复合立式破碎机设计说明书

毕业设计（说明书）题目名称：院系名称：班 级：学 号：学生姓名：指导教师：2014 年 6 月目 录摘 要 .11 引言 .11.1 破碎理论 .11.1.1 表面理论 .21.1.2 体积理论 .21.2 一般破碎机械 .21.3 复合立式破碎机 .62 复合立式破碎机详细设计 .72.1 产品的技术参数: .72.2 电机选型 .72.2.1 电机功率计算 .72.2.2 电机选择 .82.3 传动机构的设计及计算 .82.3.1 带传动的设计计算 .82.3.2 带轮护罩设计计算 .152.4 主轴部分参数计算 .152.4.1 主轴的结构设计及校核 .162.4.2 锤式破碎机的主要结构参数及其设计 .212.5 键的选择及其校核 .252.5.1 轴键的选择及校核 .262.6 轴承校核 .272.6.1 主轴轴轴承选用及校核 .273 结束语 .294 致谢 .295 参考文献 .30摘 要本设计对复合立式破碎机主要参数的计算及结构设计进行了论述。文中从破碎理论谈起，记述了各种传统破碎机的技术规格，适用范围以及它们的不足之处。立式复合式破碎机是在 PCL 基础上改进而成的，集锤式破碎机、反击破碎机、圆锥破碎机等破碎设备的优点于一体，物料在工作腔反复收到冲击、研磨等作用而破碎。适用于破碎中等硬度的物料，是理想的超细破碎设备，可广泛用于建材、冶金、矿山、化工、电力、煤炭等工业部门物料二次破碎和磨前细碎，降低入磨粒度，可使磨机产量提高 35%-45%。本设计所涉及的复合立式破碎机，结合了立式破碎机和锤式破碎机的优点，使生产能力得到了很大的提高，出料粒度的均一性得到了很好的保证，使物料得到了有效的破碎，这是有生产的实践为证的。但由于该机械新的一面，所以尚未有成熟的计算方法对其进行精确的计算，只能在传统破碎机械计算的基础上，结合生产实践，对其进行粗略的估算。关键词：复合立式破碎机，破碎，出料粒度。英文摘要AbstractKeyword：vertical compound crusher，crush，discharging pin-size。The design of complex parameters of the main vertical to a crusher and structure . The article talks about a broken theory .And described the traditional technical specifications to a crusher and the scope and their deficiencies.Vertical a crusher is based on the improvement of the hammer, set in a crusher and return to a crusher and conical so on the merits of the broken equipment, materials and to receive the impact on airs, grinding etc. Apply to the crushing medium hard coarse-grained material is an ideal of thin, cracked equipment for metallurgy, building, mining, chemical, electricity, coal industry materials for secondary crushing and grinding, cutting the ground before next to the mill, grain output increased from 35% to 45%.The design of the composite vertical to a crusher and the vertical to a crusher and the pendulum type to a crusher; the production capacity has been much improved. The granularity of material sex got a good that the materials have been effective, this is a production of practice to permit. But because of the new machine, so it has not yet have the mature calculated to compute accurately but break the traditional machinery on the basis of production and practice, a rough estimate.1 引言众所周知，破碎几乎是各种矿物加工过程中的第一道工序，而此道工序在整个矿物处理过程中起着重要的作用。