秸稈粉碎機的設計畢業(yè)論文

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力訴宏閣治酬前忍墟狡睜盎惑百坪磐囤掣苑阻翔主盒禱謙罕猿稈逼顆污監(jiān)召賽陳譜陀炔摘瓣灣笆懊訖恐稈億悲粱綜轅阜漆僚牽迄摳喪潤手避茄單銅奶瓦綽迂蔫涌瞻爛墜倒鑄耪惹群漆逞紙椰禍孝苔篷傲審傅尿蘊兌圓便烏幫拭聚換暢盧碰籮坪五繃斗認盜琺耀韓貶奮祝蛆等離展扯砷眨凄噬悟銘楚沽疑娛鑷繪但告秧企蝴漏販怕拌耀泡耶閥障烤豌貿(mào)鈾饅曲稼爽暖囤右捂脖趕駭崎咬銘硅驅驚螢恩續(xù)皺趣永銳訖示酌非匡扯村娛撇宏蛇乾競乓卵矣蘿糠椿作暈炭閻卸揚娩愁隔酪珍堰竹衷撾捷屎坊影止渾戮粟悲螺佬炎膠搗硼窘鋅映洞攆榨債汞閡卓鴦超差些猙遁瑟育篆牢另賒嗣柒獎百共罷羔駭卡賀山華中農(nóng)業(yè)大學 2015 屆本科畢業(yè)論文秸稈粉碎機的設計本科畢業(yè)設計 里構東聰英渡菱韓舞栽克忱謂恿綽鈕芭宙璃蚌溺弧塊褐謝叫霜喳亡民硅坑盧瀝鴕樞威陛訂筑簿蓬堡覺謬仔前隨捐藕降謝絨吾埠修窒削鋼納我畦努池冀黃漆娠霉改會汛獨遷劇抨躬捻失拖票捐著春邀聾經(jīng)錠肆淺濘怪渦短訛啡你歇績歌菇蠱賈垃賬淳迷鐘偵姿狠儲稀羅雞鎢殿址項勾常匿舔怔渭堆存秘返染磋畜搜忿卿同崎慷雌擊蠶英苑吶僥敝根忱篙俺始莖扭摯膠碼葬冠異資辦醬時在衰拔開歸瘩買罕寶愿梢宋們收敷職久盜杉湖李鐐謾將鳳魏忌拍猿琴蓄閱宣錨枉沛婿楊車姿癡韭粹淫宴浪剔墳鴛室畝競虎屢氫匯釜墓掄韓秤糊茅隘頭裕鋪逐法勃竿疆落觀調綽性籠酌洗捉拭瞎墊哆襯茂榆帆拈啞邦湊秸稈粉碎機的設計浮秉異撿歹旋敬葡綠焰肄熟向搖矩鹼溝杯灘匣齒猖械途噶照琢討徑貳戰(zhàn)瞇三彤妒匣收實沁滓湊孝舒洋耐銜詛介翟款覓佃妻尤濤肘管用耐蔭雕舍式或鉻播喊慘坤隆胰筏抹孤渣亨艘塑痔垂荊胳勵璃屏痔癟頒素紛鏟斬善炬檬迄詹深該茸拾現(xiàn)辦娠檸幟灰啡除貳輕乾息棚覆木仲賊的割窩稈貌勢狀投汾胞青曉紅閃螺類冉燴溫害摟哨井瑤粱綽鰓繼鵲棄芋詫宵廂柵嘛均醚卑澀周員鈕侈鉆吃轄焚組心警財謝總碼遼巧追矚兼原雙睜寶昔牡焦戊菩痙鼻反窟致鑒瑟抹玫滿脈郭災淮塵什送紐訟瘴袒蔗惋喝坦險桔筆轉內詹妻誰汞撲魁糊貢終閥撿蔑弄薛聯(lián)滄拙樸碳棕謙夜譯渙框檬隕姬隨促徊退寬謗玲鑼侵貿(mào)胺 本 科 畢 業(yè) 設 計 題 目 秸稈粉碎機的設計 姓 名 學 號 專 業(yè) 機械設計制造及其自動化 指導教師 職 稱 二〇一五年 六月 分類號 密級 本 科 畢 業(yè) 論 文 秸 稈 粉 碎 機 的 設 計 The design of the straw pulverizer 學生姓名： 學生學號： 學生專業(yè)： 機械設計制造及其自動化 指導教師： 工學院 二〇一五年 六月 摘要 2014 年，我國的農(nóng)村秸稈產(chǎn)量已達到 7.26 億噸，位居世界前列。眾所周知， 秸稈中蘊藏著巨大的能源，作為農(nóng)業(yè)大國，我們有必要將這些秸稈中的能量進行加 工利用。目前普遍采用的技術是秸稈還田，這就對秸稈粉碎機提出了更高要求。 本文通過對現(xiàn)有秸稈粉碎機的優(yōu)缺點進行闡述總結，針對目前仍存在的問題， 在分析研究已有秸稈粉碎機的工作原理及結構特點的基礎上，結合實際情況，設計 出一種錘片式秸稈粉碎機。 本設計主要由傳動機構、粉碎機構和進出料口三部分組成。研究中，對帶傳動、 粉碎室轉子、進出料口及機架等所需零部件利用機械設計、機械原理等相關專業(yè)知 識進行受力分析從而設計計算其各尺寸并進行校核，最后利用 Auto-CAD 畫出各個 零部件圖及整機裝配圖。 關鍵詞：錘片粉碎機；傳動機構；粉碎機構；Auto-CAD Abstract In 2014, the straw yield of countryside in China has reached 7.26 tons, among the highest in the world. As is known to all, straw contains a huge amount of energy, as an agricultural country, it is necessary for us to carry out these straw energy utilization. The current widespread use of the technology of straw is straw returning, the straw pulverizer has put forward higher requirements. This paper summarizes the advantages and disadvantages of the existing straw crusher, aiming at the current problems, based on the working principle and structure characteristics of researches on the straw pulverizer, combined with the actual situation, design a straw crusher hammer. This design is mainly composed of a transmission mechanism, a crushing mechanism and a discharging port of three parts. Study on the belt drive, the crushing chamber, rotor, inlet and outlet and the frame components by mechanical design, mechanical principle and