枝椏材用小型切片機設計【盤式削片機】

枝椏材用小型切片機設計【盤式削片機】,盤式削片機,枝椏材用小型切片機設計【盤式削片機】,枝椏,小型,切片機,設計 枝椏材用小型切片機設計 摘 要 為了適應我國木材資源嚴重不足且分布不集中的特點，設計了這種體積小、生產能力大且削片合格率高的枝椏材用小型切片機，來滿足林區(qū)小型工廠的生產或木材家具廠的碎料加工，以節(jié)約木材資源。 在此次設計中，機架、左右上蓋都采用了焊接件，降低了整機的重心，有效地增強了整機的穩(wěn)定性；電機和軸之間通過皮帶傳動，緩和了載荷沖擊，防止過載給飛刀等主要部件帶來的損壞；軸通過兩個圓錐滾子軸承與機架連接，防止軸產生較大的跳動影響木片合格率；刀盤和軸之間配合緊密；飛刀用壓塊夾緊，牢固穩(wěn)定，方便拆裝和更換。 此削片機最適合加工枝椏材和小徑級的原木，投資小，價格低廉且見效快，非常適合作坊式工廠和小型個體企業(yè)生產。 關鍵詞： 削片機; 盤式削片機; 木片; 刀盤; 飛刀  ABSTRACT For adapting the characteristics of the serious shortage of the wood resources and bad-distributed condition, a kind of branch chipper is designed, which has small physical volume, high efficiency and the qualification rate to meet the needs of saving the wood resources and processing fragments in micro and furniture factory. In this design, framework, the left cover and right cover are casting, which can lower the center of gravity of the whole machine and larger the stability of the whole machine. The motor is connected with the spindle by stalk belt, which can mollify the impact, prevent the damage which caused by overloading components such as the fly-cutter etc. The spindle is connected with framework by two cones rolls of sub- bearings prevents run out of operation process on the spindle. The fit between the cutting dish and the spindle is the gradient tight match, which is tight match. The stud bolts is used to press the fly-cutter. The method which is cone-shaped of connection is firm. It is convenient for dismounting and replacement. This chipper is quite suitable to process branch and the log of the footpath class, which has a small investment and low price. It can be used in the small scaled individual business enterprise produces chip. Key words: Chipper; Disc Chipper; Chip; Cutting Dish; Fly-cutter II 目 錄 摘要 I Abstract II 第1章 緒論 1 1.1 課題背景、目的及意義 1 1.2 國內外研究狀況和相關領域中已有的研究成果 2 1.3 選題的設計設想、設計方法和改進 4 1.4 預期結果 4 第2章 盤式削片機的總體設計 5 2.1盤式削片機的方案設計 5 2.2盤式削片機的總體設計 7 2.3削片原理 9 2.4本章小結 14 第3章 主要技術參數的確定和計算 15 3.