《盤刀式莖稈切碎機結構設計說明書》由會員分享，可在線閱讀，更多相關《盤刀式莖稈切碎機結構設計說明書（36頁珍藏版）》請在裝配圖網(wǎng)上搜索。

需要購買圖紙咨詢 Q1459919609 或 Q1969043202I盤刀式莖稈切碎機設計 DESIGN OF DISC CUTTER STALK SHAREDDER摘 要本次設計主要是以國內(nèi)的秸稈作為參考，通過分析秸稈構成成分，設計出適合國內(nèi)使用的切碎機，能耗低、碎穩(wěn)定為優(yōu)點的莖稈切碎機。為我國農(nóng)業(yè)科研技術貢獻一份力量。根據(jù)對以往的切碎機的研究和總結，分析出過去切碎機的優(yōu)點與不足，對切碎機的整體進行設計，傳送方案的選擇，動力資源的合理配比，各大機構的尺寸參數(shù)等進行比較和計算，做出了詳細的說明。該機主要是由切碎器、變速箱和喂入機構、喂入槽、甩拋裝置、帶傳動、電動機組成。其原理是秸稈由喂入槽喂入，在喂入機構作用下將其壓實并卷入機構，被動定刀片組成的切碎器切碎，最后由拋送裝置拋出機外。 關鍵詞：秸稈，切碎機，喂入槽，動定刀片。 需要購買圖紙咨詢 Q1459919609 或 Q1969043202IIAbstractThis design is mainly based on the domestic straw as a reference, by analyzing the composition of straw, designed for domestic use chopper, low energy consumption, broken stability as the advantages of the stem shredder. For China's agricultural science and technology to contribute a force.According to the research and summarization of the previous chopper, the advantages and disadvantages of the chopper are analyzed, the whole design of the chopper, the selection of the transmission scheme, the reasonable proportion of the dynamic resources, the size parameters of the major institutions Such as comparison and calculation, made a detailed description.The machine is mainly composed of chopper, gearbox and feeding mechanism, feeding slot, throwing device, belt drive, motor composition. The principle is that the straw is fed by the feed tank, under the action of the feeding mechanism to be compacted and involved in the mechanism, the chopper composed of the passive blade chopped, and finally by the throwing device out of the machine.Keywords: Straw, chopper, feed slot, move the blade.