回力排球鞋: 錘式破碎機錘式破碎機

排球相关术语英语 www.bhdvl.icu 收藏 分享

資源預覽需要最新版本的Flash Player支持。
您尚未安裝或版本過低,建議您

畢業設計 論 文 GRADUATE DESIGN THESIS 設計(論文)題目 pc-800 600 錘式破碎機的設計 學 生 學習中心 專 業 指導教師 二〇 一四 年 六 月 九 日 東 北 大 學 畢 業 設 計 ( 論 文 ) 東 北 大 學 繼 續 教 育 學 院 教 務 處 摘要 錘式破碎器大量應用于水泥廠、電廠等各個部門,所以, 它的設計有著廣泛的前景和豐富的可借 鑒的經驗。其設計的 實質是,在完成總體的設計方案以后,就指各個主要零部件 的設計、安裝、定位等問題,并對個別零件進行強度校核和 試驗。并在相關專題中,對錘頭的壽命延長進行比較詳細的 分析。在各個零部件的設計中,要包括材料的選擇、尺寸的 確定、加工的要求,結構工藝性的滿足,以及與其他零件的 配合的要求等。在強度的校核是,要運用的相關公式,進行 危險部位的分析、查表、作圖和計算等。并隨后對整體進行 安裝、工作過程以及工作后的各方面的檢查,同時兼顧到維 修、保險裝置等方面的問題,最后對兩個主要工作零件的加 工精度、公差選擇進行分析, 以保證破碎器最終設計的經濟 性和可靠性。 關鍵詞 錘式破碎器 錘頭 強度 公差 目 錄 第 1 章 緒論 ........................................................................................................ 1 1. 1 破碎機的發展史 ............................................................................................1 1.2 錘式破碎器的簡介 ..................................................................................... 2 1.2.1 錘式破碎機的工作原理 ....................................................................... 2 1.2.2 錘式破碎器的優缺點 ..........................................................................3 1.2.3 錘式破碎機的破碎實質 ......................................................................4 1.2.4 錘式破碎機的主體構造 ......................................................................4 1.2.5 礦石的力學性能與錘式破碎機的選擇 ..............................................8 1.3 設計的任務書和設計內容的意義 ................................................................. 9 第 2 章 錘式破碎器的總體及 主要參數設計 .................................................. 12 2.1 型號為 pc-800 600 錘式破碎器的總體方案設計 .................................... 12 2.2 該種破碎器的主要結構參數設計計算 ....................................................... 13 2.2.1 轉子的直徑與長度 ......................................................................... 13 2.2.2 給料口的寬度和長度 ..................................................................... 13 2.2.3 排料口的尺寸 ..................................................................................... 13 2.2.4 錘頭質量的計算 ............................................................................. 13 第 3 章 pc-800 600 錘式破碎器的主要結構設計 ....................................... 14 3.1 錘頭設計與計算 ............................................................................................ 15 3.2 圓盤的結構設計與計算 ................................................................................ 15 3.3 主軸的設計及強度計算 ................................................................................ 16 3.3.1 軸的材料的選擇 ................................................................................ 16 3.3.2 軸的最小直徑和長度的估算 ............................................................ 16 3.3.3 結構設計的合理性檢驗 .................................................................... 17 3.3.4 軸的彎扭合成強度計 算 .................................................................... 19 3.3.5 軸的疲勞強度條件的校核計算 .................................................... 23 3.4 傳動方式的選擇與計算( V 帶傳動計算) ............................................... 24 3.5 箱體結構以及其相關設計 ............................................................................ 25 3.5.1 鑄造方法 ............................................................................................. 26 3.5.2 截面形狀的選擇 ................................................................................. 