毕业设计（论文）-双齿辊破碎机的设计

1、毕业设计中文摘要双齿辊破碎机的设计摘 要破碎机是选煤工业中不可或缺的设备。它的种类繁多，在工业应用中常用的破碎机有：颚式破碎机、圆锥破碎机、辊式破碎机、冲击式破碎机，磨碎机等。双齿辊破碎机有在破碎物料后无法精确控制好产品粒度大小的问题，针对此问题，本论文设计了一双齿辊破碎机，其工作原理是使落入齿辊间的物料在通过齿辊时受到挤压与相互摩擦的双重作用从而达到破碎效果。设计中为了得到要求的物料粒度，本文结合了对辊式破碎机和颚式破碎机的特点，针对双齿辊破碎机无法控制物料的问题设计了弹簧控制装置。本设计驱动采用的是单电机驱动，传动系统包括带传动和齿轮传动。论文对主要零部件进行了结构设计和强度校核，使用单电

2、机驱动可以大大减轻破碎机的重量并且也可以保证破碎效果，带传动和齿轮传动结构简单，造价低并且传动效率高。双齿辊破碎机经过设计后可以很好的控制破碎后产品粒度大小，并且传动效率高，结构简单，方便移动。关键词：双齿辊破碎机；破碎机；产品粒度毕业设计英文摘要The design of the double-tooth roller crusherAbstractCrushers are indispensable equipment in the coal-picking industry. It has a wide variety of crushers commonly used in indus

3、trial applications: jaw crushers, cone crushers, roller crushers, impact crushers, grinders and so on. Double-tooth roller crusher has the problem that the product grain size can not be precisely controlled after the crushing material, in this paper, a pair of tooth roller crusher is designed, the w

4、orking principle is to make the material falling between the tooth rollers through the tooth rollers by squeezing and friction between the double effect to achieve the crushing effect.In order to obtain the required material granularity in the design, this paper combines the characteristics of rolle

5、r crusher and jaw crusher, and designs a spring control device for the problem that double-tooth roller crusher can't control the material. This design drive is driven by a single motor and the drivetrain comprises a belt drive and gear drive. In this paper, the main components are structurally

6、designed and strength-proofed, and the use of single-motor drive can greatly reduce the weight of the crusher and can also guarantee the crushing effect, with simple transmission and gear transmission structure, low cost and high transmission efficiency.Double-tooth roller crusher after design can b

7、e very good control of the size of the product after crushing, and high transmission efficiency, simple structure, easy to move.Keyword：Double toothed roll crusher Roll crusher Product grain size目 录1 绪论11.1 齿辊式破碎机的发展21.1.1 国内齿辊破碎机的发展21.1.2 国外齿辊破碎机的发展31.2 存在的问题42 双齿辊破碎机设计任务书52.1 本文主要设计内容52.2 方案设计52.3

8、 双齿辊破碎机工作原理62.4 双齿辊破碎机传动方案选择73 双齿辊破碎机设计计算说明书83.1 双齿辊破碎机各参数确定83.1.1 生产率计算83.1.2 电机选择93.1.3 初步确定辊齿形状103.2 确定传动类型113.3 传动装置参数113.3.1 各轴转速计算113.3.2 各轴输入功率123.3.3 各轴转矩123.4 带传动设计计算133.5 齿轮传动设计计算163.6长齿齿轮设计213.7 轴的设计与校核223.7.1 轴设计计算223.7.2 轴设计计算263.7.3 轴设计计算313.8 轴承寿命验算363.8.1 深沟球轴承6220363.8.2 齿辊主轴调心滚子轴承2

9、3038383.8.3 轴调心滚子轴承23038393.9 键的选择与强度校核403.10 弹簧的设计414 使用说明书434.1 操作说明434.2 注意事项435 标准化审查报告44结论45参 考 文 献46致 谢471 绪论我国的矿石资源富有，生产其碎石的企业行业很多，几乎遍布全国，但是有些现场操作人员对破碎过程的安全知识了解甚少，没有与之相符合的破碎技术操作，存在不同程度上的不符合破碎安全规范的破碎工作方法，甚至好多地方使用最不安全的破碎方式，这些破碎人员不是专业人士，对破碎装置的管理与使用也不到位，很容易引发安全事件。而且这种爆破方式不仅严重破坏环境并且还容易对实施人员造成伤害实在是

