型砂处理机破碎机构的设计.docx
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型砂处理机破碎机构的设计
本科毕业设计（论文）
题目：
型砂处理机破碎机构的设计
系别：
机电信息系
专业：
机械设计制造及其自动化
班级：
1
学生：
学号：
指导教师：
2013年05月
型砂处理机破碎机构的设计
摘 要
本设计为反击式破碎机的设计，主要研究内容：
转子的机构设计；板锤的结构设计；板锤的固定方法。
本设计由转子型号入手，初步确定转子的转速，从而确定线速度、板锤大小、数量等相关数据。
在保证生产率和破碎粒度的前提下完成总体结构的设计，然后根据总体结构，从而确定本设计的破碎机各个主要零部件的设计。
在主要零部件的设计中，主要包括带轮的设计计算、轴的结构设计、轴承的选择、转子部件的设计计算、板锤的结构和固定、破碎腔的设计等，其中最重要的就是转子部件的设计。
转子形状采用铸钢板做成的圆盘叠合而成，板锤采用楔块固定，并使用新型材质以提高其的耐磨性和利用率。
本设计能进一步提高其破碎性能，结构简单、重量轻、外形尺寸小、设备费用低、运转安全、操作方便、便于维修和管理。
关键词：
反击式破碎机；研究内容；结构；计算
SandProcessorCrushingMechanismDesign
Abstract
Thespecificationofthedesignisimpactcrusherdesign,themainresearchcontents:
theinstitutionaldesignoftherotorplatehammer;structuredesign;platefixationhammer.
Thedesignconsistsofareferencerotormodel,apreliminarydeterminationoftherotorspeed,speed,size,numberplatehammerandotherrelateddatatodetermine.Inensuringthecompletionoftheoverallstructureofthedesignproductivityandparticlesizeunderthepremise,thenaccordingtotheoverallstructure,soastodeterminethedesignofcrushertoeachofthemajorcomponentsofthedesign.
Thedesignofthemaincomponents,includingpulleydesigncalculation,structuraldesignofshaft,bearingselection,designandcalculationoftherotorcomponents,boardstructureandafixedhammer,crushingcavitydesign,designisthemostimportantpartoftherotor.Theshapeoftherotoradoptscaststeelmadediscwhicharelaminatedplatehammer,thewedgeblockisfixed,andtheuseofnewmaterialstoimprovetheirwearresistanceandutilization.
Thedesignofcrushingperformance,simplestructure,lightweight,smallsize,lowcostofequipment,operationsafety,convenientoperation,easytorepairandmanagement.
KeyWords：
ImpactCrusher；content；structure；calculation
目录
1绪论......................................................................................................................1
1.1研究的目的与意义.......................................................................................1
1.2反击式破碎机的特点与发展现状...............................................................2
1.2.1反击式破碎机的特点..........................................................................2
1.2.2反击式破碎机的破碎机理...................................................................4
1.2.3反击式破碎机发展现状.......................................................................4
1.3反击式破碎机主要零部件.............................................................................7
1.3.1反击板...................................................................................................7
1.3.2调整装置..............................................................................................7
1.3.3转子......................................................................................................7
2反击式破碎机总体结构设计.......................................................................8
2.1破碎机的主要工作参数的确定.....................................................................8
2.2板锤数目和生产率.........................................................................................9
