粉碎机的设计与运动仿真

题目：粉碎机的设计与运动仿真绪论1.1选题的背景、目的和意义粉碎机是将固体原料原有尺寸粉碎至要求尺寸的机械，目前粉碎装置有很多种，用途也大不相同。根据尺寸区间可将粉碎机分为超细磨机、细磨机、中碎机、粗碎机，对物料进行粉碎的方式共有压轧、剪断、冲击、研磨这四种。但是粉碎机都有各种缺点和不足，本篇论文是为了研究其中一种粉碎机的动态特性，提高工作精度和效率。在各类软件中，ADAMS是一个研究动力学、运动学和静力学的仿真软件，利用ADAMS可以建立曲柄滑块机构模型，然后再设定约束施加载荷，能够真实的仿真出机构的运动情况，并且可以通过图表直观的看到仿真结果，然后加以分析。1.2与本课题有关的研究现状近年来，粉碎技术应用越来越广泛，同时，对技术的要求也越来越高。国内外许多生产粉碎设备的企业也通过各种方式展现自身的实力，大力发掘新产品，表现突出的方面包括产品的多样性和技术的先进性。此外，粉碎技术跟数控和电源方面结合起来，粉碎技术因此变得更高效，同时也渐渐的实现粉碎机的自动化，全球的粉碎技术跨上了一个崭新的台阶。但是，粉碎机行业迅速猛增，出现了供大于求，产品技术低、耗能严重、环境污染严重等现象。产能过剩已成为粉碎机行业发展的瓶颈，同时也是困扰粉碎机企业发展的难题。今后的粉碎机行业发展需要在高效、自动化、环境友好方面取得新进步。由于粉碎材料种类繁多，对工业的服务范围更加广泛，因此更讲究自动化、高效化、清洁化、节能化。1.3前人在本选题研究领域中的工作成果简述郗洪涛，程相文发表了《锤式滚轴破碎机数字化设计及运动仿真》，介绍锤式滚轴破碎机的工作原理及结构特点。运用Pro/E对锤式滚轴破碎机进行参数化设计，建立了锤式滚轴破碎机的虚拟样机，并利用Pro/E的仿真模块对其进行运动仿真，实现了锤式滚轴破碎机的优化及创新设计，为我国自行设计破碎机做了初步准备工作[1]。魏艳于2013年6月发表了学位论文《颚式破碎机机构仿真及优化设计》，以颚式破碎机的曲柄摇杆机构为研究对象，第一次提出对曲柄的质量及转动惯量进行分析计算；在此基础上，利用MATLAB软件对机构进行运动学、动力学仿真及其结果对比；最后对颚式破碎机机构进行优化设计[2]。江伟，宋嗣新发表了《基于ADAMS和ANSYS的垃圾粉碎机运动部件设计》，运用ADAMS对QL—100型垃圾粉碎机运动仿真，求解出了垃圾粉碎机核心运动部件在工作中受力情况，还运用ANSYS对核心运动部件进行有限元分析，得出了工作中受力状况的应力分布云图[3]。1.4本课题主要研究内容及技术路线本文首先设想是通过轮盘转动带动滑块移动，然后再带动碾子转动，根据参数要求设计各零部件以及校核，再以ADAMS为研究手段，建立曲柄滑块机构模型，包括曲柄、连杆、滑块、导轨等模型，再设定约束副与施加载荷。然后对建立的模型进行仿真，分析曲柄滑块机构的运动学和动力学特性，并判断机构的动态特性与哪些因素有关，从而初步评价机构的合理性。总体机构的设计本文拟采用的技术路线：总体机构的设计机械部分的参数及校核机械部分的参数及校核查找原因建模及仿真查找原因建模及仿真分析仿真结果并判断是否合分析仿真结果并判断是否合理否否是是设计完毕设计完毕2总体机构的设计2.1总体设计本次设计的主要机构由轮盘、连杆、滑块、碾子组成，并且配合蜗轮蜗杆减速器、电机、导轨、链条、输送带等机构，组成机械式粉碎装置[4]，传动方案如图2-1。图2-1传动方案图1-电动机；2、4-联轴器；3-蜗轮蜗杆减速器；5-链轮；6-链条；7-滚筒；8-输送带；9-轮盘粉碎机模型如图2-2所示。图2-2粉碎机模型图2.2工作原理本次设计的粉碎装置工作原理是：首先由电机运转，通过联轴器驱动蜗杆转动，利用蜗轮蜗杆减速器进行降速，降低到所需要的转速。再通过蜗轮轴带动轮盘转动，然后轮盘带动连杆，连杆将轮盘的驱动力传递给滑块，在滑块的牵引下，碾子做往复运动，对物料进行碾压[5]。同时，蜗轮轴通过链条带动另一根轴转动，这根轴再驱动卷筒使皮带转动，以此来达到送料的目的。2.3设计参数和要求粉碎机加工对象：散装块状固体物料，如中药。设计参数主要有：（1）碾子加工时受物料最大阻力为800N；（2）碾子往返速度60次/min。要求：结构简单易操作，工作平稳效率高，寿命长，每天工作8小时，使用寿命为10年。2.4设计步骤（1）首先对市场上的各种粉碎机进行调研，确定自己需要设计的粉碎机类型；（2）对机构做总体设计，包括机构设计和参数及要求；（3）部分参数的设计及校核，找出技术难点以及相应解决办法；（4）学习ADAMS软件，利用软件建模，设定约束力和施加力，进行运动仿真；（5）分析仿真结果，根据仿真结果进行优化，求得该模型所需驱动力矩的最优值，最终完成设计。