1、南昌航空大学科技学院学士学位论文11 绪论全套图纸，加 1538937061.1 破碎机的发展现状及应用随着国内基本建设和国民经济的持续发展，我国的建设机械市场已经成为国际设备制造商关注的焦点，破碎机械行业也不例外，外资的进入，进一步加剧了市场的竞争程度，国内破碎机械企业要想在竞争的大潮中取得先机，其首要问题就是要提高现有破碎设备的质量和技术含量，尽快缩小与国外先进水平的差距，创造自己的品牌，争取市场主动。国内外破碎机械存在差距的原因很多，其中市场需求不同是造成差距的客观原因，由于国际市场上优秀的破碎设备制造商集中在欧美地区，那里大规模的基本建设阶段已过去，市场对砂石料的需求不多，且环保要求又
2、高，势必形成砂石场高度集中以大规模生产来实现环境保护，帮所需破碎设备规格大、自动化程试想高、机动性强。满足这样的市场需求发展的破碎设备与国内产品不大一样，而我们正处于大规模的基本建设时期，各地对砂石料的需求剧增，引起投资砂石场热，遍地开花的砂石场往往规模小，只求上马快、投资少，供不应求的市场使粗制滥造、技术水平低下、耗能高、污染环境严重的产品纷纷进入，而这些设备往往只能以低价来占领市场，因此与国际上先进水平差距明显。国际上专业的立轴冲击式破碎机制造商已普遍采用陶瓷制作耐磨零件，而不仅仅是硬质合金（碳化钨）和高铬铸铁。陶瓷材料不但可耐较高的温度，而且有特别好的抗腐蚀性，因而在带有相当温度的物料高
3、速冲击时耐磨性能良好。国内的立轴立轴冲击式破碎机目前采用硬质合金和高铬铸铁材料，质量不稳定，易腐蚀和磨损，且易被金属件击碎，由于砂石场使用的破碎设备国内外产品差距明显，故国内高端市场，如规模较大的砂石场仍是进口的设备占多数。因而近制就是测绘国外产品，以此作为更新换代的主要手段，技术进步甚慢。目前国内的破碎机械制造商无论国有企业还是民营企业，在科技开发上的投入不足南昌航空大学科技学院学士学位论文2是产品差距的主观原因，既缺乏科研手段（例如几乎没有一家制造商具备岩石实险室），又缺少先进技术支撑，自主产权的开发力量十分薄弱。尽管国内外破碎设备差距很大，但纵观国外的破碎设备制造商由于本土市场日渐缩小，
4、生产成本高，纷纷开拓本国以外的市场，而且作为传统工业在资金、人才等方面获得新的投入甚少，因此，近来年兼并重组频繁，这种局面给国内破碎机械制造商以很大的发展机遇，毕竟我国的制造成本较低，又有较好的重工业基础，通过引进国际上先进技术，产学科研投入，一定能克服技术上的差距，使我国的破碎设备产品更好的进入国内外市场。立轴锤式破碎机在吸收国内外先进技术和综合国内外同类破碎机技术，具有破碎效率高、破碎比大、磨损少、工作平稳、能耗低、维修方便等优点，是一种较理想的节能型破碎设备。 同时对主要技术参数进行优化设计研制成的新型细碎、粗磨产品，主要用于中、小型破碎水泥生料、熟料，用于建筑用砂、铁矿石、砂岩、石膏、
5、煤矸石、块煤等其它中硬矿石的破碎。具有破碎比大、能耗少、运转平稳、结构简单、操作维修方便等特点。它不仅适用于中等硬度脆性物料（如石灰石、水泥熟料、石膏、硫铁矿石、煤块等多种物料）的破碎，还适用于建材、化工、冶金、矿山、电力、煤炭等工业部门的原料破碎系统。1.2 破碎机和锤式破碎机的分类1.2.1 破碎机的分类（1）按破碎作业的粒度要求分为：中碎和细碎作业破碎机（2）按结构和工作原理分为：颚式破碎机、旋回破碎机、圆锥式破碎机、辊式破碎机、锤式破碎机和反击式破碎机等。（3）锤式破碎机分类：单转子（单轴式）和双转子（双轴式）。1.2.2 锤式破碎机的分类（1）按回转轴数分为：单转子和双转子。（2）按
6、转子的回转方向分：不可逆式和可逆式。（3）按锤头的排列方式分：单排式和多排式。（4）按锤头在转子上的连接方式：固定锤式和活动锤式。1.3 锤式破碎机的优缺点南昌航空大学科技学院学士学位论文31.3.1 锤式破碎机的优点（1）构造简单、尺寸紧凑、自重较小，单位产品的功率消耗小。（2）生产率高，破碎比大（单转子式的破碎比可达 i=1015）,产品的粒度小而均匀，呈立方体，过度破碎现象少。（3）工作连续可靠，维护修理方便。易损零部件容易检修和拆换。1.3.2 锤式破碎机的缺点（1）主要工作部件，如：锤头、衬板、转子、圆盘等磨损较快。（2）破碎腔中落入不易破碎的金属块时，易发生事故。（3）含水量12%