26 3.5.3 肋板的布置 ...................................................................................... 26 第 4 章 錘頭結構的改進問題 ............................................................................ 28 4.1 改進的介紹 ................................................................................................... 28 4.2 改進的效果 ................................................................................................... 28 第五章 破碎機的注意事項 ................................................................................29 結論 ...................................................................................................................... 30 致謝 ...................................................................................................................... 31 參考文獻 .............................................................................................................. 32 1 第 1 章 緒論 1.1 破碎機的發展史 第一 代的破碎機械是在蒸汽機和電 動機等動力機械逐漸完善和 推廣之后相繼創造出來的。 1806 年出現了用蒸汽機驅動的輥式破碎 機; 1858 年,美國的布 萊克發明了破碎巖石的顎式破碎機; 1878 年 美國發展 了具有連續破碎動作的旋回破碎機,其生產效率高于作間歇 破碎動作的顎式破碎機; 1895 年,美國的威廉發明能耗較低的沖擊 式破碎機。 美國人 E.W.布萊克( B lack)設計制造的世界上第一臺顎式破碎 機。其結構形式為雙肘板式(簡單擺動式)顎式破碎機。由于顎式破 碎機具有結構簡單、制造容易、工作可靠、維護方便,體積和高度較 小等優點。至今仍然被廣泛應用于破 碎堅硬、中硬、軟質礦石和各種 物料,如各種礦石、溶劑、爐渣、建筑石料、大理石等。 通常使用的顎式破碎機的破碎機為 46,而小型顎式破碎機有時 可達到 10.大、中型破碎機的給料力度可達 10002000mm,其產品 粒度可達 20250mm,小型破碎機和新型細碎用顎式破碎機所得產品 可以更細一些。顎式破碎機即可用于粗碎作業,也可用于中、細作業。 特別是被用于井下破碎作業和中、小型移動式破碎裝置。 顎式破碎機的工作原理是借助于活動顎板周期性地靠近或離開 固定顎板的擺動運動,使進入破碎腔的物料受到擠壓、劈 裂、彎曲和 沖擊作用而破碎。破碎后的物料靠自重或顎板擺動時的向下推力從排 料口排出。按照其顎板的運動軌跡、結構形式、動顎懸掛以及動顎肘 板支撐方式不同,顎式破碎機是利用兩顎板對物料的擠壓和彎曲作 用 ,粗碎或中碎各種硬度物料的破碎機械。其破碎機構由固定顎板 和可動顎板組成,當兩顎板靠近時物料即被破碎,當兩顎板離開時小 于排料口的料塊由底部排出。它的破碎動作是間歇進行的。這種破碎 機因有結構簡單、工作可靠和能破碎堅硬物料等優點而被廣泛應用于 選礦、建筑材料、硅酸鹽和陶瓷等工業部門。 到 20 世紀 80 年代,每小時破碎 800 噸物料的大型顎式破碎機的 給料粒度已達 1800 毫米左右。常用的顎式破碎機有雙肘板的和單肘 板的兩種。前者在工作時動顎只作簡單的圓弧擺動,故又稱簡單擺動 2 顎式破碎機;后者在作圓弧擺動的同時還作上下運動,故又稱復雜擺 動顎式破碎機。 鄭州一帆機械設備有限公司(由山德技術(北京)有限公司控股) 作為國內領先的破碎篩分設備成套設備制造商及骨料加工全面方案 提供者,潛心研究出的一種高效,節能的破碎設備。其中大中型顎式 破碎機是我公司的拳頭產品之一,尤其在設計和生產大型顎式破碎機 方面,在國內外已處于絕對領先水平。 顎式破碎機是工礦生產中最常 用的破碎設備之一,主要用于抗壓強度不超過 320 兆帕的各種物料的 中碎、粗碎作業,具有破碎比大、產量高、產品粒度均勻、結構簡單、 工作可靠、維修簡便、運營費用經濟等特點。 近年來,一帆機械公司開發的移動式破碎站、高性能立式沖擊破 碎機(制砂機)、液壓圓錐破碎機、大型顎式破碎機、大型反擊式破 碎機等產品已達到國際先進水平,獲得幾十項國家專利,國家、省市 科技獎項。產品已被廣泛應用于礦山、建材、冶金、交通、水電、煤 炭、化工、環保等領域。 我國破碎機械制造業總體規模已進入國際生產大國行列,但總體 競爭和發展后勁仍無法與發達國家相抗衡,目前國內高端用戶和 出 口產品配套的基礎零部件主要依靠進口,隨著出口貿易磨擦的加大, 勢必要受到國 外競爭對手和供應商的制約。因此破碎機械今后振興 發展的重心應放到基礎技術和基 礎部件上來,提高自主開發水平。 大型機械設備,其中錘式破碎機 ,破石機 , 顎式破碎機 ,大型磨粉機等 設備已經遠銷哥倫比亞 ,美國 ,沙特等地區取得了客戶的 好評,特別是 制砂機,碎石機設備得到了外 商的大力贊賞。目前,我國破碎制造 行業市場非常廣泛,包括化工、礦山、建筑、水利、冶金、煤礦 、 玻 璃等各個行業。在中國最重 要的應用領域是水泥行業、鋪路和礦山, 應用在 這兩個行業的破碎機各約占整個行業的 30左右。 1.2 錘式破碎器的簡介 1.2.1 錘式破碎機的工作原理 錘式破碎機的基本結構如下圖 1-1 所示。主軸上裝有錘架 2,在錘架之間掛 有錘頭 3,錘頭的尺寸和形狀是根據破碎機的規格和物料徑決定的。錘頭在錘架 上能擺動大約 120的角度。為?;せ?,其內壁嵌有襯板,在機殼的下半部裝 有篦條 4,以卸出破碎合格的物料。主軸、錘架和錘頭組成的回轉體稱為轉子。 物料進入錘式破碎機中,即受到高速旋轉的錘頭 3 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沖擊,向篦條、破碎板沖擊而受到第二次破碎, 3 同時還有礦石之間的相互碰撞而受到進一步的破碎。破碎合格的礦石物料通過篦 條 4 排出,較大的物料在篦條 4上繼續受到錘頭的沖擊、研磨而破碎,達到合格 粒度后即從縫隙中排出。為了避免篦縫的堵塞,通常要求物料含水量不超過 10。 圖 1-1 1.2.2錘式破碎機的優缺點 錘式破碎機的優點 ⑴ 、構造簡單、尺寸緊湊、自重較小,單位產品的功率消耗小。 ⑵ 、生產率高,破碎比大(單轉子式的破碎比可達 i10~ 15) ,產品的粒度 小而均勻, 成 立方體,過度破碎現象少。 ⑶ 、工作連續可靠,維護修理方便。易損零部件容易檢修和拆換。 錘式破碎機的缺點 ⑴ 、主要工作部件,如錘頭、蓖條、襯板、轉子、圓盤等磨損較快,尤其 工作對象十分堅硬時,磨損更快。 ⑵ 、破碎腔中落入不易破碎的金屬塊時,易發生事故。 ⑶ 、含水量﹥ 12的物料,或較多的粘土,出料篦條易 堵塞使生產率下降, 并增大能量損耗,以至加快了易損零部件的磨損。 