秸秆煤炭成型机设计

目录1 引言 .22 传动装置总体设计方案 .32.1 秸秆煤炭机的传动模型 .32.2 电动机的选择 .72.3 确定传动装置的总传动比 .83 减速器的设计计算 .83.1 齿轮传动的设计计算 .83.2 输入轴与输出轴的设计计算 .133.3 键联接与润滑密封的设计 .243.4 减速器箱体设计 .254 环模机的机械结构设计 .284.1 环模与压辊的设计 .284.2 环模主要工作部分的整体结构设计 .294.3 喂料器的结构设计 .30设计总结 .32致谢 .33参考文献 .341 引言随着农村生活水平的提高以及农村劳动力的转移，秸秆在农村的传统利用在农村面临很多问题。我国目前秸秆的利用方式主要是秸秆还田方式、秸秆气化、秸秆发电、秸秆建材、秸秆饲料等行业。秸秆煤炭成型机本机是指以农村的玉米秸秆、小麦秸秆、棉花杆、稻草、稻壳、花生壳、玉米芯、树枝、树叶、锯末等农作物、固体废弃物为原料，经过粉碎后加压、增密成型，生产“秸秆煤炭”的机器。秸秆成型的基本原理是利用压模与压块之间挤压力和秸秆与模壁摩擦力相互作用原理，使物料获得成型。物料在加工过程中无需加入任何添加剂或粘结剂。秸秆等物料中含有一定的纤维素和木质素，其木质素是物料中的结构单体，是苯丙烷型的高分子化合物，具有增强细胞壁、粘合纤维素的作用。木质素属非晶体，在常温下主要部分不溶于任何溶剂，没有熔点，但有软化点。当温度达到一定值时，木质素软化粘结力增加，并在一定压力作用下，使其纤维素分子团错位、变形、延展，内部相邻的生物质颗粒相互进行啮接，重新组合而压制成型。 本文的设计任务是设计一个占地面积不大的秸秆煤炭成型机，即制块部分。该设备能够实现对秸秆、牧草等进行压缩挤出，最终形成高密度圆柱块，作为燃料使用。我运用 Solidworks 三维制图软件，进行秸秆煤炭成型机的三维设计建模，并对齿轮轴进行应力分析和对齿轮以及轴承进行寿命及强度分析。2 传动装置总体设计方案2.1 秸秆煤炭机的传动模型以下是环模与平模的各自原理比较：一. 平模机工作原理： 平模机是以机械的圆周运动为基础，电机（或柴油机）作动力，带动齿轮（或皮带轮）传递至主轴及平模，在磨擦力的作用下使压轮自转，在压轮的挤压下从模孔中挤出，通过对切刀的调整可以得到需要的颗粒长度，再经甩料盘将制成的颗粒经出料口送出机外。 二. 环模机工作原理 物料通过进料口进入到转动着的料盆内，由于离心力作用，使得物料不断地甩向压模的内壁面上，形成均匀的环形料层，这一环形料层被带入到压模和滚轮的接触面上，经过压模和滚轮强烈挤压，呈圆柱状从模孔中挤出，并被固定在罩壳上的切刀切断成长度均匀的颗粒饲料。三. 平模机是专为农村饲养专业户及小型饲养场、养兔场设计的中小型颗粒饲料加工设备。且能够加工草业、秸秆颗粒以及无机肥颗粒。 主要性能特点： 1、结构简单、适用性广、占地面积小、噪音低。 2、粉状饲料、草粉不需（或少许）液体添加即可进行制粒。故颗粒饲料的含水率基本为制粒前物料的含水率，更利于储存。 3、本机制成的颗粒硬度高、表面光洁、内部熟化程度比较充分，可提高营养的消化吸收，又能杀灭一般致病微生物及寄生虫，适用于饲养兔、鱼、鸭和实验动物，比混合粉状饲料可获得更高的经济效益。 4、该机型备有 1.5- 20 多种孔径模具，适应不同物料造粒，达到最佳效果。 5、适应不同的物料，保证压制效果。木屑、玉米秸秆等压缩成型需要很大的压力，在同类制粒设备中，辊轮部件是整个设备的中心部件，且采用优质合金钢，提高了辊轮的使用寿命。 适用范围：主要适用农村饲养专业户及小型饲养场、养兔场。粗纤维造粒如：木屑、稻壳、棉杆、棉籽皮、杂草等各种农作物秸秆、生活垃圾、工厂废弃物，黏合率低、难以成型的物料制粒。还可适用于生物菌肥、有机肥、复混肥等低温造粒。 四. 