棉桿滾壓粉碎試驗裝置設計【說明書+CAD】

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長江大學畢業(yè)論文(設計)任務書 學院（系） 機械工程學院 專業(yè) 過程裝備與控制工程 班級 裝備09 學生姓名 麻 軍 峰 指導教師/職稱 李美求/講師 1. 畢業(yè)論文(設計)題目： 棉桿滾壓粉碎試驗裝置設計 2. 畢業(yè)論文(設計)起止時間： 2013 年4月1日～2013年6月21日 3．畢業(yè)論文(設計)所需資料及原始數據（指導教師選定部分） 作業(yè)效率：20畝/小時 一次回收率：≥98%； 棉稈粒徑調節(jié)范圍：2～10mm； 整機功率：≤35kW； [1]史建新,陳發(fā),郭俊先,王學農,袁新國. 拋送式棉稈粉碎還田機的設計與試驗[J]. 農業(yè)工程學報,2006,(03):68-72. [2]葛云,朱江麗,宗貴紅. 棉稈粉碎收割機的設計[J]. 農機化研究,2008,(08):114-116. [3]葛云,黃勇,朱江麗. 棉稈粉碎收割機的設計與試驗[J]. 石河子科技,2008,(05):8-10. [4]黃新平. 棉稈粉碎收獲機的設計[J]. 農業(yè)工程學報,2003,(04):136-138. [5]坎雜,李景彬,朱江麗. 棉稈粉碎收獲機的研制[J]. 農機化研究,2005,(06):120-121. [6]黃新平. 棉稈粉碎收獲機的設計[J]. 農機化,2004,(04):26-27. [7]呂小蓮. 新型棉稈粉碎還田機的研究[D].農業(yè)大學,2005. [8]陳艷,王春耀,陳發(fā),劉躍,閔磊,張佳喜. 棉稈粉碎還田機刀輥的研究[J]. 農機化研究,2009,(08):36-38. [9]崔相全,馬繼春,薦世春,李青龍,孫紹華,陳粵晶. 棉稈聯(lián)合收獲機的設計[J]. 農業(yè)裝備與車輛工程,2010,(09):12-13+26. [10]王立柱,王正順,孫京丹,王慶濤,金艷彬,于海蛟. 棉稈破碎機的設計與研究現狀[J]. 湖南造紙,2010,(04):9-12. 4．畢業(yè)論文(設計)應完成的主要內容 棉桿滾壓粉碎裝置發(fā)展現狀和發(fā)展趨勢； 棉桿滾壓粉碎試驗裝置方案分析； 棉桿滾壓粉碎試驗裝置相關零件強度計算； 棉桿滾壓粉碎試驗裝置零部件圖和總裝配圖各一套。 5．畢業(yè)論文(設計)的目標及具體要求 畢業(yè)設計（論文）正文：字數不少于1.2萬字或1.2萬字篇幅的內容； 翻譯：與本研究有關的譯文不少于3千漢字（或2萬印刷字符的外文原文的翻譯）； 閱讀與研究課題相關的有代表性的參考文獻資料15篇以上。 棉桿滾壓粉碎試驗裝置進行設計計算； 棉桿滾壓粉碎試驗裝置總裝配圖1張； 棉桿滾壓粉碎試驗裝置零部件圖4張； 6、完成畢業(yè)論文(設計)所需的條件及上機時數要求 《機械設計手冊》等紙質資料 計算機200H。 任務書批準日期 2013 年 3 月 20 日教研室(系)主任(簽字) 任務書下達日期 2013 年 3 月 23 日 指導教師(簽字) 完成任務日期 年 月 日 學生（簽名） 畢業(yè)論文(設計) 題目名稱： 棉桿滾壓粉碎試驗裝置設計 題目類型： 畢業(yè)設計 學生姓名： 麻軍峰 院 (系)： 機械工程學院 專業(yè)班級： 裝備10901 指導教師： 李美求 輔導教師： 李美求 時 間： 2013.03至2013.06 長江大學畢業(yè)論文(設計)指導教師評審意見 學生姓名 麻軍峰 專業(yè)班級 裝備10901班 畢業(yè)論文 (設計)題目 棉桿滾壓粉碎試驗裝置設計 指導教師 李美求 職 稱 講師 評審日期 2013年6月10日 評審參考內容：畢業(yè)論文(設計)的研究內容、研究方法及研究結果，難度及工作量，質量和水平，存在的主要問題與不足。學生的學習態(tài)度和組織紀律，學生掌握基礎和專業(yè)知識的情況，解決實際問題的能力，畢業(yè)論文(設計)是否完成規(guī)定任務，達到了學士學位論文的水平，是否同意參加答辯。 評審意見： 指導教師簽名： 評定成績（百分制）：_______分 （注：此頁不夠，請轉反面） 長江大學畢業(yè)論文(設計)評閱教師評語 學生姓名 麻軍峰 專業(yè)班級 裝備10901班 畢業(yè)論文 (設計)題目 棉桿滾壓粉碎試驗裝置設計 評閱教師 職 稱 評閱日期 2013年6月11日 評閱參考內容：畢業(yè)論文(設計)的研究內容、研究方法及研究結果，難度及工作量，質量和水平，存在的主要問題與不足。學生掌握基礎和專業(yè)知識的情況，解決實際問題的能力，畢業(yè)論文(設計)是否完成規(guī)定任務，達到了學士學位論文的水平，是否同意參加答辯。 評語： 評閱教師簽名： 評定成績（百分制）：_______分 （注：此頁不夠，請轉反面） 長江大學畢業(yè)論文(設計)答辯記錄及成績評定 學生姓名 麻軍峰 專業(yè)班級 裝備10901班 畢業(yè)論文 (設計)題目 棉桿滾壓粉碎試驗裝置設計 答辯時間 2013 年 6 月 13 日 8:00～17:40時 答辯地點 7教209 一、答辯小組組成 答辯小組組長：眭滿倉 成 員： 張善彪 謝麗芳 錢利勤 黃天成 門朝威 二、答辯記錄摘要 答辯小組提問（分條摘要列舉） 學生回答情況評判 三、答辯小組對學生答辯成績的評定（百分制）：_______分 畢業(yè)論文(設計)最終成績評定(依據指導教師評分、評閱教師評分、答辯小組評分和學校關于畢業(yè)論文(設計)評分的相關規(guī)定) 等級(五級制)：_______ 答辯小組組長(簽名) ： 秘書(簽名)： 2013年 6月13日 院(系)答辯委員會主任(簽名)： 院(系)(蓋章) IX 棉桿滾壓粉碎試驗裝置設計 摘要 棉稈資源作為一種重要的生物資源，在我國產量巨大，但至今卻一直沒有得到充分利用，鑒于當前棉稈分散、收儲季節(jié)性強的特點，因此設計出的一種對棉稈進行切碎、粉碎處理的機械可以很好地解決此問題。我國農村具有豐富的棉桿資源,棉桿切割的加工機械也因此得到廣泛的應用。本文通過比較國內外棉桿粉碎機的優(yōu)缺點，針對目前棉桿滾壓粉碎機的主要缺陷，詳細介紹了棉桿滾壓粉碎機的原理，其中，切碎裝置為整機的關鍵部件。對棉稈滾壓粉碎裝置的中切碎裝置的類型和結構進行研究，設計了適合棉稈切碎的平板滾筒式切碎器，并設計了滾刀的具體尺寸。根據生產能力要求，對切碎器的結構進行了設計。除此之外，滾壓裝置也是其中的重要部件，本設計分別采用一對對輥式輥子作為喂入裝置和滾壓裝置。文中還對傳動系統(tǒng)進行了設計計算，主要包括鏈條傳動和齒輪傳動，并對整個過程進行了總結。 關鍵字 棉桿；滾壓；滾筒式切碎。 