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前言
1 前言
1.1設(shè)計(jì)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(shí)，也帶來很多矛盾，很多問題?；茉吹拇罅肯膸淼膬蓚€(gè)嚴(yán)重問題：一個(gè)是環(huán)境污染，另一個(gè)就是氣候變化。總的來講，能源危機(jī)形勢嚴(yán)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(zhì)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(chǎn)量巨大，但至今國內(nèi)對其還不能充分利用，導(dǎo)致大量的資源浪費(fèi)，在世界化石燃料不斷減少，資源即將枯竭的情況下，設(shè)計(jì)一種機(jī)械對棉稈進(jìn)行粉碎以利于利用是亟待解決的問題。目前，國內(nèi)對棉稈的處理方式主要是作為燃料焚燒，充當(dāng)工業(yè)原料和還田施肥等，其中利用生物質(zhì)能轉(zhuǎn)換技術(shù)，將豐富的秸稈資源變廢為寶，轉(zhuǎn)換為優(yōu)質(zhì)燃料，是國內(nèi)解決秸稈浪費(fèi)問題的一個(gè)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(guān)重要，同時(shí)也是我國綠色農(nóng)業(yè)的重要組成部分。
1.2 國內(nèi)外棉桿粉碎機(jī)械發(fā)展現(xiàn)狀
1.2.1國內(nèi)棉桿粉碎機(jī)械發(fā)展現(xiàn)狀
近年來，我國棉花的產(chǎn)量呈現(xiàn)快速增長趨勢，由此棉桿的產(chǎn)量巨大，所蘊(yùn)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(jià)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(shè)計(jì)高效率且實(shí)用的棉稈粉碎機(jī)器是當(dāng)務(wù)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(xiàn)已研制出了揉碎切斷機(jī)粉碎還田機(jī)、揉搓粉碎機(jī)等多種設(shè)備,并在全國范圍內(nèi)推廣應(yīng)用。而且由于近年來我國經(jīng)濟(jì)社會的整體發(fā)展，棉桿粉碎機(jī)呈現(xiàn)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(zhì)莖稈,切碎技術(shù)還不成熟，硬莖稈切碎后,可以作為生物質(zhì)氣化爐的燃料或作為生物質(zhì)壓縮成型的物料,但目前國內(nèi)缺乏配套的切碎設(shè)備可以選用。除此之外，國內(nèi)棉桿粉碎機(jī)大多機(jī)具性能較差、可靠性偏低，結(jié)構(gòu)復(fù)雜，造價(jià)昂貴，調(diào)整使用不便，生產(chǎn)率低，針對性不強(qiáng)等。因此，國內(nèi)迫切需要進(jìn)一步提高和完善秸稈粉碎機(jī)的性能，而棉桿粉碎機(jī)是秸稈粉碎機(jī)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(jī)領(lǐng)域研制出能耗低、生產(chǎn)效率高的機(jī)器，在棉桿粉碎機(jī)領(lǐng)域探索出一條道路。
1.2.2 國外棉桿粉碎機(jī)械發(fā)展現(xiàn)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(jī)具結(jié)構(gòu)大多為立式結(jié)構(gòu)，具有機(jī)具結(jié)構(gòu)簡單，作業(yè)效率高等特點(diǎn)。同時(shí)還有對秸稈根部進(jìn)行處理加工的整株秸稈粉碎還田機(jī)具。目前國外莖稈還田機(jī)具普遍向?qū)挿?、與大馬力輪式拖拉機(jī)配套的方向發(fā)展，寬幅秸稈粉碎還田機(jī)具采用液壓折疊的方式進(jìn)行運(yùn)輸。寬幅秸稈粉碎還田機(jī)具在小范圍的工作面內(nèi)可以單獨(dú)仿形，保證工作面內(nèi)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(jī)幅寬由1．2m到5．4m，配套動(dòng)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(jī)由三個(gè)分體組成，左右兩個(gè)分體可以折疊，并可以單獨(dú)隨地仿形。日本采用的是在半入式聯(lián)合收割機(jī)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(jī)占優(yōu)勢的情況下，西歐國家還重視生產(chǎn)小型粗飼料粉碎機(jī)，其特點(diǎn)是體積小、重量輕、動(dòng)力消耗小。意大利塞科公司生產(chǎn)的小型粗飼料粉碎機(jī)的粉碎刀片沿螺旋線分布，機(jī)具振動(dòng)小，粉碎均勻；英國艾里溫公司生產(chǎn)的38MKⅡ型草捆粉碎機(jī)，粉碎轉(zhuǎn)子只有六個(gè)鉸鏈錘片，結(jié)構(gòu)簡單，生產(chǎn)率達(dá)2t/h，粉碎室的結(jié)構(gòu)和性能繼續(xù)改進(jìn)提高。
2 總體方案設(shè)計(jì)
2.1 設(shè)計(jì)原則
由于該機(jī)械由傳動(dòng)裝置、輸送裝置、喂入裝置、滾壓粉碎裝置以及機(jī)架等主要
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總體方案設(shè)計(jì)
