毕业设计（论文）-2100标准型圆锥破碎机设计（含全套CAD图纸）

鞍山科技大学本科生毕业设计（论文） 第 1 页 1 1 绪论绪论 全套完整版全套完整版 CAD 图纸翻译等，联系图纸翻译等，联系 153893706 1.11.1 引言引言 随着社会的进步，原材料消耗不断增加，导致富矿资源日益枯竭，矿石品位日趋 贫化。以我国冶金矿山为例，铁矿石平均品位 31%、锰矿石品位 22%。绝大多数的原 矿需要破碎和选矿处理后才能成为炉料。破磨作业是选矿的龙头，也是能耗、钢耗的 大户。因此，节能、降耗是破磨设备研究的主题， “多碎少磨”是节能、降耗的重要措施， 其关键问题是降低破碎产品的最终粒度。圆锥破碎机的生产效率高，排料粒度小而均 匀，可将矿岩从 350mm 破碎到 10mm 以下的不同级别颗粒，可以满足入磨粒度的需要， 成为金属矿山选矿厂的主要破碎设备。 破碎机的发展与人类社会的进步和科学技术的水平密切相关。随着科学技术的发 展，各学科间相互渗透，各行业间相互交流，广泛使用新结构、新材料、新工艺，目 前破碎机正向着大型、高效、可靠、节能、降耗和自动化方向发展。 1.21.2 历史发展历史发展 圆锥破碎机诞生于 20 世纪初叶。弹簧式圆锥破碎机是由美国密尔沃基城西蒙斯 （Symons）兄弟二人研制的，故称之为西蒙斯圆锥破碎机。其结构为主轴插入偏心套， 用偏心套驱动动锥衬板，从而使矿岩在破碎腔内不断地遭到挤压和弯曲而破碎。破碎 效果差，振动大，弹簧易损坏。用大型螺旋套调整排矿口大小，调整困难，过载保护 鞍山科技大学本科生毕业设计（论文） 第 2 页 用弹簧组，可靠性差。多年来，虽然不断改进，结果日趋完善，但其工作原理和基本 构造变化不大。 20 世纪 40 年代末，美国 Allis Chalmers 公司首先推出底部单缸液压圆锥破碎机， 是在旋回式破碎机基础上发展起来的陡锥破碎机。该机采用液压技术，实现了液压调 整排矿口和过载保护，简化了破碎机结构，减轻了重量，提高了使用性能。 20 世纪 50-60 年代，法国 Dragon 公司的子公司 Babbitless 公司和日本神户制钢有 限公司等推出上部单缸、周边单缸液压圆锥破碎机。 20 世纪 70-80 年代，美国 Allis Chalmers 公司在底部单缸液压圆锥破碎机的基础上 推出高能液压圆锥破碎机；Nordberg 公司推出旋盘式圆锥破碎机，适用于中硬物料的 破碎，其给料粒度小，偏心距小，破碎力不大。之后，相继又推出超重型短头圆锥破 碎机。该机加大了功率，强化了弹簧并采用合金钢机架，但增加了制造成本。为此， 该公司又推出了 Omni 型圆锥破碎机。Babbitless 公司推出 BS704UF 型超细圆锥破碎机， 它采用滚动轴承替代偏心套，由电动机、皮带传动带动动锥摆动，顶部采用单缸液压 缸装置来调整排矿口和实现过载保护，给料粒度-10mm,产品粒度-6.3mm 占 80%。 20 世纪 90 年代以来，美国 Nordberg 公司推出新一代 HP 系列圆锥破碎机；瑞典 Svedala 公司推出新的 H 系列圆锥破碎机；俄罗斯乌拉尔机械研究院和米哈诺贝尔研究 设计院开发出新型短头圆锥破碎机，破碎机分上、下两部分，上腔按料层原理破碎物 料，下腔为平行区。应用表明：细级别含量较一般圆锥破碎机提高 5%-10%，衬板金属 消耗降低 20%。 20 世纪 50 年代初期，国内圆锥破碎机在仿原苏联的 2 100 和 1 650 弹簧圆锥破碎 机的基础上，开发的 1 200 和 2 200 型弹簧圆锥破碎机。在 20 世纪 70 年代开发了 1 200、1 750、2 200 多缸液压圆锥破碎机和 1 200、1 650、2 200 底部单缸液压圆锥破碎 机。20 世纪 80 年代，沈阳重型机器厂从美国 Nordberg 公司引进西蒙斯和旋盘式圆锥 破碎机设计制造技术，并合作生产该系列圆锥破碎机。20 世纪 90 年代以来，国内一些 矿山、石料加工厂和建设工程先后又引进了 HP 系列圆锥破碎机、G 型圆锥破碎机和 Omni 型圆锥破碎机，均取得了良好应用效果。北京矿冶研究院于 1993 年与俄罗斯圣 彼得堡工程科学院合作成立中外合资北京凯特破碎机有限公司。桂林冶金机械厂与圣 彼得堡工程科学院共同创办了中俄合资桂林湟新技术开发有限公司生产惯性圆锥破碎 机。洛阳矿山机械工程设计研究院开发简化结构的惯性圆锥破碎机，东北大学也在研 鞍山科技大学本科生毕业设计（论文） 第 3 页 究振动破碎机。 随着我国石料加工厂的发展，中小型圆锥破碎机也取得了进展。上海建设路桥机 械设备有限公司与日本神户制钢有限公司合作生产 AF 型圆锥破碎机；沈阳华杨机械厂 推出需蒙斯、旋盘式和 HP 系列圆锥破碎机；上海龙阳机械厂、上海多灵-沃森机械设 备有限公司和鞍山矿山机械总厂也都生产中小型圆锥破碎机。 目前，我国圆锥破碎机已形成大、中、小型系列，品种规格齐全，基本满足国内 需求。但产品的制造质量，特别是耐磨材料，以及使用可靠性等方面与国外同类产品 尚有差距，有待进一步研究、改进。 1.31.3 应用效果应用效果 近来国内外开发的新型高效圆锥破碎机破碎物料应用的范围不断扩大，破碎产品 粒度小，破碎效果显著。 