液压圆锥破碎机机械毕业设计说明书.docx
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液压圆锥破碎机机械毕业设计说明书
第一章绪论
1.1SMH系列液压圆锥破碎机简介及其优点……………………………………2
1.2本论文设计思路……………………………………………………………3
第二章液压系统的设计计算步骤与技术要求
2.1设计计算步骤…………………………………………………………………4
2.2明确设计要求…………………………………………………………………4
第三章执行器的配置及动作顺序的确定
3.1执行器的配置…………………………………………………………………5
3.2动作顺序的确定………………………………………………………………6
第四章负载分析和运动分析
4.1负载分析………………………………………………………………………6
4.2负载计算………………………………………………………………………7
4.3运动分析………………………………………………………………………8
第五章确定主要参数，编制液压执行器工况图
5.1初选执行器的设计压力………………………………………………………9
5.2计算和确定液压缸的主要结构尺寸与液压马达的排量……………………9
5.3计算液压执行器的最大流量…………………………………………………11
5.4编制液压执行器的工况图……………………………………………………12
第六章液压系统图的拟定
6.1制定液压回路方案……………………………………………………………13
6.2液压系统的合成及原理草图的绘制…………………………………………
第七章元件选型与设计
7.1液压泵的选择…………………………………………………………………
第一章绪论
1.1SMH系列液压圆锥破碎机简介及其优点
SMH系列液压圆锥破碎机简介：
SMH系列液压圆锥破碎机是经过吸收了当今世界先进破碎技术研制出的具有先进水平的圆锥破碎机，广泛应用于冶金、建筑、水电、交通、化工、建材工业中，适合破碎坚硬、中等硬度以上的各种矿石和岩石。
SMH系列液压圆锥破碎机是高性能圆锥破碎机，在设计中将转速、冲程以及破碎腔型进行了优化组合，使其实现了粒间层压破碎，显著提高了产量，产品形状也大为改善。
液压圆锥破碎机特点与技术优势：
SMH系列液压高效液压圆锥破碎机具有比一般液压圆锥破碎机更大的优越性：
1、破碎比大、生产效率高
将更高的转速与冲程结合，使SMH破碎机的额定功率和通过能力大大提高，提高了破碎比和生产效率。
该液压圆锥破碎机将破碎冲程、破碎速度以及破碎腔形状的完美组合设计，比老式弹簧圆锥破的产量高35%~60%。
2、易损件消耗少、运行成本低
结果合理，破碎原理及技术参数先进，运转可靠，运行成本低；破碎机的所有部件均有耐磨保护，将维修费用降低到最低限度，一般使用寿命可提高30%以上。
3、层压破碎、成品粒形优异
通过采用粒间层压原理设计的特殊破碎腔及与之相匹配的转速，取代传统的单颗粒破碎原理，实现对物料的选择性破碎，显著提高了产品细料比例和立方体含量，极大程度上减少了针片状物料。
4、液压保护及液压清腔、自动化程度高、减少停机时间
液压调节排料口和过载保护使破碎机运转水平得到很大提高，使维修更简单、操作更方便、停机时间更短；SMH系列圆锥破碎机双向过铁释放液压缸能够让铁块通过破碎腔，该机在发生过铁及瞬时闷车的情况下，能液压起顶，自动排料，大大降低了原弹簧圆锥破碎机需停机进行人工排料的烦恼，而许多其它厂家的破碎机却会因过铁卡死而停机。
5、稀有润滑、可靠先进、提高使用寿命
独特的稀油润滑系统设计，大大提高了设备使用寿命。
高性能非接触式迷宫密封件无磨损，提高了阻挡粉尘的可靠性，从根本上消除了原弹簧圆锥破碎机油水混合等常见故障。
6、多种破碎腔型、应用灵活、适应性强
SMH圆锥破碎机只须更换定锥衬板、动锥衬板，破碎腔形可从标准超粗腔型到短头超细腔型任意变换，适应大范围产品粒度要求。
7、维修简便、操作使用方便
SMH圆锥破碎机所有零件都可以从顶部或侧面拆装和维护，动锥和定锥拆装方便，无需拆装机架、紧固螺栓，因而SMH圆锥破碎机日常更换衬板更便捷。
利用液压马达，使破碎机生产效率最佳。
