雙齒輥破碎機的設計

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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 working 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 roller 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 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 be 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 錄 1 緒論 1 1.1 齒輥式破碎機的發(fā)展 2 1.1.1 國內齒輥破碎機的發(fā)展 2 1.1.2 國外齒輥破碎機的發(fā)展 3 1.2 存在的問題 4 2 雙齒輥破碎機設計任務書 5 2.1 本文主要設計內容 5 2.2 方案設計 5 2.3 雙齒輥破碎機工作原理 6 2.4 雙齒輥破碎機傳動方案選擇 7 3 雙齒輥破碎機設計計算說明書 8 3.1 雙齒輥破碎機各參數(shù)確定 8 3.1.1 生產(chǎn)率計算 8 3.1.2 電機選擇 9 3.1.3 初步確定輥齒形狀 10 3.2 確定傳動類型 11 3.3 傳動裝置參數(shù) 11 3.3.1 各軸轉速計算 11 3.3.2 各軸輸入功率 12 3.3.3 各軸轉矩 12 3.4 帶傳動設計計算 13 3.5 齒輪傳動設計計算 16 3.6長齒齒輪設計 21 3.7 軸的設計與校核 22 3.7.1 Ⅱ軸設計計算 22 3.7.2 Ⅲ軸設計計算 26 3.7.3 Ⅳ軸設計計算 31 3.8 軸承壽命驗算 36 3.8.1 深溝球軸承6220 36 3.8.2 齒輥主軸調心滾子軸承23038 38 3.8.3 Ⅳ軸調心滾子軸承23038 39 3.9 鍵的選擇與強度校核 40 3.10 彈簧的設計 41 4 使用說明書 43 4.1 操作說明 43 4.2 注意事項 43 5 標準化審查報告 44 結論 45 參 考 文 獻 46 致 謝 47 1 緒論 我國的礦石資源富有，生產(chǎn)其碎石的企業(yè)行業(yè)很多，幾乎遍布全國，但是有些現(xiàn)場操作人員對破碎過程的安全知識了解甚少，沒有與之相符合的破碎技術操作，存在不同程度上的不符合破碎安全規(guī)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，這些破碎人員不是專業(yè)人士，對破碎裝置的管理與使用也不到位，很容易引發(fā)安全事件。而且這種爆破方式不僅嚴重破壞環(huán)境并且還容易對實施人員造成傷害實在是不提倡使用。因此破碎機的發(fā)展迫在眉睫。 在建國初期，我國許多工廠都按照前蘇聯(lián)的模式進行了生產(chǎn)與破碎，大部分的破碎設備都不是傳統(tǒng)的齒輥式破碎機，卻是圓錐破碎機和下顎式破碎機。并且在很多高等教育院校也很少見到有關于雙齒輥破碎機的相關知識和技術內容，提及所學到的有關雙齒輥破碎機的知識和技術內容也都相當?shù)暮啙?，他們主要討論了圓錐破碎機和下顎式破碎機的結構與設計，對雙齒輥破碎機進行評價，評價結果是不能破碎，毫無發(fā)展前景[12]。所以就導致國內30多年的齒輥式破碎機未能夠得到適當?shù)膽?。改革和開放后，我國同其他許多發(fā)達國家開始了密切的交流，在逐步了解和認識他們對齒輥破碎機等技術方面的研究和推廣應用之后，我國才開始著重雙齒輥破碎機的研究。經(jīng)過海外雙齒輥破碎機的實際對比分析和實踐研究，與下顎式破碎機等經(jīng)常使用的新型傳統(tǒng)破碎機相比起來[12]。雙齒輥破碎機主要有以下幾個特點； （1）雙齒輥破碎機的結構輕巧，整體的裝配維護也十分簡單； （2）其外形長短不大，質量較小，移動起來輕松； （3）其生產(chǎn)能力小大由之，消耗較低，應用的范疇廣闊； （4）其工作受力均為內力，為簡化基本設計創(chuàng)立了便利的前提，而且適用于移動式破碎站的選??