錘式破碎機的規格和型號 錘式破碎機的規格用轉子的直徑 D 和長度 L 來表示,如ф 1000mm 1200mm 的錘式破碎機,表示轉子的直徑 D1000mm,轉子的長度 L1200mm。常見的型號 有 不可逆式的ф 800mm 600mm,ф 1000mm 800mm,ф 1300mm 1600mm,ф 1600mm 1600mm,ф 2000mm 1200mm。 可逆式的ф 1430mm 1000mm,ф 1000mm 1000mm。 軸 ; 2 - 錘 架 ; 3 - 錘 頭 ; 4 - 篦 條 圖 1 - 1 錘 式 破 碎 機 示 意 圖 4 1.2.3 錘式破碎 器的破碎實質 錘式破碎機是利用高速回轉的錘頭沖擊礦石,使礦石沿其自然裂隙,層理面 和節理面等脆弱部分而破裂。它適應于脆性,中硬,含水量不大的物料的破碎。 在建材工廠中,它主要用來破碎石灰石,煤,頁巖,白堊,石膏及石棉礦石等。 一般錘頭重,錘數較少,轉速較慢,有上篦條以及采用錘盤結構的錘式破碎機, 可進入較大粒徑的物料,宜作為中碎或者一定范圍的粗碎;反之,則宜于作中、 細碎。 1.2.4 錘式破碎機的主體構造 機架 機殼由下機體、后上蓋、左側壁和右側壁組成,各部分用螺栓連接成一體。 上部開一個加料口,機 殼內壁全部鑲以錳鋼襯板,襯板磨損后可以更換。下機體 由 20 和 40 毫米普通碳 素結構鋼板焊接而成,兩側為了安放軸承以支持轉子,用 鋼板焊接了軸承 支座?;嗆橢嶂?,如果沒有防護措施,漏灰現象是十分嚴重 的。為了防止漏灰,在機殼上 通常都會安置一種叫軸封的裝置?;塹南虜恐苯?安放在混泥土的基礎上,并用地腳螺栓固定 (螺栓規格 M8 1000,數量為 12) [4] 。 為了便于檢修調整和更換篦條,下架體的前后兩面均開有一個檢修孔。左側壁、 右側壁和后上蓋,也都用鋼板焊接而成。為了防止漏灰 ,和下機體一樣,在與主 軸接觸的地方,兩側壁也都設有軸封裝置。為了檢修時更換錘頭方便,兩側壁對 稱地開有檢修孔。 轉子 轉子是錘式破碎機的主要工作部件, 轉子是由主軸,錘架組成。錘架上 用錘頭銷軸將錘頭分了三排懸掛在錘架之間,為了防止錘架和錘頭的軸向竄 5 動,錘架的兩端用壓緊錘盤和鎖緊螺母固定。轉子支承在兩個滾動軸承上, 軸承用螺栓固定在下機架的支座上,除螺栓外,還有兩個定位銷釘固定著軸 承的中心距。此外,為了使轉子在運轉中儲存一定的動能,在主軸的一端裝 有飛輪。下面把轉子的幾個主要部件的構造,材質和用途分別加以介紹 2.2.2 錘架 錘架是用來懸掛錘頭的,它不起破碎物料的作用,但錘式破碎機在運轉過 程中,錘架還是要受到礦石沖擊和摩擦而造成磨損,所以錘架也要求有一定的耐 磨性。下圖所示的錘架是用較優質的鑄鋼 ZG35B 制作,該材質具有較好的焊接性, 局部出現磨損時,可以進行焊補。該錘架的結構比較簡單,容易制作,檢修和更 換比較方便。 錘架上的錘架銷軸孔共有 12 個,分成了兩組,分別布置在直徑為 490 毫米 和 520 毫米的圓周上。新換的錘頭可以先掛在直徑為 490 毫米的軸孔上,當錘頭 磨損后還可以繼續使用,把這種有些磨損的錘頭掛在 直徑為 520 毫米的軸孔上又 可以繼續用了,這樣做,既可以延長錘頭的使用壽命,又能保持錘式破碎機的破 碎效果,減少維修費用。 圖 2-2 錘架示意圖 錘頭 錘頭是錘式破碎機的主要工作零件。錘頭的重量、形狀和材質對破碎機的生 產能力有很大影響。錘頭動能的大小與錘頭的重量成正比,即錘頭越重、錘頭的 動能、越大破碎效率越高。但是錘頭的重量越大,旋轉起來產生的離心力也越大, 對錘式破碎機轉子的其他零件,都要產生影響和損壞,因此,錘頭的重量要適中。 錘頭重量大的有幾十公斤,小的只有幾公斤,一般不超過 80公斤。 合理選擇錘頭的材質是很重要的,普通碳素鋼制作錘頭用來破碎石灰石,幾 5 2 0 4 9 0 1 3 0 32 6 30 6 30 3 . 2 6 . 3 3 . 2 0.20 0 00.20 0 0.20 1 3 7 6.3 3 . 2 5 9 0 2 2 5 27 1 1 0 6 天之內就會磨損掉,而用高錳鋼鑄造錘頭,經過熱處理,使它的表面硬化,則可 以使用較長時間。本次設計所用的錘頭材質為 ZGMn13 的高錳鋼 ,該材料具有較高 的耐磨性 ,并可承受沖擊載荷 ,適宜做錘頭用 ,其化學成分為 碳 0.9-1.3 錳 11.0-14.0 硅 0.3-0.8 磷 ≤ 0.10 硫 ≤ 0.05 機械性能 抗拉強度( kg/mm2 ) ≥ 56 屈服強度( kg/mm2 ) ≥ 30 延伸率 ≥ 15 收縮率 ≥ 15 布氏硬度 179-229 HBS 沖擊值( kg.m/mm2 ) 3 錘頭上的軸孔,如圖。 因為高錳鋼的機械加工性較差,所以在鑄造時,需事先放 以φ 30 5毫米的無縫鋼管,如果澆鑄誤差不大,不經加工就可以安置在錘架上。 若偏差較大,可以經過加工再使用,一般不需要再加工。本次設計的錘頭形狀對 稱,所以當一面磨損之后,可以翻面使用。但是當錘頭磨損得很厲害時,難以修 復,因此,多采用磨損后更換新錘頭來維持破碎機正常生產。此外,如果有個別 錘頭磨損得比較厲害,轉子會失去平衡,破碎機的工作不穩定,還會導致軸瓦的 過早磨損。因此,生產中應該經常注意錘頭的磨損情況,及時檢查,定期更換新 錘頭。 篦條 錘式破碎機的篦條的排 列方式是與錘頭運動方向垂直,與轉子的回轉半徑有 一定的間隙的圓弧狀。合格的產品可以通過篦條縫,大于篦縫的物料由于不能通 過篦條縫而在篦條上再受到錘頭的沖擊和研磨作用繼續被破碎,如此循環直至體 積減少到可以通過篦條縫。篦條和錘頭一樣,受到很大的沖擊和磨損,是主要的 容易磨損的零件之一。篦條受到硬物料塊或金屬塊的沖擊,容易彎曲和折斷。如 圖所示,Φ 800 900 錘式破碎機的篦條,其形狀基本是梯形斷面,材質為 ZGMn13 的高錳鋼,具有較高的耐磨性,能承受一定的沖擊負荷。篦條的縫隙是由篦凸出 7 部分形成。 圖 2-5 篦條示意圖 托板和襯板 錘式破碎機用錘頭高速錘打礦石,在瞬間礦石具有了極大的速度,為了防止 機架的磨損,在機架的內壁裝有錳鋼襯板。 由托板和襯板等部件組裝而成了打擊板。托板是用普通鋼板焊接而成的,上 面的襯板都是高錳鋼鑄件的,與錘頭和篦條的材質相同。組裝好后用兩根軸架于 破碎機的架體上,其進料的角度,可用調整絲杠進行調整,磨損嚴重時可進行更 換,以保證產品的質量。 含鉬 2的高錳鋼,用于高屈服強度而又不降低韌性的高錳鋼鑄件,如初次破碎 的護板,經彌散處理的含鉬 2的高錳鋼,具有足夠的韌性,其使用壽命比常規 的熱處 理的含鉬 2的高錳鋼要高 25。但是彌散處理生產成本高,限制了它的使 用。含鉬 1,含碳 0.8~ 1.0的高錳鋼具有較高的韌性和強度,采用 正火加表面 淬火 的熱處理成本不高。因此,在本次設計中我選用含鉬 1,含碳 0.8~ 1.0 的高錳 鋼作為襯板。 過載?;ぷ爸?金屬物對錘式破碎機是極大的威脅,為了防止金屬物進入破碎機 造成事故,一般錘式破碎機都有安全?;ぷ爸?。在錘式破碎機的主軸上裝有安全 銅套,皮帶輪套在銅套上,銅套與皮帶輪則用安全銷連接,當錘式破碎機內進入 金屬物或過負載時,銷子即被剪斷而起?;ぷ饔?。本 次設計采用的是剪切銷安全 聯軸器,當破碎機嚴重超載影響到其性能時,聯軸器上的銷釘即被剪斷而起到保 護作用。 密封防塵裝置 密封的目的在于防止灰塵,水分等進入軸承和相對運動的部件之間, 如齒輪滾子齒嚙合處,同時又起到防止潤滑油流失的作用。密封的好與壞直接影 響到滾動軸承和齒輪滾子的使用壽命,從而影響到整臺機器的工作效率。 