反擊式破碎機打印版

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1、洛陽理工學院畢業(yè)設計（論文） ①1000X700反擊式破碎機設計 摘要 本設計為規(guī)格.100070皈擊式破碎機的設計，主要研究內容：轉子的機構設計；板錘的結構設計；板錘的固定方法。 本設計由轉子型號入手，參考PF1007反擊式破碎機的相關參數，初步 確定轉子的轉速，從而確定線速度、板錘大小、數量等相關數據。 在主要零部件的設計中，主要包括帶輪的設計計算、軸的結構設計、軸承的選擇、轉子部件的設計計算、板錘的結構和固定、破碎腔的設計和反擊裝置的設計計算等，其中最重要的就是轉子部件的設計和板錘的設計及固定方法。為了增加轉子的剛度，轉子體采用ZG340材料，并整體鑄造。 板錘采用螺栓

2、固定，并使用新型材質以提高其耐磨性和利用率。 本設計整體在PF1007型號的反擊式破碎機基礎上更進一步提高其破碎性能，結構簡單、重量輕、外形尺寸小、設備費用低、運轉安全、操作方便、便于維修和管理。 關鍵詞：反擊式破碎機，研究內容，結構，計算 2 ?1000X700CRUSHERROTORDESIGN ABSTRACT Thespecificationofthedesignis1000700impactcrusher design,anditmainlycontents:theinstitutionaldesignoftherotor;platehammerstructural

3、design;platefixationhammer. Thedesignstartsfromthespecificationsoftherotor,anditreferencestherelevantparametersofPF1007crusher.Initiallyitsetstherotorspeed,sothatIcandesigntheboardhammersize,numberandotherrelevantdatawiththerotorspeed. Thedesignofthemaincomponentsincludespulleydesigncalculation,th

4、estructuraldesignofshaft,bearingselection, designandcalculationoftherotorcomponents,boardstructureandafixedhammer,crushingchamberdesignandthedesignofcomputingcounterdevicesandsoon.Oneofthemostimportantpartistherotordesignandboarddesignandthefixedmethodofhammer.Inordertoincreasethestiffnessoftheroto

5、r,therotorbodyiscombinedwithZG340material,anditcastswiththewholebody.Boardhammerisfixedwithbolts,anduseofnewmaterialscouldenhancetheirwearresistanceandutilization. TheoveralldesignfurtherimprovesitscrushperformancewhichisbasedontheimpactcrusherofthePF1007model.Moreover,itexitsadvantagessuchassimple

6、structure,lightweight,smalldimensions,lowcostofequipment,operationsafety,convenientoperation,easymaintenanceandmanagement. KEYWORDSImpactCrusher,content,structure,calculation 洛陽理工學院畢業(yè)設計（論文） 目錄 刖目1 第1章反擊式破碎機概述2 1.1 反擊式破碎機分類2 1.2 反擊式破碎機型號表示方法2 1.3 反擊式破碎機機型及性能2 1.3.1 PF系列反擊式破碎機口2 1.3.2 PFY硬

7、巖反擊式破碎機2 1.3.3 PFQ型渦旋強力反擊式破碎機3 1.4 反擊式破碎機工作原理3 1.5 反擊式破碎機的優(yōu)缺點3 1.6 反擊式破碎機的性能4 1.7 反擊式破碎機的破碎機理4 第2章反擊式破碎機總體結構設計6 2.1 反擊式破碎機設計內容6 2.1.1 設計參數6 2.1.2 主要設計內容6 2.2 破碎機的工作參數的確定6 2.2.1 轉子的轉速6 2.2.2 板錘7 2.2.3 生產率8 2.2.4 電動機的選擇9 第3章主要零部件設計10 3.1 傳動部件的設計及計算10 3.1.1 V帶及帶輪的設計計算10 3.1.2 軸的結構設計13