； （5）他的產(chǎn)品粒度較為均勻； （6）在個別情況下，齒輥破碎機可直接開機，對其電網(wǎng)沖擊?。? （7）其使用起來安全可靠； 1.1 齒輥式破碎機的發(fā)展 1.1.1 國內齒輥破碎機的發(fā)展 上世紀90年代之前，雙齒輥破碎機存在著許多當時無法攻克的技術難題，例如在機體內部存在著無法精確控制破碎后物料尺寸大小、過粉碎后的情況非常差、機體在物料接收時受到的機械沖擊力和載荷比較大、破碎過程中的兩個破碎齒容易磨損從而損壞、產(chǎn)生的機械振動和摩擦噪聲比較大、維護費時和維修成本高等缺點。為了有效阻止下料的途中進料口進入木屑，鐵塊，巖石等雜物破壞輥齒，在單齒輥破碎機的破碎板下裝有拉力簧片，在雙齒輥破碎機的其中一個破碎輥的兩頭裝有壓縮彈簧，目的就是為了防止巨大的物塊或者硬的物料落入破碎機內不能被及時破碎或排出，從而導致破碎板或齒輥受力增大使其可能被磨損，裝壓縮彈簧是讓破碎腔的排料空隙變大，從而達到排除這些難以破碎物料的目的[10]。然后借助彈簧的恢復能力，使可動的破碎輥返回之前的位置。如此便無法嚴格控制破碎后的粒度。 1987年原兗州煤礦設計院在美國雷克斯公司研究開發(fā)出的岡拉克36dam式破碎機的參照基礎上，研究開發(fā)出4pgc-380 / 3501000型齒輥式破碎機[12]。該種破碎機操作方面的一個顯著優(yōu)點是采用的“Nitroil”系統(tǒng)。它既可獨自的通過改變上段齒輥的位移速度來調控下段的出料粒度大小，也可以只通過改變下段的齒輥間隙大小來調整出料粒度，這樣就能根據(jù)各種工藝需求靈活調節(jié)破碎程序。 步入90年代之后，由于我國煤礦市場的改革和對外開放力度加大，煤礦行業(yè)市場隨之發(fā)生了巨大的改變。人們對選煤工藝技術和裝備有了更高的要求。其中就包括對煤礦破碎后產(chǎn)品降低細小顆粒含量、產(chǎn)品出料是否均勻、減少過粉碎情況等，這些要求促使所選用的破碎機發(fā)展加快了速度，技術方面更加成熟。 單輥式破碎的主要缺點是生產(chǎn)率低、結構相比于其他破碎機更難組裝、受力單調。針對以上問題，研究制作出來了新一代單齒輥915齒輥破碎機。其中破碎機主要有兩種基本的結構方法：第一種結構方法（參見圖1）。主要工作目的就是改變破碎板位置拉簧的彈簧推力來精確控制破碎產(chǎn)品的出料粒度大小，彈簧的兩頭分別預設了兩組接口螺母，一組是改變破碎板位置的外螺母，另一組是調整彈簧彈力放間隙內螺母。使用這種方法大大減小了拉桿和車子本身的高等，讓其結構越來越緊湊。二級機械結構（參見圖2）這種機械是利用顎式破碎機的調節(jié)機構和雙輥式破碎機驅動輥軸進行組合后的成果，它引入了兩方面的優(yōu)點，如放料口、破碎及其表層可提出不同尺寸大小的輥齒板；顎板鑲嵌的耐磨損襯板可以替換；材料口大小可以通過推力板進行微調[13]。與同樣大小的顎或雙齒輥破碎機對比，破碎力度更大，整體提升30%。? 1.破碎板2.機架3.彈簧4.拉桿5.螺母 圖1.1 915單齒輥破碎機示意圖 1.破碎輥2.顎板3.調整機構4.機架 圖1.2 915單齒輥破碎機示意圖 1.1.2 國外齒輥破碎機的發(fā)展 MMD公司自主生產(chǎn)的齒輥破碎機相比于其他公司而言是比較著名的，美國FFE公司和澳大利亞ABOH工程公司共同投資研制了ABOH系列齒輥破碎機，該破碎機其中一個重要的技術特性就是它可以通過自動調節(jié)其破碎機內部的破碎器裝置和分機板來控制粒度的大小[12]。Moriya等人還研發(fā)了專門用于改變齒輥間距的調整器，它可以檢測出間隙零點的具體方位。Hodenberg和NorrmanP研發(fā)了齒輥破碎機手動間距調節(jié)設備。它的優(yōu)點是使得輥式破碎機更加容易調節(jié)，故障概率降低，增加了破碎機的使用周期并且增加了其生產(chǎn)速率。目前，我國的大部分采礦地和選煤工廠基本都使用MMD型破碎機。它的主要優(yōu)勢是：? （1）它的結構緊湊，容易安裝； （2）有特殊結構的輥齒適用于大多數(shù)的礦類和干濕泥； （3）破碎后的產(chǎn)品顆粒不大，是過粉碎的產(chǎn)物； （4）保養(yǎng)和維修較為方便； （5）耐壓強度和高抗壓強度達到300MPa。? 1.2 存在的問題 改造之前，雙齒輥破碎機容易出現(xiàn)過粉碎的情況，輥齒容易磨損并且使用壽命較短。許多細小物料從機體外直接蹦出漏到外面對環(huán)境造成破壞，并且大部分的雙齒輥破碎機很難控制輥子之間的間隙不能夠做到具體的破碎效果。因此為了降低出現(xiàn)的過粉碎情況和減少環(huán)境污染解決難以控制齒輥間隙的問題我做出以下設計。  2 雙齒輥破碎機設計任務書 2.1 本文主要設計內容 設計一臺雙齒輥破碎機用于堅硬和中硬的脆性物料破碎。