1、本 科 毕 业 设 计题目：木破碎机的设计学院名称 机械设计及其自动化 专业班级 学生姓名 导师姓名 年 月 日目 录摘 要 .1第一章 设计任务 .2第二章 木材破碎机的概述 22.1 市场上木材破碎机的简介和设计前景 22.2 设计的基本要求 2第三章 木材破碎机的结构设计 23.1设计方案的拟定及说明 23.2电动机的选择 33.3带传动的选择、计算、运动分析及校核 33.4 齿轮的设计计算、运动分析及校核 63.5圆螺母的选择 .103.6定位套筒的设计 .103.7滚动轴承的选择及校核 .103.8键的选择及校核 .113.9 销的选择 .123.10 螺栓、螺钉、垫片的选择及计算
2、123.11轴的设计、计算和校核 173.12 刀具的设计及计算 193.13箱体的设计及计算 193.14筛板的设计及计算 193.15密封、润滑方式的选择 19第四章 设计总结 .19致 谢 21参考文献 221摘 要木材破碎机是将木材切割破碎的机器。其由电机提供动力，由带轮传动，刀具旋转完成切割过程，将木材破碎成符合预定要求的小颗粒，经筛板过滤流下。再由人工取走。因被破碎的木材材质不同，破碎的颗粒大小不同，市场上的破碎机种类繁多，结构形式各有不同，尺寸大小不一。本款木材破碎机针对小型软质废弃木料进行粉碎再加工，破碎成小颗粒，结构紧凑简洁，含有传动机构，破碎机构和输出机构，能完成预定的破碎
3、要求。本说明书对破碎机的总体方案和工作原理进行了说明，对各个机构和零件进行了设计和分析，并对齿轮、轴等零部件进行了校核。关键词 : 木材破碎机 小型软质木材 结构紧凑简洁 木材小颗粒ABSTRACTWood crusher is the wood cut broken machine. Its powered by a motor, the belt wheel transmission, cutting tool spin finish cutting process, to break the wood into conform to the requirements of the res
4、ervation of small particles, the sieve plate filter. By artificial pick up again. After being broken wood material is qualitative different, crushing grain size is different, various types of crusher market, structure is different, different size. This small soft wood crusher for crushing reprocessi
5、ng waste wood, broken into small particles, structure compact, containing the drive mechanism, broken mechanism and output mechanism, can accomplish the crushing requirements. This manual for the crusher to illustrate the general scheme and the working principle, various agencies and parts for the d
6、esign and analysis, and check on gear and shaft parts. Keywords： Wood crusher; Small soft wood; Compact concise; Wood particles 2第一章 设计任务设计一款木材破碎机，针对软质小块废弃木材，要求破碎机构，传动机构，输出机构满足对木材破碎的要求。工作量不少于三张 A0 图纸，包括零件图，并写出详细的设计说明书。第二章 木材破碎机的概述2.1 市场上木材破碎机的简介和设计前景市场上的木材破碎机，大体分为小型木材破碎机、中型木材破碎机、一般木材破碎机，和标准木材破碎机等等，破
