毕业设计（论文）-环锤冲击式破碎机的设计.doc

毕 业 设 计（论文）说 明 书课题：环 锤 冲 击 式 破 碎 机 的 设 计专 业 机械设计与制造班 级 机械 0622 姓 名 指导教师 完成日期： 2009年 2 月至 2009年 5 月湖南冶金职业技术学院机械工程系湖南冶金职业技术学院毕业设计（论文）总成绩单学 生姓 名周浩班级机械0622学号06032210专业机械设计与制造毕业设计题目环锤冲击式破碎机的设计序号项 目 名 称成绩比例（%）签 名1指导教师评定502答辩委员会评定50系（部）审核总 成 绩（盖章）年 月 日湖南冶金职业技术学院毕业设计（论文）指 导 教 师 意 见 书学 生姓 名周浩班级机械0622学号06032210专业机械设计与制造毕业设计题 目环锤冲击式破碎机的设计 评 语 指导教师： （签名） 年 月 日湖南冶金职业技术学院毕业设计（论文）任务书学 生姓 名周浩班级机械0622学号06032210专业机械设计与制造毕业设计题 目环锤冲击式破碎机的设计要求完成的主要工作量1 编写计算说明书（30页）；2 环锤冲击式破碎机装配图a0（手工图、cad图各一张）；3 环冲破碎机机座零件图a1（手工图、cad图各一张）；4 环冲破碎机轴a2（手工图、cad图各一张）；5 环冲破碎机v带轮a2（手工图、cad图各一张）。毕业设计(论文)完成日期从 年 月 日 至 年 月 日指导教师(签 名)教研室主任(签 名)系（部）审核： （签章）湖南冶金职业技术学院毕业设计（论文）答辩用纸学 生姓 名周浩班级机械0622学号06032210专业机械设计与制造毕业设计题目环锤冲击式破碎机的设计主答辩委员答辩时间 年 月 日(上、下午)向学生提出的主要问题38课题概述破碎是当代飞速发展的经济社会必不可少的一个工业环节。在各种金属、非金属、化工矿物原料及建筑材料的加工过程中，破碎作业要消耗巨大的能量，而且又是个低效率作业。在物料破碎过程中，由于产生发生、发热、振动和摩擦等作用，使能源大量消耗。因而多年来国内外界人士一直在研究如何达到节能、高效地完成破碎过程。从理论研究创新设备（包括改造旧有的设备）直至改变生产工艺流程。环锤冲击式破碎机是一种新型、高效的冲击式破碎设备，它和锤式破碎机的工作原理基本相同，主要是利用高速回转的锤头冲击矿石，使其沿自然裂隙、层理面和节理面等脆弱部分而破碎。环锤冲击式破碎机的锤环由于套在销轴上，因而运转时，环锤产生的离心力可使位于转子与筛板间的物料再次受到压碎和磨碎的作用。转子上配置的环锤有平环和齿研两种，故对物料还有劈碎的作用，可以克服因湿煤造成的粘结堵塞现象。工作时，电动机可直接通过弹性联轴器或v带传动驱动主轴旋转,主轴转速一般为6001200r/min。主轴通过球面调心滚柱轴承安装在机架两侧的轴承座中，轴承采用脂润油。为了避免破碎大块物料时，环锤的速度损失不致过大和减小电动机的尖峰负荷，在主轴的一端设有飞轮。环锤冲击式破碎机主要由传动装置、转子、格筛和机架等几个部分组成。转子主要由主轴、圆盘和环锤等组成，主轴上装有若干个圆盘，并用键与轴刚性地连接在一起。圆盘间装有间隔套、为了防止圆盘的轴向串动，两端用圆螺母固定。环锤位于两个圆盘的间隔内，套在销轴上。销轴贯穿了所有圆盘，两端用螺母拧紧。在每根销轴上装有若干个环锤，圆盘上配置了若干根销轴。格筛设在转子的下方，它由弧形筛架和筛板组成。筛架分左右两部分。筛架上的筛板由数块拼成。筛板利用自重和相互挤压的方式固定在筛架上。筛板上铸有筛孔，筛孔略成锥形，内小外大，以利排矿。弧形筛架的两端都悬挂在横轴上，横轴通过吊环螺栓悬挂在机架外侧的凸台上。调节吊环螺栓的上下位置可以改变锤头端部与筛板表面的间隙大小。格筛左端与机架内壁有一间隙空腔，便于非破碎物从此空腔排出机外，防止非破碎物在机器内损坏其他零件。筛格的左上方装有平面破碎板。环锤冲击式破碎机的机架是用钢板焊成箱型结构。机架沿转子中心线分成上、下机架两部分，彼此用螺栓固定在一起。上机架的上方有给矿口。在机架的内壁（与矿石可能接触的地方）装有锰钢衬板。