破碎機最大入料尺寸為100mm，出料粒度為30mm，破碎能力為100 T/h。輥直徑為500mm，輥長度1300mm。 2.2 方案設計 方案一： 圖2.1 方案一的結構示意圖 此方案采用了兩個三相異步電機分別帶動兩個輥軸轉動，盡管破碎效果很好但是造價昂貴，本設計主要用于礦用，所以盡量體積小造價低，故舍棄此方案。 方案二： 圖2.2 方案二的結構示意圖 此方案由單電機帶動帶傳動再有帶傳動帶動一級減速齒輪之后傳給從動輥子實現(xiàn)破碎。主動輥子的另一端裝有和從動輥子完全相同的齒輪它只起到傳動作用，兩齒輪為一對同步齒輪。此方案可完成破碎并且具有噪聲小，結構簡單的優(yōu)點。故選用此方案。 2.3 雙齒輥破碎機工作原理 雙齒輥破碎機也叫對輥式破碎機或輥式破碎機，是兩個柱形的輥筒作為主要的工作機構。工作時這兩個輥子相向同速轉動，由于物料和輥子的摩擦，給入的物料在破碎腔內進行破碎。物料由于重力的原因從物料排出口排出。該間隙大小決定了破碎產(chǎn)品的最大粒度，兩輥之間的最小距離就是排料口的寬度。 圖2.3 破碎機的工作原理 如圖2.3所示的兩個輥子1、2相向轉動，物料3從兩輥子之間進入，由于重力和摩擦力的作用，物料被帶入破碎空間，受到擠壓從而被破碎，破碎后的物料從排料口排出[11]。兩輥子之間的距離可以通過可動輥子5來進行調整。調整時固定輥軸承4不動，通過調節(jié)可動軸承5來控制兩輥的最大距離，彈簧6則可以起到保護的作用。 2.4 雙齒輥破碎機傳動方案選擇 結構簡圖如圖2.4。 1電動機 2 普通V帶 3 齒輪軸 4固定輥子 5固定軸承 6輥子主軸 7長齒齒輪 8活動輥子 9活動裝置 圖2.4 傳動簡圖 選用這個方案優(yōu)缺點： 1.選用的是單電機驅動，降低了成本同時大大降低了整個機體的重量，方便移動可以作為移動式破碎機的優(yōu)選。 2.本設計傳動電機轉動的裝置選擇的是帶傳動，帶傳動具有結構簡單，緩沖吸振，成本低，不需要潤滑等優(yōu)點。它的缺陷是帶的壽命較低。 3.選用的是一級圓柱齒輪減速進行減速，用一個齒輪軸帶動另一個大齒輪從而實現(xiàn)減速的作用優(yōu)點在于方便安裝設計，承載能力強，運行平穩(wěn)。但是體積大，維修復雜。 4.固定輥子和活動輥子它們是破碎機最主要的部分，固定輥子是被固定軸承卡主主軸而實現(xiàn)的這樣做的可防止輥子的移動?；顒虞佔邮窍路接袃蓚€活動裝置可以幫助輥子實現(xiàn)上下的移動。這樣的結構優(yōu)點是可以提高總的生產(chǎn)效率，并且可以一定程度控制物料破碎后的粒度大小。 3 雙齒輥破碎機設計計算說明書 3.1 雙齒輥破碎機各參數(shù)確定 3.1.1 生產(chǎn)率計算 雙齒輥破碎機理論上的生產(chǎn)能力他與輥子間距e，輥子轉速v以及輥子規(guī)格等等因素有關。我設輥子上面全鋪滿了物料，破碎機的進給料和出料是同時進行的。物料總寬度等于輥子長度L，厚度方面等于輥子間隙e，出料的速度與輥子轉速相同都是v。則生產(chǎn)率的公式為： QT=3600Lev （3-1） 由于物料剛開始布滿整個輥子但是破碎完之后出來是松散的所以要乘以相對應的系數(shù)加以修正，物料下落速度與輥子圓周速度的關系式為v=πDn60所以生產(chǎn)率的公式就是以下： （3-2） 式子中 D——輥子直徑，m; L——輥子長度，m; e——排料口的寬度，m; n——輥子的轉速，r/min; ρ——物料密度，t/ 由于我選的輥齒有限制所以ρ=1.5t/; μ——物料松散系數(shù)，對于干硬物取0.2～0.3，在此取μ=0.3; [根據(jù)設計參數(shù)]： Q=100t/h e=0.03m， D=0.5m, L=1.3m 計算可知 （3-3） 3.1.2 電機選擇 雙齒輥破碎機的功率計算可依據(jù)經(jīng)驗計算公式進行計算，對于雙齒輥破碎機破碎硬物時發(fā)電機功率P為 （3-4） 其中 D——輥子的直徑，0.5m; L——輥子的長度，1.3m; n——輥子的轉速，61r/min; K——系數(shù)，破碎煤塊時，K=0.8; 最終可得出電動機的功率為： （3-5） 表3-1 本設計的機械傳動效率（忽略機械傳動和摩擦副的效率損失） 種類 效率 V帶傳動 0.97 8級精度的一般圓柱齒輪傳動 0.98 球軸承 0.98 滾子軸承 0.98 長齒齒輪傳動 0.96 則由已知可計算出總的傳動效率： （3-6） （3-7） 則所需的電動機功率為： （3-8） 查找文獻可知，根據(jù)計算出的功率再加上一定的余地來確定電機，由電動機的額定功率及一些其他的參數(shù)來進行初步選擇。 