立轴式破碎机设计（含全套CAD图纸） .pdf

摘 要 为了提高加工效率， 本课题设计了一种出料粒度为 1 5 2 0 m m 的立轴式破碎 机，根据要求设计了锤击部分和反击部分。物料由进料口进入破碎腔，经过锤头 的冲击、剪切、劈碎、折断，实现物料的中碎；锤击的物料冲击到安装在破碎腔 内的反击板上，又经过物料与反击板、物料与物料的互相冲击, 从而实现了物料 的细碎。本机融合了锤式破碎机、反击式破碎机与立轴式破碎机的优点, 降低了 生料和熟料的入磨粒度，较好地达到了设计要求。 关键词：破碎机 反击板 锤头 目 录 摘要i 1 引言 1 2 概述 2 2 . 1 水泥装备的发展趋势 2 2 . 2 设计要求及分析课题 2 2 . 3 立轴式破碎机的工作原理简介 3 2 . 4 立轴式破碎机的构造 3 3 总体方案论证6 3 . 1 机型的确定 6 3 . 2 产品的确定 7 4 传动装置的总体设计 7 4 . 1 电动机的选择 7 4 . 1 . 1 立轴式破碎机的设计参数 8 4 . 1 . 2 功率的确定 8 4 . 2 传动部分的设计 8 4 . 2 . 1 确定计算功率 p c a 8 4 . 2 . 2 选择 v 带型号8 4 . 2 . 3 确定带轮直径 dd 1, dd 2 9 4 . 2 . 4 确定中心距 a 和带的基准长度 d l 9 4 . 2 . 5 验算主动轮上的包角 1 9 4 . 2 . 6 确定 v 带根数 z 1 0 4 . 2 . 7 计算单根 v 带初拉力 f 1 0 4 . 2 . 8 计算对轴的压力 fq1 0 5 立轴式破碎机主要参数的确定1 3 5 . 1 基本结构参数 1 3 5 . 1 . 1 转子的直径与长度1 3 5 . 1 . 2 基本结构尺寸1 3 5 . 1 . 3 锤头质量的确定1 3 5 . 1 . 3 . 1 按动能定理计算锤头质量1 2 5 . 1 . 3 . 2 按动量定理计算锤头质量1 2 5 . 2 主要工作参数的确定1 3 5 . 2 . 1 转子的速度1 3 5 . 2 . 2 生产能力1 4 5 . 2 . 3 功率1 4 5 . 3 转子的结构设计1 5 5 . 3 . 1 轴的设计计算及校核1 5 5 . 3 . 1 . 1 轴的结构设计1 5 5 . 3 . 2 轴的强度计算1 5 5 . 3 . 2 . 1 破碎力的确定1 6 5 . 3 . 2 . 2 轴的受力分析1 6 5 . 3 . 2 . 3 判断危险剖面1 8 5 . 3 . 2 . 4 轴的弯扭合成强度校核1 8 5 . 3 . 2 . 5 轴的疲劳强度安全系数校核1 8 5 . 3 . 3 转子的设计2 1 5 . 3 . 3 . 1 锤头的设计2 2 5 . 3 . 3 . 2 安装2 3 5 . 4 轴承和键的选用2 3 5 . 4 . 1 轴承的选用和润滑2 3 5 . 4 . 2 键的选用2 4 6 相关零件的设计2 4 6 . 1 反击板的设计2 4 6 . 2 门的设计2 5 7 辅助零件的设计2 6 7 . 1 注油管2 6 7 . 2 密封装置的选择2 6 8 结论2 6 9 致谢2 8 参考文献 2 8 附件清单 2 9 u g 三维图集一份 3 0 1 引言 建材产品的生产, 从原料、燃料到半成品都需要进行破 碎和粉磨, 其目的是使物料的表面积增加, 以提高物理作用 的效果及化学反应的速度, 如促进均匀混合, 提高物料的流 动性, 便于贮存和运输, 提高产量等。水泥熟料和石膏一起磨 碎成最终产品, 其磨碎的粒度越细, 表面积越大, 则水泥的标 号就越高。改善和提高产品的质量和数量, 减少动力消耗, 降 低生产成本, 对达到优质、高产、低消耗具有重要意义。 机械冲击粉碎是建材行业材料破碎的主要手段，其设备 效率是重要的技术和经济指标。目前在破碎机的设计研究 中，主要集中在耐磨材料和常规设计的改进。 在水泥行业、选矿电力等工业领域中广泛使用粉磨机 械，但各类粉磨机械都有生产效率低，能耗高的缺点。当前 的发展趋势是“以破代磨” ，借助加强粉磨机前的粉碎，降 低入料粒度，可大幅度提高粉磨机产量，降低综合能耗。