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附錄1 譯 文
摘 要:錘片磨損會破壞錘片式粉碎機轉(zhuǎn)子的平衡,加劇轉(zhuǎn)子振動。該文的研究目的是基于虛擬樣機技術(shù)探討錘片磨損對轉(zhuǎn)子振動的影響規(guī)律。采用MDT和vN4D建立了SFSP112×30型錘片式粉碎機轉(zhuǎn)子的虛擬樣機模型,對不同錘片磨損情況下粉碎機轉(zhuǎn)子的振動進行了仿真。結(jié)果表明:錘片磨損后,轉(zhuǎn)子振動頻率組成變化不大,而振動幅值和強度變化較大,其中低頻段振動強度增強,高頻段振動強度降低;導(dǎo)致轉(zhuǎn)子質(zhì)心徑向偏移的錘片磨損使轉(zhuǎn)子振動幅值和強度均變大,而導(dǎo)致質(zhì)心軸向偏移的磨損對轉(zhuǎn)子振動影響不大;同樣由于轉(zhuǎn)子質(zhì)心的徑向偏移,轉(zhuǎn)子受迫振動頻率強度增加較多。因此,為了降低子運轉(zhuǎn)時的振動,最好避免轉(zhuǎn)子質(zhì)心發(fā)生徑向偏移。
關(guān)鍵詞:錘片式粉碎機；錘片；虛擬樣機(VP)；磨損；振動
簡 介
能從谷物中的營養(yǎng)提取出來的飼料粉碎機已經(jīng)發(fā)展很多年了。但是因為他只能處理特殊的原料，像谷類食品和礦石，所以除了丕林島（地名）的少數(shù)人在研究飼料粉碎機外，很少人去研究他。盡管飼料粉碎機已經(jīng)可以解決很多問題，比如振動、噪音、堵塞，用他特有的結(jié)構(gòu)來解決問題，而且可以連續(xù)工作并達到一定的精度。
雖然一些方法，比如比較低的回轉(zhuǎn)速度，寬的轉(zhuǎn)子直徑被采用，好轉(zhuǎn)了他的性能，但是那些問題不能扯得的被解決。最近，分析了飼料粉碎機在工作狀態(tài)下轉(zhuǎn)子的轉(zhuǎn)速，旋轉(zhuǎn)的速度能被粉碎機控制在稍低或者稍高的程度。轉(zhuǎn)子的轉(zhuǎn)速在正常工作下都是不變的，除了在長時間工作摩擦后。由于錘片的排列或者是其他的因素，產(chǎn)生轉(zhuǎn)子的離心力不固定，所以錘片的磨損是不均衡的，因此，我們要學(xué)習(xí)掌握錘片要磨損時候的特征，為了使粉碎機振動保持穩(wěn)定。
實質(zhì)上的原型技術(shù)（VP）是一個用cad加工程序代替真實的模型，為了測試這種產(chǎn)品的特性和特征。這就像電腦的硬件和軟件的發(fā)展，網(wǎng)絡(luò)技術(shù)通過vp技術(shù)開展起來。同時，傳統(tǒng)的模擬技術(shù)對VP的認(rèn)識理解很有基礎(chǔ)。除了高科技種田，VP技術(shù)還適用于日益發(fā)展的農(nóng)業(yè)機械設(shè)計。作者努力的將VP技術(shù)應(yīng)用于工程分析技術(shù)。
對于飼料粉碎機中轉(zhuǎn)子單一的動力模型，被用來發(fā)展轉(zhuǎn)子動力學(xué)，轉(zhuǎn)子有效的運動模型被MDT和VN4D當(dāng)做虛擬原型來用。VP技術(shù)模擬不同情況的磨損下，研究轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)動時的震動和錘片磨損的分析。
1.單一化轉(zhuǎn)子的模型
SFSP112×30的轉(zhuǎn)子的錘片被均勻的排列，它是由定子、滾球軸承、錘片、軸子組成，最大轉(zhuǎn)速為1480r/min。所以它的最大頻率應(yīng)該是1480/60=24.6Hz。
圖一 SFSP112×30的轉(zhuǎn)子圖表
基于集總的單一化原則叁數(shù)方法 被單一化的模型應(yīng)該有同樣的總質(zhì)量，瞬間的轉(zhuǎn)動慣量有最初的質(zhì)心位置決定。粉碎機的轉(zhuǎn)子被單一化的分別運行在六個圓盤里。在這系統(tǒng)里，每一個自我排列的定子，會在壓力的作用下自己運行到指定的位置，能夠計算出他們最后的位置。
2.轉(zhuǎn)子的虛擬原型
轉(zhuǎn)子的3D模型需要建立在一個MDT的三維建模軟件上，VP的技術(shù)原本是用來實現(xiàn)Vn4D的，其中包括重要的參數(shù)從轉(zhuǎn)子的發(fā)動機的功率。一些重要參數(shù)列出如下
（1）定子連接上，平鍵連接被強固連接完全代替；
（2）強固連接也被用來連接圓盤；
（3）因為軸子被用來限制錘片的位置，所以強固連接被用來限制軸子和錘片的位置；
（4）在錘片和螺釘通過強固連接，來限制彼此的旋轉(zhuǎn)動作，來完成軸的夾緊；
（5）球軸承被軸襯所代替，軸襯確定參數(shù)。
（6）電動機的限制被增加到左邊的結(jié)束，他的參數(shù)、轉(zhuǎn)力矩輸出功能被設(shè)置在平衡的感電電動機上
3.VP技術(shù)的模擬分析
為了要加速模擬速度，唯一的沒有外部的那些環(huán)境應(yīng)用的負荷被模擬，同時，粉碎機需要非常短的加速時間，沒有負載的環(huán)境是不可能的。粉碎機需要加速的這段時間內(nèi)，轉(zhuǎn)子跑到他的位置上。 錘片的排列的結(jié)果，在研磨中起作用的軸通常用不同種型號，錘片通過定子的排列的長短來確定。因此質(zhì)心上的轉(zhuǎn)子偏離最初的位置。根據(jù)概率公差，質(zhì)心的方向也就是軸運動的方向，磨損的方向是在情理之中的。此外，和磨損情形對比，錘片的磨損也是模擬的。
根據(jù)模擬的結(jié)果列出表1
磨損的圖被展現(xiàn)在圖4上，第四個錘片和軸子被標(biāo)在Ⅰ和Ⅳ上，當(dāng)從軸向觀察，每組的錘片，每組都標(biāo)著1到8平行的定子，在圖4A磨損程度每個錘片是平等的。圖 4B條的磨損程度，每個錘片的一組是不平等的，而相應(yīng)的錘片組有Ⅰ ，Ⅲ 同樣的磨損程度。至于Fig.4c和Fig.4d的磨損程度的錘片是不相同完全。圖5顯示振動加速度和動力頻譜圖的球軸承收集在這一過程中，該轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)過第一第二輪之后， 14號實線代表的振動響應(yīng)左軸承和虛線代表是正確的。 圖4示意圖磨損形式。錘片的磨損的主體部分的振動頻率之前和之后沒有變化。 但強度在每一個頻率是完全不同的圖5振動響應(yīng)每個軸承從相應(yīng)的頻率，損壞轉(zhuǎn)子。在低頻階段加強和強度削弱了在高頻率的階段。特別是根據(jù)“甚至磨損”形勢的變化很大大于其他情況下。和同樣的結(jié)論可以發(fā)現(xiàn)振動擴增管轉(zhuǎn)子。通過對比Fig.5b和Fig.5c ， 可以推斷，徑向偏移嚴(yán)重破壞了平衡的轉(zhuǎn)子。這一結(jié)論也可以通過Fig.5d和 Fig.5e的對比得到。由于徑向偏移量“相鄰不均勻磨損“顯然是大于“不對稱不均勻磨損” 。強度在強迫振動頻率（24.67赫茲）增加多少更根據(jù)“甚至耐磨”和“相鄰不均勻磨損”的情況，雖然有點變化根據(jù)以上兩種情況對比。
4結(jié)論
?（1）磨損形式并不影響能使錘片的振動頻率改變的轉(zhuǎn)子。然而，它確實帶來了明顯的變化強度的頻率，其中的強度低頻率的階段，同時加強這一高頻率階段的削弱。
（2）徑向偏移現(xiàn)實出來是不穩(wěn)定的轉(zhuǎn)子相對于軸向偏移。振幅和強度大大增加時質(zhì)心偏離徑向。
（3）強度的強迫振動頻率大大提高時，會出現(xiàn)無論是錘片磨損均勻或鄰近群體錘片磨損不均等方面的磨損情況。它需要較大的徑向力來抵消這兩個磨損形式，結(jié)果是不穩(wěn)定的轉(zhuǎn)子。
（4）基于以上這些結(jié)論，為了控制飼料粉碎機的轉(zhuǎn)子的振動，飼料粉碎機的轉(zhuǎn)子不應(yīng)徑向偏移。因此，轉(zhuǎn)子需要很好的平衡特別是需要在達到動態(tài)平衡之前進入正常的運行。
附錄2 英文參考資料
Vibration generated by the abrasion of the hammer slicein feed-grinder based on virtual prototype technology
Abstract: The abrasion of the hammer slice can cause the rotor of the feed-grinder to lose balance and then make the grinder vibrate. A virtual prototype (VP) based on the rotor of SFSP112×30 feed-grinder was set up by using MDT and vN4D for investigating the relationship between the abrasion of the hammer slice and the vibration of the rotor. By simulating the VP with various abrasion forms, it has been found that the abrasion form does not influence the makeup of the vibration frequency but the intensity. That is, the intensity of the low-frequency stage strengthens but that of the high-frequency stage weakens when the hammer slices are worn out. The vibration amplitude and intensity both increase when the abrasion makes the centroid of the rotor offset radially. However, they do not change much when the centroid offsets axially. The intensity of the forced vibration frequency also greatly rises when the center of mass offsets radially.