美国 Nordberg 公司的 MP-1 000 型破碎机在 Butte 选矿厂替代 Symons 圆锥破碎机， 产品粒度-12mm 占 80%，使磨机生产能力提高 37%。波兰柳宾()在锤式破碎机 后使用 MP 型破碎机进行补充破碎使产品粒度降至-14mm 占 80%，从而提高了磨机生 产能力，降低磨矿能耗。 鞍钢调军台选矿厂采用 HP700 型圆锥破碎机。从 1997 年 9 月投入运行，中碎机 排料粒度-75mm，处理能力 790t/h；细碎机排料粒度-12mm 占 92%，处理能力 350t/h , 提高了磨机生产能力，降低了磨机能耗。 北京矿冶研究总院和安徽铜陵某有色公司联合攻关用 PD90 120 型颚式破碎机和 GYP1 200 型惯性圆锥破碎机，实现两段开路破碎工艺流程，生产能力 70-80t/h，从给 料-750mm 破碎到-8mm，使系统能耗降低 20%，磨机处理能力提高 25%。 鞍山科技大学本科生毕业设计（论文） 第 4 页 2 2 总体方案设计总体方案设计 2.12.1 圆锥破碎机的类型圆锥破碎机的类型 根据破碎腔型不同，圆锥破碎机可分为：标准型（中碎用） 、中间型（中、细碎用） 、和短头型（细碎用）三种型式，其中以标准型和短头型应用最广。 我国制造的中细碎圆锥破碎机用汉语拼音字母和动锥的底部直径表示型号，如 PYB2200、PYZ2200 和 PYD2200，其中 P破碎机、Y圆锥、B标准型、Z中间 型、D短头型、2200动锥底部直径（毫米） 。 根据调整排矿口和过负载时的保险方式，圆锥破碎机分为弹簧保险和液压保险两 种类型。 本设计方案采用的是 2100 标准弹簧圆锥破碎机，即 PYB2100。 2.22.2 圆锥破碎机的工作原理圆锥破碎机的工作原理 如图 2.1 所示，破碎机马 达 1 的动力由传动轴 2、伞齿轮 （圆锥齿轮）3 带动偏心轴套 4 而旋转。主轴 5 插在偏心轴套 的锥形孔里，动锥 6 固装在主 轴上并支持在球面轴承 8 上。 随着偏心轴套的旋转，动锥 6 的中心线 OO1以 O 为顶点绕破 碎机中心线 OO2作锥面运动。 图 2.1 圆锥破碎机 1 马达； 2传动轴； 3伞齿轮； 4偏心轴套 5主轴； 6动锥； 7定锥； 8球面轴承 D动锥底部直径 鞍山科技大学本科生毕业设计（论文） 第 5 页 这样，当动锥中心线 OO1转到图示位置时，动锥靠近定锥 7，则矿石处于被挤压和破 碎状态，而动锥另一面离开定锥，此时被挤碎了的矿石靠自重从两锥体底部排出。圆 锥破碎机是随动锥转动连续的进行破碎矿石，所以它比其他破碎机生产率高而工作又 比较平稳。 2.32.3 简述各部分结构及功用简述各部分结构及功用 图 2.2 2100 标准型圆锥破碎机 1机架下盖；2止推盘了；3偏心轴套；4直衬套；5机架中心套筒；6大伞齿轮； 7平衡重；8方销；9进水管口；10机架；11球面轴承座；12球面轴承； 13挡油环 14衬板；15弹簧；16毛毡密封；17固定环（支承环） ；18弧形齿板； 19锁紧螺帽；20制动齿板；21分矿盘；22漏斗；23支承罩；24“U”型螺栓； 25定锥衬板；26耳环；27注黄油孔；28调整环；29螺栓；30动锥；31领缘； 32环形油槽；33排水管口；34传动轴套筒；35小伞齿轮；36排油口；37锥衬套； 38主轴；39进油口 鞍山科技大学本科生毕业设计（论文） 第 6 页 图 2.2 的圆锥破碎机由下列主要部分组成：机架部分；传动轴部分；偏心轴套部 分；球面轴承部分；动锥部分；调整环部分。 图中的机架部分是整个破碎机的主体，所有部分都装在机架上，它被四个地脚螺 栓固定在基础上。 传动轴套筒 34 插入机架中心套筒 5 中，用螺钉固定。中心套筒里压入直衬套 4（也叫直铜套） 。直衬套原来用青铜材料制作，由于尼龙轴承有许多优点，所以，目 前很多厂矿已改用尼龙直衬套代替直铜套，使用效果很好。但今后使用尼龙轴承是发 展方向。为了防止直衬套上串，在直衬套的上口开两个缺口，装一压板将其压住。 传动部分装在机架传动轴套内，它的前端小伞齿轮和偏心轴套上的大伞齿轮相啮 合。其另一端借联轴器与电动机相连接。 圆锥破碎机传动轴的轴承，有滚动轴承也有滑动轴承。采用滚动轴承的破碎机， 有时由于滚动轴承承受很大的冲击力而遭损坏，所以必须采用较好的轴承。 偏心轴套部分是由偏心轴套 3、大伞齿轮 6 和锥衬套 37 组成。锥衬套原来用青铜 或用巴比合金制作，现在用尼龙锥衬套的。锥衬套压装在偏心轴套的锥形孔里并在其 上部缺口处铸锌加固。大伞齿轮与偏心轴套之间是用键连接。为了平衡动锥 30 的惯性 力和使偏心轴套与直衬套沿全长接触，大伞齿轮齿轮顶部装有平衡重 7。 偏心轴套被支承在四片止推盘 2 和机架下盖 1 上，最下面一片铜盘沿圆周方向有 三个爪卡在端盖 1 的槽中，所以它是不转动的；最上面一片钢的止推盘用销子与偏心 轴套相联，能随偏心轴套转动，而中间两片止推盘自由的放在上下两盘中间。这两片 中，上面一片是铜的，呈平盘状，下面一片是钢的，表面有径向润滑油沟。原来上面 一片铜板由于没有径向限位，在运转中，沿外圈碰损很严重，寿命很短。 球面轴承部分有球面轴承座 11 和球面轴承（球面瓦）12 组成。球面瓦用销子固 定在球面轴承座上，其上有回油孔而球面轴承座外圈有档油环 13，防止从轴面瓦外缘 挤出的油进入防尘水中。球面轴承座上有一圈环形沟槽 32 是为装防尘水用的。