【《某反擊式破碎機主要零部件的設計及計算過程案例概述》7800字】

PAGE34某反擊式破碎機主要零部件的設計及計算過程案例概述目錄TOC\o"1-3"\h\u20037某反擊式破碎機主要零部件的設計及計算過程案例概述 1272771.1傳動部件的設計及計算 1315511.1.1V帶及帶輪的設計計算 1212391.1.2軸的結構設計 3161521.1.3轉子、軸的強度計算 5119721.1.4鍵的選擇及校核 7229771.1.5軸承的選擇及校核 8266811.2轉子部件的設計計算 10220711.2.1轉子的結構設計 10104921.2.2板錘的結構設計及作用 11244791.3反擊式破碎機破碎腔設計 13244031.1.1反擊板的結構設計與安裝 1392341.1.2破碎腔的結構參數 14159211.4反擊裝置的自身重力的確定 161.1傳動部件的設計及計算1.1.1V帶及帶輪的設計計算（1）計算功率Pi查表1得Kg（3-1）表3-1工作情況系數K工作機原動機Ⅰ類Ⅱ類一天工作時間（h）＜1010~16＞16＜1010~16＞16載荷變動較大破碎機（旋轉式、顎式）；球磨機；起重機；挖掘機1.31.41.51.51.61.7（2）選擇V帶的類型根據Pi=63，n=1480r/min，查出此坐標點位于D區，所以，選用D型V帶進行計算。（3）確定帶輪的基準直徑并驗算帶速V表3-2V帶帶輪最小直徑Dmin型號OABCDEFDmin71（63）100（90）140（125）200355500800a. 初選小帶輪的直徑dd1，由表3-2參照得，取小帶輪的基準直徑db. 驗算帶速V（3-2）因為5<V<30m/s，故帶速合適。c. 計算大帶輪的基準直徑（3-3）根據規格圓整為800mm。（4）確定V帶的中心距a和基準長度La. 由于中心距應該滿足一下條件（3-4）初定中心距。b. 計算所需的基準長度（3-5）因此，選擇帶的基準長度=4000mm。c. 計算實際中心距a（3-6）（5）驗算小帶輪上的包角α（3-7）（6）計算帶的根數za. 計算單根V帶的額定功率由=355mm和，可查得再由i=2.2以及D型帶，可查得（3-8）于是可得額定功率為：（3-9）b. 計算V帶的根數z（3-10）所以取V帶根數為四根。（7）計算單根V帶初拉力的最小值由相關資料得，D型帶的單位長度質量0.61kg/m,故：（3-11）應使帶的實際拉力>（8）計算壓軸力壓軸力的最小值為（3-12）（9）帶輪結構設計圖3-1小帶輪詳見2#大帶輪，2#小帶輪圖紙。1.1.2軸的結構設計（1）根據機械傳動方案的整體布局，擬定軸上零件的布置以及裝配方案按照裝配圖所示，詳見0#裝配圖。（2）選擇軸的合適材料軸的材料應滿足足夠的強度及剛度，并滿足耐磨，腐蝕性等方面的要求。常見的是碳素鋼和合金鋼，因碳素鋼價格低廉，對應力集中的敏感性較低，且通過熱處理，可改善其綜合機械性能，所以選用碳素鋼，45鋼，鋼軸的毛坯選用鍛件。（3）確定軸的基本直徑和各段長度ⅦⅥⅤⅣⅢⅡⅠ圖4-2主軸a.軸Ⅰ-Ⅱ段由大帶輪的計算可得直徑dⅠ-Ⅱ=130mm，取此處圓角為R2，根據帶輪寬度，最終取LⅠ-Ⅱ=165mm。b.軸Ⅱ-Ⅲ段由圓角可取dⅡ-Ⅲ=135mm，根據總體布局，以便軸承座安裝緊湊，所以取LⅡ-Ⅲ=238mm。c．軸Ⅲ-Ⅳ段同理，由圓角R2取dⅢ-Ⅳ=140mm，則根據所選軸承的規格從而確定LⅢ-Ⅳ=78mm。d．軸Ⅳ-Ⅴ取此處圓角為R3，所以dⅣ-Ⅴ=155mm，再考慮箱體厚度以及布局要求之后，取LⅣ-Ⅴ=206mm。e．軸Ⅴ-Ⅵ段用套筒定位，由其厚度可取直徑dⅤ-Ⅵ=172mm，根據箱體尺寸，取LⅤ-Ⅵ=210mm。