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湖 南 科 技 大 學
畢 業(yè) 設 計（ 論 文 ）
題目
礦山用圓錐式破碎機設計
作者
熊赳赳
學院
機電工程學院
專業(yè)
機械設計制造及其自動化
學號
1103010307
指導教師
蔡志華
二〇一五 年 五 月 二十五 日
湖 南 科 技 大 學
畢業(yè)設計（論文）任務書
機 電 工 程 院 機械設計制造及其自動化 系（教研室）
系（教研室）主任: （簽名） 2015 年 1 月 15 日
學生姓名: 熊赳赳 學號: 1103010307 專業(yè): 機械設計制造及其自動化
1 設計（論文）題目及專題： 礦山用圓錐式破碎機設計
2 學生設計（論文）時間：自2015年 3 月 9 日開始至2015年 5 月 30 日止
3 設計（論文）所用資源和參考資料：
（1）圓錐式破碎機現(xiàn)有設計標準數(shù)據(jù)。
（2）畢業(yè)實習、圖書館館藏及網(wǎng)上相關資料。
（3）《機械設計》、《機械原理》、《機械創(chuàng)新設計》、《機械制造工藝》、《機械工程材料》、《機械設計手冊》、《機械工程畢業(yè)設計指導》及SolidWorks操作平臺、AutoCAD操作平臺等。
4 設計（論文）應完成的主要內(nèi)容：
（1）完成圓錐式破碎機結(jié)構(gòu)設計方案比選擇及確定。
（2）完成圓錐式破碎機結(jié)構(gòu)設計、計算、校對及仿真。
（3）完成傳動部件、圓錐破碎部件、偏心軸套等重要零件設計、計算及校對。
（4）完成圓錐式破碎機裝配圖（零號圖）、各部分裝配圖及重要零件圖若干張。
（5）完成圓錐式破碎機結(jié)構(gòu)設計及說明書一份。
5 提交設計（論文）形式（設計說明與圖紙或論文等）及要求：
（1）破碎機裝配圖及零件圖，畢業(yè)答辯圖紙總量不少于3.0張A0圖紙。
（2）設計說明書不少于40頁，且附有1500漢字以上英文專業(yè)文獻翻譯。
（3）刻錄光盤一張（含開題報告、設計說明書、圖紙、英文原文及翻譯）。
6 發(fā)題時間： 2015 年 1 月 15 日
指導教師： （簽名）
學 生： （簽名）
湖 南 科 技 大 學
畢業(yè)設計（論文）指導人評語
[主要對學生畢業(yè)設計（論文）的工作態(tài)度，研究內(nèi)容與方法，工作量，文獻應用，創(chuàng)新性，實用性，科學性，文本（圖紙）規(guī)范程度，存在的不足等進行綜合評價]
指導人： （簽名）
年 月 日
指導人評定成績：
湖 南 科 技 大 學
畢業(yè)設計（論文）評閱人評語
[主要對學生畢業(yè)設計（論文）的文本格式、圖紙規(guī)范程度，工作量，研究內(nèi)容與方法，實用性與科學性，結(jié)論和存在的不足等進行綜合評價]
評閱人： （簽名）
年 月 日
評閱人評定成績：
湖 南 科 技 大 學
畢業(yè)設計（論文）答辯記錄
日期：
學生： 學號： 班級：
題目：
提交畢業(yè)設計（論文）答辯委員會下列材料：
1 設計（論文）說明書 共 頁
2 設計（論文）圖 紙 共 頁
3 指導人、評閱人評語 共 頁
畢業(yè)設計（論文）答辯委員會評語：
[主要對學生畢業(yè)設計（論文）的研究思路，設計（論文）質(zhì)量，文本圖紙規(guī)范程度和對設計（論文）的介紹，回答問題情況等進行綜合評價]
答辯委員會主任： （簽名）
委員： （簽名）
（簽名）
（簽名）
（簽名）
答辯成績：
總評成績：
湖南科技大學本科生畢業(yè)設計（論文）
摘 要
礦山用圓錐式破碎機主要用于對各種各樣的礦石進行細碎，它主要由傳動部、偏心軸套部、圓錐破碎部、機架部、碗型軸承部、調(diào)整裝置部、調(diào)整套部、彈簧部、進料部以及調(diào)整排礦口的大小用的液壓站等部分組成。破碎機工作時，電動機輸出軸與傳動軸通過一對錐形齒輪帶動偏心軸套旋轉(zhuǎn)，圓錐破碎軸的軸心線在偏心軸套的迫動下做旋轉(zhuǎn)擺運動，使得動錐時而靠近，時而離開定錐，從而使礦石在破碎腔內(nèi)不斷地受到擠壓和沖擊而被破碎。破碎機的發(fā)展與人類社會的進步和科學技術的水平密切相關。隨著科學技術的發(fā)展，各學科間相互滲透，各行業(yè)間相互交流，廣泛使用新結(jié)構(gòu)、新材料、新工藝，目前破碎機正向著大型、高效、可靠、節(jié)能、降耗和自動化方向發(fā)展。
本設計首先介紹了圓錐式破碎機的各部分的結(jié)構(gòu)、工作原理和基本情況，接著對圓錐破碎機主要性能參數(shù)進行了分析計算（結(jié)構(gòu)參數(shù)、破碎腔型、動錐擺動次數(shù)、破碎力）。然后對圓錐破碎機的主要零部件進行了設計（電動機、直齒錐齒輪、傳動軸、鍵、滑動軸承）。
關鍵詞：圓錐破碎機；性能參數(shù)；零部件設計；
ABSTRACT
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).
