徐欣-棉杆粉碎机设计说明书

华中农业大学本科毕业设计PAGEIII目录摘要 Ⅲ关键词 ⅢAbstract ⅢKeywords Ⅲ1前言 11.1设计的目的与意义 11.2秸秆粉碎机械的发展现状 11.2.1国外粉碎机械的发展状况 11.2.2国内粉碎机械现状 12总体设计方案 22.1设计原则 22.2设计原理 23总体方案确定 33.1传动装置的确定 33.2输送装置和喂入装置的确定 33.3切碎装置的确定 43.4粉碎装置的确定 43.4粉碎装置的确定 43.5总装配图的设计 44性能指标和技术参数 55各装置的参数选择和计算 55.1喂料辊的设计计算 55.2滚筒、托辊、张紧轮和输送带设计的设计计算 65.3切碎装置的设计 65.3.1切碎轴的设计 65.3.2轴的结构设计 75.3.3切碎刀的设计 75.4切碎部分传动设计 75.4.1传动方式的选择 75.4.2带及带轮的设计 85.4.3链传动的设计计算 105.4.4直齿圆锥齿轮传动设计计算 115.4.5直齿圆柱齿轮传动设计计算 135.4.6传动轴的设计计算 145.4.7联轴器的设计计算 195.5锤片式粉碎机主要参数的设计 205.5.1回转直径与粉碎室宽度 205.5.2粉碎功率的确定 205.5.3进料口的设计 205.5.4锤片的选择 215.5.5锤片的数量和分布 225.5.6锤片排列方式的确定 225.6切碎部分传动设计 235.6.1电机的选择 235.6.2传动比的分配 235.6.3带传动的设计计算 245.6.4轴的选择计算与校核 256机架的设计 277风机的选择 278结论 28参考文献 28致谢 29附录 30棉杆粉碎机的设计摘要棉秆资源作为一种重要的生物质能源，在我国产量巨大，但至今却一直没有得到充分利用，因此设计出的一种对棉秆进行切碎、粉碎处理的机械可以很好地解决此问题。目前，棉秆的处理方法很多，可以直接燃烧，还田堆肥，作工业原料等等，除了直接焚烧外其它的都需要经过切碎粉碎处理。本文通过比较国内外棉杆粉碎机的优缺点，针对目前棉杆粉碎机的主要缺陷，详细介绍了棉秆粉碎机的粉碎原理，同时阐明了盘刀式棉杆切碎机的工作机理，通过对不同粉碎方式的比较确定了粉碎方案，根据生产能力要求，对粉碎机的结构进行了设计。文中还对传动系统进行了设计计算，并对整个过程进行了总结。关键字棉杆；切碎；锤片粉碎ThedesignofthecottonstalkhammermillAbstractThecottonstalkisanimportantsourceofbiomassenergy,andthereisagreatdealofitinourcountry,whichhasnotbeenmadeuseofwellnowadays.Sowecandealwiththeproblembydesigningamachinetocutupandcrushthecottonstalk.Atpresent,therearemanywaystodealwiththecottonstalk,wecanburnitdirectly,compostingfield,makeitasanindustrialrawmaterialetc,allofthemneedtomakesizereductionexceptburningitdirectly.Thispaper,accordingtomakingacomparisonoftheadvantagesanddisadvantagesofthecottonstalkhammermillanditsmaindefectsinandoutofourcountry,introducesthefracturemechanismsofthesizereductiondetailedly,andatthesametimeexplicatestheworkingmechanismoftheshreddingmachine.Itshowsafinalsizereductionwaybycomparingdifferentones,designsthestructureofthemillaccordingtoproductioncapacityrequirements.Andthearticlealsodesignsandcalculatesthetransmission.Atlast,itsumsupthewholeprocess.KeywordsCottonstalk;Cutup;HammermillPAGE81前言1.1设计的目的与意义人类为了自身的生存和发展，不断寻找新的能源，以减少或替代一次性能源的消耗。在各种可再生能源中，生物质是储存太阳能的惟一一种可再生的资源，是可持续再生能源中的重要组成部分。生物质资源在全球资源利用中的地位是越来越来重要，它又是惟一的一种既可再生又可直接贮存与运输的能源，是仅次于煤炭、石油和天然气的第四大能源资源，约占全球总能耗的l4%。这在发展中国家则更为突出，生物质能占总能耗的35%。我国是发展中国家，各类农作物秸秆资源相当丰富，据统计，2003年产出量就多达6.4亿t（钱湘群2003），而棉杆在秸秆资源中占着很大一部分比重，现在，随着农业机械化的进步与发展，产出量应该远远超出这个数。