毕业设计（论文）齿辊式破碎机设计

1、目 录题目、摘要及关键词:i1前言11.1破碎机械的原理11.2破碎机械的发展11.3新型的齿辊破碎机22设计方案论证32.1产品的技术参数:32.2电机选型32.2.1电机功率计算32.2.2电机选择33 设计计算33.1传动机构的设计及计算33.2带传动的设计计算43.3齿轮传动设计计算53.4 辊式破碎机的分析及其计算93.4.1 辊式破碎机的分析93.4.2 辊式破碎机的计算103.5 结构设计及校核123.5.1 输入轴的结构设计及校核123.5.2 偏心轴的结构设计及校核173.5.3 小齿辊轴的结构设计及校核223.5.4 新型齿辊破碎机的设计253.6 键的选择及其校核263.

2、6.1 电机轴上键的选择及校核263.6.2 输入轴上键的选择及校核273.6.3 偏心轴键的选择及校核283.6.4 小齿辊轴键的选择及校核293.7轴承校核303.7.1输入轴轴承选用及校核303.7.2 偏心轴轴承选用及校核313.7.2.1 支撑偏心轴的轴承选择及校核313.7.2.2支撑颚板的轴承选择及校核323.7.3小齿辊轴轴承选用及校核334 结束语35参考文献:35致 谢36附 录37齿辊式破碎机毕业设计学 生： 专 业：机械设计制造及其自动化指导教师： 摘要:低的破碎比和高的磨损率是与传统的破碎机相联系的很常见的两个特性。因为这点，在矿石处理流程的应用中，很少考虑到它们，并

3、且忽略了很多它们的优点。本文描述了一个已被发展起来的新颖的对辊破碎机，旨在提出这些论点。作为齿辊式破碎机,这种新式破碎机结合了两个辊筒，它们由一个交替布置的平面和一个凸的或者凹的表面组成。这种独特的辊筒外形提高了啮合角，使齿辊式破碎机可以达到比传统辊式破碎机更高的破碎比。用一个模型样机做的试验表明：即使对于非常硬的矿石，破碎比也可以超过10。另外，在齿辊式破碎机的破碎处理中结合了辊式破碎机和颚式破碎机的作用，那就有一种结果：新的轮廓会带来辊子磨损率的降低。 关键词:带轮，偏心轴，齿辊roll-breaking broken machine designname: guo hong yumajo

4、r: mechanical design & manufacturing automation tutor: yu chun hai abstract: broken than the low and high rate of wear and tear is the traditional crushing machine linked to the two common characteristics. this is because, in ore processing applications, with little regard to them, and ignored a lot

5、 of their advantages. this paper describes a has been developed on the new roll crusher, to make these arguments as the two-roll crusher, this new combination of the two crusher roller, they turn from a layout of the plane and a convex or concave surface composition. this unique form of roller incre

6、ased engagement angle so that the two-roll crushercan be achieved than the traditional roll crusher higher than broken. using a prototype model of the pilot do that: very hard even for the ore, the ratio can be broken more than 10. in addition, since broken in the handling of the two-roll crusherwit

7、h a roller and jaw crusher the role, then there is a possible: the new outline will bring roller to reduce the wear rate. key words: pulley, the eccentric shaft, roll1 前 言1.1 破碎机械的原理破碎机械是对固体物料施加机械力，克服物料的内聚力，使之破裂成小块物料的设备。破碎机械所施加的机械力，可以是挤压力、辟裂力、弯曲力、剪切力、冲击力等，在一般机械中大多是两种或两种以上机械力的混合。对于坚硬的物料，适宜采用产生弯曲和辟裂作用

8、的破碎机械；对于脆性和塑性的物料，适宜采用产生冲击和辟裂作用的机械；对于粘性和韧性的物料，适宜采用产生挤压和碾磨作用的机械。在矿山工程和建设工程上，破碎机械多用来破碎爆破开采所得的天然石料，使之成为规定尺寸的矿石或碎石。在硅酸盐工业中，固体原料、燃料和半成品需要经过各种破碎加工，使其粒度达到各道工序所要求的尺寸，以便进一步加工操作。 通常的破碎过程，有粗碎、中碎、细碎三种，其入料粒度和出料粒度，见表1-1所示。所采用的破碎机械相应地有粗碎机、中碎机和细碎机三种 表1-1 物料粗碎、中碎、细碎的划分（mm）类 别入料粒度出料粒度粗碎300900100350中碎10035020100细碎50100

