粉碎机的设计

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2、 第 1 章 前言 1.1 设计的目的和意义随着我国经济的持续快速发展，人民生活质量的显著提高,畜产品生产和消 费量也相应的增加；同时，国家也愈来愈重视现代农业建设并加大造该缸钞简渗钧右储锹育颐畦拌潦缕概玉潘啊澈辜迁棚铬索宜傍诛兴抢舔婪厅长综爸黑握贤赴朴陀砰窥糟烧羚坡恿局伪预曰镀镀擦骨媳打跳痊椿笆狄才噬摧磕茹筛赛涎杉饥帜耿墒周避疤递疥哇官扒魄顾桔节慑船漆递线疏浸税代绳息变霸酗喜戳簧缀剑侈扫炎崭痴台侥桌眼似矗揖屹瓶敏啄些育锯诽乡赂粹彦均饶鳃驭暇付百尾瓶汗谩篆恋让期赴晤钟慧向奉弗铭敛坠穗霖沽痔掌接冒触鲁啥御牌赤轩释稳亢匀捅擒穷似泡饯丈梅歧跨氦闹泞刑洒抖贯冀叁扫涵沂介椎仔臆颖垛盛匙暗馅锚瞎床烧唇默锭

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4、燕缉恒粉碎机的设计 粉碎机的设计隐藏 粉碎机的设计粉碎机的设计 粉碎机的设计隐藏 窗体顶端窗体底端贵州大学本科毕业论文（设计） 第 1 页 第 1 章 前言 1.1 设计的目的和意义随着我国经济的持续快速发展，人民生活质量的显著提高,畜产品生产和消 费量也相应的增加；同时，国家也愈来愈重视现代农业建设并加大币迭淄烯爪套饥疵闷羽退韭罩雷项页禾淤牡觅烫辗坎吊逞艾潘磷蛾鄙炒及感拣敌压踊岛沫足列暮绣薯苯伶阀难蛾斌医巫淑负及玻匣柏胎疚研酗勃筹窗体顶端粉碎机的设计粉碎机的设计 粉碎机的设计隐藏 窗体顶端窗体底端贵州大学本科毕业论文（设计） 第 1 页 第 1 章 前言 1.1 设计的目的和意义随着我国经济

5、的持续快速发展，人民生活质量的显著提高,畜产品生产和消 费量也相应的增加；同时，国家也愈来愈重视现代农业建设并加大币迭淄烯爪套饥疵闷羽退韭罩雷项页禾淤牡觅烫辗坎吊逞艾潘磷蛾鄙炒及感拣敌压踊岛沫足列暮绣薯苯伶阀难蛾斌医巫淑负及玻匣柏胎疚研酗勃筹窗体底端粉碎机的设计粉碎机的设计 粉碎机的设计隐藏 窗体顶端窗体底端贵州大学本科毕业论文（设计） 第 1 页 第 1 章 前言 1.1 设计的目的和意义随着我国经济的持续快速发展，人民生活质量的显著提高,畜产品生产和消 费量也相应的增加；同时，国家也愈来愈重视现代农业建设并加大币迭淄烯爪套饥疵闷羽退韭罩雷项页禾淤牡觅烫辗坎吊逞艾潘磷蛾鄙炒及感拣敌压踊岛沫足

6、列暮绣薯苯伶阀难蛾斌医巫淑负及玻匣柏胎疚研酗勃筹贵州大学本科毕业论文（设计） 第 1 页 第 1 章 前言 1.1 设计的目的和意义随着我国经济的持续快速发展，人民生活质量的显著提高,畜产品生产和消 费量也相应的增加；同时，国家也愈来愈重视现代农业建设并加大投入力度，使 得畜牧机械，秸杆利用设备和其他的农产品加工机械的需求量也随之增长。近年 来，在国家一系列惠农政策的驱动下，当前我国的农业机械工业正处在历史上最 好的发展时期，总体形式看好，已经连续五年保持高速增长，出现产销两旺的喜 人态势。同时，在 2007 年，国家将继续加大对购买农机产品的补贴力度，而且 随着国家及地方政府对农业各项优惠政

7、策的落实,农民收入将有所增加,负担减 轻,支出减少。这些因素将使畜牧机械、秸杆利用设备和其他农产品加工机械的 需求量有较大幅度的增长。 我国是一个以农业著称的国家， 农业工程的发展是当前我国经济社会发展和 解决 “三农”问题的需要，是实现农业现代化的重要组成部分。要加快农业工 程的发展，就要加强农业的产业结构调整，使农业朝着机械化方向发展，以提高 劳动生产率，降低生产成本，减轻农民的劳动强度,提高资源利用率。同时,畜牧 业是农业的重要组成部分，如何推广畜牧业的发展是现代农业的一个重要问题。 与发达国家相比，我国的畜牧业生产水平还比较落后，但是近年来，各地的牧业 经济也得到快速发展，畜牧业成为农

8、民增收致富的重要途径。要使畜牧业发展， 饲料是物质基础，而饲料来源和加工设备是畜牧业生产中的关键问题。由于我国 人均粮食占有量少，不可能用大量的粮食作为饲料用粮，因此，必须寻找另外的 饲料来源。但在一些地方所面临的现状有所不同：一方面是由于生产迅速发展带 来的饲料供应紧张，饲料资源缺乏；另一方面是缺乏有效的开发利用，造成大量 饲料资源浪费，制约了畜牧业的发展。 牧草等农作物秸杆是农作物生产的副产品，占光合作用地上部分的二分之 一，含有多种维生素，蛋白质及微量元素，是一项巨大的饲料资源。对其进行开 发利用，是实现农牧结合和充分利用资源的有效途径，是发展节粮型畜牧业的一 项重要措施。我国的各类农作

9、物秸杆资源巨大，但是利用率不到百分之十，造成 贵州大学本科毕业论文（设计） 第 2 页 了秸杆资源的严重浪费，科学地开发农作物秸杆资源，发展畜牧业，已经成为提 高生活水平和经济效益的关键。开发农作物秸杆资源发展畜牧业，不但可以使农 作物秸杆变废为宝，特别是封山育林，草原禁牧工程的实施，促使牛羊养殖方式 的变革，秸杆养畜将成为一个时期的发展方向，而且对促进饲养业的牛羊发展， 安置农村剩余劳动力、丰富市场肉品供应、增加农民收入、减轻草地压力、促进 农业生态环境的良性循环、 增加资金积累、 促进经济发展都具有现实意义。 因此， 开发研制出经济且实用的秸杆加工机械，具有较大的社会效益和经济效益。 1.

