锤式破碎机设计毕业论文

1、锤式破碎机设计毕业论文 机械工程系|毕业设计说明书 设计题目锤式破碎机 学科专业 作者姓名 指导教师机械工程系毕业设计任务书学 生 姓 名专 业 班 级设 计 题 目锤式破碎机接受任务日期完成任务日期指 导 教 师指导教师单位设计目标锤式破碎机的设计破碎物料:石灰石 生产能力:1022m3/h最大进料尺寸:250mm 出料粒度:30mm设计要求计算说明书的内容要求 破碎机主要部件的设计说明 对破碎机进行强度的校核说明书的格式要求设计说明书应符合规范格式,有关图纸应按照绘图要求绘图,图纸另附。设计指导记录参考资料注:此表发给学生后由指导教师填写,学生按此表要求开展毕业设计工作。机械工程系毕业设计

2、成绩表学 生 姓 名专 业 班 级设 计 题 目锤式破碎机指导教师(签名)指导教师单位指导教师评语 评阅成绩: 评阅教师签字:年?月?日答辩记录 成绩:提问教师签字:年?月?日答辩小组意见 答辩成绩: 答辩小组组长签字:年?月?日摘 要 在现代工业的发展中,锤式破碎机大量应用于水泥厂、电厂、矿山、洗选厂等各个部门。 各种金属,非金属,化工矿物等物料的生产规模日益扩大,需要破碎的物料量也迅速增加,破碎机的需求也越来越大,同时也对破碎设备提出更高的要求。所以,它的设计有着广阔的应用情景。在此次设计方案中,首先叙述了破碎机的发展历史、分类,锤式破碎机的原理、分类、特点,主要部件的设计参数,传动装置的

3、选择与计算,轴及其零件的的选择,轴的转速校核,零件的安装、定位,并对个别的零件进行强度、寿命的计算,包括零件材料的选择,并对锤式破碎机的机架进行设计,并结合金属的工艺性进行改良。关键词:破碎机; 传动装置; 单转子目录 摘 要 第1章 绪 论1 1.1破碎机的发展历史1 1.2破碎机的分类2 1.3破碎理论的发展3 1.3.1面积学说3 1.3.2体积学说3 1.3.3裂缝学说3 1.4给定的原始数据4 第2章 锤式破碎机的原理、类型、特点5 2.1锤式破碎机的原理5 2.2锤式破碎机的类型5 2.3锤式破碎机特点6 2.3.1锤式破碎机的优点6 2.3.2锤式破碎机的缺点6 2.4锤式破碎机

4、的规格和型号的表示方法6 第3章 锤式破碎机主体的构造7 3.1机架7 3.2转子8 3.2.1主轴8 3.2.2锤架8 3.2.3锤头9 3.3箅条11 3.4托板和衬板11 3.5过载保护12 3.6密封防尘装置12 3.7飞轮12 第4章 锤式破碎机主要参数的选择与确定13 4.1基本参数的确定与选择13 4.1.1转子的直径与长度13 4.1.2基本结构尺寸的确定13 4.2主要参数的确定14 4.2.1转子速度的计算14 4.2.2生产率的计算14 4.2.3电动机功率的计算14 4.2.4锤子质量的确定15 4.3转子的平衡16 第5章 破碎机的传动装置20 5.1飞轮所需的质量的

5、计算20 5.2带式传动的计算21 5.2.1计算功率21 5.2.2选定带型22 5.2.3确定带轮的直径22 5.2.4验算带速23 5.2.5初定轴间距23 5.2.6所需带的基准长度23 5.2.7实际轴间距a23 5.2.8小带轮的包角23 5.2.9单根v带的基本额定功率23 5.3.0 v带的根数23 5.3.1单根v带的预紧力24 5.3.2作用在轴上的力24 5.3.3带轮的结构和尺寸24 第6章 锤式破碎机轴及轴上零件的设计26 6.1轴的最小直径及其长度估算26 6.1.1轴的直径计算26 6.1.2轴上的各段直径及长度27 6.1.4按弯扭合成强度校核轴的强度29 6.

6、1.5轴的转速校核30 6.2轴的结构设计及其合理性33 6.2.1轴的结构必须满足的条件33 6.2.2轴上零件轴向定位的使用说明33 6.2.3轴上零件周向定位的使用说明34 6.3提高轴的疲劳的结构措施34 6.4轴承类型的选择35 6.5键的强度校核36 第7章 锤式破碎机的主体结构设计38 7.1机架38 7.2打击板39 7.3圆盘锤架39 7.4滚动轴承40 第8章 锤式破碎机的操作与维护42 8.1锤式破碎机的操作方法42 8.1.1启动前锤式破碎机应做好的准备工作42 8.1.2启动后操作的事项42 8.1.3停车时的注意事项42 8.2锤式破碎机的使用与维护42 结 论44