需要購買圖紙咨詢 Q1459919609 或 Q1969043202III目 錄1 緒論 .51.1 研究的目的和意義 .51.2 秸稈綜合利用現(xiàn)狀 .51.3 秸稈的特性： .61.3.1 秸稈的物理特性 .61.3.2 秸稈的切碎特性 .71.3.3 秸稈的化學成分 .72 切碎機整體方案設計 .72.1 總體結構設計 .72.2 主要參數(shù)的大致確定 .72.3 本章小結 .83 秸稈切碎機結構設計 .83.1 切碎器設計 .83.1.1 切碎方式選擇 .83.1.2 主要技術參數(shù)確定 .93.2 喂入機構設計 103.3 傳動系統(tǒng)設計 113.4 本章小結 114 切碎機整體結構的設計 114.1 電機選擇 114.1.1 切碎器轉速的確定 114.1.2 切碎器功率消耗 124.1.3 電機選擇 124.2 V 帶傳動的設計計算 134.3 傳動零件設計計算 144.3.1 圓柱直齒輪傳動 .144.3.2 圓錐齒輪傳動 18需要購買圖紙咨詢 Q1459919609 或 Q1969043202IV4.4 軸的設計計算和軸系零件的選定 244.4.1 輸入軸的設計與計算 244.4.2 大齒輪軸的設計計算 274.4.4 輸出軸的設計 284.7 本章小結 325 總結 33參考文獻 .34致 謝 .35需要購買圖紙咨詢 Q1459919609 或 Q196904320211 緒論1.1 研究的目的和意義農(nóng)業(yè)歷史上，秸稈的利用有很多方面，可以用來建造房屋，通過一些手段可以當做肥料使用，還可以生火取暖等，秸稈的合理使用具有很大意義。在以前科技不發(fā)達的時候，秸稈基本是不經(jīng)任何加工直接作為肥料、燃料以及飼料。隨著科技的進步和發(fā)展，一些新興的使用方法、和秸稈處理方式，傳統(tǒng)的秸稈利用方式發(fā)生了一些轉變。由于人們生活水平的提高，有些富裕的地區(qū)甚至放棄了對秸稈的利用，選擇使用更高級的能源，如天然氣等，而秸稈最終基本都是廢棄或者燃燒處理，這樣的情形導致了很多新的問題出現(xiàn)，農(nóng)民直接燃燒秸稈，不僅會污染大氣，還會造成霧霾等一系列天氣問題，對人們的生活造成很多危害和不便。國家也頒布了一些新的規(guī)定，要求:不允許在交通干線、機場、高壓輸電線路附近以及政府劃定的范圍內(nèi)焚燒秸稈?？萍疾恳布哟箝_展秸稈綜合利用技術的研究，并且把秸稈綜合利用技術列入國家“九五” 、 “十五”科技攻關計劃。秸稈經(jīng)過二次加工可以有很多用途，建筑材料、化工材料、燃料等方面都可以有很多的利用價值。新的政策和研究使秸稈在很多方面都有很大的用途。這也是國家對著方面的支持和宏觀調控，本研究以棉稈等硬莖稈為主要研究對象，通過對以往莖稈切碎機的研究和學習，綜合優(yōu)缺點，設計出適合農(nóng)業(yè)使用、切碎長度適中的秸稈切碎機。推動我國目前綜合開發(fā)利用農(nóng)作物秸稈資源的技術創(chuàng)新和實際應用。1.2 秸稈綜合利用現(xiàn)狀中國農(nóng)作物秸稈豐富高產(chǎn)，年產(chǎn)量高達 6.4 億 t，隨著農(nóng)業(yè)科學技術的提高，年產(chǎn)量也會逐漸增加。目前秸稈用途大致可分為 4 個方面:①秸稈還田;②牲畜飼料;③替代能源;④工業(yè)使用，其中大約 12.7%的秸稈就地焚燒或棄置。各種用途所占比例如圖 l.1 所示(高祥照等，2002)。(1)秸稈還田作為農(nóng)業(yè)大國，秸稈還田是秸稈主要的用途，這也是秸稈最基本也是比較容易的處理方式，并且有不錯的收效。秸稈還田的方法大概分為四種，分別為整株還田技術、有根茬切碎還田技術、粉碎還田技術、和傳統(tǒng)漚肥還田技術。與之相配的有粉碎機和滅茬機等。目前，我國對秸稈還田技術的研究有很大的突破和進步，在政策方面出臺了相關技術規(guī)定，秸稈還田的技術質量大大提高，總體收益也高出往年許多。需要購買圖紙咨詢 Q1459919609 或 Q19690432022圖 1.1 中國農(nóng)作物秸稈的主要用途(2)牲畜飼料在建國初期，秸稈資源并不豐富，那個時間段秸稈的主要作用就是用來當做牲畜飼料。隨著科學水平的提高，社會的進步，人們發(fā)現(xiàn)未經(jīng)任何處理的秸稈，消化率低，牲畜食用效果不好，價值很低。