對輥式破碎機的設計

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1、目目 錄錄 目 錄.11.1 選題的目的和意義.31.2破碎機概述.31.2.1破碎的目的.31.2.2齒輥破碎機的特點和分類.41.2.3齒輥破碎機的工作原理.51.2.4雙齒輥破碎機的基本構造.51.2.5齒輥破碎機的主要部件.61.3 齒輥破碎機的發(fā)展狀況.71.3.11990 年以前的齒輥式破碎機.81.3.21990 年以后的齒輥式破碎機.81.3.3國外先進高效破碎機.101.3.4結語.111.4本設計的主要內容.11總體設計.122.1齒輥破碎機總體傳動方案的確定.122.1.1工藝參數(shù)和技術參數(shù)的確定和原則.122.1.2傳動方案的確定.132.1.3功率計算及電機的選取.1

2、42.2 傳動和減速系統(tǒng)的確定.152.2.1總傳動比及傳動比分配.152.2.2傳動裝置的運動參數(shù)的計算.153傳動系統(tǒng)設計計算.173.1帶傳動設計計算.173.2減速器設計.193.2.1減速器高速級齒輪傳動設計計算.193.2.2減速器低速級齒輪傳動設計計算.233.2.3軸的設計計算.263.3 聯(lián)軸器的選擇.41結構件的設計計算.414.1 齒輪箱的設計 .414.1.1齒輪箱的作用.414.1.2齒輪箱的主要結構形式.414.1.3開式齒輪傳動設計.434.2 退讓保險裝置的設計.474.2.1保險裝置的作用.474.2.2氮液缸保險裝置的特點.474.2.3液氮彈簧裝置有關參數(shù)

3、的計算.484.2.4氮液保險缸液壓系統(tǒng)原理.504.2.5銷子保險裝置.504.3 齒輥的設計.514.3.1 齒輥型式.514.3.2 輥齒結構.524.3.3 輥齒排列的方法.544.4 齒輥軸.544.4.1 結構型式.544.4.2 齒輥軸的受力分析.544.4.3 齒輥主軸與破碎機罩體間的密封.614.4.4齒輥滑道與移動輥軸承座.625齒輥破碎機的潤滑.625.1齒輪減速器的潤滑.625.2齒輪傳動箱的潤滑.635.3齒輥部件的潤滑.635.4機架導軌及導向板的潤滑.636破碎機的安裝與使用.646.1安裝.646.2使用與維護.657結論.65參考文獻.67中文譯文.68致 謝

4、.741緒緒論論1.1 選題的目的和意義選題的目的和意義中國是世界上少數(shù)幾個以煤炭為主要能源的國家之一，煤炭的生產量和消費量占世界首位。煤炭作為中國的主要能源及鋼鐵、化工領域的原料在相當長的時間內不會有大的改變，因此煤炭在中國國民經濟中的地位是舉足輕重的。然而，在中國的煤炭消耗中，煤炭的加工利用處于低水平階段，存在著高能耗、高污染、低效率的利用現(xiàn)狀，也產生一系列的環(huán)境污染問題，如:燃煤產生煙塵和S02排放量分別占80%和90% ，中國的大氣污染屬典型的煤煙型大氣污染。全國己有62.3%的城市S02年平均濃度超過國家二級標準，日平均濃度超過國家三級標準。S02排放量的持續(xù)增加使中國酸雨覆蓋面積占

5、國土面積的40%，酸雨污染給森林和農作物造成的損失每年達數(shù)百億元。大氣中的S02的主要來源于高硫煤的使用，而中國的高硫煤約占總產量的10%,按每年10億噸的產量算，每年約有1億噸的高硫煤，而去硫的最基礎設備就是將硫及其伴生物從煤中的解離也就是說要將煤充分破碎，破碎煤就需要破碎機，這是選擇本題的目的之一。其二如前所述，新的選煤技術和工藝需要新型的破碎機，否則影響新的選煤工藝和方法的技術水平。近三年來，選煤廠廣泛采用的各式破碎機由于結構與機理的原因，破碎后的產品或者過粉碎嚴重，排料粒度不能有效的控制，同時伴有大量粉塵或者破碎機的破碎強度低，不能適應含煤研石的煤炭破碎，且破碎后粒度不均勻，容易超粒，

6、不但使得后續(xù)的洗選難度加大，分選效果變差，同時難以滿足目前市場的需要。由此造成的損失每年數(shù)億人民幣。為解決此問題，在國內的破碎機技術尚未滿足國內使用條件的技術下，目前大量從國外進口破碎機，如山西的平塑、安家?guī)X煤礦、神華集團的神木礦區(qū)、大柳塔選煤廠、貴州盤江集團的老屋基選煤廠、永城煤電集團、晉城無煙煤礦業(yè)集團等等，國外破碎機的價格是國內同類價格的6-8倍，如果研制的破碎機能替代進口產品，每年可為國家節(jié)約外匯至少1億美元。因此，無論從環(huán)保的角度、社會效益的角度、直接經濟效益的角度，還是解決生產實際問題的角度，研究新型的分級破碎機，具有較重大的現(xiàn)實意義。1.21.2破碎機概述破碎機概述1.2.11.

7、2.1破碎的目的破碎的目的固體物料在外力的作用下克服物料的內聚力使大顆粒破碎成小顆粒的過程稱為粉碎。物料粉碎由破碎機和粉磨機來完成，粉碎的目的有如下：(1) 均化 隨著粉碎的進行，物料的總表面積不斷增加。因此大顆粒物料碎裂成細粉狀態(tài)，這樣才可能使幾種不同固體物料（主要是化學成分不同）的混合，得到良好的均勻效果。(2) 選礦（解離） 隨著礦產資源的開發(fā)利用，原礦品位日趨降低，為了取得原礦中的有效成分，需要大量礦石經過選礦加工后才能利用，而且人選礦石中難選礦石愈來愈多。礦石中有用成分同雜質緊密地結合在一起，為使礦石中有效成分解離。只有將其充分破碎。經過選礦才能將有用成分同雜質分開，并剝除雜質，得到

8、較純凈的精礦。由于工業(yè)的發(fā)展，要求礦石綜合回收的元索越來越多，對礦石的粉碎要求也更具體，對粉碎機械的要求也更高。(3) 粒度分布 在工業(yè)生產中，由于具體的生產工藝要求，對固體原料有較嚴格的粒度要求，粉碎機械必須滿足其產品粒度。(4) 使物料的比表面積增加 比表面是單位質量或體積的物料的表面積，物料的粒度越小。其比表面積越大，增加物料的比表面積可使物料同周圍介質的接觸面積增大，從而反應速度加快。例如催化劑的接觸反應，固體燃料的燃燒與氣，物料的溶解，吸附與干燥，以及在化工上利用粉末顆粒流化床的大接觸面積來強化傳質與傳熱等。1.2.21.2.2齒輥破碎機的特點和分類齒輥破碎機的特點和分類常見的破碎機

