雙齒輥破碎機設(shè)計畢業(yè)論文設(shè)計

1、目目 錄錄 1 1概述概述 .3 3 1.1 破碎理論 .3 1.1.1 表面理論 .3 1.1.2 體積理論 .4 1.1.3 裂縫理論 .5 1.2 一般破碎機械 .5 1.3 齒輥破碎機的發(fā)展 .10 1.3.1 九十年代前的齒輥式破碎機 .10 1.3.2 九十年代后的齒輥式破碎機 .11 1.3.3 國外的齒輥式破碎機 .13 2 2 齒輪破碎機的詳細(xì)參數(shù)齒輪破碎機的詳細(xì)參數(shù) .1414 2.1 破碎機的技術(shù)參數(shù) .14 2.2 總體結(jié)構(gòu)和布局設(shè)計 .14 2.3 工作參數(shù)的確定 .15 2.3.1 輥子中心距的確定 .15 2.3.2 輥子轉(zhuǎn)速的確定 .16 2.3.3 輥子長度的

2、計算 .17 2.3.4 功率計算 .17 2.35 齒輥切向力的計算 .17 2.4 電機的選擇 .19 2.4.1 選擇電動機的綜合問題 .19 2.4.2 電機的選擇計算 .20 2.5 同步齒輪的設(shè)計 .20 2.6 齒輥軸的設(shè)計 .25 2.6.1 破碎輥（1）軸的設(shè)計 .25 2.62 破碎輥（2）軸的設(shè)計 .28 2.7 鍵的選擇與校核 .31 2.7.1 齒環(huán)與軸的聯(lián)接鍵 .31 2.7.2 同步齒輪與軸的聯(lián)接鍵 .31 2 7.3 半聯(lián)軸器與軸的聯(lián)接鍵.32 2.8 齒環(huán)和齒帽的設(shè)計 .33 2.8.1 齒帽的設(shè)計 .33 2.8.2 齒環(huán)的設(shè)計 .33 2.9 軸承的選擇軸

3、承的選擇 .33 2.9.1 確定軸承型號 .33 2.9.2 軸承的校核 .33 3 3 減速器的設(shè)計減速器的設(shè)計 .3535 3.1 減速器的設(shè)計要求 .35 3.2 減速器的總體布局設(shè)計 .35 3.3 傳動零件的設(shè)計與計算 .37 4 減速器的結(jié)構(gòu)和附件設(shè)計減速器的結(jié)構(gòu)和附件設(shè)計.47 5 對附件設(shè)計對附件設(shè)計.49 結(jié)論結(jié)論.5050 參考文獻參考文獻.5151 致致 謝謝.5252 概述概述專業(yè)畢業(yè)設(shè)計專業(yè)畢業(yè)設(shè)計 建國初期，我國依前蘇聯(lián)模式發(fā)展工業(yè)，旋回破碎機、圓錐破碎機和顎 式破碎機應(yīng)用較為普遍，在高等院校的教材中也主要講述上述破碎機的結(jié)構(gòu) 和設(shè)計，有關(guān)雙齒輥破碎機的內(nèi)容十分簡

4、單，且結(jié)論是“不能破巖石，沒有 發(fā)展前途” ，所以建國后 30 多年并沒有得到廣泛的應(yīng)用。改革開放以后，我 們了解到雙齒輥破碎機在發(fā)達(dá)的西方國家應(yīng)用已非常普遍后才開始進行設(shè)備 和技術(shù)引進。經(jīng)過國內(nèi)外雙齒輥破碎機的運行實踐并對比分析，與旋回破碎 機、顎式破碎機等國內(nèi)使用的傳統(tǒng)破碎機比較，雙齒輥破碎機有下列優(yōu)點： (1)結(jié)構(gòu)簡單，維護方便； (2)外形尺寸小，重量輕； (3)生產(chǎn)能力大，能耗低； (4)工作受力均為內(nèi)力，為簡化基礎(chǔ)設(shè)計創(chuàng)造了條件，更適合移動破 碎站選用； (5)產(chǎn)品粒度均勻； (6)安全保護可靠； (7)特殊情況下可直接起動，對電網(wǎng)沖擊很小。 針對以上優(yōu)點，結(jié)合現(xiàn)在選煤廠的生產(chǎn)方案

5、以及現(xiàn)有的齒輥破碎機的產(chǎn) 品展開研究。結(jié)合破碎理論根據(jù)生產(chǎn)需求進行設(shè)計。 1.1 破碎理論 破碎是相當(dāng)復(fù)雜的，它與被破碎物本身的性質(zhì)(物料的均勻性、硬度、密度、 鉆度、料塊的形狀和含水率)以及所選擇的機械裝備等有關(guān)。破碎物料時所加的外 力除了使物料塊發(fā)生相對移動和轉(zhuǎn)動外，還使物料破碎。確定破碎時所消耗的功 與被破碎物料的破碎程度之間的關(guān)系是相當(dāng)重要的。 破碎的現(xiàn)有理論中以表面理論和體積理論為最普遍，雖不能得到十分精確的 結(jié)論，但可作為選型或設(shè)計時的參考。 1.1.1表面理論表面理論 該理論認(rèn)為破碎時所消耗的功與被破碎物料新形成的表面積成正比。 一般情況下，當(dāng)將邊長為的立方體分成邊長為的小立方體

6、時，可1cmcm n 1 得到個小立方體，分割平面數(shù)為，所消耗的總功為。 3 n) 1(3n) 1(3np 假設(shè)將上述立方體物料分割成邊長分別為和的小立方體，cm m1 1 cm m2 1 則其所消耗的功之比如下式： = 2 1 m m p p 1 1 ) 1(3 ) 1(3 2 1 2 1 m m mp mp 當(dāng)和相當(dāng)大時，可以寫成=。由此可見，破碎所消耗的功 1 m 2 m 2 1 m m p p 2 1 m m 與物料的破碎度成比例。 1.1.2 體積理論 該理論是指破碎物料所消耗的功等于使物料變形直到在物料內(nèi)部產(chǎn)生極限應(yīng) 力(抗壓極限強度)所消耗的功。 根據(jù)虎克定律，壓縮時物料內(nèi)部產(chǎn)生

7、的應(yīng)力與應(yīng)變成正比，即 e 式中 物料內(nèi)部應(yīng)力， 2 /mmn 物料的應(yīng)變; 物料彈性模量， e 2 /mmn 設(shè)為使物料變形的外力， n 為物料橫截面面積， a 為物料的縮短變形量， l 為物料的原始長度， l 那么；。 an /ll/ 從而 ean/ll/ 得出 eanll/ 其中, , 為常量，則與的關(guān)系為直線關(guān)系，則使物料變形所 lealnl 消耗的功就為= wwealnln2/2/ 2 物料內(nèi)部產(chǎn)生的應(yīng)力代人上式可得 an / = weal 2/ 2 即為物料的體積，所以= alwev 2/ 2 當(dāng)要將物料破碎斷裂時，應(yīng)力達(dá)到了物料的抗壓強度極限應(yīng)力，從而可 b 得到物料破碎時所消耗