Keywords: cone crusher; performance parameters; component design
目 錄
第一章 圓錐破碎機工作原理 …………………………………………………… 1
1.1圓錐破碎機分類 …………………………………………………………………… 1
1.2物料破碎理論 ……………………………………………………………………… 2
1.3工作原理 …………………………………………………………………………… 3
1.4簡述各部分結(jié)構(gòu)及功用 …………………………………………………………… 4
1.5影響圓錐破碎機性能關鍵因素 …………………………………………………… 7
1.6發(fā)展現(xiàn)狀 …………………………………………………………………………… 9
第二章 圓錐破碎機主要參數(shù)計算 ……………………………………………… 11
2.1結(jié)構(gòu)參數(shù)選擇與計算 ……………………………………………………………… 11
2.2破碎腔形設計 ……………………………………………………………………… 12
2.3動錐擺動次數(shù) ……………………………………………………………………… 14
2.4破碎力計算 ………………………………………………………………………… 18
第三章 主要零部件的設計………………………………………………………… 21
3.1電動機的選擇 ……………………………………………………………………… 21
3.2 傳動方案的確定…………………………………………………………………… 21
3.3直齒錐齒輪設計 …………………………………………………………………… 21
3.4傳動軸的設計 ……………………………………………………………………… 24
3.5鍵的校核 …………………………………………………………………………… 28
3.6滑動軸承的設計 …………………………………………………………………… 29
第四章 圓錐破碎機的改進………………………………………………………… 31
4.1密封系統(tǒng)的改進 …………………………………………………………………… 31
參考文獻 ………………………………………………………………………………… 33
謝辭………………………………………………………………………………………… 34
附錄 ……………………………………………………………………………………… 35
-iv-
第一章 圓錐破碎機工作原理
1.1圓錐破碎機分類
圓錐破碎機分為粗碎圓錐破碎機和中、細碎圓錐破碎機。通常我們所說的圓錐破碎機一般都是指中細碎圓錐破碎機。本設計研究的是標準型彈簧圓錐破碎機。圓錐破碎機是當前應用最為廣泛的物料中碎及細碎機，其規(guī)格用破碎錐底部直徑（㎜）來表示。
圓錐破碎機根據(jù)排料口調(diào)整方式和保險裝置不同，又分為液壓式圓錐破碎機和彈簧式兩種。液壓圓錐破碎機又分為三種形式：多缸液壓圓錐破碎機、底部單缸液壓圓錐破碎機及頂部單缸液壓圓錐破碎機。彈簧式圓錐破碎機是第一代圓錐破碎機，隨著技術的發(fā)展有被液壓式圓錐破碎機所取代的趨勢。彈簧式圓錐破碎機結(jié)構(gòu)圖如圖1.1所示。
圖1.1 彈簧式圓錐破碎機
1—電動機 2—聯(lián)軸器 3—傳動軸 4—小圓錐齒輪 5—偏心軸套 6—主軸
7—大圓錐齒輪 8—球面軸承座 9—保險彈簧 10—動錐襯板 11—定錐襯板
12—給料盤 13—給料箱 14—支柱 15—調(diào)整環(huán) 16—支撐環(huán) 17—機架
圓錐破碎機按照給料粒度和最終產(chǎn)品的粒度可分為標準型（中碎用）、中間型（中細碎用）、短頭型（細碎用）。三者的區(qū)別在于破碎腔的形狀不同，即平行區(qū)的長度不同，標準型的平行區(qū)最短，短頭型的平行區(qū)最長，中間型平行區(qū)介于兩者之間，如圖1.2所示。
(a)標準型 (b)中間型 (c)短頭型
圖1.2 圓錐破碎機破碎腔形式
1.2物料破碎理論
一直以來，關于物料破碎理論的研究取得一些有實際指導意義的研究成果，對碎磨設備的研制開發(fā)及碎磨理論的發(fā)展做出重要貢獻。目前最具代表性并普遍使用的是三大破碎理論。其中第一種破碎理論是“表面積說”，認為物料粉碎能耗與新生表面積成正比；第二種破碎理論是“體積學說”，認為粉碎能耗與被粉碎顆粒體積成正比；第三種破碎理論是“裂縫學說”，認為認為物料粉碎能耗與物料中的原生裂紋直接相關。三大破碎理論的提出構(gòu)成了早期對物料粉碎理論研究的基本框架。三大破碎理論表達式如式（1-1）～（1-3），式中WR 、WK 、WB為三大破碎理論分別對應的破碎功耗，kR 、kK 、kB為比例系數(shù)，DF為物料給料粒度，DP為破碎產(chǎn)品粒度。
WR=kR（1DP-1DF） (1-1)
WK=kK lgDFDP (1-2)
WB=kB(1DP-1DF) (1-3)
物料破碎方法主要是機械力破碎，機械力破碎法是最古老的礦料破碎法，也是迄今運用最廣泛的礦料破碎方法，它以破碎機械的工作部件直接作用于礦塊而使其破碎。機械力破碎方法主要有擠壓、劈開、折斷、磨剝和沖擊破碎等。固體物料受到外界壓力時產(chǎn)生壓力變形，形成內(nèi)部應力集中，當應力達到顆粒某最弱處的破碎力極限時，顆粒就會在該處首先發(fā)生破裂和粉碎。
物料在圓錐破碎機破碎腔中是以擠壓破碎為主，兼有彎曲和沖擊研磨，物料在破碎腔中受到巨大的擠壓力作用，當擠壓力超過物料顆粒之間的內(nèi)聚力時，物料就產(chǎn)生破碎。以往對圓錐破碎機的研究都是以物料在破碎腔內(nèi)發(fā)生單顆粒破碎，單顆粒破碎是指壓力、撞擊力、拉力或剪力作用于單個物料顆粒的破碎事件。而在破碎設備的實際生產(chǎn)過程中，單顆粒破碎現(xiàn)象是很少發(fā)生的，更多的是以層壓破碎工作的。近年來基于對層壓破碎原理的研究使得圓錐破碎機發(fā)展到一個新的階段。
1.3工作原理
圓錐破碎機的結(jié)構(gòu)簡圖如圖1.3所示：電動機1的動力由傳動軸2、圓錐齒輪3，帶動偏心軸套4旋轉(zhuǎn)。主軸5自由地插在偏心軸套4的錐形孔里，動錐7固裝在主軸5上，并支撐在碗型軸承座6的碗型軸承上。隨著偏心軸套4的旋轉(zhuǎn)，牽連著動錐7的中心線OO1以O為頂點，繞破碎機中心線OO2作錐面運動，這種運動叫做進動運動，又叫旋進運動。兩中心線的夾角γ為進動角（在工作過程中γ為不變的定值）。與此同時，動錐還繞自身軸線OO1作自轉(zhuǎn)運動。
圖1.3 普通圓錐破碎機簡圖
1-電動機 2-傳動軸 3-圓錐齒輪 4-偏心軸套
