破碎機畢業(yè)設計

1、<p><b>　?。?015屆）</b></p><p>　　本科畢業(yè)設計（論文）資料</p><p><b>　　2015屆</b></p><p>　　本科畢業(yè)設計（論文）資料</p><p>　　第一部分 本科畢業(yè)設計（論文）</p><p><b

2、>　?。?015屆）</b></p><p>　　本科畢業(yè)設計（論文）</p><p>　　題 目 名 稱：制砂機的設計</p><p>　　2015 年 5 月 </p><p><b>　　湖南工業(yè)大學</b></p><p>　　本科畢業(yè)論文（設計）</p>

3、<p><b>　　誠信聲明</b></p><p>　　本人鄭重聲明：所呈交的畢業(yè)論文（設計），題目《制砂機的設計》是本人在指導教師的指導下，進行研究工作所取得的成果。對本文的研究作出重要貢獻的個人和集體，均已在文章以明確方式注明。除此之外，本論文（設計）不包含任何其他個人或集體已經發(fā)表或撰寫過的作品成果。本人完全意識到本聲明應承擔的責任。</p><p&g

4、t;<b>　　作者簽名：</b></p><p>　　日期： 年 月 日</p><p><b>　　摘 要</b></p><p>　　為了加快當今世界經濟的迅速發(fā)展和全球工業(yè)化的建設腳步，人們對資源的利用不斷提高，許多原料在生產過程中都要利用利用破碎機械設備進行加工，從而提高資源的利用率。破碎機械就是運

5、用某些特定的機構以一種或幾種辦法使大塊物料破碎成小塊的設施，通過破碎能使礦石中的有用成分或物質進行分離，使物料的表面積增大，從而增加反應速度，達到節(jié)能高效的過程。破碎機械在工業(yè)生產中有著不可或缺的作用。</p><p>　　本次設計是對制砂機的結構進行了分析，它是破碎機械中的其中一種。制砂機立軸上裝有多層錘頭，當它在執(zhí)行工作任務時，物料首先會從給料斗進入，然后物料會因為筒體的高速運轉而甩向筒體內壁，沿著筒壁下落，

6、撞向告訴運轉的錘頭而被破碎，擊碎后的物料飛向筒壁，又再一次受到沖擊而破碎。</p><p>　　筒體、襯板、轉子、傳動裝置、電機等是制砂機的主要組成部分。在主要零部件的設計中，包括V帶輪的設計計算、軸的結構設計及校核、軸承和鍵的選用、轉子和錘頭的設計計算等。</p><p>　　關鍵詞：破碎機械，制砂機，結構設計</p><p><b>　　ABSTRAC

7、T</b></p><p>　　In order to speed up the rapid development of today's world economy and global industrialization construction pace, to constantly improve resource utilization, many raw materials in

8、the process of production to take advantage of using the broken mechanical equipment for processing, in order to improve utilization of resources.Crushing machine is the use of certain institutions applying pressure to o

9、ne or more of the following methods make large materials broken into small pieces of equipment, ca</p><p>　　This design is the structure of sand making machine was analyzed, and it is crushing machinery. Mul

10、tilayer hammer head mounted on the vertical shaft system sand machine, work, materials will be fed from the hopper, be left to the cylinder wall, and then along the wall falling meet with high-speed rotating hammer impac

11、t crushing, break after materials are compared.in the fly, thereby or subjected to impact and broken again.</p><p>　　Sand making machine is mainly composed of shell, lining, rotor, transmission device, motor

12、 and other parts. In the design of main parts, including the V belt wheels of design calculation, structure design and check of shaft, bearing and the key of the selection, design and calculation of the rotor and hammer,

13、 etc.</p><p>　　Keywords:Crushing machinery，Sand making machine，The structure design</p><p><b>　　目 錄</b></p><p>　　第1章課題綜述………………………………………………………………… 1</p><p>

14、　　1.1 制砂機背景和研究意義………………………………………………………1</p><p>　　1.2制砂機國內外的研究現狀和發(fā)展趨勢………………………………………2</p><p>　　1.3制砂機的工作原理、主要結構及其特點……………………………………2</p><p>　　第2章制砂機總體方案設計……………………………………………………4</p&g

15、t;<p>　　2.1總體方案設計…………………………………………………………………4</p><p>　　2.2 結構方案設計…………………………………………………………………6</p><p>　　2.2.1 機架的分析………………………………………………………………6</p><p>　　2.3 機型的確定………………………………………

16、……………………………7</p><p>　　第3章 電動機的選擇……………………………………………………………8</p><p>　　3.1 電動機類型和結構形式的選擇………………………………………………8</p><p>　　3.2 同步轉速的確定………………………………………………………………8</p><p>　　3.3 電

17、動機型號和功率的確定……………………………………………………8</p><p>　　第4章 V帶論的設計……………………………………………………………11</p><p>　　4.1 確定計算功率PC……………………………………………………………11</p><p>　　4.2 選擇V帶型號………………………………………………………………12</p&

18、gt;<p>　　4.3 確定大、小帶輪基準直徑，并驗算帶速…………………………………12</p><p>　　4.3.1 初選小帶輪基準直徑……………………………………………………12</p><p>　　4.3.2 驗算帶速V……………………………………………………………13</p><p>　　4.3.3 計算并確定大帶輪直徑……………

19、……………………………………13</p><p>　　4.4 確定中心距和帶長，并驗算小帶輪包角…………………………………13</p><p>　　4.4.1 初定中心距………………………………………………………………13</p><p>　　4.4.2 計算帶長L0………………………………………………………………14</p><p>

20、;　　4.4.3 確定帶的基準長度Ld……………………………………………………14</p><p>　　4.4.4 確定實際中心距a………………………………………………………15</p><p>　　4.4.5 確定中心距的變化范圍…………………………………………………15</p><p>　　4.5 驗算小帶輪（即主動帶輪）上的包角……………………………

