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小型盘式灌木削片粉碎机设计【含CAD图纸和说明书】

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本科生毕业设计题 目:小型盘式灌木削片粉碎机设计学生姓名: 学 号: 专业班级: 指导教师: 完成时间: 目 录摘要VAbstractVI第1章 绪 论11.1 灌木粉碎机装置(机械)的应用及适用范围11.2 国内外发展情况11.3 研究开发的意义3第2章 小型灌木粉碎机总体参数的设计42.1基本结构42.2 设计原则52.3 粉碎机产量及性能52.4 灌木粉碎机的粉碎长度52.5 灌木粉碎机的功率消耗52.5.1螺旋桨叶功率计算52.5.2螺旋桨叶盘空转消耗功率6第3章 带传动的计算83.1 带传动设计83.2选择带型93.3确定带轮的基准直径并验证带速93.4确定中心距离、带的基准长度并验算小轮包角103.5确定带的根数z113.6确定带轮的结构和尺寸113.7确定带的张紧装置113.8算出压轴力11第4章 主轴组件要求与设计计算154.1 主轴的基本要求154.1.1 旋转精度154.1.2 刚度154.1.3 抗振性164.1.4 温升和热变形164.1.5 耐磨性164.2 主轴组件的布局174.3 主轴结构的初步拟定194.4 主轴的材料与热处理194.5 主轴的技术要求204.6 主轴直径的选择204.7 主轴前后轴承的选择204.8 轴承的选型及校核214.9 主轴前端悬伸量224.10 主轴支承跨距234.11 主轴结构图234.12 主轴组件的验算244.12.1 支承的简化244.12.2 主轴的挠度254.12.3 主轴倾角25第5章 键的选择与校核325.1 带轮1上键的选择与校核325.1.1键的选择325.1.2 键的校核325.2 带轮2上键的选择与校核335.2.1 键的选择335.2.2 键的校核34第6章 灌木粉碎机其他零件的设计与校核356.1粉碎螺旋桨叶及螺旋桨叶盘的设计356.2 装置支撑体设计356.3 机壳及进料斗设计36结 论37参考文献38致 谢39中文摘要及关键词摘 要:灌木粉碎机设计整机结构主要由电动机、机架、传动带、主轴部件构成。本文介绍了一种适用于灌木粉碎机设计整机结构的结构和性能特点, 对其切削原理及工作过程进行了分析, 阐明了灌木粉碎机设计整机结构的工作机理。通过对主要工作部件结构的分析, 确定了最佳工作参数, 使机器性能达到最佳工作状态。由电动机产生动力通过带轮减速将需要的动力传递到带轮上,带轮带动V带,从而带动整机装置运动本论文研究内容摘要:(1) 小型灌木粉碎机总体结构设计。(2) 小型灌木粉碎机工作性能分析。(3)电动机的选择。(4)对小型灌木粉碎机设计的传动系统、执行部件及机架设计。(5)对设计零件进行设计计算分析和校核。 (6)绘制整机装配图及重要部件装配图和设计零件的零件图。关键词:小型灌木粉碎机,结构设计英文摘要及关键词Abstract:Plastic waste crusher design the whole structure is mainly composed of motor, chassis, belts, spindle assembly. This paper presents a suitable structure and performance characteristics of plastic scrap grinder machine structure design, it analyzes its working principle and the cutting process, illustrates the working mechanism of plastic waste crusher design of the whole structure. Through the analysis of the main parts of the structure to determine the optimum operating parameters of the machine performance to the best working condition.The power generated by the electric motor is transmitted to the wheels via the power pulley deceleration will need to drive V-belt pulley, so as to drive the whole movement apparatusThis thesis Abstract:(1) Small plastic waste grinder overall structural design.(2) small plastic scrap grinder performance analysis.(3) Select the motor.(4) Transmission of small plastic scrap grinder design, execution unit and rack design.(5) Calculation of design parts design analysis and verification.(6) to draw the whole assembly drawings and assembly drawings and important parts of the design part of the part drawing.Keywords: small plastic scrap grinder, structural design第1章 绪论1.1 灌木粉碎机装置(机械)的应用及适用范围建设节约型社会,首先要满足人民生活水平不断提高的需要,当然应该奉行节约和可持续利用原则,要在发展的基础上用好。