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第一章 緒論
1.1 課題研究背景、目的及意義
我國每年有數(shù)百億斤飼料糧食和數(shù)千億斤農(nóng)作物秸稈被粉碎加工成飼料。飼料工業(yè)已經(jīng)發(fā)展成為國民經(jīng)濟中不可缺少的重要基礎產(chǎn)業(yè)。飼料加工的核心設備是飼料粉碎機，常用粉碎機的類型主要有錘片式粉碎機、齒爪式粉碎機及勁錘式粉碎機，其中錘片式粉碎機是目前使用最多的機型。
國內(nèi)外對粉碎機展開的研究，主要集中在粉碎理論、物料環(huán)流層、粉碎機設計理論和粉碎機性能影響因素幾個方面。
1.在粉碎理論方面：
傳統(tǒng)上學者一直認為物料進入粉碎室后受到錘片的正面沖擊，受沖擊的物料撞向齒板或篩片，然后反彈到錘片上，多次重復此過程。同時物料被旋轉(zhuǎn)的錘片和固定的篩片摩擦粉碎。前西德的Friedrich教授利用高速攝影首次證實了物料進入粉碎室后受到的是偏心沖擊而不是傳統(tǒng)上認為的正面沖擊。
中國農(nóng)機院通過實驗得出了粉碎機比功率及粉碎物料的幾何平均值之間的關系；此外還得出粉碎機度電產(chǎn)量與篩孔直徑的關系。
2. 物料環(huán)流層：
為了破壞環(huán)流層，近年來出現(xiàn)了水滴形粉碎機。水滴型粉碎機是將普通錘片粉碎機的粉碎室從圓形變?yōu)榱怂涡?，這樣既增大了粉碎室篩板的有效篩理面積，又能破壞物料在粉碎室形成環(huán)流，有利于粉碎后物料排出粉碎室，粉碎效率有所提高。另外水滴型粉碎機有主粉碎室和再粉碎室，物料在粉碎室內(nèi)可形成二次打擊，同一臺粉碎機就能實現(xiàn)粗、細、微細3種粉碎形式。但這種粉碎機體積較大、制造復雜、成本較高，適合于綜合性飼料廠使用。
粉碎室有圓形和水滴形之分，粉碎室為圓形時，容易形成環(huán)流層，不利于出料，而粉碎室為水滴形時較易破壞環(huán)流層。內(nèi)蒙古農(nóng)業(yè)大學的劉文廣、劉偉峰研究使用異型篩（非圓形）破壞環(huán)流層、提高效率，原理與使用水滴形或橢圓形粉碎室一樣，但仍存在篩片磨損的問題。
3.粉碎機設計理論
孫紅彬等研究了立式粉碎機的工作原理及結構，對立式粉碎機的結構設計做了闡述，包括喂料裝置、下料叉管等。張乾能、宗力利用UG NX的三維建模功能，建立粉碎機的三維模型。同時，用UGNX的模型分析和運動仿真模塊，對粉碎機進行分析，提高了設計的可靠性，并對錘片進行了有限元分析，找出了錘片的危險截面。黃石市飼料公司的徐新武對飼料粉碎機的吸風系統(tǒng)進行設計與研究，通過生產(chǎn)實踐證明產(chǎn)量比原來提高73%，粉碎機無灰塵外溢現(xiàn)象，排料口吸風罩運轉(zhuǎn)正常，粉碎機溫度低，電機負荷小。
4.粉碎機性能影響因素
天津理工學院的董堅挺等建立了錘片式粉碎機轉(zhuǎn)子組振動的力學模型及數(shù)學模型，分析了其固有頻率及在額定轉(zhuǎn)速下的振幅與其它參數(shù)的關系，為錘片式粉碎機在設計、制造、安裝3個環(huán)節(jié)減少設備振動提供理論依據(jù)。
因此，秸稈粉碎削片機，對提高秸稈等燃燒農(nóng)作物處理效率、擴大秸稈的用途、提高秸稈等農(nóng)作物廢料的利用率、節(jié)約資源、美化環(huán)境具有重要意義。
1.2 粉碎機的分類
當前，對物料進行粉碎主要有打擊、揉搓、和鋸切等方式，為此應針對不同的物料則采用不同的粉碎方式，以提高粉碎效率及質(zhì)量。
1. 錘片式粉碎機
秸稈類粗纖維青飼料一般徑向尺寸比較大，在被粗切成小段后，如用錘片式粉碎機進行粉碎，由于尺寸較大，物料與錘片的接觸面積較大，同時錘片棱角與物料的接觸幾率小，加之現(xiàn)今的市場上的錘片式粉碎機多為有篩粉碎機，含有水分較多的青秸稈物料極易造成篩孔阻塞，導致粉碎效果很差，因此不宜采用錘片式粉碎機。
2. 切碎機
