購買設計請充值后下載，，資源目錄下的文件所見即所得，都可以點開預覽，，資料完整，充值下載可得到資源目錄里的所有文件。。?！咀ⅰ浚篸wg后綴為CAD圖紙，doc,docx為WORD文檔，原稿無水印，可編輯。。。具體請見文件預覽，有不明白之處，可咨詢QQ:12401814

附錄1 譯 文 摘 要:錘片磨損會破壞錘片式粉碎機轉子的平衡,加劇轉子振動。該文的研究目的是基于虛擬樣機技術探討錘片磨損對轉子振動的影響規(guī)律。采用MDT和vN4D建立了SFSP112×30型錘片式粉碎機轉子的虛擬樣機模型,對不同錘片磨損情況下粉碎機轉子的振動進行了仿真。結果表明:錘片磨損后,轉子振動頻率組成變化不大,而振動幅值和強度變化較大,其中低頻段振動強度增強,高頻段振動強度降低;導致轉子質(zhì)心徑向偏移的錘片磨損使轉子振動幅值和強度均變大,而導致質(zhì)心軸向偏移的磨損對轉子振動影響不大;同樣由于轉子質(zhì)心的徑向偏移,轉子受迫振動頻率強度增加較多。因此,為了降低子運轉時的振動,最好避免轉子質(zhì)心發(fā)生徑向偏移。 關鍵詞:錘片式粉碎機；錘片；虛擬樣機(VP)；磨損；振動 簡 介 能從谷物中的營養(yǎng)提取出來的飼料粉碎機已經(jīng)發(fā)展很多年了。但是因為他只能處理特殊的原料，像谷類食品和礦石，所以除了丕林島（地名）的少數(shù)人在研究飼料粉碎機外，很少人去研究他。盡管飼料粉碎機已經(jīng)可以解決很多問題，比如振動、噪音、堵塞，用他特有的結構來解決問題，而且可以連續(xù)工作并達到一定的精度。 雖然一些方法，比如比較低的回轉速度，寬的轉子直徑被采用，好轉了他的性能，但是那些問題不能扯得的被解決。最近，分析了飼料粉碎機在工作狀態(tài)下轉子的轉速，旋轉的速度能被粉碎機控制在稍低或者稍高的程度。轉子的轉速在正常工作下都是不變的，除了在長時間工作摩擦后。由于錘片的排列或者是其他的因素，產(chǎn)生轉子的離心力不固定，所以錘片的磨損是不均衡的，因此，我們要學習掌握錘片要磨損時候的特征，為了使粉碎機振動保持穩(wěn)定。 實質(zhì)上的原型技術（VP）是一個用cad加工程序代替真實的模型，為了測試這種產(chǎn)品的特性和特征。這就像電腦的硬件和軟件的發(fā)展，網(wǎng)絡技術通過vp技術開展起來。同時，傳統(tǒng)的模擬技術對VP的認識理解很有基礎。除了高科技種田，VP技術還適用于日益發(fā)展的農(nóng)業(yè)機械設計。作者努力的將VP技術應用于工程分析技術。 對于飼料粉碎機中轉子單一的動力模型，被用來發(fā)展轉子動力學，轉子有效的運動模型被MDT和VN4D當做虛擬原型來用。VP技術模擬不同情況的磨損下，研究轉子轉動時的震動和錘片磨損的分析。 1.單一化轉子的模型 SFSP112×30的轉子的錘片被均勻的排列，它是由定子、滾球軸承、錘片、軸子組成，最大轉速為1480r/min。所以它的最大頻率應該是1480/60=24.6Hz。 圖一 SFSP112×30的轉子圖表 基于集總的單一化原則叁數(shù)方法 被單一化的模型應該有同樣的總質(zhì)量，瞬間的轉動慣量有最初的質(zhì)心位置決定。粉碎機的轉子被單一化的分別運行在六個圓盤里。在這系統(tǒng)里，每一個自我排列的定子，會在壓力的作用下自己運行到指定的位置，能夠計算出他們最后的位置。 2.轉子的虛擬原型 轉子的3D模型需要建立在一個MDT的三維建模軟件上，VP的技術原本是用來實現(xiàn)Vn4D的，其中包括重要的參數(shù)從轉子的發(fā)動機的功率。一些重要參數(shù)列出如下 （1）定子連接上，平鍵連接被強固連接完全代替； （2）強固連接也被用來連接圓盤； （3）因為軸子被用來限制錘片的位置，所以強固連接被用來限制軸子和錘片的位置； （4）在錘片和螺釘通過強固連接，來限制彼此的旋轉動作，來完成軸的夾緊； （5）球軸承被軸襯所代替，軸襯確定參數(shù)。 （6）電動機的限制被增加到左邊的結束，他的參數(shù)、轉力矩輸出功能被設置在平衡的感電電動機上 3.VP技術的模擬分析 為了要加速模擬速度，唯一的沒有外部的那些環(huán)境應用的負荷被模擬，同時，粉碎機需要非常短的加速時間，沒有負載的環(huán)境是不可能的。粉碎機需要加速的這段時間內(nèi)，轉子跑到他的位置上。 錘片的排列的結果，在研磨中起作用的軸通常用不同種型號，錘片通過定子的排列的長短來確定。因此質(zhì)心上的轉子偏離最初的位置。根據(jù)概率公差，質(zhì)心的方向也就是軸運動的方向，磨損的方向是在情理之中的。此外，和磨損情形對比，錘片的磨損也是模擬的。 根據(jù)模擬的結果列出表1 磨損的圖被展現(xiàn)在圖4上，第四個錘片和軸子被標在Ⅰ和Ⅳ上，當從軸向觀察，每組的錘片，每組都標著1到8平行的定子，在圖4A磨損程度每個錘片是平等的。圖 4B條的磨損程度，每個錘片的一組是不平等的，而相應的錘片組有Ⅰ ，Ⅲ 同樣的磨損程度。至于Fig.4c和Fig.4d的磨損程度的錘片是不相同完全。圖5顯示振動加速度和動力頻譜圖的球軸承收集在這一過程中，該轉子轉過第一第二輪之后， 14號實線代表的振動響應左軸承和虛線代表是正確的。 圖4示意圖磨損形式。錘片的磨損的主體部分的振動頻率之前和之后沒有變化。 但強度在每一個頻率是完全不同的圖5振動響應每個軸承從相應的頻率，損壞轉子。在低頻階段加強和強度削弱了在高頻率的階段。特別是根據(jù)“甚至磨損”形勢的變化很大大于其他情況下。和同樣的結論可以發(fā)現(xiàn)振動擴增管轉子。通過對比Fig.5b和Fig.5c ， 可以推斷，徑向偏移嚴重破壞了平衡的轉子。這一結論也可以通過Fig.5d和 Fig.5e的對比得到。由于徑向偏移量“相鄰不均勻磨損“顯然是大于“不對稱不均勻磨損” 。強度在強迫振動頻率（24.67赫茲）增加多少更根據(jù)“甚至耐磨”和“相鄰不均勻磨損”的情況，雖然有點變化根據(jù)以上兩種情況對比。 4結論 ?（1）磨損形式并不影響能使錘片的振動頻率改變的轉子。然而，它確實帶來了明顯的變化強度的頻率，其中的強度低頻率的階段，同時加強這一高頻率階段的削弱。 （2）徑向偏移現(xiàn)實出來是不穩(wěn)定的轉子相對于軸向偏移。振幅和強度大大增加時質(zhì)心偏離徑向。 （3）強度的強迫振動頻率大大提高時，會出現(xiàn)無論是錘片磨損均勻或鄰近群體錘片磨損不均等方面的磨損情況。它需要較大的徑向力來抵消這兩個磨損形式，結果是不穩(wěn)定的轉子。 （4）基于以上這些結論，為了控制飼料粉碎機的轉子的振動，飼料粉碎機的轉子不應徑向偏移。因此，轉子需要很好的平衡特別是需要在達到動態(tài)平衡之前進入正常的運行。 附錄2 英文參考資料 Vibration generated by the abrasion of the hammer slicein feed-grinder based on virtual prototype technology Abstract: The abrasion of the hammer slice can cause the rotor of the feed-grinder to lose balance and then make the grinder vibrate. A virtual prototype (VP) based on the rotor of SFSP112×30 feed-grinder was set up by using MDT and vN4D for investigating the relationship between the abrasion of the hammer slice and the vibration of the rotor. By simulating the VP with various abrasion forms, it has been found that the abrasion form does not influence the makeup of the vibration frequency but the intensity. That is, the intensity of the low-frequency stage strengthens but that of the high-frequency stage weakens when the hammer slices are worn out. The vibration amplitude and intensity