双齿辊破碎机的设计(毕业论文+全套CAD图纸)(答辩通过)

充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 摘 要 我国目前原煤的破碎一般采用锤式破碎机或齿辊式破碎机。锤式破碎机是以高速运动的锤头打击物料，在破碎腔内受到相互破碎冲击和剪切，可控性很差，容易产生过粉碎，而且对入料度有限制，不适合煤炭的粗、中碎作业。而齿辊式破碎机是在齿的作用下对物料进行劈碎，破碎后的物料直接排出，因此破碎粒度比较均匀。目前的双齿辊破碎机由于整体结构的不合理和破碎齿磨损快不能修复等原因，使用效果大大降低甚至很差。 2PGC 450 500 新型双齿辊破碎机是在吸取国内外先进技术的基础上研制和设计出来的高强力破碎机，很有发展前景和市 场前景。 关键词 ： 双齿辊破碎机，破碎机，产品粒度 充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 充值下载文档就送全套 CAD 图纸 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 目录 摘要 Abstract 第一章 绪论 1 1.1 项目的研究意义 1 1.2 国内外的科技现状 1 1.3 设计特点 2 1.4 设计产品的用途和应用领域 2 1.5 设计方案 2 1.5.1 设计目标、研究内容和拟定解决的关键问题 2 1.5.2 设计方案 3 1.5.3 题目的可行性分析 4 1.5.4 本项目的创新之处 5充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 第二章 破碎机的结构设计 6 2.1 结构的选择与比较 6 2.2 破碎机参数的初步确定 8 2.3 原动机的确定 11 2.4 传动机构的选择与比较 11 第三章 破碎机的总体设计 14 3.1 带传动设计 14 3.2 齿轮传动设计 18 3.3 齿轮强度校核 24 3.4 轴、轴承及键的设计 34 3.5 破碎机的总体结构设计 41 第四章 项目的技术经济分析 44 4.1 2006 年的经济预测 44 4.2 可能影响经济运行质量的问题 44 4.3 绿色设计 45 第五章 专题论文 破碎粉磨机械的现状及发展 47 专题正文 48 结论 58 致谢 59 参考文献 60 附录 1 翻译原文 62 英文翻译 68 买文档送全套图纸 扣扣 414951605 充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 绪 论 1.1 项目的研究意义 随着国家 经济建设的快速发展 ,将 对矿藏资源需求量更高 、 更好，国家有限的资源量将无法满足更多的 需求，双齿辊式破碎机不仅要具有 高效 性 、环保 性， 更要具有复合性。通常使用的破碎机在工作时只能粗略的对矿石进行破碎，很多还需要二次破碎，仍无法满足生产生活需要，为此就不得不改变物料的破碎方式，物料的破碎效率，物料破碎的安全性环保性等多方面问题，为解决此问题在老师的指导下我设计这台双齿辊式破碎机，它可以有效的解决上述问题。我相信这台破碎机能有效的节省和利用资源，对于提高生产、率环境保护和降低成本将会起到决定性作用，它一定会有很广阔的市场前景 ! 1.2 国内外现状 充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 辊式破碎机出现于 1806 年，它是一种较为古老的破 碎设备。但是，由于它的结构简单、紧凑轻便、易于制造、工作可靠，特别是它的产品过粉碎少，因此，至今仍在选煤、冶金烧结、水泥、玻璃、陶瓷等工业部门，以及小型选矿厂中使用，而且有新的改进与发展。辊式破碎机被广泛用于破碎软质和中等硬度的物料，对破碎湿料和黏性物料和坚硬物料，使用范围受到了限制。 近年来，国外辊式破碎机发展的得很快，种类也很齐全。按辊子的数目，辊式破碎几可以分为单辊、双辊、三辊、和四辊四种；按辊面形状，可以分为光辊、齿辊、槽辊破碎机，辊式破碎机等等 就其结构而言，大多采用自动移动辊机结构，液压调整，油 液控制系统等新技术、新结构。但各制造厂所采用的结构形式和控制系统各有不同，独具特色。如美国 Pettibone 公司生产的双辊破碎机，应用橡胶轮胎传动，液压调整机构，采用自动定位滚子轴承，运转平稳，使用寿命较长。