【《某反击式破碎机主要零部件的设计及计算过程案例概述》7800字】

PAGE34某反击式破碎机主要零部件的设计及计算过程案例概述目录TOC\o"1-3"\h\u20037某反击式破碎机主要零部件的设计及计算过程案例概述 1272771.1传动部件的设计及计算 1315511.1.1V带及带轮的设计计算 1212391.1.2轴的结构设计 3161521.1.3转子、轴的强度计算 5119721.1.4键的选择及校核 7229771.1.5轴承的选择及校核 8266811.2转子部件的设计计算 10220711.2.1转子的结构设计 10104921.2.2板锤的结构设计及作用 11244791.3反击式破碎机破碎腔设计 13244031.1.1反击板的结构设计与安装 1392341.1.2破碎腔的结构参数 14159211.4反击装置的自身重力的确定 161.1传动部件的设计及计算1.1.1V带及带轮的设计计算（1）计算功率Pi查表1得Kg（3-1）表3-1工作情况系数K工作机原动机Ⅰ类Ⅱ类一天工作时间（h）＜1010~16＞16＜1010~16＞16载荷变动较大破碎机（旋转式、颚式）；球磨机；起重机；挖掘机1.31.41.51.51.61.7（2）选择V带的类型根据Pi=63，n=1480r/min，查出此坐标点位于D区，所以，选用D型V带进行计算。（3）确定带轮的基准直径并验算带速V表3-2V带带轮最小直径Dmin型号OABCDEFDmin71（63）100（90）140（125）200355500800a. 初选小带轮的直径dd1，由表3-2参照得，取小带轮的基准直径db. 验算带速V（3-2）因为5<V<30m/s，故带速合适。c. 计算大带轮的基准直径（3-3）根据规格圆整为800mm。（4）确定V带的中心距a和基准长度La. 由于中心距应该满足一下条件（3-4）初定中心距。b. 计算所需的基准长度（3-5）因此，选择带的基准长度=4000mm。c. 计算实际中心距a（3-6）（5）验算小带轮上的包角α（3-7）（6）计算带的根数za. 计算单根V带的额定功率由=355mm和，可查得再由i=2.2以及D型带，可查得（3-8）于是可得额定功率为：（3-9）b. 计算V带的根数z（3-10）所以取V带根数为四根。（7）计算单根V带初拉力的最小值由相关资料得，D型带的单位长度质量0.61kg/m,故：（3-11）应使带的实际拉力>（8）计算压轴力压轴力的最小值为（3-12）（9）带轮结构设计图3-1小带轮详见2#大带轮，2#小带轮图纸。1.1.2轴的结构设计（1）根据机械传动方案的整体布局，拟定轴上零件的布置以及装配方案按照装配图所示，详见0#装配图。（2）选择轴的合适材料轴的材料应满足足够的强度及刚度，并满足耐磨，腐蚀性等方面的要求。常见的是碳素钢和合金钢，因碳素钢价格低廉，对应力集中的敏感性较低，且通过热处理，可改善其综合机械性能，所以选用碳素钢，45钢，钢轴的毛坯选用锻件。（3）确定轴的基本直径和各段长度ⅦⅥⅤⅣⅢⅡⅠ图4-2主轴a.轴Ⅰ-Ⅱ段由大带轮的计算可得直径dⅠ-Ⅱ=130mm，取此处圆角为R2，根据带轮宽度，最终取LⅠ-Ⅱ=165mm。b.轴Ⅱ-Ⅲ段由圆角可取dⅡ-Ⅲ=135mm，根据总体布局，以便轴承座安装紧凑，所以取LⅡ-Ⅲ=238mm。c．轴Ⅲ-Ⅳ段同理，由圆角R2取dⅢ-Ⅳ=140mm，则根据所选轴承的规格从而确定LⅢ-Ⅳ=78mm。d．轴Ⅳ-Ⅴ取此处圆角为R3，所以dⅣ-Ⅴ=155mm，再考虑箱体厚度以及布局要求之后，取LⅣ-Ⅴ=206mm。e．轴Ⅴ-Ⅵ段用套筒定位，由其厚度可取直径dⅤ-Ⅵ=172mm，根据箱体尺寸，取LⅤ-Ⅵ=210mm。