錘式破碎機和破碎機(編輯修改稿)

　

【文章內(nèi)容簡介】 44 所示。 ② 做彎矩圖： 根據(jù)上面的圖，我們就可以計算出水平方向和垂直方向力所產(chǎn)生的彎矩圖，按照得出的結(jié)果做出水平面 上的彎矩 HM 圖和垂直面上的彎矩圖上 FM ，然后按照 下面 公式推導(dǎo)出總彎矩，并作出 M 圖，如圖 44所示。 11 22 VH MMM ?? ③ 作扭矩圖，如圖 43所示： ④ 作計算彎矩圖 根據(jù)總彎矩圖和扭矩圖，求出計算彎矩 ?cM ，并 繪制 ?cM 圖。其計算公式 為 ： ?cM = ? ?22 TM ?? 上式中， ? ── 應(yīng)力循環(huán)特性差異的系數(shù)。 因為 大部分 彎曲應(yīng)力是對稱循環(huán)的變應(yīng)力，故在求計算彎矩 時， 需要考慮 循環(huán)特性差異的影響。根據(jù)經(jīng)驗， 當(dāng)扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為靜應(yīng)力時，取 ?? ； 當(dāng)扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力時， ?? ； 當(dāng)扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為對稱循環(huán)變應(yīng)力時，取 1?? 。 ⑤ 校核軸的強度 按第三強度理論，計算彎曲應(yīng)力 上式中， W ── 軸的抗彎截面系數(shù)（ 3mm ）。 ? ?1?? ── 軸的許用彎曲應(yīng)力（ Mpa ）。 12 由表可查 ? ?1?? 為 60 Mpa W 的計算公式，根據(jù)截面的不同而不同。所以，其計算公式為： W = ? ? TWdd tdbtd 323 ???? 主軸的載荷分析圖如下圖 44 所示： M C αTα TMR V1 R V2F1FF2F圖4 4 ⑥ 求軸上的支反力及彎矩 由 以上確定的結(jié)構(gòu)圖可以 得 出簡支梁的支承距離。 根據(jù)以上可以得出下表各值 ，主要包括，載荷、支反力、彎矩、總彎矩、扭矩、計算彎矩等 。 表 41 計算彎矩的求法 13 我所設(shè)計的破碎機 進行具體的校核計算時， 只要 校核軸上的承受的最大彎矩以及扭矩的剖面的強度 即可 。 MpaWM Cc ??? ??? 按教材中表 ，對于 MpaB 600?? 的碳鋼，在承受對稱循環(huán)變應(yīng)力時的許用應(yīng)力? ? ??? cMpa ?? 55 。故安全。 軸的疲勞強度條件的校核計算： 時 ， 可以 設(shè)外力為變應(yīng)力 且 單向不穩(wěn)定，主軸的材料 選 45號鋼 ， 調(diào)質(zhì)后的性能為 Mpa3071 ??? ， 0N = 5 610 ， 9?m 。此材料做試件進行強度試驗 可以得到 ，當(dāng) 對稱循環(huán)變應(yīng)力 Mpa5001 ??? 時， 作用 410 次 。當(dāng) Mpa4002 ??? 時 ，作用 510 次。根據(jù)這些條件， 可以 計算該主軸在 上述條件下 的計算安全系數(shù)。 根據(jù)公式 5004001090050010105119959461 10???????????????????????????????????? ??mzimiis nNK ?? 主軸的安全系數(shù)為： 載荷 F 垂直面 V 支反力 R R21 VV R? =1000N（總重量按 200Kg） 彎矩 Mv mmNM v ??? 2 4 0 0 01 4 2 6 0 0 04 5 0 0 0 02 4 0 0 02 ????VMmmN? 總彎矩 M mmNM ??? 2 4 0 0 01 mmNM ?? 