还有美国 Portec 公司生产的三辊破碎机，由一个固定辊和两个移动辊组成。移动辊由弹簧保持压力及固定工作位置。固定辊由齿轮驱动，移动辊由橡胶轮胎传动，可进行单向给料破碎和双向给料破碎。三辊破碎机由单辊破碎机和双辊破碎机组合而成。而四辊破碎机由两个双辊破碎机组合而成，这种破碎机能完成粗碎和终碎两道工序，破 碎效率很高。 辊式破碎机的规格用辊子直径 D 和长度 L 表示，例如辊子直径为1200mm，辊子长度为为 1000mm 的辊式破碎机表示为： 1200mm 1000mm辊式破碎机。 1.3 设计特点 双齿辊破碎机机的主要性能特点是： 1. 本机具有体积小、重量轻、噪声低、安装检修都十分方便等特点； 2. 齿辊的结构尺寸都是根据产品粒度要求进行设计，破碎齿磨损后现场可 直接更换破碎牙齿， 大大降低了使用成本； 3. 过粉碎极低。采用剪切原理，小于要求粒度的物料直接通过，对于大于粒度要求的物料进行破碎，避免了进入破碎机的物料搀杂破碎的缺陷。对 于煤炭、焦碳等中等硬度物料，过粉碎率一般在 5%以下。 2PGC 450 500 新型双齿辊破碎机是利用新型的齿形对物料进行剪切、拉伸、弯曲、刺破、折断等作用实现破碎，特别适合用于原煤的粗碎和充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 中碎，可简化原煤的准备作业，是理想的煤炭破碎设备。 1.4 设计产品的用途和应用领域 破碎机是冶金、矿山、矿山、电力、化工、建筑、陶瓷、水泥和筑路等工业部门广泛应用的设备，每年有大量原料和再利用的废料都需要用破碎机进行加工处理，以达到下一级机械加工设备所要求的粒度，所以破碎机主要应用于矿区。 1.5 设计方案 1.5.1 设计目标、研究内容和拟定解决的关键问题 设计目标： 提高 双辊齿破碎机齿辊 耐磨性和整体强度，使得齿辊在整个破碎工作过程中，不会因 双齿辊破碎机辊齿的长时间工作和物料粒度过大 而发生变形，降低事故率，提高破碎效率，保证生产的正常进行，提高劳动生产率。 研究内容： （ 1）结构分析设计； （ 2）分析双齿辊破碎机齿辊工作面 耐磨性及其整体强度； （ 3）整体结构优化。 解决的关键问题：辊齿齿面严重磨损； 辊齿轴变形。 1.5.2 设计方案 设计方案 充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 破 碎机理：双齿辊破碎机的主要工作部件为两个平行安装的齿辊，每个齿辊沿轴向布置一定数量的齿环，通过齿辊的对转实现对物料的破碎。其结构如图 1所示。 齿对物料的作用过程可分为 3个阶段。在第 1个阶段，旋转运动中的辊齿遇到大块物料，首先对它进行冲击剪切作用，接着对它进行撕拉作用。如果碎块能被辊齿咬入则进入第 2 阶段，否则辊齿沿物料表面强行猾过，靠辊齿的螺旋布置迫使物料翻转，等待下一对齿的继续作用。在图 1 中，这一阶段为齿从 1-1 位置到 2-2位置。第 2 阶段从物料被咬入开始，到前一对齿脱离咬合终止。在图 1 中表示为齿从 2-2位置 运动到 3-3 位置的过程。这一阶段两齿包容的截面由大逐渐变到最小，然后在增大，粒度大的物料由于包容体积逐渐变小而被强行挤压剪碎，破碎后的物料被挤出，从齿侧间隙漏下。 前一对齿开始脱离啮合时，破碎的物料大量下漏排除，个别粒度仍然偏充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 大的物料被两齿辊下面的破碎砧阻挡，使其进行二次破碎。当齿运动到破碎砧附近时，与破碎砧共同作用，将大块物料劈碎并将其强行排除，这就是第3 阶段破碎。 至此，一对齿的破碎过程结束。每对齿环上有多少齿，齿辊运行一周时同样的过程就进行多少次，循环往复。 破碎机设计方案：由三向异步电动机带动皮带论转动，小皮带轮向大皮带轮完成第一级降速，大皮带轮上小齿轮轴向第一齿辊轴完成第二级降速，第一皮带轮带动第二皮带轮，同速传动，两齿辊相向转动，由齿辊上破碎齿轮完成破碎工作，并且在两齿辊中间下方破碎物料排出最密集的地方安放破碎砧，使物料进行二次破碎，达到更好的破碎效果，提高破碎生成率和降低生产成本和工作工序，已经破碎的物料由下面排料口直接排出。 1.5.3 题目的可行性分析： 辊式破碎机尤其适用于破碎黏性物料。