【文章內容簡介】 料的特點：一是環(huán)保節(jié)能。以農村的玉米秸稈、小麥秸稈、棉稈、稻草、稻殼、樹技、花生殼、玉米芯等廢棄物為原料。二是比重大，燃燒時間長。秸稈經粉碎加工壓密成型 ，密度加大。成型產品的體積相當于原秸稈的 1/30。大大延長了秸稈燃燒時間，是同重量秸稈的 10～ 15 倍。三是熱值高。秸稈 燃料是在高溫擠壓下，不完全碳化的過程中成型的， 成型產品比原秸稈的熱值提高500～ 1000 卡。四是體積縮小便于燃燒、貯存和運輸。五是應用范圍廣，可以代替木柴、液化氣等。廣泛用于生活爐灶、取暖爐、熱水鍋爐、工業(yè)鍋爐等，是國內新型的環(huán)保清潔可再生能源。 生物秸稈固化燃料使用設備及發(fā)展前景 秸稈燃料成型機是由變速系統(tǒng)、壓輥、壓塊工作部件、進料器、機架等部件組成的成套設備。目前秸稈燃料成 型機種類比較多，其中鄭州秸寶機械設備開發(fā)有限公司生產的有 JBM－ 1000 型、 1500 型、 2020 型系列產品。 從秸稈資源產量看，我國農作物秸稈的年產量達 7 億噸，且分布范圍廣。秸稈經過熱壓成型達到一定的密度后再燃燒，可提高燃燒溫度和熱利用率，減少環(huán)境污染，可使秸稈成為高品位的能源產品。秸稈燃料是未來新能源的一個重要發(fā)展方向 ， 由于生物質秸稈燃料具有無染污、可再生等顯著特點，用其替代原煤，對于有效緩解能源緊張、治理有機廢棄物污染、保護生態(tài)環(huán)境，促進人與自然和 諧發(fā)展都具有重要意 義。 我國秸稈能源化利用瓶 頸及原因 目前秸稈的能源化利用 ， 無論是液化 ， 氣化還是固化成型 ， 基本上都是工廠化的生產。因此 ， 秸稈收獲后都需要將秸稈搬運到工廠。然而 ， 秸稈質地疏松 ， 不論何種運輸工具都是得不償失。目前， 農作物秸稈綜合利用比例相對較低 ， 未有太大突破 ， 原因就是秸稈的價格還不抵運輸成本 , 除了廠周圍的一些秸稈外 , 大部分被燒掉 。 從 農村現狀 來看 ， 首先要解決的問題就是如何將秸稈轉化為便于運輸 ， 儲藏的原料。一個行之有效的方法是 ， 將秸稈就地加工 ， 固化成型為可以實現長途運輸的秸稈顆粒 ， 以解決能源化利用的瓶頸問題。 第 5 頁 共 44 頁 2. 曲柄壓力機的設計計算 曲柄壓力機的工作原理及主要參數 曲柄壓力機的 構成 1) 工作機構 ， 一般為曲柄滑 塊機構 ， 由曲柄、連桿、滑塊等零件組 成。 2) 傳動系統(tǒng) ， 包括齒輪傳動、皮帶傳動等機構。 3) 操作系統(tǒng) ， 如離合器、制動器。 4) 能源系統(tǒng) ， 如電動機、飛輪。 5) 支撐部件 ， 如機身。 上述除了的基本部分以外 ， 還有多種輔助系統(tǒng)與裝置 ， 如潤滑系統(tǒng)、安全保護裝置以及氣墊等。 曲柄壓力機工作原理 曲柄壓力機是以曲柄傳動的鍛壓機械 ， 其工作原理是電 動機通過三角帶把運動傳給大皮帶輪 ， 再經小齒輪 ， 大齒輪 ， 傳給曲軸。連桿上端連在曲軸上 ， 下端與滑塊連接 ， 把曲軸的旋轉運動變?yōu)檫B桿的上下往復運動。上模裝在滑塊上 ， 下模裝在 墊板上。因此 ， 當材料放在上下模之間時 ， 即能進行沖裁或其他變形工藝 ，制成工件。壓力機在整個工作周期內進行工藝操作的時間很短 ， 也就是說 ， 有負荷的工作時間很短 ， 大部分時間為無負荷的空程時間。為了使電動機的負荷均勻 ，有效的利用能量 ， 因而裝有飛輪。本次曲柄壓力機的設計中 ， 大皮帶輪的設計兼有飛輪的作用。 曲柄壓力機的主要技術參數 曲柄壓力機的 主要技術參數是反映一臺壓力機的工藝能力 ， 所能加工的零件尺寸范圍 ， 以及有關生產率等指標的重要資料 。 通過查閱相關資料，所成型的產品 棒料直徑為 100mm，成型工作壓力 6— 8MPa。 本次設計的曲柄壓力機主要技術參數如下 : 1. 