“十一五”期间,林业将在科学发展观的指导下,紧紧围绕建设社会主义新农村,全面实施以生态建设为主的林业发展战略,形成以生态建设为主线,重点工程为载体,发展与保护相协调的林业发展态势,全面推动资源节约型、环境友好型的和谐社会的建设。若能成功研制出残枝破碎机就可充分利用了我国大量的废弃树枝资源,变废为宝,物尽其用,提高果园的综合经济效益;为食用菌产业提供了廉价且优质的生产原料,从而促进食用菌产业的发展,结合,相互促进发展,有效地增加农民收入,将资源优势转变为经济、社会和生态效益,促进我国生态型农业的可持续发展。 在很长一段时间,灌木大部分地区也跟随人工劳动强度大,生产效率低的传统方式。随着市场经济的发展,灌木产品的需求越来越大,传统的加工方法已不能满足市场的需求,从而使灌木粉碎机的设计生产效率粉碎器的速度,对新收获的和用于快速粉碎处理的粉碎器,急需一种能高效率的机器。灌木产品不再使用废弃之后,通常需要一定比例进行粉碎。本文粉碎机粉碎这部分的研究旨在开发一种新型的灌木粉碎机,粉碎机加快粉碎过程,缩短产品粉碎机成型周期,提高效率,降低成本。1.2 国内外发展情况随着社会经济的发展,人们的环保意识和美化环境的要求不断加强,园林和街道的绿化面积不断扩大,维护园林和街道绿化而产生的废残树枝的数量也成倍增加。传统处理废残树枝的方法是焚烧、填埋,这样既造成了环境污染,又浪费了资源,因此,废弃树枝的处理及综合利用成了城市园林及环卫部门鱼待解决的问题。近十几年来,随着食用菌产业的快速发展,食用菌培养基原料(木屑)的需求量越来越大,随之对树枝粉碎机的需求也日趋迫切,许多厂家和研究机构开始研制不同类型的木屑粉碎机,用来处理城市园林和街道绿化带修剪下来的废弃树枝,使其回归自然或用作生产食用菌培养基原料。目前,我国己研制的树枝粉碎机主要有以下几种形式1、牵引式树枝粉碎机该类型的树枝粉碎机主要由机架,水平强制喂料装置,粉碎装置和动力驱动系统组成。主要对园林或城市街道修剪下来的树枝进行粉碎。由于树枝修剪工作的作业面广,树枝粉碎机需跟随修剪一起作业,因此需要拖车牵引行走流动作业。修剪下来的树枝直径相差较大,最粗的可达200mm以上。所以粉碎机的动力一般都在30kw以上。该类型的树枝粉碎机工作可靠,运行平稳,在粉碎直径较大的树枝时生产效率较高,但机器的噪音较大,适用于较粗树枝的削片粉碎。2、SFJ-一8.0树枝粉碎机由北京农业机械试验鉴定推广站研制开发的SFJ-8.0枝粉碎机为双通道喂入式树枝粉碎机,主要由驱动装置,粉碎刀盘,双喂料桶等组成。工作时,直径20-75mm的树枝条通过粗枝料筒喂入,经过削片后进入粉碎室,被高速旋转的锤片连续打击成木屑,经过筛片清选,碎木屑从出料口被高速抛出。直径20mm们。以下的树枝条可通过细枝料筒喂入粉碎室,树枝被切成50mm左右的料段,然后进入粉碎室锤击粉碎成木屑,最后经筛片清选,碎木屑从出料口高速抛出。该粉碎机适用于中小枝条的粉碎。3、Fs型枝条粉碎机该机是伊春林科院为粉碎林区藤条灌木研制的一种小型粉碎机,通过对藤条灌木的粉碎为生产食用菌培养基提供原料。其特点是功率小,结构简单,移动方便。加工时,将藤条灌木投入到进料口,旋转刀盘上的叶片转动形成气流,使直接推动木片作圆周运动形成气流,木片就沿着机壳切线方向被抛到下一工序进行粉碎。4、QS一型系列枝桠粉碎机该粉碎机适用于直径10-140mm枝桠木材的粉碎。该机采用刀盘与锤片同轴结构,采用非强制进料,依靠本身切削力来实现自动进料,该粉碎机主要用于食用菌培养基原料的粉碎。该机除了不适合粉碎直径小于10mm以下的枝梗以外,对一些具有较强韧性树皮的树枝粉碎效果很差经常会出现故障。 随着技术的进步和海外市场的发展,中国工业应了解准确市场需求的功能作用和市场经济规律,发展独特的技术和设备,以满足特定市场需求,以高品质,高效率设备,以满足用户的需求。目前,低附加值的产品有着共同的结构性过剩,恶性价格竞争水平低,阻碍了整个行业的技术进步。最近两年,仅德国公司克劳斯玛菲将处理更多的中国第100条型材生产线的到来。未来,粉碎机械和生产市场将朝着提供高技术,低价格的方向发展。目前,国内的粉碎器锥形双螺杆粉碎器,和螺杆的基础上,该技术是成熟的;市场上最长的销售。但是,一般的要求是供大于求,将保留在市场高峰期的50-60。并行粉碎器的未来发展防止旋转双螺杆粉碎器,以及第六代,第七代,高速,大方向发展。在国内市场销售,主要是粉碎机械L的类型见图1-L。在L-2的下方所示的粉碎器组合物,它是一种四轮垂直设计,体积小,移动更方便。为了降低噪声,坚固,配备有摆线减速器电机,在简化的设计是基于不锈钢冲压成型,与电动机的旋转的叶片,从而使材料在辊筒,它可以在均匀的在短时间内粉碎时间,更有效,你可以选择在计时器 - 选择至50分钟的粉碎时间,如下图所示的结构图。但是,这一般粉碎粉碎机至少有15斤以上,公司浪费了大量的资源,但价格相对较贵。德国和美国,日本,意大利是机械动力粉碎机世界灌木粒子。领先的灌木粉碎机机械设计,制造,技术性能等方面。根据市场调研和市场分析的结果德国灌木粉碎机机械设计的,其目标是争夺客户,特别是大型企业。为了满足客户的要求,德国灌木粉碎机厂商和设计部门已经采取了多项措施:(1)所有法律程序和较高的自动化程度提高生产力和灵活性,敏捷性设备。使用机器人来执行复杂的动作。在操作过程中,照相机在接收信息并通过由计算机与计算机指令控制来完成所需的操作,以确保包装质量的机器人监控。 (2)提高生产效率,降低生产成本,最大限度地满足生产要求。德国灌木粒子已知的机械粉碎机机,高速,综合性,自动化程度高,可靠性好。灌木粉碎机速度可达900袋/分。 (3),使机械和灌木的产品粉碎器整机。许多产品的包装生产要求后,立即提高生产效率。自从德国生产的巧克力生产和包装设备由一个控制系统的补充。