矿山用圆锥式破碎机的改进设计

毕业设计(论文）题 目 矿山用圆锥式破碎机的改进设计 学院名称 机械工程学院 指导教师职 称班 级学 号学生姓名2012 年 6 月 2 日南华大学机械工程学院毕业设计（论文）i矿山用圆锥式破碎机的改进设计摘要：矿山用圆锥式破碎机主要用于对各种硬度的矿石进行中、细碎，它主要由机架部、传动部、空偏心轴、碗形轴承、圆锥破碎部、调整装置、调整套、弹簧以及调整排矿口用的液压站等部分组成。破碎机工作时，电动机通过水平轴和一对锥形齿轮带动偏心轴套旋转，破碎圆锥轴心线在偏心轴套的迫动下做旋转摆运动，使得动锥时而靠近，时而离开定锥，从而使矿石在破碎腔内不断地受到挤压和冲击而被破碎。我国的圆锥破碎机发展水平缓慢，破碎机设备效率低下。为提高破碎机效率，并在破碎领域内节能降耗，需要对矿山用圆锥式破碎机进行改进设计。本设计首先介绍了圆锥式破碎机的工作原理和基本情况，接着对圆锥破碎机主要性能参数进行了分析计算（结构参数、破碎腔型、动锥摆动次数、破碎力） 。然后对圆锥破碎机的主要零部件进行了设计（电动机、直齿锥齿轮、传动轴、键、滑动轴承） 。最后对影响圆锥破碎机性能的主要因素进行了改进（密封系统、润滑系统） 。另外还设计了以重力势能驱动的具有方向控制功能的自行小车（三维造型） 。关键词：圆锥破碎机；性能参数；零部件设计；改进设计南华大学机械工程学院毕业设计（论文）iiMining to improve the design of the cone crusherAbstract: Mining cone crusher is mainly used in various hardness of the ore, crushing, it is mainly by the rack department, transmission, air eccentric shaft, bowl-shaped bearing, cone crusher Ministry, the adjustment device to adjust the setspring and adjust the port of discharge, hydraulic station components. Crusher, through the horizontal axis and a pair of bevel gear motor drives the eccentric sleeve rotation, crushing cone axis line of the forced move of the eccentric sleeve rotation pendulum movement, making the moving cone and sometimes close, sometimes to leave the fixed cone. so that the ore in the crushing cavity by extrusion and the impact of fragmentation. Slow level of development of the cone crusher, crusher equipment is inefficient. Improvements designed to improve the efficiency of the crusher, and crushing the field of energy saving, mining cone crusher.This design first introduced the working principle and the basic situation of the cone crusher, and then the cone crusher performance parameters analysis calculations (structural parameters, the crushing chamber type, move the number of cone swing, crushing force).Then the main components of the cone crusher design (motor, straight bevel gears, drive shafts, keys, sliding bearings). Finally, the main factors affecting the performance of the cone crusher has been improved (sealed system, lubrication system). Also designed the gravitational potential energy drive their own car with direction control function (three-dimensional modeling).Keywords: cone crusher; performance parameters; component design; improved design南华大学机械工程学院毕业设计（论文）iii目 录1.