《錘式破碎機設計》10000字

-18-錘式破碎機設計摘要本文主要介紹了錘式破碎機的主要零部件轉子、錘頭、主軸等的設計過程，考慮各零部件合適的材料和尺寸，滿足工藝性要求的結構，能夠匹配其他零部件等。還對危險部位運用相關公式進行計算，再通過作圖進行分析，完成了對主軸的強度校核。并隨后利用Pro/E軟件對錘式破碎機的各零部件進行建模和整機裝配，并通過干涉檢查對整機模型進行了檢驗，檢驗結果表明錘式破碎機主要零部件的幾何模型是合理的。關鍵詞：錘石破碎機錘頭軸目錄摘要 Abstract 目錄 前言 1緒論 1.1破碎機簡介 1.2錘式破碎機的分類 1.3研究內容及實驗方案 1.3.1實驗方案 1.3.2研究內容 2錘式破碎機的工作原理及總體結構 2.1工作原理 2.2總體結構 3主要參數計算 3.1轉子尺寸設計及轉速確定 3.1.1轉子直徑 3.1.2轉子轉速 3.1.3轉子長度 3.2確定錘頭質量 3.3電動機選型 3.4進料口尺寸設計 4零部件選用及計算 4.1錘頭形狀設計 4.2錘架結構設計 4.3主軸設計與計算 4.3.1軸的材料選擇 4.3.2軸直徑與和長度計算 4.3.3軸的結構設計 4.3.4軸的強度校核 4.4軸承選型 4.4.1材料的選擇 4.4.2軸承類型的選擇 4.4.3軸承的游動和軸向位移 4.4.4軸承的安裝和拆卸 4.4.5滾動軸承的潤滑 4.5V帶輪結構設計與計算 4.6大帶輪結構設計 4.7箱體結構設計 4.8打擊板結構設計 5錘式破碎機零部件建模及裝配 5.1軟件簡介 5.2零部件建模 5.2.1主軸建模 5.2.2輻板建模 5.2.3錘頭建模 5.2.4箱體建模 5.3整機建模 5.3.1主軸總成建模型 5.3.2整機裝配 結論 參考文獻

前言大學四年也要即將結束，我們也在如火如荼的進行著論文的寫作中，我的大學畢業(yè)課程設計是（錘式破碎機的設計）。在這四年的大學生活中，我們掌握了許多的理論知識，但是我們終究是停留在理論層面，紙上學來終覺淺，實踐出真知，我們要將理論知識用于我們的實際生活中，我會在指導老師的指導下認真的完成最后的挑戰(zhàn)。我的畢業(yè)設計課題是錘式破碎機的設計，錘式破碎機也叫錘式粉碎機，錘式破碎機主要用于破碎中等硬或脆的材料，具有300MPa的硬度以及水分低于15％的多種物料，我們主要運用所學知識進行破碎機的結構，校準等的設計。在這次設計中，綜合自己的所學知識，提高了自己的理論用于實踐的能力，鞏固了自己的知識基礎，也拓展了了自己的知識面。1緒論1.1破碎機簡介破碎機是一種典型的用于精煉物料的機械設備，已在礦山、熱電、煤炭等行業(yè)得到廣泛應用，專門用于破碎各種粒度和硬度的礦石、煤塊或石膏等材料，或與其他設備組成連續(xù)作業(yè)流水線，實現了對物料進行精細加工的自動化操作，大大提高了生產效率。隨著科技的發(fā)展和各行業(yè)的不同需求，隨之出現了結構形式更為多樣、部件材料性能更佳的破碎機械。錘式破碎機的破碎操作主要依靠沖擊力。該沖擊力當電機工作時帶動轉子高速旋轉使物料均勻地進入破碎腔時，可以使錘頭高速旋轉并剪切撞擊物料直至破碎，破碎的物料沖向架體內的擋板、篩條，篩板可以篩選出所需粒度，不滿足要求的都會留在腔體內繼續(xù)被錘擊。碎過的材料有煤，鹽，灰燼，石膏，磚，石灰石等。也可用來破碎具有纖維結構、彈性和韌性較強的木材碎屑、紙或用來回收石棉纖維的石棉水泥廢料等。錘式破碎機可用于破碎、制砂生產線，還可用于選礦生產線。