5-主軸 6-球面軸承座 7-動錐 8-定錐
工作時動錐周期性地靠近或遠離定錐，當動錐靠近定錐時，處于兩個錐體之間的物料在破碎腔中受到巨大的擠壓力作用產(chǎn)生破碎。而遠離錐體表面的物料則由于自身重力的作用不斷下落，下落一段高度后，動錐再次向定錐靠近，物料受到壓碎與沖擊力作用而破碎。一段時間后動錐將會再次離開，物料再次下落一定距離。經(jīng)過幾次循環(huán)后，物料破碎到要求粒度經(jīng)排礦口排出。也就是說，分層的物料在一個循環(huán)的大部分時間以內(nèi)都是處于下落排出狀態(tài)，破碎機的通過能力很大。而排料的順利通暢，使得破碎機生產(chǎn)率大為提高。
圓錐破碎機的排料口附近通常會設計成一段平行區(qū)，平行區(qū)是由動錐和定錐之間嚙角等于零的一段長度。其目的是達到有效破碎物料，滿足產(chǎn)品粒度要求。物料在平行區(qū)中通過時，至少要經(jīng)歷一次以上的破碎，這就使得所獲得的產(chǎn)品粒度有一個或幾個方向上的尺寸要比平行區(qū)的寬度小，從而保證物料的順利排出。平行區(qū)的起始點稱為堵塞點，一般認為單位時間內(nèi)破碎機堵塞層處物料的通過量最小。
1.4簡述各部分結(jié)構(gòu)及功用
圓錐破碎機由下列主要部分組成：機架部；傳動部；碗型軸承部；偏心軸套部；圓錐破碎部；調(diào)整部；調(diào)整套部；進料部。
1.4.1機架部
圖中的機架部是整個破碎機的主體，所有部分都裝在機架上，它被四個地腳螺栓固定在基礎上。
圖1.4 機架部
傳動軸套筒插入機架中心套筒中，用螺釘固定。中心套筒里壓入直襯套。直襯套用錫青銅材料制作。為了防止直襯套上串，在直襯套的上口開兩個缺口，裝一壓板將其壓住。
1.4.2傳動部
圖1.5 傳動部
傳動部裝在機架傳動軸套內(nèi)，它的前端小傘齒輪和偏心軸套上的大傘齒輪相嚙合。其另一端借聯(lián)軸器與電動機相連接。
1.4.3碗型軸承部
圖1.6 碗型軸承部
碗型軸承部有碗型軸承座和碗型軸承（碗型軸瓦）組成。碗型軸瓦用銷子固定在碗型軸承座上，其上有回油孔而碗型軸承座外圈有檔油環(huán)，防止從碗型瓦外緣擠出的油進入防塵水中。碗型軸承座上有一圈環(huán)形溝槽是為裝防塵水用的。碗型軸承也是用錫青銅材料制作的。
1.4.4偏心軸套部
圖1.7 偏心軸套部
偏心軸套部分是由偏心軸套、大傘齒輪和錐襯套組成。錐襯套用錫青銅制作。錐襯套壓裝在偏心軸套的錐形孔里并在其上部缺口處鑄鋅加固。大傘齒輪與偏心軸套之間是用鍵連接。
1.4.5圓錐破碎部
圖1.8圓錐破碎機部
動錐部分由動錐體和主軸組成，用熱壓配合裝配在一起。動錐的外表面裝有高錳鋼襯板。為了使它們之間緊密貼合，中間鑄以鋅。上部用鎖緊螺帽鎖緊。在鎖緊螺帽的頂部裝有分礦盤。為了防止破碎機工作時鎖緊螺帽退扣，裝有制動齒板。制動齒板的外齒卡在鎖緊螺帽的內(nèi)齒中，而制動齒板下面的方形鍵卡在主軸頭部的缺口內(nèi)，以防止主軸與鎖緊螺帽的相對運動。
1.4.6調(diào)整套部
圖1.9 調(diào)整套部
調(diào)整套部也是一個動錐體，其外圓錐表面有鋸齒形螺紋，而內(nèi)部錐體上有七個缺口，定錐襯板上面相應的有七個耳環(huán)。用“U”形螺栓穿過缺口鉤在耳環(huán)上，將定錐襯板固定在調(diào)整套上。
1.4.7調(diào)整裝置部
圖1.10 調(diào)整裝置部
調(diào)整環(huán)與固定環(huán)靠鋸齒形螺紋聯(lián)接；借旋轉(zhuǎn)調(diào)整環(huán)使定錐上升或下降，從而改變破碎機排礦口大小。為了防止調(diào)整環(huán)自動退扣，用鎖緊螺母鎖緊。
固定環(huán)（也叫支撐環(huán)）的錐面與機架上部的錐面相配合，固定環(huán)沿圓周方向有彈簧，靠彈簧的張力把固定環(huán)壓在機架上。這樣，當不能破碎的物料落入破碎腔時能起保險作用。
1.5影響圓錐破碎機性能關鍵因素
圓錐破碎機重要的性能指標有破碎機的生產(chǎn)率、破碎產(chǎn)品的粒度及能耗等，而影響破碎機性能的因素則很復雜。已有的研究與工程實踐表明，影響破碎機破碎產(chǎn)品的產(chǎn)量與粒度的關鍵因素有破碎機性能因素、破碎腔結(jié)構(gòu)因素及破碎機操作情況等。
性能因素是影響破碎機工作性能的關鍵因素，包括動錐擺動速度n、進動角γ、偏心距e、排料口擺動行程Sstroke 。破碎機結(jié)構(gòu)因素主要是破碎腔腔型結(jié)構(gòu)，包括平行區(qū)長度l、閉邊排料口尺寸Scs、破碎腔嚙角σ、動錐底角αB、破碎機懸架高度H、給料口尺寸Ｂ等。破碎機操作因素主要是對破碎機的給料情況。各個關鍵參數(shù)如圖1.4所示。
圖1.4 影響破碎機性能的關鍵參數(shù)
1.5.1破碎機性能因素
對于破碎機性能指標來說，其生產(chǎn)率與破碎產(chǎn)品粒度是一對矛盾體，兩者之間相互制約 。工作性能因素是通過影響破碎機生產(chǎn)率進而影響破碎機產(chǎn)品粒度。動錐擺動速度n越大，物料通過破碎腔時所受沖擊次數(shù)越多，物料粒度越整齊，但轉(zhuǎn)速n過大，物料生產(chǎn)率下降；動錐擺動速度n越小，不但破碎產(chǎn)品粒度變壞，破碎機生產(chǎn)率也下降，故動錐擺動速度存在一個最佳值。
在破碎機腔型結(jié)構(gòu)參數(shù)確定的前提下，進動角γ決定破碎機偏心距e及排料口擺動行程Sstroke的值，進動角γ越大，物料在破碎腔中受到更大沖擊，粉碎效果改善，同時對物料運動學性能有利，破碎機生產(chǎn)率提高，但破碎機整機動力性能惡化；進動角γ越小物料粉碎效果變差，生產(chǎn)率下降，但機器動力性能改善。故在破碎機整機性能允許的前提下，進動角亦取較大值。
1.5.2 破碎機結(jié)構(gòu)因素
破碎機結(jié)構(gòu)因素主要是破碎腔型結(jié)構(gòu)參數(shù)。在工作性能參數(shù)確定的前提下，破碎腔型對破碎產(chǎn)品粒度有決定性影響。平行區(qū)長度l和閉邊排料口尺寸Scs是為檢查物料是否粉碎到用戶要求粒度而設計的，同時也是影響破碎機生產(chǎn)率的關鍵因素之一。平行區(qū)越長、閉邊排料口尺寸越小，產(chǎn)品粒度改善，但破碎機生產(chǎn)率下降，平行區(qū)越短、閉邊排料口尺寸越大，粒度變壞，但破碎機生產(chǎn)率提高，故在一定的工作性能參數(shù)前提下，存在最佳的平行區(qū)長度和閉邊排料口寬度。
破碎腔嚙角σ是影響物料層壓破碎效果的關鍵因素之一。為使物料在破碎腔中實現(xiàn)良好的破碎效果，破碎腔嚙角亦取較小值，但需保證閉邊排料口尺寸Scs，否則破碎腔高度增加，機器重量增加。