Therefore, to damp the vibration of the feed-grinder the centroid of the rotor had better not offset radially.
Key words feed-grinder; hammer slice; virtual prototype (VP); abrasion; vibration
Vibration generated by the abrasion of the hammer slice in feed-grinder based on virtual prototype technology[J]. As one of the kernel equipment in feedstuff processing industry, the feed-grinder has been developed for years. But because of its special processing object, like cereal and mineral, there are few theoreti- cal studies on the feed-grinder except some experimen- tal researches. However, while the feed-grinder runs into many problems such as vibration, noise and clog- ging which mainly result from its own structure char- acteristics, running environment and fitting precision.
Although some methods such as lower rotational speed and wider rotor diameter have been adopted to im-prove its performance, those problems cannot be thor- oughly solved. Recently, et al has analyzed the vibration of the feed-grinder by calculat- ing the natural frequency of the rotor. Therefore, the rotation speed can be adjusted to be lower or high- er than the resonance speed to damp the vibration of the pulverator. But the natural frequency of the rotor is not constant, especially after long time grinding. On account of the array of the hammer slices and other factors, the hammer slices usually abrade unevenly, which causes the eccentricity of the rotor and then make the grinder vibrate[9]. Therefore, studying the characteristics when the hammer slices abrade is quite practical for taking better action to damp the vibration of the pulverator.
Virtual prototype (VP) technology is a process ofusing a CAD model, instead of a physical prototype, to test and evaluate the specific characteristics of a product or a manufacturing process[1]. The develop- ment of hardware and software of computer and network technology widely expands the application of VP. Meanwhile, traditional optimization and simula- tion techniques provide essential foundation to realize VP. Except for the hi-tech field, VP technology has also been applied to agricultural machinery design increasingly[10]. The authors attempt to apply VP technology to the engineering analysis of general machinery.
In this paper a simplified dynamic model for the rotor of the feed-grinder was developed based on rotor dynamics and the corresponding virtual prototype of the rotor was generated by using MDT and vN4D. By simulating the VP under different abrasion situations, the vibration characteristics of the rotor when the hammer slices abrade was analyzed.
1 Simplified model of the rotor
The rotor of SFSP112×30 feed-grinder with the symmetrical hammer slice array is shown in Fig.1. It consists of spindle, ball bearings, disk boards, ham-mer slices, pins and sleeves and its full-load rotational speed is 1480 r/min. So its frequency of the forced vibration should be 1480/60=24.67Hz.
Fig.1 Diagram of the rotor of SFSP112×30 feed-grinder
Based on the simplification principle of lumped parameter method[2]that the simplified model should have the same gross mass, moment of inertia and posi- tion of centroid to the original, the rotor of the pulver- ator was simplified into a one-span six-disc rotor system with two springs' support, as shown in Fig.2. The right end of the spindle and the center of each ball bearing and disk board are chosen as the positions of six disks. Fig.2 Simplified model of the rotor
The ball bearing is generally considered that it only provides stiffness because of its small damping[3]. In the system each self-aligning bearing on one side of the spindle is modeled as a spring, the stiffness of which can be calculated in the light of the following equation[4]:
2 Virtual prototype of the rotor
The 3D model of the rotor which only includes parts related to the simulation was built in MDT, a three- dimensional modeling software. The initialization of VP was fulfilled in vN4D, including importing the 3D model from MDT, modifying constraints between the parts and appending motor power[5]. Some important steps are listed below:
1) Instead of flat key joint each disk board is attached to the spindle by rigid joint which locks two bodies together absolutely.
2)Rigid jointis also used to fasten the pin with the disk board.
3) Because sleeves are used to limit the positions of the hammer slices, rigid joint is set as the constraint between the sleeve and the pin.
4) Constraint between the hammer slice and the pin is revolution joint, which is used to limit the motion of two bodies so that one body only rotates about a certain axis with respect to the other body.
5) The ball bearings are replaced by bushing constraint which can simulate the function of ball bearings. Eq. (1) is set as the stiffness function parameter of bushing constraint.
6) A motor constraint is added to the left end .
3 VP simulation and analysis
In order to accelerate the simulation speed, only those circumstances without external applied load were simulated. Meanwhile, since the pulverator needs a very short accelerating time, only the stage when the rotor runs stably is considered in this paper. As a result of the permutation of the hammer slices, the axial distribution of the material in the mill housing is often inhomogeneous and so does the wear extent of each hammer slice along the spindle. There- fore, the centroid of the rotor deviates from its original position. According to the probable deviation direction of the centroid, namely, radial, axial and both directions, four kinds of abrasion forms were specified. Furthermore, to contrast with the vibration under abrasion situations the performance with undamaged hammer slices was also simulated. The results of simulation are listed in Table 1.Table 1 VP simulation results with five abrasion forms of hammer slices
The diagrammatic sketch of the assumed abrasion forms is shown in Fig. 4. The four pin-and-sleeve groups were labeled fromⅠtoⅣclockwise when viewed from the axial direction and the hammer slices in each group are all marked from 1 to 8 parallel to the spindle. In Fig.4a the worn extent of each hammer slice is equal. In Fig. 4b the worn extent of each hammer slice in one group is unequal while the corresponding hammer slices in groupⅠandⅢhave the same worn extent. As for Fig.4c and Fig.4d the worn extent of the hammer slice is not identical entirely.
Figure 5 shows the vibration acceleration and power spectrum diagram (PSD) of the ball bearings collected in the process that the VP of the rotor ran for one second after it had wheeled for 14 s. Real line represents the vibration response of the left bearing and dashed line represents that of the right one. Fig.4 Sketch of abrasion forms.
The component of the vibration frequency changes little before and after the hammer slices are worn out. But the intensity at each frequency is quite different Fig.5 Vibration response of each bearing from the corresponding frequency of undamaged rotor.
At low-frequency stage the intensity strengthens and weakens at high-frequency stage. Especially the intensity under " even abrasion" situation changes much greater than that under other situations. And the same conclusion can be found for the vibration amplitude of the rotor. By contrasting Fig.5b and Fig.5c, it can be inferred that the radial offset of the centroid badly destroyed the balance of the rotor. This conclusion can also be acquired by contrasting Fig.5d and Fig.5e because the radial offset quantity of "adjacent uneven abrasion" is obviously larger than that of "asymmetric uneven abrasion". The intensity at the forced vibration frequency (24.67Hz) increases much more sharply under " even abrasion" and " adjacent uneven abrasion" situations while it changes a little under the other two situations.
4 Conclusions
1) The abrasion form of hammer slice does not influence the makeup of the vibration frequency of the rotor. However it really brings obvious changes to the intensity of the frequency, which exhibits that the intensity of low-frequency stage strengthens while that of high-frequency stage weakens.
2) The radial offset of the centroid can markedly disrupt the balance of the rotor compared with the axial offset. The vibration amplitude and intensity both increase greatly when the center of mass deviates radially.
3) The intensity at the forced vibration frequency is greatly raised when either the hammer slices wear evenly or the adjacent hammer slice groups wear unevenly with respect to other abrasion forms. It owes to the larger radial centroidal offset of these two abrasion forms that results in the imbalance of the rotor.
4) Based on these conclusions above, in order to damp the vibration of the feed-grinder the centroid of the rotor should not present radial offset. So the rotor needs to be well balanced especially in the dynamic balance test before going into operation.
