锤式制砖原料粉碎机的设计【单转子、不可逆、多排、带铰接锤头】
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单转子、不可逆、多排、带铰接锤头
锤式制砖原料粉碎机的设计【单转子、不可逆、多排、带铰接锤头】
锤式制砖
原料
粉碎机
设计
转子
可逆
铰接
锤头
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附录1 译 文 摘 要:锤片磨损会破坏锤片式粉碎机转子的平衡,加剧转子振动。该文的研究目的是基于虚拟样机技术探讨锤片磨损对转子振动的影响规律。采用MDT和vN4D建立了SFSP11230型锤片式粉碎机转子的虚拟样机模型,对不同锤片磨损情况下粉碎机转子的振动进行了仿真。结果表明:锤片磨损后,转子振动频率组成变化不大,而振动幅值和强度变化较大,其中低频段振动强度增强,高频段振动强度降低;导致转子质心径向偏移的锤片磨损使转子振动幅值和强度均变大,而导致质心轴向偏移的磨损对转子振动影响不大;同样由于转子质心的径向偏移,转子受迫振动频率强度增加较多。因此,为了降低子运转时的振动,最好避免转子质心发生径向偏移。关键词:锤片式粉碎机；锤片；虚拟样机(VP)；磨损；振动简 介能从谷物中的营养提取出来的饲料粉碎机已经发展很多年了。但是因为他只能处理特殊的原料，像谷类食品和矿石，所以除了丕林岛（地名）的少数人在研究饲料粉碎机外，很少人去研究他。尽管饲料粉碎机已经可以解决很多问题，比如振动、噪音、堵塞，用他特有的结构来解决问题，而且可以连续工作并达到一定的精度。虽然一些方法，比如比较低的回转速度，宽的转子直径被采用，好转了他的性能，但是那些问题不能扯得的被解决。最近，分析了饲料粉碎机在工作状态下转子的转速，旋转的速度能被粉碎机控制在稍低或者稍高的程度。转子的转速在正常工作下都是不变的，除了在长时间工作摩擦后。由于锤片的排列或者是其他的因素，产生转子的离心力不固定，所以锤片的磨损是不均衡的，因此，我们要学习掌握锤片要磨损时候的特征，为了使粉碎机振动保持稳定。实质上的原型技术（VP）是一个用cad加工程序代替真实的模型，为了测试这种产品的特性和特征。这就像电脑的硬件和软件的发展，网络技术通过vp技术开展起来。同时，传统的模拟技术对VP的认识理解很有基础。除了高科技种田，VP技术还适用于日益发展的农业机械设计。作者努力的将VP技术应用于工程分析技术。对于饲料粉碎机中转子单一的动力模型，被用来发展转子动力学，转子有效的运动模型被MDT和VN4D当做虚拟原型来用。VP技术模拟不同情况的磨损下，研究转子转动时的震动和锤片磨损的分析。1.单一化转子的模型 SFSP11230的转子的锤片被均匀的排列，它是由定子、滚球轴承、锤片、轴子组成，最大转速为1480r/min。所以它的最大频率应该是1480/60=24.6Hz。图一 SFSP11230的转子图表基于集总的单一化原则叁数方法 被单一化的模型应该有同样的总质量，瞬间的转动惯量有最初的质心位置决定。粉碎机的转子被单一化的分别运行在六个圆盘里。在这系统里，每一个自我排列的定子，会在压力的作用下自己运行到指定的位置，能够计算出他们最后的位置。2.转子的虚拟原型 转子的3D模型需要建立在一个MDT的三维建模软件上，VP的技术原本是用来实现Vn4D的，其中包括重要的参数从转子的发动机的功率。一些重要参数列出如下（1）定子连接上，平键连接被强固连接完全代替；（2）强固连接也被用来连接圆盘；（3）因为轴子被用来限制锤片的位置，所以强固连接被用来限制轴子和锤片的位置；（4）在锤片和螺钉通过强固连接，来限制彼此的旋转动作，来完成轴的夹紧；（5）球轴承被轴衬所代替，轴衬确定参数。（6）电动机的限制被增加到左边的结束，他的参数、转力矩输出功能被设置在平衡的感电电动机上3.VP技术的模拟分析为了要加速模拟速度，唯一的没有外部的那些环境应用的负荷被模拟，同时，粉碎机需要非常短的加速时间，没有负载的环境是不可能的。粉碎机需要加速的这段时间内，转子跑到他的位置上。 锤片的排列的结果，在研磨中起作用的轴通常用不同种型号，锤片通过定子的排列的长短来确定。因此质心上的转子偏离最初的位置。根据概率公差，质心的方向也就是轴运动的方向，磨损的方向是在情理之中的。此外，和磨损情形对比，锤片的磨损也是模拟的。根据模拟的结果列出表1磨损的图被展现在图4上，第四个锤片和轴子被标在和上，当从轴向观察，每组的锤片，每组都标着1到8平行的定子，在图4A磨损程度每个锤片是平等的。图 4B条的磨损程度，每个锤片的一组是不平等的，而相应的锤片组有 ， 同样的磨损程度。至于Fig.4c和Fig.4d的磨损程度的锤片是不相同完全。图5显示振动加速度和动力频谱图的球轴承收集在这一过程中，该转子转过第一第二轮之后， 14号实线代表的振动响应左轴承和虚线代表是正确的。 图4示意图磨损形式。锤片的磨损的主体部分的振动频率之前和之后没有变化。 但强度在每一个频率是完全不同的图5振动响应每个轴承从相应的频率，损坏转子。在低频阶段加强和强度削弱了在高频率的阶段。特别是根据“甚至磨损”形势的变化很大大于其他情况下。和同样的结论可以发现振动扩增管转子。通过对比Fig.5b和Fig.5c ， 可以推断，径向偏移严重破坏了平衡的转子。这一结论也可以通过Fig.5d和 Fig.5e的对比得到。由于径向偏移量“相邻不均匀磨损“显然是大于“不对称不均匀磨损” 。强度在强迫振动频率（24.67赫兹）增加多少更根据“甚至耐磨”和“相邻不均匀磨损”的情况，虽然有点变化根据以上两种情况对比。4结论（1）磨损形式并不影响能使锤片的振动频率改变的转子。然而，它确实带来了明显的变化强度的频率，其中的强度低频率的阶段，同时加强这一高频率阶段的削弱。（2）径向偏移现实出来是不稳定的转子相对于轴向偏移。振幅和强度大大增加时质心偏离径向。（3）强度的强迫振动频率大大提高时，会出现无论是锤片磨损均匀或邻近群体锤片磨损不均等方面的磨损情况。它需要较大的径向力来抵消这两个磨损形式，结果是不稳定的转子。（4）基于以上这些结论，为了控制饲料粉碎机的转子的振动，饲料粉碎机的转子不应径向偏移。因此，转子需要很好的平衡特别是需要在达到动态平衡之前进入正常的运行。