秸稈粉碎機的設計畢業論文(編輯修改稿)

　

【文章內容簡介】 軸類零件、齒輪進行強度校核。 6，完成機架的設計，并對全部零部件進行總體安裝布置。 7，研究所設計秸稈粉碎機的優缺陷及應用情況。 3 錘片式秸稈粉碎機的總體結構及設計計算 秸稈粉碎機的總體結構 本設計 —— 錘片式秸稈粉碎機的總體機構有電動機（動力輸入）、帶傳動（傳動部分）、進料機構、粉碎機構、出料部分及機架六部分。電機作為動力輸入，帶動主動帶輪轉動，將扭矩傳遞至從動帶輪，再由從動輪帶動粉碎室主軸旋轉，由于本設計中所需的主軸轉速較高，所以不需在 電機后接減速器，但也使得帶傳動的傳動比很小。本設計采用切向進料，轉子只能一個方向轉動。出料口豎直向下，接法蘭盤。機架的支撐采用角鋼，型號 63635。 粉碎機構是本設計的核心部件，主要由主軸、錘架板、銷軸、錘片組成，在粉碎室內，機架內壁裝有篩片和齒板，篩片的包角為 180186。，裝在主軸正下方；齒板安裝在篩片及進料口間，轉子運轉時錘片末端與篩片齒板間隙為 10mm。 其中，電動機需要進行選型及扭矩計算；帶傳動需要進行設計選型；粉碎機構主軸需進行設計計算及校核、軸承壽命也需進行驗算。 秸稈粉碎機整機的設計計 算 電機選型及扭矩計算 電機選型 由于本設計是家用小型秸稈粉碎機，根據粉碎機常用電機功率及工作量（每小時進料 t500? ）要求，所選電機 參數如下表 1： 表 1：電機參數 Table 1： parameter of electric machine 型號 model 功率 power（ kw） 馬力 HP （ hp） 額定電流 rated current（ A） 轉速 Rpm（ r/min） 效率 efficiency（ %） 功率因數power factor（ cosφ） Y132S22 10 15 2900 秸稈粉碎機的設計 7 扭矩計算 電機扭矩 計算公式 [16]：nPT 9550? 其中， P： 功率 （ kw） n:轉速 （ r/min） T:扭矩 （ Nm） 將功率、轉速帶入上式得： mNmNnPT ?????? 9 0 5 5 09 5 5 0 考慮電機效率 %，求得實際扭矩： mNmNTT ??????? % ? 帶傳動的設計計算及選型 錘片式秸稈粉碎機的帶傳動選擇普通 V帶傳動。 （ 1）計算功率 caP 參考《機械設計》表 查得工作情況系數 ?aK 按每天工作 8 小時計算，則 kwkwPKP aca ???? （ 2）選取普通 V帶型號 根據 kwPca ? ， min/2900n1 r? ，由《機械設計》圖 確定選用 A（ （ 3）計算從動軸轉速 n2 經查閱得：粉碎室中錘片末端線速度 v? 80m/s,在此取 smvn /70? ，錘片長120mm,錘架板直徑 D=400mm 粉碎室主軸中心到錘片末端距離 mmDLl 2 6 030302 ????? smlv n / ??? ?? s/?? 代入式 22 n??? 中求得 min/ rn ? 所以，經計算取從動軸轉速即轉子轉速 min/25002 rn ? （ 4） 確定小帶輪和大帶輪的基準直徑 21 dd dd 、 根據《機械設計》表 初取 mmdd 1251 ? ，由式 得 mmmmddnnidd dddd 15014525002900 112112 ?????? 華中農業大學 20xx 屆本科畢業論文 8 大帶輪轉速 m i n/ 4 1 6m i n/1 5 01 2 52 9 0 02112 rrddnn dd ????? 誤差 %5%%1002500 ?????? n，故允許 因此，大小帶輪的基準直徑分 別為： mmdmmd dd 1 5 0,1 2 5 21 ?? 大帶輪小帶輪 （ 5） 計算帶速 v 由式（ ） 100060 11?? ndv d? 計算得 smv /? 由于 525,故帶速合適 （ 6） 計算帶長和中心距 初步確定中心距 0a ： 由式 )(2)( 21021 dddd ddadd ???? 計算得 0 ?? a 可初步選取 mma 4500 ? 帶長 0dL ： 由式 02122100 4 )()(22 a ddddaL ddddd ????? ?計算得 mmLd ? 據表 選取基準帶長 mmLd 1400? 計算實際中心距 a ： 由式 2 00 LLaa d ??? 計算得 mma ? 綜上所述：基準帶長 mmLd 1400? 實際中心距 mma ? （ 7） 驗算包角 由式 ?????? 121 a dd dd?計算得 ?????? 1251501801?120186。 故驗算合格 秸稈粉碎機的設計 9 （ 8） 確定 V帶根數 z 由式 Lca KKPP Pz?)( 00 ???計算 傳動比 25002900 ??i 由表 查得 kwP ? ， 由表 查得 kwP ?? 