【《反击式破碎机的结构计算设计和校核探究》9800字】

ⅢⅢ反击式破碎机的结构计算设计和校核研究摘要破碎是工业生产不能缺少的一步。矿石破碎便于提取，石料破碎用于混凝骨料，火电厂煤炭破碎提高燃烧率，化工原料破碎加快反应速度等等。而反击式破碎机的破碎方法是通过矿石在板锤和反击板之间碰撞使原料破碎，多次碰撞使之达到想要的破碎效果。首先，本文分析了技术要求，参考文献后将反击式破碎机分为了：转子—传动—反击装置—箱体，这几个步骤。针对每个步骤提出方案，并进行分析挑选，最终确定了转子结构，传统系统，反击装置和箱体的设计方案。其次，根据上述方案完成了各个结构的零部件和装配图的三维建模。建模步骤和上述相同，这样就有效的排除了零部件之间的干扰。对重要零部件进行了尺寸计算，连接件的选择和校核，主轴的校核。最后，运用有限元分析的方法对重要零件主轴和承重较大的箱体进行了静力学分析校核，并用破碎机整体数据计算产量。关键词：破碎机；反击式；矿山机械；结构设计；转子；反击装置。目录TOC\o"1-3"\h\u摘要 第1章绪论1.1课题背景破碎机广泛用于多个行业。像铁路这样的项目，在建设过程中要用到大量的砂、混凝土骨料。而且在以后的发展中，不论是基建还是矿物开采，对破碎机的要求都很高，并且对其粒型、质量方面的要求也是越来越严格[1]。1.2研究的目的与意义国家的不断强大，使得社会也逐渐富裕了起来，促使着基础建设的进行，而基础建设对混凝土骨料的需求也加大了对破碎机的需求。然而国内破碎机缺少自主知识产权，无创新，只是一味地仿造。如今受到反式破碎机的发展现状制约，随之而来的是其研究与实验模型的数据缺乏，导致破碎理论研究受限。模仿与借鉴支持着现如今我国产品的开发，急需完善理论的提出与实验数据的创造。因此，进行破碎理论的研究，造出属于我们自己的反击式破碎机，已是刻不容缓[2]。1.3反击式破碎机国内外研究现状1.3.1国外研究现状19世纪50年代，美国生产了世界上第一台破碎机，伴随着破碎机的发展，破碎机逐渐开始应用在更多的地方。在已有的机械基础之上，德国人在20世纪20年代首先研制出了反击式破碎机，因为其出色的性能使其一直沿用至今。随着相关技术的不断进步和科技的突飞猛进，诞生了更加强大的破碎机，能够轻易地破碎强度更高的矿石。现在，国际上著名的破碎机企业有：哈兹马克，洪堡威达克，蒂森克虏伯，川崎重工等。N.Djordjevic等人对破碎机里面的矿石运动路径进行了模拟，发现不同大小的矿石的能量不同，并总结了其规律。然后将这个规律运用到实际的破碎机中，发现两者的结论相同[4]。MatsLindqvist对破碎机中单个矿石进行了分析并得出结论，再将该结论运用与符合真实情况的多个矿石进行实验，将得到的数据和矿物的样本进行对比。这种实验方式对后来的破碎机各种方面的设计打下了理论上的基础[5]。ToniKojovic等继续研究这项技术，用该项技术研究破碎机的磨损问题[6]。1.3.2国内研究现状上世纪50年代，第一台国产破碎机出世。如今国产破碎机技术含量偏低，工作性能也不如其他国家的破碎机。主要原因在于国内制造商不愿再科研方面投入经费，导致科研手段缺乏，国内缺少相关的基础理论和技术[7][8]。现在，国内破碎机的发展以模仿为主。齐国成对矿石和板锤碰撞后进行了力学分析，得到了工作中的矿石具体的工作情况，还得到了流道板的最佳结构和位置，简化了破碎机的结构设计[9]。赵丽梅等人通过调整破碎机中各个结构系数，然后进行模拟。得出了转子速率和进料速率对破碎机的产量的关系[10]。