7、的物料，或较多的粘土，出料处易堵塞使生产率下降，并增大能量损耗，以至加快了易损零部件的磨损。2 立轴锤式破碎机的工作原理及破碎实质2.1 立轴锤式破碎机的工作原理立轴上设置有多层锤头，由进料斗进来的物料利用物料自重均匀喂入，在自由坠落过程中，首先被上层高速运行的锤头冲击，物料被击向反击板，反击板再将物料反弹向锤头，随物料的自重向锤头与反击板之间冲撞，物料与物料之间的冲撞，使物料粉碎，被粉碎的物料由底部出料斗排出机外。2.2 立轴锤式破碎机的破碎实质2.2.1 破碎的目的和意义（1）目的：在冶金、矿山、化工、水泥等工业部门，每年都有大量的原料和再利用的废料都需要用破碎机进行加工处理，如在选矿厂，
8、为使矿石中的有用矿物达到单体分离，就需要用破碎机将原矿破碎到磨矿工艺所要求的粒度。磨机再将破碎机提供的原料磨至有用矿物单体分离的粒度。再如在水泥厂，须将原料破碎，以便烧成熟料，然后在将熟料用磨机磨成水泥。另外，在建筑和筑路业，需要用破碎机械将原料破碎到下一步作业要求的粒度。在炼焦厂、烧结厂、陶瓷厂、玻璃工业、粉末冶金等部门，须用破碎机械将原料破碎到下一步作业要求的粒度。（2）意义：在化工、电力部门，破碎粉磨机械将原料破碎，粉磨，增加了物料的表面积，为缩短物料的化学反应的时间创造有利条件。随着工业的迅速发展和资源的迅速减小，各部门生产中废料的再利用是很重要的，这些废料的再加工处理需用破碎机械进行
9、破碎。因此，破碎机械在许多部门起着重要作用。2.2.2 破碎过程实质破碎过程，必须是外力对被破碎物料做功，克服它内部质点间的内聚力，才能南昌航空大学科技学院学士学位论文4发生破碎。当外力对其做功，使它破碎时，物料的潜能也因功的转化而增加。因此，功率消耗理论实质上就是阐明破碎过程的输入功与破碎前后物料的潜能变化之间的关系。为了寻找这种能耗规律和减小能耗的途径。许多学者从不同的角度提供了若干个不同形式的破碎功耗学说。目前公认的有：面积学说，体积学说等。3 立轴锤式破碎机总体及主要参数设计3.1 型号 LPX6 锤式破碎机总体方案设计本次设计的是单转子、多排锤、不可逆式的电动机下置式立轴锤式破碎机，
10、型号为 LPX6 500。立轴锤式破碎机由上盖、机壳、立轴转子、底座和传动装置组成。上盖一侧上面设有喂料口（进料斗），中间设有转子轴承座。机壳内装有可拆换的反击板，中心立轴转子安装有数排对称布置的打击锤头，传动装置由异步电动机、电机机座、张紧机构及传动机构构成，同立轴转子相连，底座下部设有出料口及料斗。破碎腔里面的破碎机构采用单转子多排锤可逆式，单转子即一根主轴，多排锤头通过连接装置固定在主轴上，锤头交错布置。而且锤头的回转采用可逆式，这样能够在锤头遇到大的破碎阻力时，锤头向相反的方向转动，减轻主轴的承载负荷，保护主轴不被损坏。里面的破碎衬板通过螺栓连接固定在筒体上。筒体和破碎机构固定在底架上
11、。给定的原始条件及数据：（1）设计电动机下置式立轴锤式破碎机，该破碎机可以将尺寸小于200200150 的脆性建筑垃圾粉碎成尺寸小于 888 的碎块。（2）电动机下置式立轴锤式破碎机设计；采用甩锤式结构，结合可更换破碎板工作；产量为每小时 6 吨。（3）共用 9 只甩锤，每只约 7kg,转速为 750（rpm） ，旋转直径为 500mm,启动时间为 15 秒。根据给定的数据和条件，本次所采用的设计方案是电动机下置式锤式破碎机，它通过带轮和皮带将电动机的转矩传递给主轴，从而带动锤头旋转，来破碎物料。电动机下置式锤式破碎机的结构示意图如下：电动机下置式锤式破碎机结构示意图1.机壳有进料斗、上压盖、