8、 3.1.3 鍵的選擇及校核14 3.1.4 軸承的選擇15 3.2 轉子部件的設計計算17 iii 洛陽理工學院畢業(yè)設計（論文） 3.2.1 轉子的結構設計17 3.2.2 板錘的結構設計及作用18 3.3 反擊式破碎機破碎腔設計20 3.3.1 反擊板的結構設計20 3.3.2 其他裝置的設計計算22 結論26 謝辭27 參考文獻28 IV 洛陽理工學院畢業(yè)設計論文 、乙刖百 反擊式破碎機的發(fā)展史可以追溯到19世紀50年代，世界上第一個顆 式破碎機誕生于美國，不久以后隨著生產力的發(fā)展，顆式破碎機已經不能滿足破碎技術的需要，于是，在顆式破碎

9、機的基礎上，人們又設計出了反擊式破碎機。 1924年，德國人首先研制出了單、雙轉子兩種型號的反擊式破碎機，那時的破碎機的結構類似于現代鼠籠型破碎機，因為無論從結構上，還是從工作原理上分析，它都具備反擊式破碎機的特點。由于物料需要反復沖擊，破碎過程中可以自由無阻排料，但是由于受到給料力度和反擊式破碎機的能力的限制，其機型漸漸的轉化為了鼠籠型破碎機，應用于中硬以下的細碎。 反擊式破碎機在中國的發(fā)展比較晚，到上個世紀50年代，我國才真正 擁有破碎機，所以說，我國的破碎篩分設備大都是50年代問世的。在上個 世紀80年代之前，我們國產的反擊式破碎機局限于處理煤和石灰石之類中硬物料。直到八十年代末

10、我國引進KHD型硬巖反擊式破碎機，填補國內 空白。近年來，隨著我國破碎業(yè)的快速發(fā)展，這種發(fā)展明顯在縮小。 隨著基礎建設快速發(fā)展，我國水泥用量已占世界第一位。對管磨機作 為生磨料時，單段錘式破碎機是最佳選擇，而目前，在2000t/d以上的水 泥生產線上越來越多選用立式磨機來代替管磨機，比較好的配套方案是選用大型粗破反擊式破碎機便于觀察立磨的需求調整出料度，以便立磨壓力床的建立，從而提高處理能力。因此，發(fā)展粗碎反擊式破碎機會有相當大的市場。 29 第1章反擊式破碎機概述 1.1 反擊式破碎機分類 反擊式破碎機類型很多，但歸納起來可分為單轉子和雙轉子反擊式破 碎機兩大類型。

11、單轉子反擊式破碎機又分為單轉子可逆旋轉和不可逆旋轉兩種，又分有無均整版。雙轉子反擊式破碎機，根據轉子旋轉方向不同有，兩轉子同向旋轉、相向旋轉和反向旋轉三種。 1.2 反擊式破碎機型號表示方法 PFY-1214,PF為反擊式破碎，若前面標注2為雙轉子，單轉子不標注 后面Y為硬巖、Q為渦旋；橫線后面12為轉子直徑的百分數、14為轉子長 度的百分數，單位為mm。全稱為單轉子1200X1400硬巖反擊式破碎機。 1.3 反擊式破碎機機型及性能 1.3.1 PF系列反擊式破碎機口 1 .PF-I型系列反擊式破碎機系列適應于硬巖破碎，具典型花崗巖出料粒度040mm占90%。該機能處理邊長10

12、0?500毫米以下物料，其抗壓強度最高可達350兆帕，具有破碎比大，破碎后物料呈立方體顆粒等優(yōu)點。 2 .PF-II型系列反擊式破碎機系列適應于中硬物料破碎，具典型花崗巖出料粒度025mm占85%。如水泥廠的石灰石破碎。具有生產能力大，出料粒度小的優(yōu)點。 3 .PF-III型系列反擊式破碎機系列適應于混凝土破碎，具典型花崗巖出料粒度030mm占85%o具有進料規(guī)格大，處理能力高等優(yōu)點。 1.3.2 PFY硬巖反擊式破碎機 其是針對抗壓強度大于300MPa,莫氏硬度大于6級的石料而設計的 系列機種。該機種在設計中巧妙地利用了破碎過程中的力學特性，使用世 界上最著名的設計、分析軟件，運