8、的功為= 破碎 w ev 2/ 2 由此可見，對每種物料而言，和均為定值，則功與體積成正比。 b e 破碎 w v 因為當(dāng)應(yīng)力大于強度極限時物料方可破碎，而大多數(shù)巖石都不符合變形的虎 克定律，實驗表明，體積理論僅可用于粗略計算靠沖擊力或壓力進行破碎的機械 所消耗的功。 1.1.3 裂縫理論 破碎物料時，外力所做的功先是使物體變形，當(dāng)變形超過限度后即生成裂縫， 裂縫形成以后，存儲在物體內(nèi)的變形能促使裂縫擴展并生成斷面。輸入功的有用 部分轉(zhuǎn)化為新生表面的表面能，其它部分成為熱損失。因此，破碎所需要的功， 應(yīng)考慮變形能和表面能兩項，變形能和體積成正比，表面能和表面積成正比。假 定等量考慮這兩項，所需

9、的功應(yīng)當(dāng)同它們的幾何平均值成正比，及 成比例。等于單位體積的物體，就是與=)( 2 5 23 dddsv 2 5 d 3 / d 成正比。 2 1 /1 d 據(jù)上，可將重量為的礦物從破碎到所需的功耗為qddp =11()p i wkqdd/1p 為功指數(shù)， i whtkw/ 為修正系數(shù)，煤取 0.751k 為產(chǎn)量，qht / 為排料粒度d 為如料力度d 以上三種理論，以裂縫理論有較大的應(yīng)用價值。在應(yīng)用關(guān)鍵是測定宮指數(shù)， i w 其值可通過測定礦石的可碎性來計算： 由測定礦石的沖擊破碎強度，在測知礦石的真密度，礦石的破碎功指數(shù)c 由下式計算： =2.59 i w/c 1.2 一般破碎機械 破碎機

10、械是對固體物料施加機械力，克服物料的內(nèi)聚力，使之破裂成小塊物 料的設(shè)備。 破碎機械所施加的機械力，可以是擠壓力、辟裂力、彎曲力、剪切力、沖擊 力等，在一般機械中大多是兩種或兩種以上機械力的混合。對于堅硬的物料，適 宜采用產(chǎn)生彎曲和辟裂作用的破碎機械；對于脆性和塑性的物料，適宜采用產(chǎn)生 沖擊和辟裂作用的機械；對于粘性和韌性的物料適宜采用產(chǎn)生擠壓和碾磨作用的 機械。 在礦山工程和建設(shè)工程上，破碎機械多用來破碎爆破開采所得的天然石料， 使之成為規(guī)定尺寸的礦石或碎石。在硅酸鹽工業(yè)中，固體原料、燃料和半成品需 要經(jīng)過各種破碎加工，使其粒度達(dá)到各道工序所要求的尺寸，以便進一步加工操 作。 通常的破碎過程，

11、有粗碎、中碎、細(xì)碎三種，其入料粒度和出料粒度，如表 1.1 所示。所采用的破碎機械相應(yīng)地有粗碎機、中碎機和細(xì)碎機三種 。 表 1.1 物料粗碎、中碎、細(xì)碎的劃分（mm） 類 別入料粒度出料粒度 粗碎300900100350 中碎10035020100 細(xì)碎50100515 工業(yè)上常用物料破碎前的平均粒度與破碎后的平均粒度之比來衡量破碎dd 過程中物料尺寸變化情況，比值 稱為破碎比（即平均破碎比）i =/idd 為了簡易地表示物料破碎程度和比較各種破碎機的主要性能，也可用破碎機 的最大進料口尺寸和最大出料口尺寸之比來作為破碎比，稱為標(biāo)稱破碎比。 在實際破碎加工時，裝入破碎機的最大物料尺寸，一般總

12、是小于容許的最大 進料口尺寸，所以，平均破碎比只相當(dāng)于標(biāo)稱破碎比的 0.750.9。 破碎機械常用的類型有：顎式破碎機、圓錐破碎機、旋回式破碎機、錘式破 碎機和輥式破碎機等。 顎式破碎機廣泛運用于礦山、冶煉、建材、公路、鐵路、水利和化工等行業(yè)。 根據(jù)其結(jié)構(gòu)不同可分為復(fù)擺顎式破碎機（即單復(fù)擺顎式破碎機）和簡擺顎式破碎 機。復(fù)擺顎式破碎機適用于粗，中碎抗壓強度 250mpa 以上的各種礦石巖石。簡 擺顎式破碎機則可以破碎各種硬度的礦石和巖石，且特別適用于破碎各種硬度的 磨蝕性強的石料。 表 1.2 簡擺顎式破碎機的技術(shù)規(guī)格 進料口尺寸 /mm 規(guī)格 長寬 最大進料粒度 /mm 出料口調(diào)節(jié)范圍 /m

13、m 生產(chǎn)率 /t/h 電動機 功率/kw 1200900 井下 1200900650 150180140200 110.0 1200900 液壓 1200900750 150200 14020095.0 1500120 0130180 170180.0 2100150 0 210015001250 250300 400500280.0 復(fù)擺顎式破碎機工作時，電動機通過皮帶輪帶動偏心軸旋轉(zhuǎn)，使動顎周期地 靠近、離開定顎，從而對物料有擠壓、搓、碾等多重破碎，使物料由大變小，逐 漸下落，直至從排料口排出。 表 1.3 復(fù)擺顎式破碎機的技術(shù)規(guī)格 進料口尺寸 mm 電動機 規(guī)格

14、 長寬 最大 進料 粒度 mm 出料口調(diào) 節(jié)范圍 mm 生產(chǎn)率 t/h 型號功率 kw 250150250150125 104014 y1325-45.5 350200350200160 105025 y160m-67.5 3802403802401721y160m-67.5 400250400250210 2080520 y180l-615.0 400250 分段式 400250 400250 移動式 400250220 2080520 m200l2- 6-05022 400250 汽油機驅(qū) 動 400250220 20801012 m-050 汽 油機 820（ hp） 400250400

15、250180 2080810 y180m-417.0 5002505002502202080 540 y200l2-622 600400600400350 4016017115 y250m-830.0 750500750500450 50170 70yr280-855.0 900600900600480 7520052192 yr315l-875 輥式破碎機工作可靠、維修簡單、運行成本低廉，排料粒度大小可調(diào)。按照 輥子數(shù)量可分為單輥破碎機、雙輥破碎機和多輥破碎機（一般是四輥）等，按照 輥面特征，可分為光面輥和帶齒輥兩種。 單輥破碎機，用于破碎石灰石、煤等物料，物料塊在輥子與帶齒板間被軋碎。 雙

