XIX3雙轉子錘片式粉碎機設計計算3.1已知設計參數及設計要求該粉碎機為雙轉子錘片式谷物粉碎機，粉碎物料的錘片末端線速度為75m/s。設計要求有：1粉碎能力為0.7t/h2粉碎機允許的最大物料給料粒度為：≤120mm3粉碎機轉子的轉速為2500～3000r/min4粉碎機的最大排料粒度為：≤3mm5粉碎機的物料容許濕度：＜9%工作條件：連續單向運轉，工作時有輕微震動，使用期限為10年，小批量生產，每天工作8小時，其生產率為0.7/h。3.2傳動裝置的總體設計3.2.1轉子直徑D與粉碎室寬度B的確定1轉子直徑D的確定由得轉子直徑為：初選轉子直徑為480mm2確定轉子轉速3粉碎室寬度B的確定粉碎機轉子直徑D與粉碎室寬度B之積可用以下經驗公式求得:(3—1)式中：B—粉碎室寬度，mm；k—經驗系數,一般取0.29～0.75；D—轉子直徑，mm。D、B確定之后,為了降低噪音,一般采用大轉子低轉速,確定要根據粉碎物料的品種具體分析。如果以粉碎玉米等顆粒為主,要采較小的B和較大的D；如果是以粉碎牧草為主，則要采用較大的B和較小的D。將數據代入式(3—1)得：B=0.5×480mm=240mm4配套電動機功率N的確定由N=（6.4-10.5）Q(3—2)式中：N—電動機功率，KW；Q—生產率,t/h。得配套電動機的功率為：N=（6.4～10.5）0.7KW=（4.48～7.35）KW根據JB/T5274—1991所選電動機的型號為Y132S—4，其主要參數如下所示：額定功率：7.5Kw滿載轉速：1440r/min同步轉速：1500r/min額定轉矩：2.2Nm最大轉矩：2.3Nm3.2.2擬定傳動方案擬定傳動方案即是合理選擇機械傳動裝置的餓傳動機構，并用機構運動簡圖表示，反映出運動和動力傳遞路線和各部件的組成和聯接關系。合理的傳動方案首先要滿足機器的功能要求，例如傳遞功率的大小，轉速和運動形式。此外還要適應工作條件（工作環境、場地、工作年限等），滿足工作可靠、結構簡單、尺寸緊湊、傳動效率高、使用維護便利、工藝性和經濟性合理等要求。要同時滿足這些條件是比較困難的，因此要通過分析比較多種比較方案，選擇能保證重點要求的較好的傳動方案。本設計為雙轉子錘片式粉碎機設計，方案采用兩個轉子反向旋轉，并且轉速一致。如圖3-1所示為可以采用的五種傳動方案：（a）方案結構不緊湊；（b）方案由于兩軸中心距比較大所以中間一對齒輪的結構設計也會比較大，增加制造及材料成本，不采用；（c）方案交叉帶傳動，磨損太大，不采用；（d）方案一個電機驅動，采用帶傳動和齒輪傳動，中間的帶傳動實現了兩個主軸直接按較大傳動距離，是齒輪的結構比較小，并且也滿足了本科階段設計要求；（e）方案兩個電機直接驅動，節省了制造成本，傳動結構簡單，能夠很容易實現兩根主軸的轉速相同正反轉，保證兩根主軸的轉速相同，大多數廠家生產的雙轉子粉碎機均采用了這種傳動方案。綜合考慮以上五種方案，本設計選擇（d）傳動方案。（a）（b）（c）（d）（e）圖3-1雙轉子錘片式粉碎機傳動方案簡圖3.3帶傳動設計計算3.3.1左側帶傳動1確定計算功率由表8-7查的工作情況系數=1.31.11，故==kW=10.8kW2選擇V帶的帶型根據、由圖8-11選用B型。3確定帶輪的基準直徑并驗算帶速1）初選大帶輪的基準直徑。由表8-6和表8-8，取大帶輪的基準直徑=280mm2）驗算帶速。按式（8-13），驗算帶的速度因為5m/s＜＜30m/s，故帶速合適。3）計算小帶輪的基準直徑。根據式（8-15a），計算小帶輪的基準直徑根據表8-8，圓整為=140mm。