塑料切粒機的設計

《塑料切粒機的設計》由會員分享，可在線閱讀，更多相關《塑料切粒機的設計（54頁珍藏版）》請在裝配圖網上搜索。

1、 任務書 設計（論文）題目： 塑料切粒機設計 學院：XXX 專業(yè)： XXX 班級： X 學號： XXX 學生： 指導教師： 接受任務時間 系（教研室）主任 （簽名）　院長 （簽名） 1．畢業(yè)設計（論文）的主要內容及基本要求 1)分析工況，工作原理及結構特點； 2)完成總體方案設計； 3)完成機架結構設計； 4)裝配圖和主要零部件繪制（4~6張）； 5)編寫畢業(yè)設計（論文）

2、說明書一份； 6)設計參數： 顆粒長度：3mm;產量：60kg/h. 2．指定查閱的主要參考文獻及說明[1]成大先等. 機械設計手冊第五版[M]. 化學工業(yè)出版社, 2010. 設計（論文）各階段名稱 起 止 日 期 1 分析工況，工作原理及結構特點 03.03~03.20 2 總體方案設計 03.21~03.30 3 機械結構設計 03.31~04.20 4 裝配圖設計及完善 04.21~05.06 5 主要零部件設計及完善 05.07~05.20 6 編寫畢業(yè)設計說明書 05.21~05.31 塑料切粒機設計 摘要

3、 立足于21世紀，塑料使用已成為家常之事，人們的日常生活也離不開塑料，加之塑料濫用已經造成很多污染，因此塑料切粒機的應用必不可少，因此，塑料切粒機具有很大的發(fā)展前景。 塑料切粒機是塑料回收機械系統(tǒng)的一部分，其功能為將塑料拉條進行切割。它的動力源為調速電機，傳動方式主要有帶輪傳動和齒輪傳動，執(zhí)行構件為滾刀。其總體運作方案為塑料條經過塑料輥筒的牽引被輸送到滾刀，然后進行切割。 本文按照零件工藝設計的基本流程，經過對比論證，選擇了實用正確的工藝路線。首先對結構進行了設計，其次從零件工藝分析到工藝流程的確定以及對各零件的選擇與校核，每步都給出了詳細的說明。 關鍵詞：滾刀，切割，輸送

4、。 Abstract Based on the 21st century, plastics have become commonplace things, peoples daily life is inseparable from the plastic, coupled with plastic abuse has caused a lot of pollution, so plastic cutting granulating machine applica

5、tions is essential. Therefore, plastic granulator has great prospects for development. Plastic granulator is a part of the mechanical system of plastic recycling, its function is the plastic brace for cutting. Its power source is the speed motor, the transmission mode mainly has the belt wheel driv

6、e and the gear drive, the executive member is the hob. The overall operation scheme for plastic strip after traction plastic roller is supplied to the hob, and then cutting. According to the basic flow of parts process design, this paper chooses the practical and correct technological route through

7、 comparison and demonstration.. First on the structure design, secondly from parts process analysis to process the determination and selection and check of the parts, each step is given a detailed description. Keywords: hob, cutting, transportation.. 目錄 第一章 緒論 1 1.1塑料切粒機的工作原理及

8、特點 1 1.2塑料切粒機的發(fā)展歷史 1 1.3塑料切粒機的發(fā)展趨勢 2 1.4塑料切粒機的應用范圍 3 第二章 總體方案設計 4 2.1構思思路 4 2.2擬定傳動方案 4 2.3電動機的選擇 5 2.4傳動裝置的運動學和動力學參數計算 6 第三章 塑料切粒機的分類與形式 8 3.1塑料切粒機的分類及結構形式 8 3.1.1分類 8 3.1.2 結構形式 8 第四章 傳動機構的設計與計算 9 4.1 帶輪傳動 9 4.2 齒輪傳動 ..10 第五章 軸的設計與計算 12 5.1 滾刀軸的設計 15 5.1.1：選取軸的材料和熱處理方法： 15 5.1.

9、2：初步估算軸的直徑： 15 5.1.3:滾刀軸軸的結構設計： 15 5.2：滾刀軸的受力分析： 16 5.2.1：畫出受力簡圖： 17 5.2.2：計算支座反力： 17 5.2.3：計算彎矩： 18 5.3：判斷危險截面和校核： 20 5.3.1：判斷危險截面： 20 5.3.2按彎扭合成強度校核： 20 5.4：輸出軸的設計： 20 5.4.1：選取軸的材料和熱處理方法： 20 5.4.2：計初步估算軸的直徑： 20 5.4.3:輸出軸的結構設計： 21 5.5：滾筒軸的受力分析： 22 5.5.1：畫出受力簡圖： 22 5.5.2：計算支座反力： 23 5

10、.5.3：計算彎矩： 23 5.6：判斷危險截面和校核： 25 5.6.1：判斷危險截面： 25 5.6.2：按彎扭合成強度校核： 26 5.7 滾筒軸的設計 26 5.8 軸的校核 27 5.8.1 滾刀軸的校核 27 5.8.2滾筒軸的校核 32 第六章 鍵的選擇與強度校核 36 6.1滾刀軸上鍵的選擇及校核 36 6.2滾筒軸上鍵的選擇及校核 36 第七章 滾動軸承的選擇與校核 38 7.1滾刀軸上的滾動軸承 38 7.2滾筒軸上的滾動軸承 39 總結 42 參考文獻 44 IV 第一章 緒論 1.1塑料切粒機的工作原理及

