雙齒輥破碎機的設計(畢業(yè)論文+全套CAD圖紙)(答辯通過)

充值下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣加 414951605 充值下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣加 414951605 摘 要 我國目前原煤的破碎一般采用錘式破碎機或齒輥式破碎機。錘式破碎機是以高速運動的錘頭打擊物料，在破碎腔內受到相互破碎沖擊和剪切，可控性很差，容易產生過粉碎，而且對入料度有限制，不適合煤炭的粗、中碎作業(yè)。而齒輥式破碎機是在齒的作用下對物料進行劈碎，破碎后的物料直接排出，因此破碎粒度比較均勻。目前的雙齒輥破碎機由于整體結構的不合理和破碎齒磨損快不能修復等原因，使用效果大大降低甚至很差。 2PGC 450 500 新型雙齒輥破碎機是在吸取國內外先進技術的基礎上研制和設計出來的高強力破碎機，很有發(fā)展前景和市 場前景。 關鍵詞 ： 雙齒輥破碎機，破碎機，產品粒度 充值下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣加 414951605 充值下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣加 414951605 Abstract My current coal was broken generally using hammer-Breakers or teeth roller-Breakers. Hammer-Breakers is the dead against high velocity materials in the shattered debris impact and sheared by mutual broken, controllability poor had to smash easily, but there are restrictions on the Liaodu not suitable for coal rough, Chinese broken operations. And teeth roller-Breakers teeth in the role of materials returned broken, the broken material directly emit, broken granularity more evenly. The current two-tooth roller Breakers and the overall structure of the irrational can not repair broken teeth wear faster reasons, the use of significantly reduced or even poor. 2PGC-450 x 500-double teeth roller Breakers in lessons and on the basis of advanced technology and designed to develop high-strong Breakers, a development prospects and market prospects. Keyword： Double toothed roll crusher,Roll crusher,Product grain size 目錄 摘要 Abstract 第一章 緒論 1 1.1 項目的研究意義 1 1.2 國內外的科技現(xiàn)狀 1 1.3 設計特點 2 1.4 設計產品的用途和應用領域 2 1.5 設計方案 2 1.5.1 設計目標、研究內容和擬定解決的關鍵問題 2 1.5.2 設計方案 3 1.5.3 題目的可行性分析 4 1.5.4 本項目的創(chuàng)新之處 5充值下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣加 414951605 充值下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣加 414951605 第二章 破碎機的結構設計 6 2.1 結構的選擇與比較 6 2.2 破碎機參數(shù)的初步確定 8 2.3 原動機的確定 11 2.4 傳動機構的選擇與比較 11 第三章 破碎機的總體設計 14 3.1 帶傳動設計 14 3.2 齒輪傳動設計 18 3.3 齒輪強度校核 24 3.4 軸、軸承及鍵的設計 34 3.5 破碎機的總體結構設計 41 第四章 項目的技術經濟分析 44 4.1 2006 年的經濟預測 44 4.2 可能影響經濟運行質量的問題 44 4.3 綠色設計 45 第五章 專題論文 破碎粉磨機械的現(xiàn)狀及發(fā)展 47 專題正文 48 結論 58 致謝 59 參考文獻 60 附錄 1 翻譯原文 62 英文翻譯 68 買文檔送全套圖紙 扣扣 414951605 充值下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣加 414951605 充值下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣加 414951605 充值下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣加 414951605 充值下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣加 