畢業(yè)設計（論文）-2100標準型圓錐破碎機設計（含全套CAD圖紙）

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1、鞍山科技大學本科生畢業(yè)設計（論文） 第 1 頁 1 1 緒論緒論 全套完整版全套完整版 CAD 圖紙翻譯等，聯(lián)系圖紙翻譯等，聯(lián)系 153893706 1.11.1 引言引言 隨著社會的進步，原材料消耗不斷增加，導致富礦資源日益枯竭，礦石品位日趨 貧化。以我國冶金礦山為例，鐵礦石平均品位 31%、錳礦石品位 22%。絕大多數(shù)的原 礦需要破碎和選礦處理后才能成為爐料。破磨作業(yè)是選礦的龍頭，也是能耗、鋼耗的 大戶。因此，節(jié)能、降耗是破磨設備研究的主題， “多碎少磨”是節(jié)能、降耗的重要措施， 其關鍵問題是降低破碎產(chǎn)品的最終粒度。圓錐破碎機的生產(chǎn)效率高，排料粒度小而均 勻，可將礦巖從 350mm 破碎到

2、 10mm 以下的不同級別顆粒，可以滿足入磨粒度的需要， 成為金屬礦山選礦廠的主要破碎設備。 破碎機的發(fā)展與人類社會的進步和科學技術的水平密切相關。隨著科學技術的發(fā) 展，各學科間相互滲透，各行業(yè)間相互交流，廣泛使用新結構、新材料、新工藝，目 前破碎機正向著大型、高效、可靠、節(jié)能、降耗和自動化方向發(fā)展。 1.21.2 歷史發(fā)展歷史發(fā)展 圓錐破碎機誕生于 20 世紀初葉。彈簧式圓錐破碎機是由美國密爾沃基城西蒙斯 （Symons）兄弟二人研制的，故稱之為西蒙斯圓錐破碎機。其結構為主軸插入偏心套， 用偏心套驅動動錐襯板，從而使礦巖在破碎腔內不斷地遭到擠壓和彎曲而破碎。破碎 效果差，振動大，彈簧易損壞。

3、用大型螺旋套調整排礦口大小，調整困難，過載保護 鞍山科技大學本科生畢業(yè)設計（論文） 第 2 頁 用彈簧組，可靠性差。多年來，雖然不斷改進，結果日趨完善，但其工作原理和基本 構造變化不大。 20 世紀 40 年代末，美國 Allis Chalmers 公司首先推出底部單缸液壓圓錐破碎機， 是在旋回式破碎機基礎上發(fā)展起來的陡錐破碎機。該機采用液壓技術，實現(xiàn)了液壓調 整排礦口和過載保護，簡化了破碎機結構，減輕了重量，提高了使用性能。 20 世紀 50-60 年代，法國 Dragon 公司的子公司 Babbitless 公司和日本神戶制鋼有 限公司等推出上部單缸、周邊單缸液壓圓錐破碎機。 20 世紀

4、70-80 年代，美國 Allis Chalmers 公司在底部單缸液壓圓錐破碎機的基礎上 推出高能液壓圓錐破碎機；Nordberg 公司推出旋盤式圓錐破碎機，適用于中硬物料的 破碎，其給料粒度小，偏心距小，破碎力不大。之后，相繼又推出超重型短頭圓錐破 碎機。該機加大了功率，強化了彈簧并采用合金鋼機架，但增加了制造成本。為此， 該公司又推出了 Omni 型圓錐破碎機。Babbitless 公司推出 BS704UF 型超細圓錐破碎機， 它采用滾動軸承替代偏心套，由電動機、皮帶傳動帶動動錐擺動，頂部采用單缸液壓 缸裝置來調整排礦口和實現(xiàn)過載保護，給料粒度-10mm,產(chǎn)品粒度-6.3mm 占 80%

5、。 20 世紀 90 年代以來，美國 Nordberg 公司推出新一代 HP 系列圓錐破碎機；瑞典 Svedala 公司推出新的 H 系列圓錐破碎機；俄羅斯烏拉爾機械研究院和米哈諾貝爾研究 設計院開發(fā)出新型短頭圓錐破碎機，破碎機分上、下兩部分，上腔按料層原理破碎物 料，下腔為平行區(qū)。應用表明：細級別含量較一般圓錐破碎機提高 5%-10%，襯板金屬 消耗降低 20%。 20 世紀 50 年代初期，國內圓錐破碎機在仿原蘇聯(lián)的 2 100 和 1 650 彈簧圓錐破碎 機的基礎上，開發(fā)的 1 200 和 2 200 型彈簧圓錐破碎機。在 20 世紀 70 年代開發(fā)了 1 200、1 750、2 20

6、0 多缸液壓圓錐破碎機和 1 200、1 650、2 200 底部單缸液壓圓錐破碎 機。20 世紀 80 年代，沈陽重型機器廠從美國 Nordberg 公司引進西蒙斯和旋盤式圓錐 破碎機設計制造技術，并合作生產(chǎn)該系列圓錐破碎機。20 世紀 90 年代以來，國內一些 礦山、石料加工廠和建設工程先后又引進了 HP 系列圓錐破碎機、G 型圓錐破碎機和 Omni 型圓錐破碎機，均取得了良好應用效果。北京礦冶研究院于 1993 年與俄羅斯圣 彼得堡工程科學院合作成立中外合資北京凱特破碎機有限公司。桂林冶金機械廠與圣 彼得堡工程科學院共同創(chuàng)辦了中俄合資桂林湟新技術開發(fā)有限公司生產(chǎn)慣性圓錐破碎 機。洛陽礦山

7、機械工程設計研究院開發(fā)簡化結構的慣性圓錐破碎機，東北大學也在研 鞍山科技大學本科生畢業(yè)設計（論文） 第 3 頁 究振動破碎機。 隨著我國石料加工廠的發(fā)展，中小型圓錐破碎機也取得了進展。上海建設路橋機 械設備有限公司與日本神戶制鋼有限公司合作生產(chǎn) AF 型圓錐破碎機；沈陽華楊機械廠 推出需蒙斯、旋盤式和 HP 系列圓錐破碎機；上海龍陽機械廠、上海多靈-沃森機械設 備有限公司和鞍山礦山機械總廠也都生產(chǎn)中小型圓錐破碎機。 目前，我國圓錐破碎機已形成大、中、小型系列，品種規(guī)格齊全，基本滿足國內 需求。但產(chǎn)品的制造質量，特別是耐磨材料，以及使用可靠性等方面與國外同類產(chǎn)品 尚有差距，有待進一步研究、改進。

