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畢 業(yè) 設 計（說明書）
2012 屆
題 目 圓錐式破碎機設計
專 業(yè) 機械設計制造及其自動化
學生姓名 ╳╳╳
學 號 ╳╳╳
指導教師 ╳╳╳
論文字數(shù) ╳╳╳
完成日期 2012年12月
湖 州 師 范 學 院 教 務 處 印 制
摘 要
破碎是一種使大塊物料變成小塊物料的過程。這個過程是用外力（人力、機械力，電力、化學能、原子能或其它方法等）施加于被破碎的物料上，克服物料分子間的內聚力，使大塊物料分裂成若干小塊。礦石是脆性材料，它在很小的變形下就發(fā)生毀壞。
圓錐式破碎機是在的作用下對物料進行劈碎，破碎后的物料直接排出，因此破碎粒度比較均勻。本文主要是對圓錐式破碎機進行機械結構設計和分析。
關鍵詞：圓錐式破碎機，破碎機設計，破碎，帶傳動
III
Abstract
Broken is a type of large material into small pieces of material process. This process is to use external force ( human, mechanical, electric power, chemical energy, atomic energy or other methods) is applied to the broken material material, overcome intermolecular cohesive force, so that the bulk material is split into a number of small. The ore is a brittle material, it is in a very small deformation destruction occurs.
Cone crusher teeth in the role of material breaking, the crushed material is discharged directly, thus crushing granularity uniformity. This paper is mainly on the cone crusher machine structure design and analysis.
Key words: cone crusher, crusher, crushing, belt drive
目 錄
摘 要 I
Abstract II
目 錄 III
第1章 緒論 1
1.1研究的目的和意義 1
1.2 破碎機的分類及工作原理詳解 1
1.3 工作原理 4
1.4 發(fā)展歷史 5
1.5 國內圓錐式破碎機的主要廠家 5
1.6 國外圓錐式破碎機的主要廠家 7
1.7 圓錐式破碎機的發(fā)展現(xiàn)狀及趨勢 7
第2章 破碎機的工作原理和構造 11
2.1 圓錐破碎機的類型 11
2.2 結構特點 12
第3章 破碎機主要參數(shù)的設計 17
3.1破碎機主要執(zhí)行機構參數(shù)的計算 17
3.2嚙角的確定 17
3.3給礦粒度和轉子直徑 17
第4章 破碎機的傳動設計選擇 18
4.1 生產能力 18
4.2 電動機功率 19
4.3 錐齒輪的主要參數(shù)選擇 20
4.4錐齒輪的材料 25
4.5 錐齒輪的強度計算 26
4.5.1 單位齒長圓周力 26
4.5.2 齒輪彎曲強度 26
4.5.3 輪齒接觸強度 27
4.6 軸的材料和熱處理方式的分析 28
4.7 軸的結構設計 28
4.8軸上零件的周向定位 29
4.9軸的校核 29
4.10軸的結構圖 32
4.11 鍵聯(lián)接設計 32
4.12 滾動軸承設計 33
4.13 密封和潤滑的設計 34
結束語 35
參考文獻 36
致謝 37
圓錐式破碎機設計
第1章 緒論
1.1研究的目的和意義
隨著我國國民經濟的快速發(fā)展，礦產資源的綜合利用技術與其產業(yè)迅猛前進，到1999年我國已建成10 879座國有大中型礦山和227 854個鄉(xiāng)鎮(zhèn)集體企業(yè)，全國礦石采掘總量超過50億噸，礦業(yè)總產值為4 000億元。
物料的破碎是許多行業(yè)(如冶金、礦山、建材、化工、陶瓷筑路等)產品生產中不可缺少的工藝過程。由于物料的物理性質和結構差異很大,為適應各種物料的要求,破碎機的品種也是五花八門的。就金屬礦選礦而言,破碎是選礦廠的首道工序,為了分離有用礦物,不但分為粗碎、中碎、細碎,而且還要磨礦。因為破碎是選礦廠的耗能大戶(約占全廠耗電的50%),為了節(jié)能和提高生產效率,所以提出了“多碎少磨”的技術原則。這使破碎機向細碎、粉碎和高效節(jié)能方向發(fā)展。
另外隨著工業(yè)自動化的發(fā)展,破碎機也向自動化方向邁進(如國外產品已實現(xiàn)機電液一體化、連續(xù)檢測,并自動調節(jié)給料速率、排礦口尺寸及破碎力等)。隨著開采規(guī)模的擴大,破碎機也在向大型化發(fā)展,如粗碎圓錐式破碎機的處理能力已達6000th。至于新原理和新方式的破碎(如電、熱破碎)尚在研究試驗中,暫時還不能用于生產。對粗碎而言,目前還沒有研制出更新的設備以取代傳統(tǒng)的顎式破碎機和旋回式破碎機,主要是利用現(xiàn)代技術,予以改進、完善和提高耐磨性,達到節(jié)能、高效、長壽的目的。細碎方面新機型更多些?？偟膩砜?值得提出的有:顎式破碎機、圓錐破碎機、沖擊式破碎機和輥壓機。而應用最廣泛的就是鄂式破碎機。
1.2 破碎機的分類及工作原理詳解
專業(yè)的礦山機械行業(yè)用的碎石機可分為：鄂式破碎機，錘式破碎機，復合式破碎機，破碎機，沖擊式破碎機，石頭破碎機，反擊式破碎機等。
