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Ф1200熟料圓錐式破碎機(總體設計與傳動部分)
0 引言
在水泥生產中，粉磨過程消耗大量能源。粉碎的任務是提供具有一定粒度、粒度組成和充分解離而又不過粉碎的加工原材料，以便于下一步的加工、處理和使用。世間上約12%的電能用于粉碎物料，其中約15%用于破碎，85%以上消耗于磨碎，磨機的效率只有1%，破碎機的效率達10%，而且與磨機相比，破碎機能耗低，金屬消耗最小，運轉維護簡單。因此，有用破碎機部分取代磨機的趨勢，也即當前粉碎領域所提倡的“多碎少磨”。
同時，入磨粒度的大小是影響磨機產量的主要因素。若入磨物料粒度較大，磨機第一倉必須加入較多的大球才能擊碎物料，這樣磨機的第一倉在一定的程度上起著破碎作用。這在粉磨中是極不合理的。入磨粒度越大，磨機產量越低，電能消耗越大，磨機產量與入磨物料粒度的四次方根成反比。給料粒度越小，磨機產量越高，能源消耗下降；反之，產量降低，能耗提高。
下面就2003年水泥市場進行展望和分析
一、2003年水泥總量需求分析
1、國家的宏觀經濟政策有利于水泥總需求量保持穩(wěn)定
水泥工業(yè)的增長速度與國民經濟的增長速度密切相關,2003年是”十六”大召開后的第一年,按照”十六大”制定的奮斗目標,到2020年要實現(xiàn)國內生產總值比2000年翻兩番的要求,這就意味著在這20年中我國的國民經濟發(fā)展速度必須達到年均遞增7.8%,如果2003年國際經濟政治環(huán)境不發(fā)生重大影響的突發(fā)事件,國內不出現(xiàn)大范圍的嚴重自然災害和其他重大的問題,GDP增長率仍可以保持在7%以上的水平.建國50多年來的統(tǒng)計資料表明,當GDP的增長速度高于9%時,水泥工業(yè)的發(fā)展速度大于9%;當GDP的增長速度低于4.2%時,水泥工業(yè)就會出現(xiàn)零增長或負增長.根據(jù)此規(guī)律,從總的趨勢來講2003年我國水泥的總需求量應呈增長態(tài)勢.另外,據(jù)權威人士表示,中國水泥將繼續(xù)實施積極的財政政策,直到經濟形成自身良性循環(huán)的發(fā)展的動力,積極的財政政策對水泥總需求量穩(wěn)定在2002年的水平非常有利.
2、房地產投資相對減少,水泥需求量下降
據(jù)2002年國家統(tǒng)計局的統(tǒng)計數(shù)字表明:全國房地產投資2002年的增長率和銷售價格增長率都低于投資開發(fā)增長率,部分地區(qū)市場有過熱苗頭.預計2003年與水泥需求密切相關的房地產業(yè)投資會由2002年30%的增長速度,大幅回落到15%.因此,從全國范圍看,2003年房地產業(yè)水泥需求量呈下降趨勢.
3、混凝土的技術進步及商品混凝土的普及,使2003年水泥總需求量相對減少
4、世界經濟不景氣,水泥出口形勢不容樂觀
總之,2003年國家基本建設投資將繼續(xù)保持較高速增長,由此推論,水泥的總需求量應較2002年有所增長.但考慮到房地產增長速度放緩,混凝土技術進步的加快,以及水泥出口受國際形式的影響,有利條件和不利條件相抵,2003年水泥總需求量應保持在2002年的水平.
二、2003年水泥總供給特點及分析
1、水泥供給總量難于降低
2002年我國水泥總產量,月報數(shù)為7.05億噸,公報數(shù)為7.25億噸,綜合統(tǒng)計年報在7.4億噸左右.2003年受經濟快速增長拉動,小水泥的技術進步會進一步加快,臺時產量明顯提高;新型干法水泥在2002年新增了3000萬噸能力的基礎上,2003年預計新增能力在4000萬噸以上.因此,水泥總供給量仍呈增長趨勢,供大于求的狀況有增無減.
2、國家會加大水泥調整力度,加快不符合國家產業(yè)政策小水泥的淘汰進程
國務院142次總理辦公會要求水泥與鋼鐵行業(yè)盡快制定整頓與發(fā)展規(guī)劃.總理親自關注水泥發(fā)展規(guī)劃還是第一次.相信在中央領導的親自關注下,2003年我國會加快水泥工業(yè)結構調整力度,那些不符合國家產業(yè)政策的小水泥企業(yè)淘汰進程將加快,水泥供給總量急劇增長的勢頭會得到有效緩解.
