UNIVERSITY 本 科 畢 業(yè) 論 文（設 計） 題目： 錘式破碎機 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： 指導教師： XXXX老師 職 稱： 年 5月 摘要 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(jīng)驗。其設計的實質(zhì)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(jīng)濟性和可靠性。 關鍵詞：錘式破碎機；錘頭；強度分析 Abstract Summary of hammer Crusher used in cement plants, power plants, and various other departments, so, its design has broad prospects and rich learning experience. Its design is the completion of the overall design of the future it refers to the major parts of designing, installing, positioning, and other issues, and strength check and the individual parts. And related more detail analysis on the life extension of the hammer. In various parts of the design, including the choice of materials, dimensions, process of determining requirements, structure and technology meet, and as well as their co-ordination with other parts of. Strength checking is, we should use the formula, risk analysis, reference tables, mapping and calculation of parts. And then the whole installation, work procedures, and inspection of work in all its aspects, at the same time taking into account device maintenance, insurance and other aspects of the problem, the last two main working parts of the processing precision, tolerance analysis, to keep the broken economy and reliability of the final design. Keywords：hammer Crusher； hammer； strength tolerance analysis 目錄 1 錘式破碎機簡介 3 1.1 錘式破碎機分類 3 1.1.1 按回轉(zhuǎn)軸數(shù)分 3 1.1.2 按轉(zhuǎn)子的回轉(zhuǎn)方向分 3 1.1.3 按錘頭的排列方式分 3 1.1.4 按錘頭在轉(zhuǎn)子上的連接方式分 3 1.1.5 按破碎作業(yè)的粒度要求分 3 1.2 錘式破碎機優(yōu)點 3 1.3 錘式破碎機缺點 3 1.4 破碎實質(zhì) 3 2 錘式破碎機的總體及主要部分概述 4 2.1 機殼 4 2.2 轉(zhuǎn)子 4 2.3 主軸 4 3 傳動裝置運動和動力參數(shù)的計算 4 3.1 給定的原始數(shù)據(jù)是 4 3.2 電動機的選擇 5 3.3 傳動比分配 6 3.4 各軸輸入功率計算 6 3.5 各軸輸入扭矩計算 6 3.6 轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)速的確定 7 3.7 轉(zhuǎn)子的直徑與長度 7 3.8 錘頭的選擇 8 3.9 給料口的寬度和長度 9 4 關鍵部件的設計與計算 9 4.1 V帶傳動的設計計算 9 4.1.1 定V帶型號和帶輪直徑 9 4.1.2 計算帶長 10 4.1.3 求中心距和包角 10 4.1.4 求帶根數(shù) 11 4.1.5 求軸上載荷 11 4.1.6 