7、 致 谢45 参考文献46计算与说明结果第1章 绪 论1.1破碎机的发展历史 破碎机的发展经历了几个时代的变化,近代破碎机发展的历程是从西方工业革命开始的。1858年鄂式破碎机在美国诞生,由布莱克设计制造,其结构形式为双肘板式鄂式破碎机。 鄂式破碎机的工作部分由固定颚板和活动颚板组成,其破碎工作是靠活动颚扳周期地压向固定颚扳,将央在两颚扳之间的物料压碎。如果活动颚和固定颚上的破碎板表面带有波纹状牙齿,则对物料以挤压破碎为主,并兼有劈裂和折断的作用 。 二次大战期间,第一台反击式破碎机应运而生,其设计者是原西德哈泽曼格公司的黑德森博士。反击式破碎机是利用冲击作用进行破碎的机器,其工作部分是刚性固

8、定在转盘上的板锤。当物料由给料口进入破碎腔后,被高速旋转的板锤冲击破碎并抛射到反击板再次破碎,同时形成块料之间的碰撞破碎,最后从机器下部捧出。反击式破碎机的破碎效率高,能量消耗少,且产量大、产品粒度均匀,是一种新型的高效率破碎设备,可用作物料的粗、中、细碎,在选煤厂可用在原煤和中煤的破碎上。 世界上第一台圆锥式破碎机最初是由美国人西蒙斯兄弟设计而成。圆锥式破碎机约在1920年开始应用于工业作业中。1948年美国一家公司研制出液压圆锥式破碎机。它能在机器运转中取出进入破碎腔的不可碎物,并能在运转中调节出矿口的大小,使破碎物品粒度均匀;到70年代,随着科技的发展,已经研制出用于控制液压圆锥式破碎机

9、的自动控制器。圆锥式破碎机的工作部分由固定的外锥和活动的内锥组成,借助于旋摆运动的动锥周期地靠近和离开固定锥的表面,使进入破碎腔的物料不断地受到挤压和弯曲作用而破碎,被破碎计算与说明结果被破碎的物料靠自重从破碎腔底部流出。圆锥式破碎机具有破碎比大、效率高、功耗少、产品粒度均匀等优点,主要适用于选矿厂中硬度岩石物料中,细和超细破碎,很少在选煤厂中应用。 1895年出现了最早的锤式破碎机,其工作部分是铰接在转盘上的锤头,当物料进入锤式破碎机时,立即受到高速旋转的锤头的冲击而破碎,并被带到下面的箅条筛从筛孔排出,锤式破碎机按转子数目可分为单转子式和双转子式两种,其中单转子式又可分为不可逆式和可逆式两

10、种 。 随着科学技术的发展,破碎机发展至今已取得了很大的成绩。特别是进入90年代以后,冲击式破碎机、选择性破碎机、mmd破碎机等更为先进的破碎机也应运而生,与此同时我国的破碎机产业也再蓬勃发展,并逐步向大型化、高效化方向进军。1.2破碎机的分类1.颚式破碎机:工作部分由固定颚板和活动颚板组成,当活动颚板周期性的接近固定颚板时,借压碎作用破碎物料。2.圆锥破碎机:工作部分由固定的外锥和活动的内锥组成。内锥以一定的偏心半径绕外圆锥中心线做偏心运动,物料在两锥体之间被压碎和折断。3.锤式破碎机:工作部分是铰接在圆盘上的锤头。物料被高速旋转的锤头冲击破碎并被带到下面的箅条筛,从筛孔排出。4.反击式破碎

11、机:工作部分是固定在转盘上的板锤。物料被高速旋转的板锤冲击破碎并抛射到反击板再次破碎,同时形成快料之间的撞击破碎,最后从集体下部排出。5.立轴破碎机:分立轴锤式破碎机和立轴反击式破碎机,其工作部分基本与锤式反击式破碎机相似,原理也基本一样。物料从上部进料斗经第一级转子破碎后落到第二级转子后在进行第二次破碎,产品有机体下部自由排出。计算与说明结果冲击式制砂机:工作部分是高速旋转的叶轮。物料从中心给料筒落到叶轮中心,然后沿叶轮的流道被抛射到衬板上撞碎。碎后的产品沿叶轮与衬板圆周空间自由排出。7.辊式破碎机:工作部分是做相向旋转的两个棍子。物料给在两棍之间,随着棍子旋转将物料拉入棍间后被挤压破碎。这

12、种破碎机是强制排料的。1.3破碎理论的发展 破碎过程,必须是外力对被破碎物料做功,克服它内部质点间的内聚力,才能发生破碎。当外力对其做功,使它破碎时,物料的潜能也因功的转化而增加。因此,功率消耗理论实质上就是阐明破碎过程的输入功与破碎前后物料的潜能变化之间的关系。为了寻找这种能耗规律,许多学者从不同的角度提供了若干个不同形式的破碎功耗学说。目前公认的有:面积学说,体积学说,裂缝学说。1.3.1面积学说 1867年,rittinger提出的,粉碎物料所消耗的能量与物料新生成的表面积成正比。1.3.2体积学说 1874年,俄国基尔皮切夫与1885年的基克先后独立提出,外力作用于物体发生变形,外力所

