圓錐破碎機畢業(yè)設計

河南理工大學2012級本科畢業(yè)生設計畢業(yè)論文圓錐破碎機設計Designofconecrusher姓名：學號：專業(yè)：機械設計制造及自動化學院：機械與動力工程學院指導老師：摘要隨著社會的進步，經濟迅速發(fā)展，工業(yè)等其它行業(yè)所需的原材料不斷增加，需要破碎的原材料的量也日益增加。破碎后的絕大多數(shù)的原礦還不能成為工業(yè)所需的爐料，破碎后的礦石還需要經過選礦處理后方能成為爐料。作為選礦龍頭的破磨作業(yè)，其是能量、鋼材等原材料消耗最多的大戶。因此，節(jié)能、降耗成為破磨設備研究需要達成的最終目的，“多碎少磨”更是節(jié)能、降耗的研磨設備重要檢測指標，其關鍵問題是降低破碎產品的最終粒度。作為研磨設備中的一種破碎機械，圓錐破碎機不僅生產效率高，而且能生產粒度小而均勻的物料，可以能實現(xiàn)礦巖從350mm破碎到10mm以下的不同級別顆粒的生產，從而滿足入磨粒度的需要，因此圓錐破碎機成為金屬礦山選礦廠的主要破碎設備。本文先分析了圓錐破碎機的工作原理，繼而對圓錐破碎機進行整體的設計與計算。結合圓錐破碎機的功能和類型，計算了生產效率和動錐擺動次數(shù)，通過破碎機的安裝效率來確定電動機類型，進而確定傳動比和傳動部分設計與計算。對帶輪和鍵進行擠壓應力校核，對齒輪、軸承和軸進行受力分析和彎曲強度校核，對彈簧進行工作載荷校核，利用計算機軟件繪制圓錐破碎機。圓錐破碎機的下動錐體與偏心套接觸的地方設計成了滾子接觸，減少了摩擦力，增加機器的使用壽命；通過對偏心套筒的最厚邊和最薄邊的差值來調節(jié)破碎后物料的大??；電動機和主軸之間通過皮帶傳動，緩和了載荷沖擊等。參考大量的文獻，經歷過大量的計算，最終設計出圓錐破碎機。設計的方式主要是根據已知條件對零件初步選擇，然后進行受力分析和校核確定零件基本尺寸。關鍵字：圓錐破碎機；破碎；礦石；粒度；強度校核；計算AbstractWiththeprogressofthesociety,theeconomyisdevelopingrapidly,therawmaterialsneededbyindustryandotherindustriesareincreasing,andtheamountofrawmaterialsneedtobebroken.Afterthecrushingofthevastmajorityoftheorehasnotbeenabletobecomethefurnacecharge,aftercrushingoforealsoneedafterdressingtreatmentbeforeitcanbecomethefurnacecharge.Asthegrindingheadofthegrindingoperation,whichisenergy,steelandotherrawmaterialsconsumptionofthelargest.Therefore,savingenergyandreducingconsumption,acrushingandgrindingequipmentresearchneedtoreachtheultimategoal,"morecrushingandlessgrinding"isenergy-savingandconsumptionofgrindingequipmentanimportantindicator,thekeyproblemisreducingthecrushedproductonthefinalgrainsize.Asgrindingequipmentofacrusher,conecrushernotonlyproductionefficiencyishigh,andthematerialparticlesizeissmallanduniform,canachievetherocksandmineralsfrom350mmbrokenbelow10mmdifferentlevelsofparticles,soastomeetneedsofthemillfeedsize.Soconecrusherhasbecomethemaincrushingequipmentofmetalmineconcentrator.Firstly，Thispaperanalysestheworkingprincipleoftheconecrusher,andthenthedesignandcalculationoftheconecrusher.Accordingtothefunctionandtypeoftheconecrusher,calculatedtheproductionefficiencyandthenumberofdynamicconeswing，andthemotortypewasdeterminedbytheinstallationefficiencyofthecrusher,andthedesignandcalculationofthetransmissionratioandtransmissionpartsweredetermined.Checkthestressofthebeltwheelandkey，stressanalysisandbendingstrengthcheckofgear,bearingandshaft，checktheworkingloadofthespring，usingcomputersoftwaretodrawconecrusher.Thecontactofthelowerdynamicconeandtheeccentricsleeveoftheconecrusherdesignedtherollercontact，reducesthefrictionforce,andincreasestheservicelifeofthemachine.Materialsaftercrushingsizeisadjustedthroughtheeccentricsleeveofthewebbingandthethinedgedifference;betweenthemotorandthemainshaftthroughthetransmissionbelt,easingtheimpactload.Referencetoalargenumberofliterature,hasexperiencedalotofcalculations,thefinaldesignoftheconecrusher.Thedesignismainlybasedontheknownconditionsofthepreliminaryselectionofparts,andthencarryouttheanalysisandchecktodeterminethebasicdimensionsoftheparts.Keywords:Conecrusher;crushing;ore;particlesize；strengthcheck；calculation目錄1.