8、它提供更高的生产能力、最佳的产品粒形，而且易于自动控制，具有最大可靠性和灵活性，真正为用户创造更多价值。
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圆锥破碎机的生产能力表可作为正常发挥SMH系列圆锥破碎机生产能力的参照。
破碎机是生产线中的一个组成部分。
因此它的性能受给料机、皮带机、振动筛、电动机、传动部件及给料仓是否正确选择和操作影响。
所以使用时注意以下因素可提高破碎机的生产能力和性能。
1.针对所破碎的物料正确的选择破碎腔；
2.给料粒度配比适当；
3.在破碎腔360°范围内给料分布均匀；
4.自动控制装置；
5.破碎机排料去通畅；
6.输送带的规格与破碎机的最大出力能力相适应；
7.适当的选择预先筛分和闭路筛分的筛子规格。
1.2本论文设计思路
液压系统设计是指组成一个新的能量传递系统，以完成一项专门的任务。
液压系统因使用领域和用途的不同，类型繁多，可按多种方式进行分类。
但按工作特征不同分为传动系统和控制系统两大类。
液压传动系统一般为不带反馈的开环系统，以传递动力为主，以信息传递为次，追求传动的特性的完善。
系统的工作特性由各组成液压元件的特性和它们的相互作用来确定，其工作质量受工作条件变化的影响较大。
液压传动系统应用较为普遍，大多数工业设备液压系统属于此类。
液压控制系统多为采用伺服阀等电液控制阀组成的带反馈的闭环系统，以传递信息为主，传递动力为次，追求控制特性的完善。
由于加入了检测反馈，故系统可用一般元件组成精确的控制系统，其控制质量受工作条件变化的影响较小。
液压控制系统在高精数控机床、冶金、航空、航天等领域应用广泛。
液压传动系统的设计与主机的设计是紧密联系的，二者往往同时进行。
本论文主要设计液压圆锥破碎机的液压系统部分，主机设计省略。
但从实际出发，结合机械、电气、气动等各种传动形式，充分发挥液压传动的特点。
设计的液压系统首先满足主机的工作、液压系统的循环要求，其次力求结构组成简单、体积小、重量轻、工作安全可靠、使用维护方便、经济性好。
设计中把握效能和安全二者和谐的结合。
第二章
液压系统的设计计算步骤与技术要求
2.1设计计算步骤
如图：
液压传动系统设计一般流程
2.2明确设计要求
主机的技术要求是设计液压系统的依据和出发点。
（1）
A、主机的工艺目的：
应用于冶金、建筑、水电、交通、化工、建材工业中，适合破碎坚硬、中等硬度以上的各种矿石和岩石。
B、结构布局：
结合实际工作条件，采用立式结构
C、使用条件：
连续运转、每天工作8~12小时
D、工作环境条件：
室外工作、高冲击振动、室外环境温度、中等湿度
（2）
需采用液压传动的系统机构：
主机润滑系统、主机调节系统、主机工作故障排除。
液压
（3）液压驱动机构的运动特性：
主机调整机构运动形式回转运动、直线运动。
（4）液压驱动机构工作负载的性质及大小：
变值负载、大小由液压马达、柱塞泵提供
（5）原动机相关参数
如表2.1
原动机型号
额定功率/Kw
满载转速/r.min-1
最大转矩
额定转矩
质量（Kg）
Y280M-4
90
1480
2.2
667
（6）主机部分参数
如表：
2.2
型号
最大给料尺寸（mm）
排料口范围（mm）
电机功率（Kw）
生产能力（吨/小时）开路循环，闭边排料口（mm）
SMH120F
50
9~19
75~90
9
13
16
19
22
26
32
40~70
60~85
80~100
90~110
100~120
110~130
140~160
第三章执行器的配置
执行器的配置
液压执行器的具体形式、数量和安装位置及其与主机的机械连接关系和方式，对主机的设计有很大影响，在考虑设备的总体方案时，同时确定液压执行器的形式、数量和动作顺序以及执行器的工作范围、尺寸、质量和安装等限制条件。
液压缸、液压马达和摆动液压马达是液压系统中的三类执行器，其具体形式、特点与适用如表3.1（a、b、c）
形式
特点
适用场合
液
压
缸
活
塞
缸
双杆
两杆直径相等时，往返速度和出力相同
两杆直径不等时，往返速度和出力不同
磨床、往返速度相同或不同的机构
单杆
一般连接，往返方向的速度和出力不同；
差动连接，可以实现快进；d=0.7D（D为活塞直径，d为活塞杆直径）差动连接，往返速度和出力相同
