帶清洗烘干裝置的秸稈粉碎機設計【說明書+CAD+UG】,說明書+CAD+UG,帶清洗烘干裝置的秸稈粉碎機設計【說明書+CAD+UG】,清洗,烘干,裝置,秸稈,粉碎機,設計,說明書,仿單,cad,ug 前置式秸稈粉碎機設計 機械設計制造及其自動化07-3 天涯 指導教師：石榮 摘要 摘要：目前，農(nóng)作物秸稈及牧草類等粗纖維青物料粉碎加工多采用普通粉碎機，效率低，能耗高，不能達到粉碎要求，市場上也沒有專業(yè)的加工機械產(chǎn)品面世，因此研制秸稈和牧草等青物料加工機械存在著客觀的必要性。為此，主要介紹了秸稈類青物料粉碎機的設計思想、設計方案、主要零部件的設計要點、性能參數(shù)的確定以及本機的工作原理。 本機的機架、上蓋都采用了鑄件，降低了整機的重心；發(fā)動機和主軸之間通過皮帶傳動，緩和了載荷沖擊；主軸通過兩個圓錐滾子軸承與機架連接；刀盤和主軸之間采用平鍵聯(lián)接；飛刀用墊塊和螺栓固定。 關鍵詞:粉碎機，削片機，粗纖維；莖稈 The Design of Straw Crusher Mechanical Design, Manufacturing and Automation 07-3 FangPeng Supervisor：Shi Huairong Abstract：It used to comminute the green crude fiber crops such as straw and forage with common pulverizer at present．It’S inefficiency and high energy consumption could not meet the requirements of comminution．There is no professionalmachining products is available．So there is objective necessity to study the machining machinery for the green crude fibercrops，such as straw and forage．This paper mainly introduces the design ideas，design schemes，and the determinationof performance parameters as well as the working principle of the machining machinery for the green crude fiber crops ofstraw category． The machine's rack, about the top head has used the casting to reduce the machine's center of gravity, Strengthened the stability of complete machine effectively; Between the engine and the main axle adopts the belt transmission to relax the load impact, reduced the harm of overload which brings for the major component such as fly cutter；The connection of main axle and rack is two circular cone roller, to prevent the main axle have great beating; The connection of cutter head and main axle is flat key, Coordinates closely；The fly cutter uses the bolt and cushion to be fixed, Reliable and stable, The fly cutter stretches out the quantity to be able to adjust，And advantageous for disassembling and the replacement. Key words：Straw Crusher，chopper，Crude fiber，Stem 目錄 1 緒論 4 1.1課題研究背景，目的及其意義 4 1.2 粉碎機的分類特點及其工作原理 5 1.3 國內(nèi)外粉碎機的發(fā)展現(xiàn)狀和趨勢 7 1.4 選題的設計思想，設計方法及改進 7 1.5 預期結果 8 2 秸稈粉碎機的總體設計 8 2.1粉碎機設計任務 8 2.2 普通粉碎機的結構 8 2.3粉碎機的削片原理 10 2.4本章小結 12 3 主要技術參數(shù)的確定和計算 13 3.1 生產(chǎn)能力的確定 13 3.2 飛刀數(shù)量的確定 13 3.3切削力的計算 14 3.3.1主切削力的理論分析與計算 14 3.3.2主切削力的經(jīng)驗公式 16 3.4切削功率的計算 21 3.4.1 切削功率的計算 21 3.4.2 空載功率的計算 23 3.5飛刀伸出量的確定 23 3.6 本章小結 23 4 主要部件的設計計算 24 4.1刀盤結構設計及尺寸的確定 24 4.2主軸的結構設計 25 4.2.1 軸的最小直徑計算 25 4.2.2軸的結構設計 26 4.3 滾動軸承的選擇 27 4.4 帶傳動的計算 27 4.5 鍵連接的設計 31 4.5.1帶輪與輸入軸間鍵的選擇及校核 31 4.5.2輸出軸與齒輪間鍵的選擇及校核 31 4.6 進料槽的設計 31 4.7 飛刀的設計 32 4.8 機架的設計 32 4.9 箱體結構設計 33 4.10 本章小結 33 5 主要部件的校核和驗算 34 5.1 主軸強度的校核 34 5.1.1求軸上的載荷 34 5.1.2按彎扭合成應力校核軸的強度 35 5.1.3 精確校核軸的疲勞強度 35 5.2 滾動軸承的校核 39 5.3 車輪軸的校核 40 5.4 本章小結 40 結論 40 致謝 42 參考文獻 43 附錄 44 1緒論 1.1課題研究背景，目的及其意義 我國每年有數(shù)百億斤飼料糧食和數(shù)千億斤農(nóng)作物秸稈被粉碎加工成飼料。