414951605 充值下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣加 414951605 充值下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣加 414951605 充值下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣加 414951605 充值下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣加 414951605 充值下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣加 414951605 充值下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣加 414951605 緒 論 1.1 項目的研究意義 隨著國家 經濟建設的快速發(fā)展 ,將 對礦藏資源需求量更高 、 更好，國家有限的資源量將無法滿足更多的 需求，雙齒輥式破碎機不僅要具有 高效 性 、環(huán)保 性， 更要具有復合性。通常使用的破碎機在工作時只能粗略的對礦石進行破碎，很多還需要二次破碎，仍無法滿足生產生活需要，為此就不得不改變物料的破碎方式，物料的破碎效率，物料破碎的安全性環(huán)保性等多方面問題，為解決此問題在老師的指導下我設計這臺雙齒輥式破碎機，它可以有效的解決上述問題。我相信這臺破碎機能有效的節(jié)省和利用資源，對于提高生產、率環(huán)境保護和降低成本將會起到決定性作用，它一定會有很廣闊的市場前景 ! 1.2 國內外現(xiàn)狀 充值下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣加 414951605 充值下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣加 414951605 輥式破碎機出現(xiàn)于 1806 年，它是一種較為古老的破 碎設備。但是，由于它的結構簡單、緊湊輕便、易于制造、工作可靠，特別是它的產品過粉碎少，因此，至今仍在選煤、冶金燒結、水泥、玻璃、陶瓷等工業(yè)部門，以及小型選礦廠中使用，而且有新的改進與發(fā)展。輥式破碎機被廣泛用于破碎軟質和中等硬度的物料，對破碎濕料和黏性物料和堅硬物料，使用范圍受到了限制。 近年來，國外輥式破碎機發(fā)展的得很快，種類也很齊全。按輥子的數(shù)目，輥式破碎幾可以分為單輥、雙輥、三輥、和四輥四種；按輥面形狀，可以分為光輥、齒輥、槽輥破碎機，輥式破碎機等等 就其結構而言，大多采用自動移動輥機結構，液壓調整，油 液控制系統(tǒng)等新技術、新結構。但各制造廠所采用的結構形式和控制系統(tǒng)各有不同，獨具特色。如美國 Pettibone 公司生產的雙輥破碎機，應用橡膠輪胎傳動，液壓調整機構，采用自動定位滾子軸承，運轉平穩(wěn)，使用壽命較長。還有美國 Portec 公司生產的三輥破碎機，由一個固定輥和兩個移動輥組成。移動輥由彈簧保持壓力及固定工作位置。固定輥由齒輪驅動，移動輥由橡膠輪胎傳動，可進行單向給料破碎和雙向給料破碎。三輥破碎機由單輥破碎機和雙輥破碎機組合而成。而四輥破碎機由兩個雙輥破碎機組合而成，這種破碎機能完成粗碎和終碎兩道工序，破 碎效率很高。 輥式破碎機的規(guī)格用輥子直徑 D 和長度 L 表示，例如輥子直徑為1200mm，輥子長度為為 1000mm 的輥式破碎機表示為： 1200mm 1000mm輥式破碎機。 1.3 設計特點 雙齒輥破碎機機的主要性能特點是： 1. 本機具有體積小、重量輕、噪聲低、安裝檢修都十分方便等特點； 2. 齒輥的結構尺寸都是根據(jù)產品粒度要求進行設計，破碎齒磨損后現(xiàn)場可 直接更換破碎牙齒， 大大降低了使用成本； 3. 過粉碎極低。采用剪切原理，小于要求粒度的物料直接通過，對于大于粒度要求的物料進行破碎，避免了進入破碎機的物料攙雜破碎的缺陷。對 于煤炭、焦碳等中等硬度物料，過粉碎率一般在 5%以下。 2PGC 450 500 新型雙齒輥破碎機是利用新型的齒形對物料進行剪切、拉伸、彎曲、刺破、折斷等作用實現(xiàn)破碎，特別適合用于原煤的粗碎和充值下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣加 414951605 充值下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣加 414951605 中碎，可簡化原煤的準備作業(yè)，是理想的煤炭破碎設備。 1.4 設計產品的用途和應用領域 破碎機是冶金、礦山、礦山、電力、化工、建筑、陶瓷、水泥和筑路等工業(yè)部門廣泛應用的設備，每年有大量原料和再利用的廢料都需要用破碎機進行加工處理，以達到下一級機械加工設備所要求的粒度，所以破碎機主要應用于礦區(qū)。 1.5 設計方案 1.5.1 設計目標、研究內容和擬定解決的關鍵問題 設計目標： 提高 雙輥齒破碎機齒輥 耐磨性和整體強度，使得齒輥在整個破碎工作過程中，不會因 雙齒輥破碎機輥齒的長時間工作和物料粒度過大 而發(fā)生變形，降低事故率，提高破碎效率，保證生產的正常進行，提高勞動生產率。 研究內容： （ 1）結構分析設計； （ 2）分析雙齒輥破碎機齒輥工作面 耐磨性及其整體強度； （ 3）整體結構優(yōu)化。 解決的關鍵問題：輥齒齒面嚴重磨損； 輥齒軸變形。 