畢業(yè)設計（論文）-PF-0807型反擊式破碎機設計

反擊式破碎機設計摘要反擊式破碎機設計以傳統(tǒng)破碎機的設計方法為參照，對PF-0807型反擊式破碎機進行了方案設計、系統(tǒng)設計、結構設計，并根據經驗公式進行計算，確定出破碎機的傳動工作參數(shù)。對傳動結構及主要傳動部件進行了設計與校核：轉子的設計與計算，帶傳動的設計與計算，傳動軸的設計及軸承的選擇與校核,根據破碎型腔結構及尺寸進行一些標準件的選用和非標準件的設計與校核，以求達到多碎少磨新工藝的要求。關鍵詞：反擊式破碎機；總體結構；設計；計算；校核全套圖紙加V信153893706或扣3346389411

ABSTRACTCrusherdesigntodesigntraditionalmethodscrusherasareferenceforPF-0807typecrusherhasbeendesign,systemdesign,structuraldesign,andcalculatedaccordingtoempiricalformuladefiningthetransmissionoperatingparametersofthecrusher.ThedrivestructureandmaintransmissioncomponentsweredesignedandVerification:driveshaftandbearingselectionanddesignverification,accordingtothecrushingcavitystructureandsizeofsomestandardpartsselectionandnon-standarddesignandverification,inordertoachievethenewtechnologymorecrushinglessgrinding.Keywords：crusher,structure,design,parameters

目錄摘要 緒論1.1反擊式破碎機簡介反擊式破碎機的構造及其類型反擊式破碎機按照結構特征的不同，可以劃分為單轉子破碎機和雙轉子[1]破碎機。單轉子反擊式破碎機又可分為下列三種類型：(1)不帶勻整篩板反擊式破碎機，如圖1(a)、(b)、(c)；(2)帶勻整篩板反擊式破碎機，如圖1(d)、(e)；(3)可逆式單轉子反擊式破碎機，如圖1(c)。圖1單轉子反擊式破碎機分類雙轉子反擊式破碎機也可分為以下三種類型：(1)兩轉子同向旋轉的雙轉子反擊式破碎機，如圖2(a)、(c)。(2)兩轉子反向旋轉雙轉子反擊式破碎機，如圖2(b)。(3)兩轉子相向旋轉的雙轉子反擊式破碎機，如圖2(d)。圖2雙轉子反擊式破碎機分類反擊式破碎機的規(guī)格和型號反擊破的規(guī)格：反擊式破碎機的規(guī)格用轉子的直徑D和長度L來表示[2]，如1250mm×1400mm的反擊式破碎機，表示轉子的直徑D=1250mm，轉子的長度L=1400mm。反擊破的型號：常見的型號及對應的參數(shù)如表1所示。表1反擊式破碎機型號型號規(guī)格(mm)進料尺寸(mm)最大進料尺寸(mm)產量(t/h)功率(Kw)外形尺寸(9mm)重量(t)PF-0807?850×700400×73030015-3030-452210×1490×26708.1PF-1007?1000×700400×73030030-5037-552400×1558×26609.5PF-1010?1000×1050400×108035050-8055-752400×2250×262012.2PF-1210?1250×1050400×108035070-120110-1322690×2338×289014.9PF-1214?1250×1400400×1430350130-180132-1602690×2688×289018.6PF-1310?1300×1050490×117040080-140110-1602780×2478×285516.21.2反擊式破碎機工作原理反擊式破碎機是利用往返的鈑錘與物料之間不斷相互碰撞，產生作用力使物料出現(xiàn)裂縫直至破碎達到破碎粒度要求而工作的，圖3為當前使用較廣泛的反擊式破碎機工作原理圖。