环锤冲击式破碎机毕业设计Word格式.docx

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5　环冲破碎机V带轮A2（手工图、CAD图各一张）。

毕业设计（论文）完成日期

从年月日至年月日

指导教师

（签名）

教研室主任

系（部）审核：

（签章）

毕业设计（论文）答辩用纸

主答辩

委员

答辩时间

年月日（上、下午）

向学生提出的主要问题

课题概述

破碎是当代飞速发展的经济社会必不可少的一个工业环节。

在各种金属、

非金属、化工矿物原料及建筑材料的加工过程中，破碎作业要消耗巨大的能量，

而且又是个低效率作业。

在物料破碎过程中，由于产生发生、发热、振动和摩擦

等作用，使能源大量消耗。

因而多年来国内外界人士一直在研究如何达到节能、

高效地完成破碎过程。

从理论研究创新设备（包括改造旧有的设备）直至改变生

产工艺流程。

环锤冲击式破碎机是一种新型、高效的冲击式破碎设备，它和锤式破碎机

的工作原理基本相同，主要是利用高速回转的锤头冲击矿石，使其沿自然裂隙、

层理面和节理面等脆弱部分而破碎。

环锤冲击式破碎机的锤环由于套在销轴上，

因而运转时，环锤产生的离心力可使位于转子与筛板间的物料再次受到压碎和磨

碎的作用。

转子上配置的环锤有平环和齿研两种，故对物料还有劈碎的作用，可

以克服因湿煤造成的粘结堵塞现象。

工作时，电动机可直接通过弹性联轴器或V

带传动驱动主轴旋转,主轴转速一般为600~1200r/min。

主轴通过球面调心滚柱轴

承安装在机架两侧的轴承座中，轴承采用脂润油。

为了避免破碎大块物料时，环锤的速度损失不致过大和减小电动机的尖峰

负荷，在主轴的一端设有飞轮。

环锤冲击式破碎机主要由传动装置、转子、格筛和机架等几个部分组成。

转子主要由主轴、圆盘和环锤等组成，主轴上装有若干个圆盘，并用键与轴刚性

地连接在一起。

圆盘间装有间隔套、为了防止圆盘的轴向串动，两端用圆螺母固

定。

环锤位于两个圆盘的间隔内，套在销轴上。

销轴贯穿了所有圆盘，两端用螺

母拧紧。

在每根销轴上装有若干个环锤，圆盘上配置了若干根销轴。

格筛设在转子的下方，它由弧形筛架和筛板组成。

筛架分左右两部分。

筛

架上的筛板由数块拼成。

筛板利用自重和相互挤压的方式固定在筛架上。

筛板上

铸有筛孔，筛孔略成锥形，内小外大，以利排矿。

弧形筛架的两端都悬挂在横轴

上，横轴通过吊环螺栓悬挂在机架外侧的凸台上。

调节吊环螺栓的上下位置可以

改变锤头端部与筛板表面的间隙大小。

格筛左端与机架内壁有一间隙空腔，便于

非破碎物从此空腔排出机外，防止非破碎物在机器内损坏其他零件。

筛格的左上

方装有平面破碎板。

环锤冲击式破碎机的机架是用钢板焊成箱型结构。

机架沿转子中心线分成

上、下机架两部分，彼此用螺栓固定在一起。

上机架的上方有给矿口。

在机架的

内壁（与矿石可能接触的地方）装有锰钢衬板。

为了便于维修，在上、下机架的

两侧均设有检查门。

环锤冲击式破碎机具有破碎效果好，生产率高、能耗低、振动小、噪声低

等优点。

在国外火力发电中得到了广泛的应用。

环锤冲击式破碎机是在锤式破碎机的基础上发展起来的一种机型，虽然发

展历史较为悠久，但是，由于对其破碎理论缺乏深入的研究，因而至今未能建立

系统而完善的环锤冲击式破碎机设计计算方法。

本设计的计算方法是在实验室的试验模型样机测试的基础上，参考了锤式

破碎机和反击式破碎机参数的有关计算公式，初步提出了环锤冲击式破碎机的设

计计算方法。

第一部分毕业设计目的

1、培养学生能熟练地综合运用已学过的基础课、技术基础课、专业课及选

修课的知识与技能去分析和解决机械领域内的一般工程技术应用问题的能力，分

析解决生产实际问题的能力，同时学到处理实际问题的工作方法。

