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约是500mm,进行初步估算取转子长度为,左端用圆螺母加止动垫片进行轴向定位,右端用轴肩轴向定位,轴肩高度h>,0.07d,故取h等于10mm,则轴环5处直径,轴环宽度b>,1.4h,取.4)考虑到锤头与机架壁要保持一定距离,轴承座在安装时要保留一定的安装空间,故取.
至此,已经初步确定了轴的各段直径和长度.如图8:
(3)轴上零件的轴向定位
带轮,锤架与轴的周向定位均采用平键连接.按查得平键截面b×h等于28mm×16mm,键槽用键槽铣刀加工,长为300,同时为保证锤架与轴配合有良好的对中性,故选择锤架轮毂与轴的配合为,同样,带轮与轴的连接,选用平键为18mm×11mm×80mm,带轮与轴的配合为.滚动轴承与轴的周向定位是由过度配合来保证的,此处选轴的直径尺寸公差为k6【9】.
(4)确定轴上圆角与倒角尺寸
取轴肩倒角为2×
图8主轴
5.3轴的弯扭合成强度计算
前面提到过,多数情况下,轴的工作能力一般主要取决于轴的强度.此时只做强度计算,以防止或检验断裂和塑性变形.而对于刚度要求高的轴和受力大的细长轴,还应该进行刚度计算,防止产生过大的线性变形.对于高速运转的轴,还应该进行振动稳定性计算.以防止产生共振破坏.
在进行轴的强度校核计算时,应根据轴的具体载荷和应力情况,采用相应的计算方法,并恰当的选择其许用应力.根据计算原则,对于传动轴(仅仅或主要承受扭矩)按照扭矩强度条件进行计算,对于心轴(只承受弯矩)应该按照弯曲疲劳强度进行计算,对于该主轴,既承受扭矩还承受弯矩,是一个转轴,所以必须进行弯扭合成强度条件进行计算,需要时还应该进行疲劳强度的精确校核.
先按照弯扭合成强度条件进行计算:
通过对该主轴的结构设计,轴的主要结构尺寸,轴上的零件的位置以及外载荷和支反力的作用位置已经确定.轴上的载荷可以求得,因此可以按弯扭合成强度条件对该主轴进行强度的校核计算
做出轴的计算简图(力学模型)
轴上受的载荷是由轴上的零件传来的,所以,计算时,可以将轴上的分布载荷情况简化为集中力.其作用点可以一律简化,取为分布载荷的中点,作用在轴上的扭矩【13】.如图9:
图9受力分析图
(2)计算分析
有以上受力分析得
由前面已经已知了,,,的大小
由此求的,
由弯矩图可知在处弯矩最大
则
其中查表取1
所以
已知轴的计算弯矩后,即可针对某些危险截面(即计算弯矩大而直径可能不足的截面)作强度校核计算.通常只校核轴上承受最大计算弯矩的截面.
由式可得
查表的许用弯矩应力极限
故安全.此处由于主轴装有过载保护装置,当有大的瞬时过载及严重的应力循环不对称时,安全装置可保护主轴不产生塑性变形,故可略去静强度校核.
5.4提高主轴疲劳强度的途
在零件的设计阶段,除了采取提高其强度的一般措施之外,还可以通过以下一些设计措施来提高其疲劳强度:
(1)尽可能的降低该主轴上的应力集中的影响.这是提高其疲劳强度的首要措施和主要的途径.而主轴的结构形状和尺寸的突变(比如轴肩)是应力集中的结构根源,因此,为了降低应力集中,应该尽量减小零件(即该主轴的)结构形状和尺寸的突变使其变化尽可能的平滑和均匀.为此,要尽可能的增大过渡处的圆角半径,同一段轴上相邻截面处的刚性变化应尽可能的小等等.
在不可避免的要产生较大的应力集中的结构处,可采用减荷槽来降低应力集中的影响.
(2)选用疲劳强度高的材料和规定能够提高材料疲劳强度的热处理方法和强化工艺.
(3)提高主轴的表面质量.比如将处在应力较高区域的主轴表面加工得较为光洁.或者,如果,有的轴段,工作在腐蚀性介质中,则要对该轴段规定适当的表面保护.
(4)尽可能地减小或消除主轴表面可能发生的初始裂纹的尺寸,对于延长其疲劳寿命有着提高材料性能更为显着的作用.因此,对于重要的轴段,在设计图纸上应规定出严格的检验方法和要求.