圖3反擊式破碎機的工作原理圖1．給料板2、3．反擊面反擊式破碎機的破碎過程如下圖4所示。圖4反擊式破碎機內的破碎過程(a)單轉子的破碎作用(b)雙轉子的破碎作用1.3反擊式破碎機的優(yōu)缺點分析1.3.1反擊式破碎機的優(yōu)點(1)反擊式破碎機是當前一種新型且效率較高的碎礦設備，它的突出特點是體積不大，構造也不繁雜，但是其破碎比較大（可達40）,能耗較低,生產能力大，所生產的產品粒度能很好的達到要求。(2)反擊式破碎機反擊板角度是可變的（能任意調整其大小），從而可以保證達到一個最優(yōu)的破碎角度，能很好的提高破碎機的破碎效率。(3)反擊式破碎機的反擊板調整系統(tǒng)能夠有效的起到過載保護的作用，使用時較為安全可靠。(4)啟動與其他類型破碎機相比較為平穩(wěn)。1.3.2反擊式破碎機的缺點雖然反擊式破碎機的破碎比大，但是其錘頭部件和反擊板與物料之間的磨損較大，因此工作至一定時限需要更換。行業(yè)中為了避免錘頭過早磨損的問題，有時要在破碎機的齒狀結構加上新型耐磨材料，其耐沖擊力極強，有極好的韌性，避免了斷裂故障，大大延長了其使用壽命，也為生產降低了維護更換零部件的成本。1.4本文的設計要求本設計要求達到30t/h（主要破碎物料：石灰石）的生產能力，主要技術指標為：最大進料粒度小于300mm，出料粒度小于5mm，工作條件連續(xù)，工作壽命15年（每年工作280天），兩班制，由要求可查表1。固體物料性能2.1固體物料物性簡述固體物料的性能對破碎的影響十分大，不同類型的破碎機適用于不同特性的物料，在破碎作業(yè)前，我們要首先知道破碎何種物料，從而選擇合適類型的破碎機來破碎。物料的基本性能有以下幾種：1）幾何特性：固體物料常見的顆粒形狀如下圖5所示，圖5物料的顆粒形狀（a）多棱角狀；（b）扁錐狀；（c）片狀；（d）柱狀；（e）其它不規(guī)則狀2）物理性能：物料表面噴流及粘附性能、表面摩擦性能、物料整體硬度大小、內部顆粒松散等。3）化學性能：腐蝕性、干燥性、是否降解風化等；2.2物料易碎性物料易碎性用易碎系數(shù)表示，在專用工具試驗得到易碎性，不同破碎機一般有其固有的易碎性系數(shù)[3]，如表2表2易碎性系數(shù)K1礦石硬度抗壓強度/MPa顎式破碎機反擊式破碎機普氏硬度K1普氏硬度K1最堅硬＞200--0.9＞2000.65～0.75堅硬150～20016～200.9～0.9515～200.8～0.9中硬50～1508～161.05～151.0低硬＜50＜81.1～1.21～51.15～1.252.3物料的泥質含量及其磨蝕性影響為了讓破碎設備更經久耐用，我們通常要求其有較高的耐腐蝕性，由于需要破碎的物料對破碎設備的腐蝕性是一定的，因此我們只能通過選用不同類型的破碎機來破碎選定的物料。研究表明，物料中二氧化硅的含量直接影響物料對破碎設備的腐蝕性，巖石的平均二氧化硅含量如表3所示，其含量越低則對破碎工具的磨蝕性就越弱，當物料中SiO2的百分比含量低于某一數(shù)值時，則該物料的破碎可以用錘式或者反擊式破碎機來破碎[4]，因此行業(yè)中常用SiO2的含量或等效含量決定要使用破碎機類型。