7、碎机的电机功率从 7.5KW 到 15KW 以至更大。所能破碎的木材有杉木、圆木、松木、废旧家具、人造板、沙发、集装箱、包装板、废弃木料、药材等等种类和大小尺寸各不相同，成品外形有锯末状、块状、片状不等，破碎后的木料可以做刨花板、家具和农业肥料等等，用途很广泛。针对加工种类的不同、成品形状的不同，破碎机的结构要求不同，功能要求也不同。一般的木材破碎机结构极为复杂，价格极为昂贵。破碎一些软质小块废弃木材且破碎颗粒不很小时，用上述机械装置就显得大牛拉小车。所以需要一种针对这种情况的木材破碎机，结构简单，价格低廉。这就是本款木材破碎机提出的前景。2.2 设计的基本要求要求木材的出料颗度为 1-3 毫
8、米，电动机功率 7.5KW，给料粒度为 100 到200 毫米，耗电 15KW，生产能力 3000 到 4000 千克每小时，转速 1000 转每分左右。应用领域：废弃的软质木料。要求安排的电机、传动机构（带传动）、破碎机构和输出机构满足要求并合理。第三章 木材破碎机的结构设计3.1设计方案的拟定及说明由电动机提供动力，经带传动带动主轴。主轴旋转带动其上的齿轮旋转，与主轴上转动的两个齿轮相互啮合的两个齿轮将运动传递给另一根轴，两轴上都带有刀具，刀具旋转，切割破碎木材。破碎后的木材经筛板过滤，满足要求的沿下方的箱体壁滑出。由人工取走。不满足要求的可从筛板上取出。完成破碎过程。简图如下：33.2电
9、动机的选择传动效率： = =0.89（）2grv V 带传动效率 0.96 一对滚动轴承效率0.9r 一对圆柱齿轮效率7g粉碎机的转子转速为 n=960r/min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=100kg，在 5S 内粉碎机从转速为 0 达到正常运转的转速 16r/s。现计算如下：100kg 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*100*5.3=269kg.m达到正常工作的转速 16r/s,物料所具有的能量为E=1/2*J*=13480JE=13480，t=2，平均功率 P=6740W，由于传动总效率为 =0.89，故电机所需功
10、率为P=6000w因此，选取电机功率为 7.5 kW即，选择电动机为 Y 系列三相异步电动机，Y132S-2 型，查表 Y 系列（IP44）电动机的技术数据（JB/T10391-2008)得，同步转速 3000r/min，2 级。额定功率为 7.5KW，满载转速为 2900r/min，额定转矩 2.0，最大转矩 2.3，质量70kg。额定电压 220v。安装代号为 B3。43.3带传动的选择、计算、运动分析及校核已知带传动的工作条件，所需传递的额定功率 P，小带轮转速 n1，传动比i。 应确定或选择带的型号，基准长度，根数，中心距，带轮的材料，基准直径以及结构尺寸、初拉力和轴压力。1、确定计算
11、功率 PcaPKAca （3.3-1 ）为工作情况系数，查机械设计课本表 8-8， =1.3。而 P=7.5KWA AK所以 =9.75KW。caP2、选择 V 带的带型根据计算功率 和小带轮转速 ，从机械设计课本图 8-11 选取普通 V 带ca1n的带型，是 B 型带。3、确定带轮的基准直径并验算带速（1）初选小带轮的基准直径 1d根据 V 带的带型，参考机械设计课本表 8-7 和表 8-9 确定小带轮的基准直径 1d=125mm（2）验算带速 v=18.9m/s（）106nvd（3）计算大带轮的基准直径由 ，取 i=3， =355mm，根据机械设计课本表 8-9，圆整得依1d2di2d然
12、为 355mm。4、确定中心距 a，并选择 V 带的基准长度 dL（1）、根据带传动总体尺寸的限制条件，结合 )(27.0210)21dda（初定中心距 =500mm。0a5（2）、计算相应的带长 0dL=1800mm（）02d12d10d a4-a）（）（ L根据机械设计课本表 8-2，选取带的基准长度 =1760mm0dL（3）、计算中心距 a 及变动范围传动的实际中心距近似为 =510mm（）2-a0d05、验算小带轮上的包角 1=154.59 120 （） ， 符合要求。a3.57d-180012）（o6、确定带的根数（1）、计算单根 V 带的额定功率 rP由 =125mm 和 =29
