辊式破碎机设计说明书

济南大学毕业设计- 0 -目录目录 .01 前言 .12 主要设计内容 .32.1 工作原理 .32.2 传动机构 .32.3 粒度调节机构 .42.4 动辊底座的移动导向机构 .52.5 过载保护机构 .53 主要设计方案 .63.1 传动机构设计 .64 破碎机机构主要零件的设计 .104.1 辊式破碎机机构主要参数的计算 .104.2 大辊轴的设计 .144.3 轴的结构设计 .154.4 锥齿轮轴的结构设计 .174.5 锥齿轮的设计 .185 结论 .246 参考文献 .26济南大学毕业设计- 1 -1 前言辊式破碎机是一种常用的破碎设备, 具有结构简单紧凑工作可靠、成本低廉、调整破碎粒度比方便等特点, 主要用于对脆性和韧性中硬的物质进行中细碎加工, 广泛应用于砖瓦企业, 适用于破碎页岩、煤研石、工业废渣等单一原料或与粘土混合而成的混合原料, 是生产烧结砖瓦理想的原料处理设备。辊式破碎机按辊面形式可分为平辊和齿辊破碎机,按辊筒数目可分单辊破碎机、双辊破碎机、多辊破碎机。而双辊破碎机按辊筒转速又可分为高速和低速双辊破碎机,按照辊筒安装方法可分为一个辊筒的轴承是活动的, 而另一个轴承是固定的和两个辊子的轴承都是活动安装的破碎机,按两辊筒转速的比值可分为等速和差速双辊破碎机等。 1多年来，国外发展了反击式破碎机和移动式破碎机，移动式破碎机主要由破碎机和行走机构组成。破碎机的型式有颚式破碎机、颚旋式破碎机、旋回破碎机、圆锥破碎机、锤式破碎机、反击式破碎机和辊式破碎机。破碎机装在爬行曳行车上，用推土机来移动破碎机组；或采用自行式行走机构。自行式行走机构一般采用履带式和迈步式两种。近年来，迈步式行走机构用得比较广泛。国外破碎机的结构特点主要是液压传动，主轴承较为普遍地采用滚动轴承，采用液压系统调整机器的排矿口和实现过负荷的保险装置，采用钢板焊接或钢板组合机架，也有用铸钢机架的，但为数不多。目前，我国在破碎机中已经采用了液压技术，复摆颚式破碎机采用了焊接机架，但滚动轴承在大型破碎机和磨矿机的主轴承中尚未采用，需要研制适于大型破碎机和磨矿机使用的高负荷、耐冲击的滚动轴承。 2要想制造出高端产品我们必须把使产品标准化、系列化、通用化，努力制造互换性强的产品。加强系列化产品开发的力度，以便在产品使用过程中出现故障时，我们可以方便快捷的排除故障，不应应为损坏的零件为非标准零件而难以购买更换进而影响机器的正常工作。物料的破碎是冶金、矿山、建筑、化工、电力和筑路等工业部门应用广泛的一种工艺过程，每年有大量的原料和再利用的废料都需要进行破碎处理。世界上约15的电能消耗于破碎作业，并且逐年增加。破碎和磨矿的作用原理表明：强化破碎，尽量降低入磨粒度，是提高碎磨效率、降低选矿成本的重要途径。经过多年的实践和总结，粉碎领域正大力提倡“多碎少磨”的工艺流程，即降低破碎产品最终粒度增加细粒级在破碎产品中的含量，从而提高磨机的处理能力，达到降低电耗和金属消耗量、减少成本、增加经济效益的目的。这使破碎机向细碎、商效节能方向发展。另外，随着科技发展，矿山开采规模不断扩大，破碎机也正朝着大型化方向发展。现有常用破碎机主要有：旋回式破碎机、颚式破碎机、圆锥破碎机、冲击式破碎机和辊式破碎机等。 4济南大学毕业设计- 2 -辊式破碎机作为一种上百年发展历史的破碎机型。由于其结构简单、工作可靠、成本低廉、过粉碎现象少、产品质量高、能进行超细破碎等特点，而被广泛应用到中低硬脆性物料的粉碎作业中 3。主要用于对中硬物料进行中细碎加工，如煤、焦炭、石灰石和盐等。辊式破碎机是以劈裂破碎为主兼有挤压折断破碎，由于辊子之间工作间距比较固定，能很好地控制破碎产品粒度不至于过粗。使用装有弹簧负荷的辊筒可允许不可破碎的物料通过该破碎机。此外，辊式破碎机是靠拉力将物料夹进辊筒间的挤压区，而圆锥破碎机和颚式破碎机是依靠重力给料，因此辊式破碎机能产生连续的挤压循环，不仅生产率高，而且还能处理粘湿物料。 