4確定V帶的中心距和基準長度1）根據式（8-20），初定中心距=600mm。2）由式（8-22）計算帶所需的基準長度mmmm由表8-2選帶的基準長度=1800mm。3）按式（8-23）計算實際中心距。mmmm5驗算小帶輪上的包角6計算帶的根數z1）計算單根V帶的額定功率。由mm和r/min，查表8-4a得kW查表8-5得，表8-2得，于是kWkW2）計算V帶的根數z。取2根。7計算單根V帶的初拉力的最小值由表8-3的B型帶的單位長度質量q=0.18kg/m，所以NN應使帶的實際初拉力＞。8計算壓軸力壓軸力的最小值為N9帶輪的結構設計，查機械零件設計手冊。查《機械設計》表8—10得到采用B型V帶時相應的皮帶輪輪槽截面尺寸如圖3-2所示，帶輪的結構設計如圖3-4所示：圖3-2V型帶輪截面圖3-4帶輪的結構設計圖圖3-3V型帶輪截面參數3.3.2右側帶傳動1確定計算功率由表8-7查的工作情況系數=1.3，故==1.310.8kW=14.04kW2選擇V帶的帶型根據、由圖8-11選用B型。3確定帶輪的基準直徑并驗算帶速1）初選大帶輪的基準直徑。由表8-6和表8-8，取大帶輪的基準直徑=140mm2）驗算帶速。按式（8-13），驗算帶的速度因為5m/s＜＜30m/s，故帶速合適。3）計算小帶輪的基準直徑。根據式（8-15a），計算小帶輪的基準直徑4確定V帶的中心距和基準長度1）根據式（8-20），初定中心距=350mm。2）由式（8-22）計算帶所需的基準長度mmmm由表8-2選帶的基準長度=1120mm。3）按式（8-23）計算實際中心距。5驗算小帶輪上的包角6計算帶的根數z1）計算單根V帶的額定功率。由mm和r/min，查表8-4a得kW查表8-5得，表8-2得，于是2）計算V帶的根數z。取4根。7計算單根V帶的初拉力的最小值由表8-3的B型帶的單位長度質量q=0.18kg/m，所以N應使帶的實際初拉力＞。8計算壓軸力壓軸力的最小值為N9帶輪的機構設計，帶槽的結構和第一個帶傳動相同，如圖3-5所示：圖3-5帶輪的結構設計圖3.4齒輪傳動設計計算1選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數。（1）根據所用傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動。（2）工作機為農業機械，速度較高，故選用8級精度（GB10095-88）（3）材料選擇。由表10-1選擇小齒輪材料為40（調質），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調質），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。（4）選小齒輪齒數=24，大齒輪齒數。2按齒面接觸疲勞強度設計由設計計算公式（10-9a）進行試算，即（1）確定公式內的各計算數值1）試選載荷系數。2）計算小齒輪傳遞的轉矩。3）由表10-7選取齒寬系數=1。4）由表10-6查得材料的彈性影響系數5）由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限，大齒輪的接觸疲勞強度極限。6）由式10-13計算應力循環次數。7）由圖10-19取接觸疲勞壽命系數；。8）計算接觸疲勞許用應力。取失效概率為1%，安全系數S=1，由式（10-12）得（2）計算1）試算小齒輪分度圓直徑，代入中較小的值。2）計算圓周速度。3）計算齒寬。4）計算齒寬與齒高之比。