樹枝粉碎機粉碎部分設計

樹枝粉碎機粉碎部分設計,樹枝粉碎機粉碎部分設計,樹枝,粉碎機,粉碎,部分,部份,設計 XX 大學 XX 學院 畢業(yè)設計說明書 題 目： 樹枝粉碎機粉碎部分設計 專 業(yè)： 機械設計制造及其自動化 學 號： XX63236 姓 名： XX 指導教師： XX 完成日期： 2012 年 5 月 20 日 目錄 摘要 _1 ABSTRACT _2 1 緒論 _3 1.1 課題研究背景，目的及其意義 _3 1.2 枝椏粉碎機的分類特點及其工作原理 _3 1.3 國內外枝椏粉碎機的發(fā)展現狀和趨勢 _5 1.4 選題的設計思想，設計方法及改進 _6 1.5 預期結果 _6 2 移動式枝椏粉碎機的總體設計 _7 2.1 枝椏粉碎機設計任務 _7 2.2 普通盤式枝椏粉碎機的結構 _7 2.3 盤式枝椏粉碎機的削片原理 _9 2.4 本章小結 _11 3 主要技術參數的確定和計算 _12 3.1 生產能力的確定 _12 3.2 飛刀數量的確定 _12 3.3 切削力的計算 _13 3.3.1 主切削力的理論分析與計算 _13 3.3.2 主切削力的經驗公式 _15 3.4 切削功率的計算 _19 3.4.1 切削功率的計算 _19 3.5 飛刀伸出量的確定 _21 4 主要部件的設計計算 _22 4.1 盤式短刀與長刀削片機比較 _22 4.2 飛刀平面布置 _24 4.3.2 軸的結構設計 _27 4.4 滾動軸承的選擇 _28 4.5 鍵連接的設計 _28 4.5.1 帶輪與輸入軸間鍵的選擇及校核 _28 4.5.2 輸出軸與齒輪間鍵的選擇及校核 _28 4.6 飛刀的設計 _29 4.7 本章小結 _29 5 主要部件的校核和驗算 _30 5.1 主軸強度的校核 _30 5.1.1 求軸上的載荷 _30 5.1.2 按彎扭合成應力校核軸的強度 _31 5.1.3 精確校核軸的疲勞強度 _31 5.2 滾動軸承的校核 _34 5.3 本章小結 _35 5.4 最后完成圖 _35 結論 _36 致謝 _37 參考文獻 _38 第 0 頁 摘要:近年來，隨著我國經濟建設的發(fā)展，在很多領域的生產實際中，對各種木質物料粉碎 機的需求越來越大。根據木質物料粉碎機用途的不同，研制出滿足各種要求的木質物料粉碎機已成 為目前迫在眉睫的緊要任務。 本機的機架、上蓋都采用了鑄件，降低了整機的重心；發(fā)動機和主軸之間通過皮帶傳動，緩 和了載荷沖擊；主軸通過兩個圓錐滾子軸承與機架連接；刀盤和主軸之間采用平鍵聯接；飛刀用墊 塊和螺栓固定。飛刀采用螺旋曲面方式依次擺放多把短刀。 關鍵詞:樹枝粉碎機，園林綠化，削片機，木材加工 第 1 頁 The Design of branch chipper Abstract：In recent years, with the economic development in our country, and in many fields in the actual production, for a variety of wooden material grinder increasing demand. According to the wooden material grinder of different applications, developed to meet the various requirements of the wooden material grinder has become the urgent task for current imminent. The machines rack, about the top head has used the casting to reduce the machines center of gravity, Strengthened the stability of complete machine effectively; Between the engine and the main axle adopts the belt transmission to relax the load impact, reduced the harm of overload which brings for the major component such as fly cutter； The connection of main axle and rack is two circular cone roller, to prevent the main axle have great beating; The connection of cutter head and main axle is flat key, Coordinates closely； The fly cutter uses the bolt and cushion to be fixed, Reliable and stable, The fly cutter stretches out the quantity to be able to adjust，And advantageous for disassembling and the replacement. Rack is equipped with wheels, can be driven by the traction machine，Suitable to use in the urban green residues and the trail level lumber processing. Key words: branch chipper, landscaping, chipper, wood processing 第 2 頁 1 緒論 1.1 課題研究背景，目的及其意義 城市綠化過程中，每年都要修剪下大量的樹枝。修剪下的樹枝形狀各異、大小不 等、粗細不均，收集整理十分不便。由于枝椏蓬松，運輸效率低，費時又費力，而且 運輸安全性差。而運出的枝椏，部分被送到垃圾場，部分被燒掉。