pc至800乘600锤式破碎机的设计方案.doc

pc至800乘600锤式破碎机的设计方案第1章 绪论1.1破碎机的发展史第一代的破碎机械是在蒸汽机和电动机等动力机械逐渐完善和推广之后相继创造出来的。1806年出现了用蒸汽机驱动的辊式破碎机；1858年，美国的布莱克发明了破碎岩石的颚式破碎机；1878年美国发展了具有连续破碎动作的旋回破碎机，其生产效率高于作间歇破碎动作的颚式破碎机；1895年，美国的威廉发明能耗较低的冲击式破碎机。 美国人E.W.布莱克（Black）设计制造的世界上第一台颚式破碎机。其结构形式为双肘板式（简单摆动式）颚式破碎机。由于颚式破碎机具有结构简单、制造容易、工作可靠、维护方便，体积和高度较小等优点。至今仍然被广泛应用于破碎坚硬、中硬、软质矿石和各种物料，如各种矿石、溶剂、炉渣、建筑石料、大理石等。 通常使用的颚式破碎机的破碎机为46，而小型颚式破碎机有时可达到10.大、中型破碎机的给料力度可达10002000mm，其产品粒度可达20250mm，小型破碎机和新型细碎用颚式破碎机所得产品可以更细一些。颚式破碎机即可用于粗碎作业，也可用于中、细作业。特别是被用于井下破碎作业和中、小型移动式破碎装置。 颚式破碎机的工作原理是借助于活动颚板周期性地靠近或离开固定颚板的摆动运动，使进入破碎腔的物料受到挤压、劈裂、弯曲和冲击作用而破碎。破碎后的物料靠自重或颚板摆动时的向下推力从排料口排出。按照其颚板的运动轨迹、结构形式、动颚悬挂以及动颚肘板支撑方式不同，颚式破碎机是利用两颚板对物料的挤压和弯曲作用 ，粗碎或中碎各种硬度物料的破碎机械。其破碎机构由固定颚板和可动颚板组成，当两颚板靠近时物料即被破碎，当两颚板离开时小于排料口的料块由底部排出。它的破碎动作是间歇进行的。这种破碎机因有结构简单、工作可靠和能破碎坚硬物料等优点而被广泛应用于选矿、建筑材料、硅酸盐和陶瓷等工业部门。 到20世纪80年代，每小时破碎800吨物料的大型颚式破碎机的给料粒度已达1800毫米左右。常用的颚式破碎机有双肘板的和单肘板的两种。前者在工作时动颚只作简单的圆弧摆动，故又称简单摆动颚式破碎机；后者在作圆弧摆动的同时还作上下运动，故又称复杂摆动颚式破碎机。 郑州一帆机械设备有限公司（由山德技术（北京）有限公司控股）作为国内领先的破碎筛分设备成套设备制造商及骨料加工全面方案提供者，潜心研究出的一种高效，节能的破碎设备。其中大中型颚式破碎机是我公司的拳头产品之一，尤其在设计和生产大型颚式破碎机方面，在国内外已处于绝对领先水平。颚式破碎机是工矿生产中最常用的破碎设备之一，主要用于抗压强度不超过320兆帕的各种物料的中碎、粗碎作业，具有破碎比大、产量高、产品粒度均匀、结构简单、工作可靠、维修简便、运营费用经济等特点。近年来，一帆机械公司开发的移动式破碎站、高性能立式冲击破碎机（制砂机）、液压圆锥破碎机、大型颚式破碎机、大型反击式破碎机等产品已达到国际先进水平，获得几十项国家专利，国家、省市科技奖项。产品已被广泛应用于矿山、建材、冶金、交通、水电、煤炭、化工、环保等领域。我国破碎机械制造业总体规模已进入国际生产大国行列，但总体竞争和发展后劲仍无法与发达国家相抗衡，目前国内高端用户和 出口产品配套的基础零部件主要依靠进口，随着出口贸易磨擦的加大，势必要受到国 外竞争对手和供应商的制约。因此破碎机械今后振兴发展的重心应放到基础技术和基 础部件上来，提高自主开发水平。大型机械设备，其中锤式破碎机,破石机, 颚式破碎机,大型磨粉机等设备已经远销哥伦比亚,美国,沙特等地区取得了客户的 好评，特别是制砂机，碎石机设备得到了外 商的大力赞赏。目前，我国破碎制造行业市场非常广泛，包括化工、矿山、建筑、水利、冶金、煤矿、玻璃等各个行业。在中国最重要的应用领域是水泥行业、铺路和矿山，应用在 这两个行业的破碎机各约占整个行业的30%左右。1.2锤式破碎器的简介： 1.2.1 锤式破碎机的工作原理锤式破碎机的基本结构如下图1-1所示。主轴上装有锤架2，在锤架之间挂有锤头3，锤头的尺寸和形状是根据破碎机的规格和物料径决定的。锤头在锤架上能摆动大约120的角度。为保护机壳，其内壁嵌有衬板，在机壳的下半部装有篦条4，以卸出破碎合格的物料。