喜歡就充值下載吧。。資源目錄里展示的文件全都有，，請放心下載，，有疑問咨詢QQ:414951605或者1304139763 ======================== 喜歡就充值下載吧。。資源目錄里展示的文件全都有，，請放心下載，，有疑問咨詢QQ:414951605或者1304139763 ======================== 牧草打捆機的設計 目錄 1緒論 1 1.1問題的提出 1 1.2國內外研究現(xiàn)狀及發(fā)展趨勢 2 1.3存在的問題 5 1.4研究的目的和意義 5 2牧草壓捆機的設計 5 2.1飼草壓縮理論研究 5 2.2壓捆機的結構設計 7 3.選擇電動機 16 3.1動力電動機的類型 16 3.2計算傳動裝置運動和動力參數(shù) 17 3.3確定蝸輪蝸桿的尺寸 18 3.4 校核齒根彎曲疲勞強度 19 3.5蝸桿傳動的熱平衡核算 19 3.7 蝸桿軸的結構設計 21 3.8 軸的校核 22 3.9蝸輪軸的設計和計算 22 3.10滾動軸承的選擇及其計算 25 總 結 27 參考文獻 28 致謝 29 1緒論 1.1問題的提出 我國地域廣袤，而且作為農業(yè)大國，有著先天獨厚的發(fā)展畜牧業(yè)的條件。我國草原遼闊，類型繁多，資源豐富，是巨大的天然寶藏。據統(tǒng)計，我國共有各類天然草地面積約3.93億hm2，占國土面積的41.7%，僅次于澳大利亞，居世界第二位，同時也秸稈資源最為豐富的國家之一，每年生產6.4億多t的秸稈。[1] 然而我國草場的分布很不均勻,導致我國部分地區(qū)一方面牧草匱乏,另一方面則因季節(jié)性牧草過剩而得不到合理利用被廢棄,不僅浪費了牧草資源,造成經濟損失,同時也污染了草地和環(huán)境。此外,牧草在流通領域中遇到的一個主要問題,就是由于牧草的堆密度小,使其運輸成本增加,利潤空間下降。有些地方甚至因為利潤微薄而寧可燒掉,也不愿意費時費力地運輸,造成了資源浪費,而且也污染了生態(tài)環(huán)境。這是我們必須面臨的顯示問題，急需有一個合理的辦法來解決這個現(xiàn)狀。近年來，由于各牧場的牲畜存欄量不斷增加，而相應的管理政策又相對滯后，還有自然條件的惡化，即使在牧草比較豐富的牧區(qū)，季節(jié)性的飼草缺乏現(xiàn)象也很嚴重[2]。2000年初，我國內蒙古、新疆共有12個地(州)60個縣出現(xiàn)的“白災”使30萬頭受災牲畜死亡，主要原因是由于飼料缺乏的饑餓所致，很顯然解決這個問題的有效措施就是為這些牧草缺乏或季節(jié)缺草的地區(qū)準備充足的越冬飼草；另一方面我國草業(yè)發(fā)展帶有比較突出的地域性特點，牧草種植基地大多位于黃河流域及華北、西北，而牧草銷售市場多位于華東、華南的奶牛、肉牛飼養(yǎng)密集區(qū)。由于草場分布不均，部分地區(qū)因季節(jié)性牧草過剩得不到合適的處置而被廢棄，浪費了資源，也污染了草原[3]。不僅如此，近年來隨著畜牧業(yè)的迅速發(fā)展，中國加入WTO，周邊的許多國家，像韓國、日本都是飼料資源短缺的國家，國際市場對牧草、秸稈等飼料的需求會大幅增加。加入WTO，我國資源成本相對較高的種植業(yè)面積可能會適當減少，種植業(yè)比較效益下降將促使土地資源和農業(yè)生產結構向畜牧業(yè)、草業(yè)等方面調整，牧草生產和加工產業(yè)將面臨新的機遇。因此，加快我國的牧草、秸稈的產業(yè)化進程，能為我國增加出口創(chuàng)匯，成為國民經濟大產業(yè)，這在發(fā)達國家如美國、加拿大等已得到證實[4]。 在牧草、秸稈等纖維物料的商品化生產過程中，首先遇到的問題是這些物料松散，容積密度小，收集、運輸困難，運輸時虧噸現(xiàn)象嚴重;這些物料無論在儲存還是運輸時，都占用很大的空間，面臨嚴重的運輸成本壓力。由此可見，把飼草打成高密度的草捆后儲存或運輸，是降低飼草成本的重要步驟。也是使得牧草得到合理利用的有效途徑，既可解決牧草資源的分布不均而得不到合理利用的弊端，有可解決環(huán)境問題。據中國農業(yè)大學成套設備所的實驗設計，飼草打捆平均密度可以增大10倍左右，而運輸成本可降低70%左右，可見飼草壓捆機的商業(yè)效益是十分顯著的[5]。牧草業(yè)也會因此有長足的發(fā)展。 1.2國內外研究現(xiàn)狀及發(fā)展趨勢 1.2.1飼草壓縮理論的研究概況 壓縮理論是飼草料壓捆、壓餅、壓塊等機具設計的理論依據，具有重要的價值[6]。 1938年西德學者斯卡維特(Skalweit)首次開始研究纖維物料在壓縮過程中的壓縮機理。他通過在密閉容器內以低速壓縮牧草，來研究壓縮力和壓縮后牧草容積密度之間的關系，并得出了如下壓縮力和壓縮后物料容積密度之間的規(guī)律： (1—l) 式中： —壓縮力，(kg/cm)； —壓縮后物料的密度，(kg/m)； —初始壓縮力(kg/)； : —物料的初始密度,( kg/m)； m是試驗系數(shù)。 1959年西德另一位學者麥威斯(Mewes )通過實驗研究分析斯卡維特(Skalweit)所得出的數(shù)學模型，根據分析研究，他對斯卡維特的結論給予肯定，同時，他認為纖維物料在壓縮過程中壓縮力與物料的初始密度有關，并分別提出了在不同壓縮條件下壓縮力與物料密度之間的數(shù)學模型： (1—2) (1—3) 式中：—壓縮力，(kg/cm)； —壓縮后物料的密度，(kg/m)； —物料的初始密度，(kg/m)； c和m均為試驗系數(shù)。 1964年西德學者薩哈特(Sacht)利用小麥和燕麥秸稈以及苜蓿和牧草進行試驗研究，首次發(fā)現(xiàn)被壓縮物料的濕度對壓縮過程有很大的影響。