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园林绿化用树枝粉碎机机械系统的设计,园林,化用,树枝,粉碎机,机械,系统,设计
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毕业设计（论文）开题报告设计（论文）题目园林绿化用树枝粉碎机的设计学生姓名学 号专业、班级系 部指导教师姓名一、 选题目的及意义城市绿化过程中，每年都要修剪下大量的树枝。修剪下的树枝形状各异、大小不等、粗细不均，收集整理十分不便。由于枝桠蓬松，运输效率低，费时又费力，而且运输安全性差。而运出的枝桠，部分被送到垃圾场，部分被烧掉。虽然树枝处理了，但污染了环境，浪费了人力物力。因此枝桠处理不但是令市政部门头疼的问题，也是工厂、学校、小区、果园等每年都要面临的问题。将树枝就地粉碎削片，减少树枝堆积用地、净化环境，削片粉碎后的枝叶碎渣还可以用于生产有机堆肥，改良土壤，进行循环利用；或加工成制浆造纸和生产人造板所需的工艺木片；或进行粉碎后再利用，制作成压缩燃料块或作为裸露地覆盖物，能变废为宝。近年来，树枝削片粉碎处理悄然兴起，这不仅大大地改变了以往靠人力处理枯枝落叶的模式、加快了树枝树叶的处理速度，而且节省了费用，还减轻了工人的劳动量，成了树枝处理的必然发展趋势。因此，研制树枝粉碎削片机，对提高树枝处理效率、扩大树枝的用途、提高树枝的利用率、节约资源、美化环境具有重要意义。二、国内外树枝粉碎机的发展现状和趋势我国树枝粉碎机的研制工作始于20世纪60年代，70年代中期开始研究伐区木片生产工艺设备，80年代国家设立“伐区树枝木片生产设备及工艺的研究”攻关课题，进行了系统研究，取得了一定成果。进入90年代，木片生产得到了快速发展，木材削片机制造业也随之进一步发展。目前已至少有30多家生产削片机的厂家，生产20多种型号的木材削片机。我国目前所用的削片机主要有以下几种型号：（1）BX117C盘式削片机;(2)BX1107/4盘式削片机;(3)BX116盘式削片机;(4)BX1108/3盘式削片机;此外，还有极少量的BX1710B盘式削片机和BX1112盘式削片机等。至于枝桠粉碎机，我国常州市林机厂及其它生产企业在90年代就曾研制过多种机型，功率一般为3-5kW，但都未推广，主要原因都是功率太小，只能削小枝桠，径级到3040mm就削不动，无法满足使用要求。国外大规模的木片生产始于60年代，近年来发展很快，不仅产量迅速增加，而且在一些国家，如日本、前苏联、美国等国已发展成为木材工业部门中的一个独立体系。在瑞典、芬兰等国则成为木材加工企业中不可缺少的组成部分。而且国外枝桠削片机的性能也比国内要好一些，这主要表现在其产品型号齐全，功率强劲，外形美观，操作方便，噪声低，人性化设计等。如美国的百莱玛设备公司的产品威猛系列切枝机。其中威猛BC600XL型就是一款高产量、大功率的切枝机，它具有独创的外观设计和驱动系统，具有同类产品中最大的进料口。从细小的树枝到直径150mm的树干，BC600XL型切枝机都能从容应付。其较大的动力和宽阔的进料口使其功效超卓，并可省去大量的对树枝的预先修理时间。近年来，国外削片机的研制有了进一步的发展，主要是增加辅助进料槽；增加进料槽的截面积；铰接式安装进料槽；侧面出料（木片）；减少飞刀尺寸和角度，并且装刀多刀化；飞刀夹装在刀盘上，并呈螺旋线安装；刀盘悬臂式装配；降低削片机噪声；增设第二底刀以及使其多刃化；可调节生产率的削片机；改进切削机构和进给方式以及适应不同原料的削片的专用、通用、以及削片机组和削片生产线。 枝机。其中威猛BC600XL型就是一款高产量、大功率的切枝机，它具有独创的外观设计和驱动系统，具有同类产品中最大的进料口。从细小的树枝到直径150mm的树干，BC600XL型切枝机都能从容应付。其较大的动力和宽阔的进料口使其功效超卓，并可省去大量的对树枝的预先修理时间。近年来，国外削片机的研制有了进一步的发展，主要是增加辅助进料槽；增加进料槽的截面积；铰接式安装进料槽；侧面出料（木片）；减少飞刀尺寸和角度，并且装刀多刀化；飞刀夹装在刀盘上，并呈螺旋线安装；刀盘悬臂式装配；降低削片机噪声；增设第二底刀以及使其多刃化；可调节生产率的削片机；改进切削机构和进给方式以及适应不同原料的削片的专用、通用、以及削片机组和削片生产线。三、研究基本内容1.在掌握了树枝粉碎机的工作原理后，对树枝粉丝机的结构进行方案设计。2. 通过计算，CAD绘图和运用技术标准、规范、设计手册等相关设计资料，进行树枝粉碎机设计并最终完成树枝粉碎机的零件图，装配图，零件图及相关设计说明书。四、需要解决的主要问题1)设计准备：阅读设计任务书，明确树枝粉碎机设计任务，准备设计资料及绘图工具。2)树枝粉碎机设备总体结构的设计：主要包括：主传动机构、粉碎装置、剪刀辊及支撑行走机架。3)装配图的设计：初绘装配草图，各部分的结构设计，协调好各零部件之间的装配关系，完成装配工作图。4)零件工作图的设计：主要是绘制树枝粉碎机的结构（如传动机构，粉碎装置等机构）。5)编写设计计算说明书：主要是整理和树枝粉碎机设计说明书。6)设计总结及答辩：进行毕业设计总结，完成答辩准备工作。五、设计思路与方案论证本次设计的普通树枝粉碎机主要包括主传动机构、减速器装置、粉碎装置，支撑行走装置等。分别对这些装置进行设计再进行整理成整个树枝粉碎机。 设计的方案为如下：1、 主传动机构采用电机带动V带轮传动2、 减速器装置为单轴带动两端减速，即为了实现通过剪刀辊对树枝进行剪切粉碎的目的，两个剪刀辊连接的轴上齿轮即为减速器里的减速齿轮。3、 剪刀辊采用两个，剪刀辊的转轴上的齿轮是通过减速器减速后的齿轮，并且剪刀辊转速相同、转向相反这样来对树枝进行粉碎。4、 支撑行走装置，采用支撑架连接，支撑架采用方管焊接制造，在方管支撑架上装有四个带刹车的滚轮，可以实现任意方向运行并停止。在支撑架上可以放置主传动、减速器装置及粉碎装置的固定作用，以此将整个粉碎机连为一体。