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LPX6电动机下置式锤式破碎机设计,lpx6,电动机,下置式锤式,破碎,设计
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南昌航空大学科技学院学士学位论 文 1 1 绪论 碎机的发展现状及应用 随着国内基本建设和国民经济的持续发展，我国的建设机械市场已经成为国际设备制造商关注的焦点，破碎机械行业也不例外，外资的进入，进一步加剧了市场的竞争程度，国内破碎机械企业要想在竞争的大潮中取得先机，其首要问题就是要提高现有破碎设备的质量和技术含量，尽快缩小与国外先进水平的差距，创造自己的品牌，争取市场主动 。 国内外破碎机械存在差距的原因很多，其中市场需求不同是造成差距的客观原因，由于国际市场上优秀的破碎设备制造商集中在欧美地区，那里大规模的基本建设阶段已过去，市场对砂 石料的需求不多，且环保要求又高，势必形成砂石场高度集中以大规模生产来实现环境保护，帮所需破碎设备规格大、自动化程试想高、机动性强。满足这样的市场需求发展的破碎设备与国内产品不大一样，而我们正处于大规模的基本建设时期，各地对砂石料的需求剧增，引起投资砂石场热，遍地开花的砂石场往往规模小，只求上马快、投资少，供不应求的市场使粗制滥造、技术水平低下、耗能高、污染环境严重的产品纷纷进入，而这些设备往往只能以低价来占领市场，因此与国际上先进水平差距明显。国际上专业的立轴冲击式破碎机制造商已普遍采用陶瓷制作耐磨零件，而 不仅仅是硬质合金（碳化钨）和高铬铸铁。陶瓷材料不但可耐较高的温度，而且有特别好的抗腐蚀性，因而在带有相当温度的物料高速冲击时耐磨性能良好。国内的立轴立轴冲击式破碎机目前采用硬质合金和高铬铸铁材料，质量不稳定，易腐蚀和磨损，且易被金属件击碎，由于砂石场使用的破碎设备国内外产品差距明显，故国内高端市场，如规模较大的砂石场仍是进口的设备占多数。 因而近制就是测绘国外产品，以此作为更新换代的主要手段，技术进步甚慢。目前国内的破碎机械制造商无论国有企业还是民营企业，在科技开发上的投入不足是产品差距的主观原 因，既缺乏科研手段（例如几乎没有一家制造商具备岩石实险室），又缺少先进技术支撑，自主产权的开发力量十分薄弱。尽管国内外破碎设备差距很大，但纵观国外的破碎设备制造商由于本土市场日渐缩小，生产成本高，纷纷开拓本国以外的市场，而且作为传统工业在资金、人才等方面获得新的投入甚少，因此，近来年兼并重组频繁，这种局面给国内破碎机械制造商以很大的发展机遇，毕竟我国的制造成本较低，又有较好的重工业基础，通过引进国际上先进技术，产学科研投入，一定能克服技术上的差距，使我国的破碎设备产品更好的进入国内外市场。 立轴锤式 破碎机在吸收国内外先进技术 和综合国内外同类破碎机技术 ，具有破碎南昌航空大学科技学院学士学位论 文 2 效率高、破碎比大、磨损少、工作平稳、能耗低、维修方便等优点，是一种较理想的节能型破碎设备。 同时 对主要技术参数进行优化设计研制成的新型细碎、粗磨产品，主要用于中、小型破碎水泥生料、熟料，用于建筑用砂、铁矿石、砂岩、石膏、煤矸石、块煤等其它中硬矿石的破碎。具有破碎比大、能耗少、运转平稳、结构简单、操作维修方便等特点。 它 不仅适用于中等硬度脆性物料（如石灰石、水泥熟料、石膏、硫铁矿石、煤块等多种物料）的破碎，还适用于建材、化工、冶金、矿山、电力、煤炭等 工业部门的原料破碎系统。 碎机和锤式破碎机的分类 破碎机的分类 （ 1）按破碎作业的粒度要求分为： 中碎和细碎作业破碎机 （ 2）按结构和工作原理分为： 颚式破碎机、旋回破碎机、圆锥式破碎机、辊式破碎机、锤式破碎机和反击式破碎机等 。 （ 3）锤式破碎机分类： 单转子（单轴式）和双转子（双轴式） 。 锤式破碎机的分类 （ 1）按回转轴数分为：单转子和双转子。 （ 2）按转子的回转方向分：不可逆式和可逆式。 （ 3）按锤头的排列方式分：单排式和多排式。 （ 4）按锤头在转子上的连接方式 ：固定锤式和活动锤式。 式破碎机的优缺点 锤式破碎机的优点 （ 1）构造简单、尺寸紧凑、自重较小，单位产品的功率消耗小。 （ 2）生产率高，破碎比大（单转子式的破碎比可达 i=10 15） ,产品的粒度小而均匀，呈立方体，过度破碎现象少。 （ 3）工作连续可靠，维护修理方便。易损零部件容易检修和拆换。 锤式破碎机的缺点 （ 1）主要工作部件，如：锤头、衬板、转子、圆盘等磨损较快。 （ 2）破碎腔中落入不易破碎的金属块时，易发生事故。 （ 3）含水量 12%的物料，或较多的粘土， 出料处易堵塞使生产率下降，并增南昌航空大学科技学院学士学位论 文 3 大能量损耗，以至加快了易损零部件的磨损。 