模數齒高5）計算載荷系數根據，8級精度，由圖10-8查得動載系數直齒輪，；由表10-2查得使用系數；由表10-4用插值法查得8級精度，小齒輪相對支撐非對稱布置時，。由，查圖10-13得故載荷系數6）按實際的載荷系數校正所得的分度圓直徑，由式（10-10a）得7）計算模數。3.按齒根彎曲強度設計由式（10-5）得彎曲強度的設計公式為（1）確定公式內的各計算數值1）由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限；大齒輪的彎曲強度極限；2）由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數,；3）計算彎曲疲勞許用應力。取彎曲疲勞安全系數S=1.4，由式（10-12）得4）計算載荷系數。5）查取齒形系數。由表10-5查得6）查取應力校正系數。由表10-5查得7）計算大、小齒輪的并加以比較。大齒輪的數值大。（2）設計計算對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數，由于齒輪模數的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數與齒數的乘積）有關，可取由彎曲強度算得的模數1.73并就近圓整為標準值，按接觸強度算得的分度圓直徑，算出小齒輪齒數大齒輪齒數這樣設計出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到了結構緊湊，避免浪費。4.幾何尺寸計算圖3-6齒輪結構設計圖（1）計算分度圓直徑（2）計算中心距（3）計算齒輪寬度取，5結構設計及繪制齒輪零件圖因齒頂圓直徑小于160mm,故以選用實心結構為宜，如圖3-6所示。 3.5軸的結構設計計算3.5.1軸3的結構設計計算1求軸上的功率、轉速和轉矩取齒輪傳動的效率（包括軸承效率在內），則又2求作用在齒輪上的力因已知小齒輪的分度圓直徑為而圓周力，徑向力及軸向力的方向如圖所示。3初步確定軸的最小直徑先按式（15-2）初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調質處理。根據表15-3，取，于是得取軸的最小直徑即安裝齒輪處軸的直徑為4軸的結構設計（1）擬定軸上零件的裝配方案現選用，如圖3-7所示的裝配方案。圖3-7軸3的結構與裝配（2）根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1）初步選擇軸承。因軸承只需要承受徑向力而承受軸向力很小，故選用深溝球軸承。參照工作要求并根據=45mm，由軸承產品目錄中初步選取0基本游隙組、標準精度的深溝球軸承6209，其尺寸為，，而取。2）左端Ⅲ—Ⅳ用圓螺母和圓螺母用止動墊圈來固定錘架板，=30mm3）取安裝錘片處的軸段Ⅳ—Ⅴ的直徑為，錘片是裝在靠錘架板支撐的銷軸上的。已知粉碎室的寬度為240mm，因此軸段，為了軸向固定錘架板Ⅴ—Ⅵ軸段制出一軸間，。4）Ⅵ—Ⅶ制出一軸間，軸向固定軸承，取。5）Ⅶ—Ⅷ安裝軸承，取6）Ⅷ—Ⅸ安裝軸承端蓋，取5）Ⅸ—Ⅹ安裝齒輪，右端用軸用彈性擋圈軸向固定齒輪。所以，，6）至此，已初步確定了軸的直徑和長度，總長度（3）軸上零件的周向定位齒輪與軸的周向定位均采用平鍵連接，按，由機械設計手冊查得平鍵截面，A型鍵，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為38mm，錘架板與軸連接選用A型平鍵，尺寸為。