两者一体化,关键是要解决好匹配对方的能力。(4),以适应产品的性能的变化,具有良好的弹性和柔韧性。由于市场竞争激烈,产品更新换代的周期越来越短。由于化妆品生产三年一变,甚至第四个变化是大批量生产,因此要求灌木粉碎机机械具有良好的弹性和柔韧性,产品的灌木粉碎机机比生命循环寿命大得多以便满足经济要求。(5)广泛使用仿真设计技术,一台电脑。随着新产品开发速度不断加快,德国灌木粉碎机机械设计常用的设计计算机仿真技术,显著减少灌木机的开发和设计周期粉碎。灌木粉碎机设计粒子不仅应注重其能力和有效性,更要着眼于经济。所谓经济本身是不完全的机器和设备的成本,更重要的是,经营成本,设备的折旧费用,费用,因为只有6到8,另一种是运行成本。我们的灌木粉碎机行业始于20世纪70年代,在80年代后期的快速增长,1990年机械行业已经成为10大行业之一,无论是生产,还是品种,他们已经取得了显着成绩,中国包装行业的快速发展提供了有力的保障。目前,中国已成为世界上灌木的一个粉碎器工业生产和消费国。 灌木粉碎机作为一个产品,这不仅意味着在物质意义上的产品本身,而是产品,包括隐形的产品和延伸产品3层意义的形式。形成产物本身是一个特定的机器和粉碎机械的主要功能;隐形产品指的是提供给用户的实际机器粉碎器效用;延伸产品是指粉碎引擎质量保证,使用指导和售后服务。本机粉碎机的设计应包括:市场调研,方案设计,结构设计,建设规划,服务计划等等。新的灌木常常粉碎机,设备集成气。充分利用的信息的产品的最新成果,采用气动致动器,发动机单元伺服和其它分离技术可以显著减少整个传输链,大大简化了结构,大大提高了精度和速度劳动。式子里,一个关键技术是采用多电机驱动控制技术的现代化。事实上,这种技术不难理解,只有一些设计师不懂灌木粒子粉碎机械的发展趋势。如果是前者的灌木设计粉碎机粮食是模仿,学习阶段,所以现在我们应该有创新的设计感。我们的粉碎机械技术和机械行业近年来,取得了很多成就,始于20世纪70年代末,年产值只有启动的时候七八万元,只有100余种不同的产品,技术水平低。在20世纪中期,20世纪80年代,直到20世纪中叶,十余年来获得了快速增长,20-50的年增长速度由1999年年底,灌木和橡胶粉碎器粉碎,直到40大类1700多个品种,2000年,50个十亿产值和技术水平再上新台阶,开始了大规模,自动化机器设备,科技含量高,精良的设备,开始出现,许多灌木粒子,如粉碎机液体灌木等设备已开始批量出国。1.3 研究开发的意义 根据现有木材削片机与树枝粉碎机的工作原理,结合果园残枝的特点,确定了果园残枝破碎机的结构与传动方案,根据材质的特性,对木材树枝粉碎机工作时的切削力进行了分析推导,得出了削片时切削力的计算公式,为计算削片时所需的功率提供了理论依据,也为结构有限元分析提供了力学模型。 建立园林残枝破碎机的结构草图,运用以参数化特征思想为基础的CAD软件对园林残枝破碎机进行设计,运用相似原理完成了扇叶片的设计,并求解出扇叶片(树枝导入)消耗的功率,从而求出整个削片粉碎机消耗的功率,根据计算功率选择电机。 对于很多国内工业灌木粉碎机的需求,设计着眼于整体结构设计和模块化灌木粉碎机,协同的速度,多功能性,并制定了良好的结构简单,工作可靠,操作方便,灌木高度的新机械自动化,工业粉碎机械的发展具有积极意义。9第2章 小型灌木粉碎机总体参数的设计2.1基本结构 灌木粉碎器和功能元件包括载体,安装在支承体的灌木废弃物,并粉碎转子构件包围转子壳体和其它部件。由于筒体,电机和所述机架,和类似物的灌木粉碎器,其特征在于,转子配备到铡切平面使垂直于平面螺旋直边的主轴线的刀,功能中的材料的下部使它自动卸料斜坡中,筒体并设置有一个螺旋叶片,对应于该材料可以防止螺旋和不叶片的运动妨碍螺旋叶片可旋转环。图2-1 立式灌木粉碎机示意图图2-2 立式灌木粉碎机剖面图2.2 设计原则灌木粉碎器转子部分设有灌木的支撑构件的粉碎器,安装在支撑部件(包括螺旋叶片粉碎轴)上,并通过一转子(或壳体)和其它部件所包围。通过功能部件,发动机和底盘和类似的灌木粉碎机。转子的特征是配备有灌木闸刀剪切粉碎器使垂直于平面螺旋的轴线的平面直边刀片设置有容器供给的材料的上部,使其在料斗,下部内元件具有如下功能:自动切换材料卸载斜,桶(或柜)分别装有刀片。与螺旋叶片运动材料可以防止不减螺旋叶片旋转环,其可以在两个相邻的挡板之间被切断从螺旋叶片差距过。2.3 粉碎机产量及性能1次加工50kg,每天按8小时计算。2.4 灌木粉碎机的粉碎长度 粉碎长度的灌木粉碎机,作业机械的关键性能指标之一,涉及在进料辊机构的灌木粉碎器,在3-4mm的长度拌和机,在实际计算中,这最终粉碎长度3.5毫米。2.5 灌木粉碎机的功率消耗 从 V=m/ ( 3-1)式子里, V 粉碎总体积, M 切割总质量, kg 密度,kg/由M=50kg, =kg/,带入到以上公式,算出粉碎总体积V 为62.5立方米。设喂入切割截面半径 7厘米 ,截面面积算出来是s = = 0.015m。每天工作8小时,速度算出是v=500/(83600)=0.017m/s。因粉碎长度是135mm,螺旋桨叶频率算得v/l=4.8 r/s。2.5.1螺旋桨叶功率计算从式子, P=Fv (3-2)式子里,F 螺旋桨叶,设值800N V 转速, m/s而 v=, (3-3)式子里,:螺旋桨叶转角速度,rad/s r 螺旋桨叶的半径, m从式子 =2f (3-4)式子里: f螺旋桨叶割频率r/s由于螺旋桨叶的半径每一点速度不一样,所以用积分公式 P=3Fr dr=3 F1/2r (3-5) =380010 1010 =4.8kw2.5.2螺旋桨叶盘空转消耗功率从式子, N= (3-6) 式子里,: J螺旋桨叶的转动惯量, kg.m 螺旋桨叶转速, rad/s; =10 而 J= (3-7) 式子里,:M螺旋浆叶质量, kg r螺旋浆叶半径,单位m 螺旋桨叶采用直刃型,半径100mm,螺旋桨叶厚2.5mm,螺旋桨叶宽20mm,材料为65Mn,调质处理,刃口淬火,硬度为HRC62-65。