The design of the grinding test device for cotton bar rolling Abstract Cotton stalk ,an important biotic resourse,the output,is very huge in China.However,it has been made best use up to now.Due to dispersion of cotton—stalk，togather with hanrersting and storaing seaons limited,So designing a kind of cotton stalk chopping, shredding machinery solve the problem very well.There are rich resourse of cotton stalk in?rural?china., cotton stalk cutting processing machinery has been widely used. This paper, according to making a comparison of the advantages and disadvantages of the cotton stalk hammer mill and its main defects in and out of our country, introduces the fracture mechanisms of the size reduction detailedly. In this mechine, Chopper is the key working part of the cutter.According to the cutting type and structure of cotton stalk rolling crushing device, the roller of plately chopping ,suitable for chopping cotton stalk and the size of the hob ,is designed. It shows a final size reduction way by comparing different ones, designs the structure of the mill according to production capacity reuirements.In addition, a rolling device is one of the important parts.There are a pair of roller roller as a feeding device and a rolling device，respectively. And the article also designs and calculates the transmission. At last, it sums up the whole process. Key words Cotton stalk; Roll; Rolling mill 棉桿滾壓粉碎試驗裝置設計 目錄 摘要 Ⅳ 關鍵詞 Ⅳ Abstract Ⅳ Key words Ⅳ 1 前言 1 1.1設計的目的與意義 1 1.2 國內外棉桿粉碎機械發(fā)展現狀 1 2 總體方案設計 2 2.1 設計原則 2 2.2工作原理 2 3 總體方案確定 3 3.1 傳動裝置的確定 3 3.2 輸送裝置的確定 3 3.3喂入裝置和滾壓裝置的確定 3 3.4 切碎裝置的確定 3 3.5總裝配圖的設計 5 4 性能指標和技術參數 5 5 各裝置的參數選擇與計算 5 5.1 壓輥工作參數的確定和計算 5 5.1.1 輥子直徑? 6 5.1.2 鉗角 7 5.1.3 輥子的轉速v 7 5.1.4 輥子長度的計算 8 5.1.5 軸功率P計算 8 5.2 喂入輥工作參數的確定與計算 9 5.3 平板滾筒式切碎裝置的主要參數確定于計算 9 5.3.1 切碎長度的確定 9 5.3.2 切碎滾筒有關參數的確定 10 5.3.3 定刀的配置高度 12 5.4 電動機的選擇 13 5.5 聯(lián)軸器的設計計算 14 5.5.1 計算聯(lián)軸器的計算轉矩 14 5.5.2 確定聯(lián)軸器型號 14 5.6 減速器的選擇 15 5.7 鏈傳動的設計計算 15 5.7.1 選擇鏈齒輪齒數 15 5.7.2 選擇鏈條型號和節(jié)距 15 5.7.3 計算鏈節(jié)數和中心距 16 5.7.4 計算鏈速v，確定潤滑方式 16 5.7.5 計算壓軸力FP 16 5.7.6 滾子鏈鏈輪的結構和材料 17 5.8 直齒圓柱齒輪傳動設計計算 19 5.8.1 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數 19 5.8.2 初步設計齒輪主要尺寸 20 5.9切碎軸的設計 24 5.9.1 求切碎軸上的功率,轉速和轉矩T3 24 5.9.2 求作用在齒輪上的力 25 5.9.3 初步確定軸的最小直徑 25 5.9.4 軸的結構設計 25 5.10 固定壓輥軸的設計 27 5.10.1求固定壓輥軸上的功率,轉速和轉矩T2 27 5.10.2 求作用在齒輪上的力 27 5.10.3 初步確定軸的最小直徑 27 5.10.4 軸的結構設計 27 5.11 固定喂入輥軸和浮動壓輥軸的設計 28 5.11.1 求固定喂入輥軸上的功率、轉速、和轉矩T1 29 5.11.2 初步確定軸的最小直徑 29 5.11.4 軸的結構設計 29 5.12 浮動喂入輥軸設計計算 31 5.13 彈簧的設計 31 5.13.1 根據工作條件選擇材料并確定其許用應力 31 5.13.2 根據強度條件計算彈簧鋼絲直徑 31 5.13.3 根據剛度條件，計算彈簧圈數n. 32 5.13.4 驗算 32 5.13.5 進行結構設計 33 6 機架的設計 33 7 結論 33 參考文獻 35 致謝 37 附錄 38 III 前言 1 前言 1.1設計的目的與意義 目前全世界消耗的能源主要是化石能源。而化石能源在為人類帶來文明的同時，也帶來很多矛盾，很多問題?；茉吹拇罅肯膸淼膬蓚€嚴重問題：一個是環(huán)境污染，另一個就是氣候變化?？偟膩碇v，能源危機形勢嚴峻。人類為了自身的生存和發(fā)展，不斷尋找新的能源，以減少或替代一次性能源的消耗。在各種可再生能源中，生物質是儲存太陽能的惟一一種可再生的資源，是可持續(xù)再生能源中的重要組成部分。