both increase when the abrasion makes the centroid of the rotor offset radially. However, they do not change much when the centroid offsets axially. The intensity of the forced vibration frequency also greatly rises when the center of mass offsets radially. Therefore, to damp the vibration of the feed-grinder the centroid of the rotor had better not offset radially. Key words feed-grinder; hammer slice; virtual prototype (VP); abrasion; vibration Vibration generated by the abrasion of the hammer slice in feed-grinder based on virtual prototype technology[J]. As one of the kernel equipment in feedstuff processing industry, the feed-grinder has been developed for years. But because of its special processing object, like cereal and mineral, there are few theoreti- cal studies on the feed-grinder except some experimen- tal researches. However, while the feed-grinder runs into many problems such as vibration, noise and clog- ging which mainly result from its own structure char- acteristics, running environment and fitting precision. Although some methods such as lower rotational speed and wider rotor diameter have been adopted to im-prove its performance, those problems cannot be thor- oughly solved. Recently, et al has analyzed the vibration of the feed-grinder by calculat- ing the natural frequency of the rotor. Therefore, the rotation speed can be adjusted to be lower or high- er than the resonance speed to damp the vibration of the pulverator. But the natural frequency of the rotor is not constant, especially after long time grinding. On account of the array of the hammer slices and other factors, the hammer slices usually abrade unevenly, which causes the eccentricity of the rotor and then make the grinder vibrate[9]. Therefore, studying the characteristics when the hammer slices abrade is quite practical for taking better action to damp the vibration of the pulverator. Virtual prototype (VP) technology is a process ofusing a CAD model, instead of a physical prototype, to test and evaluate the specific characteristics of a product or a manufacturing process[1]. The develop- ment of hardware and software of computer and network technology widely expands the application of VP. Meanwhile, traditional optimization and simula- tion techniques provide essential foundation to realize VP. Except for the hi-tech field, VP technology has also been applied to agricultural machinery design increasingly[10]. The authors attempt to apply VP technology to the engineering analysis of general machinery. In this paper a simplified dynamic model for the rotor of the feed-grinder was developed based on rotor dynamics and the corresponding virtual prototype of the rotor was generated by using MDT and vN4D. By simulating the VP under different abrasion situations, the vibration characteristics of the rotor when the hammer slices abrade was analyzed. 1 Simplified model of the rotor The rotor of SFSP112×30 feed-grinder with the symmetrical hammer slice array is shown in Fig.1. It consists of spindle, ball bearings, disk boards, ham-mer slices, pins and sleeves and its full-load rotational speed is 1480 r/min. So its frequency of the forced vibration should be 1480/60=24.67Hz. Fig.1 Diagram of the rotor of SFSP112×30 feed-grinder Based on the simplification principle of lumped parameter method[2]that the simplified model should have the same gross mass, moment of inertia and posi- tion of centroid to the original, the rotor of the pulver- ator was simplified into a one-span six-disc rotor system with two springs' support, as shown in Fig.2. The right end of the spindle and the center of each ball bearing and disk board are