机械毕业设计（论文）-PC-800×600锤式破碎机的设计

内蒙古科技大学本科生毕业设计说明书（毕业论文）题目：PC_800×600锤式破碎机的设计学生姓名：学号：0614103656专业：机械设计制造及其自动化班级：机械2006-6班指导教师：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公差AbstractHammertypebreakersareappliedtosucheachdepartmentasthecementplant,powerplant,etc.inalargeamount,soitsdesignhasanextensiveprospectandexperiencethatcanbeusedforreference.Itsdesignessenceis,formerlyaftertotalconceptualdesign,adesignwhichpointseachmainsparepart,questionofinstallingandmakingareservationetc.,andcarryontheintensitytocheckandtesttothespecificpart,andinrelevantthematicparts,analysisofcomparingquestionthatthelife-spanofverybeginningofthehammerlengthensindetail.Inthedesignofeachsparepart,shouldincludethechoice,sureness,demandprocessed,structurecraftsatisficationofthesizeofthematerial,andthedemandforcooperatingwithotherparts,etc..Whentheintensityischecked,shoulduserelevantformulae,carryontheanalysisofthedangerousposition,needtocheckform,mapping,calculation,etc..Thentotoinstall,workcourse,worksituationafterpredictthatcarriesonmoreoverallinspectionwhole,giveconsiderationtothequestioninsuchrespectsasmaintainingandsafety,etc.atthesametime.Finally,choosetoanalyseinmachiningaccuracy,publicerrandtotwogroundworkparts,economyanddependabilitythatthebreakersoedastoensureisdesignedfinally.KeyWordsHammertypebreakershammerintensitytolerance目录11646摘要 II20142Abstract III28424第一章绪论 126217锤式破碎机和破碎机的分类 126671.1.1锤式破碎机的分类 114431.1.2破碎机的分类 13375锤式破碎机的优缺点 1159061.2.1锤式破碎机的优点 1314761.2.2锤式破碎机的缺点 18748锤式破碎机的规格和型号 228010第二章锤式破碎机的工作原理及破碎实质 331534锤式破碎机的工作原理 311486破碎的目的和意义 419078矿石的力学性能与锤式破碎机的选择 420051破碎过程的实质 53529第三章破碎机的参数的选择和计算 72883型号为ф800mm×600mm锤式破碎机的基本结构参数的计算与选择 7189313.1.1转子的直径和长度 7267423.1.2基本结构尺寸的确定 715720主要工作参数的计算 8114133.2.1转子速度 8221923.2.2生产率 9277543.2.3电机功率 9159493.2.4转子的转速与锤头重量 1025056第四章锤式破碎机的结构设计 1329734锤头设计与计算 1311329圆盘的结构设计与计算 1817752篦条的设计计算 1919279主轴的设计及强度计算 20177644.4.1轴的材料的选择 21297314.4.2轴的最小直径和长度的估算 2136164.4.3结构设计合理的选择性 2256184.4.4主轴的设计 24255494.4.5轴的弯扭合成强度计算 26220694.4.6轴的疲劳强度条件的校核计算 3018584.4.7键的强度校核 33181104.4.8主轴的临界转速 333598轴承的选择 36280954.5.1材料的选择 3763934.5.2轴承类型的选择 37140384.5.3轴承的游动和轴向位移 37172364.5.4轴承的安装和拆卸 38239514.5.5轴承计算 3814831传动方案的选择与计算 409481飞轮的选择与计算 417867棘轮的选择 433480蓖条位置调整弹簧的选择 