10、不提倡使用。因此破碎机的发展迫在眉睫。在建国初期，我国许多工厂都按照前苏联的模式进行了生产与破碎，大部分的破碎设备都不是传统的齿辊式破碎机，却是圆锥破碎机和下颚式破碎机。并且在很多高等教育院校也很少见到有关于双齿辊破碎机的相关知识和技术内容，提及所学到的有关双齿辊破碎机的知识和技术内容也都相当的简洁，他们主要讨论了圆锥破碎机和下颚式破碎机的结构与设计，对双齿辊破碎机进行评价，评价结果是不能破碎，毫无发展前景12。所以就导致国内30多年的齿辊式破碎机未能够得到适当的应用。改革和开放后，我国同其他许多发达国家开始了密切的交流，在逐步了解和认识他们对齿辊破碎机等技术方面的研究和推广应用之后，我国才开

11、始着重双齿辊破碎机的研究。经过海外双齿辊破碎机的实际对比分析和实践研究，与下颚式破碎机等经常使用的新型传统破碎机相比起来12。双齿辊破碎机主要有以下几个特点；（1）双齿辊破碎机的结构轻巧，整体的装配维护也十分简单；（2）其外形长短不大，质量较小，移动起来轻松；（3）其生产能力小大由之，消耗较低，应用的范畴广阔；（4）其工作受力均为内力，为简化基本设计创立了便利的前提，而且适用于移动式破碎站的选取；（5）他的产品粒度较为均匀；（6）在个别情况下，齿辊破碎机可直接开机，对其电网冲击小；（7）其使用起来安全可靠；1.1 齿辊式破碎机的发展1.1.1 国内齿辊破碎机的发展上世纪90年代之前，双齿辊破碎

12、机存在着许多当时无法攻克的技术难题，例如在机体内部存在着无法精确控制破碎后物料尺寸大小、过粉碎后的情况非常差、机体在物料接收时受到的机械冲击力和载荷比较大、破碎过程中的两个破碎齿容易磨损从而损坏、产生的机械振动和摩擦噪声比较大、维护费时和维修成本高等缺点。为了有效阻止下料的途中进料口进入木屑，铁块，岩石等杂物破坏辊齿，在单齿辊破碎机的破碎板下装有拉力簧片，在双齿辊破碎机的其中一个破碎辊的两头装有压缩弹簧，目的就是为了防止巨大的物块或者硬的物料落入破碎机内不能被及时破碎或排出，从而导致破碎板或齿辊受力增大使其可能被磨损，装压缩弹簧是让破碎腔的排料空隙变大，从而达到排除这些难以破碎物料的目的10。

13、然后借助弹簧的恢复能力，使可动的破碎辊返回之前的位置。如此便无法严格控制破碎后的粒度。1987年原兖州煤矿设计院在美国雷克斯公司研究开发出的冈拉克36dam式破碎机的参照基础上，研究开发出4pgc-380 / 3501000型齿辊式破碎机12。该种破碎机操作方面的一个显著优点是采用的“Nitroil”系统。它既可独自的通过改变上段齿辊的位移速度来调控下段的出料粒度大小，也可以只通过改变下段的齿辊间隙大小来调整出料粒度，这样就能根据各种工艺需求灵活调节破碎程序。步入90年代之后，由于我国煤矿市场的改革和对外开放力度加大，煤矿行业市场随之发生了巨大的改变。人们对选煤工艺技术和装备有了更高的要求。其

14、中就包括对煤矿破碎后产品降低细小颗粒含量、产品出料是否均匀、减少过粉碎情况等，这些要求促使所选用的破碎机发展加快了速度，技术方面更加成熟。单辊式破碎的主要缺点是生产率低、结构相比于其他破碎机更难组装、受力单调。针对以上问题，研究制作出来了新一代单齿辊915齿辊破碎机。其中破碎机主要有两种基本的结构方法：第一种结构方法（参见图1）。主要工作目的就是改变破碎板位置拉簧的弹簧推力来精确控制破碎产品的出料粒度大小，弹簧的两头分别预设了两组接口螺母，一组是改变破碎板位置的外螺母，另一组是调整弹簧弹力放间隙内螺母。使用这种方法大大减小了拉杆和车子本身的高等，让其结构越来越紧凑。二级机械结构（参见图2）这种

