1、中原工學院2010屆畢業設計（論文）說明書畢業設計（說明書）題目名稱：復合立式破碎機院系名稱：機電學院班級：機自063學號：200600314302學生姓名：胡燕華指導教師：張雪松2010年6月目錄TOC o 1-5 h z摘要31引言錯誤！未定義書簽。 HYPERLINK l bookmark10 破碎理論5表面理論5體積理論5 HYPERLINK l bookmark12 一般破碎機械6 HYPERLINK l bookmark14 復合立式破碎機9 HYPERLINK l bookmark16 復合立式破碎機詳細設計11 HYPERLINK l bookmark18 產品的技術參數:11

2、 HYPERLINK l bookmark22 電機選型12電機功率計算12電機選擇12 HYPERLINK l bookmark27 傳動機構的設計及計算13帶傳動的設計計算13帶輪護罩設計計算18 HYPERLINK l bookmark39 2.4主軸部分參數計算152.4.1主軸的結構設計及校核16錘式破碎機的主要結構參數及其設計21 HYPERLINK l bookmark95 2.5鍵的選擇及其校核252.5.1軸鍵的選擇及校核26 HYPERLINK l bookmark105 2.6軸承校核27主軸軸軸承選用及校核27 HYPERLINK l bookmark121 結束語29

3、 HYPERLINK l bookmark123 致謝29 HYPERLINK l bookmark125 參考文獻30摘要本設計對復合立式破碎機主要參數的計算及結構設計進行了論述。文中從破碎理論談起，記述了各種傳統破碎機的技術規格，適用范圍以及它們的不足之處。立式復合式破碎機是在PCL基礎上改進而成的，集錘式破碎機、反擊破碎機、圓錐破碎機等破碎設備的優點于一體，物料在工作腔反復收到沖擊、研磨等作用而破碎。適用于破碎中等硬度的物料，是理想的超細破碎設備，可廣泛用于建材、冶金、礦山、化工、電力、煤炭等工業部門物料二次破碎和磨前細碎，降低入磨粒度可使磨機產量提高35%-45%。本設計所涉及的復合立

4、式破碎機，結合了立式破碎機和錘式破碎機的優點，使生產能力得到了很大的提高，出料粒度的均一性得到了很好的保證，使物料得到了有效的破碎，這是有生產的實踐為證的。但由于該機械新的一面，所以尚未有成熟的計算方法對其進行精確的計算，只能在傳統破碎機械計算的基礎上，結合生產實踐，對其進行粗略的估算。關鍵詞：復合立式破碎機，破碎，出料粒度。英文摘要AbstractKeyword：verticalcompoundcrusher，crush，dischargingpin-size。中原工學院2010屆畢業設計（論文）說明書中原工學院2010屆畢業設計(論文)說明書Thedesignofcomplexparame

5、tersofthemainverticaltoacrusherandstructure.Thearticletalksaboutabrokentheory.Anddescribedthetraditionaltechnicalspecificationstoacrusherandthescopeandtheirdeficiencies.Verticalacrusherisbasedontheimprovementofthehammer,setinacrusherandreturntoacrusherandconicalsoonthemeritsofthebrokenequipment,mate

6、rialsandtoreceivetheimpactonairs,grindingetc.Applytothecrushingmediumhardcoarse-grainedmaterialisanidealofthin,crackedequipmentformetallurgy,building,mining,chemical,electricity,coalindustrymaterialsforsecondarycrushingandgrinding,cuttingthegroundbeforenexttothemill,grainoutputincreasedfrom35%to45%.

7、Thedesignofthecompositeverticaltoacrusherandtheverticaltoacrusherandthependulumtypetoacrusher;theproductioncapacityhasbeenmuchimproved.Thegranularityofmaterialsexgotagoodthatthematerialshavebeeneffective,thisisaproductionofpracticetopermit.Butbecauseofthenewmachine,soithasnotyethavethematurecalculat

8、edtocomputeaccuratelybutbreakthetraditionalmachineryonthebasisofproductionandpractice,aroughestimate.1引言眾所周知，破碎幾乎是各種礦物加工過程中的第一道工序，而此道工序在整個礦物處理過程中起著重要的作用。有的礦物破碎后要保證物料不至于過粉碎，還需要保持一定細的粒度，以滿足物料在整個工藝過程中更好的應用，而目前大多數使用單位都要求向規模效益方向發展。因此，研制開發適用于避免過粉碎的細碎型破碎機，滿足國內礦山急需，替代進口迫在眉睫，具有非常重要的意義。破碎理論破碎是相當復雜的，它與被破碎物本身的性

9、質(物料的均勻性、硬度、密度、料塊的形狀和含水率)以及所選擇的機械裝備等有關。破碎物料時所加的外力除了使物料塊發生相對移動和轉動外，還使物料破碎。確定破碎時所消耗的功與被破碎物料的破碎程度之間的關系是相當重要的。破碎的現有理論中以表面理論和體積理論為最普遍，雖不能得到十分精確的結論，但可作為選型或設計時的參考。表面理論該理論認為破碎時所消耗的功與被破碎物料新形成的表面積成正比。一般情況下，當將邊長為lcm的立方體分成邊長為1/ncm的小立方體時，可得到n3個小立方體，分割平面數為3(n-1),所消耗的總功為3P(n-1)。假設將上述立方體物料分割成邊長分別為1/m(cm)和1/m(cm)的小立