8、 1.31.3 應用效果應用效果 近來國內外開發(fā)的新型高效圓錐破碎機破碎物料應用的范圍不斷擴大，破碎產(chǎn)品 粒度小，破碎效果顯著。 美國 Nordberg 公司的 MP-1 000 型破碎機在 Butte 選礦廠替代 Symons 圓錐破碎機， 產(chǎn)品粒度-12mm 占 80%，使磨機生產(chǎn)能力提高 37%。波蘭柳賓()在錘式破碎機 后使用 MP 型破碎機進行補充破碎使產(chǎn)品粒度降至-14mm 占 80%，從而提高了磨機生 產(chǎn)能力，降低磨礦能耗。 鞍鋼調軍臺選礦廠采用 HP700 型圓錐破碎機。從 1997 年 9 月投入運行，中碎機 排料粒度-75mm，處理能力 790t/h；細碎機排料粒度-12m

9、m 占 92%，處理能力 350t/h , 提高了磨機生產(chǎn)能力，降低了磨機能耗。 北京礦冶研究總院和安徽銅陵某有色公司聯(lián)合攻關用 PD90 120 型顎式破碎機和 GYP1 200 型慣性圓錐破碎機，實現(xiàn)兩段開路破碎工藝流程，生產(chǎn)能力 70-80t/h，從給 料-750mm 破碎到-8mm，使系統(tǒng)能耗降低 20%，磨機處理能力提高 25%。 鞍山科技大學本科生畢業(yè)設計（論文） 第 4 頁 2 2 總體方案設計總體方案設計 2.12.1 圓錐破碎機的類型圓錐破碎機的類型 根據(jù)破碎腔型不同，圓錐破碎機可分為：標準型（中碎用） 、中間型（中、細碎用） 、和短頭型（細碎用）三種型式，其中以標準型和短頭

10、型應用最廣。 我國制造的中細碎圓錐破碎機用漢語拼音字母和動錐的底部直徑表示型號，如 PYB2200、PYZ2200 和 PYD2200，其中 P破碎機、Y圓錐、B標準型、Z中間 型、D短頭型、2200動錐底部直徑（毫米） 。 根據(jù)調整排礦口和過負載時的保險方式，圓錐破碎機分為彈簧保險和液壓保險兩 種類型。 本設計方案采用的是 2100 標準彈簧圓錐破碎機，即 PYB2100。 2.22.2 圓錐破碎機的工作原理圓錐破碎機的工作原理 如圖 2.1 所示，破碎機馬 達 1 的動力由傳動軸 2、傘齒輪 （圓錐齒輪）3 帶動偏心軸套 4 而旋轉。主軸 5 插在偏心軸套 的錐形孔里，動錐 6 固裝在主

11、軸上并支持在球面軸承 8 上。 隨著偏心軸套的旋轉，動錐 6 的中心線 OO1以 O 為頂點繞破 碎機中心線 OO2作錐面運動。 圖 2.1 圓錐破碎機 1 馬達； 2傳動軸； 3傘齒輪； 4偏心軸套 5主軸； 6動錐； 7定錐； 8球面軸承 D動錐底部直徑 鞍山科技大學本科生畢業(yè)設計（論文） 第 5 頁 這樣，當動錐中心線 OO1轉到圖示位置時，動錐靠近定錐 7，則礦石處于被擠壓和破 碎狀態(tài)，而動錐另一面離開定錐，此時被擠碎了的礦石靠自重從兩錐體底部排出。圓 錐破碎機是隨動錐轉動連續(xù)的進行破碎礦石，所以它比其他破碎機生產(chǎn)率高而工作又 比較平穩(wěn)。 2.32.3 簡述各部分結構及功用簡述各部分結

12、構及功用 圖 2.2 2100 標準型圓錐破碎機 1機架下蓋；2止推盤了；3偏心軸套；4直襯套；5機架中心套筒；6大傘齒輪； 7平衡重；8方銷；9進水管口；10機架；11球面軸承座；12球面軸承； 13擋油環(huán) 14襯板；15彈簧；16毛氈密封；17固定環(huán)（支承環(huán)） ；18弧形齒板； 19鎖緊螺帽；20制動齒板；21分礦盤；22漏斗；23支承罩；24“U”型螺栓； 25定錐襯板；26耳環(huán)；27注黃油孔；28調整環(huán)；29螺栓；30動錐；31領緣； 32環(huán)形油槽；33排水管口；34傳動軸套筒；35小傘齒輪；36排油口；37錐襯套； 38主軸；39進油口 鞍山科技大學本科生畢業(yè)設計（論文） 第 6 頁

13、 圖 2.2 的圓錐破碎機由下列主要部分組成：機架部分；傳動軸部分；偏心軸套部 分；球面軸承部分；動錐部分；調整環(huán)部分。 圖中的機架部分是整個破碎機的主體，所有部分都裝在機架上，它被四個地腳螺 栓固定在基礎上。 傳動軸套筒 34 插入機架中心套筒 5 中，用螺釘固定。中心套筒里壓入直襯套 4（也叫直銅套） 。直襯套原來用青銅材料制作，由于尼龍軸承有許多優(yōu)點，所以，目 前很多廠礦已改用尼龍直襯套代替直銅套，使用效果很好。但今后使用尼龍軸承是發(fā) 展方向。為了防止直襯套上串，在直襯套的上口開兩個缺口，裝一壓板將其壓住。 傳動部分裝在機架傳動軸套內，它的前端小傘齒輪和偏心軸套上的大傘齒輪相嚙 合。其另