11、特點 廢舊塑料通過擠塑機擠出后，通常為條狀或帶狀，一般需通過 切粒裝置切粒使其成為一定形狀和粒度大小的顆粒料。切粒流程隨 著粒料的生產工藝的不同，切粒裝置的結構也有所不同，目前的切 粒設備主要有料條切粒機、機頭端面切粒機等幾種類型。 料條切粒機的結構組成如圖2和所示，它主要由切刀、送料輥和傳動部分等組成。 塑料切粒機具有以下特點： 1． 結構比較簡單，成本較低。 2． 工作可靠，維護管理簡便。 3． 尺寸緊湊，斷面尺寸小，占地面積小。 4． 輸送量小，輸送高度小，轉速較高。 5． 單位能耗較大。 1.2塑料切粒機的發(fā)展歷史 從字面上理解，廢舊塑

12、料再生造粒機的制造是屬于機械制造行業(yè)，而塑料改性技術是屬于高分子材料的研究范疇，但兩者是密不可分的，就好比計算機領域中的硬件和軟件，硬件性能的好壞固然十分重要，但好的軟件可以彌補硬件性能的不足，塑料改性領域也是這樣。就拿碳酸鈣填充母粒來說，在技術相同的條件下，好的廢舊塑料再生造粒機設備用來生產填充母粒，其母粒的產量和分散性當然就好些. 縱觀廢舊塑料再生造粒機的發(fā)展史是和塑料改性技術分不開的，每個塑料產品是需要不同的塑料改性技術的，從而對設備即廢舊塑料再生造粒機的要求也稍有差異，有的物料強調在擠出過程中的剪切分散，有的則強調它的在螺桿中的停留時間、耐磨性和耐腐蝕性等，塑料改性技術的不斷提

13、高和完善，在提高塑料改性料質量的同時，對廢舊塑料再生造粒機性能要求的不斷提高，也推動了塑料再生造粒機行業(yè)的技術更新和發(fā)展，迫使他們提高自己的制造水平來適應這種要求。 49 2011年至2015年塑料切粒機的銷值分析 年份 年產值（億元） 銷售總額（億元） 2011 483.62 306.32 2012 543.31 523.31 2013 682.30 654.28 2014 865.34

14、824.76 2015 將突破100億 將突破100億 表1-1 塑料切粒機銷售值表 2014年，我國塑料機械行業(yè)規(guī)模以上企業(yè)達到763家，比2013年增加78家，且行業(yè)的集中得到進一步的提高。此外，行業(yè)骨干企業(yè)還在不斷的發(fā)展壯大，龍頭企業(yè)加快了由大變強的步伐。市場程度方面，由于塑料機械行業(yè)產品類別眾多，不同的系列行業(yè)的競爭不同。一般地，技術含量較高且應用于新興領域的設備所處的細分行業(yè)市場化程度較低，均被少數技術領先企業(yè)所壟斷，而產品的附加值低、技術不高的行業(yè)

15、則處于充分的競爭狀態(tài)，市場化程度較高。 塑料加工行業(yè)良好的發(fā)展前景仍將是中國塑料機械制造工業(yè)高速發(fā)展的源動力，我國塑料行業(yè)呈現良好的發(fā)展態(tài)勢。據塑料機械工業(yè)協會統(tǒng)計，2014年我國塑料機的制造工業(yè)總產值達到了986.30億元，同比增長54%，銷售額達到865.34億元同比增長50%.2015年我國的塑料機械出口達到100億元以上，行業(yè)發(fā)展前景可期。 1.3塑料切粒機的發(fā)展趨勢 縱觀塑料切粒機的發(fā)展歷程，可以預見未來的發(fā)展方向主要有以下幾方面: 1.大運量 、高速度、長使用壽命。高速度即意味著高生產率，減少單位時間生產成本.磨損是限制塑料切粒機壽命的主要原因，減少物料與之間輥筒，滾刀的

16、摩擦系數，增加軸的耐磨性，改善物料的性能，可以較大程度提高輸送機的使用壽命。 2.低能源消耗及降低能量消耗.塑料切粒機的能源絕大部分都消耗在摩擦損失上。因此降低能源消耗是研究和設計塑料切粒機急待解決的難題和發(fā)展方向。 3.智能化發(fā)展。未來的塑料切粒機應與電腦密切聯系，適合程序控制、智能操作。物料的裝卸、機器安裝與維護都應能實現智能化管理。 4.擴大使用范圍。目前，塑料切粒機的使用范圍受到限制，要擴大其使用范圍，研究能在高溫、低溫條件下有腐蝕性、放射性、易燃性物質的環(huán)境中工作的。 5.輕量化、精密化，清潔生產、生態(tài)化。輕量化技術將為塑料工業(yè)的發(fā)展帶來重大便利。未來，輕量化材料在汽