f.軸Ⅵ-Ⅶ段由轉子長度L=700，最終確定LⅥ-Ⅶ=140mm，其界面為200的正方形。各段長度均按照計算給出，詳見2#主軸CAD圖。（4）軸的軸向固定軸上零件的軸向固定方法常用的有鍵，花鍵和銷連接及過盈連接和成形連接。滾動軸承的軸向固定用過盈配合固定，轉子體因其質量大，傳動負荷大，轉動慣量大，在鍵連接時，加工精度要求高，大大削弱軸的強度，這就需要增大軸徑，這與成形連接相比，顯然成形連接加工會更方便。對于成形連接，在軸徑不變時，能夠增大軸的強度，所以選用軸連接轉子軸向固定。1.1.3轉子、軸的強度計算（1）軸上力、彎矩計算由于作用在轉子軸上每一瞬間載荷大小不同，其作用持續時間短，僅為千分幾秒，故下面對軸的強度的計算僅供參考。作用轉子軸上的力有：轉子重力、轉子外端的圓周力和板錘的不平衡力。（3-19）（3-20）式中——沖擊系數，粗碎=1.0；中碎=1.5；細碎=1.2；n——轉子轉速，r/min；r——轉子外端半徑，m；P——電機功率，kw；——軸承的摩擦阻力系數，取0.03；——軸承滾柱滾動面的半徑，m。轉子軸受力分析見下圖，圖中為轉子和轉子軸熱壓配合的端點，為軸承支點。圖4-7主軸受力圖作用在轉子軸上的彎矩為：（3-21）作用在轉子軸上的扭矩為：（3-22）作用在轉子軸上的當量彎矩為（3-23）已知當量彎矩后，既可計算轉子軸的幾何尺寸。計算結果是否符合破碎機的實際情況，須結合實際進一步驗證。主軸主要的受力部件，通過上述介紹我們可以知道在本次設計中主軸選用的材料是45號鋼。為保證其結構與尺寸大小設計的合理性，本次設計中采用了SolidWorks軟件對其結構進行分析，其分析結果如下圖所示。圖4-8軸的有限元分析（2）轉子軸靜強度安全因數校核計算對于直徑為d的圓軸，彎曲應力為：（3-24）扭轉切應力為：（3-25）將帶入下式，則軸的彎扭合成強度條件為：（3-26）式中——軸的危險截面上所受的最大彎矩和最大扭矩，；——分別為危險截面的抗彎和抗扭截面系數，。故滿足彎扭合成強度。按照彎扭計算，則軸的法向應力為：（3-27）軸的扭轉切應力為：（3-28）則計算安全系數為：（3-29）所以該軸靜強度足夠。1.1.4鍵的選擇及校核（1）鍵的選擇鍵已標準化，設計時需要先根據工作要求和軸徑上鍵的類型以及尺寸來選擇鍵，然后再進行強度校核，鍵的材料按標準規定采用抗拉強度的鋼，常用45鋼。根據破碎機的工作條件：高速變載，受各種方向的沖擊等條件，選擇平鍵連接，即普通圓頭A型。（2）鍵的校核根據軸的直徑d=130mm來選擇鍵的型號：帶輪軸段d=130,所以鍵的工作長度為：（3-30）鍵的接觸高度：（3-31）傳遞轉矩為：（3-32）由文獻查得鍵的靜聯接時的擠壓的許用應力[p]=30MPa,對平鍵的校核鍵或鍵槽工作面的擠壓力：（3-33）式中T——轉矩，；D——軸的直徑，mm；k——為鍵與輪轂的接觸高度，mm；l——為鍵的工作高度，mm。鍵的剪切力：（3-34）可以得出鍵的強度足夠。1.1.5軸承的選擇及校核為了保證反擊式破碎機的正常運行，不僅軸承的制造質量良好，而且破碎機的設計必須合理，軸承的裝配和使用必須規范。軸承的選擇遂于破碎機的正常運轉十分重要。（1）軸承類型的選擇反擊式破碎機長期在惡劣條件下工作，轉子軸承很易損壞，所以正確選擇轉子軸承是提高軸承壽命的關鍵。由于調心滾子軸承具有承載能力強，調節性能好的優點，所以國內外多選用這種其作為反擊式破碎機轉子軸承。大多數滾子軸承的選用計算，主要是防止在預期壽命內發生解除疲勞破壞，但在實際選用軸承時，其工作環境不可能像規定基本額定動載荷那樣理想化（基本額定壽命，可靠度90%，空載條件，載荷大小方向恒定），這些差異就要在壽命計算過程中分別注意。