雖然樹枝處理了， 但污染了環(huán)境，浪費了人力物力。因此枝椏處理不但是令市政部門頭疼的問題，也是 工廠、學校、小區(qū)、果園等每年都要面臨的問題。 將樹枝就地粉碎削片，不僅可以節(jié)省運輸成本、減少樹枝堆積用地、凈化環(huán)境， 削片粉碎后的枝葉碎渣還可以用于生產有機堆肥，改良土壤，進行循環(huán)利用；或加工 成制漿造紙和生產人造板所需的工藝木片；或進行粉碎后再利用，制作成壓縮燃料塊 或作為裸露地覆蓋物，能變廢為寶。近年來，樹枝削片粉碎處理悄然興起，這不僅大 大地改變了以往靠人力處理枯枝落葉的模式、加快了樹枝樹葉的處理速度，而且節(jié)省 了費用，還減輕了工人的勞動量，成了枝椏處理的必然發(fā)展趨勢。 因此，研制樹枝粉碎削片機，對提高枝椏處理效率、擴大枝椏的用途、提高枝椏 的利用率、節(jié)約資源、美化環(huán)境具有重要意義。 1.2 枝椏粉碎機的分類特點及其工作原理 樹枝粉碎機是將原木、采伐與撫育剩余物（枝椏、梢頭木、樹根、小徑木等）以 及木材加工剩余物（如板皮、板條、碎單板、木芯等）加工成一定規(guī)格長度木片的設 備。它屬于備料設備，但也是十分重要的。其切削特征是縱端向切削，主要參數是削 出木片的長度。對枝椏粉碎機的主要工藝要求是：削出的木片長度應均勻一致，其合 格率應在允許范圍內，且應厚度均勻，切口大而平滑，產生的碎料少，削出的木片的 尺寸規(guī)格依使用要求而定。 隨著人造板工業(yè)的發(fā)展和原木資源的日益缺乏，利用各種剩余制品削制工藝木片 作為充分利用木材資源、提高木材綜合利用率的主要手段的觀點，已得到了人們的普 遍贊同，削片機的種類也隨之而日益增多。 樹枝粉碎機按切削機構的形狀可分為鼓式和盤式，它們的結構簡圖如下圖： 第 3 頁 1.軸承座 2.主軸 3.刀盤 4.壓刀塊 5.飛刀 6.側刀 7.底刀 圖 1.1 盤式枝椏粉碎機結構簡圖 要把枝椏加工成碎片, 首先需要人工將枝椏材放進料斗, 木材在人力或進料機構 的壓力作用下進入削片機, 當木材的端面碰到飛刀刀盤端面時 , 進給停止, 飛刀轉到 切削位置開始切削, 由于飛刀有一定角度, 當切入木材一定深度時, 木材受到飛刀切 削面的分力、刀盤和料斗( 或底刀)的阻礙作用, 局部沿木材纖維方向崩裂成木片, 從 前刀面飛出。切削過程中, 木材在壓力和飛刀切削分力的作用下，向刀盤方向進給, 使切削加工得以連續(xù)進行, 完成整根木材的加工。 鼓式枝椏削片機機座采用高腔度鋼板焊接而成，是整臺機器的支承基礎；刀輥上 安裝兩把飛刀，用專門制造的飛刀螺栓，通過壓力塊，把飛刀固定在刀輥上；根據被 切削原料的不同厚度，上喂料輥總成可以借助液壓系統(tǒng)在一定范圍內上下浮動；切削 下來的合格木片通過網篩孔落下，有底部排處，大的片料將在機內再進行切削。鼓式 削片機的結構簡圖如下圖 2 所示。 第 4 頁 1.主 軸 2.鎖 緊 裝 置 3.飛 刀 4.飛 刀 螺 栓 5.壓 刀 塊 6.飛 刀 座 7.刀 輥 8.上 喂 料 輥 9.下 喂 料 輥 10.底 刀 圖 1.2 鼓 式 枝 椏 粉 碎 機 結 構 簡 圖 一般而言，盤式樹枝粉碎機由于飛刀運動時的切削平面固定不變，飛刀和底刀可 以很好的形成剪切作用，所以盤式枝樹枝碎機的木片比鼓式枝樹枝碎機的木片質量好， 生產率高；適宜加工原木、劈木、木芯、較厚的板皮和成捆的枝椏材，因其進料槽為 方形或圓形，可充分發(fā)揮其生產能力，主要用于生產規(guī)模較大的人造板企業(yè)和造紙企 業(yè)。鼓式枝椏粉碎機由于飛刀的切削平面隨飛刀位置的變化而變化，削片過程中不能 形成有利的剪切作用，其進料槽沿刀鼓方向為長方形，適用于加工板皮、板條、碎單 板、小徑木、枝椏材等厚度較小、徑級不大的木料和竹材，這種削片機主要用于中小 型人造板企業(yè)；現在經改進的鼓式削片機的削片質量完全能夠滿足人造板生產的工藝 要求。盤式枝椏粉碎機大多數采用自由進料，而鼓式枝椏粉碎機大多數采用強制進料， 水平進料的適宜加工較長的原料，而加工較短的原料通常采用傾斜進料。總之，枝椏 粉碎機的結構形式主要取決于原料的特征和對削片質量及生產率的要求。 對于中小型樹枝粉碎機而言，由于其削制的原料大多數是枝椏、板皮等剩余物， 材徑較小，采用平面盤式機削片時，對平面盤式的削片長度的均勻性影響不大，而其 制造成本低廉，易于推廣。因此，中小型枝椏粉碎機采用平面刀盤結構是一個發(fā)展方 向。 水平進料可防止原料撞擊刀盤軸，操作方便，安全可靠；而傾斜進料便于投料， 可保證合理的切削參數。 1.3 國內外枝椏粉碎機的發(fā)展現狀和趨勢 我國枝椏粉碎機的研制工作始于 20 世紀 60 年代，70 年代中期開始研究伐區(qū)木片 生產工藝設備，80 年代國家設立“伐區(qū)枝椏木片生產設備及工藝的研究”攻關課題， 進行了系統(tǒng)研究，取得了一定成果。進入 90 年代，木片生產得到了快速發(fā)展，木材削 片機制造業(yè)也隨之進一步發(fā)展。目前已至少有 30 多家生產削片機的廠家，生產 20 多 種型號的木材削片機。我國目前所用的削片機主要有以下幾種型號：（1）BX117C 盤式 削片機;(2)BX1107/4 盤式削片機;(3)BX116 盤式削片機;(4)BX1108/3 盤式削片機;此外， 還有極少量的 BX1710B 盤式削片機和 BX1112 盤式削片機等。至于枝椏粉碎機，我國常 州市林機廠及其它生產企業(yè)在 90 年代就曾研制過多種機型，功率一般為 3-5kW，但都 第 5 頁 未推廣，主要原因都是功率太小，只能削小枝椏，徑級到 3040mm 就削不動，無法滿 足使用要求。國外大規(guī)模的木片生產始于 60 年代，近年來發(fā)展很快，不僅產量迅速增 加，而且在一些國家，如日本、前蘇聯、美國等國已發(fā)展成為木材工業(yè)部門中的一個 獨立體系。在瑞典、芬蘭等國則成為木材加工企業(yè)中不可缺少的組成部分。而且國外 枝椏削片機的性能也比國內要好一些，這主要表現在其產品型號齊全，功率強勁，外 形美觀，操作方便，噪聲低，人性化設計等。