17、車、飛機、軌道交通方面的運用將會越來越廣;精密化是塑料制品行業(yè)加工業(yè)先進成型技術的一種體現，對行業(yè)具有重要的意義;清潔生產和生態(tài)化，為塑料加工業(yè)節(jié)能減排開創(chuàng)新的臺階。 1.4塑料切粒機的應用范圍 塑料切粒機是一種切粒機，主要用于加工廢舊塑料薄膜（工業(yè)包裝膜、農業(yè)地膜、大棚膜、啤酒包、手提袋等）、編織袋、農用方便袋、盆、桶、飲料瓶、家具、日常用品等，適用于大部分常見的廢舊塑料，是廢舊塑料再生行業(yè)用途最廣，使用最廣泛，最受用戶歡迎的塑料再生加工機械。 采用特殊的螺桿設計及不同配置，適用于生產PP、PE、PS、ABS、PA、PVC、PC、POM、EVA、LCP、PET、PMMA等多

18、種塑膠的再生及混色造粒。減速箱采用高扭矩的設計，實現了無噪音運轉平穩(wěn)等性能。螺桿，料筒經特殊的硬化處理，具有耐磨，混煉性能好，高產量的特性，真空排氣或普通排氣口的設計，能在生產過程中將水分，廢氣排走，使出料更穩(wěn)定，膠粒更結實，保證了產品優(yōu)良品質。 第二章 總體方案設計 2.1構思思路 動力源：本次設計的是塑料切粒機，安裝了萬向輪來移動，如果采用三相異步電動機會限制其移動的場地，因此，初選直流電動機作為動力源。 傳動機構有兩種選擇，一種是帶輪減速傳遞動力和運動；另一種是直齒輪減速傳遞動力和運動。 執(zhí)行機構為滾刀的轉切。

19、2.2擬定傳動方案 傳動方案需要由第三章 塑料切粒機的設計與計算 及第四章 傳動機構的設計與計算 得知總傳動比后來擬定。 初步擬定傳動方案： 圖2.1塑料切粒機總體傳動方案 由于本次設計針對的是中小型塑料回收，因此，設計的結構盡可能簡單，造價便宜。為了方便搬運，構件不能太笨重，結構不能太復雜。方案一帶輪傳動的優(yōu)點：皮帶輪傳動能緩和載荷沖擊，運行平穩(wěn)、噪音低、震動低，機構簡單，調整方便，制造精度和安裝精度沒有齒輪傳動高，且具有過載保護。缺點是，有彈性打滑和滑動，傳動效率低不能保證準確的傳動比，皮帶的使用壽命低。方案而傳動的優(yōu)點是，采用齒輪減速傳動比準確，穩(wěn)

20、定性好，結構可靠，噪音低，傳動效率高。缺點是，應用壞境要求較高，對潤滑條件要求高，不能再灰塵較多的場合使用，制造精度和安裝精度要求高。因此，而此次設計的塑料切粒機機初步選取方案一和二結合由電機帶動第一級帶輪進行減速，將動力和運動傳遞到輥筒上，第二級由齒輪帶動大輥筒，滾刀和輥筒之間也采用齒輪傳動。 2.3電動機的選擇 電動機是專業(yè)工廠生產的標準機器，設計時要根據工作機的工作特性、工作環(huán)境、載荷大小和性質、電源種類、啟動性能及啟動、制動、正反轉的頻繁程度選擇電動機的類型、結構、容量和轉速，并在產品目錄或有關手冊中選擇具體的型號和尺寸。 電動機分為交流電動機和直流電動機。 由第三章 塑料切粒

21、機的設計與計算 取得1.1KW。 傳動裝置總效率為： （式2.1） 式2.1由機械設計課程設計手冊表2-4查得。 其中， 帶傳動的效率為0.97 齒輪傳動的效率為0.98 故： 電動機所需功率為：

22、 （式2.2） 式2.2由機械設計課程設計手冊式2-3取得。 其中，——電動機功率； P——工作機的輸出功率； ——傳動裝置總效率。 故： 又因選擇電動機時，所選取電動機功率因略大于計算所得功率。電動機使用安全系數一般為：K=（1.0～1.3），初取K=1.2。 直流電動機不同于交流電動機，它傳遞的扭矩及功率可能不如交流電動機，且壽命短，不易維修。經過上網查閱及查找有關書籍，其優(yōu)點為：1.利用變頻器改變電源頻率調速，調速范圍大，穩(wěn)定性平滑性較好，機械特性較硬。就是加上額定負載轉速下降得少。屬于無級調速。適用于大

23、部分三相鼠籠異步電動機。 2.改變磁極對數調速，屬于有級調速，調速平滑度差，一般用于金屬切削機床。 3.改變轉差率調速。初步選擇YCT132-4B其參數為： 表2-2 型號 功率（KW） 電壓（V） 額定電流（A） 額定轉速 (r/min) 額定轉矩(N.m) 極數 質量（kg) YCT132-4B 1.5 90 3.7 1230 9.7 4 85 無刷直流電動機相比有刷電機除去了電刷，最直接的變化就是沒有了有刷電動機運轉時產生的電火花，這樣就大大減少了電火花對遙控無線電設備的干擾。同時，運轉時摩擦力大大減小，運行順暢

24、，噪音會低許多，且使用壽命長，維護成本低。 2.4傳動裝置的運動學和動力學參數計算 1 總傳動比及其分配 由于設計參數中沒有執(zhí)行機構的轉速，因此，需要先計算塑料切粒機的轉速數據后來確定總傳動比以及分配各級傳動比。由第三章 塑料切粒機的設計與計算 中得知，又由已選電動機轉速得知 。故： 總傳動比 第一級帶傳動比： 帶傳動的優(yōu)點：1.帶傳動可以緩和沖擊和振動 2.帶傳動中心距不受限制，只要陪以合適的緊鏈結構，理論可以很大 3.可以通過打滑，提高設備的防過載能力 4.傳遞效率較低，易出現皮帶打滑造成皮帶磨損劇烈 5.傳動比不明確 2.傳動裝置中各軸的轉速計算 根據傳動

