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树枝粉碎机设计说明书doc

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  目 录 第1章 绪 论…………………………...………………………………………….2 1.1 课题研究背景及意义…………………………...………………………….4 1.2 树枝粉碎机的分类特点和工作原理 ……………………...……………..4 1.3 国内外树枝粉碎机的发展现状和趋势……………………………………7 1.4 课题的设计思想及方法…………………………………………………......8 第2章 总体方案设计………………………………...…………………………….10 2.1 主要参数确定………………………………...……………………………...10 2.1.1剪刀辊的参数确定………………………………...……………………10 2.1.2汽油机的选型……………………………...……………………………10 2.1.3蓄电池的选择………………………………...…………………………11 2.2树枝粉碎机的总体结构布置………………………………...………………11 2.2.1树枝粉碎机的传动系统布置……………………………...……………11 2.2.2树枝粉碎机粉碎系统总体布置……………………………...…………12 2.2.3树枝粉碎机支撑及行走装置布置……………………………………12 第3章 粉碎机传统系统的设计 ………………………………...………………..13 3.1带传动的设计………………………………...………………………………13 3.1.1带传动的设计计算………………………………...……………………13 3.1.2带传动系统结构设计…………………………...………………………15 3.2减速系统的设计计算………………………………..……………………….19 3.2.1减速系统齿轮设计计算…………………………...……………………19 3.2.2减速系统轴设计计算…………………………...………………………24 第4章 粉碎机粉碎系统设计………………………………...…………………….29 4.1主轴设计………………………………...……………………………………29 4.2剪刀辊设计………………………………...…………………………………31 第5章 支撑行走装置设计………………………………...……………………….34 5.1 V带轮箱体设计………………………………...……………………………34 5.2减速箱体支撑架设计………………………………………………………...34 5.3粉碎箱体的设计………………………………...……………………………34 结论…………………………………………………………………………………35 致谢…………………………………………………………………………………36 参考文献……………………………………………………………………………37 园林树枝粉碎机机械设计 摘 要 随着绿化环保的响亮口号,不管是那个城市的园林绿化还是物业小区的绿化,粉碎机粉已经是绿化行业的必备设备。比如:公路边绿化工人修剪下来的枯枝、树叶,还有就是园林、公园、小区等修下了的树枝树叶,要想把这些物料粉碎,那就得使用树枝粉碎机。设备可以一次性的把树枝树叶粉碎成木屑或锯末,然后这些粉碎后的物料工人们还可以再次的利用,发酵、腐熟后加工等生态化处理,制成植物栽培基质、绿色堆肥、绿地覆盖物及土壤改良剂等相关产品,做树木、花卉的底肥使用,这样就达到了绿化环保又做到了废弃物再次循环利用的目的,可以说是一举两得 本文设计的是采用剪刀辊式树枝粉碎机,对整体结构进行装配的绘制,确定了剪刀辊的结构、减速系统的结构、支撑架行走的装置等。 关键词:树枝粉碎机;剪刀辊;支撑架。 Garden branch grinder machine design Abstract Efficient timber mill by blade impact cutting and high speed airflow, collision of double crushing functions, and can simultaneously complete micro material sorting process. In the process of crushing the rotor blade cutting, high speed airflow is generated, with the blade cutting direction of rotation, the material in the air flow