双齿辊破碎机设计说明书

辽宁科技大学本科生毕业设计 第 页 摘要 ABSTRACTABSTRACT 1 绪论 1 1 1 1 引言 1 1 2 发展历史 2 1 3 应用效果 3 2 双齿辊破碎机总体设计方案 4 4 2 1 辊式破碎机的类型 4 2 2 双齿辊破碎机的工作原理 4 2 3 双齿辊破碎机的基本构造 5 3 3 力能参数计算 6 6 3 1 双齿辊破碎机的生产能力 6 3 2 电动机的选择 7 3 2 1 电动机型号的选择7 3 2 2 电动机的功率选择7 3 3 联轴器的选择与校核 8 3 3 1 联轴器类型的选择8 3 3 2 联轴器的安全校核8 4 减速器的基本设计 1010 4 1 总体设计方案 10 4 2 减速器传动比的分配 10 4 3 齿轮的设计 12 4 3 1 高速级传动齿轮的设计12 4 3 2 按齿面接触强度设计 12 4 3 3 按齿根弯曲强度设计 12 4 3 4 各级齿轮传动12 辽宁科技大学本科生毕业设计 第 页 5 主要零部件的设计和校核 1919 5 1 主轴的材料 19 5 2 轴的结构设计 19 5 2 1 主轴的功率P 转速n和转矩19 T 5 2 2 轴的最小直径的确定 19 5 2 3 轴的结构设计20 5 3 主轴受力分析与计算 21 5 3 1 主轴的受力分析 22 5 3 2 主轴力的计算22 5 3 3 主轴弯矩 扭矩的计算24 5 4 主轴的安全校核 26 5 4 1 主轴的强度校核 26 5 4 2 精确校核轴的疲劳强度27 5 5 轴承的安全校核 27 5 6 齿轮的校核 29 5 6 1 齿面接触强度校核29 5 6 2 齿根弯曲强度校核30 6 系统润滑 3232 6 1 电动机的校核 32 6 2 润滑方法 33 6 3 润滑剂的种类 33 6 4 破碎机润滑剂的选择特点 34 6 5 润滑方式的选择 34 6 5 1 减速器的润滑34 6 5 2 万向联轴器的润滑34 6 5 3 其余零部件的润滑35 7 设备的经济技术分析 3636 7 1 设备的环保措施 36 7 2 设备的经济评价 36 辽宁科技大学本科生毕业设计 第 页 7 3 设备磨损的补偿及其经济分析 37 7 3 1 设备的磨损 37 7 3 2 设备磨损的补偿 39 7 4 设备合理的更新期 39 结束语 4141 致 谢 4343 参考文献 4444 辽宁科技大学本科生毕业设计 第 页 摘摘 要要 我国目前原煤的破碎一般采用锤式破碎机或齿辊式破碎机 锤式破碎机是以 高速运动的锤头打击物料 在破碎腔内受到相互破碎冲击和剪切 可控性很差 容易产生 过粉碎 而且对入料度有限制 不适合煤炭的粗 中碎作业 而齿辊 式破碎机是在齿的作用下对物料进行劈碎 破碎后的物料直接排出 因此破碎 粒度比较均匀 目 前的双齿辊破碎机由于整体结构的不合理和破碎齿磨损快不 能修复等原因 使用效果大大降低甚至很差 2PGC 450 500 新型双齿辊破碎 机是在吸取国内 外先进技术的基础上研制和设计出来的高强力破碎机 很有发 展前景和市场前景 关键词 关键词 双齿辊破碎机 破碎机 产品粒度 AbstractAbstract My current coal was broken generally using hammer Breakers or teeth roller Breakers Hammer Breakers is the dead against high velocity materials in the shattered debris impact and sheared by mutual broken controllability poor had to smash easily but there are restrictions on the Liaodu not suitable for coal rough Chinese broken operations And teeth roller Breakers teeth in the role of materials returned broken the broken material directly emit broken granularity more evenly The current two tooth roller Breakers and the overall structure of the irrational can not repair broken teeth 辽宁科技大学本科生毕业设计 第 页 wear faster reasons the use of significantly reduced or even poor 2PGC 450 x 500 double teeth roller Breakers in lessons and on the basis of advanced technology and designed to develop high strong Breakers a development prospects and market prospects KeywordKeyword Double toothed roll crusher Roll crusher