锤片式饲料粉碎机的毕业设计

欢迎下载本文档参考使用，如果有疑问或者需要CAD图纸的请联系q1484406321锤片式饲料粉碎机的设计摘 要：我国农村迫切需要一种高效、低耗、结构简单、一机多用、操作方便、使用安全小型饲料粉碎机。而国内现有小型饲料粉碎机普遍存在吨料电耗高的缺点，本设计以降低吨料电耗为主要目的，从增加粉碎能力和筛分效率入手，设计了一款锤片饲料粉碎机。锤片式粉碎机是一种利用高速旋转的锤片来击碎饲料的机器，它具有通用性广、效率高、粉碎质量好、操作维修方便、动力消耗低等优点。本文对锤片式粉碎机进行了设计讨论。将重点对方案选择及总体设计、主轴的设计、箱体的结构设计进行深刻的研究和探讨。关键词：饲料；锤片式粉碎机；设计Design Of Hammer-shape Pulverizer Of FeedStudent: Wang JunTutor: Ren Shuguang(Oriental Science & Technology College of Hunan Agricultural University, Changsha 410128)Abstract：China rural urgently need a high efficiency, low consumption, simple structure, convenient operation, safe usage and small-sized pulverizer of feed.While domestic small-sized pulverizers generally exist such a disadvantage that high power consumption of each tons of material. This design aimed at low power consumption of each tons of material,started with the improvement of the ability of crushing and the efficiency of screening，so designed such a hammer-shape pulverizer of feed.Hammer-shape pulverizer of feed was such a machine that made use of high-speed rotated hammer to shatter feed, which had many advantages,such as extensive usage,high efficiency, high quality of crushing, convenient operation and maintenance，low power consumption and so on.This paper designed hammer-shape pulverizer of feed and made discussion about it,especially its scheme selection，principal axis, tank bodystructure and made profound research and exploration about them.Key words: Feed;Hammer-shape pulverizer;Design；1 绪论1.1 国内外锤片式饲料粉碎机的技术现状粉碎机是饲料加工厂的主要设备之一，饲料产品生产成本的高低主要地决于粉碎设备生产性能、效率的好坏。影响粉碎机工作效率的因素很多，如筛孔的形状与大小，锤片的形状与新旧程度物料出机型式等等。目前在我国薯类淀粉生产中，原料破碎大部分都采用睡式粉碎机，这主要是由于睡式粉碎机具有度电产量较高，粉碎物料粗细均匀，适应性强等优点。但是有相当一部分淀粉生产厂把符合国标的饲料粉碎机直接用于淀粉生产，结果出现了不少问题。主要是由于薯类淀粉和饲料的生产条件不一样，即饲料生产要求被粉碎的水含量应低于15%，属于干粉碎。而淀粉生产原料的破碎是在湿粉碎 的条停下进行的，也就是被粉碎物的水分远远大于饲料生产中破碎物的水分。在这种特定的条件下，直接选用饲料粉碎机用于淀粉生产就暴露出了许多不足。主要表现为粉碎机效率低，粉碎性能差，噪音大，振动剧烈，粉碎机使用寿命短等现象。