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UNIVERSITY本 科 毕 业 论 文（设 计）题目： 锤式破碎机 学 院： 工学院 姓 名： 学 号： 专 业： 机械设计制造及其自动化 年 级： 机制081 指导教师： XXXX老师 职 称： 副教授 二0一二 年 5月摘要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。关键词：锤式破碎机；锤头；强度分析 AbstractSummary of hammer Crusher used in cement plants, power plants, and various other departments, so, its design has broad prospects and rich learning experience. Its design is the completion of the overall design of the future it refers to the major parts of designing, installing, positioning, and other issues, and strength check and the individual parts. And related more detail analysis on the life extension of the hammer. In various parts of the design, including the choice of materials, dimensions, process of determining requirements, structure and technology meet, and as well as their co-ordination with other parts of. Strength checking is, we should use the formula, risk analysis, reference tables, mapping and calculation of parts. And then the whole installation, work procedures, and inspection of work in all its aspects, at the same time taking into account device maintenance, insurance and other aspects of the problem, the last two main working parts of the processing precision, tolerance analysis, to keep the broken economy and reliability of the final design.Keywords：hammer Crusher； hammer； strength tolerance analysis 目录1 锤式破碎机简介3 1.1 锤式破碎机分类31.1.1 按回转轴数分31.1.2 按转子的回转方向分31.1.3 按锤头的排列方式分31.1.4 按锤头在转子上的连接方式分31.1.5 按破碎作业的粒度要求分31.2 锤式破碎机优点31.3 锤式破碎机缺点31.4 破碎实质32 锤式破碎机的总体及主要部分概述42.1 机壳42.2 转子42.3 主轴43 传动装置运动和动力参数的计算43.1 给定的原始数据是43.2 电动机的选择53.3 传动比分配63.4 各轴输入功率计算63.5 各轴输入扭矩计算63.6 转子转速的确定73.7 转子的直径与长度73.8 锤头的选择83.9 给料口的宽度和长度94 关键部件的设计与计算94.1 V带传动的设计计算94.1.1 定V带型号和带轮直径94.1.2 计算带长104.1.3 求中心距和包角104.1.4 求带根数114.1.5 求轴上载荷114.1.6 带轮结构设计124.2 轴的材料的选择134.3 轴的最小直径和长度的估算134.4 轴的校核144.4.1 初算轴径d144.4.2 初步计算轴上各段长度144.4.3 计算轴上载荷144.4.4 对主轴做简化处理154.4.5 绘制弯扭矩图对危险截面进行校核154.4.6 轴的疲劳强度条件的校核计算184.4.7 提高主轴的疲劳强度的途径204.5 轴承的选择204.5.1 轴承材料，类型的选择204.5.2 轴承的游动和轴向位移214.5.3 轴承的校核214.6 轴上键连接的选择及校核225 其他零部件的设计与选用235.1 箱体结构以及其相关设计235.1.1 铸造方法235.1.2 截面形状的选择235.2 肋板的布置235.3 飞轮的设计与计算246 部分零部件上的公差和配合256.1 配合的种类的选择256.2 一般公差的选取256.3 形位公差256.3.1 形位公差项目的选择256.3.2 公差原则的选择256.3.3 形位公差值的选择或确定26结论28参考文献29致谢30 1 锤式破碎机简介 1.1 锤式破碎机分类1.1.1 按回转轴数分 单转子和双转子。