Product grain size 辽宁科技大学本科生毕业设计 第 页 1 1 引言引言 破碎是一种使大块物料变成小块物料的过程 这个过程是用外力 人力 机械力 电力 化学能 原子能或其它方法等 施加于被破碎的物料上 克服物料分子间的内聚力 使大块物料分裂成若干小块 矿石是脆性材料 它在很小的变形下就发生毁坏 目前在工业上主要是利用机械力来破碎矿石 利用机械力破碎矿石的方法有以下几种 1 压碎 将矿石置于两个破碎表面之间 施加压力后 矿石因压应力达到其抗压强 度极限而破碎 2 劈碎 用一个平面和一个带有尖棱的各工作表面挤压矿石时 矿石将沿压力作用线 的方向劈裂 劈裂的原因是由于劈裂的平面上的拉应力达到或超过矿石拉伸强度限 矿石 的拉伸强度比抗压强度限小很多 3 折断 矿石足受弯曲这作用而破坏 被破碎的矿石就是承受集中载荷的两支点或多 支点梁 矿石内的弯曲应力达到矿石的弯曲强度限时 矿石即被破碎 4 磨碎 矿石与运动的表面之问受一定的压力和剪切力作用后 其剪应力达到矿石 的剪切力强度限时 矿石即被粉碎 磨碎的效率低 能量消耗大 5 冲击破碎 矿石受高速回转机件 r 冲击力而破碎 它的破碎力是瞬时作用的 起破 碎效率高 能量消耗少 实际上 任何一种破碎机都不能只用前面历列举的某一种方法进行破碎 一般都是由 两种或两种以上的方法联合破碎的 而矿石的破碎方法主要是根据矿石的物理机械性能 被破碎矿石块的尺寸和所要求的破碎比来选择 破碎作业是选矿的龙头 也是能耗 钢耗的大户 破碎设备是选矿工业生产中破碎矿 石不可缺少的设备同时也是其它工业部门破碎岩石 原料和其他物料所必须的设备 破碎机按工作原理和结构特征不同可分为 l 鄂式破碎机 当可动鄂板摆动周期性地靠近固定鄂板时 对破碎腔中的矿石产生挤 压作用而进行破碎 辽宁科技大学本科生毕业设计 第 页 2 旋回破碎机和圆锥破碎机 由两个几乎成同心的圆锥体 固定的外圆锥和可动的内 圆锥组成破碎腔 内圆锥以一定的偏心半径绕外圆锥中心线作偏心运动 矿石在两锥体之 间受挤压 折断作用而破碎 3 辊式破碎机 矿石处在两个平行的圆柱形相向转动辊子之间 靠矿石与辊的摩擦力 将矿石咬入辊子之间受挤压 光面辊 或受劈裂和挤压 齿辊 而破碎 4 冲击破碎机 它以反击式破碎机和锤式破碎机为代表 利用机器上高速旋转的板锤 的冲击作用和矿石本身以高速向固定不动的反击板上冲击而使矿石破碎 5 特殊破碎机 辊式破碎机是一种最古老的破碎机械 它的结构简单 破碎时过粉碎 现象少 辊面上的齿牙形状 尺寸 排列等还可按物料性质而改变 由于具有这些优点 目前仍在煤炭 水泥 硅酸盐等工业部门使用 经过外双齿辊破碎机的运行实践并对比分析 与旋回破碎机 颚式破碎机等国内使用 的传统破碎机比较 双齿辊破碎机有下列优点 l 结构简单 维护方便 2 外形尺寸小 重量轻 3 生产能力火 能耗低 4 工作受力均为内力 为简化基础设计创造了条件 更适合移动破碎站选用 5 产品粒度均匀 6 安全保护可靠 7 特殊情况下可直接起动 对电网冲击很小 1 21 2 发展历史发展历史 中华人民共和国成立前 我国几乎不能生产任何类型的破碎设备 在建国初期 我国 则是依前苏联模式发展工业 旋回破碎机 圆锥破碎机和颚式破碎机应用较为普遍 在高 等院校的教材中也主要讲述上述破碎机的结构和设计 有关双齿辊破碎机的内容十分简单 所以建国后 30 多年并没有得到广泛应用 改革开放以后 我们了解到双齿辊破碎机在发达 的西方国家应用已非常普遍后才开始进行设备及技术引进 现在我国的对辊破碎机 辊式 破碎机 对辊式破碎机 供选矿 化学 水泥 建筑材料等工业部门 中碎和细碎各种中 等硬度以下的矿石和岩石之用 由于占地面积大 生产能力低 在冶金矿山工业中的某些 领域已被圆锥破碎机所替代 但在小型矿山或者处理贵重矿石 要求泥机器的给矿口的调 辽宁科技大学本科生毕业设计 第 页 整和保险方面采用液压装置 并且出现了多辊辊式破碎机 1 31 3 应用效果应用效果 破碎机械按给矿和产品粒度可分为三大类 粗碎破碎机 由 1500 500 毫米破碎 至 350 100 毫米 中碎破碎机 由 350 100 毫米破碎至 100 40 毫米 细碎破碎机 由 100 40 毫米破碎至 30 10 毫米 双辊式破碎机通常应用于物料的中 细碎作业 集中应用在煤炭 水泥 贵重矿 石 等工业部门 由于被破碎的物料在破碎腔内只受到一次挤压 所以不产生过碎现象 而且可以 根 据预先设定的排料口宽度 使出料的粒度很准确 2 双齿辊破碎机总体设计方案双齿辊破碎机总体设计方案 2 1 辊式破碎机的类型辊式破碎机的类型 辊式破碎机按辊子的数目可分为单辊 双辊和多辊几种类型 按辊面形状 可分为光辊 和齿面辊两类 光面辊式破碎机的破碎机理主要是压碎 而齿面辊式破碎机的破碎机理主 要是劈裂 二者均兼有研磨作用 辊式破碎机的规格用辊子直径 D 长度 L 表示 辽宁科技大学本科生毕业设计 第 页 2PG 型双齿辊破碎机 2 2 双齿辊破碎机的工作原理双齿辊破碎机的工作原理 对辊破碎机又叫双齿辊破碎机 是由两个圆柱形辊筒作为主要的工作机构 工作时 两个圆辊作相向旋转 由于物料和辊子之间的摩擦作用 将给入的物料卷入两棍所形成 的破碎腔内而被压碎 破碎的产品在重力的作用下 从两个辊子之间的间隙处排出 该 间隙的大小即决定破碎产品的最大粒度 