21、………15</p><p>　　4.6 確定V帶根數Z………………………………………………………………16</p><p>　　4.7 確定單根帶的初拉力F0……………………………………………………16</p><p>　　4.8 計算V帶對軸的壓力Q………………………………………………………17 </p><p>　　4.9

22、 V帶輪的機構設計……………………………………………………………17</p><p>　　4.9.1 V帶輪的材料……………………………………………………………17</p><p>　　4.9.2 V帶輪的機構形式………………………………………………………17</p><p>　　4.9.3 V帶輪主要尺寸…………………………………………………………18&l

23、t;/p><p>　　4.3.9.1 小V帶輪主要尺寸………………………………………………18</p><p>　　4.3.9.2 大V帶輪主要尺寸………………………………………………20 </p><p>　　第5章 制砂機的主要結構參數及運動參數的確定……………………21</p><p>　　5.1 轉子的直徑和長度…………………

24、………………………………………21</p><p>　　5.2 轉子的轉速…………………………………………………………………21</p><p>　　5.3 錘頭的數量…………………………………………………………………22</p><p>　　5.4 錘頭質量的計算……………………………………………………………22</p><p>

25、;　　5.5 計算生產率…………………………………………………………………23</p><p>　　第6章 主軸，軸承，鍵等的強度校核與計算……………………………24</p><p>　　6.1 選擇軸的材料，并確定許用應力…………………………………………24</p><p>　　6.2 主軸最小軸徑的估算………………………………………………………24

26、</p><p>　　6.3 軸的基本結構和基本尺寸的確定…………………………………………25</p><p>　　6.4 軸的強度計算和校核………………………………………………………27</p><p>　　6.4.1 破碎力的確定………………………………………………………… 27</p><p>　　6.4.2 軸的受力分析…

27、……………………………………………………… 27</p><p>　　6.4.3 軸的疲勞強度和安全系數的校核…………………………………… 28</p><p>　　6.5 軸承的選用和校核…………………………………………………………30</p><p>　　6.5.1 軸承的選用…………………………………………………………… 30</p>&

28、lt;p>　　6.5.2 軸承的壽命校核……………………………………………………… 30</p><p>　　6.6 鍵的選用………………………………………………………………… 31</p><p>　　第7章 相關零件的設計……………………………………………………… 33</p><p>　　7.1 反擊板的設計…………………………………………

29、…………………33</p><p>　　7.2 給料口的設計……………………………………………………………33</p><p>　　7.3 錘子的設計………………………………………………………………35</p><p>　　7.4 注油管和密封圈的選擇…………………………………………………35</p><p>　　結論………………

30、…………………………………………………………………36</p><p>　　參考文獻…………………………………………………………………………37</p><p>　　致謝…………………………………………………………………………………38</p><p><b>　　第1章 課題綜述</b></p><p>　　1.1制砂

31、機的背景和研究意義</p><p>　　為了加快當今世界經濟的迅速發(fā)展和全球工業(yè)化的建設腳步，人們對資源的利用不斷提高，許多原料在生產過程中都要利用利用破碎機械設備進行加工，從而提高資源的利用率。破碎機械就是運用某些特定的機構使大塊物體破碎成小塊物體的設施，通過破碎能使礦石中的有用成分或物質進行分離，使物料的表面積增大，從而增加反應速度，達到節(jié)能高效的過程。破碎機械在工業(yè)生產中有著不可或缺的作用。</p&g

32、t;<p>　　在眾多的破碎機械中，制砂機同樣也起著重大的作用。制砂機適用于軟或中硬和極硬物料的破碎，例如用于各種硬的巖石、某些耐火材料、水泥熟料、或者石英石、鐵礦石和混凝土骨料等多種硬、脆物料的中碎、細碎操作。其次，制砂機優(yōu)為適宜對建筑用砂、筑路用砂石，廣泛運用于公路、鐵路、水利方面的建材，冶煉以及一些化學工業(yè)等。其性能已達到國際領先水平，是目前效率較高，較實用的碎石機器。制砂機結構如圖1.1所示</p>

33、<p>　　圖1.1 制砂機機構外形</p><p>　　1.2 制砂機國內外的研究現狀和發(fā)展趨勢</p><p>　　根據行業(yè)的情況分析，制砂機目前發(fā)展趨勢良好，在國內外已經變成一個既傳統(tǒng)而又嶄新的創(chuàng)業(yè)領域。我國擁有豐富的山石資源，為人工砂的生產提供了充足的原料，而隨著礦山行業(yè)的整合調整，制砂機在這種環(huán)境的熏陶下，發(fā)揮出了卓越的優(yōu)勢，但是生產中產生量一些問題，如制砂設備日趨彰顯

34、落后、嚴重浪費資源等，這些都為砂石行業(yè)的進步帶來了很大的阻礙。所以該行業(yè)發(fā)展的大勢所趨即為制砂機高端化和高效率。目前我國房地產的發(fā)展較快，西部大開發(fā)、中部崛起等工程的全面開工，都為今后制砂機行業(yè)提供了良好的發(fā)展機遇，不管在國內還是國外，制砂機的市場需求量非常大，它的前景一片光明。</p><p>　　1.3制砂機的工作原理、主要結構及其特點</p><p>　　筒體、襯板、轉子、傳動裝置、

35、電機等組成一個完整的制砂機。而筒體又分成機殼、門、隔板、反擊板，每個部件都需要用用螺栓、螺釘連結起來；制砂機的核心——轉子分別由主軸、錘架組成。機蓋部件由機蓋、滾動軸承、圓錐套、上軸承蓋等組成，而底座部件由滾動軸承、推力軸承、下軸承蓋、底座等組成當它在執(zhí)行工作任務時，物料首先會從給料斗進入，然后物料會因為筒體的高速運轉而甩向筒體內壁，沿著筒壁下落，撞向告訴運轉的錘頭而被破碎，擊碎后的物料飛向筒壁，又再一次受到沖擊而破碎。因為主軸上裝有多