球面轴 承座的下部止口与机器上的环形加工面相配合。 球面轴承原来也是用青铜材料制作的。现在也有采用尼龙球面轴承的。随着对尼 龙轴承的不断地试验改进，此种轴承将会越来越多地被采用。 动锥部分由动锥体和主轴 38 组成，用热压配合装配在一起。动锥的外表面装有锰 鞍山科技大学本科生毕业设计（论文） 第 7 页 钢衬板 14。为了使它们之间紧密贴合，中间铸以锌。上部用锁紧螺帽 19 锁紧。在锁紧 螺帽的顶部装有分矿盘 21。为了防止破碎机工作时锁紧螺帽退扣，装有制动齿板 20。 制动齿板的外齿卡在锁紧螺帽的内齿中，而制动齿板下面的方形键卡在主轴头部的缺 口内，以防止主轴与锁紧螺帽的相对运动。 矿石从给矿漏斗 22 落到分矿盘上，随分矿盘不断的幌动，矿石便被均匀地分配到 破碎腔里。破碎后的矿石，从两锥体下部落地运输带上。 调整环部分也是一个动锥体，其外圆锥表面有锯齿形螺纹，而内部锥体上有七个 缺口，定锥衬板 25 上面相应地有八个耳环 26。用“U”形螺栓 24 穿过缺口钩在耳环上， 将定锥衬板固定在调整环 28 上。调整环与固定环 17 靠锯齿形螺纹联接；借旋转调整 环使定锥上升或下降，从而改变破碎机排矿口大小。因调整环是右螺纹，所以向右旋 转调整环排矿口便减小；向左旋转调整环，则排矿口增大。 为了防止调整环自动退扣，用弧形齿板 18 锁紧。为了保护螺纹和使调整环容易转 动以及不让灰尘浸入，在固定环 17 的径向方向上有加注黄油的孔 27 和在其下端装设 有毛毡密封 16。 固定环（也叫支撑环）的锥面与机架上部的锥面相配合，固定环沿圆周方向有 16 组弹簧 15，每组有 10 支，每组用 5 根螺栓将弹簧压在两托盘之间，靠弹簧的张力把固 定环压在机架上。这样，当不能破碎的物料落入破碎腔时能起保险作用。 破碎机的传动轴承、止推盘、锥衬套和主轴、直衬套与偏心轴套以及球面轴承的 表面是相对运动的摩擦表面。为了保证破碎机正常运转，各摩擦表面必须要很好的进 行润滑与防尘。 防尘装置：中细碎圆锥破碎机比粗碎圆锥破碎机产生灰尘更加严重，因此要求它 有完善的防尘装置。目前弹簧式中细碎圆锥破碎机都是用水封防尘装置。 在球面轴承座上有盛水的环形沟槽 15，而在动锥上焊有截锥形的领缘 34，其下端 插入沟槽 15 的水中，领缘把灰尘挡住，使它落入水槽中，不让灰尘进入破碎机内部。 防尘水从进入水管口 35 进入沟槽，充满后从排水管口 36 流走，同时把落入水中 的灰尘带走。 破碎机的润滑：破碎机各摩擦表面都是采用稀油循环润滑。油从中心套筒的端盖 上的进油孔 37 进入偏心轴套的止推盘中，由于止推盘上有放射状的油沟，油流过中心 孔时也同时进入各沟槽润滑止推盘；油经止推盘中心孔沿偏心轴套内外表面和主轴上 鞍山科技大学本科生毕业设计（论文） 第 8 页 的中心孔上升，同时也润滑各摩擦表面，最后润滑球面轴承和伞齿轮，从伞齿轮上甩 下的油顺排油孔 38 排出。 轴承是采用单独的油路给油和排油进行循环润滑。 破碎机的保险装置：它是装在机架一圈的 16 组弹簧。当不能破碎的物料进入破碎 机时，定锥与固定环向上抬起，并压缩弹簧，增大动锥与定锥表面间的距离，使不能 破碎的物料经排矿口排出，从而保护破碎机不受损坏。之后固定环和调整环借弹簧的 张力恢复原位。这样，能在一定程度上保证破碎机的安全。 鞍山科技大学本科生毕业设计（论文） 第 9 页 3 3 圆锥破碎机的结构参数和工作参数的选择与计算圆锥破碎机的结构参数和工作参数的选择与计算 3.13.1 结构参数结构参数 3.1.13.1.1 给矿口宽度与排矿口宽度给矿口宽度与排矿口宽度 给矿口宽度，给矿粒度 D 系根据选矿流程决定。排矿口宽度应该DB)5 . 12 . 1 ( 有一个调整范围，以供破碎各种硬度矿石的需要。 2100 标准圆锥破碎机用于中碎，最大给矿粒度初选 260mm，即最大给矿口宽度 B 初选 312325mm. 对于不同硬度的矿石，其排矿的过大颗粒系数（dmax 是产品的最大粒 e d Z max 度，e 是排矿口宽 度）不同。对于中 碎用圆锥破碎机来 说，破碎硬矿石时 Z=2.4；中硬矿石 Z=1.9 软矿石 Z=1.6。确定中碎用 圆锥破碎机的排矿 口宽度时，必须考 虑产品中过大颗粒 对细碎破碎机给矿 粒度的影响，因为 中碎用破碎机一般 不设检查筛分。 3.1.23.1.2 啮角啮角 由文献5，4-1可知，圆锥破碎机的啮角仍需满足下列要求： 2)( 12 （3.1） 1 2 图 3.1 圆锥破碎机的啮角和平行带 鞍山科技大学本科生毕业设计（论文） 第 10 页 式中、破碎锥与固定锥的锥面倾斜角。 1 2 破碎锥轴线与机器中心线的夹角一般，。 o 2 矿石与衬板之间的摩擦角。 设计时，通常取 。中碎用圆锥破 oo 2321 碎机取；在不断 oo 4540 1 增加结构尺寸的情况下，尽量 增大，这样可以提高机器的 1 生产率。本设计中采用的 o 40 1 o 61 2 o 21 3.1.33.1.3 破碎机的摆动行程破碎机的摆动行程 破碎锥的摆动行程 s（排 矿口平面内的破碎锥轴线的摆 动行程）由图 3.2 所示的几何 关系计算得： tan22Hrs （3.2） 式中 r 破碎锥轴线在排矿口平面内的偏向距； H 破碎锥下边缘到球面中心 O 点的高度。 