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湖南科技大學(xué)本科生畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） 摘 要 礦山用圓錐式破碎機(jī)主要用于對(duì)各種各樣的礦石進(jìn)行細(xì)碎，它主要由傳動(dòng)部、偏心軸套部、圓錐破碎部、機(jī)架部、碗型軸承部、調(diào)整裝置部、調(diào)整套部、彈簧部、進(jìn)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(jī)工作時(shí)，電動(dòng)機(jī)輸出軸與傳動(dòng)軸通過(guò)一對(duì)錐形齒輪帶動(dòng)偏心軸套旋轉(zhuǎn)，圓錐破碎軸的軸心線在偏心軸套的迫動(dòng)下做旋轉(zhuǎn)擺運(yùn)動(dòng)，使得動(dòng)錐時(shí)而靠近，時(shí)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(jī)的發(fā)展與人類社會(huì)的進(jìn)步和科學(xué)技術(shù)的水平密切相關(guān)。隨著科學(xué)技術(shù)的發(fā)展，各學(xué)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(jī)正向著大型、高效、可靠、節(jié)能、降耗和自動(dòng)化方向發(fā)展。 本設(shè)計(jì)首先介紹了圓錐式破碎機(jī)的各部分的結(jié)構(gòu)、工作原理和基本情況，接著對(duì)圓錐破碎機(jī)主要性能參數(shù)進(jìn)行了分析計(jì)算（結(jié)構(gòu)參數(shù)、破碎腔型、動(dòng)錐擺動(dòng)次數(shù)、破碎力）。然后對(duì)圓錐破碎機(jī)的主要零部件進(jìn)行了設(shè)計(jì)（電動(dòng)機(jī)、直齒錐齒輪、傳動(dòng)軸、鍵、滑動(dòng)軸承）。 關(guān)鍵詞：圓錐破碎機(jī)；性能參數(shù)；零部件設(shè)計(jì)； 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(jī)工作原理 …………………………………………………… 1 1.1圓錐破碎機(jī)分類 …………………………………………………………………… 1 1.2物料破碎理論 ……………………………………………………………………… 2 1.3工作原理 …………………………………………………………………………… 3 1.4簡(jiǎn)述各部分結(jié)構(gòu)及功用 …………………………………………………………… 4 1.5影響圓錐破碎機(jī)性能關(guān)鍵因素 …………………………………………………… 7 1.6發(fā)展現(xiàn)狀 …………………………………………………………………………… 9 第二章 圓錐破碎機(jī)主要參數(shù)計(jì)算 ……………………………………………… 11 2.1結(jié)構(gòu)參數(shù)選擇與計(jì)算 ……………………………………………………………… 11 2.2破碎腔形設(shè)計(jì) ……………………………………………………………………… 12 2.3動(dòng)錐擺動(dòng)次數(shù) ……………………………………………………………………… 14 2.4破碎力計(jì)算 ………………………………………………………………………… 18 第三章 主要零部件的設(shè)計(jì)………………………………………………………… 21 3.1電動(dòng)機(jī)的選擇 ……………………………………………………………………… 21 3.2 傳動(dòng)方案的確定…………………………………………………………………… 21 3.3直齒錐齒輪設(shè)計(jì) …………………………………………………………………… 21 3.4傳動(dòng)軸的設(shè)計(jì) ……………………………………………………………………… 24 3.5鍵的校核 …………………………………………………………………………… 28 3.6滑動(dòng)軸承的設(shè)計(jì) …………………………………………………………………… 29 第四章 圓錐破碎機(jī)的改進(jìn)………………………………………………………… 31 4.1密封系統(tǒng)的改進(jìn) …………………………………………………………………… 31 參考文獻(xiàn) ………………………………………………………………………………… 33 謝辭………………………………………………………………………………………… 34 附錄 ……………………………………………………………………………………… 35 -iv- 第一章 圓錐破碎機(jī)工作原理 1.1圓錐破碎機(jī)分類 圓錐破碎機(jī)分為粗碎圓錐破碎機(jī)和中、細(xì)碎圓錐破碎機(jī)。通常我們所說(shuō)的圓錐破碎機(jī)一般都是指中細(xì)碎圓錐破碎機(jī)。本設(shè)計(jì)研究的是標(biāo)準(zhǔn)型彈簧圓錐破碎機(jī)。圓錐破碎機(jī)是當(dāng)前應(yīng)用最為廣泛的物料中碎及細(xì)碎機(jī)，其規(guī)格用破碎錐底部直徑（㎜）來(lái)表示。 圓錐破碎機(jī)根據(jù)排料口調(diào)整方式和保險(xiǎn)裝置不同，又分為液壓式圓錐破碎機(jī)和彈簧式兩種。液壓圓錐破碎機(jī)又分為三種形式：多缸液壓圓錐破碎機(jī)、底部單缸液壓圓錐破碎機(jī)及頂部單缸液壓圓錐破碎機(jī)。彈簧式圓錐破碎機(jī)是第一代圓錐破碎機(jī)，隨著技術(shù)的發(fā)展有被液壓式圓錐破碎機(jī)所取代的趨勢(shì)。彈簧式圓錐破碎機(jī)結(jié)構(gòu)圖如圖1.1所示。 圖1.1 彈簧式圓錐破碎機(jī) 1—電動(dòng)機(jī) 2—聯(lián)軸器 3—傳動(dòng)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(xiǎn)彈簧 10—?jiǎng)渝F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(jī)架 圓錐破碎機(jī)按照給料粒度和最終產(chǎn)品的粒度可分為標(biāo)準(zhǔn)型（中碎用）、中間型（中細(xì)碎用）、短頭型（細(xì)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(zhǎng)度不同，標(biāo)準(zhǔn)型的平行區(qū)最短，短頭型的平行區(qū)最長(zhǎng)，中間型平行區(qū)介于兩者之間，如圖1.2所示。 (a)標(biāo)準(zhǔn)型 (b)中間型 (c)短頭型 圖1.2 圓錐破碎機(jī)破碎腔形式 1.2物料破碎理論 一直以來(lái)，關(guān)于物料破碎理論的研究取得一些有實(shí)際指導(dǎo)意義的研究成果，對(duì)碎磨設(shè)備的研制開發(fā)及碎磨理論的發(fā)展做出重要貢獻(xiàn)。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(shuō)”，認(rèn)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(xué)說(shuō)”，認(rèn)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(xué)說(shuō)”，認(rèn)為認(rèn)為物料粉碎能耗與物料中的原生裂紋直接相關(guān)。三大破碎理論的提出構(gòu)成了早期對(duì)物料粉碎理論研究的基本框架。三大破碎理論表達(dá)式如式（1-1）～（1-3），式中WR 、WK 、WB為三大破碎理論分別對(duì)應(yīng)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(jī)械力破碎，機(jī)械力破碎法是最古老的礦料破碎法，也是迄今運(yùn)用最廣泛的礦料破碎方法，它以破碎機(jī)械的工作部件直接作用于礦塊而使其破碎。機(jī)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(shí)產(chǎn)生壓力變形，形成內(nèi)部應(yīng)力集中，當(dāng)應(yīng)力達(dá)到顆粒某最弱處的破碎力極限時(shí)，顆粒就會(huì)在該處首先發(fā)生破裂和粉碎。 物料在圓錐破碎機(jī)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(dāng)擠壓力超過(guò)物料顆粒之間的內(nèi)聚力時(shí)，物料就產(chǎn)生破碎。以往對(duì)圓錐破碎機(jī)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(gè)物料顆粒的破碎事件。而在破碎設(shè)備的實(shí)際生產(chǎn)過(guò)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(lái)基于對(duì)層壓破碎原理的研究使得圓錐破碎機(jī)發(fā)展到一個(gè)新的階段。 1.3工作原理 圓錐破碎機(jī)的結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖如圖1.3所示：電動(dòng)機(jī)1的動(dòng)力由傳動(dòng)軸2、圓錐齒輪3，帶動(dòng)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(dòng)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(dòng)錐7的中心線OO1以O(shè)為頂點(diǎn)，繞破碎機(jī)中心線OO2作錐面運(yùn)動(dòng)，這種運(yùn)動(dòng)叫做進(jìn)動(dòng)運(yùn)動(dòng)，又叫旋進(jìn)運(yùn)動(dòng)。兩中心線的夾角γ為進(jìn)動(dòng)角（在工作過(guò)程中γ為不變的定值）。與此同時(shí)，動(dòng)錐還繞自身軸線OO1作自轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)。 圖1.3 普通圓錐破碎機(jī)簡(jiǎn)圖 1-電動(dòng)機(jī) 2-傳動(dòng)軸 3-圓錐齒輪 4-偏心軸套 5-主軸 6-球面軸承座 7-動(dòng)錐 8-定錐 工作時(shí)動(dòng)錐周期性地靠近或遠(yuǎn)離定錐，當(dāng)動(dòng)錐靠近定錐時(shí)，處于兩個(gè)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(yuǎn)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(dòng)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(shí)間后動(dòng)錐將會(huì)再次離開，物料再次下落一定距離。經(jīng)過(guò)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(shuō)，分層的物料在一個(gè)循環(huán)的大部分時(shí)間以內(nèi)都是處于下落排出狀態(tài)，破碎機(jī)的通過(guò)能力很大。而排料的順利通暢，使得破碎機(jī)生產(chǎn)率大為提高。 圓錐破碎機(jī)的排料口附近通常會(huì)設(shè)計(jì)成一段平行區(qū)，平行區(qū)是由動(dòng)錐和定錐之間嚙角等于零的一段長(zhǎng)度。其目的是達(dá)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(guò)時(shí)，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(gè)或幾個(gè)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(diǎn)稱為堵塞點(diǎn)，一般認(rèn)為單位時(shí)間內(nèi)破碎機(jī)堵塞層處物料的通過(guò)量最小。 1.4簡(jiǎn)述各部分結(jié)構(gòu)及功用 圓錐破碎機(jī)由下列主要部分組成：機(jī)架部；傳動(dòng)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(jìn)料部。 1.4.1機(jī)架部 圖中的機(jī)架部是整個(gè)破碎機(jī)的主體，所有部分都裝在機(jī)架上，它被四個(gè)地腳螺栓固定在基礎(chǔ)上。 