3、供大于求的狀況會使水泥的價格進一步走低
水泥總供給大于總需求量的狀況在2003年會有擴大趨勢,市場競爭將進一步加劇,由于水泥行業(yè)退出成本很高,行業(yè)內過剩能力無法釋放,在價格大于變動成本的情況下,企業(yè)不會主動減產,無疑會加大水泥市場的競爭局面,這決定了2003年水泥價格將繼續(xù)會走低.
4、大型水泥集團2003年將進一步急劇擴張,在部分地區(qū)形成市場壟斷局面
隨著我國新型干法水泥生產技術日趨成熟,水泥噸投資不斷下降.為了降低成本,大集團利用自己技術、資金優(yōu)勢不斷擴張.2002年海螺集團生產能力達到了2115萬噸,比2001年翻了一番,2003年還將大幅增長.山水集團2002年比2001年增加了226完2噸,華新集團、天山集團、渤海集團、吉林亞泰集團2002年生產能力均有大幅增長,2003年將仍將繼續(xù)膨脹.這些大型水泥集團的急劇膨脹使其在所轄地域已具備了規(guī)模優(yōu)勢、成本優(yōu)勢和資源優(yōu)勢,對水泥市場具備了一定的控制能力,地區(qū)市場壟斷局面已初步形成.
1 圓錐式破碎機的總體設計
1.1 機器設計的要求
機器的種類雖然很多，但設計時的基本要求往往是共同的，根據(jù)對現(xiàn)有機器的分析，現(xiàn)代機器的設計應滿足下列三大要求：
一、 經濟性要求
機器的經濟性必須體現(xiàn)并貫穿在其設計、制造和使用的全過程中。體現(xiàn)在設計階段是指應用先進的設計方法，將三鐘傳動（機械、電子、液壓）有機地匹配，各得其所。此外盡量采用標準件、通用件和使用產品系列化而縮短設計周期；體現(xiàn)在制造過程中是指使用無切削加工等各種新的制造工藝技術，提高工效、縮短制造周期等；體現(xiàn)在使用方面是指消耗（水、電、油及輔助材料等）少、管理和維修費用低等。
二、 社會要求
機器應有好的社會效果，表現(xiàn)為；應滿足人機工程學的要求，如操作方便、省力、舒適勞動強度低、維修簡捷等；應符合安全運行要求，如設置可靠的安全防護裝置，設置能排除誤操作的連鎖裝置，采用安全聯(lián)軸器和離合器，配備各類預警信號裝置等；應滿足工藝美術要求，如造型精巧、線形流暢、形體簡練、色彩明快等；應符合環(huán)保要求，如控制噪聲、有效地排除廢氣、廢液等，以免造成環(huán)境污染
某廠設計能力為10萬t，機立窯為Φ3m×11m，閉路磨機為Φ2.2m×7.5m。近10年來，該廠曾使用過3種水泥熟料破碎機。1996年前用的是250mm×1000mm的細顎式破碎機，1996年9月曾經試用過800型的高效柱磨機，1997年底又購置了600mm×800mm的錘式破碎機。根據(jù)該廠使用情況及考察情況分析：由于水泥熟料自身的高強度、強磨蝕性，在粉碎過程中對錘頭、板錘、反擊板及擠壓輥產生劇烈的磨損，而致使耐磨件使用壽命短。在考察中了解到由長沙江背水泥熟料細碎機械廠研制的細碎機有它獨特性能：①轉速超慢，幾乎無振動；②功耗費用極低；③粒度長期穩(wěn)定；④維修配件方便。
1.2 圓錐式破碎機的工作原理
??? 該熟料細碎機的結構如圖1所示。
圖1? 圓錐式熟料細碎機結構示意圖
該圓錐式破碎機,在上蓋板上固定安裝一減速電機,減速電機與小齒輪相連,然后通過小齒輪帶動大齒輪轉動,大齒輪與回轉筒相連.物料由進料裝置進入空心軸,當物料填滿軸上端部分時,順著分級罩向下滑動,符合尺寸要求的小塊物料則通過分級罩上篦板孔,大塊物料進入定動顎板之間的破碎腔,進行破碎. 由大顆粒變成小顆?；蚍勰┒怪甭淙肼┒啡肟?從漏斗出口排出。
1.3 圓錐式破碎機的設計構思
1.3.1 錘頭線速度的確定