speed, and repeated impact so that the material also influenced by crushing, crushing rate acceleration. This design uses the scissors roll branch grinder, the assembly drawing of the overall structure, structure, structure of the scissors and deceleration system, supporting frame to determine the walking device. Keywords: The branch disintegrator; scissors and supporting frame. 第1章绪 论 1.1 课题研究目的及意义 城市绿化过程中,每年都要修剪下大量的树枝。修剪下的树枝形状各异、大小不等、粗细不均,收集整理十分不便。由于枝桠蓬松,运输效率低,费时又费力,而且运输安全性差。而运出的枝桠,部分被送到垃圾场,部分被烧掉。虽然树枝处理了,但污染了环境,浪费了人力物力。因此枝桠处理不但是令市政部门头疼的问题,也是工厂、学校、小区、果园等每年都要面临的问题。 减少树枝堆积用地、净化环境,削片粉碎后的枝叶碎渣还可以用于生产有机堆肥,改良土壤,进行循环利用;或加工成制浆造纸和生产人造板所需的工艺木片;或进行粉碎后再利用,制作成压缩燃料块或作为裸露地覆盖物,能变废为宝。近年来,树枝削片粉碎处理悄然兴起,这不仅大大地改变了以往靠人力处理枯枝落叶的模式、加快了树枝树叶的处理速度,而且节省了费用,还减轻了工人的劳动量,成了枝桠处理的必然发展趋势。 因此,研制树枝粉碎削片机,对提高枝桠处理效率、扩大枝桠的用途、提高枝桠的利用率、节约资源、美化环境具有重要意义。 1.2 粉碎机分类特点及工作原理 树枝粉碎机是将原木、采伐与抚育剩余物(枝桠、梢头木、树根、小径木等)以及木材加工剩余物(如板皮、板条、碎单板、木芯等)加工成一定规格长度木片的设备。它属于备料设备,但也是十分重要的。其切削特征是纵端向切削,主要参数是削出木片的长度。对枝桠粉碎机的主要工艺要求是:削出的木片长度应均匀一致,其合格率应在允许范围内,且应厚度均匀,切口大而平滑,产生的碎料少,削出的木片的尺寸规格依使用要求而定。 随着人造板工业的发展和原木资源的日益缺乏,利用各种剩余制品削制工艺木片作为充分利用木材资源、提高木材综合利用率的主要手段的观点,已得到了人们的普遍赞同,削片机的种类也随之而日益增多。 树枝粉碎机按切削机构的形状可分为鼓式和盘式,它们的结构简图如下图: 1.轴承座 2.主轴 3.刀盘 4.压刀块 5.飞刀 6.侧刀 7.底刀 图 1.1 盘式树枝粉碎机结构简图 要把枝桠加工成碎片, 首先需要人工将枝桠材放进料斗, 木材在人力或进料机构的压力作用下进入削片机, 当木材的端面碰到飞刀刀盘端面时, 进给停止, 飞刀转到切削位置开始切削, 由于飞刀有一定角度, 当切入木材一定深度时, 木材受到飞刀切削面的分力、刀盘和料斗( 或底刀)的阻碍作用, 局部沿木材纤维方向崩裂成木片, 从前刀面飞出。切削过程中, 木材在压力和飞刀切削分力的作用下,向刀盘方向进给, 使切削加工得以连续进行, 完成整根木材的加工。 鼓式枝桠削片机机座采用高腔度钢板焊接而成,是整台机器的支承基础;刀辊上安装两把飞刀,用专门制造的飞刀螺栓,通过压力块,把飞刀固定在刀辊上;根据被切削原料的不同厚度,上喂料辊总成可以借助液压系统在一定范围内上下浮动;切削下来的合格木片通过网筛孔落下,有底部排处,大的片料将在机内再进行切削。鼓式削片机的结构简图如下图2所示。 1.主轴 2.锁紧装置 3.飞刀 4.飞刀螺栓 5.压刀块 6.飞刀座 7.刀辊 8.上喂料辊 9.下喂料辊 10.底刀 图1.2 鼓式枝桠粉碎机结构简图 一般而言,盘式粉碎机由于飞刀运动时的切削平面固定不变,飞刀和底刀可以很好的形成剪切作用,所以盘式枝碎机的木片比鼓式枝碎机的木片质量好,生产率高;适宜加工原木、劈木、木芯、较厚的板皮和成捆的枝桠材,因其进料槽为方形或圆形,可充分发挥其生产能力,主要用于生产规模较大的人造板企业和造纸企业。鼓式枝桠粉碎机由于飞刀的切削平面随飞刀位置的变化而变化,削片过程中不能形成有利的剪切作用,其进料槽沿刀鼓方向为长方形,适用于加工板皮、板条、碎单板、小径木、枝桠材等厚度较小、径级不大的木料和竹材,这种削片机主要用于中小型人造板企业;现在经改进的鼓式削片机的削片质量完全能够满足人造板生产的工艺要求。盘式枝桠粉碎机大多数采用自由进料,而鼓式枝桠粉碎机大多数采用强制进料,水平进料的适宜加工较长的原料,而加工较短的原料通常采用倾斜进料。总之,枝桠粉碎机的结构形式主要取决于原料的特征和对削片质量及生产率的要求。 