棉稈作為一種重要的生物資源，在我國產量巨大，但至今國內對其還不能充分利用，導致大量的資源浪費，在世界化石燃料不斷減少，資源即將枯竭的情況下，設計一種機械對棉稈進行粉碎以利于利用是亟待解決的問題。目前，國內對棉稈的處理方式主要是作為燃料焚燒，充當工業(yè)原料和還田施肥等，其中利用生物質能轉換技術，將豐富的秸稈資源變廢為寶，轉換為優(yōu)質燃料，是國內解決秸稈浪費問題的一個很好的方法。但除焚燒外其他方式都需要粉碎處理，所以粉碎處理對棉桿這一生物資源的利用至關重要，同時也是我國綠色農業(yè)的重要組成部分。 1.2 國內外棉桿粉碎機械發(fā)展現狀 1.2.1國內棉桿粉碎機械發(fā)展現狀 近年來，我國棉花的產量呈現快速增長趨勢，由此棉桿的產量巨大，所蘊含的生物資源十分豐富，所以棉稈的處理就成為亟待解決的問題。棉稈是一種重要且廉價的生物資源，可以作為燃料燃燒，工業(yè)原料和還田施肥，因此設計高效率且實用的棉稈粉碎機器是當務之急。目前,我國在稻秸、麥秸等軟莖稈切碎方面的研究已有較大發(fā)展,現已研制出了揉碎切斷機粉碎還田機、揉搓粉碎機等多種設備,并在全國范圍內推廣應用。而且由于近年來我國經濟社會的整體發(fā)展，棉桿粉碎機呈現出電氣化，智能化和信息化。然而，對硬莖稈作物,如棉稈麻稈向日葵稈桑枝及其它木質莖稈,切碎技術還不成熟，硬莖稈切碎后,可以作為生物質氣化爐的燃料或作為生物質壓縮成型的物料,但目前國內缺乏配套的切碎設備可以選用。除此之外，國內棉桿粉碎機大多機具性能較差、可靠性偏低，結構復雜，造價昂貴，調整使用不便，生產率低，針對性不強等。因此，國內迫切需要進一步提高和完善秸稈粉碎機的性能，而棉桿粉碎機是秸稈粉碎機中不可替代的重要部分?；谶@樣的重要地位，希望在棉桿粉碎機領域研制出能耗低、生產效率高的機器，在棉桿粉碎機領域探索出一條道路。 1.2.2 國外棉桿粉碎機械發(fā)展現狀 美國、加拿大等國家的小麥、玉米秸稈大部分用于還田。國外的莖稈還田機具結構大多為立式結構，具有機具結構簡單，作業(yè)效率高等特點。同時還有對秸稈根部進行處理加工的整株秸稈粉碎還田機具。目前國外莖稈還田機具普遍向寬幅、與大馬力輪式拖拉機配套的方向發(fā)展，寬幅秸稈粉碎還田機具采用液壓折疊的方式進行運輸。寬幅秸稈粉碎還田機具在小范圍的工作面內可以單獨仿形，保證工作面內秸稈留茬高度一致。如美國約翰·迪爾公司，其莖稈切碎還田機幅寬由1．2m到5．4m，配套動力由50kW到l80kW的規(guī)格齊全。其工作幅寬為5．4m的秸稈切碎還田機由三個分體組成，左右兩個分體可以折疊，并可以單獨隨地仿形。日本采用的是在半入式聯(lián)合收割機后面安裝切草裝置，一次能完成收獲和秸稈粉碎。在大功率、多功能為主的粗飼料粉碎機占優(yōu)勢的情況下，西歐國家還重視生產小型粗飼料粉碎機，其特點是體積小、重量輕、動力消耗小。意大利塞科公司生產的小型粗飼料粉碎機的粉碎刀片沿螺旋線分布，機具振動小，粉碎均勻；英國艾里溫公司生產的38MKⅡ型草捆粉碎機，粉碎轉子只有六個鉸鏈錘片，結構簡單，生產率達2t/h，粉碎室的結構和性能繼續(xù)改進提高。 2 總體方案設計 2.1 設計原則 由于該機械由傳動裝置、輸送裝置、喂入裝置、滾壓粉碎裝置以及機架等主要 第 41 頁 (共 41 頁) 總體方案設計 部件組成，實現喂料、滾壓破碎、切碎出料等功能。其中滾壓粉碎是整個設計的關鍵問題，而這兩者的核心問題又是減小機械的阻力。要想解決這個問題，要將機械設計的更加省力，由于棉稈區(qū)別于其他農作物，在組織結構和力學性能與闊葉材極為相似，即強度高，組織結構密，故先進行滾壓以減小其強度后再進行粉碎。整機須布局合理、結構簡單、喂料平穩(wěn)、功耗小及達到預定的切碎目標等要求。 2.2工作原理 本機傳遞動力有兩大方向，其一是通過帶輪傳動將電動機動力傳遞給較高速運行的切碎裝置，再通過鏈輪將動力逐級傳遞到浮動壓輥和浮動喂入輥；其二是通過齒輪傳動改變傳動方向后再由鏈輪將動力逐級傳遞給固定壓輥和固定喂入輥，再通過鏈輪將動力傳遞給帶輪，這樣就完成了整機的傳動。 機器運轉時，棉桿首先由輸送帶將棉桿輸入喂料輥，通過喂料輥的導向作用及初步滾壓作用后棉桿整齊進入壓輥進行壓碎，壓碎后的棉桿平直進入切碎裝置，達到預定的切碎目標后拋送出料，從而完成本機從輸送、喂料、滾壓、切碎到拋送出料的完整過程。 3總體方案確定 3.1 傳動裝置的確定 本機傳動主要是將電動機的動力通過鏈傳動和齒輪傳動傳遞給切碎裝置、滾壓喂入裝置和輸送裝置。具體傳動簡圖如下圖所示： 總體方案確定 圖1 總體傳動設計 3.2喂入裝置和滾壓裝置的確定 喂入裝置和滾壓裝置均采用對輥式破碎機模式，即棉桿從一對輥子之間穿過，利用對輥子的壓力達到對棉桿的滾壓，以利于下一步對棉桿的粉碎 3.3 切碎裝置的確定 切碎器是秸稈切碎機的核心部件,其設計參數是否合理,對切碎設備的切碎質量、工作效率以及功率消耗等具有重要影響。因此,良好的切碎器必須具有結構緊湊、刀片制造方便、便于刃磨安裝、切割省力、負荷均勻及秸稈相對刃線不打滑等特點。綜合各種切碎形式和點,目前切碎器技術發(fā)展的主流是滾筒式切碎器。滾筒式切碎器常用的3種形式有螺旋滾刀式、直刃斜裝滾刀式和平板滾刀式。螺旋滾筒式切碎器的動刀片的刀刃是螺旋線,定刀刃具有直線刀刃,安裝時與動刀刀刃繞軸旋轉形成圓柱面的母線相平行,可以保證相等的切割間隙;動刀屬于等滑切角切刀,它具有工作負荷均勻、機器振動小的顯著特點。滾筒在較低轉速時,仍可獲得較短的切碎段,但缺點是刀片的制造、刃磨和間隙調整比較麻煩,不易保證切割質量,故其使用也受到一定程度限制。直刃斜裝滾刀式切碎器是我國近年首創(chuàng)并獲得普遍推廣的新型切碎器,結構簡單緊湊,動刀刃和定刀刃都是直線刃,而且都是傾斜安裝,制造和刃磨都比較方便,動刀片刃線回轉形成的軌跡是一個旋轉單葉雙曲面。其定刀的正確安裝位置只有一個,為某一轉角時動刀刃線的共軛線,如果偏離了這個位置,就會引起刀片間隙兩端小、中間大,導致切割質量嚴重下降.平板滾刀式切碎器動、定刀都是平直的,但是動刀刃線實際上是螺旋線的一段,其滑切角沿滾筒長度方向是變化的,這種設計的刀片具有良好的切碎和拋送功能,刀片的制造、刃磨和間隙調整方便。根據秸稈高效切碎的需要,本文設計采用平板滾筒式切碎器。 3.4總裝配圖的設計 4 性能指標和技術參數 外型尺寸：1500mm×1100mm×800mm 生產率：8t/h 適用對象：棉桿類硬莖桿 切碎粒度：2~10mm 主軸轉速：980r/min 刀具轉速：625r/min 電機型號：Y225M-6 電機功率：30KW 棉稈密度：275Kg/m3 各裝置的參數選擇與計算 5 各裝置的參數選擇與計算 5.1 壓輥工作參數的確定和計算 對輥式破碎機的運動機理與輥壓機相似：是由兩個速度相同，輥面平整（或是齒形輥面），轉動方向相反的輥子組成,其中一個輥子固定，另一個輥子可以作水平方向的滑動。