帶輪結構設計 12 4.2 軸的材料的選擇 13 4.3 軸的最小直徑和長度的估算 13 4.4 軸的校核 14 4.4.1 初算軸徑d 14 4.4.2 初步計算軸上各段長度 14 4.4.3 計算軸上載荷 14 4.4.4 對主軸做簡化處理 15 4.4.5 繪制彎扭矩圖對危險截面進行校核 15 4.4.6 軸的疲勞強度條件的校核計算 18 4.4.7 提高主軸的疲勞強度的途徑 20 4.5 軸承的選擇 20 4.5.1 軸承材料，類型的選擇 20 4.5.2 軸承的游動和軸向位移 21 4.5.3 軸承的校核 21 4.6 軸上鍵連接的選擇及校核 22 5 其他零部件的設計與選用 23 5.1 箱體結構以及其相關設計 23 5.1.1 鑄造方法 23 5.1.2 截面形狀的選擇 23 5.2 肋板的布置 23 5.3 飛輪的設計與計算 24 6 部分零部件上的公差和配合 25 6.1 配合的種類的選擇 25 6.2 一般公差的選取 25 6.3 形位公差 25 6.3.1 形位公差項目的選擇 25 6.3.2 公差原則的選擇 25 6.3.3 形位公差值的選擇或確定 26 結論 28 參考文獻 29 致謝 30 1 錘式破碎機簡介 1.1 錘式破碎機分類 1.1.1 按回轉(zhuǎn)軸數(shù)分 單轉(zhuǎn)子和雙轉(zhuǎn)子。 1.1.2 按轉(zhuǎn)子的回轉(zhuǎn)方向分 不可逆式和可逆式。 1.1.3 按錘頭的排列方式分 單排式和多排式。 1.1.4 按錘頭在轉(zhuǎn)子上的連接方式分 固定錘式和活動錘式。 1.1.5 按破碎作業(yè)的粒度要求分 粗碎破碎機、中碎破碎機、細碎破碎機。 1.2 錘式破碎機優(yōu)點 構造簡單、尺寸緊湊、自重較小，單位產(chǎn)品的功率消耗小。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，呈立方體，過度破碎現(xiàn)象少。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 錘式破碎機缺點 主要工作部件，如：錘頭、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。破碎腔中落入不易破碎的金屬塊時，易發(fā)生事故。 含水量﹥12%的物料，或較多的粘土，出料篦條易堵 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。 工作原理: 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。 1.4 破碎實質(zhì) 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. 2 錘式破碎機的總體及主要部分概述 本次設計的是單轉(zhuǎn)子、多排錘、不可逆式錘式破碎機， 由機殼、轉(zhuǎn)子、蓖條、打擊板、錘頭、支架、襯板等組成。 2.1 機殼 由上機體、后上蓋、左側壁和右側壁組成，各部分用螺栓連結成一體，上部開有進料口,內(nèi)部鑲有高錳鋼襯板，磨損后可以更換，機殼和軸之間漏灰現(xiàn)象十分嚴重，為了防止漏灰，設有軸封。機殼下部直接安放在混凝土基礎上，并用地腳螺栓固定。為了便于檢修、調(diào)整和更換蓖條，下機體的前后兩面都開有一個檢修孔。為了便于檢修、更換錘頭方便，兩側壁也對稱的開有檢修孔。 2.2 轉(zhuǎn)子 由主軸、圓盤、銷軸等組成，圓盤上開有4個均勻分布的銷孔，通過銷軸將43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，在主軸的一端還裝有一個飛輪。 2.3 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。通常斷面為圓形，且有平鍵和其他零件連接。 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。要破碎中等硬度的物料，錘頭用高碳鋼鑄造或鍛造，也可用高錳鋼鑄造。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。 3 傳動裝置運動和動力參數(shù)的計算 3.1 給定的原始數(shù)據(jù)是 破碎能力為20到30噸。 破碎機轉(zhuǎn)子的轉(zhuǎn)速在800和1100之間 ， 破碎機的最大物給料，度為：小于150， 破碎機的最大排料粒度不能超過：10 破碎機的物料容許濕度小于9%。 破碎機的破碎程度為：中、細。 破碎機的應用場所是：水泥廠、選煤廠、火力電廠等。 破碎機的破碎對象是：石灰石、煤塊、焦碳、石膏等軟物料。 