1.2錘式破碎機的分類錘破機分為：單段錘破機、高效率錘破機、打砂機、立軸錘破機、可逆錘破機、環(huán)錘錘破機等。把錘式破碎機的錘頭換成鋼環(huán)的環(huán)式破碎機，環(huán)式破碎機是錘式破碎機的變型。采用高速沖擊與低速碾壓相結合的方式破碎物料，可獲得較細的產品，主要用于破碎電廠的煤，也可用于破碎石膏、鹽化原料及一些中硬物料。1按破碎物料為煤、鹽、白亞、石膏、磚瓦、石灰石等的錘式破碎機，按轉子數分為單轉子和雙轉子。2按照轉子方向分類，可分為可逆式以及不可逆式兩種。3按錘子排列方式分類，可分為哪兩類呢？如下：單排和多排。錘安裝在同一旋轉平面上的是單排，錘分布在多個旋轉平面上的是多排。1.3研究內容及實驗方案1.3.1實驗方案畢業(yè)設計的原始數據是：破碎對象：石膏、焦炭、CaCO3；適用地點：火電廠、水泥廠、煤炭廠等；破碎度：中、細；最大排料粒度：≤20mm；最大給料粒度：＜300破碎能力：50t/h。1.3.2研究內容本文在完成研究設計錘式破碎機的工作時，主要工作在于設計計算錘式破碎機運動及動力參數，重要的零部件強度校核及選用計算，并用Pro/E軟件完成錘式破碎機關鍵零部件的建模和裝配工作。

2錘式破碎機的工作原理及總體結構2.1工作原理如圖2.1，4是主軸，3是錘架，2是錘頭，馬達驅動4將動能傳遞到3，3與2的銷軸是固定的，使2一起轉動。這時2是能夠達到高速旋轉狀態(tài)的，會砸碎進入破碎機的材料，將動能傳遞給碎料，碎料在腔體內高速碰撞殼體內壁和篦條，會二次破碎，物料之間也會相互碰撞擊碎彼此。粒度大于篦條間隙的碎料會反彈回去被錘碎，小于篦條間隙的物料從間隙中排出。4.主軸3.錘架2.錘頭1.篩條圖2.1錘式破碎機工作原理圖2.2總體結構本次設計的錘式破碎機是一種不可逆式、多排錘頭、單轉子錘式，該機器的組成為機殼、轉子、打擊板、錘頭、蓖條、襯板等，如圖2.2所示。1.篩架2.錘頭3.錘架4.銷軸5.主軸6.篩架調節(jié)裝置7.檢修門圖2.2破碎機的主要結構圖

3主要參數計算3.1轉子尺寸設計及轉速確定3.1.1轉子直徑通過最大料塊的長度來測算出轉子的直徑，計算公式如下：（3.1）其中，Dmax作為最大進料粒度，D基于該設計設備是中等類型，選取中間系數2.7故得該設備轉子轉速可通過圓周速率來進行配置，通過計算得（3.2）一般轉子圓周速率大致在18~70m/s區(qū)間范圍內。中小型設備及大型設備的v值區(qū)間及轉速分別為25~70m/s，750~1500r/min；v=18~25m/s，200~300r/min。在高速運轉的過程中，在消耗較大動力的同時，零部件的磨損度也隨之大幅度提升，從而需要更高的零部件加工工藝水平的同時對于安裝精度的要求也更加嚴苛，相較之下，低轉子圓周速率為更優(yōu)選。取v=40m/s，故3.1.3轉子長度錘式破碎機的規(guī)格、排料帶間隙大小、轉速、給料狀況、給料粒度及物體本身等因素會影響生產效率的高低，計算公式為（3.3）式中：Q——生產率，D——P——取K=38；得m。3.2確定錘頭質量錘頭的重量也是需要選擇的，太大會造成動能和離心力損失并且會損壞其他零部件，太小動能不足無法破碎物料。錘頭質量選擇采用動量定理來計算，我們知道所有的運動過程都伴隨不可避免的能量損耗，但是損耗的比例可以通過設計來進行降低，需要降低無功消耗，使物料在被錘擊后下落，在下一次破碎時，物料能夠在離心力的作用下回到原來的地方。