(5)降温,减载荷,对于发热摩擦副的轴颈采取降温设计,也可显着提高其疲劳寿命.因为主轴是一个转动件,所以,在低应力下运转一定周数后,再逐步提高到设计的应力水平.
5.5轴承的选择
因为轴承,尤其是常用的一些轴承,主要是指一些滚动轴承,绝大数都已标准化,因而,我们需要进行一部分设计内容,根据具体的工作条件,正确选择轴承的类型和尺寸.另外是轴承组合的设计,它包括安装,调整,润滑,密封等一系列内容的设计.
5.5.1材料的选择
轴承的内圈,外圈,滚动体,一般是用轴承铬钢制造的,热处理后,其硬度一般不高于于HRC60.一般这些元件需要150度回火处理以达到减少或消除淬火内应力,防止工件变形或开裂获得工艺要求的力学性能.稳定工件尺寸.
对于某些高淬透性的钢,空冷即可淬火,如采用退火则软化周期太长,而采用回火软化则既能降低硬度,又能缩短软化周期.
对于未经淬火的钢,回火是没有意义的,而淬火钢不经回火一般也不能直接使用.为避免淬火件在放置过程中发生变形或开裂,钢件经淬火后应及时进行回火.调心滚子轴承具有两列滚子,主要承受径向载荷,同时也能承受任一方向的轴向载荷.有高的径向载荷能力,特别适用于重载或振动载荷下工作,但不能承受纯轴向载荷.等于(106∕60n)(C/p)ε
式中:C—基本额定载荷(轴承),
P—轴承的当量动载荷,
n—轴承的转速,
ε—轴承的寿命指数,
对称轴承ε等于3,滚子轴承ε等于10/3.
当量动载荷的计算:
用于计算同时承受径向及轴向载荷的轴承而引进的假定负荷,若将此假定负荷作用于轴承所得的寿命与轴承在实际使用条件下达到的寿命相同.
对向心轴承
当量动载荷
预期计算寿命,基本额定动载荷
查表选出轴承为22215C/W33GB/T288—1994.e等于0.22,Y1等于3.0,Y2等于4.5,Y0等于2.9基本额定载荷
所以该轴承合格
5.5.4轴承的游动和轴向位移
轴承在实际工作时,工作前后的温差大,为了适应轴和外壳不同热膨胀的影响,防止轴承卡死.可以使一端的轴承轴向固定(比如用圆螺母,套筒)另一端使之可以轴向位移.这样,轴承在内外圈的轴向相对位置有不大的变化时,仍然可以正常工作.也可以使外圆与座孔配合较松,以保证外圆相对于座孔能做轴向窜动.
5.5.5滚动轴承的润滑
由于滚动轴承承受的轴向力合径向力都比较大,转速n等于945r/min,而且轴式细长轴,产生弯矩,所受较大震动,考虑以上原因,滚动轴承采用油润滑轴承座的右端用迷宫密封
6单段锤式破碎机的主要结构设计
6.1机架
一台机架的结构对机器很重要,好的结构设计可以提高机器的生产率,延长机器的寿命等等.
机架是一台机器的骨架,它支持着所有的零件进行工作.由于锤式破碎机是很容易磨损零件的机器,它需要经常更换零部件.所以我们采用上下机架的结构.而上下机架又分别用钢板焊接而成,然后再用螺栓将上下机架联结起来.上机架的上方留有一个给矿口,给矿口应该向破碎板一边靠近.因为这样可以使物料进入机体后便能在锤头和破碎板的作用下迅速的破碎.由于转子是在旋转下工作的,所以,矿物也会磨损机架,那么我们就给机架的内壁加上衬板,衬板是用螺栓联结在机架内壁上的.由于处于工作区的衬板最容易损坏,所以,我们在工作处去的衬板的面积比其他地方的衬板小,这样工作区的衬板布置得很密,这样不需要将因某一部分损害的衬板跟换而将全部的衬板跟换,从而节约了材料【15】.最后在设计中,还在上下机架的两侧靠了两个检查门,便于检修,调整和跟换蓖条.
6.2打击板
打击板的作用是承受被锤头击出的物料在其上破碎,同时又将碰撞破碎后的物料重新弹回破碎板,再次破碎.为达到排料面积大,成品率高,低
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