【溫馨提示】 dwg后綴的文件為CAD圖，可編輯，無水印，高清圖，壓縮包內文檔可直接點開預覽，需要原稿請自助充值下載，請見壓縮包內的文件及預覽，所見才能所得，請細心查看有疑問可以咨詢QQ：414951605或1304139763
秸稈切碎機的設計
1. 引言
1.1 國內外研究現狀
我國是農業(yè)大國，農作物秸稈資源豐富、種類多、數量大、分布廣，開發(fā)利用潛力巨大，發(fā)展前景十分廣闊。改革開放以來，我國對農作物秸稈處理進行了大量的研究工作，其中應用最廣泛的是粉碎和切碎機械加工。無論是化學處理還是生物處理，其首先的工序需要將秸稈粉碎或切短。
我國是一個秸稈利用有著悠久歷史的國家，自封建社會開始就開始通過不同的方法進行應用。但是國外對于秸稈利用的研究發(fā)展時間比較早，技術比較成熟。在美國，利用秸稈破碎榨汁成型機對玉米秸稈進行壓榨，為秸稈綜合利用開辟了一個新途徑。在處理秸稈時,可以將秸稈內的水分和糖分全部榨出，用來生產工業(yè)酒精、提取食用素等。同時也可根據實際需要生產出植物纖維粉、燃料棒、飼料顆粒等不同的產品，其中高密度植物纖維粉可以用作造紙業(yè)的原料或工業(yè)人造板原料，飼料顆?？梢詢Υ嬗米鞫杭竟?jié)牛羊的飼料；燃料棒經過加工，可制成替代木炭的秸稈炭,成為新的再生燃料能源,在國內外市場有著廣泛的市場潛力。
目前，我國已研制出的農作物秸稈加工機械設備可以分為五大類：第一類為秸稈還田設備，就是把作物秸稈整株或秸稈及根茬粉碎后埋入土中，作為肥料還田，用以改善土質。第二類為秸稈飼料加工設備，包括氨化爐、調質機、揉搓機、熱噴設備、青貯收獲機、壓塊機等，是通過物理、化學方法對秸稈進行處理，改善秸稈營養(yǎng)價值，提高采食率和消化率。第三類為制炭設備，包括壓塊機、炭化機等，是將秸稈壓制成棒狀或塊狀，經加熱、加壓使其炭化。第四類為草織設備，如草繩草袋機、秸稈剝皮機等。第五類為秸稈沼氣技術及其發(fā)電技術的設備，作為清潔能源有廣闊的利用和研究前景。
在秸稈的飼料化處理方面，我國農業(yè)科技工作者也已經研究一些較為成熟的生產工藝，如秸稈的氨化技術、微生物機械化貯存技術、青貯技術等，也同時開發(fā)出了相應的秸稈切碎機、秸稈飼料粉碎機、秸稈飼料揉碎機、調質機、熱噴機、壓塊機、青飼收獲機等機械設備。
1.2 秸稈加工機械存在的主要問題及發(fā)展趨勢
1.2.1 主要問題
(1) 秸稈飼料加工機械無論是在性能上還是在可靠性均較差。切碎機、粉碎機和揉碎機型號繁多、結構大同小異、主要工作部件標準化及通用化程度較低。
(2) 秸稈加工機具主要工作部件制造質量低，不僅每年要耗費大量的優(yōu)質鋼材，而且還影響生產率和秸稈飼料的加工質量。
(3) 目前的機具通用性差。
(4) 秸稈加工機械的工作室大多數采用閉式，結構合理性較低，加工性能較差，生產效率偏低。
1.2.2 發(fā)展趨勢
(1)進一步改進和完善現有機型，改善加工機的通用性，實現系列化，各種機型的主要工作部件實現標準化。
(2)提高機械制造質量，延長機械部件的工作壽命。
(3)不斷改進粉碎室的結構和性能。設計使用加工質量高、能耗低的開式粉碎室是發(fā)展的方向。
(4)逐步實現機械作業(yè)的自動化和半自動化，進而降低秸稈加工作業(yè)的勞動強度，提高生產率，保證加工質量，朝著大功率、大型聯(lián)合機械作業(yè)方向發(fā)展。
(5)應根據作物秸稈的不同和地區(qū)特點而設計加工適應性較強的機具。多功能秸稈加工機械以及精加工機械有待于進一步研制和開發(fā)。
（6）產品系列化、標準化、通用化，可以滿足各種不同農業(yè)條件的需要，生產批量易于提高、產品成本易于降低、維修也較方便。
1.3 設計的目的及意義
我國農作物秸稈資源十分豐富。秸稈中含有可消化物質35％～50％，粗蛋白3％～8％，特別適合于喂飼牛、羊等動物。改革開放以來，我國糧食總產量提高很快，但是我國人口多、人均耕地少，不可能提供大量糧食用作飼料，因此，充分利用和開發(fā)農作物秸稈飼料，發(fā)展“節(jié)糧型畜牧業(yè)”，特別是對于發(fā)展農區(qū)秸稈養(yǎng)牛羊等，具有十分重要的意義。
