锤式破碎机的设计

目 录摘要2Abstract3第1章 绪论41.1锤式破碎机和破碎机的分类：41.2锤式破碎机的优缺点41.3锤式破碎机的规格和型号4第2章 锤式破碎机的工作原理及破碎实质52.1锤式破碎机的工作原理52.2锤式破碎机的破碎实质5第3章 锤式破碎机的总体及主要参数设计73.1型号为锤式破碎机的总体方案设计73.2 该型号破碎机的工作参数设计计算83.3 该种破碎机的主要结构参数设计计算9第4章 锤式破碎机的主要结构设计114.1锤头设计与计算114.2圆盘的结构设计与计算114.3主轴的设计及强度计算114.4轴承的选择194.5 传动方式的选择与计算（V带传动计算）214.6飞轮的设计与计算224.7棘轮的选择234.8蓖条位置调整弹簧的选择244.9箱体结构以及其相关设计24第5章 专题部分26锤头结构改造及耐磨性研究265.1锤头结构的改进问题265.2 延长锤头使用寿命的研究27第6章 部分零部件上的公差和配合376.1配合的选择376.2一般公差的选取386.3形位公差38结论40致谢41参考文献42外文文献翻译43摘要锤式破碎机大量应用于水泥厂、电厂等各个部门，所以，它的设计有着广泛的前景和丰富的可借鉴的经验。其设计的实质是，在完成总体的设计方案以后，就指各个主要零部件的设计、安装、定位等问题，并对个别零件进行强度校核和试验。并在相关专题中，对锤头的寿命延长进行比较详细的分析。在各个零部件的设计中，要包括材料的选择、尺寸的确定、加工的要求，结构工艺性的满足，以及与其他零件的配合的要求等。在强度的校核是，要运用的相关公式，进行危险部位的分析、查表、作图和计算等。并随后对整体进行安装、工作过程以及工作后的各方面的检查，同时兼顾到维修、保险装置等方面的问题，最后对两个主要工作零件的加工精度、公差选择进行分析，以保证破碎机最终设计的经济性和可靠性。关键词 锤式破碎机 锤头 强度 公差 谢谢朋友对我文章的赏识，充值后就可以下载说明书，我这里还有一个压缩包，里面有相应的word说明书（附带外文翻译）和CAD图纸。下载后请联系QQ：1459919609。我可以将压缩包免费送给你。需要其他设计题目直接联系！（注：注册账号时最好用你的QQ号，以方便我将压缩包发给你）Abstract Hammer type breakers are applied to such each department as the cement plant , power plant ,etc. in a large amount, so its design has an extensive prospect and experience that can be used for reference. Its design essence is, formerly after total conceptual design, a design which points each main spare part , question of installing and making a reservation etc., and carry on the intensity to check and test to the specific part, and in relevant thematic parts, analysis of comparing question that the life-span of very beginning of the hammer lengthens in detail . In the design of each spare part , should include the choice , sureness , demand processed , structure craft satisfication of the size of the material , and the demand for cooperating with other parts, etc. When the intensity is checked , should use relevant formulae , carry on the analysis of the dangerous position, need to check form , mapping , calculation ,etc. Then to to install , work course , work situation after predict that carries on more overall inspection whole, give consideration to the question in such respects as maintaining and safety ,etc. at the same time . Finally , choose to analyse in machining accuracy , public errand to two groundwork parts, economy and dependability that the breaker soed as to ensure is designed finally.Key Words Hammer type breakers hammer intensity tolerance第1章 绪论1.1锤式破碎机和破碎机的分类：1.1.1锤式破碎机的分类：、按回转轴数分为：单转子和双转子。