速度損失一般可達40%至60%(根據實際經驗)：（3.4）式中：────根據動量定理，若錘頭與材料有彈性碰撞，假設料出事運動速度為0：（3.5）由（3.5）得，（3.6）式中：──由上述可得，由于是錘頭的打擊質量。而真正質量還需通過打擊擊質量的轉動先后及錘頭的轉動慣量計算，（3.7）式中：────最大物體的質量錘頭換算到打擊中點的質量：3.3電動機選型物料性質急給料循環(huán)速率會影響電機功率的損耗，產率及破碎率并未得出相應規(guī)律的計算公式，只能通過計算和分析的經驗借助實際數據進行總結得系數取0.14。采用Y系列Y280M?4三相異步電機，額定功率為90KW3.4進料口尺寸設計錘式破碎機的進料口的大小和轉子直徑一樣，所以L=D=820mm。所以寬度選擇B2D=600mm，則取B=600mm

4零部件選用及計算4.1錘頭形狀設計首先，由于矩形或梯形錘頭沖擊面，而且碰撞平衡計算中，設計理論主要有哪幾種呢？分為以下兩種：首先，錘體的碰撞中心位于錘體允許磨損高度的中心，其次，將其放在錘體的最外端。然而,它并不符合實際情況,因為每一個點的表面可能會影響材料,和行動的影響線經常偏離設置碰撞中心,導致碰撞反應部隊在銷軸上,結果是一個有害的阻力，縮短轉子軸承的壽命，甚至損壞銷軸。為了避免上面所敘述的缺點，本設計使用的是球形錘頭。我們知道在球形錘頭面上碰撞所產生的作用力將通過球心，所以在銷軸上產生的碰撞反作用力是零。4.錘柄3.螺栓2.螺母1.錘頭圖4.1錘頭結構從圖4.1中可以看出：錘頭主要由普通螺栓連接的錘柄，錘頭和連桿組成。當主軸高速運轉產生很大的離心力，錘頭需要抵抗該離心力，產生摩擦力，這樣錘頭會上下運動。4.2錘架結構設計按設計要求，每個銷軸需裝8個錘。盤形用于懸掛錘頭，共需2個盤形和7個錘架，2個盤形的公共特點是什么呢？一邊一邊用軸肩定位，另設有圓螺母和止動墊片。因此，每盤用來懸掛錘頭需要通過6根銷軸，所以平均分布6個圓孔，削軸間隙連接錘頭與錘架，這樣可以避免其側面的磨損，以達到保護盤面的目的。轉子的直徑是設計錘框架尺寸的基礎，而錘框架的尺寸取決于轉子的直徑。轉子直徑可計算盤子大小。錘架直徑取460mm，厚度取20mm。如4.2所示。結構上有厚度滿足強度要求的鍵槽，盤面被按鈕與主軸相連接，伴隨著主軸快速的旋轉。為了減輕應力需要增加平鍵的接觸面積，畢竟錘頭的沖擊力并不是一成不變的。因此可將套筒與錘架焊接在一起，圓盤之間的軸向位置取決于自身。圖4.2錘架的結構4.3主軸設計與計算軸系設計主要包含生產能力和結構設計兩部分。前者指的是強度計算。后者考慮的因素更多，軸的結構和尺寸以及制造工藝、安裝和定位、強度和剛度的計算等。工作能力通常主要取決于軸向強度，強度計算指的是穩(wěn)定性，以防止和檢查斷裂和塑性變形。為了防止過度線性變形還要進行剛度計算，對于受力更大細長軸系來說，要求更高剛度的軸系。高速軸應考慮振動穩(wěn)定性計算避免共振損傷的發(fā)生。對本文中破碎機的主軸，只需要計算強度。4.3.1軸的材料選擇軸的材料以合金鋼和碳鋼居多，其中碳鋼比合金鋼便宜但是對應力反應不是很敏感，大多軸用45號碳素鋼制成。大多軸坯是用鍛件和圓鋼軋制的。同時，疲勞強度和耐磨性可以通過化學熱處理或熱處理提高。4.3.2軸直徑與和長度計算確定了安裝方案與拆卸方案之后，就可以選擇軸的形狀。安裝的方案如下：中轉子先進行安裝，安裝好放進箱子里，然后把軸承端蓋、軸承、外軸承座放進去，最后邊是帶輪。不知道支反力作用點，也不能確定其彎矩大小和分布。