带刀式破碎机说明书
1 绪论
1.1 破碎机的分类
⑴、按破碎作业的粒度要求分为：粗碎破碎机、中碎破碎机、细碎破碎机。
⑵、按结构和工作原理分为：颚式破碎机、旋回破碎机、圆锥破碎机、锟式破碎机、带 刀式破碎机、反击式破碎机。
1.2 带刀式破碎机的优点
⑴、构造简单、尺寸紧凑、自重较小，单位产品的功率消耗小。
⑵、生产率高，破碎比大（单转子式的破碎比可达 i=10～15）,产品的粒度小而均匀， 呈立方体，过度破碎现象少。
⑶、工作连续可靠，维护修理方便。易损零部件容易检修和拆换。
2 带刀式破碎机的工作原理及破碎实质
2.1 带刀式破碎机的工作原理
物料进入破碎机中，立即受到高速回转的刀片的切割而破碎。破碎了的物料，从刀片 处获得动能，以高速向机壳内壁的衬板和篦条上冲击而第二次破碎。此后，小于篦条缝隙的 物料，便从缝隙中排出，而粒度较大的物料，就弹回到衬板和篦条上的粒状物料，还将受到 刀片的附加冲击破碎，在物料破碎的整个过程中，物料之间也相互冲击粉碎。
2.2 带刀式破碎机的破碎实质
2.2.1 破碎的目的和意义
⑴、目的：在生活服务、化工、水泥等工业部门，每年都有大量的原料和再利用的废料 都需要用破碎机进行加工处理，如在选矿厂，为使矿石中的有用矿物达到单体分离，就需要 用破碎机将原矿破碎到磨矿工艺所要求的粒度。 磨机再将破碎机提供的原料磨至有用矿物单 体分离的粒度。再如在水泥厂，须将原料破碎，以便烧成熟料，然后在将熟料用磨机磨成水 泥。另外，在建筑和筑路业，需要用破碎机械将原料破碎到下一步作业要求的粒度。在炼焦 厂、烧结厂、陶瓷厂、玻璃工业、粉末冶金等部门，须用破碎机械将原料破碎到下一步作业 要求的粒度。
⑵、意义：在化工、电力部门，破碎粉磨机械将原料破碎，粉磨，增加了物料的表面积，
为缩短物料的化学反应的时间创造有利条件。随着工业的迅速发展和资源的迅速减小，各部 门生产中废料的再利用是很重要的，这些废料的再加工处理需用破碎机械进行破碎。因此， 破碎机械在许多部门起着重要作用。
2.2.2 矿石的力学性能与带刀式破碎机的选择
矿石都由许多矿物组成，各矿物的物理机械性能相差很大，故当破碎机的施力方式与矿 石性质相适应时，才会有好的破碎效果。对硬矿石，采用折断配合冲击来破碎比较合适，若 用研磨粉碎，机件将遭受严重磨损。对于脆性矿石，采用劈裂和弯折破碎较有利，若用研磨 粉碎，则产品中细粉会增多。对于韧性及粘性很大的矿石。采用磨碎较好。
无烟煤等， 它的抗压强度是 2～4Mpa,最大也不超过 40Mpa。
煤、 方铅矿、
常见的软矿石有：
普式硬度系数一般为2～4，再如一些中硬矿石：花岗岩、纯褐铁矿、大理石等，抗压强度 是 120～150Mpa，普式硬度系数一般为 12～15，还有硬矿石、极硬矿石，普式硬度系数一般 为 15～20。
可根据矿物的物理机械性能、矿块的形状和所要求的产品粒度来选择破碎施力方式， 以 及与该破碎施力方式相应的破碎机械。
2.2.3 破碎过程的实质
破碎过程， 必须是外力对被破碎物料做功， 克服它内部质点间的内聚力， 才能发生破碎。 当外力对其做功，使它破碎时，物料的潜能也因功的转化而增加。因此，功率消耗理论实质 上就是阐明破碎过程的输入功与破碎前后物料的潜能变化之间的关系。 为了寻找这种能耗规 律和减小能耗的途径。 许多学者从不同的角度提供了若干个不同形式的破碎功耗学说。目前 公认的有：面积学说，体积学说，裂缝学说。我们只做简单的介绍：
1．面积学说：
1867 年，Rittinger提出的，破碎消耗的有用功与新生成的物料的表面积成正比。
2．体积学说：
1874 年，俄国基尔皮切夫与 18885 年的基克先后独立提出，外力作用于物体发生变形， 外力所做的功储存在物体内，成为物体的变形能。但一些脆性物料，在弹性范围内，它的应 力与应变并不严格遵从虎克定律。变形能储至极限就会破裂。可以这样叙述：几何形状相似 的同种物料，破碎成同样形状的产物，所需的功与她们的体积或质量成正比。
3．裂缝学说：
