錘式破碎機,破碎 目 錄 摘要 ………………………………………………………………………………I Abstract ………………………………………………………………………II 第1章 緒論 …………………………………………………………………1 1.1 錘式破碎機和破碎機的分類…………………………………………1 1.1.1 錘式破碎機的分類……………………………………………1 1.1.2 破碎機的分類…………………………………………………1 1.2 錘式破碎機的優(yōu)缺點…………………………………………………1 1.2.1 錘式破碎機的優(yōu)點……………………………………………1 1.2.1 錘式破碎機的缺點 …………………………………………1 1.3 錘式破碎機的規(guī)格和型號 …………………………………………2 第2章 錘式破碎機的工作原理及破碎實質(zhì) ………………………………3 2.1 錘式破碎機的工作原理 ……………………………………………3 2.2 錘式破碎機的破碎實質(zhì) ……………………………………………3 2.2.1 破碎的目的和意義 .…………………………………………3 2.2.2 礦石的力學性能與錘式破碎機的選擇 .……………………3 2.2.3 破碎過程的實質(zhì) .……………………………………………4 第3章 錘式破碎機的總體及主要參數(shù)設計 ……………………………6 3.1 型號為錘式破碎機的總體方案設計 ……………6 3.2 該型號破碎機的工作參數(shù)設計計算 .………………………………7 3.2.1 轉子轉速的計算 ……………………………………………7 3.2.2 生產(chǎn)率的計算 ………………………………………………8 3.2.3 電機功率的計算 ……………………………………………8 3.3 該種破碎機的主要結構參數(shù)設計計算 ……………………………8 3.3.1 轉子的直徑與長度 …………………………………………8 3.3.2 給料口的寬度和長度 ………………………………………8 3.3.3 排料口的尺寸 ………………………………………………9 3.3.4 錘頭質(zhì)量的計算 ……………………………………………9 第4章 錘式破碎機的主要結構設計 …………………11 4.1 錘頭設計與計算 …………………………………………………11 4.2 圓盤的結構設計與計算 …………………………………………11 4.3 主軸的設計及強度計算 …………………………………………12 4.3.1 軸的材料的選擇 …………………………………………13 4.3.2 軸的最小直徑和長度的估算 ……………………………13 4.3.3 結構設計的合理性檢驗 …………………………………13 4.3.4 軸的彎扭合成強度計算 …………………………………15 4.3.5 軸的疲勞強度條件的校核計算 …………………………20 4.4 軸承的選擇 ………………………………………………………22 4.4.1 材料的選擇 ………………………………………………22 4.4.2軸承類型的選擇 ……………………………………………22 4.4.3 軸承的游動和軸向位移 ……………………………………23 4.4.4 軸承的安裝和拆卸 …………………………………………23 4.5 傳動方式的選擇與計算（V帶傳動計算） ………………………24 4.6 飛輪的設計與計算 ………………………………………………26 4.7 棘輪的選擇 ………………………………………………………26 4.8 蓖條位置調(diào)整彈簧的選擇 ………………………………………27 4.9 箱體結構以及其相關設計 ………………………………………28 4.9.1鑄造方法 ……………………………………………………28 4.9.2截面形狀的選擇 ……………………………………………28 4.9.3 肋板的布置 ……………………………………………29 第5章 專題部分 …………………………………………………………30 5.1 錘頭結構的改進問題 ………………………………………31 5.1.1改進的介紹 ……………………………………………31 5.1.2 改進的效果 …………………………………………31 5.2 延長錘頭使用壽命的研究 ………………………………… 31 5.2.1 錘式破碎機中單顆粒物料的最大破碎力研究 …… 32 5.2.2錘頭合理調(diào)配的研究與應用 …………………………34 5.2.3 錘頭材質(zhì)的選擇及改性 …………………………… 41 第6章 部分零部件上的公差和配合 …………………………………… 45 6.1 配合的選擇 ……………………………………………………45 6.1.1 配合的類別的選擇 ……………………………………45 6.1.2配合的種類的選擇 ………………………………………45 6.2 一般公差的選取 …………………………………………………45 6.3 形位公差 …………………………………………………………46 6.3.1形位公差項目的選擇 ……………………………………46 6.3.2公差原則的選擇 ……………………………………………46 6.3.3形位公差值的選擇或確定 …………………………………47 結論 ……………………………………………………………………………49 參考文獻 ………………………………………………………………………51 摘要 錘式破碎機大量應用于水泥廠、電廠等各個部門，所以，它的設計有著廣泛的前景和豐富的可借鑒的經(jīng)驗。其設計的實質(zhì)是，在完成總體的設計方案以后，就指各個主要零部件的設計、安裝、定位等問題，并對個別零件進行強度校核和試驗。并在相關專題中，對錘頭的壽命延長進行比較詳細的分析。