9、515工业上常用物料破碎前的平均粒度d与破碎后的平均粒度d之比来衡量破碎过程中物料尺寸变化情况，比值i称为破碎比（即平均破碎比） i = d/d为了简易地表示物料破碎程度和比较各种破碎机的主要性能，也可用破碎机的最大进料口尺寸和最大出料口尺寸之比来作为破碎比，称为标称破碎比。在实际破碎加工时，装入破碎机的最大物料尺寸，一般总是小于容许的最大进料口尺寸，所以，平均破碎比只相当于标称破碎比的0.70.9。1.2 破碎机械的发展破碎机械常用的类型有：颚式破碎机、圆锥破碎机、旋回式破碎机、锤式破碎机和辊式破碎机等。颚式破碎机广泛运用于矿山、冶炼、建材、公路、铁路、水利和化工等行业。根据其结构不同可分为

10、复摆颚式破碎机（即单复摆颚式破碎机）和简摆颚式破碎机。复摆颚式破碎机适用于粗，中碎抗压强度250mpa以上的各种矿石岩石。简摆颚式破碎机则可以破碎各种硬度的矿石和岩石，且特别适用于破碎各种硬度的磨蚀性强的石料。复摆颚式破碎机工作时，电动机通过皮带轮带动偏心轴旋转，使动颚周期地靠近、离开定颚，从而对物料有挤压、搓、碾等多重破碎，使物料由大变小，逐渐下落，直至从排料口排出。辊式破碎机工作可靠、维修简单、运行成本低廉，排料粒度大小可调。按照辊子数量可分为单辊破碎机、双辊破碎机和多辊破碎机（一般是四辊）等，按照辊面特征，可分为光面辊和带齿辊两种。单辊破碎机，用于破碎石灰石、煤等物料，物料块在辊子与带齿

11、板间被轧碎。双齿辊破碎机主要适用于矿山，冶金、化工、煤矿等行业脆性块状物料的粗，中级破碎，其入料粒度大，出料粒度可调，可对抗压强度160mpa的物料进行破碎。其结构紧凑，且破碎力由内部机构承受，基础不受力，特别适用于移动式设备，也广泛适用于各种场合的物料破碎。 破碎机充分利用脆性材料的抗弯、抗剪强度比抗压强度低的特点，采用交叉布齿，使破碎齿受力均匀，降低能耗； 采用大齿、小辊、螺旋布齿，多破碎盘的结构，有更强的挟制大块能力，重复破碎少，生产能力强； 在两个破碎辊下设有破碎棒，形成破碎齿和破碎棒三级破碎过程且可调整出料粒度，使碎后粒度均匀； 齿辊转速低、磨损小、燥音低、粉尘小。被破碎物料经给料口

12、落入两辊子之间，进行挤压破碎，成品物料自然落下。遇有过硬或不可破碎物时，辊子可凭液压缸或弹簧的作用自动退让，使辊子间隙增大，过硬或不可破碎物落下，从而保护机器不受损坏。相向转动的两辊子有一定的间隙，改变间隙，即可控制产品最大排料粒度。双辊破碎机是利用一对相向转动的圆辊，四辊破碎机则是利用两对相向转动的圆辊进行破碎作业。四辊破碎机是一种冶金矿山配套的中、细碎产品，也可通过上、下辊的间隙，破碎所需力度的物料。 1.3 新型的齿辊破碎机本设计所涉及的新型的辊颚破碎机结合了颚式破碎机和齿辊破碎机的优点，使生产能力得到了很大的提高，出料粒度的均一性得到了很好的保证，使物料得到了有效的破碎，这是有生产的实