圖1.4 機(jī)架部 傳動(dòng)軸套筒插入機(jī)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(gè)缺口，裝一壓板將其壓住。 1.4.2傳動(dòng)部 圖1.5 傳動(dòng)部 傳動(dòng)部裝在機(jī)架傳動(dòng)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(dòng)機(jī)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(jìn)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(jī)部 動(dòng)錐部分由動(dòng)錐體和主軸組成，用熱壓配合裝配在一起。動(dòng)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(jī)工作時(shí)鎖緊螺帽退扣，裝有制動(dòng)齒板。制動(dòng)齒板的外齒卡在鎖緊螺帽的內(nèi)齒中，而制動(dòng)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(duì)運(yùn)動(dòng)。 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(gè)動(dòng)錐體，其外圓錐表面有鋸齒形螺紋，而內(nèi)部錐體上有七個(gè)缺口，定錐襯板上面相應(yīng)的有七個(gè)耳環(huán)。用“U”形螺栓穿過(guò)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(jī)排礦口大小。為了防止調(diào)整環(huán)自動(dòng)退扣，用鎖緊螺母鎖緊。 固定環(huán)（也叫支撐環(huán)）的錐面與機(jī)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(jī)架上。這樣，當(dāng)不能破碎的物料落入破碎腔時(shí)能起保險(xiǎn)作用。 1.5影響圓錐破碎機(jī)性能關(guān)鍵因素 圓錐破碎機(jī)重要的性能指標(biāo)有破碎機(jī)的生產(chǎn)率、破碎產(chǎn)品的粒度及能耗等，而影響破碎機(jī)性能的因素則很復(fù)雜。已有的研究與工程實(shí)踐表明，影響破碎機(jī)破碎產(chǎn)品的產(chǎn)量與粒度的關(guān)鍵因素有破碎機(jī)性能因素、破碎腔結(jié)構(gòu)因素及破碎機(jī)操作情況等。 性能因素是影響破碎機(jī)工作性能的關(guān)鍵因素，包括動(dòng)錐擺動(dòng)速度n、進(jìn)動(dòng)角γ、偏心距e、排料口擺動(dòng)行程Sstroke 。破碎機(jī)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(zhǎng)度l、閉邊排料口尺寸Scs、破碎腔嚙角σ、動(dòng)錐底角αB、破碎機(jī)懸架高度H、給料口尺寸Ｂ等。破碎機(jī)操作因素主要是對(duì)破碎機(jī)的給料情況。各個(gè)關(guān)鍵參數(shù)如圖1.4所示。 圖1.4 影響破碎機(jī)性能的關(guān)鍵參數(shù) 1.5.1破碎機(jī)性能因素 對(duì)于破碎機(jī)性能指標(biāo)來(lái)說(shuō)，其生產(chǎn)率與破碎產(chǎn)品粒度是一對(duì)矛盾體，兩者之間相互制約 。工作性能因素是通過(guò)影響破碎機(jī)生產(chǎn)率進(jìn)而影響破碎機(jī)產(chǎn)品粒度。動(dòng)錐擺動(dòng)速度n越大，物料通過(guò)破碎腔時(shí)所受沖擊次數(shù)越多，物料粒度越整齊，但轉(zhuǎn)速n過(guò)大，物料生產(chǎn)率下降；動(dòng)錐擺動(dòng)速度n越小，不但破碎產(chǎn)品粒度變壞，破碎機(jī)生產(chǎn)率也下降，故動(dòng)錐擺動(dòng)速度存在一個(gè)最佳值。 在破碎機(jī)腔型結(jié)構(gòu)參數(shù)確定的前提下，進(jìn)動(dòng)角γ決定破碎機(jī)偏心距e及排料口擺動(dòng)行程Sstroke的值，進(jìn)動(dòng)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(shí)對(duì)物料運(yùn)動(dòng)學(xué)性能有利，破碎機(jī)生產(chǎn)率提高，但破碎機(jī)整機(jī)動(dòng)力性能惡化；進(jìn)動(dòng)角γ越小物料粉碎效果變差，生產(chǎn)率下降，但機(jī)器動(dòng)力性能改善。故在破碎機(jī)整機(jī)性能允許的前提下，進(jìn)動(dòng)角亦取較大值。 1.5.2 破碎機(jī)結(jié)構(gòu)因素 破碎機(jī)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(duì)破碎產(chǎn)品粒度有決定性影響。平行區(qū)長(zhǎng)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(shè)計(jì)的，同時(shí)也是影響破碎機(jī)生產(chǎn)率的關(guān)鍵因素之一。平行區(qū)越長(zhǎng)、閉邊排料口尺寸越小，產(chǎn)品粒度改善，但破碎機(jī)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(jī)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(zhǎng)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(guān)鍵因素之一。為使物料在破碎腔中實(shí)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(jī)器重量增加。 動(dòng)錐底角αB越大，有利于物料以自由落體方式通過(guò)破碎腔，破碎機(jī)生產(chǎn)率提高，但產(chǎn)品粒度可能得不到保證；動(dòng)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(dòng)錐母線延長(zhǎng)線與破碎機(jī)中心線交點(diǎn)作為懸掛點(diǎn)，懸掛點(diǎn)至排料口垂直距離為懸架高度。而給料口尺寸B已形成機(jī)械標(biāo)準(zhǔn)，可按彈簧圓錐破碎機(jī)國(guó)家標(biāo)準(zhǔn)選取。 