然而，大量的秸秆资源又没有得到很好的利用，因此，秸秆资源大量过剩的问题越来越严重。目前，利用生物质能转换技术，将丰富的秸秆资源变废为宝，转换为优质燃料，是国内解决秸秆浪费问题的一个很好的方法。在转换秸秆之前，需要秸秆粉碎机将秸秆粉碎。因此，棉杆粉碎机对于我国绿色农业的发展有着不可替代的作用。1.2秸秆粉碎机械的发展现状1.2．1国外粉碎机械的发展状况美国、加拿大等国家的小麦、玉米秸秆大部分用于还田。国外的茎秆还田机具结构大多为立式结构，具有机具结构简单，作业效率高等特点。同时还有对秸秆根部进行处理加工的整株秸秆粉碎还田机具。目前国外茎秆还田机具普遍向宽幅、与大马力轮式拖拉机配套的方向发展，宽幅秸秆粉碎还田机具采用液压折叠的方式进行运输。宽幅秸秆粉碎还田机具在小范围的工作面内可以单独仿形，保证工作面内秸秆留茬高度一致。如美国约翰·迪尔公司，其茎秆切碎还田机幅宽由1．2m到5．4m，配套动力由50kW到l80kW的规格齐全。其工作幅宽为5．4m的秸秆切碎还田机由三个分体组成，左右两个分体可以折叠，并可以单独随地仿形。日本采用的是在半入式联合收割机后面安装切草装置，一次能完成收获和秸秆粉碎。在大功率、多功能为主的粗饲料粉碎机占优势的情况下，西欧国家还重视生产小型粗饲料粉碎机，其特点是体积小、重量轻、动力消耗小。意大利塞科公司生产的小型粗饲料粉碎机的粉碎刀片沿螺旋线分布，机具振动小，粉碎均匀；英国艾里温公司生产的38MKⅡ型草捆粉碎机，粉碎转子只有六个铰链锤片，结构简单，生产率达2t/h，粉碎室的结构和性能继续改进提高。1.2.2国内粉碎机械现状近年来，随着农作物秸秆饲料资源的大力开发和利用，我国秸秆饲料加工机械发展迅速。概括起来主要有以下几种。1.秸秆切碎机该机又称铡草机，主要用来切断茎秆，如谷草、稻草、麦秸及玉米秸等，较适用于作物乳熟期的青贮，其主要特点是机型简单、功耗低、生产率较高，但是，秸秆饲料切碎机在加工过程中一般无法破碎秸秆的茎节。经牲畜消化试验表明，秸秆铡切后可部分程度地提高采食量，但不能提高秸秆消化率，存在较大浪费。2.秸秆饲料粉碎机粉碎机按结构形式的不同分为4种类型，主要有锤片式、劲锤式、爪式和对辊式。目前，秸秆饲料粉碎多采用锤片式粉碎机。3.秸秆饲料揉碎机揉碎机是我围近年来研制的一种新机型。它采用介于铡切和粉碎两种机械加工方式之间的一种新型加工方式。作物秸秆经过揉碎机被加工成丝状，完全破坏了茎节的结构，并被切成8～1Ocm的碎段，使牲畜采食的适口性大为改进，其全株采食率也从原来的50％提高到95％以上。根据加T过程不同，又可分为揉搓机和揉切机两种。4.其他秸秆切碎、粉碎机目前秸秆饲料加工机械（孟海波2002）存在的主要问题是无论是性能上还是可靠性均较差，而且秸秆加工机具主要工作部件制造质量低。因此秸秆饲料加工机械的发展动向可以为1)进一步改进和完善现有机型，改善加工机的通用性，铡草机和揉碎机实现系列化，各种机型的主要工作部件实现标准化，如粉碎机和揉搓机的锤片、揉切机的刀片等；2)提高机械制造质量，延长机械部件的工作寿命；3)不断改进粉碎室结构和性能。设计使用加工质量高、能耗低的开式粉碎室是发展的方向；4)逐步实现机械作业的自动化和半自动化，进而降低秸秆饲料加工作业的劳动强度，提高生产率，保证加工质量，朝着大功率、大型联合机械作业方向发展；5)因玉米秸、麦秸和稻草等秸秆形态、物理机械特性各不相同，应根据作物秸秆的不同和地区特点而设计加工适应性较强的机具。多功能秸秆加工机械以及精加工机械有待于进一步研制和开发。然而，国内秸秆粉碎机仍然摆脱不了一些技术问题的困扰。其问题是机具性能较差、可靠性偏低，结构复杂，造价昂贵，调整使用不便，生产率低，针对性不强等。因此，国内迫切需要进一步提高和完善秸秆粉碎机的性能，而棉杆粉碎机是秸秆粉碎机中不可替代的重要部分。基于这样的重要地位，本论文着重对棉杆粉碎机进行了研究和设计，希望在棉杆粉碎机领域研制出能耗低、生产效率高的机器，在棉杆粉碎机领域探索出一条道路。2总体方案设计2.1设计原则该机由传动装置、输送装置、喂入装置、切碎装置、粉碎装置以及机架等主要部件组成，实现喂料、送料、进料、切碎、粉碎、出料等功能。整机结构简单，尺寸合理。喂料平稳流畅，功耗小，切碎粉碎效果理想。2.2工作原理本机通过带轮传动将电动机动力分别传递给传动装置和切碎、粉碎装置。传动装置中，首先通过锥齿轮换向，将垂直的动力输入转换为水平动力输出，在水平动力输出轴上安装有两个齿轮，在另一与输送装置连接的平行轴上同样安装两个齿轮。通过这两对齿轮啮合控制输送装置的进料速度从而实现棉杆的切碎。输送装置为带式输送，棉杆物料在皮带上随皮带运动，皮带上方有拨料辊，其外圈布满拨丝。物料在拨丝的作用下进入喂料辊，喂料辊分布在输送装置和切碎装置之间，分上、下喂料辊，上喂料辊可以根据物料大小上下移动。物料在喂入辊的紧压和推力作用下进入切碎装置被切碎，进而在重力的作用下落入切向式粉碎机粉碎室进行粉碎，经螺旋布置锤片粉碎后在风机辅助吹动下出料，实现整个喂料、送料、进料、切碎、粉碎、出料过程。3总体方案确定3.1传动装置的确定 传动装置的设计目的主要有两个：1）将电机的动力传递给输送装置、喂入装置、切碎装置和粉碎装置；2）按切碎粉碎等的长度要求达到速度匹配。