通過實驗研究，他認為，斯卡維特的數(shù)學模型只有在壓力小于200N/cm時才成立，并提出如下數(shù)學表達式： (l—4) 式中：—壓縮力，(kg/mm)； —被壓縮物料的濕度； —壓縮后物料的密度，(kg/m)；; c和m均為試驗系數(shù)，不同的物料具有不同的值。 該表達式只有在=15—55%之間成立，c和m的值如表1—1所示： 表1-1各種物料壓縮時的實驗系數(shù)c和m值 壓力范圍 系數(shù) 小麥秸稈 89%干重 燕麥秸稈 88.5%干重 苜蓿 83.5%干重 牧草 86%干重 15-50N/cm c 2.53 9.8 3.7 6.75 m 1.47 1.59 1.69 1.96 50-200 N/cm c 2.87 1.56 1.78 8.55 m 1.89 2.35 2.64 2.73 50—60年代蘇聯(lián)學者對纖維物料的壓縮過程也進行了很多研究，如奧索波夫(Osobov)通過實驗和理論分析研究認為，纖維物料在壓縮過程中壓縮力僅取決于被壓縮物料的初始密度和壓縮過程中的壓縮程度，在此基礎上提出： (l—5) 式中： —壓縮后物料的密度，(kg/m)； —物料的初始密度，(kg/m)； c和a均為試驗系數(shù)，表明草料的物理機械特性。 蘇聯(lián)的另一位學者赫拉帕奇(Hulapaqi)研究認為，纖維物料在壓縮過程中壓縮力不僅與壓縮后壓縮物的壓縮程度有關，而且與壓縮過程中的壓縮速度以及物料的濕度有關。通過分析研究他提出了以下表達式： P= (1—6) 式中： —物料的濕度系數(shù)； =〔l0.02(w15.30)〕； w—物料的濕度； —壓縮過程中的壓縮速度影響系數(shù)； ； —壓縮過程中當前位置的壓縮速度； —壓縮后物料的密度，(kg/m)； —物料的硬度系數(shù)，對整齊的秸稈=1，對糾纏的=0.67，對牧草=0.58； c和m均為試驗系數(shù)一般取c=1.92，m=2.178。 該表達式雖然是在密閉容器內實驗得到的，但在開式壓捆室壓縮干物質含量為85%的小麥秸稈的實驗中得到了證實。多年來，此式一直被作為壓捆機設計的理論依據，它對壓捆機的設計在方向上有一定的意義，對于閉式壓縮有重要指導作用。[7] 蘇聯(lián)學者普斯特金(Pusteky)對纖維物料壓縮過程中被壓縮物料的壓縮量與壓縮力之間的關系進行了分析和研究，他用窄板條壓縮未脫粒的小麥秸稈進行實驗研究得出了壓縮力與被壓縮物料壓縮量之間關系： (1—7) 式中：—壓縮力，(kg/m)； s—物料的初始厚度，(mm)； x—對物料的壓縮量，(mm)； A和b均是試驗系數(shù)，對于牧草和苜蓿A=0.35kg/cm，b=0.375。 后來他又在密閉容器內對麥秸進行實驗研究，并得出麥秸在密閉容器內壓縮時，壓縮力與壓縮量之間呈拋物線關系： (1—8) 式中：p—壓縮力，(kg/m)； x—對物料的壓縮量，(mm)； A和n是試驗系數(shù)。 此外，英國和美國等國的學者對不同纖維物料壓縮過程作了大量的研究試驗和理論分析，如:1984年英國學者多佛而奇(0’Dogherty)和威來爾(Wheller)通過實驗研究和理論分析，并根據壓縮過程中物料的容積密度范圍提出兩個模型： (<400kg/m) (1—9) () (1—10) 式中：—壓縮力，(kg/cm)； —物料壓縮過程中的密度，(kg/m)； n、m均是試驗系數(shù)。 1987年英國學者法波若德(Faborode)和卡拉凡(O’Callaghan)在考慮了被壓縮纖維物料的初始密度后，提出如下的數(shù)學模型： (l—11) 式中：—壓縮力(kg/cm)； ； —物料在壓縮過程中的密度，(kg.m)； —物料的初始密度，(kg/m)； A、b均是試驗系數(shù)。 他們對其進一步推導： 令：A； b ； 將公式(1—11)轉化成壓縮力與壓縮活塞位移之間的關系： (1—12) 式中：—物料的初始松散模量； —物料的臨界密度，(kg/m)； s—壓縮活塞的位移，(mm)； l—壓捆室長度，(mm)。[8] 1996年我國學者楊明韶等在真正的高密度牧草壓捆9KG—350上分階段對牧草在壓捆過程中的壓縮力、壓縮量和壓縮過程中的牧草的密度等進行了試驗研究，并提出了它們之間的數(shù)學關系式： (1—13) 并在此基礎上推導出用高密度壓捆機對牧草進行壓捆時，壓縮力與壓縮后牧草密度之間的關系式： P= (1—14) 式中： P—壓縮力，(Mpa)； —牧草的初始密度，(kg/m)； —牧草壓縮過程中的密度，(kg/m)； x—牧草的壓縮量(mm)； A、B、b均是實驗系數(shù)。[9] 縱觀國內外學者對各種纖維物料壓縮過程所作的各種實驗研究和理論分析，主要是從不同角度出發(fā)，采用不同的壓縮方式和條件對不同的纖維物料進行試驗和理論研究。歸納起來蘇聯(lián)和我國的學者主要是針對纖維物料壓捆過程進行研究，英國、美國、加拿大的學者主要是針對纖維物料的壓塊和壓餅過程(密度很高)進行研究，日本學者主要是針對粉體纖維物料的模壓成型進行研究[10]。這些研究成果在解決壓縮力和壓縮程度之間的問題中發(fā)揮了極其重要的作用，對秸稈等纖維物料壓縮過程的理論分析，壓縮設備的設計和牧草壓縮生產過程研究起到了指導作用，提供了理論依據。本文就是以這些理論為依據，進行了壓捆機的研究。 1.2.2國外壓捆機的發(fā)展概況 1870年美國人迪得里克(DederiC)研制出人類歷史上的第一臺機械式固定牧草壓捆機，被改進完善后，在歐美一些國家得到廣泛應用。20世紀30年代初，小方捆壓捆機問世，50年代生產進入高峰，保有量趨于飽和，當時美國擁有撿拾壓捆機約70萬臺，90%以上的牧草采用撿拾壓捆工藝。