16、齒輥破碎機主要適用于礦山，冶金、化工、煤礦等行業(yè)脆性塊狀物料的粗， 中級破碎，其入料粒度大，出料粒度可調(diào)，可對抗壓強度160mpa 的物料進行破 碎。其結(jié)構(gòu)緊湊，且破碎力由內(nèi)部機構(gòu)承受，基礎(chǔ)不受力，特別適用于移動式設(shè) 備，也廣泛適用于各種場合的物料破碎。 破碎機充分利用脆性材料的抗彎、抗 剪強度比抗壓強度低的特點，采用交叉布齒，使破碎齒受力均勻，降低能耗； 采用大齒、小輥、螺旋布齒，多破碎盤的結(jié)構(gòu)，有更強的挾制大塊能力，重復(fù)破 碎少，生產(chǎn)能力強； 在兩個破碎輥下設(shè)有破碎棒，形成破碎齒和破碎棒三級破 碎過程且可調(diào)整出料粒度，使碎后粒度均勻； 齒輥轉(zhuǎn)速低、磨損小、燥音低、 粉塵小。被破碎物料經(jīng)給料

17、口落入兩輥子之間，進行擠壓破碎，成品物料自然落 下。遇有過硬或不可破碎物時，輥子可憑液壓缸或彈簧的作用自動退讓，使輥子 間隙增大， 表 1-4 單輥破碎機的技術(shù)規(guī)格 規(guī)格 /mm 輥子轉(zhuǎn) 速 /r/min 進料粒度 mm 卸料粒 度/mm 電機 功率 /kw 生產(chǎn)率 /t/h 外形尺寸 /mm 長寬高 整機質(zhì) 量/t 915183 0 56700 022 5 350850 566043 303370 80 150028 00 6 300100 02500 20055400 726732 501735 32.8 150021 40 5.2-40 25030 0 713626 001810 27.

18、13 100013 00 - 120075 0300 100 300 1360 470022 501116 8.1 表 1.5 雙輥破碎機的技術(shù)規(guī)格 規(guī)格 mm 輥子轉(zhuǎn) 速 r/min 進料 粒度 mm 卸料粒 度 mm 電動 機功 率 kw 生產(chǎn)率 t/h 外形尺寸 mm 長寬高 整機 質(zhì)量 t 1200 1000 122.240212401590 747047 802018 45.3 18 7507 00 504021028 3.41 7 388928 652018 12.2 52 雙光 面輥 6104 00 758503030 12.8 40 223517 22810 3.29 7 60

19、04 00 120362920415 261517 601937 2.55 4002 50 200322810510 129594 0820 1.3 雙齒 面輥 9009 00 37.5800010028125 321716 944198 13.2 7 過硬或不可破碎物落下，從而保護機器不受損壞。相向轉(zhuǎn)動的兩輥子有一定 的間隙，改變間隙，即可控制產(chǎn)品最大排料粒度。雙輥破碎機是利用一對相向轉(zhuǎn) 動的圓輥，四輥破碎機則是利用兩對相向轉(zhuǎn)動的圓輥進行破碎作業(yè)。 四輥破碎機是一種冶金礦山設(shè)備配套中、細(xì)碎產(chǎn)品，也可通過調(diào)整上、下輥 的間隙，破碎所需粒度的物料?，F(xiàn)有部分四輥破碎機規(guī)格如表 1.6。 表 1.6

20、 四輥破碎機的技術(shù)規(guī)格 規(guī)格 /mm 輥子轉(zhuǎn)速 /r/min 進料 粒度 /mm 卸料 粒度 /mm 電動機 功率 /kw 生產(chǎn)率 /t/h 外形尺寸/mm 長寬高 整機質(zhì)量 /t 83.38130385535401200 1000153.16620410755060 9610566043 25 67 10810028189000 70018940 210 2016 4175315031 47 27.64 1.3 齒輥破碎機的發(fā)展 1.3.1 九十年代前的齒輥式破碎機 90 年代前，齒輥式破碎機的技術(shù)存在不能嚴(yán)格控制碎后產(chǎn)品粒度，碎后產(chǎn)品 過粉碎量大，機體受到的沖擊載荷較大，破碎齒易壞，整體噪

21、聲大，維修量大等 缺點。如為了防止入料中的雜木、鐵器、矸石、巖石等硬物料損壞破碎齒，在單 齒輥破碎機的破碎板下端裝有拉力彈簧，在雙齒輥破碎機一破碎輥的兩端裝有壓 縮彈簧，目的是當(dāng)大塊物料或堅硬物料落到破碎腔不能被破碎時，破碎板或齒輥 受力增大，從而壓縮彈簧增大破碎腔的排料間隙，以便排出硬物，然后借彈簧的 恢復(fù)力使可動破碎板或齒輥回到原來的位置。如此便不能嚴(yán)格控制碎后產(chǎn)品的粒 度。 1987 年原兗州煤礦設(shè)計院在消化吸收美國雷克斯諾德（rexnord ）公司生產(chǎn) 的岡拉克 36dam 型（gundlach36dam） 破碎機的基礎(chǔ)上，設(shè)計出的 4pgc-380/350 1000 型齒輥式破碎機，

22、是當(dāng)時技術(shù)上較為先進的破碎機。該型破碎機在技術(shù)上的 一個突出特點是采用“nitroil”控制系統(tǒng)。該系統(tǒng)可以獨立地調(diào)整上段齒輥的 間距來控制下段的給料粒度，也可單獨調(diào)整下段齒輥的間距以控制產(chǎn)品粒度,這 樣,可根據(jù)破碎工藝要求靈活地調(diào)整破碎程序。同時，該型破碎機把調(diào)整齒輥間 距裝置和保險裝置做成一個系統(tǒng)，采用液壓氣動系統(tǒng)；油缸的活塞桿與可動齒輥 相連，在有活塞桿的油缸腔內(nèi)，泵入一定可變量的液壓油，同時在油缸的無活塞 桿的腔內(nèi)泵入一定壓力的氣體，形成空氣柱彈簧這樣可以根據(jù)泵入油量的多少改 變活塞的位置，從而確定齒輥間的距離達(dá)到控制產(chǎn)品粒度的目的。當(dāng)硬物或不可 破碎物進入破碎機后，由于破碎力增大，可

23、動齒輥壓縮空氣柱使硬物通過，隨后 又可使動齒輥復(fù)位。同樣也存在不能嚴(yán)格的控制產(chǎn)品粒度的問題。 1.3.2 九十年代后的齒輥式破碎機 進入 90 年代后，隨著我國改革開放力度的加大，煤的銷售市場也發(fā)生了較大 的變化，人們對選煤技術(shù)及設(shè)備提出了更高的要求，其中包括對煤碎后產(chǎn)品中降 低細(xì)顆粒含量、產(chǎn)品粒度的均勻性、減少過限粒度、增大處理能力等，從而推動 了破碎機技術(shù)的發(fā)展和進步。 首先煤炭科學(xué)研究總院唐山分院開發(fā)了 2pl 系列強力破碎機。該破碎機在技 術(shù)上的進步主要是取消了原雙輥破碎機的退讓彈簧保險裝置，將雙破碎輥固定， 破碎齒使用新的技術(shù)和材料來防止難碎硬物損壞破碎齒，從而可較嚴(yán)格控制碎后 產(chǎn)品