13、做的功储存在物体内,成为物体的变形能。但一些脆性物料,在弹性范围内,它的应力与应变并不严格遵从胡克定律。变形能储至极限就会破裂。可以这样叙述:在相同的条件下,几何形状相似的物料粉碎成相似的成品时,所消耗的能量与物料体积或质量成正比。1.3.3裂缝学说 1952年,bond和中国留美学者王仁东提出的。外力使矿块发生变形,并贮存了部分变形能,一旦局部变形超过了临界点,则产生垂直与表面的断裂口。断裂口形成后贮存在料块的内部的变形能就释计算与说明结果放,裂口扩展成新的表面。输入功一部分转化为新的生成面的表面能,另一部分因分子摩擦转化为热能释放。所以,破碎功包括变形能和表面能。变形能和体积成正比,表面能

14、和面积成正比。三个学说各有一定的适用范围,hukki实验研究表明:粗碎时,体积学说比较准确,裂缝学说与实际相差很大。细碎时, 面积学说比较准确,裂缝学说计算的数据较小。粗碎、细碎之间的较宽的范围,裂缝学说较符合实际。只要正确的运用它们,就可以为分析研究破碎过程提供理论根据和方法。1.4给定的原始数据 1.破碎物料:石灰石 2.最大进料尺寸:250mm 3.出料粒度:30mm 4.生产能力:10?22/h计算与说明结果第2章 锤式破碎机的原理、类型、特点2.1锤式破碎机的原理 锤式破碎机主要靠锤子的冲击作用破碎物料。物料进入锤子的工作区后,被高速回转的锤子冲击破碎。被破碎的物料从锤头处获得动能,

15、以高速向破碎版和箅条筛上冲击而被第二次破碎。此后小于箅条筛缝隙的物料,便从缝隙中排出,而力度较大的物料,弹回到衬板和箅条上的粒状物料,还将受到锤头的附加冲击破碎,在物料整个破碎过程中,物料之间也相互冲击粉碎,破碎机示意图如图2-1所示。图 2-1 锤式破碎机示意图1.箅条筛 2.锤头 3.锤架 4主轴2.2锤式破碎机的类型 锤式破碎机的种类很多,其主要有: 1.按转子数目分为:单转子和双转子锤式破碎机 2.按转子回转方向分为:定向式、可逆式。3.按锤头排数分为:单排式、双排式或多排式4.按锤头装置方式分为:固定锤式和活动锤式。计算与说明结果2.3锤式破碎机特点2.3.1锤式破碎机的优点1.构造

16、简单、尺寸紧凑、自重较小,单位产品的功率消耗小。2.生产率高,破碎比大(单转子式的破碎比可达i1015),产品的粒度小而均匀,成立方体,过度破碎现象少。3.工作连续可靠,维护修理方便。易损零部件容易检修和拆换。2.3.2锤式破碎机的缺点1.主要工作部件,如:锤头、蓖条、衬板、转子、圆盘等磨损较快,尤其工作对象十分坚硬时,磨损更快。2.破碎腔中落入不易破碎的金属块时,易发生事故。3.含水量?12%的物料或含有粘土时,出料篦条易堵塞使生产率下降,并增大能量损耗,以至加快了易损零部件的磨损。2.4锤式破碎机的规格和型号的表示方法 锤式破碎机的规格用转子的直径d和长度l来表示,如1000mm1200m

17、m的锤式破碎机,表示转子的直径d1000mm,转子的长度l1200mm。常见的型号有: 不可逆式的:800mm600mm,1000mm800mm,1300mm1600mm,1600mm1600mm,2000mm1200mm。 可逆式的:1430mm1000mm,1000mm1000mm。 如pck-1010:pc-锤式破碎机,若前面标注2表示为双转子,单转子不标注;k-可逆式,横线后面的10表示转子直径的百分数,10为转子长度的百分数,单位为mm. 其全称为单转子1000x1000的可逆锤式破碎机。计算与说明结果第3章 锤式破碎机主体的构造 本次所设计的是一台的毫米的单转子、不可逆、多排的锤式

18、破碎机。它主要适用于破碎石灰石、石膏等中等硬度的矿石,其破碎物料的水分含量不得超过12%。它主要由传动装置、转子、衬板、箅条筛和机架等部分构成,破碎机的总体结构图如图3-1。图3-1 锤式破碎机的总体结构示意图1-筛架 2-锤头 3-锤架 4-主轴 5-销轴 6-轴承箱 7-带轮3.1机架 机壳由下机体、后上盖、左侧壁、右侧壁组成,各部分用螺栓连接成一体,上部设一个进料口,机壳内部以锰钢做衬板,衬板磨损后可以更换,机体和机座是焊接体,上机体开有进料口,内部镶有高锰钢衬板,磨损后可以更换,下机体两侧为了安放轴承支撑转子,用钢板焊接支撑支座。机壳和轴之间漏灰现象十分严重,为了防止漏灰,计算与说明结

19、果设有轴封装置。机壳下部直接安放在混凝土基础上,并用地脚螺栓固定。为了便于检修、调整和更换蓖条,下一个检修孔。3.2转子 转子是由主轴、锤架、销轴等组成。锤架上用锤头销轴将锤子分八排悬挂在锤架上,为了防止锤架和锤头的轴向窜动,锤架两端用压紧锤盘和锁紧螺母固定。转子支撑在两个滚动轴承上,轴承用螺栓固定在下机架的支座上。此外,为了使转子在运动中储存一定的动能,则在主轴的一端安装飞轮。本设计中采用了大带轮代替飞轮转子示意图如图3-2。图3-2 转子示意图1?轴承2?主轴 3?锤头销轴4?锤架5?锤头6?带轮3.2.1主轴 主轴是支撑转子的主要部件,承受来自转子、锤头的质量、冲击力。要求主轴的材质有较

