秸秆粉碎机毕业设计(共42页).doc

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1、精选优质文档-倾情为你奉上济源职业技术学院毕 业 设 计题目 秸秆粉碎机的设计 系别 机电工程系 专业 机电一体化 班级 机电0911 姓名 张金广 学号 指导教师 姚亚平 日期 2011年9月 专心-专注-专业设计任务书设计题目秸秆粉碎机的设计设计要求1.进行设计前应熟悉其它粉碎机的结构和工作原理，便于对本粉碎机的设计。2. 在设计时应对粉碎机的预期结果、适用范围及粉碎过后的颗粒作一个明确的规定，以便于设计有一个明确的方向。3.应集中精力进行设计，出现问题时，应向指导老师请教。4.毕业设计时要勤思考，勤问，勤做，勤总结，不断积累经验技巧，提高设计能力。设计进度要求第一周：布置毕业设计任务；第

2、二周：开始查资料，打稿；第三周：画图及修改底稿；第四周：完成电子稿；第五周：检查电子稿及排版；第六周：修改电子稿及非标准零件；第七周：完成毕业设计；第八周：毕业答辩。 指导教师（签名）： 摘 要目前，农作物秸秆及牧草类等粗纤维物料粉碎加工多采用普通粉碎机，效率低，能耗高，不能达到粉碎要求，市场上也没有专业的加工机械产品面世，因此研制秸秆和牧草等物料加工机械存在着客观的必要性。为此，主要介绍了秸秆类粉碎机的设计思想、设计方案、主要零部件的设计要点、性能参数的确定以及本机的工作原理。本机的机架、上盖都采用了铸件，降低了整机的重心；发动机和主轴之间通过皮带传动，缓和了载荷冲击；主轴通过两个圆锥滚子轴

3、承与机架连接；刀盘和主轴之间采用平键联接；飞刀用垫块和螺栓固定。关键词:粉碎机，削片机，粗纤维,茎秆目 录261 绪论1.1 课题研究背景，目的及其意义我国每年有数百亿斤饲料粮食和数千亿斤农作物秸秆被粉碎加工成饲料。饲料工业已经发展成为国民经济中不可缺少的重要基础产业。饲料加工的核心设备是饲料粉碎机，常用粉碎机的类型主要有锤片式粉碎机、齿爪式粉碎机及劲锤式粉碎机，其中锤片式粉碎机是目前使用最多的机型。国内外对粉碎机展开的研究，主要集中在粉碎理论、物料环流层、粉碎机设计理论和粉碎机性能影响因素几个方面。1.在粉碎理论方面：传统上学者一直认为物料进入粉碎室后受到锤片的正面冲击，受冲击的物料撞向齿板

4、或筛片，然后反弹到锤片上，多次重复此过程。同时物料被旋转的锤片和固定的筛片摩擦粉碎。前西德的Friedrich教授利用高速摄影首次证实了物料进入粉碎室后受到的是偏心冲击而不是传统上认为的正面冲击。中国农机院通过实验得出了粉碎机比功率及粉碎物料的几何平均值之间的关系；此外还得出粉碎机度电产量与筛孔直径的关系。2. 物料环流层：为了破坏环流层，近年来出现了水滴形粉碎机。水滴型粉碎机是将普通锤片粉碎机的粉碎室从圆形变为了水滴形，这样既增大了粉碎室筛板的有效筛理面积，又能破坏物料在粉碎室形成环流，有利于粉碎后物料排出粉碎室，粉碎效率有所提高。另外水滴型粉碎机有主粉碎室和再粉碎室，物料在粉碎室内可形成二