各樹種單位切削力 15 3.2切削功率的計算 15 3.3電機的選擇 18 3.4飛刀伸出量的確定 19 3.5生產能力的確定 19 3.6 本章小結 19 第4章 主要部件的設計計算 20 4.1刀盤結構設計及尺寸的確定 20 4.2裝刀部分設計和底刀部分設計 21 4.3主軸的結構設計 22 4.3.1 軸的最小直徑計算 22 4.3.2軸承的選擇 23 4.4傳動比計算和大、小帶輪的計算 24 4.5 進料槽設計計算 27 4.6 本章小結 27 第5章 各部件的校核和驗算 28 5.1軸的強度校核 28 5.2刀盤的校核 33 5.3 軸承的校核 36 5.4 本章小結 38 結論 39 參考文獻 40 致謝 41 附錄 42 第1章 緒 論 1.1 課題背景、目的及意義 我國是一個森林資源缺乏的國家，由于長期的過量采伐,使得原本就有限的可采森林資源急劇減少,尤其現在國家所實施天然林保護工程及幾大重點林區(qū)封山育林,禁伐或限制采伐天然林木。但國家經濟建設與人民生活仍需大量的木材和木制品，使得木材供需矛盾成為當前林業(yè)所面臨的主要問題。 要解決好這一矛盾，一方面要加強森林資源建設﹑經營培育與保護；另一方面通過合理有效利用森、林資源，搞好木材綜合利用，提高木材的利用率，最大限度地發(fā)揮可利用木材資源的作用，從而緩解木材供需矛盾。 利用伐區(qū)剩余物的一個主要途徑是將伐區(qū)剩余物中的小徑枝椏材進行削片加工，如此不僅可以提高森林資源利用率，還能改善林地衛(wèi)生狀況，防止發(fā)生森林病蟲害等，加工后的削片可用作制漿﹑造紙和生產人造板材料。 木材削片機是生產木片的一種專用設備，木材削片機也叫木材切片機，屬于木材加工系列設備之一。廣泛應用于紡織、造紙、制漿、人造板等行業(yè)生產過程中的備料工段。該機的主要切削原料是剝皮后的小徑木、竹材、板皮材及采伐次薪材余料等。但對于過粗（350mm以上）過細（30mm以下）過短（250mm以下）過?。?mm以下）及不規(guī)則原料（未分解的樹墩、枝杈等）不充分具有均勻切削的功能，或只是將原料在原有基礎上切斷，對壁厚低于5 mm竹材的切片不充分具有分層切削的功能將森林采伐和木材加工中的剩余物切削加工成工藝木片的林業(yè)機械。 然而目前生產的削片機在發(fā)區(qū)的削片作業(yè)常受到條件和環(huán)境的限制，因此開發(fā)適于伐區(qū)作業(yè)的小型削片機顯得迫切需要。再有，過去城市樹木修剪所產生的枝椏，基本上都作為廢棄物處理，并要支出不少運輸費用。隨著城市綠化的迅速發(fā)展，枝椏量越來越大，為減少消納枝椏廢棄物的費用，提高枝椏的綜合利用率，變廢為寶，近年來城市對枝丫削片機的需求量在不斷上升；在山區(qū)，隨著林果業(yè)的迅速發(fā)展，撫育量大幅增加，枝椏削片機的作用更是日益突出。 所以針對我國林材資源嚴重不足且分布不均，為了滿足實際生產的需求，故設計一種體積小﹑重量輕﹑便于運輸的小型枝椏材用削片機，以減少木材浪費，實現木材的綜合利用。 1.2 國內外研究狀況和相關領域中已有的研究成果 幾十年來，隨著木片產業(yè)的發(fā)展，國內外已研制和生產了上百種型號的固定式和移動式削片機，固定式多用于工廠；移動式一般用于林區(qū)山場。按工作部件的結構形式分鼓式削片機和盤式削片機兩種，按進料方式分又有斜口進料和平口進料兩種型式。其結構和性能已日趨完善，在生產中發(fā)揮著重要作用。 19世紀70年代，北歐、北美的林業(yè)發(fā)達國家首先生產并使用的削片機僅裝有3～4把切刀。20世紀40年代，出現 6把以上切刀的多刀削片機。50年代又出現新型螺旋面刀盤的多刀削片機，進一步改善了木材削片機的工作性能。近年來，國外的削片機的研制有了進一步發(fā)展，并研制出多種新型的削片機，主要是改善進出料機構，改進飛刀﹑底刀結構及飛刀的裝夾方式，增設控制木片質量的分離裝置，降低削片機的振動與噪聲。增加輔助進料槽；增加進料槽的截面積；鉸接式安裝進料槽；側面出料（木片）；減少飛刀尺寸和角度，并裝刀多刀化；飛刀夾裝在刀盤上，并呈螺旋線安裝；刀盤懸臂式裝配；降低削片機噪聲；增設第二底刀及其多刃化；可調節(jié)生產率的削片機；改進切削機構和進給方式以及適應不同原料的削片的專用、通用、以及削片機組和削片生產線。這些新型的削片機起到了提高生產率和木片質量﹑木片合格率以及降低噪聲﹑振動和減少能耗的作用，獲得了巨大的經濟效益。 國內削片機的研制工作始于60年代，70年代中期開始研究伐區(qū)木片生產工藝與設備，中國林業(yè)部林業(yè)機械研究所于70年代研制成移動式聯合削片機，能同時完成削片、木片篩選和將合格木片風送到裝料倉或運輸車中的作業(yè)，從而大大地提高了木材削片的生產率。