而两辊之间的最小距离即为排料口宽度 双辊式 破碎机通常都用于物料的中 细碎 辽宁科技大学本科生毕业设计 第 页 如图 2 1 所示两个圆辊 l 2 相向旋转 物料 3 进入两个辊子之间 由于摩擦力的作用 物料被带入两辊之间的破碎空间 受挤压而被破碎 破碎产品在自重作用下 从两棍之间 的间隙处排出 破碎产品的最大粒度由两辊之例最小距离来决定 而两辊之间的距离则是 由可动轴承 5 来进行调整的 调整辊距时 固定轴承 4 在原处保持不动 通过调节可动轴 承 5 的移动来决定两辊之间的距离 即破碎产品的最大粒度 弹簧 6 则可以在机器工作 的时候可以起到保护的作用 2 3 双齿辊破碎机的基本构造双齿辊破碎机的基本构造 双齿辊破碎机是由破碎辊 调整装置 弹簧保险装置 传动装置和机架等 组成 破碎辊 是在水平轴上平行装置两个相向回转的辊子 它是破碎机的主要工作机 破 碎辊是由轴 轮毂和辊皮构成 辊子轴采用键与锥形表面的轮毂配台在一起 辊皮固定在 轮毂上 借助三块锥形弧铁 利用螺栓螺帽将他们固定在一起 由于辊皮与矿石直接接触 所以它需要经常更换 而且一般都是应用耐磨性好的高锰钢或特殊碳素钢制作 调整装置 调整装置是用来调整两破碎辊之间的间隙大小 即排矿口 的 它是通过 增减两个辊子轴承之间的垫片数量 或者利用蜗轮调整机构进行调整的 以此控制破碎产 品粒度 弹簧保护装置 它是辊式破碎机很重要的一个部件 弹簧的松紧程度对破碎机的正常 工作和过载都有极重要的作用 在破碎机工作过程中保险弹簧总是处于振动状态 所以弹簧容易疲劳损坏 必须经常 检查 定期更换 传动装置 电动机通过皮带或是齿轮减速装置和一对长齿轮 带动两个破碎辊作相向 的旋转运动 该齿轮是一种特制的标准的长齿 机架 机架一般采用铸铁 也可采用型钢焊接或铆接而成 要求机架结构必须坚固 3 力能参数计算力能参数计算 3 13 1 啮角的计算啮角的计算 辊式破碎机的啮角如图 为计算方便 假设物料为球形并且忽略物料自重 过物料与 辽宁科技大学本科生毕业设计 第 页 两光辊接触点做切线 则两切线之间的夹角为破碎机的啮角 当破碎机工作时 作用于 物块上的压力为 F 以及 Ff 摩擦力 f 为物料与棍子之间的摩擦系数 物料能被两个相向运 动的棍子卷入破碎腔不上滑必须满足以下条件 2Fsin2fcos 22 F 3 1 1 则得 tan 2 f 3 1 2 根据力学中的静摩擦原理 则有 tanf 3 1 3 2 3 1 4 由此可知 啮角不应大于物料与辊子间摩擦角的 2 倍 当双齿辊破碎机的破碎物料 时 一般摩擦系数取 这里取 0 30 0 35f 0 325f 36 3 23 2 生产率的计算生产率的计算 双齿辊破碎机的理论生产能力与工作时两棍子的间距 e 棍子圆周速度 v 以及棍子规 格等因素有关 假设在棍子全长上均匀地排满矿石 而且破碎机的给料和排料都是连续进 行的 料带的宽度等于辊子长度 L 厚度等于辊子的间距 e 卸出速度等于辊子圆周速度 v 因此 破碎机额提及生产率 为 3 mh 3600 e T QL v 3 2 1 辽宁科技大学本科生毕业设计 第 页 实际上 微乳物料并布满整个长度 同时卸出物料时松散的 故必须乘以系数加以修 正 而物料落下的速度与辊子圆周速度的关系为 故得生产率 Q t h 为 Dn 60 v 188QLeDn 3 2 2 式中 D 辊子直径 m L 辊子长度 m e 排料口宽度 m n 辊子转速 r min 物料密度 t 3 m 物料松散系数 对于干硬物料 0 2 0 3 冻煤块取 0 25 根据设计参数 Q 480 t h e 0 08m D 0 9m L 1m 查手册取 2 t 3 m 由计算可得 Q480 70 min 188 LeD188 0 25 1 0 08 0 9 2 nr 3 2 3 3 33 3 电动机功率计算电动机功率计算 辊式破碎机电动机功率可根据经验公式计算 对于齿辊破碎机破碎煤货焦炭时电动机 功率P kW 为 PKLDn 3 3 1 辽宁科技大学本科生毕业设计 第 页 式中 D 辊子直径 0 9m L 辊子长度 1m n 辊子转速 70r min K 系数 破碎煤时 K 0 85 则可以得到电动机功率 kW0 85 1 0 9 7053 55PKLDn 3 3 2 总的传动效率 56 承联齿联 3 3 3 5 0 99 0 970 99 0 79 3 3 4 所需电动机的功率 53 55 69 0 79 r P PKw 3 3 5 由文献 14 40 50 查得 根据已经计算出的所需的电动机的功率 加上一定的余度 由电动机的额定功率 以及一些其它参数进行初步的选择 电机型号额定功率 Kw转速 r min Y280S 4751480 Y280S 675980 Y315S 675980 最后根据电动机的工作条件 工作情况 电动机的质量等各个方面进行综合比较 考 量 最终选择到最合适的电动机 其型号为 Y315S 6 辽宁科技大学本科生毕业设计 第 页 3 43 4 联轴器的选择与校核联轴器的选择与校核 3 4 13 4 1 联轴器类型的选择联轴器类型的选择 根据联轴器的连接机器的种类 工作条件 受载情况 传动效率等因素 分别选择凸 缘联轴器和有伸缩量的万象联轴器 3 4 23 4 2 联轴器的安全校核联轴器的安全校核 1 凸缘联轴器 联轴器的公称转矩 N m P75 