12、上筒体、下筒体、出料斗组成，各部分通过螺栓连接。上部的进料斗采用对称的双口进料，这样可以在物料进入破碎腔时，更多的物料进行碰撞而破碎，减少了物料的粒度，从而也减轻了锤头的工作量，减轻主轴的南昌航空大学科技学院学士学位论文5承载负荷，降低了电动机的功率。下面的出料口采用单个出料口，使在卸料的过程中，大块的物料能够再次破碎降低粒度。2.转子由主轴、连接盘、螺栓等组成。连接盘上开有三个均匀分布的螺栓孔，锤头通过螺栓、连接盘悬挂起来，连接盘中间通过套筒分开。3. 主轴是支承转子的主要零件，冲击力由它来承受。因此，要求其材质具有较高的韧性和强度。通常断面为圆形，且有平键和其他零件连接。4. 锤头是主要的
13、工作部件。其质量、形状、和材质对破碎机的生产能力有很大的影响。因此，根据不同的进料尺寸来选择适当的锤头质量。5.筛板上的筛条排列形式是与锤头的运动方向垂直的。与转子的回转半径有一定的间隙的圆弧状，合格的产品通过筛缝排出。筛条多为一组尺寸相等的钢条。安装时，插入上压盖和下筒体上的凹槽。筛条用焊接的方法焊接在筛条架上。6.由于破碎机的传动不需要严格的传动比，且根据它的破碎特点，采用带式传动。利用带轮和传动带（v 带）间的摩擦将动力源(电动机)的动力传递给破碎机的主轴，带动锤头进行破碎。采用带式传动，能缓和载荷冲击吸震，运动平稳，无噪声;价格便宜；能够实现长距离的传动。最重要的是在破碎机过载时将引起
14、带在带轮上打滑，从而保护了主轴不被破坏。3.2 电动机下置式锤式破碎机主要参数的设计计算3.2.1 电动机功率的计算根据给定的已知条件：转速为 750（rpm），旋转直径为 500mm,启动时间15 秒。由公式: 3.1478.5600nrads式中 n-转子的转速 （r.p.m）根据角加速度： 278.5/5.3/1dradsradstt - 启动时间 （s）求得的加速度为： 220.2.3/1.3/tarmradsms南昌航空大学科技学院学士学位论文6r - 转子的旋转半径 （mm）主轴上受到的力： 791.37.6FmakgKNm- 锤头的质量 （kg）扭矩为： 73.60.2518.3
15、4TFrKNmKNG由此计算出的功率： 018.71.469595nP kw式中 - 总的传动效率0123- 带的传动效率 0.92 0.97 取 0.951 - 滚子轴承的传动效率 取 0.992- 圆锥滚子轴承的传动效率 取 0.9830.950980.2则轴的功率为： 03.61.45.36PKkw式中 - 破碎机的安全系数0123- 轴承的载荷系数 1.8 3.01K - 带的工况 2 21.5K- 轴承的载荷系数 1.8 3.03由1表 12-1 中查得：电动机的型号是 Y 132M-4,额定转速为 5.5kw，满载转速时 1440 ，质量minr是 81kg。3.3 LPX6 电动
16、机下置式锤式破碎机结构参数设计计算南昌航空大学科技学院学士学位论文73.3.1 转子的直径和长度已知条件：转子的旋转直径是 500mm；转子的长度计算如下：因为该破碎机是用来破碎建筑垃圾的，查得水泥混凝土的密度是 1.8 2.45。由公式：3tm vVtq式中 V - 破碎机的容积 （ ）3m- 破碎机的流量 （ ）vq th已知电动机的破碎能力是 ，即破碎机的每小时的流量是 ，则6th 6t设电动机每 5 分钟排放掉一腔的建筑垃圾，从而得： vVtq=213.402h式中 h - 破碎腔的高度 （m）解得： h=450 mm3.3.2 进料口的宽度因为采用的是对称的双进料口，则一边的进料口的
17、宽度和转子的旋转半径相等。3.3.3 排料口的尺寸达到破碎粒度的物料通过筒体上的筛板和下筒体上的筛孔落下，筛板上的筛条间的尺寸和下筒体的筛孔尺寸由物料的粒度决定。3.3.4 锤头的质量已知每只锤头的质量是 7kg，共有 9 只锤头，则采用三排锤头，每排三只。4 LPX6 型电动机下置式锤式破碎机主要结构设计计算4.1 主轴的设计计算 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。后者主南昌航空大学科技学院学士学位论文8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
