立轴冲击式同步破碎机开式转子设计

济南大学毕业设计济南大学毕业设计2-2-毕业设计题目立轴冲击式同步破碎机开式转子设计学院机械工程学院专业济南大学毕业设计PAGE17-1前言1.1选题的目的与意义冲击式破碎机又称制砂机，是一种从20世纪80年代发展起来的新型破碎机。目前，已经在砂石场得到广泛的应用，是成功地应用细碎技术的典范，它能提供立方体形的物料。尤其是用于制砂领域，在砂的质量，产量等方面，冲击式破碎机得到了一致的公认和好评。立轴冲击式同步破碎机有以下优点：①破碎效果好。②能量消耗小，立轴冲击式同步破碎机由于使物料两次破碎，在同样破碎效果下，转子转速低，磨损小。其能耗产量比远远小于传统破碎机，节能效益显著，破碎效率高。③设备噪音低。该机设计是以物料在体内高速冲击碰撞而实现破碎目的的，避免了破碎工件过多的直接锤击和挤压，使工作噪音大为降低。⑤结构合理，设备占地面积小，设备重量也大幅度减轻。⑥运转平稳，润滑可靠，安装和维修方便。=7\*GB3⑦造价低廉，经济效益好。综上所述，开发并生产出具有高技术水准的立轴冲击式同步破碎机具有重要意义。1.2立轴冲击式同步破碎机简介1.2.1立轴冲击式同步图1-1立轴冲击式同步破碎机结构简图如图1-1所示，立轴冲击式同步破碎机主要由转子，传动系统，入料装置，破碎腔，出料装置，机架等构成。立轴冲击式同步破碎机是在立轴冲击式破碎机的基础之上，增加同步破碎功能，立轴冲击式同步破碎机工作时，由电机通过皮带轮带动转子作高速转动，物料首先由进料斗进入破碎机高速旋转的转子中，在转子内被迅速加速，使石料以一定的初速度沿设计好的轨迹甩出，同时与转子外侧的反击板发生碰撞，由于反击板带有一定的速度而转子甩出的石料也有一定的速度两个异向速度发生碰撞使石料碰撞后达到了更快的初速度，从而与破碎腔发生碰撞达到破碎效果。其加速度可达数百倍重力加速度，最后以60～80m／s的速度从转子抛射出去，冲击到破碎腔内发生碰撞破碎。1.2.2国内外研究现状上世纪80年代，新西兰人提出了立轴冲击式破碎机的原型,经不断改进,在80年代末期，新西兰推出了巴马克立轴冲击式破碎机。这种破碎机具有结构简单、重量轻、造价低、运转平稳及高效节能等优点,到90年代世界各国开始推广使用。该机广泛用于建材、煤炭和化工等行业,特别是在制砂业中占有很大优势。我国制造的立轴冲击式破碎机,大多数是仿制的，自行开发少,虽然起步较早,但发展不快,各厂家产品雷同。立轴冲击式破碎机有“石打石”和“石打铁”两种,给料方式有瀑落给料、溢流给料和转子给料,有闭式转子和开式转子之分。由于该机转子转速很高,耗能大,磨损快,故降低转子转速，延长轴承使用寿命是需要解决的关键问题。目前的开式转子允许大约100mm的进料粒度，而国内至今没有的开式转子立轴冲击式破碎机提供给市场，而且国内的立轴冲击式破碎机转子直径很少超过1.2m。国际上的立轴冲击式同步破碎机已普遍采用陶瓷制作耐磨零件，而不仅仅是硬质合金和高铬铸铁。陶瓷材料不但可耐较高的温度，而且有很好的抗腐蚀性。因而，在相同温度的物料高速冲击时，陶瓷材料的耐磨性能较好。目前,国内的立轴立轴冲击式破碎机采用硬质合金和高铬铸铁材料，质量不稳定，易腐蚀和磨损，由于破碎设备国内外产品差距明显，因此在国内规模较大的砂石场中，仍然是进口的设备占多数。1.3立轴冲击式破碎机发展趋势（1）破碎机向大型化发展：为了满足各种不同用户的需要，满足更大的产量，转子直径也越来越大，电机功率也越来越大。这样允许进料的粒度也越来越大。