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JX14-79
【JX14-79】旋回破碎机设计
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【JX14-79】旋回破碎机设计,JX14-79,【JX14-79】旋回破碎机设计
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1 绪论1.1引言破碎机械是对固体物料施加机械力，克服物料的内聚力，使之破裂成小块物料的设备。破碎机械所施加的机械力，可以是挤压力、劈裂力、弯曲力、剪切力、冲击力等，在一般机械中大多是两种或两种以上机械力的综合。对于坚硬的物料，适宜采用产生弯曲和劈裂作用的破碎机械；对于脆性和塑性的物料，适宜采用产生冲击和劈裂作用的机械；对于粘性和韧性的物料，适宜采用产生挤压和辗磨作用的机械。在矿山工程和建设工程上，破碎机械多用来破碎爆破开采所的的天然石料，使之成为规定尺寸的矿石或碎石。在硅酸盐工业中，固体原料，燃料和半成品需要经过各种破碎加工，使其粒度达到各道工序所需要的尺寸，以便进一步加工操作。通常的破碎过程，有粗碎、中碎、细碎三种。其入料粒度和出料粒度，如表1所示。所采用的破碎机械相应地也有粗碎机、中碎机和细碎机三种。表1 物料粗碎、中碎、细碎的划分 （mm）类 别入料粒度出料粒度粗碎中碎细碎3009001003505010010035020100515 制备水泥、石灰时，细碎后的物料，还需进一步粉磨成粉末。按照粉磨程度，可以分为粗磨、细磨、超细磨三种。所采用的粉磨机械相应地有粗磨机、细磨机和超细磨机三种。在加工过程中，破碎机的效率要比粉磨机高得多，先破碎在粉磨，能显著的提高加工效率，也降低电能消耗。工业上常用的物料破碎前的平均粒度D与破碎后的平均粒度d之比来衡量破碎过程中物料尺寸变化情况，比值i称为破碎比（即平均破碎比） 为了简易表示物料破碎程度和比较各种破碎机的主要性能，也可以用破碎机的最大进料口尺寸与最大出料口尺寸之比来作为破碎比，称为标称破碎比，在实际破碎加工时，装人破碎机的最大物料尺寸，一般总是小于容许的最大进料口尺寸，所以，平均破碎比只相当于标准迫破碎比的0.70.9。每种破碎机的的破比有一定的限度，破碎机械的破碎比一般是i=330。如果物料破碎的加工要求超过一种破碎机的破碎比则必须采用两台或多台破碎机串连加工 ，称为多级破碎。多级破碎时，原料尺寸与最终成品尺寸之比，称为破碎总比，如果各级破碎比个是、 ，则总破碎比是。 破碎机械常用的类型有：颚式破碎机、圆锥破碎机、旋回破碎机、锤式破碎机、辊式破碎机等。由于构造和作用的不同，各类破碎机的适用范围是：颚式破碎机和圆锥破碎机适合于破碎非常坚硬的岩石块（极限抗压强度在150300MPa）；旋回破碎机适合破碎坚硬（极限抗压强度在100MPa以上）和中等硬度（极限抗压强度在100MPa左右）岩石块；锤式破碎机适合于破碎中等硬度的脆性岩石（极限抗压强度在100MPa以下）；辊式破碎机适合于破碎中等硬度的韧性岩石（极限抗压强度在70MPa左右）。实际选用时，还应根据具体情况考虑下列因素：1） 物料的物理性质，如易碎性、粘性、水分泥沙含量和最大给料尺寸等；2） 成品的总生产量和级配要求，据以选择破碎机类型和生产能力；3） 技术经济指标，做到即合乎质量。数量的要求、操作方便、工作可靠，又最大限度地节省费用。1.2物料破碎的意义和破碎流程 凡用外力特大颗粒物料变成小颗粒物料的过程，都叫破碎所使用的机械叫破碎机。凡用外力将小颗粒物料变成粉体物料的过程，叫粉碎或磨碎，简称粉磨。它所使用的机械叫粉磨机械。将破碎和粉磨联合起来简称碎磨，所使用的机械简称碎磨机械。物料碎磨的目的是：增加物料的比表面积，制备混凝土骨料与人造砂；使矿石中有用成分解离；为原料下一步加工作准备或便于使用。随着当代社会经济的迅速发展，各种金属、非金属、化工矿物，以及水泥、建材等物料的社会需求量和生产规模日益扩大，需碎磨的物料量迅速增加。90年代以来，全世界每年经碎磨的物料量达到100亿吨以上。我国脆性物料年产量已达到约15亿吨，其中铁矿石约2.4亿吨，有色金属矿石1亿多吨小非金属矿物2.3亿多吨，化工矿物0.3亿多吨，水泥约4亿吨，建材用石灰石4.7亿多吨。这些物料绝大部分都要经过碎磨，可见破碎和粉体在国民经济中发挥着巨大的作用。 