在各個零部件的設計中，要包括材料的選擇、尺寸的確定、加工的要求，結構工藝性的滿足，以及與其他零件的配合的要求等。在強度的校核是，要運用的相關公式，進行危險部位的分析、查表、作圖和計算等。并隨后對整體進行安裝、工作過程以及工作后的各方面的檢查，同時兼顧到維修、保險裝置等方面的問題，最后對兩個主要工作零件的加工精度、公差選擇進行分析，以保證破碎機最終設計的經(jīng)濟性和可靠性。 關鍵詞 錘式破碎機 錘頭 強度 公差 Abstract Hammer type breakers are applied to such each department as the cement plant , power plant ,etc. in a large amount, so its design has an extensive prospect and experience that can be used for reference. Its design essence is, formerly after total conceptual design, a design which points each main spare part , question of installing and making a reservation etc., and carry on the intensity to check and test to the specific part, and in relevant thematic parts, analysis of comparing question that the life-span of very beginning of the hammer lengthens in detail . In the design of each spare part , should include the choice , sureness , demand processed , structure craft satisfication of the size of the material , and the demand for cooperating with other parts, etc.. When the intensity is checked , should use relevant formulae , carry on the analysis of the dangerous position, need to check form , mapping , calculation ,etc.. Then to to install , work course , work situation after predict that carries on more overall inspection whole, give consideration to the question in such respects as maintaining and safety ,etc. at the same time . Finally , choose to analyse in machining accuracy , public errand to two groundwork parts, economy and dependability that the breaker soed as to ensure is designed finally. Key Words Hammer type breakers hammer intensity tolerance 第1章 緒論 1.1錘式破碎機和破碎機的分類： 1.1.1錘式破碎機的分類： ⑴、按回轉軸數(shù)分為：單轉子和雙轉子。 ⑵、按轉子的回轉方向分：不可逆式和可逆式。 ⑶、按錘頭的排列方式分：單排式和多排式。 ⑷、按錘頭在轉子上的連接方式：固定錘式和活動錘式。 1.1.2破碎機的分類： ⑴、按破碎作業(yè)的粒度要求分為：粗碎破碎機、中碎破碎機、細碎破碎機。 ⑵、按結構和工作原理分為：顎式破碎機、旋回破碎機、圓錐破碎機、錕式破碎機、錘式破碎機、反擊式破碎機。 1.2錘式破碎機的優(yōu)缺點 1.2.1錘式破碎機的優(yōu)點： ⑴、構造簡單、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（單轉子式的破碎比可達i=10～15）,產(chǎn)品的粒度小而均勻，呈立方體，過度破碎現(xiàn)象少。 ⑶、工作連續(xù)可靠，維護修理方便。易損零部件容易檢修和拆換。 1.2.2錘式破碎機的缺點： ⑴、主要工作部件，如：錘頭、蓖條、襯板、轉子、圓盤等磨損較快，尤其工作對象十分堅硬時，磨損更快。 ⑵、破碎腔中落入不易破碎的金屬塊時，易發(fā)生事故。 ⑶、含水量﹥12%的物料，或較多的粘土，出料篦條易堵塞使生產(chǎn)率下降，并增大能量損耗，以至加快了易損零部件的磨損。 1.3錘式破碎機的規(guī)格和型號 錘式破碎機的規(guī)格用轉子的直徑D和長度L來表示，如ф1000mm×1200mm的錘式破碎機，表示轉子的直徑D=1000mm，轉子的長度L=1200mm。常見的型號有： 不可逆式的：ф800mm×600mm，ф1000mm×800mm，ф1300mm×1600mm，ф1600mm×1600mm，ф2000mm×1200mm。 可逆式的：ф1430mm×1000mm，ф1000mm×1000mm。 第2章 錘式破碎機的工作原理及破碎實質(zhì) 2.1錘式破碎機的工作原理 物料進入破碎機中，立即受到高速回轉的錘頭的沖擊而粉碎。破碎了的物料，從錘頭處獲得動能，以高速向機殼內(nèi)壁的襯板和篦條上沖擊而第二次破碎。