2.5本章小结本章节主要是对粉碎机做总体设计，阐述本次设计的粉碎装置工作原理，并且设定参数和要求，安排好设计步骤，以便有条不紊的进行。3部分参数的设计及校核3.1曲柄滑块机构动力学和运动学特性分析3.1.1曲柄滑块机构动力学特性图3-1曲柄滑块机构的受力分析图对图3-1曲柄滑块机构进行受力分析，B处，曲柄r对连杆l的力与滑块所受到的力F1，有如下关系Fcosφ=F1A处，沿半径方向的力Fr和F之间的关系Fr=Fcos（将(3-1)(3-2)式联立可得Fr=F1cosθ+φ/cosφ曲柄颈处所受切线力Ft与半径r的乘积，就是转矩TT=Ft*r由上图可知Ft=Fsin(θ+φ)将(3-1)、(3-4)式代入（3-5）式可得T=F1*rsinθ+φ再从上式求出F1F1=Tcosφ/[r*sin⁡(θ+φ)]一般来说，曲柄连杆机构l≥4r，可将l看成比r大很多，即l>>r，那么，角将趋近于零。所以上式可以写成F1=T/(rsinθ)图3-2曲柄受力分析图由勾股定理可知，可以导出sinθ=r2-F1=T/(s2r3.1.2曲柄滑块机构运动学特性设O点为坐标原点，X轴水平向右，机构位置图如图3-3所示。图3-3曲柄滑块运动分析图首先假设B点的矢径为S1=OB=OA+ABB点的坐标为其矢径在X、Y坐标轴上的投影x=rcosθ+lcosθ1y=rsinθ-lsinθ1由图可知rsinθ=lsinθ1所以sinθ1=rl因此有cosθ1=1-λ=r/l是曲柄与连杆长度之比。将上式代入（3-11）式中，由于θ=ωt，得出滑块的运动方程x=rcosωt+l1-将此式对时间求导，运算过程比较复杂。实际上，λ值通常比较小，λ=(l/4-l/6)。可将上式中的根式展开成的幂级数，把起的各项省略掉，作近似计算x=rcos≈rcos=rcosωt+l-0.25lx=l1-0.25λ对时间求导，可得出滑块速度和加速度v=x=-rω[sina=v=-rω2[cos位移x、速度v、加速度a都是θ23.2执行机构的设计3.2.1碾子和梁的设计根据需求，碾子材料选择45钢[6]，表面淬火处理，尺寸d=100mm，h=200mm。梁材料选择低碳钢Q235，尺寸设计为长L=150mm，宽b=20mm，厚h=10mm，计算弯矩M=FL=800×150mm=120N*m此梁抗弯截面系数为W=最大弯曲正应力σ=由于σ<σ3.2.2碾物槽设计根据需要，碾物槽材料选择45钢，保证足够的强度。底部是平的，底部还有许多孔，物料碾碎后由孔出去，侧边则是圆弧状。设计尺寸如下：底部长300mm，宽200mm，圆弧半径50mm，高45mm，壁厚10mm，孔目数为200目。3.2.3导轨和滑块设计铸铁具有耐磨性和减震性好等特点。因此滑块材料可选用HT150，可用于制造摩擦面压强不高于0.49MPa的铸件。灰铸铁许用应力达到175MPa，滑块尺寸为：宽340mm，高50mm，长100mm。通过计算，材料满足设计要求。本导轨不同于一般的导轨，主要是导轨还能起到固定滑块的作用，使滑块不会轻易发生振动。因此导轨材料选择灰铸铁HT20-40，硬度HB180—200。导轨为双轨道，导轨底部宽50mm，厚20mm，两轨道之间距离为290mm，轨道根据计算设计长500mm。根据挤压强度条件[7]：σ=F3.2.4轮盘设计本次设计利用轮盘转动替代曲柄转动，可以起到平衡的作用。轮盘的转动驱动连杆，带动滑块左右移动，因此轮盘的设计至关重要。从理论上分析可知，对于旋转的回转体来说，轮盘质量尽可能分布在回转体边缘，这样可以得到更高的储能密度。由于本次设计所需的能量不是很高，因此普通的轮盘便能满足设计要求。设计采用的高强度钢，设计数据：轮盘直径d=400mm，轮盘厚度h=30mm，键与轮盘圆心的距离为150mm。材料选择Q235。根据式(3-8)可知T=F1rsinθ，r=0.15m，F1=800N根据设计要求轮盘转矩T=150N*M，转速n=60r/min，由T=9550P/n可知，计算得出轮盘转动所需功率为P轮=0.942KW。3.2.5连杆设计由以上分析可知，当曲柄与连杆垂直时，连杆受到的拉力或压力最大，此时F连杆材料选用低碳钢Q235，查得σs=240MPa，σb=500~620MPa,因此属于塑性材料，安全系数取n=2,σ根据σ=FA≤A≥因此，连杆尺寸可设计为长L=600mm，宽b=30mm，厚h=10mm。3.2.6输送带设计该输送带用于输送物料到碾物槽，输送装置是否合理直接影响整个机器的碾碎效率，从而影响整个机器的加工效率。