、按转子的回转方向分：不可逆式和可逆式。、按锤头的排列方式分：单排式和多排式。、按锤头在转子上的连接方式：固定锤式和活动锤式。1.1.2破碎机的分类：、按破碎作业的粒度要求分为：粗碎破碎机、中碎破碎机、细碎破碎机。、按结构和工作原理分为：颚式破碎机、旋回破碎机、圆锥破碎机、锟式破碎机、锤式破碎机、反击式破碎机。1.2锤式破碎机的优缺点1.2.1锤式破碎机的优点：、构造简单、尺寸紧凑、自重较小，单位产品的功率消耗小。、生产率高，破碎比大（单转子式的破碎比可达i=1015）,产品的粒度小而均匀，呈立方体，过度破碎现象少。、工作连续可靠，维护修理方便。易损零部件容易检修和拆换。1.2.2锤式破碎机的缺点：、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。、破碎腔中落入不易破碎的金属块时，易发生事故。、含水量12%的物料，或较多的粘土，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。1.3锤式破碎机的规格和型号锤式破碎机的规格用转子的直径D和长度L来表示，如1000mm1200mm的锤式破碎机，表示转子的直径D=1000mm，转子的长度L=1200mm。常见的型号有：不可逆式的：800mm600mm，1000mm800mm，1300mm1600mm，1600mm1600mm，2000mm1200mm。可逆式的：1430mm1000mm，1000mm1000mm。第2章 锤式破碎机的工作原理及破碎实质2.1锤式破碎机的工作原理 物料进入破碎机中，立即受到高速回转的锤头的冲击而粉碎。破碎了的物料，从锤头处获得动能，以高速向机壳内壁的衬板和篦条上冲击而第二次破碎。此后，小于篦条缝隙的物料，便从缝隙中排出，而粒度较大的物料，就弹回到衬板和篦条上的粒状物料，还将受到锤头的附加冲击破碎，在物料 破碎的整个过程中，物料之间也相互冲击粉碎。2.2锤式破碎机的破碎实质2.2.1破碎的目的和意义、目的：在冶金、矿山、化工、水泥等工业部门，每年都有大量的原料和再利用的废料都需要用破碎机进行加工处理，如在选矿厂，为使矿石中的有用矿物达到单体分离，就需要用破碎机将原矿破碎到磨矿工艺所要求的粒度。磨机再将破碎机提供的原料磨至有用矿物单体分离的粒度。再如在水泥厂，须将原料破碎，以便烧成熟料，然后在将熟料用磨机磨成水泥。另外，在建筑和筑路业，需要用破碎机械将原料破碎到下一步作业要求的粒度。在炼焦厂、烧结厂、陶瓷厂、玻璃工业、粉末冶金等部门，须用破碎机械将原料破碎到下一步作业要求的粒度。、意义：在化工、电力部门，破碎粉磨机械将原料破碎，粉磨，增加了物料的表面积，为缩短物料的化学反应的时间创造有利条件。随着工业的迅速发展和资源的迅速减小，各部门生产中废料的再利用是很重要的，这些废料的再加工处理需用破碎机械进行破碎。因此，破碎机械在许多部门起着重要作用。2.2.2矿石的力学性能与锤式破碎机的选择矿石都由许多矿物组成，各矿物的物理机械性能相差很大，故当破碎机的施力方式与矿石性质相适应时，才会有好的破碎效果。对硬矿石，采用折断配合冲击来破碎比较合适，若用研磨粉碎，机件将遭受严重磨损。对于脆性矿石，采用劈裂和弯折破碎较有利，若用研磨粉碎，则产品中细粉会增多。对于韧性及粘性很大的矿石。采用磨碎较好。常见的软矿石有：煤、方铅矿、无烟煤等，它的抗压强度是24Mpa,最大也不超过40Mpa。普式硬度系数一般为24，再如一些中硬矿石：花岗岩、纯褐铁矿、大理石等，抗压强度是120150Mpa，普式硬度系数一般为1215，还有硬矿石、极硬矿石，普式硬度系数一般为1520。可根据矿物的物理机械性能、矿块的形状和所要求的产品粒度来选择破碎施力方式，以及与该破碎施力方式相应的破碎机械。2.2.3破碎过程的实质 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和减小能耗的途径。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。我们只做简单的介绍： 1面积学说：1867年，Rittinger提出的，破碎消耗的有用功与新生成的物料的表面积成正比。 2体积学说：1874年，俄国基尔皮切夫与18885年的基克先后独立提出，外力作用于物体发生变形，外力所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虎克定律。变形能储至极限就会破裂。可以这样叙述：几何形状相似的同种物料，破碎成同样形状的产物，所需的功与她们的体积或质量成正比。 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。第3章 锤式破碎机的总体及主要参数设计3.1型号为锤式破碎机的总体方案设计本次设计的是单转子、多排锤、不可逆式锤式破碎机，型号为pc-80000。