1952 年，Bond 和中国留美学者王仁东提出的。外力使矿块发生变形，并贮存了部分变 形能，一旦局部变形超过了临界点，则产生垂直与表面的断裂口。断裂口形成后贮存在料块 的内部的变形能就释放，裂口扩展成新的表面。输入功一部分转化为新的生成面的表面能，
另一部分因分子摩擦转化为热能释放。所以，破碎功包括变形能和表面能。变形能和体积成 正比，表面能和面积成正比。
三个学说各有一定的适用范围，Hukki实验研究表明：粗碎时，体积学说比较准确，裂 缝学说与实际相差很大。细碎时， 面积学说比较准确，裂缝学说计算的数据较小。粗碎、 细碎之间的较宽的范围，裂缝学说较符合实际。只要正确的运用它们，就可以为分析研究破 碎过程提供理论根据和方法。
3 带刀式破碎机的总体及主要参数设计
3.1 带刀式破碎机的总体方案设计
本次设计的是单转子、多排刀片、不可逆式带刀式破碎机，由机壳、转子、蓖条、打击 板、刀片、支架、衬板等组成。
1.机壳由上机体、后上盖、左侧壁和右侧壁组成，各部分用螺栓连结成一体，上部开有 进料口,内部镶有高锰钢衬板，磨损后可以更换，机壳和轴之间漏灰现象十分严重，为了防 止漏灰， 设有轴封。机壳下部直接安放在混凝土基础上，并用地脚螺栓固定。为了便于检修、 调整和更换蓖条，下机体的前后两面都开有一个检修孔。为了便于检修、更换刀片方便，两 侧壁也对称的开有检修孔。
2.转子由主轴、圆盘、销轴等组成，圆盘上开有 6 个均匀分布的销孔，通过销轴将6′8 个刀片悬挂起来。为了防止圆盘和刀片的轴向窜动。销轴两端用锁紧螺母固定。转子支承在 两个滚动轴承上。此外，为了使转子在运动中储存一定的动能。
3.主轴是支承转子的主要零件，冲击力由它来承受。因此，要求其材质具有较高的韧性 和强度。通常断面为圆形，且有平键和其他零件连接。
4.打击板有两块，折线型。一个可以调整，一个是固定的。调整的一个靠的是安装在箱 体上的螺杆装置。
5.刀片是主要的工作部件。其质量、形状、和材质对破碎机的生产能力有很大的影响。 因此，根据不同的进料尺寸来选择适当的刀片。。
刀片用高碳钢铸造或锻造，也可用高锰钢铸造。为了提高耐磨性，有的刀片表面涂上一 层硬质合金，有的采用高铬铸铁。
6.蓖条的排列形式是与刀片的运动方向垂直的。 与转子的回转半径有一定的间隙的圆弧 状，合格的产品通过蓖缝排出。其断面形状为梯形，常用锰钢铸成。蓖条多为一组尺寸相等 的钢条。安装时，插入蓖条架上的凹槽，两蓖条之间用垫片隔开。截面形状用梯形。
7.蓖条和刀片间隙用凸轮装置调整（通过棘轮带动凸轮）。
8.给定的原始数据是：
（1） 破碎能力为 20 到 30吨。
（2） 破碎机转子的转速在900 和 1100 min / r 之间
（3） 破碎机的最大物料给料粒度为：小于 200mm
（4） 破碎机的最大排料粒度不能超过：25mm
（5） 破碎机的物料容许湿度小于 9%。
（6） 破碎机的破碎程度为：中、细。
3.2 该型号破碎机的工作参数设计计算
3.2.1 转子转速的计算
带刀式破碎机的转子转速按所需的圆周速度计算， 刀片的圆周速度根据被破碎物料的性 质、破碎产品的粒度、刀片的磨损等因素来确定。
按公式
D V n p 60 = min
/ r 来计算。
式中 V ── 刀片的圆周速度（m/s） D ── 转子的直径（m）
一般中小型破碎机转速为 750到 1500 min / r ，圆周速度为 25 到 70 s m / ，速度越高， 产品的粒度越小。刀片及衬板、蓖条的磨损越大。功耗增加。对机器零部件的加工、安装精 度要求随之提高。在满足其粒度要求的情况下，圆周速度应偏低选取。
3.2.2 生产率的计算
生产率与带刀式破碎机的规格、转速、排料蓖条间隙的宽度、给料粒度、给料状况以及 物料性质等因素有关。一般采用经验公式：
KDLP
Q = 式中 Q── 生产率( h t / )
r ── 物料的密度( 3 /m t )
K ── 经验系数
因为该型号的破碎机破碎的是中、硬物料。K 取值在 30 到 45 之间。
3.2.3 电机功率的计算
电机功率的消耗取决于物料的性质、给料的圆周速度。破碎比和生产率。目前，尚无一 个完整的计算公式，一般根据实践经验和实验数据，根据经验公式进行计算：