80年代初，國家設立了“伐區(qū)枝丫木片生產設備及工藝的研究”攻關課題，進行了系統(tǒng)研究，取得了可喜的成果。自90年代木片生產得到了較大的發(fā)展。目前，國內已有30多家生產削片機的廠家，其中鎮(zhèn)江林機廠生產的削片機質量較好。目前已有9種型號的盤式削片機，主要用于制漿﹑造紙林片加工。 盤式削片機由刀盤、切削刀、底刀、刀盤葉片等組成。刀盤正面有安裝切削刀片的溝槽，沿徑向偏10°～15°布置。刀片底部墊有楔形調整塊，用以調整刀片的伸出量；后部裝有調距墊塊，用以調整刃磨后刀片的補償長度。在刀盤上順著刀刃方向有貫通的縫隙，削好的木片可轉到刀盤的另一面。刀盤外緣均勻配置葉片，葉片產生的氣流將木片由出料口吹出，經過篩選，過大的進入再碎機粉碎。該機有少刀、多刀和螺旋面刀3種類型，前兩種切削的木片均勻度都較差，螺旋面刀盤式削片機由于在切削過程中切削表面全部同刀盤接觸，單位壓力較小，木片切口整齊，碎木片少，刀盤磨損小，切削成的木片長度一致，切削木片合格率可達97%左右。 發(fā)展趨勢 世界各國木材削片機的制造現都注意于改進切削機構、刀片的質量和裝卡方法，以減少刃磨和換卡時間。世界性森林資源的減少促進了伐區(qū)移動式削片機的發(fā)展；而伐區(qū)聯合削片機和全樹削片聯合機的采用，將使經濟效果進一步提高。 以下例舉一些國內現有的設備或資料： 1) BX117-4 ,福建林機廠生產，主要技術性能如下： 刀盤直徑 700 mm 轉速 800 r/min 飛刀數量 4把 最大切削原料直徑 130 mm 木片長度 15-25 mm 生產能力 10 km3/h 電機 30 kw 單位動力匹配 9 kwh/m3 2) BX118-4,8451機械廠生產,主要技術性能如下： 刀盤直徑 750 mm 進料口尺寸 160 mm × 170 mm 飛刀數量 4把 木片長度 15-25 mm 生產能力 4-6 km3/h 電機 37 kw 單位動力匹配 6.2-9.3 kwh/m3 3) BX116A,蘇福馬生產，主要技術性能如下： 刀盤直徑 630 mm 轉速 800 r/min 飛刀數量 3把 最大切削原料直徑 100 mm 木片長度 15-25 mm 生產能力 2-3 km3/h 電機 22 kw 此外還有以下幾種型號：（1）BX117C盤式削片機;(2) BX1107/4盤式削片機;(3) BX116盤式削片機;(4) BX1108/3盤式削片機等以及極少量的BX1710B盤式削片機和BX1112盤式削片機等。目前，盤式切片機在我國造紙行業(yè)中占有著非常重要的地位，然而我國對現在多數的盤式削片機都存在效率低和木片合格率差等缺點。由于我國是一個缺少木材的國家，所以每年都要從外國進口許多木材，尤其是近幾年，隨著木材工業(yè)和家具業(yè)在我國的迅猛發(fā)展，木材資源的缺乏日益嚴重，滿足不了木材需求量。木片是造紙、生產人造板的原材料，在國際市場上需求量很大，每年日本和南韓要從國外買進大量的木片，木片的制備顯得尤為重要。 1.3 選題的設計設想、設計方法和改進 削片機是人造板、造紙行業(yè)中最基本的設備，用以制備工藝木片。自40年代以來，隨著森林資源的日益減少和伐區(qū)剩余物利用水平的不斷提高，以及全樹采伐利用新工藝的出現，工藝木片的原料已從利用原木轉向更多地利用枝椏材、小徑木、加工剩余物、劣質材或進行全樹削片。工藝木片的生產也逐漸從制漿造紙、人造板企業(yè)轉向伐區(qū)、森林采運企業(yè)。木片逐漸成為采運企業(yè)的一種重要輸出商品形態(tài)，并形成木片產業(yè)。此次設計主要是針對國內外削片機的性能作出改進，并設計出一種能適應現有的木材加工設備。 此次設計的主要目的是設計一臺結構合理，功能完整且精度滿足要求的枝椏材用小型切片機。切削木片的質量要符合規(guī)格，木片長度為10-20mm。根據設計要求，進料口和出料口有了改進，刀盤加葉片保證削片的輸送。確定了生產能力后選擇電機，并計算其切削功率。對飛刀的伸出量進行了精確的調整，保證削片的質量。選用圓錐滾子軸承和主軸配合，利用皮帶傳動進行加工。具體設計見第2-4章。 進料槽的結構型式有了很大改進，以使其能適應各種規(guī)格原料削片，并可提高生產率和木片質量。 帶有傾斜進料槽的普通盤式削片機（傾角45°～52°）是一種國內外常用的削片機。加工小徑材、枝椏材以料長在2.5 mm-3 mm及剩余物制材時效果最佳。 削片機的工作噪聲高達110dB左右。削片機降低噪聲為：加厚機罩（刀罩）體的厚度，以提高隔聲效果；縮短主軸二軸承的間距，提高主軸剛度，減小振動。 1.4 預期結果 為適應造紙、纖維板、刨花板行業(yè)對木片長度的不同要求，木片長度可在一定的范圍內調節(jié)。