切碎機的加工對象為瓜果等含纖維質(zhì)較少的物料，對瓜果粉碎能取得較好的效果，但是對秸稈類粗纖維物料進行加工則粉碎效果很差，遠遠不能達到粉碎要求。加工過程中只是將粗纖維飼料進行一次性切碎，不能達到飼喂要求或者化學處理等后續(xù)加工的要求。粗纖維飼料粉碎機的研究還處于初級研究階段，雖然在美國曾研制出一款秸稈粉碎桶，但還不夠完善，只是對其進行了相關報道，技術資料也不可獲得，加工對象也是干物料。
3. 揉搓滾壓
揉搓滾壓方式多用于顆粒物料及干粗纖維物料的加工。由于粗纖維飼料含水量比一般干物料(含水量≤20％)高很多，很多微量元素也溶于水中，采用揉搓滾壓加工方式會丟失很多水分，大量微量元素也將隨之丟失，且容易加工成泥狀，不能滿足喂飼要求。
為了實現(xiàn)對粗纖維飼料的粉碎，同時不喪失飼料的營養(yǎng)性，多次鋸切是較好的加工方式，既能滿足粉碎粒度要求，又極大地減少了營養(yǎng)成分的丟失。
根據(jù)秸稈類物料的尺寸特點及現(xiàn)代粉碎理論，確定本機械主體為臥式結構，整體由進料口、切割器、粉碎室、排料口、機身及動力傳動部分等機構組成。
盤式結構簡圖如下圖：
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 盤式粉碎機結構簡圖
要把秸稈等廢料加工成碎片，首先需要人工將廢料放進料斗，廢料在人力或進料機構的壓力作用下進入削片機，當農(nóng)作廢料的端面碰到飛刀刀盤端面時，進給停止，飛刀轉(zhuǎn)到切削位置開始切削，由于飛刀有一定角度，當切入廢料一定深度時，廢料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碎片，從前刀面飛出。切削過程中，廢料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，完成整根廢料的切碎。
盤式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，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(chǎn)能力，主要用于生產(chǎn)規(guī)模較大的人造板企業(yè)和造紙企業(yè)。盤式粉碎機大多數(shù)采用自由進料，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?？傊鬯闄C的結構形式主要取決于原料的特征和對削片質(zhì)量及生產(chǎn)率的要求。
對于中小型粉碎機而言，由于其削制的原料大多數(shù)是枝椏、板皮，秸稈等剩余物，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(shù)。
1.3 本課題研究內(nèi)容
本課題是對玉米秸稈碎機三維切割的研究設計，通過對現(xiàn)有粉碎機的結構分析以及對對原始數(shù)據(jù)的分析計算，分析玉米秸稈的尺寸需求，確定秸稈粉碎機的總體設計，電動機的選擇和傳動方案的分析、比較與選擇，合理設計進給機構以及切割刀具，并進行校驗。
1.4 預期結果
本秸稈粉碎機，結構緊湊合理，零件加工方便，操作簡便，生產(chǎn)能力大，碎片合格率高，廢料質(zhì)量還可以適當調(diào)節(jié)，單位廢料產(chǎn)量能耗低，用一般的牽引機車即可拖動和運輸，適用于農(nóng)村農(nóng)業(yè)廢料的處理等，是國內(nèi)將農(nóng)作物廢料轉(zhuǎn)化為有機肥，紙業(yè)原材料，處理小型枝椏材的理想設備。
第二章 秸稈粉碎機的總體設計
青玉米秸稈是粉碎機的加工對象，而青玉米秸稈的成分主要是纖維素，水，以及糖和一些無機鹽。此外，由于玉米秸稈通常較長，在粉碎之前需要先切成一小截一小截。
粉碎的基本理論是使物體碎成粉末。粉碎機械是破碎機械和粉磨機械的總稱，是應用機械力對固體物料進行粉碎作業(yè)，使之變成小塊、細粉或者粉末的機械?？己朔鬯榈男ЧǔＪ褂梅鬯榱６?。目前，人們常根據(jù)原料粉碎后粒徑不同，將粉碎定義為普通粉碎、微粉碎和超微粉碎。普通粉碎后產(chǎn)品粒度較大，一幫能通過6-60目篩孔；微粉碎后的產(chǎn)品粒度較細，一般能通過80-170目的篩孔；經(jīng)過超微粉碎后的產(chǎn)品粒度很細通常通過200-325目的篩孔，其粒度甚至可以達到10-1um。除粒度外，還經(jīng)常會用到粉碎比，即粉碎前后物料的直徑之比，常用i表示，由于粉碎前后物料的粒度大小不均，故常用物料的最大直徑或平均直徑的比來表示，即