故綜合考慮之后最終選用調心滾子軸承。（2）軸承的具體型號選擇作用在軸承上的載荷可根據下述經驗公式計算：（3-35）式中——轉子所受重力，N。軸承的使用壽命一般規定為30000h。根據安裝軸承段的軸徑為140mm，以及軸承長度及安裝考慮，最終選擇圓柱孔調心滾子軸承，代號為22228C/W33。其基本尺寸如下：D=250mm，B=68（3）軸承的校核由設計轉子的總重量為20070N，現設計軸承的壽命為30000h。則由軸承壽命公式：（3-36）式中C——基本額定動載荷，N；P——當量動載荷，N；——軸承壽命指數。10/3。有上式可以推得：即當量動載荷P為：P=74408.96N>20070N,故合適。（4）軸承的固定安裝軸承時要保證軸承的徑向和軸向的固定，對于溫度較大而軸較長時，還能使軸自由膨脹。a.軸承的軸向固定軸承的內圈與軸徑采用過盈配合，外圈與軸承座采用過度和間隙配合。b.軸承軸向固定采用凸臺加軸承蓋固定，適用于高速旋轉的軸，且承受大的軸向力。c.支撐的結構形式方案一：軸承內圈加軸間，軸承外圈用軸承蓋兩端單向固定，此結構簡單，適用于溫度變化不大而跨度<300的場合。方案二：一端固定一段游動，適用于軸，且溫度變化較大的軸，固定端內外圈均雙向固定，游動端軸承內外圈不可分離時，內圈雙向固定，外圈游動。通過比較，選用方案二比較合適。（5）軸承的預緊原理：安裝時用某種方法在軸承各配件之間產生并保持某一軸向力，消除側向游隙，使之產生初變形，承載后，內外圈的徑向軸向相對位移量大大地減小，目的是提高軸承的旋轉精度。（6）軸承的潤滑與密封潤滑的目的在于降低摩擦阻力，改善散熱條件，降低接觸應力，吸振防銹。潤滑劑采用潤滑油，采用滴油潤滑，密封裝置為毛氈油封。1.2轉子部件的設計計算反擊式破碎機轉子由主軸、轉盤、板錘、板錘緊固裝置等組成。有采用整體鑄鋼結構轉子；有采用厚鋼板或鑄鋼板做成的圓盤疊合而成的轉子；也有用鋼板焊接的空心轉子，入上海建設路橋機械設備有限公司生產的PF系列反擊式破碎機大多數是焊接結構轉子。轉子質量應盡量集中在外緣，增加轉動慣量。主軸與轉子使用緊定脹套脹緊，無鍵連接，這樣拆裝方便，并有過載保護作用。1.2.1轉子的結構設計反擊式破碎機與錘式破碎機不同，它是利用整個轉子質量索產生的動能通過板錘沖擊破碎物料，而錘式破碎機僅僅靠錘頭產生的動能沖擊破碎物料。因此反擊式破碎機的轉子必須有足夠的質量以適合破碎大塊物料的需要。若轉子質量過小，降低破碎效果；若轉子質量過大，則啟動困難。本設計，轉子采用整體的鑄鋼式結構，這種設計轉子慣量大，緊固耐用，便于安放板錘，能滿足工作的需要。選用整體鑄鋼式結構的轉子，選擇標準為z310-570，強度和剛度都能滿足基本要求，但塑性及韌性相對較低，但可以滿足工作需要。規格選為。圖4-3轉子轉子的詳細結構見2#CAD轉子部裝圖。轉子產生的動能W不僅與M有關，而且也與轉子結構有關，與轉子角速度有關。即。若一定則與轉子轉動慣量有關。同樣值由于r值不同可得到不同的轉動慣量J值，則產生不同的動能W值。由此告訴我們，在強度、剛度允許條件下，在轉子結構設計中，應盡量增加r值，從而可用較小的質量產生較大的動能。所以不僅要照片那個是轉子質量還要重視轉子結構設計。從加大破碎效果和減少板錘磨損的觀點看，需朝著著增加轉子質量M，減少轉子速度方向發展。1.2.2板錘的結構設計及作用板錘，又稱打擊板，是反擊式破碎機中最容易磨損的工作零件，要比其他破碎機的磨損程度嚴重得多。板錘的磨損程度及壽命直接影響反擊式破碎機破碎效率以及其工作的連續性，所以選擇合適的板錘（形狀及材質）至關重要。