毕业设计（论文）-液压旋回碎矿机的结构设计.doc

键入文字键入文字键入文字本 科 毕 业 设 计 (论 文)液压旋回碎矿机的结构设计The structure design of hydraulic gyratory crusher学 院： 机械工程学院 专业班级： 机械设计制造及其自动化 D机械122 学生姓名： 学 号：指导教师： 欧阳淮海（职称） 年 月毕业设计（论文）中文摘要液压旋回碎矿机的结构设计摘 要：破碎机械是冶金、化工、矿山、电力、陶瓷、轻工、水泥、建筑和筑路等工业部门广泛应用的必要设备，破碎作业在国民经济中占有重要的地位，每年都有大量的原料和再利用的废料都需要使用破碎机械进行加工处理，且每年对于破碎机械的使用都在增加。因此，随着现代工业和科学技术的不断发展，同时也促进了破碎机械的发展，相继研制出了粗碎、细碎、超细碎破碎机械、惯性振动破碎机等设备，为了使破碎机械更有效的使用和促进其进一步发展，对其机构、工作原理、参数进行设计计算是十分必要的。由原始数据查阅资料，确定本次设计的破碎机的原型是900-150型液压旋回破碎机，该旋回破碎机主要由动锥和定锥组成，主要进行液压旋回碎矿机的运动分析、机架和支撑装置设计、工作机构设计、传动机构设计、液压排矿口调整机构设计、液压保险装置设计，并对主要零件进行设计计算及强度分析。关键词：破碎机；设计；计算毕业设计（论文）外文摘要The structure design of hydraulic gyratory crusherAbstract: Crushing machines metallurgy, mining, the chemical industry, electronics, light industry, ceramics, cement, construction and road building industries, extensive use of critical equipment, broken operating in the national economy plays an important role. each of a large number of raw materials and reuse of waste, should use the broken machine for processing, and increasing every year. Therefore, as a modern industrial and scientific and technological development, but also promoted the development of broken machinery, have developed a minor, minor-crushing machinery, inertial vibrating crusher and other equipment, For broken machinery more effective use and promote its further development, its agencies, working principle, design parameters is necessary. Data access from raw data，Determine the design of the prototype of the crusher is 900-150 type hydraulic cycle crusher, The crusher is mainly composed of the moving cone and the fixed cone, The main hydraulic gyratory crusher of