【《双轴撕碎机主要零件的设计计算过程案例分析》6900字】

双轴撕碎机主要零件的设计计算过程案例分析目录TOC\o"1-3"\h\u11506双轴撕碎机主要零件的设计计算过程案例分析 1311121.1主轴的相关设计、计算与校核 1191481.1.1主轴的设计 1302991.1.2主轴的强度校核 321181.1.3键的强度校核 6319141.1.4主轴的临界转速 7105611.2刀具的平衡计算 10116831.3篦条的计算与设计 14193871.4轴承计算与选择 161.1主轴的相关设计、计算与校核1.1.1主轴的设计对于只传递转矩的圆截面轴，其强度条件为：τ=T/Z式中：τ—轴的转切实力，N/mmT—转矩，N⋅mmZp—为极截面系数，d3对圆截面轴P—传递的功率，kW；n—主轴转速，r/min；[τ]—许用扭切应力，N/mm本次设计的轴为转轴，即既可以承受转矩又可以承受弯矩的轴，相对于转轴来说，可以用公式（4-1）来进行轴直径的估算。为了进一步对轴所受的弯矩进行补偿，需要适当的较小轴的许用扭切应力。当许用应力被降低后，将许用应力带入上述公式，并将设计公式改为：d≥9.55×1公式4-2中，A的取值范围为98~107。因为本次设计的主轴材料为硅锰钢，且工作过程中主轴承受的弯矩和载荷比较大，故A取107。又因为P=75kw，n=9.55r/min。所以：d≥107×对于轴来说，应取轴的最细处进行分析，主轴的最细处为dmin处，所以dτ=轴材料35SiMn的许用扭切应力[τ]=40~52N/mm2。因dmin主轴的结构方案如图1.1所示：图1.1主轴的结构方案图1.1中，主轴的最小直径处是d10−11。合适的选择联轴器型号，可以很好的保证主轴与联轴器的配合，计算联轴器的转矩Tca=KA本次设计的联轴器需要满足一个条件，即公称转矩大于计算转矩，对于联轴器的选择，需查手册或者标准GB/T5843-86进行选择，查得适合本次设计的联轴器为剪切销安全联轴器。半联轴器的长度为132mm，孔径d1=50mm，故取d1−2=104mm，联轴器的毂孔长度L1轴承一般会同时承受两个力的作用，一个是轴向力，一个是径向力。因为撕碎机在工作过程中，它的主轴会承受较大的冲击，所以本次设计选用的轴承为调心滚子轴承。根据轴的强度要求选取2-3段的直径为d2−3=80mm，轴承的型号为调心滚子轴承22316，d×D×B=80×170×58，此时在轴承的左端采用轴肩定位，在此处取轴肩h=5mm，故d3−4=90mm，右端与联轴器采用套筒进行定位，联轴器的长度取48mm。轴承的宽度为B=33mm，当轴承被套筒压紧时取L2−3=79mm，机壳的壁厚为20mm，120mm是箱体的密度，箱体和外壁的距离是35mm，制造误差为s=120mm，故取因为主轴是对称布置的，所以取L6−7=40mm，d6−7=110mm，L7−8=133mm，d7−8=90mm，对于轴承的定位，本次设计选择用套筒和挡圈定位，由于d10−11为主轴轴径最小处，所以取轮毂长度为130mm，故取L1.1.2主轴的强度校核首先依据主轴的结构简图可以作出轴的计算简图，对于双轴撕碎机来说，他在工作过程中会产生一定的冲击，这种冲击主要产生在撕碎物料时的刀具上。为了计算强度校核，现对强度校核进行简化，假设载荷均为均布载荷作用于转子上。假设物料以角α=30°与刀具接触，则有圆周力、径向力、轴向力计算公式如下[11-12]：FtFrFa式中：故主轴的圆周力为Ft主轴的径向力为Fr主轴的轴向力为Fa设使用应力的余裕系数为e=1.5。则作用于每个刀具上的力分别为：FtFrFa作用于转子上的圆周力合力大约为刀具上圆周力的一半，故：Ft合将Ft合水平面内支反力：RH1垂直面内支反力：RV1依据上述的简图，可以求出水平面内各力产生的弯矩和垂直面内各力产生的弯矩分别为：MH=4.53kN⋅m，并按结果分别作出水面上的弯矩图MH如图1.2（c）和垂直面上的弯矩图MV如图按公式（4-6）可以计算出弯矩的大小，并画出总弯矩图，并且作出弯矩图1.2（f）和扭矩图如图1.2（g）所示，根据已知的扭矩图和弯矩图，可以作出计算弯矩图Mca如图1.2（h）所示。