毕业设计-盘刀式茎秆切碎机的设计(含全套cad图纸)

第1章绪论11本研究的目的和意义中国是农业大国，也是秸秆资源最为丰富的国家之一。历史上，中国有利用秸秆的优良传统，农民用秸秆建房蔽日遮雨，用秸秆烧火做饭取暖，用秸秆养畜积肥还田，合理利用秸秆是中国传统农业的精华之一。在传统农业阶段，秸秆资源主要是不经任何处理直接用于肥料、燃料和饲料。随着传统农业向现代化农业的转变以及经济、社会的发展，农村能源、饲料结构等发生了深刻变化，传统的秸秆利用途径发生了历史性的转变。在经济发达的地区，秸秆低效不清洁的直接燃烧利用方式已不适应农民生活水平提高的需要，富裕起来的农民迫切需要优质、清洁、方便的能源。农业主产区秸秆资源大量过剩问题日趋突出，农民就地焚烧秸秆，不仅带来污染大气的严重后果，还因烟雾造成了附近机场飞机不能下降，高速公路被迫关闭的严重社会问题，引起了全社会的关注。我国政府十分重视秸秆禁烧和综合利用问题，1999年4月，国家环境保护总局、农业部、财政部、铁道部、中国民用航空总局联合颁发了秸秆燃烧和综合利用管理办法。办法要求禁止在机场、交通干线、高压输电线路附近和省辖级人民政府划定的区域内焚烧秸秆，到2005年，各省、自治区的秸秆综合利用率将达到85。科技部组织力量研究推广秸秆综合利用技术，并把秸秆综合利用技术列入国家“九五”、“十五”科技攻关计划。农作物秸秆经粉碎或切碎后机械压缩成燃料块，能有效地改变其燃料特性，热值接近中质烟煤，平均为16736KJ。压缩成型技术为秸秆燃料异地运输使用创造条件，可以作为生物煤供应工业生产和居民使用，同时也是很好的气化原料，对推广气化炉有促进作用。压制成型的秸秆块也可以进一步炭化处理，得到木炭和活性炭，可广泛用于冶金、化工、环保、生活燃料。另外，利用压缩成型技术可以将秸秆模压成不同形状和用途的产品，如一次性快餐盒、盘、碟、包装盒、工业托盘、育苗容器、人造纸板、瓦楞纸等。本研究以棉秆等硬茎秆为研究对象，通过对秸秆原料特性的分析，确定切碎原理和方法，设计出动力消耗低、粒度大小满足压缩成型要求的秸秆切碎机。推动我国目前综合开发利用农作物秸秆资源的技术创新和实际应用。12农作物秸秆综合利用现状中国农作物秸秆资源量大面广，每年产出量多达64亿T，且随着农作物单产的提高，秸秆产量也将随之增加。现阶段其用途大致可分为4个方面秸秆还田牲畜饲料替代能源工业原料，约占127的剩余秸秆就地焚烧或闲置。各种用途所占比例如图L1所示高祥照等，2002。图11中国农作物秸秆的主要用途1秸秆还田秸秆还田是目前秸秆利用的最主要方面，据统计，2000年我国主要粮食作物秸秆粉碎还田的面积占其种植面积的586韩鲁佳等，2002。秸秆还田的方法分为整株还田技术、粉碎还田技术、有根茬切碎还田技术和传统沤肥还田技术。配套的秸秆还田设备有粉碎还田机、灭茬机、收获还田机和水田埋草机等。目前，经过对秸秆还田技术和配套操作规程等的研究，秸秆直接还田在我国已有了一定面积的推广应用。在“八五”期间，秸秆直接还田技术规程研究取得了重要突破，已经制定出了包括华北、西南、长江中游区、江苏水早轮作区和浙江三熟制种植区的麦秸、玉米秸、稻草直接翻压还田的技术规程，包括还田方式、秸秆数量、施氮量、土壤水分、粉碎程度、还田时间以及防治病虫害、杂草等方面的技术要求，实践证明适量的秸秆还田能有效增加土壤的有机质含量，改良土壤，培肥地力黄忠乾等，1999。2牲畜饲料秸秆用作饲料，在中国主要是以秸秆养畜、过腹还田的方式进行的。未经任何处理的秸秆，不仅消化率低，粗蛋白和矿物质含量低，而且适口性差。为提高饲料的适口性和营养价值，近年来普遍采用氨化、微生物发酵贮存、热喷、揉搓等技术处理，目前全国的年加工处理量约1000万T，已开发出的加工设备有氨化炉、调质机、青贮收获机、揉搓机、压饼机、热喷设备等。3替代能源据全国农村可再生资源统计资料显示2001，“九五”期间，秸秆能源用量仍占农村生活用能的3050。传统的秸秆利用方式是直接燃烧，因其密度小，灰分多，己不再适应农民生活水平的需要，国内现行的秸秆优质能源利用技术，除了本文所要研究的秸秆压缩成型技术以外，还有秸秆气化集中供气技术、秸秆制取沼气技术、秸秆燃料热风烘干技术等。秸秆热解气化技术把细软、松散的低品位秸秆转换成清洁的高品位气体，热效率可达40。气相燃料速度快，热量输出可以控制，在烘干木材、茶叶、饲料和代替燃油发电及农村居民炊事等方面己有成功应用。部分气化炉和配套装置己经批量生产，进入实用推广阶段。目前全国己有350余处秸秆气化集中供气示范点，主要集中在山东、河南、江苏、河北、山西、北京、陕西等。仅山东就有170余处韩鲁佳等，2002。秸秆制取沼气技术，近年来经攻关研究在技术上有了较大突破，解决了秸秆易结壳、出料困难和发酵不充分的难题。干发酵工艺则有助于节约建池费用，提高池容利用率，目前该技术在北方应用较多。秸秆燃料热风烘干技术是将成捆或经预处理的秸秆加入由两段燃料室组成的高效燃料炉，燃烧产物经过离心除尘可得到洁净的热烟道气，产生的热风温度可以调节60800，含烟尘量小于20MG/M，尤其适宜于高湿物料，如粮食、木材、饲料、鸡粪、酒糟等的烘干马学良，1995。4工业原料秸秆作为工业原料主要用于工业造纸，占秸秆总产出量的29。