此削片機，結構緊湊合理，操作簡便，生產能力大，木片合格率高，單位木片產量能耗低，是國內生產出口木片的理想設備。 第2章 盤式削片機的方案設計總體設計 2.1 盤式削片機的方案設計 根據此次木材削片機的技術要求，應用功能設計法,對木材削片機的功能進行分解，并建立了木材削片機的形態(tài)學矩陣，以確定此次削片機的設計方案。 一般思路: “問題抽象—建立功能結構(黑箱)—功能分析—尋找作用原理,以實現各分功能—進行組合尋求原理方案解—評價與決策”。 a建立木材削片機黑箱 木材削片機的設計技術要求為:把伐區(qū)剩余物如枝丫材、小徑材（直徑小于100mm的木材），保證穴處削出木片的長短，薄厚均勻，木片規(guī)格一般為:長10 mm～20 mm厚為3 mm～5 mm，寬度不需要控制，但是也不應該超過20 mm，木片的合格率在85%以上。 圖2.1 木材削片機黑箱表示 b木材削片機功能分解 由于一般機器都是由原動機、傳動機構、工作機構、控制操作系統(tǒng)及制成部件等構成,其技術過程通常是：“原動機 → 傳動機構 → 控制操作 → 執(zhí)行機構”。 并且以上這些機構都裝在支撐件上,木材削片機功能的分解依據所設計的技術系統(tǒng)過程。 木材削片機的功能是完成伐區(qū)枝丫材削片，其功能可分解為：進料、切削、能量轉換、信號控制以及傳動方式以及行走方式等幾個子功能，將功能與子功能、功能員之間的關系亦功能樹來表達有： 圖2.2 木材削片機功能樹 c功能元求解 經查閱文獻及分析已有的技術系統(tǒng)并利用形態(tài)綜合法建立如下形態(tài)學矩陣: 圖2.3 木材削片機的形態(tài)學矩陣 上面形態(tài)學矩陣中可以組合出的整體方案數從理論上計算如下: S=4 x 3 x 2 x 3x 3 x 2 x 2=864 可見組合方案數目非常大，在這些組合中，存在著不可行的“虛解”和可行的“實解”。在對實解的評價分析中，我通過模糊評價法最終確定了下面的設計方案: A3 — B2 — C1 — D1— E1 — F1 — G2 電動機—帶傳動—自重進料—上出料—固定式刀—回轉運動—其他動力牽引 2.2盤式削片機的總體設計 根據以上方案設計的結果,繪制削片機總體布置草圖如下: 圖2.4木材削片機總體布置草圖 此盤式削片機主要由電機、刀盤、進料槽、出料筒、傳動裝置和機殼等部分組成。 刀盤套裝在主軸上，主軸由兩個裝在軸承座中的軸承支承，由電動機通過三角皮帶減速傳動。刀盤除作為切削機構切削木料外，還起飛輪作用，使飛刀在間斷切削時，速度波動不大，因此要求刀盤有較大質量。大刀盤的材料一般采用30、35號鑄鋼；當切削速度大于50 m/s時采用A4、A5鍛鋼。鑄鋼件須退火處理，鍛鋼件須正火處理；粗加工后進行探傷檢查，在開口處不允許有降低使用性能的缺陷。主軸的毛坯應為鍛件，不應有降低使用性能的缺陷。 此盤式削片機的刀盤上裝有2把飛刀，飛刀在刀盤上的安裝一般使其刀刃相對刀盤半徑沿轉動方向向前傾斜8°～15°布置。在安裝每把飛刀下面的刀盤上，沿刃口方向開有一條寬度為40 mm左右的長縫。飛刀和楔形墊塊用螺栓固定在刀盤上。墊塊的作用是保證飛刀有一定的后角，一般為5°左右。飛刀材料一般采用鉻鎳合金工具鋼或優(yōu)質碳素工具鋼，熱處理后刃口部分的硬度為HRC52～56。飛刀的刃磨角（楔角）取30°～40°，凍材、硬材取較大值。飛刀刃口突出刀盤平面的高度稱為刀片的伸出量（又稱裝刀高度），其大小影響木片的長度，因此刀盤上所有飛刀刃口的伸出量必須相等。飛刀更換或刃磨后，應保持伸出量不變。 圖2.5切削機構示意圖 盤式削片機是由安裝在刀盤上的飛刀和安裝在進料槽上的底刀和旁底刀形成剪切機構的(如圖2.5)底刀和旁底刀的刃口有的是用硬質合金堆焊而成。為防止有較大的沖擊力損壞刃口，底刀的刃磨角較大，一般為85°～90°，也有的大于90°（采用90°的底刀，四角可輪換使用）。進料槽側壁下方裝有旁底刀，旁底刀的刃磨角一般為60°～65°，與進料槽的偏角a2有關，旁底刀刃磨后硬度要求為HRC56～60。飛刀與底刀和旁底刀的間隙一般為0.3 mm～1.0 mm，這取決于削片機的精度和刀盤直徑的大小等因素。 由于削片時原料尾端在進料槽中抬起，為獲得要求的木片長度，實際裝刀高度應比計算值小2 mm左右。 削片機的進料槽與刀盤成一定的安裝角度，因為刀盤與進料槽之間的相互配置以及幾何角度的大小，直接影響到削出木片的幾何形狀，并與削片機的動力消耗有一定關系。此削片機的喂料槽是傾斜安裝的，稱為斜喂料?？紤]到制造方便，此喂料槽的橫截面為方槽形，其截面積的大小及形狀實際上取決于該削片機所切削的原木的最大直徑。 盤式削片機的排料分為上排料和下排料兩種形式。