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2-5
秸秆燃料挤压成型机的设计带机械图
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2-5 秸秆燃料挤压成型机的设计带机械图,2-5,秸秆燃料挤压成型机的设计带机械图,秸秆,燃料,挤压,成型,设计,机械
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齐齐哈尔工程学院毕业设计（论文） 毕业设计（论文）题 目 秸秆燃料挤压成型机的设计院 （系） 专业班级学生姓名指导教师成 绩年 月 日43秸秆燃料挤压成型机的设计摘要整机结构主要由电动机、机架、传动带、齿轮、螺旋棒构成。由电动机产生动力通过带轮减速将需要的动力传递到带轮上，带轮带动V带，从而带动整机装置运动.本论文研究内容摘要：(1) 秸秆燃料挤压成型机总体结构设计。(2) 秸秆燃料挤压成型机工作性能分析。(3)电动机的选择。(4)对秸秆燃料挤压成型机的传动系统、执行部件及机架设计。(5)进行设计计算分析和校核。(6)运用计算机辅助设计，对设计的零件进行设计。(7)绘制整机装配图及重要部件装配图和设计零件的零件图。关键词：秸秆燃料挤压成型机，结构设计，辅助设计AbstractThe structure of the whole machine is mainly composed of a motor, a machine frame, a transmission belt, a gear and a screw rod. The power generated by the motor through the belt wheel deceleration will be required to transmit power to the belt pulley, belt drive V belt, thus driving the whole device movementAbstract of this paper:(1) the overall structure design of straw fuel extrusion molding machine.(2) the performance analysis of straw fuel extrusion molding machine.(3) motor selection.(4) the design of transmission system, executive component and rack for straw fuel extrusion molding machine.(5) design, calculation and analysis.(6) use computer aided design to design parts.(7) draw the assembly drawing and the assembly drawing of the important parts and the parts of the design parts.Key words: straw fuel extrusion molding machine, structural design, aided design目 录摘要IIAbstractIII1 绪论11.1 目的、意义11.2 国内外研究现状32总体方案的拟定82.1 成型机种类82.2 工作原理分析92.3 设计内容103 秸秆燃料挤压成型机的设计计算113.1 电动机的选取113.2 秸秆燃料挤压成型机的设计主要参数的确定143.3 螺杆轴的设计计算154 传动设计计算174.1 带传动简介174.2 带传动设计194.2.1选择带型204.2.2确定带轮的基准直径并验证带速214.2.3确定中心距离、带的基准长度并验算小轮包角224.2.4确定带的根数z234.2.5确定带轮的结构和尺寸234.2.6确定带的张紧装置234.3 轴和轴啮合齿轮的计算254.3.1齿轮的选用254.3.2确定小齿轮的齿形参数294.4 轴的计算校核304.4.1 选材及表面预处理304.4.2 轴的结构设计304.5 皮带轮的设计计算324.6 键的选择设计334.6.1键的选择334.6.2 键的校核计算334.7 轴承的设计334.7.1 轴承寿命334.7.2 验算轴承寿命345 秸秆燃料挤压成型机的结构设计355.1 螺杆轴的设计355.2 齿轮箱的构造及入料器的构造355.3 带轮的结构设计355.4 调节装置的设计365.5 键的选择365.6 滚动轴承的选择375.7 螺杆轴与齿轮轴的联接设计38结论39参考文献40致谢421 绪论1.1 目的、意义 目的：伴随着人类社会的不断进步，在利用资源取得一个又一个的胜利的同时人们惊异地发现：地球母亲能够提供给我们的资源已越来越少了，而且这些资源也自然而然的包括了为我们的生活提供保障的那些能源。这绝对是我们应该重视起来的问题，否则能源问题将带来毁灭性的灾难。因此，为了人类社会持续发展，开发新能源已势在必行。目前，世界上能源消耗主要是以煤炭、石油和天然气为主的不可再生的化石能源。由于他们的不可再生性，其利用是以消耗地球资源为代价。据统计：目前占全球能源消耗总量近50的石油和天然气在21世纪中叶将耗尽，而其他常规能源也将随着全球人口的迅速增加、经济的高速发展和人们生活水平的不断提高而逐渐要枯竭，中国的能源状况比起全球的能源状况来就更为严峻了。人类使用能源的无限性与常规能源储量的有限性形成一对尖锐矛盾，而解决这一矛盾的主要办法就是“开源节流”，开源即开辟新的能量源泉，节流即节约常规能源，两者缺一不可。