锤式破碎机整机设计c

1、第1章 绪 论1.1 概述科学就是第一生产力,随着科学技术的不断发展,各行各业也也起着日新月异的变化。目前,锤式破碎机已经在水泥、化学、电力、冶金等工业部门广泛用来破碎各种物料,如石灰石、炉渣、焦炭、煤及其中等硬度的矿石。这次我所设计的800×900的锤式破碎机是单转子的、不可逆的、多排的、带铰接锤头的破碎机。本次设计主要是围绕着锤式破碎机的工作原理进行设计,在设计过程中重点对锤式破碎机的基本理论、构造和重要工作参数进行了设计与计算,尤其对锤头和转子部分进行了重点的设计。1.2 锤式破碎机的工作原理及其应用锤式破碎机的基本结构如下图所示。主轴上装有锤架2,在锤架之间挂有锤头3,锤头的

2、尺寸和形状是根据破碎机的规格和物料径决定的。锤头在锤架上能摆动大约120°的角度。为保护机壳,其内壁嵌有衬板,在机壳的下半部装有篦条4,以卸出破碎合格的物料。主轴、锤架和锤头组成的回转体称为转子。物料进入锤式破碎机中,即受到高速旋转的锤头3冲击而被破碎,破碎的矿石从锤头处获得动能以高速向机壳内壁冲击,向篦条、破碎板冲击而受到第二次破碎,同时还有矿石之间的相互碰撞而受到进一步的破碎。破碎合格的矿石物料通过篦条4排出,较大的物料在篦条4上继续受到锤头的冲击、研磨而破碎,达到合格粒度后即从缝隙中排出。为了避免篦缝的堵塞,通常要求物料含水量不超过10%。图1-1 锤式破碎机示意图锤式破碎机是

3、利用高速回转的锤头冲击矿石,使矿石沿其自然裂隙,层理面和节理面等脆弱部分而破裂。它适应于脆性,中硬,含水量不大的物料的破碎。在建材工厂中,它主要用来破碎石灰石,煤,页岩,白垩,石膏及石棉矿石等。一般锤头重,锤数较少,转速较慢,有上篦条以及采用锤盘结构的锤式破碎机,可进入较大粒径的物料,宜作为中碎或者一定范围的粗碎;反之,则宜于作中、细碎。1.3 锤式破碎机的类型锤式破碎机的种类很多,根据结构特征的不同,可进行如下分类:按回转数的数目可分为单轴式(或单转子和双轴式(或双转子;按锤头的排数可分为单排式和多排式;按转子的回转方向可分为定向式和可逆式;按锤头的装置方式不同,还可分为固定锤式和活动锤式两

4、种。锤式破碎机的规格,是以回转体的外端直轴;2-锤架;3-锤头;4-篦条图1-1 锤式破碎机示意图径和其长度尺寸表示的。1.4 锤式破碎机的特点锤式破碎机具有很高的粉碎比(一般为1025,个别可达到50,这是它最大的特点。其次,它的结构简单,体型紧凑,机体重量轻,操作维修容易。另外,它的产品粒径小而均匀,过粉碎少。生产能力大,单位产品的能量消耗低。锤式破碎机的工作零件(如锤头、篦条等容易破损,需经常更换,因此,需要消耗较多的金属和检修时间。另外,篦条容易堵塞,尤其是对湿度大,含有粘土质的物料,会引起生产能力的显著下降。第2章锤式破碎机的主体构造此次所设计的是一台800×900毫米的单

5、转子,不可逆,多排,铰接锤头的锤式破碎机。它适应于破碎石灰石,煤和石膏或其他中等硬度的矿石,破碎物料的表面不超过8%的水分。这种机器是由传动装置,转子,格筛和机架等几部分组成。2.1 机架机壳由下机体、后上盖、左侧壁和右侧壁组成,各部分用螺栓连接成一体。上部开一个加料口,机壳内壁全部镶以锰钢衬板,衬板磨损后可以更换。下机体由20和40毫米普通碳素结构钢板焊接而成,两侧为了安放轴承以支持转子,用钢板焊接了轴承支座。机壳和轴之间,如果没有防护措施,漏灰现象是十分严重的。为了防止漏灰,在机壳上通常都会安置一种叫轴封的装置。机壳的下部直接安放在混泥土的基础上,并用地脚螺栓固定(螺栓规格M8×

6、1000,数量为124。为了便于检修调整和更换篦条,下架体的前后两面均开有一个检修孔。左侧壁、右侧壁和后上盖,也都用钢板焊接而成。为了防止漏灰,和下机体一样,在与主轴接触的地方,两侧壁也都设有轴封装置。为了检修时更换锤头方便,两侧壁对称地开有检修孔。2.2 转子转子是锤式破碎机的主要工作部件,转子是由主轴,锤架组成。锤架上用锤头销轴将锤头分了三排悬挂在锤架之间,为了防止锤架和锤头的轴向窜动,锤架的两端用压紧锤盘和锁紧螺母固定。转子支承在两个滚动轴承上,轴承用螺栓固定在下机架的支座上,除螺栓外,还有两个定位销钉固定着轴承的中心距。此外,为了使转子在运转中储存一定的动能,在主轴的一端装有飞轮。下面

