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大型锤式破碎机的设计（含CAD源文件图纸）,大型,破碎,设计,CAD,源文件,图纸
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摘 要大型锤式破碎机的设计，主要是在原有锤式破碎机的基础上对其结构进行改造，其中主要涉及到了对破碎机电动机的确定，对皮带传动的计算及皮带轮和惯性轮的设计。结合电动机提供原动力的基础上通过计算主轴的受力进一步初步设定和校核。在对转子的设计的过程中，首先根据任务书的要求，选择合适的锤盘排数，对于锤孔的位置确定主要受两方面的因数影响，一是转子腔体的限制，二是要求锤轴的中心线要能够和惯性轮与皮带轮挖空的区域相当，这是为了快速安装锤头的需要。然后就是轴承等辅助设计的计算。待内部结构设计完成，根据对生产能力的要求，来确定筛板的筛格等尺寸，来完成最后的设计。此设计在原锤式破碎机的基础上，有以下方面的改进：1. 破碎机大梁从两根变成了四根。如此安排可以在防止超过最大进料粒度进入腔体的基础上，锤头可以通过一个转子，对岩石进行二次破碎，即使真正进入转子内部的岩石力度减少，如此可以减少锤头的磨损，即使在岩石堆积较严重的情况也一般不会出现卡机的现象，有效地保护了机械，延长了工作寿命。2. 在调换锤头的时候，需要打开箱体，一般的破碎机箱体之间都是那很多螺栓紧固，这就在实际的工作中浪费了有效地时间，本设计将上下箱体采用通过销轴为中心轴的翻转结构，能够实现上盖的快速翻转，有助于增加生产效率。关键词：破碎机，锤头，轴承，大梁，箱体目 录第一章 绪论1第二章 概述3第一节 该课题课题的研究背景3第二节 目前主要的破碎理论3一、 层压破碎理论和自冲击破碎理论3二、 计算机辅助的软件5第三节 对几种常用破碎机的介绍 10一、 锤式破碎机10二、 颚式破碎机10三、 单齿辊破碎机12四、 回转式破碎机13第四节 本课题的来源和研究意义 14一、 本课题的来源14二、 本课题的研究意义14第五节 研究现状 15第六节 本课题需要解决的问题和研究方法 16一、 本课题需要解决的问题16二、 本课题的研究方法17第七节 本研究的发展方向 17第三章 大型锤式破碎机的设计思路 18第一节 大型锤式破碎机的设计思路 18第二节 破碎机的整体结构及布局 19一、 对破碎机任务书的整体理解19二、 破碎机的整体结构 20第四章 锤式破碎机的具体设计 21第一节 传动部件的设计 21一、 电动机的选择 21二、 皮带传动的设计计算 23三、 皮带轮的设计 26四、 对惯性轮的设计 28第二节 转子部件的设计 29一、 转子主轴的设计计算及校核 30二、 锤轴、圆盘和锤头设计校核 32三、 轴承的选择使用 35四、 轴承端盖的设计 38第三节 零件的紧固和配合 39第四节 生产能力计算及筛板的设计 41第五节 箱体的设计 43一、 对箱内的衬板的说明 43二、 对箱体尺寸的设计 44致谢 46 参考文献 483第一章 绪论本此设计的题目为大型锤式破碎机的设计，在设计的起始，现就锤式破碎机的概念，结构及用途，做一个简单的介绍，对于大型破碎机的设计也是在此基础上进行改造和创新的。锤式破碎机是利用锤头的高速冲击作用，对物料进行中碎和细碎作业的破碎机械。锤头交接于高速旋转的转子上，机体下部设有篦条以控制排料粒度。送入破碎机的物料首先受到高速运动的锤头的冲击而初次被排出机外，大于篦条缝隙的料块在篦条上再次收到锤头的冲击和研磨，直至小于篦条缝隙后被排出。 锤式破碎机具有破碎比大、排料粒度均匀、过粉碎物少、能耗低等优点。但由于锤头磨损较快，在硬物料破碎的应用上受到了限制；另外由于篦条拍堵塞，不宜于用它破碎湿度大和含粘土的物料。这种破碎机通常用来破碎石灰石、页岩、煤炭、石膏等中硬一下的脆性物料。将锤式破碎机的锤头换为钢环的环式碎煤机，是锤式破碎机的变型。它利用高速冲击和低速碾压的综合作用来破碎物料，因而可以活得更细的产品，主要用来为发电厂破碎煤炭，但也可用于石膏、盐化工原料和一些中硬物料的破碎常见的锤式破碎机有单转子和双转子两种，按照锤子在转盘上的排列，还有单排锤和多排锤等，转子的转向有可逆式和不可逆式两类。此外还有一些简易型锤式破碎机，如十字锤粉碎机，链环式碎煤机等。其中，使用最广泛的是单转子多排锤式破碎机。 锤式破碎机一般适用于含水量小于12%，抗压强度小于120MPA的脆性物料，如石灰石，油母页岩，矿渣，煤块等。锤式碎石机优点：1、破碎比大，破碎比通常决定着破碎段数，碎石机的破碎比大时，可减少破碎段数。锤式碎石机的破碎比可达1015。2、结构简单，装配紧凑，机体重量轻。3、产品粒度均匀，过粉碎少。4、生产能力大，电耗低5、结构紧凑、布局合理、安装方便、可维修性好，操作简便。6、节约工艺布局空间，尤其对水泥生产工艺布局的适应性极好。锤式碎石机缺点：锤头和篦条筛磨损快，检修和找平衡时间长，当破碎硬质物料，磨损更快；破碎粘湿物料时，易堵塞篦条筛缝，为此容易造成停机3（物料的含水量不应超过10%）。