24、中的過大顆粒。 華北工學(xué)院針對單齒輥破碎機存在效率低、結(jié)構(gòu)復(fù)雜、受力不均勻等特點開 發(fā)了新一代的 915 單齒輥破碎機。這種破碎機有兩種結(jié)構(gòu)形式：第一種結(jié)構(gòu)形 式（圖 1） 。主要是將原來調(diào)整破碎板位置的拉力彈簧改為推力彈簧，彈簧的彈性 力為 490kn，在彈簧的兩端分別裝有兩組螺母，外側(cè)螺母用于調(diào)整破碎板位置， 從而調(diào)整排料口間隙內(nèi)側(cè)螺母用于調(diào)整彈簧的彈性力。安裝彈簧的拉桿插在機體 的支座上，支座孔沿垂直方向為長方孔，用此調(diào)整產(chǎn)品的粒度。這種結(jié)構(gòu)降低了 機體高度，縮短了拉桿長度，使結(jié)構(gòu)更為緊湊。第二種結(jié)構(gòu)（圖 2）是利用顎式 破碎機的楔形調(diào)整機構(gòu)和雙輥破碎機的主動輥軸相結(jié)合，吸收了兩者的優(yōu)點

25、，如:進 料口大；破碎輥表面可裝有不同尺寸的破碎齒板；顎板上鑲有可更換的耐磨襯板;出 料口大小可通過推力板上的長方形螺孔調(diào)整。該機與同規(guī)格的顎式或雙齒輥破碎 機相比，破碎能力明顯增大，效率可提高 30%。同時，由于有預(yù)碎和破碎兩個區(qū) 域，破碎后的物料受齒輥撥動而被強制排出機體外，所以更適用于處理含水分較 大的煤。 1.破碎板 2. 機架 3. 彈簧 4. 拉桿 5. 螺母 圖 1.1 915 單齒輥破碎機示意圖(第 1 種結(jié)構(gòu)) 1.破碎輥 2. 顎板 3. 調(diào)整機構(gòu) 4. 機架 圖 1.2 915 單齒輥破碎機示意圖(第 2 種結(jié)構(gòu)) 1994 年平頂山選煤設(shè)計院和鄭州長城冶金設(shè)備廠研究開發(fā)

26、出了 fp500 系列分 級破碎機。該系列破碎機采用單電機驅(qū)動，液力耦合器過載保護，其傳動系統(tǒng)是 電機驅(qū)動液力耦合器并帶動一對錐齒輪，改變轉(zhuǎn)動方向并驅(qū)動主動破碎輥轉(zhuǎn)動， 主動破碎輥通過另一端的一組直齒輪驅(qū)動被動輥轉(zhuǎn)動。破碎齒呈螺旋形布置，入 料中的小顆粒很容易通過破碎輥之間的間隙排出，大塊則利用齒的剪切和拉伸力 來進行破碎，改善了傳統(tǒng)破碎機中物料不受控制一律破碎的情況。 90 年代中期，山東萊蕪煤礦機械廠引進德國技術(shù)，開發(fā)生產(chǎn)了 2pgl 系列雙 齒輥強力高效破碎機。該系列破碎機采用雙電機、雙液力耦合器、雙套齒輪箱直 聯(lián)式驅(qū)動，一側(cè)壁和一破碎輥用手動液壓系統(tǒng)可移動，用來調(diào)整齒輥間的間距， 從而

27、控制排料粒度該機有液力耦合器過載保護，和電控過載保護可有效防止難碎 硬物損壞破碎齒。整機結(jié)構(gòu)緊湊，機體高度低，沖擊負(fù)荷小。 同期，煤炭科學(xué)研究總院唐山分院相繼開發(fā)了 2plf 系列分級破碎機、 2fjp600 系列強力分級破碎機、4pgg 系列強力破碎機和 dp 系列單齒輥破碎機。 2plf 系列分級破碎機在傳動形式上采用三角帶大帶輪傳動，傳動結(jié)構(gòu)簡單、故障 率低，由于大帶輪有蓄能作用，故所需的電機功率比直聯(lián)式傳動的小。雙齒輥采 用對轉(zhuǎn)方式，破碎齒采用子彈頭式，表面堆焊硬質(zhì)合金，強度大，破碎效率高并 且磨損后便于修復(fù)，2fjp600 系列強力分級破碎機的雙齒輥分別各自向兩側(cè)壁方 向轉(zhuǎn)動，齒輥上

28、的破碎板采用拼裝式，破碎齒為在韌性較好的鑄基體上堆焊硬質(zhì) 合金，不但強度大，可破碎難碎硬物，而且破碎齒“寧彎不折”當(dāng)難碎硬物卡彎 破碎齒后，現(xiàn)場無需更換破碎板而可將破碎齒直接修復(fù)。在兩側(cè)壁上分別裝有梳 齒板，其有兩個作用：1.使破碎過程完全為剪切、拉伸破碎、不易產(chǎn)生過粉碎物； 2.起棒條篩的作用，可通過不需破碎的物料，而對需破碎的大塊物料，可嚴(yán)格地 控制碎后產(chǎn)品的粒度，使碎后物料的三維尺寸都能得到控制。兩齒輥分別向各自 的側(cè)壁方向旋轉(zhuǎn)也可以保證入料中已經(jīng)達(dá)到要求粒度的物料不再二次破碎，從齒 輥間的排料口和齒輥與梳齒板間的排料口直接排出，從而減少能量消耗和因擠壓 破碎產(chǎn)生的過粉碎。兩破碎輥有兩套

29、獨立的驅(qū)動裝置，使兩破碎輥各自獨立工作， 在實際破碎時，可根據(jù)入料量改變工作制度，即入料少時開單機，入料多時開雙 機，用戶更加節(jié)能。每臺破碎機可配有 a 、b 、c 三種齒型，每種齒型對應(yīng)一種 產(chǎn)品粒度，用戶可通過更換齒型來調(diào)整產(chǎn)品粒度而不需更換破碎機，實現(xiàn)一機多 用減少用戶的重復(fù)投資。另外，由于該系列破碎機為強力破碎，工藝布置時不需 要手選皮帶人工揀矸，原煤也不需要預(yù)先篩分而直接入破碎機，簡化了選煤工藝 流程，降低了廠房高度，減少了選煤廠建設(shè)投資與生產(chǎn)費用。4pgg 系列四齒輥破 碎機和 dp 系列單齒輥破碎機是在 2fjp 系列基礎(chǔ)上派生而出的，除 4pgg 系列破 碎機的機體采用積木式結(jié)

