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附錄1 譯 文
摘 要:錘片磨損會(huì)破壞錘片式粉碎機(jī)轉(zhuǎn)子的平衡,加劇轉(zhuǎn)子振動(dòng)。該文的研究目的是基于虛擬樣機(jī)技術(shù)探討錘片磨損對(duì)轉(zhuǎn)子振動(dòng)的影響規(guī)律。采用MDT和vN4D建立了SFSP112×30型錘片式粉碎機(jī)轉(zhuǎn)子的虛擬樣機(jī)模型,對(duì)不同錘片磨損情況下粉碎機(jī)轉(zhuǎn)子的振動(dòng)進(jìn)行了仿真。結(jié)果表明:錘片磨損后,轉(zhuǎn)子振動(dòng)頻率組成變化不大,而振動(dòng)幅值和強(qiáng)度變化較大,其中低頻段振動(dòng)強(qiáng)度增強(qiáng),高頻段振動(dòng)強(qiáng)度降低;導(dǎo)致轉(zhuǎn)子質(zhì)心徑向偏移的錘片磨損使轉(zhuǎn)子振動(dòng)幅值和強(qiáng)度均變大,而導(dǎo)致質(zhì)心軸向偏移的磨損對(duì)轉(zhuǎn)子振動(dòng)影響不大;同樣由于轉(zhuǎn)子質(zhì)心的徑向偏移,轉(zhuǎn)子受迫振動(dòng)頻率強(qiáng)度增加較多。因此,為了降低子運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)的振動(dòng),最好避免轉(zhuǎn)子質(zhì)心發(fā)生徑向偏移。
關(guān)鍵詞:錘片式粉碎機(jī)；錘片；虛擬樣機(jī)(VP)；磨損；振動(dòng)
簡(jiǎn) 介
能從谷物中的營(yíng)養(yǎng)提取出來(lái)的飼料粉碎機(jī)已經(jīng)發(fā)展很多年了。但是因?yàn)樗荒芴幚硖厥獾脑?，像谷?lèi)食品和礦石，所以除了丕林島（地名）的少數(shù)人在研究飼料粉碎機(jī)外，很少人去研究他。盡管飼料粉碎機(jī)已經(jīng)可以解決很多問(wèn)題，比如振動(dòng)、噪音、堵塞，用他特有的結(jié)構(gòu)來(lái)解決問(wèn)題，而且可以連續(xù)工作并達(dá)到一定的精度。
雖然一些方法，比如比較低的回轉(zhuǎn)速度，寬的轉(zhuǎn)子直徑被采用，好轉(zhuǎn)了他的性能，但是那些問(wèn)題不能扯得的被解決。最近，分析了飼料粉碎機(jī)在工作狀態(tài)下轉(zhuǎn)子的轉(zhuǎn)速，旋轉(zhuǎn)的速度能被粉碎機(jī)控制在稍低或者稍高的程度。轉(zhuǎn)子的轉(zhuǎn)速在正常工作下都是不變的，除了在長(zhǎng)時(shí)間工作摩擦后。由于錘片的排列或者是其他的因素，產(chǎn)生轉(zhuǎn)子的離心力不固定，所以錘片的磨損是不均衡的，因此，我們要學(xué)習(xí)掌握錘片要磨損時(shí)候的特征，為了使粉碎機(jī)振動(dòng)保持穩(wěn)定。
實(shí)質(zhì)上的原型技術(shù)（VP）是一個(gè)用cad加工程序代替真實(shí)的模型，為了測(cè)試這種產(chǎn)品的特性和特征。這就像電腦的硬件和軟件的發(fā)展，網(wǎng)絡(luò)技術(shù)通過(guò)vp技術(shù)開(kāi)展起來(lái)。同時(shí)，傳統(tǒng)的模擬技術(shù)對(duì)VP的認(rèn)識(shí)理解很有基礎(chǔ)。除了高科技種田，VP技術(shù)還適用于日益發(fā)展的農(nóng)業(yè)機(jī)械設(shè)計(jì)。作者努力的將VP技術(shù)應(yīng)用于工程分析技術(shù)。
對(duì)于飼料粉碎機(jī)中轉(zhuǎn)子單一的動(dòng)力模型，被用來(lái)發(fā)展轉(zhuǎn)子動(dòng)力學(xué)，轉(zhuǎn)子有效的運(yùn)動(dòng)模型被MDT和VN4D當(dāng)做虛擬原型來(lái)用。VP技術(shù)模擬不同情況的磨損下，研究轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)動(dòng)時(shí)的震動(dòng)和錘片磨損的分析。
1.單一化轉(zhuǎn)子的模型
SFSP112×30的轉(zhuǎn)子的錘片被均勻的排列，它是由定子、滾球軸承、錘片、軸子組成，最大轉(zhuǎn)速為1480r/min。所以它的最大頻率應(yīng)該是1480/60=24.6Hz。
圖一 SFSP112×30的轉(zhuǎn)子圖表
基于集總的單一化原則叁數(shù)方法 被單一化的模型應(yīng)該有同樣的總質(zhì)量，瞬間的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量有最初的質(zhì)心位置決定。粉碎機(jī)的轉(zhuǎn)子被單一化的分別運(yùn)行在六個(gè)圓盤(pán)里。在這系統(tǒng)里，每一個(gè)自我排列的定子，會(huì)在壓力的作用下自己運(yùn)行到指定的位置，能夠計(jì)算出他們最后的位置。
2.轉(zhuǎn)子的虛擬原型
轉(zhuǎn)子的3D模型需要建立在一個(gè)MDT的三維建模軟件上，VP的技術(shù)原本是用來(lái)實(shí)現(xiàn)Vn4D的，其中包括重要的參數(shù)從轉(zhuǎn)子的發(fā)動(dòng)機(jī)的功率。一些重要參數(shù)列出如下
（1）定子連接上，平鍵連接被強(qiáng)固連接完全代替；
（2）強(qiáng)固連接也被用來(lái)連接圓盤(pán)；
（3）因?yàn)檩S子被用來(lái)限制錘片的位置，所以強(qiáng)固連接被用來(lái)限制軸子和錘片的位置；
（4）在錘片和螺釘通過(guò)強(qiáng)固連接，來(lái)限制彼此的旋轉(zhuǎn)動(dòng)作，來(lái)完成軸的夾緊；
（5）球軸承被軸襯所代替，軸襯確定參數(shù)。
（6）電動(dòng)機(jī)的限制被增加到左邊的結(jié)束，他的參數(shù)、轉(zhuǎn)力矩輸出功能被設(shè)置在平衡的感電電動(dòng)機(jī)上
3.VP技術(shù)的模擬分析
為了要加速模擬速度，唯一的沒(méi)有外部的那些環(huán)境應(yīng)用的負(fù)荷被模擬，同時(shí)，粉碎機(jī)需要非常短的加速時(shí)間，沒(méi)有負(fù)載的環(huán)境是不可能的。粉碎機(jī)需要加速的這段時(shí)間內(nèi)，轉(zhuǎn)子跑到他的位置上。 錘片的排列的結(jié)果，在研磨中起作用的軸通常用不同種型號(hào)，錘片通過(guò)定子的排列的長(zhǎng)短來(lái)確定。因此質(zhì)心上的轉(zhuǎn)子偏離最初的位置。根據(jù)概率公差，質(zhì)心的方向也就是軸運(yùn)動(dòng)的方向，磨損的方向是在情理之中的。此外，和磨損情形對(duì)比，錘片的磨損也是模擬的。
根據(jù)模擬的結(jié)果列出表1
磨損的圖被展現(xiàn)在圖4上，第四個(gè)錘片和軸子被標(biāo)在Ⅰ和Ⅳ上，當(dāng)從軸向觀察，每組的錘片，每組都標(biāo)著1到8平行的定子，在圖4A磨損程度每個(gè)錘片是平等的。圖 4B條的磨損程度，每個(gè)錘片的一組是不平等的，而相應(yīng)的錘片組有Ⅰ ，Ⅲ 同樣的磨損程度。至于Fig.4c和Fig.4d的磨損程度的錘片是不相同完全。圖5顯示振動(dòng)加速度和動(dòng)力頻譜圖的球軸承收集在這一過(guò)程中，該轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)過(guò)第一第二輪之后， 14號(hào)實(shí)線代表的振動(dòng)響應(yīng)左軸承和虛線代表是正確的。 圖4示意圖磨損形式。錘片的磨損的主體部分的振動(dòng)頻率之前和之后沒(méi)有變化。 但強(qiáng)度在每一個(gè)頻率是完全不同的圖5振動(dòng)響應(yīng)每個(gè)軸承從相應(yīng)的頻率，損壞轉(zhuǎn)子。在低頻階段加強(qiáng)和強(qiáng)度削弱了在高頻率的階段。特別是根據(jù)“甚至磨損”形勢(shì)的變化很大大于其他情況下。和同樣的結(jié)論可以發(fā)現(xiàn)振動(dòng)擴(kuò)增管轉(zhuǎn)子。通過(guò)對(duì)比Fig.5b和Fig.5c ， 可以推斷，徑向偏移嚴(yán)重破壞了平衡的轉(zhuǎn)子。這一結(jié)論也可以通過(guò)Fig.5d和 Fig.5e的對(duì)比得到。由于徑向偏移量“相鄰不均勻磨損“顯然是大于“不對(duì)稱(chēng)不均勻磨損” 。強(qiáng)度在強(qiáng)迫振動(dòng)頻率（24.67赫茲）增加多少更根據(jù)“甚至耐磨”和“相鄰不均勻磨損”的情況，雖然有點(diǎn)變化根據(jù)以上兩種情況對(duì)比。
4結(jié)論
?（1）磨損形式并不影響能使錘片的振動(dòng)頻率改變的轉(zhuǎn)子。然而，它確實(shí)帶來(lái)了明顯的變化強(qiáng)度的頻率，其中的強(qiáng)度低頻率的階段，同時(shí)加強(qiáng)這一高頻率階段的削弱。
（2）徑向偏移現(xiàn)實(shí)出來(lái)是不穩(wěn)定的轉(zhuǎn)子相對(duì)于軸向偏移。振幅和強(qiáng)度大大增加時(shí)質(zhì)心偏離徑向。
（3）強(qiáng)度的強(qiáng)迫振動(dòng)頻率大大提高時(shí)，會(huì)出現(xiàn)無(wú)論是錘片磨損均勻或鄰近群體錘片磨損不均等方面的磨損情況。它需要較大的徑向力來(lái)抵消這兩個(gè)磨損形式，結(jié)果是不穩(wěn)定的轉(zhuǎn)子。
（4）基于以上這些結(jié)論，為了控制飼料粉碎機(jī)的轉(zhuǎn)子的振動(dòng)，飼料粉碎機(jī)的轉(zhuǎn)子不應(yīng)徑向偏移。因此，轉(zhuǎn)子需要很好的平衡特別是需要在達(dá)到動(dòng)態(tài)平衡之前進(jìn)入正常的運(yùn)行。
附錄2 英文參考資料
Vibration generated by the abrasion of the hammer slicein feed-grinder based on virtual prototype technology
Abstract: The abrasion of the hammer slice can cause the rotor of the feed-grinder to lose balance and then make the grinder vibrate. A virtual prototype (VP) based on the rotor of SFSP112×30 feed-grinder was set up by using MDT and vN4D for investigating the relationship between the abrasion of the hammer slice and the vibration of the rotor. By simulating the VP with various abrasion forms, it has been found that the abrasion form does not influence the makeup of the vibration frequency but the intensity. That is, the intensity of the low-frequency stage strengthens but that of the high-frequency stage weakens when the hammer slices are worn out. The vibration amplitude and intensity both increase when the abrasion makes the centroid of the rotor offset radially. However, they do not change much when the centroid offsets axially. The intensity of the forced vibration frequency also greatly rises when the center of mass offsets radially.