motion analysis, frame and the support device design, mechanism design, transmission design, hydraulic discharging opening adjusting mechanism design, hydraulic safety device design and the main parts of design calculation and strength analysis.Keywords: Crusher ；design ；Calculation 目 录1 绪论12 旋回破碎机构造Y2.2 旋回破碎机的工作特点和类型Y 2.2 旋回破碎机的构造Y 2.3 旋回破碎机的结构分析Y3旋回破碎机设计计算Y 3.1 旋回破碎机参数选择与计算Y 3.2 旋回破碎机破碎腔的设计Y 3.3 旋回破碎机的主要零部件受力分析、设计计算Y4 旋回破碎机结构设计Y5结论 Y6致谢 Y参考文献Y1 绪论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。在我国，公元前两千多年就出现了最简单的破碎工具-杵臼，杵臼进一步演化为公元前200年的脚踏碓。这些工具运用杠杆原理，初步具备了破碎机械的雏形，但是它们的粉碎动作仍是间歇的。直到公元前四世纪，公输班发明了可以连续粉碎动作的畜力磨，还有一种采用连续粉碎动作的破碎机械是磙碾，它的出现稍晚于磨。公元二百年之后，我国杜预等研制出了以水力为动力的水转连磨、连机水磨等，提高了生产效率。这些机械不仅用于谷物加工，而且扩展到其他物料的粉碎作业上。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。类 别入料粒度出料粒度粗碎中碎细碎3009001003505010010035020100515表1 物料粗碎、中碎、细碎的划分 （mm） 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。2 旋回破碎机构造旋回破碎机般用于破碎过程的第一段，粗碎各种硬度物料，所以它也叫粗碎圆锥破碎机。这种破碎机在冶金矿山、建材、化工和电力等部门得到广泛的应用。旋回破碎机的工作原理与圆锥破碎机一样，都是连续工作的只是为了适应不同粒度要求而在结构上有所不同。2.1 旋回破碎机的工作特点和类型 旋回破碎机的工作部分是两个截头圆锥体，一个是定锥，另一个是动锥，定锥是静置的，是机架的一部分，动锥上端装于机架上的铰处，其下端活动地插装在偏心轴套中。 旋回破碎机是粗碎机，所以 处理物料上尺寸较大，特点是：（1）动锥正置，定锥倒置，进料口尺寸大，允许装载粗矿石；（2）动锥受垂直反力不大，故动锥上端采用悬吊式支承，支承装置设在动锥顶部；（3）主要依靠挤压、折断作用破碎物料，其破碎方式与颚式破碎机相进。其工作特点是：（1）动锥连续转动，物料的破碎过程和卸料过程沿工作表面交替进行，生产率高；（2）物料夹在两锥体之间，受挤压、弯曲和剪切作用破碎较容易，动力消耗较低；（3）产品的粒度较均匀，呈立方体形状动锥的工作表面也较均匀。2.2 旋回破碎机的构造 由下图可以看出，机架是由上架、中架和下架组成，而上架和中架构成定锥体。动锥安在主轴上，主轴上端由悬挂装置悬挂在横梁上，下端插在偏心轴套的内孔里。偏心铀套在机架套筒的钢材套(直衬套)内旋转。钢衬套压合于机架套筒内。偏心轴套内表面浇铸巴氏合金，外表面的3/4面积上浇铸巴氏合金。为使巴氏合金连接牢固，在偏心轴套内外表面加工出一些密市的燕尾槽和小孔。在机架套筒与圆锥齿轮之间有子片止推圆盘，借以支承直齿圆锥齿轮及偏心轴套重量及受力。下面圆盘是钢制的，并用销子固定于机架套筒上，使之不能转动，上面的圆盘也是钢制的，用螺钉固定在圆锥齿轮上并和它一起转动，两者之间的圆盘是青铜的，它在上下圆盘之间自由地转动。