在选矿工业中，选矿厂碎磨作业的生产费用，平均要占全部费用的40以上，而磨碎设备的投资占选矿厂总投资的60左右。 在水泥工业中，水泥厂碎磨作业费用约占生产成本的30%，破碎机械的耗电量占全厂耗电量的10以上。基于上述情况，要求从事碎磨工艺及设备的工作者，必须不断改善碎磨作业持别是研制新型高效节能碎磨机械和改进现在碎磨机械，对于达到优质、高产、低本底，低消耗只合非常重要的意义。1.3对破碎机的要求一台优质破碎机必须满足以下各方面的要求：1)破碎比越大越好。大破碎比可以简化设备流程、降低基建费用和检修费用，使于维护管理2)能耗越低越好。能耗是指破碎机破碎每吨物料所消耗的电能。破碎单位物料所消耗kWh/t越低越好。3)生产率越高越好。对于同一规格的破碎机，破碎机的电动机功率一样，生产率高不仅能提高产量，并可降低能耗。因此，生产率是破碎机最重要的性能指标。4)钢耗越低越好。这里所说的钢耗，是指破碎一吨物料，齿板磨损掉多少克。它标志所板(衬板)使用寿命。钢耗越低，说明衬板寿命越长，即易损件寿命越长。5)产品质量高。产品质量是指破碎后物料粒度和粒形。从“多碎少磨”的节能角度看产品粒度越细越好。有时对粒形要求严格，如作为混凝土骨料，要求产品颗粒为立方体为好。对碎石来讲还是物度整齐均匀为好。6)重量要轻。所谓破碎机重量轻，是指每吨机重的生产率高和每吨机重的功率低。7)破碎机结构简单，便于制造。破碎机结构简单，使用维护较方便，也容易加工制造，降低成本。8)破碎机安全可靠。在机器运转和开、停车的过程中，必须保证人员和设备安全，在规定的时间内和规定的条件下，要求破碎机不发生或少发生故障、即便发生故障也应容易修复。9)破碎机适用范围越广越好。10)破碎机应便于安装运输。1.4破碎机发展概况从1953年开始生产侧面排矿的旋回破碎机，于1958年白行设计制造中心排矿的500、700、900、1200旋回破碎机之后，为了适应水泥行业的需要1959年又制造了700、1000、1200颚旋式破碎机，并制造了500、700、900、1200底部单缸液压旋回破碎机。为了满足冶金工业发展需要，1970年研制了大型旋回破碎机。也曾设计制造顶部单缸900液压旋回破碎机，并装有自动调整排料口与过铁报警装置，但在某矿使用效果不佳。径过多年实践摸索，于80年代研制1200/140轻型底部单缸液压族回破碎机，经运转实践证明效果很好。近轻型底部单缸液压族回破碎机，经运转实践证明效果很好。近几年又研制出PXl400/170底部单鼓液压旋回破碎机，其设计能力为175t/h，实际达到2508吨小，是设计值的1.6倍，同时其排料中细颗粒含量较多，大于排料口尺寸的颗粒仅占17.4%设备向大型化发展是国外矿山机械的普遍趋势。为了提高生产效率，简化生产流程。降低基建投资和操作维修费用等均要求矿山机械设备向大型化发展。特别是矿石品性日趋贫化、采矿和选矿规模不断增加以及能源费用急剧上涨，故尽力采用向效， 节能、低消耗的大型设备。近年来这些大型设备成功的应用，证明了机械大型的优越性。但是，对旋回破碎机却有些例外，它的人型化发展很缓慢，从70年代末到目前，最大规格的旋回破碎机也仅仅是3000mm，经实践证明，它的大型化并不像其它矿山机械设备大型化那样优越。所以旋回破碎机则向南能化发展，并经实践巴取得成功。综上所述：输入破碎机更多的能量，是中细碎旋回破碎机特别是超细碎机发挥更大效率的关键。能量的增加既可提高破碎机产量又可降低产品粒度。2 总体方案设计2.1旋回破碎机的类型根据破碎腔型不同，旋回破碎机可分为：标准型（中碎用）、中间型（中、细碎用）、和短头型（细碎用）三种型式，其中以标准型和短头型应用最广。2.2旋回破碎机的工作原理 图2.1 旋回破碎机1 马达； 2传动轴； 3伞齿轮； 4偏心轴套 5主轴； 6动锥； 7定锥； 8球面轴承 D动锥底部直径如图2.1所示，破碎机马达1的动力由传动轴2、伞齿轮（圆锥齿轮）3带动偏心轴套4而旋转。主轴5插在偏心轴套的锥形孔里，动锥6固装在主轴上并支持在球面轴承8上。随着偏心轴套的旋转，动锥6的中心线OO1以O为顶点绕破碎机中心线OO2作锥面运动。这样，当动锥中心线OO1转到图示位置时，动锥靠近定锥7，则矿石处于被挤压和破碎状态，而动锥另一面离开定锥，此时被挤碎了的矿石靠自重从两锥体底部排出。旋回破碎机是随动锥转动连续的进行破碎矿石，所以它比其他破碎机生产率高而工作又比较平稳。 