破碎機-900-150旋回破碎機設計,破碎,旋回,設計 四川理工學院畢業(yè)設計（論文）說明書 51 前 言 破碎機械是對固體物料施加機械力，克服物料的內聚力，使之破裂成小塊物料的設備。 破碎機械所施加的機械力，可以是擠壓力、劈裂力、彎曲力、剪切力、沖擊力等，在一般機械中大多是兩種或兩種以上機械力的綜合。對于堅硬的物料，適宜采用產(chǎn)生彎曲和劈裂作用的破碎機械；對于脆性和塑性的物料，適宜采用產(chǎn)生沖擊和劈裂作用的機械；對于粘性和韌性的物料，適宜采用產(chǎn)生擠壓和輾磨作用的機械。 在礦山工程和建設工程上，破碎機械多用來破碎爆破開采所的的天然石料，使之成為規(guī)定尺寸的礦石或碎石。在硅酸鹽工業(yè)中，固體原料，燃料和半成品需要經(jīng)過各種破碎加工，使其粒度達到各道工序所需要的尺寸，以便進一步加工操作。 通常的破碎過程，有粗碎、中碎、細碎三種。其入料粒度和出料粒度，如表1所示。所采用的破碎機械相應地也有粗碎機、中碎機和細碎機三種。 表1 物料粗碎、中碎、細碎的劃分 （mm） 類 別 入料粒度 出料粒度 粗碎 中碎 細碎 300～900 100～350 50～100 100～350 20～100 5～15 制備水泥、石灰時，細碎后的物料，還需進一步粉磨成粉末。按照粉磨程度，可以分為粗磨、細磨、超細磨三種。所采用的粉磨機械相應地有粗磨機、細磨機和超細磨機三種。 在加工過程中，破碎機的效率要比粉磨機高得多，先破碎在粉磨，能顯著的提高加工效率，也降低電能消耗。 工業(yè)上常用的物料破碎前的平均粒度D與破碎后的平均粒度d之比來衡量破碎過程中物料尺寸變化情況，比值i～稱為破碎比（即平均破碎比） 為了簡易表示物料破碎程度和比較各種破碎機的主要性能，也可以用破碎機的最大進料口尺寸與最大出料口尺寸之比來作為破碎比，稱為標稱破碎比， 在實際破碎加工時，裝人破碎機的最大物料尺寸，一般總是小于容許的最大進料口尺寸，所以，平均破碎比只相當于標準迫破碎比的0.7～0.9。 每種破碎機的的破比有一定的限度，破碎機械的破碎比一般是i=3～30。如果物料破碎的加工要求超過一種破碎機的破碎比則必須采用兩臺或多臺破碎機串連加工 ，稱為多級破碎。多級破碎時，原料尺寸與最終成品尺寸之比，稱為破碎總比，如果各級破碎比個是、 ……，則總破碎比是 = …… 破碎機械常用的類型有：顎式破碎機、圓錐破碎機、旋回破碎機、錘式破碎機、輥式破碎機等。 由于構造和作用的不同，各類破碎機的適用范圍是：顎式破碎機和圓錐破碎機適合于破碎非常堅硬的巖石塊（極限抗壓強度在150～300MPa）；旋回破碎機適合破碎堅硬（極限抗壓強度在100MPa以上）和中等硬度（極限抗壓強度在100MPa左右）巖石塊；錘式破碎機適合于破碎中等硬度的脆性巖石（極限抗壓強度在100MPa以下）；輥式破碎機適合于破碎中等硬度的韌性巖石（極限抗壓強度在70MPa左右）。實際選用時，還應根據(jù)具體情況考慮下列因素： 1） 物料的物理性質，如易碎性、粘性、水分泥沙含量和最大給料尺寸等； 2） 成品的總生產(chǎn)量和級配要求，據(jù)以選擇破碎機類型和生產(chǎn)能力； 3） 技術經(jīng)濟指標，做到即合乎質量。數(shù)量的要求、操作方便、工作可靠，又最大限度地節(jié)省費用。 第一章 物料破碎與破碎機概述 1.1 物料破碎的意義與破碎流程 凡用外力特大顆粒物料變成小顆粒物料的過程，都叫破碎所使用的機械叫破碎機。凡用外力將小顆粒物料變成粉體物料的過程，叫粉碎或磨碎，簡稱粉磨。它所使用的機械叫粉磨機械。將破碎和粉磨聯(lián)合起來簡稱碎磨，所使用的機械簡稱碎磨機械。 1.1.1物料碎磨的目的與意義 物料碎磨的目的是：增加物料的比表面積，制備混凝土骨料與人造砂；使礦石中有用成分解離；為原料下一步加工作準備或便于使用。 隨著當代社會經(jīng)濟的迅速發(fā)展，各種金屬、非金屬、化工礦物，以及水泥、建材等物料的社會需求量和生產(chǎn)規(guī)模日益擴大，需碎磨的物料量迅速增加。90年代以來，全世界每年經(jīng)碎磨的物料量達到100億t以上。我國脆性物料年產(chǎn)量已達到約15億噸，其中鐵礦石約2.4億噸，有色金屬礦石1億多噸小非金屬礦物2.3億多噸，化工礦物0.3億多噸，水泥約4億噸，建材用石灰石4.7億多噸。這些物料絕大部分都要經(jīng)過碎磨，可見破碎和粉體在國民經(jīng)濟中發(fā)揮著巨大的作用。 在選礦工業(yè)中，選礦廠碎磨作業(yè)的生產(chǎn)費用，平均要占全部費用的40％以上，而磨碎設備的投資占選礦廠總投資的60％左右。 