2 立轴锤式破碎机的工作原理及破碎实质 轴锤式破碎机的工作原理 立轴上设置有多层锤头，由进料斗进来的物料利用物料自重均匀喂入，在自由坠落过程中，首先被上层高速运行的锤头冲击，物料被击向反击板，反击板再将物料反弹向锤头，随物料的自重向锤头与反击板之间冲撞，物料与物料之间的冲撞，使物料粉碎，被粉碎的物料由底部出料斗排出机外。 轴锤式破碎机的破碎实质 碎的目的和意义 （ 1）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。 （ 2）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。 碎过程实质 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，体积学说等。 3 立轴锤式破碎机总体及主要参数设计 本次设计的是单转子、多排锤、不可逆式的电动机下置式立轴锤式破碎机，型号为 00。 立轴锤式破碎机由上盖、机壳、立轴转子、底座和传动装置组成。上盖一侧 上面 设有喂料口（进料斗），中间设有转子轴承座。机壳内装有可拆换的反击南昌航空大学科技学院学士学位论 文 4 板，中心立轴转子安装有数排对称布置的打击锤头，传动装置由异步电动机、电机机座、张紧机构及 传动机构 构成，同立轴转子相连，底座下部 设有出料口及料斗。 破碎腔里面的破碎机构采用 单转子多排锤 可逆式，单转子即一根主轴，多排锤头通过连接装置固定在主轴上，锤头交错布置。而且锤头的回转采用可逆式，这样能够在锤头遇到大的破碎阻力时，锤头向相反的方向转动，减轻主轴的承载负荷，保护主轴不被损坏。里面的破碎衬板通过螺栓连接固定在筒体上。筒体和破碎机构固定在底架上。 给定的原始条件及数据： （ 1）设计电动机下置式立轴锤式破碎机，该破碎机可以将尺寸小于 200 200150的脆性建筑垃圾粉碎成尺寸小于 8 8 8的碎块。 （ 2）电动机下置式 立轴锤式破碎机设计；采 用甩锤式结构，结合可更换破碎板工作；产量为每小时 6吨。 （ 3） 共用 9 只甩锤，每只约 7速为 750（ r p m），旋转直径为 500动时间 为 15 秒。 根据给定的数据和条件，本次所采用的设计方案是电动机下置式锤式破碎机，它通过带轮和皮带将电动机的转矩传递给主轴，从而带动锤头旋转，来破碎物料。 电动机下置式锤式破碎机的结构示意图如下： 电动机下置式锤式破碎机结构示意图 压盖、上筒体、下筒体、出料斗组成，各部分通过螺栓连接。上部的进料斗采用对称的双口进料，这样可以在物料进入破碎腔 时，更多的物料进行碰撞而破碎，减少了物料的粒度，从而也减轻了锤头的工作量，减轻主轴的承载负荷，降低了电动机的功率。下面的出料口采用单个出料口，使在卸料的过程中，大块的物料能够再次破碎降低粒度。 接盘、螺栓等组成。连接盘上开有三个均匀分布的螺栓孔，锤头通过螺栓、连接盘悬挂起来，连接盘中间通过套筒分开。 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. 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。 转子的回转半径有一定的间隙的圆弧状，合格的产品通过筛缝排出。筛条多为一组尺寸相等的钢条。安装时，南昌航空大学科技学院学士学位论 文 5 插入上压盖和下筒体上的凹槽。筛条用焊接的方法焊接在筛条架上。 根据它的破碎特点，采用带式传动。利用带轮和传动带（ 的摩擦将动力源 (电动机 )的动力传递给破碎机的主轴，带动锤头进行破碎。采用带式传动，能缓和载荷冲击吸震，运动平稳，无噪声 ;价格便宜；能够实 现长距离的传动。最重要的是在破碎机过载时将引起带在带轮上打滑，从而保护了主轴不被破坏。 动机下置式锤式破碎机主要参数的设计计算 动机功率的计算 根据给定的已知条件：转速为 750（ r p m），旋转直径为 500动时间 15秒。 由公式 : 3 . 1 4 7 8 . 56 0 3 0 3 0nn r a d s 式中 （ 根据角加速度： 27 8 . 5 / 5 . 2 3 /15d r a d s r a d sd t s t 动时间 （ s） 求得的加速度为： 220 . 2 5 5 . 2 3 / 1 . 3 1 /ta r m r a d s m s r 子的旋转半径 （ 主轴上受到的力： 7 9 1 . 3 1 7 3 . 3 6F m a k g K N 头的质量 （ 扭矩为： 7 3 . 3 6 0 . 2 5 1 8 . 3 4T F r K N m K N m G 由此计算出的功率： 南昌航空大学科技学院学士学位论 文 6 01 8 . 3 4 7 5 0 1 . 