设计数据设计的输送带参数如表3-1所示表3-1输送带参数输送带拉力F(N)输送带速度V(m/s)滚筒直径D(mm)2000.1502.设计条件该输送装置是单向连续传送，运输带速度误差为5%。输送物料：散装固体物料物料特性：单位重量：100g规格：50X50X10mm，底部面积50X50=2500cm^2单位面积压力100/2500=0.04g/cm^2温度：0—40℃3.带宽选择本输送带所输送的物料皆是散装的固体，横竖尺寸一般都小于50mm，即使有部分尺寸大于50mm，相差也不是很大，因此，物料在输送带上的单位面积压力远小于0.1g/cm^2。所以输送带选择宽度为200mm，这样可以同时运输多块物料，提高输送效率。4.选择输送带常用输送带包括橡胶带和塑料带，本次设计选择橡胶输送带。橡胶带使用工作环境温度为-10至+400℃，而通常工作环境的温度大致在0至+40℃，因此橡胶带能在此环境下正常使用。5.输送带其他尺寸主动轴与从动轴轴心距为300mm，皮带厚度5mm，皮带外周长788.4mm，皮带内周长L2=757mm。输送带工作所需功率P=FV，带入数据计算得出P带=0.02KW。滚筒转速n3.3传动部分的设计3.3.1电动机的选择1.选择电机类型根据用途选用Y系列一般用途的封闭式小型三相交流电机，拥有自扇冷却、封闭式结构等特点。查得该型号电机如表3-2所示。表3-2电机参数表电机类型额定电压/V额定频率/Hz环境空气温度/℃Y系列封闭式小型三相交流电机38050-15—402.电机选择已知轮盘所需功率P1=0.942KW,输送带所需功率PW=0.1KW。故电机所需总功率为P=查机械设计手册得出各零部件传动效率表如表3-3所示。表3-3各零部件传动效率表零部件名称联轴器轴承蜗轮蜗杆链条滚筒输送带传动效率0.990.990.80.960.960.98计算电机所需总功率η通过查表选取电动机的额定功率为P电机=1.5KW。3.确定电机转速根据对应的功率查得电机型号为Y90L-4,同步转速为1500r/min，满载转速为1400r/min。4.计算传动比ii5.传动装置动力参数计算(1)各轴转速nnnn(2)各轴功率PPPPP(3)各轴转矩TTTTTT(4)主要传动数据统计以上传动数据如表3-4所示。表3-4各轴传动数据表轴号功率P/kw转矩T/N*m转速n/r/min传动比i效率η电机轴1.58.677140010.99Ⅰ轴1.2598.588140023.3330.792Ⅱ轴0.997158.6896010.98Ⅲ轴0.977155.506601.8840.95Ⅳ轴0.929278.58031.84710.99滚筒轴0.920275.88231.8473.3.2蜗轮蜗杆传动设计计算已知：蜗杆轴输入功率P=1.259kw，转速n=1400r/min，传动比i=23.3331.选择蜗杆传动类型根据GB/T10085-1988圆柱蜗杆传动基本参数的推荐，采用渐开线蜗杆（ZI）。2.选择材料蜗杆选用45钢，齿面需要淬火，硬度范围为45-55HRC。根据教材书[8]中表11-6推荐，蜗轮材料选用铸锡磷青铜ZCuCn10P1,铸造方法选择金属模铸造。齿圈需用铸锡磷青铜ZCuCn10P1制造，而轮芯为了节约经济可选用灰铸铁HT100制造。3.按齿面接触疲劳强度进行设计首先对齿面接触疲劳强度设计。查机械设计教材式（11-12）可知，传动中心距为α≥3（1）确定作用在蜗轮上的转矩T2根据以上计算可知，转矩T2=158689N*mm（2）确定载荷系数K根据教材书中表11-5，工作载荷性质属于不均匀、小冲击类型，因此选用使用系数KA=1.15；Kβ为齿向载荷分布系数，因为工作载荷稳定，此时可以取Kβ=1；KV为动载系数，由于传动平稳，因此可以取KV=1.05；故K=（3）确定弹性影响系数ZE因选用的材料是钢蜗杆和铸锡磷青铜蜗轮配合，因此弹性影响系数ZE=160MPa假设蜗杆分度圆直径d1与传动中心距α的比值d1α=0.35,从教材书中图11-18中（5）确定许用接触应力σ根据蜗轮材料和铸造方法，以及蜗杆螺旋面硬度，可以从教材书中表11-7查得蜗轮基本许用应力为σH应力循环次数N=60j寿命系数K因此σ（6）计算中心距α≥中心距取α=125，因为i=23.333，查机械设计手册[9]得，取模数m=5mm，分度圆直径d1=50mm，蜗杆头数z1=2。此时d1a=0.4，查教材图11-18可知接触系数4.蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸 （1）蜗杆查机械设计手册并作相应计算，得出蜗杆参数表如表3-5所示。