PG型双齿辊破碎机设计说明书资料

分类号TH12密级公开毕业设计（论文）PG型双齿辐破碎机设计所在学院机械与电气工程学院专业机械设计制造及其自动化班级12机自3班姓名叶盈波学号1221080342指导老师刘玉2016年3月31日诚信承诺我谨在此承诺：本人所写的毕业设计（论文）《PG型双齿辐破碎机设计》均系本人独立完成，没有抄袭行为，凡涉及其他作者的观点和材料，均作了注释，若有不实，后果由本人承担。承诺人（签名）：年月日在现阶段，我国的工业快速发展，在矿山、冶金、化工、煤矿等很多行业中破碎机的作用至关重要。其中PG型辗式破碎机具有噪声低、结构简单、维修方便、生产率高等优点，节省了许多的人力物力，大大减轻了工人的工作强度，这促进了我国工业的进一步发展。本课题是针对PG型双齿辗辗式破碎机进行研究和设计。本论文首先说明了我国工业发展中存在的问题及破碎机的作用，介绍了破碎机的国内外的发展历程；然后对其进行总体方案的设计，在对方案进行论证选出合理的方案；在确定方案后，对其重要参数进行计算，然后设计对减速器的轴进行设计，再对主要部件进行设计计算和校核；然后，对设计的参数进行整理和分析，看看是否满足生产要求；最后，进行破碎机各个结构的设计，并对本课题进行总结。关键词：破碎机，双齿辗破碎机，结构设计AbstractAtpresent,China'srapiddevelopmentoftheindustry,inthemining,metallurgy,chemicalindustry,coalandotherindustriesinmanycrucialcrushingmachine.ThePGtyperollercrusherhaslownoise,simplestructure,convenientmaintenance,highefficiency,savethemanymanpowerandmaterialresources,greatlyreducingtheworkintensityofworkers,whichpromotethefurtherdevelopmentofindustryofourcountry.ThispaperisaimedattheresearchanddesignofPGtypedoubletoothedrollcrusher.Thispaperfirstlyillustratestheexistinginthedevelopmentoftheindustryofourcountryandcrusher,crusherathomeandabroadofthedevelopmentprocessisintroduced;andthentheoverallschemedesign,todemonstratetheprogramtochoosereasonablescheme;afterconfirmingthescheme,ontheimportantparameterscalculated,anddesignofthedecelerationdeviceofshaftdesign,ofthemainpartsofthedesign,calculationandcheck;then,collationandanalysisofdesignparameters,seewhethermeettherequirementsoftheproduction.Finally,crushingmachineandvariousstructuraldesignandonthesubjectweresummarizedinthispaper.KeyWords:Crusher,doubletoothedrollcrusher,structuredesign目录TOC\o"1-5"\h\z摘要I....AbstractII目录III.第1章绪论1..引言1..齿辗式破碎机的发展2.国内齿辗破碎机的发展2国外齿辗破碎机的发展5本文主要设计内容5.第2章双齿辗破碎机总体设计方案7.方案设计7.双齿辗破碎机的工作原理8双齿辗破碎机的基本构造8第3章破碎机各参数计算10啮角的计算1.0生产率的计算1.0电动机功率计算11联轴器的选择与校核12联轴器类型选择12联轴器安全校核12第4章减速器的基本设计14总体设计方案1.4减速器传动比的分配14齿轮的设计1.5高速级传动齿轮设计1.5按齿面接触强度计算1.6按齿根弯曲强度计算1.8第5章主要零部件的设计和校核20主轴的材料20轴的结构设计20主轴功率、转速及转矩20轴的最小直径确定20轴的结构设计2.1主轴受力分析与计算22主轴受力分析22主轴力的计算23主轴弯矩、扭矩计算24主轴的安全校核26主轴强度校核26精确校核轴白^疲劳强度26滚动轴承的选择和寿命验算27滚动轴承的选择27寿命验算27第6章结构设计29结论30参考文献32致谢33第1章绪论1.1引言我国的矿石资源十分丰富，涉及矿石破碎企业也很多，遍布全国各地。但是，很多企业缺乏对现场工作人员的安全教育和培训，有些现场工作人员存在不同程度的不安全作业方式，甚至有的地方使用最传统、最不安全的爆破方式来进行破碎，这些破碎工人并非专业的爆破员，对爆破器材的使用和管理也不到位，极易引发安全事故，并且破坏当地的生态环境。