毕业设计粉碎机的设计论文

目次TOC\o"1-5"\h\z\o"CurrentDocument"引言 1\o"CurrentDocument"粉碎机的结构形式设计 2\o"CurrentDocument"粉碎机的工作原理 2\o"CurrentDocument"齿爪式粉碎机的结构组成 2\o"CurrentDocument"粉碎机主要工作部件的设计 2壳体 3\o"CurrentDocument"3.2定齿盘 3\o"CurrentDocument"3.3动齿盘 3\o"CurrentDocument"部件转配工艺分析 3\o"CurrentDocument"标准件的选择 4\o"CurrentDocument"电动机的选择 45.2轴承的选择 5\o"CurrentDocument"5.3键的选择 55.4螺栓的选择 55.5螺母的选用 55.6垫圈的选择 5\o"CurrentDocument"带传动及轴的设计计算 5普通V带传动的计算 66.1.1确定V带型号和带轮直径 6计算带长 66.1.3求中心距a 6带长计算 6带基准长度 6求带轮包角 7求带根数Z 7求轴上载荷 7带轮结构 7\o"CurrentDocument"轴的计算 8轴的转速 86.2.2轴的输入功率 8轴转矩 86.2.4轴直径的初步确定 8轴的设计 9\o"CurrentDocument"主要零件的校核 9主轴的强度校核 9作用在轴上的力的分析 9轴的结构形状、尺寸及受力简图 9转筒的强度校核 137.2.1转筒的受力分析 13转筒螺孔处的抗剪切强度校核 13转筒螺孔处的挤压强度校核 147.2.4转筒的强度校核 14转筒受扭转的强度和刚度校核 15动齿盘的强度校核 167.3.1动齿盘单片的横断面抗拉强度 16动齿盘螺孔处抗剪切强度校核 16轴承寿命计算 177.4.1轴承的受力分析 177.4.2轴承寿命计算 17结论 19致谢 19参考文献 20小型粉碎机的设计摘要：粉碎机是将大尺寸的固定原料粉碎至要求尺寸的机械。齿爪式粉碎机适应于家庭养殖、加工或较小工作量的单位使用。目前，国内消费市场中“小型粉碎机”频频上市，散发出诱人的魅力，展示着亮丽的市场前景，业内人士认为，“小型粉碎机”市场消费面宽，功能新颖独特，它将成为家庭生活的“好伴侣”。本文主要论述了“小型粉碎机”的机械结构、外观及其设计。在这次设计过程中，首先对市场进行了全面的调查，收集了大量的资料，然后对粉碎机的外观特征进行构思，并首次采用了三维建模软件Pro/E对所设计的零部件进行了实体建模，突破了二维空间，使其更加直观。在材料的选择上，大量采用了PC及PVC复合材料，使粉碎机的强度更有所提高，并使其重量大大减轻。关键词：齿爪式粉碎机动齿盘网筛引言1．1小型粉碎机粉碎是应用机械的方法克服固体物料内聚力而使之破碎的一种操作。粉碎可增大饲料颗粒的表面积，使之与动物肠胃消化液充分接触而有利于吸收消化。