表3-5蜗杆参数表轴向齿距Pa直径系数q齿顶圆直径da1齿根圆直径df1螺旋部分长度b1/mm分度圆导程角γ蜗杆轴向齿厚s15.70810.0060386911°18′36″7.854（2）蜗轮因为此设计是非标准传动，因此蜗轮齿数Z2的选择可以不受限制，这里选择蜗轮齿数Z2=44，变位系数验算传动比i=Z2Z1蜗轮分度圆直径d蜗轮喉圆直径d蜗轮齿根圆直径d蜗轮咽喉母圆半径r蜗轮外径：d蜗轮宽度：B≤0.676.校核齿根弯曲疲劳强度σF计算当量齿数Z根据x2=-0.5,ZV2=46.66，从图11-19可查得齿形系数螺旋角系数Y需用弯曲应力σ根据蜗轮材料以及铸造方法，从表11-8中查得该蜗轮的基本许用弯曲应力σF寿命系数Kσσ满足弯曲强度。7.验算效率ηη=0.95~0.96已知γ=11°18′26″==11.31°；φv=arctanfv；v从表11-18中用插值法查得fv=0.025，φv=1.26°8.精度等级公差和表面粗糙度确定由于本次设计的蜗杆传动属于动力传动，圆柱蜗杆以及蜗轮的精度等级选择的是8级精度。查机械设计手册得要求的公差项目和表面粗糙度如表3-6所示表3-6粗糙度表部位蜗杆蜗轮齿面齿顶齿根齿面齿根表面粗糙度0.80.83.21.63.23.3.3轴的设计计算蜗杆轴用45钢，表面淬火处理，功率P2=1.259kw，C=107~118,取C=112。根据公式d≥C×Pn13，求得输入轴的最小直径dmin=10.81mm，通过查电机资料，已知Y90L-4联轴器的选择查机械设计手册，蜗轮蜗杆减速器输入轴选用TL4型联轴器，输出轴选用TL6型联轴器。表3-7联轴器参数表型号公称转矩T允许转速n轴孔直径dY型长度TL46357002562TL6250380032822.输入轴的结构设计单级减速器可以把蜗杆的蜗齿部分安排在减速器箱体中间部位，两轴承分别以轴肩和轴承盖定位并且对称布置。左端采用密封盖提高密封性能，右端采用轴端挡板固定。设计尺寸如图3-4。图3-4输入轴简图其他细节方面的尺寸：根据设计要求轴两端需要倒角，倒角尺寸为2×45°，轴肩处过渡圆角半径为2mm，蜗杆配合轴与两边轴之间的过渡圆角半径为5mm。轴承和轴配合选用基孔制过渡配合，配合代号为H7k6。选用的是30207型圆锥滚子轴承，d=35mm，D=72mm，B=17mm联轴器与轴配合选用基孔制过渡配合，配合代号为H7js6。选用圆头普通平键（A型），根据轴径选择键槽宽度b=8，槽深t=4mm，键槽长度L=52mm3.校核输入轴的强度统计以上输入轴的参数如表3-8所示。表3-8蜗杆轴参数功率P1/kw转速n1/r/min转矩T1/N*M1.25914008.588轴支承跨距L=221mm，取L=220mm，尽量缩小跨距Lmin=（0.9-1.1）da2=（207—235）mm，因此满足要求。蜗杆受力分析蜗杆圆周力F蜗杆轴向力F蜗杆径向力F垂直面支反力两轴承受到的径向载荷FF因此截面在垂直面的弯矩MM（2）水平面的支反力F截面在水平面上的弯矩M（3）绘制合弯矩图MM（4）绘制扭矩图T1=8.588N*M轴上载荷分布参看图3-5。（5）校核轴的强度图3-5输入轴载荷分析图由教材书中式（15-5）轴的弯扭合成强度条件为σca=M2+(αT)2W≤σ查阅教材书表15-1，由于已选定轴的材料为45钢,调质处理,查得该轴的许用弯曲应力,因此<,故安全，该轴强度足够。（6）校核轴的疲劳强度截面左侧抗弯截面系数W1=0.1d3=0.1×403=6400mm3抗扭截面系数W2=0.2d3=0.2×403=12800mm3截面左侧的弯矩M为M=47737×(110-37)/110=31680N·mm截面上的扭矩T2为T2=8588N·mm截面上的弯曲应力σ截面上的扭转切应力τ=T2/W2=0.67MPa轴的材料为45钢,调质处理.由表15-1查得轴肩圆角的理论应力集中系数可按附表3-2查取。因r/d=0.25，D/d=1.5，经插值后可查得，又由附图3-1可得轴的材料的敏性系数为故有效应力集中系数按式(附3-4)为kk由附图3-2得截面形状系数εσ=0.76由附图3-3得扭转剪切尺寸系数ετ=0.87轴按磨削加工,由附图3-4得表面质量系数为轴未经表面强化处理,即,则按式3-12及式3-12a得综合系数值为KσK又由3-1节和3-2节得碳钢的特性系数于是,计算安全系数，根据式（15-6）、（15-7）、（15-18）得SSS故可知其安全。