锤片式饲料粉碎机是饲料加工机械中使用最为广泛的一种产品，它具有结构简单、使用方便、生产效率高等特点。如何提高其锤片这个重要零件的使用寿命一直是各生产企业关心的问题，用户亦把锤片的磨损快慢作为选购饲料粉碎机的主要考察指标之一。目前各生产企业分别在选材及相应的热处理方法上不断改进，一是选用低碳钢20进行渗碳处理+表面淬火；二是选用弹簧钢65Mn进行表面淬火；三是采用碳化钨堆焊锤片或硬质合金焊接锤片，后者虽早有研究，但因成本、工艺稳定性等原因仍未获全面推广。 改革开放以来，养殖业得到较快的发展，饲料粉碎机也得以快速发展。据不完全统计，日前我国饲料粉碎机生产厂家达200余家，总的年产量近300000台，遍布全国各地，但这快速发展也带来了许多不利因素，许多厂家因经济利益驱动，并不懂饲料粉碎机的工作原理就制造生产，造成了产品工作性能指标的下降。近年来，随着农村产业结构的调整，农村的专业养殖户在不断增加，粉碎机的应用更加广泛。如何提高粉碎机的效率、粉碎机操作的安全性和方便性、降低粉碎机能耗、易损部件的耐磨性、操作环境的改善、产品质量的提高等是许多研究人员和生产企业一直探索的课题。过去的粉碎理论认为，物料在粉碎室内受到冲击先裂后碎，在粉碎室内沿筛面形成物料环流层，由于离心力的作用，大颗粒紧贴筛面，阻碍细粉过筛，既造成过细粉碎，又影响粉碎效率，因而认为要提高粉碎效率，避免过细粉碎，就要通过改变粉碎室结构来破坏物料的环流层。据此，国内外近年来研制了多种形式的粉碎机结构，如偏心式、水滴式、桃形式，但对提高粉碎效率均不理想。9 O年代初，有人提出了有关环流运动规律的新假设；在环流层内，大小颗粒 自由运动，不存在大颗粒因离心力作用紧贴筛片而阻碍细粉过筛的现象，破坏环流并不能有效地提高粉碎效率。 1.2 面前国内粉碎机的质量方面存在的主要问题1) 标准不完善首先，我国的标准化信息网络不够完善与普及，有的企业找不到产品的相关标准，有的产品没有标准，再加上企业的标准化生产的意识差，造成了许多企业无标生产。其次，目前我国的标准技术规范大多以产品性能指标为主，而对产品安全技术方面的标准技术要求还不够健全与完善，对饲料粉碎机而言，就无转速、壳体的有关限制要求。企业在竞争中，一方面提高转速以提高粉碎机的生产率，另一方面又降低壳体厚度节省材料，所以其产品的安全性就可想而知了。2) 安全意识不够这是生产者与使用者都欠缺的。目前，生产者与使用者看重的是产品的使用性能，而对安全质量性能不太重视。这表现在产品上无安全标识或标识不全、使用说明书中无安全操作规范等。同样，使用者在使用中图方便而忽视安全，例自行拆卸防护罩 、擅自提速、更换锤片时不注重平衡等现象，这些深刻说明了我们的使用者自我保护意识与安全生产意识还很不完善。因此提高生产者与使用者的质量安全意识也是保证产品安全质量有效性的重要一环。1.3 饲料粉碎机的种类和性能分析粉碎机可分为锤片式、劲锤式、对辊式和齿爪式。一般的畜禽饲料通常采用普通的锤片式粉碎机或对辊式粉碎机，普通的水产饲料可采用微粉碎机、水滴式锤片粉碎机、齿爪式粉碎机，而特种水产饲料和水产的开口饲料需要采用超微粉碎机，有的甚至需要用胶体磨才能达到开口饲料所需要的粒度要求。目前应用最广泛的是锤片式粉碎机和齿爪式粉碎机。1.3.1 锤片式粉碎机锤片式饲料粉碎机生产效率与其对物料的破碎能力和分离能力紧密相关，而生产效率低往往是由于粉碎后的碎物料不能及时排出粉碎室，造成重复粉碎，浪费了功耗 。 如何提高碎物料的分离能力是解决锤片式饲料粉碎机生产效率的关键，本文定义分离能力为单粒碎物料的分离速度与单粒碎物料过筛概率的乘积。基于此，研究碎物料的分离速度和过筛概率是提高分离能力的有效途径，本文从理论上分析影响碎物料分离速度的主要原因并提出提高分离能力的有效途径。其粉碎原理是无支承式的冲击粉碎，在粉碎过程中由高速旋转的活动锤片与固定 圈的相对运动，使物料在粉碎室内发生旋转，对物料进行粉碎(含锤击、碰撞、摩擦等)的机具。物料在粉碎室内受高速旋转锤片的冲击作用，使物料在粉碎室内沿筛面形成圆周运动，产生环流层，大颗粒物料在外层，小颗粒物料在内层，物料达到粉碎粒度后通过筛孔，获得人们所要求大小的饲料。该类机具在粉碎过程 中锤片与物料的碰撞 绝大部分为偏心冲击，会消耗一部分能量，这也是锤片式粉碎机耗能高的重要原因之 一。