多功能精粗飼料粉碎機的設計【錘片式粉碎機】

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湖 南 農 業(yè) 大 學 全 日 制 普 通 本 科 生 畢 業(yè) 設 計 多功能精粗飼料粉碎機的設計 MULTI-FUNCTIONAL FINE ROUGHAGE CRUSHER 學生姓名： 學 號： 年級專業(yè)及班級： 指導老師及職稱： 副教授 學 院：工學院 湖南·長沙 提交日期：2013 年 5 月 湖南農業(yè)大學全日制普通本科生畢業(yè)設計 誠 信 聲 明 本人鄭重聲明：所呈交的本科畢業(yè)設計是本人在指導老師的指導下，進行研究 工作所取得的成果，成果不存在知識產權爭議。除文中已經注明引用的內容外，本 論文不含任何其他個人或集體已經發(fā)表或撰寫過的作品成果。對本文的研究做出重 要貢獻的個人和集體在文中均作了明確的說明并表示了謝意。本人完全意識到本聲 明的法律結果由本人承擔。 畢業(yè)設計作者簽名： 2013年 月 日 目 錄 摘要…………………………………………………………………………………1 關鍵詞………………………………………………………………………………1 1 前言……………………………………………………………………………1 1.1 課題來源………………………………………………………………………1 1.2 設計的目的和意義……………………………………………………………2 1.3 提出背景及其存在問題………………………………………………………2 1.4 設計的關鍵問題及解決的思路………………………………………………3 2 粉碎機機構的確定與設計………………………………………………………4 2.1 各類粉碎機的比較和選擇……………………………………………………4 2.2 結構方案的確定………………………………………………………………5 2.3 工作原理………………………………………………………………………6 2.4 粉碎室參數確定………………………………………………………………6 2.5 主要性能指標計算……………………………………………………………7 2.5.1 錘片速度以及轉子速度……………………………………………………7 2.5.2 理論產生率…………………………………………………………………8 2.6 配套功率和電機的選擇………………………………………………………8 2.6.1 配套功率……………………………………………………………………8 2.6.2 選擇電動機…………………………………………………………………8 3 傳動方案的設計…………………………………………………………………9 3.1 電動機的選擇…………………………………………………………………9 3.2 帶傳動的設計計算……………………………………………………………9 3.2.1 設計 V 帶傳動時一般已知條件……………………………………………9 3.2.2 設計計算的主要內容和確定………………………………………………10 3.2.3 設計計算……………………………………………………………………10 3.3 帶輪的結構設計………………………………………………………………12 4 軸和軸承的相關計算……………………………………………………………12 4.1 軸的結構計算…………………………………………………………………12 4.2 主軸的校核……………………………………………………………………13 4.3 滾動軸承的壽命計算…………………………………………………………18 4.4 滾動軸承潤滑方式和選擇……………………………………………………19 4.5 連接鍵的選擇和計算…………………………………………………………20 4.5.1 小帶輪與主軸的鍵連接……………………………………………………20 4.5.2 轉子與主軸的鍵連接………………………………………………………20 5 錘片式粉碎機的零件設計………………………………………………………21 5.1 錘片的設計……………………………………………………………………21 5.1.1 錘片尺寸……………………………………………………………………22 5.1.2 錘片數量……………………………………………………………………22 5.1.3 轉子的設計…………………………………………………………………23 5.2 錘片架的設計………………………………………………………………23 5.2.1 套筒設計……………………………………………………………………24 6 篩片的設計………………………………………………………………………24 6.1 粉碎機工作狀態(tài)分析…………………………………………………………24 6.2 組合篩的原理和分析…………………………………………………………25 6.2.1 組合篩的結構………………………………………………………………25 6.2.2 組合篩工作原理……………………………………………………………25 6.2.3 組合篩的效果………………………………………………………………26 6.3 篩片的設計與選擇……………………………………………………………26 7 箱體設計………………………………………………………………………27 結論………………………………………………………………………………28 參考文獻…………………………………………………………………………28 致謝………………………………………………………………………………29 1 多功能精粗飼料粉碎機的設計 學 生： 指導老師： (湖南農業(yè)大學工學院學院，長沙 410128) 摘 要：本次設計主要以多功能為主要設計依據,以增加粉碎能力和篩分能力入手，設 計一個高效，低耗，結構簡單，操作方便，使用安全的小型多功能精粗飼料粉碎機。