锤式碎石机的种类很多，根据结构特征的不同，可进行如下分类：按回转轴的数目分为单轴式和双轴式；按锤头的排数分为单排式和多排式；按转子的回转方向分为定向式和可逆式按锤头的装置方式不同，还可以分为固定锤式和活动锤式。固定锤式仅用于物料的细磨，使用较少。锤式破碎机是水泥、陶瓷、矿山和电力等行业广泛使用的破碎机械，锤头是其主要的易磨损件，经受冲刷磨损，长期以来多采用高锰钢制造。但由于破碎某些物料受到的冲击并不强烈，高锰钢具有的加工硬化性能不能充分得以发挥，因此高锰钢锤头表现出磨损快1、使用寿命短的弱点。近年来，我国铸冶工作者根据锤头使用的工况条件，提出了锤头应满足: (1)合适的硬度，以抵抗物料的磨损；(2)具有一定的韧性，以抵抗疲劳剥落和防止断裂，即要具有较好的强韧性和可靠性 2。基于以上认识，近年来我国冶铸工作者研究开发出了许多锤头用的新型抗磨铸钢和铸铁材料和复合铸造工艺，在实际使用中，这些锤头表现出了较高锰钢锤头优良的使用性能。粉碎(包括破碎和磨碎)是当代飞速发展的经济社会必不可少的一个工业环节。在各种金属、非金属、化工矿物原料及建筑材料的加工过程中，粉碎作业要消耗巨大的能量,而且又是个低效作业。物料粉碎过程中，由于作业中产生发声、发热、振动和摩擦等作用,使能源大量消耗。因而多年来界内人士一直在研究如何达到节能、高效地完成破碎和磨碎过程，从理论研究到创新设备(包括改造旧有的设备)直至改变生产工艺流程。综上所述，随着现代破碎理论的进一步完善和成熟，我国的破碎机械正朝着低功耗和高破碎比的方向发展，相信在21世纪，国内的破碎设备行业，能在未败之地。第二章 概述第一节 课题研究背景矿业是国民经济中的基础产业，它与国民经济的发展息息相关。矿物加工是矿业的一个非常重要的环节，它不但要为其他领域提供原材料，而且还要为自身的可持续发展提供机遇。粉碎是矿物加工中不可缺少的一种工艺过程。当今世界矿物加工领域中破碎、磨矿能耗约占整个选矿过程能耗的4O6O。据资料表明9O年代以来，世界上约12 的电能用于粉碎物料。破碎磨矿的节能降耗成了选矿领域降低成本，增加经济效益的重要手段之一。而破碎理论的成熟是破碎机实现节能降耗的先决条件，因而破碎设备的发展依赖于破碎理论的发展。随着研究的深入，人们不仅掌握了比较先进的破碎理论，还熟知了高功率的破碎作业，可以用来改善能源效率和降低生产成本。第二节 目前主要的破碎理论一、层压破碎理论和自冲击破碎理论(1).层压破碎理论: 上世纪80年代，人们在研究单颗粒破碎时发现，在空气中一次破碎的碎片撞击金属板时明显地产生二次破碎。一次破碎的碎片具有的动能占全部破碎能量的45%，如能充分利用二次破碎能量，则可提高破碎效率。也有人指出，较小的持续负荷比短时间的强大冲击，更有希望破碎物料，同时在对冲击力与挤压力对颗粒层的破碎效果进行研究后得出结论：静压粉碎效率为100%，单次冲击效率在35%4O%。为了节约能量，提高粉碎效率，应多用静压粉碎，少用冲击粉碎。如果使大批脆性物料颗粒受到50MPa以上的压力，就能够由“料层粉碎”节约出可观的能量。基于这两个认识形成了层压破碎理论，与传统的挤压破碎理论不同，传统的挤压破碎认为石料的破碎是基于单颗粒发生在颗粒与衬板之间。层压破碎认为石料颗粒的破碎不仅发生在颗粒与衬板之间，同时也大量发生在颗粒与颗粒之问。其特征是在破碎室的有效破碎段形成高密度的多个颗粒层，将充足的破碎功作用于石料颗粒群，在充分发挥层压破碎的同时，充分利用了石料破碎过程中所产生的强大碎片飞动能对相邻石料进行再破碎，获得极高的破碎率，即便是比较大的排料口问隙也能大量生产细粒产品。料层石料颗粒之间的相互挤压，实现了选择性破碎，使那些强度低的针、片石料在层压破碎中首先破碎，故能产生优粒形含量很高的石料产品(针片状含量15 )。颚式破碎机是在这一理论的指导下的应运而生的代表性破碎设备。 (2).自冲击破碎理论:自冲击破碎理论是上世纪80年代初，新西BARMAC公司的布赖恩巴特立和吉姆麦克唐纳提出的。与传统的冲击破碎方式不同的是：传统的冲击破碎机是靠旋转的板锤直接冲击石料，对石料破碎和给石料破碎所需动能，板锤在破碎石料的过程中自己也在快速消耗。而自冲击破碎则是石料与石料之间的冲击破碎，一部分石料通过高速旋转装置获得动能，与另一部分以瀑落而下的石料冲击破碎，在破碎腔内一部分石料形成自衬式工作部件，使机器本身不受磨损。石料自衬保护了易损零部件，而本身又是被破碎物料。石料在工作时实现了不断破碎一形成石衬与排料一再破碎的循环破碎、排料过程。破碎过程是一种选择性破碎，石料产品针片状含量可1O。自冲击破碎机由涡动破碎腔、进料分料装置、转子旋冲器、动力传动装置、机架等组成。石料通过给料装置进入转子中心，转子高速回转，中心石料受离心力作用而飞溅，像子弹一样，与另一部分以伞状瀑落方式分流而下，在和转子周围环形石料相碰击而产生第一次“石打石”自破碎，并共同飞溅到反击石衬环上而产生第二次“石打石”自破碎。设备内壁和转子出流喷射口侧壁在运转中自形成抛物紧贴自衬层，使设备部件无磨损。石料在相互打击后，又会在转子与壳体之间破碎腔内再次作回转弧的回流运动，而形成多次“石打石”自破碎。破碎过程中，在物料颗粒之间传递能量，可使激烈的冲击摩擦转变为温和的研磨。