1.5.3 破碎機(jī)操作因素 破碎機(jī)操作因素主要是破碎機(jī)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(duì)破碎產(chǎn)品的粒度影響很大。 破碎機(jī)工作時(shí)必須滿足充分給料，若給料不充分，則破碎機(jī)會(huì)出現(xiàn)待料現(xiàn)象，影響破碎機(jī)的生產(chǎn)率。 物料給料粒度分布均勻可以使破碎機(jī)工作時(shí)實(shí)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(jī)工作時(shí)若能滿足均勻給料，則破碎機(jī)破碎力分布合理，襯板磨損均勻，有利于發(fā)揮破碎機(jī)的最大工作性能。 因此，圓錐破碎機(jī)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(jī)性能。 1.6 發(fā)展現(xiàn)狀 1.6.1圓錐破碎機(jī)的國(guó)外發(fā)展?fàn)顩r 圓錐破碎機(jī)最初是由美國(guó)人西蒙斯兄弟設(shè)計(jì)，諾德伯格公司生產(chǎn)的，約在上世紀(jì)二、三十年代普及世界。 進(jìn)入80年代后，國(guó)外破碎機(jī)的主要進(jìn)展是對(duì)破碎機(jī)的研制和強(qiáng)化。經(jīng)過(guò)不斷的研究、改進(jìn)，相繼推出了很多新型圓錐破碎機(jī)，如美國(guó)、瑞典、英國(guó)、前蘇聯(lián)、法國(guó)、芬蘭、日本等在80年代都推出了具有不同特點(diǎn)的新型圓錐破碎機(jī)，使圓錐破碎機(jī)的發(fā)展向前邁進(jìn)一大步。 美國(guó)的諾德伯格具有70多年制造圓錐破碎機(jī)的經(jīng)驗(yàn)。諾德伯格HP系列圓錐破碎機(jī)是在西蒙斯圓錐破碎機(jī)的基礎(chǔ)上發(fā)展制造出來(lái)的。諾德伯格HP系列圓錐破碎機(jī)具有以下特點(diǎn)： ⑴高的生產(chǎn)能力，HP系列圓錐破碎機(jī)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(jī)的額定功率和通過(guò)能力大大提高。 ⑵高的產(chǎn)品質(zhì)量，HP系列圓錐破碎機(jī)獨(dú)特的粒間層壓破碎作用使粒級(jí)更加均勻，產(chǎn)品形狀更整齊。HP系列圓錐破碎機(jī)能夠在恒定的排料口下進(jìn)行生產(chǎn)，避免了由液壓油缸支承動(dòng)錐，在生產(chǎn)過(guò)程中上下浮動(dòng)而引起排料口的變化，而通過(guò)轉(zhuǎn)動(dòng)定錐調(diào)整方式，保持了排料口的恒定，提高了整個(gè)生產(chǎn)過(guò)程的穩(wěn)定性。此外，過(guò)鐵保護(hù)裝置能確保破碎機(jī)在通過(guò)鐵塊以后能夠立即復(fù)位，保持穩(wěn)定的排料口。 ⑶減少停機(jī)時(shí)間，HP系列圓錐破碎機(jī)雙向過(guò)鐵釋放液壓缸能夠讓鐵塊通過(guò)破碎腔。液壓清理破碎腔行程大而且與襯板磨損無(wú)關(guān)，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(jī)時(shí)間。液壓馬達(dá)驅(qū)動(dòng)定錐，可對(duì)排料口進(jìn)行調(diào)整，液壓馬達(dá)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(jiǎn)化了襯板更換的工作量。先進(jìn)的襯板固定技術(shù)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(dòng)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(jī)的青銅軸套，在振動(dòng)大、粉塵多的破碎環(huán)境里能夠提供較大的負(fù)載能力。HP系列圓錐破碎機(jī)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(jī)的國(guó)內(nèi)發(fā)展?fàn)顩r 我國(guó)于1953年開始仿造蘇聯(lián)2100和1650彈簧圓錐破碎機(jī)。1954年開始自行設(shè)計(jì)生產(chǎn)了1200彈簧圓錐破碎機(jī)。1958年設(shè)計(jì)制造大型2200彈簧圓錐破碎機(jī)。以后經(jīng)過(guò)多年反復(fù)研究、實(shí)踐，克服了舊系列的彈簧壓力不足、零件強(qiáng)度低以及結(jié)構(gòu)上的某些缺點(diǎn)，現(xiàn)已批量生產(chǎn)了新系列彈簧圓錐破碎機(jī)，有600、900、1200、1750、2200五個(gè)規(guī)格十四種腔型。目前破碎機(jī)已達(dá)到系列化、規(guī)格化、標(biāo)準(zhǔn)化的程度，可以滿足不同用戶、不同碎礦流程中碎和細(xì)碎作業(yè)的需要。 70年代中期，我國(guó)設(shè)計(jì)制造了底部單缸液壓圓錐破碎機(jī)，其工作原理與彈簧圓錐破碎機(jī)相同，這種破碎機(jī)排礦口的調(diào)節(jié)是通過(guò)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(shí)際運(yùn)轉(zhuǎn)情況來(lái)看，該種設(shè)備除少數(shù)尚存一定問題外，大多數(shù)設(shè)備都能達(dá)到使用要求。底部單缸液壓圓錐破碎機(jī)雖然結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，制造方便，但是由于采用了底部液壓缸的結(jié)構(gòu)，使機(jī)器的下部工作空間狹小，因而給檢修工作帶來(lái)一定困難，因此還需要解決存在的問題。但液壓圓錐破碎機(jī)已成為圓錐破碎機(jī)的發(fā)展方向。我國(guó)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(jī)。底部單缸液壓圓錐破碎機(jī)有900、1200、1650、2200四個(gè)規(guī)格十二種腔型；多缸液壓油1200、2200兩個(gè)規(guī)格四種腔型。 第二章 圓錐破碎機(jī)主要參數(shù)計(jì)算 2.1 結(jié)構(gòu)參數(shù)選擇與計(jì)算 給礦口與排礦口寬度: 圓錐破碎機(jī)給礦口的寬度B，用動(dòng)錐接近定錐時(shí)，兩錐體的上端距離表示。