【文章內(nèi)容簡(jiǎn)介】 e無孔錘頭的重心S’到其懸掛中心B的距離，cm。 =+ =+ +=+ =++= （），得出：在設(shè)計(jì)中取錘頭的尺寸：a=240mm, b=120mm, d=。由計(jì)算可知錘頭的懸掛中心位置。在理論計(jì)算中，我們都假想錘頭用外棱打擊物料，而在實(shí)際的生產(chǎn)過程中，錘頭并非都以外棱擊打物料，另外，由于制造和安裝的誤差，以及錘頭、銷軸孔的磨損，都會(huì)改變其打擊平衡的條件。在進(jìn)行碰撞平衡計(jì)算時(shí)，先有兩種設(shè)計(jì)理論：一是建議錘頭的碰撞中心取在錘頭允許磨損高度的中心，二是建議將碰撞中心取在錘頭的最外端。但與實(shí)際情況都有出入，因?yàn)榇驌裘娴拿總€(gè)點(diǎn)都有可能實(shí)施對(duì)物料的打擊，沖擊力作用線常常會(huì)偏離設(shè)定的碰撞中心，導(dǎo)致在銷軸上產(chǎn)生碰撞反力，其后果是產(chǎn)生有害阻力矩，縮短轉(zhuǎn)子滾動(dòng)軸承使用壽命，甚至?xí)p害銷軸。5 破碎機(jī)的傳動(dòng)裝置5 破碎機(jī)的傳動(dòng)裝置為了使破碎機(jī)中儲(chǔ)存一定的動(dòng)能，避免破碎大物料時(shí)，錘頭的速度損失不致過大，減小電動(dòng)機(jī)的尖峰負(fù)荷。在主軸的一端應(yīng)配置飛輪或者采用帶輪與電動(dòng)機(jī)相連。本次采用的是帶輪與電動(dòng)機(jī)相連，考慮到本次設(shè)計(jì)的是一中型破碎機(jī)，其帶輪本身儲(chǔ)存的動(dòng)能不會(huì)太大，如果一個(gè)帶輪滿足不了條件，則采用在主軸的另一端加一個(gè)飛輪。如果飛輪的質(zhì)量不大，則直接用大帶輪代替飛輪。首先計(jì)算飛輪所需的質(zhì)量，然后進(jìn)行傳動(dòng)裝置的選擇。本次選取電動(dòng)機(jī)的功率為110kw。轉(zhuǎn)速為1490r/min。設(shè)破碎機(jī)在空行程期間內(nèi)的功率消耗為,在壓碎物料期間內(nèi)的消耗功率位,電動(dòng)機(jī)額定功率為P,并且。在期間，多余的功率使飛輪角速度從增加到；在期間，功率不足，使飛輪角速度從減少到，同時(shí)飛輪放出能量，增加破碎物料的有效功率，提高破碎機(jī)的破碎效率。能量方程式,； （） （）式中：； （）； （）飛輪所得的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量，； （）從理論力學(xué)可知，； （）式中：G飛輪的質(zhì)量，kg D飛輪的直徑，m J轉(zhuǎn)動(dòng)慣量，飛輪的質(zhì)量G(kg)，； （） 式中：機(jī)械效率。 大帶輪既是傳動(dòng)件又是飛輪，所以在設(shè)計(jì)大帶輪時(shí)，同時(shí)還得滿足飛輪轉(zhuǎn)動(dòng)慣量的要求。1) 計(jì)算功率 （）式中：工況系數(shù)。 由表51可知，破碎機(jī)的載荷變動(dòng)很大，每天工作1016h,空載啟動(dòng)，=。: 表51 電動(dòng)機(jī)空載啟動(dòng)的系數(shù)KA工況KA空載、輕載啟動(dòng)重載啟動(dòng)每天工作小時(shí)數(shù)1010~16161010~1616載荷變動(dòng)較大斗式提升機(jī) 磨粉機(jī) 振動(dòng)篩載荷變動(dòng)很大破碎機(jī) 磨碎機(jī)2) 選定帶型 根據(jù)Pc=154kw,n=950r/min。有查表52,可知選擇窄V帶SPB型。表52 基準(zhǔn)寬度制窄V帶選型圖3) 確定帶輪的直徑小帶輪的直徑：由查表554選取。表53 有效寬度制窄V帶選型圖表54 窄V帶輪直徑系列有效直徑槽型基本值min915選用情況選用情況250250254257265265272280280287300300307注：；表示可以選用；表示不選用。 