動錐底角αB越大，有利于物料以自由落體方式通過破碎腔，破碎機生產(chǎn)率提高，但產(chǎn)品粒度可能得不到保證；動錐底角αB越小，物料產(chǎn)品粒度改善，但生產(chǎn)率下降。
懸架高度H一般取動錐母線延長線與破碎機中心線交點作為懸掛點，懸掛點至排料口垂直距離為懸架高度。而給料口尺寸B已形成機械標準，可按彈簧圓錐破碎機國家標準選取。
1.5.3 破碎機操作因素
破碎機操作因素主要是破碎機的給料情況，包括給料是否充分、給料粒度分布情況、給料是否均勻等等，都對破碎產(chǎn)品的粒度影響很大。
破碎機工作時必須滿足充分給料，若給料不充分，則破碎機會出現(xiàn)待料現(xiàn)象，影響破碎機的生產(chǎn)率。
物料給料粒度分布均勻可以使破碎機工作時實現(xiàn)層壓破碎。若給料粒度相差很大，將影響破碎產(chǎn)品的粒度。
破碎機工作時若能滿足均勻給料，則破碎機破碎力分布合理，襯板磨損均勻，有利于發(fā)揮破碎機的最大工作性能。
因此，圓錐破碎機的結(jié)構(gòu)參數(shù)、工作參數(shù)及給料情況等都影響著破碎機性能。
1.6 發(fā)展現(xiàn)狀
1.6.1圓錐破碎機的國外發(fā)展狀況
圓錐破碎機最初是由美國人西蒙斯兄弟設計，諾德伯格公司生產(chǎn)的，約在上世紀二、三十年代普及世界。
進入80年代后，國外破碎機的主要進展是對破碎機的研制和強化。經(jīng)過不斷的研究、改進，相繼推出了很多新型圓錐破碎機，如美國、瑞典、英國、前蘇聯(lián)、法國、芬蘭、日本等在80年代都推出了具有不同特點的新型圓錐破碎機，使圓錐破碎機的發(fā)展向前邁進一大步。
美國的諾德伯格具有70多年制造圓錐破碎機的經(jīng)驗。諾德伯格HP系列圓錐破碎機是在西蒙斯圓錐破碎機的基礎上發(fā)展制造出來的。諾德伯格HP系列圓錐破碎機具有以下特點：
⑴高的生產(chǎn)能力，HP系列圓錐破碎機由于將較高的轉(zhuǎn)速與沖程相結(jié)合，從而使HP系列圓錐破碎機的額定功率和通過能力大大提高。
⑵高的產(chǎn)品質(zhì)量，HP系列圓錐破碎機獨特的粒間層壓破碎作用使粒級更加均勻，產(chǎn)品形狀更整齊。HP系列圓錐破碎機能夠在恒定的排料口下進行生產(chǎn)，避免了由液壓油缸支承動錐，在生產(chǎn)過程中上下浮動而引起排料口的變化，而通過轉(zhuǎn)動定錐調(diào)整方式，保持了排料口的恒定，提高了整個生產(chǎn)過程的穩(wěn)定性。此外，過鐵保護裝置能確保破碎機在通過鐵塊以后能夠立即復位，保持穩(wěn)定的排料口。
⑶減少停機時間，HP系列圓錐破碎機雙向過鐵釋放液壓缸能夠讓鐵塊通過破碎腔。液壓清理破碎腔行程大而且與襯板磨損無關，減少了清除破碎腔內(nèi)堵塞物料所需的工作量，從而縮短停機時間。液壓馬達驅(qū)動定錐，可對排料口進行調(diào)整，液壓馬達還能使定錐全部轉(zhuǎn)出調(diào)整環(huán)螺母，以更換襯板，從而大大簡化了襯板更換的工作量。先進的襯板固定技術提高了襯板的可靠性，定錐襯板靠楔塊與定錐襯板上部的螺紋斜面嚙合，形成自鎖；而動錐襯板由自鎖式鎖緊螺栓緊固。
⑷便于維修，HP系列圓錐破碎機的青銅軸套，在振動大、粉塵多的破碎環(huán)境里能夠提供較大的負載能力。HP系列圓錐破碎機的所有零件都可以從頂部或側(cè)面拆裝和維修，檢修方便。
1.6.2 圓錐破碎機的國內(nèi)發(fā)展狀況
我國于1953年開始仿造蘇聯(lián)2100和1650彈簧圓錐破碎機。1954年開始自行設計生產(chǎn)了1200彈簧圓錐破碎機。1958年設計制造大型2200彈簧圓錐破碎機。以后經(jīng)過多年反復研究、實踐，克服了舊系列的彈簧壓力不足、零件強度低以及結(jié)構(gòu)上的某些缺點，現(xiàn)已批量生產(chǎn)了新系列彈簧圓錐破碎機，有600、900、1200、1750、2200五個規(guī)格十四種腔型。目前破碎機已達到系列化、規(guī)格化、標準化的程度，可以滿足不同用戶、不同碎礦流程中碎和細碎作業(yè)的需要。
70年代中期，我國設計制造了底部單缸液壓圓錐破碎機，其工作原理與彈簧圓錐破碎機相同，這種破碎機排礦口的調(diào)節(jié)是通過油缸中油量的增加或減少使破碎錐上升或下降，從而調(diào)節(jié)排礦口的減小或增大。從實際運轉(zhuǎn)情況來看，該種設備除少數(shù)尚存一定問題外，大多數(shù)設備都能達到使用要求。底部單缸液壓圓錐破碎機雖然結(jié)構(gòu)簡單，制造方便，但是由于采用了底部液壓缸的結(jié)構(gòu)，使機器的下部工作空間狹小，因而給檢修工作帶來一定困難，因此還需要解決存在的問題。但液壓圓錐破碎機已成為圓錐破碎機的發(fā)展方向。我國在70年代研制的有1200、1650、2200單缸液壓以及1200、1750、2200多缸液壓圓錐破碎機。底部單缸液壓圓錐破碎機有900、1200、1650、2200四個規(guī)格十二種腔型；多缸液壓油1200、2200兩個規(guī)格四種腔型。
第二章 圓錐破碎機主要參數(shù)計算
2.1 結(jié)構(gòu)參數(shù)選擇與計算
給礦口與排礦口寬度:
圓錐破碎機給礦口的寬度B，用動錐接近定錐時，兩錐體的上端距離表示。排礦口寬度b，用動錐靠近定錐時，兩錐體下端的距離表示。如圖2.1所示。B和b的選擇與給礦和排礦粒度有關。一般情況下，B=（1.1～1.25）Dmax 由已知條件：Dmax=145㎜，所以B=（1.1～1.25）145=159.5～181.25㎜
取給礦口寬度B=170㎜。排礦口寬度b取決于所要求的產(chǎn)品粒度，b值有一定范圍，以供破碎各種硬度礦石的需要。由已知條件：出料粒度為20—50㎜，所以排礦口尺寸b=20—50㎜。
嚙角：
動錐與定錐襯板之間的夾角稱為嚙角，并用α0表示。它的作用是保證破碎腔兩襯板有效的咬住礦石，不許向上滑動。嚙角過大，礦石將在破碎腔內(nèi)打滑，降低生產(chǎn)能力，增加襯板磨損和電能的消耗；嚙角太小，則破碎腔過長，增加破碎機的高度。通常嚙角21°≤α0≤23°，α0max=26°,取α0=22°
圖2.1 破碎機結(jié)構(gòu)尺寸
底錐角α較大者為陡錐型破碎機，也叫深腔破碎機，如單缸液壓圓錐破碎機，其α 角約為55°～60°；底錐角α 較小者為平錐型破碎機，如彈簧圓錐破碎機和多缸液壓圓錐破碎機，其α 角約為40°～50°，取α=45°；圓錐破碎機嚙角如圖2.2所示。