颗粒受到阻力，在消耗能量的同时被击碎，直到能量全部消耗掉为止，最后脱离破碎腔，经排料口排出。物料的破碎过程是物料颗粒之间的能量交换，从而提高了能量的利用率。自冲击破碎机最显著的特点主要表现在破碎发出在石料与石料之间，使设备的损耗大大降低，减少了维修了量，延长了设备的使用寿命。同时产品粒度等级不因机件的磨损而改变，破碎效率也保持恒定。破碎机的内部本身形成空气流通系统，因此它对周围的环境污染很小。由于细小的物料颗粒所具有的动能小，破碎的可能性也很小，从而可以避免过粉磨现象的产生。自冲击破碎机选择性破碎，可生产优形粒料，是一种高能量利用率设备。自冲击破碎机主要是用于路用碎石系统的三级或四级破碎，生产中、细碎石和砂，也可降低转子的速度而用于粗细石料的整形，以提高产品立方体颗粒含量。二、计算机辅助的软件电子计算机是现代科学技术发展的重大成就之一，现已普及应用到各个领域，以电子计算机为主要技术手段，将大大减轻科技人员的脑力劳动和体力劳动，甚至能够完成人力所不及的工作，从而促进科学技术和生产的发展。在机械制造领域中，随着市场经济的发展，用户对各类产品的质量，产品更新换代的速度，以及产品从设计、制造到投放市场的周期都提出了越来越高的要求。在当今高效益、高效率、高科技竞争的时代，要适应瞬息万变的市场要求，提到产品质量，缩短周期，就必须采用先进的制造技术。计算机技术与机械制造技术相互结合与参透，产生了计算机辅助设计与辅助制造这样一门综合性的应用技术，简称CAD/CAM。他具有高智力、知识密集、综合性强、效益高等特点，是当前世界上科技领域的前言课题。CAD/CAM技术的发展，不仅改变了人们设计、制造各种产品的常规的方式，有利于发挥设计人员的创造性，还将提高企业的管理水平和市场竞争能力。随着计算机技术的迅速发展，CAD/CAM技术在各个领域得到了广泛的应用，成为当代最杰出的工程技术成就之一。尤其在当前改革开放形式下，面临着日益激烈的市场竞争，如何提高本单位的应变和生存能力，参与国际合作，是摆在各个企业面前的尖锐问题。CAF/CAM技术从根本上改变了传统的设计、生产、组织模式，对于推动现有企业的技术改造、带动整个产业结构的变革、发展新兴技术、促进经济增长都具有十分重要的意义。因此，世界各国都把发展CAD/CAM技术作为他们的战略目标。我国把继续开展“CAD应用工程”作为“九五”期间的重点项目，并于1996年正式启动实施。同时，CAD/CAM技术作为CIMS的核心技术和高新技术产业的重要组成部分，它的发展与应用程度已成为衡量一个国家科技进步和工业现代化水平的重要标志之一。CAD/CAM技术从生产到现在，经历了形成、发展、提高和集成等阶段。我国的CAD/CAM技术的引进是从60年代开始的，最早起步于航空工业，最近几年发展很快，现已在机械、电子、建筑、汽车、服装等行业逐步进入实用阶段。一方面，直接引进一些国际水平的商品化软件投入实际应用，另一方面，很多研究单位自行开发CAD/CAM系统，有些已达到国家先进水平，进一步促进了CAD/CAM技术在我国的应用和发展。机械最优化设计，就是在给定的载荷或环境条件下，在对机械产品的性态、几何尺寸关系或其他因素的限制范围内，选取设计变量，建立目标函数并使其获得最优值的一种新的设计方法。设计变量、目标函数和约束条件这三者在设计空间的几何表示中构成的设计问题。当然，要建立能反映客观工程实际的，完善的数学模型并不是一件容易的事。另外如果所建立的数学模型的数学表达式过于复杂，涉及的因素很多，在计算撒谎能够也会出现困难。因此，要抓主要矛盾，尽量使问题合理有时也会改善优化结果。实践证明，最优化设计是保证产品具有良好的性能，减轻自重或体积，降低工程造价的一种有效设计方法。同时也可使设计者从大量烦琐和重复的工作中解脱出来，使之有更多的精力从事创造性的设计，并大大提高设计效率。近十年几来，最优化设计方法已陆续用到建筑结构、化工、冶金、铁路、航天航空、造船、机床、汽车、自动控制系统、电力系统以及电机、电器等工程设计领域，并取得了显著效果。其中在机械设计方面的应用虽尚处于早期阶段，但也已经取得了丰硕的成果。一般来说，对于工程设计问题，所涉及的因素越多，问题越复杂，最优化设计结果所取得的效益就越大。目标函数是以设计变量来表示设计所要追求的某种性能指标的解析表达式。通常，设计所要追求的性能指标较多，显然应以其中最重要的指标作为设计追求的目标，建立目标函数。这里我们按体积最小建立目标函数。设计变量是能影响设计质量或结果的可变参数。但如果将所有能影响设计质量的参数都列为设计变量，将使问题复杂化，而且也没有必要。因此，应对影响设计指标的所有参数进行分析、比较，从中选择对设计质量确有显著影响且能直接控制懂得独立参数作为设计变量，其他参数则作为常量来处理。在一个最优化设计问题中，设计变量太多，将使问题变得十分复杂：而设计变量太少，则设计的自由度少，不能求得最优化的结果。因此，应根据具体设计问题综合考虑这两个方面，合理地选取设计变量。目前通用减速器虽已有标准系列，但其参数的配合并不见得是最优的。而现在的优化方法都比较成熟，且有通用优化程序，只需编制目标函数和约束条件，用计算机进行优化计算就能在短时间内得到最佳设计结果。