【文章內(nèi)容簡(jiǎn)介】 （）式中 ——破碎錐的質(zhì)量； ——破碎錐的質(zhì)心到破碎機(jī)中心線的距離。破碎錐的慣性力作用線到固定點(diǎn)o的距離為： （） 通過公式初步估算一下： m慣性力位于水平方向，不通過破碎錐的質(zhì)心。由于偏心軸套的質(zhì)心不在其回轉(zhuǎn)軸線上，因此，它在旋轉(zhuǎn)中也產(chǎn)生慣性力，其值等于偏心軸套內(nèi)錐孔所包容的質(zhì)量，以相同的角速度繞同一軸線旋轉(zhuǎn)時(shí)產(chǎn)生的慣性力，但方向相反。慣性力的大小和作用點(diǎn)的位置可用積分方法確定： （） （） 式中 ——偏心孔體的微分慣性力； ——偏心孔體的微分體積； ——偏心軸套的比重； ——的重心到回轉(zhuǎn)軸線的距離； 偏心軸套的慣性力 ——從偏心軸套的上平面到作用線的距離； 偏心軸套的慣性力 ——從偏心軸套的上平面到的合力作用線的距離。根據(jù)圖可以寫出： 將、和值代入公式和公式中，積分得： （） （） N m圓錐破碎機(jī)動(dòng)錐的運(yùn)動(dòng)是由電動(dòng)機(jī)經(jīng)傳動(dòng)軸、小傘齒輪、大傘齒輪（與偏心軸套固聯(lián)在一起）驅(qū)動(dòng)主軸，使動(dòng)錐軸線以O(shè)為頂點(diǎn)，繞破碎機(jī)中心線作錐面運(yùn)動(dòng)。同時(shí)，動(dòng)錐還繞本身軸線自轉(zhuǎn)。這樣的運(yùn)動(dòng)叫旋回運(yùn)動(dòng)。所以，圓錐破碎機(jī)又稱為旋回破碎機(jī)。① 偏心部分的運(yùn)動(dòng)狀態(tài) 動(dòng)錐上的作用力 所謂偏向部分的運(yùn)動(dòng)狀態(tài)是指：孔載荷有載時(shí)注重在錐襯套里和偏心軸套在直襯套支靠在哪一邊的問題。破碎機(jī)偏心部件的運(yùn)動(dòng)狀態(tài)是由作用力大小、方向和著力點(diǎn)所決定。為了找到偏心部分的運(yùn)動(dòng)狀態(tài)，就必須求出動(dòng)錐對(duì)O點(diǎn)的力矩方程。空載時(shí)，作用在動(dòng)錐上的力有：錐的自重G，動(dòng)錐的慣性力，平衡重的慣性力，偏心軸套的慣性力和其它作用力。為了簡(jiǎn)化，動(dòng)錐自重G和其它作用力可省略不計(jì)，求得對(duì)球面中心點(diǎn)O的力矩方程式為： 圓錐破碎機(jī)的主軸和偏心軸套支靠在哪一邊，根據(jù)上公式可有三種情況：1) 當(dāng)時(shí)，也就是沒有平衡重或平衡重較小時(shí)，破碎機(jī)主軸和偏心軸套的薄邊靠在直襯套的左側(cè)。2) 當(dāng)時(shí)，也就是有平衡重并平衡重較大時(shí)，破碎機(jī)主軸靠在偏心軸套的薄邊，而偏心軸套靠在直襯套的右邊。3) 當(dāng)時(shí)，也就是使動(dòng)錐慣性力完全平衡，實(shí)際上這是不可能的。當(dāng)破碎機(jī)又載時(shí)，不管哪種情況在破碎力的作用下，動(dòng)錐主軸俄偏心軸套都靠在直襯套的右側(cè)。 (a) (b) (c) 破碎機(jī)偏心部件的運(yùn)動(dòng)狀態(tài) 破碎機(jī)由空載轉(zhuǎn)到有載由于有間隙的存在，必然產(chǎn)生沖擊。由于第二種偏心部件運(yùn)動(dòng)狀態(tài)，它的沖程（間隙）較第一種偏心部件運(yùn)動(dòng)狀態(tài)的笑，所以產(chǎn)生沖擊載荷較??；產(chǎn)品粒度也較整齊和比較小，但直襯套受力較大。選礦廠細(xì)碎圓錐破碎機(jī)，力求有較小的排礦口，能得到更小的粒度的產(chǎn)品。因此細(xì)碎破碎機(jī)必須采用第二種偏心部件的運(yùn)動(dòng)狀態(tài)，也就是在偏心軸套的大傘齒輪上方裝有平衡重并使，從而又能減弱慣性力和慣性立即對(duì)機(jī)場(chǎng)的振動(dòng)和對(duì)機(jī)器運(yùn)轉(zhuǎn)的有害作用，達(dá)到破碎機(jī)平衡的目的。