1、正确选择转子轴承的型号和寿命
由于双列向心球面滚子轴承具有承载能力强、调心性能好等优点，所以多选用这种型号的轴承作为转子轴承。
由于转子轴承的受力十分复杂，很难用理论公式进行计算，有的教科书推荐用经验公式P=3G( G为转子体质量)来计算当量载荷。如何选取轴承的计算寿命也是很重要的，如果选取的计算寿命过长，显然就要加大轴承尺寸，从而使破碎机的结构庞大；如果选取的计算寿命短，由于轴承的承载能力不够，会加速损坏。笔者认为，轴承的预期计算寿命应以5 000 -10 000h为宜。另外，转子轴承在较大冲击载荷作用下，滚动体或套圈滚道上可能会出现不均匀的塑性变形凹坑，使轴承在运转时产生振动和噪声，甚至不能工作。因此，还应验算最大冲击载荷是否满足静强度的要求，其计算公式为：Co≥So Po（其中：Co为额定静载荷，So为瞬时最大冲击载荷，Po为安全系数，取1.2 -2.5)。
2、改善轴承的受力状况
作用在轴承上的冲击载荷取决于作用在转子上的冲量及轴承座的支承柔度。增大轴承座的支承柔度，会减轻作用在轴承上的冲击载荷。为此，我们在轴承座和支承架之间加进适当厚度的橡胶板以提高轴承座的支承柔度。工业用橡胶板1120号具有非常优越的耐压性能和缓冲性能，它的弹性模量随着压力的增加而迅速增大，所以这种材料在冲击载荷作用下能承受很大的变形而不至被破坏。由于加进橡胶板，增大了支承柔度，从而吸收了一部分振动能量，改善了轴承的受力状况，达到延长使用寿命的目的。
3、选择合理的配合关系
破碎机转子轴承工作时承受的主要是冲击载荷，滚动体上所受载荷的大小是不一样的，处于冲击载荷合力作用线下的那个滚动体受力最大，内外圈滚道也是在此处与滚动体相接触时受力最大。对于内圈，因工作时在不停地转动，整个滚道上的每1个接触点都将依次地通过此受力最大点，然后转向受力渐小处，如此不停地循环。内圈应配合得紧些，滚道上就不会产生某1个接触点停留在这个受力最大点上的现象。而外圈则不同，其相对固定不易转动，这个受力最大的点会停留在1个固定点上，整个滚道受力是很不均匀的。如果配合得较松一些，它就有可能在冲击作用下产生微小的同向位移。这样就改换了受力最大点的位置，从而延长了外圈的寿命，故建议外圈与轴承座的配合采用F8或E8。
4、提高转子体的平衡精度
冲击式破碎机的转子质量大、转速高，转子体的铸造偏差和安装板锤后引起的质量偏差将使转子旋转时产生不平衡的离心力。这个离心力使机器产生强迫振动，导致轴承和其它机件破坏，因此破碎机的转子必须进行平衡试验。如果转数≤1 000r/min时，通常转子体只需静平衡。静平衡时，转子安放在水平的钢制导轨上，在任何位置都保持平衡状态时，转子就达到静平衡。有的厂家在进行静平衡试验时，把配重焊在转子体的内腔，由于转子体两边的侧孔不大，给焊接造成困难。甚至有的配重焊接不牢，在工作时掉落。经过调查研究，我们认为采取如下办法较好：如果转子体直径较小，可以通过改变转子体两侧的堵板质量进行平衡。如果转子体直径比较大，最好把配重焊在转子体的外壁上。为了防止配重在振动和冲击下掉落，可在转子体的适当位置铸出几排槽，把配重嵌装在槽里，然后焊上，这样既牢固，又美观。原西德的哈多帕克特型反击式破碎机的转子体是用数块厚钢板与间隔套并叠而成。这种结构从理论上说是没有偏心距的，所以它的平衡精度比较高。
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