36、層轉盤及錘頭，故物料可經過多次擊碎、擠壓、研磨作用后,其產品粒度小于1-3mm，從而實現破碎的目的。圖1.2是制砂機模型圖。</p><p>　　制砂機的結構非常簡單，而且造成一架制砂機的造價也不高，產品呈豎立式。它節(jié)能、效率較高。具備細碎、粗磨作用。制砂機可破碎中硬、特硬物料（如剛玉、燒結鋁釩土等）。制砂機是低損耗，它使用了國內外優(yōu)質的耐磨材料組成一切易損件，壽命長。</p><p>　

37、　圖1.2 制砂機模型圖</p><p>　　第2章 制砂機總體方案</p><p>　　2.1 總體設計方案 </p><p>　　制砂機的總體方案設計如圖2.1所示 </p><p><b>　　圖2.1</b></p><p>　　在機械設計中，機械傳動方案主要有V帶傳動、齒輪傳動、鏈條傳

38、動、蝸桿傳動等形式，根據具體條件選用合適的設計方案，詳細分析每種傳動方式的具體優(yōu)缺點：</p><p>　?、琵X輪傳動：使用參數為，最高轉速是10000r/min，最大圓周速度是300m/s，最大傳遞功率是6×10kw ，最大直徑是26m。它的長處是可完成傳遞任意兩軸之間的運動和動力，它的瞬時傳動比是恒定的，從使用參數可知，其適用的圓周速度和傳遞功率比較廣，工作可靠性效率值高，使用壽命長，具有緊湊的結構

39、和較大的承載能力等。缺點是制造和安裝時都有高精度要求。需要專用設備才能制造，因此成本較高。當兩軸中心距較大時不適合使用。圖２.２是齒輪傳動的示意圖</p><p><b>　　圖２.2齒輪傳動</b></p><p>　?、芕帶傳動：使用參數是功率小于或等于50kW；帶速為5～25 m/s，傳動比i小于或等于5，最大可達到10；且在傳動過程中要保持平穩(wěn)。應將其安裝在高

40、速級，目的是減小帶傳動的結構尺寸，。它的長處是構造簡單，制造、安裝、維護過程都很方便，且降低成本；有緩沖、吸收振幅的作用；傳動過程不僅平穩(wěn)，而且噪聲?。怀酥?，還能過載保護。機械部件在帶上傳動時會有打滑現象，可防止部件損壞，從而起到安全保護作用。缺點是外輪廓尺寸較大，傳動效率低，帶的使用壽命較短；因為V帶必須張緊在帶輪上，故支承帶輪的軸及軸承受力較大；摩擦也會增大，不適用于高速和易燃的場合。圖２.３是V帶傳動示意圖。</p>

41、;<p><b>　　圖２.３V帶傳動</b></p><p>　?、俏仐U傳動：適用范圍是兩軸交錯、高傳動比、低傳遞功率或間歇工作的場合。如果要求它傳遞較大功率，就會常取Z等于2～4。由于使用輪軸運動可以減少力的消耗,可用于機床、汽車等。長處是通過蝸桿傳動可以得大傳動比、具有緊湊的結構、傳動過程能保持平穩(wěn)和低噪聲，還可以進行自鎖等。短處是傳動效率不高，當在大功率下長期連續(xù)工作時

42、容易損壞；蝸輪齒圈需用貴重的青銅制造，因此制作需要花費高成本。圖２.４是蝸桿傳動示意圖</p><p><b>　　圖２.4蝸桿傳動</b></p><p>　?、孺湕l傳動：適用范圍是兩軸線平行且有較大的中心距、同向轉動、對瞬時傳動比和傳動平穩(wěn)性無高要求以及工作條件惡劣的環(huán)境下使用。長處是無彈性滑動和打滑現象，平均傳動比恒定；鏈條不需要張緊，當它運轉時作用在軸上的勁向

43、力小，軸承磨損較小，且具有較高傳動效率；能在高溫、多粉塵、多油污、濕度大等惡劣環(huán)境下工作；短處是工作時，瞬時傳動比不恒定，從而會產生動載荷，傳動過程不能保持平穩(wěn)，且會發(fā)出噪聲和振動等現象；只限于兩平行軸之間的同向回轉傳動，磨損后易發(fā)生跳齒，不宜用在載荷變化大或急速反轉的場合，鏈條傳動示意圖如圖2.5所示。</p><p>　　綜合上述各傳動方案的優(yōu)缺點，考慮制砂機的經濟因素和性能因素，以及過載保護等安全問題，所以

44、選擇V帶傳動裝置最佳。</p><p><b>　　圖2.5鏈條傳動</b></p><p>　　2.2 結構方案的設計</p><p>　　2.2.1 機架的分析</p><p>　　機架的設計是本設計的一個重點部分，制砂機的機架構造普通形式有整體式和剖分式兩種。下面將通過表2.1對這兩種形式的機架結構進行分析：<

45、;/p><p><b>　　表2.1</b></p><p>　　由制砂機的性能和特點分析，應該選擇剖分式機架</p><p>　　2.3 制砂機機型的確定 </p><p>　　制砂機主要由三個部分組成，分別是動力部分，傳動部分和破碎部分。動力裝置采用電動機驅動，傳動部分采用V帶傳動。破碎部分主要有錘擊和沖擊過程。制砂機的

46、安裝采用立軸式上下安置，主軸位于中間，其安裝有很多層轉盤，轉盤的層與層之間又會安裝有錘頭。機架選擇剖分式機架，便于裝卸及維修。</p><p>　　所以該制砂機的類型為立軸錘式破碎機。其結構形式如圖2.6所示</p><p>　　圖2.6 制砂機結構圖</p><p>　　第3章 電動機的選擇</p><p>　　3.1 電動機類型和結構形式

