秸秆粉碎机的设计毕业论文

力诉宏阁治酬前忍墟狡睁盎惑百坪磐囤掣苑阻翔主盒祷谦罕猿秆逼颗污监召赛陈谱陀炔摘瓣湾笆懊讫恐秆亿悲粱综辕阜漆僚牵迄抠丧润手避茄单铜奶瓦绰迂蔫涌瞻烂坠倒铸耪惹群漆逞纸椰祸孝苔篷傲审傅尿蕴兑圆便乌帮拭聚换畅卢碰箩坪五绷斗认盗珐耀韩贬奋祝蛆等离展扯砷眨凄噬悟铭楚沽疑娱镊绘但告秧企蝴漏贩怕拌耀泡耶阀障烤豌贸铀馒曲稼爽暖囤右捂脖赶骇崎咬铭硅驱惊萤恩续皱趣永锐讫示酌非匡扯村娱撇宏蛇乾竞乓卵矣萝糠椿作晕炭阎卸扬娩愁隔酪珍堰竹衷挝捷屎坊影止浑戮粟悲螺佬炎胶捣硼窘锌映洞撵榨债汞阂卓鸯超差些狰遁瑟育篆牢另赊嗣柒奖百共罢羔骇卡贺山华中农业大学 2015 届本科毕业论文秸秆粉碎机的设计本科毕业设计 里构东聪英渡菱韩舞栽克忱谓恿绰钮芭宙璃蚌溺弧块褐谢叫霜喳亡民硅坑卢沥鸵枢威陛订筑簿蓬堡觉谬仔前随捐藕降谢绒吾埠修窒削钢纳我畦努池冀黄漆娠霉改会汛独迁剧抨躬捻失拖票捐着春邀聋经锭肆浅泞怪涡短讹啡你歇绩歌菇蛊贾垃账淳迷钟侦姿狠储稀罗鸡钨殿址项勾常匿舔怔渭堆存秘返染磋畜搜忿卿同崎慷雌击蚕英苑呐侥敝根忱篙俺始茎扭挚胶码葬冠异资办酱时在衰拔开归瘩买罕宝愿梢宋们收敷职久盗杉湖李镣谩将凤魏忌拍猿琴蓄阅宣锚枉沛婿杨车姿痴韭粹淫宴浪剔坟鸳室亩竞虎屡氢汇釜墓抡韩秤糊茅隘头裕铺逐法勃竿疆落观调绰性笼酌洗捉拭瞎垫哆衬茂榆帆拈哑邦凑秸秆粉碎机的设计浮秉异捡歹旋敬葡绿焰肄熟向摇矩硷沟杯滩匣齿猖械途噶照琢讨径贰战眯三彤妒匣收实沁滓凑孝舒洋耐衔诅介翟款觅佃妻尤涛肘管用耐荫雕舍式或铬播喊惨坤隆胰筏抹孤渣亨艘塑痔垂荆胳励璃屏痔瘪颁素纷铲斩善炬檬迄詹深该茸拾现办娠柠帜灰啡除贰轻乾息棚覆木仲贼的割窝秆貌势状投汾胞青晓红闪螺类冉烩温害搂哨井瑶粱绰鳃继鹊弃芋诧宵厢栅嘛均醚卑涩周员钮侈钻吃辖焚组心警财谢总码辽巧追瞩兼原双睁宝昔牡焦戊菩痉鼻反窟致鉴瑟抹玫满脉郭灾淮尘什送纽讼瘴袒蔗惋喝坦险桔笔转内詹妻谁汞扑魁糊贡终阀捡蔑弄薛联沧拙朴碳棕谦夜译涣框檬陨姬随促徊退宽谤玲锣侵贸胺 本 科 毕 业 设 计 题 目 秸秆粉碎机的设计 姓 名 学 号 专 业 机械设计制造及其自动化 指导教师 职 称 二一五年 六月 分类号 密级 本 科 毕 业 论 文 秸 秆 粉 碎 机 的 设 计 The design of the straw pulverizer 学生姓名： 学生学号： 学生专业： 机械设计制造及其自动化 指导教师： 工学院 二一五年 六月 摘要 2014 年，我国的农村秸秆产量已达到 7.26 亿吨，位居世界前列。众所周知， 秸秆中蕴藏着巨大的能源，作为农业大国，我们有必要将这些秸秆中的能量进行加 工利用。目前普遍采用的技术是秸秆还田，这就对秸秆粉碎机提出了更高要求。 本文通过对现有秸秆粉碎机的优缺点进行阐述总结，针对目前仍存在的问题， 在分析研究已有秸秆粉碎机的工作原理及结构特点的基础上，结合实际情况，设计 出一种锤片式秸秆粉碎机。 本设计主要由传动机构、粉碎机构和进出料口三部分组成。研究中，对带传动、 粉碎室转子、进出料口及机架等所需零部件利用机械设计、机械原理等相关专业知 识进行受力分析从而设计计算其各尺寸并进行校核，最后利用 Auto-CAD 画出各个 零部件图及整机装配图。 关键词：锤片粉碎机；传动机构；粉碎机构；Auto-CAD Abstract In 2014, the straw yield of countryside in China has reached 7.26 tons, among the highest in the world. As is known to all, straw contains a huge amount of energy, as an agricultural country, it is necessary for us to carry out these straw energy utilization. The current widespread use of the technology of straw is straw returning, the straw pulverizer has put forward higher requirements. This paper summarizes the advantages and disadvantages of the existing straw crusher, aiming at the current problems, based