生物质秸秆切碎机设计设计

生物质秸秆切碎机设计设计
目录
摘要 (1)
关键词 (1)
1绪论 (2)
1.1课题研究的背景和意义 (2)
1.2我国秸秆切碎机的发展 (2)
1.2.1我国切碎机的技术发展状况 (2)
1.2.2我国切碎机生产企业的状况 (3)
1.3设计要求 (3)
2秸秆切碎机的整体设计 (3)
2.1设计方案的选择 (3)
2.1.1切碎机的主要种类 (3)
2.1.2秸秆切碎机的整体设计 (4)
2.2预期结果 (5)
3主要技术参数的确定和计算 (6)
3.1飞刀数量的确定 (6)
3.2飞刀伸出量的确定 (7)
3.3电动机的选型 (8)
4主要部件的设计计算 (8)
4.1带传动的设计计算 (8)
4.1.1切碎机主轴V带传动的计算 (8)
4.1.2减速器V带轮的计算 (10)
4.1.3带轮的设计 (12)
4.2减速器的设计 (13)
4.2.1减速器的计算 (13)
4.2.2确定减速器的型号 (13)
4.3链传动的设计计算 (14)
4.3.1链传动的计算 (14)
4.3.2链轮的基本参数和主要尺寸 (15)
4.4切碎机主轴的设计计算 (15)
4.4.1切碎机主轴的计算 (15)
4.4.2切碎机主轴的结构设计 (16)
4.4.3切碎机主轴的校核 (17)
4.4.4滚动轴承的校核 (20)
4.5输料机构的设计 (21)
4.5.1输料压辊的设计 (21)
4.5.2进料槽的设计 (22)
4.6刀盘部分的设计 (22)
4.6.1动刀的设计 (22)
4.6.2锤片的设计 (22)
5其他辅助部件的设计 (24)
5.1搓板的设计 (24)
5.2出料斗的设计 (24)
5.3机架的设计 (24)
6总结 (24)
参考文献 (25)
致谢 (25)
附录 (26)
生物质秸秆切碎机设计
摘要：目前，农作物秸秆及牧草类等粗纤维青物料粉碎加工多采用普通粉碎机，生产效率较低，能耗高，不能达到粉碎要求，大部分的农作物秸秆没有被利用，使得秸秆作为饲料的数量较少，从而加剧了畜牧业对粮食的依赖，使畜牧业的发展受到了一定程度的限制。

因此研制秸秆和牧草等青物料加工机械存在着客观的必要性。

本文主要介绍了秸秆类青物料粉碎机的设计思想、设计方案、主要零部件的设计要点、性能参数的确定以及本机的工作原理。

关键词：秸秆；揉搓；切碎机；
Design of Biomass Straw Shredding Machine
Abstract：At present, crops straw and grass crude fiber, such as green material crushing processing use ordinary crusher more, the production efficiency is low, the high energy consumption, cannot achieve crushing requirements, most of the crops straw were not used, make straw as the small number of feed, adding to the livestock for food dependence on the development of animal husbandry by a certain degree of restriction. So the straw and green grass and developed materials processing machinery there an objective necessity. Therefore, mainly
introduced the straw kind of green material crusher design, design scheme, main points of design, performance parts of parameters and its principle of work.
Key words: Staw；Rub；Grinder；
1 绪论
1.1 课题研究的背景和意义
随着畜牧业的发展,实行农牧结合,秸秆养畜,形成节粮型的畜牧业结构是符合我国国情的畜牧业发展的有效途径。

