家用青饲料切割机说明书

1、摘 要近两年来，饲料加工机械形势看好，国产机型如割草机、搂草机、捡拾打捆机、青饲收获机、铡草机、揉搓机以及乳品机械等的销量大幅增加，特别是青贮切碎机在去年出现了供不应求的局面。我国现阶段农机市场上产品繁多、货源充足，农机购机热情空前高涨。然而，据专家分析，我国农机产品还远不能满足当前农村市场的需求。当前的主要障碍不是农机产品的数量，而是技术性障碍。本文设计的这种青饲料切割机,由装在同一传动轴上的破碎,切碎两种功能的机构构成.破碎机构主要由刀齿板、切刀、刮刀及辊筒构成.加工块茎类物料时,经刀齿的划割,切刀的切割,刮刀的进一步破碎,完成加工过程;同时,可利用切碎机构加工藤蔓、杆叶类青饲料;并采用辊

2、压轮对藤蔓进行自动进给.拆下破碎部件,换上磨碎齿板,又可作为薯类淀粉初加工机具.因此,既能满足青饲料加工要求,又能加工薯类淀粉,适应农村养殖业的需要。关键词：破碎；切碎；切刀；辊筒；辊压轮AbstractPast two years, feed processing machinery optimistic about the situation, the domestic models, such as lawn mower, brush mower, pick up the bander, forage harvester, chaff cutter, kneading machine,

3、and dairy machinery sales increased substantially, especiallysilage chopper in the last year, the supply situation. The range of products on the present stage agricultural market, adequate supply, agricultural machinery purchase unprecedented enthusiasm. However, according to expert analysis, China&

4、#39;s agricultural products is far from being able to meet the current needs of the rural market. Current of the main obstacles is not the number of agricultural products, but technical obstacles. In this paper, the design of this green fodder cutting machine, mounted on the same drive shaft broken,

5、 institutions constitute chopped two functions. The broken bodies of cutter plate and cutter, scraper and roller. Processing tubers materials cross-cut by the cutter, the cutter of the cutting, the scraper is further broken to complete the processing; the same time, chopped institutions processing v

6、ines, pole leafy green fodder; and automatic feed roller wheel on the vine. demolition broken parts and put on the ground tooth plate, but also as potato starch, the early processing machinery, therefore, meets the green fodder processing requirements, but also potato starch processing, to meet the

7、needs of rural aquaculture.Keywords: Breakers；Shredding；Cutter ；Roller ；Rolling wheel目 录摘 要IAbstractII1 绪论11.1研究背景和意义11.2 市场前景分析11.3 设计方案的确定11.3.1 设计方案分析11.3.2 设计方案确定32 总体结构设计及原理42.1 总体结构及实现原理介绍42.2 整体传动比的分析计算53 传动设计73.1 电动机的选型73.2 V带传动的设计83.2.1 V带轮的设计要求83.2.2 带轮的材料83.2.3 V带轮的结构83.2.4 相关计算83.2.5 带轮的

8、结构设计103.2.6 V带轮的结构参数103.3 锥齿轮的设计113.3.1 选择齿轮材料113.3.2 选定齿轮精度等级113.3.3 按接触疲劳强度设计小齿轮分度直径113.3.5 小锥齿轮零件图143.4 圆柱齿轮的设计143.4.1 选定精度等级,材料及齿数153.4.2 按齿面接触强度设计153.4.3 按齿根弯曲强度设计173.4.4 几何计算183.4.5 验算204 刀的设计204.1 切割的基本概念204.2 切刀的设计204.2.1 切刀材料204.2.2 对切刀的要求204.2.3 选用或设计刀片时应满足的要求204.2.4 刀片刃口几何形状及常用刀片形状214.2.5

9、 刀的滑切与正切分析214.2.6 钳住物料的条件分析234.2.7 刀的安装244.3 破碎辊筒的设计254.3.1 刀的设计254.3.2 刀在辊筒上布置的设计254.3.3 辊筒的设计265 轴与校核275.1 轴的设计275.1.1 主轴的设计275.1.2 传动轴的设计285.1.3 传动轴、的设计295.2 校核305.2.1 主轴的校核305.3 调心球轴承的寿命计算366 进给机构与机架的设计386.1进给机构的设计386.2 机架的设计38结论39参考文献40致谢411 绪论 1.1研究背景和意义饲料加工机械是建设现代农业的重要物质基础，是先进生产力的代表，是提高农业劳动生产