由机壳、转子、蓖条、打击板、锤头、支架、衬板等组成。1.机壳由上机体、后上盖、左侧壁和右侧壁组成，各部分用螺栓连结成一体，上部开有进料口,内部镶有高锰钢衬板，磨损后可以更换，机壳和轴之间漏灰现象十分严重，为了防止漏灰，设有轴封。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，下机体的前后两面都开有一个检修孔。为了便于检修、更换锤头方便，两侧壁也对称的开有检修孔。2.转子由主轴、圆盘、销轴等组成，圆盘上开有6个均匀分布的销孔，通过销轴将68个锤头悬挂起来。为了防止圆盘和锤子的轴向窜动。销轴两端用锁紧螺母固定。转子支承在两个滚动轴承上。此外，为了使转子在运动中储存一定的动能，避免破碎大块物料时，锤头的速度损失不致过大和减小电动机的尖峰负荷，在主轴的一端还装有一个飞轮。3.主轴是支承转子的主要零件，冲击力由它来承受。因此，要求其材质具有较高的韧性和强度。通常断面为圆形，且有平键和其他零件连接。4.打击板有两块，折线型。一个可以调整，一个是固定的。调整的一个靠的是安装在箱体上的螺杆装置。5.锤头是主要的工作部件。其质量、形状、和材质对破碎机的生产能力有很大的影响。因此，根据不同的进料尺寸来选择适当的锤头质量。要破碎中等硬度的物料，可以采用如图3-1所示的形状。锤头用高碳钢铸造或锻造，也可用高锰钢铸造。为了提高耐磨性，有的锤头表面涂上一层硬质合金，有的采用高铬铸铁。6.蓖条的排列形式是与锤头的运动方向垂直的。与转子的回转半径有一定的间隙的圆弧状，合格的产品通过蓖缝排出。其断面形状为梯形，常用锰钢铸成。蓖条多为一组尺寸相等的钢条。安装时，插入蓖条架上的凹槽，两蓖条之间用垫片隔开。截面形状用梯形。7.蓖条和锤头间隙用凸轮装置调整（通过棘轮带动凸轮）。8.给定的原始数据是：（1） 破碎能力为20到30吨。（2） 破碎机转子的转速在900和1100 之间（3） 破碎机的最大物料给料粒度为：小于150（4） 破碎机的最大排料粒度不能超过：10（5） 破碎机的物料容许湿度小于9%。（6） 破碎机的破碎程度为：中、细。（7） 破碎机的应用场所是：水泥厂、选煤厂、火力电厂等。（8） 破碎机的破碎对象是：石灰石、煤块、焦碳、石膏等软物料3.2 该型号破碎机的工作参数设计计算3.2.1 转子转速的计算锤式破碎机的转子转速按所需的圆周速度计算，锤头的圆周速度根据被破碎物料的性质、破碎产品的粒度、锤头的磨损等因素来确定。按公式 来计算。式中 锤头的圆周速度（m/s） 转子的直径（m）一般中小型破碎机转速为750到1500，圆周速度为25到70，速度越高，产品的粒度越小。锤头及衬板、蓖条的磨损越大。功耗增加。对机器零部件的加工、安装精度要求随之提高。在满足其粒度要求的情况下，圆周速度应偏低选取。3.2.2 生产率的计算生产率与锤式破碎机的规格、转速、排料蓖条间隙的宽度、给料粒度、给料状况以及物料性质等因素有关。一般采用经验公式：式中 Q 生产率() 物料的密度() 经验系数因为该型号的破碎机破碎的是中、硬物料。取值在30到45之间。3.2.3 电机功率的计算电机功率的消耗取决于物料的性质、给料的圆周速度。破碎比和生产率。目前，尚无一个完整的计算公式，一般根据实践经验和实验数据，根据经验公式进行计算： 系数取值在0.1到0.15之间。3.3 该种破碎机的主要结构参数设计计算 3.3.1转子的直径与长度：锤式破碎机的规格用转子的直径D和长度L来表示，所以转子的直径D=800mm，转子的长度L=800mm 。3.3.2给料口的宽度和长度：锤式破碎机的给料口的长度与转子的相同。其宽度B2。3.3.3排料口的尺寸 该尺寸由蓖条间隙来控制，而蓖条间隙由产品的粒度的大小来决定。对该破碎机来说，产品的平均粒度为间隙的1/5到1/3。3.3.4锤头质量的计算：因为铰接在转子上，所以正确选择锤头质量对破碎效率和能耗都有很大影响，如果锤头质量选得过小，则可能满足不了锤击一次就将物料破碎的要求。若选得过大，无用功耗过大，离心力也大，对其他零件会有影响并易损坏。根据动量定理计算锤头质量时，考虑到锤头打击物料后，必然会产生速度损失，若损失过大，就会使锤头绕本身的悬挂轴向后偏倒。降低生产率和增加无用功的消耗。为了使锤头打击物料后出现偏倒，能够通过离心力作用而在下一次破碎时物料很快恢复到正确工作位置。所以，要求锤头打击物料后的速度损失不宜过大。一般允许速度损失40%到60%（根据实践经验）即：式中 锤头打击物料后的圆周线速度(m/s) 锤头打击物料前的圆周线速度(m/s)若锤头与物料为了弹性碰撞。且设物料碰撞之前的运动速度为0，根据动量定理，可得： (3-1)由上式可知， 式中 锤头折算到打击中心处的质量(kg) 最大物料块的质量(kg)综上所述， 但是，只是锤头的打击质量。实际质量应根据打击质量的转动顺序和锤头的转动惯量求得，式中 锤头打击中心到悬挂点的距离(m) 锤头质心到悬挂点的距离 (m)第4章 锤式破碎机的主要结构设计4.1锤头设计与计算锤头是主要工作零件，其设计主要是指结构的设计。因为锤头的形状、质量、材质与破碎机的生产能力有很大影响。尤其形状对质量的分布、材料的充分利用有很大的影响。关于锤头 的结构设计及相关改进在专题中有较详细的论述。