图2.2 旋回破碎机1机架下盖；2止推盘了；3偏心轴套；4直衬套；5机架中心套筒；6大伞齿轮； 7平衡重；8方销；9进水管口；10机架；11球面轴承座；12球面轴承； 13挡油环14衬板；15弹簧；16毛毡密封；17固定环（支承环）；18弧形齿板；19锁紧螺帽；20制动齿板；21分矿盘；22漏斗；23支承罩；24“U”型螺栓；25定锥衬板；26耳环；27注黄油孔；28调整环；29螺栓；30动锥；31领缘；32环形油槽；33排水管口；34传动轴套筒；35小伞齿轮；36排油口；37锥衬套；38主轴；39进油口2.3简述各部分结构及功用图2.2的旋回破碎机由下列主要部分组成：机架部分；传动轴部分；偏心轴套部分；球面轴承部分；动锥部分；调整环部分。图中的机架部分是整个破碎机的主体，所有部分都装在机架上，它被四个地脚螺栓固定在基础上。传动轴套筒34插入机架中心套筒5中，用螺钉固定。中心套筒里压入直衬套4（也叫直铜套）。直衬套原来用青铜材料制作，由于尼龙轴承有许多优点，所以，目前很多厂矿已改用尼龙直衬套代替直铜套，使用效果很好。但今后使用尼龙轴承是发展方向。为了防止直衬套上串，在直衬套的上口开两个缺口，装一压板将其压住。传动部分装在机架传动轴套内，它的前端小伞齿轮和偏心轴套上的大伞齿轮相啮合。其另一端借联轴器与电动机相连接。旋回破碎机传动轴的轴承，有滚动轴承也有滑动轴承。采用滚动轴承的破碎机，有时由于滚动轴承承受很大的冲击力而遭损坏，所以必须采用较好的轴承。偏心轴套部分是由偏心轴套3、大伞齿轮6和锥衬套37组成。锥衬套原来用青铜或用巴比合金制作，现在用尼龙锥衬套的。锥衬套压装在偏心轴套的锥形孔里并在其上部缺口处铸锌加固。大伞齿轮与偏心轴套之间是用键连接。为了平衡动锥30的惯性力和使偏心轴套与直衬套沿全长接触，大伞齿轮齿轮顶部装有平衡重7。偏心轴套被支承在四片止推盘2和机架下盖1上，最下面一片铜盘沿圆周方向有三个爪卡在端盖1的槽中，所以它是不转动的；最上面一片钢的止推盘用销子与偏心轴套相联，能随偏心轴套转动，而中间两片止推盘自由的放在上下两盘中间。这两片中，上面一片是铜的，呈平盘状，下面一片是钢的，表面有径向润滑油沟。原来上面一片铜板由于没有径向限位，在运转中，沿外圈碰损很严重，寿命很短。球面轴承部分有球面轴承座11和球面轴承（球面瓦）12组成。球面瓦用销子固定在球面轴承座上，其上有回油孔而球面轴承座外圈有档油环13，防止从轴面瓦外缘挤出的油进入防尘水中。球面轴承座上有一圈环形沟槽32是为装防尘水用的。球面轴承座的下部止口与机器上的环形加工面相配合。球面轴承原来也是用青铜材料制作的。现在也有采用尼龙球面轴承的。随着对尼龙轴承的不断地试验改进，此种轴承将会越来越多地被采用。动锥部分由动锥体和主轴38组成，用热压配合装配在一起。动锥的外表面装有锰钢衬板14。为了使它们之间紧密贴合，中间铸以锌。上部用锁紧螺帽19锁紧。在锁紧螺帽的顶部装有分矿盘21。为了防止破碎机工作时锁紧螺帽退扣，装有制动齿板20。制动齿板的外齿卡在锁紧螺帽的内齿中，而制动齿板下面的方形键卡在主轴头部的缺口内，以防止主轴与锁紧螺帽的相对运动。矿石从给矿漏斗22落到分矿盘上，随分矿盘不断的幌动，矿石便被均匀地分配到破碎腔里。破碎后的矿石，从两锥体下部落地运输带上。调整环部分也是一个动锥体，其外圆锥表面有锯齿形螺纹，而内部锥体上有七个缺口，定锥衬板25上面相应地有八个耳环26。用“U”形螺栓24穿过缺口钩在耳环上，将定锥衬板固定在调整环28上。调整环与固定环17靠锯齿形螺纹联接；借旋转调整环使定锥上升或下降，从而改变破碎机排矿口大小。因调整环是右螺纹，所以向右旋转调整环排矿口便减小；向左旋转调整环，则排矿口增大。为了防止调整环自动退扣，用弧形齿板18锁紧。为了保护螺纹和使调整环容易转动以及不让灰尘浸入，在固定环17的径向方向上有加注黄油的孔27和在其下端装设有毛毡密封16。固定环（也叫支撑环）的锥面与机架上部的锥面相配合，固定环沿圆周方向有16组弹簧15，每组有10支，每组用5根螺栓将弹簧压在两托盘之间，靠弹簧的张力把固定环压在机架上。这样，当不能破碎的物料落入破碎腔时能起保险作用。破碎机的传动轴承、止推盘、锥衬套和主轴、直衬套与偏心轴套以及球面轴承的表面是相对运动的摩擦表面。为了保证破碎机正常运转，各摩擦表面必须要很好的进行润滑与防尘。防尘装置：中细碎旋回破碎机比粗碎旋回破碎机产生灰尘更加严重，因此要求它有完善的防尘装置。