10、率的主要手段。随着国家惠农政策的不断出台，我国现阶段农机市场上产品繁多、货源充足，农机购机热情空前高涨。国产机型如割草机、搂草机、捡拾打捆机、青饲收获机、铡草机、揉搓机以及乳品机械等的销量大幅增加，特别是青贮切碎机在去年出现了供不应求的局面。然而，据专家分析，我国农机产品还远不能满足当前农村市场的需求。当前的主要问题不是农机产品的数量，而是技术性与实用性的问题。在此基础上结合生产生活实际设计一个小型家用青饲料切割机，其结构简单，操作方便，经济实惠，能够满足大多数个体户的需要。1.2 市场前景分析经过市场调研发现。很少有适合小型养殖场、专业户和个体农户要求的小型青饲料切割机。并且这些青饮料切割机

11、还具有以下缺点：（1） 大多数青饲料切割机只能单独切割块状饲料或茎杆类物料。（2） 切割刀刃为直刃、切割刚度低、对多纤维茎杆的切割性能差。（3） 用手喂入茎杆娄物料安全性差。（4） 块料切碎时切碎均匀度差。故我们设计一种能满足小型养殖场、专业户和个体农户要求。切割性能好，操作安全的小型青饲料切割机。1.3 设计方案的确定1.3.1 设计方案分析通过查阅资料，最后选定了四种参考方案，具体外形如图1、图2、图3、图 4所示。 图 1 卧式切割机 图 2 立式切割机 图 3 卧式辊筒切碎机 图 4 卧式多功能切割机方案一图 1所示方案一是最常见的卧室切割机，砍刀片装在电动机的主轴上，通过电动机提供给

12、刀片的旋转运动来切割青饲料，但是缺点是不能切割块茎类饲料，同时刀片为直刃砍刀，消耗功率大，振动也大。方案二图 2所示方案二是立式切割机，优点是结构紧凑，占用空间小，缺点与方案一一样，对能切割饲料的种类有限。方案三图 3所示方案三是卧式辊筒破碎机，有点是能很好切割块茎，辊筒上的刀片拆卸也很方便，缺点是不能切割藤蔓类青饲料，所以他的使用也受到了很大的限制。方案四图 4所示方案四是卧式多功能切割机，优点是即能切割藤蔓类，又能切割块茎类，缺点是，该设计在为了完成切割块茎的目的是，过多装入转动刀片，在拆卸刀片时，非常不便，并且过多的刀片也增加产品的成本。1.3.2 设计方案确定通过分析以上四种方案，吸收

13、各自优点，得到一个即能切割藤蔓类青饲料，又能切割块茎类青饲料的多功能青饲料切割机。并在设计中，增加了藤蔓类物料的自动进给机构，以提高工作安全性。 图 5 家用青饲料切割机效果图1电动机 2. 皮带轮防护罩 3. 防护罩 4. 进料斗 5.进料槽 6.机架 7. 出料槽本设计方案的目的是提供一种可将块茎，块根类青饲料，一次加工成块粒状的青饲料切碎机；同时具有藤蔓，杆叶类青饲料的切碎机构；还可较方便地更换上磨碎齿板，作为薯类淀粉加工的多功能机具。本设计方案的优点是破碎辊筒上的齿、刀部件，配合作用，减少了对物料的挤压、碰撞的机会，降低了块茎类饲料加工的浆状体；同时在加工藤蔓、杆叶类饲料时采用辊压轮进

14、给，提高了送料时的人身安全；加之同破碎机构安装在同一传动轴上的切碎机构。即可完成块茎、块根类青饲料的加工，又可同时加工藤蔓、杆叶类饲料。不但简化了设备，又避免了采用不同的传动轴，共用同一动力，操作使用时的麻烦。破碎辊筒上的刀齿板、切刀、刮刀可拆下，换上磨碎齿板，又具有薯类淀粉加工能力。因而它有结构简单，适应性强的特点，能充分满足农村，特别是山区农村推广。效果图如图5所示。2 总体结构设计及原理2.1 总体结构及实现原理介绍该机主要由传动轴和装在其一端的V带轮，装在其中部的破碎辊筒和切碎刀盘，装在其一端的变速锥齿轮和传动轴上的变速锥齿轮和直齿轮及进给轴、，装在支撑固定它们的机架下部的电动机，主动