在2臺不同轉速的CXP900×600細碎機上安裝同樣形狀，同樣材質的錘頭，對比試驗錘頭的線速度與錘頭的使用壽命之間的關系。當轉速960r/min時，錘頭線速度45m/s，破碎立窯熟料1副錘頭壽命在3500～4000t，出料粒度<5mm，錘頭純磨耗約8g/t。當轉速610r/min時，錘頭線速度28.8m/s，破碎立窯熟料1副錘頭壽命在6500～7500t，出料粒度<8mm，錘頭純磨耗約4g/t。上述結果表明：錘頭線速度愈高，磨損就愈大。我們遵循這個規(guī)律，設計細碎機的工作線速度為0.45m/s左右，轉速定在2.7～8.7r/min，是國內其它細碎機工作線速度的1/120～1/100，采用超慢線速度，對機器的耐用、振動、功耗、環(huán)保，特別是對選用耐磨材料創(chuàng)造了有利條件。
1.3.2 耐磨件材質的確定
從耐磨材料磨損機理分析，當耐磨件的硬度低于熟料的硬度時，磨損速度就很快，反之就耐磨得多。如果錘頭的材質韌性不足，則會在熟料的高速沖擊下，產生鑿削剝落或疲勞剝落，磨損速度也會加快。更重要的是韌性不足，容易斷裂。由于硬度愈高，其韌性相對就愈低，所以高硬度的耐磨件很難用于高線速度及沖擊力大的破碎機。
立窯熟料硬度一般是HRC50～52，回轉窯熟料硬度是HRC52～54，為此破碎熟料的耐磨件硬度必須達到HRC58以上，才能達到良好的耐磨性。采用超慢速剪切細碎原理的細碎機，工作中沖擊力小得多，工作摩擦熱少得多，可選用高硬度的耐磨材料。
1.3.3 篦板的確定
設計有篦板的破碎機都有堵料、積料現(xiàn)象，對錘頭磨損影響很大，必須定期清除，增加檢修工作量。
Φ1200熟料圓錐式破碎機設計的篦板是由若干塊扇形板組合成1個圓錐篩體，大頭固定在旋轉筒外壁上。物料由進料筒垂直落向回轉體，均勻地撒向旋轉的分級罩上，通不過篦縫的大顆粒物料有錐形分級罩均勻地撒入動態(tài)的V形圓環(huán)破碎腔內煎切細碎，克服了堵料、積料所帶來的擠壓、摩擦耗功大的弊端。
1.3.4 熟料、礦渣影響因素
熟料的性質也影響耐磨件的使用壽命。窯外分解窯的熟料比干法中空窯的熟料易碎，立窯的熟料差異較大，有時比回轉窯還難破碎。熟料的溫度對耐磨件的磨損有一定影響，如果材質在400℃左右可保持硬度韌性不變，是能適應熟料破碎的。但高線速度的破碎機與高溫熟料的高速沖擊摩擦，估測局部溫度達到800℃以上。而熟料圓錐式破碎機產生的工作摩擦熱就少得多，對一般低于300℃的水泥熟料細碎都能長期適應。礦渣均為小顆粒，按理說不需要破碎即可通過篦縫漏出。有幾家廠使用卻發(fā)現(xiàn)，摻40%礦渣的混合料反而比摻15%的對錘頭磨損更大。經分析是小顆粒礦渣越多在破碎腔溜出篦縫的速度越慢，遠遠低于錘頭的工作線速度，受到無數(shù)次重復錘擊，加快了耐磨件的磨損
1.4 圓錐式破碎機的使用和效果
1.4.1 設備型號規(guī)格
2000年1月我廠購買了1臺Φ1200熟料圓錐式破碎機，其規(guī)格性能見表1。
表1? Φ1200熟料圓錐式細碎機的規(guī)格與性能
最大進料尺寸/mm
平均出料粒度/mm
臺時產量/(t/h)
線速/(m/s)
轉筒轉速/(r/min)
電動機功率/kW
磨損后最大出磨物料
易損件使用壽命/d
易損件消耗/(元/t)
系統(tǒng)總電耗/(kWh/t)
1副剪板碎料/萬t
1副剪板價格/萬元
粒度/mm
比例/％
140
5
22～32
0.37
5.90
15
12～15
20
210
0.077
25.7
11.0
0.70
1.4.2 入磨粒度
和圓錐式熟料細碎機相比錘式破碎機在需要更換錘頭及篦板的前期，約有15％的破碎物料粒度超過25mm，更換錘頭后物料粒度又小了，粉狀料很多。由于國內的粉碎設備大都是采用高線速度運轉，粉碎水泥熟料極不耐用，更換和調整粒度裝置的次數(shù)頻繁，一般2～8d必須調整或更換(慢速除外)，致使入磨物料粒度形成周期性的不穩(wěn)定。該機于2000年2月底正式投入運行，細碎效果滿意。立窯熟料出窯后通過新增設1臺7m高的提升機送入熟料細碎機，細碎后再由原鏈板運輸機送至熟料圓庫。拆掉了原安裝的錘式破碎機，混合材因粒度很小，不需要細碎，直接配入熟料圓庫，入磨物料粒度分布對比見表2。
