【文章內(nèi)容簡介】 很大的動載荷（撓力），從而引起機器的不穩(wěn)定運轉(zhuǎn)，使主軸、軸承、機架等零部件受力惡化。特別是對軸承產(chǎn)生周期性沖擊載荷，使軸承發(fā)熱，甚至損壞；還將引起機器的振動。轉(zhuǎn)子的不平衡現(xiàn)象主要是由于轉(zhuǎn)子零件的制造質(zhì)量和裝配精度不良造成。同時，錘頭磨損不均勻也是影響轉(zhuǎn)子不平衡的因素。錘式破碎機轉(zhuǎn)子雖然達到了轉(zhuǎn)子平衡的要求，但由于錘子懸掛的不正確，即銷孔位置不對也會隨錘子對物料的沖擊，對主軸、銷軸產(chǎn)生沖擊反力。如下圖所示，錘頭沖擊物料時，在錘頭上的沖擊點作用著沖擊力F，若錘子懸掛位置不正確，使錘子產(chǎn)生非打擊狀態(tài)，這時在錘子銷軸2上產(chǎn)生沖擊反作用力Fy,根據(jù)作用力與反作用力大小相等，方向相反的原理，在轉(zhuǎn)盤的銷孔上也將產(chǎn)生作用力Fy1，該力傳遞給主軸，作用在主軸上的力為F’，F(xiàn)’的反作用力Fy2將作用在轉(zhuǎn)盤的中心軸孔上。F’和Fy2將在轉(zhuǎn)盤上形成逆轉(zhuǎn)盤方向的沖擊力偶，因而也額外增加能量消耗，錘子受力如圖41所示。作用在主軸上的力也將傳給軸承，使軸承的負荷增加，降低軸承計算與說明結(jié)果的使用壽命，為使破碎機工作時，在錘子銷軸上不產(chǎn)生反作用力，必須使錘子處于沖擊下平衡狀態(tài)，正確選擇銷孔的位置。 圖41 錘子擊打物料受力示意圖1錘子 2銷軸 3主軸 4圓盤在設(shè)計和改進錘頭之前，必須對錘頭的幾何形狀進行打擊平衡計算，下面對本次設(shè)計的錘頭進行打擊平衡計算，他是一個最常用、簡單的幾何形狀。錘子形狀如下圖42所示：圖42 錘頭形狀示意圖無孔錘頭的重心 有孔錘頭的重心在計算之前，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。然后通過計算得錘頭最合適的懸掛銷軸孔來滿足打擊中計算與說明結(jié)果心的公式：L錘頭的懸掛中心B至打擊中心的距離，cmC銷軸孔到錘頭重心S’’的距離，cm錘頭面積A對懸掛中心B的極慣性矩。a錘頭的長度，b錘頭的寬度A有孔（銷軸孔）錘頭的面積，根據(jù)面距定理，以圖中的左邊界為基準： （48）化簡后： 有孔錘頭面積對其懸掛中心B的極慣性矩，無孔錘頭面積對其懸掛中心B的極慣性矩，無孔錘頭面積對其重心的極慣性矩，銷軸孔對其懸掛中心B的極慣性矩，無孔錘頭及其面積對對稱軸XX的極慣性矩，無孔錘頭及其面積對對稱軸ZZ的極慣性矩，無孔錘頭的面積，e無孔錘頭的重心S’到其懸掛中心B的距離，cm計算與說明結(jié)果=+=++=+ =++= （49）把代入前面的公式中，得出：在本次設(shè)計中取錘頭的尺寸：a=240mm, b=120mm, d=30mm由計算可知錘頭的懸掛中心位置。在理論計算中，我們都假想錘頭用外棱打擊物料，而在實際的生產(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，都會改變其打擊平衡的條件。在進行碰撞平衡計算時，先有兩種設(shè)計理論：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。但與實際情況都有出入，因為打擊面的每個點都有可能實施對物料的打擊，沖擊力作用線常常會偏離設(shè)定的碰撞中心，導致在銷軸上產(chǎn)生碰撞反力，其后果是產(chǎn)生有害阻力矩，縮短轉(zhuǎn)子滾動軸承使用壽命，甚至會損害銷軸。計算與說明結(jié)果第5章 破碎機的傳動裝置為了使破碎機中儲存一定的動能，避免破碎大物料時，錘頭的速度損失不致過大，減小電動機的尖峰負荷。在主軸的一端應配置飛輪或者采用帶輪與電動機相連。本次采用的是帶輪與電動機相連，考慮到本次設(shè)計的是一中型破碎機，其帶輪本身儲存的動能不會太大，如果一個帶輪滿足不了條件，則采用在主軸的另一端加一個飛輪。