作物秸稈資源,每年生產的農作物秸稈約 5.7 億噸,其中可作飼料的有 3. 5 億噸,它是我國廣大農區(qū)飼養(yǎng)牲畜的主要飼料。秸稈中含有可消化干物質 35 %～50 %,粗蛋白 3 %～8 % ,特別適合于喂飼牛、羊等反芻動物。改革開放以來,我國糧食總產量提高很快,但是我國人口多,人均耕地少,每年人均占有糧食一直低于 400 千克,距世界公認的糧食過關標準 500 千克相差甚遠，與發(fā)達國家相比2差距更大，不可能提供大量糧食用作飼料。顯然對我國而言，僅僅依靠糧食生產飼料來發(fā)展畜牧業(yè)這條路是行不通的。目前，減少畜牧用糧的辦法有：(1)發(fā)展配合飼料并改良畜禽品種，以提高飼料轉化率；(2)調整畜牧業(yè)結構，發(fā)展飼草料轉化率高的家禽生產；(3)加強防疫滅病，減少畜禽因死亡造成的飼料損失；(4)飼、糧分流，以一部分耕地種植優(yōu)質高產飼草料作物：(5)大量開發(fā)利用非常規(guī)飼草料資源。其中前四點己經受到重視，第五點對于減少飼料糧消耗有重要的意義，卻一直未被重視。在“非常規(guī)飼草料”中，農作物秸稈等數量最大、分布最廣，自然成為發(fā)展畜牧業(yè)的首選突破口。秸稈作為一種資源，已受到世界各國的關注和開發(fā)利用。我國人口眾多，而耕地面積有限，為了減少畜牧業(yè)對糧食的依賴,更要充分利用和開發(fā)農作物秸稈飼料,發(fā)展“節(jié)糧型畜牧業(yè)”,特別是對于發(fā)展農區(qū)秸稈養(yǎng)牛,具有十分重要的意義。據資料統(tǒng)計：我國每年農業(yè)生產中所遺留的各種農作物秸稈大約有 6 億多噸，其中約 30％為玉米秸稈。如果充分利用秸稈加工技術，如切碎、揉碎和粉碎以及青貯與氨化等，把秸稈加工成飼草料，不但可以節(jié)約大量的糧食，還可以過腹還田，充分利用氮、磷以及各種有機物成分，提高微量元素的循環(huán)利用率，達到培育地力、提高土壤的肥力、改善土壤土粒結構的目的，起到防止土壤風蝕、沙化和退化的作用 [2]。因此，80 年代以來，我國對農作物秸稈處理進行了許多研究工作。應用最廣泛的是粉碎和鍘切機械加工，因為，無論是化學處理還是生物處理，其第一道工序需要將秸稈粉碎或鍘切。然而，我國目前農作物秸稈的利用率還很低，很多農民將收獲后的農作物秸稈燒掉，既造成資源浪費又污染了環(huán)境。因此，不斷研制飼草加工機械，提高農作物秸稈的利用率，對發(fā)展節(jié)糧效益型畜牧業(yè)具有非常重要的意義。1.2 鍘草機的設計要求和方法 1.2.1 我國畜牧業(yè)對鍘草機的要求鍘草機是奶牛、肉牛、羊、馬等食草動物飼料的主要加工機具，用來鍘切青飼玉米、各種秸稈、谷草、牧草、稻麥草等。我國畜牧業(yè)對粗草飼料加工長度的要求是：牛以 3～4 cm 為宜；綿羊以 1.5～2.5 cm 為宜；粗大的莖節(jié)應破碎。因此對鍘草機的要求是：1）切碎質量好，碎段長度一致，盡量不產生長草段，超長率應小于 7%；2）茬口整齊，斜茬率應小于 5%；3）切碎長度可根據飼養(yǎng)要求變化來調整；34）附有自動喂入和拋出裝置；5）切刀刃磨方便，結構簡單，故障少。1.2.2 鍘草機的設計要求其主要性能指標應符合表 1。表 1 鍘草機的技術條件Table 1 Dishtype Hay Cutter technical conditions 項目 指標超長率（%） ＜7斜茬率（%） ＜5破節(jié)率（%） ＞55超長率的計算： Sc= %10?Gyc（1）Sc——超長率（%）——在小樣中實際長度超出規(guī)定長度 1/5 的長草總重（g）Gc——小樣總量（ g）；y斜茬率的測定：%10??GyxS（2） ——斜茬率（%）Sx——斜茬草總重量 (g);G斜茬草是指被切斷平面與母線夾角小于 70 度破節(jié)率的測定：10??jpS（3）——破節(jié)率（%）p——草節(jié)被壓遍或破成兩半以上的帶節(jié)草的總重（g）G——小樣中帶節(jié)草的總重；j表 2 物料單位草長度電量Table 2 Material unit grass length power4物料名稱單位草長度電量 HKWg?