破包機畢業(yè)設計

1、<p><b>　　破包機設計</b></p><p>　　【摘要】 破包機是將成捆的稻草包破碎的一種農(nóng)用機械，該機是由運輸機構、破碎裝置和機架構成。運輸機構維持恒定且緩慢的速度運送稻草包，稻草包送入破碎裝置中，破碎刀具將稻草包打碎，并且利用打刀的作用將松散的稻草甩到預定位置。進給和破包的過程同時進行。運輸系統(tǒng)采用輥子運送的方式，這種方式方便、實用、可靠；破碎刀具利用回轉(zhuǎn)軸的高轉(zhuǎn)速

2、和大慣性，將稻草包打碎。本機械采用兩個動力系統(tǒng)，機主軸系統(tǒng)和進給系統(tǒng)。進給電機的轉(zhuǎn)速選擇較低轉(zhuǎn)速，經(jīng)過擺線針輪減速器得到很大的降速比，帶動鏈輪進而驅(qū)動輥子。主軸采用帶傳動的方式，帶傳動應用比較廣泛、可靠，且皮帶具有自保護作用。機構的通用簡單也增加了機器的可維護性，破包機的成本不高，在農(nóng)村市場可以很好的推廣。</p><p>　　【關鍵詞】 秸稈 破碎 輥子 鏈傳動 滾筒</p><p>　

3、　【Abstract】The pack-broken machinery is a kind of agricultural machine which breaks bundles of straw,It is composed of the transport operators, broken fixtures and racks. Transport operators have to maintain a const

4、ant and slow pace of delivery of straw bag, straw bag into the broken device, broken tool would break straw bags into clastic and play the knocked and loose straw predetermined position. The process of feed and breaking

5、packets carry through simultaneously. Transportation system makes </p><p>　　【Key Words】Straw crushing roller chain drive platen</p><p><b>　　目錄</b></p><p><b>　　0. 引

6、言4</b></p><p>　　0.1 課題內(nèi)容概述4</p><p>　　0.1.1 設計背景4</p><p>　　0.1.2 設計理念4</p><p>　　0.2設計前景分析5</p><p>　　0.3設計任務及工作安排5</p><p><b>　

7、　1. 設計方案6</b></p><p>　　1.1 總體方案設計6</p><p>　　1.2 總體結構設計8</p><p>　　2. 破包機的設計9</p><p>　　2.1  選擇電動機9</p><p>　　2.1.1 電動機類型與適用的傳動特性9</p>

8、<p>　　2.1.2 電動機功率選擇9</p><p>　　2.2 減速機的選擇11</p><p>　　2.3 輥子輸送裝置的設計11</p><p>　　2.3.1 輥子輸送機的特點11</p><p>　　2.3.2 輥子相關尺寸信息最后選擇13</p><p>　　2.4 帶座軸承的選擇

9、13</p><p>　　2.4.1 類型的選擇13</p><p>　　2.4.2 壽命校核16</p><p>　　2.5 帶輪的選擇與校核17</p><p>　　2.5.1 帶輪的設計計算步驟17</p><p>　　2.5.2 帶傳動的張緊裝置26</p><p>　　2.6

10、 鏈輪的選擇27</p><p>　　2.6.1 鏈輪的設計計算步驟27</p><p>　　2.6.2 鏈輪的工作圖33</p><p>　　2.7 機架矩形鋼槽鋼的選擇和連接34</p><p>　　2.8 軸及設計校核35</p><p>　　2.8.1 軸的設計計算校核35</p>&

11、lt;p>　　2.8.2 精確校核軸的疲勞強度38</p><p>　　2.9 潤滑方式的選擇40</p><p>　　2.10 破碎機構的設計40</p><p><b>　　設計小結43</b></p><p><b>　　謝辭44</b></p><p&g

12、t;<b>　　參考文獻45</b></p><p><b>　　破包機</b></p><p><b>　　0．引言</b></p><p>　　0.1 課題內(nèi)容概述 </p><p><b>　　0.1.1設計背景</b></p>

13、<p>　　我國有著豐富的生物質(zhì)資源，僅農(nóng)作物秸稈每年產(chǎn)量達9億多噸，但這些資源不僅沒有得到有效利用，在有些地方甚至成為負擔：</p><p>　　其一、秸稈是農(nóng)村傳統(tǒng)的燃料，大多采取直接燃燒的方式，其轉(zhuǎn)換效率僅為10％一20％左右。</p><p>　　其二、隨著農(nóng)村經(jīng)濟的發(fā)展，農(nóng)民收入的增加，商品能源(如煤、液化石油氣等)已經(jīng)進入農(nóng)村家庭。失去燃燒功用的秸稈成為廢棄物，被隨處

14、亂扔。有的農(nóng)民為了省事，直接在地頭燃燒秸稈，嚴重污染了環(huán)境。因此，加快秸稈的優(yōu)質(zhì)化轉(zhuǎn)換利用勢在必行。</p><p>　　在今后，隨著秸稈塊煤、顆粒煤技術和設備的問世，讓秸稈等可燃生物質(zhì)的轉(zhuǎn)化利用，有了最好的途徑，必將有著廣闊的市場前景。</p><p>　　一、原料遍地都是：農(nóng)作物秸稈、樹葉、枯枝、鋸末、雜草等一切可燃的生物質(zhì)，都可做它的原料，遍地都是，生生不息，永不枯竭。</p&

15、gt;<p>　　二、成本價格低廉：原料成本幾乎為零；設備投資不大，操作簡便，農(nóng)村閑散勞動力經(jīng)簡單培訓可以上崗，人力成本非常低廉。</p><p>　　三、應用范圍廣大：秸稈塊煤、秸稈顆粒煤，使用方便，單位家庭都適用；燃燒效果好，做飯、取暖、洗浴都需要，尤其是生物質(zhì)發(fā)電廠的必須品。</p><p>　　四、兼具環(huán)保效益：變廢為寶，既為農(nóng)民增加了收入，也保護了環(huán)境， 解決了各級

16、政府秸稈處理的難題，國家政策大力支持。</p><p>　　五、投資利潤豐厚：在煤炭價格瘋漲的時候，投資辦廠生產(chǎn)秸稈塊煤、顆粒煤，無風險、利潤大，必然獲得意想不到的豐厚回報！</p><p>　　農(nóng)作物秸桿破碎機用途:各種農(nóng)作物秸桿 、樹枝、棉桿、玉米秸、麥秸、稻草、花生秧、地瓜秧等破碎。廣泛用于飼料加工戶、秸桿飼料廠、顆粒飼料加工戶、生物電廠、養(yǎng)牛、養(yǎng)羊飼養(yǎng)戶、秸桿碳廠、密度板、秸桿造門

17、、秸桿炭、秸桿板材、飼料等多種領域。設計先進，工藝合理，結構緊湊，運行平穩(wěn)，安全可靠，維修方便的破包機迫在眉睫，對構建農(nóng)作物秸稈“變廢為寶”有重要意義。</p><p>　　0.1.2 設計理念</p><p>　　破包機是用于對小麥、水稻包進行打碎的為下一步工序做準備的重要機械，當今世界能源危機是各國面臨的新課題，隨著綠色能源的倡導，用農(nóng)作物秸稈擠壓成型作燃料在我國廣大農(nóng)村將會有廣闊的應