我所設(shè)計(jì)的2100標(biāo)準(zhǔn)圓錐破碎機(jī)的偏心部分就是這種運(yùn)動(dòng)狀態(tài)的，即空載時(shí)，主軸靠在偏心軸套的薄邊，偏心軸套用厚邊壓在直襯套上；有載時(shí)，主軸靠在偏心軸套的厚邊而偏心軸套還是用厚邊壓在直襯套上。②大傘齒輪的運(yùn)動(dòng)狀態(tài)圓錐破碎機(jī)運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)，由于偏心軸套與直襯套與直襯套中間有較大的間隙而且偏心軸套的厚邊總是壓向直襯套，所以大傘齒輪不是繞它本身的中心線OO旋轉(zhuǎn)而是直襯套間隙2C之半為半徑繞破碎機(jī)中心線作圓周運(yùn)動(dòng)。一對(duì)傘齒輪正常嚙合時(shí)，必須是兩錐頂交于一點(diǎn)并且節(jié)線相重合。大傘齒輪這種特殊的運(yùn)動(dòng)狀態(tài)，不可避免的破壞了一對(duì)傘齒輪的正確嚙合條件。因此，在破碎機(jī)正常工作中，在齒輪和傳動(dòng)軸上產(chǎn)生很大的沖擊載荷和在齒面上產(chǎn)生附加的磨損。所以，這種破碎機(jī)傘齒輪磨損特別嚴(yán)重，壽命很短。③偏心部分的間隙所謂偏心部件的間隙是指直襯套與偏心軸套，主軸與錐襯套之間的間隙。 大傘齒輪的運(yùn)動(dòng)狀態(tài) 1—直襯套2—偏心軸套3—大傘齒輪為了使破碎機(jī)運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)，在各摩擦表面形成可靠的潤滑油膜，為了補(bǔ)償偏心部件制造和裝配的誤差以及為了防止偏心部件熱膨脹和變形卡住，偏向部件各摩擦表面之間必須留有合適的間隙。間隙太小容易發(fā)熱產(chǎn)生抱軸現(xiàn)象；間隙太大降低機(jī)器使用壽命和產(chǎn)生沖擊與振動(dòng)。 4 電動(dòng)機(jī)的選擇及軸的計(jì)算根據(jù)工作要求及工作條件，選用破碎機(jī)專用電動(dòng)機(jī)，又根據(jù)式（39）選擇JSQ141010型電動(dòng)機(jī)，額定功率P0=200kw,同步轉(zhuǎn)速n0=590r/min.根據(jù)2100標(biāo)準(zhǔn)圓錐破碎機(jī)的實(shí)際工作的空偏心軸轉(zhuǎn)數(shù)nw=243r/min,得： （）0軸（電動(dòng)機(jī)軸）： KW （） r/min （） Nmm （）1軸（小齒輪軸）： KW （） r/min （） Nmm （）2軸（筒體） KW （） r/min （） Nmm （）1初步計(jì)算（1）材料選擇由文獻(xiàn)[1]表可知，選擇小齒輪的材料為40Cr(調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS， 大齒輪的材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS.選齒輪精度為7級(jí)。（2）節(jié)錐角的計(jì)算 （） （） （）由文獻(xiàn)[2]表可知， （）式中，齒頂高系數(shù)。取小齒輪齒數(shù)， （） 取大齒輪齒數(shù)。（3）根據(jù)工作條件的要求，大端模數(shù)為 mm （）（4）齒輪分度圓的直徑 mm （） mm （）（5）錐距 mm （） （6）齒輪齒頂、齒根圓直徑由文獻(xiàn)[3]表可知， 齒頂高 mm （） 齒頂圓直徑 mm （） mm （） 齒根高 mm （） 齒輪基圓直徑 mm （） mm （）（7）齒寬由文獻(xiàn)[2]表可知， mm （）（8）節(jié)圓周速度 m/s （）（Ⅰ）校核齒面接觸疲勞強(qiáng)度（1）接觸應(yīng)力的計(jì)算由文獻(xiàn)[4]表可知，齒面接觸應(yīng)力計(jì)算公式，即 （） 確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值① 