所以矿石的破碎应该采用科学合理的方法，不仅可以降低投资的成本，提高安全度，而且也能够推动环境的可持续发展。在许多工业部门，如冶金、矿山、化工、水泥等工业部门，每年都有大量的原料和再利用的废料都需要用破碎机进行加工处理。如在选矿厂，为使矿石中的有用矿物达到单体分离，就需要用破碎机将原矿破碎到磨矿工艺所要求的粒度。需要用破碎机械将原料破碎到下一步作业要求的粒度。在炼焦厂、烧结厂、陶瓷厂、玻璃工业、粉末冶金等部门，须用破碎机械将原料破碎到下一步作业要求的粒度。在建国初期，我国许多工业都依照前苏联的模式来发展，所以齿辗式破碎机并不常见也不常用，而是圆锥破碎机和颗式破碎机的应用比较多，并且在高等院校的教材中也很少见到齿辗破碎机的介绍，有关双齿辗破碎机的内容十分简单，主要讲述的是圆锥破碎机和颗式破碎机的结构和设计，且对双齿辗破碎机的结论是不能破岩石，没有发展前途”，所以建国后30多年双齿辗破碎机并没有得到广泛应用。在改革开放后，我国和西方发达国家的交流越来越多，在逐渐了解了国外对齿辗破碎机的应用比较普遍后，我国才开始大力引进双齿辗破碎机设备及技术，双齿辗破碎机也得以发展起来。经过国内外双齿辗破碎机的运行实践和对比分析，与颗式破碎机等国内使用的传统破碎机相比，双齿辗破碎机具有下列优点：(1)双齿辗破碎机的结构比较简单，整机的安装维护修理十分方便；(2)双齿辗破碎机整机的外形尺寸不大，而且重量较轻，移动比较方便；(3)双齿辗破碎机生产能力可大可小，能耗低，应用范围比较广；(4)双齿辗破碎机工作受力均为内力，为简化基础设计创造了有利条件，而更适合移动破碎站选用；(5)双齿辗破碎机的产品粒度比较均匀；(6)双齿辗破碎机使用起来安全可靠；(7)在特殊情况下，双齿辗破碎机可直接起动，因此其对电网冲击很小。1.2齿辗式破碎机的发展国内齿辗破碎机的发展上世纪90年代前，齿辗破碎机存在许多技术问题例如无法严格控制破碎后产品粒度，过粉碎现象严重，机体冲击载荷比较大，噪声也比较大，维修起来不方便，维修量大，破碎齿易坏等。为了防止过硬物体损坏破碎齿，双齿辗破碎机两端添加压缩弹簧，当过硬或大块物体如铁块，落入破碎辗时不能被破碎，这时破碎辗受力加大，压缩弹簧，增大破碎腔的排料间隙，铁块便能顺利排出，然后弹簧恢复力使得破碎辗回原位。这种过铁保护虽能保护破碎齿但是不能严格保证产品粒度。1987年原兖州煤矿设计院在基础的美国雷克斯公司生产的冈拉克36DAMK破碎机参考，设计4PGC-380/3501000型齿式破碎机，反击式破碎机更为先进的技术。该破碎机是采用新的控制系统，可以独立调整上辗间距，控制在较低的进给量的大小，也可以调整到段齿辗间距来控制颗粒大小，控制系统根据破碎过程实现破碎机的灵活调节。而破碎机可以使保险装置和调节齿轮辗间距装置成一个整体，采用液压气动系统，但设计不足以控制材料的尺寸。上世纪90年代，随着我国改革开放的不断深化，煤炭销售市场的使用发生了巨大的变化，导致煤炭制备技术和设备的人提出了更高的要求，如粉碎产品减少细颗粒含量，产品尺寸要求更均匀，能力增加，这些要求使破碎机的发展速度更快，技术更先进。煤炭科学研究总院开发了2PL系列破碎机唐山分公司。该破碎机在技术上的进步主要是取消了原有的双辗破碎机特许弹簧的安全装置，将双辗破碎机固定，采用新技术和材料，防止破碎的牙齿破碎，从而使其更严格的控制破碎产品的大颗粒。针对单齿辗破碎机的工作效率低、结构复杂、受力特点等，开发了新一代的单齿辗915齿辗破碎机。该破碎机有2种结构形式：第一种结构形式（图1.1）。原来主要是调整破碎板位置的拉簧的弹簧推力的变化，弹簧的490kn的弹性力，在弹簧的两端分别装有两组螺母，调整破碎板位置外螺母，为调节弹簧弹力调整放电间隙内螺母。弹簧上安装的拉杆插入车身的支架上，并在垂直方向上的支撑孔是矩形的，并且该产品的尺寸是通过使用拉杆调整。结构降低了车身的高度，缩短了拉杆的长度，使结构更加紧凑。二级结构（图1.2）是颗式破碎机楔调整机构和双辗破碎机驱动辗轴相结合，吸收了两者的优点，如进料口；破碎及表面可提供不同尺寸的破碎齿板；颗板镶嵌具有可更换耐磨衬板；材料口尺寸可通过推力板进行调整。与相同尺寸的颗或双齿辗破碎机相比，粉碎能力明显提高，效率提高30%同时，由于预粉碎和破碎2个区域，粉碎后的材料由齿和切换强制排出到外部的机器，所以它更适合处理水分大煤。1.破碎板2.机架3.弹簧4.拉杆5.螺母图1.1915单齿辐破碎机示意图（第1种结构）1.破碎辐2.颗板3.调整机构4.机架图1.2915单齿辐破碎机示意图（第2种结构）1994平顶山煤炭设计研究院和郑州长城冶金设备厂研制的FP500系列分级破碎机。该系列破碎机采用单电机驱动，液力耦合器过载保护，传动系统是由电机驱动的液力耦合器，由一对锥齿轮传动，改变旋转方向，带动主动破碎辗转动，主动断开并由一组另一端的直齿传动被动旋转。断齿螺旋排列时，进入小颗粒的材料容易通过破碎辗间隙排出，大的受剪应力和拉伸力在牙齿折断，提高了传统破碎机的材质控制应打破。90年代中期，山东莱芜煤矿机械厂引进德国技术，对双齿辗破碎机高强度的PGL系列的开发和生产。