PX1200-250旋回破碎机的设计

1、PX1200/250 旋回破碎机设计摘要新中国成立以来，随着采矿业的发展，选矿机械经历了从无到有、从小到大、从单个品种和规格到多个品种和规格的发展过程，各种选矿机械产品已经形成了系列，现在生产的各种形式和规格的破碎机、磨矿机和选矿机械，基本上能满足国民经济建设的需求，同时，在液压破碎机、反击式破碎机、离心选矿机等新产品的研制和新技术的应用方面都取得了一定的成就，但是，根据我国矿藏资源的特点（贫矿多、共生矿物多），选别的机械品种还不能完全满足新的选矿工艺的需要，特别需要发展一些适于对难选物的选别机械。旋回破碎机是利用破碎锥在壳体内腔中的旋回运动，对物料产生挤压和弯曲作用，粗碎各种硬度的矿石或岩石

2、的大型破碎机械，装有破碎锥的主轴的上端支承在横梁中部的衬套内，其下端则置于轴套的偏心套中，轴套转动时，破碎锥绕机器中心线作偏心旋回运动，他的破碎动作是连续的，故工作效率高于颗式破碎机， 旋回破碎机的工作是连续的， 它与其他破碎机相比其优点是生产能力大， 工作平稳，破碎单位重量矿石的耗量少，产品粒度比较均匀。关键词：旋回破碎机；破碎；破碎锥ThedesignofPX1200/250gyratorycrusherAbstractSincenewChinahadbeenestablished,alongwiththeminingindustrydevelopment,thedressingmachi

3、neryexperiencedhasgrownoutofnothing,forminfancytomaturity,fromthesinglevarietyandthespecificationtomanyvarietiesandthespecificationdevelopingprocess.Eachkindofdressingmechanicalproducthavealreadyformedtheseries.Noweachkindofpatternandspecificationbreakertheoremailandclassificationmachinery,basically

4、cansatisfytheneedofthenationaleconomyconstruction,meanwhile,inthehydraulicpressurebreaker,thecounter-attacktypebreaker,thecentrifugalconcentratorandsoon,thenewproductdevelopmentandthenewtechnicalapplicationaspecthaveyieldedthecertainresult.However,accordingtoourcountrymineralresourcecharacteristic(T

5、heleanorearemanyassociatedmineralaremany),classifiesthemachinerythevarietynottobeablecompletelytosatisfythenewdressingcrafttheneed,particularlyneedstodevelopsometobesuitableforthedifficultelectingclassificationmachinery.Thegyratorycrusheristhecuringfunction,thickgarrulouseachkindofdegreeofhardnessor

6、atorrocklarge-scalebrokenmachinerywhichisloadedwiththebrokenawlthemainaxleupperextremesupportinginthecrossbeambushing,itslowerextremitysetstotheaxlesleevecenter.Whentheaxlesleeverotates,thebrokenawlcirclesinthemachinethecoretomakethebiasedcyclemovementitsbrokenmovementiscontinuouslycarrieson,henceth

7、eworkingefficiencyishigherthanthejawtypebreaker.Thegyratorycrusherbrokenworkiscontinual,itcompareswithotherbreakers,itsmeritisthehighproductivity,worksteady,fewcrushingunitweightoreconsumptionquantity,andtheuniformdistributionequispacedproductgranularity.Keywords:TheGyratorycrusher;Break;Cone1绪论.1.1

8、.1 研究的目的和意义 1.1.2国内外碎磨设备的简介.31.3旋回破碎机的发展趋势.4.2总体方案设计5.2.1旋回破碎机的类型5.2.2旋回破碎机白工作原理.5.2.3旋回破碎机的构造5.3旋回破碎机的结构参数和工作参数的选择和计算93.1结构参数的选择和计算.9.3.1.1给矿口尺寸与排矿口尺寸 93.1.2 啮角 a9.3.1.3 破碎锥的摆动行程 s1.03.1.4 基本结构尺寸的确定 1.03.2工作参数的选择与计算 113.2.1破碎锥的摆动次数 n（偏心轴套的转数）113.2.2 生产率 1.23.2.3 电动机功率 N123.3破碎力 1.33.4受力分析 1.64电动机的选

9、择及轴的计算184.1电动机的选择及传动比的分配 1.84.1.1 电动机的选择 184.1.2 传动比的分配 184.2传动装置的选择与设计 184.2.1转矩的计算 184.2.2V 带的传动设计计算 1.94.3传动齿轮零件的设计计算 224.3.1 锥齿轮白计算 224.3.2 锥齿轮的校核 254.4传动轴的设计计算 274.5 滚动轴承的选择和寿命验算 304.6 键的强度校核 314.6.1 传动轴上键白强度计算 314.6.2 主轴上键的强度计算 315PX1200/250旋回破碎机的环保、可靠性与经济性分析335.1 设备的环保措施 335.2 设备的可靠性 335.2.1可

10、靠性的计算 335.2.2机械设备的有效度.345.3 设备的经济评价 345.3.1 投资回收期 345.3.2 盈亏平衡分析 355.3.3 设备合理的更新期 36结论38致谢39参考文献401.1研究的目的和意义从新中国成立以来，我国的选矿工业获得蓬勃的发展。选矿机械也经历了从无到有、从小到大、从单个品种到多个品种的发展过程，已经形成各种选矿机械系列产品，目前所生产的各种类型和规格的破碎机、磨矿机、和选矿机械，大体上能满足我国经济建设发展的需求，同时，我国在研究液压破碎机、反击式破碎机、离心选矿机等新产品的和新技术改进的方面都获得辉煌的成就，然而，由于我国矿产资源的特点（贫矿多、共生矿物