（2）破碎机型式多样：目前,立轴冲击式破碎机已发展为不同的型式，例如可分为开式转子和闭式转子两大类。而且又可以按每一规格的机器中的不同的转子转速，几种不同的电机功率和几种不同转子出口数来分类。从而组合成不同的通过能量，不同的破碎效应，充分体现了配置的多样性和灵活性。（3）控制全自动：采用计算机或PLC控制，运行中可远距离显示工作状态下的机器各种参数，如机器的振动，瞬时的通过量，轴承的温度,润滑油的质量情况等。便于及时处理工作中的各种问题。2设计的内容与要求2.1设计的基本内容①根据立轴冲击式同步破碎机的总体的参数要求计算校核相关的数据。②破碎机转子的设计：转子的结构设计，尺寸设计，材料选用等。计算同步过程中转子的转速。计算石料从转子抛出时的角度和速度V。③挡料板的设计：尺寸和结构的设计。=4\*GB3④轴承配置方案，润滑方式。2.2主要参数及预期研究成果要求所设计的立轴冲击式同步破碎机主要参数如表2-1所示。预期研究成果：①设计出符合给定性能参数的立轴冲击式同步破碎机转子。=2\*GB3②把握同步破碎机转子的工作原理，完成相应的设计计算说明。表2-1参数要求最大入料（mm）功率（KW）叶轮转速（r/min）处理量（t/h）60264-320850-1450160-3003开式转子的设计转子作为立轴冲击式破碎机的主要工作部件,其状况如何不仅决定着破碎机的生产质量和效率,而且是直接影响破碎机的可靠性、使用寿命和成本的首要因素。现有破碎机转子可分为开式转子与闭式转子。本设计主要针对开式转子的结构与尺寸的设计及材料的选用。3.1转子的结构设计开式转子是将挡料装置与转子底盘焊接或铸造成一个整体，或用螺栓将挡料装置与转子底盘连接成一个整体，由于物料加速腔不是封闭的，有利于颗粒尺寸较大的物料，不容易造成堵塞，且便于安装维修。图3-1开式转子俯视图如图3-1所示为所设计的开式转子结构，转子底盘为一圆盘，盘上焊接四个圆柱，对物料进行初次加速，物料沿圆柱边缘甩出。立轴冲击式同步破碎机转子要求对物料进行同步加速，因此圆盘外侧焊接挡料板，对物料进行第二次加速。根据最大入料粒度与处理量的要求，所设计的挡料圆柱直径为80mm,高200mm,挡料板长150mm,厚度15mm,高200mm。由于转子受石料冲击摩擦，且转子由焊接件焊接而成。所以要求选用耐磨且焊接性能好的材料。目前，耐磨材料的种类很多，主要有中锰球铁、高锰钢、低合金白口铁等。低合金白口铁虽然能够适应低载荷下的冲击，但使用寿命极短不是理想的材质。高锰钢属于奥氏体组织的钢种，在高冲击下易产生加工硬化，因而具有一定的耐磨性能，但对于中低应力下的冲击，不能发挥出良好的耐磨性。高铬铸铁是继高锰钢之后的第三代耐磨材料，由于其组织中含有理想的共晶碳化物，而且容易得到马氏体组织，与其它耐磨材料相比则显示出较大的优越性，因此得到广泛的应用。3.2转子的尺寸参数设计（1）转子直径转子的直径在立轴冲击式破碎机上是一个重要的参数,它与转子的转速组成了破碎机的主要性能参数。试验可以得出,在满足平衡条件要求的情况下,随着转子直径和高度的增加,物料的通过量增大,破碎机的处理能力增大，转子质量加大,转动惯量增大,轴承承受的负荷增大。转子直径与破碎机处理能力和给料最大粒度有关，根据经验利用给料最大粒度来确定转子直径，一般给料度越大转子直径越大。给出计算转子直径D(mm)的公式为：D=600+K(dmax-40)（3-1）式中：K系数，K=20；dmax最大给料粒度，mm。