畢業(yè)設計---單轉(zhuǎn)子式錘式破碎機工作執(zhí)行系統(tǒng)設計

1、<p>　　畢業(yè)設計（論文）資料</p><p>　　行系統(tǒng)設計 </p><p>　　本科生畢業(yè)設計說明書</p><p>　　單轉(zhuǎn)子式錘式破碎機工作執(zhí)行系統(tǒng)設計</p><p>　設計（論文）題目： 單轉(zhuǎn)子式錘式破碎機工作執(zhí) </

2、p><p><b>　　摘 要</b></p><p>　　錘式破碎機應用于建筑、礦業(yè)、化工業(yè)等行業(yè)。本課題在完成總體的設計方案以后，對轉(zhuǎn)子、主軸、錘頭、箱體和錘架進行參數(shù)設計和結構設計，并對主軸進行強度校核，還使用pro/e軟件進行建模。設計中對傳統(tǒng)的打擊板和錘頭進行了創(chuàng)新，打擊板開有出料孔，增加排料面積，提高了成品率，降低能耗；錘頭為組合式的，接觸面為圓弧形，方便安

3、裝，節(jié)約材料。改進設計出的錘式破碎機將會有很好的發(fā)展前景。</p><p>　　關鍵詞：錘式破碎機 組合式錘頭 打擊板</p><p><b>　　ABSTRACT</b></p><p>　　Hammer crusher uses in construction, mining, chemical and other industri

4、es. After completing the overall design,the subject design the parameters and structure of the rotor, spindle, hammer, hammer rack cabinet, and check the strength axis, also using pro/e software model. In designing ,the

5、traditional impeller bar and hammer are innovated. Impeller bar open with a discharge hole to increase the nesting area, increase yield and reduce energy consumption. Hammer is the combination and the contact</p>

6、<p>　　Keywords: Hammer crusher, Combination Hammer, impeller bar.</p><p><b>　　目 錄</b></p><p><b>　　摘 要I</b></p><p>　　ABSTRACTII</p><p>&

7、lt;b>　　第1章 前言1</b></p><p>　　1.1破碎機和錘式破碎機的類型1</p><p>　　1.1.1 破碎機的類型1</p><p>　　1.1.2 錘式破碎機的類型1</p><p>　　1.2 錘式破碎機的優(yōu)缺點1</p><p>　　1.2.1 錘式破碎機的優(yōu)點

8、1</p><p>　　1.2.2 錘式破碎機的缺點1</p><p>　　1.3 錘式破碎機的規(guī)格和型號2</p><p>　　1.4錘式破碎機的破碎實質(zhì)2</p><p>　　1.4.1破碎機的目的和意義2</p><p>　　1.4.2礦石的力學性能與錘式破碎機的選擇2</p><

9、p>　　1.4.3礦石的力學性能與錘式破碎機的選擇3</p><p>　　1.4.4破碎過程的實質(zhì)3</p><p>　　第 2 章 單轉(zhuǎn)子錘式破碎機的工作原理及結構分析5</p><p>　　2.1 單轉(zhuǎn)子錘式破碎機的工作原理5</p><p>　　2.2 單轉(zhuǎn)子錘式破碎機的結構分析5</p><p&g

10、t;　　第 3 章 單轉(zhuǎn)子錘式破碎機主要參數(shù)計算10</p><p>　　3.1錘式破碎機的轉(zhuǎn)子的參數(shù)計算10</p><p>　　3.1.1 轉(zhuǎn)子直徑10</p><p>　　3.1.2 轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)速10</p><p>　　3.1.3 轉(zhuǎn)子長度設計10</p><p>　　3.1.4 錘頭質(zhì)量的計算：11

11、</p><p>　　3.1.5 電機功率的計算12</p><p>　　3.1.6 給料口的寬度和長度12</p><p>　　第4章 單轉(zhuǎn)子式錘式破碎機的主要零件結構設計13</p><p>　　4.1垂頭設計與計算13</p><p>　　4.1.1錘頭的形狀確定13</p><p&

12、gt;　　4.2錘架的結構設計與計算16</p><p>　　4.3主軸的設計與強度計算17</p><p>　　4.3.1軸的材料的選擇17</p><p>　　4.3.2軸的最小直徑和長度的估算17</p><p>　　4.3.3軸的結構設計18</p><p>　　4.3.4軸的彎扭合成強度計算20&

13、lt;/p><p>　　4.4軸承的選擇23</p><p>　　4.4.1 材料的選擇23</p><p>　　4.4.2 軸承類型的選擇23</p><p>　　4.4.3 軸承的游動和軸向位移24</p><p>　　4.4.4 軸承的安裝和拆卸24</p><p>　　4.4.5

14、滾動軸承的潤滑24</p><p>　　4.5 傳動方式的選擇與計算25</p><p>　　4.5 大帶輪的結構設計27</p><p>　　4.6 箱體的結構設計27</p><p>　　4.7 打擊板的結構設計29</p><p>　　第 5 章 單轉(zhuǎn)子錘式破碎機的安裝30</p>&l

15、t;p>　　5.1 轉(zhuǎn)子的組裝30</p><p>　　5.2 篩架的組裝31</p><p>　　5.2.1 篩架調(diào)節(jié)裝置設計32</p><p>　　5.3 打擊板的安裝33</p><p><b>　　結論35</b></p><p><b>　　參考文獻36&l

16、t;/b></p><p><b>　　致謝37</b></p><p>　　附錄1……………………………………………………………………….…38</p><p><b>　　第1章 前言</b></p><p>　　1.1破碎機和錘式破碎機的類型</p><p>

17、　　1.1.1 破碎機的類型</p><p>　?、拧雌扑樽鳂I(yè)的粒度要求分為：粗碎破碎機、中碎破碎機、細碎破碎機。</p><p>　?、?、按結構和工作原理分為：顎式破碎機、旋回破碎機、圓錐破碎機、錕式破碎機、錘式破碎機、反擊式破碎機。</p><p>　　1.1.2 錘式破碎機的類型</p><p>　?、拧椿剞D(zhuǎn)軸數(shù)分為：單轉(zhuǎn)子和雙轉(zhuǎn)子

18、。</p><p>　　⑵、按轉(zhuǎn)子的回轉(zhuǎn)方向分：不可逆式和可逆式。</p><p>　?、?、按錘頭的排列方式分：單排式和多排式。</p><p>　　⑷、按錘頭在轉(zhuǎn)子上的連接方式：固定錘式和活動錘式。</p><p>　　1.2 錘式破碎機的優(yōu)缺點</p><p>　　1.2.1 錘式破碎機的優(yōu)點</p>

19、<p>　　⑴、構造簡單、尺寸緊湊、自重較小，單位產(chǎn)品的功率消耗小。</p><p>　?、?、生產(chǎn)率高，破碎比大（單轉(zhuǎn)子式的破碎比可達i=10～15）,產(chǎn)品的粒度小而均勻，成立方體，過度破碎現(xiàn)象少。</p><p>　?、恰⒐ぷ鬟B續(xù)可靠，維護修理方便。易損零部件容易檢修和拆換。</p><p>　　1.2.2 錘式破碎機的缺點</p>&l