15、机械是利用颚式破碎机的调节机构和双辊式破碎机驱动辊轴进行组合后的成果，它引入了两方面的优点，如放料口、破碎及其表层可提出不同尺寸大小的辊齿板；颚板镶嵌的耐磨损衬板可以替换；材料口大小可以通过推力板进行微调13。与同样大小的颚或双齿辊破碎机对比，破碎力度更大，整体提升30%。 1.破碎板2.机架3.弹簧4.拉杆5.螺母图1.1 915单齿辊破碎机示意图1.破碎辊2.颚板3.调整机构4.机架图1.2 915单齿辊破碎机示意图1.1.2 国外齿辊破碎机的发展MMD公司自主生产的齿辊破碎机相比于其他公司而言是比较著名的，美国FFE公司和澳大利亚ABOH工程公司共同投资研制了ABOH系列齿辊破

16、碎机，该破碎机其中一个重要的技术特性就是它可以通过自动调节其破碎机内部的破碎器装置和分机板来控制粒度的大小12。Moriya等人还研发了专门用于改变齿辊间距的调整器，它可以检测出间隙零点的具体方位。Hodenberg和NorrmanP研发了齿辊破碎机手动间距调节设备。它的优点是使得辊式破碎机更加容易调节，故障概率降低，增加了破碎机的使用周期并且增加了其生产速率。目前，我国的大部分采矿地和选煤工厂基本都使用MMD型破碎机。它的主要优势是： （1）它的结构紧凑，容易安装；（2）有特殊结构的辊齿适用于大多数的矿类和干湿泥；（3）破碎后的产品颗粒不大，是过粉碎的产物；（4）保养和维修较为方便

17、；（5）耐压强度和高抗压强度达到300MPa。 1.2 存在的问题改造之前，双齿辊破碎机容易出现过粉碎的情况，辊齿容易磨损并且使用寿命较短。许多细小物料从机体外直接蹦出漏到外面对环境造成破坏，并且大部分的双齿辊破碎机很难控制辊子之间的间隙不能够做到具体的破碎效果。因此为了降低出现的过粉碎情况和减少环境污染解决难以控制齿辊间隙的问题我做出以下设计。2 双齿辊破碎机设计任务书2.1 本文主要设计内容设计一台双齿辊破碎机用于坚硬和中硬的脆性物料破碎。破碎机最大入料尺寸为100mm，出料粒度为30mm，破碎能力为100 T/h。辊直径为500mm，辊长度1300mm。2.2 方案设计方案一：

18、图2.1 方案一的结构示意图此方案采用了两个三相异步电机分别带动两个辊轴转动，尽管破碎效果很好但是造价昂贵，本设计主要用于矿用，所以尽量体积小造价低，故舍弃此方案。方案二：图2.2 方案二的结构示意图此方案由单电机带动带传动再有带传动带动一级减速齿轮之后传给从动辊子实现破碎。主动辊子的另一端装有和从动辊子完全相同的齿轮它只起到传动作用，两齿轮为一对同步齿轮。此方案可完成破碎并且具有噪声小，结构简单的优点。故选用此方案。2.3 双齿辊破碎机工作原理双齿辊破碎机也叫对辊式破碎机或辊式破碎机，是两个柱形的辊筒作为主要的工作机构。工作时这两个辊子相向同速转动，由于物料和辊子的摩擦，给入的物料在破碎腔内

19、进行破碎。物料由于重力的原因从物料排出口排出。该间隙大小决定了破碎产品的最大粒度，两辊之间的最小距离就是排料口的宽度。图2.3 破碎机的工作原理如图2.3所示的两个辊子1、2相向转动，物料3从两辊子之间进入，由于重力和摩擦力的作用，物料被带入破碎空间，受到挤压从而被破碎，破碎后的物料从排料口排出11。两辊子之间的距离可以通过可动辊子5来进行调整。调整时固定辊轴承4不动，通过调节可动轴承5来控制两辊的最大距离，弹簧6则可以起到保护的作用。2.4 双齿辊破碎机传动方案选择结构简图如图2.4。1电动机 2 普通V带 3 齿轮轴 4固定辊子 5固定轴承 6辊子主轴7长齿齿轮 8活动辊子 9活动装置图2