30、構(gòu)，上下機體可組可分可根據(jù)生產(chǎn)現(xiàn)場實際來安裝，破 碎比增大外，其它結(jié)構(gòu)和破碎原理與 2fjp 系列基本相同。 1.3.3 國外的齒輥式破碎機 mmd 型系列輪齒式破碎機是英國 mmd 礦山機械集團公司開發(fā)出的新一代破碎 機，3 ，有 500、 625、750、1000、1300 和 1500 共 6 個系列每個系列，有短箱 型、標(biāo)準(zhǔn)箱型和長箱型 3 種不同工作長度，以滿足不同處理能力的要求。每一種 規(guī)格又配有不同類型的齒型、齒帽，以適應(yīng)不同破碎產(chǎn)品粒度的要求。該機的工 作原理是依靠沖擊剪切和沖擊拉伸的作用，使剪切力沿著物料的薄弱易碎部位產(chǎn) 生巨大破碎力使其破碎。物料在兩個破碎齒之間以及與側(cè)壁的

31、梳齒板之間，排出 產(chǎn)品在破碎后受此間隙控制，不會產(chǎn)生過大顆粒，在給料中已含有合格粒度的物 料很快排出，不受破碎作用，有較好的粒度控制和篩分作用，產(chǎn)品粒度均勻。因 此該機又稱“篩分破碎機”，主要用于粗破碎和第二段破碎作業(yè)?，F(xiàn)已有多臺 mmd 型破碎機在我國的煤礦和選煤廠使用。其特點是： 高度小結(jié)構(gòu)緊湊； 特殊的輪齒結(jié)構(gòu)使其適用于干礦濕礦泥礦和粘礦； 碎后產(chǎn)品粒度均勻沒有過大顆粒過粉碎的產(chǎn)品少； 處理量大最大可達(dá) 14 000t/h 破碎強度高可破碎抗壓強度達(dá) 300mpa 的物 料； 采用液力耦合器和電控雙重過載保護當(dāng)過載或遇到難碎物料時破碎機停止 轉(zhuǎn)動破碎輥反轉(zhuǎn)排出難碎物料； 維護維修簡便。

32、2 齒輪破碎機的詳細(xì)參數(shù)專業(yè)畢業(yè)設(shè)計 qq1668775220 2.1 破碎機的技術(shù)參數(shù) 產(chǎn)品主要針對大眾型破碎作業(yè)設(shè)計： 破碎物料抗壓強度：120mpa 入料粒度：（允許少量到 500mm）300mm 出料粒度：30-40100 150mm 生產(chǎn)能力：600 800t/h 2.2 總體結(jié)構(gòu)和布局設(shè)計 根據(jù)前面技術(shù)參數(shù)的確定，由相關(guān)單位的工作人員經(jīng)驗得出，破碎大粒度當(dāng) 出料粒度大于 100mm 采用齒帽式齒形，有利于生產(chǎn)。故該機采用 5 齒齒帽式可有 效將物料鉗入進行破碎，也優(yōu)化功率的使用達(dá)到預(yù)期的生產(chǎn)能力。 由于破碎過程中轉(zhuǎn)矩較大，大電機驅(qū)動負(fù)荷較大，且雙齒輥同步要求可以存 在一定得誤差，則

33、用選用雙電機驅(qū)動 輥子的轉(zhuǎn)速較低，故在電機中間需要減速器，且為了防止破碎過程中輥子卡 住不動，過載負(fù)荷損壞電機，則利用液力偶合器聯(lián)接進行保護。傳動方案如圖 2.1: 圖 2.1 整機結(jié)構(gòu)方案 拖動方式可以使單電機也可以是雙電機。由于初步估算，減速器需傳遞交的 轉(zhuǎn)矩，設(shè)計出的減速器在體積上比較大，為了減少整機所占用的空間，該機選用 方案時，采用第一種方案，選用單電機拖動。經(jīng)同步齒輪傳遞扭矩到從動輥。 2.3 工作參數(shù)的確定 2.3.1 輥子中心距的確定 輥子直徑與給料粒度、排料口寬度 、物料與輥面之間的摩擦系數(shù)，以def 及齒面類型等因素有關(guān)，對于光面輥子，其理論公式可以推到如下： 輥子直徑與給

34、料粒度之間的關(guān)系，主要取決于鉗角與摩擦角?；蚰 0 擦系數(shù)之間的關(guān)系（見圖 2.2） 。設(shè)給料為球形，通過物料與輥子的接觸點作切f 線，兩條切線之間出夾角為（鉗角） ，輥子在物料上的正壓力為以及由它所f 引起的摩擦力。而料塊的重量較之作用力小得多，故可忽略不計。ff 圖 2.2 輥式破碎機的鉗角 將和分解為水平分力和垂直分力，只有在下列條件下，物料不至于在fff 輥面上打滑，而被兩個相向運動的輥子卷入破碎腔： 2f2 2 sin ff 2 cos 或 2 tan 0 tanf 0 2 式中為摩擦角，通常0.3， 0 f 0 4016020330 由直角三角形關(guān)系可得出：= 2 cos d e

35、 d e c 2 2 由于 ，可以忽略，則為ed 2 cos ) 2 cos1 ( 以代入，得出20330d 20 1 由于齒面輥式破碎機的/1.56，/比值較光面輥式破碎機的比值小，dd 其值視齒形及齒高而定，使用正常齒時，/1.56；再根據(jù)實際情況考慮確d 定=600mm。 齒輥破碎機的齒為兩輥之間相互交叉，且根據(jù)其他產(chǎn)品的實踐經(jīng)驗，由出料 粒度確定齒輥間中心距。mma500 2.3.2 輥子轉(zhuǎn)速的確定 由生產(chǎn)能力的計算公式可以得出，提高輥子的轉(zhuǎn)速，可提高生產(chǎn)能力。但是 在實際生產(chǎn)中，轉(zhuǎn)速的提高有一定的限度，超過此限度，落在轉(zhuǎn)輥上的料塊在較 大的離心慣性力的作用下，就不易鉗進轉(zhuǎn)輥之間。這時

36、，生產(chǎn)能力不但沒有提高， 反而引起電耗增加，棍子表面的磨損及機械振動增大。目前，使用的輥式破碎機， 輥子的圓周速度在 0.53之間，對于硬質(zhì)物料，取 12；對于軟質(zhì)物sm/sm/ 料可達(dá) 67。且圓周速度 與轉(zhuǎn)速有如下關(guān)系：sm/vn =v 60 n 以=0.6mm =3代入可得vsm/75nmin/r 2.3.3 輥子長度的計算 有破碎機生產(chǎn)能力計算公式 =188q s k 1 l en 0 式中輥子有效長度，。對光面輥子（為輥長） ；對齒面或 1 lmll 1 l 槽面輥，當(dāng)值取破碎機的齒輥間距時，=(0.50.6) ；當(dāng)值取破碎產(chǎn) e 1 ll e 品的最大粒度時，；ll 1 工作時排料