18、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。4.1.1 主轴材料的选择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。所以采用的是 45
19、号钢。4.1.2 主轴的最小直径和长度的估算零件在轴上的安装和拆卸方案确定了之后，轴的形状便大体确定了，对该主轴来说，其安装顺序是：先把轴部装装好，然后放进筒体内，接着安装破碎腔内的锤头、连接盘等，最后安装带轮等。各轴段的直径所需要的轴径与轴上的载荷的大小有关。在初步确定其直径的同时，还通常不知道支反力的作用点，不能确定其弯矩的大小及分布情况。因此还不能按轴上的所受的具体载荷及其引起的应力来确定主轴的直径。但是，在对其进行结构设计之前，通常能求出主轴的扭矩。所以，先按轴的扭矩初步估计所要的轴的直径。并记此时所求出的最小直径为 dd。然后再按照主轴的装配方案和定位要求，从 dmin处逐一确定各轴
20、段的直径的大小。另外 ，有配合要求的轴段，应尽量采用标准直径，比如安装轴承的轴段，安装标准件的部位的轴段，都应取为相应的标准直径及所选的配合的公差。确定主轴的各段的长度，尽可能使其结构紧凑，同时还要保证，转子以及带轮、轴承所需要的装配和调整的空间，也就是说，所确定的轴的各段长度，必须考虑到各零件与主轴配合部分的轴向尺寸和相邻零件间必要的间隙。初步确定轴的最小直径：按2式（15 2）估算轴的最小直径。南昌航空大学科技学院学士学位论文96 6333 3 09.5109.51022TTPPd Ann式中 0A63.T- 许用扭转切应力， Mpa；Tn - 轴的转速， min；rP - 轴传递的功率
21、kw ；d - 计算截面处轴的直径 mm。选取轴的材料是 45 钢，调质处理。查表 15 3， = 25 45, =126 103,T0A取 =120，于是得：0A33min07.51228.90PdAm另外轴的安全系数为 2.5 3，取为 2.5，则:min2.572.3d输出轴的最小直径是安装大带轮处的直径。 （图 1 中 ） ，轴的截面上开有单个键槽，d因此轴径应增大 3%，则： min72.3.0374.dm取 in54.1.3 轴的结构设计对于轴的结构必须满足：主轴和安装在主轴上的零件要有准确的工作位置；轴上的零件便于安装和拆卸、调整。轴应有良好的制造工艺性。（1）拟定轴上零件的装配
22、方案根据前面的叙述，现选用图 1 所示的装配方案。南昌航空大学科技学院学士学位论文10图 1 轴零件装配方案（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）为了满足大带轮的轴向定位的要求，大带轮的右边需一轴肩定位，则取-段的直径是 d- =85mm，大带轮右端用压盖轴向定位，压盖的内直径取为 80mm，带轮端的长度大于带轮的宽度，取为 L- =90mm。2）初步选择滚动轴承。因轴承同时受到径向力和轴向力的作用，则在-段使用调心滚子轴承。查3表 9-4 选取轴承型号为 53519 的轴承，因此，d - =90mm，此段轴的长度略小于轴承的宽度，取为 L- =40mm。轴承的左端采用轴肩定位，由
23、3表 9-4 查得 53519 型号的轴承的定位轴肩高度是 hmin=6mm，则 d- =108mm，而右端用轴承盖定位。为了承受轴向力的作用，在-段采用圆锥滚子轴承。查3表 9-11 选取轴承型号为 30219 的轴承，圆锥滚子轴承成对使用。此右端采用轴肩定位，为了满足加工的合理性，故 d- = d- =108mm。两圆锥滚子轴承之间用套筒分开，套筒的直径应略大于-段的直径大小，取为 d 套 =100mm。3）破碎腔段直径和长度的确定。由前面的计算已经得出破碎腔的高度约为450mm，而所采用的设计方案是用三排锤头，每排三只锤头，锤头用连接盘连接并固定在轴上，它的下连接盘靠右边的轴肩和套筒定位
