雙齒輥破碎機(jī)設(shè)計(jì)論文

1、 題 目：雙齒輥破碎機(jī)的設(shè)計(jì)學(xué) 院：機(jī)械工程學(xué)院專(zhuān) 業(yè)：機(jī)械設(shè)計(jì)制造與其自動(dòng)化年級(jí)：09機(jī)制二班姓 名：指導(dǎo)教師：完成日期：2013年5月14日摘 要國(guó)目前原煤的破碎一般采用錘式破碎機(jī)或齒輥式破碎機(jī)。錘式破碎機(jī)是以高速運(yùn)動(dòng)的錘頭打擊物料，在破碎腔受到相互破碎沖擊和剪切。齒輥式破碎機(jī)是在齒的作用下對(duì)物料進(jìn)行劈碎，破碎后的物料直接排出，因此破碎粒度比較均勻。目前的雙齒輥破碎機(jī)由于整體結(jié)構(gòu)的不合理和破碎齒磨損快不能修復(fù)等原因，使用效果大大降低甚至很差。我所設(shè)計(jì)的新型雙齒輥破碎機(jī)是在吸取國(guó)外先進(jìn)技術(shù)的基礎(chǔ)上研制和設(shè)計(jì)出來(lái)的破碎機(jī)，很有發(fā)展前景和市場(chǎng)前景。通過(guò)資料收集、整理和設(shè)計(jì)，我設(shè)計(jì)的雙齒輥破碎機(jī)完

2、成了。通過(guò)對(duì)資料的搜集、查找，我找到了很多對(duì)設(shè)計(jì)有用的參考資料，從而保證了設(shè)計(jì)的順利進(jìn)行。這次設(shè)計(jì)是對(duì)我大學(xué)四年所學(xué)知識(shí)的一次綜合檢驗(yàn)和全面總結(jié)。在這個(gè)過(guò)程中我學(xué)會(huì)了獨(dú)立思考、在實(shí)踐中找答案、在前人的基礎(chǔ)上求創(chuàng)新。關(guān)鍵詞:雙齒輥破碎機(jī)；齒輪；軸27 / 38Abstract Domestic current coal is broken generally using hammer breakers or toothed roll breakers. Hammer breakers is based on the high speed movement of the hammer and bl

3、ow materials which is broken by impact and shear in crushing cavity.Toothed roll breakers chop materials by teeth action,then immediatly output.So its particle is well-distributed.Current toothed roll breakers is very bad in using effects because the whole structure is unreasonable and teeth is wear

4、ing out very fast. New double toothed roll breakers which is designed by me absorb developed technology which is developed and designed as breakers.It has a bright vista in development and maket.Double toothed roll breaker which I designed is complete by collect and tidy data.I found many useful inf

5、ormation through find and collect and guarantee the developing of design.This design is a composite test for my university knowledge.I learnt think by myself found answer in practice and created something new based on former.Key words:double toothed breaker ； Gear ；Axis 目錄1 緒 論12 總 體 設(shè) 計(jì) 方 案22.1 設(shè)計(jì)特

6、點(diǎn)22.2 設(shè)計(jì)產(chǎn)品的用途和應(yīng)用領(lǐng)域22.3 設(shè)計(jì)目標(biāo)22.4 研究容22.5 設(shè)計(jì)方案22.6 題目的可行性32.7 傳統(tǒng)破碎機(jī)的改進(jìn)33 破 碎 機(jī) 的 結(jié) 構(gòu) 設(shè) 計(jì)43.1結(jié)構(gòu)的選擇與比較43.2 破碎機(jī)參數(shù)的初步確定43.2.1 性能43.2.2 計(jì)算參數(shù)43.3 原動(dòng)機(jī)的確定73.4 傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的選擇與比較73.4.1 傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的重要性73.4.2 傳動(dòng)類(lèi)型選擇74、破 碎 機(jī) 的 總 體 設(shè) 計(jì)84.1 帶傳動(dòng)設(shè)計(jì)94.2 齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)124.2.1 選定齒輪類(lèi)型，精度等級(jí)，材料與齒數(shù)124.2.2 按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)124.2.3 按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)144.2.4 幾何尺寸計(jì)算1

7、54.3 齒輪強(qiáng)度校核163.3.1 齒面接觸疲勞強(qiáng)度校核164.3.2 齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核194.3.3 齒輪靜強(qiáng)度校核計(jì)算214.4 軸、軸承與鍵的設(shè)計(jì)224.4.1 估算軸徑224.4.2齒輪軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)224.4.3 軸上受力分析如下面彎矩轉(zhuǎn)矩圖244.4.4 求支反力254.4.5 作彎矩和轉(zhuǎn)矩圖254.4.6 軸的強(qiáng)度校核264.5 破碎機(jī)的總體設(shè)285 總 結(jié) 與 展 望295.1設(shè)計(jì)總結(jié)295.2 需進(jìn)一步的研究工作29致 30參 考 文 獻(xiàn)31 1 緒 論隨著我國(guó)經(jīng)濟(jì)的發(fā)展，對(duì)礦產(chǎn)資源需求更大、更好。雙齒輥式破碎機(jī)要具有復(fù)合環(huán)保等特性。一般破碎機(jī)只能對(duì)礦石進(jìn)行粗略的破碎。我