（1）板錘的材料反擊式破碎機的板錘都是固定在轉子上的，它是破碎機的重要部件，要求安裝牢固，便于更換，并用抗沖擊性能良好的材料制造。板錘是破碎機的易損件，因此它的耐磨性能或者說，它的使用壽命是非常關鍵的。早年都是采用高錳鋼材料，所以反擊式破碎機不能破碎硬巖。現在已經采用高鉻鑄鐵制造板錘，一種是KmTBCr26,另一種是KmTBCr20。前者打擊物料速度略低于后者，但使用壽命比Cr20的板錘高1/3以上。由于采用高鉻鑄鐵材料，反擊式破碎機可以破碎350MPa的各種物料。國內外各種型號破碎機板錘材料的選擇，有高錳鋼，中碳合金鋼，軸承鍛造剛，高鉻鑄鐵等等，綜合設計要求及國內外同類型反擊式破碎機的設計，最終確定選擇本設計的板錘的材料為高鉻鑄鐵。（2）板錘的形狀反擊式破碎機板錘的形狀多種多樣，常見的有長條形、I形、T形、S形和斧形等，板錘形狀的選擇遵循的原則是：易于制造和緊固，能夠增加板錘的使用壽命。基于上述原則，本設計提出兩套方案：方案一方案二圖4-4板錘的形狀方案一：采用“倒U”形板錘。本方案采用“倒U”形板錘，如視圖所示，其左側為實體長條形，且打有螺栓孔，右側為一長條形立體槽，用于固定于板錘支座上。方案二：采用“工”字形板錘本方案采用“工”字形板錘，如視圖所示，板錘左右兩側都開有立體長條形槽，用于固定于板錘支座。對比方案一、二，可以明顯看出區別在于左側開槽與打孔的不同，根據板錘的工作方向可以確定其主要工作面為左面，即板錘的左面為主要受力處，若將板錘選為“工”字形，則板錘上下相當于分體受力，故上下均受到相當大的沖擊力，而對于方案一，左側為一體設計，即上下里連為一體，即左側為一個面受打擊力，這樣受力相對于方案二就可靠得多了，所以綜合考慮之后選擇方案一為本次設計板錘的形狀。板錘的詳細圖樣參照3#CAD圖紙。（3） 板錘在轉子上的緊固方法板錘在轉子上的緊固方法大致可分為以下幾種：a. 螺栓緊固法。板錘借助于螺栓緊固于轉子的板錘座上。板錘座帶榫狀，可以利用榫口承受工作時的板錘的沖擊力，避免螺栓受剪，提高螺栓連接的可靠性。b. 嵌入緊固法。板錘從側面插入轉子的溝槽中，為了防止軸向竄動，兩端用壓板定位。由于去掉了緊固螺栓，提高了板錘工作的可靠性。利用板錘回轉式產生的離心力與撞機破碎時的反力緊固自鎖，對轉子易受磨損處都制成可更換的結構形式，因此裝卸簡便，制作容易。c. 楔塊緊固法。用楔塊塞入板錘與轉子間的相應槽孔內，使之緊固。這種緊固方法安全可靠，更換簡便，維護也方便。以上幾種緊固方法，以螺栓緊固法的板錘利用率較高，通常可達50%左右，但是其更換費事，也不適合高沖擊載荷，故一般用規格小的破碎機。嵌入緊固法和楔塊緊固法雖然更換方便，工作較可靠，但其金屬利用率普遍較低。本次設計轉子的規格為，為規格相對較小的破碎機，且進料粒度為250mm，所以綜合考慮之后選用螺栓緊固法。螺栓的緊固方法詳見2#CAD轉子部裝圖。（4） 板錘的壽命對于板錘壽命的影響主要有材料，以及板錘的緊固方法，除此之外，板錘的個數對于板錘壽命的影響也是至關重要，因為板錘布置直接打擊在物料重心上的，而是斜碰撞，這與板錘周期打擊的時間差有關，為了減少板錘的磨損，轉子上的板錘數目不宜過多，適當得增加板錘的高度，并盡量地把給入物料中的粉料、泥土和水分預先篩除。1.3反擊式破碎機破碎腔設計1.1.1反擊板的結構設計與安裝反擊板的作用是承受被板錘擊出的物料在其上沖擊破碎，將破碎后的物料重新彈回到破碎區，再次沖擊破碎。（1）反擊板的材料反擊板是僅次于板錘的易磨損件，承受較大的沖擊載荷。它的材質一般用高錳鋼鑄造。也有用中碳鋼棒的。碎煤時，也可以用普通鋼板焊接起來。用高錳鋼鑄造的反擊板，根據對反擊式破碎機的使用調查，其壽命比較低。需要對反擊板的耐磨材料進行研究。