【文章內容簡介】 Ea 為 [1]： 121222a7200G D n K KE K K E?? 牛米 （ 4） 式中 1K —— 轉子圓周方向的錘頭排數(shù)； 2K —— 轉子橫向每排錘頭的個數(shù)。 太原科技大學華科學院畢業(yè)設計（論文） 17 轉子每分鐘 n轉時全部錘頭所產生的動能 Na為 [1]： 1222a 10 00 60 10 00 60 72 00n G D n K KnE aN ???? ? ? (5) 由于給料的不均勻和物料的松散比不一，實際上并不是全部錘頭都能物料，其中有些錘頭空過，因此，公式（ 5）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生的動能 Na是由電動機直接供給的，故使式（ 5）與電動機每分鐘所發(fā)出的功率 N相等，即可以為全部錘頭所產生的打擊力能夠擊碎加 入的物料。 亦即： 1223g 10 00 60 72 00G D n K KN Na? ? ? ?? KW （ 6） 1262343 2 10 NGD n K K?? 牛 式中 N—— 錘式破碎機的電動機功率，千瓦； N=75 KW D= 1 3K? 2 10K? n=980轉 /分 62343 2 10 75 0. 8 98 0 3 10GN????? ? ? 公式（ 6）只是考慮全部錘頭運動起來產生的動能能夠打碎 物料，并沒有考慮錘頭打擊物料后，它的速度損失大小。如果打擊物料后，其速度損失過大，是這會使錘頭繞自己的懸掛軸回轉而向后偏斜過大，再下一次物料相遇時，它會空過而不破碎物料，因而會降低錘式破碎機的生產能力和增加無用功。當然，錘頭打擊物料產生的偏斜由于離心力而能夠恢復到原來的位置，但必須再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 50%～ 60%，利用動量相等的原理，可得： 12()G V G G V?? 牛米 /秒 太原科技大學華科學院畢業(yè)設計（論文） 18 12GVVGG? ? 米 /秒 （ 7） 式中 G—— 錘頭重量折算到打擊中心的重量，牛； 1G —— 最大物料塊的重量，牛； V—— 錘頭打擊開始所具有的圓周線速度，米 /秒； 2V —— 錘頭打擊物料后的圓周線速度，米 /秒。 公式（ 7）的系數(shù)等于 ～ ，即 [2] 2V =（ ～ ） V 米 /秒 。 （ 8） 由式（ 7）得： 2 1 2G V G V G V?? 212VGG VV?? ? 牛 （ 9） 把式（ 8）代入式（ 9）中得： 1 ( 0 .5 0 .4 )( 0 .5 0 .4 )VGG VV??? ?? 1( G? ??? 牛 （ 10） 取 1G =25N 系數(shù)取為 1 則 G=1 25=25N 綜合前面兩種方案，我最終確定錘頭重量為 G=25 牛。 太原科技大學華科學院畢業(yè)設計（論文） 19 第 5章 可逆式破碎機主要零件的計算 的設計計算 錘式破碎機是一種高速回轉且靠沖擊來破碎隨物料的機械。為了確保它能正常工作，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，則產生靜力不平衡現(xiàn)象；若轉子的回轉中心線和其主慣性中心線相交，則將產生動不平衡現(xiàn)象，這兩種不平衡現(xiàn)象都會使機械產生較大的慣性力和力矩從而縮短零件的壽命。轉子上零件要按二級精度來制造 ，并且還要精確地進行靜力和動力平衡。 雖然，錘式破碎機的轉子已達到靜力和動力平衡，但是由于錘頭懸掛得很不正確，則將伴隨著錘頭與物料的沖擊在錘頭銷軸、轉子圓盤、主軸以及主軸承上產生打擊反作用力，錘頭打擊物料塊時，在錘頭打擊點上將產生打擊力 N。如果錘頭懸掛得不正確，即錘頭是非打擊平衡錘，則在錘頭銷軸上產生打擊反作用力 Ny 。根據(jù)作用力等于反作用力的原理，蓋里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。