10、方體，12則其所消耗的功之比為Pm/Pm=3P(m-1)/3P(m-1)=(m-1)/(m-1)，121212當m和m非常大時，可以寫成Pm/Pm=m/m。由此可見，破碎所消耗的121212功與物料的破碎度成比例。體積理論該理論是指破碎物料所消耗的功等于使物料變形直到在物料內部產生極限應力(抗壓極限強度)所消耗的功。根據胡克定律，壓縮時物料內部產生的應力與應變成正比，即O=E式中O物料內部應力，N/m2物料的應變E物料彈性模量，N/m2設N為使物料變形的外力，A為物料橫截面面積，L為物料的縮短變形量，L為物料的原始長度，那么O=N/A;=L/L；從而N/A=EAL/L，得出L=NL/EA其中L

11、,E,A為常量，則L與N的關系為直線關系，則使物料變形厶L所消耗的功W就為W=NAL/2=N2L/2EA物料內部產生的應力O=N/A代人上式可得W=b2AL/2EAL即為物料的體積，所以W=b2V/2E當要將物料破碎斷裂時，應力O達到了物料的抗壓強度極限應力G，從而可得b到物料破碎時所消耗的功為W=b2V/2E破碎b由此可見，對每種物料而言，G和E均為定值，則功W與體積V成正比。b破碎因為當應力大于強度極限時物料方可破碎，而大多數巖石都不符合變形的胡克定律，實驗表明，體積理論僅可用于粗略計算靠沖擊力或壓力進行破碎的機械所消耗的功。1.2一般破碎機械破碎機械是對固體物料施加機械力，克服物料的內聚

12、力，使之破裂成小塊物料的設備。破碎機械所施加的機械力，可以是擠壓力、劈裂力、彎曲力、剪切力、沖擊力等，在一般機械中大多是兩種或兩種以上機械力的混合。對于堅硬的物料，適宜采用產生彎曲和劈裂作用的破碎機械；對于脆性和塑性的物料，適宜采用產生沖擊和劈裂作用的機械；對于粘性和韌性的物料適宜采用產生擠壓和碾磨作用的機械。在礦山工程和建設工程上，破碎機械多用來破碎爆破開采所得的天然石料，使之成為規定尺寸的礦石或碎石。在硅酸鹽工業中，固體原料、燃料和半成品需要經過各種破碎加工，使其粒度達到各道工序所要求的尺寸，以便進一步加工操作。通常的破碎過程，有粗碎、中碎、細碎三種，其入料粒度和出料粒度，如表1-1所示。

13、所采用的破碎機械相應地有粗碎機、中碎機和細碎機三種。表1-1物料粗碎、中碎、細碎的劃分（mm）類另U入料粒度出料粒度粗碎300900100350中碎10035020100細碎50100515工業上常用物料破碎前的平均粒度D與破碎后的平均粒度d之比來衡量破碎過程中物料尺寸變化情況，比值i稱為破碎比（即平均破碎比）i=D/d為了簡易地表示物料破碎程度和比較各種破碎機的主要性能，也可用破碎機的最大進料口尺寸和最大出料口尺寸之比來作為破碎比，稱為標稱破碎比。中原工學院2010屆畢業設計(論文)說明書中原工學院2010屆畢業設計(論文)說明書中原工學院2010屆畢業設計（論文）說明書在實際破碎加工時，裝

14、入破碎機的最大物料尺寸，一般總是小于容許的最大進料口尺寸，所以，平均破碎比只相當于標稱破碎比的0.70.9。破碎機械常用的類型有：顎式破碎機、圓錐破碎機、旋回式破碎機、錘式破碎機和立式破碎機等。顎式破碎機廣泛運用于礦山、冶煉、建材、公路、鐵路、水利和化工等行業，根據其結構不同可分為復擺顎式破碎機（即單復擺顎式破碎機）和簡擺顎式破碎機。復擺顎式破碎機適用于粗，中碎抗壓強度250mpa以上的各種礦石巖石。簡擺顎式破碎機則可以破碎各種硬度的礦石和巖石，且特別適用于破碎各種硬度的磨蝕性強的石料。復擺顎式破碎機工作時，電動機通過皮帶輪帶動偏心軸旋轉，使動顎周期地靠近、離開定顎，從而對物料有擠壓、搓、碾等

15、多重破碎，使物料由大變小，逐漸下落，直至從排料口排出。表1-2簡擺顎式破碎機的技術規格規格進料口尺寸mm最大進料粒度mm出料口調節范圍mm生產率t/h電動機功率kw長寬1200X900井下1200900650150180140200110.01200X900液壓120090075015020014020095.01500X120015001200850130180170180.02100X1500210015001250250300400500280.0表1-3復擺顎式破碎機的技術規格規格進料口尺寸mm最大進料粒度mm出料口調節范圍mm生產率t/h電動機長寬型號功率kw250X15025015