13、00r/min，查机械设计课本表 8-4，得 =2.96KW1d1n 0P根据 =2900r/min，i=3 和 B 型带，查机械设计课本表 8-5，得 =0.89KWn 查表 8-6，得 =0.93，查表 8-2 得 =0.94，所以， （ + ）KLKr0K=3.36KW（）L（2）、计算 V 带的根数=3 根（）LAKP）（ 0rcaz7、计算单根 V 带的初拉力 0F由机械设计课本表 8-3 查得，B 型带的单根长度质量 q=0、17kg/m，所以，= =205.72N（）0F2caqvz-5.2KP）（8、计算轴压力 p=1195.46N（）2sinz0P9、带轮结构设计（1）、带轮
14、的材料选择 HT1506（2）、带轮的结构形式 对于小带轮因为 2.5d（d 为安装带轮的轴的直径），所以，小带轮采1d用实心式。d=38mm ，键槽深 5mm，宽 10mm，长 59mm。对于大带轮，因为 300mm，采用轮辐式。d=50mm， =70mm，键槽宽2d1d14mm，深 3.8mm，长 61mm。（3）、V 带轮的轮槽V 带轮的轮槽与所选带轮的型号对应，查机械设计课本表 8-11，得，=14.0， =3.5， =10.8，e ， =11.5dbaminhfin4.019minf3.4 齿轮的设计计算、运动分析及校核1、选择齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1）、按已定的传动方案，
15、选择直齿圆柱齿轮传动，压力角取为 20 度。（2）、参考机械设计课本表 10-6，选择 7 级精度。（3）、材料选择，由机械设计课本表 10-1，选择两齿轮材料为 40Cr（调质），强度极限 700MPa，屈服极限 500MPa，齿面硬度 280HBS，为软齿面。（4）、选择齿轮齿数 = =20。1Z22、按齿面接触疲劳强度设计（1）、试算小齿轮分度圆直径 （）23d1tt1uk）（ HEZT1）确定公式中的各参数试选 =tHKKVA根据机械设计课本表 10-2，取 =1.75。根据转速和精度，取 =1.14。根A vK据表 10-3.取 =1.0。根据表 10-4， =1.189。所以， =
16、2.2.HHtH计算齿轮传递的转矩T=9.55 P/n=9.55 9.5/1000=9.1 N mm610610410由机械设计课本表 10-7，选取齿宽系数 =0.5。d由图 10-20，查得区域系数 =2.5。HZ由表 10-5，查得材料的弹性影响系数 =162MPa。E7计算解除疲劳强度用重合度系数 Z ，=31.32 （）（ *a2a1 h2zcoszro=1.55 （） Z = =0.903（）（ tn-tz1a 3-4计算接触疲劳许用应力 H由机械设计课本图 10-25d，查得两齿轮的接触疲劳强度极限为=550MPa。limH计算应力循环次数，工作寿命为 10 年，每年工作 300
17、 天，两班制，N =N =60n jL =60 1000 1 （2 8 300 10）=2.88 10 。121h9由图查取接触疲劳强度寿命系数 K =K =0.91。取失效系数为 1%，安1HN2全系数 S=1，得， = =K /S=0.91 550/1=500.5MPa。 （）1H2lim2）试算小齿轮分度圆直径=92mm（）23d1tt1uk）（ HEZT（2）调整小齿轮分度圆直径1）计算实际载荷系数前的数据准备。圆周速度 v。V= =4.81m/s（）106ndt齿宽 b。 b= =0.5 92=46mm（）td2）计算实际载荷系数 K H由机械设计课本表 10-2，查得，实用系数 K
18、 =1.75A根据 v=4.81m/s，7 级精度，由图 10-8 查得动载荷系数 K =1.13v齿轮的圆周力。F =2 T /d =2 9.1 10 /92=1978N（） 1tt14K F /b=1.75 1978/46=75.25N/mm（） 小于 100N/mm 取齿间载荷分配系数 KAt=1.2H8由表 10-4，用插值法查得 7 级精度、小齿轮相对支撑悬臂布置时，得齿向载荷分布系数 K =1.189。H所以得实际载荷系数 K =K K K K =2.82。 （）AvH3）可按实际载荷系数算得分度圆直径，d =d =100mm（） 。及相应的1t3tH齿轮模数，m=d /z =5。
