畢業(yè)設計（論文）說明書課題：環(huán)錘沖擊式破碎機的設計機械設計與制造機械0622指導教師完成日期：2014年3月至2014年5月湖南冶金職業(yè)技術學院機械工程系心矩，帶輪基準直徑及結構尺寸，計算帶的預緊力Fo對軸的壓力等.1、確定功率PC計算功率PC是根據(jù)傳動的功率PC,并考慮到載荷性質和每天工作時間等因素的影響而確定的.POKAPC式中，PC一所需傳遞的額定功率(例如電動機的額定功率)，單位為KW:K一工作情況系數(shù)A查V設計指導書〉知道KA=1.4則POKAPC=1.4X37=51.8KW2、選擇V帶型號根據(jù)計算功率P和小帶輪的轉速nl,由下圖選定V帶型號為C帶.C5000500040003154250020001600500040003154250020001600計算功率P./kW圖2500040003154250020001600計算功率P./kW圖2怦通V帶選型圖(1)初選小帶輪基準直徑d”dl小帶輪基準直徑愈小，V帶的彎曲應力愈大，會降低帶的使用壽命：反之若小帶輪基準直徑過大，則帶傳動的整體外廓尺寸增大，使結構不緊湊：故設計時小帶輪基準直徑ddl應根據(jù)上圖中的推薦ddl,并參考表5中的基準直徑系列來選取，并使ddlNddmin值見表5所示。則初選小帶輪直徑為ddl=250mm驗算帶速VV=dnX3.14/(600X1000)dl1二dnX3.14/(60X1000)A22一般應使帶速V控制在5-25m/s的范圍內，V過大，則離心力大，則離心力大，降低帶的使用壽命：反之，若V過小，傳遞功率不邊時，則所需的V帶的跟書增多。V二dnX3.14/(600X1000)dlI=280X1480X3.14/(600X1000)=21.69m/s(帶速在5—25m/s的范圍內)計算并確定大帶輪基準直徑dd2dd2=ddlXddlnl/n2由經驗公式知道傳動比i在2-4范圍內選擇i=2,則有：dd2=ddlXi=280X2=560mm由表5知道dd2=560mm在基準直徑系列中。4、確定中心矩和帶長并驗算小帶輪包角al(1)、初定中心距若中心矩未給定，可先根據(jù)結構需要初定中心矩aO中心矩過大，則傳動結構尺寸大，旦V帶易顫動：中心矩過小，小帶輪包角a降低，降低傳動能力，且?guī)У睦@轉次數(shù)增多，降低帶的使用壽命。因此中心矩1通常接下式初選，即：由：0.7(d+d)WaW2(d+d)得did2odld20.7(280+560)WaW2(280+260)o588WaW1680o初定中心矩為:a=1100mm0(2)、計算帶長Loa取定后，根據(jù)帶傳動的幾何關系，按下式計算帶長L，艮"OOLo二2a+3.14X(d+d)/2+(d-d)2/40dld2d2dl°代入數(shù)據(jù)得：L=2X1100+3.14X840/2+2802/4XI100o2200+1138.8+17.82=3356.62mm、確定帶的基準長度Ld根據(jù)L和V帶型號，由表6選取相應帶的基準長度為L=3550mmd、確定實際中心矩a根據(jù)選取的基準長度L,接下式近似計算：da=a+(L-L)/2odo=1000+(3550-3356.62)=1196.69nun取a=1200mm為了便于帶的安裝與張緊，中心矩a應留有調整的余量,中心矩a的變動范圍為:a=a-0.015L=1200-0.015X3550=1146.75TOC\o"1-5"\h\zninda=a+0.03L=1200+0.03X3550=1306.5maxod(5)、驗算小帶輪(即主動帶輪)上的包角a1a=180o-(d-d)/aX57.3o1d2dl=180n-(560-280)/1200X57.3o=166.63。>120。(主動輪的包角合適)一般要求*>120°,否則應采取加大中心矩或減小傳動比以及加張緊輪等方式來增大a值。5、確定V帶根數(shù)ZV帶的根數(shù)Z可按下式計算，即：Z=P/(P)=P/(P+AP)KKCOC00aL計算出z值最后應圓整為整數(shù)，為了使每根V帶所受的載荷比較均勻,V帶的根數(shù)不能過多，一般取Z=3-6根為宜，最多不超過8根，否則應該改選帶的型號并重新計算。