秸秆粉碎机的设计毕业论文(编辑修改稿)

秸秆粉碎机的设计毕业论文(编辑修改稿)内容摘要：

轴类零件、齿轮进行强度校核。 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 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 180186。 ，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。 秸秆粉碎机整机的设计计 算 电机选型及扭矩计算 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 t500 ）要求，所选电机 参数如下表 1： 表 1：电机参数 Table 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（ cosφ） Y132S22 10 15 2900 秸秆粉碎机的设计 7 扭矩计算 电机扭矩 计算公式 [16]：nPT 9550 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： mNmNnPT  9 0 5 5 09 5 5 0 考虑电机效率 %，求得实际扭矩： mNmNTT  %  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 查得工作情况系数 aK 按每天工作 8 小时计算，则 kwkwPKP aca  （ 2）选取普通 V带型号 根据 kwPca  ， min/2900n1 r ，由《机械设计》图 确定选用 A（ （ 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 smvn /70 ，锤片长120mm,锤架板直径 D=400mm 粉碎室主轴中心到锤片末端距离 mmDLl 2 6 030302  smlv n /   s/ 代入式 22 n 中求得 min/ rn  所以，经计算取从动轴转速即转子转速 min/25002 rn  （ 4） 确定小带轮和大带轮的基准直径 21 dd dd 、 根据《机械设计》表 初取 mmdd 1251  ，由式 得 mmmmddnnidd dddd 15014525002900 112112  华中农业大学 20xx 届本科毕业论文 8 大带轮转速 m i n/ 4 1 6m i n/1 5 01 2 52 9 0 02112 rrddnn dd  误差 %5%%1002500  n，故允许 因此，大小带轮的基准直径分 别为： mmdmmd dd 1 5 0,1 2 5 21  大带轮小带轮 （ 5） 计算带速 v 由式（ ） 100060 11 ndv d 计算得 smv / 由于 525,故带速合适 （ 6） 计算带长和中心距 初步确定中心距 0a ： 由式 )(2)( 21021 dddd ddadd  计算得 0  a 可初步选取 mma 4500  带长 0dL ： 由式 02122100 4 )()(22 a ddddaL ddddd  计算得 mmLd  据表 选取基准带长 mmLd 1400 计算实际中心距 a ： 由式 2 00 LLaa d  计算得 mma  综上所述：基准带长 mmLd 1400 实际中心距 mma  （ 7） 验算包角 由式  121 a dd dd计算得  1251501801120186。 故验算合格 秸秆粉碎机的设计 9 （ 8） 确定 V带根数 z 由式 Lca KKPP Pz)( 00 计算 传动比 25002900 i 由表 查得 kwP  ， 由表 查得 kwP  由表 查得 （包角修正系数） K 由表 查得 （长度修正系数） LK 可求得 )( )( 00  Lca KKPP Pz  取 z=4 根。 （ 9） 求初压力及压轴力 初压力 F0： 由式（ ） 20 )(500 qvK KvzPF ca    查表 知， q=可计算出： NF 3 9 9 9 0 0 20  ）（ 压轴力 FQ： 由式（ ） 2sin2 10 zFFQ  可 计算出： NFQ  综上，带传动 设计如下表 2[17]： 表 2:带传动设计参数 Table 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 华中农业大学 20xx 届本科毕业论文 10 (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 ~ 之间，本设计中取 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 smv /80锤末 时，转子的不平衡量 5g，可查得：粉碎机平衡 品质等级为 G16[18]， 1000eG e：转子的许用不平衡度（ μm） ω：转子的角速度（ rad/s） 秸秆粉碎机的设计 11 mmGe  1610001000   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 2MrF 计算 其中， r：转子半径 ω：转子的角速度 代入 2MrF 式中，可求得： NF  ； 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322min nPAd  来估算， 其中， A：系数，可查表 取 125A P2 ：主轴功率 /kw， P2=Pη（ η为带传动效率） P2== n2：主轴转速（ r/min） n2=2500r/min 代入式322min nPAd  中，求得： mmmmnPAd 182 5 0 2 5 33 22m i n  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 d12 的确定： 根据皮带轮的结构设计来确定，可取 L12=76mm d12=30mm 华中农业大学 20xx 届本科毕业论文 12 L2 d28 的确定： 28 段轴主要用来装轴承挡圈，可取 L28=62mm d28=34mm L8 d83 的确定： 83 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： L83=22mm d83=35mm L3 d34 的确定： 34 段为轴环，其宽度应≥ 倍的轴肩高，取 L34=30mm d34=39mm L4 d45 的确定： 45 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 L45=315mm d45=45mm L5 d56 的确定： 与 34 段轴相同，取 L56=30mm d56=39mm L6 d67 的确定： 与 83 段轴相同，取 L67=22mm d67=35mm 综上：轴全长 L=557mm，各轴段长及直径见表 3： 表 3：各轴段长及直径 Table3:Axial length and diameter 轴段 shaft part 12 28 83 34 45 56 67 17 轴段L (mm) 76 62 22 30 315 30 22 557 d 轴段 (mm) 30 34 35 39 45 39 35 ______ 秸秆粉碎机的设计 13 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 [19] Table4:Comparison of the perfo。