13、践为证的。因该种机械的新的一面，所以尚未有成熟的计算方法对其进行精确的计算，只能在传统破碎机械计算的基础上，结合生产实践，对其进行粗略的估算。其结构图大致如下所示： 图1-1新型齿辊破碎机figure 1-1 new roll crusher 1 带式输送机 2 小齿辊 3 大齿辊 4 颚板 5 电机 6 电机调整部件 7 箱体 8 箱体底座 9 料度调整 系统 10 拉杆部件2 设计方案论证2.1 产品的技术参数: 破碎物料抗压强度：160mpa入料粒度：800mm出料粒度：80mm处理量：2000t/h左右大齿辊转速：120r/min左右，小齿辊转速：160r/min左右2.2 电机选型2

14、.2.1 电机功率计算对于功率的计算采用如下的近似理论计算方法。本方法是基于电机的功率应该与单位时间的破碎物料的功耗相同的原则，即认为电机的功率应如下： f=qw/ （公式1）式中 q:破碎机的生产能力t/h w:单位生产量的功耗kwh/t ：破碎机的传动效率采用rittinger法确定单位生产量的功耗： （公式2）式中 m:bond功指数，煤的bond功指数为7.91kw.h/t e:占排料粒度80以上的组成部分的粒度尺寸（um） a:占给料粒度80以上的组成部分的粒度尺寸(um) i:常指数，取0.45-0.5。2.2.2 电机选择 由于是所设计的破碎机的新颖性，暂时还没有成熟的功率计算方

15、法，故参考上述传统破碎机械电机功率的计算方法，结合生产实践的经验，估取电机功率为160kw, 选择佳木斯电机股份有限公司的yb355s-6的电机。其主要参数如下：额定功率：16kw 转速：980r/min效率：0.94 功率因数：0.87输出轴径：90mm3 设计计算3.1 传动机构的设计及计算根据上述所得的电机及齿辊转速，初步确定电机至大齿辊间的减速比： i=980/120=8.17电机至小齿辊间的减速比为： i=980/160=6.13根据生产实践经验，选定电机至大齿辊间的减速传动机构为一对带轮和一对齿轮。结合带轮和齿轮的传动特点，取带轮间的减速比为1.6，齿轮间的减速比为5.2；电机至小

16、齿辊间的减速传动机构则在电机至大齿辊间减速传动的基础上再加上两个介轮和一个齿轮，它们的具体设计如下述所示。3.2 带传动的设计计算1已知输入轴转速980r/min,输入功率p=16kw1） 设计功率 由表33.1-2 况系数1.6 p1.616=25.6kw2） 选定带型 根据=25.6kw和=980r/min，由图33.1-2确定为e型带。3） 小带轮基准直径及大带轮基准直径 参考表33.1-18和图33.1-2，取560mm，取传动比i=1.6,弹性滑动系数0.02。则大带轮基准直径i(1-)=1.65600.98=878.1mm由表33.1-18取=900mm。4） 大带轮轴实际转速 (

17、1-)/=5600.98980/900=597.58r/min5) 带速v v=/(601000)= 560980/(601000)=28.72m/s不超过30m/s，符合要求。6) 初定轴间距 按要求取 =0.7(+)=0.7(560+900)=1022mm7) 所需基准长度 2+(+)/2+ =4364.5mm 由表33.1-7选取基准长度4660mm。 8）实际轴间距a a=+（-）/21170mm9) 安装时所需最小轴间距 a-0.0015=1101.1mm10)张紧或补偿伸长所需最大轴间距 a+0.02=1263mm11）小带轮包角 12）单根v带的基本额定功率根据560mm和980

18、r/min由表33.1-17g查得e型带31.35kw。 13）考虑传动比影响，额定功率的增量由表33.1-17g查得6.06kw。 14）v带根数z z=/(+)由表33.1-13查得=0.96,由表33.1-15查得=0.9,则 z=25.6/(31.35+6.06) 0.960.9=7.92取z8根。 15）单根v带预紧力 =500(2.5/-1) /(zv)+m由表33.1-14查得m0.17kg/m,则 =500(2.5/0.96-1) 25.6 /(828.72)+0.171635.52n。16）压轴力25880.88n。17）带轮结构和尺寸由yb355s-6电动机可知，其轴伸直径