9、主要有鄂式破碎機、旋回破碎機、圓錐破碎機、錘式破碎機、沖擊式破碎機和齒輥破碎機等。齒輥破碎機是一種傳統(tǒng)的破碎機械，它的主要破碎作用是劈碎，同其它類型的破碎機相比，這種破碎機的特點：(1) 破碎過程的能量消耗?。?2) 過粉碎（粉化）程度小，破碎的產物多呈立方體；(3) 結構簡單，工作可靠，維護與檢修方便；成本低廉?；谝陨蟽?yōu)點，齒輥破碎機在許多工業(yè)部門都有應用，特別在選煤廠應用得更多。齒輥破碎機是破碎煙煤、無類煤（含矸石量少）和頁巖的主要設備，主要用于原煤的粗碎（產品粒度在50mm以上）和中碎（產品粒度在25-6mm）。雙齒輥破碎機的工作機構（圖1）主要是轉動的兩個圓齒輥，旋轉的圓輥面上有齒、

10、棱和槽。物料被齒面輥帶到破碎空間后，因受到兩齒輥的劈碎作用（主要破碎方法）而破碎，經過破碎的物料經下面排料口排出。齒輥破碎機按齒輥數(shù)目可分為單齒輥破碎機、雙齒輥破碎機和多齒輥破碎機。生產中以單、雙齒輥破碎機應用最多。在選煤廠中應用的單齒輥破碎機都采用較長的輥齒，故主要適用于粗碎；雙齒輥破碎機的輥齒一般較短，適用于中碎；四齒輥破碎機適用于中碎。 1.2.31.2.3齒輥破碎機的工作原理齒輥破碎機的工作原理兩個破碎輥在傳動裝置的驅動下相向轉動，固定輥1支承在固定軸承2上。移動輥3支承在移動軸承4上，安全裝置5(彈簧保護裝置或液壓缸保險裝置)頂住活動軸承，并用定位墊塊6調節(jié)兩輥的間隙，其最小距離也稱

11、排料口寬度，用以控制破碎塊產品粒度。物料自兩輥上方加入，在輥子與物料間摩擦力作用下，物料被帶入兩輥之間，受擠壓破碎后，自下部排出(見圖1.1)。破碎后的粒度一般控制為80120 mm。圖1.1齒輥破碎機工作原理示意圖固定輥固定軸承移動輥移動軸承安全裝置定位墊塊1.2.41.2.4雙齒輥破碎機的基本構造雙齒輥破碎機的基本構造圖1.2是傳統(tǒng)式雙齒輥破碎機的構造示意圖。它是由一對齒輥、兩對外嚙合齒輪、彈簧保險裝置、機架及膠帶輪等部件所組成。機架1是由型鋼焊接而成的結構件，固定齒輥2安裝在機架的固定軸承3上?？蓜育X輥4裝在可動軸承5上，可動軸承可以在固定于機架上的軸承座6上滑動，利用彈簧7將可動軸承壓

12、緊。電動機通過膠帶輪8和傳動齒輪9及10使固定齒輥轉動，利用長齒齒輪11帶動可動齒輥，使其與固定齒輥作相對轉動。破碎物料從上方給入，經齒輥破碎后從下方排出。 圖1.2雙齒輥破碎機1機架；2固定齒輥；3固定軸承；4可動齒輥；5可動軸承；6軸承座；7彈簧；8膠帶輪；9、10傳動齒輪；11長齒齒輪1.2.51.2.5齒輥破碎機的主要部件齒輥破碎機的主要部件(1) 齒輥齒輥的構造通常有兩種型式：一是在鑄鐵芯上套有用高錳鋼鑄成的齒圈，兩端用螺栓緊固，另一種是由高錳鋼鑄成的弓形齒板，裝配在多邊形截面的鑄鐵軸轂上，齒輥結構可靠，但檢修不方便，當更換齒圈時必須把輥子提升，以便把每個齒圈單獨分解下來；第二種型式

13、的齒輥制造和裝配都方便，磨損后易于更換，若輪轂造成整體，則齒板與多邊形表面接合處面積較大，接合更牢固。目前，國產單齒輥和雙齒輥破碎機多采用第二種型式。輥齒的型式有如下幾種：鷹嘴式、標搶式、刀刃式和矩形帶式。粗碎時大部分采用鷹嘴式，齒的高度為70110mm。長、短齒一起配合使用，長齒用以破碎特大塊，大塊進入內腔后，再用短齒進一步破碎，單齒輥破碎機的破碎過程基本上是這樣進行的。中碎時鷹嘴式和標槍式都可使用，齒的高度最低為40mm。刀刃式使用得不多。矩形帶式主要是用在四齒輥破碎機上。(2) 傳動裝置單齒輥和雙齒輥破碎機的轉速有快速和慢速兩種。為了減少煤粉過多，現(xiàn)在一般使用慢速，齒輥的圓周速度約為1.

14、21.9 m/s(2530 r/min)；那些粉煤對工藝影響不大的，采用快速2.84.7 m/s?？焖賯鲃友b置簡單，采用三角膠帶輪減速即可。慢速傳動裝置較復雜，一般采用三角膠帶輪和齒輪兩級減速。由于齒輥破碎機的運轉速度低，所以傳動軸和主軸都采用滑動軸承。在雙齒輥破碎機中，為了不使輥齒相碰而損壞，兩個齒輥應當同步地相對回轉；為了使兩齒輥有10mm相對位移時仍能正常咬合傳動，兩齒輥間的傳動齒輪要采用特制的長齒齒輪。目前開始出現(xiàn)一些不用長齒齒輪的雙齒輥破碎機，有的破碎機采用萬向鉸鏈聯(lián)軸器傳動，或者采用一種專用小齒輪傳動，都能達到兩齒輥有一定位移時仍能正常嚙合的目的。(3) 保險裝置單、雙齒輥破碎機設