同时，由于锤片式粉碎机的粉碎室结构和物料受高速锤片的冲击作用 ，物料在离心力作用下产生环流层，粉碎物料达到粒度要求后小颗粒物料不能及时从筛孔正常排出，出现了物料与锤片的反复冲击，形成物料的过度粉碎，粉碎电耗增加，物料的温度升高 ，使物料内的水分形成水蒸汽，水蒸汽与细粉末会粘附于筛片，产生堵塞筛孔现象，使粉碎效率下降，尤其在物料细粉碎时，环流对粉碎效率的影响更严重。要提高锤片式粉碎机效率，就必须破坏粉碎过程的环流产生。1.3.2 齿爪式粉碎机它是一种固定锤式粉碎机。工作时，料斗的物料借 自重和负压吸力而进入粉碎室的中央，受离心力和气流作用，自内圈向外圈运动，同时受到动、定齿爪和筛片的冲击、剪切、摩擦作用而被粉碎 ，利用动齿盘旋转时形成的风压，将粉碎物通过筛孔从 出料口吹出。由于该类型机具主轴转速较高，轴承易磨损、损坏，特别是金属异物进入粉碎室易造成破坏性事故，工作可靠性较低，噪声较高。饲料生产中对粉碎机的性能要求： 粉碎质量好，粒度均匀，利于混合；生产效率高，单位成品的功率消耗小，成本低；密封性能好，能防尘，减少泄漏损失；构造简单，使用维修方便；工作时灰尘少、噪音小。影响粉碎效率的主要因素有：物料因素、粉碎机自身因素以及风网系统因素。物料品种：不同品种物料的物理特性不同。粉碎的难易程度也不同。从物料物理性质比较，脆性、坚硬的物料较韧、软性物料易粉碎；从物料成分组成比较，水分、油脂、粗纤维含量高的物料难以粉碎。一般淀粉含量较高的玉米、大麦、高粱因结构松脆，易粉碎，产量高。而茎秆粗饲料的纤维含量高。难粉碎、产量低。例：在筛片孔径d=1.2mm、物料含水率15的情况下，玉米和高粱产量4560kg(kWh)；薯藤1216kg(kWh)，由此可见。物料不同度电产量相差很大。物料的湿度：物料的湿度增大。结构松脆度下降。粉碎较难。而且容易堵塞筛孔。通常物料水分不超过14时。水分增加，产量降低。有关资料表明：当玉米含水量从14.3增到21时。其生产率下降29。功率消耗增加125。其关系大致如表1-1所示。 表1 物料水分对粉碎产量的影响Table 1 material moisture content to crushes the output the influence项目水分增加（%）1 2 3 4 5产量降低6 8 10 12.5 15筛片面积及开孔率的影响：锤片式粉碎机的生产率受筛片通过能力的制约。它们的关系如下式： （1-1）式中：G生产率(th)； v物料通过筛孔时的平均速度(ms)； F筛片的有效筛理面积(mz)； 物料的容重(tm )。由上式可见，加大筛片面积、提高筛片的开孔率(增大有效筛理面积)，可提高粉碎机的生产率。1.4 锤片式粉碎机技术发展研究的方向粉碎机技术的发展是随着饲料粉碎技术的发展而发展，近年来，我国养殖规模、养殖品种的多元化发展，对饲料粉碎机提出了新的要求，今后几年的粉碎机技术研究应主要集中在以下几个方面：（1）粉碎机应主要从最佳粉碎粒度和粉碎成本的经济合理方面考虑，研究粉碎机与畜禽鱼饲料的最佳粉碎粒度的关系，促进粉碎机向专业化、系列化方向发展，同时开发一些专用粉碎机。（2）新型锤片式粉碎机开发研究，对锤片式粉碎机的结构进行优化，开发锤筛间隙可在线调整锤片粉碎机。（3）粉碎机与吸风系统的配套研究。通过对粉碎机结构的改进、粉碎机吸风系统的合理配置，以获得最佳经济性能和粉碎效果。2 总体方案选择与设计2.1 总体方案小型粉碎机的优点是结构简单，体小灵活，造价低，采用单相电机驱动。从而可以根据自养禽畜及饲料资源情况，进行自行饲料加工，无疑有利于农村开发和利用饲料资源，发展畜牧业生产，活跃商品经济。总体方案设计的核心主要是粉碎室、转子及主要性能参数的设计与计算。锤片粉碎机时利用高速旋转的锤片对进入粉碎室的物料反复锤击，加上转子的旋转离心作用，使物料在粉碎室内的齿板与筛片间互相撞击，粉碎成细小粉末。粉碎机粉碎的结构形式对粉碎性能有重要影响。目前粉碎室的型式主要有圆型、椭圆型、水滴型等。圆型模式相对来说制造方便，但物料在喂料口沿切向进入粉碎机时，可能会弹出，存在一定损耗。而椭圆型的型式，按照现有的设计理论和方法还不能仅经过计算就能获得这些主要参数的最佳值。像粉碎机的锤片线速度、短轴锤筛间隙，粉碎室椭圆度、筛片包角等4个主要参数的最佳值及其组合只有通过试验获得。因此，由粉碎理论综合考虑，破坏物料在粉碎室内所形成的环流，是提高粉碎效率、降低能耗的关键。为此，设计了水滴型粉碎室。使物料环流在筛片与转子组成的水滴型粉碎室内，由于锤筛间隙不等受到破坏，同时增加了锤片对物料的打击次数，使已经粉碎好的物料能及时通过筛孔排出。达到了提高粉碎能力，排粉效率和降低能耗的目的。