表2? 3種設備細碎熟料的入磨粒度分布對比?? ％
粒徑/mm
50～70
30～50
20～30
15～20
10～15
5～10
2～5
<2
250×1000細顎破
15.0
10.0
5.0
5.0
15.0
10.0
30.0
10.0
600×800錘式破
10.1
5.5
9.4
5.0
39.8
30.2
φ1200熟料圓錐式破碎機
19.6
15.3
39.2
25.9
1.4.3 鋼球級配的優(yōu)化調整
??? 根據(jù)使用效果，該超慢速細碎機功耗低，電流只有16A，無揚塵，運轉平穩(wěn)，且耐用，入磨粒度小，其主要特點是粒度分布窄而穩(wěn)定，為磨機球段級配創(chuàng)造了良好條件。在剛使用3個月中，我們對磨機球段級配調整過3次，取得了一種滿意的級配方案，其主要參數(shù)依據(jù)如下：①鋼球級配分為4級，每級直徑差為10mm。②每級球徑D是根據(jù)入磨物料每類最大粒徑d來確定，計算公式為D=28。③每級鋼球配比重量是根據(jù)入磨物料粒度分布特性和研磨體在磨內作功的規(guī)律性及鋼球的耐磨性來確定的。級配方案見表3。
表3? 3種設備破碎熟料磨機研磨體級配方案對比t
規(guī)格、名稱
鋼球/mm
鋼段/mm
總重量
Φ100
Φ90
Φ80
Φ70
Φ60
Φ50
Φ40
Φ35×42
Φ30×37
Φ25×32
Φ20×27
250×1000細顎式破碎機
1.0
1.7
3.7
3.1
2.5
7.0
7.0
8.0
34.0
600×800錘式破碎機
1.0
3.1
3.2
2.7
2.0
4.2
7.7
6.5
3.8
34.2
Φ1200熟料圓錐式細碎機
2.2
4.2
3.7
2.2
3.7
7.7
7.0
4.0
34.7
注：2001年5月的數(shù)據(jù)系實施ISO標準后的數(shù)據(jù)。
1.4.4 使用效果
采用JSP1200超慢速剪式水泥熟料細碎機后，我廠重點對磨機的球段進行了優(yōu)化調整試驗，改造前后有關統(tǒng)計數(shù)據(jù)對比見表4。
表4? 使用3種設備破碎熟料的水泥磨機產量、消耗及水泥強度對比
時間
規(guī)格、名稱
水泥產量/萬t
磨機臺時產量/(t/h)
系統(tǒng)電耗/(kWh/t)
細碎機配件費/(元/t)
機械運轉率/％
控制細度(0.08mm篩余)/％
3d強度/MPa
28d強度/MPa
抗折
抗壓
抗折
抗壓
1996－01～12
250×1000細顎式破碎機
9.2
11.64
42.09
0.106
97.0
6±1.0
4.3
24.5
6.7
50.1
1998－01～12
600×800錘式破碎機
12.2
15.82
32.11
0.651
82.0
5±1.0
4.6
25.2
6.9
51.2
2000－03～2001－03
Φ1200熟料圓錐式細碎機
14.2
19.27
24.28
0.078
99.9
5±1.0
4.5
26.5
6.8
51.7
2001－05
JSP1200超慢速細碎機
1.02
16.22
28.85
100.0
2±1.0
4.3
21.7
6.6
46.9
? 改造后球磨機臺時產量提高了22％。破碎機配件費用1年節(jié)約了6.82萬元，1年來節(jié)約電費50萬元。特別是新標準實施后，我廠提高水泥成品細度通過5月份檢驗分析完全達到新標準要求，增強了市場競爭能力。
2 圓錐式破碎機零部件的設計和計算
2.1 齒輪的設計和計算