人們通過研究，發(fā)現(xiàn)經(jīng)過加工可以提高飼料營養(yǎng)價值。通過對秸稈的一些微生物加工，可以提高秸稈所含營養(yǎng)元素，作為飼料更好的使用。目前我國的年處理量約在 1000 萬噸左右，與技術相配的有很多機器，如氨化爐、青貯收獲機、壓餅機等。(3)替代能源根據(jù)全國農(nóng)村可再生資源統(tǒng)計資料顯示，目前我國對秸稈新能源的使用仍然占用 30%-50%。通過一些技術可以制作出很多的新型能源，與之相應的一些汽化爐等配套裝置。很多地區(qū)已經(jīng)在推廣使用上述技術來制取新能源并加以利用，全國多個地區(qū)已經(jīng)開始使用新的秸稈處理方式，并得到了很好的效果(馬學良，1995)。(4)工業(yè)原料秸稈作為工業(yè)原料主要用途是工業(yè)造紙，工業(yè)使用部分雖然只是秸稈利用的一小部分，但是所產(chǎn)生的經(jīng)濟效益卻很高。很多高校都在研究新的應用，如建筑墻體材料，包裝材料、制作工業(yè)乙醇、工業(yè)酶制劑、以及一次性快餐盒等方面都有所研究。在工業(yè)方面，秸稈的利用有很大的開發(fā)空間，這些有待于新技術的產(chǎn)生和研究。1.3 秸稈的特性：1.3.1 秸稈的物理特性不同地區(qū)的秸稈物理特性是有所差異的，這種性質受很多因素影響。如秸稈產(chǎn)品的品種、種植地區(qū)、天氣情況、收獲時間等。國外對秸稈的研究較多，對其強度、剛度等方面都有所研究(o’Dogherty，1995)。國內(nèi)對此方面的研究也有所成就，但是由于研究的方向不符合本設計，所以沒有很大的參考價值。1.3.2 秸稈的切碎特性需要購買圖紙咨詢 Q1459919609 或 Q19690432023國外的秸稈的研究主要是對麥稈，稻桿的研究，對切碎消耗、切碎效率等方面的研究。o’Dogherty(1986)等人分析了一些給定因素對切割過程的影響。國內(nèi)的一些研究主要都是對切碎效率方面的一些研究，并且有了不錯的成果。如張晉國(2000)等人分析了秸稈的含水率和有無定刀對切斷效率的影響;1.3.3 秸稈的化學成分植物的化學組分大體都是相同的，都是大概的幾種物質，纖維素、半纖維素和木質素三種為主要組分。秸稈的化學成分大體如下表表 1.1 秸稈的化學成分木質素 纖維素 半纖維素 果膠 聚戊糖種類 % % % % %棉稈 22 50.23 75.10 3.51 19.21麥秸 18.34 40.4 71.30 0.30 25.56杉木 24.91 50.43 44.69 1.69 25.902 切碎機整體方案設計2.1 總體結構設計秸稈切碎機的總體結構見圖 2.1。圖 2.1 是切碎機的主要結構和各大部分的機構，其中包括喂入機構、電動機等。這個結構簡圖使設計初期的理論簡圖，如果參數(shù)方面有新的需求則可以進行一些改動，保證設計整體的合理性。2.2 主要參數(shù)的大致確定根據(jù)前面的理論分析可以確定的技術參數(shù)如下:喂入齒輥有效長度:100mm;喂入齒輥張開間距的最大值:59mm，喂入齒輥節(jié)徑:83mm;總速比:6.47;動刀數(shù):2;動刀轉速:550r/min;喂入齒輥轉速:85r/min:物料切碎長度:10mm;需要購買圖紙咨詢 Q1459919609 或 Q19690432024配備動力:2.2kw1.變速箱和喂入機構 2.喂入槽 3.切碎器 4.帶傳動 5.電動機圖 2.1 秸稈切碎機總體結構示意圖2.3 本章小結通過對莖稈切碎機的研究和數(shù)據(jù)分析，確定合理的的整體方案。3 秸稈切碎機結構設計3.1 切碎器設計切碎器的設計是整個切碎機的最為重要的一環(huán)，它的設計是否合理，參數(shù)大小的確定，都會對機器的運轉有很大的影響。要將影響切碎性能的幾個因素考慮進去，保證切碎質量和效率。其中切碎方式的選擇非常重要，它將決定很多機構的選擇，也決定了切碎質量和切碎效率，其他的因素也要考慮，比如切割的穩(wěn)定性，如果切割穩(wěn)定性不足可能導致能耗過高，功率降低，甚至可能損毀機器。