对于中小型粉碎机而言,由于其削制的原料大多数是枝桠、板皮等剩余物,材径较小,采用平面盘式机削片时,对平面盘式的削片长度的均匀性影响不大,而其制造成本低廉,易于推广。因此,中小型枝桠粉碎机采用平面刀盘结构是一个发展方向。 水平进料可防止原料撞击刀盘轴,操作方便,安全可靠;而倾斜进料便于投料,可保证合理的切削参数。 1.3 国内外树枝粉碎机发展现状和趋势 我国枝桠粉碎机的研制工作始于20世纪60年代,70年代中期开始研究伐区木片生产工艺设备,80年代国家设立“伐区枝桠木片生产设备及工艺的研究”攻关课题,进行了系统研究,取得了一定成果。进入90年代,木片生产得到了快速发展,木材削片机制造业也随之进一步发展。目前已至少有30多家生产削片机的厂家,生产20多种型号的木材削片机。我国目前所用的削片机主要有以下几种型号:(1)BX117C盘式削片机;(2)BX1107/4盘式削片机;(3)BX116盘式削片机;(4)BX1108/3盘式削片机;此外,还有极少量的BX1710B盘式削片机和BX1112盘式削片机等。至于枝桠粉碎机,我国常州市林机厂及其它生产企业在90年代就曾研制过多种机型,功率一般为3-5kW,但都未推广,主要原因都是功率太小,只能削小枝桠,径级到30~40mm就削不动,无法满足使用要求。国外大规模的木片生产始于60年代,近年来发展很快,不仅产量迅速增加,而且在一些国家,如日本、前苏联、美国等国已发展成为木材工业部门中的一个独立体系。在瑞典、芬兰等国则成为木材加工企业中不可缺少的组成部分。而且国外枝桠削片机的性能也比国内要好一些,这主要表现在其产品型号齐全,功率强劲,外形美观,操作方便,噪声低,人性化设计等。如美国的百莱玛设备公司的产品威猛系列切枝机。其中威猛BC600XL型就是一款高产量、大功率的切枝机,它具有独创的外观设计和驱动系统,具有同类产品中最大的进料口。从细小的树枝到直径150mm的树干,BC600XL型切枝机都能从容应付。其较大的动力和宽阔的进料口使其功效超卓,并可省去大量的对树枝的预先修理时间。 近年来,国外削片机的研制有了进一步的发展,主要是增加辅助进料槽;增加进料槽的截面积;铰接式安装进料槽;侧面出料(木片);减少飞刀尺寸和角度,并且装刀多刀化;飞刀夹装在刀盘上,并呈螺旋线安装;刀盘悬臂式装配;降低削片机噪声;增设第二底刀以及使其多刃化;可调节生产率的削片机;改进切削机构和进给方式以及适应不同原料的削片的专用、通用、以及削片机组和削片生产线 课题的设计思想及方法 本次设计的树枝粉碎机为剪刀式树枝粉碎机。主要装置包括主传动系统装置、减速系统装置、粉碎装置、行走及支撑架装置等。粉碎的装置主要采用剪刀辊的方式对树枝进行剪切并碾碎。本粉碎机,结构紧凑合理,零件加工方便,操作简便,生产能力大,合格率高,质量还可以适当调节,单位木片产量能耗低 第2章总体方案设计 本次设计的普通树枝粉碎机主要包括主传动机构、减速器装置、粉碎装置,支撑行走装置等。分别对这些装置进行设计再进行整理成整个树枝粉碎机。 设计的方案为如下: 主传动机构采用电机带动V带轮传动 减速器装置为单轴带动两端减速,即为了实现通过剪刀辊对树枝进行剪切粉碎的目的,两个剪刀辊连接的轴上齿轮即为减速器里的减速齿轮。 剪刀辊采用两个,剪刀辊的转轴上的齿轮是通过减速器减速后的齿轮,并且剪刀辊转速相同、转向相反这样来对树枝进行粉碎。 支撑行走装置,采用支撑架连接,支撑架采用方管焊接制造,在方管支撑架上装有四个带刹车的滚轮,可以实现任意方向运行并停止。在支撑架上可以放置主传动、减速器装置及粉碎装置的固定作用,以此将整个粉碎机连为一体。 设计的大体方案图形如下: 图2-1 剪刀式树枝粉碎机方案图 2.1 主要参数确定 2.1.1 剪刀辊参数的确定 由剪刀式树枝粉碎机的一些刀具参数可知,剪刀辊所需功率大致为30Kw,转速大约100至150rpm。 2.1.2 汽油机的选型 由于传动系统传动机构比较多,所以估算传动效率为0.8。 由于汽油机在结构上比柴油机小,故选用汽油机。那么汽油机的效率 根据《中国内燃机产品及装备型谱》,选择长安汽车有限责任公司的JL472Q系列汽油机,其主要技术规格如下面表格所示。 其外形尺寸(长X宽X高)为:525×500×580。 其主要结构特点:JL472Q系列汽油机具有功率大、噪声小、污染轻、油耗低、结构紧凑、体积小、质量轻、空调控制,自适应以及自诊断等功能并与各发动机相匹配了三元催化转换器。 2.1.3 蓄电池的选择 汽油机采用电启动,根据JB2599-85《铅蓄电池产品型号编制方法》,选择6QA-60型号蓄电池。 其中,6表示有6个单格电池串联,总电压为12V。 Q表示蓄电池类型为起动型。 A表示蓄电池特征为干荷电。 60表示蓄电池额定容量。(单位为Ah) 其外形尺寸为(长×宽×高)为:293×168×240。