锤式破碎机和破碎机(编辑修改稿)

锤式破碎机和破碎机(编辑修改稿)内容摘要：

44 所示。 ② 做弯矩图： 根据上面的图，我们就可以计算出水平方向和垂直方向力所产生的弯矩图，按照得出的结果做出水平面 上的弯矩 HM 图和垂直面上的弯矩图上 FM ，然后按照 下面 公式推导出总弯矩，并作出 M 图，如图 44所示。 11 22 VH MMM  ③ 作扭矩图，如图 43所示： ④ 作计算弯矩图 根据总弯矩图和扭矩图，求出计算弯矩 cM ，并 绘制 cM 图。 其计算公式 为 ： cM =  22 TM  上式中，  ── 应力循环特性差异的系数。 因为 大部分 弯曲应力是对称循环的变应力，故在求计算弯矩 时， 需要考虑 循环特性差异的影响。 根据经验， 当扭转切应力为静应力时，取  ； 当扭转切应力为脉动循环变应力时，  ； 当扭转切应力为对称循环变应力时，取 1。 ⑤ 校核轴的强度 按第三强度理论，计算弯曲应力 上式中， W ── 轴的抗弯截面系数（ 3mm ）。  1 ── 轴的许用弯曲应力（ Mpa ）。 12 由表可查  1 为 60 Mpa W 的计算公式，根据截面的不同而不同。 所以，其计算公式为： W =   TWdd tdbtd 323  主轴的载荷分析图如下图 44 所示： M C αTα TMR V1 R V2F1FF2F图4 4 ⑥ 求轴上的支反力及弯矩 由 以上确定的结构图可以 得 出简支梁的支承距离。 根据以上可以得出下表各值 ，主要包括，载荷、支反力、弯矩、总弯矩、扭矩、计算弯矩等。 表 41 计算弯矩的求法 13 我所设计的破碎机 进行具体的校核计算时， 只要 校核轴上的承受的最大弯矩以及扭矩的剖面的强度 即可。 MpaWM Cc   按教材中表 ，对于 MpaB 600 的碳钢，在承受对称循环变应力时的许用应力   cMpa  55。 故安全。 轴的疲劳强度条件的校核计算： 时 ， 可以 设外力为变应力 且 单向不稳定，主轴的材料 选 45号钢 ， 调质后的性能为 Mpa3071  ， 0N = 5 610 ， 9m。 此材料做试件进行强度试验 可以得到 ，当 对称循环变应力 Mpa5001  时， 作用 410 次。 当 Mpa4002  时 ，作用 510 次。 根据这些条件， 可以 计算该主轴在 上述条件下 的计算安全系数。 根据公式 5004001090050010105119959461 10 mzimiis nNK  主轴的安全系数为： 载荷 F 垂直面 V 支反力 R R21 VV R =1000N（总重量按 200Kg） 弯矩 Mv mmNM v  2 4 0 0 01 4 2 6 0 0 04 5 0 0 0 02 4 0 0 02 VMmmN 总弯矩 M mmNM  2 4 0 0 01 mmNM  4 2 6 0 0 02 扭矩 T T=9550000 =396325 计算弯矩 CM 6 8 0 0 0 03 9 6 3 2 54 2 6 0 0 0 221 CM 5 0 0 0 0 03 9 6 3 2 52 4 0 0 0 222 CM 14 30711 sc kS 又根据式子（ ），有 6961101 1006  mNN   mNN2102  696    mNN3103  696  由式子可 得 ： 32514 1010NnNN =1 所以，可求出， 66564610 n 由上述结果可以得出 ，该主轴在对称循环变应力的作用下， 可以 承受  次的应力循环。 ： ① 降低主轴应力集中。 ② 选用材料需要疲劳强度高。 ③ 降低主轴的表面粗糙度。 ④ 在条件允许的情况下最大限度 地减小或消除主轴表面可能发生的初始裂纹的尺寸。 ⑤ 采取 降温 或者 减载荷 的方法 ，对于发热摩擦副的轴颈采取降温 措施 ，可显著提高其疲劳寿命。 轴承的选择 大部分轴承已经标准化，所以我们在选择的时候，需要按照实际情况来进行抉择。 对于组合轴承来说所包含的设计内容较为复杂，大致分为： 安装、调整、润滑、密封等一系列内容的设计。 15 轴承的零部件主要是由 轴承铬钢 制造，在经过热处理之后，其硬度一般高于 HRC60。 其零部件一般 需要 150度回火处理，因此，正常工作情况下为保证其硬度，其工作温度低于 120度。 轴承的进行情况，要求选择依据主要为粉碎机类型，因有 900和 1100之间的速度这么长时间为主轴，高速工作，因轴承上，负荷增加造成统一的锤头磨损，不额外的力量。 支承间距太大了，会产生挠度，同时也难以保证，圆柱滚子轴承向心性。 图 45 轴承的游动和轴向位移 在前、后轴承的温度差别较大，实际工作中，为了防止轴壳热模具，轴承轴固定，另一端可轴向位移。 这确保了轴轴承的内圈 和外圈可以继续工作的相对位置的变化。 