4 69 5 5 0 9 5 5 0k w 式中 0总的传动效率 0 1 2 3 1的传动效率 滚子轴承的传动效率 取 圆锥滚子轴承的传动效率 取 0 . 9 5 0 . 9 9 0 . 9 8 0 . 9 2 则轴的功率为： 00 3 . 8 6 1 . 4 6 5 . 3 6P K P k w 式中 0碎机的安全系数 0 1 2 3K K K 1承的载荷系数 带的工况 2 3承的载荷系数 1表 12 电动机的型号是 Y 132定转速为 载转速时 1440 ，质量是 81 子的直径和长度 已知条件：转子的旋转直径是 500 转子的长度计算如下： 因为该破碎机是用来破碎建筑垃圾的，查得水泥混凝土的密度是 。由公式 ： 中 V 碎机的容积 （ 3m ） 南昌航空大学科技学院学士学位论 文 7 碎机的流量 （ ） 已知电动机的破碎能力是 6，即破碎 机的每小时的流量是 6t ，则 设电动机每 5分钟排放掉一腔的建筑垃圾，从而得： 1 3 . 1 4 0 . 31 2 3h 式中 h 碎腔的高度 （ m） 解得： h=450 进料口的宽度 因为采用的是对称的双进料口，则一边的进料口的宽度和转子的旋转半径相等。 料口的尺寸 达到破碎粒度的物料通过筒体上的筛板和下筒体上的筛孔落下，筛板上的筛条间的尺寸和下筒体的筛孔尺寸由物料的粒度决定。 头的质量 已知每只锤头的质量是 7有 9只锤头，则采用三排锤头，每排三只。 4 电动机下置式锤式破碎机主要结构设计计算 轴的设计计算 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。 轴材料的选择 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。有的则直南昌航空大学科技学院学士学位论 文 8 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。所以采用的是 45号钢。 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，对该主轴来说，其安装顺序是：先把轴部装装好，然后放进筒体内，接着安装破碎腔内的锤头、连接盘等，最后安装带轮等。 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 后再按照主轴的装配方案和定位要求，从 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、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。 初步确定轴的最小直径： 按 2式（ 15 2）估算轴的最小直径。 663333 09 . 5 5 1 0 9 . 5 5 1 00 . 2 0 . 2 n n 式中 0 . 5 5 1 00 . 2 TT用扭转切应力， n 的转速， r P 传递的功率 d 算截面处轴的直径 选取轴的材料是 45 钢，调质处理。查表 15 3， T= 25 45, 0=126 103,南昌航空大学科技学院学士学位论 文 9 取0=120，于是得： 33m i n 0 7 . 51 2 0 2 8 . 9 2750 m 另外轴的安全系数为 3，取为 : m i n 2 . 5 7 2 . 3d m m m m 输出轴的最小直径 是安装大带轮处的直径。（图 1中1d），轴的截面上开有单个键槽，因此轴径应增大 3%，则： m i n 7 2 . 3 1 . 0 3 7 4 . 4 7d m m m m 取 m 5d m m的结构设计 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）拟定轴上零件的装配方案 根据前面的叙述，现选用 图 1所示的装配方案。 图 1 轴零件装配方案 （ 2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1）为了满足大带轮的轴向定位的要求，大带轮的右边需一轴肩定位，则取 -段的直径是 d - =85带轮右端用压盖轴向定位，压盖的内直径取为 80轮端的长度大于带轮的宽度，取为 L - =90 2）初步选择滚动轴承。因轴承同时受到径向力和轴向力的作用，则在 -段使用调心滚子轴承。查 3表 93519的轴承，因此， d - =90段轴的长度略小于 轴承的宽度，取为 L - =40承的左端采用轴肩定位，由 3表 93519型号的轴承的定位轴肩高度是 d - =108右端用南昌航空大学科技学院学士学位论 文 10 轴承盖定位。为了承受轴向力的作用，在 -段采用圆锥滚子轴承。查 3表 90219 的轴承，圆锥滚子轴承成对使用。