雙齒輥破碎機(jī)設(shè)計(jì)

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摘 要 本設(shè)計(jì)主要介紹雙齒輥破碎機(jī)的發(fā)展史、工作原理及其設(shè)計(jì)過程，在分析了近年來煤炭工業(yè)及煤炭行業(yè)背景以及雙齒輥破碎機(jī)在煤炭行業(yè)使用過程中的問題和不足的基礎(chǔ)上制定方案進(jìn)行的設(shè)計(jì)。 本設(shè)計(jì)采用單電機(jī)拖動(dòng)方式，電機(jī)軸連接帶傳動(dòng)然后再由大帶輪與單級(jí)減速器的輸入軸相連。減速器輸出軸與主動(dòng)齒輥軸相連，再通過同步齒輪傳動(dòng)將轉(zhuǎn)矩傳遞到從動(dòng)齒輥軸。本設(shè)計(jì)主要設(shè)計(jì)內(nèi)容包括一個(gè)單級(jí)減速器、帶傳動(dòng)、一對(duì)同步齒輪和齒輥盤及齒輥軸的設(shè)計(jì)。由于整個(gè)傳動(dòng)系統(tǒng)比較簡(jiǎn)單，保證了傳動(dòng)的穩(wěn)定性。針對(duì)現(xiàn)在雙齒輥破碎機(jī)所存在的一些問題，本設(shè)計(jì)還添加了一些改進(jìn)措施。在破碎盤上加裝了破碎錐，使得破碎輥齒的破碎效果更好并減少了過粉塵現(xiàn)象。加裝彈簧退讓保險(xiǎn)裝置，這樣就可以很好的補(bǔ)償大塊物料進(jìn)入破碎箱時(shí)齒輥產(chǎn)生的位移，防止破碎輥發(fā)生過鐵損壞。 關(guān)鍵詞：雙齒輥破碎機(jī)； 齒輥； 破碎機(jī) ；單級(jí)減速器；帶傳動(dòng) ABSTRACT This design introduces a pair of teeth roll crusher history, composition and working principle of the coal industry and coal industry, based on industry background, understanding of the modern double-toothed roll crusher in coal industry, primarily in the technology application problems and shortcomings based on these problems and deficiencies of this proceeding designed to double teeth roll crusher. The design of the first set design, with belt drive plus two main gear reducer, as a simple drive system, which ensures the stability of transmission, while the broken tooth roller also made improvements in the broken plate installation of the crushing cone, so broken better, will not produce the phenomenon of excessive dust, followed by installation of a concession equipment, concession equipment and gear by the spring bridge institutions, so that compensation can be a good chunk material into the crushing box displacement generated when Roll. Key words: Double teeth roll crusher; Roll; Crusher 目 錄 1 緒論 1 1.1開題背景 1 1.2齒輥式破碎機(jī)的發(fā)展 1 1.2.1國(guó)內(nèi)齒輥破碎機(jī)的發(fā)展 1 1.2.2國(guó)外的齒輥式破碎機(jī) 4 1.3雙齒輥破碎機(jī)的工作原理及使用中的問題及改進(jìn) 4 1.3.1工作原理 4 1.3.2雙齒輥破碎機(jī)存在的問題 4 1.3.3改進(jìn)措施 5 1.3.4本設(shè)計(jì)的主要內(nèi)容 5 2 總體設(shè)計(jì) 6 2.1方案設(shè)計(jì) 6 2.2工作參數(shù)的確定 7 2.2.1破碎機(jī)的技術(shù)參數(shù) 7 2.2.2其他參數(shù)計(jì)算 7 2.3傳動(dòng)和減速系統(tǒng)的確定 9 2.3.1總傳動(dòng)比及傳動(dòng)比分配 9 2.3.2傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)參數(shù)的計(jì)算 10 3 傳動(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì)計(jì)算 10 3.1 帶傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)算 10 3.2減速器設(shè)計(jì) 12 3.2.1齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì) 12 3.2.2軸結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 14 3.2.3軸承校核 18 3.2.4鍵的選擇與校核 20 3.2.3減速器鑄造箱體的主要結(jié)構(gòu)尺寸設(shè)計(jì) 20 3.3同步齒輪設(shè)計(jì) 21 3.4破碎齒輥箱設(shè)計(jì) 24 3.4.1齒輥的結(jié)構(gòu)的設(shè)計(jì)即破碎齒盤設(shè)計(jì) 24 3.4.2齒輥切向力計(jì)算 26 3.4.3齒輥軸設(shè)計(jì) 27 3.5調(diào)整與保險(xiǎn)裝置 29 結(jié)論 30 參考文獻(xiàn) 31 翻譯部分 32 英文原文 32 中文譯文 38 致 謝 43 1 緒論 1.1開題背景 我國(guó)的礦石資源十分豐富，生產(chǎn)碎石的企業(yè)很多，幾乎全國(guó)各地都有，但是有些現(xiàn)場(chǎng)作業(yè)的人員對(duì)破碎過程的安全知識(shí)及能力相對(duì)缺乏，沒有相應(yīng)的破碎技術(shù)資料，存在不同程度的不符合安全規(guī)范的破碎作業(yè)方式，甚至有的地方使用最傳統(tǒng)的最不安全的爆破方式來進(jìn)行破碎，這些破碎工人并非專業(yè)的爆破員，對(duì)爆破器材的管理也不到位不規(guī)范容易導(dǎo)致安全事故，而且這種爆破的方式嚴(yán)重破壞了環(huán)境實(shí)在是不提倡使用。所以礦石的破碎應(yīng)該采用科學(xué)合理的方法，不僅可以降低投資的成本，提高安全度，而且也能夠推動(dòng)環(huán)境的可持續(xù)發(fā)展。 在很多工業(yè)部門，如礦山、化工、冶金、水泥等，每年都有大量原料和再利用的廢料通過破碎機(jī)進(jìn)行加工處理，如在水泥廠，為使原料燒成熟料要先將原料破碎成塊，燒成熟料后再用磨巖機(jī)磨成水泥。