其它目前正在兴起的研究与应用有南京林业大学将秸秆压缩成型制作秸秆板材，建筑墙体材料，包装材料等西北农大开展模压制品的研究，如一次性快餐盒、托盘、家具构件和建筑构件等辽宁省农科院研制成功秸秆皮镶分离及其综合利用技术另外一些科研院所采取生物技术的手段发酵生产乙醇、糠醛、苯酚、单细胞蛋白、燃料油气、工业酶制剂等。由于秸秆还田数量有限，作饲料其营养价值不高，因此要真正解决秸秆的合理利用问题，关键在于研究秸秆的能源化和工业化利用技术。13秸秆的特性131秸秆的物理特性秸秆本身的物理特性是影响秸秆切碎和压缩成型的主要因素之一。秸秆的物理特性受物种、品种、产区、成熟度等多种因素的影响。国外对麦秸、饲草等软茎秆的拉伸强度、剪切强度、弹性模量、刚度模量等物理特性研究较多ODOGHERTY，1995。国内相关报道较少，孙骊1998、徐学耘加00等对麦秸和棉杆的物理特性作了初步的分析。132秸秆的切碎特性国外对秸秆切碎的研究集中于麦秸、稻秸等软茎杆，主要分析切碎能耗、切碎度和切断效率的各种影响因素，如ODOGHERTY1986等人分析了切割速度、割刀参数、受切根数等因素对切割过程的影响，指出秸秆切割过程中有一临界速度，在1530M/S范围内，低于临界速度，能耗和无效切割快速增加大于临界速度，能耗基本不变，实际切割长度接近于理论长度。国内主要是对切碎能耗和切断效率的研究，如张晋国2000等人分析了秸秆的含水率和有无定刀对切断效率的影响吴子岳2001和蔺公振1999等研究了受切根数和割刀参数对切割功耗的影响。133秸秆的化学成分不管任何植物材料其主要化学组份均为纤维素，半纤维素，木质素三种。由表11可知，棉秆中的纤维素含量为50左右，木质素含量为20以上，半纤维素含量为75以上，均明显高于麦秸类软茎秆，更接近于杉木等低级木材。表11秸秆的化学成分徐学耘，1994木质素纤维素半纤维素果胶聚戊糖种类棉秆22502375103511921麦秸183440471300302556杉木2491504344691692590第2章切碎机整体方案设计21总体结构设计秸秆切碎机的总体结构见图21。1变速箱和喂入机构2喂入槽3切碎器4带传动5电动机图21秸秆切碎机总体结构示意图该机主要由切碎器、变速箱和喂入机构、喂入槽、甩抛装置、带传动、电动机组成。秸秆由喂入槽2喂入，在喂入机构1作用下将其压实并卷入机构，被动定刀片组成的切碎器3切碎，最后由抛送装置抛出机外。22样机的性能试验根据前面的理论和试验分析，我们设计了农作物硬茎秆切碎机，见图22，其主要的技术参数如下喂入齿辊有效长度100MM喂入齿辊张开间距最大值59MM，张开间距自动调节喂入齿辊节径83MM总速比647动刀数2动刀转速550R/MIN喂入齿辊转速85R/MIN物料切碎长度10MM配备动力22KW图22直刃刀硬茎秆切碎机试验材料选用浙江大学实验农场提供的本年度棉花采收后的成熟棉秆，去除根部和霉烂变质茎秆，原料平均含水率为185湿基。每次试验物料15KG，共进行5次测试，取平均值，对切碎物料进行粒度筛分分析，测试结果见表21。表21秸秆切碎机性能试验结果测试项目测试结果刀轴转速R/MIN550喂入辊转速R/MIN85切碎生产率KG/H500能耗KJ/KG110切碎效率922粒度分布02OMM1152010OMM59410020OMM213，20OMM78对切碎物料的粒度分布测定结果表明，经一次切碎，粒度为200MM的残余组分中主要为细枝梗，这表明该喂入机构在夹持粗枝梗的同时对细枝梗还会产生漏切现象。需进一步加以分析改进。23本章小结对硬茎秆切碎机进行样机的设计研制和性能试验，确定整体方案，验证设计方法的合理性。第3章秸秆切碎机结构设计31切碎器设计切碎器是秸秆切碎机的重要工作部件。它的参数设计是否合理，对切碎质量、功率消耗以及机器运转均匀程度有直接影响。影响切碎性能的主要因素有L切割时要产生滑切，以减少切割阻力。2切割要稳定，秸秆相对于动定刀片没有滑移。3切割阻力矩变化均匀。311切碎方式选择秸秆切碎方式主要有轮刀式切碎、滚刀式螺旋刀切碎和锤片式切碎等。轮刀式切碎质量好，刀片结构简单，主要缺点是刀盘运转不均匀。滚刀式切碎滑切作用强，切割阻力小，但切碎体不能自动抛出，刀片刚度差，不适合硬茎秆切碎。锤片式切碎是利用高速旋转的锤片来击碎秸秆，刀片结构简单，通用性好，但能耗高蔺公振等，19朴香兰，1998。表31切碎秸秆的粒度分布刀轴转速粒度MM及百分含量/RMIN1014142233533595951251251951950125锤片切碎86019112310399156589255122008061896791086862071580261742153117171468355螺旋刀切碎92037329237611796250654125044391123991201081787141500584712843711992119789直刃刀切碎90043431324111139716174212304244131416142110115775145053621764188573133794根据对直刃刀切碎、螺旋刀切碎和锤片切碎3种不同切碎方式的比较试验盛奎川等，1999，如图3L所示，在相同转速下，直刃刀切碎的单位质量棉杆能耗最低，由表31可知，采用直刃刀切碎细小颗粒产量较高，在9001450R/MIN范围内，提高转速对细小颗粒产量增加不明显。