圆锥破碎机工作原理 11.1 圆锥破碎机分类 1 1.2 物料破碎理论 21.3 工作原理 31.4 影响圆锥破碎机性能关键因素 4 1.5 发展现状 62.圆锥破碎机主要参数计算 82.1 结构参数选择与计算 82.2 破碎腔形设计102.3 动锥摆动次数122.4 破碎力计算163.主要零部件的设计193.1 电动机的选择193.2 直齿锥齿轮设计193.3 传动轴的设计233.4 键的校核273.5 滑动轴承的设计284.圆锥破碎机的改进314.1 密封系统的改进314.2 润滑系统的改进325.无碳小车的设计335.1 功能设计要求33南华大学机械工程学院毕业设计（论文）iv5.2 主要零部件的设计345.3 转向轮和驱动轮的链接365.4 轴的结构设计、工程管理方案375.5 加工工艺方案385.6 成本分析方案38参考文献40谢辞 41附录 42南华大学机械工程学院毕业设计（论文）第 1 页 共 52 页1 圆锥破碎机工作原理1.1 圆锥破碎机分类圆锥破碎机分为粗碎圆锥破碎机（习惯上称为旋回破碎机）和中、细碎圆锥破碎机。通常我们所说的圆锥破碎机一般都是指中细碎圆锥破碎机。本设计研究的是标准型弹簧圆锥破碎机。圆锥破碎机是当前应用最为广泛的物料中碎及细碎机，其规格用破碎锥底部直径（）来表示。圆锥破碎机根据排料口调整方式和保险装置不同，又分为液压式圆锥破碎机和弹簧式两种。液压圆锥破碎机又分为三种形式：多缸液压圆锥破碎机、底部单缸液压圆锥破碎机及顶部单缸液压圆锥破碎机。弹簧式圆锥破碎机是第一代圆锥破碎机，随着技术的发展有被液压式圆锥破碎机所取代的趋势。弹簧式圆锥破碎机结构图如图 1.1 所示。图 1.1 弹簧式圆锥破碎机1电动机 2联轴器 3传动轴 4小圆锥齿轮 5偏心轴套 6主轴7大圆锥齿轮 8球面轴承座 9保险弹簧 10动锥衬板 11定锥衬板南华大学机械工程学院毕业设计（论文）第 2 页 共 52 页12给料盘 13给料箱 14支柱 15调整环 16支撑环 17机架圆锥破碎机按照给料粒度和最终产品的粒度可分为标准型（中碎用） 、中间型（中细碎用） 、短头型（细碎用） 。三者的区别在于破碎腔的形状不同，即平行区的长度不同，标准型的平行区最短，短头型的平行区最长，中间型平行区介于两者之间，如图 1.2 所示。(a)标准型 (b)中间型 (c)短头型图 1.2 圆锥破碎机破碎腔形式1.2 物料破碎理论一直以来，关于物料破碎理论的研究取得一些有实际指导意义的研究成果，对碎磨设备的研制开发及碎磨理论的发展做出重要贡献。目前最具代表性并普遍使用的是三大破碎理论。其中第一种破碎理论是“表面积说” ，认为物料粉碎能耗与新生表面积成正比；第二种破碎理论是“体积学说” ，认为粉碎能耗与被粉碎颗粒体积成正比；第三种破碎理论是“裂缝学说” ，认为认为物料粉碎能耗与物料中的原生裂纹直接相关。三大破碎理论的提出构成了早期对物料粉碎理论研究的基本框架。三大破碎理论表达式如式（1-1）（1-3） ，式中 、 、为三大破碎理论分别对应的破碎功耗， 、 、为比例系数，为物料给料粒度，为破碎产品粒度。=（-） (1-1)= (1-2) =(-) (1-3)物料破碎方法主要是机械力破碎，机械力破碎法是最古老的矿料破碎法，也是南华大学机械工程学院毕业设计（论文）第 3 页 共 52 页迄今运用最广泛的矿料破碎方法，它以破碎机械的工作部件直接作用于矿块而使其破碎。机械力破碎方法主要有挤压、劈开、折断、磨剥和冲击破碎等。固体物料受到外界压力时产生压力变形，形成内部应力集中，当应力达到颗粒某最弱处的破碎力极限时，颗粒就会在该处首先发生破裂和粉碎。物料在圆锥破碎机破碎腔中是以挤压破碎为主，兼有弯曲和冲击研磨，物料在破碎腔中受到巨大的挤压力作用，当挤压力超过物料颗粒之间的内聚力时，物料就产生破碎。以往对圆锥破碎机的研究都是以物料在破碎腔内发生单颗粒破碎，单颗粒破碎是指压力、撞击力、拉力或剪力作用于单个物料颗粒的破碎事件。而在破碎设备的实际生产过程中，单颗粒破碎现象是很少发生的，更多的是以层压破碎工作的。今年来基于对层压破碎原理的研究使得圆锥破碎机发展到一个新的阶段。1.3 工作原理圆锥破碎机的结构简图如图 1.3 所示：电动机 1 的动力由传动轴 2、圆锥齿轮 3，带动偏心轴套 4 旋转。主轴 5 自由地插在偏心轴套 4 的锥形孔里，动锥 7 固装在主轴 5 上，并支撑在球面轴承座 6 的球面轴承上。随着偏心轴套 4的旋转，牵连着动锥 7 的中心线以 O 为顶点，绕破碎机中心线作锥面运动，这种运动叫做进动运动，又叫旋回运动。