14、一端借聯(lián)軸器與電動機相連接。 圓錐破碎機傳動軸的軸承，有滾動軸承也有滑動軸承。采用滾動軸承的破碎機， 有時由于滾動軸承承受很大的沖擊力而遭損壞，所以必須采用較好的軸承。 偏心軸套部分是由偏心軸套 3、大傘齒輪 6 和錐襯套 37 組成。錐襯套原來用青銅 或用巴比合金制作，現(xiàn)在用尼龍錐襯套的。錐襯套壓裝在偏心軸套的錐形孔里并在其 上部缺口處鑄鋅加固。大傘齒輪與偏心軸套之間是用鍵連接。為了平衡動錐 30 的慣性 力和使偏心軸套與直襯套沿全長接觸，大傘齒輪齒輪頂部裝有平衡重 7。 偏心軸套被支承在四片止推盤 2 和機架下蓋 1 上，最下面一片銅盤沿圓周方向有 三個爪卡在端蓋 1 的槽中，所以它是不轉

15、動的；最上面一片鋼的止推盤用銷子與偏心 軸套相聯(lián)，能隨偏心軸套轉動，而中間兩片止推盤自由的放在上下兩盤中間。這兩片 中，上面一片是銅的，呈平盤狀，下面一片是鋼的，表面有徑向潤滑油溝。原來上面 一片銅板由于沒有徑向限位，在運轉中，沿外圈碰損很嚴重，壽命很短。 球面軸承部分有球面軸承座 11 和球面軸承（球面瓦）12 組成。球面瓦用銷子固 定在球面軸承座上，其上有回油孔而球面軸承座外圈有檔油環(huán) 13，防止從軸面瓦外緣 擠出的油進入防塵水中。球面軸承座上有一圈環(huán)形溝槽 32 是為裝防塵水用的。球面軸 承座的下部止口與機器上的環(huán)形加工面相配合。 球面軸承原來也是用青銅材料制作的。現(xiàn)在也有采用尼龍球面軸

16、承的。隨著對尼 龍軸承的不斷地試驗改進，此種軸承將會越來越多地被采用。 動錐部分由動錐體和主軸 38 組成，用熱壓配合裝配在一起。動錐的外表面裝有錳 鞍山科技大學本科生畢業(yè)設計（論文） 第 7 頁 鋼襯板 14。為了使它們之間緊密貼合，中間鑄以鋅。上部用鎖緊螺帽 19 鎖緊。在鎖緊 螺帽的頂部裝有分礦盤 21。為了防止破碎機工作時鎖緊螺帽退扣，裝有制動齒板 20。 制動齒板的外齒卡在鎖緊螺帽的內齒中，而制動齒板下面的方形鍵卡在主軸頭部的缺 口內，以防止主軸與鎖緊螺帽的相對運動。 礦石從給礦漏斗 22 落到分礦盤上，隨分礦盤不斷的幌動，礦石便被均勻地分配到 破碎腔里。破碎后的礦石，從兩錐體下部落

17、地運輸帶上。 調整環(huán)部分也是一個動錐體，其外圓錐表面有鋸齒形螺紋，而內部錐體上有七個 缺口，定錐襯板 25 上面相應地有八個耳環(huán) 26。用“U”形螺栓 24 穿過缺口鉤在耳環(huán)上， 將定錐襯板固定在調整環(huán) 28 上。調整環(huán)與固定環(huán) 17 靠鋸齒形螺紋聯(lián)接；借旋轉調整 環(huán)使定錐上升或下降，從而改變破碎機排礦口大小。因調整環(huán)是右螺紋，所以向右旋 轉調整環(huán)排礦口便減小；向左旋轉調整環(huán)，則排礦口增大。 為了防止調整環(huán)自動退扣，用弧形齒板 18 鎖緊。為了保護螺紋和使調整環(huán)容易轉 動以及不讓灰塵浸入，在固定環(huán) 17 的徑向方向上有加注黃油的孔 27 和在其下端裝設 有毛氈密封 16。 固定環(huán)（也叫支撐環(huán)）

18、的錐面與機架上部的錐面相配合，固定環(huán)沿圓周方向有 16 組彈簧 15，每組有 10 支，每組用 5 根螺栓將彈簧壓在兩托盤之間，靠彈簧的張力把固 定環(huán)壓在機架上。這樣，當不能破碎的物料落入破碎腔時能起保險作用。 破碎機的傳動軸承、止推盤、錐襯套和主軸、直襯套與偏心軸套以及球面軸承的 表面是相對運動的摩擦表面。為了保證破碎機正常運轉，各摩擦表面必須要很好的進 行潤滑與防塵。 防塵裝置：中細碎圓錐破碎機比粗碎圓錐破碎機產(chǎn)生灰塵更加嚴重，因此要求它 有完善的防塵裝置。目前彈簧式中細碎圓錐破碎機都是用水封防塵裝置。 在球面軸承座上有盛水的環(huán)形溝槽 15，而在動錐上焊有截錐形的領緣 34，其下端 插入溝

19、槽 15 的水中，領緣把灰塵擋住，使它落入水槽中，不讓灰塵進入破碎機內部。 防塵水從進入水管口 35 進入溝槽，充滿后從排水管口 36 流走，同時把落入水中 的灰塵帶走。 破碎機的潤滑：破碎機各摩擦表面都是采用稀油循環(huán)潤滑。油從中心套筒的端蓋 上的進油孔 37 進入偏心軸套的止推盤中，由于止推盤上有放射狀的油溝，油流過中心 孔時也同時進入各溝槽潤滑止推盤；油經(jīng)止推盤中心孔沿偏心軸套內外表面和主軸上 鞍山科技大學本科生畢業(yè)設計（論文） 第 8 頁 的中心孔上升，同時也潤滑各摩擦表面，最后潤滑球面軸承和傘齒輪，從傘齒輪上甩 下的油順排油孔 38 排出。 軸承是采用單獨的油路給油和排油進行循環(huán)潤滑。

20、 破碎機的保險裝置：它是裝在機架一圈的 16 組彈簧。當不能破碎的物料進入破碎 機時，定錐與固定環(huán)向上抬起，并壓縮彈簧，增大動錐與定錐表面間的距離，使不能 破碎的物料經(jīng)排礦口排出，從而保護破碎機不受損壞。之后固定環(huán)和調整環(huán)借彈簧的 張力恢復原位。這樣，能在一定程度上保證破碎機的安全。 鞍山科技大學本科生畢業(yè)設計（論文） 第 9 頁 3 3 圓錐破碎機的結構參數(shù)和工作參數(shù)的選擇與計算圓錐破碎機的結構參數(shù)和工作參數(shù)的選擇與計算 3.13.1 結構參數(shù)結構參數(shù) 3.1.13.1.1 給礦口寬度與排礦口寬度給礦口寬度與排礦口寬度 給礦口寬度，給礦粒度 D 系根據(jù)選礦流程決定。排礦口寬度應該DB)5 .