根 据毕业设计论文任务书要求, 结合市场上所使用的各类型号 的破碎机及由厂家在使用过程中所反馈的信息, 分析其问题 的来源, 并相互比较综合各类破碎机的优点而确定的。 设计要求: a 、最大进料粒度： 1 5 0 m m ；b 、出料粒度： 1 0 m m ；c 、生产能力：2 5 - 3 0 t / h 。 使用范围：立轴式破碎机既可以用于生料的破碎, 又可 以用于熟料的破碎。 它适用于粉碎水泥熟料、 粒状高炉矿渣、 石灰石、砂岩、页岩、煤矸石、煤块、铝块石、金矿石、钼 矿石等多种物料。它广泛应用于：建材、化工、冶金、电力、 煤炭、矿山等工业部门。 技术要求：机械设计应保证其功能良好、使用可靠、维 护方便；零件结构设计要选择合理的毛坯型式和材料，并尽 可能的采用标准件和通用件，并具有良好的工艺性。 设计方法：采用二维 c a d绘制图纸和在 u g平台上创建 三维模型相结合的方法，更加直观地将所要设计的结构表达 出来。 本课题着重解决如何将反击式破碎机和锤式破碎机的 优点结合、锤头磨损问题和机体平衡问题、破碎机在工作过 程中的粉尘泄露问题及破碎机的各工作参数的优化确定方 法等。 本设计具有很强的实用价值。因为采用了很多新的结 构， 大大降低了制造和维护的费用， 减少了机器调整的次数， 保证了生产的连续性。 2 概述 2 . 1 水泥装备的发展趋势 1 1 水泥生产的机械装备是生产水泥的重要工具，是提高劳 动生产率、降低水泥成本、减轻劳动强度的重要手段。综观 目前国内外水泥行业发展状况可知，水泥装备的发展趋势大 致可分为三个方面： a . 向大型化方向发展 近年来，世界水泥工业发展的动向之一是大型化。各国 都在致力于开发大型化的设备及其应用技术，因为大型水泥 厂能降低生产成本，减少能耗，提高劳动生产率，特别是日 产 5 0 0 0 t 熟料的水泥厂经济效益特别显著。 b . 向自动化方向发展 水泥厂的自动化程度是衡量水泥工业现代化的标 志之一，自动化技术的应用利用提高主机产量和设备运 转率，降低热耗，提高劳动生产率。 c . 向节能化方向发展 从生产工艺上看，这种能源消耗可分为两部分：一部分 是消耗燃料多的熟料烧成系统；一部分是消耗电能多的原料 和熟料的粉磨系统。因此，各国都在积极开发节能降耗的水 泥成套设备。磨前破碎正是向节能方向发展的一个重要路 口，也正是水泥设备发展的必经之路。 2 . 2 设计要求及分析课题 物料在经过粗碎、中碎以后，一般粒径为 3 0 1 0 0 m m ，而 进入磨机的粒径一般为 3 0 m m左右，由于进入磨机的粒径仍 很大，且不均衡，不但增加了磨机的负荷，而且也增加了磨 机的功耗，根据邦德理论，粉碎物料所消耗的能量，与物料 产生的裂缝长度成正比，而裂缝又与物料粒径的平方根成反 比。即：w = k ( 1 /d- 1 /d) , d为进料粒径，d为出料粒径， 因此，设计的要求是经过一级破碎的物料进入球磨机之前增 加一级破碎，以均衡和降低物料的入料粒度，从而显著地降 低功耗，达到节能降耗的目的。 锤式破碎机的结构由锤头转子篦条筛内壁衬板 机架等组成；它是通过物料进入破碎机中, 受到高速回转的 锤头冲击而破碎, 物料从锤头处获得动能, 以高速冲向破碎 板进行第二次破碎, 粒度小的从篦条筛中排出, 粒度大的物 料在篦条筛上再经过锤头的冲击研磨铣削而破碎, 合格 粒度由篦条筛排出。 反击式破碎机的结构由反击板打击板转子组成；它 将物料反复地冲击, 同时, 物料之间也互相撞击而得到破碎。 立轴式破碎机的结构由机体主轴转子衬板进出 料口组成；物料进入第一破碎腔, 受高速回转的转子上的板 锤的冲击破碎, 获得动能的料块抛击到筒体的衬板上进一步 破碎, 料块群在机腔中互相撞击而得到第一次破碎；物料进 入第二破碎腔受第二转子的挤压冲击, 把料层压紧而变密 实, 随着挤压冲击力的上升, 当应力超过颗粒所承受的强 度时, 物料被粉碎。 本课题设计的破碎机是兼以上三者之优点进行破碎, 因 此, 确定为立轴式破碎机。 2 . 3 立轴式破碎机的工作原理简介 破碎机体内研磨介质运动状态分为二部分，其一为在筒 体内旋转，其二为带到一定高度后抛落，即抛落运动状态。 