【正文】 軸的制造工藝性，主要是指便于加工和裝配軸上的零件。一般來說，結(jié)構(gòu)越簡單，工藝性越好。為了便于裝配零件并去掉毛刺，軸端應制出45度倒角。起尺寸都可查有關(guān)的標準和手冊。具體分析如下：該主軸有3個軸段有鍵槽，為了減少裝夾工件所需的時間，應在這些不同的軸段上開的鍵槽在軸的同一條母線上。，詳細地闡述一下，一些軸向和周向定位零件的使用及特點。①．軸肩主要分為兩大類，定位軸肩和非定位軸肩。雖然利用軸肩定位是最方便可靠的方法，但是采用軸肩就必然導致一個問題，那就是不可避免的使軸徑加大，而且軸肩處將因為截面突變而引起應力集中。所以，在考慮軸的設計時，盡量避免過多的軸肩定位。值得注意的是，定位每一個滾動軸承的軸肩，都有兩處，且都是定位軸肩。軸肩的高度可查機械設計手冊中的軸承安裝尺寸。軸和零件上的倒角和圓角尺寸的常用規(guī)范可以查教材下冊中的第651頁的表。高度沒有嚴格的規(guī)定，一般可取為1到2毫米。所以，在兩個零件之間，且間距不大時，可以采用這種定位。當然，若兩零件的間距太大，則不宜用套筒定位這種方式，因為，那樣就會增大套筒質(zhì)量以及材料用量。③．在該主軸的軸端，以及銷軸的軸端，都采用了圓螺母定位。就如上面所述，若兩零件的間距太大，不宜用套筒定位這種方式的時候，就可以考慮采用圓螺母定位。而使?jié)L動軸承的外圈得到軸向定位。⑵再說軸向零件一般也常用到周向定位。在該主軸上，有三處都采用的是平鍵連接，其他的常用周向定位元件有，花鍵、銷、緊定螺釘和過盈配合等。其他的，如齒輪、半聯(lián)軸器等與軸的周向定位也都采用這種連接方式。軸的草圖如圖42所示。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。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(chǎn)生過大的線性變形。以防止產(chǎn)生共振破壞。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(zhuǎn)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。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。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，再分解為水平分力和垂直分力。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(chǎn)生的彎矩圖，并按計算結(jié)果分別作出水平面上的彎矩圖和垂直面上的彎矩圖上，然后按照后面的公式推導出總彎矩，并作出圖，如圖44所示。同時寫出其計算公式：=上式中， ── 考慮扭矩和彎矩的加載情況以及產(chǎn)生應力的循環(huán)特性差異的系數(shù)。根據(jù)經(jīng)驗，當扭轉(zhuǎn)切應力為靜應力時，取 ；當扭轉(zhuǎn)切應力為脈動循環(huán)變應力時， ；當扭轉(zhuǎn)切應力為對稱循環(huán)變應力時，取。按第三強度理論，計算彎曲應力上式中， ── 軸的抗彎截面系數(shù)（）。由表可查 為60 Mpa的計算公式，根據(jù)截面的不同而不同。所以，其計算公式為： =主軸的載荷分析圖如下圖44所示：⑥求軸上的支反力及彎矩根據(jù)以上確定的結(jié)構(gòu)圖可以確定出簡支梁的支承距離。