目前弹簧式中细碎旋回破碎机都是用水封防尘装置。在球面轴承座上有盛水的环形沟槽15，而在动锥上焊有截锥形的领缘34，其下端插入沟槽15的水中，领缘把灰尘挡住，使它落入水槽中，不让灰尘进入破碎机内部。防尘水从进入水管口35进入沟槽，充满后从排水管口36流走，同时把落入水中的灰尘带走。破碎机的润滑：破碎机各摩擦表面都是采用稀油循环润滑。油从中心套筒的端盖上的进油孔37进入偏心轴套的止推盘中，由于止推盘上有放射状的油沟，油流过中心孔时也同时进入各沟槽润滑止推盘；油经止推盘中心孔沿偏心轴套内外表面和主轴上的中心孔上升，同时也润滑各摩擦表面，最后润滑球面轴承和伞齿轮，从伞齿轮上甩下的油顺排油孔38排出。轴承是采用单独的油路给油和排油进行循环润滑。破碎机的保险装置：它是装在机架一圈的16组弹簧。当不能破碎的物料进入破碎机时，定锥与固定环向上抬起，并压缩弹簧，增大动锥与定锥表面间的距离，使不能破碎的物料经排矿口排出，从而保护破碎机不受损坏。之后固定环和调整环借弹簧的张力恢复原位。这样，能在一定程度上保证破碎机的安全。 3 旋回破碎机的结构参数和工作参数的选择与计算3.1结构参数3.1.1给矿口宽度与排矿口宽度 给矿口宽度，给矿粒度D系根据选矿流程决定。排矿口宽度应该有一个调整范围，以供破碎各种硬度矿石的需要。本人设计的旋回破碎机用于中碎，最大给矿粒度初选260mm，即最大给矿口宽度B初选312325mm.图3.1 旋回破碎机的啮角和平行带对于不同硬度的矿石，其排矿的过大颗粒系数（dmax是产品的最大粒度，e是排矿口宽度）不同。对于中碎用旋回破碎机来说，破碎硬矿石时Z=2.4；中硬矿石Z=1.9软矿石Z=1.6。确定中碎用旋回破碎机的排矿口宽度时，必须考虑产品中过大颗粒对细碎破碎机给矿粒度的影响，因为中碎用破碎机一般不设检查筛分。3.1.2啮角 由文献5，4-1可知，旋回破碎机的啮角仍需满足下列要求： （3.1）式中、破碎锥与固定锥的锥面倾斜角。 破碎锥轴线与机器中心线的夹角一般，。 矿石与衬板之间的摩擦角。设计时，通常取。中碎用旋回破碎机取；在不断增加结构尺寸的情况下，尽量增大，这样可以提高机器的生产率。本设计中采用的 3.1.3破碎机的摆动行程 图3.2 破碎锥的摆动行程破碎锥的摆动行程s（排矿口平面内的破碎锥轴线的摆动行程）由图3.2所示的几何关系计算得： （3.2）式中 r 破碎锥轴线在排矿口平面内的偏向距；H 破碎锥下边缘到球面中心O点的高度。 mm破碎锥下部A点的行程为： （3.3）式中 L 破碎锥母线长度。 mm3.1.4平行碎矿区l为了保证破碎机的产品到达一定的细度和均匀度，旋回破碎机的破碎腔下部必须设有平行碎矿区。在平行碎矿区内物料至少要受一次检查性破碎。由文献5，4-4可知，对于标准型旋回破碎，平行碎矿区的长度可按下式确定： （3.4）式中D是破碎锥的底部直径。 mm取为170毫米。3.2工作参数3.2.1破碎锥的摆动次数 旋回破碎机破碎锥的倾角较小，在破碎锥下部还有不同长度的平行碎矿区，故破碎了的矿石几乎没有可能自由下落，多半靠矿石自重沿破碎锥斜面而排出，因此，旋回破碎机破碎锥的摆动次数是根据它的排矿特点来进行设计的。 图3.3 矿石在破碎锥上所受的力图3.3表示已破碎的矿石从平行碎矿区的始点滑到末点时所受的力。矿石重力分力、摩擦力和离心惯性力P。但是，惯性力P随时间而改变自己的方向，在破碎锥摆动一次的时间内，它对矿石下滑的影响平均为零，因此可以不考虑。由图3.3知矿石沿破碎锥平行碎矿区下滑时产生的加速度按下式确定： 故 式中 f矿石与破碎锥表面的摩擦系数，一般f=0.250.35； g重力加速度，g=9.81m/s。假定矿石以等加速度在破碎锥摆动一次的时间t秒内滑过平行碎矿区长度l厘米，故 则 次/分 （3.5）公式（3.5）系指标准型旋回破碎机而言。上述理论计算公式系根据全部矿石都按自由下滑的条件来考虑，事实上必有一部分矿石呈现跳跃式运动，不能保证矿石在平行区内受12次破碎，可能造成产品粒度过大。因此，适当地提高按上述公式计算的旋回破碎机的转速（可提高10%）,既可以增加矿石在破碎腔内特别是在平行区内的受冲击次数，使合格产品粒度增多，破碎机本身产量增加，同时，还可以减少闭路碎矿作业中的矿石循环量和对筛面的磨损，而且有利于提高下段破碎或磨碎设备的产量。但是转速也不能过高，以免过分增加破碎矿石时的离心力，反而影响矿石下滑速度，影响排矿和产量。