学生姓名 _（签名）日期： 年 月 日（1）汽油机的选取 汽油机的效率选择长安汽车有限责任公司的JL472Q系列汽油机（2）V带轮传动确定减速系统是单输入双输出系统，其传动比不宜选择太高，以免造成减速系统尺寸过大，影响整车结构紧凑的特点。先初选减速系统的传动比减为4，则V带传动比为小V带轮直径初选d1=180mm（3）减速系统的拟定 减速系统的方案按上图所示的方案确定，减速比为4；两个输出端为大齿轮段。中间输入轴段与输出轴端分别有一齿轮，此齿轮是作为中间过渡所用，两齿轮齿数相同，只是转速不同而已。（4）剪刀辊的确定剪刀辊所需功率为P=30Kw，其转速为150rpm考虑到树枝及树干的直径大小大约为550mm，选取剪刀辊的直径为445mm， 考虑到树枝及树干的长度大小约为101000mm，选取剪刀辊的长度为500mm， 考虑到树枝及树干的直径大小为550mm，选取剪刀辊剪刃厚度为20mm，选取剪刀辊剪刃高度为25mm。（5）行走支撑装置 整体行走支撑装置采用方管架，方管架下有两个定向万向脚轮和两个带刹车的外向脚轮，以此为了方便运行到任何位置。五、设计进度与计划1、文献查阅：掌握文献检索方法，熟悉部分数据库的应用。完成开题报告。（2013.3.13.142、掌握粉碎机的工作原理和工作流程，完成整体方案的设计及总装配图的设计。 （2013.3.113.31）3、 完成典型零部件设计、动力装置选型等工作。中期检查。（2013.4.14.20）4、 完成毕业论文的撰写、装订、 图纸打印、以及预答辩。（2013.4.215.10）指导教师评语：（建议填写内容：对学生提出的方案给出评语，明确是否同意开题，提出学生完成上述任务的建议、注意事项等） 指导教师 _（签名）日期： 年 月 日注：1. 本开题报告，须双面打印。由学生填写并经指导老师审核、评价；2. 本开题报告一式两份，一份须与学生的毕业设计（论文）一并存档，一份作系部存档用。7目 录第 1 章 绪 论.21.1 课题研究背景及意义.41.2 树枝粉碎机的分类特点和工作原理 .41.3 国内外树枝粉碎机的发展现状和趋势71.4 课题的设计思想及方法.8第 2 章 总体方案设计.102.1 主要参数确定.102.1.1 剪刀辊的参数确定.102.1.2 汽油机的选型.102.1.3 蓄电池的选择.112.2 树枝粉碎机的总体结构布置.112.2.1 树枝粉碎机的传动系统布置.112.2.2 树枝粉碎机粉碎系统总体布置.122.2.3 树枝粉碎机支撑及行走装置布置12第 3 章 粉碎机传统系统的设计 .133.1 带传动的设计.133.1.1 带传动的设计计算.133.1.2 带传动系统结构设计.153.2 减速系统的设计计算.193.2.1 减速系统齿轮设计计算.193.2.2 减速系统轴设计计算.24第 4 章 粉碎机粉碎系统设计.294.1 主轴设计.294.2 剪刀辊设计.31第 5 章 支撑行走装置设计.345.1 V 带轮箱体设计.345.2 减速箱体支撑架设计.345.3 粉碎箱体的设计.34结论35致谢36参考文献372园林树枝粉碎机机械设计园林树枝粉碎机机械设计摘 要随着绿化环保的响亮口号，不管是那个城市的园林绿化还是物业小区的绿化，园林绿化树枝 粉碎机粉已经是绿化行业的必备设备。比如：公路边绿化工人修剪下来的枯枝、树叶，还有就是园林、公园、小区等修下了的树枝树叶，要想把这些物料粉碎，那就得使用树枝粉碎机。本课题设计的 设备可以一次性的把树枝树叶粉碎成木屑或锯末，然后这些粉碎后的物料工人们还可以再次的利用，发酵、腐熟后加工等生态化处理，制成植物栽培基质、绿色堆肥、绿地覆盖物及土壤改良剂等相关产品，做树木、花卉的底肥使用，这样就达到了绿化环保又做到了废弃物再次循环利用的目的，可以说是一举两得。本文设计的是采用剪刀辊式树枝粉碎机，对整体结构进行装配的绘制，确定了剪刀辊的结构、减速系统的结构、支撑架行走的装置等。关键词：树枝粉碎机；剪刀辊；支撑架。3Garden branch grinder machine designAbstract Efficient timber mill by blade impact cutting and high speed airflow, collision of double crushing functions, and can simultaneously complete micro material sorting process. In the process of crushing the rotor blade cutting, high speed airflow is generated, with the blade cutting direction of rotation, the material in the air flow speed, and repeated impact so that the material also influenced by crushing, crushing rate acceleration.This design uses the scissors roll branch grinder, the assembly drawing of the overall structure, structure, structure of the scissors and deceleration system, supporting frame to determine the walking device.Keywords: The branch disintegrator; scissors and supporting frame.4第第 1 1 章章绪绪 论论1.11.1 课题研究目的及意义课题研究目的及意义城市绿化过程中，每年都要修剪下大量的树枝。修剪下的树枝形状各异、大小不等、粗细不均，收集整理十分不便。由于枝桠蓬松，运输效率低，费时又费力，而且运输安全性差。而运出的枝桠，部分被送到垃圾场，部分被烧掉。