前者粉碎的主要形式为研磨，而后者为冲击。磨内物料随着 研磨和冲击的综合作用而使物料粉碎。立轴式破碎机的破碎 部分主要由锤击部分和反击部分两部分组成，物料由进料口 进入破碎腔，经过锤头的冲击、剪切、劈碎、折断，使得物 料粒径降低，然后再经过反击破碎，通过反击破碎中反击板 的冲击、剪切和物料的自撞破碎，进一步降低和均衡物料的 粒径，从而实现了物料粉碎的目的。 2 . 4 立轴式破碎机的构造 立轴式破碎机由筒体、转子、机盖附件、底座等部分组 成，筒体由机壳、门、隔板、反击板组成，各部件分别用焊 接螺栓、螺钉连结成一体；转子由主轴、锤架组成。锤架上 偏心销轴将锤头分 4 排悬挂在锤架之间，为了防止锤架和锤 头的轴向窜动，锤架一端用轴套轴向固定，一端用止退垫圈 和锁紧螺母固定，转子支承在三个滚动轴承上，机壳内部有 反击板，反击板磨损后可以更换，机盖与轴之间漏灰现象严 重，为了防止漏灰，设有轴封。主轴是破碎机支承转子的主 要零件，冲击力由它来承受。因此，要求主轴的材质具有较 高的硬度和韧性， 如用 4 5 钢。 主轴断面为圆形， 锤架用 3 6 m m 宽的平键与轴连接，锤架是用来安装锤头的，但破碎机在逆 转时，锤架与物料接触，易造成磨损，所以选择的材料要具 有一定的耐磨性。该锤架的销轴孔都为 6 个孔，可以在销轴 孔磨损后，把锤头安装在另一个位置，在锤架中，上面一个 圆盘用以减少偏心销轴的磨损程度。锤头的质量、形状和材 质对破碎机的生产能力有很大的影响。锤头动能的大小与锤 头质量成正比，动能越大，即锤头质量越大，破碎效率愈高， 但能耗佷大。因此，应根据不同的进料尺寸来选择适当的锤 头质量。锤头耐磨性是其主要质量指标之一，提高锤头的耐 磨性，可以缩短破碎机的检修停车时间，就能大大的提高立 轴式破碎机的利用率和减少检修费用。 机盖部件由机盖、滚动轴承、圆锥套、上轴承盖、上密 封环、圆螺母以及直通式油杯组成，用螺栓连接在一起，轴 承盖用于轴承的外圆定位，轴承盖内的内油毡槽用以安装油 毡起密封油的作用，轴承盖外面有凸起的环体，挡住外面的 灰尘进入轴承盖内，圆螺母和止退垫圈使轴承的内圈得以定 位，上密封环挡住筒体内的灰尘进入到机盖内，即采用迷宫 密封来挡灰。轴承的润滑采用直通式油杯油润滑，轴承间隙 的调整可通过调整垫片得以实现。 底座部件由支承套、滚动轴承、下轴承盖、下密封环、 轴套、垫片、注油装置、底座等组成，用螺栓连接在一起， 底座用于整个转子轴的定位，支承套用来支承两个滚动轴承 和下轴承盖，调心滚子轴承主要用来承受轴向力，推力调心 滚子轴承主要承受径向力，在两个轴承之间增加一块垫片， 隔开两轴承以避免两轴承直接接触，影响两轴承的寿命。上 轴承盖用来定位，推力调心滚子轴承的外圈定位，两轴承之 间的垫片用于保证两轴承的内圈定位，轴承盖内毛毡用来保 证润滑油的密封，下轴承盖和下密封环组成的环形密封用来 挡住筒体内的灰尘进入到轴承中。 进料口由法兰、钢板焊接而成，用螺栓连接在机盖上。 出料口由法兰，钢板焊接而成，用螺栓连接在底座的加 强筋上。 机盖部分与筒体, 筒体与底座均用螺栓连接在一起，转子 与底座之间用轴承来支承。 立轴式破碎机结构模型如图 2 - 1 所示 图 2 - 1 立轴式破碎机结构模型图 3 总体方案论证 3 . 1 机型的确定 立轴式破碎机结构如图 3 - 1 所示 图 3 - 1 立轴式破碎机结构图 1 - 机械传动部分，2 - 反击破碎部分，3 - 锤击破碎部分 该机由三个主要部分组成： （1 ）机械传动部分（2 ）反击 破碎部分（3 ）锤击破碎部分。起主要作用的是锤击破碎部 分和反击破碎部分，皮带传动部分传递所需的动力。 该机采用立轴式上下安置，充分利用物料自身的重量。 减少物料运输过程所消耗的动力。通过反击破碎和圆锥破 碎，从而达到降低粒径的目的。 3 2 产品的确定 该机的产量需满足下列要求 a . 年产 1 0 万吨以上； b . 不是全日制工作，每年工作为 3 0 0 天，每天工作 8 1 6 小时。 在此基础上，该机的设计产量为 2 5 3 0 t / h 。 4 传动装置的总体设计 4 . 