4因此辊式破碎机在化工、冶金等行业的发展中起到重要的作用。济南大学毕业设计- 3 -2 主要设计内容2.1 工作原理图 1 所示为辊式破碎机的物料破碎原理图。图2.1 辊式破碎机的破碎原理图图 2.1 中定轴线辊子 1 与动轴线辊子 2 的转速大小相等、转向相反, 将通过两个辊子之间的物料挤压破碎, 当硬度较大的异物进入或物料过多时, 破碎力超过设定的值, 动轴线辊子让位, 将它们放过去, 从而保护传动机构等免于损坏。动轴线辊子支承在可移支座 3 上可移支座用弹簧或液压油缸顶住, 以便在两个辊子之间产生需要的破碎力。 52.2 传动机构在正常工作时，物料通过两个相向转动的辊子后被挤压破碎。当遇到不可破碎的物料时，辊子 2 向右移动，两个辊子之间的间隙增大，将不可破碎的物料放过去。为解决辊式破碎机在正常与非正常破碎物料下的变轴间距传动问题，在很长的一段时间里，人们采用长齿轮传动来解决该传动问题， 但是，长齿轮传动所能允许的中心距变化量是相对较小的，很难满足使用要求，而且易于发生断齿故障。 6经过综合分析后，有人提出了图 2 所示的设计方案。济南大学毕业设计- 4 -1、2、3、4.传动齿轮 a、c、d.连架杆 b.连杆 e.滑块图 2.2 基于平面六杆机构的传动机在图2.2中,CA与 OO 1 平行且相等，CAO 1O 为平行四边形，O 1ABO4为等腰梯形。由于 CAO1O 为平行四边形，从而确保 O 1ABO4 在任意中心距 a(t) 下为等腰梯形。 齿轮 1、2、3 和4 组成行星传动。该种组合机构不但实现了时变轴距等速比传动，所能允许的中心距变化量可以达到正常工作状态下的中心距，而且可以实现等强度设计，不存在设计空间较小的问题，从而大大地提高了传动机构的使用寿命。 6在综合分析前人设计的变轴间距方案后，我提出了用锥齿轮传动的方案如图2.2.1，该方案综合锥齿轮与十字滑块联轴器可以解决在轴间距变化较大情况下的传动问题。图2.2.12.3 粒度调节机构调节机构需要在以下两种情况下能够对粒度大小进行调节：正常工作时，给料粒度不同为获得不同破碎比的产品时需要调节。在遇到不能破碎的颗粒时，为使不可破颗粒顺利通过破碎棍时需要调节。为满足以上两种情况下的调节，需要对图2中的滑块位置在不同情况下进行调节。济南大学毕业设计- 5 -2.4 动辊底座的移动导向机构当遇到不可破碎的粒子时，动辊筒的位置就会变化，为了保证在移动过程中两辊筒始终保持平行，避免使辊筒发生水平面内的旋转，因此要设计动辊的导向机构，此导向机构可保证辊筒做直线运动以保证机器的使用安全。2.5 过载保护机构当破碎物中含有不可破碎的坚硬物料时，破碎机可能会应为过载而受到破坏，因此要设计过载保护机构，当遇到不可破碎物时不需要停车人工剔除而是让其自己顺利通过两辊筒。这样不仅保护了机器保证其使用寿命而且还提高了机器的生产率，减少了维修的时间。济南大学毕业设计- 6 -3 主要设计方案3.1 传动机构设计碎机所需的动力有电动机提供，动力有电动机通过带传动传递到滚筒由此带动滚筒旋转工作。传动方案1用两个单独的电动机分别带动两个滚筒旋转工作传动方案2用一个电动机带动定轴线棍子转动，定轴辊子与动轴辊子之间通过长齿齿轮传动。传动方案3用一个电动机带动定轴线棍子转动，定轴辊子与动轴辊子之间通过图2所示的传动机构传动。传动方案4利用锥齿轮可以在两相交轴间传递动力的特点，此方案用锥齿轮传动，一个锥齿轮固定在辊筒轴上，另一个锥齿轮做成齿轮轴，且齿轮轴采用对称结构布置，齿轮轴通过可以移动的类似十字滑块联轴器的结构连接，这样可以保证当两辊筒轴的间距发生变化时，系统的传动特性不会受到影响。方案1设计比较简单但是需要用两个单独的电机提供动力，这将会增加破碎机的生产成本，同时机器安装所需的空间也比较大。