18、用前景！秸稈生物飼料的技術措施我國秸稈資源十分豐富，據(jù)統(tǒng)計全國年產(chǎn)各類農(nóng)作物秸稈達5.7億噸，其數(shù)量相當于北方草原打草量的50多倍，其中90%被焚燒。據(jù)聯(lián)合國糧農(nóng)組織(FAO)統(tǒng)計資料表明，在美國約有73%的肉類由草轉(zhuǎn)化而來，澳大利亞為90%，而我國僅有6%-8%的肉食由草稈轉(zhuǎn)化而來。國家2010年遠景規(guī)劃中提出：養(yǎng)殖業(yè)要主攻食草型和非糧耗型飼料。秸稈化糧過腹還田，利用比例將達40%。稻草破包機在我國生產(chǎn)使用尚未廣泛使用和推廣，將稻草包

19、解開打碎的裝置，稱為破碎裝置。性能良好的破包機，應該是堅固耐用的、故障少、使用保養(yǎng)方便、結構簡單可靠、節(jié)能環(huán)保。同時，還應滿足以下的技術要求：針對于農(nóng)作物秸稈易燃的特點，在破碎過程中要注意防火降溫處理。破包機在一定程度上應有一定的通用性，盡可能適用于破碎多種農(nóng)作物的秸稈，從而以提高機具的利用率。所設計的脫粒機應有較高的生產(chǎn)率，功率消耗少，即其造價低。破包機是秸稈成型燃料制作的前期步</p><p>　　0.2設計

20、前景分析 </p><p>　　破包機的使用并沒有發(fā)展成熟，有很多廠家仍延襲十幾年以前傳統(tǒng)人力的生產(chǎn)方式進行生產(chǎn)和管理，工廠管理水平相對落后，效率低下。原因就是多數(shù)廠家經(jīng)濟效益欠佳，拿不出更多的資金和技術力量用于科研和開發(fā)新產(chǎn)品；也有的是由于廠里領導急功近利，對開發(fā)新產(chǎn)品的重要性認識不足。然而產(chǎn)品更新?lián)Q代的越慢，越難占領市場，工廠效益越差，從而使不少企業(yè)的生產(chǎn)陷入了惡性循壞。設計一套廉價、高效、節(jié)能的破包機

21、有很大的必要，因此我們可以看出破包機目前仍有較大的存在空間，破包機的研制和使用將有很廣闊的應用前景。本課題就對破包機進行優(yōu)化設計，使其價格低廉、工作可靠、性能優(yōu)良、盡可能降低勞動強度的同時又能節(jié)約成本。</p><p>　　0.3設計任務及工作安排</p><p>　　設計的技術參數(shù)和相關的任務要求如下：</p><p>　?。?）完成相關外文文獻閱讀和翻譯工作。&

22、lt;/p><p>　?。?）對破包機的方案進行討論、論證。</p><p>　?。?）設計出破包機的整套機械圖紙。</p><p>　?。?）對破包機的控制系統(tǒng)進行初步設計。</p><p>　?。?）編制計算說明書。</p><p>　　技術參數(shù)：稻草包尺寸：900～1200×80～1100×100

23、～500。</p><p>　　工作頻率為：40包/分鐘（可調(diào)）。</p><p>　　破包機是一種對包狀的稻草進行破碎的機械，主要用于農(nóng)業(yè)秸稈回收再利用，必須控制整個機械的成本，該機械主要有三大系統(tǒng)組合而成，結構簡單可靠；機架結構通過槽鋼和方鋼的搭建而成，它們由焊接和螺栓連接的方式構建而成。破碎機構要求具有可維護，破碎連續(xù)等條件；運輸機構的設計采用常用的輥子運輸方式，這種方式可靠經(jīng)濟。本

24、次畢業(yè)設計中，我的主要任務是三大系統(tǒng)的設計，以及整機的設計。三大系統(tǒng)的設計中查閱了大量的資料，整機的應用由于沒有實際機械作參考，要通過假設、分析和推理定型三步，最終設計出破包機。</p><p><b>　　具體工作如下：</b></p><p>　?。?）查閱文獻，了解破碎機械國內(nèi)外發(fā)展現(xiàn)狀；收集和了解所要求稻草破碎裝置的工作原理、相關技術和資料，了解并選擇所設計結

25、構構件的組成形式。完成資料的翻譯。</p><p>　　（2）收集和了解電動機、輥子輸送機、帶座軸承和鏈傳動的資料。</p><p>　　（3）根據(jù)任務要求研究方案，提出可行性機構并加以分析比較，在此基礎上通過優(yōu)化設計分析最終確定方案。</p><p>　?。?）對破包機三大系統(tǒng)的各部分設計計算和校核，繪制圖紙，完成論文。</p><p>　

26、　整理畢業(yè)論文、圖紙及答辯資料。</p><p><b>　　1. 設計方案</b></p><p><b>　　1.1總體方案設計</b></p><p>　　經(jīng)過初步設計可以確定兩種總體方案：</p><p><b>　　圖1.1 方案一</b></p>&l

27、t;p>　　簡介：如圖1.1立式破碎裝置，即破碎裝置主軸垂直于運輸機構，該種方案簡單快捷。</p><p>　　水平方向的運輸可以采用多種實現(xiàn)方式，可以選擇帶、鏈傳動等。較為適合本機械的為鏈傳動，我們可以設計一個輥子輸送機，將稻草包源源不斷的輸送到工位上等待破碎。破碎效果由于稻草包的自重和慣性，不會出現(xiàn)“卡殼”的現(xiàn)象。該方案具有：機構比較簡單，維護方便，稻草包的破碎范圍比較廣，對環(huán)境的危害較小等優(yōu)點。<

28、;/p><p><b>　　稻草包受力和牽引方</b></p><p>　　圖1.2 立式破包示意</p><p>　　由上圖可知，破碎可以順利實現(xiàn)。</p><p><b>　　圖1.3 方案二</b></p><p>　　簡介：該種方案為水平式的破碎機構，即破碎裝置和運輸機

29、構平行。該種方案的優(yōu)點是破碎效果較好，但是消耗功率比較大，而且由于兩個破碎主軸增加了機構的復雜程度。同時由于刀具在水平方向上旋轉(zhuǎn)，破碎的稻草可能會被“打”得很分散，對環(huán)境的要求比較高，操作起來危險性增加。稻草包如果很大，扎得比較緊，水平方向很難破碎，會出現(xiàn)兩個破碎刀破碎的稻草會互相干涉影響的不良后果。</p><p><b>　　稻草破碎示意</b></p><p>

30、　　圖1.4 稻草破碎示意</p><p>　　由上圖可知，破碎可以順利實現(xiàn)，但是消耗功率多，破碎后的稻草分散，且工況危險性增加。</p><p>　　綜合分析以后得出結論，采用方案一是行之有效且經(jīng)濟節(jié)約的方案。</p><p>　　初步擬定設計過程，查閱相關資料進行調(diào)查研究、進行方案設計（是否合理）、進行整體結構相關零件的設計、進行并不斷優(yōu)化設計、試制完成設計內(nèi)容