該飼料粉 碎機結構簡單,以小功率的電動機為動力源，采用帶傳動，利用高速旋轉的錘片對進入粉碎室 的物料進行反復錘擊，加上轉子的旋轉離心力作用，使物料在粉碎室與篩片間相互錘擊摩擦， 利用篩片孔的直徑控制加工產品顆粒大小，粉碎后的顆粒通過出料口排出。 關鍵詞：粗飼料; 精飼料; 錘式結構; 粉碎機; MULTI-FUNCTIONAL FINE ROUGHAGE CRUSHER Student:Qi De Ping Tutor:Ren Shu Guang (College of Engineering，Hunan Agricultural University, Changsha 410128, China) Abstract：This design mainly multi-function as the main design basis, to increase the crushing and screening ability, this paper design a high efficient, low consumption, simple structure, convenient operation, use safety, small multi-functional fine roughage crusher. The feed crusher structure is simple, with small power motor as power source, USES the belt transmission, using high speed rotating hammer to hammer repeatedly into the crushing chamber materials, coupled with the rotor rotating centrifugal force effect, make the material in crushing chamber with hammer each other between friction sieve, using the screen hole diameter control processing product particle size, after smashing particles through the discharging mouth eduction. Key words: Roughage; Roncentrated feed; Hammer structure; Mill; 1 前 言 1.1 課題來源 2 本次設計主要以多功能為主要設計依據,以增加粉碎能力和篩分能力入手，設 計一個高效，低耗，結構簡單，操作方便，使用安全的小型多功能精粗飼料粉碎機。 該飼料粉碎機結構簡單,以小功率的電動機為動力源，采用帶傳動，利用高速旋轉 的錘片對進入粉碎室的物料進行反復錘擊 ，加上轉子的旋轉離心力作用，使物料]1[ 在粉碎室與篩片間相互錘擊摩擦，利用篩片孔的直徑控制加工產品顆粒大小，粉碎 后的顆粒通過出料口排出。錘片式粉碎機 在加工業(yè)機械中占據重要的地位，而此]2[ 類機械中的工作部件即錘片是決定其工作性能及質量的關鍵。另外，錘片是易損部 件，所以對粉碎機錘片進行改造設計，可降低生產成本，提高生產效率，是當前的 一個研究方向。 本設計圍繞錘片式結構對飼料粉碎機進行設計，具有層次結構的安排，介紹了 從粉碎機的設計背景，理念到具體的工作原理，并針對所述的設計概念作出了相應 的數據計算和處理，最后逐步實現(xiàn)。 1.2 研究粉碎機的意義 經過 30 多年的發(fā)展，目前我國飼料的產業(yè)已成為我國的國民的經濟中必不可 少的重要的行業(yè)，它一頭牽著種植業(yè)，每年都能轉約 1 億噸的國產玉米以及千萬噸 的豆粕和菜粕等各種各樣的飼料原料；另外它還連接著我國的養(yǎng)殖業(yè)，極大的增加 了我國奶、水產品、蛋和肉等一系列產品的產量增長，使得人民的生活水品不斷的 提高，其發(fā)揮著是無可替代的重大作用。已經成為國民的經濟中具有舉足輕重的地 位和無可替代最基礎的產業(yè)。2008 年我國工業(yè)的飼料其產量已經到達 1.37 億噸之 多，自 1992 年開始，其產量已經連續(xù)位居世界的第二寶座達 17 年之久，因此也成 為了世界上的飼料大國之一。 一般的飼料里面需要粉碎的各種原料能夠占到配方的比例 70 左右用 2008 年我 國的工業(yè)飼料的產量來為例，在 2008 年我國的飼料大概存在著約 1 億噸的原料需 要進行粉碎。而隨著現(xiàn)代飼料工業(yè)的不斷發(fā)展，飼料的產量也會隨著不斷的增加， 因此錘片式的粉碎機市場的需求也將會進一步的加大。錘片式的粉碎機其粉碎的性 能可能會直接的影響到了飼料的質量和產量以及生產成本，用來降低養(yǎng)殖的成本， 從而使得肉蛋奶這一系列的日常生活必備的消費品的價格降低有著非比尋常的意義。 根據試驗，針對碎物料的分離能力提高錘片式粗飼料的粉碎機的生產效率，為粗飼 料的粉碎機的生產企業(yè)加大粉碎機其性能以及粗飼料的企業(yè)加工設備的配置和其選 擇的型號提供重要的依據。 