环模机，经过了对国外现有饲料颗粒机的，考虑到适用对象对颗粒饲料的不同要求，特别是考虑了压制的颗粒硬度高、密度大的特点，设计制造了这种环模式颗粒饲料机。 该机型具有结构简单，因而可以广泛适用于中、小型水产养殖，粮食饲料加工厂，畜牧场，家禽养殖场以及个体养殖户使用。 该机型加工饲料具有以下特点： 1.饲料经该机型加工，温升适中，能很好地保持原料内各种微量元素，适口性好，动物采食量大，有利于消化吸收各种营养。 2.颗粒成分均匀，外形整齐，表面光滑，直径可在 1.5-6mm 之间变换（需要更换模具），长度可在 5-20mm 之间调节，而且颗粒密度大，便于储存和运输，适宜于各种养殖对象在不同生长期的需要。 3.加工鱼饲料能在水中保持较长时间，提高饲料的利用率。有利于防止水质污染。 4.该机型对物料的适应性很广，可加工各种不同要求的全价配合饲料。 5.该机型即可加工含水率低的粉状饲料，也可加工含水量较高的鲜活饲料。比较两者的区别，各自都有各自的优势，我决定设计环模机。工作原理如图 2.1.1 所示，电动机通过联轴器与小齿轮轴连接，齿轮传动驱动主轴，主轴带动环模，辊子通过偏心轴固定，主轴带动环模，环模绕棍子旋转，加工颗粒时，被打碎的秸秆颗粒被送入环模机的喂料室，在喂料器和刮板的共同作用下均匀铺在环模上，主轴带动辊子不断滚过料层，将物料挤压进入模孔，物料在模孔中经过成型保型等过程，一定时间后以圆柱状态被挤出，旋转的切刀将物料切断，形成块状颗粒。以下是我用 Solidworks 三维制图软件做出来的模型机，图 2.1.2，图 2.1.3。图 2.1.1 秸秆煤炭成型（环模）机的工作原理图图 2.1.2 秸秆煤炭机的传动模型图（整体式）图 2.1.3 秸秆煤炭机的传动模型图（为看清内部结构箱体显示为透明）2.2 电动机的选择 按题目要求电机功率 55kW 选择 Y250M4 型三相异步电动机。由相关手册查出适合电动机型号：（如表 2-1）表 2-1 电动机型号电动机型号额定功率kw电动机转速(r/min)同步转速 满载转速Y 250M-4 55 1500 14802.3 确定传动装置的总传动比 根据设计要求,设计小齿轮轴直径为 70mm. 分配传动比，减速器传动比 i=5。3 减速器的设计计算由传动结构简单有效来讲，决定采用单级圆柱齿轮啮合传动，由于在相同工作条件下，采用斜齿轮传动可比直齿轮传动获得较小的传动几何尺寸，故选用单级斜齿轮啮合传动，也就是说斜齿轮具有更大的承载能力。3.1 齿轮传动的设计计算齿轮材料，热处理及精度考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮。（1）齿轮材料及热处理 材料：小齿轮选用（调质） ，硬度为 280HBS，齿面硬度为小齿轮 280HBS 取小齿齿数 =25；1Z大齿轮选用 45 钢（调质） ，齿面硬度为大齿轮 240HBS，二者材料硬度差为40HBS，Z =iZ =5.025=125，故取 Z =125.21 2 齿轮精度,按 GB/T100951998，选择 8 级，齿根喷丸强化。初选螺旋角为按齿面接触疲劳强度设计由设计计算公式（10-9a）进行试算，即3 211 )(2HEdtt ZuTK+） 确定公式各计算数值（）试选载荷系数 6.=t（）计算小齿轮传递的转矩 mNT3401（）由表 10-7 选取齿宽系数 1=d（）由表 10-6 查得材料的弹性影响系数 2/18.9MPaZE（）由图 10-30 选取区域系数 45.2H（）由图 10-21 d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 a601lim=大齿轮的接触疲劳强度极限 MPaH502lim=（）由图 10-26 查得 ， ，76.01=8. 