另外，作为世界主要能源的化石能源在为人类作出巨大贡献的同时，也在严重地破坏人类的生存环境，其主要表现在：排放大量的和，而和等气体浓度的增加将会对人类的健康造成直接的危害，并产生“温室效应”。另外就是石化能源的燃烧产生大量的粉尘，这也是直接威胁人类健康的。所以，现在作为新能源出现的可再生能源将是人类社会未来能源的基石，它必将在不久的将来替代石化能源。可再生能源主要有风能、水能、太阳能和生物质能。其中生物质能是指利用生物质产生的能源，是一种高效和廉价的太阳能浓缩储存方式，是唯一一种可储存和运输的可再生能源，而且由于生物质是指有机物中除化石燃料外的所有来源于动植物并能再生的物质，所以生物质能分布最广，不像风能、水能、太阳能，要受到天气和自然条件的限制，只要有生命的地方即有生物质存在，也就可以利用生物质能。因此，可以说生物质是地球上一个巨大的能源库。生物质的种类很多，通常包括以下几个方面：一是木材及森林工业废弃物；二是农业废弃物；三是水生植物；四是油料植物；五是城市和工业有机废弃物；六是动物粪便。全世界约有25亿人生活能源的90以上是生物质能。生物质能储量大，燃烧容易、污染少，有害成分低，更具特色的是生物质能燃料燃烧所释放出的大体上相当于其生长时通过光合作用所吸收的，所以燃用生物质能时的排放量可以认为是零，甚至有所减少（考虑到燃烧后草木灰中含有大量的），这是气、油、煤等常规能源所无法比拟的。因此，生物质能在世界能源结构中占有十分重要的地位，特别是在广大农村和经济不发达地区，生物质能的应用仍占有很大的比例。目前，欧盟许多国家已经把发展生物质能源作为解决本国就业、替代化石能源和减少大气污染等问题的战略措施来对待。然而作为生物质的一部分秸杆和颖壳等农业废弃物在我国却仍在被极大的浪费着：我国每年生产秸秆6亿多t，其中大约0.28亿t用于造纸，1.13亿t用作饲料，1.08亿t还田，3.5亿t用作燃料或就地荒烧。当前收获、打捆、运输、储藏、干燥等环节的加工利用水平都比较低。人们虽然对某些环节进行了研究，但没有进行大面积的推广，尤其是在利用农作物秸秆作为煤的替代燃料方面基本上没有成功的模式，这样就导致了近几年出现的大面积荒烧现象，造成每年数亿吨的生物质能源白白浪费，还造成了大气的严重污染，大大加重了政府工作的负担。社会的需求把科学研究推向了研究的前沿，秸秆成型燃料技术的研究就是为适应这种需求而开展的。但是，生物质能也有其缺点热值及热效率低，体积大，不易运输，直接燃烧生物质的热效率仅为1030，因此作为高效洁净燃料必须加工成型。生物质致密成型技术就是在这种情况下产生的，他是将各类松散的生物质原料（主要是农作物秸秆、农产品加工废弃物、林木加工废弃物等）用机械加压(加热或不加热)的方法，使原来松散的、没有一定形状的原料压缩成具有一定形状的、密度较大（0.81.4g/cm）的成型燃料成型后的原料的热性能要优于木材,热值为1417 MJ/kg,相当于中质烟煤,可直接燃烧,同时具有黑烟少,火力旺、燃烧充分,不飞灰、干净卫生等优点, 和极微量排放。生物质固化成型燃料具有加工简单、成本较低、便于储存和运输、易着火、燃烧性能好、热效率高的优点，可作为炊事、取暖的燃料，也可以作为工业锅炉和电厂的燃料。对生物质能源资源丰富的贫油、贫煤国家来说，生物质能源必将成为一种发展前景非常可观的替代能源。意义：中国作为一个迅速崛起的发展中农业大国，在保护环境的前提下，要实现国民经济的持续增长，必须改变传统的能源利用和能源生产方式，开发利用生物质资源，生产清洁能源是一项必然的选择。作为人类传统燃料的农作物秸秆，是来源于太阳能的一种可再生能源，具有资源丰富含碳量低的特点，加之在其生长过程中吸收大气中的CO2而成为碳元素的汇（Sink）而被称为清洁能源。近年来随着农业生产经济水平的不断提高，农村生活用能中高品位的商品能源的比例增加，秸秆所占的比重正逐步下降。燃烧秸秆成为被替代的对象，田间地头或田间焚烧的秸秆量逐年增加，这种污染在收获季节集中排放，使得短时间内大气质量严重恶化，成为一个严重的社会问题。本课题主要研究了废弃的农作物秸秆转化为高品位的能源，替代部分煤炭、石油等化石燃料，来提高农民的收入，缓解农村能源紧张的局面，从而实现农村能源的可持续发展。 开发利用生物质能对中国农村更具特殊意义。中国80人口生活在农村，秸秆和薪柴等生物质能是农村的主要生活燃料。尽管煤炭等商品能源在农村的使用迅速增加，但生物质能仍占有重要地位。1998年农村生活用能总量3.65亿吨标煤，其中秸秆和薪柴为2.07亿吨标煤，占56.7。因此发展生物质能技术，为农村地区提供生活和生产用能，是帮助这些地区脱贫致富，实现小康目标的一项重要任务。由上述可知，生物质成型技术是我们目前必须加紧研究的重大课题，而且需要我们去努力解决的问题还非常多。 1.2 国内外研究现状国外研究现状：从20世纪30年代美国开始了压缩成型燃料技术的研究，并研制了螺旋压缩机至今共有包括：日本、西德、意大利、丹麦、法国、德国、瑞典、瑞士、比利时，泰国、印度、越南、菲律宾、南非等国家先后加入了生物质成型技术的研究行列。目前这些国家生物质成型燃料技术己基本成熟，并进入了规模化生产及应用阶段。并且一些机型极具代表性，如：比利时研制成功的T117型螺旋压块机，其主要性能为：压块燃料的出模温度180，轴向压缩力大于686kN，压块的移动速度17002500mm/min，耗能量4555kWh/t，压块燃料的低位热值1819.7MJ/kg，燃料外表面有一层自然纤维保护膜。还有就是联邦德国研制的KAHI系列压粒机可生产直径为340mm的压缩粒，所用电机的功率为20400kW，能耗为1540kWh/t。泰国、印度、菲律宾等国80年代研制成的加粘结剂的生物质压缩成型机等。国内研究现状：而我国是在20世纪80年代引进螺旋挤压式生物质成型机后开始参与生物质压缩成型技术的研究开发的，至今已有二十多年的历史，并且取得了明显成果，如：清华大学清洁能源研究与教育中心已开发出生物质颗粒燃料冷成型技术和设备，并在北京怀柔区组织了示范项目，环境科学与工程系也有相关研究。