在水泥工業(yè)中，水泥廠碎磨作業(yè)費用約占生產(chǎn)成本的30%，破碎機械的耗電量占全廠耗電量的10％以上。 基于上述情況，要求從事碎磨工藝及設備的工作者，必須不斷改善碎磨作業(yè)．持別是研制新型高效節(jié)能碎磨機械和改進現(xiàn)在碎磨機械，對于達到優(yōu)質、高產(chǎn)、低本底，低消耗只合非常重要的意義 1.2對破碎機的要求 一臺優(yōu)質破碎機必須滿足以下各方面的要求： 1)破碎比越大越好。大破碎比可以簡化設備流程、降低基建費用和檢修費用，使于維護管理 2)能耗越低越好。能耗是指破碎機破碎每噸物料所消耗的電能。破碎單位物料所消耗kW．h/t越低越好。 3)生產(chǎn)率越高越好。對于同一規(guī)格的破碎機，破碎機的電動機功率一樣，生產(chǎn)率高不僅能提高產(chǎn)量，并可降低能耗。因此，生產(chǎn)率是破碎機最重要的性能指標。 4)鋼耗越低越好。這里所說的鋼耗，是指破碎一噸物料，齒板磨損掉多少克。它標志所板(襯板)使用壽命。鋼耗越低，說明襯板壽命越長，即易損件壽命越長。 5)產(chǎn)品質量高。產(chǎn)品質量是指破碎后物料粒度和粒形。從“多碎少磨”的節(jié)能角度看產(chǎn)品粒度越細越好。有時對粒形要求嚴格，如作為混凝土骨料，要求產(chǎn)品顆粒為立方體為好。對碎石來講還是物度整齊均勻為好。 6)重量要輕。所謂破碎機重量輕，是指每噸機重的生產(chǎn)率高和每噸機重的功率低。 7)破碎機結構簡單，便于制造。破碎機結構簡單，使用維護較方便，也容易加工制造，降低成本。 8)破碎機安全可靠。在機器運轉和開、停車的過程中，必須保證人員和設備安全，在規(guī)定的時間內和規(guī)定的條件下，要求破碎機不發(fā)生或少發(fā)生故障、即便發(fā)生故障也應容易修復。 9)破碎機適用范圍越廣越好。 10)破碎機應便于安裝運輸。 1.3破碎機發(fā)展概況 從1953年開始生產(chǎn)側面排礦的旋回破碎機，于1958年白行設計制造中心排礦的500、700、900、1200旋回破碎機之后，為了適應水泥行業(yè)的需要．1959年又制造了700、1000、1200顎旋式破碎機，并制造了500、700、900、1200底部單缸液壓旋回破碎機。為了滿足冶金工業(yè)發(fā)展需要，1970年研制了大型旋回破碎機。也曾設計制造頂部單缸900液壓旋回破碎機，并裝有自動調整排料口與過鐵報警裝置，但在某礦使用效果不佳。徑過多年實踐摸索，于80年代研制1200/140輕型底部單缸液壓族回破碎機，經(jīng)運轉實踐證明效果很好。近輕型底部單缸液壓族回破碎機，經(jīng)運轉實踐證明效果很好。近幾年又研制出PXl400/170底部單鼓液壓旋回破碎機，其設計能力為175t/h, 實際達到2508噸小，是設計值的1.6倍，同時其排料中細顆粒含量較多，大于排料口尺寸的顆粒僅占17.4% 設備向大型化發(fā)展是國外礦山機械的普遍趨勢。為了提高生產(chǎn)效率，簡化生產(chǎn)流程。降低基建投資和操作維修費用等．均要求礦山機械設備向大型化發(fā)展。特別是礦石品性日趨貧化、采礦和選礦規(guī)模不斷增加．以及能源費用急劇上漲，故盡力采用向效， 節(jié)能、低消耗的大型設備。近年來這些大型設備成功的應用，證明了機械大型的優(yōu)越性。但是，對圓錐破碎機卻有些例外，它的人型化發(fā)展很緩慢，從70年代末到目前，最大規(guī)格的圓錐破碎機也僅僅是3000mm，經(jīng)實踐證明，它的大型化并不像其它礦山機械設備大型化那樣優(yōu)越。所以圓錐破碎機則向南能化發(fā)展，并經(jīng)實踐巴取得成功。 綜上所述：輸入破碎機更多的能量，是中細碎圓錐破碎機特別是超細碎機發(fā)揮更大效率的關鍵。能量的增加既可提高破碎機產(chǎn)量又可降低產(chǎn)品粒度。 第二章 旋回破碎機構造 族回破碎機—般都用于第一段粗碎各種硬度物料，所以它也叫粗碎圓錐破碎機。這種破碎機在冶金礦山、建材、化工和電力等部門得到廣泛的應用。 旋回破種機的工作原理與圓錐破碎機一樣，都是連續(xù)工作的．只是為了適應不同粒度要求在結構上有所不同。 我國制造的旋回破碎機規(guī)格尺寸是用漢話拼音字母和給料后寬度與排料口寬度來表示。例如，PXl200/180旋回破碎機，P表示破碎機、X表不旋回，其給料口寬度為1200mm、排料口寬度為180mm。又如PXQ 900/130和PXZ900/130液壓旋回破碎機，其中Q表示輕型，Z表示重型，其它同前。 