图1-1CF400型反击式破碎机以汤双清为代表，陈波文、王定坤、朱运玉等人协助其构筑的几何模型原型反映了PF1825型破碎机（图1-2所示）的各项参数，将反击板的倾角度数作为修订值，构建了以第一、第二、第三级反击板倾角为变量的模拟实验，并得到了充足实验数据。关于设计理论的选择，采用Box试验进行分组归纳实验数据。其中破碎物料的不同情况则EDEM软件模拟统计断裂键数数值，结合大量实验数据，通过统计思考得出反击板倾角的变量改变与物料的断裂键数之间的联系，建立基本函数关系后构造数据模型，最终获得最优的反击板效率值。通过研究得到，破碎的能力与反击板的倾角有关，其中第一级影响最大，后面的次之。除此之外，实验得出结论为：PF1825里第一级10°，第二级35°，第三级30°时能得到最好的破碎效果。[11]。图1-2PF1825反击式破碎机李双成，陈兴媚等得出最佳参数:当TiC3.58%，TaC2.77%，Ni0.33%时，反击板的受力情况。并且得出了这两种材料的占比与反击板的损耗的曲线，验证了仿真的结论。从而为反击板的优化以及降低其磨损量提供了研究基础[12]。图1-3PF1320反击式破碎机1.4本课题的主要研究内容本课题主要研究的是矿山用反击式破碎机，期望能实现预定的要求。主要研究内容如下：（1）参考技术要求，由内向外的进行破碎机的方案设计。（2）基于整体方案，进行破碎机的详细模块化结构设计。破碎机整体进行3D建模设计。（3）开展关键部件仿真校核和动力学分析。主要有关键机构尺寸的理论计算以及部分电机的选择；关键零部件的静力学分析校核。第2章反击式破碎机的方案设计2.1引言该破碎机要有满足技术要求的破碎率，并且产能要符合要求。根据给出的要求完成破碎机各个结构设计，使其能达到完成设计要求。本章节主要内容是根据要求确定各结构参数和具体结构，完成设计。2.2反击式破碎机主要技术要求（1）矿石最高抗压强度：120-300Mpa；（2）最大给料粒度800mm；（3）最大出料粒度60mm；（4）转子线速度：20-30m/s；（5）产量：50-150t/h。2.3反击式破碎机方案设计转子结构方案设计转子由转子架、反击锤及板锤紧固装置构成。由于该破碎机属于中型高硬破碎机，考虑到转子的结构强度，采用厚钢板叠合的转子。将钢板和壁管先定位，再进行焊接，并用硬质合金耐磨材料强化。为使质量集中在转子外缘，增大转动惯量，厚钢板数不宜过多，但考虑到强度问题也不能过少。如果转子的质量太大，则对电机的要求会变高，甚至无法启动，而转子治疗太小的话又会因为转动惯量不足，而使破碎效果变差，所以转子质量应当和电机功率综合考虑。目前已有的资料无法准确的确定的电机功率[13]。可以通过几种不同规格反击式破碎机转子质量和电动机功率之比来确定转子质量和电机功率之间的关系，如表2-1所示[14]。表2-1反击式破碎机转子参数型号转子质量（Kg）反击锤锤质量(Kg)反击锤质量(Kg)反击锤与转子总质量比值（%）电动机功率（Kw）转子质量与电动机功率比值（Kg/kw）PF10072010120120×4=48023.87526.8PF12145719181181×8=144825.318031.8PF13158130319319×8=255231.426031.3从上表数据可以得到破碎机转子质量和电机功率基本匹配，满足M/P≈31kg/kW，所以电机功率可以在转子质量确定后确定。反击式破碎机板锤工作时受到冲击，工作环境差，极易磨损，普通铸铁无法满足要求，KaushalKishore对板锤进行研究后得出了板锤的主要损耗原因，并且提出解决方案：向板锤中加入合金，这样就能提高板锤强度，减少损耗，KmTBCr26在强度和韧性上可以满足工作要求，不易磨损，破碎高硬度材料时，能使用很长时间[16]。