31、。包括傳動裝置的總體設計，傳動件與支撐零件的設計計算。破碎機械有很多種，針對稻草破碎的特點，設計出適合農(nóng)業(yè)領域的破碎機；破碎裝置采用高速回轉(zhuǎn)破碎刀將稻草包破碎的方式，這種方案簡單有效，刀架和破碎刀之間用T型槽螺栓的配合連接，可以有效的克服較大的離心力，鑒于回轉(zhuǎn)裝置承受的軸向力不高，軸向定位采用緊定螺栓連接的方式；刀具的設計采用耐磨、減振材料。運輸裝置的設計考慮到進給速度的緩慢穩(wěn)定的要求，鑒于破碎現(xiàn)場的環(huán)境，選擇鏈傳動的方式，輸送機構設計

32、輥子輸送機，輥子輸送機標準漸已形成，輥子可以在市場上買得到，價格比較合理。本設計采用自己設計，市場定制的方式。整個機器的架構要求是比較方便安裝，簡單且穩(wěn)定，節(jié)約成本，本機械選用的機架式有型鋼構架而成的，型鋼之間通過螺栓連接和焊接的方式搭建起來，在型鋼上可以打一些螺栓孔用于連接焊板，在焊板上固定電機和帶座軸承等機構。</p><p>　　1.2 總體結構設計 </p><p>　

33、　確定傳動方案，選擇電動機，計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)從而去確定總傳動比和分配各級傳動比，計算各軸功率、轉(zhuǎn)速轉(zhuǎn)矩。破包機是將成捆的稻草包破碎的一種農(nóng)用機械，該機是由運輸機構、破碎裝置和機架構成。運輸機構維持恒定且緩慢的速度運送稻草包，稻草包送入破碎裝置中，破碎刀具將稻草包打碎，并且利用破碎刀具的作用將松散的稻草甩到預定位置。進給和破包的過程同時進行。運輸系統(tǒng)采用輥子運送的方式，這種方式方便、實用、可靠；破碎刀具利用回轉(zhuǎn)軸的高轉(zhuǎn)速和大慣

34、性，將稻草包打碎。本機械采用兩個動力系統(tǒng)，即主軸系統(tǒng)和進給系統(tǒng)。進給電機的轉(zhuǎn)速選擇較低轉(zhuǎn)速，經(jīng)過擺線針輪減速器得到很大的降速比，帶動鏈輪進而驅(qū)動輥子。主軸采用帶傳動的方式，帶傳動應用比較廣泛、可靠，且皮帶具有自保護作用。機構的通用簡單也增加了機器的可維護性，破包機的成本不高，在農(nóng)村市場可以很好的推廣。</p><p>　　2. 破包機的設計    </p>&

35、lt;p>　　2.1  選擇電動機</p><p>　　2.1.1 電動機類型與適用的傳動特性</p><p>　　表2-0 電動機類型</p><p>　　電動機類型的選擇：按已知的工作條件和要求，初步選定籠型異步電動機。</p><p>　　2.1.2電動機功率選擇</p><p>　?。?）傳動裝

36、置的總效率</p><p>　　表2-1 機械傳動效率概略值</p><p>　　η總=η帶×η2軸承×η鏈輪×η聯(lián)軸器×η滾筒</p><p>　　=0.96×0.982×0.97×0.99×0.96</p><p><b>　　=0.85</b

37、></p><p>　　（2）電機所需的工作功率：</p><p><b>　　1）主電機功率</b></p><p>　　破碎裝置需要的功率約為</p><p><b>　　2）進料裝置功率</b></p><p>　　據(jù)實際情況要求稻草包運送阻力約為</p&g

38、t;<p>　　6430N 又由進料速度約為1.4m/min</p><p><b>　　0.15</b></p><p>　　主電機功率P0=11KW進料裝置功率=0.18KW</p><p>　?。?）確定電動機轉(zhuǎn)速： 1）主電機轉(zhuǎn)速=970r/min </p><p>　　2）進料電機轉(zhuǎn)速=645r/

39、min</p><p>　　根據(jù)容量和轉(zhuǎn)速，由有關手冊查出有三種適用的電動機型號：因此有三種傳動比方案：綜合考慮電動機和傳動裝置尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳動比，選用深槽型雙鼠籠型為主電機，選用普通型籠型異步電動機為進料裝置電機。</p><p>　　2.1.3 確定電動機型號</p><p>　　根據(jù)以上選用的電動機類型，所需的額定功率及同步轉(zhuǎn)速，選定電動

40、機型號如表2-2</p><p>　　表2-2 電動機技術參數(shù)</p><p>　　主電機選擇MDXRA 160-33</p><p>　　進料裝置電機選擇MDXRA 080-14</p><p>　　2.2 減速機的選擇</p><p>　　采用直聯(lián)型減速器，減速比i=110.5 選擇減速器，根據(jù)降速過程中已經(jīng)有一些

41、滑差，結合實際的需求，選擇合適的減速器。</p><p>　　圖2.2-1 BW、BWD（一機部標準）行星擺線針輪減速機實體模型</p><p>　　據(jù)表26.4-11參[4]</p><p>　　根據(jù)傳動比=121的要求以及功率的限制，選擇ZBWED擺線針輪直聯(lián)型二級減速器機型號20</p><p>　　根據(jù)基本要求我們選擇我們從市場上訂購

42、代號：R47R37DR63M4NA4.4M1的減速機以滿足動力和速度的要求。</p><p>　　2.3 輥子輸送裝置的設計</p><p>　　2.3.1 輥子輸送機的特點</p><p>　　進料系統(tǒng)的傳動方案采用鏈傳動，輥子輸送的方式，進料速度約為=1.4m/min（26r/min）</p><p>　　由 2n·D/2= 得

43、101mm 根據(jù)輥子的選擇標準取D=108mm算出=1.49m/min，由于存在打滑，速度損失率為6%基本能夠符合現(xiàn)實狀況。所以輥子直徑選用合理。</p><p><b>　　輥子輸送機</b></p><p>　　具有結構簡單、運行可靠、維護方便、可輸送高溫物品、節(jié)能等特點，適合于運送成件物品。輥子輸送機分動力型和無動力型，可以實現(xiàn)直線、曲線、水平、傾斜運行，并能完

44、成分流、合流等要求，實現(xiàn)物品在機上加工、裝配、試驗、包裝、挑選等工藝。由于鏈傳動可獲得準確的平均傳動比；與帶傳動相比，鏈傳動預緊力小，所以鏈傳動軸壓力小，而傳遞的功率較大，效率較高，鏈傳動還可以在高溫、低速、油污等情況下工作；與齒輪傳動相比，兩軸中心距較大，制造與安裝精度要求較低，成本低廉。</p><p>　　鏈傳動的主要缺點是：只能實現(xiàn)平行軸間鏈輪的同向傳動；運轉(zhuǎn)時不能保持恒定的瞬時傳動比，磨損后易發(fā)生跳齒；