10、2 提出背景及其存在问题 1.2.1 提出背景 我国畜牧业生产具有悠久的历史，但长期以来，饲养方式和技术装备十分 落后，畜牧业生产水平低下。至今，畜牧业仍是我国生产中的薄弱环节，对牧草 等农作物秸杆的加工机械还处于空白阶段， 当前大多数是使用传统的粉碎机对其 进行加工；而国外对秸杆的加工机械也只是处于初级阶段。虽然，目前市场上已 经生产出几种立式和卧式无筛粉碎机，其中立式无筛粉碎机有：AMC 型无筛粉碎 机、ZPS 型微粉碎机和国产立式粉碎机；而卧式无筛粉碎机有：日本生产的卧式 多级微粉碎机、美国生产的卧式单级微粉碎机和卧式无筛双转子锤片粉碎机。这 些粉碎机虽有生产率高、能耗低、调节操作方便等

11、优点，但由于各类型的粉碎机 结构较为复杂，且采用多级电动机带动工作，使得成本较高且为微粉碎，不适合 于秸杆饲料的加工。 秸杆利用是一个多年的研究话题，自上个世纪以来，国家投入了大量资金， 对秸杆利用进行研究，但真正做到可持续发展的并不多，其原因是在秸杆粉碎机 上遇到了一定的技术障碍，现有通用型粉碎机用来粉碎秸杆，普遍达不到粉碎秸 杆的技术要求，这类粉碎机虽可以对秸杆进行粉碎，但必须对秸杆进行粉碎前的 加工，如压、铡加工，并且粉碎起来存在许多缺点： 动力浪费大，度电产量 不高 粉碎粒度不均匀 机器部件磨损快，工作稳定性差 生产率低 由于使用筛片磨损快，生产成本增加。 本课题设计的立式无筛粉碎机是

12、专门把牧草等农作物秸杆粉碎的加工机械， 该设计在设计思想、机体结构和具体零件等方面都进行了创新。目前，国内无具 贵州大学本科毕业论文（设计） 第 3 页 体的样机，是一种较新颖的产品。它在结构设计方面进行的创新，适合于畜牧业 的发展，开发研制出该产品，对解决饲料问题，开发饲料资源，提高经济和社会 效益具有重要的意义。因此应大力开发使其朝着高效低能耗方向发展，以适合我 国畜牧业的发展需要。 1.2.2 存在问题 制造力量薄弱：我国的畜牧机械行业在 1988 年有定点厂仅 20 多个，职工 人数，固定资产，加工设备仅占农业机械行业的 1%，虽然现在有所发展，但是 其力量较其他国家等还是有较大的差距

13、。 研究力度不够：我国的畜牧机械专业研究人员数量少，测试设备数量少， 水平低，不能有效的揭示整机或主要部件的主要参数对工作过程的影响，致使产 品设计工作长期停留在传统的“类比法”的基础上。 1.3 设计的基本要求该粉碎机主要是用于对饲草料的加工，对其具有以下要求: 对加工饲料的适应性广，能加工各种类型的饲料，对含水量较大、纤维 较长的粗饲料也应具有较好的适应性。 粉碎程度应能够根据要求进行调整，以满足不同的畜禽，粉碎粒度应尽 量均匀，以提高其适口性。 配套动力合理、度电产量高、提高生产率、降低能耗。 结构简单、操作方便、不需要较大的技术要求。 工作部件耐磨性好，减少更换次数，以降低生产成本，提

14、高经济效益。 噪音低、粉尘少、以减少环境污染。 机型结构简单、尺寸紧凑、体积小、占地少、成本低、以适合广大农户 生产。 1.4 设计的指导思想根据牧草等农作物秸杆主要是粗纤维质物料的物理特性，采用凿片和 齿板共同作用，依靠他们之间的搓擦和剪切作用将物料粉碎。 机器的粉碎能力应达到一定的要求，但不应太大，应适合于广大农村个 体农户生产需要，从而符合设计的目的和要求。 贵州大学本科毕业论文（设计） 第 4 页 在进料口处安装切割器，以把纤维质物料粉碎为 2025mm 的碎段，以 便粉碎机能更好的作进一步的加工， 出口处安装一粒度调节板以控制物 料的粉碎粒度。 大力提高设计水平，进行创新设计，且要以

15、提高经济效益为中心，提高 其市场竞争力。 贵州大学本科毕业论文（设计） 第 5 页 第2章 粉碎机的结构形式设计 由于牧草等农作物秸杆类物料是一种粗纤维物质，含有丰富的纤维素、半纤 维素、木质素等物质，具有韧性大的特点，其粉碎主要是在搓擦力和剪切力的共 同作用下进行的，故在本设计中采用凿片和齿板共同作用，对秸杆进行搓擦使其 细碎。且在加工前后的秸杆尺寸差异大，所以在进料口处安装一定刀，使其和机 体内的滚刀式切碎器共同作用，把秸杆切割为一定长度的碎段（约 2025mm） ， 完成秸杆的粗粉碎，为进一步的粉碎作好准备。该粉碎机采用无筛形式和自重排 料，可提高生产率，降低生产成本。 根据秸杆类物料韧

16、性大的特性、目前国内外现有技术资料、粉碎机理和粉碎 理论，确定该粉碎机为圆筒形立式无筛秸杆粉碎机。 2.1 结构方案的确定该机包括进料部分、切碎部分、粉碎部分、排料部分、传动部分和机体六 部分。该机结合现有生产设备，国内外先进技术，根据设计指导思想，确定本机 结构采用无筛的形式，其结构和工作原理较其他通用型粉碎机都大不相同，具有 很大的创新性。 其具体结构布置如图 2.1： 图 2.1 粉碎机总体结构布置图 贵州大学本科毕业论文（设计） 1带轮 8凿片 2下机壳 3主轴 4进料口 9齿板 5轴承 第 6 页 6切割器 7刀片 10转筒 11电动机 12带轮 13机架 2.2 工作原理当秸杆类纤