如图2-1所示。图2-1 粉碎室及转子的配置Figure 2-1 smashing room and rotors disposition2.2 粉碎室参数确定粉碎机采用双圆盘转子，中间设计架板，既做转子骨架支撑两片圆盘，又起到风机叶片的作用，在转子高速旋转时造成负压，实现了轴向高负压进料和高压差排料的理想设计。转子直径D和粉碎宽度B是粉碎机的主要参数之一。两者之积可以用一下经验公式取得。. （2-1）式中V锤片末端线速度 K0经验系数，一般取0.550.75 N配套动力同时，两者应有一定的比例关系，通常.D和B确定之后，为了降低噪音，一般采用大转子低转速，确定要根据粉碎物料的品种具体分析。如果以粉碎玉米颗粒为主，要采用较小的B和较大的D；如果是以 粉碎牧草为主，则要采用较大的B和较小的D。为了增大饲料喂入口的尺寸，必须增加粉碎室的宽度。若过宽必然导致转子悬臂过长受力不良，因此，本机转子直径依据我国机系列型谱设计要求和以往经验设计为D=300mm，粉碎室宽度B=150mm，其比值,符合设计要求。转子在粉碎室内为偏心配置，偏心距C=5mm。由于饲料喂入口占据一部分位置，取筛片有效包角为3000。锤筛间隙是影响粉碎机的重要性能参数之一。粉碎机在工作时，粉碎室内锤片末端和筛片之间有一层随锤片旋转着的无聊环流气流层，其平均速度约为锤片速度的一半，这将降低打击作用，增加摩擦功耗。由于离心力的作用，粗颗粒处在环流层外层（靠近晒面），得不到很好的粉碎，而细粒处在环流层的内层，难以从筛孔及时排出，这就不能保证粗粒的粉碎效果，同时又使细粒产生过分粉碎现象。在齿板区，由于细粒不能及时排出，被锤片反弹出的细粒到不了齿板的作用面而沉入被粉碎的物料层中，要粉碎物料层中的粗粒就需要更多的能量，环流层中细粒和粗粒的数量随喂入量的增加而增加，结果恶化了物料加工量，降低了产品的均匀度。过大时，这种情况更加严重。相反，如果过小，环流物料层的速度就大，致使粉碎后的物料不易通过筛孔，使产品粒度偏细，从而增加能量消耗，一般取=12mm；粉碎谷物时=8mm，粉碎茎蔓类时=14mm。为使本机能够粉碎精、粗饲料，喂入口设计为切向式配置，物料喂入口方向与锤片圆周轨迹相交，相交值S=30mm左右，喂入口下边缘和转子中心线与转子水平线夹角670左右，可保证喂入料不架空，不反料，并能增强锤片打击性能。排料采用自重落料形式。2.3 主要性能指标计算2.3.1 锤片速度及转子转速锤片末端线速度对粉碎机的生产率和功耗有很大的影响。锤片末端线速度V增大时，锤片对物料的打击、搓擦和磨碎作用增强，能增加粉碎能力和产品细度，但V过大则机器的空载功率增加，同时因转子不平衡产生的噪音和振动也随之增加，粉碎能力反而下降。因此合适的V值对提高粉碎机性能至关重要。根据有关资料，不同的物料不要不同的V值，见表2-1表2-1 不同物料所需锤片末端线速度Table 2-1 different materials must hammer the piece terminal link speed物料高粱玉米小麦黑麦大麦燕麦米糠燕麦壳线速度4852657588105110115锤片撞击力的强弱与其工作速度大小有关，但考虑到粉碎时可能是几种物料的混合，同时本机是小型粉碎机，以粉碎精料为主，故锤片速度选为50m/s。由此，转子转速为： (2-2)取n=3600rpm式中：D转子直径，D=0.3m2.3.2 理论生产率粉碎机的理论生产率是指在粉碎机生产实践的时候，该机性能良好，使用中没有发现任何问题。可按下述经验公式计算： (2-3)式中，D、B转子直径及转子长度，m；物料容量，玉米；N转子转速，n=3500rpm；K粉碎机结构系数（与其结构型式、筛片结构参数有关），一般K=0.160.42因此本机生产率按照我国饲料粉碎机的分等标准，满足加工的时间和配料的要求。2.4配套功率和电机的选择2.4.1 配套功率粉碎机配套主要决定其生产能力的大小，依照下式计算： (2-4)式中，Q粉碎机理论生产率，t/h；K/配套动力系数，K/=0.61.0，一般粗粉碎取小值，细粉碎取大值。2.4.2 选择电动机电动机选择包括选择类型，结构型式，容量（功率）和转速，并确定型号。工业上一般用三相交流电源，无特殊要求一般应选三相交流异步电动机。最常用的电动机是Y系列笼型三相异步交流电动机。其效率高、工作可靠、结构简单、维护方便、价格低、适用于不易燃、不易爆，无腐蚀性气体和无特殊要求的场合。