谷草 30玉米秸稈 30野生草 25單位草長度電量:Lgd?'（4）——度電產量（ ）dgHKWg?L——平均切草長度（mm）平均切草長度的測定：在小樣中間除莖稈（葉、皮除外）測量每節(jié)長度，計算算術平均值。nL??（5）——平均切草長度；Ln——小樣節(jié)數；2 總體方案與設計計算2.1 總體方案2.1.1 鍘草機的總體構成2.2 各主要工作部件的配置關系及工作過程2.2.1 喂入機構 喂入機構由壓草輥和上、下喂入輥等部件組成。以保證喂入量均勻連續(xù)喂入機構由壓草輥和上、下喂入輥等部件組成。以保證喂入量均勻連續(xù)，上喂入輥的壓緊機構采用彈簧壓緊，有調節(jié)螺帽可改變彈簧的拉緊力，以調節(jié)上喂入輥對飼草的壓緊力 [3]。對上喂草輥的傳動采用結構緊湊的十字滑塊聯(lián)軸節(jié)。1）切碎裝置。切碎裝置包括刀盤主軸，它在兩個深溝球軸承中轉動，軸的輸入端是大皮帶輪，輸出端是帶動齒輪箱傳動的直齒圓柱齒輪；軸中部固定有動5刀架，動刀架上用沉頭方頸螺栓固定二把把動刀片，另有調節(jié)螺栓調節(jié)刀片間隙，1.電機；2.出草裝置；3.傳動系統(tǒng)；4.喂入機構；5.輸送裝置；6.牽引機構；7.切碎裝置；8.支架圖 1 鍘草機鍘草機示意圖Fig.1 Dishtype Hay Cutter schemes 6而定刀片則固定在喂入口下緣 [4]。切碎裝置的外殼由下殼組、左上殼組和右上殼組組成，其分別用螺栓固定在機架上。右上殼組可以快速折開，只須將手柄逆時針方向轉動，并松開外殼的固定環(huán)。這種外殼便于檢查時拆裝，在外殼堵塞時也便于清理。2）拋送裝置。出草裝置包括固定在動刀架上的拋送葉板、輸送管和偏向器等，切碎段經葉板的拋送、在獲得較高的速度后沿切碎器外殼切線方向進入輸送管中，輸送管內有一股由拋送葉板高速旋轉后所產生的上升氣流，繼續(xù)將切碎段向上輸送，經偏向器落至指定處 [5]。輸送管是由單節(jié)管子按青貯塔高度而連接起來的，每對管都用鎖扣鎖住。3）傳動系統(tǒng)。電動機提供動力，通過帶輪傳動機構，將運動和動力傳送到動刀架主軸，然后通過一對直齒圓錐齒輪傳至齒輪箱輸入軸帶動下喂入輥，輸入軸上裝有兩個直齒圓柱齒輪帶動另外一根輸入軸于此同時帶動上喂入輥 [6]。該機器設有行走輪，工作時短距離移動鍘草機很方便，但運輸速度限制在5 公里/ 小時以下，若需長距離移動，應用運輸工具裝運。2.3 主要工作部件設計與計算2.3.1 主要性能參數與技術指標2.3.2 主要工作部件的參數選擇與計算本次設計的盤刀式鍘草機，主要用于含水率較高的青飼玉米秸稈等物料的切碎。（1）電機的選擇。根據國內市場上現(xiàn)有機型，選用電機型號 Y160L-4 三相異步電動機 [7]。其標準查知：額定功率： 6Kw；同步轉速： 500r/min；滿載轉速： 440r/min；1）主要技術指標（見表 3）2）主要性能參數（見表 4）表 3 主要技術指標Table3 Its main technical indices項目 技術指標切草長度（ cm） 1.5～4配套動力 三相電動機或柴油機，根據生產率和設計要求計算后確7定功率及型號生產率（ t/h） 9表 4 主要性能參數Table4 Main performance parameters性能 參數配套動力 6kw 電機生產率 9t/h切草長度（mm） 15、20、22、32、40刀盤轉速（r/min） 500刀片數 2V 形帶 6 根（2）喂草輥的選擇。喂草輥的作用是壓緊和喂送秸稈草料，其喂入性能與輥的直徑和形狀直接有關。常用的喂草輥分為刀齒形、溝齒形、星齒輥和光齒形四種，見圖 2-2。