Therefore, to damp the vibration of the feed-grinder the centroid of the rotor had better not offset radially.
Key words feed-grinder; hammer slice; virtual prototype (VP); abrasion; vibration
Vibration generated by the abrasion of the hammer slice in feed-grinder based on virtual prototype technology[J]. As one of the kernel equipment in feedstuff processing industry, the feed-grinder has been developed for years. But because of its special processing object, like cereal and mineral, there are few theoreti- cal studies on the feed-grinder except some experimen- tal researches. However, while the feed-grinder runs into many problems such as vibration, noise and clog- ging which mainly result from its own structure char- acteristics, running environment and fitting precision.
Although some methods such as lower rotational speed and wider rotor diameter have been adopted to im-prove its performance, those problems cannot be thor- oughly solved. Recently, et al has analyzed the vibration of the feed-grinder by calculat- ing the natural frequency of the rotor. Therefore, the rotation speed can be adjusted to be lower or high- er than the resonance speed to damp the vibration of the pulverator. But the natural frequency of the rotor is not constant, especially after long time grinding. On account of the array of the hammer slices and other factors, the hammer slices usually abrade unevenly, which causes the eccentricity of the rotor and then make the grinder vibrate[9]. Therefore, studying the characteristics when the hammer slices abrade is quite practical for taking better action to damp the vibration of the pulverator.
Virtual prototype (VP) technology is a process ofusing a CAD model, instead of a physical prototype, to test and evaluate the specific characteristics of a product or a manufacturing process[1]. The develop- ment of hardware and software of computer and network technology widely expands the application of VP. Meanwhile, traditional optimization and simula- tion techniques provide essential foundation to realize VP. Except for the hi-tech field, VP technology has also been applied to agricultural machinery design increasingly[10]. The authors attempt to apply VP technology to the engineering analysis of general machinery.
In this paper a simplified dynamic model for the rotor of the feed-grinder was developed based on rotor dynamics and the corresponding virtual prototype of the rotor was generated by using MDT and vN4D. By simulating the VP under different abrasion situations, the vibration characteristics of the rotor when the hammer slices abrade was analyzed.
1 Simplified model of the rotor
The rotor of SFSP112×30 feed-grinder with the symmetrical hammer slice array is shown in Fig.1. It consists of spindle, ball bearings, disk boards, ham-mer slices, pins and sleeves and its full-load rotational speed is 1480 r/min. So its frequency of the forced vibration should be 1480/60=24.67Hz.
Fig.1 Diagram of the rotor of SFSP112×30 feed-grinder
Based on the simplification principle of lumped parameter method[2]that the simplified model should have the same gross mass, moment of inertia and posi- tion of centroid to the original, the rotor of the pulver- ator was simplified into a one-span six-disc rotor system with two springs' support, as shown in Fig.2. The right end of the spindle and the center of each ball bearing and disk board are chosen as the positions of six disks. Fig.2 Simplified model of the rotor
The ball bearing is generally considered that it only provides stiffness because of its small damping[3]. In the system each self-aligning bearing on one side of the spindle is modeled as a spring, the stiffness of which can be calculated in the light of the following equation[4]:
2 Virtual prototype of the rotor
The 3D model of the rotor which only includes parts related to the simulation was built in MDT, a three- dimensional modeling software. The initialization of VP was fulfilled in vN4D, including importing the 3D model from MDT, modifying constraints between the parts and appending motor power[5]. Some important steps are listed below:
1) Instead of flat key joint each disk board is attached to the spindle by rigid joint which locks two bodies together absolutely.
2)Rigid jointis also used to fasten the pin with the disk board.
3) Because sleeves are used to limit the positions of the hammer slices, rigid joint is set as the constraint between the sleeve and the pin.
4) Constraint between the hammer slice and the pin is revolution joint, which is used to limit the motion of two bodies so that one body only rotates about a certain axis with respect to the other body.
5) The ball bearings are replaced by bushing constraint which can simulate the function of ball bearings. Eq. (1) is set as the stiffness function parameter of bushing constraint.
6) A motor constraint is added to the left end .
3 VP simulation and analysis
In order to accelerate the simulation speed, only those circumstances without external applied load were simulated. Meanwhile, since the pulverator needs a very short accelerating time, only the stage when the rotor runs stably is considered in this paper. As a result of the permutation of the hammer slices, the axial distribution of the material in the mill housing is often inhomogeneous and so does the wear extent of each hammer slice along the spindle. There- fore, the centroid of the rotor deviates from its original position. According to the probable deviation direction of the centroid, namely, radial, axial and both directions, four kinds of abrasion forms were specified. Furthermore, to contrast with the vibration under abrasion situations the performance with undamaged hammer slices was also simulated. The results of simulation are listed in Table 1.Table 1 VP simulation results with five abrasion forms of hammer slices
The diagrammatic sketch of the assumed abrasion forms is shown in Fig. 4. The four pin-and-sleeve groups were labeled fromⅠtoⅣclockwise when viewed from the axial direction and the hammer slices in each group are all marked from 1 to 8 parallel to the spindle. In Fig.4a the worn extent of each hammer slice is equal. In Fig. 4b the worn extent of each hammer slice in one group is unequal while the corresponding hammer slices in groupⅠandⅢhave the same worn extent. As for Fig.4c and Fig.4d the worn extent of the hammer slice is not identical entirely.
Figure 5 shows the vibration acceleration and power spectrum diagram (PSD) of the ball bearings collected in the process that the VP of the rotor ran for one second after it had wheeled for 14 s. Real line represents the vibration response of the left bearing and dashed line represents that of the right one. Fig.4 Sketch of abrasion forms.
The component of the vibration frequency changes little before and after the hammer slices are worn out. But the intensity at each frequency is quite different Fig.5 Vibration response of each bearing from the corresponding frequency of undamaged rotor.
At low-frequency stage the intensity strengthens and weakens at high-frequency stage. Especially the intensity under " even abrasion" situation changes much greater than that under other situations. And the same conclusion can be found for the vibration amplitude of the rotor. By contrasting Fig.5b and Fig.5c, it can be inferred that the radial offset of the centroid badly destroyed the balance of the rotor. This conclusion can also be acquired by contrasting Fig.5d and Fig.5e because the radial offset quantity of "adjacent uneven abrasion" is obviously larger than that of "asymmetric uneven abrasion". The intensity at the forced vibration frequency (24.67Hz) increases much more sharply under " even abrasion" and " adjacent uneven abrasion" situations while it changes a little under the other two situations.