两中心线的夹角为进动角（在工作过程中为不变的定值） 。与此同时，动锥还绕自身轴线作自转运动。工作时动锥周期性地靠近或远离定锥，当动锥靠近定锥时，处于两个锥体之间的物料在破碎腔中受到巨大的挤压力作用产生破碎。而远离锥体表面的物料则由于自身重力的作用不断下落，下落一段高度后，动锥再次向定锥靠近，物料受到压碎与冲击力作用而破碎。一段时间后动锥将会再次离开，物料再次下落一定距离。经过几次循环后，物料破碎到要求粒度经排矿口排出。也就是说，分层的物料在一个循环的大部分时间以内都是处于下落排出状态，破碎机的通过能力很大。而排料的顺利通畅，使得破碎机生产率大为提高。圆锥破碎机的排料口附近通常会设计成一段平行区，平行区是由动锥和定锥之间啮角等于零的一段长度。其目的是达到有效破碎物料，满足产品粒度要南华大学机械工程学院毕业设计（论文）第 4 页 共 52 页求。物料在平行区中通过时，至少要经历一次以上的破碎，这就使得所获得的产品粒度有一个或几个方向上的尺寸要比平行区的宽度小，从而保证物料的顺利排出。平行区的起始点称为堵塞点，一般认为单位时间内破碎机堵塞层处物料的通过量最小。图 1.3 普通圆锥破碎机简图1-电动机 2-传动轴 3-圆锥齿轮 4-偏心轴套 5-主轴 6-球面轴承座 7-动锥 8-定锥1.4 影响圆锥破碎机性能关键因素圆锥破碎机重要的性能指标有破碎机的生产率、破碎产品的粒度及能耗等，而影响破碎机性能的因素则很复杂。已有的研究与工程实践表明，影响破碎机破碎产品的产量与粒度的关键因素有破碎机性能因素、破碎腔结构因素及破碎机操作情况等。性能因素是影响破碎机工作性能的关键因素，包括动锥摆动速度 n、进动角、偏心距 e、排料口摆动行程 。破碎机结构因素主要是破碎腔腔型结构，包括平南华大学机械工程学院毕业设计（论文）第 5 页 共 52 页行区长度 l、闭边排料口尺寸、破碎腔啮角、动锥底角、破碎机悬架高度 H、给料口尺寸等。破碎机操作因素主要是对破碎机的给料情况。各个关键参数如图 1.4 所示。图 1.4 影响破碎机性能的关键参数1.4.1 破 碎 机 性 能 因 素对于破碎机性能指标来说，其生产率与破碎产品粒度是一对矛盾体，两者之间相互制约 。工作性能因素是通过影响破碎机生产率进而影响破碎机产品粒度。动锥摆动速度 n 越大，物料通过破碎腔时所受冲击次数越多，物料粒度越整齐，但转速 n 过大，物料生产率下降；动锥摆动速度 n 越小，不但破碎产品粒度变坏，破碎机生产率也下降，故动锥摆动速度存在一个最佳值。在破碎机腔型结构参数确定的前提下，进动角决定破碎机偏心距 e 及排料口摆动行程的值，进动角越大，物料在破碎腔中受到更大冲击，粉碎效果改善，同时对物料运动学性能有利，破碎机生产率提高，但破碎机整机动力性能恶化；进动角越小物料粉碎效果变差，生产率下降，但机器动力性能改善。故在破碎机整机性能允许的前提下，进动角亦取较大值。1.4.2 破碎机结构因素破碎机结构因素主要是破碎腔型结构参数。在工作性能参数确定的前提下，破碎腔型对破碎产品粒度有决定性影响。平行区长度 l 和闭边排料口尺寸是为南华大学机械工程学院毕业设计（论文）第 6 页 共 52 页检查物料是否粉碎到用户要求粒度而设计的，同时也是影响破碎机生产率的关键因素之一。平行区越长、闭边排料口尺寸越小，产品粒度改善，但破碎机生产率下降，平行区越短、闭边排料口尺寸越大，粒度变坏，但破碎机生产率提高，故在一定的工作性能参数前提下，存在最佳的平行区长度和闭边排料口宽度。破碎腔啮角是影响物料层压破碎效果的关键因素之一。为使物料在破碎腔中实现良好的破碎效果，破碎腔啮角亦取较小值，但需保证闭边排料口尺寸，否则破碎腔高度增加，机器重量增加。动锥底角越大，有利于物料以自由落体方式通过破碎腔，破碎机生产率提高，但产品粒度可能得不到保证；动锥底角越小，物料产品粒度改善，但生产率下降。悬架高度 H 一般取动锥母线延长线与破碎机中心线交点作为悬挂点，悬挂点至排料口垂直距离为悬架高度。而给料口尺寸 B 已形成机械标准，可按弹簧圆锥破碎机国家标准选取。1.4.3 破碎机操作因素破碎机操作因素主要是破碎机的给料情况，包括给料是否充分、给料粒度分布情况、给料是否均匀等等，都对破碎产品的粒度影响很大。破碎机工作时必须满足充分给料，若给料不充分，则破碎机会出现待料现象，影响破碎机的生产率。物料给料粒度分布均匀可以使破碎机工作时实现层压破碎。若给料粒度相差很大，将影响破碎产品的粒度。破碎机工作时若能满足均匀给料，则破碎机破碎力分布合理，衬板磨损均匀，有利于发挥破碎机的最大工作性能。因此，圆锥破碎机的结构参数、工作参数及给料情况等都影响着破碎机性能。1.5 发展现状1.5.1 圆锥破碎机的国外发展状况南华大学机械工程学院毕业设计（论文）第 7 页 共 52 页圆锥破碎机最初是由美国人西蒙斯兄弟设计，诺德伯格公司生产的，约在上世纪二、三十年代普及世界。进入 80 年代后，国外破碎机的主要进展是对破碎机的研制和强化。