(单位mm) 2.2 树枝粉碎机的总体结构布置 2.2.1 树枝粉碎机传动系统布置 前面已经提到总体传动系统的主要传动机构,就是汽油机、带传动、减速系统、刀具主轴等。 考虑到汽油机尺寸不是很小,而且减速系统由于是单输入双输出系统,所以估计尺寸会比较大。要是汽油机和减速系统在带传动系统两侧的话,距离过长,会影响刀具工作时的稳定性,故选择汽油机和减速系统在带传动系统的同侧。同侧可以考虑上下布置或左右布置。而上下布置虽然没有空间的浪费,工作也必将稳定,但把减速系统放于汽油机上端会影响汽油机的散热,而且也可能影响汽油机的安装和维修。基于综合因素的考虑,决定尝试采用上下布置,带传动系统同侧的布置方案,汽油机和柴油中间留出一定的距离以方便汽油机的安装和维修,同时也是的刀具主轴正好和减速系统相当。整个传动系统固定于薄钢板上。 2.2.2 树枝粉碎机粉碎系统布置 粉碎系统采用双剪刀辊安装在双主轴上,双主轴接于减速系统的同速平行反向的双输出端,粉碎系统均固定于进料箱体内,进料箱同时也是出料箱,在车尾安装一小门,以便被粉碎物料的出料。整个箱体固定于薄钢板上。 2.2.3 树枝粉碎机行走及支撑装置布置 预估计整车重量在300Kg左右,所以可以采用支撑装置为方管结构,本次设计采用方管50×50×3的方管。方管架上用钢板连接,为了上面用螺栓组件连接传动系统的固定以及粉碎系统的固定。 方管架下面用两个带刹车的万向脚轮和两个定向的万向脚轮连接,这样为了可以便于粉碎机的行走及托运,而且还可以固定等。 第3章粉碎机传动系统设计 3.1 V带传动系统的设计 3.1.1树枝粉碎机粉碎系统布置 此处传动系统可以采用V带传动系统和齿轮传动系统。由于齿轮传动系统结构庞大,加工不便,所以选择V带传动。这样能够保持准确的平均传动比,传动效率较高,使得V带传动系统结构紧凑。与链传动和齿轮传动相比V带传动的制造与安装精度要求较低,成本低廉。 考虑到剪刀辊的转速不高,在100至150RPM左右,所以先把汽油机调速至3000rpm,总传动比总在20左右。又考虑到减速系统是单输入双输出系统,其传动比不宜选择太高,以免造成减速系统尺寸过大,影响整车结构紧凑的特点。先初选减速系统的传动比减为4,则V带传动比为。 根据V带传动的特点,确定额定功率以及V带小带轮转速选出合适的V带型号。已知V带传动基本参数如下:传动功率38Kw,小带轮转速n1=3000RPM,带传动比为5。 V带轮设计具体如下: (1)选择普通V带型号 由PC=KA·P=1.1×30=33( KW) 根据《机械设计手册》表9-7得知其交点在SPA型界线处,故确定SPA型方案 取SPA型V带 (2)确定带轮的基准直径,并验算带速: 则取小带轮 d1=180mm d2=n1·d1·(1-ε)/n2=i·d1·(1-ε) =5×180×(1-0.02)=590mm 由表9-2取d2=560mm (虽使n2略有减少,但其误差小于5%,故允许) 带速验算: V=n1·d1·π/(1000×60) =3000×180·π/(1000×60) =24.3m/s 介于5~25m/s范围内,故合适 (3) 确定带长和中心距a: 0.7·(d1+d2)≤a0≤2·(d1+d2) 0.7×(180+560)≤a0≤2×(180+560) 518≤a0≤1480 初定中心距a0=800 ,则带长为 L0=2·a0+π·(d1+d2)+(d2-d1)2/(4·a0) =2×800+π·(180+560)/2+(560-180)2/(4×800) =786.2mm 由表9-3选用Ld=780mm的实际中心距 a=a0+(Ld-L0)/2=800+(780-786.2)/2=749.45mm 验算小带轮上的包角α1 α1=180-(d2-d1)×57.3/a =180-(560-180)×57.3/749.45=153.4120 合适 确定带的根数 Z=PC/((P0+△P0)·KL·Kα) =33/((9.24+0.89)×0.89×0.93) =3.7 故取4根SPA型V带 计算轴上的压力 由书9-18的初拉力公式有 F0=500·PC·(2.5/Kα-1)/z· c+q· v2 =500×33×(2.5/0.95-1)/(3×7.03)+0.11×5.632 =1230.2 N 由课本9-19得作用在轴上的压力 FQ=2·z·F0·sin(α/2) =2×4×1230.2×sin(160.0/2) =1153.1N 综合各项数据比较得出很适合。 3.1.2 V带轮传动系统结构设计 1、小V带轮一侧的结构设计 汽油机输出端由于过短,不能与小V带轮孔直接相配合,所以需要在汽油机输出端装一个联轴器,联轴器另外一段接一根轴,此轴再与小V带轮孔相配合。 联轴器的选择 此处的联轴器由于传递转矩大,所以采用弹性柱销联轴器。此种联轴器的特点是传递转矩能力很大,结构简单,安装制造方便,耐久性好,也有一定的缓冲和吸震能力,允许被连接两轴有一定的轴向位移以及少量的径向位移和角位移,适用于轴向窜动较大、正反转变化较多和起动频繁的场合。