方案2中定轴辊子与动轴辊子之间通过长齿齿轮传动可以满足设计条件，但是长齿传动时当机器超过工作能力时易出现断齿从而造成生产停止，另外齿轮的磨损也比较严重，制造维修不方便。方案3采用如图2所示的传动机构传动，设计即简单，能够满足设计要求，但是此方案中传动零件的安装固定比较麻烦，而且安装固定所需的杆件要有足够的位置精度，对零件的位置精度要求很高，因而零件的加工制造成本很高，不经济。对于方案四来说，其结构非常简单，而且不需要很高的位置精度，加工制造方便，传动可靠不易发生事故，所以方案4为最佳设计方案。3.2 排料粒度调节机构设计在给料粒度的不同的情况下，为获得不同破碎比的产品，辊式破碎机需要有排料粒度大小的调节机构。控制排料粒度的大小是通过控制定辊与动辊之间的轴间距来实现的，因此调节机构主要就是控制动棍滑块的位置，主要有以下3种设计方案。方案1通过螺栓杆及弹簧组合来完成设计目的，螺栓杆用来固定机架与动辊轴之间的距离，进而间接调整能够满足排料粒度大小所需的两辊子之间的最小间距。弹簧安装在济南大学毕业设计- 7 -机架与动辊之间做安全保护装置，调整弹簧的初压力大小就可以调整破碎辊的破碎力，当破碎物所需的破碎力超过弹簧的初压力时，弹簧被压缩两辊的间距变大从而使得不可破碎物排出，避免机器的过载。方案2将装有动辊轴的轴座滑块与活塞杆相连接，通过液压系统控制活塞杆的伸缩来控制排料粒度的大小。用蓄能器来做安全保护装置，当遇到不可破碎物时，通过蓄能器装置来实现不可破碎物的排出。方案3利用添加调整垫片的方法对滑块进行调整，利用弹簧作保险装置。具体做法为：在图2中，在滑块左边安装调整垫片，调整两辊的间距。在滑块右边安装弹簧装置，当遇到不可破物料时，弹簧被压缩两辊间距变大，物料即可通过。方案1的结构复杂通过螺栓不易实现间距的微调，且调整后由于振动等原因很难保证位置精度，此种方案不适于精细破碎。方案2通过液压系统控制，控制系统结构复杂，成本造价高，调节维修不便，且机器运行时需要对液压泵供能，耗能高。方案3结构比较简单，便于调试维修，成本造价低，能耗低，因此是最佳方案。3.3 破碎执行机构结构的设计破碎机的主要动作执行机构就是辊筒，辊筒的设计有两种方案。方案一利用大直径的铸钢直接通过机械加工获得，做成与辊轴一体的实心辊子。方案二辊筒利用成型钢板经过卷曲后焊接形成圆筒，然后在通过一些结构连接到辊轴上。对于方案一，直接加工获得是很方便的，但是这样获得的辊子重量比较大，安装拆卸都比较麻烦，而且动平衡也不容易，关键问题是当辊子表面磨损后需要将整个辊轴都更换，浪费材料，耗费工时，一次此方案不可取。而方案二采用钢板焊接，此工艺简单，而且加工后的辊筒质量很轻，节省大量的材料，制造费用较低。当辊筒磨损后，只需把辊筒更换即可，无需更换辊轴。拆装都非常方便。因此方案二为最佳选择。3.4 辊筒轴向和周向定位设计方案一辊筒与辊轴之间通过类似轮辐结构部件连接，采用键将轮辐与轴连接以此作为周向定位，采用轴肩对轮辐进行轴向定位，最后将轮辐与辊筒通过螺栓连接起来。方案二在辊筒内焊接一个锥形圆环，在辊轴上加工出锥度，辊筒与棍轴之间通过一个加工有两个锥面的锥型环通过螺栓连接起来，通过锥型面的配合来对辊筒进行轴向和周向的定位济南大学毕业设计- 8 -方案一的结构复杂，零件制造困难，制造安装的精度要求较高，不适合。方案二的结构比较简单，零件的加工制造非常方便，采用此种结构在安装时可以满足自动定位要求，配合锥面能够很好保证辊筒与辊轴的同心。因此方案二是最佳选择3.5 导向机构的设计移动底座安装在机架上，因此可在机架与底座的配合面上加工出V 型槽。方案一在移动底座底面加工出凹的V 型槽，在机架上表面加工出V型凸起，以此做配合完成导向功能。方案二在移动底座底面加工出V 型凸起，在机架上表面加工出V型凹槽，以此做配合完成导向功能。