60年代中期，圓草捆卷捆機誕生，70年代迅速發(fā)展，80年代方、圓捆機并行發(fā)展。近年來，歐美等發(fā)達國家的壓捆設備更成熟，結構參數(shù)更合理，可靠性、生產率提高很快。國際著名的農機生產商如美國紐荷蘭(NewHolland)、約翰迪爾(JohnDeere)、凱斯公司，英國福格森公司，韓國成元公司，意大利GALLIGNANI公司，德國威格公司和前進公司的壓捆機都己系列生產，這些設備無論在機械結構、動力配套、液壓系統(tǒng)還是控制系統(tǒng)設計方面都處理得很成功，一些新的設計理論、最新科研成果的應用在這些機械上都有體現(xiàn)，例如在控制系統(tǒng)方面，單片機、可編程控制器(PLC)、工業(yè)控制機控制(工PC)等的自動控制手段都得到應用。在一些發(fā)達國家，如美國等，牧草收獲己全部實行機械化，牧草已成為國民經濟一大產業(yè)。[5][11] 1.2.3國內的研究狀況 國內壓捆機方面的研究報道不多，只有壓捆機生產或改進方面的報道，但企業(yè)生產的產品質量低、可靠性差。我國50年代末開始生產畜力固定式捆草機，60年代初，在引進、試驗國外小方草捆揀拾壓捆機基礎上，開展了小方草捆無繩壓捆機的研究。70年代中期引進、仿造了國外的方捆機并批量生產，70年代末開始仿制圓捆機。近幾年，隨著市場對高密度草捆和農作物秸稈捆需求量的增加，國內的一些科研院所和高校開始研制高密度的牧草和秸稈壓捆機，主要型式可分為機械式和液壓式[12]。 1.2.4發(fā)展趨勢 縱觀國內外大中型企業(yè)及飼草收獲工藝的需要及研究，飼草壓捆機將向以下方向發(fā)展： 1．產品多樣化、系列化，以滿足不同用戶的需求。 2．采用新技術、新工藝，改進產品結構，提高產品的使用性能和經濟效率。電子計算機、液壓技術等的應用將使機具的性能更先進，操作更方便舒適。 3．擴大適用范圍，提高機具的利用率，將捆草范圍從干草擴大到青飼料或農作物秸稈。 4．增加草捆密度，降低功率消耗，提高壓捆機經濟效益。 5．運用現(xiàn)有的飼草壓縮理論設計主要結構工作部件，以提高壓縮密度和減少功率消耗,使壓捆機效率更高，可靠性更大，性能更優(yōu)[2][13]。 1.3存在的問題 由于國內壓捆機目前大多采用測繪或類比方法設計，在配套動力的確定，主要部件的結構參數(shù)、壓縮頻率和喂入量等工作參數(shù)的確定中很少有真正的理論依據，因而不可避免地存在配套動力不合理，壓縮設備功率消耗大、生產能力低等問題，而進口機械不僅價格昂貴，而且有些不適宜我國的國情[5][8]。 1.4研究的目的和意義 由于我國的飼草壓捆技術設備與發(fā)達國家相比有很大差距，而且多為仿造產品，主要工作部件結構參數(shù)選擇不當，生產規(guī)模較少，設備質量欠佳，遠不能滿足日益擴大的國內草產品生產加工設備市場的需要。提高國產壓捆機的質量，無疑會對畜牧業(yè)發(fā)展起到革命性作用。雖然市場上國外產品質量較好，但價格太高(例如黑龍江大慶農場進口的NewHolland公司生產的一款高密度壓捆機造價30萬美元)，不適合國內的消費水平，所以開發(fā)性能良好、自動化程度高而且價格適中的國產壓捆機將是我國飼草商品化生產的關鍵設備之一，對促進飼草產業(yè)化進程會起到舉足輕重的作用[14]。 2牧草壓捆機的設計 2.1飼草壓縮理論研究 2.1.1飼草壓縮過程研究 飼草壓縮類型根據壓縮設備類型的特點可分為閉式壓縮和開式壓縮兩大類。閉式壓縮是指用一個柱塞對裝入一端封閉的壓模內的農業(yè)纖維物料進行壓縮，使其成型并達到一定密度，然后取出被壓縮后的物料，捆扎成捆，完成一次壓縮過程，再裝入新物料再進行壓縮的過程，這種壓縮過程接近于農業(yè)粉狀纖維物料模壓成型的情況，這種壓縮型式很難實現(xiàn)自動化作業(yè)，有的液壓式高密度壓捆機屬于此種類型。開式壓縮是指用一個柱塞對壓捆室內的農業(yè)纖維物料進行壓縮，克服壓捆室與物料間的摩擦力，推動物料向壓捆室出口方向移動，邊喂入邊壓縮，被壓縮后的物料隨壓縮過程的進行逐漸被推出壓捆室。實際物料在大多數(shù)壓捆機的壓縮就屬于開式壓縮。先前的壓縮理論研究多是在密閉容器進行的實驗，多屬于閉式壓縮，其研究目的也多是為了指導壓捆機的設計，但現(xiàn)有壓捆機多是開式壓縮，開式壓縮和閉式壓縮差別很大，因而存在一定的誤差。為了壓捆機的發(fā)展，首先必須對開式壓縮進行全面深入的研究，同時探索開式和閉式壓縮之間的異同，這無疑是壓縮研究的一個基本課題[15]。 (1)閉式壓縮是喂入一次壓縮一次，形成一個產品一般壓縮一次，卸料一次，是間斷性作業(yè)。產品壓成后在壓捆室內并不移動，所以只消耗一次壓縮功率，每次壓縮之間沒有關系。 (2)開式壓縮也是喂入一次壓縮一次，一般要喂入和壓縮若干次才能形成一個產品。在壓捆室內，壓縮一次形成一個草片;再喂入一次，再壓縮成一個草片，直到草片充滿壓捆室，然后再繼續(xù)喂入和壓縮，且每次壓縮所受的壓力不同。待若干草片的厚度達到草捆要求的長度時，進行打捆。捆好的草捆從壓捆室出口處陸續(xù)排出。也就是說，產品要經過整個壓捆室生成。因而，生產一個產品(按質量計)所做的功要大于閉式壓縮。在壓捆室中，活塞壓縮物料的過程，可分為三個階段:第一階段，喂入1份物料，活塞從前極點向后移動，同物料接觸后，推移物料沿壓捆室移動，使其充滿壓捆室而不對物料進行壓縮，此階段稱為充滿階段。第二階段，活塞繼續(xù)向后移動，開始壓縮物料，物料體積減少，密度增加，活塞面上的壓應力增加，直到密度達到最大值，壓應力也達到最大值。第三階段，活塞繼續(xù)向后移動，被壓縮物料也隨之向后移動，一直到另一個極點止。