此右端采用轴肩定位，为了满足加工的合理性，故 d - = d - =108圆锥滚子轴承之间用套筒分开，套筒的直径应略大于 -段的直径大小，取为 d 套 =100 3）破碎腔段直径和长度的确定。由前 面的计算已经得出破碎腔的高度约为450所采用的设计方案是用三排锤头，每排三只锤头，锤头用连接盘连接并固定在轴上，它的下连接盘靠右边的轴肩和套筒定位，则 d - =90 L - 的长度小于破碎腔的高度，取为 440 4）轴上其他的段的长度及直径。在 -段上，轴承端盖的宽度是 36虑到结构的工艺性和整体装备的合理性，取 L - =100 -段和 -段只是起轴向定位的作用，取 L - =30 - =50 - =160 -段上，上轴承端盖的宽度为 40外两圆锥滚子轴承的宽度及套筒的长度，此处的结构的合理性，取 L - =160 5）轴上零件的周向定位。大带轮和连接盘的周向定位均采用平键连接 d - 段由3表 8b h=2012槽采用键槽铣刀加工，长为 72时为了保证带轮和轴良好的对中性，故选择带轮和轴的配合为 87样，连接盘和轴的连接，选用平键为 2514200接盘和轴的配合同样为 87 6）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。 （ 3）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、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。对这南昌航空大学科技学院学士学位论 文 11 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 1中的表。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。 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，有两处都采用的是平键连接，连接盘、带轮都是用平键连接的。按其直径，由手册查地平键剖面 b h，键槽用键槽铣刀加工的。 轴的结构图如下图 2所示： 图 2 轴结构简图 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，还应该进行振南昌航空大学科技学院学士学位论 文 12 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。根据图 2 轴的结构图做出轴的计算简图（图 3）。 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所示。 图 3 轴受力分析图 南昌航空大学科技学院学士学位论 文 13 图 4 轴水平面和垂直面的受力分析图 根据上述的简图，分别按水平面和垂直面计算各力产生的弯矩，并按计算结果分别做出水平面的弯矩 V(图 5)；然后按下式计算总弯矩并做出 由前面的计算 据水平面内的受力简图得到： 12t h F 121Fh 5 0 解得 ： 2 132 N则： 1 5 8 . 6 4 N1 做出水平面内的弯矩图（图 5）。 南昌航空大学科技学院学士学位论 文 14 图 5 轴水平面弯矩图 在垂直面内， 22r n n F F 120 0 . 1 4 0 . 3 3n n n F M 210 0 . 1 9 0 . 2 4r n F 212 式中 R=m=63v= 解得： 26250 由式子中解得： 7 8 5 3 1 9 9 3 4 . 9 8 4 6 1 ： 9 9 3 4 . 9 0 . 0 9 8 9 1 . 1 4 m N m 根据计算的结果做出垂直面内的弯矩图（图 6）。 南昌航空大学科技学院学士学位论 文 15 图 6 轴垂直面弯矩图 根据公式 22 M 1 2 2 . 7 N m2 6 . 6 N m1 6 9 7 . 4 3 m2 8 9 1 . 1 4 m则 2 2 2 21 1 1 2 2 . 7 . 6 9 7 . 4 3 . 2 2 7 1 0 . 7 1 M K N m N m N m 2 2 2 22 2 2 6 . 6 . 8 9 4 . 1 4 . 6 6 6 0 . 3 M K N m N m N m 做出弯矩 M 图（图 7） 图 7 总弯矩图 做出扭矩图（图 8） 南昌航空大学科技学院学士学位论 文 16 图 8 扭矩图 按弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面）的强度，根据 1式（ 15上面计算的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环的变应力，取 。