47、的選擇</p><p>　　電動機可分為直流電動機和三相交流異步電動機，直流電動機適合較大功率，低速運行和起動，反轉頻繁的系統(tǒng)；而三相交流異步電動機適合與較大、中、小功率的場合，它一般用于工業(yè)中。Y系列三相交流異步電動機的結構比較簡單、制造所用的成本低、維護方便，所以它應用最廣,而YZ和YZR系列三相異步電動機轉動過程不僅慣量小而且過載能力大，因此使用在經常啟動、制動和反轉、間歇或短時工作的場合中。在考慮電動機的

48、工作特性作環(huán)境特點，載荷大小、性質，起動性能等因素后，決定選用YZ和YZR系列三相異步電動機。</p><p>　　Y系列電動機屬于全封閉自冷式鼠籠型三相異步電動機。它集中了國內外的先進技術，是全國統(tǒng)一設計的新系列產品。它可用于驅動各種不同機械。例如破碎機、切削機床及其它設備。</p><p>　　3.2同步轉速的確定</p><p>　　電動機的同步轉速有750r

49、/min、1000r/min、1500r/min、3000r/min四種。電動機的轉速是根據工作機械的要求而選定的。同步轉速越高，結構越簡單，價錢則會越低；反之轉速越來越低時，則其尺寸就會變得越大，價格就會越貴，而且效率也越低。對于一些需要高轉速的工作機械，應選擇高速電動機。同步轉速為1500r/min或1000r/min的電動機用于較多的機械設備中。該設計中選用同步轉速≥1000r/min的電動機。</p><p&

50、gt;　　3.3 電動機型號和功率的確定</p><p>　　電動機功率的選擇，需考慮電動機的經濟因素和是否能正常工作。如果功率選得太小了，工作機就不能保證會正常工作或電動機因為長時間過載而損壞；但功率選得太大時，又會使電動機的價格變高，而且運行時經常不滿載，電動機效率和功率因數都會降低，容易造成浪費。當機械長期連續(xù)工作時，應使電動機的額定功率Pe稍大于電動機的所需功率Pd，即Pe≥Pd。</p>

51、<p>　　破碎物料的損耗主要取決于物料的性質，轉子的圓周速度，生產能力和破碎比。工作時的有用功耗可按下述Bond公式進行計算：由邦德理論[4]可得</p><p><b>　?。?.1）</b></p><p>　　式中，——機器的每小時生產能力,T/h;</p><p>　　——物料的破碎功指數，對于石灰石，可取; A

52、——產品粒度（80%通過的粒度）;</p><p>　　B——給料粒度（80%通過的粒度），</p><p>　　因為A ≤8000μm B ≤ 120000 μm</p><p>　　取A = 8000μm B = 120000μm</p><p>　　Q = 22T/h= 12Kw·h/T</p>

53、;<p>　　故所需的電動機功率Pd為</p><p>　　是機器的總效率。經驗上通常取 = 0.8～0.85或按下式計算</p><p>　　為機器中每對運動副或傳動副(如帶傳動、軸承和破碎機等)的效率 ，可查表確定。表3.1給出了常用機械傳動和軸承等效率的概略值</p><p>　　表3.1常用機械傳動和軸承等效率的概略值</p>

54、<p>　　所以取V帶傳動：；破碎機： 5</p><p>　　根據Pe≥Pd原則，選擇電動機型號為：Y200M-4，技術參數如表3.2</p><p>　　表3.2 Y200L-4的技術參數</p><p>　　第4章 V帶傳動的設計</p><p>　　4.1確定計算功率Pc</p><p>　　計算

55、功率Pc 是根據傳遞的功率Pe，并考慮到載荷性質和每天工作時間等因素的影響而確定的。即</p><p><b>　　(4.1)</b></p><p>　　式中：--所需傳遞的額定功率（例如電動機的額定功率或名義的負載功率），</p><p>　　--工作情況系數，見表4.1</p><p><b>　　查表得

56、=1.5</b></p><p>　　表4.1 工作情況系數</p><p><b>　　4.2選擇V帶型號</b></p><p>　　由計算功率和小帶輪的轉速，由圖4.1選取普通V帶的型號是C帶。</p><p>　　圖4.1 普通V帶選型圖</p><p>　　4.3確定大、小帶

57、輪基準直徑，并驗算帶速</p><p>　　4.3.1初選小帶輪基準直徑</p><p>　　V帶的彎曲應力與小帶輪的基準直徑相關，小帶輪基準直徑越小，則彎曲應力就會越大，從而會降低V帶的使用壽命；反之，如果小帶輪基準直徑過大，則帶傳動的整體外廓尺寸增大，使結構不緊湊；故設計時小帶輪基準直徑dd1應根據上圖中的推薦值dd1，并參考手冊中的基準直徑系列來選取，并使dd1≥ddmin。<

58、/p><p>　　表4.1 V帶輪最小基準直徑及基準直徑系列</p><p>　　根據表4.1可知C型V帶輪最小直徑。</p><p>　　4.3.2 驗算帶速V</p><p>　　一般應使帶速v控制在5～25 m/s的范圍內，如果帶速太大，則離心力就會變大，帶的使用壽命就會變??；反之，若帶速過小，傳遞功率不變時，則所需的V帶的根數增多。&l

59、t;/p><p>　　4.3.3 計算并確定大帶輪基準直徑</p><p>　?。?.2） </p><p>　　由式（4.2）計算出來的d值，最后應圓整為表4.1中的基準直徑系列值。為了使制砂機主軸的轉速在600～1200r/min范圍之間，選取i=2</p><p>　　4.4確定中心距和帶長，并驗算小帶輪包角</p>

60、;<p>　　4.4.1 初定中心距</p><p>　　若中心距未給定，可先根據結構需要初定中心距</p><p>　　當中心距過大時，那么傳動結構尺寸也會變大大，且V帶易顫抖；中心距過小，小帶輪包角減小，傳動能力就會降低，且V帶的繞轉次數越來越多，壽命會減少。因此中心距通常按下式初選，即</p><p><b>　　即 </b&