4 Conclusions
1) The abrasion form of hammer slice does not influence the makeup of the vibration frequency of the rotor. However it really brings obvious changes to the intensity of the frequency, which exhibits that the intensity of low-frequency stage strengthens while that of high-frequency stage weakens.
2) The radial offset of the centroid can markedly disrupt the balance of the rotor compared with the axial offset. The vibration amplitude and intensity both increase greatly when the center of mass deviates radially.
3) The intensity at the forced vibration frequency is greatly raised when either the hammer slices wear evenly or the adjacent hammer slice groups wear unevenly with respect to other abrasion forms. It owes to the larger radial centroidal offset of these two abrasion forms that results in the imbalance of the rotor.
4) Based on these conclusions above, in order to damp the vibration of the feed-grinder the centroid of the rotor should not present radial offset. So the rotor needs to be well balanced especially in the dynamic balance test before going into operation.
UNIVERSITY
本 科 畢 業(yè) 論 文（設(shè) 計(jì)）
題目： 錘式制磚原料粉碎機(jī)的設(shè)計(jì)
學(xué) 院：工學(xué)院
姓 名：
學(xué) 號(hào)：
專(zhuān) 業(yè)：機(jī)械設(shè)計(jì)制造及其自動(dòng)化
年 級(jí)：2008級(jí)
指導(dǎo)教師：XXXXXXX 職 稱(chēng)：教授
二○一二 年 五 月
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摘要
制磚原材料的粉碎是磚坯生產(chǎn)過(guò)程中的關(guān)鍵工序，隨著科學(xué)技術(shù)的不斷發(fā)展，以及市場(chǎng)需求的變化，各行各業(yè)也起著日新月異的變化，錘式粉碎機(jī)可將制磚用原材料經(jīng)過(guò)粉碎后達(dá)到制磚粒度的要求。本設(shè)計(jì)提出的錘式制磚原料粉碎機(jī)適用于頁(yè)巖、煤矸石等制磚原材料的粉碎精選處理。
我所設(shè)計(jì)的制磚原料粉碎機(jī)是在原通用設(shè)備的基礎(chǔ)上通過(guò)革新改進(jìn)、現(xiàn)場(chǎng)觀察后完善研制而成的一種新型粉碎設(shè)備。其特點(diǎn)是：結(jié)構(gòu)合理，性能可靠，錘頭采用高耐磨性和韌性的高錳材料鑄造并經(jīng)熱處理工藝，可調(diào)整使用最大四次角面。主軸密封性良好。篩體采用破碎軸形式單獨(dú)設(shè)計(jì)，更換方便、維修便利、出料利落、不易賭塞，可確保整條生產(chǎn)線其他設(shè)備正常工作，達(dá)到機(jī)械設(shè)備設(shè)計(jì)產(chǎn)量要求，是磚瓦生產(chǎn)過(guò)程中的理想配套設(shè)備。
這次我所設(shè)計(jì)錘式粉碎機(jī)是單轉(zhuǎn)子的、不可逆的、多排的、帶鉸接錘頭的粉碎機(jī)。
關(guān)鍵詞：制磚原料、錘式、轉(zhuǎn)子、粉碎機(jī)
Abstract
Brick making raw material grinding is the key procedure of brick production, along with the continuous development of science and technology, as well as the change of market demand, all trades and professions also plays a change rapidly changes, hammer crusher can be for brick-making raw materials through crushing to brick size requirements.The design of the hammer type crusher is suitable for raw material for making brick shale, coal gangue brick making raw material crushing selection processing.
I designed the brick raw material mill is in the original universal equipment on the basis of innovation, through on-site observation after the perfect development of a new type crushing equipment.Its characteristics are: reasonable structure, reliable performance, hammer with high wear resistance and toughness of high manganese cast material and the heat treatment process, can be adjusted using the maximum four angle face.Main shaft seal of good.The sieve body adopts the crushing shafts form a separate design, convenient replacement, repair facilities, discharging agile, not easy to jam, can ensure that the entire production line and other equipment was working properly, achieves the machinery and equipment design and production requirements, is the brick and tile production process equipment supporting the ideal.
This time I design a hammer crusher is a single rotor, irreversible, multiple rows, with a hinged hammer crusher.
Key words: Raw material for making brick、Hammer type、Rotor 、Pulverizer
目錄
第1章 緒論 1
1.1 錘式粉碎機(jī)的工作原理及其應(yīng)用 1
1.1.1 錘式粉碎機(jī)的工作原理 1
1.1.2 錘式粉碎機(jī)的應(yīng)用 - 1 -
1.2 錘式粉碎機(jī)的類(lèi)型 - 2 -
1.3粉碎機(jī)的特點(diǎn) - 2 -
1.3.1粉碎機(jī)的優(yōu)點(diǎn) - 2 -
1.3.2錘式粉碎機(jī)的缺點(diǎn) - 2 -
第2章 錘式粉碎機(jī)的主體構(gòu)造 - 2 -
2.1 機(jī)架 - 2 -
2.2 轉(zhuǎn)子 - 3 -
2.3 破碎軸 - 3 -
2.4 托板和襯板 - 3 -
2.5 密封防塵裝置 - 3 -
第3章 錘式粉碎機(jī)的結(jié)構(gòu)參數(shù)和工作參數(shù)的選擇和計(jì)算 - 4 -
3.1 基本結(jié)構(gòu)參數(shù)的計(jì)算與選擇 - 4 -
3.1.1 轉(zhuǎn)子的直徑和長(zhǎng)度 - 4 -
3.2 主要工作參數(shù)的計(jì)算 - 4 -
3.2.1 轉(zhuǎn)子速度 - 4 -
3.2.2 生產(chǎn)率 - 5 -
3.2.3 電機(jī)功率 - 5 -
3.2.4 轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)速與錘頭重量 - 6 -