由此可求螺旋浆叶质量 M=0.39kg所以J=0.39 (0.2)=0.0013 kg.m还有,带在传动过程中,功率会有所损耗,找出相关引用书目得出结论是,电机所需功率应该是P=JW=7.436KW找出相关引用书目得:具体参数见下表2-1:表2-1 Y系列三相异步电动机 电动机型号额定功率 KW满载转速 r/min堵转转矩/额定转矩最大转矩/额定转矩质量 KgY132M-4 7.5同步转速1500 r/min,4级 14402.22.281(a)(b) 图2-3 电动机的安装及外形尺寸示意图表2-2 电动机的安装技术参数中心高/mm外型尺寸/mm L(AC/2+AD)HD底脚安装 尺寸AB地脚螺栓 孔直径K轴伸尺寸DE 装键部位尺寸FGD132515 345 315216 1781238 8010 43第3章 带传动的计算3.1 带传动设计带传动的输出功率P=7.5kW,转速n1=1440r/min,n2=500r/min表3-1 工作情况系数工作机原动机类类一天工作时间/h10161016载荷平稳液体粉碎机;离心式水泵;通风机和鼓风();离心式压缩机;轻型运输机1.01.11.21.11.21.3载荷变动小带式运输机(运送砂石、谷物),通风机();发电机;旋转式水泵;金属切削机床;剪床;压力机;印刷机;振动筛1.11.21.31.21.31.4载荷变动较大螺旋式运输机;斗式上料机;往复式水泵和压缩机;锻锤;磨粉机;锯木机和木工机械;纺织机械1.21.31.41.41.51.6载荷变动很大破碎机(旋转式、颚式等);球磨机;棒磨机;起重机;挖掘机;橡胶辊压机1.31.41.51.51.61.8根据V带的载荷平稳,8个钟头为一班,共设2班,找出相关引用书目第296页表格4,设得KA1.1。即。3.2选择带型往往来说,我们是要按照功率以及小带轮的转速这二个方面来设定整形类型的,看图3-1。图3-1 带型图综合各因素,同步带设定dd=80100,A型。3.3确定带轮的基准直径并验证带速从相关引用书目第298页表格找出,小带轮基准尺寸80100mm,现我取dd1=90mm ddmin.=75 mm表3-2 V带带轮最小基准直径槽型YZABCDE205075125200355500从相关引用书目第295页表格13-4找出“V带轮的基准直径”,设=250mm 误差验算传动比: 误差 满足条件。 带速 验证带速合适。3.4确定中心距离、带的基准长度并验算小轮包角从式子,得出结论是0.7(90+250)2(90+250)即238680,设定=340mm 所以有: 从相关引用书目第293页表格13-2中找出,Ld1250mm实际中心距满足条件。表3-3. 包角修正系数包角220210200190180150170160140150120110100901.201.151.101.051.000.920.980.950.890.860.820.780.730.68表3-4. 弯曲影响系数 带型ZABCDE3.5确定带的根数z根据三角带根数式子里,N1为根三角带传动的功率;N0为单根三角带在、功率,相到表格设得,N0=2.70; C1为包角系数,相到表格设得,C1=0.98三角带传递的功率算得N1=7.5 KW代到式子得,结果是需要4根带轮3.6确定带轮的结构和尺寸根据皮带轮式的选择,主轴马达的直径为d =28毫米;从P293的“机械设计”,“结构带轮V”来判断:当3D DD1(90毫米)的500毫米应该用车轮E型射线。总之,选自H小带轮孔板式结构,选择E型大皮带轮轮辐结构。带轮材料:铸铁,HT200。3.7确定带的张紧装置 选用结构简单的张紧装置。3.8算出压轴力从相关引用书目第503找到表格13-12找出,A型带的初拉力是F0133.46N,上面已得到=153.36o,z=4,计算得对于带轮的主要条件是小而均匀的质量分布,该技术是好的,并且在与准确性接触的工作表面要高,以便减少磨损带。对于高速动平衡,铸造和焊接到内应力较小带轮,带轮从轮缘,所述幅(射线)和三部分的中心。称为皮带轮轮缘的外环形部分,所述轮辋是带轮用于与梯形槽轮形成在安装区的工作部分。因为皮带的两侧之间的角度为40,以适应当弯曲成V形皮带轮部变形而使楔角减小,从而使普通V角槽带轮32的规定,34, 36,38(取决于模型并确定皮带轮的直径),围绕罐表7-3的大小。安装在轴的圆柱形部分被称为一个焦点,是联接带轮和轴的一部分。中间部分被称为射线的(web),用于连接所述轮缘和中央积分。45表3-5 普通V带轮的轮槽尺寸(摘自GB/T13575.1-92)项目 符号 槽型 Y Z A B C D E 基准宽度 b p 5.3 8.5 11.0 14.0 19.0 27.0 32.0 基准线上槽深 h amin 1.6 2.0 2.75 3.5 4.8 8.1 9.6 基准线下槽深 h fmin 4.7 7.0 8.7 10.8 14.3 19.9 23.4 槽间距 e 8 0.3 12 0.3 15 0.3 19 0.4 25.5 0.5 37 0.6 44.5 0.7 第一槽对称面至端面的距离 f min 6 7 9 11.5 16 23 28 最小轮缘厚 5 5.5 67.5 10 12 15 带轮宽 B B =( z -1) e + 2 f z 轮槽数 外径 d a 轮 槽 角 32 对应的基准直径 d d 60 - - - - - - 34 - 80 118 190 315 - - 36 60 - - - - 475 600 38 - 80 118 190 315 475 600 极限偏差 1 0.5 V带轮按腹板(轮辐)结构的不同分为以下几种型式: (1) 实心带轮:带轮尺寸是(dd(2.53)d时)适用,见下图3-2a。 (2) 腹板带轮:带轮尺寸是(dd 500mm 时) 适用,见下图3-2b。 (3) 孔板带轮:带轮尺寸是(ddd) 100 mm 时) 适用,见下图3-2c 。 (4) 椭圆轮辐带轮:带轮尺寸是(dd 500mm 时) 适用,见下图3-2d。(a) (b) (c) (d)图3-2 带轮结构类型现在我们可以得出结果:小带轮选实心,见图(a),大带轮选孔板带轮见图(c)第4章 主轴组件要求与设计计算主轴部件是机器的一个重要的组成部分,它的功能是支持和促进刀具在表面形成的运动,而且运动和传递扭矩的旋转截断抵抗切削力和驱动力负载。通过主轴单元上的一个特殊的加工质量和生产力有直接影响的执行,所以它是特别重要的组成部分。主轴和相同的一般的一点是,施加力都传递运动和扭矩传递,应确保致动器的正常运行和被支撑工件,但直接切削力,还能获得工件或工具表面浮子运动的形式,使主轴更高的要求。4.1 主轴的基本要求4.1.1 旋转精度精度是指主轴手动或低速的旋转轴无负载,主轴间隙和轴向间隙面的径向定位表面和摇摆值。图4-1:用实线的曲线表示旋转的理想轴线,虚线,有效枢轴轴线。当工作轴旋转速度,主轴旋转轴在空间中的漂移是运动精度。回转精度主轴单元取决于主要部件(轴,轴承和轴承座等),制造精度和组装精度的调整,设计精度还依赖于速度,性能和轴承的润滑和主轴动力学的轴组件。各类常见的特殊主轴的旋转精度是准确的特殊标准,特别是主轴精度的特定的工件精度决定。图4-1 主轴的旋转误差4.1.2 刚度主轴刚度指的是抵抗受到外部负载的能力,在K = F / Y,刚度相互Y /F简称为符合抗变形。轴组件的刚性,是轴,轴承和轴承座的刚性,这直接影响旋转组件的轴线的精确度的扩展图。显然,心轴组件的较高的刚度,因为较小的后变形力,缺乏刚性的必须是在操作中精确地,前部轴的弹性变形直接影响工件的精度,在传输质量,主轴驱动装置的变形劣化接合条件轴承和侧压,造成远这些部件的磨损,寿命短,在光滑工件主轴方面将根据功率和功率传输等效果的变化,由于过度的强迫振动,而且容易自切削振动,使得工件的稳定性。图4-2 主轴组件静刚度轴组件的刚度是综合刚度,影响主轴组件刚度的因素很多,主要有:主轴的结构尺寸、轴承的类型及其配置型式、轴承的间隙大小、传动件的布置方式、主轴组件的制造与装配质量等。4.1.3 抗振性主轴单元集成刚度,许多因素轴的刚性组件包括:主轴大小,类型和制造和装配构造型轴承间隙尺寸,传动齿轮,主轴组件等的安置质量的结构。主轴单元的振动是指对受迫振动和通过自振动的阻力,并保持稳定的操作的能力。在切割过程中,主轴组件不仅静载荷的效果,而且还受到冲击应力和交流负载的动作,从而使振动的轴线。如果主轴总成的振动性较差,在工作中振动非常敏感,从而影响降低表面质量,耐用性和机床主轴轴承的寿命,同时也生产声环境。随着特殊精度高,效率高对抗的要求越来越高的振动方向发展。振动的主轴单元时,主要考虑通过对强迫振动和自振能力电阻的大小的评价。4.1.4 温升和热变形主轴组件工作时因各种相对运动处的摩擦和搅油等而发热,产生了温升,温升使主轴组件的形状和位置发生畸变,称为热变形。热变形应以主轴组件运转一定时间后各部分位置的变化来度量。4.1.5 耐磨性主轴组件的耐磨损性是保留其原始长期性能的精确度,即保留的精度的能力。因此每个主轴单元滑动面,包括主轴支撑表面的端部,锥孔,与轴颈表面的滑动轴承,移动主轴套筒外表面具有很高的硬度,以提供性耐磨性。4.2 主轴组件的布局主轴组件的设计中,我们必须确保的基本要求,如上所述,并且因此保持考虑到轴组件的布局。与前部和后部,以及两个支持之前,中,后三个支持两个经过特殊主轴,第一个是更频繁。两个轴承主轴轴承类型的配置包括的主轴转速,载荷能力,刚度和精度要求设计主要是基于主轴轴承的选择,组合和配置,并考虑设置较低的供应,经济等具体情况。在选择时,具体有以下要求:(1)以调整刚度和负荷能力的要求主轴轴承的选择必须符合所要求的刚度和承载能力。径向负荷较大时,滚子轴承的选择,是小,球轴承的选择。双列径向刚度和承载的滚动轴承,其比单个列更大的容量。同样是在比较与单个大的影响更推力轴承的刚度和承载能力使用。在一般情况下,载体的前支撑刚度应大于后者。因为前者对主轴轴承的刚度的刚度比后部的效果支承大。下表显示的滚动轴承和滑动轴承2-1的比较。表4-1 滚动轴承和滑动轴承的比较基本要求滚动轴承滑动轴承动压轴承静压轴承旋转精度精度一般或较差。可在无隙或预加载荷下工作。精度也可以很高,但制造困难单油楔轴承一般,多油楔轴承较高可以很高刚度仅与轴承型号有关,与转速、载荷无关,预紧后可提高一些随转速和载荷升高而增大与节流形式有关,与载荷转速无关承载能力一般为恒定值,高速时受材料疲劳强度限制随转速增加而增加,高速时受温升限制与油腔相对压差有关,不计动压效应时与速度无关抗振性能不好,阻尼系数D=0.029较好,阻尼系数D=0.055很好,阻尼系数D=0.4速度性能高速受疲劳强度和离心力限制,低中速性能较好中高速性能较好。低速时形不成油漠,无承载能力适应于各种转速摩擦功耗一般较小,润滑调整不当时则较大f=0.0020.008较小f=0.0010.08本身功耗小,但有相当大的泵功耗f=0.00050.001噪声较大无噪声本身无噪声,泵有噪声寿命受疲劳强度限制在不频繁启动时,寿命较长本身寿命无限,但供油系统的寿命有限(2)调整速度的要求对于结构上的原因,与制造,不同型号和规格在其上的最大速度是不同的。考虑到规格,准确性的较低水平,较低的最大可允许速度。径向轴承,圆柱滚子轴承极限转速,比滚珠轴承高。在轴向轴承他们,对心脏推力轴承最大速度;推力球轴承使用;圆锥滚子轴承最低,但在相反的顺序的承载能力。因此,我们必须通过选择轴承类型考虑的速度和承载能力要求的两个方面。(3),以适应精度要求起止推轴承的作用方式有三种:和解 - 集中推力轴承配套的前,后定位 - 集中安装在后支架;两端的定位 - 分别布置在前,后支撑。当使用在前端的定位,主轴的热变形延伸到后方,具有在轴向的定位精度没有影响,但在第一支撑结构复杂,键轴承间隙相对困难,对前支撑更大的热作出;相反的方向后侧设置有前面所述,当后面主轴热伸长的两个端位置,在轴向间隙的大变化时的压力轴承仅由于热膨胀布置在径向内侧轴承心轴弯曲。