24、，则 d- =90mm，而 L- 的长度小于破碎腔的高度，取为 440mm。4）轴上其他的段的长度及直径。在-段上，轴承端盖的宽度是 36mm，考虑到结构的工艺性和整体装备的合理性，取 L- =100mm。-段和-段只是起轴向定位的作用，取 L- =30mm,L- =50mm,L- =160mm。-段上，上轴承端盖的宽度为 40mm，另外两圆锥滚子轴承的宽度及套筒的长度，此处的结构的合理性，取 L- =160mm。5）轴上零件的周向定位。大带轮和连接盘的周向定位均采用平键连接 d- 段由3表 8-2 查得平键截面 b h=20mm 12mm，键槽采用键槽铣刀加工，长为 72mm，同时为了保证带
25、轮和轴良好的对中性，故选择带轮和轴的配合为 。同样，连接87Fh盘和轴的连接，选用平键为 25mm 14mm 200mm，连接盘和轴的配合同样为 。6）该主轴有 2 个轴段有键槽，为了减少装夹工件所需的时间，应在这些不同的轴段上开的键槽在轴的同一条母线上。另外，还为了减少加工刀具的种类和提高南昌航空大学科技学院学士学位论文11劳动生产率，轴上直径近似的地方，圆角、倒角、键槽宽度、砂轮越程槽宽度，退刀槽宽度等尽可能采用相同的尺寸。（3）下面仍就轴上零件的定位问题，详细地阐述一下，一些轴向和周向定位零件的使用及特点。先说轴上零件的轴向定位，就以此主轴为例，主要有轴肩、套筒、轴承端盖等，靠这些定位元
26、件来保证的。轴肩主要分为两大类，定位轴肩和非定位轴肩。在该主轴上，轴肩很多，这两大类都包括。虽然利用轴肩定位是最方便可靠的方法，但是采用轴肩就必然导致一个问题，那就是不可避免的使轴径加大，而且轴肩处将因为截面突变而引起应力集中。另外，轴肩也不利于加工。所以，在考虑轴的设计时，尽量避免过多的轴肩定位。而且，还有一点需要说明，轴肩多用于轴向力比较大的场合。值得注意的是，定位每一个滚动轴承的轴肩，都有两处，且都是定位轴肩。对这种定位轴肩来说，有一个要求：轴肩的高度必须低于轴承内圈端面的高度，以便拆卸轴承。轴肩的高度可查机械设计手册中的轴承安装尺寸。还有，为了使零件能紧靠轴肩而得到准确可靠的定位，轴肩
27、处的过渡圆角半径必须小于与之相配的零件毂孔的端部的圆角半径或倒角尺寸。轴和零件上的倒角和圆角尺寸的常用规范可以查教材1中的表。非定位轴肩是为了加工和装配方便而设置的。高度没有严格的规定，一般可取为 1 到 2 毫米。在该主轴上，还采用了套筒定位，这种定位方式的特点是，结构简单，定位可靠，轴上不需要开槽、钻孔和切制螺纹，不会影响到轴的疲劳强度。所以，在两个零件之间，且间距不大时，可以采用这种定位。同时，套筒定位还保证了两个圆盘，或者，圆盘和锤头（销轴套筒）之间的轴向定位。当然，若两零件的间距太大，则不宜用套筒定位这种方式，因为，那样就会增大套筒质量以及材料用量。另外，套筒与轴的配合比较松，如果轴
28、的转速较高，也不宜采用套筒定位。再说轴向零件一般也常用到周向定位。周向定位的目的是限制轴上零件与轴发生相对运动。在该主轴上，有两处都采用的是平键连接，连接盘、带轮都是用平键连接的。按其直径，由手册查地平键剖面 bh，键槽用键槽铣刀加工的。轴的结构图如下图 2 所示：南昌航空大学科技学院学士学位论文12图 2 轴结构简图4.1.4 轴的强度计算在初步完成轴的结构设计之后，对上面的草图略加修改，即可进行强度的校核计算了。前面提到过，多数情况下，轴的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
29、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。在进行轴的强度校核计算时，应根据轴的具体载荷和应力情况，采用相应的计算方法，并恰当的选择其许用应力。根据计算原则，对于传动轴（仅仅或主要承受扭矩）按照扭矩强度条件进行计算，对于心轴（只承受弯矩）应该按照弯曲疲劳强度进行计算，对于该主轴，既承受扭矩还承受弯矩，是一个转轴，所以必须进行弯扭合成强度条件进行计算，需要时还应该进行疲劳强度的精确校核。先按照弯扭合成强度条件进行计算：通过对该主轴的结构设计，轴的主要结构尺寸，轴上的零件的位置以及外载荷和支反力的作用位置已经确定。轴上的载荷可以求得，因此可以按弯扭合成强度条件对该主轴进