5、次打击，同一台粉碎机就能实现粗、细、微细3种粉碎形式。但这种粉碎机体积较大、制造复杂、成本较高，适合于综合性饲料厂使用。粉碎室有圆形和水滴形之分，粉碎室为圆形时，容易形成环流层，不利于出料，而粉碎室为水滴形时较易破坏环流层。内蒙古农业大学的刘文广、刘伟峰研究使用异型筛（非圆形）破坏环流层、提高效率，原理与使用水滴形或椭圆形粉碎室一样，但仍存在筛片磨损的问题。3.粉碎机设计理论孙红彬等研究了立式粉碎机的工作原理及结构，对立式粉碎机的结构设计做了阐述，包括喂料装置、下料叉管等。张乾能、宗力利用UG NX的三维建模功能，建立粉碎机的三维模型。同时，用UGNX的模型分析和运动仿真模块，对粉碎机进行分析

6、，提高了设计的可靠性，并对锤片进行了有限元分析，找出了锤片的危险截面。黄石市饲料公司的徐新武对饲料粉碎机的吸风系统进行设计与研究，通过生产实践证明产量比原来提高73%，粉碎机无灰尘外溢现象，排料口吸风罩运转正常，粉碎机温度低，电机负荷小。4.粉碎机性能影响因素天津理工学院的董坚挺等建立了锤片式粉碎机转子组振动的力学模型及数学模型,分析了其固有频率及在额定转速下的振幅与其它参数的关系,为锤片式粉碎机在设计、制造、安装3个环节减少设备振动提供理论依据。因此，秸秆粉碎削片机，对提高秸秆等燃烧农作物处理效率、扩大秸秆的用途、提高秸秆等农作物废料的利用率、节约资源、美化环境具有重要意义。1.2 粉碎机的

7、分类特点及其工作原理当前，对物料进行粉碎主要有打击、揉搓、和锯切等方式，为此应针对不同的物料则采用不同的粉碎方式，以提高粉碎效率及质量。1. 锤片式粉碎机秸秆类粗纤维青饲料一般径向尺寸比较大，在被粗切成小段后，如用锤片式粉碎机进行粉碎，由于尺寸较大，物料与锤片的接触面积较大，同时锤片棱角与物料的接触几率小，加之现今的市场上的锤片式粉碎机多为有筛粉碎机，含有水分较多的青秸秆物料极易造成筛孔阻塞，导致粉碎效果很差，因此不宜采用锤片式粉碎机。2. 切碎机切碎机的加工对象为瓜果等含纤维质较少的物料，对瓜果粉碎能取得较好的效果，但是对秸秆类粗纤维物料进行加工则粉碎效果很差，远远不能达到粉碎要求。加工过程

8、中只是将粗纤维饲料进行一次性切碎，不能达到饲喂要求或者化学处理等后续加工的要求。粗纤维饲料粉碎机的研究还处于初级研究阶段，虽然在美国曾研制出一款秸秆粉碎桶，但还不够完善，只是对其进行了相关报道，技术资料也不可获得，加工对象也是干物料。3. 揉搓滚压揉搓滚压方式多用于颗粒物料及干粗纤维物料的加工。由于粗纤维饲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，采用揉搓滚压加工方式会丢失很多水分，大量微量元素也将随之丢失，且容易加工成泥状，不能满足喂饲要求。为了实现对粗纤维饲料的粉碎，同时不丧失饲料的营养性，多次锯切是较好的加工方式，既能满足粉碎粒度要求，又极大地减少了营养成分的丢失

9、。根据秸秆类物料的尺寸特点及现代粉碎理论，确定本机械主体为卧式结构，整体由进料口、切割器、粉碎室、排料口、机身及动力传动部分等机构组成。盘式结构简图如下图：1.轴承座 2.主轴 3.刀盘 4.压刀块 5.飞刀 6.侧刀 7.底刀图 1.1 盘式粉碎机结构简图要把秸秆等废料加工成碎片, 首先需要人工将废料放进料斗, 废料在人力或进料机构的压力作用下进入削片机, 当农作废料的端面碰到飞刀刀盘端面时, 进给停止, 飞刀转到切削位置开始切削, 由于飞刀有一定角度, 当切入废料一定深度时, 废料受到飞刀切削面的分力、刀盘和料斗( 或底刀)的阻碍作用, 局部沿木材纤维方向崩裂成碎片, 从前刀面飞出。切削过