直刀刃切碎螺旋刀切碎锤片切碎主动轴转速（）能耗（）图31切碎机主动轴转速与能耗的关系根据以上分析，我们选择直刃刀切碎作为棉秆等硬茎秆切碎的设计方案，动刀片数为3，均布于动刀架上，其动刀架结构见图32。312切碎原理分析按刀片刃线运动方式，切割可分为砍切和滑切两种。砍切时刀片切割点M运动方向垂直刃线，而滑切时刀片切割点M运动方向不垂直刃线。由于滑切使刀片斜置切入，实际刃角相应变小，刃线变锐，切割阻力减少，因此滑切比砍切省力，且在一定滑切角范围内，滑切程度越大，切割越省力。当刀片产生滑切时，切割点M速度V分解为2部分图33滑切速度VT，方向平行刃线砍切速度VN，方向垂直刃线。速度V和VN夹角为滑切角，在一定滑切角范围内，滑切程度越大，切割越省力。313割刀参数分析1滑切角直线型刀片的滑切角在数值上等于刀片刃线AB与切割半径R之夹角图34。图32直刃刀动刀架简图图33刀片的滑切为了保证刀片有滑切，其刃线AB至回转中心O应具有偏心距E。由图34可得TG312ER上式说明，从切割开始到终了，随着切割点外移，切割半径R的增加，刀片的滑切角逐渐减小。因此，刀片切割阻力矩随着切割半径的增大，滑切角的减小，切割阻力的增大而增大。2推挤角图34中，动刀刃线AB与定刀刃线CM间的夹角为推挤角X切割时如果推挤角过大，秸秆受刀片作用，会先沿刃线一侧滑移，逐渐集中在最后阶段切割，结果造成刀片负荷不均，刃线末端磨损严重，碎段变长，切碎质量变坏。因此，为保证切割稳定，不产生滑动切割，满足如下切割条件（32121O动刀回转中心2AB动刀刃3E偏心距4滑切角5R切割半径6X推挤角图34切碎器的结构图根据文献资料陶南，1991，取，则X。1223850图34中，由三角形OGH和HCD相似关系可知，推挤角X在数值上等于回转角，在切割过程中逐渐减小。故刀片推挤角随着切割点外移、回转角的减小而减小。从以上分析可以得出，直刃刀刀片的推挤角变化比较合理，而滑切角和阻力矩变化不够理想。因此，为了改善其切碎性能，本设计采用提高切碎器转速和增大其本身转动惯量即刀架质量的方法，来补偿由于阻力矩变化所引起的运转不均的缺点。通过将动刀架与甩抛轮设计为一体，既可增加刀架的转动惯量，又可改善切碎物料的甩抛性能。314主要技术参数确定1切碎长度切碎长度是切碎机主要性能指标之一，机器工作时，秸秆被喂入辊卷入切碎机构的速度VM/S，切砰器每秒钟切碎次数为，则理论切碎长度为60DN601KNL1VID考虑到喂入辊的打滑因素，实际切碎长度为L33KID1式中K动刀片数I切碎器主轴N与喂入辊转速N之传动比1D喂入辊直径打滑系数，一般取005007切碎器主轴与喂入辊之传动比I647，喂入辊直径D83MM，动刀片数K为2，打滑系数取006，则理论切碎长度L20MM。2切碎机生产率切碎机生产率的大小取决于喂入口面积，切碎器刀片数和转速，茎秆种类和切碎长度等，理论生产率可由下式计算Q60KABLN34式中K动刀片数A、B为喂入口高度和宽度，ML理论切碎长度，MN喂入辊转速，R/MIN喂入辊压缩后的茎秆容重，KG/M。3切碎器的动刀片数K为2，喂入辊转速N为85R/MIN，喂入口宽度A取01M，度B取014M，茎秆压缩后容重以棉秆为例约为120150KG/M，若取130KG/M。切3碎长度为002M，理论生产率约为Q500KG/H。32喂入机构设计喂入机构由喂入槽、喂入辊和压紧装置等部件组成。它的作用是将物料以一定的速度喂入切碎器，并在喂入的同时，将其夹住、压紧、无滑动，以保证切碎质量，即切碎颗粒长度均匀、切口平整。主要结构简图见图35。上喂入辊的动力由切碎器刀轴传入，下喂入辊由一对圆柱齿轮和一对链轮传递动力并改变转动方向，从而获得上下喂入辊转速一致，但方向不同的运动。由于本切碎机主要是用于切碎硬茎秆，所以采用卷入性能好，并能自动调节喂入口高度的星齿型上下喂入辊图36。压紧装置采用双弹簧式压紧装置，两个弹簧在机架两侧，一端固定在机架上，另一端固定在喂入辊轴座上。随物料尺寸的改变，使压力随弹簧变形而改变，有利于喂入切割。上喂入辊随着喂入物料的直径变化，靠轴座和弹簧，以0为圆心，60MM为半径，在滑槽CD中浮动，上下喂入辊中心距在85144MM之间，适用不同物料喂入并夹紧。1滑槽2上喂入辊3齿轮传动4调节弹簧5链传动6下喂入辊图35喂入机构的结构示意图图36喂入辊结构图33传动系统设计切碎机传动系统简图见图37。电动机的动力先经皮带轮传给动刀轴，再经一对圆柱齿轮和一对圆锥齿轮减速后传给喂入辊。总传动比为I647。34本章小结本章首先对各种切碎方式进行比较分析，选择合适的切碎方式然后从理论上对切碎器等重要工作部件进行运动学分析，确定结构设计所需参数。1带轮传动2动刀3圆柱齿轮传动4喂入装置5圆锥齿轮传动6电机图37传动系统简图第4章盘刀式切碎器刀刃曲线对切割能耗的影响41切割过程几何参数的分析根据盘刀式切碎器的切割原理和切割过程中定刀与动刀之间相互作用关系的分析可知,影响切割过程的主要参数是切割时的滑切角、挤推角X和切割转角。偏心圆弧曲线刀刃、直线刀刃和等滑切角曲线刀刃3种形式的切碎器在切割过程的几何参数如图41所示。