玉米秸秆生物燃料机械压力机设计(编辑修改稿)

玉米秸秆生物燃料机械压力机设计(编辑修改稿)内容摘要：

料的特点：一是环保节能。 以农村的玉米秸秆、小麦秸秆、棉秆、稻草、稻壳、树技、花生壳、玉米芯等废弃物为原料。 二是比重大，燃烧时间长。 秸秆经粉碎加工压密成型 ，密度加大。 成型产品的体积相当于原秸秆的 1/30。 大大延长了秸秆燃烧时间，是同重量秸秆的 10～ 15 倍。 三是热值高。 秸秆 燃料是在高温挤压下，不完全碳化的过程中成型的， 成型产品比原秸秆的热值提高500～ 1000 卡。 四是体积缩小便于燃烧、贮存和运输。 五是应用范围广，可以代替木柴、液化气等。 广泛用于生活炉灶、取暖炉、热水锅炉、工业锅炉等，是国内新型的环保清洁可再生能源。 生物秸秆固化燃料使用设备及发展前景 秸秆燃料成型机是由变速系统、压辊、压块工作部件、进料器、机架等部件组成的成套设备。 目前秸秆燃料成 型机种类比较多，其中郑州秸宝机械设备开发有限公司生产的有 JBM－ 1000 型、 1500 型、 2020 型系列产品。 从秸秆资源产量看，我国农作物秸秆的年产量达 7 亿吨，且分布范围广。 秸秆经过热压成型达到一定的密度后再燃烧，可提高燃烧温度和热利用率，减少环境污染，可使秸秆成为高品位的能源产品。 秸秆燃料是未来新能源的一个重要发展方向 ， 由于生物质秸秆燃料具有无染污、可再生等显著特点，用其替代原煤，对于有效缓解能源紧张、治理有机废弃物污染、保护生态环境，促进人与自然和 谐发展都具有重要意 义。 我国秸秆能源化利用瓶 颈及原因 目前秸秆的能源化利用 ， 无论是液化 ， 气化还是固化成型 ， 基本上都是工厂化的生产。 因此 ， 秸秆收获后都需要将秸秆搬运到工厂。 然而 ， 秸秆质地疏松 ， 不论何种运输工具都是得不偿失。 目前， 农作物秸秆综合利用比例相对较低 ， 未有太大突破 ， 原因就是秸秆的价格还不抵运输成本 , 除了厂周围的一些秸秆外 , 大部分被烧掉。 从 农村现状 来看 ， 首先要解决的问题就是如何将秸秆转化为便于运输 ， 储藏的原料。 一个行之有效的方法是 ， 将秸秆就地加工 ， 固化成型为可以实现长途运输的秸秆颗粒 ， 以解决能源化利用的瓶颈问题。 第 5 页 共 44 页 2. 曲柄压力机的设计计算 曲柄压力机的工作原理及主要参数 曲柄压力机的 构成 1) 工作机构 ， 一般为曲柄滑 块机构 ， 由曲柄、连杆、滑块等零件组 成。 2) 传动系统 ， 包括齿轮传动、皮带传动等机构。 3) 操作系统 ， 如离合器、制动器。 4) 能源系统 ， 如电动机、飞轮。 5) 支撑部件 ， 如机身。 上述除了的基本部分以外 ， 还有多种辅助系统与装置 ， 如润滑系统、安全保护装置以及气垫等。 曲柄压力机工作原理 曲柄压力机是以曲柄传动的锻压机械 ， 其工作原理是电 动机通过三角带把运动传给大皮带轮 ， 再经小齿轮 ， 大齿轮 ， 传给曲轴。 连杆上端连在曲轴上 ， 下端与滑块连接 ， 把曲轴的旋转运动变为连杆的上下往复运动。 上模装在滑块上 ， 下模装在 垫板上。 因此 ， 当材料放在上下模之间时 ， 即能进行冲裁或其他变形工艺 ，制成工件。 压力机在整个工作周期内进行工艺操作的时间很短 ， 也就是说 ， 有负荷的工作时间很短 ， 大部分时间为无负荷的空程时间。 为了使电动机的负荷均匀 ，有效的利用能量 ， 因而装有飞轮。 本次曲柄压力机的设计中 ， 大皮带轮的设计兼有飞轮的作用。 曲柄压力机的主要技术参数 曲柄压力机的 主要技术参数是反映一台压力机的工艺能力 ， 所能加工的零件尺寸范围 ， 以及有关生产率等指标的重要资料。 