19、13、按齿根弯曲疲劳强度设计（1）试算模数 m （）t3sa2d1tkFFYZT（1）确定公式中的各参数值试选 K K =tFt FVAK根据机械设计课本表 10-2，取 =1.75。根据转速和精度，取 =1.14。根A vK据表 10-3.取 =1.2。根据表 10-4， =1.189。所以， =2.84.FFtF计算弯曲疲劳强度用重合度系数Y =0.25+ =0.25+ =0.68875.01.计算 。Fsa由机械设计课本图 10-17，查得齿形系数 Y =Y =2.82。1aF2由图 10-8，查得应力修正系数 Y =Y =1.55。1sa2由图 10-24c，查得小齿轮和大齿轮的齿根弯
20、曲疲劳极限均为 500MPa。由图 10-22，查得弯曲疲劳寿命系数 K =K =1.4。1FN2取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，得， = = =500MPa。SFN1lim= = =0.008742。1saFY2sa50.182）试算模数9m =3.2。 （）t）（3sa2d1tkFFYZT（2）调整齿轮模数1）计算实际载荷系数前的数据准备圆周速度 vd =m Z =3.2 25=80mm v= =4.1m/s（）1t1 106ndb= =0.5 =40mm宽高比 b/h h=（2 + ）m =8mm b/h=5*ahct2）计算实际载荷系数 K 。F根据 v=4.1，7 级精度，查得机械设
21、计课本图 10-8，动载系数 K =1.3。v由 F =2 T /d =2 9.1 10 /80=2275N，K F /b=1.75 2275/40=100.5N/mm1t14A1t大于 100N/mm 取齿间载荷分配系数 K =1.0。由表 10-4，用插值法查得 7 级精度、小齿轮相对支撑悬臂布置时，得齿向载荷分布系数 K =1.350。结合 b/h=4.44，查图 10-13，得 K =1.4。H F则载荷系数为：K =K K K K =3.185FAvF3）按实际载荷系数算得的齿轮模数 m=m =3.4（）t3tF对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数 m 大于齿根弯曲疲劳强度计算
22、的模数，由于模数的大小主要取决于弯曲疲劳强度决定的承载能力，因此，可取由弯曲疲劳强度算得的模数 3.4，并圆整为 4，由于齿面接触疲劳强度决定的承载能力，仅与直径有关。所以，按接触疲强度算得的分度圆直径 d =1001mm，算出小齿轮齿数 z =d /m=25，取 i=1.1，所以 z =26。1 24、几何尺寸计算（1）计算分度圆直径d =z m=25 4=100mm d =z m=1042（2）计算中心距a=(d +d )/2=102mm1210（3）大齿轮齿顶圆直径 d =（Z+2 ）m=112mm，齿根圆直径 d =（Z-2 -Ca*ahf*ah）m=94mm。小齿轮齿顶圆直径 d =
23、（Z+2 ）m=108mm ，齿根圆直径* *ad =（Z-2 -C ）m=90mmf*ah5、结构设计因为 d 均小于 160mm，所以小齿轮和大齿轮均制成实心式。a6、主要设计结论齿数，z =25，z =26，模数 m=4，压力角 =20 ，中心距 a=102mm，齿12 o宽 b=46mm，小齿轮和大齿轮均选用选用 40Cr（调质），齿轮按七级精度设计，均为实心式结构。3.5圆螺母的选择1、圆螺母的选择圆螺母用于在轴端固定带轮和齿轮。查取 GB/T812-1988，对于长轴，其左侧轴段 d=50mm，所以选取圆螺母型号为 GB/T812 M50 1.5。内径 d=50mm，外径 D=72
24、mm，螺母槽深 t=4mm，实体宽 H=12mm，实体直径尺寸d =61mm。材料为 45 钢，全部热处理硬度为 35 到 45HRC，表面氧化。1对于长轴右侧和短轴右侧的圆螺母，与其配合的轴段直径均为 55mm，所以选取这三个圆螺母的型号均为 GB/T812 M55 2。内径 d=55mm，外径 D=78mm，螺母槽深 t=4mm，实体宽 H=12mm，实体直径尺寸 d =67mm。材料为 45 钢，1全部热处理硬度为 35 到 45HRC，表面氧化。2、圆螺母用止动垫圈的选择查 GB/T8581988，对于 GB/T812 M50 1.5 的圆螺母，选择垫圈 GB/T858 50（规格为