f.轴Ⅵ-Ⅶ段由转子长度L=700，最终确定LⅥ-Ⅶ=140mm，其界面为200的正方形。各段长度均按照计算给出，详见2#主轴CAD图。（4）轴的轴向固定轴上零件的轴向固定方法常用的有键，花键和销连接及过盈连接和成形连接。滚动轴承的轴向固定用过盈配合固定，转子体因其质量大，传动负荷大，转动惯量大，在键连接时，加工精度要求高，大大削弱轴的强度，这就需要增大轴径，这与成形连接相比，显然成形连接加工会更方便。对于成形连接，在轴径不变时，能够增大轴的强度，所以选用轴连接转子轴向固定。1.1.3转子、轴的强度计算（1）轴上力、弯矩计算由于作用在转子轴上每一瞬间载荷大小不同，其作用持续时间短，仅为千分几秒，故下面对轴的强度的计算仅供参考。作用转子轴上的力有：转子重力、转子外端的圆周力和板锤的不平衡力。（3-19）（3-20）式中——冲击系数，粗碎=1.0；中碎=1.5；细碎=1.2；n——转子转速，r/min；r——转子外端半径，m；P——电机功率，kw；——轴承的摩擦阻力系数，取0.03；——轴承滚柱滚动面的半径，m。转子轴受力分析见下图，图中为转子和转子轴热压配合的端点，为轴承支点。图4-7主轴受力图作用在转子轴上的弯矩为：（3-21）作用在转子轴上的扭矩为：（3-22）作用在转子轴上的当量弯矩为（3-23）已知当量弯矩后，既可计算转子轴的几何尺寸。计算结果是否符合破碎机的实际情况，须结合实际进一步验证。主轴主要的受力部件，通过上述介绍我们可以知道在本次设计中主轴选用的材料是45号钢。为保证其结构与尺寸大小设计的合理性，本次设计中采用了SolidWorks软件对其结构进行分析，其分析结果如下图所示。图4-8轴的有限元分析（2）转子轴静强度安全因数校核计算对于直径为d的圆轴，弯曲应力为：（3-24）扭转切应力为：（3-25）将带入下式，则轴的弯扭合成强度条件为：（3-26）式中——轴的危险截面上所受的最大弯矩和最大扭矩，；——分别为危险截面的抗弯和抗扭截面系数，。故满足弯扭合成强度。按照弯扭计算，则轴的法向应力为：（3-27）轴的扭转切应力为：（3-28）则计算安全系数为：（3-29）所以该轴静强度足够。1.1.4键的选择及校核（1）键的选择键已标准化，设计时需要先根据工作要求和轴径上键的类型以及尺寸来选择键，然后再进行强度校核，键的材料按标准规定采用抗拉强度的钢，常用45钢。根据破碎机的工作条件：高速变载，受各种方向的冲击等条件，选择平键连接，即普通圆头A型。（2）键的校核根据轴的直径d=130mm来选择键的型号：带轮轴段d=130,所以键的工作长度为：（3-30）键的接触高度：（3-31）传递转矩为：（3-32）由文献查得键的静联接时的挤压的许用应力[p]=30MPa,对平键的校核键或键槽工作面的挤压力：（3-33）式中T——转矩，；D——轴的直径，mm；k——为键与轮毂的接触高度，mm；l——为键的工作高度，mm。键的剪切力：（3-34）可以得出键的强度足够。1.1.5轴承的选择及校核为了保证反击式破碎机的正常运行，不仅轴承的制造质量良好，而且破碎机的设计必须合理，轴承的装配和使用必须规范。轴承的选择遂于破碎机的正常运转十分重要。（1）轴承类型的选择反击式破碎机长期在恶劣条件下工作，转子轴承很易损坏，所以正确选择转子轴承是提高轴承寿命的关键。由于调心滚子轴承具有承载能力强，调节性能好的优点，所以国内外多选用这种其作为反击式破碎机转子轴承。大多数滚子轴承的选用计算，主要是防止在预期寿命内发生解除疲劳破坏，但在实际选用轴承时，其工作环境不可能像规定基本额定动载荷那样理想化（基本额定寿命，可靠度90%，空载条件，载荷大小方向恒定），这些差异就要在寿命计算过程中分别注意。