飼料工業(yè)已經(jīng)發(fā)展成為國民經(jīng)濟中不可缺少的重要基礎產(chǎn)業(yè)。飼料加工的核心設備是飼料粉碎機，常用粉碎機的類型主要有錘片式粉碎機、齒爪式粉碎機及勁錘式粉碎機，其中錘片式粉碎機是目前使用最多的機型。 國內(nèi)外對粉碎機展開的研究，主要集中在粉碎理論、物料環(huán)流層、粉碎機設計理論和粉碎機性能影響因素幾個方面。 1.在粉碎理論方面： 傳統(tǒng)上學者一直認為物料進入粉碎室后受到錘片的正面沖擊，受沖擊的物料撞向齒板或篩片，然后反彈到錘片上，多次重復此過程。同時物料被旋轉的錘片和固定的篩片摩擦粉碎。前西德的Friedrich教授利用高速攝影首次證實了物料進入粉碎室后受到的是偏心沖擊而不是傳統(tǒng)上認為的正面沖擊。我國江蘇正昌集團科研院的朱建東利用高速攝影得出物料進入粉碎室后受錘片打擊做加速運動，物料經(jīng)過加速后，在篩片和錘片的共同作用下，物料層的厚度達到最大并穩(wěn)定下來。 美國的Jacbon研究了粉碎機生產(chǎn)率、輸出功率和篩孔直徑的關系，并且得到了大麥、小麥、玉米等幾種作物的捷克帕森系數(shù)。中國農(nóng)機院通過實驗得出了粉碎機比功率及粉碎物料的幾何平均值之間的關系；此外還得出粉碎機度電產(chǎn)量與篩孔直徑的關系。 2. 物料環(huán)流層： 前蘇聯(lián)學者采用高速攝影技術,對群體物料在粉碎室內(nèi)的粉碎情況進行了研究。發(fā)現(xiàn)物料在錘片沖擊和錘片高速旋轉所產(chǎn)生的氣流共同作用下,在粉碎室的四周出現(xiàn)了物料的環(huán)流層。 我國的朱新華等研究認為環(huán)流層是粉碎機大功耗、低效率的主要因素，認為可以效通過改變轉子結構來降低環(huán)流速度。劉文廣對粉碎機進行研究后得出，粉碎室內(nèi)的物料環(huán)流層是粉碎機功耗大的主要原因。提出了一種新的粉碎室,即把圓形篩片彎曲成梯形的粉碎室,用于改善錘片式粉碎機的粉碎性能。農(nóng)科院農(nóng)業(yè)機械化研究所的周向農(nóng)以及農(nóng)業(yè)大學的史建新設計了一套直接測取粉碎機環(huán)流運動狀態(tài)環(huán)流分布數(shù)據(jù)的裝置，用數(shù)理統(tǒng)計的方法分析所測數(shù)據(jù)，初步揭示了粉碎機環(huán)流運動狀態(tài)。 為了破壞環(huán)流層，近年來出現(xiàn)了水滴形粉碎機。水滴型粉碎機是將普通錘片粉碎機的粉碎室從圓形變?yōu)榱怂涡?，這樣既增大了粉碎室篩板的有效篩理面積，又能破壞物料在粉碎室形成環(huán)流，有利于粉碎后物料排出粉碎室，粉碎效率有所提高。另外水滴型粉碎機有主粉碎室和再粉碎室，物料在粉碎室內(nèi)可形成二次打擊，同一臺粉碎機就能實現(xiàn)粗、細、微細3種粉碎形式。但這種粉碎機體積較大、制造復雜、成本較高，適合于綜合性飼料廠使用。 粉碎室有圓形和水滴形之分，粉碎室為圓形時，容易形成環(huán)流層，不利于出料，而粉碎室為水滴形時較易破壞環(huán)流層。內(nèi)蒙古農(nóng)業(yè)大學的劉文廣、劉偉峰研究使用異型篩（非圓形）破壞環(huán)流層、提高效率，原理與使用水滴形或橢圓形粉碎室一樣，但仍存在篩片磨損的問題。 3.粉碎機設計理論 孫紅彬等研究了立式粉碎機的工作原理及結構，對立式粉碎機的結構設計做了闡述，包括喂料裝置、下料叉管等。張乾能、宗力利用UG NX的三維建模功能，建立粉碎機的三維模型。同時，用UGNX的模型分析和運動仿真模塊，對粉碎機進行分析，提高了設計的可靠性，并對錘片進行了有限元分析，找出了錘片的危險截面。黃石市飼料公司的徐新武對飼料粉碎機的吸風系統(tǒng)進行設計與研究，通過生產(chǎn)實踐證明產(chǎn)量比原來提高73%，粉碎機無灰塵外溢現(xiàn)象，排料口吸風罩運轉正常，粉碎機溫度低，電機負荷小。 華中農(nóng)業(yè)大學的劉寶研究了錘銷摩擦對錘片式粉碎機轉子振動的影響，分析了錘銷摩擦對錘片運動及受力的影響，對粉碎機不同錘銷摩擦組合進行了振動測試。 中國農(nóng)大的吉穎鳳、王順喜對錘片式飼料粉碎機的篩分效率做了專門的研究，指出：影響錘片式粉碎機篩分效率的最主要因素是粉碎室內(nèi)碎物料的運動速度，增大碎物料的徑向速度和減小切向速度可提高篩分效率，并在樣機設計中采取了大通風量、大氣流速度及新型篩(篩片包角287.5度，A型篩孔）。 4.粉碎機性能影響因素 朱建東對錘片和篩板不同參數(shù)對錘片式粉碎機性能的影響做了分析，研究指出粉碎機的產(chǎn)量、成品粒度均勻性等是由多方面的因素綜合決定的，并可通過調(diào)整吸風量、錘片排布、粉碎室、雙錘片排布、篩板開孔率、排布方向等因素，使產(chǎn)量達到最佳, 成品粒度均勻。對于不同的粉碎形式,合理的錘頭焊層以及篩板合理的結構和使用方法,有利于延長錘片和篩板的使用壽命，提高粉碎效率。 