同济破包机毕业设计论文

据联合国粮农组织统计资料表明，在美国约有的肉类由草转化而来，澳大利亚为，而我国仅有的肉食由草秆转化而来。

国家年远景规划中提出养殖业要主攻食草型和非粮耗型饲料。

秸秆化粮过腹还田，利用比例将达。

稻草破包机在我国生产使用尚未广泛使用和推广，将稻草包解开打碎的装置，称为破碎装置。

性能良好的破包机，应该是坚固耐用的故障少使用保养方便结构简单可靠节能环保。

同时，还应满足以下的技术要求针对于农作物秸秆易燃的特点，在破碎过程中要注意防火降温处理。

破包机在定程度上应有定的通用性，尽可能适用于破碎多种农作物的秸秆，从而以提高机具的利用率。

所设计的脱粒机应有较高的生产率，功率消耗少，即其造价低。

破包机是秸秆成型燃料制作的前期步骤，它对整个加工过程的效率提高，减轻人的劳动强度都有重要意义。

设计前景分析破包机的使用并没有发展成熟，有很多厂家仍延袭十几年以前传统人力的生产方式进行生产和管理，工厂管理水平相对落后，效率低下。

原因就是多数厂家经济效益欠佳，拿不出更多的资金和技术力量用于科研和开发新产品也有的是由于厂里领导急功近利，对开发新产品的重要性认识不足。

然而产品更新换代的越慢，越难占领市场，工厂效益越差，从而使不少企业的生产陷共页第页装订线入了恶性循坏。

设计套廉价高效节能的破包机有很大的必要，因此我们可以看出破包机目前仍有较大的存在空间，破包机的研制和使用将有很广阔的应用前景。

本课题就对破包机进行优化设计，使其价格低廉工作可靠性能优良尽可能降低劳动强度的同时又能节约成本。

设计任务及工作安排设计的技术参数和相关的任务要求如下完成相关外文文献阅读和翻译工作。

对破包机的方案进行讨论论证。

设计出破包机的整套机械图纸。

对破包机的控制系统进行初步设计。

编制计算说明书。

技术参数稻草包尺寸。

工作频率为包分钟可调。

破包机是种对包状的稻草进行破碎的机械，主要用于农业秸秆回收再利用，必须控制整个机械的成本，该机械主要有三大系统组合而成，结构简单可靠机架结构通过槽钢和方钢的搭建而成，它们由焊接和螺栓连接的方式构建而成。

破碎机构要求具有可维护，破碎连续等条件运输机构的设计采用常用的辊子运输方式，这种方式可靠经济。

本次毕业设计中，我的主要任务是三大系统的设计，以及整机的设计。

三大系统的设计中查阅了大量的资料，整机的应用由于没有实际机械作参考，要通过假设分析和推理定型三步，最终设计出破包机。

具体工作如下查阅文献，了解破碎机械国内外发展现状收集和了解所要求稻草破碎装置的工作原理相关技术和资料，了解并选择所设计结构构件的组成形式。

完成资料的翻译。

收集和了解电动机辊子输送机带座轴承和链传动的资料。

根据任务要求研究方案，提出可行性机构并加以分析比较，在此基础上通过优化设计分析最终确定方案。

对破包机三大系统的各部分设计计算和校核，绘制图纸，完成论文。

整理毕业论文图纸及答辩资料。

设计方案总体方案设计经过初步设计可以确定两种总体方案共页第页装订线图方案简介如图立式破碎装置，即破碎装置主轴垂直于运输机构，该种方案简单快捷。

水平方向的运输可以采用多种实现方式，可以选择带链传动等。

较为适合本机械的为链传动，我们可以设计个辊子输送机，将稻草包源源不断的输送到工位上等待破碎。

破碎效果由于稻草包的自重和惯性，不会出现卡壳的现象。

该方案具有机构比较简单，维护方便，稻草包的破碎范围比较广，对环境的危害较小等优点。

稻草包受力和牵引方图立式破包示意由上图可知，破碎可以顺利实现。

共页第页装订线图方案二简介该种方案为水平式的破碎机构，即破碎装置和运输机构平行。

该种方案的优点是破碎效果较好，但是消耗功率比较大，而且由于两个破碎主轴增加了机构的复杂程度。

同时由于刀具在水平方向上旋转，破碎的稻草可能会被打得很分散，对环境的要求比较高，操作起来危险性增加。

稻草包如果很大，扎得比较紧，水平方向很难破碎，会出现两盖安装螺栓的拧紧扭矩请参照卷末的附表。

用同样的方法将另侧的防尘盖安装到轴承箱上。

确认安装后的防尘盖有无异常。

最后，用手转动轴，确认轴承的旋转状态是否异常。

轴径尺寸安装螺栓的公称型号组件公称型号适用轴承箱公称型号适用轴承基本额定负荷系数共页第页装订线图在防尘盖的密封圈唇部和内部空间填装润滑脂和钢板盖的安装寿命校核带座轴承选定以后对带座轴承的寿命进行校核，轴承在承受负荷旋转时，由于内外圈滚道面及滚动体滚动面不断地受到交变负荷的作用，即使使用条件正常，也会因为材料疲劳使得滚道面或滚动面出现鱼鳞状损伤称为剥离或剥落。