mm572tan8202 o s 破碎锥下部 A 点的行程为： tan2LsA （3.3） 式中 L 破碎锥母线长度。 图 3.2 破碎锥的摆动行程 鞍山科技大学本科生毕业设计（论文） 第 11 页 mm882tan12602 o A s 3.1.43.1.4 平行碎矿区平行碎矿区 l l 为了保证破碎机的产品到达一定的细度和均匀度，圆锥破碎机的破碎腔下部必须 设有平行碎矿区。在平行碎矿区内物料至少要受一次检查性破碎。由文献5，4-4可知， 对于标准型圆锥破碎，平行碎矿区的长度可按下式确定： Dl)085 . 0 08 . 0 ( （3.4） 式中 D 是破碎锥的底部直径。 mm 5 . 1781682100)085 . 0 08 . 0 (l 取 为 170 毫米。l 3.23.2 工作参数工作参数 3.2.13.2.1 破碎锥的摆动次数破碎锥的摆动次数 圆锥破碎机破碎锥的倾角较 1 小，在破碎锥下部还有不同长度的 平行碎矿区，故破碎了的矿石几乎 没有可能自由下落，多半靠矿石自 重沿破碎锥斜面而排出，因此，圆 锥破碎机破碎锥的摆动次数是根据 它的排矿特点来进行设计的。 图 3.3 表示已破碎的矿石从平行 碎矿区的始点滑到末点时所受的力。 矿石重力分力、摩擦力 1 sinG 和离心惯性力 P。但是， 1 cosfG 惯性力 P 随时间而改变自己的方向， 在破碎锥摆动一次的时间内，它对矿石下滑的影响平均为零，因此可以不考虑。 图 3.3 矿石在破碎锥上所受的力 鞍山科技大学本科生毕业设计（论文） 第 12 页 由图 3.3 知矿石沿破碎锥平行碎矿区下滑时产生的加速度按下式确定： 11 fGcos-sinG g G 故 )fcossin(g 11 式中 f矿石与破碎锥表面的摩擦系数，一般 f=0.250.35； g重力加速度，g=9.81m/s 。 2 假定矿石以等加速度在破碎锥摆动一次的时间 t 秒内滑过平行碎矿区长度 l 厘米， 故 2 11 2 ) 60 )(cos(sin 2 1 2 1 n fgatl 则 次/分 l f n 11 cossin 1330 （3.5） 公式（3.5）系指标准型圆锥破碎机而言。上述理论计算公式系根据全部矿石都按自 由下滑的条件来考虑，事实上必有一部分矿石呈现跳跃式运动，不能保证矿石在平行 区内受 12 次破碎，可能造成产品粒度过大。因此，适当地提高按上述公式计算的圆 锥破碎机的转速（可提高 10%）,既可以增加矿石在破碎腔内特别是在平行区内的受冲 击次数，使合格产品粒度增多，破碎机本身产量增加，同时，还可以减少闭路碎矿作 业中的矿石循环量和对筛面的磨损，而且有利于提高下段破碎或磨碎设备的产量。但 是转速也不能过高，以免过分增加破碎矿石时的离心力，反而影响矿石下滑速度，影 响排矿和产量。 由文献5，4-6可知，圆锥破碎机实际有利转速可以用下列经验公式计算： 次/分 D n 320 （3.6） 式中 D破碎锥底部直径，米。 鞍山科技大学本科生毕业设计（论文） 第 13 页 次/分220 1 . 2 320 n 3.2.23.2.2 生产率生产率 圆锥破碎机的生产率与矿石性质（可碎性、比重、节理、粒度组成等） 、机器的类 型、规格、以及破碎机操作条件（破碎笔、负荷系数、给瓯矿均匀程度）等因素有关， 同时还与破碎机在选矿工艺流程中的配置情况有关。目前还没有把所有这些因素全部 包括进去的理论计算方法，一般多采用经验公式进行概略计算，并根据实际条件加以 校正。 由文献5，4-7可知，在开路破碎时，圆锥破碎机的生产率按下式计算： 吨/小时 6 . 1 21 eqKKQ o （3.7） 式中 K 矿石的可碎性系数，查表得 K =1.0； 11 K 破碎比的修正系数，查表由插值法得 K =1.131.23； 22 单位排矿口宽度的生产能力，查表由插值法得=12.6713.67； o q o q 排矿口宽度，e=60；e 矿石的松散比重，取=0.94。 吨/小时505 6 . 1 94 . 0 6067.1213 . 1 0 . 1Q 吨/小时593 6 . 1 94 . 0 6067.1323 . 1 0 . 1Q 由文献5，4-8可知，在闭路破碎时，圆锥破碎机的生产能力按闭路通过矿量来计 算： 吨/小时 KQQ （3.8） 式中 Q开路时破碎机的生产能力，顿/小时； K闭路时平面给矿粒度变细的系数，标准型取 K=1.34。 79559334 . 1 Q 吨/小时 所以此圆锥破碎机的生产能力为 500800 吨/小时。 鞍山科技大学本科生毕业设计（论文） 第 14 页 3.2.33.2.3 电动机功率电动机功率 由文献5，4-9可知，圆锥破碎机的电动机功率可按下列经验公式计算： 9 . 1 65DN （3.9） 式中 D破碎锥底部直径，米。 2 . 2661 . 265 9 . 1 NKW 查表得实际选用的电动机功率为 200KW。 3.33.3 圆锥破碎机的运动学圆锥破碎机的运动学 圆锥破碎机具有在空间摆动的破碎锥。破碎锥的轴线与机器中心线相交于 O 点，其 夹角为。破碎机运转时，破碎锥轴线对机器中 o 2 心线作圆锥面运动，其锥顶为球面轴承 O。O 点在破 碎锥的运动过程中始终保持静止。因此，破碎锥的运 动可视为刚体绕定点的转动。 由于破碎锥支承装置的结构特点，破碎锥不仅随 偏心轴套的偏心孔绕机器的中心线作旋转运动，而且 还绕自己的轴线旋转。 