偏心圆弧刃直线刃等滑切角刃图41切碎器几何参数对于偏心圆弧曲线刀刃,切割过程中的几何参数与其结构参数之间的关系为ARCSINRRE/2RR4122XARCSINH/R42ARCSINRARSINX/E43式中R圆弧刀刃的半径R切割点处的回转半径E圆弧刀刃的偏心距H切割中心线高度RA切割点与回转中心水平距离对于直线刀刃,切割过程中的几何参数与其结构参数的关系为ARCSINE/R44XARCSINH/R45/2X46式中E直线刀刃偏心距R切割点处回转半径H切割中心线高度对于等滑切角曲线刀刃，在切割过程中的滑切角保持恒定不变；而挤推角和切割转角与其结构参数的关系为XARCSINH/R47KLNR/C48式中H切割中心线高度R切割点处的回转半径K常数从上面3种形式曲线刀刃的切割参数与其结构参数之间的几何关系可以看出滑切角、挤推角X和切割转角三者之间是密切相关的。在切碎器上,只要其结构参数确定,3个角度的大小及其在切割过程中的变化规律也就随之确定。在切碎器的设计过程中,上面的3个角度只要有1个确定,其他2个角度的变化便在一定的结构限制下随之确定。无论采何种形状的刀刃曲线,其3个角度间的关系皆是如此。42试验设计考虑到直线刃、圆弧刃和等滑切角刃3种类型切碎器在切割过程中的能量消耗,圆弧刃和等滑切角刃各选择3组不同的结构参数,直线刃选择4组不同的参数,其参数的取值、滑切角、挤推角和切割转角的数值见表41。试验在9ZF110型盘刀式切碎器上进行。试验中为使不同切割刃曲线刀的切割能耗具有可比性,除刀刃曲线外其他试验条件保持相同。试验切割的物料为青贮玉米秸,切割层宽度170MM,切割层厚度23MM,喂入量3400KG/H,切割间隙013MM,切碎器转速600R/MIN。试验过程中,记录切碎器主轴的扭矩和转速,并对记录的扭矩曲线进行离散化处理。为提高精度和消除干扰因素影响,每号试验重复10次,结果见表4243结果与分析因试验所用10种动刀的工作条件一致,故除切割以外其他部分能量消耗相同,所以切碎器主轴上的切割扭矩就代表了切割能耗的大小。因此以切割平均扭矩值作为试验评价指标。表41曲线刀刃结构参数圆弧刃等滑切角刃直线刃实验号参数实验号参数实验号参数R375E375E87268198252027732893353415162935071D18794D2877D78R313E226E55662441351273851537064416162186512D5385D5288D32R409E335E813251401451886551166675417162783893452464699111E129330796539889910D501对试验结果进行单因素方差分析,结果表明不同刀刃曲线对切割时的平均切割扭矩具有显著的影响显著水平0101。为了确定哪些曲线刀刃在切割过程中的平均扭矩具有显著差异,对试验结果进行多重比较,结果是D1号试验的平均扭矩极显著地高于其他9号试验,这是由于D1号试验所用圆弧曲线刃的结构参数导致切割过程中滑切角和挤推角的数值较小而引起。D3、D2、D6和D10组试验结果之间不存在显著差异D7、D8和D9组试验结果之间也不存在显著差异,但是显著地高于D2和D3组试验结果。44结论通过对3类不同刀刃曲线10组结构参数的动刀切割试验结果进行统计分析,得出如下结论表42平均切割扭矩试验结果试验号重复1D234D567D8910D1386127512415363275921532186256830482678234812415235330802512215328412653278226073333922552382285247623072540268926762395432862185206927124412478300023882199214253669204319362832247625132122689235822016363025382278288127062462908237028782346733472255214532532335264524132795210024528326922382259305322472642304924942617231093329222024483430290125412359254727852434103258239721382545247621103014257628602487均值34492330224730332533239927582577261324061切割时的滑切角和切割转角是影响切割能耗的主要因素。当滑切角在3545范围内,切割转角在4565范围内时,切割的平均扭矩较低,切割能耗较小。2刀刃曲线的形状影响切碎器的切割能耗,但是这种影响受结构设计参数的制约。对于不同类型的刀刃曲线,只要结构参数的设计能够保证滑切角和切割转角在适宜的范围内变化,则可保证切碎器具有较低的切割能耗。3传统切碎器扭矩计算公式是在静态切割条件下以受力分析为基础推导而来的。而在实际的动态切割过程中,由于物料受力状态的改变以及切割过程中动刀惯性力的存在,使得理论计算扭矩值与实际测量值之间具有较大的差异。因此,在应用理论计算公式进行切碎器结构参数设计,要考虑动态切割的影响,对设计参数进行必要的修正。