由文献5，4-6可知，旋回破碎机实际有利转速可以用下列经验公式计算： 次/分 （3.6）式中 D破碎锥底部直径，米。 次/分3.2.2生产率旋回破碎机的生产率与矿石性质（可碎性、比重、节理、粒度组成等）、机器的类型、规格、以及破碎机操作条件（破碎笔、负荷系数、给瓯矿均匀程度）等因素有关，同时还与破碎机在选矿工艺流程中的配置情况有关。目前还没有把所有这些因素全部包括进去的理论计算方法，一般多采用经验公式进行概略计算，并根据实际条件加以校正。由文献5，4-7可知，在开路破碎时，旋回破碎机的生产率按下式计算： 吨/小时 （3.7）式中 K矿石的可碎性系数，查表得K=1.0； K破碎比的修正系数，查表由插值法得K=1.131.23； 单位排矿口宽度的生产能力，查表由插值法得=12.6713.67； 排矿口宽度，e=60； 矿石的松散比重，取=0.94。 吨/小时 吨/小时由文献5，4-8可知，在闭路破碎时，旋回破碎机的生产能力按闭路通过矿量来计算： 吨/小时 （3.8） 式中 Q开路时破碎机的生产能力，顿/小时； K闭路时平面给矿粒度变细的系数，标准型取K=1.34。 吨/小时所以此旋回破碎机的生产能力为500800吨/小时。3.2.3电动机功率由文献5，4-9可知，旋回破碎机的电动机功率可按下列经验公式计算： （3.9）式中 D破碎锥底部直径，米。 KW查表得实际选用的电动机功率为200KW。3.3旋回破碎机的运动学旋回破碎机具有在空间摆动的破碎锥。破碎锥的轴线与机器中心线相交于O点，其夹角为。破碎机运转时，破碎锥轴线对机器中心线作圆锥面运动，其锥顶为球面轴承O。O点在破碎锥的运动过程中始终保持静止。因此，破碎锥的运动可视为刚体绕定点的转动。由于破碎锥支承装置的结构特点，破碎锥不仅随偏心轴套的偏心孔绕机器的中心线作旋转运动，而且还绕自己的轴线旋转。 图3.4 破碎锥的角速度向量图 因此破碎锥的运动是由两种旋转运动组成：进给运动或牵连运动破碎锥绕机器中心线作旋转运动；自转运动或相对运动破碎锥绕自己的轴线作旋转运动。破碎锥的这种复杂运动称为规则运动。这种运动可以归结为破碎锥绕瞬时轴线旋转的角速度向量是进给角速度向量和自转角速度向量的几何和，即按平行四边形法则而相加。角速度向量的所在线与物体的转动轴相重合，角速度向量的方向由右螺旋规则决定。破碎锥的进动角速度向量、自转角速度向量和绝对角速度向量在坐标轴上ox和oz上的投影为： （310）解上列联立方程组得： 图3.5 与角的关系曲线 （3.11）式中为瞬时轴线与机器中心线之间的夹角。 当和为定值时，则的函数关系如图3.5。从图中可以看出，当时，有最小值： （3.12） 当时，则有最大值： （3.13） 破碎机在空载运转时和又载运转时，破碎锥的瞬时轴线位置是不同的。破碎机在空载运转时，由于安装或制造的质量，或球面轴承和偏心轴套内孔的润滑等情况的变化，可能出现两种极限情况：图3.6 空载时破碎锥的角速度 向量图（1）当时，则，即破碎锥的瞬时轴线与破碎机的中心线重合，也就是瞬时轴线的最终位置。这种情况表明破碎锥与偏心轴套一起转动。产生的原因则是由于安装或制造的误差，造成破碎锥主轴与偏心轴套内孔局部接触，或因润滑不好、轴与偏心轴套内孔之间的间隙过小而使主轴被偏心轴套抱住。这种情况是绝对不允许的。（2）当时，说明安装质量和制造质量以及润滑都很好。根据平行四边形法则可以求得的大小和方向。从图3.6中可以看出，由于，故为等腰三角形，因此， （3.14）所以，旋回破碎机的。的大小可由下式确定： （3.15）根据以上分析，破碎机空载时，破碎锥的绝对角速度的转动方向始终与偏心轴套的回转方向相同。根据实践，破碎机正常运转时，破碎锥的绝对转数为转/分，即。 图3.7 有载时破碎锥的速度计算图破碎机有载运转时，矿石对破碎锥表面的摩擦力大大地超过了作用在破碎锥的上部支承点和偏心轴套内孔对破碎锥的摩擦力，因此，破碎锥就以通过球迷中心和破碎锥与矿石的接触点的连线为瞬时轴线（由于接触点是变化的，可以近似的区破碎锥的母线位瞬时轴线）沿位于破碎腔内的矿石层作无滑动的滚动。滚动的角速度可由破碎锥轴线上的B点绕以破碎锥母线位瞬时轴线转动时的速度来确定。轴上的B点以角速度绕瞬时轴线转动，故B点的速度为： 式中c为B点至瞬时轴线（破碎锥的母线）的垂距。轴上的B点又以角速度绕oz轴转动，故B点的速度亦为： 式中为B点之oz轴的垂距。