軸承與軸的周向定位是由過度配合來保證的。（4）取軸端倒角為，各軸肩處圓角半徑如設計圖紙所示。3.5.2軸1的結構設計計算1求軸上的功率、轉速和轉矩取齒輪傳動的效率（包括軸承效率在內），則又2初步確定軸的最小直徑先按式（15-2）初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調質處理。根據表15-3，取，于是得取軸的最小直徑即安裝齒輪處軸的直徑為3軸的結構設計（軸的結構設計如圖3-8所示）圖3-8主軸1結構設計圖3.6錘片結構設計及其強度校核3.6.1錘片的結構設計由國家機械行業標準規定了錘片的型式，規格和設計要求。根據本此的設計要求選擇I型錘片，其具體設計圖形如圖3-9所示：圖3-9I型錘片結構圖3-10錘片的淬火區圖3-11錘片的布置展開圖圖3-12錘片的重疊部分本次設計中選用=1\*ROMANI型錘片，錘片的具體參數參見圖3-13為：圖3-13錘片規格參數長度a:120mm寬度c：40mm 厚度e：4mm 孔中心到錘片一端的距離b：90mm由于錘片是粉碎機加工的核心部件，所以要求較高。本錘片選擇的金屬材料是10號鋼，且經過熱處理。熱處理淬火區硬度為56-62HRC,非淬火區硬度不超過28HRC。其淬火區如圖3-10所示。3.6.2錘片的布置本設計中錘片的布置方式采用對稱排列方式布置（如圖3-11），并且雙轉子總成的錘片相互錯位部分由重疊（如圖3-12）3.6.3錘片的強度校核為了進行強度校核，首先要計算其離心力。錘片旋轉時的離心力P：（公斤）式中：m—錘片質量，m=0.18/9.8，其中0.18為錘片重量（公斤），9.8為重力加速度（米/秒）；r—錘片中心處的旋轉半徑，r=0.18（米）；—錘片旋轉角速度，（秒）；因此，錘片離心力P為：（公斤）圖3-14錘片危險斷面錘片危險斷面在銷孔處，一種情況可能被拉斷，另一種情況可能被剪斷（圖3-14）斷面處的拉應力：（公斤/厘米）式中：P—錘片離心力，P=322公斤；—斷面積，（厘米）；則應力：（公斤/厘米）按10號鋼考慮，屈服極限公斤/厘米，去安全系數K=2，則其許用拉應力為：（公斤/厘米）所以，安全。斷面處的剪應力：（公斤/厘米）式中：P—錘片離心力，P=322公斤；—斷面積，（厘米）；（公斤/厘米）一般許用剪應力和許用拉應力的關系為：（公斤/厘米）所以，故安全。3.7軸的校核3.7.1軸3的結構及其強度校核1受力分析由于影響主軸強度的因素較多，這里不作全面分析，只能做一個初步的估算。（1）軸3上受力分析（見圖3-15a）軸3上主要承受以下幾種力：1）齒輪的徑向力，切向力2）轉子旋轉時，由于不平衡引起的離心力離心力公式為：式中：——質量，，為重力，為重力加速度（米/秒），——質點距軸心的距離（米），——角速度，（弧度/秒）錘片組允許質量差5克引起的離心力；轉子允許中心偏移量引起的離心力已知轉子重25kg，轉子中心線允許偏移量為0.01mm；兩項合計：轉子重力和離心力，都是由兩個轉盤傳到主軸上的，離心力方向隨主軸旋轉而變化。根據分析，當離心力方向均為鉛垂方向時，對主軸受力最不利，所以現在按鉛垂方向計算。3）在軸承座處的軸承支反力。2按彎扭合成強度條件校核（1）求軸上的功率（2）求作用在齒輪上的力（3）求水平面內支反力，作水平面內彎矩圖水平面內受力圖（圖3-15b）1）求水平面內A，B的支反力對A點取矩2）求水平面彎矩，繪制彎矩圖如圖3-15c所示A點彎矩B點彎矩C點彎矩（4）求豎直面內支反力，作豎直面內彎矩圖，豎直面內受力情況如圖3-15d所示。