T 9550 9550 730 980n 3 4 1 式中 P 主电机功率 KW n 主电机的转速 r min 由文献 7 343 页 表 14 1 查得 联轴器的工作情况系数 K 2 0 所以联轴器计算转矩 为 N m2 0 7301460 caA TK T 3 4 2 所以 查阅文献 3 149 页 选择联轴器的型号为 YL12 型凸缘联轴器 各别为 公称转矩为 1600 N m 需用最大转速 4700 r min 轴径为 70mm 因为 1600 ca TT 9804700 ca nn 3 4 3 所以联轴器满足要求 校核安全 联轴器的型号 GBYL12 142 70 2 万象联轴器 辽宁科技大学本科生毕业设计 第 页 联轴器的公称转矩 59 9 T 9550 9550 8172N m 70 P n 减出 3 4 4 式中 P 减速器输出功率 KW n 减速器的转速 r min 查阅文献 7 343 页 表 14 1 查得联轴器的工作情况系数 K 2 3 所以联轴 器的计算力矩为 2 3 8172N m18 8 caA TK TKN m 3 4 5 所以 查阅文献 13 29 篇 选择联轴器的型号为 SWP225A 联轴器 各个参 数分别为 许用转矩 T 为 20 KN m 许用最大转速 1400 r min 轴径 130mm 因为 2000 ca TT 701400 ca nn 3 4 6 所以联轴器满足要求 校核安全 选择联轴器的具体型号为 SWP225A JB3241 83 4 4 主要零部件的设计和校核主要零部件的设计和校核 4 14 1 总体设计方案总体设计方案 该减速器是由一个多级齿轮传动系统组成的 只有一根轴通过万向联轴器与电动机连 接 同时有两根输出轴 设计要求 两根输出轴的转速是相同的 但转向是相反的 与此 同时保证一定的工作效率及具有一定的余度保证 辽宁科技大学本科生毕业设计 第 页 4 24 2 减速器传动比的分配减速器传动比的分配 总传动比 0 n980 14 70 w i n 总 4 2 1 1 首先由两级传动进行减速 使速度降至工作机所需的转速 初选高速轴的传动比 1 3 5i 而总传动比 12 ii i 总 所以 2 1 14 4 3 5 i i i 总 0 轴 电动机轴 0 0 3 0 0 0 69 980 min 69 10 9 559 55672 980 r PPKw nrad P TN m n 4 2 2 轴 高速轴 10010 1 3 1 1 1 69 0 99 0 9967 63 980 min980 min 1 67 63 10 9 559 55659 1 980 PPPKw n nradrad i P TN m n AAA 承联 0 4 2 3 轴 中间轴 21 2 1 3 2 2 2 67 63 0 97 0 9964 95 980 min 280 min 3 5 64 95 10 9 559 552215 280 PPKw n nradrad i P TN m n AA 承齿 1 辽宁科技大学本科生毕业设计 第 页 4 2 4 轴 低速轴 32 2 3 2 3 3 3 3 64 95 0 970 9962 37 280 min 80 min 3 5 62 37 10 9 559 557445 80 PPKw n nradrad i P TN m n AA 承齿 4 2 5 低速输出端 31 62 37 0 99 61 74KwPP A 出联 4 2 6 轴 过渡轴 43 3 43 4 62 37 0 97 0 9959 89 93 80323 48 min 23 PPKw Z nnrad Z AA A 承齿 4 2 7 轴 过渡轴 54 4 54 5 59 89 0 97 0 9957 51 23 323 48323 48 min 23 PPKw Z nnrad Z AA A 承齿 4 2 8 轴 低速轴 65 5 65 6 3 6 6 6 57 51 0 97 0 9955 23 23 323 4880 min 93 55 23 10 9 559 556593 80 PPKw Z nnrad Z P TN m n AA A 承齿 辽宁科技大学本科生毕业设计 第 页 4 2 9 低速输出端 6 55 23 0 99 54 68KwPP A 出2联 4 2 10 4 3 齿轮的设计齿轮的设计 4 3 14 3 1 高速级传动齿轮的设计高速级传动齿轮的设计 1 精度 根据传动系统需要 选择 8 级精度 2 材料 根据文献 7 189 页 表 10 1 选择齿轮轴的材料 40Cr 调质 硬度为 280HBS 大齿轮的材料选用 45 钢 调质 硬度为 240HBS 两者材料硬度均为 40HBS 3 选择齿轮轴齿数 20 则大齿轮齿数 i 3 5 20 70 1 Z 2 Z 1 Z 4 初选螺旋角 0 8 5 假设电机寿命 15 年 全日制工作 4 3 24 3 2 按齿面接触强度设计按齿面接触强度设计 根据文献 7 216 页 查得齿面接触强度设计公式 2 11 3 1 1 21 tHE t dH K T iZ Z d i AA 4 3 1 1 根据公式内的各计算值 1 选择 1 6 t K 2 选取区域系数 2 47 H Z 3 由文献 7 图 10 26 查得 0 84 因此计算得 