因此，则知： 即 （3.16）式中负号表示的转动方向与的转动方向相反。根据破碎机的结构尺寸，通常， 。破碎机又载运转时，。破碎机的绝对角速度的转动方向与偏心轴套的转动方向相反。3.4旋回破碎机的动力学 图3.8 牵连惯性力对ox,oy,oz轴的力矩旋回破碎机的破碎锥和偏心轴套的质心都不再其回转中心线上，故在运转过程中，必然要产生惯性力和对固定点o的惯性力矩。它们作用于机架上时，则为一种周期性的动载荷，因而引起机架的振动和偏心轴套的偏斜，严重影响机器的正常运转。因此，必须研究产生的惯性力和惯性力矩的大小和方向，以便采取措施消除其有害的影响。3.4.1破碎锥的惯性力和惯性力矩 根据旋回破碎机的运动学分析，旋回破碎机的破碎锥是作规则运动。为使破碎锥作规则运动，必须在其上加一具有一定大小和方向的固定点o的外力力矩，反过来说，在迫使破碎锥作这种运动时，在破碎锥上将作用有与外力力矩大小相等方向相反的惯性力矩。作用在破碎锥上的惯性力矩可以用下述方法确定。 以固定点o为原点，取定坐标系oxyz,是oz轴（即角速度向量的方向）与破碎机中心线重合（图3.8）；取动坐标系，使轴（即相对角速度向量的方向）与破碎锥的轴线重合，并且使轴位于oz轴与轴构成的垂直平面内，则轴垂直于该平面。从轴的正向一端看去，由到转到一个角的方向是正的转向，即反时针的方向。将破碎锥分成许多垂直并对称于轴的薄圆片。另表示任一薄圆片上的质点，其绝对加速度为： （3.17）式中 牵连加速度，； 为至oz轴的垂距； 相对加速度，； 为至轴的垂距； 哥式加速度，；为的相对加速度。设为质点的质量，则加于质点的质量，则加于质点上的惯性力为： （3.18）下面就分别确定牵连惯性力、相对惯性力、哥式惯性力对、轴的力矩。（1） 牵连惯性力对、轴的力矩将质点的牵连力沿定坐标轴ox、oy分解为： （3.19）因此，则可写出质点系的牵连惯性力的分力对、轴的力矩为：（沿坐标轴方向的力矩向量为正）： （3.20）由图3.8可知： （3.21）将公式（3.21）分别代入公式（3.20）中得： 因为破碎锥对称于，所以破碎锥对于轴的离心转动惯量。 式中，和分别为至，轴的距离，所以和分别为破碎锥对和轴的转动惯量。 式中，。（2）相对惯性力对、轴的力矩 相对角速度为常数，故相对加速度只有向心加速度。因破碎锥对称与轴，所以破碎锥内每两个对称质点的相对惯性力总是大小相等，方向相反。它们互相抵消，因而对与任何轴的力矩为零。（3）哥式加速度对、轴的力矩将移到处，并沿和轴分解为和，其值为： 和组成的平面与坐标面平行，因此，哥式加速度沿和轴的分量为（图3.9）： 其方向沿线的离心方向。 图3. 9 哥氏惯性力对ox,oy,oz轴的力矩 图3.10 哥氏惯性力对ox,oy,oz轴的力矩 其方向垂直于平面而与轴反向。因此，对应于哥式加速度分量的惯性力为： （3.22）都通过轴，而且破碎锥内每两个对称质点的这种惯性力彼此平衡，因而整个破碎锥的这种惯性力也成平衡，故其对于任何轴的力矩皆为零。而的方向与轴一致。与对称的质点的惯性力具有同样大小，但方向相反。因此，这两个质点的惯性力组成一个力偶，作用面平行于坐标面，力偶矩等于： 整个破碎锥的哥式惯性力由在平行平面内的这些力偶组成，它们对于、轴得力矩为： （3.23） 因破碎锥对轴是对称的，故 式中代表一对质点的质量。因此可知： 由上述可知，各惯性力对、轴的力矩之和为： （3.24） 为了计算破碎锥的转动惯量和，可把破碎锥及其心轴分成许多简单形状的单元体（图3.10），由下式分别求出每个单元体的转动惯量和，然后取其总合即为和。转动惯量的计算公式如下： （3.25） 式中 每个单元体的质量； 破碎锥及其心轴材料的比重，吨/米； 重力加速度，米/秒； 及破碎锥的轴线到相应单元体的边缘的距离，米； 及破碎锥的悬挂点到单元体的边缘的距离，米。破碎锥绕破碎机中心线以等角速度回转时，根据质心运动定理，破损锥的惯性力为： 图3.10 破碎锥转动惯量近似确定法 （3.26）式中 破碎锥的质量； 破碎锥的质心到破碎机中心线的距离。破碎锥的惯性力作用线到固定点o的距离为： （3.27） 通过公式初步估算一下： m惯性力位于水平方向，不通过破碎锥的质心。3.4.2偏心轴套的惯性力由于偏心轴套的质心不在其回转轴线上，因此，它在旋转中也产生惯性力，其值等于偏心轴套内锥孔所包容的质量，以相同的角速度绕同一轴线旋转时产生的惯性力，但方向相反。