锤式破碎机设计

.装订线.山 东 农 业 大 学毕 业 论 文题目： 锤式破碎机设计 80pc院 部 机械与电子工程学院专业班级 零六级机电一班 届 次 学生姓名 学 号 指导教师 二 O 一 O 年 六 月 十 日i目录摘要 IAbstract .II1. 锤式破碎机的概括 11.1 国内外研究现状及其主要分类 11.1.1 国内外锤式破碎机研究现状及发展趋势 11.1.2 锤式破碎机分类 .11.2 锤式破碎机优缺点 11.2.1 锤式破碎机优点 11.2.2 锤式破碎机缺点 12. 锤式破碎机的 总体方案及主要参数设计 280pc2.1 总体方案设计 22.2 工作参数确定 42.2.1 转子转速 42.2.2 生产率 42.2.3 电机功率 42.3 主要结构参数确定 52.3.1 转子的直径与长度 52.3.2 给料口宽度与长度 52.3.3 排料口尺寸 52.3.4 锤头质量 53. 主要部件设计 63.1 锤头设计 63.1.1 配锤模型建立 73.1.2 配锤表编制 83.2 圆盘结构设计 113.3 主轴设计及强度计算 123.3.1 轴的最小直径和长度估算 123.3.2 轴的定位 143.3.3 轴的弯扭合成强度计算 14ii3.3.4 轴的疲劳强度条件校核计算 183.4 轴承选择 194 传动方式的选择与计算（V 带传动计算） .205 其他部件设计 .235.1 飞轮确定 235.2 棘轮选择 235.3 蓖条位置调整弹簧确定 246. 结论 25参考文献 .26iiiContentsIntroduction IAbstract .II1. Broad of hammer crusher 11.1 Research status and its main categories.11.1.1 Hammer crusher at home and abroad Research and Development.11.1.2 Crusher Categories .11.2 Advantages and disadvantages of hammer crusher.11.2.1 Advantage of hammer crusher 11.2.2 Disadvantage of hammer crusher12. The hammer crusher and main parameters of the overall 80pcprogram design 22.1 Overall Design.22.2 Working Parameters 42.2.1 Rotor speed .42.2.2 Productivity.42.2.3 Motor Power .42.3 Determine the main structural parameters.52.3.1 Rotor diameter and the length.52.3.2 The width and length of entrance and exit52.3.3 Nesting population size.52.3.4 Hammer quality.53. Design of the main components .63.1 Hammer Design.63.1.1 Model with hammer 73.1.2 The preparation of the table with hammer 83.2 Disk structure design .113.3 Spindle design and strength calculation 123.3.1 The estimates of the minimum diameter and length of shaft123.3.2 Shaft orientation14iv3.3.3 Synthesis of shaft torsional strength calculation.143.3.4 Check condition of shaft fatigue calculation.183.4 Bearing Selection.194 Selection and calculation of Transmission（V Calculation of belt drive） 205 The design of other parts 235.1 Determination of flywheel.235.2 Ratchet option235.3 Spring Steel Strip determine position adjustment .246. Conclusion .25References26I锤式破碎机设计80pc作者： 指导教师： （ ）【摘要】针对石料硬度较大，不易破碎的缺点，设计了 锤式破碎机。80pc该锤式破碎机由机壳、转子、蓖条、打击板、锤头、支架、衬板等部分组成。工作原理是利用带轮的转动带动整个轴的转动，轴带动锤头的转动，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。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破碎，进而达到破碎的目的。关键词：锤头 破碎 配锤模型IIThe Design of PC 800 800 Hammer CrusherAuthor：Yin Yong，Supervisor：Xu Limin1 Fan Guiju 2(1.Shandong Xintian Investment Consulting Co. Ltd. Engineer 2.Shandong Agricultural University, College of mechanical and electronic engineering ; Lecturer) Abstract: Because of the hardness of stone and the greater disadvantage of not easily broken, I design the hammer crusher ,The hammer crusher is composed of the case, rotor, grate against the plate, hammer, frame, linings and so on. The working principle is to use the rotational pulleys drive the entire shaft to rotate, the rotational shafts drive the hammer and then materials are put into the crusher, and immediately smashed by the impact of the