其工作时转矩时通过主传动轴上的键、半联轴器、柱销、另一半联轴器及键传到从动轴上去。为了防止柱销脱落,在半联轴器的外侧,用螺钉固定挡板。 根据GB/T5014-2003,选择联轴器型号为HL2联轴器 25×62 GB/T5014-2003。 其表示含义为:主动端d=25mm,Y型轴孔L=62mm,A型键槽。 从动端d=25mm,Y型轴孔L=62mm,A型键槽。 联轴器材料为铝合金,柱销材料为MC尼龙,挡板材料为Q235。 另接轴与小V带轮的装配的周向固定 轴向固定采用键连接,此处的键由于无特殊要求。所以采用平键连接,这种连接特点是结构简单、装拆方便、对中性好。而平键连接还分为普通平键、薄型平键、导向平键和滑键四种。此处采用普通平键,进一步选择A型普通平键,特点是键在键槽中轴向固定良好。普通平键连接的强度条件为: 根据GB/T1096-1997初选平键型号为8×50 GB/T1096-1997。 对键进行校核: K为键与轮毂键槽的接触高度,取k=0.5h=0.5×7=3.5mm,此处L为键的公称长度,b为键的长度。 L为键的工作长度,平键取l=L-b=50-8=42mm,此处L为键的公称长度,b为键的长度。 所以 校核通过,所以键在此处安全,可以使用。 另接轴与小V带轮的装配的轴向固定 周向固定已经实现,现在需要解决轴向固定问题。另接轴用轴承支撑,轴承盖支撑轴承以及固定轴承右端,轴承盖用螺钉固定于箱体上。轴承左端与小V带轮右端中间添加轴套均可以实现,小V带轮左端有轴肩固定。这样一来,轴、轴承、小V带轮的轴向固定问题得以解决。 此处的轴承无特殊要求,只是轴承装一个,而轴的转速也较大。所以选择深沟球轴承,这种轴承特点主要承受径向载荷,也可以同时承受轴向载荷,当量摩擦系数较小,在高转速时,可用来承受纯轴向载荷,工作中允许内、外圈轴线,大量生产,价格最低。 根据GB/T276-1994,选择深沟球轴承型号,由前面计算可得Fa=3000N,Fr=2000N。所以无论选择何种型号的深沟球轴承,都有,则径向当量动载荷Pr=0.56Fr+Y*Fa,由于Y值是已知型号后才能确定的,所以先初选轴承型号后位滚动轴承6204 GB276-1994,对其进行校核,根据来确定Y值为1.04,则Pr=0.56Fr+Y*Fa=0.56*2+1.04*3=4.24KN10.2KN=Cr。校核通过,此处轴承安全可以选用。 大V带轮的结构设计 大V带轮一侧采用与小V带轮一侧完全相同的结构,其所以固定件选用原则也完全与小V带轮所有固定件的选用原则一样。 (1)联轴器的选择 此处的联轴器由于传递转矩大,所以采用弹性柱销联轴器。此种联轴器的特点是传递转矩能力很大,结构简单,安装制造方便,耐久性好,也有一定的缓冲和吸震能力,允许被连接两轴有一定的轴向位移以及少量的径向位移和角位移,适用于轴向窜动较大、正反转变化较多和起动频繁的场合。其工作时转矩时通过主传动轴上的键、半联轴器、柱销、另一半联轴器及键传到从动轴上去。为了防止柱销脱落,在半联轴器的外侧,用螺钉固定挡板。 根据GB/T5014-2003,选择联轴器型号为HL3联轴器 30×60 GB/T5014-2003。 其表示含义为:主动端d=30mm,Y型轴孔L=60mm,A型键槽。 从动端d=30mm,Y型轴孔L=60mm,A型键槽。 联轴器材料为铝合金,柱销材料为MC尼龙,挡板材料为Q235。 (2)另接轴与大V带轮的装配的轴向固定 根据GB/T276-1994,选择深沟球轴承型号,由前面计算可得Fa=3000N,Fr=2000N。所以无论选择何种型号的深沟球轴承,都有,则径向当量动载荷Pr=0.56Fr+Y*Fa,由于Y值是已知型号后才能确定的,所以先初选轴承型号后位滚动轴承6204 GB276-1994,具体型号为深沟球轴承6205。 3.2 减速系统的设计计算 图3-1 减速箱传动系统图 减速系统由于两剪刀辊需要同速、反向旋转,所以减速系统需要单输入而双输出。因为减速系统的转速输入方向只有一个,而输出到剪刀辊的转速方向是不同的,所以需要一侧减速为输出和输入同旋向转速,而另外一侧减速为输出和输入不同转速。基于这样的情况,输出端和减速系统输入旋向相反的一侧采用一级减速,而输出轴和减速系统输入旋向相同的一侧采用两级减速,其传动方案如上图所示。 3.2.1 减速系统齿轮结构设计 1.选择小齿轮选用45钢,调质处齿轮45调质=650MPa,=360Mpa,硬度217~255HB; 大齿轮45 =580MPa, =290MPa,硬度162~217HB。 齿轮级为8级=60nj=603201(103658)=5.6010 N===1.2410 由图11-14,查得 =1.05 Z=1.47 由图11-15,查得 Z=Z=1.0 取S=1.0 由《机械设计手册》图11-13(b),查得 =690Mpa , =560MPa 计算许用接触应力 = Z Z =×1.05×1.0=724.5Mpa = Z Z=×1.47×1.0=632.8Mpa 因 计算中取==632.8MPa 2.