惯性力的大小和作用点的位置可用积分方法确定： （3.28） （3.29） 式中 偏心孔体的微分惯性力； 偏心孔体的微分体积； 偏心轴套的比重； 的重心到回转轴线的距离； 图3.11 偏心轴套的惯性力 从偏心轴套的上平面到作用线的距离； 图3.12 偏心轴套的惯性力 从偏心轴套的上平面到的合力作用线的距离。偏心轴套的各几何尺寸见图3.11。根据图可以写出： 将、和值代入公式和公式中，积分得： （3.30） （3.31） N m3.5偏心部分的运动状态旋回破碎机动锥的运动是由电动机经传动轴、小伞齿轮、大伞齿轮（与偏心轴套固联在一起）驱动主轴，使动锥轴线以O为顶点，绕破碎机中心线作锥面运动。同时，动锥还绕本身轴线自转。这样的运动叫旋回运动。 偏心部分的运动状态 图3.12 动锥上的作用力 所谓偏向部分的运动状态是指：孔载荷有载时注重在锥衬套里和偏心轴套在直衬套支靠在哪一边的问题。破碎机偏心部件的运动状态是由作用力大小、方向和着力点所决定。为了找到偏心部分的运动状态，就必须求出动锥对O点的力矩方程。空载时，作用在动锥上的力有：锥的自重G，动锥的惯性力，平衡重的惯性力，偏心轴套的惯性力和其它作用力。为了简化，动锥自重G和其它作用力可省略不计，求得对球面中心点O的力矩方程式为： 旋回破碎机的主轴和偏心轴套支靠在哪一边，根据上公式可有三种情况：1) 当时，也就是没有平衡重或平衡重较小时，破碎机主轴和偏心轴套的薄边靠在直衬套的左侧。2) 当时，也就是有平衡重并平衡重较大时，破碎机主轴靠在偏心轴套的薄边，而偏心轴套靠在直衬套的右边。3) 当时，也就是使动锥惯性力完全平衡，实际上这是不可能的。当破碎机又载时，不管哪种情况在破碎力的作用下，动锥主轴俄偏心轴套都靠在直衬套的右侧。 (a) (b) (c) 图3.13 破碎机偏心部件的运动状态 破碎机由空载转到有载由于有间隙的存在，必然产生冲击。由于第二种偏心部件运动状态，它的冲程（间隙）较第一种偏心部件运动状态的笑，所以产生冲击载荷较小；产品粒度也较整齐和比较小，但直衬套受力较大。选矿厂细碎旋回破碎机，力求有较小的排矿口，能得到更小的粒度的产品。因此细碎破碎机必须采用第二种偏心部件的运动状态，也就是在偏心轴套的大伞齿轮上方装有平衡重并使，从而又能减弱惯性力和惯性立即对机场的振动和对机器运转的有害作用，达到破碎机平衡的目的。我所设计的2100标准旋回破碎机的偏心部分就是这种运动状态的，即空载时，主轴靠在偏心轴套的薄边，偏心轴套用厚边压在直衬套上；有载时，主轴靠在偏心轴套的厚边而偏心轴套还是用厚边压在直衬套上。大伞齿轮的运动状态旋回破碎机运转时，由于偏心轴套与直衬套与直衬套中间有较大的间隙而且偏心轴套的厚边总是压向直衬套，所以大伞齿轮不是绕它本身的中心线OO旋转而是直衬套间隙2C之半为半径绕破碎机中心线作圆周运动。一对伞齿轮正常啮合时，必须是两锥顶交于一点并且节线相重合。大伞齿轮这种特殊的运动状态，不可避免的破坏了一对伞齿轮的正确啮合条件。因此，在破碎机正常工作中，在齿轮和传动轴上产生很大的冲击载荷和在齿面上产生附加的磨损。所以，这种破碎机伞齿轮磨损特别严重，寿命很短。偏心部分的间隙所谓偏心部件的间隙是指直衬套与偏心轴套，主轴与锥衬套之间的间隙。 图3.13 大伞齿轮的运动状态 1直衬套2偏心轴套3大伞齿轮为了使破碎机运转时，在各摩擦表面形成可靠的润滑油膜，为了补偿偏心部件制造和装配的误差以及为了防止偏心部件热膨胀和变形卡住，偏向部件各摩擦表面之间必须留有合适的间隙。间隙太小容易发热产生抱轴现象；间隙太大降低机器使用寿命和产生冲击与振动。 4 电动机的选择及轴的计算4.1主电动机的选择及传动比的分配4.1.1电动机的选择根据工作要求及工作条件，选用破碎机专用电动机，又根据式（3-9）选择JSQ1410-10型电动机，额定功率P0=200kw,同步转速n0=590r/min.4.1.2传动比的分配根据2100标准旋回破碎机的实际工作的空偏心轴转数nw=243r/min,得： （4.1）4.2传动装置的运动和动力参数的选择和计算0轴（电动机轴）： KW （4.2） r/min （4.3） Nmm （4.4）1轴（小齿轮轴）： KW （4.5） r/min （4.6） Nmm （4.7）2轴（筒体） KW （4.8） r/min （4.9） Nmm （4.10）4.3传动零件的设计计算4.3.1齿轮的计算1初步计算（1）材料选择由文献1表可知，选择小齿轮的材料为40Cr(调质），硬度为280HBS， 大齿轮的材料为45钢（调质），硬度为240HBS.