如果轉子已經達到靜力和動力平衡，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，而 N? 力的反作用力 N?? 將作用在轉子中心孔上， Ny? 與 N?? 在轉子圓盤上形成逆圓盤回轉方向的打擊力偶，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，時軸承在工作中受到與打擊次數(shù)相同的連續(xù)沖擊，而顯著地縮短軸承壽命。 為了避免錘式破碎機工作時產生打擊反作用力，必須使所安裝的錘頭是打擊平衡錘頭。所謂打擊平衡錘頭，就是錘頭打擊物料后，在其懸掛銷軸上不產生打擊反力。從這個觀點出發(fā)，在設計和改進錘式破碎機的錘頭時，必須對所選的錘頭的幾何形形狀進行打擊平衡計算。 下面是我對本次設計的錘頭進行的打擊平衡計算，它 是一個最常用的、幾何形狀最簡單的、具有一個銷軸孔的錘頭進行打擊平衡計算，在計算前，現(xiàn)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 [1]： 00JFlFC? cm （ 1） 式中 C—— 錘頭懸掛中心（銷軸孔） O到重心 S的距離， cm； 太原科技大學華科學院畢業(yè)設計（論文） 20 l —— 錘頭懸掛重心 O到打擊重心（錘頭外棱）的距離， cm； l a x?? cm （ 2） a —— 錘頭的長度， cm； 0F—— 有孔（銷軸孔）錘頭的面積， cm 2； 02a4dFb??? cm 2 （ 3） d —— 錘頭懸掛銷軸孔的直徑， cm； b —— 錘頭的寬度， cm； 0JF——0F面積對喜歡掛重心 O的極限慣性矩， 4cm 。 根據(jù)面積定理，在圖 6中以左邊緣為基準時： 22( ) ( )2 4 4a d dab ab x c x??? ? ? ? ? 化簡后得： 2( 1)24adxc ab?? ? ? cm (4) 由式（ 4）可得： 2( ) 424ax abc d ab???? ? cm (5) 設： 0JF —— 有孔錘頭（平面薄板）的面積對其懸掛中心 O的極慣性矩， 4cm ； 0JF? —— 無孔錘頭（平面薄板）的面積對其懸掛中心 O的極慣性矩， 4cm ； JFs? —— 無孔錘頭（平面薄板）的面積對其重心 s? 的極慣性矩， 4cm ； Jd —— 銷軸孔面積對其懸掛中心 O的極慣性矩， 4cm ； JFx —— 無孔錘頭對其面積 F 的垂直對稱軸 xx的軸慣性矩， 4cm ； JFz —— 無孔錘頭對其面積 F 的垂直對稱軸 zz的軸慣性矩， 4cm ； F —— 無孔錘頭的面積， 2cm 。 太原科技大學華科學院畢業(yè)設計（論文） 21 e —— 無孔錘頭的重心 s? 至懸掛重心 O的距離， cm 。 JFs JFz JFx??? 4cm （ 6） 2J F JFs Fe???? 4cm （ 7） 0 2JF Jd JF s F e?? ? ? 4cm （ 8） 0222 2 22 2 2 2 23 3 42()1 1 1( ) ( )12 12 2 21 1 1( ) ( ) ( )12 12 2 4 2 23 12 32J F J Fs J d FeJ Fz J Fx J d FeaFa Fb Fd r F xdaab a ab b d aba b ab da bx ab x???? ? ?? ? ? ?? ? ? ? ?? ? ? ?? ? ? ? ? 4cm (9) 將式（ 2）、（ 9）、（ 3）和（ 5）代入（ 1）中，化簡整理得： 24236 16a b dxa ab?? ? ? cm (10) 其中： a=228mm b=95mm d=33mm 242228 95 33 453 6 228 16 228 95x m m?? ? ? ?? ?? 