由于该破碎机需要破碎高硬矿石，所以板锤采用高铬铸铁KmTBCr26[17]。板锤的固定方法有以下几种：螺栓紧固法。用螺栓将其固定在座上（图2-1a）。连接件之间用斜面接触，而且冲击基本来自正面，这样可以减少螺栓受到的剪力，增加使用时间，减少板锤脱落而引发的危险。嵌入紧固法。板锤一侧的两条肋与转子的槽相配合（图2-1b），使其径向固定，斜铁顶在板锤另一侧肋的空隙中可以实现轴向固定，只要固定好斜铁就实现了板锤的紧固。该结构板锤拆卸方便易于更换，制作容易。楔块紧固法。通过楔块插入空隙实现紧固。楔块紧固法拆卸方便剋以减少转子的损坏，紧固也比较牢固。但用于连接的螺栓螺纹容易失效，断裂。这时，会使板锤不易拆下。为了解决这个问题，可以将螺栓改为液压（图2-1d)。这种方法更换简便，维护方便。abcd图2-1板锤紧固方法螺栓紧固法虽然板锤利用率高，但是拆卸不便，且不适宜高冲击的载荷，而嵌入紧固法拆卸方便工作可靠适合高冲击载荷，所以采用嵌入紧固法。转子与主轴之间使用胀紧套连接。胀紧联结套不需要其他零件就能起到传动的作用，螺栓拧紧时会使内套向内抱，外套向外胀，从而实现联结[18]，不仅拆卸方便，还能起过载保护的作用。由于转子质量大，运行时冲击大，故采用滚子轴承。每天工作八小时，满载荷使用。综合考虑采用调心滚子轴承。2.3.2破碎腔方案设计破碎腔结构参数如图2-2所示。其中包含的结构有用于进料的导板，反击板还有反击板与转子之间的空间。图2-2破碎腔结构参数其中导板倾角β与破碎机高和物料下滑速度成正比的。在其他情况允许的情况下，宜取小值，降低破碎机高度，减小破碎机质量。反击板是关键工作部件之一，其工作条件恶劣，磨损严重，出现变形[10]，当反击板中TiC含量为3.58%，TaC含量为2.77%，Ni含量为0.33%时，反击板的磨损最小。每块反击板由两颗螺栓紧固定在反击板架上，而反击板架通过弹簧调节装置固定在上箱上。反击板的结构是使破碎机的效果发生改变的一个主要因素[19]。2.3.3箱体方案设计下箱是转子的主要承重件，转子工作中的旋转和承受的冲击会全部传导到下箱体上，所以下箱体需要既能承重，又稳定所以不能采用焊接件。为了便于运输，将下箱体拆卸为前后左右四块，各块之间通过槽联结，轴承座处用肋板加固。上箱体主要起固定反击板和进料的作用，两个反击板都采用一根轴和两个调整杆固定在上箱体上，既能实现反击板的固定，还能起到缓冲的作用。上箱体的进料口工作环境差，磨损严重。如果进料导板是上箱体则会因为磨损而更换整个上箱体，所以将其换位可更换的衬板。上箱体与下箱体之间采用两个圆空定位，箱体内部由于矿石飞溅，也容易损坏，所以内部采用小衬板加固，损坏时便于更换。上箱两侧还应开两个观测窗，能观测到破碎机内部衬板和板锤的破损情况，以便及时更换。2.4本章总结本章首先确定了反击式破碎机的技术要求，并确定了转子结构破碎腔结构及箱体的方案设计。在第三章中，会按照这些方案进行各个结构的具体设计。第3章反击式破碎机的结构设计3.1引言在第2章中，对反击式破碎机各主要部分的结构方案进行了设计，本章则更具这些方案进行各部分的具体设计，确定零部件尺寸及大小，完成反击式破碎机的整体结构设计。3.2反击式破碎机的结构设计3.2.1转子结构设计根据设计要求该破碎机为大型高硬中碎破碎机。选用单转子反击式破碎机。转子直径如公式（3-1）所示[15]：D=1.85式中Dmax——最大给料粒度，mm。单转子时将公式（3-1）中结构乘以2/3。转子长度L和直径D成比例关系，可由公式（3-2）确定。