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1、卧式粉碎机专业：机械设计制造及其自动化学生：唐建兵 指导教师：田大庆摘要：本文根据某塑料回收厂所提供的塑料的形状和性能，并查阅大量的相关资料，结合实际情况，设计出塑料回收设备，包括粉碎机、筛选机及其重要构件。本文首先介绍了粉碎筛选设备及其技术目前的发展状况和趋势、粉碎筛选设备的种类和工艺参数。然后分析各种塑料的机械性能，并根据其性能和所要求的粉碎和筛选效果，提出粉碎机和筛选机的结构及其性能特点的各种可行性方案。最后对各个方案进行相互比较，选取出相对较优的设计方案进行设计。在粉碎机的设计中，本文对粉碎机的各个机构进行了运动学和动力学的详细计算，并对变速箱和V带进行了严格的校核计算，确定了齿轮、电
2、机、联轴器和皮带等的具体参数。根据这些参数绘制出粉碎机的结构总装图，同时在论文中也对其他构件进行了详细的介绍，如进料口、筒体等。在筛选机的设计中，由于筛选机中选用的变速装置和联轴器等与粉碎机中选用的是一样的，所以在设计过程中，省略了设计相同的部件，。只对其重要结构进行了详细分析和设计说明主题词：粉碎机 结构设计 The structure design of lying disintegratorMajor: Mechanical Design & Manufacturing and Their AutomationUndergraduate:Tang jianbing Tutor: Tian
3、 Daqing Abstract: According to the shape and the physical function of the plastic provided by a plastic recycling factory, and perusing a lot of relevant information， combined with the actual situation, to design plastic recycling equipment, including disintegrator, screening machine and their impor
4、tant components. In this paper, first introduced the development status and current of the disintegrate and screening equipment and their technology in modern, the kinds and technology parameter of disintegrator and screening machine. Then, analysis of the mechanical properties of plastics, and in a
5、ccordance with their properties and requested by the disintegrate and screening , bring forward the structure and the function of as many as possible kinds of feasibility schemes of disintegrator, screening machine. Finally, And then, put these schemes compare with each others, chose the best scheme
6、 to design. In the design of the disintegrator, the thesis carries on the detailed calculation of the kinetics and dynamics to the whole organization, and takes a strict calculation of gear-box and V-belt, confirms the concrete parameter of gear, motors, couplings, the belt and so on. And then, Base
7、d on these parameters, a structure diagram of disintegrator is draw, at the same time, other components such as feed inlet, bowl, etc. also carried out a detailed introduced. As the gear-box and coupling selected in the screening machine has same structure as in the disintegrator, so in this design