此后，小于篦條縫隙的物料，便從縫隙中排出，而粒度較大的物料，就彈回到襯板和篦條上的粒狀物料，還將受到錘頭的附加沖擊破碎，在物料 破碎的整個過程中，物料之間也相互沖擊粉碎。 2.2錘式破碎機的破碎實質(zhì) 2.2.1破碎的目的和意義 ⑴、目的：在冶金、礦山、化工、水泥等工業(yè)部門，每年都有大量的原料和再利用的廢料都需要用破碎機進行加工處理，如在選礦廠，為使礦石中的有用礦物達到單體分離，就需要用破碎機將原礦破碎到磨礦工藝所要求的粒度。磨機再將破碎機提供的原料磨至有用礦物單體分離的粒度。再如在水泥廠，須將原料破碎，以便燒成熟料，然后在將熟料用磨機磨成水泥。另外，在建筑和筑路業(yè)，需要用破碎機械將原料破碎到下一步作業(yè)要求的粒度。在煉焦廠、燒結廠、陶瓷廠、玻璃工業(yè)、粉末冶金等部門，須用破碎機械將原料破碎到下一步作業(yè)要求的粒度。 ⑵、意義：在化工、電力部門，破碎粉磨機械將原料破碎，粉磨，增加了物料的表面積，為縮短物料的化學反應的時間創(chuàng)造有利條件。隨著工業(yè)的迅速發(fā)展和資源的迅速減小，各部門生產(chǎn)中廢料的再利用是很重要的，這些廢料的再加工處理需用破碎機械進行破碎。因此，破碎機械在許多部門起著重要作用。 2.2.2礦石的力學性能與錘式破碎機的選擇 礦石都由許多礦物組成，各礦物的物理機械性能相差很大，故當破碎機的施力方式與礦石性質(zhì)相適應時，才會有好的破碎效果。對硬礦石，采用折斷配合沖擊來破碎比較合適，若用研磨粉碎，機件將遭受嚴重磨損。對于脆性礦石，采用劈裂和彎折破碎較有利，若用研磨粉碎，則產(chǎn)品中細粉會增多。對于韌性及粘性很大的礦石。采用磨碎較好。 常見的軟礦石有：煤、方鉛礦、無煙煤等，它的抗壓強度是2～4Mpa,最大也不超過40Mpa。普式硬度系數(shù)一般為2～4，再如一些中硬礦石：花崗巖、純褐鐵礦、大理石等，抗壓強度是120～150Mpa，普式硬度系數(shù)一般為12～15，還有硬礦石、極硬礦石，普式硬度系數(shù)一般為15～20。 可根據(jù)礦物的物理機械性能、礦塊的形狀和所要求的產(chǎn)品粒度來選擇破碎施力方式，以及與該破碎施力方式相應的破碎機械。 2.2.3破碎過程的實質(zhì) 破碎過程，必須是外力對被破碎物料做功，克服它內(nèi)部質(zhì)點間的內(nèi)聚力，才能發(fā)生破碎。當外力對其做功，使它破碎時，物料的潛能也因功的轉化而增加。因此，功率消耗理論實質(zhì)上就是闡明破碎過程的輸入功與破碎前后物料的潛能變化之間的關系。為了尋找這種能耗規(guī)律和減小能耗的途徑。許多學者從不同的角度提供了若干個不同形式的破碎功耗學說。目前公認的有：面積學說，體積學說，裂縫學說。我們只做簡單的介紹： 1．面積學說： 1867年，Rittinger提出的，破碎消耗的有用功與新生成的物料的表面積成正比。 2．體積學說： 1874年，俄國基爾皮切夫與18885年的基克先后獨立提出，外力作用于物體發(fā)生變形，外力所做的功儲存在物體內(nèi)，成為物體的變形能。但一些脆性物料，在彈性范圍內(nèi)，它的應力與應變并不嚴格遵從虎克定律。變形能儲至極限就會破裂?？梢赃@樣敘述：幾何形狀相似的同種物料，破碎成同樣形狀的產(chǎn)物，所需的功與她們的體積或質(zhì)量成正比。 3．裂縫學說： 1952年，Bond和中國留美學者王仁東提出的。外力使礦塊發(fā)生變形，并貯存了部分變形能，一旦局部變形超過了臨界點，則產(chǎn)生垂直與表面的斷裂口。斷裂口形成后貯存在料塊的內(nèi)部的變形能就釋放，裂口擴展成新的表面。輸入功一部分轉化為新的生成面的表面能，另一部分因分子摩擦轉化為熱能釋放。所以，破碎功包括變形能和表面能。變形能和體積成正比，表面能和面積成正比。 三個學說各有一定的適用范圍，Hukki實驗研究表明：粗碎時，體積學說比較準確，裂縫學說與實際相差很大。細碎時， 面積學說比較準確，裂縫學說計算的數(shù)據(jù)較小。粗碎、細碎之間的較寬的范圍，裂縫學說較符合實際。只要正確的運用它們，就可以為分析研究破碎過程提供理論根據(jù)和方法。 第3章 錘式破碎機的總體及主要參數(shù)設計 3.1型號為錘式破碎機的總體方案設計 本次設計的是單轉子、多排錘、不可逆式錘式破碎機，型號為pc-80000。由機殼、轉子、蓖條、打擊板、錘頭、支架、襯板等組成。 1.機殼由上機體、后上蓋、左側壁和右側壁組成，各部分用螺栓連結成一體，上部開有進料口,內(nèi)部鑲有高錳鋼襯板，磨損后可以更換，機殼和軸之間漏灰現(xiàn)象十分嚴重，為了防止漏灰，設有軸封。機殼下部直接安放在混凝土基礎上，并用地腳螺栓固定。為了便于檢修、調(diào)整和更換蓖條，下機體的前后兩面都開有一個檢修孔。為了便于檢修、更換錘頭方便，兩側壁也對稱的開有檢修孔。 2.轉子由主軸、圓盤、銷軸等組成，圓盤上開有6個均勻分布的銷孔，通過銷軸將68個錘頭懸掛起來。為了防止圓盤和錘子的軸向竄動。銷軸兩端用鎖緊螺母固定。轉子支承在兩個滾動軸承上。此外，為了使轉子在運動中儲存一定的動能，避免破碎大塊物料時，錘頭的速度損失不致過大和減小電動機的尖峰負荷，在主軸的一端還裝有一個飛輪。 3.主軸是支承轉子的主要零件，沖擊力由它來承受。因此，要求其材質(zhì)具有較高的韌性和強度。通常斷面為圓形，且有平鍵和其他零件連接。 4.打擊板有兩塊，折線型。一個可以調(diào)整，一個是固定的。調(diào)整的一個靠的是安裝在箱體上的螺桿裝置。 5.錘頭是主要的工作部件。其質(zhì)量、形狀、和材質(zhì)對破碎機的生產(chǎn)能力有很大的影響。因此，根據(jù)不同的進料尺寸來選擇適當?shù)腻N頭質(zhì)量。要破碎中等硬度的物料，可以采用如圖3-1所示的形狀。 錘頭用高碳鋼鑄造或鍛造，也可用高錳鋼鑄造。為了提高耐磨性，有的錘頭表面涂上一層硬質(zhì)合金，有的采用高鉻鑄鐵。 