附录2 英文参考资料Vibration generated by the abrasion of the hammer slicein feed-grinder based on virtual prototype technologyAbstract: The abrasion of the hammer slice can cause the rotor of the feed-grinder to lose balance and then make the grinder vibrate. A virtual prototype (VP) based on the rotor of SFSP11230 feed-grinder was set up by using MDT and vN4D for investigating the relationship between the abrasion of the hammer slice and the vibration of the rotor. By simulating the VP with various abrasion forms, it has been found that the abrasion form does not influence the makeup of the vibration frequency but the intensity. That is, the intensity of the low-frequency stage strengthens but that of the high-frequency stage weakens when the hammer slices are worn out. The vibration amplitude and intensity both increase when the abrasion makes the centroid of the rotor offset radially. However, they do not change much when the centroid offsets axially. The intensity of the forced vibration frequency also greatly rises when the center of mass offsets radially.Therefore, to damp the vibration of the feed-grinder the centroid of the rotor had better not offset radially. Key words feed-grinder; hammer slice; virtual prototype (VP); abrasion; vibration Vibration generated by the abrasion of the hammer slice in feed-grinder based on virtual prototype technologyJ. As one of the kernel equipment in feedstuff processing industry, the feed-grinder has been developed for years. But because of its special processing object, like cereal and mineral, there are few theoreti- cal studies on the feed-grinder except some experimen- tal researches. However, while the feed-grinder runs into many problems such as vibration, noise and clog- ging which mainly result from its own structure char- acteristics, running environment and fitting precision. Although some methods such as lower rotational speed and wider rotor diameter have been adopted to im-prove its performance, those problems cannot be thor- oughly solved. Recently, et al has analyzed the vibration of the feed-grinder by calculat- ing the natural frequency of the rotor. Therefore, the rotation speed can be adjusted to be lower or high- er than the resonance speed to damp the vibration of the pulverator. But the natural frequency of the rotor is not constant, especially after long time grinding. On account of the array of the hammer slices and other factors, the hammer slices usually abrade unevenly, which causes the eccentricity of the rotor and then make the grinder vibrate9. Therefore, studying the characteristics when the hammer slices abrade is quite practical for taking better action to damp the vibration of the pulverator. Virtual prototype (VP) technology is a process ofusing a CAD model, instead of a physical prototype, to test and evaluate the specific characteristics of a product or a manufacturing process1. The develop- ment of hardware and software of computer and network technology widely expands the application of VP. Meanwhile, traditional optimization and simula- tion techniques provide essential foundation to realize VP. Except for the hi-tech field, VP technology has also been applied to agricultural