滚刀式铡草机设计机械.docx

滚刀式铡草机设计 摘 要：本文综述了铡草机对于现代农业生产中草料秸秆资源的利用的背景，以及滚刀式铡草机设计相关的理论和方法，概括了滚刀式铡草机的国内外研究现状，探索现代CAD技术在机械设计中的试验方法。对滚刀式铡草机进行设计，包括其铡切原理，绘制工作原理图和对主要零、部件进行分析、设计和校核。得出滚刀式铡草机各零、部件的参数，并绘制出零件图和装配图。通过应用现代机械设计技术进行滚刀式铡草机的设计和参数优化研究，对机器量产实现了一定的指导意义，研究成果具有重要的理论指导和实践应用意义。 关键词：滚刀；铡草机；原理；设计；The Design of Hob Type Hay Cutter Abstract: This paper reviews hob type hay cutter for modern agricultural production in the use of straw resource of forage hob background, and hob type hay cutter design of related theory and hay cutter, summarized the hob type of grass machine will be reviewed, a modern CAD technology in mechanical design of the test method. On the hob type forage cutter design, including its hay cutter principle drawing schematic diagram and the main parts for analysis and design and the school where, that hob type grass cutting machine parts parameters, and draw the part drawing and assembly drawing.Through the application of modern machinery design technology of the hob type hay cutter design and parameter optimization study of machine, mass-production achieved certain guiding significance, the study has important theoretical guidance and practical application meaning. Key Words: Hobbing cutter；Hay Cutter；Principle；Design；目 录6.1.1 确定计算功率13 6.1.2 选择V带的类型13 6.1.4 确定V带的中心距和基准长度14 6.1.5 验算小带轮上的包角15 6.1.6 计算带的根数15 6.1.7 计算单根V带的初拉力的最小值(F0)min15 6.1.8 计算压轴力Fp15 6.1.9 带轮结构设计156.4.1 求主轴上的功率和转矩206.4.2 初步确定轴的最小直径206.4.3 轴的结构设计206.4.4 按弯矩合成校核轴的强度211 前言1.1 滚刀式铡草机设计的目的和意义 据资料统计：我国每年农业生产中所遗留的各种农作物秸秆大约有6亿多吨，其中约30为玉米秸秆。如果充分利用秸秆加工技术，如切碎、揉碎和粉碎以及青贮与氨化等，把秸秆加工成饲草料，不但可以节约大量的粮食，还可以过腹还田，充分利用氮、磷以及各种有机物成分，提高微量元素的循环利用率，达到培育地力、提高土壤的肥力、改善土壤土粒结构的目的，起到防止土壤风蚀、沙化和退化的作用。因此，80年代以来，我国对农作物秸秆处理进行了许多研究工作。