45、工作時有噪聲；不宜用在載荷變化很大、高速和急速反向的傳動中。</p><p>　　鏈傳動主要應用在要求工作可靠，兩軸相距較遠，低速重載，工作環(huán)境惡劣，以及其他不宜采用齒輪傳動的場合。</p><p>　　故依照設計任務書的要求采用鏈傳動作為破包機傳動方式。</p><p>　　進料電機輸出由直聯(lián)電機減速，再經(jīng)過鏈輪的減速傳動比i=146.6 減速器減速比=121 鏈

46、輪減速比=1.33速度損失率9%</p><p>　　鏈輪的選擇：據(jù)表8-32參[1]及表17-2參[3]</p><p>　　由于鏈輪的轉(zhuǎn)速=1.35，很小選擇小鏈輪齒數(shù)<17，推薦選用=12</p><p>　　==121.33=15.9，取=16</p><p>　　表2.3-1 a）輥子輸送機的尺寸規(guī)范</p>&

47、lt;p>　　本標準（送審稿）基本參數(shù)如上表所示，根據(jù)運輸需求選取合適的輥子直徑和輥子軸徑。</p><p>　　表2.3-1 b)輸送機主要幾何尺寸系列應符合下表要求</p><p>　　圖2.3-1輥子輸送機的外形以及尺寸示意圖</p><p>　　2.3.2 輥子相關尺寸信息最后選擇</p><p>　　輥子運輸日益形成規(guī)范，鏈輪

48、的形狀及尺寸可以定制，其他的部分可以根據(jù)實際需要進行選擇。本輥子運輸機構的尺寸選擇：D=108mm 軸徑d=30mm 長度l=1400mm 間距P=315mm 標準段長度L=2000mm。</p><p>　　2.4 帶座軸承的選擇</p><p>　　2.4.1 類型的選擇</p><p>　　共需要UCF、UCP兩種帶座軸承。</p><p

49、><b>　　應用安裝示意</b></p><p>　　圖2.4-2 UCF帶座軸承安裝</p><p>　　圖2.4-3 UCP帶座軸承安裝</p><p>　　圖2.4-5帶方形座軸承結構</p><p>　　圖2.4-6帶立式座軸承結構</p><p><b>　　選擇UCP

50、212C</b></p><p>　　帶止動螺釘?shù)膸ё鶟L動軸承的安裝過程如下所示。</p><p>　?。?）檢查底座的剛性、安裝面的平面度、軸的尺寸公差等是否合格。此外，確認軸有無彎曲、傷痕、毛刺刺等問題。</p><p>　　（2）確認止動螺釘?shù)捻敹藳]有從軸承內(nèi)徑面露出。</p><p>　　（3）將帶座軸承插入軸上，置于所定

51、的位置。過盈配合安裝到軸上時，采用如下一些方法進行。使用壓力機將帶座軸承壓入到軸上、將軸冷卻進行冷縮配合、將帶座軸承用空氣?。?00℃以下）加熱進行熱套安裝等。要避免用錘子等敲擊軸承內(nèi)圈側面壓入軸的做法。</p><p>　?。?）將帶座軸承設置在底座的所定位置，用螺栓固定。</p><p>　?。?）將一側的軸承內(nèi)圈止動螺釘（2個）用規(guī)定的鎖緊擋圈扭矩均等地擰緊。止動螺釘?shù)逆i緊扭矩請參參

52、考書附表4。</p><p>　?。?）用手轉(zhuǎn)動軸后，將另一側的軸承內(nèi)圈止動螺釘（2個）用規(guī)定的扭矩擰緊。</p><p>　?。?）最后，用手轉(zhuǎn)動軸，確認軸承的旋轉(zhuǎn)狀態(tài)是否異常。</p><p><b>　　帶防塵蓋組件的安裝</b></p><p>　　帶座滾動軸承用防塵蓋有鋼板制和鑄鐵制2種，但無論哪一種防塵蓋都是

53、在軸承箱安裝完了后最后安裝。</p><p>　　帶防塵蓋帶座滾動軸承的安裝過程如下所示。</p><p>　?。?）在防塵蓋密封圈唇部的全周上涂敷潤滑脂，然后將防塵蓋的內(nèi)部空間（空間容積的1/3～1/2）填裝上潤滑脂。（如圖2.4-7（a））</p><p>　?。?） 將一側的防塵蓋在軸上通過后，把帶座軸承插入到軸上。</p><p>　

54、　（3） 把在軸上通過的防塵蓋嵌入軸承箱的蓋槽中固定。</p><p>　?。?A） 安裝鋼板蓋時，為了不使防塵蓋變形，用合成樹脂的錘子在蓋的全周均等地敲擊，安裝到軸承箱上（如圖2.4-7（b））。拆卸鋼板蓋時，將螺絲刀插入到蓋的外周部的槽中，輕輕地撬。</p><p>　?。?B）安裝鑄鐵蓋時，把防塵蓋嵌入軸承箱的蓋槽中，用螺栓固定。鑄鐵蓋安裝螺栓的擰緊扭矩請參照卷末的附表3。</

55、p><p>　?。?） 用同樣的方法將另一側的防塵蓋安裝到軸承箱上。</p><p>　?。?） 確認安裝后的防塵蓋有無異常。</p><p>　?。?） 最后，用手轉(zhuǎn)動軸，確認軸承的旋轉(zhuǎn)狀態(tài)是否異常。</p><p><b>　　（b）</b></p><p>　　圖2.4-7 在防塵蓋的密封圈唇部

56、和內(nèi)部空間填裝潤滑脂和鋼板蓋的安裝</p><p><b>　　2.4.2壽命校核</b></p><p>　　帶座軸承選定以后對帶座軸承的壽命進行校核，軸承在承受負荷旋轉(zhuǎn)時，由于內(nèi)外圈滾道面及滾動體滾動面不斷地受到交變負荷的作用，即使使用條件正常，也會因為材料疲勞使得滾道面或滾動面出現(xiàn)魚鱗狀損傷（稱為剝離或剝落）。出現(xiàn)這種損傷之前的總轉(zhuǎn)數(shù)稱為軸承的“（疲勞）壽命”。

57、即使軸承的結構、尺寸、材料、加工方法等完全相同并在同樣的條件下旋轉(zhuǎn)時，軸承的（疲勞）壽命仍會出現(xiàn)較大的差異。于是規(guī)定，一批相同的軸承各在同樣條件下旋轉(zhuǎn)時，其中90%的軸承不出現(xiàn)滾動疲勞損傷的總轉(zhuǎn)數(shù)稱做“軸承的基本額定壽命”（即可靠性為90%的壽命）。</p><p><b>　　計算帶座軸承壽命</b></p><p><b>　　UCF帶座軸承校核<

58、/b></p><p><b>　　（總轉(zhuǎn)速） </b></p><p><b>　?。ㄊ?.4-1）</b></p><p><b>　?。倳r間）</b></p><p><b>　　（式2.4-2）</b></p><p&