4418003箱体结构以及其相关设计 451554.10.1铸造方法 4518014.10.2截面形状的选择 45276154.10.3肋板的布置 4619756第五章部分零部件上的公差和配合 4720808配合的选择 4716925.1.1配合的类别的选择 47134645.1.2配合的种类的选择 47184135.1.3一般公差的选取 4724710形位公差 48244815.2.1形位公差项目的选择 4814195.2.2公差原则的选择 48287455.2.3形位公差值的选择或确定 492059第六章锤式破碎机的操作和维修 5112423锤式破碎机的基本操作法 51165736.1.1启动锤式破碎机前应做好的准备工作 51103126.1.2启动操作的注意事项 51188316.1.3停车注意事项 5215539安全操作技术 525896.2.1保持保护装置和报警装置的完好 5250756.2.2操作和检修时应注意事项 5211638锤式破碎机的维修保养法 53116766.3.1润滑 53269256.3.2巡回检查和日常维护 5322754结论 5424380致谢 5521936参考文献 56………………………绪论锤式破碎机和破碎机的分类锤式破碎机的分类=1\*GB2⑴、按回转轴数分为：单转子和双转子。=2\*GB2⑵、按转子的回转方向分：不可逆式和可逆式。=3\*GB2⑶、按锤头的排列方式分：单排式和多排式。=4\*GB2⑷、按锤头在转子上的连接方式：固定锤式和活动锤式。破碎机的分类=1\*GB2⑴、按破碎作业的粒度要求分为：粗碎破碎机、中碎破碎机、细碎破碎机。=2\*GB2⑵、按结构和工作原理分为：颚式破碎机、旋回破碎机、圆锥破碎机、锟式破碎机、锤式破碎机、反击式破碎机。锤式破碎机的优缺点锤式破碎机的优点=1\*GB2⑴、构造简单、尺寸紧凑、自重较小，单位产品的功率消耗小。=2\*GB2⑵、生产率高，破碎比大（单转子式的破碎比可达i=10～15）,产品的粒度小而均匀，呈立方体，过度破碎现象少。=3\*GB2⑶、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=1\*GB2⑴、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。=2\*GB2⑵、破碎腔中落入不易破碎的金属块时，易发生事故。=3\*GB2⑶、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ф1000mm×1200mm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：ф800mm×600mm，ф1000mm×800mm，ф1300mm×1600mm，ф1600mm×1600mm，ф2000mm×1200mm。可逆式的：ф1430mm×1000mm，ф1000mm×1000mm。锤式破碎机的工作原理及破碎实质锤式破碎机的工作原理锤式破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破碎机的规格和物料颈决定的。锤头在锤架上摆动大约1200的角度、为保护机壳，其内壁镶有衬板，在机壳的下半部装有箆条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。物料进入破碎机中，即受到高速运转的锤头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，向箆条和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箆条4排出，较大的物料在箆条4上继续受到锤头的冲击而破碎，达到合格力度后即从缝隙中排出。为了避免箆缝的堵塞，通常要求物料含水不超过10﹪.图1-11—轴：2-锤架：3-锤头:4-篦条破碎的目的和意义（1）目的：在冶金、矿山、化工、水泥等工业部门，每年都有大量的原料和再利用的废料都需要用破碎机进行加工处理，如在选矿厂，为使矿石中的有用矿物达到单体分离，就需要用破碎机将原矿破碎到磨矿工艺所要求的粒度。磨机再将破碎机提供的原料磨至有用矿物单体分离的粒度。再如在水泥厂，须将原料破碎，以便烧成熟料，然后在将熟料用磨机磨成水泥。另外，在建筑和筑路业，需要用破碎机械将原料破碎到下一步作业要求的粒度。在炼焦厂、烧结厂、陶瓷厂、玻璃工业、粉末冶金等部门，须用破碎机械将原料破碎到下一步作业要求的粒度。（2）意义：在化工、电力部门，破碎粉磨机械将原料破碎，粉磨，增加了物料的表面积，为缩短物料的化学反应的时间创造有利条件。随着工业的迅速发展和资源的迅速减小，各部门生产中废料的再利用是很重要的，这些废料的再加工处理需用破碎机械进行破碎。因此，破碎机械在许多部门起着重要作用。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2～4Mpa,最大也不超过40Mpa。普式硬度系数一般为2～4，再如一些中硬矿石：花岗岩、纯褐铁矿、大理石等，抗压强度是120～150Mpa，普式硬度系数一般为12～15，还有硬矿石、极硬矿石，普式硬度系数一般为15～20。