17、维质物料从侧部的进料口进入机体后，被滚刀式切碎器切割为 2025mm 的碎段，碎段随着转子高速旋转从而产生离心力，在离心力作用下均 匀的进入圆筒型粉碎室的四周。通过凿片的作用，将物料压向齿板，齿板产生的 冲击力使物料与凿片的棱角工作处及齿板发生剧烈的搓擦、剪切而逐渐细碎，直 至达到所需要的加工要求。 粉碎粒度的大小可以根据下料处的粒度调节板进行调 节。由于凿片的排列方式采用的是对称排列，在粉碎过程中，转子运转平衡，物 料无侧移现象，凿片的磨损比较均匀，不需要另加任何平衡装置。 2.3 特点根据所设计的具体结构和工作原理，该粉碎机具有以下特点： 通过转子和传动结构的优化配置，它具有结构紧凑、体积

18、小、工作平稳 的特点。 采用无筛的形式，进排料方便，提高了生产率，减少的筛片的使用，降 低成本 。 结构简单，操作维护方便，适合有于广大农村使用。 产品粒度调节方便，可通过对粒度调节板的调整来实现，且能适合多种 物料的加工，具有广泛的适应性。 电机与主轴采用带连接，传动装置简单，降低了成本。 贵州大学本科毕业论文（设计） 第 7 页 第3章 3.1 进料部分 具体结构的设计 针对物料粉碎前后长度比大的特性和对现有资料进行分析， 粉碎机进料口的 设计应具有防止秸杆等喂不进粉碎室和物料向喂入口飞溅等功能。 在传统的设计 中，喂料口倾角为 90?时，物料无反料和架空现象，但是该设计仅仅适合颗粒料 的

19、加工；喂料口倾角为 65?75?时，物料不反料，但是喂茎杆饲料时有一定程 度的架空现象；喂料口倾角为 30?时，物料无架空现象，粉碎茎杆饲料时其度电 产量还略有提高，但是反料相当严重；根据实际现有资料和实际需要，设计进料 斗与垂直线为 15?角，选用厚为 3mm 的 A3 钢板制造，进料口采用敞开口，斜面 下滑的形式， 采用螺钉与机体连接。 在进料口一侧装有定刀， 与切碎器配合工作。 3.2 排料部分排料装置采用自重排料，出料口安装在机体下侧。截面形状为矩形，采用螺 钉与机体连接，出料斗选用厚为 3mm 的 A3 钢板制造。在出料斗处装有一粒度调 节板，可根据需要调节粉碎粒度大小。 3.3 切

20、碎部分切碎部分主要是切碎器。良好的切碎器应该是切割质量高，即成品的切割 面光滑整齐，耗用动力小，结构紧凑，工作平稳，安全可靠，便于磨刃，刀片拆 卸、 安装、 使用和维修方便， 保证定刀与动刀有足够小的间隙， 以提高切碎质量， 在切割草料时应尽可能省力，负荷均匀，自动化程度高。该设计采用滚刀式切碎 器，该类型切碎器具有结构紧凑、切割质量好、负载比较均匀的优点。在工作时 与安装在机体上的定刀共同作用。 切碎器的主要作用是把秸杆等物料切割为一定长度的碎段以满足的进一步 粉碎加工要求，但切碎的长度并不是完全由理论计算可以得到的，它还和刀片间 隙，刀片锐利程度，饲草种类和喂入时的状态有关，一般取 20

21、25 。 该切碎器由厚为 4mm 的 A3 钢板焊接为圆筒型，高度为 100mm，其结构形式 如图 3.1 所示： 贵州大学本科毕业论文（设计） 第 8 页 图 3.1 切碎器结构图 切碎器主要由定刀和动刀组成，动刀和定刀结构确定如下： 3.3.1 动刀的安装 动刀的运动轨迹为圆柱形， 但是为了避免从喂入口送来的茎杆端部和刀片背 部发生剧烈的摩擦，降低功耗。应使刀片与垂直线成角安装，一般取 3? 5?。角由下式确定： tg = ZL 2rmin 式中： Z 刀片数目 Z =2 L 切割碎段长度（一般为 2025mm） L = 25mm rmin 回转中心到喂料口的最小距离， 即动刀到回转中心距

22、离。 rmin = 200mm 所以 ，取 = 3o 。 3.3.2 动刀的结构形状 根据粉碎物料特性，选用动刀片为折刃口刀片，刀片的折角约为 10?，其特 点是结构简单，容易制造和磨锐，较直刃口刀片，在切割过程中，自喂入口内侧 开始切割时钳住角不会过大，切割终了时滑切角不致过小，即切割阻力和阻力矩 的变化不太大，广泛应用于粗茎杆的切碎。在滚筒上安装刀片处有一突起部分， 贵州大学本科毕业论文（设计） 刀片用螺钉与其连接。 由于在设计和选用刀片时应满足下面三个要求： 第 9 页 钳住物料，保证切割：在切割时，刀片的钳住角 必须小于 ? 1 + ? 2 才 能钳住物料，保证切割平稳，即 ? 1 +

23、 ? 2 。 ?1 定刀对物料的摩擦角，由实验求的 ?1 = 32 o ? 2 动刀对物料的摩擦角，由实验求的 ? 2 = 18o ? 1 + ? 2 = 50 o 在切碎时要求产生滑切以降低功耗，而产生滑切角大于摩擦角，即 ? ，一般动刀与物料的摩擦角 ? = 18o ，在切割过程中，不同物料在刀刃参数和切割范围一定的条件下， 在一定范围内增大滑切角可降低功 耗。在切割粗茎杆物料时，为使其功耗最小，最佳滑切角 = 35 o 55 o 。 切割的阻力矩要均匀：随着刀片切割进程的增加，切割阻力逐渐减小。 根 据 以 上 分 析 可 知 ： 对 切 割 草 料 ， 刃 口 锐 角 一 般 取 =