20、.4 传动简图选用这个方案优缺点：1.选用的是单电机驱动，降低了成本同时大大降低了整个机体的重量，方便移动可以作为移动式破碎机的优选。2.本设计传动电机转动的装置选择的是带传动，带传动具有结构简单，缓冲吸振，成本低，不需要润滑等优点。它的缺陷是带的寿命较低。3.选用的是一级圆柱齿轮减速进行减速，用一个齿轮轴带动另一个大齿轮从而实现减速的作用优点在于方便安装设计，承载能力强，运行平稳。但是体积大，维修复杂。4.固定辊子和活动辊子它们是破碎机最主要的部分，固定辊子是被固定轴承卡主主轴而实现的这样做的可防止辊子的移动。活动辊子是下方有两个活动装置可以帮助辊子实现上下的移动。这样的结构优点是可以提高总

21、的生产效率，并且可以一定程度控制物料破碎后的粒度大小。3 双齿辊破碎机设计计算说明书3.1 双齿辊破碎机各参数确定3.1.1 生产率计算双齿辊破碎机理论上的生产能力他与辊子间距e，辊子转速v以及辊子规格等等因素有关。我设辊子上面全铺满了物料，破碎机的进给料和出料是同时进行的。物料总宽度等于辊子长度L，厚度方面等于辊子间隙e，出料的速度与辊子转速相同都是v。则生产率的公式为：QT=3600Lev（3-1）由于物料刚开始布满整个辊子但是破碎完之后出来是松散的所以要乘以相对应的系数加以修正，物料下落速度与辊子圆周速度的关系式为v=Dn60所以生产率的公式就是以下：（3-2）式子中D辊子直径，m;L辊

22、子长度，m;e排料口的宽度，m;n辊子的转速，r/min;物料密度，t/ 由于我选的辊齿有限制所以=1.5t/;物料松散系数，对于干硬物取0.20.3，在此取=0.3;根据设计参数：Q=100t/h e=0.03m， D=0.5m, L=1.3m计算可知（3-3）3.1.2 电机选择双齿辊破碎机的功率计算可依据经验计算公式进行计算，对于双齿辊破碎机破碎硬物时发电机功率P为（3-4）其中D辊子的直径，0.5m;L辊子的长度，1.3m;n辊子的转速，61r/min;K系数，破碎煤块时，K=0.8;最终可得出电动机的功率为：（3-5）表3-1 本设计的机械传动效率（忽略机械传动和摩擦副的效率损失）种

23、类效率V带传动0.978级精度的一般圆柱齿轮传动0.98球轴承0.98滚子轴承0.98长齿齿轮传动0.96则由已知可计算出总的传动效率：（3-6）（3-7）则所需的电动机功率为：（3-8）查找文献可知，根据计算出的功率再加上一定的余地来确定电机，由电动机的额定功率及一些其他的参数来进行初步选择。表3-2 电机的型号的选择电机型号额定功率 Kw转速r/minY225M-4451480Y280S-645980Y280M-845740综合考虑电机的各个方面最终选择最合适的电机，其型号是：Y280M-8。3.1.3 初步确定辊齿形状快速容易产生较多的煤粉所以本设计采用的慢速。已知转速：n=61r/mi

24、n查找相关资料可初步确定双齿辊破碎机齿辊的初步形状以及相关尺寸如图2.5所示，结合已知数据进行估算方案：L辊轴有效长度，1300mm；D齿辊直径，500mm；D1辊齿大径，530 mm；a辊轴中心距，500mm；R辊轴半径，148mm；h辊齿高度，117mm；a1梯形上底，90mm；a2梯形下底，70mm；h1梯形高度，87mm；物料密度，1.5t / m3S梯形面积，mm2；（3-9）角速度 rad / s；（3-10）图3.1是根据上述数据作出的部分齿辊的截面简图:图3.1 部分齿辊截面图3.2 确定传动类型总的传动比：（3-11）结合双齿辊破碎机的传统理念，高速级采用带传动，低速级就采用