如美國的百萊瑪設備公司的產品威猛系 列切枝機。其中威猛 BC600XL 型就是一款高產量、大功率的切枝機，它具有獨創(chuàng)的外 觀設計和驅動系統(tǒng)，具有同類產品中最大的進料口。從細小的樹枝到直徑 150mm 的樹 干，BC600XL 型切枝機都能從容應付。其較大的動力和寬闊的進料口使其功效超卓，并 可省去大量的對樹枝的預先修理時間。 近年來，國外削片機的研制有了進一步的發(fā)展，主要是增加輔助進料槽；增加進 料槽的截面積；鉸接式安裝進料槽；側面出料（木片）；減少飛刀尺寸和角度，并且 裝刀多刀化；飛刀夾裝在刀盤上，并呈螺旋線安裝；刀盤懸臂式裝配；降低削片機噪 聲；增設第二底刀以及使其多刃化；可調節(jié)生產率的削片機；改進切削機構和進給方 式以及適應不同原料的削片的專用、通用、以及削片機組和削片生產線。 1.4 選題的設計思想，設計方法及改進 普通盤式削片機的飛刀為長直刀, 在刀盤上呈徑向布置 , 切削木材時, 飛刀要切 削整個原木端面, 導致動態(tài)載荷( 切削力、切削功率) 波動大、切削過程不平穩(wěn)、功 率消耗大、振動噪聲大.為改善這種情況, 國內外科研人員曾做過很多研究 , 一是力 圖搞連續(xù)切削, 在刀盤上增加飛刀數量, 這樣雖然使切削情況有所改善, 但飛刀在切 削過程中切削原木的寬度仍然是變化的, 而且增加刀數導致功率成倍地增長; 二是將 飛刀后面和刀盤面制造成螺旋面,這樣切削平穩(wěn)，加工出來的木片質量好。這里我采用 螺旋面切削方式，并對它進行了均衡性切削改進，力圖減小削片過程中切削力和切削 功率的波動。 1.5 預期結果 本樹枝粉碎機，結構緊湊合理，零件加工方便，操作簡便，生產能力大，木片合 格率高，木片質量還可以適當調節(jié)，單位木片產量能耗低。 第 6 頁 2 移動式枝椏粉碎機的總體設計 2.1 枝椏粉碎機設計任務 根據枝椏粉碎機的用途及其使用要求，并結合任務書所給初始參數，設計本機設 計任務如下： 切削機構形狀：盤式 進料方式：傾斜 45 進料 出料方式：下出料 最大切削直徑：150mm 刀盤半徑：560 mm 刀盤轉速：3600 r/min 發(fā)動機功率：22kw 刀盤形式：平面刀盤 飛刀數：8 把 飛刀的調整使用齒形調整結構 2.2 普通盤式枝椏粉碎機的結構 由參考文獻4可知，普通盤式樹枝粉碎機主要由刀盤、進料槽、傳動裝置和機殼 等部分組成。 刀盤套裝在主軸上，主軸由兩個裝在軸承座中的軸承支承，由發(fā)動機通過皮帶傳 動驅動。刀盤除作為切削機構切削木料外，還起飛輪作用，使飛刀在間斷切削時，速 度波動不大，因此要求刀盤有較大質量。大型盤式削片機除刀盤起飛輪作用外，在主 軸上還專門裝有 1 個飛輪，并兼作制動輪。刀盤的材料一般采用 30，35，45 號鑄鋼； 當切削速度大于 50 m/s 時采用 A4、A5 鍛鋼。鑄鋼件必須退火處理，鍛鋼件須正火處 理；粗加工后進行探傷檢查，在開口處不允許有降低使用性能的缺陷。主軸的毛坯應 為鍛件，不應有降低使用性能的缺陷。普通（少刀）盤式機的刀盤上裝有 24 把飛刀， 飛刀在刀盤上的安裝一般使其刀刃相對刀盤半徑沿轉動方向向前傾斜 815布置。 在安裝每把飛刀下面的刀盤上，沿刃口方向開有一條寬度為 100 mm 左右的長縫。飛刀 和楔形墊塊用螺栓固定在刀盤上。墊塊的作用是保證飛刀有一定的后角，一般為 5左 第 7 頁 右。飛刀的材料一般采用鉻鎳合金工具鋼或優(yōu)質碳素工具鋼，熱處理后刃口部分的硬 度為 HRC5256。飛刀的楔角取 3045，凍材、硬材取較大值。飛刀刃口伸出刀 盤平面的高度稱為刀片的伸出量（又稱裝刀高度），其大小影響木片的長度，因此刀 盤上所有飛刀刃口的伸出量必須相等。飛刀更換或刃磨后，應保持伸出量不變。飛刀 有利用刀片后部的齒定位的，屬有級調節(jié)，也有利用刀片后部的硬木墊塊或澆鑄的鉛 條定位的，屬無級調節(jié)，精度較高。盤式機是由安裝在刀盤上的飛刀和安裝在進料槽 上的底刀形成剪切機構的。底刀的刃口有的是用硬質合金堆焊而成。為防止印較大的 沖擊力損壞刃口，底刀的刃磨角較大，一般為 8590，也有的大于 90的（采用 90的底刀，四角可輪換使用）。飛刀與底刀的間隙一般為 0.3 mm1.0 mm，這取決 于削片機的精度和刀盤直徑的大小等因素。 大多數盤式枝椏粉碎機不設強制進料機構，僅有進料槽（又稱喂料槽）。進料槽 相對刀盤平面的安裝角度影響自由進料時削出的木片長度。如圖 2.1 所示， ABCD為平盤平面，BD為進料槽的中心線，CD平行于刀盤軸線，其值等于 刀盤伸出量，則木片的長度 l 為： (2.1)21 1 coscosaCDaBD 即 (2.2)21hl 式中： h飛刀伸出量； a1傾斜角，即進料槽的中心線與水平面間的夾角； a2偏角，即進料槽的中心線在水平面上的投影與刀盤軸線的夾角。 由于削片時原料尾端在進料槽中抬起，為獲得要求的木片長度，實際裝刀高度 應比計算值小 2 mm 左右。傾斜角 a1 取 45 52，偏角 a2 取 2030。它們h 的大小不但影響木片的長度及厚度，而且還影響木片的切口面積、木片質量和削片的 動力消耗。傾斜進料的進料槽通常還有轉角 a3，即進料槽底面與水平面的夾角，其作 用是使木料在切削時沿槽底滑向刀盤中心，有利于實現連續(xù)切削、減小切削的阻力矩。 對于水平進料的進料槽，傾斜角 a1=0，只有偏角 a2，由于偏角的作用，使削片機在削 片時產生的進給方向的分力，牽引木料向刀盤進給運動。 盤式枝椏粉碎機的排料分為上排料和下排料兩種形式。上排料是在刀盤的外緣安 第 8 頁 裝個個葉片，它在刀盤轉動時產生氣流，把削出的木片沿刀盤的切口方向從上 排料口排出。當葉片的速度為 27 m/s28 m/s 時，木片的拋出高度可達 4 m5 m。當 刀盤的轉速較高或直徑較大而使得刀盤線速度較大時，為防止過度打碎木片，減小動 力消耗，在刀盤上不裝葉片，削出的木片由下部開口的機殼直接落到皮帶運輸機上輸 出，這稱為下排料。 圖 2.1 木片長度與進料槽安裝角的關系 2.3 盤式枝椏粉碎機的削片原理 通過觀察和研究證明，盤式樹枝粉碎機在削片過程中，木料的已被切削面緊貼在 飛刀的后面，并沿著飛刀后面滑動，直到與刀盤平面相遇。