6.蓖條的排列形式是與錘頭的運動方向垂直的。與轉子的回轉半徑有一定的間隙的圓弧狀，合格的產(chǎn)品通過蓖縫排出。其斷面形狀為梯形，常用錳鋼鑄成。蓖條多為一組尺寸相等的鋼條。安裝時，插入蓖條架上的凹槽，兩蓖條之間用墊片隔開。截面形狀用梯形。 7.蓖條和錘頭間隙用凸輪裝置調(diào)整（通過棘輪帶動凸輪）。 8.給定的原始數(shù)據(jù)是： （1） 破碎能力為20到30噸。 （2） 破碎機轉子的轉速在900和1100 之間 （3） 破碎機的最大物料給料粒度為：小于150 （4） 破碎機的最大排料粒度不能超過：10 （5） 破碎機的物料容許濕度小于9%。 （6） 破碎機的破碎程度為：中、細。 （7） 破碎機的應用場所是：水泥廠、選煤廠、火力電廠等。 （8） 破碎機的破碎對象是：石灰石、煤塊、焦碳、石膏等軟物料 3.2 該型號破碎機的工作參數(shù)設計計算 3.2.1 轉子轉速的計算 錘式破碎機的轉子轉速按所需的圓周速度計算，錘頭的圓周速度根據(jù)被破碎物料的性質(zhì)、破碎產(chǎn)品的粒度、錘頭的磨損等因素來確定。 按公式 來計算。 式中 ── 錘頭的圓周速度（m/s） ── 轉子的直徑（m） 一般中小型破碎機轉速為750到1500，圓周速度為25到70，速度越高，產(chǎn)品的粒度越小。錘頭及襯板、蓖條的磨損越大。功耗增加。對機器零部件的加工、安裝精度要求隨之提高。在滿足其粒度要求的情況下，圓周速度應偏低選取。 3.2.2 生產(chǎn)率的計算 生產(chǎn)率與錘式破碎機的規(guī)格、轉速、排料蓖條間隙的寬度、給料粒度、給料狀況以及物料性質(zhì)等因素有關。一般采用經(jīng)驗公式： 式中 Q── 生產(chǎn)率() ── 物料的密度() ── 經(jīng)驗系數(shù) 因為該型號的破碎機破碎的是中、硬物料。取值在30到45之間。 3.2.3 電機功率的計算 電機功率的消耗取決于物料的性質(zhì)、給料的圓周速度。破碎比和生產(chǎn)率。目前，尚無一個完整的計算公式，一般根據(jù)實踐經(jīng)驗和實驗數(shù)據(jù)，根據(jù)經(jīng)驗公式進行計算： 系數(shù)取值在0.1到0.15之間。 3.3 該種破碎機的主要結構參數(shù)設計計算 3.3.1轉子的直徑與長度： 錘式破碎機的規(guī)格用轉子的直徑D和長度L來表示，所以轉子的直徑D=800mm，轉子的長度L=800mm 。 3.3.2給料口的寬度和長度： 錘式破碎機的給料口的長度與轉子的相同。其寬度B2。 3.3.3排料口的尺寸 該尺寸由蓖條間隙來控制，而蓖條間隙由產(chǎn)品的粒度的大小來決定。對該破碎機來說，產(chǎn)品的平均粒度為間隙的1/5到1/3。 3.3.4錘頭質(zhì)量的計算： 因為鉸接在轉子上，所以正確選擇錘頭質(zhì)量對破碎效率和能耗都有很大影響，如果錘頭質(zhì)量選得過小，則可能滿足不了錘擊一次就將物料破碎的要求。若選得過大，無用功耗過大，離心力也大，對其他零件會有影響并易損壞。 根據(jù)動量定理計算錘頭質(zhì)量時，考慮到錘頭打擊物料后，必然會產(chǎn)生速度損失，若損失過大，就會使錘頭繞本身的懸掛軸向后偏倒。降低生產(chǎn)率和增加無用功的消耗。為了使錘頭打擊物料后出現(xiàn)偏倒，能夠通過離心力作用而在下一次破碎時物料很快恢復到正確工作位置。所以，要求錘頭打擊物料后的速度損失不宜過大。一般允許速度損失40%到60%（根據(jù)實踐經(jīng)驗）即： 式中 ── 錘頭打擊物料后的圓周線速度(m/s) ── 錘頭打擊物料前的圓周線速度(m/s) 若錘頭與物料為了彈性碰撞。且設物料碰撞之前的運動速度為0，根據(jù)動量定理，可得： (3-1) 由上式可知， 式中 ── 錘頭折算到打擊中心處的質(zhì)量(kg) ── 最大物料塊的質(zhì)量(kg) 綜上所述， 但是，只是錘頭的打擊質(zhì)量。實際質(zhì)量應根據(jù)打擊質(zhì)量的轉動順序和錘頭的轉動慣量求得， 式中 ── 錘頭打擊中心到懸掛點的距離(m) ── 錘頭質(zhì)心到懸掛點的距離 (m) 第4章 錘式破碎機的主要結構設計 4.1錘頭設計與計算 錘頭是主要工作零件，其設計主要是指結構的設計。因為錘頭的形狀、質(zhì)量、材質(zhì)與破碎機的生產(chǎn)能力有很大影響。尤其形狀對質(zhì)量的分布、材料的充分利用有很大的影響。關于錘頭 的結構設計及相關改進在專題中有較詳細的論述?？傊?，其形狀、結構的設計，對于其工作能力，對整個機器的生產(chǎn)能力。以及經(jīng)濟性等各方面有深遠的影響。錘頭形狀大體分輕型、中型、重型。本型號的錘式破碎機主要是設計中型的 錘頭。其形狀如前面的圖3-1所示。并有相關的計算。 錘頭材料的選擇問題是很關鍵的問題。材料的選擇取決于工作零件的工作狀況和要求。因為破碎機要破碎的是石灰石等中等硬度的物料。一般用高碳鋼鍛造或鑄造，也可用高錳鋼鑄造。為了提高其耐磨性，采用高錳低合金鋼，有的在工作表面涂上一層硬質(zhì)合金。有的采用高鉻鑄鐵，其耐磨性比高錳鋼錘頭提高數(shù)倍。關于材料的選擇問題，在專題部分：提高錘頭的耐磨性研究中，有專門的論述。就不詳細介紹了?？傊N頭材料的選擇，不僅關系到錘頭的工作壽命，機器的生產(chǎn)能力、生產(chǎn)效率，還關系到各方面的經(jīng)濟性。 4.2圓盤的結構設計與計算 根據(jù)設計的要求，每根銷軸上需要有8個錘子。圓盤是用來懸掛錘頭的，一共需有9個圓盤，最兩側的兩個，共有的特點是，一側設置了鎖緊螺母，另一端用軸肩定位。所用的螺母為GB-812-85，這樣每個圓盤均勻分布6個圓孔，即可以通過六根銷軸，用來懸掛錘頭，錘頭和院盤之間的間隙除了通過削軸連接，還有隔套隔開，為了保護圓盤的側面，減少或盡量避免其側面的磨損。