10、程中, 废料在压力和飞刀切削分力的作用下，向刀盘方向进给, 使切削加工得以连续进行, 完成整根废料的切碎。盘式粉碎机由于飞刀运动时的切削平面固定不变，飞刀和底刀可以很好的形成剪切作用，适宜加工原木、劈木、木芯、较厚的板皮和成捆的枝桠材，因其进料槽为方形或圆形，可充分发挥其生产能力，主要用于生产规模较大的人造板企业和造纸企业。盘式粉碎机大多数采用自由进料，水平进料的适宜加工较长的原料，而加工较短的原料通常采用倾斜进料。总之，粉碎机的结构形式主要取决于原料的特征和对削片质量及生产率的要求。对于中小型粉碎机而言，由于其削制的原料大多数是枝桠、板皮，秸秆等剩余物，材径较小，采用平面盘式机削片时，对平面

11、盘式的削片长度的均匀性影响不大，而其制造成本低廉，易于推广。因此，中小型粉碎机采用平面刀盘结构是一个发展方向。水平进料可防止原料撞击刀盘轴，操作方便，安全可靠；而倾斜进料便于投料，可保证合理的切削参数。1.3 选题的设计思想，设计方法及改进 本课题要求设计的秸秆粉碎机主要用于粉碎小径级的废料和树叶等农作物废料,粉碎出的碎料也是用于制造肥料等,对削片质量要求不高. 故对机器的主要要求是体积小,结构简单,移动方便和便于操作.针对这些要求,设计飞刀为对称分布的长刀,以满足最大切削直径和力矩平衡的要求。设想秸秆粉碎机切削出的木片长度为10-20mm，根据设计要求，进料口和出料口有了改进，刀盘保持一定的

12、厚度加大其转动惯量，以防止切削过程中刀盘转速波动太大。刀盘上安装两片风叶，刀盘转动过程中产生风力将切削出的木屑吹出。由发动机的功率要求确定枝桠粉碎机的生产能力，计算出合适的飞刀数量和切削功率以及切削力。飞刀的伸出量能够调整，保证切削质量。选用圆锥滚子轴承和主轴配合，利用皮带传动进行动力传递。由于进料方式为水平进料，故设计进料槽为方形进料口，长度较长，保证长秸秆也能顺利进料。进料槽的结构型式也比较简单，以使其安装方便，并便于加工。普通秸秆粉碎机的工作噪声高达110dB左右。为了减低噪声降低噪声，本设计采用以下方式：加厚机罩体的厚度，以提高隔声效果；缩短主轴二轴承的间距，提高主轴刚度，减小振动。1

13、.4 预期结果本秸秆粉碎机机，结构紧凑合理，零件加工方便，操作简便，生产能力大，碎片合格率高，废料质量还可以适当调节，单位废料产量能耗低，用一般的牵引机车即可拖动和运输，适用于农村农业废料的处理等，是国内将农作物废料转化为有机肥，纸业原材料，处理小型枝桠材的理想设备。2 秸秆粉碎机的总体设计2.1 秸秆粉碎机设计任务根据秸秆粉碎机的用途及其使用要求，并结合任务书所给初始参数，设计本机设计任务如下：切削机构形状：盘式进料方式：水平进料出料方式：上出料最大切削直径：150mm刀盘半径：560 mm刀盘转速：1800 r/min发动机功率：20kw刀盘形式：平面刀盘飞刀数：2把飞刀的调整使用齿形调整