25、50，材料为 Q235-A，经退火、表面氧化的圆螺母用止动垫圈）。对于 GB/T812 M55 2 的圆螺母，选择垫圈 GB/T858 55（规格为 55，材料为Q235-A，经退火、表面氧化的圆螺母用止动垫圈）。3.6定位套筒的设计为了满足轴上带轮、齿轮、滚动轴承的定位，需要在相应的轴段上配置套筒。对于长轴左端定位带轮和齿轮用的套筒，因为其轴段直径为 50mm，所以取其内径 d=50mm，外径 D=60mm，套筒宽 H=9mm，与轴段的配合为过盈配合。长轴右端定位轴承的套筒，因为其轴段直径为 60mm，所以取其内径11d=60mm，外径 D=65mm，套筒宽 H=12.7mm，与轴段的配合为
26、过盈配合。3.7滚动轴承的选择及校核（1）滚动轴承的选择轴转速 n=1000r/min，装轴承处的轴颈直径为 60mm，预期寿命为L =20000h，因为轴承所受轴向力比较小，主要受径向力，且转速较高，运作h时有冲击，承载较大，所以，选用内圈有单当边的圆柱滚子轴承 NJ1012。外径95mm。宽度 18mm。基本额定动载荷 38.5KN。基本额定静载荷为 45KN。（2）寿命分析确定当量动载荷 P，相比于径向力，轴向力过小可以忽略不计。所以，Pf F ，而 F 2500N，f -1.8，所以 P=4500N。 寿命drrdL = ， =10/3。所以 L =21332h 大于 20000h。所
27、以，符合要求。10Cn610（3）轴承的配置及定位轴上左右两侧各有一个轴承，采用反装、双支点各单向固定。长轴上轴承用套筒、轴肩和轴承端盖来定位，轴承游隙靠轴承端盖下的垫片来进行调整，较为方便。并且可以加紧外圈已达到预紧的目的。由于空间有限，短轴上轴承靠轴肩来定位、套筒来定位，轴承游隙靠轴肩确定。（4）滚动轴承的配合按规定，轴承内孔与轴的配合应采用基孔制，轴承外径与外壳孔的配合应采用基轴制。具体配合为3.8键的选择及校核1、连接大带轮的键（1）选型和材料因为工作时主要传递转矩，周向定位和抵抗剪切。所以选择普通平键，A型。材料为铸铁。（2）选择截面尺寸与长度因为连接轴段的直径为 50mm。轮毂长度
28、为，取 61mm而键长应略短于或等于轮毂，所以取 L=56mm。查机械设计课本表 6-1 键宽 b键高 h，取 14mm、9mm。（3）键的强度校核对于普通平键连接，不考虑剪断，它的失效形式主要是工作面被压溃。假12设载荷在工作面上分布均匀，其强度条件为 =2000T/kld，T=Fd/2=29.8N m，p所以 =6.3MPa，小于 。符合要求。pp2、连接齿轮的键（1）选型和材料因为工作时主要传递转矩，周向定位和抵抗剪切。所以选择普通平键，A型。材料为铸铁。（2）选择截面尺寸与长度轮毂直径为=46mm 。键长 L 取 34mm。查机械设计课本表 6-1 键宽 b 键高h，取 14mm、9m
29、m。（3）对于普通平键连接，不考虑剪断，它的失效形式主要是工作面被压溃。假设载荷在工作面上分布均匀，其强度条件为 =2000T/kld，T=Fd/2=22.2N m，p所以 =6.6MPa，小于 。符合要求。pp3、连接小带轮的键（1）选型和材料因为工作时主要传递转矩，周向定位和抵抗剪切。所以选择普通平键，A型。材料为铸铁。（2）选择截面尺寸与长度轮毂直径为=59mm 。键长 L 取 55mm。查机械设计课本表 6-1 键宽 b 键高h，取 10mm、8mm。（3）对于普通平键连接，不考虑剪断，它的失效形式主要是工作面被压溃。假设载荷在工作面上分布均匀，其强度条件为 =2000T/kld，T=
30、Fd/2=22.7N m，p所以 =6.6MPa，小于 。符合要求。pp3.9 销的选择销的用途为连接。选择圆锥销，有 1 比 50 的锥度。材料为 45 钢，许用切应力为 80MPa。大端直径为 12mm。3.10 螺栓、螺钉、垫片的选择及计算1、对于连接筛板和箱体的螺钉（1）螺钉组结构的设计螺钉数为 z=6 个，沿三边均匀布置。（2）螺钉受力分析在重力作用下，螺钉受径向的剪切力。每个螺钉所受的工作剪力为13F=F /Z。而 F 为筛板的重量和已破碎木材颗粒的重量之和。F 取 600N。所以， F 为 100N。（3）确定螺钉直径选择螺钉材料为 Q235，性能等级为 4.6 级，由机械设计课