2.1旋回破碎機的工作特點和類型 旋回破碎機的工作部分是兩個截頭圓錐體，一個是定錐（又稱外錐），另一個是動錐（又稱內錐），定錐是靜置的，是機架的一部分，動錐上端裝于機架上的鉸處，其下端活動地插裝在偏心軸套中 旋回破碎機是粗碎機，所以 處理物料上尺寸較大，特點是： 1） 動錐正置，定錐倒置，進料口尺寸大，允許裝載粗礦石 2） 動錐受垂直反力不大，故動錐上端采用懸吊式支承，支承裝置設在動錐頂部。 3） 主要依靠擠壓、折斷作用破碎物料，其破碎方式與顎式破碎機相進， 其工作特點是： 1） 動錐連續(xù)轉動，物料的破碎過程和卸料過程沿工作表面交替進行，生產(chǎn)率高， 2） 物料夾在兩錐體之間，受擠壓、彎曲和剪切作用破碎較容易，動力消耗較底 3） 產(chǎn)品的粒度較均勻，呈立方體形狀動錐的工作表面也較均勻。 2.2旋回破碎機的構造 由圖可以看出，機架是由上架、中架和下架組成，而上架和中架構成定錐體。動錐安在主軸上，主軸上端由懸掛裝置懸掛在橫梁上，下端插在偏心軸套的內孔里。偏心鈾套在機架套筒的鋼材套(直襯套)內旋轉。鋼襯套壓合于機架套簡內。偏心軸套內表面澆鑄巴氏合金，外表面的3/4面積上澆鑄巴氏合金。為使巴氏合金連接牢固，在偏心軸套內外表面加工出一些密市的燕尾槽和小孔。在機架套筒與圓錐齒輪之間．有子片止推圓盤，借以文承直齒圓錐齒輪及偏心軸套重量及受力。下面圓盤是鋼制的，并用銷子固定于機架套簡上，使之不能轉動，上面的圓盤也是鈉制的，用螺釘固定在因錐齒輪上并和它一起轉動，兩者之間的圓盤是青銅的，它在上下因盤之間自由地轉動。 圖2-1 旋回破碎機簡圖 1—電動機；2—傳動軸；3—圓錐齒輪；4—偏心軸套； 5—主軸；6—動錐；7—懸掛裝置；8—定錐 電動機經(jīng)v帶輪通過聯(lián)軸器、傳動軸、圓錐齒輪和，帶動偏心軸套轉動，驅動主鈾與壓合其中部的動錐作旋擺運動。 動錐上裝有高錳鋼制作的截錐形襯板。為了兩者緊密結合，其中間注鋅，并在襯板上端用螺母壓緊。在螺母上部有鎖緊板，以防螺母退扣。定錐上裝有兩排或多排單塊襯板，也是由高錳鋼材料制成，襯板背面注鋅、混凝土環(huán)氧樹脂。 主軸借錐形螺母，錐形壓套，錐形套、支承環(huán)等懸掛在橫梁上，并用楔形鍵固定，以防錐形螺母退扣。錐形套的錐形端，支持在支承環(huán)上、側面支靠在襯套上。由于錐形套下端與側面是圓錐面，故自錐作旋擺運動時，能保證錐形其沿支求環(huán)和襯套的表面滾動。 了防止粉塵進入破碎機各摩擦表面，在動錐下面裝有三個球面接觸的套環(huán)，起密封防塵作用。套環(huán)固定在動錐上，套環(huán)套在防塵蓋上，兩者之間有橡膠防塵圈，套環(huán)自由地壓在套環(huán)上，防止灰塵滲過各套環(huán)之間的縫隙進入破碎機內部。 破碎機所需的潤滑油，靠油泵經(jīng)油管壓入機架底蓋的油孔，進入偏心軸套下部空間。內此沿主軸與偏心軸套之間隙及偏心軸套與襯套之間間隙上升，借以潤滑兩摩擦表面，然后與檔油環(huán)路相遇，流過齒輪副后，經(jīng)排油管流出。沿偏心軸套外表面上升的油，流過并潤滑止推圓盤之后，也通過排油管排出。 破碎機傳動軸承有單獨的進油與排油管。動錐懸掛裝置定期用手動干油泵打入油脂進行潤滑。 破碎機下部機架裝在鋼筋混凝土基礎上。在基礎的中心排料孔壁上裝有鋼板，以防止從破碎機落下的物料損傷基礎。下部機架側面留有人孔，機器正常工作時用人孔蓋蓋上。在連接機架側壁與機架套簡的3～4根肋的上面，敷有護板和，以免落下的物料損傷肋或套簡。下部機架中部機架和橫梁之間，由楔鐵緊固的銷釘相連接。這種破碎機的保險裝置．是裝在帶輪上的保險銷子。當出現(xiàn)過載時，銷子切斷，破碎機停止運轉。銷于截面面積必須精確計算，但實際上很難做到。 2.3旋回破碎機的結構分析 2.3.1主軸結構 主軸有階梯軸和錐形軸兩種型式。階梯軸在各截面變化處易產(chǎn)生應力集中，當破碎機超負荷時容易在這些地方發(fā)生斷裂。據(jù)統(tǒng)計：國內旋回碎機主軸斷裂數(shù)拾根、大多數(shù)都發(fā)生在產(chǎn)生應力集中較大的地方，如螺紋退刀槽處或在下部不同軸徑兩交接面處等。這種型式主鈾與動錐體是靠上、下兩段圓柱面與錐體孔采用過盈配合相聯(lián)接。錐形軸是采用錐面過盈配合聯(lián)接。為了減少應力集中，在動錐體最下端與主軸相配合部分的錐體上設有卸載槽。后者動錐體與主軸上端配合處，高主軸上部用于壓緊襯板的螺紋很遠，即沒有遲刀槽。這樣，消除由于退刀槽處產(chǎn)生高集中應力而削弱主軸強度。 