7、把转子的几个主要部件的构造,材质和用途分别加以介绍: 图2-1 主轴示意图主轴是锤式破碎机支撑转子的主要部件,承受来自转子、锤头的重量、冲击力,因此要求主轴的材质具锤架是用来悬挂锤头的,它不起破碎物料的作用,但锤式破碎机在运转过程中,锤架还是要受到矿石冲击和摩擦而造成磨损,所以锤架也要求有一定的耐磨性。下图所示的锤架是用较优质的铸钢ZG35B 制作,该材质具有较好的焊接性,局部出现磨损时,可以进行焊补。该锤架的结构比较简单,容易制作,检修和更换比较方便。锤架上的锤架销轴孔共有12个,分成了两组,分别布置在直径为490毫米和520毫米的圆周上。新换的锤头可以先挂在直径为490毫米的轴孔上,当锤头

8、磨损后还可以继续使用,把这种有些磨损的锤头挂在直径为520毫米的轴孔上又可以继续用了,这样做,既可以延长锤头的使用寿命,又能保持锤式破碎机的破碎效果,减少维修费用。图2-2 锤架示意图锤头是锤式破碎机的主要工作零件。锤头的重量、形状和材质对破碎机的生产能力有很大影响。锤头动能的大小与锤头的重量成正比,即锤头越重、锤头的动能、越大破碎效率越高。但是锤头的重量越大,旋转起来产生的离心力也越大,对锤式破碎机转子的其他零件,都要产生影响和损坏,因此,锤头的重量要适中。锤头重量大的有几十公斤,小的只有几公斤,一般不超过80公斤。合理选择锤头的材质是很重要的,普通碳素钢制作锤头用来破碎石灰石,几天之内就会

9、磨损掉,而用高锰钢铸造锤头,经过热处理,使它的表面硬化,则可以使用较长时间。本次设计所用的锤头材质为ZGMn13的高锰钢,该材料具有较高的耐磨性,并可承受冲击载荷,适宜做锤头用,其化学成分为:碳(% 0.9-1.3锰(% 11.0-14.0 硅(% 0.3-0.8磷(% 0.10 硫(% 0.05 机械性能:?520?49?13326?306?303.26.33.2+0.20+0.20 0+0.20137 3.2?590?22527110抗拉强度(kg/mm 2 56 屈服强度(kg/mm 2 30 延伸率(% 15 收缩率(% 15 布氏硬度 179-229 HBS 冲击值(kg.m/mm

10、2 3锤头上的轴孔,如图。因为高锰钢的机械加工性较差,所以在铸造时,需事先放以30×5毫米的无缝钢管,如果浇铸误差不大,不经加工就可以安置在锤架上。若偏差较大,可以经过加工再使用,一般不需要再加工。本次设计的锤头形状对称,所以当一面磨损之后,可以翻面使用。但是当锤头磨损得很厉害时,难以修复,因此,多采用磨损后更换新锤头来维持破碎机正常生产。此外,如果有个别锤头磨损得比较厉害,转子会失去平衡,破碎机的工作不稳定,还会导致轴瓦的过早磨损。因此,生产中应该经常注意锤头的磨损情况,及时检查,定期更换新锤头。 图2-3 锤头示意图飞轮的主要作用是使破碎机的转子,在运转中存储一定的动能,而保持破

11、碎机在工作中的效率,减轻破碎机的动力消耗。也就是说,当破碎机正常运转时,飞轮便存储一定的能量,电动机也不致过负荷,当破碎机给料过多或者进入大块时,飞轮便将动能放出,增强破碎能力,从而使电动机不致超载运行,起到了一定的保护作用。锤式破碎机的动能存储形式,按不同方式的不同而不同,如果传动方式采用皮带轮或者三角皮带轮,可以不必另外配置飞轮,皮带轮本身就起到了存储动能的作用,如果传动方式采用电动机直接带动,则就应该考虑另外配置飞轮,来增加动能的储备。6.36.36.3?4656?35100130图2-4 飞轮示意图2.3 篦条 锤式破碎机的篦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

12、隙的圆弧状。合格的产品可以通过篦条缝,大于篦缝的物料由于不能通过篦条缝而在篦条上再受到锤头的冲击和研磨作用继续被破碎,如此循环直至体积减少到可以通过篦条缝。篦条和锤头一样,受到很大的冲击和磨损,是主要的容易磨损的零件之一。篦条受到硬物料块或金属块的冲击,容易弯曲和折断。如图所示,800×900 锤式破碎机的篦条,其形状基本是梯形断面,材质为ZGMn13的高锰钢,具有较高的耐磨性,能承受一定的冲击负荷。篦条的缝隙是由篦凸出部分形成。图2-5 篦条示意图2.4 托板和衬板锤式破碎机用锤头高速锤打矿石,在瞬间矿石具有了极大的速度,为了防止机架的磨损,在机架的内壁装有锰钢衬板。由托板和衬板等

13、部件组装而成了打击板。托板是用普通钢板焊接而成的,上面的衬板都是高锰钢铸件的,与锤头和篦条的材质相同。组装好后用两根轴架于破碎机的架体上,其进料的角度,可用调整丝杠进行调整,磨损严重时可进行更换,以保证产品的质量。表2-1 合金钢的成分及热处理CMnSi P Mo Cr 热处理A1.11.40 5.07.0<0.8<0.040.81.2_正火、表面淬火B 0.901.1 13.015.0<1.0<0.05_正火、表面淬火 C1.11.25 12.14.0 _3.26.3A-AA AD 1.11.30 12.14.0 _ _ _ 1.62.1 _E 0.81.00 12.