湖 南 農(nóng) 業(yè) 大 學(xué) 全 日 制 普 通 本 科 生 畢 業(yè) 設(shè) 計 多功能精粗飼料粉碎機的設(shè)計 MULTI-FUNCTIONAL FINE ROUGHAGE CRUSHER 學(xué)生姓名： 學(xué) 號： 年級專業(yè)及班級： 指導(dǎo)老師及職稱： 副教授 學(xué) 院：工學(xué)院 湖南·長沙 提交日期：2013 年 5 月 湖南農(nóng)業(yè)大學(xué)全日制普通本科生畢業(yè)設(shè)計 誠 信 聲 明 本人鄭重聲明：所呈交的本科畢業(yè)設(shè)計是本人在指導(dǎo)老師的指導(dǎo)下，進行研究 工作所取得的成果，成果不存在知識產(chǎn)權(quán)爭議。除文中已經(jīng)注明引用的內(nèi)容外，本 論文不含任何其他個人或集體已經(jīng)發(fā)表或撰寫過的作品成果。對本文的研究做出重 要貢獻的個人和集體在文中均作了明確的說明并表示了謝意。本人完全意識到本聲 明的法律結(jié)果由本人承擔(dān)。 畢業(yè)設(shè)計作者簽名： 2013年 月 日 目 錄 摘要…………………………………………………………………………………1 關(guān)鍵詞………………………………………………………………………………1 1 前言……………………………………………………………………………1 1.1 課題來源………………………………………………………………………1 1.2 設(shè)計的目的和意義……………………………………………………………2 1.3 提出背景及其存在問題………………………………………………………2 1.4 設(shè)計的關(guān)鍵問題及解決的思路………………………………………………3 2 粉碎機機構(gòu)的確定與設(shè)計………………………………………………………4 2.1 各類粉碎機的比較和選擇……………………………………………………4 2.2 結(jié)構(gòu)方案的確定………………………………………………………………5 2.3 工作原理………………………………………………………………………6 2.4 粉碎室參數(shù)確定………………………………………………………………6 2.5 主要性能指標(biāo)計算……………………………………………………………7 2.5.1 錘片速度以及轉(zhuǎn)子速度……………………………………………………7 2.5.2 理論產(chǎn)生率…………………………………………………………………8 2.6 配套功率和電機的選擇………………………………………………………8 2.6.1 配套功率……………………………………………………………………8 2.6.2 選擇電動機…………………………………………………………………8 3 傳動方案的設(shè)計…………………………………………………………………9 3.1 電動機的選擇…………………………………………………………………9 3.2 帶傳動的設(shè)計計算……………………………………………………………9 3.2.1 設(shè)計 V 帶傳動時一般已知條件……………………………………………9 3.2.2 設(shè)計計算的主要內(nèi)容和確定………………………………………………10 3.2.3 設(shè)計計算……………………………………………………………………10 3.3 帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計………………………………………………………………12 4 軸和軸承的相關(guān)計算……………………………………………………………12 4.1 軸的結(jié)構(gòu)計算…………………………………………………………………12 4.2 主軸的校核……………………………………………………………………13 4.3 滾動軸承的壽命計算…………………………………………………………18 4.4 滾動軸承潤滑方式和選擇……………………………………………………19 4.5 連接鍵的選擇和計算…………………………………………………………20 4.5.1 小帶輪與主軸的鍵連接……………………………………………………20 4.5.2 轉(zhuǎn)子與主軸的鍵連接………………………………………………………20 5 錘片式粉碎機的零件設(shè)計………………………………………………………21 5.1 錘片的設(shè)計……………………………………………………………………21 5.1.1 錘片尺寸……………………………………………………………………22 5.1.2 錘片數(shù)量……………………………………………………………………22 5.1.3 轉(zhuǎn)子的設(shè)計…………………………………………………………………23 5.2 錘片架的設(shè)計………………………………………………………………23 5.2.1 套筒設(shè)計……………………………………………………………………24 6 篩片的設(shè)計………………………………………………………………………24 6.1 粉碎機工作狀態(tài)分析…………………………………………………………24 6.2 組合篩的原理和分析…………………………………………………………25 6.2.1 組合篩的結(jié)構(gòu)………………………………………………………………25 6.2.2 組合篩工作原理……………………………………………………………25 6.2.3 組合篩的效果………………………………………………………………26 6.3 篩片的設(shè)計與選擇……………………………………………………………26 7 箱體設(shè)計………………………………………………………………………27 結(jié)論………………………………………………………………………………28 參考文獻…………………………………………………………………………28 致謝………………………………………………………………………………29 1 多功能精粗飼料粉碎機的設(shè)計 學(xué) 生： 指導(dǎo)老師： (湖南農(nóng)業(yè)大學(xué)工學(xué)院學(xué)院，長沙 410128) 摘 要：本次設(shè)計主要以多功能為主要設(shè)計依據(jù),以增加粉碎能力和篩分能力入手，設(shè) 計一個高效，低耗，結(jié)構(gòu)簡單，操作方便，使用安全的小型多功能精粗飼料粉碎機。該飼料粉 碎機結(jié)構(gòu)簡單,以小功率的電動機為動力源，采用帶傳動，利用高速旋轉(zhuǎn)的錘片對進入粉碎室 的物料進行反復(fù)錘擊，加上轉(zhuǎn)子的旋轉(zhuǎn)離心力作用，使物料在粉碎室與篩片間相互錘擊摩擦， 利用篩片孔的直徑控制加工產(chǎn)品顆粒大小，粉碎后的顆粒通過出料口排出。 關(guān)鍵詞：粗飼料; 精飼料; 錘式結(jié)構(gòu); 粉碎機; MULTI-FUNCTIONAL FINE ROUGHAGE CRUSHER Student:Qi De Ping Tutor:Ren Shu Guang (College of Engineering，Hunan Agricultural University, Changsha 410128, China) Abstract：This design mainly multi-function as the main design basis, to increase the crushing and screening ability, this paper design a high efficient, low consumption, simple structure, convenient operation, use safety, small multi-functional fine roughage crusher. The feed crusher structure is simple, with small power motor as power source, USES the belt transmission, using high speed rotating hammer to hammer repeatedly into the crushing chamber materials, coupled with the rotor rotating centrifugal force effect, make the material in crushing chamber with hammer each other between friction sieve, using the screen hole diameter control processing product particle size, after smashing particles through the discharging mouth eduction. Key words: Roughage; Roncentrated feed; Hammer structure; Mill; 1 前 言 1.1 課題來源 2 本次設(shè)計主要以多功能為主要設(shè)計依據(jù),以增加粉碎能力和篩分能力入手，設(shè) 計一個高效，低耗，結(jié)構(gòu)簡單，操作方便，使用安全的小型多功能精粗飼料粉碎機。 