此階段，活塞上的壓應力不再增加，物料密度也不再增加，稱之為移動階段。其簡圖如圖2-1所示： 圖2-1牧草壓縮過程示意圖 式中：G—每次飼草的喂入量，一般為2—4kg； a、b—壓捆室截面的長和高，本設計中分別取為0.46m、0.36m； S—活塞從開始壓縮到另—極點的距離； S—活塞行程； S—被壓縮物料達到最大密度后移動的距離； —壓縮前物料的密度，對于牧草—般取30—50kg/m； —壓縮達到的最大密度(kg/m),是壓捆機的重要指標。[16] 2.1.2壓縮力的分析 1連桿曲柄2連桿3活塞5靜上刀片6保護罩殼7壓捆室板8側向進草口9被驅動齒輪10驅動齒輪11—飛輪 F 曲柄上的水平方向壓縮力 F作用在曲柄上的合力 F沿曲柄軌跡切線方向的作用力 圖2-2壓縮機構模型受力圖 小方捆壓捆機壓縮牧草時，其受力示意圖如圖2—2所示[17]。壓縮時，隨著活塞的移動，壓縮力的變化過程如圖2—3所示： 圖2-3壓縮時各力變化規(guī)律(以壓縮首楷為例) 如圖2—3所示，力F、F和Fs隨著曲柄轉角變化而發(fā)生變化的過程。曲線ab段表明在初始壓縮牧草時隨著壓縮量的增大三個力都增大了，在bc段上由于切削阻力引起壓縮力的進一步增大，在大量牧草被切斷以后(這時約為145)阻力在ed段減少，接著由于活塞繼續(xù)壓縮的進給運動在de段引起壓縮力進一步增大，一直達到最大值，隨著草捆的移動，壓縮力緊接著在ef段降低了。在到達最大值Pmax之前一小段時間距離活塞到達最大行程有一段距離S。在ef段為了降低活塞壓力，可以盡量減小摩擦系數(shù)，或者采用滾動摩擦可以減少功率消耗。曲線fg段表示壓縮草松馳階段，這是由于曲柄施加的力Fs改變方向造成的。當曲柄進一步旋轉時，為了克服壓縮滑塊的加速度而產生一個反方向的力如gk段所示，變?yōu)檎膋l段是因為在開始位置處制止反向運動的滑塊而產生的正向阻力。力Fs是相反的(如gklm虛線所示)。[18]上述理論的研究具有重要的意義，本文以上述理論為指導，進行了壓捆機的研究。 2.2壓捆機的結構設計 2.2.1壓捆機的結構型式 壓捆機可根據以下原則分類：(1)動力源(2)草捆的形狀和尺寸(3)捆束材料。按動力源，壓捆機可由拖拉機拖動、動力輸出軸驅動、電機驅動和自我驅動等。拖拉機動力輸出軸驅動的壓捆機是最便宜的，也是最適用的，但需要性能優(yōu)良的拖拉機，以維持一個恒定的速度。 按工作方式，壓捆機可分固定式壓捆機和撿拾式壓捆機兩種，固定式壓捆機一般是用來將收獲好的干草二次壓制成高密度草捆后運至其他缺草地區(qū)，適合于長距離運輸。[12] 壓捆機根據壓成的草捆形狀，又可分為方捆活塞式壓捆機(如圖2—4)和圓捆卷壓式壓捆機(如圖2—5)。方捆活塞式壓捆機按活塞的運動形式又有直線往復式和圓弧擺動式之分。 根據草捆密度，還可以分為高密度干草捆壓捆機、中密度干草捆壓捆機和低密度干草捆壓捆機。如圖2—6是現(xiàn)在常用的兩款高密度壓捆機。[19]本設計為以拖拉機為動力的方捆拾禾壓捆機小型壓捆機。 北京華聯(lián)CLASS小方捆打捆機 北京華聯(lián)CLASS大方捆打捆機 圖2-4 方捆打捆機 北京華聯(lián)ROLLANT 255打捆機 圖2-5 圓捆打捆機 圖2-6 高密度大型打捆機 2.2.2壓捆機的構造和工作原理 壓捆機主要有撿拾器(移動式)、輸送喂入裝置、壓捆室、草捆密度調節(jié)裝置、草捆長度控制裝置、打捆裝置、曲柄連桿機構(方捆機械式)、傳動機構和牽引裝置等組成。壓捆機的成捆原理主要是用各種機械機構來模擬人工捆束的工藝過程，完成對飼草的收集、壓實和打捆動作。工作時，草條連續(xù)地進入輸送喂入裝置，輸送喂入裝置在活塞回行時，把飼草從側面喂入到壓捆室內，在曲柄連桿機構的作用下，活塞往復運動，把壓捆室內的飼草壓成草捆，活塞切刀將草層切斷，使各層能很好分開，壓好的草捆，被后面陸續(xù)成捆的草捆不斷地推向壓捆室出口。[20] 1）輸送喂入裝置 它的功能是將收集起來的飼草喂入到壓捆室內。一個性能良好的輸送喂入裝置應能滿足以下要求:(1)喂入均勻(2)在喂入口處不能堆積飼草，即單位時間的喂入量應大于撿拾量或輸送量(3)喂入叉應具備過載保護能力[13]。 輸送喂入裝置可分為以下三種:雙撥叉式、攪龍一撥叉式和單撥叉式。其結構示意圖如圖2—7所示。 1撿拾器2傾斜輸送器3螺旋輸送器4喂入口5裝填器6柱塞7雙撥叉式輸送喂入裝置 8捆扎裝置9填草撥叉10草捆11飛輪12動力輸出軸 圖2-7方草捆撿拾壓捆機結構示意圖 圖2—7(a)為頂部喂入式，撿拾器將干草撿拾后由縱向傾斜輸送器2向上輸送，并由橫向螺旋輸送器3送入壓捆室的頂部喂入口4，再由裝填器在柱塞回行時向下壓入壓捆室。圖(b)為采用雙撥叉式輸送喂入裝置的側面喂入式，撿拾器將干草撿拾后撥向后面，由雙撥叉式輸送喂入裝置7將干草從側面喂入壓捆室。圖(c)為采用螺旋輸送器的側面喂入式，撿拾器將干草撿拾后撥向后面，由橫向螺旋輸送器3作橫向輸送，再由填草撥叉9在活塞回行時將干草填入壓捆室[10]。本設計中采用實用的螺旋輸送器側面喂入式。 2）活塞和壓捆室 壓捆室是壓捆機的基礎部件，呈長方形，其斷面尺寸主要有360460mm，400460mm，460560mm，本設計采用常用的360460mm。由于活塞速率越高，其慣性力和速度越大，震動和摩擦越嚴重。為了改善滑動摩擦片式活塞的缺點，采用滾輪式活塞。它的結構特點是沿著活塞的水平和垂直方向配置了若干個特制滾輪，當活塞往復運動時，滾輪沿著壓捆室的軌道滾動，使原來的滑動摩擦變成滾動摩擦，大大改善了活塞的工作性能[16]。 3）草捆密度調節(jié)裝置 由于不同飼草的特性不一樣，所以應經常調整草捆密度。