25、直齿圆柱轮传动。取带传动比为：i1=2所以齿轮传动比为：（3-12）3.3 传动装置参数3.3.1 各轴转速计算轴（电机轴）（3-13）轴（3-14）轴（固定齿辊主轴）（3-15）轴（活动辊子主轴）（3-16）3.3.2 各轴输入功率轴（3-17）轴（3-18）轴（3-19）轴（3-20）3.3.3 各轴转矩轴（3-21）轴（3-22）轴（3-23）轴（3-24）3.4 带传动设计计算参考教材机械设计的第四章（1）确定V带型号工作情况系数KA，由于是用于破碎机且一天工作时长<10h所以计算功率Pc （3-25）V带型号是根据已知n和Pc查书可确定为D型。（2）确定带轮基准直径D1,D2小

26、带轮直轮D1 查表可知大带轮直接D2（3-26） 由于800mm就是标准值则（3）验算带速v（3-27）要求带速在525m/s，符合设计要求表3-3 D型V带轮轮缘尺寸项目B型槽尺寸基准宽度27.0基准线上槽深9.1基准线下槽深19.9槽间距37槽边距23最小轮缘厚14带轮宽外径（4）确定V带长度Ld和中心距根据手册，初步取中心距a0=1200，由式子：（3-28）初算带的基准长度L（3-29）按标准值取Ld=4620mm 由设计手册可知（3-30）（5）验算小带轮的包角1（3-31）（6）确定V带根数z单根V带基本额定功率P0 查表可知n=700r/min n=800r/min 用差值法即可

27、算出n=740r/min 传递功率增量P0 查手册可知(i=800/400=2)包角系数K 查表可知K_=0.96 长度系数Kl 查表可知Kl=0.93所以（3-32）取整 z=4（7）计算初拉力F0 （3-33）每米带的质量q 查表可得普通V带-D q=0.6kg/m则（3-34）（8）计算压轴力Q（3-35）（9）带轮其他尺寸计算带轮宽B（3-36）小带轮外径Da1（3-37）大带轮外径Da2（3-38）3.5 齿轮传动设计计算参考教材机械设计已知输入轴的转速为n2=370r/min，输入功率P2=42.77kW。（1）选择齿轮材料，确定许用应力。由参考教材可知 选择小齿轮： 40Cr调质

28、 HBS1=260HBS大齿轮：45正火 HBS2=210HBS许用接触应力H，由式（3-39）接触疲劳极限Hlim,查图得 Hlim1=700MPaHlim2=550MPa接触强度寿命系数ZN，应力循环次数N由式（3-40）（3-41）查设计手册得 ZN1=1.03ZN2=0.97接触强度最小安全系数 则 （3-42）（3-43）故H=533.5MPa许用弯曲应力F，由式（3-44）弯曲疲劳极限Flim，查机械设计书（双向传动乘0.7）知Flim1=370MPaFlim2=285MPa弯曲强度寿命系数YN，查书可知 YN1=YN2=1弯曲强度尺寸系数YX，查机械设计手册假设m<5知 Y

29、X=1弯曲强度安全系数查表取SFmin=1.4则 （3-45）（3-46）(2)齿面接触疲劳强度计算确定齿轮传动精度等级，按（3-47）估取圆周速度（3-48）v查设计手册 ， 选取公差组8级小轮分度圆直径d1，由下式得（3-49）齿宽系数d，查机械设计手册可知齿轮相对于轴承为对称布置，取d=1小轮齿数，在推荐值选z1=24大轮齿数（3-50）圆整取z2=144齿数比u（3-51）传动比误差（3-52）小轮转矩载荷系数K（3-53）KA-使用系数，查设计手册选KV-动载系数，查设计手册选K-齿间载荷分配系数，查设计手册选K-齿向载荷分配系数，查设计手册选所以（3-54）材料弹性系数ZE，查书可