应用最广泛的是粉碎和铡切机械加工，因为，无论是化学处理还是生物处理，其第一道工序需要将秸秆粉碎或铡切。然而，我国目前农作物秸秆的利用率还很低，很多农民将收获后的农作物秸秆烧掉，既造成资源浪费又污染了环境。因此，不断研制饲草加工机械，提高农作物秸秆的利用率，对发展节粮效益型畜牧业具有非常重要的意义。1.2 国内外研究现状参考文献72 研究的主要内容 1)根据我国的玉米秸秆，稻草等各种农作物秸秆资源对铡草机的性能要求，通过对滚刀式铡草机的工作原理,传功方案及理论分析，进行结构的设计及重要零部件及传动的相关设计计算及其校核。设计一台适合广大农户的的小型铡草机，其设计的对象主要包括铡草机的输送机构，喂入机构，铡切抛送机构，传动机构。 2)写一份设计说明书并绘制出滚刀式铡草机CAD平面图纸，包括装配图和部分重要零件图。 3 总体方案确定3.1 传动方案确定 在初步设计铡草机时，无法确定其相关的参数，也不好假定，故参考某型号滚刀式铡草机的技术规格如下表1： 表1已有滚刀式铡草机的技术规格Table 1 The hob type forage cutter specifications型号切碎器类型动刀片数切碎段长度(mm)配套动力(kW)机质量(kg)生产率（kg/h）ZC-3直刃斜装滚刀620-8031201500-3000本设计的数据将选择性的借鉴上表1中ZC-3滚刀式铡草机的相关数据并拟定传动方案为：初选电机转速为1430r/min，动刀片数为3。 1）电机通过一级带传动将动力传到主轴。在主轴另一端通过两对圆柱齿轮减速后，动力到达下喂入辊。主轴的转速为715r/min。 2）上喂入辊通过草层与下喂入辊之间的摩擦带动，为了满足上喂入辊能够浮动，以保证不同负荷情况下有一定的压紧力，所以在上输入辊左右端各采用一弹簧和滑块辅佐固定。 3)压草辊的转动是由下喂草辊通过一对齿轮和一个万向联轴器而传动，同时在两端也加上弹簧与滑块，为避免被卡死。 4)为了保证自动进料的要求，采用了链板式输送器。链板式输送器的主动链轮是由下喂入辊通过一对链轮传动而获得动力。下图1为铡草机的传动简图。 1 电机 2 带轮 3 风扇 4 定刀 5 链轮 6 下喂入辊 7 上喂入辊 8 压草辊 9 主链轮 10 万向联轴器 11 齿轮 12 换向装置 13 安全离合器 14 滚刀图1 滚刀式铡草机传动简图Fig.1 Hob type forage cutter transmission diagram3.2 结构方案确定 滚刀式铡草机由喂入机构、切割抛送机构、传动机构以及防护装置和机架等部分组成。其中喂入机构主要由链板式输送器、压草辊以及上、下喂入辊等部分所组成；切割抛送机构主要由定刀片、动刀片以及抛送叶片等部分所组成；传动机构主要三角皮带、皮带轮、齿轮、万向节及张紧轮等部分所组成；防护装置主要由电动机防护罩、传动防护罩、齿轮防护罩等部分组成；机架系由左右支架、方架等部分所组成。由于链板式输送器和压草辊的作用，链板上的草料被不断的压紧并向喂入辊输送，上下喂入辊将输送器送来的材料再一次压紧被喂给切刀。由于动定刀片的相对作用，将草料不断切碎，碎段由排除槽排出或由风扇吹至指定地点。4 主要零、部件的选择和设计4.1 电动机的选择 1）电动机类型的选择：根据电源及工作机工作条件，选用Y系列三相交流异步电动机。 2）电动机功率的选择：采用ZC-3相关数据，主轴转速为715r/min，配套动力的设计要求是2.23kW，由参考文献2表1-7可知V带传动的效率为0.96，故可选用额定功率为3kW的电动机。 3）电动机转速的选择：为了便于选择电动机，可先推算出电动机的可选范围。查机械设计手册表1-8可知V带传动的传动比，又主轴转速为715r/min，所以电动机的转速须满足715 r/minn=5005 r/min。综合上述，选择型号为Y100L2-4电动机，其参数如表2。表2 电动机的技术数据Table 2 Motor technical date电机型号额定功率/kw满载转速/(r/min)额定转距质量/kgY100L2-4 3 1430 2.2 384.2 喂入辊喂入辊由HT200铸造，其作用是压紧和喂送秸秆草料。