15、有彈簧保險裝置。雙齒輥破碎機的保險作用是靠壓在可動輥子上的彈簧來實現(xiàn)的，當過大塊物料或硬質物料落到破碎腔中不能被軋碎時，齒輥受力變大，可動齒輥能夠向外移動，使保險彈簧的壓縮量增加，增大可動齒輥與固定齒輥的距離，將不能破碎的物料排出。然后借彈簧的恢復力再使可動齒輥回到原來的位置，起到保險作用。齒輥破碎機還有用銷子保險裝置的。1.31.3 齒輥破碎機的發(fā)展狀況齒輥破碎機的發(fā)展狀況破碎是當代飛速發(fā)展的工業(yè)礦物加工領域中一個重要的環(huán)節(jié)，破碎機就是礦山機械中應用非常廣泛的一種設備。在各種金屬、非金屬、化工、建材、電力等工業(yè)部門占有非常重要的地位。從經濟角度來講，在選礦廠，破碎與磨碎作業(yè)的生產費用占全部選

16、礦費用的40%以上，設備投資占總投資的60%左右M。從能源與環(huán)保角度講，破碎作業(yè)要消耗巨大的能量，物料破碎過程中由于作業(yè)中產生發(fā)聲、振動、摩擦、粉塵等，使能源大量消耗，作業(yè)環(huán)境嚴重污染。因而多年來國內外的界內人士一直在研究如何達到節(jié)能、高效地完成破碎過程，從理論研究到新產品研制(包括改造舊的設備)直至改變生產工藝流程，以求達到節(jié)約投資、低耗能、少污染、高效率、過粉碎量小、產品粒度均勻并滿足與之相配套的新設備、新技術系統(tǒng)的工藝要求。煤礦是破碎機應用最廣泛的行業(yè)，露天煤礦的原煤破碎和選煤廠入廠原料的預處理都離不開破碎設備。由于煤炭屬中硬巖石并具脆性以及破碎技術經過長期的發(fā)展，所采用的破碎設備包括:

17、鄂式破碎機、旋轉式破碎機、錘式和環(huán)錘式破碎機、反擊式破碎機、選擇性破碎機、齒輥式破碎機等。最近10多年來，破碎技術取得了較重大的進展，隨著人們對破碎過程認識的不斷深入，新的破碎方法和破碎設備不斷涌現(xiàn)，各國不斷把新工藝、新技術、新材料用于自己的破碎機工業(yè)，產品可靠性不斷提高，在產品的耐磨損、減少過粉碎量、嚴格控制碎后產品的粒度等方面都取得了有效的進展。特別是煤用齒輥式破碎機以其制造簡單、維修方便、低能耗、成本低、高破碎能力和經久耐用等優(yōu)點，無論是從產品的結構、技術性能還是工業(yè)應用都成為煤用破碎機的佼佼者。1.3.11.3.119901990 年以前的齒輥式破碎機年以前的齒輥式破碎機9O年代前，齒

18、輥式破碎機的技術存在不能嚴格控制碎后產品粒度、碎后產品過粉碎量大、機體受到的沖擊載荷較大、破碎齒易損壞、整體噪聲大、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問隙，以便排出硬物。然后借彈簧的恢復力使可動破碎板或齒輥回到原來的位置。如此便不能嚴格控制碎后產品的粒度。1987午原兗州煤礦設計院在消化吸收美國雷克斯諾德(REXNORD)公司生產的阿拉克36DAM型破碎機的基礎上，設計出的4

19、PGC-3803501000型齒輥式破碎機是當時技術上較為先進的破碎機。該型破碎機在技術上的一個突出特點是采用“Nitroil”控制系統(tǒng)。該系統(tǒng)可以獨立地調整上段齒輥的間距來控制下段的給料粒度。也可單獨調整下段齒輥的間距以控制產品粒度，這樣，可根據破碎工藝要求靈活地調整破碎程序。同時，該型破碎機把調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，泵入一定可變量的液壓油，同時在油缸的無活塞桿的腔內泵入一定壓力的氣體，形成空氣柱彈簧。這樣可以根據泵入油量的多少改變活塞的位置，從而確定齒輥間的距離，達到控制產品粒度的目的。當硬物或不可破碎物進

20、入破碎機后，由于破碎力增大，可動齒輥壓縮空氣柱使硬物通過，隨后又可使動齒輥復位。同樣也存在能嚴格的控制產品粒度的問題。1.3.21.3.219901990 年以后的齒輥式破碎機年以后的齒輥式破碎機進入9O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。人們對選煤技術及設備提出了更高的要求。其中包括對煤碎后產品中降低細顆粒含量、產品粒度的均勻性、減少過限粒度、增大處理能力等，從而推動了破碎機技術的發(fā)展和進步。首先煤炭科學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和材料來防止難

21、碎硬物損壞破碎齒，從而可嚴格控制碎后產品中的過大顆粒 。1994年平頂山選煤設計院和鄭州長城冶金設備廠研究開發(fā)出TFP500系列分級破碎機。該系列破碎機采用單電機驅動，液力耦合器過載保護。其傳動系統(tǒng)是電機驅動液力耦合器并帶動一對錐齒輪，改變轉動方向并驅動主動破碎輥轉動，主動破碎輥通過另一端的一組直齒輪驅動被動輥轉動。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。9O年代中期,山東萊蕪煤礦機械廠引進德國技術， 開發(fā)生產了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、

22、雙套齒輪箱直聯(lián)式驅動，一破碎輥用手動液壓系統(tǒng)可移動，用來調整齒輥間的間距，從而控制排料粒度。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。整機結構緊湊，機體高度低沖擊負荷小。同期，煤炭科學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，傳動結構簡單、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。雙齒輥采用對轉方式，破碎齒采用子彈頭式，表面堆焊硬質合金，強度大，破碎效率高并且磨損后便于修復。2FJP600系列強力分級

23、破碎機的雙輥分別各自向兩側壁方向轉動，齒輥上的破碎板采用拼裝式，破碎齒在韌性較好的鑄基體上堆焊硬質合金，不但強度大，可破碎難碎硬物，而且破碎齒“寧彎不折”。當難碎硬物卡彎破碎齒，現(xiàn)場無需更換破碎板而可將破碎齒直接修復。在兩側壁上分別裝有梳齒板，有兩個作用：使破碎過程完全為剪切、拉伸破碎，不易產生過粉碎物；起棒條篩的作用。可通過需破碎的物料，而篩掉不需破碎的大塊物料，可嚴格地控制碎后產品的粒度，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壁方向旋轉也可以保證入料中已經達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生的過粉

24、碎。兩破碎輥有兩套獨立的驅動裝置，使兩破碎輥各自獨立工作。在實際破碎時，可根據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，每種齒型對應一種產品粒度，用戶可通過更換齒型來調整產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，減少了選煤廠建設投資與生產費用。4PGG系列四齒輥破碎機和DP系列單齒輥破碎機是在2FJP系列基礎上派生而出的，除4PGG系列破碎機的機體采用積木式結構，上下機體可組可