表3-2 電機的型號的選擇 電機型號 額定功率 Kw 轉速r/min Y225M-4 45 1480 Y280S-6 45 980 Y280M-8 45 740 綜合考慮電機的各個方面最終選擇最合適的電機，其型號是：Y280M-8。 3.1.3 初步確定輥齒形狀 快速容易產(chǎn)生較多的煤粉所以本設計采用的慢速。已知轉速：n=61r/min 查找相關資料可初步確定雙齒輥破碎機齒輥的初步形狀以及相關尺寸如圖2.5所示，結合已知數(shù)據(jù)進行估算方案： L——輥軸有效長度，1300mm； D——齒輥直徑，500mm； D1——輥齒大徑，530 mm； a——輥軸中心距，500mm； R——輥軸半徑，148mm； h——輥齒高度，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 / m3 S——梯形面積，mm2； （3-9） ——角速度 rad / s； （3-10） 圖3.1是根據(jù)上述數(shù)據(jù)作出的部分齒輥的截面簡圖: 圖3.1 部分齒輥截面圖 3.2 確定傳動類型 總的傳動比： （3-11） 結合雙齒輥破碎機的傳統(tǒng)理念，高速級采用帶傳動，低速級就采用直齒圓柱輪傳動。 取帶傳動比為： i1=2 所以齒輪傳動比為： （3-12） 3.3 傳動裝置參數(shù) 3.3.1 各軸轉速計算 Ⅰ軸（電機軸） （3-13） Ⅱ軸 （3-14） Ⅲ軸（固定齒輥主軸） （3-15） Ⅳ軸（活動輥子主軸） （3-16） 3.3.2 各軸輸入功率 Ⅰ軸 （3-17） Ⅱ軸 （3-18） Ⅲ軸 （3-19） Ⅳ軸 （3-20） 3.3.3 各軸轉矩 Ⅰ軸 （3-21） Ⅱ軸 （3-22） Ⅲ軸 （3-23） Ⅳ軸 （3-24） 3.4 帶傳動設計計算 參考教材《機械設計》的第四章 （1）確定V帶型號 工作情況系數(shù)KA，由于是用于破碎機且一天工作時長<10h所以 計算功率Pc （3-25） V帶型號是 根據(jù)已知n和Pc查書可確定為D型。 （2）確定帶輪基準直徑D1,D2 小帶輪直輪D1 查表可知 大帶輪直接D2 （3-26） 由于800mm就是標準值則 （3）驗算帶速v （3-27） 要求帶速在5～25m/s，符合設計要求 表3-3 D型V帶輪輪緣尺寸 項目 B型槽尺寸 基準寬度 27.0 基準線上槽深 9.1 基準線下槽深 19.9 槽間距 37 槽邊距 23 最小輪緣厚 14 帶輪寬 外徑 （4）確定V帶長度Ld和中心距 根據(jù)手冊，初步取中心距a0=1200，由式子： （3-28） 初算帶的基準長度L （3-29） 按標準值取 Ld=4620mm 由設計手冊可知 （3-30） （5）驗算小帶輪的包角α1 （3-31） （6）確定V帶根數(shù)z 單根V帶基本額定功率P0 查表可知 n=700r/min n=800r/min 用差值法即可算出 n=740r/min 傳遞功率增量ΔP0 查手冊可知(i=800/400=2) 包角系數(shù)Kα 查表可知 K_α=0.96 長度系數(shù)Kl 查表可知 Kl=0.93 所以 （3-32） 取整 z=4 （7）計算初拉力F0 （3-33） 每米帶的質量q 查表可得 普通V帶-D q=0.6kg/m 則 （3-34） （8）計算壓軸力Q （3-35） （9）帶輪其他尺寸計算 帶輪寬B （3-36） 小帶輪外徑Da1 （3-37） 大帶輪外徑Da2 （3-38） 3.5 齒輪傳動設計計算 參考教材《機械設計》 已知輸入軸的轉速為n2=370r/min，輸入功率P2=42.77kW。 （1）選擇齒輪材料，確定許用應力。 