则轴的计算应力 22 22132 2 7 1 0 . 7 1 8 . 5 10 . 1 7 0 P a M P 式中 的计算应力， 所受的弯矩， 所受的扭矩， 的抗弯截面系数， 31 其值按 1表 15 前已经选定轴的材料是 45 钢，调质处理，由 1表 15得 1=60此1 ，故安全。 轴的工 作图见零件图 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。 南昌航空大学科技学院学士学位论 文 17 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。 承的选择 轴承，尤其是一些常用的轴承，主要是指一些滚动轴承，绝大数都已标准化。因而，我们只需要进行一部分的设计内容，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。 承材料的选择 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 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。反之，硬度下降。 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，其转子的转速为 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。查 3表 93519。零件的结构尺寸 d=95D=170=43装尺寸 承采用脂润滑。则轴承的结构简图见下图（图 9）： 南昌航空大学科技学院学士学位论 文 18 图 9 调心滚子轴承的结构简图 另外主轴还受一轴向力，选用一对圆锥滚子轴承，查 3表 9择轴承的型号是 30219。轴的尺寸 d=95D=170T=B=32C=27装尺寸 062=10655630样润滑方式采用脂润滑。其结构简图见下图（图 10）： 图 10 圆锥滚子轴承结构简图 承的寿命计算 选用的调心滚子轴承只受到径向力，由 3表 9得它的额定动载荷为248N ，由寿命计算公式： 61060 南昌航空大学科技学院学士学位论 文 19 式中 n 转速 ， C 额定动载荷 当量动载荷 于滚子轴承 103当量动载荷仅为一理论值。实际上，在许多支承中还会出现一些附加载荷，如冲击力、不平衡作用力、惯性力及轴挠曲或者轴承座变形产生的 附加里等等。这些因素很难从理论山精确计算。为了计及这些影响，可对当量动载荷乘上一个根据经验而定的载荷系数值参见 3表 13实际计算时，轴承的当量载荷应为： p r aP f X F Y F 而调心滚子轴承的当量载荷为： f F查 1表 13 2 . 5 2 . 5 则调心轴承的寿命为： 106 6 3 31 0 1 0 2 4 8 1 01 0 4 2 8 . 66 0 6 0 7 5 0 1 9 6 3 4 圆锥滚子轴承 由前面的计算知道 7246 N 1 9 9 3 9 . 9比值 17246 0 . 7 39 9 3 9 . 9查 3表 9 e=此时 南昌航空大学科技学院学士学位论 文 20 1按照 1表 133表 90 . 4 0 , 1 . 6 额定动载荷为 1 3 3 . 4 2 N所以 2 . 5 0 . 4 0 9 9 3 9 . 9 1 . 6 7 2 4 6 3 8 9 2 3p n aP f X F Y F N 同样取 圆锥滚子轴承的寿命为 106 6 3 31 0 1 0 1 3 3 . 4 2 1 01 3 4 9 4 . 36 0 6 0 7 5 0 3 8 9 2 3 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（比如用轴肩）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。此次设计中轴承的轴向固定采用轴承端盖进行定位。其结构简图如下（图 11） 图 11 轴承端盖结构简图 另外，定时更换轴承。 南昌航空大学科技学院学士学位论 文 21 具体的轴承端盖的结构加工尺寸见零件图 零件图 动方式的选择和计算 由于破碎机的传动不需要严格的传动比，且根据它的破碎特点，采用带式传动。利用带轮和传动带（ 的摩擦将动力源 (电动机 )的动力传递给破碎机的主轴，带动锤头进行破碎。 采用带式传动，能缓和载荷冲击吸震，运动平稳，无噪声 ;价格便宜；能够实现长距离的传动。最重要的是在破碎机过载时将引起带在带轮上打滑，从而保护了主轴不被破坏。 