减速器优化的目标可以很多，但最小的体积可以节省材料、降低成本，且可满足许多特殊工况场合。目标函数取决于设计变量，而在很多实际问题中设计变量的取值范围是有限的或必须满足一定的条件。在最优化设计中这种对设计变量取值的限制条件，称为约束条件或设计约束，简称约束。约束的形式，可能是对某个或某组设计变量的直接限制，这时称为显约束；也可能是对某个或某组设计变量的间接限制，这时称为阴约束。另一种分类法是将设计约束分为边界约束和形态约束。从理论上说，有一个等式约束就有从优化过程中消取一个设计变量的机会，或降低一个设计自由度的机会。但消取过程在代数上有时会很复杂或难于实现，故并不能经常采用这种方法。不等式约束的概念对结构的最优化设计特别重要。例如，在仅有应力限制的问题中，若只规定等式约束，则所有的方法都将得出满应力设计，而这未必就是最小重量设计。因此，要得到最优点就必须允许设计中的所有应力约束并不都以等式形式出现，即应有不等式约束。选取设计变量、列出目标函数、给定约束条件后便可构造最优化设计的数学模型。建立数学模型是最优化过程中非常重要的一步，数学模型直接影响设计效果。对于复杂的问题，建立数学模型往往会遇到很多困难，有时甚至比求解更为复杂。这时要抓住关键因素，适当忽略不重要的成分，是问题合理简化，以易于列出数学模型。另外，对于复杂的最优化问题，可建立一个数学模型后由于不能求得最优化解而必须改变数学模型的形式。由次可见，在最优化设计工作中开展对数学模型的理论研究，十分重要。鉴于机械最优化设计问题多数于约束非线形规划问题。通常在选择最优化方法时，首先应明确数学模型的特点。例如问题的规模，目标函数及约束函数的性质以及计算精度等。这些特点是选择最优化方法的主要依据。选择最优化方法时，必须还要考虑它本身及其计算程序的特点。列如，该方法是否已有现成的程序可用；编制程序所要花费的代价；程序的通用性或普遍性，即能否用它来解多种类型的问题；解题规模；使用该程序的简便性及计算机执行该程序需要花费的时间和费用；程序的机动性；该方法的收敛速度、计算精度、稳定性及可靠性等。考虑到为形成和编写程序所需花费的代价较高，因此一般都应该选用以有现成程序中可用的最优化方法。如果不是为了研究最优化方法本身，或者不是为了取得某些规律和经验，则采用以有的形成程序或适当修改后就可用的现成程序，会大大节省时间。是否值得付出一定代价去遍制新程序取决于其经济效益。如果这个程序能带来明显的效益，例如他能求解整整一大类最优化设计问题，甚至能够成为最优化计算的通用程序库的一部分，则为形成该程序所花费的代价，将由程序本身的通用性所收到得补偿。无约束最优化方法最容易程序化，也最容易排除计算中所出现的故障。在约束最优化方法中，惩罚函数内点法的计算程序也是最简单的，但它需要有一个初始点。从程序本身来看，则各种惩罚函数方法通常是最省力的。有些方法可以拆成一些彼此独立的部分，从而可由几个人同时分别写出个部分程序，然后组合到一起。程序的通用性或普遍性，是指该程序能够用于求解其它问题的程度。他与编写各种最优化方法的程序时，都应尽可能地引进那些以有的卓有成效的子程序，或尽量使所编程序的某部分在别的场合也能使用。程序的使用简便性取决于：该方法所需要的初始数据的多少及将其输入计算机的工作量；在计算过程中是否需要进行调整以及为解释最后的输出结果所要花费的时间等。这些固然与程序本身有关，也与选择的最优化方法有关。例如惩罚函数内点法需要给出一个可行的初始点、惩罚参数的初始值及某个收敛准则；可行方向法要求有可行的初始点、约束面容差和其他一些参数等。如果可初始点极难给出，则应选用不许要这种可行的初始点的方法。在比较各种最优化方法时，计算机执行这些程序需要花费的时间和费用应受到较多的重视，计算效率或收敛速度应是一项主要考虑的因素，这些可统称为程序的有效性。用随机试验法在中型计算机上即使计算一个中小型问题也得耗去1-2个小时的时间。对于这种中小型问题，采用随机方向探索较适宜，其计算精度虽不及其他方法好，但对于一般实际工程问题已足够了，另外，从程序的使用简便性来说也是好的，但要先找出一个可行的初始点。对于具有明确分析公式而且变量个数适中的设计问题来说，惩罚函数法较好，而其中内点法又是最有效的。如果是应用近似分析法的话，内点法更是特别有用。对于具有线性约束的非线性规划问题，使用梯度投影法效果最好。对于容易求导的问题，某些可行方向法可能是最有效的；对于不易求导的问题，采用惩罚函数法与另一种不需要计算梯度的无约束最优化方法相结合的方法，或许是最适宜的。对于目标函数和约束函数比较复杂的问题，某些可行方向法可能是最有效的；对于不易求导的问题，采用惩罚函数法与另一种不需要计算梯度的无约束最优化方法相结合的方法，或许是最适宜的。对于目标函数和约束函数比较复杂的问题，应尽量选用不需要计算函数梯度的方法和迭代过程中调用函数值次数少的方法，如随机方向探索法。但当目标函数和约束函数为高度非线性（严重扭曲）时，则应选用稳定性较好的方法，例如变尺度BFGS法与惩罚函数内点法相结合的方法。所谓稳定性好的方法是指当遇到高度非线性函数时，不会因计算机字长的截断误差和方法的精度误差而影响迭代过程，中断计算。