1.5.2 設計方案 設計方案 充值下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣加 414951605 充值下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣加 414951605 破 碎機理：雙齒輥破碎機的主要工作部件為兩個平行安裝的齒輥，每個齒輥沿軸向布置一定數(shù)量的齒環(huán)，通過齒輥的對轉實現(xiàn)對物料的破碎。其結構如圖 1所示。 齒對物料的作用過程可分為 3個階段。在第 1個階段，旋轉運動中的輥齒遇到大塊物料，首先對它進行沖擊剪切作用，接著對它進行撕拉作用。如果碎塊能被輥齒咬入則進入第 2 階段，否則輥齒沿物料表面強行猾過，靠輥齒的螺旋布置迫使物料翻轉，等待下一對齒的繼續(xù)作用。在圖 1 中，這一階段為齒從 1-1 位置到 2-2位置。第 2 階段從物料被咬入開始，到前一對齒脫離咬合終止。在圖 1 中表示為齒從 2-2位置 運動到 3-3 位置的過程。這一階段兩齒包容的截面由大逐漸變到最小，然后在增大，粒度大的物料由于包容體積逐漸變小而被強行擠壓剪碎，破碎后的物料被擠出，從齒側間隙漏下。 前一對齒開始脫離嚙合時，破碎的物料大量下漏排除，個別粒度仍然偏充值下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣加 414951605 充值下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣加 414951605 大的物料被兩齒輥下面的破碎砧阻擋，使其進行二次破碎。當齒運動到破碎砧附近時，與破碎砧共同作用，將大塊物料劈碎并將其強行排除，這就是第3 階段破碎。 至此，一對齒的破碎過程結束。每對齒環(huán)上有多少齒，齒輥運行一周時同樣的過程就進行多少次，循環(huán)往復。 破碎機設計方案：由三向異步電動機帶動皮帶論轉動，小皮帶輪向大皮帶輪完成第一級降速，大皮帶輪上小齒輪軸向第一齒輥軸完成第二級降速，第一皮帶輪帶動第二皮帶輪，同速傳動，兩齒輥相向轉動，由齒輥上破碎齒輪完成破碎工作，并且在兩齒輥中間下方破碎物料排出最密集的地方安放破碎砧，使物料進行二次破碎，達到更好的破碎效果，提高破碎生成率和降低生產成本和工作工序，已經破碎的物料由下面排料口直接排出。 1.5.3 題目的可行性分析： 輥式破碎機尤其適用于破碎黏性物料。它具有處理細料的優(yōu)點，尤其是用于洗選之 前的選煤過程。其處理能力較大，可達幾千噸 /時。當采用槽型和齒型齒板時，最好處理軟質材料和抗壓強度低于 800-1000kg/cm2 的中硬物料，如：黏土，石膏，煤炭，焦碳，尾礦，鋁土礦，滑石等。目前 隨著煤炭工業(yè)的發(fā)展和煤炭破碎加工技術的進步，特別是新的新型破碎方法的出充值下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣加 414951605 充值下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣加 414951605 現(xiàn)，煤礦石對破碎機齒輥工作表面的性能、破碎后物料粒度和使用可靠性的要求也越來越高，齒輥作為破碎工作面中工況最惡劣、負載情況最復雜的關鍵設備，它的性能、壽命和可靠性制約了其它設備能力的正常發(fā)揮，決定了高產高效輥式破碎機的可行性和經濟效益 。 改造方案的實 施，必將為企業(yè)帶來可觀的經濟效益和社會效益。 1.5.4 本項目的創(chuàng)新之處 傳統(tǒng)的破碎機大都是利用一對或幾對輥齒對塊狀物料進行擠壓破碎。且這些輥輪在軸上的安裝大都是并齊地排列在軸上，也就是它們的安裝鍵都在同一個空間角度上。這種傳統(tǒng)的破碎機它的破碎效果不太理想。 在設計過程中，我對傳統(tǒng)的破碎機進行了結構優(yōu)化設計。首先，對輥齒的空間安裝位置進行改進，把輥齒在軸上成螺旋式安裝布置，也就是連接鍵成角度布置其值為：第一個鍵槽角度為 00其它的依次為 150 、 300 、 450、 600、750。這樣設計能對塊狀物料進行階 段性破碎。也就是能對塊狀物料進行多次破碎。它能很好地提高破碎效率。 同時為了更好地，進一步地提高破碎效率。在每兩個嚙合輥齒嚙合處的正下方加上一個破碎砧。破碎砧利用它的兩個側面與嚙合輥齒下方的齒面再次地對物料進行進一步破碎具體工作原理如下： 圖 3 破碎砧的工作原理圖 第二章 破碎機的結構設計 充值下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣加 414951605 充值下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣加 414951605 2.1 結構的選擇與比較 傳動機構的實現(xiàn)方式很多， 好的傳動機構不僅可以大大提高破碎的效率，而且可以節(jié)省功耗。傳動機構為齒輪機構，執(zhí)行機構是從齒輥作 滾動的一對齒輥機構。實現(xiàn)上述功能的機構有很多下圖所示的幾種結構的優(yōu)缺點如圖的右側所示 方案一： 方案二： 這種結構使用的是一臺三向異步電動機帶動小齒輪，小齒輪帶動一級輥子轉動，在一級輥子的另一端裝有和二級輥子完全相同的齒輪只起到傳動的作用，兩輥子同速相向轉動完成破碎任務，這種方案可以完成破碎，且具有噪聲小，平穩(wěn)性好，結構簡 單，高效率等多方面優(yōu)點，但一級輥子上的第二只齒輪多余，造成浪費。 充值下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣加 414951605 充值下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣加 414951605 方案三： 如圖所示的結構，其布局基本與方案一相同，不同的是采用兩個同型號的三向異步電機分別帶動兩個輥子轉動，這種設計方案破碎效果很好，但造價相當昂貴，且在不需要調動破碎粒度的時候不需要采用兩個動力源，故舍棄。 