8、process, omitted the design of the same components. Only carries a detailed analysis and design explanation of the other important structure in the design of the sieving device. Key words: disintegrator, structure design第一章 前言1.1 设计的目的和意义随着我国经济的持续快速发展，人民生活质量的显著提高,畜产品生产和消费量也相应的增加；同时，国家也愈来愈重视现代农业建设并加大
9、投入力度，使得粉碎塑料和其他的农产品加工机械的需求量也随之增长。近年来，在国家一系列发展的驱动下，当前我国的粉碎机械工业正处在历史上最好的发展时期，总体形式看好，已经连续五年保持高速增长，出现产销两旺的喜人态势。同时，在2007年，国家将继续加大对购买农机产品的补贴力度，而且随着国家及地方政府对粉碎机科技的研究,各企业收入将有所增加,负担减轻,支出减少。这些因素将使粉碎塑和其他农产品加工机械的需求量有较大幅度的增长。1.2 提出背景当前大多数是使用传统的粉碎机对其进行加工；而国外的加工机械也只是处于初级阶段。虽然，目前市场上已经生产出几种立式和卧式无筛粉碎机，其中立式无筛粉碎机有：AMC型无筛
10、粉碎机、ZPS型微粉碎机和国产立式粉碎机；而卧式无筛粉碎机有：日本生产的卧式多级微粉碎机、美国生产的卧式单级微粉碎机和卧式无筛双转子锤片粉碎机。这些粉碎机虽有生产率高、能耗低、调节操作方便等优点，但由于各类型的粉碎机结构较为复杂，且采用多级电动机带动工作，使得成本较高且为微粉碎， 自上个世纪以来，国家投入了大量资金，对秸杆利用进行研究，但真正做到可持续发展的并不多，普遍达不到粉碎秸杆的技术要求，这类粉碎机虽可以对秸杆进行粉碎，但必须对秸杆进行粉碎前的加工，如压、铡加工，并且粉碎起来存在许多缺点： 动力浪费大，度电产量不高 粉碎粒度不均匀 机器部件磨损快，工作稳定性差 生产率低 由于使用筛片磨损
11、快，生产成本增加。该设计在设计思想、机体结构和具体零件等方面都进行了创新。目前，国内无具体的样机，是一种较新颖的产品。它在结构设计方面进行的创新，提高经济和社会效益具有重要的意义。因此应大力开发使其朝着高效低能耗方向发展，以适合我国的发展需要。1.3 设计的基本要求该粉碎机主要是用于对塑料的加工，对其具有以下要求: 对加工塑料的适应性广，能加工各种类型的塑料，对含水量较大、纤维较长的粗塑料也应具有较好的适应性。 粉碎程度应能够根据要求进行调整，粉碎粒度应尽量均匀。 配套动力合理、度电产量高、提高生产率、降低能耗。 结构简单、操作方便、不需要较大的技术要求。 工作部件耐磨性好，减少更换次数，以降
12、低生产成本，提高经济效益。 噪音低、粉尘少、以减少环境污染。 机型结构简单、尺寸紧凑、体积小、占地少、成本低、以适合广大工业的生产。1.4 设计的指导思想由于超细粉碎技术及其设备的应用广泛，所涉及的领域有化工、建材、电子、医药、农业、造纸等，被粉碎的物料也是多种多样，再加上现代高新技术的发展对材料的深加工提出的要求越来越高，如粒度为均匀化、品质高纯度、粉体形状的特护要求等等，这些因素都促使超细粉碎技术及其设备向跟高更远的方向发展。虽然各个领域的超细粉碎设备个不一样，但其设计思路主要围绕以下几点：1)原理上考虑提高有效粉碎能，大多采用冲击、剪切、摩擦等力的综合作用进行超细粉碎;2)结构采用超细粉
13、碎一分级一体型式，利用高效气流分级装置不仅可以提高其微细化粒度，而且可以实现粒度分布均匀化或特定化;3)粉碎产品流动性好、纯度高第二章 粉碎机的结构选择2.1 结构方案的确定该机包括进料部分、切碎部分、粉碎部分、排料部分、传动部分和机体六部分。该机结合现有生产设备，国内外先进技术，根据设计指导思想，确定本机结构采用无筛的形式，其结构和工作原理较其他通用型粉碎机都大不相同，具有很大的创新性。其具体结构布置如图2.2 工作原理电机高速（1000r/min以上）转动，由电机轴通过变速器后，输出给皮带轮，通过皮带带动使粉碎机的主轴高速旋转，从而使连接在主轴上的转子高速旋转。从进料口进来的物料（塑料）在
14、往下自由落体的途中会在主轴的带动下，带动不同层次的搅拌棒与最下面的旋转挡板高速旋转，使物料进行循环的搅拌，达到规格的程度的物料通过筒体内壁的筛网掉向出料口，而没达到要求的通过搅拌棒的冲击、剪切继续搅拌从而实现了粉碎的目的。 2.3 特点根据所设计的具体结构和工作原理，该粉碎机具有以下特点： 通过转子和传动结构的优化配置，它具有结构紧凑、体积小、工作平稳的特点。 ，进排料方便，提高了生产率，降低成本 。 结构简单，操作维护方便，适合有于广大农村使用。 产品粒度调节方便，可通过对粒度调节板的调整来实现，且能适合多种物料的加工，具有广泛的适应性。 电机与主轴采用带连接，传动装置简单，降低了成本。 第