1.3 提出的背景和存在問題 3 20 世紀 90 年代以來我國飼料機械行業(yè)中以江蘇溧陽糧機廠、江蘇揚州糧機 廠為代表其企業(yè)用于改革適應于潮流，大部分企業(yè)都會大膽的引進國外的一些先進 技術以及設備依據目前世界上的粗飼料的粉碎機其發(fā)展的歷史已經研發(fā)并且生產出 了 160～200kW 的水滴型的粉碎機和立軸式的粉碎機都以水滴王相稱，以及冠軍 和優(yōu)勝等一系列的名稱。如果其中水滴型的粉碎機采用了有利于提高效率的水滴型 的粉碎室錘篩間隙可調實現(xiàn)了粗細微粉碎還可以實現(xiàn)自動負荷控制等特點。目前我 國粗飼料的粉碎機生產的企業(yè)大概有 400 多家生產出來的產品以及規(guī)格都非常的 齊全基本都能滿足全國的畜牧以及水產的養(yǎng)殖業(yè)發(fā)展但是還存在著一系列有著特殊 要求的飼料，其粉碎機需要特大的功率機型這就需要從國外來進口。我國產的粉碎 機其各項技術指標都已經非常成熟，基本都是國際的先進水平并且價格上存在著非 常之大的優(yōu)勢。因此我國自行生產的多種機型都會有著良好的出口量特別是小型的 粉碎機，其出口量更加大其主要是銷售到東南亞以及非洲等這些發(fā)展中的國家去。 由于在飼料所用原料上的差異在歐洲的飼料多采用混合粉碎先配料后粉碎且經 常沒有各種谷物的原料；而在美國其飼料的配方都是以 50 的小麥或者是玉米作 2 為基礎很少有使用很難以粉碎的燕麥和大麥等雜糧谷物原料的水分也會略低于歐洲 國家。這就使得錘片式的粉碎機的方向發(fā)展有兩個:第一美國的產品是追求篩板的 面積要大而在歐洲其講究的是沖擊齒板的面積要大。第二就在安裝篩板的方面。美 國產錘片式的粉碎機在安裝和更換其篩板的時候是必須停止機器而且需要打開其機 殼才能繼續(xù)進行而在歐洲國家多數錘片式的粉碎機是由軸而插入的不用停止機器即 可打開機器的外殼殼，由此抽出其原有的篩板并同時安裝好新的換篩板；還會有部 分機型能沿著軸一端直接插入到另一端將其抽出還能實現(xiàn)自動的遙控換選篩。 我國的畜牧機械專業(yè)研究人員數量少，測試設備數量少，水平低，不能有效的 揭示整機或主要部件的主要參數對工作過程的影響，致使產品設計工作長期停留在 傳統(tǒng)的“類比法”的基礎上。因此需要在設計方面進行創(chuàng)新，為了更加適合于畜牧 業(yè)的發(fā)展，開發(fā)研制出創(chuàng)新產品，解決飼料問題，開發(fā)飼料資源，提高經濟和社會 效益具有重要的意義。 1.4 設計的關鍵問題及解決的思路 本設計設計一種小型粉碎機，采用錘片式、水滴型篩片結構，頂端徑向進料， 具有操作方便、質量輕、生產率高的特點，解決了粉碎機的過載問題，使電機工作 穩(wěn)定，本設計重點研究采用動力源為電動機，帶動粉碎機，將粗飼料粉碎，粗飼料 在粉碎室內受錘片與物料問相互撞擊，粉碎成細小粉末實現(xiàn)對飼料粉碎。 4 其關鍵問題如下 ： ]4[ (1)根據粗飼料粉碎機的生產率選擇合適的配套功率： ①確定傳動方式； ②根據配套功率設計粉碎室寬度 B、錘片數 Z、轉子直徑 D 等； ③畫出零件圖和裝配圖； ④對軸和鍵進行校核計算； ⑤ 制定粉碎機的注意事項、日常維護和檢修方案。 （2）粉碎機結構的確定： ①各類粉碎機特點的比較與選擇； ②結構方案的確定； ③工作原理。 2 粉碎機結構的確定 2.1 各類粉碎機特點的比較和選擇 2.1.1 沖擊式粉碎機 當前具有內分級的結構的沖擊式粉碎機也非常普遍需要注意的是分級系統(tǒng)及其 粉碎機里面的粉碎腔兩者的有機結合，尤其是其分級的系統(tǒng)葉片進行設計和調整其 上氣流的流動方面。在生產的實踐中，很多企業(yè)經常將過分看重粉碎機的結構部分 從而忽視了分級的系統(tǒng)，結果設備使用不理想。 2.1.2 振動粉碎機 有水平型氣流磨 、垂直環(huán)形氣流磨、對沖式氣流磨、流化床式氣流磨、靶式 氣流磨、旋轉式氣流粉碎機等。其粉碎機也是靠沖擊，不過是靠高速氣流攜帶物料， 使物料與物料、氣流、固定機件的沖擊而粉碎的單式、連續(xù)作業(yè)?？蛇m用于礦靶式 和旋轉式還有可以用作塑料及其纖維分布區(qū)域很窄，有因為氣體在噴嘴處所以粉碎 機溫度很低，可用于低溫點的粉碎機的設備投資大、耗能大、運轉成本高，所以其 應用受到很大限制。一般只在高值高檔產品才使用。此外，尚有稱噴射粉碎發(fā)的， 是氣流粉碎的別稱。原理是利用流體能量進行噴射而使物料粉碎。有超聲波沖擊粉 碎、噴射沖擊、噴氣粉碎等。其本質都是在循環(huán)氣流中運動的粒子能中心部位被加 速，引用相互沖突面式粉碎機一類使用于硬質性物料粉碎。 2.1.3 膠體磨 膠體磨是一種高速旋轉、靠沖擊、剪切和摩擦而粉碎的濕式連續(xù)作業(yè)的產品。 缺點是對固液濃度比有一定要求，且要求破碎比較大時，需多次磨才能到達要求。 5 2.1.4 齒爪式粉碎機 齒爪式粉碎機對物料的粉碎以打擊為主，兼有擠壓，鋸切碎等。其主要有進料 口、動齒盤轉子、定齒盤、包角為 360 度的環(huán)篩和排料口等組成。工作時，物料充 喂料口、軸向進入，落入粉碎室吃的物料在定齒的支撐作用下，受到定、動齒盤和 篩片的沖擊、碰撞與搓擦作用，粉碎室的顆粒通過篩片進入出粉管經出料口排出。 定齒盤上有兩圈齒，齒的斷面呈扁矩形，動齒盤上安裝有三圈齒，其橫截面呈圓、 扁矩形。其缺點是噪聲和粉塵很大。 2.1.5 錘片式粉碎機 錘片式粉碎機是利用高速旋轉的錘片對進入粉碎室的物料反復錘擊，加上轉子 的旋轉離心力作用，使物料與粉碎室內的篩片相互撞擊摩擦，利用篩片控制加工產 品粒度，粉碎成細小粉末。粉碎機采用雙圓盤轉子，中間設置架板，既作轉子骨架 支持兩片圓盤，又起到風機葉片的作用，在轉子高速旋轉實造成負壓，實現(xiàn)了軸向 高負壓進料和高壓差排料的理想設計。