为了便于维修，在上、下机架的两侧均设有检查门。环锤冲击式破碎机具有破碎效果好，生产率高、能耗低、振动小、噪声低等优点。在国外火力发电中得到了广泛的应用。环锤冲击式破碎机是在锤式破碎机的基础上发展起来的一种机型，虽然发展历史较为悠久，但是，由于对其破碎理论缺乏深入的研究，因而至今未能建立系统而完善的环锤冲击式破碎机设计计算方法。本设计的计算方法是在实验室的试验模型样机测试的基础上，参考了锤式破碎机和反击式破碎机参数的有关计算公式，初步提出了环锤冲击式破碎机的设计计算方法。第一部分 毕业设计目的1、培养学生能熟练地综合运用已学过的基础课、技术基础课、专业课及选修课的知识与技能去分析和解决机械领域内的一般工程技术应用问题的能力，分析解决生产实际问题的能力，同时学到处理实际问题的工作方法。2、培养学生制定设计方案、调查研究、结构设计、实验分析、理论计算和计算机编程以及绘图和撰写技术文件的能力。3、培养学生查阅有关设计手册及图表资料的能力。4、培养学生树立正确的设计观点，理论联系实际的工作作风以及严肃认真、踏实苦干的工作作风以及答辩的能力。第二部分 毕业设计内容一、毕业设计课题毕业设计课题：环锤冲击式破碎机的设计。本课题可作为冶金机械、机械工程、机械设计制造及其自动化等专业的本科或专科的毕业设计题目。二、原始设计参数和工作条件1、原始数据：（第四组）分组第一组第二组第三组第四组第五组破碎物料烟煤、无烟煤、褐煤，煤的密度为1200kg/m生产能力q(t/h)81215253545608090110入料粒度(mm)100140180220250出料粒度(mm)5101215182、工作条件：环锤冲击式破碎机在常温下连续工作、单向运转；空载起动，工作时较大冲击；两班制（每班工作8h），要求环锤冲击式破碎机设计寿命为8年，大修期为2年，中批量生产；工作转速允许的误差为5%，三相交流电源的电压为280/220v。3、设计步骤1、机构传动方案的设计；2、电动机的选择；3、v带传动的设计；4、环锤冲击式破碎机的设计以及绘图，在制图过程中，边计算、边画图、边修改，即所谓的“三边”；5、绘制主轴、v带轮、机架等零件图；6、整理设计说明书。4、机构传动方案的确定及设计a、齿轮传动：结构紧凑，寿命长，成本高，平稳传动；b、v带传动：过载保护，吸振，成本低，结构不紧凑；c、链传动：中载传动，无弹性打滑，高温，耐冲击，噪音大，适应于低速轴。综合上述三种传动方案和已提供的原始设计参数和工作条件，选定v带轮为传动装置。机构传动方案设计示意图如图所示：环锤冲击式破碎机1、电动机 2、弹性联轴器 3、小带轮 4、大带轮 5、v带 6、环锤冲击式破碎机 7、飞轮三、电动机选择选择电动机包括选择电动机类型、结构形式、功率、转速和型号。1、择电动机的类型和结构形式电动机的类型和结构形式应根据电源种类（直流或交流）、工作条件（环境、温度等）、工作时间的长短（连续或间隙）及载荷的性质、大小、起动性能和过载情况等条件来选择。工业上一般采用三相交流电动机。y系列三相交流异步电动机由于旧有结构简单、价格低廉、维护方便等优点，故其应用最广。当转动惯量和启动例句较小时，可选用y系列三相角落异步电动机。在经常启动、制动和反转、间隙或短时工作的场合（如起重机械和冶金设备等），要求电动机的转动惯量小和过载能力大，因此，应用起重及冶金的yz和yzr系列三相异步电动机。电动机的结构有开启式、防护式、封闭式和防爆式等，可根据工作条件来选择。y系列电动机的技术据和外形尺寸参见下表1和2。y系列电动机（摘自jb/t8680.1-1998）为全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机，是按照国际电工委员会（iec）标准设计的，具有国际涣涣的特点。用语空气中不含易燃、易炸或腐蚀性气体的场所。适用于电源电压为380v无特殊要求的机械上，如机床、泵、风机、运输机、搅拌机、农业机械、破碎机等。也用于某些需要高启动转矩的机器上，如压缩机。2、定电动机的转速同一功率的异步电动机有同步转速300、1500、1000、750r/min等几种。