图2-1 旋回破碎机简图1电动机；2传动轴；3圆锥齿轮；4偏心轴套；5主轴；6动锥；7悬挂装置；8定锥电动机经v带轮通过联轴器、传动轴、圆锥齿轮带动偏心轴套转动，驱动主铀与压合其中部的动锥作旋摆运动。动锥上装有高锰钢制作的截锥形衬板。为了两者紧密结合，其中间注锌，并在衬板上端用螺母压紧。在螺母上部有锁紧板，以防螺母退扣。定锥上装有两排或多排单块衬板，也是由高锰钢材料制成，衬板背面注锌、混凝土环氧树脂。主轴借锥形螺母，锥形压套，锥形套、支承环等悬挂在横梁上，并用楔形键固定，以防锥形螺母退扣。锥形套的锥形端，支持在支承环上、侧面支靠在衬套上。由于锥形套下端与侧面是圆锥面，故动锥作旋摆运动时，能保证锥形沿其支撑环和衬套的表面滚动。为了防止粉尘进入破碎机各摩擦表面，在动锥下面装有三个球面接触的套环，起密封防尘作用。套环固定在动锥上，套环套在防尘盖上，两者之间有橡胶防尘圈，套环自由地压在套环上，防止灰尘渗过各套环之间的缝隙进入破碎机内部。破碎机所需的润滑油，靠油泵经油管压入机架底盖的油孔，进入偏心轴套的下部空间，沿主轴与偏心轴套的间隙及偏心轴套与衬套之间的间隙上升，借以润滑两摩擦表面，然后与档油环相遇，流过圆锥齿轮后，经排油管流出。沿偏心轴套外表面上升的油，流过并润滑止推圆盘之后，也通过排油管排出。破碎机传动轴承有单独的进油与排油管。动锥悬挂装置定期用手动干油泵打入油脂进行润滑。破碎机下部机架装在钢筋混凝土基础上。在基础的中心排料孔壁上装有钢板，以防止从破碎机落下的物料损伤基础。下部机架侧面留有人孔，机器正常工作时用人孔盖盖上。在连接机架侧壁与机架套简的34根肋的上面，装有护板，以免落下的物料损伤肋或套筒。下部机架、中部机架和横梁之间，由楔铁紧固的销钉相连接。这种破碎机的保险装置是装在带轮上的保险销子。当出现过载时，销子切断，破碎机停止运转。销子的截面面积必须精确计算，但实际上很难做到。2.3 旋回破碎机的结构分析2.3.1 主轴结构主轴有阶梯轴和锥形轴两种型式。阶梯轴在各截面变化处易产生应力集中，当破碎机超负荷时容易在这些地方发生断裂。据统计：国内旋回破碎机主轴断裂大多数都发生在产生应力集中较大的地方，如螺纹退刀槽处或在下部不同轴径两交接面处等。这种型式主铀与动锥体是靠上、下两段圆柱面与锥体孔采用过盈配合相联接。锥形轴是采用锥面过盈配合联接。为了减少应力集中，在动锥体最下端与主轴相配合部分的锥体上设有卸载槽。后者动锥体与主轴上端配合处，主轴上部用于压紧衬板的螺纹很远，即没有退刀槽。这样，消除了由于退刀槽处产生高集中应力而削弱主轴强度。2.3.2 动锥衬板据实践证明，分段衬扳容易松动而整体衬板比较牢固，但分段衬板重量轻，便于运输相安装，而且磨损后可分段更换。具体采用那种型式动锥衬板，可根据本国实际情况，权衡利弊而择之。2.3.3 定锥衬板旋回破碎机定锥衬板，沿破碎腔高度分四段。上衬板内表面有阶梯状凸缘，下衬板内表面为一圆弧构成曲线型破碎腔。因为这种破碎机常用于第二段破碎，其给料粒度也不太大，而且排料粒度较小。就是说，定、动锥衬板内表面形状取决于破碎机腔形的设计。2.3.4 偏心轴套与大圆锥齿轮偏心轴套与大锥齿轮在机座下部，而且采用曲线齿锥齿轮传动。这种安装方式偏心轴套运转平稳，不易歪斜。螺旋锥齿轮传动支载能力大，传动平稳，齿轮寿命长。其缺点拆装很不方便。大锥齿轮都是装在偏心轴套的上方，平面止推轴承还是在下方这种安装方式偏心铀套易歪斜，运转不平稳甚至产生跳动。采用直齿圆锥齿轮传动，当然不如螺旋锥齿轮传动好。关于大圆锥齿轮的安装方式(位置)，我国反复实践多次，最后还是采用大锥齿轮安装在偏心袖套上方的方式。2.3.5 传动轴承旋回破碎机水平传动轴承，都采用滚动轴承。滚动轴承传动有效率高，便于维护等优点。2.3.6 中部机架破碎机中部机架为整体式结构。整体中部机架刚性好，但加工制造、运输安装都不方便。