齒輪傳動是機械傳動中最重要、應用最廣泛的一種傳動。其主要優(yōu)缺點是：傳動效率高，工作可靠，壽命長，傳動比準確，結構緊湊。其主要缺點是：制造精度要求高，制造費用大，精度等級低時振動和噪聲大，不宜用于軸間距離較大的傳動。
2.1.1 齒輪傳動方式的選用
大小齒輪傳動為平行軸斜齒輪傳動。平行軸斜齒輪與直齒輪比較，其主要優(yōu)點為：
1)重合度大、齒面接觸情況好，因此傳動平穩(wěn)，承載能力高。
2)斜齒輪的最少齒數(shù)比直齒輪的少，故機構更緊湊。
3)斜齒輪的制造成本與直齒輪相同。
由于上述優(yōu)點，斜齒輪被廣泛地用于高速、重載的傳動中。
平行軸斜齒輪的主要缺點為：因存在螺旋角β，故傳動時會產生軸向力
2.1.2 齒輪傳動設計準則
齒輪的失效形式有多種多樣。為保證齒輪在整個工作壽命期內不致失效，應對各種失效形式分別建立相應的設計準則和計算方法。但是，對齒面磨損和膠合等，目前尚無成熟的計算方法和完整的設計數(shù)據(jù)。所以，設計一般的齒輪傳動，通常只按齒根彎曲疲勞強度和接觸疲勞強度進行設計計算。
(1)對開式傳動的齒輪，主要失效形式是齒面磨損和因磨損而導致的齒輪折斷，故只需按齒根彎曲疲勞強度設計計算，
(2)對閉式傳動，由于失效形式因齒面硬度不同而異，故通常分兩種情況：
1)軟齒面齒輪傳動（配對齒輪之一的硬度350HBS），主要是疲勞點蝕失效，故設計準則為：按接觸面接觸疲勞強度設計，再按齒根彎曲疲勞強度校核。
2)硬面齒輪傳動（配對齒輪的硬度均>350HBS），主要是齒輪折斷失效，故設計準則為：按齒根彎曲疲勞強度設計，再按齒面接觸疲勞強度校核。
2.1.3 大、小齒輪參數(shù)的確定
螺旋角
端面模數(shù)
端面壓力角
則
端面齒頂高系數(shù)
端面齒頂系數(shù)
當量齒數(shù)
最小齒數(shù)
分度圓直徑
標準中心距
基圓直徑
齒頂高
齒根高
全齒高
齒頂圓直徑
齒根圓直徑
總重合渡
其中
2.1.4 齒輪各部極限偏差和公差的確定
1、確定齒輪精度等級
由齒輪的工作條件可知，齒輪以工作平穩(wěn)性要求為主。因此，根據(jù)圓周速度查表可以確定齒輪的第Ⅱ公差組精度等級為7級，并取第Ⅰ公差組精度等級為8級（對分度要求不高），第Ⅲ公差組精度等級為7級。
2、 初步確定齒輪傳動的最小側隙及齒厚上下偏差
查表取中等側隙，對于 a=664.04mm ,其中最小側隙齒厚上偏差計算式
查表取的下偏差為負植，得=-62 mm。按分度圓直徑d1=242.63mm，d2=1085.45mm,查表得 ，基節(jié)極限偏差 =±24μ
由第Ⅱ公差組精度等級為7級，查表得齒向公差 代入誤差補償量為：
于是
3.計算齒厚上下偏差和齒厚公差
查表得進刀誤差
齒圈徑向跳動公差
代入齒厚計算公式得
于是，齒厚下偏差
4.按圖選擇標準規(guī)定的齒厚極限偏差的字母代號
查表得齒距極限偏差
則
圓整為-6，取字母代號G；
圓整為-6，取字母代號G；
圓整為-10，取字母代號J；
圓整為-11，取字母代號J；
實際齒厚公差，即
于是兩齒輪精度等級與齒厚偏差在圖紙上可標為8-7-7GJ（GB10095-86）齒厚極限偏差可按表確定。
5、確定齒輪的最小側隙和最大側隙
標準齒厚的上下偏差為：
齒厚上偏差
齒厚下偏差
實際的最小側隙和最大側隙
現(xiàn)側隙公差
故
6、計算公法線平均長度上偏差 和下偏差
在GB10095-85標準中，除采用齒厚偏差外，還采用公法線平均長度偏差作為評定側隙的指標
公法線平均長度公差
7、選擇檢驗項目及公差植
齒圈徑向跳動
8、確定齒坯公差與表面粗糙度
設齒輪軸孔直徑為100μm，分度圓直徑d=242.63mm,齒頂圓直徑da=264.63mm,按齒輪最高的精度等級為7級，從表中查出齒坯的各項公差。
（1） 齒輪軸孔的尺寸公差和形狀公差等級均為IT7，即取軸孔直徑為H7；形狀公差為圓柱度公差，其值按推薦約為軸孔公差的0.3倍，取標準為0.008mm..