這樣就不能根據主軸上特定的荷載及其引起的應力來確定主軸的直徑每一軸段的直徑要求的軸徑與其上負荷的大小有關。當直徑最初確定時，它是一般的。先選擇主軸扭矩再設計結構。首先估算處被需要的軸直徑。（4.1）多種因素考慮進來取l4.3.3軸的結構設計1.擬定軸上零件的裝配方案主軸段的長度需要被緊湊的確定，那么其他部件的安裝以及調整的空間就必須考慮到。主軸和各部件考慮了之后就能確定主軸的截面長度。配合零件的軸向尺寸和相鄰零件之間的必要間隙。文中前面的部分有計算出滑輪、轉子、飛輪的基本尺寸，這樣就可以大概確定軸的長度。如圖4.3所示。圖4.3軸的結構與裝配2.根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度（1）在A-B軸端，裝帶輪位于軸的最左邊，取，右端定位方式為套筒軸向，左端為軸端擋圈。（2）初步選定滾動軸承。我們曉得軸承比較長，在承受了軸向力以及徑向力后會產生彎矩，為了不使軸承卡死，需要選擇調心滾子軸承替代普通滾動軸承。為了達到我們的需求，根據，選擇軸承22215C/W33，其尺寸為，得，。右面采取軸肩軸向定位，該軸承定位軸肩高度h=4.5mm，取。右側滾動軸承同樣采用肩軸向定位，取，，。（3）取裝配在錘架與圓盤的軸段D?E的直徑；在D-E軸段上有7個錘架和左右2個圓盤，相鄰兩個用套筒進行軸向定位，轉子尺寸為1000mm，初步估計取轉子長度，使用圓螺母在左側加動墊片來軸向定位，右側使用軸肩定位，軸肩高度大于0.007d，取h=10mm，軸環(huán)E-F處直徑，軸環(huán)寬度b>1.4h，取。（4）因錘頭與機架壁要保持距離，軸承座在裝配時需保留安裝間隔，。截至目前，現已大致測算出各軸的直徑及尺寸3.軸上零件的軸向定位帶輪、錘架與軸的周向定位都采用平鍵連接。按照得平鍵剖面b×h=28mm×16mm，鍵槽用鍵槽銑刀處理，長18mm，為滿足錘架與軸配合有足夠的對中性，故篩選錘架輪轂與軸的配合為；同時，帶輪與軸的連通，采用平鍵18mm×11mm×180mm，帶輪與軸的配合為。滾動軸承與軸的周向定位是由過度配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差k64.確定軸上圓角與倒角尺寸取軸肩倒角為2×，每個軸肩處的圓角半徑為R2mm。4.3.4軸的強度校核根據彎曲和扭轉相結合的強度條件進行計算：此計算步驟可以根據主軸的結構設計來確定，例如主軸結構的固定尺寸，零件在主軸上的固定位置，和外部負載位置支反力的作用位置。軸心受力可求。（1）軸的載荷分析計算時，因軸承部分傳力的特性，將軸載當做為集中力。忽略其他點，僅取分布式負載的中點。通常從傳動輪轂寬度的中點計算作用在軸上的力矩，該寬度通常被視為放置在鉸鏈支架上的梁。支撐力的施加點與軸承的類型和布置有關[8-10]。圖4.4軸的載荷分布解析圖圖4.4，C點為圓周上的最大載荷點，因此這個截面變得既非常重要而又十分危險。此時，可以根據HeinrichAhMaureen公式計算作用在軸主軸上的等效彎矩(N.m)[6]（4.2）式中：——彎矩，，N.m；——轉子總質量，N；——扭矩；參照pro/e進行分析，同時根據質量相關公式，可以計算得到轉子的質量=10.9×N；則===1.36×N.m。（4.3）923×N.m。計算主軸上的相當彎矩：=1.49×N.m（2）校核軸強度在實際計算的過程中，可以按照實際彎扭合體的強度計算出軸強度校核：在對此值驗算時，僅需驗算軸上所受最大彎矩和力矩輪廓的強度即可。