粘土制浆系统设计毕业论文.doc

中国矿业大学徐海学院毕业设计(论文)粘土制浆系统设计毕业论文目 录第 1 章 绪论1第 1.1 节 制浆系统的发展背景及其应用现状1第 1.2 节 煤炭自然和其他井下灭火技术的简介11.2.1煤炭自然因素与特征11.2.2煤炭自然发火的预防措施3第1.3 节 制浆系统的介绍和分类41.3.1 制浆系统的介绍41.3.2 制浆系统的分类5第 1.4 节 制浆系统的优点7第 1.5 节 新型多功能型制浆系统的提出7第 2 章 制浆系统的分析和总体方案的设计8第21节 制浆系统的分析8第 2.2 节 总体方案的设计92.2.1 总体方案的设想92.2.2 破碎机部分的设计构思102.2.3 给料部分的设计构思112.2.4 搅拌机的设计构思11第 3 章 破碎机部分的设计12第 3.1 节 破碎机转速和功率的确定123.1.1 破碎机的齿辊的转速123.1.2 电动机功率的确定12第 3.2节 电动机的选择和传动方式的确定143.2.1电动机的选择153.2.2传动方式的拟定15第 3.3 节 齿辊部件及箱体的设计163.3.1 齿的设计163.3.2 齿板的设计173.3.3 齿辊辊筒的材料的选择173.3.4 齿辊轴的设计17第 3.4 节 破碎机用的减速器的设计193.4.1 各级传动比的确定19733.4.2 传动装置运动参数计算193.4.3 各齿轮的设计计算203.4.4 轴的设计283.4.5 轴的校核303.4.6键的选择与强度验算32第 3.6节 箱体结构及相关设计363.6.1 铸造方法363.6.2 截面形状的选择363.6.3 肋板的布置36第 4 章 给料机和搅拌机的设计38第 4.1 节 给料机的设计384.1.1 给料机的介绍384.1.2 螺旋给料机的参数设计404.1.3 螺旋给料机功率的计算424.1.4 轴端的密封设计434.1.5给料机电机的确定434.1.6其他零件的选择45第 4.2 节 制浆机的设计474.2.1 搅拌叶的设计474.2.2 确定传动方式484.2.3 电机的选择49第 5 章 部分零件上的公差和配合50第 5.1 节 配合的选择505.1.1 配合的类别的选择505.1.2 配合种类的选择50第5.2节 一般公差的选取50第5.3节 形位公差515.3.1 形位公差项目的选择515.3.2 公差原则的选择515.3.3 形位公差值的选择或确定52结论54翻译部分57英文原文57中文译文64致 谢71第 1 章 绪论第 1.1 节 制浆系统的发展背景及其应用现状在我国，现在正处于经济的蓬勃的发展时期，无论是第一第二产业还是第三产业，都在迅速发展。能源产业做为发张经济的基础产业，在社会经济中扮演着重要角色。其中的煤能源，在我国还占据着主要能源的地位。近几年，经济的快速发展，导致煤的供应需求增加，开采煤本身就是个高危行业，超量开采导致事故频繁发生。制浆系统本身就是用在煤矿保证煤矿生产安全的一个系统。虽然制浆系统已经出现很久，虽然其发展速度缓慢，但是其优点和必要性没有什么可以代替，所以至今各大煤矿都在使用。第 1.2 节 煤炭自然和其他井下灭火技术的简介1.2.1煤炭自然因素与特征煤炭自然发展过程的三个必要条件：煤炭具有自然的倾向性；有连续的供氧条件；热量易于积聚。表11 煤炭的自然因素与特征煤炭自然因素基 本 因 素煤的炭化程度 煤炭的自然性随煤炭的质量程度的增高而降低。没的炭化程度越低，挥发份含量越高，煤炭自然发火倾向越强。一般说来，褐煤易于自然，烟煤中长焰煤危险性最大，贫煤及挥发份含量在12%以下的无烟煤难以自然续表11煤岩成分 煤岩成分包括有丝煤、暗煤、亮煤和镜煤。煤层中有集中的镜煤和亮煤，特别是含有丝煤时，煤的自然倾向就大；而暗煤多的时候，一般不易于自然煤的含硫量 含硫分越多，吸氧能力越大，越易自然；含黄铁矿、黄铜矿结核较多，也具有自然的危险煤的破碎程度 煤的破碎程度大，增加了没的氧化面积，使煤的氧化速度加快，容易自然。