查表2-1，得圓錐破碎機的偏心距e=15.5㎜，動錐擺動行程S=51㎜。
表2-1
破碎機規(guī)格
600
900
1200
1750
2200
偏心距e/㎜
10
12
15.5
21.5
30
動錐擺動行程S/㎜
29
39
51
75
90
圖2.2 圓錐破碎機嚙角
破碎腔平行區(qū)：
破碎腔的平行區(qū)也稱為平行帶，為了保證破碎產(chǎn)品達到一定細度和均勻度，中細碎機在破碎腔下部有一段平行區(qū)。若平行區(qū)過長，與同規(guī)格破碎機在相同條件下比較，處理能力減少，而且隨襯板磨損，平行區(qū)越來越長，易使破碎機產(chǎn)生堵塞、增加能耗。由于平行區(qū)越長，磨損越不均勻，使產(chǎn)品粒度更加不均勻。從受力情況來說，平行區(qū)縮短使破碎力下移，能改善主軸受力情況。但平行區(qū)過短，會導致產(chǎn)品中合格品含量下降。
平行區(qū)長度L，可根據(jù)動錐擺動次數(shù)和底錐角以及擺動行程等計算。其原則是：對中碎機，保證物料在平行區(qū)里被壓碎1～2次；可根據(jù)動錐底部直徑計算平行區(qū)長度L(㎜):
對中碎機 L=0.08×D （2-1） 式中Ｄ:動錐底部直徑，㎜。由已知條件Ｄ＝1200㎜，將數(shù)據(jù)代入式(2-1) 得Ｌ＝0.08×1200㎜＝96㎜
2.2 破碎腔形設計
當設計破碎腔時，破碎機進料口尺寸Ｂ或最大粒度Dmax ,排料口尺寸ｂ或排料粒度dmax ,破碎機生產(chǎn)能力、破碎機規(guī)格尺寸Ｄ以及被破碎物料性質(zhì)等為已知。腔形設計程序如圖2.3所示：
1.首先根據(jù)破碎機規(guī)格尺寸Ｄ值畫直線a1a2＝Ｄ，然后取一個動錐底錐角α值畫一條a1a1'線。（α＝45°）
2.根據(jù)已知的閉邊排料口尺寸ｂ值，畫平行于a1a1'線的b1c1 線，并使b1c1 等于平行區(qū)長度Ｌ值得到c1 點。（Ｌ＝96㎜）
3.取一個α０值（α０＝22°），畫 c1d1 線令 c1d1線與 a1a1'線的夾角等于α０角。
圖2.3 基本腔形
4.給料口尺寸Ｂ為已知，以Ｂ值為直徑畫圓切于a1a1'線a1'點，a1'd1＝Ｂ，并連接c1d1 線。此時，閉邊破碎腔形狀已形成。
5.作a1a2 線的垂直等分線OO1。畫OO1的垂線a1'a2'，并使a1'O1'＝O1'a2'得a2'點，連a2a2'線。此時，動錐整體外形已定。
6.選取進動角γ0 值，對于彈簧式圓錐破碎機γ0＝2°～2.5°，取γ0＝2.3°，再按ｅ＝0.5Ｄtanγ0 tanα求得偏心距e值，代入數(shù)據(jù)，得e=0.5×1200×tan2.3°×tan45°,所以e=24.1㎜。使O1O2=e,過O2點作一直線OO2并與OO1交于O點，令OO1線與OO2線的夾角等于γ0值。此時，OO2線就是定錐中心線，也就是破碎機中心線。
7.以OO2中心線為軸對稱畫出b2、c2和d2三點，三點連線最終構(gòu)成定錐面的形狀。此時，破碎腔腔形設計完成。
因為破碎腔內(nèi)的物料在壓縮時，要有足夠的密實度和較高的壓縮比，便能獲得較高的產(chǎn)量而又能使細粒級產(chǎn)品含量顯著增多。因此正確選擇動錐擺動行程S是非常重要的。
優(yōu)化腔形設計：
假設有一最佳腔形曲線，并用三次樣條函數(shù)來描述。只要在襯板表面取n個形值點（其值可作為設計變量），便可通過三次樣條插值函數(shù)計算腔形曲線，如圖2.4（為了看圖方便將直角坐標按逆時針轉(zhuǎn)90°）。取動錐襯板曲線ab如圖2.5代替圖2.4中動錐襯板曲線1M，進行定錐襯板曲線最佳形狀設計。
圖2.4耐磨腔形 圖2.5優(yōu)化腔形
2.3 動錐擺動次數(shù)
動錐的擺動次數(shù)也就是偏心軸套的轉(zhuǎn)速。如果轉(zhuǎn)速太高，不僅生產(chǎn)率不能提高，反而會使功耗增加很快，若轉(zhuǎn)速太低，又不能充分利用能量，使生產(chǎn)率降低。因此，人們追求一個較為理想的轉(zhuǎn)速。
破碎機轉(zhuǎn)速n值與破碎機結(jié)構(gòu)、偏心部件運動狀態(tài)，破碎機制造質(zhì)量、零件材質(zhì)、潤滑等因素有關。衡量破碎機n值的指標是：在其它條件一定的情況下，所確定的n值應有最高的生產(chǎn)率和最低的功耗。物料在破碎腔平行區(qū)里是以自由落體形式運動，以此為基礎，計算動錐擺動次數(shù)。如圖2.6所示：
圖2.6 物料在平行區(qū)的運動
Ⅰ—動錐處于壓碎終止位置；Ⅱ—動錐后撤到終止位置
物料在A點被壓碎后，當動錐從位置Ⅰ急速向位置Ⅱ后撤時，由于物料不會立刻跟隨動錐一起下落而是滯后一段時間，從而物料脫離動錐表面，這是因為動錐后撤的速度大于物料自由下落的速度所決定的。當動錐后撤到位置Ⅱ而物料尚離動錐表面有一段距離，待動錐從位置Ⅱ返回來再次沖擊的過程中，與繼續(xù)下落的物料相遇。
現(xiàn)求動錐后撤而物料跟隨動錐一起作自由降落運動狀態(tài)下，動錐的擺動次數(shù)，即動錐保證物料自由降落的最低擺動次數(shù)。物料從A點降落到Ｂ點的時間，等于動錐從位置Ⅰ后撤到位置Ⅱ的時間，即ｔ＝30n，根據(jù)自由落體公式得：
s1＝12gt2 將ｔ＝30n代入公式中，則
s1＝12g(30n)2 （2-2），式中ｇ：重力加速度m/s2，s1：物料下落的距離，s1＝Ｓｃｏｓα （α為動錐底錐角），公式（2-2）經(jīng)整理后，得動錐每分鐘最低擺動次數(shù)為：nmin=30gcosα/2s
將g=9.8m/S2 代入公式（2-3），則得 nmin=66cosαs (2-4)
式中S：動錐擺動行程，51㎜；α：底錐角，45°
將數(shù)據(jù)代入式(2-4)，得nmin=66cos45°0.051
nmin=245.75(次/min)
公式(2-4)是求得物料不在錐面上滑動的最低擺動次數(shù)。實際上，設計時動錐的擺動次數(shù)必須大于這個極限次數(shù)，才能使物料呈自由落體形式向下運動。物料從Ａ點開始自由降落而動錐從位置Ⅰ后撤，由于動錐后撤速度較快，當動錐后撤到位置Ⅱ而又返回到位置Ⅲ時，才與物料相遇，此時動錐所走過的時間ｔ＝45n，如圖2.7中c-3線，Ｔ＝60n，將此數(shù)據(jù)代入式X=s2cos2πTt
得Ｘ＝０。由圖2.8知，s'=s2+X，故s'=s2 又從圖中幾何關系得S1=S'cosα
根據(jù)自由落體公式得：S1=S'cosα=S2cosα=12g(45n)2
經(jīng)簡化求得nmax（r/min）為：nmax=140cosαS (2-5)式中S=51㎜（動錐擺動行程），α=45°（動錐底錐角）；將數(shù)據(jù)代入(2-5)得：nmax=140cos45°0.051 ∴ nmax=521.3(次/min)