2、培养学生制定设计方案、调查研究、结构设计、实验分析、理论计算和

计算机编程以及绘图和撰写技术文件的能力。

3、培养学生查阅有关设计手册及图表资料的能力。

4、培养学生树立正确的设计观点，理论联系实际的工作作风以及严肃认真、

踏实苦干的工作作风以及答辩的能力。

第二部分毕业设计内容

一、毕业设计课题

毕业设计课题：

环锤冲击式破碎机的设计。

本课题可作为冶金机械、机械

工程、机械设计制造及其自动化等专业的本科或专科的毕业设计题目。

二、原始设计参数和工作条件

1、原始数据：

（第四组）

分组

第一组

第二组

第三组

第四组

第五组

破碎物料

烟煤、无烟煤、褐煤，煤的密度为1200kg/m³

生产能力Q（T/h）

8~12

15~25

35~45

60~80

90~110

入料粒度（mm）

≤100

≤140

≤180

≤220

≤250

出料粒度（mm）

≤5

≤10

≤12

≤15

≤18

2、工作条件：

环锤冲击式破碎机在常温下连续工作、单向运转；

空载起动，工作时较大冲

击；

两班制（每班工作8h），要求环锤冲击式破碎机设计寿命为8年，大修期为

2年，中批量生产；

工作转速允许的误差为±

5%，三相交流电源的电压为

280/220V。

3、设计步骤

1、机构传动方案的设计；

2、电动机的选择；

3、V带传动的设计；

4、环锤冲击式破碎机的设计以及绘图，在制图过程中，边计算、边画图、边

修改，即所谓的“三边”；

5、绘制主轴、V带轮、机架等零件图；

6、整理设计说明书。

4、机构传动方案的确定及设计

A、齿轮传动：

结构紧凑，寿命长，成本高，平稳传动；

B、V带传动：

过载保护，吸振，成本低，结构不紧凑；

C、链传动：

中载传动，无弹性打滑，高温，耐冲击，噪音大，适应于低速

轴。

综合上述三种传动方案和已提供的原始设计参数和工作条件，选定V带轮为

传动装置。

机构传动方案设计示意图如图所示：

1、电动机2、弹性联轴器3、小带轮4、大带轮

5、V带6、环锤冲击式破碎机7、飞轮

三、电动机选择

选择电动机包括选择电动机类型、结构形式、功率、转速和型号。

1、择电动机的类型和结构形式

电动机的类型和结构形式应根据电源种类（直流或交流）、工作条件（环境、

温度等）、工作时间的长短（连续或间隙）及载荷的性质、大小、起动性能和过

载情况等条件来选择。

工业上一般采用三相交流电动机。

Y系列三相交流异步电

动机由于旧有结构简单、价格低廉、维护方便等优点，故其应用最广。

当转动惯

量和启动例句较小时，可选用Y系列三相角落异步电动机。

在经常启动、制动

和反转、间隙或短时工作的场合（如起重机械和冶金设备等），要求电动机的转

动惯量小和过载能力大，因此，应用起重及冶金的YZ和YZR系列三相异步电

动机。

电动机的结构有开启式、防护式、封闭式和防爆式等，可根据工作条件来

选择。

Y系列电动机的技术据和外形尺寸参见下表1和2。

Y系列电动机（摘自JB/T8680.1-1998）为全封闭自扇冷式笼型三相异步电动

机，是按照国际电工委员会（IEC）标准设计的，具有国际涣涣的特点。

用语空

气中不含易燃、易炸或腐蚀性气体的场所。

适用于电源电压为380V无特殊要求

的机械上，如机床、泵、风机、运输机、搅拌机、农业机械、破碎机等。

也用于

某些需要高启动转矩的机器上，如压缩机。

2、定电动机的转速

同一功率的异步电动机有同步转速300、1500、1000、750r/min等几种。

一

般来说，电动机的同步转速愈高，磁极对数愈少，价格愈低，外廓尺寸愈大，价

格愈贵。

当工作机转速高时，选用高速电动机较经济。

但若工作机转速低也选用

高速电动机，则这时总传动比增大，会导致传动结构复杂，造价较高。

所以，在