出现这种损伤之前的总转数称为轴承的疲劳寿命。

即使轴承的结构尺寸材料加工方法等完全相同并在同样的条件下旋转时，轴承的疲劳寿命仍会出现较大的差异。

于是规定，批相同的轴承各在同样条件下旋转时，其中的轴承不出现滚动疲劳损伤的总转数称做轴承的基本额定寿命即可靠性为的寿命。

计算带座轴承寿命带座轴承校核总转速式总时间式满足机器的生产需求。

基本额定寿命，转基本额定寿命，基本额定动负荷，参见轴承尺寸表当量动负荷，参照轴承负荷转速，带座轴承校核总转速，共页第页装订线总时间满足机器的生产需求。

基本额定寿命，转基本额定寿命，基本额定动负荷，参见轴承尺寸表当量动负荷，参照轴承负荷转速，带轮的选择与校核带轮的设计计算步骤带轮传动比，选择普通带截型确定带轮传动的计算功率式式中传递的额定功率工况系数表表工况系数工况空轻载启动重载启动每天工作小时数载荷变动最小液体搅拌机通风机和鼓风机离心式水泵和压缩机轻负荷输送机载荷变动小带式输送机不均匀负荷通风机旋转式水泵和压缩机非离心式发共页第页装订线电机金属切削机床印刷机旋转筛锯木机和木工机械载荷变动较大制砖机斗式提升机往复式水泵和压缩机起重机磨粉机冲剪机床橡胶机械振动筛纺织机械重载输送机载荷变动很大破碎机旋转式颚式等磨碎机球磨棒磨管磨注空轻载启动电动机交流启动三角启动直流并励四缸以上的内燃机装有离心式离合器液力联轴器的动力机重载启动电动机联机交流启动直流复励或串励四缸以下的内燃机。

选择带的型号按和，当在两种型号的交线附近时，可以对两种型号同时计算，最后选择较好的种。

由下图选取型带图普通带选型图确定带轮基准直径和共页第页装订线为了减小带的弯曲应力应采用较大的带轮直径，但这使传动的轮廓尺寸增大。

般取表，比规定的最小基准直径略大些。

大带轮基准直径可按计算。

大小带轮直径般均应按带轮基准直径系列圆整表。

仅当传动比要求较精确时，才考虑滑动率来计算大轮直径，即，这时可不按表圆整。

表单根普通带的基本额定功率和功率增量摘自单位共页第页装订线表普通带带轮基准直径系列摘自共页第页装订线可以确定传动比为带，并考虑到滑差率取带轮标准直径验算带速及转速误差由可知，当传递的功率定时，带速愈高，则所需有效圆周力愈小，因而带的根数可减少。

但带速过高，带的离心力显著增大，减小了带与带轮间的接触压力，从而降低了传动的工作能力。

同时，带速过高，使带在单位时间内绕过带轮的次数增加，应力变化频繁，从而降低了带的疲劳寿命。

由表可见，当带速达到值后，不利因素将使基本额定功率降低。

所以带速般在内为宜，在范围内最有利。

如带速过高型型时，应重选较小的带轮基准直径。

带传动带速为带速适宜当从动带轮按标准系列直径取值后带来的转速误差可验算如下，在计入滑动率影响条件下减速器的减速比，经降速后破碎机构主轴转速由于四把刀连续作业，相当于再以四倍于的转速破碎稻草包，符合工况需求。

确定中心距和带基准长度根据结构要求初定中心距。

中心距小则结构紧凑，但使小带轮上包角减小，降低带传动的工作能力，同时由于中心距小，带的长度短，在定速度下，单位时间内的应力循环次数增多而导致使用寿命的降低，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，速度较高时还易引起带的颤动。

按经验公式初定中心距得到初选带初算的基准长度可根据几何关系由下式计算共页第页装订线根据上式算得的值。

表普通带长度修正系数摘自应由表选定相近的基准长度，然后再确定实际中心距。

由于带传动的中心距般是可以调整的，所以可用下式近似计算值式考虑到为安装带而必须的调整余量，因此，最小中心距为如带的初拉力靠加大中心距获得，则实际中心距应能调大。

又考虑到使用中的多次调整，最大中心距应为验算小带轮上的包角小带轮上的包角可按下式计算为使带传动有定的工作能力，般要求特殊情况允许。

如小于此值，可适当加大中心距若中心距不可调时，可加张紧轮。

从上式可以看出，也与传动比有关，与相差越大，即越大，则越小。

通常为了在中心距不过大的条件下保证包角不致过小，所用传动比不宜过大。

普通带传动般推荐，必要时可到。

确定带根数根据计算功率按型带由下式确定共页第页装订线式按型带，，插入法查表参得其基本功率由表查得为，由查得为查表参得，查表参由式得因此单根带传递的额定功率为于是式表包角修正系数摘自小轮包角为使每根带受力比较均匀，所以根数不宜太多，通常应小于根，否则应改选带型号，重新设计。

取根确定初拉力适当的初拉力是保证带传动正常工作的重要因素之。

初拉力小，则摩擦力小，易出现打滑。

反之，初拉力过大，会使带的拉应力增加而降低寿命，并使轴和轴承的压力增大。

对于非自动张紧的带传动，由于带的松驰作用，过高的初拉力也不易保持。

为了保证所需的传递功率，又不出现打滑，并考虑离心力的不利影响时，单根带适当的初拉力为应使带的实际初拉力。

计算压轴力传动带的紧边拉力和松边拉力对轴产生压力，它等于紧边和松边拉力的向量和。

但般多用初拉力近似地用下式