第4章 錘式粉碎機(jī)主要零件的設(shè)計(jì)計(jì)算 - 8 -
4.1 主軸的相關(guān)設(shè)計(jì)、計(jì)算與校核 - 8 -
4.1.1 主軸的設(shè)計(jì) - 8 -
4.1.2 主軸的強(qiáng)度校核 - 11 -
4.1.3 鍵的強(qiáng)度校核 - 14 -
4.2 錘架 - 14 -
4.3 錘頭 - 15 -
4.4錘頭的打擊平衡計(jì)算 - 16 -
4.5 飛輪的計(jì)算與設(shè)計(jì) - 19 -
4.5.1 飛輪 - 20 -
4.6 破碎軸的計(jì)算與設(shè)計(jì) - 20 -
4.6.1 破碎軸 - 21 -
4.7 軸承計(jì)算與選擇 - 21 -
第5章 錘式破碎機(jī)的主體結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) - 22 -
5.1 機(jī)架 - 22 -
5.2 反擊板 - 23 -
5.3 圓盤(pán)錘架 - 24 -
5.4 滾動(dòng)軸承 - 24 -
第6章 錘式粉碎機(jī)的操作和維修 - 25 -
6.1 錘式粉碎機(jī)的基本操作法 - 25 -
6.1.2 啟動(dòng)操作的注意事項(xiàng) - 25 -
6.1.3 停車(chē)注意事項(xiàng) - 26 -
6.2 安全操作技術(shù) - 26 -
6.2.1 保持保護(hù)裝置和報(bào)警裝置的完好 - 26 -
6.2.2 操作和檢修時(shí)應(yīng)注意事項(xiàng) - 26 -
6.3 錘式破碎機(jī)的維修保養(yǎng)法 - 27 -
6.3.1 潤(rùn)滑 - 27 -
6.3.2 巡回檢查和日常維護(hù) - 27 -
結(jié) 論 - 27 -
參考文獻(xiàn) - 28 -
致謝 - 29 -
第1章 緒論
1.1 錘式粉碎機(jī)的工作原理及其應(yīng)用
1.1.1 錘式粉碎機(jī)的工作原理
錘式粉碎機(jī)的基本結(jié)構(gòu)如下圖所示。主軸上裝有錘架2，在錘架之間掛有錘頭3，錘頭的尺寸和形狀是根據(jù)粉碎機(jī)的規(guī)格和物料徑?jīng)Q定的。錘頭在錘架上能擺動(dòng)大約120°的角度。為保護(hù)機(jī)殼，其內(nèi)壁嵌有襯板，在機(jī)殼的下半部裝有破碎軸4，以卸出粉碎合格的物料。主軸、錘架和錘頭組成的回轉(zhuǎn)體稱(chēng)為轉(zhuǎn)子。物料進(jìn)入錘式粉碎機(jī)中，即受到高速旋轉(zhuǎn)的錘頭3沖擊而被粉碎，粉碎的礦石從錘頭處獲得動(dòng)能以高速向機(jī)殼內(nèi)壁沖擊，向破碎軸、反擊板沖擊而受到第二次粉碎，同時(shí)還有礦石之間的相互碰撞而受到進(jìn)一步的粉碎。粉碎合格的礦石物料通過(guò)破碎軸4排出，較大的物料在破碎軸4上繼續(xù)受到錘頭的沖擊、研磨而粉碎，達(dá)到合格粒度后即從縫隙中排出。為了避免破碎軸縫的堵塞，通常要求物料含水量不超過(guò)10%。
1-軸；2-錘架；3-錘頭；4-破碎軸
圖1-1 錘式粉碎機(jī)示意圖
1.1.2 錘式粉碎機(jī)的應(yīng)用
錘式粉碎機(jī)是利用高速回轉(zhuǎn)的錘頭沖擊礦石，使礦石沿其自然裂隙，層理面和節(jié)理面等脆弱部分而破裂。它適應(yīng)于脆性，中硬，含水量不大的物料的粉碎。在建材工廠中，它主要用來(lái)粉碎石灰石，煤，頁(yè)巖，白堊，石膏及石棉礦石等。一般錘頭重，錘數(shù)較少，轉(zhuǎn)速較慢，有破碎軸以及采用錘盤(pán)結(jié)構(gòu)的錘式粉碎機(jī)，可進(jìn)入較大粒徑的物料，宜作為中碎或者一定范圍的細(xì)碎。
1.2 錘式粉碎機(jī)的類(lèi)型
錘式粉碎機(jī)的種類(lèi)很多，根據(jù)結(jié)構(gòu)特征的不同，可進(jìn)行如下分類(lèi)：按回轉(zhuǎn)數(shù)的數(shù)目可分為單軸式（或單轉(zhuǎn)子）和雙軸式（或雙轉(zhuǎn)子）；按錘頭的排數(shù)可分為單排式和多排式；按轉(zhuǎn)子的回轉(zhuǎn)方向可分為定向式和可逆式；按錘頭的裝置方式不同，還可分為固定錘式和活動(dòng)錘式兩種。錘式粉碎機(jī)的規(guī)格，是以回轉(zhuǎn)體的外端直徑和其長(zhǎng)度尺寸表示的。
1.3粉碎機(jī)的特點(diǎn)
1.3.1粉碎機(jī)的優(yōu)點(diǎn)
⑴ 構(gòu)造簡(jiǎn)單、尺寸緊湊、自重較小，單位產(chǎn)品的功率消耗小。
⑵ 生產(chǎn)率高，破碎比大（單轉(zhuǎn)子式的粉碎比可達(dá)i=10～15）,產(chǎn)品的粒度小而均勻，呈立方體，過(guò)度粉碎現(xiàn)象少。
⑶ 工作連續(xù)可靠，維護(hù)修理方便。易損零部件容易檢修和拆換。
1.3.2錘式粉碎機(jī)的缺點(diǎn)
⑴ 主要工作部件，如：破碎軸 、襯板、轉(zhuǎn)子、圓盤(pán)等磨損較快，尤其工作對(duì)象十分堅(jiān)硬時(shí)，磨損更快。
⑵ 粉碎腔中落入不易粉碎的金屬塊時(shí)，易發(fā)生事故。
⑶ 含水量﹥12%的物料，或較多的粘土，出料破碎軸堵塞使生產(chǎn)率下降，并增大能量損耗，以至加快了易損零部件的磨損。
第2章 錘式粉碎機(jī)的主體構(gòu)造
本次所設(shè)計(jì)的是一臺(tái)PCΦ1000X800毫米的單轉(zhuǎn)子，不可逆，多排鉸接錘頭的錘式粉碎機(jī)。該粉碎機(jī)適應(yīng)于頁(yè)巖、煤矸石的粉碎，被粉碎物料的表面不超過(guò)8%的水分。這種粉碎機(jī)主要由傳動(dòng)裝置、轉(zhuǎn)子、破碎軸、襯板和機(jī)架等幾部分組成的。
2.1 機(jī)架
機(jī)殼由下機(jī)體、后上蓋襯板和右襯板組成，各部分用螺栓連接成一體。上部開(kāi)一個(gè)加料口，機(jī)殼兩壁全部鑲以錳鋼襯板，襯板磨損后可以更換。下機(jī)體由20和40毫米普通鋼板焊接而成，兩側(cè)為了安放軸承以支持轉(zhuǎn)子，用鋼板焊接了軸承支座。機(jī)殼和軸之間，漏灰現(xiàn)象十分嚴(yán)重，為了防止漏灰，在機(jī)殼上通常都會(huì)安置一種叫軸封的裝置。機(jī)殼的下部直接安放在混泥土的基礎(chǔ)上，并用地腳螺栓固定（螺栓規(guī)格M8×1000，數(shù)量為12）。為了便于檢修調(diào)整和換破碎軸，下架體的前后兩面均開(kāi)有一個(gè)檢修孔。左側(cè)壁、右側(cè)壁和后上蓋，也都用鋼板焊接而成。為了防止漏灰，和下機(jī)體一樣，在與主軸接觸的地方，兩側(cè)壁也都設(shè)有軸封裝置。為了檢修時(shí)更換錘頭方便，兩側(cè)壁對(duì)稱(chēng)地開(kāi)有檢修孔。
2.2 轉(zhuǎn)子
轉(zhuǎn)子是錘式粉碎機(jī)的主要工作部件，轉(zhuǎn)子是由主軸，錘架組成。錘架上用錘頭軸將錘頭分了三排懸掛在錘架之間，為了防止錘架和錘頭的軸向竄動(dòng)，錘架的兩端用壓緊錘盤(pán)和鎖緊螺母固定。轉(zhuǎn)子支承在調(diào)心滾子軸承上，軸承用螺栓固定在下機(jī)架的支座上，除螺栓外，還有兩個(gè)定位銷(xiāo)釘固定著軸承的中心距。此外，為了使轉(zhuǎn)子在運(yùn)轉(zhuǎn)中儲(chǔ)存一定的動(dòng)能，在主軸的一端裝有飛輪。
2.3 破碎軸
錘式粉碎機(jī)的破碎軸的排列方式是與錘頭運(yùn)動(dòng)方向垂直，與轉(zhuǎn)子的回轉(zhuǎn)半徑有一定的間隙的圓弧狀。合格的產(chǎn)品可以通過(guò)破碎軸縫，大于破碎軸縫的物料由于不能通過(guò)軸縫而在破碎軸上再受到錘頭的沖擊和研磨作用繼續(xù)被粉碎，如此循環(huán)直至體積減少到可以通過(guò)破碎軸縫。破碎軸和錘頭一樣，受到很大的沖擊和磨損，是主要的容易磨損的零件之一。破碎軸受到硬物料塊或金屬塊的沖擊，容易彎曲和折斷。如圖所示，Φ1000×800 錘式破碎機(jī)的破碎軸，其形狀是圓斷面，材質(zhì)為ZGMn13的高錳鋼，具有較高的耐磨性，能承受一定的沖擊負(fù)荷。
2.4 托板和襯板
錘式粉碎機(jī)用錘頭高速錘打礦石，在瞬間礦石具有了極大的速度，為了防止機(jī)架的磨損，在機(jī)架的內(nèi)壁裝有錳鋼襯板。
由托板和襯板等部件組裝而成了打擊板。托板是用普通鋼板焊接而成的，上面的襯板都是高錳鋼鑄件的，與錘頭和破碎軸的材質(zhì)相同。組裝好后用兩根軸架于粉碎機(jī)的架體上，其進(jìn)料的角度，可用調(diào)整絲杠進(jìn)行調(diào)整，磨損嚴(yán)重時(shí)可進(jìn)行更換，以保證產(chǎn)品的質(zhì)量。
含鉬2%的高錳鋼，用于高屈服強(qiáng)度而又不降低韌性的高錳鋼鑄件，如初次破碎的護(hù)板，經(jīng)彌散處理的含鉬2%的高錳鋼，具有足夠的韌性，其使用壽命比常規(guī)的熱處理的含鉬2%的高錳鋼要高25%。但是彌散處理生產(chǎn)成本高，限制了它的使用。含鉬1%，含碳0.8～1.0%的高錳鋼具有較高的韌性和強(qiáng)度，采用正火加表面淬火的熱處理成本不高。因此，在本次設(shè)計(jì)中我選用含鉬1%，含碳0.8～1.0%的高錳 鋼作為襯板。
2.5 密封防塵裝置