3.2输送装置和喂入装置的确定1—输送带2—拨料辊3—棘轮喂入辊图1切碎部分传动装置俯视图Figure1theverticalviewofthetransmissiondeviceofthecuttingpieces输送装置采用圆筒带式输送方式，把棉杆平放在带上后，随带前进，在带中间安装有一拨料辊，拨料辊上遍布拨料丝。在输送带和切碎口之间安装一对喂入辊，喂入辊做相对回转时，把输送带传送的棉杆挤压夹持后，送入到切碎口，这样能保证棉杆切割连续，均匀，切割质量好、生产效率高，且自动化程度明显提高。其中，上喂入辊采用压簧式固定方式，使得上喂入辊可以随喂入棉杆直径的大小上下调节，使得进料装置更灵活多变。1—滚筒2—托辊3—张紧轮4—拨料辊5—棘轮喂入辊图2传动装置侧视图Figure2thesideviewofthetransmissiondevice3.3切碎装置的确定目前，秸秆切碎方式主要有盘刀式切碎和滚刀式切碎两种。在研究棉秆等硬茎杆切碎时将两种切碎方式进行了比较，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，不适合硬茎杆切碎。盘刀式切碎相反，有较好的推挤作用，刀具强度大，有很强的切碎效果，也不影响切碎物的排出，适用于棉杆等硬茎杆作物的切碎。盘刀式切碎中又可以根据刀具的形状分为锤片式切碎、旋转刀切碎和直刃刀切碎三种方式。钱湘群早在2003年就做了对直刃刀切碎、螺旋刀切碎和锤片切碎3种不同切碎方式的比较试验：在相同转速下，直刃刀切碎的单位质量棉杆能耗最低。根据实际情况，结合制造，清洗，磨刀等方面因素，采用直刃型刀切碎更有利，因此，经过比较选择了直刃刀切碎作为棉秆切碎的设计方案。3.4粉碎装置的确定粉碎装置采取锤片式粉碎，因为锤片式粉碎机具有构造简单、用途广泛、生产率高、易于控制产品粒度、无空转损伤等特点。考虑到此处结构紧凑，易于布置各机构等条件，采取切向喂入式结构。3.5总装配图的设计根据以上各部分装置的选择设计，可以确定总装配图如下所示。图3总装配图Figure3assemblydrawing4性能指标和技术参数外形尺寸：304517951690mm；生产率：5000Kg/h；适用对象：棉杆类硬茎秆；粉碎粒度：≤30mm；刀具转速：500r/min；主轴转速：1911r/min；电机型号：切碎部分电机Y200L-8；粉碎部分电机Y200L2-2；电机功率：切碎部分电机15kW；粉碎部分电机37kW；电机转速：切碎部分电机750r/min；粉碎部分电机3000r/min；日工作时间：8小时；棉杆密度：275kg/5各装置的参数选择与计算5.1喂料辊的设计计算主动喂入辊采用棘齿式喂入辊，棘齿式喂入辊抓取能力强，夹持作物稳定可靠，下喂入辊通过链轮和主输送带链联结，固定在机架1上，上喂入轮固定在机架2上，机架2安装在机架1的滑槽内，用弹簧联结，当喂入量过大时，上喂入辊可以上下浮动，最大浮动量50mm,这样可以防止喂入棉杆过厚时被堵死。而Q=60式中：k——动刀的数量a——喂入口的宽度，单位m,b——喂入口的高度，单位ml——切碎长度，单位mn——喂入辊转速，单位r/minr——棉杆的密度，单位Kg/m3由已知条件Q=5000kg/h,r=275kg/，k=2，a=0.4m，b=0.02m，l=0.3m，代入Q=60中，得n=63.1r/min。动刀转速取经验值n=500r/min，则切碎机构与喂入机构的传动比为i=n/n=500/63.1=7.9，由l=式中，k——动刀的数量，d——喂入辊的直径，单位m，——打滑系数，0.05~0.07i——切碎器主轴转速与喂入辊转速的比值，即n/n由已知条件，取切碎长度为300mm，，k=2，=0.06，则代入公式l=，得d=160.6mm，因此，喂入辊的直径为160.6mm。棘轮齿高h=5mm，棘轮齿距p=25mm，棘轮倾角=15，宽度l=420mm。5.2滚筒、托辊、张紧轮和输送带设计的设计计算根据喂入辊规格选滚筒长420mm,滚筒直径180mm。滚筒主动端与传动系统的第二输送轴相连，一端套有链轮，通过链传动带动另一滚筒运动。张紧轮同样是一小链轮，这在前面传动系统中已经设计过，尺寸相同。链轮主要通过一根小轴固定在机架上，内嵌圆珠滚子轴承。托辊采用一棍式，中间有一根轴，轴承内嵌，托辊直径120mm,宽度420mm.承载段两根，回程段一根。输送带的机构最为简易，由橡胶制成覆盖层，纤维帆布或钢丝绳制成带芯骨架层，用粘结剂制成隔离层，将带芯粘合在一起即成。l=+2850=2204.3mm。5.3切碎装置的设计5.3.1切碎轴的设计因为切碎轴和锥齿轮轴的动力都是带轮将电机的动力传递过来的，所以P=14.25kW，。先按式（15-2）初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据表15-3，取A=112,于是得d=A其中：P——输出轴上的功率，单位kWn——轴的转速，单位r/min把已知数据代入计算得d=34.21mm输出轴的最小直径显然是安装带轮处的轴的直径，故最小直径为34.21mm，根据实际需要，取。