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1前言 建材產(chǎn)品的生產(chǎn),從原料、燃料到半成品都需要進行破碎和粉磨,其目的是使物料的表面積增加,以提高物理作用的效果及化學反應的速度,如促進均勻混合,提高物料的流動性,便于貯存和運輸,提高產(chǎn)量等。水泥熟料和石膏一起磨碎成最終產(chǎn)品,其磨碎的粒度越細,表面積越大,則水泥的標號就越高。改善和提高產(chǎn)品的質量和數(shù)量,減少動力消耗,降低生產(chǎn)成本,對達到優(yōu)質、高產(chǎn)、低消耗具有重要意義。 機械沖擊粉碎是建材行業(yè)材料破碎的主要手段，其設備效率是重要的技術和經(jīng)濟指標。目前在攪拌機的設計研究中，主要集中在耐磨材料和常規(guī)設計的改進。 在水泥行業(yè)、選礦電力等工業(yè)領域中廣泛使用粉磨機械，但各類粉磨機械都有生產(chǎn)效率低，能耗高的缺點。當前的發(fā)展趨勢是“以破代磨”，借助加強粉磨機前的粉碎，降低入料粒度，可大幅度提高粉磨機產(chǎn)量，降低綜合能耗。本課題是結合市場上所使用的各類型號的攪拌機及由廠家在使用過程中所反饋的信息,分析其問題的來源,并相互比較綜合各類攪拌機的優(yōu)點,經(jīng)師生討論而確定的。 設計要求:a、最大進料粒度：<150mm；b、出料粒度：<10mm；c、生產(chǎn)能力：25-30t/h。 使用范圍：槳葉式攪拌機既可以用于生料的破碎,又可以用于熟料的破碎。它適用于粉碎水泥熟料、粒狀高爐礦渣、石灰石、砂巖、頁巖、煤矸石、煤塊、鋁塊石、金礦石、鉬礦石等多種物料。它廣泛應用于：建材、化工、冶金、電力、煤炭、礦山等工業(yè)部門。 技術要求：機械設計應保證其功能良好、使用可靠、維護方便；零件結構設計要選擇合理的毛坯型式和材料，并盡可能的采用標準件和通用件，并具有良好的工藝性。 設計方法：采用二維CAD繪制圖紙和在UG平臺上創(chuàng)建三維模型相結合的方法，更加直觀地將所要設計的結構表達出來。 本課題著重解決如何將反擊式攪拌機和錘式攪拌機的優(yōu)點結合、錘頭磨損問題和機體平衡問題、攪拌機在工作過程中的粉塵泄露問題及攪拌機的各工作參數(shù)的優(yōu)化確定方法等。 本設計具有很強的實用價值。因為采用了很多新的結構，大大降低了制造和維護的費用，減少了機器調整的次數(shù)，保證了生產(chǎn)的連續(xù)性。 2概述 2.1 水泥裝備的發(fā)展趨勢[11] 水泥生產(chǎn)的機械裝備是生產(chǎn)水泥的重要工具，是提高勞動生產(chǎn)率、降低水泥成本、減輕勞動強度的重要手段。綜觀目前國內外水泥行業(yè)發(fā)展狀況可知，水泥裝備的發(fā)展趨勢大致可分為三個方面： a.向大型化方向發(fā)展 近年來，世界水泥工業(yè)發(fā)展的動向之一是大型化。各國都在致力于開發(fā)大型化的設備及其應用技術，因為大型水泥廠能降低生產(chǎn)成本，減少能耗，提高勞動生產(chǎn)率，特別是日產(chǎn)5000t熟料的水泥廠經(jīng)濟效益特別顯著。 b.向自動化方向發(fā)展 水泥廠的自動化程度是衡量水泥工業(yè)現(xiàn)代化的標志之一，自動化技術的應用利用提高主機產(chǎn)量和設備運轉率，降低熱耗，提高勞動生產(chǎn)率。 c.