machinery design increasingly10. The authors attempt to apply VP technology to the engineering analysis of general machinery. In this paper a simplified dynamic model for the rotor of the feed-grinder was developed based on rotor dynamics and the corresponding virtual prototype of the rotor was generated by using MDT and vN4D. By simulating the VP under different abrasion situations, the vibration characteristics of the rotor when the hammer slices abrade was analyzed.1 Simplified model of the rotor The rotor of SFSP11230 feed-grinder with the symmetrical hammer slice array is shown in Fig.1. It consists of spindle, ball bearings, disk boards, ham-mer slices, pins and sleeves and its full-load rotational speed is 1480 r/min. So its frequency of the forced vibration should be 1480/60=24.67Hz. Fig.1 Diagram of the rotor of SFSP11230 feed-grinder Based on the simplification principle of lumped parameter method2that the simplified model should have the same gross mass, moment of inertia and posi- tion of centroid to the original, the rotor of the pulver- ator was simplified into a one-span six-disc rotor system with two springs support, as shown in Fig.2. The right end of the spindle and the center of each ball bearing and disk board are chosen as the positions of six disks. Fig.2 Simplified model of the rotor The ball bearing is generally considered that it only provides stiffness because of its small damping3. In the system each self-aligning bearing on one side of the spindle is modeled as a spring, the stiffness of which can be calculated in the light of the following equation4:2 Virtual prototype of the rotor The 3D model of the rotor which only includes parts related to the simulation was built in MDT, a three- dimensional modeling software. The initialization of VP was fulfilled in vN4D, including importing the 3D model from MDT, modifying constraints between the parts and appending motor power5. Some important steps are listed below: 1) Instead of flat key joint each disk board is attached to the spindle by rigid joint which locks two bodies together absolutely. 2)Rigid jointis also used to fasten the pin with the disk board. 3) Because sleeves are used to limit the positions of the hammer slices, rigid joint is set as the constraint between the sleeve and the pin. 4) Constraint between the hammer slice and the pin is revolution joint, which is used to limit the motion of two bodies so that one body only rotates about a certain axis with respect to the other body. 5) The ball bearings are replaced by bushing constraint which can simulate the function of ball bearings. Eq. (1) is set as the stiffness function parameter of bushing constraint. 