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。破碎过程的实质破碎过程，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。为了寻找这种能耗规律和减小能耗的途径。许多学者从不同的角度提供了若干个不同形式的破碎功耗学说。目前公认的有：面积学说，体积学说，裂缝学说。我们只做简单的介绍：1．面积学说：1867年，Rittinger提出的，破碎消耗的有用功与新生成的物料的表面积成正比。2．体积学说：1874年，俄国基尔皮切夫与18885年的基克先后独立提出，外力作用于物体发生变形，外力所做的功储存在物体内，成为物体的变形能。但一些脆性物料，在弹性范围内，它的应力与应变并不严格遵从虎克定律。变形能储至极限就会破裂。可以这样叙述：几何形状相似的同种物料，破碎成同样形状的产物，所需的功与她们的体积或质量成正比。3．裂缝学说：1952年，Bond和中国留美学者王仁东提出的。外力使矿块发生变形，并贮存了部分变形能，一旦局部变形超过了临界点，则产生垂直与表面的断裂口。断裂口形成后贮存在料块的内部的变形能就释放，裂口扩展成新的表面。输入功一部分转化为新的生成面的表面能，另一部分因分子摩擦转化为热能释放。所以，破碎功包括变形能和表面能。变形能和体积成正比，表面能和面积成正比。三个学说各有一定的适用范围，Hukki实验研究表明：粗碎时，体积学说比较准确，裂缝学说与实际相差很大。细碎时，面积学说比较准确，裂缝学说计算的数据较小。粗碎、细碎之间的较宽的范围，裂缝学说较符合实际。只要正确的运用它们，就可以为分析研究破碎过程提供理论根据和方法。破碎机的参数的选择和计算型号为ф800mm×600mm锤式破碎机的基本结构参数的计算与选择转子的直径和长度ф800mm×600mm锤式破碎机为中型破碎机，所以直径与给矿块尺寸之比取7，而加工物料粒度＜120mm。所以转子直径D=6×120=720mm，取D=800mm（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0.7-1.5，矿石抗冲击力较强时，应该选取较大的比值。由于ф800mm×600mm锤式破碎机加工的矿物为石灰石，煤或者石膏这样一些低等硬度的矿石，所以比值取0.8.转子长度L=D×0.8=800×0.8=560mm，取D=600mm基本结构尺寸的确定1.给矿口的宽度和长度：锤式破碎机给矿口宽度B>3d，d表示最大给矿块的尺寸。B>3d=3×120=360mm，取B=400mm，而给料口的长度与转子的长度相同，故取给料口长度L=600mm。2.排矿口尺寸：锤式破碎机的排矿口有箆条间隙尺寸控制，一般按入粒度要求来确定。3.给矿方式与给矿导板的仰角，锤式破碎机要求给矿块有一定的垂直下落速度，故给料口设置在机架上方。主要工作参数的计算转子速度为了简化设计，锤式破碎机不设为变速箱。因此破碎机转子的速度和所安装的电动机的额定转速相同。转子转速度用锤头的圆周速度来控制。转子的速度是冲击式破碎机的重要参数，转子转速可按下式进行计算：n=60v÷3.14Dr/min转子的圆周速度v可根据待破矿石的性质计算：V=0..01×（9.8/r.）G-5/6/E1/3m/s式中：g重力加速度，g=981cm/s2r矿石比重，kg/cm3G矿石的抗压强度，kg/cm3E矿石的弹性模数，kg/cm3由于上式没有反应出破碎比这一因素，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，锤式破碎机的转子圆周速度的使用范围是15—80m/s，通常，粗碎时取15—40m/s，细碎时取40—80m/s。虽然转子速度越高，破碎比越大，但锤头磨损也越快。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(此处V取50m/s)=60××=1194.28r/min为了减少磨损和功率消耗，取n=1200m/s生产率目前，锤式破碎机还没有一个考虑了两种因素的理论计算公式，因此我们选用经验公式来计算。我们以破碎低等硬度物料来计算锤式破碎机的生产率：经验公式：Q=（30-45）DL×￡（吨/小时）式中：D转子的直径，m;L转子的长度，m；￡矿石的松散比重，t/m3由于本次设计中D=800mm=0.8m；L=600mm=0.6m；所以￡取1.62；式中的系数取38；则Q=38×××根据计算结果，可以确定出ф800mm×600mm破碎机的生产率为30吨/小时。电机功率锤式破碎机的功率消耗与很多因素有关，但主要取决与矿石的性质，转子的圆周速度，破碎比和生产能力。目前，锤式破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等经验公式选择破碎机的电动机功率。根据经验选择电动机功率：N=KQkw式中：Q机器的生产能力，吨/小时；—2.本次设计要求将矿物细碎，因此比功耗偏大选取：（取K=2千瓦/吨），Q=30吨/小时；则N=KQ=30×2=60KW根据计算电动机功率的结果，查表选择Q系列（IP）三相异步电动机（JB/T5271—19915272--1991）.