20、t;p>　?、?、主要工作部件，如：錘頭、蓖條、襯板、轉(zhuǎn)子、圓盤等磨損較快，尤其工作對象十分堅硬時，磨損更快。</p><p>　?、啤⑵扑榍恢新淙氩灰灼扑榈慕饘賶K時，易發(fā)生事故。</p><p>　　⑶、含水量﹥12%的物料，或較多的粘土，出料篦條易堵塞使生產(chǎn)率下降，并增大能量損耗，以至加快了易損零部件的磨損。</p><p>　　1.3 錘式破碎機的規(guī)格和型

21、號</p><p>　　錘式破碎機的規(guī)格用轉(zhuǎn)子的直徑D和長度L來表示，如ф1000mm×1200mm的錘式破碎機，表示轉(zhuǎn)子的直徑D=1000mm，轉(zhuǎn)子的長度L=1200mm。常見的型號有：</p><p>　　不可逆式的：ф800mm×600mm，ф1000mm×800mm，ф1300mm×1600mm，ф1600mm×1600mm，ф20

22、00mm×1200mm。</p><p>　　可逆式的：ф1430mm×1000mm，ф1000mm×1000mm。</p><p>　　1.4錘式破碎機的破碎實質(zhì)</p><p>　　1.4.1破碎機的目的和意義</p><p><b>　　1.4.1.1目的</b></p>

23、<p>　　在冶金、礦山、化工、水泥等工業(yè)部門，每年都有大量的原料和再利用的廢料都需要用破碎機進行加工處理，如在選礦廠，為使礦石中的有用礦物達到單體分離，就需要用破碎機將原礦破碎到磨礦工藝所要求的粒度。磨機再將破碎機提供的原料磨至有用礦物單體分離的粒度。再如在水泥廠，須將原料破碎，以便燒成熟料，然后在將熟料用磨機磨成水泥。另外，在建筑和筑路業(yè)，需要用破碎機械將原料破碎到下一步作業(yè)要求的粒度。在煉焦廠、燒結廠、陶瓷廠、玻璃工業(yè)

24、、粉末冶金等部門，須用破碎機械將原料破碎到下一步作業(yè)要求的粒度。</p><p><b>　　1.4.1.2意義</b></p><p>　　在化工、電力部門，破碎粉磨機械將原料破碎，粉磨，增加了物料的表面積，為縮短物料的化學反應的時間創(chuàng)造有利條件。隨著工業(yè)的迅速發(fā)展和資源的迅速減小，各部門生產(chǎn)中廢料的再利用是很重要的，這些廢料的再加工處理需用破碎機械進行破碎。因此，

25、破碎機械在許多部門起著重要作用。</p><p>　　1.4.2礦石的力學性能與錘式破碎機的選擇</p><p>　　礦石都由許多礦物組成，各礦物的物理機械性能相差很大，故當破碎機的施力方式與礦石性質(zhì)相適應時，才會有好的破碎效果。對硬礦石，采用折斷配合沖擊來破碎比較合適，若用研磨粉碎，機件將遭受嚴重磨損。對于脆性礦石，采用劈裂和彎折破碎較有利，若用研磨粉碎，則產(chǎn)品中細粉會增多。對于韌性及粘

26、性很大的礦石。采用磨碎較好。</p><p>　　常見的軟礦石有：煤、方鉛礦、無煙煤等，它的抗壓強度是2～4Mpa,最大也不超過40Mpa。普式硬度系數(shù)一般為2～4，再如一些中硬礦石：花崗巖、純褐鐵礦、大理石等，抗壓強度是120～150Mpa，普式硬度系數(shù)一般為12～15，還有硬礦石、極硬礦石，普式硬度系數(shù)一般為15～20。</p><p>　　可根據(jù)礦物的物理機械性能、礦塊的形狀和所要求

27、的產(chǎn)品粒度來選擇破碎施力方式，以及與該破碎施力方式相應的破碎機械。</p><p>　　1.4.3礦石的力學性能與錘式破碎機的選擇</p><p>　　礦石都由許多礦物組成，各礦物的物理機械性能相差很大，故當破碎機的施力方式與礦石性質(zhì)相適應時，才會有好的破碎效果。對硬礦石，采用折斷配合沖擊來破碎比較合適，若用研磨粉碎，機件將遭受嚴重磨損。對于脆性礦石，采用劈裂和彎折破碎較有利，若用研磨粉碎

28、，則產(chǎn)品中細粉會增多。對于韌性及粘性很大的礦石。采用磨碎較好。</p><p>　　常見的軟礦石有：煤、方鉛礦、無煙煤等，它的抗壓強度是2～4Mpa,最大也不超過40Mpa。普式硬度系數(shù)一般為2～4，再如一些中硬礦石：花崗巖、純褐鐵礦、大理石等，抗壓強度是120～150Mpa，普式硬度系數(shù)一般為12～15，還有硬礦石、極硬礦石，普式硬度系數(shù)一般為15～20。</p><p>　　可根據(jù)礦物

29、的物理機械性能、礦塊的形狀和所要求的產(chǎn)品粒度來選擇破碎施力方式，以及與該破碎施力方式相應的破碎機械。</p><p>　　1.4.4破碎過程的實質(zhì)</p><p>　　破碎過程，必須是外力對被破碎物料做功，克服它內(nèi)部質(zhì)點間的內(nèi)聚力，才能發(fā)生破碎。當外力對其做功，使它破碎時，物料的潛能也因功的轉(zhuǎn)化而增加。因此，功率消耗理論實質(zhì)上就是闡明破碎過程的輸入功與破碎前后物料的潛能變化之間的關系。為了

30、尋找這種能耗規(guī)律和減小能耗的途徑。許多學者從不同的角度提供了若干個不同形式的破碎功耗學說。目前公認的有：面積學說，體積學說，裂縫學說。</p><p>　　1.4.4.1面積學說</p><p>　　1867年，Rittinger提出的，破碎消耗的有用功與新生成的物料的表面積成正比。</p><p>　　1.4.4.2體積學說</p><p>

31、;　　1874年，俄國基爾皮切夫與18885年的基克先后獨立提出，外力作用于物體發(fā)生變形，外力所做的功儲存在物體內(nèi)，成為物體的變形能。但一些脆性物料，在彈性范圍內(nèi)，它的應力與應變并不嚴格遵從虎克定律。變形能儲至極限就會破裂?？梢赃@樣敘述：幾何形狀相似的同種物料，破碎成同樣形狀的產(chǎn)物，所需的功與她們的體積或質(zhì)量成正比。</p><p>　　1. 4.4.3裂縫學說</p><p>　　195

32、2年，Bond和中國留美學者王仁東提出的。外力使礦塊發(fā)生變形，并貯存了部分變形能，一旦局部變形超過了臨界點，則產(chǎn)生垂直與表面的斷裂口。斷裂口形成后貯存在料塊的內(nèi)部的變形能就釋放，裂口擴展成新的表面。輸入功一部分轉(zhuǎn)化為新的生成面的表面能，另一部分因分子摩擦轉(zhuǎn)化為熱能釋放。所以，破碎功包括變形能和表面能。變形能和體積成正比，表面能和面積成正比。</p><p>　　三個學說各有一定的適用范圍，Hukki實驗研究表明：