刀齒輥的特點是喂送能力強，但容易纏草，光輥則相反，溝齒輥和星齒輥介于兩者之間 [8]。光輥只能用作下草輥，其他三種則兼作上、下喂草輥。為了適應飼草層厚薄的變化和使飼草壓緊程度較為均勻，上喂入設有壓緊機構。喂入機構的配置要求：1）下喂入輥的上平面應量與固定刀底刃的上平面在同一水平面上；2）為保證將飼料壓縮到一定的緊度，在飼料多時也不會堵塞，要求上喂入輥能隨草層厚度變化，一方面做旋轉運動，一方面做上下運動 [9]。因此必須有特殊的傳動機構及壓緊機構。上、下喂草輥的直徑 Dg 由下式確定：（mm） )cos1(2????tDg（6）式中： ——喂料槽上草層的厚度 （mm）t——草層通過喂草輥時的壓縮系數，常用 =0.6～0.8? ?——草層與輥的摩擦角，??3216～??通過各方面的比較分析，本設計下草輥選用刀齒形，上草輥選用溝齒形。據8調查每根玉米秸稈的平均直徑為 3cm，輸送帶上以堆放三層為宜，則喂入鏈上草層厚度為 82mm，取壓縮系數 =0.7，摩擦角 于是：??26??）（ m120)cos1(7.08)cos(???tDg中型切碎機常用喂入輥直徑為 100～140 mm，本次喂入輥取 Dg=120mm。（a）刀齒形；（b）星齒形；（c）溝齒形; (d)光棍圖 2 喂草輥的形狀Fig.2 grass roller shape（3）喂入口的尺寸確定1）喂入口的高度 和寬度 可由下式確定：ab)(602mnlZkQacdc??（7）式中： ——鍘草機的設計生產率（Kg/h）；Q——喂入口的充滿系數， =0.4～0.6；ckck——秸稈飼草的切斷長度（m）；l——切刀數， =2～4；dZdZ——刀盤轉速， =350～950 r/min；nn——壓緊后的秸稈飼草體積質量， =120～160 。c? c?3/mkg乘積 確定后，按 =1/3～1/4 求出 、 值。ababa9由于加工或收獲青貯玉米的實際生產率為理論生產率的 70%，本次設計為9t/h，所以t/h；86.127.09.??實 際設 計 Q取 =3， =500 r/min， =160 ，得：dZdnc?3/mkg）（～ ～20915.43. 16034.015.66? ??cdcnlZkab取 =0.048，又 =1/3～1/4 ，則取 =120mm， =400mm。bab2）盤刀式切碎機喂入口的配置尺寸（切刀形式:凸刀）：實際進草高度 h=（0.3~0.6）a=（0.3~0.6） 120mm=36~72mm，取 h=50mm；?實際進草寬度 c=（0.3~0.6）b=（0.3~0.6） 400mm=120~160mm，取c=150mm。（4）喂入速度的確定。喂入口的充滿系數取 Kc=0.5，草層通過喂草輥時的壓縮系數 =0.7，喂入高度 a=120mm，喂入寬度 b=400mm，則喂入時的橫截面面?積：s=0.5 0.7 0.048=0.0168?2m則喂入速度： srsQvc /93.06108.9??（5）凸刃口切刀刀刃曲線的設計。盤刀式切碎機凸刃口的刀刃曲線常用偏心圓弧形，其半徑 R 由下式確定見圖 2—3R= mm Rmin2min2ax2ax2R 1ssihcb1 ???? ?????（）（、（8）式中 b、c、h——喂入口的寬度及配置尺寸；、 ——切刀的最大和最小滑切角，常用 ；max?in ??30,5minax???——刃口磨削儲備量，常用 =18~30mm；R?R?10取 b=400mm，c=150mm，h=50mm， ， =25mmmax???35,0in?R?R= mR 462135sinsii01540212222 ??????? ????（）（、經圓整取凸刃口的刀刃曲線圓弧半徑 R=450mm，則 =437.5mm。'R刀刃圓弧中心 O1與刀盤中心 O 的偏心距 e 由下式確定：mm4.358cos5.437cosRemin' ????圓整為 360mm刃口兩斷點的位置由其與刀盤中心 O 點的距離決定：12hc(bN???）（9）2cM??