因此，饲料原料的粉碎是饲料加工过程中最主要的工序之一。按粉碎机械的结构特征可将饲料粉碎设备分为五类：锤片式粉碎机、爪式粉碎机、盘式粉碎机、辊式粉碎机和破碎机。根据粉碎物料的粒度可将饲料粉碎设备分为普通粉碎机、微粉碎机和超微粉碎机。其中锤片式粉碎机应用最为广泛，其结构简单，操作方便，价格便宜，适应性广。在国内外饲料厂得到了普遍的研究和应用。齿爪式粉碎机又称为自由式粉碎机。我国在引进吸收日本自由式粉碎机之后，创新研发了9FZ系列齿爪式粉碎机，广泛应用于中小规模高细度粉碎，在水产饲料加工行业占有举足轻重的地位。1．2粉碎机的发展现状及前景目前，随着我国农业机械化水平的不断提高，使得各项农业活动有了长足的发展和提升，尤其是作物种植密度的增大和单位面积产出率的大幅增加，这就使得收获后的秸秆处理成为了影响农业活动的一大难题。传统的农家肥已经不能吸纳过多的作物秸秆，而现行的大田焚烧秸秆又会导致生态环境的破坏及增加火灾风险，已经被各级政府相关部门勒令明文禁止，此外，秸秆的粉碎还田也出现了一系列相应的问题和危害，例如，病虫害的泛滥和对后期播种出苗率的影响。正是在这样的时代背景下，青饲料、干饲料粉碎机行业迎来了发展的大好时机。将作物秸秆粉碎后用作牲畜家禽的供养饲料可谓是一举多得，大大解放了农业生产机械的发展进程和水平。粉碎机的结构形式设计2．1粉碎机的工作原理在饲料加工过程中，常常使用击碎、磨碎、压碎与劈碎的方式将谷物、秸秆等原料进行粉碎：①击碎：物料在瞬间受到外来的冲击而粉碎，该方法对于粉碎脆性物料最为有利，其适应性广、生产效率高、在饲料加工厂得到广泛的应用；②磨碎：物料与运动的表面之间经受一定的压力和切力的作用，当切应力达到物料的剪切强度时即被粉碎；③压碎：物料置放在两个粉碎面之间，施加压力后物料因压应力达到其抗压强度而破碎；④劈碎：用一个平面和一个带尖模的工作表面挤压物料时，物料沿压力作用线的方向劈裂，当劈裂平面上的拉应力达到或超过物料拉伸强度极限时物料即被粉碎。在粉碎机械中，往往是同时具有两种以上的粉碎方法作用于物料。目前，饲料工业用于谷物饲料的粉碎，以击碎和磨碎应用最广。随着近年来饲料工业的快速发展，为适应养殖业对饲料的多种需求，饲料粉碎机在结构、类型、生产能力、功能等方面有了很大的发展，粉碎机的类型呈现多样化的发展趋势。2．2粉碎机的结构组成齿爪式粉碎机，原料从定齿盘中部的进料管流入，由动齿盘的两个搅拌齿拨入粉碎区，在高速旋转的动齿盘与定齿盘的锤击下粉碎。饲料在离心力与锤击力的作用下，有的与筛片碰撞，弹回粉碎区再次遭受锤击的作用；有的与定齿盘相撞进入齿间一起被磨碎。转子形成的风压使合格的成品穿过筛孔而被压出粉碎室，较大的颗粒则继续留在机内进行粉碎。这种粉碎机除具有粉碎作用外还兼有混合搅拌的作用，饲料在机内从中间向四周扩散，相当于经过多个粉碎室，因而可达到较为均匀的高细成品粒度。粉碎机主要工作部件的设计