浙江大学生物机电工程研究所能源清洁利用国家重点实验室也在生物质成型理论、成型燃料燃烧技术等方面进行了研究。国内部分厂家生产的成型机信息见表1-2。 表1-2我国生物质致密成型设备的主要性能指标研究单位与生产单位产品型号规格 台/年生产率kg/h电耗kwh/t江苏省连云港市东海粮食机械厂OBM-88150120120.5陕西省武功县轻功机构厂SX-7.5,1120085150100广西林市安无机械炭机械厂150120100河北正定厂宏木炭设备制造厂JD-A150120100西北农业大学能源研究室SZJ-8A8071.4江苏林产化学工业研究室HD120100辽宁省能源研究所产业基地200100110130中国农机院能源动力所SYJ-355010083.3江苏盯治国营九三O五厂HD型100110130102.9河南农业大学HPB-型100608039.7847.91）螺旋挤压技术螺旋挤压成型技术是目前生产生物质成型燃料最常用的技术，尤其是以机制炭为最终产品的用户，大都选用螺旋挤压成型机。1990年，通过实施国家“七五”公关项目“木质棒状（螺旋挤压）成型机的的开发研究”工作，国内建立了第一条年产1000吨棒状成型燃料生产线；1993年前后，国内一部分企业和有关省的农村能源办公室从日本、中国台湾、比利时、美国引进了近20条生物质压缩成型生产线，这些生产线基本上都是采用螺旋挤压式，大多数是以木屑为原料，生产“炭化”燃料棒状成型燃料的形状为直径50mm左右、长度450mm左右，横截面为圆形或六角形，每根重约1kg,用于蒸发量1000kg/h工业锅炉或民用炉灶。螺旋挤压成型技术的优点：(1)成品密度高。以木屑、稻壳、麦草等为原料，国内生产的几种螺旋挤压式成型机加工的成型棒料的密度1100-1400kg/.(2)成品质量好、热值高，更适合再加工成为炭化燃料、螺旋挤压成型技术的缺点是：(1)产量低。目前国产设备的最高台时产量不到150kg/h，距离规模化生产的产量要求相差较大。(2)能耗高。粉料在螺旋挤压成型前先要经过电加温预热，挤压成型过程的吨料电耗就在90kw*h/t以上。(3)易损件寿命短。国产设备主要工作部件螺杆的最高寿命不超过500h，距离国际先进水平1000h以上还有不小的距离。(4)原料要求苛刻。螺旋挤压成型机采用连续挤压，成型温度通常在之间，为了避免成型过程中原料水分的快速汽化造成成型块的开裂和“放炮”现象的发生，一般要将原料含水率控制在8%-12%之间，所以对有的物料要进行预干燥处理，增加了加工成本。这一点，对于移动式的成型燃料加工系统来说也许是一个致命伤，因此与螺旋挤压成型工艺相衔接还需要配套的烘干机。2）活塞冲压技术这种技术的优点是成型密度较大，允许物料水分高达20%左右。但因为是油缸往复运动，间歇成型，生产率不高，产品质量不太稳定，不适宜炭化。活塞式的成型模腔容易磨损，一般100h要修1次，有的含少的生物质材料可维持300h。2003年，通过实施科技部“秸秆压块成型燃料产业化生产的可行性研究”项目，开发了液压驱动式秸秆成型机，该设备采用活塞套筒双向挤压间歇成型。生产率为400kg/h;吨料电耗为60kw*h/t左右。3）辊模挤压技术生物质颗粒燃料的辊模挤压成型技术是在颗粒饲料生产技术基础上发展起来的，两者的主要区别在于纤维性物料含量的多少和成型密度的高低。用辊模挤压式成型机生产颗粒成型燃料一般不需要外部加热，依靠物料挤压成型时产生的摩擦热，即可使物料软化和黏合。对原料的含水率要求较宽，一般在10%-40%之间均能成型。其成型最佳水分为18%左右，相比于螺旋挤压和活塞冲压而言，辊模挤压成型法对物料的适应性最好。因此，国内一些生产秸秆颗粒饲料的企业在生产颗粒饲料的同时也生产颗粒燃料，以提高设备的利用率。目前国内一些知名的饲料机械企业，在环模制粒机和平模制粒机的设计、制造方面，已积累了丰富的经验，某些方面已达到世界先进水平。在生物质颗粒成型燃料加工机械的研发方面也进行了多年的探索，并取得了可喜的成绩。（1）环模挤压成型技术。1994年-1998年，通过实施国家林业局“林业剩余物制造颗粒成型燃料技术研究”项目，成功开发了以木屑和刨花为主要原料的颗粒燃料成型机，当时产量在250kg/h,成型燃料产品的规格为直径6mm，长8-15mm,颗粒密度1000kg/m,其热值为20096.7Kj/kg左右。产品质量达到日本“全国燃料协会”公布的颗粒成型燃料标准的特级或一级。但是由于当时在材料和加工工艺等方面的原因，主要易损件环模在面对粗纤维物料时暴露出了使用寿命短的缺陷。使用成本高成为环模式制粒机难以在生物质成型燃料领域大面积推广的重要原因。但是，该项目的开展，为我国辊模挤压成型燃料技术的发展打下了良好的基础。（2）平模挤压成型技术。由于在平模制造工艺水平和主要加工物料对象方面与国外的差距等原因，以前国内在对平模式制粒机的研究方面不够深入，国内能生产的最大平模直径只有400mm.2000年，通过实施农业部引进国际先进农业科学技术项目“秸秆颗粒饲料加工技术与设备引进”，在引进国际上著名的德国卡尔公司的38-780型大型平模制粒机的基础上，结合我国实际，又进行了多处技术改进和创新。研制的具有自主知识产权的SZLP-780型平模制粒机的主要技术参数为：颗粒直径12mm;生产能力：2100kg/h;吨粒耗电量：31Kw*h/t;颗粒成型率：94%；颗粒成型密度：920；平模直径：780mm.与其他生物质成型颗粒加工技术相比，大型平模式制粒机的优点在于：(1)原料适应性广。(2)产量大。(3)吨粒耗电低。(4)辊模寿命长。(5)成型密度可调。