虽然树枝处理了，但污染了环境，浪费了人力物力。因此枝桠处理不但是令市政部门头疼的问题，也是工厂、学校、小区、果园等每年都要面临的问题。减少树枝堆积用地、净化环境，削片粉碎后的枝叶碎渣还可以用于生产有机堆肥，改良土壤，进行循环利用；或加工成制浆造纸和生产人造板所需的工艺木片；或进行粉碎后再利用，制作成压缩燃料块或作为裸露地覆盖物，能变废为宝。近年来，树枝削片粉碎处理悄然兴起，这不仅大大地改变了以往靠人力处理枯枝落叶的模式、加快了树枝树叶的处理速度，而且节省了费用，还减轻了工人的劳动量，成了枝桠处理的必然发展趋势。因此，研制树枝粉碎削片机，对提高枝桠处理效率、扩大枝桠的用途、提高枝桠的利用率、节约资源、美化环境具有重要意义。1.21.2 粉碎机分类特点及工作原理粉碎机分类特点及工作原理树枝粉碎机是将原木、采伐与抚育剩余物（枝桠、梢头木、树根、小径木等）以及木材加工剩余物（如板皮、板条、碎单板、木芯等）加工成一定规格长度木片的设备。它属于备料设备，但也是十分重要的。其切削特征是纵端向切削，主要参数是削出木片的长度。对枝桠粉碎机的主要工艺要求是：削出的木片长度应均匀一致，其合格率应在允许范围内，且应厚度均匀，切口大而平滑，产生的碎料少，削出的木片的尺寸规格依使用要求而定。随着人造板工业的发展和原木资源的日益缺乏，利用各种剩余制品削制工艺木片作为充分利用木材资源、提高木材综合利用率的主要手段的观点，已得5到了人们的普遍赞同，削片机的种类也随之而日益增多。树枝粉碎机按切削机构的形状可分为鼓式和盘式，它们的结构简图如下图：1.轴承座 2.主轴 3.刀盘 4.压刀块 5.飞刀 6.侧刀 7.底刀图 1.1 盘式树枝粉碎机结构简图要把枝桠加工成碎片, 首先需要人工将枝桠材放进料斗, 木材在人力或进料机构的压力作用下进入削片机, 当木材的端面碰到飞刀刀盘端面时, 进给停止, 飞刀转到切削位置开始切削, 由于飞刀有一定角度, 当切入木材一定深度时, 木材受到飞刀切削面的分力、刀盘和料斗( 或底刀)的阻碍作用, 局部沿木材纤维方向崩裂成木片, 从前刀面飞出。切削过程中, 木材在压力和飞刀切削分力的作用下，向刀盘方向进给, 使切削加工得以连续进行, 完成整根木材的加工。鼓式枝桠削片机机座采用高腔度钢板焊接而成，是整台机器的支承基础；刀辊上安装两把飞刀，用专门制造的飞刀螺栓，通过压力块，把飞刀固定在刀辊上；根据被切削原料的不同厚度，上喂料辊总成可以借助液压系统在一定范围内上下浮动；切削下来的合格木片通过网筛孔落下，有底部排处，大的片料将在机内再进行切削。鼓式削片机的结构简图如下图 2 所示。61.主轴 2.锁紧装置 3.飞刀 4.飞刀螺栓 5.压刀块6.飞刀座 7.刀辊 8.上喂料辊 9.下喂料辊 10.底刀图1.2 鼓式枝桠粉碎机结构简图一般而言，盘式树枝粉碎机由于飞刀运动时的切削平面固定不变，飞刀和底刀可以很好的形成剪切作用，所以盘式枝树枝碎机的木片比鼓式枝树枝碎机的木片质量好，生产率高；适宜加工原木、劈木、木芯、较厚的板皮和成捆的枝桠材，因其进料槽为方形或圆形，可充分发挥其生产能力，主要用于生产规模较大的人造板企业和造纸企业。鼓式枝桠粉碎机由于飞刀的切削平面随飞刀位置的变化而变化，削片过程中不能形成有利的剪切作用，其进料槽沿刀鼓方向为长方形，适用于加工板皮、板条、碎单板、小径木、枝桠材等厚度较小、径级不大的木料和竹材，这种削片机主要用于中小型人造板企业；现在经改进的鼓式削片机的削片质量完全能够满足人造板生产的工艺要求。盘式枝桠粉碎机大多数采用自由进料，而鼓式枝桠粉碎机大多数采用强制进料，水平进料的适宜加工较长的原料，而加工较短的原料通常采用倾斜进料。总之，枝桠粉碎机的结构形式主要取决于原料的特征和对削片质量及生产率的要求。对于中小型树枝粉碎机而言，由于其削制的原料大多数是枝桠、板皮等剩余物，材径较小，采用平面盘式机削片时，对平面盘式的削片长度的均匀性影响不大，而其制造成本低廉，易于推广。因此，中小型枝桠粉碎机采用平面刀盘结构是一个发展方向。水平进料可防止原料撞击刀盘轴，操作方便，安全可靠；而倾斜进料便于投料，可保证合理的切削参数。71.31.3 国内外树枝粉碎机发展现状和趋势国内外树枝粉碎机发展现状和趋势我国枝桠粉碎机的研制工作始于 20 世纪 60 年代，70 年代中期开始研究伐区木片生产工艺设备，80 年代国家设立“伐区枝桠木片生产设备及工艺的研究”攻关课题，进行了系统研究，取得了一定成果。进入 90 年代，木片生产得到了快速发展，木材削片机制造业也随之进一步发展。目前已至少有 30 多家生产削片机的厂家，生产 20 多种型号的木材削片机。我国目前所用的削片机主要有以下几种型号：（1）BX117C 盘式削片机;(2)BX1107/4 盘式削片机;(3)BX116 盘式削片机;(4)BX1108/3 盘式削片机;此外，还有极少量的 BX1710B 盘式削片机和 BX1112 盘式削片机等。至于枝桠粉碎机，我国常州市林机厂及其它生产企业在 90 年代就曾研制过多种机型，功率一般为 3-5kW，但都未推广，主要原因都是功率太小，只能削小枝桠，径级到 3040mm 就削不动，无法满足使用要求。国外大规模的木片生产始于 60 年代，近年来发展很快，不仅产量迅速增加，而且在一些国家，如日本、前苏联、美国等国已发展成为木材工业部门中的一个独立体系。在瑞典、芬兰等国则成为木材加工企业中不可缺少的组成部分。而且国外枝桠削片机的性能也比国内要好一些，这主要表现在其产品型号齐全，功率强劲，外形美观，操作方便，噪声低，人性化设计等。如美国的百莱玛设备公司的产品威猛系列切枝机。其中威猛 BC600XL 型就是一款高产量、大功率的切枝机，它具有独创的外观设计和驱动系统，具有同类产品中最大的进料口。从细小的树枝到直径 150mm 的树干，BC600XL 型切枝机都能从容应付。其较大的动力和宽阔的进料口使其功效超卓，并可省去大量的对树枝的预先修理时间。