同时，差距还可以配备一个圆柱孔，保证孔外可以轴向移动相对于座椅。 轴承的安装和拆卸 为使拆卸方便，所以设计的时候应该考虑到有剖分面，这样在选择轴承的时候则可以优先选用可以内外圈分离的轴承。 16 图 46 传动方式的选择与计算（ V 带传动计算） 此部分的计算主要是 V带的传动计算，带轮结构型式的选择主要是带轮基准直径的选择。 带轮 基准直径与 其连接的 电动机的型号有关。 由前面得出的计算， 可以采用 Y系列的三相异步 电动机，其额定功率为 45KW。 型号是 Y225M2。 满载转速 2970r/min，额定转速 3000r/min。 因为大带轮的转速 限制 在 900 r/min至 1100 r/min， 故 当小带轮的直径依据电动机选择160mm 时，大带轮的基准直径依据传动比可以求出 大约为 475， 对照 带轮的基准直径有标准系列 表查得 ，可取 大带轮直径为 475mm。 带根数的计算步骤如下 ： 1．先确定出带的型号。 经过查表得， pkp Ac  式中 p ── 名义传动功率。 Ak ── 工作情况系数。 再查表 得 ， Ak 取 ， 由此 则可以计算出计算功率 Pc 为 63KW。 再由表，可查出带的型号为 A型。 2．需要确定单根 V带的基本额定功率 0p 查表可得 ，对 A型带，小带轮转速 约 2800 r/min，基准直径为 160mm 的情况下， 0p 为基本额定功率， 取。 lK 为长度系数， 取。 K 为包角系数， 取。 17 0p 为单根 V带的基本额定功率的增量， 取。 其值由带的型号、小带轮转速以及传动比确定。 则带的根数 z 就可以用 下式求出：   kkpp pz lc 00  将上面的数据代入 得 ， 6z。 过程如下： 根据其参数，仍然由教材书上的表可查到 ef,。 f ── 靠近两端的槽中心到带轮端部的距离。 e ── 相邻槽间的距离。 另外，根带的型号和其基准直径 D，可以确定出轮槽角的大小和 min ， pb ， minah ， minfh。 min ── 轮槽的根部到带轮键槽的最小要求距离。 pb ── 相邻带轮在中心线上的距离。 minah ── 齿顶高的最小距离。 minfh ── 齿根高的最小距离。 飞轮的设计与计算 飞轮有着储存能量的 作用，从而使在破碎较大物料的时候不至于使速度损失过大，同时也减小了电机的尖峰负荷， 其结构采用腹板式。 图 47 其具体的尺寸可以采用常见的类型。 只要 满足并实现 其功能即可。 如图 48。 18 棘轮的选择 凸轮运动通过棘轮实现的，棘轮已经标准化，所以在具体的条件下对棘轮进行选择。 棘轮尺寸的选择需要根据凸轮工作的状况实现工作状 况即可。 此外，还需要对其进行经济性合理性做选择。 优越的棘轮机构结构简单，动作可靠，制造方便。 同时，每个尺寸调节范围的棘轮轴转角。 但缺点是，工作室有棘轮机构和冲击噪声，运动精度低。 图 48 固定在驱动轴上的棘轮机构，并设置在驱动轴上的摇臂。 当摇杆顺时针方向摆动，棘爪插入棘轮的齿，棘轮转过一定的角度驱动。 时轻轻一甩止爪摇杆时，棘轮停止时针。 同时，在后面的棘轮和棘轮的棘轮滑牙齿，一动不动。 当摇杆连续往复运动，然后单向棘轮间歇运动。 蓖条位置调整弹簧的选择 弹簧作用主要 有以下几点： 的 方向。 的作用。 量。 试 力的大小。 箱体结构以及其相关设计 由于框架和箱 体 占大多数的机器的总重量的比例 的百分比较大 ，使其受到很大影响 在 加工精度和抗震性能 方面。 因此，一个框架的合理选择与盒体的材料、尺寸和结构 ， 是提高精度，并节省材料，降低成本 很重要的一个环节。 铸造 的 材料 通 常用便于施工 且价格 便宜的铸铁。 包括普通灰铸铁、球墨铸铁等。 对于该破碎机大型机座的制造常采用分零制造的方式，最后焊成一体。 19 大部分 机座 和受力不均匀产生的振动和变形 的箱体。 在受到 是弯 矩 或者扭 矩时 对断面形状，强度和刚度变化的影响很大。 为此，设计合理，箱体框架、断面形状，不增截面还使 质量减小， 零部件质量不增多。 同时，增加横截面系数和惯性力从而提高其强度。 肋板的布置 通常情况下，增加壁厚虽说在一定程度上可以加大机座和箱体的强度和刚度，但比不上设置肋板。 因为加设肋板满足上述条件的情况下同时减小质量。 由于破碎机的机壳是铸件，因此不需要通过增加壁厚，这样可以降低铸造产生的 缺陷。 低于部分焊接位置，薄壁更容易保证焊接品质。 第 5章 专题部分 锤头结构改造及耐磨性研究 摘要 本文中，不仅在理论的基础上 对锤头结构的改进 做出了详细的 分析， 还就 其 在实践中所取得的效果给出了说明。 就影响锤头寿命的多种因素进行了全面的分析，并做出总结，而且 着重对锤头材料的改进、研制和耐磨性从理论和实践等不同角度进行了分析， 同时对最大破碎力、锤头的合理调配进行。