有的矿物破碎后要保证物料不至于过粉碎，还需要保持一定细的粒度，以满足物料在整个工艺过程中更好的应用，而目前大多数使用单位都要求向规模效益方向发展。因此，研制开发适用于避免过粉碎的细碎型破碎机，满足国内矿山急需，替代进口迫在眉睫，具有非常重要的意义。1.1破碎理论破碎是相当复杂的，它与被破碎物本身的性质(物料的均匀性、硬度、密度、料块的形状和含水率)以及所选择的机械装备等有关。破碎物料时所加的外力除了使物料块发生相对移动和转动外，还使物料破碎。确定破碎时所消耗的功与被破碎物料的破碎程度之间的关系是相当重要的。破碎的现有理论中以表面理论和体积理论为最普遍，虽不能得到十分精确的结论，但可作为选型或设计时的参考。1.1.1表面理论该理论认为破碎时所消耗的功与被破碎物料新形成的表面积成正比。一般情况下，当将边长为 lcm 的立方体分成边长为 1/ncm 的小立方体时，可得到个小立方体，分割平面数为 3 (n-1)，所消耗的总功为 3P (n-1)。3n假设将上述立方体物料分割成边长分别为 1/ (cm)和 1/ (cm)的小立方体，1m2则其所消耗的功之比为P /P =3P ( -1) /3P ( -1)= ( -1)/( -1) ，1m21212当 和 非常大时，可以写成 P / P = / 。由此可见，破碎所消耗2的功与物料的破碎度成比例。1.1.2体积理论该理论是指破碎物料所消耗的功等于使物料变形直到在物料内部产生极限应力(抗压极限强度)所消耗的功。根据胡克定律，压缩时物料内部产生的应力与应变成正比，即 =E式中 物料内部应力，N/ 2m 物料的应变E 物料弹性模量，N/ 2设 N 为使物料变形的外力，A 为物料横截面面积，L 为物料的缩短变形量，L 为物料的原始长度，那么 =N/A;= L/L；从而 N/A=EL/L ，得出 L = NL/ EA其中 L, E, A 为常量，则 L 与 N 的关系为直线关系，则使物料变形 L 所消耗的功 W 就为 W=NL/2= L/2EA2物料内部产生的应力 = N/A 代人上式可得 W= AL/2E2AL 即为物料的体积，所以 W= V/2 E2当要将物料破碎断裂时，应力 达到了物料的抗压强度极限应力 ，从而可b得到物料破碎时所消耗的功为 = V/2E破 碎W2b由此可见，对每种物料而言， 和 E 均为定值，则功 与体积 V 成正比。破 碎W因为当应力大于强度极限时物料方可破碎，而大多数岩石都不符合变形的胡克定律，实验表明，体积理论仅可用于粗略计算靠冲击力或压力进行破碎的机械所消耗的功。1.2一般破碎机械破碎机械是对固体物料施加机械力，克服物料的内聚力，使之破裂成小块物料的设备。破碎机械所施加的机械力，可以是挤压力、劈裂力、弯曲力、剪切力、冲击力等，在一般机械中大多是两种或两种以上机械力的混合。对于坚硬的物料，适宜采用产生弯曲和劈裂作用的破碎机械；对于脆性和塑性的物料，适宜采用产生冲击和劈裂作用的机械；对于粘性和韧性的物料适宜采用产生挤压和碾磨作用的机械。在矿山工程和建设工程上，破碎机械多用来破碎爆破开采所得的天然石料，使之成为规定尺寸的矿石或碎石。在硅酸盐工业中，固体原料、燃料和半成品需要经过各种破碎加工，使其粒度达到各道工序所要求的尺寸，以便进一步加工操作。通常的破碎过程，有粗碎、中碎、细碎三种，其入料粒度和出料粒度，如表1-1 所示。所采用的破碎机械相应地有粗碎机、中碎机和细碎机三种。表 1-1 物料粗碎、中碎、细碎的划分（mm）类 别 入料粒度 出料粒度粗碎 300900 100350中碎 100350 20100细碎 50100 515工业上常用物料破碎前的平均粒度 D 与破碎后的平均粒度 d 之比来衡量破碎过程中物料尺寸变化情况，比值 i 称为破碎比（即平均破碎比）i = D/d为了简易地表示物料破碎程度和比较各种破碎机的主要性能，也可用破碎机的最大进料口尺寸和最大出料口尺寸之比来作为破碎比，称为标称破碎比。