对于目标函数的一阶导数不连续的问题，采用Powll法与惩罚函数内点法相结合的方法比较有效。从可靠性来看，直接解法和内点法比较好。可靠性是衡量解题成功的比率。所谓可靠性好的方法，是指它在各种条件下都能求得最优解。内点法也可以取得较高的精确度，但也要事先找到一个可行的初始点。如果取得可行的初始点很苦难，则可改用外点法。但当惩罚因子时，惩罚函数靠近边界处的几何形状会越来越抖，给数值计算带来实质性的困难。为了克服这个缺点，增广拉格朗日乘子法对惩罚函数法的改进是成功的，它在收敛速度和数值稳定性方面又比一般的惩罚函数法优越。作为实际最优化工具，使用不包括拉格朗日乘子的SUMT法已成为过时。对于多变量多约束条件的大型问题，采用可行方法比较有效，当然其程序是复杂的。从程序的机动性来考虑，应当说惩罚函数法与不用梯度的无约束最优化方法相结合的方法是最好的。因为在这类方法中，能较容易地修改目标函数或约束条件，加进或减去一些约束，甚至把问题中的各个部分的地位进行交换。而那些直接方法或者是和用到梯度的无约束最优化方法结合起来的惩罚函数方法，则就很难作出这样一些变更了。不言而喻，所谓程序的机动性，是指它可以如上述用多种办法来求解，或改进一个特定设计问题的能力。第三节 几种常见破碎机的介绍一、锤式破碎机物料的破碎是许多行业(如冶金、矿山、建材、化工、陶瓷筑路等)产品生产中不可缺少的工艺过程。现有的破碎机有：颚式破碎机、圆锥破碎机、冲击式破碎机和辊式破碎机1。反击式破碎机和锤式破碎机都属于以冲击作用为主来破碎脆性物料的机器，故常被称为冲击式破碎机。作为冲击式破碎机的一种，锤式破碎机与以挤压作用为主的破碎机，如颚式、圆锥和辊式破碎机等相比，结构简单、造价低廉、破碎比大，产品颗粒好，设备重量轻等诸多优点在各行业中被广泛使用，特别是随着建材行业的发展，锤式破碎机无论是从结构上，还是在材质上都进行了较大的改进。锤式破碎机的主要工作部件为带有锤子（又称锤头）的转子。转子由主轴、圆盘、销轴和锤子组成。电动机带动转子在破碎腔内高速旋转。物料自上部进料口送入机身内，受高速运动的锤子的打击、冲击、剪切、研磨作用而粉碎。在转子下部，设有筛板、粉碎物料中小于筛孔尺寸的粒级物料通过筛板排出，大于筛孔尺寸的粗粒级物料阻留在筛板上继续受到锤子的打击和研磨， 最后通过筛板排出机外。锤式破碎机适用于破碎各种脆性材料的矿物。被破碎物料为煤、盐、白亚、石膏、明矾、砖、瓦、石灰石等。其物料的抗压强度不超过100兆帕，湿度不大于15%。冲击式破碎机是采用冲击原理来破碎物料的，其打击件，如：锤头、板锤、反击板等，在使用中磨损甚快，转子是锤式破碎机的主要工作部件，主轴是支承转子的重要零件，它承受较大的循环冲击力，因此要求主轴具有较高的强度和韧性，并选配可承受较重冲击负荷的轴承。这种缺陷，在相当长时期内，限制冲击式破碎机的适用范围，只能用于中硬物料的破碎。二、颚式破碎机 (1)新型颚式破碎机 1858年，埃里一布雷克(E1Blake)取得专利权，制造双肘板颚式破碎机，现在最常用的颚式破碎机是布雷克的颚式破碎机和更近代制造的单肘板颚式破碎机。颚式破碎机最大的弱点之一，是它们在一个工作循环内只有一半时间进行工作。80年代以来，我国颚式破碎机的研制与改进取得了一定成果，如我国破碎专家王宏勋教授和他的学生丁培洪硕士引用了“动态啮角”的概念，开发GJE系列深腔颚式破碎机，当时在国内引起一定的轰动。该机与同种规格破碎机相比，在相同工况条件下，处理能力可提高2O25 ，齿板寿命可提高12倍。该机采用负支撑零悬挂，具有双曲面腔型第二代G 250400负支撑在第一代的基础上进行了全面改进，增大了破碎比，降低了产品粒度，最大给料粒度为220 mm，产量516 th，排料口调整范围为1040 mm，给料抗压强度2.00查得单根V带的普通额定功率为28.32kw。根据皮带带型E,小轮转速,传动比i2.00查得单根胶带传递功率增量（2）确定带的根数查表9-11 已知包角为144，则包角系数=0.91查表9-13 已知带长为5600mm，则长度系数=0.95则因破碎机为高负荷的设备，取大值，选用7条皮带。对于Z型带来讲，最多允许装9条V型带，由此可见，上述皮带条数选择合理。8.单根皮带的预紧力9.作用在轴上的力有效圆周力此圆周力，即是用来打击石块的力。V带设计截面尺寸：通过以上一系列计算选用的带型为E型 取V带节宽 顶宽 高度mm， 截面面积楔角V带设计截面尺寸 如图322所示： 如图 v带设计截面尺寸三、 V带轮的设计V带轮的设计，应使其重量轻，质量分布均匀以减少带轮的转动不平衡。本设计的传动速度为22m/s，小于25m/s，选用材料HT150。带轮由轮毂、轮辐和轮缘三部分组成，其中轮槽的夹角比V带的横截面的梯形夹角小，这是考虑到皮带张紧后带产生的横向收缩变形。轮辐部分由实心，辐板（孔板）和椭圆三种结构。对其设计，参阅了机械工业出版社 吴余泽主编的机械设计师手册。2002查表12-20 V带轮轮缘尺寸（基准宽度制）基准宽度bd=32.0基准线上槽深=9.6基准线下槽深=23.4槽间距e=44.50.7第一槽对称面至端面的最小距离=28最小轮缘厚B=(Z-1)e=2f外径da=轮槽角，因为选择的是Z型带，且da600，故取轮槽角为38。