朝陽市農(nóng)機技術推廣站的趙國興對粉碎機配套動力、錘片末端線速度、粉碎室參數(shù)的確定、錘篩間隙、篩片面積等參數(shù)進行確定，并分析其對粉碎性能的影響。 天津理工學院的董堅挺等建立了錘片式粉碎機轉子組振動的力學模型及數(shù)學模型,分析了其固有頻率及在額定轉速下的振幅與其它參數(shù)的關系,為錘片式粉碎機在設計、制造、安裝3個環(huán)節(jié)減少設備振動提供理論依據(jù)。 國外有些錘片式粉碎機上采用了吸風出料系統(tǒng)，有的帶有吸風出料風機，這提高了分離效率，降低了物料溫升，但能耗沒有降下來，這是由于進氣量與出氣量的匹配及氣流的組織狀態(tài)沒有達到最佳，而且結構也復雜化了。 因此，秸稈粉碎削片機，對提高秸稈等燃燒農(nóng)作物處理效率、擴大秸稈的用途、提高秸稈等農(nóng)作物廢料的利用率、節(jié)約資源、美化環(huán)境具有重要意義。 1.2粉碎機的分類特點及其工作原理 當前，對物料進行粉碎主要有打擊、揉搓、鋸切和滾壓等方式，為此應針對不同的物料則采用不同的粉碎方式，以提高粉碎效率及質量。 1．1 錘片式粉碎機 秸稈類粗纖維青飼料一般徑向尺寸比較大，在被粗切成小段后，如用錘片式粉碎機進行粉碎，由于尺寸較大，物料與錘片的接觸面積較大，同時錘片棱角與物料的接觸幾率小，加之現(xiàn)今的市場上的錘片式粉碎機多為有篩粉碎機，含有水分較多的青秸稈物料極易造成篩孔阻塞，導致粉碎效果很差，因此不宜采用錘片式粉碎機。 1．2 切碎機 切碎機的加工對象為瓜果等含纖維質較少的物料，對瓜果粉碎能取得較好的效果，但是對秸稈類粗纖維物料進行加工則粉碎效果很差，遠遠不能達到粉碎要求。加工過程中只是將粗纖維青飼料進行一次性切碎，不能達到飼喂要求或者化學處理等后續(xù)加工的要求。粗纖維青飼料粉碎機的研究還處于初級研究階段，雖然在美國曾研制出一款秸稈粉碎桶，但還不夠完善，只是對其進行了相關報道，技術資料也不可獲得，加工對象也是干物料。 1．3 揉搓滾壓 揉搓滾壓方式多用于顆粒物料及干粗纖維物料的加工。由于粗纖維青飼料含水量比一般干物料(含水量≤20％)高很多，很多微量元素也溶于水中，采用揉搓滾壓加工方式會丟失很多水分，大量微量元素也將隨之丟失，且容易加工成泥狀，不能滿足喂飼要求。 通過比較可得，要實現(xiàn)對粗纖維青飼料的粉碎，同時不喪失飼料的營養(yǎng)性，應多次鋸切碎加工較好的加工方式，既能滿足粉碎粒度要求，又極大地減少了營養(yǎng)成分的丟失。 根據(jù)秸稈類物料的尺寸特點及現(xiàn)代粉碎理論，確定本機械主體為臥式結構，整體由進料口、切割器、粉碎室、排料口、機身及動力傳動部分等機構組成。 一般而言，粉碎機按切削機構的形狀可分為鼓式和盤式，它們的結構簡圖如下圖： 1.軸承座 2.主軸 3.刀盤 4.壓刀塊 5.飛刀 6.側刀 7.底刀 圖 1.1 盤式粉碎機結構簡圖[ 2 ] 要把秸稈等廢料加工成碎片, 首先需要人工將廢料放進料斗, 廢料在人力或進料機構的壓力作用下進入削片機, 當農(nóng)作廢料的端面碰到飛刀刀盤端面時, 進給停止, 飛刀轉到切削位置開始切削, 由于飛刀有一定角度, 當切入廢料一定深度時, 廢料受到飛刀切削面的分力、刀盤和料斗( 或底刀)的阻礙作用, 局部沿木材纖維方向崩裂成碎片, 從前刀面飛出。切削過程中, 廢料在壓力和飛刀切削分力的作用下，向刀盤方向進給, 使切削加工得以連續(xù)進行, 完成整根廢料的切碎。 鼓式粉碎機機座采用高腔度鋼板焊接而成，是整臺機器的支承基礎；刀輥上安裝兩把飛刀，用專門制造的飛刀螺栓，通過壓力塊，把飛刀固定在刀輥上；根據(jù)被切削原料的不同厚度，上喂料輥總成可以借助液壓系統(tǒng)在一定范圍內(nèi)上下浮動；切削下來的合格碎片通過網(wǎng)篩孔落下，有底部排處，大的片料將在機內(nèi)再進行切削。鼓式削片機的結構簡圖如下圖2所示。 1.主軸 2.鎖緊裝置 3.飛刀 4.飛刀螺栓 5.壓刀塊 6.飛刀座 7.刀輥 8.上喂料輥 9.下喂料輥 10.底刀 圖1.2 鼓式枝椏粉碎機結構簡圖【3】 Fig 1.2 Schematic of drum chipper 一般而言，盤式粉碎機由于飛刀運動時的切削平面固定不變，飛刀和底刀可以很好的形成剪切作用，所以盤式粉碎機的碎片比鼓式枝椏粉碎機的碎片質量好，生產(chǎn)率高；適宜加工原木、劈木、木芯、較厚的板皮和成捆的枝椏材，因其進料槽為方形或圓形，可充分發(fā)揮其生產(chǎn)能力，主要用于生產(chǎn)規(guī)模較大的人造板企業(yè)和造紙企業(yè)。鼓式粉碎機由于飛刀的切削平面隨飛刀位置的變化而變化，削片過程中不能形成有利的剪切作用，其進料槽沿刀鼓方向為長方形，適用于加工板皮、板條、碎單板、小徑木、枝椏材等厚度較小、徑級不大的木料和竹材，這種削片機主要用于中小型人造板企業(yè)；現(xiàn)在經(jīng)改進的鼓式削片機的削片質量完全能夠滿足人造板生產(chǎn)的工藝要求。盤式粉碎機大多數(shù)采用自由進料，而鼓式枝椏粉碎機大多數(shù)采用強制進料，水平進料的適宜加工較長的原料，而加工較短的原料通常采用傾斜進料。總之，粉碎機的結構形式主要取決于原料的特征和對削片質量及生產(chǎn)率的要求。 對于中小型粉碎機而言，由于其削制的原料大多數(shù)是枝椏、板皮，秸稈等剩余物，材徑較小，采用平面盤式機削片時，對平面盤式的削片長度的均勻性影響不大，而其制造成本低廉，易于推廣。因此，中小型粉碎機采用平面刀盤結構是一個發(fā)展方向。 水平進料可防止原料撞擊刀盤軸，操作方便，安全可靠；而傾斜進料便于投料，可保證合理的切削參數(shù)。 