部件組成，實(shí)現(xiàn)喂料、滾壓破碎、切碎出料等功能。其中滾壓粉碎是整個(gè)設(shè)計(jì)的關(guān)鍵問題，而這兩者的核心問題又是減小機(jī)械的阻力。要想解決這個(gè)問題，要將機(jī)械設(shè)計(jì)的更加省力，由于棉稈區(qū)別于其他農(nóng)作物，在組織結(jié)構(gòu)和力學(xué)性能與闊葉材極為相似，即強(qiáng)度高，組織結(jié)構(gòu)密，故先進(jìn)行滾壓以減小其強(qiáng)度后再進(jìn)行粉碎。整機(jī)須布局合理、結(jié)構(gòu)簡單、喂料平穩(wěn)、功耗小及達(dá)到預(yù)定的切碎目標(biāo)等要求。
2.2工作原理
本機(jī)傳遞動(dòng)力有兩大方向，其一是通過帶輪傳動(dòng)將電動(dòng)機(jī)動(dòng)力傳遞給較高速運(yùn)行的切碎裝置，再通過鏈輪將動(dòng)力逐級傳遞到浮動(dòng)壓輥和浮動(dòng)喂入輥；其二是通過齒輪傳動(dòng)改變傳動(dòng)方向后再由鏈輪將動(dòng)力逐級傳遞給固定壓輥和固定喂入輥，再通過鏈輪將動(dòng)力傳遞給帶輪，這樣就完成了整機(jī)的傳動(dòng)。
機(jī)器運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)，棉桿首先由輸送帶將棉桿輸入喂料輥，通過喂料輥的導(dǎo)向作用及初步滾壓作用后棉桿整齊進(jìn)入壓輥進(jìn)行壓碎，壓碎后的棉桿平直進(jìn)入切碎裝置，達(dá)到預(yù)定的切碎目標(biāo)后拋送出料，從而完成本機(jī)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(dòng)裝置的確定
本機(jī)傳動(dòng)主要是將電動(dòng)機(jī)的動(dòng)力通過鏈傳動(dòng)和齒輪傳動(dòng)傳遞給切碎裝置、滾壓喂入裝置和輸送裝置。具體傳動(dòng)簡圖如下圖所示：
總體方案確定
圖1 總體傳動(dòng)設(shè)計(jì)
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(jī)模式，即棉桿從一對輥?zhàn)又g穿過，利用對輥?zhàn)拥膲毫_(dá)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(jī)的核心部件,其設(shè)計(jì)參數(shù)是否合理,對切碎設(shè)備的切碎質(zhì)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(jié)構(gòu)緊湊、刀片制造方便、便于刃磨安裝、切割省力、負(fù)荷均勻及秸稈相對刃線不打滑等特點(diǎn)。綜合各種切碎形式和點(diǎn),目前切碎器技術(shù)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(dòng)刀片的刀刃是螺旋線,定刀刃具有直線刀刃,安裝時(shí)與動(dòng)刀刀刃繞軸旋轉(zhuǎn)形成圓柱面的母線相平行,可以保證相等的切割間隙;動(dòng)刀屬于等滑切角切刀,它具有工作負(fù)荷均勻、機(jī)器振動(dòng)小的顯著特點(diǎn)。滾筒在較低轉(zhuǎn)速時(shí),仍可獲得較短的切碎段,但缺點(diǎn)是刀片的制造、刃磨和間隙調(diào)整比較麻煩,不易保證切割質(zhì)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(jié)構(gòu)簡單緊湊,動(dòng)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(dòng)刀片刃線回轉(zhuǎn)形成的軌跡是一個(gè)旋轉(zhuǎn)單葉雙曲面。其定刀的正確安裝位置只有一個(gè),為某一轉(zhuǎn)角時(shí)動(dòng)刀刃線的共軛線,如果偏離了這個(gè)位置,就會引起刀片間隙兩端小、中間大,導(dǎo)致切割質(zhì)量嚴(yán)重下降.平板滾刀式切碎器動(dòng)、定刀都是平直的,但是動(dòng)刀刃線實(shí)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(shè)計(jì)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(diào)整方便。根據(jù)秸稈高效切碎的需要,本文設(shè)計(jì)采用平板滾筒式切碎器。
3.4總裝配圖的設(shè)計(jì)
4 性能指標(biāo)和技術(shù)參數(shù)
外型尺寸：1500mm×1100mm×800mm
生產(chǎn)率：8t/h
適用對象：棉桿類硬莖桿
切碎粒度：2~10mm
主軸轉(zhuǎn)速：980r/min
刀具轉(zhuǎn)速：625r/min
電機(jī)型號：Y225M-6
電機(jī)功率：30KW
棉稈密度：275Kg/m3
各裝置的參數(shù)選擇與計(jì)算
5 各裝置的參數(shù)選擇與計(jì)算
5.1 壓輥工作參數(shù)的確定和計(jì)算
對輥式破碎機(jī)的運(yùn)動(dòng)機(jī)理與輥壓機(jī)相似：是由兩個(gè)速度相同，輥面平整（或是齒形輥面），轉(zhuǎn)動(dòng)方向相反的輥?zhàn)咏M成,其中一個(gè)輥?zhàn)庸潭ǎ硪粋€(gè)輥?zhàn)涌梢宰魉椒较虻幕瑒?dòng)。物料由輥?zhàn)由喜课沽峡谛断拢M(jìn)入輥間的縫隙內(nèi)。給活動(dòng)輥以一定的作用力，物料受壓而粉碎。
5.1.1 輥?zhàn)又睆?