3.2 6.3 A-A A A 8 由于錘式破碎機工作環境的惡劣,需要采用密封好的密封裝置,傳統的毛 氈式密封裝置已經不能滿足使用要求了,本次設計采用的是迷宮式的密封方 法,軸向間隙為 2.5 毫米,徑向為 0.5 毫米,并在迷宮通路 內壓入油脂,以 提高密封效果。 1.2.5 礦石的力學性能與錘式破碎機的選擇 礦石都由許多礦物組成,各礦物的物理機械性能相差很大,故當破碎機的施 力方式與礦石性質相適應時,才會有好的破碎效果。對硬礦石,采用折斷配合沖 擊來破碎比較合適,若用研磨粉碎,機件將遭受嚴重磨損。對于脆性礦石,采用 劈裂和彎折破碎較有利,若用研磨粉碎,則產品中細粉會增多。對于韌性及粘性 很大的礦石。采用磨碎較好。 常見的軟礦石有煤、方鉛礦、無煙煤等,它的抗壓強度是 2~ 4Mpa,最大 也不超過 40Mpa。普式硬度系數一般為 2~ 4,再如一些中硬礦石花崗巖、純褐 鐵礦、大理石等,抗壓強度是 120~ 150Mpa,普式硬度系數一般為 12~ 15,還有 硬礦石、極硬礦石,普式硬度系數一般為 15~ 20。 可根據礦物的物理機械性能、礦塊的形狀和所要求的產品粒度來選擇破碎施 力方式,以及與該破碎施力方式相應的破碎機械。 9 1.3 設計的任務書和設計內容的意義 本次對 800*600 錘式破碎器的整體結構參數設計如下 ( 1) 額定工作功率為 55kw,轉子轉速為 980r∕ min。 ( 2) 轉子直徑為 D800mm,長度了 L600mm。 ( 3) 給料口寬度 B和長度 D關系為 B2Dmax 本次通過對該型號破碎器的整體結構設計,首先得確定破碎器的主要參數 破碎機主參數的確定 1、 功率的確定 至今仍無比較準確的公式用于單段錘式破碎機的功率計算。試驗和生產表明,在 正常工作狀態下裝機功率的大小與破碎機的生產能力成正比。目前國內外通行的 設計原則是根據大量的單位電耗統計資料來確定破碎機功率 的。然而,單純按上 述選擇往往會潛伏失敗因素破碎機功率的選擇必須考慮以下因素綜合判定。 ①應能滿足正常工作情況下的破碎機額定功率的需要。②保證錘式破碎機空載條 件下正常起動。因為錘式破曦機轉子體轉動慣量大,加速轉矩亦大以及全回轉錘 頭在啟動階段回轉質量的非對稱性,見圖 4。⑧能夠適應過大塊物料進入破碎腔 后迅速被破碎并排出。因為錘式破碎‘機是不能在布滿給料條件下工作的 錘式破碎機屬于沖擊式破碎機 ,利用高速回轉的錘頭與礦石發生劇烈的撞擊 , 使礦石發生破碎的同時 ,還獲得一定的運動速度 ,進而與襯板發生碰撞 ,或礦石彼 此之間發生 碰撞 ,多次碰撞后得到合格產品排出機外。 破碎比的分配 單段錘式破碎機的破碎機理是沖擊式加輥式。從入料粒度的分布曲線上可以 型號規格 給料粒度 mm 出料粒度 mm 產量 t/h 電機功率 kw 機重 kg PC800600 ≤12 0 ≤15 20-35 55 3100 10 看出 圖 5, 小于粒徑 d 的料塊 陰影部分 A.其重量小于錘頭能夠破碎的能量,落入錘 頭工作區內,基本上受到錘頭對準料塊質心的正打擊而破碎,如圖 6 所示。一部 分大于 d 的料塊,落入錘擊區,錘擊點在質心下方時,只能從料塊周邊上敲落下 來 圖 7,同時邊往咬入區滾動.最終由錘盤與反擊板構成的單輥破碎機輥壓破 11 碎 圖 5 中面積 A。改變反擊板的傾角 n.即可對沖擊式和輥式破碎所占比例進 行調節。 2、 轉子部 轉子部是破碎機的靈魂,它直接影響到破碎機的效率和工作的可靠性,轉子 部首先應該進行力學設計完成力學設計后.可進行轉子部的結構設計 ① 在滿足破碎功能的情況下,錘頭的排數越少越好,能選三排的不要選四排, 因為前者數量比后者少 25.從而降低金屬消耗量和生產費用。 ② 錘頭重量確定后,錘頭寬有利于強化破碎效果,但錘盤之間間隙大. 被破 碎的物料料流會由此通道短路.降低細粉比例,惡化磨損。因此, 須對其進行綜 合分析優化選擇。 ③ 錘盤、錘頭的固定與更換要方便.錘盤要在交接班時不打開機殼能緊固 3、 傳動系統 傳動系統的功能是 驅動靜轉矩小、加速轉矩大的轉子體。實現傳動功能的方 案比較多.必須對其認真分析加以選擇。 ①電機同破碎機轉子體直聯.這種設計簡潔.占地小,但要選用多極電機, 而多極電機價格昂貴,不予采用。 ②電機高速端設有限矩型液力偶合器.可增大過鐵的安全度,提高電機的起 動轉矩。由于液力偶合器一般都是與鼠籠型電機配套使用.而鼠籠型電機起動電 流瞬間可 5~ 6I.故變壓器容量必須相應增大.否則會影響本設備的正常起動。 同時錘式破碎機采用全回轉錘頭.本身已具備了一定的過鐵適應性.故不予采用。 ③繞線電機一皮帶輪一轉子軸.這種傳動可以通過 更換皮帶輪,改變傳動比 實現對破碎不同物料的需要,采用帶傳動既可吸振,又有一定程度的過載能力.同 時大皮帶輪兼起飛輪作用。是錘式破碎機較為經濟合理的傳動方式。 本次設計遵循結構簡單,工作效率與質量統一高效的原則。因為 高速轉動的 錘體與物料碰撞破碎物料 ,需要產生很大的破碎比。所以在轉子轉速合理的 情況下,通過合適的傳動系統將能量最大限度的傳遞給錘頭去破碎物料,從 而提高了勞動生產率,節約了操作成本。 12 第 2 章 錘式破碎器的總體及主要參數設計 2.1 型號為 pc-800 600 錘式破碎器的總體方案設計 本次設計的是 單轉子、多排錘、不可逆式錘式破碎器,型號為 pc-? 800 600。 由機殼、轉子、蓖條、打擊板、錘頭、支架、襯板等組成。 1.機殼由上機體、后上蓋、左側壁和右側壁組成,各部分用螺栓連結成一體, 上部開有進料口 ,內部鑲有高錳鋼襯板,磨損后可以更換,機殼和軸之間漏灰現 象十分嚴重,為了防止漏灰,設有軸封?;竅虜恐苯影卜旁諢炷粱∩?,并 用地腳螺栓固定。為了便于檢修、調整和更換蓖條,下機體的前后兩面都開有一 個檢修孔。為了便于檢修、更換錘頭方便,兩側壁也對稱的開有檢修孔。 2.轉子由主軸、圓盤、銷軸等組成,圓盤上開有 6 個均勻分布的銷孔,通過 銷軸將 6 8 個錘頭掛起來。為了防止圓盤和錘子的軸向竄動。銷軸兩端用鎖緊 螺母固定。轉子支承在兩個滾動軸承上。此外,為了使轉子在運動中儲存一定的 動能,避免破碎大塊物料時,錘頭的速度損失不致過大和減小電動機的尖峰負荷, 在主軸的一端還裝有一個飛輪。 3.主軸是支承轉子的主要零件,沖擊力由它來承受。因此,要求其材質具有 較高的韌性和強度。通常斷面為圓形,且有平鍵和其他零件連接。 4.打擊板有兩塊,折線型。一個可以調整,一個是固定的。調整的一個靠的 是安裝在 箱體上的螺桿裝置。 5.錘頭是主要的工作部件。其質量、形狀、和材質對破碎器的生產能力有很 大的影響。因此,根據不同的進料尺寸來選擇適當的錘頭質量。要破碎中等硬度 的物料,可以采用如圖 2-1 所示的形狀。 錘頭用高碳鋼鑄造或鍛造,也可用高錳鋼鑄造。為了提高耐磨性,有的錘頭 表面涂上一層硬質合金,有的采用高鉻鑄鐵。 6.蓖條的排列形式是與錘頭的運動方向垂直的。與轉子的回轉半徑有一定的 間隙的圓弧狀,合格的產品通過蓖縫排出。其斷面形狀為梯形,常用錳鋼鑄成。 蓖條多為一組尺寸相等的鋼條。安裝時,插入蓖條架上的凹槽,兩蓖條之間用墊 片隔開。截面形狀用梯形。 7.蓖條和錘頭間隙用凸輪裝置調整(通過棘輪帶動凸輪)。 13 圖 3 - 1 錘 頭 形 狀 圖 2-1 8.給定的原始數據是 ( 1) 破碎能力為 10 到 50 噸。 ( 2) 破碎器轉子的轉速在 980 min/r ( 3) 破碎器的最大物料給料粒度為 小于 150mm ( 4) 破碎器的最大排料粒度不能超過 10mm 2.2 該種破碎器的主要結構參數設計計算 2.2.1 轉子的直徑與長度 錘式破碎器的規格用轉子的直徑 D 和長度 L 來表示,所以轉子的直徑 D800mm,轉子的長度 L600mm 。 