【《磨浆机零部件的结构设计及强度校核计算案例》2700字】

磨浆机零部件的结构设计及强度校核计算案例1.1电动机的选择磨浆机选用的电机应符合GB755-81《电机基本技术要求》有关规定。电机的选配应符合下表的规定。砂轮直径（mm）100125150175200250300350400500生产能力（kg/h）203040100150200250300350400电机功率（kw）0.61.02.01.04.04.55.05.57.510根据设计要求，确定最大转矩：T——额定转矩，NmP——额定功率，kwn——额定转速，min/r通过查Y系列（IP44）三相异步电动机技术数据表，选择112M28型电动机。并查得其转轴的直径尺寸为R=28mm。1.2磨片的设计磨浆机的制浆过程中比较重要的工艺要求是沫糊的细度，理论上沫糊中的颗粒应在3微米以下，从感观上看沫糊应是不粗不糙，均匀洁白，没有粒身。沫糊的细度，直接影响蛋白质在水中的溶解度，这和出品率有直接的关系。沫糊的细度与蛋白质的溶解度关系可用曲线表示如上图：磨盘是磨浆机的关键部件。为了磨出良好的浆料，磨盘应该具有破碎区、中间区（磨浆区）和精磨区，这三个区的工作要求，一般设计不同形式的磨纹来实现。破碎区——一般将齿设计成较大的齿和放射状的形式，齿面较宽，长度不等，宽度由内向外逐渐缩小，使大豆在此区产生挤压、摩擦而破碎。磨浆区——将齿设计得比破碎区细，平行状，使大豆在此区磨细。精磨区——将齿条设计得更细且相互平行，使大豆在此区磨细。目前我国使用的砂轮磨是将砂轮设计成齿的形状来实现破碎、粗磨和细磨的目的。在此把砂轮设计成上砂轮为碟形，下砂轮为圆台形（如图），使上下砂轮片之间形成两个区域，中间为粗磨区，四边沿为精磨区；在定片装有螺旋以控制两片砂轮的间隙，可以磨出较好的浆。大豆磨浆机砂轮包括砂轮体和轴孔，其特征是在倾斜的工作表面开有径向对称的沟槽，优点是由于在工作表面开有径向沟槽，使其摩擦力增强豆瓣在由中心向外缘运动过程中，得到充分破碎，因此生产效率提高，质量更好，而且减轻了劳动强度，节省了电能。1.3轴的设计及强度、刚度校核1.1.1轴的强度校核根据电动机的选择型号，可确定转轴轴径。并按所受的转矩来校核轴的强度（如果还受有不大的弯矩时，可用降低需用扭转切应力的办法予以考虑）。根据公式：式中:——扭转切应力，；T——轴所受的扭矩，N*mm；——轴的抗扭截面系数，；n——轴的转速，r/min;P——轴的传递功率，kw；d——计算截面处轴的直径，mm；——许用扭转切应力，。轴常用几种材料的许用扭转切应力的值如下：轴的材料Q235-A20Q275、354540Cr、3Cr13/15-2520-3525-4535-55注：表中考虑了弯矩影响而降低了许用扭转切应力。作出扭矩图：1.1.2轴的刚度校核轴的扭转刚度以扭转角来度量。轴的刚度校核计算通常是计算出轴在受载时的变形量，并控制其允许值。轴的扭转变形用每米长的扭转角来表示。圆轴扭转角的计算公式为（阶梯轴）：式中：T——轴所受的扭矩，NmmG——轴的材料的剪切弹性模量，，对于钢材，；——轴截面的极惯性矩，，对于圆轴，；L——阶梯轴受扭矩作用的长度，mm；——分别代表阶梯轴第i段上所受的扭矩、长度和极惯性矩，单位同前。Z——阶梯轴受扭矩作用的周段数。轴的扭转刚度条件为：式中，为轴每米长的允许扭转角，与轴的使用场合有关。对于一般传动轴，可取。