其喂入性能与喂草辊的直径、形状以及安装位置直接有关。根据参考文献1可知，常用的喂入辊按外型可分为棘齿形和沟齿形：棘齿形辊抓取能力强，但容易缠草，如加梳齿板则增加成本并导致安装困难；沟齿形辊抓取能力也较强，缠草情况较棘齿形好，一般小型铡草机上多用此型。喂入辊直径对喂入性能的影响：直径过大会使喂入的饲草不能靠近切割点；直径过小则会阻碍饲草喂入并易缠草。常用的喂入辊直径为80到100mm。下喂入辊上平面应与定刀处于同一水平面或略高。对喂入辊的要求是：1）为便于切割，要求上下辊有一定的压紧力；2）为防止秸秆、草料被动刀拉出而形成长草，要求喂入辊表面带齿或沟槽；3）由于喂入量可能有变化，要求上喂入辊能上下活动。为了适应秸秆或草料层厚薄的变化，以及为了使秸秆或草料层压紧均匀，应采用上喂入辊的压紧机构。常用的压紧机构为弹簧式。在滚刀式铡草机中，一般由切割滚筒用齿轮带动下喂入辊，再由后者带动上喂入辊。由参考文献5知，上下喂草辊的直径由下公式确定。 (1)其中为草层厚度，为草层通过喂草辊时的压缩系数，常用，为草层与辊之间的摩擦角，通常取。一般地，铡草机常用mm。本设计取=0.7， =30，t=70mm,则取。喂入辊的直径和长度可由下式确定： (2)式中：铡草机的设计生产率（Kg/h）；喂入口的充满系数，=0.40.6；秸秆饲草的切断长度（m）；切刀数，=3；刀架转速，=715 r/min；压紧后的秸秆饲草体积质量，=120160 。乘积确定后，按=1/31/4求出、值。由于加工或收获的实际生产率为理论生产率的70%，本次设计为1.5 t/h，所以 (3)取=3，=715 r/min，=140，得： (4)取=0.0158m2，又=1/31/4，则取=80mm，=240mm。实际进草高度h=（0.30.6）a=（0.30.6）80mm=2448mm，取h初=45mm；实际进草宽度c=（0.30.6）b=（0.30.6）240mm=72204mm，取c=150mm。4.3 动刀螺旋角的确定 采用螺旋动刀主要是使铡草机工作时有一个合理的滑切角，减少切碎物料时的剪切功率，同时延长每一把动刀的切割时间，使整个工作过程负荷均匀，减少机器的震动，提高切碎质量。根据参考文献8知，我国目前螺旋动刀的螺旋角一般取值范围为铡草机动刀的螺旋角与滑切角相等，螺旋角越大滑切速度越大，切断物料愈省里。为满足动刀与定刀能稳定钳住茎秆实现切割，螺旋角不能超过极限钳住叫。影响钳住角的主要因素为作物品种茎秆含水率和动定刀的锋利程度。通过测定，动定刀锋利时，干谷草的极限钳住角为：有包叶时，无包叶时。干麦草的极限钳住角为：有包叶时，无包叶时；青贮玉米秆（含水率65%78%）的极限钳住角为：有包叶时，无包叶时。当动刀刃磨钝时，以上作物秸秆的极限钳住角一般减小812。由于我国目前生产的滚筒式铡草机一般以切碎干饲草为主，兼顾青饲草加工，所以动刀的螺旋角应以干饲草加工的极限钳住角进行设计。通过对螺旋角为、和的动刀进行了对比实验，从综合性能分析，螺旋角去较为合适，可兼顾干，青饲草的加工，超长率和破坏率均可以满足有关标准。4.4 定刀的设计4.4.1 定刀刃口形状确定 由参考文献3知，我国滚刀式铡草机的定刀有两种形式，一种为开刃定刀，另一种为矩形定刀。开刃定刀由4mm6mm锰钢板制成，工作刃角；另一种为矩形定刀，由白口铁或工具钢制成，断面为矩形，矩形定刀的主要特点是四条棱边均可作为定刀刃，当一条定刀刃磨钝后，通过翻转定刀用另一棱边作为定刀刃。因矩形定刀的工作刃角为，刃口不锋利，切割功消耗大，工作质量差。通过相关的资料和实验表明，矩形定刀比开刃定刀的性能要差。所以在本设计中采用开刃定刀。4.4.2 定刀高度确定 铡草机工作时，物料由喂入辊压缩并夹持送入切碎滚筒，物料压缩后的厚度与生产率和物料的品种有关。