该系列破碎机是由双电机驱动，双液压耦合器，双套齿轮箱直接耦合，侧壁和一个破碎和一个手动液压系统可以移动，用于调整齿辗间距，从而控制该行材料的大小与液压耦合器过载保护，和电子过载保护，可以有效防止破碎坚硬破碎的牙齿。整体结构紧凑，车身高度低，冲击载荷小。同期，煤炭科学研究总院唐山分院开发了一种分级破碎机2PLF系列，2FJP600强力分级破碎机，破碎机4PGG强大和DP系列单齿辗破碎机。与大皮带轮带动传动形式2PLF系列破碎机，传动结构简单，故障率低，由于具有存储功能的大轮，所以所需电机功率比小直接传输。双齿辗破碎齿的传输模式，子弹，焊接硬质合金、表面强度高、破碎效率高、易磨损修复，2FJP600强大双齿辗破碎机的分类分别在墙的两侧，转动方向，齿辗破碎板挖掘与组装，破碎的牙齿在堆焊硬质合金韧性好的基体，不仅强度高，可以被打破，很难打破的硬物和断齿“宁弯折”当破碎硬物卡住弯曲断齿，无需更换破碎板的场景可以断牙修复。梳板分别设置在墙的两侧。它有2个功能：1.使破碎过程为剪切、拉伸断裂，不易产生过粉碎；2.条筛的材料不需破碎，且需要用大块物料粉碎，严格控制粉碎后的产品尺寸，粉碎后的物料尺寸可以得到控制。双齿并分别向各自的侧壁，旋转的方向也可以保证成材料具有满足要求的粒度不再二次破碎，从之间的牙齿和牙齿之间的排和齿辗和梳板排口直接排出，从而减少能源消耗和由于挤压和破碎的破碎。双压辗有2个独立的驱动装置，2个破碎辗独立工作，在实际破碎，根据进料量变化工作系统和进料少开单送料多开双，用户更节能。每个破碎机都可以配备一个、乙、丙三颗牙齿，每颗牙齿类型对应一个产品的粒径，用户可以通过更换齿型来调整产品的尺寸而不需要更换破碎机，实现一机多用，减少用户的重复投资。也正是由于这一系列破碎机是一种强力粉碎，工艺布局不需要手选皮带手动拣选煤什石，煤炭不需预筛直接进入破碎机，简化了选煤工艺，降低了厂房高度，降低了选煤厂建设投资和生产成本。4PGG四齿辗破碎机和DP系列单齿辗破碎机是在2FJP系列基础上派生的，除了4PGG系列破碎机机体采用模块化结构，全身上下组可以根据生产实际安装分，破碎比大，其他结构与粉碎原理和基本2FJP系列相同。国外齿辗破碎机的发展MMD型系列齿轮式破碎机是英国英迈特矿山机械集团公司开发一种新的破碎机，500,625,750代，1000、1300和1500共六大系列各系列、短箱型，标准箱型和长箱3种不同的长度，以满足对不同处理能力的要求。每种规格都配有不同类型的齿、齿帽，以满足不同破碎产品尺寸的要求。该机的工作原理是靠剪切和冲击拉伸的影响，使沿材料的剪切应力沿材料的薄弱部位产生巨大的破碎力使其破碎。材料之间的断齿和侧壁的梳板，打破了从间隙控制的产品，没有大颗粒，在饲料中已经包含了合格的材料粒度将迅速排出，无需粉碎效果，更好的粒度控制和筛分效果，产品尺寸均匀。因此，该机也称为“筛分破碎机”，主要用于粗碎和二段破碎。我国煤矿和选煤厂使用许多MMD型破碎机。其特点是：(1)结构高度紧凑；(2)具有特殊结构的牙齿，适合干湿泥和粘土矿；(3)破碎后的产品粒度不太大，颗粒过多的破碎产品；(4)大量到14000t/h的耐压强度和高抗压强度达300MPa；(5)采用液压耦合器和电动双重过载保护装置，当过载或不易破碎的物料时，可以保护破碎物料；(6)保养及维修。1.3本文主要设计内容本设计的主要内容是设计PG型双齿辗破碎机，具体参数如下：入料粒度<800mm,出料粒度<100mm,处理量2000t/h左右，齿辗直径1500mm,齿辗长度1800mm。我所做的主要工作有：.首先根据所给参数确定破碎机的工艺参数和整体参数，然后确定总体传切万案；.进行传动系统的设计计算，包括电动机功率的确定及型号的选择，减速器的设计，联轴器的选择等；.进行结构件的设计，如减速器低速齿轮、减速器输入轴等齿辗破碎机是一种传统的破碎机，技术上相对比较成熟，但还是存在一些问题，比如容易产生过粉碎现象，工作齿尖易磨损，齿板使用寿命短。所以在参考传统齿辗破碎机的基础上，我也尝试着对传统破碎机的缺点和不足之处做了一些改进，比如，改变破碎辗的结构型式和齿牙形状，延长其使用寿命，在破碎机罩体与辗子主轴之间使用迷宫密封，降低粉尘污染。第2章双齿辑破碎机总体设计方案方案设计图2.1方案一结构示意图此方案采用两个同型号的三向异步电机分别带动两个辗子转动，这种设计方案破碎效果很好，但造价相当昂贵，且在不需要调动破碎粒度的时候不需要采用两个动力源。本课题设计的破碎机为矿用，需尽量体积小；而且此方案还有同步率的问题，故舍弃此方案。万案一：图2.2方案二结构示意图此方案使用的是一台三向异步电动机通过带传动带动单级减速器，减速器大齿轮带动主动辗子转动，在主动辗子的另一端装有和从动辗子完全相同的齿