綜上所述: 245.75（次/min）≤n≤521.3(次/min) 取n=300次/分。
圖2.7 動錐速度u隨時間變化曲線
圖2.8求動錐最適宜的擺動次數(shù)
Ⅰ—動錐處于壓碎物料終止位置；
Ⅱ—動錐處于后撤終止位置；
Ⅲ—動錐處于t=3.625/n的位置，即處S/2+X的位置；
Ⅳ—動錐處于S/2的位置
2.4 破碎力計算
破碎力是破碎機零部件的強度計算基礎。因此，合理計算破碎力是決定零部件尺寸的重要依據(jù)。彈簧機可按彈簧壓力計算出破碎力。當正常破碎時，彈簧的預緊力應能阻止支承環(huán)向上跳起，此時所產(chǎn)生的破碎力為正常破碎力F。當破碎腔進入非破碎物時，破碎力急劇增加，彈簧的預緊力不能阻止支承環(huán)向上跳起，使支承環(huán)機架上A點向上翻轉(zhuǎn)某一個角度，增大排料口，使彈簧產(chǎn)生附加壓縮，此時所產(chǎn)生的破碎力為最大破碎力Fmax。
取定錐為分離體，圖2.9，對A點取力矩，則：
MA=GR+nPR-FLP-fFLF=0
圖2.9 破碎力計算圖
故求得正常破碎力為：F=G+nPRLP+fL F （2-6）
式中：LP：力F對A點的力臂；
LF：摩擦力fF對A點的力臂；
nP:彈簧的預緊力（n為彈簧數(shù)，P為每根彈簧的預緊力），其數(shù)值見表2-2；
G：定錐自重；
R：nP對A點的力臂；
f:摩察系數(shù)，f=0.25~0.35。
G=2.45kN,n=12,P=1500kN,f=0.3,R=0.9827m,LP=1.1068m,LF=0.931m。將數(shù)據(jù)代入式(10-1)得:
F=（2.45+12×1500）×0.98271.1068+0.3×0.931=12763kN
表2-2
動錐直徑D/㎜
600
900
1200
1650
2100
2200
預緊力Fp/N
舊系列
40×104
90×104
138×104
240×104
新系列
40×104
70×104
150×104
250×104
400×104
當破碎機進入非破碎物時，最大破碎力與被破碎物料尺寸有關，一般非破碎物料尺寸按小于（0.85～0.95）(b+s)值考慮。當破碎腔進入非破碎物時，定錐工作一側(cè)繞破碎機機架A點抬起，使保險彈簧的附加壓縮量，才能求出總附加壓力力矩。由圖2.10可知，機架周圍任一點一組彈簧的附加變形，可按比例關系寫成下式： h0/2R=hi/(R-Rcosθ)或hi=h02(1-cosθ)
為使計算簡單化，可近似認為一周彈簧是均勻密布的，且每個彈簧的剛度為K(N/m),共有n個彈簧，則機架周圍任一小弧長Rdθ的彈簧附加變形，對過A點之x-x軸微小力矩為：dMi=hiK(R-Rcosθ)n2πRRdθ
∴dMi=h0KRn(1-cosθ)2dθ4π
機架周圍整周的全部彈簧，因附加變形對過A點的x-x軸的力矩為：M=02πh0KRn4π(1-cosθ)2dθ
∴M=h0KRn4π02π1-2cosθ+cosθ2dθ
∴ M=h0KRn4π (θ-2sinθ+12θ+14sin2θ)︱02π
∴ M=34h0KRn
當非破碎物落入破碎腔時，阻礙固定錐繞x-x軸抬起的力矩為：M=34h0KRn+nPR+GR 而最大破碎力Fmax和摩擦力F1=Fmax f對x-x軸產(chǎn)生的力矩為Fmax （Ld+fLF）,要使定錐繞x-x軸抬起，令此兩力矩平衡，可求得最大破碎力： Fmax=3h0KRn4+nPR+GRLd+fLF 式中:K=92000KN/m,h0=20㎜,Ld=1.3062m,其余字母的數(shù)值不變。將數(shù)據(jù)代入上式，得：
Fmax=3×0.02×92000×0.9827×124+12×1500×0.9827+2.45×0.98271.3062+0.931×0.3
Fmax=21421.9KN。
圖2.10 求附加力矩
第三章 主要零部件的設計
3.1 電動機的選擇
彈簧式圓錐破碎機電動機功率，可按下面這個根據(jù)實際資料并經(jīng)研究總結(jié)出來的經(jīng)驗公式來計算，P（kW）為：P=50QD2K0，式中Q為動率系數(shù)（Ｑ取1.07）；Ｄ為動錐直徑（D取1.2m）；K0為修正系數(shù)（①當動錐直徑＜1650㎜時，取K0＝1.4；②當動錐直徑在1650～2100㎜之間時，取K0＝１；③當動錐直徑大于2100㎜時，取K0＝1.1～1.2）。代入數(shù)據(jù)得Ｐ＝50×1.07×1.22×1.4＝108（kW），所以根據(jù)計算功率Ｐ＝108kW選擇電動機型號。
查找“電動機型號一覽表”，選擇型號為Y315L1—6；
基本參數(shù)為Ｐ＝110kW，ｎ＝980r/min
3.2傳動方案的確定
根據(jù)傳動方案：電動機通過聯(lián)軸器和主傳動軸相連，主傳動軸通過鍵和小圓錐齒輪相連。所以可以大致認為n（電動機）=n（傳動軸）=n（小圓錐齒輪），可得n（小圓錐齒輪）=980r/min;大圓錐齒輪和偏心軸套通過健相互連接，然后偏心軸套帶動破碎主軸旋轉(zhuǎn)，所以n（偏心軸套）=n(大圓錐齒輪)。由已知條件破碎主軸擺動次數(shù)為300次/分，所以n（偏心軸套）=300r/min,可得n（大圓錐齒輪）=300r/min;
該對圓錐齒輪傳動比i=n(小)/n(大)=980（r/min）/300(r/min)=3.267
傳動功率P的計算：聯(lián)軸器傳動效率為φ =0.99～0.995，取φ=0.993，錐齒輪傳動，7級精度（稀油潤滑），效率φ=0.97，一對滑動軸承，潤滑正常，φ =0.97，錐齒輪的傳動功率P=110×φ（聯(lián)軸器）×φ（滑動軸承）×φ（錐齒輪）=110×0.993×0.97×0.97=102.77（kW）?？傻茫椋剑睿ㄐ。睿ù螅絑（大錐齒輪）/Z（ 小錐齒輪）=980(r/min)/300(r/min)=3.267
3.3直齒錐齒輪設計
設計：齒輪的材料、熱處理及主要尺寸等。
1.由表選擇小齒輪材料為40Ｃｒ（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，強度極限σB=700MPa ,屈服極限σS=500MPa;大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240 HBS，二者材料硬度差為40HBS，強度極限σB=650MPa，屈服極限σS＝360MPa。齒輪精度：7級。
2.選小齒輪齒數(shù) Z1=20～40（閉式傳動），取Z1=34