1、鄂式破碎機：顎式破碎機具有破碎比大、產品粒度均勻、結構簡單、工作可靠、維修簡便、運營費用經濟等特點。
2、錘式破碎機：（環(huán)錘式破碎機）簡稱：錘破，主要適用于破碎各種脆性材料的礦物。被破碎物料為煤、鹽、白亞、石膏、明礬、磚、瓦、石灰石等。
3、反擊式破碎機：簡稱反擊破，適用于破碎中硬物料，如水泥廠的石灰石破碎，具有生產能力大，出料粒度小的優(yōu)點。
4、復合式破碎機：簡稱（復合破）適用于建材、礦業(yè)、冶金、化工工業(yè)破碎石灰石、熟料、煤及其它礦石。特點：生產能力大；破碎比高，能耗低；密封性好，運轉平穩(wěn)；維護方便。
5、破碎機：對輥破碎機（破碎機,對破碎機）供選礦、化學、水泥、建筑材料等工業(yè)部門中碎和細碎各種中等硬度以下的礦石和巖石之用。
6、沖擊式破碎機：又稱制砂機，廣泛適用于各種巖石、磨料、耐火材料、水泥熟料、石英石、鐵礦石、混凝土骨料等多種硬、脆物料的中碎、細碎（制砂粒）。HX系列沖擊式破碎機（制砂機）對建筑用砂、筑路用砂石優(yōu)為適宜。
7、破碎塊料所用的方法？
破碎塊料所用的方法（見圖）有：
①壓碎。將塊料置于兩個平面之間,施加壓力,塊料因應力超過其抗壓強度而破碎。此法適用于破碎堅硬的物料。
②劈裂。塊料受帶有尖棱的工作面的擠壓，因擠壓力作用面上的拉應力超過大塊物料抗拉強度而被劈裂。脆性物料的抗拉強度比抗壓強度小得多，故宜采用劈裂。
③折斷。使塊料受到彎曲，因彎曲應力超過物料的抗彎強度而破碎。在多數(shù)情況下，塊料的破碎是上述各種方法綜合作用的結果，僅有主次之分。在生產中可根據(jù)物料的性質（主要是硬度及韌度）來選擇破碎的方法。
9、破碎過程的能耗分析
破碎過程消耗大量的機械能。
大部分能量消耗在物料的變形和裂縫的形成，僅一小部分用于形成固體自由表面。1867年，雷廷格爾 (P.R.vonRittinger)提出“面積說”，認為：“破碎過程的功耗與破碎過程中物料新生成的表面積成正比。”1874年基爾皮喬夫 (В.Л.кирпичёв)、1885年基克（F.Kick）提出“體積說”，認為“破碎時的功耗與被破碎物料的體積或重量成正比”,適用于粗碎作業(yè)。1950年邦德(F.C.Bond)和王仁東提出了“裂縫說”,認為：“破碎過程功耗與物料在破碎過程中所形成的裂縫長度成正比”，成為現(xiàn)在廣泛應用的破碎“第三理論”，適用于中、細碎作業(yè)。
礦石和物料的破碎難易度,取決于其物理-機械性質和本身的裂隙。通常以可碎性表示。方法有二：
① 可碎性系數(shù)法 同一破碎機在同樣條件下破碎不同礦石時處理能力之比。可碎性系數(shù)為破碎機在同樣條件下破碎待定礦石的處理能力和破碎機破碎中硬礦石的處理能力的比值,通常以石灰石作為標準中硬礦石,其可碎性系數(shù)為1。
② 功指數(shù)法 用雙擺錘式沖擊試驗機測定礦石或物料的沖擊破碎功指數(shù)，并用功指數(shù)大小表示其可碎性。
破碎機的效率通常用比功耗表示，即破碎一噸礦石功耗的大小(kW·h)。把粒度上限為900～1200mm顆粒群破碎到粒度上限為25mm顆粒群的比功耗約為1.5～3kW·h。通常選礦廠破碎作業(yè) (包括篩分和運輸)的能量消耗約占選礦廠總能量消耗的10％左右。
輸入破碎機的能量消耗于發(fā)生聲、熱、破碎機零件和部件的磨損、機械傳動系統(tǒng)的摩擦損失、電氣損失和使礦石產生微裂縫及形成新表面等方面。除最后兩項為有用功外，其他都屬于能量的無益損耗。60年代中期以來正研究新的破碎方法，如熱電、激光、高速氣流、減壓等。
1.3 工作原理
圓錐式破碎機的生產至今已有百年的歷史,由于其生產能力要比鄂式破碎機高3~4倍,所以是大型礦山和其他工業(yè)部門粗碎各種堅硬物料的典型設備。相對顎式破碎機而言,圓錐式破碎機的優(yōu)點是:破碎過程是沿著圓環(huán)形的破碎腔連續(xù)進行的,因此生產能力較大,單位電耗較低,工作較平穩(wěn),適于破碎片狀物料,破碎產品的力度比較均勻[2],可廣泛用于粗碎、中碎各種硬度的礦石。但是其缺點在于:結構復雜,價格較高;檢修比較困難,修理費用較高;機身較高,使廠房、基礎建設的費用增加。
圓錐式破碎機主要是由機架、活動圓錐、固定圓錐、主軸、大小傘輪和偏心套筒等組成[1]。其工作原理(如圖1所示)是利用破碎錐在殼體內錐腔中的旋回運動,對物料產生擠壓、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梁中部的襯套內,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,故工作效率高于顎式破碎機。圓錐式破碎機的規(guī)格各國的表示方式都不一樣,我國則是以給料口寬度/排料口寬度表示。
圖1 圓錐式破碎機的工作原理圖
1.4 發(fā)展歷史
圓錐式破碎機在破碎機家族處于顯赫地位,也是出現(xiàn)較早的粗碎設備。第一個圓錐式破碎機專利由美國人CharlesBrown申請于1878年,1881年美國蓋茨鐵工廠制成第一臺圓錐式破碎機。1953年美國Allis-Chalmers公司推出液壓圓錐式破碎機。70年代末期,美國Rex-nord公司推出超重型圓錐式破碎機。80年代,瑞典Mor-gards hammer公司推出新型頂部單缸液壓圓錐式破碎機。從20世紀50年代開始,我國仿制和自行設計了一些規(guī)格的圓錐式破碎機,但其生產使用效果卻很不理想。直到20世紀70年代末期,我國圓錐式破碎機的設計水平才接近了國際上70年代先進水平。但是,近10多年來,我國圓錐式破碎機的產銷量很少,發(fā)展較慢,與國外的品牌存在著不小的差距。
1.5 國內圓錐式破碎機的主要廠家