草捆密度調節(jié)機構如圖2-8所示，上連接板鉸鏈連接安裝在壓捆室上蓋板的后端，橫梁焊接在上連接板上。旋轉調節(jié)手柄，順時針方向旋轉時，上連接板相對于下連接板的傾斜度發(fā)生變化，使草捆密度增加，反之草捆密度降低。調整連接板不同傾角，從而獲得不同密度的草捆。 1橫梁2壓捆室側壁3上連接板4下連接板5調整彈簧6調節(jié)手柄 7絲杠 圖2-8草捆密度調節(jié)機構 4）壓縮機構 壓縮機構采用曲柄滑塊機構，由曲柄，連桿和柱塞組成。對于牽引式拾禾壓捆機，曲柄前常有一對圓錐齒輪和飛輪，飛輪軸由拖拉機動力輸出軸帶動。它的工作性能直接影響了飼草壓縮時的生物力學特性，它與輸送喂入叉相配合而做往復運動。當輸送喂入叉進入壓捆室時，它后退到極限初始位置，而當輸送喂入叉退出壓捆室時，它向前運動從而將進入的飼草壓縮成捆。設計中必須注意壓縮活塞與喂入叉的運動關系，以免相撞而損壞。[15] 5）輸送喂入器 喂入叉用鋼板制成，強度高。在喂入叉和曲柄之間裝置上了帶有板彈簧的四桿機構。過載時，喂入叉受到很大阻力，當曲柄旋轉時板彈簧就在四桿機構的作用下發(fā)生變形，喂入叉向后折。越過障礙后在板彈簧和四桿機構的作用下喂入叉自動回位進行下一次撥草動作。經過3—5次工作行程，就可以消除堵塞。[13] 1.曲柄 2. 喂入叉 3. 彈簧 圖2-9 輸送喂入器 2.2.3飛輪 1）飛輪的功能 壓縮機構在運轉過程中，由于生產阻力和原動力的周期性變化以及機構構件本身的慣性力的變化等因素引起轉矩的很大波動，所需的轉矩峰值也就非常高，而轉矩是驅動機構以等速或接近等速運動所必須的，這就需要一個極大的電動機。然而主要由于損失和做外功的一個周期的平均轉矩，通常比轉矩峰值要小得多，因此應采取措施減少動力消耗。減輕波動最簡單方便可行的方法是在系統(tǒng)中增加一個飛輪。飛輪的作用是當壓捆機中的驅動功超過阻力功時，將多余的能量儲藏起來，使動能和瞬時速度增大;相反，當阻力功超過驅動功時，又能將儲藏的能量釋放出來，補充驅動功的不足并使瞬時速度降低。因此飛輪可利用其較大的轉動慣量用其積蓄的動能來幫助克服尖峰負載，則減少原動機的所需功率，同時使機械運轉的周期性速度波動幅度控制在允許的范圍內。轉矩的很大變化表示存儲在運動構件內動能的變化，可以認為，轉矩的正波動表示主動件(電動機)傳給機構的能量并暫存儲在運動構件中，轉矩的負波動表示運動構件的能量返回給電動機。[10][21] 2）飛輪的大小 回轉系統(tǒng)動能為 E= (2—2) 式中:J—軸上所有回轉質量的轉動慣量、機構曲柄的轉動慣量以及飛輪的轉動慣量如方程式(2—2)所示，要想從飛輪中獲取能量，其唯一方法是降低它的速度，而速度升高使能量增加。因此，對于載荷所要求的能量是變化的情況，要得到軸的角速度為常數(shù)是不可能的，只能做到的是，提供一個J非常大的飛輪來使速度()減小。 機械運轉速度波動系數(shù)k定義為： K= ( 2—3) 式中： 對機械運轉速度不均勻程度的要求，隨機械類型及工作性質的不同而異，農業(yè)機械其值一般在0.02—0.2之間選取，相當于轉速可以在2%--20%之間波動，所選擇的值越小，則所需飛輪越大。大的飛輪將增加費用并增加系統(tǒng)重量，而對提高運轉的平穩(wěn)性相對有好處，本文設計中取k=0.060。 假設飛輪安裝在等效構件上，其轉動慣量為；與等效構件有定速比的各構件的等效轉動慣量為Jc；與等效構件有變速比的各構件的等效轉動慣量為Jv；則在等效構件上安裝了飛輪的機械系統(tǒng)其等效轉動慣量為： J=J+Je+Jv=J+J (2—4) 式中:J=Jc+Jv為除飛輪以外，機械系統(tǒng)其它運動構件的等效轉動慣量，它是機械位置的函數(shù)。 因為Jv與JF相比，比較小，為了簡化計算先略去不計，所以： (2—5) 式中：△E—動能的變化； [W]—最大盈虧功。 當?shù)刃мD動慣量為常數(shù)時，它等于△W的最大值與最小值之差。為簡化計算，將相對較小的Jc略去，從而得： J= (2—6) 式中： J—飛輪的轉動慣量，(kgm)； n— 飛輪的轉速，(r/min)。 由式2—6得，飛輪應安裝在高速軸上，因為J與n成反比，轉速越高，J越小，飛輪的尺寸可以做得更小。一般飛輪的轉動慣量2—2.2kg.m,飛輪直徑為450—980mm,輪緣厚為27—80mm,飛輪的重量為70—140kg，飛輪轉速為280—750r/min。 2-10 飛輪結構簡圖 飛輪采用如圖2—11所示的輻條式飛輪，由輪緣、輪幅和輪毅組成。 J = (2—7) 為簡化計算，假定輪緣的質量集中在平均直徑D=的圓周上，則： (2—8) 式中：Dl—飛輪的外徑，m； D:—輪緣的內徑，m。 本文設計中 取[W]=5000Nm，n=540r/min,則： 取 D=600mm,則飛輪質量m=。 飛輪選擇材料HT200鑄造。[10][21] 2.2.4捆扎機構 捆扎機構是壓捆機的關鍵部件，其性能直接影響成捆率。捆繩機構有采用軟繩和鐵絲兩種形式，它主要包括捆扎機構控制器，供繩機構和打結器。[21] 1）捆繩 捆繩有軟繩和鐵絲兩種，常用的軟繩有麻繩和塑料繩，軟繩需粗細均勻，光滑和柔軟。其直徑為2.5—3mm，拉斷力為700—1000N。采用鐵絲捆扎時，要求鐵絲直徑為1.8—2mm,抗拉強度為294—480MPa。 麻繩和鐵絲相比較，麻繩的有點是喂飼方便，對牲畜較安全，同時繩子的成本較低，因此目前以麻繩使用較廣[10]。本設計將采取麻繩為捆扎繩。采用鐵絲捆扎的壓捆機常用于長途運輸或需多次裝運，且草捆密度在200kg/m以上。 2）軟繩捆扎控制器(圖2—11) 用來控制草捆長度，捆扎控制器平時由控制桿抵住分離卡爪，使卡爪令一端滾輪不與主動盤的內表面凸起接觸，主動盤空轉。