11、多），选矿机械的产品类型并不能够全部满足工业进步的需求，尤其需要一些适于对难选物的选矿机械，旋回破碎机是利用破碎锥在壳体内腔中的旋回运动，对矿物进行压挤和碰撞作用，粗碎多种不同硬度物料的重型破碎机器。在横梁中部的衬套内的横梁支承着装有破碎锥的主轴的上端，轴套的偏心孔中放置于其下端，当轴套运转时，破碎锥绕破碎机轴线进行偏心旋转工作，作连续的破碎工作，故工作效率高于颗式破碎机，旋回破碎机的工作是连续的，它与其他破碎机相比其优点是生产能力大，工作平稳，破碎单位重量矿石消耗量少，产品粒度比较均匀。旋回破碎机在沙场、建房、煤炭等各行各业得到广泛应用。70 年代以来，中国对破碎机的研发和设计破碎机方面取得

12、了辉煌的成就。通过借鉴在国外先进技术工艺的前提上，考虑我国的基本情形设计开发了新的机型、使用效率高的设备。沈阳机械设备有限公司对旋回破碎机做了大量的实验研究，并通过降低破碎机的悬挂高度，改进动锥的运动轨迹，把破碎腔的啮角减小，加大破碎比，增大了破碎锥的运转行程，生产能力得到一定的提高，进一步提高了机器功能，达到对旋回破碎机的更新换代。旋回破碎机主要是由动锥和定锥组成。活动的动锥绕其中心轴线作旋回运动，因为有偏心的作用，时而靠近，时而远离。由此使动锥和定锥矿石受到挤压、劈裂和弯曲作用而破碎。旋回破碎机的机身重量较轻，结构简单（一个动锥、一个定锥衬、一个偏心轴套和一对轴承），生产效率较高（比同规格

13、的简摆旋回破碎机生产效率高 20%-30%。旋回破碎机适合破碎中硬度石料。在工程中，多用中碎、细碎设备，破碎比比较大，其比值可达i=8。随着机械工业的进步，近年来，旋回破碎机正朝着大型化发展。所以，一个合理的传动装置可以使旋回破碎机运行的更加顺利，合理有效。动锥优化可使损耗明显的降低，碰撞、噪音、振动都有一定程度的降低，也降低了操作工人的劳动量，提高破碎物料的质量，减少加工成本和缩短生产周期。不过，旋回破碎机也有它的缺点，具体如下：旋回破碎机排料口扬尘十分严重， 经过破碎出来的块状和粉末状物料通过矿石输送皮带， 部分物料飞溅或滚淌到地面上，堆积在地面，形成厚厚的一层物料，部分粉状物料在空中飘扬

14、，对生产构成了极大的干扰。大量的粉尘飘在工作空间而直接影响现场工人的身体健康，所以需要使用相应的除尘装置是旋回破碎机目前刻不容缓的问题。当前破碎机的设计应着手人性化，直面服务目标，面向市场、面对市场经济、面对矿产高效利用的大前提，改善性能、合理化设计。因此改进旋回破碎机的性能，使它能够更好地服务人类，让它的生产率尽可能提高。伴随着我国市场经济的迅猛发展， 综合利用矿产资源的的技术同其相关产业的快速进步， 自从1999 年以来，我国建成了 10843 座大中型矿山和 224567 个乡镇集体企业，中国破碎矿物料总量超过 50 亿吨，物料破碎总产值为 3000 亿元。矿物的破碎在许多行业产品生产中

15、是不可或缺的加工工艺。因为矿物的物理性质和组织结构有很大的差别，为满足各种矿石的要求，破碎机的类型也呈现多种样式。对金属矿破碎而言，破碎是选矿厂的首道工序，为了得到有用物料，将其分为粗碎、中碎、细碎，而且还要磨矿。因为破碎在选矿行业属于耗能的大户 （几乎占据全厂耗电量 58%）,为了达到提高生产效率和节能的目的，因此提出了“少磨多碎”的技术原理。进而让破碎机从粗碎与中碎向细碎及节能高产方向发展。其次， 随着自动化产业的进步， 破碎机也渐渐迈进自动化方向 （如国外产品已实现机电一体化、连检，并能相应调给料速度、排矿口大小及控制破碎力等）。伴随着采矿业的发展，破碎机渐渐发展到大型化，旋回破碎机的粗

16、碎生产率能够达到 5500t/h。关于新工作方式和新的破碎原理（如电、热破碎）正在实验探讨中，目前尚不能在生产中应用。相对粗碎来说，当前已经研制出很多类型来代替老式旋回式破碎机，主要是采用科学技术工艺，加以改进升级、达到耐磨的特点，从而能产生节能、效率高、高效的目的。细碎方面新机型更多些。总的来看，值得提出的有：颗式破碎机、圆锥破碎机、冲击式破碎机和辗压机。而目前应用最广泛的就是旋回破碎机。1.2国内外碎磨设备的简介破碎是处于采矿和冶炼的一个中间环节， 其目的是为了将矿物中的脉石和不用的杂质要一定程度的去掉，以达到品位的矿石，满足冶炼的目标和加大冶炼物品的质量。它提供高品位的矿石使之满足冶炼需