輥?zhàn)又睆脚c給料粒度、排料口寬度、物料與輥面之間的摩擦系數(shù)，以及齒面類型等因素有關(guān)，對于光面輥?zhàn)樱淅碚摴娇梢酝频饺缦拢?
輥?zhàn)又睆脚c給料粒度之間的關(guān)系，主要取決于鉗角與摩擦角?；蚰Σ料禂?shù)之間的關(guān)系（見圖2.2）。設(shè)給料為球形，通過物料與輥?zhàn)拥慕佑|點(diǎn)作切線，兩條切線之間出夾角為（鉗角），輥?zhàn)釉谖锪仙系恼龎毫橐约坝伤鸬哪Σ亮?。而料塊的重量較之作用力小得多，故可忽略不計(jì)。
圖3 輥式破碎機(jī)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(gè)相向運(yùn)動(dòng)的輥?zhàn)泳砣肫扑榍唬?
2
或
式中為摩擦角，通?！?.3，≈，≈
由直角三角形關(guān)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(jī)的/≈1.5～6，/比值較光面輥式破碎機(jī)的比值小，其值視齒形及齒高而定，使用正常齒時(shí)，/≈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?zhàn)娱g的摩擦系數(shù)為0.250.45，由于棉桿為硬質(zhì)材料，故取輥?zhàn)颖砻纨X面為正常齒形，由前知使用正常齒時(shí)，/≈1.5～6,故=30300mm，取=170mm.
5.1.2 鉗角
物料與兩棍子接觸點(diǎn)的切線夾角為鉗角。鉗角的極限值可以從輥?zhàn)又睆接?jì)算中得出α≤2μ0（μ0為兩棍子之間的摩擦角），即鉗角應(yīng)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(shù)f取0.3，相應(yīng)最大鉗角為33o20'，實(shí)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?zhàn)拥霓D(zhuǎn)速v
由生產(chǎn)能力的計(jì)算公式可以得出，提高輥?zhàn)拥霓D(zhuǎn)速，可提高生產(chǎn)能力。但是在實(shí)際生產(chǎn)中，轉(zhuǎn)速的提高有一定的限度，超過此限度，落在轉(zhuǎn)輥上的料塊在較大的離心慣性力的作用下，就不易鉗進(jìn)轉(zhuǎn)輥之間。這時(shí)，生產(chǎn)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(jī)械振動(dòng)增大。由資料查的，棉桿密度約為275kg/cm3，摩擦系數(shù)f=0.3，棉桿直徑取d=40mm，輥?zhàn)又睆?170mm。
根據(jù)物料在輥?zhàn)由系碾x心慣性力與各作用力的平衡條件，可得出當(dāng)破碎比i≈4時(shí)，光面輥式破碎機(jī)的極限轉(zhuǎn)速為：
nmax=616fρd=616×0.3275X10-4×4×17r/min=2467 r/min
實(shí)際上，為了減小破碎機(jī)的振動(dòng)與輥?zhàn)颖砻娴哪p，輥?zhàn)愚D(zhuǎn)速取為n=（0.40.7）nmax（r/min）
光面輥?zhàn)尤∩舷拗挡勖媾c齒面輥?zhàn)觿t取下限值，輥?zhàn)拥暮侠磙D(zhuǎn)速一般通過實(shí)驗(yàn)確定。目前，使用的輥式破碎機(jī)，輥?zhàn)拥膱A周速度在0.5～3之間，對于硬質(zhì)物料，取1～2；對于軟質(zhì)物料可達(dá)6～7。所以對于齒面輥?zhàn)?，其轉(zhuǎn)速
nmax=2467 ×0.4 r/min=987 r/min 此即為齒面輥?zhàn)拥臉O限轉(zhuǎn)速。
對于棉桿這種硬質(zhì)物料，輥?zhàn)訄A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(zhuǎn)速為987 r/min，遠(yuǎn)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?zhàn)娱g的中心距為a=170+（4~12.5）mm=174182.5mm。
5.1.4 輥?zhàn)娱L度的計(jì)算
有破碎機(jī)生產(chǎn)能力計(jì)算公式
Q=188KsL1e'?n1ρ0
式中L1——輥?zhàn)佑行чL度，。對光面輥?zhàn)覮=L1（為輥長）；對齒面或槽面輥，當(dāng)e'值取破碎機(jī)的齒輥間距時(shí)，L1=(0.5～0.6)L；當(dāng)值取破碎產(chǎn)品的最大粒度時(shí)，L1=L；
e'——工作時(shí)排料口寬度，。對堅(jiān)硬物料，值為空載時(shí)兩輥間距的倍，一般情況，值可近似取產(chǎn)品的最大粒度（即=dmax=20mm）；
Ks——松散系數(shù)，對中硬物料，破碎比i=4，進(jìn)料粒度為破碎機(jī)最大進(jìn)料粒度的80%～100%時(shí)，取0.25～0.45；i小時(shí)，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(shè)計(jì)任務(wù)書可知老師給出的作業(yè)效率（即生產(chǎn)率）為20畝/小時(shí)，棉桿約2.5畝/噸，計(jì)算的作業(yè)效率8t/h 。在其他條件已知前提下，輥?zhàn)拥挠行чL度L2可由下式計(jì)算