high-speed rotation of the hammer. Broken materials, obtained kinetic energy from the hammer, impact with high-speed to the casing wall and the grate bars to get the second break. Materials smaller than the grate bars gap leak from the discharge gap, while the larger particle size materials bounce back on the grate bars and will be additional smashed by the hammer, and thus achieve the purpose of crushing.Keywords: Hammer; break；model with hammer11. 锤式破碎机的概括1.1 国内外研究现状及其主要分类1.1.1 国内外锤式破碎机研究现状及发展趋势现阶段主要是对现有的锤式破碎机结构进行改进，提高锤式破碎机的对中硬矿石的破碎能力和设备维护的方便性，其主要集中在板锤、转子结构的改进以便于板锤的更换和装卡；破碎腔形的结构优化，提高矿石的一次破碎率和能量的利用率。研究开发具有高耐磨高韧性的新型板锤材料提高板锤的使用寿命，提高生产率。应用现代机电一体化技术和现代控制方法，不断提高锤式破碎机的自动化程度，减少工人的劳动强度，提高生产率。为适应市场和客户的需要，锤式破碎机正向系列化规格化，大型化发展。1.1.2 锤式破碎机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。1.2 锤式破碎机优缺点 11.2.1 锤式破碎机优点锤式破碎机构造简单、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2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。2. 锤式破碎机的总体方案及主要参数设计80pc2.1 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-800 800。由机壳、转子、蓖条、打击板、锤头、支架、衬板等组成。结构图如下图：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，1 飞轮 2 机壳 3 打击板 4 锤头 5 主轴 6 V 带轮 7 支架 8 蓖条图 2-1 锤式破碎机结构图6 1062128347563通过销轴将 6 8 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。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。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。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。要破碎等硬度的物料。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。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，采用的是高铬铸铁。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。蓖条和锤头间隙用凸轮装置调整（通过棘轮带动凸轮）。本论文设计要求的原始数据是：（1） 破碎能力为 25 吨左右。（2） 破碎机转子的转速在 1100-1200 之间min/r（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：104（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（8） 破碎机的破碎对象是：石灰石。2.2 工作参数确定2.2.1 转子转速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。本文设计的产品 =800mm， =50 。DVsm/按公式 = 1194.26 Dn60min/r式中 锤头的圆周速度（m/s）V 转子的直径（ m）D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。2.2.2 生产率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。因为该型号的破碎机破碎的是中、硬物料。所以 取值在 30 到 45 之间，选用 =30, =800mm， =800mm, KKLD=2 一般采用经验公式：3/mt=30 0.8 0.8 2=38.4DLPQ式 生产率( )Qht/ 物料的密度( )3/mt 经验系数K52.2.3 电机功率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。一般根据实践经验和实验数据，根据经验公式进行计算：= 0.1 0.8 0.8 0.8 1194.26=61.15 KWLnKDP2系数 取值在 0.1 到 0.15 之间。其中 K 取值为 0.1。2.3 主要结构参数确定2.3.1 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，本文所设计的锤式破碎机是针对小型石灰石厂设计的，破碎机的最大物料给料粒度为：小于 150 ，所以我们选用型号为 的破碎机，其型号表示的m80pc直径 D=800mm，转子的长度 L=800mm 。2.3.2 给料口宽度与长度根据经验得，锤式破碎机的给料口的长度与转子的相同。其宽度B 2Dmax。取 B=2000mm。2.3.3 排料口尺寸 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。2.3.4 锤头质量因为铰接在转子上，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6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： 12)6.04.(VV式中 锤头打击物料后的圆周线速度(m/s)2V 锤头打击物料前的圆周线速度 (m/s)1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：(2-1)221vmv由上式可知， 2式中 锤头折算到打击中心处的质量(kg)m 最大物料块的质量(kg)综上所述， 5.170m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， 20r式中 锤头打击中心到悬挂点的距离(m)r 锤头质心到悬挂点的距离 (m)073. 