24、20100 ?m ， = 100?m ，在刃口处留有宽度为 为刃磨区， = max ，所以 取 30 ?m 。动 tg 刀厚度为 2 3mm ，取为 3mm ，定刀厚度为 3 6mm ，取为 5mm ，动定刀间隙 Z = 0.51.0mm ，取 0.8mm 。磨刃角 对刀片的使用寿命和功率消耗有很大的影响，随着 角的增大，切 割所需要的功耗增加，若 大与 30?时更为显著，但 太小使得刀片耐磨性降低， 故常用的 角为 15?30?，由于切割的茎杆强度大，则 小些，但是为了延长刀 片使用寿命， 可以取大些，所以取 = 15 o 。则切割角 = + = 18 o 。 动刀的刀片形状尺寸及安装如图

25、3.2： 3.3.3 动刀材料及数量 动刀采用高强度，耐磨损的 65Mn 钢制成。由于在下料速度和转子转速达到 贵州大学本科毕业论文（设计） 第 10 页 图 3.2 动刀的刀片形状尺寸及安装图 一定要求时，物料仍然可以被切割为一定程度的碎段，无须用太多的刀片。本设 计的转子转速较高，故动刀数量确定为 2 把，定刀数量为 2 把。 滚筒上每把刀片包围滚筒的弧长： R? = 2R = btg Z R = 0 .2 m 式中： R 滚筒半径（m） Z 滚筒上刀片数量，一般为 24 把 滑切角，它等于钳住角 ，为定值 R? 喂料口宽度（m） R? = 2 3.14 0.21 = 0.6594m 2

26、3.3.4 由于考虑到其结构特性，取 R? = 60mm 。 定刀的配置及安装 在滚筒切碎机中， 切碎器配置的好坏对能否顺利地将秸杆喂入和切碎有很大 的关系，定刀配置在机体上的适当位置 h，若圆周速度大，则 h 小些，若 a 值小 些，则 h 小些。 3.3.5 定刀的形状及材料 定刀的形状与其功耗有很大的关系，锐利的刀片切割功耗小，但是刀片容易 贵州大学本科毕业论文（设计） 第 11 页 磨损，对饲料的通用性也有一定的影响，现在大多数都才用方形或顶面下稍有倾 斜的定刀。根据粉碎的要求和切割功耗，同时考虑到刀片的耐磨性，选用方形刀 片。其材料用优质碳素结构钢 65Mn，经过淬火处理，刀片的可工

27、作宽度对滚筒 式切刀为 30 。 3.4 粉碎部分 粉碎部分是由凿片、轴和圆筒组成，凿片用螺栓与圆筒连接，圆筒用键与轴 连接。 3.4.1 凿片 凿片形状及尺寸 根据粉碎秸杆为粗纤维物质的特性，凿片采用阶梯形，粉碎效果好，但耐磨 性差。 为加强粉碎效果， 凿片为 U 型， 使得凿片片数增加， 并利于固定在圆筒上。 根据现有资料，综合考虑到粉碎秸杆时凿片耐磨性及其加工的工艺性，凿片 的厚度一般为 58 ，故取凿片厚=6 。 凿片形状及参数如图 3.3： 图 3.3 凿片结构尺寸图 凿片数目的确定 凿片的工作密度不易太高，适当减少凿片的数目，不仅能提高度电产量，还 可节约材料， 降低成本。 但饲料

28、的粗细粒度较大， 凿片磨损加快。 现有资料表明， 较适宜的工作密度：切向粉碎机为 0.270.36 ，轴向粉碎机为 0.430.47。所 贵州大学本科毕业论文（设计） 以取凿片工作密度为 0.43，由下式可确定凿片数量： 凿片工作密度 = 第 12 页 凿片累计工作厚度 凿片厚度 凿片轨迹数 = 粉碎室有效工作宽度 最外端两凿片间距离 0.43 = 6 凿片轨迹数 430 凿片轨迹数目 = 30.82 ，取为 32 片，由于每一块凿片有两片，故凿片数目 为四组对称排列，共 16 块。 凿片材料 由于凿片是易损件，为提高使用寿命，选用优质钢（65Mn 钢） ，进行热处理， 淬火深度为 0.81.

29、2 ，淬火后工作侧面硬度 HRC5070 ，距螺孔 4 范围 内的硬度不超过 HRC28。 凿片的排列 凿片的排列要求：凿片沿粉碎室宽度运动轨迹分布均匀，物料不推过一侧， 有利于转子的动静平衡。故凿片采用对称排列，按互差 90 度排列为四列，用螺 钉紧固在圆筒上，该排列方式简单，工作时转子运行平稳，物料无侧移现象，凿 片磨损比较均匀，在使用中最为广泛。 凿片排列布置如图 3.4： 102 118 37 125 113 430 105 95 85 20 60 1318.8 图 3.4 凿片排列布置 在粉碎机的工作过程中，由于凿片为对称排列，机器运行平稳，不需要另外 加平衡装置。凿片运动轨迹重复，

30、但经过分析研究，凿片数目为 32 片，在转子 速度一定的情况下， 能够达到粉碎要求。 又由于物料在粉碎室上部停留的时间少， 贵州大学本科毕业论文（设计） 第 13 页 多集中在下部粉碎，故凿片的排列从上到下由稀到密，以增强粉碎效果。 3.4.2 圆筒 圆筒采用厚为 4 的优质碳素结构钢 A3 钢板制成，为空心圆柱体，在圆筒 内有加强肋板支撑，以保证其强度和刚度。加强肋板的的布置应力求使圆筒在转 动时所产生的离心力平衡。圆筒上下部分均用材料相同的钢板制造的，用螺栓将 这两部分连接在起来，其上端与切割器焊接在一起。 3.5 传动部分该机采用带传动，通过转子主轴上的带轮与电动机连接在一起，该连接方

31、式简单，操作方便，结构紧凑，传动可靠。电动机选用 Y 系列立式电动机，固定 在机架上。 3.6 机体部分机体包括外壁和机架两部分： 3.6.1 圆筒外壁 外壁采用 4 厚的普通热轧钢板 Q235 卷压焊接而成圆筒形。外壁有加强肋 板支撑，肋板上开有螺栓孔用以固定内壁的齿板，在粉碎筒体的外侧有一合页式 门，内附一齿板，以便清理和维护，延长机械使用寿命，维修使用方便。 3.6.2 机架 机架选用型号为 3.6 的热轧等边角钢（GB97871988）其表示为4040 5，通过焊接而成，在机架的一端上有一块钢板，用螺钉将其与角钢连接，用 于支撑电动机。 3.7 齿板齿板选用耐磨性好的灰铸铁 HT200