方案三在移动底座底面加工出矩形槽，在机架上表面加工出V型凹槽，再配做V型凸起，将V型凸起嵌套在移动底座的矩形凹槽内，以此做V型配合完成导向功能。方案一与方案二均是将V型凸起直接加工在配合表面，这样很不利于加工，加工很不方便。方案三采用嵌套配合的方式来完成V型配合, 且机架上面的V型槽可以存储润滑油便于润滑，因此方案三是最佳选择。3.6过载保护机构采用弹簧来实现，对弹簧施加一预压力，当辊筒的破碎力超过此预压力时，弹簧将被压缩，这样就使得辊筒的间距变大，使不可破碎物顺利通过辊筒，避免了机器的过载，保护机器正常工作。3.7总体布局设计 根据设计内容中的工作原理规划出破碎机的总体结构布局如3.6图济南大学毕业设计- 9 -图3.6 破碎机总体图3.8 机架及主要参数设计机架有铸造和钢板焊接两种方法制造，由于铸造质量难以控制且铸件的质量很大，显得笨重。因此可采用钢板焊接的方法制造，此方法简单易行。主要参数包括破碎辊直径、破碎辊长度、破碎辊的转速、电机功率等，主参数需要根据给料粒度、破碎比、产量等实际参数确定。济南大学毕业设计- 10 -4 破碎机机构主要零件的设计一对等速相向回转的辊筒是破碎机的主要工作部分，水面内平行的一对辊筒中，其中动辊的轴承座是可移动的，而另一个定辊是固定的。破碎辊是由辊轴、锥形环和辊筒组成，辊轴与滚筒通过锥形环采用锥形表面配合在一起，锥形环利用螺栓连接将它们固定在一起的。4.1 辊式破碎机机构主要参数的计算给矿粒度、啮角、辊筒转速是影响辊式破碎机电机选用和生产能力计算的主要参数。（一）破碎机滚筒啮角的确定球形矿石中心 与辊筒中心 或 的连线与水平面所成的夹角称为啮合角 。O12O两个辊筒产生的正压力F（F=fP）作用于物料上,如图2所示。如将力F和P分别分解为垂直分力和水平分力，由图可以看出只有在满足下列条件的情况下，物料才能被两个辊筒顺利卷入破碎腔：2sincos2Pf（4.1.1）由于摩擦系数是摩擦角的正切，因此济南大学毕业设计- 11 -1.2LK图 4.1 辊子的受力分析由此最大啮合角应小于或等于摩擦角的两倍当辊式破碎机用于破碎矿物时，通常情况下摩擦系数取为f=0.300.35，摩擦角取为 ，则破碎机啮合角取为 。根据生产实际情况，取摩擦角=1619 =3238为 ，则最大钳角为 =18 =36（二） 给矿粒度和转子直径辊筒直径是光面对辊破碎机最重要参数之一, 辊筒过小将造成物料不能被辊筒咬住, 使破碎机不能有效地工作。因此, 慎重地合理地确定对辊破碎机辊筒直径是十分重要的。对辊破碎机辊筒直径是随着两辊之间的间隙,给料粒度及被破碎物料的内摩擦系数而变化的。给料直径、辊筒及辊筒间距之间比较简单的关系如下： 10=+（4.1.2） 10R辊筒半径,mmd辊筒间距半径,mmr给料粒度半径,mm摩擦角此公式可重新整理如下：=2+22+2（4.1.3） 10设 2R=D(辊筒直径) ,mm2d=S(辊筒间距) ,mm2r=K(给料粒度直径) ,mm带入公式得：济南大学毕业设计- 12 -=+（4.1.4） 10当将被破碎物料的内摩擦系数 引人计算, 并角 为摩擦角时: 以及 .引入新的 值后，重新整理关=, =()于D的公式便可得到最新的公式： 10=()()1（4.1.5） 10此公式直接给出了辊筒直径与辊筒间距、给料粒度及被破碎物料的内摩擦系数的相关关系。选择对辊破碎机时, 可用些公式计算辊筒直径。 10设计的此破碎机的最大给料粒度为40mm 有S=10mm K=40mm 带入公式得：=0.3=10(0.3)40(0.3)1 =685 因此该破碎机的直径取 D=700mm（三） 辊子转速的确定辊式破碎机的转速与辊筒的表面硬度、粗糙度、物料硬度和给矿粒度等因素有关。通常情况下，给料粒度越大，矿石越坚硬，则辊子的转速应该越低。槽形辊式破碎机的转速应低于光辊式破碎机的转速。