我国农村具有丰富的秸秆资源,秸秆切割的加工机械也得到广泛的应用。

这些机械能扩大饲料来源,改善秸秆品质,避免粗饲料茎秆部分不被采食而浪费。

但现有的秸秆切碎机械,尚缺乏结构简单、使用方便、价格低廉、适合于广大农民个体使用的机型。

我国农作物秸杆数量大、种类多、分布广，每年农作物秸杆产量有7亿吨左右，加上我国草场资源丰富，每年生产牧草近2亿吨。

我国每年有数百亿斤饲料粮食和数千亿斤农作物秸秆被粉碎加工成饲料。

饲料工业已经发展成为国民经济中不可缺少的重要基础产业。

而绝大部分生物质原料在开发利用前期都需要进行粉碎加工处理，以便进一步加工利用。

秸杆粉碎机或切碎机的研制在国内外已有几十年的历史，主要集中在饲料粉碎和农作物秸杆切碎等方面。

目前，市场上秸杆切碎机大多由筒状机壳、铡刀叫成、压草辊、输草带等部件组成，当生物秸杆切成小段后，再由铡刀总成的风叶扇出出料口。

但切碎的小段很难达到一厘米以下，特别是对于园林花卉的青饲堆肥不适用；但如果切碎后再进行粉碎成粉末就会增加劳动强度且生产效率低。

为了解决以上难点，设计制造出一种小型多功能秸杆切碎机以克服以上缺点。

该秸秆切碎机带有锤片和揉搓板，具有粉碎揉切功能。

1.2 我国秸秆切碎机的发展
1.2.1 我国切碎机的技术发展状况
20 世纪 90 年代以来 ,我国饲料机械行业中以江苏溧阳粮机厂、江苏扬州粮机厂为代表的企业适应改革潮流 ,先后组建了江苏正昌集团和江苏牧羊集团。

这些企业大胆引进国外先进技术和设备 ,根据当前国际上饲料粉碎机发展的潮流 ,先后开发生产160～200kW的水滴型切碎机、立轴式切碎机 ,冠以水滴王、冠军、优胜等名称。

如其中的水滴型切碎机采用了有利于提高效率的水滴
型粉碎室 ,锤筛间隙可调 ,实现了粗细微粉碎 ,还可以实现自动负荷控制等特点。

我国企业最新研制开发的横宽形振动筛锤片式切碎机 ,它是由电动机、多层筛体（筛体分内层筛和外层筛）、振动器、机体等组成。

具有饲料的粗粉碎和超细粉碎两者可以通用，效率高、粉粒比较均匀、对水分较高的原料和含纤维的原料有较好的适应性、易损件筛片寿命长，锤片更换周期长等优点。

1.2.2 我国切碎机生产企业的状况
目前 ,我国饲料切碎机的生产企业约有 300多家 ,生产的产品品种、规格齐全 ,能基本满足我国畜牧、水产养殖业发展的需要 ,但还有一些有特殊要求的饲料粉碎机和特大功率的机型 ,仍然需要从国外进口。

我国现在生产的许多规格的产品已经能替代进口产品 ,在主要的技术指标已经接近国际先进水平 ,而且在价格上有很大的优势。

在我国生产的各种机型都有不同数量的出口 ,其中小型粉碎机的出口批量较大 ,主要销往东南亚、非洲等第三世界国家。

现在国内生产切碎机企业的经济性质主要有股份制、集体、三资、私营（即个体作坊式）的企业其中很大一部分是由那些成立于五六十年代的各地农机修造企业 ,通过转制而成的股份制或私营企业。

还有一部分是在近几年里迅速崛起的私营企业。

在粉碎机行业中绝大部分都是小型企业只有部分能根据市场需求来调整产品结构 ,并具有自主开发能力 ,能下力气进行技术改造的企业 ,成为了行业中的龙头企业 ,如江苏正昌集团、江苏牧羊集团。

其余大部份企业 ,还只是在生产一些老型号的产品 ,有些是维持状况 ,有些就走下坡路 ,难于维持生机。

1.3 设计要求
根据秸秆切碎加工原理，研究设计试制秸秆切碎机具，克服现有切碎机中劳动强度大、工效低、不安全、切碎区域温度高、切刀易磨损、切碎长度受限等缺点，提供结构简单，使用方便安全，效率高，自动输料秸秆切碎长度可调，带有粉碎、揉切功能的多功能秸秆切碎装置。

设计的具体内容如下：1）采用盘刀式切割，获得较大的切割力；
2）采用入口喂入，并用带齿压辊输送至切口；
3）调整盘刀转速及输送链的速度可改变切碎秸杆的长度；
4）在刀盘上安装有垂片及揉切齿。