：粉碎前物料的最大粒徑或平均粒徑
：粉碎后物料的最大粒徑或平均直徑
2.1粉碎機設計參數(shù)
根據(jù)秸稈粉碎機的用途及其使用要求，并結合任務書所給初始參數(shù)，設計本機設計任務如下：
切削機構形狀：三維切割
進料方式：水平進料
出料方式：下出料
刀片直徑：227mm
秸稈被加工成的飼料尺寸：10×10×10mm
2.2粉碎機主要結構及工作原理
該粉碎機主要結構由輸送裝置、喂入輥、切碎裝置（主要包括對輥式棘齒刀片、輥刀刀片）、電機及排料口等組成，（見圖2-1）。
1.電機 2.輸送裝置 3.上喂入輥 4.下喂入輥 5.沿z方向排布的棘齒刀片
6. 沿y方向排布的棘齒刀片 7.定刀片 8.輪刀刀片 9.排料口 10.電機
圖2-1 玉米秸稈粉碎機結構圖
為保證將玉米秸稈切割成水分及營養(yǎng)成分流失較少、尺寸較小的便于禽類等食用的飼料顆粒，對秸稈進行了三維切割。首先使秸稈通過沿z方向排布的8個對輥式棘齒刀片（刀片直徑為227mm，厚度為6mm），以保證秸稈在z方向得到有效切割；然后將秸稈通過沿y方向排布的8個對輥式棘齒刀片（厚度為6mm），保證秸稈在y方向得到切割；再將秸稈通過與x方向垂直布置的帶有凸圓弧刀片的輪刀進行切割，從而實現(xiàn)秸稈的三維切割。在本設計中，玉米秸稈被加工成的飼料顆粒尺寸約為10×10×10mm。鑒于棘齒刀片在切割時由于自磨刃的原因刃口比較鋒利，切割速度較快，可有效減少秸稈水分流失，故本設計中，第一組、第二組切割刀具均采用棘齒刀片。
2.3粉碎機結構特點
1.喂入性能好：為使切碎機工作負荷穩(wěn)定，須要求入料量穩(wěn)定、連續(xù)。故本設計采用了上、下兩個鉤齒式喂入輥，且上喂入輥采用可上下浮動的彈簧壓緊機構，保證秸稈的均勻喂入。此外，棘齒刀片在切割秸稈的同時還能起到拉伸、抓取秸稈的作用。
2．刀片耐磨性能好，刃口鋒利：根據(jù)GB/T699-1999《優(yōu)質(zhì)碳素結構鋼》，切碎裝置中的刀片均由65Mn鋼制造，刃口部位經(jīng)淬火和回火處理，淬火帶寬度約為25mm，硬度為HRC60。刀片的耐磨性能好，刃口鋒利，故能減少青秸稈汁液的流失。
3.采用三維切割方式：該機器突破傳統(tǒng)切碎機的切割方式，實現(xiàn)了三維切割。三維切割方式既可保證秸稈飼料的細碎程度，又能最大限度的減少青玉米秸稈中水分、營養(yǎng)成分的流失。此外，用戶可根據(jù)具體情況，在一定范圍內(nèi)調(diào)節(jié)切碎機的相關參數(shù)（如棘齒刀片間隙、輪刀轉(zhuǎn)速或輪刀刀片數(shù)量）來改變飼料顆粒的三維尺寸，以滿足不同家畜、家禽飼料種類的需要。
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第三章 主要技術參數(shù)的確定和計算
3.1飼料顆粒尺寸
切碎長度是切碎機主要性能指標之一，機器工作時，秸稈被喂入輥卷入切碎裝置的速度為，切碎裝置中輪刀每秒鐘切碎次數(shù)為，故理論切碎長度(不考慮打滑因素)為，
其中：d—喂入輥直徑(mm)，
—喂入輥轉(zhuǎn)速；
—輪刀轉(zhuǎn)速，
—輪刀刀片數(shù)，
i—輪刀主軸轉(zhuǎn)速與喂入輥轉(zhuǎn)速的傳動比。
本設算中，參數(shù)設計如下：d＝80mm，，。此外，飼料顆粒的寬度和高度也是切碎機的評價指標之一，在該切碎機中，使用者可通過調(diào)調(diào)節(jié)棘齒刀片間隙相應的改變飼料顆粒的寬度和高度。在本設計中，飼料的寬度和高度均設定為10mm。
3.2切碎機生產(chǎn)率
切碎機的生產(chǎn)率主要取決于喂入口面積、切碎器刀片數(shù)量和轉(zhuǎn)速、秸稈種類及切碎長度等。理論生產(chǎn)率可利用下式計算：
式中：—輪刀刀片數(shù)，；
—喂入口寬度，；
—喂入口高度，喂入口高度應取最大高度的50%~70%，?。?