由參考教材可知 選擇 小齒輪： 40Cr調質 HBS1=260HBS 大齒輪： 45正火 HBS2=210HBS 許用接觸應力[σH]，由式 （3-39） 接觸疲勞極限σHlim,查圖得 σHlim1=700MPa σHlim2=550MPa 接觸強度壽命系數(shù)ZN，應力循環(huán)次數(shù)N由式 （3-40） （3-41） 查設計手冊得 ZN1=1.03 ZN2=0.97 接觸強度最小安全系數(shù) 則 （3-42） （3-43） 故 [σH]=533.5MPa 許用彎曲應力[σF]，由式 （3-44） 彎曲疲勞極限σFlim，查機械設計書（雙向傳動乘0.7）知 σFlim1=370MPa σFlim2=285MPa 彎曲強度壽命系數(shù)YN，查書可知 YN1=YN2=1 彎曲強度尺寸系數(shù)YX，查機械設計手冊假設m<5知 YX=1 彎曲強度安全系數(shù)查表取 SFmin=1.4 則 （3-45） （3-46） (2)齒面接觸疲勞強度計算 確定齒輪傳動精度等級，按 （3-47） 估取圓周速度 （3-48） v查設計手冊 ， 選取Ⅱ公差組8級 小輪分度圓直徑d1，由下式得 （3-49） 齒寬系數(shù)?d，查機械設計手冊可知齒輪相對于軸承為對稱布置，取 ?d=1 小輪齒數(shù)，在推薦值選 z1=24 大輪齒數(shù) （3-50） 圓整取 z2=144 齒數(shù)比u （3-51） 傳動比誤差 （3-52） 小輪轉矩 載荷系數(shù)K （3-53） KA-使用系數(shù)，查設計手冊選 KV-動載系數(shù)，查設計手冊選 Kα-齒間載荷分配系數(shù)，查設計手冊選 Kβ-齒向載荷分配系數(shù)，查設計手冊選 所以 （3-54） 材料彈性系數(shù)ZE，查書可知 ZE=189.8 節(jié)點區(qū)域系數(shù)ZH，查表（β=0°，,x1=x2=0） 重合度系數(shù)Zε 由推薦值0.85~0.92選 故 （3-55） 齒輪模數(shù)m （3-56） 取標準 m=7mm 標準中心距a （3-57） 小輪分度圓直徑d1 （3-58） 圓周速度v （3-59） 與估取近似 齒寬b （3-60） 大輪齒寬 b2=b=168mm 小輪齒寬 b1=b2+(5~10)mm=175mm （3-61） (3)齒根彎曲疲勞強度校核計算 由式 （3-62） 齒形系數(shù)YFa，查表6.5 小輪 大輪 應力修正系數(shù)YSa，查表6.5 小輪 大輪 重合度 （3-63） 代入數(shù)據(jù)得 重合度系數(shù) （3-64） 故 （3-65） （3-66） 齒根彎曲強度滿足 (4)齒輪及其他主要尺寸計算 大輪分度圓直徑 （3-67） 根圓直徑 （3-68） （3-69） 頂圓直徑 （3-70） （3-71） 3.6長齒齒輪設計 因為本設計有活動齒輥，所以其在運動的時候可能會往復運動。因此兩個齒輥的傳動需要用到長齒齒輪。讓其在進行往復運動的同時不妨礙到其嚙合。 長齒齒輪的基圓直徑可以根據(jù)齒輥直徑和兩個齒輥之間的間隙（以及破碎產(chǎn)物的粒度）而定，齒輪的齒高和齒形根據(jù)齒輥相動位移±10mm時才能達到設計要求。這種齒輪需要進行鑄造后修整制作。 圖3-2 長齒齒輪圖 兩齒間的平均間隙 b=50mm 因此長齒齒輪的分度圓直徑 d=500mm 要保證活動齒輥可以位移±10mm還可以保持嚙合，因此長齒齒輪的齒頂圓直徑取值為 da=550mm 齒根圓直徑設計為 df=420mm 其它主要尺寸如上圖3-2所示。 3.7 軸的設計與校核 3.7.1 Ⅱ軸設計計算 （1）計算作用在齒輪和帶輪上的力： 轉矩： 帶輪直徑： 壓軸力： 齒輪分度圓直徑： 圓周力： （3-72） 徑向力： （3-73） （2）初步計算軸的直徑： 因為此軸為齒輪軸所以和齒輪1的材料一致都是選取40Cr調質鋼。 由式子： （3-74） 初步確定軸的最小直徑，由于齒輪軸許安裝鍵所以應該增大1.03。查表： 則： （3-75） （3）軸的設計結構： 圖3-3 Ⅱ軸結構圖 1.確定軸的結構方案： 軸的右端裝入右軸承，右軸承的左側端面靠軸肩定位。軸的左端裝入左軸承，靠軸肩定位。左右軸承均為深溝球軸承。 2.確定各段尺寸： ①段：裝帶輪，根據(jù)圓整取 長度比帶輪寬短2-3mm ②段：為使帶輪定位，軸肩高度：由于>50則取R=2 （3-76） （3-77） 則取h=5mm （3-78） 取端蓋寬度16mm，端蓋外端面與帶輪距離28mm，則 ③段：為便于裝拆軸承內圈，且符合標準軸承內徑。查表暫時確定為深溝球軸承其型號為6220。 則： 其寬度： B=34mm 軸承潤滑方式選擇： （3-79） 故選擇脂潤滑。 齒輪與箱體內壁間隙取17mm,則 （3-80） ④段：為齒輪軸，所以其分度圓直徑： d4=168mm 取其長度等于齒輪寬，即： ⑤段：裝左軸承 3. 確定軸承和齒輪的受力位置： 根據(jù)下圖受力簡圖，確定各段長度： 4. 