1.1.2 按转子的回转方向分 不可逆式和可逆式。1.1.3 按锤头的排列方式分 单排式和多排式。1.1.4 按锤头在转子上的连接方式分 固定锤式和活动锤式。1.1.5 按破碎作业的粒度要求分 粗碎破碎机、中碎破碎机、细碎破碎机。1.2 锤式破碎机优点构造简单、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，呈立方体，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。1.3 锤式破碎机缺点 主要工作部件，如：锤头、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。工作原理: 物料进入破碎机中，立即受到高速回转的锤头的冲击而粉碎。破碎了的物料，从锤头处获得动能，以高速向机壳内壁的衬板和篦条上冲击而第二次破碎。此后，小于篦条缝隙的物料，便从缝隙中排出，而粒度较大的物料，就弹回到衬板和篦条上的粒状物料，还将受到锤头的附加冲击破碎，在物料 破碎的整个过程中，物料之间也相互冲击粉碎。1.4 破碎实质 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. 2 锤式破碎机的总体及主要部分概述本次设计的是单转子、多排锤、不可逆式锤式破碎机， 由机壳、转子、蓖条、打击板、锤头、支架、衬板等组成。2.1 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。2.2 转子 由主轴、圆盘、销轴等组成，圆盘上开有4个均匀分布的销孔，通过销轴将43个锤头悬挂起来。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。2.3 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。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。要破碎中等硬度的物料，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。3 传动装置运动和动力参数的计算 3.1 给定的原始数据是 破碎能力为20到30吨。破碎机转子的转速在800和1100之间 ，破碎机的最大物给料，度为：小于150，破碎机的最大排料粒度不能超过：10破碎机的物料容许湿度小于9%。破碎机的破碎程度为：中、细。破碎机的应用场所是：水泥厂、选煤厂、火力电厂等。破碎机的破碎对象是：石灰石、煤块、焦碳、石膏等软物料。 破碎机示意简图3.2 电动机的选择电机功率的消耗取决于物料的性质、给料的圆周速度。破碎比和生产率。目前，尚无一个完整的计算公式，一般根据实践经验和实验数据，根据经验公式进行计算： （3）系数取值在0.1到0.15之间。K取0.12，由上述公式（3）计算得P=73.27KW，所以选取电动机功率为 =75KW系统无特殊需求，一般选用Y系列三相交流异步电动机。选用全封自扇冷笼型，电压380V 查表用Y280S-2型号的电机，其参数如下：电机型号额定功率（kw）同步转速（）满载转速（）电机重量（kw）参考价格（元）Y280S-2 75 2970 2880 550 111903.3 传动比分配已知电动机轴的转速 ：=2880破碎机转子轴的转速 ：=800所以传动比为i=/=3.6根据常用传动机构的主要特征及适用范围：取V带传动的传动比i=3.63.4 各轴输入功率计算 = 为电动机的功率，为工作及功率，为传动装置的效率 = 为滚动轴承的效率，查表0.97（一对） 为带传动的效率，查表取0.96 = =72.75kw =0.960.97= 67.75kw3.5 各轴输入扭矩计算 =9550/n=955072.75/2880=241.2 N =9550=955067.75800 Nm=808.8 Nm 将上述结果列入表格，以供查用。轴号转速n（）功率Pkw扭矩T（Nm）I288072.75241.2II80067.75808.8 转子示意图3.6 转子转速的确定 锤式破碎机的转子转速按所需的圆周速度计算，锤头的圆周速度根据被破碎物料的性质、破碎产品的粒度、锤头的磨损等因素来确定。按公式 （1） 来计算。式中 锤头的圆周速度（m/s） 转子的直径（m）一般中小型破碎机转速为750到1500，取转速n=1200，圆周速度为25到70，速度越高，产品的粒度越小。