由于辊式破碎机的生产能力与辊子的转速成正比，为此，设计时可选用较高转速的破碎机。然而，转速的增加是有限的。转速太快的话，摩擦力随之减小，若转数超过某一极限值时，摩擦力不足以将破碎的矿石卷入破碎腔内，从而无法达到破碎的目的，这样不仅动力消耗剧增而且生产能力很低，同时辊筒的磨损也比较严重。所以破碎机的转速应有一个恰当的范围。辊子最适合的转速一般都是根据实验来确定的。光面辊子的圆周速度约为v=2 7.7（m/s）但，不应大于11.5（m/s） 。当破碎中硬物料时，可根据下式计算辊式破碎机的辊子圆周速度：241.7Dvde（4.1.5）济南大学毕业设计- 13 -式中 D辊筒的直径,单位md给料的粒度，单位me排料口的间距，单位m由于设计的此破碎机主要应用于化工行业，破碎的物料较软，因此只要校验圆周速度即可。取 n=148r/min计算破碎机辊筒转速的公式为：(4.1.6) =602 /所以 =260=23.140.3514860 =2.58(/)圆周速度在许可的范围内，因此此转速时可以的。综上计算可以得到设计辊式破碎机的主要参数,如表1.表1辊筒的直径/mm 700辊筒的长度/mm 472辊筒的转速 r/min 148给料的粒度/mm 040排料口的宽度 mm 210（四）破碎机生产能力的计算生产能力是破碎机的一个重要性能指标，通常可以通过实际的样机测试来计算其生产能力，在设计过程中我们可根据辊式破碎机的破碎原理进行估计计算，理论生产能力受两辊筒的间距e、辊筒的圆周速度v以及辊筒的规格等许多因素的影响。 (4.1.7) = /破碎物料落下的速度与辊筒圆周速度的关系为：(4.1.8)60Dnv其中 n为辊子每分钟的转数所以 (4.1.9)318.460VeLnQeLDn式中 e为作时排矿口间距，单位为mL为辊筒的长度，单位为mD为辊筒的直径，单位为m济南大学毕业设计- 14 -n为辊筒的转速，单位为r/min为物料的堆密度，单位为 t/m3为物料的松散度，一般取0.3当辊式破碎机破碎坚硬矿石时，破碎辊筒受到的破碎力将增大，两辊子间隙有时会略有增大，因此我们可将估计计算公式增大25%，作为破碎机生产能力的近似计算：(4.1.10)235QeLDn式中，符号的意义和单位同上。设计的该辊式破碎机主要是应用于化工行业物料的破碎，破碎的物料硬度不大，硬度在30MPa以下，因此参数可取为：e=0.001m, L=0.44m , D=0.7m, n=148r/min, =2.8 t/m3因此根据公式得235QeLDn= （t/h）2350.0010.440.71480.32.8=24.6 （五） 电动机功率选择为了保证破碎机能够正常工作，电动机要提供足够的动力，辊式破碎机的功率消耗，通常可根据经验公式进行计算。辊式破碎机的所需功率可用经验公式计算得：P=(100115)Q0.73en(4.1.11)式中 Q为破碎机的生产能力，t/he为排料口间距，cm；n为破碎辊筒的转速，r/min则 P=110250.730.01148=16.8 （KW)根据此经验计算公式得到的功率数据，在21中查电机选用表后可选用的电机型号为Y225M-8，功率为22KW，转速为740r/min4.2 大辊轴的设计根据前面的设计计算可以知道，在辊式破碎机中受力最大的部位是辊子轴，因此辊子轴的设计是非常重要的。动力通过减速器后传递到第一个辊子轴时的转速为n=148r/min，此轴一端与减速器相连，另一端安装锥齿轮，通过锥齿轮将动力传递到另一个辊筒。此辊子轴主要是承受弯曲载荷，在设计过程中，扭转载荷与弯曲载荷济南大学毕业设计- 15 -相比要小的多，可以忽略不计。 辊子轴所要传递的转矩：(4.2.1)619.50PTn式中： P为所要传递的功率，单位为KWn为辊子轴的转速,单位为r/min1=9.55106P=9.5510622148=290(4.2.2) =112式中： 、 分别为齿轮、轴承的传动效率。