（2） 齒頂圓的直徑公差作為測量齒厚的基準，取IT8，即
不作為測量齒厚的基準，取IT11，即
（3） 齒頂圓和齒坯端面的跳動公差，查表的吃頂圓的徑向跳動公差和端面圓跳動，其值為0.022mm,大齒輪為0.045mm.
將選取的齒輪精度等級，齒厚極限偏差代號、齒部檢驗項目及公差值或極限偏差值，形狀公差和表面粗糙度以及齒坯技術要求等，標注在零件工作圖上。
圖2 小齒輪
圖3 大齒輪
2.2 滾動軸承的設計和計算
軸承是用以支撐軸和軸上回轉或擺動零件的部件，在各種機械中應用廣泛。根據(jù)軸承工作時的摩擦性質，可分為滾動軸承和滑動軸承兩大類。滾動軸承依靠主要元件間的滾動接觸來承受載荷，它與滑動軸承相比，具有磨檫阻力小、效率高、啟動容易、潤滑簡便等優(yōu)點。同時，滾動軸承絕大多數(shù)已經標準化，并由專業(yè)廠家生產，選用和更換都很方便。其缺點是抗沖擊能力差，工作時有噪聲，以及工作壽命不及液體摩擦的滑動軸承。
2.2.1 滾動軸承的失效形式和計算準則
1、 失效形式
（1） 疲勞強度 軸承在安裝、潤滑、維護良好的條件下工作時，由于各承載元件承受周期性變化的應力作用，各接觸表面將會產生局部脫落，這就是疲勞點蝕。它是滾動軸承主要的失效形式。軸承發(fā)生疲勞點蝕破壞后，通常在運轉時會出現(xiàn)比較強烈的振動、噪聲和發(fā)熱現(xiàn)象，軸承的旋轉精度也會下降，會使機器喪失正常的工作能力。
（2） 磨損 由于潤滑不充分、密封不好或潤滑油不清潔，以及工作環(huán)境多塵，一些金屬屑或磨粒性灰塵進入軸承的工作部位，軸承將會發(fā)生嚴重的磨損，導致軸承內、外圈與滾動體間間隙增大、振動加劇及旋轉精度降低而報廢。
（3） 塑性變形 在過大的靜載荷沖擊作用下，軸承承載元件間的接觸應力超過了元件材料的屈服極限，接觸部位發(fā)生塑性變形，形成凹坑，使軸承摩擦阻力矩增大，旋轉精度下降且出現(xiàn)振動和噪聲。這種失效多發(fā)生在低速重載或作往復擺動的軸承中。
除上述的失效形式外，軸承還可能發(fā)生其他形式的失效，如裝配不當而使軸承卡死、脹破內圈、擠碎滾動體和保持架；過熱或過載時，接觸部位膠合撕裂；磨蝕性介質進入引起的銹蝕等，在正常使用和維護的情況下，這些失效是可以避免的。
2、 計算準則
針對上述失效形式，迄今為止主要是通過壽命和強度計算以保證軸承可靠地工作，故計算準則為
1） 對一般轉速（n>10r/min）的軸承，主要失效形式為疲勞點蝕，故應進行疲勞壽命計算。
2） 對于極慢轉速（n10r/min）或作低速擺動的軸承，主要失效形式是表面塑性變形，應按靜強度計算。
3） 對于高轉速軸承，主要失效形式為由發(fā)熱引起的磨損、燒傷。故不僅要進行疲勞壽命計算，還要檢驗其極限轉速。
計算派生軸向力
2.2.2 圓錐滾子軸承的壽命計算
對30000型軸承
圖4 圓錐滾子軸承受力簡圖
計算軸承的壽命
,查手冊得32228軸承的
使用壽命
???