锤头及衬板、蓖条的磨损越大。功耗增加。对机器零部件的加工、安装精度要求随之提高。在满足其粒度要求的情况下，圆周速度应偏低选取.生产率的计算 :生产率与锤式破碎机的规格、转速、排料蓖条间隙的宽度、给料粒度、给料状况以及物料性质等因素有关。一般采用经验公式： （2）式中 Q 生产率() 物料的密度() 经验系数因为该型号的破碎机破碎的是中、硬物料。取值在30到45之间。3.7 转子的直径与长度 锤式破碎机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= 785mm，转子的长度L=830mm 。3.8 锤头的选择因为铰接在转子上，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。根据动量定理选取锤头质量时，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 (4)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)3.9 给料口的宽度和长度 锤式破碎机的给料口的长度与转子的相同。其宽度B2。4 关键部件的设计与计算4.1 V带传动的设计计算 选用窄V带传动，动力机位Y系列三相异步电动机，功率P=75kw，转n=2880，每天工作10h，中心距小于2000mm。计算项目 计算内容 计算结果4.1.1 定V带型号和带轮直径工作情况系数 由表 =1.2计算功率 =P=1.275 =90kw选带型号 由图 SPC型小带轮直径 由表 取=315mm大带轮直径 =（1-）=（1-0.02） 选=1134mm 为滑动率，取=2%大带轮转速 =（1-）=（1-0.02） =800所以取=800计算项目 计算内容 计算结果 5% 以上所选参数合理4.1.2 计算带长求 = = 724.5 =724.5mm求 = =409.5 =409.5mm初取中心距 a=1950mm带长 L=+2a+ L= 6260.96mm基准长度 由图 =6300mm 4.1.3 求中心距和包角中心距 a=+ 代入数据得 a=1969.97mm 2000mm小轮包角 =-60 =- 60 =155.01 1204.1.4 求带根数计算项目 计算内容 计算结果带速 v= v=47.47传动比 i= i=3.6带根数 由表 =19.98kw；=0.96；=1.02； =6.17kw； Z= = =3.5 取z=4根4.1.5 求轴上载荷张紧力 500（）+q 500 +0.3747.47 = 834.70N（由表 q=0.37）轴上载荷 =2z 代入数据得 =6519.27N4.1.6 带轮结构设计 由于带速较高 ，带轮用钢制造。大带轮采用轮辐式结构， 且500mmD1600mm，轮辐数目取为6.小带轮采用整体结构式，具体结构参数见零件图。综上整理带传动参数如表：小带轮直径大带轮直径传动比i带基准长度根数Z中心距a315mm1134mm3.66300mm41969.97mm 小带轮大带轮4.2 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。4.3 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。轴的基本结构尺寸如下图所示 4.4 轴的校核计算项目 计算内容 计算结果轴材料选用45钢调质，轴的设计计算步骤如下：4.4.1 初算轴径d dC 由表，C=112 =112 =60.23mm 取d=98mm4.4.2 初步计算轴上各段长度 轴承选6420，宽度B=58mm；大带轮宽度B=（Z-1）e+2f =（3-1）22.5+ 217=110.5mm 4.4.3 计算轴上载荷 由前计算：带轮作用轴上载荷 FT1=6519.27N，T=808.8N径向力 FR1=4244N转子圆盘锤头部分作用在轴上载荷：圆周力 FT2= =2063.3N， 径向力 FR2=6400N 配重轮部分作用在轴上的载荷为圆周力 FT3=2200.8N径向力 FR3=980N4.4.4 对主轴做简化处理认为圆周力集中在轴的中点处 ， FR = FR1 + FR2 +FR3 =11624N 转子锤头打击破碎物料时打击力为 FT2 ，所以 认为锤头受力是均布力分布q=2.71510 3N/m。在径向方向上简化主轴的受力，认为两轴承座的支反力相等为 FZ1=FZ2=5812N，方向与FR反向。圆周方向上由材料力学知识求的轴承座的支反力F Y1 FY2的大小和方向如下图所示。4.4.5 绘制弯扭矩图对危险截面进行校核简化轴上载荷如图： 所以由以上示意图和各载荷，画轴的剪力图，弯矩图，扭矩图 由弯矩图、扭矩图可知危险截面点存在且为A B C 三点其中之一所在截面处，分别对A B C三点进行校核计算：A: M=3788N.mB: M= =3202.6N.mC: M= =2913.9N.m所以：A点的弯矩最大，A为危险截面对A所在截面用第三强度理论校核：= =26MPa查表知0b=102.5MPa -1b=60MPa 0b -1b所以该轴满足强度要求。