所以切碎器的設計要考慮的因素很多，需要多方面的考慮再進行設計。3.1.1 切碎方式選擇秸稈切碎方式有三種方式：輪刀式切碎、滾刀式切碎和錘片式切碎。其中最常見的也是最實用的是輪刀式切碎，由于他它刀片結構簡單所以被很多廠家采用，容易進行修理和更換零件，它的缺點也比較明顯，那就是由于刀片結構簡單導致刀盤運轉不均勻，這也是一項需要考慮的因素。其中滾刀式切碎則是滑切作用強，切割產(chǎn)生阻力較小，但不能將產(chǎn)生的切碎體拋出，且刀片剛度差，非常不適合硬莖稈切碎。錘片式切碎能耗高，與設計相悖，不予考慮。(藺公振等，19%;樸香蘭，1998)。需要購買圖紙咨詢 Q1459919609 或 Q19690432025表 3.1 切碎秸稈的粒度分布刀軸轉速 粒度(mm)及百分含量(%)/r·min 1?0-1.4 1.4-2 2-3.35 3.35-9.5 9.5-12.5 12.5-19.5 19.5 0-12.5錘片切碎860 1.9 1.1 2.3 10.3 9.9 15.6 58.9 25.51220 0.8 0.6 1.8 9.6 7.9 10.8 68.6 20.71580 2.6 1.7 4.2 15.3 11.7 17.1 46.8 35.5螺旋刀切碎920 3.7 3.2 9.2 37.6 11.7 9.6 25.0 65.41250 4.4 3.9 11.2 39.9 12.0 10.8 17.8 71.41500 5.8 4.7 12.8 43.7 11.9 9.2 11.9 78.9直刃刀切碎900 4.3 4.3 13.2 41.1 11.3 9.7 16.1 74.21230 4.2 4.4 13.1 41.6 14.2 11.0 11.5 77.51450 5.3 6.2 17.6 41.8 8.5 7.3 13.3 79.4綜上所述結合表格數(shù)據(jù)以及圖 3.2，我們確定了切碎方式。以直刃刀切碎作為設計切碎方案。3.1.2 主要技術參數(shù)確定1.切碎長度根據(jù)參考資料所查，通過公式和計算，可以得出理論切碎長度L= =601knviD?考慮到很多實際因素，得到實際切碎長度為:L= (3.3)kid)(???式中：k—動刀片數(shù)i—切碎器主軸 n 與喂入輥轉速 n 之傳動比1D—喂入輥直徑—打滑系數(shù)，一般取 0.05~0.07?代入數(shù)據(jù)，則可以得到理論切碎長度 L=20mm。需要購買圖紙咨詢 Q1459919609 或 Q19690432026直 刀 刃 切 碎螺 旋 刀 切 碎錘 片 切 碎 主 動 軸 轉 速 （ ）能耗（）圖 3.2 切碎機主動軸轉速與能耗的關系2.切碎機生產(chǎn)率根據(jù)查閱相關資料，結合相關數(shù)據(jù)，可以得到以下公式用來計算理論生產(chǎn)率，則理論生產(chǎn)率為Q=60·k·a·b·L·n· (3.4)?式中: k—動刀片數(shù);a、b—為喂入口高度和寬度，m;L—理論切碎長度，m;n— 喂入輥轉速，r/min;—喂入輥壓縮后的莖稈容重，kg/m 。? 3K=2,n=85r/mina 取 0.1m—喂入輥壓縮后的莖稈容重取 130 kg/m? 3切碎長度取 0.02m通過帶入數(shù)據(jù)計算可以得出理論生產(chǎn)率大約為 500kg/h。3.2 喂入機構設計喂入機構的設計需要根據(jù)切碎器的一些數(shù)據(jù)來進行設計，喂入機構的設計需要迎合切碎器的設計，喂入機構是將物料送入切碎器進行切割和加工，使其切碎穩(wěn)定，喂入輥的動力來自切碎器的刀軸。需要購買圖紙咨詢 Q1459919609 或 Q19690432027本設計的切碎機采用星齒型喂入輥，這種喂入輥優(yōu)點是能自動調節(jié)喂入口高度，喂入時入料穩(wěn)定。壓緊裝置我們選擇了雙彈簧式，通過兩個彈簧可以使壓力更加靈活，使切割更加方便。圖 3.3 喂入輥結構圖3.3 傳動系統(tǒng)設計電機的動力通過皮帶輪傳動到動刀軸，在經(jīng)過減速裝置減速再傳動到喂入裝置?？倐鲃颖葹?i=6.47。