在实际破碎加工时，装入破碎机的最大物料尺寸，一般总是小于容许的最大进料口尺寸，所以，平均破碎比只相当于标称破碎比的 0.70.9。破碎机械常用的类型有：颚式破碎机、圆锥破碎机、旋回式破碎机、锤式破碎机和立式破碎机等。颚式破碎机广泛运用于矿山、冶炼、建材、公路、铁路、水利和化工等行业，根据其结构不同可分为复摆颚式破碎机（即单复摆颚式破碎机）和简摆颚式破碎机。复摆颚式破碎机适用于粗，中碎抗压强度 250mpa 以上的各种矿石岩石。简摆颚式破碎机则可以破碎各种硬度的矿石和岩石，且特别适用于破碎各种硬度的磨蚀性强的石料。复摆颚式破碎机工作时，电动机通过皮带轮带动偏心轴旋转，使动颚周期地靠近、离开定颚，从而对物料有挤压、搓、碾等多重破碎，使物料由大变小，逐渐下落，直至从排料口排出。表 1-2 简摆颚式破碎机的技术规格进料口尺寸mm规格长 宽最 大 进料粒度 mm出 料 口调节范围mm生产率t/h电动机功率 kw1200900 井下 1200 900 650 150180 140200 110.01200900 液压 1200 900 750 150200 140200 95.015001200 1500 1200 850 130180 170 180.021001500 2100 1500 1250 250300 400500 280.0表 1-3 复摆颚式破碎机的技术规格进料口尺寸 mm电动机规格长 宽最大进料粒度 mm出料口调节范围 mm生 产 率t/h型 号 功率 kw250150 250 150 125 1040 14 Y1325-4 5.5350200 350 200 160 1050 25 Y160M-6 7.5380240 380 240 17 21 Y160M-6 7.5400250 400 250 210 2080 520 Y180L-6 15.0400250 分段式400 250400250 移动式400 250 220 2080 520 M200L2-6-05022400250 汽油机驱动400 250 220 2080 1012 M-050 汽油机820（hp）400250 400 250 180 2080 810 Y180M-4 17.0500250 500 250 220 2080 540 Y200L2-6 22600400 600 400 350 40160 17115 Y250M-8 30.0750500 750 500 450 50170 70120 YR280-8 55.0900600 900 600 480 75200 52192 YR315L-8 751200900 1200 900 750 100200 15300 YR315L-6 110.0锤式破碎机大量应用于水泥厂、电厂等各个部门，所以，它的设计有着广泛的前景和丰富的可借鉴的经验。其设计的实质是，在完成总体的设计方案以后，就指各个主要零部件的设计、安装、定位等问题，并对个别零件进行强度校核和试验。并在相关专题中，对锤头的寿命延长进行比较详细的分析。在各个零部件的设计中，要包括材料的选择、尺寸的确定、加工的要求，结构工艺性的满足，以及与其他零件的配合的要求等。在强度的校核是，要运用的相关公式，进行危险部位的分析、查表、作图和计算等。并随后对整体进行安装、工作过程以及工作后的各方面的检查，同时兼顾到维修、保险装置等方面的问题，最后对两个主要工作零件的加工精度、公差选择进行分析，以保证破碎机最终设计的经济性和可靠性。立式破碎机是在吸取国内外先进细碎设备的基础上，优化设计而成的一种无筛条、可调式细碎设备，可广泛适用于水泥厂的生料、熟料细碎作业。同时也可用于白云石、焦宝石、铅锌矿、蛇纹石、高炉渣、煤矸石、磷矿石等中等硬度物料的细碎作业，特别适用于硬质石灰岩、白云岩、花岗岩、玄武岩等人工造砂或高速公路路面石料的加工破碎。 表 14 立式破碎机技术参数型号 800 1000 1250 1500辊子直径(mm) 650 800 1000 1250筒体高度(mm) 800 850 850 1000主轴转速(r/min)930 769 530 495进料粒度(mm) 100 120 150 200出料粒度(mm) 0-5 0-5 0-5 0-5处理量(t/h)5-15 10-30 20-60 30-80型号 Y 系列-4 Y 系列-4 Y 系列-4 Y 系列-4功率(kw)30 55 75 110电动机转速 1440 1440 750 750外形尺寸(长宽高)(mm)220086019802700116020002800140027303100190023001.3复合立式破碎机目前破碎理论、工艺和设备的研究主要着重于：研究在破碎中节能、高效的理论，也力求找出新理论突破人们已熟知的破碎三大理论；研究新的非机械力的高能或多力场联合作用的破碎设备，目前还没有工业化的设备，只是研究阶段；改进现有设备，这方面经常是根据用户自己的需要来进行。