該飼料粉碎機結(jié)構(gòu)簡單,以小功率的電動機為動力源，采用帶傳動，利用高速旋轉(zhuǎn) 的錘片對進入粉碎室的物料進行反復(fù)錘擊 ，加上轉(zhuǎn)子的旋轉(zhuǎn)離心力作用，使物料]1[ 在粉碎室與篩片間相互錘擊摩擦，利用篩片孔的直徑控制加工產(chǎn)品顆粒大小，粉碎 后的顆粒通過出料口排出。錘片式粉碎機 在加工業(yè)機械中占據(jù)重要的地位，而此]2[ 類機械中的工作部件即錘片是決定其工作性能及質(zhì)量的關(guān)鍵。另外，錘片是易損部 件，所以對粉碎機錘片進行改造設(shè)計，可降低生產(chǎn)成本，提高生產(chǎn)效率，是當(dāng)前的 一個研究方向。 本設(shè)計圍繞錘片式結(jié)構(gòu)對飼料粉碎機進行設(shè)計，具有層次結(jié)構(gòu)的安排，介紹了 從粉碎機的設(shè)計背景，理念到具體的工作原理，并針對所述的設(shè)計概念作出了相應(yīng) 的數(shù)據(jù)計算和處理，最后逐步實現(xiàn)。 1.2 研究粉碎機的意義 經(jīng)過 30 多年的發(fā)展，目前我國飼料的產(chǎn)業(yè)已成為我國的國民的經(jīng)濟中必不可 少的重要的行業(yè)，它一頭牽著種植業(yè)，每年都能轉(zhuǎn)約 1 億噸的國產(chǎn)玉米以及千萬噸 的豆粕和菜粕等各種各樣的飼料原料；另外它還連接著我國的養(yǎng)殖業(yè)，極大的增加 了我國奶、水產(chǎn)品、蛋和肉等一系列產(chǎn)品的產(chǎn)量增長，使得人民的生活水品不斷的 提高，其發(fā)揮著是無可替代的重大作用。已經(jīng)成為國民的經(jīng)濟中具有舉足輕重的地 位和無可替代最基礎(chǔ)的產(chǎn)業(yè)。2008 年我國工業(yè)的飼料其產(chǎn)量已經(jīng)到達 1.37 億噸之 多，自 1992 年開始，其產(chǎn)量已經(jīng)連續(xù)位居世界的第二寶座達 17 年之久，因此也成 為了世界上的飼料大國之一。 一般的飼料里面需要粉碎的各種原料能夠占到配方的比例 70 左右用 2008 年我 國的工業(yè)飼料的產(chǎn)量來為例，在 2008 年我國的飼料大概存在著約 1 億噸的原料需 要進行粉碎。而隨著現(xiàn)代飼料工業(yè)的不斷發(fā)展，飼料的產(chǎn)量也會隨著不斷的增加， 因此錘片式的粉碎機市場的需求也將會進一步的加大。錘片式的粉碎機其粉碎的性 能可能會直接的影響到了飼料的質(zhì)量和產(chǎn)量以及生產(chǎn)成本，用來降低養(yǎng)殖的成本， 從而使得肉蛋奶這一系列的日常生活必備的消費品的價格降低有著非比尋常的意義。 根據(jù)試驗，針對碎物料的分離能力提高錘片式粗飼料的粉碎機的生產(chǎn)效率，為粗飼 料的粉碎機的生產(chǎn)企業(yè)加大粉碎機其性能以及粗飼料的企業(yè)加工設(shè)備的配置和其選 擇的型號提供重要的依據(jù)。 1.3 提出的背景和存在問題 3 20 世紀(jì) 90 年代以來我國飼料機械行業(yè)中以江蘇溧陽糧機廠、江蘇揚州糧機 廠為代表其企業(yè)用于改革適應(yīng)于潮流，大部分企業(yè)都會大膽的引進國外的一些先進 技術(shù)以及設(shè)備依據(jù)目前世界上的粗飼料的粉碎機其發(fā)展的歷史已經(jīng)研發(fā)并且生產(chǎn)出 了 160～200kW 的水滴型的粉碎機和立軸式的粉碎機都以水滴王相稱，以及冠軍 和優(yōu)勝等一系列的名稱。如果其中水滴型的粉碎機采用了有利于提高效率的水滴型 的粉碎室錘篩間隙可調(diào)實現(xiàn)了粗細微粉碎還可以實現(xiàn)自動負荷控制等特點。目前我 國粗飼料的粉碎機生產(chǎn)的企業(yè)大概有 400 多家生產(chǎn)出來的產(chǎn)品以及規(guī)格都非常的 齊全基本都能滿足全國的畜牧以及水產(chǎn)的養(yǎng)殖業(yè)發(fā)展但是還存在著一系列有著特殊 要求的飼料，其粉碎機需要特大的功率機型這就需要從國外來進口。我國產(chǎn)的粉碎 機其各項技術(shù)指標(biāo)都已經(jīng)非常成熟，基本都是國際的先進水平并且價格上存在著非 常之大的優(yōu)勢。因此我國自行生產(chǎn)的多種機型都會有著良好的出口量特別是小型的 粉碎機，其出口量更加大其主要是銷售到東南亞以及非洲等這些發(fā)展中的國家去。 由于在飼料所用原料上的差異在歐洲的飼料多采用混合粉碎先配料后粉碎且經(jīng) 常沒有各種谷物的原料；而在美國其飼料的配方都是以 50 的小麥或者是玉米作 2 為基礎(chǔ)很少有使用很難以粉碎的燕麥和大麥等雜糧谷物原料的水分也會略低于歐洲 國家。這就使得錘片式的粉碎機的方向發(fā)展有兩個:第一美國的產(chǎn)品是追求篩板的 面積要大而在歐洲其講究的是沖擊齒板的面積要大。第二就在安裝篩板的方面。美 國產(chǎn)錘片式的粉碎機在安裝和更換其篩板的時候是必須停止機器而且需要打開其機 殼才能繼續(xù)進行而在歐洲國家多數(shù)錘片式的粉碎機是由軸而插入的不用停止機器即 可打開機器的外殼殼，由此抽出其原有的篩板并同時安裝好新的換篩板；還會有部 分機型能沿著軸一端直接插入到另一端將其抽出還能實現(xiàn)自動的遙控換選篩。 我國的畜牧機械專業(yè)研究人員數(shù)量少，測試設(shè)備數(shù)量少，水平低，不能有效的 揭示整機或主要部件的主要參數(shù)對工作過程的影響，致使產(chǎn)品設(shè)計工作長期停留在 傳統(tǒng)的“類比法”的基礎(chǔ)上。因此需要在設(shè)計方面進行創(chuàng)新，為了更加適合于畜牧 業(yè)的發(fā)展，開發(fā)研制出創(chuàng)新產(chǎn)品，解決飼料問題，開發(fā)飼料資源，提高經(jīng)濟和社會 效益具有重要的意義。 1.4 設(shè)計的關(guān)鍵問題及解決的思路 本設(shè)計設(shè)計一種小型粉碎機，采用錘片式、水滴型篩片結(jié)構(gòu)，頂端徑向進料， 具有操作方便、質(zhì)量輕、生產(chǎn)率高的特點，解決了粉碎機的過載問題，使電機工作 穩(wěn)定，本設(shè)計重點研究采用動力源為電動機，帶動粉碎機，將粗飼料粉碎，粗飼料 在粉碎室內(nèi)受錘片與物料問相互撞擊，粉碎成細小粉末實現(xiàn)對飼料粉碎。 4 其關(guān)鍵問題如下 ： ]4[ (1)根據(jù)粗飼料粉碎機的生產(chǎn)率選擇合適的配套功率： ①確定傳動方式； ②根據(jù)配套功率設(shè)計粉碎室寬度 B、錘片數(shù) Z、轉(zhuǎn)子直徑 D 等； ③畫出零件圖和裝配圖； ④對軸和鍵進行校核計算； ⑤ 制定粉碎機的注意事項、日常維護和檢修方案。 （2）粉碎機結(jié)構(gòu)的確定： ①各類粉碎機特點的比較與選擇； ②結(jié)構(gòu)方案的確定； ③工作原理。 2 粉碎機結(jié)構(gòu)的確定 2.1 各類粉碎機特點的比較和選擇 2.1.1 沖擊式粉碎機 當(dāng)前具有內(nèi)分級的結(jié)構(gòu)的沖擊式粉碎機也非常普遍需要注意的是分級系統(tǒng)及其 粉碎機里面的粉碎腔兩者的有機結(jié)合，尤其是其分級的系統(tǒng)葉片進行設(shè)計和調(diào)整其 上氣流的流動方面。在生產(chǎn)的實踐中，很多企業(yè)經(jīng)常將過分看重粉碎機的結(jié)構(gòu)部分 從而忽視了分級的系統(tǒng)，結(jié)果設(shè)備使用不理想。 2.1.2 振動粉碎機 有水平型氣流磨 、垂直環(huán)形氣流磨、對沖式氣流磨、流化床式氣流磨、靶式 氣流磨、旋轉(zhuǎn)式氣流粉碎機等。其粉碎機也是靠沖擊，不過是靠高速氣流攜帶物料， 使物料與物料、氣流、固定機件的沖擊而粉碎的單式、連續(xù)作業(yè)?？蛇m用于礦靶式 和旋轉(zhuǎn)式還有可以用作塑料及其纖維分布區(qū)域很窄，有因為氣體在噴嘴處所以粉碎 機溫度很低，可用于低溫點的粉碎機的設(shè)備投資大、耗能大、運轉(zhuǎn)成本高，所以其 應(yīng)用受到很大限制。