经过不断的研究、改进，相继推出了很多新型圆锥破碎机，如美国、瑞典、英国、前苏联、法国、芬兰、日本等在 80 年代都推出了具有不同特点的新型圆锥破碎机，使圆锥破碎机的发展向前迈进一大步。美国的诺德伯格具有 70 多年制造圆锥破碎机的经验。诺德伯格 HP 系列圆锥破碎机是在西蒙斯圆锥破碎机的基础上发展制造出来的。诺德伯格 HP 系列圆锥破碎机具有以下特点：高的生产能力，HP 系列圆锥破碎机由于将较高的转速与冲程相结合，从而使 HP 系列圆锥破碎机的额定功率和通过能力大大提高。高的产品质量，HP 系列圆锥破碎机独特的粒间层压破碎作用使粒级更加均匀，产品形状更整齐。HP 系列圆锥破碎机能够在恒定的排料口下进行生产，避免了由液压油缸支承动锥，在生产过程中上下浮动而引起排料口的变化，而通过转动定锥调整方式，保持了排料口的恒定，提高了整个生产过程的稳定性。此外，过铁保护装置能确保破碎机在通过铁块以后能够立即复位，保持稳定的排料口。减少停机时间，HP 系列圆锥破碎机双向过铁释放液压缸能够让铁块通过破碎腔。液压清理破碎腔行程大而且与衬板磨损无关，减少了清除破碎腔内堵塞物料所需的工作量，从而缩短停机时间。液压马达驱动定锥，可对排料口进行调整，液压马达还能使定锥全部转出调整环螺母，以更换衬板，从而大大简化了衬板更换的工作量。先进的衬板固定技术提高了衬板的可靠性，定锥衬板靠楔块与定锥衬板上部的螺纹斜面啮合，形成自锁；而动锥衬板由自锁式锁紧螺栓紧固。便于维修，HP 系列圆锥破碎机的青铜轴套，在振动大、粉尘多的破碎环境里能够提供较大的负载能力。HP 系列圆锥破碎机的所有零件都可以从顶部或侧面拆装和维修，检修方便。1.5.2 圆锥破碎机的国内发展状况南华大学机械工程学院毕业设计（论文）第 8 页 共 52 页我国于 1953 年开始仿造苏联 2100 和 1650 弹簧圆锥破碎机。1954 年开始自行设计生产了 1200 弹簧圆锥破碎机。1958 年设计制造大型 2200 弹簧圆锥破碎机。以后经过多年反复研究、实践，克服了旧系列的弹簧压力不足、零件强度低以及结构上的某些缺点，现已批量生产了新系列弹簧圆锥破碎机，有600、900、1200、1750、2200 五个规格十四种腔型。目前破碎机已达到系列化、规格化、标准化的程度，可以满足不同用户、不同碎矿流程中碎和细碎作业的需要。70 年代中期，我国设计制造了底部单缸液压圆锥破碎机，其工作原理与弹簧圆锥破碎机相同，这种破碎机排矿口的调节是通过油缸中油量的增加或减少使破碎锥上升或下降，从而调节排矿口的减小或增大。从实际运转情况来看，该种设备除少数尚存一定问题外，大多数设备都能达到使用要求。底部单缸液压圆锥破碎机虽然结构简单，制造方便，但是由于采用了底部液压缸的结构，使机器的下部工作空间狭小，因而给检修工作带来一定困难，因此还需要解决存在的问题。但液压圆锥破碎机已成为圆锥破碎机的发展方向。我国在 70 年代研制的有 1200、1650、2200 单缸液压以及 1200、1750、2200 多缸液压圆锥破碎机。底部单缸液压圆锥破碎机有 900、1200、1650、2200 四个规格十二种腔型；多缸液压油 1200、2200 两个规格四种腔型。2 圆锥破碎机主要参数计算2.1 结构参数选择与计算分矿盘与接矿漏斗:矿石从晃动的分矿盘落下时，不允许矿石直接落入给矿口中，而使其落到接矿漏斗上。分矿盘的高度，从它的顶面到动锥球面中心的距离，一般为400650，该圆锥破碎机为 500。分矿盘与定锥形成的空间不应影响矿石进入给矿口，更不能产生大块矿石楔在此空间的现象。接矿漏斗的锥角按下述要求确定：应使落到接矿漏斗斜面上的矿石，能沿斜面顺利地滑到动锥上部的衬板上，其下滑的速度足够使其越过张开的给矿口，然后调转方向缓慢地滑向南华大学机械工程学院毕业设计（论文）第 9 页 共 52 页给矿口。给矿口与排矿口宽度:圆锥破碎机给矿口的宽度 B，用动锥接近定锥时，两锥体的上端距离表示。排矿口宽度 b，用动锥靠近定锥时，两锥体下端的距离表示。如图 2.1 所示。B和 b 的选择与给矿和排矿粒度有关。一般情况下，B=（1.11.25） 由已知条件：=145，所以 B=（1.11.25）145=159.5181.25取给矿口宽度 B=170。排矿口宽度 b 取决于所要求的产品粒度，b 值有一定范围，以供破碎各种硬度矿石的需要。由已知条件：出料粒度为 2050，所以排矿口尺寸 b=2050。啮角：动锥与定锥衬板之间的夹角称为啮角，并用表示。它的作用是保证破碎腔两衬板有效的咬住矿石，不许向上滑动。啮角过大，矿石将在破碎腔内打滑，降低生产能力，增加衬板磨损和电能的消耗；啮角太小，则破碎腔过长，增加破碎机的高度。通常啮角 2123，=26,取=22图 2.1 破碎机结构尺寸底锥角较大者为陡锥型破碎机，也叫深腔破碎机，如单缸液压圆锥破碎机，南华大学机械工程学院毕业设计（论文）第 10 页 共 52 页其角约为 5560；底锥角较小者为平锥型破碎机，如弹簧圆锥破碎机和多缸液压圆锥破碎机，其 角约为 4050，取=45；圆锥破碎机啮角如图 2.2 所示。