该部分的设计主要体现在 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 额定功率为 号是 载转速 1440r/定转速 960r/动机的主轴直径是 38 通 算 (1) 确定计算功率 根据 1式 8 P K P式中 计算功率， 工作情况系数，见 1表 8 P 所需的传动功率， 查 1表 8 求得： 1 . 3 5 . 5 7 . 1 5c a P K W K W (2) 选择 根据计算功率 1图 8带的带型为 (3) 确定带轮的基准直径 验算带速。 1） 初选小带轮的基准直径 根据带型为 参考 1表 8125 2）验算带速 V 南昌航空大学科技学院学士学位论 文 22 根据 1式 8113 . 1 4 1 2 5 9 6 0 6 . 2 86 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0m s 3） 计算大带轮的直径 21960 1 2 5 1 6 0750i d m m 由 1表 8 2 200dd m m4） 确定中心距 a，并选择 d 根据带传动总体尺寸的限制条件或要求的中心距，结合 1式 8 1 2 0 1 20 . 7 2d d d dd d a d d 00 . 7 1 2 5 2 0 0 2 1 2 5 2 0 0a 取0 600a 计算带长 2210 0 1 2022242 0 0 1 2 53 . 1 42 0 0 1 2 5 2 0 02 4 6 5 01 2 0 0 5 1 0 . 2 5 2 . 1 61 7 1 2 . 4d a d 由 1表 8 1800dL m m。 计算中心距及变动范围 实际中心距近似为： 00 21 8 0 0 1 7 1 2 . 460026 4 3 . 8取 650a 。考虑到带轮的制造误差，带的弹性以及因带的松弛而产生的补充张紧的需要给出中心距的变动范围，由 1式 8昌航空大学科技学院学士学位论 文 23 m i nm a 0 1 56 5 0 0 . 0 1 5 1 8 0 06230 . 0 36 5 0 0 . 0 3 1 8 0 0704a a （ 4）验算小带轮的包角1由 1式 8知，小带轮的包角1小于大带轮上 的包角2。又由 1式 8带轮上的总摩擦力相应地小于大带轮上的总摩擦力。因此，打滑只可能在小带轮上发生。为了提高带轮传动的工作能力，应使 1 2 1 5 7 . 31 8 0 9 0a 则： 1 2 15 7 . 31805 7 . 31 8 0 2 0 0 1 2 56501 7 3 . 4 9 0a （ 5）确定带的根数 Z 001 . 3 5 . 5(1 . 9 1 0 . 0 7 ) 0 . 9 9 0 . 9 63 . 7 64 P K K 所以带的根数为 4根。 V 带传动在运转一段时间以后，会因为带的塑性变形和 磨损而松弛。为了保证带传动的正常工作，应定期检查带的松弛程度，并采取相应地补救措施。本设计中带的张紧措施是利用两螺母的旋进和旋出来调整带的松紧。 带轮设计计算 （ 1）带轮材料的选择 常用的带轮的材料是 速较高时可以采用铸钢或用钢板冲压后焊接而成。 00 型破碎机的转速不高，所以选择使用带轮的材料是 南昌航空大学科技学院学士学位论 文 24 （ 2）带轮结构形式的确定 带轮的结构形式与基准直径有关。由前面的计算得知，小带轮的基准直径是125安装小带轮的电机主轴的直径是 38于小 带轮，它的结构形式采用 1图 8带轮的结构尺寸： 1 1 . 8 2 1 . 8 2 3 8 6 8 . 4 7 6d d m m 则取 72 因为是 4根带，所以 32B e f 由 1表 8 1 5 0 m m m f m m而取 1 7 m m 则 3 1 5 2 1 7 . 5 8 0B m m 取 L=120 11db 小带轮的结构图如下图（图 12） 图 12 小带轮结构简图 具体的结构尺寸见零件图 大带轮的计算 根据前面的计算得知：大带轮的基准直径是 200安装大带轮的主轴直径是南昌航空大学科技学院学士学位论 文 25 75 因为 所以大带轮采用腹板式。 同样，大带轮的宽度 80B 取 1 105d m m腹板的厚度 1 1 1 1 8 0 1 1 . 47 4 7 4 取 12c 大带轮的结构简图如下图（图 13）： 图 13 大带轮结构简图 具体的结构加工尺寸见零件图 于铸造的带轮，在轮缘、腹板、轮辐及轮毂上不允许有砂眼、裂缝、缩孔及气泡；铸造带轮在不提高内部应力的前提下，允许对轮缘、凸台、腹板及 轮毂的表面缺陷进行修补；转速高于极限转速的带轮要做静平衡，反之要做动平衡。其他的条件参见 的规定。 头的
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