该粉碎机主要工作部件包括：壳体、定齿盘、动齿盘。3・1整体外壳整体外壳采用铸造件，分体式结构如图（1）所示图（1） 图（2）图图（1） 图（2）图（3）机壳与固定端盖通过销轴链接，安全可靠，拆卸方便。活动端盖与固定端盖通过销轴链接，两者以销轴为转动中心，旋转可达1800,有利于粉碎室的清理和监视拆装。3・2定齿盘一对定齿盘分别安装在固定端盖和活动端盖个，其结构如图（2）所示，圆盘内外圆均与转子相配合，从而对物料进行冲击、磨碎。3・3动齿盘动齿盘机构如图（3）所示，在固定盘上铳去18mm厚度的矩形槽，使得动锤嵌入其中，之后再加以螺栓拧紧，定位可靠，连接安全，可减轻部件振动冲击对动锤、定齿盘以及连接螺栓的损害。部件装配工艺分析该机壳体采用分体式结构，加工制造方便，装拆简单且壳体与端盖、端盖与定齿盘、转子和动齿盘之间均采用螺栓连接，工作部件破损后可及时拆换。动锤有三个工作表面，其工作表面与定子相应工作表面之间的间隙均为4mm，即可满足对成品粒度的大小要求又至使得物料拥堵堆积，物料流动畅通，工作效率高。转子末端联接部分嵌入定齿盘，加以螺栓固定，使得结构对称，有利于减轻振动，而且定位方便，安装效率高。另外，齿筛间隙对粉碎机的工作性能也有很大的影响，动齿盘和筛面的搓擦作用可进一步减小物料的粒径，且合适的齿筛间隙可使动齿盘高效地带动物料在粉碎室内形成流动层，以增大物料的过筛机会。标准件的选择5．1电动机的选择根据粉碎机的工作条件及生产要求，在电动机能够满足使用要求的前提下，尽可能选用价格较低的电动机，以降低制造成本。由于额定功率相同的电动机，如果转速越低，则尺寸越大，价格越贵。粉碎机所需要的功率为N二3.509kw，故选用Y系列（IP44）型三相笼型异步电动机。Y系列三相笼型异步电动机是按照国际电工委员会（IEO）标准设计的，具有国际互换性的特点。其中Y系列（IP44）电动机为全封闭的自扇冷式笼型三相异步电动机，具有防灰尘、铁屑或其它杂务物侵入电动机内部之特点B级绝缘，工作环境不超过+40°C，相对温度不超过95%,海拔高度不超过1000m,额定电压为380V,频率50HZ,适用于无特殊要求的机械上，如农业机械。Y系列三相笼型异步电动具有效率高、启动转矩大、且提高了防护等级为IP54、提高了绝缘等级、噪音低、结构合理产品先进、应用很广泛。其主要技术参数如下：型号：Y132M-4同步转速：1500r/min额定功率：N二4kw满载转速：1440r/min堵转转矩/额定转矩：2.2T/（N-m）n最大转矩/额定转矩：2.2T/（N-m）n质量：4.3kg极数：4极机座中心高：112mm该电动机采用立式安装，机座不带底脚，端盖与凸缘，轴伸向下。5．2轴承的选择根据对该粉碎机的结构和对轴的受力分析可知，由于动齿盘为对称排列，在转子的转动过程中动齿盘所产生的离心力相互抵消，轴承受到动齿盘产生的径向力为零，但是由于转子自己会产生一定的离心力；同时由于转子自身的重力，会使轴承受到轴向力。因此，在工作过程中轴承同时受到轴向和径向载荷的作用，且轴承受到的轴向载荷较大，故选择圆锥滚子轴承中大锥度轴承31300,其锥度为：a二27。48'39"。5．3键的选择转子主轴上与带轮的连接键，转筒与主轴的连接键选用普通平键：选用GB1096——79。对于与带轮轮毂连接的键，其尺寸为6X6X502pn兀102Tx103 2x^^xi03 7.5x103x3800x103x兀■cr= = =••pKid Kid 15x3x47x20=2.1MPa《Q]=120MPap对于与动齿盘相连接的键，其尺寸为6X6X522xPnKx103该键可用2Tx103 2x^^x103 7.5x103x3800x103x兀该键可用■cr= = =…pKid Kid 15x3x46x20=2MPa《[r]=120MPap5．4螺栓的选择动齿盘相连接的键用来连接支承电动机钢板与支架、支承粉碎机钢板与支架用螺栓。由于是用于板间连接，螺栓主要是受到剪切作用，故采用受剪螺栓连接。连接转子和动齿盘用螺栓和连接齿板与机体用螺栓主要是受到拉伸应力，采用受拉螺栓连接。选用GB5783——86。5．5螺母的选用主要根据所用螺栓规格进行选择：GB6170——86。5．6垫圈的选择根据需要选用普通平垫圈：GB848——85。带传动及轴的设计计算根据设计方案及结构，该机选用普通V带传动,它具有缓和载荷冲击、运行