chosen as the positions of six disks. Fig.2 Simplified model of the rotor The ball bearing is generally considered that it only provides stiffness because of its small damping[3]. In the system each self-aligning bearing on one side of the spindle is modeled as a spring, the stiffness of which can be calculated in the light of the following equation[4]: 2 Virtual prototype of the rotor The 3D model of the rotor which only includes parts related to the simulation was built in MDT, a three- dimensional modeling software. The initialization of VP was fulfilled in vN4D, including importing the 3D model from MDT, modifying constraints between the parts and appending motor power[5]. Some important steps are listed below: 1) Instead of flat key joint each disk board is attached to the spindle by rigid joint which locks two bodies together absolutely. 2)Rigid jointis also used to fasten the pin with the disk board. 3) Because sleeves are used to limit the positions of the hammer slices, rigid joint is set as the constraint between the sleeve and the pin. 4) Constraint between the hammer slice and the pin is revolution joint, which is used to limit the motion of two bodies so that one body only rotates about a certain axis with respect to the other body. 5) The ball bearings are replaced by bushing constraint which can simulate the function of ball bearings. Eq. (1) is set as the stiffness function parameter of bushing constraint. 6) A motor constraint is added to the left end . 3 VP simulation and analysis In order to accelerate the simulation speed, only those circumstances without external applied load were simulated. Meanwhile, since the pulverator needs a very short accelerating time, only the stage when the rotor runs stably is considered in this paper. As a result of the permutation of the hammer slices, the axial distribution of the material in the mill housing is often inhomogeneous and so does the wear extent of each hammer slice along the spindle. There- fore, the centroid of the rotor deviates from its original position. According to the probable deviation direction of the centroid, namely, radial, axial and both directions, four kinds of abrasion forms were specified. Furthermore, to contrast with the vibration under abrasion situations the performance with undamaged hammer slices was also simulated. The results of simulation are listed in Table 1.Table 1 VP simulation results with five abrasion forms of hammer slices The diagrammatic sketch of the assumed abrasion forms is shown in Fig. 4. The four pin-and-sleeve groups were labeled fromⅠtoⅣclockwise when viewed from the axial direction and the hammer slices in each group are all marked from 1 to 8 parallel to the spindle. In Fig.4a the worn extent of each hammer slice is equal. In Fig. 4b the worn extent of each hammer slice in one group is unequal while the corresponding hammer slices in groupⅠandⅢhave the same worn extent. As for Fig.4c and Fig.4d the worn extent of the hammer slice is not identical entirely. Figure 5 shows the vibration acceleration and power spectrum diagram (PSD) of the ball bearings collected in the process that the VP of the rotor ran for one second after it had wheeled for 14 s. Real line represents the vibration response of the left bearing and dashed line represents that of the right one. Fig.4 Sketch of abrasion forms. The component of the vibration frequency changes little before and after the hammer slices are worn out. But the intensity at each frequency is quite different Fig.5 Vibration response of each bearing from the corresponding frequency of undamaged rotor. At low-frequency stage the intensity strengthens and