图4切碎轴图示Figure4thechoppingaxis5.3.2轴的结构根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度：由于Ⅰ-Ⅱ段上安装带轮，为使带轮轴向固定，在Ⅰ-Ⅱ段右端需制出一轴肩。故，。在Ⅱ-Ⅲ轴右端安装一轴承，初步选择滚动轴承。因轴承主要受径向力，同时少量轴向力，故选深沟球轴承，参照工作要求并根据，选用轻窄（2）系列6216系列深沟球轴承。其尺寸dDB=80mm140mm26mm。取。轴Ⅲ-Ⅳ的右端同样安装一深沟球轴承，尺寸、型号与左端轴承同样，轴承右边均有轴承端盖。轴Ⅳ-Ⅴ的右端安装切碎刀盘，，。按,查手册的平键截面bh=16mm10mm(GB1096-79)，平键长125mm，键槽用键槽铣刀加工，配合为H7/n6；同样，刀盘与轴的联结，选用平键为bh=18mm11mm，平键长40mm。确定轴上的圆角和倒角尺寸：取轴端倒角为245°，其他圆角为2°。5.3.3切碎刀的动刀转速v最小为12m/s时，刀具的切碎效果才能实现（ChattopadhyayPS等，1999）。因为动刀转速为500m/s，所以。所以动刀半径。由进料口尺寸宽度400mm,高度20mm及输送带的宽度428mm，设计刀的参数如下：刀采用直刃型，半径655mm,刀厚10mm，刀宽45mm,材料为65Mn,调质处理，刃口淬火，硬度为HRC62-65。图5切刀图示Figure5thecutter5.4切碎部分传动设计5.4.1传动方式的选择带传动具有结构简单、传动平稳、造价低廉以及缓冲吸振等特点，在近代机械中被广泛采用。在带传动中，常用的有平带传动、V带传动。多楔带传动和同步带传动等。 平带传动结构简单，带轮也容易制造，在传动中心距较大的情况下应用较多。V带传动允许的传动比较大，结果比较紧凑。多楔带兼有平带和V带的优点。因外V带多已经标准化且大量生产，所以在本设计中被采用。根据棉杆切碎机的作业习惯及载荷变动系数（濮良贵等2005），确定工作情况系数K=1.2，因外电机的功率P=15kW，所以，计算功率P=KP=1.215kW=18kW5.4.2带及带轮的设计根据计算功率P=18kW和转速n=500r/min(电机经减速器减速后)，查表选用C型。根据带型、转速初步初选小带轮的基准直径d=200mm。验算带速vV=因为5m/s<v<30m/s，故V带合适。计算大带轮的基准直径：d=id=1200mm=200mm而根据0.7（d+d）a2（d+d）初定a=500mm。计算带所需的基准长度：L=2所以带基准长度L=1800mm。计算实际中心距：，取=583。验算小带轮上的包角： 计算V带的根数z： 1)计算单根V带的额定功率Pr 由d=200mm，n=500r/min，查表得P=5.6kW，，，，于是 2)计算V带的根数 所以取四根带，即z=4。计算单根V带的初拉力的最小值（F）：已经C型带的单位长度质量q=0.3Kg/m，所以651.1N应使带的实际拉应力F>651.1N计算压轴力F：压轴力的最小值为5.4.3链传动的设计计算链传动是属于带有中间挠性的啮合传动，与摩擦传动的带传动相比，链传动无弹性滑动和打滑现象，因而能保持准确的平均传动比，传动效率较高；张紧时作用于轴上的径向压力较小，结构较紧凑；能在高温及速度较低的情况下工作；链传动安装制造精度要求低，成本低廉。主要用于要求工作可靠，且两轴相距较远，以及其他不宜用齿轮传动的地方。选择链齿轮齿数：取小链轮齿数z=19，大链轮的齿数z。确定计算功率：由表查得，由图查得，单排链，则计算功率为选择链条型号和节距：根据及，查图可选20A-1。查表得节距为P=31.75mm。计算链节数和中心距：初选中心距。取。相应的链长节数为：取链长节数节。查表得到中心距计算系数，则链传动的最大中心距为：计算链数v，确定润滑方式：由v=0.9m/s和链号20A-1,查图可知应采用滴油润滑。计算压轴力：有效圆周力为：链轮水平布置时的压轴力系数，则压轴力为5.4.4直齿圆锥齿轮传动设计计算选定精度等级、材料及齿数：1）根据实际工况，定义选用7级精度2）大、小齿轮均选用40Cr，硬度为280HBS。3）小齿轮齿数，大齿轮齿数。按齿面接触强度设计： 由已有计算公式进行试算，即确定公式内的各计算数值：1）试选载荷系数2）计算小齿轮传递的转矩：，3）选取齿宽系数4）查得材料的弹性影响系数5）按齿面硬度查得大、小齿轮的接触接触疲劳强度极限6）计算应力循环次数：7）查得接触疲劳寿命系数8)计算接触疲劳许用应力：取失效概率为1%，安全系数S=1，则代入计算：1）试算小齿轮分度圆直径，代入中较小值：2)计算圆周速度v：。3）计算齿宽b：4）计算齿宽与齿高之比：模数齿高 5）计算载荷系数： 根据v=4m/s，7级精度，由图查得动载荷系数； 直齿轮； 使用系数； 用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，， 由，，查得；故载荷系数 6）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径： 按齿根弯曲强度设计：弯曲强度的设计公式为：确定公式内的各计算数值： 1）查得大、小齿轮的弯曲疲劳强度极限 2）取弯曲疲劳寿命系数 3）计算弯曲疲劳许用应力：取弯曲疲劳安全系数S=1.4，得4）计算载荷系数K。5）查取齿形系数。