近年来，国外削片机的研制有了进一步的发展，主要是增加辅助进料槽；增加进料槽的截面积；铰接式安装进料槽；侧面出料（木片）；减少飞刀尺寸和角度，并且装刀多刀化；飞刀夹装在刀盘上，并呈螺旋线安装；刀盘悬臂式装配；降低削片机噪声；增设第二底刀以及使其多刃化；可调节生产率的削片机；改进切削机构和进给方式以及适应不同原料的削片的专用、通用、以及削片机组和削片生产线。81.41.4 课题的设计思想及方法课题的设计思想及方法本次设计的树枝粉碎机为剪刀式树枝粉碎机。主要装置包括主传动系统装置、减速系统装置、粉碎装置、行走及支撑架装置等。粉碎的装置主要采用剪刀辊的方式对树枝进行剪切并碾碎。本树枝粉碎机，结构紧凑合理，零件加工方便，操作简便，生产能力大，树枝粉碎合格率高，树枝粉碎质量还可以适当调节，单位木片产量能耗低。9第第 2 2 章章总体方案设计总体方案设计本次设计的普通树枝粉碎机主要包括主传动机构、减速器装置、粉碎装置，支撑行走装置等。分别对这些装置进行设计再进行整理成整个树枝粉碎机。 设计的方案为如下：1、主传动机构采用电机带动 V 带轮传动2、减速器装置为单轴带动两端减速，即为了实现通过剪刀辊对树枝进行剪切粉碎的目的，两个剪刀辊连接的轴上齿轮即为减速器里的减速齿轮。3、剪刀辊采用两个，剪刀辊的转轴上的齿轮是通过减速器减速后的齿轮，并且剪刀辊转速相同、转向相反这样来对树枝进行粉碎。4、支撑行走装置，采用支撑架连接，支撑架采用方管焊接制造，在方管支撑架上装有四个带刹车的滚轮，可以实现任意方向运行并停止。在支撑架上可以放置主传动、减速器装置及粉碎装置的固定作用，以此将整个粉碎机连为一体。 设计的大体方案图形如下：10 图 2-1 剪刀式树枝粉碎机方案图2.12.1 主要参数确定主要参数确定 2.1.12.1.1 剪刀辊参数的确定剪刀辊参数的确定 由剪刀式树枝粉碎机的一些刀具参数可知，剪刀辊所需功率大致为 30Kw，转速大约 100 至 150rpm。2.1.22.1.2 汽油机的选型汽油机的选型由于传动系统传动机构比较多，所以估算传动效率为 0.8。由于汽油机在结构上比柴油机小，故选用汽油机。那么汽油机的效率 3037.50.8wPPKw根据中国内燃机产品及装备型谱，选择长安汽车有限责任公司的 JL472Q系列汽油机，其主要技术规格如下面表格所示。其外形尺寸（长 X 宽 X 高）为：525500580。11其主要结构特点：JL472Q 系列汽油机具有功率大、噪声小、污染轻、油耗低、结构紧凑、体积小、质量轻、空调控制，自适应以及自诊断等功能并与各发动机相匹配了三元催化转换器。 2.1.32.1.3 蓄电池的选择蓄电池的选择 汽油机采用电启动，根据 JB2599-85铅蓄电池产品型号编制方法，选择 6QA-60 型号蓄电池。 其中，6 表示有 6 个单格电池串联，总电压为 12V。 Q 表示蓄电池类型为起动型。 A 表示蓄电池特征为干荷电。 60 表示蓄电池额定容量。（单位为 Ah） 其外形尺寸为（长宽高）为：293168240。（单位 mm）2.22.2 树枝粉碎机的总体结构布置树枝粉碎机的总体结构布置2.2.12.2.1 树枝粉碎机传动系统布置树枝粉碎机传动系统布置 前面已经提到总体传动系统的主要传动机构，就是汽油机、带传动、减速系统、刀具主轴等。 考虑到汽油机尺寸不是很小，而且减速系统由于是单输入双输出系统，所以估计尺寸会比较大。要是汽油机和减速系统在带传动系统两侧的话，距离过长，会影响刀具工作时的稳定性，故选择汽油机和减速系统在带传动系统的同侧。同侧可以考虑上下布置或左右布置。而上下布置虽然没有空间的浪费，工作也必将稳定，但把减速系统放于汽油机上端会影响汽油机的散热，而且也可能影响汽油机的安装和维修。基于综合因素的考虑，决定尝试采用上下布置，带传动系统同侧的布置方案，汽油机和柴油中间留出一定的距离以方便汽油机的安装和维修，同时也是的刀具主轴正好和减速系统相当。整个传动系统固定于薄钢板上。122.2.22.2.2 树枝粉碎机粉碎系统布置树枝粉碎机粉碎系统布置 粉碎系统采用双剪刀辊安装在双主轴上，双主轴接于减速系统的同速平行反向的双输出端，粉碎系统均固定于进料箱体内，进料箱同时也是出料箱，在车尾安装一小门，以便被粉碎物料的出料。整个箱体固定于薄钢板上。2.2.32.2.3 树枝粉碎机行走及支撑装置布置树枝粉碎机行走及支撑装置布置 预估计整车重量在 300Kg 左右，所以可以采用支撑装置为方管结构，本次设计采用方管 50503 的方管。方管架上用钢板连接，为了上面用螺栓组件连接传动系统的固定以及粉碎系统的固定。 方管架下面用两个带刹车的万向脚轮和两个定向的万向脚轮连接，这样为了可以便于粉碎机的行走及托运，而且还可以固定等。 13第第 3 3 章章粉碎机传动系统设计粉碎机传动系统设计3.13.1 V V 带传动系统的设计带传动系统的设计 3.1.13.1.1 树枝粉碎机粉碎系统布置树枝粉碎机粉碎系统布置 此处传动系统可以采用 V 带传动系统和齿轮传动系统。由于齿轮传动系统结构庞大，加工不便，所以选择 V 带传动。这样能够保持准确的平均传动比，传动效率较高，使得 V 带传动系统结构紧凑。与链传动和齿轮传动相比 V 带传动的制造与安装精度要求较低，成本低廉。 考虑到剪刀辊的转速不高，在 100 至 150RPM 左右，所以先把汽油机调速至 3000rpm，总传动比 总在 20 左右。又考虑到减速系统是单输入双输出系统，i其传动比不宜选择太高，以免造成减速系统尺寸过大，影响整车结构紧凑的特点。先初选减速系统的传动比 减为 4，则 V 带传动比为。i1120=5i4ii 根据 V 带传动的特点，确定额定功率以及 V 带小带轮转速选出合适的 V 带型号。已知 V 带传动基本参数如下：传动功率 38Kw，小带轮转速n1=3000RPM，带传动比为 5。