2.3转子部件的设计计算.....................................................................................9
2.3.1转子结构设计......................................................................................9
2.3.2板锤结构设计及作用........................................................................10
2.4电动机的选择...............................................................................................11
3传动方案的选择及部件的设计计算.......................................................13
3.1传动方案的选择...........................................................................................13
3.2v带及带轮的设计计算.................................................................................14
4轴的结构设计及轴承的选择.....................................................................17
4.1轴的结构设计...............................................................................................17
4.2轴承的选择...................................................................................................18
5反击式破碎机破碎腔的设计....................................................................20
6转子轴强度计算校核...................................................................................24
7结论.....................................................................................................................27
参考文献................................................................................................................28
致谢..................................................................................................................29
知识产权声明......................................................................................................30
独创性声明...........................................................................................................31
设计图纸和说明书联系QQ2576636538
1绪论
1.1研究的目的和意义
铸造车间砂处理系统是砂型铸造生产过程中的一个重要环节，其任务是为铸造生产提供各种合格的型砂和芯砂。
本课题设计的砂型处理机是在铸造生产过程中，能够实现结块型砂自动化粉碎，能较大的提高生产效率、降低工人劳动强度。
随着国内基础建设的发展，而且我国当前大力扶持制造业发展，对铸件的需求也大大增加，为提高生产效率。
型砂破碎机构势必对铸造生产效率有很大的提高，而且还能节省劳动成本，提高型砂的利用率。
另外随着工业自动化的发展，破碎机也向自动化方向迈进（如国外产品已实现机电液一体化、连续检测，并自动调节给料速率、排矿口尺寸及破碎力等）随着开采规模的扩大，破碎机也在向大型化发展，如粗碎旋回破碎机的处理能力已达6000th。
至于新原理和新方式的破碎（如电、热破碎）尚在研究试验中，暂时还不能用于生产。
对粗碎而言，目前还没有研制出更新的设备以取代传统的颚式破碎机和旋回式破碎机，主要是利用现代技术，予以改进、完善和提高耐磨性，达到节能、高效、长寿的目的。
细碎方面新机型更多些。
总的来看，值得提出的有：
颚式破碎机、圆锥破碎机、冲击式破碎机和辊压机。
而反击式破碎机（属于冲击式破碎机）随着技术的日益成熟愈加应用广泛反击式破碎机性能特点：
a.进料口大、破碎腔高、适应物料硬度高，块度大、产品石粉少；
b.反击板与板锤间隙能方便调节，有效控制出料粒度；
c.结构紧凑、机器刚性强、转子具有大的转动惯量；
d.高铬板锤，抗冲击、抗磨损、冲击力大；
e.无键连接，检修方便，经济可靠；
f.破碎功能全、生产率高、机件磨耗小、综合效益高等优点,所以在工业上得到广泛应用。
其缺点是板锤和反击板磨损较快，运动时噪声大、粉尘大，产品粒形不易控制。
3传动方案的选择及部件的设计计算
3.1传动方案的选择
在本设计中，我们考虑了四种传动方案，这四种方案如下：
a.电机——联轴器——齿轮减速器——联轴器——反击破
b.电机——皮带——反击破
c.电机——链条——反击破
d.电机——联轴器——涡轮蜗杆减速器——联轴器——反击破
在第一种传动方案中，电机为高速电机，齿轮减速器工作时机械性能好，工作可靠，维护方便，传动比恒定，噪音低，传动效率高等优点，但它的安装精度高，价格较贵，抗冲击性能差且无过载保护。
在第二种传动方案中，电机不一定是高速电机，带传动结构紧凑，传动平稳，价格低廉和缓冲吸震等特点。
而皮带传动的最大优点是可以起到过载保护的效果，防止机械因过载而发生损坏。
在第三种传动方案中，链传动具有无弹性滑动和整体打滑的现象，因而能保持准确的平均传动比。
链条又不需要像带传动那样张得很紧，因此压轴力较小。