缺点电动机转速时，应全面分析。

在一般机械中，用得最多的是同步转速

1500r/min或1000r/min的电动机。

3、确定电动机的功率和型号

电动机的功率选择是否合适，对电动机的正常和经济都有影响。

功率选得过

小，不能保证工作机的正常工作或使电动机长期过载而过早损坏：

功率选得过大，

则电动机价格高，而且经常不在满载下运行，电动机效率和功率因数都较低，造

成很大的浪费。

电动机功率的确定，主要与其载荷大小、工作时间长短、发热多少有关。

对

于长期连续工作的机械，可根据电动机所需功率Pd来选择，再效验电动机的发

热和启动力矩。

选择时，应根据电动机的额定功率pe电动机的所需功率pd,即P

≥pd。

对于间歇工作的机械，可稍小于Pd。

环锤冲击式破碎机的功率消耗与很多因素有关，但主要取决于物料的性质，

转子的圆周速度，破碎不和生产能力。

破碎物料事的有用功耗PA可案下述Bond

公式来计算：

（1）、有用功耗

PA=Q［Wi（10/√A-10/√B）］

式中Q－－机器的每小时生产能力，T/h:

Wi－－物料的破碎共指数，对于煤，可取Wi=8KW.h/t:

A－－产品粒度（80%通过的粒度），um:

B－－给料粒度（80%通过的粒度），um:

因为A≤15000um:

B≤22000um:

取A=14400umB≤160000um

Q=15~25Wi=8KW.h/t

PA=Q［Wi（10/√A-10/√B）］

=60*[8*（10/√14400-10/√16000）]=28KW

（2）、电动机所需的功率Pd

Pd=PA/η

式中，η—机器的总机械功率，通常取η=0.8～0.85或按下式计算：

η=η1η2……*ηn

式中，η1η2……ηn分别为机器中每对运动副或传动副（如带传动、轴承

和破碎机等）的效率。

在计算总效率时，应该注意以下几点：

由于效率与工作条件、加工精度几润滑状况等因素有关，表3中所

列数是概略的范围。

当工作条件差、加工精度低、维护不良时，应

取低值：

反之，可取高值。

当情况不明时，一般取中间值。

1、每经过一对运动副或传动副，就有依次功率损耗，故计算功率时，都要计入。

2、表中电动机的效率均指一对轴承而言。

电动机的类型同步转速和所需功率，

参照表1，2电动机的技术参数就可以缺点电动机的型号和额定功率PC，并记下

电动机的型号`额定功率Pc，并记下电动机的型号、额定功率Pc、满载转速nm,

电动机的中心高H，外伸轴径长度E等技术参数的数据，供计算传动零件之用。

故所需的电动机功率Pd为Pd=PA/0.85=28/0.80=32.9KW

（3）、型号选择

根据设计指导书表1选择电动机型号为：

Y225S-4

额定功率为：

Pe=37KW

满载转速为：

nm=1480r/min

机座号为：

225S

级数为:

4级

查＜设计指导书＞表2知道

电动机的安装及尺形尺寸单位（mm）

A=356

B=286

C=149

D=60

E=140

F=18

G=53

H=225

AB=435

AC=450

AD=345

HD=530

BB=368

L=820

K=19

四、V带传动设计

设计计算的主要内容为:

确定V带的型号、基准长度和根数,确定带传动的中

心矩,带轮基准直径及结构尺寸,计算带的预紧力Fo对轴的压力等.

1、确定功率PC

计算功率PC是根据传动的功率PC,并考虑到载荷性质和每天工作时间等因素

的影响而确定的.PC=KAPC

式中,PC－所需传递的额定功率（例如电动机的额定功率）,单位为KW:

KA－工作情况系数

查＜设计指导书＞知道KA=1.4

则PC=KAPC=1.4×

37=51.8KW

2、选择V带型号

根据计算功率PC和小带轮的转速n1,由下图选定V带型号为C带.