13、用當今最先進的計算技術，集國內優(yōu)化設計、高性能材料、精確制造于一體，是目前國內外較先進的新機種。該機種轉子轉動慣量大、錘頭及耐磨襯板使用壽命長、產量高、成品物料呈多棱體形狀。全部型號都配置有液壓開啟、反擊架退讓裝置，大型號配置有錘頭起吊裝置。 1.3.3 PFQ?渦旋強力反擊式破碎機 其是在引進德國、奧地利等國外先進機型的基礎上，開發(fā)研制的一系列新型高效反擊式破碎機。它適用于最大入料粒度不超過500毫米，抗壓 強度不超過250Mpa的各種物料的粗、中、細碎作業(yè)。具有結構獨特、操作簡單、高效節(jié)能、排料粒度大小可調、可選擇破碎、簡化破碎流程、減少投資等特點。廣泛用于水電、高速公路人工砂石料破

14、碎等行業(yè)。在結構上設計有獨特渦旋破碎腔和P、S、T三段破碎區(qū)，轉子體采用無鍵錐套連 接，高效耐磨板錘，插入安裝形式，傾斜軸承座，獨特的齒形反擊襯板，機架多方位開門，絲杠或液壓開啟裝置使更換易損件、檢修更加方便。 1.4 反擊式破碎機工作原理 反擊式破碎機在破碎過程中，物料在設定的流到內沿第一、第二反擊版經一定時間和一定長度的反復沖擊路線使物料破碎，下方的均整篦板起確定出料粒度大小的作用。物料破碎是在板錘沖擊下進行，隨后是在拋擊到反擊板上進一步破碎，同時料塊群在空中相互撞擊而得到粉碎。2] 1.5 反擊式破碎機的優(yōu)缺點 反擊式破碎機與其他形式的破碎機相比有以下優(yōu)點： 1 .破碎效率高

15、，能量消耗低，一般為0.5?1.3KW?h/t。因物料抗沖擊強度比抗壓強度小十幾倍，所以反擊式破碎機比鄂式破碎機節(jié)省1/3能量, 比輾式破碎機節(jié)省1/2?4/5能量。 2 .破碎比大，一般為20左右，高者可達50?60,甚至更大，這樣，可以減少破碎段數，簡化生產流程，節(jié)省投資，降低生產成本。 3 .設備的構造簡單，便于制造，操作維修也比較漸變。 4 .具有選擇性破碎特點，即密度大的物料破碎后粒度??；密度小的物料破碎后粒度大，有利于礦物的選別。 5 .設備自重輕，工作時沒有明顯的不平衡震動，不需笨重的設備基礎。 反擊式破碎機的缺點： 1 .板錘和反擊板磨損較快，更換較頻繁，尤其在破

16、碎堅硬物料時，磨損更快。 2 .在運動時噪聲大、粉塵大，產品中有過大塊。對含水、水泥的物料適應性差。在雨季易堵塞。堵塞后清楚極為困難。 1.6 反擊式破碎機的性能 (1)多腔均勻破碎，適宜破碎硬巖； (2)低矮的大進料口，便于生產線布置和增大進料尺寸； (3)新型耐磨材料使板錘、反擊板和襯板使用壽命更長； (4)高銘板錘、獨特的反擊襯板，尤其適用于硬巖破碎、高效節(jié)能； (5)硬巖破碎、高效節(jié)能； (6)均整板結構使排料更呈小粒徑和立方體形，無內紋； (7)產品形狀呈立方體，排料粒度大小可調； (8)簡化破碎流程； (9)全液壓開啟，便于維修及更換易損件。 1.7 反擊式