一般来说，电动机的同步转速愈高，磁极对数愈少，价格愈低，外廓尺寸愈大，价格愈贵。当工作机转速高时，选用高速电动机较经济。但若工作机转速低也选用高速电动机，则这时总传动比增大，会导致传动结构复杂，造价较高。所以，在缺点电动机转速时，应全面分析。在一般机械中，用得最多的是同步转速1500r/min或1000r/min的电动机。3、确定电动机的功率和型号电动机的功率选择是否合适，对电动机的正常和经济都有影响。功率选得过小，不能保证工作机的正常工作或使电动机长期过载而过早损坏：功率选得过大，则电动机价格高，而且经常不在满载下运行，电动机效率和功率因数都较低，造成很大的浪费。电动机功率的确定，主要与其载荷大小、工作时间长短、发热多少有关。对于长期连续工作的机械，可根据电动机所需功率pd来选择，再效验电动机的发热和启动力矩。选择时，应根据电动机的额定功率pe电动机的所需功率pd,即ppd。对于间歇工作的机械，可稍小于pd。环锤冲击式破碎机的功率消耗与很多因素有关，但主要取决于物料的性质，转子的圆周速度，破碎不和生产能力。破碎物料事的有用功耗pa可案下述bond公式来计算：（1） 、有用功耗pa=qwi(10/a-10/b) 式中 q机器的每小时生产能力，t/h: wi物料的破碎共指数，对于煤，可取wi=8kw.h/t: a产品粒度(80%通过的粒度)，um: b给料粒度（80%通过的粒度），um: 因为a15000um: b22000um: 取a=14400um b160000um q= 1525 wi=8kw.h/t pa= qwi(10/a-10/b) =60*8*(10/14400-10/16000) =28kw (2)、电动机所需的功率pd pd=pa/ 式中，机器的总机械功率，通常取=0.80.85或按下式计算： =12*n 式中，12n分别为机器中每对运动副或传动副（如带传动、轴承和破碎机等）的效率。在计算总效率时，应该注意以下几点：由于效率与工作条件、加工精度几润滑状况等因素有关，表3中所列数是概略的范围。当工作条件差、加工精度低、维护不良时，应取低值：反之，可取高值。当情况不明时，一般取中间值。1、每经过一对运动副或传动副，就有依次功率损耗，故计算功率时，都要计入。2、表中电动机的效率均指一对轴承而言。电动机的类型同步转速和所需功率，参照表1，2电动机的技术参数就可以缺点电动机的型号和额定功率pc，并记下电动机的型号额定功率pc，并记下电动机的型号、额定功率pc、满载转速nm,电动机的中心高h，外伸轴径长度e等技术参数的数据，供计算传动零件之用。故所需的电动机功率pd为pd=pa/0.85=28/0.80=32.9kw（3）、型号选择根据设计指导书表1选择电动机型号为：y225s-4额定功率为：pe=37kw满载转速为：nm=1480r/min机座号为：225s级数为:4级查设计指导书表2知道电动机的安装及尺形尺寸 单位(mm)a=356b=286c=149d=60e=140f=18g=53h=225ab=435ac=450ad=345hd=530bb=368l=820 k=19四、v带传动设计设计计算的主要内容为:确定v带的型号、基准长度和根数,确定带传动的中心矩,带轮基准直径及结构尺寸,计算带的预紧力fo对轴的压力等.1、确定功率pc计算功率pc是根据传动的功率pc,并考虑到载荷性质和每天工作时间等因素的影响而确定的. pc=kapc式中, pc所需传递的额定功率(例如电动机的额定功率),单位为kw:ka工作情况系数查设计指导书知道ka=1.4则 pc=ka pc=1.437=51.8kw2、选择v带型号根据计算功率pc和小带轮的转速n1,由下图选定v带型号为c带.3、定大、小带轮基准直径，并演算带速（1） 初选小带轮基准直径dd1小带轮基准直径愈小，v带的弯曲应力愈大，会降低带的使用寿命：反之若小带轮基准直径过大，则带传动的整体外廓尺寸增大，使结构不紧凑：故设计时小带轮基准直径dd1应根据上图中的推荐dd1，并参考表5中的基准直径系列来选取，并使dd1ddmin值见表5所示。