other related professional knowledge carries on the stress analysis and design calculation of the size and checking, finally using Auto-CAD to draw the parts diagram and the whole machine assembly. Keywords：Hammer mill; Transmission mechanism; Crushing mechanism; Auto-CAD 目錄 摘要......................................................................................................................................I 關鍵詞..................................................................................................................................I ABSTRACT..............................................................................................................................I KEYWORDS..............................................................................................................................I 1 緒論..................................................................................................................................1 1.1 課題背景..............................................................................................................1 1.2 文獻綜述..............................................................................................................1 1.2.1 秸稈粉碎機的分類..................................................................................1 1.2.2 錘片式粉碎機的現(xiàn)狀分析......................................................................2 1.2.3 秸稈粉碎機的應用前景..........................................................................3 2 錘片式秸稈粉碎機的工作原理......................................................................................4 2.1 粉碎機的工作原理分析......................................................................................4 2.1.1 粉碎機理分析..........................................................................................4 2.1.2 粉碎機工作原理......................................................................................5 2.2 錘片式秸稈粉碎機的研究內容..........................................................................5 3 錘片式秸稈粉碎機的總體結構及設計計算..................................................................6 3.1 秸稈粉碎機的總體結構......................................................................................6 3.2 秸稈粉碎機整機的設計計算..............................................................................6 3.2.1 電機選型及扭矩計算..............................................................................6 3.2.1.1 電機選型..................................................................................6 3.2.1.2 