秸秆切碎机的设计[小型农业机械]

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秸秆饲料加工机械无论是在性能上还是在可靠性均较差。切碎机、粉碎机和揉碎机型号繁多、结构大同小异、主要工作部件标准化及通用化程度较低。 (2) 秸秆加工机具主要工作部件制造质量低，不仅每年要耗费大量的优质钢材，而且还影响生产率和秸秆饲料的加工质量。 (3) 目前的机具通用性差。 (4) 秸秆加工机械的工作室大多数采用闭式，结构合理性较低，加工性能较差，生产效率偏低。 1.2.2 发展趋势 (1)进一步改进和完善现有机型，改善加工机的通用性，实现系列化，各种机型的主要工作部件实现标准化。 (2)提高机械制造质量，延长机械部件的工作寿命。 (3)不断改进粉碎室的结构和性能。设计使用加工质量高、能耗低的开式粉碎室是发展的方向。 (4)逐步实现机械作业的自动化和半自动化，进而降低秸秆加工作业的劳动强度，提高生产率，保证加工质量，朝着大功率、大型联合机械作业方向发展。 (5)应根据作物秸秆的不同和地区特点而设计加工适应性较强的机具。多功能秸秆加工机械以及精加工机械有待于进一步研制和开发。 （6）产品系列化、标准化、通用化，可以满足各种不同农业条件的需要，生产批量易于提高、产品成本易于降低、维修也较方便。 1.3 设计的目的及意义 我国农作物秸秆资源十分丰富。秸秆中含有可消化物质35％～50％，粗蛋白3％～8％，特别适合于喂饲牛、羊等动物。改革开放以来，我国粮食总产量提高很快，但是我国人口多、人均耕地少，不可能提供大量粮食用作饲料，因此，充分利用和开发农作物秸秆饲料，发展“节粮型畜牧业”，特别是对于发展农区秸秆养牛羊等，具有十分重要的意义。 随着我国人口不断增多和耕地的逐年减少，人畜争粮矛盾将日益突出，秸秆作为饲料资源对其有效的利用将是未来农业发展的方向和重大任务之一。 本次设计的目的是设计出一种对秸秆进行切短的切碎机，要求其结构合理，经济适用，操作方便，易于维护，通用性好。 1.4 设计内容及应达到的技术要求 1.4.1 设计内容 （1）秸秆切碎机整体方案的比较选择及可行性论证； （2）机架的结构设计； （3）加工能力范围的确定； （4）相匹配的动力，选择出合适的电动机； （5）动力传动装置、输送装置的设计； （6）非标准件的结构参数的确定； （7）辅助部件（如外壳）的设计。 1.4.2 技术要求 根据饲养要求，饲料加工方法及配料工艺的不同，应达到如下技术要求： （1）切碎长度符合饲养要求，切段太长，不利于牲畜咀嚼，损失浪费严重；切段太短，不仅浪费动力，而且会加速饲料中水分的蒸发和营养物质的损失。通常饲料喂牛时为30-40mm,喂马时为15-25mm,喂羊和猪时为8-20mm； （2）切碎质量要好，切碎长度均匀，切口平整，而且要有比较高的切碎率； （3）通用性好，尽可能的适用于多种秸秆的切碎； （4）喂入卸出自动化，工作安全可靠； （5）运转均匀，结构简单，维护方便； （6）效率高、能耗少、使用方便。 1.5 设计的基本依据 1.5.1 功能设计思想 功能上产品必须实现的任务或说是产品的用途，因此必须按照切碎机所要求的任务和目标进行设计，其设计原则有： （1）保证碎段的均匀性和营养性； （2）防止附属功能的遗漏（如自动输送、抛送）； （3）尽量减少不必要的功能设置； （4）注意要求达到基本功能的条件，防止其和具体环境等因素的不协调。 