12在21中查传动效率后，取 =0.92 、 =0.98、 12选取齿轮、轴承的传动效率分别为0.98和0.97 T=2900.980.97=268Nm1.辊子轴的材料和热处理方式的选择选择轴的材料为40Cr，经调质处理， 其机械性能由21查表6-1-1得：抗拉强度极限 700MPa；屈服强度极限 =500MPa；弯曲疲劳极限=320MPa；剪切疲劳极限 185MPa；许用弯曲应力 60MPa。2.初步确定轴端最小直径根据公式初步确定轴端的最小直径：(4.2.3)13min0PdA由21表6-1-19，选A=110则辊子轴的最小直径为：d=A3Pn=110319.24148=46.6mm由于辊子轴端安装联轴器处需开键槽，故最小轴径应该增大5%，查标准手册，取最小标准直径为50mm。4 圆锥滚子轴承的选用由于该轴承主要承受较大的径向力的作用，以及由于锥齿轮传动会产生少量的济南大学毕业设计- 16 -轴向力。故应该选用圆锥滚子轴承，因为圆锥滚子轴可承受较大的径向力和轴向力。根据工作受力情况及辊子轴的直径，由在21中查轴承选用表4.10-2及表4.10-3选取型号为32324的滚动轴承，其尺寸为dDb=12018090。小锥齿轮轴的轴承选用：锥齿轮轴由于受到轴向力故应该选用圆锥滚子轴承，为使此轴受力更加的平衡再安装一个深沟球轴承。根据其受力的大小及经验，在21中选用的轴承型号为：33010 和 62104.3 轴的结构设计1、拟定轴上零件的装配方案轴上零件轴向及周向定位、各部分的加工要求以及不同零件的装配方案，均参考轴的结构设计的基本要求，现在选用下图4.3所示的装配方案。图 4.3 轴的拟定草图图4.3中，从输入端装入，辊筒、锥环、左端轴承,然后从右端装入右端锥环、轴承,锥齿轮。其中辊筒的轴向定位是由轴上锥面配合来完成的。2、确定各轴段的直径和长度为满足锥齿轮的轴向定位要求，在1-2轴段右端需制出一轴肩，故1-2段的直径为110mm，轴肩的高度为4mm，锥齿轮左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=110mm，此段长度要比锥齿轮的宽度要常，由于锥齿轮的宽度为50mm。因此1-2段轴的长度取为 。l1-2=60mm为了防止锥齿轮与轴承座相互接触磨损，因此设计了2-3轴段，此段的轴直径应略小于与轴承配合的轴段直径，因此取此段直径为118mm，此段的长度取为50mm，这样可以留有足够的空间保证大锥齿轮不与轴承座发生位置干涉。在零件三建模装配后显示此尺寸是合理的，不与轴承座发生位置干涉。3-4轴段是与圆锥滚子轴承相配合的轴段，由于所选的圆锥滚子轴承的宽度为90mm，所以此段的长度应小于或等于轴承的宽度，故此段的长度取为90mm。此段和济南大学毕业设计- 17 -轴承配合，所选轴承的内径为120mm，故此轴段的直径为120mm。设计4-5轴段的目的是对圆锥滚子轴承的内圈进行轴向定位，此段的轴肩高度为4mm，因此此段轴的直径为128mm，此段的长度定为15mm。5-6轴段为锥面，此段是为了使轴的直径缓慢的变小避免因轴的截面尺寸突变而产生过大的应力集中，此段的长度为15mm,轴的直径变化为68mm，此轴的大端直径为196mm。6-7段轴的设计也是为了避免使轴的锥度过大，因此设计了此圆柱段，此段的长度为15mm，直径为196mm。7-8轴段为轴与锥环配合的部分，通过此部分的配合轴将动力传递到辊筒。该锥用作轴向和周向的定位,轴的直径变化为18mm，因此该段大端的轴的直径为218mm,该段的长度为30.22mm。8-9轴段的直径为218mm，此段的长度为350mm。9-10、10-11、11-12、12-13、13-14、14-15 的轴段设计尺寸分别于与前面的 7-8、6-7、5-6、4-5、3-4、2-3 相对应一致,如图 4.4 所示图 4.4 辊子轴结构图两轴端得倒角为 。