破碎機示意簡圖 3.2 電動機的選擇 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： （3） 系數(shù)取值在0.1到0.15之間。 K取0.12，由上述公式（3）計算得P=73.27KW，所以選取電動機功率為 =75KW 系統(tǒng)無特殊需求，一般選用Y系列三相交流異步電動機。選用全封 自扇冷籠型，電壓380V 查表用Y280S-2型號的電機，其參數(shù)如下： 電機型號 額定功率（kw） 同步轉(zhuǎn)速（） 滿載轉(zhuǎn)速（） 電機重量（kw） 參考價格（元） Y280S-2 75 2970 2880 550 11190 3.3 傳動比分配 已知電動機軸的轉(zhuǎn)速 ：=2880 破碎機轉(zhuǎn)子軸的轉(zhuǎn)速 ：=800 所以傳動比為i=/=3.6 根據(jù)常用傳動機構的主要特征及適用范圍： 取V帶傳動的傳動比i=3.6 3.4 各軸輸入功率計算 = 為電動機的功率，為工作及功率，為傳動裝置的效率 =· 為滾動軸承的效率，查表0.97（一對） 為帶傳動的效率，查表取0.96 = =72.75kw =×0.96×0.97= 67.75kw 3.5 各軸輸入扭矩計算 =9550/n=9550×72.75/2880=241.2 N· =9550∕=9550×67.75∕800 N·m=808.8 N·m 將上述結果列入表格，以供查用。 軸號 轉(zhuǎn)速n（） 功率P∕kw 扭矩T∕（N·m） I 2880 72.75 241.2 II 800 67.75 808.8 轉(zhuǎn)子示意圖 3.6 轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)速的確定 錘式破碎機的轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)速按所需的圓周速度計算，錘頭的圓周速度根據(jù)被破碎物料的性質(zhì)、破碎產(chǎn)品的粒度、錘頭的磨損等因素來確定。 按公式 （1） 來計算。 式中 ── 錘頭的圓周速度（m/s） ── 轉(zhuǎn)子的直徑（m） 一般中小型破碎機轉(zhuǎn)速為750到1500，取轉(zhuǎn)速n=1200，圓周速度為25到70，速度越高，產(chǎn)品的粒度越小。錘頭及襯板、蓖條的磨損越大。功耗增加。對機器零部件的加工、安裝精度要求隨之提高。在滿足其粒度要求的情況下，圓周速度應偏低選取. 生產(chǎn)率的計算 :生產(chǎn)率與錘式破碎機的規(guī)格、轉(zhuǎn)速、排料蓖條間隙的寬度、給料粒度、給料狀況以及物料性質(zhì)等因素有關。一般采用經(jīng)驗公式： （2） 式中 Q── 生產(chǎn)率() ── 物料的密度() ── 經(jīng)驗系數(shù) 因為該型號的破碎機破碎的是中、硬物料。取值在30到45之間。 3.7 轉(zhuǎn)子的直徑與長度 錘式破碎機的規(guī)格用轉(zhuǎn)子的直徑D和長度L來表示，所以轉(zhuǎn)子的直徑D= 785mm，轉(zhuǎn)子的長度L=830mm 。 3.8 錘頭的選擇 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。 根據(jù)動量定理選取錘頭質(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： 式中 ── 錘頭打擊物料后的圓周線速度(m/s) ── 錘頭打擊物料前的圓周線速度(m/s) 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 (4) 由上式可知， 式中 ── 錘頭折算到打擊中心處的質(zhì)量(kg) ── 最大物料塊的質(zhì)量(kg) 綜上所述 但是，只是錘頭的打擊質(zhì)量。實際質(zhì)量應根據(jù)打擊質(zhì)量的轉(zhuǎn)動順序和錘頭的轉(zhuǎn)動慣量求得 式中 ── 錘頭打擊中心到懸掛點的距離(m) ── 錘頭質(zhì)心到懸掛點的距離 (m) 3.9 給料口的寬度和長度 錘式破碎機的給料口的長度與轉(zhuǎn)子的相同。其寬度B2。 4 關鍵部件的設計與計算 4.1 V帶傳動的設計計算 選用窄V帶傳動，動力機位Y系列三相異步電動機，功率P=75kw，轉(zhuǎn)n=2880，每天工作10h，中心距小于2000mm。 