14、结构2.2 普通盘式秸秆粉碎机的结构由参考文献可知，普通盘式秸秆粉碎机由刀盘、进料槽、传动装置和机壳等部分组成。刀盘套装在主轴上，主轴由两个装在轴承座中的轴承支承，由发动机通过皮带传动驱动。刀盘除作为切削机构切削木料外，还起飞轮作用，使飞刀在间断切削时，速度波动不大，因此要求刀盘有较大质量。大型盘式削片机除刀盘起飞轮作用外，在主轴上还专门装有1个飞轮，并兼作制动轮。飞刀的材料一般采用铬镍合金工具钢或优质碳素工具钢。飞刀更换或刃磨后，应保持伸出量不变。飞刀有利用刀片后部的齿定位的，属有级调节，也有利用刀片后部的硬木垫块或浇铸的铅条定位的，属无级调节，精度较高。大多数盘式秸秆粉碎机不设强制进料机构

15、，仅有进料槽（又称喂料槽）。进料槽相对刀盘平面的安装角度影响自由进料时削出的木片长度。如图2.1所示，ABCD为平盘平面，BD为进料槽的中心线，CD平行于刀盘轴线，其值等于刀盘伸出量，则木片的长度l为： (2.1)即 (2.2)式中： h飞刀伸出量；a1倾斜角，即进料槽的中心线与水平面间的夹角；a2偏角，即进料槽的中心线在水平面上的投影与刀盘轴线的夹角。盘式秸秆粉碎机的排料分为上排料和下排料两种形式。上排料是在刀盘的外缘安装个个叶片，它在刀盘转动时产生气流，把削出的木片沿刀盘的切口方向从上排料口排出。当叶片的速度为27 m/s28 m/s时，木片的抛出高度可达4 m5 m。当刀盘的转速较高或直

16、径较大而使得刀盘线速度较大时，为防止过度打碎木片，减小动力消耗，在刀盘上不装叶片，削出的木片由下部开口的机壳直接落到皮带运输机上输出，这称为下排料。图2.1 木片长度与进料槽安装角的关系2.3 盘式秸秆粉碎机的削片原理通过观察和研究证明，秸秆的已被切削面紧贴在飞刀的后面，并沿着飞刀后面滑动，直到与刀盘平面相遇。当秸秆的上端与刀盘表面接触后，被切平面则由斜面变成平行于刀盘表面的直面，最后被切表面形成了一个折面。因此，原料的被切平面始终平行于刀盘平面。在削片时，秸秆沿着进料槽的移动，主要是由于飞刀对秸秆的作用力在进给方向的分力（牵引力）的作用而致。理论上可以证明：在倾斜进料时，靠秸秆自重产生的下滑

17、是不能产生足够位移的。因此大多数盘式秸秆粉碎机不采用强制进给机构，并且适宜加工厚度和径级较大的木料。如图2.2所示，木料被飞刀牵引向前进给的速度u为：图2.2 盘式削片机的运动分析 (2.3)式中： 飞刀的切削速度；飞刀的安装后角；遇角。从上述分析可见:盘式削片机的飞刀在运转过程中形成的切削平面是固定不变的，在每一切削层的切削过程中，基本上始终通过底刀刃口，飞刀和底刀可以很好地形成剪切机构，这也使得盘式削片机比鼓式削片机的削片质量好。废料在飞刀和底刀的剪切作用下，被切下的切屑经过刀盘的窄缝时，由于受到飞刀前面挤压力的作用，被分裂成一定厚度的木片。研究与试验表明，碎片的厚度为： （2.4)式中：

18、 秸秆长度；沿纤维方向木材的抗剪强度；沿纤维方向废料的抗压强度；其他因素的影响系数。3 主要技术参数的确定和计算3.1 生产能力的确定由文献知，目前盘式削片机的主电机功率(kW)一般按下列经验公式推 式中：不均匀系数，取； 加工1实积m3农业作料所需的能量，kWh/实积m3； Q削片机的生产率，m3/h。根据实验测得。由发动机功率为20KW，取K=1.1，E=6，N=20KW则 3.2 飞刀数量的确定由文献知，非强制进料的盘式秸秆粉碎机的生产能力(实积m/h)为；式中： 设备时间利用系数，取；工作时间利用系数，取；原料形态影响系数，成捆秸秆材取，其他原料取1；刀盘转速，r/min；飞刀数量；