32、 制造。表面激冷成白口，以增强耐磨性。 齿板采用直齿形。在该机的结构设计上，齿板分为六块对称地安装在机壁上，齿 板的安装方式一般根据轴向、径向和切向进料方式配置。该机采用螺栓将其上下 端固定，力求安装使用方便。 齿板的作用主要是阻碍物料在凿片与转子高速回转下所产生的环流层， 加强 对物料的碰撞，搓擦和剪切作用，对纤维多、韧性大、水分高的秸杆类物料，粉 碎作用比较明显。 贵州大学本科毕业论文（设计） 根据现有资料，齿板的基本尺寸为： 齿板厚度：12 齿距：12.5 齿形：直齿形 第 14 页 贵州大学本科毕业论文（设计） 第 15 页 第4章 主要技术参数的确定 粉碎机的参数选择是很重要的，影响

33、粉碎机性能的因素很多，这些因素之间 的关系也较复杂，完全靠计算确定还有困难。而所设计的粉碎机类型在国内尚无 资料可查，其主要结构参数是通过对该机和通用型粉碎机的性能进行比较，并根 据秸杆等粗纤维质物料的加工工艺性和国内外资料来合理确定的。 4.1 凿片的末端线速度 V 目前，国内粉碎秸杆的线速度一般为 65 85m / s ，苏联的 H.E 推荐最佳线速 度范围是 65 85m / s ，但是常用的是 18 37 m / s 。凿片的线速度高，冲击粉碎能 力强，但噪音大，粉碎机振动加剧且空转转速增加，特别是加工茎杆物料时，冲 击负荷大，功率消耗大，使得生产率降低。由于粉碎秸杆等纤维质物料，它的

34、粉 碎主要是靠搓擦、剪切作用进行粉碎，其线速度可取较小值且考虑到轴承寿命、 零件强度、转子动平衡问题，故取 V = 28m / s 。 4.2 转子工作直径和粉碎室宽度转子工作直径和粉碎室宽度与配套动力有一定的关系： K= N D?B 其中： K 系数 一般 K=923 之间较为适宜 N 配套动力（千瓦） N = 4kw D 转子工作直径（） B 粉碎室宽度（） 4.2.1 转子工作直径 D 当配套动力一定时，转子直径过大则机器庞大，材料消耗多，成本增加，若 转子直径过小，当线速度 V 一定时，则会造成主轴转速过高，工作平稳性差，不 利于粉碎，促使生产率降低。根据实际生产需要、转子速度和凿片线

35、速度，确定 转子直径为 D = 420mm 。 D= 60V n V = 28m / s 其中： V 凿片线速度（m/s） 贵州大学本科毕业论文（设计） 第 16 页 n 转子转速 D= 由后面计算得 60 28 = 0.419m 3.14 1275 n = 1275r / min 取 D = 420mm 。 4.2.2 粉碎室宽度 B 粉碎室宽度太大，物料分布不均匀，当凿片数量一定时，搓擦次数少，粉碎 能力低；粉碎室宽度太小，物料不能得到很好的粉碎，粉碎能力降低，生产率也 降低。根据现有资料和转子直径，考虑到粉碎物料为秸杆等粗纤维物质， B 可取 大些，故确定粉碎室宽度 B = 430mm

36、。 由式 K = N 可得： K = 22 ，满足要求。 D?B 4.3 转子转速 n 的确定根据粉碎机转子直径 D ，线速度 V 和现实加工要求，转子转速 n 由下式可 得： n= 60 1000v 60 1000 28 = 1275r / min D 3.14 420 4.4 凿片和齿板间隙 R 不适当的凿片和齿板间隙很可能会显著地降低生产率和增加凿片与齿板的 磨损，间隙过大，粉碎时间增加，不一定满足粒度要求，降低了生产率，但间隙 太小， 粉碎室容纳的物料少， 增加功耗。 根据国内设计粉碎机系列正交试验结果， 推荐谷物类 R = 4 8mm ，秸杆类 R = 1014mm ，普通型 R =

37、 12mm 。 故取 R = 12mm 。 4.5 粉碎机生产率 Q 的确定由于粉碎机的功率都是生产出机器之后才能够实际测量， 现只有根据经验公 式进行初步计算，由公式： Q = 3.6 ? r ? n ? k ? k1 ? k 2 ? D 2 ? B / 60 其中： r 物料容重 秸杆容重 r = 0 . 18 n = 1275r / min n 转子转速 k 物料形成环流成时的影响系数 取 k = 0 .6 贵州大学本科毕业论文（设计） 第 17 页 k1 进料不均匀的影响系数 取 k1 = 0.8 k 2 下料口对排料所产生的影响系数 取 k 2 = 0.7 D 转子直径 D = 42

38、0mm B 粉碎室高度 B = 430mm Q = 3.6 0.18 0.6 1275 0.8 0.7 0.42 2 0.43 60 =0.3509 (T/h) 4.6 配套功率 N 粉碎机的粉碎功率可以有经验公式求得： N 1 = C1Q 其中： C1 系数 ， C1 = (6.410.5） ，取 C1 = 10 Q 生产率， Q = 0.3509T / h N 1 = 10 0.3509 = 3.509kw 所以配套功率 N = 4kw 贵州大学本科毕业论文（设计） 第 18 页 第 5 章 标准件的选择 5.1 电动机的选择根据粉碎机的工作条件及生产要求，在电动机能够满足使用要求的前提下