它具有处理细料的优点，尤其是用于洗选之 前的选煤过程。其处理能力较大，可达几千吨 /时。当采用槽型和齿型齿板时，最好处理软质材料和抗压强度低于 800-1000kg/cm2 的中硬物料，如：黏土，石膏，煤炭，焦碳，尾矿，铝土矿，滑石等。目前 随着煤炭工业的发展和煤炭破碎加工技术的进步，特别是新的新型破碎方法的出充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 现，煤矿石对破碎机齿辊工作表面的性能、破碎后物料粒度和使用可靠性的要求也越来越高，齿辊作为破碎工作面中工况最恶劣、负载情况最复杂的关键设备，它的性能、寿命和可靠性制约了其它设备能力的正常发挥，决定了高产高效辊式破碎机的可行性和经济效益 。 改造方案的实 施，必将为企业带来可观的经济效益和社会效益。 1.5.4 本项目的创新之处 传统的破碎机大都是利用一对或几对辊齿对块状物料进行挤压破碎。且这些辊轮在轴上的安装大都是并齐地排列在轴上，也就是它们的安装键都在同一个空间角度上。这种传统的破碎机它的破碎效果不太理想。 在设计过程中，我对传统的破碎机进行了结构优化设计。首先，对辊齿的空间安装位置进行改进，把辊齿在轴上成螺旋式安装布置，也就是连接键成角度布置其值为：第一个键槽角度为 00其它的依次为 150 、 300 、 450、 600、750。这样设计能对块状物料进行阶 段性破碎。也就是能对块状物料进行多次破碎。它能很好地提高破碎效率。 同时为了更好地，进一步地提高破碎效率。在每两个啮合辊齿啮合处的正下方加上一个破碎砧。破碎砧利用它的两个侧面与啮合辊齿下方的齿面再次地对物料进行进一步破碎具体工作原理如下： 图 3 破碎砧的工作原理图 第二章 破碎机的结构设计 充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 2.1 结构的选择与比较 传动机构的实现方式很多， 好的传动机构不仅可以大大提高破碎的效率，而且可以节省功耗。传动机构为齿轮机构，执行机构是从齿辊作 滚动的一对齿辊机构。实现上述功能的机构有很多下图所示的几种结构的优缺点如图的右侧所示 方案一： 方案二： 这种结构使用的是一台三向异步电动机带动小齿轮，小齿轮带动一级辊子转动，在一级辊子的另一端装有和二级辊子完全相同的齿轮只起到传动的作用，两辊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，高效率等多方面优点，但一级辊子上的第二只齿轮多余，造成浪费。 充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 方案三： 如图所示的结构，其布局基本与方案一相同，不同的是采用两个同型号的三向异步电机分别带动两个辊子转动，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，故舍弃。 这种结构不但具有方案一的所有优点，而且克服了方案一多余齿轮造成浪费的缺点，还在齿辊下方加入破碎砧，进行二次破碎，进一步提高破碎效率，其结构简单，布局合理，故选用此设计方案。 充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 2.2 破碎机参数的初步确定 性能：辊子规格 450 500 D L/mm 给料粒度 200 0D/mm 排料粒度 0 25； 0 50； 0 75； 0 100 0d/mm 生产率 20； 35； 45； 55 Q/（ t/h） 辊子转数 64 n/（ r/min） 电机功率 8； 11 N/ kw 机器质量 3.765 m/ t 计算参数： 1辊子直径 辊子直径 D 与给料粒度 d 有关， 它们之间的关系决定于辊皮与被破碎物料间的摩擦系数的大小。 对于光辊： D 20d 辊皮表面带有沟槽： D=（ 10 12） d 辊皮表面镶齿： D=（ 2 6） d 对于我所设计的双齿辊破碎机，所破碎的物料粒度在 100 200mm 范围内。 D=（ 2 6）（ 100 200） =（ 200 1200） mm 取 D=450mm 由于 450 500 型双齿辊破碎机较接近设计要求，故选用。 2辊子工作转速 辊子最合适的转速与 辊皮表面特征，被破碎物料的硬度和尺寸大小有关，一般都是根据经验决定的。