压缩后的物料有一中间面，理论分析，若滚筒轴中心的安装面刚好与物料的中间面重合，则中间面以上的物料切割时首先被动刀向外推送，处于中间面的物料被动刀直接切割，而中间面一下的物料被动刀向下拉送，推来物料的情况等，切草平均长度较均匀。基本以上分析，定刀刃的位置高于物料的中心面时动刀对物料的推送作用大于拉送作用，定刀刃的位置低于物料的中心面线时动刀对物料的拉送作用大于推送作用，这两种情况都会引起超长率和剪切率上升。由于影响超长率的因素很多，难于用于纯理论分析方法解决定刀的配置高度，因此进行对比实验。动刀刃位于滚筒中心线一下为20mm，30mm，40mm，50mm四种情况，切碎干饲草的生产率为0.41.2t/h，实验结果表明，在以上情况下，定刀的最佳位置为20mm，此时功率消耗低，综合性能指示最好。4.5 超负荷安全装置的设计 由于铡草机工作时均采用人工送料，喂入的不均匀性必然存在，易出现滚筒堵塞，造成机件损坏，因此，铡草机应有超负荷安全装置。目前，我国生产的大型铡草机都有设置超负荷安全保护装置，型式一般为离合器及喂入辊反转装置，出现超负荷时，扳动离合器手柄，停止喂入辊转动，再扳动离合器手柄使喂入辊反转，将堵塞物料退出。为简化机构，我国小型铡草机一般不设置安全保护装置，给用户带来很大不便，若采用超负荷安全装置，多为安全保护键，当负荷到达某一值时，保护键会自动切断，要重新更换新的保护键后才能开机工作，该方式费事费力，影响生产率的提高。为了克服以上缺点，在喂入辊主轴的传入轴上设置牙嵌式安全离合器，动力经牙嵌式安全离合器传给下喂入辊，喂入量超负荷时牙嵌式离合器自动打滑，切断喂入辊的传动力，对不同物料的切碎作业调节方便，机构制造成本低，便于用户使用。其超负荷安全作用的牙嵌式安全离合器图2。 图2 牙嵌式安全离合器Fig.2 The jaw type safety clutch 在喂入辊或压草辊被卡死时，能把物料及时不费力的退出来。因此设计了一个反向装置，在安全离合器断开后，扳动手柄，使其反转把卡死在里的物料退出，能正常的工作。其示意图如图3，介齿轮1 2和大齿轮为一固定的整体，此时四个齿轮都在工作。当出现卡死时，把手柄往下扳动。此时小齿轮与介齿轮2啮合，再与大齿轮啮合，而介齿轮1没有参与工作，在空转。此时的大齿轮方向已经改变。图3 反向装置Fig.3 The reverse device4.6 联轴器的确定 在设计压草辊时，压草辊能实现自转和上下的移动，所以要求用到联轴器。根据其要求选用无弹性元件的挠性联轴器中的万向联轴器。为消除从动轴的速度波动，选用两个向联轴器，并使中间轴的两个叉子位于同一平面上，同时，还使主、从动轴与中间轴的轴线间的斜偏角相等，即，从而主、从动轴的角速度相等，即双万向联轴器。4.7 抛送机构的设计 物料经刀切碎后，一般由抛送装置抛出外，以减轻人工清理的劳动量。滚刀式铡草机长用的抛送装置有两种形式，一种是在滚筒上安装抛送叶片，滚筒在切碎物料的同时将把切碎物料抛出。另一种方式是子啊滚筒轴的另一侧串联一个风机，切碎的物料由滚筒下方滑至风机后由风扇叶片抛出，为了保证物料的跑送距离，风机直径较大。本设计采用滚筒，风扇一体式。虽然滚筒的结构相对比较的复杂，为保证物料的抛送距离，要求滚筒转速较高，功率消耗大，但在很大程度上缩小了机器的空间体积和设计成本，而且经过多次试验表明，在此电机的功率和转速下，完全可以达到本设计的抛送距离大于1米，故此机构在此设计中可行。5 工作过程分析与计算 铡草机的整个工作过程：物料由链板式输送器送入，经压草辊第一次压紧。由于物料的不均性可能会造成卡死，所以在压草辊两端设置弹簧滑块机构和经万向联轴器输入动力。物料经压紧后，到达上下喂入辊被夹持。其中上喂入辊由下喂入辊带动，主要靠物料与喂入辊之间的摩擦传动。上喂入辊同样实用弹簧和滑块辅助固定，以避免过载卡死。物料经喂入辊到达定刀上，再由动刀切碎，经抛送机构送出。根据设计要求，刀刃线速度811m/s，主轴的转速为715r/min。由此可设计出滚筒的大小与刀片的位置。由公式 V=811m/s (5)可得出刀刃到主轴中心的距离d：213.8294.0mm。