上排料是在刀盤的外緣安裝６個～８個葉片，它在刀盤轉動時產生氣流，把削出的木片沿機殼的切口方向吹送出去，落入木片料倉。當葉片的速度為27 m/s～28 m/s時，木片的拋出高度可達4 m～5 m。 2.3削片原理 a原木被削成木片的過程 原木在削片機中受到飛刀與底刀的剪切作用，在切下一個木餅的同時，由于木餅受到飛刀給予的沿纖維方向的擠壓力，圓餅受剪而被分裂成木塊，進而分裂成木片。如（圖2.6）所示: 圖2.6原木分裂成木片 通過觀察和研究證明，盤式削片機在削片過程中，木料的被切削面緊貼在飛刀的后面，并沿著飛刀后面滑動，直到與刀盤平面相遇。當木料的上端與刀盤表面接觸后，被切平面則由斜面變成平行于刀盤表面的直面，最后被切表面形成了一個折面。因此，盤式削片機的削片過程并不是過去人們認為的那樣，原料的被切平面始終平行于刀盤的平面。 在削片時，木料沿著進料槽的移動，主要是由于飛刀對木料的作用力在進給方向的分力（牽引力）的作用而致。理論上可以證明：若原木靠自重移向刀盤，那么在相鄰兩把飛刀切削原木的時間間隔內，原木只能移動一段很短的距離，然而實際上原木移動的距離（即木片的長度）要比靠自重移動的距離大得多。很顯然原木在切削過程中除了受重力作用外，還受到飛刀給予原木的作用力，飛刀把原木拉向刀盤的作用力稱為牽引力。牽引力的大小雖與木料的樹種、含水率等因素有關，但其大小足以帶動木料克服摩擦阻力向刀盤方向進給。因此大多數盤式削片機不采用強制進給機構，并且適宜加工厚度和徑級較大的木料。 b削片機喂料槽與刀盤之間的幾何關系(圖2.7) 設X-O-Z為刀盤平面，O為飛刀刃口上某一點，Y-O-X為過刀刃上O點且垂直O(jiān)點運動方向的平面。那么: 投入角ε──喂料槽軸線在Y-O-Z平面的投影與刀盤的夾角； 投木偏角α2──喂料槽軸線在Y-O-Z平面的夾角； 喂料角ω──喂料槽軸線與刀盤的夾角。(如圖2.7) 圖2.7削片機喂料槽與刀盤之間的幾何關系圖 對于斜喂料槽削片機一般只給出投入角ε和投木偏角α2來表示削片機的特征。而實際上原木的被切削狀態(tài)可以通過喂料角ω完全反映出來。這個三角關系可以從圖2.7求得。 根據每個角度的定義從圖2.7可以得出： 由后二式相乘并代入前式即得： 有時，投入角ε可以用另一種形式表示，這時引進另一角度——虎口角α1 虎口角α1——喂料槽軸線在Y-O-Z平面的投影與X-O-Y平面的夾角，它與投入角ε互為余角。那么上式也可表示為： 如上圖所示，O B’ B D為刀盤平面，AO為進料槽的中心線，CD平行于刀盤軸線，其值等于飛刀伸出量，則木片的長度l為： (2.1) 即　　　　　　　　　　 (2.2) 式中：h——飛刀伸出量； 由于削片時原料尾端在進料槽中抬起，為獲得要求的木片長度，實際裝刀高度應比計算值小2 mm左右。 原木被牽引的距離、牽引速度和切削速度之間的關系取決于飛刀的后角α和投入角ε.從圖2.8中可以找到它們之間的關系。刀的后面與刀的運動方向的夾角稱為飛刀的后角α。刀的后面與刀的前面的夾角稱為刀刃角β。設飛刀的運動方向為Ⅰ， 圖2.8 原木的切削方向 圖2.9 切削時原木位移量的計算 圖2.10 飛刀作用在原木上的力 原木的運動方向為Ⅱ，刀對原木的切削方向為Ⅲ，飛刀的運動方向Ⅰ與刀對原木的切削方向Ⅲ的夾角稱為牽引角δ。牽引角的大小受到飛刀的后角的限制，它接近于飛刀的后角或等于后角。 若原木的直徑為d，飛刀在原木上所經過的路程為AB，從圖2.9可以求出飛刀每切削一次時，原木沿著喂料槽軸向被牽引的距離i: (2.3) 并且由飛刀速度V可以求得原木的被牽引 速度Va和切削速度Vδ: (2.4) (2.5) 沿著切削方向從原木切下的木餅又如何分裂成木片呢?木片的厚度主要取決于削片機的幾何參數，此外還取決于原木的物理機械性質。從圖2.10可知當飛刀沿著切削面切入原木時，原木受到飛刀的作用力P作用，它由二個分力組成: P1是垂直于刀的后面的作用力，P2是垂直于刀的前面的作用力。P1不參與木片的分裂，只有P2才使木餅沿纖維方向撕裂。 P2又可分解成二個分力，沿木材纖維方向的作用力P3和垂直纖維方向的作用力P4。飛刀切入原木一定深度后，P3隨P2增加到一定限度時就引起木材的縱向破裂，木餅撕裂成木片。若飛刀沿切削面切入深度為oa時，木餅開始分裂成木片，則木片的厚度為ob。 在撕裂瞬間木片主要尺寸的相互關系有: △aob 和△cod由于頂角相等，二個直角三角形相似，那么 (2.6) 因此，木片的厚度t=ob有: (2.7) 沿木纖維方向的作用力P3的值，可以從木材纖維方向的撕裂深度來計算： P3=l×e×t (2.8) 式中 l ——木片長度 e ——飛刀切入原木的平均寬度 r ——木材沿纖維方向的撕裂深度系數 垂直于飛刀前面的作用力P2的值，可以從垂直于刀的前面擠壓木餅的強度來計算： P2= oa×e×σ (2.9) 式中 σ ——垂直于刀的前面劑壓木餅的強度系數 把P3、P2的值代回原式，可得出木片厚度t (2.10) 從上式可以看出，對于一定幾何參數的削片機，木片的厚度隨木片的長度增大而增加，隨木片沿纖維方向的抗剪能力的增大而增加，隨作用在垂直于切削平面上的作用力增加而減小。 