3、定大、小带轮基准直径，并演算带速

（1）初选小带轮基准直径dd1

小带轮基准直径愈小，V带的弯曲应力愈大，会降低带的使用寿命：

反之若

小带轮基准直径过大，则带传动的整体外廓尺寸增大，使结构不紧凑：

故设计时

小带轮基准直径dd1应根据上图中的推荐dd1，并参考表5中的基准直径系列来

选取，并使dd1≥ddmin值见表5所示。

则初选小带轮直径为dd1=250mm

（2）验算带速V

V=dd1n1×

3.14/（600×

1000）

=dd2n2×

3.14/（60×

一般应使带速V控制在5—25m/s的范围内，V过大，则离心力大，则离心力

大，降低带的使用寿命：

反之，若V过小，传递功率不边时，则所需的V带的跟

书增多。

V=dd1n1×

=280×

1480×

=21.69m/s（带速在5—25m/s的范围内）

（3）计算并确定大带轮基准直径dd2

dd2=dd1×

i=dd1n1/n2

由经验公式知道传动比i在2—4范围内选择i=2，则有：

dd2=dd1×

i=280×

2=560mm

由表5知道dd2=560mm在基准直径系列中。

4、确定中心矩和带长并验算小带轮包角a1

（1）、初定中心距

若中心矩未给定，可先根据结构需要初定中心矩ao

中心矩过大，则传动结构尺寸大，且V带易颤动：

中心矩过小，小带轮包角

a1降低，降低传动能力，且带的绕转次数增多，降低带的使用寿命。

因此中心矩

通常接下式初选，即：

由：

0.7（dd1+dd2）≤ao≤2（dd1+dd2）得

0.7（280+560）≤ao≤2（280+260）

588≤ao≤1680

初定中心矩为：

ao=1100mm

（2）、计算带长Lo

ao取定后，根据带传动的几何关系，按下式计算带长Lo，即：

Lo=2ao+3.14×

（dd1+dd2）/2+（dd2-dd1）2/4ao

代入数据得：

Lo=2×

1100+3.14×

840/2+2802/4×

1100

2200+1138.8+17.82=3356.62mm

（3）、确定带的基准长度Ld

根据L和V带型号，由表6选取相应带的基准长度为

Ld=3550mm

（4）、确定实际中心矩a

根据选取的基准长度Ld，接下式近似计算：

a=ao+（Ld-Lo）/2

=1000+（3550-3356.62）

=1196.69mm

取a=1200mm

为了便于带的安装与张紧，中心矩a应留有调整的余量，中心矩a的变动

范围为：

amin=a-0.015Ld=1200-0.015×

3550=1146.75

amax=ao+0.03Ld=1200+0.03×

3550=1306.5

（5）、验算小带轮（即主动带轮）上的包角a1

a1=1800-（dd2-dd1）/a×

57.30

=1800-（560-280）/1200×

=166.630>

1200（主动轮的包角合适）

一般要求a1>

1200，否则应采取加大中心矩或减小传动比以及加张紧轮等方式来增大a1值。

5、确定V带根数Z

V带的根数Z可按下式计算，即：

Z=PC/（PO）=PC/（PO+△PO）KaKL

计算出Z值最后应圆整为整数，为了使每根V带所受的载荷比较均匀，V带

的根数不能过多，一般取Z=3—6根为宜，最多不超过8根，否则应该改选带的

型号并重新计算。

在上式中，为了方便设计，我门将在特定条件下，单根V带不打滑又具

有一定的疲劳强度和寿命时，所能传递的功率称为单根V带的基本额定功率，用

PO表示，常用型号的单根普通V带PO值见表7。

其中特定条件是指：

载荷平稳，

两带轮上的包角a1=a2=1800,带长为特定基准长度，带为一定材质和结构等。

实际上，大多数V带的工作条件与上述特定条件不同，故需要对PO值进行修

改，我门将单根V带在实际工作条件下所能传递的功率称为作用功率，记为：

（P0）。

其计算公式为：

（PO）=（PO+△PO）KaKL式中，△PO—单根V带的基准额定功率增量。

考虑P0是按a1=a2=1800，即dd1=dd2的条件计算的，而当传动比不等于1时，V带

在大轮上的弯曲应力较小，在相同寿命条件下，在相同寿命条件下，可增大传递

的功率，其值见表8：

Ka—包角系数。

考虑包角a1≈1800时对传动能力的影响。

根据《设计指导书》

表7知道PO=10.72

表8知道△PO=1.27

表9知道Ka=0.97

表6知道KL=0.99

Z=PC/（PO）=PC/（PO+△PO）KaKL

=51.8/[（10.72+1.27）×