2.2.2 給料口的寬度和長度 錘式破碎器的給料口的長度與轉子的相同。其寬度 B? 2 maxD 。 2.2.3 排料口 的尺寸 該尺寸由蓖條間隙來控制,而蓖條間隙由產品的粒度的大小來決定。對該破 碎器來說,產品的平均粒度為間隙的 1/5 到 1/3。 2.2.4 錘頭質量的計算 因為鉸接在轉子上,所以正確選擇錘頭質量對破碎效率和能耗都有很大影 14 響,如果錘頭質量選得過小,則可能滿足不了錘擊一次就將物料破碎的要求。若 選得過大,無用功耗過大,離心力也大,對其他零件會有影響并易損壞。 根據動量定理計算錘頭質量時,考慮到錘頭打擊物料后,必然會產生速度損 失,若損失過大,就會使錘頭繞本身的懸掛軸向后偏倒。降低生產率和增加無用 功的消耗。為了使錘頭打 擊物料后出現偏倒,能夠通過離心力作用而在下一次破 碎時物料很快恢復到正確工作位置。所以,要求錘頭打擊物料后的速度損失不宜 過大。一般允許速度損失 40到 60(根據實踐經驗)即 12 6.04.0 VV ?? 式中 2V ── 錘頭打擊物料后的圓周線速度 m/s 1V ── 錘頭打擊物料前的圓周線速度 m/s 若錘頭與物料為了彈性碰撞。且設物料碰撞之前的運動速度為 0,根據動量 定理,可得 221 vmmvmv m?? 3-1 由上式可知, mmm mvv ?? 12 式中 m ── 錘頭折算到打擊中心處的質量 kg mm ── 最大物料塊的質量 kg 綜上所述, ? ?5.17.0 ??m mm 但是, m 只是錘頭的打擊質量。實際質量應根據打擊質量的轉動順序和錘頭 的轉動慣量求得, 20 2 0 r mrm ? 式中 r ── 錘頭打擊中心到懸掛點的距離 m 0r ── 錘頭質心到懸掛點的距離 m 15 第 3 章 pc-800 600 錘式破碎器的主要結構設計 3.1 錘頭設計與計算 錘頭是主要 工作零件,其設計主要是指結構的設計。因為錘頭的形狀、質量、 材質與破碎器的生產能力有很大影響。尤其形狀對質量的分布、材料的充分利用 有很大的影響。關于錘頭 的結構設計及相關改進在專題中有較詳細的論述。總 之,其形狀、結構的設計,對于其工作能力,對整個機器的生產能力。以及經濟 性等各方面有深遠的影響。錘頭形狀大體分輕型、中型、重型。本型號的錘式破 碎器主要是設計中型的 錘頭。其形狀如前面的圖 2-1 所示。并有相關的計算。 錘頭材料的選擇問題是很關鍵的問題。材料的選擇取決于工作零件的工作狀況 和要求。因為破碎器要破碎的是石 灰石等中等硬度的物料。一般用高碳鋼鍛造或 鑄造,也可用高錳鋼鑄造。為了提高其耐磨性,采用高錳低合金鋼,有的在工作 表面涂上一層硬質合金。有的采用高鉻鑄鐵,其耐磨性比高錳鋼錘頭提高數倍。 關于材料的選擇問題,在專題部分提高錘頭的耐磨性研究中,有專門的論述。 就不詳細介紹了。總之,錘頭材料的選擇,不僅關系到錘頭的工作壽命,機器的 生產能力、生產效率,還關系到各方面的經濟性。 3.2 圓盤的結構設計與計算 根據設計的要求,每根銷軸上需要有 8個錘子。圓盤是用來懸掛錘頭的,一 共需有 9個圓盤,最兩側的兩個,共有的特點是,一側設置了鎖緊螺母,另一端 用軸肩定位。所用的螺母為 GB-812-85,這樣每個圓盤均勻分布 6個圓孔,即可 以通過六根銷軸,用來懸掛錘頭,錘頭和院盤之間的間隙除了通過削軸連接,還 有隔套隔開,為了?;ぴ才痰牟嗝?,減少或盡量避免其側面的磨損。圓盤的大小 取決于轉子的直徑,轉子的直徑的大小是圓盤的設計 大小的依據。因為,該型號 的破碎器,光憑其型號就可以知道,轉子的直徑為 800mm,所以,圓盤的大小的 取值就有了一定的范圍。不妨取做 560 mm,圓孔沿徑向的距離也是依據起承受 載荷的能力和強度,盡可能取整數;圓孔的大小和錘頭的圓孔的大小近似相等即 可。 圓盤是通過鍵與主軸相連接的,而隨主軸高速回轉的。所以結構中一定有 鍵槽,其厚度也是滿足強度要求、工作狀況的。不宜過大。圓盤之間也是通過主 軸的軸套隔開(其作用是,在高速回轉時,保證圓盤的運動平穩,并使其軸向定 16 位)。 圓盤的結構,如圖 3-2所示。 圖 4 - 1 圓 盤 的 結 構 圖 3-2 3.3 主軸的設計及強度計算 通常軸的設計包括兩個部分,一個是結構設計,一個是工作能力計算。后者主要 是指強度計算。 主軸的結構設計根據軸上零件的安裝、定位以及軸的制造、工藝等方面的要求, 合理確定出其結構和尺寸,軸的工作能力的計算不僅指軸的強度計算,還有剛度、 穩定性等方面的計算,當然大多數情況下,只需要對軸的強度進行計算即可。因 為其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,還應該進行振動穩定性計算。 以防止產生共振破壞。因此,對該 破碎器 的主軸來說,只需進行強度計算。 3.3.1 軸的材料的選擇 軸的材料主要是碳素鋼和合金鋼。鋼軸的毛坯多數用軋制圓鋼和鍛件。有的 則直接用圓鋼。碳素鋼比合金鋼低廉,對應力集中的敏感性較低,同時也可以用 熱處理或化學熱處理的方法提高其耐磨性和抗疲勞強度的。故采用碳鋼制造軸尤 為廣泛。最常用的是 45 號鋼。 3.3.2 軸的最小直徑和長度的估算 零件在軸上的安裝和拆卸方案確定了之后, 軸的形狀便大體確定了,因 為對該主軸來說,其安裝順序為先安裝中間的轉子部分,然后放置在箱體 上,再安裝軸承端蓋,接著是軸承、外軸承座。最后兩端分別是帶輪和飛輪。 各軸段的直徑所需要的軸徑與軸上的載荷的大小有關。在初步確定其直徑的 17 同時,還通常不知道支反力的作用點,不能確定其彎矩的大小及分布情況。 因此還不能按軸上的所受的具體載荷及其引起的應力來確定主軸的直徑。但 是,在對其進行結構設計之前,通常能求出主軸的扭矩。所以,先按軸的扭 矩初步估計所要的軸的直徑。并記此時所求出的最小直徑為 mind 。然后再按 照主軸的裝配方案和定位要求,從 mind 處逐一確定各軸段的直徑的大小。另 外 ,有配合要求的軸段,應盡量采用標準直徑,比如安裝軸承的軸段,安 裝標準件的部位的軸段,都應取為相應的標準直徑及所選的配合的公差。 確定主軸的各段的長度,盡可能使其結構緊湊,同時還要保證,轉子以 及帶輪、飛輪、軸承所需要的裝配和調整的空間,也就是說,所確定的軸的 各段長度,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。前面已經通過設計計算,得到轉子、飛輪、帶輪的大體尺 寸,所以 軸的長度也可大致確定了。 3.3.3 結構設計的合理性檢驗 對于軸的結構必須滿足 ⑴ . 主軸和安裝在主軸上的零件要有準確的工作位置; ⑵ .軸上的零件便于安裝和拆卸、調整。 ⑶ .軸應有良好的制造工藝性。 1.軸上零件的安放順序如下 飛輪、軸承、圓盤、軸套、軸承、帶輪 因為主軸是階梯軸,根據階梯軸的特點,并且 軸上零件的安裝要求也不高, 所以上面提到的第二條容易滿足。 至于第三條軸的制造工藝性,主要是指便于加工和裝配軸上的零件。 并且生產率高、成本低。一般來說,結構越簡單,工藝性越好。所以應該盡 量簡化軸的結構。為了便于裝配零件并去掉毛刺,軸端應制出 45 度倒角。 在需要切制螺紋的軸段,應留有退刀槽。起尺寸都可查有關的標準和手冊。 若需要磨削加工的軸段,應留有砂輪和越程槽。 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。另外,還為了減 少加工刀具的種類和提高 勞動生產率,軸上直徑近似的地方,圓角、倒角、 鍵槽寬度、砂輪越程槽寬度,退刀槽寬度等盡可能采用相同的尺寸。 18 2.下面仍就軸上零件的定位問題,詳細地闡述一下,一些軸向和周向定 位零件的使用及特點。 ⑴ 先說軸上零件的軸向定位,就以此主軸為例,主要有軸肩、套筒、圓 螺母、軸端擋圈、軸承端蓋等,靠這些定位元件來保證的。 ① .軸肩主要分為兩大類,定位軸肩和非定位軸肩。在該主軸上,軸肩 很多,這兩大類都包括。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。另外,軸肩也不利于加工。所以,在考慮軸的 設計時,盡量避免過多的軸肩定位。而且,還有一點需要說明,軸肩多用于 軸向力比較大的場合。 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。對這種定位軸肩來說,有一個要求軸肩的高度必須低于軸承內圈端面 的高度,以便拆卸軸承。軸肩的高度可查機械設計手冊中的軸承安裝尺寸。 還有,為了使零件能緊靠軸肩而得到準確可靠的定位,軸肩處的過渡圓角半 徑必須小于與之相配的零件轂孔的端部的圓角半徑或倒 角尺寸。軸和零件上 的倒角和圓角尺寸的常用規范可以查教材下冊中的第 651 頁的表。非定位軸 肩是為了加工和裝配方便而設置的。高度沒有嚴格的規定,一般可取為 1 到 2毫米。 ② .在該主軸上,還采用了套筒定位,這種定位方式的特點是,結構簡 單,定位可靠,軸上不需要開槽、鉆孔和切制螺紋,不會影響到軸的疲勞強 度。所以,在兩個零件之間,且間距不大時,可以采用這種定位。同時,套 筒定位還保證了兩個圓盤,或者,圓盤和錘頭(銷軸套筒)之間的軸向定位。 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 增大套筒質量以及材料用量。另外,套筒與軸的配合比較松,如果軸的轉速 較高,也不宜采用套筒定位。 ③ .在該主軸的軸端,以及銷軸的軸端,都采用了圓螺母定位。這種定 位可以承受大的軸向力,但是,軸上的螺紋處將會有較大的應力集中,降低 軸的疲勞強度,所以,一般用于固定軸端的零件。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。 ④ .在該主軸上,還采用了軸承端蓋通過螺釘與其他部分連接。而使滾 動軸承的外圈得到軸向定位 。有時,整個軸的軸向定位也可以靠軸承端蓋來 實現。 19 ⑵ 再說軸向零件一般也常用到周向定位。周向定位的目的是限制軸上零 件與軸發生相對運動。 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。圓盤、飛輪、帶輪都是用平鍵連接的。 其他的,如齒輪、半聯軸器等與軸的周向定位也都采用這種連接方式。按其 直徑,由手冊查地平鍵剖面 b h,鍵槽用鍵槽銑刀加工的 。 軸的草圖如圖 3-3-3所示。 3.3.4 軸的彎扭合成強度計算 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,應根據軸的具體載荷和應力情況,采用相 應的計算方法,并恰當的選擇其許用應力。根據計算原則,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, 20 圖 4 - 2 圖 3-3-3 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 4-4 所示。 ② 做彎矩圖 根據前面的簡圖,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 4-4 所示。 22 VH MMM ?? ③ 作出扭矩圖,如圖 3-3-4所示 ④ 作出計算彎矩圖 根據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特性差異的系 數。 因為通常由彎矩產生的彎曲應力是對稱循環的變應力,故在求計算彎矩 時,必須計算這種循環特性 差異的影響。根據經驗, 圖 3-3-4 當扭轉切應力為靜應力時,取 3.0?? ; 21 當扭轉切應力為脈動循環變應力時, 6.0?? ; 當扭轉切應力為對稱循環變應力時,取 1?? 。 ⑤ 校核軸的強度 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( 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 1.0232 ???? 主軸的載荷分析圖如下圖 3-3-4-1 所示 M C α T α T M R V1 R V2 F1 F F2F 圖 4 - 4 圖 3-3-4-1 ⑥ 求軸上的支反力及彎矩 根據以上確定的結構圖可以確定出簡支梁的支承距離。據此可以求出下列各 值,并列表如下,主要包括,載荷、支反力、彎矩、總彎矩、扭矩、計算彎矩等, 相關的計算也往往是考慮最不理想的 情況。 22 表 中 計算彎矩的求法 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。 載荷 F 垂直面 V 支反力 R R 21 VV R? 1000N(總重量按 200Kg) 彎矩 M v mmNM v ??? 240001 4 2 6 0 0 04 5 0 0 0 02 4 0 0 02 ????VM mmN? 總彎矩 M mmNM ??? 240001 mmNM ?? 4260002 扭矩 T T9550000 10005.41 396325 計算彎矩 ?CM 680000396325426000 22 1 ????CM 50000039632524000 222 ????CM 23 M p aWM Cc 8.61 0 06 8 0 0 0 0 ??? ??? 對于 Mpa B 600?? 的 碳 鋼 , 在 承 受對 稱 循 環變 應 力 時 的 許 用應 力 ? ? ??? cMpa ?? 55 。故安全。 3.3.5 軸的疲勞強度條件的校核計算 1.對主軸進行疲勞強度計算,不妨設外力為單向不穩定變應力,則根據已經 知道的條件和公式 主軸的材料為 45號鋼。經過調質后的性能為 Mpa3071 ??? , 9?m , 0N 5 610 。現用此材料做試件,進行強度試驗,以對稱循環變應力 Mpa5001 ??? 作用 410 次, Mpa4002 ??? ,作用 510 次。 根據這些條件,試計算該主軸在此條件下的計算安全系數。若以后再以 Mpa3503 ?? 的力,作用于主軸,還能循環多少次,可以保證主軸不出問題。 其實,這也等于估算主軸的使用壽命。 根據公式 54.0 500 400 10 900 500 10 105 1 1 9 9 5 9 4 6 1 10 ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ??? ? ? ? ? ? ?? ? ? ?? ? ? ?? ? ? ? ? ? m z i m i is nNK ? ? 再根據教材書上的公式( 7-3.9),則該主軸的計算安全系數為 14.1 50054.0 307 1 1 ? ? ? ? ? ? ? ? s c kS 又根據式子( 7-9.a),有 6 9 6 1 101 100625.0500307105 ??? ? ?? ? ?????? ? ??? ? ?? ? mNN ? ? ?????????? ? m NN 2 102 ?? 6 9 6 1047.04 003 07105 ??? ? ?? ? ??? ?????????? ? m NN 3 103 ?? 6 9 6 1055.1350307105 ??? ? ?? ? ??? 由以上的計算,顯然可以得知,若要使主軸破壞,則由教材中式子( 7-34), 得 32 5 1 4 1010 N n NN ?? 