木片厚度不僅取決于木片長度和木材的物理機械性能等因素，還與進料槽及飛刀的安裝角度和飛刀的刃磨角等因素有關。當飛刀的刃磨角和安裝后角較大時，則削出的木片較厚，反之，較薄。 2.4本章小結 本章主要介紹了削片機的結構和工作原理，普通盤式削片機的組成和組裝。木片的長度和厚度計算，排料方式的選擇為上出料，木料被飛刀牽引向前進給的速度計算。 第3章 主要技術參數的確定和計算 3.1 各樹種單位切削力 鑒于對同一削片機，不同種木材的機械物理性質不同,在切削時其單位切削力、木片厚度等參數都各不相同所以以下取一種木材參數作計算示例，其他可依此類推。 表3.1常見樹種枝丫單位切削力 3.2切削功率的計算 由文獻[4]可知計算公式 kw （3.1） 圖3.1飛刀對木材的作用 如圖3.1所示：圖中表示削片時飛刀對木材的總切削力。刀盤對木材的支承力降低了后刀面對木材的支承力，互相影響，所以也包括在總作用力中?？傋饔昧Ψ纸鉃榍邢蚍至胺ㄏ蚍至ΑＴ谇邢鬟^程中，隨木片的變化而變化，其短時平均值為。與寬度成正比，有： 式中： ——切削寬度，m； ——單位寬度平均切向阻力，N/m?？赏ㄟ^試驗測得，據表2知：對群眾楊，約N/mm。 （3.2） 式中： ——木片纖維長度(m)； ——木材順纖維抗剪強度，N/m2； ——有法向正壓力時，木材順紋剪切附加阻力系數； 、、——飛刀安裝后角、飛刀楔角、進料槽傾斜角； 、、——木材前刀面、后刀面、進料槽壁摩擦角。 圖3.2 進料槽的傾斜角 當時， (3.3) 一把飛刀一次切削功耗為： (3.4) 式中：——切口面積，(m2)。 ， ——木料橫斷面積，m2) 如果進料槽在通過主軸線的兩個相互垂直平面內的投影傾斜角分別為和（如3.2圖所示），則由下式確定： (3.5) 切削功率為 (3.6) 式中：——刀盤轉速，r/min； ——飛刀數。 對于原木有： (3.7) 式中：——原木直徑，m 。 考慮木材徑級不同大小不一時，可經計算取其平均直徑 (m) 式中：——各徑級木材直徑，(m)； ——各徑級木材長度占總木材數的比例。 考慮木段之間的空隙時間應增加一個切削連續(xù)性系數，則切削功率為： (3.8) 值由下式確定： (3.9) 式中：——每段木材切削時間，s ； ——相鄰木段之間的間隙時間，s 。 對于松木：N/mm 當 時，有： kw 3.3 電機的選擇 削片機所需電機功率為 Pd (3.10) 式中：Pd——削片機實際需要的電動機輸出功率； Pc——削片機需要的輸入功率； η——電動機到切削機構間傳動裝置的總效率； 總效率η為： η=η1 η2 η1——帶傳動效率； η2——軸承傳動效率； 則 η=0.96 0.98=0.94 Pd= 5.39 kw 因此選擇電動機型號為Y132S-4型，額定功率5.5kw，額定轉速1920r/min。 各軸的轉速 n=n=1920r/min n===800r/min 各軸的輸入功率 P=P=5.5kw P= Pη= 各軸轉矩 計算電動機軸的輸出轉矩 = I軸 II軸 3.4飛刀伸出量的確定 由2.3盤式削片機削片原理分析知 (3.11) mm ，，，則mm 3.5生產能力的確定 非強制進料的盤式削片機的生產能力(實積m3/h)為 （3.12） 式中： ——設備時間利用系數，??； ——工作時間利用系數，?。? ——原料形態(tài)影響系數，成捆枝椏材取，其他原料取1； ——刀盤轉速，r/min； ——飛刀數量； ——木片平均長度，mm； ——原料的斷面積，mm2； 則 (km3/h) 3.6本章小結 本章主要介紹了盤式削片機的各個參數確定，包括生產能力，切削功率，電機，切削力，飛刀伸出量的確定。 第4章 主要部件的設計計算 4.1刀盤結構設計及尺寸的確定 圖4.1 刀盤的結構設計 如圖4.1所示，將刀盤看作實心圓盤，根據文獻[15]計算公式，計算刀盤應有的轉動慣量： (4.1) 式中： ——刀盤運轉時的盈虧功; 取 (P為切削功率) ——刀盤的角速度,； ——速度不均勻系數，； 則 kgm-2 刀盤直徑為460mm 。 由文獻[5] (4.2) 得： kg 即刀盤重量為77.8kg 由文獻[7] (4.3) 式中：——飛輪材料的比重 ——飛輪的寬度 得： m 取 mm 為防止輪緣破裂，驗證輪緣的圓周速度 m/s 鋼制飛輪的最大圓周速度：60m/s 故刀盤強度滿足要求。 