21、 12 . 1 ( 有一個調整范圍，以供破碎各種硬度礦石的需要。 2100 標準圓錐破碎機用于中碎，最大給礦粒度初選 260mm，即最大給礦口寬度 B 初選 312325mm. 對于不同硬度的礦石，其排礦的過大顆粒系數(shù)（dmax 是產(chǎn)品的最大粒 e d Z max 度，e 是排礦口寬 度）不同。對于中 碎用圓錐破碎機來 說，破碎硬礦石時 Z=2.4；中硬礦石 Z=1.9 軟礦石 Z=1.6。確定中碎用 圓錐破碎機的排礦 口寬度時，必須考 慮產(chǎn)品中過大顆粒 對細碎破碎機給礦 粒度的影響，因為 中碎用破碎機一般 不設檢查篩分。 3.1.23.1.2 嚙角嚙角 由文獻5，4-1可知，圓錐破碎機的嚙角

22、仍需滿足下列要求： 2)( 12 （3.1） 1 2 圖 3.1 圓錐破碎機的嚙角和平行帶 鞍山科技大學本科生畢業(yè)設計（論文） 第 10 頁 式中、破碎錐與固定錐的錐面傾斜角。 1 2 破碎錐軸線與機器中心線的夾角一般，。 o 2 礦石與襯板之間的摩擦角。 設計時，通常取 。中碎用圓錐破 oo 2321 碎機??；在不斷 oo 4540 1 增加結構尺寸的情況下，盡量 增大，這樣可以提高機器的 1 生產(chǎn)率。本設計中采用的 o 40 1 o 61 2 o 21 3.1.33.1.3 破碎機的擺動行程破碎機的擺動行程 破碎錐的擺動行程 s（排 礦口平面內的破碎錐軸線的擺 動行程）由圖 3.2 所示的

23、幾何 關系計算得： tan22Hrs （3.2） 式中 r 破碎錐軸線在排礦口平面內的偏向距； H 破碎錐下邊緣到球面中心 O 點的高度。 mm572tan8202 o s 破碎錐下部 A 點的行程為： tan2LsA （3.3） 式中 L 破碎錐母線長度。 圖 3.2 破碎錐的擺動行程 鞍山科技大學本科生畢業(yè)設計（論文） 第 11 頁 mm882tan12602 o A s 3.1.43.1.4 平行碎礦區(qū)平行碎礦區(qū) l l 為了保證破碎機的產(chǎn)品到達一定的細度和均勻度，圓錐破碎機的破碎腔下部必須 設有平行碎礦區(qū)。在平行碎礦區(qū)內物料至少要受一次檢查性破碎。由文獻5，4-4可知， 對于標準型圓錐

24、破碎，平行碎礦區(qū)的長度可按下式確定： Dl)085 . 0 08 . 0 ( （3.4） 式中 D 是破碎錐的底部直徑。 mm 5 . 1781682100)085 . 0 08 . 0 (l 取 為 170 毫米。l 3.23.2 工作參數(shù)工作參數(shù) 3.2.13.2.1 破碎錐的擺動次數(shù)破碎錐的擺動次數(shù) 圓錐破碎機破碎錐的傾角較 1 小，在破碎錐下部還有不同長度的 平行碎礦區(qū)，故破碎了的礦石幾乎 沒有可能自由下落，多半靠礦石自 重沿破碎錐斜面而排出，因此，圓 錐破碎機破碎錐的擺動次數(shù)是根據(jù) 它的排礦特點來進行設計的。 圖 3.3 表示已破碎的礦石從平行 碎礦區(qū)的始點滑到末點時所受的力。 礦石

25、重力分力、摩擦力 1 sinG 和離心慣性力 P。但是， 1 cosfG 慣性力 P 隨時間而改變自己的方向， 在破碎錐擺動一次的時間內，它對礦石下滑的影響平均為零，因此可以不考慮。 圖 3.3 礦石在破碎錐上所受的力 鞍山科技大學本科生畢業(yè)設計（論文） 第 12 頁 由圖 3.3 知礦石沿破碎錐平行碎礦區(qū)下滑時產(chǎn)生的加速度按下式確定： 11 fGcos-sinG g G 故 )fcossin(g 11 式中 f礦石與破碎錐表面的摩擦系數(shù)，一般 f=0.250.35； g重力加速度，g=9.81m/s 。 2 假定礦石以等加速度在破碎錐擺動一次的時間 t 秒內滑過平行碎礦區(qū)長度 l 厘米， 故

26、 2 11 2 ) 60 )(cos(sin 2 1 2 1 n fgatl 則 次/分 l f n 11 cossin 1330 （3.5） 公式（3.5）系指標準型圓錐破碎機而言。上述理論計算公式系根據(jù)全部礦石都按自 由下滑的條件來考慮，事實上必有一部分礦石呈現(xiàn)跳躍式運動，不能保證礦石在平行 區(qū)內受 12 次破碎，可能造成產(chǎn)品粒度過大。因此，適當?shù)靥岣甙瓷鲜龉接嬎愕膱A 錐破碎機的轉速（可提高 10%）,既可以增加礦石在破碎腔內特別是在平行區(qū)內的受沖 擊次數(shù)，使合格產(chǎn)品粒度增多，破碎機本身產(chǎn)量增加，同時，還可以減少閉路碎礦作 業(yè)中的礦石循環(huán)量和對篩面的磨損，而且有利于提高下段破碎或磨碎設備