61、gt;</p><p><b>　　初取中心距</b></p><p>　　4.4.2 計算帶長</p><p>　　取定后，根據帶傳動的幾何關系，按下式計算帶長L0，即</p><p><b>　　即 </b></p><p>　　4.4.3確定帶的基準長度&

62、lt;/p><p>　　根據和V帶型號，由表4.2選取相應帶的基準長度</p><p><b>　　表4.2 基準長度</b></p><p>　　選取相應帶的基準長度</p><p>　　4.4.4 確定實際中心距a</p><p>　　根據選取的基準長度Ld ，按下式近似計算</p>

63、<p><b>　　即 </b></p><p>　　4.4.5 確定中心距的變化范圍</p><p>　　考慮安裝、更換V帶和調整、補償初拉刀（如帶伸長而松弛后的張緊），V帶傳動通常設計成中心距可調的，變動范圍是</p><p>　　4.5 驗算小帶輪（即主動帶輪）上的包角ɑ1</p><p>　　一般

64、要求，相反則應采用加大中心距或減小傳動比等方式來增大值。</p><p>　　4.6 確定V帶根數Z</p><p>　　V帶的根數Z可按下式計算，即</p><p><b>　　(4.3)</b></p><p>　　式中，——表示單根V帶不打滑又具有一定得疲勞強度和壽命時，所能傳遞的功率，稱為單根V帶的基本功率，&l

65、t;/p><p>　　[——單根V帶在實際工作條件下所能傳遞的功率,稱為許用功率</p><p>　　——傳動比不為1時，單根V帶的基本額定功率增量；</p><p>　　——包角系數。考慮包角 時對傳動能力的影響；</p><p>　　——長度修正系數?？紤]到實際帶長不等于特定基準長度是對傳動能力的影</p><p>　

66、　根據線性插值法, 查表可得</p><p>　　查表4.2得 </p><p>　　代入式（4.3），得</p><p>　　計算出的Z值最后應圓整為整數，要使每根V帶受力比較均勻，V帶的根數不能過多，一般取Z=3～6根，最多不超過8根，否則應改選帶的型號并重新計算。所以取Z=6根</p><p>　　4.7 確定單根帶的初

67、拉力</p><p>　　在V帶傳動中，若預緊力過小，那么摩擦力會變小，有打滑現象。安裝時，應保證初拉力大于上述值，但初拉力過大，那么使用壽命會變低，軸的壓力變大。</p><p><b>　　查表4.3，得</b></p><p>　　表4.3 普通V帶的截面尺寸</p><p>　　4.8計算V帶對軸的壓力Q<

68、/p><p>　　4.9 V帶輪的結構設計</p><p>　　4.9.1V帶輪的材料</p><p>　　當帶速V＜25m/s 時，采用HT150；帶速V=25～30m/s時，采用HT200；當帶速V更高時，宜采用鑄鋼或鋼的焊接結構；</p><p>　　由前面算得,所以V帶輪采用HT150。</p><p>　　4.9

69、.2V帶輪的結構形式</p><p>　　V帶輪一般由輪緣、輪轂和輪輻等3部分所組成。根據輪輻的結構不同，V帶輪可分為如下4種形式:</p><p>　?。╝）實心式：主要適用于帶輪基準直徑dd小于或等于(2.5～3) ds的場合（ds為帶輪軸孔直徑,為55mm)，其結構形式和主要尺寸如圖4.2（a）</p><p>　?。╞）腹板式：應用于帶輪基準直徑dd小于或等

70、于 300 mm的場合。其結構形式和主要尺寸如圖4.2（b）.</p><p>　?。╟）孔板式：用于帶輪基準直徑dd小于或等于 300 mm、且dd大于或等于100 mm的場合。其結構形式和主要尺寸如圖4.2（c）</p><p>　?。╠）輪輻式：主要適用于帶輪基準直徑dd大于 300 mm的場合。其結構形式和主要尺寸如圖4.2（d）.</p><p>　　因為

71、=200mm<300mm =400mm>300mm</p><p>　　所以小帶輪采用腹板式，大帶輪采用輪輻式。</p><p><b>　　圖4.2</b></p><p>　　4.9.3 V帶輪主要尺寸</p><p>　　4.9.3.1 小帶輪主要尺寸</p><p>　　帶

72、輪寬：根據表4.4，得</p><p>　　e=25.5±0.5 </p><p>　　所以 </p><p>　　外徑： 查表4.4，得</p><p><b>　　輪槽深：</b></p><p><b>　　槽寬：</b>&l

73、t;/p><p>　　槽角：查表4.4得 </p><p>　　輪緣直徑： 查表4.4，得</p><p>　　則 </p><p>　　根據電動機外伸軸直徑 得=55mm</p><p>　　輪轂寬度: =82.5mm～110mm 取L1=100mm</p>&l

74、t;p>　　凸輪直徑：=99mm～110mm 取db1=105mm</p><p>　　輻板厚：=31.8mm～47.7mm 取S1=35mm</p><p><b>　　表4.4</b></p><p>　　4.9.3.2大V帶輪的主要尺寸</p><p>　　帶輪寬： </p>

75、<p>　　外徑： =400+2×4.8=409.6mm</p><p><b>　　輪槽深：</b></p><p><b>　　槽寬：</b></p><p>　　槽角：查表4.4得 </p><p>　　輪緣直徑： </p>

76、<p>　　根據電動機外伸軸直徑 得ds2=55mm</p><p>　　輪轂寬度: L2=(1.5～2)ds2=82.5mm～110mm 取L2=105mm</p><p>　　凸輪直徑： db2=s2 =99mm～110mm 取db2=110mm</p><p>　　輻板厚：=31.8mm～47.7mm 取S2=35mm&