主要部件设计3.1 锤头设计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。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。其形状如图 3-1 所示。 图 3-1 锤 头 形 状3-1 锤头形状锤式破碎机在使用中的运行不稳，振动大的原因是，除了个别的是由于主机制造质量、平衡校正质量、安装质量、基础质量不佳所致外，绝大多数是由于板锤磨损后，原有的平衡状况被破坏，未用科学的方法合理调配所致。就合理调配问题，必须引起重视。3.1.1 配锤模型建立 2一般锤式破碎机的锤头分布可以归纳为：沿主轴轴线方向的组数用等表示，每组锤头在回转圆周上的母线分布及数量，可用阿拉伯数CBA,字来表示，此外还要有一个组间角。因此要表示一台锤式破碎机的锤头分布状况，可用组数、每组个数、组间角来表述。而要表示某一位置的锤头，8则可用组号加圆周分布的母线序号表示， 本论文采用的锤头模拟 1212GXP型高效细碎机的锤头，该机锤头共六组，每组三只，组间角六十度。为了便于理论分析，需作以下假设：每只锤头为一理想的质点、各质点离主轴回转中心的距离为一定值和锤头按理想状况均匀分布。93.1.2 配锤表编制 根据 GXP1212 型高效细碎机在某厂的运行一段时间后的锤头状况，如表 3-2。表 3-1 GXP1212 型高效细碎机的锤头分布表 4A B C D E F1 B1 D1 F12 A2 C2 E23 B3 D3 F34 A4 C4 E45 B5 D5 F56 A6 C6 E6可见，如果原来的个体差异忽略不记，则磨损量 从大到小的排序为：W。DCBAFE一般地，物料由破碎机的进料口导入，总是中部的料多余边部，所以，锤头磨损量存在于中间组向边上组递减的规律。这一规律在设计配锤方案时，必须予以考虑。为了寻求一种适合大多数情况的锤头排列方案，不妨先假设 1 套按等差规律制作的锤头，并找出这套锤头的最佳排列方案。将该机锤头按单只重进行排序，设以最重的为 1 号，依次至最轻的为 18 号。在制作这个方案时，除了要运用磨损规律外，同时考虑到为减小偏心振动，每组锤头的各锤重量最好要差不多。在组序的排列先后上，按磨损规律及沿回转轴的中截面两侧均匀分布的原则。一般，可以按 或DCBEFA的规律排列。CDBEAF10表 3-2 运行一段时间后锤头剩余质量A B C D E F1 21.7 21.5 22.4 65.62 21.5 22.2 23.1 66.83 23.0 21.8 22.4 67.24 22.6 21.5 24.7 68.85 21.2 20.6 22.0 63.86 22.2 21.0 23.1 66.366.3 65.9 64.7 63.9 70.9 66.8W 4 3 2 1 6 5组序确定后再排列每组的 3 只锤头。在 组的 3 只锤头首先按由重到D轻的顺序排定的情况下，其余各组可按“轻重相济”的原则排列。所谓“轻重相济” ，可以理解为“重中轻，重轻中，中轻重”的配锤法则。比如说，在排列 组时， 组的 锤为重锤， 组为中锤，则在 组的CD13CC2 锤应是轻锤。按此类推，排列如下表，并用轴向偏心矩 和径向偏心矩1M来表征配锤方案的优劣。正确排列后可运用方案的评价方法进行计算与2M评定。由于是按等差规律制作的锤头，所以上表的锤头号数就可以作为该锤头重的代表值来进行计算和评价，其评价效果和结论与事实是等效的。取每组的等差和、按组间距为 1，按轴中截面取矩计算 ：1M=（5142）2.5+（24-33）1.5+（15-6）0.5=13.5。1M为求 的值，引入分布圆的概念。2分布圆引入分布圆是为了明了地找到偏重的母线或配重的母线，并在量值上得到确定。11表 3-3 按“轻重相济”的原则排列的配锤方案A B C D E F1 7 1 13 212 18 6 12 363 8 2 14 244 16 4 10 305 9 3 15 276 17 5 11 3351 24 15 6 33 42将表 3.3 中最后一列数依次填入，按母线数量均匀分布在圆上，即得分布圆及其简化图。12456图 -图 3-2 简化圆按照力学原理，分布圆的简化其实很简单，只要在对称位置同减一数其平衡性质不变。分布圆的简化规律为：同一直径线上的 2 数同减其最小数，分布圆性质不变；同一个等边三角形内的三个数同减去其最小数，分布圆性质不变；相邻三数的，两边数分别加上中间数，在使中间数为 0，分布圆性质不变；（相邻两数的，可设边上的数字为 0 来处理） 。分布圆简化到只剩相间 2 个数或 1 个数（或全部为 0）为止，即得最简分布圆。如图 3-3，3-4 分布圆的简化规律均来自于对称平衡规律。一般的说，各质点相对于回转中心对称布置，质量相等，则系统就平衡，否则，12不平衡。规律中的“性质不变”指的是平衡性不变，这包括两重意思，一是原来是平衡的，简化后仍是平衡的，反之，不平衡。二是指其量值上的不变。规律中的“减”确切地说是同时减去一个数，当然这个数可以是正数，也可以是负数。由最简分布圆可以看出， =0，可见上面的表是一个完全平衡的配锤2M方案。 4361270图 5- 分 布 圆 图 5-2 一 次 简 化 分 布 圆90图 3-3 分化圆 图 3-4 第一次分化圆锤头材料的选择问题很关键,为了提高其耐磨性，采用高锰钢铸造。 3.2 圆盘的结构设计根据设计的要求，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，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，锤头和圆盘之间的间隙除了通过削轴连接，还有隔套隔开。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。可取 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。13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 3-5 所示。图 4-1 圆 盘 的 结 构3-5 圆盘的结构3.3 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，一个是强度校核。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。3.3.1 轴的最小直径和长度估算该轴选用的材料是 45 号钢。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。14A图 3-6 主轴结构图各轴段的直径所需要的轴径与轴上的载荷的大小有关。