向節(jié)能化方向發(fā)展 從生產(chǎn)工藝上看，這種能源消耗可分為兩部分：一部分是消耗燃料多的熟料燒成系統(tǒng)；一部分是消耗電能多的原料和熟料的粉磨系統(tǒng)。因此，各國都在積極開發(fā)節(jié)能降耗的水泥成套設備。磨前破碎正是向節(jié)能方向發(fā)展的一個重要路口，也正是水泥設備發(fā)展的必經(jīng)之路。 2.2 設計要求及分析課題 物料在經(jīng)過粗碎、中碎以后，一般粒徑為30～100mm，而進入磨機的粒徑一般為30mm左右，由于進入磨機的粒徑仍很大，且不均衡，不但增加了磨機的負荷，而且也增加了磨機的功耗，根據(jù)邦德理論，粉碎物料所消耗的能量，與物料產(chǎn)生的裂縫長度成正比，而裂縫又與物料粒徑的平方根成反比。即：w=k(1/-1/),d為進料粒徑，D為出料粒徑，因此，設計的要求是經(jīng)過一級破碎的物料進入球磨機之前增加一級破碎，以均衡和降低物料的入料粒度，從而顯著地降低功耗，達到節(jié)能降耗的目的。 錘式攪拌機的結構由錘頭﹑轉子﹑篦條篩﹑內壁襯板﹑機架等組成；它是通過物料進入攪拌機中,受到高速回轉的錘頭沖擊而破碎,物料從錘頭處獲得動能,以高速沖向破碎板進行第二次破碎,粒度小的從篦條篩中排出,粒度大的物料在篦條篩上再經(jīng)過錘頭的沖擊﹑研磨﹑銑削而破碎,合格粒度由篦條篩排出。 反擊式攪拌機的結構由反擊板﹑打擊板﹑轉子組成；它將物料反復地沖擊,同時,物料之間也互相撞擊而得到破碎。 槳葉式攪拌機的結構由機體﹑主軸﹑轉子﹑襯板﹑進出料口組成；物料進入第一破碎腔,受高速回轉的轉子上的板錘的沖擊破碎,獲得動能的料塊拋擊到筒體的襯板上進一步破碎,料塊群在機腔中互相撞擊而得到第一次破碎；物料進入第二破碎腔受第二轉子的擠壓﹑沖擊,把料層壓緊而變密實,隨著擠壓﹑沖擊力的上升,當應力超過顆粒所承受的強度時,物料被粉碎。 本課題設計的攪拌機是兼以上三者之優(yōu)點進行破碎,因此,確定為槳葉式攪拌機。 2.3 槳葉式攪拌機的工作原理簡介 攪拌機體內研磨介質運動狀態(tài)分為二部分，其一為在筒體內旋轉，其二為帶到一定高度后拋落，即拋落運動狀態(tài)。前者粉碎的主要形式為研磨，而后者為沖擊。磨內物料隨著研磨和沖擊的綜合作用而使物料粉碎。槳葉式攪拌機的破碎部分主要由錘擊部分和反擊部分兩部分組成，物料由進料口進入破碎腔，經(jīng)過錘頭的沖擊、剪切、劈碎、折斷，使得物料粒徑降低，然后再經(jīng)過反擊破碎，通過反擊破碎中反擊板的沖擊、剪切和物料的自撞破碎，進一步降低和均衡物料的粒徑，從而實現(xiàn)了物料粉碎的目的。 2.4 槳葉式攪拌機的構造 槳葉式攪拌機由筒體、轉子、機蓋附件、底座等部分組成，筒體由機殼、門、隔板、反擊板組成，各部件分別用焊接螺栓、螺釘連結成一體；轉子由主軸、錘架組成。錘架上偏心銷軸將錘頭分4排懸掛在錘架之間，為了防止錘架和錘頭的軸向竄動，錘架一端用軸套軸向固定，一端用止退墊圈和鎖緊螺母固定，轉子支承在三個滾動軸承上，機殼內部有反擊板，反擊板磨損后可以更換，機蓋與軸之間漏灰現(xiàn)象嚴重，為了防止漏灰，設有軸封。主軸是攪拌機支承轉子的主要零件，沖擊力由它來承受。因此，要求主軸的材質具有較高的硬度和韌性，如用45鋼。主軸斷面為圓形，錘架用36mm寬的平鍵與軸連接，錘架是用來安裝錘頭的，但攪拌機在逆轉時，錘架與物料接觸，易造成磨損，所以選擇的材料要具有一定的耐磨性。該錘架的銷軸孔都為6個孔，可以在銷軸孔磨損后，把錘頭安裝在另一個位置，在錘架中，上面一個圓盤用以減少偏心銷軸的磨損程度。