沈陽北方重工集團(以下稱沈重)是我國圓錐式破碎機的主要生產廠家,該集團于一九八六年從美國富樂公司(FULLER)引進了TRAYLOR圓錐式破碎機的設計制造技術,其中包括54-74、54-84、60-89、60-110和72-93英寸五個規(guī)格,主要作為大型露天礦山和選礦廠的粗碎設備。相關數(shù)據(jù)見表2-1及2-2。
型號規(guī)格
給料口尺寸/mm
排料口尺寸/mm
最大給料尺寸/mm
生產能力①/(t/h)
主電動機
型號
功率/kw
轉速/(r/min)
電壓/V
PXF5475
1372
152
1150
1740
YR400-12/1180
400
490
6000
PXF5484
1372
203
1150
2500
YR500-12/1180
500
490
6000
PXF6089
1524
178
1300
3000
YR118/46-12
500
490
6000
PXF60110
1524
178
1300
4000
YR400-12
355*2
490
6000
PXF7293
1829
178
1550
2620
YR500-12/1730
500
295
6000
表2-1 PXF型圓錐式破碎機技術性能和參數(shù)*
*沈重提供
①生產能力以礦石松散密度1. 6t/m3為依據(jù)。
型號規(guī)格
機器總重/t
主要部件重量/kg
傳動部
下機架部
下機架護板部
偏心套部
破碎圓錐部
中機架部
上機架部
中機架襯板部
橫梁部
PXF5475
247
2980
36890
6720
7400
46590
25341
45260
24260
25830
PXF5484
300
3490
45760
12000
9965
54690
42000
60250
22215
30960
PXF6089
369
4720
53430
9790
12020
72550
49770
72350
30090
40040
PXF60110
593
9200
122370
15250
23010
123365
65640
102000
43930
49000
PXF7293
485
6590
74800
11938
7795
94900
32465
123670
50000
46010
表2-2 PXF型圓錐式破碎機主要零部件重量(沈重)
1.6 國外圓錐式破碎機的主要廠家
國外的圓錐式破碎機著名廠家主要有美卓礦機、斯維達拉公司、山特維克以及富勒史密斯等。以美卓礦機為例,其旗下的SUPERIOR圓錐式破碎機是礦山和石料行業(yè)全球公認技術領先的圓錐式破碎機著名品牌。該公司最早生產的圓錐式破碎機品牌是1878年的CRUSHER SUPERIORITY,而目前的版本已經是SUPERIORMKⅡ。相關性能見表3-1。
規(guī)格型號
生產能力/(t/h)
主電動機
功率/kw
轉速/(r/min)
42-65
1635-2320
375
600
54-75
2555-3385
450
600
60-89
4100-5550
600
600
60-110
5575-7605
750
514
表3-1 SUPERIORMKⅡGYRATORY
1.7 圓錐式破碎機的發(fā)展現(xiàn)狀及趨勢
液壓式圓錐式破碎機的構造與工作原理該機的破碎原理與機械式相同,構造也基本相似,所不同的是在破碎機底座最下部安裝了一套液壓裝置,液壓缸的柱塞上放有摩擦盤,其上支承著動錐主軸。因此,動錐部的自重和破碎礦石時的破碎力的垂直分力均由液壓缸承擔,而橫梁不再承受垂直分力,其主軸在懸掛部分也改為光軸。
兩種圓錐式破碎機在使用中的優(yōu)缺點分析
(1)排料口調整方式的對比分析
機械式圓錐式破碎機排料口調節(jié)裝置在懸掛部(見圖2), 調整時先取下橫梁上的帽蓋,再利用天車通過安裝在主軸頂部的吊環(huán)吊起動錐,然后將壓套與錐形開縫螺母分開,放松開縫螺母,取出楔鍵,此時開縫螺母可以擰動,向下擰開縫螺母至合適位置。一般首先計算上下調整量,調整后放下動錐,然后測量下部的排礦口,若不合適,則可重復調整開縫螺母直至達到所需排礦口為止。最后,打入楔鍵,放下動錐,裝好帽蓋。完成這樣的調整過程,正常情況下需16人工作8 h,并且需要天車配合。
液壓式圓錐式破碎機的排料口調節(jié)裝置是液壓系統(tǒng)。調整時,開啟液壓油泵,打開液壓缸給油閥門向液壓缸供油,在油壓的作用下,液壓缸柱塞推動其主軸上移,動錐隨主軸運動,當達到合適位置時,關閉進油閥門,測量排礦口寬度,若不合適,繼續(xù)上述調整過程達到要求為止,最后關上供油閥,停供油泵,完成此過程僅需工人工作10 min,且無需其它輔助設備。比較以上2種排料口的調整過程,可以看出液壓式調整排料口具有以下優(yōu)點:①省時、省力、省物;②不影響生產,可以隨時調整;③既保證了產品粒度,又有利于襯板的合理磨損;④動錐可連續(xù)調整,而機械式圓錐式破碎機動錐調整高度為其上部螺紋螺距的整數(shù)倍,因而是不連續(xù)的。
(2)對過鐵及其它非破碎物料的處理方式的對比
當破碎機過鐵卡在破碎腔下不能排出時,將造成破碎機停止運轉,此時的破碎腔內充滿了礦石。對于機械式破碎機來說,處理方法一般是先清理破碎腔中的礦石,露出卡鐵,用氣割的方法,將其割成小塊,然后取出。完成此過程所需時間較長,在實際生產中曾經出現(xiàn)過連續(xù)2天割鐵的情況,材料的耗費也很大,由于操作空間小,不但操作困難,且不安全因素較多。
對于液壓式破碎機而言,處理要簡單得多,其過程是放出液壓缸的油使動錐下落,然后再給液壓缸充油使動錐上升,通過充放油使動錐上下移動,即可排出破碎腔中的礦石,排出或取出卡鐵,液壓破碎機完成此過程是非常容易的。
(3)保險裝置的對比
機械式破碎機的保險裝置是裝在帶輪上的保險銷,通過計算確定銷子剪斷面的直徑,當過載時,銷子被剪斷,破碎機與電動機傳動分開,破碎機停止運轉。在實際使用中,此保險裝置極不可靠,且裝配麻煩費時,常出現(xiàn)承載能力低或過載后不斷開的情況,起不到保險作用,曾出現(xiàn)因過載而使聯(lián)軸器斷裂的情況,偏心部分因過載而損壞軸承合金的情況也時有發(fā)生。