各类机械
柱
塞
缸
单杆
结构简单，制造容易；靠自重或外力回程
液压机、千斤顶、小缸用于定位和夹紧
双杆
结构简单，杆在两处有向导，可做得细长
液压机、注塑机动梁回程缸、各类热压机等
复合增速缸
可获得多种出力和速度，结构紧凑，制造较难，成本较高
液压机、注塑机、试验机和数控机床换刀机构等
复合增压器
体积小，出力大，行程小
模具成型挤压机、金属成型压印机、六面顶、液压试验台等
伸缩式
行程是缸长的数倍，节省安装空间
汽车车厢举倾缸、起重机臂伸缩缸等
3.1（a）
液
压
马
达
形式
特点
适用场合
齿轮式
转速高，扭矩小，结构简单，廉价
钻床、风扇传动、工程机械
叶片式
转速高，扭矩小，转动惯量小，动作灵敏，脉动小，噪声低
磨床回转工作台、机床操纵机构、多作用大排量用于船舶锚机
轴向柱塞式
速度大，可变速，扭矩中等，低速平稳性好
起重机、绞车、装载机、内燃机车、数控机床
内曲线径向柱塞式
扭矩很大，转速低，低速平稳性好
挖掘机、拖拉机、冶金机械、起重机、采煤机牵引部件
3.1（b）
形式
特点
适用场合
摆动
液压
马达
叶片式
单叶片式转角＜360°；双叶片式转角＜180°；体积小，密封较难
机床夹具、机械手、流水线转向调头装置牵引部件
活塞
齿杆式
转角0~360°或720°。
密封简单可靠，工作压力高，转矩大
船舶舵机、大扭矩往复回转机构
3.1（c）
3.2动作顺序的确定
典型动作循环：
典型动作循环图
第四章负载分析和运动分析
负载分析和运动分析是确定液压系统主要参数的基本依据，包括每个执行器在各自工作循环中的负载和速度随时间或位移的变化规律分析，并用负载循环图和运动循环图表示，以便了解运动过程的本质，查明每个执行器在其中的负载、位移及速度的变化规律。
4.1负载分析
液压执行器的负载包括工作负载和摩擦负载两类，工作负载又有阻力负载、超越负载和惯性负载三种类型。
摩擦负载又有静摩擦负载和动摩擦负载两种类型。
执行器的负载大小可由主机规格确定，也可用实验方法或理论分析计算得到。
理论分析确定负载时，必须仔细考虑各行器在一个循环中的工况及相应的负载类型。
液压执行器在工作过程中，一般要经历启动、加速、恒速、和减速制动等负载工作，各工况下的负载类型及其计算公式见表4.1，其中惯性负载的计算公式见表4.2
工况
液压缸的负载力F/N
液压马达的负载力矩T/（N.m）
说明
启动
±Fe＋Ffs
±Te＋Tfs
Fe、Te-液压执行器的工作负载，力、力矩，与执行器运动方向相同时取“-”，方向相反是取“+”；Ffs、Tfs-静摩擦负载，力、力矩；Ffd、Tfd-动摩擦负载，力、力矩；Fi、Ti-惯性负载，力、力矩
加速
±Fe＋Ffd＋Fi
±Te＋Tfd＋Ti
恒速
±Fe＋Ffd
±Te＋Tfd
减速
制动
±Fe＋F－Fi
±Te＋Tfd－Ti
表4.1
液压执行器
直线运动
旋转运动
符
号
意
义
M-运动部件质量，kg；α-运动部
件的加速度，m/s2；J-旋转部件的运动惯量；J=mD2/4，kg.m2；D-旋转部件的直径，m；ξ-旋转部件的角加速度，rad/s2
液压缸
液压马达
惯性力Fi/N
mα
惯性力矩Ti/（N.m）
Jξ
表4.2
4.2负载计算
由第二章部分主机参数（表2.2）
型号
最大给料尺寸（mm）
排料口范围（mm）
电机功率（Kw）
生产能力（吨/小时）开路循环，闭边排料口（mm）
SMH120F
50
9~19
75~90
9
13
16
19
22
26
32
40~70
60~85
80~100
90~110
100~120
110~130
140~160
以及表4.3
拆卸外形尺寸及重量
单位
破碎机规格SMH120
机架底面至底部油管最低点
A
mm
377
机架底面至给料斗顶部
B
mm
1737
拆卸传动轴部所需水平空间
C
mm
1773
破碎机中心线至传动轴外端面
D
mm
1191
地脚螺钉位置尺寸
E×E
mm
1380
底盖直径
F
mm
540
拆卸主轴部所需高度空间
G
mm
2538
机架底面至支撑套顶部
H
mm
1074
支撑套最大直径
J
mm
1740
拆卸调整套所需高度空间
K
mm
2387
破碎机总重
Kg
12500