2004年，一些发电企业利用SZLP-780型平模制粒机生产的颗粒燃料来发电，（配套电机为75KW电机）进行了以棉杆为原料的制粒试验，当成型颗粒密度在1100kg/时，产量达到1300kg/但总体来看，目前，我国的生物质固化成型装备在设备的实用性、系列化、规模化上还是不足，距估计先进水平还有不小的差距。这一问题以成型机最为突出，表现在生产率低、成型能耗高、主要工作部件寿命短、机器故障率多、费用高等方面。2总体方案的拟定2.1 成型机种类目前世界各地的成型机主要有两种：压块(Briquette)和颗粒(Pellet)成型机。根据成型原理的不同可分为：活塞成型机(Piston press)、螺旋式成型机(Extruder press)和模压颗粒成型机(Matjx pellet press)。1、活塞式成型机 按驱动动力的不同可分为两类：一类是用发动机或电动机通过机械传动驱动的称为机械驱动活塞式成型机（Piston presses with mechanical drive）；另一类是用液压机构驱动的称为液压驱动活塞成型机(Piston presses with hydraulic drive)。这两类成型机的成型过程是靠活塞的往复运动实现的。其进料，压缩和出料都是间歇进行的，即活塞往复运动一次可以形成一个压块，在成型套内压块之间被紧密挤在一起，但其端面之间的连接不牢固。因此，当压块从成型机的出口被挤出时，一般在重力的作用下自行分离。根据压缩室末端有无挡板又分为开式和闭式两种。闭式柱塞压块依靠压缩室末端的挡板形成挤压阻力，压块形成后再开启挡板排出，这种机构不需要很大的挤压力，消耗能量较少；开式成型机依靠被压缩物与压缩室壁之间的摩擦力和锥形压模形成挤压阻力实现原料的压缩成型，这种形式的成型机出料方便，不需要特殊的挤出成型块机构和动作。2、螺旋式成型机 根据成型过程中粘结机理的不同可分为加热(with die heating)和不加热(without dieheating)两种形式。一种是先在物料中加入粘结剂，然后在锥型螺旋输送器的压送下，压在原料上的压力逐渐增大，到达压缩喉口时物料所受的压力最大。物料在高压下体积密度增大，并在粘结剂的作用下成型，然后从成型机的出口处被连续挤出，另一种是在成型套筒上设置加热装置，利用物科中的木质素受热塑化的粘结性，使物料成型。此类成型机最早被研制开发，也是目前各地推广应用较为普遍的一种机型。3、模压颗粒成型机 根据压模型形状的不同可分为：平板模颗粒成型机（Disk matrix pellet press）和环板模颗粒成型机(Ring matrix pellet press)，其中环模成型机根据其结构布置方式又可分为立式和卧式两种形式。由于立式环模成型机具有压模易更换、保养方便、易进行系列化设计等优点而成为现有颗粒成型机的主流机型，其生产率可达13th-1卧式环模成型机的压模和压辊的轴线都为垂直设置，生产率可达500800kg/h，平板模颗粒机的工作原理是平板上有46个辊子，辊子随轴作圆周运动，并与平模板间有相对运动，原料在辊子和模板间受挤压，多数原料被挤入模扳孔中，切割机将挤出的成型条按一定的长度切割成粒，达冠环保生产销售环模式木屑颗粒机、秸秆颗粒机等生物质燃料成型机械设备。4、HPB-III型生物质成型机 河南农业大学农业部可再生能源重点开放实验室于1995年开始立项研究液压驱动活塞式成型机，并在1996年生产出第一台小型样机。经过几次改进，于2002年研制了HPB-III型液压活塞式双向成型机，其主要工作部件有活塞冲杆，保型筒、锥形筒、夹紧套、活塞套筒、加热圈、液压装置、电控柜等。它的工作原理是油泵在电机的带动下，将油通过换向阀泵入油缸的一腔，把电能转化成液体的压力能，驱动活塞、活塞杼、冲杆向一端运动，冲杆将进料斗加入的生物质压入成型套内的锥形套中，秸秆在机械压力和温度的作用下发生塑性变形，秸秆被挤压成成型棒（块）后，经保型筒稳型后挤出。在换向阀的作用下，油被泵入油缸的另一腔，则活塞、活塞杆、冲杆向另一端运动，完成另一端成型，HPB -III型活塞式生物质成型机的工作路线。 该套设备采用了活塞冲压成型，避免了生物质原料与成型部件连续的相对运动摩擦，解决了螺旋推进成型机螺旋杆头部磨损严重的问题，使易损件的寿命由50h延长到200h以上；并且该系统是在不加任何粘结剂的条件下对生物质进行热压成型的，成型主要是由于生物质中木质素的存在，所以可以节约成本。该系统与螺旋式成型机相比，具有上述特点外，还具有成型机构能投比低，效率高，工作平稳，结构新颖；可有效降低单位产品能耗，延长易损件的使用寿命等优点。2.2 工作原理分析 工作原理概括为：根据成型过程中粘结机理的不同可分为加热和不加热两种形式。一种是先在物料中加入粘结剂，然后在锥型螺旋输送器的压送下，压在原料上的压力逐渐增大，到达压缩喉口时物料所受的压力最大。物料在高压下体积密度增大，并在粘结剂的作用下成型，然后从成型机的出口处被连续挤出。另一种是在成型套筒上设置加热装置，利用物料中的木质素受热塑化的粘结性，使物料成型。此类成型机最早被研制开发，也是目前各地推广应用较为普遍的一种机型。2.3 设计内容 在根据生产或生活的需要提出所要设计的新机器后，计划阶段只是一个预备阶段。此时，对所要设计的机器仅有一个模糊的概念。在计划阶段中，对所设计的机器的需求情况作充分的调查研究和分析。通过分析，进一步明确机器所应有的功能，并为以后的决策提出由环境、经济、加工以及时限等各个方面所确定的约束条件。在此基础上，明确地写出设计任务的全面要求及细节，最后形成设计任务书，作为本阶段的总结。设计任务书大体上应包括：机器的功能，经济性及环保性的估计制造方面的大致估计，基本使用要求，以及完成设计任务的预计期限等。此时，对这些要求及条件一般也只能给出一个合理的范围，而不是准确的数字。例如可以用必须达到的要求、最低要求、希望达到的要求等方式予以确定6。3 秸秆燃料挤压成型机的设计计算3.1 电动机的选取Y系列全程为全封闭自扇冷式三相鼠笼型异步电动机。