2.3 螺栓組的設計計算
螺栓組聯(lián)接的結構設計
結構設計的主要目的在于合理地確定聯(lián)接結合面的幾何形狀和螺栓的布置形式。螺栓組聯(lián)接結構設計的基本原則：盡可能使各螺栓或聯(lián)接接合面間受力均勻，便于加工和裝配。具體設計時，應綜合以下幾個方面的問題：（1）聯(lián)接接合面的幾何形狀必須與整臺機器的結構協(xié)調一致，且盡量設計成軸對稱的簡單幾何形狀。（2）螺栓的布置應使各螺栓受力盡可能均等。（3）螺栓的排列應有合理的間距和邊距，以便保證聯(lián)接的緊密性和必要的扳手空間。（4）分布在同一圓周上的螺栓數(shù)目應取成4、6、8等偶數(shù)，以便分度和劃線。同一螺栓組中螺栓的性能等級、直徑和長度均應相同。（5）為避免螺栓手附加彎曲應力，螺栓頭、螺母被聯(lián)接件的接觸表面均應平整，螺紋孔軸線與被聯(lián)接件各承受面應保持垂直。
螺栓組聯(lián)接受力分析的目的是為了確定螺栓組中受力最大的螺栓及其所受載荷。為了方便簡化計算，在進行螺栓組受力分析時，一般作如下假設：（1）同一組聯(lián)接中各螺栓的材料、直徑、長度和預緊力均應相同。（2）聯(lián)接承受工作載荷后其結合面的“剛體平面性”
采用普通螺栓聯(lián)接時，必須有足夠的預緊力，使接合面產生的摩擦力矩足以抵抗轉矩T。假設預緊后各螺栓聯(lián)接處產生的摩擦力集中作用在螺栓中心處，起方向應為阻止運動趨勢的方向。根據(jù)受力平衡條件，可得
則各個螺栓所需的預緊力F0為
則工作載荷為
螺栓承受的總拉力
其最大拉應力為
該螺栓組符合強度要求
2.4 顎板的設計和計算
2.4.1 顎板的設計
破碎機的破碎部件是外顎和內顎.外顎直接承受物料的破碎力,要求有足夠的強度.因此,外顎應用優(yōu)質鋼鑄成.
顎板用于直接破碎物料,為了避免磨損,提高顎板使用壽命,在顎板和顎板腔兩側都鑲有襯板.襯板用耐磨材料做成,一般小型的用白口鑄鐵,大型的用高錳鋼制成.所有襯板均用埋頭螺栓固定,報廢后可以隨時拆換.為了使襯板各受力均勻,常在襯板和顎板之間墊以塑性襯墊,如鉛板、鋁板、鋅合金板、低碳鋼板或灌注水泥砂漿,以保證襯板與顎板緊密結合.
襯板的表面通常鑄成波浪形或三角形,安裝時兩襯板的齒峰和齒谷正好凹凸相對.這樣的襯板對物料不僅施予擠壓作用,還兼施彎曲和劈裂作用.使物料易于破碎.襯板的齒峰角α一般為90°～120°,粗碎時宜采用波浪形表面,夾角α取大些.齒距t的大小取決于物料粒度,通常t接近于破碎粒度.齒高h?和齒距之比一般取1/2～1/3。
對襯板各部位的磨損是不均勻的，通常下部磨損較快，為了延長其使用壽命，常做成上下對稱的，待下部磨損后調換使用，大型圓錐式破碎機是用幾塊拼成的，各塊間均可互換，這不僅節(jié)省材料，而且給安裝和運輸帶來方便。
圖5 鉗角示意圖
2.4.2 鉗角的設計
圓錐式破碎機動顎與定顎間的夾角稱為鉗角。如圖，減小鉗角，可使破碎機的生產能力增加，但會導致粉碎的減小，相反，增大鉗角，雖可增加破碎比，但會降低生產能力，同時落在顎腔中的物料不易夾牢，有被推出機外的危險。因此，鉗角應有一定的范圍。鉗角的大小可以通過物料的受力分析來確定。
設夾在顎腔中的球形物料質量為G，顎板同物料接觸處，顎板對物料的作用力為和均與顎板垂直。由這兩個力所引起的摩擦力為和，其方向向下
將第一式乘以摩擦系數(shù)之后，與第二式相加，消去，得
或
因摩擦系數(shù)與摩擦角的關系為
則
為了使破碎機工作可靠，必須令
即鉗角應小于物料與顎板之間的摩擦角的2倍
一般摩擦系數(shù)=0.2～0.3，則鉗角的最大值為22°～33°，實際上，當破碎機喂料粒度相差太大時，雖然，仍有可能產生物料被擠出情況。這是由于大塊物料在兩個小塊之間，這時物料的鉗角必然大于兩倍物料之間的摩擦角。所以該鉗角取24.7°。