2 秸秆切碎机的整体设计
2.1 设计方案的选择
2.1.1 切碎机的主要种类
粉碎饲料有很多方法,如切碎、压碎、磨碎和击碎等。

由于饲料种类较多 ,特性不同 ,又要求一定粒度 ,多采用击碎的方法进行加工。

常用的切碎机有锤片式和爪齿式两大类。

（1）锤片式切碎机基本构造包括圆筒筛板、锤片转子、锤片和固定在锤片转子周围的冲击齿板。

其工作原理是将物料引入冲击齿板、筛板与旋转锤片之间的空间 ,利用锤片等对物料的打击和搓擦作用 ,将物料破碎成若干小粒 ,是一种冲击式粉碎设备。

工作时 ,被加工的物料进入粉碎室内 ,受到高速旋转的锤片的反复冲击、摩擦和在齿板上的碰撞 ,从而被逐步粉碎至需要的粒度通过筛孔漏下。

锤片式切碎机因其占地面积小、粉碎效率高、耗电量小等优点 ,在目前饲料工业中得到了广泛的普及应用。

（2）爪齿式切碎机是一种固定锤式切碎机。

它由料斗、定齿盘、动齿盘、筛子和机架等组成。

动齿盘、定齿盘和筛子构成粉碎室。

工作时 ,物料由料斗进入粉碎室 ,受到高速旋转的动齿的撞击 ,并进入动齿和定齿之间的间隙 ,又受到摩擦和碰撞。

在撞击和摩擦的反复作用下 ,物料被粉碎 ,并同时利用动齿盘旋转时形成的风压 ,将粉碎物通过筛孔从出料口吹出装袋。

这种切碎机有不同孔径的筛子供选用 ,以适应粉碎不同物料和粒度的要求。

2.1.2 秸秆切碎机的整体设计
分析两种类型的切碎机，各有优势，但考虑到本设计旨在设计出适合小型养殖场、专业户和个体农户要求的小型秸秆切碎机，为了满足园林花卉的青饲料、堆肥的需要，结合使用方便安全，结构简单，效率高的设计要求，选择锤片式切碎机。

（1）切碎机的整体结构，该切碎机由机架﹑电动机﹑大刀盘﹑输料压辊﹑长料斗﹑短料斗组成，具体组成是在机架上焊接有电机架，电机架上安装有电动机，电机上安装有四槽V带轮，四槽带轮分别用V带与主轴及减速箱连接，减速箱的输出轴同过链条及链轮连接，链轮通过坚守定螺钉固定在进料压辊上。

在机架上通过一组轴承座来支撑切碎机主轴，在主轴上安装有大刀盘，大刀盘前端安装有三组动刀，大刀盘后端安装有三组柔切板，大刀盘前后安有3组12块锤片，下筒为一便于出料的倾斜的结构，安装在机架上，下筒内安装有
一物料过滤网筛。

进料筒安装在筒盖上，在进料筒内框右边安装有一定刀。

（2）切碎的工作原理，启动开关、电动机转动，电动机通过V带轮同时带动主轴与减速器，主轴的转动从而带动大刀盘转动，大刀盘上的动刀及柔切板、锤片一起转动；另一路V带轮带动减速器，减速器输出轴链轮带动输草压辊链轮从而使输草压辊转动。

工作时，当人工地把秸秆放入长料输入料斗时，输料压辊通过辊上拔点拔入并压紧输进秸杆，秸杆就被飞速转动的动刀和进料斗下的定刀切断，断料落入圆筒中又被飞速转动的垂片垂打与揉拔板和揉搓板揉碎，切碎又经粉碎后的物料从过滤网筛漏下从出料口输出。

如果物料为短料，可从短料斗放入物料，物料进入筒内可被飞速转动的垂片及揉拔板和揉搓板粉碎后从过滤筛漏下，从出料口出料。

1.电动机
2.带轮
3.减速器
4.下筒
5.大带轮
6.机盖
7.短料斗
8.长料斗
9.输料压辊
图 1 切碎机的结构
Figure 1 The structure of the email
2.2 预期结果
本秸秆切碎机，结构紧凑合理，零件加工方便，操作简便，质量好，生产效率高，自动输料秸杆切碎长度可调，带有粉碎、揉切功能；减轻了劳动强度，改善了劳动条件，提高了劳动生产效率。

本切碎机的主要作用对象是生物质秸秆，调节定刀与动刀的间隙，可切碎2-20mm长的物料，更换不同规格的网筛，可加工不同规格的物料。

1.机架
2.电机架
3.电动机
4.皮带
5.输料压辊
6.揉搓板
7.动刀
8.锤片
9.减速器 10.出料口
图2 工作原理
图
Figure 2 Principle of work
3 主要技术参数的确定和计算
此处省略NNNNNNNNNNNN字。

如需要完整说明书和设计图纸等.请联系扣扣：九七一九二零八零零另提供全套机械毕业设计下载！该论文已经通过答辩
3.3 电动机的选型
考虑到设计的生物质秸秆切碎机适用对象为小型养殖场、专业户和个体农户,故电动机电压应选用220V.再考虑到所受的载荷不大,所需动力不是很大,选用小功率的电动机。

综合各方面因素,选用YL系列电动机[3]。

YL系列电动机是新型高效节能产品,具有体积小、容量大,起动及运转性能优越等特点,符合国际标准IEC的有关规定,并实现同一机座号单、三相异步电动机等级相同,提高了单、三相电动机的互换性和通用性,被广泛应用于冷冻机、泵、
风机、小型机床以及农副业和家用电器等方面。