通过查阅相关资料，所成型的产品 棒料直径为 100mm，成型工作压力 6— 8MPa。 本次设计的曲柄压力机主要技术参数如下 : 1. 公称压力 : KNKNPdp g 322   ， 取 KNPg 100 2． 滑块行程 : 100 mm 3． 滑块每分次数 ： 50r/min 4． 最大装模高度： 180 mm 5． 装模高度调节量： 50mm 6． 滑块底面尺寸： 前后 150mm，左右 170mm 7． 工作台尺寸： 前后 240mm，左右 360mm 设计方案的确定 传动级数和各速比的分配 第 6 页 共 44 页 压力机的传动级数与电动机的的转速和滑块每分钟的行程次数有关。 行程次数越低，总速比大，传动级数就应多些否则每级的速比过大，结构不紧凑；行程次数高，总速比小，传动级数可少些，现有压力机传动系统的级数一般不超过四级。 行程次数在 70 次 /min 以上的用单级传动， 70～ 30 次 /min 的用两级传动， 30～10 次 /min 的用三级传动， 10 次 /min 以 下的用四级传动。 各传动级数的速比分配要恰当。 通常三角皮带传动的速比不超过 6～ 8，齿轮传动 不 超过 7～ 9。 速比分配时，要保证飞轮有适当的转速，也要注意布置得尽可能紧凑、美观和长、宽、高尺寸比例适当。 总体设计方案的确定 根据以上设计原理及此次设计原始数据综合考虑，曲柄压力机传动系统选择2 级传动，一级带传动，大带轮兼做飞轮用，一级齿轮传动，齿轮悬臂放置，大带轮兼做飞轮 用。 总体传动方案如图 1 所示。 图 1 曲柄压力机总体传动方案 曲柄滑块机构根据运动机构的布置特征，一般分为正置、正偏置、负偏置曲柄滑块机构。 这三种不同的结构类型，由于其具有不同的运动速度特征，而分别应用于不同的压力机中。 本次毕业设计 的 压 力 机采用负偏置的具有急回特性的曲柄滑块机构。 偏置曲柄滑块机构的尺寸参数确定及运动分析 如下图所示， O 点表示曲轴的旋转中心， A 点表示连杆与曲柄的连接点， B点表示连杆与滑块的连接点， OA 表示曲柄半径 R， AB 表示连杆长度 L。 当 OA以角速度  作旋转运动时， B 点则以速度  作直线运动。 曲柄与连杆重合的两极限位置，原动件 OA 处于两极限位置之间的夹角  为极位夹角。 由相关资料 知，行程速度变化系数 K 值优解为 ，对应于  =1。 在 △ 21BOB 中， LOB2  R ， 1OB =L R ， 21BB =H = mm100 ， R = L ， 取 = ，由余弦定理知： 第 7 页 共 44 页      RLRL HRLRL   2c os 222 图 2 负偏置的曲柄滑块简图 图 3 曲柄滑块机构处极限位置计算简图 具有急回特性 1B — 下死点 2B — 上死点 化简得      c os112 22  HL 代入数据 L= 圆整为 460 mm R= 圆整为 50 mm 根据勾股定理 ：     22222 RLeHeRL   得 e = 圆 整为 37 mm 压力机传动装置的总体设计 确定传动装置的总传动比和分配传动比 第 8 页 共 44 页 (1) 电动机功率的计算 影响曲柄压力机主传动的电动机功率的因素较多，因而很难精确计算。 此外，电动机功率只能按其系列选用，机器实际采用的电动机功率亦与计算值存在差异。 因此，在工程计算中可以采用更为简便的近似计算方法。 gPKN 1 式中 1K — 系数，取其值为 根据上式，曲柄压力机的电动机功率为： KWKWPKN g  因为两级或两级以上的传动系统采用同步转速为 1500 或 1000r/min 的电动机，单级传动系统一般采用 1000r/min 的电动机。 