其特點是機構簡單，粉碎室比較窄，具有溫 度低、噪音小、效率高的特點，適宜制藥、食品、化工、科研、等工業(yè)部門將含淀 粉的物料或礦質等干燥的物料，顆粒大小通過更換不同孔徑的網篩獲得 [5]。 由于粗飼料是一種主要成分為纖維物質，含豐富的纖維素、木質素等物質，具 有韌性大的特點，其粉碎主要是在搓擦力和剪切力的共同作用下進行的，故在本設 計中采用錘片式，頂端徑向進料，受到錘片與物料間相互撞擊使其粉碎。 2.2 結構方案的確定 篩片面積以及開孔率對粉碎機的生產率有很大的影響，也是最重要的一個影響 因素。錘式粉碎機的生產率就是受篩片通過能力的限制。他們的關系如下： 360??vFPG （1） 式中： ─生產率（t/h） ； ─物料通過篩孔時的平均速度（m/s） ；v ─篩片的有效面積（m z） ；F ─物料的容重（ t/m） 。P 由上得知，加大篩片面積、提高篩片的開孔率，可提高粉碎機的生產率。 對比已有的粉碎機，本設計提到了錘式粉碎機的生產效率，使其性能更加優(yōu)化。 經過對比，確定該粉碎機的總體結構，包括轉子、錘片、主軸、喂料口、閘板、篩 子、粉碎室、機架等。整個機體左右對稱，轉子可以正反轉工作。當錘片一側磨損 6 后，可以改變轉子旋轉方向，不需要停車來挑換錘片。 2.3 工作原理 工作時，電動機通過皮帶傳動帶動粉碎機的軸高速回轉，物料從喂料口進入粉 碎室后，受到高速回轉錘片的打擊而破裂，并以較高的速度飛向篩片，與篩片撞擊 和摩擦后進一步破碎。利用篩片孔的直徑控制加工產品粒度，粉碎后的顆粒通過篩 片進入出粉管經出料口排出。錘片粉碎機主要由兩個方面構成：一是物料受到錘片 的沖擊作用；二是錘片和物料、篩片和物料相互間的摩擦作用，如圖 1 圖 1 粉碎室及轉子的配置 Fig 1 Smashing room and rotor's disposition 2.4 粉碎室參數確定 粉碎機采用雙圓盤轉子，中間設計架板，既做轉子骨架支撐兩片圓盤，又起到 風機葉片作用。轉子直徑 D 和粉碎室寬度 B 是粉碎機的主要參數之一 。兩者之積]6[ 可以用如下公式： VNKDB/0? （2） 式中 ─吹偏末端線速度； ─經驗系數，一般取 0.55-0.75；0 ─配套動力。N 同時兩者應有一定的比例關系，通常 D/B=1.1--3.5.D 和 B 確定之后。為了降低 噪音，一般采用大轉子低轉速，根據粉碎物料的品種具體分析。如果以粉碎玉米顆 粒為主，要采用較小的 B 和較大的 D；如果以粉碎牧草為主，要采用較大的 B 和 較小的 D。為了增大飼料喂入口的尺寸必須增加粉碎室的寬度。若過寬則導致轉子 懸臂過長受力不良。因此，本機轉子直徑依據我國機類型譜設計要求 7 和以往經驗取 D=250mm，粉碎室寬度 B=120mm，其比值為 D/B=2.08，符合設計 要求。轉子在粉碎室內為偏心配置，偏心距為 C=5mm。取篩片有效包角為 。03 錘篩間隙 是影響粉碎機重要性能參數之一。粉碎機在工作時，粉碎室內錘R? 片末端和篩片之間有一層隨錘片旋轉環(huán)流的氣流層，其平均速度是錘片旋轉速度的 一半，這將降低錘片打擊作用，增加摩擦耗能。由于離心力的作用，粗顆粒處在環(huán) 流層外層，得不到很好的粉碎，而細顆粒處在環(huán)流曾內層，難以從篩孔排出，這就 不能保證粗粒的有效粉碎，和細粒的有效排出。在齒板區(qū)，由于細粒不能及時排出， 被錘片反彈出的細粒到不了齒板的作用面沉入被粉碎的物料中，要粉碎物料層中的 粗粒就需要更多的能力，環(huán)流層中的物料隨入料的增加而增加，結果惡化了物料加 工量，降低了生產效率?！鱎 過大時，這種情況更加嚴重。相反，如果△R 過小， 環(huán)流層物料的速度就增大，致使粉碎后的物料不能及時從篩孔排出，使產品粒度偏 細，從而增加能量消耗。一般取△R=12mm ；粉碎谷物時△ R=8mm；粉碎莖蔓類時 取△R=14mm。 為使本機能過粉碎精粗飼料，喂料口設計為切向式配置，物料喂入方向與錘片 圓周軌跡相交，相交值 S=30mm 左右，喂入口下邊緣和轉子中心線與轉子水平線 夾角 左右，可保證喂料口不架空，不反料，并能增加錘片打擊性能。067?? 2.5 主要性能指標計算 2.5.1 錘片速度以及轉子速度 錘片末端線速度對粉碎機的耗能和生存率有很大的影響。錘片末端線速度 V 增 大時，錘片對物料的打擊，搓擦，磨碎作用增強，能增強粉碎能力和產品細度，但 V 過大則機器的空載功率增大，同時因轉子不平衡造成的噪音和振動隨之增大，粉 碎能力反而下降。因此合適的線速度 V 對提高粉碎機性能至關重要。根據有關資料， 不同的物料有不同的 V 值，如下表 1 表 1 不同物料所需錘片線速度 Table1 Different materials needed to hammer of linear velocity 物料 高粱 玉米 小麥 黑麥 大麥 燕麥 米糠 燕麥殼 線速度 48 52 65 75 88 105 110 115 錘片撞擊力的強弱與其工作速度大小有關，但考慮到粉碎時可能是混合物，同 時本機是小型粉碎機，以粉碎精飼料為主，取錘片線速度為 60m/s。 由此，轉子的速度為： min/45862.06rDvn???? （3） 8 取 n=5000 min/r 式中：D ─轉子直徑，D=250mm 2.5.2 理論生產率 可按下述經驗公式計算： 60.3 2nBKQ?? （4） =0.45t/h605012..2.3??? 式中，D、B 為轉子的直接和轉子的長度 m； γ─物料容量 l； N─轉子速度 m/h； K─粉碎機結構系數（與結構類型篩片結構參數有關）一般取 K=0.16-0.42。 