27、的產(chǎn)量。但 是轉速也不能過高，以免過分增加破碎礦石時的離心力，反而影響礦石下滑速度，影 響排礦和產(chǎn)量。 由文獻5，4-6可知，圓錐破碎機實際有利轉速可以用下列經(jīng)驗公式計算： 次/分 D n 320 （3.6） 式中 D破碎錐底部直徑，米。 鞍山科技大學本科生畢業(yè)設計（論文） 第 13 頁 次/分220 1 . 2 320 n 3.2.23.2.2 生產(chǎn)率生產(chǎn)率 圓錐破碎機的生產(chǎn)率與礦石性質（可碎性、比重、節(jié)理、粒度組成等） 、機器的類 型、規(guī)格、以及破碎機操作條件（破碎筆、負荷系數(shù)、給甌礦均勻程度）等因素有關， 同時還與破碎機在選礦工藝流程中的配置情況有關。目前還沒有把所有這些因素全部 包括進

28、去的理論計算方法，一般多采用經(jīng)驗公式進行概略計算，并根據(jù)實際條件加以 校正。 由文獻5，4-7可知，在開路破碎時，圓錐破碎機的生產(chǎn)率按下式計算： 噸/小時 6 . 1 21 eqKKQ o （3.7） 式中 K 礦石的可碎性系數(shù)，查表得 K =1.0； 11 K 破碎比的修正系數(shù)，查表由插值法得 K =1.131.23； 22 單位排礦口寬度的生產(chǎn)能力，查表由插值法得=12.6713.67； o q o q 排礦口寬度，e=60；e 礦石的松散比重，取=0.94。 噸/小時505 6 . 1 94 . 0 6067.1213 . 1 0 . 1Q 噸/小時593 6 . 1 94 . 0 60

29、67.1323 . 1 0 . 1Q 由文獻5，4-8可知，在閉路破碎時，圓錐破碎機的生產(chǎn)能力按閉路通過礦量來計 算： 噸/小時 KQQ （3.8） 式中 Q開路時破碎機的生產(chǎn)能力，頓/小時； K閉路時平面給礦粒度變細的系數(shù)，標準型取 K=1.34。 79559334 . 1 Q 噸/小時 所以此圓錐破碎機的生產(chǎn)能力為 500800 噸/小時。 鞍山科技大學本科生畢業(yè)設計（論文） 第 14 頁 3.2.33.2.3 電動機功率電動機功率 由文獻5，4-9可知，圓錐破碎機的電動機功率可按下列經(jīng)驗公式計算： 9 . 1 65DN （3.9） 式中 D破碎錐底部直徑，米。 2 . 2661 . 26

30、5 9 . 1 NKW 查表得實際選用的電動機功率為 200KW。 3.33.3 圓錐破碎機的運動學圓錐破碎機的運動學 圓錐破碎機具有在空間擺動的破碎錐。破碎錐的軸線與機器中心線相交于 O 點，其 夾角為。破碎機運轉時，破碎錐軸線對機器中 o 2 心線作圓錐面運動，其錐頂為球面軸承 O。O 點在破 碎錐的運動過程中始終保持靜止。因此，破碎錐的運 動可視為剛體繞定點的轉動。 由于破碎錐支承裝置的結構特點，破碎錐不僅隨 偏心軸套的偏心孔繞機器的中心線作旋轉運動，而且 還繞自己的軸線旋轉。 因此破碎錐的運動是由兩種旋轉運動組成：進給 運動或牽連運動破碎錐繞機器中心線作旋轉運動； 自轉運動或相對運動破

31、碎錐繞自己的軸線作旋轉 運動。破碎錐的這種復雜運動稱為規(guī)則運動。這種運 動可以歸結為破碎錐繞瞬時軸線旋轉的角速度向 量是進給角速度向量和自轉角速度向量 o 的幾何和，即按平行四邊形法則而相加。角 1 速度向量的所在線與物體的轉動軸相重合，角速 度向量的方向由右螺旋規(guī)則決定。 破碎錐的進動角速度向量、自轉角速度向 1 圖 3.4 破碎錐的角速度向量圖 2 1501209060 300 鞍山科技大學本科生畢業(yè)設計（論文） 第 15 頁 量和絕對角速度向量在坐標軸上 ox 和 oz 上的投影為： 1 o sinsin 1 o （310）coscos 1 o 解上列聯(lián)立方程組得： （3.11） )si

32、n( sin o 式中為瞬時軸線與機器中心線之間的夾角。 當和為定值時，則的函數(shù)關系如圖 3.5。 f o 從圖中可以看出，當時，有最小值： o 90 0 sin min o （3.12） 當時，則有最大值：0 0 maxo （3.13） 破碎機在空載運轉時和又載運轉時，破碎錐 的瞬時軸線位置是不同的。 破碎機在空載運轉時，由于安裝或制造的質 量，或球面軸承和偏心軸套內孔的潤滑等情況的 變化，可能出現(xiàn)兩種極限情況： （1）當時，則，即破碎錐的瞬時0 1 0 軸線與破碎機的中心線重合，也就是瞬時軸線的 最終位置。這種情況表明破碎錐與偏心軸套一起 轉動。產(chǎn)生的原因則是由于安裝或制造的誤差， 造成破

33、碎錐主軸與偏心軸套內孔局部接觸，或因潤滑不好、軸與偏心軸套內孔之間的 間隙過小而使主軸被偏心軸套抱住。這種情況是絕對不允許的。 （2）當時，說明安裝質量和制造質量以及潤滑都很好。 。根據(jù)平行四邊形法則 1 圖 3.5 與角的關系曲線 1 圖 3.6 空載時破碎錐的角速度 向量圖 鞍山科技大學本科生畢業(yè)設計（論文） 第 16 頁 可以求得的大小和方向。從圖 3.6 中可以看出，由于， 0 0 o ，故為等腰三角形，因此， 00 oo 0 o 00 oo 2 90 2 180 180 o o o （3.14） 所以，圓錐破碎機的。 o 91 的大小可由下式確定： 0 2 90cos2 0 o （3

34、.15） 根據(jù)以上分析，破碎機空載時，破碎錐的絕 對角速度的轉動方向始終與偏心軸套的回轉 0 方向相同。根據(jù)實踐，破碎機正常運轉時，破碎 錐的絕對轉數(shù)為轉/分，即。1510 o 150120 破碎機有載運轉時，礦石對破碎錐表面的摩 擦力大大地超過了作用在破碎錐的上部支承點和 偏心軸套內孔對破碎錐的摩擦力，因此，破碎錐 就以通過球迷中心和破碎錐與礦石的接觸點的連 線為瞬時軸線（由于接觸點是變化的，可以近似 的區(qū)破碎錐的母線位瞬時軸線）沿位于破碎腔內 的礦石層作無滑動的滾動。滾動的角速度可 0 由破碎錐軸線上的 B 點繞以破碎錐母線位瞬時軸線轉動時的速度來確定。 軸上的 B 點以角速度繞瞬時軸線轉