12 1 62 2 计算许用接触应力 辽宁科技大学本科生毕业设计 第 页 根据文献 7 201 页 表 10 7 选取齿宽系数 1 d 根据文献 7 198 页 表 10 6 查得材料弹性影响系数 189 8Mpa E Z 根据文献 7 198 页 图 10 21c 按齿面硬度查得 小齿轮的接触疲劳极限 750Mpa lim1H 大齿轮的接触疲劳极限 580Mpa lim2H 计算盈利循环次数 60 1500 24 300 15 9 7 60n th NjL 9 10 4 3 2 9 1 2 2 81 10 3 2 N N 4 3 3 根据文献 7 203 页 图 10 19 查得 接触疲劳寿命为 1 0 84 HN K 2 0 86 HN K 4 3 4 选取安全系数 S 1 计算接触疲劳许用应力 1lim1 1 2lim2 2 0 85 750 630 1 0 87 580 500 1 HNH H HNH H K Mpa S K Mpa S 4 3 5 则许用应力为 12 630500 565 22 HH H Mpa 4 3 6 3 计算齿轮各部分参数 1 试算小齿轮分度圆直径 由计算公式得 1t d 辽宁科技大学本科生毕业设计 第 页 1 1 1 75 0 99 0 99 0 97 9 559 550 69 980 p TKN m n 2 3 1 2 6900003 5 12 47 189 8 91 18 1 1 623 5565 t dmm 4 3 7 选取 120mm 1t d 2 计算圆周速度 11 120 980 6 1 60 100060 1000 t d n vm s 4 3 8 3 计算齿宽 b 及模数 nt m 1 1 125125 dt bdmmmm A 4 3 9 0 1 1 cos120 cos8 6 20 t nt d m Z 4 3 10 2 252 25 613 5 nt hm 4 3 11 120 8 9 13 5 b h 4 3 12 4 计算纵向重合度 00 1 0 318tan80 318 1 20 tan80 894 d Z A A 4 3 13 5 计算载荷系数 K 已知使用系数 1 25 A K 根据 v 6 4m s 8 级精度 辽宁科技大学本科生毕业设计 第 页 根据文献 7 192 页 图 10 8 查得 动载系数 1 25 v K 根据文献 7 194 页 表 10 4 查得 的计算公式 H K 223 3 1 120 18 1 0 6 0 23 10 1 120 18 1 0 6 0 23 10125 Hdd Kb 3 12 4 3 14 6 按实际的载荷系数矫正所算得的分度圆直径 3 3 11 3 12 120150 1 6 t t K ddmm K 4 3 15 7 计算模数 0 1 1 cos150 cos8 7 4 20 nt d m Z 4 3 16 4 3 34 3 3 按齿根弯曲度设计按齿根弯曲度设计 根据文献 7 198 页 查得齿根弯曲强度设计公式 2 1 3 22 1 2cos Y Fs n dF KTY Y m Z A A 4 3 17 1 确定计算参数 1 计算载荷系数 K1 1 2 1 4 1 352 26 AVFF KKKK 4 3 18 2 根据纵向重合度 0 894 根据文献 7 215 页 图 10 28 查得螺旋角影响系数 0 94Y 3 计算当量齿数 辽宁科技大学本科生毕业设计 第 页 0 0 1 1 33 8 2 2 33 8 20 20 6 coscos 70 72 coscos V V Z Z Z Z 4 3 19 4 查取齿形系数 根据文献 7 197 页 表 10 5 查得 1 Y2 70 F 2 Y2 232 F 5 查取应力校正系数 根据文献 7 197 页 表 10 5 查得 1 Y1 555 S 2 Y1 754 S 6 计算大小齿轮的 Y Fs F Y A 根据文献 7 204 页 图 10 20c 查得 小齿轮的弯曲疲劳强度极限 FE1 500Mpa 大齿轮的弯曲疲劳强度极限 FE2 380Mpa 根据文献 7 202 页 图 10 18 查得弯曲疲劳寿命系数 FN1 0 83 K FN2 0 86 K 取弯曲疲劳安全系数 S 1 4 查得弯曲疲劳许用应力 FN1FE1 1 FN2FE2 1 0 83 500 296 4 1 4 0 86 380 233 1 4 F F K Mpa S K Mpa S 4 3 20 11 1 22 2 Y2 70 1 555 0 0156 296 4 Y2 232 1 754 0 0156 233 Fs F Fs F Y Y A A 4 3 21 辽宁科技大学本科生毕业设计 第 页 大齿轮的数值比较大 2 设计计算 20 3 2 2 2 3 690000 0 94 cos 8 0 05166 15 1 201 62 n m 4 3 22 对比计算结果 由齿面解除疲劳强度的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法 n m 面模数 取 7 可以满足弯曲强度 但为了同时满足解除疲劳强度 需按解除疲劳 n m 强度算得分度圆直径 150mm 计算相应的齿数 1 d 则 0 1 1 cos150 cos8 21 2 7 n d