（4.4），可以使用。（3）提升主軸疲勞強度的方法在軸承的設計階段，除一般措施外，還能夠采取下面幾種設計方案來提升零件的疲勞強度：=1\*GB3①使主軸受力分散開。減少主軸零件的形狀和尺寸的突變，使應力集中的變化狀態(tài)盡量平穩(wěn)又均勻。為達到這個目的，我們可以在過渡處盡量使圓角半徑變大的同時，盡量控制在同一段軸線上相鄰截面的剛度變化在一個更小的范圍內。例如減荷槽法。=2\*GB3②盡可能的選擇一些疲勞強度很高的原材料，對原材料熱處理強化后再使用。③提高主軸表面光滑度?？梢园迅邞^(qū)域的主軸面加工得更平整光滑等，已達到更好的防護效果。④消除主軸面初始裂紋的發(fā)生或盡量減小其尺寸，對提高主軸面疲勞壽命有較顯著的改善效果。對重要軸段，在設計圖紙中應明確其檢測方法與要求。⑤降溫，減負。對摩擦發(fā)熱的軸頸部位設計冷卻裝置，這一方法也可以有效提高使用壽命。4.4軸承選型軸承，通常是指一些滾動軸承，隨著應用經驗的積累，根據具體工作條件，選擇市面上已經標準化的軸承來與之匹配就可以。4.4.1材料的選擇內圈、外圈、滾動體這些原件通常是由鉻鋼軸承制作而成，高溫處理之后，硬度≥HRC60，需要150℃下處理，所以，這一鍛造條件也決定其工作溫度必須＜4.4.2軸承類型的選擇目前市售軸承有很多種類，具體使用挑選時可以以所需承載情況及調心等參數作為主要依據。對于在此設計中選擇的破碎機，轉子轉速為900~1100。它的特點是主軸軸承轉速高，這會導致很大的負載，并且通常會持續(xù)很長時間經過長時間的工作，不可避免地會導致錘頭的不均勻磨損，從而導致一些不平衡的附加力。軸心軸距過大，易產生撓曲，而且難以保證軸心位置，因此確定本設計的角接觸球軸承為7200AC系列。4.4.3軸承的游動和軸向位移軸承工作時，前后之間的溫差較大。因此，為了適應軸和軸承座不同熱膨脹的影響，為了防止軸承卡住，在實際操作中，我們可將軸承一端的軸向固定，讓另外一端向固定一端做軸向移動。確保內外圈軸向相對位置不變，保證軸承工作順暢。4.4.4軸承的安裝和拆卸為方便安裝或拆卸，我們可優(yōu)先選擇內外圈可分離的軸承。圖4.5軸承座結構4.4.5滾動軸承的潤滑工作時，滾動軸承會承受著很大一部分的軸向力合徑向力，其速度值大約是n=930r/min。那么細長的軸式軸就會因振動較大而發(fā)生彎矩，綜合考量，滾動軸承使用的是油潤滑的潤滑方式。軸承座具體結構圖如圖4.8，此種軸承座的右面是嚴格密封的。4.5V帶輪結構設計與計算此元件主要是根據直徑值來選擇，它的參考直徑又與所連接電機的型號相關。根據其他要求，選擇Y280M?4型電機。這種電機滿負荷轉速1480r/min，額定轉速1500r/min。大帶輪轉速=930r/min，可以計算出傳動比。（1）確定計算功率=1.1，則（4.5）（2）選擇V帶的帶型因為、所以用D型。（3）計算帶輪的基準直徑和計算帶速v1)開始選小帶輪，計算基準直徑為，那么=355mm。對帶速v進行驗算，（4.6）由于5m/s<v<30m/s，所以帶速可以用。計算大帶輪的基準直徑。=i=1.59×355=564.45mm（4.7）選整為=560mm。確定v帶的中心距a和基準長度1）初定中心距=1500mm2）計算（4.8）=所以我們確定帶=4500mm。3）中心距a。（4.9）（5）驗算包角（6）帶的根數z1）計算單根V帶的額定功率。