當木料的上端與刀盤表面 接觸后，被切平面則由斜面變成平行于刀盤表面的直面，最后被切表面形成了一個折 面。因此，盤式機的削片過程并不是過去人們認為的那樣，原料的被切平面始終平行 于刀盤平面。 在削片時，木料沿著進料槽的移動，主要是由于飛刀對木料的作用力在進給方向 的分力（牽引力）的作用而致。理論上可以證明：在傾斜進料時，靠木料自重產生的 下滑是不能產生足夠位移的。無強制進給機構的水平進料盤式枝椏粉碎機，木料仍能 按木片長度進料，也充分證明了這一點。對于結構參數已定的盤式機，在削片過程中， 切削方向與進給方向形成的遇角是不變的，與木料的厚度和徑級大小無關，飛刀對木 第 9 頁 料產生的牽引力的方向不變；牽引力的大小雖與木料的樹種、含水率等因素有關，但 其大小足以帶動木料克服摩擦阻力并向刀盤方向進給。因此大多數盤式枝椏粉碎機不 采用強制進給機構，并且適宜加工厚度和徑級較大的木料。如圖 2.2 所示，木料被飛 刀牽引向前進給的速度 u 為： 圖 2.2 盤式削片機的運動分析 (2.3)sin(avu 式中： 飛刀的切削速度；v 飛刀的安裝后角；a 遇角。 從上述分析可見:盤式削片機的飛刀在運轉過程中形成的切削平面是固定不變的， 在每一切削層的切削過程中，基本上始終通過底刀刃口，飛刀和底刀可以很好地形成 剪切機構，這也使得盤式削片機比鼓式削片機的削片質量好。 木料在飛刀和底刀的剪切作用下，被切下的木塊（切屑）經過刀盤的窄縫時，由 于受到飛刀前面擠壓力的作用，被分裂成一定厚度的木片。研究與試驗表明，木片的 厚度 為：S （2.4)KlS21 第 10 頁 式中： 木片長度；l 沿纖維方向木材的抗剪強度；1 沿纖維方向木材的抗壓強度；2 其他因素的影響系數。K 如木片長度為 20 mm 時，木片厚度為 3.9 mm6.2 mm；木片長度為 25 mm 時，木 片厚度為 4.8 mm7.5 mm。木片厚度不僅取決于木片長度和木材的物理機械性能等因 素，還與進料槽及飛刀的安裝角度和飛刀的刃磨角等因素有關。當飛刀的刃磨角和安 裝后角較大時，則削出的木片較厚，反之較薄。 2.4 本章小結 本章主要介紹了枝椏粉碎機的結構和工作原理，普通盤式枝椏粉碎機的組成，木 片的長度和厚度計算，排料方式的選擇為上出料，木料被飛刀牽引向前進給的速度計 算等。 第 11 頁 3 主要技術參數的確定和計算 3.1 生產能力的確定 在削片過程中，由于加料的不連續(xù)性，樹種、含水率和被切削斷面積的變化，以 及同時參加切削的飛刀的數量不同，使切削力不是一個固定的數值。由文獻4知，目 前盤式削片機的主電機功率 (kW)一般按下列經驗公式推算N (3.1)KEQ 式中： 不均勻系數，取 ；K2.1 加工 1 實積 m3木材所需的能量，kWh/實積 m3；E Q削片機的生產率，m 3/h。 根據實驗測得 。由發(fā)動機功率為 20KW，取 K=1.1，E=6，N=22KW64 則 )/(3./hKENQ 3.2 飛刀數量的確定 由文獻4知，非強制進料的盤式枝椏粉碎機的生產能力 (實積 m/h)為Q （3.2）nZlFKQ321 806 式中： 設備時間利用系數，取 ；1K5.0 工作時間利用系數，取 ；2 872 原料形態(tài)影響系數，成捆枝椏材取 ，其他原料取 1；3 7.3K 刀盤轉速， r/min；n 飛刀數量；Z 木片平均長度，mm；l 原料的斷面積，mm；F 取 =0.4， =0.7， =0.7，l=8mm，F= ，d=150mm1K23K4/2d 第 12 頁 則 ，圓整為 Z=8,故由生產率可選飛刀的數量為 8 把。3.7106328nlFKQZ 3.3 切削力的計算 3.3.1 主切削力的理論分析與計算 盤式削片機是由徑向安裝在刀盤上的飛刀和裝在殼體上的底刀組成的切削機構， 其切削過程可看成是有支承的銑削或剪切。削片機切削木材時，木材經進料槽向刀盤 進給，刀盤上每把飛刀的切削厚度為 h，大小等于飛刀從刀盤表面的伸出量。切掉的木 塊形成木片，穿過刀盤上的通孔，落到刀盤背面，經出料口排出。 木材削片機的整機載荷包括切削阻力，風扇葉片阻力，強制進料機構的阻力等， 其中切削阻力占絕大部分，飛刀間歇切削和木材進料的不連續(xù)性使削片機工作時切削 阻力在 0 到最大值之間變化。木料徑級不一，材性不同及節(jié)子等也會引起載荷的變化。 木材削片機在工作時載荷波動很大，為了使削片機運轉平穩(wěn)和充分利用原動機的功率， 刀盤具有很大的轉動慣量，起到了飛輪的作用，利用其慣性能來克服短時的大負荷。 此外，異步電動機和汽油機都具有一定的過載能力，當遇到大負荷轉速下降的時候， 這種過載能力就發(fā)揮出來。利用慣性動能和過載能力這兩點是削片機不同于一般平穩(wěn) 載荷機械的特點，傳統(tǒng)削片機的設計計算中?？紤]這兩點。 飛刀切削木材時，除前刀面對木材作用以外，后刀面和刀刃部分對木材也有作用 力，刀刃處雖應力較大，但表面積很小，刀刃作用力在總作用力中所占比例很小，可 忽略不計。為簡化問題，設刀刃為直線，切削速度垂直于刀刃方向，木材纖維方向亦 垂直于刀刃方向【8】。飛刀前刀面對木材的作用力合力為 Fr，飛刀后刀面對木材的作 用力 由正壓力 和摩擦阻力 兩個力合成;此外還有底刀對木材的作用力 , ,FNfF xPy 第 13 頁 木材受力見下圖 31: 圖 3.1 木材所受刀片作用力 將各力投影到 X 軸和 Y 軸上,有 則有 0 xF0 xxPF 則有yyy )-tan(x yP 聯立以上方程解得: tan)tan(yxF 的計算式可參考文獻8,其中：xF, （3.3）)90sin()90cos( )/ cx fbl （3.4）)i()( )o / cy flF 式中: l木片纖維長度,m； B切削寬度,m； 木材順紋理剪切強度,N/mm2；/ 附加阻力系數,由試驗測定；cf 飛刀后角； 第 14 頁 飛刀楔角； 進料槽斜角； 后刀面與木材摩擦角； 前刀面與木材摩擦角； ， 前刀面與木材摩擦系數,一般在 0.50.75 之間,常arctn 取 0.6。 