V 带轮设计具体如下：（1）选择普通 V 带型号 由 PC=KAP=1.130=33（ KW） 根据机械设计手册表 9-7 得知其交点在 SPA 型界线处，故确定 SPA 型方案 取 SPA 型 V 带（2）确定带轮的基准直径，并验算带速： 则取小带轮 d1=180mmd2=n1d1(1-)/n2=id1(1-)14 =5180(1-0.02)=590mm 由表 9-2 取 d2=560mm (虽使 n2 略有减少，但其误差小于 5%，故允许)带速验算： V=n1d1/（100060）=3000180/（100060） =24.3m/s 介于 525m/s 范围内，故合适 （3） 确定带长和中心距 a： 0.7（d1+d2）a02（d1+d2） 0.7（180+560）a02（180+560） 518a01480 初定中心距 a0=800 ，则带长为 L0=2a0+（d1+d2）+（d2-d1）2/(4a0) =2800+（180+560）/2+（560-180）2/(4800) =786.2mm 由表 9-3 选用 Ld=780mm 的实际中心距 a=a0+(Ld-L0)/2=800+(780-786.2)/2=749.45mm 验算小带轮上的包角 1 1=180-(d2-d1)57.3/a =180-(560-180)57.3/749.45=153.4120 合适 确定带的根数 Z=PC/（(P0+P0)KLK） =33/（9.24+0.89）0.890.93）15 =3.7故取 4 根 SPA 型 V 带 计算轴上的压力 由书 9-18 的初拉力公式有 F0=500PC（2.5/K-1）/z c+q v2 =50033（2.5/0.95-1）/（37.03）+0.115.632 =1230.2 N 由课本 9-19 得作用在轴上的压力 FQ=2zF0sin(/2) =241230.2sin(160.0/2) =1153.1N综合各项数据比较得出很适合。3.1.23.1.2 V V 带轮传动系统结构设计带轮传动系统结构设计 1、小 V 带轮一侧的结构设计 汽油机输出端由于过短，不能与小 V 带轮孔直接相配合，所以需要在汽油机输出端装一个联轴器，联轴器另外一段接一根轴，此轴再与小 V 带轮孔相配合。（1） 联轴器的选择 此处的联轴器由于传递转矩大，所以采用弹性柱销联轴器。此种联轴器的特点是传递转矩能力很大，结构简单，安装制造方便，耐久性好，也有一定的缓冲和吸震能力，允许被连接两轴有一定的轴向位移以及少量的径向位移16和角位移，适用于轴向窜动较大、正反转变化较多和起动频繁的场合。其工作时转矩时通过主传动轴上的键、半联轴器、柱销、另一半联轴器及键传到从动轴上去。为了防止柱销脱落，在半联轴器的外侧，用螺钉固定挡板。 根据 GB/T5014-2003，选择联轴器型号为 HL2 联轴器 2562 GB/T5014-2003。 其表示含义为：主动端 d=25mm，Y 型轴孔 L=62mm，A 型键槽。 从动端 d=25mm，Y 型轴孔 L=62mm，A 型键槽。 联轴器材料为铝合金，柱销材料为 MC 尼龙，挡板材料为 Q235。（2） 另接轴与小 V 带轮的装配的周向固定 轴向固定采用键连接，此处的键由于无特殊要求。所以采用平键连接，这种连接特点是结构简单、装拆方便、对中性好。而平键连接还分为普通平键、薄型平键、导向平键和滑键四种。此处采用普通平键，进一步选择 A型普通平键，特点是键在键槽中轴向固定良好。普通平键连接的强度条件为：21000ppTkld根据 GB/T1096-1997 初选平键型号为 850 GB/T1096-1997。对键进行校核：/229521544.28TFyFdNNm K 为键与轮毂键槽的接触高度，取 k=0.5h=0.57=3.5mm，此处 L 为键的公称长度，b 为键的长度。 L 为键的工作长度，平键取 l=L-b=50-8=42mm，此处 L 为键的公称长度，b为键的长度。17 所以210002 44.28 100020.081103.5 42 30ppTMPaMPaMPakld 校核通过，所以键在此处安全，可以使用。（3） 另接轴与小 V 带轮的装配的轴向固定 周向固定已经实现，现在需要解决轴向固定问题。另接轴用轴承支撑，轴承盖支撑轴承以及固定轴承右端，轴承盖用螺钉固定于箱体上。轴承左端与小V 带轮右端中间添加轴套均可以实现，小 V 带轮左端有轴肩固定。这样一来，轴、轴承、小 V 带轮的轴向固定问题得以解决。 此处的轴承无特殊要求，只是轴承装一个，而轴的转速也较大。所以选择深沟球轴承，这种轴承特点主要承受径向载荷，也可以同时承受轴向载荷，当量摩擦系数较小，在高转速时，可用来承受纯轴向载荷，工作中允许内、外圈轴线偏斜量816，大量生产，价格最低。根据 GB/T276-1994，选择深沟球轴承型号，由前面计算可得Fa=3000N，Fr=2000N。所以无论选择何种型号的深沟球轴承，都有，则FaeFr径向当量动载荷 Pr=0.56Fr+Y*Fa，由于 Y 值是已知型号后才能确定的，所以先初选轴承型号后位滚动轴承 6204 GB276-1994，对其进行校核，根据来确定 Y 值为 1.04，则30.4366.88FaFrPr=0.56Fr+Y*Fa=0.56*2+1.04*3=4.24KN10.2KN=Cr。校核通过，此处轴承安全可以选用。2、大 V 带轮的结构设计 大 V 带轮一侧采用与小 V 带轮一侧完全相同的结构，其所以固定件选用原则也完全与小 V 带轮所有固定件的选用原则一样。（1）联轴器的选择18 此处的联轴器由于传递转矩大，所以采用弹性柱销联轴器。此种联轴器的特点是传递转矩能力很大，结构简单，安装制造方便，耐久性好，也有一定的缓冲和吸震能力，允许被连接两轴有一定的轴向位移以及少量的径向位移和角位移，适用于轴向窜动较大、正反转变化较多和起动频繁的场合。其工作时转矩时通过主传动轴上的键、半联轴器、柱销、另一半联轴器及键传到从动轴上去。为了防止柱销脱落，在半联轴器的外侧，用螺钉固定挡板。 根据 GB/T5014-2003，选择联轴器型号为 HL3 联轴器 3060 GB/T5014-2003。 其表示含义为：主动端 d=30mm，Y 型轴孔 L=60mm，A 型键槽。 从动端 d=30mm，Y 型轴孔 L=60mm，A 型键槽。 联轴器材料为铝合金，柱销材料为 MC 尼龙，挡板材料为 Q235。