刀盤的材料選用，刀盤結構各部位是根據力的要求和安裝葉片而設計的，飛刀經夾緊機構夾緊。由于少刀盤式削片機屬于間歇運動，故實際消耗功率是變化的，因此，將刀盤看作飛輪設計，以便在驅動力的功超過切削阻力的功時，將多余的能量貯藏起來，使動能增大時，速率增加不太大；反之，當切削阻力的功超過驅動力的功時，把多余的能量釋放出來，使動能減少時，速率降低不至于太大。刀盤的作用就是使刀盤的速率波動不至于太大。 4.2裝刀部分設計和底刀部分設計 裝刀是首先用螺栓在試刀架上達到定位要求長度時聯結在一起，而后，將飛刀和壓力塊一起用螺柱固定在刀盤上。安刀架和安刀示意圖（圖4.2）。 木片的長度是通過飛刀的伸出量來調整實現的。設計的調整機構是通過安刀架、定位塊間長度而實現準確的調整的。其中，上邊定位塊是固定的，而下邊定位塊是可移動的，２把飛刀同時在該安刀架上調整后，在安裝在刀盤上，即能保證飛刀的伸出量的相等性，從而保證木片質量。 1.定位塊 2.飛刀 3.壓力塊 4.固定定位塊 圖4.2 試刀架 4.3主軸的結構設計 4.3.1 軸的最小直徑計算 根據文獻[1]實心圓軸公式，其切應力 MPa (4.4) 圖4.3 主軸結構 寫成設計公式，軸的最小直徑 mm (4.5) 上兩式中： ——軸的抗扭截面系數，mm3； ——軸傳遞的功率，KW； ——軸的轉速，r/min； ——許用切應力，MPa； ——與軸材料有關的系數，可由表4.1查得。 對于受彎矩較大的軸宜取較小的值。當軸上有鍵槽時，應適當增大軸徑：單鍵增大，雙鍵增大。 表4.1軸強度計算公式中的系數 軸的材料 Q235,20 Q255,Q275,35 45 40Cr,38SiMnMo τ/MPa 12 15 20 25 30 35 40 45 52 C 160 148 135 125 118 112 106 102 98 軸的最小直徑為 mm 參照文獻[14]主軸的設計，考慮到各部件間的關系，設計該軸的結構如圖4.3所示。 為了使軸的強度足夠，選mm。 4.3.2軸承的選擇 兩個軸承支承著刀盤的重量，軸承應能承受較大的單向徑向力，同時由于木材對刀盤有沖擊作用，以及切削分力，都使得刀盤受到一個軸向力，同時考慮到軸的軸向位置要求準確，從而保證飛刀與底刀的間隙，故選用一對圓錐滾子軸承(GB/T297-93),軸承型號30210，d=50 mm，mm，寬度mm，其徑向承載能力大，滿足設計要求。 密封裝置采用毛氈式。 潤滑采用脂潤滑。 4.4傳動比計算和大、小帶輪的計算 傳動比 因為削片時會產生很大的噪聲，且運轉不夠平穩(wěn)，故選用帶傳動。 兩軸平行，回轉方向相同，傳動比較小，速度m/s，選用開口傳動。 帶傳動是具有中間撓性件的一種傳動，所以：1）能緩和載荷沖擊；2）運行平穩(wěn)，無噪聲；3）制造和安裝精度不象嚙合傳動那么嚴格；4）過載時，將引起帶在帶輪上打滑，因而可防止其他零件的損壞；5）可增加帶長以適應中心距較大的工作條件（可達15m）。 帶傳動的特點很適合這臺削片機的要求，故帶傳動是很好的選擇。 由知 定帶型號和帶輪直徑 工作情況系數 計算功率 kw (4.6) 選帶型號 根據kw，n=1920r/min 查文獻8-12此坐標位于B型處 固選普通型 小帶輪直徑 取mm 大帶輪直徑 mm （設） (4.7) 計算帶長 求 =252.5mm 求 =102.5mm 初取中心距 mm 帶長 mm (4.8) 求中心距和包角 中心距 mm (4.9) 小輪包角 (4.10) 求帶根數 帶速 m/s (4.11) 帶速在5～25m/s范圍內，合適 傳動比 帶根數 kw，， ，kw (4.12) 取=3根 求軸上載荷 張緊力 N (4.13) 軸上載荷 N (4.14) 帶輪結構設計 帶輪材料 由于m/s<25 m/s 選灰鑄鐵 HT200鑄造 結構形狀 鑄造大、小帶輪的結構如圖4.4所式： 下面介紹一下灰口鑄鐵的特點： 灰口鑄鐵的拉伸強度和塑性很低，這是由于片狀石墨對基體嚴重割裂作用造成的。石墨片相當于在剛基體上形成的許多裂紋和空洞。受拉應力作用時，裂紋尖端的曲率半徑愈小以及石墨片長度愈大，則在裂紋尖端處引起的應力力愈大，拉伸度降低的就也 圖4.4 帶輪結構 愈多。受壓應力時，因石墨片不引起大的局部應力，因而對壓縮強度影響不大。變質處理后，由于石墨片細化，石墨對基體的割裂減小，使鑄鐵的強度提高，但對塑性無明顯改善?；铱阼T鐵有良好的消震性。鑄鐵中的石墨對振動的傳播起削弱作用，尤其當石墨為片狀的時候，這是灰口鑄鐵的突出優(yōu)點之一。對于一般鑄鐵，在有潤滑的條件下，含有石墨的鑄鐵是很好的耐磨材料。石墨本身有良好的潤滑作用和減摩性；尤其是石墨周圍的孔隙中可以儲存潤滑劑，使摩擦面積始終保持良好的潤滑條件。