30、行强度的校核计算，其计算步骤如下：做出轴的计算简图（力学模型）轴上受的载荷是由轴上的零件传来的，所以，计算时，可以将轴上的分布载荷情况简化为集中力。其作用点可以一律简化，取为分布载荷的中点，作用在轴上的扭矩，一般从传动件轮毂宽度的中点算起，通常把当作置于铰链支座上的梁，支反力的作用点与轴承的类型和布置方式有关。根据图 2 轴的结构图做出轴的计算简图（图 3） 。 在做计算简图时，应该先求出轴上的受力零件的载荷（若为空间力系，再分解为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） ，如图 4 所示。南昌航空大学科技学院学士学位论文13图 3 轴受力分析图图 4 轴水平面和垂直面的受力分
31、析图根据上述的简图，分别按水平面和垂直面计算各力产生的弯矩，并按计算结果分别做出水平面的弯矩 MH和垂直面上的弯矩 MV(图 5)；然后按下式计算总弯矩并做出 M 图。由前面的计算 F t=73.36KN，根据水平面内的受力简图得到： 12thhF南昌航空大学科技学院学士学位论文14和 对 点处的弯矩相等，则tF2h1= 1FthM21Fh905t解得： 23hKN则： 158.64hF的方向与原来的相反。1hF做出水平面内的弯矩图（图 5） 。图 5 轴水平面弯矩图在垂直面内， 2aFDMav12rnnFF1200.4.3n a21.90.4rnn2rmvFR式中 R=0.25m，m=63k
32、g，v=750r.p.m。解得： 2650rFN南昌航空大学科技学院学士学位论文15由式子中解得： 7853.6nFN194.n2则： 934.0.981.4rMNmN根据计算的结果做出垂直面内的弯矩图（图 6） 。图 6 轴垂直面弯矩图根据公式 22HVM12.7HMKNm26.KNm169.43V 891.4V则 22 22111.7.697.43710.HVKNmNNm2226.8.16.3M做出弯矩 M 图（图 7）南昌航空大学科技学院学士学位论文16图 7 总弯矩图做出扭矩图（图 8）图 8 扭矩图按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截
33、面）的强度，根据1式（15-5）及上面计算的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环的变应力，取 。则轴的计算应力0.622221 3710. 8.51caMMPaaW 式中 - 轴的计算应力， MpacM - 轴所受的弯矩， N.mmT - 轴所受的扭矩， N.mmW - 轴的抗弯截面系数， 3m-对称循环变应力时轴的许用弯曲应力，1其值按1表 15-1 选用。前已经选定轴的材料是 45 钢，调质处理，由1表 15-1 查得 =60Mpa,因此1，故安全。1ca南昌航空大学科技学院学士学位论文17轴的工作图见零件图 LPX6 500.00.01-01。4.1.5 提高主轴强度的措施在零件的
34、设计阶段，除了采取提高其强度的一般措施之外，还可以通过以下一些设计措施来提高其疲劳强度：尽可能的降低该主轴上的应力集中的影响。这是提高其疲劳强度的首要措施和主要的途径。而主轴的结构形状和尺寸的突变（比如轴肩）是应力集中的结构根源，因此，为了降低应力集中，应该尽量减小零件（即该主轴的）结构形状和尺寸的突变使其变化尽可能的平滑和均匀。为此，要尽可能的增大过渡处的圆角半径；同一段轴上相邻截面处的刚性变化应尽可能的小等等。在不可避免的要产生较大的应力集中的结构处，可采用减荷槽来降低应力集中的影响。选用疲劳强度高的材料和规定能够提高材料疲劳强度的热处理方法和强化工艺。提高主轴的表面质量。比如将处在应力较