17、破碎機的破碎機理 (1)自由沖擊破碎。 物料進入破碎腔內受到高速板錘的沖擊以及物料之間的相互沖擊，同時還有板錘與物料的摩擦。使物料在腔內在自由狀態(tài)下沿其脆弱面破碎。 反擊式破碎機，產生粉塵也是料塊群在空間撞擊產生的。 (2)反擊破碎。 受高速旋轉的轉子上的板錘的沖擊作用，使物料獲得很高的運動速度, 然后撞擊到反擊板上，使物料得到進一步的破碎。從反擊板上反彈回來的物料流向是由反擊板曲線所決定。 (3)銃削破碎。 物料進入板錘破碎區(qū)間，大塊物料被高速旋轉的板錘一塊一塊銃削破碎并拋出。另外經上述兩種破碎作用還未破碎大于出料口尺寸的物料，在出料口處也被高速旋轉的板錘銃削破碎。 上述三

18、種破碎方式，以自由沖擊破碎為主導。 第2章反擊式破碎機總體結構設計 2.1 反擊式破碎機設計內容 2.1.1 設計參數 轉子規(guī)格：1000X700 破碎物料：石灰石； 最大給料粒度：250mm 工作條件：連續(xù)； 出料粒度：不大于30mm 2.1.2 主要設計內容 轉子的機構設計； 板錘的結構設計； 板錘的固定方法。 2.2 破碎機的工作參數的確定 2.2.1 轉子的轉速 轉子的轉速根據板錘所需要的線速度來決定。板錘線速度與物料性質、 粒度、破碎比、機器結構、板錘磨損等諸多因素有關。通常粗碎時轉子線速度為15?40m/s;細碎時為40?70m/s。因為轉子轉速高增

19、加細粒含量，但同時能耗增加、板錘磨損加快，對破碎機制造工藝精度要求也較高，故轉子轉速不宜太高。根據標準及綜合考慮之后取轉子轉速為680r/min3] 由此可計算轉子的圓周速度V為： V= 11 dn 60*1000 二 1000 680 60 1000 m/ s=35.58m/s 式中：D1轉子直徑，m； n一轉子轉速，m/s。 根據計算，可取轉子的圓周速度為35m/s 2.2.2 板錘 板錘是破碎機易損件，因此它的耐磨性能或者說它的使用壽命是非常關鍵。早年都是使用高鉆鋼材料，所以反擊式破碎機不能破碎硬巖。現在已采用高銘鑄鐵制造板錘。一種是KmTBCr26,

20、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。由于采用高銘鑄鐵材料，反擊式破碎機可以破碎350MPa的各種物料。 反擊式破碎機板錘數目與轉子直徑有關，轉子直徑越小，板錘數目越 少。通常轉子直徑D<1m可裝三個板錘；直徑D=1.5?2m的可以裝6?10個.對于硬物料或破碎比較大的情況板錘數目應多些。 不論裝有幾個板錘，都必須保證物料到卸料點時剛好與板錘相遇的原則，故式（2-1）、式（2-2）中的轉子運轉時，兩相鄰板錘通過給料點的問隙時間t,可由式（1）計算： t=601D—z（61+62]（2-1） 二Dnz 式中z一板錘數目 >一板

21、錘厚度，m 52一板錘座厚度，m N—轉子轉速，r/min D一轉子直徑，m 物料在t時間內應深入錘擊區(qū)深度為h,則： (2-2) 式中h一板錘高度，m H一物料下落高度， g 一重力加速度, m 2 m/s 將式（2-1）代入式（2-2）中，整理后得 1 z 二 nh , -r ? -2 60 2gH 二 D =2.86 : 3 =1 ―6800.1320.0320.054 十 60.29.81.13.141 2.2.3生產率 反擊式破碎機生產率可根據轉子每旋轉一周所排出的物料體積計算。 設轉子長為L、板錘與反擊板之間最小間