由此，查阅《机械零件设计手册》，选择的 电动机型号为 Y90S—4， 额定功率 ， 满载转速 mn 1400r/min。 (2) 分配传动装置的传动比 总传动比  501400nni ma28 曲柄压力机传动系统选择 2 级传动，一级带传动，大带轮兼做飞轮用，一级齿轮传动， 通常三角皮带传动的速比不超过 6～ 8，齿轮传动不 超过 7～ 9。 10iiia 式中 10,ii 分别为带传动和齿轮传动的传动比。 查现有通用压力机传动参数，为使 V 带传动外廓尺寸不致过大，取 40i ，则齿轮传动比为： 42801  iii a=7 传动装置的运动和动力参数的计算 1． 各轴转速 电动机轴  mnn0 1400r/min 传动轴 414000inn mi350r/min 曲柄轴 2n 50r/min 2． 各轴输入功率 电动机轴输出功率 dP KW 第 9 页 共 44 页 传动轴   dd PPP KW= 曲柄轴   PPP KW  KW 传动轴、曲柄轴的输出功率则分别为输入功率乘轴承效率。 3． 各轴输入转矩 电动机轴输出 mNmNnPT mdd  40 55 09 55 0 传动轴 mNmNiTT d   曲柄轴 mNmNiTT  8  传动轴、曲柄轴输出转矩分别为各轴的输入转矩乘轴承效率。 表 1 运动和动力参数计算结果 轴名 功率 P（ KW） 扭矩 T（ N∙m） 转速n/min 传动比 i 效率  输入 输出 输入 输出 电动机轴 1400 传动轴 350 曲柄轴 50 压力机主要零部件的设计计算 V 带轮的设计 设计原始数据：电动机额定功率 KWP  ， 转速 min/1400 rn  ， 传动比40i ，每天工作 8 小时。 1． 确定计算功率 caP 查得工作情况系数 AK ，故 KWKWPKP Aca   2． 选择 V 带的带型 根据 caP ， n 查阅资料后，选用 Z 型 3． 确定带轮的基准直径 1d 并验算带速 v 1) 初选小带轮的基准直径。 取小带轮的基准直径 mmdd 751  2) 验算带速 v。 7410ii  第 10 页 共 44 页 smsmndv d /   因为 20m/s，故而带速合适。 3）计算大带轮的基准直径 mmmmdid dd 300754102  取 mmdd 3152  4. 确定 V 带的中心距 a 和基准长度 dL 对于 V带传动，中心距 a 一般可取     hddadd dddd  2121 查得 Z 型 V 带的高度 h=6mm，所以  a ，初定中心距 a=500mm。 计算带所需要的基准长度 aadL m 22   其中 2 21 ddm ddd ， 2 12 dd dd  代入数据得 L=1641mm 选带的基准长度 mmLd 1600 计算实际中心距 a   22 8414  mm dLdLa  代入数据 a=780mm 中心距的变动范围  dLa  ～  dLa  ，即 ～ 5. 验算小带轮包角  8547518060180 121  a dd dd 6. 计算带的根数 Z 由 mmdd 751  和 min/1400 rne  查表得 ， 单根 V带所能传递的功率 KWP  V带的根数   Lca kkPP PZ 00  查表知 k ； Lk ； KWP  第 11 页 共 44 页 代入数据 Z=，取 Z=4 根 7． 作用在轴上的载荷 张紧力 20 qvk kvZPF ca     查得 q=，代入上式得 NF  作用在轴上的载荷。