表3巖石的平均二氧化硅含量巖石名稱SiO2含量/%巖石名稱SiO2含量/%巖石名稱SiO2含量/%花崗巖石英石輝綠巖707590954855角閃石玄武巖安山巖929545506063輝石正長巖閃長石輝長巖556060655055物料磨蝕性用葉片減少的重量來衡量，分類見表4表4物料磨蝕性分類磨蝕性分類物料名稱葉片減少質量磨蝕性分類物料名稱葉片減少質量磨蝕性強磨蝕性中等砂巖錳礦石燧石長石花崗巖鐵礦石鐵礦石1.3121g3.2924g0.9829g0.2871g0.4517g0.1755g0.2253g磨蝕性中等磨蝕性弱水泥熟料焦炭末白云石砂巖輝綠巖頁巖石灰石0.0695g0.1671g0.0417g0.0038g0.0199g0.0345g0.0241g2.4物料破碎方法的簡要分析機械破碎有許多種類型，按施力方法不同分，有剪切、沖擊、彎曲、研磨及擠壓等幾種[5]。在機械破碎中，由于形狀不規(guī)則的顆粒物料其物性不同，有時施力方法又不單一，通常采用不同的破碎方法。按其不同外力施加分有如下幾種，1）壓碎，適用于大塊物料的破碎，如圖6（a）、（c）；2）劈碎，適用于不太大的物料，其工作原理如圖6（b）；3）折碎，多適用于條狀物料，如圖6（d）、（e）；4）沖擊破碎，用適當?shù)臎_擊力破碎物料，如圖6（f）；5）磨碎，使用物料與磨具間摩擦的磨削、剪切作用而使物料破碎，適用于小塊物料；如圖6（g）。圖6物料粉碎方法

反擊式破碎機的主要參數(shù)設計計算3.1反擊式破碎機的總體設計本次設計的反擊式破碎機是單轉子、多排錘、不可逆式，規(guī)格為?850×700。如圖7所示。圖7反擊式破碎機結構圖（單轉子）1．防護襯板2．下機體3．上機體4．錘頭5．轉子6．羊眼螺栓7．反擊板8．球面墊圈9．錐面墊圈10．給礦溜板11．鏈幕3.2基本結構參數(shù)通過對生產實際的調研，完成了本次畢業(yè)設計，符合生產實際的需要。它要求為水泥生產線設計一臺石灰石破碎機，該破碎機能處理邊長150-300mm，其最高抗壓強低于350兆帕的物料，生產能力為30t/h。3.2.1轉子的直徑與長度轉子直徑與入料塊尺寸的大小有直接關系。當轉子直徑達到一定要求，且沖擊能量足夠大，才能使要破碎物料。由實踐資料統(tǒng)計，入料塊與轉子直徑的關系由下列經驗公式來求得[6](3-1)其中：-最大給料粒度-轉子直徑由設計要求可知最大進料尺寸故代入式(3-1)得上述公式用于單轉子式破碎機計算時，數(shù)值應盡量取小一些，本設計的破碎機屬于單轉子式的，故取。根據轉子長度與轉子直徑的關系：(3-2)則，則L取。3.2.2轉子轉速的確定粗碎作業(yè)中，常以為轉子的圓周線速度；細碎時，常以為轉子圓周線速度。考慮到該破碎機的處理能力和產品粒度，可以為轉子圓周線速度,因轉子最大直徑D=700mm，根據標準及綜合考慮之后取一經驗值n=450r/min為轉子轉速，圓周速度計算公式為：(3-3)式中：-轉子直徑；-轉子轉速。由此可計算轉子的轉速為：根據計算，可取轉子的圓周速度為25m/s。3.2.3生產率的計算反擊式破碎機生產率由下列公式計算(3-4)其中設為轉子長，為板錘與反擊板之間最小間隙，h為板錘伸出高度，d為最大排粒度，為板錘數(shù)目，為轉速，為密度，式中K=0.1，是考慮排料不均勻的特定系數(shù)，故3.2.4破碎功率的計算物料的性質、破碎比和生產率、轉子的轉速、破碎的腔形狀以及進料粒度等均可以影響反擊式破碎機的功率消耗，但物料的性質、轉子的轉速、破碎比和生產能力對其影響最為顯著。但是目前為止還沒有精確的理論計算公式，只能通過經驗公式來進行粗略設計與計算[8](3-5)其中，，則計算得破碎機的破碎功率為。3.2.5破碎機電動機的選取破碎機電動機當前已經系列化，機械設計中我們需要根據電動機的工作環(huán)境、動力要求等，選擇合適的電動機類型、結構樣式以及容量和轉速等，從而選擇符合要求的電動機型號。由機械設計手冊[9]查得帶傳動的傳遞效率為0.96，滾動軸承的傳遞效率為0.98，根據以上條件可計算出破碎機電動機的輸出功率P為：(3-6)上式中：-破碎機破碎率，；-破碎機帶輪的傳遞效率；-破碎機滾動軸承的傳遞效率。