圓盤的大小取決于轉子的直徑，轉子的直徑的大小是圓盤的設計大小的依據(jù)。因為，該型號的破碎機，光憑其型號就可以知道，轉子的直徑為800mm，所以，圓盤的大小的取值就有了一定的范圍。不妨取做560 mm，圓孔沿徑向的距離也是依據(jù)起承受載荷的能力和強度，盡可能取整數(shù)；圓孔的大小和錘頭的圓孔的大小近似相等即可。 圓盤是通過鍵與主軸相連接的，而隨主軸高速回轉的。所以結構中一定有鍵槽，其厚度也是滿足強度要求、工作狀況的。不宜過大。圓盤之間也是通過主軸的軸套隔開（其作用是，在高速回轉時，保證圓盤的運動平穩(wěn)，并使其軸向定位）。 圓盤的結構，如圖4-1所示。 4.3主軸的設計及強度計算 通常軸的設計包括兩個部分，一個是結構設計，一個是工作能力計算。后者主要是指強度計算。 主軸的結構設計根據(jù)軸上零件的安裝、定位以及軸的制造、工藝等方面的要求，合理確定出其結構和尺寸，軸的工作能力的計算不僅指軸的強度計算，還有剛度、穩(wěn)定性等方面的計算，當然大多數(shù)情況下，只需要對軸的強度進行計算即可。因為其工作能力一般主要取決于軸的強度。此時只做強度 計算，以防止或檢驗斷裂和塑性變形。而對于剛度要求高的軸和受力大的細長軸，還應該進行剛度計算，防止產(chǎn)生過大的線性變形。對于高速運轉的軸，還應該進行振動穩(wěn)定性計算。以防止產(chǎn)生共振破壞。因此，對該破碎機的主軸來說，只需進行強度計算。 4.3.1 軸的材料的選擇 軸的材料主要是碳素鋼和合金鋼。鋼軸的毛坯多數(shù)用軋制圓鋼和鍛件。有的則直接用圓鋼。碳素鋼比合金鋼低廉，對應力集中的敏感性較低，同時也可以用熱處理或化學熱處理的方法提高其耐磨性和抗疲勞強度的。故采用碳鋼制造軸尤為廣泛。最常用的是45號鋼。 4.3.2 軸的最小直徑和長度的估算 零件在軸上的安裝和拆卸方案確定了之后，軸的形狀便大體確定了，因為對該主軸來說，其安裝順序為：先安裝中間的轉子部分，然后放置在箱體上，再安裝軸承端蓋，接著是軸承、外軸承座。最后兩端分別是帶輪和飛輪。 各軸段的直徑所需要的軸徑與軸上的載荷的大小有關。在初步確定其直徑的同時，還通常不知道支反力的作用點，不能確定其彎矩的大小及分布情況。因此還不能按軸上的所受的具體載荷及其引起的應力來確定主軸的直徑。但是，在對其進行結構設計之前，通常能求出主軸的扭矩。所以，先按軸的扭矩初步估計所要的軸的直徑。并記此時所求出的最小直徑為。然后再按照主軸的裝配方案和定位要求，從處逐一確定各軸段的直徑的大小。另外 ，有配合要求的軸段，應盡量采用標準直徑，比如安裝軸承的軸段，安裝標準件的部位的軸段，都應取為相應的標準直徑及所選的配合的公差。 確定主軸的各段的長度，盡可能使其結構緊湊，同時還要保證，轉子以及帶輪、飛輪、軸承所需要的裝配和調(diào)整的空間，也就是說，所確定的軸的各段長度，必須考慮到各零件與主軸配合部分的軸向尺寸和相鄰零件間必要的間隙。前面已經(jīng)通過設計計算，得到轉子、飛輪、帶輪的大體尺寸，所以軸的長度也可大致確定了。其草圖如下： 4.3.3 結構設計的合理性檢驗 對于軸的結構必須滿足： ⑴. 主軸和安裝在主軸上的零件要有準確的工作位置； ⑵．軸上的零件便于安裝和拆卸、調(diào)整。 ⑶．軸應有良好的制造工藝性。 1.軸上零件的安放順序如下： 飛輪、軸承、圓盤、軸套、軸承、帶輪 因為主軸是階梯軸，根據(jù)階梯軸的特點，并且軸上零件的安裝要求也不高，所以上面提到的第二條容易滿足。 至于第三條：軸的制造工藝性，主要是指便于加工和裝配軸上的零件。并且生產(chǎn)率高、成本低。一般來說，結構越簡單，工藝性越好。所以應該盡量簡化軸的結構。為了便于裝配零件并去掉毛刺，軸端應制出45度倒角。在需要切制螺紋的軸段，應留有退刀槽。起尺寸都可查有關的標準和手冊。若需要磨削加工的軸段，應留有砂輪和越程槽。 具體分析如下：該主軸有3個軸段有鍵槽，為了減少裝夾工件所需的時間，應在這些不同的軸段上開的鍵槽在軸的同一條母線上。另外，還為了減少加工刀具的種類和提高勞動生產(chǎn)率，軸上直徑近似的地方，圓角、倒角、鍵槽寬度、砂輪越程槽寬度，退刀槽寬度等盡可能采用相同的尺寸。 2.下面仍就軸上零件的定位問題，詳細地闡述一下，一些軸向和周向定位零件的使用及特點。 ⑴先說軸上零件的軸向定位，就以此主軸為例，主要有軸肩、套筒、圓螺母、軸端擋圈、軸承端蓋等，靠這些定位元件來保證的。 ①．軸肩主要分為兩大類，定位軸肩和非定位軸肩。在該主軸上，軸肩很多，這兩大類都包括。雖然利用軸肩定位是最方便可靠的方法，但是采用軸肩就必然導致一個問題，那就是不可避免的使軸徑加大，而且軸肩處將因為截面突變而引起應力集中。另外，軸肩也不利于加工。所以，在考慮軸的設計時，盡量避免過多的軸肩定位。而且，還有一點需要說明，軸肩多用于軸向力比較大的場合。 值得注意的是，定位每一個滾動軸承的軸肩，都有兩處，且都是定位軸肩。對這種定位軸肩來說，有一個要求：軸肩的高度必須低于軸承內(nèi)圈端面的高度，以便拆卸軸承。軸肩的高度可查機械設計手冊中的軸承安裝尺寸。還有，為了使零件能緊靠軸肩而得到準確可靠的定位，軸肩處的過渡圓角半徑必須小于與之相配的零件轂孔的端部的圓角半徑或倒角尺寸。軸和零件上的倒角和圓角尺寸的常用規(guī)范可以查教材下冊中的第651頁的表。非定位軸肩是為了加工和裝配方便而設置的。高度沒有嚴格的規(guī)定，一般可取為1到2毫米。 ②．在該主軸上，還采用了套筒定位，這種定位方式的特點是，結構簡單，定位可靠，軸上不需要開槽、鉆孔和切制螺紋，不會影響到軸的疲勞強度。所以，在兩個零件之間，且間距不大時，可以采用這種定位。同時，套筒定位還保證了兩個圓盤，或者，圓盤和錘頭（銷軸套筒）之間的軸向定位。當然，若兩零件的間距太大，則不宜用套筒定位這種方式，因為，那樣就會增大套筒質(zhì)量以及材料用量。另外，套筒與軸的配合比較松，如果軸的轉速較高，也不宜采用套筒定位。 ③．