15、三章 粉碎机的机构设计已经为粉碎机的总体结构进行了初步设计，在本章中，我们将对粉碎机的各个零部件进行详细的设计其中包括电机的选择，传动装置的设计及粉碎执行结构的设计。本次设计的任务是对硬PVC进行粉碎和筛选，已达到所需的粒度要求来进行回收。每次进料10kg。硬PVC比重：1.38克/立方厘米，成型收缩率：0.6-1.5%，成型温度：160-190。软化温度为80。一次进料10kg，其体积为V=7246.35cm，硬PVC材料被粉碎后的体积为实料的2倍，V1=14492.7 cm。粉碎机中物料占粉碎同的2/3，故V筒=21739 cm。V筒=rh。考虑到成本的预算，粉碎机筒体采用成都产的无缝钢管
16、426*9，故r=213mm，粉碎同分为破碎室和磨削室，则取各自的高度为h=200mm，h1=150mm。3.1电机的选择 传动效率： 弹性柱销联轴器效率 V带传动效率 一对滚动轴承效率 一对圆柱齿轮效率粉碎机的转子转速为选电机时，采用保守的计算方法，按所能容纳的最大物料质量计算。令m=20kg，在5S内粉碎机从转速为0达到正常运转的转速10n/s。现计算如下：20kg的物料看做是均匀分布在粉碎同中的，则其转动惯量J=1/2mr=1/2*20*0.21=2.1kg.m达到正常工作的转速10n/s,物料所具有的能量为E=1/2*J*=4141JE=4141，t=2，平均功率P=828.2w，由于
17、传动总效率为=0.9，故电机所需功率为P=920w因此，选取电机功率为1.5 kW电动机型号为：Y90L4其有关参数如下：额定功率P=1.5kW电动机满载转速 =1420r/min电动机伸出端直径 D=24mm3.2传动装置设计3.2.1运动学和动力学计算总传动比及其分配总传动比 ( 3-1) nm电机满载转速，nw 粉碎机转子转速；i=igiv (3-2)取ig=1.37 iv=1.72ig一对圆柱齿轮的传动比，ivV带传动的传动比；各轴转速计算= 1420r/min =各轴功率计算各轴转速、转矩、功率列表如下：轴号功率（kW）转速n(r/min)转矩(N.m)I1.4914209.98II
18、1.4310361.38III1.3635536.33.2.2圆柱齿轮传动的设计计算选择齿轮材料：小齿轮 45#钢 调质 HB1=250HB大齿轮 45#钢 调质 HB1=230HB初步计算齿宽系数d：由教材机械设计13（邱宣怀编第五版，下同）表12.13 取 =1.0 =1.0转矩T1=9.55*106*p/n1*=9987.2N/mm T1=9987.2N/mm 接触疲劳极限 由图12.17c =600Mpa=560Mpa初步计算接触应力H： =540Mpa =504Mpa取Ad值：由表12.16取Ad=85 Ad=85初步计算小轮直径d1： (3-3)=85*=24mm 取d1=60mm
19、初步估计齿宽b =d1=51mm 取=51mm校核计算圆周速度：= (3-4)=*60*1420/60*1000=4.4588m/s /s精度等级由表12.6得 选8级精度 齿数Z和模数m初选齿数Z1=19，Z2=26 Z1=19，Z2=26 m=d1/Z1=3.33 取m=3则Z1=20 Z1=20Z2=27 Z2=27由表12.3=2.5 =2.5 cos1 使用系数：由12-9 =1.5动载荷系数:由12.9 =1.15齿间载荷分配系数：由图12.10，先求 (3-7)=332.9N=333NKA*Ft/b=1.5*333/51=9.79N/mm100N/mm(3-8) = =1.6 =
20、1.6(3-9) Z= 0.89 Z=0.89(3-10)由此可得 KH=1.25 =1.25齿向载荷分布子系数：由表12-11=A+B+C*b （装配时不作检验调整）= 1.17+0.16*0.85+0.61*51=1.317 (3-11) =1.317载荷系数 (3-12) =1.51.151.251.317 =2.84 =2.84 弹性系数：由表12-12 =189.8节点区域系数：由图12.16 =2.5接触应力最小安全系数：由表12-14 =1.05 总工作时间 （预期使用寿命15年，每年300个工作日，单班制，使用期限内工作时间占50%）Th=15*300*8*0.5=18000h
21、应力循环次数NL 由表12.15 估计107NL109 指数m=8.78NL=60*1*1420*18000=1.54*109 原估计应力循环次数正确 接触寿命系数：由图12.18 =0.93 =0.95许用接触应力：H1=531.4MPa (3-15) =531.4MpaH2=506.7MPa (3-16) =506.7Mpa验算接触应力： (3-17)=308.9Mpa 计算证明接触疲劳强度合格，上面的选择合理。齿轮尺寸无需调整。确定传动主要尺寸 实际分度圆直径dd1=mz1=3*20=60mm d1=60mm d2=mz2=3*27=81mm d2=81mm中心距a=70.5 a=70.