在上式中，為了方便設計，我門將在特定條件下，單根V帶不打滑又具有一定的疲勞強度和壽命時，所能傳遞的功率稱為單根V帶的基本額定功率，用P表示，常用型號的單根普通V帶P值見表7。其中特定條件是指：載荷平穩(wěn)，00兩帶輪上的包角a=a=180。,帶長為特定基準長度，帶為一定材質和結構等。12實際上，大多數(shù)V帶的工作條件與上述特定條件不同，故需要對P值進行修0改，我門將單根V帶在實際工作條件下所能傳遞的功率稱為作用功率，記為：(P)o0其計算公式為：(P)=(P+AP)KK式中，3P一單根V帶的基準額定功率增量。000nI.0考慮P是按a=a=180。，即d=d的條件計算的，而當傳動比不等于1時，V帶012dld2在大輪上的彎曲應力較小，在相同壽命條件下，在相同壽命條件下，可增大傳遞的功率，其值見表8：K一包角系數(shù)?？紤]包角a^180<>時對傳動能力的影響。a1根據(jù)《設計指導書》表7知道P=10.720表8知道Z\P=1.270表9知道K=0.97a表6知道K=0.99LZ=P/(P)=P/(P+AP)KKC0C00al.=51.8/[(10.72+1.27)X0.97X0.99=4.499(根)?。篫=5(根)6、確定帶的預緊力Fo在V帶傳動中，若要預緊力F過小，則產生的摩擦力小，易出現(xiàn)打滑：反之,0預緊力F過大，則降低帶的使用壽命，增大對軸的壓力。單根V帶的預緊力可0按下式計算，即：F=500P/VZ(2.5/K-l)+qv20Ca查《機械設計基礎》表11-1可知：q=0.3kg/m則：F=500P/VZ(2.5/K-l)+qv20Cn=(500X51.8)/(5X21.69)(2.5/0.97-1)+0.3X21.6%=518.48N7、計算V帶對軸的壓力Q帶對軸的壓力Q是設計帶輪所在的軸與軸承的依據(jù)。為了簡化計算，可近似按兩邊的預緊力F的合力來計算，圖所示。0Q=2ZFSina/2=2X5X518.48XSinl66.63。/2=2X5X518.48X0.9932=5149.55N8、V帶輪的結構設計、V帶輪的材料在工程上,V帶輪的材料通常為灰鑄鐵，當帶速V<25m/s時，采用HT150帶速V=25"30m/s時,HT200：當帶速V更高時，宜采用鑄鋼或鋼的焊接結構：此外，傳遞小功率時：V帶輪也可采用鋁合金或塑料等。由前面知道:V=21.69m/s,所以V帶輪材料采用HT150o、V帶輪的結構形式及主要尺寸(下列圖均指《設計指導書》中的圖)V帶輪一般由輪緣，輪廓和輪輻3部分所組成。根據(jù)輪輻的結構不同,V帶輪可分為如下4種形式。實心式(簡稱S型)：主要適用于帶輪基準直徑dV(2.5—3)d場合(ddss為帶輪軸孔直徑)其結構形式和主要尺寸見圖4(A)腹板式(簡稱P型)：主要適用于帶輪基準直徑d300mm的場合，其d結構形式和主要尺寸見圖4(b)孔板式(簡稱H型)；主要適用于帶輪基準直徑d300mm且dd1000mmddb的場合，其結構形式和主要尺寸見圖4(C)o輪輻式(簡稱E型)：主要適用帶輪基準直徑d^300inm的場合，其結構形式和主要尺寸見圖(d)O因為：d=280mm,d=560mm>300nun,d]d2又：d=(1.8~2)d=(1.8~2)X60=108~120mm,bis)所以，d-d=280-(108~120)=160"172mmdlbl所以，小帶輪采用孔板式結構，大帶輪采用輪輻式結構，圖在《設計指導書》中。圖4(C)孔板輪和圖4(d)輪輻輪(■)實心輪(b)履板輪(C)孔板輪(3)V帶輪的主要尺寸(下列表均在《指導書》)、小V帶輪的主要尺寸帶輪寬：B=(z-1)e+2f,查表10得，e=25.5±0.5f=17±〃1則，B=(5-1)26+2X18=140mm齒圓直徑：d=d+2h，查表10得，h=4.8,h=14.3,1d)abfnin貝ij：d=280+2X4.8=289.6mm1輪槽深:h=h+h=4.8+14.3=19.1mmaf槽角：查表10知道甲=34。1槽寬：b=23mm0輪緣直徑：d=d-2(h+§),查表10得，6=10,tldlfI則:d=280-2(14.3+10)=231.40mm,tl根據(jù)電動機外伸軸直徑D=60mm得,d=60mm,所以，輪毅長度：L=(1.5~2)d=90^120,取L=120.00mm,Iss1凸圓直徑：d=(1.