33、粗碎時，體積學說比較準確，裂縫學說與實際相差很大。細碎時， 面積學說比較準確，裂縫學說計算的數(shù)據(jù)較小。粗碎、細碎之間的較寬的范圍，裂縫學說較符合實際。只要正確的運用它們，就可以為分析研究破碎過程提供理論根據(jù)和方法。</p><p>　　第 2 章 單轉(zhuǎn)子錘式破碎機的工作原理及結構分析</p><p>　　2.1 單轉(zhuǎn)子錘式破碎機的工作原理</p><p>　　電動

34、機靠皮帶帶動主軸4，主軸將動能傳遞給錘架3，錘架上固結銷軸，銷軸鉸接錘頭，帶動錘頭一起運轉(zhuǎn)。物料進入破碎機中，立即受到高速回轉(zhuǎn)的錘頭的沖擊而粉碎。破碎了的物料，從錘頭處獲得動能，以高速向機殼內(nèi)壁的襯板和篦條上沖擊而第二次破碎。此后，小于篦條縫隙的物料，便從縫隙中排出，而粒度較大的物料，就彈回到襯板和篦條上的粒狀物料，還將受到錘頭的附加沖擊破碎，在物料破碎的整個過程中，物料之間也相互沖擊粉碎。</p><p>　　

35、1.篩條 2.錘頭 3.錘架 4主軸</p><p>　　圖 2.1 錘式破碎機示意圖</p><p>　　2.2 單轉(zhuǎn)子輥式破碎機的結構分析</p><p>　　1-篩架 2-錘頭 3-錘架 4-銷軸 5-主軸 6-篩架調(diào)節(jié)裝置 7-檢修門</p><p>　　圖 2.2 錘式破碎機的總體結構</p><p>　　

36、我的畢業(yè)設計課題是小型單輥式塑料破碎機的設計。它主要由機殼、輥架、動刀、定刀等組成。</p><p><b>　?。?） 機殼.</b></p><p>　　如圖2.2所示，機殼由上機體、下機座組成，機體和機座是焊接體，上機體和下機座之間螺栓連接，安裝方便。上機體開有進料口，磨損后可以更換。機殼下部直接安放在混凝土基礎上，并用地腳螺栓固定。</p>&

37、lt;p><b>　?。?） 轉(zhuǎn)子</b></p><p>　　如圖2.3所示，轉(zhuǎn)子由主軸、輥架、鍵、動刀等組成，圓盤上開有6個均勻分布的銷孔，通過銷軸將68個錘頭懸掛起來。為了防止圓盤和錘子的軸向竄動。銷軸兩端用鎖緊螺母固定。轉(zhuǎn)子支承在兩個調(diào)心滾動軸承上。此外，為了使轉(zhuǎn)子在運動中儲存一定的動能，避免破碎大塊物料時，錘頭的速度損失不致過大和減小電動機的尖峰負荷，主軸的一端用帶輪連接

38、電動機，同時作為飛輪，儲存能量。</p><p>　　圖2.3 轉(zhuǎn)子結構示意圖</p><p><b>　?。?） 主軸</b></p><p>　　主軸是支承轉(zhuǎn)子的主要零件，沖擊力由它來承受。因此，要求其材質(zhì)具有較高的韌性和強度，所以我選擇45調(diào)質(zhì)處理，其斷面為圓形，且有平鍵和其他零件連接。示意圖如2.4所示。</p>&l

39、t;p>　　圖 2.4 主軸示意圖</p><p><b>　?。?） 打擊板.</b></p><p>　　打擊板的作用是承受被錘頭擊出的物料在其上破碎，同時又將碰撞破碎后的物料重新彈回破碎板，再次破碎。因此，板的形狀、結構，對破碎率影響極大。打擊板表面有折線形和漸開線形等，折線形結構簡單，但不能保證最有效沖擊破碎，而漸開線形沖擊板，物料都是垂直方向進行沖擊

40、，破碎效果最好。但是由于漸開線板制造困難，而折線又無法達到最佳效果。為達到排料面積大、成品率高、低能耗，我將打擊板設計成如圖2.5所示。大粒度的物料在錘頭的作用下被拋射到上腔打擊板上，進撞擊后粉碎，部分粉碎后符合粒度要求的物料可直接排出，因此增加排料面積，避免了物料在機器的過度粉碎，提高了成品率，又減少其在機器中停留的時間，減少了機器的運行負荷，降低能耗。</p><p>　　圖 2.5 打擊板的裝配和結構<

41、;/p><p><b>　?。?） 錘頭</b></p><p>　　.錘頭是主要的工作部件。其質(zhì)量、形狀、和材質(zhì)對破碎機的生產(chǎn)能力有很大的影響。因此，根據(jù)不同的進料尺寸來選擇適當?shù)腻N頭質(zhì)量。錘頭是易損件，經(jīng)常需要更換，為減少更換所需時間和勞動強度，我采用組合式錘頭?？梢圆捎萌鐖D2.2所示的錘頭。</p><p>　　錘頭用高碳鋼鑄造或鍛造，也可

42、用高錳鋼鑄造。為了提高耐磨性，有的錘頭表面涂上一層硬質(zhì)合金，有的采用高鉻鑄鐵。</p><p><b>　?。?） 蓖條</b></p><p>　　蓖條的排列形式是與錘頭的運動方向垂直的。與轉(zhuǎn)子的回轉(zhuǎn)半徑有一定的間隙的圓弧狀，合格的產(chǎn)品通過蓖縫排出。其斷面形狀為梯形，常用錳鋼鑄成。蓖條多為一組尺寸相等的鋼條，且截面形狀用梯形。安裝時，插入蓖條架上的凹槽。<

43、;/p><p>　　圖 2.6 篩架示意圖</p><p>　　（7） 蓖條和錘頭間隙用螺桿裝置調(diào)節(jié)。</p><p>　?。?） 給定的原始數(shù)據(jù)是：</p><p>　　破碎能力為50t/h。</p><p>　　破碎機的最大物料給料粒度為：小于300</p><p>　　破碎機的最大排

44、料粒度不能超過：20</p><p>　　破碎機的破碎程度為：中、細。</p><p>　　破碎機的應用場所是：水泥廠、選煤廠、火力電廠等。</p><p>　　破碎機的破碎對象是：石灰石、煤塊、焦碳、石膏等軟物料。</p><p>　　第 3 章 單轉(zhuǎn)子錘式破碎機主要參數(shù)計算</p><p>　　3.1錘式破碎機的

45、轉(zhuǎn)子的參數(shù)計算</p><p>　　3.1.1 轉(zhuǎn)子直徑</p><p>　　轉(zhuǎn)子直徑可按最大料塊尺寸來確定，轉(zhuǎn)子直徑根據(jù)文獻[1]公式（16-1）</p><p><b>　　（3-1）</b></p><p>　　式中 ——最大進料粒度。=300mm。</p><p>　　由于我所設計的錘式