液壓式破碎機保險裝置是液壓系統(tǒng)中的蓄能器。當過載時,破碎力急劇上升,引起液壓系統(tǒng)油壓升高,當壓力高過蓄能器里的氮氣壓力時,氮氣被壓縮,液壓油通過單向節(jié)流閥進入蓄能器,同時,液壓缸中油量減少,活塞下落,動錐隨之下落,排料口增大,排出造成過載的非破碎物,從而減載,動錐在油壓作用下又復位。若非破碎物過大而未能排出時,則破碎力進一步增大,油壓繼續(xù)升高,蓄能器中氮氣繼續(xù)被壓縮,動錐下降,當液壓系統(tǒng)的壓力升高到調定值時,電觸點壓力表作用,引起主電機跳閘停止運轉。由此可見,液壓式保險裝置比較可靠,且降低了過載對機件的損壞程度。
(4)主要承載形式的對比分析
機械式圓錐式破碎機破碎力的垂直分力主要通過懸掛裝置由橫梁承受,在實際使用過程中,該臺機械式圓錐式破碎機的橫梁多次出現(xiàn)裂縫,有時達280mm以上,修復較困難且修復效果不好,使用時間較短,由此可見,機械式圓錐式破碎機橫梁部分承受的載荷較大。而液壓式圓錐式破碎機破碎力的垂直分力作用在液壓缸上,在很大程度上改善了橫梁的受力。液壓式圓錐式破碎機因其承受方式與機械式圓錐式破碎機不同,其懸掛部的結構也得到了簡化(見圖3)。
對比分析,可以看出液壓式圓錐式破碎機與機械式圓錐式破碎機相比具有排礦口調整方便,保險裝置可靠性好,機件承載情況好等優(yōu)點。所以液壓式圓錐式破碎機在技術上較機械式更先進。雖然在實際使用中液壓式圓錐式破碎機的液壓系統(tǒng)也曾出現(xiàn)過各種問題,但經多年使用后,液壓式圓錐式破碎機的優(yōu)越性還是顯而易見的。因此,將機械式圓錐式破碎機改為液壓式圓錐式破碎機在技術上和經濟上都是切實可行的。
第2章 破碎機的工作原理和構造
2.1 圓錐破碎機的類型
結構特點
各部件均用鑄鋼制造，動錐與不動錐的工作面鑲以錳鋼襯板，以保護圓錐不受磨損，襯板磨損后可以更換，更換時，襯板與錐面間灌入熔化的鉛使它們之間緊密粘合。
粗碎圓錐破碎機的缺點是：結構復雜，價格較高，檢修比較困難，修理費用較高，機身較高，使廠方、基礎構筑物的費用增加。
因此粗碎圓錐破碎機宜在生產能力較大的工廠及采掘場中使用，通常用一臺鄂式破碎機能滿足產量要求，則選用鄂式破碎機，除非在需要兩臺鄂式破碎機時，才選用圓錐式破碎機。
中細碎圓錐破碎機用正置的動、定錐構成破碎腔。中細碎圓錐式破碎機根據(jù)破碎腔剖面形狀和平行帶長度不同又可分為標準型（中碎用，其平行帶最短）、中間型（中、細碎均可使用）和短頭型（細碎，其平行帶長）。中細碎的圓錐式破碎機的規(guī)格用動錐底部直徑表示，如PYB600，PYZ600，PYD600，Y—圓錐，B—標準型，Z—中間型，D—短頭型。這三種圓錐破碎機的主要區(qū)別，在于破碎腔剖面形狀和平行帶長度不同，標準型的平行帶最短，短頭型最長，中間型介于兩者之間。除此之外，其余部件的構造完全相同。
對于物料的中碎和細碎而言，圓錐破碎在要求產品力度較小情況下，還能提供很高的生產能力，并能得到較為均勻的產品，在用一臺圓錐破碎機，便能代替兩臺鄂式破碎機，或者省去以后的工序時，選用圓錐破碎機是合理的，特別在能夠滿載運轉的情況下更為有利。
2.2 結構特點
目前，我國使用最為廣泛的圓錐破碎機主要有彈簧保險圓錐破碎機和液壓保險圓錐破碎機兩種類型，下面分別簡介其結構特點。
彈簧保險圓錐破碎機的構造圖1為彈簧保險1750型圓錐破碎機，這是目前我國對堅硬礦石進行中碎或細碎的一種典型設備。其結構和圓錐式破碎機大體相同，但其工作機構、調整裝置、防塵裝置及保險裝置卻有所不同。
(1) 工作機構。由帶錳鋼襯板的破碎錐17和固定錐（即圖中的調整環(huán)10）組成。襯板和錐體之間澆注鋅合金以保證其緊密結合。破碎錐17壓裝在主軸15 上，其下部表面為球面形狀并由球面軸承支承。主軸的下端插入偏心軸套31的錐形孔內，在偏心軸套的錐形孔內裝有青銅或MC-6尼龍等材料制成的襯套。當電 動機通過圓錐輪4、5帶動偏心軸套旋轉時，由球面軸承支承著的主軸以及破碎錐則作旋擺運動，從而達到破碎礦石的目的。
(2) 調整裝置。圓錐破碎機的調整裝置實際上就是固定錐的一部分，由調整環(huán)、支承環(huán)8、鎖緊螺母18、推動液壓缸9、鎖緊液壓缸和活塞19組成。支承環(huán)8 安裝在機架7的上面，并借助于破碎機周圍的拉緊彈簧6與機架貼緊。支承環(huán)8和調整環(huán)的接觸面處均有鋸形螺紋。支承環(huán)8上裝有兩對撥爪和一對推動液壓缸。 鎖緊液壓缸和活塞則裝在支承環(huán)8的上部。鎖緊螺母和調整環(huán)的接觸面處也作成鋸形螺紋。當破碎機正常工作時，鎖緊液壓缸內充滿了壓力油，使鎖緊螺母、支承 環(huán)和調整環(huán)接觸面的鋸形螺紋呈斜面緊密貼合，達到鎖緊的目的。當需調整排料口時，首先將鎖緊液壓缸卸載，使鋸形螺紋放松，然后操縱液壓系統(tǒng)，啟動推動 液壓缸，帶動調整環(huán)作旋轉運動，由于鋸形螺紋的傳動，使得固定錐上升或下降，從而達到調整排料口的目的。
(3)防塵裝置。圓錐破碎機的防塵裝置見圖2所示，由水槽1（圖1中的環(huán)形槽23）、排水槽2、擋圈3、環(huán)形圈4（即圖1中的球形頸圈22)和擋環(huán)5等組 成。水用水泵經進水管送入水槽1，再溢流到排水槽2,經排水管排出。由于環(huán)形圈4的阻擋作用，使灰塵不能進入機器內部而落入水槽1中被循環(huán)水流帶走，從而 起到保護機器傳動部件之目的。