0.97×

0.99

=4.499（根）

取：

Z=5（根）

6、确定带的预紧力F0

在V带传动中，若要预紧力F0过小，则产生的摩擦力小，易出现打滑：

反之，

预紧力F0过大，则降低带的使用寿命，增大对轴的压力。

单根V带的预紧力可

按下式计算，即：

F0=500PC/VZ（2.5/Ka-1）+qv2

查《机械设计基础》表11-1可知：

q=0.3kg/m

则：

=（500×

51.8）/（5×

21.69）（2.5/0.97-1）+0.3×

21.692=518.48N

7、计算V带对轴的压力Q

带对轴的压力Q是设计带轮所在的轴与轴承的依据。

为了简化计算，可近似

按两边的预紧力F0的合力来计算，图所示。

Q=2ZF0Sina1/2

=2×

5×

518.48×

Sin166.630/2

0.9932

=5149.55N

8、V带轮的结构设计

（1）、V带轮的材料

在工程上，V带轮的材料通常为灰铸铁，当带速V＜25m/s时，采用HT150带

速V=25~30m/s时，HT200：

当带速V更高时，宜采用铸钢或钢的焊接结构：

此外，

传递小功率时：

V带轮也可采用铝合金或塑料等。

由前面知道：

V=21.69m/s,

所以V带轮材料采用HT150。

（2）、V带轮的结构形式及主要尺寸（下列图均指《设计指导书》中的图）

V带轮一般由轮缘，轮廓和轮辐3部分所组成。

根据轮辐的结构不同，V带轮

可分为如下4种形式。

（A）实心式（简称S型）：

主要适用于带轮基准直径dd≤（2.5─3）ds场合（ds

为带轮轴孔直径）其结构形式和主要尺寸见图4（A）

（B）腹板式（简称P型）：

主要适用于带轮基准直径dd≤300mm的场合，其

结构形式和主要尺寸见图4（b）

（C）孔板式（简称H型）；

主要适用于带轮基准直径dd≤300mm且dddb≥1000mm

的场合，其结构形式和主要尺寸见图4（C）。

（D）轮辐式（简称E型）：

主要适用带轮基准直径d≤300mm的场合，其结

构形式和主要尺寸见图（d）。

因为：

dd1=280mm,dd2=560mm>

300mm,

又:

db1=（1.8~2）ds1=（1.8~2）×

60=108~120mm,

所以，dd1-db1=280-（108~120）=160~172mm

所以，小带轮采用孔板式结构，大带轮采用轮辐式结构，图在«

设计指导书»

中。

图4（C）孔板轮和图4（d）轮辐轮

（3）V带轮的主要尺寸（下列表均在《指导书》）

1）、小V带轮的主要尺寸

带轮宽：

B=（z-1）e+2f,查表10得，e=25.5±

0.5f=17±

1+2

则，B=（5-1）26+2×

18=140mm

齿圆直径：

d1=dd1+2ha,查表10得，ha=4.8，hfmin=14.3,

d1=280+2×

4.8=289.6mm

轮槽深：

h=ha+hf=4.8+14.3=19.1mm

槽角：

查表10知道ψ1=340

槽宽：

b0=23mm

轮缘直径：

dt1=dd1-2（hf+§

1），查表10得，δ=10，

dt1=280-2（14.3+10）=231.40mm,

根据电动机外伸轴直径D=60mm得,ds=60mm,

所以，轮毅长度：

L1=（1.5~2）ds=90~120，取L1=120.00mm,

凸圆直径：

db1=（1.8~2）ds=108~120，取L1=110.00mm

腹板厚：

S=（0.2~0.3）B=28~42mm,取S=42.00mm

2）、主轴最小轴径的计算

d≥A3√p/n

由于pe=p/（η1η2）,查《设计指导书》表3得，η1=0.95，η2=0.99，

则，P=Pe（η1η2）=37×

0.95×

0.99=34.81KW,

n=（nm/i）（1480/2）=740r/min，

查《机械设计基础》表15—2得A=118。

所以：

d≥A3√p/n=1183√34.8/740=42.59mm

考虑轴端4有一键槽，将上述轴径增大5%。

即：

dmin=42.59×

（1+5%）=44.72mm

由d2min≥d1min-60d2min≥42.59mm,

综合《设计指导书》表12轴径系列选取。

d2min=71.00mm,

3）、大V带轮的主要尺寸（下列表均在《设计指导书》）

0.5,f=17-1+2

de2=dd2+2ha,查表10得，ha=4.8，hfmin=14.3,

de2=560+2×

4.8=569.6mm

查表10知道ψ1=380

dt1=dd1