59、gt;　　滿足機器的生產(chǎn)需求。</p><p>　　L10 ：基本額定壽命， 轉(zhuǎn)</p><p>　　L10h ：基本額定壽命，hr</p><p>　　Cr ：基本額定動負荷，N（參見軸承尺寸表）</p><p>　　Pr ：當量動負荷，N（參照軸承負荷）</p><p><b>　　n ：轉(zhuǎn)速，</

60、b></p><p><b>　　UCP帶座軸承校核</b></p><p><b>　?。傓D(zhuǎn)速） </b></p><p><b>　　，</b></p><p><b>　　（總時間）</b></p><p>　　滿足

61、機器的生產(chǎn)需求。</p><p>　　L10 ：基本額定壽命， 轉(zhuǎn)</p><p>　　L10h ：基本額定壽命，hr</p><p>　　Cr ：基本額定動負荷，N（參見軸承尺寸表）</p><p>　　Pr ：當量動負荷，N（參照軸承負荷）</p><p><b>　　n ：轉(zhuǎn)速，</b>&l

62、t;/p><p>　　2.5 帶輪的選擇與校核</p><p>　　2.5.1 帶輪的設計計算步驟</p><p>　　帶輪傳動比i=3，選擇普通V帶截型</p><p>　　確定帶輪傳動的計算功率</p><p><b>　?。ㄊ?.5-1）</b></p><p>　　式中

63、 P——傳遞的額定功率（kW）；</p><p>　　——工況系數(shù)（表2.5-1）</p><p>　　表2.5-1 工況系數(shù)</p><p>　?。?）選擇V帶的型號</p><p>　　按和=970r/min，當在兩種型號的交線附近時，可以對兩種型號同時計算，最后選擇較好的一種。由下圖2.5-1選取C型V帶</p><

64、p>　　圖2.5-1  普通V帶選型圖</p><p><b>　　確定帶輪基準直徑和</b></p><p>　　為了減小帶的彎曲應力應采用較大的帶輪直徑，但這使傳動的輪廓尺寸增大。一般?。ū?.5-2），比規(guī)定的最小基準直徑略大些。大帶輪基準直徑可按 計算。大、小帶輪直徑一般均應按帶輪基準直徑系列圓整（表2.5-3）。僅當傳動比要求較精確時，才考慮

65、滑動率e來計算大輪直徑，即 ，這時可不按表2.5-3圓整。</p><p>　　表2.5-2單根普通V帶的基本額定功率P1和功率增量</p><p>　?。ㄕ訥B/T13575.1—92）</p><p><b>　?。▎挝唬簁W）</b></p><p>　　可以確定傳動比為，并考慮到滑差率取帶輪標準直徑.</

66、p><p>　　（4）驗算帶速V及轉(zhuǎn)速誤差</p><p>　　由 可知，當傳遞的功率一定時，帶速愈高，則所需有效圓周力F愈小，因而V帶的根數(shù)可減少。但帶速過高，帶的離心力顯著增大，減小了帶與帶輪間的接觸壓力，從而降低了傳動的工作能力。同時，帶速過高，使帶在單位時間內(nèi)繞過帶輪的次數(shù)增加，應力變化頻繁，從而降低了帶的疲勞壽命。由表2.5-2可見，當帶速達到某值后，不利因素將使基本額定功率降低。所

67、以帶速一般在v=5~25m/s內(nèi)為宜，在v=20~25m/s范圍內(nèi)最有利。如帶速過高（Y、Z、A、B、C型v>25m/.s；D、E型v>30m/s）時，應重選較小的帶輪基準直徑。</p><p><b>　　V帶傳動帶速為：</b></p><p><b>　　帶速適宜</b></p><p>　　當從動帶輪按

68、標準系列直徑取值后帶來的轉(zhuǎn)速誤差可驗算如下，在計入滑動率（）影響條件下減速器的減速比=121，經(jīng)降速后破碎機構主軸轉(zhuǎn)速由于四把刀連續(xù)作業(yè)，相當于再以四倍于的轉(zhuǎn)速破碎稻草包，符合工況需求。</p><p>　　（5）確定中心距a和V帶基準長度</p><p>　　根據(jù)結構要求初定中心距。中心距小則結構緊湊，但使小帶輪上包角減小，降低帶傳動的工作能力，同時由于中心距小，V帶的長度短，在一定速度

69、下，單位時間內(nèi)的應力循環(huán)次數(shù)增多而導致使用壽命的降低，所以中心距不宜取得太小。但也不宜太大，太大除有相反的利弊外，速度較高時還易引起帶的顫動。</p><p>　　按經(jīng)驗公式初定中心距</p><p><b>　　得到 </b></p><p><b>　　初選=850mm</b></p><p>

70、;　　V帶初算的基準長度可根據(jù)幾何關系由下式計算：</p><p><b>　　根據(jù)上式算得的值。</b></p><p>　　表2.5-4普通V帶長度修正系數(shù)（摘自GB13575.1－92）</p><p>　　應由表2.5-4選定相近的基準長度，然后再確定實際中心距a。</p><p>　　由于V帶傳動的中心距一般是

71、可以調(diào)整的，所以可用下式近似計算a值</p><p><b>　?。ㄊ?.5-2）</b></p><p>　　考慮到為安裝V帶而必須的調(diào)整余量，因此，最小中心距為</p><p>　　如V帶的初拉力靠加大中心距獲得，則實際中心距應能調(diào)大。又考慮到使用中的多次調(diào)整，最大中心距應為</p><p>　　（6）驗算小帶輪上的

72、包角</p><p>　　小帶輪上的包角可按下式計算 </p><p>　　為使帶傳動有一定的工作能力，一般要求≥120°（特殊情況允許=90°）。如小于此值，可適當加大中心距；若中心距不可調(diào)時，可加張緊輪。</p><p>　　從上式可以看出，也與傳動比i有關，與相差越大，即i越大，則越小。通常為了在中心距不過大的條件下保證包角不致過

73、小，所用傳動比不宜過大。普通V帶傳動一般推薦i≤7，必要時可到10。</p><p>　?。?）確定V帶根數(shù)z</p><p>　　根據(jù)計算功率按C型V帶由下式確定</p><p><b>　?。ㄊ?.5-3）</b></p><p>　　按C型V帶，，插入法查表7-6參[5]得其基本功率</p><

74、p>　　由表2.5-5查得為0.92，由2.5-4查得為1.07</p><p>　　查表7-7參[5]得，查表7-8參[5]</p><p><b>　　由式2.5-3得</b></p><p>　　因此單根帶傳遞的額定功率為</p><p><b>　　于是</b></p>

75、<p><b>　?。ㄊ?.5-4）</b></p><p>　　表2.5-5包角修正系數(shù)(摘自GB13575.1－92)</p><p>　　為使每根V帶受力比較均勻，所以根數(shù)不宜太多，通常應小于10根，否則應改選V帶型號，重新設計。取Z=4根</p><p><b>　　（8）確定初拉力</b></p&