1. 保險裝置。該彈簧保險圓錐破碎機是利用裝在機架周圍的彈簧來作保險裝置的。當破碎機過載時，支承在彈簧上面的支承環(huán)和調整環(huán)就被迫向上抬起而壓縮彈簧，從而排料口尺寸增大，非破碎物即可排出，之后在彈簧力的作用下支承環(huán)和調整環(huán)自動復位，即可重新進行破碎。 顯然，彈簧既是保險裝置，同時在破碎時將產生一定的破碎力，所以，其張緊程度對破碎機的正常運行具有重要影響，因而在擰緊彈簧時，應留有適當?shù)膲嚎s余量。
2.液壓圓錐破碎機的構造上述彈簧圓錐破碎機的排料口調節(jié)裝置雖然采用了液壓操縱，但結構仍為螺紋調節(jié)裝置。因而在工作時，螺紋常被粉塵堵塞，使得調整費 力、費時，而且一定要停車。此外，取出卡在破碎腔內的非破碎物也很不方便。為了克服這些缺點，國內外已大力生產和推廣應用液壓圓錐破碎機，這種圓錐破碎機 不但調整排料口容易方便，而且過載保護的安全性也明顯增高，不失為圓錐破碎機的發(fā)展方向。
我國從20世紀60年代開始研制液壓圓錐破碎機，經過40余年的努力發(fā)展，已經接近國際先進水平。液壓圓錐破碎機按其液壓缸的安裝位置和數(shù)量，一般可分為 頂部單缸、底部單缸和多缸式3種類型。其中多缸液壓圓錐破碎機主要是將彈簧圓錐破碎機的彈簧改為液壓保險缸，將機械鎖緊改為液壓鎖緊，用液壓推動液壓缸調 整替代機械調整。其總體結構仍保持了彈簧圓錐破碎機的特點。但由于液壓缸增多，其主機結構相對復雜化，增加了維修工作量。
我國使用較多的為底部單缸液壓圓錐破碎機，其工作原理和彈簧圓錐破碎機相同，但在結構上取消了彈簧圓錐破碎機的調整環(huán)、支承環(huán)、鎖緊裝置以及球面軸承等零 件。圖3為我國生產的底部單缸液壓圓錐破碎機的構造圖。該破碎機和彈簧圓錐破碎機的結構相類似，不同的是其調整和保險都是由支承在動錐的主軸底部的一個液 壓缸和油壓系統(tǒng)來實現(xiàn)的。通過增加或減少液壓缸中的高壓油量就可使主軸和破碎錐上升或下降，從而達到排料口的調整。其原理見圖4所示。
該破碎機的過載保護則是通過裝有惰性氣體的蓄能器實現(xiàn)的。如圖5所示，蓄能器的氣壓在正常情況下比液壓缸內的油壓稍高些，因而油不能進人蓄能器。一旦過 載，破碎錐受力急增將導致液壓缸內的油壓升高，當油壓升高到超過蓄能器內的氣壓時，油則被壓人蓄能器內，使破碎錐隨之下降，排料口增大，非破碎物排出。當 過載消除后，由于蓄能器的作用，油被重新壓回液壓缸內，破碎錐可恢復到正常位置繼續(xù)工作。此外，我國20世紀90年代初已開始制造旋盤式超細碎破碎機。
第3章 破碎機主要零部件的設計
在水平軸上平行裝置兩對相向回轉的輥子，它是破碎機的主要工作機構。水平軸上平行的一對輥子中，其中一個輥子的軸承是可動的，另一個輥子是固定的，破碎輥是由軸、輪轂和輥皮構成。輥子軸采用鍵與錐形表面的輪轂配合在一起，輥皮固定在輪轂上，借助三塊錐形弧鐵，利用螺栓帽將它們固定在一起的。
3.1破碎機主要執(zhí)行機構參數(shù)的計算
影響破碎機生產能力和電機功率的主要參數(shù)有：嚙角、給礦粒度、輥子轉速。
3.1.1嚙角的確定
礦石中心（為使推倒簡化，假設破碎物料為圓形）與輥子中心（或）的連線與水平線所成的角度，稱為嚙合角。
兩個棍子產生的正壓力F（F=fP）都作用于物料塊上，如圖7所示。如將力P和F分別分解為水平分力和垂直分力，由圖可以看出，只有在下列條件下，物料塊才能被兩個棍子卷入破碎腔：
所以摩擦系數(shù)是摩擦角的正切，所以
（3.1）
由次可見，最大嚙合角應小于或等于摩擦角的兩倍。
當破碎機破碎有用礦物時，一般取摩擦系數(shù)f=0.30～0.35；或摩擦角
16°50′～19°20′，則破碎機最大嚙合角33°40′～38°40′。結合本設計的實際情況，這里我們取摩擦角為，則破碎機最大嚙角
3.1.2給礦粒度和轉子直徑
當排礦口寬度e一定時，嚙角的大小決定與輥子直徑D和給礦粒度d的比值。下面研究一下當物料塊可能被帶入破碎腔時，輥子直徑和給礦粒度間的關系。
圖 9 給礦粒度和輥子直徑示意圖
由[6]圖8 的Rt△OAB中可以看出
和D相比e很小，可略而不計，則
（3.2）
當取f=0.325時， =18°，18°=0.951
故
或 （3.3）
2PG—T0604型破碎機的 D=610mm，故mm。
由此可見光面破碎機的輥子直徑應但等于最大給礦粒度的20倍左右，也就是說，這種雙破碎機只能作為礦石的中碎和細碎。
對于潮濕粘性物料，f=0.45，則：
2PG—T0604型破碎機的 D=610mm，故mm。
第4章 破碎機的傳動設計選擇
4.1 生產能力
由破碎機的原理進行計算，理論生產能力與工作時的間距e、輥子圓周速度v以及輥子規(guī)格等因素有關。當速度以v米／秒時，則理論上物料落下的體積為：
(立方米／小時) （3.6）
而物料落下的速度與磙子的圓周速度的關系為：，其中 為輥子每分鐘的轉數(shù)，應此
(立方米／小時)
或 T／h (噸／小時) （3.7）
式中 e───工作時排礦口寬度， 單位米；
L───輥子長度， 單位米；
D───輥子直徑， 單位米；
n───輥子轉數(shù)，轉／分；
μ───物料的松散系數(shù)，中硬礦石，μ=0.20～0.30；潮濕礦石和粘性礦石，μ=0.40～0.60；
δ───物料的容重，噸／立方米。
當破碎機破碎堅硬能夠礦石時，由于壓碎力的影響，兩輥子間隙（排礦口寬度）有時略有增大，實際上可將公式（3.7）增大25%，作為破碎堅硬礦石時的生產能力的近似公式，即：
， 噸／小時 （3.8）
式中，符號的意義和單位同上。
本次設計的破碎機主要用來破碎中硬礦，因此以上參數(shù)可選擇為
e=0.008 m ， L=0.4 m ，D=0.61 m ，n=，μ=0.26 ， δ=2.8
因此由公式3.8有=
4.2 電動機功率
破碎機的功率消耗，通常多用經驗公式 或時間數(shù)據(jù)進行計算。
光面破碎機（處理中硬以上的物料）的需用功率，可用下述經驗公式計算：
，千瓦 (3.9)
式中 Q───生產能力，噸／小時；