3.分錐角：δ 小齒輪：δ1=arctan(Z1/Z2)=arctan（1/3.267）=17°
大齒輪：δ2=90°-17°=73°
4.確定許用應力
①許用接觸應力：[σH] =σHlimbSH KL
由資料按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限σHlimb1=600MPa；大齒輪的接觸疲勞極限σHlimb2=550MPa并取二者之間的小值計算[σH]
②取安全系數(shù)SH，取失效概率為1%，安全系數(shù)SH=1
③計算應力循環(huán)次數(shù)
N1=60n1jLh=60×980×1×(2×8×300×15)=4.234 ×109
N2=4.234×1093.267=1.296×109
④取接觸疲勞壽命系數(shù)KHL1=0.89，KHL2 =0.95
⑤計算[σH] [σH]1=σHlimb1KHL1SH=600×0.891=534MPa
[σH]2=σHlimb2KHL2SH=550×0.951=522.5MPa
⑥許用彎曲應力[σF]=KFNσFlimbSF
由資料查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限σFlimb1=500MPa；大齒輪的彎曲疲勞強度極限σFlimb2=380MPa取彎曲疲勞安全系數(shù)SF=1.4
取彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1＝0.85,KFN2=0.88
計算 [σF1]=KFN1σFlimb1SF=0.85×5001.4=303.57MPa
[σF2]=KFN2σFlimb2SF=0.88×3801.4=238.86MPa
5.計算工作轉(zhuǎn)矩T1=9.55×106p1n1=9.55×106×102.77980=1001483N·㎜
6.分度圓直徑
d1≥2.923(ZE[σH])2KT1?R(1-0.5?R)2u
式中?R：錐齒輪傳動的齒寬系數(shù)，取?R=1/3,ZE：彈性影響系數(shù)=189.8MPa12； [σH]=522.5MPa(取小值)
載荷系數(shù)Ｋ＝KAKVKHαKβ，使用系數(shù)KA，查得：KA＝1.75，KV＝1.32，KHα=1，Kβ＝1.25。
所以Ｋ＝1.75×1.32×1×1.25＝2.8875。
將上述數(shù)據(jù)代入式
d1≥2.923（189.8522.5）2 2.8875×100148313（1-0.5×13）2×3.267
d1≥232.46㎜
7.模數(shù)
m≥34KT1?R(1-0.5?R)2Z12u2+1YFaYSa[σF]
式中Ｋ＝KAKVKFαKβ＝1.75×1.32×１×1.25＝2.8875
[σF]＝238.86MPa（取小值）
YFa、YSa分別為齒形系數(shù)及應力校正系數(shù)，按當量齒數(shù)查表10-5，取Z1＝34，當量齒數(shù)ZV=Z1 /cosδ1=34/cos17°=35.55
YFa=2.498,YSa=1.652
將上述數(shù)據(jù)代入式(10-24)得：
m≥34×2.8875×100148313(1-0.5×13)2 3423.2672+12.498×1.652238.86
m≥6.02㎜
查表，取m=7(標準模數(shù))
則分度圓直徑d1=mZ1=7×34=238㎜≥232.46㎜,滿足設計要求。
8.計算幾何尺寸：
U=Z2Z1=3.267 所以Z2=Z1×3.267=34×3.267=111
齒頂高：ha=ha*m=1×m=7㎜
齒根高：hf=(ha*+c*)m=(1+0.2)m=1.2×7=8.4㎜
分度圓直徑：d1=mZ1=7×34=238㎜
d2=mZ2=7×111=777㎜
齒頂圓直徑：da1=d1+2hacosδ1=238+2×7×cos17°=251.4㎜
da2=d2+2hacosδ2=777+2×7×cos73°=781.1㎜
齒根圓直徑：df1=d1-2hfcosδ1=238-2×8.4cos17°=221.9㎜
df2=d2-2hfcosδ2=777-2×8.4×cos73°=772.1㎜
錐距R： R=mZ12+Z22/2=7×342+1112/2=406.3㎜
齒根角θf: tanθf=hf/R=8.4/406.3
θf=1.18°
頂錐角δa: δa1=δ1+θf=17°+1.18°=18.18°
δa2=δ2+θf=73°+1.18°=74.18°
頂隙C： C=C*m=0.2×7=1.4㎜
分度圓齒厚S：S=πm/2=π×7/2=11㎜
齒寬B： B≤R/3（取整數(shù)）
B≤406.3/3
B≤135.43㎜
取B=135㎜
3.4傳動軸的設計
傳動軸的設計，包括結(jié)構(gòu)設計和工作能力計算兩方面的內(nèi)容。軸的結(jié)構(gòu)設計是根據(jù)軸上零件的安裝、定位以及軸的制造工藝等方面的要求，合理確定軸的結(jié)構(gòu)形式和尺寸。軸的結(jié)構(gòu)設計不合理，會影響軸的工作能力和軸上零件的工作可靠性，還會增加軸的制造成本和軸上零件裝配的困難等。軸的工作能力計算指的是軸的強度、剛度和振動穩(wěn)定性等方面的計算。多數(shù)情況下，軸的工作能力主要取決于軸的強度。這時只要對軸進行強度計算，以防止斷裂或塑性變形。
軸的材料：選擇45號鋼。
軸的結(jié)構(gòu)應滿足：軸和裝在軸上的零件要有準確的工作位置；軸上的零件應便于裝拆和調(diào)整；軸應具有良好的制造工藝性等。
擬定軸上零件的裝配方案：
傳動軸和聯(lián)軸器通過鍵聯(lián)接傳遞扭矩，一對軸襯套對傳動軸起支撐作用，相當于滑動軸承的作用，其中一個軸襯套通過套筒定位，另一個軸襯套通過傳動機架止口定位。軸的左端與圓錐齒輪相連，通過鍵聯(lián)接。傳動軸上通過軸肩給錐齒輪定位。軸通常是在變應力條件下工作的，軸的截面尺寸發(fā)生突變處要產(chǎn)生應力集中，軸的疲勞破壞往往在此處發(fā)生。為了提高軸的疲勞強度，應盡量減少應力集中源和降低應力集中的程度。為此，軸肩處應采用較大的過度圓角半徑r來降低應力集中。對定位軸肩，必須保證零件得到可靠的定位。
1.求傳動軸上的功率P、轉(zhuǎn)速n和轉(zhuǎn)矩T：
P=P（電動機）×η（聯(lián)軸器）
P=110×0.993
P=109.23（kW）
轉(zhuǎn)速n(傳動軸)=n(電動機)，所以n（傳動軸）=980r/min，于是T=9550000Pn
T=9550000×109.23980
T =1064435N·㎜