型号为Y280S-6.电动机效率为92％额定电流为143A。转子的转速与锤头重量锤式破碎机转子转速n和锤头重量G是相互关联的。锤式破碎机是靠锤头的动能做的功来完成物料的破碎。锤头的动能E为：E=mv2/2………（3--1）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=（3.14Dn）/60………………（3--2）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（2代入式（1）中，得2mD2n2）/7200N.m…………（3—3）锤头动能的大小与锤头的重量成正比，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或过轻，要适中。正确的选择锤头的重量对破碎效果和能量消耗影响很大。所以选择的锤头重量一定要满足锤击一次性破碎，并使无用功消耗达到最小，同时，还必须不使锤头向后偏倒。因此，必须使锤头运动起来产生的动能等于破碎物料需要的打击功。如公式（3）所示：转子上全部锤头每次转一次所产生的动能Ea为2mD2n2…………（3—4）式中Ka转子圆周方向的锤头排数Kb转子横向每排锤头个数转子每分钟n转时全部锤头所产生的动能Na为：Na=（nEa）/（1000×2mD2n2KaKb）/（1200×60×7200）kw……（3—5）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（5）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是由电动机直接共给的，故使式（5）与电动机每分钟所发出的功率N相同，即可以认为全部锤头所产生的打击能够击碎加工物料。即：2nmD2n3KaKb）÷（1200×60×7200）kwm=（438×105Ng）÷（D2n3KaKb）N…………（3—6）式中：Ng锤式破碎机的电动机功率，kw；D破碎机转子直径，m（D=0.8m）；Ka圆周方向转子排数，取6；Kb横向转子个数，取8；n锤式破碎机的转速，n=1200r/min;代入式（3—6）得：公式（6）还只是考虑全部锤头运动起来产生的动能能够打碎物料，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，这会使锤头绕自己的悬挂轴回转而不破碎物料，因此会降低锤式破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能恢复到原来的位置，但必须在第二次打击前恢复。所以锤头打击物料后只能允许速度损失40%--60%，从动能相等的原理出发，可得：Vb=[G/(Ga+Gb)]V……（3—7）式中：G锤头折算到打击中心处的重量，N；Ga最大物料块的重量，N；V锤头开始打击时的圆周速度，m/s；—Vb=（0.60.4）Vm/s……（3—8）由式（7）得：GV=GVb+GaVb得:G=Ga×V2/(V-V2)(3--9)把式（8）代入式（9）中得：—1.5）Ga其中，最大物料块质量m=p××123×9.8=61.47取Ga=61N—G取80N锤式破碎机的结构设计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、材质与破碎机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。本型号的锤式破碎机主要是设计中型的锤头。其形状如前面的图3-1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。因为破碎机要破碎的是石灰石等中低等硬度的物料。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.本次设计所用的锤头的材料为高锰钢,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:抗拉强度>56屈服强度>30延伸率>15收缩率>15布氏硬度179-229HBS冲击值3因为高锰钢的机械加工性较差,所以在铸造时,需先放无缝钢管,若误差不大,可直接安装在锤架上.若偏差大，可以经过加工使用。本次设计的锤头形状对称，所以当一面磨损后，可反面使用。图4-1锤头示意图锤式破碎机是一种高速回转且靠冲击来破碎物料的机械.为了使它能够正常工作,首先必须使它的转子获得静平衡和动平衡.如果转子的中心离开它的几何中心线,则会产生静力不平衡现象;若转子的回转中心线和其主惯性中心线相交,则将产生动不平衡现象.这两种不平衡现象都会使机械产生较大的惯性力和力矩而缩短零件的寿命。转子上零件要按二级精度来制造，并且还要精确的进行静力和动平衡计算。如果锤式破碎机的转子已经达到静力和动平衡，但由于锤头悬挂得不正确，则伴随着锤头与物料的冲击，在锤头销轴转子圆盘，主轴及主轴承上产生打击反作用力，如下图所示：图4-2打击反击作用图1-锤头2-轴销3-打击圆盘4-主轴锤头打击物料块时，在锤头打击点上将作用着打击力N0如果锤头悬挂得不正确，即锤头是非打击平衡锤，则在锤头销轴想产生打击反作用力Ny0根据作用力等于反作用力的原理，该力也将作用在转子圆盘的销孔上，该力用Ny、表示，其方向与Ny相反。