一般只在高值高檔產(chǎn)品才使用。此外，尚有稱噴射粉碎發(fā)的， 是氣流粉碎的別稱。原理是利用流體能量進行噴射而使物料粉碎。有超聲波沖擊粉 碎、噴射沖擊、噴氣粉碎等。其本質(zhì)都是在循環(huán)氣流中運動的粒子能中心部位被加 速，引用相互沖突面式粉碎機一類使用于硬質(zhì)性物料粉碎。 2.1.3 膠體磨 膠體磨是一種高速旋轉(zhuǎn)、靠沖擊、剪切和摩擦而粉碎的濕式連續(xù)作業(yè)的產(chǎn)品。 缺點是對固液濃度比有一定要求，且要求破碎比較大時，需多次磨才能到達要求。 5 2.1.4 齒爪式粉碎機 齒爪式粉碎機對物料的粉碎以打擊為主，兼有擠壓，鋸切碎等。其主要有進料 口、動齒盤轉(zhuǎn)子、定齒盤、包角為 360 度的環(huán)篩和排料口等組成。工作時，物料充 喂料口、軸向進入，落入粉碎室吃的物料在定齒的支撐作用下，受到定、動齒盤和 篩片的沖擊、碰撞與搓擦作用，粉碎室的顆粒通過篩片進入出粉管經(jīng)出料口排出。 定齒盤上有兩圈齒，齒的斷面呈扁矩形，動齒盤上安裝有三圈齒，其橫截面呈圓、 扁矩形。其缺點是噪聲和粉塵很大。 2.1.5 錘片式粉碎機 錘片式粉碎機是利用高速旋轉(zhuǎn)的錘片對進入粉碎室的物料反復(fù)錘擊，加上轉(zhuǎn)子 的旋轉(zhuǎn)離心力作用，使物料與粉碎室內(nèi)的篩片相互撞擊摩擦，利用篩片控制加工產(chǎn) 品粒度，粉碎成細小粉末。粉碎機采用雙圓盤轉(zhuǎn)子，中間設(shè)置架板，既作轉(zhuǎn)子骨架 支持兩片圓盤，又起到風(fēng)機葉片的作用，在轉(zhuǎn)子高速旋轉(zhuǎn)實造成負壓，實現(xiàn)了軸向 高負壓進料和高壓差排料的理想設(shè)計。其特點是機構(gòu)簡單，粉碎室比較窄，具有溫 度低、噪音小、效率高的特點，適宜制藥、食品、化工、科研、等工業(yè)部門將含淀 粉的物料或礦質(zhì)等干燥的物料，顆粒大小通過更換不同孔徑的網(wǎng)篩獲得 [5]。 由于粗飼料是一種主要成分為纖維物質(zhì)，含豐富的纖維素、木質(zhì)素等物質(zhì)，具 有韌性大的特點，其粉碎主要是在搓擦力和剪切力的共同作用下進行的，故在本設(shè) 計中采用錘片式，頂端徑向進料，受到錘片與物料間相互撞擊使其粉碎。 2.2 結(jié)構(gòu)方案的確定 篩片面積以及開孔率對粉碎機的生產(chǎn)率有很大的影響，也是最重要的一個影響 因素。錘式粉碎機的生產(chǎn)率就是受篩片通過能力的限制。他們的關(guān)系如下： 360??vFPG （1） 式中： ─生產(chǎn)率（t/h） ； ─物料通過篩孔時的平均速度（m/s） ；v ─篩片的有效面積（m z） ；F ─物料的容重（ t/m） 。P 由上得知，加大篩片面積、提高篩片的開孔率，可提高粉碎機的生產(chǎn)率。 對比已有的粉碎機，本設(shè)計提到了錘式粉碎機的生產(chǎn)效率，使其性能更加優(yōu)化。 經(jīng)過對比，確定該粉碎機的總體結(jié)構(gòu)，包括轉(zhuǎn)子、錘片、主軸、喂料口、閘板、篩 子、粉碎室、機架等。整個機體左右對稱，轉(zhuǎn)子可以正反轉(zhuǎn)工作。當(dāng)錘片一側(cè)磨損 6 后，可以改變轉(zhuǎn)子旋轉(zhuǎn)方向，不需要停車來挑換錘片。 2.3 工作原理 工作時，電動機通過皮帶傳動帶動粉碎機的軸高速回轉(zhuǎn)，物料從喂料口進入粉 碎室后，受到高速回轉(zhuǎn)錘片的打擊而破裂，并以較高的速度飛向篩片，與篩片撞擊 和摩擦后進一步破碎。利用篩片孔的直徑控制加工產(chǎn)品粒度，粉碎后的顆粒通過篩 片進入出粉管經(jīng)出料口排出。錘片粉碎機主要由兩個方面構(gòu)成：一是物料受到錘片 的沖擊作用；二是錘片和物料、篩片和物料相互間的摩擦作用，如圖 1 圖 1 粉碎室及轉(zhuǎn)子的配置 Fig 1 Smashing room and rotor's disposition 2.4 粉碎室參數(shù)確定 粉碎機采用雙圓盤轉(zhuǎn)子，中間設(shè)計架板，既做轉(zhuǎn)子骨架支撐兩片圓盤，又起到 風(fēng)機葉片作用。轉(zhuǎn)子直徑 D 和粉碎室寬度 B 是粉碎機的主要參數(shù)之一 。兩者之積]6[ 可以用如下公式： VNKDB/0? （2） 式中 ─吹偏末端線速度； ─經(jīng)驗系數(shù)，一般取 0.55-0.75；0 ─配套動力。N 同時兩者應(yīng)有一定的比例關(guān)系，通常 D/B=1.1--3.5.D 和 B 確定之后。為了降低 噪音，一般采用大轉(zhuǎn)子低轉(zhuǎn)速，根據(jù)粉碎物料的品種具體分析。如果以粉碎玉米顆 粒為主，要采用較小的 B 和較大的 D；如果以粉碎牧草為主，要采用較大的 B 和 較小的 D。為了增大飼料喂入口的尺寸必須增加粉碎室的寬度。若過寬則導(dǎo)致轉(zhuǎn)子 懸臂過長受力不良。因此，本機轉(zhuǎn)子直徑依據(jù)我國機類型譜設(shè)計要求 7 和以往經(jīng)驗取 D=250mm，粉碎室寬度 B=120mm，其比值為 D/B=2.08，符合設(shè)計 要求。轉(zhuǎn)子在粉碎室內(nèi)為偏心配置，偏心距為 C=5mm。取篩片有效包角為 。03 錘篩間隙 是影響粉碎機重要性能參數(shù)之一。粉碎機在工作時，粉碎室內(nèi)錘R? 片末端和篩片之間有一層隨錘片旋轉(zhuǎn)環(huán)流的氣流層，其平均速度是錘片旋轉(zhuǎn)速度的 一半，這將降低錘片打擊作用，增加摩擦耗能。由于離心力的作用，粗顆粒處在環(huán) 流層外層，得不到很好的粉碎，而細顆粒處在環(huán)流曾內(nèi)層，難以從篩孔排出，這就 不能保證粗粒的有效粉碎，和細粒的有效排出。在齒板區(qū)，由于細粒不能及時排出， 被錘片反彈出的細粒到不了齒板的作用面沉入被粉碎的物料中，要粉碎物料層中的 粗粒就需要更多的能力，環(huán)流層中的物料隨入料的增加而增加，結(jié)果惡化了物料加 工量，降低了生產(chǎn)效率。△R 過大時，這種情況更加嚴(yán)重。相反，如果△R 過小， 環(huán)流層物料的速度就增大，致使粉碎后的物料不能及時從篩孔排出，使產(chǎn)品粒度偏 細，從而增加能量消耗。一般取△R=12mm ；粉碎谷物時△ R=8mm；粉碎莖蔓類時 取△R=14mm。 為使本機能過粉碎精粗飼料，喂料口設(shè)計為切向式配置，物料喂入方向與錘片 圓周軌跡相交，相交值 S=30mm 左右，喂入口下邊緣和轉(zhuǎn)子中心線與轉(zhuǎn)子水平線 夾角 左右，可保證喂料口不架空，不反料，并能增加錘片打擊性能。067?? 2.5 主要性能指標(biāo)計算 2.5.1 錘片速度以及轉(zhuǎn)子速度 錘片末端線速度對粉碎機的耗能和生存率有很大的影響。錘片末端線速度 V 增 大時，錘片對物料的打擊，搓擦，磨碎作用增強，能增強粉碎能力和產(chǎn)品細度，但 V 過大則機器的空載功率增大，同時因轉(zhuǎn)子不平衡造成的噪音和振動隨之增大，粉 碎能力反而下降。因此合適的線速度 V 對提高粉碎機性能至關(guān)重要。根據(jù)有關(guān)資料， 不同的物料有不同的 V 值，如下表 1 表 1 不同物料所需錘片線速度 Table1 Different materials needed to hammer of linear velocity 物料 高粱 玉米 小麥 黑麥 大麥 燕麥 米糠 燕麥殼 線速度 48 52 65 75 88 105 110 115 錘片撞擊力的強弱與其工作速度大小有關(guān)，但考慮到粉碎時可能是混合物，同 時本機是小型粉碎機，以粉碎精飼料為主，取錘片線速度為 60m/s。 由此，轉(zhuǎn)子的速度為： min/45862.06rDvn???? （3） 8 取 n=5000 min/r 式中：D ─轉(zhuǎn)子直徑，D=250mm 2.5.2 理論生產(chǎn)率 可按下述經(jīng)驗公式計算： 60.3 2nBKQ?? （4） =0.45t/h605012..2.3??? 式中，D、B 為轉(zhuǎn)子的直接和轉(zhuǎn)子的長度 m； γ─物料容量 l； N─轉(zhuǎn)子速度 m/h； K─粉碎機結(jié)構(gòu)系數(shù)（與結(jié)構(gòu)類型篩片結(jié)構(gòu)參數(shù)有關(guān)）一般取 K=0.16-0.42。 因此本機生存率按我國飼料粉碎機的分等標(biāo)準(zhǔn)，滿足加工時間和配料要求。 2.6 配套功率和電機的選擇 2.6.1 配套功率 粉碎機配套主要取決其生產(chǎn)能力的大小，依照如下公式計算： N=KQ=0.7×0.45=3.15kW （5） 式中，Q─粉碎機理論生產(chǎn)率； K─動力配套系數(shù)，K=0.6-1.0 ，一般粗粉碎機去小，細粉碎機取大。 