由=355mm和=1480r/min：=15.63kw。根據=1480r/min，i=1.59和D型帶，查得=4.45kw。，得，那么（4.10）=(15.63+4.45)×0.99×0.93=18.5kw2)計算V帶的根數z。取整數值為7根。4.6大帶輪結構設計圖4.6大帶輪分析結構大帶輪基的直徑d=560mm，d>300，有7根V帶，那么我們在這步驟就確定采用輪輻式造型。其具體結構示意圖如圖3.64.7箱體結構設計箱體一般都比較大型，尺寸較大，所以可以采用焊接的方法制作。焊模大大縮小，類似組裝模型，將小塊零件組裝成為大件，這種方法也適合制作大型金屬結構件或者是機械零件等。原料材質為15mm鋼板。機箱由兩部分組成：起承重作用的機座、阻止物料撞擊機蓋。整個箱體是個矩形體，由4塊矩形板料整體焊接而成，上部通過焊接的法蘭盤與機蓋相連，下部焊接的耳板起到與臺座連接的作用。為延長壽命，最好是將內里物料清洗干凈后再接通電源使用1.篩架調節(jié)裝置2.打擊板固定裝置圖4.7錘式破碎機的總體結構分析圖機蓋、機座兩部分構成類似，均是在上部安裝進料口，將檢修門設計在兩側壁上，上部設有進料板，物料通過此口進入打擊板，裝置(2)以及螺栓主要起固定作用。具體如圖4.7。4.8打擊板結構設計圖4.8打擊板的結構打擊板的作用是承擔被擊飛出來的物料的沖力的這些力量，同時借助這股力量將物料彈回。為達到出料面積大、產量高、能耗低的目的，打擊板采用了圖4.8所示的結構。當錘頭作用下，大顆粒的物料被拋向上腔打擊板，進錘后被粉碎，當有物料達到機器預定的粒度要求時，那么這部分物料就可以排出，有效避免了過度粉碎，提升了產量，而且減少了機器的運行時間，減少了設備運行載荷，減少了能源消耗。

5錘式破碎機零部件建模及裝配5.1軟件簡介目前，Pro/E軟件在建模中得到了廣泛的應用。通過采用參數化模塊化設計方法，使得單個數據庫能夠特征關聯(lián)控制，使得并行工程設計得以實現。一般專業(yè)的設計機構的基本設計模塊主要包括以下四個設計部分：草圖設計，部件設計，裝配設計，板材設計等，用戶可以根據需要調用相應的模塊進行設計。pro/E的全新設計理念使得操作和設計都更加簡單。Pro/E的幾何實體功能可以準確表示模型中的每個幾何特征信息。同時，軟件分配了模型的物理屬性，并獲得了模型的質量，質心和慣性等特征信息，為設計人員帶來方便。5.2零部件建模5.2.1主軸建模破碎機主軸由幾個階躍軸構成，一端與聯(lián)軸器組合，軸承支撐在殼體中，另一端支撐在軸承和軸承座中。軸心部設有具有鍵槽結構的轉子輻板。為滿足后期計算的需要，模型忽略了鍵槽結構和肩部靠近中間部分的特點。整體主軸拉伸成形后，在兩端按實際軸徑切割物料。實體模型如圖5.1。圖5.1主軸幾何模型示意圖5.2.2輻板建模破碎機構的重要組成部分—輻板，輻板有著支撐破碎轉子組織的用處。鍵槽結構讓軸心和主軸得以相連，主軸來驅動轉動；軸心周圍設有裝配孔，配合銷軸帶動銷軸與錘頭共同進行轉動，從而達到破碎的效果。在輻條模型中，進行適當的簡化，根據其尺寸比，僅保留具有幾何參數的具有裝配關系的軸銷子。此舉可以有效的避免軸向固定端蓋在有限元的分析中出現鍵槽結構和連接孔應力集中的現象。圖5.2所示為幾何模型。圖5.2輻板幾何模型5.2.3錘頭建模錘頭采用整體結構，鉸接懸掛在位于輻條之間空間的銷釘上。所述輻條板上裝有8根銷釘軸，從兩端插入2根銷釘軸，形成一個整體。破碎功能直接由錘零件完成，錘零件通常用40Cr鋼，20Mn等高硬度材料加工。