15、轮及传动皮带，加之安装在机架上的喂料台，进料斗，机壳等构成，要点是破碎辊筒的滚动面上安装了由刀齿板，切刀，刮刀组成的共同完成对块茎块根类青饲料破碎的破碎机构，切碎机构由安装在传动轴一端的切碎刀盘及其上的动刀片，加之固定在机架相应位置上，能在刀盘转动过程中，与动片构成剪切动作的定刀片构成。为使破碎和切碎能同时进行，把破碎辊筒，切碎刀盘装在同一传动轴上。传动轴安装在机架上，动力由机架下部的电动机及其主动轮，通过皮带传给安装在传动轴一端的从动轮，驱动传动轴运转使安装在中部的破碎辊筒及其切刀盘工作。机架上靠切碎刀盘一侧，制作了切碎机构喂料台、自动进给辊压轮及刀盘罩；位于传动轴中部的破碎辊筒上，装有机壳

16、和进料斗，二者用小螺杆连为一体；主动轮与从动轮间套有皮带防护罩；机架下部制作了切碎，破碎物料的出料斗。其中，喂料台，刀盘罩、机壳、进料斗、皮带防护罩，出料斗均连接固定在机架上。破碎辊筒上的刀齿板、切刀、刮刀等用螺钉固定在滚筒的滚动面上，且使刀齿板和切刀有5-10度的螺旋角。这样，就够成一个青饲料切碎机。若要作为暑类淀粉加工设备，则可将磨碎齿板替换下破碎辊筒上的刀齿板，切刀和刮刀。磨碎齿板能在辊筒的旋转力带动下，将薯类打磨成浆体，达到加工淀粉的目的。 使用时，将藤蔓、杆叶类青饲料放在喂料台上，由辊压轮自动将料送入刀盘罩内，动刀片随刀盘的旋转和固定在机架上的定刀片配合，将物料切碎。块茎、块根类青饲

17、料则从破碎辊筒机壳顶部的进料斗送入；在辊筒的旋转力作用下，物料先被刀齿板上的刀齿划割成条，随即由切刀切削下来，再经刮刀进一步破碎，切碎或破碎后的物料从出料斗送出。即可满足青饲料加工要求。传动原理如图6所示。图 6 传动原理简图1. 电动机 2.小v带轮 3.v带 4.大v带轮 5.轴承座 6.破碎辊筒 7.主轴 8.切碎刀盘 9.动刀片 10.小锥齿轮 11.大锥齿轮 12.小圆柱齿轮 13.大圆柱齿轮 14.换向圆柱齿轮 15.换向圆柱齿轮 16.传动轴 17.传动轴 18.传动轴 注：图中箭头表示各轴的转动方向2.2 整体传动比的分析计算在本设计中，考虑到实际情况，主轴转速在400r/mi

18、n为宜。以下为具体计算分析过程。因为设计任务提供的电动机是1500r/min、功率是0.55kw。根据带轮传动比的要求（一般传动比在25为宜）现选传动比为3.9。则主轴转速为 =1500r/min/3.9=384.6r/min现初步选择辊轧轮的直径为40mm，对切削的物料长度定为10mm。现在来分析主轴到传动轴、之间的传动比。因为辊压轮的转动是由轴、提供的，所以轴、的转速相等，转向相反。参考图7现主轴转速设为r/s,由于刀盘上是对称安装的2把动刀片，所以切割次数为2次/s。图 7 物料进给示意图进给辊压轮设为转/s。 V=2R220125.6mm/s V为料的理论进给速度。则每次刀的切割长度是

19、 L=62.8/由设计要求知切割长度以10mm为宜，则 62.8/10mm 即 /=10/62.8 /=6.28主轴与轴、的传动比为6.28 现已知 384.6r/min 则 =61.24r/min 则理论上每秒进料为 V128.2mm/s考虑到在实际中料在传送过成中的打滑，所以上述进料速度在现实中是可以做到的。在主轴与轴、之间有一对锥齿轮的减速和一对直齿轮的减速，考虑到各对齿轮传动比的适宜范围，现取锥齿轮的传动比i=2,圆柱齿轮的传动比i=3(考虑到计算和设计时的方便)3 传动设计3.1 电动机的选型考虑到设计的青饲料切割机适用对象为小型养殖场、专业户和个体农户,故电动机电压应选用220V，

20、考虑到所受的载荷不大，所需动力不是很大,选用小功率的电动机。综合各方面因素，选用YL系列电动机。YL系列电动机是新型高效节能产品,具有体积小、容量大、起动及运转性能优越等特点,符合国际标准IEC的有关规定，并实现同一机座号单、三相异步电动机等级相同,提高了单、三相电动机的互换性和通用性,被广泛应用于冷冻机、泵、风机、小型机床以及农副业和家用电器等方面。 电动机的主要参数：型号:YL801-4电压:220V功率:0.55KW同步转速:1500r/min频率:50HZ效率:68%功率因数:0.92外形尺寸:295165200电动机的安装方式：选择B3型3.2 V带传动的设计 电动机V带轮的设计 主