2.3.2 動錐襯板 據(jù)實踐證明，分段襯扳容易松動而整體襯板比較牢固，但分段襯板重量輕，便于運輸相安裝，而且磨損后可分段更換。具體采用那種型式動錐襯板，可根據(jù)本國實際情況，權衡利弊而擇之。 2.3.3定錐襯板 國產(chǎn)和AC公司旋回破碎機定錐襯板，沿破碎腔高度分四段。上襯板內表面有階梯狀凸緣，下襯板內表面為一圓弧構成曲線型破碎腔。因為這種破碎機常用第二段破碎，用于一段粗碎，其給料粒度也不太大，而且排料粒度較小。就是說，定、動錐襯板內表面形狀取決于破碎機腔形的設計。 2.3.4偏心軸套與大圓錐齒輪 偏心軸套與大錐齒輪在在機座下部，而且采用曲線齒錐齒輪傳動。這種安裝方式偏心軸套運轉平穩(wěn)，不易歪斜。螺旋錐齒輪傳動支載能力大，傳動平穩(wěn)，齒輪壽命長。其缺點拆裝很不入便。 大錐齒輪都是裝在偏心軸套的上方，平面止推軸承還是在下方這種安裝方式偏心鈾套易歪斜，運轉不平穩(wěn)甚至產(chǎn)生跳動。采用直齒圓錐齒輪傳動，當然不如螺旋錐齒輪傳動好．關于大圓錐齒輪的安裝方式(位置)，我國反復實踐多次，最后還是采用大錐齒輪安裝在偏心袖套上方的方式。 2.3.5傳動軸承 旋回破碎機水平傳動軸承，都采用滾動軸承。滾動軸承傳動有效率高，便于維護等優(yōu)點。 2.3.6中部機架 破碎機中部機架為整體式結構。整體中部機架剛性好，但加工制造、運輸安裝都不力便。分段機架便于制造、安裝、運輸，但剛性比較差。 破碎機中進入過大塊物料和過鐵時，會使中部機架在上部與下部法蘭盤處產(chǎn)生很高的應力，在上、下法蘭之間的中部機架產(chǎn)生的應力較小．所以整體機架可以去掉環(huán)肋只留豎肋。此外，邊可在上、下法蘭處增加三角形加強肋，借以提高機架強度而降低應力。 2.3.7主軸頂部軸承 主軸頂部軸承，它由兩個襯套，而只借用內襯套上的下部螺紋壓緊襯板。去掉主軸上用于壓緊襯板的螺紋，借以提高強度又減少一道加工了序。 第3章 旋回破碎機設計計算 3.1 旋回破碎機參數(shù)選擇與計算 旋回破碎機的主要參數(shù)有結構參數(shù)和性能參數(shù)。結構參數(shù)包括給、排料口尺寸、嚙角、破碎腔高度、偏心距與動錐行程、動錐第部直徑、進動角與動錐懸掛高度。性能參數(shù)有。動錐擺動次數(shù)、生產(chǎn)率（生產(chǎn)能力)、破碎力與功率以及機重。 3.1.1結構參數(shù) 3.1.1.1給、排料口尺寸 給料口尺寸B用動錐靠近定錐時，兩截錐體上端在給料口水下面的距離表示。排料口尺寸b用兩截錐體下端在排料口水平面的距離表示。B代表破碎機規(guī)格尺寸而b表示排料口最小尺寸。（如下圖示） 圖3-1 破碎機結構尺寸 由已知條件可知： B =900mm b=150mm 最大給料粒度根據(jù)旋回破碎機給料口寬度計算公式 =（1.2～1.25） （3-1） 可以得出= = =750～720 （mm） 根據(jù)《 機械設計手冊》[02] 取=750mm 3.1.1.2嚙角 構成破碎腔的動錐襯板與定錐襯板之間形成的夾角稱為嚙角，有表示。如圖3-2 圖3-2 嚙角計算示圖 旋回破碎機的嚙角按 =+≤ （3-2） 其中——定錐母線沿垂線之間的夾角 ——動錐母線沿垂線之間的夾角 —— 物料與襯板之間的靜摩檫角 在實際中，旋回破碎機的嚙角一般為～，為了減小動錐上破碎力的垂直分力，以減輕懸掛裝置的負荷，故應取小些。一般?。阶笥遥鴳〈笮?，通常取＝～，這里去＝ 所以 ＝+≤ 3.1.1.3破碎腔高度 ＝ ＝ mm 3.1.1.4偏心距與動錐行程S 所謂偏心距，是指排料口水平面動錐中心線與定錐中心線之間的距(圖3—1)。因此，功錐的行程S＝2。 偏心距太大，使動力消耗增加、產(chǎn)品粒度變粗；偏心距太小，不能保證有效地破碎物料，降低生產(chǎn)率等。因此，必須選得合適。根據(jù)經(jīng)驗與給料口尺寸B的關系是 （3-3） mm 3.1.1.5定錐上端直徑 根據(jù)設計手冊選取 3.1.1.6動錐底部直經(jīng) 動錐底部直徑，是指在排料口水平面動錐的直徑，它與給礦口尺寸的關系為 （3-4） 3.1.1.7進動角 一般進動角 根據(jù)設計手冊選取 3.1.2主要性能參數(shù) 3.1.2.1動錐擺動次數(shù) 動錐的擺動次數(shù)也就是偏心軸套的轉速。如轉速太高、不僅生產(chǎn)率不能提高．反而臺使功耗增加很快，若轉速太低，又不能充分利用能量，使少產(chǎn)率降低。因此，人們追求一個較為理想的轉速。 