1.5.2 总体设计依据 整个设计的关键之处就在于总体设计，其原则： （1）系统性，即所设计的是一个系统，应充分考虑系统的特性；（2）布局的合理性，其对后续设计存有重大的影响，应要求达到便于充分发挥功能，整体结构紧凑，层次分明。 2. 设计方案拟定 切碎机设计的关键之处在于其切碎装置，常用的有滚刀式和盘刀式。 滚刀式切碎机工作时，滚筒回转，其动刀片刃线运动的轨迹呈圆柱形或近似圆柱形。上下喂入辊相对回转，将秸秆压紧和卷入，送至定刀上，由动定刀构成的切割副切碎，碎段排出。显然，其滚筒轴与喂入辊、输送链轴平行，所以传动简单，结构紧凑。盘刀式破碎机工作时，圆盘回转，其动刀片刃线的运动轨迹是一个垂直于回转轴的平面圆，因其动刀运动范围较大而导致传动复杂，结构不紧凑，工作不连续，刀盘运动不均匀。目前在小型切碎机上多采用滚刀式，故初步拟定为滚刀式切碎机。 3. 总体方案设计 机器主要的部件有输送装置、喂入装置、切碎器和抛送装置。 工作时，上下喂入辊反向转动，攫取秸秆，上喂入辊在弹簧压力作用下夹紧秸秆进行喂入，在由定刀和动刀构成的切碎副进行切碎，碎段落入排出槽由抛送装置抛出。 图3-1表示了滚刀式破碎机的结构示意图。 1—滚刀 2—下喂入辊 3—上喂入辊 4—喂入链主动轮 5—输送带 6—排草轮 7—电机 8—机架 图3-1 结构示意图 3.1 性能指标和技术参数 （1） 切碎长度：L＝16mm （2） 切碎生产率：Q＝1500Kg/h （3） 功率消耗：输送喂入功率N1＝0.15Kw；切碎功率N2＝1.4Kw； 排草功率N3＝0.2Kw；总功率消耗N＝N1+N2+N3＝0.15+1.4+0.2＝1.75Kw （4） 配套电机：功率为2.2Kw，转速为1420r/min的三相异步电动机 （5） 滚刀滚筒参数：n＝750r/min，直径D＝250mm，宽度L＝260mm （6） 喂入辊参数：n＝190r/min，直径D＝80mm，宽度L＝200mm （7） 喂入口：宽度d＝200mm，最低高度h＝20mm （8） 滚筒上的刀片数：k＝4 3.2 主要工作部件结构设计 3.2.1 喂入装置的构成 喂入装置是由输送链板、上下喂入辊、压紧装置等组成。喂入装置作用是将秸秆压紧并以一定的速度向切碎器喂入，在切碎时夹持住秸秆以免秸秆产出弯曲变形，为了保证切碎整齐，要求喂入时秸秆无相对滑动，并在秸秆层厚度变化时也能加紧秸秆。上下喂入辊的配置要求： （1）喂入辊卷入能力要强，并且卷入速度应大于输送速度，以免秸秆堆积或堵塞； （2）下喂入辊最上端的水平面与定刀处于同一水平面上，或略高一点； （3）喂入辊在配置上应尽量靠近刀片切割平面，避免秸秆产生弯曲变形，保证切碎质量； 喂入辊：是喂入装置最基本工作部件，一般用HT18～36灰铸铁铸成。 为了保证在喂入时秸秆无相对滑动，并在秸秆层变化时仍能夹紧，喂入辊采用星齿型，其截面形状如图3-2： 图3-2 喂入辊截面形状 3.2.2 喂入辊工作分析 喂入辊工作分析的目的是研究其喂入性能与其本身结构参数之间的关系。 喂入辊工作时的受力分析图如图3-3： 图3-3 喂入辊受力分析 假设秸秆喂入前的厚度为A，经喂入轮压缩后其厚度等于轮轴间系a，没有弹性变形；秸秆不受输送链的推力。现在分析两喂入轮已经攫取了秸秆并向切碎器输送秸秆的情况。 设喂入辊半径为r，与秸秆间的摩擦系数及摩擦角分别为f和Φ。当工作时，喂入辊对秸秆作用力有二：一是压力R，视为作用在与秸秆层接触弧中点，并与铅垂线夹角为α，此角称为挟持角；二是摩擦力f·R，方向与R力垂直。两喂入辊压力R的合力2Rsinα，汇交于A点，方向水平向外，有阻止秸秆卷入作用；摩擦力f·R合力为2fRcosα，汇交于B点，方向水平向内，起卷秸秆作用。