25、裝置中各軸的安裝順序，對軸依次編號為：0軸、Ⅰ軸、Ⅱ軸。 3 傳動裝置中各軸的功率計算 4 傳動裝置中各軸的輸入轉矩計算 將傳動裝置中各軸的轉速、功率、轉矩列表，如表2.3。 表2-3 參數 軸名 0軸 Ⅰ軸 Ⅱ軸 轉速（） 1230 410 200 功率（） 1.5 1.38

26、 1.36 轉矩（） 9.7 34.93 65.89 傳動比 3 2 第三章 塑料切粒機分類與結構形式 塑料切粒機由底座、左右墻板、電動機、傳動裝置、壓料輥、滾刀（切條刀）、甩刀（切粒刀）、篩斗等零部件所組成。左右墻板置于底座上部傳動裝置，壓料輥、滾刀、甩刀裝在墻板中，電機、篩斗裝在底座內。 傳動裝置： 由皮帶輪、齒輪及一系列齒輪所組成，它將電機轉動傳遞給壓料輥、滾刀、甩刀及篩斗，以完成各種動作，傳動關系見傳動系統(tǒng)圖。 3.1分類 1. 龍門式切粒機是

27、切粒機的一種。具有運轉平穩(wěn)，噪音小，產量高等優(yōu)點，將逐步推廣并取代懸臂式切粒機。 2. 臥式切粒機也稱塑料切粒機，是廢舊塑料再生行業(yè)用途最廣，使用最廣泛，最受用戶歡迎的塑料再生加工機械，主要用于加工廢舊塑料薄膜（工業(yè)包裝膜、農業(yè)地膜、大棚膜、啤酒包、手提袋等）、編織袋、農用方便袋、盆、桶、飲料瓶、家具、日常用品等，適用于大部分常見的廢舊塑料。 3.2 結構形式 滾刀（切條刀）： 由上下二組滾刀組成，其中上滾刀軸承座可在左右板的導槽內移動。轉動機器上部二個手輪，即可調整上下滾刀之間的間隙，以適應不同厚度塑料板的切粒。塑料板經滾刀軋切成寬度為規(guī)定的塑料條。 甩刀（切粒刀）： 在刀架軸上裝有

28、四把甩刀，在左右墻板之間裝有一把底刀（固定刀），底刀與甩刀組成一組剪刀，將塑料條剪切成一定規(guī)格的顆粒。甩刀在刀架軸上的位置可由螺釘調整、緊固，通過它可調整底刀與甩刀之間的間隙。該間隙必須調整合格，一般為0.1mm，否則剪切不鋒利，影響塑料顆粒外觀，嚴重時會切不斷塑料條。調整甩刀刀片時，必須使其與底刀刀刃的間隙均勻一致，調整合適后緊固螺釘及鎖緊螺母必須鎖緊，以防松脫發(fā)生事故故。 第四章 傳動機構的設計與計算 本次設計采用擬定方案一，為帶輪傳動，設計帶傳動所需要的已知條件有：原動機種類和所需傳遞的功率（或轉矩）；主動輪和從動輪的轉速（或傳動比）；工作條件及對外廓尺寸、傳動位置

29、的要求等。 設計的主要內容是：確定帶的型號、長度和根數；確定中心距；選擇大小帶輪的直徑、材料、結構尺寸和加工要求等。 4.1 帶輪傳動 第一級帶輪傳動為電動機帶動塑料切粒機的運動。 1 確定帶傳動的額定功率 已知；， 由機械設計教材中表11.5，查出帶傳動工作情況系數，則 2 確定帶傳動的帶型 根據、，由機械設計查表選用SPZ型窄V帶。 3 確定帶輪基準直徑 由機械設計教材中表11.6取主動輪（小帶輪）基準直徑，從動輪（大帶輪）基準直徑。 帶傳動的實際傳動比，與總傳動比一致。 驗算V帶的線速度

30、 （式4.1） 由式4.1得 所以V帶的線速度合適。 4 確定V帶的基準長度和帶傳動的中心距 根據，初步確定帶傳動的中心距。 mm 取 帶傳動基準長度： （式4.2） 其中，式4.2由機械設計式11.2取得。 由機械設計圖11.4選帶的基準長度 。 計算帶傳動的中心距a: （式4.3） 其中，式4.