—飼料顆粒的理論切碎長度，；
—喂入輥轉(zhuǎn)速，；
—經(jīng)喂入輥壓縮后玉米秸稈的體積質(zhì)量，?。?
故本機理論切碎生產(chǎn)：
3.3電機選擇
功率消耗：輸送喂入功率；切碎功率；總功率消耗
。
考慮到設計的生物質(zhì)秸稈切碎機適用對象為小型養(yǎng)殖場、專業(yè)戶和個體農(nóng)戶，故電動機電壓應選用220V。再考慮到所受的載荷不大，所需動力不是很大，選用小功率的電動機。綜合各方面因素，選用Y系列電動機。
Y系列電動機是新型高效節(jié)能產(chǎn)品，具有體積小、容量大，起動及運轉(zhuǎn)性能優(yōu)越等特點，符合國際標準IEC的有關規(guī)定，并實現(xiàn)同一機座號單、三相異步電動機等級相同，提高了單、三相電動機的互換性和通用性，被廣泛應用于冷凍機、泵、風機、小型機床以及農(nóng)副業(yè)和家用電器等方面。選定電動機的型號為：Y90L，功率為2.2Kw，轉(zhuǎn)速為1420r/min的三相異步電動機。
3.4其余參數(shù)的確定
（1） 滾刀軸參數(shù)：由于對秸稈進行切割時，要求轉(zhuǎn)速越快越好，可提高生產(chǎn)率，故將滾刀軸轉(zhuǎn)速定為與電動機轉(zhuǎn)速的一半，即n＝710r/min，直徑D＝40mm，寬度L＝260mm。
（2） 喂入輥參數(shù)：n＝169r/min，直徑D＝80mm，寬度L＝200mm。
（3） 輸送輥參數(shù)：n＝355r/min，直徑D＝80mm，寬度L＝200mm。
第四章 主要部件的設計與計算
4.1喂入裝置的構成
喂入裝置是由輸送鏈板、上下喂入輥、壓緊裝置等組成。喂入裝置作用是將秸稈壓緊并以一定的速度向切碎器喂入，在切碎時夾持住秸稈以免秸稈產(chǎn)出彎曲變形，為了保證切碎整齊，要求喂入時秸稈無相對滑動，并在秸稈層厚度變化時也能加緊秸稈。上下喂入輥的配置要求：
（1）喂入輥卷入能力要強，并且卷入速度應大于輸送速度，以免秸稈堆積或堵塞；
（2）下喂入輥最上端的水平面與定刀處于同一水平面上，或略高一點；
（3）喂入輥在配置上應盡量靠近刀片切割平面，避免秸稈產(chǎn)生彎曲變形，保證切碎質(zhì)量；
喂入輥：是喂入裝置最基本工作部件，一般用HT18～36灰鑄鐵鑄成。
為了保證在喂入時秸稈無相對滑動，并在秸稈層變化時仍能夾緊，喂入輥采用星齒型，其截面形狀如圖4-1：
圖4-1 喂入輥截面形狀
4.2喂入輥工作分析
喂入輥工作分析的目的是研究其喂入性能與其本身結構參數(shù)之間的關系。
喂入輥工作時的受力分析圖如圖4-2：
圖4-2 喂入輥受力分析
假設秸稈喂入前的厚度為A，經(jīng)喂入輪壓縮后其厚度等于輪軸間系a，沒有彈性變形；秸稈不受輸送鏈的推力?，F(xiàn)在分析兩喂入輪已經(jīng)攫取了秸稈并向切碎器輸送秸稈的情況。
設喂入輥半徑為r，與秸稈間的摩擦系數(shù)及摩擦角分別為f和Φ。當工作時，喂入輥對秸稈作用力有二：一是壓力R，視為作用在與秸稈層接觸弧中點，并與鉛垂線夾角為α，此角稱為挾持角；二是摩擦力f·R，方向與R力垂直。兩喂入輥壓力R的合力2Rsinα，匯交于A點，方向水平向外，有阻止秸稈卷入作用；摩擦力f·R合力為2fRcosα，匯交于B點，方向水平向內(nèi)，起卷秸稈作用。因此，保證秸稈卷入的條件：
2fRcosα≥2Rsinα
所以
因為
所以
表明秸稈被喂入輥壓緊和卷入條件是其挾持角α必須小于摩擦角Φ，否則將不能正常工作。一般秸稈Φ＝17～27°。喂入輥卷入性能除與摩擦系數(shù)外，還與其直徑的大小有關。當秸稈喂入層增大時，挾持角α必然增大，使秸稈不能卷入，出現(xiàn)堵塞現(xiàn)象。為了滿足條件要求，就必須加大喂入輥直徑。有：
將卷入極限條件：代入此式，得
式中：—喂入輥的最小半徑。
為了使喂入輪很好的工作，可增加秸稈與喂入輪的摩擦角或減小角。欲減小角，就要采取下列三種措施：
（1）在不變的情況下減小喂入層的厚度；
（2）在輪軸的中心距不變的情況下增大；
（3）在喂入層厚度A及輪軸間隙都不變的情況下加大輪軸的中心距。