轴的载荷分析图如图1.图1.2轴的载荷分析图M=MMcaδca对于轴的计算弯矩来说，一些危险截面需要进行强度校核计算，即弯矩特别大或直径不足的截面。对于危险截面转子，通常只需要校核中间截面（最大计算弯矩的截面）的强度。因此根据上文轴的载荷分布和公式（4-8）可得出下列条件：δ由上面的论述可知，所进行的计算是完全符合要求，所以符合要求。当瞬时过载非常大或者应力循环严重不对称时，必须对主轴安装过载保护装置，该装置可以很好的保护主轴正常工作，所以此处不需要考虑静强度校核。1.1.3键的强度校核压溃和磨损是平键联接最易发生的失效形式，故此处针对耐磨性条件和挤压强度条件进行校核。挤压强度条件公式为：4Tdhl耐磨性条件（动联接）公式为：4Tdhl式中：T—转矩，N.mm；d—轴颈，mm；h—键的高度，mm；l—键的工作长度，mm；对A型键l=L-b；[σ[p]—许用压强，MPa（此处为30）。对d1处平键的的挤压强度进行计算，取dσ对d1σ故d1处的平键符合要求。根据上述公式对d5−6，d10−11处的平键也进行挤压强度和耐磨性强度校核。最终可得到d1.1.4主轴的临界转速对于高速运转的机器，若机器正常工作过程中，转动机不平衡导致中心偏离回旋轴线e时，有很大可能产生离心的惯性力F=mω2e，一般来说e值很小，但F与ω在这种情况下，虽然e值很小，但是对于主轴来说，它也是非常危险的。所以要想确定双轴撕碎机的转速，我们需要知道它的自振频率，即主轴临界转速。为了研究单偏心圆盘的铅直轴如图4-3a所示，偏心距O1C=e，圆盘质量为m，轴的质量和阻尼产生的影响在本次设计中不予考虑，当转轴和圆盘以角速度ω运转时，转轴产生一定的弯曲变形，如图4-3b所示。轴心图1.3偏心圆盘运动示意图设轴心O1FxFy公式（4-11）和公式（4-12）中的k是相当刚性系数，它的大小和许多因素有关，如轴的材料等。对于圆盘中央的两端简支的等截轴，由材料力学公式k=48EJ/lmxmy因为xc=x+ecosm(xm(y或x″y″式中：ωn上述公式与无阻尼强迫振动的微分方程式相同，由上式可列出X、y的特解为：x=ey=e上述的公式表明轴心O1B=e或B=ω其关系曲线如图1.4所示图1.4振幅与偏心关系图由此可见：当ω<ωn，B随ω的增大而增大。当当ω>ωn，B随ω的增大而减少。当ω→∞=0时，B当ω→ωn，B将迅速增大，即放生共振。当ω=ωωc和ωωc或nc式中：∂st因此，从上述可以看出轴的临界转速与很多因素有关，包括圆盘的质量和横向刚度系数k，而与偏心距e无关。在正常情况下，轴向力的大小也会影响临界转速。临界转速降低的情况是轴向力为压力，临界转速增高的情况是轴向力为拉力。在本次设计中，把主轴所受的载荷看作均布载荷，它的跨中的挠度是比较大的。最大挠度为：∂因此轴的最大挠度为0.23mm，根据该数据计算主轴的一阶临界转速，所以主轴的一阶临界转速为：n而主轴的工作转速n=980r/min1.2刀具的平衡计算双轴撕碎机是主要依靠转子的旋转带动刀具运动来撕碎物料的机械装置。转子获得静平衡和动平衡，是双轴撕碎机的转子必须获得的。当转子出现静力不平衡现象时，它的转子中心线会偏离它的几何中心线；转子的回转中心线和其主惯线中心线相交时，转子是处在动不平衡现象。出现不平衡现象，会缩短机器的寿命，因为机械会产生较大的惯性力和力矩。对于转子上的零件来说，一般需要按照二级的精度来制造，并且这些零件都需要进行动、静平衡的计算。若刀具悬挂的不正确，则双轴撕碎机很难达到静力和动平衡。