錘式破碎機設計中零部件選用及計算過程案例目錄TOC\o"1-3"\h\u22570錘式破碎機設計中零部件選用及計算過程案例 115141.1錘頭形狀設計 1285141.2錘架結構設計 2204151.3主軸設計與計算 3147251.3.1軸的材料選擇 3307351.3.2軸直徑與和長度計算 3131991.3.3軸的結構設計 470741.3.4軸的強度校核 5214761.4軸承選型 7228171.4.1材料的選擇 72681.4.2軸承類型的選擇 7238941.4.3軸承的游動和軸向位移 870491.4.4軸承的安裝和拆卸 8148921.4.5滾動軸承的潤滑 869781.5V帶輪結構設計與計算 899651.6大帶輪結構設計 1013641.7箱體結構設計 10315791.8打擊板結構設計 111.1錘頭形狀設計首先，由于矩形或梯形錘頭沖擊面，而且碰撞平衡計算中，設計理論主要有哪幾種呢？分為以下兩種：首先，錘體的碰撞中心位于錘體允許磨損高度的中心，其次，將其放在錘體的最外端。然而,它并不符合實際情況,因為每一個點的表面可能會影響材料,和行動的影響線經常偏離設置碰撞中心,導致碰撞反應部隊在銷軸上,結果是一個有害的阻力，縮短轉子軸承的壽命，甚至損壞銷軸。為了避免上面所敘述的缺點，本設計使用的是球形錘頭。我們知道在球形錘頭面上碰撞所產生的作用力將通過球心，所以在銷軸上產生的碰撞反作用力是零。1.錘柄3.螺栓2.螺母1.錘頭圖1.1錘頭結構從圖1.1中可以看出：錘頭主要由普通螺栓連接的錘柄，錘頭和連桿組成。當主軸高速運轉產生很大的離心力，錘頭需要抵抗該離心力，產生摩擦力，這樣錘頭會上下運動。1.2錘架結構設計按設計要求，每個銷軸需裝8個錘。盤形用于懸掛錘頭，共需2個盤形和7個錘架，2個盤形的公共特點是什么呢？一邊一邊用軸肩定位，另設有圓螺母和止動墊片。因此，每盤用來懸掛錘頭需要通過6根銷軸，所以平均分布6個圓孔，削軸間隙連接錘頭與錘架，這樣可以避免其側面的磨損，以達到保護盤面的目的。轉子的直徑是設計錘框架尺寸的基礎，而錘框架的尺寸取決于轉子的直徑。轉子直徑可計算盤子大小。錘架直徑取460mm，厚度取20mm。如1.2所示。結構上有厚度滿足強度要求的鍵槽，盤面被按鈕與主軸相連接，伴隨著主軸快速的旋轉。為了減輕應力需要增加平鍵的接觸面積，畢竟錘頭的沖擊力并不是一成不變的。因此可將套筒與錘架焊接在一起，圓盤之間的軸向位置取決于自身。圖1.2錘架的結構1.3主軸設計與計算軸系設計主要包含生產能力和結構設計兩部分。前者指的是強度計算。后者考慮的因素更多，軸的結構和尺寸以及制造工藝、安裝和定位、強度和剛度的計算等。工作能力通常主要取決于軸向強度，強度計算指的是穩定性，以防止和檢查斷裂和塑性變形。為了防止過度線性變形還要進行剛度計算，對于受力更大細長軸系來說，要求更高剛度的軸系。高速軸應考慮振動穩定性計算避免共振損傷的發生。對本文中破碎機的主軸，只需要計算強度。1.3.1軸的材料選擇軸的材料以合金鋼和碳鋼居多，其中碳鋼比合金鋼便宜但是對應力反應不是很敏感，大多軸用45號碳素鋼制成。大多軸坯是用鍛件和圓鋼軋制的。同時，疲勞強度和耐磨性可以通過化學熱處理或熱處理提高。1.3.2軸直徑與和長度計算確定了安裝方案與拆卸方案之后，就可以選擇軸的形狀。安裝的方案如下：中轉子先進行安裝，安裝好放進箱子里，然后把軸承端蓋、軸承、外軸承座放進去，最后邊是帶輪。不知道支反力作用點，也不能確定其彎矩大小和分布。這樣就不能根據主軸上特定的荷載及其引起的應力來確定主軸的直徑每一軸段的直徑要求的軸徑與其上負荷的大小有關。當直徑最初確定時，它是一般的。先選擇主軸扭矩再設計結構。首先估算處被需要的軸直徑。（1.1）多種因素考慮進來取l1.3.3軸的結構設計1.