故综合考虑之后最终选用调心滚子轴承。（2）轴承的具体型号选择作用在轴承上的载荷可根据下述经验公式计算：（3-35）式中——转子所受重力，N。轴承的使用寿命一般规定为30000h。根据安装轴承段的轴径为140mm，以及轴承长度及安装考虑，最终选择圆柱孔调心滚子轴承，代号为22228C/W33。其基本尺寸如下：D=250mm，B=68（3）轴承的校核由设计转子的总重量为20070N，现设计轴承的寿命为30000h。则由轴承寿命公式：（3-36）式中C——基本额定动载荷，N；P——当量动载荷，N；——轴承寿命指数。10/3。有上式可以推得：即当量动载荷P为：P=74408.96N>20070N,故合适。（4）轴承的固定安装轴承时要保证轴承的径向和轴向的固定，对于温度较大而轴较长时，还能使轴自由膨胀。a.轴承的轴向固定轴承的内圈与轴径采用过盈配合，外圈与轴承座采用过度和间隙配合。b.轴承轴向固定采用凸台加轴承盖固定，适用于高速旋转的轴，且承受大的轴向力。c.支撑的结构形式方案一：轴承内圈加轴间，轴承外圈用轴承盖两端单向固定，此结构简单，适用于温度变化不大而跨度<300的场合。方案二：一端固定一段游动，适用于轴，且温度变化较大的轴，固定端内外圈均双向固定，游动端轴承内外圈不可分离时，内圈双向固定，外圈游动。通过比较，选用方案二比较合适。（5）轴承的预紧原理：安装时用某种方法在轴承各配件之间产生并保持某一轴向力，消除侧向游隙，使之产生初变形，承载后，内外圈的径向轴向相对位移量大大地减小，目的是提高轴承的旋转精度。（6）轴承的润滑与密封润滑的目的在于降低摩擦阻力，改善散热条件，降低接触应力，吸振防锈。润滑剂采用润滑油，采用滴油润滑，密封装置为毛毡油封。1.2转子部件的设计计算反击式破碎机转子由主轴、转盘、板锤、板锤紧固装置等组成。有采用整体铸钢结构转子；有采用厚钢板或铸钢板做成的圆盘叠合而成的转子；也有用钢板焊接的空心转子，入上海建设路桥机械设备有限公司生产的PF系列反击式破碎机大多数是焊接结构转子。转子质量应尽量集中在外缘，增加转动惯量。主轴与转子使用紧定胀套胀紧，无键连接，这样拆装方便，并有过载保护作用。1.2.1转子的结构设计反击式破碎机与锤式破碎机不同，它是利用整个转子质量索产生的动能通过板锤冲击破碎物料，而锤式破碎机仅仅靠锤头产生的动能冲击破碎物料。因此反击式破碎机的转子必须有足够的质量以适合破碎大块物料的需要。若转子质量过小，降低破碎效果；若转子质量过大，则启动困难。本设计，转子采用整体的铸钢式结构，这种设计转子惯量大，紧固耐用，便于安放板锤，能满足工作的需要。选用整体铸钢式结构的转子，选择标准为z310-570，强度和刚度都能满足基本要求，但塑性及韧性相对较低，但可以满足工作需要。规格选为。图4-3转子转子的详细结构见2#CAD转子部装图。转子产生的动能W不仅与M有关，而且也与转子结构有关，与转子角速度有关。即。若一定则与转子转动惯量有关。同样值由于r值不同可得到不同的转动惯量J值，则产生不同的动能W值。由此告诉我们，在强度、刚度允许条件下，在转子结构设计中，应尽量增加r值，从而可用较小的质量产生较大的动能。所以不仅要照片那个是转子质量还要重视转子结构设计。从加大破碎效果和减少板锤磨损的观点看，需朝着着增加转子质量M，减少转子速度方向发展。1.2.2板锤的结构设计及作用板锤，又称打击板，是反击式破碎机中最容易磨损的工作零件，要比其他破碎机的磨损程度严重得多。板锤的磨损程度及寿命直接影响反击式破碎机破碎效率以及其工作的连续性，所以选择合适的板锤（形状及材质）至关重要。