此时取0.7.L初定直径D=1050mm，长度=750mm为达到破碎的目的，转子必须具有足够的质量，且质量应该主要分布在外圆。因此转子结构是空心的，若为实心会使质量集中在中心部分，且会使转子质量偏大，导致不能启动。经过设计[20]，转子板锤架如图3-1所示：图3-1转子板锤架初定直径D=1050mm，则半径为525mm，该半径是转子中心到板锤尖端的的长度，又因为要考虑板锤要比板锤架长一段，以保证破碎效果，所以初定板锤架为一个内接于直径为1050的圆的正方形，再从正方形的四个角上切出空隙用作板锤固定部位。如图3-2所示。图3-2板锤架工作时，物料冲击板锤，板锤再将冲击传递到板锤座上，所以板锤座需要比较高的强度，所以将板锤架上受板锤冲击的部位加大拉伸贯通。得到的板锤架结构如图3-3所示：图3-3板锤架结构板锤为一个长方体结构，为使其能固定在板锤架上，他的一侧有两条通肋，与板锤架的两个槽配合，另一侧是一条有三个缺口的肋，缺口正好对应的是板锤架的三片厚钢板。如图3-4所示：图3-4板锤结构斜铁主要是防止板锤轴向窜动，并且紧固板锤，使其不会晃动，所以斜铁做成楔形，为防止其向下移动在斜铁内部拧上螺栓，螺栓底部顶在板锤架上，就能轴向固定住斜铁。如图3-5所示：图3-5斜铁结构斜铁挡板的作用是防止斜铁从侧面掉出，使板锤掉落，所以其通过螺栓固定在板锤架上，伸出的部分限制了斜铁的轴向移动。如图3-6所示：图3-6斜铁挡板板锤数目与转子直径成类正比。具体板锤数由公式（3-3）得到。z=式中δ1——厚度，m；δ2——座厚度，m；z——数目；n——转速，r/min；h——板锤高度，m；g——重力加速度，m/s2；D——转子直径，m；H——物料下落高度，m。计算得z≈4，所以板锤数为4。板锤通过嵌入紧固方式固定在板锤架上。图3-7板锤装配体主视图图3-8板锤装配图俯视图1-转子板锤架2-板锤3-斜铁挡板4-斜铁板锤有两条肋的一面与转子对应的槽嵌合，防止板锤上下移动；斜铁与板锤一条肋上的空隙配合，固定板锤防止板锤轴向窜动；斜铁中心有通孔，插入螺栓，螺栓底部与转子接触，防止斜铁向下移动；两块斜铁挡板将斜铁与转子固定，防止斜铁侧向移动。转子结构设计完成，估算转子总质量。由solidworks装配图得到，板锤架体积：0.1186m3，板锤体积：0.0184×4m3，斜铁体积：0.00419×12m3，斜铁挡板体积：0.000229×24m3。得到的转子如图3-9所示。图3-9转子装配图板锤采用高铬铸铁KmTBCr26。其他部分皆采用铸钢。破碎时，物料打击位置距离板锤顶端越近，破碎效果越好。由计算得板锤架质量：925kg，板锤质量：567kg，斜铁质量：90kg，斜铁挡板质量：54kg，转子整体质量为1635kg。3.2.2主轴的设计由表1可得公式（3-4）。M式中M——转子总质量，kg；P——电动机功率，kW。由该式可得破碎机功率为53kW，但由于此破碎机相对于表1中的其他三个板锤质量占比更大，且板锤质量比PF1007更大，因此初定电动机功率90kW。目前已有资料中由于初估轴径只考虑转矩，且破碎机转子质量大，弯矩相应也比较大，所以初估轴径不准确，但也可以用来最小轴径。初估轴径公式如（3-5）所示：D≥C式中d——轴径，mm；n——轴的转速，r/min；C——由许用扭转切应力确定的系数。由公式（3-4）所得轴径为100mm，由于未计算弯矩，偏小且偏差较大，综合三维图初定轴颈140mm。转子扭矩由公式（3-6）得到Mn=3.78kN•m。Mn=9550主轴配合处轴径为160mm左右，综合考虑采用ZJ2型胀紧联结套如图3-10所示，具体参数为d=160mm，D=210mm，l=34mm，L=38，L1=52，额定转矩Mt=28kN•m。