國外某些工廠采用耐磨塑料包扎打擊板，或將石子鑲在反擊板的凹槽中，代替金屬表面，都是提高反擊板使用壽命。我國某化工廠，根據反擊板的磨損規律，按其各部分的磨損程度，采用部分分區安裝和更換，使用壽命提高一倍以上。（2）反擊板的形狀除了反擊板的材質方面能提高它的耐磨性外，反擊板的形狀也是值得注意的。反擊板的形狀很多，主要有弧線形和折線形兩種，這兩種形狀各有其優缺點，具體圖像見下圖。方案一方案二圖4-5反擊板的形狀如圖所示，方案一為弧線形反擊板，它能使物料由反擊不能彈出之后，在圓心形成激烈的相互擠壓而破碎，其效率較高。如圖所示，方案二為折線形反擊板，其一部分物料沿切線垂直打向反擊板，破碎效果明顯，另一部分與反擊板有角度（不垂直），且產生滑動，這樣就延長這些物料在破碎腔的時間。通過對二者的比較，最終選擇方案一為最終設計方案，因為相比方案二，方案一提高了破碎效率，且破碎效果較好，能夠達到本破碎機的破碎要求。（3）反擊板的懸掛裝置反擊式破碎機反擊板懸掛裝置也是排料口調整裝置，同時又能起到保險作用，這種裝置有以下三種形式：a. 拉桿自重式。破碎機工作時，反擊板借自重保持正常位置，當破碎腔有非破碎物時，反擊板被抬起，非破碎物排出后，又重新返回原位。其間隙大小可通過懸掛螺栓進行調整。b. 拉桿彈簧式。反擊板在工作時的位置是通過彈簧的預壓力保持的，當非破碎物進入破碎腔時，可克服彈簧預壓力后，從破碎腔排出。彈簧采用螺旋式，也可采用組合式，后者可用較小的壓縮變形量獲得較大通過非破碎物間隙。c. 液壓式。利用油壓裝置調節反擊板位置，同時也作為保險裝置。一般用于大型反擊式破碎機，與液壓啟閉機殼油缸共同使用一個油壓系統。本設計規格為反擊式破碎機，屬中小型反擊式破碎機，對于其反擊板的懸掛裝置，綜合考慮經濟及破碎要求，最終確定選擇拉桿自重式為反擊板的懸掛裝置。（4）過載時的安全保護反擊板一端鉸接于機體上，另一端通過拉桿自由懸掛在機體上，拉桿上部通過球面墊圈下墊有錐面墊圈，最后通過大螺母掛起，可調節反擊板與轉子間隙，來改變產品粒度。當進入大塊物料或不能破碎的物塊時，因反擊板受到較大壓力而使拉桿向后移開，使鐵塊等異物排出，從而保證了機器不受損壞，它在自身重力作用下，又恢復到原來位置，以此作為保險裝置。反擊板的詳圖見0#總裝圖，3#反擊板CAD圖。1.1.2破碎腔的結構參數反擊式破碎機破碎腔是由進料板、兩級反擊板以及由導板卸載點到第二級反擊板排料口的圓弧所構成的空間組成的。它所包括的結構參數如圖所示：圖3-6反擊式破碎機腔體（1）給、排料口及給料導板傾角給料口寬度；排料口尺寸：反擊式破碎機物料是沿導板進入破碎腔，因此導板傾角就是一個重要參數。角應在45度到60度之間，這完全符合實際情況。角越大，物料沿導板下滑的速度越快；越小，物料沿導板下滑的速度越慢，甚至產生堆料現象。角大，破碎機高度增加；角小，破碎機高度降低。在其他條件允許的情況下，以取角小為宜。此外，選擇導板傾角還應考慮物料滑出導板與板錘相遇的關系；若物料滑出導板而板錘尚未來到；若物料尚未滑出導板而板錘剛好到位，又未與物料相遇。最好是物料滑出導板后同時與板錘相遇，此時破碎效果最好。（2）導板卸載點及反擊板懸掛位置導板卸載點角在30度至50度之間，一般角小，破碎機高度相對低一些，能降低機高和減輕機重。對移動式破碎機降低高度很有益。所以，在其他條件允許的情況下，還是以=30度最為適合。此外，角小還可以增加破碎腔圓弧長度。反擊板懸掛點由圖中x和y尺寸確定，但y又與y0和進料口尺寸有關，最后又決定于和大小。（3）破碎腔其他參數角是板錘外圓切線，也就是物料沖向反擊板的運動方向與反擊板垂線之間的夾角，一般=2度左右。它是建立在以下觀點基礎上，