家用青饲料切割机说明书

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AbstractPasttwoyears,feedprocessingmachineryoptimisticaboutthesituation,thedomesticmodels,suchaslawnmower,brushmower,pickupthebander,forageharvester,chaffcutter,kneadingmachine,anddairymachinerysalesincreasedsubstantially,especiallysilagechopperinthelastyear,thesupplysituation.Therangeofproductsonthepresentstageagriculturalmarket,adequatesupply,agriculturalmachinerypurchaseunprecedentedenthusiasm.However,accordingtoexpertanalysis,China'sagriculturalproductsisfarfrombeingabletomeetthecurrentneedsoftheruralmarket.Currentofthemainobstaclesisnotthenumberofagriculturalproducts,buttechnicalobstacles.Inthispaper,thedesignofthisgreenfoddercuttingmachine,mountedonthesamedriveshaftbroken,institutionsconstitutechoppedtwofunctions.Thebrokenbodiesofcutterplateandcutter,scraperandroller.Processingtubersmaterialscross-cutbythecutter,thecutterofthecutting,thescraperisfurtherbrokentocompletetheprocessing;thesametime,choppedinstitutionsprocessingvines,poleleafygreenfodder;andautomaticfeedrollerwheelonthevine.demolitionbrokenpartsandputonthegroundtoothplate,butalsoaspotatostarch,theearlyprocessingmachinery,therefore,meetsthegreenfodderprocessingrequirements,butalsopotatostarchprocessing,tomeettheneedsofruralaquaculture.Keywords:Breakers；Shredding；Cutter；Roller；Rollingwheel目录摘要 IAbstract II1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 73.2V带传动的设计 83.2.1V带轮的设计要求 83.2.2带轮的材料 83.2.3V带轮的结构 83.2.4相关计算 83.2.5带轮的结构设计 103.2.6V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Ⅰ的设计 275.1.2传动轴Ⅱ的设计 285.1.3传动轴Ⅲ、Ⅳ的设计 295.2校核 305.2.1主轴Ⅰ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Ⅰ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Ⅱ上的变速锥齿轮和直齿轮及进给轴Ⅲ、Ⅳ，装在支撑固定它们的机架下部的电动机，主动轮及传动皮带，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Ⅰ8.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Ⅰ15.换向圆柱齿轮Ⅱ16.传动轴Ⅱ17.传动轴Ⅳ18.传动轴Ⅲ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/min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2～5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Ⅰ到传动轴Ⅲ、Ⅳ之间的传动比。因为辊压轮的转动是由轴Ⅲ、Ⅳ提供的，所以轴Ⅲ、Ⅳ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=2R＝220＝125.6mm/sV为料的理论进给速度。则每次刀的切割长度是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Ⅰ与轴Ⅲ、Ⅳ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V＝128.2mm/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Ⅰ与轴Ⅲ、Ⅳ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，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:电动机的安装方式：选择B3型3.2V带传动的设计①电动机V带轮的设计②主轴V带轮的设计3.2.1V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。3.2.3V带轮的结构铸铁制V带轮的典型结构有以下几种形式：①实心式②腹板式③孔板式④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。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=id=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Lˊ=2a+(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+(+ˊ)/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=150.747°>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=2[1]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==49.687584N（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。3.2.6V带轮的结构参数注：电动机V带轮L=(1.5~2)d,B<1.5d时，L=B，此处L=28=(1.8~2)d,d为轴的直径，此处=2d主轴V带轮L=（1.5~2）d,当B<1.5d时，L=B,此处L=28=B此处=B=7图8V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=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小齿轮传递的转矩TT=9550P/n=95500.5225/384.6=12.97N·m齿数比u=i=2配对材料系数C查参考资料[2]表17-18,得C=1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,=mz=50mm=mz=100mm(4)计算分锥角,=arctan(z/z)=arctan(20/40)=26.565°=90°-=63.435°（5）计算锥距RR===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°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,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,材料及齿数选8级精度由参考资料[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试选取载荷=1.3计算小齿轮传递的转矩=24.65N·m=2.465N·mm由[1]表10-7选取齿宽系数=0.5由参考资料[1]表10-6查得材料的弹性影响系数=189.8MPa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.由参考资料式(10-13)计算应力循环次数由参考资料[1]图10-19查得接触疲劳寿命系数=0.95;=1.0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)计算试算小齿轮分度圆直径,代入中较小值=50.58mm计算圆周速度v=0.51m/s计算齿宽b=25.29mm计算齿宽与齿高这比b/h模数=50.58/24=2.1mm齿高=4.725mmb/h=25.29/4.725=5.35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[1]10-4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),得计算模数m=54.83/24=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①钳住物料，保证切割；②切割功率要小；③切割阻力矩均匀。4.2.4刀片刃口几何形状及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，这时切刀的楔入角度由减小到。从上图的几何关系可知tan=BC/ABtan=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Ⅰ的设计（1）求主轴Ⅰ上的功率,转速和转矩取皮带轮传动的效率η=0.95（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mm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=68,现取mmmmmm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Ⅰ的具体尺寸如图19所示图19传动轴Ⅰ5.1.2传动轴Ⅱ的设计(1)计算功率﹑转速和转矩kWr/minN·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Ⅱ5.1.3传动轴Ⅲ、Ⅳ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,由整体设计决定其尺寸,具体尺寸如图21、图22所示。图21传动轴Ⅲ图22传动轴Ⅳ5.2校核5.2.1主轴Ⅰ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Ⅰ受力立体图由参考文献[6]式(4.1),有N·mN·mN·mN·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25H平面受力图NNNN图26V平面受力图NNNN列方程求解:①②由①②解得377.4N562N同理列方程:③④由③④解得-178.5N-383.5N弯矩图如图27、图28、图29所示。图27H平面弯矩图图28V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·mmT=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10.62MPa[]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NN（2）求两轴承上的计算轴向力和NN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NN（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V＝128.2mm/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Ⅲ、Ⅳ穿过孔而被支撑，轴Ⅲ、Ⅳ与辊压轮用平键连接。在钢槽内再插一个薄壁进料槽，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外钢槽2.辊压轮3.薄壁插槽4.定刀片