选定电动机的型号为：YL801-4。

表1 电动机的主要参数
Table 1 Main parameters of motor
型号额定电压额定功率同步转速频率效率
YL801-4220V0.55KW1500r/min 50HZ 68%
4 主要部件的设计计算
4.1 带传动的设计计算
4.1.1 切碎机主轴V带传动的计算
根据参考资料[1]
表3得：选择带传动的传动比为i=3.4；电动机功率
P=0.55Kw；转速1n=1500/min
r
（1）确定计算功率P ca ,由参考资料表8-7查得工作情况系数 1.1A K =，故
ca A P K P ==1.1×0.55Kw =0.605Kw
(4)
（2）选择V 带的带型,根据P ca ﹑1n 由参考资料
[1]
图8-11确定选用Z 型
（3）确定带轮的基准直径d
d 并验算带速v
1）初选电动机带轮的基准直径1
d d 。

由参考资料[1]
表8-6和8-8，取电动机带轮的基准直径1
d d =71mm 。

2）验算带速v ，按参考资料[1]
式（8-13）验算带的速度
11
d 711440
/ 5.35/601000
601000
d n v m s m s
ππ⨯⨯=
=
=⨯⨯
(5)
因为5 /m s <v <30/m s
，故带速合适。

3）计算主轴大带轮的基准直径。

根据参考资料[1]
式（8-15a ），计算主轴大
带轮的基准直径2d d
21 3.471241.4d d d id mm mm
==⨯=
(6)
根据参考资料
[1]
表8-8，圆整为2d d =250mm。

（4）决定V 带的中心距a 和基准长度Ld
1)根据参考资料[1]
式（8-20），
120120.7()2()
d d d d d d a d d +≤≤+
(7)
初定中心距为0a =300mm 2）由参考资料
[1]
式（8-22）计算带所需的基准长度
2
2100120
()2()24d d d d d d d L a d d a π
-≈+++
(8)
2
(25071)2300(71250)24300
π
-=⨯+++≈
⨯1102.4
mm
由参考资料
[1]
表8-2选带的基准长度Ld =1120mm
3）计算实际中心距a
0011201102.430022d d L L a a mm --⎛⎫≈+
=+≈ ⎪⎝⎭
308.8mm
(9)
考虑到带轮的制造误差﹑带长误差﹑带的弹性以及因带的松弛而产生的补充张紧的需要，常给出中心距的变动范围
max 0.03d a a L =+=
342.4mm
(10)
min 0.015d a a L =-=
304.2mm
（5）验算电动机带轮上的包角1α
000
00
12157.357.3180()180(25071)146.690308.8
d d d d a α≈--=--≈≥ (11)
（6）计算带的根数z
1）计算单根V 带的额定功率r
P ，由1
d d =71mm 和1n =1500/min r ，查
参考资料[1]
表8-4a 得0
P =0.31Kw ；根据1n =1500/min r ，i=3.4和Z 型带，
查参考资料[1]表8-4b 得0
P ∆=0.03Kw ；查参考资料[1]
表8-5得包角修正系数
K α=0.91，表8-2得带长修正系数L K =1.08，于是
00()(0.310.03)0.91 1.08r L P P P K K Kw α=+∆⋅⋅=+⨯⨯=
0.33Kw
(12)
2）计算V 带的根数z
0.605
0.33
ca r P z P =
=
=1.83 (13)
取2根
（7）计算单根V 带初拉力的最小值0min ()F ,由参考资料[1]
表8-3得Z 型带
的单位长度质量q =0.06 /kg m
，所以
2
0min (2.5)()500
ca
K P F qv K zv
αα-=+
(14)
2(2.50.91)0.6055000.06 5.350.912 5.35-⨯⎡⎤
=⨯
+⨯=⎢⎥⨯⨯⎣⎦
51.8
N
应使带的实际初拉力0F >0min
()F 。

（8）计算压轴力p F
1
0min 146.6()2()sin 2251.8sin 22
p F z F N α==⨯⨯⨯=
198.5
N
(15)
4.1.2 减速器V 带轮的计算
根据参考资料[1]
表3得：选择带传动的传动比为1i =1.1；电动机功率
P=0.55Kw
；转速1n =1500/min r ；电动机带轮的基准直径1
d d
=71mm。

（1）确定计算功率1
ca P ,由参考资料表8-7查得工作情况系数1
1.1A K =，
11ca A P K P ==0.605Kw
(16)
（2）选择V 带的带型,根据1ca P ﹑1n 由参考资料[1]
图8-11确定选用Z 型
（3）确定带轮的基准直径d
d 并验算带速v
1）计算减速器带轮的基准直径。