设进料粒度dmax=60mm，带入式（3-1）中，D=1000mm（2）转子转速立轴冲击式破碎机中的物料是在转子内被强制加速后抛入破碎腔的,转子转速的确定应考虑以下几个因素影响：=1\*GB3①转速越高,破碎效果越好,但有一个极限，而且转速高加快转子磨损。=2\*GB3②转子转速与振动有着直接的关系,破碎机在制造和使用过程中,由于加工精度和磨损等因素的影响,会导致转子本身的严重不平衡,这会引起设备发生强烈的振动。通常，转子转速范围一般取850-1450r/min为宜。所以要确定一个比较适合的转子转速。转子切线速度V一般在60-80m/s之间，通过下面公式：（3-2）式中：V转子切线速度，m/s；D转子直径，mm。计算得n=1140~1528r/min。由于立式冲击式同步破碎机经过两次加速转速可适当降低，根据经验取转速n=1000r/min。（3）挡料圆柱与挡料板的安装位置物料在初次加速后将沿一定方向运动，相对转子的运动轨迹为一螺旋曲线，必须保证物料到达转子边缘后能够与外侧挡料板发生碰撞，因此，要求挡料板有确切的安装位置。如图3-1所示，挡料圆柱与挡料板在转盘上的安装位置。（4）参数计算图3-2为物料初次加速后运动情况，设抛出后物料以速度V运动，经过时间Δt后与挡料板碰撞。直线AD为物料绝对运动方向，曲线AB为物料相对转子运动轨迹，挡料板在与抛出位置成θ角度。物料到达转子边缘之前正好与挡料板发生碰撞。有公式：(3-3)(3-4)(3-5)式中转子角速度，rad/s；Vt物料切向速度,m/s；Δt两次碰撞时间差,s。图3-2物料相对运动轨迹由图中几何关系得公式：（3-6）其中，（3-7）(3-8)式中，R=D/2=500mm,得出r250mm,，，。由此可确定挡料圆柱与挡料板的安装位置。3.3转子分料盘的设计分料盘安装在转子中心，作用是帮助物料向外甩出，应具有较强的导向能力和加速能力，使破碎效果更好，不容易造成阻塞。分料盘的基础是一个圆锥体，如图3-3所示，将分料盘设计为六边形，上表面为圆弧曲面。并用螺钉固定在转子底盘上。图3-3分料盘结构4主轴支承零部件的设计4.1主轴的结构设计（1）轴的选材主轴是立轴冲击式同步破碎机支撑转子的主要部件，承受来自转子的重量，冲击力，因此要求主轴的材质具有较高的强度和韧性，选用45钢，调质处理，主要力学性能如表4-1所示。表4-145钢的机械性能材料牌号热处理方法毛坏直径/mm硬度/HBS抗拉强度极限δB/MPa屈服极限/Mpa弯曲疲劳极限/Mpa剪切疲劳极限/Mpa许用弯曲应力/Mpa45调质≤200217-25564035527515560（2）确定各轴段直径先按式（4-1）确定轴的最小直径。（4-1）式中：P电机功率，KW；n轴的转速，r/min；n=1000r/min,P=320KW,查机械设计手册，取=112，可得75mm。确定各轴段的直径，如图4-1所示，轴段①直径最小，考虑到轴段①上有键槽，取d1=90mm，轴段②Φ100;轴段③Φ112;轴段④Φ100;轴段⑤Φ图4-1主轴结构图4.2拟定轴上零件的装配方案图4-2轴的结构与装配4.2.1轴承的选择破碎机工作时由于受物料重力及转子重力等作用力,主轴承受很大的轴向力，因此，所选轴承必须能承受轴向载荷。由于采用带传动的驱动方式，以及物料对转子的冲击振动，主轴承受很大的径向载荷。因此需要选择两种轴承来配合支承，最终方案为四点接触球轴承承受轴向载荷，调心滚子轴承承受径向力。润滑方式为脂润滑。轴承的装配方式如图4-2所示。