平稳、无噪音、中心距变化范围较大、结构简单、制造成本低、使用安全等优点。6．1普通V带传动的计算已知：电动机功率p=4.0kw,电动机转速n=1440r/min，粉碎机主轴转速n=1275r/min。2确定V带型号和带轮直径工作情况系数计算功率选带型号K=1.2AP=K-P=1.2x4CAA工作情况系数计算功率选带型号K=1.2AP=K-P=1.2x4CAA型P=4.8kwC小带轮直径大带轮直径取D=125mm1带传动滑动率£一般为1%〜2%取£=1%取D=140mm2=(1-£)DA=0.99x125x1440=139.88mmn211275大带轮转速取n=1272.86r/min26.1.2n=(1-£)2Dn—1-1D10.99x晋计算带长=宁=132.5D=132.5mmm△二7.5mm6.1.3求中心距6.1.3求中心距a2(D+D)2(D+D)>a>0.55(D+D)+h1212取h二8mm2(140+125)>a>0.55(125+140)+8530mm>a>153.75mm根据实际确定：中心距a二470mm6.1.4带长计算6.1.4带长计算兀(D+D)D—D rL= + 2+r—a 1+2acos—222=兀D+2a+兰=兀x132.5+940+型=1356.17mm

ma 4706.1.5带基准长度取L6.1.5带基准长度取L=1400mmD=130.45N取F=130.45N0求带轮包角小带轮包角a1a1D—D=180。—2 ix60。15a=180求带轮包角小带轮包角a1a1D—D=180。—2 ix60。15a=180。— x60。=178.1。416.92a二178.1。16.1.7求带根数Z带速V兀DnV= ^-1—=60x10003.14x125x144060000=9.4m/s传动比in1440i=1= =1.13n1272.862带根数Z P=1.93kw0k=0.9956ak=0.93l△P=0.1104.8(1.93+0.11)x0.9956x0.93=2.546.1.8求轴上载荷单根V带张紧力q=0.10kg/mP2.5—kF=500一(——a)+qV20VZka=500x4.89.4x32.5—0.9960.996)+0.10x9.42轴上载荷aF=2ZFsin_aF=2ZFsin_LQ 0 2FQ=782.56N=2x3FQ=782.56N26.1.9带轮结构带速V<30m/s时的带传动，其带轮内一般用HT200制造，高速时应使用钢制造，带轮的速度可达到45m/s。由于该机带速为V=9.4m/s，故带轮材料选用HT200。在设计带轮结构时，应使带轮易于制造，能避免因制造而产生过大的内应力，重量要轻。根据结构设计，大带轮选用轮辐式结构，轮辐截面为椭圆形，其长轴与回转平面重合，轮辐数目Z可根据带轮直径选取：D<500mm时a