Z m 4 3 23 选取 22 1 Z 则 211 22 3 577ZZ i A 选取 77 2 Z 3 几何尺寸计算 1 计算中心距 12 0 2277 7 349 9 2cos2 cos8 n ZZm amm 4 3 24 将中心距圆整 a 350mm 2 按圆整的中心距进行螺旋角修正 0 12 2277 7 arccosarccos8 24 35 22 350 n ZZm a 4 3 25 因值改变不多 故参数 的值不必修正 K H Z 3 计算大小齿轮的分度圆直径 辽宁科技大学本科生毕业设计 第 页 1 1 0 2 2 0 22 7 153 6154 coscos8 24 35 77 7 538 4539 coscos8 24 35 n n Z m dmmmm Z m dmmmm 4 3 26 4 计算齿轮宽度 1 1 150150 d Bdmm 4 3 27 圆整为标准齿宽 则小齿轮宽度 150 大齿轮宽度 140mm 1 B 2 B 4 3 44 3 4 各级齿轮传动各级齿轮传动 这种减速器是多级齿轮传动使速度降下来 减速器内的各级齿轮设计步骤相同 其它 各级齿轮参数如下表所示 1 Z 2 Zi i n m 一级传动 22773 5 0 cos8 24 35 3507 二级传动 22934 22 0 cos8 24 35 4658 三级传动 23934 0 cos8 24 35 4698 四级传动 23231 0 cos8 24 35 1868 五级传动 23934 0 cos8 24 35 4698 5 5 主要零部件的设计和校核主要零部件的设计和校核 辽宁科技大学本科生毕业设计 第 页 5 15 1 主轴的材料主轴的材料 主轴的材料选取 15CrMn 热处理形式调制处理 调质硬度 HB217 255 抗拉强度极限 1000 B Mpa 屈服强度极限 850 S Mpa 弯曲疲劳极限 1 500Mpa 5 25 2 轴的结构设计轴的结构设计 5 2 15 2 1主轴功率主轴功率 P P 转速 转速 n n 和转矩和转矩 T T 由于主轴通过联轴器直接和减速器连接 由第三章计算出主轴的功率 P 选择 P 63 5 56 3 P 59 9Kw 22 减出 减出 0 99 联轴器 则 P P 59 9 0 99 59 3Kw A 减出联轴器 由于主轴通过联轴器和减速器的低速输出端直接连接 是等速传动 传动比 1 所以轴的转速等于电机的工作转速 6 66 35 min66 minnnradrad 5 2 25 2 2 轴的最小直径的确定轴的最小直径的确定 根据文献 7 362 页 得到轴径计算公式 3 0 d P A n 5 2 1 式中 辽宁科技大学本科生毕业设计 第 页 d 轴径 mm 按轴的许用扭转应力确定的系数 0 A P 轴传递的功率 KW n 轴的转速 r min 选取轴的材料为 15CrMn 钢 调质处理 根据文献 13 26 15 页 表 26 3 2 可 0 115A 3 59 3 d115110 97 66 mm 而当轴的截面上开有键槽时 应增大轴径以考虑键槽对轴的强度的削弱 对于直径 的轴 有一个键槽时 轴径增大 5 7 有花键时 应增大 10 15 因d1000 为我们所设计的轴与主轴连初要开花键槽 所以轴的最小直径至少要增大 15 即 取 130mm min 1 15 1 15 110 97127 61ddmm 5 2 35 2 3 轴的结构设计轴的结构设计 1 拟定轴上的零件的装配方案 轴上的零件和工作原理已经确定 现在选用如上图的装配方案 2 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1 通过装配方案图可以看出 最小直径应该是联轴器的一端 根据破 碎机的工作原理了解到破碎辊在破碎物料时将产生很大的扭矩和弯 矩同时也有很大的能耗 所以 破碎辊工作时要通过联轴器来传递 减速器输出的扭矩和能量 破碎辊通过键与联轴器连接满足弯矩的 要求 在这里可以将轴圆整加粗到 130mm 选择键的型号为 键 C32 160 GB10966 79 联轴器是具有伸缩量的万向联轴器 这样 可以确定 A B 段的长度为 220mm 2 在 C D 段和 E F 段设计两个轴承座 安装两个轴承来传动扭矩 并 且起到支撑轴的作用 另外 根据标准轴承 选择滚动轴承 的轴 径我们设计 D E 段和 F G 段得轴径大小为 190mm 为了稳定轴在物 料破碎时产生的振动将轴承支座和轴承之间的距离设计的较长 对 于轴承设计则用圆螺母来稳定轴承的轴向窜动 所以根据实际情况 辽宁科技大学本科生毕业设计 第 页 我们设计 C D 段和 E F 段的长度即为轴承本身的长度 97 mm B C 段则要考虑圆螺母的螺纹加工 安装尺寸以及机器本身外壳的壁厚 等因素来综合决定 最后我们设定 B C 段的长度为 200 mm 3 右端的轴承也要利用螺母来紧固轴承 但是 这个轴承相对稳定些 所以只需用两个小的螺母就可以了 另外考虑方便安装 所以设计 F G 段的轴径大小为 155mm 同样考虑到圆螺母的螺纹加工 安装 尺寸以及机器本身外壳的壁厚等因素 最后设定 F G 段的长度为 136 mm 3 轴上零件的轴肩定位 轴 C D 段和 E F 段上用来安装滚动轴承 这两个轴承均用轴 D E 段的轴肩 