如果转子已经达到静力和动平衡，则作用在转子圆盘销孔上的打击反力Ny也将传给转子轴上，该力用N表示，则N的反作用力N、将作用在转子中心孔上。Ny、和N、在转子圆盘上形成逆圆盘回转的打击力偶，因而额外的多消耗了能量，作用在转子轴上的打击反力N将传给轴承，使轴承在工作中受到与打击次数相同的连续冲击，而显著的缩短了轴承的使用寿命。为了避免锤式破碎机工作时产生的打击反作用力，必须使所安装的锤头是打击平衡锤头。所谓的打击平衡锤头，就是锤头打击物料后，在悬挂销轴上不产生打击反力。从这点出发，在设计和改进锤式破碎机的锤头时，必须对所选用的锤头的几何形状进行打击平衡计算。下面是对本次设计的锤头进行打击平衡计算，它是一个最常用的几何形状最简单、具有两个销轴孔的锤头进行打击平衡计算，如下图所示：图4-3锤头打击平衡计算示意图在计算之前，先假定锤头的打击中心在其外棱处，即锤头以其外棱打击物料。然后，通过求得锤头最合适的悬挂销轴孔来满足打击中心公式：l=cm………………(6-1)式中C—锤头悬挂中心（销轴孔）O到重心S的距离，cmL—锤头悬挂中心O到打击中心（锤头外棱）的距离，cmL=cm………(6-2)锤头的长度，cm—有孔（销轴孔）锤头的面积，cm2=cm2………………(6-3)d—锤头悬挂销轴孔的直径，cm;b—锤头的宽度，cm；—面积对悬挂中心O的极惯性距，cm4根据面距定理，在图b中以左边沿为基准时：化简后可得：cm……(6-4)由（4）可得：cm…………(6-5)设—有孔锤头（平面薄板）的面积对其悬挂中心O的极惯性距，cm4—无孔锤头（平面薄板）的面积对其悬挂中心O的极惯性距，cm4—无孔锤头（平面薄板）的面积对其重心S的极惯性距，cm4—销轴孔对其悬挂中心O的极惯性距，cm4—无孔锤头对其面积F的水平对称轴X—X的轴惯性距，cm4F—无孔锤头的面积，cm2。e—无孔锤头的重心S′至悬挂中心O的距离，cm。cm4…………（6-6）cm4…………（6-7）cm4……（6-8）…………（6-9）将（2）（9）（3）（5）代入（1）中，然后化简整理得：其中=210mm,b=100mm,d=30mm得≈5cm=50mm按上式计算方法求得锤头悬挂中心位置，在实际工作中也难免锤头销轴不受打击反力的作用，因为我们在计算之初，是假定锤头以其外棱打击物料，而实际上由于给料粒径的变化，锤头并非都是以其外棱打击物料。另外，由于制造和安装上的误差，以及锤头外棱和销轴孔的磨损，都会改变打击平衡的条件（）。因此，考虑到以上一些因素，锤头悬挂中心到左边的距离x最后取为50mm。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，该型号的破碎机，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560mm，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）。篦条的设计计算锤式破碎机的篦条的排列方式是与锤头的运动方向垂直,与转子的回转半径有一定的间隙的圆弧.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继续受到冲击破碎,如此循环.篦条和锤头一样,受到很大的冲击和磨损.如下图所示,是本次设计的篦条,其形状基本是梯形断面,材质为高锰钢.图4-4篦条示意图篦条的形状有多种形式，有三角形，矩形和梯形三种，本设计中采用的是梯形它的材料是ZGMn12的高锰钢。因此有较高的耐磨性，又能承受一定的冲击。设计篦条时，我们假设其倾角α篦孔为方形，边长为L，筛丝直径为a颗粒直径为d，颗粒与篦条方向倾斜β角投落到筛面，当不考虑重力对颗粒运动的影响，则可以认为颗粒作直线运动，可写出矿物的颗粒通过篦缝的概率αβ：P（A）==…………(1)若筛面水平放置，即α=0，则不考虑颗粒投落到筛条后弹起来落到筛孔的可能性，可改写为P（A）==[…………(2)从（1）（2）两式不难看出，颗粒倾斜于筛面运动时比垂直于筛面运动时的透筛概率靠近一些。由式（1）可以看出，如果令分子中带括号用为O，则理论透筛概率P（A）也为O，这样可以计算出各颗粒材料不能透筛的筛面临界倾斜角则=[当β=0时，即物料从垂直方向落到倾斜筛面上，则=[由以上可以绘出下面关系曲线，它反映了倾角与筛面的相对粒度关系，从中可以看出，在具有大倾斜筛面的筛分机中，可以用筛孔尺寸较大的筛面来处理相对粒度小的颗粒群，这就是概率筛之所以可以采用大筛孔筛面的一个理论依据。图4-5筛面临界角与相对粒度关系曲线图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，对该破碎机的主轴来说，只需进行强度计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。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。图4-6轴结构设计合理的选择性对于轴的结构必须满足：（1）主轴和安装在主轴上的零件要有准确的工作位置；（2）轴上的零件便于安装和拆卸、调整。