25、分，可根據生產現(xiàn)場實際來安裝，破碎比增大外，其它結構和破碎原理與2FJP系列基本相同。1.3.31.3.3國外先進高效破碎機國外先進高效破碎機1. MMD型高效破碎機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，有500、625、750、1000、1300和1500共6個系列。每個系列有短箱型、標準箱型和長箱型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，以適應不同破碎產品粒度的要求。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生巨大破碎力使其破碎。物料在兩個破碎齒之間以及與側壁的梳齒板之間排出，

26、產品在破碎后受此間隙控制，不會產生過大顆粒，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：(1)高度小、結構緊湊；(2)特殊的輪齒結構使其適用于干礦、濕礦、泥礦和粘礦；(3)碎后產品粒度均勻，沒有過大顆粒，過粉碎的產品少；(4)處理量大，最大可達14 O00th，破碎強度高，可破碎抗壓強度達300MPa的物料；(5)采用液力耦臺器和電控雙重過載保護，當過載或遇到難碎物料時，破碎機停止轉動，破碎輥反轉排出難碎物料；(6)維護、維修

27、簡便。2 ABOH型分級破碎機1998年，由美國的FFE礦業(yè)基建設備公司和澳利亞ABOHT工程公司合資開發(fā)的ABOH系列分級破碎機將破碎過程分為三段，而且可視入料粒度上限的不同而選擇不同的齒輥軸間距。如當入料粒度上限為1000 mm，則齒輥軸間距為1000mm左右，粗碎段將1000mm的入料破碎到350mm，二段由350mm破碎至100mm， 三段由100mm破碎至50、45、38mm或用戶要求的粒度。粗碎和二段破碎時破碎輥內向旋轉，三段破碎時破碎輥外向旋轉。1.3.41.3.4結語結語盡管自9O年代煤用齒輥式破碎機在技術結構、實際使用效果等方面較90年代以前有較大的進步,但還是存在破碎理論上

28、的各種各樣的難題。目前我國生產齒輥式破碎機的廠家較多，產品品種也多，即使是同一種規(guī)格(以輥徑輥長作為規(guī)格標準)的產品，因制造廠家不同，破碎機的結構不同，不但實際處理能力有差別， 而且過粉碎量、過大顆粒量、功率消耗、維護成本等方面也有差別。即使用戶對各種破碎機了解很全面，但選型也會很困難， 有時造成選型后投產時不能達到工藝要求，造成生產成本增大。由于大型破碎機的市場需求量相對較小，中、小型破碎機目前仍是我國研究、開發(fā)、生產的熱點。其中分級破碎機以其特有的工藝效果、所需較少的配套設備和較小的基建投資在市場上占據的份額將越來越大。1.41.4本設計的主要內容本設計的主要內容本設計的主要內容是設計自動

29、退讓式雙齒輥破碎機，我所做的主要工作有：1.首先根據所給參數(shù)確定破碎機的工藝參數(shù)和整體參數(shù)，然后確定總體傳動方案；2.進行傳動系統(tǒng)的設計計算，包括電動機功率的確定及型號的選擇，減速器的設計，聯(lián)軸器的選擇等；3.結構件的設計計算，包括齒輪箱的設計，破碎齒輥的設計，退讓裝置的設計計算等。齒輥破碎機是一種傳統(tǒng)的破碎機，技術上相對比較成熟，但還是存在一些問題，比如容易產生過粉碎現(xiàn)象，工作齒尖易磨損，齒板使用壽命短。所以在參考傳統(tǒng)齒輥破碎機的基礎上，我也嘗試著對傳統(tǒng)破碎機的缺點和不足之處做了一些改進，比如，改變破碎輥的結構型式和齒牙形狀，延長其使用壽命，在破碎機罩體與輥子主軸之間使用迷宮密封，降低粉塵污

30、染?？傮w設計總體設計2.12.1齒輥破碎機總體傳動方案的齒輥破碎機總體傳動方案的確定確定2.1.12.1.1工藝參數(shù)和技術參數(shù)的確定和原則工藝參數(shù)和技術參數(shù)的確定和原則1) 設計要求和已知條件本設計中雙齒輥破碎機所破碎的物料為煤，硬度較高、且含有一定的硫鐵礦和煤矸石。其: 真密度為(1.8-2.4)103kg/m3抗壓強度為 b = (80-90)MPa彈性模量為 E=( 0.25-0.65)kg/m3要求 : 入料粒度240mm出料粒度60mm處理能力 100t/h破碎強度：200Mpa;由以上數(shù)據可看出:其名義破碎比i=240/60=4，屬中等破碎等級，由于煤較硬，且含有一定的煤矸石，故選

31、擇以齒輥破碎為主的破碎方式。即兩齒輥的轉向為向內相對轉動。2) 主要參數(shù)的確定原則及計算：以下計算公式出處：中國選礦設備實用手冊（上冊）第一章第六節(jié)(1)給料粒度和輥子直徑輥子直徑 D 與給料粒度 d 有關，它們之間的關系，決定于安裝破碎齒的齒圈與被破碎物料之間的摩擦系數(shù)的大小。一般來說，齒面或槽面輥式破碎機轉子直徑和給料粒度的比值為 26，根據以往產品和設計經驗，輥子直徑 D 為最大給料粒度的 2.5 倍比較合適。即 =0.4D。故輥子直徑 D/0.4240mm/0.4 = 600mm(2) 輥子轉速輥子最適合的轉速與輥圈表面特征，被破碎物料的硬度和尺寸大小有關，一般都是根據經驗公式決定的。

32、它要保證機器有最大的生產率，功率消耗又要少，同時還要考慮滾圈的磨損不能太快。通常，被破碎物料的粒度越大，輥子轉速應越低；當破碎軟的或脆的物料時，轉速應高些。物理性質和給料粒度等因素有關。一般當輥子的圓周速度較快時取v=2.84.7m/s,圓周速度較慢時取 v=1.21.9m/s。本設計中破碎的物料為煤，且含有一定量的煤矸石，屬于中等硬度，取輥子的轉速為 50r/min。(3)生產能力 ( t/h )Q0.2LDen式中L輥子的長度；D輥子的直徑；E齒輥間距，一般取破碎產品的最大出料粒度；n齒輥轉速； 礦石松散系數(shù)，煤取 0.150.27 之間； 破碎物料密度；故生產能力 Q0.20.750.0