21、轴V带轮的设计3.2.1 V带轮的设计要求设计V带轮时应满足的要求有：质量小；结构工艺性好，无过大的铸造内应力，质量分布均匀，转速高时要经过动平衡，轮槽工作面要经过精细加工（表面粗糙度一般应为3.2）以减小带的磨损，各槽的尺寸和角度应保持一定的精度，以使载荷分布较为均匀等。3.2.2 带轮的材料 此处带轮的材料，采用铸铁，材料牌号为HT200。3.2.3 V带轮的结构铸铁制V带轮的典型结构有以下几种形式：实心式腹板式孔板式椭圆轮辐式. 当带轮的基准直径2.5d(d为轴的直径，单位为mm)时，可采用实心式； 300mm时，可采用腹板式（当100mm时，可采用孔板式）；300mm时，可采用轮辐式。

22、3.2.4 相关计算已知电动机的额定功率为0.55KW,转速n1=1500r/min,选取传动比为i=3.9,采用普通V带传动. （1）确定计算功率P由参考资料1表8-6查得工作情况系数 KA=1.1,故P=KAP=1.10.55=0.605KW （2）选取带型 根据P，n 由参考资料1图8-9确定选用Z型 （3）确定带轮基准直径 由1表8-3和表8-7取主动轮基准直径 d=71mm 则从动轮基准直径 d=i d=3.971=276.9mm 根据参考资料1表8-7 取d=280mm 按参考资料1式(8-13)验算带的速度 V=m/s=5.57<35m/s 带的速度合适 （4）确定V带的基

23、准长度和传动中心距 根据 0.7(dd1+dd2)<a<2(dd1+dd2), 即245.7< a<702 初步确定中心距a=400mm 根据参考资料1式(8-20)计算所需的基准长度 L=2 a+(280+71)+=1378.37mm根据参考资料1表8-2选取带的基准长度Ld=1400mm由参考资料1式(8-21)计算实际中心距 a= a+(+)/2=400+(1400-1378.37)/2=410.815mm （5）验算主动轮上的包角a由参考资料1式(8-6),得 a=180°-=180°-(280-71)57.5°/410.85=15

24、0.747°>120°主轮上的包角合适 （6）计算V带的根数Z由参考资料1式(8-22)知 由n1=1500r/min, dd1=71mm, i=3.9 查由参考文献1表8-5a和参考文献1表8-5b,得P=0.31kw, P=0.03kw查参考资料1表8-8,得K=0.92查参考资料1表8-2,得K=1.14 则=1.697 取z=21式(8-22)中 K包角系数 K长度系数 P单根V带的基本额定功率 P计入传动比的影响时,单根V带额定功率的增量 （7）计算预紧力F由参考资料1式(8-23)知 F=查参考资料1表8-4, 得q=0.06kg/m,故 F=49.687

25、584N （8）计算作用在轴上的压轴力F由参考资料1式(8-24), 得F=192.3N3.2.5 带轮的结构设计带轮的结构设计，主要是根据带轮的基准直径选择结构形式，根据带的截型确定轮槽尺寸，参考文献1表（8-10），带轮的其它结构尺寸可参照参考文献1图（8-12）所列经验公式计算，确定了带轮的各部分尺寸后，即可绘制出零件图，并按工艺要求注出相应的技术条件等。 由以上的计算可知：电动机的V带轮选实心式；主轴V带轮选腹板式。3.2.6 V带轮的结构参数注：电动机V带轮L=(1.52)d, B<1.5d时，L=B，此处L=28=(1.82)d, d为轴的直径，此处=2d 主轴V带轮L=（1

26、.52）d, 当B<1.5d时，L=B,此处L=28=B 此处=B=7 图 8 V带轮的轮槽尺寸3.3 锥齿轮的设计选用直齿锥形齿轮,取锥齿轮传动效率=0.95,小锥齿轮传动功率为P=0.5225,转速n=384.6r/min.传动比i=2.3.3.1 选择齿轮材料 小齿轮用45调质,齿面硬度200-230HBS 大齿轮用45调质,齿面硬度170-200HBS 根据齿面硬度中值,按参考资料2图17-1中MQ线查得 小齿轮=565MPa 大齿轮=545MPa3.3.2 选定齿轮精度等级 根据工作情况,选用8级精度3.3.3 按接触疲劳强度设计小齿轮分度直径(1) 小齿轮传递的转矩TT=95