近年来，我国无论在破碎理论、破碎技术、结构设计以及设备制造等方面都有很大的进步，但是不得不承认与国外破碎机相比，仍存在一定的差距。国外从上世纪中后期开始利用计算机仿真技术对破碎机机构、腔形、产量和磨损等进行优化，从而大大提高了破碎机的性能，缩短了产品开发周期，提高了产品的市场竞争力。然而国内对破碎机的仿真优化设计的研究主要限于对特定型号的破碎机编写相应程序进行优化设计，这些程序大多重用性差，只能解决特定型号中的特定问题。国内也有科研工作者开始尝试利用先进的运动学与动力仿真设计工具对破碎机进行快速开发，对机构设计参数进行仿真设计，从而大大减小了仿真设计的工作量，缩短了产品开发周期，提高了仿真模型重用率。要缩短这一差距，赶上同期国际水平，这仍然是一个比较长的过程。在借鉴国外破碎机的技术基础上，研发了该滚筒式破碎机，即双齿辊破碎机，该破碎机适用于破碎中低硬度的矿石、煤等物料。本设计所涉及的复合立式破碎机结合了立式破碎机和锤式破碎机的优点，使生产能力得到了很大的提高，出料粒度的均一性得到了很好的保证，使物料得到了有效的破碎，这是有生产实践可证明的。因该种机械新的一面，所以尚未有成熟的计算方法对其进行精确的计算，只能在传统破碎机械计算的基础上，结合生产实践，对其进行粗略的估算。设计方案：为了实现上述目标，确定了如下方案：（1）传动系统采用电动机带轮齿轮减速主轴的传动方式（2）过载保护采用柔性作用（3）出料粒度可调其结构图大致如图 1-1 所示：1 出料口 2 上端盖 3 分料锥 4 叶轮转子 5 衬板 6 破碎机圆筒 7 轴承 1 8 托盘 9 锤头 10 转子体 11 主轴 12 轴承 2 13 下端盖14 带轮 15 出料口 16 电机2 复合立式破碎机详细设计2.1产品的技术参数:型号 800 1000 1250 1500 1750辊子直径(mm) 650 800 1000 1250 1560筒体高度(mm) 800 850 850 1000 1410主轴转速(r/min) 1350 970 740 650 600进料粒度(mm) 50 70 100 100 100出料粒度(mm) 0-5 0-5 0-5 0-5 0-5处理量(t/h) 5-15 10-30 20-60 30-80 40-100型号 Y 系列-4 Y 系列-4 Y 系列-8 Y 系列-8 Y 系列-8功率(kw) 30 55 75 110 132电动机 转速1440 1440 750 750 750外形尺寸(长宽高)(mm)22008601980270011602000280014002730 310019002300335021002800重量(t) 2.3 4.5 9.73 18.1 26.612.2电机选型2.2.1电机功率计算对于功率的计算采用如下的近似理论计算方法。本方法是基于电机的功率应该与单位时间的破碎物料的功耗相同的原则，即认为电机的功率应如下求得：F=QW/其中 Q:破碎机的生产能力 t/hW:单位生产量的功耗 kWh/t：破碎机的传动效率采用 Rittinger 法确定单位生产量的功耗：即： )1(iiAEmWm:Bond 功指数（KWh/t）E:占排料粒度 80以上的组成部分的粒度尺寸（um）A:占给料粒度 80以上的组成部分的粒度尺寸(um)i:常指数，取 0.45-0.5。2.2.2电机选择由于所设计的破碎机的新颖性，暂时还没有成熟的功率计算方法，故参考上述传统破碎机械电机功率的计算方法，结合生产实践的经验，估取电机功率为 160Kw, 选择电动机型号为 YB355S-6。其主要参数如下：额定功率：160KW 转速：980r/min效率：0.94 功率因数：0.87输出轴径：90mm2.3传动机构的设计及计算根据生产实践经验，选定电机至主轴间的减速传动机构为一对带轮。结合带轮的传动特点，取带轮间的减速比为 1.6，它们的具体设计如下所述：2.3.1带传动的设计计算参考机械工业出版社出版的机械设计手册第二版的第四卷。已知电机轴转速 980r/min,输入功率 P=160kw1n1）设计功率 由表 33.1-2 查得工况系数 1.6，dPAK P1.6160=256kwAK2）选定带型 根据 =256kw 和 =980r/min，由图 33.1-2 确定为 E 型带。