（1）板锤的材料反击式破碎机的板锤都是固定在转子上的，它是破碎机的重要部件，要求安装牢固，便于更换，并用抗冲击性能良好的材料制造。板锤是破碎机的易损件，因此它的耐磨性能或者说，它的使用寿命是非常关键的。早年都是采用高锰钢材料，所以反击式破碎机不能破碎硬岩。现在已经采用高铬铸铁制造板锤，一种是KmTBCr26,另一种是KmTBCr20。前者打击物料速度略低于后者，但使用寿命比Cr20的板锤高1/3以上。由于采用高铬铸铁材料，反击式破碎机可以破碎350MPa的各种物料。国内外各种型号破碎机板锤材料的选择，有高锰钢，中碳合金钢，轴承锻造刚，高铬铸铁等等，综合设计要求及国内外同类型反击式破碎机的设计，最终确定选择本设计的板锤的材料为高铬铸铁。（2）板锤的形状反击式破碎机板锤的形状多种多样，常见的有长条形、I形、T形、S形和斧形等，板锤形状的选择遵循的原则是：易于制造和紧固，能够增加板锤的使用寿命。基于上述原则，本设计提出两套方案：方案一方案二图4-4板锤的形状方案一：采用“倒U”形板锤。本方案采用“倒U”形板锤，如视图所示，其左侧为实体长条形，且打有螺栓孔，右侧为一长条形立体槽，用于固定于板锤支座上。方案二：采用“工”字形板锤本方案采用“工”字形板锤，如视图所示，板锤左右两侧都开有立体长条形槽，用于固定于板锤支座。对比方案一、二，可以明显看出区别在于左侧开槽与打孔的不同，根据板锤的工作方向可以确定其主要工作面为左面，即板锤的左面为主要受力处，若将板锤选为“工”字形，则板锤上下相当于分体受力，故上下均受到相当大的冲击力，而对于方案一，左侧为一体设计，即上下里连为一体，即左侧为一个面受打击力，这样受力相对于方案二就可靠得多了，所以综合考虑之后选择方案一为本次设计板锤的形状。板锤的详细图样参照3#CAD图纸。（3） 板锤在转子上的紧固方法板锤在转子上的紧固方法大致可分为以下几种：a. 螺栓紧固法。板锤借助于螺栓紧固于转子的板锤座上。板锤座带榫状，可以利用榫口承受工作时的板锤的冲击力，避免螺栓受剪，提高螺栓连接的可靠性。b. 嵌入紧固法。板锤从侧面插入转子的沟槽中，为了防止轴向窜动，两端用压板定位。由于去掉了紧固螺栓，提高了板锤工作的可靠性。利用板锤回转式产生的离心力与撞机破碎时的反力紧固自锁，对转子易受磨损处都制成可更换的结构形式，因此装卸简便，制作容易。c. 楔块紧固法。用楔块塞入板锤与转子间的相应槽孔内，使之紧固。这种紧固方法安全可靠，更换简便，维护也方便。以上几种紧固方法，以螺栓紧固法的板锤利用率较高，通常可达50%左右，但是其更换费事，也不适合高冲击载荷，故一般用规格小的破碎机。嵌入紧固法和楔块紧固法虽然更换方便，工作较可靠，但其金属利用率普遍较低。本次设计转子的规格为，为规格相对较小的破碎机，且进料粒度为250mm，所以综合考虑之后选用螺栓紧固法。螺栓的紧固方法详见2#CAD转子部装图。（4） 板锤的寿命对于板锤寿命的影响主要有材料，以及板锤的紧固方法，除此之外，板锤的个数对于板锤寿命的影响也是至关重要，因为板锤布置直接打击在物料重心上的，而是斜碰撞，这与板锤周期打击的时间差有关，为了减少板锤的磨损，转子上的板锤数目不宜过多，适当得增加板锤的高度，并尽量地把给入物料中的粉料、泥土和水分预先筛除。1.3反击式破碎机破碎腔设计1.1.1反击板的结构设计与安装反击板的作用是承受被板锤击出的物料在其上冲击破碎，将破碎后的物料重新弹回到破碎区，再次冲击破碎。（1）反击板的材料反击板是仅次于板锤的易磨损件，承受较大的冲击载荷。它的材质一般用高锰钢铸造。也有用中碳钢棒的。碎煤时，也可以用普通钢板焊接起来。用高锰钢铸造的反击板，根据对反击式破碎机的使用调查，其寿命比较低。需要对反击板的耐磨材料进行研究。