繪制軸的彎矩圖和扭矩圖： 求軸承反力 H水平面： （3-81） （3-82） 得出 V垂直面： （3-83） （3-84） 求彎矩 H水平面： 受力分析： （3-85） （3-86） V垂直面： （3-87） 合成彎矩： （3-88） （3-89） M1=561339.53N?mm M2=438638.48N?mm 扭矩： 5. 根據(jù)彎扭合成強度校核軸： 當量彎矩： （3-90） 根據(jù)扭轉切應力是脈動循環(huán)變應力而定，取0.6。 Mca1=875168.73N?mm Mca2=802011.19N?mm 軸的材料為40Cr，調質處理。則查表得出材料許用應力： σ-1b=70MPa 軸的計算應力為： （3-91） 以下為軸的受力分析圖 圖3-4 軸受力圖 3.7.2 Ⅲ軸設計計算 (1) 計算作用在齒輪及齒輥上的力： 轉矩直接帶入最開始計算的即可： 直齒圓柱齒輪分度圓直徑： 圓周力： 徑向力： （3-92） 齒輥直徑： 圓周力： （3-93） 徑向力： （3-94） 長齒齒輪直徑： d長=500mm 圓周力： （3-95） 徑向力： （3-96） (2) 初步估算軸的直徑： 初步選取45號鋼作為軸的材料，調質處理。 由式： （3-97） 計算軸的最小直徑，因為安裝鍵所以要增大1.03倍。查表，取 A=115 則： (3) 軸的結構設計： 1.確定軸的結構方案 圖3-5 Ⅲ軸結構圖 軸的右端依次裝入齒輥、右軸承、直齒圓柱齒輪，齒輥和齒輪的左側端面依靠軸肩進行定位。軸的右端依次裝入左軸承和長齒齒輪，長齒齒輪靠軸肩定位并且使用調心滾子軸承。輥子、長齒齒輪、直齒圓柱齒輪都是依靠普通平鍵進行固定。 2.確定各軸段直徑和長度： ①段：裝直齒圓柱齒輪，根據(jù)圓整取 長度比齒輪寬度短(2~3)mm ②段：為使帶輪定位，軸肩高度：由于>50則取R=2 則取h=5mm 根據(jù)半徑選擇調心滾子軸承23038。 總長初步定為 ③段：為便于裝拆齒輥及齒輥箱壁定位，取軸肩高度 則： 其長度比齒輥長度短(2~3)mm： ④段：裝齒輥箱壁 取其長度： ⑤段：裝軸承端蓋 ⑥段：裝左軸承軸承選擇調心滾子軸承型號23038。 B=75 mm ⑦段：裝長齒齒輪 3.確定齒輪作用力位置： 根據(jù)下面軸的受力簡圖，先確定各段長度： 4.繪制軸的彎矩圖和扭矩圖： 求軸承反力 H水平面： （3-98） （3-99） V垂直面： （3-100） （3-101） 求彎矩 H水平面： （3-102） （2-103） V垂直面： 合成彎矩： （3-104） （3-105） 扭矩： 5.根據(jù)彎扭合成強度校核軸： 當量彎矩： （3-106） 根據(jù)扭轉切應力是脈動循環(huán)變應力而定，取0.6。 材料許用應力： 軸的計算應力為： （3-107） 以下為軸的受力分析圖 圖3-6 軸受力圖 3.7.3 Ⅳ軸設計計算 (1) 計算作用在齒輪及齒輥上的力： 轉矩： 齒輥直徑： 圓周力： （3-108） 徑向力： （3-109） 長齒齒輪直徑： 圓周力： （3-110） 徑向力： （3-111） (2) 初步估算軸的直徑： 選取45號鋼作為軸的材料，調質處理。 由式： （3-112） 計算軸的最小直徑，因為軸上要加鍵槽所有要提高1.03倍。查表，取 則： (3) 軸的結構設計： 1.確定軸的結構方案 圖3-7 Ⅳ軸結構圖 軸的右端依次裝入齒輥、右軸承，齒輥左側端面靠軸肩定位。軸的左端依次裝入左軸承和長齒齒輪，長齒齒輪靠軸肩定位，采用調心滾子軸承。齒輥及長齒齒輪均采用普通平鍵得到固定。 2.確定各軸段直徑和長度： ①段：裝軸承。選調心滾子軸承型號為：23038，則 總長初步定為 ②段：取軸肩高度 則： 其長度比齒輥長度短(2~3)mm： ③段：裝齒輥箱壁 取其長度： ④段：裝軸承端蓋 ⑤段：裝左軸承 ⑥段：裝長齒齒輪 3.確定軸承及齒輪作用力位置： 根據(jù)軸的受力簡圖以此確定受力長度： 4.繪制軸的彎矩圖和扭矩圖： 求軸承反力 H水平面： （3-113） （3-114） V垂直面： （3-115） （3-116） 求彎矩 H水平面： （3-117） （3-118） V垂直面： 合成彎矩： （3-119） （3-120） 扭矩： 5.按彎扭合成強度校核軸的強度： 當量彎矩： （3-121） 取折合系數(shù)a=0.6，則齒寬中點處當量彎矩： 軸的材料為45號鋼，調質處理。由表查得： 軸的計算應力為： （3-122） 以下為軸的受力分析圖 圖3-8 軸受力圖 3.8 軸承壽命驗算 3.8.1 深溝球軸承6220 查設計手冊可知，深溝球軸承6220的主要性能參數(shù)為： 額定動載荷：C=122000N 額定靜載荷： 計算兩軸承的動載荷。 