1 电动机的选择 1 0 4 1 1立轴式破碎机的设计参数 进料粒径1 5 0 出料粒径1 0 4 1 2 功率的确定 由邦德理论 n = k ( 1 /d1 /d) （4 - 1 ） 式中：d 出料粒径，u m ； d 进料粒径，u m ； q 产量，t / h ； 得 n = 1 8 5 ( 1 /100001 /150000) x 4 0 = 5 7 k w 由电机功率, 查手册: 选电机型号为 y 2 8 0 m - 6 功率为 5 5 k w 转速为 9 8 0 r / m i n 外形尺寸为 1 1 9 8 5 5 5 6 4 0 ( 长宽高) 。 4 2 传动部分的设计 1 0 4 . 2 . 1 确定计算功率 p c a 考虑到载荷的性质、原动机的不同和每天工作时间的长 短等，计算功率 pc a比要求传递的功率 p 略大，即 pkp aca = （4 - 2 ）式中： ka工作情况系数， 1.45577 caa pk pkw= 4 . 2 . 2 选择 v 带型号 1 根据计算功率 77 ca pkw= 1 980 /minnr= 由机械设计手册图 1 2 - 1 - 1 确定选用 d 型带。 4 . 2 . 3 确定带轮直径 dd 1，dd 2 a) 参考机械设计手册带传动设计部分，选取小带轮直径 1 d = 3 5 5 mm。 100060 11 = nd v （4 - 3 ） b) 100060 11 = nd v = 验算带的转速 max /302 .18 100060 98035514. 3 vsm= 带的速度合适 ( 普通 v 带 smv/4530 max = ) c) 从动带轮直径 2 d 2 d = 11 1 2 980355 401.05 870 n d idmm n = （4 - 4 ） 由机械设计手册表 1 2 - 1 - 1 0 查得d= 4 0 0 m m 4 . 2 . 4 确定中心距 a和带的基准长度 d l 根据 0 . 7 (1 d +2 d ) 0 a 2 (1 d +2 d ) （4 - 5 ） 取 0 a = 1 2 0 0 mm 根 据 () () 0 2 12 012 0 2 24 d dd ladd a + =+ （4 - 6 ） () 2 400355 3.14 21200(400355) 241200 + =+ 3585.8mm= 由 机械设计手册 表 1 2 - 1 - 4 选带的基准长度 3550 d lmm= 0 0 35503585.8 12001182 22 dd ll aamm =+=+ （4 - 7 ） 4 . 2 . 5 验算主动轮上的包角 1 0 0000021 0 400355 1806018060177.7120 1182 dd a = （4 - 8 ） 主动轮包角合适 4 . 2 . 6 确定 v 带根数 z a ) 由线性插值法求得额定计算功率 p0 0 27.5726.21 27.57(764700)28.44 800700 pkw =+= （4 - 9 ） 额定功率值的增量p0= 3 . 9 2 , 包角系数 k= 0 . 9 8 , 长度系 数 kl= 0 . 9 0 b ) 计算 v 带根数 z () ta ca kkpp p z 11 + = （2 - 1 0 ） 由 机械设计手册 表 1 2 - 1 - 1 8 1 16.15pkw= kwp32. 1 1 = 由机械设计手册表 1 2 - 1 - 2 1 0.99 a k = 由机械设计手册表 1 2 - 1 - 2 2 0.89 l k = () 89. 4 89. 099. 0)32. 115.16( 77 11 = + = + = ta ca kkpp p z 根 取 z = 5 根 4 . 2 . 7 计算单根 v 带初拉力 f 2 0 2.5 5001 ca a p fmv kvz =+ ( 2 - 1 1 ) 由表 1 2 - 1 - 2 3 m = 0 . 6 2 1 mkg 2 0 2.577 50010.62 18.2850.7 0.995 18.2 fn =+= 4 . 2 . 