因此破碎锥的运动是由两种旋转运动组成：进给 运动或牵连运动破碎锥绕机器中心线作旋转运动； 自转运动或相对运动破碎锥绕自己的轴线作旋转 运动。破碎锥的这种复杂运动称为规则运动。这种运 动可以归结为破碎锥绕瞬时轴线旋转的角速度向 量是进给角速度向量和自转角速度向量 o 的几何和，即按平行四边形法则而相加。角 1 速度向量的所在线与物体的转动轴相重合，角速 度向量的方向由右螺旋规则决定。 破碎锥的进动角速度向量、自转角速度向 1 图 3.4 破碎锥的角速度向量图 2 1501209060 300 鞍山科技大学本科生毕业设计（论文） 第 15 页 量和绝对角速度向量在坐标轴上 ox 和 oz 上的投影为： 1 o sinsin 1 o （310）coscos 1 o 解上列联立方程组得： （3.11） )sin( sin o 式中为瞬时轴线与机器中心线之间的夹角。 当和为定值时，则的函数关系如图 3.5。 f o 从图中可以看出，当时，有最小值： o 90 0 sin min o （3.12） 当时，则有最大值：0 0 maxo （3.13） 破碎机在空载运转时和又载运转时，破碎锥 的瞬时轴线位置是不同的。 破碎机在空载运转时，由于安装或制造的质 量，或球面轴承和偏心轴套内孔的润滑等情况的 变化，可能出现两种极限情况： （1）当时，则，即破碎锥的瞬时0 1 0 轴线与破碎机的中心线重合，也就是瞬时轴线的 最终位置。这种情况表明破碎锥与偏心轴套一起 转动。产生的原因则是由于安装或制造的误差， 造成破碎锥主轴与偏心轴套内孔局部接触，或因润滑不好、轴与偏心轴套内孔之间的 间隙过小而使主轴被偏心轴套抱住。这种情况是绝对不允许的。 （2）当时，说明安装质量和制造质量以及润滑都很好。 。根据平行四边形法则 1 图 3.5 与角的关系曲线 1 图 3.6 空载时破碎锥的角速度 向量图 鞍山科技大学本科生毕业设计（论文） 第 16 页 可以求得的大小和方向。从图 3.6 中可以看出，由于， 0 0 o ，故为等腰三角形，因此， 00 oo 0 o 00 oo 2 90 2 180 180 o o o （3.14） 所以，圆锥破碎机的。 o 91 的大小可由下式确定： 0 2 90cos2 0 o （3.15） 根据以上分析，破碎机空载时，破碎锥的绝 对角速度的转动方向始终与偏心轴套的回转 0 方向相同。根据实践，破碎机正常运转时，破碎 锥的绝对转数为转/分，即。1510 o 150120 破碎机有载运转时，矿石对破碎锥表面的摩 擦力大大地超过了作用在破碎锥的上部支承点和 偏心轴套内孔对破碎锥的摩擦力，因此，破碎锥 就以通过球迷中心和破碎锥与矿石的接触点的连 线为瞬时轴线（由于接触点是变化的，可以近似 的区破碎锥的母线位瞬时轴线）沿位于破碎腔内 的矿石层作无滑动的滚动。滚动的角速度可 0 由破碎锥轴线上的 B 点绕以破碎锥母线位瞬时轴线转动时的速度来确定。 轴上的 B 点以角速度绕瞬时轴线转动，故 B 点的速度为： oz 0 oB c 图 3.7 有载时破碎锥的速度计算图 鞍山科技大学本科生毕业设计（论文） 第 17 页 式中 c 为 B 点至瞬时轴线（破碎锥的母线）的垂距。 轴上的 B 点又以角速度绕 oz 轴转动，故 B 点的速度亦为： oz 0 rVB 式中为 B 点之 oz 轴的垂距。 0 r 因此，则知： 0 0 rcVB 即 c r0 0 （3.16） 式中负号表示的转动方向与的转动方向相反。根据破碎机的结构尺寸，通常， o 。05 . 0 04 . 0 0 c r 破碎机又载运转时，。破碎机的绝对角速度的转动方向与偏心轴 o 5040 min 0 套的转动方向相反。 鞍山科技大学本科生毕业设计（论文） 第 18 页 3.43.4 圆锥破碎机的动力学圆锥破碎机的动力学 圆锥破碎机的破碎锥和偏心轴套的质心都不再其回转中心线上，故在运转过程中，必 然要产生惯性力和对固定点 o 的惯性力矩。它们作用于机架上时，则为一种周期性的 动载荷，因而引起机架的振动和偏心轴套的偏斜，严重影响机器的正常运转。因此， 必须研究产生的惯性力和惯性力矩的大小和方向，以便采取措施消除其有害的影响。 3.4.1 破碎锥的惯性力和惯性力矩 根据圆锥破碎机的运动学分析，圆锥破碎机的破碎锥是作规则运动。为使破碎锥作 规则运动，必须在其上加一具有一定大小和方向的固定点 o 的外力力矩，反过来说， 在迫使破碎锥作这种运动时，在破碎锥上将作用有与外力力矩大小相等方向相反的惯 性力矩。 作用在破碎锥上的惯性力矩可以用下述方法确定。 以固定点 o 为原点，取定坐标系 oxyz,是 oz 轴（即角速度向量的方向）与破碎机 图 3.8 牵连惯性力对 ox,oy,oz轴的力矩 鞍山科技大学本科生毕业设计（论文） 第 19 页 中心线重合（图 3.8） ；取动坐标系，使轴（即相对角速度向量的方向）与zyoxoz 1 破碎锥的轴线重合，并且使轴位于 oz 轴与轴构成的垂直平面内，则轴垂直于oxozoy 该平面。从轴的正向一端看去，由到转到一个角的方向是正的转向，即反时oy 1 针的方向。 将破碎锥分成许多垂直并对称于轴的薄圆片。