因此，保证秸秆卷入的条件： 2fRcosα≥2Rsinα 所以 f≥tgα 因为 f＝tgΦ 所以 Φ≥α 表明秸秆被喂入辊压紧和卷入条件是其挟持角α必须小于摩擦角Φ，否则将不能正常工作。一般秸秆Φ＝17～270。喂入辊卷入性能除与摩擦系数外，还与其直径的大小有关。当秸秆喂入层增大时，挟持角α必然增大，使秸秆不能卷入，出现堵塞现象。为了满足Φ≥α条件要求，就必须最大喂入辊直径。有： OO1＝2r+a＝2r·cos2α+A 将卷入极限条件：Φ＝α代入此式，得 式中：rmin—喂入辊的最小半径。 为了使喂入轮很好的工作，可增加秸秆与喂入轮的摩擦角或减小角α。欲减小α角，就要采取下列三种措施： （1）在r不变的情况下减小喂入层的厚度； （2）在轮轴的中心距不变的情况下增大r； （3）在喂入层厚度A及轮轴间隙a都不变的情况下加大轮轴的中心距。 （1）和（2）两种措施都要导致生产率下降，（2）和（3）两种措施将使机器庞大，所以这些参数都不能随意变动，一般秸秆切碎机上r常取40～80mm。喂入辊半径过小，则喂入性能差；过大则喂入辊作用于秸秆区远离切割平面，会影响切割质量，故取r为80mm。 3.2.3 切碎长度及生产率 切碎长度是破碎机的主要性能指标之一，其大小与喂入辊直径D(m)及转速n(r/min)等因素有关，考虑到打滑因素的影响，实际计算公式为： （m） 式中: ε—秸秆与喂入辊间打滑系数，ε＝0.05～0.07 k—动刀片数 D—喂入辊直径 i—滚刀与喂入辊转速之比（喂入辊传动比） 生产率是表示破碎机生产能力大小的主要参数，它决定于喂入口面积（上下喂入辊之间通过的面积），切碎器动刀片数，滚刀转速，切碎长度和秸秆种类等。按下述公式计算： Q＝60k·a·b·L·n1·γ （t/h） 式中: a，b—喂入口高度和宽度（m） γ—秸秆压缩后容重（t/m3）一般秸秆γ取0.12～0.16 根据上述公式便可计算出各传动比，进而确定其他相关参数。 3.2.4 上喂入辊压紧机构 为了使得喂入秸秆过多时在喂入辊处不产生不堵塞，过少时不产生碎段过长，上喂入辊应制成能浮动的，并设有压紧机构以保持上喂入辊对秸秆始终有一定的压力。对压紧机构采用双弹簧式，上喂入辊两侧轴承座可以在垂直的滑道内移动，弹簧一端与轴承座相连接，另一端连接在弹簧座上，视具体情况可以通过调节螺钉的高度来调节弹簧的刚度。当秸秆层变厚时上喂入辊克服弹簧的压力向上浮动，最大浮动量为80mm。压紧结构示意图如图3-4： 1—螺钉 2—弹簧 3—轴承座 图3-4 压紧机构 3.2.5 切碎器及其技术要求 切碎器是秸秆切碎机重要工作部件。它的参数设计是否合理，对破碎质量，功率消耗，以及机器运转均匀程度有直接影响。破碎性能好的切碎器，应是结构简单，刀片制造、安装、刃磨方便、切割省力，负荷均匀，切割质量好，秸秆相对动定刀片不产生滑移。 切碎器的技术要求如下： （1）产生滑切 滑切可减小阻力。滑切角和滑切系数都是用来表示滑切作用大小的指标。在一定滑切角范围内，滑切程度越大，切割越省力。通常刀片滑切角为20～60°。 （2）切割要稳定 秸秆相对刀片没有滑动的切割叫切割稳定，它是保证切割质量的主要因素。要求切割稳定，不产生滑动切割，应满足如下切割条件： χ≤ψ1+ψ2 式中 :ψ1, ψ2—秸秆与动定刀片之间摩擦角，一般ψ1＝12°，ψ2＝38°。 χ—推挤角，动刀刃线和定刀刃线间夹角 切割稳定条件是指刀片最大推挤角小于动定刀片摩擦角之和，即χ≤50°，常取χ＝40～50°。 （3）切割阻力矩要均匀 （4）切割速度 大量的实验表面，切割速度对切割阻力也有很大影响，随着切割速度的加大，切割阻力几乎成直线下降。前苏联的H·E·P推荐最佳切割速度范围是35～40m/s，常用的是18～37m/s。 3.2.6 动刀 刀片采用螺旋型，刀片数为4，安装时，根据碎段长度要求安装2片或是4片。 螺旋型刀片的刀体和刃线部都是螺旋式，并且按螺旋排列，倾斜地安装在滚筒表面上。螺旋型刀片在滚刀式切碎器中和其它类型刀片比较，滑切作用强，切割阻力小，切割性能好，但刀片制造、安装、调整及刃磨都不方便。而且切碎体不能自动抛出，需人工清理，或者用风送装置吹出，增加了机器复杂性。螺旋角β的余角就是刀片的钳住角X。通常，由于滚筒轴线与定刀刃线平行，滑切角就等于钳住角，在工作中，他们保持不变τ＝X＝90°-β。 滚筒式切碎器刀片的刀刃为外磨角，刀片的底平面或刃磨面与其切割面所成的角度叫隙角γ，其作用是避免在切碎过程中刀片与从喂入口不断进来的秸秆相摩擦，以便减少动刀消耗。刀片的刃角β对刀片的使用寿命，功率消耗有很大影响。据参考文献[7]知：随着β角的加大，切割所需的功和比功都要上升，若β角大于30°更显著增加，但β角太小又不耐磨，常用的β角可在15～30°间的选择。 在切碎器的滚筒上固定两个圆盘，动刀片安装在圆盘上，构成切碎滚刀滚筒。 3.2.7 定刀（底刀） 采用方形刃口的定刀，其能耗小，使用时不易磨损，厚度为3～6mm，以承受动刀对物料巨大的冲击力。刃口形状如图3-5： 图3-5 定刀 刀片材料可用5碳素工具钢或优质碳素结构钢65Mn或70Mn。刀片可工作宽度对滚筒式切刀为20mm，在该区域刃部淬火硬度为HRC47～56，而非淬火区为28HRC。动刀刃工作表面与刃口垂直线之间有3～5°倾斜角。动、定刀片刃口的间隙为0.5～1.0mm。动刀的厚度为2～3mm，刃口的厚度δ＝80～100µm，若磨损到一定厚度时，必须磨刀， 使之变薄，构成锐利刃口。 3.2.8 抛送装置 为了将秸秆碎段从排出槽中排出，把它们送到不远的距离和不太高的地方，需采用抛送装置。在抛送装置的转轴上装有转臂，在转臂上连接着输送叶片，其外围是带有输送管道的外壳。旋转着的叶片借助离心力直接把物料抛出去，叶片的装成采用后倾式，倾角γ一般为15～17°。 3.3 机架和箱体的材料选择 机架和箱体的工作特点要求其应有足够的刚度，其次是强度和抗振性，鉴于设计的结构形状简单，工作条件也没有特殊的要求，可采用普通低碳素钢来制造，如Q235等。 4. 传动方案设计 传动系统的位置要根据设备的结构特点及部件的相对位置来确定，传动路线及零部件的选择要保证总传动比和传动的可靠性，同时不影响本身零部件的正常运行。本次设计的传动和执行机构都比较简单，用带传动作为第一级传动，再由一对圆柱直齿轮和另一带轮分别将动力传递给喂入辊和抛送装置，然后通过链轮传递动力给输送链板主动轮，其传动路线示意图如图4-1： 图4-1 传动路线 5. 设计计算及安全性分析 5.1 V带的设计计算 需传动的功率p＝2.2kw，电机转速n1＝1420r/min，切碎器滚刀轴转速n2＝750r/min，传动比为i＝1.9。 （1）确定计算功率pca 计算功率pca是根据传动功率p，并考虑到载荷性质和每天运转时间长短等因素的影响而确定的。即 pca＝kAp 选kA＝1.1，则pca＝kAp＝2.42 （2）选择带型 根据计算功率pca＝2.42和小带轮转速n1＝1420r/min由表8－8选择A型普通V带 （3）确定带轮的基准直径dd1和dd2。 