8、設(shè)計(jì)的這臺(tái)破碎機(jī)，可以很好的節(jié)約和利用資源。這臺(tái)破碎機(jī)對(duì)于提高生產(chǎn)率、降低生產(chǎn)成本會(huì)起到良好的作用。我相信它一定有良好的市場(chǎng)前景。輥式破碎機(jī)是在1806年發(fā)明的。他是一種古老的破碎機(jī)。它是一種較為古老的破碎設(shè)備。但是，由于它的結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、緊湊輕便、易于制作、工作良好，特別是它的產(chǎn)品過(guò)粉碎小。因此，至今仍在選煤、冶金燒結(jié)、水泥、瓷等工業(yè)部門(mén)，以與小型微型選礦廠中使用。而且有新的改進(jìn)和發(fā)展。隨著我國(guó)的經(jīng)濟(jì)建設(shè)的發(fā)展，國(guó)的建設(shè)機(jī)械市場(chǎng)已經(jīng)成為國(guó)際設(shè)備制造商關(guān)注的重點(diǎn)。破碎機(jī)械行業(yè)也不例外，外國(guó)資金的進(jìn)入，進(jìn)一步加劇了市場(chǎng)的競(jìng)爭(zhēng)強(qiáng)度。國(guó)破碎機(jī)械企業(yè)想在競(jìng)爭(zhēng)中得到很好的發(fā)展，就要提高現(xiàn)有破碎機(jī)的質(zhì)量和技術(shù)

9、性能，。盡快縮小與國(guó)外先進(jìn)性能的差距，創(chuàng)造自己的自主品牌，爭(zhēng)取市場(chǎng)主動(dòng)。國(guó)外破碎機(jī)械之間的差距的原因有很多，市場(chǎng)需求不一樣是造成差距的主要原因之一。國(guó)際市場(chǎng)上優(yōu)良的破碎設(shè)備制造公司都在歐美等發(fā)達(dá)國(guó)家地區(qū)，那里大規(guī)模的基本建設(shè)時(shí)期已過(guò)去。市場(chǎng)對(duì)砂石料的需求數(shù)量不多，并且對(duì)機(jī)械設(shè)備環(huán)保要求又很?chē)?yán)。這樣必然形成了對(duì)砂石場(chǎng)以大規(guī)模生產(chǎn)來(lái)實(shí)現(xiàn)環(huán)境和礦石資源保護(hù)。這樣所需要破碎機(jī)械設(shè)備規(guī)這樣我國(guó)的機(jī)械設(shè)備與國(guó)際上先進(jìn)設(shè)備差距明顯。 目前我國(guó)的破碎機(jī)械制造公司無(wú)論是國(guó)有的大型企業(yè)還是民營(yíng)的中小企業(yè)，在產(chǎn)品的科技研發(fā)上的投入不足是產(chǎn)品性能差距的客觀原因。使得公司的生產(chǎn)成本居高不下，紛紛開(kāi)拓本國(guó)以外的市場(chǎng)，而且

10、作為傳統(tǒng)的工業(yè)在資金和人才等方面獲得新的投入甚少。因此，近來(lái)年外國(guó)公司兼并和重組頻繁，這種情況給我國(guó)破碎機(jī)械制造公司以巨大的發(fā)展機(jī)遇期。畢竟我國(guó)的機(jī)械制造成本很低，又有很好的重工業(yè)基礎(chǔ)，通過(guò)引進(jìn)國(guó)際的先進(jìn)技術(shù)設(shè)備。加大科研的資金投入，定能克服生產(chǎn)設(shè)備技術(shù)上的巨大差距，使我國(guó)的破碎機(jī)械設(shè)備產(chǎn)品更好的進(jìn)入國(guó)和國(guó)外廣闊的市場(chǎng)。2 總 體 設(shè) 計(jì) 方 案2.1 設(shè)計(jì)特點(diǎn) 雙齒輥破碎機(jī)機(jī)的主要性能特點(diǎn)是：1. 本機(jī)具有體積小、重量輕、噪聲低、安裝檢修都十分方便等特點(diǎn)；2. 齒輥的結(jié)構(gòu)尺寸的設(shè)計(jì)由產(chǎn)品的粒度決定，而且要可以直接跟換磨損的破碎齒，這樣可以使機(jī)械的使用成本降低；3. 過(guò)粉碎低。由于剪切原理，粒

11、度小的物料可以直接通過(guò)。但對(duì)于大于粒度要求物料要進(jìn)行破碎，這樣可以很好避免進(jìn)入破碎機(jī)的物料攙雜破碎缺陷物。2.2 設(shè)計(jì)產(chǎn)品的用途和應(yīng)用領(lǐng)域破碎機(jī)械是冶金、礦石開(kāi)采、電力、化學(xué)化工、瓷制造、水泥生產(chǎn)和筑路等工業(yè)部門(mén)廣泛應(yīng)用的機(jī)械設(shè)備。每年有大量礦石原料與再利廢料都需要用破碎機(jī)進(jìn)行加工處理，以達(dá)到下一級(jí)機(jī)械加工設(shè)備所需要粒度大小，所以破碎機(jī)械大部分用于礦區(qū)的生產(chǎn)。2.3 設(shè)計(jì)目標(biāo)提高和提升雙輥齒破碎機(jī)齒輥耐磨性與整體的機(jī)械強(qiáng)度，使得齒輥在整個(gè)生產(chǎn)工作過(guò)程中，不會(huì)因?yàn)殡p齒輥破碎機(jī)輥齒的長(zhǎng)時(shí)間使用和物料粒度過(guò)大而發(fā)生變形。降低事故的發(fā)生率，提高破碎效率，保證生產(chǎn)的正常運(yùn)行，提高生產(chǎn)率。2.4 研究容（