上式計算得到的功率并考慮到實際生產中受到不穩(wěn)定沖擊等因素，N應取較大于28.36kW的值,查機械設計手冊[9]，綜合考慮經濟性和使用性能選取一般異步電動機Y系列（IP44）三相異步電動機Y250M-6電動機：額定功率為37kW，轉速根據JB/T5274-1991標準查得為980r/min。表5電動機的型號及參數(shù)表型號額定功率kW額定電流A轉速r/min效率%功率因數(shù)cosΦ震動速度mm/s重量kg同步轉速1000r/min6級Y200L2-62244.698090.20.81.8246Y225M-63059.598090.20.91.8294Y250M-6377298090.80.92.8395Y280S-64585.498092.00.92.8505Y280M-65510498092.00.92.8560

主要傳動結構的設計4.1轉子部件的設計與計算反擊式破碎機的轉子是由主軸、轉盤、板錘、板錘緊固裝置等幾大部分組成的，為了使轉子的轉動慣量更大，通常在轉子外緣集中較大的質量，主軸與轉子間可以用緊定脹套脹緊，不需要再用鍵來連接，這樣做的好處是可使拆裝較為便捷，并且同時可以起到過載保護的作用。4.1.1板錘的設計(1)板錘結構形式的選擇反擊式破碎機板錘形狀各式多樣，可分為長條形，I形，T形，S形和斧形[10]。選擇板錘形狀的方法是，通常在易于制造和緊固，使用壽命長的原則下選用不同的鈑錘形狀。如圖8所示。長條形I形T形S形圖8板錘的形狀板錘緊固在轉子上，其方法可以分為以下幾種：1)螺栓式緊固法2)嵌入式緊固法3)楔塊式緊固法現(xiàn)如今我們優(yōu)化了嵌入式緊固法，開始采用帶槽式板錘，這種樣式板錘面上帶有縱向槽，因而金屬耗量可以減低不少，而且其工作面也能調換四次，使用壽命也有較大的提高。綜上所訴：選擇每個轉子三個板錘成360度均勻分布；板錘形狀為長條形；靠一個螺栓和轉子伸出端一條邊固定。(2)板錘材料的選擇該反擊式破碎機常用于石灰石的破碎，所以并不承受太強烈的沖擊。根據相關資料提出硬度HRC>45，沖擊韌性>45的目標。板錘的主要失效形式是磨損和斷裂，主要磨損形式是鑿削和犁削。板錘制做尺寸為11mm×11mm×55mm,熱處理后磨削至10mm×10mm×55mm,先做沖擊試驗；然后測試其硬度?？估瓘姸鹊脑嚢艏庸こ?2mm×110mm;熱處理后磨削至10mm×110mm。淬火用20號機油作為介質。在250℃同一溫度下回火，數(shù)據見表6[11]，數(shù)值均為3根試棒的平均值(所用試棒為第一爐成分試棒)。從表6中可以看出，在硬度基本一致的條件下,可比較出淬火沖擊韌性最佳溫度為920℃。根據硬度值．回火溫度降低，硬度上升，硬度不能較好符合設計指標，故920℃+250℃是比較理想的。第二爐成分的試棒在92O℃淬火+230℃回火性能數(shù)據為50,硬度HRC55,因此在29O℃淬火+230℃回火能滿足我們提出>45,HRC>45的指標。金相組織為回火馬氏體+奧氏體。表6試驗鋼的機械性能淬火溫度/℃沖擊韌性HRC鑄態(tài)2748880139529201985295011053100012546其次進行磨損試驗：把920℃淬火250℃回火的ZG40Cr3Si2Mn2MoV試樣與高錳鋼試樣在動載試驗機上進行磨損試驗，試驗數(shù)據如下表7?？梢姼咤i鋼劣于ZG40Cr3Si2Mn2MoV鋼。表7磨損試驗結果牌號時間沖擊功磨損前質量磨損后質量磨損率ZGMn131.00.129.286929.10200.628ZG40Cr3Si2Mn2MoV1.00.128.399028.28500.4011)ZG40Cr3Si2Mn2MoV板錘安全可靠,耐磨性優(yōu)于ZGMn13約2.25倍。2)本設計采用新材質板錘，不僅減少了反擊式破碎機的停機時間,還使設備運轉率得以提高，同時又增加了破碎機產量。