19、90mm ,长度l=170mm, 故小带轮轴孔直径应取90mm,毂长l=170mm 。由表33.1-22查得，大带轮和小带轮结构都为六椭圆辐轮。轮槽尺寸及轮宽按表33.1-20计算，参考图33.1-5典型结构，画出小带轮工作图（见图）。图3-1 小带轮figure 3-1 small pulley大带轮的示意图如图所示： 图3-2 大带轮figure 3-2 large pulley3.3 齿轮传动设计计算1传递功率p=15kw，主动齿轮转速597.58r/min。(1)齿轮材料查表8-17，小齿轮选用20crmnti,调质渗碳淬火，回火,硬度5662hrc；大齿轮选用20crmnti,调质渗

20、碳淬火，回火，硬度5662hrc。2）按齿根弯曲疲劳强度进行设计计算设计计算公式 齿轮模数mmm确定齿轮传动精度等级 按（0.0130.022）,估算圆周速度5.3m/s，参考表8-14和表8-15，选取公差组8级。齿宽系数 查表8-23，按齿轮相对轴承为悬臂布置，取0.5。小轮齿数，在推荐值2040中取24。取传动比i5.2，则=125。齿数比u5.208传动比误差u/u u/u=(5.208-5.2)/5.2=0.0015在5范围内。小轮转矩 由式（8-53）得 9.55p/=2.34nmm载荷系数k 由式（8-54）得 k=使用系数 查表8-20得=1.75 动载荷系数 查图8-57得初

21、值=1.21齿向载荷分布系数 查图8-60得=1.27齿间载荷分配系数 由式（8-55）及得 1.88-3.2()cos=1.721查表8-21并插值得=1.242,则载荷系数k的初值=3.34。齿形系数 查图8-67小轮2.08 大轮2.16应力修正系数 查图8-68 小轮1.58 大轮1.83重合度系数 由式（8-67）得 0.25+0.75/=0.686许用弯曲应力 由式（8-71）有 弯曲疲劳极限 查图8-72得850n/=740 n/弯曲寿命系数 查图8-73得1尺寸系数 查图8-74得1安全系数 查表8-27得1.6，则 531 n/，463 n/故齿轮模数m的设计初值 =6.91

22、mm取=7mm。小轮分度圆直径参数圆整值 168mm圆周速度v v= /60000=5.2539m/s与估取=5.2很相近，对取值影响不大，不必修正。 =1.21,k=3.34齿轮模数m=7mm。小轮分度圆直径168mm大轮分度圆直径 m=875mm中心距a a=m()/2=521.5mm齿宽b b=83mm大轮齿宽b=83mm小轮齿宽 +（510）88mm3） 按齿面接触疲劳强度校核计算由式（8-63）知 (公式3）弹性系数 查表8-22，得189.8。节点影响系数 查图8-64（，0）得2.5。重合度系数 查图8-65（0）得0.88。许用接触应力 由式（8-69）得 接触疲劳极限应力、

23、查图8-69得 （公式4） 1650mpa, =1620mpa接触强度寿命系数 查图8-70得1。硬化系数 查图8-71及说明得1。接触强度安全系数 查表8-27，按一般可靠度取=1.1。则=1500 mpa=1473 mpa又 =988 mpa =960 mpa故齿面接触疲劳强度满足要求，也即所设计的齿轮满足强度要求。4） 齿轮其它尺寸计算及结构设计查表8-31可知，小齿轮为盘式锻造齿轮，大齿轮为轮辐式铸造齿轮以及它们的结构尺寸。画出齿轮的示意图如下所示。 图3-3主动齿轮figure 3-3 gear 图3-4 偏心轴齿轮figure 3-4 eccentric shaft gear 5）

24、根据传动要求及破碎机的结构合理性，可确定过轮及小齿辊轴端的齿轮的参数及结构尺寸。过轮的齿数为z=57，根据模数m=7mm及分度圆直径 d = mz （公式5）可知分度圆直径d=399mm。又过轮宽b=88mm,其结构图如下图所示。图3-5 过轮figure 3-5 through round小齿辊齿轮的齿数z=90,宽度b=83mm,其结构图如下所示。图3-6 小齿辊齿轮figure 3-6 small gear teeth roll 3.4 辊式破碎机的分析及其计算3.4.1 辊式破碎机的分析 1破碎及排料机理分析双齿辊破碎机的主要工作部件为两个平行安装的齿辊,每个齿辊沿轴向布置一定数量的齿