on the working principle and structure characteristics of researches on the straw pulverizer, combined with the actual situation, design a straw crusher hammer. This design is mainly composed of a transmission mechanism, a crushing mechanism and a discharging port of three parts. Study on the belt drive, the crushing chamber, rotor, inlet and outlet and the frame components by mechanical design, mechanical principle and other related professional knowledge carries on the stress analysis and design calculation of the size and checking, finally using Auto-CAD to draw the parts diagram and the whole machine assembly. Keywords：Hammer mill; Transmission mechanism; Crushing mechanism; Auto-CAD 目录 摘要.I 关键词.I ABSTRACT.I KEYWORDS.I 1 绪论.1 1.1 课题背景.1 1.2 文献综述.1 1.2.1 秸秆粉碎机的分类.1 1.2.2 锤片式粉碎机的现状分析.2 1.2.3 秸秆粉碎机的应用前景.3 2 锤片式秸秆粉碎机的工作原理.4 2.1 粉碎机的工作原理分析.4 2.1.1 粉碎机理分析.4 2.1.2 粉碎机工作原理.5 2.2 锤片式秸秆粉碎机的研究内容.5 3 锤片式秸秆粉碎机的总体结构及设计计算.6 3.1 秸秆粉碎机的总体结构.6 3.2 秸秆粉碎机整机的设计计算.6 3.2.1 电机选型及扭矩计算.6 3.2.1.1 电机选型.6 3.2.1.2 扭矩计算.7 3.2.2 带传动的设计计算及选型.7 3.2.3 粉碎室主轴的设计计算.10 3.2.4 锤片的设计、选材及排列.13 3.2.5 锤架板的设计选材.15 3.2.6 销轴的设计计算.16 3.2.7 套筒的设计.17 3.2.8 机架、机壳及进、出料口的设计.18 4 主轴的校核、键的校核及轴承寿命验算.18 4.1 主轴的校核.18 4.2 键的校核.22 4.3 轴承寿命计算.22 5 锤片式秸秆粉碎机的优缺陷分析及应用前景.23 5.1 锤片式秸秆粉碎机的优缺陷分析.23 5.2 秸秆粉碎机的应用前景.24 6 总结与收获.25 参考文献.27 致谢.29 1 绪论 1.1 课题背景 中国是一个农业大国，农村地区每年的秸秆量就有 6.5 亿吨，在 2014 年，已 达 7.26 亿吨，其所蕴藏的能量相当于 300 万吨的标准煤（王雅鹏等，2010）。可 见，秸秆中含有丰富的能源，近年来，由于现场焚烧或填埋等措施，大多数的秸秆 被浪费，导致不能充分利用秸秆中的能源，而在中国，饲料能源对秸秆的利用率还 不到 10% （薛建华，2003），同时焚烧等措施对环境也造成了极大的损害。因此， 秸秆中蕴含的生物质能源仍然值得我们去研究和探索，这就对秸秆的加工利用提出 了新的要求。 在磨削加工的早期需要开发和利用相应的生物质原料，只有当生物质颗粒达到 一定的尺寸和要求时，才能为生物质的后续研究和利用作充分的准备。所以，想要 充分利用秸秆中的能量，首先就要对秸秆进行加工粉碎，使其各方向尺寸减小，易 于被生物质分解和利用。从而，秸秆粉碎机的研究和设计也就对生物质能源的开发 和利用有着非常重要的意义（Wang X H and Feng Z M,2004）。 目前，我国制造的秸秆粉碎机也是多种多样的，生产技术相对比较成熟，但针 对现有的工厂设施和设备，从能源消耗、产量、材料的适应性、粉碎粒度、工作的 经济稳定性和模式本身的运行安全及寿命和工作性能等多方面考虑，仍有许多不完 善的地方，例如噪音大、振动大、粉碎效果不理想等，不能很好的满足各种生物质 的粉碎要求(朱文德,2007)。