它要保证机器有最大的生产率，功率消耗又要少，同时还要考虑辊皮的磨损不能太快。通常破碎无聊的粒度越大，辊子转速越低，辊皮表面有沟槽或镶齿的辊子，他的转速应比光辊的低；当破碎软的或脆的物料时，转速应高些，而破碎硬物料时应低些。根据经验： N=（ 120 420） fDd充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 式中： n 辊子转速 （ r/min）； f 被破碎物料与辊皮之间 的摩擦系数； 被破碎物料的容积重 （ Kg/ 3cm ）； D 辊子直径 （ cm）； D 给料粒度 （ cm）。 按照设计要求可知， d=10 20cm，一般摩擦系数取 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） 光辊破碎机每分钟工作转数取上式的上限，带沟槽的辊子取中等数值，而带牙齿的辊子则应取其下限，故取 n=64r/min。 3生产率 双辊式破碎机的理论生产率与工作时两辊子的间距 e，辊子圆周速度 v以及辊子规格等因素有关。假设在辊子全长上均匀地填满物料，而且破碎机的给料和排料都是连续的，料带的宽度等于辊子长度 L，厚度等于辊子的间距 e，卸出速度等于辊子圆周速度 v，因此破碎机的体积生产能力为 TQ 3 6 0 0 LeVm3 /h 实际上，喂入物料并布满整个长度，同时卸出物料是松散的，故必须乘上系数 加以修正，而物料落下的速度与辊子圆周速度的关系为 V=60Dn，则： Q=188 Le Dn 式中 Q 生产率 （ t/h）； n 辊子转速 （ r/min）； 充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 破碎产品的松散容重，接近 1 （ t/m3 ）； L 辊子长度 （ m）； D 辊子直径 （ m）； 辊子长度利用系数和排料松散度系数，对于中硬度物料， =0.2 0.3；对于粘性和潮湿物料，如煤，焦碳等， =0.4 0.6； e 排料口宽度 （ m）。 当破碎硬质物料时，在破碎力的作用下，后辊弹簧受压缩，使转辊之间距增大，通常间距约为增大 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辊子功率的计算 辊式破碎机功率，一般采用经验公式来估算。破碎中硬物料时，破碎机所需功率为 N=0.794KLV 式中 V 辊子圆周速度 m/s； L 辊子长度 m； K 系数， K= 00.6Dd+0.15，0D和 d 分别是给料与排料粒度； 对于破碎煤或焦碳用的齿辊破碎机，则辊子功率为 N=KLDn kw 式中 D 辊子直径 m； L 辊子长度 m； n 辊子转速 r/min； K 系数，破碎煤时， K=0.85。 N= KLDn=0.85 0.5 0.45 64=12.24 kw 充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 2.3 原 动机的确定 为了能对整个机械系统提供稳定有力原动力的装置，只有合适的选择原动机的类型才能有效的使系统发挥其作用，电动机的选用，主要从选用的电动机的功率、工作电压、种类、型式及破碎机结构考虑，粗算破碎机传动效率： 0N g 1 2 3 4 5 6 g g g g g/AK=N 式中 0N 电机额定功率 kw AK 工况系数，破碎机属于的载荷很大的工作机器，按每天工作10 16 小时计算，取AK=1.4； 1 带传动效率， 0.95； 2 4 6、 、 滚动轴承效率， 0.98； 35、 8 级精度圆柱齿轮传动效 率， 0.97。 则 0N=NAKg/(1 2 3 4 5 6 g g g g g)=20.37 kw 双齿辊破碎机的电动机需要起动转矩大、噪声低、振动小、可靠性高、功率等级高，能承受经常的机械冲击及振动的类型。综合上述因素可以做出选择 Y225M-8 型。 2.4 传动机构的选择与比较 1 传动机构的重要性 ： 在原动机和工作机之间必须加入传动装置，通过它来传递动力或改变运动形式、参数，这是因为： 1)工作机所要求的速度通常和原动机的额定速度不一致，需要减速或增速 (大多数情况下要求减速 )。 