再如選礦廠，用破碎機(jī)將原礦破碎到磨礦工藝所要求的粒度使得礦石中的有用礦物達(dá)到單體分離。另外，在建筑和筑路業(yè)、煉焦廠、燒結(jié)廠、陶瓷廠、玻璃工業(yè)、粉末冶金等部門，需用破碎機(jī)械將原料破碎到下一步作業(yè)要求的粒度。 物料的破碎是許多職業(yè)為了節(jié)能和進(jìn)步出產(chǎn)功率,所以提出了“多碎少磨”的技能準(zhǔn)則。這使破碎機(jī)向細(xì)碎、破壞和高效節(jié)能方向開展。 在建國(guó)初期，我國(guó)許多工業(yè)都依照前蘇聯(lián)的模式來發(fā)展，所以齒輥式破碎機(jī)并不常見也不常用，而是圓錐破碎機(jī)和顎式破碎機(jī)的應(yīng)用比較多,并且在高等院校的教材中也很少見到齒輥破碎機(jī)的介紹，有關(guān)雙齒輥破碎機(jī)的內(nèi)容十分簡(jiǎn)單，主要講述的是圓錐破碎機(jī)和顎式破碎機(jī)的結(jié)構(gòu)和設(shè)計(jì),且對(duì)雙齒輥破碎機(jī)的結(jié)論是“不能破巖石,沒有發(fā)展前途”,所以建國(guó)后30多年雙齒輥破碎機(jī)并沒有得到廣泛應(yīng)用。在改革開放后，我國(guó)和西方發(fā)達(dá)國(guó)家的交流越來越多，在逐漸了解了國(guó)外對(duì)齒輥破碎機(jī)的應(yīng)用比較普遍后，我國(guó)才開始大力引進(jìn)雙齒輥破碎機(jī)設(shè)備及技術(shù)，雙齒輥破碎機(jī)也得以發(fā)展起來。經(jīng)過國(guó)內(nèi)外雙齒輥破碎機(jī)的運(yùn)行實(shí)踐和對(duì)比分析,與顎式破碎機(jī)等國(guó)內(nèi)使用的傳統(tǒng)破碎機(jī)相比,雙齒輥破碎機(jī)具有下列優(yōu)點(diǎn): (1)雙齒輥破碎機(jī)的結(jié)構(gòu)比較簡(jiǎn)單,整機(jī)的安裝維護(hù)修理十分方便; （2)雙齒輥破碎機(jī)整機(jī)的外形尺寸不大,而且重量較輕，移動(dòng)比較方便; (3)雙齒輥破碎機(jī)生產(chǎn)能力可大可小,能耗低，應(yīng)用范圍比較廣; (4)雙齒輥破碎機(jī)工作受力均為內(nèi)力,為簡(jiǎn)化基礎(chǔ)設(shè)計(jì)創(chuàng)造了有利條件,而且更適合移動(dòng)破碎站選用; (5)雙齒輥破碎機(jī)的產(chǎn)品粒度比較均勻; (6)雙齒輥破碎機(jī)使用起來安全可靠; (7)在特殊情況下，雙齒輥破碎機(jī)可直接起動(dòng),因此其對(duì)電網(wǎng)沖擊很小。 1.2齒輥式破碎機(jī)的發(fā)展 1.2.1國(guó)內(nèi)齒輥破碎機(jī)的發(fā)展 上世紀(jì)90年代前，齒輥破碎機(jī)存在許多技術(shù)問題例如無法嚴(yán)格控制破碎后產(chǎn)品粒度，過粉碎現(xiàn)象嚴(yán)重，機(jī)體沖擊載荷比較大，噪聲也比較大，維修起來不方便，維修量大，破碎齒易壞等。為了防止過硬物體損壞破碎齒，雙齒輥破碎機(jī)兩端添加壓縮彈簧，當(dāng)過硬或大塊物體如鐵塊，落入破碎輥時(shí)不能被破碎，這時(shí)破碎輥受力加大，壓縮彈簧，增大破碎腔的排料間隙，鐵塊便能順利排出，然后彈簧恢復(fù)力使得破碎輥回原位。這種過鐵保護(hù)雖能保護(hù)破碎齒但是不能嚴(yán)格保證產(chǎn)品粒度。 1987年原兗州煤礦設(shè)計(jì)院在借鑒美國(guó)雷克斯諾德公司生產(chǎn)的岡拉克36DAM型破碎機(jī)的基礎(chǔ)上，設(shè)計(jì)出的4PGC-380/350 1000型齒輥破碎機(jī)，是當(dāng)時(shí)技術(shù)上較為先進(jìn)的破碎機(jī)。該破碎機(jī)采用的新型控制系統(tǒng)可以獨(dú)立的調(diào)整上段齒輥的間距，從而控制下端的給料粒度，還可以調(diào)整下段齒輥間距來控制出料粒度，該控制系統(tǒng)實(shí)現(xiàn)了根據(jù)破碎工藝要求靈活的調(diào)整破碎程序。并且該型破碎機(jī)將保險(xiǎn)裝置和調(diào)整齒輥間距裝置做成一體，采用液壓氣動(dòng)系統(tǒng)；但是該種設(shè)計(jì)的不足是任然無法嚴(yán)格控制出料粒度。 上世紀(jì)90年代后，隨著我國(guó)改革開放的深入，煤炭使用銷售市場(chǎng)發(fā)生巨大變化，導(dǎo)致了人們對(duì)選煤技術(shù)及設(shè)備提出了更高要求例如破碎后的產(chǎn)品中降低細(xì)顆粒含量、要求產(chǎn)品粒度更加的均勻，處理能力增大等，這些要求使得破碎機(jī)的發(fā)展更快，技術(shù)也更加先進(jìn)。 首先煤炭科學(xué)研究總院唐山分院開發(fā)了2PL系列強(qiáng)力破碎機(jī)。該破碎機(jī)在技術(shù)上的進(jìn)步主要是取消了原雙輥破碎機(jī)的退讓彈簧保險(xiǎn)裝置，將雙破碎輥固定，破碎齒使用新的技術(shù)和材料來防止難碎硬物損壞破碎齒，從而可較嚴(yán)格控制碎后產(chǎn)品中的過大顆粒。 針對(duì)單齒輥破碎機(jī)存在效率低、結(jié)構(gòu)復(fù)雜、受力不均勻等特點(diǎn)開發(fā)了新一代的Ф915單齒輥破碎機(jī)。這種破碎機(jī)有兩種結(jié)構(gòu)形式：第一種結(jié)構(gòu)形式（圖1.1）。主要是將原來調(diào)整破碎板位置的拉力彈簧改為推力彈簧，彈簧的彈性力為490kN，在彈簧的兩端分別裝有兩組螺母，外側(cè)螺母用于調(diào)整破碎板位置，從而調(diào)整排料口間隙內(nèi)側(cè)螺母用于調(diào)整彈簧的彈性力。安裝彈簧的拉桿插在機(jī)體的支座上，支座孔沿垂直方向?yàn)殚L(zhǎng)方孔，用此調(diào)整產(chǎn)品的粒度。這種結(jié)構(gòu)降低了機(jī)體高度，縮短了拉桿長(zhǎng)度，使結(jié)構(gòu)更為緊湊。第二種結(jié)構(gòu)（圖1.2）是利用顎式破碎機(jī)的楔形調(diào)整機(jī)構(gòu)和雙輥破碎機(jī)的主動(dòng)輥軸相結(jié)合，吸收了兩者的優(yōu)點(diǎn)，如:進(jìn)料口大；破碎輥表面可裝有不同尺寸的破碎齒板；顎板上鑲有可更換的耐磨襯板;出料口大小可通過推力板上的長(zhǎng)方形螺孔調(diào)整。該機(jī)與同規(guī)格的顎式或雙齒輥破碎機(jī)相比，破碎能力明顯增大，效率可提高30%。同時(shí)，由于有預(yù)碎和破碎兩個(gè)區(qū)域，破碎后的物料受齒輥撥動(dòng)而被強(qiáng)制排出機(jī)體外，所以更適用于處理含水分較大的煤。 1.破碎板2. 機(jī)架3. 彈簧4. 拉桿5. 螺母 圖1.1 915單齒輥破碎機(jī)示意圖(第1種結(jié)構(gòu)) 1.破碎輥2. 顎板3. 調(diào)整機(jī)構(gòu)4. 機(jī)架 圖1.2 915單齒輥破碎機(jī)示意圖(第2種結(jié)構(gòu)) 1994年平頂山選煤設(shè)計(jì)院和鄭州長(zhǎng)城冶金設(shè)備廠研究開發(fā)出了FP500系列分級(jí)破碎機(jī)。