27、50P/n=95500.5225/384.6=12.97N·m(2) 齿数比u=i=2(3) 配对材料系数C 查参考资料2表17-18,得C=1(4) 载荷系数 根据载荷情况,齿轮精度和齿轮结构位置取K=1.5 (5)许用应力 =0.9=0.9565=509MPa (1)选定小齿轮齿数z 由参考资料2图17-18,并根据小齿轮直径,齿面硬度选定z=20,则z= zu=40 (2)确定模数m =52/20=2.6mm 取标准值m=2.5mm (3)计算分度圆直径, =m z=50mm =m z=100mm (4)计算分锥角, =arc tan(z/ z)=arc tan(20/40)=

28、26.565° =90°-=63.435° （5）计算锥距R R=55.9mm （6）计算轮齿宽度b 取=0.33b=R=55.9=18.447mm3.3.4 计算主要尺寸与参数锥齿轮传动参数见表1 表 1 锥齿轮传动参数 参数代号参数值小齿轮大齿轮齿形角20°20°大端面模数m2.52.5传动比i22齿数z2040分锥角26.565°63.435°分度圆直径d50100锥距R55.955.9齿宽系数0.330.33齿宽b2020齿顶高2.52.5齿高h5.55.5齿根高33齿顶圆直径54.5102.2齿根角3.07

29、6;3.07°齿顶角3.07°3.07°顶锥角29.635°66.505°根锥角23.495°60.365°安装距A7253外锥角高48.8822.76取b=20mm （7）计算齿顶圆直径, =12.5=2.5mm =54.59mm =102.2mm （8）计算平均圆周速度 =41.75mm =0.84m/s =0.9=0.9545=491MPa 取小值,所以=491MPa （6）计算小齿轮分度圆直径d =52mm3.3.5 小锥齿轮零件图小锥齿轮零件图如图9所示。图9 小锥齿轮示意图3.4 圆柱齿轮的设计选取传动比i=3,

30、工作寿命10年,每天工作1小时,每年工作300天,小齿轮转速=384.6/2=192.3r/min,选取锥齿轮传动效率=0.95,则功率=0.52250.95=0.496375kW3.4.1 选定精度等级,材料及齿数(1) 选8级精度(2) 由参考资料1表10-1选取小齿轮材料为45钢(调质),齿面硬度为200-230HBS. 选取大齿轮材料为45钢(调质),齿面硬度为170-200HBS(3) 选小齿轮齿数=24选大齿轮齿数3.4.2 按齿面接触强度设计 由参考资料1式(10-9a)得接触强度的设计公式为（1）确定公式内的各计算数值1 试选取载荷=1.32 计算小齿轮传递的转矩=24.65N

31、·m=2.465N·mm3 由1表10-7选取齿宽系数 =0.54 由参考资料1表10-6查得材料的弹性影响系数=189.8MPa5 由参考资料图10-21d按齿面硬度中值查得小齿轮的接疲劳强度极限为=565MPa, 大齿轮的接疲劳强度极限为=545MPa.6 由参考资料式(10-13)计算应力循环次数7 由参考资料1图10-19查得接触疲劳寿命系数=0.95; =1.08 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1%,安全系数S=1 由参考资料1式(10-12),得 =536.75MPa =545MPa(2) 计算1 试算小齿轮分度圆直径 ,代入中较小值 =50.58mm2 计

32、算圆周速度v =0.51m/s3 计算齿宽b =25.29mm4 计算齿宽与齿高这比b/h模数 =50.58/24=2.1mm齿高 =4.725mm b/h=25.29/4.725=5.355 计算载系数1根据 v=0.51m/s,8级精度,由参考资料图10-8查得动载荷系数1假设,由参考资料1表10-3查得=1.2 由参考资料1表10-2查得使用系数=1由参考资料表110-4查得8级精度,小齿轮相对支承皮悬臂时, =1.278 由b/h=5.35,查参考资料1图10-13,得=1.22故载荷系数 6 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径由参考资料1式(10-10a),得7 计算模数m =5

33、4.83/24=2.28m3.4.3 按齿根弯曲强度设计 由参考资料1式(10-5)得弯曲强度的设计公式为（1）确定公式内的各种计算数值由参考资料1图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限,大齿轮的弯曲疲劳强度极限由参考资料1图10-18查得弯曲疲劳寿命系数,计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4由参考资料1式(10-12)得=373.2MPa=364MPa计算载荷系数K =1.58112查取齿形系数由参考资料1表10-5查得,查取应力校正系数由参考资料1表10-5查得,计算大、小齿轮的,并加以比较小齿轮的数值大,用小齿轮的数值（2）设计计算 =1.448mm 对比计算结果,由齿面