隨著牧草向后移動，計量輪逆時針轉動，摩擦輪中間的滾輪借助于摩擦力帶起提升桿上升，提升桿下端開口進入滾輪時，因為彈簧力的作用使得提升桿左移，使控制桿下擺，脫離分離卡爪，卡爪左擺，卡爪令一端的滾輪與主動盤內的凸起接觸，主動盤即可帶動從動盤和打結器軸，使捆扎機構開始運作。 當控制桿和卡爪脫離時，與控制桿一體的杠桿與從動盤接觸，從動盤上的凸起部分又迫使杠桿右擺，使控制桿順時針轉動，回到原來位置，從動盤回轉一周后，分離卡爪又被控制桿抵住，從動盤和軸停轉，以后又重復此過程。 1 分離卡爪 2 彈簧 3 打結器軸 4 從動盤 5 主動盤 6 杠桿 7 控制桿 8 提升桿 9 限位板 10 計量輪 11 滾輪 12 摩擦輪 13 彈簧 圖2-11 捆扎控制器 草捆長度可由限位板進行調整，順時針轉動限位板，可以使提升桿下落位置降低，草捆加長，壓捆機草捆調節(jié)最小長度為300—800mm，最大草捆長度為800—1300mm。[21] 3）供繩機構 供繩機構用來將繩纏繞草捆，并將繩送入打結器打結。 圖2--12為9KJ—1.4壓捆機的供繩機構， 它由驅動鏈輪，曲柄，連桿，穿針和導繩器組成。打捆前，捆繩從繩箱出來，通過壓緊器和導繩器的孔，從穿針孔中穿出，最后夾在打結器的夾繩盤缺口內，當草捆達到預定長度時，離合器結合，打結器軸旋轉，周上帶動連桿和管架運動，使穿針向上運動繞過草捆，將捆繩送到夾繩盤缺口與令一捆繩端并齊，由打結器打結并割斷，穿針開始下降，這時捆繩一端留在夾繩盤缺口內，為下次打結做準備。[21] 4） 打結器 打結器用來打結，切斷捆繩，并夾住下一草捆捆繩的一端。軟繩打結器有“迪爾鈴Deering”系統(tǒng)(簡稱D)打結器和“考米克Cormic”系統(tǒng)(簡稱C)打結器。 1 驅動鏈輪 2 曲柄 3 連桿 4 管架 5 穿針 6 捆繩 7 導繩器 圖2-12 軟繩供繩機構 D型打結器由打結嘴，夾繩器。脫繩桿，割繩刀，復合齒盤，夾繩器驅動盤和架體等組成。當壓捆室內牧草達到預定長度打捆機構控制器使打結器開始工作。打捆結扣的程序是：1． 搭繩：穿針向上運動，將捆繩搭在打結器嘴上表面，與原來的繩兩股合在一起。2． 夾繩：當穿針上升接近上止點時，捆繩已被送到夾繩器缺口內，這時夾繩器開始運轉，將繩夾緊。3． 繞環(huán)：夾繩器尚未停止運轉時，打結器嘴開始轉動，將兩股繩繞成繩環(huán)。4． 張嘴：打結嘴轉動到3/4圈，打結嘴完全張開，兩股繩夾在上下鄂之間。5． 閉合：打結嘴轉動將近結束時，上下鄂閉合，將兩股繩夾住。6． 拉緊：當打結嘴上下鄂閉合后，脫繩桿開始動作，套在打結嘴是的繩環(huán)逐漸被拉緊。7． 割繩：繩環(huán)被拉緊到一定程度，脫繩桿繼續(xù)往前擺動，固定在脫繩桿上的割繩刀將捆繩割斷。8． 脫口：脫繩桿繼續(xù)往前運動，他將繩環(huán)從打結嘴上摘下，套在上下鄂間夾住的繩端上，形成打結器并從打結嘴上脫下。 C型打結器沒有脫繩桿，用蹄塊式夾繩器來代替盤式夾繩器，打結嘴結構較大。當控制器結合打捆機構后，打捆機構開始工作，打捆過程的程序是：1． 送繩和撥繩：穿針向上運動，將捆繩經過的導繩板鼻端和打結嘴前側，送入夾繩器的導繩鉤，撥繩板開始向內側轉動，將捆繩撥向導繩板鼻端前側。使靠草捆的捆繩不致松開。2． 松繩：在打結嘴轉動的同時，夾繩器上的蹄塊彈簧壓力減小而松出一段繩子。3． 繞繩和抓繩：打結嘴轉動將捆繩繞一圈后，順下卡爪的邊緣進入下卡爪間而被抓住。4． 進繩和割繩：當打結嘴轉動3/8圈時，夾繩器開始運轉，捆繩逐漸進入上下蹄塊之間，之后下蹄塊繼續(xù)轉動半周多，捆繩在蹄塊之間有一定的長度，從而保證了足夠的壓緊力。當夾繩器轉動5/8圈時打結嘴轉完一圈，捆繩夾在上下卡爪之間，有夾繩器導繩器勾根部下側的割繩刀割斷夾繩。5． 回位：在夾繩器開始運轉時，打捆針開始下降。穿針將捆繩從夾繩器，經過打結嘴前側，導繩板鼻端，壓捆室腔體引向壓捆室下面，為下個草捆的形成做準備。6．脫扣：當柱塞開始下一壓縮行程，草捆被推向壓捆室的后方，繞在打結嘴上的捆繩圈被拉下和拉緊成繩結。此時，被卡爪端勾住的捆繩從繩圈種抽出一部分又形成一個繩圈，該繩圈仍掛卡爪端勾內，直至草捆后移的拉力克服卡爪的壓緊力，才將繩套拉出。[10][14] 將兩種打結器進行比較，D型打結器的繩結不很穩(wěn)定，捆繩所受拉力較大，但草捆密度比較大。C型打結器繩結較緊，捆繩所受拉力較小，但草捆密度有所下降，從機構看，C型打結器機構較復雜，對制造調整要求很高。綜考慮兩種打結器的優(yōu)缺點，本設計中采用D型打結器。 2.2.5主要技術參數(shù)的確定 １）活塞往復壓縮頻率 生產率計算公式為： Q=0.06nq (t/h) (2—9) 式中: q—喂入量，即壓縮1次物料的量，(kg)； n—曲柄轉速，即每分鐘壓縮次數(shù)。 由公式2—9得，為了提高生產率，可加大壓縮頻率。但是，加大壓縮頻率產生了許多新問題。第一，由于壓縮頻率加大，其消耗功率急劇上升，原因是慣性力急劇增加，其消耗功率增加的比率大于生產率提高的比率。第二，壓捆機動力不平衡問題更加突出。壓縮過程中，壓縮力隨位移急劇增加。 壓縮回程時，阻力又很小(主要是慣性力、空程摩擦力)，在此基礎上，較大幅度提高壓縮頻率(速度)，顯然使功率不平衡的問題更嚴重了。第三，壓捆機沖擊力更大。壓縮終了，壓縮力達到最大值。例如，在9KG—350壓捆機上壓縮密度r=350kg/m，其最大壓縮力約230kN，加大壓縮速度，沖擊力更大，故障更多，容易損壞，機構更龐大，生產很不安全，這些問題已在機械傳動式高密度捆草機上充分暴露出來了。