来对滚动轴承进行轴承一侧的固定 同时联轴器用 C 型键连接 也用 B C 段的轴肩进行一定的固定保证 2 0 07 0 1 190 228mm22 0 07 0 1 D EC DC DC D daddd 2 0 07 0 1 130 130 155mm A BA 22 0 07 0 1 B CBA B daddd 由于这两段轴上均有键 可将轴径适当增大 4 确定轴上的圆角和倒角尺寸 根据文献 7 357 页 表 15 2 可知 取轴端倒角为 3 3 各轴肩处的 0 45 圆角半径为 5mm 5 35 3 主轴受力分析与计算主轴受力分析与计算 5 3 15 3 1 主轴的受力分析主轴的受力分析 因为在物料破碎的过程中 牙齿在破碎时同时受到物料的弹性变形阻力 剪切力和摩擦阻力的作用 这些力将传递给主轴 对主轴产生一定的弯矩和扭 矩 在这些力的作用下由于主轴是由两个轴承支撑的 另外通过键和万象联轴 器联接对主轴产生一定的扭矩 则主轴的各个受力点和受力方向如图 5 2 所示 辽宁科技大学本科生毕业设计 第 页 5 3 25 3 2 主轴力的计算主轴力的计算 上图 5 2 中单组齿辊切向力 物料所受齿辊切向力的切向分力 q F e F 为物受齿辊切向力的径向分力 N 为物料受另一个齿辊的正压力 F 为物 r F m F 料受另一个齿压力时所产生的摩擦力 为和两力夹角 为与 q F e F 2 O A 的夹角 02 辊的轴心 为物料的中心 B 为A 与的夹角 为 1 O A 1 O 2 O 1 AO 齿辊与物料的啮合角 R 为齿辊半径 L 为两齿辊的轴心距 是物料半径 H 1 r 为齿高 根据具体的受力分析和文献 17 9 页 可以导出 00 90 90 5 3 1 222 112 1 cos 2 RHrOO r RH 辽宁科技大学本科生毕业设计 第 页 5 3 2 22 1211 cos sin OOLrRrR 5 3 3 由此可以确定 与 和 的函数关系 q F e F r F sin rq FF Acos eq FF A 5 3 4 假设物料在进入破碎腔后无滚动 则 em FFf N A 5 3 5 式中 f 物料与侧壁的摩擦系数 r Ff N tg A A 5 3 6 22 1 2 1 r N E f tg A 5 3 7 式中 E 为物料的弹性模量 为物料破碎挤压强度 根据 5 3 1 5 3 2 5 3 3 5 3 4 5 3 5 5 3 6 5 3 7 可以 求出单组齿辊的切向力 依据齿辊的排列布置就可以求出整个齿辊的总切向力 12 1 1230 22 cos0 77 500300 OO rR 0 arccos0 7740 辽宁科技大学本科生毕业设计 第 页 22 1211 cos sin OOLrRrR 0 20 2 12 1230 300500 cos40 300500 sin40 OO 803mm 222 112 1 cos 2 RHrOO r RH 222 500 150 300803 0 34 2 300 500 150 则 0 arccos 0 34110 0 70 由式 5 3 7 可得 623 2 70 2 2 10 300 10 26583 6 7 10 0 1701 NKg tg 由式 5 3 6 可得 0 0 1 2658370730472 r Ff N tgtgKgKg A A 由式 5 3 4 可得 77737773 9 876 sin r q F FKgKN 由于齿辊破碎齿的排列有两组是相同的 所以整个齿辊有可能在两处同时 存在最大切向力 因此 总切向力是单组齿受力的两倍 即 Z F 2152 Zq FFKN 根据与的力学三角形关系 可以得到 200KN Z F r F r F 5 3 35 3 3 主轴弯矩 扭矩的计算主轴弯矩 扭矩的计算 根据轴的结构图作出的计算图 如图 在确定轴承的指点位置时 对于 32238 型圆锥滚子轴承 根据文献 2 29 145 页 查得 a 22 在这里把主轴的受力看 作是集中应力载荷 因为在实际工作中不可能达到均匀分布 而且集中载荷对 轴的损坏程度更大一些 因此 作为简支梁的轴的支撑跨距 22 1200 22 1244mm 1 水平内力的计算 辽宁科技大学本科生毕业设计 第 页 因为在水平面内 所以 可以分别算出 A C 两处水平力 B 1 F n i R 由 1 0 n A i M 则 152 62212440 CH F 76 CH FKN 5 3 8 即 1 0 n C i M 152 62212440 AH F 76 AH FKN 5 3 9 2 竖直面内力的计算 根据力学关系可以知道 所以 可以分别算出 A C 两处在竖200 R FKN 直方向上的力 即 1 0 n A i M 200 62212440 AV F 可得 100 AV FKN 5 3 10 即 1 0 n C i M 200 62212440 CV F 辽宁科技大学本科生毕业设计 第 页 可得 100 CV FKN 5 3 11 根据以上所求的数据 进一步载荷分析与弯矩 扭矩的计算 在水平面 76 0 62247 3 H MKN m 5 3 12 在竖直面 100 0 62262 2 V MKN m 5 3 13 故轴所受的总弯矩大小为 0 A M 0 C M 2222 47 3 62 2 78 