分段机架便于制造、安装、运输，但刚性比较差。破碎机中进入过大块物料和过铁时，会使中部机架在上部与下部法兰盘处产生很高的应力，在上、下法兰之间的中部机架产生的应力较小所以整体机架可以去掉环肋只留竖肋。此外，还可以在上、下法兰处增加三角形加强肋，借以提高机架强度而降低应力。2.3.7 主轴顶部轴承主轴顶部轴承，它由两个衬套，而只借用内衬套上的下部螺纹压紧衬板。去掉主轴上用于压紧衬板的螺纹，借以提高强度又减少一道加工工序。3 旋回破碎机设计计算已知：进料口宽度B=900mm，最大给料粒度Dmax=750，生产能力350400t/h，排矿口调节范围130150mm，电动机功率145kw。3.1 旋回破碎机参数选择与计算旋回破碎机的主要参数有结构参数和性能参数。结构参数包括给料口尺寸、排料口尺寸、啮角、破碎腔高度、偏心距、动锥行程、动锥底部直径、进动角与动锥悬挂高度。性能参数有动锥摆动次数、生产率（生产能力）、破碎力、功率以及机重。3.1.1 结构参数3.1破碎机结构尺寸3.1.1.1 给、排料口尺寸给料口尺寸B是指动锥靠近固定锥时，两截椎体上端的距离。排料口尺寸b用两截椎体下端在排料口水平面的距离表示。B表示破碎机规格尺寸，而b表示排料口最小尺寸（闭边排料口尺寸）。有已知条件可知：B=900mm b=130mm Dmax=750mm其中，最大给料粒度Dmax与给料口尺寸之间的计算公式为B=（1.21.25）Dmax3.1.1.2 啮角构成破碎腔的动锥衬板与定锥衬板之间形成的夹角称为啮角。一般取=1+2=2227。为了减小作用在破碎锤上的破碎力的垂直分力，从而减轻破碎锤支承装置的负荷，故2应取小些，一般取2=9，而1应取大些，通常取1=15。3.1.1.3 破碎腔高度3.1.1.4 偏心距e与动锥行程s所谓偏心距，是指排料口水平面动锥中心线与定锥中心线之间的距离，因此，动锥的行程s=2e。偏心距太大，动力消耗增加、产品粒度变粗；反之，不能有效地破碎物料，降低生产率。因此，e必须选得合适，根据经验，e与给料口尺寸B的关系是：e=8.3B+8.5所以 e=16mm3.1.1.5 定锥上端直径DBDB=（2.62.8）B=23402520mm根据设计手册选取DB=2400mm3.1.1.6 动锥底部直径动锥底部直径是指在排料口水平面动锥的直径，它与给料口尺寸的关系为D=DB-2Htan1-2e-s=1368mm3.1.1.7 进动角o一般进动角o=130根据设计手册选取o=153.1.1.8 动锥悬挂高度3.1.2 主要性能参数3.1.2.1 动锥摆动次数动锥的摆动次数也就是偏心轴套的转速。若转速太高、不仅生产率不能提高，反而会使功耗增加；反之，不能充分利用能量，降低生产率。动锥摆动次数的理论值计算公式如下：其中S动锥在排料口处的水平行程 按上式求得动锥摆动次数比实际选用的转速值高，产生差别的原因由于推导公式没有考虑物料自破碎腔中排出时所遇到的各种阻力。旋回破碎机的动锥摆动次数可由经验公式 3.1.2.2 生产率生产率是破碎机一项重要的技术经济指标生产率是在一定的给料粒度和排料粒度条件下，单位时间内破碎机所破碎的物料量，单位是t/h。由已知条件可知：Q350400t/h3.1.2.3 电动机功率旋回破碎机在破碎物料过程中，被破碎物料的物理机械性质对功率消耗影响最大，当然，设备规格尺寸越大，转速的增高和破碎比的增大，功率消耗也就越大。由于功率消耗和很多因素有关，所以设计时根据经验公式进行计算：N16rnD2.5kw由已知条件可知电动机功率：N145kw3.2 旋回破碎机破碎腔的设计旋回破碎机的破碎腔是由动锥衬板和定锥衬板所构成的、截面为梯形的环状空间。其腔形是由动锥衬板和定锥衬板的表面形状所组成。破碎腔的形状直接影响破碎机的生产率、比能耗、产品粒度组成、衬板使用寿命以及破碎机的结构尺寸等，所以设计合理的破碎腔是很重要的。旋回破碎机的堵塞点在排料口出，其生产率随排料口尺寸增减而增减。