由上面表格参数，结合实际主机结构，根据经验取主机重量的1/3，约为4200kg作为液压工作负载，由公式:
F=G
G=mg
其中，g为重力加速度，m为质量。
由此计算得出工作负载F大小42000N
由于液压系统中，锁紧装置和过铁释放清理回路装置以及调整马达回路都作用于同一个机械部件，即为工作负载，因此柱塞缸和活塞缸以及液压马达的负载大小F1、F2、F3均为42000N
即
F1=42000N
F2=42000N
F3=42000N
根据计算出的外负载，由主机工作过程，结合循环周期绘制负载循环图4.4（F-t图）
图4.4（F-t图）液压缸的负载、速度循环图
4.3运动分析
运动循环图即速度循环图见图4.4，放映了执行器机构在一个工作循环中的运动规律。
绘制速度循环图是为了计算液压执行器的惯性负载及绘制其负载循环图，因而绘制速度循环图通常与负载循环图同时进行。
第五章确定主要参数，编制液压执行器工况图
液压系统的主要参数是压力和流量，它们是选择系统方案及选择液压元件的主要依据。
压力决定于外负载，流量取决于液压执行器的运动速度和机构尺寸。
通常，首先选择执行器的设计压力，并按最大负载和选定的设计压力计算液压执行器的主要结构尺寸，然后根据对执行器的速度（或转速）要求，确定其输入流量。
压力和流量一经确定，即可确定其功率，并作出液压执行器的工况图（一个循环周期内，液压执行器的工作压力、输入流量及输入功率对时间的变化曲线图）。
5.1初选执行器的设计压力
液压执行器设计压力的选取，主要应考虑如下因素：
执行器及其他液压元件、辅件的尺寸、质量、加工工艺性、成本、货源及系统的可靠性和效率等。
设计压力可以按负载大小来选取（见表5.1），也可采用类比法，按主机类型来选择执行器的设计压力如（表5.2）
负载力/KN
＜5
5~10
10~20
20~30
30~50
50
工作压力/MPa
0.8~1
1.5~2
2.5~3
3~4
4~5
5~7
表5.1按负载选择工作压力
主机类型
设计压力/MPa
说明
机床
精加工机床
0.8~2
当压力超过32MPa时，称为超高压压力
半精加工机床
3~5
龙门刨床
2~8
拉床
8~10
农业机械、小型工程机械、工程机械辅助机构
10~16
液压机、大中型挖掘机、中型机械、起重运输机械
20~32
地质机械、冶金机械、铁道车辆维护机械，各类液压机具
25~100
表5.2按主机类型选择液压执行器的设计压力
由第四章的液压执行器的负载力42000N参考表5.1和表5.2初步选择设计压力5MPa。
5.2计算和确定液压缸的主要结构尺寸与液压马达的排量
液压缸的缸筒内经、活塞杆直径及有效面积或液压马达的排量是其主要结构参数。
计算方法是：
先由最大负载和选取的设计压力及估取的机械效率算出有效面积或排量，然后再检验是否满足在液压系统最小稳定流量下的运行速度要求。
计算公式见表5.3
项目
液压缸
液压马达
单活塞缸
无杆腔为工作腔
有杆腔为工作腔
计算公式
P1A1-P2A2=Fmax/ηcm
P1A2-P2A1=Fmax/ηcm
Vm=Tmax/（△Pηmm）
校验公式
A≥qmin/Vmin（A为A1或A2）
Vm≥qmin/ηmin
备注
P1、P2为液压缸工作腔、回油腔压力（背压力）按表5.4选取；
为液压缸无杆腔的有效面积；
为液压缸有杆腔的有效面积；D、d为液压缸缸筒内经、活塞杆直径，
、
、
为液压缸的最大负载力，机械效率（一般取0.9~0.97）；最小速度，
、
、
、
、
为液压马达的最大转矩，机械效率（齿轮马达和柱塞马达取0.9~0.95，叶片马达取0.8~0.9）；最小转速；排量；进出油口压差，
为系统最小稳定流量，节流调速系统取决于流量控制阀的最小稳定流量，容积调速系统取决于变量泵的最小稳定流量
表5.3计算和校验液压执行器主要结构参数的公式
系统类型
背压力
中低压系统
简单系统和一般轻载节流调速系统
0.2~0.5
回油带被压阀
调整压力一般为0.5~1.5
回油路设流量调节阀的进给系统满载工作时
0.5
设补油泵的闭式系统
0.8~1.5
高压系统
初算时可忽略不计
表5.4液压执行器的背压力
当计算液压缸的结构参数时，还需要确定活塞杆直径与液压缸内经的关系，以便在计算出液压缸内经D时，利用这一关系获得活塞杆的直径d。
通常是由液压缸的往返速度比