另表示任一薄圆片上的质点，oz i P 其绝对加速度为： pia kirieipiaaaa （3.17） 式中 牵连加速度，； ei a 2 eiei ra 为至 oz 轴的垂距； ei r i P 相对加速度，； ri a 2 1 riri ra 为至轴的垂距； ri r i Poz 哥式加速度，；为的相对加速度。 ki a),sin(2 ri riki VVa ri V i P 设为质点的质量，则加于质点的质量，则加于质点上的惯性力为： i m i P i P i P 2 eiieiiei rmamC 2 1 riiriiri rmamC ),sin(2 ririikiiki VVmamC （3.18） 下面就分别确定牵连惯性力、相对惯性力、哥式惯性力对、轴的力矩。oxoyoz （1） 牵连惯性力对、轴的力矩oxoyoz 将质点的牵连力沿定坐标轴 ox、oy 分解为： i P 2 eiir m 22 cosxmrmC ieiieix 鞍山科技大学本科生毕业设计（论文） 第 20 页 22 sinymrmC ieiieiy （3.19） 因此，则可写出质点系的牵连惯性力的分力对、轴的力矩为：（沿坐标oxoyoz 轴方向的力矩向量为正）： 2 zymM iex zxmM iey 2 22 xymyxmM iiez （3.20） 由图 3.8 可知： sincoszxx yy sincosxxz （3.21） 将公式（3.21）分别代入公式（3.20）中得： 0 2 zymM iex 因为破碎锥对称于，所以破碎锥对于轴的离心转动惯量。ozoz 0zymi )sincos)(sincos( 2 xzzxmM iey )(cossin)sin(cos 22222 zxzxmi )(cossin 222 zxmi )()(cossin 22222 yzyxmi )(cossin 2 2 2 xizi rmrm )(cossin 21 2 JJ 式中，和分别为至，轴的距离，所以和分别为破碎 0zxmi z r x r i Pozox 1 J 2 J 鞍山科技大学本科生毕业设计（论文） 第 21 页 锥对和轴的转动惯量。ozox 0)sincos( 22 zymyzxmM iiez 式中，。 0yxmi 0yzmi （2）相对惯性力对、轴的力矩 oxoyoz 相对角速度为常数，故相对加速度只有向心加速度。因破碎锥对称与轴，所 1 oz 以破碎锥内每两个对称质点的相对惯性力总是大小相等，方向相反。它们互相抵消， 因而对与任何轴的力矩为零。 （3）哥式加速度对、轴的力矩oxoyoz 将移到处，并沿和 i Pox 轴分解为和，其值oz x z 为： sin x cos z 和组成的平面与坐 x z 标面平行，因此，哥式ozx 加速度沿和轴的分量oxoz 为（图 3.9）： 1 cos2 2 sin2 rrzkix rVa 其方向沿线的离心方向。 r r 图 3.10 哥氏惯性力对 ox,oy,oz轴的力矩 图 3. 9 哥氏惯性力对 ox,oy,oz轴的力矩 鞍山科技大学本科生毕业设计（论文） 第 22 页 sin2coscos2) 2 sin(2 11 xrVa rrxkiz 其方向垂直于平面而与轴反向。oyxoz 因此，对应于哥式加速度分量的惯性力为： rikixikix rmamCcos2 1 sin2 1 xmamC ikizikiz （3.22） 都通过轴，而且破碎锥内每两个对称质点的这种惯性力彼此平衡，因而整个 kix Coz 破碎锥的这种惯性力也成平衡，故其对于任何轴的力矩皆为零。而的方向与轴 kiz Coz 一致。与对称的质点的惯性力具有同样大小，但方向相反。因此，这两个质点的 i P i P 惯性力组成一个力偶，作用面平行于坐标面，力偶矩等于：ozx 2 11 sin42sin2xmxxm ii 整个破碎锥的哥式惯性力由在平行平面内的这些力偶组成，它们对于、oxoy 轴得力矩为：oz 0 kx M 2 11 4sinsin4xmxmM iiky （3.23） 0 kz M 因破碎锥对轴是对称的，故oz 22 ymxm ii 1 2 22 2 2)(24Jrmyxmxm riii 式中代表一对质点的质量。因此可知： i m2 sinsin4sin 1111 2 1 JJxmM iky 由上述可知，各惯性力对、轴的力矩之和为：oxoyoz 0 kxrxexx MMMM 鞍山科技大学本科生毕业设计（论文） 第 23 页 kyryeyy MMMM sin)(cossin 1121 2 JJJ （3.24） )cos1 (sin 11 21 11 J JJ J 0 kzrzezz MMMM 为了计算破碎锥的转动惯量和，可把破碎锥及其心轴分成许多简单形状的单 1 J 2 J 元体（图 3.10） ，由下式分别求出每个单元体的转动惯量和，然后取其总合即 i J1 i J2 为和。转动惯量的计算公式如下： 1 J 2 J )( 22 1 1 4 1 42 11 iiiiiii ZZRR g r RmJJ 2 122 2 1 iiii ZmJJJ )( 4 1 )( 3 1 1 4 1 43 1 32 1 2 iiiiiiii ZZRRZZRR g r （3.25） 式中 每个单元体的质量； i m 破碎锥及其心轴材料的 比重，吨/米 ； 3 重力加速度，米/秒 ； g 2 及破碎锥的轴线到相应单 1i R i R 元体的边缘的距离，米； 及破碎锥的悬挂点到单元 1i Z i R 体的边缘的距离，米。 