总之，其形状、结构的设计，对于其工作能力，对整个机器的生产能力。以及经济性等各方面有深远的影响。锤头形状大体分轻型、中型、重型。本型号的锤式破碎机主要是设计中型的 锤头。其形状如前面的图3-1所示。并有相关的计算。锤头材料的选择问题是很关键的问题。材料的选择取决于工作零件的工作状况和要求。因为破碎机要破碎的是石灰石等中等硬度的物料。一般用高碳钢锻造或铸造，也可用高锰钢铸造。为了提高其耐磨性，采用高锰低合金钢，有的在工作表面涂上一层硬质合金。有的采用高铬铸铁，其耐磨性比高锰钢锤头提高数倍。关于材料的选择问题，在专题部分：提高锤头的耐磨性研究中，有专门的论述。就不详细介绍了。总之，锤头材料的选择，不仅关系到锤头的工作寿命，机器的生产能力、生产效率，还关系到各方面的经济性。 4.2圆盘的结构设计与计算根据设计的要求，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9个圆盘，最两侧的两个，共有的特点是，一侧设置了锁紧螺母，另一端用轴肩定位。所用的螺母为GB-812-85，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，锤头和院盘之间的间隙除了通过削轴连接，还有隔套隔开，为了保护圆盘的侧面，减少或尽量避免其侧面的磨损。圆盘的大小取决于转子的直径，转子的直径的大小是圆盘的设计大小的依据。因为，该型号的破碎机，光凭其型号就可以知道，转子的直径为800mm，所以，圆盘的大小的取值就有了一定的范围。不妨取做560 mm，圆孔沿径向的距离也是依据起承受载荷的能力和强度，尽可能取整数；圆孔的大小和锤头的圆孔的大小近似相等即可。圆盘是通过键与主轴相连接的，而随主轴高速回转的。所以结构中一定有键槽，其厚度也是满足强度要求、工作状况的。不宜过大。圆盘之间也是通过主轴的轴套隔开（其作用是，在高速回转时，保证圆盘的运动平稳，并使其轴向定位）。圆盘的结构，如图4-1所示。4.3主轴的设计及强度计算通常轴的设计包括两个部分，一个是结构设计，一个是工作能力计算。后者主要是指强度计算。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，合理确定出其结构和尺寸，轴的工作能力的计算不仅指轴的强度计算，还有刚度、稳定性等方面的计算，当然大多数情况下，只需要对轴的强度进行计算即可。因为其工作能力一般主要取决于轴的强度。此时只做强度计算，以防止或检验断裂和塑性变形。而对于刚度要求高的轴和受力大的细长轴，还应该进行刚度计算，防止产生过大的线性变形。对于高速运转的轴，还应该进行振动稳定性计算。以防止产生共振破坏。因此，对该破碎机的主轴来说，只需进行强度计算。4.3.1 轴的材料的选择轴的材料主要是碳素钢和合金钢。钢轴的毛坯多数用轧制圆钢和锻件。有的则直接用圆钢。碳素钢比合金钢低廉，对应力集中的敏感性较低，同时也可以用热处理或化学热处理的方法提高其耐磨性和抗疲劳强度的。故采用碳钢制造轴尤为广泛。最常用的是45号钢。4.3.2 轴的最小直径和长度的估算零件在轴上的安装和拆卸方案确定了之后，轴的形状便大体确定了，因为对该主轴来说，其安装顺序为：先安装中间的转子部分，然后放置在箱体上，再安装轴承端盖，接着是轴承、外轴承座。最后两端分别是带轮和飞轮。各轴段的直径所需要的轴径与轴上的载荷的大小有关。在初步确定其直径的同时，还通常不知道支反力的作用点，不能确定其弯矩的大小及分布情况。因此还不能按轴上的所受的具体载荷及其引起的应力来确定主轴的直径。但是，在对其进行结构设计之前，通常能求出主轴的扭矩。所以，先按轴的扭矩初步估计所要的轴的直径。并记此时所求出的最小直径为。然后再按照主轴的装配方案和定位要求，从处逐一确定各轴段的直径的大小。另外 ，有配合要求的轴段，应尽量采用标准直径，比如安装轴承的轴段，安装标准件的部位的轴段，都应取为相应的标准直径及所选的配合的公差。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、飞轮、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。前面已经通过设计计算，得到转子、飞轮、带轮的大体尺寸，所以轴的长度也可大致确定了。其草图如下：4.3.3 结构设计的合理性检验 对于轴的结构必须满足：. 主轴和安装在主轴上的零件要有准确的工作位置；轴上的零件便于安装和拆卸、调整。轴应有良好的制造工艺性。1.轴上零件的安放顺序如下：飞轮、轴承、圆盘、轴套、轴承、带轮因为主轴是阶梯轴，根据阶梯轴的特点，并且轴上零件的安装要求也不高，所以上面提到的第二条容易满足。至于第三条：轴的制造工艺性，主要是指便于加工和装配轴上的零件。并且生产率高、成本低。一般来说，结构越简单，工艺性越好。所以应该尽量简化轴的结构。为了便于装配零件并去掉毛刺，轴端应制出45度倒角。在需要切制螺纹的轴段，应留有退刀槽。起尺寸都可查有关的标准和手册。若需要磨削加工的轴段，应留有砂轮和越程槽。具体分析如下：该主轴有3个轴段有键槽，为了减少装夹工件所需的时间，应在这些不同的轴段上开的键槽在轴的同一条母线上。另外，还为了减少加工刀具的种类和提高劳动生产率，轴上直径近似的地方，圆角、倒角、键槽宽度、砂轮越程槽宽度，退刀槽宽度等尽可能采用相同的尺寸。