20、高的强度和韧性,设计中采用轴的材料为,主轴的断面为圆形,最大直径为110mm,轴承处为75mm,锤架用的平键与轴连接。3.2.2锤架 锤架是用来悬挂锤头的,它不起破碎物料的作用,但在工作的过程中,锤架还是要受矿石冲击和磨檫而造成的磨损。所以,锤架要有一定的耐磨性,能承受一定的冲击,选取的材料为zg270-500,锤架结构示意图3-3。计算与说明结果 锤架的结构比较简单,容易制作,检修和更换比较方便,锤架上的销轴孔共有6个,布置在直径为560mm的圆周上。 根据设计的要求,每根销轴上需要有8个锤子。圆盘是用来悬挂锤头的,一共需有7个锤架和2个圆盘,2个圆盘共有的特点是,两侧侧设置了圆螺母和止动垫

21、片,这样每个圆盘均匀分布6个圆孔,即可以通过六根销轴,用来悬挂锤头,锤头和锤架之间的间隙除了通过销轴连接,为了保护圆盘的侧面,减少或尽量避免其侧面的磨损。锤架的大小取决于转子的直径,转子的直径的大小是锤架的设计大小的依据。转子的直径为900mm,所以,圆盘的大小的取值就有了一定的范围。 图3-3 锤架结构示意图3.2.3锤头 锤头式破碎机的主要工作零件,锤头的质量、形状、材质、对破碎机的生产能力有很大的影响。锤头越重,锤头的动能越大,其破碎效率就越高。但锤头的质量越大,在其旋转的过程中产生的离心力也很大,对破碎机的其他零件也会产生影响和破坏,增大损耗程度,降计算与说明结果低零件的使用寿命,所以

22、选择质量适中的锤头。 锤头的材料要有很强的耐磨性、耐冲击性,高强度。选择合适的锤头,减小锤头的更换频率。本次锤头的所选的材料为。化学成分与物理性质如下表3-1:表3-1 锤头材料的成分和性质c% 抗拉强度si% 屈服极限mn% 延伸率 gr% 断面收缩率 布氏硬度 241hbs 常见的锤头设计的形状对称(如图3-4所示),所以当锤头的一面磨损后,可以翻面使用,如果锤头磨损过度,转子在转动的过程中会失去平衡,破碎机的工作不稳定,会导致轴瓦磨损过快。因此,在使用中要经常检查锤头的磨损情况,及时更换新锤头。 图示3-4 锤子形状轻型整体中型 轻型板式 由于传统的锤头磨损后更换不方便,维修时间较长,我

23、就将锤头设计为组合式(如图3-5),锤头主要由三部分构成,主要是锤头、锤柄和连杆。三者仅靠普通螺栓连接,主轴高速运转时,能产生很大的离心力,而锤头只靠螺栓接触面产生的摩擦力来抵抗,锤头会上下移动。计算与说明结果图 3-5 组合式锤头1-锤头 2-螺母 3-螺栓 4-锤柄 组合式锤头只需更换磨损的两个锤头侧面,用螺栓固定,减少了维修的时间,节省原材料。3.3箅条 锤式破碎机的箅条的排列方式是与锤头运动方向垂直,与转子的回转半径有一定的间隙的圆弧状。小于间隙的物料可以通过间隙,大于箅条缝隙的物料则继续受到锤头的冲击、研磨、破碎,直到物料可以通过箅条缝隙。箅条受到硬物料和金属块的冲击,容易弯曲和折断

24、。3.4托板和衬板 锤头破碎机用锤头高速击打矿石,矿石在瞬间产生了极大的速度,为了防止机架的磨损,在机架内壁装有锰钢衬板,由托板和衬板等部件组成打击板,托板是普通钢板焊接而成的,上面的衬板都是高锰钢铸造的,与箅条,锤头的材质相同。组装好后用两根轴架于破碎机的架体上,其进料角度,可以用调整丝杠进行调整,磨损严重时可计算与说明结果进行更换,以保证产品质量。3.5过载保护 金属物体对锤式破碎机是极大的威胁,为了防止金属物进入破碎机造成事故,一般的锤式破碎机都有安全保护装置,在锤式破碎机的主轴上装有安全铜套,皮带轮套在铜套上,铜套与皮带轮则用安全销连接,当金属物进入破碎腔时,或负载过大时,销子即被剪断

25、而起保护作用。3.6密封防尘装置 密封的目的:防止灰尘和水分进入轴承和相对运动的部件之间,同时又起到防止润滑油流失的作用,密封的好与坏直接影响到滚动轴承的使用寿命,从而影响整台机器的工作效率。 由于破碎机的工作环境十分恶劣,需要采用密封好的密封装置,传统的毛毡式密封装置已经不能满足使用要求。本次使用的是迷宫式密封方法,轴向间隙为2.5mm,径向为0.5mm,并在迷宫通路内压入油脂,以提高密封效果。 迷宫密封是有一组环状的密封齿片组成的,齿和轴之间形成一组节流间隙和膨胀空腔。迷宫密封在设计和使用时应考虑:1.迷宫密封的径向间隙至少应为直径的1/1000.2.尽量使气流的动能转化为热能,而不使余速