主轴、锤架和锤头组成的回转体称为转子。物料进入锤式破碎机中，即受到高速旋转的锤头3冲击而被破碎，破碎的矿石从锤头处获得动能以高速向机壳内壁冲击，向篦条、破碎板冲击而受到第二次破碎，同时还有矿石之间的相互碰撞而受到进一步的破碎。破碎合格的矿石物料通过篦条4排出，较大的物料在篦条4上继续受到锤头的冲击、研磨而破碎，达到合格粒度后即从缝隙中排出。为了避免篦缝的堵塞，通常要求物料含水量不超过10%。 图1-11.2.2锤式破碎机的优缺点锤式破碎机的优点、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，成立方体，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。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。 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。1.2.3 锤式破碎器的破碎实质锤式破碎机是利用高速回转的锤头冲击矿石，使矿石沿其自然裂隙，层理面和节理面等脆弱部分而破裂。它适应于脆性，中硬，含水量不大的物料的破碎。在建材工厂中，它主要用来破碎石灰石，煤，页岩，白垩，石膏及石棉矿石等。一般锤头重，锤数较少，转速较慢，有上篦条以及采用锤盘结构的锤式破碎机，可进入较大粒径的物料，宜作为中碎或者一定范围的粗碎；反之，则宜于作中、细碎。1.2.4锤式破碎机的主体构造 机架机壳由下机体、后上盖、左侧壁和右侧壁组成，各部分用螺栓连接成一体。上部开一个加料口，机壳内壁全部镶以锰钢衬板，衬板磨损后可以更换。下机体由20和40毫米普通碳素结构钢板焊接而成，两侧为了安放轴承以支持转子，用钢板焊接了轴承支座。机壳和轴之间，如果没有防护措施，漏灰现象是十分严重的。为了防止漏灰，在机壳上通常都会安置一种叫轴封的装置。机壳的下部直接安放在混泥土的基础上，并用地脚螺栓固定（螺栓规格M81000，数量为12）。为了便于检修调整和更换篦条，下架体的前后两面均开有一个检修孔。左侧壁、右侧壁和后上盖，也都用钢板焊接而成。为了防止漏灰，和下机体一样，在与主轴接触的地方，两侧壁也都设有轴封装置。为了检修时更换锤头方便，两侧壁对称地开有检修孔。 转子转子是锤式破碎机的主要工作部件，转子是由主轴，锤架组成。锤架上用锤头销轴将锤头分了三排悬挂在锤架之间，为了防止锤架和锤头的轴向窜动，锤架的两端用压紧锤盘和锁紧螺母固定。转子支承在两个滚动轴承上，轴承用螺栓固定在下机架的支座上，除螺栓外，还有两个定位销钉固定着轴承的中心距。此外，为了使转子在运转中储存一定的动能，在主轴的一端装有飞轮。下面把转子的几个主要部件的构造，材质和用途分别加以介绍： 2.2.2 锤架 锤架是用来悬挂锤头的，它不起破碎物料的作用，但锤式破碎机在运转过程中，锤架还是要受到矿石冲击和摩擦而造成磨损，所以锤架也要求有一定的耐磨性。下图所示的锤架是用较优质的铸钢ZG35B制作，该材质具有较好的焊接性，局部出现磨损时，可以进行焊补。该锤架的结构比较简单，容易制作，检修和更换比较方便。锤架上的锤架销轴孔共有12个，分成了两组，分别布置在直径为490毫米和520毫米的圆周上。新换的锤头可以先挂在直径为490毫米的轴孔上，当锤头磨损后还可以继续使用，把这种有些磨损的锤头挂在直径为520毫米的轴孔上又可以继续用了，这样做，既可以延长锤头的使用寿命，又能保持锤式破碎机的破碎效果，减少维修费用。图2-2 锤架示意图 锤头锤头是锤式破碎机的主要工作零件。锤头的重量、形状和材质对破碎机的生产能力有很大影响。锤头动能的大小与锤头的重量成正比，即锤头越重、锤头的动能、越大破碎效率越高。但是锤头的重量越大，旋转起来产生的离心力也越大，对锤式破碎机转子的其他零件，都要产生影响和损坏，因此，锤头的重量要适中。锤头重量大的有几十公斤，小的只有几公斤，一般不超过80公斤。合理选择锤头的材质是很重要的，普通碳素钢制作锤头用来破碎石灰石，几天之内就会磨损掉，而用高锰钢铸造锤头，经过热处理，使它的表面硬化，则可以使用较长时间。