礦2)d=108^120,取L=110.00mmbls1腹板厚：s=(0.2~0.3)B=28~42mm,取S=42.00mm、主軸最小軸徑的計算d—A$Jp/nTOC\o"1-5"\h\z由于p=p/(nn)，查《設計指導書》表3得，n=0.95,n=0.99,c1212則，p=p(nn)=37x0.95x0.99=34.8ikw,e12n=(n/i)(1480/2)=740r/min,n查《機械設計基礎》表15-2得A=118o所以：dNA3Vp/n=1183J34.8/740=42.59mm考慮軸端4有…鍵槽，將上述軸徑增大5%o即：d=42.59X(1+5%)=44.72mm■in由dNddN42.59mm,2fiinInin-602nin綜合《設計指導書》表12軸徑系列選取od=71.00mm,2bin、大V帶輪的主要尺寸(下列表均在《設計指導書》)帶輪寬：B=(z-1)e+2f,查表10得，e=25.5±0.5,f=17+2-I則,B=(5-1)26+2XI8=140mm齒圓直徑：d=d+2h，查表10得，h=4.8,h=14.3,e2d2aafnin則：d=560+2X4.8=569.6mme2輪槽深：h=h+h=4.8+14.3=19.1mmaf槽角：查表10知道甲=38。1槽寬：b=23mm0輪緣直徑：d=d-2(h+§),查表10得，6=10,tldlf1則:d=560-2(14.3+10)=511.4mm,u根據(jù)最小軸徑d=71.00mm得，d=71.00mm,2?in*所以：d=(1.8~2)d=127.礦142，取d=136mm,TOC\o"1-5"\h\zb2s2b2因為：輻條數(shù)A=4所以：h=0.8h=52.8mmI1a=0.4h=26.4mm1a=0.8a=21.2mmIf=f=0.2h=13.2mmI21五、飛輪的設計1、飛輪在機械中的作用實質上相當于一個能量儲存器。當外力對系統(tǒng)作有用功時，它以動能形式把多余的能量儲存起來，使機械速度上升的幅度減少，當外力對系統(tǒng)作虧功是，它又釋放儲存的能量，使機械速度下降的幅度減少。2、飛輪轉動慣量的計算由式§=AWmax/[(J+JF)wm]知：為了使速度不均勻系數(shù)§滿足不等于§蘭[§],必須有JF^Wmax/(wm[§])-J式中，J為原機械系統(tǒng)的等效轉動慣量,在設計飛輪時，為簡化計算，通常不考慮該轉動慣量，這樣，上式變?yōu)椋篔=W/(w[§]),Fnax?該式表示了飛輪等效轉動慣量的近似計算式。在上式中，如果W用機械額定轉速n(r/min)代替，則有：mJ=J(w/w)2(7—2)FFnA因此：為了見減小飛輪的實際尺寸，通常將飛輪的實際尺寸，通常將飛輪安課題概述破碎是當代飛速發(fā)展的經濟社會必不可少的一個工業(yè)環(huán)節(jié)。在各種金屬、非金屬、化工礦物原料及建筑材料的加工過程中，破碎作業(yè)要消耗巨大的能量，而且又是個低效率作業(yè)。在物料破碎過程中，由于產生發(fā)生、發(fā)熱、振動和摩擦等作用，使能源大量消耗。因而多年來國內外界人上一直在研究如何達到節(jié)能、高效地完成破碎過程。從理論研充創(chuàng)新設備（包括改造舊有的設備）直至改變生產工藝流程。環(huán)錘沖擊式破碎機是一種新型、高效的沖擊式破碎設備，它和錘式破碎機的工作原理基本相同，主要是利用高速回轉的錘頭沖擊礦石，使其沿自然裂隙、層理面和節(jié)理面等脆弱部分而破碎。環(huán)錘沖擊式破碎機的錘環(huán)由于套在銷軸上，因而運轉時，環(huán)錘產生的離心力可使位于轉子與篩板間的物料再次受到壓碎和磨碎的作用。轉子上配置的環(huán)錘有平環(huán)和齒研兩種，故對物料還有劈碎的作用，可以克服因濕煤造成的粘結堵塞現(xiàn)象。工作時，電動機可直接通過彈性聯(lián)軸器或V帶傳動驅動主軸旋轉，主軸轉速一般為600~1200r/min。主軸通過球面調心滾柱軸承安裝在機架兩側的軸承座中，軸承采用脂潤油。為了避免破碎大塊物料時，環(huán)錘的速度損失不致過大和減小電動機的尖峰負荷，在主軸的一端設有飛輪。環(huán)錘沖擊式破碎機主要由傳動裝置、轉子、格篩和機架等幾個部分組成。轉子主要由主軸、圓盤和環(huán)錘等組成，主軸上裝有若干個圓盤，并用鍵與軸剛性地連接在一起。圓盤間裝有間隔套、為了防止圓盤的軸向串動，兩端用圓螺母固定。環(huán)錘位于兩個圓盤的間隔內，套在銷軸上。銷軸貫穿了所有圓盤，兩端用螺