16、0125104014Y1325-45.5350X200350200160105025Y160M-67.5380X2403802401721Y160M-67.5400X2504002502102080520Y180L-615.0400X250分段式400250400X250移動式4002502202080520M200L2-6-05022400X250汽油機驅動40025022020801012M-050汽油機820(hp)400X2504002501802080810Y180M-417.0500X2505002502202080540Y200L2-622600X4006004003504016

17、017115Y250M-830.0750X5007505004505017070120YR280-855.0900X6009006004807520052192YR315L-8751200X900120090075010020015300YR315L-6110.0錘式破碎機大量應用于水泥廠、電廠等各個部門，所以，它的設計有著廣泛的前景和豐富的可借鑒的經驗。其設計的實質是，在完成總體的設計方案以后，就指各個主要零部件的設計、安裝、定位等問題，并對個別零件進行強度校核和試驗。并在相關專題中，對錘頭的壽命延長進行比較詳細的分析。在各個零部件的設計中，要包括材料的選擇、尺寸的確定、加工的要求，結構工藝

18、性的滿足，以及與其他零件的配合的要求等。在強度的校核是，要運用的相關公式，進行危險部位的分析、查表、作圖和計算等。并隨后對整體進行安裝、工作過程以及工作后的各方面的檢查，同時兼顧到維修、保險裝置等方面的問題，最后對兩個主要工作零件的加工精度、公差選擇進行分析，以保證破碎機最終設計的經濟性和可靠性。立式破碎機是在吸取國內外先進細碎設備的基礎上，優化設計而成的一種無篩條、可調式細碎設備，可廣泛適用于水泥廠的生料、熟料細碎作業。同時也可用于白云石、焦寶石、鉛鋅礦、蛇紋石、高爐渣、煤矸石、磷礦石等中等硬度物料的細碎作業，特別適用于硬質石灰巖、白云巖、花崗巖、玄武巖等人工造砂或高速公路路面石料的加工破碎

19、。表14立式破碎機技術參數型號800100012501500輥子直徑(mm)65080010001250筒體高度(mm)8008508501000主軸轉速(r/min)930769530495進料粒度(mm)100120150200出料粒度(mm)0-50-50-50-5處理量(t/h)5-1510-3020-6030-80電動機型號Y系列-4Y系列-4Y系列-4Y系列-4功率(kw)305575110轉速14401440750750外形尺寸(長X寬X高)(mm2200X860X19802700X1160X20002800X1400X27303100X1900X2300)1.3復合立式破碎機目

20、前破碎理論、工藝和設備的研究主要著重于：研究在破碎中節能、高效的理中原工學院2010屆畢業設計（論文）說明書中原工學院2010屆畢業設計（論文）說明書論，也力求找出新理論突破人們已熟知的破碎三大理論；研究新的非機械力的高能或多力場聯合作用的破碎設備，目前還沒有工業化的設備，只是研究階段；改進現有設備，這方面經常是根據用戶自己的需要來進行。近年來，我國無論在破碎理論、破碎技術、結構設計以及設備制造等方面都有很大的進步，但是不得不承認與國外破碎機相比，仍存在一定的差距。國外從上世紀中后期開始利用計算機仿真技術對破碎機機構、腔形、產量和磨損等進行優化，從而大大提高了破碎機的性能，縮短了產品開發周期，

21、提高了產品的市場競爭力。然而國內對破碎機的仿真優化設計的研究主要限于對特定型號的破碎機編寫相應程序進行優化設計，這些程序大多重用性差，只能解決特定型號中的特定問題。國內也有科研工作者開始嘗試利用先進的運動學與動力仿真設計工具對破碎機進行快速開發，對機構設計參數進行仿真設計，從而大大減小了仿真設計的工作量縮短了產品開發周期，提高了仿真模型重用率。要縮短這一差距，趕上同期國際水平，這仍然是一個比較長的過程。在借鑒國外破碎機的技術基礎上，研發了該滾筒式破碎機，即雙齒輥破碎機，該破碎機適用于破碎中低硬度的礦石、煤等物料。本設計所涉及的復合立式破碎機結合了立式破碎機和錘式破碎機的優點，使生產能力得到了很

22、大的提高，出料粒度的均一性得到了很好的保證，使物料得到了有效的破碎，這是有生產實踐可證明的。因該種機械新的一面，所以尚未有成熟的計算方法對其進行精確的計算，只能在傳統破碎機械計算的基礎上，結合生產實踐，對其進行粗略的估算。設計方案：為了實現上述目標，確定了如下方案：（1）傳動系統采用電動機帶輪齒輪減速主軸的傳動方式（2）過載保護采用柔性作用（3）出料粒度可調其結構圖大致如圖1-1所示：1出料口2上端蓋3分料錐4葉輪轉子5襯板6破碎機圓筒7軸承18托盤9錘頭10轉子體11主軸12軸承213下端蓋14帶輪15出料口16電機中原工學院2010屆畢業設計(論文)說明書中原工學院2010屆畢業設計(論文