12、1）結(jié)構(gòu)分析設(shè)計(jì)；（2）分析雙齒輥破碎機(jī)齒輥工作面耐磨性與其整體強(qiáng)度； （3）整體結(jié)構(gòu)優(yōu)化。 解決的關(guān)鍵問(wèn)題：輥齒齒面嚴(yán)重磨損； 輥齒軸變形。2.5 設(shè)計(jì)方案破碎機(jī)理：兩個(gè)平行安裝放置的齒輥是雙齒輥破碎機(jī)的主要工作部件。將一定數(shù)量的齒環(huán)沿軸向布置在每個(gè)齒輥上，通過(guò)兩個(gè)齒輥的對(duì)轉(zhuǎn)實(shí)現(xiàn)對(duì)加工物料的破碎。齒對(duì)物料的作用過(guò)程由3個(gè)階段組成。第1個(gè)階段，當(dāng)大塊物料進(jìn)入旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)的齒輥中。首先通過(guò)齒輥對(duì)它進(jìn)行沖擊剪切作用，然后進(jìn)行撕拉作用。如果輥齒咬入碎塊則進(jìn)入第2階段，否則碎塊將物料沿物料表面強(qiáng)行猾過(guò)。靠輥齒的螺旋布置使物料翻轉(zhuǎn)，等待下一對(duì)齒的繼續(xù)對(duì)它施加作用。在圖1中，這一階段為齒從1-1位置到2-2位

13、置。第2階段從物料被咬入開(kāi)始，到前一對(duì)齒脫離咬合終止。在圖1中表示為齒從2-2位置運(yùn)動(dòng)到3-3位置的過(guò)程。這一階段由于齒輥的運(yùn)動(dòng)兩齒截面由大逐漸變小，然后再增大。粒度較大的物料由于截面變小而被強(qiáng)行擠壓破碎，破碎后的物料被排出，從齒側(cè)間隙漏下。破碎的物料大量下漏排除當(dāng)對(duì)齒開(kāi)始脫離咬合時(shí)，但任然有個(gè)別物料粒度太大不下面破碎鉆阻擋，使物料其進(jìn)行二次破碎。當(dāng)輥齒運(yùn)動(dòng)到破碎砧前面時(shí)，與破碎砧相互作用，將大塊物料劈碎并將其強(qiáng)行排除，這就是第3階段。 破碎機(jī)設(shè)計(jì)方案：選擇三向異步電動(dòng)機(jī)作為原動(dòng)機(jī)。原動(dòng)機(jī)帶動(dòng)皮帶輪，通過(guò)皮帶向第二皮帶同速傳動(dòng)。大皮帶上的小齒輪向第一齒輥降速，兩齒輥相向轉(zhuǎn)動(dòng)，由破碎齒輪完成破碎

14、動(dòng)作，并且在兩齒輥中間下方破碎物料的位置安放破碎砧，使剩下物料進(jìn)行二次破碎，這樣可以提高破碎生成率和降低生產(chǎn)成本和達(dá)到良好的破碎效果，已經(jīng)破碎的物料通過(guò)下面排料口直接排出。2.6 題目的可行性輥式破碎機(jī)尤其適用于破碎黏性物料。它具有處理細(xì)料的優(yōu)點(diǎn)，尤其是用于洗選之前的選煤過(guò)程。其處理能力較大，可達(dá)幾千噸/時(shí)。當(dāng)使用齒型或槽型齒板時(shí)，適用于處理，石膏，煤炭，焦碳，鋁土礦，滑石等軟質(zhì)材料和抗壓強(qiáng)度低于800-1000kg/cm2的物料。目前破碎機(jī)齒輥工作表面的性能、破碎后物料粒度和使用可靠性的要求，也隨著煤炭工業(yè)的發(fā)展和煤炭破碎加工技術(shù)的進(jìn)步變的也越來(lái)越高。齒輥?zhàn)鳛槠扑楣ぷ髅嬷嘘P(guān)鍵設(shè)備，它的性能、

15、可靠性制約了其它設(shè)備能力能否正常的發(fā)揮，決定了輥式破碎機(jī)的可行性和經(jīng)濟(jì)效益。2.7 傳統(tǒng)破碎機(jī)的改進(jìn)傳統(tǒng)的破碎機(jī)大都是利用一對(duì)或幾對(duì)輥齒對(duì)塊狀物料進(jìn)行擠壓破碎。且這些輥輪在軸上的安裝大都是并齊地排列在軸上，也就是它們的安裝鍵都在同一個(gè)空間角度上。這種傳統(tǒng)的破碎機(jī)它的破碎效果不太理想。在設(shè)計(jì)過(guò)程中，我對(duì)傳統(tǒng)的破碎機(jī)進(jìn)行了結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計(jì)。首先，改進(jìn)輥齒的安裝安放位置，把輥齒在軸上成螺旋式安裝布置：第一個(gè)鍵槽角度為00其它為150 、300 、450、600、750。這樣設(shè)計(jì)能對(duì)塊狀物料進(jìn)行階段性破碎。也就是能對(duì)塊狀物料進(jìn)行多次破碎。它能很好地提高破碎效率。同時(shí)為了更好地，進(jìn)一步地提高破碎效率。在每?jī)?/p>