緒論 .緒論1.1引言隨著社會的進步，經濟迅速發(fā)展，工業(yè)等其它行業(yè)所需的原材料不斷增加，需要破碎的量也日益增加,礦石原材料的總量日趨貧化。二十世紀九十年代以來，全世界每年需要研磨的物料量高達100億t以上。就我國而言，脆性物料年產量已經達到15億t，其中16%是鐵礦石，6.7%為有色金屬礦石，15.3%是非金屬礦物，2%是化工礦物，26.7%是水泥，多達31.3%為建材所用的石灰石。而這些破碎后的絕大多數(shù)的原礦還不能成為工業(yè)所需的爐料，破碎后的礦石只有在經過選礦處理后方能成為爐料。而作為選礦龍頭的破磨作業(yè)，其是能量、鋼材等原材料消耗最多的大戶。因此，節(jié)能、降耗成為破磨設備研究需要達成的最終目的，“多碎少磨”更是節(jié)能、降耗的研磨設備重要檢測指標，其關鍵問題是降低破碎產品的最終粒度。作為研磨設備中的一種破碎機械，圓錐破碎機不僅生產效率高，而且能生產粒度小而均勻的物料，可以能實現(xiàn)礦巖從350mm破碎到10mm以下的不同級別顆粒的生產，從而滿足入磨粒度的需要，故圓錐破碎機成為研磨設備中主要機械之一。隨著社會的進步和發(fā)展，科學技術不斷創(chuàng)新和科學技術水平不斷被提高，圓錐破碎機在原先的基礎上也進一步發(fā)展，在保持基本工作原理不變的情況下，對圓錐破碎機的結構，零件的材料，零件制造的工藝等進一步改善，逐步向著高效，節(jié)能、減排、降耗與自動化方向發(fā)展。1.2圓錐破碎機國內外研究狀況當前礦山機械在朝著經濟型和節(jié)能降耗性的方向發(fā)展，如何能夠使自己的產品燃油經濟性和節(jié)能降耗性盡可能提高是每個礦山機械廠家都在做的事情，當然這是一個廣泛的概念，破碎機的每一個部件都在發(fā)生著變化，圓錐破碎機也不例外，尤其是那些對功能有較高要求的破碎機。1.2.1圓錐破碎機國外研究狀況圓錐破碎機誕生于20世紀初葉。由于最初的彈簧式圓錐破碎機是由美國密爾沃基城西蒙斯兄弟二人研制成功的，故稱其為西蒙斯圓錐破碎機。其結構為主軸插入偏心套，用偏心套驅動動錐襯板，從而使礦巖在破碎腔內不斷地遭到擠壓和彎曲而破碎。破碎效果差，震動大，彈簧易損壞。用大型螺旋套調整排礦口大小，調整困難，過載保護用彈簧組，可靠性差。多年來，雖然不斷改進，結果日趨完善，但工作原理和基本構造變化不大。20世紀40年代末，美國Allis

Chalmers

公司首先推出底部單缸液壓圓錐破碎機，是在旋回式破碎機基礎上發(fā)展起來的圓錐破碎機。該機采用液壓技術，實現(xiàn)了液壓調整排礦口和過載保護，簡化了破碎機結構，減輕了重量，提高了使用性能。20世紀50-60年代，法國Dragon公司的子公司Babbitless公司和日本神戶制鋼有限公司等推出上部單缸、周邊單缸液壓破碎機。20世紀70-80年代，美國Allis

Chalmers公司在底部單缸液壓圓錐級的基礎上推出高能液壓圓錐機：Nordberg公司推出旋盤式圓錐破碎機，適用于中硬物料的破碎，其給料粒度小，偏心距小，破碎力不大。之后，相繼又推出超重型短頭圓錐破碎機。該機加大了功率，強化了彈簧并采用合金鋼機架，但增加了成本。為此，該公司又推出Omni型圓錐破碎機。Babbitless公司推出BSUF型超細圓錐破碎機，它采用滾動軸承代替偏心套，由電動機、皮帶傳動動擺，頂部采用單缸液壓缸裝置來調整排礦口和實現(xiàn)過載保護，給料粒度-10mm，產品粒度-6.3mm站80%。20世紀90年代以來，美國Nordberg公司推出新一代HP系列圓錐破碎機；瑞典Sbedala公司推出新的H系列圓錐破碎機：俄羅斯烏拉爾機械研所和米哈諾貝爾研究設計院開發(fā)出新型短發(fā)圓錐破碎機。1.2.2圓錐破碎機國內研究狀況1953年，在借鑒前蘇聯(lián)的2100型和1650型彈兩種簧式圓錐破碎機的工作原理及其結構，我國自主設計并生產了第一臺1200型的彈簧式圓錐破碎機；幾年的摸索，我國在1958年設計并投入生產了大型2200型彈簧式圓錐破碎機。上個世紀七十年代，在底部單缸和多缸液壓圓錐破碎機領域上有所突破，相繼研制了成功。經過幾年的反復研究實踐，成功研制了中心液壓缸圓錐破碎機。之后經過多年的反復研制與實踐，解決了舊系列彈簧圓錐破碎機彈簧壓力的不足、零部件強度低以及結構上的某些缺陷，成功生產了600mm、900mm和1200mm等不同直徑的新系列彈簧圓錐破碎機；在底部單缸液壓圓錐破碎機系列上，添加了直徑900mm、1200mm、1650mm、2200mm四種不同規(guī)格的十二種腔形；又成功研制出兩種直徑為1200和2200規(guī)格四種腔形的多缸液壓圓錐破碎機。當時，我國已經能自主生產具有系列化、規(guī)格化和標準化程度的圓錐破碎機，生產的圓錐破碎機高效，低能耗，大的破碎比和產品質量高等，受到國外廣泛的認可。不過，由于我國圓錐破碎機研制起步晚，掌握的核心技術少，生產的破碎機落后于國外先進的破碎機，需要積極引進外國先進的技術，不斷創(chuàng)新，努力追上世界先進的水平。1.3圓錐破碎機的特點與技術優(yōu)勢1.3.1、破碎比大、生產效率高圓錐破碎機利用高轉速與沖程相結合這個特點，使圓錐破碎機的額定功率和顆粒通過能力大大提升，提高了破碎比和生產效率。圓錐破碎機將破碎沖程、破碎速度以及破碎腔形狀三者完美組合設計，相對于老式彈簧圓錐破的產量提高了百分三十五至百分六十。