3)ZG40Cr3Si2Mn2MoV是一種綜合性能較好,安全可靠，可用來作反擊式破碎機的耐磨新材質，其具有很大的應用前景。結論：采用ZG40Cr3Si2Mn2MoV作為板錘的材料4.1.2轉盤的結構設計反擊式破碎機是由板錘通過整個轉盤質量所產生的動能沖擊來使物料破碎。本次設計的轉盤設計部分，采用整體鑄鋼式結構，這種設計方式可以使轉盤慣量較大，結構緊湊且使用壽命長，板錘位置也較容易確定，能適應各種工作條件。轉盤產生的動能。當一定時，大小由轉盤轉動慣量決定[12]。因此破碎機的轉盤結構設計顯得也很重要。綜合考慮破碎效果和板錘磨損，轉盤質量M較大，轉盤速度較小是轉盤結構設計的優(yōu)先選擇方向。設計如圖9圖9轉盤4.2V帶及帶輪的設計計算4.2.1V帶功率計算由電動機功率，查表8機器工作系數(shù)表可知工作情況系數(shù)取1.4，故可得計算功率：表8機器工作系數(shù)表工作狀況Ka軟啟動負載啟動每天工作小時/h<1010-16>16<1010-16>16載荷變動微小液體攪拌機、通風機和鼓風機（≤7.5kW）1.01.11.21.11.21.3載荷變動較小帶式輸送機、發(fā)電機、旋轉涮、旋轉式水泵、金屬切削機床、印刷機1.11.21.31.21.31.4載荷變動較大斗式提升機、沖剪機床、起重機、橡膠機械、震動塞、紡織機床、重載運輸機1.21.31.41.41.51.6載荷變動很大破碎機、磨碎機1.31.41.51.51.61.8(4-1)式中：Pca-計算功率，kW;Ka-工作情況系數(shù)，見表8P-所需傳遞的額定功率，如電動機的額定功率或名義的負載功率，kW。4.2.2V帶型號的確定根據，，查圖10V帶型號表可知此坐標點位于C區(qū)，所以應該選用C型V帶來進行設計與計算。圖10普通V帶選型圖4.2.3確定帶輪的基準直徑并驗算V帶帶速表9普通V帶輪的基準直徑系列值(GB/T13575-1992)槽型YZABCDEdmin205075125200355500d的范圍20-12550-63075-800125-125200-2000355-2000500-2500Dd標準系列值50、56、71、75、100、125、140、150、160、180、200、212、224、236、250、280、300、315、400、500、560、600、630、710、750、800、900、1000、1060、1120、1250、1400、1500(1)小帶輪直徑的計算由表4.4可知，，取小帶輪的基準直徑=250mm驗算帶速V(4-2)因為5<V<30m/s，所以選取的帶速合適。(2)大帶輪的基準直徑由以下公式求得(4-3)根據表9規(guī)格圓整為。4.2.4確定V帶的中心距a和基準長Ld圖11帶輪中心距結構示意圖（1）由于中心距應該滿足以下條件(4-4)即初定中心距。（2）計算所需的基準長度(4-5)因此，根據下表，選擇帶的基準長度=3150mm。表10帶的基準長度表（3）計算實際中心距a(4-6)4.2.5驗算小帶輪上的包角由包角公式(4-7)4.2.6計算帶的根數(shù)（1）計算單根V帶的額定功率由和由單根普通V帶的基本額定功率表得由單根普通V帶的基本額定功率增量表得表11查普通V帶傳動設計中包角系數(shù)Kα小帶輪包角小帶輪包角1801.001450.911750.991400.891700.981350.881650.961300.861600.951250.841550.931200.82查表11可知于是可得破碎機額定功率為：(4-8)（2）V帶的根數(shù)z由以下公式求得：(4-9)所以選取V帶根數(shù)為7根。4.2.7計算單根V帶初始拉力的最小值查表可知C型帶的單位長度質量q=0.30kg/m。