19、木片平均长度，mm；原料的断面积，mm；取=0.4，=0.7，=0.7，l=10mm，F=，d=150mm则 ，圆整为Z=2故由生产率可选飞刀的数量为2把。选择电动机型号为科勒CommandPROCV74027HP汽油机，额定功率20.1kw，额定转速3600r/min。3.3 切削力的计算3.3.1 主切削力的理论分析与计算 盘式削片机是由径向安装在刀盘上的飞刀和装在壳体上的底刀组成的切削机构。为简化问题，设刀刃为直线，切削速度垂直于刀刃方向，秸秆纤维方向亦垂直于刀刃方向。飞刀前刀面对秸秆的作用力合力为Fr，飞刀后刀面对秸秆的作用力由正压力和摩擦阻力两个力合成;此外还有底刀对秸秆的作用力,秸

20、秆受力见下图3.1:图3.1 木材所受刀片作用力将各力投影到X轴和Y轴上,有 则有 则有 （3.1）联立以上方程解得: （3.2） 的计算式可参考文献,其中： （3.3） （3.4）式中: l秸秆纤维长度,m； B切削宽度,m； 秸秆顺纹理剪切强度,N/mm2； 附加阻力系数,由试验测定； 飞刀后角； 飞刀楔角； 进料槽斜角； 后刀面与秸秆摩擦角； 前刀面与秸秆摩擦角； ，前刀面与秸秆摩擦系数,一般在0.50.75之间,常取0.6。将代入公式得： （3.5）利用此公式,可以对主切削力进行理论计算,将各已知参数以及不同径级秸秆代入公式,其中飞刀伸出量h=10mm,切削秸秆长度l=10mm,飞刀楔

21、角=30度,水平进料时 =90度, =5度, =75N/cm2, =0.6, =,最后得出=2347N,由切削最大直径为150mm, ,取切削宽度b=100mm.a=1mm,得出理论单位切削阻力=23.47N/mm2.3.3.2 主切削力的经验公式由切削力可按下式计算： （3.6）式中：b切削宽度，mm；a切削厚度，mm。切削力与切削面积的关系，可以用单位切削宽度上作用的切削力与切削厚度a的关系来代替，即： （3.7）可以把单位切削力P当作一个系数，用以反映切削力与切削厚度之间的函数关系。若表示与a之间变化规律的曲线为通过坐标原点的斜直线，单位切削力便是该斜线的斜率。实际上，从实验结果中可知，

22、随a而变化的直线具有纵截距，而且在不同的切削厚度范围内，直线的斜率不同，即单位切削力不同。所以需要根据不同的切削厚度范围，分别建立不同的单位切削力的计算公式。近半个世纪以来，对秸秆切削过程的试验研究表明，在切屑厚度时，单位切削宽度上作用的切削力与切屑厚度之间的关系可用AB直线表示，如下图9。图3.2 单位切削宽度上作用的切削力与切屑厚度之间的关系曲线直线AB的方程为： （3.8）式中： AB直线的纵截距。 时，直线AB的斜率，。实际上，当切屑厚度变小，在时，与a之间的函数关系改用曲线BD表示，若以直线BD近似地代替曲线BD，则直线BD的方程为： （3.9）式中： BD直线的纵截距； 时，BD直