隨著我國人口不斷增多和耕地的逐年減少，人畜爭糧矛盾將日益突出，秸稈作為飼料資源對其有效的利用將是未來農業(yè)發(fā)展的方向和重大任務之一。
本次設計的目的是設計出一種對秸稈進行切短的切碎機，要求其結構合理，經濟適用，操作方便，易于維護，通用性好。
1.4 設計內容及應達到的技術要求
1.4.1 設計內容
（1）秸稈切碎機整體方案的比較選擇及可行性論證；
（2）機架的結構設計；
（3）加工能力范圍的確定；
（4）相匹配的動力，選擇出合適的電動機；
（5）動力傳動裝置、輸送裝置的設計；
（6）非標準件的結構參數的確定；
（7）輔助部件（如外殼）的設計。
1.4.2 技術要求
根據飼養(yǎng)要求，飼料加工方法及配料工藝的不同，應達到如下技術要求：
（1）切碎長度符合飼養(yǎng)要求，切段太長，不利于牲畜咀嚼，損失浪費嚴重；切段太短，不僅浪費動力，而且會加速飼料中水分的蒸發(fā)和營養(yǎng)物質的損失。通常飼料喂牛時為30-40mm,喂馬時為15-25mm,喂羊和豬時為8-20mm；
（2）切碎質量要好，切碎長度均勻，切口平整，而且要有比較高的切碎率；
（3）通用性好，盡可能的適用于多種秸稈的切碎；
（4）喂入卸出自動化，工作安全可靠；
（5）運轉均勻，結構簡單，維護方便；
（6）效率高、能耗少、使用方便。
1.5 設計的基本依據
1.5.1 功能設計思想
功能上產品必須實現的任務或說是產品的用途，因此必須按照切碎機所要求的任務和目標進行設計，其設計原則有：
（1）保證碎段的均勻性和營養(yǎng)性；
（2）防止附屬功能的遺漏（如自動輸送、拋送）；
（3）盡量減少不必要的功能設置；
（4）注意要求達到基本功能的條件，防止其和具體環(huán)境等因素的不協(xié)調。
1.5.2 總體設計依據
整個設計的關鍵之處就在于總體設計，其原則：
（1）系統(tǒng)性，即所設計的是一個系統(tǒng)，應充分考慮系統(tǒng)的特性；（2）布局的合理性，其對后續(xù)設計存有重大的影響，應要求達到便于充分發(fā)揮功能，整體結構緊湊，層次分明。
2. 設計方案擬定
切碎機設計的關鍵之處在于其切碎裝置，常用的有滾刀式和盤刀式。
滾刀式切碎機工作時，滾筒回轉，其動刀片刃線運動的軌跡呈圓柱形或近似圓柱形。上下喂入輥相對回轉，將秸稈壓緊和卷入，送至定刀上，由動定刀構成的切割副切碎，碎段排出。顯然，其滾筒軸與喂入輥、輸送鏈軸平行，所以傳動簡單，結構緊湊。盤刀式破碎機工作時，圓盤回轉，其動刀片刃線的運動軌跡是一個垂直于回轉軸的平面圓，因其動刀運動范圍較大而導致傳動復雜，結構不緊湊，工作不連續(xù)，刀盤運動不均勻。目前在小型切碎機上多采用滾刀式，故初步擬定為滾刀式切碎機。
3. 總體方案設計
機器主要的部件有輸送裝置、喂入裝置、切碎器和拋送裝置。
工作時，上下喂入輥反向轉動，攫取秸稈，上喂入輥在彈簧壓力作用下夾緊秸稈進行喂入，在由定刀和動刀構成的切碎副進行切碎，碎段落入排出槽由拋送裝置拋出。
圖3-1表示了滾刀式破碎機的結構示意圖。
1—滾刀 2—下喂入輥 3—上喂入輥 4—喂入鏈主動輪
5—輸送帶 6—排草輪 7—電機 8—機架
圖3-1 結構示意圖
3.1 性能指標和技術參數
（1） 切碎長度：L＝16mm
（2） 切碎生產率：Q＝1500Kg/h
（3） 功率消耗：輸送喂入功率N1＝0.15Kw；切碎功率N2＝1.4Kw；
排草功率N3＝0.2Kw；總功率消耗N＝N1+N2+N3＝0.15+1.4+0.2＝1.75Kw
（4） 配套電機：功率為2.2Kw，轉速為1420r/min的三相異步電動機
（5） 滾刀滾筒參數：n＝750r/min，直徑D＝250mm，寬度L＝260mm
（6） 喂入輥參數：n＝190r/min，直徑D＝80mm，寬度L＝200mm
（7） 喂入口：寬度d＝200mm，最低高度h＝20mm