查表 2-1，得圆锥破碎机的偏心距 e=15.5，动锥摆动行程 S=51。 表 2-1破 碎 机 规 格 600 900 1200 1750 2200偏 心 距 e/ 10 12 15.5 21.5 30动 锥 摆 动 行 程 S/ 29 39 51 75 90图 2.2 圆锥破碎机啮角破碎腔平行区：破碎腔的平行区也称为平行带，为了保证破碎产品达到一定细度和均匀度，中细碎机在破碎腔下部有一段平行区。若平行区过长，与同规格破碎机在相同条件下比较，处理能力减少，而且随衬板磨损，平行区越来越长，易使破碎机产生堵塞、增加能耗。由于平行区越长，磨损越不均匀，使产品粒度更加不均匀。从受力情况来说，平行区缩短使破碎力下移，能改善主轴受力情况。但平行区过短，会导致产品中合格品含量下降。平行区长度 L，可根据动锥摆动次数和底锥角以及摆动行程等计算。其原则是：对中碎机，保证物料在平行区里被压碎 12 次；可根据动锥底部直径计算平行区长度 L():南华大学机械工程学院毕业设计（论文）第 11 页 共 52 页对中碎机 L=0.08D （2-1） 式中 :动锥底部直径，。由已知条件1200，将数据代入式(2-1) 得0.081200962.2 破碎腔形设计当设计破碎腔时，破碎机进料口尺寸或最大粒度 ,排料口尺寸或排料粒度 ,破碎机生产能力、破碎机规格尺寸以及被破碎物料性质等为已知。腔形设计程序如图 2.3 所示：1.首先根据破碎机规格尺寸值画直线，然后取一个动锥底锥角值画一条 线。 （）2.根据已知的闭边排料口尺寸值，画平行于线的 线，并使 等于平行区长度值得到 点。 （96）3.取一个值（） ，画 线令 线与 线的夹角等于角。图 2.3 基本腔形4.给料口尺寸为已知，以值为直径画圆切于 线 点，并连接 线。此时，闭边破碎腔形状已形成。南华大学机械工程学院毕业设计（论文）第 12 页 共 52 页5.作 线的垂直等分线 O。画 O 的垂线，并使得 点，连 线。此时，动锥整体外形已定。6.选取进动角值，对于弹簧式或多缸液压圆锥破碎机，取 ，再按0.5tantan 求得偏心距 e 值，代入数据，得 e=0.51200tan tan45,所以 e=24.1。使=e,过点作一直线 O 并与 O 交于 O 点，令 O 线与 O 线的夹角等于值。此时，O 线就是定锥中心线，也就是破碎机中心线。7.以 O 中心线为轴对称画出、和三点，三点连线最终构成定锥面的形状。此时，破碎腔腔形设计完成。因为破碎腔内的物料在压缩时，要有足够的密实度和较高的压缩比，便能获得较高的产量而又能使细粒级产品含量显著增多。因此正确选择动锥摆动行程 S 是非常重要的。优化腔形设计：假设有一最佳腔形曲线，并用三次样条函数来描述。只要在衬板表面取 n 个形值点（其值可作为设计变量） ，便可通过三次样条插值函数计算腔形曲线，如图2.4（为了看图方便将直角坐标按逆时针转 90） 。取动锥衬板曲线 ab 如图 2.5代替图 2.4 中动锥衬板曲线 1M，进行定锥衬板曲线最佳形状设计。图 2.4 耐磨腔形 图 2.5 优化腔形2.3 动锥摆动次数动锥的摆动次数也就是偏心轴套的转速。如果转速太高，不仅生产率不能提南华大学机械工程学院毕业设计（论文）第 13 页 共 52 页高，反而会使功耗增加很快，若转速太低，又不能充分利用能量，使生产率降低。因此，人们追求一个较为理想的转速。破碎机转速 n 值与破碎机结构、偏心部件运动状态，破碎机制造质量、零件材质、润滑等因素有关。衡量破碎机 n 值的指标是：在其它条件一定的情况下，所确定的 n 值应有最高的生产率和最低的功耗。物料在破碎腔平行区里是以自由落体形式运动，以此为基础，计算动锥摆动次数。如图 2.6 所示：图 2.6 物料在平行区的运动动锥处于压碎终止位置；动锥后撤到终止位置物料在 A 点被压碎后，当动锥从位置急速向位置后撤时，由于物料不会立刻跟随动锥一起下落而是滞后一段时间，从而物料脱离动锥表面，这是因为动锥后撤的速度大于物料自由下落的速度所决定的。当动锥后撤到位置而物料尚离动锥表面有一段距离，待动锥从位置返回来再次冲击的过程中，与继续下落的物料相遇。南华大学机械工程学院毕业设计（论文）第 14 页 共 52 页现求动锥后撤而物料跟随动锥一起作自由降落运动状态下，动锥的摆动次数，即动锥保证物料自由降落的最低摆动次数。由图 8-5，物料从 A 点降落到点的时间，等于动锥从位置后撤到位置的时间，即，根据自由落体公式得：g将代入公式中，则g （2-2） ，式中：重力加速度 m/，：物料下落的距离，（为动锥底锥角） ，公式（2-2）经整理后，得动锥每分钟最低摆动次数为：=30 （2-3）将 g=9.8m/ 代入公式（2-3） ，则得 (2-4)式中 S：动锥摆动行程，51；：底锥角，45将数据代入式(2-4)，得 66245.75(次/min)公式(2-4)是求得物料不在锥面上滑动的最低摆动次数。实际上，设计时动锥的摆动次数必须大于这个极限次数，才能使物料呈自由落体形式向下运动。