總傳動簡圖如圖 3.7.3.4 本章小結本章通過對比三種切碎方式，根據(jù)實際情況確定了合理的切碎方式。 1.帶輪傳動 2.動刀 3.圓柱齒輪傳動 4.喂入裝置 5.圓錐齒輪傳動 6.電機圖 3.4 傳動系統(tǒng)簡圖4 切碎機整體結構的設計 4.1 電機選擇4.1.1 切碎器轉速的確定需要購買圖紙咨詢 Q1459919609 或 Q19690432028切碎機的生產(chǎn)率（ ）由下式估算：hkgablznQ?60?式中： a、b——喂入口的高與寬（m）l——理論切碎長度（m）z——動刀片數(shù)目，一般 z＝2～6 把n——切碎器轉速（ ） ，一般 n＝300～500ir minr——飼草密度（ ）對于秸稈 ，飼草?3kg3150~2kg??350~3m?k——充滿系數(shù)，可＝0.3～0.5由已知條件 Q＝500 和前面所設計的參數(shù)代入上式得：hg min572~864.0132)0.(14.0650 rkablzn ?????根據(jù)設計要求和考慮實際生產(chǎn)過程，這里取 。minr?4.1.2 切碎器功率消耗通過查閱與本設計相關資料， ；了解到這種切碎機的平均功率大概在 11kW 左右，可計算出這個秸稈切碎機消耗的功率為: ，也可以計算出切碎器扭1.54kW0n60＝＝＝切 ?CPMN矩 NnCP ???6.5064.1切4.1.3 電機選擇本設計中的切碎機作為農(nóng)業(yè)用途，農(nóng)村常用電壓基本為 220V，根據(jù)數(shù)據(jù)和設計要求，在 Z系列電機中選擇可以使用的電機。此系列小型直流電機有發(fā)動機和電動機兩種，具有轉動慣量3小，調速范圍廣，體積小重量輕，可用于靜止整流電源供電等優(yōu)點。電機能按額定功率正常運轉。此系列中電動機電壓等級為 110V,160V,220V 和 440V，發(fā)電機電壓等級為 115V 和 230V，其外殼防護等級為 IP21,冷卻方式為 IC01,IC06 或者 IC07。需要購買圖紙咨詢 Q1459919609 或 Q19690432029根據(jù)前面計算得出的切碎器轉速和功率消耗，選擇 Z 型電機中的 23－32 型電動機：電壓3220V，額定功率 2.2kW，額定轉速 1000 。minr計算總傳動比及分配各級傳動比總傳動比 : 21i??47.68501＝＝喂ni?展開式二級錐齒輪傳動，高速軸 ，則：??21.~3ii 3.08.5.2?i取 ，則 。1.2?i 08.3147.62?i4.2 V 帶傳動的設計計算（1）V 帶輪的設計要求設計 V 帶輪時應滿足各項要求，帶槽工作面精度要高，帶的質量要高，使用方便，便于更換。（2）材料此處帶輪的材料，采用鑄鐵，材料牌號為 HT200（3）確定計算功率 P ca Pd=KA Pd ,P=2.2KW ?Pd=2.86KW（4）選取帶型 普通 V 帶（5） 82.15021???ni（6）確定帶輪基準直徑 d 并驗算帶速 v小帶輪基準直徑 ，外徑 m1 mda541?（7）大帶輪基準直徑 90)2.(082.)(12 ??????di（8）計算帶的速度需要購買圖紙咨詢 Q1459919609 或 Q196904320210帶速smvsndvp /25/62.106ax?????所以： 帶的速度合適（9）計算 V 帶的基礎數(shù)據(jù)初定中心距：由 ， )(2)(7.021021 dda???2809?a取 ma240?（10）基準長度：4.7094)()(20212210 ??????adaLdd?普通 V 帶基準長度 。md7（11）實際中心距：Lad28.400????（12）小帶輪包角 ???6.1703.51812?（13）查得 ,23.1?P（14）計算 V 帶的根數(shù) Z Z=Pca/Pr=KAP/(P0+?P0)KaKL KL------------------長度系數(shù)P0----------------單根 V 帶的基本額定功率取：Z=3（15）單根 V 帶初張緊力 NmvzPKFd052.1)15.2(02??????