6) A motor constraint is added to the left end .3 VP simulation and analysis In order to accelerate the simulation speed, only those circumstances without external applied load were simulated. Meanwhile, since the pulverator needs a very short accelerating time, only the stage when the rotor runs stably is considered in this paper. As a result of the permutation of the hammer slices, the axial distribution of the material in the mill housing is often inhomogeneous and so does the wear extent of each hammer slice along the spindle. There- fore, the centroid of the rotor deviates from its original position. According to the probable deviation direction of the centroid, namely, radial, axial and both directions, four kinds of abrasion forms were specified. Furthermore, to contrast with the vibration under abrasion situations the performance with undamaged hammer slices was also simulated. The results of simulation are listed in Table 1.Table 1 VP simulation results with five abrasion forms of hammer slicesThe diagrammatic sketch of the assumed abrasion forms is shown in Fig. 4. The four pin-and-sleeve groups were labeled fromtoclockwise when viewed from the axial direction and the hammer slices in each group are all marked from 1 to 8 parallel to the spindle. In Fig.4a the worn extent of each hammer slice is equal. In Fig. 4b the worn extent of each hammer slice in one group is unequal while the corresponding hammer slices in groupandhave the same worn extent. As for Fig.4c and Fig.4d the worn extent of the hammer slice is not identical entirely. Figure 5 shows the vibration acceleration and power spectrum diagram (PSD) of the ball bearings collected in the process that the VP of the rotor ran for one second after it had wheeled for 14 s. Real line represents the vibration response of the left bearing and dashed line represents that of the right one. Fig.4 Sketch of abrasion forms. The component of the vibration frequency changes little before and after the hammer slices are worn out. But the intensity at each frequency is quite different Fig.5 Vibration response of each bearing from the corresponding frequency of undamaged rotor.At low-frequency stage the intensity strengthens and weakens at high-frequency stage. Especially the intensity under even abrasion situation changes much greater than that under other situations. And the same conclusion can be found for the vibration amplitude of the rotor. By contrasting Fig.5b and Fig.5c, it can be inferred that the radial offset of the centroid badly destroyed the balance of the rotor. This conclusion can also be acquired by contrasting Fig.5d and Fig.5e because the radial offset quantity of adjacent uneven abrasion is obviously larger than that of asymmetric uneven abrasion. The intensity at the forced vibration frequency (24.67Hz) increases much more sharply under even abrasion and adjacent uneven abrasion situations while it changes a little under the other two situations.4 Conclusions 1) The abrasion form of hammer slice does not influence the makeup of the vibration frequency of the rotor. However it really brings obvious changes to the intensity of the frequency, which exhibits that the intensity of low-frequency stage strengthens while that of high-frequency stage weakens.2) The radial offset of the centroid can markedly disrupt the balance of the rotor compared with the axial offset. The vibration amplitude and intensity both increase greatly when the center of mass deviates radially. 