17、要及其使国家矿产合理综合利用，从而在国民经济中占据不可或缺的组成部分。如今，旋回破碎机、颗式破碎机、圆锥式破碎机、辗式破碎机、锤式破碎机和反击式破碎机、立轴冲击式破碎机等组成了破碎机械的主要种类。旋回破碎机的工作原理是动锥在壳体破碎腔中的旋回运动，产生对物料的压挤、破裂和弯曲变形，粗碎不同硬度的矿石和山石的大型破碎机器。在横梁中的衬套内破碎锥支承横梁的上端，其下端被放置在轴套偏心孔中。在轴套内工作时，破碎锥绕中心轴线做偏心的往复旋回运动，进行连续的破碎工作，故工作效率高于颗式破碎机。到 70 年代初期，大型旋回破碎机每小时已能处理物料5500t,达到 2200mm 最大给料直径。颗式破碎机是在

18、两颗板对矿石的压挤与破裂作用下，粗碎或中碎不同硬度矿石的破碎机器，固定颗板和动颗板是它的主要结构，当两颗板靠近矿石对其进行破碎时，当两颗板远离时物料块由排料口底部排出。他的破碎动作是间歇进行的。因为这种破碎机结构简单、可靠性好和更容易地破碎坚硬物料的优点而使其广泛应用于采矿、建筑材料、冶金等工业部门。圆锥破碎机的工作原理与旋回破碎机大体相同，但它适用于中碎或细碎作业的破碎机械。中、细碎得到的排料粒度的均匀性一般比粗碎工艺要求高，所以，在破碎腔的下部须设置一段平行区，同时，还须提高破碎锥的运转速度，方便矿石在平行区内尽可能能有一次以上的压挤。辗式破碎机是利用辗面的摩擦力将物料咬入破碎区，使之承受

19、挤压或劈裂的破碎机械。当用于粗碎或需要增大破碎比时，常在辗面上做出牙齿或沟槽以增大劈裂作用。辗式破碎机通常按辗子的数量分为单辗、双辗和多辗破碎机，适用于粗碎、中碎或细碎煤炭、石灰石、水泥熟料和长石等中硬度以下的物料。而近几年来发展最快的碎磨工艺是半自磨一一球磨工艺，辗压机作为降低能耗的有效设备，近年来根据其特点，也的到有选择的应用。1.3旋回破碎机的发展趋势目前国内外生产的旋回破碎机都是基于原 AC 公司 Superior 型液压旋回破碎机的基础发展起来的。CG 系列和 MK-II 两种具有代表性的先进破碎机也不例外。这两种破碎机与原 AC 公司 S 型旋回破碎机比较也没有显著地变化。例如原

20、AC 公司 60X109 旋回破碎机给料尺寸为 1520mm 排料口调节范围为 210300mm 其生产率为 43006600t/h、功率为 1000kW。将这些数据跟相近规格的破碎机数据相比.新机型在性能方面没有显著的优越性，只是在局部结构、材料、破碎机可靠性、自动控制和操作性有了新的发展和提高。因此说旋回破碎机发展速度较慢。我国生产的旋回破碎机在大型化方面并不落后。 国外常见的最大规格旋回破碎机也只是给料口为 1830mm 前苏联有 2000mmt 型旋回破碎机。近年国内杭州山虎机械有限公司已制造了给料口1600mmt 型液压旋回破碎机。但是，国内生产的旋回破碎机性能、技术水平与国外先进破

21、碎机比较还有不小的差距。相对国外装备技术水平。 国内旋回破碎机发展相对滞后， 主要原因一方面是由于旋回破碎机比中、细碎圆锥破碎机使用数量少，旋回破碎机技术发展的积累不足；另外，破碎机制造厂家还没有条件制造旋回破碎机，多数破碎机制造厂家缺少对产品连续跟踪、考查、不断研究和不断改进升级的工作，特别是对旋回破碎机研究创新工作更少。近年，随着矿山规模的不断扩大，大型化设备成为矿山设备未来发展趋势，旋回破碎机也随着需求的变化也向这一方向发展，但国产旋回破碎机目前主要面对的问题还是如何在原有基础上，深入消化和吸收国外旋回破碎机的先进技术并逐步使其国产化并创新出具有自主知识产权的新型旋回破机。目前，山特维克

22、、美卓等已开始发展中碎用旋回破碎机，这也为国内技术发展指明了方向。2总体方案设计2.1旋回破碎机的类型旋回破碎机在选矿和其他工业部门中，广泛地用来粗碎各种硬度的矿石。所以，旋回破碎机又叫粗碎圆锥破碎机，是大型矿山破碎坚硬物料的典型设备。旋回破碎机基本上有三种型式：固定轴式、斜面排矿式和中心排矿式。由于前两钟存在许多缺点，因此，我国仅生产中心排矿式旋回破碎机。2.2旋回破碎机的工作原理旋回破碎机的工作原理如图 2.1 所示。旋回破碎机的工作机构是由两个截面圆锥体活动圆锥（破碎圆锥）和固定圆锥（中空圆锥体）所组成。活动圆锥的心轴支承在银链 o 中，并且偏心地安置在中空的固定圆锥体内。心轴 oA 旋