图3-10ZJ2型胀紧联结套主轴与转子之间用定位环定位，再用胀紧套联结，主轴与转子之间无任何接触，如图3-11所示。图3-11转子与胀紧联结套1-转子2-定位环3-主轴4-胀紧联结套转子质量大，运行时冲击大，考虑采用滚子轴承。预计每天工作时常八小时，满载荷使用，预期寿命20000~30000h。主轴配合部位轴径为160mm左右，选用调心滚子轴承241300（如图3-12所示）。主要参数：D=250，d=150，B=100，r=2.1。图3-12调心滚子轴承3.2.3破碎腔的设计破碎腔结构参数如图3-13所示。图3-13破碎腔结构参数由相关资料[21]可得到表3-1参数。表3-1破碎腔主要结构参数β/（°）α/（°）δ/（°）γ/（°）θ1/（°）θ2/（°）le1mine2min45~61321~262~7515~21＞62≤910.15D~0.2D0.01D0.1Dα=31°~50°左右，α取较小时能使反击板的最高点更低，使得破碎机更低，所以α=30°。板锤外圆切线角δ一般取2°左右。反击板架相对位置如图3-14所示。图3-14反击板架结构及相对位置由于反击板也是易损件，所以需要和反击板架分开，便于更换损坏的反击板，反击架如图3-15所示。图3-15反击板架由于反击板和板锤的工作情况相同，所以采用和板锤同样的材料。反击版的受击面倾斜一定角度，这样可以增加反击板整体的折线度，提高破碎效果。反击板结构如图3-16所示。图3-16反击板反击板通过螺栓与板架连接，便于更换和安装，每一块反击板之间留一定的空隙，防止反击板之间相互挤压损坏。反击板整体装配图如图3-17所示。图3-17反击板装配体反击板的悬挂装置有三种形式:拉杆自重式。靠自身重力达到平衡使其稳定在工作位置。拉杆弹簧式。通过弹簧的存储的弹力使其的稳定在工作位置。液压式。利用液压装置使其稳定在工作位置位置。拉杆弹簧式中反击板的稳定位置是通过弹簧提前储备的压力来达到的，预压力通过稳定时合力零得到。矿石与反击板冲击所产生的力Fc（N）可由式（3-7）算得。Ft=式中m——物料块质量，kg；v——转子圆周速度，m/s；K2——恢复系数，0＜K2＜1；t——冲击时间，s；R——矿块半径，m。物料块质量可按下述确定：物料经撞击后是平分的，如图3-18所示。每次撞击后的物料质量是撞击前的一半，设第n次撞击时质量为mn，为计算方便，取平均值：m式中n——物料块数。图3-18反击装置的平衡反击板整体所受的冲击力可按式（3-10）确定：F式中K3——修正系数，取0.5~0.7；μ——不均匀系数，μ=0.1~0.25；j——撞击物料块数。自重W（N）为：W=式中l——反击板悬挂轴心到其下端点的距离，m；e——反击板悬挂轴心到其重力作用线的距离，m。该破碎机采用弹簧调节装置，故此时的自重为弹簧的预压力。反击版悬挂装置如图3-19所示：图3-19反击板悬挂装置3.2.4下箱体的设计在第二章中确定了下箱体采用分块拼接的结构。首先要使下箱稳定，则底座应该较宽，要能承重则轴承座处要有肋板强化。结合设计完成的转子结构和轴承的尺寸后确定下箱内部尺寸为宽860mm，长1590mm。得到的下箱体如图3-20、21、22所示：图3-20下箱侧板图3-21下箱后板图3-22下箱前板下箱装配图所示：图3-23下箱体装配图1-轴承座固定处2-定位机构四个下箱板之间通过键槽联结，轴承座固定处由肋板加强，下箱和上箱之间的定位由图3-23-2所示的机构用销定位。箱体部破碎腔中，破碎过程中飞溅的矿石部分会击打在箱体内部，破坏箱体内壁，故箱体内部用衬板加强，能防止箱体受到破坏，而衬板损坏时可以替换单个衬板。