1.3.2、易損件消耗少、運行成本低圓錐破碎機采用目前先進的破碎原理及技術參數(shù)，可靠的運轉運動，較低的運行成本；圓錐破碎機采用擁有耐磨保護的零部件，將維修費用降低到最低限度，一般使用壽命可提高30%以上。1.3.3、破碎的選擇，良好的顆粒幾何形狀相對與傳統(tǒng)的單顆粒破碎原理，為了實現(xiàn)對物料進行選擇性破碎，當今的圓錐破碎機采用特殊破碎腔和與之相對應的轉速，對物料進行顆粒層擠壓破碎，大大的提高了產品粒形質量，很大程度上降低對針葉片物料的浪費。1.4本章小結本章主要闡述了圓錐破碎機的研究背景以及發(fā)展現(xiàn)狀，并且介紹了圓錐破碎機的特點以及技術優(yōu)勢，最后參考收集了有關本次畢業(yè)設計所需的數(shù)據資料等，為畢業(yè)設計的順利完成提供了可靠的依據。2圓錐破碎機的設計方案2.1圓錐破碎機的類型與工作原理2.1.1圓錐破碎機的類型根據圓錐破碎機破碎腔的不同，可分為：標準型（中碎用）中間型（中、細碎）和短頭型（細碎用）三種型式，其中以標準型和短頭型應用最廣。如下圖2.1所示圖2.1

圓錐破碎機破碎腔的形狀a--標準型

b--中間型

c--短頭型對于我國研制的中細破碎的圓錐破碎機，一般采用漢字、拼音、字母和動錐的底部直徑來表示圓錐破碎機的型號，如PYB2200、PYZ2200和PYD2200，其中P—破碎機、Y—圓錐、B—標準型、Z—中間型、D—短頭型、2200—動錐底部直徑（毫米）。根據圓錐破碎機傳動方式的不同，可以分為：電動機的動力通過傳動軸、大小圓錐齒輪帶動動錐運動；采用雙電動機驅動動錐運動（啟動的時候，兩臺電動機同時運轉，正常工作時啟動一臺電動機）；電動機通過液壓偶合器驅動；采用帶輪傳動，把帶輪直接安裝在偏心軸套的下方。前幾年，國外甚至還將電動機直接安裝在偏向軸套上，直接帶動偏心軸套轉動，目前我國的圓錐破碎機主要是用聯(lián)軸器連接電動機與輸入軸。2.1.2圓錐破碎機工作原理圓錐破碎機的工作原理如圖2-2所示：電動機1的動力經傳動軸2傳遞給小錐齒輪，帶動小錐齒輪3，通過兩齒輪的嚙合，小錐齒輪3帶動大錐齒輪3轉動。通過鍵與大錐齒輪連接的偏心軸套4通過鍵傳遞隨著大錐齒輪3旋轉。自由插在偏心軸套4的錐形孔里的主軸5隨著偏心軸套4旋轉。帶動固定安裝在主軸5上的動錐的中心線OO1繞圓錐破碎機的中心線OO2作旋回運動。兩中心線的夾角γ為進動角（在工作過程它是不變的定值）。同時，動錐7作以自身軸線O圖2-2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7動錐8定錐2.2圓錐破碎機各部分機構及其作用如圖2-3所示為標準型圓錐破碎機機構。組成圓錐破碎機的主要幾個部分是：機架、傳動、偏心軸套、球面軸承、動錐、調整環(huán)六大部分。機架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。機架中心套筒5和傳動軸套筒34，與機架10之間靠肋板相連接，機架中心套筒5里壓入直襯套4.直襯套4用青銅材料制作，也可以用尼龍或者巴氏合金材料制作。為了防止直襯套上竄，在直襯套上口開兩個缺口，裝一壓板將它壓住。傳動軸部分安裝在機架傳動軸套筒34里，它的前端小錐體齒輪35和偏心軸套3上的大錐體齒輪6相嚙合。其另一端借聯(lián)軸器與電動機相連接。以前，為了防止傳動軸軸向竄動使用兩個緊定螺釘將擋油圈固定在軸上的，由于它不是很靠譜，現(xiàn)在已改用兩個錐套代替軸承，使用效果良好。圓錐破碎機傳動軸軸承，有滾動軸承也有滑動軸承。采用滾動軸承的破碎機，有時由于滾動軸承承受很大的沖擊力而遭損壞，所以必須采用較好的軸承。當軸承制造質量、裝配與輪滑都很好時，滑動軸承工作效果很好，壽命也較長，又便于維修。偏心軸套部分是由鑄鐵的偏心軸套3、大錐齒輪6和錐襯套37組成。錐襯套原來用青銅或用巴比合金制作，現(xiàn)在用尼龍錐襯套的。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，或者采用環(huán)氧樹脂加固。大錐齒輪與偏心軸套之間是用鍵過盈配合。為了平衡動錐30的慣性力和使偏心軸套與直襯套沿全長接觸，大錐齒輪齒輪頂部裝有平衡重7。偏心軸套被支承在四片止推盤2和機架下蓋1上，最下面一片銅盤沿圓周方向有三個爪卡在端蓋1的槽中，所以它是不轉動的；最上面一片鋼的止推盤用銷子與偏心軸套相聯(lián)，能隨偏心軸套轉動，而中間兩片止推盤自由的放在上下兩盤中間。這兩片中，上面一片是銅的，呈平盤狀，下面一片是鋼的，表面有徑向潤滑油溝。原來上面一片銅板由于沒有徑向限位，在運轉中，沿外圈碰損很嚴重，壽命很短。球面軸承部分有球面軸承座11和球面軸承（球面瓦）12組成。球面瓦用銷子固定在球面軸承座上，其上有回油孔而球面軸承座外圈有檔油環(huán)13，防止從軸面瓦外緣擠出的油進入防塵水中。球面軸承座上有一圈環(huán)形溝槽32是為裝防塵水用的。球面軸承座的下部止口與機器上的環(huán)形加工面相配合。兩者之間用方銷8固定。球面軸承原來也是用青銅材料制作的?，F(xiàn)在也有采用尼龍球面軸承的。隨著對尼龍軸承的不斷地試驗改進，此種軸承將會越來越多地被采用。動錐部分由動錐體和主軸38組成，用熱壓配合裝配在一起。動錐的外表面裝有錳鋼襯板14。為了使它們之間緊密貼合，中間鑄以鋅。上部用鎖緊螺帽19鎖緊。在鎖緊螺帽的頂部裝有分礦盤21。為了防止破碎機工作時鎖緊螺帽退扣，裝有制動齒板20。制動齒板的外齒卡在鎖緊螺帽的內齒中，而制動齒板下面的方形鍵卡在主軸頭部的缺口內，以防止主軸與鎖緊螺帽的相對運動。礦石從給礦漏斗22落到分礦盤上，隨分礦盤不斷的幌動，礦石便被均勻地分配到破碎腔里。破碎后的礦石，從兩錐體下部落地運輸帶上。調整環(huán)部分也是一個動錐體，其外圓錐表面有鋸齒形螺紋，而內部錐體上有七個缺口，定錐襯板25上面相應地有八個耳環(huán)26。用“U”形螺栓24穿過缺口鉤在耳環(huán)上，將定錐襯板固定在調整環(huán)28上。調整環(huán)與固定環(huán)17靠鋸齒形螺紋聯(lián)接；借旋轉調整環(huán)使定錐上升或下降，從而改變破碎機排礦口大小。