77、lt;/p><p>　　第5章 制砂機的主要結構參數及運動參數的確定</p><p>　　5.1轉子的直徑和長度</p><p>　　礦塊的尺寸決定轉子的直徑。一般情況下轉子的直徑與給礦塊尺寸之比為4～8，若為大型破碎機近似取2。機器生產能力的大小決定轉子的長度。轉子直徑與長度的比值一般為0.7～1.5，如果投入的物料沖擊力較強，應選取較大的比值。</p>

78、<p>　　由此可見，轉子的直徑Dp和長度Lp經驗公式為：</p><p><b>　　小型：</b></p><p><b>　　中型：：</b></p><p><b>　　大型：</b></p><p>　　式中，——最大入料粒度，mm</p>

79、<p><b>　　轉子的長度Lp :</b></p><p>　　因為本次設計的是小型破碎機，所以</p><p><b>　　取Dp=960mm</b></p><p>　　因為制砂機工作時較大沖擊，所以取，則Lp=960mm</p><p><b>　　5.2 轉子的轉速

80、</b></p><p>　　轉子轉速可按圓周速度來計算：</p><p>　　所以 </p><p>　　轉子圓周速度一般選擇范圍在18～70m/s之間。對中小型破碎機， 取v=25～70m/s，而轉速在750～1500r/min;對大型破碎機取v=18～25m/s， 而轉速為200～300r/min。速度越高， 產品粒度越小，錘頭、

81、襯板和箅條磨損也越快，增加功率消耗， 對機器零件的加工， 安裝精度要求也變大， 所以在滿足產品粒度的情況下， 轉子圓周速度應選擇較低的。</p><p><b>　　5.3錘頭的數量</b></p><p>　　制砂機的每排錘頭個數的計算式如下:</p><p>　　式中，β——系數，錘頭寬度及入料塊尺寸和形狀的系數，取β=6～8；</p

82、><p>　　n——轉子轉速，r/min；</p><p>　　H——給料高度，m；</p><p>　　G——重力加速度，g = 9.81m/s2；</p><p>　　h——錘頭工作區(qū)深度，m。</p><p>　　取β=8，H=dd1=0.2m</p><p>　　則

83、 6.36</p><p>　　由經驗可知，錘頭數目與轉子直徑有關。當轉子直徑小于1.5米時，制砂機的錘頭沿圓周方向的個數為3～6；當轉子直徑大于為1.5米時，可選用6～10個。若礦石較硬和破碎比較大時，環(huán)錘數目要多些，且盡可能為偶數。由前面算得，轉子直徑為0.8m,所以取錘頭數量為Z=6個</p><p>　　5.4錘頭質量的計算</p><p>　　錘子是

84、錘式破碎機最關鍵的零件， 而錘子的質量大小直接影響破碎效果。若錘子</p><p>　　質量過小， 就不能將物料一次性打碎； 若錘子質量過大， 那么無用功消耗過大， 成本耗費也會變高。我們知道，計算錘頭質量有兩種方法：一種是錘頭運動過程中產生的動能等于破碎礦石的破碎功來計算錘頭重量；另一種是根據碰撞理論動量相等的原理來計算錘頭的重量。前一種方法沒有顧全到錘頭打擊后的速度損失，所以計算的錘頭質量小，需要根據實際情況

85、修正。下面采用第二種方法計算：</p><p>　　在破碎物料過程中， 錘子打擊物料后會繞銷軸向后傾斜， 即產生速度損失， 一般允</p><p>　　許速度損失不大于50%～60%，</p><p>　　即 V2/V1=（0.4～0.5） （5.1）</p><p>　　式

86、中，V1——錘子頂端打擊料塊前的線速度m/s；</p><p>　　V2——錘子打擊料塊頂端的線速度。m/s。</p><p>　　根據動量守恒原理， 可得</p><p><b>　　代入式5.1，得</b></p><p>　　假設礦石為塊狀，最大給礦入料粒度為100mm，ρ = 2.93g/cm3</p>

87、;<p>　　取錘頭的質量為=3 kg</p><p><b>　　5.5 計算生產率</b></p><p>　　計算生產率要考慮到轉子的轉速有關和機體間的間隙， 即與破碎腔容積大小相關。立軸式破碎機為通過式粉碎機械， 物料通過速度決定產量大小，通過快產量就高， 反之則就越低。綜合上述，對立式粉碎機的產量要考慮轉子的轉速、 破碎腔的容積和產品的細度。&

88、lt;/p><p>　　式中，Q——生產率，t/h；</p><p>　　K——修正系數，取K=1.2；</p><p>　　D——轉子的直徑，m；</p><p><b>　　——筒體直徑，m；</b></p><p>　　——物料在機體內下落時的平均速度，m/s；</p><p

89、>　　——物料的密度,t/m³；</p><p>　　——物料的泊桑系靈敏，取0.25。</p><p><b>　　所以生產率為</b></p><p>　　第6章主軸、軸承、鍵等的強度校核與計算</p><p>　　6.1選擇軸的材料，并確定許用應力</p><p>　　軸的材

90、料有以下幾種：</p><p>　　45號優(yōu)質碳鋼：是直軸最常用的材料，適用于一般情況。</p><p>　　Q235A普通碳素鋼：受載較小的軸或不重要的軸。</p><p>　　40Cr合金鋼：機械強度高，適用于載荷較大、結構尺寸受限、需提高軸頸的耐磨性及處于高低溫或腐蝕條件下的軸。</p><p>　　球墨鑄鐵：吸振性好，對應力集中敏感性

91、較低，適用于外形復雜的曲軸。 </p><p>　　工程上，材料常見的熱處理方式有：正火、退火、調質、回火、淬火等。</p><p>　　根據上述分析和制砂機的工作性質、實際需要等，得出制砂機的設計功率不是太大，對其重量和尺寸無特殊要求，最后可選擇軸的材料為45號調質鋼。查表6.1可確定其許用應力。</p><p>　　表6.1軸的常用材料及其主要力學性能</