（8） 滾筒上的刀片數：k＝4
3.2 主要工作部件結構設計
3.2.1 喂入裝置的構成
喂入裝置是由輸送鏈板、上下喂入輥、壓緊裝置等組成。喂入裝置作用是將秸稈壓緊并以一定的速度向切碎器喂入，在切碎時夾持住秸稈以免秸稈產出彎曲變形，為了保證切碎整齊，要求喂入時秸稈無相對滑動，并在秸稈層厚度變化時也能加緊秸稈。上下喂入輥的配置要求：
（1）喂入輥卷入能力要強，并且卷入速度應大于輸送速度，以免秸稈堆積或堵塞；
（2）下喂入輥最上端的水平面與定刀處于同一水平面上，或略高一點；
（3）喂入輥在配置上應盡量靠近刀片切割平面，避免秸稈產生彎曲變形，保證切碎質量；
喂入輥：是喂入裝置最基本工作部件，一般用HT18～36灰鑄鐵鑄成。
為了保證在喂入時秸稈無相對滑動，并在秸稈層變化時仍能夾緊，喂入輥采用星齒型，其截面形狀如圖3-2：
圖3-2 喂入輥截面形狀
3.2.2 喂入輥工作分析
喂入輥工作分析的目的是研究其喂入性能與其本身結構參數之間的關系。
喂入輥工作時的受力分析圖如圖3-3：
圖3-3 喂入輥受力分析
假設秸稈喂入前的厚度為A，經喂入輪壓縮后其厚度等于輪軸間系a，沒有彈性變形；秸稈不受輸送鏈的推力?，F在分析兩喂入輪已經攫取了秸稈并向切碎器輸送秸稈的情況。
設喂入輥半徑為r，與秸稈間的摩擦系數及摩擦角分別為f和Φ。當工作時，喂入輥對秸稈作用力有二：一是壓力R，視為作用在與秸稈層接觸弧中點，并與鉛垂線夾角為α，此角稱為挾持角；二是摩擦力f·R，方向與R力垂直。兩喂入輥壓力R的合力2Rsinα，匯交于A點，方向水平向外，有阻止秸稈卷入作用；摩擦力f·R合力為2fRcosα，匯交于B點，方向水平向內，起卷秸稈作用。因此，保證秸稈卷入的條件：
2fRcosα≥2Rsinα
所以 f≥tgα
因為 f＝tgΦ
所以 Φ≥α
表明秸稈被喂入輥壓緊和卷入條件是其挾持角α必須小于摩擦角Φ，否則將不能正常工作。一般秸稈Φ＝17～270。喂入輥卷入性能除與摩擦系數外，還與其直徑的大小有關。當秸稈喂入層增大時，挾持角α必然增大，使秸稈不能卷入，出現堵塞現象。為了滿足Φ≥α條件要求，就必須最大喂入輥直徑。有：
OO1＝2r+a＝2r·cos2α+A
將卷入極限條件：Φ＝α代入此式，得
式中：rmin—喂入輥的最小半徑。
為了使喂入輪很好的工作，可增加秸稈與喂入輪的摩擦角或減小角α。欲減小α角，就要采取下列三種措施：
（1）在r不變的情況下減小喂入層的厚度；
（2）在輪軸的中心距不變的情況下增大r；
（3）在喂入層厚度A及輪軸間隙a都不變的情況下加大輪軸的中心距。
（1）和（2）兩種措施都要導致生產率下降，（2）和（3）兩種措施將使機器龐大，所以這些參數都不能隨意變動，一般秸稈切碎機上r常取40～80mm。喂入輥半徑過小，則喂入性能差；過大則喂入輥作用于秸稈區(qū)遠離切割平面，會影響切割質量，故取r為80mm。
3.2.3 切碎長度及生產率
切碎長度是破碎機的主要性能指標之一，其大小與喂入輥直徑D(m)及轉速n(r/min)等因素有關，考慮到打滑因素的影響，實際計算公式為：
（m）
式中: ε—秸稈與喂入輥間打滑系數，ε＝0.05～0.07
k—動刀片數
D—喂入輥直徑
i—滾刀與喂入輥轉速之比（喂入輥傳動比）
生產率是表示破碎機生產能力大小的主要參數，它決定于喂入口面積（上下喂入輥之間通過的面積），切碎器動刀片數，滾刀轉速，切碎長度和秸稈種類等。按下述公式計算：
Q＝60k·a·b·L·n1·γ （t/h）
式中: a，b—喂入口高度和寬度（m）
γ—秸稈壓縮后容重（t/m3）一般秸稈γ取0.12～0.16
根據上述公式便可計算出各傳動比，進而確定其他相關參數。
3.2.4 上喂入輥壓緊機構
為了使得喂入秸稈過多時在喂入輥處不產生不堵塞，過少時不產生碎段過長，上喂入輥應制成能浮動的，并設有壓緊機構以保持上喂入輥對秸稈始終有一定的壓力。對壓緊機構采用雙彈簧式，上喂入輥兩側軸承座可以在垂直的滑道內移動，彈簧一端與軸承座相連接，另一端連接在彈簧座上，視具體情況可以通過調節(jié)螺釘的高度來調節(jié)彈簧的剛度。當秸稈層變厚時上喂入輥克服彈簧的壓力向上浮動，最大浮動量為80mm。壓緊結構示意圖如圖3-4：