計算項目 計算內(nèi)容 計算結果 4.1.1 定V帶型號和帶輪直徑 工作情況系數(shù) 由表 =1.2 計算功率 =P=1.2×75 =90kw 選帶型號 由圖 SPC型 小帶輪直徑 由表 取=315mm 大帶輪直徑 =（1-ε）=（1-0.02） 選=1134mm ε為滑動率，取ε=2% 大帶輪轉(zhuǎn)速 =（1-ε）=（1-0.02）× =800 所以取=800 計算項目 計算內(nèi)容 計算結果 ≤±5% 以上所選參數(shù)合理 4.1.2 計算帶長 求 == = 724.5 =724.5mm 求 == =409.5 =409.5mm 初取中心距 a=1950mm 帶長 L=+2a+ L= 6260.96mm 基準長度 由圖 =6300mm 4.1.3 求中心距和包角 中心距 a=+ 代入數(shù)據(jù)得 a=1969.97mm 2000mm 小輪包角 =--×60 =-- ×60 =155.01 120 4.1.4 求帶根數(shù) 計算項目 計算內(nèi)容 計算結果 帶速 v== v=47.47 傳動比 i== i=3.6 帶根數(shù) 由表 =19.98kw；=0.96；=1.02； =6.17kw； Z= = =3.5 取z=4根 4.1.5 求軸上載荷 張緊力 500（）+q 500× +0.3747.47 = 834.70N （由表 q=0.37） 軸上載荷 =2zā 代入數(shù)據(jù)得 =6519.27N 4.1.6 帶輪結構設計 由于帶速較高 ，帶輪用鋼制造。大帶輪采用輪輻式結構， 且500mm﹤D＜1600mm，輪輻數(shù)目取為6.小帶輪采用整體結構式，具體結構參數(shù)見零件圖。 綜上整理帶傳動參數(shù)如表： 小帶輪直徑 大帶輪直徑 傳動比i 帶基準長度 根數(shù)Z 中心距a 315mm 1134mm 3.6 6300mm 4 1969.97mm 小帶輪 大帶輪 4.2 軸的材料的選擇 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。最常用的是45號鋼。 4.3 軸的最小直徑和長度的估算 零件在軸上的安裝和拆卸方案確定了之后，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和飛輪。 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。并記此時所求出的最小直徑為。然后再按照主軸的裝配方案和定位要求，從處逐一確定各軸段的直徑的大小。另外 ，有配合要求的軸段，應盡量采用標準直徑，比如安裝軸承的軸段，安裝標準件的部位的軸段，都應取為相應的標準直徑及所選的配合的公差。 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。軸的基本結構尺寸如下圖所示 4.4 軸的校核 計算項目 計算內(nèi)容 計算結果 軸材料選用45鋼調(diào)質(zhì)，軸的設計計算步驟如下： 4.4.1 初算軸徑d dC 由表，C=112 =112× =60.23mm 取d=98mm 4.4.2 初步計算軸上各段長度 軸承選6420，寬度B=58mm；大帶輪寬度B=（Z-1）e+2f =（3-1）×22.5+ 2×17=110.5mm 4.4.3 計算軸上載荷 由前計算： 帶輪作用軸上載荷 FT1=6519.27N，T=808.8N· 徑向力 FR1=4244N 轉(zhuǎn)子圓盤錘頭部分作用在軸上載荷： 圓周力 FT2== =2063.3N， 徑向力 FR2=6400N 配重輪部分作用在軸上的載荷為 圓周力 FT3===2200.8N 徑向力 FR3=980N 4.4.4 對主軸做簡化處理 認為圓周力集中在軸的中點處 ， FR = FR1 + FR2 +FR3 =11624N 轉(zhuǎn)子錘頭打擊破碎物料時打擊力為 FT2 ，所以 認為錘頭受力是均布力分布q=2.71510 3N/m。 在徑向方向上簡化主軸的受力，認為兩軸承座的支反力相等為 FZ1=FZ2=5812N，方向與FR反向。 圓周方向上由材料力學知識求的軸承座的支反力F Y1 FY2的大小和方向如下圖所示。 4.4.5 繪制彎扭矩圖對危險截面進行校核 簡化軸上載荷如圖： 所以由以上示意圖和各載荷，畫軸的剪力圖，彎矩圖，扭矩圖 由彎矩圖、扭矩圖可知危險截面點存在且為A B C 三點其中之一所在截面處，分別對A B C三點進行校核計算： A: M==3788N.m B: M= =3202.6N.m C: M= =2913.9N.m 所以：A點的彎矩最大，A為危險截面對A所在截面用第三強度理論校核： = =26MPa 查表知[0b]=102.5MPa [-1b]=60MPa [0b] [-1b] 所以該軸滿足強度要求。 