（10）式中 ， ——刀長余量， =8~15mm， =6~12mm1?212取 =12mm， =10mm 則： m3.564105(40ON2???）可圓整為 565mm M?11圖 3 凸刃口圓弧切刀Fig.3 Cutter blade arc protruding （6）拋送葉板和拋送高度。在盤刀式切碎機的刀盤上裝有拋送葉板，當刀盤高速旋轉時，葉板對比重較大的青飼料起拋送作用，而對較輕的干草以吹送作用為主 [10]。葉板與外殼的徑向間隙不大于 3~4mm，側向間隙不大于 6~12mm。飼料的拋送高度 H 可用下式計算：H= （m） gpH2/??（11）式中： ——拋送葉板的圓周速度 （m/s） 葉板半徑 R=620mmp?=n D/60=500 1.24/60=32.46m/sp???——由于飼料在拋送過程中互相碰撞，纏繞并與管壁沒擦而造成拋送高H?度降低的系數，常用 =0.25~0.35 取 =0.3H?H?則拋送高度：H= =0.3 /2 9.8=16.13mgp2/??246.3122.4 傳動設計與計算傳動裝置總體設計的任務是擬定傳動方案、選擇電動機、確定總傳動比并合理分配傳動比以及計算傳動裝置的運動和動力參數，為各級傳動零件設計、裝配圖設計作準備。2.4.1 擬定傳動方案電動機提供動力，通過帶輪傳動機構，將運動和動力傳送到動刀架主軸，然后通過一對直齒圓錐齒輪傳至齒輪箱輸入軸帶動下喂入輥，輸入軸上裝有兩個直齒圓柱齒輪帶動另外一根輸入軸，于此同時帶動上喂入輥。2.4.2 確定總傳動比和分配各級傳動比1）傳動裝置總傳動比。設 為時間， 為刀盤線轉速， 為主軸轉速， 為tv1n2n下草輥轉速， 為動刀數量， 為傳動比， 為草長，則：dZiL1nZtd?tLv（12）Dtvn?602??（13）ddLZnLZni???12160（14） 38.15max??i402in?2）分配各級傳動比。取第一級 V 帶輪的傳動比為 ；取第二級錐齒輪.21i的傳動比為 ；取第三級錐齒輪的傳動比為 ；刀盤到喂草輥的傳動5.2?i 3比 ，符合 [11]。143?i maxin?132.4.3 計算傳動裝置的運動和動力參數1）計算各軸轉速。 ；min/50rn?min/6.1738.2501ri?in/.69.21ri2）計算各軸輸入功率。 kwp25.1405101?????取刀盤功率消耗占整機功率的 80%，即： %8刀 耗 kp 16.297.0125.43212 ???????）（）（ 刀 耗 w3.9063?為 V 帶的傳動效率， =0.94~0.97 取 0.95；1?1為滾動軸承的傳動效率， =0.98~0.995 取 0.99；2 2為圓錐齒輪 1 的傳動效率， =0.96~0.98 取 0.97；3 3?為圓錐齒輪 2 的傳動效率， =0.94~0.97 取 0.95；4?43）計算各軸轉矩。 mNnpT.42975105.9161 ????刀 耗 .03.2622.4.4 傳動部件參數的選擇與計算（1）帶輪的設計。根據已知電機功率 P=6w，轉速 ，傳動比min/501rn?8.2?i1）確定計算功率由《機械設計》表 8-7（以下同）查得工作情況系數 [12]，故1.?Ak5.16.??PkAca2）選擇 V 帶的帶型根據 ， 由圖 8-11 選用 B 型caP1n3）確定帶輪的基準直徑 并驗證帶速dv①初選小帶輪的基準直徑 。由表 8-6 和 8-8，取小帶輪的基準直徑114。md125?②驗算帶速 。按式（8-13）驗算帶的速度v smsnd /42.9/10625061 ???因為 5m/s＜＜ ＜30m/s，故帶速合適。v③計算大帶輪的基準直徑。根據式(8-15 ),計算大帶輪的基準直徑a2did3601258.12???根據表 8-8，圓整為 。m354）確定 V 帶的中心距 和基準長度adL①根據 ，初選中心距 。)(2)(7.02121dd??? ma950?