所以，根据所选材料设计的轴，满足刚度要求。1.4沉头螺钉的强度校核根据螺钉组合的受力分析，可近似按受转矩的铰制孔用螺栓组连接的公式进行校核。在转矩T的作用下，各螺钉受到剪切和挤压作用，各螺钉所受的横向工作剪力和该螺钉轴线到螺钉组对称中心的连线相垂直。为了求得各螺钉的工作剪力的大小。各螺钉的剪切变形量与该螺钉轴线到螺钉组对称中心的距离成正比。根据作用力矩平衡的条件得：又因为，i=1，2，…，z联解以上两式，可求得受力最大的工作剪力为：受变载荷时，安全系数，取；，选取性能等级为6.8级的45钢材质的螺钉，经查表可知，屈服强度极限480。，所以许用工作剪力：所以满足要求。1.5离心分离筛的设计筛网是分离浆体和渣料的关键部分，根据设计任务要求，筛网目数需为90目。目是指一平方英寸上可以打多少个孔，目数越多，每个孔的直径就越小，因此经常用目数来表示粉体的细度。筛目与筛孔内径对照表如下：筛目筛孔内径（mm）筛目筛孔内径（mm）筛目筛孔内径（mm）102.00600.2501400.105161.19800.1772000.074200.841000.149400.421200.125因为筛网的目数根据设计要求为90目，所以筛孔的内径通过计算可得：1.6螺栓的强度校核根据电动机的选型，可查得电动机的质量为45kg。便可计算得螺栓组所受的总重力为：而三个相同的螺栓均匀分布着，所以每个螺栓所受的力的大小为：,电动机与筒体之间采用的是普通螺栓组连接，由工作条件可知，可以利用承受预紧力和工作拉力的紧螺栓连接的计算方法来校核螺栓的强度。这种高紧螺栓连接承受轴向拉伸工作载荷后，由于螺栓和被连接件的弹性变形，螺栓所受的总拉力并不等于预紧力和工作拉力之和。根据理论分析，螺栓的总拉力除和预紧力、工作拉力有关外，还受到螺栓刚度及被连接件刚度等因素的影响。因此，应从分析螺栓连接的受力和变形的关系入手，找出螺栓总拉力的大小。总拉力的大小为：式中：——预紧力，N；——工作拉力，N；——总拉力，N；——螺栓的相对刚度为了降低螺栓的受力，提高螺栓连接的承载能力，应使值尽量小些。一般设计时，可根据垫片材料不同使用下列推荐数据：金属垫片（或无垫片）0.2--0.3；皮革垫片0.7，铜皮石棉垫片0.8，橡胶垫片0.9。在此选用的是金属垫片。所以取0.2为佳。为了保证连接的紧密性，防止连接受载后接合面间产生缝隙，应使(为残余预紧力),推荐采用的为：对于有密封性要求的连接，；对于一般连接，工作载荷稳定时，；工作载荷不稳定时，；对于地脚螺栓连接，。因为电动机运转过程中，会受到振动的影响，所以选择工作载荷不稳定的情况来计算，取又因为：,所以，总拉力设计中选取的螺栓的公称直径为。考虑到螺栓在总拉力的作用下可能需要补充拧紧，故将总拉力增加30%以考虑扭转切应力的影响。于是螺栓危险截面的拉伸强度条件为：计算得：，经查表可知，。显然满足强度要求。1.7键的强度校核平键连接传递转矩时，通过连接中各零件的受力分析可知，对于采用常见的材料组合和按标准选取尺寸的普通平键连接（静连接），其主要失效形式是工作面被压溃。除非严重过载，一般不会出现键的剪断。因此，通常只按工作面上的挤压应力进行强度校核计算。假定载荷在键的工作面上均匀分布，普通平键连接的强度条件为：式中：——传递的转矩；k——键与轮毂键槽的接触高度，，此处h为键的高度，mm；l——键的工作长度，mm，圆头平键，平头平键l=L，这里L为键的公称长度，mm；b为键的