33、6500.241600103.7 t/h(4)電機功率 NKLDn (kw)式中K系數(shù)，破煤時取 0.95；L輥子長度（m） ；D輥子直徑（m） ；n輥子轉速（r/min）; 故電機功率 N0.950.750.65021.4 kw2.1.22.1.2傳動方案的確定傳動方案的確定破碎機的工作環(huán)境惡劣，工作狀況不穩(wěn)定，不便維修。所以在設計過程中應使整機在保證工藝性能指標的前提下盡量提高使用壽命，簡化結構，減少故障點，最大限度的降低維修量。其傳動簡圖如圖2.1所示。整機結構大致分為:電動機、減速系統(tǒng)、破碎輥、傳動系統(tǒng)、安全保護系統(tǒng)、機體等。圖2.1傳動方案簡圖2.1.32.1.3功率計算及電機的選取

34、功率計算及電機的選取由下面的經驗公式計算電機的功率 (kw) 4 .21n DLKN電動機選型：由于電動機的計算功率為 N21.4 kw，所以選取 Y200L2 型號的電動機，轉速為 1000r/min。其主要參數(shù)如下：額定功率滿載轉速滿載電流轉動慣量重量22 kw970 r/min6.5A0.36kgm2250kg2.22.2 傳動和減速系統(tǒng)的確定傳動和減速系統(tǒng)的確定電機轉速970min，初定破碎輥轉速為50min。則減速比i=970/50=19.4。減速系統(tǒng)通過兩級減速，第一級皮帶傳動，然后由大皮帶輪將動力傳遞給一個臥式二級齒輪減速箱，減速器的輸出軸將動力傳遞給破碎輥，實現(xiàn)破碎輥的破碎運動

35、，此種方案用經濟實用的方式實現(xiàn)了減速目的。主要優(yōu)點有:第一，結構簡單，故障點少；第二，第一級皮帶傳動為柔性連接，大皮帶輪又具有一定的儲能作用，對破碎過程中的受力不均衡現(xiàn)象起到了很好的平衡作用；第三，在大皮帶輪上設有安全可靠的過載保護裝置，使設備的自身化程度大為增加。詳細設計按機械設計手冊的有關設計規(guī)范進行。2.2.12.2.1總傳動比及傳動比分配總傳動比及傳動比分配(1) 總傳動比已知電動機轉數(shù)n及工作齒輥的轉速n,則總傳動比等于i=n/n=970/50=19.4(2) 傳動比分配總傳動比等于各級傳動比的連乘積，即。niiii321傳動比的分配要合理，總體上說要使傳動系統(tǒng)結構緊湊，重量輕，成本

36、低，潤滑條件也好。對本破碎機來說，總共有三級傳動，包括一級帶傳動和兩極圓柱齒輪傳動，其中帶傳動的傳動比應控制在1.52.5以內，齒輪減速器我用的是展開式，展開式的二級減速器為保證其高，低速級大齒輪浸油深度大致相等，傳動比的分配要滿足下式：21)4 . 13 . 1 (ii式中，i1為高速級傳動比；i2為低速級傳動比；所以，從尺寸和機構上考慮，帶傳動的傳動比初定為2.43。則齒輪減速器的傳動比為19.42.437.98，取高速級傳動比i1=3.25,由 可得低速級的傳動比為i2=2.46。213 . 1 ii 2.2.22.2.2傳動裝置的運動參數(shù)的計算傳動裝置的運動參數(shù)的計算設電動機軸為第軸，

37、從減速器的高速軸開始各軸命名為軸，軸，軸，主動齒輥軸為第軸，從動齒輥軸為第軸。(1)各軸轉速計算第軸轉速 min/2 .39943. 297022rinn電動機第軸轉速 min/9 .12225. 32 .399223rinn第軸轉速min/50min/96.4946. 29 .122334rrinn第，軸轉速min/5065rnn由于主動齒輥軸和從動齒輥軸通過一個專用的傳動比為1的齒輪組箱傳遞扭矩，故兩軸的轉速相同。(2)各軸功率計算第軸功率kwpP1 .2198. 097. 022412電動機第軸功率kwpP1 .2098. 097. 01 .214323第軸功率kwpP1 .1998.

38、097. 01 .204334第軸功率kwpP36.1897. 099. 01 .193245第軸功率kwpP27.1797. 097. 036.184356式中，1帶傳動的傳動效率；2聯(lián)軸器的傳動效率； 3圓柱齒輪的傳動效率； 4滾動軸承的傳動效率；(3)各軸扭矩的計算第軸扭矩22kw1電動機TT第軸扭矩mmNnPT6 .2165 .3991 .2195509550222第軸扭矩mmNnPT3 .5049 .1221 . 0295509550333第軸扭矩mmNnPT9 .156150.19195509550334第軸扭矩mmNnPT06.85350.368195509550445第軸功率m

39、mNnPT6 .32985027.1795509550556(4) 將各軸的轉速，功率和扭矩列表軸號轉速n(r/min)輸出功率P(kw)輸出扭矩T(N/mm)傳動比i效率97022216.6399.221.1216.610.96122.920.1504.32.430.955019.11561.93.250.965018.363613.72.460.955017.273298.610.963 3傳動系統(tǒng)設計計算傳動系統(tǒng)設計計算3.13.1帶傳動設計計算帶傳動設計計算已知參數(shù)：雙齒輥破碎機的 v 帶傳動裝置，原動機為 Y 型異步電動機，功率 p22kw，轉速 n970r/min，傳動比 i2.4

40、3，工作中有強烈沖擊，預計壽命 5 年。計算項目及說明1) 確定計算功率根據工作情況，查工況系數(shù) Ka設計功率 PcKaP1.4222）選擇帶型根據 Pc=30.8kw 和 n1=970r/min，選普通 V 帶型號3）確定帶輪直徑小帶輪基準直徑 dd1傳動比 i=2.43大帶輪轉速 n2n1/i=970/2.43取彈性滑動系數(shù) =0.02大輪基準直徑 dd2=idd1(1)2.43224（10.02）=534.4mm 按表取標準值實際轉速2(1)1 dd1 / dd24）驗算帶的速度10006010002241006011ndvd帶速在 525 m/s 范圍內5）初定中心距在 0.7（dd1

41、dd）a0(dd1dd)中即528a01508 中初定中心距6）確定基準長度022121004)(2)(2addddaLddddd=10004)560224(2)560224(100022選取標準的基準長度 Ld7）確定中心距02320735501000200ddLLaa355002. 0117202. 03550015. 01172015. 0maxminddLaaLaa）驗算小帶輪包角結果Ka1.4Pc=30.8 kwdd1=224mmi=2.43n2399.2r/mindd2=530mmn2 = 399.5 r/minv=11.37 m/s帶速符合要求a0=1000mmLd0=3207L