4 2 6 0 0 02 扭矩 T T=9550000 =396325 計算彎矩 ?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 又根據(jù)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 由上述結(jié)果可以得出 ，該主軸在對稱循環(huán)變應(yīng)力的作用下， 可以 承受 ? 次的應(yīng)力循環(huán)。 ： ① 降低主軸應(yīng)力集中。 ② 選用材料需要疲勞強度高 。 ③ 降低主軸的表面粗糙度 。 ④ 在條件允許的情況下最大限度 地減小或消除主軸表面可能發(fā)生的初始裂紋的尺寸 。 ⑤ 采取 降溫 或者 減載荷 的方法 ，對于發(fā)熱摩擦副的軸頸采取降溫 措施 ，可顯著提高其疲勞壽命。 軸承的選擇 大部分軸承已經(jīng)標(biāo)準(zhǔn)化，所以我們在選擇的時候，需要按照實際情況來進行抉擇。對于組合軸承來說所包含的設(shè)計內(nèi)容較為復(fù)雜，大致分為： 安裝、調(diào)整、潤滑、密封等一系列內(nèi)容的設(shè)計。 15 軸承的零部件主要是由 軸承鉻鋼 制造，在經(jīng)過熱處理之后，其硬度一般高于 HRC60。其零部件一般 需要 150度回火處理，因此，正常工作情況下為保證其硬度，其工作溫度低于 120度。 軸承的進行情況，要求選擇依據(jù)主要為粉碎機類型，因有 900和 1100之間的速度這么長時間為主軸，高速工作，因軸承上，負(fù)荷增加造成統(tǒng)一的錘頭磨損，不額外的力量。支承間距太大了，會產(chǎn)生撓度，同時也難以保證，圓柱滾子軸承向心性。 圖 45 軸承的游動和軸向位移 在前、后軸承的溫度差別較大，實際工作中，為了防止軸殼熱模具，軸承軸固定，另一端可軸向位移。這確保了軸軸承的內(nèi)圈 和外圈可以繼續(xù)工作的相對位置的變化。同時，差距還可以配備一個圓柱孔，保證孔外可以軸向移動相對于座椅。 軸承的安裝和拆卸 為使拆卸方便，所以設(shè)計的時候應(yīng)該考慮到有剖分面，這樣在選擇軸承的時候則可以優(yōu)先選用可以內(nèi)外圈分離的軸承。 16 圖 46 傳動方式的選擇與計算（ V 帶傳動計算） 此部分的計算主要是 V帶的傳動計算，帶輪結(jié)構(gòu)型式的選擇主要是帶輪基準(zhǔn)直徑的選擇。帶輪 基準(zhǔn)直徑與 其連接的 電動機的型號有關(guān)。 由前面得出的計算， 可以采用 Y系列的三相異步 電動機，其額定功率為 45KW。型號是 Y225M2。滿載轉(zhuǎn)速 2970r/min，額定轉(zhuǎn)速 3000r/min。 因為大帶輪的轉(zhuǎn)速 限制 在 900 r/min至 1100 r/min， 故 當(dāng)小帶輪的直徑依據(jù)電動機選擇160mm 時，大帶輪的基準(zhǔn)直徑依據(jù)傳動比可以求出 大約為 475， 對照 帶輪的基準(zhǔn)直徑有標(biāo)準(zhǔn)系列 表查得 ，可取 大帶輪直徑為 475mm。 帶根數(shù)的計算步驟如下 ： 1．先確定出帶的型號。 經(jīng)過查表得， pkp Ac ? 式中 p ── 名義傳動功率。 Ak ── 工作情況系數(shù)。 再查表 得 ， Ak 取 ， 由此 則可以計算出計算功率 Pc 為 63KW。再由表，可查出帶的型號為 A型。 2．需要確定單根 V帶的基本額定功率 0p 查表可得 ，對 A型帶，小帶輪轉(zhuǎn)速 約 2800 r/min，基準(zhǔn)直徑為 160mm 的情況下， 0p 為基本額定功率， 取 。 lK 為長度系數(shù)， 取 。 ?K 為包角系數(shù)， 取 。 17 0p? 為單根 V帶的基本額定功率的增量， 取 。 其值由帶的型號、小帶輪轉(zhuǎn)速以及傳動比確定。 