14、14.0 _ _ 0.91.1 _ _F 1.11.25 12.14.0 <1.0 _ 1.82.2 _ _G 1.21.35 12.14.0 1.0 _ _ _ _H 12.14.0 12.15.5 1.0 _ _ _ 弥散硬化含钼2%的高锰钢,用于高屈服强度而又不降低韧性的高锰钢铸件,如初次破碎的护板,经弥散处理的含钼2%的高锰钢,具有足够的韧性,其使用寿命比常规的热处理的含钼2%的高锰钢要高25%。但是弥散处理生产成本高,限制了它的使用。含钼1%,含碳0.81.0%的高锰钢具有较高的韧性和强度,采用正火加表面淬火的热处理成本不高。因此,在本次设计中我选用含钼1%,含碳0.81.0%

15、的高锰钢作为衬板。2.5 过载保护装置金属物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,当锤式破碎机内进入金属物或过负载时,销子即被剪断而起保护作用。本次设计采用的是剪切销安全联轴器,当破碎机严重超载影响到其性能时,联轴器上的销钉即被剪断而起到保护作用。2.6 密封防尘装置密封的目的在于防止灰尘,水分等进入轴承和相对运动的部件之间,如齿轮滚子齿啮合处,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和齿轮滚子的使用寿命,从而影响到整台机器的工作效率。由于

16、锤式破碎机工作环境的恶劣,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了,本次设计采用的是迷宫式的密封方法,轴向间隙为2.5毫米,径向为0.5毫米,并在迷宫通路内压入油脂,以提高密封效果。第3章锤式破碎机的结构参数和工作参数的选择和计算3.1 基本结构参数的计算与选择(1转子的直径一般是根据矿石的尺寸来决定的。通常转子的直径与给矿块的尺寸之比为48,大型破碎机则近似取为2。由于800×900 锤式破碎机为中型破碎机,所以直径与给矿块尺寸之比取7,而加工物料粒度120毫米。2所以转子直径D=6×120=720mm,取D=800mm(2转子长度视机器生产能

17、力而定。转子直径与长度的比值一般0.71.5,矿石抗冲击力较强时,应该选取较大的比值。由于由于800×900锤式破碎机加工的矿物为石灰石、煤或者石膏这样一些中等硬度的矿石,所以比值取1.1。转子长度L=D×1.1=800×1.1=880mm,取L=900mm。1、给矿口的宽度和长度:锤式破碎机给矿口宽度B>3d max,d max表示最大给矿块的尺寸。B>3d max=4×120=480mm,取B=500mm,而给料口的长度与转子的长度相同,故取给料口长度L1=900mm。2、排矿口尺寸:锤式破碎机的排矿口有蓖条间隙尺寸控制,一般按入磨粒度要

18、求来确定。3、给矿方式与给矿导板的仰角,锤式破碎机要求给矿块有一定的垂直下落速度,故给矿口设置在机架上方。3.2 主要工作参数的计算为了简化设计,锤式破碎机不设变速箱。因此破碎机转子的速度和所安装的电动机的额定转速相同。转子转速度用锤头的圆周速度来控制。转子的转速是冲击式破碎机的重要参数,转子转速可按下式进行计算:2 n=60v/3.14D r/min式中 v-转子的圆周速度;D-转子的直径;转子的圆周速度v可根据待破矿石的性质来计算:2-5/6/E1/3m/s;v=0.01× (9.8/r0.5G式中: g-重力加速度,g=981cm/s2;r-矿石比重,kg/cm3;G0-矿石的

19、抗压强度,kg/cm2;E-矿石的弹性模数,kg/cm2;由于上式没有反映出破碎比这一因素,所以按上式计算的转子圆周速度只作为转子转速的参考。目前,锤式破碎机的转子圆周速度的使用范围是1580m/s,通常,粗碎时取1540m/s,细碎时取4080m/s。虽然转子速度越高,破碎比越大,但锤头磨损也越快,功耗也大。因此,在满足力度要求的情况下,转子的圆周速度应偏低。由上分析可知:n=60v/3.14D (此处v取40m/s=60×44/3.14×0.8=987.7r/min为了减少磨损和功率消耗,取n=980r/min目前,锤式破碎机还没有一个考虑了各种因素的理论计算公式,因此

20、我们选用经验公式来计算。我们以破碎中等硬度物料来计算锤式破碎机的生产率:经验公式:Q=(30-45DL*(吨/小时2式中:D-转子的直径,单位:m;L-转子的长度,单位:m;-矿石的松散比重,单位:t/m3由于本次设计中 D=800mm=0.8m;L=900mm=0.9m;矿石的松散比重取1.62;公式中的系数取中间值38;则Q=38×0.8×0.9×1.62=44.324吨/小时。根据计算结果,我们可以确定出800×900 锤式破碎机的生产率为44吨/小时左右。锤式破碎机的功率消耗与很多因素有关,但主要取决于矿石的性质,转子的圆周速度,破碎比和生产能力