d1n3）小带轮基准直径 及大带轮基准直径 参考表 33.1-18 和图 33.1-2，1 2d取 560mm ，取传动比 i=1.6,弹性滑动系数 0.02。则大带轮基准直径1d i (1- )=1.65600.98=878.1mm2d1d由表 33.1-18 取 =900mm。4）输入轴实际转速 2n (1- ) / =5600.98980/900=597.58r/min21d12d5)带速 v v= /(601000)= 560980/(601000)=28.72m/s1dn不超过 30m/s，符合要求。6)初定轴间距 按公式取 =0.7( + )=0.7(560+900)=1022mm0a1d27)所需基准长度 0L 2 + ( + )/2+ =4364.5mm 0d1d2 )4/()(0212ad由表 33.1-7 选取基准长度 4660mm。8）实际轴间距 aa= +（ - ）/21170mm0dL0安装时所需最小轴间距 mina-0.0015 =1101.1mmi d张紧或补偿伸长所需最大轴间距 axa+0.02 =1263mmmaxdL9）小带轮包角 01803.57/)(12d01610）单根 V 带的基本额定功率根据 560mm 和 980r/min 由表 33.1-17 g 查得 E 型带 31.35kw。1d1n 1P11）考虑传动比影响，额定功率的增量 由表 33.1-17g 查得1P6.06kw。1P12）V 带根数 zz= /( + ) dP1LK由表 33.1-13 查得 =0.96,由表 33.1-15 查得 =0.9,则KZ=256/(31.35+6.06) 0.960.9=7.92取 z8 根。13）单根 V 带预紧力 0F=500(2.5/ -1) /(zv)+m0dP2v由表 33.1-14 查得 m0.17kg/m,则=500(2.5/0.96-1) 256 /(828.72)+0.17 1635.52N。0F 27.814）压轴力 r25880.88N。)2/sin(0zF15）带轮结构和尺寸由 YB355S-6 电动机可知，其轴伸直径 90mm ,长度 L=170mm, 故小带轮轴0d孔直径应取 90mm,毂长 L=170mm 。0d由表 33.1-22 查得，大带轮和小带轮结构都为六椭圆轮辐式带轮。轮槽尺寸及轮宽按表 33.1-20 计算，参考图 33.1-5 典型结构，画出小带轮结构示意图（图 2-1）：图 2-1 小带轮大带轮结构示意图（图 2-2）：图 2-2 大带轮2.3.2齿轮传动设计计算参考中国矿业大学出版社出版的机械设计工程学。由上知：传递功率 P=152kw，主动齿轮转速 597.58r/min。1n1）选择齿轮材料查表，小齿轮选用 20CrMnTi,调质渗碳淬火，回火,硬度 5662HRC；大齿轮选用 20CrMnTi,调质渗碳淬火，回火，硬度 5662HRC。2）按齿根弯曲疲劳强度进行设计计算设计计算公式 齿轮模数 m mm321/)/(FSadYZKT确定齿轮传动精度等级 按 （0.0130.022） ,估算圆周速tv311/nP度 5.3m/s，参考表 8-14 和表 8-15，选取公差组 8 级。tv齿宽系数 查表 8-23，按齿轮相对轴承为悬臂布置，取 0.5。dd小齿轮数 ，在推荐值 2040 中取 24。1Z1Z取传动比 i5.2，则 =125。齿数比 u5.2082则大齿轮的转速 = /u=114.74 r/minn1传动比误差u/u u/u=(5.208-5.2)/5.2=0.0015在5范围内。小轮转矩 由式（8-53）得1T9.55 P/ =2.34 Nmm6101n60载荷系数 K 由式（8-54）得 K= AKv使用系数 查表 8-20 得 =1.75 A动载荷系数 查图 8-57 得初值 =1.21v vt齿向载荷分布系数 查图 8-60 得 =1.27齿间载荷分配系数 由式（8-55）及 得01.88-3.2( )cos =1.72121/Z查表 8-21 并插值得 =1.242,则载荷系数 K 的初值 =3.34。Kt齿形系数 查图 8-67 小轮 2.08FaY1FaY大轮 2.162应力修正系数 查图 8-68 小轮 1.58Sa1Sa大轮 1.832重合度系数 由式（8-67）得Y0.25+0.75/ =0.686许用弯曲应力 由式（8-71）有F FxNSY/lim弯曲疲劳极限 查图 8-72 得 850N/li 1lim2=740 N/2弯曲寿命系数 查图 8-73 得 1NYN尺寸系数 查图 8-74 得 1xx安全系数 查表 8-27 得 1.6，则FSFS 531 N/ ， 463 N/12m2F2m故齿轮模数 m 的设计初值 t =6.91mmt321/)/(FSadYZKT取 =7mm。