46、破碎機屬于中型，可選系數(shù)為2.7，取中間值。</p><p>　　所以 D=300*2.7=820mm</p><p>　　3.1.2 轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)速</p><p>　　錘式破碎機的轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)速可按圓周速度來設計，根據(jù)文獻[1]公式（16-3）</p><p><b>　　(3-2）</b>&

47、lt;/p><p>　　式中 v——轉(zhuǎn)子圓周速度，m/s;</p><p>　　D——轉(zhuǎn)子直徑，m。</p><p>　　轉(zhuǎn)子圓周速度一般在18~70m/s之間選取。對中小型破碎機，取v=25~70m/s，而轉(zhuǎn)速在750~1500r/min。對大型破碎機v=18~25m/s,而轉(zhuǎn)速為200~300r/min。速度越高，產(chǎn)品粒度越小，錘頭、襯板和篩條磨損也越快，功率消耗

48、也隨之增加，對機器零件的加工，安裝精度要求也隨之增高所以在滿足產(chǎn)品粒度的情況下，轉(zhuǎn)子圓周速度應偏低選取。</p><p>　　轉(zhuǎn)速 v取40m/s,則 n=931r/min。</p><p>　　3.1.3 轉(zhuǎn)子長度設計</p><p>　　生產(chǎn)率與錘式破碎機的規(guī)格、轉(zhuǎn)速、排料 條間隙的寬度、給料粒度、給料狀況以及物料性質(zhì)等因素有關。根據(jù)文獻[1]公式（

49、17-4）</p><p><b>　?。?-3）</b></p><p>　　式中 Q——生產(chǎn)率，t/h;</p><p>　　D——轉(zhuǎn)子的直徑，m；</p><p>　　P——物料的密度，1.6t/。</p><p>　　取 K=38；</p><p>　　

50、得 m 。 </p><p>　　3.1.4 錘頭質(zhì)量的計算：</p><p>　　因為鉸接在轉(zhuǎn)子上，所以正確選擇錘頭質(zhì)量對破碎效率和能耗都有很大影響，如果錘頭質(zhì)量選得過小，則可能滿足不了錘擊一次就將物料破碎的要求。若選得過大，無用功耗過大，離心力也大，對其他零件會有影響并易損壞。</p><p>　　根據(jù)動量定理計

51、算錘頭質(zhì)量時，考慮到錘頭打擊物料后，必然會產(chǎn)生速度損失，若損失過大，就會使錘頭繞本身的懸掛軸向后偏倒。降低生產(chǎn)率和增加無用功的消耗。為了使錘頭打擊物料后出現(xiàn)偏倒，能夠通過離心力作用而在下一次破碎時物料很快恢復到正確工作位置。所以，要求錘頭打擊物料后的速度損失不宜過大。一般允許速度損失40%到60%（根據(jù)實踐經(jīng)驗）即：</p><p><b>　?。?-4）</b></p>&l

52、t;p>　　式中 ── 錘頭打擊物料后的圓周線速度(m/s)</p><p>　　── 錘頭打擊物料前的圓周線速度(m/s)</p><p>　　若錘頭與物料為了彈性碰撞。且設物料碰撞之前的運動速度為0，根據(jù)動量定理，可得：</p><p><b>　　(3-5)</b></p><p>　　由上式可知，

53、 (3-6)</p><p>　　式中 ── 錘頭折算到打擊中心處的質(zhì)量(kg)</p><p>　　── 最大物料塊的質(zhì)量(kg)</p><p>　　綜上所述， </p><p>　　但是，只是錘頭的打擊質(zhì)量。實際質(zhì)量應根據(jù)打擊

54、質(zhì)量的轉(zhuǎn)動順序和錘頭的轉(zhuǎn)動慣量求得，</p><p><b>　　(3-7)</b></p><p>　　式中 ── 錘頭打擊中心到懸掛點的距離(m)</p><p>　　── 錘頭質(zhì)心到懸掛點的距離 (m)</p><p>　　最大物料質(zhì)量 </p><p>　　錘頭折算

55、到打擊中心處的質(zhì)量：</p><p>　　3.1.5 電機功率的計算</p><p>　　電機功率的消耗取決于物料的性質(zhì)、給料的圓周速度。破碎比和生產(chǎn)率。目前，尚無一個完整的計算公式，一般根據(jù)實踐經(jīng)驗和實驗數(shù)據(jù)，根據(jù)經(jīng)驗公式進行計算,根據(jù)文獻[1]公式(17-8)得</p><p><b>　　系數(shù)取0.14。</b></p>&

56、lt;p>　　選用Y系列的三相異步電動機，其額定功率為90KW，型號是Y280M-4。</p><p>　　3.1.6 給料口的寬度和長度</p><p>　　錘式破碎機的給料口的長度與轉(zhuǎn)子直徑的相同，所以L=D=820mm。</p><p>　　其寬度B2D=600mm, 則取B=600mm.</p><p>　　第4章 單轉(zhuǎn)子式錘式

57、破碎機的主要零件結構設計</p><p>　　4.1垂頭設計與計算</p><p>　　a.輕型；b.組合式；c.整體中型；d.輕型板式</p><p>　　圖 4.1 錘子形狀</p><p>　　4.1.1錘頭的形狀確定</p><p>　　4.1.1.1 一般錘頭的設計</p><p>　

58、　如圖4.1所示，是各種錘頭的結構形狀。圖a所示錘子是用于可逆式錘式破碎機，它屬于輕型錘子，被破碎的物料粒度大約在100左右。PCZ式單轉(zhuǎn)子 錘式破碎機采用圖b的錘子是一種組合式，由錘柄錘帽和銷軸等組成。錘帽由耐磨材料鑄造而成，可方便更換。錘柄可用高碳鋼制造并在側面焊有耐磨合金，其壽命很長。這樣的錘子增加打擊中心的質(zhì)量，增加物料與錘頭撞擊幾率。PC和PCX系列錘式破碎機采用圖c所示錘子。其頭部質(zhì)量較重，可以得到較細產(chǎn)品，整體式錘子結構簡

59、單。反擊式錘式破碎機采用圖d所示的錘子。其結構很簡單，此外，無蓖條錘式破碎機采用長柄組合式錘子。由于錘柄較長，對同樣規(guī)格破碎機，其轉(zhuǎn)盤直徑就比較小增加破碎腔空間，可減小其鼓風效應而產(chǎn)生的不必要的電能損耗。這種錘子用于PCKW無蓖條可逆式錘式破碎機。</p><p>　　錘式破碎機錘子的形狀與破碎物料性質(zhì)和粒度有關，即與被破碎物料硬度、脆性、粒度等因素有關。因此，錘子的形狀有各種各樣的，如破碎金屬切削的錘子就像鐮刀

60、形，一是加大打擊力度；二是延長錘子的使用壽命。</p><p>　　4.1.1.2 組合式錘頭設計</p><p>　　錘式破碎機的錘頭是直接打擊進入破碎腔礦石的關鍵部件，要求錘頭的結構設計首先應當滿足碰撞平衡條件?？紤]到錘頭容易磨損，磨損后就需更換，而且更換周期短，為使維修師傅操作簡單，節(jié)省時間，節(jié)約材料，減少成本。我就將錘頭設計為組合式，如圖4.2.。錘頭由圓柱銷（1）、錘體（2）和錘