e───排礦口寬度，厘米；
n───輥子轉數(shù)，轉／分。
此處的0.735是將公制馬力換為千瓦的折換系數(shù)。
則 千瓦
則查[1]選電機型號為YB225M-8，功率為22KW。
圓錐式破碎機的工作原理與鄂式破碎機有相似之處，即對物料都施以擠壓力，破碎后靠自重卸料。不同之處在于圓錐式破碎機的工作過程是連續(xù)進行的，夾在兩錐之間的物料同時受到彎曲擠壓力和剪切力的磨削作用，故破碎較易進行。因此，其生產能力較鄂式破碎機大，動力消耗低。
4.3 錐齒輪的主要參數(shù)選擇
由電動機驅動，假設工作壽命10年（設每年工作300天），一班制，帶式輸送機工作經常滿載，空載起動，工作有輕震，不反轉。
1、 選定齒輪精度等級、材料及齒數(shù)
1） 圓錐圓柱齒輪減速器為通用減速器，速度不高，故選用7級精度(GB10095-88)
材料選擇 由《機械設計（第八版）》表10-1選擇小齒輪材料為 (調質)，硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調質），硬度為240HBS。
主減速器的傳動比為2.42，初定主動齒輪齒數(shù)z1=113，從動齒輪齒數(shù)z2=273。
2、 按齒面接觸強度設計
由設計計算公式進行試算，即
（1） 確定公式內的各計算數(shù)值
1） 試選載荷系數(shù)
2） 計算小齒輪的轉矩
選齒寬系數(shù)
4）由《機械設計（第八版）》圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限，大齒輪的接觸疲勞強度極限
5）由《機械設計（第八版）》表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)
6） 計算應力循環(huán)次數(shù)
7) 由《機械設計（第八版）》圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)
8) 計算接觸疲勞許用應力
取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，得
（2） 計算
1） 試算小齒輪分度圓直徑，代入中較小的值
2） 計算圓周速度
3） 計算載荷系數(shù)
根據(jù)，7級精度，由《機械設計（第八版）》圖10-8查得動載系數(shù)
直齒輪
由《機械設計（第八版）》表10-2查得使用系數(shù)
根據(jù)大齒輪兩端支撐，小齒輪作懸臂布置，查《機械設計（第八版）》表得軸承系數(shù)，則
接觸強度載荷系數(shù)
4） 按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，得
5） 計算模數(shù)m
取標準值
6） 圓整并確定齒寬
圓整取，
3、 校核齒根彎曲疲勞強度
1） 確定彎曲強度載荷系數(shù)
2） 計算當量齒數(shù)
3） 由《機械設計（第八版）》表10-5查得齒形系數(shù)
應力校正系數(shù)
4） 由《機械設計（第八版）》圖20-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限，大齒輪的彎曲疲勞強度極限
5） 由《機械設計（第八版）》圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)
6） 計算彎曲疲勞許用應力
取彎曲疲勞安全系數(shù)，得
7）校核彎曲強度
根據(jù)彎曲強度條件公式進行校核
滿足彎曲強度，所選參數(shù)合適。
a)主、從動錐齒輪齒數(shù)z1和z2
選擇主、從動錐齒輪齒數(shù)時應考慮如下因素；
為了嚙合平穩(wěn)、噪音小和具有高的疲勞強度，大小齒輪的齒數(shù)和不少于40在轎車主減速器中，小齒輪齒數(shù)不小于9。
查閱資料，經方案論證，主減速器的傳動比為6.33，初定主動齒輪齒數(shù)z1=6，從動齒輪齒數(shù)z2=38。
b）主、從動錐齒輪齒形參數(shù)計算
按照文獻[3]中的設計計算方法進行設計和計算，結果見表3-1。
從動錐齒輪分度圓直徑dm2=14=303.51mm 取dm2=304mm
齒輪端面模數(shù)
表3-1主、從動錐齒輪參數(shù)
參 數(shù)
符 號
主動錐齒輪
從動錐齒輪
分度圓直徑
d=mz
64
304
齒頂高
ha=1.56m-h2;h2=0.27m
6.77
4.42
齒根高
hf=1.733m-ha
4.33
6.68
齒頂圓直徑
da=d+2hacosδ
90
376
齒根圓直徑
df=d-2hfcosδ
60
270
齒頂角
θa
2°41′
3°21′
齒根角
θf=arctan
3°21′
2°41′
分錐角
δ=arctan
14°
76°
頂錐角
δa
15°41′
78°21′
根錐角
δf
11°39′
74°19′
錐距
R=
132
132
分度圓齒厚
S=3.14mz
9
9
齒寬
B=0.155d2
47
47
c）中點螺旋角β
弧齒錐齒輪副的中點螺旋角是相等的。拖拉機主減速器弧齒錐齒輪螺旋角的平均螺旋角一般為35°～40°。拖拉機選用較小的β值以保證較大的εF，使運轉平穩(wěn)，噪音低。取β=35°。
d）法向壓力角α
法向壓力角大一些可以增加輪齒強度，減少齒輪不發(fā)生根切的最少齒數(shù)，也可以使齒輪運轉平穩(wěn)，噪音低。對于拖拉機弧齒錐齒輪，α一般選用20°。
e) 螺旋方向
從錐齒輪錐頂看，齒形從中心線上半部向左傾斜為左旋，向右傾斜為右旋。主、從動錐齒輪的螺旋方向是相反的。螺旋方向與錐齒輪的旋轉方向影響其所受軸向力的方向。當變速器掛前進擋時，應使主動齒輪的軸向力離開錐頂方向，這樣可以使主、從動齒輪有分離趨勢，防止輪齒卡死而損壞。