表12V型帶的單位長度質量帶型YZABCDEq/(kg/m)0.020.060.100.180.300.610.92由此可得：(4-10)設計中應使V型帶所受實際拉力4.2.8計算軸上的壓力軸上所受壓力的最小值為(4-11)4.2.9帶輪結構設計由機械設計第八版帶傳動的設計參數(shù)可查得以下數(shù)據表13普通V帶橫截面尺寸表型號YZABCDE頂寬b6101317223238節(jié)寬5.38.51114192732高度h4060811141925楔角?40度b=22、=19、h=14、=40°、f=16、e=26、B=188、=38°、d=560、s（0.2-0.3）B=32、、、故此可得，帶輪的結構示意圖如下圖12V帶輪結構4.3主軸的設計與校核4.3.1軸材料的選擇軸材料比較常見的是碳素鋼和合金鋼。通常用軋制圓鋼和鍛件來制作鋼軸的毛坯，有的則直接使用圓鋼制作。由于合金鋼比碳鋼昂貴，對應力集中也較敏感，同時其耐磨性和抗疲勞強度也不容易提高，故一般條件下使用碳鋼作為軸的材料，其中45鋼使用比較廣泛[14]。但合金鋼的力學性能和淬火性能比較好，在傳動動力要求大、尺寸與質量小，同時對軸頸的耐磨性要求較高，以及要在溫度條件惡劣下工作的軸，一般適宜采用合金鋼。在此次設計的反擊式破碎機中，傳動軸由電機通過皮帶輪直接傳動，傳動動力大且工作時有沖擊。查機械設計手冊[9]中有關鋼的合金材料，應選用35CrMo合金鋼。4.3.2軸的最小直徑和長度的估算a.軸A-B段由上文大帶輪的計算可得直徑，同時可取此處圓角為R2，根據帶輪的寬度要求，最終取。b.軸B-C段根據總體布局，以便軸承座安裝緊湊，取，取,圓角R2。c．軸C-D段根據所選軸承的規(guī)格從而確定同理，，則,圓角R2。d．軸D-E段由轉子長度L=700，最終確定，。e.軸E-F段由于本段是軸肩，直徑略大于轉子軸徑即可，取，。f.軸F-G段根據箱體的厚度來確定該段軸的軸徑和長度，可取,。g.軸G-H段該段由軸承尺寸可知，。各段長度均按照計算給出，詳見主軸CAD圖。圖13主軸4.3.3軸的強度計算與校核由上文已設計完成的PF0807反擊式破碎機可知部分參數(shù)：電動機功率P=37kW;轉子總重量G=25048.39kg;轉子的轉速n=450r/min;轉子的半徑r=425mm調心滾子軸承型號：22228C/W33根據結構計算可知a.轉子重力=25048.39×9.8=245474.222N(4-12)b.轉子所受轉矩T=(4-13)圖14轉子部簡圖c.轉子外端所受圓周力(4-14)d.板錘所受的不平衡力F3：(4-15)上式中：n-破碎機轉子的轉速，；P-破碎機的電機功率，；R-破碎機轉子的外端半徑，；Μ-軸承的摩擦阻力系數(shù)，取0.03；-軸承滾柱滾動面的半徑，；則由以上已知量可求得作用在轉子軸上的力(4-16)注：-沖擊系數(shù)；本設計針對的是石灰石，上式中通常取1.5即符合要求。破碎機轉子軸上受力圖見圖15:圖15轉子軸受力圖則作用在轉子軸上的彎矩可由上式計算：(4-17)式中：為軸承支點到轉子和轉子軸熱壓配合點的距離，取0.116m表14軸常用材料及其力學性能材料牌號熱處理毛坯直徑mm硬度HB抗拉強度σb屈服點σs彎曲疲勞極限σ-1扭轉疲勞極限τ-1許用靜應力σ+1p許用疲勞應力σ-1p適用場合MPaMPaMPaQ235──138用于不重要或載荷不大的軸45正火25≤241610360260150244173～200用于較重要的軸，應用廣泛正火≤100170～217600300240140240160～184＞100～300162～217580290235135238156～180回火＞300～500560280225130224150～173＞500～750156～217540270215125216143～165調質≤200217～255650360270155260180～207作用在轉子軸上的扭矩為：(4-18)作用在轉子軸上當量彎矩為：(4-19)查上表15軸常用材料及其力學性能，該軸選用的是45鋼正火，查表可知抗拉強度。