錘頭的質量、形狀和材質對攪拌機的生產(chǎn)能力有很大的影響。錘頭動能的大小與錘頭質量成正比，動能越大，即錘頭質量越大，破碎效率愈高，但能耗佷大。因此，應根據(jù)不同的進料尺寸來選擇適當?shù)腻N頭質量。錘頭耐磨性是其主要質量指標之一，提高錘頭的耐磨性，可以縮短攪拌機的檢修停車時間，就能大大的提高槳葉式攪拌機的利用率和減少檢修費用。 機蓋部件由機蓋、滾動軸承、圓錐套、上軸承蓋、上密封環(huán)、圓螺母以及直通式油杯組成，用螺栓連接在一起，軸承蓋用于軸承的外圓定位，軸承蓋內的內油氈槽用以安裝油氈起密封油的作用，軸承蓋外面有凸起的環(huán)體，擋住外面的灰塵進入軸承蓋內，圓螺母和止退墊圈使軸承的內圈得以定位，上密封環(huán)擋住筒體內的灰塵進入到機蓋內，即采用迷宮密封來擋灰。軸承的潤滑采用直通式油杯油潤滑，軸承間隙的調整可通過調整墊片得以實現(xiàn)。 底座部件由支承套、滾動軸承、下軸承蓋、下密封環(huán)、軸套、墊片、注油裝置、底座等組成，用螺栓連接在一起，底座用于整個轉子軸的定位，支承套用來支承兩個滾動軸承和下軸承蓋，調心滾子軸承主要用來承受軸向力，推力調心滾子軸承主要承受徑向力，在兩個軸承之間增加一塊墊片，隔開兩軸承以避免兩軸承直接接觸，影響兩軸承的壽命。上軸承蓋用來定位，推力調心滾子軸承的外圈定位，兩軸承之間的墊片用于保證兩軸承的內圈定位，軸承蓋內毛氈用來保證潤滑油的密封，下軸承蓋和下密封環(huán)組成的環(huán)形密封用來擋住筒體內的灰塵進入到軸承中。 進料口由法蘭、鋼板焊接而成，用螺栓連接在機蓋上。 出料口由法蘭，鋼板焊接而成，用螺栓連接在底座的加強筋上。 機蓋部分與筒體,筒體與底座均用螺栓連接在一起，轉子與底座之間用軸承來支承。 槳葉式攪拌機結構模型如圖2-1所示 圖2-1 槳葉式攪拌機結構模型圖 3 總體方案論證 3.1 機型的確定 槳葉式攪拌機結構如圖3-1所示 圖3-1 槳葉式攪拌機結構圖 1-機械傳動部分，2-反擊破碎部分，3-錘擊破碎部分 該機由三個主要部分組成：（1）機械傳動部分（2）反擊破碎部分（3）錘擊破碎部分。起主要作用的是錘擊破碎部分和反擊破碎部分，皮帶傳動部分傳遞所需的動力。 該機采用槳葉式上下安置，充分利用物料自身的重量。減少物料運輸過程所消耗的動力。通過反擊破碎和圓錐破碎，從而達到降低粒徑的目的。 3．2 產(chǎn)品的確定 該機的產(chǎn)量需滿足下列要求 a.年產(chǎn)10萬噸以上； b.不是全日制工作，每年工作為300天，每天工作8——16小時。 在此基礎上，該機的設計產(chǎn)量為25——30t/h。 4 傳動裝置的總體設計 4.1 電動機的選擇[10] 4．1．1槳葉式攪拌機的設計參數(shù) 進料粒徑≤150 出料粒徑≤10 4．1．2 功率的確定 由邦德理論 N=k×(1/─1/) （4-1） 式中：d—出料粒徑，um； D—進料粒徑，um； Q—產(chǎn)量，t/h； 得 N=185×(1/―1/)X40 ?=57kw 由電機功率,查手冊: 選電機型號為Y280M-6 功率為55kw 轉速為980r/min 外形尺寸為1198×555×640(長×寬×高)。 4．2 傳動部分的設計[10] 4.2.1 確定計算功率Pca 考慮到載荷的性質、原動機的不同和每天工作時間的長短等，計算功率Pca比要求傳遞的功率P略大，即 （4-2）式中： KA——工作情況系數(shù)， 4.2.2 選擇V帶型號[1] 根據(jù)計算功率 由《機械設計手冊》圖12-1-1確定選用D型帶。 