將 代入公式得：xF, )tan()90sin()90cos( tan(coin 11 x fblblP （3.5） 利用此公式,可以對主切削力進行理論計算,將各已知參數以及不同徑級木材代入 公式,其中飛刀伸出量 h=10mm,切削木片長度 l=8mm,飛刀楔角 =30 度,進料 =45, =5 =75N/cm2, =0.6, = = ,最后得出 =3273N,由切削最大1cf31arctn0.6xP 直徑為 150mm, ,取切削寬度 b=100mm.a=1mm,得出理論單位切削阻bpAFx 力 =32.73N/ 。x2m 3.3.2 主切削力的經驗公式 由切削力可按下式計算： bapAFx （3.6）式中：b切削寬度，mm； a切削厚度，mm。 切削力與切削面積的關系，可以用單位切削寬度上作用的切削力 與切削厚度 axF 的關系來代替，即： （3.7）apFx 可以把單位切削力 P 當作一個系數，用以反映切削力與切削厚度之間的函數關系。 第 15 頁 若表示 與 a 之間變化規(guī)律的曲線為通過坐標原點的斜直線，單位切削力便是該斜線xF 的斜率。實際上，從實驗結果中可知， 隨 a 而變化的直線具有縱截距，而且在不同xF 的切削厚度范圍內，直線的斜率不同，即單位切削力不同。所以需要根據不同的切削 厚度范圍，分別建立不同的單位切削力的計算公式。 切削力經驗公式的建立，是從確立切削厚度與單位切削力的關系著手的；然后將 影響切削力的一系列因素，如刀具變鈍，刀具切削方向相對于纖維的方向，切削角， 切削速度，材種等，通過系數修正，經驗公式換算，加以綜合考慮；最后建立隨不同 因素變化的切削力經驗公式。 1.確定切屑厚度與單位切削力的關系 近半個世紀以來，對木材切削過程的試驗研究表明，在切屑厚度 時，單ma1.0 位切削寬度上作用的切削力 與切屑厚度之間的關系可用 AB 直線表示，如下圖。F 圖 3.2 單位切削寬度上作用的切削力 與切屑厚度之間的關系曲線F 直線 AB 的方程為： （3.8）)/81.9( mNapfF 式中： AB 直線的縱截距。f 時，直線 AB 的斜率， 。pma1.01tanp 實際上，當切屑厚度變小，在 時， 與 a 之間的函數關系改用曲線 BDa1.0F 表示，若以直線 BD 近似地代替曲線 BD，則直線 BD 的方程為： （3.9）)/8.9(2. mNpfF 第 16 頁 式中： BD 直線的縱截距；2.0f 時，BD 直線的斜率：pma1.28.08tanpff 下面在兩種切屑厚度范圍內，根據前，后刀面作用力的不同，分別建立作用在前， 后刀面上的單位切削力計算公式： 當 時：ma1.0 8.02. FapfapfF （3.10） 式中： 作用在后刀面上的單位切屑寬度上的切削力。從真實切刀切削木料 的過程中可以觀察到，雖然 a=0，但后刀面仍然對切削平面以下的木材起作用，這時 ；2.0fF 作用在前刀面上的單位切屑寬度上的切削力， 。apfF8.0 當 時：ma1. )8(2.0 FapfF （3.11） 式中： 作用在后刀面上的單位切屑寬度上的切削力。該力不因切屑厚度變 化而異； 作用在前刀面上的單位切屑寬度上的切削力， 。F apfF)8( 相應單位切削力 p 隨切屑厚度 a 的變化而變化的關系式為： （1）當 時：ma1.0 paffpf )8.0(2. （3.12） 式中： 作用在后刀面上的單位切削力；p 作用在前刀面上的單位切削力。 （2）當 時：ma1.0 pfap)8(2.0 （3.13） 第 17 頁 式中： 作用在后刀面上的單位切削力；p 作用在前刀面上的單位切削力。 2.確定刀具變鈍與單位切削力的關系 在真實切刀切削木材的過程中，既然刀刃圓半徑的大小只是影響后刀面的變形功， 那么變鈍刀具對單位切削力的影響也應該局限在對后刀面單位切削力 的影響上。p 刀具變鈍的影響用變鈍系數 修正。根據試驗 =11.7。 值與刀刃圓半徑的pCpC 增量 成正比。 銳利刀具取 =1。刀刃即使剛剛磨銳，但初始圓半徑仍有 510 ，因而后刀面上p 還是存在作用力 。)8.01(2. ffF 變鈍刀具取 大于 1，相應 。將上述關系代入單位切削力計算式，pC).(fCFp 得： （1）當 時：ma.0 )8.0(2. pafCpaffp （3.14） （2）當 時：a1.0 )8().0()8(2.0 pfapfapp （3.15） 3.確定切削角，切削速度，切削方向相對于纖維方向和材種等因素與單位切削力的關 系 單位切削力公式中的兩個變量 ，在綜合了對松木，樺木等材種的不同切削方向和pf 的試驗數據后，可按下法決定。主要切削方向的單位切削力 為：p ppaf （3.16） 式中： 可以根據某一主要切削方向按材種查下表 1；pf 第 18 頁 p 。 （系數 根據某一主要切削方向分別pppCVBA pPCBA, 查表 1 和 2 決定。在該式中同時反映 和 V 對 p 的影響。在鋸切速度小于 70m/s，刨削， 銑削速度小于 40m/s 時，以 90-V 代替 V。鋸切時，在 V 大于，等于或者接近于 70m/s 情況下以 V 代入。 ） 表 3.1 系數 f, A 的值 材種 )/81.9( 2mNf )/81.9(2mN 端向 縱向 橫向 端向 縱向 橫向 松木 0.49 0.16 0.10 0.056 0.020 0.003 樺木 0.55 0.19 0.14 0.076 0.025 0.0045 麻櫟 0.64 0.21 0.172 0.082 0.028 0.006 表 3.2 系數 B,C 的值)/81.9(2mNB )/81.9(2mNC 材種 端向 縱向 橫向 端向 縱向 橫向 松木 0.020 0.007 0.006-0.007 2.00 0.55 0.066 樺木 0.024 0.008 0.007-0.010 2.30 0.70 0.085 麻櫟 0.027 0.009 0.085-0.012 2.56 0.76 0.10 4.最后確定上述所有因素與單位切削力的關系 （1）當 時：ma1.0 切削方向 ） (afCpp ppCVBA （3.17） （2）當 時：ma1.0 主要切削方向 ） (8).