21、。目前,锤式破碎机的电动机功率尚无一个完整的理论计算公式,一般是根据生产实践或者实验数据而采用经验公式选择破碎机的电动机功率。根据生产实践的实际来选择电动机功率:8N=KQ (KW式中:Q-机器的生产能力,吨/小时K-比功耗,千瓦/吨,比功耗视待破碎物料的性质、机器的结构特点和破碎比而定。对中等硬度的石灰石锤式破碎机取K=1.42。粗碎时偏小取,细碎时偏大取。本次设计要求将矿物细碎,因此比功耗偏大选取(取K=1.7千瓦/吨,Q=44.32吨/小时;则 N=KQ=44.32×1.7=75.1475 KW。根据计算电动机功率的结果,综合各种要求,查表选择Y系列(IP23三相异步电动机(J

22、B/T 52711991、52721991。型号为Y280S-6。电动机效率为92%,额定电流为143A。锤式破碎机转子的转速n和锤头的重量G是互相关联的。锤式破碎机不是靠回转不见的全部能量来破碎物料的,而仅是靠锤头的动能做的功来完成物料的破碎。锤头的动能E为:2E=mv2/2(3-1式中 E-锤头的动能,J;m-锤头的质量,kg;V-锤头的圆周速度,m/s。V=(Dn/60 (3-2式中 n-转子转速,r/min;D-转子旋转时,由于离心力的作用,锤头作辐射状,这时转子的外端直径就以D(m表示。将式(2代入式(1中,得E=(m2D2n2/7200 N.m(3-3锤头动能的大小与锤头的重量成正

23、比,即锤头越重,锤头的动能越大,破碎效率越高,但是锤头的重量越大,旋转起来的离心力也越大,对锤式破碎机的转子的其他零件都要产生影响,并且加快损坏,因此,锤头的重量不应该过重也不应该过轻,要适中。正确的选择锤头的重量对破碎效果和能量消耗有很大的影响。所以选择的锤头重量一定要满足锤击一次性使物料块破碎,并使无用功率消耗达到最小,同时,还必须不使锤头向后偏倒。为此,必须使锤头运动起来产生的动能等于破碎物料所需要的打击功。如公式(3所示:转子上全部锤头每转一次所产生的动能E a为E a=k1k2E=( m2D2n2k1k2/7200 N.m(3-4式子中 k1-转子圆周方向的锤头排数k2-转子横向每排

24、锤头的个数转子每分钟n转时全部锤头所产生的动能Na为:2Na=(nEa/(1000×60=( m2D2n2 k1k2/(1000×60×7200kw (3-5由于给料的不均匀和物料的松散比,实际,并不是全部锤头都能打着物料,其中有些锤头空过。因此,公式(5不必再乘以给料不均匀和物料松散系数。全部锤头每分钟所产生的动能Na是由电动机直接供给的,故使式(5与电动机每分钟所发出的功率N 相等,即可认为全部锤头所产生的打击能够击碎加工物料。亦即:N g=Na=22312nm D n k k 1000607200kwm=5g231243810ND n k kN (3-6式子

25、中:Ng 锤式破碎机的电动机功率,kw( Ng取75kw;D锤式破碎机的转子直径,m,(D=0.8m; k1转子圆周方向的锤头排数,k1=6;k2转子横向每排锤头的个数,k2=8;n锤式破碎机的转速,n=980 r/min。m=5g231243810ND n k k=52343810750.8980683.5kg公式(6还只是考虑全部锤头运动起来产生的动能能够打碎物料,而并没有考虑锤头打击物料后,它的速度损失的大小,如果打击物料后,其速度损失过大,这会使锤头饶自己的悬挂轴回转而不破碎物料,因而会降低锤式破碎机的生产能力和增加无用功。当然,锤头的打击物料产生的偏斜由于离心力而能够恢复到原来的位置

26、,但必须在第二次打击物料前恢复正常位置。所以,锤头打击物料后只能允许速度损失40%60%,从动能相等的原理出发,可得:GV=(G1+GV2单位:牛.米/秒V2=G/(G1+GV (3-7式中:G-锤头折算到打击中心处的重量,NG1-最大物料块的重量,NV-锤头打击开始所具有的圆周线速度,m/s公式(7的系数等于0.60.4即V 2=(0.60.4V m/s (3-8 由式(7得: GV=GV 2+G 1V 2G=G 1×22v v v - N (3-9 把式子(8代入(9中 G= G 1×(0.60.4(0.60.4vv v-=(0.71.5G 1其中,最大物料块质量m=&

27、#215;v=3.63×123 =6272.64g=6.273Kg (密度取3.63g/cm 3 G 1=mg=6.273×9.8=61.471961N锤头重量G=(0.71.5G 1=42.791.5N G 取75N第4章 锤式破碎机传动方案的选择为了使锤式破碎机转子在运转中储存一定的动能,避免在破碎大块物料时,锤头的速度损失不致过大和减小电动机的尖峰负荷,在主轴的一端应该配置飞轮或者采用带轮与电动机相连。本次设计共考虑了三种传动方案,即:1.主轴的一端采用V 带轮与电动机相连;2.主轴的一端采用联轴器与电动机相连,另一端配置飞轮;3.主轴的一端采用V 带轮与电动机相连,