16、個(gè)嚙合輥齒嚙合處的正下方加上一個(gè)破碎砧。當(dāng)物料運(yùn)行到破碎鉆的兩面與咬合輥齒下方進(jìn)行二次破碎3 破 碎 機(jī) 的 結(jié) 構(gòu) 設(shè) 計(jì)3.1結(jié)構(gòu)的選擇與比較 以齒輪機(jī)構(gòu)作為傳動(dòng)機(jī)構(gòu)，從齒輥?zhàn)鳚L動(dòng)的一對(duì)齒輥機(jī)構(gòu)是執(zhí)行機(jī)構(gòu)。3.2 破碎機(jī)參數(shù)的初步確定3.2.1 性能 輥?zhàn)右?guī)格 450×500 D×L/mm 給料粒度 200 /mm 排料粒度 025；050；075；0100 mm 生產(chǎn)率 20； 35； 45； 55 t/h 輥?zhàn)愚D(zhuǎn)數(shù) 64 r/min 機(jī)器質(zhì)量 3.765 m/ t3.2.2 計(jì)算參數(shù)輥?zhàn)又睆?；輥?zhàn)又睆紻與給料粒度d成正比。對(duì)于光輥：D20d輥皮表面帶有溝槽：D=（1

17、012）d輥皮表面鑲齒：D=（26）d對(duì)于我所設(shè)計(jì)的雙齒輥破碎機(jī)，所破碎的物料粒度在100200mm圍。D=（26）×（100200）=（2001200）mm取D=450mm由于450×500型雙齒輥破碎機(jī)較接近設(shè)計(jì)要求，故選用。 輥?zhàn)庸ぷ鬓D(zhuǎn)速；輥?zhàn)愚D(zhuǎn)速與輥皮表面特征、被破碎物料的硬度和尺寸相關(guān)，通常破碎物料的粒度越大，輥?zhàn)愚D(zhuǎn)速也就越低，輥皮表面有溝槽的輥?zhàn)?，他的轉(zhuǎn)速應(yīng)比光輥的低；當(dāng)破碎軟的或脆的物料時(shí)，轉(zhuǎn)速應(yīng)高些，而破碎硬物料時(shí)應(yīng)低些。根據(jù)經(jīng)驗(yàn)：n=（120420）式中：n輥?zhàn)愚D(zhuǎn)速（r/min）；被破碎物料與輥皮之間的摩擦系數(shù)；被破碎物料的容積重（Kg/）； D輥?zhàn)又睆剑?/p>

18、cm）； d給料粒度（cm）。按照設(shè)計(jì)要求可知，d=1020cm，一般摩擦系數(shù)取=0.300.35，（或摩擦角=16451918），取=0.325，=arctan0.325=18，D=450mm，r=1.31.45Kg/，取r=1.35×10Kg/。n=（120420）=（120420）=62.06217.22（r/min）帶牙齒的輥?zhàn)用糠昼姽ぷ鬓D(zhuǎn)數(shù)則應(yīng)取其下限，故取n=64r/min。 生產(chǎn)率； 破碎機(jī)的理論體積生產(chǎn)能力為m/h 實(shí)際上體積生產(chǎn)能力為 Q=188式中Q生產(chǎn)率（t/h）； n輥?zhàn)愚D(zhuǎn)速（r/min）；破碎產(chǎn)品的松散容重，接近1 （t/m）；L輥?zhàn)娱L(zhǎng)度（m）； D輥?zhàn)又睆?/p>

19、（m）；輥?zhàn)娱L(zhǎng)度利用系數(shù)和排料松散度系數(shù)，對(duì)于中硬度物料，=0.20.3；對(duì)于粘性和潮濕物料，如煤，焦碳等，=0.40.6； e排料口寬度 （m）。 但在破碎硬物料時(shí)，后輥彈簧被壓縮，轉(zhuǎn)輥間距增加25%故Q=235t/hQ=235=235（ 0.40.6）0.510.450.02564=33.8450.76（t/h） 輥?zhàn)庸β实挠?jì)算；輥式破碎機(jī)功率，一般采用經(jīng)驗(yàn)公式來(lái)估算。破碎中硬物料時(shí)，破碎機(jī)所需功率為N=0.794KLV式中V輥?zhàn)訄A周速度m/s； L輥?zhàn)娱L(zhǎng)度m； K系數(shù)，K=+0.15，和d分別是給料與排料粒度；對(duì)于破碎煤或焦碳用的齒輥破碎機(jī)，則輥?zhàn)庸β蕿?N=KLDn kw式中D輥?zhàn)又睆?/p>