鑄鐵成分一般控制在共晶成分附近，因此流動性能好，熔點比鋼低得多，易于制造薄壁復雜形狀的零件。鑄鐵凝固時由于析出了石墨，體積膨脹，減少了鑄件的凝固收縮。體積減小可減小鑄件的內應力避免變形和開裂，同時可大大減少補縮用的冒口，簡化鑄造工藝，容易得到質量可靠的鑄件。 由于鑄鐵有上述優(yōu)點，很適合大、小帶輪的制造材料，故選用HT200來鑄造。 4.5 進料槽的設計計算 進料槽的尺寸根據刀盤的直徑確定，方形進料槽的寬度一般為倍的刀盤直徑，其長度取決于原料的長短。 mm mm 由于本次設計的削片機主要是切削成捆的枝椏材，故設計進料槽的尺寸為100mm135mm350mm，進料槽的長度較長，方便自由進料。只要把成捆的原料扔進進料槽，便可實現自由進料。 4.6 本章小結 本章主要介紹了刀盤的結構和尺寸的確定，裝刀和底刀的部分設計，主軸的結構設計，傳動比和大、小帶輪的設計和計算，進料槽和出料口的設計計算。 第5章 各部件的校核和驗算 5.1軸的強度校核 Ⅰ，Ⅱ，Ⅲ，Ⅳ為軸的四個截面 圖5.1 軸結構圖 計算支承反力 水平面受力分析見圖5.2 水平支反力 N N 圖5.2 水平面受力圖 垂直面受力分析見圖5.3 垂直面反力 N N 圖5.3 垂直面受力圖 畫軸彎矩圖 水平面彎矩分析見圖5.4 圖5.4 水平面彎矩圖 垂直面彎矩分析見圖5.5 圖5.5 垂直面彎矩圖 合成彎矩分析見圖5.6 畫軸轉矩圖 軸受轉矩 Nmm 圖5.6 合成彎矩圖 轉矩分析見圖5.7 圖5.7 轉矩圖 許用應力 用文獻[14]查得： MPa 許用應力值 MPa 應力校正系數 畫當量彎矩圖 當量彎矩 Nmm 當量彎矩 Nmm (5.1) Nmm (5.2) 當量彎矩分析見圖5.8 圖5.8 當量彎矩圖 校核軸徑 設計的最小直徑 mm 軸徑 mm (5.3) mm (5.4) mm 判斷危險截面 初步分析、、、四個截面有較大的應力和應力集中，下面以截面為例進行安全系數校核。 軸材料選用45鋼調質，MPa，MPa 對稱循環(huán)疲勞極限 MPa MPa 脈動循環(huán)疲勞極限 MPa MPa 等效系數 截面上的應力 彎矩 Nmm 彎曲應力幅 MPa 彎曲平均應力 扭轉切應力 MPa 扭轉應力幅和平均切應力 MPa 應力集中系數 有效應力集中系數 因在此截面處，有軸直徑變化，過度圓角半徑mm ，由，和MPa，經文獻[1]查得，。 如果一個截面上有多種產生應力集中的結構，則分別求出其有效應力集中系數，從而取最大值。 表面狀態(tài)系數 由文獻[5]查得μm, σB=650MPa) 由文獻[5]查得 安全系數 彎曲安全系數 (5.5) 扭轉安全系數 (5.6) 復合安全系數 (5.7) 以上分析說明，軸是完全符合要求的。 5.2刀盤的校核 按照文獻[12]中有孔圓盤公式計算切向和徑向應力值 切向應力： (5.8) 式中： ——材料密度； ——刀盤角速度，S-1； ——內孔直徑，mm； ——刀盤直徑，mm； ——變量半徑； ——系數，。 在處，達到最大值 (5.9) MN/m2 徑向應力 (5.10) 在處，達到最大值 MN/m2 由離心力牽引起的在刀盤上被刀槽削弱處斷裂的應力作用在斷面上的離心力： (5.11) 式中： ——刀盤重量，kg； ——刀盤旋轉軸線至半個刀盤的質量中心的距離，mm； mm ——刀盤旋轉角速度，S-1。 離心力 N 在斷面上的應力： (5.12) 式中： ——斷面上的總面積； m2 kg/m2 安全系數： 刀盤連接處，由切應力引起的剪應力計算 近似計算公式： (5.13) 式中： ——剪應力，kg/cm2； ——動載荷系數，取 ——最大切削力 有兩把刀工作時， kg ，——相鄰兩刀槽之間的斷面與的面積； cm2 cm2 剪應力 kg/cm2 扭轉力矩所引起的平均剪應力的計算 在斷面處，計算平均剪應力公式： (5.14) 式中： ——平均剪應力； ——電機瞬時過載系數，； ——削片機主軸由電機通過皮帶傳動的力矩 Nmm ——連接處的最小半徑，mm ——所有連接處總的斷面積 mm2 平均剪應力 (kg/cm2) (5.15) 故刀盤強度符合要求。 5.3 軸承的校核 軸承選取為30210型圓錐滾子軸承，經文獻[1]查手冊，軸承主要性能參數如下：N，N，r/min（脂潤滑），，，，計算步驟及結果如下： 壽命計算 附加軸向力 N (5.16) N (5.17) 軸承軸向力 因，軸承2被壓緊，故 N N X、Y值 查文獻[1] ， ， 沖擊載荷系數 考慮中等沖擊，經文獻[1]查 當量動載荷 N (5.18) N (5.19) 軸承壽命 因，只計算軸承壽命 h105h (5.20) 靜載荷計算 ， 查文獻[14]得 ， 當量靜載荷 N N