Ln KD P 2 = KW
系数K 取值在 0.1 到 0.15 之间。
3.3 该种破碎机的主要结构参数设计计算
3.3.1 转子的直径与长度
带刀式破碎机的规格用转子的直径 D 和长度 L 来表示，所以转子的直径D=800mm，转子 的长度 L=800mm 。
3.3.2 给料口的宽度和长度
带刀式破碎机的给料口的长度与转子的相同。其宽度B >2 max D 。
3.3.3 排料口的尺寸
该尺寸由蓖条间隙来控制，而蓖条间隙由产品的粒度的大小来决定。对该破碎机来说， 产品的平均粒度为间隙的 1/5到 1/3。
3.3.4 刀片质量的计算
因为铰接在转子上，所以正确选择刀片质量对破碎效率和能耗都有很大影响，如果刀片 质量选得过小， 则可能满足不了锤击一次就将物料破碎的要求。 若选得过大， 无用功耗过大， 离心力也大，对其他零件会有影响并易损坏。
根据动量定理计算刀片质量时，考虑到刀片切割物料后，必然会产生速度损失，若损失 过大，就会使绕本身的悬挂轴向后偏倒。降低生产率和增加无用功的消耗。为了使刀片切割 物料后出现偏倒，能够通过离心力作用而在下一次破碎时物料很快恢复到正确工作位置。所 以，要求刀片切割物料后的速度损失不宜过大。一般允许速度损失 40%到 60%（根据实践经 验）即：
1
2 ) 6 . 0 4 . 0 ( V V ? = 式中 2 V ── 刀片打击物料后的圆周线速度(m/s)
1 V ── 刀片打击物料前的圆周线速度(m/s)
若刀片与物料为了弹性碰撞。且设物料碰撞之前的运动速度为 0，根据动量定理，可得： 2
2 1 v m mv mv m + = (3-1) 由上式可知， m
m m mv v + = 1
2 式中 m ── 刀片折算到打击中心处的质量(kg)
m m ── 最大物料块的质量(kg)
综上所述， ( ) 5
. 1 7 . 0 ? = m m m 但是，m 只是刀片的打击质量。实际质量应根据打击质量的转动顺序和刀片的转动惯 量求得，
2 0 2 0 r mr m =
式中 r ── 刀片打击中心到悬挂点的距离(m)
0 r ── 刀片质心到悬挂点的距离 (m)
4 带刀式破碎机的主要结构设计
4.1 刀片设计与计算
刀片是主要工作零件，其设计主要是指结构的设计。因为刀片的形状、质量、材质与破 碎机的生产能力有很大影响。尤其形状对质量的分布、材料的充分利用有很大的影响。关于 刀片 的结构设计及相关改进在专题中有较详细的论述。总之，其形状、结构的设计，对于 其工作能力，对整个机器的生产能力。以及经济性等各方面有深远的影响。刀片形状大体分 轻型、中型、重型。本型号的带刀式破碎机主要是设计中型的 刀片。其形状如前面的图 3-1 所示。并有相关的计算。
刀片材料的选择问题是很关键的问题。材料的选择取决于工作零件的工作状况和要求。 因为破碎机要破碎的是石灰石等中等硬度的物料。 一般用高碳钢锻造或铸造，也可用高锰钢 铸造。为了提高其耐磨性，采用高锰低合金钢，有的在工作表面涂上一层硬质合金。有的采 用高铬铸铁，其耐磨性比高锰钢刀片提高数倍。关于材料的选择问题，在专题部分：提高刀 片的耐磨性研究中，有专门的论述。就不详细介绍了。总之，刀片材料的选择，不仅关系到 刀片的工作寿命，机器的生产能力、生产效率，还关系到各方面的经济性。
4.2 圆盘的结构设计与计算
根据设计的要求，每根销轴上需要有 8个刀片。圆盘是用来悬挂刀片的，一共需有9 个圆盘，最两侧的两个，共有的特点是，一侧设置了锁紧螺母，另一端用轴肩定位。所用的 螺母为 GB-812-85， 这样每个圆盘均匀分布 6个圆孔， 即可以通过六根销轴，用来悬挂刀片， 刀片和院盘之间的间隙除了通过削轴连接，还有隔套隔开，为了保护圆盘的侧面，减少或尽 量避免其侧面的磨损。 圆盘的大小取决于转子的直径，转子的直径的大小是圆盘的设计大小 的依据。因为，该型号的破碎机，光凭其型号就可以知道，转子的直径为 850mm，所以，圆 盘的大小的取值就有了一定的范围。不妨取做 560 mm，圆孔沿径向的距离也是依据起承受 载荷的能力和强度，尽可能取整数；圆孔的大小和刀片的圆孔的大小近似相等即可。