61、柄（3）組合而成。我所設計的錘頭區(qū)別于一般組合式錘頭，錘體成球臺狀，球臺中心線上設有圓透孔，球臺下端方透孔與錘柄上部空心桿外圓相配，圓柱銷穿過垂體圓透孔，與空心桿內(nèi)孔相配，并由螺栓和自鎖螺母固定，形成組裝式球臺狀錘頭結構。它滿足碰撞的平衡條件，從而減少無用能量消耗，延長轉(zhuǎn)子軸承使用壽命和避免避免損壞銷軸；由于錘柄可連續(xù)使用，只需更換磨損的錘體，從而用提高了材料利用率；又由于更換錘體時，錘柄不用從銷軸上拆下，可降低維修操作難度。</

62、p><p>　　1-圓柱銷 2-錘體 3-錘柄 4-六角螺栓 5-自鎖螺母</p><p><b>　　圖4.2 錘頭</b></p><p>　　由于錘式破碎機錘頭是鉸接懸掛在轉(zhuǎn)子體的銷軸上，錘頭打擊礦石時，在錘頭碰撞點上將作用著沖擊力，由理論力學知，如果沖擊力通過離銷孔中心距離為h的碰撞中心上，則銷軸上的碰撞反力為零；如果沖擊力未通過碰撞中心

63、，則沖擊力會在轉(zhuǎn)子的銷軸上產(chǎn)生碰撞反力。</p><p>　　由于先有技術錘式破碎機錘頭錘體打擊面一般為矩形或梯形，在進行碰撞平衡計算時，先有兩種設計理論：一是建議錘頭的碰撞中心取在錘頭允許磨損高度的中心，二是建議將碰撞中心取在錘頭的最外端。但與實際情況都有出入，因為打擊面的每個點都有可能實施對物料的打擊，沖擊力作用線常常會偏離設定的碰撞中心，導致在銷軸上產(chǎn)生碰撞反力，其后果是產(chǎn)生有害阻力矩，縮短轉(zhuǎn)子軸承使用壽命

64、。甚至會損害銷軸。</p><p>　　而我所設計的球形錘頭就能避免以上不足。因為圓弧面與物料碰撞所產(chǎn)生的作用反力都會經(jīng)過球心，則銷軸上的碰撞反力為零。</p><p>　　4.1.1.3 錘頭的改進</p><p>　　1-錘頭 2-螺釘 3-套筒 1-錘頭 2-螺母 3-螺栓 4-錘柄</p><p>

65、;　　a b </p><p>　　圖 4.3 改進的錘頭</p><p>　　前面我所設計的錘頭存在一定問題，如圖4.2所示：錘頭主要由三部分構成，主要是錘頭、錘柄和連桿。三者僅靠普通螺栓連接，主軸高速運轉(zhuǎn)時，能產(chǎn)生很大的離心力，而錘頭只靠螺栓接觸面產(chǎn)生的摩擦力來抵抗，錘頭會上下移動。</p>&l

66、t;p>　　現(xiàn)在我擬定了兩種方案，如圖4.3所示。第一種方案：圖a錘頭（1）用螺釘鎖緊在套筒（3）上，螺釘一共設計六個，靠螺釘?shù)穆菁y來承受離心力。此種方案的比原來所設計的更容易安裝。第二種方案：圖b錘頭（1）與錘柄（4）用鉸制螺栓連接。這種方案的優(yōu)點是錘頭質(zhì)量小，傳遞給螺栓的離心力也小，當錘頭磨損后可以只更換錘頭，充分利用資源。所以最后選擇b方案。</p><p>　　4.2錘架的結構設計與計算</p

67、><p>　　根據(jù)設計的要求，每根銷軸上需要有8個錘子。圓盤是用來懸掛錘頭的，一共需有7個錘架和2個圓盤，2個圓盤共有的特點是，一側設置了圓螺母和止動墊片，另一端用軸肩定位。這樣每個圓盤均勻分布6個圓孔，即可以通過六根銷軸，用來懸掛錘頭，錘頭和錘架之間的間隙除了通過削軸連接，為了保護圓盤的側面，減少或盡量避免其側面的磨損。錘架的大小取決于轉(zhuǎn)子的直徑，轉(zhuǎn)子的直徑的大小是錘架的設計大小的依據(jù)。在3.1.1節(jié)中已經(jīng)計算出轉(zhuǎn)

68、子直徑，轉(zhuǎn)子的直徑為820mm，所以，圓盤的大小的取值就有了一定的范圍。不妨將錘架直徑取做460 mm，厚度取為20mm。</p><p>　　圓盤是通過鍵與主軸相連接的，而隨主軸高速回轉(zhuǎn)的。所以結構中一定有鍵槽，其厚度也是滿足強度要求、工作狀況的，不宜過大?？紤]到錘式破碎機錘頭與物體發(fā)生沖擊，力的大小時刻變化，最后將套筒與錘架焊接在一起，增加平鍵的接觸面積，從而減小應力。圓盤之間的軸向定位就靠本身。大體結構設計

69、如4.4所示。</p><p>　　圖4.4 錘架的結構</p><p>　　4.3主軸的設計與強度計算</p><p>　　通常軸的設計包括兩個部分，一個是結構設計，一個是工作能力計算。后者主要是指強度計算。</p><p>　　主軸的結構設計根據(jù)軸上零件的安裝、定位以及軸的制造、工藝等方面的要求，合理確定出其結構和尺寸，軸的工作能力的計

70、算不僅指軸的強度計算，還有剛度、穩(wěn)定性等方面的計算，當然大多數(shù)情況下，只需要對軸的強度進行計算即可。因為其工作能力一般主要取決于軸的強度。此時只做強度計算，以防止或檢驗斷裂和塑性變形。而對于剛度要求高的軸和受力大的細長軸，還應該進行剛度計算，防止產(chǎn)生過大的線性變形。對于高速運轉(zhuǎn)的軸，還應該進行振動穩(wěn)定性計算。以防止產(chǎn)生共振破壞。因此，對該破碎機的主軸來說，只需進行強度計算。</p><p>　　4.3.1軸的材料

71、的選擇</p><p>　　軸的材料主要是碳素鋼和合金鋼。鋼軸的毛坯多數(shù)用軋制圓鋼和鍛件。有的則直接用圓鋼。碳素鋼比合金鋼低廉，對應力集中的敏感性較低，同時也可以用熱處理或化學熱處理的方法提高其耐磨性和抗疲勞強度的。故采用碳鋼制造軸尤為廣泛，所示選用45號鋼。</p><p>　　4.3.2軸的最小直徑和長度的估算</p><p>　　零件在軸上的安裝和拆卸方案確定

72、了之后，軸的形狀便大體確定了，因為對該主軸來說，其安裝順序為：先安裝中間的轉(zhuǎn)子部分，然后放置在箱體上，再安裝軸承端蓋，接著是軸承、外軸承座。最后兩端分別是帶輪。</p><p>　　各軸段的直徑所需要的軸徑與軸上的載荷的大小有關。在初步確定其直徑的同時，還通常不知道支反力的作用點，不能確定其彎矩的大小及分布情況。因此還不能按軸上的所受的具體載荷及其引起的應力來確定主軸的直徑。但是，在對其進行結構設計之前，通常能求