要求(4),以适应于结构上的较高的刚性的主轴单元和一定的负载承载能力,性能和在紧凑的结构的径向尺寸的问题,在一个(特别是前支持)载体配置有两个或多个轴承。对于多主轴轴间距小的特殊研磨,由于结构限制,我们必须采取的滚针轴承承受径向载荷,推力球轴承承受轴向负荷,以及两个较低处扩散。(5)符合经济性要求OK轴轴承型式,应该除了性能和结构要求考虑,也对经济分析的经济影响。在中速及高负载时,使用的球轴承或滚子轴承的径向和推力轴承低成本类型的配置的组合,因为第一存储两个轴承,外壳和更好的技术。考虑到上述因素,前桥的设计,两个承重主轴轴承后,前轴承双列向心圆柱滚子轴承和推力球组合轴承,精密D级,配套使用的圆柱滚子轴承,E-后精度的水平。式子里,前低双列圆柱滚子轴承滚直径小,多重的(50-60)的数量,是错开具有高刚性,两列滚子,以减少在所述刚性的变化量,容易处理没有外壁;轴承孔和锥孔,锥形1:12,径向畸变的内圈的轴向移动,调整径向间隙和预张力;黄铜实体保持架,这将有助于升温的影响。支持一般特性之前:主轴静刚度,旋转精度高,温升小,径向游隙可方便调整持有主轴轴承,但由于前部支承结构比较复杂,前后轴承不同的温度升高,热变形大后还安装,调整太麻烦。4.3 主轴结构的初步拟定主轴结构主要由主轴工具,夹具,传动件,如轴承和密封件,数量,位置和安装定位方法的类型来确定,同时还考虑到加工和装配过程,通常安装在特殊与在轴多种组分,以满足硬度和足够的压力水平的要求,并便于组装的,主轴设计往往台阶从前面杂志降序顺序播放车轴直径。主轴中空或实心,这取决于特定的类型。主轴的设计,也被设计为在同一时间的前提下的刚度要求,设计成空心轴满足毕业,为了固定工具手柄。这意味着,在主轴鼻主轴端。它的形状将取决于在夹具或工具的形状的特定类型的安装,并保证装置或工具进行安装,可靠,准确定位,操作简单,并可以通过一定的转矩。4.4 主轴的材料与热处理主轴材料主要取决于刚度,负荷特性,耐磨损性和热变形,以及其他因素。当主轴轴承,滚动轴承,轴颈无法淬硬,而是提高接触刚度,敲防止碰撞损坏杂志配合面,钢轴颈45仍然是很多的高频淬火处理(HRC4854)的。表4.2中关于45钢主轴热处理如下:表4-2 使用滚动轴承的45钢主轴热处理等参数工 作 条 件使 用 机 床材 料 牌 号热 处 理硬 度常 用代 用轻中负载车、钻、铣、磨床主轴4550调质HB220250轻中负载局部要求高硬度磨床的砂轮轴4550高频淬火HRC5258轻中负载PV40(Nm/cms)车、钻、铣、磨床的主轴4550淬火回火高频淬火HRC4250HRC5258设计碳钢的选择(45钢)。作为光的结果,穿适中的工作量,并且它需要局部高硬度,因此,利用高频的淬火热处理,HRC5258。4.5 主轴的技术要求精密主轴直接影响主轴组件的旋转精度。主轴和轴承,齿轮和相连的其它部件相关的刚性接触,所述接触表面部分的形状更精确地说,下表面粗糙度,接触变形由力较小的后,这是接触刚度越高表面几何形状和表面粗糙度的错误。因此,主轴的设计必须作出一定的技术要求。4.6 主轴直径的选择轴径在主轴单元的刚性的显著影响,前轴变形和位移主轴变形的直径较大的较小的自支撑,即,所述轴组件的刚度越高。情况特殊,查上表,预设D1= D2=50。表4-3 主轴前轴颈直径D1的选择机床机床功率 (千瓦)1.472.52.63.63.75.55.67.37.4111114.7车床608070907010595150110145140165铣床5090609060957510090105100115外圆磨床5090557070807590751004.7 主轴前后轴承的选择按选择原则,预设主轴前支承新型号是7206C, 接触角是 15的角接触球轴承。图4-6 轴承结构参数及安装尺寸4.8 轴承的选型及校核当选择轴承的类型,我们必须先看看负载轴的规模,方向和速度。在一般情况下,廉价的球轴承中,当负载为低,是优选的。滚子轴承的承载能力比滚珠轴承大,并能承受冲击负荷,因而重载或振动载荷,当冲击载荷,你应该考虑的课题轴承的选择。但要注意辊对角线斜敏感。C额定动载荷值,N;P当量动载荷,N;fh寿命因数;1fn速度因数;0.822fm力矩载荷因数,该值若小就选1.5,右大就选2;fd冲击载荷因数;1.5fT温度因数;1CT轴承尺寸及性能表中所列径向基本额定动载荷,N;找出相关引用书目中表格6-2-8至6-2-12,设值,fh=1;fn=0.822;fm=1.5;fd=1.5;fT=1。假设轴承仅承径向载荷,当量动载荷的计算式子就是:P=XFr+YFa找出相关引用书目中表格6-2-18,取,X=1,Y=0;所以,P=Fr=1128N。公式:校对轴承的额定静载荷。额定静载荷的式子是:式子里,:基本额定静载荷计算值,N; 当量静载荷,N;安全因数轴承尺寸及性能表中所列径向基本额定静载荷,N。找出相关引用书目中表格6-2-14了解到,对于深沟球轴承,其当量静载荷等值径向载荷。找出相关引用书目中表格6-2-14了解到,安全系数是则轴承的基本额定静载荷为:从以上式子看出,预设的轴承符合要求。4.9 主轴前端悬伸量为了提高主轴组件的刚度,选择时可以的减少悬伸量a。初算时,见表4-4所示:表4-4 主轴的悬伸量与直径之比类型机 床 和 主 轴 的 类 型a/ D1通用和精密车床,自动车床和短主轴端铣床,用滚动轴承支承,适用于高精度和普通精度要求0.61.5中等长度和较长主轴端的车床和铣床,悬伸量不太长(不是细长)的精密镗床和内圆磨,用滚动和滑动轴承支承,适用于绝大部分普通生产的要求1.252.5孔加工特殊磨头,专用加工细长深孔的特殊磨头,由加工技术决定需要有长的悬伸螺旋桨叶杆或主轴可移动,由于切削较重而不适用于有高精度要求的特殊磨头2.5根据上表,设计是型,因此设值a/ D1为1.252.5,就是:a=(1.252.5)D1=(1.252.5)50=37.575预设a=45。