物料从点开始自由降落而动锥从位置后撤，由于动锥后撤速度较快，当动锥后撤到位置而又返回到位置时，才与物料相遇，此时动锥所走过的时间，如图 2.7 中 c-3 线，将此数据代入式 X=cost得。由图 2.8 知，=，故=又从图中几何关系得=根据自由落体公式得：=g经简化求得（r/min）为： (2-5)式中 S=51（动锥摆动行程） ，=45（动锥底锥角） ；将数据代入(2-5)得： (次/min)综上所述: 245.75（次/min）n521.3(次/min) 取 n=300 次/分。南华大学机械工程学院毕业设计（论文）第 15 页 共 52 页图 2.7 动锥速度 u 随时间变化曲线图 2.8 求动锥最适宜的摆动次数动锥处于压碎物料终止位置；动锥处于后撤终止位置；南华大学机械工程学院毕业设计（论文）第 16 页 共 52 页动锥处于 t=3.625/n 的位置，即处 S/2+X 的位置；动锥处于 S/2 的位置2.4 破碎力计算破碎力是破碎机零部件的强度计算基础。因此，合理计算破碎力是决定零部件尺寸的重要依据。弹簧机可按弹簧压力计算出破碎力。当正常破碎时，弹簧的预紧力应能阻止支承环向上跳起，此时所产生的破碎力为正常破碎力 F。当破碎腔进入非破碎物时，破碎力急剧增加，弹簧的预紧力不能阻止支承环向上跳起，使支承环机架上 A 点向上翻转某一个角度，增大排料口，使弹簧产生附加压缩，此时所产生的破碎力为最大破碎力。取定锥为分离体，图 2.9，对 A 点取力矩，则：=GR+nPR-F-fF=0图 2.9 破碎力计算图故求得正常破碎力为：F= （2-6）式中：力 F 对 A 点的力臂；南华大学机械工程学院毕业设计（论文）第 17 页 共 52 页：摩擦力 fF 对 A 点的力臂；nP:弹簧的预紧力（n 为弹簧数，P 为每根弹簧的预紧力） ，其数值见表2-2；G：定锥自重；R：nP 对 A 点的力臂；f:摩察系数，f=0.250.35。G=2.45kN,n=12,P=1500kN,f=0.3,R=0.9827m,=1.1068m,=0.931m。将数据代入式(10-1)得:F=12763kN表 2-2动 锥 直 径 D/ 600 900 1200 1650 2100 2200旧 系 列 40 90 138 240预 紧 力/N 新 系 列 40 70 150 250 400当破碎机进入非破碎物时，最大破碎力与被破碎物料尺寸有关，一般非破碎物料尺寸按小于（0.850.95）(b+s)值考虑。当破碎腔进入非破碎物时，定锥工作一侧绕破碎机机架 A 点抬起，使保险弹簧的附加压缩量，才能求出总附加压力力矩。由图 2.10 可知，机架周围任一点一组弹簧的附加变形，可按比例关系写成下式： /2R=/(R-Rcos)或=(1-cos)为使计算简单化，可近似认为一周弹簧是均匀密布的，且每个弹簧的刚度为K(N/m),共有 n 个弹簧，则机架周围任一小弧长 R 的弹簧附加变形，对过 A 点之 x-x 轴微小力矩为：d=K(R-Rcos)Rdd=机架周围整周的全部弹簧，因附加变形对过 A 点的 x-x 轴的力矩为：M=M=南华大学机械工程学院毕业设计（论文）第 18 页 共 52 页 M=(+sin2) M=KRn当非破碎物落入破碎腔时，阻碍固定锥绕 x-x 轴抬起的力矩为：M=KRn+nPR+GR 而最大破碎力和摩擦力=f 对 x-x 轴产生的力矩为（+f）,要使定锥绕 x-x 轴抬起，令此两力矩平衡，可求得最大破碎力： = 式中:K=92000KN/m,=20,=1.3062m,其余字母的数值不变。将数据代入上式，得：=21421.9KN。图 2.10 求附加力矩3 主要零部件的设计3.1 电动机的选择弹簧式圆锥破碎机电动机功率，可按下面根据实际资料，经研究总结出来的经验公式计算，P（kW）为：P=50QD 2K0 （3-1）式中 Q：动率系数（1.07） ；：动锥直径，； ：修正系数，动锥直径1650时，取 1.4；当动锥直径在 16502100之间时，取 ；当动锥直径大于2100时，取 1.11.2，代入数据：1.07501.4108南华大学机械工程学院毕业设计（论文）第 19 页 共 52 页（kW） ；根据计算功率108kW 选择电动机型号查找“电动机型号大全” ，选择型号为 Y315L16；110kW，980r/min（转速） 3.2 直齿锥齿轮设计根据传动方案：电动机通过弹性柱销联轴器和传动轴相连，传动轴通过键和小圆锥齿轮相联接。所以 n（电动机）=n（传动轴）=n（小圆锥齿轮） ，可得n（小圆锥齿轮）=980r/min;大圆锥齿轮和偏心轴套通过过盈配合装在一起，然后偏心轴套带动主轴旋转，所以 n（偏心轴套）=n(大圆锥齿轮)；由已知条件主轴摆动次数为 300 次/分，所以 n（偏心轴套）=300r/min,可得 n（大圆锥齿轮）=300r/min; 该对圆锥齿轮传动比 i=n(小)/n(大)=980（r/min）/300(r/min)=3.267。 （3-2）传动功率 P 的计算：弹性柱销联轴器传动效率： =0.990.995，取=0.993（查表 10-1，机械设计课程设计） ，锥齿轮传动，7 级精度（稀油润滑） ，效率=0.97，一对滑动轴承，润滑正常， =0.97，锥齿轮的传动功率P=110（联轴器）（滑动轴承）（锥齿轮）=1100.9930.970.97=102.77（kW） 。（小）（大）Z（大锥齿轮）/Z（ 小锥齿轮）=980(r/min)/300(r/min)=3.267 （3-3）设计：齿轮的材料、热处理及主要尺寸等。1.由表 10-1 选择小齿轮材料为 40（调质） ，硬度为 280HBS，强度极限屈服极限大齿轮材料为 45 钢（调质） ，硬度为 240 HBS，二者材料硬度差为 40HBS，强度极限屈服极限齿轮精度：7 级2.选小齿轮齿数=2040（闭式传动） 。3.分锥角： 小齿轮：arctan(/)=arctan（1/3.267）=17 大齿轮：4.确定许用应力 许用接触应力： = （3-4） 由图 10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限=600MPa；大齿轮的接触疲劳极限=550MPa南华大学机械工程学院毕业设计（论文）第 20 页 共 52 页并取二者之间的小值计算取安全系数，取失效概率为 1，安全系数=1计算应力循环次数 =60j=609801(2830015)=4.234 =1.296图 10-19 取接触疲劳寿命系数=0.89， =0.95计算=534MPa=522.5MPa许用弯曲应力=由图 10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限=500MPa；大齿轮的弯曲疲劳强度极限=380MPa 取弯曲疲劳安全系数=1.4由图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数0.85,=0.88计算=303.57MPa=238.86MPa5.计算工作转矩=9.55=9.55=1001483N6.根据式(10-26) d12.92式中：锥齿轮传动的齿宽系数，取=1/3,：弹性影响系数=189.8；=522.5MPa(取小值)载荷系数，使用系数，查表 10-2 得：1.75，1.32（动载系数，查图 10-8）=1，查表 10-9，1.25。所以1.751.321.252.8875。将上述数据代入式（10-26）：d12.92南华大学机械工程学院毕业设计（论文）第 21 页 共 52 页d1232.467根据式（10-24）m式中1.751.321.252.8875238.86MPa（取小值）、分别为齿形系数及应力校正系数，按当量齿数查表 10-5，取34，当量齿数= /cos=34/cos17=35.55=2.498,=1.652将上述数据代入式(10-24)得： mm6.02查表 10-6（机械原理） 取 m=7(标准模数) 则分度圆直径=m=734=238232.46,满足设计要求。8.计算几何尺寸：U=3.267 所以=3.267=343.267=111齿顶高：=m=1m=7齿根高：=(+)m=(1+0.2)m=1.27=8.4分度圆直径：m=734=238m=7111=777齿顶圆直径：=+2cos=238+27cos17=251.4=+2cos=777+27cos73=781.1齿根圆直径：=-2cos=238-28.4cos17=221.9=-2cos=777-28.4cos73=772.1锥距 R： R=m/2=7/2=406.3齿根角: tan=/R=8.4/406.3南华大学机械工程学院毕业设计（论文）第 22 页 共 52 页tan=1.18顶锥角: =+=17+1.18=18.18=+=73+1.18=74.18顶隙 C： C=m=0.27=1.4分度圆齿厚 S：S=/2=7/2=11齿宽 B： BR/3（取整数）B406.3/3B135.43取 B=1353.3 传动轴的设计传动轴的设计，包括结构设计和工作能力计算两方面的内容。轴的结构设计是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，合理确定轴的结构形式和尺寸。轴的结构设计不合理，会影响轴的工作能力和轴上零件的工作可靠性，还会增加轴的制造成本和轴上零件装配的困难等。轴的工作能力计算指的是轴的强度、刚度和振动稳定性等方面的计算。多数情况下，轴的工作能力主要取决于轴的强度。这时只要对轴进行强度计算，以防止断裂或塑性变形。轴的材料：查表 15-1（机械设计） ，选择 40Cr(该材料适用于载荷较大，而无很大冲击的重要轴)。轴的结构应满足：轴和装在轴上的零件要有准确的工作位置；轴上的零件应便于装拆和调整；轴应具有良好的制造工艺性等。 