62.11=+（）由式 10-13 计算应力循环次数91 034.6524860 =hjLnN992 10.3.=（）由图 10-19 查得接触疲劳强度寿命系数 ， 9.1=HNK95.02HN（） 计算接触疲劳强度许用应力取失效概率为，安全系数为 S=1，由式（10-12）得MPaSKHNH 540690.1lim1=.22li2 =（） 许用接触应力 aHH5.3121=+） 计算（）试算小齿轮分度圆直径 ，代入 的值tdH mZuTKdHEdtt 19.)25.31894(62.18034)(1 23321 =+（）计算圆周速度 vsmsndt /50.6/106489.106=（）计算齿宽mtd .72.8b1（）计算齿宽与齿高之比模数 =nt mZt 60.351cos9.cos1=齿高 h=2.25 =2.253.60=8.00mmnt=91.19/8.00=11.40hb（）计算纵向重合度=0.318 =1.411d 5.12tan8.03.ta=（）计算载荷系数 K使用系数 =1AK根据 ,8 级精度, 查课本图 10-8 得smv/5.6=动载系数 K =1.22,V由表 10-4 用插值法查得，小齿轮相对支撑非对称布置时，K 的值:HK =1.334H查图 10-13 得: K =1.29F查表 10-3 得: K =K =1.4H故载荷系数:KK K K K =11.221.41.334=2.28,（）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式（10-10a）得d =d =102.62mm1tt3（）计算模数 nm= mZd0.425.1cos6.0cos1 =3按齿根弯曲强度设计由式(10-17) 321csFSdn YKT） 确定计算参数（）计算载荷系数KK K K K =11.221.41.29=2.20,F（）根据纵向重合度 ，从图 10-28 查得螺旋角影响系数41.=89.0=Y（）计算当量齿数31.45.2cos186.33211=zvv（）查取齿形系数由表 10-5 查得 7.1FaY65.2FaY（）查取应力校正系数由表 10-5 查得 59.1=SaY815.2Sa（）由图 10-20c 查得，小齿轮的弯曲疲劳强度极限 MPaFE501=大齿轮的弯曲疲劳强度极限 PaFE302=（）由图 10-18 查得弯曲疲劳强度寿命系数85.01=FNK8.02FN（）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数 S1.4，由式得MPaFENF 57.304.18501=K86222（）计算大,小齿轮的 并加以比较。FSaY01645.8.23165 3.7.0921=FSaFY大齿轮的数据大） 设计计算 mmn 94.262.158.00165.cos9342.3 =对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数 大于由齿根弯曲疲劳强度n计算的法面模数，取 3.6mm，已可满足弯曲强度，为安全起见这里取n=4.0mm。为了同时满足接触疲劳强度，须按接触疲劳强度算得的分度圆直径nd =102.62 来计算应有的齿数。于是有1mz = =24.99 取 z =250.45.12cos6cosn1那么 z =5.025=12524几何尺寸计算） 计算中心距 a= = =306.3cos2)(1nmz+m5.12cs4)(将中心距圆整为 305m）按圆整后的中心距修正螺旋角=arccos 123054)2(arcos2)(1 =+=+n因 值改变不多,故参数 , , 等不必修正.khZ） 计算大、小齿轮的分度圆直径d = =102.23112cos45nmzmd = =511.192） 计算齿轮宽度B= m7.812.08.1d=圆整后取 B2=B55 两齿轮啮合的工程图如下：图 3.1.1图 3.1.13.2 输入轴与输出轴的设计计算3.2.1 输入轴的设计1.