1）初选小带轮的基准直径dd1 选取dd1≥dmin。为了提高v带的寿命，宜选取较大的直径。 选dd1＝80mm 2）验算带的速度v 计算带的速度 v＝πdd1n1/60×1000＝6.25m/s 符合带速在5～25m/s之间的要求。 3）计算从动轮的基准直径dd2 dd2＝I×dd1＝1.9×80＝152mm 适当圆整为dd2＝160mm （4）确定中心距a和带的基准长度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，根据带传动的几何关系，按下式计算所需带的基准长度Ld‘： Ld‘≈2×a0+（dd2+dd1）/2 + （dd2-dd1）2/4a0＝2×480+（80+160）/2+（160-80）2/4×480 ＝1180mm 根据Ld‘选取和Ld‘相近的v带的基准长度Ld＝1120mm。再根据Ld来计算实际中心距 a≈a0+（Ld- Ld‘）/2 ＝480+（1180-1120）/2＝510mm 考虑安装调整和补偿预紧力（如带伸长而松弛后的张紧）的需要，中心距的变动范围为： amin＝a-0.015Ld＝510-0.015×1120＝493.2mm amax＝a+0.030Ld＝510+0.030×1120＝543.6mm （5）计算主动轮上的包角a1 a1≈1800-（dd2-dd1）×57.50/a ＝1800-（160-80）×57.50/510 ＝167.60﹥1200 （6）确定带的根数z z＝pca/（p0+△p0）kakL 其中ka＝0.97，由kL＝0.96，由p0＝0.81，由△p0＝0.15则 z＝2.42/（0.81+0.15）×0.97×0.96 ＝2.71根 取3根带 （7）确定带的预紧力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) 由于新带容易松弛，所以对非自动张紧的带传动，安装新带时的预紧力应为上述预紧力的1.5倍即156N。 （8）计算带传动作用在轴上的力（简称压轴力）Fp Fp＝2zF0sina1/2＝2×3×sin83.80＝622（N） 5.2 V带轮的设计 设计v带轮，其中 基准宽度（节宽）：bd＝11mm； 基准线上槽深：hamin＝2.75mm； 基准线下槽深：hfmin＝8.7mm； 槽间距：e＝1.5±0.3mm； 第一槽对称面至端面的距离：f＝10-1+2mm； 最小轮缘厚：δmin＝6mm； 带轮宽：B＝（z-1）e+2f＝50mm； 小带轮外径：da1＝dd2+2ha＝85.75mm 5.3 链的设计 下喂入辊轴n1＝190r/min，输送链板主动轮n2＝160r/min，传动比i＝1.2 （1）选择链轮齿数z1，z2 假定链速v＜3m/s，选取小链轮齿数z1＝17，则大链轮齿数 z2＝i×z1＝17×1.2＝20.4 取21 （2）确定链条节数Lp 初定中心距a0＝30p，则链节数为: ＝79.37 取80节 （3）确定链条的节距p 因传动功率较小，故可选取链号为08A单排链（08A－1－88GB/T1243.1－1983），得链节距p＝12.70mm。 （4）确定链长L及中心距a L＝pLp＝80×12.70＝1016mm 中心距减少量 △a＝（0.002～0.004）a＝0.775～1.550mm 则实际中心距 a‘＝a-△a＝318.8-（0.775～1.550）＝385.85～386.625mm 取a‘＝386mm （5）验证链速 v＝z1n1p/60×1000＝17×190×12.7/60×1000＝0.68m/s 与假设相符。 