weakens at high-frequency stage. Especially the intensity under " even abrasion" situation changes much greater than that under other situations. And the same conclusion can be found for the vibration amplitude of the rotor. By contrasting Fig.5b and Fig.5c, it can be inferred that the radial offset of the centroid badly destroyed the balance of the rotor. This conclusion can also be acquired by contrasting Fig.5d and Fig.5e because the radial offset quantity of "adjacent uneven abrasion" is obviously larger than that of "asymmetric uneven abrasion". The intensity at the forced vibration frequency (24.67Hz) increases much more sharply under " even abrasion" and " adjacent uneven abrasion" situations while it changes a little under the other two situations. 4 Conclusions 1) The abrasion form of hammer slice does not influence the makeup of the vibration frequency of the rotor. However it really brings obvious changes to the intensity of the frequency, which exhibits that the intensity of low-frequency stage strengthens while that of high-frequency stage weakens. 2) The radial offset of the centroid can markedly disrupt the balance of the rotor compared with the axial offset. The vibration amplitude and intensity both increase greatly when the center of mass deviates radially. 3) The intensity at the forced vibration frequency is greatly raised when either the hammer slices wear evenly or the adjacent hammer slice groups wear unevenly with respect to other abrasion forms. It owes to the larger radial centroidal offset of these two abrasion forms that results in the imbalance of the rotor. 4) Based on these conclusions above, in order to damp the vibration of the feed-grinder the centroid of the rotor should not present radial offset. So the rotor needs to be well balanced especially in the dynamic balance test before going into operation. UNIVERSITY 本 科 畢 業(yè) 論 文（設 計） 題目： 錘式制磚原料粉碎機的設計 學 院：工學院 姓 名： 學 號： 專 業(yè)：機械設計制造及其自動化 年 級：2008級 指導教師：XXXXXXX 職 稱：教授 二○一二 年 五 月 - 29 - 摘要 制磚原材料的粉碎是磚坯生產(chǎn)過程中的關鍵工序，隨著科學技術的不斷發(fā)展，以及市場需求的變化，各行各業(yè)也起著日新月異的變化，錘式粉碎機可將制磚用原材料經(jīng)過粉碎后達到制磚粒度的要求。本設計提出的錘式制磚原料粉碎機適用于頁巖、煤矸石等制磚原材料的粉碎精選處理。 我所設計的制磚原料粉碎機是在原通用設備的基礎上通過革新改進、現(xiàn)場觀察后完善研制而成的一種新型粉碎設備。其特點是：結構合理，性能可靠，錘頭采用高耐磨性和韌性的高錳材料鑄造并經(jīng)熱處理工藝，可調(diào)整使用最大四次角面。主軸密封性良好。篩體采用破碎軸形式單獨設計，更換方便、維修便利、出料利落、不易賭塞，可確保整條生產(chǎn)線其他設備正常工作，達到機械設備設計產(chǎn)量要求，是磚瓦生產(chǎn)過程中的理想配套設備。 這次我所設計錘式粉碎機是單轉子的、不可逆的、多排的、帶鉸接錘頭的粉碎機。 關鍵詞：制磚原料、錘式、轉子、粉碎機 Abstract Brick making raw material grinding is the key procedure of brick production, along with the continuous development of science and technology, as well as the change of market demand, all trades and professions also plays a change rapidly changes, hammer crusher can be for brick-making raw materials through crushing to brick size requirements.The design of the hammer type crusher is suitable for raw material for making brick shale, coal gangue brick making raw material crushing selection processing. I designed the brick raw material mill is in the original universal equipment on the basis of innovation, through on-site observation after the perfect development of a new type crushing equipment.Its characteristics are: reasonable structure, reliable performance, hammer with high wear resistance and toughness of high manganese cast material and the heat treatment process, can be adjusted using the maximum four angle face.Main shaft seal of good.The sieve body adopts the crushing shafts form a separate design, convenient replacement, repair facilities, discharging agile, not easy to jam, can ensure that the entire production line and other equipment was working properly, achieves the machinery and equipment