這種結構不但具有方案一的所有優(yōu)點，而且克服了方案一多余齒輪造成浪費的缺點，還在齒輥下方加入破碎砧，進行二次破碎，進一步提高破碎效率，其結構簡單，布局合理，故選用此設計方案。 充值下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣加 414951605 充值下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣加 414951605 2.2 破碎機參數(shù)的初步確定 性能：輥子規(guī)格 450 500 D L/mm 給料粒度 200 0D/mm 排料粒度 0 25； 0 50； 0 75； 0 100 0d/mm 生產率 20； 35； 45； 55 Q/（ t/h） 輥子轉數(shù) 64 n/（ r/min） 電機功率 8； 11 N/ kw 機器質量 3.765 m/ t 計算參數(shù)： 1輥子直徑 輥子直徑 D 與給料粒度 d 有關， 它們之間的關系決定于輥皮與被破碎物料間的摩擦系數(shù)的大小。 對于光輥： D 20d 輥皮表面帶有溝槽： D=（ 10 12） d 輥皮表面鑲齒： D=（ 2 6） d 對于我所設計的雙齒輥破碎機，所破碎的物料粒度在 100 200mm 范圍內。 D=（ 2 6）（ 100 200） =（ 200 1200） mm 取 D=450mm 由于 450 500 型雙齒輥破碎機較接近設計要求，故選用。 2輥子工作轉速 輥子最合適的轉速與 輥皮表面特征，被破碎物料的硬度和尺寸大小有關，一般都是根據(jù)經驗決定的。它要保證機器有最大的生產率，功率消耗又要少，同時還要考慮輥皮的磨損不能太快。通常破碎無聊的粒度越大，輥子轉速越低，輥皮表面有溝槽或鑲齒的輥子，他的轉速應比光輥的低；當破碎軟的或脆的物料時，轉速應高些，而破碎硬物料時應低些。根據(jù)經驗： N=（ 120 420） fDd充值下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣加 414951605 充值下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣加 414951605 式中： n 輥子轉速 （ r/min）； f 被破碎物料與輥皮之間 的摩擦系數(shù)； 被破碎物料的容積重 （ Kg/ 3cm ）； D 輥子直徑 （ cm）； D 給料粒度 （ cm）。 按照設計要求可知， d=10 20cm，一般摩擦系數(shù)取 f =0.30 0.35，（或摩擦角 =16 45 19 18），取 f =0.325， =arctan0.325=18 ， D=45cm，r=1.3 1.45Kg/ 3cm ，取 r=1.35 103 Kg/ 3cm 。 n=（ 120 420） fDd=（ 120 420）30 . 3 2 51 . 3 5 1 0 4 5 2 0 =62.06 217.22（ r/min） 光輥破碎機每分鐘工作轉數(shù)取上式的上限，帶溝槽的輥子取中等數(shù)值，而帶牙齒的輥子則應取其下限，故取 n=64r/min。 3生產率 雙輥式破碎機的理論生產率與工作時兩輥子的間距 e，輥子圓周速度 v以及輥子規(guī)格等因素有關。假設在輥子全長上均勻地填滿物料，而且破碎機的給料和排料都是連續(xù)的，料帶的寬度等于輥子長度 L，厚度等于輥子的間距 e，卸出速度等于輥子圓周速度 v，因此破碎機的體積生產能力為 TQ 3 6 0 0 LeVm3 /h 實際上，喂入物料并布滿整個長度，同時卸出物料是松散的，故必須乘上系數(shù) 加以修正，而物料落下的速度與輥子圓周速度的關系為 V=60Dn，則： Q=188 Le Dn 式中 Q 生產率 （ t/h）； n 輥子轉速 （ r/min）； 充值下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣加 414951605 充值下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣加 414951605 破碎產品的松散容重，接近 1 （ t/m3 ）； L 輥子長度 （ m）； D 輥子直徑 （ m）； 輥子長度利用系數(shù)和排料松散度系數(shù)，對于中硬度物料， =0.2 0.3；對于粘性和潮濕物料，如煤，焦碳等， =0.4 0.6； e 排料口寬度 （ m）。 當破碎硬質物料時，在破碎力的作用下，后輥彈簧受壓縮，使轉輥之間距增大，通常間距約為增大 1/4，故 Q=235 Le Dn t/h Q=235 Le Dn =235 （ 0.4 0.6） 0.5 1 0.45 0.025 64 =33.84 50.76（ t/h） 4輥子功率的計算 輥式破碎機功率，一般采用經驗公式來估算。破碎中硬物料時，破碎機所需功率為 N=0.794KLV 式中 V 輥子圓周速度 m/s； L 輥子長度 m； K 系數(shù)， K= 00.6Dd+0.15，0D和 d 分別是給料與排料粒度； 對于破碎煤或焦碳用的齒輥破碎機，則輥子功率為 N=KLDn kw 式中 D 輥子直徑 m； L 輥子長度 m； n 輥子轉速 r/min； K 系數(shù)，破碎煤時， K=0.85。 