物料由輥子上部喂料口卸下，進入輥間的縫隙內。給活動輥以一定的作用力，物料受壓而粉碎。 5.1.1 輥子直徑? 輥子直徑與給料粒度、排料口寬度、物料與輥面之間的摩擦系數，以及齒面類型等因素有關，對于光面輥子，其理論公式可以推到如下： 輥子直徑與給料粒度之間的關系，主要取決于鉗角與摩擦角?；蚰Σ料禂抵g的關系（見圖2.2）。設給料為球形，通過物料與輥子的接觸點作切線，兩條切線之間出夾角為（鉗角），輥子在物料上的正壓力為以及由它所引起的摩擦力。而料塊的重量較之作用力小得多，故可忽略不計。 圖3 輥式破碎機的鉗角 將和分解為水平分力和垂直分力，只有在下列條件下，物料不至于在輥面上打滑，而被兩個相向運動的輥子卷入破碎腔： 2 或 式中為摩擦角，通常≈0.3，≈，≈ 由直角三角形關系可得出：= 由于<<，可以忽略，則為≈ 以≈代入，得出≈ 由于齒面輥式破碎機的/≈1.5～6，/比值較光面輥式破碎機的比值小，其值視齒形及齒高而定，使用正常齒時，/≈1.5～6；查資料可知，棉桿的直徑約為2050mm，排料口寬度（即喂料口寬度L）e取700mm，物料與輥子間的摩擦系數為0.250.45，由于棉桿為硬質材料，故取輥子表面齒面為正常齒形，由前知使用正常齒時，/≈1.5～6,故=30300mm，取=170mm. 5.1.2 鉗角 物料與兩棍子接觸點的切線夾角為鉗角。鉗角的極限值可以從輥子直徑計算中得出α≤2μ0（μ0為兩棍子之間的摩擦角），即鉗角應小于或等于物料與棍子之間摩擦角的2倍，對于即將收獲的棉桿，其含水量少，硬度較大，故其在金屬表面上的摩擦系數f取0.3，相應最大鉗角為33o20'，實際中采用的鉗角要小些。 /的比值由輥式破碎裝置的破碎比求得，因輥式破碎裝置的破碎比一般為i=4，故e/d=0.25,d取2050mm，e則取412.5mm。 5.1.3 輥子的轉速v 由生產能力的計算公式可以得出，提高輥子的轉速，可提高生產能力。但是在實際生產中，轉速的提高有一定的限度，超過此限度，落在轉輥上的料塊在較大的離心慣性力的作用下，就不易鉗進轉輥之間。這時，生產能力不但沒有提高，反而引起電耗增加，棍子表面的磨損及機械振動增大。由資料查的，棉桿密度約為275kg/cm3，摩擦系數f=0.3，棉桿直徑取d=40mm，輥子直徑=170mm。 根據物料在輥子上的離心慣性力與各作用力的平衡條件，可得出當破碎比i≈4時，光面輥式破碎機的極限轉速為： nmax=616fρd=616×0.3275X10-4×4×17r/min=2467 r/min 實際上，為了減小破碎機的振動與輥子表面的磨損，輥子轉速取為n=（0.40.7）nmax（r/min） 光面輥子取上限值槽面與齒面輥子則取下限值，輥子的合理轉速一般通過實驗確定。目前，使用的輥式破碎機，輥子的圓周速度在0.5～3之間，對于硬質物料，取1～2；對于軟質物料可達6～7。所以對于齒面輥子，其轉速 nmax=2467 ×0.4 r/min=987 r/min 此即為齒面輥子的極限轉速。 對于棉桿這種硬質物料，輥子圓周速度一般取1～2，則由vw=r=r·2πn1=0.085×2πn1,故n的取值范圍為112225 r/min，鑒于極限轉速為987 r/min，遠大于n1的取值范圍，故取其最大值，則n1=225 r/min，由此得vw=2m/s。 兩輥子間的中心距為a=170+（4~12.5）mm=174182.5mm。 5.1.4 輥子長度的計算 有破碎機生產能力計算公式 Q=188KsL1e'?n1ρ0 式中L1——輥子有效長度，。對光面輥子L=L1（為輥長）；對齒面或槽面輥，當e'值取破碎機的齒輥間距時，L1=(0.5～0.6)L；當值取破碎產品的最大粒度時，L1=L； e'——工作時排料口寬度，。對堅硬物料，值為空載時兩輥間距的倍，一般情況，值可近似取產品的最大粒度（即=dmax=20mm）； Ks——松散系數，對中硬物料，破碎比i=4，進料粒度為破碎機最大進料粒度的80%～100%時，取0.25～0.45；i小時，Ks最大可取0.8；對于煤、焦炭或潮濕粘性物料，Ks取0.4～0.75。此處Ks取0.3 ρ0——物料的密度，t/m3。棉桿的密度取ρ0=0.275t/m3 由畢業(yè)設計任務書可知老師給出的作業(yè)效率（即生產率）為20畝/小時，棉桿約2.5畝/噸，計算的作業(yè)效率8t/h 。在其他條件已知前提下，輥子的有效長度L2可由下式計算 L2=P2188Kse'?n1ρs=8188×0.3×0.02 ×0.17×225×0.275m=674mm 即輥子的有效長度L2=674mm。 5.1.5 軸功率P計算 軸功率P的計算公式為 P2=KNP 其中KN為每噸產品的功耗，kw/t，由破碎與篩分機械設計選用手冊表 2-30中知，滾壓棉桿時KN=1.03kw,由公式得P2=1.03×8=8.24kw 5.2 喂入輥工作參數的確定與計算 考慮到制造安裝因素以及喂入輥的工作環(huán)境，喂入輥與壓輥的直徑?，鉗角α，輥子轉速v輥子長度L均相同。由于從喂入輥進入的棉桿直徑可能達50mm左右，考慮到喂入輥只是起到導入作用而不是滾壓作用，當喂入量過大時，下喂入輥固定，上喂入輥可以上下浮動，最大浮動量e取為50mm，這樣可以防止喂入棉桿過厚時被堵死。 喂入輥軸功率P1=KNP=0.88×8=7.04kw。 5.3 平板滾筒式切碎裝置的主要參數確定于計算 平板滾筒式切碎裝置主要由切碎滾筒體，動刀，定刀和下殼板組成。 5.3.1 切碎長度的確定 理論切碎長度是指在相鄰刀片兩次切斷動作之間喂入裝置的進給量, 切碎段長度lp 取決于喂入輥的喂入速度 vw、切碎器的轉速n3和切碎器上動刀片數z。理論切碎長度可由下式[6] 表示, 即 lp =60 000 vwnz 式中l(wèi)p —— 切碎段長度( mm) ; vw—— 喂入輥的喂入速度(m / s); n3 —切碎器的轉速( r/m in) ; z— 切碎器上的動刀片數。 在式(1)中, 切碎器轉速n應由其要求的切割線速度和切碎器直徑來定, 所以一般不采用切碎器轉速的改變來調節(jié)切碎段長度。調節(jié)切碎段的方法主要是改變喂入速度 vw 和刀片數z。本設計喂入輥外圓直徑蠒= 130mm, 喂入輥轉速為n1 =225 r/m in,喂入輥喂入速度 vw = 2m/s(喂入裝置采用上、下各一個喂入輥, 上喂入輥可以隨喂入量的大小上下浮動, 由壓簧壓緊, 使喂入的物料始終處于壓實狀態(tài); 下喂入輥采用光輥結構固定在機架上, 只能轉動,不能移動, 這樣有利于切碎, 并可保證切碎質量); 切碎滾筒轉速n3= 625 r/m in, 切碎滾筒圓周上均布24片刀,考慮到喂入輥的打滑因素, 理論切碎長度為 lp=60 000 vwn3z（1-ε）=60 000 × 225625 × 24（1-0.05）=7.6mm 其中, ε為打滑系數, 一般取0.05~0.07, 設計取值為0.05。