曲线型破碎腔使排料口上移，因此它比直线型破碎腔的生产率高；增大破碎比，直线破碎腔的破碎比为5.357.6，曲线型破碎腔的破碎比为6.759.5，平均可达到7.9；减少功率的消耗，曲线型破碎腔可节省10%15%的功率；产品的粒度比较均匀。3.2.1 破碎腔形式因为所设计的破碎机的排料口调节范围为130150mm，所以旋回破碎机的破碎腔的形式设计为：在排料口制成一段稍长曲线，且啮角减小较快，堵塞点上移。这样的形式可以改善堵塞的现象。如下图旋回破碎机破碎腔形式3.3 旋回破碎机的主要零部件受力分析、设计计算旋回破碎机破碎腔是由动锥衬板和定锥衬板所构成的、截面为梯形的环形空间。其腔形是由动锥衬板与定锥衬板的表面形状所组成。破碎腔的形状直接影响破碎机的生产率、比能耗、产品粒度组成、衬板使用寿命以及破碎机结构尺寸等。因此设计合理的破碎腔是非常重要。旋回破碎机和颚式破碎机一样。其堵塞点在排料口处，所以破碎机生产率随排料口尺增减而增减。曲线型破碎腔使排料口上移，因此它比直线型破碎生产率高；增大破碎比，直线破碎腔的破碎比为5.357.6，曲线型破碎腔为6.759.5，平均可达到7.9；减少功率消耗，曲线型破碎腔可节省功率10%15%，产品粒应较均匀。3.3.1破碎力的计算 破碎力是确定电功机功率和计算零件强度的依据，因此准确求得破碎力是非常重要的。但破碎力又和许多因素有关，如物料的性质、料块的大小、物料在破碎腔里分布情况，破碎方法等。因此，不论采用那种计算方法，所求得结果都会与实际有一定误差，只能作设计破碎机的初步计算依据，最后还个能忽视实际数据。 求旋回破碎机破碎力可根据破碎腔里的载荷计算。也可根据电动机功率计算。将计算结果再比较实际资料的数据，最后确定之。3.3.1.1腔的载荷分析对于旋回破碎机，物料进入破碎腔后，随着压碎而不断地向排料口下落，最后通过排料口排出。在破碎腔里，大块被粉碎成小块的过程中，物料的松散体积从上到下也在逐渐地增加，而破碎腔横截面的宽度却逐渐地减少，使物料间空隙也逐渐减少，故物料压实程度从上到下也是逐渐增大的。因此，物料随压实程度增加而更加紧密。此外，由于动锥的压碎作用，使物料处于紧密的状态，空隙降低。因此、动锥行程越大而物料密实程度也越大。但是，物料在破碎腔排料口只能密实而不能出现过压实。这种情况与前面的压碎实验结果很相似，特别是与实验曲线的压碎阶段相吻合。综上所述，可认为破碎腔中单位破碎力与破碎腔宠度成反比而与动锥摆动行程成正比。垂直动锥表面上意截面的单位破碎力。与其对应的偏心距成正比，与破碎腔宽度成反比。如图33所示。图3-3 计算破碎力简图3.3.1.2据电动机功率求破碎力 如图34所示，破碎力作用在动锥表面上的位置，也可认为在动锥高度1/3处(从动锥上基面算起)。偏心铀套的反作用位于偏心轴套1/2高度处。图3-4 求破碎力 对悬挂点O的力矩方程式 由于破碎力相对于偏心距平面提前的个角度，故偏心抽套内孔与主轴接触线平面和偏心距平面成角。偏心轴套与机架衬套接触线平面也与偏心距平面成角，而且。因此，但相差太大，为使问题简单化，认为，。一般则偏心轴套所受的力矩为 式中 偏心铀套内孔半径(m)； 偏心轴套外半径(m)； 偏心距(m)； 偏心袖套内外表而的摩擦系数， 将上式代入公式有 由电动机功率可求得力矩M（Nm)值为 式中 电动机的功率（） 偏心轴套的转速 传动效率，。 考虑电动机过负荷与破碎机运动部件的惯性力的影响其最大破碎力为 带入数据得： 3.3.2主轴受力分析图33给出了动锥上的载荷分布。为使问题简化，我们用集中载荷分析主轴受力情况。破碎机工作过程中，可能出现三种工况：第一种是破碎机在正常工况下工作。此时动锥上作用有破碎力 (图3-5)，可分解为垂直分力和，还有动锥自重和惯性力(由于惯性力较小，省略不计）图3-5 主轴受力情况（1） 第二种情况是破碎机在给料口破碎过大矿块，此时产生破碎力（图36)。它可分解为垂直分力和水平分力。