design and production requirements, is the brick and tile production process equipment supporting the ideal. This time I design a hammer crusher is a single rotor, irreversible, multiple rows, with a hinged hammer crusher. Key words: Raw material for making brick、Hammer type、Rotor 、Pulverizer 目錄 第1章 緒論 1 1.1 錘式粉碎機的工作原理及其應用 1 1.1.1 錘式粉碎機的工作原理 1 1.1.2 錘式粉碎機的應用 - 1 - 1.2 錘式粉碎機的類型 - 2 - 1.3粉碎機的特點 - 2 - 1.3.1粉碎機的優(yōu)點 - 2 - 1.3.2錘式粉碎機的缺點 - 2 - 第2章 錘式粉碎機的主體構造 - 2 - 2.1 機架 - 2 - 2.2 轉子 - 3 - 2.3 破碎軸 - 3 - 2.4 托板和襯板 - 3 - 2.5 密封防塵裝置 - 3 - 第3章 錘式粉碎機的結構參數(shù)和工作參數(shù)的選擇和計算 - 4 - 3.1 基本結構參數(shù)的計算與選擇 - 4 - 3.1.1 轉子的直徑和長度 - 4 - 3.2 主要工作參數(shù)的計算 - 4 - 3.2.1 轉子速度 - 4 - 3.2.2 生產(chǎn)率 - 5 - 3.2.3 電機功率 - 5 - 3.2.4 轉子轉速與錘頭重量 - 6 - 第4章 錘式粉碎機主要零件的設計計算 - 8 - 4.1 主軸的相關設計、計算與校核 - 8 - 4.1.1 主軸的設計 - 8 - 4.1.2 主軸的強度校核 - 11 - 4.1.3 鍵的強度校核 - 14 - 4.2 錘架 - 14 - 4.3 錘頭 - 15 - 4.4錘頭的打擊平衡計算 - 16 - 4.5 飛輪的計算與設計 - 19 - 4.5.1 飛輪 - 20 - 4.6 破碎軸的計算與設計 - 20 - 4.6.1 破碎軸 - 21 - 4.7 軸承計算與選擇 - 21 - 第5章 錘式破碎機的主體結構設計 - 22 - 5.1 機架 - 22 - 5.2 反擊板 - 23 - 5.3 圓盤錘架 - 24 - 5.4 滾動軸承 - 24 - 第6章 錘式粉碎機的操作和維修 - 25 - 6.1 錘式粉碎機的基本操作法 - 25 - 6.1.2 啟動操作的注意事項 - 25 - 6.1.3 停車注意事項 - 26 - 6.2 安全操作技術 - 26 - 6.2.1 保持保護裝置和報警裝置的完好 - 26 - 6.2.2 操作和檢修時應注意事項 - 26 - 6.3 錘式破碎機的維修保養(yǎng)法 - 27 - 6.3.1 潤滑 - 27 - 6.3.2 巡回檢查和日常維護 - 27 - 結 論 - 27 - 參考文獻 - 28 - 致謝 - 29 - 第1章 緒論 1.1 錘式粉碎機的工作原理及其應用 1.1.1 錘式粉碎機的工作原理 錘式粉碎機的基本結構如下圖所示。主軸上裝有錘架2，在錘架之間掛有錘頭3，錘頭的尺寸和形狀是根據(jù)粉碎機的規(guī)格和物料徑?jīng)Q定的。錘頭在錘架上能擺動大約120°的角度。為保護機殼，其內(nèi)壁嵌有襯板，在機殼的下半部裝有破碎軸4，以卸出粉碎合格的物料。主軸、錘架和錘頭組成的回轉體稱為轉子。物料進入錘式粉碎機中，即受到高速旋轉的錘頭3沖擊而被粉碎，粉碎的礦石從錘頭處獲得動能以高速向機殼內(nèi)壁沖擊，向破碎軸、反擊板沖擊而受到第二次粉碎，同時還有礦石之間的相互碰撞而受到進一步的粉碎。粉碎合格的礦石物料通過破碎軸4排出，較大的物料在破碎軸4上繼續(xù)受到錘頭的沖擊、研磨而粉碎，達到合格粒度后即從縫隙中排出。為了避免破碎軸縫的堵塞，通常要求物料含水量不超過10%。 1-軸；2-錘架；3-錘頭；4-破碎軸 圖1-1 錘式粉碎機示意圖 1.1.2 錘式粉碎機的應用 錘式粉碎機是利用高速回轉的錘頭沖擊礦石，使礦石沿其自然裂隙，層理面和節(jié)理面等脆弱部分而破裂。它適應于脆性，中硬，含水量不大的物料的粉碎。在建材工廠中，它主要用來粉碎石灰石，煤，頁巖，白堊，石膏及石棉礦石等。一般錘頭重，錘數(shù)較少，轉速較慢，有破碎軸以及采用錘盤結構的錘式粉碎機，可進入較大粒徑的物料，宜作為中碎或者一定范圍的細碎。 1.2 錘式粉碎機的類型 錘式粉碎機的種類很多，根據(jù)結構特征的不同，可進行如下分類：按回轉數(shù)的數(shù)目可分為單軸式（或單轉子）和雙軸式（或雙轉子）；按錘頭的排數(shù)可分為單排式和多排式；按轉子的回轉方向可分為定向式和可逆式；按錘頭的裝置方式不同，還可分為固定錘式和活動錘式兩種。錘式粉碎機的規(guī)格，是以回轉體的外端直徑和其長度尺寸表示的。 1.3粉碎機的特點 1.3.1粉碎機的優(yōu)點 ⑴ 構造簡單、尺寸緊湊、自重較小，單位產(chǎn)品的功率消耗小。 ⑵ 生產(chǎn)率高，破碎比大（單轉子式的粉碎比可達i=10～15）,產(chǎn)品的粒度小而均勻，呈立方體，過度粉碎現(xiàn)象少。 ⑶ 工作連續(xù)可靠，維護修理方便。易損零部件容易檢修和拆換。 1.3.2錘式粉碎機的缺點 ⑴ 主要工作部件，如：破碎軸 、襯板、轉子、圓盤等磨損較快，尤其工作對象十分堅硬時，磨損更快。 ⑵ 粉碎腔中落入不易粉碎的金屬塊時，易發(fā)生事故。 ⑶ 含水量﹥12%的物料，或較多的粘土，出料破碎軸堵塞使生產(chǎn)率下降，并增大能量損耗，以至加快了易損零部件的磨損。 第2章 錘式粉碎機的主體構造 本次所設計的是一臺PCΦ1000X800毫米的單轉子，不可逆，多排鉸接錘頭的錘式粉碎機。該粉碎機適應于頁巖、煤矸石的粉碎，被粉碎物料的表面不超過8%的水分。這種粉碎機主要由傳動裝置、轉子、破碎軸、襯板和機架等幾部分組成的。 2.1 機架 機殼由下機體、后上蓋襯板和右襯板組成，各部分用螺栓連接成一體。上部開一個加料口，機殼兩壁全部鑲以錳鋼襯板，襯板磨損后可以更換。下機體由20和40毫米普通鋼板焊接而成，兩側為了安放軸承以支持轉子，用鋼板焊接了軸承支座。機殼和軸之間，漏灰現(xiàn)象十分嚴重，為了防止漏灰，在機殼上通常都會安置一種叫軸封的裝置。機殼的下部直接安放在混泥土的基礎上，并用地腳螺栓固定（螺栓規(guī)格M8×1000，數(shù)量為12）。為了便于檢修調(diào)整和換破碎軸，下架體的前后兩面均開有一個檢修孔。左側壁、右側壁和后上蓋，也都用鋼板焊接而成。為了防止漏灰，和下機體一樣，在與主軸接觸的地方，兩側壁也都設有軸封裝置。為了檢修時更換錘頭方便，兩側壁對稱地開有檢修孔。 2.2 轉子 轉子是錘式粉碎機的主要工作部件，轉子是由主軸，錘架組成。錘架上用錘頭軸將錘頭分了三排懸掛在錘架之間，為了防止錘架和錘頭的軸向竄動，錘架的兩端用壓緊錘盤和鎖緊螺母固定。轉子支承在調(diào)心滾子軸承上，軸承用螺栓固定在下機架的支座上，除螺栓外，還有兩個定位銷釘固定著軸承的中心距。此外，為了使轉子在運轉中儲存一定的動能，在主軸的一端裝有飛輪。 2.3 破碎軸 錘式粉碎機的破碎軸的排列方式是與錘頭運動方向垂直，與轉子的回轉半徑有一定的間隙的圓弧狀。合格的產(chǎn)品可以通過破碎軸縫，大于破碎軸縫的物料由于不能通過軸縫而在破碎軸上再受到錘頭的沖擊和研磨作用繼續(xù)被粉碎，如此循環(huán)直至體積減少到可以通過破碎軸縫。破碎軸和錘頭一樣，受到很大的沖擊和磨損，是主要的容易磨損的零件之一。破碎軸受到硬物料塊或金屬塊的沖擊，容易彎曲和折斷。如圖所示，Φ1000×800 錘式破碎機的破碎軸，其形狀是圓斷面，材質(zhì)為ZGMn13的高錳鋼，具有較高的耐磨性，能承受一定的沖擊負荷。 2.4 托板和襯板 錘式粉碎機用錘頭高速錘打礦石，在瞬間礦石具有了極大的速度，為了防止機架的磨損，在機架的內(nèi)壁裝有錳鋼襯板。 由托板和襯板等部件組裝而成了打擊板。托板是用普通鋼板焊接而成的，上面的襯板都是高錳鋼鑄件的，與錘頭和破碎軸的材質(zhì)相同。組裝好后用兩根軸架于粉碎機的架體上，其進料的角度，可用調(diào)整絲杠進行調(diào)整，磨損嚴重時可進行更換，以保證產(chǎn)品的質(zhì)量。 含鉬2%的高錳鋼，用于高屈服強度而又不降低韌性的高錳鋼鑄件，如初次破碎的護板，經(jīng)彌散處理的含鉬2%的高錳鋼，具有足夠的韌性，其使用壽命比常規(guī)的熱處理的含鉬2%的高錳鋼要高25%。