充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 2)工作机要根据生产要求进行速度调节，而原动机通常只以一种恒定的额定转速运转，如果通过改变原动机的速度来满足工作机的变速要求，往往经济成本较高。对于某些类型的原动机无法通过其本身变速来满足工作机的生产工艺要求。 3)原动机的运动形式比较单一，比如通常只能作匀速转动，而工作机的运动形式由生产的工艺要求而定，它们是多种多样的，如直线运动、往复摆动、螺旋运动等等。 4)在单机集中驱动时，需 要一台原动机来带动若干组不同速度大小，不同运动形式的工作机 (或执行机构 )。 5)为了工作安全及维修方便，或因机器的外廓尺寸受到安装空间、运输条件的限制等其它原因必须把原动机和工作机分成两个部件，而它们中间则出传动装置来连接。 2 传动类型选择 （ 1）传动类型选择时应考虑的因素 选择传动类型时所依据的主要指标应是：效率高、经济成本低、外廓尺寸小、重量轻、运动性能良好及便于加工制造和维修，既能满足生产条件又安全可靠。具体地说选择传动类型时应考虑到： 1）原动机的工况应与工作机工况相匹配，即它们的工作点接近各自的最佳工况，而且工作点尽可能稳定。原动机和传动装置在起动、制动、调速性能、机械特性、反向和空载等方面能符合工作机的要求。 2)对传动的尺寸、重量和布置方面应做到紧凑、轻巧、合理，同时又要便于安装和维修。 3)能适应工作环境条件，加多尘、高温、低温、潮湿、腐蚀、易燃、易爆等恶劣环境、噪声的限度等。 4)经济成本低，即工作寿命长、传动效率高、初始费用、运转费用和维修费用低。 5)操作和控制方式简便。 6)必须符合国家的技术政策，现场的技术条件和环境保护等其它要。 （ 2） 传动类型选择的原则 1)对于大功率传动，应优 先选用高效率的传动，以节约能源。 2)当工作机要求与原动机同步时，不宜采用摩擦传动，而应采用无滑动的传动装置 (如啮合传动 )。 充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 3)传动装置应尽可能采用标准化、系列化产品，便于互换从而降低初始和维修费用。 4)当载荷变化频繁，而且可能出现过载时，不宜采用啮合传动而可采用摩擦传动、流体传动，或在传动装置中配备过载保护设施。 5)为了降低初始费用，在满足使用要求前提下，尽可能选择结构简单的传动装置，即简化和缩短传动链。 6)若原动机的调速速比能与工作机的变速要求相适应时，可直接联接或采用定传动比的传动装置；当工作 机要求的变速范围大，原动机的调速措施不能满足其机械特性和经济要求时，应采用变传动比的传动。通常从降低成本角度出发尽量采用有级变速，只有工作机生产工艺需要连续变速时，才选用无级变速传动。此外，在传动装置中传动比的分配应合理。 如下图所示传动机构，选择了带式传动机构。因为双齿辊破碎机所需要的传动精度不需要太高，而且功率消耗很大需要安全保障，使用带式传动机构很安全。因为双齿辊破碎机的电动机的转速是 730r/min，而辊子的转速需要 64 r/min，要求传动比为 11.4127。 11.4127=4.12*2.77*1，因为带式传动机构所需要的传动精度不需要太高，故带式部分的传动比为 4.12 第一对齿轮的传动比为 2.77 第二对齿轮的传动比为 1。即 I 带 =4.12， i12=2.77,i23=1 充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 第三章 破碎机的总体设计 3.1 带传动设计 1设计功率 dPkw dP=PAKg式中 P 工作机功率 kw dP=1.4 14.55=20.37 kw 2带型 根据dP和1n选取有效宽度制 V 带，选取 15N/15J 型有效宽度制 V 带。 式中 1n 小带轮转速 r/min。 3传动比 i i= 2121(1 )ppdnnd ( =0.01 0.02) 式中 2n 大带轮转速 r/mim； 1pd 小带轮节圆直径，可视为基准直径1dd； 2pd 大带轮节圆直径，可视为基准直径2dd； 弹性滑动系数； 有效宽度制窄 V 带： pd=ed-2 eV 充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 取1pd=197.4mm，2pd=797.4mm，则 21(1 )ppdid = 7 9 7 .4(1 0 .0 2 ) 1 9 7 .4 g=4.12， 2n=1ni=177 r/min 4小带轮有效直径1ed及大带轮有效直径2ed（为提高 V 带寿命，在经济条件允许的情况下，ed值较大选取。 