裝在轉速較高的軸上。3、飛輪尺寸的確定飛輪常數(shù)做成如下圖所示形狀。-T0-T0他由輪緣A,輪毅B,輪輻C三部分組成。由于輪緣A的轉動慣量遠大于輪輻和輪毅的轉動慣量，因此可以把它作為飛輪的轉動慣量J,設輪緣的質量為FM,則：J=J=M/2([D2+D2]/4)=M/4(D2+H2)AAFA12A因為輪緣H遠比直徑D小，即比MDn因此，上式可近似為J=MD2/4FA(7—-3)設論員的寬度為J=MD2/4FA則：M=3.14DIlbP于是于是Hb=M/3.14DP于是Hb于是Hb=M/3.14DP(7——4)這樣，根據(jù)要求的速度不均勻系數(shù)］，由于（7—1）和（7—-2）計算出飛輪的轉動慣量后，可先選定飛輪的直徑D,再由式（7-—3）求得輪緣的質量M。然后，在選擇飛輪的材料（密度為P）o再由式（7-一4）來適當確定HA和b的值。在選頂直徑D時，考慮結構空間的限制,還要考慮飛輪的圓周線速度不能過大，以免輪緣因離心力過大而破裂。六、軸的設計1、材料的選擇根據(jù)《機械設計基礎》表15-1可以選擇軸材料為45調質鋼。2、最小軸徑的計算由前面的計算知道d=71.00mm.Zknin3、軸的結構及基本尺寸的確定L4L5.L6.17密陽結構如上圖所示。dl=71.00mm=d7

d2=dl+2X0.07dl=71X（1+0.14）=76.00mm=d6考慮軸承的內孔標準，取d3=85.00mm二ds（兩軸承同型號）。參考《機械設計課程設計》表15—2初選兩端球面調心軸承的型號為：22217C：軸承采用脂潤滑。（潤滑脂的選擇查《機械維護修理與安裝》）d仁85X1.1=93.50mm,（此軸斷開有1個長鍵槽）由《機械設計基礎》表15-3取標準直徑d4=95mrn.L1=138.00mm=L7（大帶輪輪毅寬度B1=14O,L1應比B1短1至3mm）L2=50.00mm=L6L3=B軸承+△+（l-3mm）=36+10+4=50.00mm=L5L4=1000mm七、環(huán)錘沖擊式破碎機的設計1、轉子的直徑與長度環(huán)錘沖擊式破碎機的轉子是由多個圓盤和間隔套組成，轉子的直徑一般是根據(jù)給礦塊的尺寸來決定。通常轉子的直徑與給礦塊尺寸之比為4—8,大型破碎機則近似取為2。轉子的長度則是機器生產能力的大小而決定，轉子直徑與長度的比值，一般為0.7-—1.5,礦石抗沖擊力較強時，應選取較大的比值。轉子的直徑和長度也采用下述經驗公式來確定：小型：。二（4一-8）DnunTOC\o"1-5"\h\zp*中型：D=（3—-6）Dmmp*,大型：D大型：D=（1.7一-2）DmmL=1000Q/aDmmpp式中，Q——生產能力，T/h:a——系數(shù)，取=300——400：D——最大入料粒度，mmD轉子的直徑，mm:PL一一轉子的長度，m:P由于本次設計的是中型破碎機，所以D=(3-一6)Dmm,pP所以，由于D=5x220=1100mm,D/L=(0.7—-1.5)得，ppPL=D/(0.7——1.5),取D/L=1.1,pppP則,L=D/I.1=1100/1.l=1000mm=lmPV2、環(huán)錘質量環(huán)錘是環(huán)錘沖擊式破碎機中最易磨損的零件，它是以高速回轉時產生的沖擊能來擊碎礦石的，因而自身也受到礦石的撞擊和研磨作用而磨損。環(huán)錘的磨損與很多因素有關，如環(huán)錘的結構，材料，制造質量，礦石的性質，處理量，轉子的圓周速度等。環(huán)錘的材料通常采用高鎰鋼或冷硬鑄鐵，著對破碎機中等硬度的礦石是適用的，但對硬礦石來說，則使用壽命較短。目前，國外為了延長環(huán)錘的使用壽命，采用馬氏體高烙鑄鐵制作環(huán)錘，取得了較好的效果。由于環(huán)錘沖擊式破碎機的環(huán)錘是套在銷軸上，所以正確地選擇環(huán)錘的質量對破碎效果和能力消耗有很大的作用。如果環(huán)錘的重量選的過小，則可能滿足不了錘擊一次就將礦塊破碎的要求：若是選的過大，則無用的功率消耗增大，著也是不經濟的。因此環(huán)錘重量一定要滿足錘擊一次使礦塊破碎，并使無用的功力消耗達到最小，同時還必須保證環(huán)錘不過度向后偏斜。