28、另一端再配置飞轮。比较这三种方法,由于本次设计为一中小型破碎机,其动能的储存不一定非得很大,带轮本身也能起到储存动能的作用,所以不必要在一端配置带轮,另一端再配置飞轮,所以首先应该摒弃第3种方案。那么现在来看看第一种和第二种方案。先来看第一种方案,根据电机的功率和转子转速,我们可以选择电机型号为Y280S-4(额定功率75KW ,满载转速1480r/min ,下面,我们依据这些原始数据来设计V 带传动:41.计算功率P c ,由表5.5查得工作情况系数K A =1.5,故 P c =K A P=1.5×75=112.5 KW2.选取普通V 带型号,根据P c=112.5KW ,n 1

29、=1480 r/min ,由图5.14确定选用C 型。3.确定带轮基准直径D 1和D 2,由表5.6取D 1=600mm ,=1%,由式 D2=112(1n D n -=148060010.01980-(=897.06mm ,由表 5.6取D 2=900mm ,大带轮的转速1122(114806000.99976.8450n D n D -=r/min ,误差<%5±,故允许。 4.验算带速v ,1135/601000601000D n v m s =,由于带速过高,会导致离心力增大,使带和带轮之间的正压力减小而降低传动能力,并影响带的寿命,为使带速在

30、5-25m/s 的范围内,则需调整小带轮直径在300mm 以下,而大带轮直径需调整到450mm 以下,这样由于大带轮的直径过小,并且V 带轮设计是要尽量使其质量小,结构工艺性好,所以并不能满足其储存动能的作用,还须在另一端配置飞轮。综上,最后确定传动方案为在主轴的一端配置合适的飞轮,另一端用联轴器与电动机相连。第5章 锤式破碎机主要零件的设计计算5.1 主轴的相关设计、计算与校核对于只传递转距的圆截面轴,其强度条件为:4=T/ZP=(9.55×106P/0.2d 3n N/mm 2式中:轴的扭切实力,N/mm 2T 转距 N/mm 2Zp 为极截面系数,d 3对圆截面轴:Zp=d 3

31、/160.2 d 3P 传递的功率,kwn 主轴转速。r/min许用扭切应力,N/mm 2T=9550000p n=9550000×75980730867 N.mm 对于既传递转距又承受弯距的轴,可用上式初步估算轴的直径;但必须把轴的许用扭切应力适当降低,以补偿弯距对轴的影响。将降低后的许用应力代入上式,并改写为设计公式p mm 式中A=98107因为本设计中主轴的材料为35SiMn ,且承受大载荷,大弯距。所以A 取107又因为P=75KW n=980r/min所以 d 107×375980=49.63mm 考虑到破碎机所承受的转矩变化和冲击载荷变化很大,则取轴的最细处d

32、 min =70mm而细轴处的强度条件为:=n=10.6N/mm 2即细轴70mm 处的强度符合要求的强度条件。图5-1 主轴的结构方案主轴的最小直径是安装飞轮处轴的直径1011d -,为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应,故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩T ca =K A T ,查表10.1,取K A =2.3,则:T ca =2.3×730867=1589994 N.mm 。按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件,查标准GB/T 5843-86或手册选用剪切销安全联轴器,半联轴器的孔径d 1=71mm ,故取d 1-2=71mm ,半联轴器长度L=132mm ,与轴配合

33、的毂孔长度L 1=107mm 。为了满足半连轴器的轴向定位要求,1-2轴段左端应制出一轴肩,故取2-3段直径d 2-3=80mm ,L 1-2=104mm 。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,选用双列的调心滚子轴承,参照工作要求并根据d 2-3=80mm ,选用滚子轴承22316,d ×D ×B=80×170×58,左端采用轴肩进行轴向定位,轴肩高度h=5mm ,取d 3-4=90mm ,右端与联轴器之间采用套筒定位。其长度L 套=48mm 。滚子轴承宽度B=33mm为使套筒可靠的压紧轴承,取L 2-3=79mm ,轴承箱

34、体宽度120mm ,箱体至机壳外壁距离35mm ,机壳壁厚20mm ,取制造误差s=10mm ,故取L 3-4=133mm 。转子圆盘用轴套压紧定位,取轴肩高度h=10mm ,则d 5-6=130mm ,为了可靠的压紧转子圆盘,取L 5-6=896mm 。 由于轴承的对称布置,仍取L 6-7=40mm ,d 6-7=110mm ,L 7-8=133mm ,d 7-8=90mm ,轴承用套筒和挡圈定位,由于在最左端配置飞轮,飞轮轮毂长度为130mm ,为使飞轮不致与机壳接触,取飞轮与轴承箱体的距离为160mm ,则L 8-9=150mm ,取L 9-10=120mm ,d 9-10=76mm ,

35、飞轮左端用轴端挡圈定位,飞轮轮毂直径为70mm ,故取d 10-11=71mm ,L 10-11=125mm 。半联轴器,转子圆盘,飞轮与轴的周向定位均采用平键联结。半联轴器与轴的联结,选用平键为b ×h ×L=20×12×90mm (GB1096-79,半联轴器与轴的配合为H7/k6转子圆盘与轴的周向定位由于长度大于500mm ,按GB/T321-1980优先数和优先数系7的R20系列,选取L=810mm ,b ×h=32×18mm ;飞轮与轴的联接,选用平键为b ×h ×L=20×12×11