脆性和风化率较大的煤就易于自然煤的水分 水分能加速煤的氧化过程，同时使煤体疏松，造成细微裂缝，加大吸氧能力，并降低着火温度，但过多水分能抑制煤的氧化作用温度 随着温度升高，氧化作用加剧。根据实验煤的温度由30升高到60时，吸氧能力要增加310倍，如果煤的温度达到临界值则开始迅速氧化，并积极增高温度，导致燃烧地质构造 煤层厚度与倾角大，开采时煤炭损失、破损程度大，以及围岩等受到破坏，形成裂缝，而煤层厚还易于局部储热，固自然危险性愈大。在地质构造破坏的地带，自然发火频率较煤层赋存正常地段高开拓开采条件及通风方式 矿井开拓方式和开采方法及通风方式选择不合理，往往造成丢煤多、煤柱破碎、漏风严重，给煤炭自然造成良好条件，增加自然可能性1.2.2煤炭自然发火的预防措施（1） 开拓、开采技术措施（2） 通风安全技术措施（3） 预防性灌浆 预防性灌浆时目前我国使用最广泛的一种行之有效的预防煤炭自然的方法。（4） 调节风压法防灭火 根据漏风和煤炭自然火灾的关系，漏风量太大，氧化热量不能积聚；漏风量很小，则供氧不足，煤也不易于自然。（5） 阻化剂防火 将无机盐类的化合物，如:氯化钙、氯化镁、氯化氨以及水玻璃等物质的溶剂药液喷洒在煤块或注入煤体内，具有阻止煤体氧化，防止和扑灭其自热的作用。煤矿利用阻化剂防灭火是60年代末诞生的一项新技术，我国起步较晚，1974年抚顺煤研所在试验室和现场开始研究，先在沈阳、平庄两局实验成功。近年来，在实验室和现场试验的基础上，寻找合适我国煤矿不同煤种的阻化剂做了大量工作，并在阻化剂防火的机理方面提出了“吸水盐类液膜隔氧降温学说”，正确的阐述了阻化剂防火的原理，为阻化剂防火技术和发展奠定了基础。目前，我国有13个省40多个矿区应用阻化剂防火均收到了不同程度的效果;80年代利用工作面部采空区的漏风携带雾化阻化剂微粒进入采空区防止遗煤自燃，在铜川矿务局试验成功，为阻化防火工艺的发展作出了贡献。理论的成熟、工艺的发展使阻化剂防灭火已成为我国黄泥灌浆防火技术的重要补充。但是，目前使用阻化剂的阻化率较低，寿命较短，对环境有不同程度的污染，这些问题今后要进一步研究解决。（6） 惰气防灭火（7） 泡沫灭火泡沫有化学泡沫和空气高倍数泡沫(简称高泡)两种。化学泡沫一般储装于小型灭火器内，泡沫灭火器使用灵活，扑灭初起的火灾非常有效。常装备在井下碉室、胶带输送机的机头等易于发火的地方。空气机械泡沫灭火装置产生的泡沫倍数一般在500-1000之间。抚顺煤研所于60年代开始开发，研制了高效电动(BG P-200 )和水动(SGP-180)型发泡机。使该技术投入实战应用。其优点是能快速、远距离扑灭矿井火灾。至目前为止，在我国煤矿井下应用高泡灭火技术扑灭火灾达30余次，成为世界上应用该项技术次数最多的国家之一。 90年代，为了提高灭火效果，开始研制以惰气为气源的高稳定性泡沫。这种惰气(气氮或液氮气)泡沫，既可安全高效灭火，又可充入采空区起到隔离作用。由多组分复配而成的高稳定性泡沫剂和惰泡发生装置，已由抚顺煤科分院研制成功，使泡沫灭火技术获得新的发展。第1.3 节 制浆系统的介绍和分类1.3.1 制浆系统的介绍50年代末，在我国煤矿开始应用灌浆防灭火，是目前我国使用最广泛的一种行之有效的的预防煤炭的自然方法。其方法是将灌浆材料（粘土或砂质粘土及炉灰等）按适当比例配合制成泥浆，利用井上、下高度差或借助泥浆泵通过输送管送到可能自然发火的采空区或其它地点进行灌注。预防性灌浆防灭火原理是，浆液包裹煤块，其水份有增湿减缓氧化速度的作用，其固体沉淀物能充填于媒体缝隙，能起隔绝漏风阻止氧化作用。按与会采工艺的关系来分，灌浆的方法有：随采随灌，采前预灌和采后密闭灌浆；按实施方法来分有埋管灌浆，钻孔灌浆和工作面撒浆。现在已被公认为是厚煤层分层开采较为有效的防灭火技术。