1—螺釘 2—彈簧 3—軸承座
圖3-4 壓緊機構
3.2.5 切碎器及其技術要求
切碎器是秸稈切碎機重要工作部件。它的參數設計是否合理，對破碎質量，功率消耗，以及機器運轉均勻程度有直接影響。破碎性能好的切碎器，應是結構簡單，刀片制造、安裝、刃磨方便、切割省力，負荷均勻，切割質量好，秸稈相對動定刀片不產生滑移。
切碎器的技術要求如下：
（1）產生滑切
滑切可減小阻力?；薪呛突邢禂刀际怯脕肀硎净凶饔么笮〉闹笜?。在一定滑切角范圍內，滑切程度越大，切割越省力。通常刀片滑切角為20～60°。
（2）切割要穩(wěn)定
秸稈相對刀片沒有滑動的切割叫切割穩(wěn)定，它是保證切割質量的主要因素。要求切割穩(wěn)定，不產生滑動切割，應滿足如下切割條件：
χ≤ψ1+ψ2
式中 :ψ1, ψ2—秸稈與動定刀片之間摩擦角，一般ψ1＝12°，ψ2＝38°。
χ—推擠角，動刀刃線和定刀刃線間夾角
切割穩(wěn)定條件是指刀片最大推擠角小于動定刀片摩擦角之和，即χ≤50°，常取χ＝40～50°。
（3）切割阻力矩要均勻
（4）切割速度
大量的實驗表面，切割速度對切割阻力也有很大影響，隨著切割速度的加大，切割阻力幾乎成直線下降。前蘇聯(lián)的H·E·P推薦最佳切割速度范圍是35～40m/s，常用的是18～37m/s。
3.2.6 動刀
刀片采用螺旋型，刀片數為4，安裝時，根據碎段長度要求安裝2片或是4片。
螺旋型刀片的刀體和刃線部都是螺旋式，并且按螺旋排列，傾斜地安裝在滾筒表面上。螺旋型刀片在滾刀式切碎器中和其它類型刀片比較，滑切作用強，切割阻力小，切割性能好，但刀片制造、安裝、調整及刃磨都不方便。而且切碎體不能自動拋出，需人工清理，或者用風送裝置吹出，增加了機器復雜性。螺旋角β的余角就是刀片的鉗住角X。通常，由于滾筒軸線與定刀刃線平行，滑切角就等于鉗住角，在工作中，他們保持不變τ＝X＝90°-β。
滾筒式切碎器刀片的刀刃為外磨角，刀片的底平面或刃磨面與其切割面所成的角度叫隙角γ，其作用是避免在切碎過程中刀片與從喂入口不斷進來的秸稈相摩擦，以便減少動刀消耗。刀片的刃角β對刀片的使用壽命，功率消耗有很大影響。據參考文獻[7]知：隨著β角的加大，切割所需的功和比功都要上升，若β角大于30°更顯著增加，但β角太小又不耐磨，常用的β角可在15～30°間的選擇。
在切碎器的滾筒上固定兩個圓盤，動刀片安裝在圓盤上，構成切碎滾刀滾筒。
3.2.7 定刀（底刀）
采用方形刃口的定刀，其能耗小，使用時不易磨損，厚度為3～6mm，以承受動刀對物料巨大的沖擊力。刃口形狀如圖3-5：
圖3-5 定刀
刀片材料可用5碳素工具鋼或優(yōu)質碳素結構鋼65Mn或70Mn。刀片可工作寬度對滾筒式切刀為20mm，在該區(qū)域刃部淬火硬度為HRC47～56，而非淬火區(qū)為28HRC。動刀刃工作表面與刃口垂直線之間有3～5°傾斜角。動、定刀片刃口的間隙為0.5～1.0mm。動刀的厚度為2～3mm，刃口的厚度δ＝80～100μm，若磨損到一定厚度時，必須磨刀，
使之變薄，構成銳利刃口。
3.2.8 拋送裝置
為了將秸稈碎段從排出槽中排出，把它們送到不遠的距離和不太高的地方，需采用拋送裝置。在拋送裝置的轉軸上裝有轉臂，在轉臂上連接著輸送葉片，其外圍是帶有輸送管道的外殼。旋轉著的葉片借助離心力直接把物料拋出去，葉片的裝成采用后傾式，傾角γ一般為15～17°。
3.3 機架和箱體的材料選擇
機架和箱體的工作特點要求其應有足夠的剛度，其次是強度和抗振性，鑒于設計的結構形狀簡單，工作條件也沒有特殊的要求，可采用普通低碳素鋼來制造，如Q235等。
4. 傳動方案設計
傳動系統(tǒng)的位置要根據設備的結構特點及部件的相對位置來確定，傳動路線及零部件的選擇要保證總傳動比和傳動的可靠性，同時不影響本身零部件的正常運行。本次設計的傳動和執(zhí)行機構都比較簡單，用帶傳動作為第一級傳動，再由一對圓柱直齒輪和另一帶輪分別將動力傳遞給喂入輥和拋送裝置，然后通過鏈輪傳遞動力給輸送鏈板主動輪，其傳動路線示意圖如圖4-1：