4.10 主轴支承跨距本节是说主轴前后支承反力作用点的距离。设L2.5a为宜。合理跨距式子如下:L2.5a=2.5120=500初取L=280。4.11 主轴结构图按所有上面的式子分析出,主轴结构可初做如图4-7所示:图4-7 主轴结构图4.12 主轴组件的验算主轴因受力影响,而变形是很小的,这将允许基本因素的变形的大小确定主轴的尺寸,从而使主轴的刚度的计算监视一般中心线聚焦的情况下的基础上是不一样的。通常主轴刚性足够的需求,能满足强度的要求。4.12.1 支承的简化两个轴承主轴,当每个仅支持单个或双列滚动轴承或两个单列球轴承,主轴单元可以简化为一个简支梁,如图4-8,如果前者支持两个或更多的轴承,可视为无失真的前主轴轴承可以简化为梁的固定端,在图4-9所示:图4-8 主轴组件简化为简支梁图4-9 主轴组件简化为固定端梁前支承选双列角接触球轴承作为支承,就判定主轴无变形,如上面简图4-9所示。4.12.2 主轴的挠度从相关引用书目第188页的表格6.1,对图4-9进一步分析,如下图4-10所示固定端梁在载荷作用下的变形:按此图,得出最大挠度为=图4-10 固定端梁在载荷作用下的变形主轴端部的最大挠度结果算出来就是:=-1.8710 mm4.12.3 主轴倾角按图4-10,得出结论是此时的最大倾角=主轴倾角计算出来是:=-2.310 rad找出磨头设计书的第670页,得到:当值x0.0002L mm0.001 rad时,主轴的刚度就可满足要求。将已知数据和代入,得到以下结果:初步设计的主轴满足刚度要求。1 求作用在带轮上的力500 而 F8926.93 N FF3356.64 N FFtan4348.162315.31 N圆周力F,径向力F及轴向力F的方向见下图5.1所示。图4-11 轴的载荷分布图2 初步确定轴的最小直径(1)先按课本式(15-2)初步估算轴的最小直径。设定轴的材料为45钢,调质处理。根据课本,取,于是得11260.363 轴的结构设计(1)定义按照第直径和长度的要求的轴的轴向定位预选的滚动轴承。同时下部径向和轴向力,从而使单列圆锥滚子轴承的选择。谈到工作要求,并按照= 80毫米,轴承目录在第一次安装0基本通关组,单列圆锥滚子轴承的精度标准(GB / T 297-1994)50217型,尺寸深 T =85毫米150毫米50.5毫米,使得=85毫米;轴向定位正确的圆锥滚子轴承套,取14毫米袖宽,则=44.5毫米。安装采取轴承轴部= 90毫米,与位于左侧和左下轴承之间的套筒。已知为90mm带轮宽度,从而使插座的端面被按压到可靠轴承,轴段应比轮的宽度稍短,从而使他们选择= 86毫米。用正确的姿势,肩部高度h 0.07d宽度,所以取H = 7毫米,那么104例毫米,b = 12毫米。帮助他们支付37.5毫米,总宽度(减速器和轴承盖的设计而定)。下盖和容易地组装和轴承润滑脂的拆卸,要求,采取的外端帽到半联轴器的右端面之间的距离,因此,他们选择=67.5毫米。在这一点上,这是原始直径和慢轴的各段的长度。 图4-12 低速轴的结构设计示意图表4-1 低速轴结构设计参数 段名参数-直径/mm65 H7/k68085 m690 H7/n610485 m6长度/mm10567.546861244.5键bhL/mm20 12 90251470C或R/mm处245o处R2处R2.5处R2.5处R2.5处R2.5处2.545o(2)轴部外周的定位皮带轮,联轴器半和轴从周边定位平键连接的。压力=从表手册90毫米6-1理查德平键部分宽高= 25毫米14毫米带键槽铣床键槽螺旋桨叶片,长70毫米,并保证轴承和很好的结合中性轴,所以选择与轮毂的轴和轴承连接相同的条件下与离合器半轴,为20毫米12平方毫米90毫米的选择平键,与连接和轴的一半。圆周方向定位滚子轴承和轴,确保过渡配合轴的直径公差在此选择M6。在轴和斜角尺寸的圆周(3)计算参考表15-2的教科书,取左侧轴锥22.5权倒角。各轴肩半径:R2的系,其余为R2.5。4-轴重需求首先,计算图表轴结构(图7.1)(图7.2)。枢转点轴承的位置的确定必须是一个手动控制值。对于50 217圆锥滚子轴承中,手动理查德=29.9毫米。因此,如果简支梁支撑轴跨度= 57.1 + 71.6 =128.7毫米。根据轴的轴线弯矩图和扭矩图表(图7.1)的计算中。如可以从该图和弯矩和该轴的轴线C危险部分的横截面的转矩可以看到。计算公式如下:57.1+71.6128.7 mm4 966.34 N3 960.59 N2 676.96 N3 356.64-2 676.96679.68 N4 966.3457.1283 578.014 2 676.9657.1152 854.416 679.6871.6486 65.09 322 150.53 287 723.45 表4-2 低速轴设计受力参数 载 荷水平面H垂直面V支反力4 966.34 N,3 960.59 N2 676.96 N,679.68 N弯矩M283 578.014 152 854.416 486 65.09 总弯矩322 150.53 ,287 723.45扭矩T1 410 990 5按弯曲应力检查抗拉强度合成鞋面如果选中,通常只检查最大弯矩和扭矩截面(即危险的C部分)抵抗轴的强度。根据教科书式(15-5)和表7.2,以及单向旋转,扭转剪切应力脉动周期交替压力的,取= 0.6计算的应力轴公式如下: MPa12.4 MPa验证此轴安全。轴6准确疲劳检查(1)分析险段横截面,B的,只是聚合效应,虽然花键轴引起的过渡适合轴的两个集中疲劳强度,但是因为该轴的最小直径由削弱多了,所以横截面A的抗扭强度确定,B,无需检查。在轴上,横截面和压配合截面C.剖视图相似的应力集中和横截面的影响的最大载荷的载荷下所造成的最严重的应力集中,从点,剖面的疲劳强度的应力集中的但不是转矩的作用,而在轴直径大,这是没有必要的强度的检查。