公稱壓力 : KNKNPdp g 322 ??????? ??? ， 取 KNPg 100? 2． 滑塊行程 : 100 mm 3． 滑塊每分次數 ： 50r/min 4． 最大裝模高度： 180 mm 5． 裝模高度調節(jié)量： 50mm 6． 滑塊底面尺寸： 前后 150mm，左右 170mm 7． 工作臺尺寸： 前后 240mm，左右 360mm 設計方案的確定 傳動級數和各速比的分配 第 6 頁 共 44 頁 壓力機的傳動級數與電動機的的轉速和滑塊每分鐘的行程次數有關。行程次數越低，總速比大，傳動級數就應多些否則每級的速比過大，結構不緊湊；行程次數高，總速比小，傳動級數可少些，現有壓力機傳動系統(tǒng)的級數一般不超過四級。行程次數在 70 次 /min 以上的用單級傳動， 70～ 30 次 /min 的用兩級傳動， 30～10 次 /min 的用三級傳動， 10 次 /min 以 下的用四級傳動 。 各傳動級數的速比分配要恰當。通常三角皮帶傳動的速比不超過 6～ 8，齒輪傳動 不 超過 7～ 9。速比分配時，要保證飛輪有適當的轉速，也要注意布置得盡可能緊湊、美觀和長、寬、高尺寸比例適當。 總體設計方案的確定 根據以上設計原理及此次設計原始數據綜合考慮，曲柄壓力機傳動系統(tǒng)選擇2 級傳動，一級帶傳動，大帶輪兼做飛輪用，一級齒輪傳動，齒輪懸臂放置，大帶輪兼做飛輪 用 ?？傮w傳動方案如圖 1 所示。 圖 1 曲柄壓力機總體傳動方案 曲柄滑塊機構根據運動機構的布置特征，一般分為正置、正偏置、負偏置曲柄滑塊機構。這三種不同的結構類型，由于其具有不同的運動速度特征，而分別應用于不同的壓力機中。本次畢業(yè)設計 的 壓 力 機采用負偏置的具有急回特性的曲柄滑塊機構 。 偏置曲柄滑塊機構的尺寸參數確定及運動分析 如下圖所示， O 點表示曲軸的旋轉中心， A 點表示連桿與曲柄的連接點， B點表示連桿與滑塊的連接點， OA 表示曲柄半徑 R， AB 表示連桿長度 L。當 OA以角速度 ? 作旋轉運動時， B 點則以速度 ? 作直線運動。 曲柄與連桿重合的兩極限位置，原動件 OA 處于兩極限位置之間的夾角 ? 為極位夾角。由相關資料 知，行程速度變化系數 K 值優(yōu)解為 ，對應于 ? =?1 。 在 △ 21BOB 中， LOB2 ? R ， 1OB =L R ， 21BB =H = mm100 ， R = L? ， 取? = ，由余弦定理知： 第 7 頁 共 44 頁 ? ? ? ?? ?? ?RLRL HRLRL ?? ????? 2c os 222? 圖 2 負偏置的曲柄滑塊簡圖 圖 3 曲柄滑塊機構處極限位置計算簡圖 具有急回特性 1B — 下死點 2B — 上死點 化簡得 ? ? ? ?? ???? c os112 22 ???? HL 代入數據 L= 圓整為 460 mm R= 圓整為 50 mm 根據勾股定理 ： ? ? ? ? 22222 RLeHeRL ????????? ??? 得 e = 圓 整為 37 mm 壓力機傳動裝置的總體設計 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比 第 8 頁 共 44 頁 (1) 電動機功率的計算 影響曲柄壓力機主傳動的電動機功率的因素較多，因而很難精確計算。此外，電動機功率只能按其系列選用，機器實際采用的電動機功率亦與計算值存在差異。因此，在工程計算中可以采用更為簡便的近似計算方法。 gPKN 1? 式中 1K — 系數，取其值為 根據上式，曲柄壓力機的電動機功率為： KWKWPKN g ???? 因為兩級或兩級以上的傳動系統(tǒng)采用同步轉速為 1500 或 1000r/min 的電動機，單級傳動系統(tǒng)一般采用 1000r/min 的電動機。 