3) The intensity at the forced vibration frequency is greatly raised when either the hammer slices wear evenly or the adjacent hammer slice groups wear unevenly with respect to other abrasion forms. It owes to the larger radial centroidal offset of these two abrasion forms that results in the imbalance of the rotor. 4) Based on these conclusions above, in order to damp the vibration of the feed-grinder the centroid of the rotor should not present radial offset. So the rotor needs to be well balanced especially in the dynamic balance test before going into operation. UNIVERSITY本 科 毕 业 论 文（设 计）题目： 锤式制砖原料粉碎机的设计 学 院：工学院姓 名： 学 号： 专 业：机械设计制造及其自动化年 级：2008级指导教师：XXXXXXX 职 称：教授 二一二 年 五 月- 29 -摘要 制砖原材料的粉碎是砖坯生产过程中的关键工序，随着科学技术的不断发展，以及市场需求的变化，各行各业也起着日新月异的变化，锤式粉碎机可将制砖用原材料经过粉碎后达到制砖粒度的要求。本设计提出的锤式制砖原料粉碎机适用于页岩、煤矸石等制砖原材料的粉碎精选处理。我所设计的制砖原料粉碎机是在原通用设备的基础上通过革新改进、现场观察后完善研制而成的一种新型粉碎设备。其特点是：结构合理，性能可靠，锤头采用高耐磨性和韧性的高锰材料铸造并经热处理工艺，可调整使用最大四次角面。主轴密封性良好。筛体采用破碎轴形式单独设计，更换方便、维修便利、出料利落、不易赌塞，可确保整条生产线其他设备正常工作，达到机械设备设计产量要求，是砖瓦生产过程中的理想配套设备。 这次我所设计锤式粉碎机是单转子的、不可逆的、多排的、带铰接锤头的粉碎机。关键词：制砖原料、锤式、转子、粉碎机 AbstractBrick making raw material grinding is the key procedure of brick production, along with the continuous development of science and technology, as well as the change of market demand, all trades and professions also plays a change rapidly changes, hammer crusher can be for brick-making raw materials through crushing to brick size requirements.The design of the hammer type crusher is suitable for raw material for making brick shale, coal gangue brick making raw material crushing selection processing.I designed the brick raw material mill is in the original universal equipment on the basis of innovation, through on-site observation after the perfect development of a new type crushing equipment.Its characteristics are: reasonable structure, reliable performance, hammer with high wear resistance and toughness of high manganese cast material and the heat treatment process, can be adjusted using the maximum four angle face.Main shaft seal of good.The sieve body adopts the crushing shafts form a separate design, convenient replacement, repair facilities, discharging agile, not easy to jam, can ensure that the entire production line and other equipment was working properly, achieves the machinery and equipment design and production requirements, is the brick and tile production process equipment supporting the ideal.This time I design a hammer crusher is a single rotor, irreversible, multiple rows, with a hinged hammer crusher.Key words: Raw material for making brick、Hammer