1 所以,可求出, 6 6 5 6 4 6 1097.0 1047.0 10 1006525.0 1011055.1 ?? ??? ? ??? ? ???????n 可以得出結 論,該主軸在正常工作,同時考慮到不同工況,估計,在對稱循 環變應力的作用下,尚可承受 61097.0 ? 次的應力循環。 24 當然,事實上,該主軸可以再工作的循環次數并不會準確的等于以上所求的 數值。如果按 ? ?? 2.27.0 i iNn 的范圍計算,則所求的 n 的值將分別等 于 0.507? 106 和 2.832 610? 。 2.再介紹一下提高主軸的疲勞強度的途徑 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。這是提高其疲勞強度的首 要措施和主要的途徑。而主軸的結構形狀和尺寸的突變(比如軸肩)是應力 集中的結構根源,因此,為了降低應力集中,應該盡量減小零件(即該主軸 的)結構形狀和尺寸的突變使其變化盡可能的平滑和均勻。為此,要盡可能 的增大過渡處的圓角半徑;同一段軸上相鄰截面處的剛性變化應盡可能的小 等等。 在 不可避免的要產生較大的應力集中的結構處,可采用減荷槽來降低應 力集中的影響。 ② 選用疲勞強度高的材料和規定能夠提高材料疲勞強度的熱處理方法 和強化工藝。 ③ 提高主軸的表面質量。比如將處在應力較高區域的主軸表面加工得較 為光潔?;蛘?,如果,有的軸段,工作在腐蝕性介質中,則要對該軸段規定 適當的表面?;?。 ④ 盡可能地減小或消除主軸表面可能發生的初始裂紋的尺寸,對于延長 其疲勞壽命有著提高材料性能更為顯著的作用。因此,對于重要的軸段, 在 設計圖紙上應規定出嚴格的檢驗方法和要求。 ⑤ 降溫、減載荷,對于發熱摩擦副的軸頸采取降溫設計,也可顯著提高 其疲勞壽命。因為主軸是一個轉動件,所以,在低應力下運轉一定周數后, 再逐步提高到設計的應力水平。 3.4 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在 V帶輪的設計上,帶輪的結構型式,主要由帶輪的 基準直徑選擇。其基準直徑又與相連接的電動機的型號有關。根據前面對電動機 功率的計算,以及轉速的要求,可以采用 Y系列的三相異步電動機,其額定功率 為 45KW。型號是 Y225M-2。滿載轉速 2970r/min,額定轉速 3000r/min。 因為要求的大帶輪的轉速在 900 r/min 到 1100 r/min 之間,所以,當小帶 25 輪的直徑依據電動機選擇 160mm 時,這樣大帶輪的基準直徑依據傳動比,可以求 出 475 左右,因為帶輪的基準直徑有標準系列,所以可取 475mm。 要求帶的根數,必須按以下的計算步驟 1.先確定出帶的型號。 由表可查到,根據計算功率 P c 和小帶輪的轉速進行選擇。 經過查表得, pkp Ac ? 式中 p ── 名義傳動功率。 Ak ── 工作情況系數。 再查表可知, Ak 取 1.4,則可以計算出計算功率 P c 為 63KW。再由表,可查 出帶的型號為 A 型。 2.需要確定單根 V帶的基本額定功率 0p 查表 13.4, ( 機械零件 )可以知道,對 A型帶,因為其小帶輪轉速接近 2800 r/min,基準直徑為 160mm 的情況下, 0p 為基本額定功率, 取 4.06KW。 lK 為長度系數, 取 0.99。 ?K 為包角系數, 取 0.935。 0p? 為單根 V帶的基本額定功率的增量, 取 0.34KW。 其值由帶的 型號、小帶輪轉速以及傳動比確定。 則帶的根數 z 就可以用下式求出 ? ? ?kkpp pz lc 00 ??? 將上面的數據代入,就可以求出, 6?z 。這樣,整個帶輪的尺寸的具體的 確定過程如下 根據其參數,仍然由教材書上的表可查到 ef, 。 f ── 靠近兩端的槽中心到帶輪端部的距離。 e ── 相鄰槽間的距離。 另外,根帶的型號和其基準直徑 D,可以確定出輪槽角的大小和 min? , pb , minah , minfh 。 min? ── 輪槽的根部到帶輪鍵槽的最小要求距離。 pb ── 相鄰帶輪在中心線上的距離。 minah ── 齒頂高 的最小距離。 minfh ── 齒根高的最小距離。 其鍵槽可以由其寬度進行選擇標準的長度。這樣,其他的尺寸也可以確定了。 26 3.5 箱體結構以及其相關設計 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。同時在很大 程度上影響著機器的工作精度以及抗振性能。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構形式和尺寸,是減小機器質量、節約金屬材 料。提高工作精度等重要途徑。 3.5.1 鑄造方法 根據有關資料,機座(機架和基板等)和箱體(包括機殼等)的形式很多 。 按構造形式可以分為機座類、機架類等。 本次設計到的錘式破碎器,是固定式重型機器。而且,機座和箱體的結構復 雜,剛度要求也較高,因此,通常都是鑄造。鑄造材料常用便于施工而又便宜的 鑄鐵。(包括普通灰鑄鐵、球墨鑄鐵等)。而且該破碎器的機座,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。 3.5.2 截面形狀的選擇 因為絕大數的機座和箱體受力情況較為復雜,因此要產生振動,彎曲等變形。 所以,當受到彎曲或扭轉時,截面形狀對其剛度和強度的影響很大。所以,正確 設計出合理的機座和箱體的截面形狀,可以起到既不增大 截面面積,又不增大(或 者減?。┝慵柿浚ú牧舷牧浚┑男Ч?。而且增大了截面系數以及截面慣性矩, 就能提高其強度和剛度。 在使用中,絕大數的機座和箱體都采用這種截面形狀,就是這個緣故。雖然 矩形截面的彎曲強度不及工字型截面,扭轉強度不及圓形截面的,但是它的扭轉 剛度卻大得。而且采用矩形截面的機座和箱體的內外壁比較容易裝設其他的機件。 所以,對機座和箱體來說,它是結構性能較好的截面形狀。 3.5.3 肋板的布置 一般地說,增加壁厚固然可以增大機座和箱體的強度和剛度,但 不如加設肋板來得有利。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量;因為該破碎器的機殼是鑄件,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。 在考慮到鑄造、焊接工藝時以及結構要求時的限制時,例如為了 便于砂型的安裝和清除,以及需要在機座內部安裝其他的機件等,往 27 往需要把機座設計成兩面敞開的,或者至少在某些部位開出比較大的 孔洞(就是該機器中的檢修孔)。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。其結構形狀必須考慮到各種重要 因素,主要有工藝、成本、重量等。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)而設計成不同的結構形狀。 28 第 4 章 錘頭結構的改進問題 4.1 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 變為 75mm. 4.2 改進的效果 1.對物料的沖擊力增加了。因為錘頭的重心在回轉半徑徑向上外 移,錘頭在運轉中線速度加大。錘頭對物料的沖擊功增加了,從而改 善了破碎效果。 2.錘頭的有效磨損量增加了。