22、隙為e(相當于排料口)和板錘伸出的高度h、最大排料粒度d、板錘數目Z,則求的轉子每轉一周所排出的物料體積V(mf)為： V=L(he)dz 、、，，,、、3 式中，長度單包為m.右轉子轉速為n(r/min)則求的生產率Q(m/h)為： Q=60nL(he)dzkP 式中沒考慮物料是松散體而且排料也是不均勻的，物料中含有小于直 徑d的產品、因此必須考慮這些因素影響，故乘上系數K。根據已有資料 知系數K=0.1 式中：e—板錘與反擊板之間最小間隙，m； L一轉子長，m； d一最大排料粒度，m； z一板錘數目； k—安全系數 一?一、、3 P一石灰石密度，g/m。 代入

23、： Q=60nl(he)dzk:? =60父680M0.7x(0.012+0.07)M0.03父3M0.1父1.4=29.51t/h 則由經驗公式4%求得破碎率Po為： Po=0.0102Qv2=0.0102^2951352=37.63kw g9.8 式中：Q—產量，t/h; g一重力加速度，m/s; v一轉子的圓周速度。 2.2.4電動機的選擇 反擊式破碎機所需功率大小，與物料性質、破碎比、生產率及轉子線速度等因素有關。由于物料破碎過程情況復雜，目前反擊式破碎機的電機功率尚無一個完整準確的理論計算方式，通常利用經驗公式或根據實測的單位電耗來計算電功率。 反擊式破碎機可按

24、經驗公式計算功率P(kw)為： p=0.0120v2/g 式中Q一破碎機生產功率，t/h V一轉子圓周速度，m/s ，一、2 g一重力加速度，m/s 由手冊查得帶傳動的傳遞效率為0.96,滾動軸承的傳遞效率為0.98, 由此可計算出電動機的輸出功率P為 P037.63 P=——==39.99:二45kw 120.960.98 由輸出功率可選擇Y225M-4型電動機，具額定功率為45kw,額定轉速 為1480r/min。 第3章主要零部件設計 3.1 傳動部件的設計及計算 3.1.1 V帶及帶輪的設計計算 (1)求計算功率Pi 查表(3-1)kg=1.4;故

25、Pi=kg父p=1.4X45=63(3-1) 表3-1工作情況系數kn g 工作機 原動機 I類 n類 一天工作時間 < 10 1 0? 16 > 16 < 10 1 。?16 > 16 載 荷變 動較 大 破碎機(旋轉式、 顆式破碎機)；球磨機； 棒磨機；起重機 1.3 1.4 1.5 1.5 1.6 1.7 (2)選擇V帶的類型 由Pi=63,n=1480r/min,根據下表查出此坐標點位于D區(qū)，所以, 選用D型V帶進行計算。 (3)確定帶輪的基準直徑dd并驗算帶速V 表3-2v帶輪最小直徑Dmm 型號

26、o A B C D E F Dmm (mm) 71 (63) 100 (90) 140 (125) 200 355 500 800 a.初選小帶輪的直徑ddi,由表3-2參照得，取小帶輪的基準直徑 dd1=355mm b.驗算帶速V ddiR V 二 60 1000 3.14 355 1480 60 1000 =27.49m/s (3-2) 因為5

27、格圓整為800mmi (4)確定V帶的中心距a和基準長度Ld a.由于中心距應該滿足一下條件 0.7(dd1dd2)'a。M2(dd1dd2) 即(3-4) 808.5Ea0三2310 初定中心距a0=1200o b.計算所需的基準長度 2 二(dd1-dd2) Ld0：2a°-(dd1dd2) 24aO 2 -(800-355) =21200—(355800)4254.61 241200 (3-5) 因此，選擇帶的基準長度Ld=4000mm c.計算實際中心距a a=a0 Ld-Ld04000-4254.61 ———d^=12001073

28、 (3-6) (5)驗算小帶輪上的包角色 0/57.30057.3000 口1=180-(dd1-dd2)=180-(800-355)x之156>90 a1073(3-7) (6)計算帶的根數z5 a.計算單根V帶的額定功率Pr 由dd1=355mmf口叫=1480r/min,可查得F0=15.58kw 再由i=2.2以及D型帶，可查得 .：p0=4.61kw,k：=0.932,%=0.918 于是可得額定功率R為： (3-8) Pr-(PoP0)*K-.*Kl=(15.594.61)0.9320.918-17.27kwn (3-9) b.計算V帶的根數z Pa