按齿面接触强度确定中心距 小轮轮距 T T=9.5510=9.5510=49142.7Nm 初定螺旋角=11 由图11-20,查得Z=0.98. 初取kZ=1.0取=0.35 由机械设计手册11-5,查得Z=188.9 由图11-7,查得Z=2.45减速传动 u=i=4. 计算中心距a a(u+1) =( 4.5+1) =160.5mm 取中心距a=160mm 估计模数m=(0.0070.02)a=1.093.1 取标准模数 m=2.5mm 小轮齿数Z==28.9 在允许范围内 修正螺旋角 与初选=12相近,Z ,Z可不修正 齿轮分度圆直径 3验算齿面接触疲劳强度 按电机驱动载荷轻度冲击由机械设计手册11-3得k=1.25 由图11-2(b),按8级精度和vZ/100=0.729/100=0.20m/s得kv=1.02 4. 校核齿根弯曲疲劳强度 ===414MPa ===314MPa == =258MPa=414MPa安全 ===239MPa〈=314MPa安全 5.齿轮参数寸计=25 =100 m=2.5mm u=4.0 (1)分度圆直径d1 d1=mn*z1/cos(β)=2.5*25/0.976547=64mm (2)分度圆直径d2 d2=mn*z2/cos(β)=2.5*100/0.976547=256mm (3)齿顶高ha1 ha1=han*mn=1*2.5=2.5mm (4)齿顶高ha2 ha2=han*mn=1*2.5=2.5mm (5)齿根高hf1 hf1=(han+cn)*mn=(1+0.2)*2.5=3mm (6)齿根高hf2 hf2=(han+cn)*mn=(1+0.2)*2.5=3mm (7)齿高h1 h1=ha1+hf1=2.5+3=5.5mm (8)齿高h2 h2=ha2+hf2=2.5+3=5.5mm (9)齿顶圆直径da1 da1=d1+2*ha1=64.001+2*2.5=69mm (10)齿顶圆直径da2 da2=d2+2*ha2=256.004+2*2.5=261mm (11)齿根圆直径df1 df1=d1-2*hf1=64.001-2*3=58mm (12)齿根圆直径df2 df2=d2-2*hf2=256.004-2*3=250mm 端面齿形角 αt=atan(tan(αn)/cos(β))=atan(0.372711/0.976547)=20.44° (13)中心距 a=mn*(z1+z2)/2/cos(β)=2.5*(125)/2/0.976547=160mm (14)基圆直径db1 db1=d1*cos(αt)=64.001*0.937032=59.97mm (15)基圆直径db2 db2=d2*cos(αt)=256.004*0.937032=239.88mm (16)齿顶圆压力角 αat1=arcos(db1/da1)=arcos(59.971/69.001)=29.64° (17)齿顶圆压力角 αat2=arcos(db2/da2)=arcos(239.884/261.004)=23.21° (18)端面重合度 Σα=1/2/π*(z1*(tan(αat1)-tan(αt))+z2*(tan(αat2)-tan(αt))) =1/2/π*(25*(0.56905-0.372711)+100*(0.428761-0.372711))=1.67 (19)纵向重合度 Σβ=b*sin(β)/π/mn=55*0.215303/π/2.5=1.51 (20)总重合度 Σγ=Σα+Σβ=1.50773+1.67327=3.18 (21)端面分度圆压力角αt αt=atan(tan(αn)/cos(β))=atan(0.372711/0.976547)=20.44° (22)当量齿数Zv1 Zv1=z1/cos(β)^3=25/0.976547^3=26.84 (23)当量齿数Zv2 Zv2=z2/cos(β)^3=100/0.976547^3=107.38 3.2.2 减速系统轴结构设计 1、减速器输入轴的计算 (1)选择轴轴为45号钢,调质处2)按扭矩初步估算轴径 其中=110—160,取=110 ==27.38 (3)考虑轴个键槽d1=30mm 半联轴器的长度l=62mm,并且还要考虑在减速器内部的一段长度,为保证轴端挡圈只压在半联轴器上,而不压在轴的端面上,故第一段的长度应比l略短一些,取 l=114mm (4) 因必须符合轴承密封元件的要求,经查表,取=35mm; 轴承端盖采用凸缘式轴承端盖,取, 其中d3为螺钉直径M8,由轴承外径D=62mm,查表,取d3=7mm 式中,为箱体壁厚,取=8mm, 取轴旁连接螺栓的直径为10mm, 查得; 由于轴承的轴颈直径和转速的乘积<(1.5~2)×105,故轴承采用脂润滑,取 =9mm, 所以 m=8+16+14+8-9-17=4mm, 所以 =20+8.4+4=32.4mm, 取 =33mm; (5),且必须与轴承的内径一致,圆整=35mm,初选轴承型号为30206,查附表可知,B=17mm,D=62mm,则L3=18mm。 (6)d4轴段为齿轮轴段,由于齿轮模数2.5,齿数25,螺旋角12.04度,得出齿轮的齿顶圆直径为64,由于齿轮啮合宽度为57,小齿轮段应多于5mm左右,AG怎么为何每次点杀,则该轴段宽度为62mm,则L4=62mm。 (7)d5轴段为轴承的定位轴肩段,则d5=40mm, 则L5=9mm (8)轴承段,则通d3一样,则d6=35mm, 2、减轴设计计 4.1 主轴的设计 (1)按扭转强度估算轴的直径 选用45#调质,硬度217~255HBS 轴的输入功率为PⅡ=30KW 转速为nⅡ=150r/min 根据《机械设计手册》(13-2)式,并查表13-2,取c=110 =54.5mm (2)确定轴各段直径和长度 从联轴器开始右起第一段,由于联轴器与轴通过键联接,则轴应该增加5%,取Φ55mm,根据计算转矩TC=KA×TⅡ=1.1×263.25=289.6Nm,查标准GB/T 5014—2003,选用LXZ4型弹性柱销联轴器,半联轴器长度为l1=74mm,轴段长L1=80mm 右起第二段,考虑联轴器的轴向定位要求,根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求,取端盖的外端面与半联轴器左端面的距离为36mm,该段装有滚动轴承,选用圆锥滚子轴承,则轴承有径向力,而轴向力为零,选用30312型轴承,其尺寸为d×D×B=60×130×33.5,那么该段的直径为Φ60mm,且考虑与轴承连接的套筒,取此段长度为L2=63。 ③右起第三段,该段装有剪刀辊,并且剪刀辊与轴用键联接,直径要增加5%,剪刀辊中间轴直径为70mm,则第三段的直径取Φ70mm,剪刀辊宽为b=500mm,为了保证定位的可靠性,取轴段长度为L3=500mm ④右起第四段,考虑轴向定位,定位轴肩,取轴肩的直径为D5=Φ90mm ,长度取L4=10mm ⑤右起第五段,该段为圆锥滚子轴承安装出处,取轴径为D5=Φ60mm,长度L6=34mm (3)求轴上上作用力的大小、方向 剪刀辊轴径445mm:d1=445mm 作用在此轴上的转矩为:T2 =2.63×105N·mm 求圆周力:Ft Ft=2T2/d2=2×2.63×105/150=3506.6N 求径向力Fr Fr=Ft·tanα=3506.6×tan200=1276.3N Ft,Fr的方向如下图所示 (5)轴长支反力 根据轴承支反力的作用点以及轴承和剪刀辊在轴上的安装位置,建立力学模型。 水平面的支反力:RA=RB=Ft/2 = 1753N 垂直面的支反力:由于选用圆锥滚子轴承则Fa=0 那么RA’=RB’ =Fr×32/64= 638 N (6)画弯矩图 右起第四段剖面C处的弯矩: 水平面的弯矩:MC=RA×32= 56Nm 垂直面的弯矩:MC1’= MC2’=RA’×32=20.4 Nm 合成弯矩: (7)画转矩图: T= Ft×d2/2=263.25 Nm (8)画当量弯矩图 因为是单向回转,转矩为脉动循环,α=0.6 可得右起第四段剖面C处的当量弯矩: (9)判断危险截面并验算强度 右起第四段剖面C处当量弯矩最大,而其直径与相邻段相差不大,所以剖面C为危险截面。 已知MeC2=167.5Nm ,由《机械设计手册》表13-1有: [σ-1]=60Mpa 则: σe= MeC2/W= MeC2/(0.1·D43) =167.5×1000/(0.1×383)=30.7[σ-1] 右起第一段D处虽仅受转矩但其直径较小,故该面也为危险截面: σe= MD/W= MD/(0.1·D13) =168.8×1000/(0.1×283)=56.8 Nm[σ-1] 所以确定的尺寸是安全的 。 4.2 剪刀辊的设计 4.2.1 剪刀辊的设计计算 由于两剪刀辊是同高度的,且是通过平行、同速、旋转方向相反来实现粉碎效果的,所以,两剪刀辊采用完全一样的剪刀辊。所以只需设计一把剪刀辊即可。 前面已经提到剪刀辊所需功率为P=30Kw,其转速为150rpm。由于剪刀辊速度不高。所以才来选用碳素工具钢,经调质及表面淬火,剪刀辊硬度为大于HRC62.进一步选择T10,其特点是韧性较小,有较高的耐磨性,适用于制造不受突然或剧烈震动的工具,还可制造切削刃口在工作时不变热的工具。 考虑到树枝及树干的直径大小大约为5~50mm,选取剪刀辊的直径为445mm, 考虑到树枝及树干的长度大小约为10~1000mm,选取剪刀辊的长度为500mm, 考虑到树枝及树干的直径大小为5~50mm,选取剪刀辊剪刃厚度为20mm,选取剪刀辊剪刃高度为25mm。 