密封的目的在于防止灰塵，水分等進(jìn)入軸承和相對(duì)運(yùn)動(dòng)的部件之間，如齒輪滾子齒嚙合處，同時(shí)又起到防止?jié)櫥土魇У淖饔谩Ｃ芊獾暮门c壞直接影響到滾
2.6.給定的原始數(shù)據(jù)是：
（1） 粉碎能力為25到 45噸。
（2） 粉碎機(jī)轉(zhuǎn)子的轉(zhuǎn)速在900和1100 r/min之間
（3） 粉碎機(jī)的最大物料給料粒度為：小于150mm
（4） 粉碎機(jī)的最大排料粒度不能超過(guò)：10mm
（5） 粉碎機(jī)的物料容許濕度小于9%。
（6） 粉碎機(jī)的破碎程度為：中、細(xì)。
（7） 粉碎機(jī)的應(yīng)用場(chǎng)所是：制磚廠。
（8） 粉碎對(duì)象：頁(yè)巖、煤矸石。
第3章 錘式粉碎機(jī)的結(jié)構(gòu)參數(shù)和工作參數(shù)的選擇和計(jì)算
3.1 基本結(jié)構(gòu)參數(shù)的計(jì)算與選擇
3.1.1 轉(zhuǎn)子的直徑和長(zhǎng)度
（1） 轉(zhuǎn)子的直徑一般是根據(jù)礦石的尺寸來(lái)決定的。通常轉(zhuǎn)子的直徑與給礦塊的尺寸之比為4～8，大型破碎機(jī)則近似取為2。由于Φ1000×800 錘式粉碎機(jī)為中型粉碎機(jī)，所以直徑與給礦塊尺寸之比取6.5，而加工物料粒度≤150毫米。
所以轉(zhuǎn)子直徑D=6.5×150=975mm，取D=1000mm
（2） 轉(zhuǎn)子長(zhǎng)度視機(jī)器生產(chǎn)能力而定。轉(zhuǎn)子直徑與長(zhǎng)度的比值一般0.7～1.5，礦石抗沖擊力較強(qiáng)時(shí)，應(yīng)該選取較大的比值。由于Φ1000×800錘式粉碎機(jī)加工的礦物為頁(yè)巖、煤矸石這樣一些中低等硬度的礦石，所以比值取0.8。
則轉(zhuǎn)子長(zhǎng)度L=D×0.8=1000×0.8=800mm， 取L=800mm。
3.2 主要工作參數(shù)的計(jì)算
3.2.1 轉(zhuǎn)子速度
為了簡(jiǎn)化設(shè)計(jì)，錘式粉碎機(jī)不設(shè)變速箱。因此粉碎機(jī)轉(zhuǎn)子的速度和所安裝的電動(dòng)機(jī)的額定轉(zhuǎn)速相同。轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)速用錘頭的圓周速度來(lái)控制。轉(zhuǎn)子的轉(zhuǎn)速是錘式式粉碎機(jī)的重要參數(shù)，轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)速可按下式進(jìn)行計(jì)算：
n=60v/3.14D （3-1）
式中 v----轉(zhuǎn)子的圓周速度；
D----轉(zhuǎn)子的直徑；
由于上式?jīng)]有反映出粉碎比這一因素，所以按上式計(jì)算的轉(zhuǎn)子圓周速度只作為轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)速的參考。目前，錘式粉碎機(jī)的轉(zhuǎn)子圓周速度的使用范圍是15～80m/s，通常，粗碎時(shí)取15～40m/s，細(xì)碎時(shí)取40～80m/s。雖然轉(zhuǎn)子速度越高，粉碎比越大，但錘頭磨損也越快，功耗也大。因此，在滿足力度要求的情況下，轉(zhuǎn)子的圓周速度應(yīng)偏低。由上分析可知：
n=60v/3.14D （由于是細(xì)碎此處v取52m/s）
=60×52/3.14×1
=993.63r/min
考慮到功率損耗取
n=980r/min
3.2.2 生產(chǎn)率
目前，錘式粉碎機(jī)還沒(méi)有一個(gè)考慮了各種因素的理論計(jì)算公式，因此我們選用經(jīng)驗(yàn)公式來(lái)計(jì)算。
我們以粉碎中低等硬度物料來(lái)計(jì)算錘式粉碎機(jī)的生產(chǎn)率：
經(jīng)驗(yàn)公式：Q=（30-45）DLδ （3-2）
式中：D-----轉(zhuǎn)子的直徑，單位：m；
L-----轉(zhuǎn)子的長(zhǎng)度，單位：m；
δ----礦石的松散比重，單位：t/m3
由于本次設(shè)計(jì)中 D=1000mm=1m；
L=800mm=0.8m；
礦石的松散比重δ取1.48；
公式中的系數(shù)取中間值35；
則Q=35×1×0.8×1.48=41.44噸/小時(shí)。
根據(jù)計(jì)算結(jié)果，我們可以確定出Φ1000×800 錘式破碎機(jī)的生產(chǎn)率為40噸/小時(shí)左右。3.2.3 電機(jī)功率
錘式粉碎機(jī)的功率消耗與很多因素有關(guān)，但主要取決于礦石的性質(zhì)，轉(zhuǎn)子的圓周速度，粉碎比和生產(chǎn)能力。
目前，錘式粉碎機(jī)的電動(dòng)機(jī)功率尚無(wú)一個(gè)完整的理論計(jì)算公式，一般是根據(jù)生產(chǎn)實(shí)踐或者實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)而采用經(jīng)驗(yàn)公式選擇破碎機(jī)的電動(dòng)機(jī)功率。
根據(jù)生產(chǎn)實(shí)踐的實(shí)際來(lái)選擇電動(dòng)機(jī)功率
N=KQ （3-3）
式中：Q---機(jī)器的生產(chǎn)能力，噸/小時(shí)
K---比功耗，千瓦/噸，比功耗視待粉碎物料的性質(zhì)、機(jī)器的結(jié)構(gòu)特點(diǎn)和粉碎比而定。對(duì)中低等硬度的頁(yè)巖錘式粉碎機(jī)取K=1.4～2。粗碎時(shí)偏小取，細(xì)碎時(shí)偏大取。
本次設(shè)計(jì)要求將礦物細(xì)碎，因此比功耗偏大選取
（取K=1.9千瓦/噸），Q=41.44噸/小時(shí)；
則 N=KQ=41.44×1.85=76.664靠近75 KW。
根據(jù)計(jì)算電動(dòng)機(jī)功率的結(jié)果，綜合各種要求，查表選擇Y系列（IP23）三相異步電動(dòng)機(jī)（JB/T 5271—1991、5272—1991）。型號(hào)為Y280S-6。電動(dòng)機(jī)效率為92%，額定電流為143A。
3.2.4 轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)速與錘頭重量
錘式粉碎機(jī)轉(zhuǎn)子的轉(zhuǎn)速n和錘頭的重量m是互相關(guān)聯(lián)的。錘式粉碎機(jī)不是靠回轉(zhuǎn)不見(jiàn)的全部能量來(lái)粉碎物料的，而僅是靠錘頭的動(dòng)能做的功來(lái)完成物料的粉碎。錘頭的動(dòng)能E為：
E = mv2/2 (3-4)
式中 E-----錘頭的動(dòng)能，J；
m-----錘頭的質(zhì)量，kg；
V-----錘頭的圓周速度，m/s。
V=(πD n)/60 (3-5)
式中 n------轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)速，r/min;
D------轉(zhuǎn)子旋轉(zhuǎn)時(shí)，由于離心力的作用，錘頭作輻射狀，這時(shí)轉(zhuǎn)子的外端直徑就以D（m）表示。
將式（3-5）代入式（3-4）中， 得
E=（mπ2D2n2）/7200 （3-6）
錘頭動(dòng)能的大小與錘頭的重量成正比，即錘頭越重，錘頭的動(dòng)能越大，粉碎效率越高，但是錘頭的重量越大，旋轉(zhuǎn)起來(lái)的離心力也越大，對(duì)錘式破碎機(jī)的轉(zhuǎn)子的其他零件都要產(chǎn)生影響，并且加快損壞，因此，錘頭的重量不應(yīng)該過(guò)重也不應(yīng)該過(guò)輕，要適中。
正確的選擇錘頭的重量對(duì)粉碎效果和能量消耗有很大的影響。所以選擇的錘頭重量一定要滿足錘擊一次性使物料塊粉碎，并使無(wú)用功率消耗達(dá)到最小，同時(shí)，還必須不使錘頭向后偏倒。為此，必須使錘頭運(yùn)動(dòng)起來(lái)產(chǎn)生的動(dòng)能等于粉碎物料所需要的打擊功。
如公式（3-6）所示：
轉(zhuǎn)子上全部錘頭每轉(zhuǎn)一次所產(chǎn)生的動(dòng)能Ea為
Ea=k1k2E=( mπ2D2n3k1k2)/7200 （3-7）
式子中 k1--------轉(zhuǎn)子圓周方向的錘頭排數(shù)
k2--------轉(zhuǎn)子橫向每排錘頭的個(gè)數(shù)
轉(zhuǎn)子每分鐘n轉(zhuǎn)時(shí)全部錘頭所產(chǎn)生的動(dòng)能Na為：
Na = (nEa)/(1000×60) = ( mπ2D2n3 k1k2)/(1000×60×7200)kw (3-8)
由于給料的不均勻和物料的松散比，實(shí)際，并不是全部錘頭都能打著物料，其中有些錘頭空過(guò)。因此，公式（3-8）不必再乘以給料不均勻和物料松散系數(shù)。
全部錘頭每分鐘所產(chǎn)生的動(dòng)能Na是由電動(dòng)機(jī)直接供給的，故使式（3-8）與電動(dòng)機(jī)每分鐘所發(fā)出的功率N相等，即可認(rèn)為全部錘頭所產(chǎn)生的打擊能夠擊碎加工物料。亦即:
(3-9)