26、进入下一个间隙,齿与齿的间距5-9mm。3.密封齿要做的尽量薄,并带锐角,齿尖厚度不小于0.5mm,运动中偶尔与轴相碰,齿尖磨损脱落,不致因磨檫而出现局部过热造成事故。4.由于泄漏量过大,防止污染环境。3.7飞轮 飞轮的主要作用是使破碎机的转子,在运转中储存一定的动能,保持其在工作中的效率,减轻破碎机的动力消耗,减轻了电动机的尖峰电荷。本次设计中,飞轮用大带轮代替,两者的作用都是相同的。计算与说明结果第4章 锤式破碎机主要参数的选择与确定4.1基本参数的确定与选择4.1.1转子的直径与长度 转子直径可按最大料块尺寸来确定,通常转子直径与最大物料的直径比为1.2?5。大型破碎机接近于1.5.小中

27、型破碎机一般取3.5左右。转子直径:(4-1)-最大给料粒度取 转子的长度根据破碎机的生产率而定。而转子的长度与直径之比为0.7-1.5.矿石的冲击较强时,应选较大值。石灰石属于中等硬度的矿石,所以取1.转子长度: (4-2) 4.1.2基本结构尺寸的确定1.给料口的长度与宽度:可计算锤式破碎机给料口的宽度为:取b800mm.而给料口的长度与转子的长度相同,即给料口长度:l900mm. 2.排料口的尺寸:锤式破碎机的排料口的尺寸由箅条筛的间隙控制,一般由出料粒度确定。计算与说明结果 4.2主要参数的确定 4.2.1转子速度的计算 锤式破碎机的转子转速可按圆周速度来计算: (4-3) 转子圆周速

28、度一般在之间选取。对中小型破碎机。取,而转速在;速度越高,产品的粒度越小,锤头、衬板和箅条筛磨损也越快,无用功率消耗增加,所以在满足产品粒度的情况下,转子的圆周速度应偏低选取。 所以为了减小损耗和功率消耗,取n950r/min.4.2.2生产率的计算 影响生产率的因素很多,如给料粒度、产品粒度、转子转速、物料性质、破 碎机结构、规格等等。由于影响因素较多,我们选取经验公式计算其生产率:(4-4) 本设计中的d,l都为0.9m。物料的堆密度为。 公式中的系数取中间值40. 根据计算结果可知,的锤式破碎机的生产能力为52t左右。 4.2.3电动机功率的计算 锤式破碎机的功率消耗与许多因素有关,但主

29、要取决于矿石的性质、转子的圆周速度、破碎比和生产能力。计算与说明结果 一般根据生产实践和生产经验来计算破碎机的电动机功率。此经验修正为: (4-5) 根据电动机的计算结果,综合各种要求,查表选择电动机y315s-4,转速1490r/min。功率110kw。效率93.5。电流201a。功率因数0.93。4.2.4锤子质量的确定 锤子是锤式破碎机最关键的零件,而锤子的质量大小直接影响破碎效果。若锤子质量过小,不能满足一次将物料打碎的要求;若锤子质量过大,则无用功消耗过大,也不经济。 根据动量守恒原理,可得 (4-6) 在破碎物料过程中,锤子打击物料后会绕销轴向后倾斜,即产生速度损失。一般允许速度损

30、失不大于50%-60%,.得出: (4-7) 理论物料的形状为规则的立方体,查出物料的密度,得出最大块料的质量。 计算与说明结果 锤子的质量一般取最大料块质量的1.2?1.5倍。所以得出锤子的质量,4.3转子的平衡 转子的主惯性轴与旋转轴线不重合,但相互平行,即转子的重心不在它的旋转轴线上,则产生静力不平衡;若转子的主惯性轴与旋转轴线交错,且相交于转子的重心上,即回转中心线与其几何中心线相交,转子旋转时产生不平衡力矩,必然产生动力不平衡。这两种不平衡现象将使转子旋转时产生很大的动载荷(挠力),从而引起机器的不稳定运转,使主轴、轴承、机架等零部件受力恶化。特别是对轴承产生周期性冲击载荷,使轴承发

31、热,甚至损坏;还将引起机器的振动。转子的不平衡现象主要是由于转子零件的制造质量和装配精度不良造成。同时,锤头磨损不均匀也是影响转子不平衡的因素。 锤式破碎机转子虽然达到了转子平衡的要求,但由于锤子悬挂的不正确,即销孔位置不对也会随锤子对物料的冲击,对主轴、销轴产生冲击反力。 如下图所示,锤头冲击物料时,在锤头上的冲击点作用着冲击力f,若锤子悬挂位置不正确,使锤子产生非打击状态,这时在锤子销轴2上产生冲击反作用力fy,根据作用力与反作用力大小相等,方向相反的原理,在转盘的销孔上也将产生作用力fy1,该力传递给主轴,作用在主轴上的力为f,f的反作用力fy2将作用在转盘的中心轴孔上。f和fy2将在转