参考化学工业出版社，成大先主编的机械设计手册查表5-1-11 旋转电机圆柱形轴伸（GB/T756-1990）取其D=160180,轴伸取长系列E=300键槽基本尺寸，即槽宽度F=40，取较紧连接时其极限偏差槽G值为147，极限偏差为。带轮外径的选择对小带轮而言，其对应的外径为+9.2=729.2对大轮而言，其对应的外径为+9.2=919.2根据表12122 V带轮的结构形式和辐板的厚度因为选的是E型皮带，且两轮的直径，则小轮和大论皆需采用六椭圆辐轮结构。且其对应的相互数据结构如下图所示: 查表5-1-13 圆柱形轴伸（GB/1569-1990）V设计的尺寸与结构如图323：图 v带设计的尺寸与结构四、惯性轮的设计名为惯性轮，其实质却是利用了转动惯量。功能：即在主轴上加装较重的轮，当轮转动起来后，因质量较大，转动惯量大，转动不易停止，可以驱动主轴持续前进一段时间。惯性轮的设计结构如下图所示:第二节 转子部件的设计在设计破碎机的过程中，最主要的工作就是对转子主轴的计算和校核，具体来说就是对主轴和销轴的设计和刚度校核，主轴的设计效果将直接决定设备的使用性能及使用寿命。接下来就是对其轴和销在要求下的设计计算和校核。要设计轴就要先把轴的受力和具体工作搞清楚。首先从设计其腔体结构开始。按照此设计的要求是设计型号为PC-1216的大型锤式破碎机，这要求所设计的腔体转子的直径是1200mm，转子的长度是1600mm。通常转子的直径D与给料尺寸之比为1.25，大型破碎机取较小值，这里取2，进料粒度最大为500mm，符合腔体的设计要求。转子的直径长度取1600mm。一般转子的长度视破碎的生产能力而定，一般取转子直径与长度之比为D/L=0.72.物料的抗冲击力较大时，应选取较大的比值。很明显在要求中转子的直径与长度符合一般设计的惯例，可以进行设计，来满足市场的要求。一、转子主轴的设计计算及校核轴是组成机器的重要零件之一。用于支承作回转运动或摆动的零件来实现其回转或摆动，使其有确定的工作位置。本文所设计的大型破碎机装置中，轴的作用主要是带动锤头高速旋转，把石料击碎。结构设计：主轴的结构应从它的功用性进行分析，它必须同时满足工作时的技术要求。因此，在设计结构时，要考虑到大小、长度、键槽等各个要素。轴的结构设计是根据轴上零件的安装、定位、固定和轴的制造工艺性等方面的要求，合理地确定轴的结构形式和结构尺寸，包括轴各段的长度和轴经的确定，以保证轴的工作能力和轴上零件工作的可靠性。在设计轴之前应先完成轴上零件的主要参数和结构设计，并进行受力分析。由于轴上零件的轮毂尺寸和轴承尺寸需根据轴径来定，而计算轴径所需的受力点和支点位置又与轴上零件和轴承尺寸位置有关。因此，轴的设计过程常常是先估算轴径，再进行轴的结构草图设计，然后进行轴的强度计算。根据高等教育出版社 刘鸿文主编的材料力学第4版先假设轴的最小处直径为1200mm，从电动机提供的功率中得知，其提供的有效圆周力为8.2KN,即要求轴的这一直径需满足扭转应力及弯曲应力对材料的刚度要求。（1）对轴扭转强度的校核计算外力偶距 轴的抗扭截面系数将原先设定好的最小直径1200mm，带入校核公式，已知轴的材料选用号钢轴，且其扭转许用应力。即轴的扭转许用压力可知，原先假定的轴的最小直径满足扭转应力对材料的要求。（2）对轴弯矩的校核对轴弯矩的校核，首先要找到其最大扭矩所在的位置，具体受力示意图如下表示皮带轮提供的拉力表示惯性论提供的惯性力,分别为轴承承受的载荷锤头给轴带来的军均布载荷从图总不难看出，受弯矩最大的地方应该是皮带轮的连接位置，且那个地方的轴直径最小，所以只需校核此处的弯矩即可。已知轴的材料选用号钢轴，且其弯曲许用应力。先计算其扭矩轴的抗弯截面系数。弯曲应力校核由此可见，所选轴满足扭转和弯曲对轴材料的刚度要求，可以使用。二、对销轴的圆盘和锤头设计和校核销在实际的工作中，结构上起到了将锤头连接在锤盘上的作用，从其受力分析上讲，其主要受到在破碎的打击过程中，受到了锤头与物料之间的相互挤压，即对于销轴的校核，主要是对其挤压强度的校核，在对销轴校核的过程中，可以进一步来校核锤头及圆盘的厚度是否能达到其对材料挤压强度的要求。首先锤头的受力是通过电动机提供的有效圆周力8200N来平衡的。此设计共有9排锤头，每排安装有4个锤头，即一共有36个锤头来平分其挤压力。则分配到每个锤头上的挤压力为228N。销轴的材料也是选用45#号钢材，且其挤压许用应力则由此可见，原先设定的销轴直径可以满足要求，进一步推算，锤头与销轴的接触面积与销轴的受力面积相当，同样可以满足其对材料的要求，可以使用。销轴和圆盘的示意图如由此可见，原先设定的销轴直径可以满足要求，进一步推算，锤头与销轴的接触面积与销轴的受力面积相当，同样可以满足其对材料的要求，可以使用。销轴和圆盘的示意图如 下：锤头质量的确定锤式破碎机的工作原理主要是通过锤头的运转高速在瞬间的打击下来实现对物料的破碎的，锤头的质量将在很大的程度上决定其在工作过程中的生产能力。 根据动量守恒定律，锤头打击物料后，必然会产生速度损失，锤头打击物料的允许速度损失，随破碎机规则大小而定。