式子中：Ng…………錘式粉碎機(jī)的電動(dòng)機(jī)功率，kw（ Ng 取75kw）；
D…………錘式粉碎機(jī)的轉(zhuǎn)子直徑，m，（D=1m）；
k1…………轉(zhuǎn)子圓周方向的錘頭排數(shù),k1=3；
k2…………轉(zhuǎn)子橫向每排錘頭的個(gè)數(shù),k2=6；
n…………錘式粉碎機(jī)的轉(zhuǎn)速，n=980 r/min。
將上述數(shù)據(jù)代入，則：
kg
公式（3-9）還只是考慮全部錘頭運(yùn)動(dòng)起來(lái)產(chǎn)生的動(dòng)能能夠粉碎物料，而并沒(méi)有考慮錘頭打擊物料后，它的速度損失的大小，如果打擊物料后，其速度損失過(guò)大，這會(huì)使錘頭饒自己的懸掛軸回轉(zhuǎn)而不破碎物料，因而會(huì)降低錘式粉碎機(jī)的生產(chǎn)能力和增加無(wú)用功。當(dāng)然，錘頭的打擊物料產(chǎn)生的偏斜由于離心力而能夠恢復(fù)到原來(lái)的位置，但必須在第二次打擊物料前恢復(fù)正常位置。所以，錘頭打擊物料后只能允許速度損失40%～60%，據(jù)動(dòng)量定理，可得：
m1v1=（m1+m2）v2
v2=[m1/(m1+m2)]v (3-10)
式中：m1----錘頭重量，kg
M2------最大物料塊的重量，kg
v-----錘頭打擊開(kāi)始所具有的圓周線速度，m/s
公式（3-10）的系數(shù)等于0.6～0.4即
v2=（0.6～0.4）v1 m/s （3-11）
由式（3-10）得：
m1v1=m1v2+m2v2
（3-12）
把式子（3-11）代入（3-12）中
其中，最大物料塊質(zhì)量m=ρv=2.55×15=8606.25g=8.606Kg
(查表頁(yè)巖的密度為2.55-2.65此處密度ρ取2.55g/cm)
錘頭重量m1=（0.7-1.5）m2=6.0242-12.909kg
m1取8kg
第4章 錘式粉碎機(jī)主要零件的設(shè)計(jì)計(jì)算
4.1 主軸的相關(guān)設(shè)計(jì)、計(jì)算與校核
4.1.1 主軸的設(shè)計(jì)
對(duì)于只傳遞轉(zhuǎn)距的圓截面軸，其強(qiáng)度條件為：
τ=T/ZP=[(9.55×106P)/0.2d3n]≤[τ] （4-1)
式中：
τ—軸的扭切實(shí)力，N/mm2
T—轉(zhuǎn)距 N/mm2
Zp—為極截面系數(shù)，d3對(duì)圓截面軸：
Zp=πd3/16≈0.2 d3
P—傳遞的功率，kw
n—主軸轉(zhuǎn)速。r/min
[τ]—許用扭切應(yīng)力，N/mm2
T=9550000p/n=9550000×75/980≈730867 N.mm （4-2）
對(duì)于既傳遞轉(zhuǎn)距又承受彎距的軸，可用上式初步估算軸的直徑；但必須把軸的許用扭切應(yīng)力[τ]適當(dāng)降低，以補(bǔ)償彎距對(duì)軸的影響。將降低后的許用應(yīng)力代入上式，并改寫(xiě)為設(shè)計(jì)公式
（4-3）
式中A=98～107因?yàn)楸驹O(shè)計(jì)中主軸的材料為35SiMn，且承受大載荷，大彎距。所以A取107
又因?yàn)镻=75KW n=980r/min
所以 mm
考慮到破碎機(jī)所承受的轉(zhuǎn)矩變化和沖擊載荷變化很大，則取軸的最細(xì)處dmin=100mm
而細(xì)軸處的強(qiáng)度條件為：
τ===3.654N/mm2
查表得 35SiMn許用扭切應(yīng)力[τ]=40～52 N/mm2
τ=3.654N/mm2﹤[τ]
即細(xì)軸100mm處的強(qiáng)度符合要求的強(qiáng)度條件。
圖4-1 錘式粉碎機(jī)軸示意圖
圖4-2 錘式粉碎機(jī)主軸圖
主軸是錘式粉碎機(jī)支撐轉(zhuǎn)子的主要部件，承受來(lái)自轉(zhuǎn)子、錘頭的重量、沖擊力，因此要求主軸的材質(zhì)具有較高的強(qiáng)度和韌性，設(shè)計(jì)中采用的是35號(hào)硅錳鋼鍛造。主軸的端面為圓形，最大的直徑為120毫米，軸承處為110毫米。錘架用b×h×L=32×18×750毫米的平鍵與軸連接。
4.1.2 主軸的強(qiáng)度校核
首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖作出軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖，由于錘式粉碎機(jī)在工作中承受沖擊載荷，而這種沖擊載荷主要集中在打擊物料的錘頭處，為了計(jì)算方便，現(xiàn)將載荷簡(jiǎn)化為作用于轉(zhuǎn)子上的均布載荷。假設(shè)物料以某一角度與錘頭碰撞（α<）
則有，， （4-4）
式中： KN·m （4-5）
則有: N, N, N;
考慮對(duì)于使用應(yīng)力的余裕系數(shù)e=1.5(所謂余裕系數(shù),即是在補(bǔ)償載荷的偏差、估計(jì)的不準(zhǔn)確度、尺寸精度的誤差以及計(jì)算式的近似性的同時(shí)，對(duì)于因振動(dòng)、沖擊而產(chǎn)生的難以預(yù)測(cè)的應(yīng)力上升，殘留應(yīng)力預(yù)測(cè)等不準(zhǔn)確度進(jìn)行補(bǔ)償?shù)南禂?shù)。)，則作用于每個(gè)錘頭上的力分別為：
N， N，
N；
那么，作用于轉(zhuǎn)子上的合力則為：
N， N，
N；
則作用于軸上的支反力分別為：
水平面內(nèi)支反力：KN
垂直面內(nèi)支反力：KN
根據(jù)下面簡(jiǎn)圖，分別求出水平面和垂直面內(nèi)各力產(chǎn)生的彎矩為：
并按結(jié)果分別作出水平面上的彎矩圖MH如圖4.2（c）和垂直面上的彎矩圖V
如圖4.3（e）所示；
然后按下式計(jì)算總彎矩圖并作出M圖4.3（f）
KN·m （4-6）
作出扭矩圖如圖4.3（g）所示，根據(jù)已作出的總彎矩圖和扭矩圖，可以求出計(jì)算彎矩圖Mca圖4.2（h），
KN·m （4-7）
已知軸的計(jì)算彎矩后，即可針對(duì)某些危險(xiǎn)截面（即計(jì)算彎矩大而直徑可能不足的截面）作強(qiáng)度校核計(jì)算。通常只校核軸上承受最大計(jì)算彎矩的截面（即危險(xiǎn)截面轉(zhuǎn)子中間截面）的強(qiáng)度。由式： 可得：
〈[δ]=75MPa。 （4-8）
故安全。此處由于主軸裝有過(guò)載保護(hù)裝置，當(dāng)有大的瞬時(shí)過(guò)載及嚴(yán)重的應(yīng)力循環(huán)不對(duì)稱(chēng)時(shí)，安全裝置可保護(hù)主軸不產(chǎn)生塑性變形，故可略去靜強(qiáng)度校核。
圖4-3 錘式粉碎機(jī)軸彎矩分析圖
圖4-4 錘式粉碎機(jī)軸載荷分析圖
4.1.3 鍵的強(qiáng)度校核
平鍵聯(lián)接最易發(fā)生的失效形式通常是壓潰和磨損，此處針對(duì)擠壓強(qiáng)度和耐磨性條件進(jìn)行校核。
擠壓強(qiáng)度條件
（4-9）
耐磨性條件（動(dòng)聯(lián)接）
(4-10）
式中 T——轉(zhuǎn)矩，N.mm；
d——軸徑，mm；
h——鍵的高度，mm；
l——鍵的工作長(zhǎng)度，mm；對(duì)A型鍵l=L-b；
——許用擠壓應(yīng)力，MPa（此處為60-90）；
——許用壓強(qiáng)，MPa（此處為50）。
由以上兩式求得兩處重要鍵聯(lián)接處的擠壓強(qiáng)度和耐磨性強(qiáng)度分別為：
第一個(gè)平鍵：
第二個(gè)鍵：
均小于其許用擠壓應(yīng)力和許用壓強(qiáng)，故滿足。
4.2 錘架
錘架是用來(lái)懸掛錘頭的，它不起粉碎物料的作用，但錘式粉碎機(jī)在運(yùn)轉(zhuǎn)過(guò)程中，錘架還是要受到礦石沖擊和摩擦而造成磨損，所以錘架也要求有一定的耐磨性。下圖所示的錘架是用較優(yōu)質(zhì)的鑄鋼ZG35B制作，該材質(zhì)具有較好的焊接性，局部出現(xiàn)磨損時(shí)，可以進(jìn)行焊補(bǔ)。該錘架的結(jié)構(gòu)比較簡(jiǎn)單，容易制作。
1-錘盤(pán)；2-錘架片；3-錘架套筒
圖4-5 錘式粉碎機(jī)錘架示意圖
4.3 錘頭
錘頭是錘式粉碎機(jī)的主要工作零件。錘頭的重量、形狀和材質(zhì)對(duì)破碎機(jī)的生產(chǎn)能力有很大影響。錘頭動(dòng)能的大小與錘頭的重量成正比，即錘頭越重、錘頭的動(dòng)能越大，粉碎效率越高。但是錘頭的重量越大，旋轉(zhuǎn)起來(lái)產(chǎn)生的離心力也越大，對(duì)錘式粉碎機(jī)轉(zhuǎn)子的其他零件，都要產(chǎn)生影響和損壞，因此，錘頭的重量要適中。錘頭用高碳鋼鑄造或鍛造，也可以用高錳鋼鑄造。
合理選擇錘頭的材質(zhì)是很重要的，普通碳素鋼制作錘頭用來(lái)粉碎石灰石，幾天之內(nèi)就會(huì)磨損掉，而用高錳鋼鑄造錘頭，經(jīng)過(guò)熱處理，使它的表面硬化，則可以使用較長(zhǎng)時(shí)間。本次設(shè)計(jì)所用的錘頭材質(zhì)為ZGMn13的高錳鋼,該材料具有較高的耐磨性,并可承受沖擊載荷,適宜做錘頭用,其化學(xué)成分為參照《機(jī)械工程材料》第八版或者按國(guó)標(biāo)GB/T5680-1998.