虽然上的最大应力,而且应力集中的横截面C为不是,并且在这里所述柄的最大直径(应力通过干涉配合和键槽都集中在两端引起的),因此,不需要截面C中,部分和显然较少的控制必要的控制。附件教科书章3示出了应力集中比系数比键槽压配合小从而容易地确认该轴的左侧和右侧部分。(2)截面左侧抗弯截面系数式子是: W0.10.161 412.5 抗扭截面系数式子是: 0.20.2122 825 截面的右侧的弯矩M为 90 834.04 截面上的扭矩式子是: 1 410 990 截面上的弯曲应力式子是:1.48 MPa截面上的扭转切应力式子是: 11.49 MPa轴的材料为45钢,调质处理。从相关书本找出 截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及,因,经插值后查得1.9,1.29从相关书本找出图3-1得出结论是轴的材料的敏性系数为,0.88故有效应力集中系数按式为1.756从相关书本找出图3-2的尺寸系数;从相关书本找出3-3的扭转尺寸系数。轴按磨削加工,从相关书本找出图3-4得表面质量系数为轴为经表面强化处理,即,则按课本式(3-12)及式(3-12a)得综合系数为从相关书本找出及3-2得碳钢的特性系数,取,取于是,计算安全系数值,从相关书本找出式子(15-6)(15-8)则得S65.66S16.9216.38S1.5 故可知其安全。(3) 截面右侧抗弯截面系数 W0.10.172 900 抗扭截面系数 0.20.2145 800 截面的右侧的弯矩M为 90 834.04 截面上的扭矩为 1 410 990 截面上的弯曲应力1.25 MPa截面上的扭转切应力 9.68 MPa过盈配合处的,从相关书本找出表3-8用插值法求出,设0.8,于是得3.24 0.83.242.59轴按磨削加工,从相关书本找出图3-4得表面质量系数为轴为经表面强化处理,即,从相关书本找出式子(3-12)及式忆(3-12a)得综合系数为3.332.68从相关书本找出及3-2得碳钢的特性系数,取,取于是,计算安全系数值,从相关书本找出式子(15-6)(15-8)算出,S66.07S16.9211.73S1.5 故该轴的截面右侧的强度也是足够的。第5章 键的选择与校核5.1 带轮1上键的选择与校核5.1.1键的选择本论文中所有键都选A型圆头普通平键,材质45钢,键的尺寸在带轮1上时的数据同表5-1所示:表5-1 带轮1上键的尺寸轴键键槽半径r公称直径d公称尺寸bh宽度b深度公称尺寸b极限偏差轴t毂一般键联结轴N9毂9公称尺寸极限偏差公称尺寸极限偏差最小最大288780-0.0360.0184.0+0.203.30.200.250.405.1.2 键的校核1.键的剪切强度校核键中的动力传递过程中,受破坏的剪切强度,如下所示:图5-1 键剪切受力图如图5.1,式子里,b= 8毫米,L= 25毫米。许键剪切应力T =为50MPa,得出结论,估计前轴为T =55牛米的扭矩,对债券条件的剪切强度: (式子里,D为带轮轮毂直径) (5-1) =10 M50 (结构合理)2.键的挤压强度校核在发送功率的过程,因为在使所述滑动键的上部和下部的关键作用的上,下两部分之间,甚至强切割,从而使关键的故障原因的化合物,其力的上和下侧下面所示的条件: 图5-2 键挤压受力图从 (5-2) =2000 N得出 (5-3)8 结构合理5.2 带轮2上键的选择与校核5.2.1 键的选择本论文中所有键都选A型圆头普通平键,材质45钢,键的尺寸在带轮2上时的数据同表5-1所示:表5-2 带轮2上键的尺寸轴键键槽半径r公称直径d公称尺寸bh宽度b深度公称尺寸b极限偏差轴t毂一般键联结轴N9毂9公称尺寸极限偏差公称尺寸极限偏差最小最大35108100-0.0360.0184.0+0.203.3+0.200.250.405.2.2 键的校核键的剪切强度条件: (5-4) =6.3 M50 (结构合理)同理校核键的挤压强度,其受力见下图5-7,键的许用挤压应力预设=100 。由 (5-5) =3150 N又有 (5-6)6.3 结构合理第6章 灌木粉碎机其他零件的设计与校核6.1粉碎螺旋桨叶及螺旋桨叶盘的设计为200毫米,高度约50mm的切割宽度,是设计参数螺旋桨叶片如下:使用半径为100mm时,螺旋桨叶片厚度为5mm,宽度20毫米螺旋桨叶片,材质65Mn钢,淬火和回火,刃口硬度淬火HRC62-65螺旋桨叶片。65MN强度钢,硬度,弹性和淬透性比钢65高,热灵敏度并趋于减轻脆性,冷却水具有形成裂纹的倾向。连退可接受的可加工性,冷塑性变形小,焊接性差。这使得均匀地排列的3个螺钉孔左侧螺旋桨,由于连接叶片螺旋桨磁盘螺栓不选择直接焊接螺旋叶片圆盘叶片螺旋桨。由于定位牢牢债券的叶盘,根据粉碎截面直径轴20毫米粉碎螺旋桨轴,检查业主的平砍关键BH =6毫米6毫米(GB1096-79),长12 mm的带状扳手,键槽与键槽螺旋铣削加工片材,为14个毫米,以保证齿轮轴与滑动配合与齿轮的轴被选择为H7 / N6,盘的外直径,以便选了40个mm圆环直径内部直径为10毫米,在轮毂的厚度为6毫米,在轮毂的长度16毫米通过平键和设置在主轴套的套筒,切割为套环轴的定位轴端,以确保在该轴环的压力只驱动,而不在轴的端部表面压力,以驱动切割被固定螺栓和六角螺母衣领轴,有一装配轴线,不仅对轴承,传动轴和离去的轴向夹紧位置其他部分,并保护螺纹轴并防止水分在里面。6.2 装置支撑体设计 灌木粉碎器和支承体的功能部分,装在灌木支撑体粉碎转子组件和环绕在灌木铡转子粉碎器的功能组件的构件桶转子或底盘和其它部件在垂直的平面切断,设置在主轴平面螺旋叶片平坦面,所述下部内构件具有的材料可
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本文标题:小型盘式灌木削片粉碎机设计【含CAD图纸和说明书】
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