1.3 國內(nèi)外枝椏粉碎機的發(fā)展現(xiàn)狀和趨勢 我國粉碎機的研制工作始于20世紀60年代，70年代中期開始研究伐區(qū)木片生產(chǎn)工藝設備，80年代國家設立“伐區(qū)枝椏木片生產(chǎn)設備及工藝的研究”攻關課題，進行了系統(tǒng)研究，取得了一定成果。進入90年代，木片生產(chǎn)得到了快速發(fā)展，木材削片機制造業(yè)也隨之進一步發(fā)展。目前已至少有30多家生產(chǎn)削片機的廠家，生產(chǎn)20多種型號的木材削片機。我國目前所用的削片機主要有以下幾種型號：（1）BX117C盤式削片機;(2)BX1107/4盤式削片機;(3)BX116盤式削片機;(4)BX1108/3盤式削片機;此外，還有極少量的BX1710B盤式削片機和BX1112盤式削片機等。至于粉碎機，我國常州市林機廠及其它生產(chǎn)企業(yè)在90年代就曾研制過多種機型，功率一般為3-5kW，但都未推廣，主要原因都是功率太小，只能削小枝椏，秸稈，徑級到30~40mm就削不動，無法滿足使用要求。國外大規(guī)模的木片生產(chǎn)始于60年代，近年來發(fā)展很快，不僅產(chǎn)量迅速增加，而且在一些國家，如日本、前蘇聯(lián)、美國等國已發(fā)展成為木材工業(yè)部門中的一個獨立體系。在瑞典、芬蘭等國則成為木材加工企業(yè)中不可缺少的組成部分。而且國外枝椏削片機的性能也比國內(nèi)要好一些，這主要表現(xiàn)在其產(chǎn)品型號齊全，功率強勁，外形美觀，操作方便，噪聲低，人性化設計等。如美國的百萊瑪設備公司的產(chǎn)品威猛系列切枝機。其中威猛BC600XL型就是一款高產(chǎn)量、大功率的切枝機，它具有獨創(chuàng)的外觀設計和驅動系統(tǒng)，具有同類產(chǎn)品中最大的進料口。從細小的樹枝到直徑150mm的樹干，BC600XL型切枝機都能從容應付。其較大的動力和寬闊的進料口使其功效超卓，并可省去大量的對樹枝的預先修理時間。 近年來，國外削片機的研制有了進一步的發(fā)展[ 5 ]，主要是增加輔助進料槽；增加進料槽的截面積；鉸接式安裝進料槽；側面出料（木片）；減少飛刀尺寸和角度，并且裝刀多刀化；飛刀夾裝在刀盤上，并呈螺旋線安裝；刀盤懸臂式裝配；降低削片機噪聲；增設第二底刀以及使其多刃化；可調(diào)節(jié)生產(chǎn)率的削片機；改進切削機構和進給方式以及適應不同原料的削片的專用、通用、以及削片機組和削片生產(chǎn)線。 1.4 選題的設計思想，設計方法及改進 本課題要求設計的秸稈粉碎機主要用于粉碎小徑級的廢料和樹葉等農(nóng)作物廢料,粉碎出的碎料也是用于制造肥料等,對削片質量要求不高. 故對機器的主要要求是體積小,結構簡單,移動方便和便于操作.針對這些要求,設計飛刀為對稱分布的長刀,以滿足最大切削直徑和力矩平衡的要求。設想秸稈粉碎機切削出的木片長度為10-20mm，根據(jù)設計要求，進料口和出料口有了改進，刀盤保持一定的厚度加大其轉動慣量，以防止切削過程中刀盤轉速波動太大。刀盤上安裝兩片風葉，刀盤轉動過程中產(chǎn)生風力將切削出的木屑吹出。由發(fā)動機的功率要求確定枝椏粉碎機的生產(chǎn)能力，計算出合適的飛刀數(shù)量和切削功率以及切削力。飛刀的伸出量能夠調(diào)整，保證切削質量。選用圓錐滾子軸承和主軸配合，利用皮帶傳動進行動力傳遞。 由于進料方式為水平進料，故設計進料槽為方形進料口，長度較長，保證長秸稈也能順利進料。進料槽的結構型式也比較簡單，以使其安裝方便，并便于加工。 普通秸稈粉碎機的工作噪聲高達110dB左右。為了減低噪聲降低噪聲，本設計采用以下方式：加厚機罩體的厚度，以提高隔聲效果；縮短主軸二軸承的間距，提高主軸剛度，減小振動。 1.5 預期結果 本秸稈粉碎機機，結構緊湊合理，零件加工方便，操作簡便，生產(chǎn)能力大，碎片合格率高，廢料質量還可以適當調(diào)節(jié)，單位廢料產(chǎn)量能耗低，用一般的牽引機車即可拖動和運輸，適用于農(nóng)村農(nóng)業(yè)廢料的處理，等，是國內(nèi)將農(nóng)作物廢料轉化為有機肥，紙業(yè)原材料，處理小型枝椏材的理想設備。 2 移動式枝椏粉碎機的總體設計 2.1 秸稈粉碎機設計任務 根據(jù)秸稈粉碎機的用途及其使用要求，并結合任務書所給初始參數(shù)，設計本機設計任務如下： 切削機構形狀：盤式 進料方式：水平進料 出料方式：上出料 最大切削直徑：150mm 刀盤半徑：560 mm 刀盤轉速：1800 r/min 發(fā)動機功率：20kw 刀盤形式：平面刀盤 飛刀數(shù)：2把 飛刀的調(diào)整使用齒形調(diào)整結構 2.2 普通盤式秸稈粉碎機的結構 由參考文獻可知，普通盤式秸稈粉碎機主要由刀盤、進料槽、傳動裝置和機殼等部分組成。 刀盤套裝在主軸上，主軸由兩個裝在軸承座中的軸承支承，由發(fā)動機通過皮帶傳動驅動。刀盤除作為切削機構切削木料外，還起飛輪作用，使飛刀在間斷切削時，速度波動不大，因此要求刀盤有較大質量。大型盤式削片機除刀盤起飛輪作用外，在主軸上還專門裝有1個飛輪，并兼作制動輪。刀盤的材料一般采用30，35，45號鑄鋼；當切削速度大于50 m/s時采用A4、A5鍛鋼。鑄鋼件必須退火處理，鍛鋼件須正火處理；粗加工后進行探傷檢查，在開口處不允許有降低使用性能的缺陷。主軸的毛坯應為鍛件，不應有降低使用性能的缺陷。普通（少刀）盤式機的刀盤上裝有2~4把飛刀，飛刀在刀盤上的安裝一般使其刀刃相對刀盤半徑沿轉動方向向前傾斜8°～15°布置。在安裝每把飛刀下面的刀盤上，沿刃口方向開有一條寬度為100 mm左右的長縫。飛刀和楔形墊塊用螺栓固定在刀盤上。