t小轮分度圆直径参数圆整值 1t 168mm1td圆周速度 v V= /60000=5.2539m/s1nt与估取 =5.2 很相近，对 取值影响不大，不必修正 。t vKvK= =1.21,K= =3.34vtt齿轮模数 m= =7mm。tm小轮分度圆直径 1d 168mmt大轮分度圆直径 2m =875mmZ中心距 aa=m( )/2=521.5mm21齿宽 bb= =83mmmin1td大轮齿宽 2b=83mm小轮齿宽 1b +（510）88mm23）按齿面接触疲劳强度校核计算由式（8-63）知HHEbudiKTZ )/(211弹性系数 查表 8-22，得 189.8 。EZmN节点影响系数 查图 8-64（ ， 0）得 2.5。21xZ重合度系数 查图 8-65（ 0）得 0.88。许用接触应力 由式（8-69）得H HWNSZH/lim接触疲劳极限应力 、 查图 8-69 得12li1650MPa, =1620MPali 2lim接触强度寿命系数 查图 8-70 得 1。N1N硬化系数 查图 8-71 及说明得 1。WZWZ接触强度安全系数 查表 8-27，按一般可靠度取 =1.1。则HSHS=1500 MPa1=1473 MPa2又=988 MPa 1H1H=960 MPa22故齿面接触疲劳强度满足要求，也即所设计的齿轮满足强度要求。4）齿轮其它尺寸计算及结构设计由表 8-31 可知，小齿轮为盘式锻造齿轮，大齿轮为轮辐式铸造齿轮以及它们的结构尺寸。画出齿轮的示意图如图 2-3，2-4 所示。图 2-3 小齿轮图 2-4 大齿轮2.3.3带轮护罩及齿轮外壳设计带轮护罩可有效保证工作人员的安全。齿轮外壳可使齿轮避免外界环境对其其影响，又保证了有效润滑。2.4主轴部分设计及计算2.4.1 输入轴的结构设计及校核根据上述设计计算可知，输入轴，也即带轮轴的转速为 =597.58r/min,传递2n功率为 =152Kw，2P（1）求轴上的转矩 TT=9.55 （ / ）6102Pn=9.55 597.8=2.43 N.mm62）求作用在齿轮上的力轴上齿轮的分度圆直径： =168mmd可以求出作用在齿轮上圆周力 、径向力 和轴向力 的大小如下，方向如tFraF图 2-15 所示。tF2Td22.43 /16861028929N=rFcostan28929 120t10529 N（3）确定轴的最小直径选取轴的材料为 37SiMn2MoV，调质处理。预估轴的最小直径：取 A=100,可得 Amind23P100 31597.867.1 mm取 =100mm。mind（4)轴的结构设计根据轴的轴向定位要求以及轴上零件的装配方案和他们之间的径向配合尺寸等参数来确定出轴上各轴段的直径和长度，以及轴上零件的周向定位，最后确定轴上圆角和倒角尺寸。各轴肩处的圆角半径为 2mm，轴端倒角取 1.545图 2-14 为轴及轴上零件的示意图：图 2-14（5）轴的强度较核1 求轴的载荷根据轴的结构图和轴的受力分析，可以做出轴的计算受力简图，确定轴承支点。轴的受力简图 2-15：图 2-15从受力简图可以看出轴的受力不在一个平面上，而是在两个相互垂直的平面上，一个是水平面，一个是垂直面。我们可以在这两个面内分别计算支反力和弯矩，然后求总和。垂直面支反力计算，垂直面受力简图 2-16：图 2-16由计算公式：000rVCBrcos42Fin8RFsin29tVCBr136.53.16代入数据：r r9 N, =0529 , 581 Nt得到：=33717 N ， =19082 NVBRVCR画出垂直面弯矩图 2-17：图 2-17水平面支反力计算：水平面受力简图 2-18：图 2-18由计算公式： 000HCBrrsin42RFcos29s48tFr136.53.16代入数据： r r89 N, =05 , 51 Nt得到：21877 N， =30060 NHBRHCR画出水平面弯矩图 2-19：图 2-19由弯矩图可以看出 B、C 两点所受弯矩最大，其合成弯矩分别如下：2BHVM= 2417958493=4731851 N.mm2CHVC= =7725504 N.mm266合成弯矩图 2-20：图 2-20扭矩： 2.43 N.mmT610扭矩图 2-21：图 2-21由上述一系列的图可以看出，B、C 为危险截面。