該系列破碎機(jī)采用單電機(jī)驅(qū)動(dòng)，液力耦合器過載保護(hù)，其傳動(dòng)系統(tǒng)是電機(jī)驅(qū)動(dòng)液力耦合器并帶動(dòng)一對(duì)錐齒輪，改變轉(zhuǎn)動(dòng)方向并驅(qū)動(dòng)主動(dòng)破碎輥轉(zhuǎn)動(dòng)，主動(dòng)破碎輥通過另一端的一組直齒輪驅(qū)動(dòng)被動(dòng)輥轉(zhuǎn)動(dòng)。破碎齒呈螺旋形布置，入料中的小顆粒很容易通過破碎輥之間的間隙排出，大塊則利用齒的剪切和拉伸力來進(jìn)行破碎，改善了傳統(tǒng)破碎機(jī)中物料不受控制一律破碎的情況。 90年代中期，山東萊蕪煤礦機(jī)械廠引進(jìn)德國(guó)技術(shù)，開發(fā)生產(chǎn)了2PGL系列雙齒輥強(qiáng)力高效破碎機(jī)。該系列破碎機(jī)采用雙電機(jī)、雙液力耦合器、雙套齒輪箱直聯(lián)式驅(qū)動(dòng)，一側(cè)壁和一破碎輥用手動(dòng)液壓系統(tǒng)可移動(dòng)，用來調(diào)整齒輥間的間距，從而控制排料粒度該機(jī)有液力耦合器過載保護(hù)，和電控過載保護(hù)可有效防止難碎硬物損壞破碎齒。整機(jī)結(jié)構(gòu)緊湊，機(jī)體高度低，沖擊負(fù)荷小。 同期，煤炭科學(xué)研究總院唐山分院相繼開發(fā)了2PLF系列分級(jí)破碎機(jī)、2FJP600系列強(qiáng)力分級(jí)破碎機(jī)、4PGG系列強(qiáng)力破碎機(jī)和DP系列單齒輥破碎機(jī)。2PLF系列分級(jí)破碎機(jī)在傳動(dòng)形式上采用三角帶大帶輪傳動(dòng)，傳動(dòng)結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、故障率低，由于大帶輪有蓄能作用，故所需的電機(jī)功率比直聯(lián)式傳動(dòng)的小。雙齒輥采用對(duì)轉(zhuǎn)方式，破碎齒采用子彈頭式，表面堆焊硬質(zhì)合金，強(qiáng)度大，破碎效率高并且磨損后便于修復(fù)，2FJP600系列強(qiáng)力分級(jí)破碎機(jī)的雙齒輥分別各自向兩側(cè)壁方向轉(zhuǎn)動(dòng)，齒輥上的破碎板采用拼裝式，破碎齒為在韌性較好的鑄基體上堆焊硬質(zhì)合金，不但強(qiáng)度大，可破碎難碎硬物，而且破碎齒“寧彎不折”當(dāng)難碎硬物卡彎破碎齒后，現(xiàn)場(chǎng)無需更換破碎板而可將破碎齒直接修復(fù)。在兩側(cè)壁上分別裝有梳齒板，其有兩個(gè)作用：1.使破碎過程完全為剪切、拉伸破碎、不易產(chǎn)生過粉碎物；2.起棒條篩的作用，可通過不需破碎的物料，而對(duì)需破碎的大塊物料，可嚴(yán)格地控制碎后產(chǎn)品的粒度，使碎后物料的三維尺寸都能得到控制。兩齒輥分別向各自的側(cè)壁方向旋轉(zhuǎn)也可以保證入料中已經(jīng)達(dá)到要求粒度的物料不再二次破碎，從齒輥間的排料口和齒輥與梳齒板間的排料口直接排出，從而減少能量消耗和因擠壓破碎產(chǎn)生的過粉碎。兩破碎輥有兩套獨(dú)立的驅(qū)動(dòng)裝置，使兩破碎輥各自獨(dú)立工作，在實(shí)際破碎時(shí)，可根據(jù)入料量改變工作制度，即入料少時(shí)開單機(jī)，入料多時(shí)開雙機(jī)，用戶更加節(jié)能。每臺(tái)破碎機(jī)可配有A 、B 、C三種齒型，每種齒型對(duì)應(yīng)一種產(chǎn)品粒度，用戶可通過更換齒型來調(diào)整產(chǎn)品粒度而不需更換破碎機(jī)，實(shí)現(xiàn)一機(jī)多用減少用戶的重復(fù)投資。另外，由于該系列破碎機(jī)為強(qiáng)力破碎，工藝布置時(shí)不需要手選皮帶人工揀矸，原煤也不需要預(yù)先篩分而直接入破碎機(jī)，簡(jiǎn)化了選煤工藝流程，降低了廠房高度，減少了選煤廠建設(shè)投資與生產(chǎn)費(fèi)用。4PGG系列四齒輥破碎機(jī)和DP系列單齒輥破碎機(jī)是在2FJP系列基礎(chǔ)上派生而出的，除4PGG系列破碎機(jī)的機(jī)體采用積木式結(jié)構(gòu)，上下機(jī)體可組可分可根據(jù)生產(chǎn)現(xiàn)場(chǎng)實(shí)際來安裝，破碎比增大外，其它結(jié)構(gòu)和破碎原理與2FJP系列基本相同。 1.2.2國(guó)外的齒輥式破碎機(jī) MMD型系列輪齒式破碎機(jī)是英國(guó)MMD礦山機(jī)械集團(tuán)公司開發(fā)出的新一代破碎機(jī)，3 ，有500、 625、750、1000、1300和1500共6個(gè)系列每個(gè)系列，有短箱型、標(biāo)準(zhǔn)箱型和長(zhǎng)箱型3種不同工作長(zhǎng)度，以滿足不同處理能力的要求。每一種規(guī)格又配有不同類型的齒型、齒帽，以適應(yīng)不同破碎產(chǎn)品粒度的要求。該機(jī)的工作原理是依靠沖擊剪切和沖擊拉伸的作用，使剪切力沿著物料的薄弱易碎部位產(chǎn)生巨大破碎力使其破碎。物料在兩個(gè)破碎齒之間以及與側(cè)壁的梳齒板之間，排出產(chǎn)品在破碎后受此間隙控制，不會(huì)產(chǎn)生過大顆粒，在給料中已含有合格粒度的物料很快排出，不受破碎作用，有較好的粒度控制和篩分作用，產(chǎn)品粒度均勻。因此該機(jī)又稱“篩分破碎機(jī)”，主要用于粗破碎和第二段破碎作業(yè)?，F(xiàn)已有多臺(tái)MMD型破碎機(jī)在我國(guó)的煤礦和選煤廠使用。其特點(diǎn)是： （1）高度小結(jié)構(gòu)緊湊； （2）特殊的輪齒結(jié)構(gòu)使其適用于干礦濕礦泥礦和粘礦； （3）碎后產(chǎn)品粒度均勻沒有過大顆粒過粉碎的產(chǎn)品少； （4）處理量大最大可達(dá)14 000t/h 破碎強(qiáng)度高可破碎抗壓強(qiáng)度達(dá)300MPa的物料； （5）采用液力耦合器和電控雙重過載保護(hù)當(dāng)過載或遇到難碎物料時(shí)破碎機(jī)停止轉(zhuǎn)動(dòng)破碎輥反轉(zhuǎn)排出難碎物料； （6）維護(hù)維修簡(jiǎn)便。 1.3雙齒輥破碎機(jī)的工作原理及使用中的問題及改進(jìn) 1.3.1工作原理 兩個(gè)破碎輥在傳動(dòng)裝置的驅(qū)動(dòng)下相向轉(zhuǎn)動(dòng),固定輥支撐在固定軸承座上,移動(dòng)輥支撐在移動(dòng)軸承座,安全裝置(彈簧保護(hù)裝置)頂住移動(dòng)軸承座,并用定位墊塊調(diào)節(jié)兩輥間隙,其最小距離也稱排料口寬度,用于控制破碎塊產(chǎn)品粒度。物料自兩輥上方的上料口加入,在輥與物料間的摩擦力作用下,物料被帶入兩輥之間,受擠壓破碎后自下部排除,破碎后的粒度一般在60～120mm內(nèi),見圖1.3所示。 1.固定輥　2.固定軸承　3.移動(dòng)軸承 4.移動(dòng)輥　5.定位墊塊　6.安全裝置 圖1.3齒輥破碎機(jī)工作原理示意圖 1.3.2雙齒輥破碎機(jī)存在的問題 改造前,該設(shè)備破碎燒結(jié)塊時(shí)容易產(chǎn)生過粉碎現(xiàn)象,工作齒尖容易磨損,齒板使用壽命短。一些細(xì)小物料和粉塵從罩體與輥?zhàn)又鬏S間的密封處泄漏到罩體外面,污染環(huán)境。因此,為提高工作效率,應(yīng)減少工作齒磨損和破碎過程中的過粉現(xiàn)象,降低粉塵污染,解決機(jī)架滑道潤(rùn)滑效果差等問題。 