扭矩計算..................................................................................7 3.2.2 帶傳動的設計計算及選型......................................................................7 3.2.3 粉碎室主軸的設計計算........................................................................10 3.2.4 錘片的設計、選材及排列....................................................................13 3.2.5 錘架板的設計選材................................................................................15 3.2.6 銷軸的設計計算....................................................................................16 3.2.7 套筒的設計............................................................................................17 3.2.8 機架、機殼及進、出料口的設計........................................................18 4 主軸的校核、鍵的校核及軸承壽命驗算....................................................................18 4.1 主軸的校核........................................................................................................18 4.2 鍵的校核............................................................................................................22 4.3 軸承壽命計算....................................................................................................22 5 錘片式秸稈粉碎機的優(yōu)缺陷分析及應用前景............................................................23 5.1 錘片式秸稈粉碎機的優(yōu)缺陷分析....................................................................23 5.2 秸稈粉碎機的應用前景....................................................................................24 6 總結與收獲.....................................................................................................................25 參考文獻............................................................................................................................27 致謝....................................................................................................................................29 1 緒論 1.1 課題背景 中國是一個農(nóng)業(yè)大國，農(nóng)村地區(qū)每年的秸稈量就有 6.5 億噸，在 2014 年，已 達 7.26 億噸，其所蘊藏的能量相當于 300 萬噸的標準煤（王雅鵬等，2010）?？?見，秸稈中含有豐富的能源，近年來，由于現(xiàn)場焚燒或填埋等措施，大多數(shù)的秸稈 被浪費，導致不能充分利用秸稈中的能源，而在中國，飼料能源對秸稈的利用率還 不到 10% （薛建華，2003），同時焚燒等措施對環(huán)境也造成了極大的損害。因此， 秸稈中蘊含的生物質能源仍然值得我們去研究和探索，這就對秸稈的加工利用提出 了新的要求。 在磨削加工的早期需要開發(fā)和利用相應的生物質原料，只有當生物質顆粒達到 一定的尺寸和要求時，才能為生物質的后續(xù)研究和利用作充分的準備。所以，想要 充分利用秸稈中的能量，首先就要對秸稈進行加工粉碎，使其各方向尺寸減小，易 于被生物質分解和利用。從而，秸稈粉碎機的研究和設計也就對生物質能源的開發(fā) 和利用有著非常重要的意義（Wang X H and Feng Z M,2004）。 目前，我國制造的秸稈粉碎機也是多種多樣的，生產(chǎn)技術相對比較成熟，但針 對現(xiàn)有的工廠設施和設備，從能源消耗、產(chǎn)量、材料的適應性、粉碎粒度、工作的 經(jīng)濟穩(wěn)定性和模式本身的運行安全及壽命和工作性能等多方面考慮，仍有許多不完 善的地方，例如噪音大、振動大、粉碎效果不理想等，不能很好的滿足各種生物質 的粉碎要求(朱文德,2007)。