排礦口寬度b，用動(dòng)錐靠近定錐時(shí)，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(guān)。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(dòng)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(dòng)。嚙角過(guò)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(guò)長(zhǎng)，增加破碎機(jī)的高度。通常嚙角21°≤α0≤23°，α0max=26°,取α0=22° 圖2.1 破碎機(jī)結(jié)構(gòu)尺寸 底錐角α較大者為陡錐型破碎機(jī)，也叫深腔破碎機(jī)，如單缸液壓圓錐破碎機(jī)，其α 角約為55°～60°；底錐角α 較小者為平錐型破碎機(jī)，如彈簧圓錐破碎機(jī)和多缸液壓圓錐破碎機(jī)，其α 角約為40°～50°，取α=45°；圓錐破碎機(jī)嚙角如圖2.2所示。 查表2-1，得圓錐破碎機(jī)的偏心距e=15.5㎜，動(dòng)錐擺動(dòng)行程S=51㎜。 表2-1 破碎機(jī)規(guī)格 600 900 1200 1750 2200 偏心距e/㎜ 10 12 15.5 21.5 30 動(dòng)錐擺動(dòng)行程S/㎜ 29 39 51 75 90 圖2.2 圓錐破碎機(jī)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(dá)到一定細(xì)度和均勻度，中細(xì)碎機(jī)在破碎腔下部有一段平行區(qū)。若平行區(qū)過(guò)長(zhǎng)，與同規(guī)格破碎機(jī)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(lái)越長(zhǎng)，易使破碎機(jī)產(chǎn)生堵塞、增加能耗。由于平行區(qū)越長(zhǎng)，磨損越不均勻，使產(chǎn)品粒度更加不均勻。從受力情況來(lái)說(shuō)，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(guò)短，會(huì)導(dǎo)致產(chǎn)品中合格品含量下降。 平行區(qū)長(zhǎng)度L，可根據(jù)動(dòng)錐擺動(dòng)次數(shù)和底錐角以及擺動(dòng)行程等計(jì)算。其原則是：對(duì)中碎機(jī)，保證物料在平行區(qū)里被壓碎1～2次；可根據(jù)動(dòng)錐底部直徑計(jì)算平行區(qū)長(zhǎng)度L(㎜): 對(duì)中碎機(jī) L=0.08×D　 （2-1） 式中Ｄ:動(dòng)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(shè)計(jì) 當(dāng)設(shè)計(jì)破碎腔時(shí)，破碎機(jī)進(jìn)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(jī)生產(chǎn)能力、破碎機(jī)規(guī)格尺寸Ｄ以及被破碎物料性質(zhì)等為已知。腔形設(shè)計(jì)程序如圖2.3所示： 1.首先根據(jù)破碎機(jī)規(guī)格尺寸Ｄ值畫直線a1a2＝Ｄ，然后取一個(gè)動(dòng)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(zhǎng)度Ｌ值得到c1 點(diǎn)。（Ｌ＝96㎜） 3.取一個(gè)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(diǎn)，a1'd1＝Ｂ，并連接c1d1 線。此時(shí)，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(diǎn)，連a2a2'線。此時(shí)，動(dòng)錐整體外形已定。 6.選取進(jìn)動(dòng)角γ0 值，對(duì)于彈簧式圓錐破碎機(jī)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(guò)O2點(diǎn)作一直線OO2并與OO1交于O點(diǎn)，令OO1線與OO2線的夾角等于γ0值。此時(shí)，OO2線就是定錐中心線，也就是破碎機(jī)中心線。 7.以O(shè)O2中心線為軸對(duì)稱畫出b2、c2和d2三點(diǎn)，三點(diǎn)連線最終構(gòu)成定錐面的形狀。此時(shí)，破碎腔腔形設(shè)計(jì)完成。 因?yàn)槠扑榍粌?nèi)的物料在壓縮時(shí)，要有足夠的密實(shí)度和較高的壓縮比，便能獲得較高的產(chǎn)量而又能使細(xì)粒級(jí)產(chǎn)品含量顯著增多。因此正確選擇動(dòng)錐擺動(dòng)行程S是非常重要的。 優(yōu)化腔形設(shè)計(jì)： 假設(shè)有一最佳腔形曲線，并用三次樣條函數(shù)來(lái)描述。只要在襯板表面取n個(gè)形值點(diǎn)（其值可作為設(shè)計(jì)變量），便可通過(guò)三次樣條插值函數(shù)計(jì)算腔形曲線，如圖2.4（為了看圖方便將直角坐標(biāo)按逆時(shí)針轉(zhuǎn)90°）。取動(dòng)錐襯板曲線ab如圖2.5代替圖2.4中動(dòng)錐襯板曲線1M，進(jìn)行定錐襯板曲線最佳形狀設(shè)計(jì)。 圖2.4耐磨腔形 圖2.5優(yōu)化腔形 2.3 動(dòng)錐擺動(dòng)次數(shù) 動(dòng)錐的擺動(dòng)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(huì)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(gè)較為理想的轉(zhuǎn)速。 破碎機(jī)轉(zhuǎn)速n值與破碎機(jī)結(jié)構(gòu)、偏心部件運(yùn)動(dòng)狀態(tài)，破碎機(jī)制造質(zhì)量、零件材質(zhì)、潤(rùn)滑等因素有關(guān)。衡量破碎機(jī)n值的指標(biāo)是：在其它條件一定的情況下，所確定的n值應(yīng)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(yùn)動(dòng)，以此為基礎(chǔ)，計(jì)算動(dòng)錐擺動(dòng)次數(shù)。