L2=P2188Kse'?n1ρs=8188×0.3×0.02 ×0.17×225×0.275m=674mm
即輥?zhàn)拥挠行чL度L2=674mm。
5.1.5 軸功率P計(jì)算
軸功率P的計(jì)算公式為
P2=KNP
其中KN為每噸產(chǎn)品的功耗，kw/t，由破碎與篩分機(jī)械設(shè)計(jì)選用手冊表 2-30中知，滾壓棉桿時(shí)KN=1.03kw,由公式得P2=1.03×8=8.24kw
5.2 喂入輥工作參數(shù)的確定與計(jì)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?zhàn)愚D(zhuǎn)速v輥?zhàn)娱L度L均相同。由于從喂入輥進(jìn)入的棉桿直徑可能達(dá)50mm左右，考慮到喂入輥只是起到導(dǎo)入作用而不是滾壓作用，當(dāng)喂入量過大時(shí)，下喂入輥固定，上喂入輥可以上下浮動(dòng)，最大浮動(dòng)量e取為50mm，這樣可以防止喂入棉桿過厚時(shí)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(shù)確定于計(jì)算
平板滾筒式切碎裝置主要由切碎滾筒體，動(dòng)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(dòng)作之間喂入裝置的進(jìn)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(zhuǎn)速n3和切碎器上動(dòng)刀片數(shù)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(zhuǎn)速( r/m in) ;
z— 切碎器上的動(dòng)刀片數(shù)。
在式(1)中, 切碎器轉(zhuǎn)速n應(yīng)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(zhuǎn)速的改變來調(diào)節(jié)切碎段長度。調(diào)節(jié)切碎段的方法主要是改變喂入速度 vw 和刀片數(shù)z。本設(shè)計(jì)喂入輥外圓直徑蠒= 130mm, 喂入輥轉(zhuǎn)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(gè)喂入輥, 上喂入輥可以隨喂入量的大小上下浮動(dòng), 由壓簧壓緊, 使喂入的物料始終處于壓實(shí)狀態(tài); 下喂入輥采用光輥結(jié)構(gòu)固定在機(jī)架上, 只能轉(zhuǎn)動(dòng),不能移動(dòng), 這樣有利于切碎, 并可保證切碎質(zhì)量); 切碎滾筒轉(zhuǎn)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(shù), 一般取0.05~0.07, 設(shè)計(jì)取值為0.05。只有當(dāng)棉桿垂直地喂入, 實(shí)際切碎長度方能接近理論切碎長度。當(dāng)切碎晾曬后的作物或其它未排列好的秸稈時(shí), 實(shí)際切碎長度可能平均比理論調(diào)節(jié)值大一倍, 其中包括一些比理論調(diào)節(jié)值長數(shù)倍的切段。具體確定切碎長度應(yīng)遵循這樣的原則: 粗硬棉桿應(yīng)切得更短, 細(xì)軟棉桿可稍長些。本設(shè)計(jì)以棉桿為目標(biāo)切碎物料, 設(shè)計(jì)理論切碎長度8mm。
5.3.2 切碎滾筒有關(guān)參數(shù)的確定
設(shè)計(jì)選用直拋式平板型滾刀式切碎器, 它的平板式動(dòng)刀和拋送板安裝在一起, 不需要另設(shè)拋送器, 拋送能力強(qiáng)。平板形動(dòng)刀在滾筒體上的結(jié)構(gòu)參數(shù), 如圖3所示。
圖4 平板形動(dòng)刀在滾筒體上的結(jié)構(gòu)參數(shù)
（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(biāo)系中(坐標(biāo)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(jié)構(gòu)參數(shù)間的關(guān)系可表示為
Z tanα= R sin?α
式中 Z—刀刃上A 點(diǎn)的坐標(biāo)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(diǎn)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(shè)計(jì)中， 角的選取應(yīng)在保證能拋送切碎物的前提下, 盡量大些。多次試驗(yàn)驗(yàn)證, 安裝前傾角取50。，可以同時(shí)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(zhuǎn)軸線的轉(zhuǎn)角, 由于受平板刀切碎滾筒的結(jié)構(gòu)限制, 一般取= 4。~ 7。， 試驗(yàn)驗(yàn)證取值=6。。