2.6.2 選擇電動機 電動機選擇包括選擇類型 結(jié)構(gòu)類型，功率和轉(zhuǎn)速，并確定型號。工業(yè)上一般用三相交流電源，無特殊要 求一般選用三相交流異步電動機。最常用的一般是 Y 系類籠型三相交流異步電動機。 其效率高，工作穩(wěn)定，結(jié)構(gòu)簡單，維護方便，價格低，適用于不易燃，不易爆，無 腐蝕性氣體和無特殊要求場合。因此按工作要求和工作條件，選用一般用途的 Y 系 列三相異步電動機。它為臥式封閉結(jié)構(gòu)。 卷軸筒的輸出功率 =3.15kw，因此電動機的輸出功率 為：WPdP ?WdP? （6） 9 式中，η─傳動裝置的總效率，其中 ，分別為帶傳動效率，滾動軸承效321?? 率圓柱齒輪傳動效率，通過查機械手冊，取 =0.96 ， =0.93 ， =0.9723? 則 η=0.96×0.93×0.97=0.86 故 = =3.66kW/WdP86.0/5 因此取電動機的額定功率為 4kW 選擇電動機的轉(zhuǎn)速，可推算出電動機轉(zhuǎn)速的范圍。由相關(guān)資料 查得 V 帶傳動常用]7[ 的范圍比 =2-4，則電動機轉(zhuǎn)速可選范圍為 =528-2112r/min1i 21inwd? 同步轉(zhuǎn)速為 750r/min，1000r/min，1500r/min 的電動機均符合要求，初選同步 轉(zhuǎn)速為 1000r/min，1500r/min 的兩種電動機。 進行比較兩種方案的電動機，如下表 2 所示： 表 2 電動機參數(shù) Table 2 The motor parameters 方 案 電動機 型 號 額定功 率 KW 同步轉(zhuǎn) 速 滿載轉(zhuǎn) 速 電動機質(zhì) 量 總傳動比 V 帶傳 動比 1 Y112M-6 4 1500 1440 43 16.14 3 2 Y132M1-6 4 1000 960 73 10.91 2.7 由表中數(shù)據(jù)可知兩者方案均可行，但方案 2 的傳動比小，傳動結(jié)構(gòu)尺寸較小。 因此，可采用方案 2，選用 Y132M1-6 型異步電動機。 3 帶傳動的設(shè)計 3.1 V 帶傳動的特點 帶傳動是一種繞行傳動，具有結(jié)構(gòu)簡單、傳動平穩(wěn)、價格低廉和緩沖吸振的作 用，廣泛應(yīng)用與機械傳動結(jié)構(gòu)。帶傳動的類型包括平帶傳動、圓帶傳動、V 帶傳動 和多楔帶傳動。其中平帶傳動的結(jié)構(gòu)簡單，傳動效率高，帶輪制造簡便，多應(yīng)用于 中心距較大的帶傳動中；圓帶傳動結(jié)構(gòu)簡單，多用于小功率傳動；V 帶傳動傳遞動 力大，結(jié)構(gòu)緊湊，應(yīng)用普遍；多楔帶傳動柔性好且能傳動較大動力，傳動平穩(wěn)，多 用于傳動功率較大且要求結(jié)構(gòu)緊湊的場合。綜合考慮各種帶傳動的特點，選用 V 帶 傳動結(jié)構(gòu)作為本設(shè)計的傳動。 3.2 V 帶傳動設(shè)計計算 3.2.1 設(shè)計 V 帶傳動時一般已知的條件 ①傳動的功率 P，以計算得 P=4kW； ②大，小帶傳動輪的轉(zhuǎn)速 ；已計算得 r/min =5000r/min；12,n602?n1n 10 ③傳動的用途，工作情況和原動機類型以及工作制度； ④對傳動的尺寸要求等。 3.2.2 設(shè)計計算的主要內(nèi)容和確定 ①V 帶的型號、長度、根數(shù)； ②中心距； ③帶輪基準(zhǔn)直徑和結(jié)構(gòu)尺寸； ④作用在軸上的壓力等。 3.2.3 設(shè)計計算 （1）確定計算功率 ：帶在工作時，欲傳遞的額定功率 P 一定時，由于傳動cap 的用途，工作情況和原動機型號以及工作制度等工況不同，帶傳動傳遞的功率會有 變化，因此為設(shè)計安全可靠，按計算功率 設(shè)計：cap =1.3×4kw=5.2kW PKpAca? （7） 式中，P 是傳遞的額定功率， 是工況系數(shù) （2）選擇 V 帶型號：根據(jù)計算功率 pca 和主動輪轉(zhuǎn)速 n1 有機械設(shè)計手冊選擇 普通 V 帶型號 B 型，當(dāng)在兩種型號交線附近時，若取截面尺寸小的型號，帶的彎曲 應(yīng)力較小，但帶的根數(shù)多，當(dāng)帶的根數(shù)較多，則可取大一型號的帶；截面尺寸大的 型號，傳動的中心距、帶輪直徑大，但帶的根數(shù)少。可以對兩種型號同時計算，選 擇較好的一種。 （3）確定帶輪基準(zhǔn)直徑 和 ：為提高帶的壽命，應(yīng)減小帶的彎曲應(yīng)力。1d2 條件允許時應(yīng)采用較大的帶輪直徑，但這是傳動的輪廓尺寸增大。一般根據(jù) V 帶的 型號，選取 ，比規(guī)定的最小基準(zhǔn)直接略大一點。min1d? （4）初選小動帶輪基準(zhǔn)尺寸 ：由相關(guān)資料 取小帶輪的基準(zhǔn)尺寸為1d]8[ =90mm。1d （5）驗算帶速 V： 23.55m/s ???10659106?ndv （8） 帶速在 5m/s-30m/s 之間，故帶速合適。 （6）計算達帶來的基準(zhǔn)尺寸：由公式 ，式中的 i 是傳動比，i=5.2112di? 計算出大帶輪的基準(zhǔn)直接為 =468.9mm。2d 11 根據(jù)帶輪的標(biāo)準(zhǔn)系列圓： =500mm。2d （7）確定 V 帶的中心距 a 和基準(zhǔn)長度 ：dL ?根據(jù)式 )()(7.021021dd??? （9） 初選中心距 =800mm。0a ?由公式 20 121084)95()9(82????????addaLd （10） ≈2579mm 由帶長的基準(zhǔn)長度系列選取帶的基準(zhǔn)長度 =2500mm。dL ?計算實際中心距 a 760mm ?????????????mLd257908200 （11） 中心距的變化范圍在 476~558 mm5.7201.min???dLa mm83x? (8）驗算小帶輪上的包角： 0 001201914763.5)(8.????ada （12） （9）計算帶的根數(shù) z：?計算單根 V 帶的額定功率 。由 90mm 和rp?1d =5000r/min，根據(jù)相關(guān)資料 查得單根普通 V 帶的基本額定功率 =1.82kW。1n]9[ o 根據(jù) =5000r/min，i=2.37 和 Z 型帶，查得單根普通 V 帶額定功率的增量1 12 =0.6kW。0p? 查得 V 帶的基準(zhǔn)長度系列以及長度系數(shù) ，包角修正系數(shù) ，03.1?LK92.0??K 于是 LarKp????)(0 （13） =（5.1+0.04 ）×0.95×1.16kw =2.3kW ?計算 V 帶的根數(shù)： / =5.2/2.3=2.26，取 3 根capz?r （10）計算單根 V 帶的初拉力的最小值 ：由帶系列參數(shù)知 B 型帶的單位min0)(F 長度質(zhì)量為 q=0.18kg/m,所以 2min0)5.2()( qvzKpFac??? （14） N???????????25.18.05.239.0)(5 =174.2N 因使帶的實際初拉力 0F?min)( （11）計算壓軸力 ： 壓軸力的最小值為p 2si)(2)(1n0min?zp? （15） = N 3.3 帶輪結(jié)構(gòu)設(shè)計 帶輪的結(jié)構(gòu)形式有實心式、腹板式、孔板式和輪輻式，考慮到大小帶輪的基準(zhǔn) 尺寸大小，大帶輪采用輪輻式，小帶輪采用實心式結(jié)構(gòu)。 4 軸和軸承的相關(guān)計算 4.1 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計需定出軸的合理外形和全部尺寸。主要考慮以下因素：軸在機械 中的安裝位置和形式；軸上安裝的零件的類型、尺寸、數(shù)量和軸連接的方法；載荷 的性質(zhì)、大小、方向及分布情況；軸的加工等。設(shè)計時，必須針對不同的情況進行 具體分析。但必須滿足：軸和裝在軸上的零件必須有準(zhǔn)確的工作位置；軸上的零件 2.72149sin.7320?N 13 應(yīng)便于裝拆和調(diào)整；軸應(yīng)具有良好的制造工藝性等?？紤]到以上因素，設(shè)計主動輪 軸結(jié)構(gòu)圖如圖 2 所示。 圖 2 主軸結(jié)構(gòu)簡圖 Fig 2 Main axle diagram of mechanism 軸的校核計算應(yīng)根據(jù)軸的具體受載及應(yīng)力情況，采用相應(yīng)的計算方法，并恰當(dāng) 的選取許用應(yīng)力。 