25、环,通过齿辊的对转实现物料的破碎。其结构见图3-7。图3-7 破碎机理示意图figure 3-7 fragmentation mechanism diagram齿对物料的作用过程可分为三个阶段。第一阶段,旋转运动中的辊齿遇到大块物料,首先对它进行冲击剪切,接着进行撕拉。如果碎块能被辊齿咬入则进入第二阶段破碎,否则辊齿沿物料表面强行滑过,靠辊齿的螺旋布置迫使物料翻转,等待下一对齿的继续作用。在图1中,这一阶段为齿从1-1位置到2-2位置。第二阶段从物料被咬入开始,到前一对齿脱离咬合终止,在图1中表现为齿从2-2位置运动到3-3位置的过程。这一阶段两齿包容的截面由大逐渐变到最小,然后再增大。粒度大

26、的物粒由于包容体积逐渐变小而被强行挤压剪碎,破碎后的物料被挤出,从齿侧间隙漏下。前一对齿开始脱离啮合时,破碎的物料大量下漏排出,个别粒度仍然偏大的物料被劈裂棒阻挡。当齿运动到劈裂棒附近时,与劈裂棒共同作用,将大块物料劈碎并将其强行排出,这就是第三阶段破碎。至此,一对齿的破碎过程结束。每对齿环上有多少个齿,齿辊运行一周时同样的过程就进行多少次,循环往复。3.4.2 辊式破碎机的计算 1 ）破碎比 i 和钳角辊式破碎机的咬入能力与辊子间的摩擦系数f有关，一般情况下，钳角应小于或等于物料与辊子间摩擦角的两倍。辊式破碎机如采用较大辊子直径，并改进辊子圆周速度，破碎比i一般可以达到7以上，单辊破碎机的破

27、碎比还要高些。2 ）辊子直径d与物料粒度d的关系辊子直径d与物料粒度d之间的关系是 （公式6）式中 钳角，i破碎比。辊式破碎机的破碎比i一般为4,将前述极限值带入，可得：干硬物料d/d=17,湿软物料d/d=7.5。为了工作可靠，d/d值还需加大0.20.25，此时，辊子直径要比物料粒度大922倍，故光面双辊破碎机不宜于作粗碎机，不然辊子要做得非常庞大。槽面辊子不是单单依靠摩擦力咬住物料，故d/d值可以取得较小。破碎干硬物料时，槽面辊子的d/d取1012，齿面辊子的d/d取26。3 ）辊子转速当辊式破碎机的破碎比i取4时，光面辊式破碎机的极限转速为 r/min （公式7）式中 f物料与辊子表面

28、的摩擦系数，物料密度（kg/）,d物料粒度(cm)，d辊子直径（cm）。实际上，为了减小破碎机的振动和辊子表面的磨损，取 n = (0.40.7) r/min光面辊子取上限值，槽面和齿面辊子取下限值。圆周速度则取：硬质物料v=36m/s；软质物料v=67m/s。对于快速细碎双辊破碎机，辊子表面的圆周速度可达26.2m/s。 4 ）双齿辊破碎机生产能力的计算生产能力是双齿辊破碎机性能的重要指标。它直接关系到双齿辊破碎机设计中各参数的选择,如功率的确定等,也是用户选型的重要依据。因此如何确定双齿辊破碎机的生产能力非常重要。从双齿辊破碎机的破碎和排料机理可知:(1)双齿辊破碎机具有强制咬入特性和强制

29、排料特性,这与一般的辊式破碎机不同,因此不能简单地套用辊式破碎机的生产能力计算公式。(2)当辊子转速一定时,双齿辊破碎机的生产能力决定于齿辊在运转中咬入物料的能力。这一能力在两辊上相对齿环的旋转相位保持不变时决定于两个因素,一个是齿的几何形状,即前后两对齿形成的封闭多边形的面积;另一个是物料的矿岩特性,物料越易粉碎,每次咬入的量越接近齿辊几何构造所允许的最大值。由此我们得到下面的理论生产能力q的计算公式:q=60mknal () (公式8)式中 m齿环圆周上的齿数；k矿岩特性系数；n齿辊转速,r/min；a前后两对齿形成的封闭多边形面积,；l沿齿辊轴向布齿长度,m。考虑到部分物料从齿的间隙漏下