第三种工况是破碎机出现过载时，产生破碎力可分解为垂直分力和水平分力 图3-6 主轴受力情况（2）总传动比为： 查机械设计手册02V带的传动效率 ；滚动轴承的传动效率 联轴器的传动效率 圆锥齿轮的传动效率 各轴的转速：轴 轴 轴 各轴的输入功率：轴 轴 轴 各轴的输出转矩：电动机输出转矩 3.3.3 V带设计计算主电机的选择型号：功率：转速： 电压：3.3.3.1选择V带型号 根据工作情况查表得带传动的设计功率可由 （3-13）计算出来所以有 根据和，由设计手册查得可选用普通V带D型 3.3.3.2确定带轮的基准直径 查机械设计手册02 取 验算带速V 确定大带轮直径 查机械设计手册02 取标准值 3.3.3.3确定中心距和基准带长 （3-14） 取 查表取实际中心距： （3-15） 3.3.3.4验算小带轮包角 符合要求 3.3.3.5计算V带根数Z查机械设计手册02得： 所以 取 Z=8根3.3.3.6带轮的设计计算材料的选择: 带轮的材料为HT200查表得D型带的尺寸：顶宽节宽高度轮缘尺寸: 所以 小带轮的直径大带轮的直径 3.3.4 锥齿轮传动设计3.3.4.1 选材料、热处理方法，定精度等级，齿数比。大、小齿轮材料均为40Cr，调质处理，硬度均为241286HBS;查参考文献4图6-5-8（c）得，查参考文献4图6-5-9（c）；采用6级精度,齿面粗糙度选小齿轮齿数因为所以。3.5.2 初步设计。选用直齿锥齿轮，案接触强度进行初步设计，公式： 式中： 查参考文献4表6-5-84，取；齿数比；额定转矩；查参考文献4表6-5-81，得；;查参考文献4表6-5-16，得；所以 3.5.3 几何尺寸计算齿数 分锥角 模数 这里取分度圆直径 齿宽中点分度圆直径 外锥距 中锥距 齿宽 齿顶高 齿根高 顶圆直径 齿根角 齿顶角 顶锥角 根锥角 冠顶距 分度圆齿厚 当量齿数 当量齿轮分度圆直径 齿宽中点齿顶高 当量齿轮顶圆直径 齿宽中点模数 当量齿轮基圆直径 啮合线长度 端面重合度 3.5.4 校核接触强度强度条件 计算接触应力 式中 查参考文献4图6-5-47，得；查参考文献4表6-5-23，得 ；查参考文献4图6-5-12，得；查参考文献4图6-5-13，得；查参考文献4表6-5-85，得； 查参考文献4表6-5-20，得；公式 所以 查参考文献4表6-5-98，得；查参考文献4图6-5-46，得；查参考文献4表6-5-86.得故 查参考文献4表6-5-87，得；故 ；查参考文献4表6-5-88，得 ；则 许用接触应力 查参考文献4图6-5-23，得；查参考文献4图6-5-19，选100号齿轮油，运动粘度，得；查参考文献4图6-5-20，得；查参考文献4图6-5-21，按，得；查参考文献4表6-5-85，得；则 结论： 3.5.5 齿根弯曲强度校核强度条件 计算齿根应力 式中；查参考文献4表6-5-88，得；查参考文献4图6-5-49，得；查参考文献4图6-5-50，得；查参考文献4图6-5-48，得；查参考文献4图6-5-14，得；查参考文献4表6-5-89，得；已知；则 许用弯曲应力 式中查参考文献4表6-5-89，得；查参考文献4图6-5-26，得；查参考文献4图6-5-25，得；查参考文献4图6-5-24，得；则结论：3.5.6 锥齿轮的结构尺寸如图3-4、图3-5所示，为锥齿轮的两种结构形式。图3-4 腹板式结构的锥齿轮（da500mm） 图3-5 带加强肋的腹板式锥齿轮（da500mm）因为齿顶圆直径较小且，所以锥齿小齿轮采用实心机构。锥齿小齿轮的相关结构尺寸：由公式（3-32），可取因为，所以锥齿大齿轮采用带加强肋的腹板式锥齿轮结构。锥齿大齿轮的相关结构尺寸：由公式（3-32），可取3.3.4 中心轴的设计计算已知：3.3.4.1 计算轴的最小直径材料：45钢热处理：调质处理由公式 取，故根据对中心轴的分析，可知锥齿轮轴段处为最小直径部位，由齿轮设计，可得3.6.2 轴的结构设计（1） 拟定中心轴的装配方案由于轴上装有动锥和锥齿大齿轮，为方便锥齿轮的装卸以及零件的定位，故将轴设计成如图3-6所示的结构。