相對軸向載荷： 得出=0.24，=0.23 則得出各軸承的徑向載荷系數(shù)和軸向系數(shù)查表得。 軸承1： 軸承2： 因軸承運作受沖擊載荷，查表可知： 則動載荷分別是： 因為所以按照軸承1的受力驗算： （3-123） 帶入數(shù)據(jù)即可得出： 故軸承滿足要求 符合要求。 3.8.2 齒輥主軸調心滾子軸承23038 查設計手冊，23038的主要性能參數(shù)為： 額定動載荷：C=1230000N 額定靜載荷：=555000N e=0.25 =2.4 =4.0 由之前算出的式子可得出： 因軸承運作受沖擊載荷，查表可知： 則當量動載荷為： 因為所以按照軸承2的受力驗算： 帶入數(shù)據(jù)即可得出： 故軸承滿足要求。 符合要求。 3.8.3 Ⅳ軸調心滾子軸承23038 查設計手冊，23038的主要性能參數(shù)為： 額定動載荷：C=1230000N 額定靜載荷：=555000N e=0.25 =2.4 =4.0 由之前算出的式子可得出： 因軸承運作受沖擊載荷，查表可知： 則當量動載荷為： 因為所以按照軸承2的受力驗算： 帶入數(shù)據(jù)即可得出： 故軸承滿足要求 符合要求。 3.9 鍵的選擇與強度校核 本設計的鍵都采用普通平鍵即可。 查表知，鍵聯(lián)接的需用壓應力為 強度計算公式為： （3-124） （1）大帶輪 鍵25×120 GB/T1096-2003 d=85mm h=14mm l=120mm 符合要求。 （2）大齒輪 鍵40×120 GB/T1096-2003 d=168mm h=22mm l=120mm （3）齒輥 鍵50×500 GB/T1096-2003 Ⅲ軸： d=202mm h=28mm l=500mm 符合要求。 Ⅲ軸： d=200mm h=28mm l=500mm 符合要求。 （4）長齒齒輪 鍵45×110 GB/T1096-2003 d=180mm h=25mm l=110mm 符合要求。 3.10 彈簧的設計 彈簧的種類較多，本設計中的彈簧主要用來控制活動輥子的移動。 彈簧普遍作用是： 1.控制機械運動； 2.吸收振動和沖擊能量； 3.存儲和釋放能量； 4.測量力的大小。 本設計主要采用的是壓縮彈簧，它的主要特點是成本低，結構簡單，方便制作。 設計其作用是：調節(jié)兩個齒輥之間的間隙大小，用以控制破碎物料的粒度。 下列是彈簧拉力的計算式： （3-125） c——彈簧的剛性系數(shù)； ——彈簧的預壓變形； ——彈簧的工作變形。 彈簧工作變形是懸掛點與彈簧支承點間的長度與其最小值間的差值。 （3-126） 預變形量按下式計算； （3-127） ——彈簧的最大工作變形； ——彈簧預測被壓緊時的初始變形系數(shù)，一般取  4 使用說明書 4.1 操作說明 在使用前首先檢查各部件直接是否存在接觸不良的情況，在檢查無誤后，啟動電機，使破碎機空轉，等待一會后，人工放入物料進行物料破碎。如若需要調節(jié)物料粒度大小則關閉利用彈簧裝置讓活動輥子進行移動用以控制物料大小。 4.2 注意事項 當破碎機開始工作時，切勿人工接觸傳動裝置和太過靠近入料口，防止造成人員損傷，如若出現(xiàn)異常情況，應立即停止電機，等待修復完畢之后再運轉。由于帶傳動是暴露在外的故在運轉時，應當讓兒童遠離，一方面防止其接觸誤傷，另一方面防止物料破碎濺出傷害到兒童。  5 標準化審查報告 雙齒輥破碎機的設計基本完成，有全套的圖紙和基本數(shù)據(jù)，根據(jù)相關規(guī)定，對其標準化審查，結果如下： （1）設計圖紙和文件：圖紙和文件所用的編號原則符合以下標準： GB/T 17710—1999 數(shù)據(jù)處理校驗系統(tǒng)； JB/T 5054.8—1991 產(chǎn)品圖樣涉及及文件通用和借用件管理辦法； JB/T 8823—1998 機械工業(yè)企業(yè)計算機輔助管理信息分類編碼導則。 （2）產(chǎn)品圖樣以及設計文件符合以下標準： GB/T 10609.1—1989 技術制圖 標題欄； GB/T 10609.2—1989 技術制圖 明細欄； GB/T 14689—1993 技術制圖 圖紙幅面和格式； JB/T 5054.6—2000 產(chǎn)品圖樣及設計文件 編號原則； JB/T 5054.6—2000 產(chǎn)品圖樣及設計文件 更改辦法。 