确定这一关系，即
，按这一关系得到的d的计算公式如表5.6所列。
图5.5单活塞杆液压缸
往返速度比
=V1/V2
1.15
1.25
1.33
1.46
1.61
2
活塞杆直径d
0.3D
0.4D
0.5D
0.55D
0.62D
0.7D
说明
V1-无杆腔进油时的活塞运动速度；V2-有杆腔进油时的活塞运动速度。
一般
≤1.61较合适；液压缸差动连接并要求往返速度比相同时，应取A2=A1/2,即d=D/
≈0.7D
表5.6根据往返速度比
计算活塞杆直径d的公式
液压缸内经D和活塞杆直径d的最后确定值，应按GB/T2348-1993（液压缸、气缸内经及活塞杆外径系列（表5.7）就近圆整为标准值；液压马达排量Vm的最后确定值，应按GB/T2347-1980（液压泵及马达公称排量系列）（表5.8）就近圆整为标准值，以便选用标准缸和马达或自行设计液压执行器时采用标准的密封件。
内经尺寸系类
活塞干外径尺寸系列
8
40
125
（280）
4
16
36
90
220
10
50
（140）
320
5
18
45
110
280
12
63
160
（360）
6
20
50
125
320
16
80
（180）
400
8
22
56
140
360
20
（90）
200
450
10
25
63
160
25
100
（220）
500
12
28
70
180
32
（110）
250
14
32
80
200
表5.6液压缸的内经和活塞杆外径尺寸系列（GB/T2348-1993）/mm
注：
括号的尺寸为非优先采用值。
0.1
0.16
0.25
0.4
0.63
1.0
1.25
1.6
2.0
2.5
3.15
4.0
5.0
6.3
8.0
10
12.5
（14）
16
（18）
20
（22.4）
25
（25）
31.5
（35.5）
40
（45）
50
（56）
63
（71）
80
（90）
100
（112）
125
（140）
160
（180）
200
（224）
250
（280）
315
（355）
400
（450）
（560）
630
（710）
800
800
（900）
1000
（1120）
1250
（1400）
1600
2000
（2240）
2500
（2800）
（2800）
3150
（3550）
4000
（4500）
5000
（5600）
6300
（7100）
8000
（9000）
表5.7液压泵及马达公称排量系列（GB/T2347-1980）/
注：
1、括号内公称排量值为非优先选用者。
2、超出本系列9000ml/r的公称排量应按GB/T321-1980《优先数和优先数系》中R10数系选用。
5.3计算液压执行器的最大流量
1、液压缸的最大流量
为
=
5.1
公式中，A为液压缸的有效面积（A1或A2）；
为液压缸的最大速度，由速度循环图查取。
由表5.3当无杆腔为工作腔时，由公式
5.2
即
由公式
5.3
由公式5.1、5.2、5.3得出
为995
2、液压马达的最大流量
5.4
公式中，V为液压马达的排量；
为液压马达的最高转速，由转速循环图查取。
由表5.3液压马达计算公式
5.5
5.4编制液压执行器的工况图
液压执行器的工况图包括压力循环图（p-t图）、流量循环图（q-t图）和功率循环图（P-t图），它反映了一个系统循环周期，液压系统对压力、流量及功率的需要量、变化情况及峰值所在的位置，是拟定液压系统、进行方案对比及为均衡功率分布而调整或修改设计参数，以及选择、设计液压元件的基础。
P-t图（工作压力p1对时间t变化的曲线图）是根据液压执行器的负载循环图和主要结构参数进行设计计算和编制的。
表5.9是液压执行器工作压力（入口压力或负载压力）p1的计算公式。
q-t图可利用液压缸速度循环图或液压马达转速循环图和式5.1或式5.4进行计算和编制的。
将执行器的q-t图叠加，绘出系统总的q-t图（见图5.10）。
p-t图可由P-t图和q-t图并根据液压功率P=pq绘出。
图5.11所示为液压缸的工况图。
项目
液压缸
液压马达
单活塞杆液压缸
无杆腔为工作腔
有杆腔
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