20、m； L輥?zhàn)娱L(zhǎng)度m； n輥?zhàn)愚D(zhuǎn)速r/min； K系數(shù)，破碎煤時(shí)，K=0.85。 N= KLDn=0.85×0.5×0.45×64=12.24kw3.3 原動(dòng)機(jī)的確定為了讓整個(gè)機(jī)械系統(tǒng)安全穩(wěn)定的運(yùn)行，只有選擇合適的原動(dòng)機(jī)，電動(dòng)機(jī)的選用主要從功率、種類(lèi)等方面考慮。*123456/=N式中電機(jī)額定功率kw工況系數(shù)，每天工作10-16個(gè)小時(shí)，故取=1.4；帶傳動(dòng)效率，0.95；滾動(dòng)軸承效率，0.98；8級(jí)精度圓柱齒輪傳動(dòng)效率，0.97。則 =N*KA/(123456)=20.37kw雙齒輥破碎機(jī)的電動(dòng)機(jī)需要可靠性高、噪聲震動(dòng)小、能承受經(jīng)常地沖擊與震動(dòng)的類(lèi)型。綜合上述因素可

21、以做出選擇Y225M-8型。3.4 傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的選擇與比較3.4.1 傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的重要性在工作機(jī)和原動(dòng)機(jī)之間要加入傳動(dòng)設(shè)備，來(lái)改變運(yùn)動(dòng)形式和傳遞動(dòng)力 1)原動(dòng)機(jī)的速度和工作機(jī)的速度通常不一樣，需要減速或增速。2)工作機(jī)要根據(jù)生產(chǎn)要求調(diào)節(jié)速度，而原動(dòng)機(jī)速度額定，要通過(guò)改變?cè)瓌?dòng)機(jī)速度不切實(shí)際。3）工作機(jī)的運(yùn)動(dòng)形式多種多樣，而原動(dòng)機(jī)只能作勻速轉(zhuǎn)動(dòng)3.4.2 傳動(dòng)類(lèi)型選擇傳動(dòng)類(lèi)型選擇時(shí)應(yīng)考慮的因素； 1）原動(dòng)機(jī)和傳動(dòng)裝置在起動(dòng)、調(diào)速性能、機(jī)械特性、反向和空載等方面能符合工作機(jī)的要求。2)對(duì)傳動(dòng)的布置方面要合理和便于安裝，同時(shí)尺寸和重量緊湊、輕巧。3)操作和控制方式簡(jiǎn)便。4)必須符合國(guó)家的技術(shù)政策，現(xiàn)場(chǎng)的技

22、術(shù)條件和環(huán)境保護(hù)等其它要。傳動(dòng)類(lèi)型選擇的原則；1)對(duì)于大功率傳動(dòng)，應(yīng)優(yōu)先選用高效率的傳動(dòng)，以節(jié)約能源。2)在原動(dòng)機(jī)和工作機(jī)同步時(shí)應(yīng)選擇嚙合傳動(dòng)。3)傳動(dòng)裝置應(yīng)該選擇系列化、標(biāo)準(zhǔn)化產(chǎn)品便于降低維護(hù)費(fèi)用。4)在滿(mǎn)足工作條件的情況下，選擇結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單的傳動(dòng)裝置，降低初始費(fèi)用。如下圖所示傳動(dòng)機(jī)構(gòu)，選擇了帶式傳動(dòng)機(jī)構(gòu)。因?yàn)殡p齒輥破碎機(jī)所需要的傳動(dòng)精度不需要太高，而且功率消耗很大需要安全保障，使用帶式傳動(dòng)機(jī)構(gòu)很安全。因?yàn)殡妱?dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速是730r/min，而輥?zhàn)拥霓D(zhuǎn)速需要64 r/min，傳動(dòng)比為11.4127。11.4127=4.12*2.77*1，故帶式部分的傳動(dòng)比為4.12第一對(duì)齒輪的傳動(dòng)比為2.77第二對(duì)

23、齒輪的傳動(dòng)比為1。即I帶=4.12，i12=2.77,i23=14、破 碎 機(jī) 的 總 體 設(shè) 計(jì)4.1 帶傳動(dòng)設(shè)計(jì)1. 設(shè)計(jì)功率 Pd=PKA式中P工作機(jī)功率 kw =1.4×14.55=20.37kw2. 帶型根據(jù)和選取有效寬度制V帶，選取15N/15J型有效寬度制V帶。式中小帶輪轉(zhuǎn)速r/min。3. 傳動(dòng)比i i= (=0.010.02)式中 大帶輪轉(zhuǎn)速r/mim；小帶輪節(jié)圓直徑，可視為基準(zhǔn)直徑；大帶輪節(jié)圓直徑，可視為基準(zhǔn)直徑；彈性滑動(dòng)系數(shù)；有效寬度制窄V帶：=-2e取=197.4mm，=797.4mm，則=4.12，=177 r/min 4. 小帶輪有效直徑與大帶輪有效直徑

24、為提高V帶壽命，在經(jīng)濟(jì)條件允許的情況下，值較大選取。=200mm，=800mm5. 帶速VV=7.55m/s窄V帶 =35m/s，V20m/s時(shí)，可以充分發(fā)揮帶的傳動(dòng)能力，一般V不低于5m/s，滿(mǎn)足要求，7.5m/s>5m/s。6初定中心距離 則 700<<2000，取=1500mm7 有效長(zhǎng)度=2+=4630.8 mm8 圓整近似選取=4570 mm8實(shí)定中心距 amma+=1469.6mm 取a=1470mm9小帶輪包角=180-×57.3=156.610根V帶額定功率 kw 根據(jù)帶型，與選取 =7.62kw11i1時(shí)的單根V帶額定功率增量kw 根據(jù)帶型，與選取