取4,D二500-1600mm时取6,D二160卜3000mm取8。由于该带轮直径为D二140mm，取Z=4。a中小直径的带轮可以采用腹板式,更小的带轮可以制造为圆柱形。故该机小带轮制造为腹板式。带截面尺寸和带轮轮缘尺寸：V带型号：A型V带轮基本参数：顶部宽b:13mm节宽b:11.0mm 高度h:8mmp基准宽度b二11.0mm, 基准线上槽深h 二2.75, 基准线下槽h 二8.7,d槽间距e=15土0.3,amin fmin槽边距f=9, 最小轮缘厚5 =6,min min带轮宽度B=(Z-1)e+2f(Z—轮槽数)，外径d二d+2had a6．2轴的计算轴的转速已知：电动机转速n二1440r/min，粉碎机主轴转速n二1275r/min，传动比2i=1.13轴的输入功率电动机粉碎机主轴P=4kw1P=P•耳=4x0.94=3.76kw2101耳 电动机与主轴的传递效率，带传动耳-0.9401016.2.3轴转矩电动机转矩Td：PdTd=9550一N-mn1 49550x1!)3x =26527.8N-mm1440粉碎机主轴T:22rAT=9550x. =28210.5N-m2 12756.2.4轴直径的初步确定选材：45钢，调质处理，b=650Mpa,c=360MpaBs结构设计：由《机械设计》式11.2确定轴的最小直径：d>9.55xd>9.55x106p0.2[t]tnt其中：许用切应力，由表其中：许用切应力，由表16.2L]=35Mpat轴传递功率，P=3.76kw主轴转速，n主轴转速，n=1275r/min2C——由表16.2,C二112由上式可得：d>16.1mm，故取d二40mm。6.2.5轴的设计轴结构设计的一般原则：轴上零件的布置应使轴受力合理；轴上零件定位可靠，拆装方便；轴应采用各种应力集中和提高轴疲劳强度繁的结构措施；应具有良好的结构工艺性，便于加工制造和保证精度；对于要求刚性大的轴，还应从结构上考虑减小轴的变形。根据以上原则，确定出轴的结构尺寸。在该设计中，轴的轴向固定采用轴肩——轴端挡圈的固定方法：轴肩结构简单，可以承受较大的轴向力，轴端挡圈常用于轴端零件的固定，。为了保证轴的疲劳强度，轴肩处采用过渡圆角，且圆角不应太小。主要零部件的校核7．1主轴的强度校核该机主轴与电动机轴联接是通过带传动进行连接，传递转矩，转筒固定在轴上，因此可以认为转筒对轴的作用力为均布载荷均匀作用在轴上，转筒分别通过键与轴两端联接。由于转筒上动齿盘的排列呈对称排列形式，在同一个平面上每个动齿盘所产生的力相等，相互抵消。所以动齿盘产生的离心力对轴的变形无影响，只受到转筒的作用力，使其产生弯曲变形，轴除受弯矩外，还受扭曲变形。所以用弯扭组合变形对轴进行强度校核。作用在轴上的力的分析由于动齿盘在转筒上采用对称排列方式，其产生的离心力相互抵消，合理为零。计算转筒的作用力：根据钢板重量的计算公式，不同厚度的钢板每平方米的理论重量，由G=Sxp可以计算其中： G——给定厚度的钢板每平方米的理论重量kg/m2S——钢板厚度mmS=4mmp 钢板密度，p=7.85g/mm3由于转筒面积为S1=nx0.42x0.43=0.5671m2所以转筒总重量：M=GxS1=SxpxS1=4x7.85x0.5671=17.81kg转筒重量：Mg=17.81x9.8=174.54N转筒作用在轴上的分布载荷q=55.57一430=0.406N/mm带轮的作用力由前面计算得：Fq=782.56N轴的结构形状、尺寸及受力简图轴的结构形状和尺寸见图7.1(a)图7.1(a)轴的结构形状和尺寸图轴的受力图rrlnnrriitq=0.406N/mmmill Iffii'r"?'!rrlnnrriitq=0.406N/mmmill Iffii'r"?'!图7.1(b)轴的受力图计算支承反力水平面(xy平面)受力图水平面(xy面)受力图图7.1(c)轴水平面受力图水平面支承反力：f fF+F-F=0R1 QfR22MF=0R1即：Fx(638.5+82.5)-Fx638.5=0R2F=101.14NR1F=883.7NR2(d)垂直面(XZ平面)受力图♦z垂直面(XZ面)受力图♦z垂直面(XZ面)受力图tHHHHHtTi 卄卄iiiWii计卄川卄川川tetEH川q=0.406N/mm —XFre=108s2N图7.1(d)轴垂直面受力图垂直面支承反力的计算工MF=0即：-qx530x(530+56)+Fx638.5=0TOC\o"1-5"\h\z2 R2贝V： F=0.406x530 =108.2NR2 638.5又由F+F-qx530=0得至【」：R1 R2F二106.98NR1在BC段上，有一个最大弯矩：设在X处，弯矩最大则M(X)=则M(X)=FR1-qx(X-56)22要使M(X)最大，dM^X)=0X二319.5mm处，M(X)最大，且M(X)=20085.1N-mm画弯矩图：(e)水平面弯矩图:水平弯矩图 64557.89N*水平弯矩图 64557.89N*mm图7.1(e)水平面弯矩图(f)垂直面弯矩图:画合成弯矩图： M=:M2+M2xy xz在I截面处，M=8244.4N-mmI在II截面处，M=38051.9N-mmn在III截面处，M皿=595396N-mm在W截面处，MR=64577.9N-mm=62608N.mm