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 進后的結構總重量變化小,有效磨 損量達 16 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。 3.降低了出料粒度,提高了臺時產量。改進后,懸掛孔到錘頭端 部長度由 350 毫米到 360 毫米,回轉直徑大約 1250 到 1270 毫米,錘 頭到殼板間隙由 25 毫米減小到 15 毫米。故可使出料粒度,由原來的 20 毫米以下, 25的粉狀物,變為 8 10 毫米, 60的粉狀物,大大 改進了破碎器的破碎效果,從而提高了臺時產量。 4.改善了粉磨效果。石灰石等物料經二次破碎后,要從能量消耗 和效率上研究,破碎比研磨效率高,電耗小。所以,要求 并希望石灰 石多破碎,少研磨。出料粒度 8 10 毫米, 60的粉狀物,極大改善 了粉末機的生產效果。產量由每小時 12 噸提到每小時 16 噸,降低了 生料的生產成本。 29 第五章 破碎機的 使用注意事項 機體安裝基礎必須牢靠、平整,以防機體受力不均引起 破裂。 試車前必須檢查各緊固螺絲是否旋緊,用手轉動皮帶輪 是否靈活,發現不正常應以排除方可試車。 試車必須空載試車,空試時旋動小手輪以檢查調節機構 是否靈活,空載半小時后無異常現象方可使用。 破碎物料的硬度最好不要超過中等硬度,以免加快零件 的損壞減少壽命。 為了出料方便, 安裝時可適當提高整機的安裝高度 每 2h檢查一次電機及軸承,確定運轉是否正常。電機溫 度不得超過 60℃ ,軸承溫度不得超過 70℃ 。檢查各部緊固螺 栓是否有松動現象。 破碎機正常運轉時,控制好物料的投入,嚴禁超負荷運 行,發現問題及時停車處理。 檢查軸承的潤滑情況,推力板的連接處是否有足夠的潤 滑脂,保證潤滑完好。 30 結 論 對錘式破碎器的設計以及相關的研究 ,是我 對大學所學的知識進 行整合和總結 ,運用的一個嘗試 ,這不僅提高了我的獨立思考 ,動手實 踐 ,研究嘗新的能力 ,還培養了團結協作 ,大膽嘗試等良好的習慣 . 一臺機器的完整設計是要涉及到各個方面的知識的 ,在大學最后 這段有限的時間 ,迅速積累 .充分準備是很難的 .我們只有不懈的努力 , 盡力的改正不足 ,使其盡可能完善 ,在許許多多的零件中 ,即使是最小 的 ,哪怕是一個小小的螺釘 ,焊縫之類的 ,如果因為強度不夠 ,材料選 取不當 ,壽命比較短 ,結構工藝性方面有缺陷 ,配合不能滿足要求 .未 考慮拆卸 ,修整問題最終都會使機器工作性能下降 ,出現故障甚 至報 廢 .所以 ,在這方面我做的工作還是很不夠的 . 另外 ,一臺機器真正推廣使用 ,還要對其成本 ,也即經濟性 ,可行 性進行分析 .還有外觀 ,對環境的污染 ,對工作環境的要求 ,維修的技 術難度 ,方便程度等等 ,所以 ,我的設計只能是理論上的一個嘗試 . 在具體的工作中 ,我除了需要借助最新的信息工具 -----網絡外 , 還需要查閱圖書 ,親身實踐 ,但最主要的 ,還是老師的指導 .不僅僅是 具體內容上 ,還有思路上的 ,認識問題角度等各個方面 ,我都收益匪 淺 .3 年的大學生活最終以畢業設計的結束而告終 .所以 ,我一定要加 倍努力 ,畫一個圓滿的句號 ,力求在畢業設計 的成果上更上一層樓 . 31 致謝 隨著經濟的經濟的發展 ,許多行業和部門都對破碎器的需求和要 求也日益提 高 .作為一種重要的農業機械 ,它在國民經濟中的基礎行 業中有著舉足輕重的的地位 .所以 ,對其設計和相關的研究是十分必 要和重要的 . 在大學學習的專業知識涉及面很寬 .這就需要在老師的幫助下 , 對相關的知識進行整合與總結 ,以便有進一步的提高 .同時 ,也深刻認 識到 ,只憑大學所學的知識 ,還不能滿足設計的需要 ,也必須依靠老師 的指導 ,吸收新知識 ,掌握新技能 ,拓寬新視野 ,對許多方面的知識加 以獵取和歸納 .所以 ,論文的起點和內容才 會有一個好的升華 . 在具體的設計和學習的過程中 ,也離不開一些同學的幫助 ,尤其 是一些計算機基本操作 ,CAD中的一些技巧等 ,提高了我的計算機操作 能力 ,為了本論文能更完善和更成功 .各個老師都經常悉心指導 ,以及 熱切的關注 ,我對此深深地表示感謝 ,并加倍努力 ,提高論文的質量 , 不辜負老師的期望 . 32 參考文獻 [1] 鄭鳴皋,破碎器綜述 . 機械工業出版社, 2001 1-3 [2] kanda Y, sano Y,Yashima Y.A consideration of grinding limit based on . frachure mechanics. Power technology ,20033 5-7 [3] sikong L,Hashimoto H,Ashima S,Breakage behavior of fine particles of brittle minerals and coal.power technology,2000111-15 [4] 許榮杰 錘式破碎器配錘圖表的編制和應用, 杭州機械 工業出版社, 1999 12-13 [5] 機械設計手冊編輯組 非標準機械設備設計手冊, 航空 工業出版社, 1990 2-10 [6] Kaliszer H.et al ,Effect of dressing upon the grinding performance An nals of the CIRP Vol .25/2/1976,p.27-35 [7] 王玉榮,公差與技術測量,西北工業大學出版社 1993 3-6 [8] 北方交通大學材料系編,金屬材料學, 1983,中國鐵道 出版社 [9] 朱寶庫,機械設計,哈爾濱工業大學出版社, 2004 20-25 33 [10] 錢可強,機械制圖,第四 版,高等教育出版社, 1997 41-44 [11] 陳宏杰,公差與測量技術基礎,第一版,科學技術文 獻出版社 1991 44-48 [12] 趙容,互換性與測量技術基礎,遼寧科學技術出版社, 1995 38-40 [13] 鄧文英,金屬工藝學,人民教育出版社, 1981 20-25 [14] 許鎮宇,機械零件,高等教育出版社, 1983 30-34 [15] 陳蘭芬,機械工程材料與熱加工工藝,機械工業出版 社, 1985 35-36 [16] 王中發,實用機械設計,北京理工大學出版社, 1998 41-44
編號:201406200829412760    類型:共享資源    大?。?span class="font-tahoma">673.50KB    格式:DOC    上傳時間:2014-06-20
  
20
關 鍵 詞:
破碎
  人人文庫網所有資源均是用戶自行上傳分享,僅供網友學習交流,未經上傳用戶書面授權,請勿作他用。
關于本文
本文標題:錘式破碎機
鏈接地址://www.bhdvl.icu/p-292760.html

當前資源信息

4.0
 
(2人評價)
瀏覽:144次
$_$H上傳于2014-06-20

官方聯系方式

客服手機:17625900360   
2:不支持迅雷下載,請使用瀏覽器下載   
3:不支持QQ瀏覽器下載,請用其他瀏覽器   
4:下載后的文檔和圖紙-無水印   
5:文檔經過壓縮,下載后原文更清晰   

相關搜索

精品推薦

相關閱讀

關于我們 - 網站聲明 - 網站地圖 - 資源地圖 - 友情鏈接 - 網站客服 - 排球相关术语英语

網站客服QQ:2846424093    人人文庫上傳用戶QQ群:460291265   

[email protected] 2016-2018  www.bhdvl.icu 網站版權所有   

備案號:蘇ICP備12009002號-5