73、出主軸的扭矩。所以，先按軸的扭矩初步估計所要的軸的直徑。</p><p><b>　?。?-1）</b></p><p>　　式中 p——軸傳遞的功率，kW;</p><p>　　n——軸的轉(zhuǎn)速，r/min。</p><p>　　由參考文獻[2]表15-3查得A=126：</p><p><

74、;b>　　=58mm</b></p><p>　　還考慮到其它的因素取 =65mm。</p><p>　　4.3.3軸的結構設計</p><p>　　對于軸的結構必須滿足：</p><p>　?、? 主軸和安裝在主軸上的零件要有準確的工作位置；</p><p>　?、疲S上的零件便于安裝和拆卸、調(diào)

75、整。</p><p>　?、牵S應有良好的制造工藝性。</p><p>　　軸上零件的安放順序如下：</p><p>　　軸承、圓盤、軸套、軸承、套筒、帶輪</p><p>　　因為主軸是階梯軸，根據(jù)階梯軸的特點，并且軸上零件的安裝要求也不高，所以上面提到的第二條容易滿足。</p><p>　　至于第三條：軸的制造工藝

76、性，主要是指便于加工和裝配軸上的零件。并且生產(chǎn)率高、成本低。一般來說，結構越簡單，工藝性越好。所以應該盡量簡化軸的結構。為了便于裝配零件并去掉毛刺，軸端應制出45度倒角。</p><p>　　具體分析如下：該主軸有2個軸段有鍵槽，為了減少裝夾工件所需的時間，應在這些不同的軸段上開的鍵槽在軸的同一條母線上。另外，還為了減少加工刀具的種類和提高勞動生產(chǎn)率，軸上直徑近似的地方，圓角、倒角、鍵槽寬度等都采用相同的尺寸。&

77、lt;/p><p>　　4.3.3.1 擬定軸上零件的裝配方案</p><p>　　確定主軸的各段的長度，盡可能使其結構緊湊，同時還要保證，轉(zhuǎn)子以及帶輪、飛輪、軸承所需要的裝配和調(diào)整的空間，也就是說，所確定的軸的各段長度，必須考慮到各零件與主軸配合部分的軸向尺寸和相鄰零件間必要的間隙。前面已經(jīng)通過設計計算，得到轉(zhuǎn)子、飛輪、帶輪的大體尺寸，所以軸的長度也可大致確定了。軸的結構與裝配如圖4.5所示

78、。</p><p>　　3.3.3.2 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度</p><p>　?。?） 軸的最左端A-B軸段是裝帶輪故取 mm,它的左端用軸端擋圈定位，右端用套筒軸向定位。</p><p>　　圖 4.5 軸的結構與裝配</p><p>　?。?） 初步選擇滾動軸承。因軸承同時承受徑向力和軸向力，而且軸比較長，會產(chǎn)生彎

79、矩，如果選用一般滾動軸承則會卡死，故選用調(diào)心滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)mm,選擇軸承22215C/W33，其尺寸為,故，而。右邊采用軸肩軸向定位，由文獻[零件手冊]查得22215C/W33型軸承的定位軸肩高度為h=4.5mm,故取。</p><p>　　右端滾動軸承也采用軸肩軸向定位，故取，，。</p><p>　?。?） 取安裝在錘架和圓盤處的軸段D-E的直徑；在D-E軸段上有7個錘架

80、和左右2個圓盤，相鄰兩個用套筒進行軸向定位，轉(zhuǎn)子長度大約是1000mm,進行初步估算取轉(zhuǎn)子長度為 ，左端用圓螺母加止動墊片進行軸向定位，右端用軸肩軸向定位，軸肩高度h>0.07d,故取h=10mm,則軸環(huán)E-F處直徑,軸環(huán)寬度b>1.4h,取。</p><p>　?。?） 考慮到錘頭與機架壁要保持一定距離，軸承座在安裝時要保留一定的安裝空間，故取。</p><p>　　至此，已

81、經(jīng)初步確定了軸的各段直徑和長度。</p><p>　　4.3.3.3 軸上零件的軸向定位</p><p>　　帶輪、錘架與軸的周向定位均采用平鍵連接。按由文獻[零件手冊]查得平鍵截面b*h=28mm*16mm,鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為18mm,同時為保證錘架與軸配合有良好的對中性，故選擇錘架輪轂與軸的配合為；同樣，帶輪與軸的連接，選用平鍵為18mm*11mm*180mm,帶輪與軸的配合為。

82、滾動軸承與軸的周向定位是由過度配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為k6。</p><p>　　4.3.3.4 確定軸上圓角與倒角尺寸</p><p>　　參考文獻[2]表15-2，取軸肩倒角為2*，各軸肩處的圓角半徑為R2mm。</p><p>　　4.3.4軸的彎扭合成強度計算</p><p>　　前面提到過，多數(shù)情況下，軸的工作能力一般

83、主要取決于軸的強度。此時只做強度計算，以防止或檢驗斷裂和塑性變形。而對于剛度要求高的軸和受力大的細長軸，還應該進行剛度計算，防止產(chǎn)生過大的線性變形。對于高速運轉(zhuǎn)的軸，還應該進行振動穩(wěn)定性計算。以防止產(chǎn)生共振破壞。</p><p>　　在進行軸的強度校核計算時，應根據(jù)軸的具體載荷和應力情況，采用相應的計算方法，并恰當?shù)倪x擇其許用應力。根據(jù)計算原則，對于傳動軸（僅僅或主要承受扭矩）按照扭矩強度條件進行計算，對于心軸（

84、只承受彎矩）應該按照彎曲疲勞強度進行計算，對于該主軸，既承受扭矩還承受彎矩，是一個轉(zhuǎn)軸，所以必須進行彎扭合成強度條件進行計算，需要時還應該進行疲勞強度的精確校核。</p><p>　　先按照彎扭合成強度條件進行計算：</p><p>　　通過對該主軸的結構設計，軸的主要結構尺寸，軸上的零件的位置以及外載荷和支反力的作用位置已經(jīng)確定。軸上的載荷可以求得，因此可以按彎扭合成強度條件對該主軸進行

85、強度的校核計算</p><p>　　4.3.4.1 做出軸的計算簡圖（力學模型）</p><p>　　軸上受的載荷是由軸上的零件傳來的，所以，計算時，可以將軸上的分布載荷情況簡化為集中力。其作用點可以一律簡化，取為分布載荷的中點，作用在軸上的扭矩，一般從傳動件輪轂寬度的中點算起，通常把當作置于鉸鏈支座上的梁，支反力的作用點與軸承的類型和布置方式有關。</p><p&g

86、t;　　圖 4.6 軸的載荷分析圖</p><p>　　從圖4.6 軸的載荷分析圖可看出軸在C處所承受的載荷最大，所以此處就是最危險截面。由于錘式破碎機外載荷很難確定，故一般可按前聯(lián)邦德國海因利希.啊.莫林算式計算，作用在軸子主軸上的相當彎矩（N.m）：</p><p><b>　　（4-2）</b></p><p>　　式中 ——作用在主