45本章小结以9ZF110型盘刀式切碎器为基础,研究了圆弧曲线、直线和等滑切角曲线刀刃在切割青饲玉米时的切割能耗变化。结果表明切割时的滑切角和切割转角是影响切割能耗的主要因素。当滑切角在3545范围内,切割转角在4565范围内时,切割的平均扭矩较低,切割能耗较小。对于不同类型的刀刃曲线,只要结构参数的设计能够保证滑切角和切割转角在适宜的范围内变化,则可保证切碎器具有较低的切割能耗。盘刀式切碎器是畜牧业生产中广泛应用的饲料加工机械,其工作过程中消耗的能量主要用于饲料的切断。长期以来,关于减小切碎器能量消耗的研究主要集中在切碎器动刀刃曲线形状上。从目前应用的切碎器动刀结构看,刀刃的曲线形状有圆弧型、直线型、折线型和等滑切角4种。这4种不同形状的动刀刃曲线类型对切碎器的切割能量消耗有较大的影响。因此,在理论分析和试验的基础上,研究不同类型曲线刀刃形状对切碎器能耗的影响,对于改进切碎器的工作性能和减小工作过程中的能量消耗具有重要意义。第5章动刀片受力分析51工作原理PCC150S型青饲切碎机主要由喂入机构、切碎器、抛送机构和传送机构等部分组成。切碎器是青饲切碎机的重要工作部件,动刀片和抛送叶片安装在3个互呈120的刀架上如图51。切碎机工作时,动刀片和抛送叶片在刀架的带动下绕轴O旋转如图52,动刀片MN由饲料喂入口的J点开始切割物料,到L点完成一次切割。3个动刀片依次工作实现青饲切碎机的连续切割工作。1定刀片2饲料层3动刀片4抛送叶片5刀架图51切碎器结构简图图52切碎机工作分析图在图52中,可将动刀片A点的速度V分解为垂直于刃口的速度VN和沿着刃口方向的速度VTV与VN之间的夹角称为滑切角S,TANS称为滑切系数,它的值可以反映滑切作用的大小动刀片MN与在KL附近安装的定刀片之间的夹角称为钳住角X或推挤角,该角不能过大,否则物料会被推移,不利于机器切割22。52动刀片的受力分析521直刃口动刀片的受力分析直刃口动刀片设计尺寸如图53,为了便于分析,其受力情况简化为如图54所示情况假设不考虑物料喂入力的影响。设动刀刃上任意一点A受力为F,它可分解为沿着刀刃方向的滑切力P和垂直于刀刃方向的正压力NZ22,其中NZ51SQPFNZ52F532式中Q比阻,即单位刃口长的切割阻力S参加切割的刃口长度F切割的滑动摩擦因数图53直刃口动刀片结构简图图54直刃口动刀片受力简图各种饲料具体的Q值应由试验确定本研究取用玉米秸秆切割玉米秸秆时S、Q关系见表51。F与滑切系数TAN的关系见表52。表51切割玉米茎秆时与Q的关系/01020304050601CMNQ11711112791637546681155864018表52TAN与F的关系TAN002040608101214161820F00042008201120140018402100242025303300340正压力矩NZ力对O点的力矩为1TT1NZ54TAN/OG滑切力矩（P力对O点的力矩为2P552求解直刃口动刀片在切割玉米秸秆时所受的力和力矩的步骤如下1根据已知切碎器的设计参数最大推挤角VMAX为68,切碎器回转中心距定刀的高度为90MM,回转中心到喂入口的最短距离为150MM,喂入口宽度为380MM,高度为110MM,见图55。图55装参数图2过回转中心O作垂直于MN线的直线OG,垂足为G以O为圆心,OG为半径绘圆,量得转角R为63见图56。图56刃口动刀片运动轨迹图3将转角R分成若干份,在圆O上得出相应点,并过这些点分别作圆O的切线,此切线即为刀片在不同转角时的刃口线,各刃口线在喂入口内的长度即为切割刃口长S。将不同位置的S的中点与回转中心O相连,得出滑切角、推挤角。4由以上图表及式15即可求出Q、F、NZ、P、F、。数据整理后1T2见表53。表53刃口动刀片数据表序号/MMSQ/N1CMFNZ/NP/NF/NT/N1T/N2M10686004100320000002105855345844802701547443160913858320485066675710220380283738934201104303842112556700170754812737655110416854028331928274001301426818561438928022446452329255447870110201052013202064810256750182535945867008031237250131337913432985117223867290200753488126173497911475344956112031761934006729697201929766108552661060817208869780061204261247204648400164116351401065004700000522圆弧刃口动刀片的受力分析圆弧刃口动刀片设计尺寸如图57,它的安装尺寸与直刃口动刀片的安装尺寸相同。为了便于受力分析假设不考虑物料喂入力的影响将其简化为一段圆弧见图58。设圆弧上任意一点A受力为F,过A作圆弧切线BC,则OAG,力F可分解沿切线方向滑切力P和垂直于切线方向正压力ZN图57弧刃口动刀片结构简图图58弧刃口动刀片受力简图求解圆弧刃口动刀片在切割玉米秸秆时所受的力和力矩的基本步骤与直刃中的步骤基本相同,但略有不同之处是直刃步骤中的位于喂入口中的刀刃线在此作为圆弧刃的弦来处理,在此基础上在喂入口中做出圆弧刀刃线图59。