截面右侧抗弯截面系数W1=0.1d3=0.1×603=21600mm3抗扭截面系数W2=0.2d3=0.2×603=43200mm3截面右侧的弯矩M为M=47737×(110-37)/110=31680N·mm截面上的扭矩T2为T2=8588N·mm截面上的弯曲应力σ=M/W=1.4667MPa截面上的扭转切应力τ=T2/W2=0.199MPa有效应力集中系数kσ=1kτ=1由附图3-2得截面形状系数εσ=0.68由附图3-3得扭转剪切尺寸系数ετ=0.82轴按磨削加工,由附图3-4得表面质量系数为轴未经表面强化处理,即,则按式3-12及式3-12a得综合系数值为K于是,计算安全系数SSS故该轴在截面右侧的强度也是足够的。至此，轴的校核计算完毕，设计符合要求，绘制输出轴的工作图。4.输出轴设计单级减速器可以把蜗轮安排在减速器箱体中间部位，蜗轮定位左面用套筒，右面用轴肩，轴向定位采用键和过渡配合。两轴承分别以轴肩和套筒定位，轴向定位则用过渡配合。设计尺寸如图3-6。图3-6输出轴简图根据设计要求轴两端需要倒角，倒角尺寸为2×45°，轴肩处过渡圆角半径为2mm，蜗杆配合轴与两边轴之间的过渡圆角半径为5mm。轴承和轴配合选用基孔制过渡配合，配合代号为H7k6。根据轴承使用手册选择30209型圆锥滚子轴承，d=45mm，D=85mm，B=19mm联轴器与轴配合选用基孔制过渡配合，配合代号为H7js6。键选用圆头普通平键（A型），根据轴径选择键槽宽度b=10mm，槽深t=5mm，键槽长度L=72mm轴与蜗轮配合选择过盈配合，配合代号为H7r6。键选圆头普通平键（A型），根据轴径选择键槽宽度b=16mm，槽深t=6.0mm，键槽长度L=40mm轴支承跨距取130mm。5.校核输出轴的强度 分度圆直径d2=220mm;转矩T2=158.689N*M圆周力Fte2轴向力F径向力Fre2两轴承对称LA=LB=65mm垂直面支反力两轴承受到的径向载荷FF因此截面在垂直面的弯矩MM（2）水平面的支反力F截面在水平面上的弯矩M（3）绘制合弯矩图MM（4）绘制扭矩图T2=158.689N*M 图3-7输出轴载荷分析图轴上载荷部分参看图3-7。（5）校核危险截面的强度由教材书中式（15-5）轴的弯扭合成强度条件为σca=M2σ查阅教材书表15-1，由于已选定轴的材料为45钢,调质处理,查得该轴的许用弯曲应力,因此<,故安全，该轴强度足够。（6）校核轴的疲劳强度截面左侧抗弯截面系数W1=0.1d3=0.1×503=12500mm3抗扭截面系数W2=0.2d3=0.2×503=25000mm3截面左侧的弯矩M为M=79621×(65-40)/65=30623N·mm截面上的扭矩T2为T2=158689N·mm截面上的弯曲应力截面上的扭转切应力τ=T2/W2=6.35MPa轴的材料为45钢,调质处理.由表15-1查得截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数按表3-2查取。因r/d=0.08，D/d=1.08，经插值后可查得，又由附图3-1可得轴的材料的敏性系数为故有效应力集中系数按式(附3-4)为kk由附图3-2得尺寸系数εσ由附图3-3得扭转尺寸系数ετ=0.84该轴是按磨削加工,由教材书附图3-4可知，表面质量系数为βσ轴未经表面强化处理,即,则按式3-12及式3-12a得综合系数值为K又由3-1节和3-2节得碳钢的特性系数于是,计算安全系数SSS故可知其安全。截面右侧抗弯截面系数W1=0.1d3=0.1×543=15746.4mm3抗扭截面系数W2=0.2d3=0.2×543=31492.8mm3截面右侧的弯矩M为M=79621×(65-40)/65=30623N·mm截面上的扭矩T2为T2=158689N·mm截面上的弯曲应力σ=M/W=1.945MPa截面上的扭转切应力τ=T2/W2=5.039MPa过盈配合处的kσ/kkσε该轴是按磨削加工,由教材书附图3-4可知，表面质量系数为βσ轴未经表面强化处理,即,则按式3-12及式3-12a得综合系数值为K于是,计算安全系数SS故该轴在截面右侧的强度也是足够的至此，轴的校核计算完毕，设计符合要求，绘制输出轴的工作图。3.3.4滚动轴承的选择与校核根据使用条件，轴承寿命：8×365×10＝29200h输入轴轴承查机械设计手册得出轴承参数表如表3-9所示。