因此本機生存率按我國飼料粉碎機的分等標準，滿足加工時間和配料要求。 2.6 配套功率和電機的選擇 2.6.1 配套功率 粉碎機配套主要取決其生產能力的大小，依照如下公式計算： N=KQ=0.7×0.45=3.15kW （5） 式中，Q─粉碎機理論生產率； K─動力配套系數，K=0.6-1.0 ，一般粗粉碎機去小，細粉碎機取大。 2.6.2 選擇電動機 電動機選擇包括選擇類型 結構類型，功率和轉速，并確定型號。工業(yè)上一般用三相交流電源，無特殊要 求一般選用三相交流異步電動機。最常用的一般是 Y 系類籠型三相交流異步電動機。 其效率高，工作穩(wěn)定，結構簡單，維護方便，價格低，適用于不易燃，不易爆，無 腐蝕性氣體和無特殊要求場合。因此按工作要求和工作條件，選用一般用途的 Y 系 列三相異步電動機。它為臥式封閉結構。 卷軸筒的輸出功率 =3.15kw，因此電動機的輸出功率 為：WPdP ?WdP? （6） 9 式中，η─傳動裝置的總效率，其中 ，分別為帶傳動效率，滾動軸承效321?? 率圓柱齒輪傳動效率，通過查機械手冊，取 =0.96 ， =0.93 ， =0.9723? 則 η=0.96×0.93×0.97=0.86 故 = =3.66kW/WdP86.0/5 因此取電動機的額定功率為 4kW 選擇電動機的轉速，可推算出電動機轉速的范圍。由相關資料 查得 V 帶傳動常用]7[ 的范圍比 =2-4，則電動機轉速可選范圍為 =528-2112r/min1i 21inwd? 同步轉速為 750r/min，1000r/min，1500r/min 的電動機均符合要求，初選同步 轉速為 1000r/min，1500r/min 的兩種電動機。 進行比較兩種方案的電動機，如下表 2 所示： 表 2 電動機參數 Table 2 The motor parameters 方 案 電動機 型 號 額定功 率 KW 同步轉 速 滿載轉 速 電動機質 量 總傳動比 V 帶傳 動比 1 Y112M-6 4 1500 1440 43 16.14 3 2 Y132M1-6 4 1000 960 73 10.91 2.7 由表中數據可知兩者方案均可行，但方案 2 的傳動比小，傳動結構尺寸較小。 因此，可采用方案 2，選用 Y132M1-6 型異步電動機。 3 帶傳動的設計 3.1 V 帶傳動的特點 帶傳動是一種繞行傳動，具有結構簡單、傳動平穩(wěn)、價格低廉和緩沖吸振的作 用，廣泛應用與機械傳動結構。帶傳動的類型包括平帶傳動、圓帶傳動、V 帶傳動 和多楔帶傳動。其中平帶傳動的結構簡單，傳動效率高，帶輪制造簡便，多應用于 中心距較大的帶傳動中；圓帶傳動結構簡單，多用于小功率傳動；V 帶傳動傳遞動 力大，結構緊湊，應用普遍；多楔帶傳動柔性好且能傳動較大動力，傳動平穩(wěn)，多 用于傳動功率較大且要求結構緊湊的場合。綜合考慮各種帶傳動的特點，選用 V 帶 傳動結構作為本設計的傳動。 3.2 V 帶傳動設計計算 3.2.1 設計 V 帶傳動時一般已知的條件 ①傳動的功率 P，以計算得 P=4kW； ②大，小帶傳動輪的轉速 ；已計算得 r/min =5000r/min；12,n602?n1n 10 ③傳動的用途，工作情況和原動機類型以及工作制度； ④對傳動的尺寸要求等。 3.2.2 設計計算的主要內容和確定 ①V 帶的型號、長度、根數； ②中心距； ③帶輪基準直徑和結構尺寸； ④作用在軸上的壓力等。 3.2.3 設計計算 （1）確定計算功率 ：帶在工作時，欲傳遞的額定功率 P 一定時，由于傳動cap 的用途，工作情況和原動機型號以及工作制度等工況不同，帶傳動傳遞的功率會有 變化，因此為設計安全可靠，按計算功率 設計：cap =1.3×4kw=5.2kW PKpAca? （7） 式中，P 是傳遞的額定功率， 是工況系數 （2）選擇 V 帶型號：根據計算功率 pca 和主動輪轉速 n1 有機械設計手冊選擇 普通 V 帶型號 B 型，當在兩種型號交線附近時，若取截面尺寸小的型號，帶的彎曲 應力較小，但帶的根數多，當帶的根數較多，則可取大一型號的帶；截面尺寸大的 型號，傳動的中心距、帶輪直徑大，但帶的根數少?？梢詫煞N型號同時計算，選 擇較好的一種。 （3）確定帶輪基準直徑 和 ：為提高帶的壽命，應減小帶的彎曲應力。1d2 條件允許時應采用較大的帶輪直徑，但這是傳動的輪廓尺寸增大。一般根據 V 帶的 型號，選取 ，比規(guī)定的最小基準直接略大一點。min1d? （4）初選小動帶輪基準尺寸 ：由相關資料 取小帶輪的基準尺寸為1d]8[ =90mm。1d （5）驗算帶速 V： 23.55m/s ???10659106?ndv （8） 帶速在 5m/s-30m/s 之間，故帶速合適。 （6）計算達帶來的基準尺寸：由公式 ，式中的 i 是傳動比，i=5.2112di? 計算出大帶輪的基準直接為 =468.9mm。2d 11 根據帶輪的標準系列圓： =500mm。2d （7）確定 V 帶的中心距 a 和基準長度 ：dL ?根據式 )()(7.021021dd??? （9） 初選中心距 =800mm。0a ?由公式 20 121084)95()9(82????????addaLd （10） ≈2579mm 由帶長的基準長度系列選取帶的基準長度 =2500mm。dL ?計算實際中心距 a 760mm ?????????????mLd257908200 （11） 中心距的變化范圍在 476~558 mm5.7201.min???dLa mm83x? (8）驗算小帶輪上的包角： 0 001201914763.5)(8.????ada （12） （9）計算帶的根數 z：?