轮只起到传动的作用，即一对同步齿轮。两辗子同速相向转动完成破碎任务。这种方案可以完成破碎，且具有噪声小，平稳性好，结构简单，高效率且整机占地空间小，适合矿用，故选用此方案。双齿辗破碎机的工作原理对辗破碎机又叫双齿辗破碎机，是由两个圆柱形辗筒作为主要的工作机构。工作时两个圆辗作相向旋转，由于物料和辗子之间的摩擦作用，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，从两个辗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，而两辗之间的最小距离即为排料口宽度。双辗式破碎机通常都用于物料的中、细碎。3Cb3Cb1、2一粒子士3—物料；d—固定物承；5—可动轴承；6一弹饿t7一机架图2.1破碎机工作原理如图2.1所示两个圆辗1、2相向旋转，物料3进入两个辗子之间，由于摩擦力的作用，物料被带入两辗之间的破碎空间，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辗之例最小距离来决定。而两辗之间的距离则是由可动轴承5来进行调整的。调整辗距时，固定轴承4在原处保持不动，通过调节可动轴承5的移动来决定两辗之间的距离一一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双齿辗破碎机的基本构造齿辗破碎机是由破碎辗、调整装置、弹簧保险装置、传动装置和机架等组成。破碎辗：是在水平轴上平行装置两个相向回转的辗子，它是破碎机的主要工作机，破碎辗是由轴、轮毂和辗皮构成。辗子轴采用键与锥形表面的轮毂配台在一起，辗皮固定在轮毂上，借助三块锥形弧铁，利用螺栓螺帽将他们固定在一起。由于辗皮与矿石直接接触，所以它需要经常更换，而且一般都是应用耐磨性好的高钻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辗之间的间隙大小（即排矿口）的，它是通过增减两个辗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：它是辗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，带动两个破碎辗作相向的旋转运动。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怫接而成，要求机架结构必须坚固。第3章破碎机各参数计算啮角的计算为计算方便，假设物料为球形并且忽略物料自重。过物料与两光辗接触点做切线，则两切线之间的夹角口为破碎机的啮角。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：aa2Fsin—_2fFcos—22则得:根据力学中的静摩擦原理，则有:(3.1)f=tanD(3.1)：-_2:>由此可知，啮角a不应大于物料与辗子间摩擦角的2倍。当双齿辗破碎机的破碎物料时，一般摩擦系数取f=°.3°〜°.35。这里取f=0.3251=36©生产率的计算双齿辗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。料带的宽度等于辗子长度L,厚度等于辗子的问距e,卸出速度等于辗子圆周速度v。因此，破碎机额提及生产率(m3/h)为：Qr=3600Lev实际上，物料布满整个长度，同时卸出物料时松散的，故必须乘以系数加二Dnv二以修正，而物料落下的速度与辗子圆周速度的关系为60,故得生产率Q(t/h)为：Q=188LeD/(3.2)式中

D辗子直径，m■e——排料口宽度，m；n辗子转速，r/minP——物料密度，t/m3；物料松散系数，对于干硬物料,0=物料松散系数，对于干硬物料,0=0.2~0.3,冻煤块取■'-0.25［根据设计参数］：Q=2000t/he=0.1m,Q=2000t/he=0.1m,D=1.5m,L=1.8m.查手册取由计算可得2000n=由计算可得2000n==188」LeD：1880.251.80.11.52=79r/min电动机功率计算辗式破碎机电动机功率可根据经验公式计算。对于齿辗破碎机破碎煤货焦炭时电动机功率P(kW)为:P=KLDn式中D辗子直径,D辗子直径,1.5m；1.8m；79r/minK——系数，破碎煤时,K=0.85则可以得到电动机功率:P=KLDn=0.851.81.579=181kWK——系数，破碎煤时,K=0.85则可以得到电动机功率:P=KLDn=0.851.81.579=181kW(3.3)总的传动效率:-1.12.5.6一联齿承=0.79所需电动机的功率:PrP所需电动机的功率:PrP181=—=——=230kW0.79(3.4)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/minJS2-400S2-22501480JS2-400S2-4250980JS2-400M2-6250980然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：JS2-400S2-4联轴器的选择与校核联轴器类型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。联轴器安全校核(1)凸缘联轴器「ccPcc250T=9550—=9550——=2436Nm联轴器的公称转夕I:n980(3.5)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：(3.6)Tca-KAT-2.02436Nm=4872Nm(3.6)所以，查阅文献［3,149页］,选择联轴器的型号为YL15型凸缘联轴器。