76、gt;<p>　　適當?shù)某趵κ潜ＷC帶傳動正常工作的重要因素之一。初拉力小，則摩擦力小，易出現(xiàn)打滑。反之，初拉力過大，會使V帶的拉應力增加而降低壽命，并使軸和軸承的壓力增大。對于非自動張緊的帶傳動，由于帶的松馳作用，過高的初拉力也不易保持。為了保證所需的傳遞功率，又不出現(xiàn)打滑，并考慮離心力的不利影響時，單根V帶適當?shù)某趵?lt;/p><p>　　應使帶的實際初拉力。</p><p

77、><b>　?。?）計算壓軸力</b></p><p>　　傳動帶的緊邊拉力和松邊拉力對軸產(chǎn)生壓力，它等于緊邊和松邊拉力的向量和。但一般多用初拉力近似地用下式求得</p><p><b>　　（式2.5-5）</b></p><p>　?。?0）帶輪結構設計</p><p>　　確定帶輪的結構

78、尺寸，繪制帶輪零件圖，小帶輪基準直徑采用實心式結構。大帶輪基準直徑，采用孔板式結構，基準圖見零件圖。</p><p>　　圖2.5-2小帶輪零件示意圖</p><p>　　圖2.5-3大帶輪零件示意圖</p><p>　　帶輪的常用材料是鑄鐵，如HT150、HT200。轉(zhuǎn)速較高時，可用鑄鋼或鋼板焊接；小功率時可用鑄造鋁合金或工程塑料。本機械的帶輪選擇HT150。&l

79、t;/p><p>　　帶輪的其它結構尺寸可參考有關資料。</p><p>　　2.5.2帶傳動的張緊裝置</p><p>　　由于傳動帶不是完全的彈性體，帶工作一段時間后，會因伸長變形而產(chǎn)生松馳現(xiàn)象，使初拉力降低，帶的工作能力也隨之下降。因此，為保證必需的初拉力，應經(jīng)常檢查并及時重新張緊。常用的張緊方法是改變帶傳動的中心距，如把裝有帶輪的電動機安裝在滑道上并用螺釘2調(diào)整

80、（見圖2.5-4）</p><p>　　圖2.5-4帶輪定期張緊裝置</p><p><b>　　2.6 鏈輪的選擇</b></p><p>　　2.6.1 鏈輪的設計計算步驟</p><p><b>　　鏈輪的設計：</b></p><p><b>　?。?）選擇

81、鏈輪齒數(shù)</b></p><p>　　首先應合理選擇小鏈輪齒數(shù)。小鏈輪齒數(shù)不宜過少，過少時，傳動不平穩(wěn)、動載荷及鏈條磨損加劇，摩擦消耗功率增大，鉸鏈的比壓加大及鏈的工作拉力增大。但是不能太大，因為大，更大，不僅增大傳動尺寸，而且鉸鏈磨損后容易引起脫鏈，將縮短鏈的使用壽命。因為若鏈條的鉸鏈發(fā)生磨損，將使鏈條節(jié)距變長、鏈輪節(jié)圓向齒頂移動（圖2.6-1）。節(jié)距增長量Δp與節(jié)圓外移量Δ的關系，可由下式導出：&

82、lt;/p><p>　　圖2.6-1鏈條磨損</p><p><b>　?。ㄊ?.6-1）</b></p><p>　　由此可知Δp一定時，齒數(shù)越多節(jié)圓外移量Δ就越大，也越容易發(fā)生跳齒和脫鏈現(xiàn)象。滾子鏈的小鏈輪齒數(shù)按表2.6-1推薦范圍選擇。</p><p>　　表2.6-1小齒輪齒數(shù)</p><p>

83、;　　由于進給系統(tǒng)轉(zhuǎn)速很低實現(xiàn)均勻緩慢進給，這就給進料電機輸出軸鏈輪提出特殊要求可以?。?lt;/p><p>　　=12；滾筒以及調(diào)整鏈輪=16。鏈輪需要有預緊裝置以使鏈輪始終保持張緊，預緊鏈輪選擇9齒</p><p><b>　?。?）確定計算功率</b></p><p>　　表2.6-2工況系數(shù) </p><p><

84、;b>　　取=1.0</b></p><p>　　圖2.6-2小鏈輪齒數(shù)系數(shù)</p><p>　　由圖2-2查得.6 </p><p>　　表2.6-3多排鏈系數(shù)</p><p><b>　　查表得</b></p><p>　　由于電機經(jīng)過擺線針輪減速器有功率損耗，</p&

85、gt;<p><b>　　所以</b></p><p><b>　　（式2.6-2）</b></p><p>　?。?）選擇鏈條型號和節(jié)距</p><p>　　圖2.6-3 A系列單排滾子鏈的額定功率曲線</p><p><b>　　根據(jù)及主動連轉(zhuǎn)速</b><

86、;/p><p>　　由圖2.6-3 A，選擇傳動用短節(jié)距精密套筒輥子鏈輪，鏈號：16A（GB/T1243）單排極限載荷為55600N。</p><p>　　查表得節(jié)距P=25.4</p><p><b>　　h=24.14</b></p><p><b>　　=7.94</b></p>&

87、lt;p><b>　　小鏈輪的尺寸參數(shù):</b></p><p><b>　　分度圓直徑</b></p><p>　　d=pK=25.43.86398.2（mm）</p><p><b>　　齒頂圓直徑</b></p><p>　　=d+1.25p-=98.2+1.252

88、5.4-15.88=114.07(mm)</p><p>　　=d+(1-1.6/z)p-=104.4(mm)</p><p><b>　　最終取=109mm</b></p><p><b>　　齒根圓直徑</b></p><p>　　=d-=98.2-15.88=82.32（mm）</p&g

89、t;<p><b>　　取=82mm</b></p><p><b>　　分度圓弦齒高</b></p><p>　　=（0.625+0.8/z）p-0.5d=9.62mm</p><p>　　=0.5(p-)=4.76mm</p><p><b>　　大鏈輪的尺寸參數(shù)<

90、/b></p><p><b>　　分度圓直徑</b></p><p>　　d=pK=25.45.125130.2（mm）</p><p><b>　　齒頂圓直徑</b></p><p>　　=d+1.25p-=144.7(mm)</p><p>　　=d+(1-1.6

91、/z)p-=139.2(mm)</p><p><b>　　最終取=141mm</b></p><p><b>　　齒根圓直徑</b></p><p>　　=d-=130.2-15.88=114.32（mm）</p><p><b>　　取=114mm</b></p>

92、;<p><b>　　鏈輪</b></p><p><b>　　由查表得</b></p><p><b>　　取</b></p><p>　　預緊鏈輪選擇9齒，分度圓直徑d=pK=25.42.9238=74.3（mm）</p><p><b>　　計算鏈

93、節(jié)數(shù)和中心距</b></p><p>　　中心距 a 和鏈節(jié)數(shù)。中心距的大小對鏈傳動的工作性能也有較大的影響。中心距過小，鏈在小鏈輪上的包角減小， 且鏈的循環(huán)頻率增加而影響傳動壽命；中心距過大，傳動外廓尺寸加大，且易因鏈條松邊垂度太大而產(chǎn)生抖動。一般初選中心距，最大可為 ，得，得出由于實際的大于這個數(shù)字，所以要安裝張緊裝置，如裝配圖。按下式計算鏈節(jié)數(shù)可以算出等效中心距</p><p