由表 查得 ?（包角修正系數） ?K 由表 查得 ?（長度修正系數） LK 可求得 )( )( 00 ???????? Lca KKPP Pz ? 取 z=4 根。 （ 9） 求初壓力及壓軸力 初壓力 F0： 由式（ ） 20 )(500 qvK KvzPF ca ???? ? ? 查表 知， q=可計算出： NF 3 9 9 9 0 0 20 ?????? ）（ 壓軸力 FQ： 由式（ ） 2sin2 10 ?zFFQ ? 可 計算出： NFQ ?????? 綜上，帶傳動 設計如下表 2[17]： 表 2:帶傳動設計參數 Table 2:Belt drive design parameter 型號 model 根數 radical dd1 (mm) dd2 (mm) n1 (r/min) n2 (r/min) Ld (mm) a (mm) A 4 125 150 2800 2500 1400 華中農業大學 20xx 屆本科畢業論文 10 (10)帶輪結構的設計 帶輪結構如圖 1： 圖 1：大帶輪結構尺寸 Fig． 1： Large belt wheel structure size 本設計中，大小帶輪結構相同，尺寸不同，上圖中所標注尺寸為大帶輪尺寸 （ 11） 帶傳動的效率 普通 V帶傳動的效率在 ~ 之間，本設計中取 粉碎室主軸的設計計算 選材： 考慮到粉碎室主軸所受載荷不大，故選用 45 鋼，經調質處理 主軸的設計計算： （ 1） 設計過程中的注意事項： 按彎扭合成強度來進行設計校核； 計算彎矩時，將帶輪作用視為一個集中力，大小根據帶的質量來計算； 轉子引起的彎矩由轉子不平衡量來計算，當 smv /80?錘末 時，轉子的不平衡量? 5g，可查得：粉碎機平衡 品質等級為 G16[18]， 1000?eG? e：轉子的許用不平衡度（ μm） ω：轉子的角速度（ rad/s） 秸稈粉碎機的設計 11 mmGe ???? 1610001000 ?? ??? 取轉子的不平衡量 M=5g，則轉子由于 M 所產生的離心力可根據式 2?MrF? 計算 其中， r：轉子半徑 ω：轉子的角速度 代入 2?MrF? 式中，可求得： NF ? ； 離心力是法向的，其方向是變化的，但當離心力在鉛錘方向時，對主軸影響最大，故按鉛垂方向計算。 （ 2）初步確定軸的最小直徑 按式322min nPAd ? 來估算， 其中， A：系數，可查表 取 125?A P2 ：主軸功率 /kw， P2=Pη（ η為帶傳動效率） P2== n2：主軸轉速（ r/min） n2=2500r/min 代入式322min nPAd ? 中，求得： mmmmnPAd 182 5 0 2 5 33 22m i n ???? 據實際情況取 dmin=30mm （ 3） 軸的結構及裝配情況確定 （ 4） 軸各段直 徑及長度的確定 L1 d12 的確定： 根據皮帶輪的結構設計來確定，可取 L12=76mm d12=30mm 華中農業大學 20xx 屆本科畢業論文 12 L2 d28 的確定： 28 段軸主要用來裝軸承擋圈，可取 L28=62mm d28=34mm L8 d83 的確定： 83 段軸主要根據軸承及軸承端蓋來確定尺寸 選用深溝球軸承 6307 ，其各數字代表意義： 可?。?L83=22mm d83=35mm L3 d34 的確定： 34 段為軸環，其寬度應≥ 倍的軸肩高，取 L34=30mm d34=39mm L4 d45 的確定： 45 段軸是用來焊接錘架板的，根據錘片的排列方式及厚度來確定， 取 L45=315mm d45=45mm L5 d56 的確定： 與 34 段軸相同，取 L56=30mm d56=39mm L6 d67 的確定： 與 83 段軸相同，取 L67=22mm d67=35mm 綜上：軸全長 L=557mm，各軸段長及直徑見表 3： 表 3：各軸段長及直徑 Table3:Axial length and diameter 軸段 shaft part 12 28 83 34 45 56 67 17 軸段L (mm) 76 62 22 30 315 30 22 557 d 軸段 (mm) 30 34 35 39 45 39 35 ______ 秸稈粉碎機的設計 13 錘片的設計、選材及排列 （ 1） 錘片的設計及選材 錘片是秸稈粉碎機最主要的工作部件，也是易損件。我國每年僅錘片耗用的鋼材數就可達數萬噸，因此，提高錘片的使用壽命具有重要的意義。錘片的形狀、尺寸、排列方式及線速度都對粉碎效率有很大的影響，目前，已有多種形狀的錘片，各種錘片的使用性能見表 4： 表 4：各種錘片使用性 能的比 較 [19] Table4:Comparison of the perfo