（1）和（2）兩種措施都要導致生產(chǎn)率下降，（2）和（3）兩種措施將使機器龐大，所以這些參數(shù)都不能隨意變動，一般秸稈切碎機上常取40～80mm。喂入輥半徑過小，則喂入性能差；過大則喂入輥作用于秸稈區(qū)遠離切割平面，會影響切割質(zhì)量，故取r為80mm。
4.3上喂入輥壓緊裝置
為了使得喂入秸稈過多時在喂入輥處不產(chǎn)生不堵塞，過少時不產(chǎn)生碎段過長，上喂入輥應制成能浮動的，并設有壓緊機構以保持上喂入輥對秸稈始終有一定的壓力。對壓緊機構采用雙彈簧式，上喂入輥兩側軸承座可以在垂直的滑道內(nèi)移動，彈簧一端與軸承座相連接，另一端連接在彈簧座上，視具體情況可以通過調(diào)節(jié)螺釘?shù)母叨葋碚{(diào)節(jié)彈簧的剛度。當秸稈層變厚時上喂入輥克服彈簧的壓力向上浮動，最大浮動量為80mm。壓緊結構示意圖如圖4-3：
1—螺釘 2—彈簧 3—軸承座
圖4-3 上喂入輥壓緊裝置
4.4切碎器及其技術要求
切碎器是秸稈切碎機重要工作部件。它的參數(shù)設計是否合理，對破碎質(zhì)量，功率消耗，以及機器運轉(zhuǎn)均勻程度有直接影響。破碎性能好的切碎器，應是結構簡單，刀片制造、安裝、刃磨方便、切割省力，負荷均勻，切割質(zhì)量好，秸稈相對動定刀片不產(chǎn)生滑移。
切碎器的技術要求如下：
（1）產(chǎn)生滑切
滑切可減小阻力?；薪呛突邢禂?shù)都是用來表示滑切作用大小的指標。在一定滑切角范圍內(nèi)，滑切程度越大，切割越省力。通常刀片滑切角為20～60°。
（2）切割要穩(wěn)定
秸稈相對刀片沒有滑動的切割叫切割穩(wěn)定，它是保證切割質(zhì)量的主要因素。要求切割穩(wěn)定，不產(chǎn)生滑動切割，應滿足如下切割條件：
式中：，—秸稈與動定刀片之間摩擦角，一般＝12°，＝38°。
—推擠角，動刀刃線和定刀刃線間夾角。
切割穩(wěn)定條件是指刀片最大推擠角小于動定刀片摩擦角之和，即≤50°，常取＝40～50°。
（3）切割阻力矩要均勻
（4）切割速度
大量的實驗表面，切割速度對切割阻力也有很大影響，隨著切割速度的加大，切割阻力幾乎成直線下降。前蘇聯(lián)的H·E·P推薦最佳切割速度范圍是35～40m/s，常用的是18～37m/s。
4.5動刀
動刀的一種方案，刀片采用螺旋型，刀片數(shù)為4，安裝時，根據(jù)碎段長度要求安裝2片或是4片。螺旋型刀片的刀體和刃線部都是螺旋式，并且按螺旋排列，傾斜地安裝在滾筒表面上。螺旋型刀片在滾刀式切碎器中和其它類型刀片比較，滑切作用強，切割阻力小，切割性能好，但刀片制造、安裝、調(diào)整及刃磨都不方便。而且切碎體不能自動拋出，需人工清理，或者用風送裝置吹出，增加了機器復雜性。這種刀片加工困難，成本高，對于生物質(zhì)秸稈來說，不需要太高要求，直條型即可滿足要求。
圖3-5動刀
滾筒式切碎器刀片的刀刃為外磨角，刀片的底平面或刃磨面與其切割面所成的角度叫隙角γ，其作用是避免在切碎過程中刀片與從喂入口不斷進來的秸稈相摩擦，以便減少動刀消耗。刀片的刃角β對刀片的使用壽命，功率消耗有很大影響。據(jù)參考文獻知：隨著β角的加大，切割所需的功和比功都要上升，若β角大于30°更顯著增加，但β角太小又不耐磨，常用的β角可在15～30°間的選擇。
在切碎器的滾筒上固定兩個圓盤，動刀片安裝在圓盤上，構成切碎滾刀滾筒。
4.6定刀
采用方形刃口的定刀，其能耗小，使用時不易磨損，厚度為3～6mm，以承受動刀對物料巨大的沖擊力。
刀片材料可用5碳素工具鋼或優(yōu)質(zhì)碳素結構鋼65Mn或70Mn。刀片可工作寬度對滾筒式切刀為20mm，在該區(qū)域刃部淬火硬度為HRC47～56，而非淬火區(qū)為28HRC。動刀刃工作表面與刃口垂直線之間有3～5°傾斜角。動、定刀片刃口的間隙為0.5～1.0mm。動刀的厚度為2～3mm，刃口的厚度δ＝80～100μm，若磨損到一定厚度時，必須磨刀，使之變薄，構成銳利刃口。
4.7機架及箱體材料選擇
機架和箱體的工作特點要求其應有足夠的剛度，其次是強度和抗振性，鑒于設計的結構形狀簡單，工作條件也沒有特殊的要求，可采用普通低碳素鋼來制造，如Q235等。