23、)說明書2復合立式破碎機詳細設計2.1產品的技術參數:型號80010001250輥子直徑(mm)6508001000筒體高度(mm)800850850主軸轉速(r/min)1350970740進料粒度5070100150012501000650100175015601410600100中原工學院2010屆畢業設計（論文）說明書中原工學院2010屆畢業設計（論文）說明書(mm)出料粒度0-50-5（mm）處理量(t/h)5-1510-30出型號電功率Y系列-4Y系列-4機豐3055轉速14401440外形尺寸2200X82700X1160X2000（長X寬X60X198咼）（mm）0重量（t）2

24、.34.50-50-50-520-6030-8040-100Y系列-8Y系列-8Y系列-8751101327507507502800X143100X1900X23003350X2100X273000X28009.7318.126.61電機選型2.2.1電機功率計算對于功率的計算采用如下的近似理論計算方法。本方法是基于電機的功率應該與單位時間的破碎物料的功耗相同的原則，即認為電機的功率應如下求得：F=QW/n其中Q：破碎機的生產能力t/hW:單位生產量的功耗kWh/tn:破碎機的傳動效率采用Rittinger法確定單位生產量的功耗：11即：W二llm（-）EiAim:Bond功指數（KWh/1）

25、E:占排料粒度80%以上的組成部分的粒度尺寸（um）A：占給料粒度80%以上的組成部分的粒度尺寸（um）i：常指數，取0.45-0.5。2.2.2電機選擇由于所設計的破碎機的新穎性，暫時還沒有成熟的功率計算方法，故參考上述傳統破碎機械電機功率的計算方法，結合生產實踐的經驗，估取電機功率為160Kw,選擇電動機型號為YB355S-6。其主要參數如下：額定功率：160KW轉速：980r/min效率：0.94功率因數：0.87輸出軸徑：90mm傳動機構的設計及計算根據生產實踐經驗，選定電機至主軸間的減速傳動機構為一對帶輪。結合帶輪的傳動特點，取帶輪間的減速比為1.6，它們的具體設計如下所述：參考機械

26、工業出版社出版的機械設計手冊第二版的第四卷。已知電機軸轉速n=980r/min,輸入功率P=160kw1設計功率P由表33.1-2查得工況系數K=1.6,dAP=KP=16X160=256kwdA選定帶型根據P=256kw和n=980r/min，由圖331-2確定為E型帶。d1小帶輪基準直徑dd及大帶輪基準直徑d參考表33.1-18和圖33.1-2，取d1d21）2.3.1帶傳動的設計計算2)3)d=560mm，取傳動比i=1.6,彈性滑動系數8=0.02。則大帶輪基準直徑d1d=id(1-8)=1.6X560X0.98=878.1mmd2d1由表33.1-18取d=900mm。d2輸入軸實際

27、轉速n2n=d(1-8)n/d=560X0.98X980/900=597.58r/min2d11d2帶速vv=兀Jn/(60X1000)=兀X560X980/(60X1000)=28.72m/sd11不超過30m/s，符合要求。初定軸間距按公式取a=0.7(d+d)=0.7X(560+900)=1022mm0d1d2所需基準長度匕L=2a+兀(d+d)/2+(dddd)2/(4a門)=4364.5mmd00d1d2d2d10由表33.1-7選取基準長度L=4660mm。d實際軸間距aa=a+(L-L)/2=1170mm0dd0安裝時所需最小軸間距amina=a-0.0015L=1101.1mm

28、mind張緊或補償伸長所需最大軸間距amaxa=a+0.02L=1263mmmaxd=180010）單根V帶的基本額定功率(d一d)/ax57.3。d2d1=163o9）小帶輪包角a根據d“=560mm和n=980r/min由表33.1-17g查得E型帶P=31.35kw。d11111）考慮傳動比影響，額定功率的增量厶P由表33.1-17g查得P=6.06kw。1112）V帶根數zz=P/(P+P)KKd11aL由表33.1-13查得K=0.96,由表33.1-15查得K=0.9,則aLZ=256/(31.35+6.06)X0.96X0.9=7.92取z=8根。13）單根V帶預緊力F0F=50

29、0（2.5/K-1）P/（zv）+mv20ad由表33.1-14查得m=0.17kg/m,則F=500X（2.5/0.96-1）X256/（8X28.72）+0.17X28.722=1635.52N。014）壓軸力FrF=2zFsin（a/2）=25880.88N。r015）帶輪結構和尺寸由YB355S-6電動機可知，其軸伸直徑d=90mm，長度L=170mm,故小帶輪軸0孔直徑應取d=90mm，轂長L=170mm。0由表33.1-22查得，大帶輪和小帶輪結構都為六橢圓輪輻式帶輪。輪槽尺寸及輪寬按表33.1-20計算，參考圖33.1-5典型結構，畫出小帶輪結構示意圖（圖2-1）：圖2-1小帶輪