如圖2.6所示： 圖2.6 物料在平行區(qū)的運(yùn)動(dòng) Ⅰ—?jiǎng)渝F處于壓碎終止位置；Ⅱ—?jiǎng)渝F后撤到終止位置 物料在A點(diǎn)被壓碎后，當(dāng)動(dòng)錐從位置Ⅰ急速向位置Ⅱ后撤時(shí)，由于物料不會(huì)立刻跟隨動(dòng)錐一起下落而是滯后一段時(shí)間，從而物料脫離動(dòng)錐表面，這是因?yàn)閯?dòng)錐后撤的速度大于物料自由下落的速度所決定的。當(dāng)動(dòng)錐后撤到位置Ⅱ而物料尚離動(dòng)錐表面有一段距離，待動(dòng)錐從位置Ⅱ返回來(lái)再次沖擊的過(guò)程中，與繼續(xù)下落的物料相遇。 現(xiàn)求動(dòng)錐后撤而物料跟隨動(dòng)錐一起作自由降落運(yùn)動(dòng)狀態(tài)下，動(dòng)錐的擺動(dòng)次數(shù)，即動(dòng)錐保證物料自由降落的最低擺動(dòng)次數(shù)。物料從A點(diǎn)降落到Ｂ點(diǎn)的時(shí)間，等于動(dòng)錐從位置Ⅰ后撤到位置Ⅱ的時(shí)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?。é翞閯?dòng)錐底錐角），公式（2-2）經(jīng)整理后，得動(dòng)錐每分鐘最低擺動(dòng)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(dòng)錐擺動(dòng)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(dòng)的最低擺動(dòng)次數(shù)。實(shí)際上，設(shè)計(jì)時(shí)動(dòng)錐的擺動(dòng)次數(shù)必須大于這個(gè)極限次數(shù)，才能使物料呈自由落體形式向下運(yùn)動(dòng)。物料從Ａ點(diǎn)開始自由降落而動(dòng)錐從位置Ⅰ后撤，由于動(dòng)錐后撤速度較快，當(dāng)動(dòng)錐后撤到位置Ⅱ而又返回到位置Ⅲ時(shí)，才與物料相遇，此時(shí)動(dòng)錐所走過(guò)的時(shí)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(guān)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(jiǎn)化求得nmax（r/min）為：nmax=140cosαS (2-5)式中S=51㎜（動(dòng)錐擺動(dòng)行程），α=45°（動(dòng)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(dòng)錐速度u隨時(shí)間變化曲線 圖2.8求動(dòng)錐最適宜的擺動(dòng)次數(shù) Ⅰ—?jiǎng)渝F處于壓碎物料終止位置； Ⅱ—?jiǎng)渝F處于后撤終止位置； Ⅲ—?jiǎng)渝F處于t=3.625/n的位置，即處S/2+X的位置； Ⅳ—?jiǎng)渝F處于S/2的位置 2.4 破碎力計(jì)算 破碎力是破碎機(jī)零部件的強(qiáng)度計(jì)算基礎(chǔ)。因此，合理計(jì)算破碎力是決定零部件尺寸的重要依據(jù)。彈簧機(jī)可按彈簧壓力計(jì)算出破碎力。當(dāng)正常破碎時(shí)，彈簧的預(yù)緊力應(yīng)能阻止支承環(huán)向上跳起，此時(shí)所產(chǎn)生的破碎力為正常破碎力F。當(dāng)破碎腔進(jìn)入非破碎物時(shí)，破碎力急劇增加，彈簧的預(yù)緊力不能阻止支承環(huán)向上跳起，使支承環(huán)機(jī)架上A點(diǎn)向上翻轉(zhuǎn)某一個(gè)角度，增大排料口，使彈簧產(chǎn)生附加壓縮，此時(shí)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(duì)A點(diǎn)取力矩，則： MA=GR+nPR-FLP-fFLF=0 圖2.9 破碎力計(jì)算圖 故求得正常破碎力為：F=G+nPRLP+fL F （2-6） 式中：LP：力F對(duì)A點(diǎn)的力臂； LF：摩擦力fF對(duì)A點(diǎn)的力臂； nP:彈簧的預(yù)緊力（n為彈簧數(shù)，P為每根彈簧的預(yù)緊力），其數(shù)值見表2-2； G：定錐自重； R：nP對(duì)A點(diǎn)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(dòng)錐直徑D/㎜ 600 900 1200 1650 2100 2200 預(yù)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(dāng)破碎機(jī)進(jìn)入非破碎物時(shí)，最大破碎力與被破碎物料尺寸有關(guān)，一般非破碎物料尺寸按小于（0.85～0.95）(b+s)值考慮。當(dāng)破碎腔進(jìn)入非破碎物時(shí)，定錐工作一側(cè)繞破碎機(jī)機(jī)架A點(diǎn)抬起，使保險(xiǎn)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(jī)架周圍任一點(diǎn)一組彈簧的附加變形，可按比例關(guān)系寫成下式： h0/2R=hi/(R-Rcosθ)或hi=h02(1-cosθ) 為使計(jì)算簡(jiǎn)單化，可近似認(rèn)為一周彈簧是均勻密布的，且每個(gè)彈簧的剛度為K(N/m),共有n個(gè)彈簧，則機(jī)架周圍任一小弧長(zhǎng)Rdθ的彈簧附加變形，對(duì)過(guò)A點(diǎn)之x-x軸微小力矩為：dMi=hiK(R-Rcosθ)n2πRRdθ ∴dMi=h0KRn(1-cosθ)2dθ4π 機(jī)架周圍整周的全部彈簧，因附加變形對(duì)過(guò)A點(diǎn)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(dāng)非破碎物落入破碎腔時(shí)，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(duì)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(shè)計(jì) 3.1 電動(dòng)機(jī)的選擇 彈簧式圓錐破碎機(jī)電動(dòng)機(jī)功率，可按下面這個(gè)根據(jù)實(shí)際資料并經(jīng)研究總結(jié)出來(lái)的經(jīng)驗(yàn)公式來(lái)計(jì)算，P（kW）為：P=50QD2K0，式中Q為動(dòng)率系數(shù)（Ｑ取1.07）；Ｄ為動(dòng)錐直徑（D取1.2m）；K0為修正系數(shù)（①當(dāng)動(dòng)錐直徑＜1650㎜時(shí)，取K0＝1.4；②當(dāng)動(dòng)錐直徑在1650～2100㎜之間時(shí)，取K0＝１；③當(dāng)動(dòng)錐直徑大于2100㎜時(shí)，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(jì)算功率Ｐ＝108kW選擇電動(dòng)機(jī)型號(hào)。 