（3） 滑切角的確定
滑切角指刀片上某點(diǎn)的速度矢量與該點(diǎn)刃口曲線法平面之間的夾角。滑切角的大小直接影響動(dòng)刀的切割阻力矩的大小, 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(dāng)切割層變厚時(shí), 摩擦力增大, 此時(shí)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(shí), 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(qiáng)度, 經(jīng)過試驗(yàn)研究, 本機(jī)選用刃角為25。。
（5）推擠角和摩擦角
切碎器動(dòng)刀刃(或其切線) 與定刀刃(或其切線)在切割點(diǎn)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—?jiǎng)拥秾γ迼U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(shù)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(yīng)大于喂入口寬度20～60mm。根據(jù)前面得到的喂入口寬度L1=700mm，考慮到切割滾筒與機(jī)架等部件的結(jié)構(gòu)關(guān)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(shí)，棉桿由喂入輥壓縮并夾持送入，棉桿壓縮后的厚度與生產(chǎn)率有關(guān)。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(shí)將首先被動(dòng)刀向外推送，處于中間面的棉桿被動(dòng)刀直接切割；而中間面以下的棉桿被動(dòng)刀向內(nèi)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(shí)，動(dòng)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(shí)，動(dòng)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(guān)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(dòng)刀在切割棉桿時(shí)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(zhuǎn)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(dòng)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(shù)據(jù)代入上式，得出H=26mm 。
5.4 電動(dòng)機(jī)的選擇
根據(jù)畢業(yè)設(shè)計(jì)任務(wù)書中整機(jī)功率35kw，且切碎部分和喂入輥壓部分軸的最高轉(zhuǎn)速為625r/min，據(jù)此選擇電動(dòng)機(jī)型號為Y225M-6，其主要參數(shù)如下表所示
表1 Y225M-6電動(dòng)機(jī)主要參數(shù)
型號
額定功率 ?
滿載時(shí)
堵轉(zhuǎn)電流
────
額定電流
堵轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩
────
額定轉(zhuǎn)矩
最大轉(zhuǎn)矩
────
額定轉(zhuǎn)矩
轉(zhuǎn)動(dòng)慣量
kgm2
重量 B3
kg
kW
Hz
轉(zhuǎn) 速
r/min
電 流380V
( A )
電 流
220V
( A )
效率
%
功率因數(shù) cosφ
同步轉(zhuǎn)速 1000轉(zhuǎn)/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(shè)計(jì)計(jì)算
考慮到棉稈切碎時(shí)對軸的沖擊較小，工作過程比較穩(wěn)定等實(shí)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(jì)算聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩
考慮可能出現(xiàn)過載現(xiàn)象，故應(yīng)當(dāng)按軸上的最大轉(zhuǎn)矩作為計(jì)算轉(zhuǎn)矩，按以下公式
Tca=KAT
式中T為公稱轉(zhuǎn)矩，Nm，KA為工作情況參數(shù)（見機(jī)械設(shè)計(jì)表14-1）。
對于棉桿切碎的工作情況選KA=1.5.