使用非常普遍，应用于一般无特殊要求的机械设备、如农业机械、食品机械、风机、水泵、机床、拌搅机、空气压缩机等YS系列三相异步电动机功率较小，适用于小型机床、泵、压缩机的驱动，接线盒均在电动机顶部。YSF、YT系列区别不大，都是风机专用三相异步电动机，是根据风机行业的配套要求，电动机在结构上采取了一系列的降噪、减振措施。该系列电机具有高效节能、噪声低，启动性能好，运行可靠，使用安装方便等特点。适用于风机安装和使用，是风机的理想配套产品。YD为多速三相异步电动机，一般有4/2极8/6极8/4/2极6/4极12/6极8/6/4极8/4极6/4/2极12/8/6/4极，主要用于要求随负载的性质逐级调速的各种传动机械如机床、矿山、冶金、纺织、印染、化工等行业。YL系列为双值电容单相异步电动机，也就是有两个电容，可用于塑料机械、农业机械、食品机械空压机、水泵及家庭作坊等机械设备作为动力。对只有单相电源的场合尤为适用。YC系列为单相电容起动异步电动机YY系列为单相电容运转异步电动SG系列为高防护等级三相异步电动机，可与Y系列互换，但性能均有所加强（如电磁方案的调整优化，部分规格采用冷轧硅钢片等），使该系列电机的振动和噪音（特别是负载噪音）明显低于Y系列电机。实验证明该系列电机的噪音达到I级标准，电机的振动值比Y系列标准低1个优先级。轴伸端轴承增加了注油装置，不需拆卸电机就可对轴承进行换油，维护简单。YCT系列为电磁调速电动机，是改变励磁电流大小的方法来调节输出轴力矩和转速的一种调速电机。它可应用于恒转矩负载的速度调节和张力控制的场合，更适合于鼓风机和泵类负载的场合。对于起动力矩高、惯性大的负载有缓冲起动的作用，同时有防止过载等保护作用。YP2系列为变频调速三相异步电动机，是以变频器为供电电源的变频调速三相异步电动机。通过改变电源频率实现平滑地调节电动机的转速，达到节能和控制自动化的目的。YP2系列电动机效率高，调速范围广，精度高，运行稳定，操作和维修方便，其安装尺寸符合国际电工委员会(IEC)标准，分为自扇冷却和外置风扇冷却两种。CXT系列为稀土永磁三相同步电动机，采用新型稀土永磁材料及其它优质材料制造，在转子结构设计和电磁参数选定方面有较大创新，使电机具有超高效率、功率因数的同时（功率因数达到95%以上），因而具有较高的起动性能、较高的牵入同步转矩和较大的过载能力，并且电机效率曲线比较平直，低负荷时也具有很高的效率，能够广泛应用于石油、化工、冶金、矿山、纺织等长期负荷运行的设备。YLZC系列为冷却塔专用电机，电机外壳防护等级为IP45（或IP55），该系列电机在结构上采取系列的降噪、减振、防水、防潮措施，具有噪音低、效率高、防水、防潮等有点。YZS系列为注塑机专用电机，它除具有Y系列电机基本特性外，还具有过载能力强，噪声低，尤其是额定负载和超载时噪声低的特点。YXF系列为高温消防排烟风机专用电机，电机外壳与烟气完全隔离，内置独立的冷却通路，具有连续输送300C高温烟气30MIN的超凡能力。本次设计适于秸秆燃料挤压成型机，因此选取的电机功率不高。电机型号 YL-112M-7 额定功率 7.5KW ;额定电流=8.8A ; 效率 =84 % ;功率因数 cos=0.82 ;Tmax/TN =（最大转矩）/（额定转矩） = 2.3 ； Tmin/TN =1.5 ; 总传动比 =6.98 查机械设计课程设计手册得：选择，其铭牌如下表3-1：表3-1 Y系列三相异步电动机电动机型号额定功率 KW满载转速 r/min堵转转矩/额定转矩最大转矩/额定转矩质量 KgY132M-4 7.5同步转速1500 r/min,4级 14402.22.281（a）（b） 图3-3 电动机的安装及外形尺寸示意图表3-2 电动机的安装技术参数中心高/mm 外型尺寸/mm L（AC/2+AD）HD 底脚安装 尺寸AB地脚螺栓 孔直径K 轴伸尺 寸DE 装键部位 尺寸FGD132515 345 315216 1781238 8010 433.2 秸秆燃料挤压成型机的设计主要参数的确定3.2.1 榨膛容积比 ch （1）查表15. 5-1坯实际压缩比P=2.39 ; 实际压缩比n=3.25本次设计的秸秆燃料挤压成型机的设计 对象是大豆，其总压缩比7.514 ,取7.53.2.2 进料端榨膛容积Vj的计算根据设计能力等参数，可按下式计算：Vj=QBm/60KfKnrmn (2)将数据代入公式3.2得： Vj=(300kg/h0.91000)/(600.60.70.760r/min)=255.102 cm因此Vj=255.102 ;出坯率m=0.9 ; 料坯充满系数Kf=0.6 ;系 数Ke=0.7; 入料坯容重rm=0.7/ ;出口端容积Vch ,由公式3.1 Vj/Vch 推出 Vch= Vj/=18.22 cm3.2.3 功率消耗理论公式Nr=(qnRp)/6000 (kw) （3）对于中小型机器r=57 kw ;取 r=6kw 3.2.4 榨膛压力P=(2471n5.5)/e0.022w (kPa) （4）将数据代入公式3.4得：P=(24710.000853.255.5)/e0. 0223.5=1372.94 kPa3.2.5 榨膛压缩比曲线本设计的秸秆燃料挤压成型机的设计 ，是二级压榨型，其曲线图1 ：3.3 螺杆轴的设计计算螺杆轴是秸秆燃料挤压成型机的设计 的主要工作部件之一，螺杆轴的结构参数、转速、材质的选择对形成榨膛压力、油与饼的质量，生产率和生产成本有很大关系。 在设计中，采用套装式变导程二级压榨型螺杆轴，套装在芯轴上用螺母压紧，连续型螺杆轴的相邻螺杆紧接，没有距圈，结构较简单，榨膛压力较大，回料少，但齿型复杂，加工须配置专用机床，适用于较小型秸秆燃料挤压成型机9。