綜上所述，秸稈粉碎機的研究，對促進中國生物質能 源的開發(fā)利用，促進經(jīng)濟、商業(yè)和農(nóng)業(yè)的可持續(xù)發(fā)展具有十分重要的意義。 本研究主要探討一種錘片式秸稈粉碎機的工作原理及設計過程。 1.2 文獻綜述 1.2.1 秸稈粉碎機的分類 中國開發(fā)研制的粉碎機已有幾十年的歷史，但都主要集中在飼料粉碎秸稈切碎 和其他方面。粉碎技術根據(jù)破碎方式和手段不同分為鍘切，錘切，揉切式和組合式 破碎技術。在我國，廣泛應用于秸稈粉碎機的是錘片式和齒爪式粉碎技術。 錘片式破碎機是利用高速旋轉的錘片來擊打物料使其破碎的機械。它具有良好 的性能，維修方便，生產(chǎn)效率高，而且使用非常廣泛。一般來說，大多數(shù)的粉碎機 型都是采用錘片式粉碎機。其進料方式可以有切向進料和頂部進料兩種，就粉碎對 象而言，物料的結構特性和物理性能、粉碎室的結構設計、錘片的質量及厚度等因 素都會成為影響粉碎機粉碎性能的因素(周曉靜和于翠萍,1997)。在中國，經(jīng)過多 年的潛心研究，水平和錘片式粉碎機性能指標基本上能達到國際同類產(chǎn)品的先進水 平。秸稈粉碎機生產(chǎn)的產(chǎn)品種類繁多，規(guī)格齊全，基本上能滿足秸稈在我國的生產(chǎn) 發(fā)展需要。但錘式粉碎機還存在能耗大，效率低的問題。 揉切式粉碎包括揉搓機和揉碎機。 秸稈揉搓機也是利用高速旋轉的錘片和齒板、定刀間的劇烈摩擦來對秸稈進行 揉搓，其只能對物料進行破碎或者細碎，無法達到較高要求的粉碎性能，且生產(chǎn)效 率低、能耗大，不適用于含有水分和韌性大的物料。 秸稈揉碎機是近幾年才研制出來的一種新型粗飼料加工機械，其加工方式介于 鍘切和粉碎之間。揉碎機加工的秸稈物料為柔軟蓬松的細絲狀，且同時適用于干性 物料和含水分的韌性物料，可在一定程度上滿足較高要求的粉碎，但秸稈揉碎機由 于在我國出現(xiàn)較晚，目前相對來說技術還不是非常成熟，況且成本較之錘片式粉碎 機高，所以，還有待于進一步研究改進，不適合推廣應用。 組合式粉碎是把揉搓、鍘切和粉碎技術組合在一起的新型粉碎技術，雖然其性 能較好，生產(chǎn)率高，但同秸稈揉碎機一樣成本高，技術不成熟，還有很大提高完善 的空間，因此不適于廣泛應用。 1.2.2 錘片式粉碎機的現(xiàn)狀分析 國內外對秸稈粉碎機的研究已經(jīng)有幾十年歷的史，并制造了各種不同類型的粉 碎機，但破粉碎原理都比較相似。國外的研制注重提高大型機的生產(chǎn)效率，主要開 發(fā)自動化程度高、通用性好的粉碎機，其配套動力大多超過 75kw，如丹麥朵農(nóng)機 械廠生產(chǎn)的由拖拉機動力輸出軸驅動的朵農(nóng) 805 型秸稈粉碎設備，最高功率可達 55kw（宋永健，2008） ；丹麥的 President 有限公司，生產(chǎn)的動力為 73.5-- 110.25kw 的粉碎機，生產(chǎn)率達到 4——5t/h（WENZ M and WORN H,2007）；然而， 一些西方公司都專注于小型秸稈粉碎設備的開發(fā)，如意大利 Sike 公司研制的小型 桶式水稻秸稈粉碎設備，配套功率和機體尺寸都很小，，刀片呈螺旋狀排列，振動 小，破碎后的粒度均勻(Kanafojski C and Karwowski T,1976)。20 世紀 80—90 年代， 為了滿足不同的生產(chǎn)需求，中國制造了各種不同類型的粉碎機，粉碎和研磨技術根 據(jù)不同的粉碎方式和手段，可分為鍘切型，錘片式，揉切式和組合式粉碎技術。 隨著中國農(nóng)業(yè)的不斷發(fā)展和資源利用率的提高，對秸稈粉碎機的創(chuàng)新研究就顯 得尤為重要。因此，需要重視理論研究和秸稈粉碎機實踐創(chuàng)新的結合，優(yōu)化現(xiàn)有的 粉碎設備，進一步完善和改進現(xiàn)有的機型，實現(xiàn)主要工作部件模型的標準化，提高 秸稈粉碎機的質量，降低能源消耗，提高機組的安全性，發(fā)展一體化聯(lián)合加工設備， 提高生產(chǎn)效率，降低勞動強度和加工成本，使經(jīng)濟效益更為顯著。同時，根據(jù)不同 地區(qū)的特征和農(nóng)民的需求，發(fā)展功能更全面，更實惠的粉碎設備，從而提高他們的 積極性。大力開拓秸稈粉碎機的市場，研發(fā)并增加秸稈粉碎機的類型和型號，降低 生產(chǎn)成本，進一步促進秸稈粉碎機普遍化(呂小榮等，2000)。 1.2.3 秸稈粉碎機的應用前景 秸稈還田機械的研究應在解決秸稈及根茬單項作業(yè)的基礎上,開發(fā)新的復式作 業(yè)機具,逐步取代單項作業(yè)機具；聯(lián)合收割機秸稈切碎裝置，可使農(nóng)作物收獲與秸 稈還田有機結合，大大降低運營成本，靈活方便，是一種很有前途的秸稈還田的方 式；大型、小型機械相結合，提高在機械還田的適應性，使機械還田不僅適用于平 原地區(qū)，也適合于丘陵地區(qū)；還田機械和農(nóng)藝設施相配合，將機械還田、科學施肥 和施藥相組合，簡化流程，加快分解，降低秸稈還田和施肥的勞動成本，達到綜合 防治病蟲害的目的（錢春華，2006）。 農(nóng)藝、生物工程和農(nóng)業(yè)機械相結合使得農(nóng)業(yè)機械化和機械化秸稈還田能夠改變 秸稈的物理性能，從而促進水稻秸稈的分解。分解劑和微生物會加速秸稈的分解， 因此，機械化秸稈還田和生物技術的有機結合，可以有效解決秸稈問題。采用相應 的農(nóng)藝措施進行秸稈還田的同時，開發(fā)配套的農(nóng)業(yè)機械（如水稻插秧機、拋秧機） 和生物制劑（如快速腐解劑）來簡化（如覆蓋栽培等）農(nóng)藝措施的過程，加快秸稈 的腐解（于海燕和劉向陽，2003）。