46 結論 在當今社會環(huán)境中，工業(yè)生產(chǎn)現(xiàn)代化水平大幅度提高，尤其展現(xiàn)的是在機械行業(yè)，最為突出的是在美國最為顯眼，我國在這方面相比于美國還有很長的一段距離。但是在通過不斷的改革創(chuàng)新，不斷地引進外資加強對科研的資金投入力度使得我國機械方面也取得了較大的成果。這種差距也在一步步的縮短。我設計的這個雙齒輥破碎機相比于其他的來說控制產(chǎn)品粒度方面做的更好并且造價低，調高了生產(chǎn)效率，可以說的上是具有一定的意義。 通過資料收集、整理和設計。我設計研究的雙齒輥破碎機終于完成。在我所設計的這段時間里，我為本設計內容搜集和查找了不少的參考資料，找到了許多參考文獻。正因為如此才保證了我的設計的順利進行。這次的畢業(yè)設計可以說的上是對我大學四年所學知識的總體檢驗和總結。當然在整個過程中我深刻的認識到我國由基礎走到現(xiàn)在的艱辛。更深刻的認識到我自己因為這次的設計學會了獨立思考、在前人的基礎上創(chuàng)新、在實際中尋求答案。這次的設計讓我的專業(yè)性知識大大的提高，相信也對我以后的就業(yè)或者是考研打下了好的基礎。 本文通過理論計算，結合工業(yè)生產(chǎn)實際和工作經(jīng)驗實踐，對雙齒輥破碎機的國內外發(fā)展現(xiàn)狀、破碎理論、工藝參數(shù)的確定、傳動部件進行編寫?？偨Y前面的章節(jié)可以得出： 1.破碎是一個十分復雜的加工工藝過程，影響其成果的因素很多。本設計是從破碎粒度要求和生產(chǎn)能力出發(fā)設計的，同其他的產(chǎn)品具有成本低，破碎粒度更均勻的優(yōu)點。 2.通過對破碎機工作原理的認識，本設計的傳動主要是由電機，帶傳動系統(tǒng)，齒輪減速系統(tǒng)，齒輪傳動系統(tǒng)以及工作輥子組成。 3.通過對破碎機的了解尤其是對輥齒的認識，了解到了許多材料的特性。 4.本設計的主動輥子和從動輥子都是主軸和四軸通過普通平鍵聯(lián)接的，經(jīng)過校核檢驗其安裝可靠。  參 考 文 獻 [1] 王少懷.機械設計師手冊[M].北京:電子工業(yè)出版社,2006. [2] 陳立德.機械設計基礎課程設計[M].北京:高等教育出版社,2006. [3] 吳宗澤.羅圣國.機械設計課程設計手冊[M].北京:高等教育出版社,2006. [4] 唐增寶，何永然，劉安俊.機械設計課程設計[M].武漢:華中科技大學出版社,1994. [5] 機械設計手冊編委會.機械設計手冊[M].北京:機械工業(yè)出版社,2004. [6] 周元康.機械設計課程設計[M].重慶:重慶大學出版社,2001. [7] 王文斌，紀名剛.機械設計[M].第七版.北京:高等教育出版社,2001. [8] 成大先，機械設計手冊[M].第三卷.北京:化學工業(yè)出版社,2004. [9] 王文斌，機械設計手冊[M].北京:高等教育出版社,2004. [10] 濮良貴，紀名剛，機械設計[M].第七版.北京:高等教育出版社,2001. [11] 孫桓，陳作模．機械原理[M].第六版.北京：高等教育出版,2001. [12] 李啟恒，粉碎理論摘要[M].北京：冶金工業(yè)出版社，1993.79-207. [13] 王文斌，機械設計手冊[M].北京：高等教育出版社，2004. [14] 徐灝.機械設計手冊[M].第1冊.北京：機械工業(yè)出版社，1999. [15] 徐灝.機械設計手冊[M].第3冊.北京：機械工業(yè)出版社，1999. [16] 徐灝.機械設計手冊[M].第4冊.北京：機械工業(yè)出版社，1999.  致 謝 本設計是在老師的悉心指導下完成的，從最開始的課題任務選題、方案制定、圖紙的繪制修改、論文修改等等，里面都包含了導師的智慧與對我們的關懷，這次的畢業(yè)設計可以說是若沒有老師的指導完成此任務將會困難重重，因此，在這向老師致以崇高的敬意和由衷的感謝，并說一聲：老師辛苦了，謝謝您做得一切。 其次我還要感謝我的同班同學和不在同一個班的舍友，在我的畢業(yè)設計過程中，他們都給予了我很大的幫助，讓我對整個畢業(yè)設計有了一個大致的思路和總體的結構構思，他們也十分悉心的幫我解決了許多細小問題例如：我設計的主軸設計校核計算，傳動系統(tǒng)的設計計算等等。讓我受益匪淺。并在設計過程中給我提供了許多創(chuàng)新思路。 感謝這四年來傳授我知識的老師們，謝謝你們的辛勤付出才能讓我們獲得更多的知識與能力。也要感謝家人對我學業(yè)上的支持與鼓勵，感謝幫助過我照顧過我的人。