查表得6）查取应力校正系数查表得7）计算大、小齿轮的并加以比较，=因为本设计的锥齿轮的大小是相同是，所以的值也是一样的。代入计算：因此选取m=2.5，这样设计出的齿轮传动既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。几何尺寸计算：分度圆直径齿锥距R：，齿宽：取，根据，得。5.4.5直齿圆柱齿轮传动设计计算本机传动系统中包含两对直齿圆柱齿轮的传动，直齿圆柱齿轮传动的设计计算原理与直齿圆锥齿轮传动的设计计算类似，在此不在累赘，只将两对直齿圆柱齿轮的设计计算结果及结构图列在说明书中。第一对直齿圆柱齿轮的设计计算参数：模数m=3，大、小齿轮齿数，，分度圆直径，，中心距，齿轮宽度，取齿宽，。第二对直齿圆柱齿轮的设计计算参数：模数m=3，大、小齿轮齿数，，分度圆直径，，中心距，齿轮宽度，取齿宽，。5.4.6传动轴的设计计算锥齿轮传动轴（轴1）的设计计算：假设联轴器的传递效率=0.99，带轮传动的效率是0.95，则输出轴上的功率P=0.95P其中：P——电机输出功率，单位kW——联轴器的传递效率。把已知数据带入可得P=150.990.95=14.1075kW已知输出轴转速n=500r/min,初步确定轴的最小直径先按式初步估算轴的最小直径，选取轴的材料为45钢，调质处理。根据表取=112,于是得其中：P——输出轴上的功率，单位kWn——轴的转速，单位r/min把已知数据带入式4-6得：输出轴的最小直径显然是安装带轮处的轴的直径，故最小直径为34.10mm，根据带轮直径，取。轴的结构设计：1）拟定轴上零件的装配方案：根据各种方案分析比较，选用如下图4所示图6轴1的机构示意图Figure6Schematicdiagramofaxis1根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度：为了满足V带轮的轴向定位要求，Ⅰ-Ⅱ轴段右端需制出一轴肩，故取Ⅱ-Ⅲ轴的直径d=72mm.；轴左端用螺钉和端盖固定。带轮与轴配合的长度=134mm，为了保证螺钉和端盖能密切地和带轮侧面接触，故Ⅱ-Ⅲ段的长度应比略短一些，取=70mm。初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选单列圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据，选用52215圆锥滚子轴承。其尺寸dDB=75mm110mm10mm，，取=58mm,。轴承左端安装有轴承端盖。Ⅳ-Ⅴ处安装锥面齿轮，尺寸为，。为了轴向固定锥齿轮，在锥齿轮的左端安装有一套筒。其中，套筒直径与Ⅲ-Ⅳ段直径相同，即为75mm，套筒长25mm。锥齿轮的右端需制出一轴肩，所以，，，。Ⅵ-Ⅶ截面处装有轴承，直径和一样，等于75mm，。轴上零件的周向定位：带轮、锥齿轮与轴均采用平键联结。在Ⅰ-Ⅱ处，按,查手册的平键截面bh=16mm10mm(GB1096-79)，平键长125mm，键槽用键槽铣刀加工，配合为H7/n6;同样，锥齿轮与轴的联结，选用平键为bh=28mm16mm，平键长10mm，锥齿轮与轴的配合为H7/m6。确定轴上的圆角和倒角尺寸：取轴端倒角为245°，其他圆角为2°。直齿圆柱齿轮传动轴（轴2）的设计计算：由前面求得P=14.1kW假设轴1锥齿轮的传动效率是0.95，则P=0.95P=13.4kW。已知转速n=500r/min初步确定轴的最小直径：先按式初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据表取=112,于是得其中：P——输出轴上的功率，单位kWn——轴的转速，单位r/min把已知数据带入得输出轴的最小直径显然是安装带轮处的轴的直径，故最小直径为33.52mm，根据实际需要，取。轴的结构设计：1）拟定轴上零件的装配方案：根据各种方案分析比较，选用如下图5所示：图7轴2的机构示意图Figure7Schematicdiagramofaxis2根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度：此轴是从右往左装配。初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选单列圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据，选择30210圆锥滚子轴承，其尺寸dDB=50mm90mm20mm，右端装有轴承端盖。轴承左边装配有一圆柱齿轮2，为方便圆柱齿轮定位，齿轮与轴承之间有一圆柱套筒。圆柱齿轮左边用套筒起定位作用。轴Ⅵ-Ⅶ段另一端也安装有另一圆柱齿轮1，其左右两边分别是轴肩和圆柱套筒定位，。Ⅴ-Ⅵ段需要制出一轴肩，故取Ⅴ-Ⅵ轴的直径，。轴Ⅳ-Ⅴ段安装一圆锥滚子轴承，由，选择52216圆锥滚子轴承，其尺寸dDB=80mm115mm10mm。轴。在Ⅲ-Ⅳ段安装一锥齿轮，为轴向定位锥齿轮，Ⅰ-Ⅱ轴段右端需制出一轴肩，故取Ⅱ-Ⅲ轴的直径d=96mm.。，l=25mm，，。锥齿轮、圆柱齿轮与轴均采用平键联结。