29、63 zca3.654 Pr17.27 (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 (F0)min 由相關資料得，D型帶的單位長度質量0.61kg/m,故: 心500(2.5-kJPca2 (F0)min500qv Kzv 500父(2.5-0.932)x63々 '々0.6129.4962=943N 0.932427.496 (3-11) 應使帶的實際拉力Fo>(F0)min (8)計算壓軸力Fp 壓軸力(Fp)min的最小值為 L1560 (Fp)min2…丁24943sinh=7379N (3-12)

30、 3.1.2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。 (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61

31、 VIIVIVIV口］II 圖3-1主軸 a.軸I-H段 由大帶輪的計算可得直徑dI-H=130mm,取此處圓角為R2,根據帶 輪寬度，最終取LI-H=165mm。 b.軸H-m段 由圓角可取dn-m=135mm,根據總體布局，以便軸承座安裝緊湊， 所以取Ln-m=238mm。 c.軸田-IV段 同理，由圓角R2取dm-IV=140mm,則根據所選軸承的規(guī)格從而確定 Lm-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

32、直徑dV-VI=172mm,根據箱體尺寸，取L V-VI=210mm。 f.軸VI-叩段 由轉子長度L=700,最終確定LVI-VII=140mm,其界面為200黑200的正方形。 (4)軸的周向固定 軸上零件的周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。 滾動軸承的周向固定用過盈配合固定，轉字體因其質量大，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周向固定。 3.1.3鍵的選擇及校核 (1)鍵的選擇 鍵已

33、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(guī)定采用抗拉強度與2600MPa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：b父h-L=32父18-110 帶輪軸段d=130,所以鍵的工作長度為： l=L-b=110-32=78mm(3-13) 鍵的接觸高度： k=0.5h=0.5父18=9mm33-14) 傳遞轉矩為： 453 T9550=631.99103N*m 680(3-15) 由文

34、獻查得鍵的靜聯(lián)接時的擠壓的許用應力[仃p]=30MPa, 對平鍵的校核鍵或鍵槽工作面的擠壓力： 2T1032631.99103,i 二p=-=13.85MPa"二p30MPa pkld9M78M130p(3-16) 式中T一轉矩，N*m； D一軸的直徑，mm； k-為鍵與輪轂的接觸高度，mm； l一為鍵的工作高度，mm。 鍵的剪切力： 2T Dbl 3 2 631.99 10 130 32 110 = 27.6MPa 1 = 120MPa (3-17) 可以得出鍵的強度足夠。 3.1.4軸承的選擇 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

35、好，而且破碎機的設計必須合理，軸承的裝配和使用必須規(guī)范。軸承的選擇遂于破碎機的正常運轉十分重要71 (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(jié)性能好的優(yōu)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(fā)生解除疲勞 破壞，但在實際選用軸承時，其工作環(huán)境不可能像規(guī)定基本額定動載荷那樣理想化(基本額定壽命106r,可靠度90%,空載條件，載荷大小方向包 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

36、用 調心滾子軸承。 (2)軸承代號的選擇 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=68Cr=62&。0=93QW=14.5,e=0.25,Y=2.7》=3.9,Y0=2.5. (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： (3-18) 10 「628000 Y3 106 ,C*106 那-5J*60n 式中：C一基本額定動載荷，N; P—當量動載荷，N; 30000= 名一軸承壽命指數

37、。10/3,有上式可以推得： 1Pl60M680 即當量動載荷P為： P=74408.96N>20070N,故合適。 (4)軸承的固定 安裝軸承室要保證軸承的徑向和周向的固定，對于溫度較大而軸較長時，還能使軸自由膨脹。 a.軸承的周向固定 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

38、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。 (7)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；

39、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。 3.2 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

40、，并有過載保護作用。 3.2.1 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81o 選用整體鑄鋼式結構的”專子,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(guī)格選為曲000M700。 轉子產生的動能不僅W不僅與M有