1.3.3改進(jìn)措施 傳統(tǒng)式破碎機(jī)機(jī)架多采用鑄鋼制造,鑄造工藝復(fù)雜,且易出現(xiàn)鑄造缺陷,影響機(jī)架強(qiáng)度,單件生產(chǎn)產(chǎn)品效率低,成本高,鑄鋼機(jī)架十分笨重。改進(jìn)后的機(jī)架采用計(jì)算機(jī)優(yōu)化設(shè)計(jì)后,用鋼板、型鋼焊接而成,制造方便。通過結(jié)構(gòu)優(yōu)化的機(jī)架重量輕、強(qiáng)度高,結(jié)構(gòu)緊湊、安全可靠、美觀大方,單件生產(chǎn)成本較鑄鋼件大大降低,但焊縫質(zhì)量要求高。 傳統(tǒng)式機(jī)架在滑道上開有縱橫油槽,潤(rùn)滑脂通過油孔進(jìn)入油槽,在滑道與移動(dòng)軸承座之間形成一層潤(rùn)滑油膜,使移動(dòng)輥軸承座在滑道上滑動(dòng)靈活。但由于破碎機(jī)工作環(huán)境十分惡劣,環(huán)境溫度高,灰塵大,滑道上的潤(rùn)滑脂混雜大量灰塵,造成滑道表面磨損嚴(yán)重,潤(rùn)滑效果降低;另外由于環(huán)境溫度高、灰塵大,滑道上油槽內(nèi)的油脂容易干結(jié),堵塞進(jìn)油孔,滑道上的潤(rùn)滑脂得不到及時(shí)補(bǔ)充,不能有效的形成潤(rùn)滑油膜,起不到潤(rùn)滑效果,導(dǎo)致移動(dòng)輥軸承座在滑道上滑動(dòng)不靈活甚至被卡死,破碎過硬物時(shí)移動(dòng)輥不能及時(shí)被推開,破碎無法順利通過,有時(shí)被硬物卡住,造成設(shè)備損壞,甚至生產(chǎn)工段停產(chǎn)。改進(jìn)后在機(jī)架滑道上鑲嵌2塊鎳鈦合金板(可用黃銅板或不銹鋼板替代鎳鈦合金板),并在移動(dòng)軸承座與滑道接觸面鑲嵌2塊聚四氟乙烯板并磨光表面,見圖所示。另在移動(dòng)輥軸承座兩側(cè)設(shè)有滑道防塵刮板裝置,這種結(jié)構(gòu)不必在滑道上開設(shè)縱橫油槽,使用時(shí)不需要經(jīng)常補(bǔ)充潤(rùn)滑油脂,只需大修時(shí)在滑道上抹上一層即可。而罩體密封形式的改進(jìn),減少物料粉塵的污染,有利于滑道潤(rùn)滑,保證了移動(dòng)軸、承座在滑道上滑動(dòng)靈活,破碎較硬異物時(shí)能順利通過,過載時(shí)可起保護(hù)作用。 圖1.4機(jī)架滑道的改進(jìn) (a)改進(jìn)前 (b)改進(jìn)后 圖1.5 1.3.4本設(shè)計(jì)的主要內(nèi)容 本設(shè)計(jì)的主要內(nèi)容是設(shè)計(jì)自動(dòng)退讓式雙齒輥破碎機(jī)，我所做的主要工作有： 1.首先根據(jù)所給參數(shù)確定破碎機(jī)的工藝參數(shù)和整體參數(shù)，然后確定總體傳動(dòng)方案； 2.進(jìn)行傳動(dòng)系統(tǒng)的設(shè)計(jì)計(jì)算，包括電動(dòng)機(jī)功率的確定及型號(hào)的選擇，減速器的設(shè)計(jì)，聯(lián)軸器的選擇等； 3.結(jié)構(gòu)件的設(shè)計(jì)計(jì)算，包括齒輪箱的設(shè)計(jì)，破碎齒輥的設(shè)計(jì)，退讓裝置的設(shè)計(jì)計(jì)算等。 齒輥破碎機(jī)是一種傳統(tǒng)的破碎機(jī)，技術(shù)上相對(duì)比較成熟，但還是存在一些問題，比如容易產(chǎn)生過粉碎現(xiàn)象，工作齒尖易磨損，齒板使用壽命短。所以在參考傳統(tǒng)齒輥破碎機(jī)的基礎(chǔ)上，我也嘗試著對(duì)傳統(tǒng)破碎機(jī)的缺點(diǎn)和不足之處做了一些改進(jìn)，比如，改變破碎輥的結(jié)構(gòu)型式和齒牙形狀，延長(zhǎng)其使用壽命，在破碎機(jī)罩體與輥?zhàn)又鬏S之間使用迷宮密封，降低粉塵污染。 2 總體設(shè)計(jì) 2.1方案設(shè)計(jì) 方案一： 圖2.1方案一結(jié)構(gòu)示意圖 此方案采用兩個(gè)同型號(hào)的三向異步電機(jī)分別帶動(dòng)兩個(gè)輥?zhàn)愚D(zhuǎn)動(dòng)，這種設(shè)計(jì)方案破碎效果很好，但造價(jià)相當(dāng)昂貴，且在不需要調(diào)動(dòng)破碎粒度的時(shí)候不需要采用兩個(gè)動(dòng)力源。本課題設(shè)計(jì)的破碎機(jī)為礦用，需盡量體積小；而且此方案還有同步率的問題，故舍棄此方案。 方案二： 圖2.2方案二結(jié)構(gòu)示意圖 此方案使用的是一臺(tái)三向異步電動(dòng)機(jī)通過帶傳動(dòng)帶動(dòng)單級(jí)減速器，減速器大齒輪帶動(dòng)主動(dòng)輥?zhàn)愚D(zhuǎn)動(dòng)，在主動(dòng)輥?zhàn)拥牧硪欢搜b有和從動(dòng)輥?zhàn)油耆嗤凝X輪只起到傳動(dòng)的作用，即一對(duì)同步齒輪。兩輥?zhàn)油傧嘞蜣D(zhuǎn)動(dòng)完成破碎任務(wù)。這種方案可以完成破碎，且具有噪聲小，平穩(wěn)性好，結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，高效率且整機(jī)占地空間小，適合礦用，故選用此方案。 2.2工作參數(shù)的確定 2.2.1破碎機(jī)的技術(shù)參數(shù) 型號(hào)：2PGC450500 給料粒度：≤200mm 出料粒度：≤50mm 生產(chǎn)能力：20t/h 破碎物料為煤，其真空密度ρ=（1.8～2.4）10 kg/m 2.2.2其他參數(shù)計(jì)算 (1)輥?zhàn)又行木嗟拇_定 輥?zhàn)又睆脚c給料粒度、排料口寬度、物料與輥面之間的摩擦系數(shù)，以及齒面類型等因素有關(guān)，對(duì)于光面輥?zhàn)?，其理論公式可以推到如下? 輥?zhàn)又睆脚c給料粒度之間的關(guān)系，主要取決于鉗角與摩擦角。或摩擦系數(shù)之間的關(guān)系（見圖2.3）。設(shè)給料為球形，通過物料與輥?zhàn)拥慕佑|點(diǎn)作切線，兩條切線之間出夾角為（鉗角），輥?zhàn)釉谖锪仙系恼龎毫橐约坝伤鸬哪Σ亮Α６蠅K的重量較之作用力小得多，故可忽略不計(jì)。 圖2.3 輥式破碎機(jī)的鉗角 將和分解為水平分力和垂直分力，只有在下列條件下，物料不至于在輥面上打滑，而被兩個(gè)相向運(yùn)動(dòng)的輥?zhàn)泳砣肫扑榍唬? 2 或 式中為摩擦角，通常≈0.3，≈，≈ 由直角三角形關(guān)系可得出：= 由于<<，可以忽略，則為≈ 以≈代入，得出≈ 由上可知，光面雙輥式破碎機(jī)的輥?zhàn)又睆郊s等于最大給料粒度的20倍。所以這種破碎機(jī)只能作為中、細(xì)碎設(shè)備。對(duì)與黏濕物料，f=0.45,則D≈10D0。但是，齒輥破碎機(jī)的D/D0比值比光輥式破碎機(jī)要小，齒形D/D0=2～6,槽形的D/D0 =10～12。故齒輥破碎機(jī)可以對(duì)石灰石或煤進(jìn)行粗碎。 齒輥破碎機(jī)的齒為兩輥之間相互交叉，且根據(jù)其他產(chǎn)品的實(shí)踐經(jīng)驗(yàn)，由出料粒度確定齒輥間中心距。 (2)給料粒度和輥?zhàn)又睆? 輥?zhàn)又睆紻與給料粒度d有關(guān)，它們之間的關(guān)系，決定于安裝破碎齒的齒圈與被破碎物料之間的摩擦系數(shù)的大小。