拟定轴上零件的装配方案：传动轴和弹性柱销联轴器通过键联接传递扭矩，一对轴衬套对传动轴起支撑作用，相当于滑动轴承的作用，其中一个轴衬套通过套筒定位，另一个轴衬套通过传动机架止口定位。轴的左端与圆锥齿轮相连，通过键联接。传动轴上通过轴肩给锥齿轮定位。轴通常是在变应力条件下工作的，轴的截面尺寸发生突变处要产生应力集中，轴的疲劳破坏往往在此处发生。为了提高轴的疲劳强度，南华大学机械工程学院毕业设计（论文）第 23 页 共 52 页应尽量减少应力集中源和降低应力集中的程度。为此，轴肩处应采用较大的过度圆角半径 r 来降低应力集中。对定位轴肩，必须保证零件得到可靠的定位。求传动轴上的功率 P、转速 n 和转矩 TP=P（电动机）（联轴器）P=1100.993P=109.23（kW）转速 n(传动轴)=n(电动机)，所以 n（传动轴） =980r/min，于是T=9550000T=9550000 T =1064435N求作用在齿轮上的力：=, 式中=d(1-0.5)=238 （ 1-0.5）=198.3T=1001483N，代入数据得=10100.7N=tancos=10100.7tan20cos17=3515.7N ；=tansin=10100.7tan20sin17=1074.8N初步确定轴的最小直径：先按式(15-2)初步估算轴的最小直径；根据轴的材料 40Cr,查表 15-3，取=112，于是得=南华大学机械工程学院毕业设计（论文）第 24 页 共 52 页=112=53.9，输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径，为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号，联轴器的计算转矩=T，查表 14-1，取=2.3，则=T=2.3 1064435N=2448200.5 N按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查标准 GB/T5014-2003，选用 HL7型弹性柱销联轴器，其公称转矩=6300Nm ,许用转速n=2240r/min,联轴器的轴孔直径 110。轴的受力简图如图 3.1：图 3.1 轴的受力简图传动轴各轴段直径和长度初步确定如图：图 3.2 传动轴的基本结构根据轴的受力简图和结构尺寸做出轴的弯矩图和扭矩图。作出弯矩图：根据上述简图，分别按水平和垂直面计算各力产生的弯矩，并按计算结果分别做出水平面上的弯矩图和垂直面上的弯矩图。产生的弯矩：南华大学机械工程学院毕业设计（论文）第 25 页 共 52 页=185=10100.7185=1868629.51.图：图 3.3 轴的水平面上的弯矩图 , ,没=x+x=(+)x=(3515.7+)x=4207.06x(N) (0x185) 图：图 3.4 轴的垂直面上的弯矩图按式 M= 计算总弯矩并做出 M 图。=0 N =2024237.3 N3.M 图：南华大学机械工程学院毕业设计（论文）第 26 页 共 52 页图 3.5 轴 的 弯 矩 合 力 图4.做出扭矩图：图 3.6 轴的扭矩图从轴的结构图以及弯矩图和扭矩图中可以看出轴上安装齿轮处截面是轴的危险截面。5、按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面）的强度。根据式(15-5)，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取=0.6，轴的计算应力=,式中 W：轴的抗弯截面系数， 。根据表 15-4:W=-=-=104757.8N.将数据代入(15-5)，得=6.09MPa南华大学机械工程学院毕业设计（论文）第 27 页 共 52 页前已选定轴的材料为 40Cr,调质处理，由表 15-1 查得=70MPa。因此，故该传动轴安全。3.4 键的校核小圆锥齿轮和传动轴通过键联接传递转矩。该键的设计：平键连结具有结构简单、装拆方便、对中性较好等优点，因此选择平键。键的主要尺寸为其截面尺寸（一般以键宽 b键高 h 表示）与长度 L。键的截面尺寸 bh 按轴的直径 d 由标准选定。键的长度 L 一般可按轮毂的长度而定，即键长等于或略短于轮毂的长度。根据表 6-1，选取键宽 b键高 h=2012,键的长度 L=110。平键连结强度计算：假定载荷在工作面上均匀分布，普通平键连结的强度条件为：= 式中：T：传递的转矩；该平键传递的功率 P=110（联轴器）（滑动轴承）=1100.9930.97=105.95kW则 T=9550=9550=1032.47Nmk:键与轮毂键槽的接触高度，k=0.5h=0.512=6由于该平键连结是轴端与锥齿轮连结，因此选用单圆头平键。l:键的工作长度：l=L-=110-=100d:轴的直径=115；查表 6-2，=70MPa将数据代入上式中，得=45.9MPa所以 所以该平键满足强度条件。3.5 滑动轴承的设计由于滑动轴承承受载荷的方向为径向载荷，所以选择径向