計(jì)算載荷系數(shù)電動(dòng)機(jī)驅(qū)動(dòng)，載荷平穩(wěn)，由文獻(xiàn)[4]表可知，取平均分度圓直徑 mm平均分度圓圓周速度 m/s由文獻(xiàn)[4] 圖（a）可知，按，得；由文獻(xiàn)[4] 圖（b）可知，按，齒輪懸臂布置，；由文獻(xiàn)[4]表可知，； ② 由文獻(xiàn)[1]表可知，彈性系數(shù)；③ 節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù) 計(jì)算得， MPa（2） 接觸疲勞強(qiáng)度的許用應(yīng)力由文獻(xiàn)[4] 表可知，許用接觸應(yīng)力計(jì)算公式，即 （）確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值 ①小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限MPa ②最小安全系數(shù) ③由文獻(xiàn)[1，1013]可知，計(jì)算應(yīng)力循環(huán)系數(shù) 由文獻(xiàn)[1] 圖1019可知，查得接觸疲勞壽命系數(shù) ， ④尺寸系數(shù) ⑤工作硬化系數(shù)，按 ⑥潤滑油膜影響系數(shù)，計(jì)算得， MPa（3）由于MPaMPa，故安全。（Ⅱ）校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度（1）齒根應(yīng)力的計(jì)算由文獻(xiàn)[4]表可知，彎曲應(yīng)力計(jì)算公式，即 （）確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值① 由文獻(xiàn)[1]表可知， ， ② 由文獻(xiàn)[1]表可知， ， 計(jì)算得， MPa（2）彎曲強(qiáng)度的齒根許用應(yīng)力 由文獻(xiàn)[4]表可知，齒根許用應(yīng)力計(jì)算公式，即 （）確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值 ①彎曲疲勞極限MPa③ 齒輪的應(yīng)力修正系數(shù)④ 彎曲強(qiáng)度的最小安全系數(shù)⑤ 彎曲疲勞壽命系數(shù) ， ④彎曲疲勞的尺寸系數(shù)計(jì)算得， （3）由于MPaMpa，故安全。（1）初步確定軸的直徑 mm （）根據(jù)工作條件，取mm（2）傳動(dòng)軸受力分析 N （） N （） N （） 傳動(dòng)軸的受力簡(jiǎn)圖（3）繪制傳動(dòng)軸的受力簡(jiǎn)圖，如圖所示，求支座反力①垂直面支反力：由，得： （） N由，得： N （）②水平面支反力：由，得： （） N由，得： N （） （4）作彎矩圖：①垂直面彎矩圖：C點(diǎn) Nmm （）②水平面彎矩圖：C點(diǎn) Nmm （）③合成彎矩圖：C點(diǎn) Nmm （） （5）作轉(zhuǎn)矩T圖： Nmm （6）校核軸的強(qiáng)度：按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險(xiǎn)截面C）的強(qiáng)度。由文獻(xiàn)[1，155]可知，取，軸的計(jì)算應(yīng)力 MPa （）選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由文獻(xiàn)[1]表可知，MPa。因此，故安全。（7）精確校核軸的疲勞強(qiáng)度①判斷危險(xiǎn)截面從應(yīng)力集中對(duì)軸的疲勞強(qiáng)度的影響來看，截面IV和V引起的應(yīng)力集中最嚴(yán)重，而V受的彎矩較大；從受載的情況來看，截面C的應(yīng)力最大，但應(yīng)力集中不大，故C面不用校核。只需校核截面V。②截面V左側(cè)抗彎截面系數(shù) mm （）抗扭截面系數(shù) mm