30、知 ZE=189.8节点区域系数ZH，查表（=0°，,x1=x2=0） 重合度系数Z 由推荐值0.850.92选故 （3-55）齿轮模数m（3-56） 取标准m=7mm标准中心距a（3-57）小轮分度圆直径d1（3-58）圆周速度v（3-59）与估取近似齿宽b（3-60）大轮齿宽b2=b=168mm小轮齿宽b1=b2+(510)mm=175mm（3-61）(3)齿根弯曲疲劳强度校核计算由式（3-62）齿形系数YFa，查表6.5 小轮大轮应力修正系数YSa，查表6.5 小轮大轮重合度（3-63）代入数据得重合度系数（3-64）故（3-65）（3-66）齿根弯曲强度满足(4)齿轮及其他主

31、要尺寸计算大轮分度圆直径（3-67）根圆直径 （3-68）（3-69）顶圆直径（3-70）（3-71）3.6长齿齿轮设计因为本设计有活动齿辊，所以其在运动的时候可能会往复运动。因此两个齿辊的传动需要用到长齿齿轮。让其在进行往复运动的同时不妨碍到其啮合。长齿齿轮的基圆直径可以根据齿辊直径和两个齿辊之间的间隙（以及破碎产物的粒度）而定，齿轮的齿高和齿形根据齿辊相动位移±10mm时才能达到设计要求。这种齿轮需要进行铸造后修整制作。图3-2 长齿齿轮图两齿间的平均间隙b=50mm因此长齿齿轮的分度圆直径d=500mm要保证活动齿辊可以位移±10mm还可以保持啮合，因此长齿齿轮的齿顶

32、圆直径取值为da=550mm齿根圆直径设计为df=420mm其它主要尺寸如上图3-2所示。 3.7 轴的设计与校核3.7.1 轴设计计算（1）计算作用在齿轮和带轮上的力：转矩：带轮直径：压轴力：齿轮分度圆直径：圆周力：（3-72）径向力：（3-73）（2）初步计算轴的直径：因为此轴为齿轮轴所以和齿轮1的材料一致都是选取40Cr调质钢。由式子：（3-74）初步确定轴的最小直径，由于齿轮轴许安装键所以应该增大1.03。查表： 则：（3-75）（3）轴的设计结构：图3-3 轴结构图1.确定轴的结构方案：轴的右端装入右轴承，右轴承的左侧端面靠轴肩定位。轴的左端装入左轴承，靠轴肩定位。左右轴承均为深沟球

33、轴承。2.确定各段尺寸：段：装带轮，根据圆整取长度比带轮宽短2-3mm段：为使带轮定位，轴肩高度：由于>50则取R=2（3-76）（3-77）则取h=5mm（3-78）取端盖宽度16mm，端盖外端面与带轮距离28mm，则段：为便于装拆轴承内圈，且符合标准轴承内径。查表暂时确定为深沟球轴承其型号为6220。则：其宽度：B=34mm轴承润滑方式选择：（3-79）故选择脂润滑。齿轮与箱体内壁间隙取17mm,则（3-80）段：为齿轮轴，所以其分度圆直径：d4=168mm取其长度等于齿轮宽，即：段：装左轴承3. 确定轴承和齿轮的受力位置：根据下图受力简图，确定各段长度：4. 绘制轴的弯矩图和扭矩图

34、：求轴承反力 H水平面：（3-81）（3-82）得出V垂直面：（3-83）（3-84）求弯矩 H水平面：受力分析：（3-85）（3-86）V垂直面：（3-87）合成弯矩：（3-88）（3-89）M1=561339.53NmmM2=438638.48Nmm扭矩：5. 根据弯扭合成强度校核轴：当量弯矩：（3-90）根据扭转切应力是脉动循环变应力而定，取0.6。Mca1=875168.73NmmMca2=802011.19Nmm轴的材料为40Cr，调质处理。则查表得出材料许用应力：-1b=70MPa轴的计算应力为：（3-91）以下为轴的受力分析图图3-4 轴受力图3.7.2 轴设计计算(1) 计算作