(ppt faC ppCVBA 第 19 頁 （3.18） 由 材種取松 a=1mm,r=280mm,Cp 取 1.7,得出min,/360,4,rVbapFx .2/31mNp 綜上所述,單位切削阻力理論計算值與經驗值相差不大,故可取切削阻力 =3273N.xP 相應的單位切削阻力 。2/73.mNFx 3.4 切削功率的計算 3.4.1 切削功率的計算 由文獻8可知計算公式 kW （3.19）sin60ZAFPcxc 如圖 3.1 所示：圖中表示削片時飛刀對木材的總切削力。刀盤對木材的支承力降 低了后刀面對木材的支承力，互相影響，所以也包括在總作用力中?？傋饔昧?分解F 為切向分力 及法向分力 。在切削過程中， 隨木片的變化而變化，其短時平均值xFy xF 為 。 與寬度成正比，有：xav （3.20） bxav 式中： 切削寬度，m；b 單位寬度平均切向阻力，N/m。xF 一把飛刀一次切削功耗為： (3.2AFWx1 1) 式中： 切口面積，(m)。 ， 木料橫斷面積，m)Asin(cc 如果進料槽在通過主軸線的兩個相互垂直平面內的投影傾斜角分別為 和 ，則12 由下式確定： 第 20 頁 (3.22)212221sinsinisin1 切削功率為 (3.23)sin60ZAFPcxc 式中： 刀盤轉速， r/min；n 飛刀數。Z 對于原木有： (3.24)sin240 2ZdFPxc 式中： 原木直徑，m 。d 考慮木材徑級不同大小不一時，可經計算取其平均直徑 (m)2iavd 式中： 各徑級木材直徑，(m)；i 各徑級木材長度占總木材數的比例。ia 考慮木段之間的空隙時間應增加一個切削連續(xù)性系數 ，則切削功率為：c (3.25)sin240ZdFPavxc 值由下式確定： (3.26)c ricitt 式中： 每段木材切削時間，s ；cit 相鄰木段之間的間隙時間，s 。ri 由于本機采用水平進料，且入料口軸線與刀盤端面成 45，故 ，取 c=0.9，4521 ,單位切削阻力 ,故根據式 3.24,有：mdav120=2/73.mNFx =34.78kwcP9.0645sin201. 第 21 頁 3.5 飛刀伸出量的確定 由 2.2 盤式枝椏粉碎機的結構分析知 (3.29)21coshl 設切削木片長度 mm ，水平進料方式時， ， ，則飛刀伸出10l 014502 量 mm。10h 3.6 本章小結 本章主要介紹了盤式枝椏粉碎機的各個主要技術參數的確定，包括生產能力，發(fā) 動機功率，切削功率，切削力，飛刀伸出量的確定等。 第 22 頁 4 主要部件的設計計算 4.1 盤式短刀與長刀削片機比較 傳統(tǒng)的盤式枝椏削片機一直采用長刀削片機,即在刀盤上按徑向均勻布置若干把長 刀,當刀盤旋轉時,每把長飛刀把支承在底刀上的木材或枝椏材的縱端面一次性地砍切 下來.這種切削原理使長刀削片機產生一系列缺陷:一是切削過程中切削力的波動大,切 削很不均勻,從而導致削片機的振動和噪聲都很大,不適合在城市作業(yè);二是切削功率的 峰值很大,需配備大功率發(fā)動機,據文獻報道2,3,切削直徑為 100mm 的枝椏材或小徑 木,需配置 10kW 的動力機,切削直徑為 200 時需 48kW 的動力機,切削直徑為 300mm 時需 120kW 的動力機;三是刀具的磨損極不均勻,長刀的中間部分由于切削頻繁,磨損最快,當 這一部分磨損到一定程度后,整條長飛刀就要進行修磨或更換,因此刀具的修磨量和工 具鋼的消耗量都很大;四是由于長飛刀在削片時,對木片的寬度不容易控制,削制的木片 在寬度上常常超出范圍,造成木片尺寸差別大,降低了木片質量. 盤式短刀枝椏削片機,是建立在作者研制的盤式短刀木材削片機的基礎上的.它 的結構特點是將長刀改變?yōu)槿舾砂讯痰?每一組短刀均按續(xù)均衡切削的原則布置在刀盤 上,即一把短刀退出切削時另一把短刀能立即進入切削.因此在切削過程中,它是由一組 短刀依次逐條地將整個端面切削下來的,而不像長刀削片機那樣是由一把長刀一次性的 把整個端面砍切下來.這樣就從工作原理上克服了長刀削片機由于一次性砍切所帶來的 上述一系列缺點.,新型短刀枝椏削片機具有下列優(yōu)點:切削力小,切削力的波動小,因此 削片機工作比較平穩(wěn);振動和噪聲比長刀削片機有較大幅度的降低,在實驗室條件下切 削枝椏材時,刀軸及殼體的振動值約為長刀的 111412,噪聲值比長刀低 5151019dB 可以滿足城市作業(yè)對噪聲標準的要求;切削功率的峰值小,所以可選用功率 比較小的發(fā)動機;刀具磨損比較均勻,刃磨簡便,使用壽命比較長;木片質量也有所提高. 但是,由于短刀削片機進行的是半開式切削,在切削時短刀的一個側面與木材摩擦,所以 其單位切削力會比長刀略大一些.從上面可以看出:新型短刀盤式枝椏削片機與傳統(tǒng)的 枝椏削片機相比,具有更多的優(yōu)越性。 4.2 刀盤結構設計及尺寸的確定 第 23 頁 圖 4.2 刀盤的結構設計 如圖 4.1 所示，將刀盤看作實心圓盤，計算刀盤應有的轉動慣量： 2wAJ (4.1) 式中： 刀盤運轉時的盈虧功，取 J；A 78.130P 刀盤的角速度， ；w1s 速度不均勻系數， 。20 則 =0.45kgm-2/9nAJ 根據國家推薦刀盤直徑選取范圍，取刀盤直徑為 560mm 。 由 (4.2)22)(1DgGmRJ 得： kg28 5.156.04892 即刀盤重量為 102.5kg。 由 (4.3) BDG4 2 式中： 飛輪材料的比重 第 24 頁 飛輪的寬度B 得： m24DGB058.18.756.013243 取 mm60 為防止輪緣破裂，驗證輪緣的圓周速度 m/s106maxnv 61.5810654.3 鋼制飛輪的最大圓周速度：60m/s ，故刀盤強度滿足要求。 刀盤的材料選用 鋼，刀盤結構各部位是根據力的要求和安裝葉片而設計的，飛45 刀經夾緊機構夾緊。在刀盤上，刀盤的內孔為圓孔，上挖鍵槽，以保證刀盤與主軸的 同軸度和固定。