92、p><p>　　查表可知。制砂機所用的軸的需用應力為</p><p>　　6.2主軸最小軸徑的估算</p><p>　　軸的直徑可按扭轉變形的強度公式進行估算，中：,查表得=0.81，得</p><p>　　查表6.2可知，A=126～103，取A=120</p><p>　　表6.2幾種常用材料的A值</p>

93、<p><b>　　∴</b></p><p>　　因為軸端有一鍵槽，考慮軸的安全性，應將上述軸徑計算結果增大5％ ，再轉化為標準直徑值，通過查表6.3優(yōu)先取整數。</p><p><b>　　∴ </b></p><p><b>　　且40.44</b></p><

94、p>　　表6.3標準直徑系列（摘自GB 2822-81）</p><p><b>　　查表后，取</b></p><p>　　6.3軸的基本結構和基本尺寸的確定</p><p>　　軸的定位有兩端的軸承端蓋固定軸承的外圈來實現，右端軸承用軸套和過盈配合（H7/r6）固定內圈，左端軸承用軸套和過盈配合（H7/r6）固定內圈。輸入端的大帶輪則

95、用軸肩和擋板做軸向固定用平鍵做周向固定。由于破碎機工作時受到周向的沖擊故通過球面調心滾柱軸承安裝在機架兩側的軸承座中。軸承采用脂潤滑。另外，也要根據機體及軸承蓋等零件來決定。在設計中綜合考慮了機體、轉子、襯板、軸承座等因素的影響后，軸的具體設計尺寸如圖6.1所示。</p><p>　　圖6.1 軸的機構圖</p><p>　　軸1段與大V帶輪配合，直徑與相配合的零件輪轂直徑相一致，長度比輪

96、轂寬度小1-3mm。故取d1=55mm ，L1=102mm。</p><p>　　軸2段、軸8段均與圓錐滾子軸承配合，結合大V帶輪和飛輪需要軸肩定位，以及圓錐滾子軸承內圈的標準值，d2=d1+2×0.08d1=63.8mm，取d2=d8=65mm。選取軸承型號為32313型圓錐滾子軸承。其基本參數為：</p><p>　　所以B=48mm，考慮到軸承的密封等問題，取。</p

97、><p>　　圓錐滾子軸承采用軸肩定位，d3=d7=d2+20.08d2=75mm , 綜合考慮轉子與箱體壁的距離，箱體壁厚，襯板厚度，密封擋盤等情況，L3=L7=80mm。</p><p>　　軸4段采用切制螺紋，與圓螺母相配合，考慮選取國家標準值。取L4=40mm，</p><p>　　d4= d3+20.08d3=87mm。</p><p>

98、;　　軸5段與轉子配合，由上面計算可知，轉子的長度為960mm,所以L6=960mm, 考慮到轉子的安裝方便，去d6=95mm。</p><p>　　軸6段為軸肩，d6=d5+0.16d5=110mm,L6=10mm。</p><p>　　6.4軸的強度計算及校核</p><p>　　6.4.1 破碎力的確定</p><p>　　轉子的沖擊破

99、碎力的大小可按動量定理求出 （假定物料碰撞前的速度為零）其沖擊破碎力P：</p><p>　　式中，P——破碎力，N；</p><p>　　m——料塊的質量，kg；</p><p>　　v0——沖擊后物料的速度，m/s；</p><p>　　t--沖擊時間： </p><p>　　R——料塊的半徑，m

100、；</p><p>　　v——轉子的圓周速度，m/s。</p><p>　　6.4.2 軸的受力分析</p><p>　?。?）畫軸的受力簡圖及彎矩圖</p><p>　　（2）計算支承反力。</p><p>　　由式： ,得 </p><p>　　由式：得

101、 </p><p><b>　　在垂直面上</b></p><p>　?。?）畫彎矩圖（見圖c，d，e）</p><p>　　由式： </p><p>　　在a—a截面處，水平面上彎矩為</p><p><b&g

102、t;　　垂直面上彎矩為</b></p><p><b>　　合成彎矩，</b></p><p><b>　　得</b></p><p>　　由式： （6.1）</p><p><b

103、>　　得，轉矩 </b></p><p>　　6.4.3 軸的疲勞強度及安全系數的校核</p><p><b>　　查表得。</b></p><p>　　（1）a—a截面左側</p><p>　　查表得絕對尺寸；軸經過磨削加工表面質量系數則</p><p>　　彎曲應力

104、 （6.2）</p><p>　　應力幅 </p><p>　　平均應力 </p><p>　　切應力 （6.3)</p><

105、p>　　式中：T ─ 軸所傳遞的轉矩，N.mm;</p><p>　　W ─ 抗扭截面系數,。</p><p>　　校核危險剖面疲勞強度安全系數安全系數 </p><p><b>　?。?.4）</b></p><p>　　在彎矩作用下和在轉距作用下的安全系數分別為</p><p><

106、b>　　（6.5）</b></p><p>　?。?.6） </p><p><b>　　得，</b></p><p>　　查表得許用安全系數顯然S>>, 故a—a剖面安全。</p><p>　　6.5 軸承的選用和校核

107、</p><p>　　6.5.1 軸承的選用</p><p>　　合理選擇軸承的類型，是軸承選用的第一步。選用軸承時，一般主要考慮以下幾個方面的因素：</p><p>　　①軸承承受的載荷情況：軸承受載荷的大小、方向和性質，是選擇軸承類型的主要依據。</p><p>　　②軸承的轉速：極限轉速是指軸承在一定的工作條件下能到達所承受最高熱平衡文

108、都時的轉速值，故軸承的工作轉速應低于其極限轉速。</p><p>　?、圩詣诱{心功能：當由于制造或安裝等原因不能保證軸心線和軸承中心線較好重合，或者軸受載后玩去變形較大而造成軸承內、外圈軸線發(fā)生偏斜時，這就要求軸承有較好的調心性能。這時，應選用調心球軸承或調心滾子軸承，并成對使用。</p><p>　　④經濟性能：球軸承比滾子軸承廉價，調心軸承價格最高。在滿足使用功能的前提下，應盡量選用低