41、關，而且也與轉子結構有關，與轉 子角速度有關。即W=j6。若仍一定則與轉子轉動慣量J=￡Mr2有關。 同樣6M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，需朝著增加轉子質量M,減少轉子速度方向發(fā)展。 3.2.2 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

42、其工作的連續(xù)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9' 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。早年都是采用高鉆鋼材料，所以反擊式破碎機不能破碎硬巖。 現在已經采用高銘鑄鐵制造板錘，一種是KmTBCr26,另一種是KmTBCr2Q 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 于采用高銘鑄鐵材料，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

43、高鉆鋼，中碳合金鋼，軸承鍛造剛，高銘鑄鐵等等，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銘鑄鐵。 (2)板錘的形狀101 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，我提出兩套方案： 方篥二 圖3-2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

44、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(qū)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。 (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。板錘座帶樺狀，可以利用樺口承受工作時的板錘

45、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(guī)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

46、金屬利用率普遍較低。 本次設計轉子的規(guī)格為1000*700,為規(guī)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。 3.3 反擊式破碎機破碎腔設計 3.3.1 反擊板的結構設計 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(qū)，再次沖擊破碎。 (1)反擊板的材料111 反擊板是僅次于板錘的易磨損件，承受較大的沖擊載荷。它的材質一股用高鉆鋼鑄造。也有用中碳鋼棒的。碎煤時，也可以用普通鋼板焊接起來。用高鉆鋼鑄造的反擊板，根據對啊000M700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

47、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(guī)律，按其各部分的磨損程度，采用部分分區(qū)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Ln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(yōu)缺點，具體圖像見下圖。 萬案一 萬案一 圖3-3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，具一部分物料沿切線垂直

48、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12] 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

49、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(jié)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(tǒng)。 本設計規(guī)格為*1000X700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。 3.3.2其他裝置的設計計算 1.轉子、軸的強度計算f3] (1)軸上力、彎矩計算 作用轉子軸上的力有：轉子重力Fi、轉子外端的圓周力F2和板錘的不平衡力F

50、313L Fi=20070N; 9550P45/c”、 F2==9550父=1263.97N;(3-19) nr6800.5 l干肝20.03200700.125452 F31^84.67N 18001800 F=(F1+F2+F3K0=(20070+1263.97+84.67產1.5=32127.96N(3-20) 式中：K0一沖擊系數，粗碎K0=3.0;中碎K0=1.5;細碎K0=1.2; 轉子軸受力分析見下圖，圖中01、02為轉子和轉子軸熱壓配合的端 點，R「R2為軸承支點。 F1F2 U 圖3-7主軸受力圖 作用在轉子軸上的彎矩Mw(N,m)為：

51、 F32127.96 Mw=—L1=黑462=7410.56N(3-21) 22 作用在轉子軸上的扭矩Mn(N?m)為： P45 Mn=9550—=9550父上=631.99N(3-22) n680 作用在轉子軸上的當量彎矩為 Md=，MW+M：=V7421.562+631.992=7448.42N(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。 作用在軸承上的載荷Fz可根據下述經驗公式計算： Fz=3F1=3父20070=60210N(3-24) 式中：Fi一轉子所受重力，No 軸承的使用壽命一般規(guī)定

52、為30000h。 (2)轉子軸靜強度安全因數校核計算141 對于直徑為d的圓軸，彎曲應力為： M/CCL、 c=—(3-25) W 扭轉切應力為： t=-=—(3-26) WT2W' 將67帶入下式，則軸的彎扭合成強度條件為: (3-27 ) N,m ; 3 mm 。 L32r345、 (7448.42^10J+0.6父9550M10x——? 66680) 一3 0.1172 =14.68工匕〕=245Pa 式中：Mmax、Tmax一軸的危險截面上所受的最大彎矩和最大扭矩， W、Wt一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