42、d=3550a=1172mmamin=1119mmamax=1243mm計算項目及說明結果8) 驗算小帶輪包角1800.5（dd2 dd1）57.39) 確定 V 帶根數(shù)單根 V 帶額定功率 P0彎曲影響系數(shù) Kb傳動比系數(shù) Ki額定功率增量P00131(1)17.5 101000 (1)1.1373bniPKK包角系數(shù) Ka長度系數(shù) KlV 帶根數(shù)87. 498. 095. 0)905. 089. 5 (8 .30)(00lacKKpppz10）確定單根 V 帶的預緊力V 帶每米長度質量 q22072.113 . 0) 195. 05 . 2(72.1158 .30500) 15 . 2(5

43、00qvKzvpFac11）確定壓軸力 Fr 22 .163sin8 .479522sin20zFFr163.2P0=5.89kwKb=7.510-3Ki1.1373P00.905kwKa=0.95Kl=0.98Z=5 根q0.3kg/mF0=479.8 NFr=4559.7 N3.23.2減速器設計減速器設計3.2.13.2.1減速器高速級齒輪傳動設計計算減速器高速級齒輪傳動設計計算已知參數(shù)：設計一自動退讓對輥式破碎機的高速級齒輪傳動。已知原動機為電動機，高速齒輪傳遞功率 P=21.1kw,小齒輪轉速 n1=399.2r/min,傳動比 i=3.25,單向運轉，工作時有較大沖擊，每天工作 8

44、 小時，每年 300 天,預期壽命 5 年。計算項目及說明結果1) 選擇齒輪材料小齒輪選用 20Cr大齒輪選用 40Cr2) 按齒根彎曲疲勞強度計算確定齒輪傳動等級，按估取圓周速度11/0.022)n-(0.013npvtvt=2.16m/s齒寬系數(shù) d小輪齒數(shù) Z1大輪齒數(shù) Z2Z13.251961.75 圓整取齒數(shù)比 u u= Z2 / Z1=62 / 19傳動比誤差 u /u u /u=（3.253.26）/3.26=0.4 誤差在5范圍之內齒根彎曲疲勞強度設計計算公式 3212FsaaFdYYYZKTm小輪轉矩 T19.55106P/n1載荷系數(shù) K KKKKKVA使用系數(shù)KA 動載荷

45、系數(shù)KV 查表得初值 KVt齒向載荷分布系數(shù)K齒間載荷分布系數(shù) 由于 0，故K66. 1cos)621191(2 . 388. 1cos)621191(2 . 388. 1查表并插值則載荷系數(shù) K 的初值 KtKt=1.751.161.081.66HRC 56-62HRC 50-55公差組 8 級vt=2.16m/sd0.7Z119Z262u=3.26合適T15.099105KA1.75KVt1.161.08K1.2KKt=2.63齒形系數(shù)小輪1FaY大輪2FaY應力修正系數(shù)小輪1saY大輪2saY重合度系數(shù)YY66. 175. 025. 075. 025. 0許用彎曲應力 FxNFFSYY

46、lim彎曲疲勞極限1limF2limF應力循環(huán)次數(shù)N1)53008(13926060hnjLN2uN /1彎曲壽命系數(shù) YN尺寸系數(shù) Y安全系數(shù) SF則許用彎曲應力3 . 111 . 1800lim1FxNFFSYY3 . 111 . 1770lim2FxNFFSYY模數(shù)設計初值 3212FsaaFdYYYZKTm32667654. 17 . 085. 2197 . 010099. 563. 224.02查表取模數(shù)標準系列小輪分度圓直徑41911mzdt2.851FaY2.272FaY1.541saY1.732saY0.7Y=800N/mm21limF=770N/mm22limFN12.810

47、8N28.54107YN1YN21Y1SF1.321/676mmNF22/651mmNF m=4761td圓周速率60000399766000011ndvt與估取值 vt=2.16m/s 相近，對 Kv 值影響不大，不必修正KV=KVt1.16, K=Kt=2.63小輪分度圓直徑tdd11大輪分度圓直徑2262 4dzm中心距2)6219(42)(21zzma齒寬 b 768 . 01dbd大輪齒寬b2=b小輪齒寬)105(21 bb3) 按齒面接觸疲勞強度校核計算 HHEHuubdKTZZZ122彈性系數(shù) ZE節(jié)點影響系數(shù) ZH重合度系數(shù)Z許用接觸應力 接觸疲勞極限應力查表得21lim/15

48、00mmNH22lim/1450mmNH接觸強度壽命系數(shù)ZN1, ZN2 (不允許點蝕)硬化系數(shù) ZW接觸強度安全系數(shù)SH (一般可靠度)1 . 11115001H1 . 11114502H故26. 3126. 3766810043. 563. 229 . 05 . 28 .189231H12/89.991HmmNv=1.95m/sKv=1.16K=2.63mmd761mmd2482mma162b=62mmb2=62mmb1=68mmZE189.82/mmNZH2.50.9Z21lim/1500mmNH22lim/1450mmNHZN1ZN21ZW1SH1.1mmNH6 .13631mmNH2

49、 .1318221/89.991mmNH26. 3126. 32486210043. 563. 229 . 05 . 28 .189232H 22/1 .427HmmN22/1 .427mmNH齒輪強度足夠3.2.23.2.2減速器低速級齒輪傳動設計計算減速器低速級齒輪傳動設計計算已知參數(shù)：低速齒輪傳遞功率 P=20.1kw,小齒輪轉速 n1=122.9r/min,傳動比 i=2.46,單向運轉預期壽命 5 年。計算項目及說明結果(1) 選擇齒輪材料小齒輪選用 20Cr大齒輪選用 40Cr(2) 按齒根彎曲疲勞強度計算確定齒輪傳動等級，按估取圓周速度11/0.022)n-(0.013npvtv

50、t=1m/s齒寬系數(shù) d小輪齒數(shù) Z1大輪齒數(shù) Z2Z12.462049.2 圓整取齒數(shù)比 u u= Z2 / Z1=49 / 20傳動比誤差 u /u u /u=（2.462.45）/2.46=0.4 誤差在5范圍之內齒根彎曲疲勞強度設計計算公式 3212FsaaFdYYYZKTm小輪轉矩 T19.55106P/n1載荷系數(shù) K KKKKKVA使用系數(shù)KA 動載荷系數(shù)KV 查表得初值 KVtHRC 56-62HRC 50-55公差組 8 級vt=1m/sd0.65Z120Z249u=2.45合適T11.561106KA1.75KVt1.1齒向載荷分布系數(shù)K齒間載荷分布系數(shù) 由于 0，故K66