取d=230mm。电机的转速为1430r/min，经一级带传动后到达主轴，转速为715r/min，传动比i1=2。从主轴到轴2，通过一对锥齿轮减速，转速为311r/min，传动比为i2=2.3。经离合器到达差速器，再次减速，得转速205r/min，传动比为i3=1.52,及下喂入辊轴的转速。下喂入辊通过一对齿数相同的齿轮把动力传给压草辊，通过链传动把动力传到主链轮，完成物料的输送过程。为满足其物料的供应，其链轮的转速要求大于压草辊和下喂入辊的转速i=0.625，转速为328r/min。为防止其被物料卡死，能上下的浮动，并在正常工作时，上喂入辊和压草辊对物料有一定的压力，所以在上喂入辊和压草辊两侧都按有弹簧滑块机构。为防止弹簧失稳，加装导套。如图3所示：其弹簧相关的参数设计： 图4 弹簧失稳防止Fig.4 Spring instability prevention 1）根据工作条件选择材料并确定其许用应力因弹簧在一般载荷条件下工作，可以按第类弹簧来考虑。现选用弹簧钢丝B级。估算其最大载荷为400N，最小载荷为150N，最大行程20mm。估取弹簧钢丝直径为4。由参考文献10得=0.5B。G=80000MPa， 得 =0.51460=730MPa 2）按强度计算求弹簧钢丝直径：取弹簧外径D=35mm，故D2=35-4=31mm弹簧指数 由式得有曲度系数 (6)由式得 (7)查参考文献10取d=4mm，与估计值符合。 3）按形变计算弹簧有效工作圈数z： (8) 故 mm mm (9)按表取z=7 圈。由于z取7圈，为保证最大工作载荷F2和行程h不变，必须重新求最小工作载荷F1。 mm (10) mm (11) N (12) 4）求工作极限载荷：由表知类载荷弹簧的工作极限剪切应力 (13)由式得 N (14) 5）求工作极限载荷下的变形： mm (15) 6）求弹簧的几何尺寸：弹簧钢丝直径 d=4mm弹簧中径 D2=31mm 弹簧内经 D1=D2-d=27mm弹簧外径 D=D2+d=35mm有效工作圈数 z=7总圈数 z1=z+2=9节距 p=d+=4+=12.6mm自由高度（YI型z1=z+2） H0=p z+1.5d=12.67+1.54=94.2mm工作高度 H1=H01=94.212.6=81.6mm H2=H02=94.232.6=61.6mm压并高度 Hb=H0=94.260.3=33.9mm两圈的间隙 mm螺旋升角 弹簧展开长度 883.4mm 7）验算稳定性：高径比为 5.3满足稳定性要求。6 主要零、部件的计算与校核6. 1 带传动设计6.1.1 确定计算功率由参考文献10表7.6查得工作情况系数，故 (16)6.1.2 选择V带的类型根据由参考表7.11选用A型。 6.1.3 确定带轮的基准直径并验算带速 1）初选小带轮的基准直径：由参考文献10表7.7，取小带轮的基准直径=90mm。 2）验算带速：带的速度 (17)因为，故带速合适。 3）计算大带轮的基准直径：根据式 (18)计算大带轮的基准直径 (19)其中为滑动率（1%2%），这里取为2%。根据表7.3，取为180mm。6.1.4 确定V带的中心距和基准长度 1）根据式初步确定中心距 因要求结构紧凑，故取偏小值=300mm。 2）由式 计算带所需的基准长度= (20)由参考续表7.2选带的基准长度=1120mm。 3）按式 (21)计算实际中心距 考虑到带轮的制造误差、带长误差、带的弹性以及因带的松弛而产生的补充张紧 的需要，中心距的变动范围为， ，故中心距的变化范围为。6.1.5 验算小带轮上的包角 (22)6.1.6 计算带的根数由参考文献10式11-21可知 (23)对于A型带，查参考文献10表7.3由线性插值法可得当和时， ；查参考文献10表7.4，弯曲影响系数Kb=0.772510-3 ；查参考文献10表7.5，Ki=1.1373；由线性插值法可得当，；查参考文献10表7.8，由线性插值法可得当时，小带轮包角修正系数；查参考文献10续表7.2可知，带长修正系数；于是， 取z=36.1.7 计算单根V带的初拉力的最小值=139N其中由参考表7.1得m=0.1kg/m，应使带的实际初拉力。