第五章 傳動部分設計與計算
5.1傳動方案設計
傳動系統(tǒng)的位置要根據(jù)設備的結構特點及部件的相對位置來確定，傳動路線及零部件的選擇要保證總傳動比和傳動的可靠性，同時不影響本身零部件的正常運行。本次設計的傳動和執(zhí)行機構都比較簡單，過程如下：
1. 首先電機通過帶傳動帶動輸送輥，實現(xiàn)自動送料動作。
2. 另一方面，電機通過帶傳動將動力傳給z軸方向排布的棘齒刀片，再由一對圓
柱直齒輪嚙合將動力傳遞給喂入輥。
3. 另一電機通過帶傳動將動力傳遞給輪刀刀片，再由一對圓錐齒輪嚙合將動力傳
遞給y軸方向排布的棘齒刀片。
其傳動路線示意圖如圖5-1：
圖5-1 傳動路線
5.2 滾刀軸V帶設計計算
需傳動的功率，電機轉(zhuǎn)速，切碎器滾刀軸轉(zhuǎn)速
，則傳動比為。
（1）確定計算功率
計算功率是根據(jù)傳動功率，并考慮到載荷性質(zhì)和每天運轉(zhuǎn)時間長短等因素的影響而確定的。即
選，則
（2）選擇帶型
根據(jù)計算功率和小帶輪轉(zhuǎn)速＝1430r/min由表8－8選擇Z型普通V帶
（3）確定帶輪的基準直徑和。
1）初選小帶輪的基準直徑
選取。為了提高v帶的壽命，宜選取較大的直徑。
選。
2）驗算帶的速度v
計算帶的速度
符合帶速在5～25m/s之間的要求。
3）計算從動輪的基準直徑
（4）確定中心距a和帶的基準長度
初步定中心距，取 0.7×＜＜2×
即 0.7×（80+160）＜＜2×（160+80）
所以 168＜＜480
取
取定后，根據(jù)帶傳動的幾何關系，按下式計算所需帶的基準長度：
根據(jù)選取和相近的v帶的基準長度。再根據(jù)來計算實際中心距
。
考慮安裝調(diào)整和補償預緊力（如帶伸長而松弛后的張緊）的需要，中心距的變動范圍為：
（5）計算主動輪上的包角
﹥
（6）確定帶的根數(shù)z
其中＝0.97，由＝0.96，由＝0.81，由＝0.15則
根
取3根帶。
（7）確定帶的預緊力，由
由于新帶容易松弛，所以對非自動張緊的帶傳動，安裝新帶時的預緊力應為上述預緊力的1.5倍即156N。
（8）計算帶傳動作用在軸上的力（簡稱壓軸力）
5.3 輸送輥軸V帶設計計算
需傳動的功率，電機轉(zhuǎn)速，輸送輥軸轉(zhuǎn)速
，則傳動比為。
（1）確定計算功率
計算功率是根據(jù)傳動功率，并考慮到載荷性質(zhì)和每天運轉(zhuǎn)時間長短等因素的影響而確定的。即
選，則
（2）選擇帶型
根據(jù)計算功率和小帶輪轉(zhuǎn)速＝1430r/min由表8－8選擇A型普通V帶
（3）確定帶輪的基準直徑和。
1）初選小帶輪的基準直徑
選取。為了提高v帶的壽命，宜選取較大的直徑。
選。
2）驗算帶的速度v
計算帶的速度
符合帶速在5～25m/s之間的要求。
3）計算從動輪的基準直徑
（4）確定中心距a和帶的基準長度
初步定中心距，取 0.7×＜＜2×
即 0.7×（80+320）＜＜2×（320+80）
所以 280＜＜800
取
取定后，根據(jù)帶傳動的幾何關系，按下式計算所需帶的基準長度：
根據(jù)選取和相近的v帶的基準長度。再根據(jù)來計算實際中心距
。
考慮安裝調(diào)整和補償預緊力（如帶伸長而松弛后的張緊）的需要，中心距的變動范圍為：
（5）計算主動輪上的包角
﹥
（6）確定帶的根數(shù)z
其中＝0.97，由＝0.96，由＝0.81，由＝0.15則
根
取3根帶
（7）確定帶的預緊力，由
由于新帶容易松弛，所以對非自動張緊的帶傳動，安裝新帶時的預緊力應為上述預緊力的1.5倍即156N。
（8）計算帶傳動作用在軸上的力（簡稱壓軸力）
5.4 齒輪傳動設計計算
1.由于工作環(huán)境惡劣，齒輪要求不高，使用開式圓柱齒輪，根據(jù)設計條件，輸入功率，小齒輪轉(zhuǎn)速，喂入輥轉(zhuǎn)速，則傳動比。使用期限為15年（每年工作300天），一班制。連續(xù)單向運轉(zhuǎn)。選用8級精度，選小齒輪材料為40Cr，調(diào)質(zhì)處理，硬度為280HBS,大齒輪材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。選小齒輪齒數(shù)，大齒輪齒數(shù)，取。