N= KLDn=0.85 0.5 0.45 64=12.24 kw 充值下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣加 414951605 充值下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣加 414951605 2.3 原 動機的確定 為了能對整個機械系統(tǒng)提供穩(wěn)定有力原動力的裝置，只有合適的選擇原動機的類型才能有效的使系統(tǒng)發(fā)揮其作用，電動機的選用，主要從選用的電動機的功率、工作電壓、種類、型式及破碎機結構考慮，粗算破碎機傳動效率： 0N g 1 2 3 4 5 6 g g g g g/AK=N 式中 0N 電機額定功率 kw AK 工況系數(shù)，破碎機屬于的載荷很大的工作機器，按每天工作10 16 小時計算，取AK=1.4； 1 帶傳動效率， 0.95； 2 4 6、 、 滾動軸承效率， 0.98； 35、 8 級精度圓柱齒輪傳動效 率， 0.97。 則 0N=NAKg/(1 2 3 4 5 6 g g g g g)=20.37 kw 雙齒輥破碎機的電動機需要起動轉矩大、噪聲低、振動小、可靠性高、功率等級高，能承受經常的機械沖擊及振動的類型。綜合上述因素可以做出選擇 Y225M-8 型。 2.4 傳動機構的選擇與比較 1 傳動機構的重要性 ： 在原動機和工作機之間必須加入傳動裝置，通過它來傳遞動力或改變運動形式、參數(shù)，這是因為： 1)工作機所要求的速度通常和原動機的額定速度不一致，需要減速或增速 (大多數(shù)情況下要求減速 )。 充值下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣加 414951605 充值下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣加 414951605 2)工作機要根據(jù)生產要求進行速度調節(jié)，而原動機通常只以一種恒定的額定轉速運轉，如果通過改變原動機的速度來滿足工作機的變速要求，往往經濟成本較高。對于某些類型的原動機無法通過其本身變速來滿足工作機的生產工藝要求。 3)原動機的運動形式比較單一，比如通常只能作勻速轉動，而工作機的運動形式由生產的工藝要求而定，它們是多種多樣的，如直線運動、往復擺動、螺旋運動等等。 4)在單機集中驅動時，需 要一臺原動機來帶動若干組不同速度大小，不同運動形式的工作機 (或執(zhí)行機構 )。 5)為了工作安全及維修方便，或因機器的外廓尺寸受到安裝空間、運輸條件的限制等其它原因必須把原動機和工作機分成兩個部件，而它們中間則出傳動裝置來連接。 2 傳動類型選擇 （ 1）傳動類型選擇時應考慮的因素 選擇傳動類型時所依據(jù)的主要指標應是：效率高、經濟成本低、外廓尺寸小、重量輕、運動性能良好及便于加工制造和維修，既能滿足生產條件又安全可靠。具體地說選擇傳動類型時應考慮到： 1）原動機的工況應與工作機工況相匹配，即它們的工作點接近各自的最佳工況，而且工作點盡可能穩(wěn)定。原動機和傳動裝置在起動、制動、調速性能、機械特性、反向和空載等方面能符合工作機的要求。 2)對傳動的尺寸、重量和布置方面應做到緊湊、輕巧、合理，同時又要便于安裝和維修。 3)能適應工作環(huán)境條件，加多塵、高溫、低溫、潮濕、腐蝕、易燃、易爆等惡劣環(huán)境、噪聲的限度等。 4)經濟成本低，即工作壽命長、傳動效率高、初始費用、運轉費用和維修費用低。 5)操作和控制方式簡便。 6)必須符合國家的技術政策，現(xiàn)場的技術條件和環(huán)境保護等其它要。 （ 2） 傳動類型選擇的原則 1)對于大功率傳動，應優(yōu) 先選用高效率的傳動，以節(jié)約能源。 2)當工作機要求與原動機同步時，不宜采用摩擦傳動，而應采用無滑動的傳動裝置 (如嚙合傳動 )。 充值下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣加 414951605 充值下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣加 414951605 3)傳動裝置應盡可能采用標準化、系列化產品，便于互換從而降低初始和維修費用。 4)當載荷變化頻繁，而且可能出現(xiàn)過載時，不宜采用嚙合傳動而可采用摩擦傳動、流體傳動，或在傳動裝置中配備過載保護設施。 5)為了降低初始費用，在滿足使用要求前提下，盡可能選擇結構簡單的傳動裝置，即簡化和縮短傳動鏈。 6)若原動機的調速速比能與工作機的變速要求相適應時，可直接聯(lián)接或采用定傳動比的傳動裝置；當工作 機要求的變速范圍大，原動機的調速措施不能滿足其機械特性和經濟要求時，應采用變傳動比的傳動。通常從降低成本角度出發(fā)盡量采用有級變速，只有工作機生產工藝需要連續(xù)變速時，才選用無級變速傳動。此外，在傳動裝置中傳動比的分配應合理。 如下圖所示傳動機構，選擇了帶式傳動機構。因為雙齒輥破碎機所需要的傳動精度不需要太高，而且功率消耗很大需要安全保障，使用帶式傳動機構很安全。因為雙齒輥破碎機的電動機的轉速是 730r/min，而輥子的轉速需要 64 r/min，要求傳動比為 11.4127。 11.4127=4.12*2.77*1，因為帶式傳動機構所需要的傳動精度不需要太高，故帶式部分的傳動比為 4.12 第一對齒輪的傳動比為 2.77 第二對齒輪的傳動比為 1。即 I 帶 =4.12， i12=2.77,i23=1 充值下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣加 414951605 充值下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣加 414951605 第三章 破碎機的總體設計 3.1 帶傳動設計 1設計功率 dPkw dP=PAKg式中 P 工作機功率 kw dP=1.4 14.55=20.37 kw 2帶型 根據(jù)dP和1n選取有效寬度制 V 帶，選取 15N/15J 型有效寬度制 V 帶。 