4.2.3 確定帶輪直徑dd1，dd2 a) 參考《機械設計手冊》帶傳動設計部分，選取小帶輪直徑=355。 b) 驗算帶的轉速 （4-3） = 帶的速度合適 (普通V帶) c) 從動帶輪直徑 = （4-4） 由《機械設計手冊》表12-1-10查得=400mm 4.2.4 確定中心距a和帶的基準長度 根據(jù) 0.7(+)<<2(+) （4-5） 取 =1200 根據(jù) （4-6） 由《機械設計手冊》表12-1-4 選帶的基準長度 （4-7） 4.2.5 驗算主動輪上的包角 （4-8） 主動輪包角合適 4.2.6 確定V帶根數(shù)z a)由線性插值法求得額定計算功率P0 （4-9） 額定功率值的增量△P0=3.92,包角系數(shù)Kα=0.98,長度系數(shù)KL=0.90 b)計算V帶根數(shù)z （2-10） 由《機械設計手冊》表12-1-18 由《機械設計手冊》表12-1-21 由《機械設計手冊》表12-1-22 根 取z=5根 4.2.7 計算單根V帶初拉力F (2-11) 由表12-1-23 m=0.62 4.2.8 計算對軸的壓力FQ (4-12) 5 槳葉式攪拌機主要參數(shù)的確定 5.1基本結構參數(shù) 5.1.1 轉子的直徑與長度[7] 轉子直徑一般根據(jù)給料塊的尺寸來決定，提出轉子直徑與給料塊尺寸之比為1.2～5,大型攪拌機取低值。D=1000mm。 轉子軸直徑與長度之比值一般為0.7～2，物料沖擊力較強時,應取較大的比值. （5-1） （5-2） 5.1.2 基本結構尺寸[11] a．給料口寬度、長度、高度、傾角 給料口寬度大于2倍最大給料尺寸取B=300mm、L=310mm,為了要求給料有一 定的垂直下落速度取h=560mm,要求入料塊經(jīng)導板給入，因此，導板的傾角不應小于60，否則引起給料塊的堆積。 b．卸料口尺寸 攪拌機的卸料口尺寸由產(chǎn)品粒度的大小來決定。 c．給料方式 攪拌機要求給料塊有一定的垂直下落速度，故給料口一般都設置在機架的上方。 5.1.3 錘頭質量的確定[11] 由于槳葉式攪拌機的錘頭是通過偏心銷軸固定在轉子上的，所以正確地選擇 錘頭質量消耗都有很大的作用，如果錘頭質量選的過小，則可能滿足不了錘頭一次就將物料破碎的要求。若是選得過大，這是不經(jīng)濟的，而且旋轉起來產(chǎn)生的離心力也很大，對轉子上的其它零件要產(chǎn)生影響并且易損壞。因此，錘頭質量一定要滿足錘擊一次使物料破碎，并使無用功率消耗達到最小值，同時還必須不使錘頭過度向后偏倒。 計算錘頭質量的方法有兩種：一種是使錘頭運動起來產(chǎn)生的動能等于破碎物料所需的破碎功，另一種是根據(jù)碰撞理論的動量相等原理。前一種方法由于沒有考慮錘頭打擊物料后的速度損失，故計算出來的錘頭質量往往偏小，需要根據(jù)實際情況修正。 5.1.3.1按動能定理計算錘頭質量 （5-3） 式中 D ─ 轉子直徑，mm ； n ─ 轉子的轉速，m/s； ─ 轉子圓周方向的錘頭排數(shù)； ─ 轉子橫向每排的錘頭個數(shù)； 因為 （5-4） （5-5） （5-6） （5-7） 式中 N ─ 電動機功率，kw； E ─ 錘頭的動能，J； m ─ 錘頭的質量，kg； v ─ 錘頭的圓周速度，m/s； ─ 轉子上全部錘頭每轉一次所產(chǎn)生的動能, J； 所以 5.1.3.2 按動量定理計算錘頭質量 國家碰撞理論動量相等的原理計算錘頭質量時，考慮到錘頭打擊物料后必然 會產(chǎn)生速度損失。