锤式破碎机设计毕业设计说明书

锤式破碎机设计毕业设计说明书内容摘要：

择 Y 系列三相鼠笼型异步电动机。 型号为 Y250M4，功率为 55KW，转速为 1480r/min。 该种破碎机的主要结构参数设计计算 转子的直径与长度 锤式破碎机的规格用转子的直径 D和长度 L 来表示，所以转子的直径 D=800mm，转子的长度 L=600mm。 给料口的宽 度和长度 锤式破碎机的给料口的长度与转子的相同。 宽度 B3dmax， dmax表示最大给矿块的尺寸。 B3dmax=4 120=480mm，取 560mm 排料口的尺寸 该尺寸由蓖条间隙来控制，而蓖条间隙由产品的粒度的大小来决定。 对该破碎机来说，产品的平均粒度为间隙的 1/5 到 1/3。 锤头质量的计算 锤式破碎机转子的转速 n和锤头重量 G是相互关联的，锤式破碎机不是靠回转部件的全部能量来破碎物料的，而是靠锤头重量所做的功 来完成物料的破碎，锤头的动能 E 为： 2020 届毕业设计说明书 第 10 页 共 35 页 22GVE g （ 34） 式中 E── 锤头的动能，牛米； G── 锤头的重量，牛； g── 重力加速度，牛 /秒 2； V── 锤头的圆周速度，米 /秒。 60DnV  （ 35） 式中 n── 转子 转速，转 /分； D── 转子旋转时，由于离心力的作用，锤头作辐射状，这时转子的外段直径就用 d（米）表示。 将式（ 35）代入（ 34）中： 222()2 6 0 7 2 0 0G D n G D nE g  牛米 （ 36） 锤头动能大小与锤头的重量成正比，即锤头越重，锤头的动能越大，破碎效率越高。 但锤头的重量越大，旋转起来产生的离心力也越大，对锤式破碎机转子的其他零件都会有不同程度的影响，甚至损坏，因此，锤头的重量要适中。 正确的选择锤头的重量 最破碎机效果和能量消耗有很大作用。 所选的锤头重量一定要满足锤击一次便使物料块破碎的要求，并使无用功的消耗达到最小值，同时，还必须不使锤头向后偏倒，为此，必须使锤头运动起来产生的动能等破碎物料所需的打击功，如公式（ 36）所示。 转子全部锤头每转一次所产生的动能 aE 为： 22 112 7200a G D n K KE K K E 米秒 （ 37） 式中 K1── 转子圆周方 向的锤头排数； K2── 转子横向每排锤头的个数。 转子每分钟 n 转时全部锤头所产生的动能 aN 为： 22 11 0 0 0 6 0 1 0 0 0 6 0 7 2 0 0aa nE n G D n K KN    米秒 （ 38） 2020 届毕业设计说明书 第 11 页 共 35 页 由于给料的不均匀和物料的松散比不一，实际上并不是全部锤头都能锤击物料，其中有些锤头空过，因此，公式（ 38）不必再乘于给料不均匀和物料松散系数。 全部锤头每分钟所产生的动能 aN 是由电动机直接供给的，故使式（ 38）与电动机每分钟发出的功率相等，即可以为全部锤头所产生的打击力能够击碎加入的物料。 亦即： 23 11 0 0 0 6 0 7 2 0 0ga G D n K KNN  kw （ 39） 623 12432 10 NG D n K K 牛 （ 310） 式中 N── 锤式破碎机的电动机功率， kw； N=55kw D= K1=4 K2=6 n=600r/min 6234 3 2 1 0 5 5 7 .20 .8 6 0 0 4 6G    牛 公式（ 39）只是考虑全部锤头运动起来产生的动能能够打碎物料，并没有考虑锤头打击物料后，它的速度损失大小。 如果打击物料后，其速度损失过大，是会使锤头绕自己的悬挂轴向回转而向后偏斜过大在下一次物料相遇时，它会空过而不破碎物料，因而会降低锤式破碎机的生产能力和增加无用功。 