一般來說，齒面或槽面輥式破碎機(jī)轉(zhuǎn)子直徑和給料粒度的比值為2～6。本設(shè)計(jì)的破碎機(jī)型號(hào)為2PGC450500，故取輥?zhàn)又睆紻=450mm，輥?zhàn)娱L(zhǎng)度為L(zhǎng)=500mm。 (3)輥?zhàn)愚D(zhuǎn)速 輥?zhàn)幼钸m合的轉(zhuǎn)速與輥圈表面特征，被破碎物料的硬度和尺寸大小有關(guān)，一般都是根據(jù)經(jīng)驗(yàn)公式?jīng)Q定的。它要保證機(jī)器有最大的生產(chǎn)率，功率消耗又要少，同時(shí)還要考慮滾圈的磨損不能太快。通常，被破碎物料的粒度越大，輥?zhàn)愚D(zhuǎn)速應(yīng)越低；當(dāng)破碎軟的或脆的物料時(shí)，轉(zhuǎn)速應(yīng)高些。物理性質(zhì)和給料粒度等因素有關(guān)。一般當(dāng)輥?zhàn)拥膱A周速度較快時(shí)取v=2.8－4.7m/s,圓周速度較慢時(shí)取v=1.2－1.9m/s。本設(shè)計(jì)中破碎的物料為煤，且含有一定量的煤矸石，屬于中等硬度，取輥?zhàn)拥霓D(zhuǎn)速為54r/min。 (4)生產(chǎn)能力 Q=188μLeDnρ 式中 D——輥?zhàn)又睆剑?450mm L——輥?zhàn)娱L(zhǎng)度， 500mm e——排料口寬度， 100mm n——輥?zhàn)愚D(zhuǎn)速，54r/min ——物料密度，煤取1.35t/; ——物料松散系數(shù)，對(duì)于干硬物料，=0.15～0.27，煤取=0.24 代入設(shè)計(jì)參數(shù)有Q=1880.240.50.10.45541.35=74t/h (5)電動(dòng)機(jī)功率計(jì)算及其選型 在選擇過程中要考慮的問題有： 1）根據(jù)機(jī)械的負(fù)載性質(zhì)和生產(chǎn)工藝，要求電動(dòng)機(jī)的起動(dòng)、制動(dòng)、在齒輥卡住的時(shí)候要求反轉(zhuǎn)。 2）根據(jù)使用場(chǎng)所的環(huán)境條件，如溫度、濕度、灰塵、雨水、瓦斯以及腐蝕和易燃易爆氣體等考慮必要的保護(hù)方式，選擇電動(dòng)機(jī)的結(jié)構(gòu)形式。 3）根據(jù)負(fù)載轉(zhuǎn)矩、速度變化范圍和啟動(dòng)頻繁程度等要求，考慮電動(dòng)機(jī)的溫升限制、過載能力和起動(dòng)轉(zhuǎn)矩，選擇電動(dòng)機(jī)功率，并確定冷卻通風(fēng)方式。所選電機(jī)應(yīng)留有余量，負(fù)荷率一般取。過大的備用功率會(huì)使電機(jī)效率降低，對(duì)于感應(yīng)電動(dòng)機(jī)，其功率因數(shù)將變壞，并使按電動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩校驗(yàn)強(qiáng)度的機(jī)械造價(jià)提高。 4）根據(jù)企業(yè)的電網(wǎng)電壓標(biāo)準(zhǔn)和對(duì)功率因數(shù)的要求，確定電動(dòng)機(jī)的電壓等級(jí)和類型。 5）根據(jù)生產(chǎn)機(jī)械的最高轉(zhuǎn)速和對(duì)電力傳動(dòng)調(diào)速系統(tǒng)的過渡過程性能要求，以及機(jī)械減速器機(jī)構(gòu)的復(fù)雜程度，選擇電動(dòng)機(jī)的額定轉(zhuǎn)速。 除此之外，選擇電機(jī)還必須負(fù)荷節(jié)能要求，考慮運(yùn)行可靠性、設(shè)備的供貨情況、備品備件的通用性、安裝檢修的難易，以及產(chǎn)品的價(jià)格、建設(shè)費(fèi)用、運(yùn)行和維修費(fèi)用和生產(chǎn)過程中前后期電動(dòng)機(jī)功率的變化關(guān)系等各種因素。 對(duì)于齒輥破碎機(jī)破碎煤貨焦炭時(shí)電動(dòng)機(jī)功率P(kW)為： P=KLDn 式中 D——輥?zhàn)又睆剑?0.45m; L——輥?zhàn)娱L(zhǎng)度， 0.5m; n——輥?zhàn)愚D(zhuǎn)速，54r/min K——系數(shù)，破碎煤時(shí)，K=0.85 則可以得到電動(dòng)機(jī)功率：P=0.850.50.4554=10.3KW，由于電機(jī)的計(jì)算功率P=10.3KW,所以選取Y180L-8型電機(jī)，其轉(zhuǎn)速為n1=730r/min，額定功率為P1=11KW。 2.3傳動(dòng)和減速系統(tǒng)的確定 電機(jī)轉(zhuǎn)速730r/min，初定破碎輥轉(zhuǎn)速為54r/min。減速系統(tǒng)通過兩級(jí)減速，第一級(jí)皮帶傳動(dòng)，然后由大皮帶輪將動(dòng)力傳遞給一個(gè)單級(jí)齒輪減速箱，減速器的輸出軸將動(dòng)力傳遞給破碎輥，實(shí)現(xiàn)破碎輥的破碎運(yùn)動(dòng)，此種方案用經(jīng)濟(jì)實(shí)用的方式實(shí)現(xiàn)了減速目的。主要優(yōu)點(diǎn)有: 第一，結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，故障點(diǎn)少； 第二，第一級(jí)皮帶傳動(dòng)為柔性連接，大皮帶輪又具有一定的儲(chǔ)能作用，對(duì)破碎過程中的受力不均衡現(xiàn)象起到了很好的平衡作用； 第三，在大皮帶輪上設(shè)有安全可靠的過載保護(hù)裝置，使設(shè)備的自身化程度大為增加。詳細(xì)設(shè)計(jì)按機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)的有關(guān)設(shè)計(jì)規(guī)范進(jìn)行。 2.3.1總傳動(dòng)比及傳動(dòng)比分配 (1) 總傳動(dòng)比 已知電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)數(shù)n及工作齒輥的轉(zhuǎn)速n?,則總傳動(dòng)比等于 i=73054=13.5 (2) 傳動(dòng)比分配 總傳動(dòng)比等于各級(jí)傳動(dòng)比的連乘積，傳動(dòng)比的分配要合理，總體上說要使傳動(dòng)系統(tǒng)結(jié)構(gòu)緊湊，重量輕，成本低，潤(rùn)滑條件也好。對(duì)本破碎機(jī)來說，總共有兩級(jí)傳動(dòng)，包括一級(jí)帶傳動(dòng)和單級(jí)圓柱齒輪傳動(dòng)，其中帶傳動(dòng)的傳動(dòng)比應(yīng)控制在2～5以內(nèi)。從尺寸和機(jī)構(gòu)上考慮，帶傳動(dòng)的傳動(dòng)比取i1=3.86，減速器的傳動(dòng)比取 i2=3.5。 2.3.2傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)參數(shù)的計(jì)算 設(shè)電動(dòng)機(jī)軸為第Ⅰ軸，從減速器的高速軸Ⅱ軸，低速軸為Ⅲ軸，主動(dòng)齒輥軸為Ⅳ軸，從動(dòng)齒輥軸為第Ⅴ軸。 （1）各軸轉(zhuǎn)速計(jì)算 第Ⅱ軸轉(zhuǎn)速 n2=n1i1=7303.86=189.1r/min 第Ⅲ軸轉(zhuǎn)速 n3=n2i2=189.13.5=54r/min 由于主動(dòng)齒輥和從動(dòng)齒輥通過一個(gè)專用的傳動(dòng)比為1的齒輪箱傳遞扭矩，故有第Ⅳ軸、第Ⅴ軸轉(zhuǎn)速 n4=n5=n3=54r/min （2）各軸功率計(jì)算 第Ⅱ軸功率 P2=P1η1η2η3=110.960.990.98=10.25KW 第Ⅲ軸功率 P3=P2η3η4=10.250.980.97=9.74KW 第Ⅳ軸功率 P4=P3η2η4=9.740.990.97=9.35KW 第Ⅴ軸功率 P5=P4η3η4=9.350.980.97=8.89KW 式中， η1—帶傳動(dòng)的傳動(dòng)效率 η2—聯(lián)軸器的傳動(dòng)效率 η3—滾動(dòng)軸承的傳動(dòng)效率 η4—圓柱齒輪傳動(dòng)的效率 （3）各軸扭矩的計(jì)算 第Ⅱ軸扭矩 T2=9550P2n2=955010.25189.1=518Nm 第Ⅲ軸扭矩 T3=9550P3n3=95509.7454=1773Nm 第Ⅳ軸扭矩 T4=9550P4n4=95509.3554=1654Nm 第Ⅴ軸扭矩 T5=9550P5n5=95508.8954=1573Nm 3 傳動(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì)計(jì)算 3.1 帶傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)算 已知：雙齒輥破碎機(jī)的V帶傳動(dòng)裝置，原動(dòng)機(jī)為Y型異步電動(dòng)機(jī),功率P=11kW，轉(zhuǎn)速n1=730r/min,傳動(dòng)比i1=3.86，工作中有強(qiáng)烈沖擊，預(yù)計(jì)壽命5年。 1） 確定計(jì)算功率Pca 根據(jù)工作情況，查工況系數(shù)Kca=1.3 則有計(jì)算功率Pca=KcaP=1.311=14.3KW 2）選擇V帶帶型 由Pca及n1查得選用B型V帶 3）初選小帶輪基準(zhǔn)直徑dd1并驗(yàn)算帶速v 由教材表格初選小帶輪基準(zhǔn)直徑dd1=224mm 帶速v=πdd1n1601000=π224730601000≈8.65m/s 因?yàn)?(F0)min 9）計(jì)算壓軸力FP 壓軸力最小值（FP）min=2z（F0）minsinα12,帶入數(shù)據(jù)得 （FP）min=2893N 3.2減速器設(shè)計(jì) 已知：原動(dòng)機(jī)為電動(dòng)機(jī)，高速齒輪傳遞功率P2=10.25kW，小齒輪轉(zhuǎn)速n2=189.1r/min,傳動(dòng)比i2=3.5，工作時(shí)有較大沖擊，每天工作8小時(shí)，每年300天，預(yù)期壽命5年。 3.2.1齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì) 1.選用直齒圓柱齒輪傳動(dòng) 大、小齒輪均選用20CrMnTi（滲碳后淬火），選用8級(jí)精度，選取小齒輪齒 數(shù)z1=24，則大齒輪齒數(shù)z2=i2z1=3.524=84 2.按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì) 由設(shè)計(jì)計(jì)算公式進(jìn)行試算，即 d1t≥2.323KT1?d?u1uZEσH2 (1)確定公式內(nèi)各計(jì)算數(shù)值 1）初選載荷系數(shù)Kt=1.3 2）計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 T1=95.5105P2n2，將數(shù)據(jù)代入有T1=5.1765105Nmm 3）選取齒寬系數(shù)?d=0.6 4）查得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8MPa12 5）按齒面硬度查得大、小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限σHlim1=σHlim2=1300MPa 6)計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) N1=60n1jLh=60189.1153008=1.362108 N2=N1i2=1.3621083.5=3.9107 7）查圖取接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1=0.95,KHN2=1.01 8) 計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力 取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，有 [σH]1=KHN1σlim1S=0.951300=1235MPa [σH]2=KHLN2σlim1S=1.011300=1313MPa （2）計(jì)算 1）試算小齒輪分度圓直徑d1t，代入[σH]中較小值 d1t≥2.323KT1?d?u1uZEσH2 帶入數(shù)據(jù)有d1t≈75.3mm 2）計(jì)算圓周速度v v=πd1tn2601000 帶入數(shù)據(jù)有v=0.75m/s 3) 計(jì)算齒寬b b=?d?d1t=0.675.3=45.2mm 4）計(jì)算齒寬和齒高之比bh 模數(shù) mt=d1tz1=75.324=2.22 齒高 h=2.25mt=2.252.22≈5 則 bh=45.25≈9.04 5）計(jì)算載荷系數(shù) 根據(jù)v=0.75m/s,8級(jí)精度，查圖得動(dòng)載系數(shù)Kv=1.05，直齒輪有 KHα=KFα=1；查得使用系數(shù)KA=1.75;用插值法查8級(jí)精度、小齒輪相對(duì)支撐對(duì)稱布置時(shí)KHβ=1.189;由bh=9.04，查圖得KFβ=1.18 故載荷系數(shù)K=KAKvKHαKHβ=1.751.0511.189≈2.185 6) 按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑 d1=d1t3KKt=75.332.1851.3≈90mm 7）計(jì)算模數(shù)m m=d1z1=9024=3.8 3.按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì) 彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)公式為 m≥32KT1?dz12（YFaYSa[σF]） （1）確定公式內(nèi)各計(jì)算數(shù)值 1) 查得大、小齒輪彎曲疲勞強(qiáng)度極限σFE1=σFE2=900MPa 2）查圖取彎曲疲勞系數(shù)KFN1=0.9,KFN2=0.95; 3) 計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4 σF1=KFN1σFE1S=578.6MPa [σF]2=KHN2σFE2S=610.7MPa 4) 計(jì)算載荷系數(shù)K K=KAKvKFαKFβ=1.751.0511.18≈2.17 5) 查取齒形系數(shù) YFa1=2.65，YFa2=2.212 6) 查取應(yīng)力校正系數(shù) YSa1=1.58，YSa2=1.774 7）計(jì)算大、小齒輪的YFaYSa[σF]并比較 YFa1YSa1[σF]1=2.651.58578.6=7.2410-3 YFa2YSa2[σF]2=2.2121.774610.7=6.4310-3 小齒輪數(shù)值大 （2）設(shè)計(jì)計(jì)算 m≥322.175.17651057.2410-30.6242≈3.62 因?yàn)槠扑闄C(jī)兩齒輥中心距為580mm，取m=8 4. 