（1）四点接触球轴承四点接触球轴承为分离型轴承，是一套轴承可承受双向轴向载荷的角接触球轴承，可代替正面组合或背面组合的角接触球轴承，适用于承受纯轴向负荷或轴向负荷成份较大的合成负荷，该类轴承承受任何方向的轴向负荷时都能形成其中的一个接触角（α），允许转速很高，且运转平稳，适合高速运转场合。结构如图4-3所示。所选型号为QJ220。图4-3四点接触球轴承（2）调心滚子轴承由于外圈滚道面呈球面，具有调心性能，因此可自动调整因轴或外壳的挠曲或不同心引起的轴心不正，能承受较大径向载荷和少量轴向载荷。结构如图4-4。所选调心滚子轴承型号为22220C/W33。图4-4调心滚子轴承（3）轴承寿命的计算滚动轴承的寿命计算公式（4-2）式中：C基本额定动载荷；P轴承的当量动载荷；n轴承的转速；ε轴承的寿命指数；查手册得，滚子轴承ε=10/3。当量动载荷的计算：P=xFr+yFa(4-3)式中：Fr实际径向负荷；Fa实际轴向负载；X径向系数；Y轴向系数；fp动载荷系数，查手册得fp=1.8—3.0。预期计算寿命，所选调心滚子轴承型号为22220C/W33，润滑方式为脂润滑，查机械手册可知e=0.23,Y1=2.9,Y2=4.3,Y0=2.8,基本额定载荷Cr=310KN，极限转速1800r/min。估计Fr60KN，Fa20KN计算得PN5000h4500h，所以调心滚子轴承寿命满足要求。（4）极限转速的校核：轴承应满足的转速约束条件为(4-4)式中轴承最大工作转速；负荷系数；负荷分布系数；轴承的极限转速。所选调心滚子轴承=1800r/min=1000r/min，=>=1000r/min。故满足极限转速要求。4.2.2轴的强度校核和计算由于该传动轴只承受扭矩，应按扭转条件计算。图4-5所校核的轴截面选直径最小的轴段进行校核，截面如图4-5所示。轴的扭转强度条件为：（4-5）其中T=（4-6）=(4-7)式中：扭转切应力，Mpa;T轴所承受的扭矩，N﹒mm；轴的抗扭截面系数，mm；n轴的转速，r/min;P轴的传递功率，KW；d计算截面处轴的直径，mm;所校核的轴段d=90mm。[]许用扭转切应力，Mpa，查手册知45钢[]=25-45Mpa。b键槽宽度,mmt键槽深度，mm,查手册得b=25mm,t=9mm计算得，22.6[]。因此该轴满足强调度要求。同样方法可校核四点接触球轴承的寿命和转速要求。经过计算可知所选四点接触球轴承满足使用要求。5转子与轴的连接转子在工作过程中会受到很大的冲击载荷，如果连接不稳定将会导致转子倾斜摆动，对破碎效果产生很大影响，因此，转子与轴的连接的稳定性决定了破碎机是否能够正常工作，对破碎的效果起到决定性作用。图5-1转子与轴的装配方案1.分料盘2.垫板3.定位销4.轴套5.键6.传动轴7.转子座8.转子图5-1为设计的转子与轴的装配方案，轴与一个有开口的轴套通过键连接，转子固定在转子座上，并通过轴套与转子座过盈连接将转矩传递给转子，再将转子上的垫板与轴套通过定位销来定位，并用螺钉夹紧。保证了转子的定位与连接的牢固与稳定。6设计总结本次毕业设计题目为立轴冲击式同步破碎机的开式转子设计，通过实习和查阅大量资料和文献，并结合平时所学的专业知识，从破碎机结构设计入手，对产品进行设计和创新。具体分析了立轴冲击式破碎机的运转形式和工作特点,对立轴冲击式同步破碎机的开式转子和主轴支承及主要零部件进行计算,设计出具有同步破碎功能的转子，特点如下：（1）物料按设计好的轨迹抛出，经过两次加速，并能获得足够的破碎动能。降低了主轴转速。