只有當棉桿垂直地喂入, 實際切碎長度方能接近理論切碎長度。當切碎晾曬后的作物或其它未排列好的秸稈時, 實際切碎長度可能平均比理論調節(jié)值大一倍, 其中包括一些比理論調節(jié)值長數倍的切段。具體確定切碎長度應遵循這樣的原則: 粗硬棉桿應切得更短, 細軟棉桿可稍長些。本設計以棉桿為目標切碎物料, 設計理論切碎長度8mm。 5.3.2 切碎滾筒有關參數的確定 設計選用直拋式平板型滾刀式切碎器, 它的平板式動刀和拋送板安裝在一起, 不需要另設拋送器, 拋送能力強。平板形動刀在滾筒體上的結構參數, 如圖3所示。 圖4 平板形動刀在滾筒體上的結構參數 （1） 刀片安裝前傾角的確定 平板刀刃口曲線是橢圓曲線的一部分, 在 ×0 Z0平面坐標系中(坐標系與平板刀底面重合), 橢圓長半軸a=Rsinα , 短半軸b=R, 曲線方程式為 ×02R2+Z02(Rsinα)2= 1 平板刀結構參數間的關系可表示為 Z tanα= R sin?α 式中 Z—刀刃上A 點的坐標值(mm) ; α—傾斜角, 平板刀刀面所在平面與滾筒中心線的夾角(。); R —切碎滾筒刀刃軌跡半徑(mm ); —平板刀刃上A 點的安裝前傾角( 。)。 刀片安裝前傾角的大小直接決定了拋送條件是否滿足。此角越大, 其切碎性能越好, 但拋送性能越差。因此，在平板刀設計中， 角的選取應在保證能拋送切碎物的前提下, 盡量大些。多次試驗驗證, 安裝前傾角取50。，可以同時兼顧切碎性能和拋送性能。 （2） 傾斜角的確定 傾斜角即刀片刃線相對于回轉軸線的轉角, 由于受平板刀切碎滾筒的結構限制, 一般取= 4。~ 7。， 試驗驗證取值=6。。 （3） 滑切角的確定 滑切角指刀片上某點的速度矢量與該點刃口曲線法平面之間的夾角?；薪堑拇笮≈苯佑绊憚拥兜那懈钭枇氐拇笮? 一般來說滑切角越大, 切割越省力, 剪切功率越小。其原因是切割功耗不僅用于切斷物料, 也用于克服刀面對秸稈的摩擦阻力。當切割層變厚時, 摩擦力增大, 此時增大滑切角雖然可使切割力減小, 但摩擦力也會增加, 其增大值將超過切割力的減小值。綜合考慮安裝要求, 滑切角確定為7。。 （4） 刃角 刃角指刀刃磨刃面與背面的夾角。刃角對切割比功(切割每單位面積斷面秸稈所消耗的能量)有很大影響。研究證明: 隨刃磨角的增大, 切割比功也增大; 而刃角過小時, 又不耐磨。平板刀的刃角一般都較小, 常取為21。~ 25。, 考慮到刀刃的強度, 經過試驗研究, 本機選用刃角為25。。 （5）推擠角和摩擦角 切碎器動刀刃(或其切線) 與定刀刃(或其切線)在切割點的夾角, 稱作推擠角。不推擠滑出棉桿以保證正常切割的前提為 ψ≤δ1+δ2 式中 ψ—推擠角; δ1—動刀對棉桿的摩擦角; δ2— 定刀對棉桿的摩擦角。 切割過程中是變化的,故要求其最大推擠角滿足上式條件,通常取δ1 =32。, δ2= 18。,故ψma ×一般小于50。。 （6） 滾筒其他參數的確定 滾筒直徑選定為200mm, 為了保證喂入的順暢，切碎滾筒的長度一般應大于喂入口寬度20～60mm。根據前面得到的喂入口寬度L1=700mm，考慮到切割滾筒與機架等部件的結構關系，確定滾筒長度為L3=720mm。 5.3.3 定刀的配置高度 切碎滾筒工作時，棉桿由喂入輥壓縮并夾持送入，棉桿壓縮后的厚度與生產率有關。壓縮后的棉桿有一中間面，從理論上分析，若滾筒軸中心的安裝面剛好與棉桿的中間面重合，則中間面以上的棉桿切割時將首先被動刀向外推送，處于中間面的棉桿被動刀直接切割；而中間面以下的棉桿被動刀向內拉送，推拉棉桿的情況均等，切割棉桿平均長度均勻?；谝陨戏治觯ǖ度械奈恢酶哂诿迼U的中心面時，動刀對棉桿的推送作用大于拉送作用；定刀刃的位置低于棉桿的中心面時，動刀對棉桿的拉送作用大于推送作用。這兩種情況都會引起超長率和剪切功率上升。切碎滾筒喂人口的配置尺寸關系見圖5所示。 圖5 定刀配置高度示意圖 滾筒式切碎器要求動刀在切割棉桿時不阻礙棉桿的喂人。為了滿足該要求，必須使?jié)L筒軸的旋轉中心O高于定刀，此高度H為 H=h+RVwVy 式中 h—棉桿層厚度（m）； R—滾筒半徑(m)； Vy一動刀刀刃處的速度(m／s)； Vw一棉桿的喂人速度(m／s) 此處，h取從壓輥喂人棉桿層高度的l／2，即h=7mm，R=100mm，Vw=2m/s。 Vy=Rω=Rnπ30=0.1×625 × 3.1430=6.54m/s 將上述數據代入上式，得出H=26mm 。 5.4 電動機的選擇 根據畢業(yè)設計任務書中整機功率35kw，且切碎部分和喂入輥壓部分軸的最高轉速為625r/min，據此選擇電動機型號為Y225M-6，其主要參數如下表所示 表1 Y225M-6電動機主要參數 型號 額定功率 ? 滿載時 堵轉電流 ──── 額定電流 堵轉轉矩 ──── 額定轉矩 最大轉矩 ──── 額定轉矩 轉動慣量 kgm2 重量 B3 kg kW Hz 轉 速 r/min 電 流380V ( A ) 電 流 220V ( A ) 效率 % 功率因數 cosφ 同步轉速 1000轉/分（4極） 50Hz Y225M-6 30 40 980 59.5 90.2 0.85 6.5 1.7 2.0 0.547 304 5.5 聯(lián)軸器的設計計算 考慮到棉稈切碎時對軸的沖擊較小，工作過程比較穩(wěn)定等實際工況要求，聯(lián)軸器選擇目前較常用的凸緣式剛性聯(lián)軸器，材料選用碳鋼。 5.5.1 計算聯(lián)軸器的計算轉矩 考慮可能出現過載現象，故應當按軸上的最大轉矩作為計算轉矩，按以下公式 Tca=KAT 式中T為公稱轉矩，Nm，KA為工作情況參數（見機械設計表14-1）。 對于棉桿切碎的工作情況選KA=1.5. 公稱轉矩T=9550×P × 1000n=9550×30 × 10001165=4.58×105N?mm 故Tca=KAT=1.5×2.46×105 Nmm=6.88×105Nmm=688Nm 5.5.2 確定聯(lián)軸器型號 由Tca≤[T]的條件選擇聯(lián)軸器型號為GY5，其主要參數如下表所示 表2 GY6聯(lián)軸器主要參數 型號 公稱轉矩 /N·m 許用轉速 /（r/min） 軸孔直徑 d1、d2 軸孔長度L D D1 轉動慣量 /kg·m2 質量 /kg 效率 100% Y型 J1型 GY6 900 6800 38 82 140 80 0.015 7.59 0.98 5.6 減速器的選擇 由前面選擇可知，電機轉速n=980r/min,輪轉速（即切碎軸轉速）n3=625r/min，所以減速器的傳動比iI=nn3=980625=1.57，因此，選擇ZDY250-1.394-I單級硬齒直齒圓柱齒輪減速器。 