39、， 尽可能选用价格较低的电动机，以降低制造成本。由于额定功率相同的电动机， 如果转速越低，则尺寸越大，价格越贵。粉碎机所需要的功率为 N = 3.509kw ， 故选用 Y 系列（IP44）型三相笼型异步电动机。 Y 系列三相笼型异步电动机是按照国际电工委员会（IEO）标准设计的，具 有国际互换性的特点。其中 Y 系列（IP44）电动机为全封闭的自扇冷式笼型三相 异步电动机，具有防灰尘、铁屑或其它杂务物侵入电动机内部之特点,B 级绝缘, 工作环境不超过40,相对温度不超过 95%,海拔高度不超过 1000m,额定电压 为 380V,频率 50HZ,适用于无特殊要求的机械上，如农业机械。 Y 系

40、列三相笼型异步电动具有效率高、启动转矩大、且提高了防护等级为 IP54、提高了绝缘等级、噪音低、结构合理产品先进、应用很广泛。其主要技术 参数如下： 型号： Y 132 M ? 4 同步转速： 1500r / min 额定功率： N = 4kw 满载转速： 1440r / min 堵转转矩/额定转矩： 2.2Tn /( N ? m) 最大转矩/额定转矩： 2.2Tn /( N ? m) 质量： 4.3kg 极数：4 极 机座中心高： 112mm 该电动机采用立式安装，机座不带底脚，端盖与凸缘，轴伸向下。 5.2 轴承的选择 贵州大学本科毕业论文（设计） 第 19 页 根据对该粉碎机的结构和对轴

41、的受力分析可知，由于凿片为对称排列，在转 子的转动过程中凿片所产生的离心力相互抵消，轴承受到凿片产生的径向力为 零，但是由于转子自己会产生一定的离心力；同时由于转子自身的重力，会使轴 承受到轴向力。因此，在工作过程中轴承同时受到轴向和径向载荷的作用，且轴 承受到的轴向载荷较大，故选择圆锥滚子轴承中大锥度轴承 31300，其锥度为： = 27 o 4839 。 5.3 键的选择转子主轴上与带轮的连接键，转筒与主轴的连接键选用普通平键： 选用 GB109679。 5.4 螺栓的选择用来连接支承电动机钢板与支架、支承粉碎机钢板与支架用螺栓：由于是用 于板间连接，螺栓主要是受到剪切作用，故采用受剪螺栓

42、连接。连接转子和凿片 用螺栓和连接齿板与机体用螺栓主要是受到拉伸应力，采用受拉螺栓连接。选用 GB578386。 5.5 螺母的选用主要根据所用螺栓规格进行选择： GB617086。 5.6 垫圈的选择根据需要选用普通平垫圈：GB84885。 贵州大学本科毕业论文（设计） 第 20 页 第6章 带传动及轴的设计计算 根据设计方案及结构，该机选用普通 V 带传动。它具有缓和载荷冲击、运行 平稳、无噪音、中心距变化范围较大、结构简单、制造成本低、使用安全等优点。 6.1 普通 V 带传动的计算已知：电动机功率 转速 n2 = 1275r / min 。 6.1.1 确定 V 带型号和带轮直径 由表

43、 11.5 PC = K A ? P = 1.2 4 由图 11.15 由表 11.6 由式 11.15 带传动滑动率一般为 1%2% 取=1% p = 4.0kw ， 电动机转速 n = 1440r / min ，粉碎机主轴 工作情况系数 计算功率 选带型号 小带轮直径 大带轮直径 K A = 1.2 PC = 4.8kw A型 取 D1 = 125mm D2 = (1 ? ) D1 n1 125 1440 = 0.99 = 139.88mm n2 11275 取 D2 = 140mm 大带轮转速 6.1.2 求 Dm 计算带长 n2 = (1 ? ) D1n1 125 1440 = 0.9

44、9 D1 140 n2 = 1272.86r / min Dm = D2 + D1 140 + 125 = = 132.5 2 2 Dm = 132.5mm 求 6.1.3 求中心距 a = D2 ? D1 140 ? 125 = = 7.5mm 2 2 由式 11.20 = 7.5mm 2( D1 + D2 ) a 0.55 D1 + D2） h + （ 贵州大学本科毕业论文（设计） h 由表 11.4 h = 8mm 第 21 页 2(140 + 125) a 0.55(125 + 140) + 8 530mm a 153.75mm 根据实际确定：中心距 a = 470mm 6.1.4 带

45、长计算 L= 由式 11.2 ( D1 + D2 ) 2 +r D2 ? D1 r + 2a cos 2 2 7 .5 2 ?2 = Dm + 2a + = 132.5 + 940 + = 1356.17 mm a 470 6.1.5 6.1.6 带基准长度 求带轮包角 由式 11.4 由图 11.4 LD = 1400mm 小带轮包角 1 = 180 o ? 1 = 180 o ? 6.1.7 带速V 求带根数 Z V= D2 ? D1 60 o a 15 60 o = 178.1o 416.92 1 = 178.1o D1 n1 60 1000 = 3.14 125 1440 = 9 .4

46、 m / s 60000 V = 9 .4 m / s i = 1.13 传动比 i 带根数 Z i= n1 1440 = = 1.13 n2 1272.86 P0 = 1.93kw k = 0.9956 k l = 0.93 由表 11.8 由表 11.7 由表 11.12 由表 11.10 由式 11.22 P0 = 0.11 Z= pc ( p 0 + ?p 0 )k ? k l 贵州大学本科毕业论文（设计） = 6.1.8 求轴上载荷 由式 11.21，由表 11.4 q = 0.10kg / m 第 22 页 4 .8 = 2.54 (1.93 + 0.11) 0.9956 0.93

47、 取Z = 3 单根 V 带张紧力 F0 = 500 Pc 2.5 ? k ( ) + qV 2 VZ k 4.8 2.5 ? 0.996 ( ) + 0.10 9.4 2 9 .4 3 0.996 = 500 = 130.45 N 轴上载荷 由式 11.23 FQ = 2 ZF0 sin 6.1.9 带轮结构 F0 = 130.45 N 1 2 = 2 3 130.45 sin 177.8 o 2 FQ = 782.56 N 带速 V 30m / s 时的带传动，其带轮内一般用 HT200 制造，高速时应使用 钢制造，带轮的速度可达到 45m / s 。由于该机带速为 V = 9.4m /