理論和實踐都證明:壓縮后單元體應力若松弛得快(物料壓縮松馳時間T小)，即應力很快松弛到很小值，此時再壓縮第2次，其壓縮效果就好(好像很軟)。如果應力松弛很慢(T很大)，緊接著壓縮第2次，壓縮效果就差(好像很硬)。據此，要獲得好的壓縮效果應選擇在其應力松弛到一定程度后再壓縮下一次，也可以說壓縮1次的時間(頻率)一般應該大于壓縮產品的松弛時間T，而壓縮產品松弛時間T與其物料特性及壓縮工藝條件等有關。所以，壓縮工程的壓縮頻率是由壓縮工程內部因素決定的，不能隨意選取?？梢姡眉哟髩嚎s頻率作為提高生產率的方法不可取。因此壓縮頻率應選小，一般壓捆機的曲柄轉速為60—80r/min，近些年來有的機型已提高到80—105r/min,本設計中取n=60r/min[15]?，F(xiàn)有的拾禾壓捆機的生產率一般為5—20t/h。 2）壓捆室斷面和草捆輸出倉 壓捆室斷面決定了草捆的尺寸和質量。因此可以根據要求的草捆來確定。最小的壓捆室斷面為310mmmm,草捆質量在20kg以下，中等的 壓捆室斷面為360mm,草捆質量在30kg以下，大型的壓捆室斷面410mm，草捆質量在50kg以下。壓縮產品永久變形部分愈大，應該說釋放張力愈小;彈性變形愈大，即時恢復張(沖)力愈大;蠕變部分恢復速率愈小，張(沖)力就愈小。因此，草捆在壓捆室內時間越長，張(沖)力就越小。因此，壓捆室出倉口長度選擇l=1.5m。壓捆室斷面尺寸取常用的360mm460mm。[21] 3）輸送喂入裝置參數(shù) 由公式2—9推導出，為提高工作效率，還可以加大喂入量G。理論和實踐證明，存在一個臨界喂入量，在喂入量小于臨界喂入量時，隨喂入量增加，壓縮力、功和功率上升，而當喂入量超過臨界喂入量時，隨喂入量增加，其壓縮力、功和功率反而下降，且不同物料其臨界喂入量不同。初步試驗看出，苜蓿、麥秸和干草的臨界喂入量都遠大于目前壓捆機的喂入量，因而在壓縮工程設計中，可以加大喂入量(大于臨界喂入量)，生產率提高，而且壓縮力、功和功耗還下降。這是提高壓縮工程生產率的一個理想的辦法[15]。因此，取喂入量G=3kg。而喂入口長度1則等于： (2—10) 式中：G—活塞往復—次的飼草喂入量，(kg)； a,b—壓捆室斷面的高和寬，(m)； —牧草送入壓捆室時的容重，常取為50—60kg/m[20]。 本設計中，取a=0.46m，b=0.36m， 所以 。 取1=0.50m。 4）活塞行程 活塞行程應比喂入口長度大25%--35%， S=(1.25—1.35)l=(0.625—0.675)m。 綜合考慮，取S=0.70m，即活塞半徑R=0.35m。[16] 5）生產率Q Q=0.06nG 式中:G——喂入量，即壓縮1次物料的量，(kg); n—壓縮頻率，即每分鐘壓縮次數(shù)。[20] 綜上所述，G=3kg，n=60r/min， 所以，理論上Q=0.061.8(t/h)。 3.選擇電動機 3.1選擇電動機的類型 按工作要求和條件，選用三相籠型異步電動機，封閉式結構，電壓380V，Y型。 3.1.1 選擇電動機的容量 電動機所需工作功率按文獻4式（1）為 由文獻4公式（2） 因此 估算由電動機至運輸帶的傳動的總效率為 為聯(lián)軸器的傳動效率根據設計指導書參考表1初選 為蝸桿傳動的傳動效率 為軸承的傳動效率出處 為卷筒的傳動效率出處 3.1.2確定電動機的轉速 由已知可以計算出卷筒的轉速為 按文獻4表1推薦的合理范圍，蝸桿傳動選擇為閉式 （閉式為減速器的結構形式），且選擇采用雙頭傳動，同時可以在此表中查得這樣的傳動機構的傳動比是10—40。 故可推算出電動機的轉速的可選范圍為： 符合這一范圍的同步轉速為：查文獻3第167頁表12-1可知 根據容量和轉速，由文獻4表一查出的電動機型號，因此有以下三種傳動比選擇方案，如下表： 方案 電動機型號 額定功率 滿載轉速 電動機質量 參考價格① 1 Y160M-6 7.5 970 119 500 2 Y132M-4 7.5 1440 81 352 3 Y160M-8 7.5 720 145 596 綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸，質量，價格以及傳動比，可見第三種方案比較合適，因此選定電動機的型號是Y132M-4。 其主要性能如下表 型號 額定功率 滿載轉速 最大轉矩\額定轉矩 Y132M-4 7.5 1440 2.3 該電動機的主要外型和安裝尺寸如下表：（裝配尺寸圖參考設計手冊表12-3） 中心高 H 外形尺寸 地腳安裝尺寸 地腳螺栓孔直徑 軸伸尺寸 裝鍵部位尺寸 132 515×（270/2+210）×315 216×178 12 38×80 10×33 3.1.3確定總的傳動比 由 選定的電動機滿載轉速nm 和工作機的主軸的轉速 n，可得傳動裝置的總的傳動比是： 根據總傳動比可以選用雙頭閉式傳動。 3.2計算傳動裝置運動和動力參數(shù) 3.2.1計算各軸的轉速 為蝸桿的轉速，因為和電動機用聯(lián)軸器連在一起，其轉速等于電動機的轉速。 為蝸輪的轉速，由于和工作機聯(lián)在一起，其轉速等于工作主軸的轉速。 3.2.2計算各軸的輸入功率 為電動機的功率 為蝸桿軸的功率 為蝸輪軸的功率 3.2.3 計算各軸的轉矩 為電動機軸上的轉矩 為蝸桿軸上的轉矩 3.3確定蝸輪蝸桿的尺寸 3.3.1選擇材料確定其許用應力 蝸桿用45號鋼，表面淬火，硬度為45　～55HRC；蝸輪用鑄錫青銅ZCuSn10P1，金屬型鑄造。 3.3.2 確定其許用應力 （1）許用接觸應力，查文獻1表12-4，[]=220Mpa （2）許用彎曲應力，查文獻1表12-4，[]=70Mpa 3.3.3選擇蝸桿頭數(shù)，并估計傳動效率。 