計算單根 V 帶的額定功率 。由 90mm 和rp?1d =5000r/min，根據相關資料 查得單根普通 V 帶的基本額定功率 =1.82kW。1n]9[ o 根據 =5000r/min，i=2.37 和 Z 型帶，查得單根普通 V 帶額定功率的增量1 12 =0.6kW。0p? 查得 V 帶的基準長度系列以及長度系數 ，包角修正系數 ，03.1?LK92.0??K 于是 LarKp????)(0 （13） =（5.1+0.04 ）×0.95×1.16kw =2.3kW ?計算 V 帶的根數： / =5.2/2.3=2.26，取 3 根capz?r （10）計算單根 V 帶的初拉力的最小值 ：由帶系列參數知 B 型帶的單位min0)(F 長度質量為 q=0.18kg/m,所以 2min0)5.2()( qvzKpFac??? （14） N???????????25.18.05.239.0)(5 =174.2N 因使帶的實際初拉力 0F?min)( （11）計算壓軸力 ： 壓軸力的最小值為p 2si)(2)(1n0min?zp? （15） = N 3.3 帶輪結構設計 帶輪的結構形式有實心式、腹板式、孔板式和輪輻式，考慮到大小帶輪的基準 尺寸大小，大帶輪采用輪輻式，小帶輪采用實心式結構。 4 軸和軸承的相關計算 4.1 軸的結構設計 軸的結構設計需定出軸的合理外形和全部尺寸。主要考慮以下因素：軸在機械 中的安裝位置和形式；軸上安裝的零件的類型、尺寸、數量和軸連接的方法；載荷 的性質、大小、方向及分布情況；軸的加工等。設計時，必須針對不同的情況進行 具體分析。但必須滿足：軸和裝在軸上的零件必須有準確的工作位置；軸上的零件 2.72149sin.7320?N 13 應便于裝拆和調整；軸應具有良好的制造工藝性等?？紤]到以上因素，設計主動輪 軸結構圖如圖 2 所示。 圖 2 主軸結構簡圖 Fig 2 Main axle diagram of mechanism 軸的校核計算應根據軸的具體受載及應力情況，采用相應的計算方法，并恰當 的選取許用應力。 主軸上安裝有轉子和小帶輪，通過滾動軸承和支座連接在一起。軸與轉子以及 小帶輪的連接為鍵連接，與支座的連接為軸承連接，且小帶輪和軸承都需要在軸向 設置定位軸肩。轉子長度為 87mm，粉碎機有效寬度為 120mm，小帶輪與軸配合出的 輪轂寬度為 53mm。 主動輪軸上 a b 段安裝小帶輪，由于小帶輪孔徑為 26mm，故此段軸經為 26mm，長度為 60mm；b c 段安裝軸承座直徑為 40mm，長度為 42mm；cd 安裝型 號為 6208 的深溝球軸承，因軸承寬度為 18mm，內徑為 40mm，設計直徑為 40mm，長度為 18mm；de 段安裝軸承座、密封圈、密封蓋設計設計直徑為 45mm，長度為 45mm，軸與滾動軸承配合為過渡配合，此外選軸的直徑公差為 m6；ef 為固定轉子軸向移動直徑為 50mm，長度為 4mm；f g 段安裝轉子，由轉子 結構,又考慮到轉子結構和粉碎室的整體尺寸，設計這段直徑為 48mm，長度為 174mm，g h 段用于轉盤的軸向固定，在此處設計止退墊片，直徑為 40mm，長度 為 4mm；h i 段安裝軸承座、密封圈、密封蓋設計設計直徑為 45mm，長度為 45mm；i j 段同樣安裝與 cd 段相同的滾動軸承，故此段直徑為 40mm，長度為 23mm，軸與滾動軸承的配合為過渡配合，配合公差為 m6。 軸上零件的軸向定位，采用鍵連接，實現(xiàn)軸上零件的周向定位和運動及動力的 傳遞。ab 段小帶輪和主軸通過圓頭平鍵連接傳遞動力和轉矩，根據該段直徑值參 考設計手冊。得出該段平鍵公稱尺寸為 b×h=8mm×7mm，鍵槽用銑刀加工，長度為 40mm，由于小帶輪和軸的配合為間隙配合，配合公差 H7/k6。轉子的周向定位和 動力傳遞也是通過平鍵實現(xiàn)的，此處采用平頭鍵連接，同樣通過此段軸徑由設計手 冊查得平鍵公稱尺寸 b×h=14mm×9mm 轉盤和軸的配合為間隙配合采用 H7/k6。軸 14 上的倒角均為 ，以便安裝軸上零件。045 4.2 主軸的校核 ①確定主軸最小直徑：取 V 帶傳動的效率為 0.97，滾動軸承的傳動效率為 0.98 =4×0.97×0.98=3.8kw總?p?1 r/min50n =9550 =7258N.mm1T1/ 初步確定軸的最小直徑，由公式 30npAd? （16） 式中：p 為軸所傳遞的功率,kW； n 軸的轉速.r/min； 扭轉切應力 ；T?MPa 由材料許用應力所確定的系數。0A 選取軸的材料為 45＃鋼，經調制處理,根據相關資料 ，取 =120 代入數據]10[0A 得 ②由設計的軸的結構可知軸的最小直徑滿足要求，現(xiàn)在對軸進行精確校核。軸的 計算簡圖如圖 3 所示。 T F N N T F1 NH1 NH2 圖 3 軸的計算簡圖 Fig 3 Axis calculation diagram ③計算圖中各力 F─帶輪的壓力軸，由之前帶傳動計算中得 F=1007.2N； T─傳遞的扭矩，由上計算得 T=7258N·mm； ─轉子對軸的壓力，估計轉子質量為 30Kg，則1F mnpAd95.100min? 15 =40×10=300N1F N─軸承對軸的支撐力為 的一半，即 N=150N。