其总重量按200Kg,且 45 号钢的许应切应力 ，许应压应力 ,Mpa60 Mpa235用扭矩图估算其最小直径，其扭矩图如图 3-7。T 图 3-7 主轴所示扭矩图其主轴上任一点出的扭矩 T 相等，由材料力学 7计算公式得 mNnPrkWmN 2.1430594954mi/.同样由计算公式 ， 得tMaxa163Dt，将已知数据带入得 mm316TD9.2为了满足其强度要求，另 D=25mm153.3.2 轴的定位 该主轴有 2 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。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。3.3.3 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。16F2RV1图 3-8 主轴受力分析图 7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HMFM后按照后面的公式推导出总弯矩，并作出 图，如图 3-9 所示。 M图 3-9 主轴弯矩图2VHM作出扭矩图，如图 3-3 所示：17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cM图。同时写出其计算公式： cM= 22T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，故在求计算弯矩图 3-10 主轴扭矩图时，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， ；3.0当扭转切应力为脉动循环变应力时 ；6当扭转切应力为对称循环变应力时， 。 总之，取11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18上式中， 轴的抗弯截面系数（ ）。W3m 轴的许用弯曲应力（ ）。1Mpa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：=WTWdtbd3231.0主轴的载荷分析图如下图 3-9 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。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。表 3-3 计算弯矩的求法 7载荷 F 垂直面 V支反力 R R =1000N（总重量按 200Kg）21弯矩 Mv mNMv40426052V mN总弯矩 M 162扭矩 T T=9550000 =3963250.4计算弯矩 C 680392521 CM219MpaWCc 8.610按教材中表 10.1，对于 的碳钢，在承受对称循环变应力B0时的许用应力 。故安全。cpa53.3.4 轴的疲劳强度条件校核计算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 ， ，Mpa30719m= 5 。现用此材料做试件，进行强度试验，以对称循环变应力0N61作用 次， ，作用 次。Mpa540Mpa0250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3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） 7，则该主轴的计算安全系数为：14.50371sckS又根据式子（7-9.a），有54.0410951059 9546 mzimisnNK20696101 1025.5037mN202 6964.mN3103696105.3075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 1013254Nn由此，可求出， 6 65641097. 107.52.05 n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。61097.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20iNn n等于 0.507 10 和 2.832 10 。663.4 轴承选择一般选用正宗进口深沟球轴承，正宗进口圆柱滚子轴承，正宗进口轴承耐高温，精密度高，噪音低，在高温润滑脂润滑下可 24 小时连续运转，并且使用寿命长。非正宗进口轴承一般在很短时间内更换一次，而正宗进口轴承寿命达两年以上，应选用正宗进口轴承，本锤式破碎机选用的是KOYO 型号调心滚子轴承 11。 21图 3-11 调心滚子轴承4 传动方式的选择与计算（V 带传动计算） 5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驱动，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 1100 r/min 到 1200 r/min 之间，所以，当小带轮的直径依据电动机选择 180mm 时，这样大带轮的基准直径依据传动比，可以求出 469 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。c经过查表得公式=1.445 KW=63KWpkAc式中 名义传动功率。p22 工作情况系数,查表的 取 1.4Ak Ak由计算出的功率 P 为 63KW。再由表，可查出带的型号为 B 型。c2需要确定单根 V 带的基本额定功率 0p查机械设计基础 8（第五版）表 13-3 可知，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 6.80KW0p为长度系数， 取 0.99lK为包角系数， 取 0.935为单根 V 带的基本额定功率的增量 取 2.26KW0p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：z 5.93.0)26.80.(0 kplc则取整得 。6z根据其参数及所求数据，由机械设计基础（第五版）表 13-10 可知=19 0.4（ 相邻槽间的距离）e=7.5 （轮槽的根部到带轮键槽的最小要求距离）min=14 （相邻带轮在中心线上的距离）db= 3.5（ 齿顶高的最小距离）minah=10.8（齿根高的最小距离）V 带轮的尺寸图如图 4-1。if23图 4-1 B 型 V 带轮的局部尺寸图带轮中心距 mda 5.982)4710(5.)(5.120 带长 5.301 5.9824)107()10(2.3984)()(202121 adL再由表 13-2 得，B 型带选择长度为 =3150 。再由式 13-16 计算实际中dLm心距 ad75.104920验证最小包角 ，由式（13-1）得1则所选数据正确。oooad12063.578021