30、大帶輪結構示意圖（圖2-2）：中原工學院2010屆畢業設計（論文）說明書中原工學院2010屆畢業設計（論文）說明書中原工學院2010屆畢業設計(論文)說明書圖2-2大帶輪2.3.2齒輪傳動設計計算參考中國礦業大學出版社出版的機械設計工程學I。由上知：傳遞功率p=152kw，主動齒輪轉速n=597.58r/min。1選擇齒輪材料查表，小齒輪選用20CrMnTi,調質滲碳淬火，回火，硬度5662HRC；大齒輪選用20CrMnTi,調質滲碳淬火，回火，硬度5662HRC。按齒根彎曲疲勞強度進行設計計算設計計算公式齒輪模數m$v2KT/(VZ2)YY/Qmm確定齒輪傳動精度等級按v=(0.0130.0

31、22)nP/n，估算圓周速tivi度v=53m/s，參考表8-14和表8-15，選取II公差組8級。t齒寬系數屮查表8-23，按齒輪相對軸承為懸臂布置，取屮=0.5。dd小齒輪數Z，在推薦值2040中取Z=24。11取傳動比i=5.2,則Z=125。齒數比u=5.2082則大齒輪的轉速n=n/u=114.74r/min21傳動比誤差u/uu/u=(5.208-5.2)/5.2=0.0015在5范圍內。小輪轉矩Ti由式(8-53)得T=9.55X106P/n=2.34X106Nmmii載荷系數K由式（8-54）得K=KKKKAav卩使用系數K查表8-20得K=1.75AA動載荷系數K查圖8-57

32、得初值K=1.21vvt齒向載荷分布系數K查圖8-60得K=1.27卩卩齒間載荷分配系數K由式（8-55）及0=0得a8=8=1.88-3.2（1/Z+1/Z）cos0=1.721ya12查表8-21并插值得K=1.242，則載荷系數K的初值K=3.34。at齒形系數Y查圖8-67小輪Y=2.08FaFa1大輪Y=2.16Fa2應力修正系數Y查圖8-68小輪Y=1.58SaSa1大輪Y=1.83Sa2重合度系數Y由式（8-67）得8Y=0.25+0.75/8=0.6868a許用彎曲應力b由式（8-71）有b=bYY/SFFlimNxF彎曲疲勞極限b查圖8-72得b=850N/mmFlimFli

33、m1b=740N/mm2Flim2彎曲壽命系數Y查圖8-73得Y=Y=1NN1N2尺寸系數Y查圖8-74得Y=1xx安全系數S查表8-27得S=1.6,則FFb=531N/mm2，b=463N/mm2F1F2故齒輪模數m的設計初值mtm三3；2KT/（屮Z2）YY/b=6.91mmt1d1FaSaF取m=7mm。t小輪分度圓直徑參數圓整值d1td=Zm=168mm1t1t圓周速度vV=兀dn/60000=5.2539m/s1t1與估取v=5.2很相近，對K取值影響不大，不必修正K。tvvK=K=1.21，K=K=3.34vvtt齒輪模數m=m=7mm。t小輪分度圓直徑d1d=d=168mm11

34、t大輪分度圓直徑d2d=mZ=875mm22中心距aa=m(Z+Z)/2=521.5mm12齒寬bb二屮d=83mmd1tmin大輪齒寬b2b=b=83mm2小輪齒寬b1b=b+（510）=88mm123）按齒面接觸疲勞強度校核計算由式（8-63）知G二ZZZ2KT（u-i）/（bud2）HEH勺11彈性系數Z查表8-22，得ZE節點影響系數Z查圖8-64（0二0,H重合度系數Z查圖8-65卩許用接觸應力L由式（8-69）得CH=GHH=189.8.；N/mm2。Ex=x=0)得Z=2.5。12H(=0)得Z=0.88。0ZZ/SHlimNW、GHlim1Hlim2g=1650MPa，Hlim

35、1接觸強度壽命系數Z查圖8-70得ZN硬化系數Z查圖8-71及說明得ZW接觸強度安全系數S查表8-27,G1=1500MPaL=1473MPaH2H查圖8-69得G=1620MPaHlim2=Z=1。N1N2=1。W按一般可靠度取S=1.1。則Hg=988H1g=960H2故齒面接觸疲勞強度滿足要求H1H2MPaGMPaL也即所設計的齒輪滿足強度要求4）齒輪其它尺寸計算及結構設計由表8-31可知，小齒輪為盤式鍛造齒輪，大齒輪為輪輻式鑄造齒輪以及它們的結構尺寸。畫出齒輪的示意圖如圖2-3，2-4所示。接觸疲勞極限應力G圖2-3小齒輪圖2-4大齒輪2.3.3帶輪護罩及齒輪外殼設計帶輪護罩可有效保證

36、工作人員的安全。齒輪外殼可使齒輪避免外界環境對其其影響，又保證了有效潤滑主軸部分設計及計算2.4.1輸入軸的結構設計及校核中原工學院2010屆畢業設計（論文）說明書中原工學院2010屆畢業設計（論文）說明書中原工學院2010屆畢業設計(論文)說明書根據上述設計計算可知，輸入軸，也即帶輪軸的轉速為n=597.58r/min，傳遞功2率為P=152Kw，2(1)求軸上的轉矩TT=9.55X106X(P/n)15222=9.55X106X597.58=2.43X106N.mm2)求作用在齒輪上的力軸上齒輪的分度圓直徑：d=168mm可以求出作用在齒輪上圓周力F、徑向力F和軸向力F的大小如下，方向如圖