表41 計算彎矩的求法載荷F垂直面V支反力RR=1000N（總重量按200Kg）彎矩M總彎矩M扭矩TT=9550000=396325計算彎矩 綜上所述，按照彎扭合成強度條件進行軸的強度校核計算：進行具體的校核計算時，只需要校核軸上的承受的最大彎矩以及扭矩的剖面（即危險剖面）的強度。故安全。經(jīng)過調(diào)質(zhì)后的性能為，= 5。根據(jù)這些條件，試計算該主軸在此條件下的計算安全系數(shù)。其實，這也等于估算主軸的使用壽命。當然，事實上，該主軸可以再工作的循環(huán)次數(shù)并不會準確的等于以上所求的數(shù)值。：在零件的設計階段，除了采取提高其強度的一般措施之外，還可以通過以下一些設計措施來提高其疲勞強度：①盡可能的降低該主軸上的應力集中的影響。而主軸的結(jié)構(gòu)形狀和尺寸的突變（比如軸肩）是應力集中的結(jié)構(gòu)根源，因此，為了降低應力集中，應該盡量減小零件（即該主軸的）結(jié)構(gòu)形狀和尺寸的突變使其變化盡可能的平滑和均勻。在不可避免的要產(chǎn)生較大的應力集中的結(jié)構(gòu)處，可采用減荷槽來降低應力集中的影響。③提高主軸的表面質(zhì)量。或者，如果，有的軸段，工作在腐蝕性介質(zhì)中，則要對該軸段規(guī)定適當?shù)谋砻姹Ｗo。因此，對于重要的軸段，在設計圖紙上應規(guī)定出嚴格的檢驗方法和要求。因為主軸是一個轉(zhuǎn)動件，所以，在低應力下運轉(zhuǎn)一定周數(shù)后，再逐步提高到設計的應力水平。另外是軸承組合的設計，它包括安裝、調(diào)整、潤滑、密封等一系列內(nèi)容的設計。一般這些元件需要150度回火處理，所以其通常的工作溫度不高于120度，此時，硬度不會下降。因為該型號的破碎機，其轉(zhuǎn)子的轉(zhuǎn)速在900到1100之間。軸承間距大，軸會產(chǎn)生撓曲，此外，軸承的中心也難保證同心，因此選用調(diào)心滾子軸承?？梢允挂欢说妮S承軸向固定（比如用圓螺母）另一端使之可以軸向位移。也可以使外圓與座孔配合較松，以保證外圓相對于座孔能做軸向竄動。圖46 傳動方式的選擇與計算（V帶傳動計算）該部分的設計主要體現(xiàn)在V帶輪的設計上，帶輪的結(jié)構(gòu)型式，主要由帶輪的基準直徑選擇。根據(jù)前面對電動機功率的計算，以及轉(zhuǎn)速的要求，可以采用Y系列的三相異步電動機，其額定功率為45KW。滿載轉(zhuǎn)速2970r/min，額定轉(zhuǎn)速3000r/min。要求帶的根數(shù)，必須按以下的計算步驟：1．先確定出帶的型號。經(jīng)過查表得， 式中 ── 名義傳動功率。再查表可知，則可以計算出計算功率P為63KW。2．需要確定單根V帶的基本額定功率，（教材書下冊）可以知道，對A型帶，因為其小帶輪轉(zhuǎn)速接近2800 r/min，基準直徑為160mm的情況下，為基本額定功率， 。為包角系數(shù)， 。其值由帶的型號、小帶輪轉(zhuǎn)速以及傳動比確定。這樣，整個帶輪的尺寸的具體的確定過程如下：根據(jù)其參數(shù)，仍然由教材書上的表可查到。 ── 相鄰槽間的距離。 ── 輪槽的根部到帶輪鍵槽的最小要求距離。── 齒頂高的最小距離。其鍵槽可以由其寬度進行選擇標準的長度。