因此按工作要求和工作条件，选用一般用途的Y（IP44）系列三相异步电动机。它为卧式封闭结构。卷轴筒的输出功率PW前面已经算得为2.4KW,因此电动机输出功率Pd可以为： (2-5)式中，传动装置的总效率，其中，分别为V带传动效率，滚动轴承效率，圆柱齿轮传动效率，通过查取机械设计手册，取，则通过计算取代入原来式子，故 (2-6)因此选取电动机额定功率为了选择电动机的转速，可推算出电动机转速的可选范围。由机械设计手册查得V带传动常用范围比范围i1=2-4,单级圆柱齿轮传动比范围i2=3-6，则电动机转速可选范围为可见同步转速为750r/min、1000r/min和1500r/min的电动机均符合。这里初选同步转速分别为1000r/min和1500r/min的两种电动机进行比较，如下表2-2表2-2 两种电动机方案比较Table 2-2 Two kinds of electric motor plan comparison方案电动机型号额定功率（kw）电动机转速（r/min）电动机质量（Kg）传动装置的传动比同步满载总传动比V带传动单级减速器1Y100L2-43150014203816.1435.382Y132S-6310009606310.912.74.04由表中数据可知两者方案均可行，但方案2的传动比小，传动结构装置尺寸较小。因此，可采用方案2，选定电动机的型号为Y132S-6.由相关表查出该电动机的主要技术数据和外形、安装尺寸，并列表记录备用（略）。3 带传动的设计3.1 V带传动的特点带传动是一种绕行传动，具有结构简单、传动平稳、价格低廉和缓冲吸振等特点，是广泛应用的机械传动机构。带传动的类型包括平带传动、圆带传动、V带传动和多楔带传动。其中平带传动结构简单，传动效率高，带轮制造简便，多应用于中心距较大的带传动中；圆带传动结构简单，多用于小功率传动；V带传动传递动力大，允许传动的传动比大，结构紧凑，应用普遍；多楔带传动柔性好且能传动较大动力，传动平稳，多用于传动功率较大且要求结构紧凑的场合。综合考虑各种带传动的特点，选用V带传动作为本设计的传动机构。3.2 V带传动设计计算3.2.1 设计 V 带传动时一般已知的条件是(1) 传动的功率 P ；已计算得P=3kW； (2) 大、小动带轮的转速n 2和n 1；已计算得n 2=960r/min，n 1=3500r/min；(3) 传动的用途、工作情况和原动机类型以及工作制度； (4) 对传动的尺寸要求等。3.2.2 设计计算的主要内容包括确定 (1) V 带的型号、长度和根数； (2) 中心距； (3) 带轮基准直径及结构尺寸； (4) 作用在轴上的压力等。3.2.3 设计计算1）确定计算功率 Pca带在工作时，欲传递的额定功率P一定时，由于传动的用途、工作情况和原动机类型以及工作制度等工况不同，带传动传递的功率会有变化，因此为设计安全可靠，按计算功率Pca设计： （3-1）式中，P是 传递的额定功率，kW；K A 是工况系数，见表 3-1。 2）选择V带型号根据计算功率 P ca 和主动带轮转速n 1由机械设计手册选择普通V带型号为Z型,当在两种型号的交线附近时，若取截面尺寸小的带型，带的弯曲应力较小，但带的根数多，当带的根数太多，则可取大一型号的带；截面尺寸大的带型，传动的中心距、带轮直径大，但带的根数少。可以对两种型号同时计算，最后选择较好的一种。表3-1 工况系数K A Table 3-1 Operating mode coefficient K AAr工 况K A空、轻载启动 重载启动 每天工作小时数 /h1010161610101616载荷变动微小 液体搅拌机、通风机和鼓风机（小于7.5kW ）、离心式水泵和压缩机、轻载荷输送机 1.01.11.21.11.21.3载荷变动小 带式输送机、通风机（大于7.5kW ）、旋转式水泵和压缩机（非离心式）、发电机等 1.11.21.31.21.31.4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 1.21.31.41.41.51.6载荷变动很大 破碎机、磨碎机（球磨、棒磨、管磨） 1.31.41.51.51.61.83）确定带轮基准直径d d1和d d2为提高带的寿命，应减小带的弯曲应力。条件允许时尽量采用较大的带轮直径，但这使传动的轮廓尺寸增大。一般根据V 带的型号，选取 d d1 d min ，比规定的最小基准直径略大些。（1）初选小动带轮基准直径d d1。