（2）另接轴与大 V 带轮的装配的轴向固定根据 GB/T276-1994，选择深沟球轴承型号，由前面计算可得Fa=3000N，Fr=2000N。所以无论选择何种型号的深沟球轴承，都有，则FaeFr径向当量动载荷 Pr=0.56Fr+Y*Fa，由于 Y 值是已知型号后才能确定的，所以先初选轴承型号后位滚动轴承 6204 GB276-1994，具体型号为深沟球轴承 6205。193.23.2 减速系统的设计计算减速系统的设计计算 图 3-1 减速箱传动系统图 减速系统由于两剪刀辊需要同速、反向旋转，所以减速系统需要单输入而双输出。因为减速系统的转速输入方向只有一个，而输出到剪刀辊的转速方向是不同的，所以需要一侧减速为输出和输入同旋向转速，而另外一侧减速为输出和输入不同转速。基于这样的情况，输出端和减速系统输入旋向相反的一侧采用一级减速，而输出轴和减速系统输入旋向相同的一侧采用两级减速，其传动方案如上图所示。3.2.13.2.1 减速系统齿轮结构设计减速系统齿轮结构设计201.选择小齿轮材料选用 45 钢，调质处理， 小齿轮 45 调质,=650MPa,=360Mpa，硬度 217255HB； BS大齿轮 45 正火, =580MPa, =290MPa,硬度 162217HB。BS齿轮精度等级为 8 级.计算循环次数 NN =60n j=60 320 1 (10 365 8)=5.60 1011hL 8N =1.24 1021Ni5 . 41060. 588由图 11-14，查得 =1.05 Z=1.471nZ2N由图 11-15，查得 Z=Z=1.01x2x取 S=1.0minH由机械设计手册图 11-13（b），查得 =690Mpa ， 1HLim=560MPa2HLim计算许用接触应力= Z Z =1.051.0=724.5Mpa1Hmin1limHHS1N1x0 . 1690= Z Z=1.471.0=632.8Mpa2Hmin2limHHS2N2x0 . 1560因 计算中取=632.8MPa1H2H1H2H2.按齿面接触强度确定中心距小轮轮距 T1T =9.5510=9.5510=49142.7N m1611PN696094. 4初定螺旋角=11 由图 11-20，查得 Z =0.98.o初取 kZ=1.0 取=0.35tt2a由机械设计手册 11-5，查得 Z =188.9EMPa21由图 11-7，查得 Z=2.45 减速传动 u=i=4.H计算中心距 aa(u+1) =( 4.5+1) t3212)(uZZZKTaHEH325 . 435. 02)8 .6329 .18845. 2(7 .4914225. 1=160.5mm取中心距 a=160mm估计模数 m=(0.0070.02)a=1.093.1:取标准模数 m =2.5mm n小轮齿数 Z=28.9) 14(211cos1622) 1(cos2uman%5%44. 0%1005 . 4|5 . 448. 4|i|i|i425100i100,2505.1309 .284u122112理实理实传动比误差实际传动比取大齿轮齿数iZZZZZZ在允许范围内修正螺旋角04.1204.121602)25100(2arccos2)(arccos12aZZmn与初选=12 相近，Z ,Z 可不修正oH齿轮分度圆直径级取齿轮精度为由表圆周速度8, 611/96. 210006096009.5914. 3100060v9 .26404.12cos1302cos09.5904.12cos252cos112211smndZmdZmdnn3 验算齿面接触疲劳强度22按电机驱动载荷轻度冲击由机械设计手册 11-3 得 k =1.25A由图 11-2（b），按 8 级精度和 vZ /100=0.7 29/100=0.20m/s 得 kv=1.021MPaMPaubduKTZZZZZmZZZZKKKKdmmaHEHHnVA8 .6326115 . 409.597 .56) 15 . 4(25. 11049. 0298. 0754. 09 .18845. 2) 1(2754. 0, 61172. 1214. 304.11sin7 .56sinb618. 1822. 0796. 0822. 0796. 05 .13704.11/130/6 .3004.11/29/, 411805. 12 . 118. 102. 125. 1K2 . 1k, 41118. 1k96. 009.59/7 .56b/,a3117 .5616235. 0b2521121213322v3311v1acoscoscoscos得由图，得由表载荷系数得由表布置，得齿轮相对轴承为非对称考虑到轴的刚度较大和按）（由图齿宽4. 校核齿根弯曲疲劳强度0 . 1,17114 . 1, 0 . 2, 0 . 1,1811a220 ,290 ),(16119 . 0,211170. 0,121182. 1,61. 1,111118. 2,66. 2,10117 .134,51.2621min21Flim2Flim12sa1sa21a2v1vNNFSTXXFaFYYSYYYMPMPabYYYYYYZZ查得由图取查得由图查得由图查得由图查得由图查得由图查得由图按=414MPa1FXNFSTFYYSY1min1lim0 . 10 . 14 . 12290=314MPa2FXNFSTFYYSY2min2lim0 . 10 . 14 . 12220=1FnmbdKT1121FaY1saYYY9 . 070. 018. 266. 2209.597 .561049. 025. 12523=258MPa=414MPa 安全1F=239MPa=314MPa 安全2F1F1122saFasaFaYYYY61. 166. 282. 118. 22582F5.