22、5mm齿宽b=d*d1=0.85*60=51mm b1=60mm b2=51mm v=4.4588m/sZ120Z227mt=3mn=3KA1.5KV1.15a=1.6=1.25=1.317=2.5Z=0.89 189.8 =540Mpa=504Mpa=308.9Mpaa=70.5齿根弯曲疲劳强度验算重合度系数Y=0.2+ =0.72 Y=0.72齿间载荷分配系数KF 由表12.10得KF=1.33 KF=1.33齿向载荷分配系数KF =7.56 由图12.14 KF=1.38载荷系数K K=KAKVKFKF=1.5*1.15*1.33*1.38=3.167 K=3.167齿形系数YF 由图1
23、2.21得 YF1=2.8 YF2=2.58应力修正系数YSa 由图12.22 YSa=1.54 YSa2=1.6弯曲疲劳极限Flim1 由图12.23c得 Flim1=650MPa Flim2=620MPa弯曲最小安全系数SFmin 由12.14 SFmin=1.25应力循环次数NL 由表12.15，估计106NL1010 m=49.91NL1=60r*n*th=60*1*1420*1800=1.54*109 NL1=1.54*109NL2= NL1/i=1.124*109 NL2=1.124*109弯曲寿命系数YN 由图12.24 YN1=0.9 YN2=0.91尺寸系数YX 由图12.2
24、5 YX=1.0许用弯曲应以f f1=468MPa f1=468MPaf2=451.4MPa f2=451.4MPa验算F1=YFYSY =22.3MPaf1F2=F1=21.3 MPaf2传动无严重过载，故不作静强度校核3.2.3 V带传动的设计计算定V带型号和带轮直径工作情况系数 由表11.5得 KA=1.2计算功率 ：PC= KA*P=1.2*1.42=1.704 (3-23) =1.704KW选带型号： 由图11.15 A型小带轮直径： 由表11.6 =75mm小带轮转速：n1=1036.5r/min大带轮直径D2=（1-）*=127mm (3-24) = 127mm大带轮转速：n2=
25、（1-）* =603r/min计算带长求Dm Dm=101mm Dm=101mm求 =26mm =26mm中心矩a0： (3-25) 则可取a0=280mm计算带的基准长度：(3-26) L=Dm+2a+ =3.14*101+2*280+ =879.55mm得=879.55mm选择带的基准长度：由图11.4 =1400mm(3-27)求实际中心矩： A=+* =540mm A=540120合格(3-31)带速： =2.9m/s 带的根数： 由表11.8得 P0=0.6KW 由表11.7得 K=0.95 由表11.12得 KL=0.85 由表11.10得 P=0.11Z= (3-32) =2.9
26、7 Z=3求轴上的载荷： 张紧力 F0=500*（）+qv =500*（）+0.1*4.077 =172N 由表11.4得 q=0.1kg/m F0=172N 轴上载荷 FQ=2*Z*F0Sin =2*2*153* Sin =609.3N带轮结构 大带轮实心式 小带轮实心式3.2.4 轴的初步设计选取轴的材料及热处理 材料选择45#钢 调质处理按许用切应力估算轴的直径 (3-33)查表16-2取C=112轴 ：轴 ：3.2.5初选联轴器和轴承联轴器电动机的输出端与变速器的输入端之间采用弹性柱销联轴器联接，其型号YL4主要参数15尺寸如下：公称扭矩： 许用转速：轴承选择轴轴颈选择圆锥滚子轴承 型
27、号为6306轴轴颈选择圆锥滚子轴承 型号为6306143.2.6 齿轮结构尺寸小齿轮采用齿轮轴结构大齿轮采用锻造结构12，其结构尺寸如下：轮毂直径=37mm轮毂长度取L=49mm3.2.7轴的结构设计及其按许用弯曲应力计算小齿轮分度圆半径r=30mm，较小，故将其与轴作为一起，成为齿轮轴。轴的结构设计及其按许用弯曲应力计算（以为例）作出轴的结构设计如图31图31 轴结构图1.按许用弯曲应力校核轴径（一）确定轴上各力作用点及支点跨距由于选用的是单列圆柱滚子轴承，其负荷中心在其轴向宽度的中点位置，齿轮的作用力按作用在轴上零件轮缘宽度的中点考虑，由前面的设计可得出：左右轴承到齿轮中间面得距离L1、L2分别为 L1=63.5mm L2=65.5 （二）齿轮作用力计算圆周力 Ft=333N (3-34) Ft=333N径向力 Fr= Ft*tan=333*tan20=121.2N (3-35)Fr=121.2N轴向力： Fa=0 （=0） (3-36) Fa=0（三）计算支承反力水平支反力： F2=F2=166.5N (3-37) F2=F2=166.5N 垂直支反力： F1=F1=60.6N (3-38)F1=F1=60.6N轴受力如图32：图32 轴的受力示意图（四）计