30、,应予补偿。补偿量可利用辊式破碎机的生产能力计算公式来计算：q=3600vfu () (公式9）式中 v破碎机辊齿的平均线速度，m/min；f破碎机辊齿间物料通过的面积,，；u物料松散系数,取0.250.4。由此得生产能力计算公式:q=60mknal+3600vfu ) (公式10）式中各符号含义同公式(3-1)和(3-2)。将公式(3-3)运用于1250双齿辊破碎机生产能力的计算,当k=0.75,u=0.25时得到理论生产能力的下限值；当k=1.0,u=0.4时得到理论生产能力的上限值,结果的可信度很高。k值的选取,可借用一级破碎机的填充系数。5）双齿辊破碎机功率的计算方法功率计算是破碎机设

31、计中的关键环节,也是选择电机的理论依据。而电机的选择直接影响到后续设计。过去破碎机设计中,确定功率一般采用两种方法:经验公式法和理论计算法。由于双齿辊破碎机是一种新型设备,无经验可循,因此基于电机功率应与单位时间破碎物料的功耗相同的原则,提出如下电机功率的理论计算方法:n=qw/g （公式11）式中 q设计要求的生产能力,t/h；w单位生产量的功耗,kw#h；g破碎机的传动效率。由此可见这一方法的关键在于如何确定单位生产量的功耗w。目前有四种理论计算方法可以确定w:rittinger法,kick-kirpichev法,bond法和holmes法。其中rittinger法适用于细磨,kick-k

32、irpichev法适用于粗碎,bond法介于二者之间。而holmes法是前三种方法的统一,其表达式为：w=11m(1/-1/) (公式12)式中 mbond功指数,kwh0.907t。e排料中占80%以上组成部分的粒度,lm；a给料中占80%以上组成部分的粒度,lm；i的取值范围在1.211.4。由于holmes公式中i的取值范围过大,稍有不当,将与实际情况相差甚远。通过对1250双齿辊破碎机功率的计算以及所绘制的n c-i曲线(n=whq),初步得出对于双齿辊破碎机,i可取1.455。3.5 结构设计及校核3.5.1 输入轴的结构设计及校核根据上述设计计算可知，输入轴，也即带轮轴的转速为=5

33、97.58r/min,传递功率为=152kw，（1）求轴上的转矩t t 9.55（/） 9.55 2.43 n.mm（2）求作用在齿轮上的力 轴上齿轮的分度圆直径： 168mm可以求出作用在齿轮上圆周力、径向力的大小如下，方向如下图所示。 22.43/16828929n 2892910529 n（3）确定轴的最小直径选取轴的材料为37simn2mov，调质处理。预估轴的最小直径： 取a=100,可得 a 100 67.1 mm取=100mm。（4)轴的结构设计根据轴的轴向定位要求以及轴上零件的装配方案和他们之间的径向配合尺寸等参数来确定出轴上各轴段的直径和长度，以及轴上零件的周向定位，最后确定

34、轴上圆角和倒角尺寸。各轴肩处的圆角半径为2mm，轴端倒角取1.545下图为轴及轴上零件的示意图： 图3-8输入轴figure 3-8 input shaft （5）轴的强度较核1)求轴的载荷根据轴的结构图和轴的受力分析，可以做出轴的计算受力简图，确定轴承支点。轴的受力简图： 图3-9输入轴受力figure 3-9 the force input shaft 从受力简图可以看出轴的受力不在一个平面上，而是在两个相互垂直的平面上，一个是水平面，一个是垂直面。我们可以在这两个面内分别计算支反力和弯矩，然后求总和。垂直面支反力计算垂直面受力简图： 图3-10输入轴垂面支反力figure 3-10 su

35、pport the input shaft reaction force vertical surface 由计算公式： 代入数据： 得到： =33717 n ， =19082 n画出垂直面弯矩图：图3-11输入轴垂直面弯矩figure 3-11 input shaft vertical bending moment 水平面支反力计算：水平面受力简图： 图3-12输入轴水平面支反力figure 3-12 horizontal support reaction force input shaft 由计算公式： 代入数据：得到： 21877 n， =30060 n画出水平面弯矩图： 图3-13输入