当然，锤头打击物料产生的偏斜由于离心力而能够恢复到 原来的位置，但必须在第二次打击物料前恢复正常位置，所以，锤头打击物料后只能允许速度损失 50%— 60%，利用动量相等的原理，可得： 12()GV G G V 牛米 /秒 （ 311） 2 1GVVGG  米 /秒 (312) 式中 G── 锤头重量折算到打击中心的重量，牛； G1── 最大物料快的 重量，牛； V── 锤头打击开始所具有的圆周线速度，米 /秒； 2020 届毕业设计说明书 第 12 页 共 35 页 V2── 锤头打击物料后的圆周线速度，米 /秒。 公式（ 312）的系数等于 ～ ，即 V2=(～ )V 米 /秒 （ 313） 由式（ 312）得： 2 1 2GV GV G V （ 314） 212VGG VV 牛 （ 315） 把式（ 313）代入（ 315）中得： 1 ( 0 .5 ~ 0 .4 )( 0 .5 ~ 0 .4 )VGG VV  =（ ～ 1） 1G 牛 （ 316） 取 1G =25N 系数取为 1 则 G=1 25=25N 综合前面两种方案，我最终确定锤头重量为 G=25 牛。 2020 届毕业设计说明书 第 13 页 共 35 页 4 800 600pc   锤式破碎机的主要结构设计 锤头设计 锤头是主要工作零件，其设计主要是指结构的设计。 因为锤头的形状、质量、材质与破碎机的生产能力有很大影响。 尤其形状对质量的分布、材料的充分利用有很大的影响。 总之，其形状、结构的设计，对于其工作能力，对整个机器的生产能力。 以及经济性等各方面有深远的影响。 锤头形状大体分轻型、中 型、重型。 本型号的锤式破碎机主要是设计中型的 锤头。 其形状如前面的图 32 所示。 锤头材料的选择问题是很关键的问题。 材料的选择取决于工作零件的工作状况和要求。 因为破碎机要破碎的是石灰石等中等硬度的物料。 一般用高碳钢锻造或铸造，也可用高锰钢铸造。 为了提高其耐磨性，采用高锰低合金钢，有的在工作表面涂上一层硬质合金。 有的采用高铬铸铁，其耐磨性比高锰钢锤头提高数倍。 圆盘的结构设计与计算 根据设计的要求，每根销轴上需要有 6个锤子。 圆盘是用来悬挂锤头的，一共需有 12 个圆盘，最两侧的两个，共有的特点是，一侧设置圆 锥销定位，另一端用轴肩定位。 这样每个圆盘均匀分布 4个圆孔，即可以通过四根销轴，用来悬挂锤头，锤头和圆盘之间的间隙除了通过削轴连接，还有隔套隔开，为了保护圆盘的侧面，减少或尽量避免其侧面的磨损。 圆盘的大小取决于转子的直径，转子的直径的大小是圆盘的设计大小的依据。 因为，该型号的破碎机，光凭其型号就可以知道，转子的直径为 800mm，所以，圆盘的大小的取值就有了一定的范围。 不妨取做 355 mm，圆孔沿径向的距离也是依据起承受载荷的能力和强度，尽可能取整数；圆孔的大小和锤头的圆孔的大小近似相等即可。 圆盘是通过键与主 轴相连接的，而随主轴高速回转的。 所以结构中一定有键槽，其厚度也是满足强度要求、工作状况的。 不宜过大。 圆盘之间也是通过主轴的轴套隔开（其作用是，在高速回转时，保证圆盘的运动平稳，并使其轴向定位）。 圆盘的结构，如图 41 所示。 2020 届毕业设计说明书 第 14 页 共 35 页 图 41 圆盘的结构 主轴的设计及强度计算 通常轴的设计包括两个部分，一个是结构设计，一个是工作能力计算。 后者主要是指强度计算。 主轴的结构设计根据轴上零件的安装、定位以及轴的制造、工艺等方面的要求，合理确定出其结构和尺寸，轴的工作能力的计算不仅指轴的强度计算，还有刚度、稳定性等方面的计算，当然大多数情况下，只需要对轴的强度进行计算即可。 因为其工作能力一般主要取决于轴的强度。 此时只做强度 计算，以防止或检验断裂和塑性变形。 而对于刚度要求高的轴和受力大的细长轴，还应该进行刚度计算，防止产生过大的线性变形。 对于高速运转的轴，还应该进行振动稳定性计算。 以防止产生共振破坏。 