BHV MMMKN m 5 3 14 轴所受扭矩大小 56 3 955095508 1 66 P TKN m n 5 3 15 所以 通过对主轴的受力分析及弯矩图 扭矩图 计算弯扭合成图 如图所 示 可以清楚看到主轴的危险截面 辽宁科技大学本科生毕业设计 第 页 5 45 4 主轴的安全校核主轴的安全校核 5 4 15 4 1主轴的强度校核主轴的强度校核 由于 B 轴的截面计算玩具最大 所以校核 B 轴的截面 根据文献 7 364 页 得到 B 轴的剖面的计算应力为 2222 3 78 8 1 66 2 0 1 0 228 B ca MT Mpa W 5 4 1 根据文献 1 349 查得 15CrMn 1 300 b MPa 1 cab 5 4 2 所以安全 5 4 25 4 2精确校核轴的疲劳强度精确校核轴的疲劳强度 1 判断危险截面 由于 B 轴处剖面为有集中源的剖面 有可能是危险截面 所以根据所学的相 关知识对其进行技术分析 2 B 轴处剖面的疲劳强度 辽宁科技大学本科生毕业设计 第 页 B 轴处剖面因圆角引起的应力集中系数由文献 13 26 16 17 页 表 16 3 6 查得 228 130 24 5 4 Dd r 4 0 031 130 r d 5 4 3 所以查得 2 17k 1 46 r k 由以上计算可得 8 1 TKN m 3 8 1 33 1 0 2 0 228 T r T MPa W 5 4 4 弯矩 M 及弯曲应力为 3 78 65 8 0 1 0 228 b M MPa W 5 4 5 绝对尺寸影响系数由文献 7 39 页 附表 3 4 查得 0 59 0 76 r 5 4 6 表面质量系数由文献 7 40 页 附图 3 4 查得 0 71 0 71 r 5 4 7 所以 B 轴剖面的安全系数为 1 155 22 1 1 46 2 480 1 2 48 0 71 0 76 r r arm rr S k 5 4 8 辽宁科技大学本科生毕业设计 第 页 1 2222 300 2 36 2 17 24 560 1 2 48 0 71 0 59 2 36 22 1 2 4 2 3622 1 arm r ca r S k S S SS 5 4 9 取 S 1 5 1 8 所以 S S B 轴处剖面合格 5 55 5 动轴承的选择和寿命验算动轴承的选择和寿命验算 轴承是机器中的重要装配零件也是保证机器正常工作的重要部分 所以在设计时要 对轴承这部分有周全的考虑 5 5 15 5 1滚动轴承的选择滚动轴承的选择 滚动轴承为圆锥滚子轴承 32238 系列号 4GD 由文献 1 26 29 表 39 2 23 得 Cr 1120KN Cor 1900KN e 0 44 Y 1 4 Y1 0 8 W 36 1Kg 5 5 25 5 2寿命验算寿命验算 轴承所受支反力合力 2222 38 100 107 AAHAV FAFKN 5 5 1 对于圆锥滚子轴承 38 rA FKN 100 rC FKN 5 5 2 根据文献 7 315 表 39 2 24 得 38 13 6 22 1 4 100 35 7 22 1 4 rA dA rC dC F FKN Y F FKN Y 5 5 3 max max 13 6 35 70 35 7 max max 35 7 13 60 35 7 aAdAdCA aCdCdAA FFFFKN FFFFKN 辽宁科技大学本科生毕业设计 第 页 5 5 4 由文献 7 315 当量动载荷的一般计算公式 35 7 0 44 1 0 38 35 7 0 3570 44 1 0 100 dA rA dC rC F eXY F F eXY F 5 5 5 由文献 7 313 由轴承寿命的计算公式 按轴承 C 受力大小验算 2 4 1 76 0 187 29 2 4 1 2000 200 APRa CPRa PfXFYFKN PfXFYFKN 5 5 6 由文献 7 215 页 轴承寿命的计算公式 按轴承 C 的受力大小验算 10663 5 3 3 max 10101120 10 0 73 10 6060 70200 10 h C Lh n P 5 5 7 预期寿命 10 300 2472000 h Lh 5 5 8 所以 hh LL 由于破碎机的冲击力较大 必须选择较大寿命的轴承 又由于破碎机的冲击力 轴承能达到所计算的寿命 经审核后 次轴承合格 5 5 35 5 3 5 65 6 齿轮的校核齿轮的校核 5 6 1 齿面接触强度校核 由文献 7 199 页 齿轮校核计算公式为 辽宁科技大学本科生毕业设计 第 页 1 t HHEH FK u Z Z bdu AA 5 5 9 1 确定公式内的各计算数值 1 计算载荷系数 已知使用系数 1 A K 根据 8 级精度 由文献 7 192 图 10 8 查得 动载系数1 14 v K 由文献 7 194 表 10 4 查得 的计算公式 H K 23 23 1 120 180 23 10 1 120 18 10 23 10489 761 41 Hd Kb 5 5 10 由文献 7 195 图 10 13 查得 1 38 F K 1 38 H K 由文献 7 193 表 10 3 查得 1 1 FH KK 故载荷系数 1 1 14 1 1 1 471 84 AvHH KK