1ed=200mm，2ed=800mm 5带速 V m/s V= 1160 1000pdng= 197.4 73060 1000 ggg=7.55 m/s 窄 V 带 maxV=35m/s， V 20m/s 时，可以充分发挥带的传动能力，一般V 不低于 5m/s，满足要求， 7.5m/s5m/s。 6初定中心距离 1 2 0 1 20 . 7 ( ) 2 ( )e e e ed d a d d 则 7000a2000，取0a=1500mm 7有效长度0eL0eL=20a+2 12()eedd+ 2210()4eedda =4630.8 mm 圆整近似选取0eL=4570 mm 充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 8实定中心距 a mm a0a+02eeLL=1469.6 mm 取 a=1470 mm 9小带轮包角11=180 -21eedda 57.3 =156.6 10根 V 带额定功率 1Pkw 根据带型，1ed及1n选取 1P=7.62 kw 11 i 1 时的单根 V 带额定功率增量1PVkw 根据带型，1ed及1n选取 1PV=0.69 kw 12 V 带根数 Z Z =11()dLPP P K KV式中 K 包角修正系数，取 K=0.93； LK 带长修正系数，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带轮宽度 D=2e+2f=35 0.25+26=61 0.5 mm 14单根 V 带初张紧力0FN 充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 0F=0.9500（ 2.5K-1）2dPV+mV2 式中 m V 带单位长度质量 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作用在轴上的力rFN rF=20Fsin12=2 693.5 sin156.62 =1358.2 N maxF=1.5rF=2037.3 N（新带的初张紧力为正常张紧力的 1.5 倍。） tfa16切边长 t mm t= 22 12()4eedda = 22 ( 8 0 0 2 0 0 )14704 =1439.1 mm 17挠度 f mm 充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 f =1.6100t=23.0 mm 18载荷 Wd N 新安装的带 Wd= 001.516FtFLeV 式中 0FV 初张紧力的增量，取0FV=40N。 Wd= 4 0 1 4 3 9 . 11 . 5 6 9 3 . 5 457016 gg =65.8 N； 运转后的带 Wd= 001.316FtFLeV =57.1 N； 最小极限值 Wdmin=44.1 N。 3.2 齿轮传动设计 1选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数 1) 按 1.5 所示的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。 2) 双齿辊破碎机为一般重载工作机器，速度不高，故选用 8 级精度。 3) 材料选择。选择小齿轮材料为 40Cr（热处理，调质 ,表面氮化，深度为 0.2 0.3mm），硬度为 HB260 290， 齿轮硬度 Hv550；大齿轮材料为 40Cr（热处理，调质），硬度为 HB260 290。 4) 选小齿轮齿数 1Z=19，已知大齿轮转速为 64r/min，小齿轮转速为 177r/min。 5) 传动比 i=u=21ZZ = 17764 =2.77，故 2Z =u 1Z =19 2.77=52.63，取2Z=53。 充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 2按齿面接触强度设计 2131 12 . 