墊塊的作用是保證飛刀有一定的后角，一般為5°左右。飛刀的材料一般采用鉻鎳合金工具鋼或優(yōu)質碳素工具鋼，熱處理后刃口部分的硬度為HRC52～56。飛刀的楔角取30°～45°，凍材、硬材取較大值[ 6 ]。飛刀刃口伸出刀盤平面的高度稱為刀片的伸出量（又稱裝刀高度），其大小影響木片的長度，因此刀盤上所有飛刀刃口的伸出量必須相等。飛刀更換或刃磨后，應保持伸出量不變。飛刀有利用刀片后部的齒定位的，屬有級調(diào)節(jié)，也有利用刀片后部的硬木墊塊或澆鑄的鉛條定位的，屬無級調(diào)節(jié)，精度較高。盤式機是由安裝在刀盤上的飛刀和安裝在進料槽上的底刀形成剪切機構的。底刀的刃口有的是用硬質合金堆焊而成。為防止印較大的沖擊力損壞刃口，底刀的刃磨角較大，一般為85°～90°，也有的大于90°的（采用90°的底刀，四角可輪換使用）。飛刀與底刀的間隙一般為0.3 mm～1.0 mm，這取決于削片機的精度和刀盤直徑的大小等因素。 大多數(shù)盤式秸稈粉碎機不設強制進料機構，僅有進料槽（又稱喂料槽）。進料槽相對刀盤平面的安裝角度影響自由進料時削出的木片長度。如圖2.1所示，A′B′C′D′為平盤平面，BD′為進料槽的中心線，CD′平行于刀盤軸線，其值等于刀盤伸出量，則木片的長度l為： (2.1) 即　 (2.2) 式中： h——飛刀伸出量； a1——傾斜角，即進料槽的中心線與水平面間的夾角； a2——偏角，即進料槽的中心線在水平面上的投影與刀盤軸線的夾角。 由于削片時原料尾端在進料槽中抬起，為獲得要求的木片長度，實際裝刀高度應比計算值小2 mm左右。傾斜角a1取45°～52°，偏角a2取20°～30°。它們的大小不但影響木片的長度及厚度，而且還影響木片的切口面積、木片質量和削片的動力消耗。傾斜進料的進料槽通常還有轉角a3，即進料槽底面與水平面的夾角，其作用是使木料在切削時沿槽底滑向刀盤中心，有利于實現(xiàn)連續(xù)切削、減小切削的阻力矩。對于水平進料的進料槽，傾斜角a1=0，只有偏角a2，由于偏角的作用，使削片機在削片時產(chǎn)生的進給方向的分力，牽引木料向刀盤進給運動。 盤式秸稈粉碎機的排料分為上排料和下排料兩種形式。上排料是在刀盤的外緣安裝６個～８個葉片，它在刀盤轉動時產(chǎn)生氣流，把削出的木片沿刀盤的切口方向從上排料口排出。當葉片的速度為27 m/s～28 m/s時，木片的拋出高度可達4 m～5 m。當?shù)侗P的轉速較高或直徑較大而使得刀盤線速度較大時，為防止過度打碎木片，減小動力消耗，在刀盤上不裝葉片，削出的木片由下部開口的機殼直接落到皮帶運輸機上輸出，這稱為下排料。 圖2.1 木片長度與進料槽安裝角的關系 Fig 2.1 the relationship of Chip length and the trough installation angle 2.3盤式秸稈粉碎機的削片原理 通過觀察和研究證明，盤式秸稈粉碎機在削片過程中，秸稈的已被切削面緊貼在飛刀的后面，并沿著飛刀后面滑動，直到與刀盤平面相遇。當秸稈的上端與刀盤表面接觸后，被切平面則由斜面變成平行于刀盤表面的直面，最后被切表面形成了一個折面。因此，盤式機的削片過程并不是過去人們認為的那樣，原料的被切平面始終平行于刀盤平面。 在削片時，秸稈沿著進料槽的移動，主要是由于飛刀對秸稈的作用力在進給方向的分力（牽引力）的作用而致。理論上可以證明：在傾斜進料時，靠秸稈自重產(chǎn)生的下滑是不能產(chǎn)生足夠位移的。無強制進給機構的水平進料盤式秸稈粉碎機，秸稈仍能按碎片長度進料，也充分證明了這一點。對于結構參數(shù)已定的盤式機，在削片過程中，切削方向與進給方向形成的遇角是不變的，與碎片的厚度和徑級大小無關，飛刀對秸稈產(chǎn)生的牽引力的方向不變；牽引力的大小雖與廢料的品種、含水率等因素有關，但其大小足以帶動廢料克服摩擦阻力并向刀盤方向進給。因此大多數(shù)盤式秸稈粉碎機不采用強制進給機構，并且適宜加工厚度和徑級較大的木料。如圖2.2所示，木料被飛刀牽引向前進給的速度u為： 圖2.2 盤式削片機的運動分析 Fig2.2 the Motion Analysis of Disc chipper (2.3) 式中：——飛刀的切削速度； 　——飛刀的安裝后角； 　——遇角。 從上述分析可見:盤式削片機的飛刀在運轉過程中形成的切削平面是固定不變的，在每一切削層的切削過程中，基本上始終通過底刀刃口，飛刀和底刀可以很好地形成剪切機構，這也使得盤式削片機比鼓式削片機的削片質量好。 廢料在飛刀和底刀的剪切作用下，被切下的切屑經(jīng)過刀盤的窄縫時，由于受到飛刀前面擠壓力的作用，被分裂成一定厚度的木片。研究與試驗表明，碎片的厚度為： （2.4) 式中： ——秸稈長度； 　——沿纖維方向木材的抗剪強度； 　——沿纖維方向廢料的抗壓強度； 　——其他因素的影響系數(shù)。 如秸稈長度為20 mm時，秸稈厚度為3.9 mm～6.2 mm；秸稈長度為25 mm時，秸稈厚度為4.8 mm～7.5 mm。秸稈厚度不僅取決于秸稈長度和秸稈的物理機械性能等因素，還與進料槽及飛刀的安裝角度和飛刀的刃磨角等因素有關。當飛刀的刃磨角和安裝后角較大時，則削出的碎片較厚，反之，較薄。 2.4本章小結 本章主要介紹了秸稈粉碎機的結構和工作原理，普通盤式秸稈粉碎機的組成，秸稈的長度和厚度計算，排料方式的選擇為上出料，廢料被飛刀牽引向前進給的速度計算等。 3主要技術參數(shù)的確定和計算 3.1生產(chǎn)能力的確定 在削片過程中，由于加料的不連續(xù)性，種類、含水率和被切削斷面積的變化，以及同時參加切削的飛刀的數(shù)量不同，使切削力不是一個固定的數(shù)值。