（1）选择材料根据传递功率和转速数值，故轴材料选用 40Cr，经调质处理。（2）求输入轴上的功率 P1，转速 n1，转矩 T1取联轴器和右端轴承传动效率分别为 1=0.97， 2=0.97，则P1=P 1 2=550.970.97 kW=51.75 KW又 n 1=n=1480 r/min于是 T 1=9550000P1/ n1=955000051.75/1480 Nmm334 Nm2求作用在齿轮上的力，圆周力 F ，径向力 F 及轴向力 Ft ra已知小齿轮的分度圆直径为d1=102.23m而 F =1t NT65342.034=F = Frt on21cs0tacosaF = F tan =6534tan =1389N1at 3.初步确定轴的最小直径先按式（15-2）初步确定轴的最小直径。选取轴的材料为 40Cr，调质处理。根据表 15-3，取 A0=112，于是得输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴6的直径 d6=65 mm, 为了使所选轴直径 d6与联轴器孔径相适应，需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩 Tca= KAT3，查表 14-1，考虑到转矩变化较小，取 KA =1.5，则：Tca= KAT3=1.5334 Nm=501 Nm因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以选取 HL5 型弹性柱销联轴器,其公称转矩为 2000 Nm,许用转速为 3550 r/mim；半联轴器的尺寸为 65142GB5014-85，4.轴的结构设计依次确定轴各段直径和长度:1）从左端起,段（1）装有轴承且与端盖（闷盖）相连，因为轴承有径向力和mnPdo6.31min=轴向力，故选用角接触球轴承 7014ACGBT292-94型轴承，其尺寸为d*D*B=70*110*20，那么该段的直径为 d1=70 mm，长度为 L 1=22 mm,2) 左起第二段,段（2）为角接触球轴承的定位轴肩,其直径应小于止推轴承的内圈外径，取 d2=80 mm，长度取 L 2=42.5 mm；3) 左起第三段，段（3），该段为小斜齿轮轴段，L 3=85 mm；4) 左起第四段，段（4 ）为右轴承定位轴肩，长度为 L4=162.5 mm，d 4=80 mm；5) 第五段，段（5）也选用角接触球轴承 7014ACGBT292-94型轴承，则轴承有径向力与轴向力，其尺寸为 d*D*B=70*110*20，那么该段的直径为 d5=70 mm，长度为 L5=143 mm；6) 第六段,段（6）为与联轴器连接的部分，另一端为电动机轴，那么该段的直径为 d6=65 mm，长度为 L6=105 mm。传动轴总体设计结构，工程图如图 3.2.1，三维模型图如图 3.2.2。图 3.2.1.1图 3.2.1.25. 求轴上的载荷 首先根据结构图作出轴的计算简图, 图 3.2.1.3，确定主动轴轴承的支点位置时,查表对于 7014AC 型的角接触球轴承,a=20mm,因此,做为简支梁的轴的支承跨距，.mL310952132 =+=在水平面 H 上：计算支承反力 NFtN 4.264321LtH 6.5310+图 3.2.1.3在垂直面 V 上：计算支承反力 NLDFarN 6.1058310289524321 =+=+NVrV 4.76.