37、tra2-15所示。td=2X2.43X106/168=28929NF=FrttananCOSP=28929Xtan201=10529N3)確定軸的最小直徑選取軸的材料為37SiMn2MoV，調質處理。預估軸的最小直徑：取A=100，可得dmin取d=100mm。min(4)軸的結構設計根據軸的軸向定位要求以及軸上零件的裝配方案和他們之間的徑向配合尺寸等參數來確定出軸上各軸段的直徑和長度，以及軸上零件的周向定位，最后確定軸上圓角和倒角尺寸。各軸肩處的圓角半徑為2mm，軸端倒角取1.5X451求軸的載荷根據軸的結構圖和軸的受力分析，可以做出軸的計算受力簡圖，確定軸承支點軸的受力簡圖2-15：圖2

38、-15從受力簡圖可以看出軸的受力不在一個平面上，而是在兩個相互垂直的平面上一個是水平面，一個是垂直面。我們可以在這兩個面內分別計算支反力和彎矩，然后求總和。垂直面支反力計算，垂直面受力簡圖2-16：圖2-16由計算公式：Fcos42o+Fsin480+R=R+Fsin29。trVCVBr1362.5R=153.5R+1661Fsin29oVCVBr代入數據：F=28929N,tF=10529N,rF=25881NrR=19082NVC得到：R=33717N，VB畫出垂直面彎矩圖2-17：M如=4179558NMvc=3745386Nmm圖2-17水平面支反力計算：水平面受力簡圖2-18：圖2-

39、18由計算公式：Fsin42o+R二R+Fcos29o+Fcos48otHCHBrrHC1362.5R二153.5R+1661Fcos29oHBr代入數據：F=28929N,tF=10529N,rF=25881NrR=30060HC得到：R=21877N,HB畫出水平面彎矩圖2-19：2218493Nmm圖2-19由彎矩圖可以看出B、C兩點所受彎矩最大，其合成彎矩分別如下:M=JM2+M2BHBVB二空41795582+22184932=4731851N.mmM=JM2+M2CHCVC=67568852+37453862=7725504N.mm合成彎矩圖2-20：Mb=4731851NmmMc

40、=7725504Nmm圖2-20扭矩：T=2.43X106N.mm扭矩圖2-21：圖2-21由上述一系列的圖可以看出，B、C為危險截面。當量彎矩MBM=V;M2+(aT)2Ba+B二47318512+(0.6x243000)2=4734097N.mm當量彎矩M：Ma=JM2+(aT)2CaC=：77255042+(0.6x243000)2=7726880N.mm2校核軸的強度軸的材料為37SiMn2MoV，調質處理。根據軸徑，查手冊得Q=865N/mm2Ba=(0.090.1)aB=77.8586.5N/mm2取a=82N/mm2，軸的計算應力為aB=BaWB=4734097O.lx1303=

41、21.5N/mm2Vo=82N/mm2OC=caWC=7726880O.lx1303=35.2N/mm2VO=82N/mm2根據計算結果可知，該軸滿足強度要求。2.4.2錘式破碎機的主要結構參數及其設計錘式破碎機的電機功率尚無一個完整的理論計算公式。一般都是根據生產實踐或實驗數據，采用經驗公式進行計算。（1）轉子的直徑與長度轉子直徑一般根據給料塊的尺寸大小來決定。通常轉子直徑與給料塊尺寸之比為1.25,轉子長度視機器生產能力的大小而定。轉子直徑與長度之比值,一般為0.72,物料抗沖擊力較強時，應選取較大的比值。（2）基本結構尺寸的確定（a）給料口寬度和長度錘式破碎機的給料口寬度大于3dmax,

42、dmax表示最大給礦塊的尺寸。給料口長度與轉子長度相同。（b）卸料口尺寸錘式破碎機的卸料口尺寸由篦條間隙來控制,而篦條間隙由產品粒度的大小來決定。中碎時產品平均粒度約為間隙的1/31/5,粗碎時約為間隙的1/1.51/2。（c）給料方式錘式破碎機要求給料塊有一定垂直下落速度,故給料口一般都設置在機架上方（3）錘頭質量的確定由于錘式破碎機的錘頭是鉸接地懸掛在轉子圓盤上,所以正確地選擇錘頭的質量對破碎效果和能量消耗都有很大的作用。如果錘頭的質量選得過小,則可能滿足不了錘擊一次就將物料破碎的要求。若是錘頭質量選得過大,則無用的功率消耗過大,不經濟。因此,錘頭的質量一定要滿足錘擊一次使物料破碎,并使無

43、用功率消耗達到最小值,同時還必須不使錘頭過度向后偏倒。計算錘頭質量的方法有兩種：一種是使錘頭運動起來產生的動能等于破碎物料所需中原工學院2010屆畢業設計(論文)說明書中原工學院2010屆畢業設計(論文)說明書的破碎功；另一種是根據碰撞理論的動量相等的原理。前一種方法由于沒有考慮錘頭打擊物料后的速度損失，故計算出來的錘頭質量往往偏小，需要根據實際情況進行修正。(a)按動能定理計算錘頭質量假設被破碎物料受沖擊前的速度為零，錘頭沖擊前后圓周速度不變，則每一個錘頭沖擊時所產生的能量為TOC o 1-5 h zE=12mv2(3.1)式中：E錘頭的功能，J;m錘頭的質量，kg；v錘頭的圓周速度，m/s