由此，查閱《機械零件設計手冊》，選擇的 電動機型號為 Y90S—4， 額定功率 ， 滿載轉速 ?mn 1400r/min。 (2) 分配傳動裝置的傳動比 總傳動比 ??? 501400nni ma28 曲柄壓力機傳動系統(tǒng)選擇 2 級傳動，一級帶傳動，大帶輪兼做飛輪用，一級齒輪傳動， 通常三角皮帶傳動的速比不超過 6～ 8，齒輪傳動不 超過 7～ 9。 10iiia? 式中 10,ii 分別為帶傳動和齒輪傳動的傳動比。 查現有通用壓力機傳動參數，為使 V 帶傳動外廓尺寸不致過大，取 40?i ，則齒輪傳動比為： 42801 ?? iii a=7 傳動裝置的運動和動力參數的計算 1． 各軸轉速 電動機軸 ?? mnn0 1400r/min 傳動軸 ???414000inn mi350r/min 曲柄軸 ?2n 50r/min 2． 各軸輸入功率 電動機軸輸出功率 ?dP KW 第 9 頁 共 44 頁 傳動軸 ?????? ?? dd PPP KW= 曲柄軸 ???????? ??? PPP KW ? KW 傳動軸、曲柄軸的輸出功率則分別為輸入功率乘軸承效率 。 3． 各軸輸入轉矩 電動機軸輸出 mNmNnPT mdd ??????? 40 55 09 55 0 傳動軸 mNmNiTT d ????????? ? 曲柄軸 mNmNiTT ?????????? 8 ? 傳動軸、曲柄軸輸出轉矩分別為各軸的輸入轉矩乘軸承效率 。 表 1 運動和動力參數計算結果 軸名 功率 P（ KW） 扭矩 T（ N?m） 轉速n/min 傳動比 i 效率 ? 輸入 輸出 輸入 輸出 電動機軸 1400 傳動軸 350 曲柄軸 50 壓力機主要零部件的設計計算 V 帶輪的設計 設計原始數據：電動機額定功率 KWP ?? ， 轉速 min/1400 rn ?? ， 傳動比40?i ，每天工作 8 小時。 1． 確定計算功率 caP 查得工作情況系數 ?AK ，故 KWKWPKP Aca ???? ? 2． 選擇 V 帶的帶型 根據 caP ， ?n 查閱資料后，選用 Z 型 3． 確定帶輪的基準直徑 1d 并驗算帶速 v 1) 初選小帶輪的基準直徑。取小帶輪的基準直徑 mmdd 751 ? 2) 驗算帶速 v 。 7410??ii ???? 第 10 頁 共 44 頁 smsmndv d /?? ????? ?? 因為 20m/s，故而帶速合適。 3）計算大帶輪的基準直徑 mmmmdid dd 300754102 ????? 取 mmdd 3152 ? 4. 確定 V 帶的中心距 a 和基準長度 dL 對于 V帶傳動，中心距 a 一般可取 ? ? ? ? hddadd dddd ????? 2121 查得 Z 型 V 帶的高度 h=6mm，所以 ?? a ，初定中心距 a=500mm。 計算帶所需要的基準長度 aadL m 22 ???? ? 其中 2 21 ddm ddd ??， 2 12 dd dd ??? 代入數據得 L=1641mm 選帶的基準長度 mmLd 1600? 計算實際中心距 a ? ? 22 8414 ?????? mm dLdLa ?? 代入數據 a=780mm 中心距的變動范圍 ? ?dLa ? ～ ? ?dLa ? ，即 ～ 5. 驗算小帶輪包角 ?????? 8547518060180 121 ?????????? a dd dd? 6. 計算帶的根數 Z 由 mmdd 751 ? 和 min/1400 rne ? 查表得 ， 單根 V帶所能傳遞的功率 KWP ? V帶的根數 ? ? Lca kkPP PZ ?00 ??? 查表知 ??k ； ?Lk ； KWP ?? 第 11 頁 共 44 頁 代入數據 Z=，取 Z=4 根 7． 作用在軸上的載荷 張緊力 20 qvk kvZPF ca ????????? ?? ? ? 查得 q=，代入上式得 NF ? 作用在軸上的載荷