公稱轉(zhuǎn)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(shù)如下表所示
表2 GY6聯(lián)軸器主要參數(shù)
型號
公稱轉(zhuǎn)矩
/N·m
許用轉(zhuǎn)速
/（r/min）
軸孔直徑
d1、d2
軸孔長度L
D
D1
轉(zhuǎn)動(dòng)慣量
/kg·m2
質(zhì)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(jī)轉(zhuǎn)速n=980r/min,輪轉(zhuǎn)速（即切碎軸轉(zhuǎn)速）n3=625r/min，所以減速器的傳動(dòng)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(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算
鏈傳動(dòng)是一種撓性傳動(dòng)，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(yùn)動(dòng)和動(dòng)力。與摩擦型的帶傳動(dòng)相比，鏈傳動(dòng)無彈性滑動(dòng)和整體打滑現(xiàn)象，因而能保持準(zhǔn)確的平均傳動(dòng)比，傳動(dòng)效率高；張緊時(shí)作用于軸上的徑向壓力較小，結(jié)構(gòu)較緊湊；能在高溫及速度較低的情況下工作；鏈傳動(dòng)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(yuǎn)，低速重載，工作環(huán)境惡劣，以及其他不宜用齒輪傳動(dòng)的地方。
5.7.1 選擇鏈齒輪齒數(shù)
取小鏈輪齒數(shù)z=23，大鏈輪的齒數(shù)z。
確定計(jì)算功率：
由濮良貴《機(jī)械設(shè)計(jì)》第八版表9-6（下同）查得，由圖9-13查得，單排鏈，則計(jì)算功率為
5.7.2 選擇鏈條型號和節(jié)距
根據(jù)及，查圖9-11可選20A（參數(shù)如下圖）。查表9-1得節(jié)距為P=31.75mm。
表3 20A鏈條主要參數(shù)
5.7.3 計(jì)算鏈節(jié)數(shù)和中心距
初選中心距。取。相應(yīng)的鏈長節(jié)數(shù)為：
取鏈長節(jié)數(shù)節(jié)。
查表得到中心距計(jì)算系數(shù)，則鏈傳動(dòng)的最大中心距為：
5.7.4 計(jì)算鏈速v，確定潤滑方式
由v=7.61m/s和鏈號20A,查圖可知應(yīng)采用油池潤滑或油盤飛濺潤滑。
5.7.5 計(jì)算壓軸力FP
有效圓周力為：
鏈輪垂直布置時(shí)的壓軸力系數(shù)，
則壓軸力為
5.7.6 滾子鏈鏈輪的結(jié)構(gòu)和材料
鏈輪由輪齒、輪緣、輪輻和輪轂組成。鏈輪設(shè)計(jì)主要是確定其結(jié)構(gòu)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(dòng)的主要零件。國家標(biāo)準(zhǔn)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(jì)算公式見表5.11。
圖6 鏈輪端面齒形
表4 鏈輪齒形參數(shù)
名稱
符號
計(jì)算結(jié)果/mm
齒側(cè)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(shù)和主要尺寸
鏈輪的基本參數(shù)是配用鏈條的節(jié)距p，套筒的最大外徑d1，排距pt和齒數(shù)z。鏈輪的主要尺寸如下表所示:其中，dk=40mm
圖7 單排鏈輪結(jié)構(gòu)圖
表5 單排鏈輪主要尺寸
名稱
符號
計(jì)算公式及結(jié)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(jié)構(gòu)尺寸及結(jié)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(shù)和主要尺寸
圖8 雙排鏈輪結(jié)構(gòu)圖
表6雙排鏈輪的主要尺寸
名稱
符號
結(jié)構(gòu)尺寸結(jié)果/mm
腹板厚度
t
14.3
輪轂長度
l
l =4h=4×21.4=85.6
其余結(jié)構(gòu)尺寸
與單排鏈輪相同
(4) 鏈輪的結(jié)構(gòu)
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(qiáng)度。由于小鏈輪輪齒的嚙合次數(shù)比大鏈輪多，所受沖擊也較大，故小鏈輪應(yīng)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(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)算
5.8.1 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)
(1)按簡圖所示的傳動(dòng)方案，選用直齒圓柱齒輪傳動(dòng)。
(2)運(yùn)輸機(jī)為一般工作機(jī)器，速度不高，故選用7級精度(GB10095-88)。
(3)材料選擇。由《機(jī)械設(shè)計(jì)》表10-1選擇小齒輪材料為45Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。
(4)選小齒輪齒數(shù)，則大齒輪齒數(shù)
5.8.2 初步設(shè)計(jì)齒輪主要尺寸
(1) 設(shè)計(jì)準(zhǔn)則:先由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算，再按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核。
(2) 按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)，即
確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值
Ⅰ.試選載荷系數(shù)。Kt=1.3
Ⅱ.計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩
Ⅲ.由《機(jī)械設(shè)計(jì)》表10-7選取齒寬系數(shù)
Ⅳ.由《機(jī)械設(shè)計(jì)》表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)。
Ⅴ.由《機(jī)械設(shè)計(jì)》圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限
；大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限。
Ⅵ.計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)
Ⅶ.由《機(jī)械設(shè)計(jì)》圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)；。
Ⅷ.計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力
取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1
2>.計(jì)算
Ⅰ. 試算小齒輪分度圓直徑，代入中較小的值。
Ⅱ.計(jì)算圓周速度。
Ⅲ.計(jì)算齒寬。
Ⅳ.計(jì)算齒寬與齒高之比
模數(shù)
齒高
Ⅴ.計(jì)算載荷系數(shù)
根據(jù)，7級精度，由《機(jī)械設(shè)計(jì)》圖10-8查得動(dòng)載系數(shù)；
直齒輪，；
由《機(jī)械設(shè)計(jì)》表10-2查得使用系數(shù)；
由《機(jī)械設(shè)計(jì)》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(shí)，；