32、盘上形成逆转盘方向的冲击力偶,因而也额外增加能量消耗,锤子受力如图4-1所示。 作用在主轴上的力也将传给轴承,使轴承的负荷增加,降低轴承计算与说明结果的使用寿命,为使破碎机工作时,在锤子销轴上不产生反作用力,必须使锤子处于冲击下平衡状态,正确选择销孔的位置。 图4-1 锤子击打物料受力示意图1-锤子 2-销轴 3-主轴 4-圆盘 在设计和改进锤头之前,必须对锤头的几何形状进行打击平衡计算,下面对本次设计的锤头进行打击平衡计算,他是一个最常用、简单的几何形状。锤子形状如下图4-2所示:图4-2 锤头形状示意图-无孔锤头的重心-有孔锤头的重心 在计算之前,先假定锤头的打击中心在其外棱处,即锤头以其

33、外棱打击物料。然后通过计算得锤头最合适的悬挂销轴孔来满足打击中计算与说明结果心的公式: l-锤头的悬挂中心b至打击中心的距离,cm c-销轴孔到锤头重心s的距离,cm -锤头面积a对悬挂中心b的极惯性矩。 a-锤头的长度,b-锤头的宽度 a-有孔(销轴孔)锤头的面积, 根据面距定理,以图中的左边界为基准:(4-8)化简后: -有孔锤头面积对其悬挂中心b的极惯性矩, -无孔锤头面积对其悬挂中心b的极惯性矩, -无孔锤头面积对其重心的极惯性矩, -销轴孔对其悬挂中心b的极惯性矩, -无孔锤头及其面积对对称轴x-x的极惯性矩, -无孔锤头及其面积对对称轴z-z的极惯性矩, -无孔锤头的面积, e-无

34、孔锤头的重心s到其悬挂中心b的距离,cm计算与说明结果+ +- (4-9) 把代入前面的公式中,得出: 在本次设计中取锤头的尺寸:a240mm, b120mm, d30mm 由计算可知锤头的悬挂中心位置。在理论计算中,我们都假想锤头用外棱打击物料,而在实际的生产过程中,锤头并非都以外棱击打物料,另外,由于制造和安装的误差,以及锤头、销轴孔的磨损,都会改变其打击平衡的条件。在进行碰撞平衡计算时,先有两种设计理论:一是建议锤头的碰撞中心取在锤头允许磨损高度的中心,二是建议将碰撞中心取在锤头的最外端。但与实际情况都有出入,因为打击面的每个点都有可能实施对物料的打击,冲击力作用线常常会偏离设定的碰撞中

35、心,导致在销轴上产生碰撞反力,其后果是产生有害阻力矩,缩短转子滚动轴承使用寿命,甚至会损害销轴。计算与说明结果第5章 破碎机的传动装置 为了使破碎机中储存一定的动能,避免破碎大物料时,锤头的速度损失不致过大,减小电动机的尖峰负荷。在主轴的一端应配置飞轮或者采用带轮与电动机相连。 本次采用的是带轮与电动机相连,考虑到本次设计的是一中型破碎机,其带轮本身储存的动能不会太大,如果一个带轮满足不了条件,则采用在主轴的另一端加一个飞轮。如果飞轮的质量不大,则直接用大带轮代替飞轮。首先计算飞轮所需的质量,然后进行传动装置的选择。 本次选取电动机的功率为110kw.转速为1490r/min.5.1飞轮所需的

36、质量的计算 设破碎机在空行程期间内的功率消耗为,在压碎物料期间内的消耗功率位,电动机额定功率为p,并且。 在期间,多余的功率使飞轮角速度从增加到;在期间,功率不足,使飞轮角速度从减少到,同时飞轮放出能量,增加破碎物料的有效功率,提高破碎机的破碎效率。能量方程式: (5-1) (5-2)飞轮的储存能量为:计算与说明结果磨檫损失的机械效率:飞轮所得的转动惯量:从理论力学可知:飞轮的转动惯量:g-飞轮的质量,kgd-飞轮的直径,mj-转动惯量,求的飞轮的质量gkg: (5-3)机械效率。 大带轮既是传动件又是飞轮,所以在设计大带轮时,同时还得满足飞轮转动惯量的要求。5.2带式传动的计算5.2.1计算

37、功率(5-4)-工况系数,由表可知,破碎机的载荷变动很大,每天工作10-16h,计算与说明结果空载启动,1.4.如下表5-1.由公式5-4得: 工况 ka 空载、轻载启动 重载启动 每天工作小时数 1010161610101616载荷变动较大斗式提升机 磨粉机 振动筛 1.21.3 1.41.41.51.6载荷变动很大破碎机 磨碎机 1.3 1.4 1.5 1.51.6 1.8表5-1 电动机空载启动的系数ka5.2.2选定带型根据pc154kw,n950r/min.有查表可知选择v带spb型。5.2.3确定带轮的直径小带轮的直径:由查表选取大带轮的直径:由公式可得: (5-5)计算与说明结果

38、误差小于5%,所以带轮的选择符合要求。5.2.4验算带速 (5-6)5.2.5初定轴间距(5-7)所以取1000mm5.2.6所需带的基准长度 (5-8)由表查得:选取窄v带的基准长度为5.2.7实际轴间距a (5-9)5.2.8小带轮的包角 (5-10)5.2.9单根v带的基本额定功率根据带型号、当传动比时,单根v带额定功率增量,根据带型,和,查表得1.54kw。5.3.0 v带的根数 (5-12)计算与说明结果表5-2 小带轮包角修正系数ka小带轮包角ka小带轮包角ka18011650.961750.991600.951700.981550.935.3.1单根v带的预紧力 (5-13)5.