type、Rotor 、Pulverizer 目录第1章 绪论11.1 锤式粉碎机的工作原理及其应用11.1.1 锤式粉碎机的工作原理11.1.2 锤式粉碎机的应用- 1 -1.2 锤式粉碎机的类型- 2 -1.3粉碎机的特点- 2 -1.3.1粉碎机的优点- 2 -1.3.2锤式粉碎机的缺点- 2 -第2章 锤式粉碎机的主体构造- 2 -2.1 机架- 2 -2.2 转子- 3 -2.3 破碎轴- 3 -2.4 托板和衬板- 3 -2.5 密封防尘装置- 3 -第3章 锤式粉碎机的结构参数和工作参数的选择和计算- 4 -3.1 基本结构参数的计算与选择- 4 -3.1.1 转子的直径和长度- 4 -3.2 主要工作参数的计算- 4 -3.2.1 转子速度- 4 -3.2.2 生产率- 5 -3.2.3 电机功率- 5 -3.2.4 转子转速与锤头重量- 6 -第4章 锤式粉碎机主要零件的设计计算- 8 -4.1 主轴的相关设计、计算与校核- 8 -4.1.1 主轴的设计- 8 -4.1.2 主轴的强度校核- 11 -4.1.3 键的强度校核- 14 -4.2 锤架- 14 -4.3 锤头- 15 -4.4锤头的打击平衡计算- 16 -4.5 飞轮的计算与设计- 19 -4.5.1 飞轮- 20 -4.6 破碎轴的计算与设计- 20 -4.6.1 破碎轴- 21 -4.7 轴承计算与选择- 21 -第5章 锤式破碎机的主体结构设计- 22 -5.1 机架- 22 -5.2 反击板- 23 -5.3 圆盘锤架- 24 -5.4 滚动轴承- 24 -第6章 锤式粉碎机的操作和维修- 25 -6.1 锤式粉碎机的基本操作法- 25 -6.1.2 启动操作的注意事项- 25 -6.1.3 停车注意事项- 26 -6.2 安全操作技术- 26 -6.2.1 保持保护装置和报警装置的完好- 26 -6.2.2 操作和检修时应注意事项- 26 -6.3 锤式破碎机的维修保养法- 27 -6.3.1 润滑- 27 -6.3.2 巡回检查和日常维护- 27 -结 论- 27 -参考文献- 28 -致谢- 29 - 第1章 绪论1.1 锤式粉碎机的工作原理及其应用1.1.1 锤式粉碎机的工作原理锤式粉碎机的基本结构如下图所示。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粉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破碎轴4，以卸出粉碎合格的物料。主轴、锤架和锤头组成的回转体称为转子。物料进入锤式粉碎机中，即受到高速旋转的锤头3冲击而被粉碎，粉碎的矿石从锤头处获得动能以高速向机壳内壁冲击，向破碎轴、反击板冲击而受到第二次粉碎，同时还有矿石之间的相互碰撞而受到进一步的粉碎。粉碎合格的矿石物料通过破碎轴4排出，较大的物料在破碎轴4上继续受到锤头的冲击、研磨而粉碎，达到合格粒度后即从缝隙中排出。为了避免破碎轴缝的堵塞，通常要求物料含水量不超过10%。 1-轴；2-锤架；3-锤头；4-破碎轴 图1-1 锤式粉碎机示意图1.1.2 锤式粉碎机的应用锤式粉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粉碎。在建材工厂中，它主要用来粉碎石灰石，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，有破碎轴以及采用锤盘结构的锤式粉碎机，可进入较大粒径的物料，宜作为中碎或者一定范围的细碎。1.2 锤式粉碎机的类型锤式粉碎机的种类很多，根据结构特征的不同，可进行如下分类：按回转数的数目可分为单轴式（或单转子）和双轴式（或双转子）；按锤头的排数可分为单排式和多排式；按转子的回转方向可分为定向式和可逆式；按锤头的装置方式不同，还可分为固定锤式和活动锤式两种。锤式粉碎机的规格，是以回转体的外端直径和其长度尺寸表示的。1.3粉碎机的特点1.3.1粉碎机的优点 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（单转子式的粉碎比可达i=1015）,产品的粒度小而均匀，呈立方体，过度粉碎现象少。 工作连续可靠，维护修理方便。易损零部件容易检修和拆换。1.3.2锤式粉碎机的缺点 主要工作部件，如：破碎轴 、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。 粉碎腔中落入不易粉碎的金属块时，易发生事故。 含水量12%的物料，或较多的粘土，出料破碎轴堵塞使生产率下降，并增大能量损耗，以至加快了易损零部件的磨损。第2章 锤式粉碎机的主体构造 本次所设计的是一台PC1000X800毫米的单转子，不可逆，多排铰接锤头的锤式粉碎机。该粉碎机适应于页岩、煤矸石的粉碎，被粉碎物料的表面不超过8%的水分。这种粉碎机主要由传动装置、转子、破碎轴、衬板和机架等几部分组成的。2.1 机架 机壳由下机体、后上盖衬板和右衬板组成，各部分用螺栓连接成一体。上部开一个加料口，机壳两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，漏灰现象十分严重，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换破碎轴，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。2.2 转子 转子是锤式粉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。转子支承在调心滚子轴承上，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。2.3 破碎轴 锤式粉碎机的破碎轴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破碎轴缝，大于破碎轴缝的物料由于不能通过轴缝而在破碎轴上再受到锤头的冲击和研磨作用继续被粉碎，如此循环直至体积减少到可以通过破碎轴缝。破碎轴和锤头一样，受到很大的冲击和磨损，是主要的容易磨损的零件之一。破碎轴受到硬物料块或金属块的冲击，容易弯曲和折断。如图所示，1000800 锤式破碎机的破碎轴，其形状是圆断面，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。2.4 托板和衬板 锤式粉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，与锤头和破碎轴的材质相同。组装好后用两根轴架于粉碎机的架体上，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。