如果錘頭打擊物料后，其速度損失過大，就會使錘頭繞本身的懸掛軸向后偏倒，這時錘頭由于速度減小而使動能減小，在下一次與物料相遇時，物料通過而不破碎物料，因而會降低攪拌機的生產(chǎn)率和增加無用功的消耗。為了使錘頭打擊物料后產(chǎn)生的偏倒，能夠由離心力的作用而在第二次破碎物料前很快恢復到正常工作位置，就要求錘頭打擊物料后的速度損失不宜過大。根據(jù)實踐經(jīng)驗，錘頭打擊物料后的允許速度損失隨著攪拌機的規(guī)格大小而變，一般允許速度損失為40～60％。即 （5-8） 式中 ─ 錘頭打擊物料前的圓周線速度，m/s； ─ 錘頭打擊物料后的圓周線速度，m/s； （5-9） 式中 ─ 修正系數(shù)，=0.21～0.28 ─ 物料的抗壓強度, ─ 物料邊長, m ─ 錘頭打擊物料的時間,一般采用0.001～0.0015s。 （5-10） 式中 ─ 錘頭的實際質量，kg； ─ 錘頭重心到懸掛點的距離，m； ─ 錘頭打擊中心到懸掛點的距離，m。 5.2 主要工作參數(shù)的確定 5.2.1 轉子的速度 從槳葉式攪拌機的特點可看見，轉子轉速是攪拌機的重用工作參數(shù)，它影響著攪拌機的破碎效率、破碎比和生產(chǎn)能力。 由 （5-11）式中 ─ 轉子的圓周速度，m/s； ─ 轉子直徑，m。 得 一般中小型攪拌機的轉速為750～1500r/min，圓周速度為25～70m/s。 5.2.2 生產(chǎn)能力[7] （5-12） 式中 L ─ 轉子長度，m； b ─ 卸料篦條間歇，m； ─ 出料塊的粒度，m； Z ─ 卸料篦條間歇的數(shù)目， ─ 松散與排料不均勻系數(shù)0.02； K ─ 轉子圓周方向錘子的排數(shù)； n ─ 轉子轉速，r/min； r ─ 石灰石的堆積比重，。 5.2.3 功率[12] 功率消耗和很多因數(shù)有關，但主要取決于物料的性質，轉子的圓周速度，破碎比和生產(chǎn)能力。 （5-13） 式中 m ─ 錘頭質量，kg； R ─ 轉子半徑，m； n ─ 轉子轉速，r/min； ─ 機械效率， =0.7～0.85； ─ 修正系數(shù)。與轉子的圓周速度有關，隨圓周速度增加而減少，因為速度愈高，每個錘頭打擊物料的機會率愈低。 查《建筑材料機械設計》表1-4 得=0.00125。 5.3 轉子的結構設計[4] 5.3.1 軸的設計計算及校核 5.3.1.1軸的結構設計 a) 軸的材料及熱處理 由于攪拌機的設計功率不是太大，對其重量和尺寸無特殊要求，故選擇常用材料45鋼，調質處理。 b)初估軸徑 按扭矩初估軸的直徑，查《機械設計》表10-2，得C=106-117，考慮倒安裝皮帶輪僅受扭矩作用，取C=110，則 (5-14) 式中： C——由軸承的材料和承載情況縮確定的常數(shù)； P——軸的輸出功率，kw； n——軸的轉速，r/min. 符合要求，所以軸的設計合格。 5.3.2 軸的強度計算[1] 軸的各段長度主要根據(jù)軸上零件的轂長或軸上的零件配合部分的長度確定。另外，也要根據(jù)機體及軸承蓋等零件有關。本設計中，綜合考慮機體、轉子、襯板、軸承座等因素的影響后，軸的具體設計尺寸如圖5-1所示。 圖5-1 軸的結構尺寸 5.3.2.1 破碎力的確定 沖擊時間的計算 (5-15) 式中: R——料塊的半徑，m； v——轉子的圓周速度，m/s。 破碎力P的計算 (5-16) 式中: P——破碎力，N； m——料塊的質量，kg； v0——沖擊后物料的速度，m/s； t——沖擊時間，s。 