31、3由機械設計式11.3取得。 因此，帶輪的中心距為615.5mm。 5 驗算主動輪上的包角 （式4.4） 所以，主動輪上的包角是合適的。 6 計算V帶的根數Z 由，，，查機械設計表11.9，由線性關系得，再由表11.11取得，。 由機械設計表11.7取得，再由表11.12取得。 其中，為單根窄V帶所能傳遞的功率；為單根窄V帶時傳動功率的增量； 為包角系數；為長度系數。 （式5.5

32、） 其中，式4.5由機械設計式11.22取得。 7 計算帶傳動的預緊力 由機械設計表11.4取得，單位長度質量。 （式4.6） 其中，式4.6由機械設計式11.21取得。 8 計算帶輪軸上的軸壓力 （式4.7） 其中，式4.7由機械設計式11.23取得。 9 帶輪結構設計 由機械設計課程設計表12-2取得：， 則帶輪輪緣寬度： 大帶輪的輪轂直徑由后續(xù)軸Ⅰ設計來確定：

33、 帶輪的輪轂寬度L：當時，取 圖4.1 名稱 結果 名稱 結果 名稱 結果 帶型 SPZ 傳動比 根數 帶輪直徑 基準長度 中心距 預緊力 壓軸力 4.2齒輪設計 已知輸入功率，小齒輪轉速410r/min，齒數比=2由電動機驅動，連續(xù)單向運動，有輕微振動，室內工作，無灰塵；兩班工作制，使用期限二十年，大修期一年。 選定齒輪精度等級、材料及齒數 圓錐圓柱齒輪減速不大，故選用8級精度。材料選擇 由《機械設計

34、基礎課程設計》選擇小齒輪材料為45號鋼（調質）齒面硬度為197～286HBS，大齒輪材料為45號鋼（正火），齒面硬度為156～217HBS。 ， 1、軟齒面按齒面接觸強度設計 由設計計算公式進行試算，即 （1） 確定公式內的各計算數值 1） 錐齒輪齒寬系數0.25-0.3之間，這里選定0.3試選載荷系數，中等載荷，對于一般工業(yè)用齒輪傳動接觸疲勞極限和輪齒彎曲疲勞極限最小安全系數可用一般可靠度（失效概率《=1/100),其值分別為 2）由《機械設計》查得鍛鋼-鍛鋼的彈性系數 3））計算小齒輪的轉矩 4)由《機械設計（第八版）》圖10-19取接觸疲勞壽命系數 。

35、5)由《機械設計基礎》按齒面硬度查得小齒輪、大齒輪的接觸疲勞強度極限分別為接觸疲勞極限許用值 6)由《機械設計（第八版）》圖10-18取彎曲疲勞壽命系數 由《機械設計基礎》按齒面硬度查得小齒輪、大齒輪的彎曲疲勞強度極限分別為 彎曲疲勞極限許用值 2、計算 1） 試算小齒輪分度圓直徑，代入中較小的值 故大端模數,選取標準值 2） 計算齒輪相關參數 故取. 3、.校核齒根彎曲疲勞強度 1） 則 2）， 3）根據《機械設計（第八版）》查得: 因為*大于* 所以強度滿足要求，所選參數合適。 4、計算圓周速度v 5、計算

36、應力循環(huán)次數（兩班制按每班8個小時算） 第五章 軸的設計與計算 5.1 軸Ⅰ的設計 5.1.1：選取軸的材料和熱處理方法： 選取軸的材料為45鋼，經過調質處理，硬度。 5.1.2：初步估算軸的直徑： 根據選用材料為45鋼，的范圍為，選取值為120，高速軸功率，， 代入數據： 考慮到軸的外伸端上開有鍵槽，將計算軸頸增大3%～7%后，取標準直徑為30mm。 5.1.3:輸入軸的結構設計： 輸入軸系的主要零部件包括一對深溝球軸承，考慮到軸的最小直徑為30mm，而差速器的輸入齒輪分度圓為70mm，設計輸入軸為齒輪軸，且外為了便于軸上零件的裝卸，采用階梯軸

37、結構。 （1） 外伸段： 輸入軸的外伸段與帶輪的從動齒輪鍵連接，開有鍵槽，選取直徑為，長為。 （2） 密封段： 密封段與油封氈圈50配合，選取密封段長度為，直徑為 。 （3） 齒輪段： 此段加工出軸上齒輪，根據主動輪，選取此段的長度為，齒輪兩端的軸頸為，軸頸直徑為。 （4） 左右兩端軸頸段： 左右兩端軸頸跟深溝球軸承6309配合，采用過度配合k6，實現徑向定位，根據軸承B=25mm端軸頸直徑為，長度左端為30mm和右端為28mm。 （5）退刀槽： 為保證加工到位，和保證裝配時相鄰零件的端面靠緊，在齒輪段兩端軸頸處加工退刀槽，選取槽寬為5mm，槽深為2mm。 （7）

38、倒角： 根據推介值（mm）：，C取1.5或1.6。 ，C取2。 輸入軸的基本尺寸如下圖：圖5.1 名稱 左端 軸頸 退刀槽 齒輪段 退刀槽 右端 軸頸 密封段 外伸段 長度（mm） 直徑 （mm） 5.2：滾刀 滾刀軸的結構圖：圖5.2 5.2.1：畫出受力簡圖： 圖5.3 5.2.2：計算支座反力： （1）作用于齒輪上的圓周力： （2）作用于齒輪上的徑向力： （3）計算在水平面上的反力： （4）計算在垂直面上的

39、反力： 5.2.3：計算彎矩： （1）計算水平面上的彎矩： （2）計算垂直面上的彎矩： （3）計算合成彎矩： （4）計算轉矩： （5） 計算截面當量彎矩： 取應力校正系數。 滾刀軸的載荷圖：圖5.4 5.3：判斷危險截面和校核： 5.3.1：判斷危險截面： 如上計算所得：危險截面位于安裝齒輪的位置。 5.3.2按彎扭合成強度校核： 根據軸是單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，取，軸的計算應力為：