图3-6 中心轴的结构简图取，。查参考文献1表5-1-154，。（2） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1 取安装锥齿轮处的轴段1-2的直径，齿轮的右端用轴肩固定，左端由轴端挡圈固定，已知齿轮轮毂的宽度取，为使轴端挡圈能可靠地紧压齿轮，此轴段应略小于轮毂宽度，故取，右端为轴肩定位，轴肩高度，故取，则轴肩处的直径。2 初选滚动轴承。因轴承之间跨越较大，且工作温度较高，轴向力较大，应采用一支点双向固定，另一支点游动的支承结构。轴段3-4采用深沟球轴承和推力轴承组合在一起的结构，查参考文献1表7-2-66，初步选择0基本游隙组、标准精度级的深沟球轴承6226，其尺寸为，初步选取双向推力轴承52230，其尺寸为。由于深沟球轴承与推力轴承的外围尺寸有差距，故推力轴承装有轴承套。轴段3-4与轴段8-9处滚动轴承都采用轴套固定，轴承上方装有挡尘圈，宽度为4mm。查参考文献1表7-1-16，轴套选取C型铜合金轴套，其尺寸为。故 。3 轴段7-8的设计。轴肩高度一般取,故。根据旋回破碎机的设计要求，。4 工作部分轴段的设计。根据设计要求，轴段4-7为偏心轴段且轴段4-7为动锥安装部分，其轴段4-7的尺寸跟动锥的尺寸有关，动锥的尺寸在后面部分已通过计算给出。故，为实现使用要求以及美观，将尺寸分配成。偏心轴的偏心距在后面也通过计算给出，即，故，轴段5-6是锥面。5 根据外观设计，已知轴承盖，螺钉，螺钉距锥齿轮的距离，轴承套,轴承盖距轴段3-4的间隙取11mm，故。（3） 轴上零件的周向定位中心轴上锥齿轮与轴的周向定位采用平键连接，动锥与中心轴是通过过盈配合来进行轴向定位。按查参考文献6表6-1得平键截面长为70mm，为了保证锥齿轮与轴有良好的配合，故选择齿轮轮毂与轴采用配合；滚动轴承与轴的轴向定位用过度配合，轴的尺寸公差是m6。（4）查参考文献6表15-2，取轴端倒角为,。3.6.3 求轴上的载荷(1) 计算大锥齿轮的受力圆周力 径向力 轴向力 （2） 轴的受力分析1 计算支承反力水平面上的反力： 式中： 故 2 垂直面上的反力： 画弯矩转矩图如图3-7所示：图3-7 中心轴弯矩转矩示意图由图可知，危险截面为下深沟球轴承处。现将计算结果列入表3-3。表3-3 危险截面B的弯矩及扭矩载荷水平面H垂直面V支反力F弯矩M总弯矩扭矩T 轴的弯矩合成强度校核校核时，只校核危险截面，由上可知危险截面在下轴承处。由式 查参考文献6表15-1得，因此3.6.4 轴承的寿命深沟球轴承的受力比较大，故对深沟球轴承进行寿命计算由公式 查参考文献1表7-2-66，。故 所以受力最大的深沟球轴承的使用寿命大约为478570小时。3.3.7偏心轴套的设计计算 材料的选择: 材料为45钢查表得 主轴的材料选择,查机械设计手册02得 所以 取 又 （3-24） 取 实际的 3.3.8机架计算 根据对机架静强度祁刚度分析可知：对连续给矿的工况，在竖肋外表面与底部法兰的交点处产生的应力也很大。对有道大矿块的工况，在上部法法上附近产生的应力很大，此处是危险点其它部位应力比较低。偏心轴套的作用力通过十字梁作用在机架上，此时产生两个反力和一个扭矩，使系统保持平衡 图3-7 机架受力分析3.3.9.1内套应力 内套的环行结构，假设其负荷按余弦规律分布，如r为内套半径， 为环行高度，则 （3-29） 内套上的负荷是对称的，从而简化了静不定的机构的计算。有两个变量，即作用力和扭矩，分别以x和 z代表。 在作用力X方向上位移应力为 （3-30）在扭矩Z方向上的扭曲应力为 （3-31）固梁受力形成力矩而产生的位移应力是：在作用x方向上的位移应力为 （3-32）作