破碎锥绕破碎机中心线以等角速度 回转时，根据质心运动定理，破损 鞍山科技大学本科生毕业设计（论文） 第 24 页 锥的惯性力为： 5 2 mrC （3.26） 式中 破碎锥的质量；m 破碎锥的质心到破碎机中心线的距离。r 破碎锥的惯性力作用线到固定点 o 的距离为： C M h y （3.27） 通过公式初步估算一下： m16 . 2 101 . 4 1086 . 8 8 8 h 惯性力位于水平方向，不通过破碎锥的质心。 3.4.2 偏心轴套的惯性力 由于偏心轴套的质心不在其回转轴线上，因此，它在旋转中也产生惯性力，其 p C 值等于偏心轴套内锥孔所包容的质量，以相同的角速度绕同一轴线旋转时产生的惯性 力，但方向相反。惯性力的大小和作用点的 位置可用积分方法确定： 5 x v x v pp dVn g dCC 2 （3.28） p p vdC vxdC L （3.29） 式中 偏心孔体的微分惯性力； p dC 偏心孔体的微分体积； x dV 图 3.10 破碎锥转动惯量近似确定法 鞍山科技大学本科生毕业设计（论文） 第 25 页 偏心轴套的比重； 的重心到回转轴线的距离； x n x dV 从偏心轴套的上平面到作用线的距离；x p dC 从偏心轴套的上平面到的合力作用线的距离。L p dC p C 偏心轴套的各几何尺寸见图 3.11。 根据图可以写出： h x nmnnx)( dx d dV x x 4 2 h x ddddx)( 211 将、和值代入公式和公式中，积分得： x n x dV x d )3()(2)3( 48 2 221 2 1 2 nmdmnddmnd g h Cp （3.30） )3()(2)3( 5 )123()64()23( 2 221 2 1 2 221 2 1 nmdmnddmnd hmndmnddmnd L （3.31） N 6 106 . 5 p C m77 . 0 L 3.53.5 偏心部分的运动状态偏心部分的运动状态 圆锥破碎机动锥的运动是由电动机 经传动轴、小伞齿轮、大伞齿轮（与偏 心轴套固联在一起）驱动主轴，使动锥 轴线以 O 为顶点，绕破碎机中心线 1 OO 作锥面运动。同时，动锥还绕本身 2 OO 图 3.12 偏心轴套的惯性力 图 3.11 偏心轴套的惯性力 鞍山科技大学本科生毕业设计（论文） 第 26 页 轴线自转。这样的运动叫旋回运动。所以，圆锥破碎机又称为旋回破碎机。 1 OO 偏心部分的运动状态 所谓偏向部分的运动状态是指：孔载荷有载时注重在锥衬套里和偏心轴套在直衬 套支靠在哪一边的问题。破碎机偏心部件的运动状态是由作用力大小、方向和着力点 所决定。为了找到偏心部分的运动状态，就必须求出动锥对 O 点的力矩方程。 空载时，作用在动锥上的力有：锥的自重 G，动锥的惯性力，平衡重的惯性力 O C ，偏心轴套的惯性力和其它作用力。为了简化，动锥自重 G 和其它作用力可省略 1 C 2 C 不计，求得对球面中心点 O 的力矩方程式为： )( 2211000 lClClCM 圆锥破碎机的主轴和偏心轴套支靠在哪一边，根据上公式可有三种情况： 1)当时，也就是没有平衡重或平衡重较小时，破碎机主轴和偏心轴套0M 的薄边靠在直衬套的左侧。 2)当时，也就是有平衡重并平衡重较大时，破碎机主轴靠在偏心轴套0M 的薄边，而偏心轴套靠在直衬套的右边。 3)当时，也就是使动锥惯性力完全平衡，实际上这是不可能的。0M 当破碎机又载时，不管哪种情况在破碎力的作用下，动锥主轴俄偏心轴套都靠在 直衬套的右侧。 图 3.12 动锥上的作用力 (a) (b) (c) 图 3.13 破碎机偏心部件的运动状态 鞍山科技大学本科生毕业设计（论文） 第 27 页 破碎机由空载转到有载由于有间隙的存在，必然产生冲击。由于第二种偏心部件 运动状态，它的冲程（间隙）较第一种偏心部件运动状态的笑，所以产生冲击载荷较 小；产品粒度也较整齐和比较小，但直衬套受力较大。 选矿厂细碎圆锥破碎机，力求有较小的排矿口，能得到更小的粒度的产品。因此 细碎破碎机必须采用第二种偏心部件的运动状态，也就是在偏心轴套的大伞齿轮上方 装有平衡重并使，从而又能减弱惯性力和惯性立即对机场的振动和对机器运转0M 的有害作用，达到破碎机平衡的目的。我所设计的 2100 标准圆锥破碎机的偏心部分就 是这种运动状态的，即空载时，主轴靠在偏心轴套的薄边，偏心轴套用厚边压在直衬 套上；有载时，主轴靠在偏心轴套的厚边而偏心轴套还是用厚边压在直衬套上。 大伞齿轮的运动状态 圆锥破碎机运转时，由于偏心轴套与直衬套与直衬套中间有较大的间隙而且偏心 轴套的厚边总是压向直衬套，所以大伞齿轮不是绕它本身的中心线 OO 旋转而是直衬 套间隙 2C 之半为半径绕破碎机中心线作圆周运动。 11O O 一对伞齿轮正常啮合时，必须是两锥顶交于一点并且节线相重合。大伞齿轮这种 特殊的运动状态，不可避免的破坏了一对伞齿轮的正确啮合条件。因此，在破碎机正 常工作中，在齿轮和传动轴上产生很大的冲击载荷和在齿面上产生附加的磨损。所以， 这种破碎机伞齿轮磨损特别严重，寿命很 短。 偏心部分的间隙 所谓偏心部件的间隙是指直衬套与 偏心轴套，主轴与锥衬套之间的间隙。 