35、高区域的主轴表面加工得较为光洁。或者，如果，有的轴段，工作在腐蚀性介质中，则要对该轴段规定适当的表面保护。尽可能地减小或消除主轴表面可能发生的初始裂纹的尺寸，对于延长其疲劳寿命有着提高材料性能更为显著的作用。因此，对于重要的轴段，在设计图纸上应规定出严格的检验方法和要求。降温、减载荷，对于发热摩擦副的轴颈采取降温设计，也可显著提高其疲劳寿命。因为主轴是一个转动件，所以，在低应力下运转一定周数后，再逐步提高到设计的应力水平。4.2 轴承的选择轴承，尤其是一些常用的轴承，主要是指一些滚动轴承，绝大数都已标准化。因而，我们只需要进行一部分的设计内容，根据具体的工作条件，正确选择轴承的类型和尺寸。另外
36、是轴承组合的设计，它包括安装、调整、润滑、密封等一系列内容的设计。4.2.1 轴承材料的选择轴承的内圈、外圈、滚动体，一般是用轴承铬钢制造的，热处理后，其硬度一般不低于 HRC60。一般这些元件需要 150 度回火处理，所以其通常的工作温度不高于 120 度，此时，硬度不会下降。反之，硬度下降。南昌航空大学科技学院学士学位论文184.2.2 轴承类型的选择轴承的类型有很多种，主要根据其承载情况和调心等要求，进行选择。因为该型号的破碎机，其转子的转速为 750r.p.m。所以主轴上轴承的转速很高，负荷很大，且工作时间很长，最主要的是，经过很长时间工作后，会因为锤头的不均匀磨损而产生不平衡附加作用
37、力（当锤头的不均匀磨损严重时，此力就成为总负荷中的主要部分） 。轴承间距大，轴会产生挠曲，此外，轴承的中心也难保证同心，因此选用调心滚子轴承。查3表 9-4 选择轴承的型号是 53519。零件的结构尺寸d=95mm，D=170mm，B=43mm，安装尺寸 hmin=5.5mm，轴承采用脂润滑。则轴承的结构简图见下图（图 9）：图 9 调心滚子轴承的结构简图另外主轴还受一轴向力，选用一对圆锥滚子轴承，查3表 9-11 选择轴承的型号是 30219。轴的尺寸 d=95mm，D=170mm，T=35.4mm，B=32mm，C=27mm，安装尺寸D1=106mm，D 2=106mm，D 3=155mm
38、，D 4=163mm，a 1=5mm，a 2=10mm，r g=2mm。同样润滑方式采用脂润滑。其结构简图见下图（图 10）：南昌航空大学科技学院学士学位论文19图 10 圆锥滚子轴承结构简图4.2.3 轴承的寿命计算选用的调心滚子轴承只受到径向力，由3表 9-11 查得它的额定动载荷为，由寿命计算公式：248rCKN610CLnP式中 n - 转速 ，minrC - 额定动载荷 KNP - 当量动载荷 KN对于滚子轴承 103当量动载荷仅为一理论值。实际上，在许多支承中还会出现一些附加载荷，如冲击力、不平衡作用力、惯性力及轴挠曲或者轴承座变形产生的附加里等等。这些因素很难从理论山精确计算。为
39、了计及这些影响，可对当量动载荷乘上一个根据经验而定的载荷系数 ，其值参见3表 13-6。故实际计算时，轴承的当量载荷应为：pfpraPfXFY而调心滚子轴承的当量载荷为： prf查1表 13-6 破碎机的 fp为 1.8 3.0。取 fp=2.5。南昌航空大学科技学院学士学位论文202.5.rPF则调心轴承的寿命为： 106 631010248428.6759CL hnP 圆锥滚子轴承由前面的计算知道 7246avFN193.n则比值 172460.39.anF查3表 9-11 e=0.38，故此时 1aneF按照1表 13-5 和3表 9-11 查得 0.4,.6XY额定动载荷为 13.2r
40、CKN所以 2.50.49.1.67243892pnaPfXFY N同样取 fp=2.5，则圆锥滚子轴承的寿命为 106631010.4249.37589CL hnP 4.2.4 轴承的游动和轴向位移轴承在实际工作时，工作前后的温差大，为了适应轴和外壳不同热膨胀的影响，防止轴承卡死。可以使一端的轴承轴向固定（比如用轴肩）另一端使之可以轴向位南昌航空大学科技学院学士学位论文21移。这样，轴承在内外圈的轴向相对位置有不大的变化时，仍然可以正常工作。也可以使外圆与座孔配合较松，以保证外圆相对于座孔能做轴向窜动。此次设计中轴承的轴向固定采用轴承端盖进行定位。其结构简图如下（图 11）图 11 轴承端盖