圆盘是通过键与主轴相连接的，而随主轴高速回转的。所以结构中一定有键槽，其厚度 也是满足强度要求、工作状况的。不宜过大。圆盘之间也是通过主轴的轴套隔开（其作用是， 在高速回转时，保证圆盘的运动平稳，并使其轴向定位）。
圆盘的结构，如图 4-1 所示。
4.3 主轴的设计及强度计算
通常轴的设计包括两个部分，一个是结构设计，一个是工作能力计算。后者主要是指强 度计算。
主轴的结构设计根据轴上零件的安装、定位以及轴的制造、工艺等方面的要求，合理确 定出其结构和尺寸，轴的工作能力的计算不仅指轴的强度计算，还有刚度、稳定性等方面的 计算，当然大多数情况下，只需要对轴的强度进行计算即可。因为其工作能力一般主要取决 于轴的强度。此时只做强度
图4-1 圆盘的结构
图4-1 圆盘的结构
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。因此，对该破碎机的主轴来说，只需进行强度计算。
4.3.1 轴的材料的选择
轴的材料主要是碳素钢和合金钢。钢轴的毛坯多数用轧制圆钢和锻件。有的则直接用圆 钢。碳素钢比合金钢低廉，对应力集中的敏感性较低，同时也可以用热处理或化学热处理的 方法提高其耐磨性和抗疲劳强度的。故采用碳钢制造轴尤为广泛。最常用的是 45 号钢。
4.3.2 轴的最小直径和长度的估算
零件在轴上的安装和拆卸方案确定了之后， 轴的形状便大体确定了， 因为对该主轴来说， 其安装顺序为：先安装中间的转子部分， 然后放置在箱体上， 再安装轴承端盖，接着是轴承、 外轴承座。最后两端分别是带轮和飞轮。
各轴段的直径所需要的轴径与轴上的载荷的大小有关。在初步确定其直径的同时，还通 常不知道支反力的作用点，不能确定其弯矩的大小及分布情况。因此还不能按轴上的所受的 具体载荷及其引起的应力来确定主轴的直径。但是，在对其进行结构设计之前，通常能求出 主轴的扭矩。所以，先按轴的扭矩初步估计所要的轴的直径。并记此时所求出的最小直径为 min d 。然后再按照主轴的装配方案和定位要求，从 min d 处逐一确定各轴段的直径的大小。 另外 ，有配合要求的轴段，应尽量采用标准直径，比如安装轴承的轴段，安装标准件的部 位的轴段，都应取为相应的标准直径及所选的配合的公差。
确定主轴的各段的长度，尽可能使其结构紧凑，同时还要保证，转子以及带轮、飞轮、 轴承所需要的装配和调整的空间，也就是说，所确定的轴的各段长度，必须考虑到各零件与 主轴配合部分的轴向尺寸和相邻零件间必要的间隙。前面已经通过设计计算，得到转子、飞 轮、带轮的大体尺寸，所以轴的长度也可大致确定了。其草图如下：
4.3.3 结构设计的合理性检验
对于轴的结构必须满足：
⑴. 主轴和安装在主轴上的零件要有准确的工作位置；
⑵．轴上的零件便于安装和拆卸、调整。
⑶．轴应有良好的制造工艺性。
1.轴上零件的安放顺序如下：
飞轮、轴承、圆盘、轴套、轴承、带轮
因为主轴是阶梯轴，根据阶梯轴的特点，并且轴上零件的安装要求也不高，所以上面提 到的第二条容易满足。
至于第三条：轴的制造工艺性，主要是指便于加工和装配轴上的零件。并且生产率高、 成本低。一般来说，结构越简单，工艺性越好。所以应该尽量简化轴的结构。为了便于装配 零件并去掉毛刺，轴端应制出45 度倒角。在需要切制螺纹的轴段，应留有退刀槽。起尺寸 都可查有关的标准和手册。若需要磨削加工的轴段，应留有砂轮和越程槽。
具体分析如下：该主轴有3 个轴段有键槽，为了减少装夹工件所需的时间，应在这些不 同的轴段上开的键槽在轴的同一条母线上。另外，还为了减少加工刀具的种类和提高劳动生 产率，轴上直径近似的地方，圆角、倒角、键槽宽度、砂轮越程槽宽度，退刀槽宽度等尽可 能采用相同的尺寸。
2.下面仍就轴上零件的定位问题，详细地阐述一下， 一些轴向和周向定位零件的使用及 特点。
⑴先说轴上零件的轴向定位，就以此主轴为例，主要有轴肩、套筒、圆螺母、轴端挡圈、
轴承端盖等，靠这些定位元件来保证的。