擬定軸上零件的裝配方案主軸段的長度需要被緊湊的確定，那么其他部件的安裝以及調整的空間就必須考慮到。主軸和各部件考慮了之后就能確定主軸的截面長度。配合零件的軸向尺寸和相鄰零件之間的必要間隙。文中前面的部分有計算出滑輪、轉子、飛輪的基本尺寸，這樣就可以大概確定軸的長度。如圖1.3所示。圖1.3軸的結構與裝配2.根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度（1）在A-B軸端，裝帶輪位于軸的最左邊，取，右端定位方式為套筒軸向，左端為軸端擋圈。（2）初步選定滾動軸承。我們曉得軸承比較長，在承受了軸向力以及徑向力后會產生彎矩，為了不使軸承卡死，需要選擇調心滾子軸承替代普通滾動軸承。為了達到我們的需求，根據，選擇軸承22215C/W33，其尺寸為，得，。右面采取軸肩軸向定位，該軸承定位軸肩高度h=1.5mm，取。右側滾動軸承同樣采用肩軸向定位，取，，。（3）取裝配在錘架與圓盤的軸段D?E的直徑；在D-E軸段上有7個錘架和左右2個圓盤，相鄰兩個用套筒進行軸向定位，轉子尺寸為1000mm，初步估計取轉子長度，使用圓螺母在左側加動墊片來軸向定位，右側使用軸肩定位，軸肩高度大于0.007d，取h=10mm，軸環E-F處直徑，軸環寬度b>1.4h，取。（4）因錘頭與機架壁要保持距離，軸承座在裝配時需保留安裝間隔，。截至目前，現已大致測算出各軸的直徑及尺寸3.軸上零件的軸向定位帶輪、錘架與軸的周向定位都采用平鍵連接。按照得平鍵剖面b×h=28mm×16mm，鍵槽用鍵槽銑刀處理，長18mm，為滿足錘架與軸配合有足夠的對中性，故篩選錘架輪轂與軸的配合為；同時，帶輪與軸的連通，采用平鍵18mm×11mm×180mm，帶輪與軸的配合為。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k61.確定軸上圓角與倒角尺寸取軸肩倒角為2×，每個軸肩處的圓角半徑為R2mm。1.3.4軸的強度校核根據彎曲和扭轉相結合的強度條件進行計算：此計算步驟可以根據主軸的結構設計來確定，例如主軸結構的固定尺寸，零件在主軸上的固定位置，和外部負載位置支反力的作用位置。軸心受力可求。（1）軸的載荷分析計算時，因軸承部分傳力的特性，將軸載當做為集中力。忽略其他點，僅取分布式負載的中點。通常從傳動輪轂寬度的中點計算作用在軸上的力矩，該寬度通常被視為放置在鉸鏈支架上的梁。支撐力的施加點與軸承的類型和布置有關[8-10]。圖1.4軸的載荷分布解析圖圖1.4，C點為圓周上的最大載荷點，因此這個截面變得既非常重要而又十分危險。此時，可以根據HeinrichAhMaureen公式計算作用在軸主軸上的等效彎矩(N.m)[6]（1.2）式中：——彎矩，，N.m；——轉子總質量，N；——扭矩；參照pro/e進行分析，同時根據質量相關公式，可以計算得到轉子的質量=10.9×N；則===1.36×N.m。（1.3）923×N.m。計算主軸上的相當彎矩：=1.49×N.m（2）校核軸強度在實際計算的過程中，可以按照實際彎扭合體的強度計算出軸強度校核：在對此值驗算時，僅需驗算軸上所受最大彎矩和力矩輪廓的強度即可。（1.4），可以使用。（3）提升主軸疲勞強度的方法在軸承的設計階段，除一般措施外，還能夠采取下面幾種設計方案來提升零件的疲勞強度：=1\*GB3①使主軸受力分散開。減少主軸零件的形狀和尺寸的突變，使應力集中的變化狀態盡量平穩又均勻。為達到這個目的，我們可以在過渡處盡量使圓角半徑變大的同時，盡量控制在同一段軸線上相鄰截面的剛度變化在一個更小的范圍內。例如減荷槽法。=2\*GB3②盡可能的選擇一些疲勞強度很高的原材料，對原材料熱處理強化后再使用。③提高主軸表面光滑度。可以把高應力區域的主軸面加工得更平整光滑等，已達到更好的防護效果。