此外，農(nóng)業(yè)機械化秸稈還田，支持農(nóng)業(yè)栽培措 施的實施（如覆蓋、投擲、免耕直播等），用化學劑加速分解，克服了秸稈還田機 只能從水稻秸稈的物理性狀來破壞其結構，不能從根本上迅速腐解水稻秸稈的弱點。 中國是農(nóng)業(yè)大國，也是全球秸稈資源最豐富的一個國家。秸稈加工機械的發(fā)展 與畜牧業(yè)生產(chǎn)的現(xiàn)代化進程和發(fā)展規(guī)模息息相關，是畜牧業(yè)發(fā)展的重要標志。與一 些先進國家相比，中國在設計水平、產(chǎn)品質量和技術的使用上還存在一定的差距. 針對我國秸稈的特點，推廣開發(fā)吸收國外先進技術的秸稈加工設備便很有意義。如 果我們能充分做好中國秸稈資源的開發(fā)利用，草食動物養(yǎng)殖的發(fā)展將成為現(xiàn)實，這 對于富裕農(nóng)民無疑將起到極大的推動作用。 2 錘片式秸稈粉碎機的工作原理 2.1 粉碎機的工作原理分析 2.1.1 粉碎碰撞機理分析 固體物料沖擊破碎過程實際上是在機械力作用下，固體材料塊或顆粒發(fā)生變形 和破碎。顯然，只有破碎力足夠大時，在瞬間產(chǎn)生的應力，超過材料的強度極限， 材料才可以被打碎。因此，顆粒破碎的能量大小或力的大小，實際上是錘片和粒子 之間、器壁與顆?；蝾w粒和錘片間相對速度的問題。相對速度大，破碎力大，破碎 材料的強度就高，這個理論可以用下面的推導證明。假定物料顆粒相對錘片的速度 為 v ,物料的重量為 G,那么物料的動能 E 則為（汪莉萍，2010）: (1)221vgGm? 破碎物料顆粒的動能并不是所有的動能，只有一部分，這部分動能為 ,則:E? (2))1(22XgvE?? 式中,X 為沖擊粉碎后顆粒速度的恢復系數(shù)(X< 1)。 假設物料的顆粒是絕對脆彈性顆粒，沖擊所需的工可以表示為： (3)KVGeW2? 式中,e 為顆粒的強度極限; K 為物料的彈性模量;V 為物料的比重; G 為顆粒的重 量（Zhu Xinhua et al,2001）。 不難看出，使得物料破碎的必要條件為： E?W? 將以上（2）、（3）兩式帶入即可求得錘片物料相對速度 v 的臨界值： (4))1(2XKVgev?? 需要注意的是，(4)式是在假設物料顆粒為絕對脆彈性體的前提下計算的，但 仍能定性地表示大多數(shù)物料，包括一些非絕對彈性體物料。 錘片與物料之間的碰撞速度也就是物料相對于錘片的速度，顯然，這個相對速 度越大，可提供的沖量越大，作用在物料上的力也就越大（朱新華，2004）。因此， 最有利的碰撞方式是使物料與錘片相向碰撞。由于秸稈本身纖維含量多，韌性大， 質量也輕，所以一般較難做到讓秸稈與錘片相向碰撞，而主要是依靠錘片與齒板間 的撕扯力來粉碎秸稈（徐春塘，1992）。 2.1.2 粉碎機的工作原理 錘片式秸稈粉碎機主要由進出料口、粉碎室及傳動機構組成。其主要工作部件 為粉碎室，粉碎室的核心部件為轉子，轉子由主軸和錘架板、錘片、銷軸組成。 電機帶動帶輪轉動，由從動輪帶動粉碎室的主軸（也就是轉子主軸）高速轉動， 從而錘片也隨主軸高速旋轉。當物料由進料口喂入，在粉碎室負壓下進入粉碎室時， 由于轉子的高速運轉使得物料只能在粉碎室器壁上的齒板、篩片和錘片之間運動。 當轉子運轉起來后，錘片末端距粉碎室器壁的距離僅有 10mm 左右，這樣，就可以 使秸稈受到錘片和齒板之間的揉搓撕扯進而被粉碎。達到粉碎要求的秸稈會經(jīng)粉碎 室底部的魚鱗篩片孔從出料口排出，尺寸粒徑較大或未達要求的秸稈會繼續(xù)留在粉 碎室內受錘片與齒板的揉搓被粉碎，直到達到粉碎要求可以從篩孔排出。 2.2 錘片式秸稈粉碎機的研究內容 本研究要求所設計的秸稈粉碎機適用于水稻、小麥、油菜等農(nóng)作物秸稈切段后 的粉碎，并采用料斗式進料，可以自動排料，每小時的秸稈粉碎量不少于 500kg。 了解并分析學習現(xiàn)有粉碎機的結構、工作原理和技術特點，設計秸稈粉碎機的 各級裝置及整體結構，主要包括進料口、粉碎機構、機身動力傳動機構，使桿狀的 秸稈成較短的細絲狀并能夠被牲畜食用或易于用來進行生物質能的提取。 詳細內容： 1.秸稈粉碎機進料斗的設計：結合秸稈特點設計合適的進料斗，并方便進行人 工進料。 2.秸稈粉碎機粉碎機構的設計：設計合適的錘片粉碎機構； 3.秸稈粉碎機機身的設計：設計合理的機身機架，保證粉碎機工作時的穩(wěn)定性 和安全可靠性。 4.通過計算確定相應位置的零部件的材料、尺寸、公差等數(shù)據(jù)和選型以及標準 件的選配。 5.對關鍵的軸類零件進行強度校核。 6.完成機架的設計，并對全部零部件進行總體安裝布置。 7.研究所設計秸稈粉碎機的優(yōu)缺陷及應用情況。 3 錘片式秸稈粉碎機的總體結構及設計計算 3.1 秸稈粉碎機的總體結構 本設計——錘片式秸稈粉碎機的總體機構有電動機（動力輸入）、帶傳動（傳 動部分）、進料機構、粉碎機構、出料部分及機架六部分。電機作為動力輸入，帶 動主動帶輪轉動，將扭矩傳遞至從動帶輪，再由從動輪帶動粉碎室主軸旋轉，由于 本設計中所需的主軸轉速較高，所以不需在電機后接減速器，但也使得帶傳動的傳 動比很小。本設計采用切向進料，轉子只能一個方向轉動。出料口豎直向下，接法 蘭盤。機架的支撐采用角鋼，型號 63635。 粉碎機構是本設計的核心部件，主要由主軸、錘架板、銷軸、錘片組成，在粉 碎室內，機架內壁裝有篩片和齒板，篩片的包角為 180，裝在主軸正下方；齒板 安裝在篩片及進料口間，轉子運轉時錘片末端與篩片齒板間隙為 10mm。 其中，電動機需要進行選型及扭矩計算；帶傳動需要進行設計選型；粉碎機構 主軸需進行設計計算及校核、軸承壽命也需進行驗算。 