計算換吹重量的方法有兩中：一種是根據(jù)使環(huán)錘運動起來產生的動能等于碎礦石所需的破碎功來計算環(huán)錘的重量：另一種是根據(jù)碰撞理論動量相等的原理來計算環(huán)錘的重量。前一種方法由于沒有考慮環(huán)錘打擊礦塊后的速度損失，故計算出來的環(huán)錘重量往往偏小，需要根據(jù)實際情況修正。下面就介紹后一種計算方法。根據(jù)碰撞理論動量相當?shù)脑瓉碛嬎悱h(huán)錘重量時，考慮到環(huán)錘打擊礦塊后，必然會產生速度損失，如果環(huán)錘打擊礦塊后，其速度損失過大，就會使環(huán)錘繞本身的懸掛軸向后偏倒，這時環(huán)錘由于速度減小而使動能減少，在下一次與礦塊相遇時，他會狂然通過而破碎不了礦石，因而會降低環(huán)錘沖擊式破碎機的生產率和增加無用功的消耗。為了使環(huán)錘打擊礦石后生產的偏斜，能夠由于離心力的作用而在一次轉動過程中很快恢復正常位置(甩開呈放射狀)，所以，這就要求環(huán)錘打擊礦石后的速度損失不宜過達到。根據(jù)實踐總結，環(huán)錘打擊礦石后的允許速度損失隨著破碎機的規(guī)格大小而變，一般在40-60%的范圍年，即：V=(0.4—0.6)式中，V一一環(huán)錘打擊礦塊后的線速度，米/秒：V——環(huán)錘打擊礦塊前的線速度，米/秒：原則上轉子直徑越大，允許的速度損失越大，反之則偏小取。若環(huán)錘與礦塊為非彈性碰撞，且設塊碰撞前的速度為零，由此，則根據(jù)碰撞理論動量相等的原理可得下列方程式：V=(G/[G+Q])V式中：G——環(huán)錘折算到打擊中心處的重量，公斤：量大給礦塊的重量，公斤。若已知Q,根據(jù)質量代換法，則可的環(huán)錘的質量：M=(0.7—1.75)M(r/r)2h0式中，M一一最大給料塊的質量，假定物料為球形，則M=(D/1.24)3r——銷軸中心至環(huán)錘打擊中心的距離，MMr一一銷軸中心至環(huán)錘重心的距離，MM0所以，根據(jù)碰撞理論動量相等的原理，有MV=(M+M)V,鐘曲礦又，V二(0.4-一0.6)V一MV=0.6MV+0.6MV-TOC\o"1-5"\h\z禪推礦0.4M=0.6,捧礦艮［J：M=1.5M,嫁?,(其中，M為最大給礦量的質量。)礦由原始條件知道，最大給礦量入料粒度為220mm,p=1200Kg/ni3(假設礦石為球狀)，M=4/3X3.14XK3P=4/3X3.14X0.IhX1200=6.69Kg所以：M=1.5M=1.5X6.69=10.03Kg怪a-即：環(huán)錘的質量為10.03Kgo3、每排的環(huán)錘個數(shù)當給料高度和轉子轉素一定，若每排環(huán)錘個數(shù)過少，物料會落到轉子體上而使表面磨損，不能有效利用環(huán)錘動量打擊物料，反之，若每排環(huán)錘個數(shù)過多，物料不會落到環(huán)錘的“打擊區(qū)域”，而僅僅接觸環(huán)錘的邊緣，即損失了能量，也加劇了環(huán)錘的磨損。因此，準確地選取每排環(huán)錘個數(shù)至關重要。根據(jù)給料高度，轉子轉速和轉子結構尺寸，滿足環(huán)錘在相隔打擊物料的時間內，物料能自由下落至環(huán)錘的“打擊區(qū)域”，也得出環(huán)錘沖擊式破碎機的每排環(huán)錘個數(shù)計算如下：ZLW(60pJ2gh)/nh式中一一系數(shù)，考慮環(huán)錘寬度及入料塊尺寸和形狀的系數(shù)，取p=0.6一-0.8:n-一轉子轉速，r/min:H一-給料高度,m：G一-重力加速度，g=9.81m/s2:h環(huán)錘工作區(qū)深度，ni。環(huán)錘數(shù)目與轉子直徑有關，當轉子直徑小于1.5米時。環(huán)錘沖擊式破碎機的環(huán)錘沿圓周方向的個數(shù)為3-6,當轉子直徑大于為.5米時，可選取用6—10個。礦石較硬和破碎機比較大時，環(huán)錘數(shù)目要多些。根據(jù)前面的計算知道轉子直徑為.Im，所以環(huán)錘沖擊式破碎機的環(huán)錘沿圓周方向的個數(shù)為3—6個，為了避免慣性，取:Z=4個。