4.4錐齒輪的材料
驅動橋錐齒輪的工作條件是相當惡劣的，與傳動系其它齒輪相比，具有載荷大、作用時間長、變化多、有沖擊等特點。因此，傳動系中的主減速器齒輪是個薄弱環(huán)節(jié)。主減速器錐齒輪的材料應滿足如下的要求：
a） 具有高的彎曲疲勞強度和表面接觸疲勞強度，齒面高的硬度以保證有高的耐磨性。
b） 齒輪芯部應有適當?shù)捻g性以適應沖擊載荷，避免在沖擊載荷下齒根折斷。
c） 鍛造性能、切削加工性能以及熱處理性能良好，熱處理后變形小或變形規(guī)律易控制。
d） 選擇合金材料是，盡量少用含鎳、鉻呀的材料，而選用含錳、釩、硼、鈦、鉬、硅等元素的合金鋼。
拖拉機主減速器錐齒輪與差速器錐齒輪目前常用滲碳合金鋼制造，主要有20CrMnTi、20MnVB、20MnTiB、22CrNiMo和16SiMn2WMoV。滲碳合金鋼的優(yōu)點是表面可得到含碳量較高的硬化層（一般碳的質量分數(shù)為0.8%～1.2%），具有相當高的耐磨性和抗壓性，而芯部較軟，具有良好的韌性。因此，這類材料的彎曲強度、表面接觸強度和承受沖擊的能力均較好。由于鋼本身有較低的含碳量，使鍛造性能和切削加工性能較好。其主要缺點是熱處理費用較高，表面硬化層以下的基底較軟，在承受很大壓力時可能產生塑性變形，如果滲碳層與芯部的含碳量相差過多，便會引起表面硬化層的剝落。
為改善新齒輪的磨合，防止其在余興初期出現(xiàn)早期的磨損、擦傷、膠合或咬死，錐齒輪在熱處理以及精加工后，作厚度為0.005～0.020mm的磷化處理或鍍銅、鍍錫處理。對齒面進行應力噴丸處理，可提高25%的齒輪壽命。對于滑動速度高的齒輪，可進行滲硫處理以提高耐磨性。
4.5 錐齒輪的強度計算
4.5.1 單位齒長圓周力
按最大轉矩計算時
P= （3-4） 式中：
ig—變速器傳動比，常取一擋傳動比，ig=7.48 ；
D1—主動錐齒輪中點分度圓直徑mm；D=64mm
其它符號同前；
將各參數(shù)代入式（3-4），有：
P=856 N/mm
按照文獻[1],P≤[P]=1429 N/mm，錐齒輪的表面耐磨性滿足要求。
4.5.2 齒輪彎曲強度
錐齒輪輪齒的齒根彎曲應力為：
= （3-5）
式中：
—錐齒輪輪齒的齒根彎曲應力，MPa；
T—齒輪的計算轉矩，Nm；
k0—過載系數(shù)，一般取1；
ks—尺寸系數(shù)，0.682；
km—齒面載荷分配系數(shù)，懸臂式結構，km=1.25；
kv—質量系數(shù)，取1；
b—所計算的齒輪齒面寬；b=47mm
D—所討論齒輪大端分度圓直徑；D=304mm
Jw—齒輪的輪齒彎曲應力綜合系數(shù)，取0.03；
對于主動錐齒輪， T=1516.4 Nm；從動錐齒輪，T=10190Nm；
將各參數(shù)代入式（3-5），有：
主動錐齒輪， =478MPa；
從動錐齒輪， =466MPa；
按照文獻[1], 主從動錐齒輪的≤[]=700MPa，輪齒彎曲強度滿足要求。
4.5.3 輪齒接觸強度
錐齒輪輪齒的齒面接觸應力為：
σj= （3-6）
式中：
σj—錐齒輪輪齒的齒面接觸應力，MPa；
D1—主動錐齒輪大端分度圓直徑，mm；D1=64mm
b—主、從動錐齒輪齒面寬較小值；b=47mm
kf—齒面品質系數(shù)，取1.0；
cp—綜合彈性系數(shù)，取232N1/2/mm；
ks—尺寸系數(shù)，取1.0；
Jj—齒面接觸強度的綜合系數(shù)，取0.01；
Tz—主動錐齒輪計算轉矩；Tz=1516.4N.m
k0、km、kv選擇同式（3-5）
將各參數(shù)代入式 （3-6），有：
σj=2722MPa
按照文獻[1]，σj≤[σj]=2800MPa，輪齒接觸強度滿足要求。
4.6 軸的材料和熱處理方式的分析
選擇軸的理由
選擇軸的材料為45鋼，經調質處理， 其機械性能由[3]表15-1查得：
抗拉強度極限＝650MPa；屈服強度極限=360MPa；彎曲疲勞極限=300MPa；剪切疲勞極限＝155MPa；許用彎曲應力＝60MPa。
3.初算軸的最小軸徑
按式3.16初步確定軸的最小直徑。
（3.16）
由[3]表15，選=120。
kW
則軸的最小直徑為：
mm
軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑，需開鍵槽，故將最小軸徑增5%。
變?yōu)?0.01mm，查[2]表4，取標準直徑110mm。
初選軸承
因軸承主要受有徑向力的作用，以及機械振動可能產生少量軸向力。故選用圓柱滾子軸承。
根據(jù)工作要求及輸入端的直徑(為115mm)，由查軸承選用[2]表4.10-1及表4.10-2選取型號為NNJ3323的滾動軸承，其尺寸（內徑×外徑×寬度）為 d×D×b=115×200×40。
支承下軸的軸承：
根據(jù)工作要求及輸入端的直徑(為130mm)，由軸承產品目錄中選取型號為6226的滾動軸承，其尺寸（內徑×外徑×寬度）為d×D×b=115×200×40。
4.7 軸的結構設計
擬定軸上零件的裝配方案
軸上零件定位、加工要求以及不同的零件裝配方案，參考軸的結構設計的基本要求。
圖13中，從輸入端裝入，輥子、套筒、左端軸承、輪，然后從右端裝入右端軸承，輪。其中兩個輪的軸向定位是由箱體上的軸承座來完成的。
確定軸的各段直徑
由于軸最小直徑為110mm，左端用軸承加套筒定位，右端用軸肩定位。故軸段1的直徑即為110mm。
軸段2的用來安裝軸承，為了保證定位可靠，只要比軸段1增大5～10mm就可以，因此取軸段2為115mm。
同樣，軸段6也是用來安裝軸承的，此處直徑也取115mm。
為了拆裝和制造方便，軸段3選擇為118mm。
軸段4是軸肩，參照 [2]P1073及同類軸設計取為140mm。
為了定位的可靠，軸段7要比軸段6小，因此也取最小直徑為110mm。
確定軸的各段長度