（3）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。（1）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。(2)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b×h，键槽用键槽铣刀加工的。主轴的设计对于只传递转矩的圆截面轴，其强度条件为：×1063n]<[T]N/mm3T=9550000——P=9550000*75=751942mm对于既传递转矩又受弯矩的轴，可用上式估算轴的直径;但必须把轴的许用应力［T］适当降低，以补偿弯矩对轴的影响。将降低后的许用力代入上式，并改写为设计公式:d≥×=A×mm式中A=98—107因为本设计中的主轴的材料为35SiMn，且承受大载荷，大弯矩。所以A取107.又因为P=60kwn=1200r/min所以代入上式得：d>38.85mm考虑到破碎机承受的转矩变化和冲击载荷变化很大，则取轴的最细处dmin=70mm，而细轴处的强度条件为：T=16.92N/mm2查表得35SiMn许用扭切应力[T]=40～52N/mm2T=16.92N/mm2<[T]即细轴71处的强度符合要求的强度条件。图4-7主轴的结构方案主轴的最小直径是安装飞轮处的直径d10-11，为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩Tca=KaT，查表10.1，取Ka=2.3，则：Tca×751942=1579078.2N.mm。按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查标准GB/T5843-86，半联轴器=1\*ROMANI的孔径d1=71mm，故取d1-2=71mm，半联轴器长度L=132mm，与轴配合的毂孔长度L1=107mm。为了满足半联轴器的轴向定位要求，1-2轴段左端应制出一轴肩，故取2-3段直径d2-3=80mm，L1-2=104mm。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，且主轴承受大转矩和冲击载荷，选用双列的调心滚子轴承，参照工作要求并根据d2-3=80mm，选用滚子轴承22316，d×D×B=80×170×58，左端采用轴肩进行轴向定位，轴肩高h=5mm，取d3-4=90mm，右端与联轴器之间采用套筒定位，长度L=48mm。滚子轴承宽度B=33mm为使套筒可靠的压紧轴承，取L2-3=79mm，轴承箱体宽度120mm，箱体至机壳外壁距离35mm，机壳壁厚20mm，取制造误差S=10mm，故取L3-4=133mm。转子圆盘用轴套压紧定位，取轴肩高度h=10mm，则d5-6=110mm为了可靠的压紧转子圆盘，取L5-6=618mm。由于轴承对称布置，仍取L6-7=40mm，d6-77=110mm，L7-8=133mm，d7-8=90mm，轴承用套筒和挡圈定位，由于在最左端配置飞轮，飞轮轮毂长度130mm，为使飞轮不至与机壳接触，取飞轮与轴承箱体的距离为160mm，则取L9-10=120mm，d9-10=76mm飞轮左端用轴端挡圈定位，飞轮轮毂直径为70mm，故取d10-11=71mm，L10-11=125mm。半联轴器，转子圆盘，飞轮与轴的周向定位均采用平键连接。半联轴器与轴的链接，选用平键为b×h×L=20×12×90mm(GB1096-79),半联轴器的配合为H7/k6转子圆盘与轴的周向定位由于长度大于500mm，按GB/T321-1980《优先数和优先数系》的R20系列，选取L=810mm，b×h=32×18mm：飞轮与轴的连接，选用平键为b×h×L=20×12×110mm。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：(1)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，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。(2)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。(3)作出扭矩图，如图4-3所示：(4)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：=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，故在求计算弯矩图4-8弯矩图时，必须计算这种循环特性差异的影响。根据经验：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。(5)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60Mpa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4-9所示：图4-9载荷分析图(6)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4-1计算弯矩的求法载荷F垂直面V支反力RR=1200N（总重量按250Kg）弯矩M总弯矩M扭矩TT=9550000×=47750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。