按上式計算方法求得錘頭懸掛中心位置，在實際 工作中錘頭銷軸難免受到打擊反力的作用，因為我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（ 00JFlFC? ）。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 。 的設計計算 太原科技大學華科學院畢業(yè)設計（論文） 22 在初步完成軸的結構設計之后，對上面的草圖略加修改，即可進行強度的校核計算了。前面提到過，多數(shù)情況下，軸 的工作能力一般主要取決于軸的強度。此時只做強度計算，以防止或檢驗斷裂和塑性變形。而對于剛度要求高的軸和受力大的細長軸，還應該進行剛度計算，防止產生過大的線性變形。對于高速運轉的軸，還應該進行振動穩(wěn)定性計算。以防止產生共振破壞。 在進行軸的強度校核計算時，應根據(jù)軸的具體載荷和應力情況，采用相應的計算方法，并恰當?shù)倪x擇其許用應力。根據(jù)計算原則，對于傳動軸（僅僅或主要承受扭矩）按照扭矩強度條件進行計算，對于心軸（只承受彎矩）應該按照彎曲疲勞強度進行計算，對于該主軸，既承受扭矩還承受彎矩，是一個轉軸，所以必須進行彎 扭合成強度條件進行計算，需要時還應該進行疲勞強度的精確校核。 先按照彎扭合成強度條件進行計算： 通過對該主軸的結構設計，軸的主要結構尺寸，軸上的零件的位置以及外載荷和支反力的作用位置已經確定。軸上的載荷可以求得，因此可以按彎扭合成強度條件對該主軸進行強度的校核計算，其計算步驟如下： ① 做出軸的計算簡圖（力學模型） 軸上受的載荷是由軸上的零件傳來的，所以，計算時，可以將軸上的分布載荷情況簡化為集中力。其作用點可以一律簡化，取為分布載荷的中點，作用在軸上的扭矩，一般從傳動件輪轂寬度 的中點算起，通常把當作置于鉸鏈支座上的梁，支反力的作用點與軸承的類型和布置方式有關。 在做計算簡圖時，應該先求出軸上的受力零件的載荷（若為空間力系， 圖 4 主軸 太原科技大學華科學院畢業(yè)設計（論文） 23 再分解為水平分力和垂直分力。然后求出各支承的水平反力和垂直反力），如圖 6所示。 ② 做彎矩圖： 根據(jù)前面的簡圖，分別按水平面和垂直面計算各力產生的彎矩圖，并按計算結果分別作出水平面上的彎矩 HM 圖和垂直面上的彎矩圖上 FM ，然后按照 后面的公式推導出總彎矩，并作出 M圖，如圖 6所示。 22 VH MMM ?? ③ 作出扭矩圖，如圖 5所示： ④ 作出計算彎矩圖 根據(jù)已經作出的總彎矩圖和扭矩圖，求出計算彎矩 ?cM ，并做出 ?cM 圖。同時寫出其計算公式： ?cM = ? ?22 TM ?? 上式中， ? ── 考慮扭矩和彎矩的加載情況以及產生應力的循環(huán)特性差異的系數(shù)。 因為通常由彎矩產生的彎曲應力是對稱循環(huán)的變應力，故在求計算彎矩 圖 5 扭矩圖 時，必須計算這種循環(huán)特性差異的影響。根據(jù)經驗， 當扭轉切應力為靜應力時，取 ?? ； 當扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力時， ?? ； 當扭轉切應力為對稱循環(huán)變應力時，取 1?? 。 ⑤ 校核軸的強度 太原科技大學華科學院畢業(yè)設計（論文） 24 已知軸的計算彎矩后，即可針對某些危險截面（即計算彎矩大而軸的直徑可能不足的截面）作強度校核計算。按第三強度理論，計算彎曲應力 上式中， W ── 軸的抗彎截面系數(shù)（ 3mm ）。 ? ?1?? ── 軸的許用彎曲應力（ Mpa ）。 由表可查 ? ?1?? 為 60 Mpa W 的計算公式，根據(jù)截面的不同而不同。對該主軸來說，其需要計算的截面，都帶有鍵槽，而且是單鍵槽。所以，其計算公式為： W = ? ? TWdd tdbtd 323 ???? 主軸的載荷分析圖如下圖 6所示： M CαTα TMR V1 R V2F1FF2F圖