查找“電動(dòng)機(jī)型號(hào)一覽表”，選擇型號(hào)為Y315L1—6； 基本參數(shù)為Ｐ＝110kW，ｎ＝980r/min 3.2傳動(dòng)方案的確定 根據(jù)傳動(dòng)方案：電動(dòng)機(jī)通過(guò)聯(lián)軸器和主傳動(dòng)軸相連，主傳動(dòng)軸通過(guò)鍵和小圓錐齒輪相連。所以可以大致認(rèn)為n（電動(dòng)機(jī)）=n（傳動(dòng)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(guò)健相互連接，然后偏心軸套帶動(dòng)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(dòng)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(duì)圓錐齒輪傳動(dòng)比i=n(小)/n(大)=980（r/min）/300(r/min)=3.267 傳動(dòng)功率P的計(jì)算：聯(lián)軸器傳動(dòng)效率為φ =0.99～0.995，取φ=0.993，錐齒輪傳動(dòng)，7級(jí)精度（稀油潤(rùn)滑），效率φ=0.97，一對(duì)滑動(dòng)軸承，潤(rùn)滑正常，φ =0.97，錐齒輪的傳動(dòng)功率P=110×φ（聯(lián)軸器）×φ（滑動(dòng)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(shè)計(jì) 設(shè)計(jì)：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(qiáng)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(qiáng)度極限σB=650MPa，屈服極限σS＝360MPa。齒輪精度：7級(jí)。 2.選小齒輪齒數(shù) Z1=20～40（閉式傳動(dòng)），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(yīng)力 ①許用接觸應(yīng)力：[σH] =σHlimbSH KL 由資料按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)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(jì)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(jì)算應(yīng)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(jì)算[σH] [σH]1=σHlimb1KHL1SH=600×0.891=534MPa [σH]2=σHlimb2KHL2SH=550×0.951=522.5MPa ⑥許用彎曲應(yīng)力[σF]=KFNσFlimbSF 由資料查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限σFlimb1=500MPa；大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)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(jì)算 [σF1]=KFN1σFlimb1SF=0.85×5001.4=303.57MPa [σF2]=KFN2σFlimb2SF=0.88×3801.4=238.86MPa 5.計(jì)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(dòng)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(yīng)力校正系數(shù)，按當(dāng)量齒數(shù)查表10-5，取Z1＝34，當(dāng)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(biāo)準(zhǔn)模數(shù)) 則分度圓直徑d1=mZ1=7×34=238㎜≥232.46㎜,滿足設(shè)計(jì)要求。 8.計(jì)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(wàn): tanθf(wàn)=hf/R=8.4/406.3 θf(wàn)=1.18° 頂錐角δa: δa1=δ1+θf(wàn)=17°+1.18°=18.18° δa2=δ2+θf(wàn)=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(dòng)軸的設(shè)計(jì) 傳動(dòng)軸的設(shè)計(jì)，包括結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)和工作能力計(jì)算兩方面的內(nèi)容。軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)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(shè)計(jì)不合理，會(huì)影響軸的工作能力和軸上零件的工作可靠性，還會(huì)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(jì)算指的是軸的強(qiáng)度、剛度和振動(dòng)穩(wěn)定性等方面的計(jì)算。