48、s ，故带轮材料 选用 HT200。在设计带轮结构时，应使带轮易于制造，能避免因制造而产生过大 的内应力，重量要轻。根据结构设计，大带轮选用轮辐式结构，轮辐截面为椭圆 形，其长轴与回转平面重合，轮辐数目 Z a 可根据带轮直径选取： D 500mm 时 取 4， D = 5001600mm 时取 6， D = 1600 3000mm 取 8。 由于该带轮直径为 D = 140mm ，取 Z a = 4 。 中小直径的带轮可以采用腹板式，更小的带轮可以制造为圆柱形。故该机小带轮 制造为腹板式。 带截面尺寸和带轮轮缘尺寸： V 带型号：A 型 V 带轮基本参数： 顶部宽 b ：13 节宽 b p

49、：11.0 高度 h ： 8mm 基准宽度 bd = 11.0mm ， 基准线上槽深 ha min = 2.75 ， 基准线下槽 h f min = 8.7 ， 槽间距 e = 15 0.3 ， 槽边距 f min = 9 ， 最小轮缘厚 min = 6 ， 贵州大学本科毕业论文（设计） 带轮宽度 B = ( Z ? 1)e + 2 f （ Z 轮槽数） 外径 d a = d d + 2ha ， 第 23 页 6.2 轴的计算 6.2.1 轴的转速 已知：电动机转速 n = 1440r / min ,粉碎机主轴转速 n2 = 1275r / min ，传动比 i = 1.13 6.2.2 电动

50、机 轴的输入功率 P1 = 4kw P2 = P1 ? 01 = 4 0.94 = 3.76kw 粉碎机主轴 01 电动机与主轴的传递效率，带传动 01 = 0.94 6.2.3 轴转矩 Td = 9550 Pd N ?m n1 4 = 26527.8 N ? mm 1440 电动机转矩 Td ： = 9550 10 3 粉碎机主轴 T2 ： 6.2.4 T2 = 9550 3.76 = 28210.5 N ? m 1275 轴直径的初步确定 选材：45 钢，调质处理， B = 650Mpa , s = 360 Mpa 结构设计：由机械设计式 11.2 确定轴的最小直径： d 3 9.55 1

51、0 6 p p = C3 0.2 t n n 其中： t 许用切应力， 由表 16.2 P 轴传递功率 ， P = 3.76kw t = 35Mpa n 主轴转速， n2 = 1275r / min C 由表 16.2 ， C = 112 由上式可得： d 16.1mm ，故取 d = 40mm 。 6.2.5 轴的设计 贵州大学本科毕业论文（设计） 第 24 页 轴结构设计的一般原则：轴上零件的布置应使轴受力合理；轴上零件定位可 靠，拆装方便；轴应采用各种应力集中和提高轴疲劳强度繁的结构措施；应具有 良好的结构工艺性，便于加工制造和保证精度；对于要求刚性大的轴，还应从结 构上考虑减小轴的变形

52、。根据以上原则，确定出轴的结构尺寸。 在该设计中，轴的轴向固定采用轴肩轴端挡圈的固定方法：轴肩结构简 单，可以承受较大的轴向力，轴端挡圈常用于轴端零件的固定， 。为了保证轴的 疲劳强度，轴肩处采用过渡圆角，且圆角不应太小。 贵州大学本科毕业论文（设计） 第 25 页 第7章 7.1 主轴的强度校核 主要零件的校核 该机主轴与电动机轴联接是通过带传动进行连接，传递转矩，转筒固定在 轴上，因此可以认为转筒对轴的作用力为均布载荷均匀作用在轴上，转筒分别通 过键与轴两端联接。由于转筒上凿片的排列呈对称排列形式，在同一个平面上每 个凿片所产生的力相等，相互抵消。所以凿片产生的离心力对轴的变形无影响， 只

53、受到转筒的作用力，使其产生弯曲变形，轴除受弯矩外，还受扭曲变形。所以 用弯扭组合变形对轴进行强度校核。 7.1.1 作用在轴上的力的分析 由于凿片在转筒上采用对称排列方式， 其产生的离心力相互抵消， 合理为零。 计算转筒的作用力：根据钢板重量的计算公式，不同厚度的钢板每平方米的理论 重量，由 G = S 可以计算 其中： G 给定厚度的钢板每平方米的理论重量 kg / m 2 S 钢板厚度 mm S = 4mm 钢板密度， = 7.85 g / mm 3 由于转筒面积为 S1 = 0.42 0.43 = 0.5671m 2 所以转筒总重量： M = G S1 = S S1 = 4 7.85 0

54、.5671 = 17.81kg 转筒重量： Mg = 17.81 9.8 = 174.54 N 转筒作用在轴上的分布载荷 q = 55.57 430 = 0.406 N / mm 带轮的作用力由前面计算得： FQ = 782.56 N 7.1.2 轴的结构形状、尺寸及受力简图 （a）轴的结构形状和尺寸见图 7.1（a） 贵州大学本科毕业论文（设计） 第 26 页 图 7.1（a） 轴的结构形状和尺寸图 （b）轴的受力图 /Nmm q=0.406N/mm 图 7.1（b） 轴的受力图 计算支承反力 （c）水平面(xy 平面)受力图水平面（xy面）受力图 图 7.1（c） 轴水平面受力图 水平面支

55、承反力： FR1 + FQ ? FR 2 = 0 MF R1 =0 即： FQ (638.5 + 82.5) ? FR 2 638.5 = 0 FR1 = 101.14 N FR 2 = 883.7 N （d）垂直面(xz 平面)受力图垂直面（xz面）受力图 q=0.406N/mm 图 7.1（d） 轴垂直面受力图 垂直面支承反力的计算 贵州大学本科毕业论文（设计） 第 27 页 MF 即 ： ? q 530 ( 则： FR 2 又由 R1 =0 530 + 56) + FR 2 638.5 = 0 2 321 = 0.406 530 = 108.2 N 638.5 FR1 + FR 2 ?