2.按齒面接觸強度設計
由設計計算公式進行計算，
即
確定公式內(nèi)各計算數(shù)值
1）試選載荷系數(shù)。
2）計算小齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩。
3）選取齒寬系數(shù)。
4）查表得材料的彈性影響系數(shù)。
5）按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限；大齒輪的基礎疲勞強度極限。
6）計算應力循環(huán)次數(shù)。
7）取接觸疲勞壽命系數(shù)。
8）計算接觸疲勞需用應力。
取失效概率為1%，安全系數(shù)s=1
計算
1）試算小齒輪分度圓直徑，代入中比較小的值。
60.073mm
2）計算圓周速度
。
3）計算齒寬b。
4）計算齒寬與齒高之比b/h。
模數(shù)
齒高：
5）計算載荷系數(shù)。
根據(jù)v=2.36m/s，8級精度，查得動載系數(shù)；
直齒輪；查得使用系數(shù)；用插值法查得8級精度、小齒輪相對支承懸臂布置時，。由b/h=14.24，查 表得，故載荷系數(shù)
6）按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，
7）計算模數(shù)m。
3.按齒根彎曲強度設計
彎曲強度的設計公式為
（1）確定公式內(nèi)各計算數(shù)值
1）查表得小齒輪的彎曲疲勞強度極限；大齒輪的彎曲疲勞強度極限。
2）由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)；
3）計算彎曲疲勞需用應力。
取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由式（10-12）得
4）計算載荷系數(shù)K。
5）查取齒形系數(shù)。
由表10-5查得 。
6）查取應力校正系數(shù)。
由表10-5查得 。
7）計算大小齒輪的并加以比較。
，
大齒輪的數(shù)值大。
設計計算
對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關，可取由彎曲強度所算得的模數(shù)1.305并就近圓整為標準值m=2mm，按接觸強度算得的分度圓直徑，算出小齒輪的齒數(shù)；，大齒輪齒數(shù)；這樣設計出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到結構緊促，避免浪費。
幾何尺寸計算
計算分度圓直徑
；
計算中心距
計算齒輪寬度
，取。
5.5 喂入輥主動軸的設計
喂入鏈主動輪軸傳遞的功率，轉(zhuǎn)速n＝169r/min，半徑r＝40mm，
先求齒輪作用在軸上的力
由
有效圓周力
按水平布置取壓軸系數(shù)，故
（1）軸上零件的安裝方案，如圖5—2圖a）所示：
圖5-2a
圖5-2b
圖5-2c
圖5-2d
圖5-2e
圖5-2f
圖5-2g
圖5-2 下喂入輥軸的載荷分析圖
（2）選擇軸的材料
該軸傳遞小功率且轉(zhuǎn)速較低，故選用45鋼并調(diào)質(zhì)處理，其力學性質(zhì)如下：
（3）初步計算軸的直徑
選取A0＝126～103，取A0＝115
考慮鏈輪和鍵槽對軸的強度的削弱，軸徑增加10%左右，然后將軸徑圓整取d＝16mm（此值作為承受扭矩作用的軸段的最小軸徑）
（4）軸的結構設計
初選角接觸球軸承，為了便于裝配，取裝軸承處的直徑，初選角接觸球軸承的結構代號為7206AC，其外形尺寸為d×D×B＝30×62×16；
根據(jù)軸向定位的要求，確定軸的各段直徑、長度，如圖5—2圖a）所示：
，此段為軸承，長度取L1＝47mm；
，此處為滾筒軸，同時考慮軸承座的安裝，長度取L2＝346mm；
，此段為軸承，長度取L3＝57mm；
，此處為齒輪，根據(jù)其寬度，長度可取L4＝88mm；