35、動，故 B 點的速度為： oz 0 oB c 圖 3.7 有載時破碎錐的速度計算圖 鞍山科技大學本科生畢業(yè)設計（論文） 第 17 頁 式中 c 為 B 點至瞬時軸線（破碎錐的母線）的垂距。 軸上的 B 點又以角速度繞 oz 軸轉動，故 B 點的速度亦為： oz 0 rVB 式中為 B 點之 oz 軸的垂距。 0 r 因此，則知： 0 0 rcVB 即 c r0 0 （3.16） 式中負號表示的轉動方向與的轉動方向相反。根據(jù)破碎機的結構尺寸，通常， o 。05 . 0 04 . 0 0 c r 破碎機又載運轉時，。破碎機的絕對角速度的轉動方向與偏心軸 o 5040 min 0 套的轉動方向相反。

36、 鞍山科技大學本科生畢業(yè)設計（論文） 第 18 頁 3.43.4 圓錐破碎機的動力學圓錐破碎機的動力學 圓錐破碎機的破碎錐和偏心軸套的質心都不再其回轉中心線上，故在運轉過程中，必 然要產(chǎn)生慣性力和對固定點 o 的慣性力矩。它們作用于機架上時，則為一種周期性的 動載荷，因而引起機架的振動和偏心軸套的偏斜，嚴重影響機器的正常運轉。因此， 必須研究產(chǎn)生的慣性力和慣性力矩的大小和方向，以便采取措施消除其有害的影響。 3.4.1 破碎錐的慣性力和慣性力矩 根據(jù)圓錐破碎機的運動學分析，圓錐破碎機的破碎錐是作規(guī)則運動。為使破碎錐作 規(guī)則運動，必須在其上加一具有一定大小和方向的固定點 o 的外力力矩，反過來說

37、， 在迫使破碎錐作這種運動時，在破碎錐上將作用有與外力力矩大小相等方向相反的慣 性力矩。 作用在破碎錐上的慣性力矩可以用下述方法確定。 以固定點 o 為原點，取定坐標系 oxyz,是 oz 軸（即角速度向量的方向）與破碎機 圖 3.8 牽連慣性力對 ox,oy,oz軸的力矩 鞍山科技大學本科生畢業(yè)設計（論文） 第 19 頁 中心線重合（圖 3.8） ；取動坐標系，使軸（即相對角速度向量的方向）與zyoxoz 1 破碎錐的軸線重合，并且使軸位于 oz 軸與軸構成的垂直平面內，則軸垂直于oxozoy 該平面。從軸的正向一端看去，由到轉到一個角的方向是正的轉向，即反時oy 1 針的方向。 將破碎錐分

38、成許多垂直并對稱于軸的薄圓片。另表示任一薄圓片上的質點，oz i P 其絕對加速度為： pia kirieipiaaaa （3.17） 式中 牽連加速度，； ei a 2 eiei ra 為至 oz 軸的垂距； ei r i P 相對加速度，； ri a 2 1 riri ra 為至軸的垂距； ri r i Poz 哥式加速度，；為的相對加速度。 ki a),sin(2 ri riki VVa ri V i P 設為質點的質量，則加于質點的質量，則加于質點上的慣性力為： i m i P i P i P 2 eiieiiei rmamC 2 1 riiriiri rmamC ),sin(2 ri

39、riikiiki VVmamC （3.18） 下面就分別確定牽連慣性力、相對慣性力、哥式慣性力對、軸的力矩。oxoyoz （1） 牽連慣性力對、軸的力矩oxoyoz 將質點的牽連力沿定坐標軸 ox、oy 分解為： i P 2 eiir m 22 cosxmrmC ieiieix 鞍山科技大學本科生畢業(yè)設計（論文） 第 20 頁 22 sinymrmC ieiieiy （3.19） 因此，則可寫出質點系的牽連慣性力的分力對、軸的力矩為：（沿坐標oxoyoz 軸方向的力矩向量為正）： 2 zymM iex zxmM iey 2 22 xymyxmM iiez （3.20） 由圖 3.8 可知： s

40、incoszxx yy sincosxxz （3.21） 將公式（3.21）分別代入公式（3.20）中得： 0 2 zymM iex 因為破碎錐對稱于，所以破碎錐對于軸的離心轉動慣量。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，和分別為至，軸的距離，所以和分別為破碎 0zxmi z r x r i Pozox 1 J 2 J

41、鞍山科技大學本科生畢業(yè)設計（論文） 第 21 頁 錐對和軸的轉動慣量。ozox 0)sincos( 22 zymyzxmM iiez 式中，。 0yxmi 0yzmi （2）相對慣性力對、軸的力矩 oxoyoz 相對角速度為常數(shù)，故相對加速度只有向心加速度。因破碎錐對稱與軸，所 1 oz 以破碎錐內每兩個對稱質點的相對慣性力總是大小相等，方向相反。它們互相抵消， 因而對與任何軸的力矩為零。 （3）哥式加速度對、軸的力矩oxoyoz 將移到處，并沿和 i Pox 軸分解為和，其值oz x z 為： sin x cos z 和組成的平面與坐 x z 標面平行，因此，哥式ozx 加速度沿和軸的分量o

42、xoz 為（圖 3.9）： 1 cos2 2 sin2 rrzkix rVa 其方向沿線的離心方向。 r r 圖 3.10 哥氏慣性力對 ox,oy,oz軸的力矩 圖 3. 9 哥氏慣性力對 ox,oy,oz軸的力矩 鞍山科技大學本科生畢業(yè)設計（論文） 第 22 頁 sin2coscos2) 2 sin(2 11 xrVa rrxkiz 其方向垂直于平面而與軸反向。oyxoz 因此，對應于哥式加速度分量的慣性力為： rikixikix rmamCcos2 1 sin2 1 xmamC ikizikiz （3.22） 都通過軸，而且破碎錐內每兩個對稱質點的這種慣性力彼此平衡，因而整個 kix C