1 =1007.2×23/161=144N , =1007.2-144=863.3N1HN2HN 做出水平面受力分析圖 4，水平面彎矩圖 5，垂直面受力分析圖 6，垂直面彎矩圖 7，和扭矩圖 8 如圖 所示：]1[ 圖 4 水平面受力分析 Fig 4 Horizontal plane stress analysis 圖 5 水平面彎矩圖 Fig 5 A horizontal plane bending moment diagram 圖 6 垂直面受力分析圖 Fig 6 Vertical plane stress analysis diagram 圖 7 垂直面彎矩圖 Fig 7 Vertical bending moment diagram 16 圖 8 扭矩圖 Fig 8 Torque figure （2)按彎矩組合成應力校核軸的強度：進行校核時，通常只校核軸上承受最大 彎矩和扭矩的截面的強度。根據計算公式及上面所得滾動軸承右端面截面彎矩和扭 矩，以及軸運動時需正反轉扭轉切應力為對稱循環(huán)變應力，取 α=1 軸的應力計算： MPaW TMca 32222 401.)86(7)(??????? （17） =4.27 P 選定軸的材料為 45 鋼，調制處理，由相關資料 查得 ，]12[??MPa601??? ，故安全。??1???ca （3)精確校核軸的疲勞強度： ①判斷危險截面，根據前面的分析計算，其他截面雖然直徑較小，且開有鍵槽、 軸肩及過渡配合所引起的應力集中，均消耗軸的疲勞度，但由于只受到扭矩和較小 的彎矩作用，所以這些截面均安全。 從應力集中和受載的情況看，截面 c，d 上的應力分布最大，由于截面 c 右側 和截面 d 左側直徑相等，截面 c 左側和截面 d 右側小，而載荷 d 截面大一點，故只 需校核 c 左側和 d 左側。 ②截面 b 左側: 抗彎截面系數: 333 6.175261.0. mdW??? 抗扭截面系數: 333 2...T 截面左側的彎矩 M 為： mN????1845 17 截面 c 上的扭矩 T 為： T=7258 mN? 截面上的彎曲應力為： =5.16MPaMPaWb2.35184?? 截面上的扭轉切應力： T06..7?? 軸的材料為 45 鋼經調質處理。查相關資料 得： ]13[ MPaaMPab 5,27,6401????? 截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數 和 在設計手冊 中查取。因 ???]14[ ，5.1263,08.261?dDdr 經插值后查得 =2.25 =1.82??? 查的材料的敏性系數為： =0.82 q85.0??q 故有效應力集中系數為： 205.)1.(2.1)(1?????????k 697850??q 查得尺寸系數 =0.58；扭轉尺寸系數 =0.76。??? 軸按磨削加工，查得表面質量系數為 =0.92r?? 軸未經表面強化處理，即 =1，得綜合系數為：q? 578.3192.058.1???????????kK ..76.??r 由設計手冊得碳鋼的特殊性系數： =0.1-0.2 ，取 =0.1???? =0.05-0.1，取 =0.05?? 于是，計算安全系數 值，按設計公式得caS 18 1725.0275.0311 ???????mKS???? （18） （19） （20） s =2，故安全。caS? ③截面 d 側面 抗彎截面系數: 3336401.0. mdW??? 抗扭截面系數 : 333 1282.T 彎矩 M: NM??????766/)71(284 彎曲應力: =3.465MPaWb0//? 扭矩 T: T=7258N·m 扭轉切應力: 過盈配合處的 ，查機械手冊，用插值法求出，并取 =0.8 ，??/k ??/k?/z 于是得： =3.16 / =0.8×3.16=2.53??zk 軸按磨削加工，差得表面系數為 =0.92，故得截面綜合系數：r??? 25.319.06.31???????K MPaWT728/75/ 9..495781????mbK???5.22??SSrca 19 62.19.053.21??????????rkK 所以軸在截面 d 左側的安全系數為： s =2，故安全。主軸無大的瞬時過載及嚴重的應力循環(huán)不對稱性，故可略caS? 去靜強度校核。 4.3 滾動軸承的壽命計算 查相關資料 得 6208 深溝球軸承的基本額定動載荷為 =29500N，基本額]15[ ORC 定靜載荷為 =18000N。求兩軸承受到的徑向載荷 和OC1rF2 將軸系部件受到的空間力系分解為水平面和鉛垂面兩個平面力系，分別如下圖 9 和 10。 F=1007.2 N NH1=144N NH2=863.2 N 圖 9 水平面受力分析圖 Fig 9 Level stress analysis diagram F1=300N NV1=1500N NV2=150N 4.186.0564.0211 ???????mKS???? .7.9.371?b?2.7.8.7222??Srca 20 圖 10 垂直面受力分析圖 Fig 10 Vertical plane stress analysis diagram 由上述受力分析可知： =144N1HN =863.2N2 V501? NNFHr 208154221??? Vr 76.86322 ? ①求軸承當量動載荷 和1P2 FPr01? N8762 ②計算軸承壽命 因為 ? ，所以按左邊軸承的受力大小計算21 ]17[ （21）hPCnLorh 2.3962081560601 ???????????????? ? 4.4 滾動軸承潤滑方式的選擇 由于主軸上滾動軸承安裝在軸支座中，考慮到脂潤滑形成的潤滑膜強度高，能承 受較大載荷，不易流失，容易密封，一次加脂可以潤滑很長時間，所以選用脂潤滑 。]18[ 4.5 連接鍵的選擇和計算 鍵的選擇包括類型和尺寸選擇兩個方面。