-1在水平面 H 上：计算弯矩 mM4056在垂直面 V 上：计算弯矩 mNLFN =2759.82113084372总弯矩：VH +7.465622211mM9.482扭矩：T 1=334000334 Nmm:6. 校核轴的强度根据= =caWT221)(+ MPa35.1a701.)346(489522 =+前已选轴材料为 40Cr，调质处理。查表 15-1 得 =70MP1a 此轴合理安全ca7. 校核小齿轮轴轴承（角接触球轴承 7014ACGBT292-94型轴承）和计算其寿命1) 求两轴承受到的径向载荷在水平面 H 上：计算轴承径向载荷,mNFN=4.201 mNFH=6.45312在垂直面 V 上：计算轴承径向载荷, P6.581NV.72则两轴承受到的径向载荷： ,mNFNVHr =+=4.20121mFNVHr +=9.4732222) 求两轴承的计算轴向力对于角接触球轴承 7014AC，按表 13-7，轴承派生轴向力 rrdFe68.0=故 errd 6.138.01=NFeFrrd 7.321968.02=由于轴承采用正装的安装方式，且小齿轮左旋即齿轮轴向力 水平向左，故aFda.11 12 7.4608.321908aa NF=+=轴承 1 被“压紧” ，轴承 2 被“放松” 。3) 求轴承当量动载荷 和1PeFra=68.04231ra97.2由表 13-5 分别进行查表或插值计算得径向载荷系数和轴向载荷系数为对轴承 1 =1， =01X1Y对轴承 2 =0.41， =0.8722由表 13-6 得载荷系数 ，则.=pfNFYXfParp 9.401)(11 += Nr 1.74).60873.(222 =+4) 验算轴承寿命因为 小于 ，所以按轴承 2 的受力大小验算1P2 hCnLh 301).746(1806)(602 =由于要求该压块机连续工作 5 年（设每年 300 个工作日，每天八小时） ，则要求轴承预期寿命 。Lh23因为 ，故所选轴承满足寿命要求。h3.2.2 输出轴的设计由前文可知，本篇的设计中，齿轮啮合从动轴是由大齿轮带动的主轴和用来固定压辊的偏心轴两部分组成的，偏心轴主要起连接压辊和支撑主轴的作用，故受力分析主要以主轴为主。1.（1）选择材料根据传递功率和转速数值，故两轴轴材料均选用 45 钢，经调质处理。（2）求主轴轴上的功率 P2，转速 n2，转矩 T2取单级斜齿轮的啮合传动效率分别为 =0.97，则3P2 = P1 =51.750.97 kW=50.20 KW又 n = /i = 1480/5=296 r/min于是 T =9550000P2/ =955000050.20/296 Nmm1620 Nmn2求作用在齿轮上的力，圆周力 F ，径向力 F 及轴向力 Ft ra已知大齿轮的分度圆直径为d2=511.19m而由于大小齿轮室一对啮合的齿轮，故从动齿轮上的载荷与分别与主动轮上的各力大小相等方向相反。 F = F =-6534 N2t1tF = F =-2431 NrF = F =-1389 N 2a1（负号表示方向与主动轮各力相反。）3.初步确定主轴的最小直径同理，先按式（15-2）初步确定轴的最小直径。选取轴的材料为 45 钢，调质处理。根据表 15-3，取 A0=112，于是得主轴的最小直径显然是安装联轴器处轴段的直径 d=100 mm, 选取偏心轴的最小直径为 70mm，即主轴内径为 70mm,二者为间隙配合。4.