①．轴肩主要分为两大类，定位轴肩和非定位轴肩。在该主轴上，轴肩很多，这两大类 都包括。虽然利用轴肩定位是最方便可靠的方法，但是采用轴肩就必然导致一个问题，那就 是不可避免的使轴径加大，而且轴肩处将因为截面突变而引起应力集中。另外，轴肩也不利 于加工。所以，在考虑轴的设计时，尽量避免过多的轴肩定位。而且，还有一点需要说明， 轴肩多用于轴向力比较大的场合。
值得注意的是，定位每一个滚动轴承的轴肩，都有两处，且都是定位轴肩。对这种定位 轴肩来说，有一个要求：轴肩的高度必须低于轴承内圈端面的高度，以便拆卸轴承。轴肩的 高度可查机械设计手册中的轴承安装尺寸。还有，为了使零件能紧靠轴肩而得到准确可靠的 定位，轴肩处的过渡圆角半径必须小于与之相配的零件毂孔的端部的圆角半径或倒角尺寸。 轴和零件上的倒角和圆角尺寸的常用规范可以查教材下册中的第 651 页的表。 非定位轴肩是 为了加工和装配方便而设置的。高度没有严格的规定，一般可取为 1 到 2毫米。
②．在该主轴上，还采用了套筒定位，这种定位方式的特点是，结构简单，定位可靠， 轴上不需要开槽、钻孔和切制螺纹，不会影响到轴的疲劳强度。所以，在两个零件之间，且 间距不大时， 可以采用这种定位。 同时， 套筒定位还保证了两个圆盘， 或者， 圆盘和刀片 （销 轴套筒）之间的轴向定位。当然，若两零件的间距太大，则不宜用套筒定位这种方式，因为， 那样就会增大套筒质量以及材料用量。另外，套筒与轴的配合比较松，如果轴的转速较高， 也不宜采用套筒定位。
③．在该主轴的轴端，以及销轴的轴端，都采用了圆螺母定位。这种定位可以承受大的 轴向力，但是，轴上的螺纹处将会有较大的应力集中，降低轴的疲劳强度，所以，一般用于 固定轴端的零件。就如上面所述，若两零件的间距太大，不宜用套筒定位这种方式的时候， 就可以考虑采用圆螺母定位。
④．在该主轴上，还采用了轴承端盖通过螺钉与其他部分连接。而使滚动轴承的外圈得 到轴向定位。有时，整个轴的轴向定位也可以靠轴承端盖来实现。
⑵再说轴向零件一般也常用到周向定位。 周向定位的目的是限制轴上零件与轴发生相对 运动。
在该主轴上，有三处都采用的是平键连接，其他的常用周向定位元件有，花键、销、紧 定螺钉和过盈配合等。圆盘、飞轮、带轮都是用平键连接的。其他的，如齿轮、半联轴器等 与轴的周向定位也都采用这种连接方式。按其直径，由手册查地平键剖面b×h，键槽用键 槽铣刀加工的 。
轴的草图如图 4-2 所示。
4.3.4 轴的弯扭合成强度计算
在初步完成轴的结构设计之后，对上面的草图略加修改，即可进行强度的校核计算了。 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，其计算步骤如下：
①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，一般从传动 件轮毂宽度的中点算起，通常把当作置于铰链支座上的梁，支反力的作用点与轴承的类型和 布置方式有关。
在做计算简图时，应该先求出轴上的受力零件的载荷（若为空间力系，
图4-2
再分解为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），如图 4-4 所
示。
②做弯矩图：
根据前面的简图，分别按水平面和垂直面计算各力产生的弯矩图， 并按计算结果分别作 出水平面上的弯矩 H M 图和垂直面上的弯矩图上 F M ，然后按照后面的公式推导出总弯矩， 并作出M 图，如图 4-4所示。
2
2 V H M M M + = ③作出扭矩图，如图4-
3 所示：
④作出计算弯矩图
根据已经作出的总弯矩图和扭矩图，求出计算弯矩 a c M ，并做出 a c M 图。同时写出其 计算公式：
a c M = ( )
2
2 T M a + 上式中， a ── 考虑扭矩和弯矩的加载情况以及产生应力的循环特性差异的系数。
因为通常由弯矩产生的弯曲应力是对称循环的变应力，故在求计算弯矩
时，必须计算这种循环特性差异的影响。根据经验，
当扭转切应力为静应力时，取 3 . 0 = a ；