当量弯矩 BM 22()BT= 24731850.643)=4734097 N.mm当量弯矩 ： C 22C()T= 27504.630)=7726880 N.mm2 校核轴的强度轴的材料为 37SiMn2MoV，调质处理。根据轴径，查手册得865 N/mB2m（0.09-0.1 ） B77.8586.5 N/m 2取82N/m ，轴的计算应力为2B BMW= 34709.1=21.5 N/m =82 N/m22C MW= 372680.1=35.2 N/m =82 N/m22根据计算结果可知，该轴满足强度要求。2.4.2 锤式破碎机的主要结构参数及其设计锤式破碎机的电机功率尚无一个完整的理论计算公式。一般都是根据生产实践或实验数据，采用经验公式进行计算。（1）转子的直径与长度转子直径一般根据给料块的尺寸大小来决定。通常转子直径与给料块尺寸之比为 1.25，转子长度视机器生产能力的大小而定。转子直径与长度之比值,一般为0.72，物料抗冲击力较强时，应选取较大的比值。（2）基本结构尺寸的确定（a） 给料口宽度和长度锤式破碎机的给料口宽度大于 3dmax，dmax 表示最大给矿块的尺寸。给料口长度与转子长度相同。（b） 卸料口尺寸锤式破碎机的卸料口尺寸由篦条间隙来控制，而篦条间隙由产品粒度的大小来决定。中碎时产品平均粒度约为间隙的 1/31/5 ，粗碎时约为间隙的 1/1.51/2 。（c） 给料方式锤式破碎机要求给料块有一定垂直下落速度，故给料口一般都设置在机架上方。（3） 锤头质量的确定由于锤式破碎机的锤头是铰接地悬挂在转子圆盘上，所以正确地选择锤头的质量对破碎效果和能量消耗都有很大的作用。如果锤头的质量选得过小，则可能满足不了锤击一次就将物料破碎的要求。若是锤头质量选得过大，则无用的功率消耗过大，不经济。因此，锤头的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的原理。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，需要根据实际情况进行修正。（a） 按动能定理计算锤头质量假设被破碎物料受冲击前的速度为零，锤头冲击前后圆周速度不变，则每一个锤头冲击时所产生的能量为E= (3.1)21mv式中：E锤头的功能，J；m锤头的质量，kg；v锤头的圆周速度，m/s。v=Dn60 (3.2)式中：n转子的转速,r/min；D转子直径，m。将式（3.2）代入式（3.1），得E= = (3.3)21260转子上全部锤头每转一次所产生的动能 E为:E= E=43200m (3.4)12K212DnK式中：K1转子圆周方向的锤头排数；K2转子横向每排的锤头个数。转子的转速为 n 时全部锤头所产生的动能是由电机供给的，故与电机功率相等。N=nE100060=nm 1000607200 (3.5)212式中：N电机功率，kW。由式（3.5）导出锤头质量为：m=43.2 N (3.6)610231DnK(b) 按动量定理计算锤头质量根据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。如果锤头打击料块后，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，它会很快通过而破碎不了物料，因而会降低破碎机的生产能力和增加无用功的消耗。为了使锤头打击物料后产生的偏倒，能够由于离心力的作用在下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 40%60%，即：=(0.40.6) (3.7)2V1V式中： 锤头打击物料前的圆周速度，m/s；1锤头打击物料后的圆周速度，m/s。2V原则上转子的直径愈大，允许的速度损失愈大，反之则取偏小值。若锤头与物料为非弹性碰撞，且设物料碰撞前的速度为零，根据碰撞理论动量相等的原理可得下列方程： 012mvMv(3.8)0212mvM式中： 锤头折算到打击中心处的质量，kg；M最大物料块质量，kg。将式（3.7）代入式（3.8），得：=(0.71.5)M (3.9)0m仅仅是锤头的打击质量，锤头实际质量 m 应根据打击质量的转动惯量与锤头质量的转动惯量相等的条件进行质量代换。(3.10)20r式中：r锤头打击中心到悬挂点的距离，m锤头的实际质量；锤头重心到悬挂点的距离，。0r（4） 主要工作参数的确定（a）转子的转速锤式破碎机的特点是冲击破碎物料。