由文獻知，目前盤式削片機的主電機功率(kW)一般按下列經(jīng)驗公式推算 式中：——不均勻系數(shù)，?。? ——加工1實積m3農(nóng)業(yè)作料所需的能量，kWh/實積m3； Q——削片機的生產(chǎn)率，m3/h。 根據(jù)實驗測得。由發(fā)動機功率為20KW，取 K=1.1，E=6，N=20KW則 3.2 飛刀數(shù)量的確定 由文獻知，非強制進料的盤式秸稈粉碎機的生產(chǎn)能力(實積m3/h)為 （3.2） 式中： ——設備時間利用系數(shù)，取； ——工作時間利用系數(shù)，??； ——原料形態(tài)影響系數(shù)，成捆秸稈材取，其他原料取1； ——刀盤轉速，r/min； ——飛刀數(shù)量； ——木片平均長度，mm； ——原料的斷面積，mm2； 取=0.4，=0.7，=0.7，l=10mm，F(xiàn)=，d=150mm 則 ，圓整為Z=2 故由生產(chǎn)率可選飛刀的數(shù)量為2把。 選擇電動機型號為科勒Command?PRO?CV740?27HP?汽油機，額定功率20.1kw，額定轉速3600r/min。 3.3切削力的計算 3.3.1主切削力的理論分析與計算 盤式削片機是由徑向安裝在刀盤上的飛刀和裝在殼體上的底刀組成的切削機構，其切削過程可看成是有支承的銑削或剪切。削片機切削秸稈時，秸稈經(jīng)進料槽向刀盤進給，刀盤上每把飛刀的切削厚度為h，大小等于飛刀從刀盤表面的伸出量。切掉的秸稈形成木片，穿過刀盤上的通孔，落到刀盤背面，經(jīng)出料口排出。 秸稈削片機的整機載荷包括切削阻力，風扇葉片阻力，強制進料機構的阻力等，其中切削阻力占絕大部分，飛刀間歇切削和秸稈進料的不連續(xù)性使削片機工作時切削阻力在0到最大值之間變化。秸稈徑級不一，材性不同及節(jié)子等也會引起載荷的變化。秸稈削片機在工作時載荷波動很大，為了使削片機運轉平穩(wěn)和充分利用原動機的功率，刀盤具有很大的轉動慣量，起到了飛輪的作用，利用其慣性能來克服短時的大負荷。此外，異步電動機和汽油機都具有一定的過載能力，當遇到大負荷轉速下降的時候，這種過載能力就發(fā)揮出來。利用慣性動能和過載能力這兩點是削片機不同于一般平穩(wěn)載荷機械的特點，傳統(tǒng)削片機的設計計算中?？紤]這兩點。 飛刀切削秸稈時，除前刀面對秸稈作用以外，后刀面和刀刃部分對秸稈也有作用力，刀刃處雖應力較大，但表面積很小，刀刃作用力在總作用力中所占比例很小，可忽略不計。為簡化問題，設刀刃為直線，切削速度垂直于刀刃方向，秸稈纖維方向亦垂直于刀刃方向。飛刀前刀面對秸稈的作用力合力為Fr，飛刀后刀面對秸稈的作用力由正壓力和摩擦阻力兩個力合成;此外還有底刀對秸稈的作用力,,秸稈受力見下圖3.1: 圖3.1 木材所受刀片作用力 Fig 3.1 Force acting on wood 將各力投影到X軸和Y軸上,有 則有 則有 聯(lián)立以上方程解得: 的計算式可參考文獻,其中： （3.3） （3.4） 式中: l——秸稈纖維長度,m； B——切削寬度,m； ——秸稈順紋理剪切強度,N/mm2； ——附加阻力系數(shù),由試驗測定； ——飛刀后角； ——飛刀楔角； ——進料槽斜角； ——后刀面與秸稈摩擦角； ——前刀面與秸稈摩擦角； ，——前刀面與秸稈摩擦系數(shù),一般在0.5~0.75之間,常取0.6。 將代入公式得： （3.5） 利用此公式,可以對主切削力進行理論計算,將各已知參數(shù)以及不同徑級秸稈代入公式,其中飛刀伸出量h=10mm,切削秸稈長度l=10mm,飛刀楔角=30度,水平進料時 =90度, =5度, =75N/cm2, =0.6, ==,最后得出=2347N,由切削最大直徑為150mm, ,取切削寬度b=100mm.a=1mm,得出理論單位切削阻力=23.47N/mm2. 3.3.2主切削力的經(jīng)驗公式 由切削力可按下式計算： （3.6） 式中：b——切削寬度，mm； a——切削厚度，mm。 切削力與切削面積的關系，可以用單位切削寬度上作用的切削力與切削厚度a的關系來代替，即： （3.7） 可以把單位切削力P當作一個系數(shù)，用以反映切削力與切削厚度之間的函數(shù)關系。若表示與a之間變化規(guī)律的曲線為通過坐標原點的斜直線，單位切削力便是該斜線的斜率。實際上，從實驗結果中可知，隨a而變化的直線具有縱截距，而且在不同的切削厚度范圍內(nèi)，直線的斜率不同，即單位切削力不同。所以需要根據(jù)不同的切削厚度范圍，分別建立不同的單位切削力的計算公式。 切削力經(jīng)驗公式的建立，是從確立切削厚度與單位切削力的關系著手的；然后將影響切削力的一系列因素，如刀具變鈍，刀具切削方向相對于纖維的方向，切削角，切削速度，材種等，通過系數(shù)修正，經(jīng)驗公式換算，加以綜合考慮；最后建立隨不同因素變化的切削力經(jīng)驗公式。 1.確定切屑厚度與單位切削力的關系 近半個世紀以來，對秸稈切削過程的試驗研究表明，在切屑厚度時，單位切削寬度上作用的切削力與切屑厚度之間的關系可用AB直線表示，如下圖[9]。 圖3.2 單位切削寬度上作用的切削力與切屑厚度之間的關系曲線 Fig3.2 The relationship of the cutting force of unit cutting width and cutting thickness 直線AB的方程為： （3.8） 式中：——AB直線的縱截距。 ——時，直線AB的斜率，。 實際上，當切屑厚度變小，在時，與a之間的函數(shù)關系改用曲線BD表示，若以直線BD近似地代替曲線BD，則直線BD的方程為： （3.9） 式中：——BD直線的縱截距； ——時，BD直線的斜率：。 