则初选小带轮直径为dd1=250mm（2） 验算带速v v= dd1n13.14/（6001000）=dd2n23.14/(601000)一般应使带速v控制在525m/s的范围内，v过大，则离心力大，则离心力大，降低带的使用寿命：反之，若v过小，传递功率不边时，则所需的v带的跟书增多。 v= dd1n13.14/（6001000） =28014803.14/（6001000）=21.69m/s (带速在525m/s的范围内)（3） 计算并确定大带轮基准直径dd2 dd2= dd1i= dd1n1/ n2由经验公式知道传动比i在24范围内选择i=2，则有：dd2= dd1i=2802=560mm由表5知道dd2=560 mm在基准直径系列中。4、确定中心矩和带长并验算小带轮包角a1 （1）、初定中心距若中心矩未给定，可先根据结构需要初定中心矩ao中心矩过大，则传动结构尺寸大，且v带易颤动：中心矩过小，小带轮包角a1降低，降低传动能力，且带的绕转次数增多，降低带的使用寿命。因此中心矩通常接下式初选，即： 由： 0.7（dd1+dd2）ao2（dd1+dd2） 得 0.7（280+560）ao2（280+260） 588ao1680 初定中心矩为：ao=1100mm （2）、计算带长loao取定后，根据带传动的几何关系，按下式计算带长lo，即： lo=2 ao+3.14（dd1+dd2）/2+（dd2 -dd1）2/4 ao 代入数据得： lo=21100+3.14840/2+2802/41100 2200+1138.8+17.82=3356.62mm（3）、确定带的基准长度ld根据l和v带型号，由表6选取相应带的基准长度为 ld=3550mm（4）、确定实际中心矩a根据选取的基准长度ld ，接下式近似计算： a=ao+( ld- lo)/2 =1000+(3550-3356.62) =1196.69mm 取a=1200mm为了便于带的安装与张紧，中心矩a应留有调整的余量，中心矩a的变动范围为： amin=a-0.015 ld=1200-0.0153550=1146.75amax=ao+0.03 ld=1200+0.033550=1306.5（5）、验算小带轮（即主动带轮）上的包角a1 a1 =1800-( dd2-dd1)/a57.30 =1800-(560-280)/120057.30 =166.6301200 (主动轮的包角合适)一般要求 a11200 ，否则应采取加大中心矩或减小传动比以及加张紧轮等方式来增大a1值。5、确定v带根数zv带的根数z可按下式计算，即：z=pc/(po)= pc/( po+po)kakl计算出z值最后应圆整为整数，为了使每根v带所受的载荷比较均匀，v带的根数不能过多，一般取z=3 6根为宜，最多不超过8根，否则应该改选带的型号并重新计算。 在上式中，为了方便设计，我门将在特定条件下，单根v带不打滑又具有一定的疲劳强度和寿命时，所能传递的功率称为单根v带的基本额定功率，用po表示，常用型号的单根普通v带po值见表7。其中特定条件是指：载荷平稳，两带轮上的包角a1=a2=1800,带长为特定基准长度，带为一定材质和结构等。实际上，大多数v带的工作条件与上述特定条件不同，故需要对po值进行修改，我门将单根v带在实际工作条件下所能传递的功率称为作用功率，记为：（p0）。其计算公式为：(po)= ( po+po)kakl 式中，po单根v带的基准额定功率增量。考虑p0是按a1=a2=1800，即dd1=dd2的条件计算的，而当传动比不等于1时，v带在大轮上的弯曲应力较小，在相同寿命条件下，在相同寿命条件下，可增大传递的功率，其值见表8：ka包角系数。考虑包角a11800时对传动能力的影响。根据设计指导书表7知道po=10.72表8知道po=1.27表9知道ka=0.97表6知道kl =0.99z= pc/(po)= pc/( po+po)kakl=51.8/（10.72+1.27）0.970.99=4.499（根）取： z=5 （根）6、确定带的预紧力f0在v带传动中，若要预紧力f0过小，则产生的摩擦力小，易出现打滑：反之，预紧力f0过大，则降低带的使用寿命，增大对轴的压力。