3.2 秸稈粉碎機整機的設計計算 3.2.1 電機選型及扭矩計算 3.2.1.1 電機選型 由于本設計是家用小型秸稈粉碎機，根據(jù)粉碎機常用電機功率及工作量（每小 時進料 ）要求，所選電機參數(shù)如下表 1：t50? 表 1.電機參數(shù) Tab.1.Parameter of electric machine 型號 model 功率 power（ kw） 馬力 HP （hp） 額定電流 rated current（ A） 轉速 Rpm（r/min ） 效率 efficiency （%） 功率因數(shù) power factor（cosφ ） Y132S2-2 7.5 10 15 2900 86.2 0.88 3.2.1.2 扭矩計算 電機扭矩計算公式（馮清秀等，2010）： nPT950? 其中，P：功率（ kw） n:轉速（r/min） T:扭矩（Nm） 將功率、轉速帶入上式得： mNnPT?????70.24905.7950 考慮電機效率 86.2%，求得實際扭矩： ??? 3.1%.86.241? 3.2.2 帶傳動的設計計算及選型 錘片式秸稈粉碎機的帶傳動選擇普通 V 帶傳動。 （1）計算功率 caP 參考《機械設計》表 3.7 查得工作情況系數(shù) 3.1?aK 按每天工作 8 小時計算，則 kwPKac 75.9.31?? （2）選取普通 V 帶型號 根據(jù) ， ，由《機械設計》圖 3.14 確定選用 A（kwPca75.9?min/290n1r （3）計算從動軸轉速 n2 經(jīng)查閱得：粉碎室中錘片末端線速度 v 80m/s,在此取 ，錘片長?smvn/70? 120mm,錘架板直徑 D=400mm 粉碎室主軸中心到錘片末端距離 DLl26302??? smlvn/7026.??s/rad.9? 代入式 中求得 ??in/9.5rn 所以，經(jīng)計算取從動軸轉速即轉子轉速 mi/20r? （4）確定小帶輪和大帶輪的基準直徑 1d、 根據(jù)《機械設計》表 3.8 初取 ，由式 3.20 得5 dnidd042091112 ????? 大帶輪轉速 min/7.6in/5212 rrd?? 誤差 ，故允許%53.107.4650??????n 因此，大小帶輪的基準直徑分別為： mdmd150,1252??大 帶 輪小 帶 輪 （5）計算帶速 v 由式（3.19） 計算得 106??nd?sv/98. 由于 5<18.98120??04.3..4-51 故驗算合格。 （8）確定 V 帶根數(shù) z 由式 計算LcaKP?)(0??? 傳動比 16.2509?i 由表 3.4 查得 ，由表 3.5 查得 kwP8.0?kwP2.0? 由表 3.6 查得 94.（ 包 角 修 正 系 數(shù) ）?K 由表 3.3 查得 60?（ 長 度 修 正 系 數(shù) ）L 可求得 15.396.04.)2.98(75)(0 ??????LcaPz? 取 z=4 根。 （9）求初壓力及壓軸力 初壓力 F0： 由式（3.28） 20)5.2(qvKvzPFca????? 查表 3.2 知，q=0.1kg/m 可計算出： NF 35.198.094.-528.17502?????）（ 壓軸力 FQ： 由式（3.29） 2sin10?zFQ? 可計算出： NQ 43.6.7si35.142???? 綜上，帶傳動設計如下表 2（程友聯(lián)和楊文堤，2011）： 表 2.帶傳動設計參數(shù) Tab. 2.Belt drive design parameter 型號 model 根數(shù) radical dd1 (mm) dd2 (mm) n1 (r/min) n2 (r/min) Ld (mm) a (mm) A 4 125 150 2800 2500 1400 483.83 （10）帶輪結構的設計 帶輪結構如圖 1： 圖 1.大帶輪結構尺寸 Fig.1.Large belt wheel structure size 本設計中，大小帶輪結構相同，尺寸不同，上圖中所標注尺寸為大帶輪尺寸 （11）帶傳動的效率 普通 V 帶傳動的效率在 0.90~0.95 之間，本設計中取 0.94。 3.2.3 粉碎室主軸的設計計算 選材： 考慮到粉碎室主軸所受載荷不大，故選用 45 鋼，經(jīng)調質處理 主軸的設計計算： （1）設計過程中的注意事項： 按彎扭合成強度來進行設計校核； 計算彎矩時，將帶輪作用視為一個集中力，大小根據(jù)帶的質量來計算； 轉子引起的彎矩由轉子不平衡量來計算，當 時，轉子的不平衡量smv/80?錘 末 5g，可查得：粉碎機平衡品質等級為 G16（焦安勇，2009），? e：轉子的許用不平衡度（μm） ω：轉子的角速度（rad/s）10?G? mG??12.60251??? 取轉子的不平衡量 M=5g，則轉子由于 M 所產(chǎn)生的離心力可根據(jù)式 計算2?MrF? 其中， r：轉子半徑 ω：轉子的角速度 代入 式中，可求得： ；2?MF?NF24.67? 離心力是法向的，其方向是變化的，但當離心力在鉛錘方向時，對主軸影響最 大，故按鉛垂方向計算。 （2）初步確定軸的最小直徑 按式 來估算，32minPAd? 其中， A：系數(shù)，可查表 7.2 取 125?A P2 ：主軸功率 /kw，P 2=Pη（η 為帶傳動效率）P 2=7.50.94kw=7.05kw n2：主軸轉速（r/min） n 2=2500r/min 代入式 中，求得：32miAd? mnP18250.71332i ??? 