衬板通过螺栓连接在箱体上，衬板如图3-24所示图3-24衬板箱体上由多个衬板组装覆盖所有可能会被矿石击中的部位，每块衬板之间间隔一定距离，防止衬板之间传递冲击，挤压变形。下箱侧板衬板装配如图3-25所示:图3-25下箱侧板衬板装配体3.2.5上箱的设计由于上箱除了悬挂反击装置之外不承受任何载荷，故上箱可采用整体结构，通过焊接连接。上箱体进料口处流出进料导板的空隙，并加肋板强化，侧面留出两个观察窗，方便观察衬板和板锤是否损坏。两侧有四个挂钩，方便安装，后面又用于和下箱定位的结构。上箱结构如图3-26所示：图3-26上箱体1-挂钩2-观测窗3-导板安放处4-定位结构与下箱体相同，上箱内部也需要用衬板保护，衬板如图3-27所示：图3-27上箱衬板装配图3.3反击式破碎机总成经过反击式破碎机各部分结构设计与部分结构计算与校核，最终设计出的反击式破碎机如图3-28所示。图中为了便于观察将上箱半透明，一侧衬板隐藏。图3-28总装配图3.4产量计算转子旋转一圈时产出的排料的量就是破碎机生产率，如式（3-12），（3-13）所示：V=LQ=60nL式中V——物料体积，m3；L——转子长度，m；h——板锤伸出高，m；e——最小间隙，m；d——最大排料粒度，m；Z——板锤数；n——转子转速，r/min；Q——生产率，m3/h；K——物料不均匀系数，K=0.1。其中L=0.75m，h=0.12m，e=0.04m，d=0.06m，n=227r/min，Z=4。计算得Q=29m3/h。矿石密度一般在3.5~5t/m3。最后得到产量为87~145t/h，符合要求。3.5本章总结本章按第二章的方案进行了反击式破碎机的具体设计，具体包括转子结构设计、反击装置设计、箱体设计以及箱体内衬的加固设计。对破碎机中重要部件进行了尺寸计算，包括转子尺寸，胀紧联结套的选型计算，轴承选型计算及寿命校核和主轴计算校核。分析了主要部件的材料组成。最后用破碎机整体数据计算产量，得到的产量也符合要求。至此反击式破碎机的结构设计完成。关键零部件的校核4.1引言在第三章中完成了反击式破碎机的结构设计，在本章节中将对破碎机中受力较大的主要部件进行静力学分析并校核。4.2关键部件的校核4.2.1主轴的校核主轴如图4-1所示。质量237kg。图4-1主轴1-皮带轮配合处2-轴承配合处3-胀紧套配合处4-定位环5-处于转子筒内部分未与转子同内壁接触转子受力如图4-2所示。图4-2转子轴受力分析图中O1，O2点为胀紧联结套配合处，R1，R2为轴承支点。其中L=1110mm，L1=L2=141mm。主轴校核由公式（4-1）~（4-3）所示：F=其中FF式中F1——转子重力，N；F2——转子外端的圆周力，N；F3——板锤的不平衡力，N；K0——冲击系数；P——电机功率，Kw;n——转速，r/min；r——半径，m；r1——滚动面半径，m；μ——摩擦阻力系数，取0.3。计算得：F1=16023N，F2=7200N，F3=45.42N，F=34903N。作用在主轴上的弯矩Mw（N•m）如公式（4-4）所示：M作用在主轴上的扭矩Mn（N•m）如公式（4-5）所示：M作用在轴上的当量应力бe如公式（4-6）所示：б由上述公式计算得бe=23.4＜40，符合条件。4.2.2轴承寿命校核公式（4-7）~（4-8）所示：LP=3式中Lh——额定寿命，h；fT——温度系数，取0.9；fP——载荷系数，取3；C——基本额定动载荷，该轴承为1580N；P——当量动载荷，N；ε——寿命指数，滚子轴承取10/3；计算得Lh=26580h符合条件。