35、用在齿轮及齿辊上的力：转矩直接带入最开始计算的即可：直齿圆柱齿轮分度圆直径：圆周力：径向力：（3-92）齿辊直径：圆周力：（3-93）径向力：（3-94）长齿齿轮直径：d长=500mm圆周力：（3-95）径向力：（3-96）(2) 初步估算轴的直径：初步选取45号钢作为轴的材料，调质处理。由式：（3-97）计算轴的最小直径，因为安装键所以要增大1.03倍。查表，取A=115则：(3) 轴的结构设计：1.确定轴的结构方案图3-5 轴结构图轴的右端依次装入齿辊、右轴承、直齿圆柱齿轮，齿辊和齿轮的左侧端面依靠轴肩进行定位。轴的右端依次装入左轴承和长齿齿轮，长齿齿轮靠轴肩定位并且使用调心滚子轴承。辊子

36、、长齿齿轮、直齿圆柱齿轮都是依靠普通平键进行固定。2.确定各轴段直径和长度：段：装直齿圆柱齿轮，根据圆整取长度比齿轮宽度短(23)mm段：为使带轮定位，轴肩高度：由于>50则取R=2则取h=5mm根据半径选择调心滚子轴承23038。总长初步定为段：为便于装拆齿辊及齿辊箱壁定位，取轴肩高度则：其长度比齿辊长度短(23)mm：段：装齿辊箱壁取其长度：段：装轴承端盖段：装左轴承轴承选择调心滚子轴承型号23038。B=75 mm段：装长齿齿轮3.确定齿轮作用力位置：根据下面轴的受力简图，先确定各段长度：4.绘制轴的弯矩图和扭矩图：求轴承反力 H水平面：（3-98）（3-99）V垂直面：（3-10

37、0）（3-101）求弯矩 H水平面：（3-102）（2-103）V垂直面：合成弯矩：（3-104）（3-105）扭矩：5.根据弯扭合成强度校核轴：当量弯矩：（3-106）根据扭转切应力是脉动循环变应力而定，取0.6。材料许用应力：轴的计算应力为：（3-107）以下为轴的受力分析图图3-6 轴受力图3.7.3 轴设计计算(1) 计算作用在齿轮及齿辊上的力：转矩：齿辊直径：圆周力：（3-108）径向力：（3-109）长齿齿轮直径：圆周力：（3-110）径向力：（3-111）(2) 初步估算轴的直径：选取45号钢作为轴的材料，调质处理。由式：（3-112）计算轴的最小直径，因为轴上要加键槽所有要提高

38、1.03倍。查表，取则：(3) 轴的结构设计：1.确定轴的结构方案图3-7 轴结构图轴的右端依次装入齿辊、右轴承，齿辊左侧端面靠轴肩定位。轴的左端依次装入左轴承和长齿齿轮，长齿齿轮靠轴肩定位，采用调心滚子轴承。齿辊及长齿齿轮均采用普通平键得到固定。2.确定各轴段直径和长度：段：装轴承。选调心滚子轴承型号为：23038，则总长初步定为段：取轴肩高度则：其长度比齿辊长度短(23)mm：段：装齿辊箱壁取其长度：段：装轴承端盖段：装左轴承段：装长齿齿轮3.确定轴承及齿轮作用力位置：根据轴的受力简图以此确定受力长度：4.绘制轴的弯矩图和扭矩图：求轴承反力 H水平面：（3-113）（3-114）V垂直面：

39、（3-115）（3-116）求弯矩 H水平面：（3-117）（3-118）V垂直面：合成弯矩：（3-119）（3-120） 扭矩：5.按弯扭合成强度校核轴的强度：当量弯矩：（3-121）取折合系数a=0.6，则齿宽中点处当量弯矩： 轴的材料为45号钢，调质处理。由表查得：轴的计算应力为：（3-122）以下为轴的受力分析图图3-8 轴受力图3.8 轴承寿命验算3.8.1 深沟球轴承6220查设计手册可知，深沟球轴承6220的主要性能参数为：额定动载荷：C=122000N额定静载荷：计算两轴承的动载荷。相对轴向载荷：得出=0.24，=0.23则得出各轴承的径向载荷系数和轴向系数查表得。轴承1：轴承