分别为：公称转矩为6300N.m,需用最大转速3400r/min,轴径为90mm。因为Tca=[T]=6300n=980：n因为Tca=[T]=6300n=980：nca=3400所以联轴器满足要求，校核安全。联轴器的型号：GBYL15-172<90(2)万向联轴器P减出181T=9550—=9550Nm=21880Nm(3.7)n79(3.7)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:Tca器的计算力矩为:Tca=KaT=2.321880Nm=50kNm(3.8)所以，查阅文献［13,29篇］选择联轴器的型号为SWP250A联轴器。各个参数分别为：许用转矩［T］为60KN.m,许用最大转速1400r/min,轴径150mm。因为Tca［T］=60000n=79二%a=1400所以联轴器满足要求，校核安全。选择联轴器的具体型号为：SWP250AJB3241-83第4章减速器的基本设计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。减速器传动比的分配总传动比:；%।总-总传动比:；%।总--nw980一79=12.4(4.1)(4.2)所以i2i(4.2)所以i2ii12.4,二43.1(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」而总传动比:［总'=>%0轴：电动机轴p0=pr=230kWn0=980r/minPT0=9550」-2241Nmn。I轴:高速轴P1=P0箱联同承=230父0.99父0.99=225kWn0980n1-=r/min=980r/min1PT；=9550—=2193Nm口轴：中间轴p2=Pi箝齿”承=225父0.97父0.99=216kWn1980n2-=—r/min=316r/min3.1

T299550—=6528Nm/m轴：低速轴ip3=p2内齿n承=216x0.97x0.99=207n2316n3=-=r/min=79r/min4PT3-9550--25000Nm%低速输出端I：%1=P3力联=207x0.99=205kWIV轴：过渡轴.巳="力齿力承=207父0.97父0.99=199kWTOC\o"1-5"\h\zZ3-93,.…，.n4=n379r/min=316r/minZ423V轴：过渡轴二月齿”承=199M0.97M0.99=191kWZ,23rt=n4—=316—r/min=316r/minZ523VI轴：低速轴口F6=P5力齿力承=191父0.97M0.99=183kWZ23n6=n5—=316—r/min=79r/minZ693T6=9.55Mp6=9.55m193'103=22122Nmn679低速输出端口Pb2=R”联=183M0.99=181kW(4.3)(4.4)4.3齿轮的设计(4.3)(4.4)高速级传动齿轮设计(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选择小齿轮的材料40Cr(调质)，

硬度为280HBS。大齿轮的材料选用45钢(调质)，硬度为240HBS。(3)取小齿轮齿数乙=20,大齿轮齿数Z2=iZ［=3.1父20=62,Z2=63(4)初选压力角a=20;齿宽系数①d=1(5)假设电机寿命15年(每年工作300天)，全日制工作。按齿面接触强度计算根据文献［7,216页］查得齿面接触强度设计公式:2K』i2K』ii1ZhZeZdi［二h］；)2(4.5)确定公式内的各参数值(1)选才?Kt=1.6(2)选取区域系数Zh=2.47(3)由选取齿宽系数①d=11/2(4)根据文献［7,198页］表10-6查得材料弹性影响系数ZE=189.8MPa⑸因此计算得Z「0.881.计算许用接触应力根据文献［7,198页］图10-21c按齿面硬度查得：小齿轮的接触疲劳极限：:Hlim1=750Mpa大齿轮的接触疲劳极限：；Fim2=580Mpa计算应力循环次数：N1一99出1=2.0510N1=60njLh=6.351031.根据文献［7,203页］图10-19查得：接触疲劳寿命为：Khn1=0.84Khn2=0.86选取安全系数S=1计算接触疲劳许用应力：［二h］iKHN1'-Hlim1S［二h］iKHN1'-Hlim1S0.847501MPa=630MPa［二H12KHN2'-Hlim20.86750MPa=500MPa则许用应力为［二h则许用应力为［二h］+h］2=50°MPa(4.6).