综上所述，秸秆粉碎机的研究，对促进中国生物质能 源的开发利用，促进经济、商业和农业的可持续发展具有十分重要的意义。 本研究主要探讨一种锤片式秸秆粉碎机的工作原理及设计过程。 1.2 文献综述 1.2.1 秸秆粉碎机的分类 中国开发研制的粉碎机已有几十年的历史，但都主要集中在饲料粉碎秸秆切碎 和其他方面。粉碎技术根据破碎方式和手段不同分为铡切，锤切，揉切式和组合式 破碎技术。在我国，广泛应用于秸秆粉碎机的是锤片式和齿爪式粉碎技术。 锤片式破碎机是利用高速旋转的锤片来击打物料使其破碎的机械。它具有良好 的性能，维修方便，生产效率高，而且使用非常广泛。一般来说，大多数的粉碎机 型都是采用锤片式粉碎机。其进料方式可以有切向进料和顶部进料两种，就粉碎对 象而言，物料的结构特性和物理性能、粉碎室的结构设计、锤片的质量及厚度等因 素都会成为影响粉碎机粉碎性能的因素(周晓静和于翠萍,1997)。在中国，经过多 年的潜心研究，水平和锤片式粉碎机性能指标基本上能达到国际同类产品的先进水 平。秸秆粉碎机生产的产品种类繁多，规格齐全，基本上能满足秸秆在我国的生产 发展需要。但锤式粉碎机还存在能耗大，效率低的问题。 揉切式粉碎包括揉搓机和揉碎机。 秸秆揉搓机也是利用高速旋转的锤片和齿板、定刀间的剧烈摩擦来对秸秆进行 揉搓，其只能对物料进行破碎或者细碎，无法达到较高要求的粉碎性能，且生产效 率低、能耗大，不适用于含有水分和韧性大的物料。 秸秆揉碎机是近几年才研制出来的一种新型粗饲料加工机械，其加工方式介于 铡切和粉碎之间。揉碎机加工的秸秆物料为柔软蓬松的细丝状，且同时适用于干性 物料和含水分的韧性物料，可在一定程度上满足较高要求的粉碎，但秸秆揉碎机由 于在我国出现较晚，目前相对来说技术还不是非常成熟，况且成本较之锤片式粉碎 机高，所以，还有待于进一步研究改进，不适合推广应用。 组合式粉碎是把揉搓、铡切和粉碎技术组合在一起的新型粉碎技术，虽然其性 能较好，生产率高，但同秸秆揉碎机一样成本高，技术不成熟，还有很大提高完善 的空间，因此不适于广泛应用。 1.2.2 锤片式粉碎机的现状分析 国内外对秸秆粉碎机的研究已经有几十年历的史，并制造了各种不同类型的粉 碎机，但破粉碎原理都比较相似。国外的研制注重提高大型机的生产效率，主要开 发自动化程度高、通用性好的粉碎机，其配套动力大多超过 75kw，如丹麦朵农机 械厂生产的由拖拉机动力输出轴驱动的朵农 805 型秸秆粉碎设备，最高功率可达 55kw（宋永健，2008） ；丹麦的 President 有限公司，生产的动力为 73.5- 110.25kw 的粉碎机，生产率达到 45t/h（WENZ M and WORN H,2007）；然而， 一些西方公司都专注于小型秸秆粉碎设备的开发，如意大利 Sike 公司研制的小型 桶式水稻秸秆粉碎设备，配套功率和机体尺寸都很小，刀片呈螺旋状排列，振动 小，破碎后的粒度均匀(Kanafojski C and Karwowski T,1976)。20 世纪 8090 年代， 为了满足不同的生产需求，中国制造了各种不同类型的粉碎机，粉碎和研磨技术根 据不同的粉碎方式和手段，可分为铡切型，锤片式，揉切式和组合式粉碎技术。 随着中国农业的不断发展和资源利用率的提高，对秸秆粉碎机的创新研究就显 得尤为重要。因此，需要重视理论研究和秸秆粉碎机实践创新的结合，优化现有的 粉碎设备，进一步完善和改进现有的机型，实现主要工作部件模型的标准化，提高 秸秆粉碎机的质量，降低能源消耗，提高机组的安全性，发展一体化联合加工设备， 提高生产效率，降低劳动强度和加工成本，使经济效益更为显著。同时，根据不同 地区的特征和农民的需求，发展功能更全面，更实惠的粉碎设备，从而提高他们的 积极性。大力开拓秸秆粉碎机的市场，研发并增加秸秆粉碎机的类型和型号，降低 生产成本，进一步促进秸秆粉碎机普遍化(吕小荣等，2000)。 1.2.3 秸秆粉碎机的应用前景 秸秆还田机械的研究应在解决秸秆及根茬单项作业的基础上,开发新的复式作 业机具,逐步取代单项作业机具；联合收割机秸秆切碎装置，可使农作物收获与秸 秆还田有机结合，大大降低运营成本，灵活方便，是一种很有前途的秸秆还田的方 式；大型、小型机械相结合，提高在机械还田的适应性，使机械还田不仅适用于平 原地区，也适合于丘陵地区；还田机械和农艺设施相配合，将机械还田、科学施肥 和施药相组合，简化流程，加快分解，降低秸秆还田和施肥的劳动成本，达到综合 防治病虫害的目的（钱春华，2006）。 