4.4.6 軸的疲勞強度條件的校核計算 對主軸進行疲勞強度計算，不妨設外力為單向不穩(wěn)定變應力，則根據(jù)已經(jīng)知道的條件和公式： 主軸的材料為45號鋼。經(jīng)過調(diào)質(zhì)后的性能為，，= 5×?，F(xiàn)用此材料做試件，進行強度試驗，以對稱循環(huán)變應力作用次，，作用次。 根據(jù)這些條件，試計算該主軸在此條件下的計算安全系數(shù)。若以后再以的力，作用于主軸，還能循環(huán)多少次，可以保證主軸不出問題。其實，這也等于估算主軸的使用壽命。 根據(jù)公式 再根據(jù)教材書上的公式 ,則該主軸的計算安全系數(shù)為： 又有 由以上的計算，顯然可以得知，若要使主軸破壞，則由教材中式子（7-34），得 =1 所以，可求出， 可以得出結論，該主軸在正常工作，同時考慮到不同工況，估計，在對稱循環(huán)變應力的作用下，尚可承受次的應力循環(huán)。 當然，事實上，該主軸可以再工作的循環(huán)次數(shù)并不會準確的等于以上所求的數(shù)值。如果按的范圍計算，則所求的的值將分別等 于0.50710和2.832。 4.4.7 提高主軸的疲勞強度的途徑 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： ①盡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；同一段軸上相鄰截面處的剛性變化應盡可能的小等等。 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。 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。 ③提高主軸的表面質(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?；蛘?，如果，有的軸段，工作在腐蝕性介質(zhì)中，則要對該軸段規(guī)定適當?shù)谋砻姹Ｗo。 ④盡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。 ⑤降溫、減載荷，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。 4.5 軸承的選擇 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。 4.5.1 軸承材料，類型的選擇 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。 軸承的類型有很多種，主要根據(jù)其承載情況和經(jīng)濟性進行選擇。因為該型號的破碎機，其轉(zhuǎn)子的轉(zhuǎn)速較高。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。因此選擇深溝球軸承，其特點是結構簡單，主要承受徑向載荷，摩擦系數(shù)小，極限轉(zhuǎn)速高，價廉，應用范圍廣。 4.5.2 軸承的游動和軸向位移 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?？梢允挂欢说妮S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。 4.5.3 軸承的校核 （1） 計算軸承的當量動載荷P： 由式：P=X+Y知， 對不承受軸向載荷的深溝球軸承，X=1，Y=0 :； 由力學相關知識解得：= 5182N； FZ2=5812N FY1=440N FY2=7096N = 5828.6N =9172.4N 得：= =5828.6N；= =9172.4N （2）校核計算 軸承的計算額定動載荷 ，它與所選用軸承型號的基本額定載荷C值必須滿足下式要求： C ==3 為軸承的預期使用壽命， 查表，取=10000h 解得=5828.6=127.7kN = 195kN =9172.4=192.2 kN =195kN 綜上：軸承滿足使用要求，選用合理 4.6 軸上鍵連接的選擇及校核 因無特殊要求，選用圓頭普通平鍵，現(xiàn)有三種鍵，16×10 ，32×18 ，28×16，后兩種為標準鍵，第一種為非標準鍵 ；通常（1.6～1.8）d 因此，L（1.6～1.8）×98=156.8～ 176.4mm，取L=100mm； 校核計算如下： 鍵的接觸長度=L-b=100-28=72mm。鍵與縠的接觸高度h2=162=8mm； 許用擠壓應力查表取=150Mpa；所以鍵連接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為：T=d=×0.008×0.072×0.115×150×=43200N·m=808.8N·m。 