在該主軸的軸端，以及銷軸的軸端，都采用了圓螺母定位。這種定位可以承受大的軸向力，但是，軸上的螺紋處將會有較大的應力集中，降低軸的疲勞強度，所以，一般用于固定軸端的零件。就如上面所述，若兩零件的間距太大，不宜用套筒定位這種方式的時候，就可以考慮采用圓螺母定位。 ④．在該主軸上，還采用了軸承端蓋通過螺釘與其他部分連接。而使?jié)L動軸承的外圈得到軸向定位。有時，整個軸的軸向定位也可以靠軸承端蓋來實現(xiàn)。 ⑵再說軸向零件一般也常用到周向定位。周向定位的目的是限制軸上零件與軸發(fā)生相對運動。 在該主軸上，有三處都采用的是平鍵連接，其他的常用周向定位元件有，花鍵、銷、緊定螺釘和過盈配合等。圓盤、飛輪、帶輪都是用平鍵連接的。其他的，如齒輪、半聯(lián)軸器等與軸的周向定位也都采用這種連接方式。按其直徑，由手冊查地平鍵剖面b×h，鍵槽用鍵槽銑刀加工的 。 軸的草圖如圖4-2所示。 4.3.4 軸的彎扭合成強度計算 在初步完成軸的結構設計之后，對上面的草圖略加修改，即可進行強度的校核計算了。前面提到過，多數(shù)情況下，軸的工作能力一般主要取決于軸的強度。此時只做強度計算，以防止或檢驗斷裂和塑性變形。而對于剛度要求高的軸和受力大的細長軸，還應該進行剛度計算，防止產(chǎn)生過大的線性變形。對于高速運轉的軸，還應該進行振動穩(wěn)定性計算。以防止產(chǎn)生共振破壞。 在進行軸的強度校核計算時，應根據(jù)軸的具體載荷和應力情況，采用相應的計算方法，并恰當?shù)倪x擇其許用應力。根據(jù)計算原則，對于傳動軸（僅僅或主要承受扭矩）按照扭矩強度條件進行計算，對于心軸（只承受彎矩）應該按照彎曲疲勞強度進行計算，對于該主軸，既承受扭矩還承受彎矩，是一個轉軸，所以必須進行彎扭合成強度條件進行計算，需要時還應該進行疲勞強度的精確校核。 先按照彎扭合成強度條件進行計算： 通過對該主軸的結構設計，軸的主要結構尺寸，軸上的零件的位置以及外載荷和支反力的作用位置已經(jīng)確定。軸上的載荷可以求得，因此可以按彎扭合成強度條件對該主軸進行強度的校核計算，其計算步驟如下： ①做出軸的計算簡圖（力學模型） 軸上受的載荷是由軸上的零件傳來的，所以，計算時，可以將軸上的分布載荷情況簡化為集中力。其作用點可以一律簡化，取為分布載荷的中點，作用在軸上的扭矩，一般從傳動件輪轂寬度的中點算起，通常把當作置于鉸鏈支座上的梁，支反力的作用點與軸承的類型和布置方式有關。 在做計算簡圖時，應該先求出軸上的受力零件的載荷（若為空間力系， 再分解為水平分力和垂直分力。然后求出各支承的水平反力和垂直反力），如圖4-4所示。 ②做彎矩圖： 根據(jù)前面的簡圖，分別按水平面和垂直面計算各力產(chǎn)生的彎矩圖，并按計算結果分別作出水平面上的彎矩圖和垂直面上的彎矩圖上，然后按照后面的公式推導出總彎矩，并作出圖，如圖4-4所示。 ③作出扭矩圖，如圖4-3所示： ④作出計算彎矩圖 根據(jù)已經(jīng)作出的總彎矩圖和扭矩圖，求出計算彎矩，并做出圖。同時寫出其計算公式： = 上式中， ── 考慮扭矩和彎矩的加載情況以及產(chǎn)生應力的循環(huán)特性差異的系數(shù)。 因為通常由彎矩產(chǎn)生的彎曲應力是對稱循環(huán)的變應力，故在求計算彎矩 時，必須計算這種循環(huán)特性差異的影響。根據(jù)經(jīng)驗， 當扭轉切應力為靜應力時，取 ； 當扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力時， ； 當扭轉切應力為對稱循環(huán)變應力時，取。 ⑤校核軸的強度 已知軸的計算彎矩后，即可針對某些危險截面（即計算彎矩大而軸的直徑可能不足的截面）作強度校核計算。按第三強度理論，計算彎曲應力 上式中， ── 軸的抗彎截面系數(shù)（）。 ── 軸的許用彎曲應力（）。 由表可查 為60 Mpa 的計算公式，根據(jù)截面的不同而不同。對該主軸來說，其需要計算的截面，都帶有鍵槽，而且是單鍵槽。所以，其計算公式為： = 主軸的載荷分析圖如下圖4-4所示： ⑥求軸上的支反力及彎矩 根據(jù)以上確定的結構圖可以確定出簡支梁的支承距離。據(jù)此可以求出下列各值，并列表如下，主要包括，載荷、支反力、彎矩、總彎矩、扭矩、計算彎矩等，相關的計算也往往是考慮最不理想的情況。 表4-1 計算彎矩的求法 載荷F 垂直面V 支反力R R=1000N（總重量按200Kg） 彎矩M 總彎矩M 扭矩T T=9550000×=396325 計算彎矩 綜上所述，按照彎扭合成強度條件進行軸的強度校核計算： 進行具體的校核計算時，只需要校核軸上的承受的最大彎矩以及扭矩的剖面（即危險剖面）的強度。 按教材中表10.1，對于的碳鋼，在承受對稱循環(huán)變應力時的許用應力。故安全。 4.3.5 軸的疲勞強度條件的校核計算： 1.對主軸進行疲勞強度計算，不妨設外力為單向不穩(wěn)定變應力，則根據(jù)已經(jīng)知道的條件和公式： 主軸的材料為45號鋼。經(jīng)過調(diào)質(zhì)后的性能為，，= 5×?，F(xiàn)用此材料做試件，進行強度試驗，以對稱循環(huán)變應力作用次，，作用次。 根據(jù)這些條件，試計算該主軸在此條件下的計算安全系數(shù)。若以后再以的力，作用于主軸，還能循環(huán)多少次，可以保證主軸不出問題。其實，這也等于估算主軸的使用壽命。 根據(jù)公式 再根據(jù)教材書上的公式（7-3.9），則該主軸的計算安全系數(shù)為： 又根據(jù)式子（7-9.a），有 由以上的計算，顯然可以得知，若要使主軸破壞，則由教材中式子（7-34），得 =1 所以，可求出， 可以得出結論，該主軸在正常工作，同時考慮到不同工況，估計，在對稱循環(huán)變應力的作用下，尚可承受次的應力循環(huán)。 