在Ⅲ-Ⅳ处锥齿轮与轴的联结，按,查手册的平键截面bh=28mm16mm(GB1096-79)，平键长100mm，键槽用键槽铣刀加工，配合为H7/k6;同样，圆柱齿轮1、2与轴的联结，根据均选用平键为bh=14mm9mm，平键长均为50mm,锥齿轮与轴的配合为H7/m6。确定轴上的圆角和倒角尺寸：取轴端倒角为245°，其他圆角为2°。输出轴（轴3）的设计计算：输出轴上的功率P、转速n：由前面求得P=0.95P=13.4kW假设轴2上圆柱直齿齿轮的传动效率是0.97，则P=0.97P=13.0kW，n=n=63.1。初步确定轴的最小直径:先按式初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据表取=112,于是得其中：P——输出轴上的功率，单位kWn——轴的转速，单位r/min在这里，取最大n=63.1r/min，把已知数据带入上式中得输出轴的最小直径显然是安装轴承处的轴的直径，故最小直径为66.15mm，根据实际需要，取。轴的结构设计:1）拟定轴上零件的装配方案：根据各种方案分析比较，选用如下图6所示图8轴3的机构示意图Figure8Schematicdiagramofaxis3根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度：此轴是从右往左装配。初步选择滚动轴承。因轴承同时受有轴向力和少量径向力的作用，故选单列圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据，选择30214圆锥滚子轴承，其尺寸dDB=70mm125mm24mm，右端装有轴承端盖。为轴向定位轴承，Ⅲ-Ⅳ段右端需制出一轴肩。Ⅳ-Ⅴ段安装有齿轮1、2和一个轴环，齿轮、轴环与轴的联结均为键联结。其中，轴环可以在键槽内自由滑动。齿轮1左端制出轴肩起轴向固定，齿轮2右端用螺钉和套筒固定，起定位作用。，，，。轴肩，。轴Ⅰ-Ⅱ段用来装配输送装置的套筒，两边用套筒固定，根据输送装置算的尺寸，，。在轴Ⅰ-Ⅱ段，套筒左边还安装一链轮，链轮同样用套筒定位，在轴最左端安装有轴承，根据，选择30214圆锥滚子轴承，其尺寸dDB=70mm125mm24mm。轴承左端有端盖。圆柱齿轮和塑料套筒与轴均采用平键联结。按,查手册的平键截面bh=22mm14mm(GB1096-79)，轴Ⅰ-Ⅱ段的平键长215mm，Ⅱ-Ⅲ段平键长306mm，键槽用键槽铣刀加工，配合为H7/n6。确定轴上的圆角和倒角尺寸：取轴端倒角为245°，其他圆角为2°。5.4.7联轴器的设计计算联轴器是机械传动系统中常用的部件，主要来连接轴与轴，或轴与其他回转部件。以传递运动与转矩。根据棉杆切碎机切碎时对轴冲击较小，工作过程比较稳定等实际工况要求，联轴器选用目前较常用的凸缘式刚性联轴器，材料采用碳钢。载荷计算：公称转矩，查表得工作情况系数，故计算转矩为型号选择：型号:YL10公称转矩/(N·m):630许用转速[n]/(r/min):6000轴孔直径、:48轴孔长度:112D:160D:130转动惯量I/(Kg·m2):0.112重量m/Kg:12.46根据上面技术参数可知，该联轴器符合标准。减速器的设计计算： 电机转速，带轮转速。 所以减速器的传动比，因此，选择ZDY125-1.5-单级硬齿面直齿圆柱齿轮减速器。5.5锤片式粉碎机主要参数的设计5.5.1回转直径与粉碎室宽度在已知所需生产率的情况下，可以利用经验公式式中G——为生产能力t/hD——为转子直径mL——为转子长度m——为物料粉碎前的密度t/m3，根据经验取0.26t/m3由于生产能力G=18.2m3/h，经计算，设计转子直径D=500mm，转子长度L=800mm，粉碎室宽度B=900mm。5.5.2粉碎功率的确定在已知锤片的最大回转直径D和粉碎室宽度B的乘积可由以下经验公式求得（机械工程手册第11卷）：式中KC——经验系数，常用Kc=0.55~0.75N——粉碎机功率kwu——锤片回转线速度m/s；粉碎秸秆时u一般取50m经计算取N=30kw，故选择电动机的功率和型号。再根据高速旋转的要求，选择了Y200L2-2型电动机。满载转速为3000r/min。5.5.3进料口的设计进料口的位置对机器的喂入性能有很大的影响。喂料方式可分为切向喂料或轴向喂料。本粉碎机采用的是切向喂料方式。切向喂料又分三种情况：喂入方向与锤片末端运动轨迹相交、相切或想离。相交或相切时，锤片对物料的抓取性能良好，但如果相交过过深容易出现返料现象，机器负荷波动很大。喂入线与锤片运动轨迹想离时，虽不返料，但物料也不易被锤片抓取，喂入性能差。所以本次设计选取的是相交式的设计。图9喂入方向与锤片运动轨迹的相图9喂入方向与锤片运动轨迹的相对位置Figure9feedingdirectionandthetrajectoryofthehammer5.5.4锤片的选择粉碎机锤片的形状有多种，见图8。其中以长方形锤片的使用寿命长；阶梯型锤片性能好；锐角形锤片适用于粉碎纤维较多的饲料；组合型锤片适用于粉碎骨头、贝壳和矿物。a-长方形锤片b-阶梯形锤片c-锐角形锤片d-组合形锤片图10锤片的形状Figure10theshapeofthehammer锤片的厚度根据粉碎饲料的种类选用；谷物用=2~4mm；各种作物茎秆用=5~6mm；骨头、贝壳等用=6~10mm。