由于少刀盤式枝椏粉碎機工作時屬于間歇運動，故實際消耗功率是變 化的，因此，將刀盤看作飛輪設計，以便在驅動力的功超過切削阻力的功時，將多余 的能量貯藏起來，使動能增大時，速率增加不太大；反之，當切削阻力的功超過驅動 力的功時，把多余的能量釋放出來，使動能減少時，速率降低不至于太大。刀盤的作 用就是使刀盤的速率波動不至于太大。 4.2 飛刀平面布置 在刀盤上布置飛刀時要考慮滿足木材削片的條件( 保證連續(xù)切削、最小功率、穩(wěn) 定的木片尺寸等) 。由于削片機的進料槽具有一定的傾斜角, 因此原木的切削端面為 橢圓形; 布置有很多把短刀的刀盤, 在旋轉一周的過程中能切削掉兩個以上橢圓形端 面. 在刀盤上每把短刀的刀刃是徑向的, 關鍵是短刀與短刀之間的距離( 節(jié) 距 S ) 如何確定. 最合理的 布置方案 是變節(jié)距( 圖 1) , 圖中刀盤逆時針方向旋轉, 短刀 之間的節(jié)距在進料中心之前是增加的, 而過中心后是減小的. 節(jié)距大小決定于原木徑 級和動力相遇角 , 最大的值不應超過被切木材橢圓端面的長軸 ( 2b ) , S 2b = d / sin , 這樣布置具有連續(xù)切削過程的條件, 也就是說 1 把刀出來時,另 1 把刀 進入切削, 這時在削片機的驅動電機上切削力載荷是均勻的這樣布置有兩種方法。 ( 1) 解析法 由于刀刃的運動軌跡是圓, 而原木切削端面是橢圓 , 若以刀盤旋 轉中心為坐標原點, 則短刀在刀盤上的布置坐標應遵從下面聯立式: 第 25 頁 式中, x , y 為刀刃中點坐標值 ; R 為刀刃平均切削半徑; h, t 為進料中心的坐 標值; a, b 為木材被切橢圓端面的半軸 , 2a= d , 2b = d / sin ; d 為原木直徑. 若動力相遇角為確定值, 則解聯立方程式后,程式的根在 h - x h + 的范圍內. ( 2) 圖解法 實際上更簡單而足夠精確的方法是圖解法, 不過, 這時必須首先確 定最小切削半徑 r min, 進料口中心相對于刀盤旋轉中心的位置和動力相遇角。按已 知參數在刀盤圖上畫木材端面橢圓形, 然后從刀盤中心畫間隔寬為刀刃長的同心圓,然 后在木材端面的橢圓線上, 定出剛要退出切削和剛要進入切削的第 1 把刀和第 2 把 刀的刀刃中心所在點, 并畫好刀刃線; 再把第 2 把刀剛要退出和第 3 把刀剛要進入 的位置畫在圖上,按第 2 把刀和第 3 把刀位置的間隔弧長從第 2 把刀開始, 畫第 3 把刀, 同此畫第 4 把刀, 從而形成 1 條螺旋線. 如果短刀按 2 條螺旋線布置, 則第 2 條螺旋線上短刀的布置應與第 1 條螺旋線上的對稱。 圖 4.3 飛刀平面布置 4.3 主軸的結構設計 4.3.1 軸的最小直徑計算 第 26 頁 根據實心圓軸公式 ，其切應力 MPa TTdnPW3 62.0/159 圖 4.3 主軸結構 寫成設計公式，軸的最小直徑 mm （4.4）33 62.0159nPcdT 上兩式中： 軸的抗扭截面系數，mm；TW 軸傳遞的功率，kW；P 軸的轉速，r/min；n 許用切應力，MP a；T 與軸材料有關的系數，可由表 4.1 查得。C 對于受彎矩較大的軸宜取較小的 值。當軸上有鍵槽時，應適當增大軸徑：單鍵T 增大 ，雙鍵增大 。%36 表 4.1 軸強度計算公式中的系數 C 軸的材料 Q235,20 Q255,Q275,35 45 40Cr,38SiMnMo /MPa 12 15 20 25 30 35 40 45 52 C 160 148 135 125 118 112 106 102 98 由帶傳動傳動 ，取帶傳動效率 12121 ,min,/80in,/360 PkWPrrn ，則96.0kWP2.2 軸的最小直徑為 mm6.2180.03.13d 第 27 頁 為了保證軸的強度，選 mm。輸出軸的最小直徑顯然是安裝帶輪處的直徑40mind ，取 ，根據帶輪結構和尺寸，取 。 d40 ml78 4.3.2 軸的結構設計 (1).根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度。 1).為了滿足帶輪的軸向定位要求，-段右端需制出一軸肩，故取-段的直 徑 ； md46 2).初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用圓錐滾子 軸承。按照工作要求并根據 ，查手冊選取單列圓錐滾子軸承md46 33010，其尺寸為 ，又有粉碎部分空余量要求BD20850 求，故 ；軸右端寬度應能安裝軸承，由 dVI8 。alVI 261 3).安裝刀盤的軸端-的直徑 ，由刀盤寬度為 60mm，為了使套筒mdVI56 端面可靠地壓緊刀盤，此軸段應略短于刀盤寬度， 軸肩高度mlVI56 ，故取 ，則軸環(huán)處的直徑 。軸環(huán)寬度 ，dh07.h4dI4hb4.1 取 。mlVI6 4).軸承端蓋的總寬度為 (由箱體及軸承端蓋的結構設計而定)。根據軸承端21 蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與小帶輪右端面間 的距離 ，故 。l9=ml50 5).取刀盤距箱體內壁的距離 ，考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸T27 承位置時，應距箱體內壁一段距離 ，取 ，已知軸承寬度 ，sm23ma30 則 asTl 80)7( 取 ，已初步確定了軸的各段直徑和長度。mlVI60 (2).軸上零件的周向定位 第 28 頁 帶輪與軸的周向定位均采用平鍵連接。按 由機械設計表 6-1 查得平鍵截 d 面 ，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為 。軸承與軸的周向定位是由mhb812 m70 過度配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為 。6k (3).確定軸上圓角和倒角尺寸 參考文獻2表 15-2，取軸端圓角 。