但是彌散處理生產(chǎn)成本高，限制了它的使用。含鉬1%，含碳0.8～1.0%的高錳鋼具有較高的韌性和強度，采用正火加表面淬火的熱處理成本不高。因此，在本次設計中我選用含鉬1%，含碳0.8～1.0%的高錳 鋼作為襯板。 2.5 密封防塵裝置 密封的目的在于防止灰塵，水分等進入軸承和相對運動的部件之間，如齒輪滾子齒嚙合處，同時又起到防止?jié)櫥土魇У淖饔谩Ｃ芊獾暮门c壞直接影響到滾 2.6.給定的原始數(shù)據(jù)是： （1） 粉碎能力為25到 45噸。 （2） 粉碎機轉子的轉速在900和1100 r/min之間 （3） 粉碎機的最大物料給料粒度為：小于150mm （4） 粉碎機的最大排料粒度不能超過：10mm （5） 粉碎機的物料容許濕度小于9%。 （6） 粉碎機的破碎程度為：中、細。 （7） 粉碎機的應用場所是：制磚廠。 （8） 粉碎對象：頁巖、煤矸石。 第3章 錘式粉碎機的結構參數(shù)和工作參數(shù)的選擇和計算 3.1 基本結構參數(shù)的計算與選擇 3.1.1 轉子的直徑和長度 （1） 轉子的直徑一般是根據(jù)礦石的尺寸來決定的。通常轉子的直徑與給礦塊的尺寸之比為4～8，大型破碎機則近似取為2。由于Φ1000×800 錘式粉碎機為中型粉碎機，所以直徑與給礦塊尺寸之比取6.5，而加工物料粒度≤150毫米。 所以轉子直徑D=6.5×150=975mm，取D=1000mm （2） 轉子長度視機器生產(chǎn)能力而定。轉子直徑與長度的比值一般0.7～1.5，礦石抗沖擊力較強時，應該選取較大的比值。由于Φ1000×800錘式粉碎機加工的礦物為頁巖、煤矸石這樣一些中低等硬度的礦石，所以比值取0.8。 則轉子長度L=D×0.8=1000×0.8=800mm， 取L=800mm。 3.2 主要工作參數(shù)的計算 3.2.1 轉子速度 為了簡化設計，錘式粉碎機不設變速箱。因此粉碎機轉子的速度和所安裝的電動機的額定轉速相同。轉子轉速用錘頭的圓周速度來控制。轉子的轉速是錘式式粉碎機的重要參數(shù)，轉子轉速可按下式進行計算： n=60v/3.14D （3-1） 式中 v----轉子的圓周速度； D----轉子的直徑； 由于上式?jīng)]有反映出粉碎比這一因素，所以按上式計算的轉子圓周速度只作為轉子轉速的參考。目前，錘式粉碎機的轉子圓周速度的使用范圍是15～80m/s，通常，粗碎時取15～40m/s，細碎時取40～80m/s。雖然轉子速度越高，粉碎比越大，但錘頭磨損也越快，功耗也大。因此，在滿足力度要求的情況下，轉子的圓周速度應偏低。由上分析可知： n=60v/3.14D （由于是細碎此處v取52m/s） =60×52/3.14×1 =993.63r/min 考慮到功率損耗取 n=980r/min 3.2.2 生產(chǎn)率 目前，錘式粉碎機還沒有一個考慮了各種因素的理論計算公式，因此我們選用經(jīng)驗公式來計算。 我們以粉碎中低等硬度物料來計算錘式粉碎機的生產(chǎn)率： 經(jīng)驗公式：Q=（30-45）DLδ （3-2） 式中：D-----轉子的直徑，單位：m； L-----轉子的長度，單位：m； δ----礦石的松散比重，單位：t/m3 由于本次設計中 D=1000mm=1m； L=800mm=0.8m； 礦石的松散比重δ取1.48； 公式中的系數(shù)取中間值35； 則Q=35×1×0.8×1.48=41.44噸/小時。 根據(jù)計算結果，我們可以確定出Φ1000×800 錘式破碎機的生產(chǎn)率為40噸/小時左右。3.2.3 電機功率 錘式粉碎機的功率消耗與很多因素有關，但主要取決于礦石的性質(zhì)，轉子的圓周速度，粉碎比和生產(chǎn)能力。 目前，錘式粉碎機的電動機功率尚無一個完整的理論計算公式，一般是根據(jù)生產(chǎn)實踐或者實驗數(shù)據(jù)而采用經(jīng)驗公式選擇破碎機的電動機功率。 根據(jù)生產(chǎn)實踐的實際來選擇電動機功率 N=KQ （3-3） 式中：Q---機器的生產(chǎn)能力，噸/小時 K---比功耗，千瓦/噸，比功耗視待粉碎物料的性質(zhì)、機器的結構特點和粉碎比而定。對中低等硬度的頁巖錘式粉碎機取K=1.4～2。粗碎時偏小取，細碎時偏大取。 本次設計要求將礦物細碎，因此比功耗偏大選取 （取K=1.9千瓦/噸），Q=41.44噸/小時； 則 N=KQ=41.44×1.85=76.664靠近75 KW。 根據(jù)計算電動機功率的結果，綜合各種要求，查表選擇Y系列（IP23）三相異步電動機（JB/T 5271—1991、5272—1991）。型號為Y280S-6。電動機效率為92%，額定電流為143A。 3.2.4 轉子轉速與錘頭重量 錘式粉碎機轉子的轉速n和錘頭的重量m是互相關聯(lián)的。錘式粉碎機不是靠回轉不見的全部能量來粉碎物料的，而僅是靠錘頭的動能做的功來完成物料的粉碎。錘頭的動能E為： E = mv2/2 (3-4) 式中 E-----錘頭的動能，J； m-----錘頭的質(zhì)量，kg； V-----錘頭的圓周速度，m/s。 V=(πD n)/60 (3-5) 式中 n------轉子轉速，r/min; D------轉子旋轉時，由于離心力的作用，錘頭作輻射狀，這時轉子的外端直徑就以D（m）表示。 將式（3-5）代入式（3-4）中， 得 E=（mπ2D2n2）/7200 （3-6） 錘頭動能的大小與錘頭的重量成正比，即錘頭越重，錘頭的動能越大，粉碎效率越高，但是錘頭的重量越大，旋轉起來的離心力也越大，對錘式破碎機的轉子的其他零件都要產(chǎn)生影響，并且加快損壞，因此，錘頭的重量不應該過重也不應該過輕，要適中。 正確的選擇錘頭的重量對粉碎效果和能量消耗有很大的影響。所以選擇的錘頭重量一定要滿足錘擊一次性使物料塊粉碎，并使無用功率消耗達到最小，同時，還必須不使錘頭向后偏倒。為此，必須使錘頭運動起來產(chǎn)生的動能等于粉碎物料所需要的打擊功。 如公式（3-6）所示： 轉子上全部錘頭每轉一次所產(chǎn)生的動能Ea為 Ea=k1k2E=( mπ2D2n3k1k2)/7200 （3-7） 式子中 k1--------轉子圓周方向的錘頭排數(shù) k2--------轉子橫向每排錘頭的個數(shù) 轉子每分鐘n轉時全部錘頭所產(chǎn)生的動能Na為： Na = (nEa)/(1000×60) = ( mπ2D2n3 k1k2)/(1000×60×7200)kw (3-8) 由于給料的不均勻和物料的松散比，實際，并不是全部錘頭都能打著物料，其中有些錘頭空過。因此，公式（3-8）不必再乘以給料不均勻和物料松散系數(shù)。 全部錘頭每分鐘所產(chǎn)生的動能Na是由電動機直接供給的，故使式（3-8）與電動機每分鐘所發(fā)出的功率N相等，即可認為全部錘頭所產(chǎn)生的打擊能夠擊碎加工物料。亦即: (3-9) 式子中：Ng…………錘式粉碎機的電動機功率，kw（ Ng 取75kw）； D…………錘式粉碎機的轉子直徑，m，（D=1m）； k1…………轉子圓周方向的錘頭排數(shù),k1=3； k2…………轉子橫向每排錘頭的個數(shù),k2=6； n…………錘式粉碎機的轉速，n=980 r/min。 將上述數(shù)據(jù)代入，則： kg 公式（3-9）還只是考慮全部錘頭運動起來產(chǎn)生的動能能夠粉碎物料，而并沒有考慮錘頭打擊物料后，它的速度損失的大小，如果打擊物料后，其速度損失過大，這會使錘頭饒自己的懸掛軸回轉而不破碎物料，因而會降低錘式粉碎機的生產(chǎn)能力和增加無用功。當然，錘頭的打擊物料產(chǎn)生的偏斜由于離心力而能夠恢復到原來的位置，但必須在第二次打擊物料前恢復正常位置。所以，錘頭打擊物料后只能允許速度損失40%～60%，據(jù)動量定理，可得： m1v1=（m1+m2）v2 v2=[m1/(m1+m2)]v (3-10) 式中：m1----錘頭重量，kg M2------最大物料塊的重量，kg v-----錘頭打擊開始所具有的圓周線速度，m/s 公式（3-10）的系數(shù)等于0.6～0.4即 v2=（0.6～0.4）v1 m/s （3-11） 由式（3-10）得： m1v1=m1v2+m2v2 （3-12） 把式子（3-11）代入（3-12）中 其中，最大物料塊質(zhì)量m=ρv=2.55×15=8606.25g=8.606Kg (查表頁巖的密度為2.55-2.65此處密度ρ取2.55g/cm) 錘頭重量m1=（0.7-1.5）m2=6.0242-12.909kg m1取8kg 第4章 錘式粉碎機主要零件的設計計算 4.1 主軸的相關設計、計算與校核 4.1.1 主軸的設計 對于只傳遞轉距的圓截面軸，其強度條件為： τ=T/ZP=[(9.55×106P)/0.2d3n]≤[τ] （4-1) 式中： τ—軸的扭切實力，N/mm2 T—轉距 N/mm2 Zp—為極截面系數(shù)，d3對圓截面軸： Zp=πd3/16≈0.2 d3 P—傳遞的功率，kw n—主軸轉速。