37、口寬度，。對堅硬物料，值為空載時兩輥間距的 em e 倍，一般情況，值可近似取產(chǎn)品的最大粒度（即=） ； 25 . 1 e e max d 松散系數(shù)，對中硬物料，破碎比 =4，進料粒度為破碎機最大進料粒 s ki 度的 80%100%時，取 0.250.45； 小時，最大可取 0.8；對于煤、焦炭或i s k 潮濕粘性物料，取 0.40.75。 s k 物料的密度，。煤的密度取。 0 3 /mt 3 0 /35 . 1 mt 將以上列出的數(shù)字代入公式，可以得出 當(dāng)=1.8m 時，有=600達(dá)到設(shè)計要求lqht / 2.3.4 功率計算 根據(jù)裂縫破碎理論，可將重量為的礦物從破碎到所需的功耗為qd

38、dp =11()p i wkqdd/1 式中：為功指數(shù)， i whtkw/ 為修正系數(shù)，煤取 0.751k 為產(chǎn)量，qht / 為排料粒度d 為入料力度d 上式中， 11()是破碎一噸物料所需的功率，查資料可得 i wkqdd/1 齒輥破碎機破碎煤的該值平均為 0.28tkw / 則可計算得出破碎機所需的功率為 =168pkw 2.35 齒輥切向力的計算 為了進行齒輥切向力受力分析，確定下列分析條件： (1)將最大粒度物料視為一個球體； (2)最大粒度物料進入破碎腔后無滾動現(xiàn)象； (3)物料屬于彈性或脆性物質(zhì)，破碎粒度要求為出碎或中碎，適合用第二破碎 理論分析。 如圖 2.3 所示，為單組齒輥

39、切向力；為物料所受齒輥切向力的切向分力； a f e f 為物料所受齒輥切向力的徑向分力；為物料所受另一個齒輥的正壓力； r fn 為物料受另一個齒輥正壓力時所產(chǎn)生的摩擦力；為和兩力夾角；為 m f a f e f 與的夾角，為齒輥的軸心，為物料的中心；為與的夾角；ao2ab 2 o 1 oao2 1 ao 為齒輥與物料的嚙合角；為齒輥半徑；為兩齒輥的軸心距；為物料半徑；rl 1 r 為吃高。h 圖 2.3 齒輥切向力分析示意圖 根據(jù)上述參數(shù)，可以導(dǎo)出的關(guān)系式： )(2 )()( cos 1 2 211 2 hrr oorhr 2 1 2 121 sin)(cos)(0rrrrlo 由此可以確

40、定與與的函數(shù)關(guān)系： q f e f r f = r f q fsin = e f q fcos 根據(jù)齒輥切向力分析條件(2)的設(shè)定，物料在進入破碎腔后無滾動現(xiàn)象，則： = e f m fnf 式中：為物料與側(cè)壁的摩擦系數(shù)。f = r fnf tan 在和兩力作用下，物料沿半徑縮小，則兩個力所做的功為： r fnr =+w r frrn 根據(jù)第二破碎理論，所需的功耗與破碎物料的體積或重量成正比，即： =w)( 2 21 vv e 式中：為物料破碎擠壓強度；為物料的彈性模量；為物料球體體積。ev 則： =w)( 3 4 3 4 2 3 1 3 1 rrr e =)( 3 2 3 1 3 1 2 r

41、rr e 當(dāng)趨近于 0 時，根據(jù)式可以推導(dǎo)出得關(guān)系式：rn =n r rrr fe r 3 1 3 0 2 )( ) 1tan(3 2 lim =n ) 1tan( 2 2 1 2 fe r 根據(jù)上述系列公式，可以求得單組齒輥的切向力，依據(jù)齒輥的排列布置就可 以求出整個齒輥的總切向力。 本設(shè)計結(jié)合設(shè)計參數(shù) 250；=500；=125；=2 1 rmm300rmmlmm40 hmm 6 10 ；。通過帶如計算，求得單組齒輥最大切向力為： 3 /mkg 7 107 . 6e 3 /mkg =10415.5 q fn 由于齒輥破碎齒的排列有兩組是相同的，所以整個齒輥有可能在兩處同時存 在最大切向力，

42、因此，總切向力是單組齒受力的兩倍，即：f =2=20831f q fn 2.4 電機的選擇 2.4.1 選擇電動機的綜合問題 在選擇過程中要考慮的問題有： （1）根據(jù)機械的負(fù)載性質(zhì)和生產(chǎn)工藝，要求電動機的起動、制動、在齒輥卡 住的時候要求反轉(zhuǎn)。 （2）根據(jù)使用場所的環(huán)境條件，如溫度、濕度、灰塵、雨水、瓦斯以及腐蝕 和易燃易爆氣體等考慮必要的保護方式，選擇電動機的結(jié)構(gòu)形式。 （3）根據(jù)負(fù)載轉(zhuǎn)矩、速度變化范圍和啟動頻繁程度等要求，考慮電動機的溫 升限制、過載能力和起動轉(zhuǎn)矩，選擇電動機功率，并確定冷卻通風(fēng)方式。所選電 機應(yīng)留有余量，負(fù)荷率一般取。過大的備用功率會使電機效率降低，對0.8 0.9 于感

43、應(yīng)電動機，其功率因數(shù)將變壞，并使按電動機最大轉(zhuǎn)矩校驗強度的機械造價 提高。 （4）根據(jù)企業(yè)的電網(wǎng)電壓標(biāo)準(zhǔn)和對功率因數(shù)的要求，確定電動機的電壓等級 和類型。 （5）根據(jù)生產(chǎn)機械的最高轉(zhuǎn)速和對電力傳動調(diào)速系統(tǒng)的過渡過程性能要求， 以及機械減速器機構(gòu)的復(fù)雜程度，選擇電動機的額定轉(zhuǎn)速。 除此之外，選擇電機還必須負(fù)荷節(jié)能要求，考慮運行可靠性、設(shè)備的供貨情 況、備品備件的通用性、安裝檢修的難易，以及產(chǎn)品的價格、建設(shè)費用、運行和 維修費用和生產(chǎn)過程中前后期電動機功率的變化關(guān)系等各種因素。 2.4.2 電機的選擇計算 電機的額定功率可以根據(jù)破碎機所需求的功率經(jīng)過傳遞效率推得 查手冊表 91（bp102）計算傳

44、動效率 軸承（調(diào)心滾子軸承）效率 =0.98 1 液力偶合器效率0.95 2 齒式聯(lián)軸器效率=0.99 3 二級圓柱齒輪減速器0.95 4 =0.980.950.990.95=0.8256 1 2 3 4 3所需電動機輸出功率p 為儲備系數(shù)取=1kk 1.1 168 223.1kw 0.82756 w r k p p a 4根據(jù)上級條件查手冊表 161（bp212） ，表 164（bp214）選擇電動機 三相異步電動機 js2-400m1-4 額定功率 250kw 滿載轉(zhuǎn)速 1500r/min 2.5 同步齒輪的設(shè)計 (1)選擇齒輪材料，確定許用應(yīng)力 根據(jù)傳遞方案選用同步齒輪帶動破碎輥 2 的