鍵的類型應根據鍵連接的結構特點、使 用要求和工作條件來選擇；鍵的尺寸應按符合標準規(guī)格和強度要求來確定。 4.5.1 小帶輪與主軸的鍵連接 小帶輪與主軸之間的鍵連接，主要的傳遞運動和轉矩，故采用圓頭平鍵連接， 由小帶輪孔徑為 26mm，查相關資料 鍵的截面尺寸鍵寬 b×鍵高 h=8mm×7mm，]15[ 選用鍵長 L=40mm。對鍵進行校核：假定載荷在鍵上工作面上均勻分布，普通平鍵 的條件為 （21）??ppkldT????? 3102 21 式中：T─傳遞的轉矩，由前面計算得 T=7.258N·m； k─鍵與輪轂鍵槽的接觸高度， k=0.5h=0.5×7mm=3.5mm； l─鍵的工作長度，圓頭平鍵 l=L-b=40-8=32mm； d─軸的直徑，d=26mm； ─鍵、軸、輪轂三者中最弱材料的許用擠壓應力，查得 =110MPa。??p? ??p? 計算 ??MPaPakldTpp 109.42635.1087102 3 ??????? 故鍵的強度滿足要求。 4.5.2 轉子與主軸的鍵連接 轉子與主軸的連接由于結構和載荷要求，采用平鍵連接，根據連接處軸徑的大 小參照軸的標準規(guī)格，選用截面的平鍵尺寸為鍵寬 b×鍵高 h=14mm×9mm，故選用 鍵長 L=80mm，對鍵進行校核。 假定載荷在鍵的工作面上均勻分布，普通平鍵的強度條件為 ??ppkldT????? 3102 式中：T─傳遞的轉矩，由前面計算得 T=7.258N·m；每個鍵承擔一般計算時 T=3.629N·m k─鍵與輪轂鍵槽的接觸高度， k=0.5h=0.5×8mm=4mm； l─鍵的工作長度，平頭鍵 l=174-14=160mm； d─軸的直徑，d=48mm ─鍵、軸、輪轂三者中最弱材料的許用擠壓應力，查得 = 。??p? ??p?MPa10 ??PaMPaklTp105.048162.702 33 ??????? 故鍵的強度滿足要求。 5 錘片式粉碎機的零件設計 5.1 錘片的設計 根據 JB/T9822.2-2008 ,本錘片選擇 65Mn 鋼作為金屬制造材料，要求熱處理，保]19[ 證淬火區(qū)硬度為 50HRC-57HRC，滲碳區(qū)硬度不超過 28HRC 關數據如下圖 11。 22 圖 11 錘片技術設計要求 Fig 11 Hammer piece technical design request 5.1.1 錘片尺寸 因選用矩形錘片，其結構及相關尺寸設計如下圖 12，根據經驗公式確定各具 體參數，分別如下： a = β×D=0.28×250=70mm， （22） 式中：β─錘片長度系數，β ＝0.23~0.36 ， 本設計取 β=0.28； D─轉子直徑，D=250mm； b=0.1×D=25mm；c=50mm。 圖 12 錘片外形尺寸 Fig 12 Hammer piece external dimensions c 為錘片銷孔到頂端距離，為了避免工作的沖擊力引起機器強烈振動，其值應 根據打擊中心理論進行設計計算，再考慮轉子直徑的大小，為了不導致轉子內錘片 不引起干涉，經過綜合計算考慮取值為 c=50mm，d=10mm，e=3mm。 23 d 為銷孔直徑，e 為錘片厚度 δ，δ 的取值范圍為 2~10mm，在保證使用壽命 情況下，薄錘片有利于提高粉碎機的度電產量，故取 δ=3mm，銷孔選擇系列設計 值，取 d=10mm。 5.1.2 錘片數量 錘片的數量主要依據錘片工作密度，粉碎室有效寬度以及錘片厚度來確定，其 計算如下: , 取 z=16，1.65230.1????BKz 式中： ─錘片工作密度系數， =0.27~0.47，取 =0.35；1 1K1K ─粉碎室有效寬度，因 =250mm，取 =230mm。1B1B 錘片排列方式有四種： ?螺旋排列。分為單，雙螺旋線兩種，排列方式最簡單，軌跡均勻不重復，但 工作是物料將螺旋線向一側推移，使此側錘片磨損加劇。此外，當轉子高速旋轉時 錘片出現(xiàn)不平衡力矩，使機器產生振動。 ?對稱排列。在同樣軌跡密度下，需增加錘片數量，耗用鋼材多，但轉子運轉 平穩(wěn)，物料無側移現(xiàn)象，錘片磨損較均勻。 ?交錯排列。分單片和雙片兩種，錘片軌跡均勻不重復，轉子運動平穩(wěn)，但工 作時物料略有推移，銷軸間隔套品種類多。 ④混合排列。軌跡均勻不重復，且垂直排列左右對稱，對稱軸相互平衡，因此 在這種排列應用廣泛，混合式排列可使錘片軌跡不重復，打擊面廣，物料在粉碎室 內分部均勻等特點，比起均布式的平衡性好，混合法更符合設計要求，效率更好。 5.1.3 轉子設計 轉子作為整個設計的核心，主要包括錘片、錘片架及轉軸三大部分。三大部分 結構的設計，只要依據因素有轉子的轉速、轉子的直徑、電機功率、傳動結構。在 本設計的總體設計方案中，經過設計計算，已得知轉子速度為 5000r/min，轉子直 徑 D=250mm，電動機功率為 4kW，又考慮到軸的設計需要根據帶傳動，軸承和箱 體結構設計計算，并需要強度校核，故本節(jié)主要設計內容為錘片和錘片架的設計計 算。其結構及相關尺寸設計如下圖 13。 24 圖 13 錘片和錘片架的尺寸示意圖 Fig 13 Hammer and hammer frame the size of the diagram 5.2 錘片架的設計 錘片架即為安裝錘片并與轉軸固定的機構，錘片架的設計要實現(xiàn)如下功能 ：]20[ ?錘片安裝不能固定能 360 度旋轉并不能與內部結構相互干涉； ?與轉軸一起高速徑向運動，不能軸向移動； ?使錘片的有效打擊范圍達到粉碎機內最大。 另外，在錘片架設計中，需參考以下數據：轉子直徑 D、錘片尺寸規(guī)格、粉碎 室有效寬度 、轉軸