当扭转切应力为脉动循环变应力时， 6 . 0 = a ；
当扭转切应力为对称循环变应力时，取 1 = a 。
⑤校核轴的强度
已知轴的计算弯矩后， 即可针对某些危险截面（即计算弯矩大而轴的直径可能不足的截 面）作强度校核计算。按第三强度理论，计算弯曲应力
上式中， W ── 轴的抗弯截面系数（ 3 mm ）。
[ ] 1 - s ──
轴的许用弯曲应力（Mpa ）。 由表可查 [ ] 1 - s 为
60 Mpa W 的计算公式，根据截面的不同而不同。对该主轴来说，其需要计算的截面，都带有 键槽，而且是单键槽。所以，其计算公式为：
W = ( ) T W d d
t d bt d 3 2 3 1 . 0 2 32 ? - - p 主轴的载荷分析图如下图 4-4 所示： M C α
T
αT
M
R V1 R V2
F1 F
F2
F 图4-4
⑥求轴上的支反力及弯矩
根据以上确定的结构图可以确定出简支梁的支承距离。据此可以求出下列各值，并列表 如下，主要包括，载荷、支反力、弯矩、总弯矩、扭矩、计算弯矩等，相关的计算也往往是 考虑最不理想的情况。
表 4-1 计算弯矩的求法
载荷 F
垂直面 V 支反力 R
R 2 1 V V R = =1000N（总重量按 200Kg） 弯矩 M v mm N M v · -
= 24000 1 426000
450000 24000 2 = + - = V M mm
N · 总弯矩 M mm
N M · - = 24000 1
综上所述，按照弯扭合成强度条件进行轴的强度校核计算：
进行具体的校核计算时，只需要校核轴上的承受的最大弯矩以及扭矩的剖面（即危险剖面） 的强度。
Mpa W M C c 8 . 6 100
680000 ? ￡ = a a a 按教材中表 10.1，对于 Mpa B 600 = a 的碳钢，在承受对称循环变应力时的许用应力
[ ] a a s c Mpa > =55 。故安全。
4.3.5 轴的疲劳强度条件的校核计算
1.对主轴进行疲劳强度计算，不妨设外力为单向不稳定变应力，则根据已经知道的条件 和公式：
主轴的材料为 45 号钢。经过调质后的性能为 Mpa 307
1 = - s ， 9 = m ， 0 N = 5× 6 10 。 现用此材料做试件，进行强度试验，以对称循环变应力 Mpa 500 1 = - s 作用 4
10 次， Mpa 400 2 = - s ，作用 5 10 次。
根据这些条件，试计算该主轴在此条件下的计算安全系数。若以后再以 Mpa 350 3 = s 的力，作用于主轴，还能循环多少次，可以保证主轴不出问题。其实，这也等于估算主轴的 使用寿命。
根据公式
54 . 0 500 400 10 900 500 10 10 5 1 1 9 9 5 9 4 6 1 1 0 ? ú ú ?
ù ê ê ? é ÷ ? ? ? è ?′ + ÷ ? ? ? è ?′ ′ ′ = ÷ ÷ ? ? ? ? è ? = ? = m z i m
i i s n N K s s 再根据教材书上的公式（7-3.9），则该主轴的计算安全系数为： mm
N M · = 426000 2 扭矩 T
T=9550000× 1000 5 . 41 =396325 计算弯矩 a C M 680000
396325 426000 2 2 1 ￡ + = a C M 500000
396325 24000 2 2 2 ￡ + = a C M
14
. 1 500
54 . 0 307
1 1 = ′ = =
- s s a s c k S 又根据式子（7-9.a），有
6 9
6 1 1 0 1 10 0625 . 0 500 30
7 10 5 ′ = ÷ ? ? ? è ?′ ′ = ÷ ÷ ?
? ? ? è ? = - m N N s s = ÷ ÷ ?
? ? ? è ? = - m N N 2 1 0 2 s s 6 9 6 10 47 . 0 400 307 10 5 ′ = ÷ ? ? ? è ?′ ′ = ÷ ÷ ?