(g)(g)合成弯矩图:画转矩图： 3.76T=9550x^—=28210.5N-m

2 1275(h)转矩图：转矩图TT=28210.5NmmiA转矩图TT=28210.5NmmiAT=16644.2N•mm许用应力应力校正系数画当量弯矩图G]60应力校正系数画当量弯矩图G]60a= -1b= =0.59丘]102.50b许用应力值，用插入法由表查得：LL102.5Mpa,LL60Mpa0b -1b当量弯矩：aT二0.59x28210.5二16644.2N-mm, r在I截面处，M=18574.2N-mmI,在II截面处，M^=41532.8N-mm在III截面处，Mm=618223"-mm在IV截面处，Mr=66688.3N-mm(i)当量弯矩图图7.1（k）当量弯矩图校核轴径：在II截面处，d命-3M 二19.1mm❷40mm❷gibj

在in截面处， d令-21.7酬加❷35mm在IV截面处， d命-22.3mm❷30mm所以轴的强度满足要求。7．2转筒的强度校核转筒的受力分析由于动齿盘在转筒上的排列及其固定方式对转筒的受离情况有较大的影响，从而影响转筒的强度，在对转筒进行校核时，应对其进行受力分析。转筒采用厚度为4血的优质碳素结构钢A3钢板制造的，动齿盘用M10的螺栓紧固在转筒壁上。动齿盘共有6片，分四列沿轴向按对称排列在圆筒上，排列方式是动齿盘沿轴从上至下距离逐渐减小，且由于转筒在高速旋转时，转筒所受到得作用力非常复杂，除动齿盘和本身所产生得离心力共同作用外，还受到转矩。螺孔处还可能发生挤压。所以应对转筒进行强度和刚度等方面得校核。转筒受到动齿盘随转筒高速旋转的离心力，由于转筒形状为圆柱形，在它上面各处直径相同，则各动齿盘对其产生的离心力相等。转筒所受到的离心力为F1:F1-mxRxw2式中：m 动齿盘和联接螺栓总质量，m-pvG 动齿盘和联接螺栓总重量，G-mgg——重力加速度，g-9.8m/s2n——转筒转速，n-1275r/minR――动齿盘重心相对于主轴轴心底回转半径，各动齿的R相等，R-230mm。w――转筒的角速度，w-孚n-12磐60 30p――动齿盘的密度G-7.85x0.1695-0.133NGF1-——x0.23xw-55.6N所以， 9.8由于各动齿对圆筒产生的离心力相等，在转子进行转动的过程中，转子运行较为平稳，振动小，噪音小。转筒螺孔处的抗剪切强度校核S1