一般允许速度损失为40%60% 即 锤头打击前圆周线度 m/s锤头打击后周线度 m/s若锤头物料是塑性，且设物料碰撞前的速度为零，则根据动量理论动量相等的原理可得m锤头折算到打击中心的质量 kgQ 最大物料块的质量 kg将带入上式得m=（0.71.5）Q 这里取m=Q在这里m仅仅是锤头打击质量，锤头的实际质量应根据打击质量的转动惯量和锤头的转动惯量相等的条件进行质量代换r 锤头打击中心到悬挂点的距离，m锤头重心到悬挂点的距离 m根据动量定理F锤头作用在物料上的打击力 N t锤头打击物料的时间。一般取t=0.0010.0015s，这里取0.001s。物料一般是脆性的，当其受力达到强度的极限时就开始破坏，就要所受的外力超过它本身的内聚力就会破坏物料的抗压强度 paA 物料垂直于外力方向的断面积，在实际的破碎过程中，大多数物料是各向异性，且物料的形状不规则，锤头打击过程又不可能是面接触，故破坏物料所需的力，把前面提到的公式 代入即 修正系数。=0.210.28.这里取=0.25.将=0.25. pa t=0.001s设物料形状为正方体，则其边长为500mm则kgkg锤头的重量会平均到每个锤头上，设计共有9排锤头，每排有四个锤头，则每个锤头平均重量为35kg，这对于后来求解销轴的直径很重要。2）锤轴中心与打击中心距离的确定由于锤式碎石机的锤头是铰接悬挂在转子的销轴上,若锤轴孔位置不正确,则在锤头销轴上会产生打击反作用力,从而影响锤式碎石机的使用寿命，锤轴孔位置确定公式 L = a - x 式中a 锤头长度,cm； b 锤头宽度,cm； d 锤头销轴孔的直径,cm。初定锤头的总长为360mm，锤头的宽度为160mm，锤头销孔的直径为80mm，将以上数据代入计算，则有L=360-108=252mm三、轴承的选择轴承是一个支承轴的零件，它可以引导轴的旋转，也可以承受轴上空转的零件，轴承可分为滚动轴承和滑动轴承，一般说的轴承指的是滚动轴承。以滑动轴承为基础发展起来的滚动轴承，其工作原理是以滚动摩擦代替滑动摩擦，一般由两个套圈，一组滚动体和一个保持架所组成的通用性很强、标准化、系列化程度很高的机械基础件。由于各种机械有着不同的工作条件，对滚动轴承在负荷能力、结构和使用性能等方面都提出了各种不同要求。为此，滚动轴承需有各式各样的结构。但是，最基本的结构是由内圈、外圈、滚动体和保持架所组成。滚动轴承与滑动轴承相比,具有下列优点:（1）滚动轴承的摩擦系数比滑动轴承小,传动效率高。一般滑动轴承的摩擦系数为0.08-0.12,而滚动轴承的摩擦系数仅为0.001-0.005；（2）滚动轴承已实现标准化、系列化、通用化,适于大批量生产和供应，使用和维修十分方便；（3）滚动轴承用轴承钢制造,并经过热处理,因此,滚动轴承不仅具有较高的机械性能和较长的使用寿命,而且可以节省制造滑动轴承所用的价格较为昂贵的有色金属；（4）滚动轴承内部间隙很小,各零件的加工精度较高,因此,运转精度较高。同时,可以通过预加负荷的方法使轴承的刚性增加。这对于精密机械是非常重要的；（5）某些滚动轴承可同时承受径向负荷和轴向负荷,因此,可以简化轴承支座的结构；（6）由于滚动轴承传动效率高,发热量少,因此,可以减少润滑油的消耗,润滑维护较为省事；（7）滚动轴承可以方便地应用于空间任何方位的铀上。但是,一切事物都是一分为二的,滚动轴承也有一定的缺点,主要是：（8）滚动轴承承受负荷的能力比同样体积的滑动轴承小得多,因此,滚动轴承的径向尺寸大。所以,在承受大负荷的场合和要求径向尺寸小、结构要求紧凑的场合如内燃机曲轴轴承,多采用滑动轴承；（9）滚动轴承振动和噪声较大,特别是在使用后期尤为显著,因此,对精密度要求很高、又不许有振动的场合,滚动轴承难于胜任,一般选用滑动轴承的效果更佳；（10）滚动轴承对金属屑等异物特别敏感,轴承内一旦进入异物,就会产生断续地较大振动和噪声,亦会引起早期损坏。此外,滚动轴承因金属夹杂质等也易发生早期损坏的可能性。即使不发生早期损坏,滚动轴承的寿命也有一定的限度。总之,滚动轴承的寿命较滑动轴承短些。可是,滚动轴承与滑动轴承相比较,各有优缺点,各占有一定的适用场合,因此,两者不能完全互相取代,并且各自向一定的方向发展,扩大自己的领域。但是,由于滚动轴承的突出优点,颇有后来者居上的趋势。目前,滚动轴承已发展成为机械的主要支承型式,应用愈来愈广泛。功用：滚动轴承是用于支撑轴颈的部件，也可用于支撑轴上的回转零件。滚动轴承选择：由于滚动轴承是标准件，在选择滚动轴承时必须了解轴承的工作载荷的（大小、性质、方向转速）以及其它使用要求，由于在设计中主要承受的是径向载荷，在轴向上的载荷很小，在考虑到经济，使用的范围上，故选用深沟球轴承。根据 北京出版社 鲁车主编的使用轴承手册 1993.9根据轴按章轴承部分的外径为140mm， 查表5-1可以选择型号为1000828号的圆柱磙子轴承。所选的轴承为（8）系列，其数据公式如下：d=140mm D=175mm B=18mm （在这里取3，具体会在以后的 表中查得） 球的数目套圈槽子半径其具体如下图其中该轴承的内径d=140mm，外径D=175mm，宽度B=18mm，圆角查表9-1-4 配合表面圆角半径和倒角尺寸（GB6043-86）已知安装轴承的尺寸的直径为140mm，属于120mm180mm的范围，则配合的表面的圆角R1为3.0mm.