计算齿轮各部分参数(D试算小齿轮分度圆直径心,由计算公式得:(D试算小齿轮分度圆直径心,由计算公式得:PTi-9550--2193Nmdit一Q2219300dit一()=185mm13.1500计算圆周速度二dmv9.5m/s601000(3)计算齿宽bb-：%d1t=185mm(4)计算载荷系数K已知使用系数Ka^25根据v=9.5m/s,8级精度，查得KV=h=2.25mnt=2.2537=83.5575083.5575083.55=8.9(5)计算纵向重合度；=0.318：%乙tan8=0.318120tan8=0.894(6)计算载荷系数K已知使用系数KA二1.25根据v=38.5m/s,8级精度，根据文献［7,192页］图10-8查得：动载系数KV=1.25;杳得小。..2、KHP=1.496则K=KAKVKH1KH：=1.251.251.21.496=2.8(7)按实际的载荷系数矫正所算得的分度圆直径机相应齿轮模数d1=223mmm二d1/Z1=11.254.3.3按齿根弯曲强度计算已知计算公式为2KFtT1已知计算公式为2KFtT1Ymt-3-^^213Zi(4.7)1.1.确定各参数数值(D试选KFt=1.3(2)计算弯曲疲劳强度用用重合度系数Y=0.698e(D试选KFt=1.3(2)计算弯曲疲劳强度用用重合度系数Y=0.698eo(3)根据文献［7,197页］表10-5查得齿形系数Yf「2.70Yf：2=2.232根据文献［7,197页］表10-5查取应力校正系数Rd=1.555%2=1.754根据文献［7,204页］图10-20C查得:小齿轮的弯曲疲劳强度极限:二FE1=500Mpa小齿轮的弯曲疲劳强度极限:二FE1=500Mpa大齿轮的弯曲疲劳强度极限:二FE2=380Mpa根据文献［7,202根据文献［7,202页］图10-18得弯曲疲劳寿命系数Kfni=0.83Kfn2=0.86取弯曲疲劳安全系数S=1.4,得弯曲疲劳许用应力:.一K.一KFN1KFE1--F1=S0.83500“c,二296.41.4一KFN2KFE2--F2=S一KFN2KFE2--F2=S0.86380=233Mpa1.4YF?1YS?1[二F]12.701.555=0.0142296.4YF：2YS：2[二F]22.2321.754=0.0168233大齿轮的数值比较大，所以取Yf:二二二0.0168[二f].设计计算mn-321.3mn-321.321930000.698212020.0168=5.5mm计算得圆周速度v=5.64m/s,齿宽b=110mm,宽高比b/h=8.89。根据v=5.5m/s,8级精度，查得Kv=1.2计算得Kf—.OKhL^KfL.4计算过程同上，这里省略。则载荷过程K=1.68，齿轮模数m=5.99对比计算结果，由齿面解除疲劳强度的法面模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取m=6可以满足弯曲强度。但为了同时满足解除疲劳强度，需按解除疲劳强度算得分度圆直径d1=223mm,算出小齿轮齿数乙=37.17选取乙=38则Zz：3.1〉38：117.8,取Z2=119,互为质数.几何尺寸计算(1)计算分度圆直径(4.8)(4.9)d1=228mmd2=(4.8)(4.9)(2)计算圆心距a=471mm(3)计算齿轮宽度B=228mm圆整为标准齿宽：则小齿轮宽度B1=235mm,大齿轮宽民=228mm第5章主要零部件的设计和校核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oB=1000Mpa屈服强度极限0s=850Mpa弯曲疲劳极限a_1=500Mpa轴的结构设计主轴功率、转速及转矩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,”联轴器=0.9963.556.3kW”联轴器=0.992,选择P=品出联轴器=59.9M0.99=59.3kW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n=n6=66.35rad/min66rad/min轴的最小直径确定根据文献［7,362页］得到轴径计算公式：d=A031P

n(5.1)式中d轴径，mm；Ao——按轴的许用扭转应力确定的系数；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-A=115一59.3d=1153110.97mm:66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dM1000的轴，有一个键槽时，轴径增大5%〜7%;有花键时，应增大10%〜15%。因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：dmin=(1+15%)d=(1+15%)”10.97=127.61mm,取130mm。轴的结构设计.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。.根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度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辗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，破碎辗工作时要通过联轴器来传递减速器输出的扭矩和能量。