本次設(shè)計(jì)的錘頭形狀對(duì)稱(chēng)，所以當(dāng)一面磨損之后，可以翻面使用。但是當(dāng)錘頭磨損得很厲害時(shí)，難以修復(fù)，因此，多采用磨損后更換新錘頭來(lái)維持粉碎機(jī)正常生產(chǎn)。此外，如果有個(gè)別錘頭磨損得比較厲害，轉(zhuǎn)子會(huì)失去平衡，粉碎機(jī)的工作不穩(wěn)定，還會(huì)導(dǎo)致軸瓦的過(guò)早磨損。因此，生產(chǎn)中應(yīng)該經(jīng)常注意錘頭的磨損情況，及時(shí)檢查，定期更換新錘頭。
圖4-6 錘式粉碎機(jī)錘示意圖
4.4錘頭的打擊平衡計(jì)算
錘式粉碎機(jī)是一種高速回轉(zhuǎn)且靠沖擊來(lái)破碎物料的機(jī)械.為了使它能夠正常工作,首先必須使它的轉(zhuǎn)子獲得靜平衡和動(dòng)平衡.如果轉(zhuǎn)子的中心離開(kāi)它的幾何中心線,則會(huì)產(chǎn)生靜力不平衡現(xiàn)象;若轉(zhuǎn)子的回轉(zhuǎn)中心線和其主慣性中心線相交,則將產(chǎn)生動(dòng)不平衡現(xiàn)象.這兩種不平衡現(xiàn)象都會(huì)使機(jī)械產(chǎn)生較大的慣性力和力矩而縮短零件的壽命。轉(zhuǎn)子上零件要按二級(jí)精度來(lái)制造，并且還要精確的進(jìn)行靜力和動(dòng)平衡計(jì)算。
如果錘式粉碎機(jī)的轉(zhuǎn)子已經(jīng)達(dá)到靜力和動(dòng)平衡，但由于錘頭懸掛得不正確，則伴隨著錘頭與物料的沖擊，在錘頭銷(xiāo)軸轉(zhuǎn)子圓盤(pán)，主軸及主軸承上產(chǎn)生打擊反作用力，如下圖所示：
圖4-7 打擊反擊作用圖
1——錘頭；2——錘頭軸；3——轉(zhuǎn)子圓盤(pán)；4——主軸
在圖7中，錘頭打擊物料塊時(shí)，在錘頭打擊點(diǎn)上將作用著打擊力N如果錘頭懸掛得不正確，即錘頭是非打擊平衡錘，則在錘頭銷(xiāo)軸將產(chǎn)生打擊反作用力N y根據(jù)作用力等于反作用力的原理，該力也將作用在轉(zhuǎn)子圓盤(pán)的銷(xiāo)孔上，該力用Ny'表示，其方向與Ny相反。如果轉(zhuǎn)子已經(jīng)達(dá)到靜力和動(dòng)平衡，則作用在轉(zhuǎn)子圓盤(pán)銷(xiāo)孔上的打擊反力Ny也將傳給轉(zhuǎn)子軸上，該力用N表示，則N的反作用力N'將作用在轉(zhuǎn)子中心孔上。Ny' 和N'盤(pán)上形成逆圓盤(pán)回轉(zhuǎn)的打擊力偶，因而額外的多消耗了能量，作用在轉(zhuǎn)子軸上的打擊反力N將傳給軸承，使軸承在工作中受到與打擊次數(shù)相同的連續(xù)沖擊，而顯著的縮短了軸承的使用壽命。
為了避免錘式粉碎機(jī)工作時(shí)產(chǎn)生的打擊反作用力，必須使所安裝的錘頭是打擊平衡錘頭。所謂的打擊平衡錘頭，就是錘頭打擊物料后，在懸掛銷(xiāo)軸上不產(chǎn)生打擊反力。從這點(diǎn)出發(fā)，在設(shè)計(jì)和改進(jìn)錘式粉碎機(jī)的錘頭時(shí)，必須對(duì)所選用的錘頭的幾何形狀進(jìn)行打擊平衡計(jì)算。
下面是對(duì)本次設(shè)計(jì)的錘頭進(jìn)行打擊平衡計(jì)算，它是一個(gè)最常用的幾何形狀最簡(jiǎn)單、具有兩個(gè)銷(xiāo)軸孔的錘頭進(jìn)行打擊平衡計(jì)算，如下圖所示：
圖4-8 錘頭打擊平衡計(jì)算示意圖
在計(jì)算之前，先假定錘頭的打擊中心在其外棱處，即錘頭以其外棱打擊物料。然后，通過(guò)求得錘頭最合適的懸掛銷(xiāo)軸孔來(lái)滿足打擊中心公式：
l= JF0/F0C (4-11)
式中C—錘頭懸掛中心（銷(xiāo)軸孔）O到重心S的距離，cm
L—錘頭懸掛中心O到打擊中心（錘頭外棱）的距離，cm
L=a-x (4-12)
a-錘頭的長(zhǎng)度，cm
F0—有孔錘頭的面積，cm2
F0=ab-πd2/4 (4-13)
d—錘頭懸掛銷(xiāo)軸孔的直徑，cm;
b—錘頭的寬度，cm；
JF0—F0面積對(duì)懸掛中心O的極慣性距，cm4
根據(jù)面距定理，在圖b中以左邊沿為基準(zhǔn)時(shí)：
ab×(a/2)=[ab-(πd2/4)](x+c)+( πd2x/4)
化簡(jiǎn)后可得：x = a/2+c(πd2/4ab-1) (4-14)
由（4-14）可得：c = [x-(a/2)×4ab]/πd2-4ab (4-15)
設(shè)JF0—有孔錘頭（平面薄板）的面積對(duì)其懸掛中心O的極慣性距，cm4
J′F0—無(wú)孔錘頭（平面薄板）的面積對(duì)其懸掛中心O 的極慣性距，cm4
JFS′—無(wú)孔錘頭（平面薄板）的面積對(duì)其重心S的極慣性距，cm4
Jd—銷(xiāo)軸孔對(duì)其懸掛中心O的極慣性距，cm4
JFX—無(wú)孔錘頭對(duì)其面積F的水平對(duì)稱(chēng)軸X—X的軸慣性距，cm4
F—無(wú)孔錘頭的面積，cm2。
e —無(wú)孔錘頭的重心S′至懸掛中心O 的距離，cm。
JFS′= JFZ+ JFX （4-16）
JF0′= JFS′+FE2 （4-17）
JF0+JD= JFS′+ FE2 （4-18）
JF0= JrS′+ Fe2 =( JFZ+ JFX)- Jd + Fe2
=( Fa2/12+ Fb2/12)- Fdr2/2+F(a/2-x)2
=a3b/3+ab3 /12-πd4/32- a2bx+abx （4-19）
將（4-12）（4-19）（4-5)（4-7）代入（4-11）中，然后化簡(jiǎn)整理得：
x=a/3-b2/ab+πd4/16a2b
其中 a=210mm, b=100mm, d=30mm
得x=a/3-b2/ab+πd4/16a2b=（250/3）-（1202 /6×250）+（3.14×404 /16×2502 ×120）=53.4mm
x取55mm 則C=4.89≈5cm=50mm
按上式計(jì)算方法求得錘頭懸掛中心位置，在實(shí)際工作中也難免錘頭銷(xiāo)軸不受打擊反力的作用，因?yàn)槲覀冊(cè)谟?jì)算之初，是假定錘頭以其外棱打擊物料，而實(shí)際上由于給料粒徑的變化，錘頭并非都是以其外棱打擊物料。另外，由于制造和安裝上的誤差，以及錘頭外棱和銷(xiāo)軸孔的磨損，都會(huì)改變打擊平衡的條件（J= JF0/F0C）。 因此，考慮到以上一些因素，錘頭懸掛中心到左邊的距離x最后取為50mm。
4.5 飛輪的計(jì)算與設(shè)計(jì)
錘式粉碎機(jī)在粉碎大塊礦石時(shí)，錘頭的速度損失會(huì)過(guò)大而且會(huì)增大電動(dòng)機(jī)的尖縫負(fù)荷。為了避免出這些現(xiàn)象，在主軸上就要增加一個(gè)飛輪來(lái)儲(chǔ)備動(dòng)能。
根據(jù)理論力學(xué)知飛輪矩為：（把飛輪當(dāng)作矩形截面均圓環(huán)）
GD2=4gJ (4-20）
飛輪設(shè)計(jì)的基本問(wèn)題是在保證機(jī)器運(yùn)轉(zhuǎn)的不均勻系數(shù)δ在許用范圍內(nèi)的前提下，求出飛輪的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量J從而最后定出飛輪的主要尺寸。
飛輪轉(zhuǎn)動(dòng)慣量的確定：