則帶的根數(shù) z 就可以用 下式求出： ? ? ?kkpp pz lc 00 ??? 將上面的數(shù)據(jù)代入 得 ， 6?z 。過程如下： 根據(jù)其參數(shù)，仍然由教材書上的表可查到 ef, 。 f ── 靠近兩端的槽中心到帶輪端部的距離。 e ── 相鄰槽間的距離。 另外，根帶的型號和其基準(zhǔn)直徑 D，可以確定出輪槽角的大小和 min? ， pb ， minah ， minfh 。 min? ── 輪槽的根部到帶輪鍵槽的最小要求距離。 pb ── 相鄰帶輪在中心線上的距離。 minah ── 齒頂高的最小距離。 minfh ── 齒根高的最小距離。 飛輪的設(shè)計與計算 飛輪有著儲存能量的 作用，從而使在破碎較大物料的時候不至于使速度損失過大，同時也減小了電機的尖峰負(fù)荷， 其結(jié)構(gòu)采用腹板式。 圖 47 其具體的尺寸可以采用常見的類型。只要 滿足并實現(xiàn) 其功能即可。如圖 48。 18 棘輪的選擇 凸輪運動通過棘輪實現(xiàn)的，棘輪已經(jīng)標(biāo)準(zhǔn)化，所以在具體的條件下對棘輪進行選擇。棘輪尺寸的選擇需要根據(jù)凸輪工作的狀況實現(xiàn)工作狀 況即可。此外，還需要對其進行經(jīng)濟性合理性做選擇。 優(yōu)越的棘輪機構(gòu)結(jié)構(gòu)簡單，動作可靠，制造方便。同時，每個尺寸調(diào)節(jié)范圍的棘輪軸轉(zhuǎn)角。但缺點是，工作室有棘輪機構(gòu)和沖擊噪聲，運動精度低 。 圖 48 固定在驅(qū)動軸上的棘輪機構(gòu)，并設(shè)置在驅(qū)動軸上的搖臂。當(dāng)搖桿順時針方向擺動，棘爪插入棘輪的齒，棘輪轉(zhuǎn)過一定的角度驅(qū)動。 時輕輕一甩止爪搖桿時，棘輪停止時針。同時，在后面的棘輪和棘輪的棘輪滑牙齒，一動不動。當(dāng)搖桿連續(xù)往復(fù)運動，然后單向棘輪間歇運動。 蓖條位置調(diào)整彈簧的選擇 彈簧作用主要 有以下幾點： 的 方向。 的作用。 量。 試 力的大小。 箱體結(jié)構(gòu)以及其相關(guān)設(shè)計 由于框架和箱 體 占大多數(shù)的機器的總重量的比例 的百分比較大 ，使其受到很大影響 在 加工精度和抗震性能 方面 。因此，一個框架的合理選擇與盒體的材料、尺寸和結(jié)構(gòu) ， 是提高精度，并節(jié)省材料，降低成本 很重要的一個環(huán)節(jié) 。 鑄造 的 材料 通 常用便于施工 且價格 便宜的鑄鐵。包括普通灰鑄鐵、球墨鑄鐵等。 對于該破碎機大型機座的制造常采用分零制造的方式，最后焊成一體。 19 大部分 機座 和受力不均勻產(chǎn)生的振動和變形 的箱體 。 在受到 是彎 矩 或者扭 矩時 對斷面形狀，強度和剛度變化的影響很大。為此，設(shè)計合理，箱體框架、斷面形狀，不增截面還使 質(zhì)量減小， 零部件質(zhì)量不增多。同時，增加橫截面系數(shù)和慣性力從而提高其強度。 肋板的布置 通常情況下，增加壁厚雖說在一定程度上可以加大機座和箱體的強度和剛度，但比不上設(shè)置肋板。因為加設(shè)肋板滿足上述條件的情況下同時減小質(zhì)量。由于破碎機的機殼是鑄件，因此不需要通過增加壁厚，這樣可以降低鑄造產(chǎn)生的 缺陷。低于部分焊接位置，薄壁更容易保證焊接品質(zhì) 。 第 5章 專題部分 錘頭結(jié)構(gòu)改造及耐磨性研究 摘要 本文中，不僅在理論的基礎(chǔ)上 對錘頭結(jié)構(gòu)的改進 做出了詳細(xì)的 分析， 還就 其 在實踐中所取得的效果給出了說明 。 就影響錘頭壽命的多種因素進行了全面的分析，并做出總結(jié)，而且 著重對錘頭材料的改進、研制和耐磨性從理論和實踐等不同角度進行了分析， 同時對最大破碎力、錘頭的合理調(diào)配進行