立軸錘擊式破碎機的設計-文庫吧資料
2025-01-19 16:39本頁面
【正文】 1r/min。對大型破碎機v=18—25m/s,轉速為200—300r/min。主軸圓周速度在18—70m/s之間選取。取 K=38；得 錘式破碎機的主軸轉速可按圓周速度來設計，根據(jù)公式 （53） 式中 v——主軸的圓周速度，m/s。主軸長度設計計算 （52）式中 Q——生產(chǎn)率，t/h。圖51 主軸結構圖主軸直徑設計計算根據(jù)公式[5] (51)式中Dmax為最大進料粒度，Dmax為200mm。因此，要求其材質具有較高的韌性和強度，采用的是35號硅錳鋼鍛造，其斷面為圓形，且有平鍵和其他零件連接。后者主要是指強度計算。求得三處鍵聯(lián)接處的擠壓強度和耐磨性強度分別為： MPa、 MPa，均小于其許用擠壓應力和許用壓強，故安全。平鍵聯(lián)接最易發(fā)生的失效形式是磨損和壓潰，此處針對耐磨性條件和擠壓強度進行校核。由公式 （48）式中：T——電機最大轉矩，； D—銷釘中心圓直徑，mm；τb—銷釘抗剪強度，Mpa；Z——銷釘個數(shù)。當有金屬物進入破碎機時，錘頭的強烈碰撞而未能將其破碎將使得電機的轉矩迅速上升，為了保護電機和轉子等重要部件，應使用剪切銷安全聯(lián)軸器，聯(lián)軸器上的安全銷釘會被剪斷而避免部件損壞造成事故。聯(lián)軸器是用來連接軸與軸的，使它們一起回轉并傳遞轉矩。在有載運轉時P2﹥P，飛輪就輸出能量，飛輪的角速度就由ωmax降到ωmin列出空轉時的平衡方程式[2] （47）或 則飛輪儲存的能量為： 設空轉的功率消耗 （p稱損失系數(shù)）故 η—考慮摩擦損失的機械效率η=則 ，而 d—飛輪的直徑，米；ω—飛輪的平均角速度，即主軸的角速度， δ—速度不均勻系數(shù)，δ=—，錘式破碎機可取δ=；t1—空轉時間取t1=t2=30/n。飛輪轉動慣量的確定：設錘式破碎機在空行程和部分無負載的工作行程時間t1秒內的功率消耗為P1，轉子在工作行程的破碎時間t2秒內的功率消耗為P2，電動機的額定功率為P并且P1﹤P﹤P2。當破碎機正常運轉時，飛輪便存儲一定的能量，電動機也不致過負荷，當破碎機給料過多或者進入大塊難以破碎的物料時，飛輪便將儲存的動能放出，增強破碎能力，使電動機不致超載運行，起到了一定的保護作用，保持破碎機在工作中的效率，減輕破碎機的動力消耗，其結構采用腹板式。查得 得 于是[7] （46） ，則應取7根。計算實際中心距a （45） 驗算小帶輪上的包角 計算單根V帶的額定功率Pr。根據(jù)公式，計算大帶輪的基準直徑 =i =355= （43）選圓整為 =560mm。按公式驗算帶的速度[4] （42）因為一般推薦5m/sv25m/s，最高帶速Vmax小于30 m/s，故帶速合適。前面選用電動機的滿載轉速為1480r/min，額定轉速1500r/min，計算功率Pca來確定帶輪的基準直徑 并驗算帶速v。V帶輪的結構型式，主要由帶輪的基準直徑選擇。電機設計計算參數(shù)：（1）進料粒徑D≤100mm（2）出料粒徑d≤20mm（3）產(chǎn)量Q=50t/h（4）板錘的線速度為v=30—40m/s（5）主軸的轉速n=320r/min。轉子支承在兩個滾動軸承上。為了防止圓盤和錘子的軸向竄動。為了便于檢修、更換錘頭方便，兩側壁也對稱的開有檢修孔。機殼下部直接安放在混凝土基礎上，并用地腳螺栓固定。從而減少物料運輸過程所消耗的動力。為了保護破碎外殼，在其內壁嵌有襯板，在機殼的下半部裝有篦條，用來卸出破碎合格的物料。其中起主要作用的是錘擊部分和反擊部分。物料進入錘式破碎機中，即受到高速旋轉的錘頭沖擊而被破碎，破碎的礦石從錘頭處獲得動能以高速向機殼內壁、篦條、反擊板沖擊而受到第二次破碎，同時還有物料之間的相互碰撞而受到進一步的破碎。 1機殼 2錘頭 3錘架 4銷軸 5主軸 6防護門 7調整螺釘圖21破碎機的結構破碎機主要由三部分組成：動力部分、傳
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