25、 =0.69kw12V帶根數(shù)=式中包角修正系數(shù)，取=0.93；帶長(zhǎng)修正系數(shù)，取=1.06。=2.49 取=313帶輪寬度 D=2e+2f=350.25+26=610.5mm14單根V帶初緊力 N =0.9500（-1）+mV式中mV帶單位長(zhǎng)度質(zhì)量Kg/m，取m=0.20Kg/m。=0.9500（-1）+0.20×7.55=693.5N 15作用在軸上的力N =2sin=2×693.5×sin=1358.2N=1.5=2037.3N（新帶的初緊力為正常緊力的1.5倍。） 16切邊長(zhǎng)tmm t=1439.1 mm17撓度mm =23.0mm18載荷 Wd N 新安裝的

26、帶 Wd=式中初緊力的增量，取=40N。 Wd=65.8N；運(yùn)轉(zhuǎn)后的帶 Wd=57.1N； 最小極限值 Wd=44.1N。圖4-1 帶輪示意圖 Figure 4-1 Belt wheel diagram4.2 齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)4.2.1 選定齒輪類(lèi)型，精度等級(jí)，材料與齒數(shù)1) 按1.5所示的傳動(dòng)方案，選用直齒圓柱齒輪傳動(dòng)。2) 雙齒輥破碎機(jī)為一般重載工作機(jī)器，速度不高，故選用8級(jí)精度。3) 材料選擇。選擇小齒輪材料為40Cr（熱處理，調(diào)質(zhì),表面氮化，深度為0.20.3mm），硬度為HB260290，齒輪硬度Hv550；大齒輪材料為40Cr（熱處理，調(diào)質(zhì)），硬度為HB260290。4) 大齒輪轉(zhuǎn)速為

27、 64r/min。當(dāng)選擇小齒輪齒數(shù)為19時(shí)。小齒輪轉(zhuǎn)速為 177r/min。5) 傳動(dòng)比 i=u=2.77，故=u×=19×2.77=52.63，取=53。4.2.2 按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)確定公式的各計(jì)算數(shù)值；（1）試載荷系數(shù) =1.3（2）計(jì)算小齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩=95.5×10/ =95.5×10×/=95.5×10=789359 N（3）取齒寬系數(shù) =1（4）查得材料的彈性影響系數(shù) =189.8MPa（5）按齒面硬度查得大小齒輪的接觸疲勞極限為=600MPa,=600MPa（6）計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)=60j式中j齒輪每轉(zhuǎn)一周時(shí)，同一齒面嚙合

28、的次數(shù)； 齒輪的工作壽命h；假設(shè)破碎機(jī)壽命為10年（一年工作300天，每天工作10小時(shí)）=60×1×177×（15×300×10）=4.779×10=/u=1.725×10（7）查得接觸疲勞壽命系數(shù) =0.95；=0.98（8）計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力= 式中S安全系數(shù) S=1，取失效概率為1%=0.95×600 MPa=570 MPa =0.98×600 MPa=588 MPa 計(jì)算；（1）試算小齒輪分度圓直徑，帶入中較小的值2.32=124.584mm（2）計(jì)算圓周速度 =1.15m/s（3）計(jì)算齒寬 b

29、 b=1×124.584 mm=124.584 mm（4）計(jì)算齒寬與齒高之比 b/h 模數(shù) =/=124.584/19=6.557 mm齒高 h=2.25=2.25×6.557=14.75 mm b/h=124.584/14.7=8.45（5）計(jì)算載荷系數(shù) 根據(jù)=1.15 m/s，八級(jí)精度，查得動(dòng)載荷系數(shù) =1.1；直齒輪，假設(shè)<100 N/mm，查得=1.2；查得使用系數(shù)=1；查得8級(jí)精度，小齒輪相對(duì)支撐非對(duì)稱(chēng)布置時(shí)=1.15+0.18（1+0.6）+0.31×10b =1.15+0.18(1+0.6×1)×1+0.31×10

30、×124.584 =1.477由 b/h=8.45，=1.477查得 =1.38，故載荷系數(shù)K=1×1.1×1.2×1.477=1.95 （6）按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑得=124.584=142.60 mm（7）計(jì)算模數(shù) m=7.51 mm4.2.3 按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)彎曲強(qiáng)度的設(shè)計(jì)公式為 m確定公式的各計(jì)算數(shù)值；（1）由查資料可得=500 MPa =500 MPa。分別為大小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限 。（2）查得彎曲疲勞壽命系數(shù) =0.85，=0.87。（3）計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù) S=1.4，得= MPa=303.57 MP

31、a= MPa=310.71 MPa（4）計(jì)算載荷系數(shù) K K=1×1.1×1.2×1.38=1.822（5）查取齒型系數(shù)得 =2.85，=2.31（6）查取應(yīng)力校正系數(shù) =1.54， =1.71（7）計(jì)算大小齒輪的 ，并加以比較=0.01446 =0.01271小齒輪的數(shù)值大設(shè)計(jì)計(jì)算；=4.87 mm取 m=5 mm，則按接觸強(qiáng)度算得的分度圓直徑=142.6mm。=/m=142.6/5=28.52，取=29=u=2.77×29=80.33， 取=804.2.4 幾何尺寸計(jì)算1）計(jì)算分度圓直徑 =m=29×5=145 mm =m=80×