36、0mm 。首先根据轴的结构图作出轴的计算简图,由于锤式破碎机在工作中承受冲击载荷,而这种冲击载荷主要集中在打击物料的锤头处,为了计算方便,现将载荷简化为作用于转子上的均布载荷。假设物料以某一角度与锤头碰撞(<10 4则有112/t F T d =,tan r t F F =,/cos a t F F =;p T n = KN.m 则有: 1827.2t F = N,322.2r F = N,1855.4a F = N;考虑对于使用应力的余裕系数e=1.5(所谓余裕系数,即是在补偿载荷的偏差、估计的不准确度、尺寸精度的误差以及计算式的近似性的同时,对于因振动、冲击而产生的难以预测的应力上升

37、,残留应力预测等不准确度进行补偿的系数。,则作用于每个锤头上的力分别为:'2740.8t t F e F = N ,'483.3r F = N ,'2783.1a F = N ;那么,作用于转子上的合力则为:21926.4t F =合 N ,3866.4r F =合 N ,22264.8F =a 合 N ;将此合力简化为一作用于转子上的均布载荷,其集度分别为:24.4/t q KN m =, 4.3/r q KN m =,24.7/a q KN m =;则作用于轴上的支反力分别为:水平面内支反力:1210.9H H R R KN =垂直面内支反力:12 1.9V V R

38、 R KN =根据上述简图,分别求出水平面和垂直面内各力产生的弯矩为:4.53H M KN m =,0.78V M KN m =并按结果分别作出水平面上的弯矩图M H 如图5.2(c 和垂直面上的弯矩图M V如图5.2(e 所示;然后按下式计算总弯矩图并作出M 图5.2(f 作出扭矩图如图5.2(g 所示,根据已作出的总弯矩图和扭矩图,可以求出计算弯矩图M ca 图5.2(h ,22 4.68ca M M T KN m =+=(已知轴的计算弯矩后,即可针对某些危险截面(即计算弯矩大而直径可能不足的截面作强度校核计算。通常只校核轴上承受最大计算弯矩的截面(即危险截面转子 中间截面的强度。由式:c

39、a ca M W =可得: 3(-1=75MPa 。 故安全。此处由于主轴装有过载保护装置,当有大的瞬时过载及严重的应力循环不对称时,安全装置可保护主轴不产生塑性变形,故可略去静强度校核。图5-2 轴的载荷分析图平键联接最易发生的失效形式通常是压溃和磨损,此处针对挤压强度和耐磨性条件进行校核。挤压强度条件4p T dhl 耐磨性条件(动联接4T p dhl 式中 T 转矩,N.mm ;d 轴径,mm ;h 键的高度,mm ;l 键的工作长度,mm ;对A 型键l=L-b ;p 许用挤压应力,MP a (此处为60-90; p 许用压强,MP a (此处为30。由以上两式求得三处键联接处的挤压强

40、度和耐磨性强度分别为:28.96 MP a 、11.61 MP a 、28.06 MP a 均小于其许用挤压应力和许用压强,故满足。对于高速运转的机器,若转动机件由于不平衡而使中心偏离回转轴线e 时就会产生离心惯性力F=m 2e 虽然e 值一般很小,但是F 与2成比例,故在高速运转下就会产生很大的惯性力,从而引起机器的振动。若惯性力的频率和主轴的自振频率相等时,就发生共振,使主轴的挠曲增大,振动亦渐趋相等时,就会发生共振,使主轴的挠度增加,振动亦渐趋剧烈,这时的主轴转数称为临界转数。在这种情况下,即使e 值很小,对于主轴也是非常危险的。所以在确定冲击式破碎机的转数时,必须计算主轴的临界转数,也

41、就是确定它的自振频率。为了尽量简化问题,研究一具有单偏心圆盘的铅直轴,如图5-3a 所示。设圆盘的质量为m ,偏心距O 1C=e ,不考虑轴的质量和阻尼的影响,当圆盘连同转轴以角速度运转时,由于质量偏心将使转轴产生弯曲变形,如图5-3b 所示。轴心O 1与质心C的相对位置如图5-3c 所示。 图5-3 偏心圆盘运动示意图设轴心O 1处的弯曲变形为x ,y ,则轴的弹性力 式中k为转轴的相当刚性系数,取决于轴的尺寸、荷载位置、材料及两端的支承情况。对于两端简支的等截面轴,如圆盘在中央,则由材料力学得,由质心运动定理得 因为,代入上式得 (5-1或 (5-2式中,为系统的横向振动的固有频率。上式与

42、无阻尼强迫振动的微分方程形式相同,由式(5-2得其特解为 点的轨迹为一圆,其半径即强迫振动的振幅B,也就是说轴的挠度为上式表明轴心O1 或 (5-3其关系曲线如图5-4所示。 图 5-4 振幅与偏心关系曲线图由此可见:(1当 <n 时, B 随 的增大而增大。当 =0时, B=0。 (2当 >n 时, B 随 的增大而减小。当 时,Be(3当 n 时, B 将迅速增大,即发生共振。当 =n 时,轴的转速称为临界转速 c ,即轴的临界转 速等于系统的横向振动的固有频率 或 (5-4式中主轴的最大挠度, mm 。可见,轴的临界转速决定于轴的横向刚度系数 k 和圆盘的质量 m ,而与 偏