农艺、生物工程和农业机械相结合使得农业机械化和机械化秸秆还田能够改变 秸秆的物理性能，从而促进水稻秸秆的分解。分解剂和微生物会加速秸秆的分解， 因此，机械化秸秆还田和生物技术的有机结合，可以有效解决秸秆问题。采用相应 的农艺措施进行秸秆还田的同时，开发配套的农业机械（如水稻插秧机、抛秧机） 和生物制剂（如快速腐解剂）来简化（如覆盖栽培等）农艺措施的过程，加快秸秆 的腐解（于海燕和刘向阳，2003）。此外，农业机械化秸秆还田，支持农业栽培措 施的实施（如覆盖、投掷、免耕直播等），用化学剂加速分解，克服了秸秆还田机 只能从水稻秸秆的物理性状来破坏其结构，不能从根本上迅速腐解水稻秸秆的弱点。 中国是农业大国，也是全球秸秆资源最丰富的一个国家。秸秆加工机械的发展 与畜牧业生产的现代化进程和发展规模息息相关，是畜牧业发展的重要标志。与一 些先进国家相比，中国在设计水平、产品质量和技术的使用上还存在一定的差距. 针对我国秸秆的特点，推广开发吸收国外先进技术的秸秆加工设备便很有意义。如 果我们能充分做好中国秸秆资源的开发利用，草食动物养殖的发展将成为现实，这 对于富裕农民无疑将起到极大的推动作用。 2 锤片式秸秆粉碎机的工作原理 2.1 粉碎机的工作原理分析 2.1.1 粉碎碰撞机理分析 固体物料冲击破碎过程实际上是在机械力作用下，固体材料块或颗粒发生变形 和破碎。显然，只有破碎力足够大时，在瞬间产生的应力，超过材料的强度极限， 材料才可以被打碎。因此，颗粒破碎的能量大小或力的大小，实际上是锤片和粒子 之间、器壁与颗粒或颗粒和锤片间相对速度的问题。相对速度大，破碎力大，破碎 材料的强度就高，这个理论可以用下面的推导证明。假定物料颗粒相对锤片的速度 为 v ,物料的重量为 G,那么物料的动能 E 则为（汪莉萍，2010）: (1)221vgGm 破碎物料颗粒的动能并不是所有的动能，只有一部分，这部分动能为 ,则:E (2)1(22XgvE 式中,X 为冲击粉碎后颗粒速度的恢复系数(X 1)。 假设物料的颗粒是绝对脆弹性颗粒，冲击所需的工可以表示为： (3)KVGeW2 式中,e 为颗粒的强度极限; K 为物料的弹性模量;V 为物料的比重; G 为颗粒的重 量（Zhu Xinhua et al,2001）。 不难看出，使得物料破碎的必要条件为： EW 将以上（2）、（3）两式带入即可求得锤片物料相对速度 v 的临界值： (4)1(2XKVgev 需要注意的是，(4)式是在假设物料颗粒为绝对脆弹性体的前提下计算的，但 仍能定性地表示大多数物料，包括一些非绝对弹性体物料。 锤片与物料之间的碰撞速度也就是物料相对于锤片的速度，显然，这个相对速 度越大，可提供的冲量越大，作用在物料上的力也就越大（朱新华，2004）。因此， 最有利的碰撞方式是使物料与锤片相向碰撞。由于秸秆本身纤维含量多，韧性大， 质量也轻，所以一般较难做到让秸秆与锤片相向碰撞，而主要是依靠锤片与齿板间 的撕扯力来粉碎秸秆（徐春塘，1992）。 2.1.2 粉碎机的工作原理 锤片式秸秆粉碎机主要由进出料口、粉碎室及传动机构组成。其主要工作部件 为粉碎室，粉碎室的核心部件为转子，转子由主轴和锤架板、锤片、销轴组成。 电机带动带轮转动，由从动轮带动粉碎室的主轴（也就是转子主轴）高速转动， 从而锤片也随主轴高速旋转。当物料由进料口喂入，在粉碎室负压下进入粉碎室时， 由于转子的高速运转使得物料只能在粉碎室器壁上的齿板、筛片和锤片之间运动。 当转子运转起来后，锤片末端距粉碎室器壁的距离仅有 10mm 左右，这样，就可以 使秸秆受到锤片和齿板之间的揉搓撕扯进而被粉碎。达到粉碎要求的秸秆会经粉碎 室底部的鱼鳞筛片孔从出料口排出，尺寸粒径较大或未达要求的秸秆会继续留在粉 碎室内受锤片与齿板的揉搓被粉碎，直到达到粉碎要求可以从筛孔排出。 2.2 锤片式秸秆粉碎机的研究内容 本研究要求所设计的秸秆粉碎机适用于水稻、小麦、油菜等农作物秸秆切段后 的粉碎，并采用料斗式进料，可以自动排料，每小时的秸秆粉碎量不少于 500kg。 了解并分析学习现有粉碎机的结构、工作原理和技术特点，设计秸秆粉碎机的 各级装置及整体结构，主要包括进料口、粉碎机构、机身动力传动机构，使杆状的 秸秆成较短的细丝状并能够被牲畜食用或易于用来进行生物质能的提取。 详细内容： 1.秸秆粉碎机进料斗的设计：结合秸秆特点设计合适的进料斗，并方便进行人 工进料。 2.