r/min [τ]—許用扭切應力，N/mm2 T=9550000p/n=9550000×75/980≈730867 N.mm （4-2） 對于既傳遞轉距又承受彎距的軸，可用上式初步估算軸的直徑；但必須把軸的許用扭切應力[τ]適當降低，以補償彎距對軸的影響。將降低后的許用應力代入上式，并改寫為設計公式 （4-3） 式中A=98～107因為本設計中主軸的材料為35SiMn，且承受大載荷，大彎距。所以A取107 又因為P=75KW n=980r/min 所以 mm 考慮到破碎機所承受的轉矩變化和沖擊載荷變化很大，則取軸的最細處dmin=100mm 而細軸處的強度條件為： τ===3.654N/mm2 查表得 35SiMn許用扭切應力[τ]=40～52 N/mm2 τ=3.654N/mm2﹤[τ] 即細軸100mm處的強度符合要求的強度條件。 圖4-1 錘式粉碎機軸示意圖 圖4-2 錘式粉碎機主軸圖 主軸是錘式粉碎機支撐轉子的主要部件，承受來自轉子、錘頭的重量、沖擊力，因此要求主軸的材質(zhì)具有較高的強度和韌性，設計中采用的是35號硅錳鋼鍛造。主軸的端面為圓形，最大的直徑為120毫米，軸承處為110毫米。錘架用b×h×L=32×18×750毫米的平鍵與軸連接。 4.1.2 主軸的強度校核 首先根據(jù)軸的結構圖作出軸的計算簡圖，由于錘式粉碎機在工作中承受沖擊載荷，而這種沖擊載荷主要集中在打擊物料的錘頭處，為了計算方便，現(xiàn)將載荷簡化為作用于轉子上的均布載荷。假設物料以某一角度與錘頭碰撞（α<） 則有，， （4-4） 式中： KN·m （4-5） 則有: N, N, N; 考慮對于使用應力的余裕系數(shù)e=1.5(所謂余裕系數(shù),即是在補償載荷的偏差、估計的不準確度、尺寸精度的誤差以及計算式的近似性的同時，對于因振動、沖擊而產(chǎn)生的難以預測的應力上升，殘留應力預測等不準確度進行補償?shù)南禂?shù)。)，則作用于每個錘頭上的力分別為： N， N， N； 那么，作用于轉子上的合力則為： N， N， N； 則作用于軸上的支反力分別為： 水平面內(nèi)支反力：KN 垂直面內(nèi)支反力：KN 根據(jù)下面簡圖，分別求出水平面和垂直面內(nèi)各力產(chǎn)生的彎矩為： 并按結果分別作出水平面上的彎矩圖MH如圖4.2（c）和垂直面上的彎矩圖V 如圖4.3（e）所示； 然后按下式計算總彎矩圖并作出M圖4.3（f） KN·m （4-6） 作出扭矩圖如圖4.3（g）所示，根據(jù)已作出的總彎矩圖和扭矩圖，可以求出計算彎矩圖Mca圖4.2（h）， KN·m （4-7） 已知軸的計算彎矩后，即可針對某些危險截面（即計算彎矩大而直徑可能不足的截面）作強度校核計算。通常只校核軸上承受最大計算彎矩的截面（即危險截面轉子中間截面）的強度。由式： 可得： 〈[δ]=75MPa。 （4-8） 故安全。此處由于主軸裝有過載保護裝置，當有大的瞬時過載及嚴重的應力循環(huán)不對稱時，安全裝置可保護主軸不產(chǎn)生塑性變形，故可略去靜強度校核。 圖4-3 錘式粉碎機軸彎矩分析圖 圖4-4 錘式粉碎機軸載荷分析圖 4.1.3 鍵的強度校核 平鍵聯(lián)接最易發(fā)生的失效形式通常是壓潰和磨損，此處針對擠壓強度和耐磨性條件進行校核。 擠壓強度條件 （4-9） 耐磨性條件（動聯(lián)接） (4-10） 式中 T——轉矩，N.mm； d——軸徑，mm； h——鍵的高度，mm； l——鍵的工作長度，mm；對A型鍵l=L-b； ——許用擠壓應力，MPa（此處為60-90）； ——許用壓強，MPa（此處為50）。 由以上兩式求得兩處重要鍵聯(lián)接處的擠壓強度和耐磨性強度分別為： 第一個平鍵： 第二個鍵： 均小于其許用擠壓應力和許用壓強，故滿足。 4.2 錘架 錘架是用來懸掛錘頭的，它不起粉碎物料的作用，但錘式粉碎機在運轉過程中，錘架還是要受到礦石沖擊和摩擦而造成磨損，所以錘架也要求有一定的耐磨性。下圖所示的錘架是用較優(yōu)質(zhì)的鑄鋼ZG35B制作，該材質(zhì)具有較好的焊接性，局部出現(xiàn)磨損時，可以進行焊補。該錘架的結構比較簡單，容易制作。 1-錘盤；2-錘架片；3-錘架套筒 圖4-5 錘式粉碎機錘架示意圖 4.3 錘頭 錘頭是錘式粉碎機的主要工作零件。錘頭的重量、形狀和材質(zhì)對破碎機的生產(chǎn)能力有很大影響。錘頭動能的大小與錘頭的重量成正比，即錘頭越重、錘頭的動能越大，粉碎效率越高。但是錘頭的重量越大，旋轉起來產(chǎn)生的離心力也越大，對錘式粉碎機轉子的其他零件，都要產(chǎn)生影響和損壞，因此，錘頭的重量要適中。錘頭用高碳鋼鑄造或鍛造，也可以用高錳鋼鑄造。 合理選擇錘頭的材質(zhì)是很重要的，普通碳素鋼制作錘頭用來粉碎石灰石，幾天之內(nèi)就會磨損掉，而用高錳鋼鑄造錘頭，經(jīng)過熱處理，使它的表面硬化，則可以使用較長時間。本次設計所用的錘頭材質(zhì)為ZGMn13的高錳鋼,該材料具有較高的耐磨性,并可承受沖擊載荷,適宜做錘頭用,其化學成分為參照《機械工程材料》第八版或者按國標GB/T5680-1998. 本次設計的錘頭形狀對稱，所以當一面磨損之后，可以翻面使用。但是當錘頭磨損得很厲害時，難以修復，因此，多采用磨損后更換新錘頭來維持粉碎機正常生產(chǎn)。此外，如果有個別錘頭磨損得比較厲害，轉子會失去平衡，粉碎機的工作不穩(wěn)定，還會導致軸瓦的過早磨損。因此，生產(chǎn)中應該經(jīng)常注意錘頭的磨損情況，及時檢查，定期更換新錘頭。 圖4-6 錘式粉碎機錘示意圖 4.4錘頭的打擊平衡計算 錘式粉碎機是一種高速回轉且靠沖擊來破碎物料的機械.為了使它能夠正常工作,首先必須使它的轉子獲得靜平衡和動平衡.如果轉子的中心離開它的幾何中心線,則會產(chǎn)生靜力不平衡現(xiàn)象;若轉子的回轉中心線和其主慣性中心線相交,則將產(chǎn)生動不平衡現(xiàn)象.這兩種不平衡現(xiàn)象都會使機械產(chǎn)生較大的慣性力和力矩而縮短零件的壽命。轉子上零件要按二級精度來制造，并且還要精確的進行靜力和動平衡計算。 如果錘式粉碎機的轉子已經(jīng)達到靜力和動平衡，但由于錘頭懸掛得不正確，則伴隨著錘頭與物料的沖擊，在錘頭銷軸轉子圓盤，主軸及主軸承上產(chǎn)生打擊反作用力，如下圖所示： 圖4-7 打擊反擊作用圖 1——錘頭；2——錘頭軸；3——轉子圓盤；4——主軸 在圖7中，錘頭打擊物料塊時，在錘頭打擊點上將作用著打擊力N如果錘頭懸掛得不正確，即錘頭是非打擊平衡錘，則在錘頭銷軸將產(chǎn)生打擊反作用力Ny根據(jù)作用力等于反作用力的原理，該力也將作用在轉子圓盤的銷孔上，該力用Ny'表示，其方向與Ny相反。如果轉子已經(jīng)達到靜力和動平衡，則作用在轉子圓盤銷孔上的打擊反力Ny也將傳給轉子軸上，該力用N表示，則N的反作用力N'將作用在轉子中心孔上。Ny'和N'盤上形成逆圓盤回轉的打擊力偶，因而額外的多消耗了能量，作用在轉子軸上的打擊反力N將傳給軸承，使軸承在工作中受到與打擊次數(shù)相同的連續(xù)沖擊，而顯著的縮短了軸承的使用壽命。 為了避免錘式粉碎機工作時產(chǎn)生的打擊反作用力，必須使所安裝的錘頭是打擊平衡錘頭。所謂的打擊平衡錘頭，就是錘頭打擊物料后，在懸掛銷軸上不產(chǎn)生打擊反力。從這點出發(fā)，在設計和改進錘式粉碎機的錘頭時，必須對所選用的錘頭的幾何形狀進行打擊平衡計算。 下面是對本次設計的錘頭進行打擊平衡計算，它是一個最常用的幾何形狀最簡單、具有兩個銷軸孔的錘頭進行打擊平衡計算，如下圖所示： 圖4-8 錘頭打擊平衡計算示意圖 在計算之前，先假定錘頭的打擊中心在其外棱處，即錘頭以其外棱打擊物料。