31、本表 5-8，查得材料的屈服强度极限 为 240MPa。由表 5-8，查得安全系数为 S =2.5，所以许s用剪应力 为 /S=96MPa。所以按剪切强度条件 d =1.15mm（）。s 04F根据箱体尺寸和整体外形，按 GB/T1962003，取粗牙普通螺纹，选用螺钉类型为圆头开槽螺钉，螺纹公称直径为 d=8mm，螺杆长度 L=45，小径为6.4mm，螺纹长度为 38mm。2、连接顶盖和上箱体的螺钉（1）螺钉组结构的设计螺钉数为 6 个，沿三边均匀分布。（2）螺钉受力分析在重力作用下，螺钉组受到轴向载荷。每个螺钉所受的轴向工作载荷为F=F /Z。而总工作载荷 F 为顶盖自重，所以 F 约为
32、2000N。所以，F 为333.33N。此处螺钉连接需要预紧，取残余预紧力 F =0.4F，总拉力 F =F+F =466.7N。121（3）确定螺钉直径选择螺钉材料为 Q235，性能等级为 4.6 级，由机械设计课本表 5-8，查得材料的屈服强度极限 为 240MPa。取 S=1.5，所以 = /S=160MPa。按危险SS截面拉伸强度条件，求得螺钉小径 d =2.2mm。根据箱体尺寸和整123.4F体外形，按 GB/T1962003，取粗牙普通螺纹，选用螺钉类型为圆头开槽螺钉，螺纹公称直径为 d=8mm，螺杆长度 L=30，小径为 6.4mm，螺纹长度为27.5mm。3、带轮外壳的螺栓（1
33、）螺栓组结构的设计螺栓数为 z=6 个，沿上下两边均匀布置。（2）螺栓受力分析在重力作用下，螺栓受径向的剪切力。每个螺栓所受的工作剪力为14F=F /Z。而 F 为带轮外壳的自重，F 约为 223N。所以 F=38N。（3）确定螺栓直径选择螺栓材料为 Q235，性能等级为 4.6 级，由机械设计课本表 5-8，查得材料的屈服强度极限 为 240MPa。由表 5-8，查得安全系数为 S =2.5，所以许s用剪应力 为 /S=96MPa。所以按剪切强度条件 d =0.7mm。 （）s 04F根据箱体尺寸和整体外形，按 GB/T1962003，取粗牙普通螺纹，选用六角头螺栓，螺纹公称直径为 d=8m
34、m，螺杆长度 L=45，小径为 6.4mm，螺纹长度为 22mm。（4）垫圈的选择对于上侧的螺栓连接，因为连接面是斜面，所以选择斜面垫圈。查机械设计手册，选择斜面垫圈的型号为 GB/T852 8，即规格为 8，材料为 Q235-A，不经表面处理。对于下侧的螺栓连接，因为连接面是平面，所以选择平垫圈。查机械设计手册，选择斜面垫圈的型号为 GB/T848 8，即公称规格为 8，材料为 Q235-A，硬度等级为 200HV，不经表面处理的 A 级平垫圈。4、上箱体连接中间箱体的螺栓（1）螺栓组结构的设计螺栓数为 z=6 个，前后两侧各 3 个，均匀排布。（2）螺栓受力分析预紧力 F ，F 为螺栓所受
35、横向载荷，为上箱体的自重产生的横向0fzisK力，约为 4000N，K 取为 1.2，f 取为 0.12，i=1，所以 F 大于等于 6666.67N。s 0（3）确定螺栓直径选择螺栓材料为 Q235，性能等级为 4.6 级，由机械设计课本表 5-8，查得材料的屈服强度极限 为 240MPa。取 S=1.5，所以 = /S=160MPa。按危险SS截面拉伸强度条件，求得螺钉小径 d =8.3mm。根据箱体尺寸和整103.4F体外形，按 GB/T1962003，取粗牙普通螺纹，选用六角头螺栓，螺纹公称直径为 d=16mm，螺杆长度 L=110，小径为 12.8mm，螺纹长度为 44mm。（4）垫
36、圈的选择因为连接面是平面，所以选择平垫圈。查机械设计手册，选择斜面垫圈的15型号为 GB/T848 16，即公称规格为 16，材料为 Q235-A，硬度等级为200HV，不经表面处理的 A 级平垫圈。5、后侧箱体连接中间箱体的螺钉（1）螺钉组结构的设计螺钉数为 z=4 个，沿后侧箱体上部边缘均匀布置。（2）螺钉受力分析在重力作用下，螺钉受径向的剪切力。每个螺栓所受的工作剪力为F=F /Z。而 F 为中间箱体和轴系零部件的自重，F 约为 630N。所以 F=157.5N。（3）螺钉尺寸的确定选择螺栓材料为 Q235，性能等级为 4.6 级，由机械设计课本表 5-8，查得材料的屈服强度极限 为 2