4、圓盤數(shù)與環(huán)錘排數(shù)的確定設圓盤排數(shù)為X,環(huán)錘排數(shù)為Y,根據(jù)經驗圓盤與環(huán)錘的寬度比為1：3,又根據(jù)經驗知道圓盤寬度為30-一50mm。取圓盤寬度為40mm，則環(huán)錘寬度為120mm。有，40x=120Y=1000(1)X-Y=l(2)解(1)(2)式得：X=7Y=6所以，圓盤排數(shù)為7排，環(huán)錘排數(shù)為6排。5、篩板的篩孔尺寸破碎時，篩孔尺寸按下式近似確定：C=(1.5——2)d式中，d—最大的出料粒度。所以0(1.5-—2)X15=22.5-一30mm,取C=30mm。即：篩板的大小為30nun。6、轉子的轉速轉子的轉速影響著環(huán)槌沖擊式破碎機的破碎效率，破碎比和生產能力。它取決于環(huán)錘破碎物料所需的圓周速度。破碎物料時，環(huán)錘與物料沖擊點的圓周速度可以按下式近似地確定。V=7.73(Vdp/rod)2m/s式中,d-一最大的出料粒度,cm：op-一破碎每的瞬間阻力，取op=32Kg/cm2ro物料的容重，g/cm3。生產時間標明,破碎每時的圓周速度通常在35—-75m/s范圍內較適宜0所以:V=7.73J[dp/(rod)]2=7.73V[32/(1.2X1.5)]2=52.25m/s在35一-75m/s的范圍內。(因為破碎每的時候，圓周速度在35—75m/s)°7、生產率環(huán)錘沖擊式破碎機的生產率可按下式計算Q二aDPLpT/h式中，。一-系數(shù)，a隨篩孔直徑而變，篩孔直徑越大，a值也越大,一般a=300一-400oD轉子的直徑，m：PL-一轉子的長度,m：P所以：Q=400X1.1X1=440T/h即：環(huán)錘沖擊式破碎機的生產率的生產率為440T/ho8、轉子軸的受力分析和強度計算轉子軸是環(huán)錘沖擊式破碎機的重要零件之一，為了保證機器穩(wěn)定地運轉，為了提高轉子軸使用壽命，應該詳細地研究轉子的受力情況。在環(huán)錘沖擊式破碎機中，轉子軸上作用有三類載荷，這一點在f400環(huán)錘沖擊式破碎機模型的試驗則市中得到了正式，第一類載荷是轉子軸自重和皮帶輪上的張力生產的：第二類載荷是由于轉子的不平衡而生產的離心力：第三類載荷是環(huán)錘與物料碰撞而生產的沖擊而在轉子軸上生產的附加反力。它取決于作用在轉子上的沖量及由環(huán)錘，轉子體及支撐組成的彈性系統(tǒng)的剛度，這樣載荷每個瞬時大小不等，其作用時間又短，僅為千分之幾秒。、軸的校核根據(jù)前面知道軸的最小軸徑為dl=71.00mm,P=34.8Kw,n=740r/min。由式:T=9550p/n14-(0.2713)=6.27Mpa。T=955034.84-74014-(0.2713)T=6.27MPa查《機械設計基礎》課本表15—2可知，(T)=30—40Mpa。所以，T=6.27<(T),軸的扭轉剛度足夠。、鍵的校核由于鍵的連接是靜連接，所以質=4T/dhlW[o]式中，d-一軸的直徑，單位為'nun：母擰緊。在每根銷軸上裝有若干個環(huán)錘，圓盤上配置了若干根銷軸。格篩設在轉子的下方，它由弧形篩架和篩板組成。篩架分左右兩部分。篩架上的篩板由數(shù)塊拼成。篩板利用自重和相互擠壓的方式固定在篩架上。篩板上鑄有篩孔，篩孔略成錐形，內小外大，以利排礦?；⌒魏Y架的兩端都懸掛在橫軸上，橫軸通過吊環(huán)螺栓懸掛在機架外側的凸臺上。調節(jié)吊環(huán)螺栓的上下位置可以改變錘頭端部與篩板表面的間隙大小。格篩左端與機架內壁有一間隙空腔，便于非破碎物從此空腔排出機外，防止非破碎物在機器內損壞其他零件。篩格的左上方裝有平面破碎板。環(huán)錘沖擊式破碎機的機架是用鋼板焊成箱型結構。機架沿轉子中心線分成上、下機架兩部分，彼此用螺栓固定在一起。上機架的上方有給礦口。在機架的內壁（與礦石可能接觸的地方）裝有鎰鋼襯板。為了便于維修，在上、下機架的兩側均設有檢查門。環(huán)錘沖擊式破碎機具有破碎效果好，生產率高、能耗低、振動小、噪聲低等優(yōu)點。在國外火力發(fā)電中得到了廣泛的應用。環(huán)錘沖擊式破碎機是在錘式破碎機的基礎上發(fā)展起來的一種機型，雖然發(fā)展歷史較為悠久，但是，由于對其破碎理論缺乏深入的研究，因而至今未能建立系統(tǒng)而完善的環(huán)錘沖擊式破碎機設計計算方法。本設計的計算方法是在實驗室的試驗模型樣機測試的基礎上，參考了錘式破碎機和反擊式破碎機參數(shù)的有關計算公式，初步提出了環(huán)錘沖擊式破碎機的設計計算方法。