39、3.2作用在轴上的力 (5-14)5.3.3带轮的结构和尺寸 带轮应有足够的强度,良好的结构工艺性,质量分布均匀,带轮材料常用灰铸铁,钢铝合金或工程塑料等,灰铸铁应用最广,当带速。带轮的槽型结构如图5-1所示,结构是尺寸如表5-3,带轮示意图如图5-2所示。计算与说明结果 图5-1基准宽度制v带轮轮槽尺寸 图5-2 大带轮示意图表5-3带轮的结构尺寸图项目基准宽度基准线上槽深基准线下槽深槽间距槽边距最小轮缘厚外径符号bd槽型spb143.510.814.011.57.5计算与说明结果第6章 锤式破碎机轴及轴上零件的设计 主轴的结构设计根据轴上零件的安装、定位、以及轴的制造、工艺等方面的要求,合

40、理的定出结构尺寸。轴的工作能力的计算不仅指轴的强度计算,还有刚度、稳定性的计算。 对破碎机来说,只需进行强度的计算。本设计中轴的材料选择了.6.1轴的最小直径及其长度估算 零件在轴上的安装和拆卸方案确定后,轴的形状便基本确定了,各轴段上的直径所需要的轴径与轴上的载荷大小有关,在初步确定其直径的同时,不知道支反力的作用点,不能确定其弯矩大小的分布情况,因此还不能按轴上的具体载荷及其引起的应力来确定主轴的直径。先按轴的扭矩初步估算所需要的轴的直径,并计次时所求出的最小直径。然后按照主轴的装配方案和定位要求,从最小直径处逐一确定各轴段的直径大小。 本次设计采用,采用调质热处理工艺。性能如表6-1:表

41、6-1 轴材料的性能参数229-286 275mpa590mpa脉动循环应力 120mpa365mpa对称循环应力70mpa210mpa6.1.1轴的直径计算主轴主要传递的转矩,所以应按扭转强度计算: (6-1)计算与说明结果 表6-2 常用轴材料的许用切应力及a的系数轴的材料q235-a 20q275 35 4540cr 35simn 42simn 38simnmo15-2520-3525-4535-55a149-126135-112126-103112-97 由于轴的截面上开有键槽应适当增大轴径,有两个或两个以上的键槽,轴径应增大。对轴的最细处进行强度验算:(6-2)由上表可知:,即最细处

42、的强度满足其要求。6.1.2轴上的各段直径及长度确定主轴的各段的长度,尽可能使其结构紧凑,同时还要保证,转子以及带轮、轴承所需要的装配和调整的空间,也就是说,所确定的轴的各段长度,必须考虑到各零件与主轴配合部分的轴向尺寸和相邻零件间必要的间隙。通过设计计算,得到转子、带轮的大体尺寸,所以轴的长度也可大致确定。轴的结构如图6-1与装配如图6-2所示:计算与说明结果图6-1 轴的结构示意图1.主轴的最小直径处安装的是带轮,所以轴的最右端1-2轴段是装大带轮故取,它的右端用轴端挡圈定位,左端用轴肩轴向定位。可算出大带轮的宽度为194mm,所以取。 为使带轮不致与机壳接触,取带轮与轴承箱体的距离为12

43、0mm。2.轴承的选择,因轴承同时受有径向力和轴向力的作用,且主轴承受大转矩并受冲击载荷,如果选用一般滚动轴承则会卡死,选用双列的调心滚子轴承,因为1-2的左端设置轴肩,参照轴承要求并根据,选用调心滚子轴承2315,ddb7516055,左端采用轴肩进行轴向定位,查得该轴承内圈高为11.25mm,为了拆卸轴承方便,规定轴肩高度不应大于内圈高。取轴肩h7.5mm.取。 右端与轴承箱体之间采用套筒定位。其长度l套45mm。滚子轴承宽度b55mm。为使套筒可靠的压紧轴承,取,轴承箱体宽度100mm,箱体至机壳外壁距离25mm,机壳壁厚10mm,取制造误差s10mm,故取。 转子圆盘用轴套压紧定位,取

44、轴肩高度h10mm,则,为了可靠的压紧转子圆盘,。 由于轴承的对称布置,仍取,轴承用套筒和挡圈定位。最终得出主轴的全长。计算与说明结果 图6-2 轴上零件的装配示意图6.1.3轴上零件的周向定位 转子圆盘,带轮与轴的周向定位均采用平键联结。带轮与轴的联接,选用平键为bhl1811180mm,带轮与轴的配合方式为,键槽用键槽铣刀加工;圆盘锤架与轴也通过平键进行周向定位,所以选取平键的规格为bhl221436mm.轴承与轴的配合为过盈配合,常用k5、m5、m6、r6等。轴承的外圈与座孔选用有间隙的配合,常用h7,g7,j7等。6.1.4按弯扭合成强度校核轴的强度 由于锤式破碎机的外载荷很难确定,故