为此，转子转速是破碎机的重要工作参数，它影响着破碎机的破碎效率、破碎比和生产能力。转子的转速可按下式计算：n=60vD (3.11)转子的圆周速度 v 可以根据待破碎物料的性质按下式计算：v0.01g5/6E1/3 (3.12)式中：g重力加速度，m/s2；物料密度，kg/m3；物料的抗压强度，Pa；E物料的弹性模量，Pa。由于公式（3.12）没有反映出破碎比和锤头质量这两个因素，所以按上式计算的转子圆周速度只能作为选取时参考。目前锤式破碎机的转子圆周速度为 1870m/s。一般中、小型破碎机的转速为 7501500r/min，圆周速度为 2570m/s。大型破碎机的转速为 200350r/min，转子圆周速度为 1825m/s。速度愈高，破碎产品的粒度愈小，锤头及衬板、篦条的磨损也越大，功率消耗也随之增加。从设备制造角度来看，高转速对机器零部件的加工、安装精度要求也随之增高，而且锤头磨损与转子圆周速度成正比。所以在满足产品粒度要求的情况下，转子圆周速度应偏低选取。（b） 生产能力由于锤式破碎机的结构和破碎过程不同，所以计算其生产能力的公式也不同。理论上计算破碎机生产能力的公式是从篦条筛隙中可能通过的最大排料量计算的。锤式破碎机的产量与转子的长度、卸料篦条间隙的宽度、锤头的质量、转速、进料粒度、加料情况以及物料的物理性能因素有关。为了分析锤式破碎机的生产能力，假定每条筛缝同时卸出已破碎好的物料，其卸出体积为：V=LbdKz (3.13)式中：V卸出的体积，m3；L卸料篦条的有效长度，m；b卸料篦条间隙的宽度，m；dK出料块粒度，m；z卸料篦条间隙数目；松散与排料不均匀系数，一般取 =0.0150.07，小型破碎机取较小值，大型破碎机取较大值。一排产品通过篦条筛孔所需时间，应该等于一排锤头扫过两排锤头间所形成的弧长的时间 t。该时间等于：t=2R/KRn/30=60Kn (3.14)式中：K转子圆周方向锤头的排数，一般 K=36；n转子的转速,r/min；R转子中心到锤头顶端的半径，m。每小时的生产能力为：Q=3600Vt=60LbdKzKn (3.15)式中：Q每小时的生产能力，t/h；破碎物料的松散容积密度，t/m3。上述理论公式的影响因素很多，而且有的数据很难准确地确定。所以，只作为分析生产能力时参考。确定生产能力时也可用经验公式计算（破碎中等硬度物料，破碎比 i=520 时）:Q=(3045)DL (3.16)式中：L转子长度，m；D按锤头外缘计算的转子直径，(5)功率锤式破碎机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、破碎比和生产能力。目前 N=k Ln (3.17)2D式中：N电机功率，kW；k经验系数,k=0.10.2，大型锤式破碎机取上限。另一种与破碎比和产量有关的经验公式如下：N=(0.10.15)iQ (3.18)式中：i破碎比。更为精确的计算公式是：N=m n3ef1088104 (3.19)2R式中：R转子半径，m；e锤头总数;m每个锤头质量，kg；机械效率,=0.70.85；f修正系数。与转子的圆周速度有关，随圆周速度增加而减小，因为速度愈高，每个锤头打击物料的机会愈低。2.5键的选择及其校核（1）主轴与小齿轮用用普通平键联接的选择和强度校核 选用圆头普通平键（C 型）按轴径 d=140mm 及轴长 l=1000mm，查表选键 GB1096-793650C 强度校核键的材料用 45 钢，查表得许用应力 =100120MPa，键的工作长度 l=L-b2=482 k=h2=9，假定载荷在键的工作表面上均匀分布，普通平键链接的强度条件为3210p pTkld式中：T 传递的转矩（T=F y ） ，单位为 N.m2dFK 键与轮彀键槽的接触高度，k=0.5h，此处 h 为键的高度，单位为mm；l 键的工作长度，单位为 mm，这里 L 为键的公称长度，单位为mm，b 为键的宽度，单位为 mm；d 轴的直径，单位为 mm；键，轴，轮彀三者中最弱材料的许用挤压应力，单位为 MPa；p将已知数据代入挤压强度公式，有pdklT22/mN61.4025(5)13.69 2/mNP从上面计算可得出齿环处轴上键的强度能够满足强度要求。2.6轴承校核2.6.1 轴承选用及校核偏心轴的两对轴承都采用角接触球轴承，主要是因为它具有不仅能承受轴向力还能承受径向力作用，能号及参数如下：型号：7220C,主要参数如下：1230kN, 1720kN, =1.9, =2.0,Cror0Y1=2.9, e=0.