主軸上安裝有轉(zhuǎn)子和小帶輪，通過滾動軸承和支座連接在一起。軸與轉(zhuǎn)子以及 小帶輪的連接為鍵連接，與支座的連接為軸承連接，且小帶輪和軸承都需要在軸向 設(shè)置定位軸肩。轉(zhuǎn)子長度為 87mm，粉碎機有效寬度為 120mm，小帶輪與軸配合出的 輪轂寬度為 53mm。 主動輪軸上 a b 段安裝小帶輪，由于小帶輪孔徑為 26mm，故此段軸經(jīng)為 26mm，長度為 60mm；b c 段安裝軸承座直徑為 40mm，長度為 42mm；cd 安裝型 號為 6208 的深溝球軸承，因軸承寬度為 18mm，內(nèi)徑為 40mm，設(shè)計直徑為 40mm，長度為 18mm；de 段安裝軸承座、密封圈、密封蓋設(shè)計設(shè)計直徑為 45mm，長度為 45mm，軸與滾動軸承配合為過渡配合，此外選軸的直徑公差為 m6；ef 為固定轉(zhuǎn)子軸向移動直徑為 50mm，長度為 4mm；f g 段安裝轉(zhuǎn)子，由轉(zhuǎn)子 結(jié)構(gòu),又考慮到轉(zhuǎn)子結(jié)構(gòu)和粉碎室的整體尺寸，設(shè)計這段直徑為 48mm，長度為 174mm，g h 段用于轉(zhuǎn)盤的軸向固定，在此處設(shè)計止退墊片，直徑為 40mm，長度 為 4mm；h i 段安裝軸承座、密封圈、密封蓋設(shè)計設(shè)計直徑為 45mm，長度為 45mm；i j 段同樣安裝與 cd 段相同的滾動軸承，故此段直徑為 40mm，長度為 23mm，軸與滾動軸承的配合為過渡配合，配合公差為 m6。 軸上零件的軸向定位，采用鍵連接，實現(xiàn)軸上零件的周向定位和運動及動力的 傳遞。ab 段小帶輪和主軸通過圓頭平鍵連接傳遞動力和轉(zhuǎn)矩，根據(jù)該段直徑值參 考設(shè)計手冊。得出該段平鍵公稱尺寸為 b×h=8mm×7mm，鍵槽用銑刀加工，長度為 40mm，由于小帶輪和軸的配合為間隙配合，配合公差 H7/k6。轉(zhuǎn)子的周向定位和 動力傳遞也是通過平鍵實現(xiàn)的，此處采用平頭鍵連接，同樣通過此段軸徑由設(shè)計手 冊查得平鍵公稱尺寸 b×h=14mm×9mm 轉(zhuǎn)盤和軸的配合為間隙配合采用 H7/k6。軸 14 上的倒角均為 ，以便安裝軸上零件。045 4.2 主軸的校核 ①確定主軸最小直徑：取 V 帶傳動的效率為 0.97，滾動軸承的傳動效率為 0.98 =4×0.97×0.98=3.8kw總?p?1 r/min50n =9550 =7258N.mm1T1/ 初步確定軸的最小直徑，由公式 30npAd? （16） 式中：p 為軸所傳遞的功率,kW； n 軸的轉(zhuǎn)速.r/min； 扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 ；T?MPa 由材料許用應(yīng)力所確定的系數(shù)。0A 選取軸的材料為 45＃鋼，經(jīng)調(diào)制處理,根據(jù)相關(guān)資料 ，取 =120 代入數(shù)據(jù)]10[0A 得 ②由設(shè)計的軸的結(jié)構(gòu)可知軸的最小直徑滿足要求，現(xiàn)在對軸進行精確校核。軸的 計算簡圖如圖 3 所示。 T F N N T F1 NH1 NH2 圖 3 軸的計算簡圖 Fig 3 Axis calculation diagram ③計算圖中各力 F─帶輪的壓力軸，由之前帶傳動計算中得 F=1007.2N； T─傳遞的扭矩，由上計算得 T=7258N·mm； ─轉(zhuǎn)子對軸的壓力，估計轉(zhuǎn)子質(zhì)量為 30Kg，則1F mnpAd95.100min? 15 =40×10=300N1F N─軸承對軸的支撐力為 的一半，即 N=150N。1 =1007.2×23/161=144N , =1007.2-144=863.3N1HN2HN 做出水平面受力分析圖 4，水平面彎矩圖 5，垂直面受力分析圖 6，垂直面彎矩圖 7，和扭矩圖 8 如圖 所示：]1[ 圖 4 水平面受力分析 Fig 4 Horizontal plane stress analysis 圖 5 水平面彎矩圖 Fig 5 A horizontal plane bending moment diagram 圖 6 垂直面受力分析圖 Fig 6 Vertical plane stress analysis diagram 圖 7 垂直面彎矩圖 Fig 7 Vertical bending moment diagram 16 圖 8 扭矩圖 Fig 8 Torque figure （2)按彎矩組合成應(yīng)力校核軸的強度：進行校核時，通常只校核軸上承受最大 彎矩和扭矩的截面的強度。根據(jù)計算公式及上面所得滾動軸承右端面截面彎矩和扭 矩，以及軸運動時需正反轉(zhuǎn)扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為對稱循環(huán)變應(yīng)力，取 α=1 軸的應(yīng)力計算： MPaW TMca 32222 401.)86(7)(??????? （17） =4.27 P 選定軸的材料為 45 鋼，調(diào)制處理，由相關(guān)資料 查得 ，]12[??MPa601??? ，故安全。??1???ca （3)精確校核軸的疲勞強度： ①判斷危險截面，根據(jù)前面的分析計算，其他截面雖然直徑較小，且開有鍵槽、 軸肩及過渡配合所引起的應(yīng)力集中，均消耗軸的疲勞度，但由于只受到扭矩和較小 的彎矩作用，所以這些截面均安全。 從應(yīng)力集中和受載的情況看，截面 c，d 上的應(yīng)力分布最大，由于截面 c 右側(cè) 和截面 d 左側(cè)直徑相等，截面 c 左側(cè)和截面 d 右側(cè)小，而載荷 d 截面大一點，故只 需校核 c 左側(cè)和 d 左側(cè)。 ②截面 b 左側(cè): 抗彎截面系數(shù): 333 6.175261.0. mdW??? 抗扭截面系數(shù): 333 2...T 截面左側(cè)的彎矩 M 為： mN????1845 17 截面 c 上的扭矩 T 為： T=7258 mN? 截面上的彎曲應(yīng)力為： =5.16MPaMPaWb2.35184?? 截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力： T06..7?? 軸的材料為 45 鋼經(jīng)調(diào)質(zhì)處理。查相關(guān)資料 得： ]13[ MPaaMPab 5,27,6401????? 截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù) 和 在設(shè)計手冊 中查取。因 ???]14[ ，5.1263,08.261?dDdr 經(jīng)插值后查得 =2.25 =1.82??? 查的材料的敏性系數(shù)為： =0.82 q85.0??q 故有效應(yīng)力集中系數(shù)為： 205.)1.(2.1)(1?????????k 697850??q 查得尺寸系數(shù) =0.58；扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù) =0.76。??? 軸按磨削加工，查得表面質(zhì)量系數(shù)為 =0.92r?? 軸未經(jīng)表面強化處理，即 =1，得綜合系數(shù)為：q? 578.3192.058.1???????????kK ..76.??r 由設(shè)計手冊得碳鋼的特殊性系數(shù)： =0.1-0.2 ，取 =0.1???? =0.05-0.1，取 =0.05?? 于是，計算安全系數(shù) 值，按設(shè)計公式得caS 18 1725.0275.0311 ???????mKS???? （18） （19） （20） s =2，故安全。caS? ③截面 d 側(cè)面 抗彎截面系數(shù): 3336401.0. mdW??? 抗扭截面系數(shù) : 333 1282.T 彎矩 M: NM??????766/)71(284 彎曲應(yīng)力: =3.465MPaWb0//? 扭矩 T: T=7258N·m 扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力: 過盈配合處的 ，查機械手冊，用插值法求出，并取 =0.8 ，??/k ??/k?/z 于是得： =3.16 / =0.8×3.16=2.53??zk 軸按磨削加工，差得表面系數(shù)為 =0.92，故得截面綜合系數(shù)：r??? 25.319.06.31???????K MPaWT728/75/ 9..495781????mbK???5.22??SSrca 19 62.19.053.21??????????rkK 所以軸在截面 d 左側(cè)的安全系數(shù)為： s =2，故安全。