45、同步轉(zhuǎn)動，由于結(jié)構(gòu)的特殊要求 齒輪為開式結(jié)構(gòu)，由于傳遞大轉(zhuǎn)矩，故選用硬齒面齒輪。 同步齒輪均用 40cr 表面淬火，表面硬度52hrc 許用接觸應(yīng)力與齒輪材料、熱處理方法、齒面硬度、應(yīng)力循 n h h h z s lim lim 環(huán)次數(shù)等因素有關(guān)計算公式為： n h h h z s lim lim 式中為接觸疲勞強度極限，參考機械設(shè)計課本圖 6-4 查取 limh 2 /mmn =1200 limh 2 /mmn 為接觸強度壽命系數(shù)，考慮當(dāng)齒輪的只要求有限壽命時，齒輪的許用應(yīng)力 n z 可以提高到系數(shù)，可由機械設(shè)計課本圖 6-5 按應(yīng)力循環(huán)次數(shù) n 選取。 應(yīng)力循環(huán)次數(shù)可以按公式： k njl

46、n60 式中為齒輪的轉(zhuǎn)速，；nr/min 為齒輪每轉(zhuǎn)一圈時同一齒面的嚙合次數(shù)；j 為齒輪的工作壽命，； k lh 代入數(shù)據(jù)計算可得兩齒輪的應(yīng)力循環(huán)次數(shù)如下： =6075124000= k njln60 1 8 1008 . 1 可推得inn/ 12 2 n 8 1008 . 1 查圖 6-5 得、 1n z 2n z =1.18 1n z 18. 1 2 n z 為接觸強度計算的最小安全系數(shù)，通常=11.5，這里取 minn s minn s1 min h s 則將上述所得的數(shù)據(jù)代入公式可得 =12001.18/1=1416 1h 2 /mmn =12001.18/1=1416 2h 2 /m

47、mn 許用彎曲應(yīng)力與齒輪材料、熱處理方法、齒面硬度、應(yīng)力循環(huán)次數(shù)的因 f 素有關(guān)。計算公式為： xn f f f yy s lim lim 式中為彎曲疲勞強度極限，一般取區(qū)域圖的中間或中間偏下 limf 2 /mmn 值，這里根據(jù)材料和熱處理方法取得 =700 1limf 2 /mmn 為彎曲強度壽命系數(shù)，按應(yīng)力循環(huán)次數(shù)查手冊得 n yn =1 1n y 2n y 為彎曲強度尺寸系數(shù)，可以根據(jù)齒輪模數(shù)查圖 6-9 x y =1 x y 為彎曲強度最小安全系數(shù)，由于斷齒破環(huán)比點蝕破環(huán)具有更嚴(yán)重的后果， minf s 所以通常設(shè)計時，彎曲強度的安全系數(shù)應(yīng)大于接觸強度的安全系數(shù)，=1.4 minf

48、s 則將上述數(shù)據(jù)代入公式可得 =500 1f 2f 2 /mmn (2)齒輪的參數(shù)設(shè)計 確定齒輪傳動精度等級，按(0.0130.022) 估取圓周速度 1 v 3 1 1 n p n 1.282.15，參考設(shè)計手冊選取齒輪第二公差組精度 8 級 t vsm/ 齒數(shù) 在推薦值 1725 齒數(shù)多則模數(shù)小中選取=25 1 z 1 z 中心距 由于該對同步齒輪用于兩破碎輥的傳動，破碎輥中心距為 500，故a 該齒輪的中心距為定值=500mm 由公式=可以確定模數(shù)。aa2/ )( 21 zzm 模數(shù) =2500/5020mm)/(2 21 zzamm 分度圓直徑 可得=500 1 d 11 mzd 11

49、 dmz 1 dmm 圓周速度 計算可得v60000/ 11n dv 與估取圓周范圍速度之內(nèi)合適齒寬 96 . 1 60000/7550014 . 3 vsm/b =0.6236.2=136.32圓整得=140b 1 d d mmbmm (3)齒面接觸疲勞強度校核計算 小輪分度圓直徑，由式 6-5 得 1 d 3 12 1 ) 1(2 u uktzzz d dh he 齒寬系數(shù) 查表 6.9，按齒輪相對軸承為非對稱布置可取=0.6 d d 轉(zhuǎn)矩 =21392000 1 t 1 tmmn 使用系數(shù) 查表 6.3 可取=1 a k a k 動載系數(shù) 由推薦值 1.051.4 取=1.2 v k v

50、 k 齒間載荷分布系數(shù) 由推薦值 1.01.2 取=1.1 k k 齒向載荷分布系數(shù) 由推薦值 1.01.2 取=1.1 k k 載荷系數(shù) =11.21.11.1=1.45kk a k v k k k 材料彈性系數(shù) 查表 6.4 取 e z 2 / 8 . 189mmnze 節(jié)點區(qū)域系數(shù) 查圖 6-3（）取=2.5 h z0,0 21 0 xx h z 重合度系數(shù) 由推薦值 0.850.92 取=0.87 z z 故 = 3 12 1 ) 1(2 u uktzzz d dh he 3 2 1 ) 11 ( 8 . 0 2139200045 . 1 2 1416 87 . 0 5 . 2 8 .

51、 189 通過上述計算得mmd 2 . 236 1 由于 500236.2，故齒面接觸疲勞強度滿足要求 齒寬 =0.6236.2=136.32 圓整得=140bb 1 d d mmbmm (4)齒根彎曲疲勞強度校核計算 由式 6-16 fsafa n f yy mbd kt 1 1 2 齒形系數(shù) 查機械設(shè)計手冊可得 =2.62 fa y fa y 應(yīng)力修正系數(shù) 查表 6.5 小輪 =1.59 sa y sa y 重合度 )tan(tan)tan(tan 2 1 2211 tat zz 得重合度66 . 1 重合度系數(shù)=0.25+0.75/=0.25+0.75/1.66=0.701 y 故 yy

52、y mdb kt safa n f11 11 1 1 2 =701. 059 . 1 62 . 2 20500140 2139200045. 12 =129.4500 2 /mmn 由于是同步齒輪故兩齒輪完全相同，則有，故齒根 1f f 2f f 彎曲強度滿足。 (5)齒輪主要尺寸 分度圓直徑 =500ddmm 根圓直徑 =50021.2520=540 f d 1f d f hd2 1 mm 頂圓直徑 a dmmhdd aa 54020125002 11 齒寬 =140bbmm (6)齒輪的加工工藝 由于該齒輪為重載負(fù)荷，齒輪毛坯采用鑄造工藝生產(chǎn)，由采購的 40cr 材料熔 化，采用金屬模機械