一把剪刀辊上根据其转速为150rpm,安排四个剪刃相隔切削,每个剪刃中心和相邻剪刃中心相隔1/4剪刀辊的圆周,即相隔90度。而剪刃长度为1/12剪刃所在的圆的圆周。 4.2.2 剪刀辊的结构设计 两剪刀辊的相对位置如图所示,两剪刀辊的中心相间隔420mm,其中25mm为工作剪刃的高度,而预留2mm为空隙,空隙在这里不仅方便装配,减少剪刀辊之间的相互磨损,还有方便排屑的作用。 图4-1 剪刀辊示意图 两剪刀辊在装配时需要注意精度,剪刃的中心要对准剪刀辊上飞剪刃部分的中心,这部分应该在1/6的剪刀辊圆周长度。如此安排不仅可以避免两剪刀辊之间的碰撞,方便卡住树枝、树干后的反转,也给排屑带来方便。下面来校核一下剪刀辊的是否碰撞。 若要2剪刀辊碰撞在如上图状态时,假设左剪刀辊不动的线圆周,相当于半个剪刃的长度,因此左剪刀辊已超前1/24圆周,所以两把剪刀辊不会相互碰撞,两把剪刀辊的布置安全,可以使用这样的结构。 两把剪刀辊的固定方式相同,下面介绍一把剪刀辊的固定方式。 首先是剪刀辊的周向固定,在此前已经给出剪刀辊与主轴配合为H7/m6,此种配合为基孔制,配合特性为过盈概率85%,使用特点是适用于大转矩、振动及冲击,不经常拆卸的配合。基于这种配合的特性和特点,又由于剪刀辊与主轴需要紧密连接,故选用过盈配合,而此种配合是过盈概率最大的配合,故采用。剪刀辊为了和主轴装配,还需要加工出键槽以利用平键来和主轴进行周向固定。 其次是剪刀辊的轴向固定,剪刀辊的轴向固定式在设计主轴时已经考虑了,详细见主轴设计部分。剪刀辊的一端用主轴特地设计的轴环固定,剪刀辊的另外一端为轴套、轴承和轴承盖固定。其中,轴套用于轴承和剪刀辊直径,而轴承盖装配于轴承另外一端作为轴向固定,轴承盖本身的螺钉紧固在箱体上,这样的话,轴承、轴套以及剪刀辊的轴向固定问题解决了。 第5章支撑行走装置设计 5.1 V带轮箱体的设计 V带轮箱体是带轮和V带轮轴的轴上固定件的支撑体。而且也能够起到防尘及保护V带轮传动系统的精度,除了这些作用外,其左箱体还是减速系统使得支撑板的右边支撑架。 V带轮箱体采用左右分离式,左右箱体通过顶部螺栓组件相连接。箱体均采用HT200制作。 左箱体同样在V带轮各轴处需各切削中心与过度中心线的孔,以此让带轮轴通过左箱体以和联轴器连接,左箱体还需要在减速系统支撑板同一水平面处连接一个钢板加以加强支撑,以减速系统支撑板需要螺栓连接。 5.2 减速系统支撑架的设计 减速系统支撑结构式用来支撑减速系统的,以让减速系统稳定工作。另外也是保证减速系统和剪刀辊中心线重合的支撑体。 其左端采用下部两支撑结构支撑,而两支撑结构式用螺栓连接在底板面板上的,其支撑结构采用Q235钢材焊接制作,为保证前强度还可以焊接加强板。其右端采用焊接一加强板和链轮箱体左端加强板用螺栓相连接的形式支撑。 5.3 粉碎箱体的设计 粉碎箱体不仅是树枝、树干的入料口,是粉碎后物料的储藏处以及出料口,也是剪刀辊的支撑体,其箱体大小是机器能工作时间的参考标准。 粉碎箱体均采用Q235材料制作。箱体采用上下分离式,上部需要焊接有一定强度的入料口,下部需要有出料的门,上下箱体采用重合处用螺栓连接的方式,而下箱体用螺栓固定于底部面板上。 上下面板连接处还需要在剪刀辊主轴轴承两端焊接两轴承定位座,用以轴承外圈轴向定位,所以需要切削处中心过主轴中心线的孔。下箱体需要安装门,所以需要切削处与门面积相同部分的钢材。下箱体内壁还需要制出一定弧度的有利于排屑。 结 论 本次设计树枝粉碎机是参考剪刀辊式树枝粉碎机的结构设计,本机采用直段进料口进料,保证进料操作方便,剪刀辊式切削树枝。传动方式采用带传动,缓和载荷冲击,减小了噪声,防止因过载而造成零件的损坏,但带的寿命较短,过载时产生打滑,使效率降低且不能保持准确的传动比。另外还采用了最简单的定位块定位、螺栓夹紧等。主轴的安装采用键连接,主轴安装采用完全对称的圆锥滚子轴承,防止主轴有较大的轴向跳动。生产容易、安装方便。润滑采用脂润滑,并装有挡油环,防止木屑飞入轴承影响轴承工作,并隔离油脂与木屑。 致 谢 首先要感谢的是我的指导老师师,没有他的及时督促和悉心指导,设计不可能顺利完成。在这设计的半年来,无论是在学习上还是在生活上,都得到了老师无微不至的关怀。我能经常与他交流设计中遇到的问题,得到他的言传身教,受益颇多。老师严谨求实的治学态度、宽厚待人的品格让我学到的不仅是如何做学问,还有如何做人。老师永远是我学习的榜样。 非常感谢机械教研室的老师在设计过程中给予的指导和帮助。 感谢同窗学友等的全力帮助。 感谢在四年中对我的培养,感谢四年中辛苦栽培我的所有老师,感谢无私帮助我的所有同学,并祝各位老师和同学身体健康,工作学习事事顺心! 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