53、。 按照彎扭計算，則軸的法向應力為： 軸的扭轉切應力為: S. TS M Wp 631985.29 360 7448.42 3 0.1 1723 = 8.47 (3-28 ) Mb max / W 360 7448.42 3 0.1 172 = 24.59 (3-29) 則計算安全系數Sca為: Sca S；：-，S_24.598.47 (3-30) S2一S2..24.5928.472 ￥V =8.01Sp=1.45 所以該軸靜強度足夠。 2.反擊裝置的自身重力的確定團 設物料碰撞前速度為零物料與高速回轉板錘沖擊后，獲得了比板錘端

54、點線速度更大的速度，根據碰撞理論，若假定物料快與板錘碰撞前的速度為零，則碰撞后物料獲得一定的速度。 若考慮物料塊與板錘產生斜碰撞，可取K>0.2?0.3,沖擊力作用點的 位置可近似認為是在距離效率帶你處。 圖3-8 物料破碎過程 根據反擊板的平衡條件，既可球的所需反擊板的沖擊力P為: mu m v kv t 6.28 32.66 0.00149 =418.58N (3-31) 則所需反擊板的重力W為: 13 LF418.58400103 (3-32) W二一cx=3——3二371.6kg 3e15010 式中：P一沖擊力，N; m一物料塊的

55、質量，kg； u一沖擊后的物料塊的速度m/s； t一沖擊時間，s； v一轉子的圓周速度，m/s； k—恢復系數，0

56、設備的基礎，是趕超世界先進水平的根本條件1610 結論 本設計為規(guī)格如000乂700反擊式破碎機的設計,對于本次設計的機體,采用PF1007型號反擊式破碎機作為參考，結構簡單、重量輕、外形尺寸小、 設備費用低、運轉安全、操作方便、便于維修和管理。 反擊式破碎機利用高速旋轉的轉子上的板錘，對送入破碎腔內的物料產生高速沖擊而破碎，且使已破碎的物料沿切線方向以高速拋向破碎腔另一端的反擊板，再次被破碎，然后又從反擊板反彈到板錘，繼續(xù)重復上述過程。在往返途中，物料間還有互相碰擊作用。由于物料受到板錘的打擊、與反擊板的沖擊以及物料相互之間的碰撞，物料不斷產生裂縫，松散而致粉碎。當物料粒度小于反擊板

57、與板錘之間的縫隙時，就被卸出。本次設計從轉子等幾個主要重點機構的結構設計著手，分析了破碎機的運行原理。 論文首先從破碎機的特點及方案分析開始，接著分析了轉子軸的受力情況， 再設計出數據進行校核，最終設計出滿足承受載荷的主軸和轉子。 而板錘的固定采用螺栓固定，避免了產生剪切力，大大提高了板錘的 利用率，節(jié)省了材料。另外，板錘采用新材質ZG40Cr3Si2Mn2MoV,大大提 高了板錘的耐磨性能。 總體來說整個設計能夠達到選擇性破碎的特點，此破碎機利用高速沖擊原理，能夠使物料沿其結晶界限和紋理等脆弱地方碎裂的機會增加，從而使破碎物料所消耗的動力大為節(jié)省。 謝辭 大學生活一晃而過，回

58、首走過的歲月，心中倍感充實，當我寫完這篇畢業(yè)論文的時候，有一種如釋重負的感覺，感慨良多。 首先誠摯的感謝我的論文指導老師梁莉老師。她在忙碌的教學工作中擠出時間來審查、修改我的論文。還有教過我的所有老師們，你們嚴謹細致、一絲不茍的作風一直是我工作、學習中的榜樣；他們循循善誘的教導和不拘一格的思路給予我無盡的啟迪。 感謝三年中陪伴在我身邊的同學、朋友，感謝他們?yōu)槲姨岢龅挠幸娴慕ㄗh和意見，有了他們的支持、鼓勵和幫助，我才能充實的度過了三年的學習生活。 在此，謹向梁老師表示崇高的敬意和衷心的感謝！本論文的順利完成, 離不開老師、同學和朋友的關心和幫助。 參考文獻 [1]李本仁.反擊式破碎機

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