6.1.8 计算压轴力压轴力的最小值为: =826.9N (24)6.1.9 带轮结构设计轮觳和轮辐的尺寸参见参考文献，轮槽截面尺寸按照GB/T13575.192中A型槽型的规定进行设计计算。取槽型A基准宽度为,基准线上槽深,基准线下槽深, , , 。此外，V带传动运转一段时间以后，会因为带的塑性变形喝磨损而松弛。为了保证带传动正常工作，采用张紧轮的张紧装置。6.2 齿轮的设计和校核在正常工作时，主轴到下喂入辊之间由三对齿轮传动，一级是小齿轮与介齿轮1啮合完成一次减速传动。介齿轮1与介齿轮2啮合完成反向的传动，在此不减速。介齿轮2与大齿轮啮合完成另一次减速运动，在整个过程中实现二次减速。初定出草得长度l=24mm，由公式： (25)可得到下喂入辊的转速n3=205r/min。其传动比I=3.49分配其传动比i2=2.30，i3=1.52，其另一轴的转速为311r/min。直齿锥齿轮的轴交角=90。，轴2经v带传动和一对轴承传动后的功率p2=p12=30.960.99=2.85 kw。6.2.1 选择齿轮材料、精度等级及齿数 按传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。工作机速度不高，故选7级精度。由表10-1选小齿轮的材料为40Cr（调质），齿面硬度为280 HBS，大齿轮材料为45钢（调质），齿面硬度为240HBS，二者材料硬度差为40 HBW。选小齿轮齿数z1=24，介齿轮的齿数为，取z2=55，大齿轮的齿数为83.6，取z3=84。6.2.2 按齿面接触强度设计 由设计计算公式进行试算，即 (26) 1）确定公式内的各计算数值。 试选载荷系数Kt=1.3。 计算小齿轮传递的转矩。 T1=9.55106=9.55106=38467 Nmm 由参考文献10表10-7选取齿宽系数d=1。 由参考文献10表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8。 由参考文献10图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限=600MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限=550MPa。 由公式计算应力循环次数。 N1=60n1jLh=607151(2830015)=3.089109 （27） N2= =1.343108 由参考文献10图10-19取接触疲劳强度寿命系数KHN1=0.89；KHN2=0.95。 计算接触疲劳许用应力。取失效概率为1%，安全系数S=1，由公式得： H1=534MPa （28） H2=522.5MPa 2)计算。 试算小齿轮分度圆直径d1t，代入H中较小的值。 =48.94mm 计算圆周速度v。 =1.83 m/s （29) 计算齿宽b。 48.94 mm 计算齿宽与齿高之比。模数 2.04 mm齿高 h=2.25mt=2.252.04=4.59 mm =10.66 计算载荷系数。根据v=1.83m/s，7级精度，由图10-8查得动载荷系数=1.09；直齿轮，；由参考文献10表10-2查得使用系数=1；由表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，=1.418。由10.66，=1.418查图10-13得=1.35；故载荷系数：=1.546 按实际的载荷系数校正算得得分度圆直径，由公式得： =51.85 mm (30) 计算模数。 =2.16 mm 3)按齿根弯曲强度设计。由公式得弯曲强度的设计公式为： (31)确定公式内的各计算数值。 