2.下面仍就轴上零件的定位问题，详细地阐述一下，一些轴向和周向定位零件的使用及特点。先说轴上零件的轴向定位，就以此主轴为例，主要有轴肩、套筒、圆螺母、轴端挡圈、轴承端盖等，靠这些定位元件来保证的。轴肩主要分为两大类，定位轴肩和非定位轴肩。在该主轴上，轴肩很多，这两大类都包括。虽然利用轴肩定位是最方便可靠的方法，但是采用轴肩就必然导致一个问题，那就是不可避免的使轴径加大，而且轴肩处将因为截面突变而引起应力集中。另外，轴肩也不利于加工。所以，在考虑轴的设计时，尽量避免过多的轴肩定位。而且，还有一点需要说明，轴肩多用于轴向力比较大的场合。值得注意的是，定位每一个滚动轴承的轴肩，都有两处，且都是定位轴肩。对这种定位轴肩来说，有一个要求：轴肩的高度必须低于轴承内圈端面的高度，以便拆卸轴承。轴肩的高度可查机械设计手册中的轴承安装尺寸。还有，为了使零件能紧靠轴肩而得到准确可靠的定位，轴肩处的过渡圆角半径必须小于与之相配的零件毂孔的端部的圆角半径或倒角尺寸。轴和零件上的倒角和圆角尺寸的常用规范可以查教材下册中的第651页的表。非定位轴肩是为了加工和装配方便而设置的。高度没有严格的规定，一般可取为1到2毫米。在该主轴上，还采用了套筒定位，这种定位方式的特点是，结构简单，定位可靠，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，且间距不大时，可以采用这种定位。同时，套筒定位还保证了两个圆盘，或者，圆盘和锤头（销轴套筒）之间的轴向定位。当然，若两零件的间距太大，则不宜用套筒定位这种方式，因为，那样就会增大套筒质量以及材料用量。另外，套筒与轴的配合比较松，如果轴的转速较高，也不宜采用套筒定位。在该主轴的轴端，以及销轴的轴端，都采用了圆螺母定位。这种定位可以承受大的轴向力，但是，轴上的螺纹处将会有较大的应力集中，降低轴的疲劳强度，所以，一般用于固定轴端的零件。就如上面所述，若两零件的间距太大，不宜用套筒定位这种方式的时候，就可以考虑采用圆螺母定位。在该主轴上，还采用了轴承端盖通过螺钉与其他部分连接。而使滚动轴承的外圈得到轴向定位。有时，整个轴的轴向定位也可以靠轴承端盖来实现。再说轴向零件一般也常用到周向定位。周向定位的目的是限制轴上零件与轴发生相对运动。在该主轴上，有三处都采用的是平键连接，其他的常用周向定位元件有，花键、销、紧定螺钉和过盈配合等。圆盘、飞轮、带轮都是用平键连接的。其他的，如齿轮、半联轴器等与轴的周向定位也都采用这种连接方式。按其直径，由手册查地平键剖面bh，键槽用键槽铣刀加工的 。轴的草图如图4-2所示。4.3.4 轴的弯扭合成强度计算在初步完成轴的结构设计之后，对上面的草图略加修改，即可进行强度的校核计算了。前面提到过，多数情况下，轴的工作能力一般主要取决于轴的强度。此时只做强度计算，以防止或检验断裂和塑性变形。而对于刚度要求高的轴和受力大的细长轴，还应该进行刚度计算，防止产生过大的线性变形。对于高速运转的轴，还应该进行振动稳定性计算。以防止产生共振破坏。在进行轴的强度校核计算时，应根据轴的具体载荷和应力情况，采用相应的计算方法，并恰当的选择其许用应力。根据计算原则，对于传动轴（仅仅或主要承受扭矩）按照扭矩强度条件进行计算，对于心轴（只承受弯矩）应该按照弯曲疲劳强度进行计算，对于该主轴，既承受扭矩还承受弯矩，是一个转轴，所以必须进行弯扭合成强度条件进行计算，需要时还应该进行疲劳强度的精确校核。先按照弯扭合成强度条件进行计算：通过对该主轴的结构设计，轴的主要结构尺寸，轴上的零件的位置以及外载荷和支反力的作用位置已经确定。轴上的载荷可以求得，因此可以按弯扭合成强度条件对该主轴进行强度的校核计算，其计算步骤如下：做出轴的计算简图（力学模型）轴上受的载荷是由轴上的零件传来的，所以，计算时，可以将轴上的分布载荷情况简化为集中力。其作用点可以一律简化，取为分布载荷的中点，作用在轴上的扭矩，一般从传动件轮毂宽度的中点算起，通常把当作置于铰链支座上的梁，支反力的作用点与轴承的类型和布置方式有关。在做计算简图时，应该先求出轴上的受力零件的载荷（若为空间力系， 再分解为水平分力和垂直分力。然后求出各支承的水平反力和垂直反力），如图4-4所示。做弯矩图： 根据前面的简图，分别按水平面和垂直面计算各力产生的弯矩图，并按计算结果分别作出水平面上的弯矩图和垂直面上的弯矩图上，然后按照后面的公式推导出总弯矩，并作出图，如图4-4所示。作出扭矩图，如图4-3所示：作出计算弯矩图根据已经作出的总弯矩图和扭矩图，求出计算弯矩，并做出图。同时写出其计算公式： =上式中， 考虑扭矩和弯矩的加载情况以及产生应力的循环特性差异的系数。因为通常由弯矩产生的弯曲应力是对称循环的变应力，故在求计算弯矩 时，必须计算这种循环特性差异的影响。根据经验，当扭转切应力为静应力时，取 ；当扭转切应力为脉动循环变应力时， ；当扭转切应力为对称循环变应力时，取。校核轴的强度已知轴的计算弯矩后，即可针对某些危险截面（即计算弯矩大而轴的直径可能不足的截面）作强度校核计算。按第三强度理论，计算弯曲应力上式中， 轴的抗弯截面系数（）。 轴的许用弯曲应力（）。由表可查 为60 Mpa的计算公式，根据截面的不同而不同。对该主轴来说，其需要计算的截面，都带有键槽，而且是单键槽。