23、转时，活动圆锥体的素线依次靠近及离开中空的固定圆锥体的素线。活动圆锥体的每条素线犹似绕。点摆动当活动圆锥靠近固定锥时，处于两者之间的矿石就被破碎；活动圆锥离开固定锥时,破碎产品则因自重经排矿口排出。旋回破碎机的主要破碎作用是压碎，但是，矿石也受有弯曲作用而折断。2.3旋回破碎机的构造如图 2.2 所示，PX1200/250 旋回破碎机的机架是由机座 14、中部机架 10 和横梁 9固定圆锥A A图2.1旋回破碎机的工作原理组成。它们彼此用螺栓固紧。破碎机的机座 14 安装在钢筋混凝土的基础上。旋回破碎机的工作机构是破碎锥 32 和固定锥（中部机架）10。中部机架 10 的内表面镶有三行平行的钻

24、钢衬板 11,最下面的一行衬板支承在机架下端凸出部分上，而上面1 1 一融压套，2 2-侬一帽， 一楔二一工 4-4-树套，5 5捱形衬套； 支承/I I7 7 一横紧根 I IS S 一麒帽 9 9-福梁；1G1G 一固定椎 iUiU衬板 f ft t 一挡油砰 i i1313青铜画盘：L4L4 一机座；1 1：大图锥曲轮：1616护板 i i一小图锥齿轮一$一三倩皮常轮*1919 一底轴器 i i 卸一传动轴：万一机座不著*口一偏心轴套 q qd d衬套?以一中心套周*二一筋板：2626护板；“一任盖；然.29.29、二。一语封套环；31-iaS31-iaS 史破碎碎。英衬根。图2.2PX

25、1200/250旋回破碎机一行则插入中部机架 10 上部的凸边中。这样，就能承受碎矿时由于摩擦而产生的推力和破碎力的垂直分力。中部机架与衬板间须用锌合金（或水泥）浇铸。破碎锥 32 的外表面套有三块环形状钻钢衬板 33,为了使衬板与锥体紧密接触，在两者间浇注锌合金，并在衬板上端用螺帽 8 压紧。在螺帽上端装以锁紧版 7,以防螺帽松动。破碎锥装在主轴 31 上。主轴的上端是通过锥形螺帽 2、锥形压套 1、衬套 4 和支承环 6 悬挂在横梁 9 上。为了防止锥形螺帽松动，具上还装有楔形键 3。衬套 4 以其锥形端支承在支撑环 6 上，而其侧面则支承在内表面为锥形的衬套 5 上。破碎机运转时，由于衬

26、套 4 的下端与锥形衬套 5 的内表面都是圆锥面，故能保证衬套 4 沿支撑环 6 和锥形衬套 5 上滚动，从而满足了破碎锥旋摆运动的要求。主轴的下端插入偏心轴套 22 的偏心孔中，该孔对破碎机轴线成偏心。偏心轴套旋转时，破碎锥的轴就以横梁上的固定悬点为锥顶作圆锥面运动，从而产生破碎作用。偏心轴套是通过三角皮带轮 18、弹性联轴器 19、并由圆锥齿轮 15、17 带动。偏心轴套 22 在机座的中心套筒 24 的钢衬套 23 中转动，套筒利用四根筋板 25 与机座连接。在筋板 25 和传动轴套筒的上面，敷设有钻钢护板 26 和 16,以免落下的矿石砸坏筋板和套筒。偏心轴套的整个内表面和偏心轴套比较

27、厚的一边约 3/4 外表面（即承受破碎压力的一边），都浇铸巴氏合金。为使巴氏合金牢固地附着在偏心轴套上，在轴套的内壁上布置有环状的燕尾槽。偏心轴套的止推轴承由三片止推圆盘组成。上面的钢圆盘与固定在偏心轴套上的大圆锥齿轮连接在一起。它回转时，就沿中间的青铜圆盘 13 转动，而青铜圆盘又沿下面的钢圆盘转动。下面的钢圆盘用销子固定在中心套筒的上端，以防止其转动。为了防止矿尘进入破碎机内部的各摩擦表面和混入到润滑油中去，在破碎锥下端装有由三个具有球形表面的套环 28、29 和 30 构成的密封装置。套环 28 用螺钉固定在破碎锥上。套环 29装在中心套筒的压盖 27 的颈部上，它们之间装有骨架式橡胶油

28、封。上部套环 30 自由地压在套环 29 上。这种结构的密封装置比较可靠，矿尘不易透过各套环之间的缝隙进入破碎机的内部。排矿口的宽度是用主轴上端的锥形螺帽 2 来调节。调节时，首先用桥式起重机将主轴和破碎锥一起向上稍稍提起，然后，将主轴悬挂装置上的螺帽 2 旋出或旋入，将排矿口调节到要求的宽度。这种装置的调节范围较小，而且调节时很不方便。破碎机的保险零件是装在皮带轮 18 轮毂上的四个有削弱断面的保险销轴，断面的尺寸通常按电动机负荷的二倍来算。如果破碎机内掉入大块非破碎物，则小轴应被剪断，破碎机停止运转而使其他零件免遭破坏。这种保险装置虽然构造简单，但可靠性较差。旋回破碎机用稀油和干油进行润滑