由机械设计手册1可以知道，取小带轮的基准直径为d d1=90mm。（2）验算带速v。按公式验算带的速度 （3-2）因为带速在5m/s30m/s之间，故带速合适。（3）计算大带轮的基准直径。由公式 （3-3）式中i是传动比，i=3.65。计算出大带轮的基准直径为d d2=324mm，根据带轮的标准系列圆整为d d2=315mm。4）确定V带的中心距a和基准长度Ld（1）根据式 （3-4）初选中心距a0=500mm。（2）由公式 （3-5）由带长的基准长度系列选取带的基准长度Ld=1600mm。（3）计算实际中心距a。 （3-6）中心距的变化范围为443515mm。5）验算小带轮上的包角 （3-7）6）计算带的根数z（1）计算单根V带的额定功率Pr。由d d1=90mm和n 1=3500r/min，由设计手册1查得P0=1.034kW。根据n 1=3500r/min，i=3.6和Z型带，查得P0=0.13kW。查手册得Ka=0.925，KL =0.99，于是 （3-8）（2）计算V带的根数z。 （3-9）取4根。7）计算单根V带的初拉力的最小值由带系列参数知Z型带的单位长度质量q=0.06kg/m，所以 （3-10）应使带的实际初拉力。8）计算压轴力Fp压轴力的最小值为 （3-11）9）带轮结构设计带轮的结构形式有实心式、腹板式、孔板式和轮辐式，考虑到大、小带轮的基准直径大小，大带轮采用轮辐式结构，小带轮采用实心式结构。4 轴和轴承的相关设计4.1 轴的结构设计轴的结构设计需定出轴的合理外形和全部尺寸。主要考虑以下因素：轴在机器中的安装位置及形式；轴上安装的零件的类型、尺寸、数量以及和轴连接的方法；载荷的性质、大小、方向及分布情况；轴的加工工艺等。设计时，必须针对不同情况进行具体分析。但必须满足：轴和装在轴上的零件要有准确的工作位置；轴上的零件应便于装拆和调整；轴应具有良好的制造工艺性等。轴的校核计算应根据轴的具体受载及应力情况，采取相应的计算方法，并恰当地选取其许用应力。主轴上安装有转子和小带轮，通过滚动轴承和支座连接在一起。轴与转子以及小带轮的连接为键连接，与支座的连接为轴承连接，且小带轮和轴承都需要在轴向设置定位轴肩，小带轮外端采用螺母定位限制其轴向移动。转子长度为120mm，粉碎有效宽度为150mm，小带轮与轴配合处的轮毂宽度为53mm。考虑到以上因素，设计主动轮轴结构如图4-1所示。图4-1主轴结构简图Figure 4-1 Main axle diagram of mechanism主动轮轴上ab段为螺纹段，用于装螺母和垫片以固定带轮的轴向移动，考虑到小带轮的孔径为26mm，选用M20的螺母进行轴端固定，所以在此段加工M202的螺纹，长度为30mm；bc段安装小带轮，由于小带轮孔径为26mm，故此段轴径为26mm，长度为53mm，同时考虑到带轮右端的轴向定位，在此段c处设计高度为2mm的轴肩；cd段安装滚动轴承与箱体相连接，此段直径为30mm，选用型号为6006的深沟球轴承，由于用的轴承的宽度为13mm，内径为30mm，设计长度为10mm的外圈挡片来定位轴承外圈，同时要考虑端盖的结构，故此段长度为42mm，轴与滚动轴承配合为过渡配合，此处选轴的直径尺寸公差为m6；de段和fg段安装转子，由前章设计的转子结构可知这两段的直径应为40mm，又考虑到转子结构和粉碎室的整体尺寸，设计这两段的长度为25mm，；ef段用于转盘的轴向固定，在此处设计高度为5mm的轴肩，由转子的结构可知此段长度为120mm；gh段同样安装与cd段相同的滚动轴承，故此段直径为30mm，长度为13mm，轴与滚动轴承配合为过渡配合，此处选轴的直径尺寸公差为m6。轴上零件的轴向定位，采用键连接，实现轴上零件的周向定位和运动及动力的传递。bc段小带轮和主轴通过圆头平键连接传递运动和转矩，根据该段直径值参考设计手册2，得出该处平键公称尺寸为bh=8mm7mm，键槽用铣削刀加工，长度为45mm，由于小带轮和轴的配合为间隙很小的配合，故采用H7/k6配合。转子的周向定位和动力传递也是通过平键实现的，此处采用平头键连接，同样根据此段轴径由设计手册查得平键截面bh=12mm8mm，键长为12mm，由于转盘和轴的配合为间隙很小的配合，故采用H7/k6配合。轴上倒角均为145，以便于安装轴上零件。4.2 主轴的校核1.初步校核轴的最小直径，估算最小直径。选取轴的材料为45刚，调质处理。根据机械设计手册2，取，于是得 （4-1）式中p和n分别为轴的功率和转速。