查下表15軸許用彎曲應力，可知=55MPa表15軸許用彎曲應力材料b+10-1碳鋼40013070405001707545600200955570023011065校核危險截面C處的軸徑(4-20)對于直徑為d的圓軸，其所受的彎曲應力為：(4-21)所受扭轉切應力為：(4-22)將具體數(shù)值帶入下列公式，則可得：(4-23)式中：表示軸的危險截面上所受的最大彎矩和最大扭矩，單位；分別表示危險截面的抗彎和抗扭截面系數(shù)，單位。表示扭切應力為脈動循環(huán)變應力，可以取折合系數(shù)由上式計算結果可知其滿足彎扭合成強度。按照彎扭計算公式，則軸的法向應力由以下計算公式：(4-24)軸的扭轉切應力由以下計算公式：(4-25)則計算安全系數(shù)由以下計算公式：(4-26)由結果可知，該軸靜強度符合要求。4.4軸承的選擇、校核與安裝4.4.1軸承類型的選擇反擊式破碎機的工作條件較為惡劣，因此轉子的軸承很不耐用，所以要想使軸承使用壽命盡可能的長，需要我們選擇合適的轉子軸承。調心滾子軸承的承載能力較強，調節(jié)性能較好，所以調心滾子軸承作為反擊式破碎機的轉子軸承使用十分廣泛。滾子軸承的選用計算時，由于工作條件較理想條件有較大的差異，因此在壽命計算中不能忽視。故應該選用調心滾子軸承較為合適。4.4.2軸承代號的選擇由上文計算得安裝軸承段的軸徑為150毫米，同時考慮到軸承的長度要求及安裝難度要求，最終我們選定采用圓柱孔調心滾子軸承，代號為22230C/W33[15]。其基本尺寸查機械設計手冊[9]可知數(shù)據如表16：表16調心滾子軸承參數(shù)基本尺寸(mm)型號額定負荷(KN)極限轉速(rpm)重量(kg)dDB22230C/W33動負荷靜負荷脂潤滑油潤滑≈DynamicStaticGreaseOil150260686358901700220015.34.4.3軸承的校核作用在軸承上的載荷無精確的理論公式，但行業(yè)中通常用下述經驗公式計算：(4-25)式中：表示轉子的重力，單位N由上文得已知數(shù)據：軸承所受載荷輥子軸承型號：22230C/W33；破碎機基本額定動載荷；基本額定靜載荷；系數(shù)a.軸承的當量動載荷據公式(4-26)上式中：-當量動載荷，N;-徑向載荷，N;-軸向載荷，N;-徑向動載荷系數(shù)；-軸向動載荷系數(shù)；據已知條件，假定Fa較小趨于0，因為Fa/Fr＜e=0.36，則P≈Fr,由上文計算可得Fr==73629N,則P=73629N（單個軸承為P/2=36814.5N）b.基本額定動載荷C的計算據公式(4-27)式中：-基本額定動載荷計算值;-當量動載荷，;-壽命因數(shù)，查機械設計手冊，得；-速度因數(shù)，查機械設計手冊得；-力矩載荷因數(shù)，力矩載荷較大，?。?沖擊載荷因數(shù)，查載荷系數(shù)表17表17載荷系數(shù)表載荷性質無沖擊或輕微沖擊中等沖擊強烈沖擊1.0-1.21.2-1.81.8-3查表得，取；-溫度因數(shù)，查溫度因數(shù)表18表18溫度因數(shù)表軸承工作溫度10012515020025030010.950.900.800.700.60查表得，取則C=1×2×2.5×0.464×1×73629=170.819kN＜Cr（單軸承C/2=85.409kN）c.額定靜載荷C的計算由額定靜載荷公式：(4-28)式中：-基本額定靜載荷計算值，N;-當量靜載荷，N;（徑向載荷）;-安全系數(shù)，查機械設計手冊得=4則=4×73629=294.516kN＜（單個軸承為C/2=147.258kN）d.