2.求作用在齒輪上的力：
Ft=2Tdm, 式中dm=d(1-0.5?R)=238（1-0.5×13）=198.3㎜
T=1001483N·㎜，代入數(shù)據(jù)得Ft=2×1001483198.3=10100.7N
Fr1=Fttanαcosδ1
Fr1=10100.7×tan20°×cos17°
Fr1=3515.7N ；
Fa1=Fttanαsinδ1
Fa1=10100.7×tan20°sin17°
Fa1=1074.8N
3.初步確定軸的最小直徑：
根據(jù)軸的材料45,取A0=112，于是得dmin=A 03P3n3
dmin=112×3109.23980=53.9㎜，輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑，為了使所選的軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應，故需同時選取聯(lián)軸器型號，聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩Tca=KAT，取KA =2.3，則Tca=KAT=2.3×1064435N·㎜=2448200.5 N·㎜
按照計算轉(zhuǎn)矩Tca 應小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查標國標，選用HL7型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩Tn=6300N·m ,許用轉(zhuǎn)速[n]=2240r/min,聯(lián)軸器的軸孔直徑110㎜。
圖3.1軸的受力簡圖
4.傳動軸各軸段直徑和長度初步確定如圖：
圖3.2 傳動軸的基本結(jié)構(gòu)
根據(jù)軸的受力簡圖和結(jié)構(gòu)尺寸做出軸的彎矩圖和扭矩圖。
作出彎矩圖：根據(jù)上述簡圖，分別按水平和垂直面計算各力產(chǎn)生的彎矩，并按計算結(jié)果分別做出水平面上的彎矩MH圖和垂直面上的彎矩MV圖。F t 產(chǎn)生的彎矩：MHmax=F t ×185=10100.7×185=1868629.5Ｎ·㎜
①MＨ圖：
圖3.3軸的水平面上的彎矩圖
Fr=3515.7N ,Fa=1074.8N ,d1=238㎜
Ma=Fa×d12=1074.8×2382=127901.2N·㎜
MV=Fr·x+Ma185·x=(Fr +Ma185 )x=(3515.7+127901.2185)x=4207.06x(N·㎜) (0≤x≤185)
②MV圖：
圖3.4軸的垂直面上的彎矩圖
按式M=MH2+MV2 計算總彎矩并做出M圖。M min=0 N·㎜ Mmax=1868629.52+778306.12=2024237.3 N·㎜
③M圖：
圖3.5軸的彎矩合力圖
④做出扭矩圖：
圖3.6 軸的扭矩圖
從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩圖和扭矩圖中可以看出軸上安裝齒輪處截面是軸的危險截面。
5、按彎扭合成應力校核軸的強度
進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險截面）的強度。根據(jù)公式以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應力為脈動循環(huán)變應力，取α=0.6，軸的計算應力σca=M2+(αT)2W ,式中W：軸的抗彎截面系數(shù)，㎜3。
根據(jù)數(shù)據(jù)表:
W=πd332-bt(d-t)22d=π115332-20×6(115-6)232=104757.8N.㎜
將數(shù)據(jù)代入，得
σca=2024237.32+(0.6×1064435)2104757.8=6.09MPa
前已選定軸的材料為45,查得[σ-1]=70MPa。因此σca ＜[σ-1]，故該傳動軸安全。
3.5 鍵的校核
小圓錐齒輪和傳動軸通過鍵聯(lián)接傳遞轉(zhuǎn)矩。
1.該鍵的設計：
平鍵連結(jié)具有結(jié)構(gòu)簡單、裝拆方便、對中性較好等優(yōu)點，因此選擇平鍵。鍵的主要尺寸為其截面尺寸（一般以鍵寬b×鍵高h表示）與長度L。鍵的截面尺寸b×h按軸的直徑d由標準選定。鍵的長度L一般可按輪轂的長度而定，即鍵長等于或略短于輪轂的長度。根據(jù)標準，選取鍵寬b×鍵高h=20×12,鍵的長度L=110㎜。
2.平鍵連結(jié)強度計算：
假定載荷在工作面上均勻分布，普通平鍵連結(jié)的強度條件為：σP=2T×103kld≤[σP ] 式中：T：傳遞的轉(zhuǎn)矩；
該平鍵傳遞的功率P=110×η（聯(lián)軸器）×η（滑動軸承）=110×0.993×0.97=105.95kW
則T=9550Pn=9550×105.95kW980r/min=1032.47N·m
k:鍵與輪轂鍵槽的接觸高度，k=0.5h=0.5×12=6㎜
由于該平鍵連結(jié)是軸端與錐齒輪連結(jié)，因此選用單圓頭平鍵。
l:鍵的工作長度：l=L-b2=110-202=100㎜
d:軸的直徑=115㎜；
查表得，[σP]=70MPa
將數(shù)據(jù)代入上式中，得σP=2×1032.47×1036×100×75=45.9MPa
所以σP ＜[σP] 所以該平鍵滿足強度條件。
3.6滑動軸承的設計
由于滑動軸承承受載荷的方向為徑向載荷，所以選擇徑向軸承。潤滑方式：采用液體動力潤滑。
已知條件：因為軸的轉(zhuǎn)矩T=Fr·r,所以1064435N·㎜=Fr·82㎜，F(xiàn)r=12980.9N，軸頸直徑d=120㎜,轉(zhuǎn)速n=980r/min。
選擇軸承寬徑比：根據(jù)滑動軸承常用的寬徑比，取寬徑比為1。
計算軸承寬度：B=(B／ｄ)×ｄ＝1×0.120=0.120m
計算軸頸圓周速度：V=πdn60×1000=π×120×98060×1000=6.16m/s
計算軸承工作壓力：P=FdB=12980.90.120×0.120Pa=0.901MPa
選擇軸瓦材料：查表，在保證ｐ≤［ｐ］、ｖ≤［ｖ］、ｐｖ≤［ｐｖ］的條件下，選定軸承材料為ZQSn8-12
初估潤滑油動力粘度：
由式,η,=(n60)-131076=(98060)-131076Pa·s=0.034Pa·s
計算相應的運動粘度：取潤滑油密度ρ＝900kg/m3,
由式，v，=η，ρ×106=0.034900×106cSt=38cSt
選定平均油溫：現(xiàn)選