单根v带的预紧力可按下式计算，即： f0=500 pc/vz（2.5/ka-1）+qv2 查机械设计基础表11-1可知： q=0.3kg/m则： f0=500 pc/vz（2.5/ka-1）+qv2=（50051.8）/（521.69）（2.5/0.97-1）+0.321.692 =518.48n7、计算v带对轴的压力q带对轴的压力q是设计带轮所在的轴与轴承的依据。为了简化计算，可近似按两边的预紧力f0的合力来计算，图所示。 q=2zf0sin a1/2=25518.48sin166.630/2=25518.480.9932=5149.55n8、v带轮的结构设计（1）、v带轮的材料在工程上，v带轮的材料通常为灰铸铁，当带速v25m/s时，采用ht150带速v=2530m/s时，ht200：当带速v更高时，宜采用铸钢或钢的焊接结构：此外，传递小功率时：v带轮也可采用铝合金或塑料等。 由前面知道：v=21.69m/s , 所以v带轮材料采用ht150。（2）、v带轮的结构形式及主要尺寸（下列图均指设计指导书中的图）v带轮一般由轮缘，轮廓和轮辐3部分所组成。根据轮辐的结构不同，v带轮可分为如下4种形式。（a） 实心式（简称s型）：主要适用于带轮基准直径dd(2.53)ds场合（ds为带轮轴孔直径）其结构形式和主要尺寸见图4（a）（b） 腹板式（简称p型）：主要适用于带轮基准直径dd300mm的场合，其结构形式和主要尺寸见图4（b）（c） 孔板式（简称h型）；主要适用于带轮基准直径dd300mm且dddb1000mm的场合，其结构形式和主要尺寸见图4（c）。（d） 轮辐式（简称e型）：主要适用带轮基准直径d300mm的场合，其结构形式和主要尺寸见图（d）。因为：dd1=280mm, dd2=560mm300mm ,又: db1=(1.82)ds1=(1.82)60=108120mm ,所以，dd1- db1=280-（108120）=160172mm所以，小带轮采用孔板式结构，大带轮采用轮辐式结构，图在设计指导书中。图4（c）孔板轮和图4（d）轮辐轮（3）v带轮的主要尺寸（下列表均在指导书）1）、小v带轮的主要尺寸带轮宽：b=（z-1）e+2f,查表10得，e=25.50.5 f=171+2 则，b=（5-1）26+218=140mm齿圆直径：d1= dd1+2ha ,查表10得，ha=4.8 ，hfmin=14.3 ,则：d1=280+24.8=289.6mm轮槽深：h= ha+hf=4.8+14.3=19.1mm槽角：查表10知道1=340槽宽：b0=23mm轮缘直径：dt1= dd1-2(hf+1)，查表10得，=10，则：dt1=280-2（14.3+10）=231.40mm ,根据电动机外伸轴直径d=60mm 得,ds=60mm ,所以，轮毅长度：l1=（1.52）ds=90120，取l1=120.00mm,凸圆直径：db1=（1.82）ds=108120，取l1=110.00mm 腹板厚：s=（0.20.3）b=2842mm, 取s=42.00mm2)、主轴最小轴径的计算 da3p/n由于pe=p/(12),查设计指导书表3得，1=0.95，2=0.99，则，p=pe(12)=370.950.99=34.81kw,n=(nm/i)(1480/2)=740r/min ，查机械设计基础表152得a=118。所以：da3p/n=118334.8/740=42.59mm考虑轴端4有一键槽，将上述轴径增大5%。即：dmin=42.59(1+5%)=44.72mm由 d2mind1min-60 d2min42.59mm ,综合设计指导书表12轴径系列选取。 