37、40MPa。由表 5-8，查得安全系数为 S =2.5，所以许s用剪应力 为 /S=96MPa。所以按剪切强度条件 d =1.5mm。根据s 04F箱体尺寸和整体外形，按 GB/T1962003，取粗牙普通螺纹，选用螺钉类型为圆头开槽螺钉，螺纹公称直径为 d=8mm，螺杆长度 L=20，小径为 6.4mm，螺纹长度为 17.5mm。6、后侧箱体连接下侧箱体的螺钉（1）螺钉组结构的设计螺钉数为 z=4 个，沿后侧箱体两侧边缘均匀布置。（2）螺钉受力分析在重力作用下，螺钉受径向的剪切力。每个螺栓所受的工作剪力为F=F /Z。而 F 为底侧箱体的重量 2000N，F 约为 2000N。所以 F=50
38、0N。 （4）螺钉尺寸的确定选择螺栓材料为 Q235，性能等级为 4.6 级，由机械设计课本表 5-8，查得材料的屈服强度极限 为 240MPa。由表 5-8，查得安全系数为 S =2.5，所以许s用剪应力 为 /S=96MPa。所以按剪切强度条件 d =2.56mm。根据s 04F箱体尺寸和整体外形，按 GB/T1962003，取粗牙普通螺纹，选用螺钉类型为圆头开槽螺钉，螺纹公称直径为 d=8mm，螺杆长度 L=20，小径为 6.4mm，螺纹长度为 17.5mm。167、连接上箱体和中间箱体左右两侧的螺栓连接（1）螺栓组结构的设计螺栓数为 z=4 个，左右两侧各 3 个，均匀对称排布。（2）
39、螺栓连接的受力分析在重力作用下，螺栓组受到轴向载荷。每个螺栓所受的轴向工作载荷为F，F 约为 5.5N。此处螺钉连接需要预紧，取残余预紧力 F =0.4F，总拉力1F =F+F =7.7N。21（3）确定螺钉直径选择螺钉材料为 Q235，性能等级为 4.6 级，由机械设计课本表 5-8，查得材料的屈服强度极限 为 240MPa。取 S=1.5，所以 = /S=160MPa。按危险SS截面拉伸强度条件，求得螺钉小径 d =0.3mm。根据箱体尺寸和整123.4F体外形，按 GB/T1962003，取粗牙普通螺纹，选用螺钉类型为圆头开槽螺钉，螺纹公称直径为 d=12mm，螺杆长度 L=80，小径为
40、 10mm，螺纹长度为30mm。（5）垫圈、螺母的选择连接面是平面，所以选择平垫圈。查机械设计手册，选择斜面垫圈的型号为 GB/T848 12，即公称规格为 12，材料为 Q235-A，硬度等级为 200HV，不经表面处理的 A 级平垫圈。查机械设计手册，选择螺母六角螺母，螺母的型号为 GB/T6170 M12，即螺纹规格 D=M12，性能等级为 8 级，不经表面处理，A 型的 I 级六角螺母。8、固定电机的螺栓（1）螺栓组结构的设计螺钉数为 z=4 个，沿四角均匀布置。（2）螺栓受力分析在重力作用下，螺栓组受到轴向载荷。每个螺栓所受的轴向工作载荷为F=F /Z。而总工作载荷 F 为电机自重，
41、所以 F 约为 700N。所以，F 为175N。此处螺栓连接需要预紧，取残余预紧力 F =0.4F，总拉力 F =F+F =245N。121（3）确定螺栓直径选择螺栓材料为 Q235，性能等级为 4.6 级，由机械设计课本表 5-8，查得材料的屈服强度极限 为 240MPa。取 S=1.5，所以 = /S=160MPa。按危险SS17截面拉伸强度条件，求得螺钉小径 d =1.7mm。根据箱体尺寸和整123.4F体外形，按 GB/T1962003，取粗牙普通螺纹，选用螺钉类型为圆头开槽螺钉，螺纹公称直径为 d=12mm，螺杆长度 L=45，小径为 9.6mm，螺纹长度为30mm。（4）垫圈的选择
42、连接面是平面，所以选择平垫圈。查机械设计手册，选择斜面垫圈的型号为 GB/T848 12，即公称规格为 12，材料为 Q235-A，硬度等级为 200HV，不经表面处理的 A 级平垫圈。3.11轴的设计、计算和校核1、长轴（1）轴的材料的选择由于轴受力较大，且有冲击，而且由于工作性质限制要求轴的尺寸不能太大，轴也很重要，所以选择合金钢，材料牌号为 40CrNi，采用调质处理。（2）轴的结构设计轴上零件的装配方案轴承、轴承端盖、键、齿轮、套筒、键、带轮、圆螺母依次自左向右安装。轴承、轴承端盖、键、齿轮、圆螺母依次自右向左安装。刀具在中间，共 14 组，均匀间隔焊接在轴上，每组 4 个沿圆周均匀分
43、布，刀具从左自右依次旋转布置，考虑刀具处受力和冲击震动较大，为焊接连接，所以应增大该处轴段的直径以保证强度。（3）轴上零件的定位对于轴向定位，左端零部件，从左至右，带轮左侧用圆螺母，和齿轮之间用套筒，套筒右侧是非定位轴肩，齿轮右侧是轴肩定位，轴承左侧是轴承端盖定位，右侧是轴肩定位。 右端零部件，从左至右，轴承左侧轴肩定位，右侧轴承端盖，齿轮左侧轴肩定位，右侧圆螺母定位。对于周向定位，则在带轮、齿轮上用键，在轴上车出相应键槽。（4）按轴所受的扭矩初步估算轴的直径d ，而 = ，查机械设计课本表 15-3，得 =100，min30PA032.95T 0A而功率 P=8.5KW，所以 d 大于等于