按教材中表10.1，对于的碳钢，在承受对称循环变应力时的许用应力。故安全。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10。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：(1)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。(2)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。(3)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。(4)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。(5)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。键的强度校核平键联接最易发生的失效形式通常是压溃和磨损，此处针对挤压强度和耐磨性条件进行校核。挤压强度条件耐磨性条件（动联接）式中T——转矩，；d——轴径，mm；h——键的高度，mm；l——键的工作长度，mm；对A型键l=L-b；[]——许用挤压应力，MPa（此处为60-90）；[P]——许用压强，MPa（此处为30）。由以上两式求得三处键联接处的挤压强度和耐磨性强度分别为：28.96MPa、11.61MPa、28.06MPa均小于其许用挤压应力和许用压强，故满足。主轴的临界转速对于高速运转的机器，若转动机件由于不平衡而使中心偏离回转轴线e时就会产生离心惯性力F=me虽然e值一般很小，但是F与成比例，故在高速运转下就会产生很大的惯性力，从而引起机器的振动。若惯性力的频率和主轴的自振频率相等时，就发生共振，使主轴的挠曲增大，振动亦渐趋相等时，就会发生共振，使主轴的挠度增加，振动亦渐趋剧烈，这时的主轴转数称为临界转数。在这种情况下，即使e值很小，对于主轴也是非常危险的。所以在确定冲击式破碎机的转数时，必须计算主轴的临界转数，也就是确定它的自振频率。为了尽量简化问题，研究一具有单偏心圆盘的铅直轴，如图4-10a所示。设圆盘的质量为m，偏心距C=e，不考虑轴的质量和阻尼的影响，当圆盘连同转轴以角速度ω运转时，由于质量偏心将使转轴产生弯曲变形，如图4-10b所示。轴心O1与质心Ｃ的相对位置如图4-10c所示。a)b)c)图4-10偏心圆盘运动示意图设轴心O1处的弯曲变形为x，y，则轴的弹性力==式中k为转轴的相当刚性系数，取决于轴的尺寸、荷载位置、材料及两端的支承情况。对于两端简支的等截面轴，如圆盘在中央，则由材料力学得k=48EJ/，由质心运动定理得因为代入上式得（6-1）或（6-2）式中，=为系统的横向振动的固有频率。上式与无阻尼强迫振动的微分方程形式相同，由式（6-2）得其特解为.上式表明轴心点的轨迹为一圆，其半径即强迫振动的振幅B，也就是说轴的挠度为B=或==（6-3）其关系曲线如图所示。由此可见：(1)当ω<时，B随ω的增大而增大。当ω=0时，B=0。(2)当ω>时，B随ω的增大而减小。当ω→∞时，B→e(3)当ω→时，B将迅速增大，即发生共振。当ω=时，轴的转速称为临界转速，即轴的临界转速等于系统的横向振动的固有频率==或===（6-4）式中——主轴的最大挠度，mm。可见，轴的临界转速决定于轴的横向刚度系数k和圆盘的质量m，而与偏心距e无关。更一般的情况，临界转速还与轴所受到的轴向力的大小有关。当轴力为拉力时，临界转速提高，而当轴力为压力时，临界转速则降低而主轴在工作中近似承受均布载荷，其跨中挠度为最大。最大挠度为：=—=，故主轴的一阶临界转速2.04=1929r/min=1640r/min。所以主轴满足弯曲振动稳定性的条件。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。材料的选择轴承的内圈、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。轴承类型的选择轴承的类型有很多种，主要根据其承载情况和调心等要求，进行选择。因为该型号的破碎机，其转子的转速在1000到1300之间。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，此外，轴承的中心也难保证同心，因此选用调心滚子轴承。图4-12调心滚子轴承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。轴承的安装和拆卸为了便于轴承在主轴上的安装和拆卸，必须考虑到轴承座有剖分面，这样就不必考虑沿轴向安装和拆卸轴承部件，优先选用内外圈可分离的轴承了。图4-13轴承计算滚动轴承的尺寸选择取决于疲劳寿命。