旋回破碎機動錐擺動次數(shù)的理論值可有 其中S——動錐在排料口處的水平行程 按上式求得動錐擺動次數(shù)比實際選用的轉速值高，產(chǎn)生差別的原因由于推導公式?jīng)]有考慮物料自破碎腔中排出時所遇到的各種阻力。 旋回破碎機的動錐擺動次數(shù)可由經(jīng)驗公式 （3-5） 3.1.2.2生產(chǎn)率 動錐每轉動—周，排出一個環(huán)形體積的物料，其斷面面積為 環(huán)形體積的平均直徑，近似地等于功錐底徑D，即動錐每一轉排出物料體積V （3-6） 將F和 h值代入得 設物料的松散系數(shù)為，堆密度為，則生產(chǎn)率為 （3-7） 由此可以得出：懸回破碎機的生產(chǎn)率與嚙合角成正比，而動錐的擺動次數(shù)n，排料口寬度e，偏心距r和定錐下端直徑成正比，適當?shù)母淖冞@些參數(shù)就能提高生產(chǎn)率 3.1.2.3動機功率 旋回破碎機在破碎物料過程中，功率消耗與破碎機的轉速、規(guī)格尺寸、嚙角、排料口尺寸及破碎物料的機械性質和粒度特性有關，其中以被破碎物料的物理機械性質對功率消耗影響最大。當然，設備規(guī)格尺寸愈大，功率消耗也愈大；轉速的增高和破碎比的增大，功率消耗也隨之增加。由于功率消耗與許多因素有關，設計時常用經(jīng)驗公式進行計算 （3-8） 式中 D——動錐大端直徑，m ——動錐在排料口平均偏心距，m ——動錐每分鐘轉速， 所以 =87.5 根據(jù)《機械設計手冊》[02] 取 3.2碎機破碎腔的設計 被回破碎機破碎腔是由動錐襯板和定錐襯板所構成的、截面為梯形的環(huán)形空間。其腔形是由動錐襯板與定錐襯板的表面形狀所組成。破碎腔的形狀直接影響破碎機牛產(chǎn)率、比能耗、產(chǎn)品粒度組成、襯板使用壽命以及破碎機結構尺寸等。因此．設計合理的破碎膠是非常重要。 旋回破碎機和顎式破碎機一樣。其堵塞點在排料口處，所以破碎機生產(chǎn)率隨排料口尺增減而增減。曲線型破碎腔使排料口上移，因此它比直線型破碎生產(chǎn)率高；增大破碎比，直線破碎腔的破碎比為5.35～7.6，曲線型破碎腔為6.75～9.5，平均可達到7.9；減少功率消耗，曲線型破碎腔可節(jié)省功率10%～15%產(chǎn)品粒應較均勻。 3.2.1碎腔型式 旋回破碎機破碎腔—般有三種型式（如圖3-2） 第一種型式：在排料口制成嚙角浙減的一段短曲線、但嚙角減小較饅．堵塞點的位置仍在排料口附近，堵塞現(xiàn)象得到改善。它用于排料口寬度不需要調整得很小的情況下。如排料口大于150 mm的粗碎機。 第二種型式：在排料口制成一段稍長曲線，且嚙角減小較快，堵塞點上移，堵塞現(xiàn)象有較大的改善。它用于排料口小于150mm的破碎機。 第三種型式：在排料口以上有較大范圍的曲線段破碎腔，并且動錐下部襯板表面向定錐彎曲形成較長的淮平行區(qū)。對于中、細碎的旋回破碎機采用此種腔型。但如果礦石極堅硬，動依下部曲線段很快被磨損掉．不能滿足排料口寸的要求。所以，選擇腔型不僅與破碎機用途、規(guī)格有關、還要考慮礦石物理性質。含泥土較多而又潮濕的物料。也不宜選用平行區(qū)較長的腔型， (1) 第一種型式 (2) 第二種型式 (3) 第三種型式 圖3-2 根據(jù)《機械設計手冊》[01] 選取第三種形式的破碎腔。 3.3破碎機的主要零部件受力分析、設計計算 3.3.1破碎力的計算 破碎力是確定電功機功率和計算零件強度的依據(jù)，因此準確求得破碎力是非常重要的。但破碎力又和許多因素有關，如物料的性質、料塊的大小、物料在破碎腔里分布情況，破碎方法等。因此，不論采用那種計算方法，所求得結果都會與實際有一定誤差，只能作設計破碎機的初步計算依據(jù)，最后還個能忽視實際數(shù)據(jù)。 求旋回破碎機破碎力可根據(jù)破碎腔里的載荷計算。也可根據(jù)電動機功率計算。將計算結果再比較實際資料的數(shù)據(jù)，最后確定之。 3.3.1.1腔的載荷分析 對于旋回破碎機，物料進入破碎腔后，隨著壓碎而不斷地向排料口下落，最后通過排料口排出。在破碎腔里，大塊被粉碎成小塊的過程中，物料的松散體積從上到下也在逐漸地增加，而破碎腔橫截面的寬度卻逐漸地減少，使物料間空隙也逐漸減少，故物料壓實程度從上到下也是逐漸增大的。因此，物料隨壓實程度增加而更加緊密。 此外，由于動錐的壓碎作用，使物料處于緊密的狀態(tài)，空隙降低。因此、動錐行程越大而物料密實程度也越大。但是，物料在破碎腔排料口只能密實而不能出現(xiàn)過壓實。