23、线的斜率：。下面在两种切屑厚度范围内，根据前，后刀面作用力的不同，分别建立作用在前，后刀面上的单位切削力计算公式：（1） 当时： （3.10）式中：作用在后刀面上的单位切屑宽度上的切削力。从真实切刀切削秸秆的过程中可以观察到，虽然a=0，但后刀面仍然对切削平面以下的秸秆起作用，这时；作用在前刀面上的单位切屑宽度上的切削力，。（2） 当时： （3.11）式中：作用在后刀面上的单位切屑宽度上的切削力。该力不因切屑厚度变化而异； 作用在前刀面上的单位切屑宽度上的切削力，。相应单位切削力p随切屑厚度a的变化而变化的关系式为：（1）当时： （3.12）式中：作用在后刀面上的单位切削力； 作用在前刀面上的

24、单位切削力。（2）当时： （3.13）式中：作用在后刀面上的单位切削力； 作用在前刀面上的单位切削力。2.确定刀具变钝与单位切削力的关系在真实切刀切削秸秆的过程中，既然刀刃圆半径的大小只是影响后刀面的变形功，那么变钝刀具对单位切削力的影响也应该局限在对后刀面单位切削力的影响上。刀具变钝的影响用变钝系数修正。根据试验=11.7。值与刀刃圆半径的增量成正比。锐利刀具取=1。刀刃即使刚刚磨锐，但初始圆半径仍有510，因而后刀面上还是存在作用力。变钝刀具取大于1，相应。将上述关系代入单位切削力计算式，得：（1）当时： （3.14）（2）当时： （3.15）3.确定切削角，切削速度，切削方向相对于纤维方

25、向和材种等因素与单位切削力的关系单位切削力公式中的两个变量，在综合了对松木，桦木等材种的不同切削方向的试验数据后，可按下法决定。主要切削方向的单位切削力为： （3.16）式中：可以根据某一主要切削方向按材种查下表1； 。（系数根据某一主要切削方向分别查表1和2决定。在该式中同时反映和V对p的影响。在锯切速度小于70m/s，刨削，铣削速度小于40m/s时，以90-V代替V。锯切时，在V大于，等于或者接近于70m/s情况下以V代入。）表3.1 系数 f, A的值材种 端向纵向横向端向纵向横向松木0.490.160.100.0560.0200.003桦木0.550.190.140.0760.0250

26、.0045麻栎0.640.210.1720.0820.0280.006表3.2 系数 B,C的值材种 端向纵向横向端向纵向横向松木0.0200.0070.006-0.0072.000.550.066桦木0.0240.0080.007-0.0102.300.700.085麻栎0.0270.0090.085-0.0122.560.760.104.最后确定上述所有因素与单位切削力的关系（1）当时： 主要切削方向） （3.17）（2）当时：主要切削方向） （3.18）由材种取松a=1mm,r=280mm,Cp取1.7,得出.可取切削阻力=2347N.相应的单位切削阻力3.4 切削功率的计算3.4.1

27、切削功率的计算由文献8可知计算公式 kW （3.19）如图3.1所示：图中表示削片时飞刀对木材的总切削力。刀盘对木材的支承力降低了后刀面对木材的支承力，互相影响，所以也包括在总作用力中。总作用力分解为切向分力及法向分力。在切削过程中，随木片的变化而变化，其短时平均值为。与宽度成正比，有： （3.20） 式中： 切削宽度，m；单位宽度平均切向阻力，N/m。一把飞刀一次切削功耗为： (3.21)如果进料槽在通过主轴线的两个相互垂直平面内的投影倾斜角分别为和，则由下式确定： (3.22)切削功率为 (3.23)式中： 刀盘转速，r/min； 飞刀数。对于原木有： (3.24)式中： 原料直径，m 。

28、考虑农作物径级不同大小不一时，可经计算取其平均直径 (m)考虑秸秆之间的空隙时间应增加一个切削连续性系数，则切削功率为： （3.25）值由下式确定： (3.26)由于本机采用水平进料，且入料口轴线与刀盘端面垂直，故，取c=0.9，,单位切削阻力,故根据式3.24,有： =14.13kw3.4.2 空载功率的计算由文献知 (3.27) (3.28)当、时，kw=17.13kw综上所述，发动机的功率符合要求。3.5 飞刀伸出量的确定由2.2盘式秸秆粉碎机的结构分析知 (3.29) 设切削秸秆长度mm ，水平进料方式时，则飞刀伸出量mm4 主要部件的设计计算4.1 刀盘结构设计及尺寸的确定图4.1