S为圆弧刃落在喂入口中的圆弧长度取圆弧的中点,将其与回转中心O相连,并做出过中点的圆弧切线,可得、。将数据整理成表54。图59弧刃动刀片的运动轨迹图523动刀片的受力特性曲线综合表53、54做出两种动刀片各个参数随转角变化的综合对比曲线,如图510、511所示。图510动刀片的推挤角、滑切角随转角的变化曲线图511刀片的正压力N和滑切力P随转角R变化曲线表54圆弧刃口动刀片数据表序号/MMSQ/N1CMFNZ/NP/NF/NT/N1T/N2M1068600410032000000210585534584480270154744316091385832048506667571022038028373893420110430384211255670017075481273765511041685402833192827400130142681856143892802244645232925544787011020105201320206481025675018253594586700803123725013133791343298511722386729020075348812617349791147534495611203176193400672969720192976610855266106081720886978006120426124720464840016411635140106500470000053分析结果讨论1在图510中,PCCIV150S青饲切碎机的动刀片在切割过程中,推挤角和滑切角随着切割转角的增大而急剧减小在020转角内,推挤角很大,饲料有被推挤到喂入口右侧的趋势。2通过对两种刀片的推挤角、滑切角变化曲线的对比分析可看出,在切割过程中当50时,情况相反。直刃口动刀比圆弧刃口动刀在切割过程中所受阻力要逐渐减小。3由图511可以看出,动刀片在切割过程中,刀片所受的正压力很大而滑切力P相对很小,砍切作用远大于滑切作用,因此PCC1510S青饲切碎机对饲料的切割过程主要以砍切为主,滑切为辅。4在图511中,将两种刀片的正压力和滑切力曲线进行对比可以看出,直刃口动刀片的滑切力P与圆弧刃口动刀片的滑切力P在变化过程中大小大致相当。当48时,直刃刀正压力NZ大于圆弧刃刀正压力,此时圆弧刃动刀比直Z刃动刀利于滑切。54本章小结对PCC150S型青饲切碎机的两种动刀片进行受力分析,深入探讨了动刀片在切碎物料过程中各种参数的变化规律,从而得出圆弧刃口动刀片在综合切碎性能上较直刃口动刀片优越。轮刀式青饲切碎机是一种使用较为普遍的机型21。动刀片是青饲切碎机的核心工作部件,在切割饲料的过程中受力情况复杂,极易磨损和耐磨性差一直是青饲切碎机存在的主要问题。深入全面地分析研究动刀片的受力及磨损规律对改善青饲切碎机的工作性能、提高其生产效率和增加使用者的经济效益等都具有十分重要的意义。第6章切碎机整体结构的设计61电机选择611切碎器转速的确定切碎机的生产率（）由下式估算HKG（61）KABLZNQ60式中A、B喂入口的高与宽（M）L理论切碎长度（M）Z动刀片数目，一般Z26把N切碎器转速（），一般N300500IRMINR饲草密度（）对于秸秆，饲草3KG31502KG3503MKGK充满系数，可0305由已知条件Q500和前面所设计的参数代入上式得HMIN57286401320140650RKABLZN根据设计要求和考虑实际生产过程，这里取。INR612切碎器功率消耗查阅相关参考书，已知小型秸秆切碎机每米工作幅宽的平均功率为11KW，由此可得该秸秆切碎机消耗的功率为，则切碎器扭矩154KW0N60切CPMNNCP541切613电机选择此次设计的切碎机为农户用，电压为220V，所以在Z系列电机中选择。此系列小3型直流电机有发动机和电动机两种，具有转动惯量小，调速范围广，体积小重量轻，可用于静止整流电源供电等优点。电机的工作方式是连续工作制，在海拔不超过1000M，环境空气温度不超过40时，电机能按额定功率正常运转。此系列中电动机电压等级为110V,160V,220V和440V，发电机电压等级为115V和230V，其外壳防护等级为IP21,冷却方式为IC01,IC06或者IC07。根据前面计算得出的切碎器转速和功率消耗，选择Z型电机中的2332型电动机3电压220V，额定功率22KW，额定转速1000。MINR计算总传动比及分配各级传动比总传动比21I4768501喂NI展开式二级锥齿轮传动，高速轴，则213II30852I取，则。12I08314762I62V带传动的设计计算（1）V带轮的设计要求设计V带轮时应满足的要求有质量小；结构工艺性好，无过大的铸造内应力，质量分布均匀，转速高时要经过动平衡，轮槽工作面要经过精细加工（表面粗糙度一般应为32）以减带的磨损，各槽的尺寸和角度应保持一定的精度，以使载荷分布较为均匀等。