②由式（8-22）計算帶所需的基準長度madaLdd 2689504)13()125(9022???????????????由表 8-2 選取帶的基準長度為 。mLd80?③按式（8-23）計算實際中心距 。amad 1062895200 ??????中心距的變化范圍為 974～1100mm。5）驗算小帶輪上的包角 1?001201 9673.5)(8????d6）計算帶的根數 z①計算單根 V 帶的額定功率 。rp由 和 ，查表 8-4 得 [13]。md125?in/140n?akwp19.20?根據 ， 和 B 型帶，查表 8-4 得 [13]。i/40rn8.2b46.0Δ查表 8-5 得 ，表 8-2 得 ，于是96.?k3.1?LkkKpLr 3.2)(0????15②計算 V 帶的根數 z26.34.51??rcap取 6 根。7）計算單根 V 帶的初拉力的最小值 min0)(F由表 8-3 得 B 型帶的單位長度質量 ，所以kgq/18.? NvzKPFac 2.48.918042.965.0)2()5.2(0)( 22min0 ??????????????應使帶的實際初拉力 。min0)(F＞8）計算壓軸力 p壓軸力的最小值為： NFzp 3.295sin2.4862sin)(2)( 1671m0min ?????（2）齒輪的設計取機器工作壽命為 10 年，每年工作 50 天，每天工作 8 小時1）第一對圓柱齒輪的設計①選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數采用錐齒圓柱齒輪，7 級精度；采用小齒輪材料為 QT600-2，硬度為260HBS，大齒輪材料為 QT500-5，硬度為 220HBS，二者材料硬度差為 40HBS選小齒輪齒數 ，大齒輪齒數 ，齒數比 [14]。16?Z402?Z5.2??②按齒面接觸強度設計由《機械設計》上設計公式（10-9a）（下同）進行試算，即??3211 )(2. HEdt ZKTd??????（15）確定公式內的各計算數值試選載荷系數 。3.1?tK小齒輪傳遞的轉矩 。mNT.42975由表 10-7 選取齒寬系數 。0d?16由表 10-6 查得材料的彈性影響系數 。219.73MPaZE?由圖 10-21(a)按齒面硬度查得大、小齒輪的接觸疲勞強度極限 PaHlHl 505902min1min???，由式 10-13 計算應力循環(huán)次數81 102.816???hjLN7820.45.?由圖 10-19 取接觸疲勞系數 ， 。931HNK96.2HN計算接觸疲勞許用應力。取失效概率為 1%，安全系數 S=1，由式（10-21）得??MPaSHN7.548903.1lim1 ????K.6.2li2計算計算小齒輪分度圓直徑 ，代入 中較小的值。td1??H?mZKTdEdt 83.65).0917(5.234.09132.)(32. 21 ?????????（16）取 =80mmtd1③計算圓周速度 。v smndt /09.216058160????④計算齒寬 。bbtd34.1??t 280???⑤計算齒寬與齒高之比 。h17模數： mzdtt 51680?齒高： ht 225.??8413b⑥計算載荷系數。根據 ，7 級精度，由圖 10-8 查得動載荷系數 [15]；smv/09.2? 07.1?vK直齒輪， ；由表 10-2 查得使用系數 ；1??FHKA由表 10-4 用插值法，查得 7 級精度等級、小齒輪相對支承懸臂布置時，。186.??由 ， 查圖 10-13 得 ；故載荷系數32hb182.?H 14.??FK27.186.07?????HvAK⑦按實際的載荷系數校正所算的分度圓直徑，由式（10-10a）得 mdtt 4.93.12831?⑧計算模數 m。 Z9625.417⑨齒根彎曲強度設計由式（10-5）得彎曲強度的設計公式為??31)(2FSdYZKTm????