表3-9输入轴轴承参数表轴承代号基本尺寸/mm计算系数基本载荷/KNdDBaeY动载荷Cr静载荷Cor30207357217200.371.654.263.5Fae1=1442.63NFte1=343.52NF2v=426.47NFr1=F1v对于30207型轴承，按教材计算派生轴向力，e=0.37FF根据教材P322式（13-11a）FF求轴承当量动载荷FF由教材查表查得径向载荷系数和轴向载荷系数为轴承1X1=0.4，Y1=1.6轴承2X2=1,Y2=0轴承运转有轻微冲击，查教材P321，表13-6，fP=1.0~1.2，取PP因为P1L故所选轴承满足寿命要求。输出轴轴承查机械设计手册得输出轴轴承参数表如表3-10所示。表3-10输出轴轴承参数表轴承代号基本尺寸/mm计算系数基本载荷/KNdDBaeY动载荷Cr静载荷Cor30209458519200.41.567.883.5Fae2=343.52NFte2=1442.63NF2v=422.92NFr1=对于30209型轴承，按教材计算派生轴向力，e=0.4FF根据教材P322式（13-11a）FF求轴承当量动载荷FF由教材查表查得径向载荷系数和轴向载荷系数为轴承1X1=0.4，Y1=1.5轴承2X2=1,Y2=0轴承运转有轻微冲击，查教材P321，表13-6，fP=1.0~1.2，取PP因为P1L故所选轴承满足寿命要求。3.3.5键的选择与校核（1）电机与联轴器连接采用平键连接电机轴径d电机=25mmT=8.677N·m查手册选A型平键，得：b=8mm，h=7mm，L=30mm轴槽深t=4mmσp=4T电机/d电机hl=4×8.677×1000/（25×7×30）=6.611pa<[σp](110Mpa)（2）蜗杆轴与联轴器连接轴径d2=25mmL1=80mmT=8.588N·m查手册选A型平键，得：b=8mm，h=7mm，L=50mm，轴槽深t=4mmσp=4T1/d1hl=4×8.588×1000/（25×7×50）=3.926Mpa<[σp](110Mpa)（3）蜗轮轴与联轴器连接轴径d3=32mmL1=82mmT=158.689N·m查手册选A型平键，得：b=10mm，h=8mm，L=70mm，轴槽深t=5mmσp=4T3/d3hl=4×158.689×1000/（32×8×70）=35.42Mpa<[σp](110Mpa)（3）蜗轮轴与蜗轮连接轴径d3=54mmL1=52mmT=158.689N·m查手册选A型平键，得：b=16mm，h=10mm，L=40mm，轴槽深t=6mmσp=4T3/d3hl=4×158.689×1000/（54×10×40）=29.38Mpa<[σp](110Mpa)因此以上平键都满足使用条件。3.3.6链传动设计计算（1）选择链轮齿数取小链轮齿数z1=18，大链轮齿数为z2=z1*i=18×1.884=34。确定计算功率首先从教材书表9-6查得工况系数KA=1.0，然后由图9-13查得主动链轮齿数系数KZ=1.45，由于单排链系数KP=1，所以计算功率为P选择链条型号和节距根据Pca=1.417kw，n3计算链节数和中心距初选中心距a0=30~50p=30~50L为避免使用过渡链节，链长节数取偶数，因此取链长节数Lp=118由表9-7计算Lp-z1a（5）计算链速υ，确定润滑方式，由于是平均链速，所以υ=根据链号12A和链速v=0.57m/s，查图9-14可知采用第2种润滑方式，即滴油润滑。（6）计算压轴力F首先计算有效圆周力F该链轮可以看做是水平布置，那么轴力系数可取KFF3.4本章小结这一章节主要是对粉碎机的各机械部分进行设计，包括曲柄滑块机构、输送带、减速器以及电机的选择，这些都是粉碎机至关重要的一些数据，因此这部分的设计是非常重要的。

4建模及运动仿真4.1ADAMS简介ADAMS，即机械系统动力学自动分析，该软件是美国机械动力公司开发的虚拟样机分析软件。该软件可以直接创建完全参数化的机械系统几何模型，也可以使用从其他CAD软件导入模型[10]。本次利用ADAMS就是直接创建参数化的几何模型，在几何模型上施加约束和载荷；然后对机械系统进行动力学和运动学仿真分析，研究其动态特性；再改变设计变量范围，对模型进行优化，得出设计变量范围内的最优结果。4.2建模 4.2.1设定工作环境第一步，打开ADAMS软件，选择“NewModel”建立新模型，在“ModelName”处输入fensuiji，点击“OK”进入。在菜单栏中，选择“Settings”菜单中的“IntefaceStyel”命令，点击“Classic”打开主工具箱经典模式。第二步，在菜单栏中，选择“Settings”菜单中的“Units”命令，将里面的各种单位分别设置为毫米（Millinmeter）、千克（Kilogram）、牛顿（Newton）、秒（Second）、度（Degree）、赫兹（Hertz），点击“OK”完成单位的设置。