齿轮主要参数及几何尺寸计算=25 =100 m =2.5mm u=4.0 1z2zn04.12(1)分度圆直径 d1d1=mn*z1/cos()=2.5*25/0.976547=64mm (2)分度圆直径 d2d2=mn*z2/cos()=2.5*100/0.976547=256mm (3)齿顶高 ha1ha1=han*mn=1*2.5=2.5mm (4)齿顶高 ha2ha2=han*mn=1*2.5=2.5mm (5)齿根高 hf1hf1=(han+cn)*mn=(1+0.2)*2.5=3mm (6)齿根高 hf2hf2=(han+cn)*mn=(1+0.2)*2.5=3mm (7)齿高 h1h1=ha1+hf1=2.5+3=5.5mm (8)齿高 h2h2=ha2+hf2=2.5+3=5.5mm (9)齿顶圆直径 da1da1=d1+2*ha1=64.001+2*2.5=69mm (10)齿顶圆直径 da2da2=d2+2*ha2=256.004+2*2.5=261mm (11)齿根圆直径 df1df1=d1-2*hf1=64.001-2*3=58mm (12)齿根圆直径 df224df2=d2-2*hf2=256.004-2*3=250mm 端面齿形角 t=atan(tan(n)/cos()=atan(0.372711/0.976547)=20.44 (13)中心距 a=mn*(z1+z2)/2/cos()=2.5*(125)/2/0.976547=160mm (14)基圆直径 db1db1=d1*cos(t)=64.001*0.937032=59.97mm (15)基圆直径 db2db2=d2*cos(t)=256.004*0.937032=239.88mm (16)齿顶圆压力角at1=arcos(db1/da1)=arcos(59.971/69.001)=29.64 (17)齿顶圆压力角at2=arcos(db2/da2)=arcos(239.884/261.004)=23.21 (18)端面重合度=1/2/*(z1*(tan(at1)-tan(t)+z2*(tan(at2)-tan(t) =1/2/*(25*(0.56905-0.372711)+100*(0.428761-0.372711)=1.67 (19)纵向重合度=b*sin()/mn=55*0.215303/2.5=1.51 (20)总重合度=+=1.50773+1.67327=3.18 (21)端面分度圆压力角 tt=atan(tan(n)/cos()=atan(0.372711/0.976547)=20.44 (22)当量齿数 Zv1Zv1=z1/cos()3=25/0.9765473=26.84 (23)当量齿数 Zv2Zv2=z2/cos()3=100/0.9765473=107.38253.2.23.2.2 减速系统轴结构设计减速系统轴结构设计1、减速器输入轴的计算（1）选择轴的材料轴的材料为 45 号钢，调质处理（2）按扭矩初步估算轴端直径按公式 31101nPAd 其中=110160，取=1100A0A=27.3831101nPAd 34.94110320（3）考虑轴端有一个键槽,直径应当增加 5%d1=30mm半联轴器的长度 l=62mm，并且还要考虑在减速器内部的一段长度，为保证轴端挡圈只压在半联轴器上，而不压在轴的端面上，故第一段的长度应比 l 略短一些，取 l=114mm（4）2111122 (0.07 0.1)32.9 35.6ddaddmm 因必须符合轴承密封元件的要求，经查表，取=35mm；2d2dmelL12 轴承端盖采用凸缘式轴承端盖，取，mmdemml6 . 92 . 1,2031其中 d3 为螺钉直径 M8，由轴承外径 D=62mm，查表，取 d3=7mm轴承轴承BccBLm3213)83( 式中，为箱体壁厚，取=8mm， 取轴旁连接螺栓的直径为 10mm，查得；mmcmmc14,1621 由于轴承的轴颈直径和转速的乘积（1.52）105，故轴承采用脂润滑，取 =9mm，3所以 m=8+16+14+8-9-17=4mm, 所以 melL12=20+8.4+4=32.4mm，26取 2L=33mm；（5），且必须与轴承的内径一32(1 5)34 38ddmmmm3d致，圆整=35mm，初选轴承型号为 30206,查附表可知，3dB=17mm，D=62mm，则 L3=18mm。（6）d4 轴段为齿轮轴段，由于齿轮模数 2.5，齿数 25，螺旋角 12.04 度，得出齿轮的齿顶圆直径为 64，由于齿轮啮合宽度为 57，小齿轮段应多于 5mm左右，则该轴段宽度为 62mm，则 L4=62mm。（7）d5 轴段为轴承的定位轴肩段，则 d5=40mm， 5441.41.4 (0.07 0.1)1.4 6.48.96Lbadmm 则 L5=9mm （8）轴承段，则通 d3 一样，则 d6=35mm，6235-L1715 10636LBmm 轴承2、减速器输出轴的设计计算最小直径计算（查机械设计基础教材表 142 取 c=110）323230.6911048.7300pdcmmn考虑键槽 1.03 48.749.32dmm选择标准直径 ， L1 段部分为插入开式齿轮的长度：b2 小齿150dmm轮=62mm， 取 L1=70mm （2）计算2d 2111122 (0.07 0.1)51.3 54ddaddmm 因2d必须符合轴承密封元件的要求，经查表，取2d=50mm；轴承端盖采用凸缘式轴承端盖，取1320,1.28.4lmm edmm，其中 d3 为螺钉直径，由轴承外径 D=100mm，查表，取 d3=7mm，27 轴承轴承BccBLm3213)83(， 式中，为箱体壁厚，取=8mm， 取轴旁连接螺栓的直径为 10mm，查得mmcmmc14,1621； 由于轴承的轴颈直径和转速的乘积（1.52）105，故轴承采用脂润滑，取 3 =9mm， 所以 m=8+16+14+8-9-25=12mm, 所以 melL12=20+14+8.4=40.4mm，取 2L=41mm； （3）计算3d ，且3d必须与轴承的内经一32(1 5)53 57ddmmmm致，圆整3d=55mm，初选轴承型号为 30211,查附表可知，B=21mm，D=100mm，；90.8,115rCkN CkN32322512.510249.5mmLB 轴承，式中，2为大齿轮端面至箱体内壁距离，应考虑两个齿轮的宽度差，两齿轮的宽度差为 5mm，取小齿轮至箱体内壁的距离为 10mm，则 mmBB5.1225102大轮小轮小22取 L3=50mm （4）计算4d ，为装配方便而加大直径，应圆整为43(1 5)56 60ddmmmm标准直径，一般取 0，2，5，8 尾数，取4d=60mm；4562557Lbmm齿轮 （5）计算5d 5444422(0.07 0.1)68.4 72ddaddmm 取 5d=70mm；285441.41.4 (0.07 0.1)1.4 57Lbadmm （6）计算6d ，同一轴上的轴承选择同一型号，以便减少轴承座孔镗6355ddmm制和减少轴承类型。