29、。 旋回破碎机所需的润滑油是由专用油泵站供给的， 油沿输油管从机座下盖 21 上的油孔流入偏心轴套的下部空间内，由此再沿主轴与偏心轴套之间的间隙，以及偏心轴套与衬套之间的间隙上升，润滑这些摩擦表面后，一股油上升的途中与挡油环 12 相遇而流至圆锥齿轮；另一股油上升到偏心轴套的止推圆盘 13 上。润滑油润滑了各部件以后，经排油管流出。破碎机的传动轴 20 的轴承有单独的进油与排油管。主轴的悬挂装置是通过手动干油润滑装置定期用干油进行润滑。3旋回破碎机的结构参数和工作参数的选择和计算3.1结构参数的选择和计算3.1.1给矿口尺寸与排矿口尺寸我国生产的旋回破碎机，给矿口长度 L 为宽度 B 的 1.

30、251.6 倍。对于大型破碎机，取 L=(1.251.5)B,中小型破碎机则取 L=(1.51.6)B。在小型破碎机中，为了获得较高的生产率，L值可以选大一些。国外生产的小型破碎机，上=23.6。给矿口宽BB度 8=(1.11.25)Dmax,Dmax=(0.750.9)B,式中 Dmax是原料最大颗料尺寸。PX1200/250 旋回破碎机用于初碎，最大给矿口宽度初选 1200mm。3.1.2啮角 a旋回破碎机在破碎矿石时，必须保证矿石既不向上滑动，也不从破碎机的给矿口中跳出来。由此，啮角 a(图 3.1)亦须按公式(3-1)选取即：a=(a1+a2)d200=3240mm。选定 ai,a 及

31、 B=301,再按要求的破碎比（旋回破碎机的破碎比一般为 i=58）确定排矿口宽度，由此，可确定破碎腔的高度和破碎锥的底部直径。破碎腔高度 H 为：H=b=1200-250=i965.636mmtanitanQI2tan18tan9式中：-1,：2定锥动锥锥角之半。因而取 DB=3240mm。3.2工作参数的选择与计算3.2.1破碎锥的摆动次数 n（偏心轴套的转数）旋回破碎机破碎腔的断面形状和排矿过程与颗式破碎机相同，故其破碎锥的摆动次数可按颗式破碎机的方法确定。它的理论计算公式为：n=665jtan”1十匕阵（3-2）式中 s 的单位用 cm。目前，实际选用的旋回破碎机的工作转数大约比理论公

32、式（3-2）算出的小于 3550%。产生差别的原因，在于推导该公式时没有考虑物料自破碎机中排出时所遇到的各种阻力。设计时，可采用下列经验公式计算：n=17550B（3-3）=175-501.2=115r/min式中 B 表示给矿口宽度，单位用 m。破碎锥除了绕机器中心线旋转外、由于摩擦作用，还绕本身的轴线转动。空载运转时，自转方向与偏心轴套的回转方向相同；有载运转时，自转方向与偏心轴套的回转方向相反。破碎锥的自转运动，可以使产品粒度均匀，也能使破碎锥衬板的磨损均匀。3.2.2 生产率二 66tan18tan93.3=254.49r/min生产率是破碎机一项重要技术经济指标，旋回破碎机的生产率的

33、理论计算公式只可作定性研究之用，由于其误差较大，实际上多采用经验公式计算，但式中须按表 3.1 选取。表 3.13.1 旋回破碎机单位排矿口宽度的生产率(6=1.6t/m3)500/75700/120900/1601200/1801500/1801500/300q2.534.5610.513.51Q=K116q0b(3-4)式中，K=1.2,y=1.6t/m3q0=6/t(mmh)Q=1.2166250=1800t/h1.63.2.3 电动机功率 N旋回破碎机功率的计算方法与颗式破碎机功率的计算方法相似。由于理论计算公式与实际相差很大，所以确定旋回破碎机的功率通常采用经验公式：2N=85DK(

34、3-5)_2_.=851.740.91=234.185kw式中：D 破碎锥下端的最大直径，m；K考虑破碎锥转数改变的修正系数，对于给矿口宽度：B2.54.2传动装置的选择与设计4.2.1转矩的计算。轴(电动机轴)：P0=400kW；n0=590r/min6P0T0=9.55106n。=9.55父106M400=6.475父106N.mm(4-2)5901 轴(小齿轮轴)：H=B斯2由*4承力带=400父0.992父0.984父0.95=343.52kWn0590n1=295r/mini 带26PT1=9.551061ni343.52=9.55父106M=11.12M106Nmm(4.3)(4-

35、1)2952 轴（大齿轮轴）：P2=R 箱齿=343.52X0.97=333.21kWn2=n1=295=115r/mini 齿 2.56P2T2=9.55106333216=9.55父106M=27.67M106N.mm(4-4)1154.2.2V 带的传动设计计算1、由以上条件可知：额定功率 Po=400KW,小带轮转速 n0=590r/min,从动轴转速 n=295r/min,每天的平均工作时间为 16h/天。2、确定计算功率 Pt表 4.14.1 工作情况系数原动机工作机I类一天工作时间(h)n类101616：二10101616破碎机(旋转式、载荷变动较大鄂式)； 球磨机； 棒磨机；起