飛輪的作用是，是轉(zhuǎn)子在運動中儲存一定的動能，避免破碎大塊或較影的物料時，速度損失不致過大和減小電機的尖峰負荷。 圖47其具體的尺寸可以采用常見的類型。如圖48。操作是靠手柄來實現(xiàn)的。凸輪的運動是由棘輪來實現(xiàn)的, 棘輪也因為已經(jīng)基本標準化，所以，只需要根據(jù)具體的條件和要求，進行選擇。另外，考慮經(jīng)濟性和可能性，穩(wěn)定性，做合理的選擇。而且，棘輪軸每次轉(zhuǎn)動角度的大小可以在較大范圍內(nèi)調(diào)節(jié)。其缺點是工作時有較大圖48的沖擊和噪聲，而且運動精度較低。同樣，可在搖桿和棘爪之間設置彈簧，以維持棘爪與棘輪的接觸。當搖桿逆時針擺動時，棘爪便插入到棘輪的齒間，推動棘輪轉(zhuǎn)過一個角度。這樣，當搖桿連續(xù)往復運動時，棘輪便得到了單向的間歇運動。彈簧一般所起到的作用是：。在這里，它實現(xiàn)的是第一個功能。根據(jù)所要求的工作狀況。所以，應該選擇拉伸彈簧。這種彈簧的特性線呈直線，剛度穩(wěn)定，承受壓力，結(jié)構(gòu)簡單，制造方便，應用最廣泛。彈簧的選擇的一個關(guān)鍵是，對彈簧的特性線和剛度的分析。使彈簧產(chǎn)生單位變形所需要的載荷成為彈簧的剛度。一臺機器的總重量當中，機座和箱體等零部件的重量占很大的比例。所以，正確合理的選擇機座和箱體的材料，并且正確合理的選擇其結(jié)構(gòu)形式和尺寸，是減小機器質(zhì)量、節(jié)約金屬材料。根據(jù)有關(guān)資料，機座（機架和基板等）和箱體（包括機殼等）的形式很多。本次設計到的錘式破碎機，是固定式重型機器。鑄造材料常用便于施工而又便宜的鑄鐵。而且該破碎機的機座，屬于大型機座的制造，所以，常采用分零鑄造，然后焊成一體的辦法。所以，當受到彎曲或扭轉(zhuǎn)時，截面形狀對其剛度和強度的影響很大。而且增大了截面系數(shù)以及截面慣性矩，就能提高其強度和剛度。雖然矩形截面的彎曲強度不及工字型截面，扭轉(zhuǎn)強度不及圓形截面的，但是它的扭轉(zhuǎn)剛度卻大得。所以，對機座和箱體來說，它是結(jié)構(gòu)性能較好的截面形狀。因為加設肋板時，增大強度和剛度，又可以增大壁厚的同時減小質(zhì)量；因為該破碎機的機殼是鑄件，所以，對于鑄件，由于不需要增加壁厚，就可以減少鑄造的缺陷；對于有些焊接的部位，壁薄時更容易保證焊接的品質(zhì)。由于這樣做，必然大大削弱了機座的剛度，所以，加設肋板是必需的。同時還要隨具體的應用場合以及不同的工藝要求（如鑄造、焊接等）而設計成不同的結(jié)構(gòu)形狀?？紤]分析并總結(jié)了錘頭壽命的各種因素，并著重從理論到應用分析了錘頭材料的改進、研制，提高耐磨性，同時從理論上、應用上對最大破碎力、錘頭的合理調(diào)配進行了具體的研究。關(guān)鍵詞：改性高錳鋼 中碳多元合金鋼破碎機中錘頭（板錘）是最易磨損的零件，由于錘頭是靠高速回轉(zhuǎn)時產(chǎn)生的沖擊能來擊碎物料的，因而，錘頭自身也受到物料的撞擊和研磨作用而磨損。為充分利用錘頭的材質(zhì)。 改進的介紹在厚度上增加了15mm，其端部寬度增加了20mm，懸掛孔到端部的長度增加了10mm,懸掛處外圓的半徑由90mm變?yōu)?5mm. 改進的效果1．對物料的沖擊力增加了。錘頭對物料的沖擊功增加了，從而改善了破碎效果。錘頭單重一般按27千克算，有效磨損量占三分之一，即9千克。