8 计算对轴的压力 fq 2 sin2 1 0 a zffq= ( 4 - 1 2 ) n a zffq16790 2 7 . 177 sin140462 2 sin2 2 1 0 = 5 立轴式破碎机主要参数的确定 5 . 1 基本结构参数 5 . 1 . 1 转子的直径与长度 7 转子直径一般根据给料块的尺寸来决定，提出转子 直径与给料块尺寸之比为 1 . 2 5 , 大型破碎机取低值。 d = 1 0 0 0 m m 。 转子轴直径与长度之比值一般为 0 . 7 2 ， 物料冲击 力较强时, 应取较大的比值. 22 . 0 = l d （5 - 1 ） mm d l880 14. 1 1000 14. 1 = （5 - 2 ） 5 . 1 . 2 基本结构尺寸 1 1 a 给料口宽度、长度、高度、倾角 给料口宽度大于 2 倍最大给料尺寸取 b = 3 0 0 m m 、 l = 3 1 0 m m , 为了要求给料有一 定的垂直下落速度取 h = 5 6 0 m m , 要求入料块经导板给入，因 此，导板的倾角不应小于 = 6 0 0，否则引起给料块的堆积。 b 卸料口尺寸 破碎机的卸料口尺寸由产品粒度的大小来决定。 c 给料方式 破碎机要求给料块有一定的垂直下落速度，故给料口一 般都设置在机架的上方。 5 . 1 . 3 锤头质量的确定 1 1 由于立轴式破碎机的锤头是通过偏心销轴固定在转子上 的，所以正确地选择 锤头质量消耗都有很大的作用，如果锤头质量选的过小，则 可能满足不了锤头一次就将物料破碎的要求。若是选得过 大，这是不经济的，而且旋转起来产生的离心力也很大，对 转子上的其它零件要产生影响并且易损坏。因此，锤头质量 一定要满足锤击一次使物料破碎，并使无用功率消耗达到最 小值，同时还必须不使锤头过度向后偏倒。 计算锤头质量的方法有两种：一种是使锤头运动起来产 生的动能等于破碎物料所需的破碎功，另一种是根据碰撞理 论的动量相等原理。前一种方法由于没有考虑锤头打击物料 后的速度损失，故计算出来的锤头质量往往偏小，需要根据 实际情况修正。 5 . 1 . 3 . 1 按动能定理计算锤头质量 kg kknd n m 21 32 5 10438 = （5 - 3 ） 式中 d 转子直径，m m ； n 转子的转速，m / s ； 1 k 转子圆周方向的锤头排数； 2 k 转子横向每排的锤头个数； 因 为 601000 = ne n （5 - 4 ） ekke 21 = （5 - 5 ） 2 2 1 mve = （5 - 6 ） 60 dn v = （5 - 7 ） 式中 n 电动机功率，k w ； e 锤头的动能，j ； m 锤头的质量，k g ； v 锤头的圆周速度，m / s ； e 转子上全部锤头每转一次所产生的动能, j ； 所以 kw kkndnm n 7200601000 21 222 = kg kknd m005. 0 348701000 720060100010438720060100010438 2254 5 2 2 2 1 54 5 = = = 5 . 1 . 3 . 2 按动量定理计算锤头质量 国家碰撞理论动量相等的原理计算锤头质量时，考虑到 锤头打击物料后必然 会产生速度损失。如果锤头打击物料后，其速度损失过大， 就会使锤头绕本身的悬挂轴向后偏倒，这时锤头由于速度减 小而使动能减小，在下一次与物料相遇时，物料通过而不破 碎物料，因而会降低破碎机的生产率和增加无用功的消耗。 为了使锤头打击物料后产生的偏倒，能够由离心力的作用而 在第二次破碎物料前很快恢复到正常工作位置，就要求锤头 打击物料后的速度损失不宜过大。根据实践经验，锤头打击 物料后的允许速度损失随着破碎机的规格大小而变，一般允 许速度损失为 4 0 6 0 。即 () 12 4 . 06 . 0vv= （5 - 8 ） 式中 1 v 锤头打击物料前的圆周线速度，m / s ； 2 v 锤头打击物料后的圆周线速度，m / s ； () 1 2 6 . 04 . 0v td m = （5 - 9 ） 式中 修正系数，= 0 . 2 1 0 . 