轴的结构设计依次确定主轴各段直径和长度，如图 3.2.2.1 所示：1）从左端起,段（1）从左至右，依次装有轴承，套筒，大齿轮，套筒，轴承且右端轴承与端盖（透盖）相连，因为轴承有径向力和轴向力，故选用角接触球轴承 71920ACGBT292-94，其尺寸为 d*D*B=100*140*20，那么该段的直径为d1=100 mm，长度为 L 1=343 mm,2) 左起第二段,该段端面上有两个通孔，作用是防止偏心轴的轴承卡死,可以利用该孔将轴承冲出，其直径应小于套筒的外径直径，取 d2=120 mm，长度取 L2=3 mm；3) 左起第三段，段（3），该段内圈为偏心轴的轴承与密封之处，L 3=30 mm；4) 左起第四段，段（4 ）是与环模连接的部分，长度为 L4=30 mm，d 4=650 mm；mnPAdo0.623min=图 3.2.2.1依次确定偏心轴各段直径和长度，如图 3.2.2.2 所示：1）从左端起,段（1）是与主轴间隙配合，主轴套在偏心轴的部分，最左端是键，通过偏心轴与外保险键联接固定偏心轴不让它转动，最右段是轴承，接着是密封件。该处轴承选用调心球轴承 1215KGBT281-94，其尺寸为d*D*B=70*130*25，那么该段的直径为 d1=70 mm，长度为 L 1=421 mm,2) 左起第二段，L 2=40 mm；3) 左起第三段，该部分的作用是隔开两个压辊，使它们各自工作。L 3=211 mm。图 3.2.2.25. 求轴上的载荷 首先根据结构图作出轴的计算简图，如图 3.2.2.3, 确定主动轴轴承的支点位置时,图 3.2.2.3查表对于角接触球轴承 71920ACGBT292-94,a=20mm,因此,做为简支梁的轴的支承跨距，在主轴与环模连接处加载一重力，F=1000N，方向垂直向下。mmL5.307.2145.9032 =+=+在水平面 H 上：计算支承反力 NFtN .49.6321LtH 0.15.30794+在垂直面 V 上：计算支承反力 NDFLFarN 7.16845.3029241-7.92-)(3211 =+=+=NNVrV .5-107.684-12在水平面 H 上：计算弯矩 mM4685在垂直面 V 上：计算弯矩 mLFN =25.921 48-713-2总弯矩： mNMVH =+=+5.4396152846211mN0.4362扭矩：T 1=1620000 Nmm:6. 校核轴的强度根据= =caWT221)(+ MPa68.10a10.)62(5439632 =+前已选轴材料为 45 钢，调质处理。查表 15-1 得 =55MP1a 此轴合理安全ca7. 校核小齿轮轴轴承（角接触球轴承 7014ACGBT292-94型轴承）和计算其寿命5) 求两轴承受到的径向载荷两轴承受到的径向载荷： ,mNFNVHr =+=0.4892121mFNVHr +=5.972226) 求两轴承的计算轴向力对于角接触球轴承 71920ACGBT292-94，按表 13-7，轴承派生轴向力rrdeF68.0故 NFrr 5.326.11=errd2由于轴承采用正装的安装方式，且大齿轮右旋即齿轮轴向力 水平向左，故aFNFda5.361=12 .376241aa N=+轴承 1 被“压紧” ，轴承 2 被“放松” 。7) 求轴承当量动载荷 和1PeFra=68.0492531ra.72由表 13-5 分别进行查表或插值计算得径向载荷系数和轴向载荷系数为对轴承 1 =1， =01X1Y对轴承 2 =0.41， =0.8722由表 13-6 得载荷系数 ，则.=pfNFYXfParp 0.587491)(11 += Nr 4890)1.362.(222 =+8) 验算轴承寿命因为 大于 ，所以按轴承 1 的受力大小验算1P2 hCnLh 3709)5846(90)(6061 =由于要求该压块机连续工作 5 年（设每年 300 个工作日，每天八小时） ，则要求轴承预期寿命 。Lh123因为 ，故所选轴承满足寿命要求。h3.3 键联接与 润滑密封的设计3.3.1 键联接的设计计算选择键联接的类型和尺寸小齿轮轴与联轴器连接处，一般 8 级以上精度的尺寸的齿轮有定心精度要求，应用平键,同理，联轴器与电动机轴处选取相同的键联接.