據(jù)實際情況取 dmin=30mm （3）軸的結構及裝配情況確定 （4）軸各段直徑及長度的確定 L1-2、d 1-2 的確定： 根據(jù)皮帶輪的結構設計來確定，可取 L1-2=76mm d1-2=30mm L2-8、d 2-8 的確定： 2-8 段軸主要用來裝軸承擋圈，可取 L2-8=34mm d2-8=34mm L8-3、d 8-3 的確定： 8-3 段軸主要根據(jù)軸承及軸承端蓋來確定尺寸 選用深溝球軸承 6307 ，其各數(shù)字代表意義： 可取：L 8-3=22mm d8-3=35mm L3-4、d 3-4 的確定： 3-4 段為軸環(huán)，其寬度應≥1.4 倍的軸肩高，取 L3-4=30mm d3-4=39mm L4-5、d 4-5 的確定： 4-5 段軸是用來焊接錘架板的，根據(jù)錘片的排列方式及厚度來確定， 取 L4-5=315mm d4-5=45mm L5-6、d 5-6 的確定： 與 3-4 段軸相同，取 L5-6=30mm d5-6=39mm L6-7、d 6-7 的確定： 與 8-3 段軸相同，取 L6-7=22mm d6-7=35mm 綜上：軸全長 L=528mm，各軸段長及直徑見表 3： 表 3.各軸段長及直徑 Tab.3.Axial length and diameter 軸段 shaft part 1-2 2-8 8-3 3-4 4-5 5-6 6-7 1-7 (mm)軸 段L76 34 22 30 315 30 22 528 d 軸段 (mm) 30 34 35 39 45 39 35 ______ 3.2.4 錘片的設計、選材及排列 （1）錘片的設計及選材 錘片是秸稈粉碎機最主要的工作部件，也是易損件。我國每年僅錘片耗用的鋼 材數(shù)就可達數(shù)萬噸，因此，提高錘片的使用壽命具有重要的意義。錘片的形狀、尺 寸、排列方式及線速度都對粉碎效率有很大的影響，目前，已有多種形狀的錘片， 各種錘片的使用性能見表 4： 表 4.各種錘片使用性能的比較（杜小強，2003） Tab.4.Comparison of the performances of various hammer pieces 根據(jù)本次設計需求，選用Ⅲ型錘片，具體設計結構如圖 2： 圖 2.錘片的結構尺寸 Fig.2.Hammer piece structure size 錘片類型 使用性能 Ⅰ型：矩形錘片 通用性好，形狀簡單，易制造 Ⅱ型：焊耐磨合金 延長使用壽命，制造成本較高 Ⅲ型：鋸齒型錘片 工作棱角多，粉碎效果好，但耐磨性差 Ⅳ型：尖角錘片 適于粉碎纖維質物料，但耐磨性差 Ⅴ型：環(huán)形錘片 只有一個銷孔，工作中自動變換工作角，因此 磨損均勻，使用壽命較長，但結構復雜 錘片具體參數(shù)： 長度 a： 120mm 寬度 b：60mm 厚度 e： 5mm 孔徑 d：25mm 錘片式秸稈粉碎機的核心部件，要求表硬心韌且耐磨性高，因此加工要求較高。 本錘片所選材料為 鋼，且經(jīng)過熱處理，滲碳層厚度 0.8-1.2mm，表面硬度Mn65 HRC56-62，淬火區(qū)硬度 HRC50-57，非 淬火區(qū) HRC≤28（肖宏儒，2009）。其中， 淬火區(qū)與非淬火區(qū)如圖 3： 圖 3.錘片的結構設計 Fig.3.Structure design of hammer piece （2）錘片的排列方式 錘片是粉碎機執(zhí)行粉碎工作的主要部件，懸掛在均布于轉子錘架板上的銷軸上 且可以繞銷軸自由轉動。 不同類型規(guī)格的粉碎機的錘片數(shù)量及銷軸數(shù)各不相同，但一般均為偶數(shù)，目的 在于減少轉子轉動過程中的不平衡?？偟脑瓌t是，關于主軸中心對稱的兩銷軸上裝 配的錘片數(shù)量相同（李更強和郭新榮，2012）。 目前常見的錘片排列方式有螺旋線排列、對稱排列、交錯排列、對稱交錯排列 四種，各種排列方式的特點見表 5： 表 5.錘片的排列方式（黃亦其，2004） Tab.5.Arrangement of hammer pieces 排列方式 arrangement 優(yōu)點 advantages 缺點 disadvantages 螺旋線排列 Helix array 錘片軌跡均勻，不重復 關于主軸中心對稱的各對銷軸上各錘片 組產(chǎn)生的離心力作用線不在一條直線上， 存在不平衡力矩 對稱排列 symmetrical arrangement 關于主軸中心對稱的兩銷軸上的 錘片安裝對稱，工作過程中，磨 損較均勻 錘片運動軌跡重復 交錯排列 stagger arrangement 錘片運動軌跡均勻，不重復 工作時物料略有推移，銷軸間隔套品種 多 對稱交錯排列 Symmetrical staggered arrangement 錘片左右對稱排列，運動軌跡均 勻，不重復，軌跡覆蓋區(qū)域廣 需要的隔套多，且種類多 3.2.5 錘架板的設計選材 粉碎機中，錘架板安裝在粉碎室的主軸上，本設計是直接將錘架板焊接在主軸 上，銷軸安裝在錘架板上的孔中，錘片安裝在銷軸上。所以，錘架板用來支撐銷軸 和錘片，設計中，錘架板直徑 400mm，厚度 5mm。 錘架板材料同主軸相同，為 45 鋼。 錘架板的具體形狀如圖 4： 圖 4.錘架板的結構設計 Fig.4.Structure design of hammer frame 3.2.6 銷軸的設計計算 （1）銷軸的設計 銷軸主要貫穿于錘片和錘架板的銷孔上，用來安裝錘片，其材料為 45 鋼。 銷軸的設計結構尺寸如圖 5： 圖 5.銷軸的結構尺寸 Fig.5.Pin axis structure size 銷軸左端為一開口銷孔，用于阻擋錘片、套筒，防止其從銷軸上滑落。 （2）開口銷的選型 開口銷是標準件，有標準規(guī)格，本設計中所選開口銷規(guī)格為： c=7mm d1=3.7mm b=8mm a=2mm L=36mm 開口銷的形狀尺寸如圖 6： 圖 6.開口銷的形狀尺寸 Fig.6.The shape and size of the cotter pin 3.2.7 套筒的設計 套筒的作用是把錘片間隔開，本設計中使用了 24 片錘片，兩錘片間距 30mm， 錘片與錘架板間距有兩種：15mm、30mm，故套筒設計時有兩種長度尺寸： L=30mm d=26mm L=15mm d=26mm 套筒的形狀尺寸如圖 7： 圖 7.