第三步，在菜单栏中，选择“Settings”菜单中的“WorkingGrid”命令，将网格大小（Size）设置为（1000mm），空间大小（Spacing）设置为（30mm），点击“OK”，工作网格设置完毕。4.2.2软件建模第一步，创建设计点，选择主工具箱零件库中的点（Point）的选项，然后选择“AddtoGround”和“Don’tAttach”，再选择“PointTable”。然后再选择下方的“Create”，共创建三个点，三个点坐标分别为POINT-1（0.0，0.0，0.0），POINT-2（-150，0.0，0.0），POINT-3（-175，0.0，0.0），完成后选择“Apple”，然后关闭窗口。第二步，创建曲柄，选择零件库中的连杆（Link），再选择“NewPart”，然后选中网格内的Point-1与Point-2创建曲柄，创建完成后右键目标，选择“Rename”，然后把名称改为qubing，点击“OK”完成。第三步，创建连杆，选择零件库中的连杆（Link），再选择“NewPart”，然后选中网格中Point-2与Point-3创建连杆，然后把名称改为liangan。第四步，创建滑块，选择零件库中的箱体（Box），选择“NewPart”，勾选“Length”“Height”“Depth”，并把尺寸分别设置为10cm，5cm，10cm，然后把名称改为huakuai。第五步，创建导轨，选择零件库中的箱体（Box），勾选“Length”“Height”“Depth”，并把尺寸分别设置为60cm，3cm，10cm，在滑块下面创建导轨，然后把名称改为daogui。4.2.3施加约束第一步，设定约束副，选择约束库的旋转副（RevoluteJoint），再选择“1Location”和“NormalToGrid”，鼠标左键选择原点位置，创建曲柄和大地的约束副。第二步，选择约束库的旋转副（RevoluteJoint），再选择“2Bod-1Loc”和“NormalToGrid”，表示2个物体一个位置和垂直于工作网格。先选中曲柄和连杆两个物体，然后在相交点的位置，即POINT-2，创建曲柄和连杆的约束副。然后再选中连杆和滑块两个物体，在相交点的位置POINT-3，创建连杆和滑块的约束副。第三步，选择约束库的移动副（TranslationalJoint），再选择“2Bod-1Loc”和“PickFeature”，依次选择滑块和导轨，然后选中导轨的最左端和最右端，表示起始和终止位置，创建滑块和导轨的移动副。第四步，选择约束库的固定副（FixedJoint），再选择“1Location”和“PickFeature”，鼠标左键选中导轨，创建导轨的固定副。4.2.4添加驱动第一步，选择驱动库中的旋转关节驱动（RotationaljointMotion）命令，选择原点位置POINT-1添加驱动，然后右键驱动选择“Motiong：MOTION1”中的“Modify”命令，在“Function（time）”选项中输入“-360.0d*time”，点击“OK”退出当前窗口，再点击“OK”完成驱动的添加。第二步，施加滑块阻力，选择力库中的力（Force）命令，设置方向为“FixedSpace”，初始方向为“PickFeature”，然后选择滑块施加阻力，方向向右。右键阻力选择“Rename”命令重命名为zuli。选择“Modify”命令，在“Function”命令栏中输入阻力函数IF(time-0.5:-800,0,IF(time-1:800,0,IF(time-1.5:-800,0,IF(time-2:800,0,IF(time-2.5:-800,0,IF(time-3:800,0,IF(time-3.5:-800,0,IF(time-4:800,0,IF(time-4.5:-800,0,IF(time-5:800,0,0))))))))))time表示的是时间，0.5表示的是0.5秒，-800和0以及800都是阻力，它们都随时间的变化而变化。这段函数的意思是在0—0.5秒之间，阻力是-800N；0.5秒时阻力是0；0.5—1秒时，阻力是800N，以此类推。输入完成后点击“OK”保存，再点击“OK”完成阻力的施加，完成的模型如下图所示。选择“File”菜单中的“SaveDatabaseAs”命令，输入保存路径和模型名称。图4-1曲柄滑块机构模型4.3测试模型4.3.1曲柄滑块机构的运动学特性点击主工具箱中的仿真按钮，仿真终止时间（Endtime）设置为5，仿真工作步数（Steps）为1000，然后开始仿真。