44、。v二nDn60(3.2)式中：n轉子的轉速,r/min；D轉子直徑，m。將式(3.2)代入式(3.1)，得E=12m(兀Dnx60)2=(3.3)轉子上全部錘頭每轉一次所產生的動能E為：Ez=KKE=43200m兀2D2n2KK(3.4)1212式中：KI轉子圓周方向的錘頭排數；K2轉子橫向每排的錘頭個數。轉子的轉速為n時全部錘頭所產生的動能是由電機供給的，故與電機功率相等。N=nEz1000X60=nm兀2D2nKK1000X60X7200(3.5)12式中：N電機功率，kW。由式(3.5)導出錘頭質量為：m=43.2X106ND2n3KK(3.6)12(b)按動量定理計算錘頭質量根據碰撞

45、理論動量相等的原理計算錘頭質量時，考慮到錘頭打擊物料后，必然會產生速度損失。如果錘頭打擊料塊后，其速度損失過大，就會使錘頭繞本身的懸掛軸向后偏倒，這時錘頭由于速度減小而使動能減小，在下一次與物料相遇時，它會很快通過而破碎不了物料，因而會降低破碎機的生產能力和增加無用功的消耗。為了使錘頭打擊物料后產生的偏倒，能夠由于離心力的作用在下次破碎物料前很快恢復到正常工作位置，就要求錘頭打擊物料后的速度損失不宜過大。根據實踐經驗錘頭打擊物料后的允許速度損失隨著破碎機的規格大小而變，一般允許速度損失為40%60%，即:V=(0.40.6)V(3.7)21式中：V錘頭打擊物料前的圓周速度，m/s；1V錘頭打擊

46、物料后的圓周速度，m/s。2原則上轉子的直徑愈大，允許的速度損失愈大，反之則取偏小值。若錘頭與物料為非彈性碰撞，且設物料碰撞前的速度為零，根據碰撞理論動量相等的原理可得下列方程：mv二mv+Mv01022m二vvMv(3.8)0212式中：m錘頭折算到打擊中心處的質量，kg；0M最大物料塊質量，kg。將式(3.7)代入式(3.8)，得：m=(0.71.5)M(3.9)0m僅僅是錘頭的打擊質量，錘頭實際質量m應根據打擊質量的轉動慣量與錘頭質量0的轉動慣量相等的條件進行質量代換。m二mrr2(3.10)00式中：r錘頭打擊中心到懸掛點的距離，m錘頭的實際質量；r錘頭重心到懸掛點的距離，。0主要工作

47、參數的確定(a)轉子的轉速錘式破碎機的特點是沖擊破碎物料。為此，轉子轉速是破碎機的重要工作參數，它影響著破碎機的破碎效率、破碎比和生產能力。轉子的轉速可按下式計算：n=60vnD(3.11)轉子的圓周速度v可以根據待破碎物料的性質按下式計算：v0.01gpo5/6E1/3(3.12)式中：g重力加速度，m/s2；p物料密度，kg/m3；0物料的抗壓強度，Pa；E物料的彈性模量，Pa。由于公式(3.12)沒有反映出破碎比和錘頭質量這兩個因素，所以按上式計算的轉子圓周速度只能作為選取時參考。目前錘式破碎機的轉子圓周速度為1870m/s。一般中、小型破碎機的轉速為7501500r/min，圓周速度為

48、2570m/s。大型破碎機的轉速為200350r/min，轉子圓周速度為1825m/s。速度愈高，破碎產品的粒度愈小，錘頭及襯板、篦條的磨損也越大，功率消耗也隨之增加。從設備制造角度來看，高轉速對機器零部件的加工、安裝精度要求也隨之增高，而且錘頭磨損與轉子圓周速度成正比。所以在滿足產品粒度要求的情況下，轉子圓周速度應偏低選取。(b)生產能力由于錘式破碎機的結構和破碎過程不同，所以計算其生產能力的公式也不同。理論上計算破碎機生產能力的公式是從篦條篩隙中可能通過的最大排料量計算的。錘式破碎機的產量與轉子的長度、卸料篦條間隙的寬度、錘頭的質量、轉速、進料粒度、加料情況以及物料的物理性能因素有關。為了

49、分析錘式破碎機的生產能力，假定每條篩縫同時卸出已破碎好的物料，其卸出體積為：V二LbdKzp(3.13)式中：V卸出的體積，m3；L卸料篦條的有效長度，m；b卸料篦條間隙的寬度，m；dK出料塊粒度，m；z卸料篦條間隙數目；M松散與排料不均勻系數，一般取M=0.0150.07，小型破碎機取較小值，大型破碎機取較大值。一排產品通過篦條篩孔所需時間，應該等于一排錘頭掃過兩排錘頭間所形成的弧長的時間t。該時間等于：t=2nR/KnRn/30=60Kn(3.14)式中：K轉子圓周方向錘頭的排數，一般K=36；n轉子的轉速,r/min；R轉子中心到錘頭頂端的半徑，m。每小時的生產能力為：Q=3600Vtp