5.7 鏈傳動的設計計算 鏈傳動是一種撓性傳動，它由鏈條和鏈輪（小鏈輪和大鏈輪）組成。通過鏈輪輪齒與鏈條鏈節(jié)的嚙合來傳遞運動和動力。與摩擦型的帶傳動相比，鏈傳動無彈性滑動和整體打滑現象，因而能保持準確的平均傳動比，傳動效率高；張緊時作用于軸上的徑向壓力較小，結構較緊湊；能在高溫及速度較低的情況下工作；鏈傳動安裝制造精度要求低，成本低廉。主要用于要求工作可靠，且兩軸相距較遠，低速重載，工作環(huán)境惡劣，以及其他不宜用齒輪傳動的地方。 5.7.1 選擇鏈齒輪齒數 取小鏈輪齒數z=23，大鏈輪的齒數z。 確定計算功率： 由濮良貴《機械設計》第八版表9-6（下同）查得，由圖9-13查得，單排鏈，則計算功率為 5.7.2 選擇鏈條型號和節(jié)距 根據及，查圖9-11可選20A（參數如下圖）。查表9-1得節(jié)距為P=31.75mm。 表3 20A鏈條主要參數 5.7.3 計算鏈節(jié)數和中心距 初選中心距。取。相應的鏈長節(jié)數為： 取鏈長節(jié)數節(jié)。 查表得到中心距計算系數，則鏈傳動的最大中心距為： 5.7.4 計算鏈速v，確定潤滑方式 由v=7.61m/s和鏈號20A,查圖可知應采用油池潤滑或油盤飛濺潤滑。 5.7.5 計算壓軸力FP 有效圓周力為： 鏈輪垂直布置時的壓軸力系數， 則壓軸力為 5.7.6 滾子鏈鏈輪的結構和材料 鏈輪由輪齒、輪緣、輪輻和輪轂組成。鏈輪設計主要是確定其結構和尺寸，選擇材料和熱處理方法。 (1) 鏈輪齒形 輪子鏈鏈輪是鏈傳動的主要零件。國家標準規(guī)定了滾子鏈鏈輪端面齒形，如圖5.27所示。齒槽各部分的尺寸計算公式見表5.11。 圖6 鏈輪端面齒形 表4 鏈輪齒形參數 名稱 符號 計算結果/mm 齒側圓弧半徑 0.12d1(z+2)≤re≤0.008d1(z2+2) 47.64≤re≤67.46 滾子定位圓弧半徑 0.505d1≤ri≤0.505d1+0.0693d1 8.02≤ri≤8.2 滾子定位角 120°-90°z≤α≤140°-90°z 116°5'≤α≤136°5' (2) 單排鏈輪的基本參數和主要尺寸 鏈輪的基本參數是配用鏈條的節(jié)距p，套筒的最大外徑d1，排距pt和齒數z。鏈輪的主要尺寸如下表所示:其中，dk=40mm 圖7 單排鏈輪結構圖 表5 單排鏈輪主要尺寸 名稱 符號 計算公式及結果/mm 分度圓直徑 d d=psin180°z=186.5 齒頂圓直徑 da damin=d+p1-1.6z-d1=194.3 damax=d+1.25p-d1=202.4 齒根圓直徑 df df=d-d1=170.6 齒高 ha hamin=0.5p-d1=4.8 hamax=0.625p-0.5d1+0.8pz=8.8 確定的最大軸凸緣直徑 dg dg=pcot180°z-1.04h2-0.76=158.5 名稱 符號 結構尺寸及結果/mm 輪轂厚度 h h=K+dk6+0.01d=21.4 輪轂長度 l l=3.3h=70.6 輪轂直徑 dh dh=dk+2h=112.8 （3） 雙排鏈輪的基本參數和主要尺寸 圖8 雙排鏈輪結構圖 表6雙排鏈輪的主要尺寸 名稱 符號 結構尺寸結果/mm 腹板厚度 t 14.3 輪轂長度 l l =4h=4×21.4=85.6 其余結構尺寸 與單排鏈輪相同 (4) 鏈輪的結構 由于鏈輪直徑d=186.5mm，屬于中等尺寸的鏈輪，故可制成孔板式。如下圖所示 (5) 鏈輪的材料 鏈輪需要足夠的耐磨性和強度。由于小鏈輪輪齒的嚙合次數比大鏈輪多，所受沖擊也較大，故小鏈輪應采取較好的材料制造。由表9-5可知大鏈輪采用15鋼，小鏈輪采用20鋼，熱處理采用滲碳、淬火、回火，熱處理后硬度為50~60HRC。 5.8 直齒圓柱齒輪傳動設計計算 5.8.1 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數 (1)按簡圖所示的傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動。 (2)運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用7級精度(GB10095-88)。 (3)材料選擇。由《機械設計》表10-1選擇小齒輪材料為45Cr（調質），硬度為280HBS，大齒輪為45鋼（調質），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。 (4)選小齒輪齒數，則大齒輪齒數 5.8.2 初步設計齒輪主要尺寸 (1) 設計準則:先由齒面接觸疲勞強度計算，再按齒根彎曲疲勞強度校核。 (2) 按齒面接觸疲勞強度設計，即 確定公式內的各計算數值 Ⅰ.試選載荷系數。Kt=1.3 Ⅱ.計算小齒輪傳遞的轉矩 Ⅲ.由《機械設計》表10-7選取齒寬系數 Ⅳ.由《機械設計》表10-6查得材料的彈性影響系數。 Ⅴ.由《機械設計》圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限 ；大齒輪的接觸疲勞強度極限。 Ⅵ.計算應力循環(huán)次數 Ⅶ.由《機械設計》圖10-19取接觸疲勞壽命系數；。 Ⅷ.計算接觸疲勞許用應力 取失效概率為1%,安全系數S=1 2>.計算 Ⅰ. 試算小齒輪分度圓直徑，代入中較小的值。 Ⅱ.計算圓周速度。 Ⅲ.計算齒寬。 Ⅳ.計算齒寬與齒高之比 模數 齒高 Ⅴ.計算載荷系數 根據，7級精度，由《機械設計》圖10-8查得動載系數； 直齒輪，； 由《機械設計》表10-2查得使用系數； 由《機械設計》表10-4用插值法查得7級精度、小齒輪相對支撐對稱分布時，； 由，查《機械設計》圖10-13得 故載荷系數 Ⅵ.按實際的載荷系數校正所算得的分度圓直徑 Ⅶ.計算模數 (3).按齒根彎曲強度設計 彎曲強度的設計公式 1>.確定公式內的各計算數值 Ⅰ.由《機械設計》圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限；大齒輪的彎曲強度極限； Ⅱ.由《機械設計》圖10-18取彎曲疲勞壽命系數，； Ⅲ.計算彎曲疲勞許用應力； 取彎曲疲勞安全系數 S=1.4，有 Ⅳ.計算載荷系數； Ⅴ.查取齒形系數； 由《機械設計》表10-5查得； Ⅵ.查取應力校正系數； 由《機械設計》表10-5查得； Ⅶ.計算大、小齒輪的并加以比較； 大齒輪的數值較大。 Ⅷ.