36、重机；挖掘机1.31.41.51.51.61.7查表 4.1 得工作情况系数 KA=1.4pca-KAP0=1.4400=560kW3、选择 V 带的带型根据计算功率 PCa=560KW，小带轮转速.=590r/min,查出此坐标点位于 D 区，所以选用 D 型带计算。4、确定带轮的基准直径 dd并验算带速 v初选小带轮的基准直径 dd1表 4.24.2V带带轮最小直径单位：mm型号YZABCDEddimin205075125200355500由表 4.2,选取小带轮的基准直径 dd1=560mm(2)验算带速 v二ddiB二560590v=17.29m/s601000601000因为在 52

37、5m/s 范围内，所以合适。(3)计算大带轮基准直径dd2=i 带 dd1=2 父 560=1120mm5、确定中心距 a,并选择 V 带的基准长度 Ld初定中心距 a0a0=1.5&1dd2)=1.55601120=2520mm取=2520mm,符合 0.7(dd1+dd2)Wa。E2(dd1+dd2)(2)计算相应的带长 Ld0冗1VLd=2a0ddidd2012表 4.3V4.3V 带长度系列单位：mm内周长度CDE650035206840137507500406076201528090004600914016800由表 4.3 得带的基 Ld=7620mm计算实际中心距 a 及

38、其变动范围4a0JC二22520560112021120-5602=7710.05mm42520amin=a-0.015Ld=2474.975-0.015X7620=2360.675mmamax=a0.03Ld=2474.975+0.03X7620=2703.575mm所以，中心距的变化范围 2360.6752703.575mm。6、验算小带轮包角3=180口_伍伍2dd1)父57.3口=180口1120-560)尺57.3口167。120合适。a24757、确定带的根数 z(1)根据 dd1=560mm 和R=590r/min,查表 4.4 并按插值法计算求得 D 型带 P。=24.51,表

39、 4.44.4V V 带所能传递的功率单位:kW型号小带轮直径400小带轮转速70080095050016.2023.9925.7627.5056018.9527.7329.5531.04D63022.0531.6833.3834.1971025.4535.5936.8736.35根据 n1=590r/min,i=:2 和 D 型带，查表 4.5 彳 4?B=1.85kW表 4.54.5V V 带的功率增量单位：mm小带轮转速r/min4007008009501200i1.252.192.502.973.75查表 4.6 得 Ka=0.96,表 4.7 得 Kl=1.05表 4.64.6 小带

40、轮包角系数包角180170165160155K:1.000.980.960.950.93表 4.74.7 长度系数基准直径Ld/mmCDE68400.991.021.15a=a。Ld-二252076207710.05=2474.975mmP=(P0R)K=Klr：24.511.85)=26.57kW(2)计算 V 带的根数取z=22根8、确定带的初拉力 Fo002.52Pcaqv2式中 q=0.63(kg/m)2.5-0.965602二5000.63017.292=1369N0.962217.299、计算压轴力：I167Fp=2zFsin1=2221369sin=59849N224.3传动齿轮

41、零件的设计计算4.3.1 锥齿轮的计算 1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数(1)选用标准直齿锥齿轮齿轮传动，压力角取为 20。(2)由文献1,10-1可知，选择小齿轮的材料为 40Cr(调质)，硬度为 280HBs 大齿轮的材料为 45钢(调质)，硬度为 240HBs 选齿轮精度为 7 级。(3)选小齿轮齿数 4=24,大齿轮齿数 Z2=uzi=2.5X24=60。2、按齿面接触疲劳强度设计(1)由下式试算小齿轮分度圆直径，即762091401.021.041.051.08PcaKAP560z=PrP0.：P0K.KL24.511.850.961.05=21.08d1t-34小工ZHZE*

42、R(1-0.5*R2uCK-1取 LH1和H1中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即1HJbH1=539MPa2)试算小齿轮分度圆直径4。1ZHZE%1-0.5%不1)确定公式中的各参数值试选 KHt=1.3小齿轮传递的转矩 T1=11.12106Nmm选取齿宽系数R=0.3由文献3,10-20查得区域系数 ZH=2.5由文献3,10-5查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa)2*计算接触疲劳许用应力EH1小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为仃川而1=600MPa,仃Hm2=550MPa应力循环次数：NI=60n1jLh=602951243655=7.75108N2NI7.75108

43、2.5=3.1108由文献3,10-23查取接触疲劳寿命系数 KHNI=0.94,KHN2=098取失效概率为 1%,安全系数 S=1,KHN1-Hlim1S0.946001二564MPaKHN2、Hlim2S0.985501=539MPaLHm=电Z1453.280=18.887mm（2）调整小齿轮分度圆直径1）计算实际载荷系数前的数据准备。圆周速度 vdmi=dit10.5R=435.6801-0.50.3=370.328mm当量齿轮的齿宽系数db=Rd1t-u=0.3435.680,*1=175.966mm222）计算实际载荷系数 KH由文献3,10-2查得使用系数 KA=1根据 Vm=

44、5.720m/s、8 级精度，由文献3,10-8查得动载系数 KV=1.2直齿锥齿轮精度较低，取齿间载荷分配系数 KH0f=1。由文献3,10-4用插值法查得 7 级精度、小齿轮悬臂时，得齿向载荷分布系数KH：=1.220由此，得到实际载荷系数KH=KAKVKHKH：=11.211.220=1.4643）按实际载荷系数算的分度圆直径为K-1.464d1-d1t3H=435.6803=453.280mm:KHt1.3相应的齿轮模数二dmi”601000二370.328295601000=5.720m/sbdm1175.966370.328-0.475所以，选择标准模数m=20mm%=453_28