（17）確定公式內的各計算數值由圖 10-20(a)查得大、小齒輪的彎曲疲勞強度極限 MPaPaFEFE31034021????，由圖 10-18 取彎曲疲勞壽命系數 ；9NNK，計算彎曲疲勞許用應力。取彎曲疲勞安全系數 ,由式（10-12）得4.1?S18?? MPaSKFENF 6.2184.309121 ?????7121計算載荷系數 。K2.14.0.???????FvAK由表 10-5 查得齒形系數 ， 。03.1FY2由表 10-5 查得應力校正系數 ， [16]。5?S67.?SY計算大小齒輪的 并加以比較。??Fs?? 01346.345.1??FsY???29.7.22s?小齒輪的數值大。設計計算 ?? mYZKTmFSd 04.2136.064.029751)(2331 ???????對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數 大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數，由于齒輪模數 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（即模數與齒數的乘積）有關，因此可取模數 ，按接觸強度算的分度圓直徑 ，算出小5?mmd4.791?齒輪的齒數： 654.791??dZ大齒輪齒數： 0.2?⑩幾何尺寸的計算計算分度圓直徑19mZd805161???242計算中心距 da1408021???計算齒寬 mbd324.1??取 ，B37??（2）第二對錐齒輪的設計1）選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數①采用直齒圓柱齒輪，7 級精度；小齒輪材料為 40Cr（調質），硬度為280HBS，大齒輪材料為 45 鋼（調質），硬度為 240HBS，二者材料硬度差為40HBS②選小齒輪齒數 ，大齒輪齒數 ，齒數比 。421?Z42?Z1??2）按齒面接觸強度設計①由《機械設計》上設計公式（10-9a）（下同）進行試算，即??3 221 )()5.01(92. HERRt ZKTd??????（18）②確定公式內的各計算數值試選載荷系數 。2.1?tK小齒輪傳遞的轉矩 。mNT.034由表 10-7 選取齒寬系數 。/R?由表 10-6 查得材料的彈性影響系數 。218.9MPaZE?由圖 10-21a 按齒面硬度查得大、小齒輪的接觸疲勞強度極限 HlHl 60,6502min1min??由式 10-13 計算應力循環(huán)次數 71 108.4581?????hjLN20772104.28.4??N由圖 10-19 取接觸疲勞系數 ， 。96.01HK98.HN計算接觸疲勞許用應力。取失效概率為 1%，安全系數 S=1，由式（10-21）得??MPaSHN624509.1lim1 ????K8.2li2計算數值計算小齒輪分度圓直徑 ，代入 中較小的值。td1??H???3 22)()5.01(92. HERRt ZKT??????= mm5.8.9()/.(/4.32??mdRtm 7.36/5.801????3）計算圓周速度 v snm /.016027.31602???4）計算載荷系數根據 ，7 級精度，由圖 10-8 查得動載荷系數 ；sv/9.0? 3.1?vK；由表 10-2 查得使用系數 ；21?FHK1?A由表 10-4 用插值法，查得 7 級精度等級、小齒輪相對支承懸臂布置時，。.??F故載荷系數 36.12.031??????HvAKK5）按實際的載荷系數校正所算的分度圓直徑，由式（10-10a）得 mdtt .92.165.8331?圓整取 =92mm。1d216）按齒根彎曲強度設計由式（10-5）得彎曲強度的設計公式為??3 212)()5.0(4FSRR YZKTm???????（19）①確定公式內的各計算數值由圖 10-21a 查得大、小齒輪的彎曲疲勞強度極限 MPaPaFEFE380,5021????