则需要轴的倒角更大一点，如下图示查表9-1-12 圆柱形轴伸公称直径为120mm的轴，长系列对应的长度为210mm,极限偏差为210mm 。四、轴承端盖的设计轴承端盖的作用：1、轴承外圈的轴向定位；2、防尘和密封，除它本身可以防尘和密封外，它常和密封件配合以达到密封的作用。主要支撑，保护轴承以及防尘 ，端盖与轴承紧密 ，这样轴承才不会走外圆 ，以此达到保护轴承的作用。 由于轴承盖不是标准件，所以在设计的时候可以根据轴承的大小来确定轴承盖的尺寸，在设计中，我采用凸缘式轴承盖，轴承盖的具体尺寸计算如下:由于轴承的外径是175，根据查高等教育出版社 清华大学 吴宗泽 北京大学 罗圣国 主编的机械设计课程设计手册 第3版 查表 11-10 凸缘式轴承机械设计手册，当150230时，螺钉直径，这里选16mm ，螺钉数为6个。所以就有： 凸缘式轴承盖的结构=172mm由结构确定，在设计中取13.5凸缘式轴承盖的结构如图37所示：第三节 零件的紧固和配合根据煤矿工业出版社 江耕华 胡来瑢 陈启松主编的机械传动手册 设计键联接时，通常被联接零件材料的构造和尺寸已初步确定，根据轮毂与轴联接时的特点，来选择键的类型和尺寸，然后对其做强度校核。键联接的计算键联接的主要是失效形式为工作面被压溃（静联接），和磨损（动联接）以及键被剪断。本设计涉及到的键都是平键联接，平键按工作表面抗挤压强度条件的校核公式为T 传递的转矩d轴径 mmh键的工作高度 mmb键宽 m在计算之前需要确定键的类型及尺寸大小查表9-1-16 平键和键槽的剖面尺寸（GB1095-79）对大轮而言，其公称直径为120mm，在110130的范围之内，查得其键的尺寸因破碎机为冲击较大的设备，故采取较紧的配合（P9），其对应的公差为。轴槽深度t= 毂深度。对圆盘而言，其公称直径在150170mm的范围之内，查得其键的尺寸因破碎机为冲击较大的设备，故采取较紧的配合，其对应的公差为。轴槽深度t= 毂深度。其示意图如下查表9-1-17 普通平键的形式尺寸（GB1069-79）选择B型的平键其示意图如下查得大轮宽b的的极限偏差为大轮高h的的极限偏差为查得圆盘对应平键宽b的的极限偏差为圆盘对应平键高h的的极限偏差为查表 9-1-18 导向平键的形式尺寸（GB109779）此表是根据键的长宽高来共同作用决定一些设计中用的到数据的在表中我们选择大轮所对应的键长为 对于平键，现阶段还没有设计中涉及长度的平键，需要将几种平键配合使用，以满足设计的要求。在这里我们选择3个长为400mm的平键和1个360mm的平键来设计，鉴于平键长度的不一样，涉及到平键上螺母及螺钉位置的不同，在这里将分别将两种平键的数据进行说明。其结构示意图如下所示：在表中根据键的尺寸可以确定以下参数 螺钉下边有三种相对比较长的导向键供选择 为了减少导向键的类型，选择四个长为400mm的导向键进行配合，从而进一步调整轴的尺寸。第四节 生产能力计算及漏条的设计当石料破碎后，会经过漏条从出料口将加工好的石料排出，漏条是用来近控制所加工石料大小的，因为设计要求是出料口石料的粒度mm，且漏条的设计直接影响到设备的生产能力。-经查相关的资料，可通过以下公式来计算设备的生产能力。Q锤式破碎机的生产能力，t/h排料筛条的缝隙个数L筛条格的长度，m筛条的缝隙长度，md排料粒度，mk矿石松散及物料不均匀系数，一般取k=0.0150.07，小型破碎机取小值，大型破碎机取大值。在这里取0.05.转子圆周方向的锤子排数，取36.这里选4.n转子转数，r/min物料密度。在这里要求的产量是，所以用不着该参数，且计算公式以第二个为合适。已知任务书中要求的产量为，及要求我们所设定的筛条满足此生产能力范围即可。已知d=0.05m n=477 k=0.05 =4 先假定=16 L=0.1m =0.5m 则有 以上对筛条的设定满足生产能力要求，可以使用。具体示意图如下因此，设计漏条具体尺寸如下图38 所示第五节 箱体的设计一、衬板的设计功能：当破碎石料时，石料会与箱体发生碰撞。衬板对箱体起来保护做用，长时的的使用会使衬板磨损，衬板以螺钉方式安装在箱体内壁上，放便更换损毁的零件。衬板设计图如所示：1.顶衬板的示意图 箱体内衬板结构2.侧衬板示意图3.圆弧衬板示意图二、对箱体尺寸的设计一些重要尺寸的确定给料口宽度和长度锤式碎石机的给料口宽度大于3dmax，dmax表示最大给矿块的尺寸。给料口长度与转子长度相同。设计要求最大进口物料粒度为500mm，也就是要求进口的宽度大于1500mm，进料口的长度为1600mm，具体尺寸如下图所示 在实际的设计中考虑到，由于岩石进入进入箱内的不均匀性，如果进口太大将会导致物料的堆积，造成破碎机压力增大甚至损坏的情况，加之美观等各方面的因素考虑，将进口的宽度降至1000mm。即实际设计的进口的长宽为1600mm 1000mm。卸料口尺寸锤式碎石机的卸料口尺寸由篦条间隙来控制，在筛板得设计中就有结论，这里不再介绍，总体箱体尺
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