50、=60LbdKzpKnp(3.15)式中：Q每小時的生產能力，t/h；p破碎物料的松散容積密度，t/m3。上述理論公式的影響因素很多，而且有的數據很難準確地確定。所以，只作為分析生產能力時參考。確定生產能力時也可用經驗公式計算(破碎中等硬度物料，破碎比i=520時):Q=(3045)DLp(3.16)中原工學院2010屆畢業設計（論文）說明書中原工學院2010屆畢業設計（論文）說明書式中：L轉子長度，m；D按錘頭外緣計算的轉子直徑，（5）功率錘式破碎機功率消耗與很多因素有關，但主要取決于物料的性質、轉子的圓周速度、破碎比和生產能力。目前N=kD2Ln（3.17）式中：N電機功率，kW；k經驗系

51、數,k=0.10.2,大型錘式破碎機取上限。另一種與破碎比和產量有關的經驗公式如下：N=（0.10.15）iQ（3.18）式中：i破碎比。更為精確的計算公式是：N=mR2n3efl088X104q（3.19）式中：R轉子半徑，m；e錘頭總數；m每個錘頭質量，kg；n機械效率,n=0.70.85；f修正系數。與轉子的圓周速度有關，隨圓周速度增加而減小，因為速度愈高，每個錘頭打擊物料的機會愈低。鍵的選擇及其校核（1）主軸與小齒輪用用普通平鍵聯接的選擇和強度校核選用圓頭普通平鍵（C型）按軸徑d=140mm及軸長l=1000mm，查表選鍵C36x500GB1096-79強度校核鍵的材料用45鋼，查表得

52、許用應力b=100120MPa,鍵的工作長度l=L-b/2=482k=h/2=9,假定載荷在鍵的工作表面上均勻分布，普通平鍵鏈接的強度條件為2Tx103b=Ibpkldp式中：T傳遞的轉矩（T=Fxy沁FxD），單位為N.m2K鍵與輪彀鍵槽的接觸高度，k=0.5h，此處h為鍵的高度，單位為mm；l鍵的工作長度，單位為mm，這里L為鍵的公稱長度，單位為mm，b為鍵的寬度，單位為mm；d軸的直徑，單位為mm；鍵，軸，輪彀三者中最弱材料的許用擠壓應力，單位為MPa；將已知數據代入擠壓強度公式，有N/mm2蘭cdklpxl2.4xl06255xl6x(50056)=13.69N/mm2waP從上面計算

53、可得出齒環處軸上鍵的強度能夠滿足強度要求。軸承校核2.6.1軸承選用及校核偏心軸的兩對軸承都采用角接觸球軸承，主要是因為它具有不僅能承受軸向力還能承受徑向力作用，能號及參數如下型號：7220C,主要參數如下：Cr=1230kN,Cor=1720kN,Y=2.9,e=0.3421軸承支反力由輸入軸的校核部分可知：垂直面支反力水平面支反力則合成支反力Y=1.9,0Y=2.0,lR=12935N，VAR=2033N，HAR=JR2+R2AHAVA=26070RVDR=14345NHD二辺18772+337172=34419NR十RD二300602+190822=35605N2.軸承的派生軸向力2+R

54、2HDVDS=R/(2XY)BB0代入數據得：S=8605NB中原工學院2010屆畢業設計(論文)說明書中原工學院2010屆畢業設計(論文)說明書S=R/(2XY)CC0代入數據得：S=8901NC軸承的軸向載荷因為軸承不受外部軸向載荷，即K=0,又SS，故aBCA=A=S=8901NBCC軸承的當量動載荷因為A/R=0.26e=0.34BB查手冊知道：當量動載荷P二R+YK=34419NrBB1a因為A/R=0.25Ve=0.34CC查手冊有：當量動載荷P二R+YKrCC1a=35605N軸承壽命因為PVP，故按P計算。rBrCrC查手冊得：溫度系數f：tft=1載荷系數fp：fpf=1.8

55、p查手冊得壽命公式：10660nfC(匕匚)fPpr2對于滾子軸承8=10/3代入數據：Lh106(1X1O5OOOO)io/3=162238260 x114.741.8x35605可以看出，軸承滿足壽命要求。二推力球軸承的選擇及校核支撐齒板的軸承采用推力球軸承，其型號及參數如下：型號：51220GTT301-95Cr=890kN,Cor=1650kN,Y=2.8,Y=2.8,O1Y=4.2,e=0.2421軸承支反力由主軸的校核部分可知：垂直面支反力R=8094N，VB水平面無支反力。則合成支反力2.軸承的派生軸向力S=R/(2XY)BB0代入數據得：S=1445NS=R/(2XY)CC0代入數據得：S=1445NC3.軸承的軸向載荷R=8094N；VCR=R=8094NBVBR二R=8094NCVC因為軸承受的外部軸向載荷可忽略，即K=0,又SaBA=A=S=1445NBCC4.軸承的當量動載荷，故C