2.5 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2.6.给定的原始数据是：（1） 粉碎能力为25到 45吨。（2） 粉碎机转子的转速在900和1100 r/min之间（3） 粉碎机的最大物料给料粒度为：小于150mm（4） 粉碎机的最大排料粒度不能超过：10mm（5） 粉碎机的物料容许湿度小于9%。（6） 粉碎机的破碎程度为：中、细。（7） 粉碎机的应用场所是：制砖厂。（8） 粉碎对象：页岩、煤矸石。第3章 锤式粉碎机的结构参数和工作参数的选择和计算3.1 基本结构参数的计算与选择3.1.1 转子的直径和长度（1） 转子的直径一般是根据矿石的尺寸来决定的。通常转子的直径与给矿块的尺寸之比为48，大型破碎机则近似取为2。由于1000800 锤式粉碎机为中型粉碎机，所以直径与给矿块尺寸之比取6.5，而加工物料粒度150毫米。所以转子直径D=6.5150=975mm，取D=1000mm（2） 转子长度视机器生产能力而定。转子直径与长度的比值一般0.71.5，矿石抗冲击力较强时，应该选取较大的比值。由于1000800锤式粉碎机加工的矿物为页岩、煤矸石这样一些中低等硬度的矿石，所以比值取0.8。则转子长度L=D0.8=10000.8=800mm， 取L=800mm。3.2 主要工作参数的计算3.2.1 转子速度为了简化设计，锤式粉碎机不设变速箱。因此粉碎机转子的速度和所安装的电动机的额定转速相同。转子转速用锤头的圆周速度来控制。转子的转速是锤式式粉碎机的重要参数，转子转速可按下式进行计算： n=60v/3.14D （3-1） 式中 v-转子的圆周速度； D-转子的直径； 由于上式没有反映出粉碎比这一因素，所以按上式计算的转子圆周速度只作为转子转速的参考。目前，锤式粉碎机的转子圆周速度的使用范围是1580m/s，通常，粗碎时取1540m/s，细碎时取4080m/s。虽然转子速度越高，粉碎比越大，但锤头磨损也越快，功耗也大。因此，在满足力度要求的情况下，转子的圆周速度应偏低。由上分析可知： n=60v/3.14D （由于是细碎此处v取52m/s） =6052/3.141 =993.63r/min 考虑到功率损耗取 n=980r/min 3.2.2 生产率目前，锤式粉碎机还没有一个考虑了各种因素的理论计算公式，因此我们选用经验公式来计算。 我们以粉碎中低等硬度物料来计算锤式粉碎机的生产率： 经验公式：Q=（30-45）DL （3-2） 式中：D-转子的直径，单位：m； L-转子的长度，单位：m； -矿石的松散比重，单位：t/m3 由于本次设计中 D=1000mm=1m； L=800mm=0.8m； 矿石的松散比重取1.48； 公式中的系数取中间值35；则Q=3510.81.48=41.44吨/小时。根据计算结果，我们可以确定出1000800 锤式破碎机的生产率为40吨/小时左右。3.2.3 电机功率锤式粉碎机的功率消耗与很多因素有关，但主要取决于矿石的性质，转子的圆周速度，粉碎比和生产能力。目前，锤式粉碎机的电动机功率尚无一个完整的理论计算公式，一般是根据生产实践或者实验数据而采用经验公式选择破碎机的电动机功率。 根据生产实践的实际来选择电动机功率 N=KQ （3-3） 式中：Q-机器的生产能力，吨/小时 K-比功耗，千瓦/吨，比功耗视待粉碎物料的性质、机器的结构特点和粉碎比而定。对中低等硬度的页岩锤式粉碎机取K=1.42。粗碎时偏小取，细碎时偏大取。本次设计要求将矿物细碎，因此比功耗偏大选取 （取K=1.9千瓦/吨），Q=41.44吨/小时； 则 N=KQ=41.441.85=76.664靠近75 KW。根据计算电动机功率的结果，综合各种要求，查表选择Y系列（IP23）三相异步电动机（JB/T 52711991、52721991）。型号为Y280S-6。电动机效率为92%，额定电流为143A。3.2.4 转子转速与锤头重量 锤式粉碎机转子的转速n和锤头的重量m是互相关联的。锤式粉碎机不是靠回转不见的全部能量来粉碎物料的，而仅是靠锤头的动能做的功来完成物料的粉碎。锤头的动能E为： E = mv2/2 (3-4)式中 E-锤头的动能，J； m-锤头的质量，kg； V-锤头的圆周速度，m/s。 V=(D n)/60 (3-5) 式中 n-转子转速，r/min; D-转子旋转时，由于离心力的作用，锤头作辐射状，这时转子的外端直径就以D（m）表示。将式（3-5）代入式（3-4）中， 得 E=（m2D2n2）/7200 （3-6） 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，粉碎效率越高，但是锤头的重量越大，旋转起来的离心力也越大，对锤式破碎机的转子的其他零件都要产生影响，并且加快损坏，因此，锤头的重量不应该过重也不应该过轻，要适中。正确的选择锤头的重量对粉碎效果和能量消耗有很大的影响。所以选择的锤头重量一定要满足锤击一次性使物料块粉碎，并使无用功率消耗达到最小，同时，还必须不使锤头向后偏倒。为此，必须使锤头运动起来产生的动能等于粉碎物料所需要的打击功。如公式（3-6）所示：转子上全部锤头每转一次所产生的动能Ea为 Ea=k1k2E=( m2D2n3k1k2)/7200 （3-7）式子中 k1-转子圆周方向的锤头排数 k2-转子横向每排锤头的个数转子每分钟n转时全部锤头所产生的动能Na为： Na = (nEa)/(100060) = ( m2D2n3 k1k2)/(1000607200)kw (3-8) 由于给料的不均匀和物料的松散比，实际，并不是全部锤头都能打着物料，其中有些锤头空过。因此，公式（3-8）不必再乘以给料不均匀和物料松散系数。全部锤头每分钟所产生的动能Na是由电动机直接供给的，故使式（3-8）与电动机每分钟所发出的功率N相等，即可认为全部锤头所产生的打击能够击碎加工物料。亦即: (3-9)式子中：Ng锤式粉碎机的电动机功率，kw（ Ng 取75kw）； D锤式粉碎机的转子直径，m，（D=1m）； k1转子圆周方向的锤头排数,k1=3； k2转子横向每排锤头的个数,k2=6； n锤式粉碎机的转速，n=980 r/min。将上述数据代入，则： kg公式（3-9）还只是考虑全部锤头运动起来产生的动能能够粉碎物料，而并没有考虑锤头打击物料后，它的速度损失的大小，如果打击物料后，其速度损失过大，这会使锤头饶自己的悬挂轴回转而不破碎物料，因而会降低锤式粉碎机的生产能力和增加无用功。当然，锤头的打击物料产生的偏斜由于离心力而能够恢复到原来的位置，但必须在第二次打击物料前恢复正常位置。