29、刀盘的结构设计如图4.1所示，将刀盘看作实心圆盘，计算刀盘应有的转动惯量： 式中： 刀盘运转时的盈亏功，取J；刀盘的角速度，；速度不均匀系数，。则 =0.41kgm-2根据国家推荐刀盘直径选取范围，取刀盘直径为560mm 。由 (4.2)得： kg即刀盘重量为102.5kg。由 (4.3) 式中：飞轮材料的比重飞轮的宽度得： m取 mm为防止轮缘破裂，验证轮缘的圆周速度m/s钢制飞轮的最大圆周速度：60m/s ，故刀盘强度满足要求。4.2 主轴的结构设计4.2.1 轴的最小直径计算根据实心圆轴公式 12，其切应力 MPa 图4.2 主轴结构写成设计公式，轴的最小直径 mm （4.4）上两式中：

30、 轴的抗扭截面系数，mm； 轴传递的功率，kW； 轴的转速，r/min；许用切应力，MPa；与轴材料有关的系数，可由表4.1查得13。对于受弯矩较大的轴宜取较小的值。当轴上有键槽时，应适当增大轴径：单键增大，双键增大。表4.1轴强度计算公式中的系数轴的材料Q235,20 Q255,Q275,35 4540Cr,38SiMnMo/MPa121520253035404552C16014813512511811210610298由带传动传动，取带传动效率，则轴的最小直径为mm为了保证轴的强度，选mm。输出轴的最小直径显然是安装带轮处的直径，取，根据带轮结构和尺寸，取。4.2.2 轴的结构设计(1).

31、根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度。1).为了满足带轮的轴向定位要求，-段右端需制出一轴肩，故取-段的直径； 2).初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用圆锥滚子轴承。按照工作要求并根据，查手册选取单列圆锥滚子轴承33010，其尺寸为，故；轴右端宽度应能安装轴承，由 。3).安装刀盘的轴端-的直径，由刀盘宽度为60mm，为了使套筒端面可靠地压紧刀盘，此轴段应略短于刀盘宽度，轴肩高度，故取，则轴环处的直径。轴环宽度，取。 4).轴承端盖的总宽度为(由箱体及轴承端盖的结构设计而定)。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与大带轮右端面间的距离，故

32、。 5).取刀盘距箱体内壁的距离，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离，取，已知轴承宽度，则取，已初步确定了轴的各段直径和长度。(2).轴上零件的周向定位 带轮与轴的周向定位均采用平键连接。按由机械设计表6-1查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为。轴承与轴的周向定位是由过度配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为。(3).确定轴上圆角和倒角尺寸参考文献13表15-2，取轴端圆角。4.3 滚动轴承的选择两个轴承支撑着刀盘的重量，轴承应能承受较大的单向径向力，同时由于秸秆对刀盘有冲击作用，以及切削分力，都使得刀盘受到一个轴向力，同时考虑到轴的轴向位置要求准确，从而保证飞

33、刀与底刀的间隙，故选用一对圆锥滚子轴承,轴承型号33010，mm，mm，宽度mm，其径向承载能力大，满足设计要求。4.4 带传动的计算发动机功率，转速，带传动传动比i=2，每天工作8小时。（1).确定计算功率由文献13表8-7查得工作情况系数，故 （4.5）（2).选择V带类型 根据，由文献可知，选用B型带(3).确定带轮的基准直径并验算带速1).初选小带轮基准直径由文献可知，选取小带轮基准直径，而，其中H为发动机机轴高度，满足安装要求。2).验算带速 （4.6）因为，故带速合适。3).计算大带轮的基准直径 根据文献选取，则传动比，从动轮转速 (4).确定V带的中心距和基准长度1).由式得:

34、，取2).带所需基准长度 （4.7） 由文献选取V带基准长度3).计算实际中心距 （4.8） (5).验算小带轮上的包角: （4.9）(6).计算带的根数1) 计算单根V带的额定功率由和，查文献得。根据，和B型带，查文献得。查文献得，查表得，于是 （4.10）2)计算V带的根数 （4.11） 取4根。(7).计算单根V带的初拉力的最小值由表得B型带的单位长度质量，所以 （4.12）应使带的实际初拉力。(8).计算压轴力压轴力的最小值为 （4.13）(9).带轮的结构设计小带轮采用实心式，大带轮为腹板式，由单根带宽为17mm，取带轮宽为80mm。铸造大、小带轮的结构如图所式：图 4.3 大、小带

35、轮结构y4.5 键连接的设计4.5.1 带轮与输入轴间键的选择及校核轴径，轮毂长度，查文献14，选A型平键，其尺寸为：，(GB/T 1095-2003)。现校核其强度：,， （4.14）查文献得，因为，故键符合强度要求。4.5.2 输出轴与齿轮间键的选择及校核轴径，轮毂长度，查文献，选A型平键，其尺寸为：，(GB/T 1095-2003)。现校核其强度：,，查文献得，因为，故键符合强度要求。4.6 进料槽的设计进料槽的尺寸根据刀盘的直径确定，方形进料槽的宽度一般为倍的刀盘直径，其长度取决于原料的长短。由于本次设计的削片机主要是切削成捆的秸秆，最大切削直径为150mm，故设计进料槽的尺寸为170

36、mm190mm380mm，进料槽的长度较长，方便自由进料。只要把成捆的原料扔进进料槽，便可实现自由进料。4.7 飞刀的设计飞刀与底刀根据其工作要求，选用合金工具钢4CrW2Si作材料，飞刀楔角取为42，后角选为7。飞刀后部加工有均匀分布的调整齿，与垫块上的调整齿相配合，可以用于调整飞刀伸出量。飞刀用螺栓固定在刀盘上，飞刀前后部的刀盘上都留有防磨板安装槽，用于装配用耐磨材料制成的防磨板，防止木材切削时磨损刀盘表面。图4.4 飞刀结构图5 主要部件的核算和验算5.1 主轴强固的校核5.1.1 求主轴上的载荷首先根据轴的结构图做出轴的计算简图。在确定轴承的支点位置时，应从手册中查取值。对于32010

37、型圆锥滚子轴承，由文献中查得。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面C是轴的危险截面。现将计算处的截面C处的、及的值列于下表【19】。表5.1 主轴受力情况载荷 水平面H 垂直面V支反力弯矩总弯矩扭矩图5.1 主轴受力情况图5.1.2 按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度【20】。根据表数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力： （5.1）前已选定轴的材料为45钢，正火处理，由文献13表15-1查得。因此，故安全。5.1.3 精确校核轴的疲劳强度(1).判断危险截面根据图5.1，

38、由弯矩和扭矩图可知B截面所受弯矩和扭矩的最大，因此只需校核截面III即可。(2).截面III左侧 抗弯截面系数： 抗扭截面系数： 截面III左侧的弯矩M为： 截面III的扭矩为： 截面上的弯曲应力： 截面上的扭转切应力： 轴的材料为45钢，调质处理，由文献得，。 截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按文献13附表3-2查取。因，经插值后可查得：，又由文献可得轴的材料的敏性系数为：，故有效应力集中系数为： （5.2） （5.3）由文献的尺寸系数；扭转尺寸系数轴按磨削加工，得表面质量系数为：轴未经表面强化处理，即，则综合系数为： （5.4） （5.5）查手册得碳钢的特性系数：，取，取于是，计算安全系数值，则 （5.6） （5.7）