破碎辗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C32X160GB10966-79,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。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。所以根据实际情况我们设计C-D段和E-F段的长度即为轴承本身的长度97mm,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200mm。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136mm。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。dD_E=2ay”=2(0.07~0.1)dC_D-dC_D=2X(0.07~0.1)X90=228mmdBc二2adA上工2(0.07~0.1)dA_BYa当=2X(0.07~0.1)130+130=155mm由于这两段轴上均有键，可将轴径适当增大。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3X45°,各轴肩处的圆角半径为5mm。主轴受力分析与计算主轴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所示图5.2物料颗粒在破碎腔内的受力分析主轴力的计算上图5.2中Fq单组齿辗切向力；Fe物料所受齿辗切向力的切向分力；Fr为物受齿辗切向力的径向分力；N为物料受另一个齿辗的正压力；FmF为物料受另一个齿压力时所产生的摩擦力：6为Fq和Fe两力夹角；6为02A与01A的火角，02辗的轴心，01为物料的中心；B为02A与AO/勺夹角：日为齿辗与物料的啮合角；R为齿辗半径；L为两齿辗的轴心距；r1是物料半径；H为齿高。根据具体的受力分析和文献［17,9页］,可以导出：、.=180-:(RH)2r；(QO2)2cos:2rl(RH)(5.2)0102K/L(r1R)cos-]2[(r1R)sin』2(5.2)由此可以确定Fq与F秣口吃的函数关系:Fr=Fqsin、F...-FqcosF.=Fm=fN假设物料在进入破碎腔后无滚动，则:式中：F.=Fm=fNFr=fNtgc222c二r1E(ftg、1)式中：E一为物料的弹性模量6一为物料破碎挤压强度根据以上各式可以求出单组齿辗的切向力，依据齿辗的排列布置就可以求出整个齿辗的总切向力01021230cos-=-2—=2=0.77r1R500300二■arccos0.77=400102—L(r1R)cos^]2[(r1R)sin』20102=♦；[1230(300500)cos40]2[(300500)sin40]2=803mm

cos---0.34则P=arccos_0.34=110”、.二70由式(5.3.7)可得:kg=26583kg2（2106）2kg=26583kg6.7107（0.1tg701）由式（5.3.6）可得：Fr=f*tg、.=0.126583tg700=7304Kg=72Kg由式（5.3.4）可得：FrsinFrsin、=7773Kg=77739.8=76KN由于齿辗破碎齿的排列有两组是相同的，所以整个齿辗有可能在两处同时存在最大切向力，因此，总切向力FZ是单组齿受力的两倍，即:Fz=2Fq=152KN根据FZ与Fr的力学三角形关系，可以得到Fr=200KN5.3.3主轴弯矩、扭矩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水平内力的计算n因为在水平面内Rb=2F,所以，可以分别算出A、C两处水平力i1n由“MA=0(5.3)i1贝U:152622FCH1244=0Fch=76KNnMMC=0,即：i1152622Fah1244=0Fah=-76KN竖直面内力的计算根据力学关系可以知道Fr=200KN,所以，可以分别算出A、C两处在竖直方向上的力。n£MA=0,即：200m622+Fav父1244=0i1可得：fav=100KNnMMC=0,即：200M622+Fcv父1244=0i4可得：Fcv=100KN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：Mh=「760.622=「47.3KN.m在竖直面：MV=1000.622=62.2KN.m故轴所受的总弯矩大小为Ma=0Me=0Mb=.Mh2Mv2=.(-47.3)2(62.2)2=78KN.mP56.3轴所受扭矩大小T=9550万■=9550：：——8.1KN.mn66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。