2453、辊轴的受力分析破碎时辊筒受到均布的载荷，辊筒通过锥环连接将力传递到轴上，由于轴只在与锥环接触点受力，因此辊筒的均布载荷可转化为集中载荷施加到轴上。经分析计算辊筒受到的均布力转化为集中力后的合力为1500KN，因此此轴的各个轴承支撑点受到的集中载荷为750KN，另外轴还受锥齿轮传动过程中产生的轴向力、径向力、圆周力。但这些力与集中载荷力相比都是非常小的，因此这些力在计算校核过程中均可以忽略不计。4.4 锥齿轮轴的结构设计济南大学毕业设计- 18 -所设计的锥齿轮轴如下图4.5所示：图 4.5 锥齿轮轴1-2轴段为锥齿轮，将锥齿轮与轴做成一体是应为锥齿轮的大端直径太小不利于单独加工，此段的长度为36mm。2-3轴段为避免锥齿轮与轴承座发生位置干涉，故设计此轴段，此段长为45mm，轴的直径为62mm。3-4轴段为锥齿轮轴与圆锥滚子轴承配合的部分，轴承内径为55mm，故此段的轴直径为55mm，轴承宽度为24mm，此轴段应比轴承宽度小一些，故此段长度为23mm。4-5轴段为了避免相邻轴承座之间发生位置干涉，同时也为了使联轴器部分能够顺利的连接，因此必须保证此段要有足够的长度，因此取此段长度为70mm。为了便与3-4段配合的轴承的安装此段的周径应比轴承内径略小一些，因此取此段轴的直径为54mm。5-6轴段为轴与深沟球轴承配合的部分，轴承内径为50mm，故此段轴的直径为50mm，轴承宽度为21mm,此段取轴的长度为20mm。6-7轴段的长度为50mm，为便于轴承的装配，此段的轴的直径为49mm。7-8段联轴器部分的的长度为70mm。4.5 锥齿轮的设计此次设计的是在相交轴间传递动力的一对锥齿轮，电机的转速为740r/min,经过减速器减速后传递到辊筒轴的转速为 ,此转速也就是大锥齿轮的转速，n2=148r/min大锥齿轮与小锥齿轮的传动比为i=2.5，所以小锥齿轮的转速为 ，功n1=370r/min率为P=22KW，设计工作时间为70000 。h济南大学毕业设计- 19 -图 4.5 辊式破碎机传动路线图（一）齿轮参数的选定1 齿轮材料的选择， 小齿轮选材料为40Cr，进行调质处理，平均硬度为280HBW大齿轮选材料为45钢，进行调质处理，平均硬度为240HBW2 初选锥齿轮齿数选小锥齿轮齿数 ，Z1=25则大齿轮齿数为 Z2=iZ1=2.525=62.5由于齿数为整数。所以取 Z2=63（二）按齿面接触疲劳强度设计根据24中设计计算公式进行计算：(4.3.1)21312.()tEtdHKTZud（1）确定公式中各计算参数1）在21中的工况系数表中，试选载荷系数 1.3t2）计算小齿轮传递的转矩1=95.510511 =95.51056370=1.551053）在21中查表2-2，选取齿宽系数 R=0.34）在21中查表2-4得弹性影响系数 189.EZ济南大学毕业设计- 20 -5）由在21中图2-12查得小锥齿轮的接触疲劳强度极限 HLim1=740MPa大锥齿轮的接触疲劳强度极限 HLim2=680MPa6）计算应力循环次数得：160182.570hNnjL= 5.31082=1 =5.31082.5=2.11087）在21中图2-11查得接触疲劳寿命系数为：， zn1=0.94zn2=0.988）计算需用接触应力取安全系数为S=1，取失效率为1%，得1=11 =695.62=22 =666.49)计算端面重合度 当量齿数 1= 11= 2512.5=26.932= 22= 6325=169.63=1.883.2( 11 12)=1.883.2(125180)0=1.78计算重合度系数 = 43 = 41.783 =0.86济南大学毕业设计- 21 -节点区域系数 =2.5（三）分度圆的计算1）试计算校齿轮的分度圆直径 代入 中较小的值1tdH(4.3.2) 21312.