51、. 1cos)621191(2 . 388. 1cos)621191(2 . 388. 1查表并插值則載荷系數(shù) K 的初值Kt=1.751.161.081.66齒形系數(shù)小輪1FaY大輪2FaY應力修正系數(shù)小輪1saY大輪2saY重合度系數(shù)Y66. 175. 025. 075. 025. 0許用彎曲應力 FxNFFSYY lim彎曲疲勞極限1limF2limF應力循環(huán)次數(shù)N1)53008(13926060hnjLN2uN /1彎曲壽命系數(shù) YN尺寸系數(shù) Y1.1K1.2KKt=2.542.81FaY2.322FaY1.551saY1.72saY0.7Y=800N/mm21limF=770N/mm

52、22limFN12.8108N28.54107YN1YN21Y1安全系數(shù) SF則許用彎曲應力3 . 111 . 1800lim1FxNFFSYY3 . 111 . 1770lim2FxNFFSYY模數(shù)設計初值 3212FsaaFdYYYZKTm32667655. 17 . 08 . 22065. 010561. 154. 225.3查表取模數(shù)標準系列小輪分度圓直徑62011mzdt圓周速率600009 .1221206000011ndvt與估取值 vt=1m/s 相近，對 Kv 值影響不大，不必修正KV=KVt1.1, K=Kt=2.54小輪分度圓直徑tdd11大輪分度圓直徑64922mzd中

53、心距2)4920(62)(21zzma齒寬 b 12065. 01dbd大輪齒寬b2=b小輪齒寬)105(21 bb(3) 按齒面接觸疲勞強度校核計算SF1.321/676mmNF22/651mmNFm=61201tdKv=1.16K=2.54mmd1201mmd2942mma207b=78mmb2=78mmb1=84mm HHEHuubdKTZZZ1122彈性系數(shù) ZE節(jié)點影響系數(shù) ZH重合度系數(shù)Z許用接觸應力 接觸疲勞極限應力查表得21lim/1500mmNH22lim/1450mmNH接觸強度壽命系數(shù)ZN1, ZN2 (不允許點蝕)硬化系數(shù) ZW接觸強度安全系數(shù)SH (一般可靠度)1 .

54、 11115001H1 . 11114502H故45. 2145. 21207710561. 163. 229 . 05 . 28 .189261H 12/7 .1361HmmN45. 2145. 22947210561. 163. 229 . 05 . 28 .189262H22/8 .574HmmNZE189.82/mmNZH2.50.9Z21lim/1500mmNH22lim/1450mmNHZN1ZN21ZW1SH1.1mmNH6 .13631mmNH2 .1318221/7 .1361mmNH22/8 .574mmNH齒輪彎曲強度足夠3.2.33.2.3軸的設計計算軸的設計計算1)減

55、速器高速級軸(號軸)的設計及校核設計一齒輥破碎機二級圓柱齒輪減速器的高速級輸入軸，輸入軸傳動簡圖見下圖，該軸的一端與帶傳動的大帶輪聯(lián)接。已知該軸傳遞的功率P21.1kw,轉速 n1=399.2r/min, 小齒輪的齒寬 B1=67mm,齒數(shù) Z1=19mm,模數(shù) m=4,單向連續(xù)運轉，有較大沖擊載荷。(1)求輸入軸上的轉矩 TT=9.55106P/n1 =9.5510621.1/399.2 =5.043105 Nmm(2)求作用在齒輪上的力該軸上小齒輪的分度圓直徑為：d = mz =41976mm圓周力 Ft、徑向力 Fr、和軸向力 Fa 大大小如下：NdTFt132717610043. 52

56、25NFFntr296890cos20tan13271costan 00tan13271tantaFF(3) 確定軸的最小直徑選取軸的材料為 45 鋼，初步估計軸的最小直徑，取 A115，可得 mmnpAd1 .432 .3991 .21111533min(4) 軸的結構設計a 擬定軸上零件的裝配方案裝配方案如圖 3.1 所示。 圖 3.1減速器高速級軸的裝配方案b 按軸向定位要求確定各軸段直徑和長度軸段左端與大帶輪相聯(lián)接，根據該軸的最小直徑為 43.2mm,取軸段的直徑 d1=45mm。軸段該軸段安裝滾動軸承，考慮到軸承只承受軸向力，選擇圓錐滾子軸承，取軸段直徑為 d2=55mm，選用 30

57、211 型圓錐滾子軸承，尺寸dDT5510022.75,軸承右端為擋油環(huán)，長度為 28mm，則 L2=T(軸承寬度)2850.75mm。軸段該軸段為一光軸段，取軸肩高度為 h=3.5mm,則該軸段直徑d3=62mm,長度為 118mm。軸段該軸段為一齒輪軸，齒輪齒頂圓直徑為 da=84mm,齒輪寬b=67mm。軸段該軸環(huán)直徑為 d5=69mm,軸肩高度應滿足軸承的裝拆要求，軸段長度 L5=12mm。軸段該軸段直徑與軸段相同，取 d6=55mm,其長度為軸承寬度與擋油環(huán)長度之和，故 L5=40mm。(5)軸的強度校核此軸為減速器的輸入軸，所受的扭矩最小，故不校核。2) 減速器中間軸(號軸)的設計

58、與校核齒輥破碎機二級圓柱齒輪減速器的傳動軸，其傳動簡圖見圖 3.2，該軸裝有兩個齒輪，分別為高速級的大齒輪 Z2低速級的小齒輪 Z3。已知該軸傳遞的功率 P20.1kw,轉速 n=122.9r/min, 大齒輪的齒寬 B2=62mm,齒數(shù)Z2=62,模數(shù) m=6,小齒輪的齒寬 B3=84mm,齒數(shù) Z2=20,模數(shù) m=4,單向連續(xù)運轉，有較大沖擊載荷。(1) 求輸入軸上的轉矩 TT=1.5619106 Nmm(2) 求作用在齒輪上的力該軸上大齒輪 Z2的分度圓直徑為： d2 = mz =462248mm小齒輪 Z3的分度圓直徑為d3 = mz =620120mm圓周力 Ft、徑向力 Fr、和