如果飛輪的質(zhì)量不大，則直接用大帶輪代替飛輪。首先計算飛輪所需的質(zhì)量，然后進行傳動裝置的選擇。設(shè)破碎機在空行程期間內(nèi)的功率消耗為,在壓碎物料期間內(nèi)的消耗功率位,電動機額定功率為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，同時飛輪放出能量，增加破碎物料的有效功率，提高破碎機的破碎效率。能量方程式： （51） （52）飛輪的儲存能量為：計算與說明結(jié)果磨檫損失的機械效率：飛輪所得的轉(zhuǎn)動慣量：從理論力學可知：飛輪的轉(zhuǎn)動慣量：G飛輪的質(zhì)量，kgD飛輪的直徑，mJ轉(zhuǎn)動慣量，求的飛輪的質(zhì)量G(kg): （53）機械效率。大帶輪既是傳動件又是飛輪，所以在設(shè)計大帶輪時，同時還得滿足飛輪轉(zhuǎn)動慣量的要求。 （54）工況系數(shù)，由表可知，破碎機的載荷變動很大，每天工作1016h,計算與說明結(jié)果空載啟動，=.由公式54得: 工況 KA空載、輕載啟動重載啟動 每天工作小時數(shù) 1010~16161010~1616載荷變動較大斗式提升機 磨粉機 振動篩 載荷變動很大破碎機 磨碎機 表51 電動機空載啟動的系數(shù)KA根據(jù)Pc=154kw,n=950r/。小帶輪的直徑：由查表選取大帶輪的直徑：由公式可得： （55） 計算與說明結(jié)果誤差小于5%，所以帶輪的選擇符合要求。 （56） （57）所以取=1000mm （58）由表查得：選取窄V帶的基準長度為 （59） （510）根據(jù)帶型號、當傳動比時，單根V帶額定功率增量,根據(jù)帶型，和，查表得=。 V帶的根數(shù) （512）計算與說明結(jié)果表52 小帶輪包角修正系數(shù)Ka小帶輪包角Ka小帶輪包角Ka1801165175160170155 （513） （514）帶輪應有足夠的強度，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，灰鑄鐵應用最廣，當帶速。帶輪的槽型結(jié)構(gòu)如圖51所示，結(jié)構(gòu)是尺寸如表53，帶輪示意圖如圖52所示。計算與說明結(jié)果 圖51基準寬度制v帶輪輪槽尺寸 圖52 大帶輪示意圖 表53 帶輪的結(jié)構(gòu)尺寸圖項目基準寬度基準線上槽深基準線下槽深槽間距槽邊距最小輪緣厚外徑符號bd槽型SPB14計算與說明結(jié)果第6章 錘式破碎機軸及軸上零件的設(shè)計主軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計根據(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。軸的工作能力的計算不僅指軸的強度計算，還有剛度、穩(wěn)定性的計算。對破碎機來說，只需進行強度的計算。本設(shè)計中軸的材料選擇了.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，不知道支反力的作用點，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，并計次時所求出的最小直徑。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脈動循環(huán)應力 120MPa365MPa對稱循環(huán)應力70MPa 210MPa主軸主要傳遞的轉(zhuǎn)矩，所以應按扭轉(zhuǎn)強度計算： （61）計算與說明結(jié)果 表62 常用軸材料的許用切應力及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適當增大軸徑，有兩個或兩個以