寿命计算公式=(106∕60n)(C/p)ε式中：C—基本额定载荷（轴承）；P—轴承的当量动载荷；n—轴承的转速；ε—轴承的寿命指数；对称轴承ε=3，滚子轴承ε=10/3。当量动载荷的计算：用于计算同时承受径向及轴向载荷的轴承而引进的假定负荷，若将此假定负荷作用于轴承所得的寿命与轴承在实际使用条件下达到的寿命相同。对向心轴承P=式中：—实际径向负荷；—实际轴向负载；—径向系数；—轴向系数；考虑到机械工作中的冲击，振动以及传动件运转不平稳等所产生的动负载对轴向负载的影响。所以其公式为==式中R—轴承段受名义径向载荷；—轴承段受名义轴向载荷；—动载荷系数，查表得—3.0。当量动载荷P====67.7KN;预期计算寿命，基本额定动载荷==253.6KN，查表选出轴承为22316GB/T5868—2003。e=0.37,Y1=1.8,Y2=2.7,Y0=1.8,基本额定载荷Cr=288KN，极限转速2600r/min。当量动载荷P=r+Y2Fa==67.7KN；其寿命=(106∕60n)(Cr/p)ε=。极限转速的校核：轴承应满足的转速约束条件为式中—轴承最大工作转速；—负荷系数；—负荷分布系数；—轴承的极限转速。=1200r/min，>=1200r/min。故满足因为轴承，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。传动方案的选择与计算为了使破碎机转子在运转中储存一定的能量，避免在破碎大块物料时，锤头的速度损失不至于过大和减少电动机的尖峰负荷，在主轴的一端应该配置飞轮或者采用带轮与电动机相连。本次设计共考虑三种传动方案，即：1.主轴的一端采用V带轮与电动机相连；2.主轴的一端采用联轴器与电动机相连，另一端配置飞轮；3.主轴的一端采用V带轮与电动机相连，另一端再配置飞轮。比较这三种方案，由于本次设计为一中小型破碎机，其动能的储存不一定非得很大，带轮本身也能起到储存的作用，所以不必要在一端配置带轮，另一端再配置飞轮，所以首先应该摒弃第3种方案。看第一种方案，根据电动机的功率和转子的转速，我们可以选择电动机型号为Y280S-4（额定功率75KW，满载转速1480r/min），下面，我们依据这些数据来设V带传动：1）.计算功率Pc，由查表的工作情况系数Ka=1.2，故×75=90KW2）.选取普通V带型号，根据Pc=90KW，n1=1200r/min，所以选用C型。3）.确定带轮基准直径D1和D21=600mm，D2=n1/n2[D1(1-Σ)]=1200/980[600(1-0.01)]=724.68mm2=800mm，大带轮转速同理的n2=891.6r/min4).验算带速V，V×600×1200）/（60×1000）=37.68m/s由于带速过高，会导致离心力增大，使带轮和带之间的正压减小而降低传动能力，并影响寿命，所以需调整带轮直径在300mm以下，大带轮直径需调到450mm以下，这样由于大带轮的直径过小，还需在另一端配置飞轮。综上，最后确定传动方案为在主轴的一端配置合适的飞轮，另一端用联轴器与电动机连结。飞轮的选择与计算飞轮的主要作用是使破碎机的转子，在运转中存储一定的动能，而保持破碎机在工作中的效率，减轻破碎机的动力消耗。也就是说，当破碎机正常运转时，飞轮便存储一定的能量，电动机也不致过负荷，当破碎机给料过多或者进入大块时，飞轮便将动能放出，增强破碎能力，从而使电动机不致超载运行，起到了一定的保护作用。锤式破碎机的动能存储形式，按不同方式的不同而不同，如果传动方式采用皮带轮或者三角皮带轮，可以不必另外配置飞轮，皮带轮本身就起到了存储动能的作用，如果传动方式采用电动机直接带动，则就应该考虑另外配置飞轮，来增加动能的储备。图4-14飞轮示意图锤式破碎机在破碎大块矿石时，锤头的速度损失会过大而且会增大电动机的尖缝负荷。为了避免出这些现象，在主轴上就要增加一个飞轮来储备动能。根据理论力学知飞轮矩为：（把飞轮当作矩形截面均圆环）GD2=4gJkg.m2飞轮设计的基本问题是在保证机器运转的不均匀系数δ在许用范围内的前提下，求出飞轮的转动惯量J从而最后定出飞轮的主要尺寸。飞轮转动惯量的确定：设锤式破碎机在空行程和部分无负载的工作行程时间t1秒内的功率消耗为N1千瓦转子在工作行程的破碎时间t2秒内的功率消耗为N2千瓦，电动机的额定功率为N千瓦并且N1﹤N﹤N2。转子在t1秒时间内，N﹥N1的情况下，多余的功率就使飞轮的能量增加，如果在空转阶段开始时，飞轮的角速度等于ωmin在空转阶段终结时，飞轮的角速度增加为ωmax;在有载运转时N2﹥N，飞轮就输出能量，飞轮的角速度就由ωmax降到ωmin列出空转时的平衡方程式或则飞轮储存的能量为：设空转的功率消耗（ρ称损失系数）故η—考虑摩擦损失的机械效率η则J=，而；其中g—2;d—飞轮的直径，米；ω—飞轮的平均角速度，即主轴的角速度，ω=ωmax+ωmin/2；δ—速度不均匀系数，δ—0.05，锤式破碎机可取δ=0.04；t1—空转时间取t1=t2=30/n。由以上理论计算公式可得本次设计飞轮的直径为645mm,取飞轮直径D=650mm。棘轮的选择蓖条与锤头端部的间隙由两个装置来实现：凸轮和弹簧，凸轮是用来增加这两者的间隙的。操作是靠手柄来实现的。而弹簧用来进行“微调”，当手柄操作不能达到满意的位置时，需要用弹簧进行再调整。凸轮的运动是由棘轮来实