1训1训Will州州5.4主轴的安全校核主轴强度校核由于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:coca=66.2MpaMb2(1T)2_,782(8.1)2coca=66.2MpaW-0.10.2283根据文献［1,349］查得：15CrMnBb］」=300MPa卜,ca；［--b］」所以安全。精确校核轴的疲劳强度判断危险截面由于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：B轴处剖面的疲劳强度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D-d228-130=24.5;-D-d228-130=24.5;-d1304=0.031所以查得:k...-2.17kr=1.46由以上计算可得：T=8.1KN.mT8.1t333.1MPaWr0.20.228弯矩M及弯曲应力为：M78c:-b3=65.8MPaW0.10.228绝对尺寸影响系数由文献［7,39页］附表3-4查得:；二-=0.59；r=0.76

表面质量系数由文献［7,40页］附图3-4查得:=0.71-r=0.71所以，B轴剖面的安全系数为：Sr155kkr■.armr-r2.480.12.480.710.76=22.1Sr155kkr■.armr-r2.480.12.480.710.76=22.1acaca3002.17一一■：24.560.12.480.710.59=2.36SAS2Sr22.3622.1C，

=2.42.36222.12取［S］=1.5~1.8,所以，S＞［S］,B轴处剖面合格5.5动轴承的选择和寿命验算滚动轴承的选择取［S］=1.5~1.8,所以，S＞［S］,B轴处剖面合格5.5动轴承的选择和寿命验算滚动轴承的选择滚动轴承为圆车t滚子轴承32238系列号4GD,由文献［1,26-29］39.2-23得Cr=1120KN,Cor=1900KN,e=0.44,Y=1.4,Y1=0.8,W=36.1Kg5.5.2寿命验算轴承所受支反力合力Fa=,Aah2Fav2uJ(-38)2(100)2=107KN对于圆锥滚子轴承：FrA--38KNFrC=100KN根据文献［7,315］表39.2-24得，FdAFdCFFdAFdCFrA-38一，，—2Y21.4=13.6KNFrC100=2Y21.4=35.7KNFaAFaA=max{FdA,FdC-Fa}=max{13.6,35.7-0}=35.7KNFaC=max{FdC,FdAFa}=max{35.7,13.6-0}=35.7KN由文献［7,315］当量动载荷的一般计算公式FdA£35,7e=0.44,X=1,Y=0FrA-38FdC35.7dC_=0.357:二e=0.44,X=1,Y=0FrC100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:PA=fP(XFrYE)=2.4[1(-76)0]=-187.29KNPC=fP(XFrYE)=2.4[12000]=200KN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Lh=0.73105h106C；_106112010313)60n{Pmax}-6070{Lh=0.73105h预期寿命：Lh=1030024=72000h所以Lh.Lh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，此轴承合格。第6章结构设计减速器低速齿轮：因为齿顶圆直径大于160mm,又小于500mm,故选用腹板式结构大带轮：因为尺寸大于300mm,故选用椭圆轮辐式结构小带轮：因为尺寸小于300mm,故选用腹板式结构减速器输入轴：由每一段长度可以画得减速器输出轴：从得到的每段长度画得减速器大齿轮（低速齿轮）：因为齿顶圆直径在400mm至1000mm问，故选用轮辐式结构减速器小齿轮（高速齿轮）：因为齿顶圆直径在160mm至500mm问，故选用腹板式结构其余部件根据大小和配套程度自由调配结论在国民经济领域中，碎矿是许多基础工业部门的重要工序。而碎矿所用的机器大都属于工厂内的主要设备。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。在早期的新中国成立后，我国与前苏联的工业发展和旋回破碎机的模式一致，圆锥破碎机，颗式破碎机的使用也较为普遍，在高校教学中主要是对破碎机的结构和设计，双齿辗破碎机是非常简单的，结论是“没有岩石的缝隙中，没有发展前途”，所以在中华人民共和国建国30年还没有被广泛的使用。但在这之后，在西方国家的应用已经非常流行，开始后的设备和技术介绍。目前我国的选矿、化工、水泥、建材等工业部门的辗式破碎机。随着工业的发展，矿山破碎设备所需的金属量越来越多，越来越多的领域。粉碎设备与工业的发展已经非常迅速，在机器的性能大大提高和丰富。辗式破碎机是一种最古老的破碎机械。由于其结构简单，在水泥，硅酸盐，和其他工业部门，也在矿石，精细作业，但由于其自身的缺陷，由于大面积，生产能力低，在冶金和采矿业在一些地区已经圆式破碎机，在金属矿山很少使用。对于双齿辗破碎机的设