87、軸上的彎矩，=，N.m；</p><p>　　——轉(zhuǎn)子總質(zhì)量，N；</p><p>　　——作用在主軸上的扭矩；</p><p>　　由pro/e分析——質(zhì)量屬性計算得轉(zhuǎn)子質(zhì)量=10.9*N；</p><p>　　所以 ===1.36*N.m。</p><p><b>　　由文獻[1]公式</b>

88、;</p><p><b>　?。?-3）</b></p><p>　　得： 923*N.m。</p><p>　　作用在主軸上的相當彎矩：</p><p><b>　　=1.49*N.m</b></p><p>　　4.3.4.2按彎扭合成應力校核軸的強度<

89、;/p><p>　　綜上所述，按照彎扭合成強度條件進行軸的強度校核計算：進行具體的校核計算時，只需要校核軸上的承受的最大彎矩以及扭矩的剖面（即危險剖面）的強度。</p><p>　　按文獻[2]中表15-1，對于45號調(diào)質(zhì)鋼，在承受對稱循環(huán)變應力時的許用應力。故安全。</p><p>　　4.3.4.3提高主軸疲勞強度的途徑</p><p>　

90、　在零件的設計階段，除了采取提高其強度的一般措施之外，還可以通過以下一些設計措施來提高其疲勞強度：</p><p>　?、俦M可能的降低該主軸上的應力集中的影響。這是提高其疲勞強度的首要措施和主要的途徑。而主軸的結構形狀和尺寸的突變（比如軸肩）是應力集中的結構根源，因此，為了降低應力集中，應該盡量減小零件（即該主軸的）結構形狀和尺寸的突變使其變化盡可能的平滑和均勻。為此，要盡可能的增大過渡處的圓角半徑；同一段軸上相

91、鄰截面處的剛性變化應盡可能的小等等。</p><p>　　在不可避免的要產(chǎn)生較大的應力集中的結構處，可采用減荷槽來降低應力集中的影響。</p><p>　　②選用疲勞強度高的材料和規(guī)定能夠提高材料疲勞強度的熱處理方法和強化工藝。</p><p>　?、厶岣咧鬏S的表面質(zhì)量。比如將處在應力較高區(qū)域的主軸表面加工得較為光潔。或者，如果，有的軸段，工作在腐蝕性介質(zhì)中，則要對

92、該軸段規(guī)定適當?shù)谋砻姹Ｗo。</p><p>　?、鼙M可能地減小或消除主軸表面可能發(fā)生的初始裂紋的尺寸，對于延長其疲勞壽命有著提高材料性能更為顯著的作用。因此，對于重要的軸段，在設計圖紙上應規(guī)定出嚴格的檢驗方法和要求。</p><p>　?、萁禍亍p載荷，對于發(fā)熱摩擦副的軸頸采取降溫設計，也可顯著提高其疲勞壽命。因為主軸是一個轉(zhuǎn)動件，所以，在低應力下運轉(zhuǎn)一定周數(shù)后，再逐步提高到設計的應力水平

93、。</p><p><b>　　4.4軸承的選擇</b></p><p>　　因為軸承，尤其是常用的一些軸承，主要是指一些滾動軸承，絕大數(shù)都已標準化，因而，我們需要進行一部分設計內(nèi)容，根據(jù)具體的工作條件，正確選擇軸承的類型和尺寸。另外是軸承組合的設計，它包括安裝、調(diào)整、潤滑、密封等一系列內(nèi)容的設計。</p><p>　　4.4.1 材料的選擇&

94、lt;/p><p>　　軸承的內(nèi)圈、外圈、滾動體，一般是用軸承鉻鋼制造的，熱處理后，其硬度一般不低于HRC60。一般這些元件需要150度回火處理，所以其通常的工作溫度不高于120度，此時，硬度不會下降。 </p><p>　　4.4.2 軸承類型的選擇</p><p>　　軸承的類型有很多種，主要根據(jù)其承載情況和調(diào)心等要求，進行選擇。因為該型號圖4.7 調(diào)心滾子軸承&

95、lt;/p><p>　　的破碎機，其轉(zhuǎn)子的轉(zhuǎn)速在900到1100之間。所以主軸上軸承的轉(zhuǎn)速很高，負荷很大，且工作時間很長，最主要的是，經(jīng)過很長時間工作后，會因為錘頭的不均勻磨損而產(chǎn)生不平衡附加作用力（當錘頭的不均勻磨損嚴重時，此力就成為總負荷中的主要部分）。軸承間距大，軸會產(chǎn)生撓曲，此外，軸承的中心也難保證同心，因此選用調(diào)心滾子軸承22215C/W33。</p><p>　　4.4.3 軸承的

96、游動和軸向位移</p><p>　　軸承在實際工作時，工作前后的溫差大，為了適應軸和外殼不同熱膨脹的影響，防止軸承卡死。可以使一端的軸承軸向固定（比如用圓螺母）另一端使之可以軸向位移。這樣，軸承在內(nèi)外圈的軸向相對位置有不大的變化時，仍然可以正常工作。也可以使外圓與座孔配合較松，以保證外圓相對于座孔能做軸向竄動。</p><p>　　4.4.4 軸承的安裝和拆卸</p><

97、;p>　　為了便于軸承在主軸上的安裝和拆卸，必須考慮到軸承座有剖分面，這樣就不必考慮沿軸向安裝和拆卸軸承部件，優(yōu)先選用內(nèi)外圈可分離的軸承了。</p><p>　　圖4.8 軸承座結構</p><p>　　4.4.5 滾動軸承的潤滑</p><p>　　由于滾動軸承承受的軸向力合徑向力都比較大，轉(zhuǎn)速n=930r/min，而且軸式細長軸，產(chǎn)生彎矩，所受較大震動，

98、考慮以上原因，滾動軸承采用油潤滑，軸承座的結構如圖4.8所示，軸承座的右端用迷宮密封</p><p>　　4.5 傳動方式的選擇與計算</p><p>　　該部分的設計主要體現(xiàn)在V帶輪的設計上，帶輪的結構型式，主要由帶輪的基準直徑選擇。其基準直徑又與相連接的電動機的型號有關。根據(jù)前面對電動機功率的計算，以及轉(zhuǎn)速的要求，選用型號是Y280M-4的電機。滿載轉(zhuǎn)速1480r/min，額定轉(zhuǎn)速15

99、00r/min。</p><p>　　因為要求的大帶輪的轉(zhuǎn)速是930r/min，所以，傳動比i=。</p><p>　　(1) 確定計算功率</p><p>　　由文獻[2]表8-7查得工作情況系數(shù)=1.1，故</p><p><b>　　（4-4）</b></p><p>　?。?） 選擇V帶的

100、帶型</p><p>　　根據(jù)、由文獻[2]圖8-11選用D型。</p><p>　　(3)確定帶輪的基準直徑并驗算帶速v</p><p>　　1) 初選小帶輪的基準直徑。由文獻[]表8-6和表8-8，取小帶輪的基準直徑</p><p><b>　　=355mm。</b></p><p>　　2)