式中 1n 小帶輪轉速 r/min。 3傳動比 i i= 2121(1 )ppdnnd ( =0.01 0.02) 式中 2n 大帶輪轉速 r/mim； 1pd 小帶輪節(jié)圓直徑，可視為基準直徑1dd； 2pd 大帶輪節(jié)圓直徑，可視為基準直徑2dd； 彈性滑動系數(shù)； 有效寬度制窄 V 帶： pd=ed-2 eV 充值下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣加 414951605 充值下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣加 414951605 取1pd=197.4mm，2pd=797.4mm，則 21(1 )ppdid = 7 9 7 .4(1 0 .0 2 ) 1 9 7 .4 g=4.12， 2n=1ni=177 r/min 4小帶輪有效直徑1ed及大帶輪有效直徑2ed（為提高 V 帶壽命，在經濟條件允許的情況下，ed值較大選取。 1ed=200mm，2ed=800mm 5帶速 V m/s V= 1160 1000pdng= 197.4 73060 1000 ggg=7.55 m/s 窄 V 帶 maxV=35m/s， V 20m/s 時，可以充分發(fā)揮帶的傳動能力，一般V 不低于 5m/s，滿足要求， 7.5m/s5m/s。 6初定中心距離 1 2 0 1 20 . 7 ( ) 2 ( )e e e ed d a d d 則 7000a2000，取0a=1500mm 7有效長度0eL0eL=20a+2 12()eedd+ 2210()4eedda =4630.8 mm 圓整近似選取0eL=4570 mm 充值下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣加 414951605 充值下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣加 414951605 8實定中心距 a mm a0a+02eeLL=1469.6 mm 取 a=1470 mm 9小帶輪包角11=180 -21eedda 57.3 =156.6 10根 V 帶額定功率 1Pkw 根據(jù)帶型，1ed及1n選取 1P=7.62 kw 11 i 1 時的單根 V 帶額定功率增量1PVkw 根據(jù)帶型，1ed及1n選取 1PV=0.69 kw 12 V 帶根數(shù) Z Z =11()dLPP P K KV式中 K 包角修正系數(shù)，取 K=0.93； LK 帶長修正系數(shù)，取LK=1.06。 Z = 2 0 . 3 7( 7 . 6 2 0 . 6 9 ) 0 . 9 3 1 . 0 6 gg=2.49 取 Z =3 13帶輪寬度 D=2e+2f=35 0.25+26=61 0.5 mm 14單根 V 帶初張緊力0FN 充值下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣加 414951605 充值下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣加 414951605 0F=0.9500（ 2.5K-1）2dPV+mV2 式中 m V 帶單位長度質量 Kg/m，取 m=0.20 Kg/m。 0F=0.9500（ 2.50.93-1） 20.3727.55g+0.20 7.552 =693.5 N 15作用在軸上的力rFN rF=20Fsin12=2 693.5 sin156.62 =1358.2 N maxF=1.5rF=2037.3 N（新帶的初張緊力為正常張緊力的 1.5 倍。） tfa16切邊長 t mm t= 22 12()4eedda = 22 ( 8 0 0 2 0 0 )14704 =1439.1 mm 17撓度 f mm 充值下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣加 414951605 充值下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣加 414951605 f =1.6100t=23.0 mm 18載荷 Wd N 新安裝的帶 Wd= 001.516FtFLeV 式中 0FV 初張緊力的增量，取0FV=40N。 Wd= 4 0 1 4 3 9 . 11 . 5 6 9 3 . 5 457016 gg =65.8 N； 運轉后的帶 Wd= 001.316FtFLeV =57.1 N； 最小極限值 Wdmin=44.1 N。 3.2 齒輪傳動設計 1選定齒輪類型，精度等級，材料及齒數(shù) 1) 按 1.5 所示的傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動。 2) 雙齒輥破碎機為一般重載工作機器，速度不高，故選用 8 級精度。 3) 材料選擇。選擇小齒輪材料為 40Cr（熱處理，調質 ,表面氮化，深度為 0.2 0.3mm），硬度為 HB260 290， 齒輪硬度 Hv550；大齒輪材料為 40Cr（熱處理，調質），硬度為 HB260 290。 4) 選小齒輪齒數(shù) 1Z=19，已知大齒輪轉速為 64r/min，小齒輪轉速為 177r/min。 