改進后一套的錘頭相當于改進前的兩套，降低了使用成本。改進后，懸掛孔到錘頭端部長度由350毫米到360毫米，回轉(zhuǎn)直徑大約1250到1270毫米，錘頭到殼板間隙由25毫米減小到15毫米。4．改善了粉磨效果。所以，要求并希望石灰石多破碎，少研磨。產(chǎn)量由每小時12噸提到每小時16噸，降低了生料的生產(chǎn)成本。決定一個板錘的使用壽命，有以下幾個因素來評定：1．工作是否可靠。否則，無“壽命”可言。能否快速裝卸是一個很重要的指標。因板錘的磨損是不可避免的，一塊重量一定的板錘，使其不能利用的質(zhì)量最小，即板錘的形狀及空間尺寸如何選擇為最佳是值得考慮的問題。5．板錘的及時合理調(diào)配非常關(guān)鍵。6．板錘的材質(zhì)，是解決錘頭耐磨性，使用壽命的最核心的因素。比如有改性高錳鋼板錘和錘頭，中碳多元合金鋼錘頭。到目前為止，該機型的最大破碎力還沒有一個理想的公式進行計算。但在破碎機實際破碎過程中，最大破碎力與平均破碎力并不是呈線性變化，因而，有必要對該機型的最大破碎力做進一步的探討。②．在碰撞前，錘頭與轉(zhuǎn)子同速轉(zhuǎn)動。④．在碰撞處，忽略摩擦力和風阻等影響。需要的物理量有。 ── 錘頭的質(zhì)量。 ── 碰撞前錘頭質(zhì)心處的線速度。它們分別表示的意思是： ── 轉(zhuǎn)子系統(tǒng)對O軸的轉(zhuǎn)動慣量 ── 錘頭對其質(zhì)心軸的轉(zhuǎn)動慣量 ── 第塊物料碰撞后的分速度 ── 與碰撞方向的夾角 ── 錘頭打擊點到錘頭質(zhì)心的距離 ── 錘頭打擊點到銷軸軸心的距離另外，還需要有一些輔助的物理量：。根據(jù)上述測試方法，就可以得到，單顆粒物料破碎時，轉(zhuǎn)子軸上的彎曲應變曲線。另外，根據(jù)電測原理和轉(zhuǎn)子軸上的受力特點，可以得到轉(zhuǎn)子軸上測試處的彎矩，當然需涉及到一些相關(guān)的物理量：。⑶ 數(shù)據(jù)處理和結(jié)論從實驗得出的一系列的數(shù)據(jù)，可以發(fā)現(xiàn)，最大破碎力與平均破碎力并不是呈線性變化，為了了解其變化規(guī)律，利用計算機對這兩個值的比值進行數(shù)據(jù)處理：包括均值、方差計算和正態(tài)性檢驗等，其結(jié)果十分明顯，是一個正態(tài)分布曲線圖。由數(shù)理統(tǒng)計原理可知，比值落在區(qū)間[ū3s，ū+3s]%，置信度為1ɑ=95%。錘式破碎機在使用中的運行不穩(wěn)，振動大的原因是，除了個別的是由于主機制造質(zhì)量、平衡校正質(zhì)量、安裝質(zhì)量、基礎質(zhì)量不佳所致外，絕大多數(shù)是由于板錘磨損后，原有的平衡狀況被破壞，未用科學的方法合理調(diào)配所致。1．配錘模型的建立一般錘式破碎機的錘頭分布可以歸納為：沿主軸軸線方向的組數(shù)用等表示，每組錘頭在回轉(zhuǎn)圓周上的母線分布及數(shù)量，可用阿拉伯數(shù)字來表示，此外還要有一個組間角。而要表示某一位置的錘頭，則可用組號加圓周分布的母線序號表示，以1212型高效細碎機為例，該機錘頭共六組，每組三只，組間角六十度。②．各質(zhì)點離主軸回轉(zhuǎn)中心的距離為一定值。2．配錘表的編制⑴錘頭分布表 GXP1212型高效細碎機的錘頭分布表皮帶輪ABCDEF飛輪1B1D1F12A2C2E23B3D3F34A4C4E45B5D5F56A6C6E6⑵ 錘頭的