即此軸的總長度為；L＝L1+L2+L3+L4＝47+346+57+88＝538mm
（5）軸的校核
轉(zhuǎn)動扭矩T＝95.5×105P/n＝95.5×105×0.15/1169＝8953N·mm（其中P為喂入輥的輸送功率為0.15Kw），則，。
軸受力情況如圖b)所示，其中CA＝220mm，CB＝180mm，DB＝100mm
1）求軸上的載荷
軸上受力如圖，分別在水平面內(nèi)圖c）和垂直面內(nèi)圖e）進行計算。
由（水平面見圖c）得，方向按左順右逆原則
，則
由力平衡方程
，則
由（垂直面見圖e）得，方向按左順右逆原則
，則
由力平衡方程
，則
合成支反力
2）計算水平面的彎矩，畫彎矩圖，方向按左順右逆原則,如圖d）所示
3）計算垂直面的彎矩，畫彎矩圖，方向按左順右逆原則，如圖f）所示
4）合成彎矩，并畫總彎矩圖
公式為
其中表示水平面方向的彎矩，表示垂直面方向的彎矩，對應點合成，如圖g）所示
N·mm
N·mm
N·mm
5）由圖g）可知危險截面為C、B，強度條件為
為了考慮兩者循環(huán)特性不同的影響，引入折合系數(shù)α，當扭轉(zhuǎn)切應力為靜應力時，取α≈0.3；當扭轉(zhuǎn)切應力為脈動循環(huán)變應力時，取α≈0.6；
當扭轉(zhuǎn)切應力為對稱循環(huán)變應力時，取α≈1；此處取0.6，則αT＝0.6×8953=5372N·mm
查得W＝0.1d3
C截面 取M最大值即22677N·mm，W＝0.1d3＝0.1×303＝2700
則
故C截面安全
B截面 取M＝21360，W＝0.1d3＝0.1×303＝2700
則
故B截面安全
根據(jù)上述的計算來看，系統(tǒng)各項參數(shù)達到了設計性能要求，同時系統(tǒng)結構簡單，效率高。盡管對軸的設計校核工作沒有全部進行，但根據(jù)對重要軸系的校核結果來看，其它軸系的設計應能滿足該系統(tǒng)剛度和強度的要求，因此，系統(tǒng)工作過程中能夠滿足其安全性要求。
第六章 總結
（1）設計的秸稈切碎機的原理和結構都比較簡單，從而給制造、安裝、使用和維修帶來了極大的方便。
（2）設計的秸稈切碎機適應性強，主要是適合于粗壯秸稈，甚至是較細的樹枝切斷；切碎比較連續(xù)，振動較小，切碎性能和切碎質(zhì)量高。
（3）喂入、切碎和拋送功率都比較低，因而要求相匹配的動力也較小，同時整個設備大量采用普通鋼材，大大的降低了制造成本，提高了其經(jīng)濟性，滿足了廣大農(nóng)村單家獨戶作業(yè)的要求。
（4）壓緊裝置中的彈簧設計成可根據(jù)具體情況來調(diào)節(jié)其剛度，增強了切碎機的加工性能，同時也是本設計的創(chuàng)新之處。
（5）將上喂入輥軸設計成浮動軸，提高了切碎機的切碎能力范圍。
（6）破碎機的喂入和拋送功能實現(xiàn)了自動化，節(jié)省了人力。
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致謝
恍惚中，在美麗的中工校園中，度過了人生中最為寶貴的年華。從開題報告到畢業(yè)設計的基本結束，我的四年大學生活也即將結束。在這里我向鼓勵和幫助過我的所有同學和老師表示衷心的感謝。
在這里我首先要感謝我的導師樊老師。從畢業(yè)設計題目的選取樊老師一直在悉心幫助我，到最后的定稿及畢業(yè)設計說明書的審查都是嚴格認真，對我們的要求非嚴格。我除了敬佩樊老師的專業(yè)技術水平外，她的治學嚴謹也對我今后的學習和生活具有積極的影響。
其次，我要感謝我的同學，大家除了在學習上互相鼓勵幫助，在我找資料遇到困難的時候也伸出援助之手，主動幫我搜集資料，在完成畢業(yè)設計的全過程中都給予了我全面的指導。
最后感謝我的家人，想到你們總會讓我感到安全和溫暖，你們的撫育之恩永生難忘。
學無止境，無論每天往返于工廠和住所，還是忙碌于實驗室，作為一個當代青年，無時無刻不在接受新的知識、觀點、理念。即便是創(chuàng)造社會價值，也需要不斷補給養(yǎng)分。最后真誠期望每一個人都始終擁有美好幸福的生活狀態(tài)、以及一顆熱忱探索未來和真理的心，同時也是對自己未來生活的期冀。