转筒螺孔处的抗剪强度校核，由公式：式中： Fl--动齿盘离心力，F1=55.6NS1——剪切面积，连接处有垫片，其剪切面为垫片外径计算Sl=ndt=3.14x20x4=251.2mm2d 垫片外径，d=20mm转筒厚度，t=4mmF155.6转筒厚度，t=4mmF155.6S1251.2=0.2213N/mm2转筒采用A3钢板，查手册得A3钢的抗拉许用应力[§]=420Mpab=280MpaIt]=0.6[8]=168[§]=420Mpab=280Mpa所以转筒螺孔处的抗剪切强度满足要求。转筒螺孔处的挤压强度校核动齿盘受力复杂，物料对动齿的作用力因物料的种类不同和机器的工作状态不同而有所差异，在此只考虑3倍于动齿重量的作用下螺栓对螺孔的挤压应力概算，进行参数校核，任选一螺孔进行计算。 F25 = bsS2式中： F2——挤压面上的作用力，F2=3G=3x0.133=0.399NS2——挤压面面积，S2=dt=0.010x0.004=0.00004m2F2=0.399~S2=F2=0.399~S2=0.00004=0.009975Mpa〜0.01Mpa由于[5]=1.7[5]=476Mpabs5<[5 ]bs bs5bs所以，转筒螺孔处的挤压强度满足要求。转筒的强度校核转筒由于离心力的作用，有向外扩张的趋势，而无其它主要变形，在转筒壁壁筒上的周向应力：上都有正应力。根据研究得知，当转筒壁厚t远远小于转筒直径时(tv0.05D),可以认为壁内应力沿壁面均匀分布。壁筒上的周向应力：F F3xD5=N=A2tF3=式中： F3――单位壁筒上的拉力， —AF——16片动齿盘作用在转筒上的总拉力N

16F1=16x55.6=889.6NA——圆筒表面积A=0.42x0.43=0.1806m2D 圆筒的直径，D=420mmt——锥筒厚度，t=4mm则：。F3•D889.6x则：。F3•D889.6x0.42 —5= = =0.047Mpa2t2x0.004转筒的许用应力[5」 [5」=%n

s屈服强度，A3钢板，壁厚为4mm,查表得:5=235Mpa5s

nss<b]安全系数，对A3钢板可视为塑性材料，nsb」=冬=117.5Mpa 'ns7.2.5转筒满足强度要求。转筒受扭转的强度和刚度校核扭转的强度校核，根据材料力学有：TT= —maxWTP4T=9550x103—=9550x103x =26527.8N•mmn 1440I 兀 兀D3WT=卞=16D(D2-d2)=苛(i4)式中：T——电动机转矩式中：D——转筒直径，D=420mmt——转筒壁厚，t=4mm41—a4=1—( )4a1420T 26527.8x16t= = =0.14MpamaxW 3.14TIt」=0.55[5」=0.55X117.5=64.6Mpa・：满足扭转强度要求。②扭转的刚度校核，根据材料力学有可知，要满足刚度要求，则,，T 180°v.f]l© =―maxX W他」/mmax Gl 兀—

其中：t 电动机转矩，t =26527.8N-mmmax maxG——材料的抗剪弹性模量，A3钢G=80GpaIP横截面对圆心的极惯性矩兀IP横截面对圆心的极惯性矩兀D4~32(l—a4)由于1—a4a1I二0.01731P=0.0011。/m=0.0011。/mmaxx x—max0.01731 80x109 3.14一般机械中p=(0.51.0)。/mpmax_max_ rpmaxmax扭转强度满足要求。7．3动齿盘的强度校核动齿盘是该粉碎机的主要工作部件之一，对于强度和硬度都有较高的要求。动齿盘在工作中的损坏主要有两个方面：一是搓擦物料时引起的磨损，二是当转子高速旋转时，动齿盘所产生的离心力可能引起的破坏，即拉断或剪断。由于物料在粉碎室中的运动是相当复杂的，则其离心力作用又远远大于其它对动齿盘的作用力。动齿盘的危险断面在螺孔处，因此对动齿盘的强度校核只考虑主要作用，故对动齿盘单片横断面和动齿盘螺孔处进行抗拉和抗剪的强度校核。动齿盘单片的横断面抗拉强度P15=S2式中： F1——动齿盘离心力，由前面计算得到：F1=55.6NS2――动齿盘单片根部横断面的受拉面积5=F1=55.6=185333.3N/m2a0.19MpaS2 0.0003S2=2x0.025x0.006=0.0003m2动齿盘采用65Mn钢，查手册得抗拉许用应力k]=392.5Mpas[5]= =196.25Mpa2 满足动齿盘抗拉强度要求。动齿盘螺孔处抗剪切强度校核=F1式T=S3中：F1――动齿盘离心力，由前面计算得到：F1=55.6NS3 剪切面积，联接处有垫片，其剪切面为垫片外径计算S3=兀-d-1