所以，其计算公式为：=主轴的载荷分析图如下图4-4所示：求轴上的支反力及弯矩根据以上确定的结构图可以确定出简支梁的支承距离。据此可以求出下列各值，并列表如下，主要包括，载荷、支反力、弯矩、总弯矩、扭矩、计算弯矩等，相关的计算也往往是考虑最不理想的情况。 表4-1 计算弯矩的求法载荷F垂直面V支反力RR=1000N（总重量按200Kg） 弯矩M 总弯矩M 扭矩TT=9550000=396325计算弯矩 综上所述，按照弯扭合成强度条件进行轴的强度校核计算：进行具体的校核计算时，只需要校核轴上的承受的最大弯矩以及扭矩的剖面（即危险剖面）的强度。按教材中表10.1，对于的碳钢，在承受对称循环变应力时的许用应力。故安全。4.3.5 轴的疲劳强度条件的校核计算：1.对主轴进行疲劳强度计算，不妨设外力为单向不稳定变应力，则根据已经知道的条件和公式：主轴的材料为45号钢。经过调质后的性能为，= 5。现用此材料做试件，进行强度试验，以对称循环变应力作用次，作用次。根据这些条件，试计算该主轴在此条件下的计算安全系数。若以后再以的力，作用于主轴，还能循环多少次，可以保证主轴不出问题。其实，这也等于估算主轴的使用寿命。根据公式 再根据教材书上的公式（7-3.9），则该主轴的计算安全系数为：又根据式子（7-9.a），有 由以上的计算，显然可以得知，若要使主轴破坏，则由教材中式子（7-34），得=1所以，可求出，可以得出结论，该主轴在正常工作，同时考虑到不同工况，估计，在对称循环变应力的作用下，尚可承受次的应力循环。当然，事实上，该主轴可以再工作的循环次数并不会准确的等于以上所求的数值。如果按的范围计算，则所求的的值将分别等于0.50710和2.832。2.再介绍一下提高主轴的疲劳强度的途径：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：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，因此，为了降低应力集中，应该尽量减小零件（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。为此，要尽可能的增大过渡处的圆角半径；同一段轴上相邻截面处的刚性变化应尽可能的小等等。在不可避免的要产生较大的应力集中的结构处，可采用减荷槽来降低应力集中的影响。选用疲劳强度高的材料和规定能够提高材料疲劳强度的热处理方法和强化工艺。提高主轴的表面质量。比如将处在应力较高区域的主轴表面加工得较为光洁。或者，如果，有的轴段，工作在腐蚀性介质中，则要对该轴段规定适当的表面保护。尽可能地减小或消除主轴表面可能发生的初始裂纹的尺寸，对于延长其疲劳寿命有着提高材料性能更为显著的作用。因此，对于重要的轴段，在设计图纸上应规定出严格的检验方法和要求。降温、减载荷，对于发热摩擦副的轴颈采取降温设计，也可显著提高其疲劳寿命。因为主轴是一个转动件，所以，在低应力下运转一定周数后，再逐步提高到设计的应力水平。4.4轴承的选择因为轴承，尤其是常用的一些轴承，主要是指一些滚动轴承，绝大数都已标准化，因而，我们需要进行一部分设计内容，根据具体的工作条件，正确选择轴承的类型和尺寸。另外是轴承组合的设计，它包括安装、调整、润滑、密封等一系列内容的设计。4.4.1材料的选择轴承的内圈、外圈、滚动体，一般是用轴承铬钢制造的，热处理后，其硬度一般不低于HRC60。一般这些元件需要150度回火处理，所以其通常的工作温度不高于120度，此时，硬度不会下降。 4.4.2轴承类型的选择轴承的类型有很多种，主要根据其承载情况和调心等要求，进行选择。因为该型号的破碎机，其转子的转速在900到1100之间。所以主轴上轴承的转速很高，负荷很大，且工作时间很长，最主要的是，经过很长时间工作后，会因为锤头的不均匀磨损而产生不平衡附加作用力（当锤头的不均匀磨损严重时，此力就成为总负荷中的主要部分）。轴承间距大，轴会产生挠曲，此外，轴承的中心也难保证同心，因此选用调心滚子轴承。 图4-54.4.3 轴承的游动和轴向位移轴承在实际工作时，工作前后的温差大，为了适应轴和外壳不同热膨胀的影响，防止轴承卡死。可以使一端的轴承轴向固定（比如用圆螺母）另一端使之可以轴向位移。这样，轴承在内外圈的轴向相对位置有不大的变化时，仍然可以正常工作。也可以使外圆与座孔配合较松，以保证外圆相对于座孔能做轴向窜动。4.4.4 轴承的安装和拆卸为了便于轴承在主轴上的安装和拆卸，必须考虑到轴承座有剖分面，这样就不必考虑沿轴向安装和拆卸轴承部件，优先选用内外圈可分离的轴承了。 图4-64.5 传动方式的选择与计算（V带传动计算）该部分的设计主要体现在V带轮的设计上，带轮的结构型式，主要由带轮的基准直径选择。其基准直径又与相连接的电动机的型号有关。根据前面对电动机功率的计算，以及转速的要求，可以采用Y系列的三相异步电动机，其额定功率为45KW。型号是Y225M-2。满载转速2970r/min，额定转速3000r/min。因为要求的大带轮的转速在900 r/min到1100 r/min之间，所以，当小带轮的直径依据电动机选择160mm时，这样大带轮的基准直径依据传动比，可以求出475左右，因为带轮的基准直径有标准系列，所以可取475mm。