43、心距 e 无关。更一般的情况,临界转速还与轴所受到的轴向力的大小有关。当轴力为拉力时,临界转速提 高,而当轴力为压力时,临界转速则降低 。 而主轴在工作中近似承受均布载荷,其跨中挠度为最大。最大挠 度为:43443843842101064st ql mm EI=-= 而主轴的工作转速 n=980r/min<0.85c n =1640 r/min。 所以主轴满足弯曲振动稳定性的条件。5.2. 锤头的打击平衡计算锤式破碎机是一种高速回转且靠冲击来破碎物料的机械 . 为了使它能够正常工作 , 首先必须使它的转子获 得静平衡和动平衡 . 如果转子的中心离开它的几何中心线 , 则会产生静力不平衡现

44、象 ; 若转子的回转中心线和其主惯性中心线相交 , 则将产生动不平衡现象 . 这两种不平衡现象都会使机械产生较大的惯性力和力矩而缩短零 件的寿命。转子上零件要按二级精度来制造,并且还要精确的进行静力和动平衡计算。如果锤式破碎机的转子已经达到静力和动平衡, 但由于锤头悬挂得不正确, 则伴随着锤头与物料的冲击, 在锤头销轴转子圆盘,主轴及主轴承上产生打击反作用力,如下图所示: 图 5-5 打击反击作用图1锤头; 2销轴; 3转子圆盘; 4主轴在图 5中,锤头打击物料块时,在锤头打击点上将作用着打击力 N 0如果锤头悬挂得不正确,即锤头是非打击 平衡锤,则在锤头销轴想产生打击反作用力 N y0根据作

45、用力等于反作用力的原理,该力也将作用在转子圆盘 的销孔上,该力用 N y 、 表示,其方向与 N y 相反。如果转子已经达到静力和动平衡,则作用在转子圆盘销孔上 的打击反力 N y 也将传给转子轴上, 该力用 N 表示, 则 N 的反作用力 N 、 将作用在转子中心孔上。 N y 、 和 N 、 在转 子圆盘上形成逆圆盘回转的打击力偶, 因而额外的多消耗了能量, 作用在转子轴上的打击反力 N 将传给轴承, 使轴承在工作中受到与打击次数相同的连续冲击,而显著的缩短了轴承的使用寿命。为了避免锤式破碎机工作时产生的打击反作用力,必须使所安装的锤头是打击平衡锤头。所谓的打击 平衡锤头,就是锤头打击物料

46、后,在悬挂销轴上不产生打击反力。从这点出发,在设计和改进锤式破碎机的 锤头时,必须对所选用的锤头的几何形状进行打击平衡计算。下面是对本次设计的锤头进行打击平衡计算,它是一个最常用的几何形状最简单、具有两个销轴孔的 锤头进行打击平衡计算,如下图所示:14 在计算之前,先假定锤头的打击中心在其外棱处,即锤头以其外棱打击物料。然后,通过求得锤头最合 适的悬挂销轴孔来满足打击中心公式:l= J F0 /FC cm (5-1式中 C 锤头悬挂中心(销轴孔 O 到重心 S 的距离, cm L 锤头悬挂中心 O 到打击中心(锤头外棱的距离, cm L=a-x cm (5-2 a-锤头的长度, cmF有孔(销

47、轴孔锤头的面积, cm 2F=ab-d 2/4 cm2 (5-3 d 锤头悬挂销轴孔的直径, cm;b 锤头的宽度, cm ;J F0 F面积对悬挂中心 O 的极惯性距, cm 4根据面距定理,在图 b 中以左边沿为基准时:ab×(a/2=ab-(d 2/4(x+c+( d 2x/4化简后可得:x=a/2+c(d 2/4ab-1 cm (5-4 由(4可得:c=x-(a/2×4ab/d 2-4ab cm (5-5 设 JF0有孔锤头(平面薄板的面积对其悬挂中心 O 的极惯性距, cm 4J F0无孔锤头(平面薄板的面积对其悬挂中心 O 的极惯性距, cm 4JFS无孔锤头(

48、平面薄板的面积对其重心 S 的极惯性距, cm 4Jd销轴孔对其悬挂中心 O 的极惯性距, cm 4JFX无孔锤头对其面积 F 的水平对称轴 X X 的轴惯性距, cm 4F 无孔锤头的面积, cm 2。e 无孔锤头的重心 S 至悬挂中心 O 的距离, cm 。J FS = JFZ+ JFXcm 4 (5-6J F0 = JFS +FE2 cm 4 (5-7J F0 +JD= JFS + FE2 cm 4 (5-8J F0 = JFS c+ Fe2 =( JFZ+ JFX- J d+ F e 2=( F a 2/12+ Fb2/12- Fdr2/2+F(a/2-x2=a3b/3+ab3 /12