當然，事實上，該主軸可以再工作的循環(huán)次數(shù)并不會準確的等于以上所求的數(shù)值。如果按的范圍計算，則所求的的值將分別等 于0.50710和2.832。 2.再介紹一下提高主軸的疲勞強度的途徑： 在零件的設計階段，除了采取提高其強度的一般措施之外，還可以通過以下一些設計措施來提高其疲勞強度： ①盡可能的降低該主軸上的應力集中的影響。這是提高其疲勞強度的首要措施和主要的途徑。而主軸的結構形狀和尺寸的突變（比如軸肩）是應力集中的結構根源，因此，為了降低應力集中，應該盡量減小零件（即該主軸的）結構形狀和尺寸的突變使其變化盡可能的平滑和均勻。為此，要盡可能的增大過渡處的圓角半徑；同一段軸上相鄰截面處的剛性變化應盡可能的小等等。 在不可避免的要產(chǎn)生較大的應力集中的結構處，可采用減荷槽來降低應力集中的影響。 ②選用疲勞強度高的材料和規(guī)定能夠提高材料疲勞強度的熱處理方法和強化工藝。 ③提高主軸的表面質(zhì)量。比如將處在應力較高區(qū)域的主軸表面加工得較為光潔?；蛘?，如果，有的軸段，工作在腐蝕性介質(zhì)中，則要對該軸段規(guī)定適當?shù)谋砻姹Ｗo。 ④盡可能地減小或消除主軸表面可能發(fā)生的初始裂紋的尺寸，對于延長其疲勞壽命有著提高材料性能更為顯著的作用。因此，對于重要的軸段，在設計圖紙上應規(guī)定出嚴格的檢驗方法和要求。 ⑤降溫、減載荷，對于發(fā)熱摩擦副的軸頸采取降溫設計，也可顯著提高其疲勞壽命。因為主軸是一個轉動件，所以，在低應力下運轉一定周數(shù)后，再逐步提高到設計的應力水平。 4.4軸承的選擇 因為軸承，尤其是常用的一些軸承，主要是指一些滾動軸承，絕大數(shù)都已標準化，因而，我們需要進行一部分設計內(nèi)容，根據(jù)具體的工作條件，正確選擇軸承的類型和尺寸。另外是軸承組合的設計，它包括安裝、調(diào)整、潤滑、密封等一系列內(nèi)容的設計。 4.4.1材料的選擇 軸承的內(nèi)圈、外圈、滾動體，一般是用軸承鉻鋼制造的，熱處理后，其硬度一般不低于HRC60。一般這些元件需要150度回火處理，所以其通常的工作溫度不高于120度，此時，硬度不會下降。 4.4.2軸承類型的選擇 軸承的類型有很多種，主要根據(jù)其承載情況和調(diào)心等要求，進行選擇。因為該型號的破碎機，其轉子的轉速在900到1100之間。所以主軸上軸承的轉速很高，負荷很大，且工作時間很長，最主要的是，經(jīng)過很長時間工作后，會因為錘頭的不均勻磨損而產(chǎn)生不平衡附加作用力（當錘頭的不均勻磨損嚴重時，此力就成為總負荷中的主要部分）。軸承間距大，軸會產(chǎn)生撓曲，此外，軸承的中心也難保證同心，因此選用調(diào)心滾子軸承。 圖4-5 4.4.3 軸承的游動和軸向位移 軸承在實際工作時，工作前后的溫差大，為了適應軸和外殼不同熱膨脹的影響，防止軸承卡死。可以使一端的軸承軸向固定（比如用圓螺母）另一端使之可以軸向位移。這樣，軸承在內(nèi)外圈的軸向相對位置有不大的變化時，仍然可以正常工作。也可以使外圓與座孔配合較松，以保證外圓相對于座孔能做軸向竄動。 4.4.4 軸承的安裝和拆卸 為了便于軸承在主軸上的安裝和拆卸，必須考慮到軸承座有剖分面，這樣就不必考慮沿軸向安裝和拆卸軸承部件，優(yōu)先選用內(nèi)外圈可分離的軸承了。 圖4-6 4.5 傳動方式的選擇與計算（V帶傳動計算） 該部分的設計主要體現(xiàn)在V帶輪的設計上，帶輪的結構型式，主要由帶輪的基準直徑選擇。其基準直徑又與相連接的電動機的型號有關。根據(jù)前面對電動機功率的計算，以及轉速的要求，可以采用Y系列的三相異步電動機，其額定功率為45KW。型號是Y225M-2。滿載轉速2970r/min，額定轉速3000r/min。 因為要求的大帶輪的轉速在900 r/min到1100 r/min之間，所以，當小帶輪的直徑依據(jù)電動機選擇160mm時，這樣大帶輪的基準直徑依據(jù)傳動比，可以求出475左右，因為帶輪的基準直徑有標準系列，所以可取475mm。 要求帶的根數(shù)，必須按以下的計算步驟： 1．先確定出帶的型號。 由表可查到，根據(jù)計算功率P和小帶輪的轉速進行選擇。 經(jīng)過查表得， 式中 ── 名義傳動功率。 ── 工作情況系數(shù)。 再查表可知，取1.4，則可以計算出計算功率P為63KW。再由表，可查出帶的型號為A型。 2．需要確定單根V帶的基本額定功率 查表13.4，（教材書下冊）可以知道，對A型帶，因為其小帶輪轉速接近2800 r/min，基準直徑為160mm的情況下， 為基本額定功率， 取4.06KW。 為長度系數(shù)， 取0.99。 為包角系數(shù)， 取0.935。 為單根V帶的基本額定功率的增量， 取0.34KW。 其值由帶的型號、小帶輪轉速以及傳動比確定。 則帶的根數(shù)就可以用下式求出： 將上面的數(shù)據(jù)代入，就可以求出，。這樣，整個帶輪的尺寸的具體的確定過程如下： 根據(jù)其參數(shù)，仍然由教材書上的表可查到。 ── 靠近兩端的槽中心到帶輪端部的距離。 ── 相鄰槽間的距離。 另外，根帶的型號和其基準直徑D，可以確定出輪槽角的大小和，，，。 ── 輪槽的根部到帶輪鍵槽的最小要求距離。 ── 相鄰帶輪在中心線上的距離。 ── 齒頂高的最小距離。 ── 齒根高的最小距離。 其鍵槽可以由其寬度進行選擇標準的長度。這樣，其他的尺寸也可以確定了。 4.6飛輪的設計與計算 飛輪的作用是，是轉子在運動中儲存一定的動能，避免破碎大塊或較影的物料時，速度損失不致過大和減小電機的尖峰負荷。其結構采用腹板式。 圖4-7 其具體的尺寸可以采用常見的類型。只要較好的實現(xiàn)其功能即可。如圖4-8。 4.7棘輪的選擇 蓖條與錘頭端部的間隙由兩個裝置來實現(xiàn)：凸輪和彈簧，凸輪是用來增加這兩者的間隙的。