43、oz 破碎錐的這種慣性力也成平衡，故其對于任何軸的力矩皆為零。而的方向與軸 kiz Coz 一致。與對稱的質點的慣性力具有同樣大小，但方向相反。因此，這兩個質點的 i P i P 慣性力組成一個力偶，作用面平行于坐標面，力偶矩等于：ozx 2 11 sin42sin2xmxxm ii 整個破碎錐的哥式慣性力由在平行平面內的這些力偶組成，它們對于、oxoy 軸得力矩為：oz 0 kx M 2 11 4sinsin4xmxmM iiky （3.23） 0 kz M 因破碎錐對軸是對稱的，故oz 22 ymxm ii 1 2 22 2 2)(24Jrmyxmxm riii 式中代表一對質點的質量。因

44、此可知： i m2 sinsin4sin 1111 2 1 JJxmM iky 由上述可知，各慣性力對、軸的力矩之和為：oxoyoz 0 kxrxexx MMMM 鞍山科技大學本科生畢業(yè)設計（論文） 第 23 頁 kyryeyy MMMM sin)(cossin 1121 2 JJJ （3.24） )cos1 (sin 11 21 11 J JJ J 0 kzrzezz MMMM 為了計算破碎錐的轉動慣量和，可把破碎錐及其心軸分成許多簡單形狀的單 1 J 2 J 元體（圖 3.10） ，由下式分別求出每個單元體的轉動慣量和，然后取其總合即 i J1 i J2 為和。轉動慣量的計算公式如下： 1

45、 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 每個單元體的質量； i m 破碎錐及其心軸材料的 比重，噸/米 ； 3 重力加速度，米/秒 ； g 2 及破碎錐的軸線到相應單 1i R i R 元體的邊緣的距離，米； 及破碎錐的懸掛點到單元 1i Z i R 體的邊緣的距離，米。 破碎錐繞破碎機中心線以等角速度 回轉時，根據(jù)質心運動定理，破損 鞍山科技大學本科生畢業(yè)設計（論文）

46、 第 24 頁 錐的慣性力為： 5 2 mrC （3.26） 式中 破碎錐的質量；m 破碎錐的質心到破碎機中心線的距離。r 破碎錐的慣性力作用線到固定點 o 的距離為： C M h y （3.27） 通過公式初步估算一下： m16 . 2 101 . 4 1086 . 8 8 8 h 慣性力位于水平方向，不通過破碎錐的質心。 3.4.2 偏心軸套的慣性力 由于偏心軸套的質心不在其回轉軸線上，因此，它在旋轉中也產(chǎn)生慣性力，其 p C 值等于偏心軸套內錐孔所包容的質量，以相同的角速度繞同一軸線旋轉時產(chǎn)生的慣性 力，但方向相反。慣性力的大小和作用點的 位置可用積分方法確定： 5 x v x v pp

47、 dVn g dCC 2 （3.28） p p vdC vxdC L （3.29） 式中 偏心孔體的微分慣性力； p dC 偏心孔體的微分體積； x dV 圖 3.10 破碎錐轉動慣量近似確定法 鞍山科技大學本科生畢業(yè)設計（論文） 第 25 頁 偏心軸套的比重； 的重心到回轉軸線的距離； x n x dV 從偏心軸套的上平面到作用線的距離；x p dC 從偏心軸套的上平面到的合力作用線的距離。L p dC p C 偏心軸套的各幾何尺寸見圖 3.11。 根據(jù)圖可以寫出： h x nmnnx)( dx d dV x x 4 2 h x ddddx)( 211 將、和值代入公式和公式中，積分得： x

48、 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 偏心部分的運動狀態(tài)偏心部分的運動狀態(tài) 圓錐破碎機動錐的運動是由電動機 經(jīng)傳動軸、小傘齒輪、大傘齒輪（與偏 心軸套固聯(lián)在一起）驅動主軸，使動錐 軸線以 O 為頂點，繞破碎機中心線 1 OO 作錐面運動。同時，動錐還繞本身 2 OO 圖 3.12 偏心軸套的

49、慣性力 圖 3.11 偏心軸套的慣性力 鞍山科技大學本科生畢業(yè)設計（論文） 第 26 頁 軸線自轉。這樣的運動叫旋回運動。所以，圓錐破碎機又稱為旋回破碎機。 1 OO 偏心部分的運動狀態(tài) 所謂偏向部分的運動狀態(tài)是指：孔載荷有載時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。破碎機偏心部件的運動狀態(tài)是由作用力大小、方向和著力點 所決定。為了找到偏心部分的運動狀態(tài)，就必須求出動錐對 O 點的力矩方程。 空載時，作用在動錐上的力有：錐的自重 G，動錐的慣性力，平衡重的慣性力 O C ，偏心軸套的慣性力和其它作用力。為了簡化，動錐自重 G 和其它作用力可省略 1 C 2 C 不計，求得對球面中

50、心點 O 的力矩方程式為： )( 2211000 lClClCM 圓錐破碎機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)當時，也就是沒有平衡重或平衡重較小時，破碎機主軸和偏心軸套0M 的薄邊靠在直襯套的左側。 2)當時，也就是有平衡重并平衡重較大時，破碎機主軸靠在偏心軸套0M 的薄邊，而偏心軸套靠在直襯套的右邊。 3)當時，也就是使動錐慣性力完全平衡，實際上這是不可能的。0M 當破碎機又載時，不管哪種情況在破碎力的作用下，動錐主軸俄偏心軸套都靠在 直襯套的右側。 圖 3.12 動錐上的作用力 (a) (b) (c) 圖 3.13 破碎機偏心部件的運動狀態(tài) 鞍山科技大學本科生畢業(yè)