設計計算 對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數，由于齒輪的模數的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數與齒數的乘積）有關，可取由彎曲強度算得的模數3.23mm并就近圓整為標準值，按接觸強度算得的分度圓直徑，算出小齒輪齒數 大齒輪齒數，取。 這樣設計出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到結構緊湊，避免浪費。 (4).幾個尺寸計算 1>.計算分度圓直徑 2>.計算中心距 3>.計算齒輪寬度 取，。 (5).結構設計及繪制齒輪零件圖 首先考慮大齒輪，因齒輪齒頂圓直徑da<500，故以選用腹板式結構的齒輪為宜。其他有關尺寸按《機械設計》圖10-41薦用的結構尺寸設計，并繪制大齒輪零件圖如下。 圖9 腹板式齒輪結構圖 B<240mm;D3≈1.6D4 其次考慮小齒輪，由于小齒輪齒頂圓直徑小于160mm，若采用齒輪結構，不宜與軸進行安裝，故采用齒輪軸結構，其零件圖見滾動軸承和傳動軸的設計部分。 5.9切碎軸的設計 5.9.1 求切碎軸上的功率,轉速和轉矩T3 由上可知P3=Pη1η2=30脳0.902脳0.98kw=26.5kw 其中 P ——電機輸出功率，單位kW 1——聯(lián)軸器的傳遞效率 2——減速器的傳動效率 n3=625r/min T3=9550×P3n3=9550×26.5625=404.9N·m 5.9.2 求作用在齒輪上的力 因已知高速小齒輪的分度圓直徑 而 5.9.3 初步確定軸的最小直徑 材料為45鋼，正火處理。根據《機械設計》表15-3，取，于是 ，由于鍵槽的影響，故 5.9.4 軸的結構設計 圖10 切碎軸示意圖 （1).根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 1）.輸出軸的最小直徑顯然是安裝鏈輪處軸的直徑。為了使所選的軸直徑與鏈輪的孔徑相適應，由于此處為雙排鏈輪，根據鏈輪直徑，取=45mm,軸左端用螺釘和端蓋固定。雙排鏈輪與軸配合的轂孔長度L1=85.6mm，故鏈輪與軸配合的長度可取=87mm，為了保證螺釘和端蓋能密切地和鏈輪側面接觸，故Ⅱ-Ⅲ段的長度應比略短一些，取，比略大，故取為。 2).初步選擇滾動軸承。 因軸承同時受有軸向力和徑向力的作用，故選用角接觸球軸承。按照工作要求并根據，查手冊選取單列角接觸球軸承7211AC，其尺寸為，故取，而。 3).取安裝齒輪處的軸端Ⅳ-Ⅴ的直徑；齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定位。已知齒輪輪轂的跨度為B1=103mm，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸端應略短于輪轂寬度，故取。齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度，故取，則軸環(huán)處的直徑。軸環(huán)寬度，取lⅤ-Ⅵ=lⅦ-Ⅷ=12mm 4）.在Ⅵ-Ⅶ軸上安裝滾筒，滾筒上安裝切刀，滾筒的尺寸前面已經計算得出，滾筒長度L3=720mm，為了便于安裝拆卸和滾筒長度要略長于Ⅵ-Ⅶ段軸的長度，故取lⅥ-Ⅶ=717mm，直徑取dⅥ-Ⅶ=80mm 5).取齒輪距箱體內壁的距離，考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應距箱體內壁一段距離，取，已知滾動軸承寬度，則 至此，已初步確定了軸的各段和長度。 (2).軸上零件的周向定位 鏈輪、齒輪、滾筒與軸的周向定位均采用平鍵連接。按和由《機械設計》表6-1查得平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為，同時為了保證鏈輪與軸配合有良好的對中性，故選擇鏈輪輪轂與軸的配額為；同樣，齒輪與軸的連接，選用平鍵為，齒輪與軸的配合為；滾筒與軸的連接，選用22mm×14mm×500mm,滾動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《機械設計》表15-2，取軸端圓角。 5.10 固定壓輥軸的設計 5.10.1求固定壓輥軸上的功率,轉速和轉矩T2 由上可知P2=8.24kw，n2=225r/min，T3=9550×P2n2=9550×8.24225=349.7N·m 5.10.2 求作用在齒輪上的力 因已知高速小齒輪的分度圓直徑 而 5.10.3 初步確定軸的最小直徑 材料為45鋼，正火處理。根據《機械設計》表15-3，取，于是 ,由于鍵槽的影響， 5.10.4 軸的結構設計 圖11 固定壓輥軸結構示意圖 （1).根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 1）.輸出軸的最小直徑顯然是安裝鏈輪處軸的直徑。為了使所選的軸直徑與鏈輪的孔徑相適應，根據鏈輪直徑，取=45mm,軸左端用螺釘和端蓋固定。鏈輪與軸配合的轂孔長度L1=70.6mm，故鏈輪與軸配合的長度可取=72mm， 比略大，故取為。 2).初步選擇滾動軸承。 因軸承同時受有軸向力和徑向力的作用，故選用角接觸球軸承。按照工作要求并根據，查手冊選取單列角接觸球軸承7211AC，其尺寸為，故取，而。 3).取安裝齒輪處的軸端Ⅳ-Ⅴ的直徑；齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定位。已知齒輪輪轂的跨度為B2=98mm，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸端應略短于輪轂寬度，故取。齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度，故取，則軸環(huán)處的直徑。軸環(huán)寬度，取lⅤ-Ⅵ=lⅦ-Ⅷ=12mm 4）.在Ⅵ-Ⅶ軸上安裝壓輥，壓輥的尺寸前面已經計算得出，壓輥長度L2=700mm，為了便于安裝拆卸和壓輥長度要略長于Ⅵ-Ⅶ段軸的長度，故取lⅥ-Ⅶ=696mm，直徑取dⅥ-Ⅶ=80mm 5).取齒輪距箱體內壁的距離，考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應距箱體內壁一段距離，取，已知滾動軸承寬度，大齒輪輪轂長度，則 6).為了保證螺釘和端蓋能密切地和鏈輪側面接觸，故Ⅱ-Ⅲ段的長度應比略短一些，為了從壓輥出來的棉桿能夠完全從切刀處進入，須保證壓輥軸和切碎軸在前四段軸的長度之和相等，由此可計算出。 至此，已初步確定了軸的各段和長度。 (2).軸上零件的周向定位 鏈輪、齒輪、滾筒與軸的周向定位均采用平鍵連接。