5.3.2.2 軸的受力分析(見圖5-2) a． 畫軸的受力簡圖(見圖b)。 圖5-2 軸的受力分析及彎扭矩圖 b． 計算支承反力。 由式： (5-17) 得 由式： (5-18) 得 在垂直面上 (5-19) c． 畫彎矩圖（見圖c，d，e） 由式： （5-20） 在水平面上，a—a剖面左側 a—a剖面右側 在垂直面上 合成彎矩，a—a剖面左側 由式： （5-21） 得 a—a剖面右側 d．畫轉矩圖（見圖f） 由式： （5-22） 得，轉矩 5.3.2.3 判斷危險剖面 顯然，由圖中a—a截面處合成彎矩最大、扭矩為T，該截面左側可能是危險剖面；b—b截面處合成彎矩不是最大，但該截面左側軸徑小于a—a截面處軸徑，故b—b截面左側也可能是危險剖面。若從疲勞強度角度考慮，a—a、b—b截面處均有應力集中，且b—b截面處應力集中更嚴重，故a—a截面左側和b—b截面左、右側均有可能是疲勞破壞危險剖面。 5.3.2.4 軸的彎扭合成強度校核 由《機械設計》表10-1查得 由式 （5-23） a) a—a截面左側 由式 （5-24） b) b—b截面左側 b—b截面處合成彎矩： 由式： （5-25） 5.3.2.5 軸的疲勞強度安全系數(shù)校核 由表10-1查得。 a． a—a截面左側 由附表10-1查得由附表10-4絕對尺寸；軸經(jīng)過磨削加工表面質量系數(shù)則 彎曲應力 （5-26） 應力幅 平均應力 Mpa 切應力 (5-27) 式中： T ─ 軸所傳遞的轉矩，N.mm; W ─ 抗扭截面系數(shù),。 校核危險剖面疲勞強度安全系數(shù)安全系數(shù) （5-28） 在彎矩作用下和在轉距作用下的安全系數(shù)分別為 （5-29） （5-30） 得， 查表10-6得許用安全系數(shù)顯然S>>, 故a—a剖面安全。 b. b—b截面右側 抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù) 彎曲應力 切應力 由附表10-1查得過盈配合引起的有效應力集中系數(shù)。 又。則 顯然，故b—b截面右側安全。 c. b—b截面左側 b—b截面左右側的彎矩、扭矩相同。 彎曲應力 切應力 ，由附表10-2查得圓角引起的有效應力集中系數(shù) ，由附表10-4查得絕對尺寸系數(shù) 。則 顯然，故b—b截面左側安全。 以上計算表明：軸的彎扭合成強度和疲勞強度是足夠的。 5.3.3 轉子的設計 本設計參閱了國內市場上對攪拌機的研究資料,結合各類型攪拌機轉子的不同結構 ,錘頭排列分布方式如圖5-3所示。 圖5-3 轉子的安裝結構 1-鍵；2-軸套；3-上圓盤；4-中圓盤；5-錘頭；6-下圓盤； 7-轉子隔套；8、9-偏心銷軸；10-鍵；11-軸套；12-主軸 由圖5-3可知, 錘頭在兩隔板之間是按60°的間隔布置著六個錘頭,即著六個錘頭中心線處在一個平面上。設計時適當調整錘頭間隔套尺寸,保持錘頭總數(shù)不變，而如此排布錘頭在破碎腔空間上有效利用了錘頭的“空間打擊”能力，能夠顯著提高破碎效率，降低了能耗。 5.3.3.1 錘頭的設計[11] 錘頭是錘式破碎的主要工作零件。錘頭的質量、形狀和材質對攪拌機的生產(chǎn)能力有很大的影響。錘頭動能的大小與錘頭的質量成正比，動能越大，即錘頭的質量愈大，破碎效率越高，能耗也愈大。因此，要根據(jù)不同的進料塊尺寸來選擇適當?shù)腻N頭質量。