【正文】 A 與軸的材料及相應的許用扭剪應力如表 41 所示。 1. 根據(jù)碰撞理論動量相等的原理計算錘頭重量 根據(jù)碰撞理論動量相等的原理計算錘頭重量時，考慮錘頭打擊礦塊后，必然會產(chǎn)生速度損失。所以錘頭沖擊物料后只能允許速度損失不大于 50%～ 60%。 0r ——錘頭的重心到懸掛點的距離 ,m。 取 μ= 0. 24 ,σ= 710 , t = 。一般以 20m／ s 可求出： 0 0 060 1 4 7 01 2 ?? ???v m／ s （ 3）計算從動輪的基準直徑 2d 2d =i 1d ，并按參考文獻 [8]V 帶輪的基準直徑系列表 85c 加以適當圓整。 設計步驟和方法 設計功率 dP 計算功率 dP 是根據(jù)傳遞的功率 P ，并考慮到載荷性質和每天運轉時間長短等因素的影響而確定的。 物料一般是脆性的 ,當其受力達到強度極限時開始破壞 ,即物料所受外力超過它本身的內聚力就會破壞。 根據(jù)參考文獻 [5]并由碰撞理論動量相等的原理計算錘頭重量 2v = (～ )1v ? ?4 27? 士學位論文 19 式中 1v ——錘 頭打擊物料前的圓周線速度 ,m/s 。因此在確定錘頭質量時，應當考慮到各種能量損失。如果錘頭的重量選得小，則可能滿足不了錘擊一次就將礦塊破碎的要求；若是選得過大，則無用的功率消耗過大，這也是不經(jīng)濟的。作用在轉子主軸上的相對彎矩為： 22 nk MMM ??? (415) 式中 kM ——作用在主軸上的彎矩，其值可按經(jīng)驗公式計算 kM = RG /8 ㎏ 根據(jù)文獻 [3]可知設計的軸并滿足以下條 件： ??? 彎曲強度 彎矩 mqM? = M? + mM 式中 M? ——均勻載荷產(chǎn)生的彎矩 mM ——為扭矩 m產(chǎn)生的彎矩 (2 ) / 8qM qcl r?? 式中 q——為軸所受均勻載荷， q=9070N/m r—— 軸的最小半徑，可忽略不計 L——該破碎機兩軸承的距離， L= c——轉子部分的寬度， c= 可得 qM =KM = 1 2N Ln? 式中 1N ——傳遞功率 1N = 電動機功率 ? 皮帶傳遞效率 = 30? 90% =27 kw n——轉子轉速 n =970r/min =所以 mM = N根據(jù)文獻 [4]可知，目前 錘式破碎機的轉子圓周速度為 18～ 70m/s。對中等硬度的煤，錘式破碎機取 K=～ 2。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 2。 轉子 轉子是本機 的主要破碎工具。下面對這四大部分分別作一簡述。目前 “料層粉碎的理論 ”已為粉碎界的公認，根據(jù)料層粉碎理論研制的新設備有美國諾德伯格公司的旋盤圓錐破碎機、俄羅斯的慣性圓錐破碎機等 。因而多年來界內人士一直在研究如何達到節(jié)能、高效地完成 破碎 過程。在水泥廠，需要用破碎機將原料破碎，以便燒成熟料，然后再將熟料磨細成水泥。 致謝 ...................................................................................... 錯誤 !未定義書簽。 第 5章 電渦流傳感器的選擇、功能原理及其結構 ........ 錯誤 !未定義書簽。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。并在相關專題中，對錘頭的壽命延長進行比較詳細的分析。 轉子上鍵的校核 ................................................. 錯誤 !未定義書簽。 延伸電纜 ............................................................. 錯誤 !未定義書簽。