結論
對立軸破和反擊破而言，由于沒有粒度控制裝置，大塊料較多。對臥式破而言，雖有篦板，出料粒度容易控制，但錘頭的磨損形式極不合理。對于超高速離心沖擊破碎原理的破碎機，在使用中因磨損不均勻很難得到平衡，導致振動極大，功耗高。以上幾種破碎機都因為轉速高，物料重復破碎摩擦多，所以即使耐磨機件材質硬，也磨損很快，機件易損。采用鋼棒滾壓破碎原理的破碎機，振動大，致使機件易損，進料稍多一點就導致飽倉，失去破碎功能而惡性循環(huán)，檢修極為不便。熟料擠壓機屬強制硬擠壓，擠壓輥易磨損，設備故障多，功耗大。
采用熟料圓錐式破碎機，克服了以上各種破碎機的弱點，打破常規(guī)設計，達到了無重復破碎，提高有效功率，減少了物料摩擦功率，由此單位電耗極低。
經分析，熟料圓錐式熟料細碎機比離線速度細碎機的出料粒度粉末狀少，但易損件的使用壽命要長7倍，出機最大粒度有10mm到磨損后調整前的15mm，一般為三個月。調整更換次數(shù)少、使用壽命長、粒度分布窄、穩(wěn)定性高。
建議水泥廠家選擇水泥熟料細碎機時，應考慮如下幾點原則：
1） 錘頭工作線速度漫，耐用，運轉率高；
2） 出機物料粒度分布窄而穩(wěn)定，有利于磨機球段優(yōu)化級配；
3） 耗電低，配件費用低；
4） 結構設計合理，加工制作精細；
5） 配件維修方便；
6） 避免金屬物誤入機內，需安裝除鐵 器及金屬探測儀。
致謝
短暫而充實的三個月的畢業(yè)設計結束了. 在此之際，我首先要感謝六老師，他治學嚴謹，學識淵博，品德高尚，平易近人，在我學習期間不僅傳授了做學問的秘訣，還傳授了做人的準則。這些都將使我終生受益。無論是在理論學習階段，還是在論文的選題、資料查詢、開題、研究和撰寫的每一個環(huán)節(jié)，無不得到劉老師的悉心指導和幫助。我愿借此機會向劉老師表示衷心的感謝！
同時，還要感謝機械工程系的領導和老師們，以及計算機機房的老師們，在我們畢業(yè)設計期間，盡可能多地提供便利的條件和資源，以及無微不至的關心和幫助，使得我能順利地完成畢業(yè)設計。還要感謝我的同學們，陪我走過了這最后的日子。
另外，還要一并感謝鵬飛集團和蘇中建材設備總廠，他們不但接待了我們到廠里進行畢業(yè)設計 ，還給我們生活和學習上提高幫助。讓我們真正與企業(yè)進行了一次親密接觸，為我們將來工作提供了寶貴的經驗。
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附件清單
圓錐式破碎機總裝圖A0-YZP1200-00一張
傳動裝置部裝圖A1-YZP1200-01一張
分級罩部裝圖A2-YZP1200-04一張
分級罩固定盤零件圖A2-YZP1200-04-01一張
軸零件圖A2YZP1200-01-007一張
軸承座零件圖A2YZP1200-01-003一張
小齒輪零件圖A2YZP1200-01-004一張
回轉筒零件圖A2YZP1200-00-004一張
軸承端蓋零件圖A3YZP1200-01-005一張
大齒輪零件圖A2YZP1200-01-008一張
小法蘭零件圖A3YZP1200-00-005一張
齒輪墊片零件圖A4YZP1200-01-002一張
氈圈油封零件圖A4YZP1200-01-006一張
軸套零件圖A4YZP1200-01-009一張
動顎板零件圖A2YZP1200-00-007一張
齒輪罩零件圖A3YZP1200-00-010一張
減速圖A3XLD8195 一張
齒輪蓋零件圖A3YZP1200-01-011一張
空心軸零件圖A2YZP1200-01-010一張
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