? ? ? è ? = - m N N 3 1 0 3 s s 6 9 6 10 55 . 1 350 307 10 5 ′ = ÷ ? ? ? è ?′ ′ 由以上的计算，显然可以得知，若要使主轴破坏，则由教材中式子（7-34），得
3 2 5 1
4 10 10 N n N N + + =1 所以，可求出，
6 6 5 6 4 6
10 97 . 0 10 47 . 0 10 10 06525 . 0
10 1 10 55 . 1 ′ = ÷ ÷ ? ? ? ? è ? ′ - ′ - ′ ′ = n 可以得出结论，该主轴在正常工作，同时考虑到不同工况，估计，在对称循环变应力的 作用下，尚可承受 6 10 97 . 0 ′ 次的应力循环。
当然，事实上，该主轴可以再工作的循环次数并不会准确的等于以上所求的数值。如果 按 ? ? = 2 . 2 7 . 0 i
i N n 的范围计算，则所求的n 的值将分别等 于 0.507′10 6 和 2.832 6 10 ′ 。
2.再介绍一下提高主轴的疲劳强度的途径：
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著的作用。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，也可显著提高其疲劳寿命。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。
4.4 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。
4.4.1 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，其硬度一般不低于 HRC60。一般这些元件需要 150度回火处理，所以其通常的工作温度不高于 120 度，此时， 硬度不会下降。
4.4.2 轴承类型的选择
轴承的类型有很多种，主要根据其承载情况和调心等要求，进行选择。因为该型号的破 碎机，其转子的转速在 900 到1100 之间。所以主轴上轴承的转速很高，负荷很大，且工作 时间很长，最主要的是，经过很长时间工作后，会因为刀片的不均匀磨损而产生不平衡附加 作用力（当刀片的不均匀磨损严重时，此力就成为总负荷中的主要部分）。轴承间距大，轴 会产生挠曲，此外，轴承的中心也难保证同心，因此选用深沟滚子轴承。
4.4.3 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）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。
4.4.4 轴承的安装和拆卸
为了便于轴承在主轴上的安装和拆卸，必须考虑到轴承座有剖分面，这样就不必考虑沿
轴向安装和拆卸轴承部件，优先选用内外圈可分离的轴承了。
图 4-6
4.5 传动方式的选择与计算（V 带传动计算）
该部分的设计主要体现在 V 带轮的设计上，带轮的结构型式，主要由带轮的基准直径选 择。其基准直径又与相连接的电动机的型号有关。根据前面对电动机功率的计算，以及转速 的要求，可以采用 Y 系列的三相异步电动机，其额定功率为 45KW。型号是 Y225M-2。满载转 速 2970r/min，额定转速 3000r/min。
因为要求的大带轮的转速在 900 r/min 到 1100 r/min 之间，所以，当小带轮的直径依 据电动机选择 160mm 时，这样大带轮的基准直径依据传动比，可以求出 475 左右，因为带轮 的基准直径有标准系列，所以可取 475mm。
要求带的根数，必须按以下的计算步骤：
1．先确定出带的型号。
由表可查到，根据计算功率 P c 和小带轮的转速进行选择。
经过查表得， p
k p A c = 式中 p ── 名义传动功率。
A k ── 工作情况系数。
再查表可知， A k 取 1.4，则可以计算出计算功率P c 为 63KW。再由表，可查出带的型号 为 A 型。
2．需要确定单根 V 带的基本额定功率 0
p 查表 13.4，（教材书下册）可以知道，对 A 型带，因为其小带轮转速接近2800 r/min， 基准直径为 160mm 的情况下，
0 p 为基本额定功率，
取 4.06KW。 l K 为长度系数，
取 0.99。 a K 为包角系数，
取 0.935。 0 p D 为单根
V 带的基本额定功率的增量， 取 0.34KW。 其值由带的型号、小带轮转速以及传动比确定。
则带的根数z 就可以用下式求出： ( ) a
k k p p p z l c 0 0 D + = 将上面的数据代入，就可以求出， 6 = z 。这样，整个带轮的尺寸的具体的确定过程如 下：
根据其参数，仍然由教材书上的表可查到 e f , 。
f ── 靠近两端的槽中心到带轮端部的距离。
e ── 相邻槽间的距离。
另外， 根带的型号和其基准直径 D， 可以确定出轮槽角的大小和 min d ， p b ， min a h ， min f h 。 min d ── 轮槽的根部到带轮键槽的最小要求距离。
p b ── 相邻带轮在中心线上的距离。
min a h ── 齿顶高的最小距离。
min f h ── 齿根高的最小距离。