1）求豎直面內A，B的支反力對A點取矩的方向與原來假設方向相反。方向應該是向上的。2）求豎直面內彎矩，繪制彎矩圖如圖3-15e所示A點彎矩B點彎矩C點彎矩（5）求合成彎矩M，作出合成彎矩圖如圖3-15f所示將上述水平面，垂直面內以及合成彎矩分別作出圖形，由圖可以清楚地看出，軸承受最大彎矩斷面在軸承A處。最大合成彎矩（6）求轉矩，做轉矩圖如圖3-15g所示（7）求當量彎矩，作當量彎矩圖如圖3-15h所示。根據軸的工作情況可知，扭轉切應力為脈動循環變應力，取。圖3-15軸3的載荷分布圖（8）按彎扭合成應力校核軸的強度。校核A截面校核B截面校核C截面45號鋼調質處理時，查表15-1得，，，，，，故安全。3.7.2軸1的結構及其強度校核1受力分析由于影響主軸強度的因素較多，這里不作全面分析，只能做一個初步的估算。軸1上受力分析如圖3-16a所示：（1）軸1上主要承受以下幾種力：1）帶輪的壓軸力2）轉子旋轉時，由于不平衡引起的離心力上面已經闡述了計算過程，下面只是利用上面計算的一些數據。3）在軸承作出的軸承支反力。2按彎扭合成強度條件校核（1）求軸上的功率（2）V帶輪的壓軸力（引用上面的計算結果）（3）求水平面內支反力，作水平面內彎矩圖水平面內受力圖（圖3-16b）1）求水平面內A，B的支反力對A點取矩2）求水平面彎矩，繪制彎矩圖如圖3-16c所示A點水平彎矩B點水平彎矩C點水平彎矩F點水平彎矩（4）求豎直面內支反力，作豎直面內彎矩圖，豎直面內受力情況如圖如圖3-16d所示。（1）求豎直面內A，B的支反力對A點取矩（2）求豎直面內彎矩，繪制彎矩圖如圖3-16e所示B點彎矩C點彎矩（5）求合成彎矩M，作出合成彎矩圖如圖3-16f所示將上述水平面，垂直面內以及合成彎矩分別作出圖形，由圖可以清楚地看出，軸承受最大彎矩斷面在圓盤C處。最大合成彎矩（6）求轉矩，做轉矩圖如圖3-16g所示（7）求當量彎矩，作當量彎矩圖如圖3-16h所示根據軸的工作情況可知，扭轉切應力為脈動循環變應力，取。圖3-15軸1的載荷分布（8）按彎扭合成應力校核軸的強度。校核A截面校核B截面校核C截面校核F截面45號鋼調質處理時，查表15-1得，，，，，，故安全。3.8軸承壽命計算選用60000型深溝球軸承，軸承代號為6209。軸承反裝軸向載荷,預期壽命。軸承徑向載荷，。軸承轉速為2985r/min，在這里只需驗算最小轉速時軸承的壽命是否滿足要求。軸承所受載荷如圖3—16所示：圖3—17軸承所受載荷分布圖1求比值根據《機械設計》表13—5，深溝球軸承最大e值為0.44，故此時2初步計算當量動載荷P根據式來計算軸承的當量動載荷。根據《機械設計》課本表13—6取。根據《機械設計》課本表13—6取X=0.56,軸承基本額定動載荷為，Y值需在已知軸承型號和基本額定定載荷之后才能求出。相對軸向載荷，在表13—5中介于0.025—0.07之間，對應的e值0.18—0.27，Y值為2.1—1.6，用線性插值法求Y值。則有：當量動載荷為：3驗算軸承壽命由式來計算軸承的實際壽命則有：由以上驗算可知所選軸承軸承壽命較低單基本已滿足設計要求。其他兩個軸承經計算也滿足設計要求。3.9鍵的校核鍵的選擇及校核計算3.9.1主軸3上鍵的校核1.軸3上與齒輪相聯處鍵的校核鍵A10×8單鍵鍵連接的組成零件均為鋼，滿足設計要求。2與軸上錘架盤相聯的鍵的校核鍵A1610單鍵鍵連接的組成零件均為鋼，滿足設計要求。3.9.2主軸1上鍵的校核1.軸1上與帶輪相聯處鍵的校核鍵A14×9單鍵鍵連接的組成零件均為鋼，滿足設計要求。