d2min=71.00mm ,3)、大v带轮的主要尺寸（下列表均在设计指导书） 带轮宽：b=（z-1）e+2f,查表10得，e=25.50.5, f=17-1+2 则，b=（5-1）26+218=140mm齿圆直径：de2= dd2+2ha ,查表10得，ha=4.8 ，hfmin=14.3 ,则：de2=560+24.8=569.6mm轮槽深：h= ha+hf=4.8+14.3=19.1mm槽角：查表10知道1=380槽宽：b0=23mm轮缘直径：dt1= dd1-2(hf+1)，查表10得， =10，则：dt1=560-2（14.3+10）=511.4mm ,根据最小轴径d2min=71.00mm 得,ds2=71.00mm ,所以:db2=(1.82)ds2=127.8142 ,取db2=136mm,因为：辐条数a=4所以：h1=0.8h1=52.8mm a1=0.4h1=26.4mm a2=0.8a1=21.2mm f1=f2=0.2h1=13.2mm五、飞轮的设计1、飞轮在机械中的作用 实质上相当于一个能量储存器。当外力对系统作有用功时，它以动能形式把多余的能量储存起来，使机械速度上升的幅度减少，当外力对系统作亏功是，它又释放储存的能量，使机械速度下降的幅度减少。2、飞轮转动惯量的计算由式=wmax/(j+jf)wm 知：为了使速度不均匀系数满足不等于，必须有jfwmax/（ wm）-j式中，j为原机械系统的等效转动惯量，在设计飞轮时，为简化计算，通常不考虑该转动惯量，这样，上式变为：jf=wmax/（ wm），该式表示了飞轮等效转动惯量的近似计算式。 在上式中，如果wm用机械额定转速n(r/min)代替，则有：jf= jf（wm/ wa）2 （72）因此：为了见减小飞轮的实际尺寸，通常将飞轮的实际尺寸，通常将飞轮安装在转速较高的轴上。3、 飞轮尺寸的确定飞轮常数做成如下图所示形状。 他由轮缘a，轮毅b，轮辐c三部分组成。由于轮缘a的转动惯量远大于轮辐和轮毅的转动惯量，因此可以把它作为飞轮的转动惯量jf，设轮缘的质量为ma，则： ja=jf=ma/2（d21+d22/4）= ma/4（d2+h2）因为轮缘h远比直径d小，即h2 d2 ，因此，上式可近似为 jf=mad2/4 （7-3） 设论员的宽度为b,材料的密度为（kg/m3）则： ma=3.14dhb于是 hb= ma/3.14d (7-4)这样，根据要求的速度不均匀系数，由于（7-1）和（7-2）计算出飞轮的转动惯量后，可先选定飞轮的直径d，再由式（7-3）求得轮缘的质量ma。然后，在选择飞轮的材料（密度为p）。再由式（7-4）来适当确定h和b的值。在选顶直径d时，考虑结构空间的限制，还要考虑飞轮的圆周线速度不能过大，以免轮缘因离心力过大而破裂。六、轴的设计1、材料的选择根据机械设计基础表15-1可以选择轴材料为45调质钢。2、最小轴径的计算由前面的计算知道d2min=71.00mm .3、轴的结构及基本尺寸的确定结构如上图所示。d1=71.00mm= d7d2= d1+20.07 d1=71(1+0.14)=76.00mm= d6考虑轴承的内孔标准，取d3=85.00mm= ds(两轴承同型号)。参考机械设计课程设计表15-2初选两端球面调心轴承的型号为：22217c：轴承采用脂润滑。（润滑脂的选择查机械维护修理与安装）d4=851.1=93.50mm ,(此轴断开有1个长键槽)由机械设计基础表153取标准直径d4=95mm .l1 =138.00mm= l7(大带轮轮毅宽度b1=140，l1应比b1短1至3mm)l2 =50.00mm= l6l3 =b轴承+（1-3mm）=36+10+4=50.00mm= l5l4 =1000mm七、环锤冲击式破碎机的设计1、转子的直径与长度 环锤冲击式破碎机的转子是由多个圆盘和间隔套组成，转子的直径一般是根据给矿块的尺寸来决定。通常转子的直径与给矿块尺寸之比为4-8，大型破碎机则近似取为2。转子的长度则是机器生产能力的大小而决定，转子直径与长度的比值，一般为0.7-1.5，矿石抗冲击力较强时，应选取较大的比值。 