。大帶輪的直徑：； （） 由于誤差小于5%，所以帶輪的選擇符合要求。4) 驗(yàn)算帶速 5) 初定軸間距 所以取=1000mm6) 所需帶的基準(zhǔn)長(zhǎng)度 由表查得：選取窄V帶的基準(zhǔn)長(zhǎng)度為7) 實(shí)際軸間距a 8) 小帶輪的包角 9) 單根V帶的基本額定功率 根據(jù)帶型號(hào)、。 當(dāng)傳動(dòng)比時(shí)，單根V帶額定功率增量,根據(jù)帶型、和，查得=。表55 基準(zhǔn)寬度制窄V帶額定功率型號(hào)SPB70080095012001450280133151310) V帶的根數(shù) （）： 取z=9。表56 小帶輪包角修正系數(shù)Ka小帶輪包角Ka小帶輪包角Ka180116517516017015511) 單根V帶的預(yù)緊力 （）。 表57 V帶單位長(zhǎng)度質(zhì)量基準(zhǔn)寬度制窄V帶型號(hào)每米長(zhǎng)度質(zhì)量（）SPZSPASPBSPC12) 作用在軸上的力 在皮帶設(shè)計(jì)中。 （）式中：13) 帶輪的結(jié)構(gòu)和尺寸帶輪應(yīng)有足夠的強(qiáng)度，良好的結(jié)構(gòu)工藝性，質(zhì)量分布均勻，帶輪材料常用灰鑄鐵，鋼鋁合金或工程塑料等，灰鑄鐵應(yīng)用最廣，當(dāng)皮帶的速度達(dá)到一定程度。，結(jié)構(gòu)是尺寸如表58。 大帶輪示意圖表58 帶輪的結(jié)構(gòu)尺寸圖項(xiàng)目基準(zhǔn)寬度基準(zhǔn)線上槽深基準(zhǔn)線下槽深槽間距槽邊距最小輪緣厚外徑符號(hào)bd槽型SPB146 錘式破碎機(jī)軸及軸上零件的設(shè)計(jì)6 錘式破碎機(jī)軸及軸上零件的設(shè)計(jì)主軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)根據(jù)軸上零件的安裝、定位、以及軸的制造、工藝等方面的要求，合理的定出結(jié)構(gòu)尺寸。軸的工作能力的計(jì)算不僅指軸的強(qiáng)度計(jì)算，還有剛度、穩(wěn)定性的計(jì)算。選擇軸的材料和熱處理方法，主要根據(jù)軸的受力、轉(zhuǎn)速、重要性等對(duì)軸的強(qiáng)度和耐磨性提出的要求。對(duì)破碎機(jī)來說，只需進(jìn)行強(qiáng)度的計(jì)算。本設(shè)計(jì)中軸的材料選擇了.零件在軸上的安裝和拆卸方案確定后，軸的形狀便基本確定了，各軸段上的直徑所需要的軸徑與軸上的載荷大小有關(guān)，在初步確定其直徑的同時(shí)，不知道支反力的作用點(diǎn)，不能確定其彎矩大小的分布情況，因此還不能按軸上的具體載荷及其引起的應(yīng)力來確定主軸的直徑。先按軸的扭矩初步估算所需要的軸的直徑，并計(jì)次時(shí)所求出的最小直徑。然后按照主軸的裝配方案和定位要求，從最小直徑處逐一確定各軸段的直徑大小。本次設(shè)計(jì)采用，采用調(diào)質(zhì)熱處理工藝。性能如表61：表61 軸材料的性能參數(shù)229286 275MPa 590MPa脈動(dòng)循環(huán)應(yīng)力 120MPa365MPa對(duì)稱循環(huán)應(yīng)力70MPa 210MPa主軸主要傳遞的轉(zhuǎn)矩，： （） 表62 常用軸材料的許用切應(yīng)力及A的系數(shù) 軸的材料Q235A 20Q275 35 4540Cr 35SiMn 42SiMn 38SiMnMo 1525203525453555A14912613511212610311297 由于軸的截面上開有鍵槽應(yīng)適當(dāng)增大軸徑，有兩個(gè)或兩個(gè)以上的鍵槽，軸徑應(yīng)增大。 對(duì)軸的最細(xì)處進(jìn)行強(qiáng)度驗(yàn)算： （）：，即最細(xì)處的強(qiáng)度滿足其要求。 