圖4-1 傳動路線
5. 設計計算及安全性分析
5.1 V帶的設計計算
需傳動的功率p＝2.2kw，電機轉速n1＝1420r/min，切碎器滾刀軸轉速n2＝750r/min，傳動比為i＝1.9。
（1）確定計算功率pca
計算功率pca是根據傳動功率p，并考慮到載荷性質和每天運轉時間長短等因素的影響而確定的。即
pca＝kAp
選kA＝1.1，則pca＝kAp＝2.42
（2）選擇帶型
根據計算功率pca＝2.42和小帶輪轉速n1＝1420r/min由表8－8選擇A型普通V帶
（3）確定帶輪的基準直徑dd1和dd2。
1）初選小帶輪的基準直徑dd1
選取dd1≥dmin。為了提高v帶的壽命，宜選取較大的直徑。
選dd1＝80mm
2）驗算帶的速度v 計算帶的速度
v＝πdd1n1/60×1000＝6.25m/s
符合帶速在5～25m/s之間的要求。
3）計算從動輪的基準直徑dd2
dd2＝I×dd1＝1.9×80＝152mm
適當圓整為dd2＝160mm
（4）確定中心距a和帶的基準長度Ld
初步定中心距a0，取 0.7×（dd2+dd1）＜a0＜2×（dd2+dd1）
即 0.7×（80+160）＜a0＜2×（80+160）
所以 168＜a0＜480
取 a0＝480
a0取定后，根據帶傳動的幾何關系，按下式計算所需帶的基準長度Ld‘：
Ld‘≈2×a0+（dd2+dd1）/2 + （dd2-dd1）2/4a0＝2×480+（80+160）/2+（160-80）2/4×480 ＝1180mm
根據Ld‘選取和Ld‘相近的v帶的基準長度Ld＝1120mm。再根據Ld來計算實際中心距
a≈a0+（Ld- Ld‘）/2 ＝480+（1180-1120）/2＝510mm
考慮安裝調整和補償預緊力（如帶伸長而松弛后的張緊）的需要，中心距的變動范圍為：
amin＝a-0.015Ld＝510-0.015×1120＝493.2mm
amax＝a+0.030Ld＝510+0.030×1120＝543.6mm
（5）計算主動輪上的包角a1
a1≈1800-（dd2-dd1）×57.50/a ＝1800-（160-80）×57.50/510 ＝167.60﹥1200
（6）確定帶的根數z
z＝pca/（p0+△p0）kakL
其中ka＝0.97，由kL＝0.96，由p0＝0.81，由△p0＝0.15則
z＝2.42/（0.81+0.15）×0.97×0.96 ＝2.71根
取3根帶
（7）確定帶的預緊力F0 ，由q＝0.10kg/m
F0＝500pca（2.5/ka-1）/zv +qv2 =500×2.42×(2.5/0.97-1)+0.10×6.252=104(N)
由于新帶容易松弛，所以對非自動張緊的帶傳動，安裝新帶時的預緊力應為上述預緊力的1.5倍即156N。
（8）計算帶傳動作用在軸上的力（簡稱壓軸力）Fp
Fp＝2zF0sina1/2＝2×3×sin83.80＝622（N）
5.2 V帶輪的設計
設計v帶輪，其中
基準寬度（節(jié)寬）：bd＝11mm；
基準線上槽深：hamin＝2.75mm；
基準線下槽深：hfmin＝8.7mm；
槽間距：e＝1.5±0.3mm；
第一槽對稱面至端面的距離：f＝10-1+2mm；
最小輪緣厚：δmin＝6mm；
帶輪寬：B＝（z-1）e+2f＝50mm；
小帶輪外徑：da1＝dd2+2ha＝85.75mm
5.3 鏈的設計
下喂入輥軸n1＝190r/min，輸送鏈板主動輪n2＝160r/min，傳動比i＝1.2
（1）選擇鏈輪齒數z1，z2
假定鏈速v＜3m/s，選取小鏈輪齒數z1＝17，則大鏈輪齒數
z2＝i×z1＝17×1.2＝20.4 取21
（2）確定鏈條節(jié)數Lp
初定中心距a0＝30p，則鏈節(jié)數為:
＝79.37
取80節(jié)
（3）確定鏈條的節(jié)距p