45、=22.664取乙=23m20Z2=U4=2.5 父 23=57.5 取 Z2=583、几何尺寸计算d1=mz1=2023=460mmd2=mz?=2058=1160mm61=arctan(%)=arctan(2%8)=2137512=90-、1=90-213751-682291231=0.3460=187.18mm2所以，取 h=b2-188mm4、主要设计结论齿数 z1=23、z2=58,模数m=20mm,压力角2=20，变为系数 x1=0、x2=0,分锥角自=213751、2=68229齿宽 b=d=188mm。小齿轮选用 40C.（调制），大齿轮选用 45 钢（调制）。齿轮按 7 级精

46、度设计。4.3.2锥齿轮的校核按齿根弯曲疲劳强度校核1、由文献3,10-26可知，齿根弯曲疲劳强度条件式为二EaYSa”小%（1-0.5%fmDu2+1（1）确定公式中的各参数值1）分锥角61=21.631 口、62=68.369、(1)分度圆直径(2)计算分锥角(3) 计算齿轮宽度u21b=Rd12当量齿数9z=一23一=24.74cos：1cos21.631z258zv2=157.34cos2cos68.3692)由文献3,10-17查得齿型系数 YFa1=2.7、YFa2=2.17。由文献3,10-18查得应力修正系数 YSa1=1.58、YSa2=1.82由文献3,10-24c查得小齿

47、轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为仃Flim1=500MPa、仃FM=380MPa。取弯曲疲劳安全系数 S=1.7,得(2)计算实际载荷系数 KF1)由文献3,10-8查得动载系数=1.22)直齿锥齿轮精度较低，取齿间载荷分配系数 KF0f=13)由文献3,10-4用插值法查得“=1.223,于是 KFB=1.223 则载荷系数为KF=KAKVKFKF3=11.211.223=1.468(3)分别校核齿根弯曲疲劳强度由文献3,10-22取弯曲疲劳寿命系数=0.94、KFN2=0.97。KFNI.二Flim1S0.945001.7=276.47MPaKFN2Flim2S0.973801.7=21

48、6.82MPa二F1KFTIYFa1%4R(1-0.5匕2m3z12Ju2+11.46811.121062.71.58，232I582,0.31-0.5父0.32父20隈232。一|+1223=27.99MPa1-FKFT2YFa2Ysa2_1.46827.671062.171.82一_.2322一一2(1-0.5)mz2Xu+1n5MnR2M，n3M“2M/8、0.3(10.5黑0.3)父20父58父i+1K23J所以，满足强度校核4.4传动轴的设计计算(1)初步确定轴的直径选取轴的材料为 45 钢，调制处理。由文献3,15-3,取 A0=112,于是得dmin=A03P=1123343.5

49、2=117.83mm:.n1,295根据工作条件，取 d=180mm(2)传动轴受力分析厂厂r2Tl21112106圆周力 Ft1=.=60054.87Ndm1370.328径向力 Fr1=Ft1tan：cos、=60054.87tan20cos21.631=20318.87N轴向力 Fa1=Ft1tan：sin、1=60054.87tan20sin21.631=8057.53Naitii(3)绘制传动轴的受力简图，如图 4.1 所示，求支座反力水平面支反力：由工 Me=0,得：FNH1L2=Ft1L1L2Ft1L1L2FNH1_.60054.875547=171979.54N由丫=0,得:二

50、F1=10.14MPa1937FNH1=Ft1FNH2=171979.54-60054.87=111924.67Nmillinn图4.1传动轴受力简图垂直平面支反力:由工 MB=0,得:MaFNV2L2=F,1LFdi皿m1FNV21937=20318.8736102FNV2=37483.29NFNH2=FNH1-Ft1TiTi水平FtiFNHIMnMnMRTTrnrrnTrnTTTrmTnTmTTTpNH2pNH2由Z=0,得:FNV1=Fr1FNV2=20318.8737483.29=57802.16N(4)作弯矩图(如图 4.1)水平面弯矩 MH图：B 点MH=Ft1L1=60054.8

51、73610=2167980807Nmm垂直平面弯矩 MZ图：B 点M1=Fr1L=20318.873610=7335112Q7NmmM2=FNV2L2-37483.291937-7260513273Nmm合成弯矩 M 图：B 点M1=MH1M%=216798080.7273351120.72=228870694.3NmmM2=.：2M%=216798080.72+(-72605132.732=228632703.5Nmm(5)作转矩 T 图(如图 4.1)T=11.12106Nmm(6)校核轴的强度：弯扭合成应力校核轴的强度校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面(即危险截面 B)的强度。由文献2,1

52、5-5可知，取口=0.6,轴的计算应力:228s33产空”=39.26MPa0.11803选定轴的材料为 45 钢，调质处理，由文献2,15-1可知，片口】=60MPa。因此仃caE 卜,故安全a22MI二TI二W;4.5滚动轴承的选择和寿命验算1、滚动轴承的选择滚动轴承为圆锥滚子轴承 30336,由文献8,可知：Cr=1090kN,C0r=1500kNe=0.35,Y=1.72、寿命验算轴承所受支反力合力B 点：F.B=JFNHI+FN2/1=J171919.542+57802.162=181433.33NC 点：Frc=,FNH2+FNV2=111924.672+37483.292=118