由参考资料[1]
式（8-15a ），计算减速器
小带轮的基准直径3d d
31 1.171d d d id mm ==⨯=
78.1mm
(17)
根据参考资料[1]表8-8，圆整为3d d =75mm。

2）验算带速1
v ，按参考资料
[1]
式（8-13）验算带的速度
111d 711440/ 5.35/601000601000
d n v m s m s
ππ⨯⨯===⨯⨯
(18)
因为5
/m s <1v <30/m s
，故带速合适。

（4）决定V 带的中心距1
a 和基准长度1
Ld
1)初定中心距为'0a =450mm 2）由参考资料
[1]
式（8-22）计算带所需的基准长度
2
'
'
130
013'
0()2()24d d d d d d d L a d d a π
-≈+++
(19)
2(7571)2450(7175)24450
π
-=⨯+++≈
⨯1127.7
mm
由参考资料
[1]
表8-2选带的基准长度1Ld =1250mm
3）计算实际中心距1a
''
101012501127.745022d d L L a a mm --⎛⎫
≈+=+≈ ⎪⎝⎭
511.2mm
(20)
考虑到带轮的制造误差﹑带长误差﹑带的弹性以及因带的松弛而产生的补充张紧的需要，常给出中心距的变动范围
1max 110.03d a a L =+=548.7mm
(21)
1min 110.015d a a L =-=492.5mm
（5）验算电动机带轮上的包角'1α
'0
1
311
57.3180()
d d d d a α≈--(22)
0057.3180(7571)17990511.2
=--≈≥
（6）计算带的根数1z
1）计算单根V 带的额定功率1
r P ，由1
d d =71mm 和1n =1500/min r ，查
参考资料[1]
表8-4a 得'0
P =0.31Kw ，根据1n =1500/min r ，i=1.1和Z 型带，
查参考资料[1]表8-4b 得'
P ∆=0.01Kw ，查参考资料[1]
表8-5得包角修正系数
'K α=0.99，表8-2得带长修正系数'L K =1.11，于是
''''100()(0.310.01)0.99 1.11r L P P P K K Kw α=+∆⋅⋅=+⨯⨯=
0.35Kw
(23)
2）计算V 带的根数z
1110.605
0.35
ca r P z P =
==1.73
(24)
取2根
（7）计算单根V 带初拉力的最小值'0min ()F ,由参考资料[1]
表8-3得Z 型带
的单位长度质量q =0.06 /kg m
，所以
''
2
10min
1
'11
(2.5)()500ca K P F qv K z v αα-=+
(25)
2(2.50.99)0.6055000.06 5.350.992 5.35-⨯⎡⎤
=⨯+⨯=
⎢⎥⨯⨯⎣⎦
45.2
N
应使带的实际初拉力0F >0min
()F 。

（8）计算压轴力
p
F
'0
''1
10min
179
()2()sin2245.2sin
22
p
F z F N
α
==⨯⨯⨯=180.8N (26)
4.1.3 带轮的设计
（1）此处带轮的材料，采用铸铁，材料牌号为HT200。

（2）带轮的结构设计，主要是根据带轮的基准直径选择结构形式，根据带的截型确定轮槽尺寸，参考文献
[1]
表（8-10），带轮的其它结构尺寸可参照参考文献
[1]
图（8-12）所列经验公式计算，确定了带轮的各部分尺寸后，即可绘制出零件图，并按工艺要求注出相应的技术条件等。

由以上的计算可知：电动机的V带轮选实心式；主轴V带轮选孔板式；减速器V带轮选实心式。

结构如图所示：
图 4 大、小带轮结构
Figure 4 The structure of pulley
4.2 减速器的设计
由电动机功率P=0.55Kw；转速1n=1500/min
r；V带传动的效率η=0.96
得，减速器输入轴的输入功率为：
3
0.550.96
P P kw
η
==⨯=0.528Kw；减速器
输入轴转速为1
3
1
1500
/min
1.1
n
n r
i
===1363.6/min
r；机器工作环境温度为
00
2030-；减速器传动比3
i
=25。

根据使用条件，选择CW 型圆弧圆柱蜗杆减速器,由于减速器的使用条件与参考资料
[2]
中表15-2-46规定的应用条件不一致，故应进行有关选型计算。

4.2.1 减速器的计算
（1）确定减速器计算输入功率
，查参考资料
[2]
表15-2-50和表15-2-51，
取工作载荷系数1f =0.8；启动频率系数2f =1,于是3312c P P f f ==0.422Kw。

（2）确定减速器计算输入热功率，查参考资料
[2]
表15-2-52和表15-2-53，
取小时载荷率3f =1；环境温度系数4f =1.44，于是3334t P P f f ==0.76Kw。