要求带的根数，必须按以下的计算步骤：1先确定出带的型号。由表可查到，根据计算功率P和小带轮的转速进行选择。经过查表得， 式中 名义传动功率。 工作情况系数。再查表可知，取1.4，则可以计算出计算功率P为63KW。再由表，可查出带的型号为A型。2需要确定单根V带的基本额定功率查表13.4，（教材书下册）可以知道，对A型带，因为其小带轮转速接近2800 r/min，基准直径为160mm的情况下，为基本额定功率， 取4.06KW。为长度系数， 取0.99。为包角系数， 取0.935。为单根V带的基本额定功率的增量， 取0.34KW。其值由带的型号、小带轮转速以及传动比确定。则带的根数就可以用下式求出：将上面的数据代入，就可以求出，。这样，整个带轮的尺寸的具体的确定过程如下：根据其参数，仍然由教材书上的表可查到。 靠近两端的槽中心到带轮端部的距离。 相邻槽间的距离。另外，根带的型号和其基准直径D，可以确定出轮槽角的大小和，。 轮槽的根部到带轮键槽的最小要求距离。 相邻带轮在中心线上的距离。 齿顶高的最小距离。 齿根高的最小距离。其键槽可以由其宽度进行选择标准的长度。这样，其他的尺寸也可以确定了。4.6飞轮的设计与计算飞轮的作用是，是转子在运动中储存一定的动能，避免破碎大块或较影的物料时，速度损失不致过大和减小电机的尖峰负荷。其结构采用腹板式。 图4-7其具体的尺寸可以采用常见的类型。只要较好的实现其功能即可。如图4-8。 4.7棘轮的选择蓖条与锤头端部的间隙由两个装置来实现：凸轮和弹簧，凸轮是用来增加这两者的间隙的。操作是靠手柄来实现的。而弹簧用来进行“微调”，当手柄操作不能达到满意的位置时，需要用弹簧进行再调整。凸轮的运动是由棘轮来实现的, 棘轮也因为已经基本标准化，所以，只需要根据具体的条件和要求，进行选择。因为其尺寸的确定是比较自由的，所以，棘轮只需要根据凸轮的工作状况，实现其驱动功能即可。另外，考虑经济性和可能性，稳定性，做合理的选择。棘轮机构的结构简单，制造方便，运动可靠。而且，棘轮轴每次转动角度的大小可以在较大范围内调节。这些都是它的优点。其缺点是工作时有较大 图4-8的冲击和噪声，而且运动精度较低。其典型的结构形式是由摇杆、棘爪、棘轮和止动爪等组成:弹簧用来使止动爪和棘轮保持接触。同样，可在摇杆和棘爪之间设置弹簧，以维持棘爪与棘轮的接触。棘轮固定在机构的传动轴上，而摇杆则是空套在传动轴上。当摇杆逆时针摆动时，棘爪便插入到棘轮的齿间，推动棘轮转过一个角度。当摇杆顺时针转动时，止动爪阻止棘轮顺时针运动，同时，棘爪从棘轮的齿背上滑过，所以此时，棘轮静止不动。这样，当摇杆连续往复运动时，棘轮便得到了单向的间歇运动。4.8蓖条位置调整弹簧的选择前面提到了，弹簧所能起到的作用是调整蓖条与锤头间隙的作用。弹簧一般所起到的作用是：1.控制运动方向。2.缓冲和吸振3.储存能4.测力的大小。在这里，它实现的是第一个功能。根据受载荷的情况的不同，弹簧可分为拉伸、压缩、扭转和弯曲弹簧。根据所要求的工作状况。只需要承受拉伸。所以，应该选择拉伸弹簧。在常用的弹簧当中，根据其应用特点和范围，我们可以选用普通的圆柱螺旋弹簧。这种弹簧的特性线呈直线，刚度稳定，承受压力，结构简单，制造方便，应用最广泛。无特殊要求时，可以选右旋。弹簧的选择的一个关键是，对弹簧的特性线和刚度的分析。表示弹簧载荷与变形之间关系的曲线成为弹簧的特性线。使弹簧产生单位变形所需要的载荷成为弹簧的刚度。用表示。4.9箱体结构以及其相关设计一台机器的总重量当中，机座和箱体等零部件的重量占很大的比例。同时在很大程度上影响着机器的工作精度以及抗振性能。所以，正确合理的选择机座和箱体的材料，并且正确合理的选择其结构形式和尺寸，是减小机器质量、节约金属材料。提高工作精度等重要途径。4.9.1铸造方法根据有关资料，机座（机架和基板等）和箱体（包括机壳等）的形式很多。按构造形式可以分为机座类、机架类等。本次设计到的锤式破碎机，是固定式重型机器。而且，机座和箱体的结构复杂，刚度要求也较高，因此，通常都是铸造。铸造材料常用便于施工而又便宜的铸铁。（包括普通灰铸铁、球墨铸铁等）。而且该破碎机的机座，属于大型机座的制造，所以，常采用分零铸造，然后焊成一体的办法。4.9.2截面形状的选择因为绝大数的机座和箱体受力情况较为复杂，因此要产生振动，弯曲等变形。所以，当受到弯曲或扭转时，截面形状对其刚度和强度的影响很大。所以，正确设计出合理的机座和箱体的截面形状，可以起到既不增大截面面积，又不增大（或者减小）零件质量（材料消耗量）的效果。而且增大了截面系数以及截面惯性矩，就能提高其强度和刚度。在使用中，绝大数的机座和箱体都采用这种截面形状，就是这个缘故。虽然矩形截面的弯曲强度不及工字型截面，扭转强度不及圆形截面的，但是它的扭转刚度却大得。而且采用矩形截面的机座和箱体的内外壁比较容易装设其他的机件。所以，对机座和箱体来说，它是结构性能较好的截面形状。4.9.3 肋板的布置一般地说，增加壁厚固然可以增大机座和箱体的强度和刚度，但不如加设肋板来得有利。因为加设肋板时，增大强度和刚度，又可以增大壁厚的同时减小质量；因为该破碎机的机壳是铸件，所以，对于铸件，由于不需要增加壁厚，就可以减少铸造的缺陷；对于有些焊接的部位，壁薄时更容易保证焊接的品质。