94、><b>　　（式2.6-2）</b></p><p>　　為過渡鏈節(jié)，應將計算出的鏈節(jié)數(shù)圓整為偶數(shù)=196節(jié)。</p><p>　　鏈傳動的最大中心距為：</p><p><b>　　（式2.6-3）</b></p><p>　　――中心距計算系數(shù) ，見表2.6-4</p>&

95、lt;p>　　表2.6-4中心距計算系數(shù)</p><p>　　計算鏈速，確定潤滑方式</p><p>　　由鏈號 16A根據(jù)圖2.6-2選擇合適的潤滑方式為：I用油刷或油壺人工定期潤滑。</p><p>　　圖2.6-2推薦的潤滑方式 </p><p><b>　　計算壓軸力</b></p>

96、<p>　　鏈傳動和帶傳動相似，在安裝時鏈條也有一定的張緊力，其目的是使鏈條工作時松邊不致過松，防止跳齒和脫鏈現(xiàn)象。由于張緊力的存在，所以鏈條對軸也存在作用力，一般取</p><p><b>　?。ㄊ?.6-4）</b></p><p><b>　?。行A周力， N</b></p><p>　　- 壓軸力系數(shù)

97、 對于水平傳動， =1.15 ，對于垂直傳動 =1.05</p><p>　　2.6.2 鏈輪的工作圖</p><p>　　圖2.6-3大鏈輪的工作圖</p><p>　　鏈輪的型號16A和軸的周向固定采用Z2脹緊套5080。</p><p>　　2.7 機架矩形鋼槽鋼的選擇和連接</p><p>　　方形鋼和槽鋼之間

98、的連接用螺釘連接，其方法是在矩形鋼焊接一塊補板再打螺紋孔，槽鋼用螺釘連接在方鋼上，詳見裝配圖。</p><p>　　表2.7-1熱軋槽鋼（GB707-88）</p><p>　　矩形鋼管理論重量計算方法：（邊長+邊長）2壁厚0.00785長度</p><p>　　矩形鋼管規(guī)格執(zhí)行標準：GB/T3094-2000（國際） 冷壓異型鋼管</p><p

99、>　　產(chǎn)品材質(zhì)：Q235、Q345（16Mn）、合金鋼、不銹鋼</p><p>　　圖2.7-1 方鋼、槽鋼</p><p>　　槽鋼選用熱軋普通槽鋼10048型號（參見GB707-65）方鋼選用鋼管8080型號（參見GB3094-82）槽鋼選擇：H=100mm =5.3mm =8.5mm方鋼選擇壁厚為5的鋼管。</p><p>　　槽鋼之間間距20mm這樣便

100、于更換調(diào)整維修傳動鏈</p><p>　　圖2.7-2 槽鋼安裝間隙</p><p>　　2.8 軸及設計校核</p><p>　　2.8.1 軸的設計計算校核</p><p>　　(1)求輸出軸上的功率轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩</p><p><b>　　（式2.8-1）</b></p><

101、;p>　　(2)初步確定軸的最小直徑</p><p>　　先按式（15-2）參[6]初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表15-3參[6]，選取，于是有</p><p>　　，基于破碎刀的沖擊為對稱循環(huán)應力，先對進行適當?shù)模?~2.5）倍放大得到最終確定為</p><p>　?。?）彎扭合成應力校核軸的強度</p><

102、p>　　每個破碎裝置的質(zhì)量經(jīng)過Solidworks計算，如圖2.8-1得到m=19.1kg?？梢愿鶕?jù)受力狀況以及平衡原理估算，每一個裝置破碎稻草的阻力約為即F=1064N。</p><p><b>　　圖2.8-1 刀架</b></p><p><b>　　水平彎矩圖</b></p><p><b>　　垂

103、直彎矩圖：</b></p><p><b>　　總彎矩圖：</b></p><p><b>　　扭矩圖：</b></p><p>　　圖2.8-2 彎扭矩圖</p><p><b>　　求軸上的載荷</b></p><p>　　表2.8-3載

104、荷計算結果</p><p>　　2.8.2 精確校核軸的疲勞強度</p><p>　　判別危險截面，左數(shù)第二把破碎裝置的截面應力最大，合成彎矩最大、扭矩為T，該截面左右兩側可能是危險截面，又由于鍵槽的應力集中效應，所以該截面處為最危險截面。</p><p><b>　　抗彎截面系數(shù)：</b></p><p><b&

105、gt;　　抗扭截面系數(shù)：</b></p><p>　　截面處合成彎矩，扭轉(zhuǎn)切應力為脈動循環(huán)變應力，取</p><p><b>　?。ㄊ?.8-2）</b></p><p>　　選擇材料由于破碎機構傳遞的功率不大，對其重量和尺寸也無特殊要求故選擇常用材料45鋼,調(diào)質(zhì)處理。</p><p><b>　　

106、，故安全。</b></p><p>　　軸的安全系數(shù)校核:由表15-1參[6]查得</p><p><b>　　在截面左右側</b></p><p>　　由附表3-4參[6]查得，由附圖3-2查得絕對尺寸系數(shù)；軸經(jīng)磨削加工, 由附圖3-4查得質(zhì)量系數(shù).則</p><p><b>　　彎曲應力

107、</b></p><p><b>　　應力幅 </b></p><p><b>　　平均應力 </b></p><p><b>　　切應力 </b></p><p><b>　　2）安全系數(shù)</b></p>

108、<p><b>　　（式2.8-3）</b></p><p><b>　?。ㄊ?.8-4）</b></p><p>　　根據(jù)式2.8-3和式2.8-3得出</p><p>　　許用安全系數(shù),顯然,故剖面安全。</p><p>　　繪制軸的工作圖，見零件圖。</p><

109、;p>　　截圖如下，由于破碎裝置的安裝，使得鍵槽開的是在圓周方向360均勻布置，雖然強度的削弱較大，但是經(jīng)過以上的校核基本符合要求。如下圖2.8-3。軸上零件的切向定位用鍵槽配合定位，軸向定位采用軸肩及軸套的方式定位，具體可以參照裝配圖。</p><p>　　圖2.8-3軸的零件圖</p><p>　　2.9 潤滑方式的選擇</p><p>　　帶座軸承的潤滑

110、，鏈輪的潤滑根據(jù)潤滑對于滾動軸承具有重要意義，軸承中的潤滑劑不僅可以降低摩擦阻力，還可以起著散熱、減小接觸力、吸收震動、防止銹蝕等作用。</p><p>　　軸承常用的潤滑方式有油潤滑及脂潤滑兩類。此外，也有使用固體潤滑劑的。選用哪一類潤滑方式，這與軸承的速度有關，一般用滾動軸承的dn值表示軸承的速度大小，并作為選擇潤滑方式的參考。</p><p><b>　　軸承傳動 <