2與軸上錘架盤相聯的鍵的校核鍵A1610單鍵鍵連接的組成零件均為鋼，滿足設計要求。3.10雙轉子錘片式粉碎機箱體設計本論文設計的雙轉子粉碎機，具有機座、固定于機座上的機殼、它們的中心軸水平相互平行且旋轉方向相反的兩個轉子、分別固定安裝于兩個轉子上的錘片、兩個篩片、位于機殼上端的進料口。兩個篩片從固定在機殼內側壁上的篩梁的下方交匯處延伸至上述兩個轉子的上方，呈“”形，兩個篩片與機殼成兩個相連通的粉碎室，每個粉碎室內具有一個轉子總成。具體結構設計尺寸見圖3-18圖3-18雙轉子錘片式粉碎機箱體設計尺寸5結論與討論本文對秸雙轉子錘片式粉碎機傳動系統和主要工作部分-轉子進行設計、分析研究。針對現在我國飼料粉碎機涉及的諸多問題，結合工廠及個體的實際需求，設計出轉動平穩，高效節能的新型雙轉子錘片式粉碎機，大幅度提高了錘片式粉碎機的工作效率。

下面對整個研究工作進行歸納和總結，闡述設計過程：1．結合雙轉子錘片式粉碎機的工作原理，分析比較目前各種單轉子錘片式粉碎機和雙轉子錘片是粉碎機的優缺點，結合本設計的設計要求，進行粉碎機的總體方案設計，確定雙轉子錘片式粉碎機的總體結構。

2.根據轉子需要的工作轉速和電動機功率，確定本設計的傳動的方案。

3.根據確定的設計方案進行粉碎機的零部件設計及其箱體尺寸的設計。4.根據設計計算的尺寸對雙轉子錘片式粉碎機進行三維建模及虛擬裝配，并繪制二維工程圖。由于本人設計水平有限，有些設計部分尚有不足，現存在一下幾方面問題可進一步加以改進和完善：1為了提高粉碎機的粉碎效率，本設計采用雙轉子總成的錘片相互錯位部分重疊的設計結構，但是交錯部位的具體尺寸有待繼續實驗驗證。2對雙轉子錘片式粉碎機轉子的動力特性可進一步加以虛擬仿真實驗。3雖然用PRO/E軟件建立了轉子系統的機械運動仿真，但是這種仿真與真實運動學模型還有一定差異，有待進一步研究。4．需要迸一步嚴格控制相關參數，減少試驗誤差；參考文獻[1]濮良貴，紀名剛．機械設計(第八版)[M]．北京．高等教育出版社．2006．[2]吳宗澤．機械零件設計手冊[M]．北京．機械工業出版社．2003．[3]極限配合與測量技術基礎[M]．上海．同濟大學出版社.2008.[4]陳立德．機械設計基礎課程設計指導書(第二版)[M]．北京．高等教育出版社．2004．[5]吉穎風．.新型錘片式粉碎機篩分效率的研究[D]．中國期刊網優秀博碩士學位論文庫．[6]龐聲海，饒應昌．飼料機械加工機械使用與維修[M]．北京．中國農業出版社．1989．[7]李寶筏．農業機械學[M]．北京．中國農業出版社．2003．[8]全國農業機械標準化技術委員會．農業機械標準匯編,飼料粉碎機械卷[G]．北京．中國標準出版社．2003．[9]杜小強．基于虛擬樣機技術的錘片式粉碎機轉子動力學特性研究[J]．農業機械學報,2005，38(7)：53-56．[10]姜新民．雙轉子錘片式粉碎機：中國,200620015950.2[P]．2007-10-31[2010-05-01]．/Patent/200610157008[11]林清安．Pro/ENGINEER野火4.0中文版工程圖制作[M]．北京．電子工業出版社．2008．[12]林清安．Pro/ENGINEER運動仿真和有限元分析[M]．北京．人民郵電出版社．2004．[13]鄭建榮．ADAMS—虛擬樣機技術入門與提高[M]．北京．機械工業出版社．2002．[14]李軍，刑俊文，譚文潔等．ADAMS實例教程．北京．北京理工大學出版社．2002．[15]鐘一諤，何衍宗，王正．轉子動力學[M]．北京.清華大學出版社．1987．[16]聞邦椿．高等轉子動