6235-L25 15 10743LBmm 轴承第第 4 4 章章粉碎机粉碎系统设计粉碎机粉碎系统设计4.14.1 主轴的设计主轴的设计（1）按扭转强度估算轴的直径 选用 45#调质，硬度 217255HBS轴的输入功率为 P=30KW 转速为 n=150r/min29根据机械设计手册 （13-2）式，并查表 13-2，取 c=110=54.5mm33130110150Pdn(2)确定轴各段直径和长度从联轴器开始右起第一段，由于联轴器与轴通过键联接，则轴应该增加 5%， 1取 55mm，根据计算转矩 TC=KAT=1.1263.25=289.6Nm，查标准 GB/T 50142003，选用 LXZ4 型弹性柱销联轴器，半联轴器长度为 l1=74mm,轴段长L1=80mm右起第二段，考虑联轴器的轴向定位要求，根据轴承端盖的装拆及便于对轴 2承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器左端面的距离为 36mm，该段装有滚动轴承，选用圆锥滚子轴承，则轴承有径向力，而轴向力为零，选用30312 型轴承，其尺寸为 dDB=6013033.5，那么该段的直径为60mm，且考虑与轴承连接的套筒，取此段长度为 L2=63。右起第三段，该段装有剪刀辊，并且剪刀辊与轴用键联接，直径要增加 5%，剪刀辊中间轴直径为 70mm，则第三段的直径取 70mm,剪刀辊宽为 b=500mm，为了保证定位的可靠性，取轴段长度为 L3=500mm右起第四段，考虑轴向定位,定位轴肩，取轴肩的直径为 D5=90mm ,长度取L4=10mm右起第五段，该段为圆锥滚子轴承安装出处，取轴径为 D5=60mm，长度L6=34mm(3)求轴上上作用力的大小、方向 剪刀辊轴径 445mm：d1=445mm 1作用在此轴上的转矩为：T2 =2.63105Nmm 230 求圆周力：Ft 3Ft=2T2/d2=22.63105/150=3506.6N 求径向力 Fr 4Fr=Fttan=3506.6tan200=1276.3NFt，Fr 的方向如下图所示 （5）轴长支反力根据轴承支反力的作用点以及轴承和剪刀辊在轴上的安装位置，建立力学模型。 水平面的支反力：RA=RB=Ft/2 = 1753N 垂直面的支反力：由于选用圆锥滚子轴承则 Fa=0那么 RA=RB =Fr32/64= 638 N（6）画弯矩图 右起第四段剖面 C 处的弯矩： 水平面的弯矩：MC=RA32= 56Nm 垂直面的弯矩：MC1= MC2=RA32=20.4 Nm 合成弯矩： NmMMMMCCCC6 .594 .20562221221 （7）画转矩图： T= Ftd2/2=263.25 Nm （8）画当量弯矩图 因为是单向回转，转矩为脉动循环，=0.6 可得右起第四段剖面 C 处的当量弯矩： NmTMMCeC5 .167)(2222 （9）判断危险截面并验算强度31右起第四段剖面 C 处当量弯矩最大，而其直径与相邻段相差不大，所以 1剖面 C 为危险截面。已知 MeC2=167.5Nm ,由机械设计手册表 13-1 有:-1=60Mpa 则：e= MeC2/W= MeC2/(0.1D43)=167.51000/(0.1383)=30.7-1右起第一段 D 处虽仅受转矩但其直径较小，故该面也为危险截面： 2NmTMD16025.2636 . 02）（ e= MD/W= MD/(0.1D13)=168.81000/(0.1283)=56.8 Nm-1 所以确定的尺寸是安全的 。4.24.2 剪刀辊的设计剪刀辊的设计4.2.14.2.1 剪刀辊的设计计算剪刀辊的设计计算 由于两剪刀辊是同高度的，且是通过平行、同速、旋转方向相反来实现粉碎效果的，所以，两剪刀辊采用完全一样的剪刀辊。所以只需设计一把剪刀辊即可。 前面已经提到剪刀辊所需功率为 P=30Kw，其转速为 150rpm。由于剪刀辊速度不高。所以才来选用碳素工具钢，经调质及表面淬火，剪刀辊硬度为大于HRC62.进一步选择 T10，其特点是韧性较小，有较高的耐磨性，适用于制造不受突然或剧烈震动的工具，还可制造切削刃口在工作时不变热的工具。 考虑到树枝及树干的直径大小大约为 550mm，选取剪刀辊的直径为445mm， 考虑到树枝及树干的长度大小约为 101000mm，选取剪刀辊的长度为500mm，32 考虑到树枝及树干的直径大小为 550mm，选取剪刀辊剪刃厚度为 20mm，选取剪刀辊剪刃高度为 25mm。 一把剪刀辊上根据其转速为 150rpm，安排四个剪刃相隔切削，每个剪刃中心和相邻剪刃中心相隔 1/4 剪刀辊的圆周，即相隔 90 度。而剪刃长度为 1/12 剪刃所在的圆的圆周。4.2.24.2.2 剪刀辊的结构设计剪刀辊的结构设计 两剪刀辊的相对位置如图所示，两剪刀辊的中心相间隔 420mm，其中25mm 为工作剪刃的高度，而预留 2mm 为空隙，空隙在这里不仅方便装配，减少剪刀辊之间的相互磨损，还有方便排屑的作用。 图 4-1 剪刀辊示意图 两剪刀辊在装配时需要注意精度，剪刃的中心要对准剪刀辊上飞
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