幾何尺寸計(jì)算 （1）計(jì)算分度圓直徑 d1=z1m=248=192mm d2=z2m=848=672mm （2）計(jì)算中心距 a=d1+d22=192+6722=432mm （3）計(jì)算齒輪寬度 b=?dd1=0.6192=115.2mm 取B2=110mm，B1=120mm 3.2.2軸結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 1.輸入軸設(shè)計(jì) 1）計(jì)算作用在齒輪上的力 轉(zhuǎn)矩T2=518N?m,輸入軸上齒輪分度圓直徑d1=192mm 圓周力Ft=2T2d1=2518192≈5396N 徑向力Fr=Fttanαncosβ=5396tan20ocos0o≈1964N 軸向力Fa=Fttanβ=0 2）初步估計(jì)軸徑 軸的材料選用45鋼，熱處理為調(diào)質(zhì)回火，取A0=112 計(jì)算軸的最小直徑dmin≥A03P2n2=112310.25189.1≈42.4mm 3）確定各軸段長(zhǎng)度 圖3.1 減速器輸入軸簡(jiǎn)圖 左起為第一段 ①第一段與大帶輪通過鍵連接，取d1=80mm，l1=200mm ②第二段定位帶輪，取d2=90mm，因?yàn)閹л啛o法裝在底架上，而減速器都是裝在底架上的，故將減速器輸入軸加長(zhǎng)，使其伸出底架能夠與大帶輪連接，取l2=225mm ③第三段為與軸承相配合的軸段，取d3=95mm，初選圓錐滾子軸承30219，其 寬度B=32mm，齒輪與箱體內(nèi)壁間隙取?1=23mm，油潤(rùn)滑?2=15mm，有 l3=B+?1+?2=32+23+15=70mm ④第四段是與齒輪相配合的軸段，取d5=100mm，小齒輪寬度B1=120mm，則 l5=B1-5=120-5=115mm ⑤第五段齒輪定位，取d5=110mm，l5=23mm ⑥第六段與軸承配合，d6=95mm，l6=34.5mm 4）輸入軸校核 ①兩軸承支點(diǎn)距離 L2=B1+?1+T+l5=120+23+34.5+23=200.5mm ②大帶輪對(duì)稱線到離其最近的軸承支點(diǎn)距離 L1=T2+l12+l2=0.534.5+100+225=342.25mm ③齒輪到第六段所在軸承支點(diǎn)距離 L3=T2+l5+B12=0.534.5+23+60=100.25mm ④計(jì)算支反力 水平面H:RH1=FtL3L2=5396100.25200.5=2698N RH2=Ft（L2-L3）L2=5396(200.5-100.25)200.5=2698N 垂直面V:RV1=FrL3+FP(L1+L2)L2=1964100.25+2893(342.25+200.5)200.5=8814N RV2=FPL1-Fr(L2-L3)L2=2893342.25-1964100.25200.5=3954N ⑤計(jì)算彎矩 水平面H,齒寬中心處：MH=RH2L3=2698100.25=270474.5Nmm 垂直面V,軸承處：MV1=FPL1=2893342.25=990129.3Nmm 齒寬中心處：MV2=2MH2+(RV2L3)2=397310Nmm 最大彎矩在軸承1處， 當(dāng)量彎矩Mca=MV12+(αT2)2=1037763.3Nmm,其中α=0.6 σca=Mca0.1953=12.1MPa<σ-1=60MPa，故合格。 圖3.2輸入軸強(qiáng)度校核彎矩圖 2.輸出軸設(shè)計(jì) 1)計(jì)算作用在齒輪上的力 轉(zhuǎn)矩T3=1773Nm,輸入軸上齒輪分度圓直徑d2=672mm，由牛頓第三定律有 圓周力Ft，=5396N 徑向力Ft，=1964N 軸向力Fa，=0 2）初步估計(jì)軸徑 軸的材料選用45鋼，熱處理為調(diào)質(zhì)回火，取A0=112 計(jì)算軸的最小直徑dmin≥A03P3n3=11239.7454≈63.3mm 3）確定各軸段長(zhǎng)度 圖3.3輸出軸結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖 左起為第一段 ①第一段通過聯(lián)軸器與齒輥軸相連，即第一段與半聯(lián)軸器連接。聯(lián)軸器計(jì)算轉(zhuǎn)矩Tca=1.31773=2305Nm，查手冊(cè)選取HL6型彈性柱銷聯(lián)軸器，其許用轉(zhuǎn)矩為3120Nm，孔徑70mm，長(zhǎng)度142mm，轂孔長(zhǎng)度107mm。取d1=75mm，軸段長(zhǎng)度應(yīng)比轂孔長(zhǎng)度小1～4mm，取l1=105mm。 ②第二段裝端蓋，取d2=80mm，l2=90mm。 ③第三段與軸承相配合，取d3=85mm，初選圓錐滾子軸承30217，軸承寬度B=29mm，則l3=B+?1+?2+3=29+23+15+3=70mm。 ④第四段與大齒輪配合，d4=95mm，l4=B2-5=110-5=105mm。 ⑤第五段定位大齒輪，取d5=100mm，l5=30mm。 ⑥第六段與軸承配合，取d6=85mm，l6=29mm。 4）輸出軸校核 ①齒寬中心點(diǎn)到離聯(lián)軸器較近的軸承支點(diǎn)距離 L1=l3+B22=70+55=125mm ②齒寬中心到離聯(lián)軸器較遠(yuǎn)的軸承支點(diǎn)距離 L2=B22+l4+B2=55+25+14.5=94.5mm ③計(jì)算支反力 水平面H:RH1=Ft，L2L1+L2=2324N RH2=Ft，L2L1+L2=3073N 垂直面V:RV1=Fr，L2L1+L2=846N RV2=Fr，L2L1+L2=1119N ④計(jì)算彎矩 齒寬中心處： 水平面H：MH=RH2L2=290399Nmm 垂直面V: MV=RV1L1=105750Nmm 合成彎矩：M=MH2+MV2=309055Nmm 當(dāng)量彎矩：Mca=M2+(αT3)2=1107784Nmm σca=Mca0.1953=13MPa<60MPa，故合格。 圖3.4輸出軸強(qiáng)度校核彎矩圖 3.2.3軸承校核 ①輸入軸軸承 軸承型號(hào)初選為圓錐滾子軸承30219，正裝，Cr=228kN，e=0.42，y=1.4，yθ=0.8 1）計(jì)算軸承支反力 由之前計(jì)算可知 水平支反力：RH1=2698N，RH2=2698N 垂直支反力：RV1=8814N,RV2=3954N 合成支反力：R1=RH12+RV12≈9218N,R2=RH22+RV22≈4786N 2)計(jì)算派生軸向力 S1=R12y=921821.4≈3293N,S2=R22y=478621.4≈1710N 3)計(jì)算軸向載荷 因?yàn)檩S向力Fa=0，S1>S2,軸有向右運(yùn)動(dòng)趨勢(shì)即右邊軸承壓緊，故軸向載荷A1=0,A2=S1-S2 4)計(jì)算當(dāng)量動(dòng)載荷 因?yàn)锳1R1=0P2,所以按軸承1的受力大小驗(yàn)算 Lh=10660n2CrP1103≈183238>12000 故所選軸承滿足壽命要求。 ②輸出軸軸承 軸承型號(hào)初選為圓錐滾子軸承30217，正裝，Cr=178kN，e=0.42，y=1.4，yθ=0.8 1）計(jì)算軸承支反力 由之前計(jì)算可知 水平支反力：RH1=2324N,RH2=3073N 垂直支反力：RV1=846N,RV2=1119N 合成支反力：R1=RH12+RV12≈2474N,R2=RH22+RV22≈3271N 2)計(jì)算派生軸向力 S1=R12y=24742.8≈884N;S2=R22y=32712.8≈1169N 3)計(jì)算軸向載荷 因?yàn)檩S向力Fa=0，S2>S1,軸有向左運(yùn)動(dòng)趨勢(shì)即左軸承壓緊，故軸向載荷A1=S2-S1,A2=0 4)計(jì)算當(dāng)量動(dòng)載荷 因?yàn)锳1R1=1169-8842474≈0.1212000 故所選軸承滿足壽命要求。 3.2.4鍵的選擇與校核 鍵的設(shè)計(jì)，由軸徑，查標(biāo)準(zhǔn)得到鍵的截面尺寸bhl；由輪轂寬度及軸段長(zhǎng)度選擇合適的鍵長(zhǎng)；驗(yàn)算鍵的強(qiáng)度σp=4Tdhl≤σp=90MPa。 1）輸入軸 第一軸段與大帶輪連接，采用單圓頭普通平鍵C型，該種鍵用于軸端與轂類零件連接。查標(biāo)準(zhǔn)取bhl=2214180 σp=4Tdhl=45181008014180≈10.3≤σp 第四段與小齒輪配合，采用普通平鍵A型。查標(biāo)準(zhǔn)取bhl=2816100 σp=4Tdhl=4518100010016100≈13≤σp 2）輸出軸 第一段與半聯(lián)軸器相連，采用普通平鍵A型。查標(biāo)準(zhǔn)取bhl=201290 σp=4Tdhl=417731000751290≈88≤σp 第四段與大齒輪相連采用普通平鍵A型。查標(biāo)準(zhǔn)取bhl=251490 σp=4Tdhl=417731000951490≈60≤σp 經(jīng)驗(yàn)算，鍵的強(qiáng)度滿足要求。 3.2.3減速器鑄造箱體的主要結(jié)構(gòu)尺寸設(shè)計(jì) 根據(jù)《機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)》14頁表3-1經(jīng)驗(yàn)公式，列出下表： 名稱 代號(hào) 尺寸計(jì)算 結(jié)果（mm） 底座壁厚 0.025a+1≥7.5 12 箱蓋壁厚 (0.8~0.85) ≥8 12 底座上部凸緣厚度 h0 (1.5~1.75) 18 箱蓋凸緣厚度 h1 (1.5~1.75) 18 底座下部凸緣厚度 h2 (2.25~2.75) 30 底座加強(qiáng)肋厚度 e (0.8~1) 10 底蓋加強(qiáng)肋厚度 e1 (0.8~0.85) 10 地腳螺栓直徑 d 2 28 地腳螺栓數(shù)目 n 6 軸承座聯(lián)接螺栓直徑 d2 0.75d 20 箱座與箱蓋聯(lián)接螺栓直徑 d3 (0.5~0.6)d 14 軸承蓋固定螺釘直徑 d4 (0.4~0.5)d 12 視孔蓋固定螺釘直徑 d5 (0.3~0.4)d 10 軸承蓋螺釘分布圓直徑 D1 125,140 軸承座凸緣端面直徑 D2 140,155 螺栓孔凸緣的配置尺寸 c1\c2\D0 表3-2 15, 13, 20 地腳螺栓孔凸緣的配置尺寸 c’1\c’2\D’0 表3-3 25，23，45 箱體內(nèi)壁與齒輪距離 △ ≥1.2 23 箱體內(nèi)壁與齒輪端面距離 △1 ≥ 23 底座深度 H 0.5da+(30~50) 384 外箱壁至軸承座端面距離 l1 c1+c2+(5~10) 33 3.3同步齒輪設(shè)計(jì) 1.選用直齒圓柱齒輪傳動(dòng) 兩齒輪均選用40Cr（表面淬火），選用8級(jí)精度，開式結(jié)構(gòu)，n=54r/min, 因?yàn)閮升X輥中心距為a=580mm，同步齒輪是傳動(dòng)比為1，完全相同的兩齒輪傳動(dòng)，有齒輪的分度圓直徑d1，=d2，=580mm，初選模數(shù)m，=10，z1，=z2，=58 2.按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì) 由設(shè)計(jì)計(jì)算公式進(jìn)行試算，即 d1，≥2.323KT4?d?u1uZEσH2 （1）確定公式內(nèi)各計(jì)算數(shù)值 1）初選載荷系數(shù)Kt=1.3 2）計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 T4=1.654106Nmm 3）選取齒寬系數(shù)?d=1 4）查得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8 5）按齒面硬度查得大、小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限σHlim1=σHlim2=1200MPa 6)計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) N1=60n1jLh=6054153008=3.9107 N2=N1 7）查圖取接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1=KHN2=1.19 8) 計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力 取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，有 [σH]1=KHN1σlim1S=1428MPa [σH]2=[σH]1 （2）計(jì)算 1）試算小齒輪分度圓直徑d1t，代入[σH]中較小值 d1t≥2.323KT1?d?u1uZEσH2 帶入數(shù)據(jù)有d1t≈98.3mm 2）計(jì)算圓周速度v v=πd1,n601000 帶入數(shù)據(jù)有v=0.278m/s 3) 計(jì)算齒寬b b=?d?d1,=98.3mm 4）計(jì)算齒寬和齒高之比bh 模數(shù) mt=d1,z1,=98.358=1.69 齒高 h=2.25mt=2.251.69≈3.82 則 bh= 26 5）計(jì)算載荷系數(shù) 根據(jù)v=0.278m/s,8級(jí)精度，查圖得動(dòng)載系數(shù)Kv=1.02，直齒輪有 KHα=KFα=1；查得使用系數(shù)KA=1.75;用插值法查8級(jí)精度、小齒輪相對(duì)支撐非對(duì)稱布置時(shí)KHβ=1.335;由bh=26，查圖得KFβ=1.29 故載荷系數(shù)K=KAKvKHαKHβ=1.751.0211.335≈2.383 6) 按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑 d1=d1，3KKt=98.332.3831.3≈120.3mm 7）計(jì)算模數(shù)m m=d1z1=120.358=2.07 3.按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì) 彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)公式為 m≥32KT1?dz12（YFaYSa[σF]） （1）確定公式內(nèi)各計(jì)算數(shù)值 1) 查得大、小齒輪彎曲疲勞強(qiáng)度極限