由圖 10-18 取彎曲疲勞壽命系數 ；NNK計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數 ,由式（10-12）得4.1?S?? MPaSKFENF 86.234.108575221???計算載荷系數 .1.????FvA計算當量齒數 894.021cos21???? 48.0coscs212???75.93.s,5.3.s 2211?ZZvv由表 10-5 查得齒形系數， 0.,67??FFaY應力校正系數， 。8.,5.21?SsaY計算大小齒輪的 并加以比較??F????016.8.2372.5.621??FsasFY?小齒輪計算數值較大22②設計計算 ??5.3021.21)3/5.01(/464)(.33212???????FSRYZKTm????取 m=4則： 23491?mdZ62?7）幾何尺寸的計算①計算分度圓直徑 mZd92431???1862②計算錐距 ???3.467.5,cot 21????，則 mdR9.022???????8）計算壓軸力 pF有效圓周力為： NvPe 9.630125.710???由于是水平傳動，故鏈輪壓軸力系數 ，.FpK則壓軸力為： KFep 74.??9）鏈輪幾何尺寸的計算①分度圓直徑： 102.7m/)8sin3.75)/Z180sindoo???（（ P②齒頂圓直徑： 3.5.9.325.7p25.1amx ?????2332.105.97.31)06.7.12d)pZ6.1damin ????????（（平均齒頂圓直徑 ： mddaa 825.16)312()(2minx取齒頂圓直徑： 16?③齒根圓直徑： df 65.830.19721???④最大齒根距離 ：xL當齒數是奇數時 ；當齒數是偶數時 （20）190.cosxz?。 x1Lfd?mdLfX65.83?⑤齒側凸緣直徑10cot.4.76gphZ??。（21）查表 9-1 得內鏈 m18.30h? mhZpd57.6.04.1cot0g ????取 dg65⑥軸向齒廓尺寸計算 查《機械設計》表 8-2-22⑦計算齒寬查《機械設計》表 9-4由于 p12.7 ,單排，則有 110.95fb?查《機械設計》表 9-1 得內鏈節(jié)內寬 ，則m8.11f ??齒鍘倒角 pba3.0?24m1.475.31.0p.ba ???倒角半徑 取xrp?m32rx鏈輪齒總寬1()fntfbpb???（22）其中，n 為鏈排數， 為排距。tp則有 mbpfft 181nb1f ????）（3 典型零件的受力分析與強度校核3.1 主軸的受力分析與強度校核軸類零件是較常見的典型零件之一,也是傳動系統(tǒng)中最重要的零件。它們在機器中常用來支承齒輪、帶輪等傳動零件，以傳遞扭矩和運動。因此本章選取刀盤主軸進行受力分析與強度校核 [17]。（1）初步計算軸徑。軸的材料為 40Cr，調質處理，查表 15-3，取 A0=105[18],由下式初步估算軸的最小直徑： m34.17502.1nPAd30min ???（2）軸的徑向尺寸如圖 4 所示圖 4 主軸徑向尺寸Fig.4 Spindle radial dimensions （3）軸的裝配關系如圖 5 所示（4）軸的彎扭合成強度計算。由裝配軸承軸頸處直徑 d=50mm，且軸向力忽略，查《機械零件手冊》，選取軸承型號為 6310 深溝球軸承，D=110mm，B=27mm。1）求作用在軸上的力25①齒輪上的作用力： N2.17035492dTF1t ???9.6tan.tanor?②帶輪對軸的作用力： 295.3FP?③動刀架對軸的作用力： N82.0mgG??m.9519nP19.5T661 ??.3FPN2.648502R21??圖 5 主軸裝配關系Fig.5 Spindle assembly relation ④軸承對軸的作用力: 0LF)(GLF43t2NV1 ?????則：