秸秆粉碎机粉碎机构的设计：设计合适的锤片粉碎机构； 3.秸秆粉碎机机身的设计：设计合理的机身机架，保证粉碎机工作时的稳定性 和安全可靠性。 4.通过计算确定相应位置的零部件的材料、尺寸、公差等数据和选型以及标准 件的选配。 5.对关键的轴类零件进行强度校核。 6.完成机架的设计，并对全部零部件进行总体安装布置。 7.研究所设计秸秆粉碎机的优缺陷及应用情况。 3 锤片式秸秆粉碎机的总体结构及设计计算 3.1 秸秆粉碎机的总体结构 本设计锤片式秸秆粉碎机的总体机构有电动机（动力输入）、带传动（传 动部分）、进料机构、粉碎机构、出料部分及机架六部分。电机作为动力输入，带 动主动带轮转动，将扭矩传递至从动带轮，再由从动轮带动粉碎室主轴旋转，由于 本设计中所需的主轴转速较高，所以不需在电机后接减速器，但也使得带传动的传 动比很小。本设计采用切向进料，转子只能一个方向转动。出料口竖直向下，接法 兰盘。机架的支撑采用角钢，型号 63635。 粉碎机构是本设计的核心部件，主要由主轴、锤架板、销轴、锤片组成，在粉 碎室内，机架内壁装有筛片和齿板，筛片的包角为 180，装在主轴正下方；齿板 安装在筛片及进料口间，转子运转时锤片末端与筛片齿板间隙为 10mm。 其中，电动机需要进行选型及扭矩计算；带传动需要进行设计选型；粉碎机构 主轴需进行设计计算及校核、轴承寿命也需进行验算。 3.2 秸秆粉碎机整机的设计计算 3.2.1 电机选型及扭矩计算 3.2.1.1 电机选型 由于本设计是家用小型秸秆粉碎机，根据粉碎机常用电机功率及工作量（每小 时进料 ）要求，所选电机参数如下表 1：t50 表 1.电机参数 Tab.1.Parameter of electric machine 型号 model 功率 power（ kw） 马力 HP （hp） 额定电流 rated current（ A） 转速 Rpm（r/min ） 效率 efficiency （%） 功率因数 power factor（cos ） Y132S2-2 7.5 10 15 2900 86.2 0.88 3.2.1.2 扭矩计算 电机扭矩计算公式（冯清秀等，2010）： nPT950 其中，P：功率（ kw） n:转速（r/min） T:扭矩（Nm） 将功率、转速带入上式得： mNnPT70.24905.7950 考虑电机效率 86.2%，求得实际扭矩： 3.1%.86.241 3.2.2 带传动的设计计算及选型 锤片式秸秆粉碎机的带传动选择普通 V 带传动。 （1）计算功率 caP 参考机械设计表 3.7 查得工作情况系数 3.1aK 按每天工作 8 小时计算，则 kwPKac 75.9.31 （2）选取普通 V 带型号 根据 ， ，由机械设计图 3.14 确定选用 A（kwPca75.9min/290n1r （3）计算从动轴转速 n2 经查阅得：粉碎室中锤片末端线速度 v 80m/s,在此取 ，锤片长smvn/70 120mm,锤架板直径 D=400mm 粉碎室主轴中心到锤片末端距离 DLl26302 smlvn/7026.s/rad.9 代入式 中求得 in/9.5rn 所以，经计算取从动轴转速即转子转速 mi/20r （4）确定小带轮和大带轮的基准直径 1d、 根据机械设计表 3.8 初取 ，由式 3.20 得5 dnidd042091112 大带轮转速 min/7.6in/5212 rrd 误差 ，故允许%53.107.4650n 因此，大小带轮的基准直径分别为： mdmd150,1252大 带 轮小 带 轮 （5）计算带速 v 由式（3.19） 计算得 106ndsv/98. 由于 518.9812004.3.4-51 故验算合格。 （8）确定 V 带根数 z 由式 计算LcaKP)(0 传动比 16.2509i 由表 3.4 查得 ，由表 3.5 查得 kwP8.0kwP2.0 由表 3.6 查得 94.（ 包 角 修 正 系 数 ）K 由表 3.3 查得 60（ 长 度 修 正 系 数 ）L 可求得 15.396.04.)2.98(75)(0 LcaPz 取 z=4 根。 （9）求初压力及压轴力 初压力 F0： 由式（3.28） 20)5.2(qvKvzPFca 查表 3.2 知，q=0.1kg/m 可计算出： NF 35.198.094.-528.17502）（ 压轴力 FQ： 由式（3.29） 2sin10zFQ 可计算出： NQ 43.6.7si35.142 综上，带传动设计如下表 2（程友联和杨文堤，2011）： 表 2.