101、 驗算帶速v。按文獻[]式8-13驗算帶的速度 (4-5)因為5m/s<v<30m/s，故帶速合適。</p><p>　　3) 計算大帶輪的基準直徑。根據(jù)文獻[2]式（8-15a），計算大帶輪的基準直徑 =i=1.59*355=564.45mm (4-6)根

102、據(jù)文獻[2]表8-8，圓整為=560mm。</p><p>　?。?） 確定v帶的中心距a和基準長度 1） 根據(jù)文獻[2]式（8-20），初定中心距=1500mm</p><p>　　2） 由文獻[2]表8-22計算帶所需的基準長度 （4-7）</p><p>　　= 由文獻[2]表8-2選帶的基準長度=450

103、0mm。</p><p>　　3）按文獻[2]式（8-23）計算實際中心距a。 </p><p>　?。?-8） =（5） 驗算小帶輪上的包角</p><p><b>　　=</b></p><p>　?。?） 計算帶的根數(shù)z</p><p&g

104、t;　　1）計算單根V帶的額定功率。</p><p>　　由=355mm和=1480r/min，查文獻[機械化設計]表8-4a得：</p><p><b>　　=15.63kw。</b></p><p>　　根據(jù)=1480r/min，i=1.59和D型帶，查文獻[2]表8-4b得=4.45kw。</p><p>　　查文

105、獻[2]表8-5得，表8-2得，于是 (4-9)</p><p>　　=(15.63+4.45)*0.99*0.93=18.5kw</p><p>　　2) 計算V帶的根數(shù)z。</p><p><b>　　圓整，取7根。</b><

106、/p><p>　　4.5 大帶輪的結構設計</p><p>　　圖 4.9 大帶輪的結構</p><p>　　由于大帶輪基準直徑d=560mm，d>300,有七根V帶，所以采用輪輻式，鑄造成型。帶輪的結構如圖3.9所示。</p><p>　　4.6 箱體的結構設計</p><p>　　一臺機器的總重量當中，機座和箱

107、體等零部件的重量占很大的比例。同時在很大程度上影響著機器的工作精度以及抗振性能。所以，正確合理的選擇機座和箱體的材料，并且正確合理的選擇其結構形式和尺寸，是減小機器質(zhì)量、節(jié)約金屬材料。提高工作精度等重要途徑。</p><p>　　由于箱體結構尺寸比較大，采用焊接方法制造箱體。焊接成型能化大為小，以小拼大，特適合制造大型的金屬結構和機器零件。原料用15mm的鋼板。箱體分為機座和機蓋，機座主要是承受各零件的重量，機蓋

108、主要受物料的打擊，通過村板傳遞到機蓋上。機座是由4塊長方形板料焊接成一個長方體，上面四周焊接有法蘭盤，連接機蓋；下面1-篩架調(diào)節(jié)裝置 2-打擊板固定裝置</p><p>　　圖4.10 錘式破碎機總體結構圖</p><p>　　焊有與臺座相連的耳板。機座兩側壁開有檢查蓋，此蓋可用來檢修錘頭，更換錘頭；還有當機器卡死，壞了，未破碎的物料將堆積在篩條上，錘式破碎機只能空載啟動，未免損壞電機

109、，破壞錘頭，所以必須將堆積的物料清楚干凈，再開機。</p><p>　　機蓋和機座的結構基本相同，上面開有進料口，兩側壁也開有檢修門，上面開有一門，打擊板就是從這里進入，靠裝置(2)和螺栓固定。所有村板用螺栓連接在箱體上。箱體結構如圖4.10所以。</p><p>　　4.7 打擊板的結構設計</p><p>　　圖4.11 打擊板的結構</p>&

110、lt;p>　　打擊板的作用是承受被錘頭擊出的物料在其上破碎，同時又將碰撞破碎后的物料重新彈回破碎板，再次破碎。為達到排料面積大、成品率高、低能耗，我將打擊板設計成如圖4.11所示結構。大粒度的物料在錘頭的作用下被拋射到上腔打擊板上，進撞擊后粉碎，部分粉碎后符合粒度要求的物料可直接排出，因此增加排料面積，避免了物料在機器的過度粉碎，提高 了成品率，又減少其在機器中停留的時間，減少了機器的運行負荷，降低能耗。</p>&

111、lt;p>　　第 5 章 單轉(zhuǎn)子錘式破碎機的安裝</p><p>　　1-篩架 2-錘頭 3-錘架 4-銷軸 5-主軸 6-篩架調(diào)節(jié)裝置 7-檢修門</p><p>　　圖 5.1 錘式破碎機的總體結構</p><p><b>　　5.1 轉(zhuǎn)子的組裝</b></p><p><b>　　圖 5.2 轉(zhuǎn)子&

112、lt;/b></p><p>　　轉(zhuǎn)子是錘式破碎機最重要的部件之一，傳遞運動與動力。轉(zhuǎn)子的結構示意圖如圖5.1和5.2所示，轉(zhuǎn)子的安裝過程：先將平鍵安裝在鍵槽中，分別從左至右裝入圓盤、7個錘架、圓盤，圓盤不傳遞力矩，只起作用固定錘頭軸向移動的作用，軸上的徑向定位用平鍵，軸向定位靠軸肩及圓螺母加止動墊片；將錘頭，銷軸一起裝在錘架上，銷軸兩端用圓螺母鎖緊；然后裝軸承、套筒、帶輪，軸端擋圈定位；而右邊依次裝調(diào)心滾

113、子軸承和軸端擋圈。轉(zhuǎn)子裝好后才裝在機架的軸承座上。</p><p><b>　　5.2 篩架的組裝</b></p><p><b>　　圖 5.3 篩架</b></p><p>　　篩架主要由支架、篦條和支撐軸組成。支架上有許多用來裝入篦條的凹槽，篦條裝完后用蓋子鎖緊篩條；然后安裝在機座上，用支撐軸固定。</p>

114、;<p>　　5.2.1 篩架調(diào)節(jié)裝置設計</p><p>　　圖 5.4 一般篩架調(diào)節(jié)裝置</p><p>　　1.調(diào)節(jié)螺母 2.機座 3調(diào)節(jié)螺栓 4.鎖緊螺母 5.銷軸</p><p>　　圖 5.5 篩架調(diào)節(jié)裝置</p><p>　　當工作一段時間后，錘頭磨損，錘頭與篩架的距離增大，而顆粒度無法滿足要求，則需跟換

115、錘頭，此方法無法達到對材料的充分利用，浪費材料，增加成本，不可取。一般設計如圖 5.4所示，篩架的左端是鉸接，而另一端是由螺栓調(diào)節(jié)。這種調(diào)節(jié)簡單，工作可靠，但是它只能調(diào)節(jié)篩架一端與錘頭的距離，而另一端的距離無法調(diào)節(jié)，存在缺陷。</p><p>　　為解決上序問題，我采用如圖4.5所示篩架調(diào)節(jié)裝置，螺旋傳動時利用調(diào)節(jié)螺栓（3）和調(diào)節(jié)螺母（4）組成的螺旋副來實現(xiàn)銷軸的上下運動，一共有兩個銷軸，四個螺栓調(diào)節(jié)裝置。通過調(diào)