转子的直径和长度也采用下述经验公式来确定： 小型： dp=(4-8)dw mm 中型： dp=(3-6)dw mm 大型： dp=(1.7-2)dw mm lp=1000q/adp mm式中，q-生产能力，t/h: a-系数，取=300-400： dw-最大入料粒度，mm dp-转子的直径， mm: lp-转子的长度，m: 由于本次设计的是中型破碎机，所以 dp=（3-6） dp mm,所以，由于 dp=5x220=1100mm，dp/lp=（0.7-1.5）得， lp=dp/（0.7-1.5）,取dp/lp=1.1,则,lp=dp/1.1=1100/1.1=1000mm=1m 2、环锤质量 环锤是环锤冲击式破碎机中最易磨损的零件，它是以高速回转时产生的冲击能来击碎矿石的，因而自身也受到矿石的撞击和研磨作用而磨损。环锤的磨损与很多因素有关，如环锤的结构，材料，制造质量，矿石的性质，处理量，转子的圆周速度等。环锤的材料通常采用高锰钢或冷硬铸铁，着对破碎机中等硬度的矿石是适用的，但对硬矿石来说，则使用寿命较短。目前，国外为了延长环锤的使用寿命，采用马氏体高烙铸铁制作环锤，取得了较好的效果。由于环锤冲击式破碎机的环锤是套在销轴上，所以正确地选择环锤的质量对破碎效果和能力消耗有很大的作用。如果环锤的重量选的过小，则可能满足不了锤击一次就将矿块破碎的要求：若是选的过大，则无用的功率消耗增大，着也是不经济的。因此环锤重量一定要满足锤击一次使矿块破碎，并使无用的功力消耗达到最小，同时还必须保证环锤不过度向后偏斜。 计算换吹重量的方法有两中：一种是根据使环锤运动起来产生的动能等于碎矿石所需的破碎功来计算环锤的重量：另一种是根据碰撞理论动量相等的原理来计算环锤的重量。前一种方法由于没有考虑环锤打击矿块后的速度损失，故计算出来的环锤重量往往偏小，需要根据实际情况修正。下面就介绍后一种计算方法。根据碰撞理论动量相当的原来计算环锤重量时，考虑到环锤打击矿块后，必然会产生速度损失，如果环锤打击矿块后，其速度损失过大，就会使环锤绕本身的悬挂轴向后偏倒，这时环锤由于速度减小而使动能减少，在下一次与矿块相遇时，他会狂然通过而破碎不了矿石，因而会降低环锤冲击式破碎机的生产率和增加无用功的消耗。为了使环锤打击矿石后生产的偏斜，能够由于离心力的作用而在一次转动过程中很快恢复正常位置（甩开呈放射状），所以，这就要求环锤打击矿石后的速度损失不宜过达到。根据实践总结，环锤打击矿石后的允许速度损失随着破碎机的规格大小而变，一般在4060%的范围年，即： v=(0.40.6)式中，v环锤打击矿块后的线速度，米/秒： v环锤打击矿块前的线速度，米/秒： 原则上转子直径越大，允许的速度损失越大，反之则偏小取。 若环锤与矿块为非弹性碰撞，且设块碰撞前的速度为零，由此，则根据碰撞理论动量相等的原理可得下列方程式： v=（g/g+q）v式中：g 环锤折算到打击中心处的重量，公斤： q 量大给矿块的重量，公斤。 若已知q，根据质量代换法，则可的环锤的质量： mh=（0.71.75） m（r/r0）2式中， m最大给料块的质量，假定物料为球形，则 m=（dw/1.24）3r销轴中心至环锤打击中心的距离，mm r0销轴中心至环锤重心的距离，mm所以，根据碰撞理论动量相等的原理，有 m锤v=（m锤+m矿）v， 又，v=（0.4-0.6）v m锤v =0.6 m锤v+0.6 mv矿 0.4m锤=0.6矿 ， 即：m锤=1.5 m矿 ， （其中，m矿为最大给矿量的质量。）由原始条件知道，最大给矿量入料粒度为220mm，p=1200kg/m3（假设矿石为球状）， m矿=4/33.14r3p =4/33.140.1131200 =6.69kg所以：m锤=1.5 m矿=1.56.69=10.03kg即：环锤的质量为10.03 kg。3、每排的环锤个数当给料高度和转子转素一定，若每排环锤个数过少，物料会落到转子体上而使表面磨损，不能有效利用环锤动量打击物料，反之，若每排环锤个数过多，物料不会落到环锤的“打击区域”，而仅仅接触环锤的边缘，即损失了能量，也加剧了环锤的磨损。因此，准确地选取每排环锤个数至关重要。