32、5=400 mm2）計(jì)算中心距 =（+）/2 =（145+400）/2=272.5 mm3）計(jì)算齒輪寬度 b=145 取 =145 mm，=150 mm4）齒數(shù)比 u=2.77 5）齒頂高 =m=5 mm6）齒根高 =（+）m=6.25 mm7）全齒高 =（2+）m=11.25 mm8）齒頂圓直徑 =（+2）m=155 mm =（+2）m=410 mm9）齒根圓直徑 =（-2-2）m=132.5 mm =（-2-2）m=377.5 mm10）基圓直徑 =cos=138.3 mm =cos=375.9 mm11）齒距 p=m=15.7 mm12）齒厚(s)=齒槽寬(e) s=e=m/2=7.9

33、mm13）驗(yàn)算 =10887.7 N= N/mm=75.09 N/m<100 N/mm，滿(mǎn)足要求，可以使用。第二根輥轉(zhuǎn)速一樣。圖4-2傳動(dòng)齒輪示意圖 Figure 4-2 Transmission gear diagram4.3 齒輪強(qiáng)度校核3.3.1 齒面接觸疲勞強(qiáng)度校核齒面接觸疲勞強(qiáng)度條件 式中計(jì)算接觸應(yīng)力N/mm；許用接觸應(yīng)力N/mm。計(jì)算應(yīng)力；式中節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)；材料彈性系數(shù)；接觸強(qiáng)度計(jì)算的重合度與螺旋角系數(shù)；分度圓上的圓周力N； b齒寬 mm；小齒輪分度圓直徑mm； u齒數(shù)比；使用系數(shù)；動(dòng)載系數(shù)；、齒向載荷分布系數(shù)；、齒間載荷分布系數(shù)。1）的確定變位系數(shù)的選擇按=+=29+80=

34、109，選擇=1.6，查得=0.146，所以y=-=1.6-0.146=1.454，a=（+y）m=（109/2+1.454）×5=279.77 mm，取a=280 mm，y=1.5,求出=0.14，=y+=1.5+0.14=1.64，選出=0.745，=0.921=0.0153，分度圓螺旋角=0，查得=2.262）彈性系數(shù)的確定取=189.83）接觸強(qiáng)度計(jì)算的重合度與螺旋角系數(shù)的確定=，=；=；=0式中、分別為大小齒輪的部分重合度，查得=0.83，=0.92，則=1.75；=0.866；=1；=0.8664）分度圓上的圓周力的確定= 轉(zhuǎn)矩T=789.28 Nm=10523.73 N

35、5）使用系數(shù)的確定 取=1.256）動(dòng)載系數(shù)的確定 =1+式中、系數(shù)，查得=39.1，=0.0193=1+0.0193=1.157）齒向載荷分布系數(shù)的確定=1.15+0.181+0.6（）（）+0.31×10b=1.15+0.181+0.6（）（）+0.31×10×150=1.4848）齒間載荷分配系數(shù)的確定 取=1.29）計(jì)算 =474.20 N/mm許用應(yīng)力=式中試驗(yàn)齒輪的接觸疲勞極限應(yīng)力N/mm；接觸強(qiáng)度計(jì)算的壽命系數(shù)；潤(rùn)滑油膜影響系數(shù)；工作硬化系數(shù)；接觸強(qiáng)度計(jì)算的尺寸系數(shù)；接觸強(qiáng)度最小安全系數(shù)。1）的確定由大小齒輪材料為40Cr查得=600N/mm2) 的

36、確定N=60j ；=60×1×177×（15×300×10）=4.779×10=/u=1.725×10查得=0.95，=0.98 ；取較小的=0.953）的確定 ；查得=14）的確定 ；=1.2-=1.2-=1.115）的確定 ；查得=16）的確定 ；選取=1.25 （較高可靠度）7）計(jì)算 ；=506.11N/mm=474.2N/mm<4.3.2 齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度條件 計(jì)算應(yīng)力；=式中法向模數(shù)；復(fù)合齒型系數(shù)；抗彎強(qiáng)度計(jì)算的重合度與螺旋角系數(shù)。1）的確定 =1.48 ；2）的確定 =1.23）的確定查

37、得 =4.39，=3.95，取較大值 =4.394）的確定 ；=×=（0.25+）×（1-） =（0.25+）×（1-） =0.67865）計(jì)算= = =107.01許用彎曲應(yīng)力；=式中齒輪材料的彎曲疲勞強(qiáng)度基本值N/mm；抗彎曲強(qiáng)度計(jì)算的壽命系數(shù)；相對(duì)齒根圓角敏感性系數(shù)；相對(duì)表面狀況系數(shù)；抗彎曲強(qiáng)度計(jì)算的尺寸系數(shù)；彎曲強(qiáng)度的最小安全系數(shù)。1）的確定 ；查得 =500N/mm2）的確定 ；查得 =0.95，=0.98，取較小值=0.953）的確定 ；查得 =14）的確定 ；查得 =15）的確定 ；查得 =16）的確定 ；選取 =1.25（較高可靠度）7）計(jì)算 ；=