主軸無大的瞬時過載及嚴(yán)重的應(yīng)力循環(huán)不對稱性，故可略caS? 去靜強度校核。 4.3 滾動軸承的壽命計算 查相關(guān)資料 得 6208 深溝球軸承的基本額定動載荷為 =29500N，基本額]15[ ORC 定靜載荷為 =18000N。求兩軸承受到的徑向載荷 和OC1rF2 將軸系部件受到的空間力系分解為水平面和鉛垂面兩個平面力系，分別如下圖 9 和 10。 F=1007.2 N NH1=144N NH2=863.2 N 圖 9 水平面受力分析圖 Fig 9 Level stress analysis diagram F1=300N NV1=1500N NV2=150N 4.186.0564.0211 ???????mKS???? .7.9.371?b?2.7.8.7222??Srca 20 圖 10 垂直面受力分析圖 Fig 10 Vertical plane stress analysis diagram 由上述受力分析可知： =144N1HN =863.2N2 V501? NNFHr 208154221??? Vr 76.86322 ? ①求軸承當(dāng)量動載荷 和1P2 FPr01? N8762 ②計算軸承壽命 因為 ? ，所以按左邊軸承的受力大小計算21 ]17[ （21）hPCnLorh 2.3962081560601 ???????????????? ? 4.4 滾動軸承潤滑方式的選擇 由于主軸上滾動軸承安裝在軸支座中，考慮到脂潤滑形成的潤滑膜強度高，能承 受較大載荷，不易流失，容易密封，一次加脂可以潤滑很長時間，所以選用脂潤滑 。]18[ 4.5 連接鍵的選擇和計算 鍵的選擇包括類型和尺寸選擇兩個方面。鍵的類型應(yīng)根據(jù)鍵連接的結(jié)構(gòu)特點、使 用要求和工作條件來選擇；鍵的尺寸應(yīng)按符合標(biāo)準(zhǔn)規(guī)格和強度要求來確定。 4.5.1 小帶輪與主軸的鍵連接 小帶輪與主軸之間的鍵連接，主要的傳遞運動和轉(zhuǎn)矩，故采用圓頭平鍵連接， 由小帶輪孔徑為 26mm，查相關(guān)資料 鍵的截面尺寸鍵寬 b×鍵高 h=8mm×7mm，]15[ 選用鍵長 L=40mm。對鍵進行校核：假定載荷在鍵上工作面上均勻分布，普通平鍵 的條件為 （21）??ppkldT????? 3102 21 式中：T─傳遞的轉(zhuǎn)矩，由前面計算得 T=7.258N·m； k─鍵與輪轂鍵槽的接觸高度， k=0.5h=0.5×7mm=3.5mm； l─鍵的工作長度，圓頭平鍵 l=L-b=40-8=32mm； d─軸的直徑，d=26mm； ─鍵、軸、輪轂三者中最弱材料的許用擠壓應(yīng)力，查得 =110MPa。??p? ??p? 計算 ??MPaPakldTpp 109.42635.1087102 3 ??????? 故鍵的強度滿足要求。 4.5.2 轉(zhuǎn)子與主軸的鍵連接 轉(zhuǎn)子與主軸的連接由于結(jié)構(gòu)和載荷要求，采用平鍵連接，根據(jù)連接處軸徑的大 小參照軸的標(biāo)準(zhǔn)規(guī)格，選用截面的平鍵尺寸為鍵寬 b×鍵高 h=14mm×9mm，故選用 鍵長 L=80mm，對鍵進行校核。 假定載荷在鍵的工作面上均勻分布，普通平鍵的強度條件為 ??ppkldT????? 3102 式中：T─傳遞的轉(zhuǎn)矩，由前面計算得 T=7.258N·m；每個鍵承擔(dān)一般計算時 T=3.629N·m k─鍵與輪轂鍵槽的接觸高度， k=0.5h=0.5×8mm=4mm； l─鍵的工作長度，平頭鍵 l=174-14=160mm； d─軸的直徑，d=48mm ─鍵、軸、輪轂三者中最弱材料的許用擠壓應(yīng)力，查得 = 。??p? ??p?MPa10 ??PaMPaklTp105.048162.702 33 ??????? 故鍵的強度滿足要求。 5 錘片式粉碎機的零件設(shè)計 5.1 錘片的設(shè)計 根據(jù) JB/T9822.2-2008 ,本錘片選擇 65Mn 鋼作為金屬制造材料，要求熱處理，保]19[ 證淬火區(qū)硬度為 50HRC-57HRC，滲碳區(qū)硬度不超過 28HRC 關(guān)數(shù)據(jù)如下圖 11。 22 圖 11 錘片技術(shù)設(shè)計要求 Fig 11 Hammer piece technical design request 5.1.1 錘片尺寸 因選用矩形錘片，其結(jié)構(gòu)及相關(guān)尺寸設(shè)計如下圖 12，根據(jù)經(jīng)驗公式確定各具 體參數(shù)，分別如下： a = β×D=0.28×250=70mm， （22） 式中：β─錘片長度系數(shù)，β ＝0.23~0.36 ， 本設(shè)計取 β=0.28； D─轉(zhuǎn)子直徑，D=250mm； b=0.1×D=25mm；c=50mm。 圖 12 錘片外形尺寸 Fig 12 Hammer piece external dimensions c 為錘片銷孔到頂端距離，為了避免工作的沖擊力引起機器強烈振動，其值應(yīng) 根據(jù)打擊中心理論進行設(shè)計計算，再考慮轉(zhuǎn)子直徑的大小，為了不導(dǎo)致轉(zhuǎn)子內(nèi)錘片 不引起干涉，經(jīng)過綜合計算考慮取值為 c=50mm，d=10mm，e=3mm。 23 d 為銷孔直徑，e 為錘片厚度 δ，δ 的取值范圍為 2~10mm，在保證使用壽命 情況下，薄錘片有利于提高粉碎機的度電產(chǎn)量，故取 δ=3mm，銷孔選擇系列設(shè)計 值，取 d=10mm。 5.1.2 錘片數(shù)量 錘片的數(shù)量主要依據(jù)錘片工作密度，粉碎室有效寬度以及錘片厚度來確定，其 計算如下: , 取 z=16，1.65230.1????BKz 式中： ─錘片工作密度系數(shù)， =0.27~0.47，取 =0.35；1 1K1K ─粉碎室有效寬度，因 =250mm，取 =230mm。1B1B 錘片排列方式有四種： ?螺旋排列。分為單，雙螺旋線兩種，排列方式最簡單，軌跡均勻不重復(fù)，但 工作是物料將螺旋線向一側(cè)推移，使此側(cè)錘片磨損加劇。此外，當(dāng)轉(zhuǎn)子高速旋轉(zhuǎn)時 錘片出現(xiàn)不平衡力矩，使機器產(chǎn)生振動。 ?對稱排列。在同樣軌跡密度下，需增加錘片數(shù)量，耗用鋼材多，但轉(zhuǎn)子運轉(zhuǎn) 平穩(wěn)，物料無側(cè)移現(xiàn)象，錘片磨損較均勻。 ?交錯排列。分單片和雙片兩種，錘片軌跡均勻不重復(fù)，轉(zhuǎn)子運動平穩(wěn)，但工 作時物料略有推移，銷軸間隔套品種類多。 ④混合排列。軌跡均勻不重復(fù)，且垂直排列左右對稱，對稱軸相互平衡，因此 在這種排列應(yīng)用廣泛，混合式排列可使錘片軌跡不重復(fù)，打擊面廣，物料在粉碎室 內(nèi)分部均勻等特點，比起均布式的平衡性好，混合法更符合設(shè)計要求，效率更好。 5.1.3 轉(zhuǎn)子設(shè)計 轉(zhuǎn)子作為整個設(shè)計的核心，主要包括錘片、錘片架及轉(zhuǎn)軸三大部分。三大部分 結(jié)構(gòu)的設(shè)計，只要依據(jù)因素有轉(zhuǎn)子的轉(zhuǎn)速、轉(zhuǎn)子的直徑、電機功率、傳動結(jié)構(gòu)。在 本設(shè)計的總體設(shè)計方案中，經(jīng)過設(shè)計計算，已得知轉(zhuǎn)子速度為 5000r/min，轉(zhuǎn)子直 徑 D=250mm，電動機功率為 4kW，又考慮到軸的設(shè)計需要根據(jù)帶傳動，軸承和箱 體結(jié)構(gòu)設(shè)計計算，并需要強度校核，故本節(jié)主要設(shè)計內(nèi)容為錘片和錘片架的設(shè)計計 算。其結(jié)構(gòu)及相關(guān)尺寸設(shè)計如下圖 13。 24 圖 13 錘片和錘片架的尺寸示意圖 Fig 13 Hammer and hammer frame the size of the diagram 5.2 錘片架的設(shè)計 錘片架即為安裝錘片并與轉(zhuǎn)軸固定的機構(gòu)，錘片架的設(shè)計要實現(xiàn)如下功能 ：]20[ ?錘片安裝不能固定能 360 度旋轉(zhuǎn)并不能與內(nèi)部結(jié)構(gòu)相互干涉； ?與轉(zhuǎn)軸一起高速徑向運動，不能軸向移動； ?使錘片的有效打擊范圍達到粉碎機內(nèi)最大。 另外，在錘片架設(shè)計中，需參考以下數(shù)據(jù)：轉(zhuǎn)子直徑 D、錘片尺寸規(guī)格、粉碎 室有效寬度 、轉(zhuǎn)軸