3 2 ( )t EtdHKT Zudu g 1）确定公式内的各计算数值 （ 1）试载荷系数 tK=1.3 （ 2）计算小齿轮传递转矩 1T=95.5 1051P/1n=95.5 105APK电12/1n=95.5 105 14.63177=789359 N 1 1 0 8 8 7 .7145AtKFb （ 3）取齿宽系数 d=1 （ 4）查得材料的弹性影响系数 EZ=189.8 MPa1/2 （ 5）按齿面硬度查得大小齿轮的接触疲劳极限为 lim1H=600 MPa, lim2H=600 MPa （ 6）计算应力循环次数 1N=60jhL 1n式中 j 齿轮每转一周时，同一齿面啮合的次数； hL 齿轮的工作寿命 h； 假设破碎机寿命为 10 年（一年工作 300 天，每天工作 10 小时） 1N=60 1 177（ 15 300 10） =4.779 108 充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 2N=1N/u=1.725 108 （ 7）查得接触疲劳寿命系数 1HNK=0.95； 2HNK=0.98 （ 8）计算接触疲劳许用应力 1H=1 lim1HN HK S式中 S 安全系数 S=1，取失效概率为 1% 1H=0.95 600 MPa=570 MPa 2H=0.98 600 MPa=588 MPa 2）计算 （ 1）试算小齿轮分度圆直径1td，带入 H中较小的值 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）计算圆周速度 1V1V= 1160 1000dn= 1 2 4 .5 8 4 1 7 76 0 1 0 0 0 =1.15 m/s （ 3）计算齿宽 b b=1dtdg=1 124.584 mm=124.584 mm （ 4）计算齿宽与齿高之比 b/h 模数 tm=1td/1Z=124.584/19=6.557 mm 齿高 h=2.25tm=2.25 6.557=14.75 mm b/h=124.584/14.7=8.45 充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 （ 5）计算载荷系数 根据1V=1.15 m/s，八级精度，查得动载荷系数 vK=1.1； 直齿轮，假设 /AtK F b100 N/mm，查得HFKK=1.2；查得使用系数AK=1； 查得 8 级精度，小齿轮相对支撑非对称布置时 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，故载荷系数 K=AK VK HK HK=1 1.1 1.2 1.477=1.95 （ 6）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径得 1d=1td 3 / tKK=124.584 3 1.95 /1.3 =142.60 mm （ 7）计算模数 m=11/dZ=7.51 mm 3按齿根弯曲强度设计 弯曲强度的设计公式为 m 13 212 ()FSdFYYKTZ 1）确定公式内的各计算数值 （ 1）查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 1FE=500 MPa，大齿轮的弯曲疲劳强度极限 2FE=500 MPa。 充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 （ 2）查得弯曲疲劳寿命系数 1FNK=0.85，2FNK=0.87。 （ 3）计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 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）计算载荷系数 K K=AK VK FFKK=1 1.1 1.2 1.38=1.822 （ 5）查取齿型系数得 1FY=2.85， 2FY=2.31 （ 6）查取应力校正系数 1SY=1.54， 2SY=1.71 （ 7）计算大小齿轮的 FSFYY，并加以比较 111FSFYY = 2.85 1.54303.57 =0.01446 222SFFYY = 2.31 1.71310.71 =0.01271 小齿轮的数值大 2）设计计算 3 22 1 . 