因調整環(huán)是右螺紋，所以向右旋轉調整環(huán)排礦口便減小；向左旋轉調整環(huán)，則排礦口增大。為了防止調整環(huán)自動退扣，用弧形齒板18鎖緊。為了保護螺紋和使調整環(huán)容易轉動以及不讓灰塵浸入，在固定環(huán)17的徑向方向上有加注黃油的孔27和在其下端裝設有毛氈密封16。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16組彈簧15，每組有10支，每組用5根螺栓將彈簧壓在兩托盤之間，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。破碎機的傳動軸承、止推盤、錐襯套和主軸、直襯套與偏心軸套以及球面軸承的表面是相對運動的摩擦表面。為了保證破碎機正常運轉，各摩擦表面必須要很好的進行潤滑與防塵。防塵裝置：中細碎圓錐破碎機比粗碎圓錐破碎機產生灰塵更加嚴重，因此要求它有完善的防塵裝置。目前彈簧式中細碎圓錐破碎機都是用水封防塵裝置。在球面軸承座上有盛水的環(huán)形溝槽15，而在動錐上焊有截錐形的領緣34，其下端插入溝槽15的水中，領緣把灰塵擋住，使它落入水槽中，不讓灰塵進入破碎機內部。防塵水從進入水管口35進入溝槽，充滿后從排水管口36流走，同時把落入水中的灰塵帶走。破碎機的潤滑：破碎機各摩擦表面都是采用稀油循環(huán)潤滑。油從中心套筒的端蓋上的進油孔37進入偏心軸套的止推盤中，由于止推盤上有放射狀的油溝，油流過中心孔時也同時進入各溝槽潤滑止推盤；油經止推盤中心孔沿偏心軸套內外表面和主軸上的中心孔上升，同時也潤滑各摩擦表面，最后潤滑球面軸承和傘齒輪，從傘齒輪上甩下的油順排油孔38排出。軸承是采用單獨的油路給油和排油進行循環(huán)潤滑。破碎機的保險裝置：它是裝在機架一圈的16組彈簧。當不能破碎的物料進入破碎機時，定錐與固定環(huán)向上抬起，并壓縮彈簧，增大動錐與定錐表面間的距離，使不能破碎的物料經排礦口排出，從而保護破碎機不受損壞。之后固定環(huán)和調整環(huán)借彈簧的張力恢復原位。這樣，能在一定程度上保證破碎機的安全。圖2.32100標準型圓錐破碎機示意圖1—機架下蓋；2—止推盤；3—偏心軸套；4—直襯套；5—機架中心套筒；6—大錐齒輪；7—平衡重；8—方銷；9—進水管口；10—機架；11—球面軸承座；12—球面軸承；13—擋油環(huán)14—襯板；15—彈簧；16—毛氈密封；17—固定環(huán)（支承環(huán)）；18—弧形齒板；19—鎖緊螺帽；20—制動齒板；21—分礦盤；22—漏斗；23—支承罩；24—“U”型螺栓；25—定錐襯板；26—耳環(huán)；27—注黃油孔；28—調整環(huán)；29—螺栓；30—動錐；31—領緣；32—環(huán)形油槽；33—排水管口；34—傳動軸套筒；35—小錐齒輪；36—排油口；37—錐襯套；38—主軸；39—進油口2.3方案設計2.3.1總體方案設計圓錐破碎機最終要達到的目的是：破碎物料，使其直徑符合要求。為了實現(xiàn)這個目的，圓錐破碎機借鑒顎式破碎機的原理，用作繞回運動的動錐和固定不動的定錐兩者結合來實現(xiàn)對物料的擠壓和破碎。動錐的動力主要是來自于電動機，電動機通過帶輪把動力傳遞到輸入軸上，帶動輸入軸上的小錐齒輪轉動，通過嚙合，小錐齒輪帶動大錐齒輪轉動，偏心軸套通過鍵與大錐齒輪配合，大錐齒輪通過鍵把動力傳遞給偏心軸套，自由插在偏心軸套的錐形孔內的主軸隨著偏心軸套轉動而轉動，主軸轉動推動安裝在主軸上的動錐擺動，在破碎腔內，通過控制動錐與定錐之間的距離，實現(xiàn)對物料的擠壓和破碎。而這樣的一個動力傳遞方式，既可以實現(xiàn)設計的工作要求，也可以實現(xiàn)對物料的破碎這個目的。圖2-4總體方案1、殼體2、大錐齒輪3、偏心套4、固定軸5、小齒輪6、轉軸7、大帶輪8、上錐體9、下錐體10、支架考慮到輸入軸上傳遞的扭矩比較大，大帶輪跟轉軸選擇通過花鍵連接，這樣可以保證傳遞運動的可靠性。由圓錐滾子軸承支撐的輸入軸，輸入軸的左邊軸承安裝封油環(huán)，右邊軸承安裝軸承端蓋。由于圓筒的內壁要與軸承連接，因此需要比較精密的加工，通過精鏜可以得到比較高的表面精度。因為圓筒的右端安裝軸承端蓋，軸承端蓋主要起到對于軸承軸向定位和防塵和密封，其表面加工質量的要求不是很高，可以通過銑床加工得到。圓筒的下方有一個50mm厚的支撐板，支撐板通過焊接連接。小齒輪與轉軸的鏈接則是通過雙圓頭普通平鍵鏈接（A型），鍵在鍵槽內有良好的軸向固定，實現(xiàn)軸與輪轂之間的周向固定傳遞轉矩。而大齒輪和偏心套則是通過普通平鍵連接。偏心軸套的下方安裝推力球軸承，推力球軸承放在大固定軸上。考慮到接觸面存在摩擦，摩擦影響著系統(tǒng)的傳遞效率，因此對于接觸面應該進行精密的加工，可以通過銑床加工出來。大固定軸通過螺栓與殼體連接，連接表面也是需要加工的，這里也可以通過銑床加工。整個殼體是通過鑄造出來的。通過下錐體支架上滾子和下錐體連接的偏心套筒，由于偏心軸套轉動時下錐體不轉動，考慮到滑動摩擦的磨損量偏大，這里采用滾動摩擦，通過滾子在偏心套的滾動實現(xiàn)滾動連接。2.3.2傳動方案設計圓錐破碎機最終目的是通過上下錐面的擠壓，從而把礦石在圓錐面內擠破。上下擠壓面是垂直定位的，上錐面是固定的，通過下錐面的繞回擺動運動實現(xiàn)對礦石的擠壓，達到破碎的目的。圓錐破碎機的原動力是電動機，最終實現(xiàn)的是垂直方向的動作。因此初步設計傳動方案為二級傳動，由電動機通過帶輪帶動小錐齒輪轉動，大錐齒輪通過跟小錐齒輪嚙合，在小錐齒輪的帶動下轉動傳動，大錐齒輪通過鍵連接帶動偏心軸套轉動，偏心軸套再通過鍵連接帶動主軸轉動，進而推動動錐體做繞回運動，從而完成運動。此傳動時二級傳動，一個是帶傳動，一級是齒輪傳動。特點是傳動力比較大，傳動方式簡單。由于傳動力比較大，大帶輪和小齒輪與轉軸的連接均采用花鍵鏈接，大齒輪和偏心套采用普通平鍵連接。圖2-5傳動方案示意圖1.大錐齒輪2.小錐齒輪3.轉軸4.大帶輪5.定錐體6.動錐體7.偏心套筒2.4本章小結本章主要是針對這次畢業(yè)設計的課題，就圓錐破碎機的分類和其工作原理做了詳細的說明，介紹了標準型圓錐破碎機各個結構及其功能作用。