由，查《機(jī)械設(shè)計(jì)》圖10-13得
故載荷系數(shù)
Ⅵ.按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑
Ⅶ.計(jì)算模數(shù)
(3).按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)
彎曲強(qiáng)度的設(shè)計(jì)公式
1>.確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值
Ⅰ.由《機(jī)械設(shè)計(jì)》圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限；大齒輪的彎曲強(qiáng)度極限；
Ⅱ.由《機(jī)械設(shè)計(jì)》圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)，；
Ⅲ.計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力；
取彎曲疲勞安全系數(shù) S=1.4，有
Ⅳ.計(jì)算載荷系數(shù)；
Ⅴ.查取齒形系數(shù)；
由《機(jī)械設(shè)計(jì)》表10-5查得；
Ⅵ.查取應(yīng)力校正系數(shù)；
由《機(jī)械設(shè)計(jì)》表10-5查得；
Ⅶ.計(jì)算大、小齒輪的并加以比較；
大齒輪的數(shù)值較大。
Ⅷ.設(shè)計(jì)計(jì)算
對比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)，由于齒輪的模數(shù)的大小主要取決于彎曲強(qiáng)度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關(guān)，可取由彎曲強(qiáng)度算得的模數(shù)3.23mm并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值，按接觸強(qiáng)度算得的分度圓直徑，算出小齒輪齒數(shù)
大齒輪齒數(shù)，取。
這樣設(shè)計(jì)出的齒輪傳動(dòng)，既滿足了齒面接觸疲勞強(qiáng)度，又滿足了齒根彎曲疲勞強(qiáng)度，并做到結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費(fèi)。
(4).幾個(gè)尺寸計(jì)算
1>.計(jì)算分度圓直徑
2>.計(jì)算中心距
3>.計(jì)算齒輪寬度
取，。
(5).結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)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(jié)構(gòu)的齒輪為宜。其他有關(guān)尺寸按《機(jī)械設(shè)計(jì)》圖10-41薦用的結(jié)構(gòu)尺寸設(shè)計(jì)，并繪制大齒輪零件圖如下。
圖9 腹板式齒輪結(jié)構(gòu)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(jié)構(gòu)，不宜與軸進(jìn)行安裝，故采用齒輪軸結(jié)構(gòu)，其零件圖見滾動(dòng)軸承和傳動(dòng)軸的設(shè)計(jì)部分。
5.9切碎軸的設(shè)計(jì)
5.9.1 求切碎軸上的功率,轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩T3
由上可知P3=Pη1η2=30脳0.902脳0.98kw=26.5kw
其中 P ——電機(jī)輸出功率，單位kW
1——聯(lián)軸器的傳遞效率
2——減速器的傳動(dòng)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(jù)《機(jī)械設(shè)計(jì)》表15-3，取，于是
，由于鍵槽的影響，故
5.9.4 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)
圖10 切碎軸示意圖
（1).根據(jù)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(yīng)，由于此處為雙排鏈輪，根據(jù)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(cè)面接觸，故Ⅱ-Ⅲ段的長度應(yīng)比略短一些，取，比略大，故取為。
2).初步選擇滾動(dòng)軸承。
因軸承同時(shí)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(jù)，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(yīng)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(jīng)計(jì)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(nèi)壁的距離，考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動(dòng)軸承位置時(shí)，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離，取，已知滾動(dòng)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(jī)械設(shè)計(jì)》表6-1查得平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為，同時(shí)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(dòng)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(jī)械設(shè)計(jì)》表15-2，取軸端圓角。
5.10 固定壓輥軸的設(shè)計(jì)
5.10.1求固定壓輥軸上的功率,轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)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(jù)《機(jī)械設(shè)計(jì)》表15-3，取，于是
,由于鍵槽的影響，
5.10.4 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)
圖11 固定壓輥軸結(jié)構(gòu)示意圖
（1).根據(jù)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(yīng)，根據(jù)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(dòng)軸承。
因軸承同時(shí)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(jù)，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(yīng)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(jīng)計(jì)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(nèi)壁的距離，考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動(dòng)軸承位置時(shí)，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離，取，已知滾動(dòng)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(cè)面接觸，故Ⅱ-Ⅲ段的長度應(yīng)比略短一些，為了從壓輥出來的棉桿能夠完全從切刀處進(jìn)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(jì)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(jī)械設(shè)計(jì)》表6-1查得平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為，同時(shí)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(dòng)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(jī)械設(shè)計(jì)》表15-2，取軸端圓角。