這種情況與前面的壓碎實驗結果很相似，特別是與實驗曲線的壓碎階段相吻合。 綜上所述，可認為破碎腔中單位破碎力與破碎腔寵度成反比而與動錐擺動行程成正比。垂直動錐表面上意截面的單位破碎力。與其對應的偏心距成正比，與破碎腔寬度成反比。如圖3—3所示。 圖3-3 計算破碎力簡圖 圖3-3 計算破碎力簡圖 3.3.1.2據(jù)電動機功率求破碎力 如圖3—4所示，破碎力作用在動錐表面上的位置，也可認為在動錐高度1/3處(從動錐上基面算起)。偏心鈾套的反作用位于偏心軸套1/2高度處。 圖3-4 求破碎力 對懸掛點O的力矩方程式 （3-9） 由于破碎力相對于偏心距平面提前的—個角度，故偏心抽套內孔與主軸接觸線平面和偏心距平面成角。偏心軸套與機架襯套接觸線平面也與偏心距平面成角，而且。因此，但相差太大，為使問題簡單化，認為，。一般則偏心軸套所受的力矩為 （3-10） 式中 ——偏心鈾套內孔半徑(m)； ——偏心軸套外半徑(m)； ——偏心距(m)； ——偏心袖套內外表而的摩擦系數(shù)， 將上式代入公式有 （3-11） 由電動機功率可求得力矩M（N·m)值為 （3-12） 式中 ——電動機的功率（） ——偏心軸套的轉速 ——傳動效率，。 考慮電動機過負荷與破碎機運動部件的慣性力的影響其最大破碎力為 帶入數(shù)據(jù)得： 3.3.2主軸受力分析 圖3—3給出了動錐上的載荷分布。為使問題簡化，我們用集中載荷分析主袖受力情況。 破碎機工作過程中，可能出現(xiàn)三種工況：第一種是破碎機在正常工況下工作。此時動錐上作用有破碎力 (圖3-5)，可分解為垂直分力和，還有動錐自重和慣性力(由于慣性力較小，省略不計） 圖3-5 主軸受力情況（1） 第二種情況是破碎機在給料口破碎過大礦塊，此時產(chǎn)生破碎力（圖3—6)。它可分解為垂直分力和水平分力。第三種工況足破碎機 出現(xiàn)過鐵時，產(chǎn)生破碎力可分解為垂直分力和水平分力 圖3-6 主軸受力情況（2） 總傳動比為： 查《機械設計手冊》[02] V帶的傳動效率 ； 滾動軸承的傳動效率 聯(lián)軸器的傳動效率 圓錐齒輪的傳動效率 各軸的轉速： Ⅰ軸 Ⅱ軸 Ⅲ軸 各軸的輸入功率： Ⅰ軸 Ⅱ軸 Ⅲ軸 各軸的輸出轉矩： 電動機輸出轉矩 3.3.3 V帶設計計算 主電機的選擇 型號： 功率： 轉速： 電壓： 3.3.3.1選擇V帶型號 根據(jù)工作情況查表得帶傳動的設計功率可由 （3-13） 計算出來 所以有 根據(jù)和，由設計手冊查得可選用普通V帶D型 3.3.3.2確定帶輪的基準直徑 查《機械設計手冊》[02] 取 驗算帶速V 確定大帶輪直徑 查《機械設計手冊》[02] 取標準值 3.3.3.3確定中心距和基準帶長 （3-14） 取 查表取 實際中心距： （3-15） 3.3.3.4驗算小帶輪包角 > 符合要求 3.3.3.5計算V帶根數(shù)Z 查《機械設計手冊》[02]得： 所以 取 Z=10根 3.3.3.6帶輪的設計計算 材料的選擇: 帶輪的材料為HT200 查表得D型帶的尺寸： 頂寬 節(jié)寬 高度 輪緣尺寸: 所以 小帶輪的直徑 大帶輪的直徑 3.3.4 軸的設計計算 3.3.4.1軸Ⅰ 軸的材料的選擇： 材料為45鋼 確定軸的直徑 , 查《機械設計手冊》[02]知 C=100 []=35 （3-16） 取 3.3.4..2軸Ⅱ 軸的材料的選擇：材料為45鋼 確定軸的直徑, 查《機械設計手冊》[02]知 C=102 []=35 取 3.3.5軸承的選用:軸承代號6020 基本尺寸 : 安裝尺寸: 基本額定動載荷: 基本額定靜載荷: 極限轉速:脂潤滑3800r/min;油潤滑4800r/min 3.3.6 直齒錐齒輪設計計算 3.3.6.1材料選擇 直齒錐齒輪的齒加工多為刨齒,不宜采用硬齒面。小齒輪用40Cr,調質處理。241HB～286HB。選取平均硬度260HB。大齒輪選用42simn, 調質處理。217HB～255HB。選取平均硬度230HB。 