53、034.44N轴向载荷：只验算应力最大的轴承即可，所以Fr=FrB=181433.33N。轴承派生轴向力由圆锥滚子轴承计算公式有：Fd=巳=181433.33N=53362.74N。2Y21.7所以，轴向载荷 Fa=Fa1+Fd=(8057.53+53362.74)N=61420.27N。一因为L=614227=0.38Ae=0.35,所以由文献8得X=0.4,Y=1.7。Fr181433.33 所以 P=fp(XFr+YFa)=1.3M(0.4M181433.33+1.7M61420.27)N=230084.13N。验算轴承寿命：101090 父 103冶,230084.13J由于 Lh。=

54、M105h,因破碎机的冲击力较大，必须选择较大寿命的轴承。因为 LhLh所以此轴承合格。Lh1061C-60nPj10660295=10088.49h4.6键的强度校核4.6.1传动轴上键的强度计算键是一种标准件，通常用来实现轴与轮毂之间的周向固定以传递转矩，实现轴上零件的轴向固定或者轴向滑动的导向。本设计中键主要应用于轴向固定和传递转矩。1、选取破碎机轴上键的类型和尺寸键连接轴与锥齿轮，根据其连接的特点、使用要求和工作条件，采用普通平键联接。由于齿轮不在轴端，所以选用圆头普通平键（A 型）。根据 d=160mm 由文献2,6-1,可知，键的截面尺寸：宽度 b=40mm 高度 h=22mm 由

55、轮毂宽度并参考键的长度系列，取键长 L=210mm2、主轴上键联接的强度计算键、轴和轮毂的材料都是钢，由文献2,6-2,可知：许用挤压应 11PL100i20MPa 取其平均值,p=110MPa键的工作长度l=L-b=210-10=170mm,键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=0.522=11mm由文献2,6-1,可知：由上可知，二p|.pMPa因此，键联接安全。4.6.2主轴上键的强度计算1、选取主轴上键的类型和尺寸破碎机传动中滚筒与传动轴连接之间的键，根据其连接的特点点、使用要求和工作条件，采用普通平键联接。由于齿轮不在轴端，所以选用圆头普通楔键（A 型）。根据 d=240mm 由文献2

56、,6-1,可知，键的截面尺寸：宽度 b=50mm 高度 h=28mm 由轮毂宽度并参考键的长度系列，取键长 L=530mm.2、主轴上键联接的强度计算键、轴和轮毂的材料都是钢，由文献2,6-2,可知:2Tkld211.1210611170160=74.33MPa许:p=110120MPa 取其平均值;p=110MPa键的工作长度l=Lb=53050=480mm,键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=0.5x28=14mm。由文献2,6-1,可知：2TP工kld由上可知，：r一二p=110MPa,因此，键联接安全。227.67106=31.08MPa145302405PX1200/250旋回破碎机

57、的环保、可靠性与经济性分析5.1设备的环保措施随着工业的迅猛发展，电力、化工、电力和机械等重工业经济的快速发展对石油、天然气等能源需求的增加，使得环保问题渐渐变得日益突出，甚至威胁人民的安全和身心健康，这导致人们对环境更加关注。绿色产品是一个综合考虑环境和能源耗费的生产方式。最终的目的是在产品的全过程之中。降低对环境的影响，提高资源利用率，将企业的经济利益与人民利益最优化。当今的产品不仅要求能够改善人们的生活水平，而且还要满足环保的需求。破碎工作是现代社会经济快速发展的重要一环。在金属与非金属以及矿物原料的加工过程中，破碎要耗费大量的能量，而且还是一个效率低下的活。在物料的破碎过程中，通常伴随

58、着摩擦、振动、发热及噪声现象，从而使能源大量耗费。进而多年以来，业内人士一直从事使它高效率、节能环保地完成破碎与磨碎工艺。PX1200/250 旋回破碎机采用电机驱动，降低工业污染，并且降低工作人员的工作量，使事故发生率大大减少。因为旋回破碎机进行连续破碎工作，同其它类型的破碎机比较，有生产能力大，工作平稳，单位时间内破碎矿石的消耗低，并且产品的粒度非常均匀。5.2设备的可靠性5.2.1 可靠性的计算机械设备的可靠性由使用寿命规定，即平均寿命。工作时间随机变量的期望。t=R(tdt(5-1)式中：t平均寿命Rt可靠性函数，机械设备是可修复系统，即在一次年修的平均工作时间，Rt=一,吊数t=fedt(5-2)式中：设备的失效率，取九=2.20 x10工-1.t=3=454.5h2.2010-若一次年修期间，预计维修 24 次，寿命t=24x454.5=10908h5.2.2机械设备的有效度设备从开始工作到故障发生是可靠性的问题，从发生故障到维修时维修性问题，把这两种阶段综合起来评价设备称作机械设备的有效度。设备有效度实质是年修期间的有效度，即设备在工作运行时间的有效利用，最终可以统计为有效利用率。M一A=MTBF100：（5-3）MTBFMTTR式中：MTBF平均故障间隔期、平均工作时间，MTTR平均维修时间,设备工作时间 1400h,可能发生 10 次故障，每次处理故