3.3.1 连续型螺杆轴尺寸如下表所示：3.3.2 螺杆齿形表3-3 螺杆轴尺寸表Table .1 Squeezing screw shaft dimensions table螺杆号 节长 导程 螺旋外径 螺旋内径 齿顶宽/齿根宽1 120 42 70 50 6/162 110 42 70 50 6/163 80 36 70 50/67 6/16 4 30 70 69.2/67 5 45 31.5 70 59/64.3 8/9.96 45 31.5 70 64.3/69.6 11.7/13.67 45 70 69.6/76.6 锥形根圆螺杆螺杆齿形尺寸30;=1545,最大为90; ddmin.=75 mm（dd1根据P295表13-4查得）表4-2 V带带轮最小基准直径槽型YZABCDE205075125200355500由机械设计P295表13-4查“V带轮的基准直径”，得=250mm 误差验算传动比： （为弹性滑动率）误差 符合要求 带速 满足5m/sv300mm，所以宜选用E型轮辐式带轮。总之，小带轮选H型孔板式结构，大带轮选择E型轮辐式结构。带轮的材料：选用灰铸铁，HT200。4.2.6确定带的张紧装置 选用结构简单，调整方便的定期调整中心距的张紧装置。3.8计算压轴力由机械设计P303表1312查得，A型带的初拉力F0133.46N，上面已得到=153.36o，z=8，则对带轮的主要要求是质量小且分布均匀、工艺性好、与带接触的工作表面加工精度要高，以减少带的磨损。转速高时要进行动平衡，对于铸造和焊接带轮的内应力要小, 带轮由轮缘、腹板（轮辐）和轮毂三部分组成。带轮的外圈环形部分称为轮缘，轮缘是带轮的工作部分，用以安装传动带，制有梯形轮槽。由于普通V带两侧面间的夹角是40，为了适应V带在带轮上弯曲时截面变形而使楔角减小，故规定普通V带轮槽角 为32、34、36、38（按带的型号及带轮直径确定），轮槽尺寸见表7-3。装在轴上的筒形部分称为轮毂，是带轮与轴的联接部分。中间部分称为轮幅（腹板），用来联接轮缘与轮毂成一整体。表4-5 普通V带轮的轮槽尺寸（摘自GB/T13575.1-92）项目 符号 槽型 Y Z A B C D E 基准宽度 b p 5.3 8.5 11.0 14.0 19.0 27.0 32.0 基准线上槽深 h amin 1.6 2.0 2.75 3.5 4.8 8.1 9.6 基准线下槽深 h fmin 4.7 7.0 8.7 10.8 14.3 19.9 23.4 槽间距 e 8 0.3 12 0.3 15 0.3 19 0.4 25.5 0.5 37 0.6 44.5 0.7 第一槽对称面至端面的距离 f min 6 7 9 11.5 16 23 28 最小轮缘厚 5 5.5 67.5 10 12 15 带轮宽 B B =( z -1) e + 2 f z 轮槽数 外径 d a 轮 槽 角 32 对应的基准直径 d d 60 - - - - - - 34 - 80 118 190 315 - - 36 60 - - - - 475 600 38 - 80 118 190 315 475 600 极限偏差 1 0.5 V带轮按腹板（轮辐）结构的不同分为以下几种型式： （1） 实心带轮：用于尺寸较小的带轮(dd(2.53)d时)，如图3-2a。 （2） 腹板带轮：用于中小尺寸的带轮(dd 300mm 时)，如图3-2b。 （3） 孔板带轮：用于尺寸较大的带轮(ddd) 100 mm 时)，如图3-2c 。 （4） 椭圆轮辐带轮：用于尺寸大的带轮(dd 500mm 时)，如图3-2d。（a） （b） （c） （d）图4-2 带轮结构类型根据设计结果，可以得出结论：小带轮选择实心带轮，如图（a）,大带轮选择腹板带轮如图（b）4.3 轴和轴啮合齿轮的计算4.3.1齿轮的选用选用直齿圆柱齿轮传动级精度。已知输入功率P1=7 kw ； 小齿轮转速n1=418.6 r/min ； 齿数比u=i1=2.25 条件：带式输送机，工作平稳，转向不变。 (1)材料选择轴上的小齿轮材料为45#，硬度为217255HBS,取硬度为240HBS，啮合的中齿轮材料为QT500-5(调质)，硬度（147241）HBS,硬度取为200HBS 9。 (2)齿轮齿数的选择小齿轮的齿数Z1=13,中齿轮的齿数为Z2=iZ1=29.25，取Z=30芯轴转速n=60r/min(3)按齿面接触强度设计。 1) 确定公式 d1t2.32 （5）公式3.5内的各计算数值. 试选载荷系数：K1=1.3. 计算小齿轮传递的转距：T1 =95.5105P1/n1 =95.51057/418.6=6.126104 Nmm. 齿宽系数d=1. 由表查得材料的弹性影响系数ZE=181.4 Mpa1/2. 由图册按齿面硬度查得：小齿轮的接触疲劳强度极限：Hlim1= 650 MPa大齿轮的接触疲劳强度极限：Hlim2= 550 Mpa. 由公式计算应力循环次数N1 = 60 n1jLh = 60418.61( 2830010) = 1.2109N2 =0.53109. 接触疲劳系数 KHN1=0.9 ，KHN2=0.87. 计算接触疲劳许用应力取失效概率为 1%，安全系数为 S=1，H1 =KHN1Hlim1/s =0.9650 = 585 MpaH2 =0.87550 = 478.5 Mpa 2）计算. 试算小齿轮分度圆直径 d1t , 代入H中较小的值 d1t2.32 （6）经计算得 d1t=67.499 mm . 计算圆周速度V =d1tn1/(601000) = 3.1467.499418.6/(601000) =1.479 m/s.计算尺宽b = dd1t = 167.499 = 67.499 mm. 齿宽与齿高之比 b/h模数： mt= d1t/z1 = 67.499/13 = 5.192 mm齿高： h=2.25 mt =2.255.192 =11.683 mmb/h = 5.778. 