国外某些工厂采用耐磨塑料包扎打击板，或将石子镶在反击板的凹槽中，代替金属表面，都是提高反击板使用寿命。我国某化工厂，根据反击板的磨损规律，按其各部分的磨损程度，采用部分分区安装和更换，使用寿命提高一倍以上。（2）反击板的形状除了反击板的材质方面能提高它的耐磨性外，反击板的形状也是值得注意的。反击板的形状很多，主要有弧线形和折线形两种，这两种形状各有其优缺点，具体图像见下图。方案一方案二图4-5反击板的形状如图所示，方案一为弧线形反击板，它能使物料由反击不能弹出之后，在圆心形成激烈的相互挤压而破碎，其效率较高。如图所示，方案二为折线形反击板，其一部分物料沿切线垂直打向反击板，破碎效果明显，另一部分与反击板有角度（不垂直），且产生滑动，这样就延长这些物料在破碎腔的时间。通过对二者的比较，最终选择方案一为最终设计方案，因为相比方案二，方案一提高了破碎效率，且破碎效果较好，能够达到本破碎机的破碎要求。（3）反击板的悬挂装置反击式破碎机反击板悬挂装置也是排料口调整装置，同时又能起到保险作用，这种装置有以下三种形式：a. 拉杆自重式。破碎机工作时，反击板借自重保持正常位置，当破碎腔有非破碎物时，反击板被抬起，非破碎物排出后，又重新返回原位。其间隙大小可通过悬挂螺栓进行调整。b. 拉杆弹簧式。反击板在工作时的位置是通过弹簧的预压力保持的，当非破碎物进入破碎腔时，可克服弹簧预压力后，从破碎腔排出。弹簧采用螺旋式，也可采用组合式，后者可用较小的压缩变形量获得较大通过非破碎物间隙。c. 液压式。利用油压装置调节反击板位置，同时也作为保险装置。一般用于大型反击式破碎机，与液压启闭机壳油缸共同使用一个油压系统。本设计规格为反击式破碎机，属中小型反击式破碎机，对于其反击板的悬挂装置，综合考虑经济及破碎要求，最终确定选择拉杆自重式为反击板的悬挂装置。（4）过载时的安全保护反击板一端铰接于机体上，另一端通过拉杆自由悬挂在机体上，拉杆上部通过球面垫圈下垫有锥面垫圈，最后通过大螺母挂起，可调节反击板与转子间隙，来改变产品粒度。当进入大块物料或不能破碎的物块时，因反击板受到较大压力而使拉杆向后移开，使铁块等异物排出，从而保证了机器不受损坏，它在自身重力作用下，又恢复到原来位置，以此作为保险装置。反击板的详图见0#总装图，3#反击板CAD图。1.1.2破碎腔的结构参数反击式破碎机破碎腔是由进料板、两级反击板以及由导板卸载点到第二级反击板排料口的圆弧所构成的空间组成的。它所包括的结构参数如图所示：图3-6反击式破碎机腔体（1）给、排料口及给料导板倾角给料口宽度；排料口尺寸：反击式破碎机物料是沿导板进入破碎腔，因此导板倾角就是一个重要参数。角应在45度到60度之间，这完全符合实际情况。角越大，物料沿导板下滑的速度越快；越小，物料沿导板下滑的速度越慢，甚至产生堆料现象。角大，破碎机高度增加；角小，破碎机高度降低。在其他条件允许的情况下，以取角小为宜。此外，选择导板倾角还应考虑物料滑出导板与板锤相遇的关系；若物料滑出导板而板锤尚未来到；若物料尚未滑出导板而板锤刚好到位，又未与物料相遇。最好是物料滑出导板后同时与板锤相遇，此时破碎效果最好。（2）导板卸载点及反击板悬挂位置导板卸载点角在30度至50度之间，一般角小，破碎机高度相对低一些，能降低机高和减轻机重。对移动式破碎机降低高度很有益。所以，在其他条件允许的情况下，还是以=30度最为适合。此外，角小还可以增加破碎腔圆弧长度。反击板悬挂点由图中x和y尺寸确定，但y又与y0和进料口尺寸有关，最后又决定于和大小。（3）破碎腔其他参数角是板锤外圆切线，也就是物料冲向反击板的运动方向与反击板垂线之间的夹角，一般=2度左右。它是建立在以下观点基础上，