2 8 物料的抗压强度, a p d 物料边长, m t 锤头打击物料的时间, 一般采用 0 . 0 0 1 0 . 0 0 1 5 s 。 () 1 2 6 . 04 . 0v td m = () kg6 .20 05.375 . 0 001. 0101501088. 524. 0 2 2 37 = = 2 0 0 = r r mm （5 - 1 0 ） 式中 0 m 锤头的实际质量，k g ； 0 r 锤头重心到悬挂点的距离，m ； r 锤头打击中心到悬挂点的距离，m 。 2 0 0 = r r mm kg8 .21 300 310 6 .20 2 = = 5 . 2 主要工作参数的确定 5 . 2 . 1 转子的速度 从立轴式破碎机的特点可看见，转子转速是破碎机的重 用工作参数，它影响着破碎机的破碎效率、破碎比和生产能 力。 由 d v n 60 = （5 - 1 1 ）式中 v 转子的圆周速度，m / s ； d 转子直径，m 。 得 sm nd v/53.45 60 187014. 3 60 = = 一般中小型破碎机的转速为 7 5 0 1 5 0 0 r / m i n ， 圆周速度 为 2 5 7 0 m / s 。 5 . 2 . 2 生产能力 7 knrzlbdq k 60= （5 - 1 2 ） 式中 l 转子长度，m ； b 卸料篦条间歇，m ； k d 出料块的粒度，m ； z 卸料篦条间歇的数目， 松散与排料不均匀系数 0 . 0 2 ； k 转子圆周方向锤子的排数； n 转子转速，r / m i n ； r 石灰石的堆积比重， 3 /mt 。 knrzlbdq k 60= ht /7 .244 . 1870403. 03201. 088. 060= 5 . 2 . 3 功率 1 2 功率消耗和很多因数有关，但主要取决于物料的性质， 转子的圆周速度，破碎比和生产能力。 kw efnmr n 3 32 101088 = （5 - 1 3 ） 式中 m 锤头质量，k g ； r 转子半径，m ； n 转子转速，r / m i n ； 机械效率， = 0 . 7 0 . 8 5 ； f 修正系数。与转子的圆周速度有关，随圆周速 度增加而减少，因为速度愈高，每个锤头打击物料的机会 率愈低。 查建筑材料机械设计表 1 - 4 得 f = 0 . 0 0 1 2 5 。 3 32 101088 = efnmr n kw o 1 . 66 7 . 101088 00125 . 0 248705 . 0 2 . 10 3 32 = = 5 . 3 转子的结构设计 4 5 . 3 . 1 轴的设计计算及校核 5 . 3 . 1 . 1 轴的结构设计 a ) 轴的材料及热处理 由于破碎机的设计功率不是太大，对其重量和尺寸 无特殊要求，故选择常用材料 45 钢，调质处理。 b ) 初估轴径 按扭矩初估轴的直径，查机械设计表 10- 2，得 c=106- 117， 考虑倒安装皮带轮仅受扭矩作用， 取 c=110， 则 3 min n p cd= (5- 14) 式中： c由轴承的材料和承载情况缩确定的 常数； p轴的输出功率，kw； n轴的转速，r/min. mmmm n p cd9012.42 980 55 1103 3 min = 符合要求，所以轴的设计合格。 5 . 3 . 2 轴的强度计算 1 轴的各段长度主要根据轴上零件的毂长或轴上的零 件配合部分的长度确定。另外，也要根据机体及轴承盖 等零件有关。本设计中，综合考虑机体、转子、衬板、 轴承座等因素的影响后，轴的具体设计尺寸如图 5- 1 所 示。 图 5 - 1 轴的结构尺寸 5 . 3 . 2 . 1 破碎力的确定 冲击时间的计算 v r t 48. 2 = ( 5 - 1 5 ) 式中: r 料块的半径，m ； v 转子的圆周速度，m / s 。 st0496. 0 25 5 . 048. 2 = = 破碎力 p 的计算 t mv p 0 = ( 5 - 1 6 ) 式中: p 破碎力，n ； m 料块的质量，k g ； v0冲击后物料的速度，m / s ； t 冲击时间，s 。 n t mv p29637 0496. 