为了使破碎机运转时，在各摩擦表 面形成可靠的润滑油膜，为了补偿偏心部 件制造和装配的误差以及为了防止偏心部 件热膨胀和变形卡住，偏向部件各摩擦表 面之间必须留有合适的间隙。间隙太小容 易发热产生抱轴现象；间隙太大降低机器 使用寿命和产生冲击与振动。 图 3.13 大伞齿轮的运动状态 1直衬套 2偏心轴套 3大伞齿轮 鞍山科技大学本科生毕业设计（论文） 第 28 页 4 4 电动机的选择及轴的计算电动机的选择及轴的计算 4.14.1 主电动机的选择及传动比的分配主电动机的选择及传动比的分配 4.1.14.1.1 电动机的选择电动机的选择 根据工作要求及工作条件，选用破碎机专用电动机，又根据式（3-9）选择 JSQ1410-10 型电动机，额定功率 P0=200kw,同步转速 n0=590r/min. 4.1.24.1.2 传动比的分配传动比的分配 根据 2100 标准圆锥破碎机的实际工作的空偏心轴转数 nw=243r/min,得： 43 . 2 243 590 w o n n i （4.1） 4.24.2 传动装置的运动和动力参数的选择和计算传动装置的运动和动力参数的选择和计算 0 轴（电动机轴）： KW 200 o P （4.2） r/min 590 o n （4.3） o o o n P T 6 1055 . 9 Nmm 66 1024 . 3 590 200 1055 . 9 （4.4） 1 轴（小齿轮轴）： KW 1980.98200 01 联 PP （4.5） r/min 590 01 nn （4.6） 鞍山科技大学本科生毕业设计（论文） 第 29 页 1 16 1 1055 . 9 n P T Nmm 66 102 . 3 590 198 1055 . 9 （4.7） 2 轴（筒体） KW 184.340.950.98198 12 齿承 PP （4.8） r/min 243 w n （4.9） w n P T 26 2 1055 . 9 Nmm 66 1024 . 7 243 34.184 1055 . 9 （4.10） 4.34.3 传动零件的设计计算传动零件的设计计算 4.3.14.3.1 齿轮的计算齿轮的计算 1 初步计算 （1）材料选择 由文献1表可知，选择小齿轮的材料为 40Cr(调质） ，硬度为 280HBS，110 大齿轮的材料为 45 钢（调质） ，硬度为 240HBS. 选齿轮精度为 7 级。 （2）节锥角的计算 1 coti （4.11） “ 1 06222243 . 2 cotcot o arciarc （4.12） “54676730622290 “ 2 ooo 鞍山科技大学本科生毕业设计（论文） 第 30 页 （4.13） 由文献2表可知，3314 8 . 15“062222cos 20sin 12 cos sin 2 2 1 2 min oa a h z （4.14） 式中，齿顶高系数，。 a h1 a h 取小齿轮齿数，19 1 z 17.461943 . 2 12 izz （4.15） 取大齿轮齿数。46 2 z （3）根据工作条件的要求，大端模数为 mm 30m （4.16） （4）齿轮分度圆的直径 mm 5701930 11 mzd （4.17） mm 13804630 22 mzd （4.18） （5）锥距 mm 54.746 2 1380 2 570 22 222 2 2 1 dd R （4.19） （6）齿轮齿顶、齿根圆直径 由文献3表可知， 910 齿顶高 mm 30301 m hh aa （4.20） 鞍山科技大学本科生毕业设计（论文） 第 31 页 齿顶圆直径 mm 625“062222cos302570cos2 111 o aa hdd （4.21） mm 1403“546767cos3021380cos2 222 o aa hdd （4.22） 齿根高 mm 36)2 . 01 ()( mmchh af （4.23） 齿轮基圆直径 mm 08.497)28 . 0 5 . 01 (570)5 . 01 ( 11 Rm dd （4.24） mm 4 . 1214)28 . 0 5 . 01 (1380)5 . 01 ( 22 Rm dd （4.25） （7）齿宽 由文献2表可知， ，3314 mm 03.20954.74628 . 0 Rb R （4.26） （8）节圆周速度 m/s 61.17 1060 59057014 . 3 1060 33 11 nd v （4.27） 4.3.24.3.2 齿轮的校核齿轮的校核 （）校核齿面接触疲劳强度 （1）接触应力的计算 由文献4表可知，齿面接触应力计算公式，即395 鞍山科技大学本科生毕业设计（论文） 第 32 页 u u bd KT ZZ R EHH 1 )5 . 01 ( 2 2 22 1 1 （4.28） 确定公式内的各计算数值 计算载荷系数 电动机驱动，载荷平稳，由文献4表可知，取251 A K 平均分度圆直径 mm 2 . 490)28 . 0 5 . 01 (570)5 . 01 ( 11 Rm dd 平均分度圆圆周速度 m/s14.15 60000 590 2 . 49014 . 3 60000 11 nd v m m 由文献4 图（a）可知，按，得；458766 . 2 100 1914.15 100 1