錘頭的耐磨性是其主要質量指標，提高錘頭的耐磨性，可縮短攪拌機的檢修停車時間。從而，提高攪拌機的利用率和減少維護費用。傳統(tǒng)的錘頭一般是用高碳鋼鍛造或鑄造，也有用高錳鋼鑄造的。近來有的用高鉻鑄鐵錘頭復合鑄造，即錘柄采用ZG310～570鋼，而錘頭采用高鉻鑄鐵，其耐磨性比高錳鋼錘頭提高數(shù)倍。 現(xiàn)在錘頭的設計已經(jīng)由傳統(tǒng)的整體式設計轉變?yōu)榻M合式的結構設計。另外，新型材料的研制，特別是高硬度耐磨材料的研制成功也為錘頭的設計及錘頭性能的提高提供了保證條件，也為本課題提供了較大的選擇余地。在綜合考慮了本課題的技術要求和工作要求后，我們決定采用新型的組合式錘頭結構設計（如圖5-4所示）。 圖5-4 組合式錘頭 5.3.3.2 安裝[3] 轉子與主軸之間的配合為間隙配合，配合為D8/H8。 5.4 軸承和鍵的選用[8] 5.4.1 軸承的選用和潤滑 a．軸承所受載荷的大小、方向和性質，是選擇滾動軸承的主要依據(jù)。 上端選： GB/T288-1994 1536622型調心滾子軸承 下端選： GB/T288-1994 153622型調心滾子軸承 GB5801-1994 9039430型推力調心滾子軸承 b．校核軸承的使用壽命 根據(jù) （5-31） 對于153662型軸承，假定其壽命為3年 查手冊 該軸承符合要求。 c．軸承潤滑方式選用油管潤滑。 5.4.2 鍵的選用 a．鍵分別選平鍵 28×16×104 （GB1095-86） 36×20×848 （GB1095-86） b．平鍵的校核 根據(jù) （5-32） T ─ 轉矩，； d ─ 軸的直徑，； h ─ 鍵的高度，； ─ 鍵的工作長度，； ─ 許用擠壓應力，， 由《機械手冊》表3.1查得=30～45。 鍵一：28×16×104 符合要求。 鍵二：36×20×848 符合要求。 6 相關零件的設計 6.1反擊板的設計 反擊板的作用是承受被板錘擊出的物料在其上沖擊破碎，將破碎后的物料重新彈回破碎區(qū)，再次進行沖擊破碎。設計的要求是，被板錘沖擊后的物料經(jīng)反擊后的位置剛好為該板錘旋轉以后的位置，以利用再次進行沖擊破碎。反擊板結構如圖6-1所示。 圖6-1 反擊板結構圖 攪拌機反擊板經(jīng)各種表面積形狀實驗比較,采用棱條結構效果最好。因為棱條尖角部分鑄造質量和熱處理后硬度高, 抗磨損能力強。而且抗磨面是逐漸加大，磨損尺寸逐漸減緩。反擊板材質采用耐磨合金鋼，這些措施都有利于反擊板壽命的延長。反擊板的安裝方式為從側面推入鉸接件，再由緊固螺栓壓緊。 6.2 門的設計 在物料破碎過程中，難免有難破碎的大塊物料，落在反擊板與轉子之間。由于物料粒徑較大，難以從下料口排出，易引起物料阻塞。為清除阻塞物料,保證機構的正常運行，所以開設防護門。門的結構如圖6-2所示 6-2 門的結構 防護門為組焊件，門材料為45鋼。耳環(huán)焊接在門上面，接頭形式為角焊接。 7 輔助零件的設計 7.1 注油管 對滑動軸承采用油潤滑，須用到注油管。注油管可用兩端有螺紋的鋼管。一端固定在機蓋上，一端用螺母固定在機座上。 7.2 密封裝置的選擇 本設計中的密封方式選用氈圈式密封，利用矩形截面的毛氈圈嵌入梯形槽中所產(chǎn)生的對軸的壓緊作用、獲得防止?jié)櫥吐┏龊屯饨珉s質、灰塵等侵入軸承室的密封效果。 8 結論 本次設計總體來說較為成功。在分析目前市場上的各類型的攪拌機的結構特點、技術特點以及使用情況后，我們確定了設計一種新型的攪拌機的課題，就是將錘式攪拌機和反擊式攪拌機的優(yōu)點結合起來。