因傳動功率較小，故可選取鏈號為08A單排鏈（08A－1－88GB/T1243.1－1983），得鏈節(jié)距p＝12.70mm。
（4）確定鏈長L及中心距a
L＝pLp＝80×12.70＝1016mm
中心距減少量
△a＝（0.002～0.004）a＝0.775～1.550mm
則實際中心距
a‘＝a-△a＝318.8-（0.775～1.550）＝385.85～386.625mm
取a‘＝386mm
（5）驗證鏈速
v＝z1n1p/60×1000＝17×190×12.7/60×1000＝0.68m/s
與假設相符。
5.4 鏈輪的設計
選用鏈條系列標準代號為08A－1－88GB/T1243.1－1983，得：鏈節(jié)距p＝12.70mm，滾子外徑d1＝7.95mm，內鏈節(jié)內寬b1＝7.85mm，銷軸直徑d2＝3.96mm，內鏈板高度h2＝12.07mm，大、小鏈輪設計：
（1）大鏈輪
齒數: z2＝21
分度圓直徑：d＝p/sin（1800/z2）＝12.7/sin（1800/21）＝85mm
齒頂圓直徑：damax＝d+1.25p-d1＝85+1.25×12.7-7.95＝93mm
damin＝d+（1+1.6/z）p-d1＝85+（1+1.6/21）×12.7-7.95＝90.7mm
取 da＝92mm
齒根圓直徑：df＝d-d1＝85-7.95＝77mm
齒側凸緣直徑：
dg≤p×ctg（1800/z）-1.04h2-0.76＝12.7×12.068-1.04×12.07-0.76＝139.95mm
取dg＝139mm
齒型按3RGB/T1244－1985規(guī)定制造，如下：
齒寬：bf1＝0.93b1＝0.93×7.85＝7.3mm
倒角寬：ba＝（0.1～0.15）p＝1.27～1.905mm 取1.5mm
倒角半徑：rx≥p＝12.7mm
倒角深：h＝0.5p＝6.35mm
齒側凸緣（或排間槽）圓角半徑 ra≈0.04p＝0.508mm，取ra＝0.5mm
鏈輪齒總寬：bf＝（n-1）pt+bf1＝bf1＝7.3mm （其中n為排數此處為1）
（2）小鏈輪
齒數 z2＝17
分度圓直徑：d＝p/sin（1800/z1）＝12.7/sin（1800/17）＝69.2mm
齒頂圓直徑：damax＝d+1.25p-d1＝69.2+1.25×12.7-7.95＝77mm
damin＝d+（1+1.6/z）p-d1＝69.2+（1+1.6/17）×12.7-7.95＝75.2mm
取 da＝76mm
齒根圓直徑：df＝d-d1＝69.2-7.95＝61.25mm
齒側凸緣直徑：dg≤p×ctg（1800/z）-1.04h2-0.76＝12.7×5.35-1.04×12.07-0.76＝54.64mm
取 dg＝54mm
齒型按3RGB/T1244－1985規(guī)定制造，如下：
齒寬：bf1＝0.93b1＝0.93×7.85＝7.3mm
倒角寬：ba＝（0.1～0.15）p＝1.27～1.905mm 取1.5mm
倒角半徑：rx≥p＝12.7mm
倒角深：h＝0.5p＝6.35mm
齒側凸緣（或排間槽）圓角半徑ra≈0.04p＝0.508mm 取ra＝0.5mm
鏈輪齒總寬：bf＝（n-1）pt+bf1＝bf1＝7.3mm（其中n為排數此處為1）
5.5 喂入鏈主動輪軸的設計
喂入鏈主動輪軸傳遞的功率P＝0.15Kw，轉速n＝160r/min，半徑r＝40mm，
先求鏈輪作用在軸上的力
由 FP＝KFPFe
有效圓周力 Fe＝1000P/v＝1000×0.15/0.68＝221N
按水平布置取壓軸系數 KFP＝1.15，故 FP＝KFPFe＝1.15×221＝255N
（1）軸上零件的安裝方案，如圖5—2圖a）所示：
圖5—2 下喂入鏈主動輪軸的載荷分析圖
（2）選擇軸的材料
該軸傳遞小功率且轉速較低，故選用45鋼并調質處理，其力學性質如下：
（3）初步計算軸的直徑
選取A0＝126～103，取A0＝115