由参考文献10图10-20c查得小齿轮弯曲疲劳强度极限=500MPa；大齿轮的弯曲强度极限=380MPa； 由参考文献10图10-18取弯曲疲劳寿命系数； 计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式10-12得： =303.57MPa (32) =238.86MPa 计算载荷系数。 =11.0911.35=1.472 查取齿形系数。由表10-5查得 =2.65；=2.30。 查取应力校正系数。由表10-5查得 =1.58；=1.715。 计算大、小齿轮的并加以比较。 =0.01379 =0.01651大齿轮的数值大。设计计算： =1.48 mm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强度计算的模数，由于齿轮模数m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（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数1.48并就近圆整为标准值m=1.5，接触强度算得的分度圆直径d1=51.84mm，算出小齿轮的齿数。 =34.56，取z1=35大齿轮齿数z2=2.335=80.5，取z2=81。这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，又避免浪费。 4）几何尺寸计算。 计算分度圆直径 mm mm 计算中心距 mm 计算齿轮宽度 mm取B2=53mm，B1=55mm 。介齿轮2与大齿轮之间的传在此不做校核，只计算其相关尺寸。 123.12， 取z3=123分度圆直径 d3=z3m=184.5 mm中心距 齿轮宽度取B3=50 mm。四个齿轮的相关参数如表3。表3 齿轮相关参数Table3 Gear parameters名 称 齿 数模 数（mm）分度圆直径（mm）材 料齿轮宽度（mm）小齿轮 35 1.5 52.5 40Cr 55介齿轮1 81 1.5 121.5 45钢 53介齿轮 2 81 1.5 121.5 45钢 53大齿轮 123 1.5 184.5 45钢 506.3 链传动的设计 1）选取链轮齿数。取小链轮齿数z2=19，大链轮的齿数为z1=30 2）确定计算功率。由参考文献14表9-7查得KA=1.0，由图9-13查得KZ=0.82，则计算功率为 2.46kw (33) 3）选择链条型号和节距。根据=2.46kw，及n1=205r/min查图9-11,10A-1。查参考文献14表9-1，链条节距为：P=15.875mm。4）计算链节数和中心距。初选中心距：a0= （3050）p=（3050）15.875=476.25793.75mm取a0=500mm。相应的链长节数为： 87.55 (34)取链长节数=88节。查表9-7查得中心距计算系数f1=0.24931，则链轮的最大中心距为： 502.64mm (35) 5）计算链速，确定润滑方式。 =1.6m/s (36)由v=1.6m/s和链号10A-1，查图9-14可应采用滴油润滑。6）计算轴力Fp 。有效圆周力为： Fe=1000=1537.5N 链轮水平布置是的压轴力系数，则压轴力为： 1768 N6.4 对主轴进行设计和强度校核6.4.1 求主轴上的功率和转矩 设滑动轴承在工作过程中润滑正常，则查机械设计手册表1-7取V带传动的效率为,电动机额定功率，则主轴上的功率：。主轴转矩： 6.4.2 初步确定轴的最小直径 先按式初步估算轴的最小直径。根据铡草机的一般实际情况，选取轴的材料为45钢，调质处理。取A=112，于是得 =17.8mm (37)取=35mm。6.4.3 轴的结构设计 1）拟定轴上的装配方案：主轴上中间安装动刀架和风扇叶片结合体，动刀架俩侧为滑动轴承，滑动轴承一侧为电动机传递动力给主轴的大带轮，另一侧是主轴传递动力给铡切机构的小锥齿轮。 2）根据零件大小及轴向定位的要求确定轴的各段长度直径和长度。为满足带轮的轴向定位要求，-轴端需制出