（3）初选CW 型圆弧圆柱蜗杆减速器的型号，按照计算结果的最大的值，
减速器传动比3
i
=25，3n =1363.6/min
r ，选择I 号安装方法，由参考
资料[2]中表15-2-46初选减速器为中心距3
a =63mm ，额定输入功率'3P =1.38Kw ，额定输出转矩为162N m ⋅。

（4）验算加速器是否符合要求[4]
1）计算减速器的输入转矩3T ，电动机转矩
10.559550
95501500
d P T N m n ==⋅= 3.5
N m
⋅
(27)
查表得V 带传动的效率η=0.96；传动比为1i =1.1，于是减速器输入轴转矩
31 3.50.96 1.1d T T i N m η==⨯⨯⋅=
3.7N m
⋅
(28)
2）计算减速器输出转矩4T ，查参考资料
[2]
中表15-2-48得减速器的效率为
2η=0.835，传动比3i =25，于是减速器输出轴转矩
4323 3.70.83525T T i N m η==⨯⨯⋅=
77N m
⋅
(29) 满足要求
4.2.2 确定减速器的型号
根据上述结果选择CW 型圆弧圆柱蜗杆减速器的型号为：CW63-25-I F 。

选择润滑油牌号为N680
4.3 链传动的设计计算
与带传动相比，链传动能保持准确的平均传动比，传动效率较高；作用在轴上的压力较小；链条采用金属材料制造，在同样的条件下，链传动的整体尺
寸较小，结果较为紧凑[5]。

与齿轮传动相比，链传动的制造与安装精度要求较低，成本低。

根据设计要求，在减速器和输料压辊之间采用链传动；考虑到输料压辊的工况条件，转速较低，一般选择滚子链；输料压辊工作时无剧烈振动及冲击，转速较低，选择40钢，经过淬火、回火热处理后的齿面硬度为40-50HRC [6]。

4.3.1 链传动的计算
（1）传动比取4 1.2
i =，主动链轮转速
3431363.6
/min 25
n n r i =
==54.5/min r
(30)
减速器的输出功率
4320.5280.832P P kw η==⨯=
0.439
Kw。

(31)
（2）选择链轮齿数，根据设计条件取小链轮齿数1z =11，大链轮的齿数为
2z =13。

（3）确定计算功率，查参考资料
[1]
表9-6得工况系数A K =1，由图9-13
得主动链轮齿数系数z K =2.5，单排链，则计算功率为
41 2.50.439ca A z P K K P Kw ==⨯⨯=
1.1
Kw。

(32)
（4）选择链条型号和节距，根据ca P =1.1Kw 及4
n
=54.5/min r 查参考资料
[1]
图9-11，可选12A-1。

查参考资料
[1]
表9-1，链条的节距为p =19.05mm。

（5）计算链节数和中心距，初选中心距
0(30~50)(30~50)19.05571.5~952.5a p mm mm
==⨯=
(33)
取0a =800mm ，相应的链长节数为
20122100
2
()22p a z z z z p
L p a π+-=++
(34)
28001113131119.05
2
()19.0522800
π+-=++≈95.98mm 取链长节数p L =96节
（6）计算链速v ，
确定润滑方式
4154.51119.05/601000601000
n z p v m s ⨯⨯===
⨯⨯0.19/m s
(35)
由v =0.19 /m s
和链号
12A-1，查参考资料
[1]
图9-14可知润滑方式应采
用定期人工润滑。

（7）计算压轴力p F ，有效圆周力为
40.4391000
10000.19
p P F N v ==⨯=2310N
(36)
4.3.2 链轮的基本参数和主要尺寸
根据参考资料
[1]
表9-3和表9-4的计算公式得出链轮的主要尺寸
表2 链轮的主要尺寸
Table 2 Main dimensions of chain
名称 符号 主动链轮 从动链轮
分度圆直径 d 68mm 79mm
齿顶圆直径 a
d 71mm 82mm
齿根圆直径 f
d 52.12mm 63.12mm
齿高 a
h 5mm 5mm
确定的最大轴凸缘直径 g
d 45.7mm 57.1mm
表3 链轮轴
向齿廓尺寸
Table 3 The sprocket axial tooth profile
size
名称 符号 主动链轮 从动链轮
齿宽 1
f b 11.94mm 11.94mm
齿侧倒角 a b 公称
2.48mm
名称 符号 主动链轮 从动链轮 2.48mm
齿侧半径 x r 公称
19.05mm 19.05mm
齿全高 fn
b 11.94mm 11.94mm
4.4 切碎机主轴的设计计算
轴的结构设计是根据轴上零件的安装﹑定位以及轴的制造工艺等方面的要求，合理地确定轴的结构形式和尺寸[7]。