44、20mm。由于轴上开由 3 个键槽和螺纹孔，min所以增大轴的最小直径 50%，取 30mm。根据轴上零件的装配以及相邻零件的距离要求，并且考虑受弯矩的影响，确定18各轴段的尺寸。从左至右，与带轮、套筒配合的轴段，长 109mm，直径50mm，与齿轮配合的轴段，长 27.5mm，直径 54.8mm。齿轮的右侧定位轴肩，长 36.5mm，直径 60mm。轴承右侧的定位轴肩，长 13mm，直径 65mm。连接刀具的轴段长 20mm，直径 100mm。与刀具轴段之间的轴段长 20mm，直径60mm。定位轴承的左侧轴肩长 13.7mm，直径 65mm，轴承左端定位齿轮的轴肩，长 20mm，直径 60m
45、m，与齿轮和圆螺母配合的轴段，长 57mm，直径55mm。（5）轴的结构工艺性轴端制出 45 度的倒角。与圆螺母配合的轴段，车出螺纹退刀槽。为了减小应力集中，轴肩出应制出圆角。2、短轴（1）轴的材料的选择由于轴受力较大，且有冲击，而且由于工作性质限制要求轴的尺寸不能太大，轴也很重要，所以选择合金钢，材料牌号为 40CrNi，采用调质处理。（2）轴的结构设计轴上零件的装配方案轴承、齿轮、圆螺母依次自左向右安装。轴承、齿轮、圆螺母依次自右向左安装。刀具在中间，共 14 组，均匀间隔焊接在轴上，每组 4 个沿圆周均匀分布，刀具从左自右依次旋转布置，考虑刀具处受力和冲击震动较大，为焊接连接，所以应增大
46、该处轴段的直径以保证强度。（3）轴上零件的定位对于轴向定位，左端零部件，从左至右，齿轮左侧用圆螺母，齿轮右侧是轴肩定位，轴承左侧是轴肩定位，右侧是轴肩定位。 右端零部件，从左至右，轴承左侧轴肩定位，右侧轴肩定位，齿轮右侧圆螺母定位，左侧轴肩定位。对于周向定位，则在齿轮上用键，在轴上车出相应键槽。（4）按轴所受的扭矩初步估算轴的直径d ，而 = ，查机械设计课本表 15-3，得 =100，min30PA032.95T 0A而功率 P=7.8KW，所以 d 大于等于 21mm。由于轴上开由两个键槽和螺纹孔，min所以增大轴的最小直径 50%，取 32mm。根据轴上零件的装配以及相邻零件的距离要求，
47、并且考虑受弯矩的影响，确定各轴段的尺寸。从左至右，与圆螺母、齿轮配合的轴段，长 47mm，直径55mm。齿轮的右侧定位轴肩，长 20mm，直径 60mm。轴承右侧的定位轴肩，19长 12.7mm，直径 65mm。左端的定位轴肩直径 88mm，长 9mm。连接刀具的轴段长 20mm，直径 97mm。与刀具轴段之间的轴段长 20mm，直径 65mm。定位轴承的左侧轴肩长 12.7mm，直径 65mm，轴承右端定位轴肩，长 9mm，直径88mm，齿轮左侧的定位轴肩长 20mm，直径 60mm。与齿轮和圆螺母配合的轴段，长 59mm，直径 55mm。(5)轴的结构工艺性轴端制出 45 度的倒角。与圆螺
48、母配合的轴段，车出螺纹退刀槽。为了减小应力集中，轴肩出应制出圆角。3.12 刀具的设计及计算1、刀具种类的选择刀具选择木工刀具，根据切割破碎要求，选择套装式木工铣刀。其切削刃与刀体为整体，刀体和刀轴为轴孔连接。2、刀具材料的选择和布置刀刃和刀体为不同材料，为了保证强度，刀刃选择高硬度的硬质合金。焊接在刀体上，刀体和刀轴为轴孔连接，材料为铸铁。在两个轴上各安排 14 组铣刀，依次交错。为了减小冲击震动，需使各齿依次参加工作，所以各齿成螺旋状排列。3、齿型的选择和尺寸齿形选择铲齿型，刀具宽 20mm，齿背曲线选择圆心与铣刀中心偏移的圆弧曲线，保证刀齿背在多次磨损后后角改变的较小。4 个齿沿刀体均匀分布。为保证破碎木材的尺寸符合要求，前刀刃顶所在圆的直径，长轴上为134.25mm，短轴上为 138.8mm，长轴上刀具到后侧箱体的尺寸为 2.8mm，短轴上刀具到前侧箱体的尺寸为 2.5mm 刀具到轴之间的尺寸为 3mm。3.13箱体的设计及计算箱体共 5 部分，包括顶盖，上箱体，中间箱体，下箱体，后箱体和带轮盖。1、顶盖是为了防止破碎的木屑飞溅出去，顶盖与上箱体螺钉连接，可拆，方便打开顶盖对刀具进行清理和处理，其结构图如下。202