4.4.6 轴的疲劳强度条件的校核计算 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 ,则该主轴的计算安全系数为：又有 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。4.4.7 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。4.5 轴承的选择因为轴承，尤其是常用的一些轴承，主要是指一些滚动轴承，绝大数都已标准化，因而，我们需要进行一部分设计内容，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。4.5.1 轴承材料，类型的选择轴承的内圈、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HRC60。一般这些元件需要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。 轴承的类型有很多种，主要根据其承载情况和经济性进行选择。因为该型号的破碎机，其转子的转速较高。所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。因此选择深沟球轴承，其特点是结构简单，主要承受径向载荷，摩擦系数小，极限转速高，价廉，应用范围广。 4.5.2 轴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（比如用圆螺母）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。4.5.3 轴承的校核（1） 计算轴承的当量动载荷P：由式：P=X+Y知， 对不承受轴向载荷的深沟球轴承，X=1，Y=0 :；由力学相关知识解得：= 5182N； FZ2=5812N FY1=440N FY2=7096N = 5828.6N =9172.4N 得：= =5828.6N；= =9172.4N（2）校核计算轴承的计算额定动载荷 ，它与所选用轴承型号的基本额定载荷C值必须满足下式要求： C =3 为轴承的预期使用寿命， 查表，取=10000h 解得=5828.6=127.7kN = 195kN =9172.4=192.2 kN =195kN综上：轴承满足使用要求，选用合理4.6 轴上键连接的选择及校核因无特殊要求，选用圆头普通平键，现有三种键，1610 ，3218 ，2816，后两种为标准键，第一种为非标准键 ；通常（1.61.8）d因此，L（1.61.8）98=156.8 176.4mm，取L=100mm；校核计算如下：键的接触长度=L-b=100-28=72mm。键与縠的接触高度h2=162=8mm；许用挤压应力查表取=150Mpa；所以键连接所能传递的转矩为：T=d=0.0080.0720.115150=43200Nm=808.8Nm。所以，以上选择的参数满足强度要求。合理。显然3218键也合理。下面对1610非标准键进行校核后两种为标准键，第一种为非标准键 ；通常（1.61.8）d因此，L（1.61.8）115=184 207mm，取L=45mm； 校核计算如下：键的接触长度=L-b=45-16=29mm。键与縠的接触高度h2=102=5mm；许用挤压应力查表取=150Mpa；所以键连接所能传递的转矩为：T=d=0.0050.0290.115150=2673.75Nm=808.8Nm。5 其他零部件的设计与选用5.1 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。5.1.1 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机，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）。而且该破碎机的机座，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。5.1.2 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。5.2 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；因为该破碎机的机壳是铸件，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，必然大大削弱了机座的刚度，所以，加设肋板是必需的。其结构形状必须考虑到各种重要因素，主要有工艺、成本、重量等。同时还要随具体的应用场合以及不同的工艺要求（如铸造、焊接等）而设计成不同的结构形状。