本次设计所用的锤头材质为ZGMn13的高锰钢,该材料具有较高的耐磨性,并可承受冲击载荷,适宜做锤头用,其化学成分为：碳(%) 0.9-1.3 锰(%) 11.0-14.0 硅(%) 0.3-0.8 磷(%) 0.10 硫(%) 0.05机械性能： 抗拉强度（kg/mm） 56屈服强度（kg/mm） 30延伸率(%) 15收缩率(%) 15布氏硬度 179-229 HBS冲击值（kg.m/mm） 3锤头上的轴孔，如图。因为高锰钢的机械加工性较差，所以在铸造时，需事先放以305毫米的无缝钢管，如果浇铸误差不大，不经加工就可以安置在锤架上。若偏差较大，可以经过加工再使用，一般不需要再加工。本次设计的锤头形状对称，所以当一面磨损之后，可以翻面使用。但是当锤头磨损得很厉害时，难以修复，因此，多采用磨损后更换新锤头来维持破碎机正常生产。此外，如果有个别锤头磨损得比较厉害，转子会失去平衡，破碎机的工作不稳定，还会导致轴瓦的过早磨损。因此，生产中应该经常注意锤头的磨损情况，及时检查，定期更换新锤头。 篦条锤式破碎机的篦条的排列方式是与锤头运动方向垂直，与转子的回转半径有一定的间隙的圆弧状。合格的产品可以通过篦条缝，大于篦缝的物料由于不能通过篦条缝而在篦条上再受到锤头的冲击和研磨作用继续被破碎，如此循环直至体积减少到可以通过篦条缝。篦条和锤头一样，受到很大的冲击和磨损，是主要的容易磨损的零件之一。篦条受到硬物料块或金属块的冲击，容易弯曲和折断。如图所示，800900 锤式破碎机的篦条，其形状基本是梯形断面，材质为ZGMn13的高锰钢，具有较高的耐磨性，能承受一定的冲击负荷。篦条的缝隙是由篦凸出部分形成。图2-5 篦条示意图 托板和衬板锤式破碎机用锤头高速锤打矿石，在瞬间矿石具有了极大的速度，为了防止机架的磨损，在机架的内壁装有锰钢衬板。由托板和衬板等部件组装而成了打击板。托板是用普通钢板焊接而成的，上面的衬板都是高锰钢铸件的，与锤头和篦条的材质相同。组装好后用两根轴架于破碎机的架体上，其进料的角度，可用调整丝杠进行调整，磨损严重时可进行更换，以保证产品的质量。含钼2%的高锰钢，用于高屈服强度而又不降低韧性的高锰钢铸件，如初次破碎的护板，经弥散处理的含钼2%的高锰钢，具有足够的韧性，其使用寿命比常规的热处理的含钼2%的高锰钢要高25%。但是弥散处理生产成本高，限制了它的使用。含钼1%，含碳0.81.0%的高锰钢具有较高的韧性和强度，采用正火加表面淬火的热处理成本不高。因此，在本次设计中我选用含钼1%，含碳0.81.0%的高锰 钢作为衬板。 过载保护装置 金属物对锤式破碎机是极大的威胁，为了防止金属物进入破碎机造成事故，一般锤式破碎机都有安全保护装置。在锤式破碎机的主轴上装有安全铜套，皮带轮套在铜套上，铜套与皮带轮则用安全销连接，当锤式破碎机内进入金属物或过负载时，销子即被剪断而起保护作用。本次设计采用的是剪切销安全联轴器，当破碎机严重超载影响到其性能时，联轴器上的销钉即被剪断而起到保护作用。 密封防尘装置 密封的目的在于防止灰尘，水分等进入轴承和相对运动的部件之间，如齿轮滚子齿啮合处，同时又起到防止润滑油流失的作用。密封的好与坏直接影响到滚动轴承和齿轮滚子的使用寿命，从而影响到整台机器的工作效率。 由于锤式破碎机工作环境的恶劣，需要采用密封好的密封装置，传统的毛毡式密封装置已经不能满足使用要求了，本次设计采用的是迷宫式的密封方法，轴向间隙为2.5毫米，径向为0.5毫米，并在迷宫通路内压入油脂，以提高密封效果。1.2.5 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。1.3设计的任务书和设计内容的意义本次对800*600锤式破碎器的整体结构参数设计如下：型号规格给料粒度(mm)出料粒度(mm)产量(t/h)电机功率(kw)机重(kg)PC8006001201520-35553100（1） 额定工作功率为55kw，转子转速为980rmin。（2） 转子直径为D=800mm，长度了L=600mm。（3） 给料口宽度B和长度D关系为B2Dmax本次通过对该型号破碎器的整体结构设计，首先得确定破碎器的主要参数破碎机主参数的确定 1、功率的确定至今仍无比较准确的公式用于单段锤式破碎机的功率计算。