4.4.1 切碎机主轴的计算
（1）求主轴上的功率1
P ，转速2
n 和转矩2
T ，选择带传动的传动
比为i=3.4。

取V 带传动的效率为η=0.96，则
10.550.96P P kw η==⨯=
0.528Kw
(37)
2111
1500/min 3.4
n n r i ==⨯=
441/min
r (38)
于是
1
220.5289550000
9550000441
P T N mm n ==⨯⋅≈11434N
mm
⋅
(39)
（2）初步确定轴的最小直径，先按参考资料
[1]
中，式15-2初步估算轴的
最小直径。

选取轴的材料为45号钢，调质处理。

根据参考资料[1]
表15-3，取
0A =112，于是得
min 112d A ===12mm
(40)
主轴的最小直径显然在轴的两端。

4.4.2 切碎机主轴的结构设计
（1）轴上零件的定位，固定和装配，将刀盘安放在箱体中央，用螺纹固定，相对两轴承对称分布，用轴承座固定在箱体两侧，将带轮安排在轴端，用轴肩
和平键加以固定[8]。

（2）确定轴各段直径和长度 1）根据轴的最小直径min
d ，考虑到轴的刚度和振动，现取d
I-II
=24mm
，
为了满足皮带轮上的轴向定位要求，I -II 轴段右端需制一轴肩，故取II -III 段
直径为d II-III =30mm
，由于皮带轮的尺寸L =28mm ，故取L
I-II
=27mm。

2）初步选择滚动轴承，根据参考资料[2]
，参照工作要求并根据
d II-III =30mm
，
初选轴承为调心球轴承
1206，其尺寸为
306316d D B mm mm mm
⨯⨯=⨯⨯，故取=V V d
d II-III
I -=30mm ；根据轴承端盖的
装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求,取端盖的外端面与大带轮右端面间的距离49l mm =故取-L II III =65mm
，=V V
L
I -16mm。

轴承右端需轴肩固定，故取
=V d III-I 35mm 。

为方便轴承的固定，根据轴承型号1206，参照参考资料
[2]
表
6-2-104初选选择滚动轴承座型号为206
SN ，其主要参数如表
表4 轴承座的
主要参数
Table 4 Main parameters of bearing
d 2
d D g
A
30mm 35mm 62mm 30mm 82mm
3）根据切削长度要求，取刀盘到箱体壁的距离为50mm ，刀盘的直径为
300mm ，厚12mm ，取=V
L
III-I 120mm 。

已初步确定了轴的各段直径和长度。

（3）轴上零件的周向定位，大带轮的周向定位采用平键定位。

按
d I-II
=24mm 由参考资料
[2]
表6-1查得平键截面108b h mm mm ⨯=⨯，键槽用键槽
铣刀加工，长为25mm ，同时为了保证带轮与轴配合有良好的对中性，故选择
带轮轮毂与轴的配合公差为7/6H n 。

滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为6m 。

刀盘的周向定位由与轴的螺纹联
接和双键联接实现[9]。

（4）确定轴上圆角和倒角的尺寸，由参考资料
[2]
表15-2取轴端的倒角为
245⨯。

（5）轴的结构图，根据计算结果，结合实际工作条件，绘出主动轴的结构
图[3]
图 5 切碎
机主轴的结构
Figure
5
The structure of spindle email
4.4.3 切碎机主轴的校核
（1）求主轴上的载荷，首先根据轴的结构图做出轴的计算简图。

在确定轴承的支点位置时，应从手册中查取e 值。

对于1206型调心球轴承，由文献中查得8e mm =。

根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图[10]。

从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面C 是轴的危险截面。

现将计算处的截面C 处的H M 、v M 及M 的值列于下表。

表5 主轴受力情况 Table 5 Force of spindle
载荷 水平面H 垂直面V 支反力F N F N F Nh Nh 6.3161,6.31242
1
== N F N F Nv Nv 6.356,9.7472
1==
弯矩M
1
274890h M N mm =⋅ 1
11900v M N mm =⋅
2
227635h M N mm =⋅ 2
25675.2v M N mm =⋅
总弯矩 1
275147.5M N mm =⋅ 2
229078.6M N mm =⋅
扭矩T mm N T ⋅=101867
（2）按弯扭合成应力校核轴的强度，进行校核时，通常只校核轴上承受最
大弯矩和扭矩的截面的强度。

根据表数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取0.6α=，轴的计算应力：
22
1()22.7ca M T MPa
ασ+==
(41)
前已选定轴的材料为45钢，正火处理，由文献[1]
表15-1查得1[]60MPa σ-=。