载荷系数根据v=1.479 m/s , 7级精度，由图册查得动载系数 KV =1.08.直齿轮，假设 KAFt / b 100 N/mm ,由表查得：KH=KF=1.2 ;由表查得：使用系数KA=1 ; 由表查得：7级精度，小齿轮相对支承，非对称布置时KH =1.12+0.18(1+0.6d2) d2 + 0.2310-3b =1.12+0.18(1+0.612)12+0.2310-367.499=1.424由b/h=5.778, KH=1.424 查得 KF=1.52 ; 故载荷系数为:K=KAKVKHKH =11.081.21.424 =1.845按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由公式7d1 = d1t = 67.499 （7）得 d1 = 75.85 mm. 计算模数 m= d1/z1 =75.85/13 =5.835 mm （4）按齿根弯曲强度设计 m （8） 1）确定公式内的各计算数值. 由图册查小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1=560 Mpa ;大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE2=440 Mpa. 由图册查得弯曲疲劳寿命系数：KFN1=0.85 , KFN2 =0.88. 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数 S=1.4F1= MpaF2= Mpa. 计算载荷系数K=KAKVKFKF=11.081.21.52=1.97. 查取齿形系数YFa1=3.13 YFa2=2.52. 应力校正系数：YSa1=1.48 YSa2=1.625. 计算大小齿轮的并加以比较：1=0.013622=0.01480 大齿轮的数值大。 2）设计计算由公式(8)得：m=3.09 mm对比计算结果，取按齿根弯曲强度设计的，m=3.09 mm,就近圆整为标准值 m=3 , 按接触疲劳强度计算分度圆直径 d1=75.85 mm ,从而计算出小齿轮齿数 z1=d1/m=75.85/3=25.28=26大齿轮齿数 z2=uz1=2.2526=58.5 ,取 z2=59 （5）几何尺寸计算. 计算分度圆直径d1=z1m=263=78 mmd2=z2m=593=177 mm. 计算中心距a=(d1+d2)/2=127.5 mm. 齿轮宽度b=dd1=178=78 mm取 B2=80 mm , B1=85 mm （6）验算Ft=2T1/d1=29.126104/78=2340.77 NKAFt/b=12340.77/78=30 N/mm 100 N/mm.所以，该齿轮设计符合要求。4.3.2确定小齿轮的齿形参数 标准直齿圆柱齿轮几何尺寸： 1）分度圆直径d :d1=mz1=326=78 mmd2=mz2=359=177 mm2）齿顶高haha=ha*m=13=3 mm3）齿根高 hf=(ha*+c*)m=(1+0.25)3=3.75 mm4）齿全高 h=ha+hf =(2ha*+c*)m=3+3.75=6.75 mm5）齿顶圆直径 da1=d1+2ha=(z1+2ha*)m=78+23=84 mmda2=d22ha=(z22ha*)m=17723=183 mm6）齿根圆直径 df1 =d12hf=(z12ha*2c*)m=(262120.25)3=70.5 mmdf2=d22hf=(z22ha*c*)m=169.5 mm7）基圆直径 db1=d1Cos=78Cos20o=73.296 mmdb2=d2Cos=177Cos20o=166.326mm8）齿距p=m=3=9.42 mm9）齿厚s=m/2=3/2=4.7 mm10）齿槽宽e=m/2=4.7 mm11）中心距a=(d2d1)/2=m(z2z1)/2=127.5 mm12）顶隙 c=c*m=30.25=0.754.4 轴的计算校核4.4.1 选材及表面预处理 (1)材料:轴主要用碳钢,本设计从经济实用角度选用45#钢. (2)热处理:高频淬火,表面强化处理喷丸,提高轴的抗疲劳强度,45#钢热处理调质 .轴表面淬火处理: 淬硬层深度耐磨10。 (3)工作条件: 载荷不大,深度 0.51.5 mm.4.4.2 轴的结构设计 (1)轴肩高度:a=(0.070.1)d (d为轴的直径,轴环宽度b=1.4a)按扭矩强度条件计算T=T/wT=9.55106p/( 0.2nd3 )T （9）其中 T 为扭转切应力,单位是 Mpa.轴45#钢 T=2545 Mpa A0=126103 mm3 (2)轴的直径 d= （10） 式中取A0=105 mm3轴传递的功率 p=4 kw,轴的转速 n=418.6 r/mind=22.28 mm对于直径d100 mm的轴,有一个键槽时,轴径增大5%7%,为将轴径圆整为标准直径, d= mm, L=60 mm,( L长系列60 mm,短系列42 mm) 。 此处为轴的校核图形,图4-3 轴的受力图总弯矩 M=474 Nm校核轴的强度,按第三强度理论计算应力 (11）对于直径为d的圆轴,弯曲应力=M/w,扭转切应力 =T/wT=T/2w （12）其中,w (mm3) 为轴的抗弯截面系数,W= 式中 b=6,t=4,d=28 mm则轴的弯矩合成强度条件为:/1842.89=50 Mpa-1对称循环应变力时，轴的许用弯曲应力经查表得-1=60 Mpaca-1 符合强度要求. 轴所受的载荷是从轴上零件传来的。计算时，常将轴上的分布载荷简化为集中力，其作用点取为载荷分布段的中点，作用在轴上的扭矩，一般从传动件轮毂宽度的中点算起。通常把轴当作置于铰链支座上的梁，支反力的作用点与轴承的类型和布置方式有关。