5.11 固定喂入輥軸和浮動(dòng)壓輥軸的設(shè)計(jì)
由于固定喂入輥軸和浮動(dòng)壓輥軸在結(jié)構(gòu)上和所裝零件完全相同。故可作為一種軸設(shè)計(jì)。
5.11.1 求固定喂入輥軸上的功率、轉(zhuǎn)速、和轉(zhuǎn)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(jù)《機(jī)械設(shè)計(jì)》表15-3，取，于是
,由于鍵槽的影響，
5.11.4 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)
圖12 固定喂入輥軸結(jié)構(gòu)圖
（1).根據(jù)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(yīng)，根據(jù)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(dòng)軸承。
因軸承同時(shí)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(jù)，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(jīng)計(jì)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(jì)算可取=92，為了保證螺釘和端蓋能密切地和鏈輪側(cè)面接觸，故Ⅱ-Ⅲ段的長度應(yīng)比略短一些，為了從壓輥出來的棉桿能夠完全從切刀處進(jìn)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(jì)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(jī)械設(shè)計(jì)》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(dòng)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(jī)械設(shè)計(jì)》表15-2，取軸端圓角。
5.12 浮動(dòng)喂入輥軸設(shè)計(jì)計(jì)算
由于前面的計(jì)算，浮動(dòng)喂入輥軸與固定喂入輥軸的設(shè)計(jì)類似，這里不再贅述計(jì)算過程，只給出計(jì)算結(jié)果和草圖如下所示：
圖13 浮動(dòng)喂入輥軸設(shè)計(jì)圖
5.13 彈簧的設(shè)計(jì)
承受壓力最大的應(yīng)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(jù)工作條件選擇材料并確定其許用應(yīng)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(xiàn)選用Ⅲ組碳素彈簧鋼絲。并根據(jù) 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(qiáng)度極限>暫選σB=1520MPa，則根據(jù)表16-2可知[τ]＝0.5σB＝0.5×1520 MPa＝760 MPa。
5.13.2 根據(jù)強(qiáng)度條件計(jì)算彈簧鋼絲直徑
現(xiàn)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(jì)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(biāo)準(zhǔn)直徑d＝3.8mm。此時(shí)D2＝18mm,為標(biāo)準(zhǔn)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(jù)剛度條件，計(jì)算彈簧圈數(shù)n.
彈簧剛度為
由表<彈簧常用材料及其許用應(yīng)力>取G=79000MPa,彈簧圈數(shù)n為
取n＝11圈； 此時(shí)彈簧剛度為
kp=10.56×16.8/11 N/mm =16.12 N/mm
5.13.4 驗(yàn)算
1） 彈簧初拉力
P0=P1-kPλ1=180-16.12×7.5 N=59.1 N
參考文獻(xiàn)
初應(yīng)力τ0'，得
當(dāng)C＝5.62時(shí)，可查得初應(yīng)力τ0'的推茬值為65～150MPa，故此初應(yīng)力值合適。
2）極限工作應(yīng)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(jìn)行結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)
選定兩端鉤環(huán)，并計(jì)算出全部尺寸。
6 機(jī)架的設(shè)計(jì)
機(jī)架和箱體等零件，在一臺機(jī)器的總質(zhì)量中占有很大的比例，同時(shí)在很大程度上影響著機(jī)器的工作精度及抗振性能。所以正確選擇機(jī)架和箱體等零件的材料和正確設(shè)計(jì)其結(jié)構(gòu)形式及尺寸，是減小機(jī)器質(zhì)量、節(jié)約金屬材料、提高工作精度、增強(qiáng)機(jī)器剛度及耐磨性等的重要途徑。
機(jī)架對剛度要求較高，同時(shí)兼顧考慮經(jīng)濟(jì)性，機(jī)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(jī)架部分地方需要安裝軸承的部件，所以傳動(dòng)裝置那一部分的機(jī)架采用肋板式布置，這樣不但增加強(qiáng)度和剛度，而且避免材料的浪費(fèi)?？紤]到零件的安裝和傳動(dòng)裝置的配置，現(xiàn)將箱體設(shè)計(jì)為上中下三部分，具體機(jī)架和箱體的尺寸見裝配圖。
7 結(jié)論
本論文全面闡述了棉稈滾壓粉碎裝置的設(shè)計(jì)意義，國內(nèi)外棉桿粉碎機(jī)的發(fā)展，通過比較以往不同粉碎機(jī)的利弊，在科學(xué)分析和參閱很多資料基礎(chǔ)上，確定了各部件參數(shù)，提出了關(guān)于本設(shè)計(jì)的總體設(shè)計(jì)方案。本機(jī)主要由輸送裝置，喂入滾壓裝置，切碎裝置和機(jī)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?zhàn)訕?gòu)成，通過輥?zhàn)訉伡爸行木嗟牟煌瑏磉_(dá)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(diǎn)是動(dòng)、定刀都是平直的,但是動(dòng)刀刃線實(shí)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(shè)計(jì)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(diào)整方便。本機(jī)的主要傳動(dòng)方式為鏈條傳動(dòng)和齒輪傳動(dòng)，二者都具有極強(qiáng)的穩(wěn)定性。
致謝
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