若刀具悬挂不正确，即使双轴撕碎机的转子达到静力和动平衡，在刀具加工物料时，也会产生一定的冲击，因此主轴上会产生很大的冲击力，具体结构如图1.5所示：图1.5打击反作用图1—刀具；2—销轴；3—转子圆盘；4—主轴；在图1.5中，当双轴撕碎机正常工作时，对于加工物料的刀具，设刀具的打击点上的打击了为N0，对于悬挂不正确的刀具，它一般是非打击平衡刀具，根据反作用力和作用力的原理，若使刀具的销轴上产生Ny0，即打击反作用力，它通常是作用在圆盘的销孔上，该力的方向与Ny相反，该力用Ny表示。如果转子达到了静平衡和动平衡，那么作用在转子圆盘销孔上的打击反力Ny也将传给转子轴上，该力用N表示，则N的反作用力将作用在转子中心孔上。N为了避免双轴撕碎机工作时产生打击反作用力，最好的方法是安装的刀具为打击平衡刀具。打击平衡刀具，即当道具撕碎物料后，双轴撕碎机的主轴不会产生打击反作用力。因此，设计撕碎机的刀具以及改进撕碎机的刀具时，需要对刀具的几何形状进行打击平衡计算。为了减少打击反作用力，往往对所设计的刀具进行平衡的计算，现阶段来说，它是我们最常见的一个打击平衡计算，刀具平衡计算示意图如下图1.6所示：图1.6刀具平衡计算示意图在计算之前，需要先假设每次撕碎物料时以及刀具加工物料时，主要依据的是刀具的刀刃，即用刀刃撕碎物料。最后若想求得打击中心的公式，必须要找到合适的悬挂销轴孔，打击中心公式如下：l=J式中：C—刀具悬挂中心（销轴孔）0到重心S的距离，cm；L—刀具悬挂中心0到打击中心的距离，cm；a—刀具的长度，cm；F0b—刀具的宽度，cm；JF0—F0面积对悬挂中心0的极惯性距，cm刀具悬挂中心0到打击中心的距离的计算公式为：L=a−xc（4-26）有孔刀具的面积的计算公式为：F0根据面距定理，在图b中以左边沿为基准时：ab×(a/2)=[ab−(π化简后可得：x=a/2+c(πd由公式4-28可得：c=[x−(a/2)×4ab]/πd设JF0—存在孔的刀具对悬挂中心0的面积的极惯性矩，cJ'F0—没有孔的刀具对悬挂中心0的面积的极惯性矩，F—无孔刀具的面积，cmJFs'—重心S没有孔的刀具的面积的极惯性矩，Jd—销轴孔对其悬挂中心0的极惯性矩，cJFX—面积F的水平对称轴X—X对没有孔的刀具的极惯性矩，ce—没有孔的刀具的重心S'至悬挂中心0的距离，cm故可列出下列方程：JFSJF0JF0进一步推导可得：JF0=JFS整理上述公式得：x=a/3−b2/ab+π按照上述的公式可以求出，刀具悬挂中心所在的位置。在机器正常工作过程中，经常会出现刀具销轴不受到打击反力的作用，所以我们在计算的时候，必须假设刀具一直都是依靠刀刃来撕碎物料的，而实际上由于给料料径的变化，刀具并非都是以其刀刃撕碎物料，也可以依据刀具的冲击来撕碎物料，但是会加速刀具的损坏。另外，再制造过程中和安装过程中经常会出现误差，当销轴的孔产生磨损以及刀刃发生磨损时，打击的平衡条件（J=J1.3篦条的计算与设计篦条是双轴撕碎机中重要的零件之一，它和刀具一样在撕碎物料时会产生很大的磨损，是除了刀具之外最易受到磨损的零件。在双轴撕碎机撕碎物料时，篦条在工作过程中，除了会受到金属块的冲击外，还会受到较硬物料的冲击，经过多次的冲击，会导致篦条弯曲折断。最常见的篦条形状有三角形、矩形和梯形三种。本次设计选择的篦条形状为梯形，因为篦条所在的工作场所会受到一定的冲击和磨损，因此选择的材料为ZGMn12的高锰钢[16]。篦条的设计：在进行篦条的设计时，必须要考虑篦条的倾斜角度，设本次设计的倾斜角度为α，篦条的孔为方形，设其边长为L，设颗粒的半径为d/2，筛丝半径为d/2，篦条和颗粒的方向倾角β角投落到筛面，在设计过程中不需要考虑重力对颗粒带来的影响，所以假设颗粒做的是直线运动，通过上述可以写出矿物的颗粒条的该力αβ：P(A)=当α=0时，不考虑颗粒下落到筛条弹起后落到筛孔的可能性，改写为P(A)=从公式（4-38）和（4-39）可以轻易的看出，垂直于筛面运动时比颗粒倾斜于筛面运动时的透筛概率更远一些。上述的式子可以看出，若理论透筛概率P(A)为0，筛面临界倾斜角α