考慮鏈輪和鍵槽對軸的強度的削弱，軸徑增加10%左右，然后將軸徑圓整取d＝16mm（此值作為承受扭矩作用的軸段的最小軸徑dmin）
（4）軸的結構設計
初選角接觸球軸承，為了便于裝配，取裝軸承處的直徑d3＝30mm，初選角接觸球軸承的結構代號為7206AC，其外形尺寸為d×D×B＝30×62×16；
根據軸向定位的要求，確定軸的各段直徑、長度，如圖5—2圖a）所示：
d1＝30mm，此段為軸承，長度取L1＝47mm；
d2＝35mm，此處為滾筒軸，同時考慮軸承座的安裝，長度取L2＝346mm；
d3＝30mm，此段為軸承，長度取L3＝57mm；
d4＝24mm，此處為鏈輪，根據其寬度，長度可取L4＝88mm；
即此軸的總長度為；L＝L1+L2+L3+L4＝47+346+57+88＝538mm
（5）軸的校核
轉動扭矩T＝95.5×105P/n＝95.5×105×0.15/160＝8953N·mm（其中P為喂入鏈的輸送功率為0.15Kw），則Ft＝2T/d＝2×8953/80＝224N，Fr≈Fa≈Ft＝224N
軸受力情況如圖b)所示,其中CA＝220mm，CB＝180mm，DB＝100mm
1）求軸上的載荷
軸上受力如圖，分別在水平面內圖c）和垂直面內圖e）進行計算。
由（水平面見圖c）得，方向按左順右逆原則
RA1·AB –Fr·CB- Fa·d/2+ FP·BD＝0，則RA＝25N
由力平衡方程
Fr+FP＝RA1+ RB1，則RB1＝254N
由（垂直面見圖e）得，方向按左順右逆原則
FA2·AB -Ft·CB＝0，則RA2＝100N
由力平衡方程
Ft＝RA2+ RB2，則RB2=124N
合成支反力
2）計算水平面的彎矩，畫彎矩圖，方向按左順右逆原則,如圖d）所示
M1＝Fa·d1/2＝224×80/2＝8960N·mm
Mc＝RA1·AC＝25×220＝5500N·mm
MB＝FP`BD＝255×100＝25500N·mm
3）計算垂直面的彎矩，畫彎矩圖，方向按左順右逆原則，如圖f）所示
MC＝RA2·CA＝100×220＝22000N·mm
4）合成彎矩，并畫總彎矩圖
公式為M總2＝M圖d2+M圖f2
其中M圖d表示水平面方向的彎矩，M圖f表示垂直面方向的彎矩，對應點合成 ,如圖g）所示
N·mm
N·mm
N·mm
5）由圖g）可知危險截面為C、B，強度條件為
為了考慮兩者循環(huán)特性不同的影響，引入折合系數α，當扭轉切應力為靜應力時，取α≈0.3；當扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力時，取α≈0.6；
當扭轉切應力為對稱循環(huán)變應力時，取α≈1；此處取0.6，則αT＝0.6×8953=5372N·mm
查得W＝0.1d3
C截面 取M最大值即22677N·mm，W＝0.1d3＝0.1×303＝2700
則
故C截面安全
B截面 取M＝21360，W＝0.1d3＝0.1×303＝2700
則
故B截面安全
根據上述的計算來看，系統(tǒng)各項參數達到了設計性能要求，同時系統(tǒng)結構簡單，效率高。盡管對軸的設計校核工作沒有全部進行，但根據對重要軸系的校核結果來看，其它軸系的設計應能滿足該系統(tǒng)剛度和強度的要求，因此，系統(tǒng)工作過程中能夠滿足其安全性要求。
6. 使用說明書
6.1 常見的故障原因及排除方法
在使用切碎機前應該先對機器進行安全檢查，要在安全的工作環(huán)境下進行工作，不可以在雷雨等惡劣天氣情況下使用機器進行作業(yè)。在切碎機使用過程中應該嚴格按照該產品的使用說明書進行規(guī)范操作，注意操作者的人身安全，遠離人群，避免傷及人畜等。在使用過程中可能會出現一些小的機械故障，如何進行機器故障的分析及排除方法見表6-1
表6-1故障原因及排除方法
故 障 原 因
排 除 方 法
工作過程中主軸轉速降低：
1）皮帶打滑
2）草太濕，碎草吹不出去
1）調緊皮帶或給皮帶上潤滑油