主轴与齿轮连接的键及偏心轴与外保险的键联接同上。根据小齿轮轴处 d =65 mm , d =70 mm；及电动机轴 d=65 mm 65查表 6-1 取：普通平键 C 型 1850GBT1096-1979,键宽 b = b =18 mm,h 121h =11 mm, = =50 mm.21L2齿轮键联接取：普通平键 A 型 2880GBT1096-1979，键尺寸为 28*16*80.偏心轴处键联接取：普通平键 C 型 1436GBT1096-1979，键尺寸为 14*9*36.校和键联接的强度查表 6-2 得 =120MPpa工作长度 50-18=32 mm=11-bLl50-18=32 mm2280-28=52 mm33-l36-14=22 mm=44-bLl键与轮毂键槽的接触高度k =k =0.5 h=5.5, k =8, k =4.52134由式（6-1）得： =110dlKTp aMP06.25.12=p 232lkp a.4p =330dlTp aP80.71586=p 4241lKp aM6.2.p故两者都合适。（ 为电动机直接输出转矩， 为电机输出转矩经过联轴器后的1T2T转矩。 ）这里 =130 。paP取键标记为：电动机轴处联接键，键 1：普通平键 C 型 1850GBT1096-1979小齿轮轴处联接键，键 2：普通平键 C 型 1850GBT1096-1979齿轮键联接，键 3：普通平键 A 型 2880GBT1096-1979偏心轴处键联接，键 4：普通平键 C 型 1436GBT1096-19793.3.2 密封与润滑的选择对于单级圆柱齿轮减速器，且此变速器为闭式齿轮传动，因为传动装置属于轻型的，且其圆周速度小于 12m/s，所以采用浸油润滑。由于小齿轮轴与轴承接触处的线速度 ，所以采用毡圈密封。毛毡密封smv101.212 40机体肋厚 m85.0 14m轴承端盖外径 2D+（55.5）=23d150（小齿轮轴）表 10.14 环模机的机械结构设计4.1 环模与压辊的设计如第二章所说，该压块机的工作原理就是，齿轮传动驱动主轴，主轴带动环模，辊子通过偏心轴固定，主轴带动环模，环模绕棍子旋转，加工颗粒时，被打碎的秸秆颗粒被送入环模机的喂料室，在喂料器和刮板的共同作用下均匀铺在环模上，主轴带动辊子不断滚过料层，将物料挤压进入模孔，物料在模孔中经过成型保型等过程，一定时间后以圆柱状态被挤出，旋转的切刀将物料切断，形成颗粒。环模，内径为 d =500 mm,工作宽度约等于压辊的长度，即 L=180 mm,被挤压成1型的圆柱块状颗粒直径为 d =10 mm,长度约为 30mm,环模如图 4.1.1 所示，其右端1通过压箍与主轴相连，左端接进料盆。图 4.1.1该压块机采用两个压辊，用偏心轴固定压辊，两个压辊中间用偏心轴的隔板隔开，压辊直径 d =174 mm,宽度 w=200 mm，两压辊均采用偏心安装，利用小偏心轴2体，固定在与偏心轴连接的后盖板处。并且用锁紧件和锁紧垫圈进行轴向定位（通过螺纹连接） ，利用内部键联接来周向定位，防止转动。压辊如图 4.1.2 所示：图 4.1.24.2 环模主要工作部分的整体结构设计该如图 4.2.1 所示，压辊通过偏心轴和右端的压辊紧固件进行固定周向和轴向的定位；利用两个壁刮刀（上下对称安装）将由于环模离心力作用粘附在主轴后盖上的秸秆颗粒刮下来；利用内刮刀将由于挤压而残留在环模内壁上的秸秆颗粒刮下以免堵塞出料孔；进料盆起连接作用，缓冲进料，使其可以平铺在环模内壁。图 4.2.1由于环模与主轴同转速运转，转速为 n = /i = 1480/5=296 r/min .214.3 喂料器的结构设计如图喂料器是由进料器连接接筒，接筒处是进料螺旋驱动秸秆颗粒进入进料盆，进料螺旋由左端小电动机单独驱动，切刀与环模筒相连通过销与键联接固定在环模筒上