根據破碎的轉子組件的關系，破碎機主要使用兩種錘頭形式，單柄錘頭和雙柄錘頭，選用這兩種錘頭的樣式可以保證旋轉平衡和提高旋轉慣量，來達到更好的破碎效果。錘頭的具體形式如圖5.3所示。圖5.3錘頭幾何模型5.2.4箱體建模錘擊破碎機殼體與鋼板焊接成箱形結構。機殼可以沿轉子中心線分為上下機殼，連接處采用螺栓連接。上殼的上方是一個進料口。下殼的底部用地腳螺栓固定在地面上，具有一定的剛性。在破碎過程中，為了承受振動荷載和破碎機的整體剛度，需要在板外加肋。機箱側壁有一小門，由液壓元件控制，檢修方便。建模過程中破碎機的殼體結構簡化如下：（1）適當增加箱體與各個組件配合部位的尺寸，忽略液壓元件和電氣元件，造成質量降低；（2）省略了螺栓孔的結構和相應的凸臺，從而使上下殼一體形成。在圖5.4中給出了基于上述簡化原理的殼體幾何模型。圖5.4殼體幾何模型5.3整機建模5.3.1主軸總成建模型本次設計的錘式破碎機主軸總成主要由：傳動軸、端部輻板、間隔輻板、錘頭等部分組成。主軸部件的建模完成后，這些部件被組裝起來。那么工作原理為：主軸通過軸承安裝在殼體兩側的軸承座上，電機通過彈性聯(lián)軸器來使主軸直接轉動。軸系上有12排輻板，輻板通過按鍵與軸系相連。襯墊安裝在輻板相間。兩端都需要用螺母固定，以免輻條軸向移動。錘子鉸鏈懸掛在輻條中間的銷釘上。上述四個孔在網的正交方向上與銷釘結合，所述八個銷軸分別由所述輻板的左、右連接，用螺母緊固。轉子圓周上有4個錘頭，轉子圓周上有5個錘頭(左右兩端雙柄錘頭)或6個錘頭(全部單柄錘頭)。采用預設自由度約束條件下的主軸總成，選擇主軸總成中的主軸作為裝配基準部件。先將端面輻條裝配在兩側，在端面輻條軸與主軸軸之間建立同軸約束，那么與肩平面就是對齊限制的關系。間隔輻板支撐著銷軸和分離開的錘頭，間隔輻條在端輻條之間等距排列，與主軸支承銷相連，用來傳遞來自主軸的動能。軸線與主軸上有設計在間隔網的同軸約束；同軸約束設計于間隔網的銷軸和端網的銷軸上。根據分區(qū)之間的距離，以對齊和偏移的方式確定間隔網的軸向位置。在這之后組裝銷。同軸上的兩個錘銷自兩端穿透，進而對以上所述所得到的銷與一組軸孔的軸的同軸度形成約束；在銷釘端部與端板端部之間創(chuàng)建對準約束；銷軸面與主軸面之間的夾角可同時設置，這是一種限制(可設為0°)。然后組裝錘頭，將錘頭通過銷孔與銷軸結合，并使用墊片進行軸向加固和定位。組裝時，使錘子銷孔和銷軸的同軸度產生互相制約的關系；在位于鄰近輻條的中間建立錘頭的軸向偏移；與此同時將錘頭與裝配體的部分，在平面上形成固定的角度約束。經過以上裝配步驟使錘頭全部約束固定。設定空隙大小和旋轉角度，所有錘頭以數組方式組合。支承和支承座通過軸肩與主軸相連。把軸承和支承組合在一起，沒有考慮軸承彈性對整體結構的影響。因此將軸承的軸線與主軸之間創(chuàng)立同軸約束；使用對中偏置的方法來估算軸承座與軸承之間的軸向位置；在軸承座的底表面與主軸線同軸地之間設置一個固定的平面角，從而在軸承座上完成了充分的制約關系。轉子組件的裝配結構類似于圖5.5。圖5.5主軸總成結構示意圖5.3.2整機裝配進行整機組裝的時候，以殼體作為組裝基礎，殼體以默認方式來進行完全約束。隨后組裝成弧形反擊板，使反擊板的外壁和殼體內壁的弧形面相匹配，反擊板的兩面和弧形邊相對齊。然后按次序組裝所有的篩板，從而完成外殼組件組裝。增加主軸組件，使主軸軸線與外殼的主軸孔的軸線對齊，并限制軸承座與外殼的上組件表面對齊。在端面