34、接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数,由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力,而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力,仅与齿轮直径有关,可取由弯曲强度算得的模数1.448并就近圆整为标准值1.5,按接触强度算得的分度圆直径54.83mm算出小齿轮齿数=54.83/1.5=36.5取大齿轮齿数 这样设计出的齿轮传动,既满足了齿面接触疲劳强度,又满足了齿根疲劳强度,并做到结构紧凑,避免浪费.3.4.4 几何计算（1）计算分度圆直径圆柱齿轮传动参数见表2表 2圆柱齿轮传动参数参数代号参数值小齿轮大齿轮模数m1.51.5压力角20°20°传动比i33齿数

35、z36108分度圆直径d54162齿顶高1.51.5齿根高1.8751.875齿顶圆直径57165齿根圆直径50.25158.25齿距p4.714.71齿厚s2.3552.355齿槽宽e2.3552.355顶隙c0.3750.375标准中心距a108（2）计算中心距（3）计算齿轮宽度取, （考虑到实际需要）3.4.5 验算 合适.4 刀的设计4.1 切割的基本概念所谓切割，是指通过机械的方法克服物料内部的凝聚力，并将其分裂成规格划一的块、片、丝、粒及酱状产品的操作过程。满足切割运动的机器必须具备两个关键条件，一是切割刀具，另一个是物料的“进给”运动。进给运动系指物料与刀具的相对接触运动。所谓粉

36、碎，是指用机械的方法克服固体物料内部的凝聚力并将其分裂的过程。根据所处理物料的尺寸大小的不同，将大块物料分裂成小块者称为破碎，而将小块物料变成细粉者称为粉磨，破碎与粉磨又统称为粉碎。4.2 切刀的设计4.2.1 切刀材料 一般采用经过热处理的T9碳素工具钢或锰钢。在此选T9工具钢4.2.2 对切刀的要求 良好的切刀（或称切碎器）应满足下列要求： 切割质量高，耗用动力小，结构紧凑，工作平稳，安全可靠，便于刃磨，使用维修方便。4.2.3 选用或设计刀片时应满足的要求刀片在设计和选用时应满足下列三个方面的要求，即 钳住物料，保证切割； 切割功率要小； 切割阻力矩均匀。 4.2.4 刀片刃口几何形状及

37、常用刀片形状切刀的刀刃有直线型与曲线型几何形状，如图10所示。图 10 各刀刃几何形状在本次设计中选用（c）外曲线刃口刀 进行滑切。4.2.5 刀的滑切与正切分析切割机械工作时，功耗的大小与切刀的工作方式以及刀片的特性参数有关，切刀的工作方式有滑切与正切之分。当按滑切工作时，切割阻力小，容易切割，切割时省力，功率消耗也小。当切刀按正切方式工作时，切割阻力大，切割困难，功率消耗也大。下面仅讨论本刀具用到的滑切原理。图11为切刀滑切示意图。图 11 切刀滑切示意图图中BC为回转曲线刃口刀的刀刃，O为刃口曲线的圆心，A点为切割工作点，切刀的回转半径为r。当切刀在传动系统作用下绕刀轴中心P以一定角速度

38、做定轴回转切割运动时，刀刃上工作点A的切割速度为V，显然，VOA，将V分解为过点A切线和法线方向的两个分速度，则称为滑切速度，称为正切（砍切）速度。与V之间的夹角及为滑切角。当滑切速度不为零时的切割及称为有滑切的切割，简称滑切；当滑切速度为零的切割称为正切或砍切。和和的关系为 /=tan由图5-2分析可知，滑切角显然不为零，最大为，能实现滑切。下面用一直刃切刀来进一步阐述滑切省力原理，如图12所示。图 12 滑切省力原理图若切刀的楔角为，则正切时，切割速度V就在A点的法线方向，即V垂直于刀刃，切刀正好是以角的楔子楔入物料。滑切时，因切割速度V偏离了刀刃的法线方向，与法线方向产生了一个滑切角，这

39、时切刀的楔入角度由减小到。从上图的几何关系可知 tan=BC/AB tan= tancos即滑切角越大时，刀刃切入物料的实际楔入角就越小（即实际切割时只是刀刃口在切割），这是大小，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，除保证刃口锋利以降低刃口比压（比压为刃口单位面积的压力，与刀刃锋利程度有关）外，还须使切割为滑切，这正是利用了滑切省力的原理。此外，刀刃口的表面即使看起来光滑，但由于刀片在加工时的精度问题，在显微镜下观察，刃口也呈现锯齿状的“微观齿”。滑切时，这些尖锐的“微观齿”就像锯子一样将物料纤维切断，这是滑切较正切省力的另一原因。4.2.6 钳住物料的条件分析滑切