根據標準型圓錐破碎機的工作原理進行總體方案設計的選擇以及傳動方案的設計，初步達到設計出合適的圓錐破碎機的目的。本文主要是設計1200型原則破碎機。3圓錐破碎機主要參數(shù)計算3.1圓錐破碎機的結構參數(shù)3.1.1給礦口與排礦口的寬度圓錐破碎機給礦口的寬度B，其表示為動錐接近定錐時，兩錐體的上端距離。動錐靠近定錐時，兩錐體下端距離就是排礦口的寬度b。B與b的選擇與給礦和排礦粒度有關，一般情況下，B=(1.2~1.25)Dmax。根據選礦流程決定以及圓錐破碎機的類型選擇，初步給定最大礦粒度Dmax=145mm。根據給礦口寬度B的計算公式，B=174~181.25mm，取B=170mm。由于排礦的過大顆粒系數(shù)K=dmaxb（其中dmax表示產品的最大顆粒直徑）跟礦石的硬度有關，不同硬度的礦石對應的過大顆粒系數(shù)K不同。對于類型是中碎用破碎機來3.1.2圓錐破碎機嚙角嚙角指的是定錐襯板與動錐之間的夾角，用α0表示。其作用是通過圓錐破碎機破碎腔兩襯板有效咬住礦石，使其不能向上滑動。位于給礦口處的嚙角，必須小于動錐襯板與礦石以及定錐襯板與礦石的摩擦之和。如圖3.1圖3.1圓錐破碎機嚙角計算嚙角的公式：α0=α1-（其中：“-”號用于計算閉口邊的嚙角；“+”號用于計算開口邊的嚙角。由于在嚙角過大的情況下，礦石將沿著破碎腔內邊沿打滑，降低破碎機的生產能力，增加動錐襯板的磨損程度和破碎機電能的能耗。如果嚙角過小的話，破碎機破碎腔就會過長，這就增加破碎機的高度。一般情況嚙角取值：21°≤α0≤3.1.3圓錐破碎機的偏心距和動錐擺動行程用e表示偏心距（偏心半徑）。一般情況下，偏心距指的是動錐軸線在排礦口平面內的擺動距離，動錐每轉過一周，整個動錐軸線擺動的距離為2e。如圖3.2所示，閉邊排礦口b=A1A2，動錐擺動行程S=A2A3,開邊排礦口b0=b+S=A1A3。s≈πL2γ0/1800圖3.2動錐擺動行程與偏心距由圖3.2可知：e=0.5ssinα （此外，還可以根據經驗求偏心距：e=0.5Dtanγ0tanα 式中：D————動錐底部直徑。根據資料可知：1200破碎機規(guī)格的偏心距e/mm=15.5mm；動錐擺動行程S/mm=51mm3.1.4圓錐破碎機的平行區(qū)為了能使破碎機破碎生產的產品擁有一定的細度和均勻度，圓錐破碎機的破碎腔下部必須設有平行碎礦區(qū)。對于中粹機，在平行碎礦區(qū)里的物料要被壓碎1-2次。根據不同規(guī)格的破碎機，其平行帶長度公式不同。中粹機原汁機破碎機平行長度根據動錐底部的直徑D可計算：l=0.8D （3-5帶入數(shù)值可計算出：l=0.8×1200=960mm3.2圓錐破碎機性能參數(shù)計算3.2.1計算圓錐破碎機動錐擺動的次數(shù)圓錐破碎機動錐的擺動次數(shù)可以按照下面的簡單經驗公式可以得到:n=400-90D （3-6）式中：D表示動錐底部的直接（m）。已知D=1200mm=1.2m，帶入3-6可知：n=400-90*1.2=292r/min。根據公式3-6可計算出不同規(guī)格破碎機的動錐最大擺動次數(shù)n，其計算結果列于表3-1中。表3-1動錐每分鐘兩種擺動次數(shù)的比較破碎機規(guī)格220017501200900600按式3-6計算的n值破碎機實際的n值189220223245292300299333340356從表格3-1中的兩組數(shù)據對比可以得到，破碎機動錐的實際擺動次數(shù)均已超過式3-6限定的最大的擺動次數(shù)。就是說明，物料在動錐擺動過程中擺動次數(shù)相對與公式計算出來的次數(shù)多，故破碎機的動錐擺動次數(shù)n取值時應該考慮其實際情況，n取值往往比由公式3-6計算得到的數(shù)值大。因此對于?1200圓錐破碎機的最大擺動次數(shù)n取值為：取整數(shù)：n=300r/min。3.2.2計算圓錐破碎機的生產率圓錐破碎機的生產率與給料方式、物料性質、給料粒度含量、腔形、機器規(guī)格、動錐擺動次數(shù)、排料口尺寸、物料松散系數(shù)以及破碎機操作條件（破碎筆、負荷系數(shù)、給甌礦均勻程度）等因素有關。目前計算圓錐破碎機的生產率的理論公式還未考慮到所有這些因素。對于圓錐破碎機的生產率計算，一般多采用經驗公式進行概略計算，并根據實際條件加以校正。其中生產率的單位為t/h或者m3Q=188μnΔlΔbDcγKQKl式中：Δb物料被壓縮時料層厚度（m）；Δl動錐擺動一次物料的位移（m）；Dc物料壓縮層平均直徑（mγ=1.6t/m3n動錐每分鐘擺動次數(shù)（r/min）；μ松散系數(shù)，μ=0.55~0.7；KQ物料硬度系數(shù)，對中硬物料KQ=1；對堅硬物料KQ=0.75Kl給粒度系數(shù)，見如下表格表3-2粒度系數(shù)K篩分給料公稱粒度粒度系數(shù)預先篩分0.8B0.6B0.3B1.01.051.1無預先篩分0.80B0.65B0.55B0.45B0.35B1.01.11.21.31.4注釋：B為給料寬度。取KQ=1，Kl=1，μQ=188×0.6×300×0.96×0.03×1.2×1.6×1×1=1871.22t/h3.2.3破碎機的安裝功率已知通過最大破碎力所產生的阻力矩來計算破碎機的安裝功率的理論公式，其得出的結果不僅誤差大而且不盡合理。故這里采用一種根據實際資料，經研究總結出來的經驗公式。P=50D2K0 式中：D動錐的直徑（m）；K0修正系數(shù)，動錐直徑小于1650mm時，取K0=1.4；當動錐直徑在1650~2100之間時，取K0=1；當動錐直徑大于2100mm時，取K根據D=1200mm，K0=1.4，帶入公式3-8P=50×1.4×1.2×1.2=100.8kw根據公式3-8計算不同規(guī)格破碎機的電動機功率，其結果列于表3-3.表3-3圓錐破碎機電動機功率（kw）破碎機規(guī)格60090012001650175021002200電動機實際功率2855110130155210260/280電動機計算功率25.256108136153220268由表格兩行數(shù)據可知電動機計算功率與電動機實際功率相差不多，實際電動機功率高于計算功率，由上面計算得到的破碎機安裝功率p=100.8kw值可以初步選擇電動機的功率為110kw。