所以，以上選擇的參數(shù)滿足強度要求。合理。 顯然32×18鍵也合理。下面對16×10非標準鍵進行校核 后兩種為標準鍵，第一種為非標準鍵 ；通常（1.6～1.8）d 因此，L（1.6～1.8）×115=184～ 207mm，取L=45mm； 校核計算如下： 鍵的接觸長度=L-b=45-16=29mm。鍵與縠的接觸高度h2=102=5mm； 許用擠壓應力查表取=150Mpa；所以鍵連接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為： T=d=×0.005×0.029×0.115×150×=2673.75N·m=808.8N·m。 5 其他零部件的設計與選用 5.1 箱體結構以及其相關設計 一臺機器的總重量當中，機座和箱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。 5.1.1 鑄造方法 根據(jù)有關資料，機座（機架和基板等）和箱體（包括機殼等）的形式很多。按構造形式可以分為機座類、機架類等。 本次設計到的錘式破碎機，是固定式重型機器。而且，機座和箱體的結構復雜，剛度要求也較高，因此，通常都是鑄造。鑄造材料常用便于施工而又便宜的鑄鐵。（包括普通灰鑄鐵、球墨鑄鐵等）。而且該破碎機的機座，屬于大型機座的制造，所以，常采用分零鑄造，然后焊成一體的辦法。 5.1.2 截面形狀的選擇 因為絕大數(shù)的機座和箱體受力情況較為復雜，因此要產(chǎn)生振動，彎曲等變形。所以，當受到彎曲或扭轉(zhuǎn)時，截面形狀對其剛度和強度的影響很大。所以，正確設計出合理的機座和箱體的截面形狀，可以起到既不增大截面面積，又不增大（或者減小）零件質(zhì)量（材料消耗量）的效果。而且增大了截面系數(shù)以及截面慣性矩，就能提高其強度和剛度。 在使用中，絕大數(shù)的機座和箱體都采用這種截面形狀，就是這個緣故。雖然矩形截面的彎曲強度不及工字型截面，扭轉(zhuǎn)強度不及圓形截面的，但是它的扭轉(zhuǎn)剛度卻大得。而且采用矩形截面的機座和箱體的內(nèi)外壁比較容易裝設其他的機件。所以，對機座和箱體來說，它是結構性能較好的截面形狀。 5.2 肋板的布置 一般地說，增加壁厚固然可以增大機座和箱體的強度和剛度，但不如加設肋板來得有利。因為加設肋板時，增大強度和剛度，又可以增大壁厚的同時減小質(zhì)量；因為該破碎機的機殼是鑄件，所以，對于鑄件，由于不需要增加壁厚，就可以減少鑄造的缺陷；對于有些焊接的部位，壁薄時更容易保證焊接的品質(zhì)。 在考慮到鑄造、焊接工藝時以及結構要求時的限制時，例如為了便于砂型的安裝和清除，以及需要在機座內(nèi)部安裝其他的機件等，往往需要把機座設計成兩面敞開的，或者至少在某些部位開出比較大的孔洞（就是該機器中的檢修孔）。由于這樣做，必然大大削弱了機座的剛度，所以，加設肋板是必需的。其結構形狀必須考慮到各種重要因素，主要有工藝、成本、重量等。同時還要隨具體的應用場合以及不同的工藝要求（如鑄造、焊接等）而設計成不同的結構形狀。 5.3 飛輪的設計與計算 飛輪的作用是，是轉(zhuǎn)子在運動中儲存一定的動能，避免破碎大塊或較影的物料時，速度損失不致過大和減小電機的尖峰負荷。其結構采用腹板式。 6 部分零部件上的公差和配合 6.1 配合的種類的選擇 在確定了配合的類別之后，就需要進一步的確定這類配合中采用哪一種具體的配合，這往往是比較困難的事情。為此，需要了解到各種配合的特點，并對零件的功能要求、結構特點、工作條件等各個方面進行全方位的分析。 我們可以選用標準手冊中的一些優(yōu)先配合。而且手冊中對選用也有了比較具體的說明。 6.2 一般公差的選取 線性尺寸的一般公差是指在車間普通工藝條件下，機床設備一般加工能力可以保證的公差。在正常維護和操作情況下，它代表經(jīng)濟加工精度，所以一般可以不檢驗。它主要應用于精度比較低的非配合尺寸和功能上允許或大于一般公差的尺寸。國標中有規(guī)定，采用一般公差的線性尺寸不單獨注出極限偏差，而在圖樣上、技術文件上做總的說明。 6.3 形位公差 6.3.1 形位公差項目的選擇 選擇形位公差項目要根據(jù)要素的幾何特征，結構特點以及零件的功能，并要盡量考慮檢測方便和經(jīng)濟效益。 在形位公差的眾多項目中，有單項控制的，有綜合控制的。這也很好理解，前者有圓度、平面度、直線度等。后者有圓柱度等，標注形位公差有一個原則，就是：應該充分發(fā)揮綜合控制的公差項目的職能，原因很明顯，一是減少圖樣上的形位公差項目，二是相應的減小形位誤差的檢測工作。 就拿該主軸零件圖為例，對于與滾動軸承內(nèi)徑配合的軸頸，為了保證滾動軸承的裝配精度和旋轉(zhuǎn)精度，應規(guī)定軸頸的圓柱度公差和軸肩的端面跳動公差。