④消除主軸面初始裂紋的發生或盡量減小其尺寸，對提高主軸面疲勞壽命有較顯著的改善效果。對重要軸段，在設計圖紙中應明確其檢測方法與要求。⑤降溫，減負。對摩擦發熱的軸頸部位設計冷卻裝置，這一方法也可以有效提高使用壽命。1.4軸承選型軸承，通常是指一些滾動軸承，隨著應用經驗的積累，根據具體工作條件，選擇市面上已經標準化的軸承來與之匹配就可以。1.4.1材料的選擇內圈、外圈、滾動體這些原件通常是由鉻鋼軸承制作而成，高溫處理之后，硬度≥HRC60，需要150℃下處理，所以，這一鍛造條件也決定其工作溫度必須＜1.4.2軸承類型的選擇目前市售軸承有很多種類，具體使用挑選時可以以所需承載情況及調心等參數作為主要依據。對于在此設計中選擇的破碎機，轉子轉速為900~1100。它的特點是主軸軸承轉速高，這會導致很大的負載，并且通常會持續很長時間經過長時間的工作，不可避免地會導致錘頭的不均勻磨損，從而導致一些不平衡的附加力。軸心軸距過大，易產生撓曲，而且難以保證軸心位置，因此確定本設計的角接觸球軸承為7200AC系列。1.4.3軸承的游動和軸向位移軸承工作時，前后之間的溫差較大。因此，為了適應軸和軸承座不同熱膨脹的影響，為了防止軸承卡住，在實際操作中，我們可將軸承一端的軸向固定，讓另外一端向固定一端做軸向移動。確保內外圈軸向相對位置不變，保證軸承工作順暢。1.4.4軸承的安裝和拆卸為方便安裝或拆卸，我們可優先選擇內外圈可分離的軸承。圖1.5軸承座結構1.4.5滾動軸承的潤滑工作時，滾動軸承會承受著很大一部分的軸向力合徑向力，其速度值大約是n=930r/min。那么細長的軸式軸就會因振動較大而發生彎矩，綜合考量，滾動軸承使用的是油潤滑的潤滑方式。軸承座具體結構圖如圖1.8，此種軸承座的右面是嚴格密封的。1.5V帶輪結構設計與計算此元件主要是根據直徑值來選擇，它的參考直徑又與所連接電機的型號相關。根據其他要求，選擇Y280M?4型電機。這種電機滿負荷轉速1480r/min，額定轉速1500r/min。大帶輪轉速=930r/min，可以計算出傳動比。（1）確定計算功率=1.1，則（1.5）（2）選擇V帶的帶型因為、所以用D型。（3）計算帶輪的基準直徑和計算帶速v1)開始選小帶輪，計算基準直徑為，那么=355mm。對帶速v進行驗算，（1.6）由于5m/s<v<30m/s，所以帶速可以用。計算大帶輪的基準直徑。=i=1.59×355=564.45mm（1.7）選整為=560mm。確定v帶的中心距a和基準長度1）初定中心距=1500mm2）計算（1.8）=所以我們確定帶=4500mm。3）中心距a。（1.9）（5）驗算包角（6）帶的根數z1）計算單根V帶的額定功率。由=355mm和=1480r/min：=15.63kw。根據=1480r/min，i=1.59和D型帶，查得=4.45kw。，得，那么（1.10）=(15.63+4.45)×0.99×0.93=18.5kw2)計算V帶的根數z。取整數值為7根。1.6大帶輪結構設計圖1.6大帶輪分析結構大帶輪基的直徑d=560mm，d>300，有7根V帶，那么我們在這步驟就確定采用輪輻式造型。其具體結構示意圖1.7箱體結構設計箱體一般都比較大型，尺寸較大，所以可以采用焊接的方法制作。焊模大大縮小，類似組裝模型，將小塊零件組裝成為大件，這種方法也適合制作大型金屬結構件或者是機械零件等。原料材質為15mm鋼板。機箱由兩部分組成：起承重作用的機座、阻止物料撞擊機蓋。整個箱體是個矩形體，由4塊矩形板料整體焊接而成，上部通過焊接的法蘭盤與機蓋相連，下部焊接的耳板起到與臺座連接的作用。為延長壽命，最好是將內里物料清洗干凈后再接通電源使用1.篩架調節裝置2.打擊板固定裝置圖1.7錘式破碎機的總體結構分析圖機蓋、機座兩部分構成類似，均是在上部安