（2）主轴支承方案可靠，运转平稳，主轴能够承受破碎过程中的冲击力，润滑方式可靠。（3）在同样破碎效果下，立轴冲击式同步破碎机与传统破碎机对比，降低了能量消耗，而且减小了冲击振动，降低了噪声。在设计中我查阅了机械工程制图，机械设计手册，机械设计等相关书籍，完成了CAD图纸和手工图纸的绘制。并从中学到了许多知识，对我产生了很大帮助。虽然自己的设计顺利完成了，但由于自己知识水平的欠缺和理论深度理解的不足，还是存在很多不足和需要改进的地方。我将不断提高自己的知识水平，积累经验，在以后的学习和工作中不断完善自己。目录绪论 11螺旋给料机概述 21.1螺旋给料机的应用 21.2螺旋给料机的工作原理及特点 31.3螺旋给料机的设计原则 41.4螺旋给料机的发展趋势 51.5螺旋给料机的研究现状 62螺旋给料机的设计与参数选用 92.1螺旋给料机的设计方法 92.2螺旋给料机现代设计方法 102.3螺旋体的选择 132.4排出量的影响因素 142.5叶片的选定与设计 142.6轴承 222.7机槽 243螺旋给料机的工作过程分析 293.1物料的运动分析和叶片的设计 293.1.1物料的运动分析 293.1.2叶片的设计 344总体设计计算 404.1原始资料 404.1.1被输送物料的名称及运量 404.2螺旋给料机的设计计算 404.2.1确定螺旋直径D 404.2.2螺旋轴螺距 424.2.3螺旋轴直径 434.2.4螺旋轴转速 464.2.5传动功率 474.2.6实体式螺旋叶片的展开尺寸 494.2.7螺旋轴的连接 504.2.8螺旋给料机驱动装置 514.3选择电动机与传动比的分配 534.3.1选择电动机 534.3.2计算总传动比并分配各级传动比 544.3.3联轴器的设计 564.3.4轴的强度计算 574.3.5轴承的选择 634.4密封 664.5公差的设计 664.6附件的设计 674.7螺旋给料机进出料口装置 685液压砸板阀的设计 695.1液压缸的设计 705.2液压缸性能的参数计算 715.2.1液压缸的输出力 715.2.2液压缸的阻力 715.2.3液压缸的输出速度 715.2.4液压缸的输出时间 725.2.5液压缸的储油量 725.2.6液压缸的输出功率 735.3.液压缸结构参数设计 735.3.1液压缸筒底部的厚度计算 735.3.2缸头厚度的计算 745.3.3缸筒壁厚的计算 765.4液压缸的联接计算 805.4.1盖的联接计算 805.4.2活塞与活塞杆的联接计算 815.4.3验算活塞杆的稳定性 825.4.4销轴耳环的联接计算 875.5液压系统性能验算 885.5.1液压系统压力损失 886螺旋给料机的安装使用及维护 916.1螺旋给料机安装技术条件 916.2螺旋给料机的使用与维护 92总结 94参考文献 95英文原文97中文译文108致谢 118目录TOC\o"1-2"\h\z\u第一章总论 1第一节项目名称及承办单位 1第二节研究工作的依据与范围 2第三节简要研究结论 3第四节主要经济技术指标 5第二章项目提出的背景及必要性 7第一节项目提出的背景 7第二节项目建设的必要性 13第三章市场预测与需求分析 19第一节车用生物燃气市场发展分析 19第二节有机肥市场分析 23第四章建设规模与产品方案 29第一节建设规模 29第二节产品方案 29第五章厂址选择与建设条件 31第一节厂址方案 31第二节建设条件 32第六章工艺技术方案 40第一节项目组成 40第二节生产技术方案 40第三节