其键槽可以由其宽度进行选择标准的长度。这样，其他的尺寸也可以确定了。
4.6 飞轮的设计与计算
飞轮的作用是，是转子在运动中储存一定的动能，避免破碎大块或较影的物料时，速度 损失不致过大和减小电机的尖峰负荷。其结构采用腹板式。
图 4-7
其具体的尺寸可以采用常见的类型。只要较好的实现其功能即。
4.7 棘轮的选择
蓖条与刀片端部的间隙由两个装置来实现：凸轮和弹簧，凸轮是用来增加这两者的间隙
，当手柄操作不能达到满意的位置时， 的。操作是靠手柄来实现的。而弹簧用来进行“微调”
需要用弹簧进行再调整。
凸轮的运动是由棘轮来实现的, 棘轮也因为已经基本标准化，所以， 只需要根据具体的 条件和要求，进行选择。因为其尺寸的确定是比较自由的，所以，棘轮只需要根据凸轮的工 作状况，实现其驱动功能即可。另外，考虑经济性和可能性，稳定性，做合理的选择。
棘轮机构的结构简单，制造方便，运动可靠。而且，棘轮轴每次转动角度的大小可以在 较大范围内调节。这些都是它的优点。其缺点是工作时有较大
图 4-8
的冲击和噪声，而且运动精度较低。
其典型的结构形式是由摇杆、棘爪、棘轮和止动爪等组成:
弹簧用来使止动爪和棘轮保持接触。同样，可在摇杆和棘爪之间设置弹簧，以维持棘爪 与棘轮的接触。
棘轮固定在机构的传动轴上，而摇杆则是空套在传动轴上。当摇杆逆时针摆动时，棘爪 便插入到棘轮的齿间，推动棘轮转过一个角度。当摇杆顺时针转动时，止动爪阻止棘轮顺时 针运动，同时，棘爪从棘轮的齿背上滑过，所以此时，棘轮静止不动。这样，当摇杆连续往 复运动时，棘轮便得到了单向的间歇运动。
4.8 蓖条位置调整弹簧的选择
前面提到了，弹簧所能起到的作用是调整蓖条与刀片间隙的作用。
弹簧一般所起到的作用是：
1.控制运动方向。
2.缓冲和吸振
3.储存能
4.测力的大小。
在这里，它实现的是第一个功能。根据受载荷的情况的不同，弹簧可分为拉伸、压缩、 扭转和弯曲弹簧。根据所要求的工作状况。只需要承受拉伸。所以，应该选择拉伸弹簧。
在常用的弹簧当中，根据其应用特点和范围，我们可以选用普通的圆柱螺旋弹簧。这种 弹簧的特性线呈直线，刚度稳定，承受压力，结构简单，制造方便，应用最广泛。无特殊要 求时，可以选右旋。
弹簧的选择的一个关键是， 对弹簧的特性线和刚度的分析。 表示弹簧载荷 p 与变形l 之 间关系的曲线成为弹簧的特性线。使弹簧产生单位变形所需要的载荷成为弹簧的刚度。用h 表示。
4.9 箱体结构以及其相关设计
一台机器的总重量当中，机座和箱体等零部件的重量占很大的比例。同时在很大程度上 影响着机器的工作精度以及抗振性能。所以，正确合理的选择机座和箱体的材料，并且正确 合理的选择其结构形式和尺寸， 是减小机器质量、 节约金属材料。 提高工作精度等重要途径。
4.9.1 铸造方法
根据有关资料，机座（机架和基板等）和箱体（包括机壳等）的形式很多。按构造形式 可以分为机座类、机架类等。
本次设计到的带刀式破碎机，是固定式重型机器。而且，机座和箱体的结构复杂，刚度 要求也较高，因此，通常都是铸造。铸造材料常用便于施工而又便宜的铸铁。（包括普通灰 铸铁、球墨铸铁等）。而且该破碎机的机座，属于大型机座的制造，所以，常采用分零铸造， 然后焊成一体的办法。
4.9.2 截面形状的选择
因为绝大数的机座和箱体受力情况较为复杂，因此要产生振动，弯曲等变形。所以，当 受到弯曲或扭转时，截面形状对其刚度和强度的影响很大。所以，正确设计出合理的机座和 箱体的截面形状，可以起到既不增大截面面积，又不增大（或者减小）零件质量（材料消耗 量）的效果。而且增大了截面系数以及截面惯性矩，就能提高其强度和刚度。
在使用中，绝大数的机座和箱体都采用这种截面形状，就是这个缘故。虽然矩形截面的 弯曲强度不及工字型截面，扭转强度不及圆形截面的，但是它的扭转刚度却大得。而且采用 矩形截面的机座和箱体的内外壁比较容易装设其他的机件。所以，对机座和箱体来说，它是 结构性能较好的截面形状。
4.9.3 肋板的布置
一般地说， 增加壁厚固然可以增大机座和箱体的强度和刚度， 但不如加设肋板来得有利。 因为加设肋板时，增大强度和刚度，又可以增大壁厚的同时减小质量；因为该破碎机的机壳 是铸件，所以，对于铸件，由于不需要增加壁厚，就可以减少铸造的缺陷；对于有些焊接的 部位，壁薄时更容易保证焊接的品质。
例如为了便于砂型的安装和清除， 在考虑到铸造、 焊接工艺时以及结构要求时的限制时，
以及需要在机座内部安装其他的机件等， 往往需要把机座设计成两面敞开的，或者至少在某 些部位开出比较大的孔洞（就是该机器中的检修孔）。由于这样做，必然大大削弱了机座的 刚度，所以，加设肋板是必需的。其结构形状必须考虑到各种重要因素，主要有工艺、成本、 重量等。同时还要随具体的应用场合以及不同的工艺要求（如铸造、焊接等）而设计成不同 的结构形状。
5 专题部分
刀片结构改造及耐磨性研究
摘要:本文从理论上对刀片结构的改进进行了分析，并指出了其应用中体现的改进的 效果。考虑分析并总结了刀片寿命的各种因素，并着重从理论到应用分析了刀片材料的改进、 研制，提高耐磨性，同时从理论上、应用上对最大破碎力、刀片的合理调配进行了具体的研 究。通过对这几种因素的较详细的分析，体现了延长刀片使用寿命的可行性和方法方式的多 样性。