故根据经验去锤片厚度=5mm。锤片粉碎用65Mn钢，两段工作区热处理后硬度HRC56~62。根据粉碎任务，确定选b型阶梯形的锤片，其示意图如图9。图11锤片图11锤片Figure11thehammer锤片的尺寸可由经验公式计算：D为转子直径，a，b，u为上图所示尺寸经过计算，确定a=115mm，b=50mm，u=38.5mm。5.5.5锤片的数量和分布转子上锤片的多少对粉碎效率及粒度有较大的影响，每个锤片所负担的工作区域与密度有关，合理的锤片数据由正交试验得到，并以锤片密度来衡量，我国实行的是低密度用于粗粉碎，高密度用于细粉碎。有试验得知，锤片密度与转子直径也有关系，关系式为：式中B——粉碎室宽度(m)；D——转子直径(m)；z——锤片数；b——锤片厚度(m)；ε——为常数，一般取1.0~2.3由于锤片厚度b=5mm，经过估算，取ε=2.08，比较合适，得到z=36。5.5.6锤片排列方式的确定目前锤片式粉碎机的锤片排列方式中，主要有螺旋线排列，对称排列，交错排列三种。三种排列的优缺点如下表：排列方式缺点优点螺旋线排列会将物料推向粉碎室的一侧，锤片磨损不均匀，平衡性差。锤片在转子上排列均匀，相邻两锤片的水平距离相等，对物料的重复打击次数少。对称排列两个锤片走一条直线，重复打击次数增多。要想提高效率，就得增加锤片数目，增大了易损件的数量及钢材消耗。平衡性能好，物料在粉碎室内分布均匀。交错排列物料在粉碎室内有向两侧推移的现象，两侧锤片磨损快。锤片合力作用在一平面内，平衡性能好，机器工作时振动小。综合各方面的情况考虑发现，螺旋线排列的锤片分布比较合适本次设计，故选用锤片螺旋线排列，如下图所示。图12锤片转子Figure12therotorofthehammers5.6切碎部分传动设计5.6.1电动机的选择在前面5.5.2粉碎机功率的确定中已经确定了Y200L2-2型电动机5.6.2传动比的分配已知所选电机转速n1为3000r/min。主轴转速可由如下公式求得：式中：u为锤片回转线速度（m/s）D为转子工作直径（m）N为主轴转速（r/min），所以传动比。由于粉碎机传动只有一个带传动，故无需再分配传动比。5.6.3带传动的设计计算计算功率Pca：由表（8-7）(濮良贵等2001)查得工作情况系数Ka=1.2。故Pca=Ka×P=44.4kw。根据Pca和n1，由图8-11(濮良贵等2001)选用B型带。带轮的基准直径：由表8-6(濮良贵等2001)和8-7(濮良贵等2001)取小带轮的基准直径dd1=140mm，取从动轮带轮直径为dd2。根据公式，故根据表8-8(濮良贵等2001)取dd2=224mm根据式8-13(濮良贵等2001)验算带速因此带速合适。确定V带中心距和基准长度：根据公式确定中心距，代入数据得：，初步确定中心距a0=520mm根据式8-20(濮良贵等2001)计算所需要的带的基准长度：数据代入计算:Ld0=1608.3mm。由表8-2(濮良贵等2001)选取基准长度=1800mm。按式8-21(濮良贵等2001)计算实际的中心距：数据代入得：a=617mm。验算小带轮包角：数据代入得此带轮的包角合适。计算V带的根数Z：由式8-22(濮良贵等2001)知式中：Kα——考虑包角不同时的影响系数，简称包角系数KL——考虑带的长度不同时影响系数，简称长度系数P0——单根V带的基本额定功率ΔP0——计入传动比的影响时，单根V带额定功率的增量查表8-5(濮良贵等2001)得Kα=0.99查表8-2(濮良贵等2001)得KL=0.95查表8-4a(濮良贵等2001)得P0=9.62kw查表8-4b(濮良贵等2001)得ΔP0=0.56，将所得数据代入计算得Z≈4.64，取Z=5根。计算轴上的预紧力Fo：预紧力公式式中：q为单位长度的质量查表8-3(濮良贵等2001)得q=0.18kg/m，所以应使实际初拉力F0>(F0)min。计算轴压力Fp：压轴力的最小值是经过以上计算，知带轮的基准直径取值可行。 故dd2=220mm，dd1=140mm，Ld=1800，a=616，Z=5，F0=395N，Fp=3941N。带轮的设计计算：已知，选用电动Y200L2-2的轴径为d=55mm，对于小带轮在电动机上的结构应该紧凑，故选用实心式，大带轮选择相似设计，也为实心式。查表8-10(濮良贵等2001)知，普通V带轮的截面尺寸为：基准宽度bd=14mm基准线上槽深hamin=3.5mm基准线下槽深hfmin=10.8mm槽间距e=19±0.4mm第一槽对称面至端面的距离fmin=11.5mm带轮宽B=(Z-1)e+2f=99mm外径da=dd+2ha=130mm槽角φ=34o5.6.4轴的选择计算与校核V带传动效率取η=0.96，则P2=P1×η=37×0.96=35.52kwN2=1911r/min初步确定轴最小直径：先按公式15-2(濮良贵等2001)初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据表15-3(濮良贵等2001)，取A0=126，于是得：mm输出轴的最小直径是轴的第一段，它和带轮过盈配合。按扭转强度计算：这种方法是只按轴所受的扭矩来计算轴的强度；如果还受有不大的弯矩时，则用降低许用扭转切应力的办法予以考虑。