考慮到圓錐破碎機的最終目的是通過擠壓物料是物料破碎，因此破碎機動錐每分鐘擠壓物料的次數(shù)不宜過高，也就是頻率不可以過高。為了使其擠壓的頻率適宜，選用轉速較低的電動機。又因為物料顆粒之間存在內聚力，動錐擠壓物料時，物料受到巨大的擠壓力作用，因此電動機的功率應相對計算得到的功率較大。結合顯示生產中的的經驗，跟規(guī)格相似的破碎機類比，查電動機表格，初步選擇電動機型號為Y315M3-8，額定功率為110kw，滿載時轉速為nw=740r/min3.2.4圓錐破碎機傳動比確定與分配計算傳動裝置的總傳動比：i=nmnw 式中：nm電動機滿載時轉速r/minnw圓錐破碎機的實際工作的空偏心軸轉數(shù)r/min把nm=740r/min，nw=300r/min數(shù)據帶入式i=740/300=2.47 3.2.5計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)對于電動機軸：P0n（3-10）把數(shù)據帶入公式3-10得到：T對于小齒輪軸P1n1=n0=740r/min T對于軸（簡筒上）P2=nw （3-12）T3.3圓錐破碎機帶傳動設帶傳動的傳動比為3，初步選擇多根V帶傳動的帶傳動。初步選擇與電動機相連的V帶輪的基準直徑為355mm，初步選擇傳動軸上V帶輪的基準直徑為1065mm。V帶選擇D型帶。電動機的功率為110Kw，Pca=KaP.由于是礦石破碎機，查表可得校核帶的速度v：v=（3-13）ν=大帶輪的轉速（不考慮滑動率）n1n1=n/i=740/3=246.67r/min初選計算中心距：因為：0.7（dd1+d0.72則初步選擇中心距為a0=1500mm計算對應的帶長Ld0Ld0≈2a0 L查表選擇帶長Ld為5000mm算出中心距a：a≈校核小帶輪上的包角a1a小帶輪上的包角合適。確定帶輪的根數(shù)Z：根據n=740r/min，dd1=355mm，i=3，查表知其基本額定功率P查包角系數(shù)表得：Ka=0.915，差帶長系數(shù)表得：KZ=（3-16）Z=所以選擇5根帶計算初拉力F0和壓軸力FpF0=500（2.5-Ka）PFFP=2ZF0sina12F所以：初拉力F0=1260.78N主要設計結果：D型V帶5根，帶長5000mm，中心距1270.5mm，帶輪基準直徑dd1=355mm，V帶輪的結構設計：帶輪孔徑的計算：d≥A_0?(P/n)=100×?(42.77/246.67)=55.7mm選擇d=70mm軸和帶輪的鏈接選擇花鍵鏈接：選擇Z=6，花鍵側面的工作高度：h=齒的工作長度l=107mm，花鍵的平均直徑：d載荷分配不均系數(shù)：ψ=0.7傳遞軸的轉矩：T=則擠壓應力：σ（3-19）σ所以安全選擇帶輪的結構為橢圓輪輻式。查手冊得出此結構的一些尺寸：設計d1=200mm，hP：傳遞的功率n：帶輪的轉速zabbdd=1065mm，h2=80mm，e=37mm，φ=38帶輪寬度B=L=1.7d=1.7×70=119mm選擇輪槽基準直徑到外圓的高度h輪槽基準直徑到底部的高度hf1=0.2圖3-3大帶輪3.4圓錐破碎機齒輪設計和計算3.4.1齒輪傳動的失效形式及其設計準則齒輪傳動就裝置形式來講，其有開式、半開式及閉式之分；就使用的情況來分，其有低速、高速及輕載、重載之別；就齒輪的材料的性能及熱處理工藝的不同，齒輪有較脆或者較韌，齒面有較硬或者較軟的差別等。由于有上述條件的不同，齒輪傳動的失效形式也有很多種。在齒輪的整個工作壽命中，為了保證齒輪的工作效率（減少齒輪的失效），應該對各種各樣的失效形式進行分類和分析。建立與之相對應的設計準則和計算方式。但是，罪域一些失效形式，例如：齒面磨損，膠合，齒輪折斷等。目前還沒建立完整的一套關于其完整的設計數(shù)據和計算方法。所以，設計一般的齒輪傳動，目前我們通常就針對齒輪齒根彎曲疲勞強度和接觸疲勞強度進行設計與計算。由實踐經驗得知，對于閉式齒輪傳動中，通常以保住齒面接觸疲勞強度為主要。但是對于齒面硬度很高、齒芯強度很低的齒輪或者材質較脆的齒輪，一般是以保住齒根彎曲疲勞強度為主。對于開式（半開式）齒輪傳動，按理應該根據保住齒面抗磨損及齒根抗折斷能力兩準則進行設計與計算的，但就目前而言，對齒面抗磨損能力的計算方法至今尚不完善，因此對于開式（半開式）齒輪傳動，目前僅以保住齒根彎曲疲勞強度作為設計與計算的準則。為了延長開式（半開式）齒輪傳動的工作壽命，可以視具體情況需要而將所求的模數(shù)適當增大。3.4.2圓錐齒輪的設計與計算1、初步確定齒輪類型、精度等級、材料以及齒數(shù)（1）：由于圓錐破碎機要實現(xiàn)動力水平向豎直方向的傳遞，所以選擇圓錐齒輪；（2）：該破碎機是中破碎機械，速度不高，因此選擇7級精度；（3）：初步選擇小齒輪的材料為35SiMnA（調質），其硬度為260HBS；選擇大齒輪材料為45號鋼（調質），硬度為220HBS；兩者材料硬度差為40HBS；（4）初步選定小齒輪齒數(shù)為Z1=17，由動錐擺動次數(shù)nw=300r/min和傳動比i=2.47知道，該大齒輪齒數(shù)2計算齒輪齒面接觸強度：根據設計計算公式進行設計和初步計算：d1≥2.923（Zk（1）確定式中的各個計算參數(shù)：1）初步確定載荷系數(shù)：Kt=KAKVK其中，因為該破碎機由電動機驅動，所以使用系數(shù)KA取1.75根據線速度以及齒輪精度等級初步確定動載系數(shù)KV=1.32）計算小齒輪傳遞的轉矩：由于傳動軸直接由聯(lián)軸器與電動機連接，固齒輪校核時按滿載計算：T3）、選取錐齒輪傳動的齒寬系數(shù)ΦR為0.34)、查表，得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8MP5）、按齒面硬度查表，得小齒輪的接觸疲勞強度極限σHlim1大齒輪的接觸疲勞強度極限σHlim26）、計算應力循環(huán)次數(shù)（設使用壽命為15年）N1=60n1jLh=60×740×1×（2×8×300×15）=3.1968N7）、分別取基礎疲勞壽命系數(shù)KHN1=0.928）、計算接觸