40、 式中 ：——軸所受的彎矩，； ——軸所受的扭矩，； ——抗彎截面系數，，根據截面形狀，??； ——對稱循環(huán)變應力時軸的許用彎曲應力，MPa。 前已選定軸的材料為45鋼，調質處理，查表得。因此，故安全。 5.4：輥筒軸的設計： 5.4.1：選取軸的材料和熱處理方法： 選取軸的材料為45鋼，經過調質處理，硬度HB=240。 5.4.2：計初步估算軸的直徑： 根據選用材料為30鋼，的范圍為126~130，選取值為110，低速軸功率，。 代入數據： 考慮到軸的外伸端上開有鍵槽，將

41、計算軸頸加大3%～7%后，取標準直徑為50mm。 5.4.3:輥筒軸的結構設計： 輸出軸系的主要零部件包括一對深溝球軸承，直齒圓柱齒輪和聯軸器等，為了便于軸上零件的裝卸，采用階梯軸結構。 （1） 外伸段： 設計外伸段與LT9型彈性柱銷連軸器配合，以過盈配合作徑向定位，且外聯軸器的一側采用軸肩作軸向定位，選取外伸段長為，直徑為。 （2） 密封段： 設計密封段與油封氈圈55配合，選取密封段直徑長度為，直徑為。 （3） 軸肩段： 軸肩與軸承和從動齒輪作軸向定位，選取軸肩段長為，直徑為。 （4） 左右兩端軸頸段： 左右兩端軸頸與6412深溝球軸承配合，軸承內圈與軸承采用過度配合k6

42、，實現徑向定位，根據軸承端軸頸直徑為，長度左端為和右段為。 （5） 齒輪配合段： 此段開有鍵槽，采用圓頭普通平鍵與減速器的從動配合，根據設計的直齒齒輪的齒寬為，為使裝配緊實，設計配合段長度為， 直徑為。 （6）退刀槽： 為保證加工到位，和保證裝配時相鄰零件的端面靠緊，在軸肩和右端軸頸處加工退刀槽， 選取槽寬為，槽深為。 （8） 倒角： 根據推介值（mm）：，。 ，。 輥筒軸的基本尺寸如下表：圖5.5 名稱 左端 軸頸 齒輪配合段 退刀槽 右端 軸頸 密封段 外伸段 長度（mm） 直

43、徑 （mm） 輥筒軸的結構圖：圖5.6 5.5：輸出軸的受力分析： 5.5.1：畫出受力簡圖： 圖5.7 5.5.2：計算支座反力： （1）作用于齒輪上的圓周力： （2）作用于齒輪上的徑向力： （3）計算在水平面上的反力： （4）計算在垂直面上的反力： 5.5.3：計算彎矩： （1）計算水平面上的彎矩： （2）計算垂直面上的彎矩： （3）計算合成彎矩： （4）計算轉矩： （6） 計算

44、截面當量彎矩： 取應力校正系數。 （6） 繪制輸出軸的載荷分析圖： 圖5.8 5.6：判斷危險截面和校核： 5.6.1：判斷危險截面： 如上計算所得：危險截面位于安裝齒輪的位置。 5.6.2：按彎扭合成強度校核： 根據軸是單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，取，軸的計算應力為： 式中 ：——軸所受的彎矩，； ——軸所受的扭矩，； ——抗彎截面系數，，根據截面形狀，近似計算可忽略鍵槽，取； ——對稱循環(huán)變應力時軸的許用彎曲應力，。 前已選定

45、軸的材料為45鋼，調質處理，查表得。因此，故安全。 5.7 軸Ⅱ的設計 軸Ⅱ為攪料軸，其上部安裝有一個攪料輪，下部為帶輪4。如下圖： 圖5.9 （1） 各軸段直徑的確定 d31：帶輪4處的安裝直徑，d31=30mm。 d32: 滾動軸承處的直徑，初選滾動軸承30207，查 機械設計課程設計手冊表13-1得滾動軸承尺寸為：，所以d32=35mm。 d33：過度軸段的直徑：d33=40mm。 d34：滾動軸承處的直徑，初選滾動軸承302

46、07，查 機械設計課程設計手冊表13-1得滾動軸承尺寸為：，所以d34=d32=35mm。 d35：攪料輪的安裝直徑，d35=30mm。 （2） 各軸段長度的確定 l31：由帶輪4的轂孔寬，l31=18mm。 l32：由滾動軸承的裝配要求：l32=30mm。 l33：過度軸段的長度：l33=40mm。 l34：滾動軸承的裝配長度，l34=l32=30mm。 l35：攪料輪處軸的長度：l35=40mm。 5.8 軸的校核 5.8.1 軸Ⅰ的校核 1 軸的力學模型的建立 （1） 力的作用點和支承點位置的確定

47、 軸Ⅰ上只安裝有兩個帶輪，帶輪2到帶輪3的距離為，帶輪3到軸的支承點的距離為。 （2） 作軸的受力簡圖 軸的受力簡圖見圖5.5 2 帶輪對軸的作用力 帶輪2： 帶輪3： 3 計算軸承對軸的支反力 （1） 垂直面內的支反力，參看圖5.5 在垂直平面內，由繞支點B的力矩平衡，得 方向向下 （2） 在水平面內的支反力參看圖5.5 （3） 計算支承點的總反力 A點的總支反力為 4 繪制軸的彎矩圖和轉矩圖 （1） 垂直面內的彎矩圖，參看圖5.5 在垂直面內，軸在C點截面處的彎