根据给料高度，转子转速和转子结构尺寸，满足环锤在相隔打击物料的时间内，物料能自由下落至环锤的“打击区域”，也得出环锤冲击式破碎机的每排环锤个数计算史如下： zl（602gh）/nh 式中，-系数，考虑环锤宽度及入料块尺寸和形状的系数，取 =0.6-0.8： n-转子转速，r/min： h -给料高度，m： g -重力加速度，g=9.81 m/s2 ： h-环锤工作区深度，m。 环锤数目与转子直径有关，当转子直径小于1.5米时。环锤冲击式破碎机的环锤沿圆周方向的个数为36，当转子直径大于为.5米时，可选取用6-10个。矿石较硬和破碎机比较大时，环锤数目要多些。 根据前面的计算知道转子直径为.1m，所以环锤冲击式破碎机的环锤沿圆周方向的个数为3-6个，为了避免惯性，取：z=4个。4、圆盘数与环锤排数的确定 设圆盘排数为x，环锤排数为y，根据经验圆盘与环锤的宽度比为1：3，又根据经验知道圆盘宽度为30-50mm。 取圆盘宽度为40mm，则环锤宽度为120mm。有，40x=120y=1000 （1） x-y=1 （2）解（1）（2）式得： x=7 y=6所以，圆盘排数为7排，环锤排数为6排。5、筛板的筛孔尺寸 破碎时，筛孔尺寸按下式近似确定： c=（1.5-2）d式中，d最大的出料粒度。 所以 c=（1.5-2）15=22.5-30mm,取c=30mm。即：筛板的大小为30mm。6、转子的转速转子的转速影响着环锤冲击式破碎机的破碎效率，破碎比和生产能力。它取决于环锤破碎物料所需的圆周速度。破碎物料时，环锤与物料冲击点的圆周速度可以按下式近似地确定。 v=7.73（p/rod）2 m/s式中，d-最大的出料粒度，cm： p-破碎每的瞬间阻力，取p=32kg/cm2 ro-物料的容重，g/cm3。生产时间标明，破碎每时的圆周速度通常在35-75m/s范围内较适宜。所以：v=7.73p/（rod）2=7.7332/（1.21.5）2=52.25m/s在35-75m/s的范围内。（因为破碎每的时候，圆周速度在35-75m/s）。7、生产率 环锤冲击式破碎机的生产率可按下式计算 q=adplp t/h式中，a-系数，a随筛孔直径而变，筛孔直径越大，a值也越大，一般a=300-400。 dp-转子的直径，m： lp-转子的长度，m： 所以：q=4001.11 =440t/h即：环锤冲击式破碎机的生产率的生产率为440t/h。8、转子轴的受力分析和强度计算 转子轴是环锤冲击式破碎机的重要零件之一，为了保证机器稳定地运转，为了提高转子轴使用寿命，应该详细地研究转子的受力情况。 在环锤冲击式破碎机中，转子轴上作用有三类载荷，这一点在400环锤冲击式破碎机模型的试验则市中得到了正式，第一类载荷是转子轴自重和皮带轮上的张力生产的：第二类载荷是由于转子的不平衡而生产的离心力：第三类载荷是环锤与物料碰撞而生产的冲击而在转子轴上生产的附加反力。它取决于作用在转子上的冲量及由环锤，转子体及支撑组成的弹性系统的刚度，这样载荷每个瞬时大小不等，其作用时间又短，仅为千分之几秒。1）、轴的校核 根据前面知道轴的最小轴径为d1=71.00mm ， p=34.8kw ，n=740r/min 。由式：t=9550p/n1（0.2713）=6.27mpa 。 t=955034.87401（0.2713） t=6.27mpa查机械设计基础课本表152可知，（t）=3040mpa 。所以，t=6.27（t），轴的扭转刚度足够。2）、键的校核由于键的连接是静连接，所以，p=4t/dhlp 式中，d-轴的直径，单位为mm： h-键的高度，单位为mm： l-键的工作长度，单位为mm。对于a型键，l=l-b：b型键，l=l： c型键：l=l-b/2：查机械设计基础表10-9知道键的系数如下：（键宽b，键高h，键长l，键所在处的轴径d。）t=9550p/n=955034.8/740=449.11nm 由于键1为c型键，所以，l=114，b=18，h=11，d1=71mm ，p=4t/（d1hl）=4449.111000/（7111114）=120.18mpa 。查机械设计基础表10-10知道，所以，键1合格。 键2为a型键，所以l=280，b=22，h=14，d2=95，p=4t/（d2hl