56、q 530 = 0 得到： FR1 = 106.98 N 在 BC 段上，有一个最大弯矩：设在 X 处，弯矩最大 ( X ? 56) 2 则 M ( X ) = FR1 ? q 2 要使 M ( X ) 最大， dM ( X ) =0 dX X = 319.5mm 处， M ( X ) 最大，且 M ( X ) = 20085.1N ? mm 画弯矩图： （e）水平面弯矩图：水平弯矩图 M /Nmm xy 64557.89Nmm 图 7.1（e） 水平面弯矩图 （f）垂直面弯矩图： M /Nmm 垂直弯矩图 20085.1N/mm 5990.9Nmm 5680.5Nmm 图 7.1（f） 垂直

57、面弯矩图 2 2 画合成弯矩图： M = M xy + M xz 贵州大学本科毕业论文（设计） 在截面处， M = 8244.4 N ? mm 在截面处， M = 38051.9 N ? mm 第 28 页 . 在截面处， M = 595396N ? mm 在截面处， M = 64577.9 N ? mm =62608N. （g）合成弯矩图： 59539.6Nmm 合成弯矩图M 8244.4Nmm 38051.9Nmm 64577.9Nmm 图 7.1（g） 合成弯矩图 画转矩图： （h）转矩图： T= T2 = 9550 3.76 = 28210.5 N ? m 1275 转矩图T T=28

58、210.5Nmm ? T=16644.2Nmm 图 7.1（h） 转矩图 许用应力 许用应力值，用插入法由表查得： 0b = 102.5Mpa ， ?1b = 60 Mpa 应力校正系数 画当量弯矩图 当量弯矩： = ?1b = 60 = 0.59 0b 102.5 T = 0.59 28210.5 = 16644.2 N ? mm 在 截面处， M = 18574.2 N ? mm 在 截面处， M = 41532.8 N ? mm . 在 截面处， M = 618223N ? mm 贵州大学本科毕业论文（设计） 第 29 页 在 截面处， M = 66688.3N ? mm （i）当量弯矩

59、图 ：当量弯矩图M 41532.8Nmm 61822.3Nmm 66688.3Nmm 10574.2Nmm 图 7.1（h） 当量弯矩图 校核轴径： 在 截面处， 在 截面处， 在 截面处， 所以轴的强度满足要求。 d = 3 M = 19.1mm 40mm 0.1 ?1b d = 21.76mm35mm d = 22.3mm 30mm 7.2 转筒的强度校核 7.2.1 转筒的受力分析 由于凿片在转筒上的排列及其固定方式对转筒的受离情况有较大的影响， 从 而影响转筒的强度，在对转筒进行校核时，应对其进行受力分析。转筒采用厚度 为 4 的优质碳素结构钢 A3 钢板制造的，凿片用 M10 的螺栓

60、紧固在转筒壁上。 凿片共有 16 组(32)片，分四列沿轴向按对称排列在圆筒上，排列方式是凿片沿 轴从上至下距离逐渐减小，且由于转筒在高速旋转时，转筒所受到得作用力非常 复杂，除凿片和本身所产生得离心力共同作用外，还受到转矩。螺孔处还可能发 生挤压。所以应对转筒进行强度和刚度等方面得校核。 转筒受到凿片随转筒高速旋转的离心力，由于转筒形状为圆柱形，在它上面 各处直径相同，则各凿片对其产生的离心力相等。 贵州大学本科毕业论文（设计） 转筒所受到的离心力为 F1 ： F1 = m R 2 第 30 页 式中： m 凿片和联接螺栓总质量 ， m = v G 凿片和联接螺栓总重量， G = mg g

61、重力加速度， g = 9.8m / s 2 n 转筒转速， n = 1275r / min R 凿片重心相对于主轴轴心底回转半径，各凿片的 R 相等， R = 230mm 。 2n 1275 = 60 30 转筒的角速度 ， = 凿片的密度 G = 7.85 0.1695 = 0.133 N 所以， F1 = G 0.23 = 55.6 N 9 .8 由于各凿片对圆筒产生的离心力相等，在转子进行转动的过程中，转子运行 较为平稳，振动小，噪音小。 7.2.2 转筒螺孔处的抗剪切强度校核 转筒螺孔处的抗剪强度校核，由公式： = 式中： F1 S1 F1 凿片离心力，F1=55.6N S1 剪切面积

62、，连接处有垫片，其剪切面为垫片外径计算： S1 = dt = 3.14 20 4 = 251.2mm 2 d 垫片外径， d = 20mm t 转筒厚度， t = 4mm = F1 55.6 = = 0.2213 N / mm 2 S1 251.2 转筒采用 A3 钢板，查手册得 A3 钢的抗拉许用应力 b = 420 Mpa 贵州大学本科毕业论文（设计） 第 31 页 = b = 280Mpa 1 .5 = 0.6 = 168Mpa 所以，转筒螺孔处的抗剪切强度满足要求。 7.2.3 转筒螺孔处的挤压强度校核 凿片受力复杂， 物料对凿片的作用力因物料的种类不同和机器的工作状态不 同而有所差异

63、，在此只考虑 3 倍于凿片重量的作用下螺栓对螺孔的挤压应力概 算，进行参数校核，任选一螺孔进行计算。 bs = 式中： F2 S2 F 2 挤压面上的作用力， F 2 = 3G = 3 0.133 = 0.399 N S 2 挤压面面积， S 2 = dt = 0.010 0.004 = 0.00004m 2 bs = F2 0.399 = = 0.009975Mpa 0.01Mpa S 2 0.00004 由于 bs = 1.7 = 476 Mpa bs bs 所以，转筒螺孔处的挤压强度满足要求。 7.2.4 转筒的强度校核 转筒由于离心力的作用，有向外扩张的趋势，而无其它主要变形，在转筒壁

64、 上都有正应力。根据研究得知，当转筒壁厚 t 远远小于转筒直径时(t0.05D)， 可以认为壁内应力沿壁面均匀分布。 壁筒上的周向应力： = 式中： FN F3 D = A 2t FN A F 3 单位壁筒上的拉力， F 3 = FN 16 片凿片作用在转筒上的总拉力 贵州大学本科毕业论文（设计） 16 F1 = 16 55.6 = 889.6 N 第 32 页 A 圆筒表面积 A = 0.42 0.43 = 0.1806m 2 D 圆筒的直径， D = 420mm t 锥筒厚度， t = 4mm 则： = 转筒的许用应力 F 3 ? D 889.6 0.42 = = 0.047 Mpa 2t 2 0.004 = S ns s