多數(shù)情況下，軸的工作能力主要取決于軸的強(qiáng)度。這時(shí)只要對(duì)軸進(jìn)行強(qiáng)度計(jì)算，以防止斷裂或塑性變形。 軸的材料：選擇45號(hào)鋼。 軸的結(jié)構(gòu)應(yīng)滿足：軸和裝在軸上的零件要有準(zhǔn)確的工作位置；軸上的零件應(yīng)便于裝拆和調(diào)整；軸應(yīng)具有良好的制造工藝性等。 擬定軸上零件的裝配方案： 傳動(dòng)軸和聯(lián)軸器通過(guò)鍵聯(lián)接傳遞扭矩，一對(duì)軸襯套對(duì)傳動(dòng)軸起支撐作用，相當(dāng)于滑動(dòng)軸承的作用，其中一個(gè)軸襯套通過(guò)套筒定位，另一個(gè)軸襯套通過(guò)傳動(dòng)機(jī)架止口定位。軸的左端與圓錐齒輪相連，通過(guò)鍵聯(lián)接。傳動(dòng)軸上通過(guò)軸肩給錐齒輪定位。軸通常是在變應(yīng)力條件下工作的，軸的截面尺寸發(fā)生突變處要產(chǎn)生應(yīng)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(qiáng)度，應(yīng)盡量減少應(yīng)力集中源和降低應(yīng)力集中的程度。為此，軸肩處應(yīng)采用較大的過(guò)度圓角半徑r來(lái)降低應(yīng)力集中。對(duì)定位軸肩，必須保證零件得到可靠的定位。 1.求傳動(dòng)軸上的功率P、轉(zhuǎn)速n和轉(zhuǎn)矩T： P=P（電動(dòng)機(jī)）×η（聯(lián)軸器） P=110×0.993 P=109.23（kW） 轉(zhuǎn)速n(傳動(dòng)軸)=n(電動(dòng)機(jī))，所以n（傳動(dòng)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(yīng)，故需同時(shí)選取聯(lián)軸器型號(hào)，聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩Tca=KAT，取KA =2.3，則Tca=KAT=2.3×1064435N·㎜=2448200.5 N·㎜ 按照計(jì)算轉(zhuǎn)矩Tca 應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查標(biāo)國(guó)標(biāo)，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(jiǎn)圖 4.傳動(dòng)軸各軸段直徑和長(zhǎng)度初步確定如圖： 圖3.2 傳動(dòng)軸的基本結(jié)構(gòu) 根據(jù)軸的受力簡(jiǎn)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(jiǎn)圖，分別按水平和垂直面計(jì)算各力產(chǎn)生的彎矩，并按計(jì)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·㎜ ①M(fèi)Ｈ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(jì)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(xiǎn)截面。 5、按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度 進(jìn)行校核時(shí)，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險(xiǎn)截面）的強(qiáng)度。根據(jù)公式以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力，取α=0.6，軸的計(jì)算應(yīng)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(dòng)軸安全。 3.5 鍵的校核 小圓錐齒輪和傳動(dòng)軸通過(guò)鍵聯(lián)接傳遞轉(zhuǎn)矩。 1.該鍵的設(shè)計(jì)： 平鍵連結(jié)具有結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、裝拆方便、對(duì)中性較好等優(yōu)點(diǎn)，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(yuǎn)表示）與長(zhǎng)度L。鍵的截面尺寸b×h按軸的直徑d由標(biāo)準(zhǔn)選定。鍵的長(zhǎng)度L一般可按輪轂的長(zhǎng)度而定，即鍵長(zhǎng)等于或略短于輪轂的長(zhǎng)度。根據(jù)標(biāo)準(zhǔn)，選取鍵寬b×鍵高h(yuǎn)=20×12,鍵的長(zhǎng)度L=110㎜。 2.平鍵連結(jié)強(qiáng)度計(jì)算： 假定載荷在工作面上均勻分布，普通平鍵連結(jié)的強(qiáng)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(dòng)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(zhǎng)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(qiáng)度條件。 3.6滑動(dòng)軸承的設(shè)計(jì) 由于滑動(dòng)軸承承受載荷的方向?yàn)閺较蜉d荷，所以選擇徑向軸承。潤(rùn)滑方式：采用液體動(dòng)力潤(rùn)滑。 已知條件：因?yàn)檩S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(dòng)軸承常用的寬徑比，取寬徑比為1。 計(jì)算軸承寬度：B=(B／ｄ)×ｄ＝1×0.120=0.120m 計(jì)算軸頸圓周速度：V=πdn60×1000=π×120×98060×1000=6.16m/s 計(jì)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(rùn)滑油動(dòng)力粘度： 由式,η,=(n60)-131076=(98060)-131076Pa·s=0.034Pa·s 計(jì)算相應(yīng)的運(yùn)動(dòng)粘度：取潤(rùn)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