對于軸類零件來說，規(guī)定其徑向圓跳動或全跳動公差，這樣，既能控制零件的圓度或圓柱度誤差，又能控制同軸度誤差，這是為了檢測方便。同理，端面對軸線的垂直度公差可以用端面全跳動公差代替，端面圓跳動在忽略平面度誤差時，也可代替端面對軸線的垂直度要求。 6.3.2 公差原則的選擇 在選擇公差原則時，應該根據(jù)被測要素的功能要求，充分發(fā)揮給出公差的職能和采用這種原則的可行性和經(jīng)濟性。比如獨立原則，盡管它是處理尺寸公差和形狀位置公差最基本的公差原則，應用也最廣泛。但這有一個前提，就是對零件有特殊功能要求時才可采用。 但實際設計中，為了保證零件的配合性質(zhì)，即保證配合的極限間隙和極限過盈，滿足設計要求，對重要的配合通常要采用包容要求。例如軸承內(nèi)孔與軸的配合等，都是為了保證最小的間隙。 對于僅僅需要保證零件的可裝配性，而為了便于零件的加工制造時，可以采用最大實體要求。通常用于間隙配合，適用的要素僅僅限于軸線或中心平面。例如軸承端蓋上孔的位置度公差。 6.3.3 形位公差值的選擇或確定 在對形位公差值進行選擇時，應考慮的幾個問題和原則： ①形狀公差、位置公差、尺寸公差的關系 確定形位公差值時，應考慮它們與尺寸公差的協(xié)調(diào)，其一般原則是： 形狀公差值大于位置公差值，而位置公差值大于尺寸公差值。 ②對于有配合要求的形位公差與尺寸公差的關系 有配合要求并要嚴格保證其配合性質(zhì)的要素，應該采用包容要求。一般來說，形狀公差通常為尺寸公差的25%到65%。圓度、圓柱度公差一般按同級選取。 ③形狀公差與表面粗糙度的關系 通常，對于中等尺寸段和中等精度的零件，表面粗糙度的值可以占形狀公差的20%到25%。 ④需要考慮零件的結構特點 對于剛性較差的零件（比如說細長軸）和具有某種結構特點的要素，因為其工藝性不好，加工精度會受到影響，此時，對主軸來說，就得選取較大的形位公差值。 ⑤基準的選擇 選擇基準時，主要考慮，要根據(jù)設計和使用要求，并兼顧基準統(tǒng)一和結構特征。一般考慮以下幾點： ⑴應根據(jù)設計時要素的功能要求以及要素間的幾何關系來選擇基準。比如說，對旋轉(zhuǎn)軸，通常都以裝滾動軸承的軸頸表面作為基準。 ⑵從加工、測量的角度考慮，應該選擇在夾具、量具中定位的相應基準做基準。 ⑶從裝配關系考慮，應該選擇零件相互配合、相互接觸的表面做各自的基準，以保證零件的正確裝配。 在主軸中間最長的工作的一段，為了保證其工作的準確性，對該段軸頸相對與兩個直徑為95的軸頸公共基準軸線給出了徑向圓跳動公差0.025毫米。對該主軸有好幾處軸肩起定位作用，參照安裝滾動軸承處的軸肩的精度要求，給出兩軸肩相對于基準軸線的端面圓跳動公差0.025毫米。鍵槽對稱度公差是為了保證銑槽時鍵槽的中心面盡可能的與通過軸線的平面垂直。公差值為0.05毫米。 結論 對錘式破碎機的設計以及相關的研究,是我對大學所學的知識進行整合和總結,運用的一個嘗試,這不僅提高了我的獨立思考,動手實踐,研究嘗新的能力,還培養(yǎng)了團結協(xié)作,大膽嘗試等良好的習慣。一臺機器的完整設計是要涉及到各個方面的知識的,在大學最后這段有限的時間,迅速積累.充分準備是很難的.我們只有不懈的努力,盡力的改正不足,使其盡可能完善,在許許多多的零件中,即使是最小的,哪怕是一個小小的螺釘,焊縫之類的,如果因為強度不夠,材料選取不當,壽命比較短,結構工藝性方面有缺陷,配合不能滿足要求.未考慮拆卸,修整問題……最終都會使機器工作性能下降,出現(xiàn)故障甚至報廢.所以,在這方面我做的工作還是很不夠的。另外,一臺機器真正推廣使用 還要對其成本,也即經(jīng)濟性,可行性進行分析.還有外觀,對環(huán)境的污染,對工作環(huán)境要求,維修的技術難度,方便程度等等,所以,我的設計只能是理論上的一個嘗試. 在具體的工作中,我除了需要借助最新的信息工具-----網(wǎng)絡外,還需要查閱圖書,親身實踐,但最主要的,還是老師的指導.不僅僅是具體內(nèi)容上,還有思路上的,認識問題角度等各個方面,我都收益匪淺.4年的大學生活最終以畢業(yè)設計的結束而告終.所以,我一定要加倍努力,畫一個圓滿的句號,力求在畢業(yè)設計的成果上更上一層樓. 參考文獻 [1]. 鄭鳴皋，破碎機綜述. 機械工業(yè)出版社，2001：1-3 [2] .kanda Y, sano Y,Yashima Y.A consideration of grinding limit based on . frachure mechanics. 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