在這個指導思想下，設計過程中，我們特別注意吸收各種新的技術，新的設計方法，并將之盡量融入到我們的設計中，使這種新型攪拌機的各項性能都能夠達到一個較高的水平。同時我們自始至終貫徹機器設計的經(jīng)濟性要求，盡量降低攪拌機的生產(chǎn)成本和維護費用等，因此，本設計具有很大的實用性。 本設計的主要特點有： a．反擊式破碎的板錘和轉子是剛性聯(lián)結的，利用整個轉子的慣性對物料進行沖擊，使其不僅破碎而且可以獲得較大的速度和動能。 b．破碎腔較大，使物料有一定的活動空間，物料受到?jīng)_擊作用，經(jīng)過多次反復打擊而得到充分破碎。 c．破碎效率高、能量消耗低。 d．破碎比大，可達到15～20mm左右，這樣，可以減少破碎段數(shù)，簡化生產(chǎn)流程，節(jié)省投資、降低生產(chǎn)成本。 e．設備的構造簡單，便于制造，操作維修也較方便。 本設計的創(chuàng)新點主要有： a．采用新型的轉子設計結構（反擊式破碎的鋼盤結構和錘式破碎的錘盤交錯布置結構），有效增強了攪拌機的工作性能。 b．新型錘頭結構設計。錘頭拋棄傳統(tǒng)的整體式結構設計，而采用組合式結構設計，大大提高了錘頭的使用壽命，有效降低了生產(chǎn)費用和減少了設備的調整次數(shù)。 本設計是在結合反擊式攪拌機和錘式攪拌機的優(yōu)點，并在此基礎上再融入了各種新技術、新思想的條件下成型的。因此，設計中也存在一些不足之處，有待進一步的設計改造?？傮w來說，其存在的主要問題有： a． 兩級轉子的空間位置有待進一步的研究。它們的相互位置如何優(yōu)化設計，才能更加充分發(fā)揮兩種破碎方式的優(yōu)點。 b． 反擊板的安裝方式較為繁瑣，安裝時需花費較多的時間。 c．機體的結構設計不夠簡便，維護調整時的拆裝要花費一些時間。 d．各參數(shù)的選擇有待進一步探討。 這些問題都是在以后的設計改進中應該加以重視的。 參考文獻 [1] 濮良貴,胡綜武,張鄰康．機械設計[M]．沈陽：西北工業(yè)大學，1992. 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[12] 徐錦康.機械設計[M]. 北京:機械工業(yè)出版社，2001. 致 謝 歷時三個多月的畢業(yè)設計，在孫俊蘭老師的悉心指導下，現(xiàn)已劃上了圓滿的句號。 在設計過程中，孫老師及時的了解我設計中遇到的難題，幫助我解決了不少問題。由于本人對水泥工藝及攪拌機了解不多，實踐知識更是不足，孫老師耐心地給我們講解有關方面的知識，使我得以按時內完成設計工作。同時，教導我們不管是在以后的工作還是學習中，都要保持治學嚴謹?shù)膽B(tài)度。在本次畢業(yè)設計中，劉平成老師和其他老師也給我提供了很多幫助，我向他們表示衷心的感謝。 此次設計的圓滿和同組其他人員的通力合作也是分不開的，他們給了我許多幫助和指點，在此一并表示感謝！ 附件清單 1 總裝配圖 L1000-05-01 A0 2 門 L1000-05-02 A2 3 轉子 L1000-05-03 A1 4 進料斗 L1000-05-04 A2 5 機蓋 L1000-05-05 A2 6 底座 L1000-05-06 A1 7 反擊板 L1000-05-07 A3 8 隔板 L1000-05-08 A3 9 下料斗 L1000-05-09 A2 10 方頭螺栓 L1000-05-10 A4 11 UG三維圖集一份 29