38、380N/mm=107.01 N/mm<，滿(mǎn)足要求。4.3.3 齒輪靜強(qiáng)度校核計(jì)算齒面靜強(qiáng)度校核；齒面靜強(qiáng)度條件 1）靜強(qiáng)度最大齒面應(yīng)力 =2）計(jì)算切向力 =10523.73N/mm= =424.13N/mm3）靜強(qiáng)度許用齒面接觸應(yīng)力=506.16N/mm=424.13N/mm<，滿(mǎn)足要求彎曲靜強(qiáng)度校核；彎曲強(qiáng)度條件 1）靜強(qiáng)度最大的齒根彎曲應(yīng)力=1.15×1.484×1.2××4.39×0.6786=85.61N/mm2）靜強(qiáng)度許用齒根彎曲應(yīng)力=380N/mm=85.61N/mm<，滿(mǎn)足要求4.4 軸、軸承與鍵的設(shè)計(jì)4.4.

39、1 估算軸徑選擇軸的材料為40Cr，竟調(diào)質(zhì)處理，查得材料力學(xué)性能數(shù)據(jù)為：=750MPa；=550MPa；=350 MPa；=200 MPa; E=2.06×10MPa初步估算軸徑，由材料為40Cr，選取 A=99，則=43.12 mm 考慮到大帶輪端加鍵，故取d=100mm4.4.2齒輪軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 圖4-3 齒輪軸的結(jié)構(gòu) Figure 4-3 Gear shaft structure軸承的選擇；根據(jù)破碎機(jī)的工作條件和該軸受力情況選用單列圓錐輥?zhàn)虞S承，該軸承的技術(shù)特點(diǎn)為：1）額定動(dòng)載荷比為1.52.5；2）能夠限制軸承和外殼在一個(gè)方向上的軸向位移；3）極限轉(zhuǎn)速低；4）313系列具有較

40、大的接觸角，可以承受更大的軸向載荷。故我選用 31322 型號(hào)單列圓錐滾子軸承鍵的選擇；根據(jù)設(shè)計(jì)要求選擇普通平鍵（C型）聯(lián)接，它具有靠側(cè)面?zhèn)鬟f轉(zhuǎn)矩，對(duì)中好，易拆裝。無(wú)軸向固定作用。精度較高，用于高速軸或較大沖擊、正反轉(zhuǎn)的場(chǎng)合。薄型平鍵運(yùn)用于薄壁結(jié)構(gòu)和傳力矩較小的傳動(dòng)。C型用于軸端。根據(jù)齒輪軸徑d=110 mm，選用C28×61（GB/T1096-2003）鍵的強(qiáng)度校核；鍵的強(qiáng)度要求 和 式中T傳遞的轉(zhuǎn)矩；d軸的直徑；l鍵的工作長(zhǎng)度，l=L-b/2；k鍵與輪轂的接觸高度，k=0.4h；軸、鍵、輪轂中最小的許用壓力，查得=100120 MPa；鍵、軸、輪轂三者中最弱材料的許用壓強(qiáng)，查得=

41、40 MPa；=35.46 MPa，滿(mǎn)足要求，可以使用；=35.46 MPa，滿(mǎn)足要求，可以使用。4.4.3 軸上受力分析如下面彎矩轉(zhuǎn)矩圖（1）軸上傳遞的轉(zhuǎn)矩 =789359 Nmm =789.359 Nm（2）齒輪的圓周力 =10887.7N（3）齒輪的徑向力 =10887.7×0.364=3962.8 N（4）軸承的軸向力 =5271.4 N（5）由大帶輪制造和安裝所附加的圓周力 =2cos(90-=2×693.5×=1358.2N4.4.4 求支反力（1）在水平面的支反力，由=0 得（a+b）-b=0 =1844.8 N由=0得 =-=3962.8-1844

42、.8=2118 N（2）在垂直平面的支反力 =5443.85 N（3）由于的作用，在支點(diǎn)A、B處的支反力，=0，得（a+b）-c=0=386.38N=+=1358.2+386.38=1744.58N4.4.5 作彎矩和轉(zhuǎn)矩圖齒輪的作用力在水平平面的彎矩圖；=×b=2118×0.135=285.93Nm=-F×=285.93-5271.4×=-96.25 Nm齒輪的作用力在垂直平面的彎矩圖=5743.85×0.135=734.92Nm由于齒輪作用力在D截面作出的最大合成彎矩=790Nm由于作用而作出的彎矩圖=×C=1358.2 N×0.0825 m=112.05Nm截面D的最大合成彎矩為=+=790+112.05=902.05 Nm作轉(zhuǎn)矩圖 ； 圖4-4 受力示意圖 Figure 4-4 Force diagram4.4.6 軸的強(qiáng)度校核確定危險(xiǎn)截面； 由上分析可知D處彎矩最大，且具有應(yīng)力集中。故D截面是危險(xiǎn)截面，現(xiàn)對(duì)D截面進(jìn)行強(qiáng)度校核。安全系數(shù)校核計(jì)算；=47.04MPa 式中 W抗彎斷面系數(shù)由于是對(duì)稱(chēng)循環(huán)彎曲應(yīng)力，故平均應(yīng)力 =0 式