5.4 链轮的设计 选用链条系列标准代号为08A－1－88GB/T1243.1－1983，得：链节距p＝12.70mm，滚子外径d1＝7.95mm，内链节内宽b1＝7.85mm，销轴直径d2＝3.96mm，内链板高度h2＝12.07mm，大、小链轮设计： （1）大链轮 齿数: z2＝21 分度圆直径：d＝p/sin（1800/z2）＝12.7/sin（1800/21）＝85mm 齿顶圆直径：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 齿根圆直径：df＝d-d1＝85-7.95＝77mm 齿侧凸缘直径： dg≤p×ctg（1800/z）-1.04h2-0.76＝12.7×12.068-1.04×12.07-0.76＝139.95mm 取dg＝139mm 齿型按3RGB/T1244－1985规定制造，如下： 齿宽：bf1＝0.93b1＝0.93×7.85＝7.3mm 倒角宽：ba＝（0.1～0.15）p＝1.27～1.905mm 取1.5mm 倒角半径：rx≥p＝12.7mm 倒角深：h＝0.5p＝6.35mm 齿侧凸缘（或排间槽）圆角半径 ra≈0.04p＝0.508mm，取ra＝0.5mm 链轮齿总宽：bf＝（n-1）pt+bf1＝bf1＝7.3mm （其中n为排数此处为1） （2）小链轮 齿数 z2＝17 分度圆直径：d＝p/sin（1800/z1）＝12.7/sin（1800/17）＝69.2mm 齿顶圆直径：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 齿根圆直径：df＝d-d1＝69.2-7.95＝61.25mm 齿侧凸缘直径：dg≤p×ctg（1800/z）-1.04h2-0.76＝12.7×5.35-1.04×12.07-0.76＝54.64mm 取 dg＝54mm 齿型按3RGB/T1244－1985规定制造，如下： 齿宽：bf1＝0.93b1＝0.93×7.85＝7.3mm 倒角宽：ba＝（0.1～0.15）p＝1.27～1.905mm 取1.5mm 倒角半径：rx≥p＝12.7mm 倒角深：h＝0.5p＝6.35mm 齿侧凸缘（或排间槽）圆角半径ra≈0.04p＝0.508mm 取ra＝0.5mm 链轮齿总宽：bf＝（n-1）pt+bf1＝bf1＝7.3mm（其中n为排数此处为1） 5.5 喂入链主动轮轴的设计 喂入链主动轮轴传递的功率P＝0.15Kw，转速n＝160r/min，半径r＝40mm， 先求链轮作用在轴上的力 由 FP＝KFPFe 有效圆周力 Fe＝1000P/v＝1000×0.15/0.68＝221N 按水平布置取压轴系数 KFP＝1.15，故 FP＝KFPFe＝1.15×221＝255N （1）轴上零件的安装方案，如图5—2图a）所示： 图5—2 下喂入链主动轮轴的载荷分析图 （2）选择轴的材料 该轴传递小功率且转速较低，故选用45钢并调质处理，其力学性质如下： （3）初步计算轴的直径 选取A0＝126～103，取A0＝115 考虑链轮和键槽对轴的强度的削弱，轴径增加10%左右，然后将轴径圆整取d＝16mm（此值作为承受扭矩作用的轴段的最小轴径dmin） （4）轴的结构设计 初选角接触球轴承，为了便于装配，取装轴承处的直径d3＝30mm，初选角接触球轴承的结构代号为7206AC，其外形尺寸为d×D×B＝30×62×16； 