8 2 2 7 8 9 3 5 9 0 . 0 1 4 4 61 1 9m =4.87 mm 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数 m 大于齿根弯曲疲劳充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 强度计算的模数，由于齿轮模数 m 的大小主要取决于弯曲强度所决定的载荷能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取弯曲强度计算得的模数 4.87，并就近完整为标准值 m=5 mm，按接触强度算得的分度圆直径1d=142.6mm， 则 1Z=1d/m=142.6/5=28.52， 取1Z=29 2Z=u1Z=2.77 29=80.33， 取 2Z=80 这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并作到了 结构紧凑，避免浪费。 4几何尺寸计算 1）计算分度圆直径 1d=1Zm=29 5=145 mm 2d=2Zm=80 5=400 mm 2）计算中心距 1a=（1d+2d） /2 =（ 145+400） /2=272.5 mm 3）计算齿轮宽度 b=1dd=145 取 2B=145 mm， 1B=150 mm 4）齿数比 u=21ZZ =8029 =2.77 5）齿顶高 1ah=2ah= *ah m=5 mm 6）齿根高 1fh=2fh=（ *ah + *c ） m=6.25 mm 7）全齿高 1h=2h=（ 2 *ah + *c ） m=11.25 mm 充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 8）齿顶圆直径 1ad=（1Z+2 *ah） m=155 mm 2ad=（2Z+2 *ah） m=410 mm 9）齿根圆直径 1fd=（1Z-2 *ah-2 *c ） m=132.5 mm 2fd=（2Z-2 *ah-2 *c ） m=377.5 mm 10）基圆直径 1bd=1dcos =138.3 mm 2bd=2dcos =375.9 mm 11）齿距 p= m=15.7 mm 12）齿厚 (s)=齿槽宽 (e) s=e= m/2=7.9 mm 13）验算 tF=112Td = 2 789359145 =10887.7 N AtKFb= 1 10887.7145N/mm=75.09 N/m100 N/mm，满足要求，可 以使用。 注：第二根辊转速与第一根辊转速一致，因此选用与第一根齿轮相同齿轮，只起传动作用。 3.3 齿轮强度校核 1齿面接触疲劳强度校核 齿面接触疲劳强度条件 H HP式中 H 计算接触应力 N/mm2 ； HP 许用接触应力 N/mm2 。 充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 （ 1）计算应力 11tH H E A V H HF uZ Z Z K K K Kb d u g 式中 HZ 节点区域系数； EZ 材料弹性系数 2/N mm ； Z 接触强度计算的重合度与螺旋角系数； tF 分度圆上的圆周力 N； b 齿宽 mm； 1d 小齿轮分度圆直径 mm； u 齿数比； AK 使用系数； VK 动载系数； HK、FK 齿向载荷分布系数； HK、FK 齿间载荷分布系 数。 1）HZ的确定 变位系数12xx、的选择 按 Z=1Z+2Z=29+80=109，选择 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， 充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 充值下载文档就送全套 CAD 图纸 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，选出 1x=0.745， 2x=0.921 1212xxZZ = 0 .7 4 5 0 .9 2 12 9 8 0 =0.0153，分度圆螺旋角 =0 ，查得 HZ =2.26 2）弹性系数EZ的确 定 取EZ=189.8 2/N