1.3.2 制浆系统的分类因为每个煤矿的实际情况不一样发展出多种制浆系统：（1）水力取土钻孔灌浆的制浆系统。水力冲刷表土制成泥浆，热后经泥浆沟流入灌浆钻孔至井下干管。图 11 水力取土钻孔灌浆的制浆工艺流程（2）水力取土加压输送的制浆系统。水力冲刷表土制成泥浆，然后由泥浆沟流入泥浆搅拌池，再经泥浆泵加压输送至灌浆钻孔，最后流至井下灌浆干管。图 12 水力取土加压输送的制浆流程（3）人工取土自流输送的制浆系统。取土场人工取土装上V型矿车（运输距离短，需土量大可采用胶带输送机运送黄土）。一条线路经窄轨铁路直接运送泥浆搅拌池；另一条线路经窄轨铁路运送至贮土场加以贮存。搅拌好后的泥浆可由灌浆管输送至井下；在雨季或冬季取土场无法取土时，可由水枪从贮土场直接冲土成浆，然后经泥浆沟流入泥浆搅拌池。图 13 人工、机械取土制浆工艺流程（4）高压水采土的分区灌浆站制浆系统。高压水冲刷钻孔附近的黄土，泥浆沿着泥浆沟自流到钻孔，通过钻土上设置的筛箅清除完杂物后，再从钻孔流到井下干管内。（5）人工采土的页岩制浆系统。 采土场采用炮采，大块岩石经由人工破碎，然后用电扒斗耙往胶带输送机运送至破碎机破碎，在经球磨机磨制成浆。通过球磨机磨成的泥浆沿着泥浆沟流入集泥池，经搅拌后即可由下浆孔输往井下干管进行灌浆；若集浆池盛满，可用泥浆泵或砂浆泵将泥浆送往泥浆池以备使用。第 1.4 节 制浆系统的优点 制浆系统的优点（1）系统组建简单，操作方便。（2）工作连续可靠，维护修理方便。易损零部件容易检修和拆换。（3）工作环境范围广，生产量高。（4）能根据工作状况来组建系统，保持系统的简洁性。（5）制浆系统小，占地面积少。（6） 价格便宜，实用性高。第 1.5 节 新型多功能型制浆系统的提出在查了好多资料后，发现制浆系统大都采用的制浆模式都是一样的，都是先破碎到搅拌，合格的浆液被送到集泥池，需要用的时候经过泥浆泵被送到井下进行填充。在此我就设想，有没有可能把这几个环节中在一台机器上面，形成一个多功能的制浆机，生产出来的浆液直接可以用来预防性灌浆。设计一台多功能的制浆机，就是本次设计的主要核心。第 2 章 制浆系统的分析和总体方案的设计第21节 制浆系统的分析 制浆系统的分析80年代以前，制浆系统比较单一，灌浆所用的浆材是黄泥，但是这对于西南或山区缺土地区就无土可作为浆材。后来重庆分院与采矿现场合作，在芙蓉和兖州矿区分别建立了习佩关页岩和煤矸石破碎系统，用破碎的矸石与页岩作为灌浆材料；开滦、平顶山等矿务局采用电厂飞灰作为灌浆材料均取得成功。煤矸石与飞灰的利用不仅解决了灌浆的用土，而且也净化了环境。 煤矸石及一些页岩被用来当做制浆的材料的多样话，用到破碎机的地方越来越多，原有的制浆系统的设计见下图：2.1 图 21 制浆系统过程泥浆的制备过程虽然不麻烦但是过程比较多，要经过给料机、破碎机、输送皮带的输送再到制浆机混合搅拌制成成品的泥浆，各个过程都需要来操作，所以我就设想可不可以设计一种机器拥有制浆的众多功能于一体。第 2.2 节 总体方案的设计2.2.1 总体方案的设想 本设计在原来的制浆方法和过程上并有什么新的创新，而是把一系列的制浆过程做了个整合，把好需要几台机器完成的的制浆过程整合成一台机器上来完成制浆任务。简单的说就是把好几台机器合并成一台，这样做可以节省占地空间，不需要过多的人为来操作。 具体设计同时具有破碎、给料、制浆、过滤的功能于一体，整体化设计，把一个一个单一的环节合并成一个，实现一台机器多种功能。 把浆材放到破碎机的料斗里面，经过破碎机的破碎是浆材直接到达给料机，经过螺旋给料机的定量给料进入制浆机，在制浆机中高速的搅拌，过滤后的泥浆就是可以用的成品了。这样子的泥浆就是可以直接拿来井下灌浆的合格产品。多功能制浆机示意图见下图22图22 多功能制浆机 这样的多功能制浆机不仅实现的制浆系统中必要的环节，而且对于制浆系统来说安装很方便，一台机器占地少。