0 2510003 . 0114. 04 . 1 0 = = 5 . 3 . 2 . 2 轴的受力分析(见图 5- 2) a 画轴的受力简图(见图 b)。 图 5- 2 轴的受力分析及弯扭矩图 b 计算支承反力。 由 式 ： 32 3 1 2 ll d flf f ar hr + + = (5- 17) 得 nn ll d flf f ar hr 5 . 252 2760 760505 2 32 3 1 = = + + = 由 式 ： hrrhr fff 12 = (5- 18) 得 nnfff hrrhr 5 .32145 .252505 12 = 在垂直面上 n f ff t vrvr 5 .14465 2 28931 2 21 = (5- 19) c 画弯矩图（见图 c，d，e） 由式： lfm rhah = （5- 20） 在水平面上，a a 剖面左侧 mmnlfm hrah =191900760 5 . 252 21 aa 剖面右侧 mmnlfm hrah =1919007605 .252 32 在垂直面上 mmnlfmm vravav =109918876014463 21 合成弯矩，a a 剖面左侧 由式： avah a mmm 22 += （5- 21） 得 mmnmmnmmm avah a =+=+=1099355510991880191900 2222 a a 剖面右侧 mmnmmnmmmavaha=+=+=271387191900191900 2222 d画转矩图（见图 f） 由式： 2 d ft t = （5- 22） 得，转矩 mmnmmn d ft t =1446300 2 160 28926 2 5 . 3 . 2 . 3 判断危险剖面 显然，由图中 aa 截面处合成弯矩最大、扭矩为 t，该 截面左侧可能是危险剖面；bb 截面处合成弯矩不是最大， 但该截面左侧轴径小于 aa 截面处轴径，故 bb 截面左侧 也可能是危险剖面。若从疲劳强度角度考虑，aa、bb 截 面处均有应力集中，且 bb 截面处应力集中更严重，故 a a 截面左侧和 bb 截面左、 右侧均有可能是疲劳破坏危险 剖面。 5 . 3 . 2 . 4 轴的弯扭合成强度校核 由机械设计表 10- 1 查得 6 . 0 100 60 ,100,60 0 1 01 = b b b b mpapa 由式 d tdbt dw 2 )( 1 . 0 2 3 = （5- 23） a) a a 截面左侧 33 2 3 2 3 99746716 10002 )131000(1340 10001 . 0 2 )( 1 . 0mmmm d tdbt dw= = = 由 式 w tm e 22 )( + = （5- 24） s , 故 a a 剖面安全。 b . b b 截面右侧 抗弯截面系数 38333 1010001 . 01 . 0mmmmdw= 抗扭截面系数 38323 10210002 . 02 . 0mmmmdwt= 弯曲应力 mpampa w mb b 04. 0 10 3760953 8 = mpa ba 04 . 0 = 0= m 切应力 mpampa w t t t 07. 0 102 14463000 8 = = mpampa t mt 035. 0 2 07. 0 2 = 由附表 1 0 - 1 查得过盈配合引起的有效应力集中系数 89 . 1 6 . 2= kk、 。 又 1 . 02 . 00 . 176 . 0 81 . 0 = 、 。则 2336 02 . 004. 0 81. 00 . 1 6 . 2 300 1 = + = + = ma k s 815 075. 01 . 0075. 0 76. 00 . 1 89. 1 155 1 = + = + = ma k s 769 8152336 8152336 2222 = + = + = ss ss s 显然 ss ，故 b b 截面右侧安全。 c . b b 截面左侧 38333 10210002 . 02 . 0mmmmdwt= b b 截面左右侧的弯矩、扭矩相同。 弯曲应力 mpampa w mb b 04. 