h鍵的高度，單位為mm：1-一鍵的工作長度，單位為mm。對于A型鍵，1=L-b:B型鍵，1=L：C型鍵：l=L-b/2:查《機械設計基礎》表10-9知道鍵的系數(shù)如下：(鍵寬b,鍵高h,鍵長1,鍵所在處的軸徑do)T=9550p/n=9550X34.8/740M49.11N-m由于鍵1》為C型鍵，所以，1=114,b=18,h=ll,d1=71mm,6p=4T/(dlhL)=4X449.11X1000/(71X11X114)=120.18Mpa查《機械設計基礎》表10-10知道，所以，鍵1》合格。鍵2》為A型鍵，所以L=280,b=22,h=14,d2=95,dp=4T/(d2hL)=4X449.11X1000/(95X14X975)=1.39Mpa<Lop]o所以，鍵2》也合格。因為鍵3》跟鍵1》一樣的鍵，所以鍵3》也合格。3)、彎矩、剪切圖TOC\o"1-5"\h\zF*F.\o"CurrentDocument"；nZTTITTZm1AB.CDeheh(KN.m)、軸承的校核根據(jù)《機械設計基礎》教材，得以小時數(shù)表示的軸承壽命為：L=106/(60n)(fC/P).0/3ehf=106/(60X730)(1X110/24.95)io/3二89730h>360X16X1.5所以，軸承的選擇合格：9?轉子的基本結構

圓盤的排數(shù)7環(huán)錘的排數(shù)6圓盤的直徑1000mm錘頭外圈直徑380mm錘頭內圈直徑300mm圓盤的寬度40mm環(huán)錘的寬度120nim圓盤與環(huán)錘的間隙1Onun10?附表破碎機的基本結構名稱符號結構尺寸上機殼65=15下機殼5151=15上機殼與下機殼上的助板厚度15軸承端蓋螺釘直徑與數(shù)目dnfd=8fn=6地腳螺釘通孔與直徑dfd=12f地腳螺釘沉頭座直徑DD=28上機殼與下機殼的螺栓直徑與數(shù)目dnd=10n=8定位銷直徑dnd=10n=8吊環(huán)nN=6端板與內壁的距離hH=16入料口板的螺釘直徑與數(shù)目dnfd=8n=10f八、設計總結畢業(yè)設計是一門培養(yǎng)機械工程類專業(yè)學生具有機械設計能力的主干技術基礎。通過對機器中典型的冬部件的設計理論與方法的介紹，使學生著重掌握機械設計知識，基本理論，基本方法和基本技能。通過這次畢業(yè)設計，我對自己所學的專業(yè)知識有了很好的認識和更深入的理解，能熟練的綜合運用所學知識，并有針對性的鍛煉了自己分析和解決機械領域內的一般工程應用問題的能力，同時也學到了處理實際工程問題的工作方法。培養(yǎng)了自己制定設計方案，調查研究，結構設計，理論計算以及繪圖和撰寫技術文件的能力，還讓我加深了對AUTOCAD制圖的運用。重要的是它讓我知道這三年沒有白學，有一定的收獲。緊張而有序的畢業(yè)設計結束了，在這幾個月里我進一步掌握了《機械設計》和《工程力學》等方面知識的內容，第一次綜合應用機械設計課程和其他相關的選修課程的理論及生產實踐的知識去分析和解決機械設計問題，懂得思考和動手相結合的重要性。通過這次畢業(yè)設計，我會在以后的工作中做的更好，更完善，更得心應手。最后，特別感謝銀金光老師的悉心指導，以及這三年來所有教育過我的老師正是在你們的教育與栽培下，才使我的畢業(yè)設計能夠順利完成！九、參考資料

周恩浦主編粉碎機械的理論與應用中南大學出版社2004.10張國旺環(huán)式破碎機主要參數(shù)設計的討論《中南工業(yè)大學報》第20卷第2期1989.4吳宗澤主編機械設計實用手冊（第二版）化學工業(yè)出版社2003.10周恩浦主編礦石機械（選礦機械部分）北京：冷金工業(yè)出版社1979銀金光論文《立式沖擊破碎機中單顆粒物料破碎能耗的分析》《礦山機械》2002、1期P銀金光’論文《立沖式破碎機轉子系統(tǒng)臨界轉速的分析》《礦山機械》2002、4期P32*33銀金光論文《錘式破碎機中單顆粒物料最大破碎力的研充》《礦業(yè)快報2002