為了使錘擊破碎機得以進一步改進，在標準化、通用化、系列化方面日趨完善，現(xiàn)對錘式破碎機的性能因素和質量要素等方面進行分析、研究和討論，使其不但在結構和功能上更加先進合理，而且更加有利于環(huán)境保護 選題分析 我的畢業(yè)設計題目是錘式破碎機設計。為了節(jié)約能量，提高粉碎效率，應多用靜壓粉碎，少用沖擊粉碎。 B． H． Bergstrom在研究單顆粒破碎時發(fā)現(xiàn)，在空氣中一次破碎的碎片撞擊金屬板時明顯地產(chǎn)生二次破碎，一次破碎的碎片具有的動能占全部破碎能量的 45％。 沖擊破碎物料受到足夠大的瞬時沖擊力而破碎，它的破碎力是瞬時作用的，其破碎效果高，破碎效果高，破碎比大，能量消耗小。此外，打開檢修門可將蓖條體移出更換蓖條。 圖 21 破碎機結構簡圖 設計步驟如下 :先初選電動機并校核； 軸的設計計算及較核；給料口尺寸； 排料口尺寸； 錘頭質量計算； 軸承的選擇及較核； 破碎機整體結構尺寸設計。m2 ? ?34? f——摩擦系數(shù)， f = 。㎡ 轉數(shù) r／ min 效率 % Y200L4 30 1470 士學位論文 12 第 4章 錘式破碎機的主要機構參數(shù)的 選擇和計算 轉子部分結構 轉子部分是錘式破碎機的主要部件，如圖 41 所示：轉子軸 4，圓盤5， 錘頭 2，用錘頭銷軸 3 分別懸掛在圓盤之間，為防止圓盤和錘軸竄動，固定圓盤套筒 1 固定。 綜合以上因素 ,取轉子轉速 n =970r/min， 則轉子的線速度 v = m/s。通常主軸為圓形，有的主軸斷面為方行。 38SiMnMo 的基本參數(shù)： [? ]=35～ 55Mpa,A=112～ 97Mpa,取 A=105MPa。根據(jù)時間總結，追拖打擊礦塊后的允許速度損失隨著破哦隨即的規(guī)格大小而變，一般 在 40%～ 60%的范圍內，即 如圖 42 所示 ： 士學位論文 17 圖 42 錘頭打擊物料簡圖 在這一過程中，設錘頭給物料的沖量為 ，物料給錘頭的沖量為 ，錘頭的質量為 ，沖擊物料前后的速度分別為 。根據(jù)文獻 [7] 即： 由式 ? ?4 20? 0112vmu mm? ? 式中 ? ? ~ ? ，則 ? ? 010 120 .5 ~ 0 .4 vmv mm? ? 整理上式可得 ? ?? ? ? ?2120 . 5 ~ 0 . 4 0 . 7 ~ 11 0 . 5 ~ 0 . 4mmm??? ? ?4 25? 即 ? ? ~ 1GG? ? ?4 26? 從式 中可以得出，錘頭質量只與最大物料塊質量有關。 從式 [4]可以看出 ,錘頭質量只與打擊物料的質量有關 ,實際上還與物料的性質、受力情況和轉子速度有關。設物料形狀為立方體 ,其邊長 a1 = 0. 043 m ,則 1)~( vAtm ??? =㎏ r = , 0r = 0m = m20rr??????= 7. 526 kg 帶傳動是利用張緊在帶輪上的帶，借助它們間的摩擦或嚙合，在兩軸間傳遞運動或動力。 又： 1470 ?? ? ?4 36? 2d =i 1d =125=230mm （ 4）初定軸間距 oa 如 果 中 心 距 未 給 出 ， 可 士學位論文 22 。 保證帶在工作中不打滑，并具有一定的疲勞強度和使用壽命是 V帶傳動設計的主要依據(jù)，也是靠摩擦傳動的其它帶傳動設計的主要根據(jù)。 t ——錘頭打擊物料的時間 ,一般取 t = ～ s。分別計算式 和式 ，求得錘頭質量，并取較大者。實際破碎機在工作過程中，有機械損失，熱量損失等。 由于錘式破碎機的錘頭是鉸接地懸掛在轉子上，所以正確地選擇錘頭的重量對破碎機效果和能量消耗有很大作用。根據(jù)有關文獻推薦，主軸的強度校核可以簡略成下列方法計算。該軸主要受轉矩 m和轉子部分的重力。轉子的速度 60vn D?? ? ?41? 式中 v ——轉子的圓周速度 ,m/s n——轉子轉數(shù)， 970r/min 3 0 . 4 6 /60nDv m s?