疲勞需用應力取失效概率為1%，安全系數(shù)為S=1，則σσ（2）、計算1）、試算小齒輪分度圓直徑d1t，帶入[d=2.92=288.369mm2）計算圓周速度vv=3)計算實際載荷系數(shù)根據v=11.173m/s,7級精度，查得動載系數(shù)KV取齒間載荷分配系數(shù)：KHα=因為該破碎機由電動機驅動，所以使用系數(shù)KA取由KHβ=KFβ=1.5KHbe其中KHbe為軸承系數(shù)，取1.1所以KHβ=KFβ=1.5×1.1=1.65則載荷系數(shù)K=KAKVKHαKH4）查公式可得按實際的載荷系數(shù)算得的分度圓直徑：d其相應的齒輪模數(shù)：m=取標準模數(shù)m=20mm5）計算圓錐齒輪相關參數(shù)：ddδδR=取為整數(shù)并確定齒寬：b=RΦR=453×取整，得到齒輪寬度：b1=142mm，b按齒根彎曲疲勞強度設計定彎曲強度載荷系數(shù)根據v=11.17m/s,7級精度，查得動載系數(shù)KV齒間載荷分配系數(shù)KHα=由于該破碎機由電動機驅動，所以使用系數(shù)KA取由KHβ=KFβ=1.5KHbe其中KHbe為軸承系數(shù)，取K所以KHβ=KFβ=1.5則載荷系數(shù)K=KAKVKFαKFβ=1.75計算當量齒數(shù)zz3)查表得：齒形系數(shù)：YFa1=2.97，Y應力校正系數(shù)：YSa1=1.524）查表可得大小兩錐齒輪的彎曲疲勞強度極限為：小齒輪的彎曲疲勞強度極限σF1=600Mp大齒輪的彎曲疲勞強度極限σF2=380Mp5）取彎曲疲勞壽命系數(shù)：KFE1=0.85;K6）取彎曲疲勞安全系數(shù)：S=1.47）計算彎曲疲勞許用力：σσ8）校核彎曲疲勞強度：根據彎曲疲勞強度校核公式：σ（3-21）則小齒輪：σ大齒輪：σ所計算得到的結果均滿足彎曲疲勞強度的要求，并且小齒輪抵抗彎曲疲勞強度破壞的能力大于大齒輪，所選的參數(shù)復合要求。在計算得到的數(shù)據基礎上，通過查齒輪標準，獲得兩傳動錐齒輪結構圖如下：圖3-4：大齒輪的機構示意圖圖3-5：小齒輪結構示意圖3.5圓錐破碎機傳動軸設計與計算由上面計算可知，輸出軸上的功率P0=110kw，轉速n03.5.1求作用在齒輪上的力因已知小圓錐齒輪的分度圓半徑為：d則：FFF3.5.2初步確定軸的最小直徑初步選擇45號鋼（調質）作為軸的材料，則查表3-4：表3-4軸常見集中材料的τT和軸的材料Q235、20Q275、354540Cr、35SiMn、3Cr13τT/Mp15-2520-3535-4535-55A149-126135-112126-100112-97注：1）表中[τT]2）在以下情況下，當[τT]取較大值時，A0則取較小值：彎矩較小或只受扭轉作用、載荷較平穩(wěn)、無軸向載荷或只有較小的軸向載荷、減速器的低速軸、軸只做單向旋轉；反之，當[τT]由于軸只做單向運轉，所以按照τT取較大值，A則：A0=110，[τT則軸的最小直徑：d根據已計算出的小圓錐齒輪數(shù)據，圓錐齒輪相互接觸軸段的直徑為115mm，因此取定傳動軸整體直徑為120mm，又因為中間部分長度與傳動軸架連接并負責潤滑油輸送，因此設此段直徑為118mm，即傳動軸最小直徑為115mm。3.5.3軸結構的設計由于軸傳遞的力矩比較大，設計成花鍵軸。軸的一端與帶輪連接，另一端安裝小齒輪連接，兩端均為懸臂梁。由于軸的載荷比較大，軸承選擇為圓柱滾子軸承。為了方便軸向的定位，把軸設計成階梯軸。根據與軸連接的相關零件尺寸和結構初步設計軸的總長為1207.5mm，選擇軸承的型號為NUP2316：圖3-6軸的尺寸及其整體布局已知初步選擇軸的材料為45剛調質，硬度230HBS，強度極限σB=640Mpa，彎曲疲勞極限σ-1=275Mpa圖3-7軸上受力分析圖由前面計算可知圖中各力：Ft=9826.98N，F(xiàn)r=3858.73N，F(xiàn)對于H面：圖3-8H面上軸受力分析由圖我們可以知道：Ft+F代入數(shù)據可以求得：F1H=12463.99N，M1H=圖3-9H面軸的彎矩圖對于V面：圖3-10V面軸上受力分析由圖可知：Fr+帶入數(shù)據可以得到：F1v=983.71NM1v=617.40N·m圖3-11v面上軸的彎矩圖已知輸入軸的轉矩T圖3-12軸上的轉矩圖由以上的數(shù)據可知道1點和2點的合成彎矩M分別為MM扭轉軸應力按脈動循環(huán)變應力，取系數(shù)α=0.6MM按第三強度理論對軸上兩點1和2分別進行強度校核得：已知抗扭截面系數(shù)W1=σσ小于許用應力σ-13.6傳動軸鍵的選擇及計算3.6.1輸入鍵的選擇與計算該處選用雙圓頭普通平鍵（A型），選取45號鋼作為材料尺寸為：b×h×l=32×18×140mm，接觸長度l=120.44mm，接觸高度k=10.3mm（接觸線為斜線，計算尺寸如圖3-13）圖3-13輸入軸鍵的工作長度尺寸則鍵連接所承受的載荷為：σ式子中：T2K鍵與輪轂鍵槽的接觸高度l鍵的工作長度d傳動軸的直徑由于傳動軸輸入軸的鍵承受沖擊，所以定其許用擠壓壓力：σ則σp13.6.2輸出軸的設計與計算該處選用雙圓頭普通平鍵（A型），選取45號鋼作為材料尺寸為：b2×h工作高度k2則鍵連接所承受的載荷為：σ由于傳動軸輸入軸的鍵承受著沖擊，故定義其許用擠壓壓力為：σ則由于σp13.7彈簧的設計3.7.1彈簧的參數(shù)作為計算破碎機原始數(shù)據的彈簧的預緊力，其正確的選擇和計算彈簧的剛度、強度和其他參數(shù)顯得格外重要。一般來說，目前我國圓錐破碎機彈簧的選擇是根據破碎機的運轉經驗的，事先初步選定其參數(shù)，然后根據工作時所受到的最大壓緊力或者最大的壓縮量，來校對它對應的強度。