然后，通過求得錘頭最合適的懸掛銷軸孔來滿足打擊中心公式： l= JF0/F0C (4-11) 式中C—錘頭懸掛中心（銷軸孔）O到重心S的距離，cm L—錘頭懸掛中心O到打擊中心（錘頭外棱）的距離，cm L=a-x (4-12) a-錘頭的長度，cm F0—有孔錘頭的面積，cm2 F0=ab-πd2/4 (4-13) d—錘頭懸掛銷軸孔的直徑，cm; b—錘頭的寬度，cm； JF0—F0面積對懸掛中心O的極慣性距，cm4 根據(jù)面距定理，在圖b中以左邊沿為基準時： ab×(a/2)=[ab-(πd2/4)](x+c)+( πd2x/4) 化簡后可得：x = a/2+c(πd2/4ab-1) (4-14) 由（4-14）可得：c = [x-(a/2)×4ab]/πd2-4ab (4-15) 設JF0—有孔錘頭（平面薄板）的面積對其懸掛中心O的極慣性距，cm4 J′F0—無孔錘頭（平面薄板）的面積對其懸掛中心O 的極慣性距，cm4 JFS′—無孔錘頭（平面薄板）的面積對其重心S的極慣性距，cm4 Jd—銷軸孔對其懸掛中心O的極慣性距，cm4 JFX—無孔錘頭對其面積F的水平對稱軸X—X的軸慣性距，cm4 F—無孔錘頭的面積，cm2。 e —無孔錘頭的重心S′至懸掛中心O 的距離，cm。 JFS′= JFZ+ JFX （4-16） JF0′= JFS′+FE2 （4-17） JF0+JD= JFS′+ FE2 （4-18） JF0= JrS′+ Fe2 =( JFZ+ JFX)- Jd + Fe2 =( Fa2/12+ Fb2/12)- Fdr2/2+F(a/2-x)2 =a3b/3+ab3 /12-πd4/32- a2bx+abx （4-19） 將（4-12）（4-19）（4-5)（4-7）代入（4-11）中，然后化簡整理得： x=a/3-b2/ab+πd4/16a2b 其中 a=210mm, b=100mm, d=30mm 得x=a/3-b2/ab+πd4/16a2b=（250/3）-（1202 /6×250）+（3.14×404 /16×2502 ×120）=53.4mm x取55mm 則C=4.89≈5cm=50mm 按上式計算方法求得錘頭懸掛中心位置，在實際工作中也難免錘頭銷軸不受打擊反力的作用，因為我們在計算之初，是假定錘頭以其外棱打擊物料，而實際上由于給料粒徑的變化，錘頭并非都是以其外棱打擊物料。另外，由于制造和安裝上的誤差，以及錘頭外棱和銷軸孔的磨損，都會改變打擊平衡的條件（J= JF0/F0C）。 因此，考慮到以上一些因素，錘頭懸掛中心到左邊的距離x最后取為50mm。 4.5 飛輪的計算與設計 錘式粉碎機在粉碎大塊礦石時，錘頭的速度損失會過大而且會增大電動機的尖縫負荷。為了避免出這些現(xiàn)象，在主軸上就要增加一個飛輪來儲備動能。 根據(jù)理論力學知飛輪矩為：（把飛輪當作矩形截面均圓環(huán)） GD2=4gJ (4-20） 飛輪設計的基本問題是在保證機器運轉的不均勻系數(shù)δ在許用范圍內(nèi)的前提下，求出飛輪的轉動慣量J從而最后定出飛輪的主要尺寸。 飛輪轉動慣量的確定： 設錘式粉碎機在空行程和部分無負載的工作行程時間t1秒內(nèi)的功率消耗為N1千瓦轉子在工作行程的粉碎時間t2秒內(nèi)的功率消耗為N2千瓦，電動機的額定功率為N千瓦并且N1﹤N﹤N2。轉子在t1秒時間內(nèi)，N﹥N1的情況下，多余的功率就使飛輪的能量增加，如果在空轉階段開始時，飛輪的角速度等于ωmin在空轉階段終結時，飛輪的角速度增加為ωmax;在有載運轉時N2﹥N，飛輪就輸出能量，飛輪角速度就由ωmax降到ωmin 列出空轉時的平衡方程式 102Nt1=102N1t1+J/2(ωmax2-ωmin2) 或 102Nt1=102N1t1+Jω2δ （4-21） 則飛輪儲存的能量為：Jω2δ=102t1（N- N1） 設空轉的功率消耗（ρ稱損失系數(shù)） 故 η—考慮摩擦損失的機械效率η=0.85 則 Jω2δ=102t1Nη J=102t1Nη/ω2δ，而； 其中 g—重力加速度，g=9.81m/s2; d—飛輪的直徑，米； ω—飛輪的平均角速度，即主軸的角速度，ω=ωmax+ωmin/2； δ—速度不均勻系數(shù)，δ=0.03—0.05，錘式粉碎機可取δ=0.04； t1—空轉時間取t1=t2=30/n。 由以上理論計算公式可得本次設計飛輪的直徑為605mm,取飛輪直徑D=610mm。 4.5.1 飛輪 飛輪的主要作用是使粉碎機的轉子，在運轉中存儲一定的動能，而保持粉碎機在工作中的效率，減輕粉碎機的動力消耗。也就是說，當粉碎機正常運轉時，飛輪便存儲一定的能量，電動機也不致過負荷，當粉碎機給料過多或者進入大塊時，飛輪便將動能放出，增強粉碎能力，從而使電動機不致超載運行，起到了一定的保護作用。 圖4-9 錘式粉碎機飛輪示意圖 4.6 破碎軸的計算與設計 破碎軸是錘式粉碎機中和錘頭一樣受到物料很大的磨損，也是錘式粉碎機中易損的零件之一，破碎軸受到硬物料塊或金屬塊的沖擊，容易彎曲或折斷。 本設計中采用的材料是ZGMn12的高錳鋼。因此有較高的耐磨性，又能承受一定的沖擊。 4.6.1 破碎軸 錘式粉碎機的破碎軸的排列方式是與錘頭運動方向垂直，與轉子的回轉半徑有一定的間隙的圓弧狀。合格的產(chǎn)品可以通過破碎軸縫，大于破碎軸縫的物料由于不能通過軸縫而在破碎軸上再受到錘頭的沖擊和研磨作用繼續(xù)被粉碎，如此循環(huán)直至體積減少到可以通過破碎軸縫。破碎軸和錘頭一樣，受到很大的沖擊和磨損，是主要的容易磨損的零件之一。破碎軸受到硬物料塊或金屬塊的沖擊，容易彎曲和折斷。如圖所示，Φ1000×800 錘式破碎機的破碎軸，其形狀是圓斷面，材質(zhì)為ZGMn13的高錳鋼，具有較高的耐磨性，能承受一定的沖擊負荷。 圖4-10 錘式粉碎機破碎軸示意圖 4.7 軸承計算與選擇 滾動軸承的尺寸選擇取決于疲勞壽命。 壽命計算公式Lh=(106∕60n)(C/p)ε (4-23) 式中：C—基本額定載荷（軸承）； P—軸承的當量動載荷； n—軸承的轉速； ε—軸承的壽命指數(shù)； 對稱軸承ε=3，滾子軸承ε=10/3。 當量動載荷的計算： 用于計算同時承受徑向及軸向載荷的軸承而引進的假定負荷，若將此假定負荷作用于軸承所得的壽命與軸承在實際使用條件下達到的壽命相同。 對向心軸承 P= xFr+yFa （4-24) 式中：Fr—實際徑向負荷； Fa—實際軸向負載； X—徑向系數(shù)； Y—軸向系數(shù)； 考慮到機械工作中的沖擊，振動以及傳動件運轉不平穩(wěn)等所產(chǎn)生的動負載對軸向負載的影響。所以其公式為 Fr= FaR （4-25） Fa=Pa.fd （4-26） 式中 R—軸承段受名義徑向載荷； Pa—軸承段受名義軸向載荷； fd—動載荷系數(shù)，查表得fd =1.8—3.0。 當量動載荷P=xFr+yFa=0.67Fr+Y2Fa==67.7 KN； 預期計算壽命，基本額定動載荷 Cr==253.6 KN （4-27） 查表選出軸承為53622 GB/T285-87。e=0.37,Y2=1.8, Y2=2.7, 0.8,基本額定載荷Cr=556 KN，極限轉速1600 r/min。 當量動載荷P=xFr+yFa=0.67Fr+Y2Fa==67.7 KN； 其壽命Lh=(106∕60n)(Cr/p) ε=。 極限轉速的校核： 軸承應滿足的轉速約束條件為 （4-26） 式中 —軸承最大工作轉速； —負荷系數(shù)； —負荷分布系數(shù)； —軸承的極限轉速。 =980 r/min，>=980 r/min。故滿足。 第5章 錘式破碎機的主體結構設計 5.1 機架 一臺機器的結構對機器很重要，好的結構設計可以提高機器的生產(chǎn)率，延長機器的壽命等等。 機架是一臺機器的骨架，它支持著所有的零件進行工作。由于錘式粉碎機是很容易磨損零件的機器，它需要經(jīng)常更換零部件。所以我們采用上下機架的結構。而上下機架又分別用鋼板焊接而成，然后再用螺栓將上下機架聯(lián)結起來。上機架的上方留有一個給礦口，給礦口應該向反擊板一邊靠近。因為這樣可以使物料進入機體后便能在錘頭和反擊板的作用下迅速的破碎。由于轉子是在旋轉下工作的，所以，礦物也會磨損機架，那么我們就給機架的內(nèi)壁加上襯板，襯板是用螺栓聯(lián)結在機架內(nèi)壁上的。如下圖所示，這樣磨損嚴重的襯板就可以得到更換。最后在設計中，還在上下機架的兩側靠了兩個檢查門，便于檢修，調(diào)整和更換破碎軸。 圖5-1 襯板示意圖 5.2 反擊板 反擊板和錘頭一樣都是錘式粉碎機中的工作部件。由于它承受著礦石的沖擊，所以很容易磨損。所以選擇材料時也應該用ZGMn13高錳鋼。 反擊板在粉碎礦物時，應該和下落的礦物有一定的角度，這樣更有利于礦石的粉碎。因為如果反擊板和礦物下落速度方向一致，則礦物最多只受錘頭打擊以及錘頭和反擊板的擠壓