按和由《機械設計》表6-1查得平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為，同時為了保證鏈輪與軸配合有良好的對中性，故選擇鏈輪輪轂與軸的配額為；同樣，齒輪與軸的連接，選用平鍵為，齒輪與軸的配合為；滾筒與軸的連接，選用22mm×14mm×500mm,滾動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《機械設計》表15-2，取軸端圓角。 5.11 固定喂入輥軸和浮動壓輥軸的設計 由于固定喂入輥軸和浮動壓輥軸在結構上和所裝零件完全相同。故可作為一種軸設計。 5.11.1 求固定喂入輥軸上的功率、轉速、和轉矩T1 由上可知P1=7.04kw n1=225r/min T1 =9550×P2n2=9550×7.04225=298.8N·m 5.11.2 初步確定軸的最小直徑 材料為45鋼，正火處理。根據《機械設計》表15-3，取，于是 ,由于鍵槽的影響， 5.11.4 軸的結構設計 圖12 固定喂入輥軸結構圖 （1).根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 1）.輸出軸的最小直徑顯然是安裝鏈輪處軸的直徑。為了使所選的軸直徑與鏈輪的孔徑相適應，根據鏈輪直徑，取=40mm,軸左端用螺釘和端蓋固定。鏈輪與軸配合的轂孔長度L1=70.6mm，故鏈輪與軸配合的長度可取=72mm， 比略大，故取為。 2).初步選擇滾動軸承。 因軸承同時受有軸向力和徑向力的作用，故選用角接觸球軸承。按照工作要求并根據，查手冊選取單列角接觸球軸承7210AC，其尺寸為，故取，而。 3).取 。軸環(huán)寬度，取l=lⅥ-Ⅶ=12mm 4）.在Ⅴ-Ⅵ軸上安裝壓輥，壓輥的尺寸前面已經計算得出，壓輥長度L2=700mm，為了便于安裝拆卸和壓輥長度要略長于Ⅵ-Ⅶ段軸的長度，故取lⅤ-Ⅵ=696mm，直徑取dⅤ-Ⅵ=75mm 5).有前面計算可取=92，為了保證螺釘和端蓋能密切地和鏈輪側面接觸，故Ⅱ-Ⅲ段的長度應比略短一些，為了從壓輥出來的棉桿能夠完全從切刀處進入，須保證壓輥軸和切碎軸在前四段軸的長度之和相等，由此可計算出 至此，已初步確定了軸的各段和長度。 (2).軸上零件的周向定位 鏈輪、齒輪、滾筒與軸的周向定位均采用平鍵連接。按和由《機械設計》表6-1查得平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為；滾筒與軸的連接，選用22mm×14mm×500mm,滾動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《機械設計》表15-2，取軸端圓角。 5.12 浮動喂入輥軸設計計算 由于前面的計算，浮動喂入輥軸與固定喂入輥軸的設計類似，這里不再贅述計算過程，只給出計算結果和草圖如下所示： 圖13 浮動喂入輥軸設計圖 5.13 彈簧的設計 承受壓力最大的應該是處于壓輥之間的彈簧，由于p2=8.24kw，所承受的最大力F2=670N 5.13.1 根據工作條件選擇材料并確定其許用應力 　　因彈簧在一般載荷條件下工作，可以按第Ⅲ類彈簧考慮?，F選用Ⅲ組碳素彈簧鋼絲。并根據 D-D2≤22-18 mm=4 mm，估取彈簧鋼絲直徑為4mm。由表<彈簧鋼絲的拉伸強度極限>暫選σB=1520MPa，則根據表16-2可知[τ]＝0.5σB＝0.5×1520 MPa＝760 MPa。 5.13.2 根據強度條件計算彈簧鋼絲直徑 現選取旋繞比C=6，則得 K=4C-14C-4+0.615C=4×6-14×6-4+0.6156≈1.25 　　　　　　　 　　于是有 d'≥1.6P2KC[τ]=1.6670×1.25×6760=4.1mm 改取d＝4.1mm。查得σB=1500MPa，[τ]＝0.5σB＝750MPa,取D2=18,C=18/4.1=4.4,計算得 K=1.4，于是 d'≥1.6P2KC[τ]=1.6670×1.4×4.4750=3.8mm 　　上值與原估取值相近,取彈簧鋼絲標準直徑d＝3.8mm。此時D2＝18mm,為標準值,則 　　　　　　　D=D2+d=18+3.8mm ＝21.8mm<22 mm 　　所得尺寸與題中的限制條件相符，合適。 5.13.3 根據剛度條件，計算彈簧圈數n. 彈簧剛度為 　　　　　　 　　由表<彈簧常用材料及其許用應力>取G=79000MPa,彈簧圈數n為 　　　　　　 　　取n＝11圈； 此時彈簧剛度為 　　　　　kp=10.56×16.8/11 N/mm =16.12 N/mm 5.13.4 驗算 　　1） 彈簧初拉力 　　　　　P0=P1-kPλ1=180-16.12×7.5 N=59.1 N 參考文獻 　　　　初應力τ0'，得 　　　　　　 　　　　當C＝5.62時，可查得初應力τ0'的推茬值為65～150MPa，故此初應力值合適。 　　2）極限工作應力τlim取τlim=1.12[τ]，則 　　　　　τlim=1.12×588.5 MPa=659.1 MPa 　　3）極限工作載荷 　　　　　　 5.13.5 進行結構設計 選定兩端鉤環(huán)，并計算出全部尺寸。 6 機架的設計 機架和箱體等零件，在一臺機器的總質量中占有很大的比例，同時在很大程度上影響著機器的工作精度及抗振性能。所以正確選擇機架和箱體等零件的材料和正確設計其結構形式及尺寸，是減小機器質量、節(jié)約金屬材料、提高工作精度、增強機器剛度及耐磨性等的重要途徑。 機架對剛度要求較高，同時兼顧考慮經濟性，機架材料選用鑄鐵，局部對剛度要求較高的采用鑄鋼，所以，初步選定適用角鐵。 機架部分地方需要安裝軸承的部件，所以傳動裝置那一部分的機架采用肋板式布置，這樣不但增加強度和剛度，而且避免材料的浪費?？紤]到零件的安裝和傳動裝置的配置，現將箱體設計為上中下三部分，具體機架和箱體的尺寸見裝配圖。 7 結論 本論文全面闡述了棉稈滾壓粉碎裝置的設計意義，國內外棉桿粉碎機的發(fā)展，通過比較以往不同粉碎機的利弊，在科學分析和參閱很多資料基礎上，確定了各部件參數，提出了關于本設計的總體設計方案。本機主要由輸送裝置，喂入滾壓裝置，切碎裝置和機架等組成。其中，喂入和滾壓裝置分別由一對用彈簧連接起來的對輥子構成，通過輥子對輥及中心距的不同來達到喂入和滾壓的效果。切碎裝置采用平板滾刀式切碎器，其主要特點是動、定刀都是平直的,但是動刀刃線實際上是螺旋線的一段,其滑切角沿滾筒長度方向是變化的,這種設計的刀片具有良好的切碎和拋送功能,刀片的制造、刃磨和間隙調整方便。本機的主要傳動方式為鏈條傳動和齒輪傳動，二者都具有極強的穩(wěn)定性。 致謝 參考文獻 [1]Lihong Yuan, 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