、11期》P銀簽光論文《節(jié)能型立軸式沖擊粉碎機基本參數(shù)的確定》《礦山機械》2006、10期P銀金光論文《錘式破碎機錘頭質量和材料的研究》《礦山機械》2007、1期銀金光論文《環(huán)錘沖擊式破碎機的動力學分析和電機功率的確定》《礦山機械》2007.1期銀金光，王洪主編銀金光，王洪主編銀金光，王洪主編2006.3王洪，銀金光主編銀金光，王洪主編銀金光，王洪主編2006.3王洪，銀金光主編機械設計基礎科學出版社銀金光，王洪主編銀金光，王洪主編2006.3王洪，銀金光主編工程力學中國林業(yè)出版社；北京希望電子出版社2006.3[14][14][14]機械零件設計手冊（第三版）下冶金工業(yè)出版社1995.10[15][14]第一部分畢業(yè)設計目的1、培養(yǎng)學生能熟練地綜合運用巳學過的基礎課、技術基礎課、專業(yè)課及選修課的知識與技能去分析和解決機械領域內的一般工程技術應用問題的能力，分析解決生產實際問題的能力，同時學到處理實際問題的工作方法。2、培養(yǎng)學生制定設計方案、調查研究、結構設計、實驗分析、理論計算和計算機編程以及繪圖和撰寫技術文件的能力。3、培養(yǎng)學生查閱有關設計手冊及圖表資料的能力。4、培養(yǎng)學生樹立正確的設計觀點，理論聯(lián)系實際的工作作風以及嚴肅認真、踏實苦干的工作作風以及答辯的能力。第二部分畢業(yè)設計內容一、畢業(yè)設計課題畢業(yè)設計課題：環(huán)錘沖擊式破碎機的設計。本課題可作為冶金機械、機械工程、機械設計制造及其自動化等專業(yè)的本科或?？频漠厴I(yè)設計題目。二、原始設計參數(shù)和工作條件1、原始數(shù)據(jù)：(第四組)分組第一組第二組第三組第四組第五組破碎物料煙煤、無煙煤、褐;煤，煤的密度為1200kg/m3生產能力Q(T/h)8~1215~2535~4560~8090^110入料粒度(mm)W100W140W180W220W250出料粒度(mm)W5W10<12W15W182、工作條件：環(huán)錘沖擊式破碎機在常溫下連續(xù)工作、單向運轉；空載起動，工作時較大沖擊；兩班制（每班工作8h）,要求環(huán)錘沖擊式破碎機設計壽命為8年，大修期為2年，中批量生產；工作轉速允許的誤差為±5%,三相交流電源的電壓為280/220V。3、設計步驟1、機構傳動方案的設計；2、電動機的選擇；3、V帶傳動的設計；4、環(huán)錘沖擊式破碎機的設計以及繪圖，在制圖過程中，邊計算、邊畫圖、邊修改，即所謂的“三邊”；5、繪制主軸、V帶輪、機架等零件圖；6、整理設計說明書。4、機構傳動方案的確定及設計A、齒輪傳動：結構緊湊，壽命長，成本高，平穩(wěn)傳動；B、V帶傳動：過載保護，吸振，成本低，結構不緊湊；C、鏈傳動：中載傳動，無彈性打滑，高溫，耐沖擊，噪音大，適應于低速軸。綜合上述三種傳動方案和己提供的原始設計參數(shù)和工作條件，選定V帶輪為傳動裝置。機構傳動方案設計示意圖如圖所示：1、電動機2、彈性聯(lián)軸器3、小帶輪4、大帶輪5、V帶6、環(huán)錘沖擊式破碎機7、飛輪三、電動機選擇選擇電動機包括選擇電動機類型、結構形式、功率、轉速和型號。1、擇電動機的類型和結構形式電動機的類型和結構形式應根據(jù)電源種類（直流或交流）、工作條件（環(huán)境、溫度等）、工作時間的長短（連續(xù)或間隙）及載荷的性質、大小、起動性能和過載情況等條件來選擇。工業(yè)上一般采用三相交流電動機。Y系列三相交流異步電動機由于舊有結構簡單、價格低廉、維護方便等優(yōu)點，故其應用最廣。當轉動慣量和啟動力矩較小時，可選用Y系列三相角落異步電動機。在經常啟動、制動和反轉、間隙或短時工作的場合（如起重機械和冶金設備等），要求電動機的轉動慣量小和過載能力大，因此，應用起重及冶金的YZ和YZR系列三相異步電動機。電動機的結構有開啟式、防護式、封閉式和防爆式等，可根據(jù)工作條件來選擇。Y系列電動機的技術據(jù)和外形尺寸參見下表1和20Y系列電動機（摘自JB/T8680.1-1998）為全封閉自扇冷式籠型三相異步電動機，是按照國際電工委員會（IEC）標準設計的，具有國際渙渙的特點。用語空氣中不含易燃、易炸或腐蝕性氣體的場所。適用于電源電壓為3