操作是靠手柄來實現(xiàn)的。而彈簧用來進行“微調(diào)”，當手柄操作不能達到滿意的位置時，需要用彈簧進行再調(diào)整。 凸輪的運動是由棘輪來實現(xiàn)的, 棘輪也因為已經(jīng)基本標準化，所以，只需要根據(jù)具體的條件和要求，進行選擇。因為其尺寸的確定是比較自由的，所以，棘輪只需要根據(jù)凸輪的工作狀況，實現(xiàn)其驅動功能即可。另外，考慮經(jīng)濟性和可能性，穩(wěn)定性，做合理的選擇。 棘輪機構的結構簡單，制造方便，運動可靠。而且，棘輪軸每次轉動角度的大小可以在較大范圍內(nèi)調(diào)節(jié)。這些都是它的優(yōu)點。其缺點是工作時有較大 圖4-8 的沖擊和噪聲，而且運動精度較低。 其典型的結構形式是由搖桿、棘爪、棘輪和止動爪等組成: 彈簧用來使止動爪和棘輪保持接觸。同樣，可在搖桿和棘爪之間設置彈簧，以維持棘爪與棘輪的接觸。 棘輪固定在機構的傳動軸上，而搖桿則是空套在傳動軸上。當搖桿逆時針擺動時，棘爪便插入到棘輪的齒間，推動棘輪轉過一個角度。當搖桿順時針轉動時，止動爪阻止棘輪順時針運動，同時，棘爪從棘輪的齒背上滑過，所以此時，棘輪靜止不動。這樣，當搖桿連續(xù)往復運動時，棘輪便得到了單向的間歇運動。 4.8蓖條位置調(diào)整彈簧的選擇 前面提到了，彈簧所能起到的作用是調(diào)整蓖條與錘頭間隙的作用。 彈簧一般所起到的作用是： 1.控制運動方向。 2.緩沖和吸振 3.儲存能 4.測力的大小。 在這里，它實現(xiàn)的是第一個功能。根據(jù)受載荷的情況的不同，彈簧可分為拉伸、壓縮、扭轉和彎曲彈簧。根據(jù)所要求的工作狀況。只需要承受拉伸。所以，應該選擇拉伸彈簧。 在常用的彈簧當中，根據(jù)其應用特點和范圍，我們可以選用普通的圓柱螺旋彈簧。這種彈簧的特性線呈直線，剛度穩(wěn)定，承受壓力，結構簡單，制造方便，應用最廣泛。無特殊要求時，可以選右旋。 彈簧的選擇的一個關鍵是，對彈簧的特性線和剛度的分析。表示彈簧載荷與變形之間關系的曲線成為彈簧的特性線。使彈簧產(chǎn)生單位變形所需要的載荷成為彈簧的剛度。用表示。 4.9箱體結構以及其相關設計 一臺機器的總重量當中，機座和箱體等零部件的重量占很大的比例。同時在很大程度上影響著機器的工作精度以及抗振性能。所以，正確合理的選擇機座和箱體的材料，并且正確合理的選擇其結構形式和尺寸，是減小機器質(zhì)量、節(jié)約金屬材料。提高工作精度等重要途徑。 4.9.1鑄造方法 根據(jù)有關資料，機座（機架和基板等）和箱體（包括機殼等）的形式很多。按構造形式可以分為機座類、機架類等。 本次設計到的錘式破碎機，是固定式重型機器。而且，機座和箱體的結構復雜，剛度要求也較高，因此，通常都是鑄造。鑄造材料常用便于施工而又便宜的鑄鐵。（包括普通灰鑄鐵、球墨鑄鐵等）。而且該破碎機的機座，屬于大型機座的制造，所以，常采用分零鑄造，然后焊成一體的辦法。 4.9.2截面形狀的選擇 因為絕大數(shù)的機座和箱體受力情況較為復雜，因此要產(chǎn)生振動，彎曲等變形。所以，當受到彎曲或扭轉時，截面形狀對其剛度和強度的影響很大。所以，正確設計出合理的機座和箱體的截面形狀，可以起到既不增大截面面積，又不增大（或者減?。┝慵|(zhì)量（材料消耗量）的效果。而且增大了截面系數(shù)以及截面慣性矩，就能提高其強度和剛度。 在使用中，絕大數(shù)的機座和箱體都采用這種截面形狀，就是這個緣故。雖然矩形截面的彎曲強度不及工字型截面，扭轉強度不及圓形截面的，但是它的扭轉剛度卻大得。而且采用矩形截面的機座和箱體的內(nèi)外壁比較容易裝設其他的機件。所以，對機座和箱體來說，它是結構性能較好的截面形狀。 4.9.3 肋板的布置 一般地說，增加壁厚固然可以增大機座和箱體的強度和剛度，但不如加設肋板來得有利。因為加設肋板時，增大強度和剛度，又可以增大壁厚的同時減小質(zhì)量；因為該破碎機的機殼是鑄件，所以，對于鑄件，由于不需要增加壁厚，就可以減少鑄造的缺陷；對于有些焊接的部位，壁薄時更容易保證焊接的品質(zhì)。 在考慮到鑄造、焊接工藝時以及結構要求時的限制時，例如為了便于砂型的安裝和清除，以及需要在機座內(nèi)部安裝其他的機件等，往往需要把機座設計成兩面敞開的，或者至少在某些部位開出比較大的孔洞（就是該機器中的檢修孔）。由于這樣做，必然大大削弱了機座的剛度，所以，加設肋板是必需的。其結構形狀必須考慮到各種重要因素，主要有工藝、成本、重量等。同時還要隨具體的應用場合以及不同的工藝要求（如鑄造、焊接等）而設計成不同的結構形狀。 第5章 專題部分 錘頭結構改造及耐磨性研究 摘要 本文從理論上對錘頭結構的改進進行了分析，并指出了其應用中體現(xiàn)的改進的效果?？紤]分析并總結了錘頭壽命的各種因素，并著重從理論到應用分析了錘頭材料的改進、研制，提高耐磨性，同時從理論上、應用上對最大破碎力、錘頭的合理調(diào)配進行了具體的研究。通過對這幾種因素的較詳細的分析，體現(xiàn)了延長錘頭使用壽命的可行性和方法方式的多樣性。 關鍵詞：改性高錳鋼 中碳多元合金鋼 破碎機中錘頭（板錘）是最易磨損的零件，由于錘頭是靠高速回轉時產(chǎn)生的沖擊能來擊碎物料的，因而，錘頭自身也受到物料的撞擊和研磨作用而磨損。錘頭（板錘）的磨損與錘頭本身的材料、錘頭制造質(zhì)量、所破碎物料的特性、給料粒度的大小及水分、轉子的圓周速度和處理量等因素有關。為充分利用錘頭的材質(zhì)。提高錘頭的使用壽命，板錘可設計成對稱形式。 5.1錘頭結構的改進問題 5.1.1 改進的介紹 在厚度上增加了15mm，其端部寬度增加了20mm，懸掛孔到端部的長度增加了10mm,懸掛處外圓的半徑由90mm變?yōu)?5mm. 5.1.2 改進的效果 1．對物料的沖擊力增加了。因為錘頭的重心在回轉半徑徑向上外移，錘頭在運轉中線速度加大。錘頭對物料的