53、砂型鑄造生產(chǎn)，這樣可以是強度達(dá)到要求，又可以節(jié)省材料， 毛坯生產(chǎn)完成后，進行毛坯預(yù)處理，關(guān)鍵是熱處理采用正火，消除毛坯內(nèi)應(yīng)力改 善切削加工性能。 毛坯制造完成后，由于毛坯形狀不是很復(fù)雜，所以毛坯兩端面不用加工即可， 先用粗車車毛坯外圓和內(nèi)孔，再細(xì)車內(nèi)圓與軸接觸面，使其表面粗糙度為 1.6， 再用銑床銑鍵槽，這樣齒輪的安裝孔就加工完成。 齒面的加工采用展成法滾齒，由于齒輪模數(shù)大于 8，則可分三次切除全齒深， 第一次切深為 1.41.6，第二次切至留精切余量 0.51，第三次切至全mmmm 齒深，這樣齒面的加工就完成了。 由于工作機需求，該齒輪為硬齒面齒輪，加工齒面結(jié)束后再對齒輪進行表面 淬火工藝

54、，使其齒面硬度達(dá)到要求。表面淬火完成后，齒輪就加工成成品可以裝 配到工作機了。 2.6 齒輥軸的設(shè)計 2.6.1 破碎輥（1）軸的設(shè)計 (1)初步估算軸的直徑由于該軸的跨距較大，且有工作載荷和較強的沖擊強度影 響，在材料上根據(jù)手冊選取 37simn-2mov 鋼作為軸的材料，調(diào)質(zhì)處理；由式 3 n p ad 式中齒輥軸直徑，；dmm 軸所傳遞的功率，；pkw 軸的轉(zhuǎn)速，；nmin/rad 取決于軸材料的許用扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力的系數(shù)，其值可查機械設(shè)計手冊a r 單行本第五卷 p5-20 表 5-1-19，取=100a 計算軸的最小直徑并加大 7%以考慮雙鍵槽的影響， 將前面所求得的數(shù)據(jù)代入式中，可得 3

55、 min 75 168 10003 . 1 dmm (2)軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 (i)確定軸的結(jié)構(gòu)方案 軸的具體方案見圖 2.4。左軸承和軸承定位緊定套從軸的左端裝入安在【2】 段上，靠軸肩【3】定位；再裝通蓋加密封圈，最后在【1】段上安裝傳動齒輪。 齒環(huán)從軸的右端裝入安裝在【5】段上，齒環(huán)左端面靠軸肩【4】軸向定位，用普 通平鍵進行徑向定位，中間的齒環(huán)之間相互定位，右端齒環(huán)右面有緊定圓螺母定 位， 【6】段位置加工螺紋安裝緊定螺母。再在右端【7】段裝入右端套筒密封檔 環(huán)和右軸承，靠軸肩定位；半聯(lián)軸器安裝在【8】段靠軸肩定位。且軸承兩端均 采用通端蓋進行定位和密封。 圖 2.4 齒輥軸(1)結(jié)構(gòu)圖 (

56、ii)確定各軸段直徑和長度 【1】段 該段為同步齒輪安裝段，傳遞轉(zhuǎn)矩到破碎輥（2） ，根據(jù)結(jié)構(gòu)方案以 及加工需要可確定軸徑=150，長度為同步齒輪的寬度=130。 1 dmm 1 lmm 【2】段 該段安裝軸承，且要為齒輪做軸肩，估選軸承為 21316cck 型號調(diào)心 滾子軸承，軸承內(nèi)徑為 160，根據(jù)軸承的寬度，且在左端要留安裝密封透蓋mm 得位置，右端安裝密封緊定套的位置，根據(jù)結(jié)構(gòu)可確定該段軸徑 =150=160，長度。=130 1 dmm 2 dmm 2 lmm 【3】段 該段為軸肩，根據(jù)整機裝配空間確定軸徑=210，長度為=35 3 dmm 3 l 。mm 【4】段 該段為齒環(huán)做軸肩，

57、軸徑為=290，長度=25。 4 dmm 4 lmm 【5】段 該段安裝齒環(huán)，軸徑為=210，長度=1800。 5 dmm 5 lmm 【6】段 該段安裝緊定螺母，軸徑為=200，長度=135。 6 dmm 6 lmm 【7】段 該段與【2】段作用一樣，軸徑為=160，長度=250。 7 dmm 7 lmm 【8】段 該段安裝半齒式聯(lián)軸器，估算選取聯(lián)軸器為齒式聯(lián)軸器 giicl14(摘 自摘自 jb/t 8854.2-2001)，根據(jù)聯(lián)軸器的參數(shù)定軸徑為=150，長度 8 dmm =200 8 lmm (3)繪制軸的彎矩圖和扭矩圖 (i)求軸承反力 由于軸、段的重量遠(yuǎn)小于所受的負(fù)載，則可以將此

58、忽略可計算軸承反力 如下 h 水平面=502000,=502000 1h rn 2h rn v 垂直面=65260,=65260 1v rn 2h rn 由于兩支撐受力基本相同，則可得 =506000rn (ii)齒輥最大彎矩 計算得，607000mmn 扭矩13171tmn 則可繪制出彎矩圖和扭矩圖如圖 2.5 中的(a)和(b)： 圖 2.5 齒輥軸的計算簡圖 (4)按彎扭合成強度校核軸的強度 計算當(dāng)量彎矩有公式 22 1 )( tmmca 取折合系數(shù)，則齒輥軸上中點處當(dāng)量彎矩 6 . 0 =607051 22 )131716.0(607000 ca mmm 當(dāng)量彎矩圖見圖 2.5 中的（

59、d） 軸的材料為 37simn-2mov 合金鋼，調(diào)質(zhì)處理。由機械設(shè)計手冊單行本表 5-1- 1 查得，材料的許用應(yīng)力830 b 2 / mmn220 1 b 2 / mmn 由公式=115.6計算軸的計算應(yīng)力為： 3 8 1 1.0 d mca ca 2 / mmn 56.11 ca 2 / mmn 則該軸滿足強度要求 2.62 破碎輥（2）軸的設(shè)計 對輥破碎機的破碎特點就是對輥，故兩破碎輥的結(jié)構(gòu)幾乎相似，兩軸的結(jié)構(gòu) 基本相同，所受載荷由于破碎輥（2）不用與減速器連接，少受一個轉(zhuǎn)矩，故只 需在結(jié)構(gòu)上少個半聯(lián)軸器段，但由于齒間需相互錯開，這結(jié)構(gòu)變化如圖 2.6 圖 2.6 齒輥軸(2)結(jié)構(gòu)圖

60、(1)初步估算軸的直徑 由于該軸的跨距較大，且有工作載荷和較強的沖擊強度影響，在材料上根據(jù) 手冊選取 37simn-2mov 鋼作為軸的材料，調(diào)質(zhì)處理；由式 3 n p ad 式中齒輥軸直徑，；dmm 軸所傳遞的功率，；pkw 軸的轉(zhuǎn)速，；nmin/r 取決于軸材料的許用扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力的系數(shù)，其值可查機械設(shè)計手冊a r 單行本第五卷 p5-20 表 5-1-19，取=100a 計算軸的最小直徑并加大 7%以考慮雙鍵槽的影響， 將前面所求得的數(shù)據(jù)代入式中，可得 3 min 75 168 10003 . 1 d (2)軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 (i)確定軸的結(jié)構(gòu)方案 軸的具體方案見圖 6.1。左軸承和軸承定位緊定