40、也可以分为有滑移的滑切和无滑移的滑切两种。切割时当动刀片与静刀片之间的夹角达一定值时，物料就会产生沿刃口向外推移的现象，这叫有滑移的滑切。出现这种情况对稳定切割是不利的，所以应当尽可能的避免此种情况的出现。 下面以两种不同钳住角切割物料的受力情况来分析钳住物料，保证稳定的切割条件。下图13表示了不同钳住角切割物料时物料的受力情况。图 13 不同钳住角的物料受力分析图图13中AB为动刀片刃口，CD为定刀片刃口，夹角为动、定刀片对物料的钳住角，也称推挤角。假定以两种钳住角切割时的摩擦角均为。AB为动刀片刃口；CD为定刀片刃口；为动、定刀片对物料的钳住角，又称推挤角；为动刀片对物料产生的正压力；为定

41、刀片（或支撑面）对物料产生的正压力；、为动、静刀片与物料在切割点处的摩擦力；为两种钳住角切割时物料与动、静刀片间的摩擦角。由图13(a)知，由于此时>,两个支撑反力的合力的合力F将把被切物料沿刃口向外推出，即在切割时产生滑移，不能保证稳定切割。由图13(b)知，由于此时<。的合力F指向刃口里面，即切割时合力F将把被切物料沿刃口向里面推，切割时不会产生滑移，能保证稳定切割，提高效率。由此可知，保证钳住物料稳定切割的条件是：钳住角须小于物料与定刀片之间摩擦角之和，<在本设计中刀与料的相对位置图如图14所示，进行钳住物料条件的分析图 14 刀与料的相对位置图由图14可知，切刀在旋转

42、过程中，的最大值为，同时由经验可知，通常，所以只要小于就可以了，显然以上设计是满足要求的，刀的安装也是合理的。4.2.7 刀的安装曲线动刀片A、B通过螺栓1、2、3、4安装在刀盘P上，通过调节螺栓1、2、3、4来调整动刀片与定刀片的间隙。具体如下图15所示。1、4六角螺栓 2、3 沉头螺栓图 15 切刀简图4.3 破碎辊筒的设计4.3.1 刀的设计在破碎辊筒刀的设计中才用了改进的齿刀配合设计，在辊筒的旋转力作用下，物料先被刀齿板上的刀齿刮划成条，随即由切刀切削下来，再经刮刀进一步破碎。齿刀的设计中，刀齿采用螺旋布置，与水平线成夹角。各刀在辊筒平面的法线上，高度均为15mm。破碎机构原理图及辊筒

43、简图如图16所示。图 16 破碎机构原理图及辊筒简图如图4.3.2 刀在辊筒上布置的设计 本设计中将切刀以倾斜来布置，以配合刀齿板上螺旋刀齿的运动。整体布置如下图17所示。图 17 组合刀具在辊筒上的布置4.3.3 辊筒的设计因为是进行的块茎破碎，工作中会产生大量的水分，所以辊筒必须采取防锈处理，所以辊筒选用材料铝ZL301进行铸造，达到防锈的目的，辊筒的直径选定为300mm，其长度选定为140mm。辊筒主体铸造的厚度为8mm。具体尺寸及辊筒结构如下图18所示。图 18 辊筒机构简图5 轴与校核5.1 轴的设计5.1.1 主轴的设计（1）求主轴上的功率,转速和转矩取皮带轮传动的效率=0.95（

44、摘自参考文献4表2-2）则 kWr/min于是N·mm (2）初步确定轴的最小直径 先按参考文献1式(15-2) 初步估算轴的最小直径.选取轴的材料为45钢,调质处理. 根据参考文献1表15-3 ,取,于是得 mm 主轴的最小直径显然在轴的两端. (3) 轴的结构设计1 根据最小直径，考虑到轴的刚度和震动，现取 mm.为了满足皮带轮上的轴向定位要求,I-II轴段右端需制一轴肩,故取II-III段直径为mm.由于皮带轮的尺寸L=28,现取 mm2 由参考文献4初步选取轴承座型号为SN508(摘自GB/T7813-1998) 其主要参数如表3。 表 3dgA3540803368由于A=6