考慮到軸1的長度還要加上箱體的厚度，而且還比輪厚度要長，故該段軸長取為140mm。
軸段2和軸段6的長度要比軸承短1～5mm。且軸承寬為38mm，則這兩段取35mm長。
軸段3的長度即為輥子的長度加套筒長，輥子長為400mm，選擇套筒長為90mm，則軸段3的長度為490mm。
依照[2]P1075 有軸肩的寬度設計為22mm。即軸段4長度為22mm。
根據(jù)長輪的厚度以及其他軸的類比，可以得出軸段7長度取100比較合適。
軸段5的尺寸變動空間比較大，主要考慮與箱體的設計相配合，取為43mm。
4.8軸上零件的周向定位
輥子、輪、平帶輪與軸的周向定位均采用平鍵聯(lián)接。對于輥子，2個半輪轂分別用鍵定位。由手冊查得平鍵的截面尺寸寬×高=32×20(GB1095-79)，鍵槽用鍵槽銑刀加工，查[2]取長為160mm(標準鍵長見 GB1096-79)。對于輪，軸徑為110，查[2]表4.5-1截面尺寸寬×高=28×16，并取長度為80mm，同時也保證輪輪轂與軸的配合為H7/n6； 確定軸上圓角和倒角尺寸：取軸端倒角為2×45°
4.9軸的校核
畫受力簡圖
畫軸空間受力簡圖15，將軸上作用力分解為水平受力圖b和垂直面受力圖c。分別求出垂直面上的支反力和水平面上支反力。對于零件作用于軸上的分布載荷或轉矩(因軸上零件如輪、聯(lián)軸器等均有寬度)可當作集中力作用于軸上零件的寬度中點。對于支反力的位置，隨軸承類型和布置方式不同而異，一般可按圖15取定，其中A值參見滾動軸承樣本，跨距較大時可近似認為支反力位于軸承寬度的中點。
計算作用于軸上的支反力
水平面內支反力為
N
N
垂直面內支反力
破碎輥外形尺寸為610mm×400mm，單輥重約1200kg。
N
輪受到的力，其大小為
。
（3.17）
（3.18）
綜合式上式可算出
N N
計算軸的剪力、彎矩，并畫剪力、彎矩、轉矩圖
分別作出水平面上和垂直面上的剪力圖d、e；分別作出垂直面和水平面上的彎矩圖f、g，并按計算合成彎矩，畫轉矩圖h。
計算并畫當量彎矩圖
轉矩按脈動循環(huán)變化計算， 取，可算出：
N.m
N.m
N.m
按照畫出當量彎矩圖i。
c-c截面處彎矩最大， 屬于危險截面
圖15 軸的受力結構簡圖
校核軸的強度
一般而言，軸的強度是否滿足要求只需對危險截面進行校核即可，而軸的危險截面多發(fā)生在當量彎矩最大或當量彎矩較大且軸的直徑較小處。根據(jù)軸的結構尺寸和當量彎矩圖可知，c-c截面處彎矩最大， 屬于危險截面；d-d截面處當量彎矩不大，軸徑大，不屬于危險截面。而對于b-b，當量彎矩小于a-a截面，軸徑一樣大，不屬于危險截面；截面，僅受純轉矩作用，雖a-a、e-e截面尺寸小，但由于軸最小直徑是按扭轉強度較為寬裕地確定的，故強度肯定滿足，無需校核彎扭合成強度。
c-c 截面處當量彎矩為
N.m
強度校核：考慮到鍵槽的影響，查[3]表15
而＝60MPa，顯然＜，故安全。
4.10軸的結構圖
圖16 軸的結構圖
4.11 鍵聯(lián)接設計
1．輸入軸與大帶輪聯(lián)接采用平鍵聯(lián)接
此段軸徑d1=37mm,L1=50mm
查手冊得，選用A型平鍵，得：
A鍵 8×7 GB1096-79 L=L1-b=50-8=42mm
T=103.6N·m h=7mm
根據(jù)《機械設計基礎課程設計》P243（10-5）式得
σp=4 ·T/(d·h·L)
=4×103.6×1000/（37×7×42）
=38.1 Mpa < [σR] =110Mpa
2、輸出軸與齒輪2聯(lián)接用平鍵聯(lián)接
軸徑d3=40mm L3=80mm TⅡ=292Nm
查手冊P51 選用A型平鍵
鍵14×9 GB1096-79
l=L3-b=80-14=66mm h=9mm
σp=4·TⅡ/（d·h·l）
=4×292×1000/（40×9×80）
=40. 6Mpa < [σp] =110Mpa
4.12 滾動軸承設計
根據(jù)條件，軸承預計壽命
Lh=10×365×8=29200小時
1.輸入軸的軸承設計計算
（1）初步計算當量動載荷P
因該軸承在工作條件下受到Fr徑向力作用和軸向力，查手冊知：派生軸向力Fs=0.4Fr,且系數(shù)X=0.4,Y=1.1。
經計算得：P1=1356.6N P2=2378N
（2）求軸承應有的徑向基本額定載荷值
P2>P1,故計算P2就可以了。
（3）選擇軸承型號
選擇型號為30209的圓錐滾子軸承
查表得：Cr=67.8kN
∴預期壽命足夠
∴此軸承合格
2.輸出軸的軸承設計計算
（1）初步計算當量動載荷P
因該軸承在工作條件下受到Fr徑向力作用和軸向力，查手冊知：派生軸向力Fs=0.4Fr,且系數(shù)X=0.4,Y=1.1。經計算得：P1=1491.2N P2=594.72N
（2）求軸承應有的徑向基本額定載荷值
P1>P2,故計算P1就可以了
（3）選擇軸承型號
選擇型號為30209的圓錐滾子軸承
查表知， Cr=67.8KN
∴預期壽命足夠 ∴此軸承合格
4.13 密封和潤滑的設計
1.密封
由于選用的電動機為低速，常溫，常壓的電動機則可以選用毛氈密封。毛氈密封是在殼體圈內填以毛氈圈以堵塞泄漏間隙，達到密封的目的。毛氈具有天然彈性，呈松孔海綿狀，可儲存潤滑油和遮擋灰塵。軸旋轉時，毛氈又可以將潤滑油自行刮下反復自行潤滑。
2．潤滑
(1) 對于齒輪來說，由于傳動件的的圓周速度v< 12m/s,采用浸油潤滑，因此機體內需要有足夠的潤滑油，用以潤滑和散熱。同時為了避免油攪動時泛起沉渣，齒頂?shù)接统氐酌娴木嚯xH不應小于30~50mm。對于單級減速器，浸油深度為一個齒全高，這樣就可以決定所需油量，單級傳動,每傳遞1KW需油量V0=0.35~0.7m3。
(2) 對于滾動軸承來說，由于傳動件的速度不高，且難以經常供油，所以選用潤滑脂潤滑。這樣不僅密封簡單，不宜流失，同時也能形成將滑動表面完全分開