选齿轮精度为7级。（2）节锥角的计算 （4.11） （4.12） （4.13）由文献2表可知， （4.14）式中，齿顶高系数，。取小齿轮齿数， （4.15） 取大齿轮齿数。（3）根据工作条件的要求，大端模数为 mm （4.16）（4）齿轮分度圆的直径 mm （4.17） mm （4.18）（5）锥距 mm （4.19） （6）齿轮齿顶、齿根圆直径由文献3表可知， 齿顶高 mm （4.20） 齿顶圆直径 mm （4.21） mm （4.22） 齿根高 mm （4.23） 齿轮基圆直径 mm （4.24） mm （4.25）（7）齿宽由文献2表可知， mm （4.26）（8）节圆周速度 m/s （4.27）4.3.2齿轮的校核（）校核齿面接触疲劳强度（1）接触应力的计算由文献4表可知，齿面接触应力计算公式，即 （4.28） 确定公式内的各计算数值 计算载荷系数电动机驱动，载荷平稳，由文献4表可知，取平均分度圆直径 mm平均分度圆圆周速度 m/s由文献4 图（a）可知，按，得；由文献4 图（b）可知，按，齿轮悬臂布置，；由文献4表可知，； 由文献1表可知，弹性系数； 节点区域系数 计算得， MPa（2） 接触疲劳强度的许用应力由文献4 表可知，许用接触应力计算公式，即 （4.29）确定公式内的各计算数值 小齿轮的接触疲劳强度极限MPa 最小安全系数 由文献1，10-13可知，计算应力循环系数 由文献1 图10-19可知，查得接触疲劳寿命系数 ， 尺寸系数 工作硬化系数，按 润滑油膜影响系数，计算得， MPa（3）由于MPaMPa，故安全。（）校核齿根弯曲疲劳强度（1）齿根应力的计算由文献4表可知，弯曲应力计算公式，即 （4.30）确定公式内的各计算数值 由文献1表可知， ， 由文献1表可知， ， 计算得， MPa（2）弯曲强度的齿根许用应力 由文献4表可知，齿根许用应力计算公式，即 （4.31）确定公式内的各计算数值 弯曲疲劳极限MPa 齿轮的应力修正系数 弯曲强度的最小安全系数 弯曲疲劳寿命系数 ， 弯曲疲劳的尺寸系数计算得， （3）由于MPaMpa，故安全。4.3.3传动轴的设计计算（1）初步确定轴的直径 mm （4.32）根据工作条件，取mm（2）传动轴受力分析 N （4.33） N （4.34） N （4.35）图4.1 传动轴的受力简图（3）绘制传动轴的受力简图，如图所示，求支座反力垂直面支反力：由，得： （4.36） N由，得： N （4.37）水平面支反力：由，得： （4.38） N由，得： N （4.39） （4）作弯矩图：垂直面弯矩图：C点 Nmm （4.40）水平面弯矩图：C点 Nmm （4.41）合成弯矩图：C点 Nmm （4.42） （5）作转矩T图： Nmm （6）校核轴的强度：按弯扭合成应力校核轴的强度校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面C）的强度。由文献1，15-5可知，取，轴的计算应力 MPa （4.43）选定轴的材料为45钢，调质处理，由文献1表可知，MPa。因此，故安全。（7）精确校核轴的疲劳强度判断危险截面从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面IV和V引起的应力集中最严重，而V受的弯矩较大；从受载的情况来看，截面C的应力最大，但应力集中不大，故C面不用校核。只需校核截面V。截面V左侧抗弯截面系数 mm （4.44）抗扭截面系数 mm （4.45）截面V左侧的弯矩M为 Mpa （4.46）截面V上的扭矩T为 MPa 截面上的弯曲应力 Mpa （4.47）截面上的扭转切应力 MPa （4.48）轴的材料为45钢，调质处理。由文献1表可知，MPa，MPa，MPa。由文献1 附表可知，用插入法求出 ，轴按精车加工，由文献1 附图可知，表面质量系数为： 轴未经表面强化处理，固得综合系数为 （4.49） 由文献1 ，可知，碳钢的特性系数 取 取所以轴在截面V左侧的安全系数为 （4.50） （4.51） （4.52）故该轴在截面V左侧的强度是足够的。截面V右侧抗
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