41、结构简图另外，定时更换轴承。具体的轴承端盖的结构加工尺寸见零件图 LPX6 500.00.01-04 和零件图 LPX6 500.00.01-05。4.3 传动方式的选择和计算由于破碎机的传动不需要严格的传动比，且根据它的破碎特点，采用带式传动。利用带轮和传动带（v 带）间的摩擦将动力源(电动机)的动力传递给破碎机的主轴，带动锤头进行破碎。采用带式传动，能缓和载荷冲击吸震，运动平稳，无噪声;价格便宜；能够实现长距离的传动。最重要的是在破碎机过载时将引起带在带轮上打滑，从而保护了主轴不被破坏。该部分的设计主要体现在 V 带轮的设计上，带轮的结构型式，主要由带轮的基准直径选择。其基准直径又与相连接
42、的电动机的型号有关。根据前面对电动机功率的计算，以及转速的要求，可以采用 Y 系列的三相异步电动机，其额定功率为5.5KW。型号是 Y132M-4。满载转速 1440r/min，额定转速 960r/min。电动机的主轴直径是 38mm。4.3.1 普通 V 带传动的设计计算(1) 确定计算功率根据1式 8-21：南昌航空大学科技学院学士学位论文22caAPK式中 P ca - 计算功率，KW；KA - 工作情况系数，见1表 8-7；P - 所需的传动功率，KW。查1表 8-7 中，取 KA=1.3则求得： 1.357.15caAPKW(2) 选择 V 带的带型根据计算功率 Pca和小带轮的转速
43、 n1,从1图 8-11 选取 V 带的带型为 A型。(3) 确定带轮的基准直径 dd 并验算带速。1） 初选小带轮的基准直径 dd1 根据带型为 A 型，并参考1表 8-6 和表 8-8 确定小带轮的基准直径 dd1 =125mm。2）验算带速 V根据1式 8-13 113.4125960.2860dnms3） 计算大带轮的直径 21960251607di由1表 8-8 取 2dm4） 确定中心距 a，并选择 V 带的基准长度 Ld 根据带传动总体尺寸的限制条件或要求的中心距，结合1式 8-20120120.72dd dda南昌航空大学科技学院学士学位论文2300.71252150a取 06
44、am 计算带长 2210012022453.456120.2.167. dddLaam由1表 8-2 选取 。8dL 计算中心距及变动范围实际中心距近似为： 002187.4643.dLam取 。考虑到带轮的制造误差，带的弹性以及因带的松弛而产生的补充张650am紧的需要给出中心距的变动范围，由1式 8-24minmax0.1565823.01074ddL（4）验算小带轮的包角 1由1式 8-7 可知，小带轮的包角 小于大带轮上的包角 。又由1式 8-1 26 可知，小带轮上的总摩擦力相应地小于大带轮上的总摩擦力。因此，打滑只可能在小带轮上发生。为了提高带轮传动的工作能力，应使 12157.3
45、8090da 则：南昌航空大学科技学院学士学位论文2412157.380.6073.49da （5）确定带的根数 Z001.35(.97).9.664caAr LPKP所以带的根数为 4 根。V 带传动在运转一段时间以后，会因为带的塑性变形和磨损而松弛。为了保证带传动的正常工作，应定期检查带的松弛程度，并采取相应地补救措施。本设计中带的张紧措施是利用两螺母的旋进和旋出来调整带的松紧。4.3.2 V 带轮设计计算（1）带轮材料的选择常用的带轮的材料是 HT150 或 HT200。转速较高时可以采用铸钢或用钢板冲压后焊接而成。LPX6 500 型破碎机的转速不高，所以选择使用带轮的材料是 HT200。（2）带轮结构形式的确定带轮的结构形式与基准直径有关。由前面的计算得知，小带轮的基准直径是125mm，则安装小带轮的电机主轴的直径是 38mm，对于小带轮，它的结构形式采用1图 8-14a 的实心式。小带轮的结构尺寸： 1.821.82368.47ddm则取 d 1 =72mm。因为是 4 根带，所以 32Bef由1表 8-10 可得： 150.emmin9f而取 南昌航空大学科技学院学士学位论文2517.5fm则 32.80B取 L=120mm。 1db小带轮的结构图如下图（图