36、轴水平弯矩figure 3-13 the level of the input shaft bending moment 由弯矩图可以看出b、c两点所受弯矩最大，其合成弯矩分别如下： = =4731851 n.mm = =7725504 n.mm合成弯矩图： 图3-14输入轴弯矩figure 3-14 input shaft bending moment 扭矩：2.43 n.mm扭矩图：图3-15输入轴扭矩figure 3-15 input shaft torque 由上述一系列的图可以看出，b、c为危险截面。当量弯矩 = =4734097 n.mm当量弯矩： 7726880 n.mm2) 校

37、核轴的强度轴的材料为37simn2mov，调质处理。根据轴径，查手册得865 n/m（0.09-0.1 ） 77.8586.5 n/m取82n/m，轴的计算应力为 b 21.5 n/m=82 n/mc35.2 n/m=82 n/m根据计算结果可知，该轴满足强度要求。3.5.2 偏心轴的结构设计及校核 根据上述设计计算可知，偏心轴的转速为=114.74r/min,传递功率为=148.98kw，（1）求轴上的转矩t t 9.55（/） 9.55 12.4 n.mm（2）求作用在齿轮上的力 轴上齿轮的分度圆直径： 875 mm可以求出作用在齿轮上圆周力、径向力和轴向力的大小如下，方向如下图所示。 2

38、12.4/87528343 n 2834310316 n（3）确定轴的最小直径选取轴的材料为37simn2mov，调质处理。预估轴的最小直径： 取a=100,可得 a.100 109 mm取=112mm。(4)轴的结构设计根据轴的轴向定位要求以及轴上零件的装配方案和他们之间的径向配合尺寸等参数来确定出轴上各轴段的直径和长度，以及轴上零件的周向定位，最后确定轴上圆角和倒角尺寸。各轴肩处的圆角半径为2mm，轴端倒角取1.545下图为轴及轴上零件的示意图：图3-16偏心轴figure 3-16 eccentric shaft （5）轴的强度较核1）求轴的载荷根据轴的结构图和轴的受力分析，可以做出轴的

39、计算受力简图，确定轴承支点。轴的受力简图： 图3-17偏心轴受力figure 3-17 force eccentric shaft 从受力简图可以看出轴的受力不在一个平面上，而是在两个相互垂直的平面上，一个是水平面，一个是垂直面。我们可以在这两个面内分别计算支反力和弯矩，然后求总和。垂直面支反力计算垂直面受力简图：图3-18偏心轴垂面受力图figure 3-18 vertical surface by the eccentric shaft trying to由计算公式： 代入数据： 得到： =12935 n ， =26070 n画出垂直面弯矩图： 图3-19偏心轴垂面弯矩figure 3-1

40、9 eccentric shaft vertical plane bending moment 水平面支反力计算：水平面受力简图：图3-20偏心轴水平受力figure 3-20 horizontal force eccentric shaft 由计算公式： 代入数据：得到： 2033 n， =14345 n画出水平面弯矩图：图3-21偏心轴水平弯矩figure 3-21 the level of eccentric shaft bending moment 由弯矩图可以看出c、d两点所受弯矩最大，c点在水平面内的弯矩 =ac=8422033=1711786 nmm两点的合成弯矩分别如下： =

41、=5360444 n.mm = =4717463 n.mm合成弯矩图： 图3-22偏心轴弯矩figure 3-22 eccentric shaft bending moment 扭矩：12.4 n.mm扭矩图：图3-23偏心轴扭矩图figure 3-23 figure eccentric shaft torque 由上述一系列的图可以看出，c、d为危险截面。当量弯矩 = =9169948 n.mm当量弯矩： = =8809544 n.mm校核轴的强度轴的材料为37simn2mov，调质处理。根据轴径，查手册得865 n/m0.09-0.1 77.8586.5 n/m取82n/m，轴的计算应力为