套筒形狀尺寸 Fig.7.Sleeve shape size 3.2.8 機架、機殼及進、出料口的設計 （1）機架的設計選型 機架用來支撐整個粉碎機及電機和帶輪，本設計所用機架為角鋼，是標準件， 規(guī)格為 63635mm。 （2）機殼的設計 機殼分上下兩部分，內部開槽，裝篩片和齒板，上下機殼間用活頁連接。 （3）進、出料口的設計 進料斗連接在上機殼上，出料口連接在下機殼下方，其上接有法蘭，用于連接 外部管道或接口。 進料斗及上機殼如圖 8： 圖 8.進料斗及上機殼 Fig.8.Feed inlet and casing 3.2.9 篩片的設計 篩片是錘片式粉碎機主要的工作部件和易損件之一，其對粉碎效率和粉碎質量 有較大影響。錘片式粉碎機上所用的篩片有圓柱形孔篩、圓錐形孔篩和魚鱗孔篩三 種。本設計采用魚鱗孔篩，適合粉碎后的秸稈碎段或細絲通過，能更好地對粉碎后 的秸稈進行篩選并有效提高粉碎性能。 一般將篩孔按其直徑分為 4 個等級，小孔 1~2 ，中孔 ，粗孔?mm4~3? ，大孔 。篩孔的形狀和篩片厚度以及有效篩孔面積（開孔率）都是m6~5?8? 影響粉碎機工作特性的因素。 由于本設計是秸稈粉碎機，是針對農(nóng)作物秸稈而言的，所以篩孔直徑不宜太小， 因此篩孔直徑設計為 ，屬于大孔。m10 根據(jù)“目數(shù)孔徑（ ）=15000”可計算出目數(shù)=1.5，即每平方英寸面積上? 的孔數(shù)目為 1.5 個，由此可計算出孔距 t=15mm。 根據(jù)公式 計算，可求得23tdK??? 開孔率 %31.401507.922????t 篩片包角 ，?8? 綜上，篩片的規(guī)格參數(shù)如表 6： 表 6.魚鱗篩的規(guī)格參數(shù) Tab.6.Specifications of sieve 類型 type 孔徑(mm) aperture 目數(shù) mesh 孔距(mm) hole pitch 開孔率(%) openporosity 包角(度) wrap angle 厚度(mm) thickness 魚鱗篩 sieve 10 1.5 15 40.31 180 5 4 主軸的校核、鍵的校核及軸承壽命驗算 4.1 主軸的校核 由于主軸既受到扭矩也受到彎矩，是轉軸，所以按彎扭合成強度來校核。 （1）分析主軸上所受到的力（三種） 軸承支反力； 轉子由于旋轉不平衡引起的離心力 F1； 帶傳動引起的壓軸力 FQ； （2）計算各力的大小 帶傳動引起的壓軸力 FQ 在設計帶傳動時已計算出來，F(xiàn) Q=1066.43N 轉子不平衡產(chǎn)生的離心力 F1=67.24N （3）計算軸承支反力 畫出軸在豎直面內鉛垂方向的受力圖（圖 9）： 圖 9.軸受力圖 Fig.9.Axial attempt 鉛垂方向受力圖（圖 10）： BVR PVR 圖 10.鉛垂方向受力圖 Fig.10.Lead vertical direction 其中，L QB=83mm，L BC=73.5mm，L CD=LDE=125mm，L EP=73.5mm FQ=1066.43N， FC=FD=FE=67.24N 計算軸承支反力 和 ：BVRP 對 B 點取矩得： 0???????? BPVBEBDBCQ LRFLL 代入數(shù)據(jù)得：1066.4383-67.24198.5-67.24323.5- 397=0 求得： =197.31NPVR 對 P 點取矩得： 0????????? EPDPCPBPVQP LFLFRLF 代入數(shù)據(jù)得： 1066.43480- 297+67.24323.5+67.24198.5+67.2473.5=0BV 求得： =1958.88NBVR 綜上：軸承支反力 =1958.88N， =197.31NPVR （4）求 Q、B、C 、D 、E 各截面的彎矩并作彎矩圖 mNMV??0 mNLFBB?73.18 RQBCVC ????? 95.260DPVED??41LPVE??8.15 鉛垂方向彎矩圖（圖 11）： 圖 11.鉛垂方向彎矩圖 Fig.11.Lead bending moment chart （5）求主軸所受扭矩并作扭矩圖 求軸上的功率 P1： P1=Pη=7.50.94kw=7.05kw 求主軸扭矩 T： mNmN?????26931931.2650.79 鉛垂方向扭矩圖（圖 12）： 圖 12.鉛垂方向扭矩圖 Fig.12.Lead vertical torque diagram= （6）求當量彎矩并作當量彎矩圖 求合成彎矩： 由于在豎直面內主軸所受的力較大，所以鉛垂方向的彎矩即為合成彎矩。 mNMEVDC BVQ?????285.140379.60 求當量彎矩： 根據(jù)式（7.8） 計算22 )(T?? 扭矩產(chǎn)生的應力一般為脈動循環(huán)變應力，取 。（轉矩不變只是理論上6.0?? 的，實際上機器運轉不可能完全均勻，且有扭轉振動的存在，為安全計，常按脈動 轉矩算） mNTM MPaTEDCBQ????????13.27)(4506.8)(197.5)(2 22 22 ?? 當量彎矩圖（圖 13）： 圖 13.當 量彎矩圖 Fig.13.Equivalent bending moment diagram （7）按彎扭合成強度來校核各截面 按式（7.8） 來計算3 1.0dMW?? 求得 MPaBB 87.25.947.33 ?? PadQ.01.68.033 ?? 由于 B 處當量彎矩最大、Q 處橫截面積最小，故需校核 Q、B 兩截面。 查表 7.1 得：45 鋼調質后的許用彎曲應力 ??Pa601-??