在考虑到铸造、焊接工艺时以及结构要求时的限制时，例如为了便于砂型的安装和清除，以及需要在机座内部安装其他的机件等，往往需要把机座设计成两面敞开的，或者至少在某些部位开出比较大的孔洞（就是该机器中的检修孔）。由于这样做，必然大大削弱了机座的刚度，所以，加设肋板是必需的。其结构形状必须考虑到各种重要因素，主要有工艺、成本、重量等。同时还要随具体的应用场合以及不同的工艺要求（如铸造、焊接等）而设计成不同的结构形状。第5章 专题部分 锤头结构改造及耐磨性研究摘要本文从理论上对锤头结构的改进进行了分析，并指出了其应用中体现的改进的效果。考虑分析并总结了锤头寿命的各种因素，并着重从理论到应用分析了锤头材料的改进、研制，提高耐磨性，同时从理论上、应用上对最大破碎力、锤头的合理调配进行了具体的研究。通过对这几种因素的较详细的分析，体现了延长锤头使用寿命的可行性和方法方式的多样性。关键词：改性高锰钢 中碳多元合金钢破碎机中锤头（板锤）是最易磨损的零件，由于锤头是靠高速回转时产生的冲击能来击碎物料的，因而，锤头自身也受到物料的撞击和研磨作用而磨损。锤头（板锤）的磨损与锤头本身的材料、锤头制造质量、所破碎物料的特性、给料粒度的大小及水分、转子的圆周速度和处理量等因素有关。为充分利用锤头的材质。提高锤头的使用寿命，板锤可设计成对称形式。5.1锤头结构的改进问题5.1.1 改进的介绍在厚度上增加了15mm，其端部宽度增加了20mm，悬挂孔到端部的长度增加了10mm,悬挂处外圆的半径由90mm变为75mm.5.1.2 改进的效果1对物料的冲击力增加了。因为锤头的重心在回转半径径向上外移，锤头在运转中线速度加大。锤头对物料的冲击功增加了，从而改善了破碎效果。2锤头的有效磨损量增加了。锤头单重一般按27千克算，有效磨损量占三分之一，即9千克。改进后的结构总重量变化小，有效磨损量达16千克。改进后一套的锤头相当于改进前的两套，降低了使用成本。3降低了出料粒度，提高了台时产量。改进后，悬挂孔到锤头端部长度由350毫米到360毫米，回转直径大约1250到1270毫米，锤头到壳板间隙由25毫米减小到15毫米。故可使出料粒度，由原来的20毫米以下，25%的粉状物，变为810毫米，60%的粉状物，大大改进了破碎机的破碎效果，从而提高了台时产量。4改善了粉磨效果。石灰石等物料经二次破碎后，要从能量消耗和效率上研究，破碎比研磨效率高，电耗小。所以，要求并希望石灰石多破碎，少研磨。出料粒度810毫米，60%的粉状物，极大改善了粉末机的生产效果。产量由每小时12吨提到每小时16吨，降低了生料的生产成本。5.2 延长锤头使用寿命的研究下面重点讨论一下锤头耐磨性提高，使用寿命延长的问题。决定一个板锤的使用寿命，有以下几个因素来评定：1工作是否可靠。在板锤与物料冲击过程中，不准板锤飞离转子，或因板锤的紧固不良，引起其他的机械故障，故板锤的固定是个值得注意的问题。否则，无“寿命”可言。2板锤的装卸是否方便，尤其再生产现象，在工作一段时间后，机器的各部件必不能按理想状况进行，比如偏心、局部磨损等，需要及时调整。能否快速装卸是一个很重要的指标。3板锤的金属利用率是否合理。因板锤的磨损是不可避免的，一块重量一定的板锤，使其不能利用的质量最小，即板锤的形状及空间尺寸如何选择为最佳是值得考虑的问题。4减少无谓的磨损，以提高板锤的使用寿命，要充分利用转子的能量，提高破碎比，就必须研究最大破碎力，同时也具有很大的理论价值。5板锤的及时合理调配非常关键。破碎机在使用中运行不稳，震动大，主要原因是，板锤磨损后，原有的平衡状况被破坏，未用科学的方法合理调配所致。6板锤的材质，是解决锤头耐磨性，使用寿命的最核心的因素。现今应用比较广泛，也经受了实践的考验。比如有改性高锰钢板锤和锤头，中碳多元合金钢锤头。下面就后三种因素，做一些具体的分析：5.2.1 锤式破碎机中单颗粒物料的最大破碎力研究锤式破碎机具有破碎效率高、破碎能耗少等优点，它在矿山、建材、环保等行业中得到了广泛应用。到目前为止，该机型的最大破碎力还没有一个理想的公式进行计算。国外有人根据碰撞理论和破碎力呈线性变化的观点，提出了最大破碎力等于二倍平均破碎力的公式。但在破碎机实际破碎过程中，最大破碎力与平均破碎力并不是呈线性变化，因而，有必要对该机型的最大破碎力做进一步的探讨。 锤式破碎机对物料的破碎过程建立的力学模型为了便于研究，其碰撞过程要做以下几点假设：在破碎过程中，物料与锤头的碰撞是弹性正碰撞。在碰撞前，锤头与转子同速转动。在碰转前，物料水平速度是零。在碰撞处，忽略摩擦力和风阻等影响。根据这些假设和碰撞理论，可以列一系列方程。需要的物理量有，。它们分别表示的意思是： 碰撞后，第i块物料的质量。 锤头的质量。 第i块物料碰撞后的分速度。 碰撞前锤头质心处的线速度。根据物理知识，还有公式如下=cos,=(),要求出碰撞前锤头质心处的线速度，即V的值，还需要知道以下的物理量：，。它们分别表示的意思是： 转子系统对O轴的转动惯量 锤头对其质心轴的转动惯量 第块物料碰撞后的分速度 与碰撞方向的夹角 锤头打击点到锤头质心的距离 锤头打击点到销轴轴心的距离另外，还需要有一些辅助的物理量：，。它们分别表示的意思是： 锤头与物料间的碰撞冲量 锤头销轴间的碰撞反冲量再根据牛顿的恢复系数定义以及冲量定理，可以得出，最大破碎力=/ 锤头对销轴的最大反冲击