40、2：因轴承运作受冲击载荷，查表可知：则动载荷分别是：因为所以按照轴承1的受力验算：（3-123）带入数据即可得出：故轴承满足要求符合要求。3.8.2 齿辊主轴调心滚子轴承23038查设计手册，23038的主要性能参数为：额定动载荷：C=1230000N额定静载荷：=555000Ne=0.25=2.4=4.0由之前算出的式子可得出：因轴承运作受冲击载荷，查表可知：则当量动载荷为：因为所以按照轴承2的受力验算：带入数据即可得出：故轴承满足要求。符合要求。 3.8.3 轴调心滚子轴承23038查设计手册，23038的主要性能参数为：额定动载荷：C=1230000N额定静载荷：=555000Ne=0.

41、25=2.4=4.0由之前算出的式子可得出：因轴承运作受冲击载荷，查表可知：则当量动载荷为：因为所以按照轴承2的受力验算：带入数据即可得出：故轴承满足要求符合要求。 3.9 键的选择与强度校核本设计的键都采用普通平键即可。查表知，键联接的需用压应力为强度计算公式为：（3-124）（1）大带轮 键25×120 GB/T1096-2003d=85mm h=14mm l=120mm 符合要求。（2）大齿轮 键40×120 GB/T1096-2003d=168mm h=22mm l=120mm （3）齿辊 键50×500 GB/T1096-2003轴：d=202mm h=

42、28mm l=500mm符合要求。轴：d=200mm h=28mm l=500mm 符合要求。（4）长齿齿轮 键45×110 GB/T1096-2003d=180mm h=25mm l=110mm符合要求。3.10 弹簧的设计弹簧的种类较多，本设计中的弹簧主要用来控制活动辊子的移动。弹簧普遍作用是：1.控制机械运动；2.吸收振动和冲击能量；3.存储和释放能量；4.测量力的大小。本设计主要采用的是压缩弹簧，它的主要特点是成本低，结构简单，方便制作。设计其作用是：调节两个齿辊之间的间隙大小，用以控制破碎物料的粒度。下列是弹簧拉力的计算式：（3-125）c弹簧的刚性系数；弹簧的预压变形；弹

43、簧的工作变形。 弹簧工作变形是悬挂点与弹簧支承点间的长度与其最小值间的差值。（3-126）预变形量按下式计算；（3-127）弹簧的最大工作变形；弹簧预测被压紧时的初始变形系数，一般取4 使用说明书4.1 操作说明在使用前首先检查各部件直接是否存在接触不良的情况，在检查无误后，启动电机，使破碎机空转，等待一会后，人工放入物料进行物料破碎。如若需要调节物料粒度大小则关闭利用弹簧装置让活动辊子进行移动用以控制物料大小。4.2 注意事项当破碎机开始工作时，切勿人工接触传动装置和太过靠近入料口，防止造成人员损伤，如若出现异常情况，应立即停止电机，等待修复完毕之后再运转。由于带传动是暴露在外的故在运转时，

44、应当让儿童远离，一方面防止其接触误伤，另一方面防止物料破碎溅出伤害到儿童。5 标准化审查报告双齿辊破碎机的设计基本完成，有全套的图纸和基本数据，根据相关规定，对其标准化审查，结果如下：（1）设计图纸和文件：图纸和文件所用的编号原则符合以下标准： GB/T 177101999 数据处理校验系统； JB/T 5054.81991 产品图样涉及及文件通用和借用件管理办法； JB/T 88231998 机械工业企业计算机辅助管理信息分类编码导则。（2）产品图样以及设计文件符合以下标准： GB/T 10609.11989 技术制图 标题栏； GB/T 10609.21989 技术制图 明细栏； GB/T 146891993 技术制图 图纸幅面和格式； JB/T 5054.62000 产品图样及设计文件 编号原则； JB/T 5054.62000 产品图样及设计文件 更改办法。46结论在当今社会环境中，工业生产现代化水平大幅度提高，尤其展现的是在机械行业，最为突出的是在美国最为显眼，我国在这方面相比于美国还有很长的一段距离。但是在通过不断的改革创新，不断地引进外资加强对科研的资金投入力度使得我国机械方面也取得了较大的成果。这种差距也在一步步的缩短。我设计的这个双齿辊破碎机相比