5) 傳動比 i=u=21ZZ = 17764 =2.77，故 2Z =u 1Z =19 2.77=52.63，取2Z=53。 充值下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣加 414951605 充值下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣加 414951605 2按齒面接觸強度設計 2131 12 . 3 2 ( )t EtdHKT Zudu g 1）確定公式內的各計算數(shù)值 （ 1）試載荷系數(shù) tK=1.3 （ 2）計算小齒輪傳遞轉矩 1T=95.5 1051P/1n=95.5 105APK電12/1n=95.5 105 14.63177=789359 N 1 1 0 8 8 7 .7145AtKFb （ 3）取齒寬系數(shù) d=1 （ 4）查得材料的彈性影響系數(shù) EZ=189.8 MPa1/2 （ 5）按齒面硬度查得大小齒輪的接觸疲勞極限為 lim1H=600 MPa, lim2H=600 MPa （ 6）計算應力循環(huán)次數(shù) 1N=60jhL 1n式中 j 齒輪每轉一周時，同一齒面嚙合的次數(shù)； hL 齒輪的工作壽命 h； 假設破碎機壽命為 10 年（一年工作 300 天，每天工作 10 小時） 1N=60 1 177（ 15 300 10） =4.779 108 充值下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣加 414951605 充值下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣加 414951605 2N=1N/u=1.725 108 （ 7）查得接觸疲勞壽命系數(shù) 1HNK=0.95； 2HNK=0.98 （ 8）計算接觸疲勞許用應力 1H=1 lim1HN HK S式中 S 安全系數(shù) S=1，取失效概率為 1% 1H=0.95 600 MPa=570 MPa 2H=0.98 600 MPa=588 MPa 2）計算 （ 1）試算小齒輪分度圓直徑1td，帶入 H中較小的值 1td 2.32 23 1 . 3 7 8 9 3 5 9 3 . 7 7 1 8 9 . 8()1 2 . 7 7 5 7 0 =124.584 mm （ 2）計算圓周速度 1V1V= 1160 1000dn= 1 2 4 .5 8 4 1 7 76 0 1 0 0 0 =1.15 m/s （ 3）計算齒寬 b b=1dtdg=1 124.584 mm=124.584 mm （ 4）計算齒寬與齒高之比 b/h 模數(shù) tm=1td/1Z=124.584/19=6.557 mm 齒高 h=2.25tm=2.25 6.557=14.75 mm b/h=124.584/14.7=8.45 充值下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣加 414951605 充值下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣加 414951605 （ 5）計算載荷系數(shù) 根據(jù)1V=1.15 m/s，八級精度，查得動載荷系數(shù) vK=1.1； 直齒輪，假設 /AtK F b100 N/mm，查得HFKK=1.2；查得使用系數(shù)AK=1； 查得 8 級精度，小齒輪相對支撐非對稱布置時 HK=1.15+0.18（ 1+0.6 2d） 2d+0.31 10 3 b =1.15+0.18(1+0.6 1 2 ) 1 2 +0.31 10 3 124.584 =1.477 由 b/h=8.45，HK=1.477 查得 FK=1.38，故載荷系數(shù) K=AK VK HK HK=1 1.1 1.2 1.477=1.95 （ 6）按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑得 1d=1td 3 / tKK=124.584 3 1.95 /1.3 =142.60 mm （ 7）計算模數(shù) m=11/dZ=7.51 mm 3按齒根彎曲強度設計 彎曲強度的設計公式為 m 13 212 ()FSdFYYKTZ 1）確定公式內的各計算數(shù)值 （ 1）查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限 1FE=500 MPa，大齒輪的彎曲疲勞強度極限 2FE=500 MPa。 充值下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣加 414951605 充值下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣加 414951605 （ 2）查得彎曲疲勞壽命系數(shù) 1FNK=0.85，2FNK=0.87。 （ 3）計算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞安全系數(shù) S=1.4，得 1F=111.4FN FEK g= 0.85 5001.4MPa=303.57 MPa 2F=221.4FN FEK g= 0.87 5001.4MPa=310.71 MPa （ 4）計算載荷系數(shù) K K=AK VK FFKK=1 1.1 1.2 1.38=1.822 （ 5）查取齒型系數(shù)得 1FY=2.85， 2FY=2.31 （ 6）查取應力校正系數(shù) 1SY=1.54， 2SY=1.71 （ 7）計算大小齒輪的 FSFYY，并加以比較 111FSFYY = 2.85 1.54303.57 =0.01446 222SFFYY = 2.31 1.71310.71 =0.01271 小齒輪的數(shù)值大 2）設計計算 3 22 1 . 