在作轴的结构设计时，通常用这种方法初步估算轴径。之后对轴进行强度的校核时按照弯扭强度计算，强度不够再进行调整。轴的扭转强度条件为：式中：——扭转切应力，MPa；——轴所受的扭矩，N·mm；——轴的抗扭截面系数，mm3；——许用扭转切应力，MPa；——轴传递的功率，kW；——轴的转速，r/min。实心轴的抗扭截面系数计算式为：式中：d—轴的直径；由公式可得轴的直径得：35.52mm。这样求出的直径，只能作为承受扭矩作用的最小直径dmin，取dmin=40mm。Ⅰ-Ⅱ之间装带轮，Ⅱ-Ⅲ之间装轴承端盖，Ⅲ-Ⅳ之间装轴承和套筒，Ⅵ-Ⅶ之间装轴承。根据周向定位要求确定各段长度与直径：1.为了满足轴上带轮的配合并符合最小直径要求，设计DⅠ-Ⅱ=40mm，LⅠ-Ⅱ=135带轮右边轴端固定用轴肩固定，所以选择DⅡ-Ⅲ=50mm，LⅡ-Ⅲ=49mm。2.初步选择滚动轴承。根据DⅡ-Ⅲ=50mm，设计DⅢ-Ⅳ=55mm，因此选用深沟球轴承6311型。其尺寸的d×D×B=55mm×120mm×29mm。取L3.由于Ⅳ-Ⅴ段是为与转子配合的轴，结合转子的尺寸和壁厚，所以取=869mm，设计D=654.轴Ⅴ-Ⅵ左边设计轴肩，目的是做转子的轴端固定。取DⅤ-Ⅵ=75，设计LⅤ-Ⅵ=12mm。5.轴Ⅵ-Ⅶ是为了安装轴承用的，故同样取DⅥ-Ⅶ=50mm，LⅥ-Ⅶ=34mm设计的轴总长为1145mm。如下图所示。图13粉碎轴Figure13thehammeraxis按弯扭合成应力校核轴的强度：通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面即危险截面处的强度，取α=0.8，W=0.1d3故安全。6机架的设计机架和箱体等零件，在一台机器的总质量中占有很大的比例，同时在很大程度上影响着机器的工作精度及抗振性能。所以正确选择机架和箱体等零件的材料和正确设计其结构形式及尺寸，是减小机器质量、节约金属材料、提高工作精度、增强机器刚度及耐磨性等的重要途径。机架对刚度要求较高，同时兼顾考虑经济性，机架材料选用铸铁，局部对刚度要求较高的采用铸钢，所以，初步选定适用角铁。机架部分地方需要安装轴承的部件，所以传动装置那一部分的机架采用肋板式布置，这样不但增加强度和刚度，而且避免材料的浪费。7风机的选择风机要根据粉碎机所需风量，系统设计产量，提升高度等因素选择，一般为高压风机，但风量必须满足粉碎机及系统的需求(储备系数不小于1.1)。良好的辅助吸风系统可使粉碎机产量提高20%以上，并且避免筛孔堵塞和后续工序的结露现象，当然也应避免过大的吸风量造成无谓的动力消耗，因而合理配置粉碎机辅助吸风系统具有重要的意义。采用辅助吸风来提高粉碎机产量的基本要素一般有两个：一是气流必须从进料口或进风口涌入粉碎室，并通过筛孔排出，这样的气流才可成为提高粉碎机产量的有效气流；二是为了较明显地提高产量，有效气流的风量必须足够大。因此，在进行辅助吸风系统设计时，必须综合考虑各种因素，才能使辅助吸风系统发挥应有的作用（唐军2007）。8结论本论文主要全面阐述了棉杆粉碎机的设计意义及棉杆粉碎技术在国内外的状况，着重介绍了棉杆粉碎机设计思想，设计原理和整体结构，在科学分析和参阅很多资料基础上，确定了各部件参数，提出了关于本设计的总体设计方案。本机主要有输送装置、喂入装置、切碎装置、粉碎装置和机架等组成。其中输送装置采用新型圆管带式输送，运行可靠，维修费用低，甚至可以做到不停机更换零部件和修补输送带，给完全生产带来极大好处。棉杆切碎机的设计中，喂入装置是一个关键部位，关系到整机的切碎效率和质量等技术问题。本机喂入装置采用棘齿喂入辊，抓取能力强，夹持持久，能连续把棉杆输送到切料口处。上喂入采用弹簧拉紧，遇到物料层过厚时，可往上浮动，防止喂入卡死，和以前机器相比有明显优势。切割采用圆盘刀直刃型切割。本机的粉碎装置从原理和结构上看，粉碎机的工作部件为转子，主要起粉碎作用的是锤片，转子的转速属于高速转动，又因为锤片采用螺旋布置，能将物料推向一侧。出料装置采用风机辅助吹送。参考文献[1]北京有色冶金设计研究院编．机械设计手册第四版第4卷．北京：化学工业出版社，2002，16-40[2]程尧，方雷，石报荣．农作物秸秆物料特性及粉碎设备的研究．贵州大学学报,2009,26(3):86-89[3]段宏兵，陈学庚，李亚雄．茎秆切碎还田机械发展现状与应用前景．新疆农机化，2003，2：57-58[4]冯新生,李成文,王月珍．9ZRF-500型铡切揉搓粉碎机设计．设计与制造,2006,12:68[5]哈尔滨工业大学理论力学教研室编．理论力学．2002，267-273.[6]姬江涛，李庆军，蔡苇．刀具布置对茎秆切碎还田机械振动的影响．农机化研究，2003，4：63-64[7]刘江龙，李彦．1076型联合收割机茎秆切碎器．现代化农业，2003，9：34-35[8]马洪亮．免耕播种机玉米秸秆根茬切断装置的研究．北京：中国农业大学硕士学位论文，2006[9]孟海波，曲峻岭，刘依．我国秸秆饲料加工机械现状及发展．农机化研究，2002，4：29-31[10]濮良贵，纪名刚．机械设计．高等教育出版社，2005，369-374[11]丘润生，李广明．机械制图．中国建材工业出版社，2003，3-5[12]钱湘群．秸秆切