2由设计的轴的结构可知轴的最小直径满足要求，现在对轴进行精确校核。 轴的计算简图如图4-2所示。 TFNNTF1NH1NH2图4-2 轴的计算简图Figure 4-2 Axis calculation diagram1）计算图中各力带轮的压轴力，由前面带传动的计算中得=520N；T专递的转矩，由前面的计算得T=8186Nmm转子对轴的压力，估计转子重量为30kg；则=3010=300N；N轴承对轴的支撑力为F1的一半，即N=150NNH1=52063/183=179N，NH2=520179= 341 N做出各平面受力分析图、弯矩图和扭矩图如图4-3所示： a 水平面受力分析及弯矩图F=520NNH1=179NNH2=341NMH=32760Nmm F1=300NN=150NN=150NMV=13725Nmmb 垂直面受力分析及弯矩图 T=8186Nmmc 扭矩图图4.3 各平面受力分析图、弯矩图和扭矩图Figure 4.3 Various planes stress analysis chart, bending-moment diagram and torque chart由图4-2和图4-3可知，d截面为危险截面，算出d截面的总弯矩和扭矩： MH=32760Nmm T=8186Nmm2）按弯扭组合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度。根据计算公式及上面所算的d截面的弯矩和扭矩，以及轴运动时需正反转，扭转切应力为对称循环变应力，取=1，轴的计算应力： （4-2） 前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由设计手册查得。因此 ，故安全。3）精确校核轴的疲劳强度（1）判断危险截面根据前面的分析计算，截面b，c，g，h虽然直径较小，且开有键槽、轴肩及过渡配合所引起的应力集中均将消弱轴的疲劳度，但由于只受到扭矩和较小的弯矩作用，所以这些截面都不需校核。从应力集中和受载的情况来看，截面c和d上的应力最大。由于截c右侧和截面d左侧直径相等，截面c左侧直径比截面d右侧小，而载荷d截面稍大一点，故只需校核截面c左侧和截面d左侧即可。（2）截面c左侧抗弯截面系数 （4-3）抗扭截面系数 （4-4）截面c左侧的弯矩M为： （4-5）截面c上的扭矩T为： 截面上的弯曲应力： （4-6）截面上的扭转切应力： （4-7）轴的材料为45钢，调质处理。查得=640，。截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及在设计手册中查取。因，,经插值后可查得 =2.25 =1.82查得轴的材料的敏性系数为 故有效应力集中系数为 （4-8） （4-9）查得尺寸系数；扭转尺寸系数。轴按磨削加工，查得表面质量系数为轴未经表面强化处理，即，得综合系数为 （4-10） (4-11)又由设计手册得碳钢的特性系数: 0.10.2，取0.1 0.050.1，取0.05于是，计算安全系数值，按设计公式得 (4-12) (4-13) (4-14)=2，故安全故可知其安全。（3）截面d左侧抗弯截面系数 （4-15）抗扭截面系数 （4-16）弯矩M及弯曲应力为: （4-17） （4-18）扭矩T及扭转切应力为: (4-19)过盈配合处的 ，查机械设计手册2用插值法求出，并取 =0.8，于是得： =3.16 =0.83.16=2.53轴按磨削加工，查得表面质量系数为，故得综合截面系数为 (4-20 ) (4-21 )所以轴在截面d左侧的安全系数为: ( 4-22 ) (4-23) (4-24 )=2，故安全。主轴无大的瞬时过载及严重的应力循环不对称性，故可略去静强度校核。至此，主轴的的设计计算结束。4.3滚动轴承寿命计算 查滚动轴承样本可知6006号深沟球轴承的基本额定动载荷，基本额定静载荷。求两轴承受到的径向载荷和将轴系部件受到的空间力系分解为水平面和铅垂面两个平面力系，分别如图4-4a和图4-4b所示。F=520NNH1=179NNH2=341N（a） 水平面受力分析图 F1=300NNV1=150NNV2=150N（b） 垂直面受力分析图图4-4 轴承受力分析图Figure 4-4 Bearing stress analysis chart由上图的受力分析可知：NH1=341NNH2=139N NV1 = NV2=150N （4-25） （4-26）1. 求轴承当量动载荷和=2. 