下表3-5表示著我國國產圓錐破碎機彈簧的參數(shù)，僅僅只是參考：表3-5圓錐破碎機彈簧參數(shù)指標破碎機規(guī)格尺寸/mm60090012001650175021002200彈簧數(shù)目20305060608080彈簧的平均直徑d100110105105120.8105120.8工作負荷F/N19730187502500023000300003000041500-50000彈簧絲直徑d/mm25283030353335工作圈數(shù)9.59.510.515141914彈簧剛度f/（N/mm）411486490500595539-自由狀態(tài)高度H/mm345398.5-650728850749±6負荷時的高度H0297360515（正常）510（最大）610（正常）605（最大）645804（正常）804（最大）標準型680短頭型666初壓縮時的變形σ38.64656掉入非破碎物時的變形σ104.5-38.63.7.2彈簧設計與計算圓錐破碎機中彈簧其主要作用是：當破碎機的破碎腔進入了不可以破碎物料或者物料卡在破碎腔內時，此時彈簧開始工作，通過壓縮彈簧使動錐往下運動，使不可破碎物料或者卡在破碎腔的物料通過排料口排出。在破碎機正常工作時，彈簧是不工作的。根據彈簧收到較大的沖擊載荷，經常受到主軸的壓縮與拉伸作用，工作環(huán)境溫度比較高，因此選擇彈性極限較好，回火穩(wěn)定性好，并且能承受較大載荷的材料60Si2MnA。由表格3-5可知，?1200型破碎機選擇彈簧的各項數(shù)據，彈簧數(shù)目為50，彈簧的平均直徑為105mm，彈簧絲的直徑為30mm。根據彈簧受變載荷作用次數(shù)選擇彈簧類型：圓錐破碎機中的彈簧一般受到變載荷作用次數(shù)在103~10根據彈簧絲的平均直徑為30MM，查3-6表得：表3-6常用旋繞比C值d/mm0.2-0.40.45-11.1-2.22.5-67-1618-42C=D/d7-145-125-104-94-84-8初步取C=6。根據公式：K=求解彈簧絲直徑公式：d（3-22）查資料可知許用切應力τ=640Mpa；根據標準Φ1200圓錐破碎機的彈簧作用力的選擇標準，取F2=3×d上值與初步確定的彈簧絲直徑值相近，則彈簧絲直徑為30mm；取彈簧中徑D與彈簧平均直徑dcp都為105mm根據剛度條件和計算彈簧圈數(shù)公式：n=（3-23）查資料可知切變模量G=80000MPa；由上面可知彈簧絲直徑d為30mm，彈簧中徑D為105mm，根據表格3-5可知彈簧剛度KF=490N/mmn=由于n與標準值相差不多，故取標準值n=10.5計算極限工作應力τlim，取極限工作應力τlim=0.5τ根據極限工作載荷計算公式計算極限工作載荷：F因為極限工作載荷Flim根據已得到的數(shù)據計算出彈簧的基本幾何參數(shù)：彈簧中徑：D=105mm；彈簧外徑：D彈簧內徑：D節(jié)距：t=d+總圈數(shù)：n1=n+n2=10.5+2.5=13自由高度：H彈絲展開長度：L≈其結構如圖3-14所示：圖3-14彈簧結構示意圖3.8設計圓錐破碎機其他零件下動錐體與偏心套接觸的地方設計成了滾子接觸，這樣可以減少摩擦力，增加機器的使用壽命。從錐體的下部伸出8個相同的支架，支架的末端安裝支撐滾子的支架。支架與支架之間用一個可以轉動的鉸鏈連接，就是一個銷軸連接起來。銷軸的型號：GB/T882-19861690。在一個支架上安裝三個滾子，把滾子安裝在支架桿上，由于滾子沒有受到軸向力，因此滾子與支架桿可以通過過盈配合安裝，采用H7G6偏心套筒的最厚邊和最薄邊的差值決定了下錐體擺動的幅度，同時也就決定了最后破碎出石塊的最終大小。最初設計破碎出的石塊的直徑應為20mm40mm，因此設計偏心套最厚邊和最薄邊的差值為40mm，這樣可以達到我最初設計的目標。而最大給料直徑為300mm，不能超過這個直徑，否則無法破碎。大固定軸與底座連接是用M16的螺栓連接，螺栓型號GB/T5782-86M16100。殼體的壁厚選擇50mm，材料選擇QT400，殼體是鑄造的。圓錐破碎機動錐的下錐面和固定大軸通過兩個圓弧面接觸，考慮到動錐的下錐面工作時作擺動運動，下錐面又是通過固定大軸支撐，因此圓弧面的弧度應該與動錐擺動運動時擺動的弧度一致，這樣可以讓接觸面接觸時間更長。對于接觸滑動摩擦，考慮到摩擦力的影響，接觸表面的質量高且耐磨性高。所以接觸塊的固定選擇內六角螺釘，螺釘頭沉到固定快的里面，這樣就可以增加接觸面的表面質。選擇內六角螺釘型號：GB/T70-85M8×80對于圓錐破碎機而言，動錐與定錐的上下錐面作為工作面，對于物料進行擠壓和破碎。因為物料與上下錐面之間相互接觸，所以兩者之間存在著較大的摩擦力，由于摩擦力作用，，動錐與定錐的上下錐面的磨損速度相對其他零件較快。因此，考慮到動錐與定錐上下表面的工作環(huán)境，使用耐摩性比較好的材料做成易損塊，這樣可以很好的解決使用壽命的問題。這里選用的易損塊的材料是耐摩性比較好的ZGMn13。易損塊是通過螺栓來與上下錐面連接的，螺栓型號：GB/T5782-86M8×60上下殼體的鏈接是通過螺栓連接的，螺栓型號：GB/T5782-86M16×1004圓錐破碎機潤滑系統(tǒng)在運行過程中，對于機械內部的零件，相互接觸且相對運動的兩零件表面之間必然存在著摩擦，摩擦力的存在增大了系統(tǒng)的損失功率，使系統(tǒng)的機械效率降低，不利用機械的運轉。不止如此，摩擦力做功產生熱量，對零件造成一定的表面損壞，降低零件的壽命，大大降低機械的使用壽命。實踐證明，要改善零件表面的摩擦狀況，最有效的辦法是對機器進行合理的潤滑。這樣既能提高機器的效率，又能延長零件的使用壽命，確保機器正常工作。圓錐破碎機經常在較繁重的條件下和不好的環(huán)境中工作。因此，經常保持潤滑系統(tǒng)油路暢通，油質清潔不滲不漏和正常運行，對于確保破碎機有效的工作時十分必要的。一般的圓錐破碎機采用稀油循環(huán)潤滑，如圖4-1表示圓錐破碎機的循環(huán)潤滑系統(tǒng)。其工作原理：潤滑油從油箱3經過截止閥6、10或8，被吸入泵7或11中（共兩臺，一臺運轉，一臺備用）。當使用泵7時，將截止閥8關閉，打開截止閥6、10。然后經閥14進入過濾冷卻器18中，再從閥16流出。流出后的潤滑油分兩路：一路進入偏心軸套下部，沿主軸與錐襯套間隙、偏心軸套與直襯套間隙上升，到頂端后落到錐齒輪上，然后由下部回有空到油箱中取。與此同時一部分油眼珠周中西空上升到球面軸承進行潤滑，之后從軸承上的回油孔落到錐齒輪上，回到油箱。另一路潤滑油從傳動軸架上的油孔進入，潤滑傳動軸承，經過小錐齒下部回油孔及傳動軸架上的回油孔，經回油管路回到油箱。潤滑油回油溫度通過溫度計4