48、矩為： 軸在B點截面處的彎矩為： （2） 在水平面內的彎矩圖，參看圖5.5 在水平面內，軸在C點截面處彎矩為： 在B截面處的彎矩為： （3） 合成彎矩圖 參看圖5.5 軸在C截面處的合成彎矩為： 軸在B截面處的合成彎矩為： （4） 軸的轉矩圖 參看圖5.5 （5） 軸的當量彎矩圖：參看圖5.5 軸在C截面處的當量彎矩為： α為折算系數，取 軸在B截面處的當量彎矩為： 5 按照彎扭合成強度校核 通過上述分析，可知軸Ⅰ承受的最大當量彎矩在截面B處，所以

49、只校核截面B處的強度。 根據軸Ⅰ的材料為30鋼，經調質處理，由機械設計教材中表15-1可查出：，因為，所以軸Ⅰ的強度是足夠的。 圖5.10 （a)受力圖；（b）垂直面內的受力圖；（c）水平面內的受力圖；（d）垂直面內的彎矩圖；（e）水平面內的彎矩圖；（f）合成彎矩圖；（h）轉矩圖；（g）當量彎矩圖 上部螺旋處軸的校核，由于螺旋為向上作用的力，因此，螺旋對軸有一個向下的軸向 力，由第三章 螺旋提升機的設計與計算 可知：F=0.

50、22KN=220N，故可以通過校核滾動軸承來對螺旋軸進行校核。 5.8.2軸Ⅱ的校核 1 軸的力學模型的建立 （1） 力的作用點和支承點位置的確定 軸Ⅱ上安裝的是30207軸承，從機械設計課程設計手冊表13-1查得：載荷作用中心到軸承外端面的距離，故可計算處支承點位置和軸上各力作用點位置。兩個支承點之間的跨距，帶輪4到左支點B的距離，攪料輪到右支點B的距離，總跨距。 （2） 作軸的受力簡圖 （參看圖5.6） 2 計算帶路和攪料輪對軸的作用力 帶輪4： 攪料輪5： 3 計算軸承對軸的支反力 （1） 垂直面內的支反力 （參看圖5.6

51、） 在垂直面內，由繞支點C的力矩平衡，得： 方向向下 由y軸方向的合力，可以求出。 方向向上 （2） 水平面內的支反力 （參看圖5.6） 在水平面內，由繞支點C的力矩和，得： 方向向下 在z軸方向上的合力，可以求出。 方向向上 （3） 計算支承點的總支反力 B點的總支反力為： C點的總支反力： 4 繪制軸的彎矩圖和轉矩圖 （1） 垂直面內的彎矩圖 （參看圖5.6） 在垂直面內，軸在A點截面處的彎矩為： 軸在D截面處的彎矩為： （2） 在水平面內的彎矩圖 （參看圖5.6） 在水平面內，軸在A截

52、面處的彎矩為： 在D截面處的彎矩為： （3） 合成彎矩圖 （參看圖5.6） 軸在A截面處的合成彎矩為： 在D截面處的合成彎矩為： （4） 軸的轉矩圖 （參看圖5.6） （5） 軸的當量彎矩圖 （參看圖5.6） 軸在A截面處的當量彎矩為： 軸在D截面處的當量彎矩為： 5 按照彎扭合成強度校核 通過上述分析，可知軸Ⅰ承受的最大當量彎矩在截面D處，所以只校核截面D處的強度。 根據軸Ⅱ的材料為30鋼，經調質處理，由機械設計教材中表15-1可查出：，因為，所以軸Ⅰ的強度是足夠的。 圖5.11 a)

53、受力圖；（b）垂直面內的受力圖；（c）水平面內的受力圖；（d）垂直面內的彎矩圖；（e）水平面內的彎矩圖；（f）合成彎矩圖；（h）轉矩圖；（g）當量彎矩圖 第六章 鍵的選擇與強度校核 6.1軸Ⅰ上鍵的選擇及校核 因為軸Ⅰ上有兩個帶輪，故需要兩個鍵。 根據軸Ⅰ與兩個帶輪安裝處的直徑是，由機械設計課程設計手冊表11-26選擇軸Ⅰ上安裝帶輪3處的鍵的結構尺寸為： 安裝帶輪2處鍵的結構尺寸為： 標記為：鍵 由于同一根軸上傳遞的扭矩相同，所以只需要校核最小的鍵即可，而軸Ⅰ上的鍵大小規(guī)格相同，故可以

54、取任一鍵進行校核。 鍵的工作長度：； 鍵的接觸高度：； 鍵傳遞的扭矩：； 因為鍵、帶輪、軸的材料均為30鋼，故按機械設計表7.1查出鍵靜連接時的許用擠壓應力。 所以軸Ⅰ上的鍵強度是合適的。 6.2軸Ⅱ上鍵的選擇及校核 軸Ⅱ兩端分別安裝有帶輪4和攪料輪，故需要兩個鍵。 根據軸Ⅱ上安裝帶輪4處的直徑，故，帶輪4處的鍵Ⅰ的結構尺寸為： 標記為：鍵 攪料輪處的鍵Ⅱ的結構尺寸為： 標記為：鍵 由于同一根軸上傳遞的扭矩相同，所以只需要校核最小的鍵Ⅰ即可。 鍵Ⅰ的工作長度：； 鍵Ⅰ的接觸高度：； 鍵Ⅰ傳遞的扭矩：； 因為鍵Ⅰ、帶輪、