59、軸向力 Fa 大大小如下：大齒輪 Z2：6221.5619 10 212595.9248tTFNd22tantan20125964584coscos0nrtFFN 22tan0atFF小齒輪 Z36332 1.5619 10 226031.6120tTFNd33tantan20125969475coscos0nrtFFN 30aF(3) 確定軸的最小直徑選取軸的材料為 45 鋼，初步估計軸的最小直徑，取 A115，可得33min20.111562.8122.9pdAmmn(4) 軸的結構設計a 擬定軸上零件的裝配方案裝配方案如圖 3.2 所示。圖 3.2減速器中間軸的裝配方案b 按軸向定位要求

60、確定各軸段直徑和長度軸段該軸段安裝滾動軸承，考慮到軸承承受的徑向力比較大，故選取圓錐滾子軸承，取軸段的直徑 d1=65mm。選用 22213 型圓錐滾子軸 承，尺寸 dDB6512031,軸承右端為擋油環(huán)，長度為 34mm，則L1=B(軸承寬度)3465mm。軸段該軸段安裝齒輪，齒輪左端用擋油環(huán)固定，右端使用軸肩定位， ，取軸段直徑為 d2=70mm， 已知齒輪輪轂寬度為 83mm,為了使擋油環(huán)端面能夠可靠的壓緊齒輪，軸段長度應略短于齒輪寬度。故取該軸段寬度L280mm。軸段取齒輪右端軸肩高度為 h=3.5mm，則軸環(huán)直徑為 d3=77mm，軸段長度為 25mm。軸段該軸段安裝齒輪，齒輪右端用

61、擋油環(huán)固定，左端使用軸肩定位， ，取軸段直徑同軸段，為 d4=70mm，已知齒輪輪轂寬度為 77mm,取該軸段寬度 L474mm。軸段該軸段直徑與軸段相同，也是安裝滾動軸承，取 d5=65mm,軸段長度為擋油環(huán)長度與滾動軸承長度之和，故 L5=3124mm55mm。(5) 軸上零件的周向固定軸段上安裝的小齒輪與軸的周向定位采用 A 型普通平鍵，按d2=70mm，從機械設計手冊中查的平鍵的截面尺寸為 bh=2012，根據輪轂寬度，由鍵長系列中選取鍵長 L=75mm,為了保證齒輪與軸具有良好的對中性，取齒輪與軸的配合為 H7/r6。軸段上安裝的大齒輪與軸的周向定位采用 A 型普通平鍵，平鍵的截面尺

62、寸為 bhL=201268。滾動軸承與軸的周向定位是采用過渡配合保證的，因此軸段直徑尺寸公差為 m6。下面校核該鍵的強度。當軸在傳遞轉矩 T 時，鍵的工作表面受到壓力作用，工作表面受擠壓，鍵受剪切，失效形式是鍵，槽軸和輪轂槽三者中最弱的工作面被壓饋和鍵被剪壞。當鍵用 45制造時，主要失效形式是壓饋，所以通常只進行擠壓強度計算。假定擠壓應力在鍵的接觸面上是均勻分布的，此時擠壓強度條件是N/mm22ppTd k l 式中，d軸徑；k鍵與輪轂槽（或軸槽）的接觸高度，mm,k=0.5h,h 為鍵高。（尺寸查有關設計手冊） ；鍵的工作長度，mm,A 型，; b 為鍵寬;llLb 許用擠壓應力，N/mm2

63、; 90 N/mm2;pp由于鍵的材料一般采用抗拉強度極限的精拔鋼制造，2600/BN mm軸的材料為 45 鋼；輪轂的材料也為鋼，再根據工況系數(shù)，破碎機在破碎物料的時候有一定的沖擊載荷，查機械設計手冊，的取值范圍為p80100 N/mm2。對小齒輪，T=1.5619106 Nmm ; d=70mm; k=0.5h=0.5126mm; ;752055lLbmm故 622 1.5619 10130/70 6 55ppN mm 由此可見，單鍵無法滿足強度要求，所以選用雙鍵聯(lián)接?？紤]到制造誤差使鍵上載荷分布不均，按 1.5 個鍵計算。213086.7/1.51.5pppN mm所以小齒輪與軸采用雙鍵

64、聯(lián)接可以滿足強度要求。對大齒輪，T=1.5619106 Nmm ; d=70mm; k=0.5h=0.5126mm; ;682048lLbmm與軸的聯(lián)接采用雙鍵，故 622 1.56 1089.4/70 6 48 1.5ppN mm 所以大齒輪與軸的聯(lián)接采用雙鍵滿足強度要求。(6) 求軸的載荷對軸進行受力分析，列出靜力平衡和彎距方程。1223122300VVrrHHttRRFFRRFF靜力平衡方程：232232681662550681662550ttHrrVFFRFFR彎距方程：聯(lián)立求解得支反力 水平面 1152HRN213587HRN 垂直面 155VRN24946VRN 再根據軸的結構圖做

65、出軸的計算簡圖。然后由軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖，扭矩圖，和當量彎矩圖（見圖 3.3） 。從軸的結構簡圖和當量彎矩圖中可以看出，齒輪 3 左側截面的當量彎矩最大，是軸的危險截面。此截面的 MH,MV,M,T 及 Mca 數(shù)值如下：圖 3.3減速器中間軸的受力圖彎距 水平面 110336HMN21209243HMN 垂直面 110336vMN2440194vMN合成彎距 2211110992HVMMMN222221286871HVMMMN扭距 T T=3.12106 Nmm當量彎距 caM2211226109920.63.12 101916766caMMTN222222612868710.63.

66、12 102038006caMMTN(7) 校核軸的強度軸的材料為 45#，調質處理。查簡明機械零件設計手冊中軸的常用材料及其主要機械性能則 45#的抗拉極限強度，2650/BN mm，即 5865N/mm2,取，軸的計算應力為 B1 . 009. 0 2/60mmN 3273800659.4/0.1 70ccMN mmW根據計算結果可知，該軸滿足強度要求。3)減速器輸出軸(軸)的設計與校核齒輥破碎機二級圓柱齒輪減速器的輸出軸，輸出軸傳動簡圖見下圖，該軸傳遞的功率 P18.92kw,轉速 n=50 r/min, 大齒輪 Z4的齒寬 B=78mm,齒數(shù) Z=49,模數(shù) m=6,單向連續(xù)運轉，有較大沖擊載荷。(1) 求輸入軸上的轉矩 TT=3613700 Nmm(2) 求作用在齒輪上的力該軸上大齒輪 Z4的分度圓直徑為 d4 = mz =649294mm圓周力 Ft、徑向力 Fr、和軸向力 Fa 大大小如下：443613700 224578294tTFNd44tantan20245748946coscos0nrtFFN 40aF(3) 確定軸的最小直徑選取軸的材料為 45 鋼，初步估計軸的