()tEtdKTZud=6231.5703.4189.()25t=86.86 m取 =87mm1td2）计算圆周速度 v162.518.52/600tnms因为 ，选7级精度合格V10 m/s3）计算载荷系数K在21中查表2-1得使用系数 K A=1.25根据 =1.552m/s、7级精度，查21中图2-4得动载荷系数KV=1.05V取齿间载荷分配系数 K =1齿向载荷分布系数 K =1.2则 K=KAKV =K K 1.351.051.21=1.5754)校正分度圆直径d1d1=d1t3 KKt=8731.5751.3=92.75mm （四）主要几何尺寸的计算1）计算大端模数mm=d1Z1=92.7525=3.71mm在21中查标准模数，取m=3.75mm2)计算大端分度圆直径 d1 d2d1=mZ1=3.7525=93.75mmd2=mZ2=3.7563=236.25mm3)计算锥距 RR=m2 Z12+Z22=3.752 252+632=127.08mm4)计算分锥角 1济南大学毕业设计- 22 - 1=arctan1i=arctan2563=21.645)计算齿高 h h=2.2m=2.23.75=8.25mm6)计算大端顶圆直径 da1=d1+2hacos 1=93.75+23cos21.64=99.33mmda2=d2+2hacos 2=236.25+23sin21.64=238.46mm（五）校核齿根弯曲疲劳强度= 4.71(10.5)21232+1(4.3.3)（1）确定验算公式中的各参数：1）大、小锥齿轮的弯曲疲劳极限 Flim1 Flim2在21中查图2-9得 Flim1=620MPa Flim2=580MPa2）弯曲寿命系数 YN1YN2在21中查图2-8得 YN1=0.91 YN2=0.93）尺寸系数 YX在21中查图2-10得 YX=14）计算许用弯曲应力 F1 F2取失效率为1%在21中查表2-3得，最小安全系数 SFmin=1.25 F= FlimSFminYXYN(4.3.4) F1=6200.9111.25 =451.36MPa F2=5800.9111.25 =417.6MPa5)计算重合度系数 YY =0.25+0.75 =0.25+0.751.78=0.676)计算齿形系数 YFa1YFa2济南大学毕业设计- 23 -ZV1= Z1COS 1=26.9ZV2= Z2COS 2=170.8查图2-6得 ： YFa1=2.61YFa2=2.147）应力修正系数 YSa1YSa2在21中查图2-7得： YSa1=1.61 YSa2=1.81（2）校核计算 F1= 4.7KT1 R(1-0.5 R)2Z12m3 u2+1YFa1YSa1Y =59.22MPa F1 F2= F1YFa2YSa2YFa1YSa1=59.222.141.811.612.61=54.588MPa F2（六）锥齿轮的主要参数为：模数 m=3.75mm 齿数 Z1=25 Z2=63大端分度圆直径 d1=93.75mmd2=236.25mm分锥角 1=21.64 2=68.36锥距 R=127.08mm5 结论此次设计从最初的方案论证到最后的零部件设计，都是十分严谨的、科学的，符合机械设计的要求。在最初方案论证时所选的方案得到了老师的认可，在设计计算时参考了许多的文献。由于篇幅的限制不能将许多的计算过程一一列出，但是所有的设计计算都是按照各种标准、准则进行的。所设计的此辊式破碎机符合实际生产情况，能够进行试验生产，测试修改后进而可以进行商业生产。在三维设计软件里面进行了三维设计、装配，并进行运动仿真，没有发现零部件之间的位置、运动干涉。在进行强度分析后齿轮、辊轴、辊筒等关键零部件均满足强度要求，所以整个设计是成功的。由于