（16）作用在軸上的力 ,rZ679sin0 Fr.8.ax4.3 傳動零件設計計算4.3.1 圓柱直齒輪傳動a) 選精度等級、材料及齒數(shù)1) 材料及熱處理；小圓柱直齒輪材料為 40 ，硬度為 280HBSrC需要購買圖紙咨詢 Q1459919609 或 Q196904320211大圓柱直齒輪材料 45 鋼，硬度為 240HBS二者材料硬度差為 40HBS。2) 精度等級選用 7 級精度；3) 試選小圓柱齒輪齒數(shù) ＝22，大圓柱齒輪齒數(shù) ＝68 的；1z2zb) 按齒面接觸強度設計（4.1）??32112. ??????????HEdtt ZuTKd??1) 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值（1）計算輸入軸傳遞的轉矩T1=9550000*（P1/n1）=36290N.mm試選 Kt＝1.3（2）通過查表選取尺寬系數(shù) ＝1d?（3）通過查表查得材料的彈性影響系數(shù) ＝189.8MpaEZ2/1（4）通過相關資料查表查得按齒面硬度查得小圓錐齒輪的接觸疲勞強度極 限σHlim1＝600MPa ；大圓錐齒輪的接觸疲勞強度極限 σHlim2＝550MPa；（5）計算應力循環(huán)次數(shù)N ＝ 60n jLh＝60×550× （2×8×300×15）＝2.376×1 910N ＝N/3.2＝0.779 102?9（6）接觸疲勞壽命系數(shù) KHN1＝0.95；KHN2＝0.98（7）計算接觸疲勞許用應力＝0.95×600MPa＝540MPa??H?1＝0.98×550MPa＝522.5MPa2所以許用接觸應力 ??MPaH5.2??1) 計算（1）計算小圓柱直齒輪分度圓直徑 d1t， 需要購買圖紙咨詢 Q1459919609 或 Q196904320212(4.2)??32112. ??????????HEdtt ZuTKd??d1t = =46.87mm3245.8190.692 ??（2）計算圓周速度 v smndvt /35.10687.41.061 ?????（3）計算齒寬 b mbtd1?（8）計算齒寬與齒根之比 b/h模數(shù) = d1t /z146.87/22=2.13mmnt齒高 h=(2h*+c*) = 4.79 ntb/h=46.87/4.79=9.78（9）計算載荷系數(shù)由參考文獻[25]表 10.2 查得使用系數(shù) ＝1;AK假設 KAFt/b h?需要購買圖紙咨詢 Q1459919609 或 Q196904320226故所選軸承可滿足壽命要求。2) 對輸出軸上端的深溝球軸承進行壽命校核該軸承的預期計算壽命 =70080hhL?軸承的壽命校核可由參考文獻[25]式（13.5a）即：進行。?hL?)(601PCfnt=3，取 =1.00。?tf由于軸承主要承受徑向載荷作用則 ，由參考文獻 [25]表 13.6，取 =1.0；按照最rpFfP?Pf不利的情況考慮，軸承的當量動載荷為：= =1.0× N=3039.5NrpFfP?P21NVH?2256.1039.856?則： = h=305555.8hhL?)(601CntⅢ36).094.(3??hL?故所選軸承可滿足壽命要求。用同樣的方法可以檢驗中間軸和輸入軸上的各個軸承，均可滿足壽命要求。4.5 浮動裝置內(nèi)彈簧的選用及計算選用油淬火回火硅錳鋼彈簧鋼絲 , 由 選用 B 類，5104/TYBAMnSi26926.13/?TGB抗拉強度極限 ，許用切應力167?b?7?p?圓柱 螺旋拉伸彈簧的計算：原始條件：假定最大拉力 ，最小拉力 ，工作行程 ，彈簧外徑Npn340?Np180?mh1?，載荷作用次數(shù) 次，端部結構：圓鉤型mD2?5~1參數(shù)計算：1) 材料直徑 及彈簧中徑 ，由機械設計手冊第三卷查表 11-2-19，選取dD，修正 ，1569,0.254,1.,4.56,18,5.3 ????? bajj pfpd ?jfp,927097069??jj fp