计算轴承寿命因为，所以按左边轴承的受力大小计算 （4-27）4.4 滚动轴承润滑方式的选择由于主轴上滚动轴承安装在轴支座中，考虑到脂润滑形成的润滑膜强度高，能承受较大载荷，不易流失，容易密封，一次加脂可以维持相当长的一段时间，所以选用脂润滑。4.5连接键的选择和计算键的选择包括类型选择和尺寸选择两个方面。键的类型应根据键连接的结构特点、使用要求和工作条件来选择；键的尺寸则按符合标准规格和强度要求来决定。4.5.1 小带轮与主轴的键连接小带轮与主轴之间的键连接，主要是传递运动和转矩，故采用圆头平键连接，由小带轮孔径为26mm，查机械设计手册得键的截面尺寸为键宽b键高h=8mm7mm，又考虑到带轮宽度为56mm，故选用键长L=45mm。现在对键进行校核。假定载荷在键的工作面上均匀分布，普通平键的强度条件为 （4-28）式中，传递的转矩，由前面的计算可知T=8.186 Nm； 键与轮毂键槽的接触高度，k =0.5h=0.57mm=3.5mm； 键的工作长度，圆头平键l=Lb=458=37mm; 轴的直径，d =26mm； 键、轴、轮毂三者中最弱材料的许用挤压应力，查得=110。计算 （4-29）故键的强度满足设计要求。4.5.2 转子与主轴的键连接 转子与主轮的连接由于结构和载荷要求，采用平头键连接，根据连接处轴径的大小参照键的标准规格，选用平键的截面尺寸为键宽b键高h=12mm8mm，又考虑到转盘的厚度为6mm，故选用键长L=6mm。现在对键进行校核。假定载荷在键的工作面上均匀分布，普通平键的强度条件为 （4-30）式中，传递的转矩，由前面的计算可知T=8.186 Nm，每个键只承担一半及计算时T=4.093 Nm； 键与轮毂键槽的接触高度，k =0.5h=0.58mm=4mm； 键的工作长度，平头键l=6mm; 轴的直径，d =40mm； 键、轴、轮毂三者中最弱材料的许用挤压应力，查得=110。计算 (4-31)故键的强度满足设计要求。5 转子的设计计算转子作为整个设计的核心，主要包括锤片、锤片架及转轴三大部分。三大部分结构的设计，主要依据的因素有转子的转速，转子的直径，电机功率，传动机构以及结的合理性，在本设计的总体方案设计中，经过设计计算，已得知转子转速为3500r/min,转子直径D=150mm，电机功率为3kw，又考虑的轴的设计需根据带传动、轴承及箱体结构来设计计算，并需要强度校核，故本节主要设计内容为锤片以及锤片架的设计计算，轴的设计计算见第六章,轴的设计与校核。5.1锤片的设计根据JB/T 9822.2-2008，综合本毕业设计要求，选择锤片形状为矩形，然后进行锤片尺寸、锤片数量及锤片排列方式的设计。锤片作为加工的核心零件，要求比较高，根据JB/T 9822.2-2008，本锤片选择65Mn钢作为金属制造材料，要求热处理并淬火，保证淬火区硬度为50HRC57HRC,渗碳区硬度不超过28HRC，其具体淬火区、硬度检测点以及相关数据见图5-1所示。 图5-1 锤片技术设计要求Figure 5-1 hammer piece technical design request5.1.1 锤片尺寸 因选用矩形锤片，其结构及相关尺寸设计如图 4-2所示。根据经验公式确定各具体参数，分别如下： （5-1） 式中：锤片长度系数，=0.230.36，本设计取=0.28； D转子直径，D=300mm。b=0.1D=0.1300=30 mm, (5-2)c=60mm , c为锤片销孔至顶端距离，为了避免工作的冲击力引起机器强烈震动，其值应该根据打击中心理论进行设计计算，再考虑转子直径大小，为了不导致转子内锤片不引起干涉，经过综合计算考虑，取其值为c=60 mm（其具体计算过程从略）。d=8 mm，e=3 mm ,d为销孔直径，e为锤片厚度，的取值范围为210mm,在保证使用寿命情况下，薄锤片有利于提高粉碎机的度电产量，故取=3mm，销孔选择系列设计值，取d=8 mm。图 5-2 锤片外形尺寸Figure 5-2 hammer piece external dimensions5.1.2 锤片数量 锤片的数量主要依据锤片工作的密度、粉碎室有效宽度以及锤片厚度来确定，其计算如下：，取Z=14, (5-3)式中： 锤片工作密度系数，=0.270.47，本毕业设计取=0.35；粉碎室有效宽度，因B值为150mm，故取=120mm。5.1.3 锤片排列方式锤片排列方式有四种：(1)螺旋排列。分单、双螺旋线两种，排列方式最简单 ，轨迹均匀不重