確定主軸的各段的長(zhǎng)度，盡可能使其結(jié)構(gòu)緊湊，同時(shí)還要保證，轉(zhuǎn)子以及帶輪、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(zhǎng)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。通過設(shè)計(jì)計(jì)算，得到轉(zhuǎn)子、帶輪的大體尺寸，所以軸的長(zhǎng)度也可大致確定。： 軸的結(jié)構(gòu)示意圖1) 主軸的最小直徑處安裝的是帶輪，所以軸的最右端12軸段是裝大帶輪故取,它的右端用軸端擋圈定位，左端用軸肩軸向定位?？伤愠龃髱л喌膶挾葹?94mm,所以取。 為使帶輪不致與機(jī)殼接觸，取帶輪與軸承箱體的距離為120mm。2) 軸承的選擇，因軸承同時(shí)受有徑向力和軸向力的作用，且主軸承受大轉(zhuǎn)矩并受沖擊載荷，如果選用一般滾動(dòng)軸承則會(huì)卡死，選用雙列的調(diào)心滾子軸承，因?yàn)?2的左端設(shè)置軸肩，參照軸承要求并根據(jù)，選用調(diào)心滾子軸承2315，dDB=7516055，左端采用軸肩進(jìn)行軸向定位，為了拆卸軸承方便，規(guī)定軸肩高度不應(yīng)大于內(nèi)圈高。取軸肩h=。右端與軸承箱體之間采用套筒定位。其長(zhǎng)度L套=45mm。滾子軸承寬度B=55mm。為使套筒可靠的壓緊軸承，取，軸承箱體寬度100mm，箱體至機(jī)殼外壁距離25mm，機(jī)殼壁厚10mm，取制造誤差s=10mm，故取。轉(zhuǎn)子圓盤用軸套壓緊定位，取軸肩高度h=10mm，為了可靠的壓緊轉(zhuǎn)子圓盤。由于軸承采取對(duì)稱布置方式，仍取，軸承用套筒和擋圈定位。最終得出主軸的全長(zhǎng)。 軸上零件的裝配示意圖轉(zhuǎn)子圓盤，帶輪與軸的周向定位均采用平鍵聯(lián)結(jié)。帶輪與軸的聯(lián)接，選用平鍵為，帶輪與軸的配合方式為，鍵槽用鍵槽銑刀加工；圓盤錘架與軸也通過平鍵進(jìn)行周向定位，，常用kmmr6等。軸承的外圈與座孔選用有間隙的配合，常用H7，G7，J7等。1) 軸的靜力分析軸的設(shè)計(jì)不同于一般零部件的設(shè)計(jì)。它包含兩個(gè)主要內(nèi)容: 強(qiáng)度設(shè)計(jì)和結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)。為了保證其足夠的工作能力, 必須對(duì)軸進(jìn)行強(qiáng)度計(jì)算, 必要時(shí)還要做剛度計(jì)算。而傳統(tǒng)的設(shè)計(jì)方式比較保守，憑借經(jīng)驗(yàn)公式進(jìn)行的校核，會(huì)產(chǎn)生較大的誤差。由于錘式破碎機(jī)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(jì)算方便，現(xiàn)將載荷簡(jiǎn)化為作用于轉(zhuǎn)子上的均布載荷。假設(shè)物料以某一角度與錘頭碰撞（α）。 。 ()式中：D轉(zhuǎn)子的直徑，D=900mm。 ； N,N,N?？紤]對(duì)于使用應(yīng)力的余裕系數(shù)e=(所謂余裕系數(shù),即是在補(bǔ)償載荷的偏差、估計(jì)的不準(zhǔn)確度、尺寸精度的誤差以及計(jì)算式的近似性的同時(shí)，對(duì)于因振動(dòng)、沖擊而產(chǎn)生的難以預(yù)測(cè)的應(yīng)力上升，殘留應(yīng)力預(yù)測(cè)等不準(zhǔn)確度進(jìn)行補(bǔ)償?shù)南禂?shù)。)，則作用于每個(gè)錘頭上的力分別為,； （） 那么，作用于轉(zhuǎn)子上的合力則為： 將此合力簡(jiǎn)化為一作用于軸上的均布載荷，其集