109、精度、價格便宜的軸承。</p><p>　　根據上述因素，本設計采用32313型圓錐滾子軸承，滑方式選用油管潤滑</p><p>　　6.5.2 軸承的壽命校核</p><p>　　根據公式 (6.7)</p><p><b>　　式中，</b></p>

110、<p>　　n=800r/min</p><p>　　假定32315滾子壽命為3年，則</p><p>　　Lh=330016=14400</p><p>　　式6.7中, </p><p>　　所以該軸承符合要求。</p><p><b>　　6.6 鍵的選用</b>

111、;</p><p>　　鍵的選用包括類型的選用和規(guī)格尺寸的選用，類型的選用可根據軸和輪轂的結構特點、使用要求和工作條件確定。鍵的規(guī)格尺寸的選用根據軸的直徑d按標準確定鍵寬b和鍵高h。鍵的長度L則根據輪轂長度確定，L等于或小于輪轂長度。導向鍵按輪轂長度及其滑動距離而定，滑鍵主要根據輪轂長度來確定。剪得材料一般為碳素鋼，常用的有45鋼等。本設計分別選平鍵：</p><p>　　28×

112、16×153 （GB1095-86）大V帶輪</p><p>　　36×20×800 （GB1095-86）園盤處</p><p><b>　　鍵的校核采用公式：</b></p><p>　　式中，T -- 轉矩，；</p><p>　　d -- 軸的直徑，；</p>

113、<p>　　h -- 鍵的高度，；</p><p>　　-- 鍵的工作長度，；</p><p>　　-- 許用擠壓應力，，</p><p>　　由表6.4，查得=60～90MPa</p><p>　　表6.4 鍵鏈接的需用擠壓應力</p><p>　　大帶輪處鍵：28×16×153

114、 </p><p><b>　　符合要求。</b></p><p>　　圓盤處鍵：36×20×800</p><p><b>　　符合要求。</b></p><p>　　第7章 相關零件設計</p><p>　　7.1 反擊板的設計<

115、/p><p>　　反擊板的形式有許多，主包括折線形和弧線形。折線形反擊面以垂直方式對物料進行沖擊。圓弧形反擊面則會先使物料從反擊版反彈，在圓心區(qū)形成強烈的碰撞粉碎，從而增加物料的自由沖擊破碎效果。</p><p>　　反擊板一般采用鋼板焊成。反擊面上由耐磨的襯板、反擊輥或篦條板組成。帶有篦縫的反擊面，其產品細粒級含量較少，極大提高了設備的生產力，耗電較少。但存在的缺點是結構較為復雜、難于更換反

116、擊面、磨損快。</p><p>　　立軸式破碎機的轉子采用整體鑄鋼制成，結構牢固，安裝板錘時較為容易。制砂機反擊板經各種表面積形狀實驗比較,采用棱條結構效果最好。因為棱條尖角部分鑄造質量和熱處理后硬度高, 抗磨損能力強。而且隨著抗磨面的逐漸加大，磨損尺寸會越來越小。反擊板材質采用耐磨合金鋼，能使反擊板壽命延長。</p><p>　　反擊板結構如圖7.1所示。</p><

117、p>　　圖7.1 反擊板的結構圖</p><p>　　7.2 給料口的設計</p><p>　　給料口寬度至少要略大于最大給料尺寸，為了要求給料有一定的垂直下落速度取，要求入料塊經導板給入，因此，導板的傾角不應小于，否則引起給料塊的堆積，接料套筒和接料套筒下調整套組成了料口，物料首先從接料套筒下落至調整套再從圓盤和調整套筒的間隙中出來。若要調節(jié)給料量，則調節(jié)調整套和圓盤的間隙大小，接

118、料套筒的尺寸和調整套筒的尺寸由圓盤給料機每小時的給料量和圓盤的半徑確定，通過固定在套筒兩邊的螺紋桿旋轉帶動套筒的上下運動可以調整套筒高度。給料口如圖7.2示。</p><p>　　圖7.3 給料口的結構圖</p><p><b>　　7.3 錘子的設計</b></p><p>　　錘頭的硬度和耐磨性有關。但隨著硬度的提高，會降低錘頭的抗沖擊韌性

119、。因此，關鍵是如何選擇錘頭適宜的硬度和較好的抗沖擊韌性。錘頭的材料分別為高錳鋼、高鉻鑄鐵、低碳合金鋼。高錳鋼主要特點是表面層在較大的沖擊或接觸應力的作用下迅速產生加工硬化，其加工硬化指數比其它材料高5—7倍，使用高錳鋼能使耐磨性得以提高。但假如使用沖擊力不夠或接觸應力小，則不能使表面迅速產生加工硬化，高錳鋼的耐磨性就不能充分發(fā)揮。高鉻鑄鐵是一種具有優(yōu)良抗磨性能的耐磨材料，但易發(fā)生脆性斷裂，因為其韌性較低，。為了使高鉻鑄鐵錘頭安全運行，開

120、發(fā)了復合錘頭，即將高鉻鑄鐵鑲鑄在高錳鋼或低合金鋼錘頭頭部，或者錘柄部分采用碳鋼，錘頭工作部分采用高鉻鑄鐵，將兩者復合起來，這樣錘頭頭部就會有高硬度的特性，而錘柄部具有高韌性。但由于其結構繁雜，制作起來工藝程序較為復雜。低碳合金鋼由含鉻、鉬等種元素組成，因此其優(yōu)點是硬度較高、韌性良好，其使用壽命在同等工作條件下，至少比高錳鋼錘頭提高1倍以上。但錘頭的調質熱處理是關鍵的過程，調質熱處理后不僅要求整體抗拉強度達850 MPa以上，還需要有有很