51、設計（論文） 第 27 頁 破碎機由空載轉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 運動狀態(tài)，它的沖程（間隙）較第一種偏心部件運動狀態(tài)的笑，所以產(chǎn)生沖擊載荷較 ?。划a(chǎn)品粒度也較整齊和比較小，但直襯套受力較大。 選礦廠細碎圓錐破碎機，力求有較小的排礦口，能得到更小的粒度的產(chǎn)品。因此 細碎破碎機必須采用第二種偏心部件的運動狀態(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機場的振動和對機器運轉0M 的有害作用，達到破碎機平衡的目的。我所設計的 2100 標準圓錐破碎機的偏心部分就 是這種運動狀態(tài)的，即空載時，主軸靠在偏心軸套的薄邊，偏心軸套用厚邊壓

52、在直襯 套上；有載時，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。 大傘齒輪的運動狀態(tài) 圓錐破碎機運轉時，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 旋轉而是直襯 套間隙 2C 之半為半徑繞破碎機中心線作圓周運動。 11O O 一對傘齒輪正常嚙合時，必須是兩錐頂交于一點并且節(jié)線相重合。大傘齒輪這種 特殊的運動狀態(tài)，不可避免的破壞了一對傘齒輪的正確嚙合條件。因此，在破碎機正 常工作中，在齒輪和傳動軸上產(chǎn)生很大的沖擊載荷和在齒面上產(chǎn)生附加的磨損。所以， 這種破碎機傘齒輪磨損特別嚴重，壽命很 短。 偏心部分的間隙

53、 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。 為了使破碎機運轉時，在各摩擦表 面形成可靠的潤滑油膜，為了補償偏心部 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；間隙太大降低機器 使用壽命和產(chǎn)生沖擊與振動。 圖 3.13 大傘齒輪的運動狀態(tài) 1直襯套 2偏心軸套 3大傘齒輪 鞍山科技大學本科生畢業(yè)設計（論文） 第 28 頁 4 4 電動機的選擇及軸的計算電動機的選擇及軸的計算 4.14.1 主電動機的選擇及傳動比的分配主電動機的選擇及傳動比的分配 4.1.14.1.1 電動機的選擇電

54、動機的選擇 根據(jù)工作要求及工作條件，選用破碎機專用電動機，又根據(jù)式（3-9）選擇 JSQ1410-10 型電動機，額定功率 P0=200kw,同步轉速 n0=590r/min. 4.1.24.1.2 傳動比的分配傳動比的分配 根據(jù) 2100 標準圓錐破碎機的實際工作的空偏心軸轉數(shù) nw=243r/min,得： 43 . 2 243 590 w o n n i （4.1） 4.24.2 傳動裝置的運動和動力參數(shù)的選擇和計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)的選擇和計算 0 軸（電動機軸）： KW 200 o P （4.2） r/min 590 o n （4.3） o o o n P T 6 1055 .

55、9 Nmm 66 1024 . 3 590 200 1055 . 9 （4.4） 1 軸（小齒輪軸）： KW 1980.98200 01 聯(lián) PP （4.5） r/min 590 01 nn （4.6） 鞍山科技大學本科生畢業(yè)設計（論文） 第 29 頁 1 16 1 1055 . 9 n P T Nmm 66 102 . 3 590 198 1055 . 9 （4.7） 2 軸（筒體） KW 184.340.950.98198 12 齒承 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

56、1055 . 9 （4.10） 4.34.3 傳動零件的設計計算傳動零件的設計計算 4.3.14.3.1 齒輪的計算齒輪的計算 1 初步計算 （1）材料選擇 由文獻1表可知，選擇小齒輪的材料為 40Cr(調質） ，硬度為 280HBS，110 大齒輪的材料為 45 鋼（調質） ，硬度為 240HBS. 選齒輪精度為 7 級。 （2）節(jié)錐角的計算 1 coti （4.11） “ 1 06222243 . 2 cotcot o arciarc （4.12） “54676730622290 “ 2 ooo 鞍山科技大學本科生畢業(yè)設計（論文） 第 30 頁 （4.13） 由文獻2表可知，3314 8

57、. 15“062222cos 20sin 12 cos sin 2 2 1 2 min oa a h z （4.14） 式中，齒頂高系數(shù)，。 a h1 a h 取小齒輪齒數(shù)，19 1 z 17.461943 . 2 12 izz （4.15） 取大齒輪齒數(shù)。46 2 z （3）根據(jù)工作條件的要求，大端模數(shù)為 mm 30m （4.16） （4）齒輪分度圓的直徑 mm 5701930 11 mzd （4.17） mm 13804630 22 mzd （4.18） （5）錐距 mm 54.746 2 1380 2 570 22 222 2 2 1 dd R （4.19） （6）齒輪齒頂、齒根圓直徑

58、由文獻3表可知， 910 齒頂高 mm 30301 m hh aa （4.20） 鞍山科技大學本科生畢業(yè)設計（論文） 第 31 頁 齒頂圓直徑 mm 625“062222cos302570cos2 111 o aa hdd （4.21） mm 1403“546767cos3021380cos2 222 o aa hdd （4.22） 齒根高 mm 36)2 . 01 ()( mmchh af （4.23） 齒輪基圓直徑 mm 08.497)28 . 0 5 . 01 (570)5 . 01 ( 11 Rm dd （4.24） mm 4 . 1214)28 . 0 5 . 01 (1380)5

59、. 01 ( 22 Rm dd （4.25） （7）齒寬 由文獻2表可知， ，3314 mm 03.20954.74628 . 0 Rb R （4.26） （8）節(jié)圓周速度 m/s 61.17 1060 59057014 . 3 1060 33 11 nd v （4.27） 4.3.24.3.2 齒輪的校核齒輪的校核 （）校核齒面接觸疲勞強度 （1）接觸應力的計算 由文獻4表可知，齒面接觸應力計算公式，即395 鞍山科技大學本科生畢業(yè)設計（論文） 第 32 頁 u u bd KT ZZ R EHH 1 )5 . 01 ( 2 2 22 1 1 （4.28） 確定公式內的各計算數(shù)值 計算載荷系數(shù) 電動機驅動，載荷平穩(wěn)，由文獻4表可知，取251 A K 平均分度圓直徑 mm 2 . 490)28 . 0 5 . 01 (570)5 . 01 ( 11 Rm dd 平均分度圓圓周速度 m/s14.15 60000 590 2 . 49014 . 3 60000 11 nd v m m 由文獻4 圖（a）可知，按，得；458766 . 2 100 1914.15 100 1