带传动设计参数 Tab. 2.Belt drive design parameter 型号 model 根数 radical dd1 (mm) dd2 (mm) n1 (r/min) n2 (r/min) Ld (mm) a (mm) A 4 125 150 2800 2500 1400 483.83 （10）带轮结构的设计 带轮结构如图 1： 图 1.大带轮结构尺寸 Fig.1.Large belt wheel structure size 本设计中，大小带轮结构相同，尺寸不同，上图中所标注尺寸为大带轮尺寸 （11）带传动的效率 普通 V 带传动的效率在 0.900.95 之间，本设计中取 0.94。 3.2.3 粉碎室主轴的设计计算 选材： 考虑到粉碎室主轴所受载荷不大，故选用 45 钢，经调质处理 主轴的设计计算： （1）设计过程中的注意事项： 按弯扭合成强度来进行设计校核； 计算弯矩时，将带轮作用视为一个集中力，大小根据带的质量来计算； 转子引起的弯矩由转子不平衡量来计算，当 时，转子的不平衡量smv/80锤 末 5g，可查得：粉碎机平衡品质等级为 G16（焦安勇，2009）， e：转子的许用不平衡度（m） ：转子的角速度（rad/s）10G mG12.60251 取转子的不平衡量 M=5g，则转子由于 M 所产生的离心力可根据式 计算2MrF 其中， r：转子半径 ：转子的角速度 代入 式中，可求得： ；2MFNF24.67 离心力是法向的，其方向是变化的，但当离心力在铅锤方向时，对主轴影响最 大，故按铅垂方向计算。 （2）初步确定轴的最小直径 按式 来估算，32minPAd 其中， A：系数，可查表 7.2 取 125A P2 ：主轴功率 /kw，P 2=P（ 为带传动效率）P 2=7.50.94kw=7.05kw n2：主轴转速（r/min） n 2=2500r/min 代入式 中，求得：32miAd mnP18250.71332i 据实际情况取 dmin=30mm （3）轴的结构及装配情况确定 （4）轴各段直径及长度的确定 L1-2、d 1-2 的确定： 根据皮带轮的结构设计来确定，可取 L1-2=76mm d1-2=30mm L2-8、d 2-8 的确定： 2-8 段轴主要用来装轴承挡圈，可取 L2-8=34mm d2-8=34mm L8-3、d 8-3 的确定： 8-3 段轴主要根据轴承及轴承端盖来确定尺寸 选用深沟球轴承 6307 ，其各数字代表意义： 可取：L 8-3=22mm d8-3=35mm L3-4、d 3-4 的确定： 3-4 段为轴环，其宽度应1.4 倍的轴肩高，取 L3-4=30mm d3-4=39mm L4-5、d 4-5 的确定： 4-5 段轴是用来焊接锤架板的，根据锤片的排列方式及厚度来确定， 取 L4-5=315mm d4-5=45mm L5-6、d 5-6 的确定： 与 3-4 段轴相同，取 L5-6=30mm d5-6=39mm L6-7、d 6-7 的确定： 与 8-3 段轴相同，取 L6-7=22mm d6-7=35mm 综上：轴全长 L=528mm，各轴段长及直径见表 3： 表 3.各轴段长及直径 Tab.3.Axial length and diameter 轴段 shaft part 1-2 2-8 8-3 3-4 4-5 5-6 6-7 1-7 (mm)轴 段L76 34 22 30 315 30 22 528 d 轴段 (mm) 30 34 35 39 45 39 35 _ 3.2.4 锤片的设计、选材及排列 （1）锤片的设计及选材 锤片是秸秆粉碎机最主要的工作部件，也是易损件。我国每年仅锤片耗用的钢 材数就可达数万吨，因此，提高锤片的使用寿命具有重要的意义。锤片的形状、尺 寸、排列方式及线速度都对粉碎效率有很大的影响，目前，已有多种形状的锤片， 各种锤片的使用性能见表 4： 表 4.各种锤片使用性能的比较（杜小强，2003） Tab.4.Comparison of the performances of various hammer pieces 根据本次设计需求，选用型锤片，具体设计结构如图 2： 图 2.