链传动具有整体尺寸较小，结构较为紧凑；同时能在高温和潮湿的环境中工作。
它的制造与安装精度要求较低，成本也低。
由于链传动的速度并不高，只适用于减速比小且无启动频繁的场合，链传动的缺点是只能实现平行轴间链轮的同向传动；运转时不能保持恒定的瞬时传动比，磨损后易发生跳齿，不易在载荷变化很大高速和急速反向的传动中，且无过载保护。
在第四种传动方案中，采用的是涡轮蜗杆减速器，这种减速器的最大好处是传动比大，零件数目又少，因而结构紧凑；由于蜗杆齿是逐渐进入啮合及逐渐退出啮合的，同时啮合的齿对较多，故冲击载荷较小，传动平稳，噪声低。
但这种传动的最大缺点是在啮合处有相对滑动，当滑动速度很大，工作条件不够良好时，会产生较严重的摩擦与磨损，从而引起过分发热，使润滑情况恶化，因此摩擦损失较大，效率低。
同时也无过载保护。
在本次设计中，由于考虑到反击破的工况：
载荷变化大且不易控制，传动比要求也不那么严格，同时载荷大对电机的启动性能造成不好的影响，考虑到大功率的电机在转速高低上的价格差异不很明显及整机的成本最低化的原则，我们采用了电机——皮带——反击破的传动方案。
这种方案的最大好处是可以起到过载保护的功能。
能有效改善电机启动性能，使电机能平稳启动运行。
此驱动方案是经济实用、性能优良、安全可靠的驱动方案。
3.2V带及带轮的设计计算
a.求计算功率
查表机械设计手册得；
；
故
（3.1）
b.选择V带的类型
根据=63，n=1480r/min，查出此坐标点位于D区，所以，选用D型V带进行计算。
c.确定带轮的基准直径并验算带速V
表3.1V带带轮最小直径Dmin（mm）
型号
O
A
B
C
D
E
F
Dmin（mm）
71
（63）
100
（90）
140
（125）
200
355
500
800
（1）初选小带轮的直径，
由表3.1参照得，取小带轮的基准直径=355mm。
（2）验算带速V
（3.2）
因为5（3）计算大带轮的基准直径
（3.3）
根据规格圆整为800mm。
d.确定V带的中心距a和基准长度
由于中心距应该满足一下条件
（3.4）
初定中心距。
计算所需的基准长度
（3.5）
因此，选择带的基准长度=4000mm。
计算实际中心距a
（3.6）
e.验算小带轮上的包角
（3.7）
f.计算带的根数z
计算单根V带的额定功率
由=355mm和，可查得
再由i=2.2以及D型带，可查得
（3.8）
于是可得额定功率为：
（3.9）
计算V带的根数z
（3.10）
所以取V带根数为四根。
g.计算单根V带初拉力的最小值
由相关资料得，D型带的单位长度质量0.61kg/m,故
（3.11）
应使带的实际拉力
>
计算压轴力
压轴力
的最小值为
（3.12）
4轴的结构设计及轴承选择
4.1轴的结构设计
a.轴上零件的安装位置
根据机械传动方案的整体布局，拟定轴上零件的布置以及装配方案按照装配图所示，详见0#装配图。
b.选择轴的合适材料
轴的材料应满足足够的强度及刚度，并满足耐磨，腐蚀性等方面的要求。
常见的是碳素钢和合金钢，因碳素钢价格低廉，对应力集中的敏感性较低，且通过热处理，可改善其综合机械性能，所以选用碳素钢，45钢，钢轴的毛坯选用锻件。
c.确定轴的基本直径和各段长度
ⅦⅥⅤⅣⅢⅡⅠ
图4.1主轴示意图
（1）轴Ⅰ-Ⅱ段
由大带轮的计算可得直径dⅠ-Ⅱ=130mm，取此处圆角为R4，根据带轮宽度，最终取LⅠ-Ⅱ=165mm。
（2）轴Ⅱ-Ⅲ段
由圆角可取dⅡ-Ⅲ=140mm，根据总体布局，以便轴承座安装紧凑，所以取LⅡ-Ⅲ=192mm。
（3）轴Ⅲ-Ⅳ段
同理，由圆角R7取dⅢ-Ⅳ=170mm，则根据所选轴承的规格从而确定LⅢ-Ⅳ=80mm。
（4）轴Ⅳ-Ⅴ
取此处圆角为R14，所以dⅣ-Ⅴ=200mm，再考虑箱体厚度以及布局要求之后，取LⅣ-Ⅴ=115mm。
（5）轴Ⅴ-Ⅵ段
用防尘套防护账套，由其规格可取直径dⅤ-Ⅵ=210mm，取LⅤ-Ⅵ=60mm。
（6）轴Ⅵ-Ⅶ段
由转子长度L=1000mm，最终确定LⅥ-Ⅶ=1000mm，可取直径dⅥ-Ⅶ=220mm.
轴上零件的周向固定方法常用的有键，花键和销连接及过盈连接和成形连接。
滚动轴承的周向固定用过盈配合固定，转子体因其质量大，传动负荷大，转动惯量大，在键连接时，加工精度要求高，大大削弱轴的强度，这就需要增大轴径，胀紧联结套（简称胀套）,是当今国际上广泛用于重型载荷下机械联结的一种先进基础部件，在轮和轴的联结中，它是靠拧紧高强度螺栓使包容面间产生的压力和磨擦力实现负载传送的一种无键联结装置。
胀套联结独特的优点，使用胀套使主机零件制造和安装简单。
安装胀套的轴和孔的加工不像过盈配合那样要求高精度的制造公差。
安装时无须加热，冷却或加压设备，只需将螺栓按要求的力矩拧紧即可。
且调整方便，可以将轮毂在轴上方便地调整到所需位置。
胀套也可用来联结焊接性差的零件。
胀套的使用寿命长，强度高。
胀套依靠摩擦传动，对被联结件没有键槽削弱，也无相对运动，工作中不会产生磨损。
胀套在超载时，将失去联结作用，可以保护设备不受损害。
胀套联结可以承受多重负荷，其结构可以做成多种样式。
根据安装负荷大小，还可以多个胀套串联使用。
胀套拆卸方便，具有良好的互换性。
由于胀套能把较大配合间隙的轴毂结合起来，拆卸时将螺栓拧松，即可使被联结件容易拆。
胀紧时，接触面紧密贴合不易锈蚀，也便于拆开。
与键连接相比，显然帐套连接会更方便。
4.2轴承的选择
为了保证反击式破碎机的正常运行，不仅轴承的制造质量良好，而且破碎机的设计必须合理，轴承的装配和使用必须规范。
轴承的选择遂于破碎机的正常运转十分重要。
a.轴承类型的选择
反击式破碎机长期在恶劣条件下工作，转子轴承很易损坏，所以正确选择转子轴承是提高轴承寿命的关键。
由于调心滚子轴承具有承载能力强，调节性能好的优点，所以国内外多选用这种其作为反击式破碎机转子轴承。
大多数滚子轴承的选用计算，主要是防止在预期寿命内发生解除疲劳破坏，但在实际选用轴承时，其工作环境不可能像规定基本额定动载荷那样理想化（基本额定寿命，可靠度90%，空载条件，载荷大小方向恒定），这些差异就要在寿命计算过程中分别注意。
故综合考虑之后最终选用调心滚子轴承。
b.轴承代号的选择
根据安装轴承段的轴径为140mm，以及轴承长度及安装考虑，最终选择圆柱孔调心滚子轴承，代号为22228C/W33。
其基本尺寸如下：
D=250mm，B=68
c.轴承的校核
由设计转子的总重量为20070N，现设计轴承的寿命为30000h。
则由轴承寿命公式：
（4.1）
式中：
C—基本额定动载荷，N；
P—当量动载荷，N；
—轴承寿命指数。
10/3。
有上式可以推得：
即当量动载荷P为：
P=74408.96N>20070N,故合适。
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