根据轴向定位的要求，确定轴的各段直径、长度，如图5—2图a）所示： d1＝30mm，此段为轴承，长度取L1＝47mm； d2＝35mm，此处为滚筒轴，同时考虑轴承座的安装，长度取L2＝346mm； d3＝30mm，此段为轴承，长度取L3＝57mm； d4＝24mm，此处为链轮，根据其宽度，长度可取L4＝88mm； 即此轴的总长度为；L＝L1+L2+L3+L4＝47+346+57+88＝538mm （5）轴的校核 转动扭矩T＝95.5×105P/n＝95.5×105×0.15/160＝8953N·mm（其中P为喂入链的输送功率为0.15Kw），则Ft＝2T/d＝2×8953/80＝224N，Fr≈Fa≈Ft＝224N 轴受力情况如图b)所示,其中CA＝220mm，CB＝180mm，DB＝100mm 1）求轴上的载荷 轴上受力如图，分别在水平面内图c）和垂直面内图e）进行计算。 由（水平面见图c）得，方向按左顺右逆原则 RA1·AB –Fr·CB- Fa·d/2+ FP·BD＝0，则RA＝25N 由力平衡方程 Fr+FP＝RA1+ RB1，则RB1＝254N 由（垂直面见图e）得，方向按左顺右逆原则 FA2·AB -Ft·CB＝0，则RA2＝100N 由力平衡方程 Ft＝RA2+ RB2，则RB2=124N 合成支反力 2）计算水平面的弯矩，画弯矩图，方向按左顺右逆原则,如图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）计算垂直面的弯矩，画弯矩图，方向按左顺右逆原则，如图f）所示 MC＝RA2·CA＝100×220＝22000N·mm 4）合成弯矩，并画总弯矩图 公式为M总2＝M图d2+M图f2 其中M图d表示水平面方向的弯矩，M图f表示垂直面方向的弯矩，对应点合成 ,如图g）所示 N·mm N·mm N·mm 5）由图g）可知危险截面为C、B，强度条件为 为了考虑两者循环特性不同的影响，引入折合系数α，当扭转切应力为静应力时，取α≈0.3；当扭转切应力为脉动循环变应力时，取α≈0.6； 当扭转切应力为对称循环变应力时，取α≈1；此处取0.6，则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 则 故C截面安全 B截面 取M＝21360，W＝0.1d3＝0.1×303＝2700 则 故B截面安全 根据上述的计算来看，系统各项参数达到了设计性能要求，同时系统结构简单，效率高。尽管对轴的设计校核工作没有全部进行，但根据对重要轴系的校核结果来看，其它轴系的设计应能满足该系统刚度和强度的要求，因此，系统工作过程中能够满足其安全性要求。 6. 使用说明书 6.1 常见的故障原因及排除方法 在使用切碎机前应该先对机器进行安全检查，要在安全的工作环境下进行工作，不可以在雷雨等恶劣天气情况下使用机器进行作业。在切碎机使用过程中应该严格按照该产品的使用说明书进行规范操作，注意操作者的人身安全，远离人群，避免伤及人畜等。在使用过程中可能会出现一些小的机械故障，如何进行机器故障的分析及排除方法见表6-1 表6-1故障原因及排除方法 故 障 原 因 排 除 方 法 工作过程中主轴转速降低： 1）皮带打滑 2）草太湿，碎草吹不出去 1）调紧皮带或给皮带上润滑油 2）湿草要晒干后在切碎，工作转速下降，可扳开离合器，停止喂入，待转速恢复正常后再继续工作；如果停止喂入还不能使转速恢复正常，须停机扒出机器中堵塞的碎草 切段太长： 1）刀片与定刀间隙太大 2）刀片或定刀的刃口磨钝 1）调整间隙 2）磨刀片或底刀换刀 轴承发热： 1）润滑油不足 2）轴承座中进入杂物造成磨损 1）加注润滑油 2）停车检查，清除杂物，必要时更换轴承 结论 （1）设计的秸秆切碎机的原理和结构都比较简单，从而给制造、安装、使用和维修带来了极大的方便。 （2）设计的秸秆切碎机适应性强，主要是适合于粗壮秸秆，甚至是较细的树枝切断；切碎比较连续，振动较小，切碎性能和切碎质量高。 （3）喂入、切碎和抛送功率都比较低，因而要求相匹配的动力也较小，同时整个设备大量采用普通钢材，大大的降低了制造成本，提高了其经济性，满足了广大农村单家独户作业的要求。 （4）压紧装置中的弹簧设计成可根据具体情况来调节其刚度，增强了切碎机的加工性能，同时也是本设计的创新之处。 （5）将上喂入辊轴设计成浮动轴，提高了切碎机的切碎能力范围。 （6）破碎机的喂入和抛送功能实现了自动化，节省了人力。 参考文献 [1] 王天麟.畜牧机械[M].中国农业机械出版社.1988年. [2] 周静卿，张淑娟.机械制图与计算机绘图[M].中国农业大学出版社.2007年. [3] 几何量公差与检测[M].第五版.上海科学技术出版社.2001年. [4] 孙恒，陈作模.机械原理[M].第五版.高等教育出版社.2005年. [5] 陶南.畜牧及渔业机械与设备[M].浙江大学出版社.1991年. [6] 宗培言.机械工程概论[M].机械工业出版社.2001年. [7] 理论力学[M].第六版.高等教育出版社.2002年. [8] 吴宗泽.罗圣国.机械设计课程设计手册[M].高等教育出版社.2006年. [9] 濮良贵.纪名刚.机械设计[M].第八版.高等教育出版社.2006年. [10] 黄健求.机械制造技术基础[M].机械工业出版社.2005年. [11] 邹慧君.机械原理课程设计手册[M].高等教育出版社.2009年. [12] 张良成.材料力学[M].中国农业出版社.2003年. [13] 姚维祯.畜牧机械[M].中国农业出版社.1998年. [14] 沈再春.农产品加工机械与设备[M]. 中国农业出版社.2002年. [15] 吴宗泽.机械设计手册(上册)[M].机械工业出版社.2000年. [16] 吴宗泽.机械设计手册(下册)[M].机械工业出版社.2000年. [17] 郭重庆.洪钟德.简明机械设计手册[M].同济大学出版社.2002年. [18] 王金武.互换性与测量技术[M].中国农业出版社.2007年. 致 谢 恍惚中，在美丽的农大校园中，度过了人生中最为宝贵的年华。从开题报告到毕业设计的基本结束，我的四年大学生活也即将结束。在这里我向鼓励和帮助过我的所有同学和老师表示衷心的感谢。 在这里我首先要感谢我的导师老师。从毕业设计题目的选取崔老师一直在悉心帮助我，到最后的定稿及毕业设计说明书的审查都是严格认真，对我们的要求非常严格。我除了敬佩崔老师的专业技术水平外，他的治学严谨也对我今后的学习和生活具有积极的影响。 其次，我要感谢我的同学，大家除了在学习上互相鼓励帮助，在我找资料遇到困难的时候也伸出援助之手，主动帮我搜集资料，在完成毕业设计的全过程中都给予了我全面的指导。 最后感谢我的家人，想到你们总会让我感到安全和温暖，你们的抚育之恩永生难忘。 学无止境，无论每天往返于工厂和住所，还是忙碌于实验室，作为一个当代青年，无时无刻不在接受新的知识、观点、理念。即便是创造社会价值，也需要不断补给养分。最后真诚期望每一个人都始终拥有美好幸福的生活状态、以及一颗热忱探索未来和真理的心，同时也是对自己未来生活的期冀。 - 25 -