49、-d 4/32- a2bx+abx (5-9将(2 (9 (3 (5代入(1中,然后化简整理得:x=a/3-b2/ab+d 4/16a2b其中 a=210mm, b=100mm, d=30mm得 x=a/3-b2/ab+d 4/16a2b=(250/3 -(1202 /6×250 +(3.14×404 /16×2502 ×120 =53.4mmx 取 55mm 则 C=4.89 5cm=50mm按上式计算方法求得锤头悬挂中心位置,在实际工作中也难免锤头销轴不受打击反力的作用,因为我们 在计算之初,是假定锤头以其外棱打击物料,而实际上由于给料粒径的变化,锤

50、头并非都是以其外棱打击物料。 另外, 由于制造和安装上的误差, 以及锤头外棱和销轴孔的磨损, 都会改变打击平衡的条件 (J= J F0/F0C 。 因此,考虑到以上一些因素,锤头悬挂中心到左边的距离 x 最后取为 50mm 。5.3 飞轮的计算与设计锤式破碎机在破碎大块矿石时,锤头的速度损失会过大而且会增大电动机的尖缝负荷。为了避免出这些 现象,在主轴上就要增加一个飞轮来储备动能。根据理论力学知飞轮矩为:(把飞轮当作矩形截面均圆环 3 GD 2=4gJ kg .m2飞轮设计的基本问题是在保证机器运转的不均匀系数 在许用范围内的前提下,求出飞轮的转动惯量 J 从而最后定出飞轮的主要尺寸。 飞轮转

51、动惯量的确定:设锤式破碎机在空行程和部分无负载的工作行程时间 t 1秒内的功率消耗为 N 1千瓦转子在工作行程的破碎 时间 t 2秒内的功率消耗为 N 2千瓦,电动机的额定功率为 N 千瓦并且 N 1 N N 2。转子在 t 1秒时间内, N N 1的 情况下,多余的功率就使飞轮的能量增加,如果在空转阶段开始时,飞轮的角速度等于 min 在空转阶段终结 时,飞轮的角速度增加为 max ; 在有载运转时 N 2 N ,飞轮就输出能量,飞轮的角速度就由 max 降到 min列出空转时的平衡方程式102Nt1=102N1t 1+J/2(max 2-min 2 或 102Nt1=102N1t 1+J2

52、则飞轮储存的能量为:J 2=102t1(N- N1 设空转的功率消耗 N 1=pN(称损失系数 故 N-N1=N-pN=(1-p N=N考虑摩擦损失的机械效率 =0.85 则 J2=102t1N J=102t1N /2,而 28md J ; 其中 g重力加速度, g=9.81m/s2;d 飞轮的直径,米;飞轮的平均角速度,即主轴的角速度, =max +min /2; 速度不均匀系数, =0.03 0.05,锤式破碎机可取 =0.04; t 1空转时间取 t 1=t2=30/n。由以上理论计算公式可得本次设计飞轮的直径为 645mm, 取飞轮直径 D=650mm。5.4 篦条的计算与设计篦条是锤

53、式破碎机中和锤头一样受到物料很大的磨损,也是锤式破碎机中易损的零件之一,篦条受到硬 物料块或金属块的冲击,容易弯曲或折断。篦条的形状有多种形式,有三角形,矩形和梯形三种,本设计中采用的是梯形它的材料是 ZGMn12的高锰 钢。因此有较高的耐磨性,又能承受一定的冲击。设计篦条时,我们假设其倾角 篦孔为方形,边长为 L ,筛丝直径为 a 颗粒直径为 d ,颗粒与篦条方向倾 斜 角投落到筛面,当不考虑重力对颗粒运动的影响,则可以认为颗粒作直线运动,可写出矿物的颗粒通过篦缝的概率 :8P(A =24(cos( 4( cos(L d L a d a L a -+-+( =24(4 (1(1 ( (1 c

54、os(d q q L q d COS qL-+-+ (1若筛面水平放置,即 =0,则不考虑颗粒投落到筛条后弹起来落到筛孔的可能性,可改写为 P (A =2(cos ( cos L d L a a d L a -+-+=(cos ( ( ( (cos L a a b a d L dL a L d+-+-+-+ (2从(1 (2两式不难看出,颗粒倾斜于筛面运动时比垂直于筛面运动时的透筛概率靠近一些。由式(1可以看出,如果令分子中带括号用为 O ,则理论头透筛概率 P (A 也为 O ,这样可以计算出各 颗粒材料不能透筛的筛面临界倾斜角 oe (L+acos(+-d-(L-4=0 则 oe =arccos(4 d L aL a+-+当 =0时,即物料从垂直方向落到 倾斜筛面上,则 oe =arccos(4 d L aL a+-+ 由以上可以绘出下面关系曲线, 它反映了倾角与筛面的相对粒度关 系,从中可以看出,在具有大倾斜 筛面的筛分机中,可以用筛孔尺寸 较大的筛面来处理相对粒度小的颗 粒群,这就是概率筛之所以可以采 用大筛孔筛面的一个理论依据。图 5-7 筛面临界角与相对粒度关系曲线图5.5 轴承计算与选择滚动轴承的尺寸选择取决于疲劳寿命。 寿命计算公式 L h =(106 60n(C/p式中:C 基本额定载荷(轴承 ; P轴承的当量动载荷; n轴承的转速