2）濕草要曬干后在切碎，工作轉速下降，可扳開離合器，停止喂入，待轉速恢復正常后再繼續(xù)工作；如果停止喂入還不能使轉速恢復正常，須停機扒出機器中堵塞的碎草
切段太長：
1）刀片與定刀間隙太大
2）刀片或定刀的刃口磨鈍
1）調整間隙
2）磨刀片或底刀換刀
軸承發(fā)熱：
1）潤滑油不足
2）軸承座中進入雜物造成磨損
1）加注潤滑油
2）停車檢查，清除雜物，必要時更換軸承
結論
（1）設計的秸稈切碎機的原理和結構都比較簡單，從而給制造、安裝、使用和維修帶來了極大的方便。
（2）設計的秸稈切碎機適應性強，主要是適合于粗壯秸稈，甚至是較細的樹枝切斷；切碎比較連續(xù)，振動較小，切碎性能和切碎質量高。
（3）喂入、切碎和拋送功率都比較低，因而要求相匹配的動力也較小，同時整個設備大量采用普通鋼材，大大的降低了制造成本，提高了其經濟性，滿足了廣大農村單家獨戶作業(yè)的要求。
（4）壓緊裝置中的彈簧設計成可根據具體情況來調節(jié)其剛度，增強了切碎機的加工性能，同時也是本設計的創(chuàng)新之處。
（5）將上喂入輥軸設計成浮動軸，提高了切碎機的切碎能力范圍。
（6）破碎機的喂入和拋送功能實現了自動化，節(jié)省了人力。
參考文獻
[1] 王天麟.畜牧機械[M].中國農業(yè)機械出版社.1988年.
[2] 周靜卿，張淑娟.機械制圖與計算機繪圖[M].中國農業(yè)大學出版社.2007年.
[3] 幾何量公差與檢測[M].第五版.上海科學技術出版社.2001年.
[4] 孫恒，陳作模.機械原理[M].第五版.高等教育出版社.2005年.
[5] 陶南.畜牧及漁業(yè)機械與設備[M].浙江大學出版社.1991年.
[6] 宗培言.機械工程概論[M].機械工業(yè)出版社.2001年.
[7] 理論力學[M].第六版.高等教育出版社.2002年.
[8] 吳宗澤.羅圣國.機械設計課程設計手冊[M].高等教育出版社.2006年.
[9] 濮良貴.紀名剛.機械設計[M].第八版.高等教育出版社.2006年.
[10] 黃健求.機械制造技術基礎[M].機械工業(yè)出版社.2005年.
[11] 鄒慧君.機械原理課程設計手冊[M].高等教育出版社.2009年.
[12] 張良成.材料力學[M].中國農業(yè)出版社.2003年.
[13] 姚維禎.畜牧機械[M].中國農業(yè)出版社.1998年.
[14] 沈再春.農產品加工機械與設備[M]. 中國農業(yè)出版社.2002年.
[15] 吳宗澤.機械設計手冊(上冊)[M].機械工業(yè)出版社.2000年.
[16] 吳宗澤.機械設計手冊(下冊)[M].機械工業(yè)出版社.2000年.
[17] 郭重慶.洪鐘德.簡明機械設計手冊[M].同濟大學出版社.2002年.
[18] 王金武.互換性與測量技術[M].中國農業(yè)出版社.2007年.
致 謝
恍惚中，在美麗的農大校園中，度過了人生中最為寶貴的年華。從開題報告到畢業(yè)設計的基本結束，我的四年大學生活也即將結束。在這里我向鼓勵和幫助過我的所有同學和老師表示衷心的感謝。
在這里我首先要感謝我的導師老師。從畢業(yè)設計題目的選取崔老師一直在悉心幫助我，到最后的定稿及畢業(yè)設計說明書的審查都是嚴格認真，對我們的要求非常嚴格。我除了敬佩崔老師的專業(yè)技術水平外，他的治學嚴謹也對我今后的學習和生活具有積極的影響。
其次，我要感謝我的同學，大家除了在學習上互相鼓勵幫助，在我找資料遇到困難的時候也伸出援助之手，主動幫我搜集資料，在完成畢業(yè)設計的全過程中都給予了我全面的指導。
最后感謝我的家人，想到你們總會讓我感到安全和溫暖，你們的撫育之恩永生難忘。
學無止境，無論每天往返于工廠和住所，還是忙碌于實驗室，作為一個當代青年，無時無刻不在接受新的知識、觀點、理念。即便是創(chuàng)造社會價值，也需要不斷補給養(yǎng)分。最后真誠期望每一個人都始終擁有美好幸福的生活狀態(tài)、以及一顆熱忱探索未來和真理的心，同時也是對自己未來生活的期冀。
- 25 -