設(shè)錘式粉碎機(jī)在空行程和部分無(wú)負(fù)載的工作行程時(shí)間t1秒內(nèi)的功率消耗為N1千瓦轉(zhuǎn)子在工作行程的粉碎時(shí)間t2秒內(nèi)的功率消耗為N2千瓦，電動(dòng)機(jī)的額定功率為N千瓦并且N1﹤N﹤N2。轉(zhuǎn)子在t1秒時(shí)間內(nèi)，N﹥N1的情況下，多余的功率就使飛輪的能量增加，如果在空轉(zhuǎn)階段開(kāi)始時(shí)，飛輪的角速度等于ωmin在空轉(zhuǎn)階段終結(jié)時(shí)，飛輪的角速度增加為ωmax;在有載運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)N2﹥N，飛輪就輸出能量，飛輪角速度就由ωmax降到ωmin
列出空轉(zhuǎn)時(shí)的平衡方程式
102Nt1=102N1t1+J/2(ωmax2-ωmin2)
或 102Nt1=102N1t1+Jω2δ （4-21）
則飛輪儲(chǔ)存的能量為：Jω2δ=102t1（N- N1）
設(shè)空轉(zhuǎn)的功率消耗（ρ稱(chēng)損失系數(shù)）
故
η—考慮摩擦損失的機(jī)械效率η=0.85
則 Jω2δ=102t1Nη
J=102t1Nη/ω2δ，而；
其中 g—重力加速度，g=9.81m/s2;
d—飛輪的直徑，米；
ω—飛輪的平均角速度，即主軸的角速度，ω=ωmax+ωmin/2；
δ—速度不均勻系數(shù)，δ=0.03—0.05，錘式粉碎機(jī)可取δ=0.04；
t1—空轉(zhuǎn)時(shí)間取t1=t2=30/n。
由以上理論計(jì)算公式可得本次設(shè)計(jì)飛輪的直徑為605mm,取飛輪直徑D=610mm。
4.5.1 飛輪
飛輪的主要作用是使粉碎機(jī)的轉(zhuǎn)子，在運(yùn)轉(zhuǎn)中存儲(chǔ)一定的動(dòng)能，而保持粉碎機(jī)在工作中的效率，減輕粉碎機(jī)的動(dòng)力消耗。也就是說(shuō)，當(dāng)粉碎機(jī)正常運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)，飛輪便存儲(chǔ)一定的能量，電動(dòng)機(jī)也不致過(guò)負(fù)荷，當(dāng)粉碎機(jī)給料過(guò)多或者進(jìn)入大塊時(shí)，飛輪便將動(dòng)能放出，增強(qiáng)粉碎能力，從而使電動(dòng)機(jī)不致超載運(yùn)行，起到了一定的保護(hù)作用。
圖4-9 錘式粉碎機(jī)飛輪示意圖
4.6 破碎軸的計(jì)算與設(shè)計(jì)
破碎軸是錘式粉碎機(jī)中和錘頭一樣受到物料很大的磨損，也是錘式粉碎機(jī)中易損的零件之一，破碎軸受到硬物料塊或金屬塊的沖擊，容易彎曲或折斷。
本設(shè)計(jì)中采用的材料是ZGMn12的高錳鋼。因此有較高的耐磨性，又能承受一定的沖擊。
4.6.1 破碎軸
錘式粉碎機(jī)的破碎軸的排列方式是與錘頭運(yùn)動(dòng)方向垂直，與轉(zhuǎn)子的回轉(zhuǎn)半徑有一定的間隙的圓弧狀。合格的產(chǎn)品可以通過(guò)破碎軸縫，大于破碎軸縫的物料由于不能通過(guò)軸縫而在破碎軸上再受到錘頭的沖擊和研磨作用繼續(xù)被粉碎，如此循環(huán)直至體積減少到可以通過(guò)破碎軸縫。破碎軸和錘頭一樣，受到很大的沖擊和磨損，是主要的容易磨損的零件之一。破碎軸受到硬物料塊或金屬塊的沖擊，容易彎曲和折斷。如圖所示，Φ1000×800 錘式破碎機(jī)的破碎軸，其形狀是圓斷面，材質(zhì)為ZGMn13的高錳鋼，具有較高的耐磨性，能承受一定的沖擊負(fù)荷。
圖4-10 錘式粉碎機(jī)破碎軸示意圖
4.7 軸承計(jì)算與選擇
滾動(dòng)軸承的尺寸選擇取決于疲勞壽命。
壽命計(jì)算公式Lh=(106∕60n)(C/p)ε (4-23)
式中：C—基本額定載荷（軸承）；
P—軸承的當(dāng)量動(dòng)載荷；
n—軸承的轉(zhuǎn)速；
ε—軸承的壽命指數(shù)；
對(duì)稱(chēng)軸承ε=3，滾子軸承ε=10/3。
當(dāng)量動(dòng)載荷的計(jì)算：
用于計(jì)算同時(shí)承受徑向及軸向載荷的軸承而引進(jìn)的假定負(fù)荷，若將此假定負(fù)荷作用于軸承所得的壽命與軸承在實(shí)際使用條件下達(dá)到的壽命相同。
對(duì)向心軸承
P= xFr+yFa （4-24)
式中：Fr—實(shí)際徑向負(fù)荷；
Fa—實(shí)際軸向負(fù)載；
X—徑向系數(shù)；
Y—軸向系數(shù)；
考慮到機(jī)械工作中的沖擊，振動(dòng)以及傳動(dòng)件運(yùn)轉(zhuǎn)不平穩(wěn)等所產(chǎn)生的動(dòng)負(fù)載對(duì)軸向負(fù)載的影響。所以其公式為
Fr= FaR （4-25）
Fa=Pa.fd （4-26）
式中 R—軸承段受名義徑向載荷；
Pa—軸承段受名義軸向載荷；
fd—?jiǎng)虞d荷系數(shù)，查表得fd =1.8—3.0。
當(dāng)量動(dòng)載荷P=xFr+yFa=0.67Fr+Y2Fa==67.7 KN；
預(yù)期計(jì)算壽命，基本額定動(dòng)載荷
Cr==253.6 KN （4-27）
查表選出軸承為53622 GB/T285-87。e=0.37,Y2=1.8, Y2=2.7, 0.8,基本額定載荷Cr=556 KN，極限轉(zhuǎn)速1600 r/min。
當(dāng)量動(dòng)載荷P=xFr+yFa=0.67Fr+Y2Fa==67.7 KN；
其壽命Lh=(106∕60n)(Cr/p) ε=。
極限轉(zhuǎn)速的校核：
軸承應(yīng)滿足的轉(zhuǎn)速約束條件為
（4-26）
式中 —軸承最大工作轉(zhuǎn)速；
—負(fù)荷系數(shù)；
—負(fù)荷分布系數(shù)；
—軸承的極限轉(zhuǎn)速。
=980 r/min，>=980 r/min。故滿足。
第5章 錘式破碎機(jī)的主體結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)
5.1 機(jī)架
一臺(tái)機(jī)器的結(jié)構(gòu)對(duì)機(jī)器很重要，好的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)可以提高機(jī)器的生產(chǎn)率，延長(zhǎng)機(jī)器的壽命等等。
機(jī)架是一臺(tái)機(jī)器的骨架，它支持著所有的零件進(jìn)行工作。由于錘式粉碎機(jī)是很容易磨損零件的機(jī)器，它需要經(jīng)常更換零部件。所以我們采用上下機(jī)架的結(jié)構(gòu)。而上下機(jī)架又分別用鋼板焊接而成，然后再用螺栓將上下機(jī)架聯(lián)結(jié)起來(lái)。上機(jī)架的上方留有一個(gè)給礦口，給礦口應(yīng)該向反擊板一邊靠近。因?yàn)檫@樣可以使物料進(jìn)入機(jī)體后便能在錘頭和反擊板的作用下迅速的破碎。由于轉(zhuǎn)子是在旋轉(zhuǎn)下工作的，所以，礦物也會(huì)磨損機(jī)架，那么我們就給機(jī)架的內(nèi)壁加上襯板，襯板是用螺栓聯(lián)結(jié)在機(jī)架內(nèi)壁上的。如下圖所示，這樣磨損嚴(yán)重的襯板就可以得到更換。最后在設(shè)計(jì)中，還在上下機(jī)架的兩側(cè)靠了兩個(gè)檢查門(mén)，便于檢修，調(diào)整和更換破碎軸。
圖5-1 襯板示意圖
5.2 反擊板
反擊板和錘頭一樣都是錘式粉碎機(jī)中的工作部件。由于它承受著礦石的沖擊，所以很容易磨損。所以選擇材料時(shí)也應(yīng)該用ZGMn13高錳鋼。
反擊板在粉碎礦物時(shí)，應(yīng)該和下落的礦物有一定的角度，這樣更有利于礦石的粉碎。因?yàn)槿绻磽舭搴偷V物下落速度方向一致，則礦物最多只受錘頭打擊以及錘頭和反擊板的擠壓