45、一般可按联邦德国海因里希阿莫林的计算式计算,作用于主轴上的相当弯矩(nm):(6-3) 计算与说明结果 轴的强度校核: 进行具体的校核计算时,只需要校核轴上的承受最大弯矩以及扭矩的剖面的强度。 (6-4) 所以轴的强度满足要求。6.1.5轴的转速校核 对于高速运动的转轴,如果转动的圆盘由于不平衡而使中心线偏离回转的轴线e时,就会产生离心惯性力,虽然e很小,但在转动的过程中,f与成正比例,所以在高速转动下会产生很大的离心力,从而引起机器的振动,若惯性力的频率与主轴的自然频率相等时,主轴就会发生共振,使主轴的挠度增加,振动越趋激烈,这时的转速成为临界转速。所以在确定锤式破碎机的转速时,必须计算出轴

46、的临界转速,也就是确定其自然频率。 为了简化这一问题,我们采用单转子绕轴转动的模型,如下图所示,设圆盘的质量为m,偏心距为e,不考虑轴的质量和阻尼的影响,当圆盘的为时,由于质量偏心而使主轴产生弯曲变形,轴心o与圆盘质心的相对位置如图6-3所示:图6-3 圆盘偏心运动示意图计算与说明结果设轴心处的变形为z,y。则轴的弹性力: (6-5)k-转轴的刚性系数,取决于轴的尺寸,载荷位置、材料以及两端的支撑情况。对于两端等截面的轴,圆盘在中央,由材料力学,由质心运动定理得: (6-6)由圆的三角函数方程代入上式中,(6-7)(6-8)因为是系统的横向振动的固有频率,所以上式变换为 求出方程的解为 上式表

47、明轴心o点的轨迹为一圆,其半径为强迫振动的振幅,也就是轴的挠度。 (6-9)计算与说明结果由此可见:当时,随着的增大而增大。时,即转子未发生转动,轴的挠度为0。当时,随着的增大而减小。趋于无穷时,轴的挠度趋近于e.当趋近临界角速度,轴的挠度迅速增大,轴将发生共振,即轴的临界转速的频率等于系统的横向振动的固有频率。单圆盘挠性转子的转子速度范围如图6-4所示:图6-4 轴工作转速的范围临界转速 (6-10)?主轴的最大挠度,mm。 可见轴的临界转速决定于轴的刚度系数k和转盘的质量m。而与计算与说明结果 偏心距e无关。由于主轴在工作中近似承受均布载荷,轴中间的挠度最大。 (6-11)e?轴材料的弹性

48、模量,mpa?轴的惯性矩,。而主轴的转速,所以主轴的满足弯曲振动稳定性的要求。6.2轴的结构设计及其合理性6.2.1轴的结构必须满足的条件1.主轴和安装在主轴上的零件要有准确的工作位置2.轴上的零件便于安装、拆卸、调整。3.轴要有良好的制造工艺性。6.2.2轴上零件轴向定位的使用说明 轴上零件的轴向定位,以主轴为例,主要有轴肩,套筒、圆螺母、轴端挡圈,弹性挡圈,紧定螺钉等这些零件来保证的。 轴肩主要分为两大类:定位轴肩和非定位轴肩 轴肩定位是最简便可靠的方法,但采用轴肩就必须导致许多问题,如轴径不可避免的加大;在轴肩处,因为截面突变而引起的应力集中,造成轴的破坏;轴肩也不便于加工。 考虑轴的设

49、计时,应避免过多的轴肩定位。轴肩多用于轴向力比较大的场合,轴肩的高度也必须要低于轴承内圈端环的高度,以便于计算与说明结果拆卸轴承。2.在主轴上,还采用套筒定位,这种定位方式的特点,结构简单、定位简单。轴上不需要开槽、钻孔和切制螺纹,不会影响到轴的疲劳强度,所以,在两个零件之间,间距不大时,可采用这种定位。 若零件的间距太大,则不宜用套筒定位这种方式,那样会增大套筒的质量以及材料的用量,另外,套筒与轴的配合比较松,若轴的转速过高,也不宜采用套筒定位。3.在轴的轴端、以及销轴的轴端,都采用螺母定位,这种定位可承受较大的轴向力,但是在螺纹处将会有较大的应力集中,降低轴的疲劳强度,一般采用固定轴端的零件。6.2.3轴上零件周向定位的使用说明 目的是限制轴上零件与轴发生相互转动,在一般的轴上,都是采用平键连接的,其他的常用周向定位元件有,花键、销、紧定螺钉、过盈配合等。6.3提高轴的疲劳的结构措施 在零件的设计阶段,除了采取提高其强度的一般措施之外,还可以通过以下一些设计措施来提高其疲劳强度: 1.尽可能的降低该主轴上的应力集中的影响。这是提高其疲劳强度的首要措施和主要的途径。而主轴的结构形状和尺寸的突变(比如轴肩)是应力集中的结构根源,因减小零件(即该主轴的)结构形状和尺寸的突变使其变化尽可能的平滑和均匀