4.3关键部件的有限元分析4.3.1主轴的静力学分析主轴在工作时由调心滚子轴承稳定在机箱上，通过图36-1处传递扭矩，主轴所受扭矩由式（11）得出Mn=3780N•M，受力如图4-3所示：图4-3主轴受力1-承受扭矩处2-轴承固定处生成主轴网格如图4-4所示：图4-4主轴网格运行算例，得到如图4-5所示结果图4-5受力变形图图4-5中传递扭矩端产生了变形，因为变形比例式8655.43，所以实际变形几乎可以忽略不记。由右边可以得到屈服力为6.204×108N/m2，而最大受力为2.838×107N/m2。满足要求。4.3.2下箱体的静力学分析下箱体主要承受整个运动结构的质量，包括转子，主轴，轴承及两个轴承座。总质量约为2000kg，则重力为19600N，两个下箱侧板平分质量，则每个板受力为9800N。如图4-6所示：图4-6下箱侧板受力下箱体由底部固定，轴承座固定出受压力。结果如图4-7所示：图4-7下箱侧板变形图图中变形比例为5843，故下箱侧板变形也可忽略不计。满足要求。4.4本章总结本章是先运用力学校核了轴和轴承，再运用力学分析有限元法对主轴和受力较大的下箱进行了静力学分析，分析结果显示结构设计能符合条件。结论本课题基于已有要求设计出反击式破碎机，包括原料粒度，排料粒度，原料硬度和产量。在分析了国内外已有的反击式破碎机及其发展现状，深入了解学习了反击式破碎机等相关的矿山机械理论知识后，完成了本文的反击式破碎机方案设计和结构设计，取得了如下成果：（1）根据技术要求确定了反击式破碎机的各个结构方案，并对其中一些方案案进行了分析对比。（2）根据已有方案完成了反击式破碎机的结构设计，对部分结构完成了理论计算，最终完成了反击式破碎机的整体结构设计。（3）运用有限元分析对破碎机中关键部件和受力部件进行了静力学分析。计算了该反击式破碎机的产量。该破碎机的设计思路是先设计最主要的转子结构，接下来是传动系统，然后是反击装置，最后进行箱体设计。这样从内到外，从最重要的结构到箱体的方法，使得设计思路清晰明了，降低设计难度。并且这样的设计思路会减少结构之间的干涉，减少了鱼和熊掌不可兼得的情况。参考文献唐春梅.反击式破碎机的发展[J].科技资讯,2008(23):33.李本仁.反击式破碎机的发展[J].矿山机械,2001(10):6-8+4.王宏勋，吴建明，袁海生.粉碎工程及其加工设备的进展.金属矿山,2005.8N.Djordjevic，F.N.Shi，R.D.Morrison.Applyingdiscreteelementmodellingverticalandhorizontalshaftimpactcrushers[J].MineralsEngineering，2003，(16):983-991.MatsLindqvist.Energyconsiderationsincompressiveandimpactcrushingofrock[J].MineralsEngineering，2008，(21):631-641.FengnianShi，ToniKojovic.Validationofamodelforimpactbreakageincorporatingparticlesizeeffect[J].Int.J.Miner.Process，2007，(82):156-163.李本仁.当前国际破碎机械的动态及破碎技术的发展趋势[J].矿山机械,2002(7):9-10李本仁.砂石场常见破碎机械的国内外差距探讨[J].工程机械与维修,2005(7):70-72ShuliTeng，PengWang，QiZhang，CostasG