軸承壽命計算根據軸承壽命公式(4-29)式中：-軸承壽命，h；-軸承轉速，r/min；-溫度因數(shù)，查表4-9，可得ft=1.0；-指數(shù)，對于滾子軸承，ε=10/3；-軸承基本額定動載荷,N;查資料C=1210KN；-當量動載荷，N;P=73629/2=36814.5N則4.5鍵的選擇及校核4.5.1鍵的選擇鍵是標準件，鍵的設計要事先考慮工作要求和軸徑上鍵的類型以及尺寸，從而選擇合適的鍵，由破碎機通常在高速變載且受力不均衡條件下工作，可以選擇平鍵（即普通圓頭A型）連接[16]。4.5.2鍵的計算與校核鍵的型號根據軸的直徑d=130mm選擇，由公式：由帶輪軸段d=130mm,則鍵的工作長度為：(4-30)鍵的接觸高度由公式：(4-31)傳遞轉矩由以下公式計算可得：(4-32)破碎機的鍵靜聯(lián)接時所受擠壓的許用應力由文獻可直接查得[p]=30MPa,擠壓力由公式：(4-33)式中：T-轉矩，；D-軸的直徑，mm；k-為鍵與輪轂的接觸高度，mm；l-為鍵的工作高度，mm。則鍵的剪切力可求得：(4-34)所以鍵的強度符合要求。

反擊式破碎機的破碎腔設計5.1破碎機反擊板的設計5.1.1反擊板的材料反擊板雖沒有鈑錘較易磨損，但它承受的沖擊載荷較大。其鑄造材質一般選用高錳鋼。有時也會使用中碳鋼棒。用作碎煤作業(yè)時，用普通鋼板焊接起來也符合要求。5.1.2反擊板的懸掛裝置反擊式破碎機反擊板懸掛裝置可作為排料口調整裝置，也能起到保險的作用，這種裝置可分為三種形式：(1)拉桿自重式；(2)拉桿彈簧式；(3)液壓式。本次設計規(guī)格為反擊式破碎機，需要綜合考慮經濟及破碎要求，最終確定的懸掛裝置為拉桿自重式。5.2破碎腔的結構參數(shù)反擊式破碎機破碎腔所包括的結構參數(shù)如圖16所示：（1）給、排料口及給料導板傾角給料口尺寸：寬度；排料口尺寸：根據實際生產情況，導板傾角角一般選在45度到60度之間，角大小與物料沿導板的下滑速度成正比[17]。角過大或過小都不合適。但是能符合工作要求的情況下，角應盡可能的小。此外，當物料滑出導板若能與板錘同時相遇，此時傾角最為合適，破碎效果也更好。圖16反擊式破碎機腔體（2）導板卸載點及反擊板懸掛位置導板卸載點角應選在30度至50度之間較合適，若角過大，會造成破碎機高度較高，同時又增加了自身重量，不符合經濟性要求。因此，在其他條件滿足要求的情況下，以=30度最為適合。反擊板懸掛點由圖中的x和y尺寸決定，但y同時又與y0和進料口尺寸有關，最后又決定于和的大小。（3）最后參數(shù)計算最終確定破碎腔的尺寸為：

結論通過對設計準備階段的調研及查閱相關資料,完成了對反擊式破碎機的總體結構設計、機械傳動部分的設計以及破碎機的破碎腔設計并繪制完成了破碎機總裝圖與零件圖。破碎機關鍵部件如轉子、板錘、反擊板、機架等其結構設計的合理性直接決定了破碎性能的優(yōu)劣。設計的反擊式破碎機的規(guī)格為φ850×700，結構較為簡單、重量較輕、外形尺寸小、設備費用較低、便于維修和管理?？傮w來說整個設計能夠達到選擇性破碎的特點，滿足預期的設計要求，同時能耗較低，達到多碎少磨、節(jié)能減排的目的。

致謝通過本次的畢業(yè)設計，我們對以前所學相關知識系統(tǒng)地回顧了一遍。除了對機械相關課程更加清晰的理解與掌握，也讓我對當今破碎行業(yè)有了一定深度的了解，尤其是加深了對反擊式破碎機的認識與總體把握。總之這次畢業(yè)設計是對我大學學習、生活的總結和歸納，在以后的工作中，我們也必將受益于此次畢業(yè)設計中得到的啟發(fā)以及所端正的態(tài)度。當然我能夠圓滿的完成畢業(yè)設計，離不開郭怡老師的精心指導。郭怡老師知識淵博，平易近人，每當我在設計上遇到問題時他都能為我指出一個正確的方向。在與老師討論設計有關的問題時，郭老師都能提出自己獨到的見解，為我解決問題的同時也開闊了我的視野，同時給我提供了思考問題的新方式。正是