下面在兩種切屑厚度范圍內(nèi)，根據(jù)前，后刀面作用力的不同，分別建立作用在前，后刀面上的單位切削力計算公式： （1） 當時： （3.10） 式中：——作用在后刀面上的單位切屑寬度上的切削力。從真實切刀切削秸稈的過程中可以觀察到，雖然a=0，但后刀面仍然對切削平面以下的秸稈起作用，這時； ——作用在前刀面上的單位切屑寬度上的切削力，。 （2） 當時： （3.11） 式中：——作用在后刀面上的單位切屑寬度上的切削力。該力不因切屑厚度變化而異； ——作用在前刀面上的單位切屑寬度上的切削力，。 相應單位切削力p隨切屑厚度a的變化而變化的關系式為： （1）當時： （3.12） 式中：——作用在后刀面上的單位切削力； ——作用在前刀面上的單位切削力。 （2）當時： （3.13） 式中：——作用在后刀面上的單位切削力； ——作用在前刀面上的單位切削力。 2.確定刀具變鈍與單位切削力的關系 在真實切刀切削秸稈的過程中，既然刀刃圓半徑的大小只是影響后刀面的變形功，那么變鈍刀具對單位切削力的影響也應該局限在對后刀面單位切削力的影響上。 刀具變鈍的影響用變鈍系數(shù)修正。根據(jù)試驗=1~1.7。值與刀刃圓半徑的增量成正比。 銳利刀具取=1。刀刃即使剛剛磨銳，但初始圓半徑仍有5~10，因而后刀面上還是存在作用力。 變鈍刀具取大于1，相應。將上述關系代入單位切削力計算式，得： （1）當時： （3.14） （2）當時： （3.15） 3.確定切削角，切削速度，切削方向相對于纖維方向和材種等因素與單位切削力的關系 單位切削力公式中的兩個變量，在綜合了對松木，樺木等材種的不同切削方向的試驗數(shù)據(jù)后，可按下法決定。主要切削方向的單位切削力為： （3.16） 式中：——可以根據(jù)某一主要切削方向按材種查下表1； ——。（系數(shù)根據(jù)某一主要切削方向分別查表1和2決定。在該式中同時反映和V對p的影響。在鋸切速度小于70m/s，刨削，銑削速度小于40m/s時，以90-V代替V。鋸切時，在V大于，等于或者接近于70m/s情況下以V代入。） 表3.1 系數(shù) f’, A的值 Lab3.1 Coefficients f’, A 材種 端向 縱向 橫向 端向 縱向 橫向 松木 0.49 0.16 0.10 0.056 0.020 0.003 樺木 0.55 0.19 0.14 0.076 0.025 0.0045 麻櫟 0.64 0.21 0.172 0.082 0.028 0.006 表3.2 系數(shù) B,C的值 Lab3.2 Coefficients B,C 材種 端向 縱向 橫向 端向 縱向 橫向 松木 0.020 0.007 0.006-0.007 2.00 0.55 0.066 樺木 0.024 0.008 0.007-0.010 2.30 0.70 0.085 麻櫟 0.027 0.009 0.085-0.012 2.56 0.76 0.10 4.最后確定上述所有因素與單位切削力的關系 （1）當時： 主要切削方向） （3.17） （2）當時： 主要切削方向） （3.18） 由材種取松a=1mm,r=280mm,Cp取1.7,得出. 綜上所述,單位切削阻力理論計算值與經(jīng)驗值相差不大,故可取切削阻力=2347N.相應的單位切削阻力 3.4切削功率的計算 3.4.1 切削功率的計算 由文獻[8]可知計算公式 kW （3.19） 如圖3.1所示：圖中表示削片時飛刀對木材的總切削力。刀盤對木材的支承力降低了后刀面對木材的支承力，互相影響，所以也包括在總作用力中?？傋饔昧Ψ纸鉃榍邢蚍至胺ㄏ蚍至?。在切削過程中，隨木片的變化而變化，其短時平均值為。與寬度成正比，有： （3.20） 式中：——切削寬度，m； ——單位寬度平均切向阻力，N/m。 一把飛刀一次切削功耗為： (3.21) 式中：——切口面積，(m2)。 ， ——木料橫斷面積，m2) 如果進料槽在通過主軸線的兩個相互垂直平面內(nèi)的投影傾斜角分別為和，則由下式確定： (3.22) 切削功率為 (3.23) 式中：——刀盤轉速，r/min； ——飛刀數(shù)。 對于原木有： (3.24) 式中：——原料直徑，m 。 考慮農(nóng)作物徑級不同大小不一時，可經(jīng)計算取其平均直徑 (m) 式中：——各徑級原料直徑，(m)； ——各徑級農(nóng)作物長度占總農(nóng)作物數(shù)的比例。 考慮秸稈之間的空隙時間應增加一個切削連續(xù)性系數(shù)，則切削功率為： (3.25) 值由下式確定： (3.26) 式中：——每段秸稈切削時間，s ； ——相鄰秸稈之間的間隙時間，s 。 由于本機采用水平進料，且入料口軸線與刀盤端面垂直，故，取c=0.9，,單位切削阻力,故根據(jù)式3.24,有： =14.13kw 3.4.2空載功率的計算 由文獻知 (3.27) (3.28) 當、時，kw =17.13kw 綜上所述，發(fā)動機的功率符合要求。 3.5飛刀伸出量的確定 由2.2盤式秸稈粉碎機的結構分析知 (3.29) 設切削秸稈長度mm ，水平進料方式時，，，則飛刀伸出量mm 3.6 本章小結 本章主要介紹了盤式秸稈粉碎機的各個主要技術參數(shù)的確定，包括生產(chǎn)能力，發(fā)動機功率，切削功率，切削力，飛刀伸出量的確定等。 4主要部件的設計計算 4.1刀盤結構設計及尺寸的確定 圖4.1 刀盤的結構設計 Fig4.1 The structural design of the cutter 如圖4.1所示，將刀盤看作實心圓盤，計算刀盤應有的轉動慣量： 式中： ——刀盤運轉時的盈虧功，取J； ——刀盤的角速度，； ——速度不均勻系數(shù)，。 則 =0.41kgm-2 根據(jù)國家推薦刀盤直徑選取范圍，取刀盤直徑為560mm 。 