42、 = =11.5 n/m=82 n/m = =32.1 n/m=82 n/m根据计算结果可知，该轴满足强度要求。3.5.3 小齿辊轴的结构设计及校核 根据上述设计计算可知，小齿辊轴的转速为=114.74r/min,传递功率为=148.98kw，（1）求轴上的转矩t t=9.55（/） 9.55 1.99 n.mm（2）求作用在齿轮上的力 轴上齿轮的分度圆直径： =399 mm可以求出作用在齿轮上圆周力、径向力和轴向力的大小如下，方向如下所示。21.99/3999978.86 n 9978.863632 n（3）确定轴的最小直径选取轴的材料为37simn2mov，调质处理。预估轴的最小直径： 取

43、a=100,可得 a 100 94.2 mm取=103mm。(4)轴的结构设计根据轴的轴向定位要求以及轴上零件的装配方案和他们之间的径向配合尺寸等参数来确定出轴上各轴段的直径和长度，以及轴上零件的周向定位，最后确定轴上圆角和倒角尺寸。各轴肩处的圆角半径为2mm，轴端倒角取1.545 （5）轴的强度较核1）求轴的载荷根据轴的结构图和轴的受力分析，可以做出轴的计算受力简图，确定轴承支点。轴的受力简图：图3-24轴受力图figure 3-24 axis by trying to 从受力简图可以看出轴的受力不在一个平面上，而是在两个相互垂直的平面上，一个是水平面，一个是垂直面。我们可以在这两个面内分别

44、计算支反力和弯矩，然后求总和。垂直面支反力计算垂直面受力简图：图3-25轴的垂面受力figure 3-25 axis vertical surface force 由计算公式： 代入数据： 得到： =11250 n ， =1271 n画出垂直面弯矩图：图3-26 轴垂面弯矩图figure 3-26 axis vertical plane bending moment diagram 水平面支反力计算：水平面受力简图：图3-27轴水平面受力figure 3-27 horizontal axis force 由计算公式： 代入数据：得到：4095 n， =463 n画出水平面弯矩图：图3-28轴水

45、平面所受弯矩图figure 3-28 suffered the horizontal axis bending moment diagram 由弯矩图可以看出b点所受弯矩最大，其合成弯矩分别如下： = =2244216 n.mm合成弯矩图：图3-29轴所受弯矩图figure 3-29 axis suffered moment diagram 扭矩：1.99 n.mm扭矩图：图3-30轴所受扭矩图figure 3-30 axis suffered torque diagram 由上述一系列的图可以看出，b为危险截面。当量弯矩 = =2542074 n.mm校核轴的强度轴的材料为37simn2mo

46、v，调质处理。根据轴径，查手册得865 n/m0.09-0.1 77.8586.5 n/m取82n/m，轴的计算应力为 50.1 n/m=82 n/m根据计算结果可知，该轴满足强度要求。3.5.4 新型齿辊破碎机的设计1 齿辊的结构设计及强度校核齿辊的齿帽及齿环结构大致如下图所示： a齿环 b齿帽图3-31figure 3-31 由轴的校核部分可知，偏心轴上的扭矩t=12.4n.mm,装上齿帽后，齿环的直径d=888mm,则作用在齿帽顶部的力的大小为 f=t/(d/2)=12.4/444=27928 n齿环齿根的截面积大致为 s=144152=21888 mm则齿环的齿根处所受的剪应力为 n/

47、mm而齿环材料球墨铸铁60-2的剪切疲劳极限为185 n/mm,由此可知，齿环的剪切强度满足要求，也即其结构设计合理。2 颚板的结构设计根据出料粒度的要求及前面对颚式破碎机参数计算的分析，大致确定颚板的结构及偏心轴的偏心距，见图纸。3.6 键的选择及其校核3.6.1 电机轴上键的选择及校核 电机轴伸出的输出端与小带轮联结需用键实现周向固定。电机轴传递的转矩为t=9.55160/980=1.56 nmm,与轴的周向定位可用a型普通平键联接, 按d=95mm进而从相关手册中查得到平键的尺寸为: bhl=2514160 , 为保证电机轴与带轮具有较好的对中性,取带轮与电机轴的配合为 h7/r6.键联接选择计算,普通平键在轴上传递转矩t时,键的工作面受到压力n的作用,工作面受挤压,键受剪切,失效形式是键、轴槽和轮毂槽三者中最弱的工作面被压溃和平键被剪坏。当键用45钢制造时，主要失效形式为压溃，所以通常只进行挤压强度计算