8 2 2 7 8 9 3 5 9 0 . 0 1 4 4 61 1 9m =4.87 mm 對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù) m 大于齒根彎曲疲勞充值下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣加 414951605 充值下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣加 414951605 強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù) m 的大小主要取決于彎曲強度所決定的載荷能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力僅與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關，可取彎曲強度計算得的模數(shù) 4.87，并就近完整為標準值 m=5 mm，按接觸強度算得的分度圓直徑1d=142.6mm， 則 1Z=1d/m=142.6/5=28.52， 取1Z=29 2Z=u1Z=2.77 29=80.33， 取 2Z=80 這樣設計出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并作到了 結構緊湊，避免浪費。 4幾何尺寸計算 1）計算分度圓直徑 1d=1Zm=29 5=145 mm 2d=2Zm=80 5=400 mm 2）計算中心距 1a=（1d+2d） /2 =（ 145+400） /2=272.5 mm 3）計算齒輪寬度 b=1dd=145 取 2B=145 mm， 1B=150 mm 4）齒數(shù)比 u=21ZZ =8029 =2.77 5）齒頂高 1ah=2ah= *ah m=5 mm 6）齒根高 1fh=2fh=（ *ah + *c ） m=6.25 mm 7）全齒高 1h=2h=（ 2 *ah + *c ） m=11.25 mm 充值下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣加 414951605 充值下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣加 414951605 8）齒頂圓直徑 1ad=（1Z+2 *ah） m=155 mm 2ad=（2Z+2 *ah） m=410 mm 9）齒根圓直徑 1fd=（1Z-2 *ah-2 *c ） m=132.5 mm 2fd=（2Z-2 *ah-2 *c ） m=377.5 mm 10）基圓直徑 1bd=1dcos =138.3 mm 2bd=2dcos =375.9 mm 11）齒距 p= m=15.7 mm 12）齒厚 (s)=齒槽寬 (e) s=e= m/2=7.9 mm 13）驗算 tF=112Td = 2 789359145 =10887.7 N AtKFb= 1 10887.7145N/mm=75.09 N/m100 N/mm，滿足要求，可 以使用。 注：第二根輥轉速與第一根輥轉速一致，因此選用與第一根齒輪相同齒輪，只起傳動作用。 3.3 齒輪強度校核 1齒面接觸疲勞強度校核 齒面接觸疲勞強度條件 H HP式中 H 計算接觸應力 N/mm2 ； HP 許用接觸應力 N/mm2 。 充值下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣加 414951605 充值下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣加 414951605 （ 1）計算應力 11tH H E A V H HF uZ Z Z K K K Kb d u g 式中 HZ 節(jié)點區(qū)域系數(shù)； EZ 材料彈性系數(shù) 2/N mm ； Z 接觸強度計算的重合度與螺旋角系數(shù)； tF 分度圓上的圓周力 N； b 齒寬 mm； 1d 小齒輪分度圓直徑 mm； u 齒數(shù)比； AK 使用系數(shù)； VK 動載系數(shù)； HK、FK 齒向載荷分布系數(shù)； HK、FK 齒間載荷分布系 數(shù)。 1）HZ的確定 變位系數(shù)12xx、的選擇 按 Z=1Z+2Z=29+80=109，選擇 x=1.6，查得 yV =0.146 ，所以y=x- yV =1.6-0.146=1.454， a=（2Z+y） m=（ 109/2+1.454） 5=279.77 mm， 充值下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣加 414951605 充值下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣加 414951605 取 a=280 mm， y=1.5,求出 yV =0.14， x=y+ yV =1.5+0.14=1.64，選出 1x=0.745， 2x=0.921 1212xxZZ = 0 .7 4 5 0 .9 2 12 9 8 0 =0.0153，分度圓螺旋角 =0 ，查得 HZ =2.26 2）彈性系數(shù)EZ的確 定 取EZ=189.8 2/N