3.3.6.2齒面接觸疲勞強度計算： 齒數(shù)Z和精度等級，取 估計 查《機械設計手冊》[02] 選取8級精度 使用壽命 查《機械設計手冊》[02] 取 動載系數(shù) 查《機械設計手冊》[02] 取 齒間載荷分布系數(shù) 因為 所以 齒向載荷分布系數(shù)查《機械設計手冊》[02] 取 載荷系數(shù) （3-17） 轉矩 （3-18） 彈性系數(shù)查《機械設計手冊》[02] 節(jié)點區(qū)域系數(shù) 查《機械設計手冊》[02] 接觸疲勞極限查《機械設計手冊》[02] 接觸壽命系數(shù)由以上計算可得 接觸最小安全系數(shù) 許用接觸應力： 小輪大端分度圓直徑 取 （3-19） 3.3.6.3驗算圓周速度及 （3-20） （與估算值接近） （3-21） （與估計相符合） 3.3.6.4確定傳動主要尺寸 大端模數(shù)m： 查表取模數(shù) 實際大端分度圓直徑 錐距R 齒寬b 取 3.3.6.5齒根彎曲疲勞強度計算： 齒形系數(shù) 查《機械設計手冊》[02] 表3-6得 應力修正系數(shù) 查《機械設計手冊》[02] 表4-8得 重合度系數(shù) 齒間載荷分配系數(shù) 查《機械設計手冊》[02]表12-10得 載荷系數(shù)k （3-22） 3.3.6.6彎曲疲勞極限 由《機械設計手冊》[02]圖12.23c查得 彎曲最小安全系數(shù)： 由《機械設計手冊》[02]表12.14查得 彎曲壽命系數(shù)查表得 尺寸系數(shù)由《機械設計手冊》[02] 許用彎曲應力 驗算: （3-23） 3.3.7偏心軸套的設計計算 材料的選擇: 材料為45鋼查表得 主軸的材料選擇,查《機械設計手冊》[02]得 所以 取 又 （3-24） 取 實際的 3.3.8主軸強度計算 旋回破碎機在工作過程中，作用于主軸上的力有破碎力和錐體重力G，懸掛裝置支反力，偏心軸套支反力和慣性力（由于慣性力很小，故省略不計）。作用于動錐體上的破碎力分布載荷，為了簡化計算，把破碎力視為集中載荷形式垂直動錐表面上，而錐體與主軸用壓配合固定在一起，現(xiàn)以錐體上作用力來分析主軸的受力情況，如圖3-6示。作用在動錐上的1/3處，偏心軸套的支反力作用在偏心軸套與主軸接觸部分的中心懸掛裝置的支反力通過Q點根據(jù)幾何關系，和G的合力值可按下式計算 N （3-25） 主軸對懸掛裝置和偏心軸套的作用力、按下式計算： N （3-26） N （3-27） 根據(jù)作用力與反作用力的概念，偏心軸套和懸掛裝置對主軸的作用力大小與、相等，方向與、相反。 由前面的計算可知： N 外力偶矩計算： （3-28） m——作用在軸上的外力偶矩，單位 N.m ——軸傳遞的功率，單位kw n——軸的轉速，單位r/min 所以有N.m 由平衡方程可得： 所以強度足夠 3.3.9機架計其 根據(jù)對機架靜強度祁剛度分析可知：對連續(xù)給礦的工況，在豎肋外表面與底部法蘭的交點處產(chǎn)生的應力也很大。對有道大礦塊的工況，在上部法法上附近產(chǎn)生的應力很大，此處是危險點．其它部位應力比較低。偏心軸套的作用力通過十字梁作用在機架上，此時產(chǎn)生兩個反力和一個扭矩，使系統(tǒng)保持平衡 圖3-7 機架受力分析 3.3.9.1內套應力 內套的環(huán)行結構，假設其負荷按余弦規(guī)律分布，如r為內套半徑， 為環(huán)行高度，則 （3-29） 內套上的負荷是對稱的，從而簡化了靜不定的機構的計算。有兩個變量，即作用力和扭矩，分別以x和 z代表。 在作用力X方向上位移應力為 （3-30） 在扭矩Z方向上的扭曲應力為 （3-31） 固梁受力形成力矩而產(chǎn)生的位移應力是： 在作用x方向上的位移應力為 （3-32） 作用在Z方向上的扭曲應力為 （3-33） 因此作用力X方向上的總位移應力和在扭矩Z方向的總扭曲應力是： 經(jīng)過彈性公式運算可得： 如果力F的方向與梁重合，可求出 （3-34） （3-35） 式中 3.3.9.2外殼應力 外殼應力可按計算內套的同樣公式進行，只是曲率不一樣，設曲率半徑為，則位移應力和扭轉應力為： （3-36） （3-37） 按彈性公式運算，求得 第四章 旋回破碎機結構設計 ?旋回式破碎機是利用破碎錐在殼體內錐腔中的旋回運動，對物料產(chǎn)生擠壓、劈裂和彎曲作用，粗碎各種硬度的礦石或巖石的大型破碎機械。裝有破碎錐的主軸的上端支承在橫粱中部的襯套內，其下端則置于軸套的偏心孔中。軸套轉動時，破碎錐繞機器中心線作偏心旋回運動它的破碎動作是連續(xù)進行的，故工作效率高。旋回破碎機用兩種方式實現(xiàn)排料口的調整和過載保險：一是采用機械方式，其主軸上端有調整螺母，旋轉調整螺帽，破碎錐即可下降或上升，使排料口隨之變大或變小，超載時，靠切斷傳動皮帶輪上的保險銷以實現(xiàn)保險； 第二種是采用液壓方式的液壓旋回破碎機，其主軸座落在液壓缸內的柱塞上，改變柱塞下的液壓油體積就可以改變破碎錐的上下位置，從而改變排料口的大小。超載時，主軸向下的壓力增大，迫使柱塞下的液壓油進入液壓傳動系統(tǒng)中的蓄能器，使破碎錐隨之下降以增大排料口，排出隨物料進入破碎腔的非破碎物(鐵器、木塊等)以實現(xiàn)保險。 