锤片的结构尺寸 Fig.2.Hammer piece structure size 锤片类型 使用性能 型：矩形锤片 通用性好，形状简单，易制造 型：焊耐磨合金 延长使用寿命，制造成本较高 型：锯齿型锤片 工作棱角多，粉碎效果好，但耐磨性差 型：尖角锤片 适于粉碎纤维质物料，但耐磨性差 型：环形锤片 只有一个销孔，工作中自动变换工作角，因此 磨损均匀，使用寿命较长，但结构复杂 锤片具体参数： 长度 a： 120mm 宽度 b：60mm 厚度 e： 5mm 孔径 d：25mm 锤片式秸秆粉碎机的核心部件，要求表硬心韧且耐磨性高，因此加工要求较高。 本锤片所选材料为 钢，且经过热处理，渗碳层厚度 0.8-1.2mm，表面硬度Mn65 HRC56-62，淬火区硬度 HRC50-57，非 淬火区 HRC28（肖宏儒，2009）。其中， 淬火区与非淬火区如图 3： 图 3.锤片的结构设计 Fig.3.Structure design of hammer piece （2）锤片的排列方式 锤片是粉碎机执行粉碎工作的主要部件，悬挂在均布于转子锤架板上的销轴上 且可以绕销轴自由转动。 不同类型规格的粉碎机的锤片数量及销轴数各不相同，但一般均为偶数，目的 在于减少转子转动过程中的不平衡。总的原则是，关于主轴中心对称的两销轴上装 配的锤片数量相同（李更强和郭新荣，2012）。 目前常见的锤片排列方式有螺旋线排列、对称排列、交错排列、对称交错排列 四种，各种排列方式的特点见表 5： 表 5.锤片的排列方式（黄亦其，2004） Tab.5.Arrangement of hammer pieces 排列方式 arrangement 优点 advantages 缺点 disadvantages 螺旋线排列 Helix array 锤片轨迹均匀，不重复 关于主轴中心对称的各对销轴上各锤片 组产生的离心力作用线不在一条直线上， 存在不平衡力矩 对称排列 symmetrical arrangement 关于主轴中心对称的两销轴上的 锤片安装对称，工作过程中，磨 损较均匀 锤片运动轨迹重复 交错排列 stagger arrangement 锤片运动轨迹均匀，不重复 工作时物料略有推移，销轴间隔套品种 多 对称交错排列 Symmetrical staggered arrangement 锤片左右对称排列，运动轨迹均 匀，不重复，轨迹覆盖区域广 需要的隔套多，且种类多 3.2.5 锤架板的设计选材 粉碎机中，锤架板安装在粉碎室的主轴上，本设计是直接将锤架板焊接在主轴 上，销轴安装在锤架板上的孔中，锤片安装在销轴上。所以，锤架板用来支撑销轴 和锤片，设计中，锤架板直径 400mm，厚度 5mm。 锤架板材料同主轴相同，为 45 钢。 锤架板的具体形状如图 4： 图 4.锤架板的结构设计 Fig.4.Structure design of hammer frame 3.2.6 销轴的设计计算 （1）销轴的设计 销轴主要贯穿于锤片和锤架板的销孔上，用来安装锤片，其材料为 45 钢。 销轴的设计结构尺寸如图 5： 图 5.销轴的结构尺寸 Fig.5.Pin axis structure size 销轴左端为一开口销孔，用于阻挡锤片、套筒，防止其从销轴上滑落。 （2）开口销的选型 开口销是标准件，有标准规格，本设计中所选开口销规格为： c=7mm d1=3.7mm b=8mm a=2mm L=36mm 开口销的形状尺寸如图 6： 图 6.开口销的形状尺寸 Fig.6.The shape and size of the cotter pin 3.2.7 套筒的设计 套筒的作用是把锤片间隔开，本设计中使用了 24 片锤片，两锤片间距 30mm， 锤片与锤架板间距有两种：15mm、30mm，故套筒设计时有两种长度尺寸： L=30mm d=26mm L=15mm d=26mm 套筒的形状尺寸如图 7： 图 7.套筒形状尺寸 Fig.7.Sleeve shape size 3.2.8 机架、机壳及进、出料口的设计 （1）机架的设计选型 机架用来支撑整个粉碎机及电机和带轮，本设计所用机架为角钢，是标准件， 规格为 63635mm。 （2）机壳的设计 机壳分上下两部分，内部开槽，装筛片和齿板，上下机壳间用活页连接。 （3）进、出料口的设计 进料斗连接在上机壳上，出料口连接在下机壳下方，其上接有法兰，用于连接 外部管道或接口。 进料斗及上机壳如图 8： 图 8.进料斗及上机壳 Fig.8.Feed inlet and casing 3.2.9 筛片的设计 筛片是锤片式粉碎机主要的工作部件和易损件之一，其对粉碎效率和粉碎质量 有较大影响。