4.5 皮带轮的设计计算小带轮的基准直径 d1=71 mm ; 大带轮的基准直径 d2=315 mm平带传动在传动中心距较大的情况下平带的材质选用帆布芯平带。带轮带宽b=50 mm ,带轮宽 B=63 mm 求带速 d1=(601000v)/(n1) 其中n1=418.6r/min ,d1=71mm ; i=n1/n2 imax ,查表13-1-42 取i=3 ，则n2=139.53r/min ;带厚=1.2n ,查表13-1-45 n=3 ,则=3.6mm .初定中心距 a0 1.5(d1+d2) a05(d1+d2) ，则579 a01504.6 键的选择设计 4.6.1键的选择键的截面尺寸bh由轴的直径d由标准中选定。键的长度L一般可按轮毂的长度而定，即键长等于或略短于轮毂的长度。I轴 ：d=22 mm 处选用普通平键键宽b键高h bh =66 . 键l , =25mm,=56mm,轴深度 t=4.0 mm4.6.2 键的校核计算假定载荷在键的工作面上均匀分布，普通平键连接的强度条件为p=2T103/(kld) p （13）T传递的转矩为 T=9.126104 N mmK键与轮毂键槽的接触高度，k=0.5h=0.56=3 mml键的工作长度，圆头平键l=L-b=56-6=50mmd轴的直径 d=22 mmp 许用挤压应力 p =100120 Mpa, 查表取 p=110 Mpa将数值代入公式 p=29.12610103/(35622)=55.309Mpap=110 Mpa 符合标准。故，键的标记为： 键656 .4.7 轴承的设计4.7.1 轴承寿命 Lh=106/(60n)(c/p) （14）对于滚子轴承，=10/3,我们计算I轴的滚动轴承为圆锥滚子轴承32905。已知： n=418.6 r/min ,预期计算寿命Lh=5000h. 由公式得出，C求比值 Fa/Fr=1284.3/2966=0.43Lh （17）故所选轴承为圆锥滚子轴承32905 ,满足寿命要求 。5 秸秆燃料挤压成型机的结构设计5.1 螺杆轴的设计螺杆轴是由芯轴，轴，出渣梢头，销紧螺母，调整螺栓，轴承等构成。装配榨轴时，螺杆与螺杆之间必须压紧，防止螺杆之间出现塞饼现象，必须拧紧销紧螺母，饼的厚度用旋转的调整螺栓来控制。6个螺杆型号不同，材料为20# .5.2 齿轮箱的构造及入料器的构造齿轮箱是由齿箱盖，齿箱体，圆柱齿轮，传动轴，轴承，皮带轮等构成，可从顶部油塞孔加机油，从油标处看加油高度。入料器的组成主要有立轴，锥齿轮，轴承支座，固定板，锥斗等，使用自动进料器可以节省劳动力，提高生产效率。5.3 带轮的结构设计大三角带轮的结构尺寸基准直径 dd=330mm ,带轮宽B=(Z-1)e+2f=30.3 mm,槽间距e=120.3 ，取e=12.3 mm .第一对称面至端面的距离 f=81 ,取f=9.15 mm ,基准线上槽深 ha=2.0 mm ,外径 da=dd+2ha=334 mm ,最小轮缘厚 =5.5 mm ,取=10 mm .基准下槽深 hf=9.0 mm , 轮槽角=38 .基准宽度 bd=8.5 mm .=(1.82)d=44 mm ,=da-2(ha+hf+)=292 mm ,=290=38.77 mm ,=0.8h1=31.01 mm ,=0.4h1=15.508 mm ,=0.8b1=12.4064 mm ,=0.2h1=7.754 mm ,=0.2h2=6.202 mm ,L=(1.52)d=30.3 mm .5.4 调节装置的设计调节装置的主要目的是调节出渣的粗细，相应的改变榨膛的压力机构，为抵饼圈整轴移动或出饼圈同芯轴一起做轴向移动。其结构简单，操作方便，机架的受力能在运转中调节，但芯轴的轴2头易损坏。由于采用整轴移动或夹饼圈，因此螺栓连接松脱现象比较严重，此装置平稳，低速重载的静载荷，因此采用对顶螺母，两螺母对顶拧紧后，使旋合螺纹间始终受到附加的压力和摩擦力的作用，工作载荷有变动时该摩擦力仍然存在。5.5 键的选择键是一种标准零件，通常用来实现轴与轮毂之间的周向固定，以传递转矩，有的还能实现轴上零件的轴向固定或轴向滑动的导向。4.6.1 轴上的键轴径 d=22 mm , bh=87 ,L=180 mm ,轴径 d=28mm处的为普通平键，公称尺寸 bh=87 ,键长 L=70 mm ;4.6.2 轴上的键 轴径 d=28 mm , bh=87 , 键长 L=140 mm ;4.6.3 芯轴上的键, 轴径 d=35 mm , bh=108 , 键长 L=180 mm ;轴的深度 t=5.0 mm .4.6.4 芯轴上的键 轴径 d=35 mm , bh=108 , 键长 L=450 mm .5.6 滚动轴承的选择5.6.1 轴上的轴承的选择轴上的大齿轮 B=95 mm ,B200 , d=35 mm ,内径 D=35 mm ,D1=1.8D=63 , 轮毂厚t ,t=14 mm ,L=(1.21.5)D=52.5 mm , =(2.54)mn=108 , H1=0.8D=28 ,H2=0.8H1=22.4 ,C=H1/5=5.8 ,但要求 C10 ,取 C=10 ,S=H1/6 ,取 S=10 ；选用芯轴上的轴承时，依据D1来选，D1=63 mm ,选调心滚子轴承，型号为22212 ,尺寸如下：d=60 mm ,D=110 mm ,B=28 mm ,Cr=81.8 KN ,COr=122 ,脂润滑 n=3200 r/min ,重量 W=1.22 kg .d2=75.7 mm ,D2=93.5 mm ,rmin=1.5 ,安装尺寸 damin=69 mm ,Damax=101 mm ,ramax=1.5 ;计算系数 e=0.28 ,Y1=2.4 ,Y2=3.6 ,YO=2.4 .5.6.2 轴和
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