旋回式破碎機工作時，電動機的旋轉通過皮帶輪或聯(lián)軸器、 傳動軸和圓錐部在偏心套的迫動下繞一固定作旋擺運動，從而使圓錐破碎機的破碎壁時而靠近又時而離開固裝在調整套上的軋白壁表面，使礦石在破碎腔內不斷受到?jīng)_擊，擠壓和彎曲作用而實現(xiàn)礦石的破碎。圓錐式破碎機在不可破異物通過破碎腔或因某種原因機器超載時，彈簧保險系統(tǒng)實現(xiàn)保險，排礦口增大，異物從破碎腔排出，如異物卡在排礦石可使用清腔系統(tǒng)，使排礦繼續(xù)增大，使異物排除破碎腔。在彈簧的作用下，排礦口自動復位，機器恢復正常工作。本系列破碎機分粗碎圓錐式破碎機、中碎圓錐式破碎機和細碎圓錐式破碎機三種。 旋回式破碎機工作時，主軸的轉速較低，但是電動機的轉速較高，要把轉速降下來就要降低傳動比，就靠帶輪與錐齒輪傳動來降低傳動比。 機架是由上架、中架和下架組成，而上架和中架構成定錐體。動錐安在主軸上，主軸上端由懸掛裝置懸掛在橫梁上，下端插在偏心軸套的內孔里。偏心鈾套在機架套筒的鋼材套(直襯套)內旋轉。鋼襯套壓合于機架套簡內。偏心軸套內表面澆鑄巴氏合金，外表面的3/4面積上澆鑄巴氏合金。為使巴氏合金連接牢固，在偏心軸套內外表面加工出一些密市的燕尾槽和小孔。在機架套筒與圓錐齒輪之間．有子片止推圓盤，借以支承直齒圓錐齒輪及偏心軸套重量及受力。下面圓盤是鋼制的，并用銷子固定于機架套簡上，使之不能轉動，上面的圓盤也是鈉制的，用螺釘固定在因錐齒輪上并和它一起轉動，兩者之間的圓盤是青銅的，它在上下因盤之間自由地轉動。 在兩圓錐齒輪轉動是，必須考慮兩軸的軸向定位。對于傳動軸，要考慮起軸向定位就必須把軸向力傳給機架，為了達到此目的，設計中采用推力軸承，這樣能能承受軸向力，把軸向力傳給支撐架，支撐架與機架之間用螺釘連接，這樣軸向力就有支撐架傳給了機架，就能達到設計的要求。齒輪傳動時，主軸會受到齒輪傳動的軸向力，如不能把軸向力分解，就會把整個軸向上移動就不能使軸定位，在設計時，在齒輪上端裝一端面軸承，來解決主軸的軸向定位，把力通過端面軸承傳給機架主軸就不會往上移動。 圖4-1傳動軸 第五章 結論 該課題屬于旋回破碎機在礦山機械在實際應用為主要背景，設計以粉碎礦石便于工業(yè)生產(chǎn)的實用機械。其設計部分主要包括動力系統(tǒng)，傳動系統(tǒng)，破碎系統(tǒng)。 動力系統(tǒng)上采用大功率電機為破碎機提供工作所需的動力。 傳動系統(tǒng)是把動力傳給工作機部分，使整個機器得以運轉便于工作機工作實現(xiàn)功能原理。 破碎系統(tǒng)是該機械的主要組成部分，它的存在保證了該機械的功能原理得以實現(xiàn)，直接參與礦石的粉碎，為原料的下一步加工做準備或便于使用。 由于畢業(yè)設計前很少接觸破碎機，加上知識和時間有限，該設計有一定的缺陷是在所難免的，望大家能給有效的意見，同時也希望我的成果能給這個大課題提供一些參考。 第六章 設計總結 在設計過程中遇到許多的問題，在設計的前期主要是對旋回破碎機的運動過程的探討，了解其工作原理，在下來是對其結構的理解，運用怎么樣的結構才能完成旋回破碎機的運轉過程，在后來就是在設計過程中遇到的問題，是如何處理的。 5.1零部件設計時遇到的問題及解決辦法 900/150旋回破碎機的主要零部件是主軸、偏心套筒，圓錐齒輪、傳動軸、帶輪。 因為有帶輪傳動和齒輪傳動，在傳動過程中要考慮傳動比的分配，在開始設計計算的沒有考慮到這個問題，計算到后面的時候就不能繼續(xù)計算了。因為的初次做設計沒有考慮到那么周全，又回到前面來重新分配傳動比，把傳動比分配成3x2 帶傳動分配3，齒輪傳動分配2，這樣分的理由是方便計算，帶輪是由電動機傳動來的要分配大的傳動比，如果齒輪分配較大的傳動比，則齒輪結構就比較大，從而增大整個機械的尺寸，為了減小結構尺寸，所以齒輪要分配小的傳動比。 在帶輪設計時，確定兩帶輪的基準直徑時開始取小帶輪的直徑為500mm計算出大帶輪的直徑為1500mm，結果計算出來的帶長太長查《機械設計手冊》[02]找不到現(xiàn)有的標準，在此時只有返回到前面重新設計帶輪的直徑，取小帶輪450mm大帶輪1260mm,根據(jù)標準選取大帶輪的直徑1250mm,這樣計算出來的標準的帶長為6300mm. 在計算V帶根數(shù)時，在選取單根V帶的寬度是取得太小算出來需要的V帶的根根數(shù)太多。又回到前面把單根V帶的尺寸取大一些，這樣計算出來的V帶根數(shù)比較符合實際。 5.2 結構設計中遇到的問題及解決辦