0 99746716 3760953 = mpa ba 04 . 0 = 0= m 切应力 mpampa w t t t 07. 0 102 14463000 8 = = mpampa t ma 035. 0 2 07. 0 2 = 01. 02= d r r dd 、 ，由附表 1 0 - 2 查得圆角引起的有效应力 集中系数 29 . 1 38 . 1 = kk、 ，由附表 1 0 - 4 查得绝对尺寸系数 。、。又、1 . 02 . 00 . 178 . 0 6 . 0= 。则 3260 02 . 004. 0 6 . 00 . 1 38. 1 300 1 = + = + = ma k s 2214 035. 01 . 0035. 0 78. 00 . 1 29. 1 155 1 = + = + = ma k s 1831 22143260 22143260 2222 = + = + = ss ss s 显然 ss ，故 b b 截面左侧安全。 以上计算表明：轴的弯扭合成强度和疲劳强度是足够 的。 5 . 3 . 3 转子的设计 本设计参阅了国内市场上对破碎机的研究资料,结合各类 型破碎机转子的不同结构 ,锤头排列分布方式如图 5- 3 所示。 图 5- 3 转子的安装结构 1- 键；2- 轴套；3- 上圆盘；4- 中圆盘；5- 锤头；6- 下圆盘； 7- 转子隔套；8、9- 偏心销轴；10- 键；11- 轴套；12- 主轴 由图 5- 3 可知, 锤头在两隔板之间是按 60的间隔布置 着六个锤头,即着六个锤头中心线处在一个平面上。 设计时适 当调整锤头间隔套尺寸,保持锤头总数不变， 而如此排布锤头 在破碎腔空间上有效利用了锤头的“空间打击”能力，能够 显著提高破碎效率，降低了能耗。 5.3.3.1 锤头的设计11 锤头是锤式破碎的主要工作零件。锤头的质量、形状和 材质对破碎机的生产能力有很大的影响。锤头动能的大小与 锤头的质量成正比，动能越大，即锤头的质量愈大，破碎效 率越高，能耗也愈大。因此，要根据不同的进料块尺寸来选 择适当的锤头质量。锤头的耐磨性是其主要质量指标，提高 锤头的耐磨性，可缩短破碎机的检修停车时间。从而，提高 破碎机的利用率和减少维护费用。传统的锤头一般是用高碳 钢锻造或铸造，也有用高锰钢铸造的。近来有的用高铬铸铁 锤头复合铸造，即锤柄采用 zg310570 钢，而锤头采用高 铬铸铁，其耐磨性比高锰钢锤头提高数倍。 现在锤头的设计已经由传统的整体式设计转变为组合式 的结构设计。另外，新型材料的研制，特别是高硬度耐磨材 料的研制成功也为锤头的设计及锤头性能的提高提供了保 证条件，也为本课题提供了较大的选择余地。在综合考虑了 本课题的技术要求和工作要求后，我们决定采用新型的组合 式锤头结构设计（如图 5- 4 所示） 。 图 5 - 4 组合式锤头 5 . 3 . 3 . 2 安装 3 转子与主轴之间的配合为间隙配合，配合为 d 8 / h 8 。 5 . 4 轴承和键的选用 8 5 . 4 . 1 轴承的选用和润滑 a轴承所受载荷的大小、方向和性质，是选择滚动轴承 的主要依据。 上端选： g b / t 2 8 8 - 1 9 9 4 1 5 3 6 6 2 2 型调心滚子轴承 下端选： g b / t 2 8 8 - 1 9 9 4 1 5 3 6 2 2 型调心滚子轴承 g b 5 8 0 1 - 1 9 9 4 9 0 3 9 4 3 0 型推力调心滚子轴承 b 校核轴承的使用寿命 根据 h p cf n l r rt h = 16667 （5 - 3 1 ） 对于 1 5 3 6 6 2 型轴承，假定其寿命为 3年 查手册 ncr619670= min/800rn = npr7207= hl= 58.4331654 7207 619670 870 16667 3 10 hh lhl= = 该轴承符合要求。 c 轴承润滑方式选用油管润滑。 5 . 4 . 2 键的选用 a 键分别选平键 2 8 1 6 1 0 4 （g b 1 0 9 5 - 8 6 ） 3 6 2 0 8 4 8 （g b 1 0 9