d——垫片外径，d=20mmt——动齿盘厚度，t=6mmS3=ndt=20x6兀=376.8mm2t= =556 =147558.39N/m2沁0.15MpaS3 0.003768剪切许用应力L]和拉伸许用应力Is]有如下近似关系：TL0.6〜0.8R]取T]=0.7b]=0.7X196.25=137.38Mpat<T]满足动齿盘抗剪强度。7．4轴承寿命计算根据该机的工作情况，轴承寿命按照额定动载荷的方法计算较为合理：查or手册30207轴承主要性能参数如下：C=54200N，C=63500N，rorN=5000r/min，e=0.37,Y=1.6Y=1.6,Y=0.9,007.4.1轴承的受力分析R2轴承所受径向力为F二101.14N,F 二883.7N轴向载荷为F=108.2NR2R1 R2F=106.98N,F二782.56N。R1 Q轴承寿命计算附加轴向力FS2=J=竺7=31.6N

2Y 2附加轴向力FS2轴承轴向力X、Y值冲击载荷系数f当量动载荷由于轴下端轴承被压，F轴承轴向力X、Y值冲击载荷系数f当量动载荷由于轴下端轴承被压，F=F=31.6Na1 s1F=F+F=31.6+782.56=814.16Na2 s1Q:=皂乞=0.3<e，查表得F 101.14R1負=814.16=0.92>e，查表得F883.7R2考虑中等冲击，查表得：P=f(XF'+YF)=1.5x(1x101.14+0)=151.71N1d1R1 1a1P=f(XF+YF)=1.5X(0.4X883.7+1.6x814.16)=2484.2N2X=1,Y=011=0.4,Y=1.62fd=1.5轴承寿命式中：d2R2 2a2因为P>P，只计算轴承2的寿命21r 16670ZC 16670 6350010L= (—)£= X( )3=636342h>105hhnP 1275 2484.22——以小时计算的轴承额定寿命，各种轴承的使用寿命有推荐值；n——转子转速（转/分）；£――轴承寿命指数，对于滚子轴承，£=10/3。根据以上计算，轴承寿命满足要求。结论通过这次粉碎机的设计，我对农业机械的概念又有了进一步的了解。在这次的毕业设计查阅资料这一环节中，我深刻地认识到了作为设计人员应肩担的责任本次设计的齿爪式饲料粉碎机结构简单，工作部件包括壳体、定齿盘、动齿盘和筛网。采用分体式结构，便于加工制造和安装。齿爪式粉碎采用以击碎为主，磨碎为辅的粉碎原理，可加工高细粒固态饲料成品，广泛应用于牲畜家禽，水产养殖及医药加工等行业。致谢在这里首先要感谢我的老师陈迎春，在我做毕业设计的每个阶段，从查阅资料，设计草案的确定和修改，中期检查，后期详细设计，装配草图等整个过程中都给予了我悉心的指导。方老师严谨细致、一丝不苟的作风一直是我工作、学习中的榜样，他循循善诱的教导和不拘一格的思路给予我无尽的启迪。其次要感谢和我一起作毕业设计的同组同学，他们在本次设计中勤奋工作，克服了许多困难来完成此次毕业设计，如果没有她们的努力工作，此次设计的完成将变得非常困难。然后还要感谢大学四年来所有的老师，为我们打下机械专业知识的基础；同时还要感谢所有的同学们，正是因为有了你们的支持和鼓励。此次毕业设计才会顺利完成。参考文献农业机械学.日本农业机械学会.农业机械手册[M].机械工业出版社.1991.9.雷天觉，吴宗泽，等•机械设计实用手册[M].化学工业出版社.2003.10.当代农业实用新技术农业机械学报等刊物机械设计手册.北京.机械工业出版社.2001哈尔滨工业大学理论力学教研室.理论力学.高等教育