可以观察到曲柄绕着原点位置做顺时针转动，滑块在导轨上做左右往复运动，仿真完毕后，选中滑块右键选择“Measure”，在“Charactenristic”栏中选择“CMposition”，表示滑块的位移，然后在“Component”选择“X”，表示的是X轴，如下面图4-2所示，点击“OK”可以看到下图的滑块位移变化曲线，从图4-3可以看出，滑块做有规律性的往复运动，初始位置为（-750，0），最大位移位置为（-450,0），周期为1.0S。在“Charactenristic”栏中还可以选择测量滑块的速度和加速度，滑块速度变化曲线如图4-4所示，从图中可知，滑块移动到导轨两端时速度刚好为0,；滑块处于导轨中间偏左的位置时，速度达到最大。滑块加速度如图4-5所示，当滑块在点（-750，0）时，滑块加速度达到最大；当滑块移动到导轨中间偏左位置时加速度为0。滑块速度和加速度都是周期性变化，周期为1.0S。图4-2零件测量过程 图4-3滑块位移曲线图4-4滑块速度曲线图4-5滑块加速度曲线点击查看滑块位移、速度和加速度合成图。从图4-6可知，当曲柄在初始位置，此时滑块处于导轨最左端，滑块速度为0，图4-6滑块位移、速度和加速度合成图1加速度向右并且达到正方向上最大值；当曲柄转动到右边时，滑块处于导轨最右端，滑块速度为0，加速度向左并且达到负方向上的最大值；当滑块速度达到最大值时，滑块加速度为0，并且此时滑块处于导轨的中间偏左的位置。滑块的位移、速度和加速度的变化都符合曲柄滑块结构的运动学特性。4.3.2曲柄滑块机构的动力学特性接下来测量滑块运动过程中所受的阻力，以及驱动曲柄所需的驱动力矩。下面是滑块所受的阻力曲线图与驱动力矩曲线图图4-7阻力曲线图图4-8驱动力矩图通过对比，驱动力矩符合曲柄滑块机构动力学特性。然后查看阻力与驱动力矩合成图，如图4-9。当滑块处于导轨两端位置时，曲柄和连杆的交接点刚好在最左和最右位置处，此时，驱动力矩有最小值为0；当滑块处于导轨中间偏左的位置时，驱动力矩达到最大图4-9阻力、驱动力矩合成图1值为125N*M。由于之前分析时忽略了ψ角度，所以与计算得出的120N*M有点细微误差是允许的，因此设计驱动轮盘的力矩为150N*M是满足条件的。4.4细化模型为了研究曲柄和连杆对驱动力矩的影响，通过改变曲柄和连杆的长度，测试它们对驱动力矩影响的灵敏度，判断是否对驱动力矩大小有影响，并且以最小化此曲柄滑块机构的驱动力矩为优化目标。所以主要是通过改变曲柄和连杆的长度来进行实验。图4-10创建设计变量右键选择“Point-2”中的“Modify”，系统弹出列表编辑器。选择设计点“Point-2”的X坐标，在上面的输入框中右键选择Parameterize>CreateDesignVariable>Real，创建设计变量“DV-1”，重复步骤对“Point-3”的X坐标创建设计变量“DV-2”,如图4-10所示，完成后点击“Apply”。还可以通过点击下方的“Variables”查看设计变量的范围，然后点击“OK”关闭窗口。4.5迭代模型在菜单栏中，选择“Simulate”菜单中的“DesignEvaluation”命令，系统弹出“DesignEvaluationTools”对话窗，选项和输入如图4-11所示。图4-11设计变量工具图图4-12求解器设置选择“Display”，求解器设置如图4-12所示。然后点击“Start”开始，系统对设计变量“DV-1”进行优化设计分析，然后系统自动生成设计研究报告。同样的步骤，系统对设计变量“DV-2”进行优化设计分析，然后得出设计研究报告，图4-13是设计变量“DV-1”和“DV-2”的研究报告，从报告中可以统计设计变量结果。图4-13设计变量研究报告1表4-1设计变量优化结果设计变量名称初始值在初始值的敏感度最优值DV-1-150-508.85-135DV-2-750-0.018915-675通过表可看出：设计变量DV-1的敏感度最高，它的位置变化对驱动力矩的影响力最大，设计变量DV-2的灵敏度很低，它的位置变化对驱动力矩的影响非常小。所以从这可以得出：驱动力矩的大小与曲柄长度有关，与连杆长度无关。4.6优化设计接下来改变设计变量范围，由于曲柄长度直接影响滑块的行程，并且滑块的行程不能过短，因此曲柄长度也不能过短。设定滑块的行程变量范围为20%，即240mm~360mm，那么曲柄的长度变化范围也是20%，把设计变量DV—1的变化范围由10%改为20%，测试报告如图4-14所示。图4-14设计变量研究报告2从优化结果可知：曲柄长度为120时，所需要的驱动