5.3 飞轮的设计与计算飞轮的作用是，是转子在运动中储存一定的动能，避免破碎大块或较影的物料时，速度损失不致过大和减小电机的尖峰负荷。其结构采用腹板式。 6 部分零部件上的公差和配合6.1 配合的种类的选择在确定了配合的类别之后，就需要进一步的确定这类配合中采用哪一种具体的配合，这往往是比较困难的事情。为此，需要了解到各种配合的特点，并对零件的功能要求、结构特点、工作条件等各个方面进行全方位的分析。我们可以选用标准手册中的一些优先配合。而且手册中对选用也有了比较具体的说明。6.2 一般公差的选取线性尺寸的一般公差是指在车间普通工艺条件下，机床设备一般加工能力可以保证的公差。在正常维护和操作情况下，它代表经济加工精度，所以一般可以不检验。它主要应用于精度比较低的非配合尺寸和功能上允许或大于一般公差的尺寸。国标中有规定，采用一般公差的线性尺寸不单独注出极限偏差，而在图样上、技术文件上做总的说明。6.3 形位公差6.3.1 形位公差项目的选择选择形位公差项目要根据要素的几何特征，结构特点以及零件的功能，并要尽量考虑检测方便和经济效益。在形位公差的众多项目中，有单项控制的，有综合控制的。这也很好理解，前者有圆度、平面度、直线度等。后者有圆柱度等，标注形位公差有一个原则，就是：应该充分发挥综合控制的公差项目的职能，原因很明显，一是减少图样上的形位公差项目，二是相应的减小形位误差的检测工作。就拿该主轴零件图为例，对于与滚动轴承内径配合的轴颈，为了保证滚动轴承的装配精度和旋转精度，应规定轴颈的圆柱度公差和轴肩的端面跳动公差。对于轴类零件来说，规定其径向圆跳动或全跳动公差，这样，既能控制零件的圆度或圆柱度误差，又能控制同轴度误差，这是为了检测方便。同理，端面对轴线的垂直度公差可以用端面全跳动公差代替，端面圆跳动在忽略平面度误差时，也可代替端面对轴线的垂直度要求。6.3.2 公差原则的选择在选择公差原则时，应该根据被测要素的功能要求，充分发挥给出公差的职能和采用这种原则的可行性和经济性。比如独立原则，尽管它是处理尺寸公差和形状位置公差最基本的公差原则，应用也最广泛。但这有一个前提，就是对零件有特殊功能要求时才可采用。但实际设计中，为了保证零件的配合性质，即保证配合的极限间隙和极限过盈，满足设计要求，对重要的配合通常要采用包容要求。例如轴承内孔与轴的配合等，都是为了保证最小的间隙。对于仅仅需要保证零件的可装配性，而为了便于零件的加工制造时，可以采用最大实体要求。通常用于间隙配合，适用的要素仅仅限于轴线或中心平面。例如轴承端盖上孔的位置度公差。6.3.3 形位公差值的选择或确定在对形位公差值进行选择时，应考虑的几个问题和原则：形状公差、位置公差、尺寸公差的关系确定形位公差值时，应考虑它们与尺寸公差的协调，其一般原则是：形状公差值大于位置公差值，而位置公差值大于尺寸公差值。对于有配合要求的形位公差与尺寸公差的关系有配合要求并要严格保证其配合性质的要素，应该采用包容要求。一般来说，形状公差通常为尺寸公差的25%到65%。圆度、圆柱度公差一般按同级选取。形状公差与表面粗糙度的关系通常，对于中等尺寸段和中等精度的零件，表面粗糙度的值可以占形状公差的20%到25%。需要考虑零件的结构特点对于刚性较差的零件（比如说细长轴）和具有某种结构特点的要素，因为其工艺性不好，加工精度会受到影响，此时，对主轴来说，就得选取较大的形位公差值。基准的选择选择基准时，主要考虑，要根据设计和使用要求，并兼顾基准统一和结构特征。一般考虑以下几点：应根据设计时要素的功能要求以及要素间的几何关系来选择基准。比如说，对旋转轴，通常都以装滚动轴承的轴颈表面作为基准。从加工、测量的角度考虑，应该选择在夹具、量具中定位的相应基准做基准。从装配关系考虑，应该选择零件相互配合、相互接触的表面做各自的基准，以保证零件的正确装配。在主轴中间最长的工作的一段，为了保证其工作的准确性，对该段轴颈相对与两个直径为95的轴颈公共基准轴线给出了径向圆跳动公差0.025毫米。对该主轴有好几处轴肩起定位作用，参照安装滚动轴承处的轴肩的精度要求，给出两轴肩相对于基准轴线的端面圆跳动公差0.025毫米。键槽对称度公差是为了保证铣槽时键槽的中心面尽可能的与通过轴线的平面垂直。公差值为0.05毫米。结论 对锤式破碎机的设计以及相关的研究,是我对大学所学的知识进行整合和总结,运用的一个尝试,这不仅提高了我的独立思考,动手实践,研究尝新的能力,还培养了团结协作,大胆尝试等良好的习惯。一台机器的完整设计是要涉及到各个方面的知识的,在大学最后这段有限的时间,迅速积累.充分准备是很难的.我们只有不懈的努力,尽力的改正不足,使其尽可能完善,在许许多多的零件中,即使是最小的,哪怕是一个小小的螺钉,焊缝之类的,如果因为强度不够,材料选取不当,寿命比较短,结构工艺性方面有缺陷,配合不能满足要求.未考虑拆卸,修整问题最终都会使机器工作性能下降,出现故障甚至报废.所以,在这方面我做的工作还是很不够的。另外,一台机器真正推广使