因此，对该破碎机的主轴来说，只需进行强度计算。 轴的材料的选择 2020 届毕业设计说明书 第 15 页 共 35 页 轴的材料主要是碳素钢和合金钢。 钢轴的毛坯多数用轧制圆钢和锻件。 有的则直接用圆钢。 碳素钢比合金钢低廉，对应力集中的敏感性较低，同时也可以用热 处理或化学热处理的方法提高其耐磨性和抗疲劳强度的。 故采用碳钢制造轴尤为广泛。 最常用的是 45 号钢。 因此，该破碎机的主轴选用 45 号钢。 轴的设计 对于只传递转矩的圆截面轴，其强度条件为： 6m a x 39 .5 5 1 0 []0 .2pTPZ d n   N/mm2 （ 41） 式中： max ── 轴的扭转应力， N/mm2 T── 转矩， N/ mm2 Zp ── 极截面系数，对圆截面轴 Zp= 33/ 16   P── 传递的功率， kw n── 主轴转速， r/min [] ── 许用扭转应力， N/mm2 559 5 5 0 0 0 0 9 5 5 0 0 0 0 8 7 5 3 2 5600PT n    N mm 对于既传递转矩又承受弯矩的轴，可用上式初步估算的直径，但必须把轴的许用扭转应力 [] 适当降低，以补偿弯矩对轴的影响。 将降低后的许用应力代入上式，并改写为设计公式 3 333 9 . 5 5 1 00 . 2 [ ] PPdAnn    mm （ 42） 式中 A=98～ 107 因为本设计中主轴的材料为 45 号钢，且承受大载荷，大弯矩。 所以 A取 107，又 P=55KW n=600r/min 3 551 0 7 4 8 .2600d m m   考虑到破碎机所承受的转矩变化和冲击载荷变化很大，则取轴的最细处min 68d mm ，而细轴处的强度条件为： 2020 届毕业设计说明书 第 16 页 共 35 页 66 2m a x 339 . 5 5 1 0 9 . 5 5 1 0 5 5 1 3 . 9 4 0 / [ ]0 . 2 0 . 2 6 8 6 0 0P N m mdn       即细轴 68mm 处得强度符合要求的强度条件。 图 42 主轴的结构方案 主轴的最小直径是安装锁紧螺母处轴的直径 1 2 7 8 68d d mm，查表得所用的锁紧螺母长度 12L mm ，故应使轴 1 2 7 8 28L L mm，为了使所选的轴的直径与皮带轮和飞轮相适应，故需同时选取带轮和飞轮，根据要求查表得所选的带轮和飞轮的孔径 80d mm ，故取 2 3 6 7 80d d mm，所选用的带轮和飞轮与轴配合的毂孔长度 1 146L mm ， 因 带 轮 和 飞 轮 采 用 轴 肩 和 锁 紧 螺 母 定 位 ， 故 应 使2 3 6 7 145L L mm。 因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，且主轴承受大转矩并受冲击载荷，选用深沟球轴承，参照工作要求并根据 2 3 6 7 80d d mm，选用轴承 6219，95 170 32d D B    ，故 3 4 5 6 95d d mm，由于主轴承受大转矩并受冲击载荷，使用双深沟球轴承，采用套筒定位，故 3 4 5 6 120L L mm。 转子圆盘用轴套压紧定位，取轴肩高度 h=5mm，则 45 105d mm  ，为了可靠的压紧转子圆盘，取 45 824L mm 。 带轮，飞轮和转子圆盘与轴的周向定位均采用平键联接。 飞轮和带轮与轴的联接，选用 2 0 1 2 1 4 0b h L m m    （ GB109679），转子圆盘与轴的周向定位长度2020 届毕业设计说明书 第 17 页 共 35 页 大于 500mm，按规定，选用 2 8 1 6 6 6 0b h L m m    。 主轴强度的校核 首先根据轴的结构图作出轴的计算简图，由于锤式破碎机在工作中承受冲击载。