因此1[]ca σσ-<，故安全。

图9 主轴
受力情况图
Figure 9 The force of spindle
（3）精确校核轴的疲劳强度
1）判断危险截面，根据应力集中对轴的疲劳强度的影响，和受载的情况，由弯矩和扭矩图可知B 截面所受弯矩和扭矩的最大，只需校核截面III 即可[11]。

2）截面III 左侧抗弯截面系数：
3330.10.1469733.6W d mm ==⨯=
(42)
抗扭截面系数：
333
0.20.24619467.2T W d mm ==⨯= (43)
截面III 左侧的弯矩M 为：
13950
205782119
M M N mm +=⨯
=⋅ (44)
截面上的弯曲应力：
21.6b M
MPa W
σ=
= (45)
截面上的扭转切应力：
5.23T T
T
MPa W τ=
=
(46)
轴的材料为45钢，调质处理，由文献
[4]
得640MPa σ=B ，1275MPa σ-=，
1155MPa τ-=。

截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数σα及τα按文献[4]
附表3-2查
取。

因
2.00.0446r d ==，50 1.0946
D d ==，经插值后可查得， 1.95σα=， 1.32τα=，又轴的材料的敏性系数为，0.80q σ=，0.85q τ=，故有效应力集中系数为：
1(1) 1.760
k q σσσα=+-=
(47)
1(1) 1.272k q τττα=+-=
由文献
[4]
的尺寸系数0.77σε=；扭转尺寸系数0.86τε=，轴按磨削加工，得
表面质量系数为，0.93στββ==，轴未经表面强化处理，即1q β=，则综合系数为：
1
1 2.36k K σ
σσσεβ=
+
-= (48)
1
1 1.55k K τ
ττ
τ
εβ=
+
-=
查手册
[3]
得碳钢的特性系数：0.1~0.2σφ=，取0.1σφ=；0.05~0.1τφ=，取
0.05τφ=，于是，计算安全系数ca S 值，则 1
5.52a m
S K σσσσσφσ-=
=+ (49)
1
37.04
a m
S K τττττφτ-=
=+
5.5 1.5ca S S =
=>>= 故可知其安全。

3）截面III 右侧抗弯截面系数，
333
0.10.15012500W d mm ==⨯=
（50）
抗扭截面系数，
333
0.20.15025000T W d mm ==⨯= （51）
截面III 的弯矩M 为：
13950
205782119
M M N mm +=⨯
=⋅ （52）
截面上的弯曲应力：
16.46b M
MPa W
σ=
=
（53）轴按磨削加工，得表面质量系数为，0.93στββ==，故得综合系数为：
1
1 2..68
k K σ
σσ
σ
εβ=
+
-=
（54）
1
1 2.16k K τ
ττ
τ
εβ=
+
-=
所以轴在截面III 右侧的安全系数为：
1
6.23
a m
S K σσσσσφσ-=
=+
（55）
1
34.46a m
S K τττττφτ-=
=+
6.13 1.5ca S S =
=>>=
故该轴在截面III 右侧的强度也是足够的[12]。

4.4.4 滚动轴承的校核
（1）计算当量载荷，轴承的预计寿命'
50000H
L h =，查参考资料
[2]
表6-2-56，
知1206型调心球轴承0.24e =，0.65Y =，
0 2.7Y =，
15.8r
C kN
=，
4.7or
C kN
=。

1）已知2441min n r =，两轴承的径向反力13124.6r F N =，2
3161.6R F N =，
由选定的调心球轴承1206，轴承内部的轴向力
11/2822.3d r F F Y N
== (56)
22/2832d r F F Y N ==
12S a S F F F += (57)由9.7a F N =，故11832A d F F N ==，22841.7A d a F F F N =+=
110.0.269A R F F =，220.263A R F F =，查参考文献
[2]
可得0.32e =，由于
11A R F F e ≤，故111,0X Y ==；22A R F F e ≤,故 221,0X Y ==
2）计算当量载荷1P 、2P ，由参考文献
[2]
取 1.5p f =，则
11111()4686.9p r A P f X F Y F N
=+=
(58)
22222()4742.4p r A P f X F Y F N =+=
（2）轴承寿命校核
由于12P P ≤，取4742.4P N =，圆锥滚子轴承，取10
3
ε=，1t f = 查文献得1206型调心球轴承的15.8r C kN =，则
6'110
()99491.660H H f C L h L n P
ε
==>
(59)
故满足预期寿命。

4.5 输料机构的设计
4.5.1 输料压辊的设计
本设计中采用辊压轮对秸秆进行进给，辊压轮的外缘直径为35Φ，为了提。