由 (4.2) 得： kg 即刀盤重量為102.5kg。 由 (4.3) 式中：——飛輪材料的比重 ——飛輪的寬度 得： m 取 mm 為防止輪緣破裂，驗證輪緣的圓周速度 m/s 鋼制飛輪的最大圓周速度：60m/s ，故刀盤強度滿足要求。 刀盤的材料選用鋼，刀盤結構各部位是根據(jù)力的要求和安裝葉片而設計的，飛刀經(jīng)夾緊機構夾緊。在刀盤上，刀盤的內(nèi)孔為圓孔，上挖鍵槽，以保證刀盤與主軸的同軸度和固定。由于少刀盤式秸稈粉碎機工作時屬于間歇運動，故實際消耗功率是變化的，因此，將刀盤看作飛輪設計，以便在驅動力的功超過切削阻力的功時，將多余的能量貯藏起來，使動能增大時，速率增加不太大；反之，當切削阻力的功超過驅動力的功時，把多余的能量釋放出來，使動能減少時，速率降低不至于太大。刀盤的作用就是使刀盤的速率波動不至于太大。 4.2主軸的結構設計 4.2.1 軸的最小直徑計算 根據(jù)實心圓軸公式 [12]，其切應力 MPa 圖4.2 主軸結構 Fig4.2 The structure of Spindle 寫成設計公式，軸的最小直徑 mm （4.4） 上兩式中： ——軸的抗扭截面系數(shù)，mm3； 　　　　　 ——軸傳遞的功率，kW； 　　　　　 ——軸的轉速，r/min； 　　　　　 ——許用切應力，MPa； 　　　　　——與軸材料有關的系數(shù)，可由表4.1查得[13]。 對于受彎矩較大的軸宜取較小的值。當軸上有鍵槽時，應適當增大軸徑：單鍵增大，雙鍵增大。 表4.1軸強度計算公式中的系數(shù) Lab4.1 coefficients C of Shaft strength calculation 軸的材料 Q235,20 Q255,Q275,35 45 40Cr,38SiMnMo τ/MPa 12 15 20 25 30 35 40 45 52 C 160 148 135 125 118 112 106 102 98 由帶傳動傳動，取帶傳動效率，則 軸的最小直徑為 mm 為了保證軸的強度，選mm。輸出軸的最小直徑顯然是安裝帶輪處的直徑，取，根據(jù)帶輪結構和尺寸，取。 4.2.2軸的結構設計 (1).根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度。 1).為了滿足帶輪的軸向定位要求，Ⅰ-Ⅱ段右端需制出一軸肩，故?、?Ⅲ段的直徑； 2).初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用圓錐滾子軸承。按照工作要求并根據(jù)，查手冊選取單列圓錐滾子軸承33010，其尺寸為，故；軸右端寬度應能安裝軸承，由 。 3).安裝刀盤的軸端Ⅳ-Ⅴ的直徑，由刀盤寬度為60mm，為了使套筒端面可靠地壓緊刀盤，此軸段應略短于刀盤寬度，軸肩高度，故取，則軸環(huán)處的直徑。軸環(huán)寬度，取。 4).軸承端蓋的總寬度為(由箱體及軸承端蓋的結構設計而定)。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與大帶輪右端面間的距離，故。 5).取刀盤距箱體內(nèi)壁的距離，考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應距箱體內(nèi)壁一段距離，取，已知軸承寬度，則 取，已初步確定了軸的各段直徑和長度。 (2).軸上零件的周向定位 帶輪與軸的周向定位均采用平鍵連接。按由《機械設計》表6-1查得平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為。軸承與軸的周向定位是由過度配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為。 (3).確定軸上圓角和倒角尺寸 參考文獻[13]表15-2，取軸端圓角。 4.3 滾動軸承的選擇 兩個軸承支撐著刀盤的重量，軸承應能承受較大的單向徑向力，同時由于秸稈對刀盤有沖擊作用，以及切削分力，都使得刀盤受到一個軸向力，同時考慮到軸的軸向位置要求準確，從而保證飛刀與底刀的間隙，故選用一對圓錐滾子軸承[14],軸承型號33010，mm，mm，寬度mm，其徑向承載能力大，滿足設計要求。 密封裝置采用毛氈式。 4.4 帶傳動的計算 由發(fā)動機輸出功率 ，轉速，帶傳動傳動比i=2，每天工作8小時。 （1).確定計算功率 由文獻[13]表8-7查得工作情況系數(shù)，故 （4.5） （2).選擇V帶類型 根據(jù)，，由文獻可知，選用B型帶 (3).確定帶輪的基準直徑并驗算帶速 1).初選小帶輪基準直徑 由文獻可知，選取小帶輪基準直徑，而，其中H為發(fā)動機機軸高度，滿足安裝要求。 2).驗算帶速 （4.6） 因為，故帶速合適。 3).計算大帶輪的基準直徑 根據(jù)文獻選取，則傳動比， 從動輪轉速 (4).確定V帶的中心距和基準長度 1).由式得: ，取 2).計算帶所需的基準長度 （4.7） 由文獻選取V帶基準長度 3).計算實際中心距 （4.8） (5).驗算小帶輪上的包角: （4.9） (6).計算帶的根數(shù) 1) 計算單根V帶的額定功率 由和，查文獻得。根據(jù)，和B型帶，查文獻得。查文獻得，查表得，于是 （4.10） 2)計算V帶的根數(shù) （4.11） 取4根。 (7).計算單根V帶的初拉力的最小值 由表得B型帶的單位長度質量，所以 （4.12） 應使帶的實際初拉力。 (8).計算壓軸力 壓軸力的最小值為 （4.13） (9).帶輪的結構設計 小帶輪采用實心式，大帶輪為腹板式，由單根帶寬為17mm，取帶輪寬為80m