55、軸的材料均為30鋼，故按機械設計表7.1查出鍵靜連接時的許用擠壓應力。 所以軸Ⅱ上的鍵強度是合適的。 第七章 滾動軸承的選擇與校核 7.1軸Ⅰ上的滾動軸承 1滾動軸承的選擇 根據軸承受載荷及速度情況，擬定選用圓錐滾子軸承。由軸的結構設計，得出圓錐滾子軸承的內孔，初步決定圓錐滾子軸承的代號為30207。其參數可在機械設計課程設計手冊中查表13-1查得： ，，，，。 2滾動軸承的校核 由于軸Ⅰ為垂直布置，受重力原因，下端軸承被壓緊，上端軸承被放松，因此，只需對

56、下端軸承進行校核。 軸的受力分析圖：如下圖 圖7.1 （1）徑向載荷Fr 根據對軸的分析可知：軸因為為垂直安裝，下端軸承受到壓緊，因此，下端軸承的總支反力。 （2） 軸向載荷Fa 由第三章 螺旋提升機的設計與計算 可知，軸Ⅰ上螺旋對軸產生的軸向力 ，下端軸承被壓緊，上端軸承被放松。 （3） 當量動載荷P 對于下端軸承，因為： 由機械設計課程設計手冊查表13-1可知： （4） 驗算軸承壽命 因為下端軸承被壓緊，故只需對下端軸承進行驗算： 設軸承的預期使用壽命為10年，軸承預期壽命為。軸承的壽命計算公式為：

57、 （式7.1） 其中，溫度系數（軸承工作溫度小于）。根據工況（無沖擊或輕微沖擊，由機械設計教材中的表18.8查出載荷系數，ε為壽命系數，滾子軸承，所以由式8.1得： 故軸Ⅰ上的軸承具有足夠的壽命。 7.2軸Ⅱ上的滾動軸承 1 滾動軸承的選擇 根據軸承受載荷及速度情況，擬定選用圓錐滾子軸承。由軸的結構設計，得出圓錐滾子軸承的內孔，初步決定圓錐滾子軸承的代號為30207。其參數可在機械設計課程設計手冊中查表13-1查得： ，，，，。 2 滾動軸承的校核 （1） 徑向載荷Fr 根據對軸承

58、的分析可知：C點的總支反力，B點的總支反力 （2） 軸向載荷Fa 由于軸Ⅱ上只安裝有帶輪和攪料輪，因此，軸Ⅱ上不作用有軸向力，Fa=0N 軸承派生軸向力Fs，由圓錐滾子軸承的計算公式可求出： （方向向下）； (方向向上）。 因為 所以C處的軸承被壓緊，B處的軸承被放松。 （3） 當量動載荷 對于軸承1：因為 由機械設計課程設計手冊查表13-1可知： 對于軸承2：因為 由機械設計課程設計手冊查表13-1可知： 圖7.2 （4） 驗算軸承壽命 因為，

59、故只需驗算軸承1. 設軸承的預期使用壽命為10年，軸承預期壽命為。軸承的壽命計算公式為： 其中，溫度系數（軸承工作溫度小于）。根據工況（無沖擊或輕微沖擊，由機械設計教材中的表18.8查出載荷系數，ε為壽命系數，滾子軸承，所以由式7.1得： 故軸Ⅱ上的軸承具有足夠的壽命。 總結 塑料切粒機功能為將塑料拉條進行切割。它的動力源為調速電機，傳動方式主要有帶輪傳動和齒輪傳動，執(zhí)行構件為滾刀。其總體運作方案為塑料條經過塑料輥筒的牽引被輸送到滾刀，然后進行切割

60、。 軸的設計計算，經過理論的校核，滿足強度和剛度要求。軸承的選擇符合壽命要求。V帶輪的選擇，符合轉速和功率的要求。鍵的選用符合要求。此機型可以實現對葵花脫粒的要求。 畢業(yè)設計是高等學校本科教學計劃中非常重要的組成部分，是對學生在大學期間所學的專業(yè)基礎知識、研究能力、自學能力、創(chuàng)新能力及其他綜合能力的檢驗，是教學計劃中最后一個綜合性實踐教學環(huán)節(jié)，也是高校開展綜合素質教育和創(chuàng)新能力培養(yǎng)的重要途徑。鞏固和加強學生對多元學科理論、基礎知識與技能的綜合應用能力的訓練，培養(yǎng)學生創(chuàng)新意識、創(chuàng)新能力和科學研究能力，培養(yǎng)其嚴謹、求實的治學態(tài)度和刻苦鉆研、勇于探索的精神。 參考文獻 邱宣懷主編 . 機械設計 第四版 高等教育出版社 1997 周海主編 . 機械設計課程設計 西安電子科技大學出版社 2011.8 于惠力主編 . 機械設計課程設計 第二版 科學出版社 2013.4 劉鴻文主編 . 材料力學 第五版 高等教育出版社 2010.6 王鷹主編 . 工程制圖 第二版 高等教育出版社 2001.1