452 4.4 滾動軸承的選擇 兩個軸承支撐著刀盤的重量，軸承應能承受較大的單向徑向力，同時由于木材對 刀盤有沖擊作用，以及切削分力，都使得刀盤受到一個軸向力，同時考慮到軸的軸向 位置要求準確，從而保證飛刀與底刀的間隙，故選用一對圓錐滾子軸承 14,軸承型號 33010， mm， mm，寬度 mm，其徑向承載能力大，滿足設計要求。密50d8D24a 封裝置采用毛氈式。 4.5 鍵連接的設計 4.5.1 帶輪與輸入軸間鍵的選擇及校核 軸徑 ，輪轂長度 ，查文獻3，選 A 型平鍵，其尺寸為：md40mL78 ， ， (GB/T 1095-2003)。b1h90 現校核其強度： , ，bl56NT10672hk MPakldp2.2 3 （4.14） 查文獻2得 ，因為 ，故鍵符合強度要求。MPap10 p 4.5.2 輸出軸與齒輪間鍵的選擇及校核 軸徑 ，輪轂長度 ，查文獻3，選 A 型平鍵，其尺寸為：md56mL56 ， ， (GB/T 1095-2003)。b1h100 第 29 頁 現校核其強度： , ， uy 查文獻2得mbLl34mNT108672hk ，因為 ，故鍵符合強度要求。MPap10p 4.6 飛刀的設計 飛刀與底刀根據其工作要求，選用合金工具鋼 4CrW2Si 作材料，飛刀楔角取為 45，后角選為 5。飛刀用螺栓固定在刀盤上，飛刀前后部的刀盤上都留有防磨板安 裝槽，用于裝配用耐磨材料制成的防磨板，防止木材切削時磨損刀盤表面。 圖 4.6 飛刀與定刀位置 4.7 本章小結 本章主要介紹了刀盤的結構和尺寸的確定，飛刀的設計，主軸的結構設計，軸承 的選用，傳動比和大、小帶輪的設計和計算，鍵連接的設計，進料槽，箱體，機架的 設計計算等。 第 30 頁 5 主要部件的校核和驗算 5.1 主軸強度的校核 5.1.1 求軸上的載荷 首先根據軸的結構圖做出軸的計算簡圖。在確定軸承的支點位置時，應從手冊中 查取 值。對于 32010 型圓錐滾子軸承，由文獻 3中查得 。根據軸的計算a ma24 簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖。 從軸的結構圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面 C 是軸的危險截面?，F將計算處 的截面 C 處的 、 及 的值列于下表。HMV 表 5.1 主軸受力情況 載荷 水平面 H 垂直面 V 支反力 FNFNhNh 6.31,6.31242= NFvNv 6.35,9.7421= 彎矩 MmmMhh .75789021 mMvv .7.021 總彎矩 NN.69085.2421 扭矩 TT17 圖 5.1 主軸受力情況圖 第 31 頁 5.1.2 按彎扭合成應力校核軸的強度 進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面的強度。根據表 5.1 數 據，以及軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，取 ，軸的計算應力：6.0 （5.1） MPaWTca 7.2)(21 前已選定軸的材料為 45 鋼，正火處理，由文獻2表 15-1 查得 。MPa601 因此 ，故安全。1ca 5.1.3 精確校核軸的疲勞強度 (1).判斷危險截面 根據圖 5.1，由彎矩和扭矩圖可知 B 截面所受彎矩和扭矩的最大，因此只需校核截 面 III 即可。 (2).截面 III 左側 抗彎截面系數： 3336.9741.0. mdW 抗扭截面系數： 22T 截面 III 左側的彎矩 M 為： N0578193 截面 III 的扭矩 為： Tm6 截面上的彎曲應力： MPaWb.2 截面上的扭轉切應力： T3.5 軸的材料為 45 鋼，調質處理，由文獻2表 15-1 得 ，Pa640B ， 。MPa2751Pa15 截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數 及 按文獻2附表 3-2 查取。因 第 32 頁 ， ，經插值后可查得：04.62dr09.165dD ，5.32.1 又由文獻2附圖 3-1 可得軸的材料的敏性系數為： ，80.q.q 故有效應力集中系數為： 760.1)(1k （5.2） 2.)(q （5.3） 由文獻2附圖 3-2 的尺寸系數 ；由附圖 3-3 的扭轉尺寸系數7.0 軸按磨削加工，由附圖 3-4 得表面質量系數為：86.0 93.0 軸未經表面強化處理，即 ，則綜合系數為：1q （5.4） 36.2kK （5.5） 5.1 查手冊得碳鋼的特性系數： ，取2.0.0 ，取15. 5 于是，計算安全系數 值，則caS （5.6） 52.1maK 04.371aS （5.7） 第 33 頁 （5.8） 5.1.52SSSca 故可知其安全。 (3).截面 III 右側 抗彎截面系數： 3331250.01. mdW 抗扭截面系數： 2T 截面 III 的彎矩 為：MN/05782193 截面 III 上的扭矩 為：Tm/6 截面上的彎曲應力： MPaWb4.1 截面上的扭轉切應力： aT07.4 過盈配合處的 ，由附表 3-8 用插值法求出，并取 ，于是得k k8. ，60.2k.2k 軸按磨削加工，由附圖 3-4 得表面質量系數為： 93. 故得綜合系數為： 68.21kK. 所以軸在截面 III 右側的安全系數為： 第 34 頁 23.61maKS4.1a 5.13.62SSSca 故該軸在截面 III 右側的強度也是足夠的。 5.2 滾動軸承的校核 軸承的預計壽命 ，查文獻3知 33010 型圓錐滾子軸承hLH50 e=0.32，Y=1.9， 、kNCkYorr10,8.76,10 (1).已知 ，兩軸承的徑向反力 ，由選min36n NFFRR6.31,6.31242 定的圓錐滾子軸承 33010，軸承內部的軸向力 （5.9）NYFrd.82/1 YFrd832/2 （5.10） (2).因為 ，所以 ，21SaSFNa7.9 故 ，dA83FadA.8412 (3). ， ，查文獻3可得 ，69.01RF63.02R 32