试验和生产表明，在正常工作状态下装机功率的大小与破碎机的生产能力成正比。目前国内外通行的设计原则是根据大量的单位电耗统计资料来确定破碎机功率的。然而，单纯按上述选择往往会潜伏失败因素破碎机功率的选择必须考虑以下因素综合判定。应能满足正常工作情况下的破碎机额定功率的需要。保证锤式破碎机空载条件下正常起动。因为锤式破曦机转子体转动惯量大，加速转矩亦大以及全回转锤头在启动阶段回转质量的非对称性，见图4。能够适应过大块物料进入破碎腔后迅速被破碎并排出。因为锤式破碎机是不能在布满给料条件下工作的锤式破碎机属于冲击式破碎机,利用高速回转的锤头与矿石发生剧烈的撞击,使矿石发生破碎的同时,还获得一定的运动速度,进而与衬板发生碰撞,或矿石彼此之间发生碰撞,多次碰撞后得到合格产品排出机外。破碎比的分配单段锤式破碎机的破碎机理是冲击式加辊式。从入料粒度的分布曲线上可以看出(图5)，小于粒径d的料块(阴影部分A)其重量小于锤头能够破碎的能量，落入锤头工作区内，基本上受到锤头对准料块质心的正打击而破碎，如图6所示。一部分大于d的料块，落入锤击区，锤击点在质心下方时，只能从料块周边上敲落下来(图7)，同时边往咬入区滚动最终由锤盘与反击板构成的单辊破碎机辊压破碎(图5中面积A)。改变反击板的倾角n即可对冲击式和辊式破碎所占比例进行调节。2、转子部转子部是破碎机的灵魂，它直接影响到破碎机的效率和工作的可靠性，转子部首先应该进行力学设计完成力学设计后可进行转子部的结构设计在满足破碎功能的情况下，锤头的排数越少越好，能选三排的不要选四排，因为前者数量比后者少25从而降低金属消耗量和生产费用。锤头重量确定后，锤头宽有利于强化破碎效果，但锤盘之间间隙大被破碎的物料料流会由此通道短路降低细粉比例，恶化磨损。因此，须对其进行综合分析优化选择。锤盘、锤头的固定与更换要方便锤盘要在交接班时不打开机壳能紧固3、传动系统传动系统的功能是驱动静转矩小、加速转矩大的转子体。实现传动功能的方案比较多必须对其认真分析加以选择。电机同破碎机转子体直联这种设计简洁占地小，但要选用多极电机，而多极电机价格昂贵，不予采用。电机高速端设有限矩型液力偶合器可增大过铁的安全度，提高电机的起动转矩。由于液力偶合器一般都是与鼠笼型电机配套使用而鼠笼型电机起动电流瞬间可56I故变压器容量必须相应增大否则会影响本设备的正常起动。同时锤式破碎机采用全回转锤头本身已具备了一定的过铁适应性故不予采用。绕线电机一皮带轮一转子轴这种传动可以通过更换皮带轮，改变传动比实现对破碎不同物料的需要，采用带传动既可吸振，又有一定程度的过载能力同时大皮带轮兼起飞轮作用。是锤式破碎机较为经济合理的传动方式。本次设计遵循结构简单，工作效率与质量统一高效的原则。因为高速转动的锤体与物料碰撞破碎物料，需要产生很大的破碎比。所以在转子转速合理的情况下，通过合适的传动系统将能量最大限度的传递给锤头去破碎物料，从而提高了劳动生产率，节约了操作成本。第2章 锤式破碎器的总体及主要参数设计2.1型号为pc-800600锤式破碎器的总体方案设计本次设计的是单转子、多排锤、不可逆式锤式破碎器，型号为pc-800600。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、和材质对破碎器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2-1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）。图2-18.给定的原始数据是：（1） 破碎能力为10到50吨。（2） 破碎器转子的转速在980（3） 破碎器的最大物料给料粒度为：小于150（4） 破碎器的最大排料粒度不能超过：102.2 该种破碎器的主要结构参数设计计算2.2.1转子的直径与长度：锤式破碎器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=600mm 。2.2.2给料口的宽度和长度：锤式破碎器的给料口的长度与转子的相同。其宽度B2。2.2.3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。对该破碎器来说，产品的平均粒度为间隙的1/5到1/3。2.2.4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3章 pc-800600锤式破碎器的主要结构设计3.1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、材质与破碎器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。本型号的锤式破碎器主要是设计中型的 锤头。其形状如前面的图2-1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。因为破碎器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。 3.2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，该型号的破碎器，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3-2所示。 图3-23.3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，对该破碎器的主轴来说，只需进行强度计算。3.3.1 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。3.3.2 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。3.3.3 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3-3-3所示。3.3.4 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， 图3-3-3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3-3-4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， 图3-3-4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3-3-4-1所示：图3-3-4-1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。 表中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。对于的碳钢，在承受对称循环变应力时的许用应力。故安全。3.3.5 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。3.4 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，（机械零件）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。3.5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。3.5.1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器，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）。而且该破碎器的机座，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。3.5.2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。3.5.3 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；因为该破碎器的机壳是铸件，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