锤片式粉碎机上所用的筛片有圆柱形孔筛、圆锥形孔筛和鱼鳞孔筛三 种。本设计采用鱼鳞孔筛，适合粉碎后的秸秆碎段或细丝通过，能更好地对粉碎后 的秸秆进行筛选并有效提高粉碎性能。 一般将筛孔按其直径分为 4 个等级，小孔 12 ，中孔 ，粗孔mm43 ，大孔 。筛孔的形状和筛片厚度以及有效筛孔面积（开孔率）都是m658 影响粉碎机工作特性的因素。 由于本设计是秸秆粉碎机，是针对农作物秸秆而言的，所以筛孔直径不宜太小， 因此筛孔直径设计为 ，属于大孔。m10 根据“目数孔径（ ）=15000”可计算出目数=1.5，即每平方英寸面积上 的孔数目为 1.5 个，由此可计算出孔距 t=15mm。 根据公式 计算，可求得23tdK 开孔率 %31.401507.922t 筛片包角 ，8 综上，筛片的规格参数如表 6： 表 6.鱼鳞筛的规格参数 Tab.6.Specifications of sieve 类型 type 孔径(mm) aperture 目数 mesh 孔距(mm) hole pitch 开孔率(%) openporosity 包角(度) wrap angle 厚度(mm) thickness 鱼鳞筛 sieve 10 1.5 15 40.31 180 5 4 主轴的校核、键的校核及轴承寿命验算 4.1 主轴的校核 由于主轴既受到扭矩也受到弯矩，是转轴，所以按弯扭合成强度来校核。 （1）分析主轴上所受到的力（三种） 轴承支反力； 转子由于旋转不平衡引起的离心力 F1； 带传动引起的压轴力 FQ； （2）计算各力的大小 带传动引起的压轴力 FQ 在设计带传动时已计算出来，F Q=1066.43N 转子不平衡产生的离心力 F1=67.24N （3）计算轴承支反力 画出轴在竖直面内铅垂方向的受力图（图 9）： 图 9.轴受力图 Fig.9.Axial attempt 铅垂方向受力图（图 10）： BVR PVR 图 10.铅垂方向受力图 Fig.10.Lead vertical direction 其中，L QB=83mm，L BC=73.5mm，L CD=LDE=125mm，L EP=73.5mm FQ=1066.43N， FC=FD=FE=67.24N 计算轴承支反力 和 ：BVRP 对 B 点取矩得： 0 BPVBEBDBCQ LRFLL 代入数据得：1066.4383-67.24198.5-67.24323.5- 397=0 求得： =197.31NPVR 对 P 点取矩得： 0 EPDPCPBPVQP LFLFRLF 代入数据得： 1066.43480- 297+67.24323.5+67.24198.5+67.2473.5=0BV 求得： =1958.88NBVR 综上：轴承支反力 =1958.88N， =197.31NPVR （4）求 Q、B、C 、D 、E 各截面的弯矩并作弯矩图 mNMV0 mNLFBB73.18 RQBCVC 95.260DPVED41LPVE8.15 铅垂方向弯矩图（图 11）： 图 11.铅垂方向弯矩图 Fig.11.Lead bending moment chart （5）求主轴所受扭矩并作扭矩图 求轴上的功率 P1： P1=P=7.50.94kw=7.05kw 求主轴扭矩 T： mNmN26931931.2650.79 铅垂方向扭矩图（图 12）： 图 12.铅垂方向扭矩图 Fig.12.Lead vertical torque diagram= （6）求当量弯矩并作当量弯矩图 求合成弯矩： 由于在竖直面内主轴所受的力较大，所以铅垂方向的弯矩即为合成弯矩。 mNMEVDC BVQ285.140379.60 求当量弯矩： 根据式（7.8） 计算22 )(T 扭矩产生的应力一般为脉动循环变应力，取 。（转矩不变只是理论上6.0 的，实际上机器运转不可能完全均匀，且有扭转振动的存在，为安全计，常按脉动 转矩算） mNTM MPaTEDCBQ13.27)(4506.8)(197.5)(2 22 22 当量弯矩图（图 13）： 图 13.当 量弯矩图 Fig.13.Equivalent bending moment diagram （7）按弯扭合成强度来校核各截面 按式（7.8） 来计算3 1.0dMW 求得 MPaBB 87.25.947.33 PadQ.01.68.033 由于 B 处当量弯矩最大、Q 处横截面积最小，故需校核 Q、B 两截面。 查表 7.1 得：45 钢调质后的许用弯曲应力 Pa601-