由i=30.89,查文獻2表11-2得 由=2，查文獻1，表12-8，估計 3.3.4確定蝸輪轉距 3.3.5確定使用系數(shù)，綜合彈性系數(shù) 根據文獻1表13-8，?。ㄤ撆溴a青銅） 3.3.6確定接觸系數(shù) 假定，由文獻1圖12-11，得=2.8 3.3.7計算中心距 3.3.8 確定模數(shù)m，蝸桿直徑系數(shù)q，蝸桿導程角r，中心距a，蝸桿分度圓直徑等參數(shù)。 查機械設計第八版表11-2可選擇 a=125mm m=5mm =50mm x=-0.5 3.3.9 計算蝸輪和蝸桿的主要參數(shù)與幾何尺寸 ⑴ 蝸桿 軸向齒距 mm 齒頂圓直徑 齒根圓直徑 蝸桿軸向齒厚 節(jié)圓直徑 ⑵ 蝸輪 蝸輪齒數(shù)=41，變位系數(shù)=-0.5 蝸輪分度圓直徑 蝸輪齒頂圓直徑 蝸輪齒根圓直徑 蝸輪咽喉母圓直徑 外圓直徑 蝸輪齒寬 B=0.75 3.4 校核齒根彎曲疲勞強度 選取當量系數(shù) 根據變位系數(shù)=-0.5，=43.48 從文獻1中的圖11-19中查得齒形系數(shù)為 =2.87。 螺旋角系數(shù) = 許用彎曲應力 = 從文獻1表11-8中查得由鑄錫磷青銅制造的蝸輪的基本許用彎曲應力為 ′=56Mpa。 壽命系數(shù)為 == =＜ 由此可見彎曲強度是可以滿足的。 3.5蝸桿傳動的熱平衡核算 蝸桿傳動的效率低，工作時發(fā)熱量大。在閉式傳動中，產生的熱不能及時散逸，將因油熱不斷升高而使?jié)櫥拖♂?，從而增大摩擦，甚至發(fā)生膠合。必須進行熱平衡計算，以保證油溫穩(wěn)處于規(guī)定的范圍內。 摩擦損耗的功率 產生的熱流量為 又已知P=6.65KW ——嚙合摩擦產生的熱量損耗效率 （為蝸桿分度圓上的導程角） ——軸承摩擦產生的熱量損耗效率 ——濺油損耗效率 為當量摩擦角，其值可根據滑動速度由表11-18和1-19中選取。 滑動速度計算為 又由于蝸輪是有鑄錫磷青銅制造的且硬度≥45HRC 查表文獻2，11-18可得通過插入法計算得為1°16’ 由于軸承摩擦及濺油這兩項功率損耗不大，一般取為0.95—0.96則總效率為 =（0.95- -0.96）=0.85 以自然冷卻的方式從箱體外壁散發(fā)到周圍空氣中的熱流量為 αd為箱體的表面?zhèn)鳠嵯禂?shù),空氣流通好,取為15 S為內表面能被潤滑油濺到的,而外表面又可為周圍空氣冷卻的箱體表面面積根據已知估算此面積1.0 S為內表面能被潤滑油所飛濺到，外表面又可以為周圍空氣所冷卻的箱體表面面積。 設為正常工作的油溫為65℃ 為周圍空氣的溫度常取為20℃ 計算可得 根據熱平衡條件，φ1=φ2 在一定的條件下保持工作溫度所需的散熱面積為 、 即 所以表面散熱面積不滿足散熱要求，需加大于0.06的散熱片 3.6蝸桿軸的設計 由于蝸桿直徑很小，可以將蝸桿和蝸桿軸做成一體，即做成蝸桿軸。 3.6.1 蝸桿上的轉矩T1=23.94N·m 3.6.2 求作用在蝸桿及蝸輪上的力 圓周力 軸向力 徑向力 圓周力徑向力以及軸向力的作用方向如圖所示 3.6.3 初步確定軸的最小直徑 按文獻2表15-3，初步估算蝸桿的最小直徑，選取的材料為45號鋼，調質處理，HBS（217～255），=（103～126）取=110， 則 蝸桿軸的最小直徑顯然是要安裝聯(lián)軸器處軸的直徑，為了使所選的軸的直徑d與聯(lián)軸器的孔相適應，故需同時選取聯(lián)軸器型號.。 聯(lián)軸器的計算轉矩,查文獻2中的表14-1，考慮到轉矩變化很小，故取Ka =1.3，則有： 按照計算轉矩Tca應小于聯(lián)軸器公稱轉矩的條件，查標準GB\T5014-1985或文獻３，選用TL 6型聯(lián)軸器，其公稱轉矩為250。許用轉速4600r/min，聯(lián)軸器的尺寸為d=32～42mm,L=82～112mm。 3.7 蝸桿軸的結構設計 ⑴擬定蝸桿上零件的裝配方案 蝸桿是直接和軸做成一體的，左軸承及軸承端蓋從左面裝，右軸承及右端蓋從右面裝。 ⑵根據軸向和周向定位要求，確定各段直徑和長度，軸徑最小d =30mm， B=（12.5+0.1）m+30=113mm 蝸桿齒寬B計算選為113mm。其余部分尺寸見下圖： 3.8 軸的校核 （1）垂直面的支承反力（圖b） （2）水平面的支承反力（圖c） （3）繪垂直面的彎矩圖（圖b） （4）繪水平面的彎矩圖（圖c） （5）求合成彎矩（圖d） （6）該軸所受扭矩為 T=42.98N.mm （7）按彎扭合成應力校核軸的強度 根據文獻1式（15-5）及以上數(shù)據，并取α=0.6，軸的計算應力 前已選定軸的材料為45鋼，調質處理，由文獻2表15-1查得。因此<，故安全。 8）由于軸的最小直徑是按扭轉強度很寬裕地確定的，由蝸桿軸受力情況知截面C處應力最大，但其軸徑也較大，且應力集中不大，各處應力集中都不大，故蝸桿軸疲勞強度不必校核。 3.9蝸輪軸的設計和計算 3.9.1 計算最小軸徑： 按文獻1中的式15-3初步估算蝸桿的最小直徑，選取的材料為45#鋼，調質處理，根據文獻1中的表15-3，取=110， 則 3.9.2選聯(lián)軸器： 聯(lián)軸器的計算轉矩Tca=Ka .T3,查文獻1中的表14-1，考慮到轉矩變化很小， 故取Ka =1.3則有： 按照計算轉矩Tca應小于聯(lián)軸器公稱轉矩的條件，查文獻３表8-7，選用HL8型彈性套柱銷聯(lián)軸器 其公稱轉矩為710N.m 半聯(lián)軸器的軸徑 d1取45~63mm 半聯(lián)軸器的長度 L取112mm 所以選軸伸直徑為50mm。 3.9.3 初選滾動軸承： 據軸