111、/b></p><p>　　表2.9-1用于脂潤滑和油潤滑的dn值界限（表值）</p><p>　　最終選用脂潤滑作為帶座軸承的潤滑方式，鏈輪鏈條和輥子的潤滑在前面的設計中選擇人工定期脂潤滑的方式。</p><p>　　2.10 破碎機構的設計</p><p>　　破碎機構由破碎刀架和破碎刀具以及驅(qū)動裝置組成,驅(qū)動裝置前面已有介紹這里不

112、再贅述，主要對破碎刀具的設計以及刀架的制造進行校核計算。</p><p><b>　　破碎刀具的要求：</b></p><p>　　具有耐沖擊性；2）具有可更換維護性；3）抗彎曲應力4)良好的韌性和剛度。選擇材料的過程中參照以上四點需求，選取ZG200-400H，形狀如下圖：</p><p>　　圖2.10-1破碎刀具</p>&

113、lt;p>　　2）具體尺寸參照零件圖。</p><p>　　由于回轉(zhuǎn)刀具具有很大的離心力，因此必須設計一種特殊結構的刀具，使其能夠承受回轉(zhuǎn)離心力的作用，這里設計一個特殊的卡勾，能夠卡在回轉(zhuǎn)刀架的T型槽中，然后再用螺栓進行軸向固定，刀架的切割部分設計一種橢圓狀，這樣在長徑方向上的抗彎曲能力更強，能夠充分發(fā)揮材料的作用，橢圓結構的應力集中也較小，可以延長使用壽命。</p><p><

114、;b>　　對回轉(zhuǎn)刀架進行校核</b></p><p>　　圖2.10-2破碎刀架</p><p><b>　　離心力的計算：</b></p><p>　　剪切應力的危險面應該在2030面上。</p><p>　　剪切力主要是離心力產(chǎn)生的，刀具的自重可以忽略不計。</p><p>

115、　　該剪切面最危險，故對之進行剪切應力校核。如果該面能夠符合要求，則其他面啊就不用再校核。</p><p><b>　　,故符合要求。</b></p><p>　　刀架和破碎刀具用螺釘連接起來，這樣便于更換和維護刀具。螺釘選用M8x40內(nèi)六角圓柱頭螺釘。</p><p><b>　　設計小結</b></p>

116、<p>　　破包機的設計是一整套破碎機構的設計，要用到的專業(yè)知識比較多，鑒于市場上沒有大范圍的投入運用，所以比較難以借鑒前人的成果。設計就必須有自己的一整套思路。整個破包機有三大部分組成，中和了機械設計，機械制圖，焊接技術，刀具技術，機械原理，材料力學等學科專業(yè)。較為廣泛的知識運用，使我開始設計時下手略顯捉襟見肘，在王老師的虛心調(diào)教之下我才有了眉目。第一，運輸機構，市場上的運輸機構林林總總很多，首先要滿足工況的需求，經(jīng)濟耐用，

117、安全可靠。稻草包的進給速度比較慢，傳動過程中既要避免機床過大的振動，又要克服粉末垃圾帶來的危害且傳動速度不能過快。在這里做了對比和研究，選擇了鏈式傳動的方式的輥子輸送機。輥子輸送機的標準日趨完善和成熟，也在不斷的推廣。這種傳動方式很適合大塊狀的物件傳送，且比較連續(xù)，載荷較輕。第二，破碎系統(tǒng)，為什么叫破碎系統(tǒng)呢？因為它本身就是一套完善的機械裝備了，包括了電機、傳動件、減速機構、破碎機構，機架等。設計的要點在于破碎刀具的設計和安裝上。設計上

118、要求刀具的破碎效果要好，為此我特別設計了刀頭彎曲、橢圓截面的刀型。橢圓截面可以延長刀具的使用壽命、充分利用刀具的材料用于破碎。設計到這里還不算</p><p>　　整個破碎機的設計完成之后，我的感慨良多，從開始不知道如何去查閱相關文獻資料，到之后漸漸有了思路能夠找到相關的重要文獻篩選有用信息，不斷利用查閱、分析、判斷、設計出可靠的方案來，我覺得我成長進步了，設計圖紙的繪制過程中，有許多的細節(jié)需要嚴謹，王老師及時批

119、評指正，在慢慢的汲取經(jīng)驗教訓之后，繪制出較為規(guī)范的圖紙。圖紙的繪制過程需要一點一點的修改，力求創(chuàng)新嚴謹，由于圖紙很多因此花費了不少的時間，但是這對我規(guī)范掌握繪圖技巧有重要的幫助。設計不是單一的行動，每一步的實現(xiàn)都要經(jīng)過反復的推敲和分析才能定奪，這個時候我們要善于總結前人的寶貴經(jīng)驗和實際的運用范例。我感受到以后做設計一定要結合實際，從生產(chǎn)實際中積累經(jīng)驗教訓，為以后的工作打下扎實的基礎。</p><p><b&

120、gt;　　謝辭</b></p><p>　　本次畢業(yè)設計歷時兩個多月，從選題、開題答辯到CAD繪制零件圖、裝配圖，完成說明書，每一步我都收獲頗多。首先感謝我的指導教師***老師對我嚴格的要求和在方向的指導***老師在設計過程中一直不懈的監(jiān)督、鼓勵和指導我的設計工作，抽出大量的時間來指導我的設計，*老師的專業(yè)知識、工作作風和人格魅力讓我感動。對于我在設計過程中出現(xiàn)的問題和遇到的困難及時幫助解決和指正，使

121、我的設計工作能夠順利進行。設計其間*老師定時安排見面會，身體力行、兢兢業(yè)業(yè)地為我們排憂解難，不僅治學嚴謹而且為人師表，堪稱良師益友，教給我們的不僅是知識還有待人處世的積極態(tài)度，*老師也對本論文整篇進行修改和講解指出不合理之處幫我查找資料和講述相關他多年來實踐的經(jīng)驗,使我有了思考的方向，他的循循善誘的教導和不拘一格的思路給予我無盡的啟迪，他的嚴謹細致、一絲不茍的作風，將一直是我工作、學習中的榜樣。他指導我如何利用手頭上的論文取舍篩選有用信

122、息。本論文的完成，離不開他的悉心指導和孜孜不倦地教誨。在此，謹向***老師表示崇高的敬意和衷心的感謝！</p><p>　　同時，論文的順利完成，也離不開我的同學和朋友的關心和幫助。在整個的論文寫作中，我們互相學習，互相幫助，他們積極的幫助我查資料和提供有利于論文寫作的建議和意見。在*老師和同學的幫助下，論文得以不斷的完善，最終我完整的寫完了畢業(yè)設計論文。</p><p>　　感謝和我一起

123、生活四年的室友，是你們讓我們的寢室充滿快樂與溫馨， “君子和而不同”，我們正是如此！愿我們以后的人生都可以充實、多彩與快樂！</p><p><b>　　參考文獻</b></p><p>　　[1]楊黎明，楊志勤. 機械零部件選用與設計[M]. 北京：國防工業(yè)出版社，2007.</p><p>　　[2]中國農(nóng)用機械化科學研究院. 實用機械設計