所以，锤头打击物料后只能允许速度损失40%60%，据动量定理，可得： m1v1=（m1+m2）v2 v2=m1/(m1+m2)v (3-10) 式中：m1-锤头重量，kg M2-最大物料块的重量，kg v-锤头打击开始所具有的圆周线速度，m/s 公式（3-10）的系数等于0.60.4即 v2=（0.60.4）v1 m/s （3-11）由式（3-10）得： m1v1=m1v2+m2v2 （3-12）把式子（3-11）代入（3-12）中 其中，最大物料块质量m=v=2.5515=8606.25g=8.606Kg (查表页岩的密度为2.55-2.65此处密度取2.55g/cm)锤头重量m1=（0.7-1.5）m2=6.0242-12.909kg m1取8kg第4章 锤式粉碎机主要零件的设计计算4.1 主轴的相关设计、计算与校核4.1.1 主轴的设计对于只传递转距的圆截面轴，其强度条件为： =T/ZP=(9.55106P)/0.2d3n （4-1)式中：轴的扭切实力，N/mm2 T转距 N/mm2 Zp为极截面系数，d3对圆截面轴：Zp=d3/160.2 d3 P传递的功率，kwn主轴转速。r/min许用扭切应力，N/mm2T=9550000p/n=955000075/980730867 N.mm （4-2）对于既传递转距又承受弯距的轴，可用上式初步估算轴的直径；但必须把轴的许用扭切应力适当降低，以补偿弯距对轴的影响。将降低后的许用应力代入上式，并改写为设计公式 （4-3）式中A=98107因为本设计中主轴的材料为35SiMn，且承受大载荷，大弯距。所以A取107又因为P=75KW n=980r/min 所以 mm考虑到破碎机所承受的转矩变化和冲击载荷变化很大，则取轴的最细处dmin=100mm而细轴处的强度条件为：=3.654N/mm2查表得 35SiMn许用扭切应力=4052 N/mm2 =3.654N/mm2即细轴100mm处的强度符合要求的强度条件。 图4-1 锤式粉碎机轴示意图 图4-2 锤式粉碎机主轴图 主轴是锤式粉碎机支撑转子的主要部件，承受来自转子、锤头的重量、冲击力，因此要求主轴的材质具有较高的强度和韧性，设计中采用的是35号硅锰钢锻造。主轴的端面为圆形，最大的直径为120毫米，轴承处为110毫米。锤架用bhL=3218750毫米的平键与轴连接。4.1.2 主轴的强度校核 首先根据轴的结构图作出轴的计算简图，由于锤式粉碎机在工作中承受冲击载荷，而这种冲击载荷主要集中在打击物料的锤头处，为了计算方便，现将载荷简化为作用于转子上的均布载荷。假设物料以某一角度与锤头碰撞（=980 r/min。故满足。第5章 锤式破碎机的主体结构设计5.1 机架 一台机器的结构对机器很重要，好的结构设计可以提高机器的生产率，延长机器的寿命等等。机架是一台机器的骨架，它支持着所有的零件进行工作。由于锤式粉碎机是很容易磨损零件的机器，它需要经常更换零部件。所以我们采用上下机架的结构。而上下机架又分别用钢板焊接而成，然后再用螺栓将上下机架联结起来。上机架的上方留有一个给矿口，给矿口应该向反击板一边靠近。因为这样可以使物料进入机体后便能在锤头和反击板的作用下迅速的破碎。由于转子是在旋转下工作的，所以，矿物也会磨损机架，那么我们就给机架的内壁加上衬板，衬板是用螺栓联结在机架内壁上的。如下图所示，这样磨损严重的衬板就可以得到更换。最后在设计中，还在上下机架的两侧靠了两个检查门，便于检修，调整和更换破碎轴。 图5-1 衬板示意图5.2 反击板反击板和锤头一样都是锤式粉碎机中的工作部件。由于它承受着矿石的冲击，所以很容易磨损。所以选择材料时也应该用ZGMn13高锰钢。反击板在粉碎矿物时，应该和下落的矿物有一定的角度，这样更有利于矿石的粉碎。因为如果反击板和矿物下落速度方向一致，则矿物最多只受锤头打击以及锤头和反击板的挤压，粉碎不足。而粉碎板有了一定的角度后，矿石的粉碎就充分多了。此外反击板倾斜后，机内的容量增大，提高了生产率。当然，倾斜角度不易过大，根据经验倾斜角度一般为30度，反击板本身不厚，但是为了防止反击板断裂在下面加固了一层厚的铸铁。5.3 圆盘锤架锤架是用来悬挂锤头的，它不起粉碎物料的作用。但粉碎机在运转时，锤架要和物料接触造成磨损，所以锤架的材质也要求有一定的耐磨性，本设计中采用的是优良的铸钢ZG35B，该材质有较好的焊接性，局部出现磨损时，可进行补焊。锤架在转子上起着连接主轴和锤头的作用。锤架是装在主轴上的，它是通过平键与轴刚性地联在一起。圆盘锤架间装有间隔套、为了防止圆盘锤架的轴向窜动，两端用圆螺母固定。销轴两端用开口销定位。每根销轴上装有6个锤头，所以锤头总数为18。为防止锤头轴向窜动，锤头用锤靶连接。整个组成一个转子。另外，主轴、锤头、锤架、锤头轴、飞轮以及压紧锤盘和滚动轴承组成了转子。如下图所示 图5-2 转子示意图 5.4 滚动轴承滚动轴承一般由内圈、外圈、滚动体和保持架四部分组成，内圈装在轴径机座或零件的轴承孔内。内外圈上有滚道，当内外圈相对旋转时，滚动体将沿着滚道滚动。保持架的作用是把滚动体均匀地隔开。滚动体与内外圈的材料应具有高的硬度和接触疲劳强度，良好的耐磨性和冲击韧性。一般用合金钢制造。经热处理后硬度可达HRC6165，工作表面须经磨削和抛光。保持架一般用低碳钢板冲压制成，高速轴承多采用有色金属或塑料保持架。与滑动轴承相比，滚动轴承具有摩擦阻力小，启动灵敏，效率高、润滑简便和易于互换等优点。所以本设计我们选用滚动轴承。它的缺点是抗冲击能力较差、高速时出现噪音，工作寿命也不及有液体润滑的滑动轴承。接触角是滚动轴承的一个主要参数，轴承的受力分析和承载能力等都是与接触角有关。滚动轴承与套圈接触处的法线与轴承径向平面l垂直于轴承轴心的平面l之间的夹角称为公称接触角。径向平面于经轴承套拳传递给滚动体的合力作用线之间的夹角称为接触角。公称接触角越大，轴承承受轴向载荷的能力越大。滚动轴承按其承受载荷的方向或公称接触角的不同，可分为：（1）向心轴承，主要用于承受径向载荷，其公称接触角从0 oC到45 oC；（2）推力轴承，只要用于承受轴向载荷，其公称接触角从大于45oC到90 oC。按照滚动体形状，可分为球轴承和滚子轴承。滚子轴承又分为圆柱滚子、圆锥滚子、球面滚子和滚针等。按照工作时能否调心，可分为刚性轴承和调心轴承。能阻抗滚道间轴心线不准位的轴承称为刚性轴承。一滚道是球面型的，能适应两滚道轴心尖的角偏差及角运动的轴承称为调心轴承。设计中我们使用的是调心滚子轴承。从而查表得到型号为22316 GB/T 58682003。为了保证轴承在恶劣的工作环境下正常工作，用两个轴承箱体将轴承密封，在装配时为了保证两个箱体的同轴度，可以用一组薄钢垫片调节。在相同外型尺寸下，滚子轴承的承载能力为球轴承的1.53倍。所以，在载荷较大或有冲击载荷时应选用滚子轴承。由于接触角的存在，角接触轴承可同时承受径向载荷和轴向载荷。第6章 锤式粉碎机的操作和维修6.1 锤式粉碎机的基本操作法6.1.1 启动锤式粉碎机前应做好的准备工作：1、 粉碎机的主要零件：如锤头、反击板、检查门以及紧固螺栓是否完好。松动。2、 认真检查
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