45、8,现取mm mm mm因为mm,取 mm由于摩碎辊筒的宽度为140m,现取 mm摩碎辊筒采用轴肩定位,取 mm考虑到安装防护罩,取 mm考虑到刀盘座的宽度,现取 mm因为锥齿轮的齿宽B=20mm,现初步取 mm考虑到安装和基本尺寸,取 mm轴的具体尺寸如图19所示图19 传动轴5.1.2 传动轴的设计(1)计算功率转速和转矩 kW r/min N·mm(2)确定最小直径选取轴的材料为45钢,调质处理,根据参考文献1表15-3,取于是得 mm 现取最小直径为20mm轴的具体尺寸如图20所示图20 传动轴5.1.3 传动轴、的设计由于进给轴的转速与负载都比较小,所以不做具体计算,由整体

46、设计决定其尺寸,具体尺寸如图21、图22所示。图21 传动轴图22 传动轴5.2 校核5.2.1 主轴的校核(1)扭矩的计算 设皮带轮传递的功率为0.55kW,辊筒子刀传递的功率为总功率的一半,即 kW.切刀传递的功率为kW.锥齿轮传递的功率是0.092kW.图 23 主轴受力立体图 由参考文献6式(4.1),有 N·m N·m N·m N·m扭矩图如图24所示(2) 弯矩的计算受力分析如图25、图26所示图 24 扭矩图图25 H平面受力图N NN N图 26 V平面受力图N NNN列方程求解 : 由解得 377.4N 562N同理列方程: 由解得 -

47、178.5N -383.5N弯矩图如图27、图 28、图29所示。图27 H平面弯矩图图 28 V平面弯矩图图 29 弯矩总图(3) 校核轴的强度通过弯扭图可以明显看出在辊筒处的弯扭强度最大 M=67492.6N·mm T=13657N·mm按第三强度理论，计算应力因为由扭矩产生的弯曲应力是对称循环变应力，而由扭矩所产生的扭转切应力则常不是对称循环变应力。为了考虑两者循环特性不同的影响，引入折合系数，则计算应力为 参考文献1式15-4 式中的弯曲应力为对称循环应力。当扭转应力为静应力时，取；当扭转切应力为脉动循环应力时，取；此处取由参考文献1式（15-5）有 10.62MP

48、a式中： 轴的计算应力，单位为Mpa; M 轴所受的扭矩，单位为 N·mm; T 轴所受的扭矩，单位为N·mm; W 轴的抗弯截面系数，单位为， 此处W0.1； 对称循环变应力时的轴的许用弯曲应力，由文献1表15-1查得45调质=60Mpa;由以上计算可知轴的设计是安全的5.3 调心球轴承的寿命计算 图 30 调心球轴承受力分析（1）由轴的校核已计算出两轴承在水平面与垂直面上的两个力轴承径向力 N N（2）求两轴承上的计算轴向力和 N N因为 N< 所以轴承1被压紧,轴承2被放松 =141.9432+23.4=165.3432N =231.336N（3）求轴承当量动载

49、荷和因为= 0.396>e所以 =750.86N因为=e所以N因轴承运转中有轻度冲击载荷,按文献1表13-6查得,取1.2则 N N （4） 验算轴承寿因为,所以按轴承2所爱力大小进行验算 由参考文献1式（13-5）有 显然远远大于切割机的使用寿命 ,所以选用的轴承是合理安全的。6 进给机构与机架的设计6.1进给机构的设计本设计中采用辊压轮对藤蔓类物料进行进给，辊压轮的外缘直径为，转速由前面的总体设计计算可知 V128.2mm/s在本设计中，采用双槽重叠设计，外面钢槽由3mm厚的钢板焊成，在槽的两侧用厚钢板加厚，然后镗孔，轴、穿过孔而被支撑，轴、与辊压轮用平键连接。在钢槽内再插一个薄壁进

50、料槽，槽的底面与水平面成10°倾斜。便于送料。详细见图31。图 31 进料槽及其进给辊压轮1 外钢槽 2.辊压轮 3.薄壁插槽 4.定刀片6.2 机架的设计在机架设计中，主体采用40×40×3的等边对角钢，均通过用手工电弧焊将其连接。在机架上表面放置一块10mm厚的铁板以便固定各零件，在机架的4个角上各加焊一块40×40×10的厚铁板，以便获得足够的强度来安装运动轮。根据各零件的设计尺寸，总观全局对机架进行设计，最后机架整体尺寸为628×540×437，（详细请见A0机架图纸）。结论本设计是围绕农用机械产品青饲料切割机的设计，实现了青饲料加工的机械化，应用本机器后，可使广大农民群众大大节省劳动量，提高生产效率和生产质量。该机由装在同