（2）材料此处带轮的材料，采用铸铁，材料牌号为HT200（3）确定计算功率PCA由参考资料25表87查得工作情况系数K13，设计功率PDKAPD,P22KW则PD286KW（4）选取带型根据PCA，N由参考资料25图811确定选用Z系列普通V带（5）8215021I（6）确定带轮基准直径D并验算带速V由25表86和表88小带轮基准直径，外径MD501MDA541（7）大带轮基准直径9028212DI（8）按参考资料25式813验算带的速度带速SMVSNDVP/5/6106AX所以带的速度合适（9）确定V带的基准长度和传动中心距根据参考资料25式820初定中心距由，27021021DDA2809A取MA240（10）基准长度4709420212210ADALDD根据参考资料1表82，Z系列普通V带基准长度。MLD（11）实际中心距LAD28400（12）由参考资料25式87,得小带轮包角62170351012AD（13）查得,123P（14）计算V带的根数Z由参考资料25式826ZPCA/PRKAP/P0P0KAKLKL长度系数P0单根V带的基本额定功率P0计入传动比的影响时，单根V带额定功率的增量取Z3（15）由参考文献25式86得单根V带初张紧力NMVZPKFD052115202（16）由参考文献25式828，得作用在轴上的力,RZ6792SIN0FR8MAX63传动零件设计计算631圆柱直齿轮传动A选精度等级、材料及齿数1材料及热处理；选择小圆柱直齿轮材料为40，硬度为280HBS，大圆柱直齿轮材料45钢，硬RC度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。2精度等级选用7级精度；3试选小圆柱齿轮齿数22，大圆柱齿轮齿数68的；1Z2ZB按齿面接触强度设计因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算,由参考文献25公式109A得32112HEDTTZUTKD（63）1确定公式内的各计算数值（1）计算输入轴传递的转矩T19550000（P1/N1）36290NMM试选KT13（2）由参考文献25表107选取尺宽系数1D（3）由参考文献25表106查得材料的弹性影响系数1898MPAEZ2/1（4）由参考文献25图1021D按齿面硬度查得小圆锥齿轮的接触疲劳强度极限HLIM1600MPA；大圆锥齿轮的接触疲劳强度极限HLIM2550MPA；（5）由参考文献25式1013计算应力循环次数N60NJLH60550（2830015）23761910NN/3207791029（6）由参考文献25图1019查得接触疲劳寿命系数KHN1095；KHN2098（7）计算接触疲劳许用应力取失效概率为1，安全系数S1，由参考文献25式（1012）得095600MPA540MPAH1098550MPA5225MPA2所以许用接触应力MPAH521计算（1）试算小圆柱直齿轮分度圆直径D1T，由参考文献25式109A得6432112HEDTTZUTKDD1T4687MM32458190369（2）计算圆周速度VSMNDVT/51068741061（3）计算齿宽BMBTD1（8）计算齿宽与齿根之比B/H模数D1T/Z14687/22213MMNT齿高H2HC479NTMB/H4687/479978（9）计算载荷系数根据V135M/S、7级精度，由参考文献25图108中的精度/线及V查得动载系数112K由参考文献25表102查得使用系数1AK假设KAFT/BH故所选轴承可满足寿命要求。2对输出轴上端的深沟球轴承进行寿命校核该轴承的预期计算寿命70080HHL轴承的寿命校核可由参考文献25式（135A）即进行。HL601PCFNT3，取100。TF由于轴承主要承受径向载荷作用则，由参考文献25表136，取RPFFP10；按照最不利的情况考虑，轴承的当量动载荷为PF10N30395NRPFFP21NVH22561039856则H3055558HHL601CFNT63094HL故所选轴承可满足寿命要求。用同样的方法可以检验中间轴和输入轴上的各个轴承，均可满足寿命要求。65浮动装置内弹簧的选用及计算选用油淬火回火硅锰钢弹簧钢丝,由选用5104/TYBAMNSI2692613/TGBB类，抗拉强度极限，许用切应力167B7P圆柱螺旋拉伸弹簧的计算原始条件假定最大拉力，最小拉力，工作行程，弹簧外径NPN340NP180MH1，载荷作用次数次，端部结构圆钩型MD25310参数计算1材料直径及弹簧中径，由机械设计手册第三卷查表11219，选取DD，修正，1569,0254,1,456,18,53BAJJPFPDJFP,927097069JJFP2有效圈数，取18514PND3弹簧刚度MND824最小载荷下的变形量MPF0351498015最大载荷下的变形量N76306极限载荷下的变形量FFJJ95318021987弹簧外径5312DD8弹簧内径4819自由长度MDNH510285312010最小工作载荷下的长度FH370111最大工作载荷下的长度NN812651212工作极限载荷下的长度MJJ4539013螺旋角（节距）DTDT5,43815ARCN14展开长度ML2215实际极限变形量251376140950NFP953130FJM16最大工作载荷（N）即4515342534025148056JP66箱体设计计算机座壁厚取15，机盖壁厚，机座凸缘厚度，机盖凸M15MB15缘厚度，地脚螺钉直径，地脚螺钉数目MB252ADF961203，轴承旁联接螺钉直径，机盖与机座联接螺栓直径6N87502F，联接螺栓的间距150200，轴承端盖螺钉直径DDF910522DL取6384794，定位销直径，至机外壁距F4368072DDF1离，至凸缘边缘距离，轴承旁凸台半径，MC1IN2DFMC12MCR2凸台高度外机壁至轴承座端面距离，大齿轮顶圆与内机HL348壁距离取14MM，齿轮端面与内机壁距离取12MM，机盖、机壁肋厚12度，轴承端盖外径轴承孔直径（555）MM580,65780112D，轴承端盖凸缘厚度，轴承旁联接螺栓距离3DDT7232S67本章小结本章主要是对切碎机整体结构的设计，从选择电动机、V带的传动、传动零件间的设计计算、轴的计算及轴承的校核、最后确定整体的结构。结论经过一学期的准备，从到单位实习到搜集资料，整理资料，我的毕业设计生活就要结束了。回首这段期间的设计过程，有很多感受很多收获，这是对我大学知识的一个整体的检验，很严格，但是对我今后走向社会有很大的帮助，这使我非常清楚地认识到一项设计从开始到结束所经历的过程，也对这个过程有了很深刻地了解。这对我们今后的各类设计提供了一个最基本的设计基础，也使我认识到做一件事应该坚持不懈，遇到困难应该勇于面对，并且认真寻找解决的方法。这就是一个成长的过程，培养一种人生的态度。通过对盘刀式茎秆切碎机的设计，我了解到切碎机的种类、工作原理以及工作过程，还了解到了各种切碎机的区别。在设计过程中，对以前学过的知识有了更加深刻的理解，也把学得不扎实的知识重新巩固了一遍，发现以前不曾注意过的知识都十分有用，令我感受很深。结束了这段毕业设计后，我觉得自己各个方面的能力都有所提高。通过本课题的设计，使自己学会综合运用所学的机械设计、机械制图等基础知识解决实际问题。在课题进行过程中，学会了掌握资料收集及整理的方法。独立完成系统方案改造与设计工作，提高了综合运用所学过的各科知识和培养分析问题的能力。使自己具有了一定的理论联系实际的正确设计思想。更熟悉运用和查阅各种设计资料。掌握从事设计工作的具体步骤和方法。参考文献1高祥照中国农作物秸秆资源利用现状分析J，华中农业学报。20022132422472韩鲁佳中国农作物秸秆资源及其利用现状J，农业工程学报。200218387913黄忠乾农作物秸秆资源的综合利用J，资源开发与市场。199915132344胡代泽我国农作物秸秆资源的利用现状与前景J，资源开发。200016119205蔺公振轮刀切割器的工作性能试验与分析J，洛阳公学院学报。199917252566马学良我国农作物秸秆高效利用技术现状与趋向J，农业现代化研究19951663994007朴香兰等直刃盘刀式切碎器功耗的影响因素分析J，农机化研究。1998452538孙骊等麦秆压缩剪切特性的研究J，西北农业大学学报。19982641061099盛奎川AHMEDEIBEHERY，HASSANGOMAA,棉秆切碎及压缩成型的试验研究J，农业工程学报。19991542222510宋慧之等农作物硬茎秆切碎机的设计研制J，浙江大学学报农业与生命科学版。200328211陶南畜牧及渔业机械与设备J，浙江浙江大学出版社。199112吴子岳等玉米秸秆切断速度和切断功耗的试验J农业机报2001322384113王增辉等玉米收获机切碎部件的试验研究J，吉林农业大学1991133697214王春光等牧草在高密度压捆时的应力松弛研究J，农业工程学19973485215吴子岳等秸秆切断速度和切断功耗的试验研究J，农业机械报。2001322384116张树彬等利用农作物秸秆制人造板的发展前景J，农业机械报。2000212212317尤嘉陵滑切角曲线刃圆盘式切碎器的研究J，四川农机。19833222718庞声海盘刀式切碎器设计的数学解析法J，农业机械学报。19812435119赵仁熔田间试验和统计方法J，沈阳农学院学报。19781131420姚维祯奚传模,朱世浩等畜牧机械化M，北京中国农业出版社，199021庞声海饲料加工机械M，武汉华中农业大学出版社，198322马文蔚大学物理上册M，北京高等教育出版社，199923同济大学数学教研室高等数学上册M，北京高等教育出版社，199624席伟光,杨光,李波主编机械设计课程设计M，高等教育出版社，1993年2月第1版25濮良贵，纪名刚主编机械设计（第七版）M，高等教育出版社，2001年6月第7版26刘希平主编工程机械构造图册M，机械工业出版社27朱冬梅胥北澜主编画法几何及机械制图（第五版）M，高等教育出版社，2000年12月第5版28韩进宏主编互换性与技术测量M,机械工业出版社，2004年8月第1版29SHANGSHUQI,MENGHAIBO,YUWENXING,ETALDESIGNANDRESEARCHOFFLAILTHROWCUTSFORCORNSTALKJ,TRANSACTIONSOFTHECHINESESOCIETYOFAGRICULTURALENGINEERING,1998,1428285致谢能顺利完成本次毕业论文设计，首先与我的指导老师刘春香老师的悉心教导分不开的，在此，我先向刘老师致以我深深的谢意本次论文设计从论文的选题、撰写、修改直