2.2.2 破碎机部分的设计构思 破碎机是整个机器部分的最上层机器，我采用的是齿辊式破碎机的结构。主要是因为考虑制浆所需要的浆材中有粘土和页岩的混合材料，采用中碎就可以达到效果了，而且齿面辊式破碎机以劈碎作用为主，同时兼有研磨作用，适用于脆性和软矿石的粗碎和中碎，可以达到目的。在选择采用单齿辊破碎机还是双齿辊破碎机的时候我给2种类型破碎机做了个比较，单齿辊破碎机更适合用于粗碎，所以我采用了双齿辊的破碎机。2.2.3 给料部分的设计构思 在给料部分的设计，我查了好多资料，发现好多给料机都是拥有振动功能，如果采用则不适合整体机器的稳定性，经过仔细考虑，采用一种螺旋给料机，这种给料机轻便，无噪声，运行稳定，最重要的是定量给料。这样可以持续不断稳定的给料。2.2.4 搅拌机的设计构思 搅拌机部分采用市面上一般的搅拌机的样式即可，因为对于搅拌机的功能要求并不高，只要能转动，能有搅拌效果就可以。但是以往的搅拌机有个缺点就是不能过滤，出来的泥浆必须在经过过滤才能用来灌浆，所以我就想到在搅拌机拥有普通的搅拌功能功能上增加过滤功能，即在搅拌机里面装个筛网，当搅拌叶高速旋转搅拌泥浆的时候，泥浆被甩到筛网一侧，通过筛网的泥浆就是可以使用的成品了。 第 3 章 破碎机部分的设计第 3.1 节 破碎机转速和功率的确定 用外力克服固体物料各质点间的内聚力，使物料破坏以减小其颗粒粒度的过程，称为破碎。3.1.1 破碎机的齿辊的转速 滚筒的直径D=390mm, 根据经验公式转子的转速可按下式计算： （31）其中转子的圆周速度一般都是根据实验来确定。根据经验，齿形辊子的圆周速度=1.5 1.9m/s ，根据高转速对机器零部件的加工、安装精度要求也随之增高，所以取1.6m/s则 3.1.2 电动机功率的确定根据传统经验公式 N = 0.1i Q (kW) （32）式中 i 破碎比 Q 生产率 t/h 根据胡基（HUKKI）1961年所作的能量输入与热度的关系图分析，齿辊破碎机属于常规破碎范围，宜用基克（KICK）的破碎理论，即“无论原始粒度如何，只要每单位质量的能量输入不变，总能得到相同体积减少”，基克方程E = K ln (x/ x) = K ln i（33） 根据基克的体积与能量关系可以得出理论功率N = 9.81 10 KW （34）式中 物料的抗压强度 E 弹性模量由下表可知道：表3.1 普氏岩石分级表及碎矿和磨矿中的硬度分级等级坚固性程度岩 石 f1234最坚固的岩石最坚固、细致和有韧性的石英岩和玄武岩，其他各种坚固岩石20很坚固的岩石很坚固的花岗质岩石、石英斑岩、很坚固的花岗岩，硅质片岩，比上一级较不坚固的石英岩，最坚固的砂岩和石灰岩15坚固的岩石坚固的岩石花岗岩（致密的）和花刚质岩石，很坚固的砂岩和石灰岩，石英质矿脉，坚固的砾岩，极坚固的铁矿石灰岩（坚固的），不坚固的花岗岩，坚固的砂岩，坚固的大理石和白云岩，黄铁矿108颇坚固的岩石颇坚固的岩石一般的砂岩，铁矿硅质页岩，页岩质砂岩65中等的岩石中等的岩石坚固的粘土质岩石，不坚固的砂岩和石灰岩，各种页岩（不坚固的），致密的泥灰岩 43颇软弱的岩石颇软弱的岩石软弱的页岩，很软弱的石灰岩，白垩，岩盐，石膏，冻结的土壤，无烟煤，普通泥灰岩，破碎的砂岩，胶结砾石，石质土壤砾石质土壤，破碎的页岩，凝结成块的砾石和碎石，坚固的煤，硬化的黏土21.5机器破碎的材料是中等矿石，所以选择普氏硬度系数f为3，又知道普氏系数约为单轴抗压强度的百分之一： = （35）因此，岩矿的抗压强度 =1003=300 （36）而实际功率： N= （37） 其中 功率系数 =0.528 破碎比系数 =ln10所以得出：N=1.695 =44.2 kW第 3.2节 电动机的选择和传动方式的确定3.2.1电动机的选择 根据计算得到的功率和实际需要的功率有一定余量，所以选择功率P=45 Kw的电机，查询机械设计手册，选取Y系列绕线转子三相异步电动机，型号YR250M2-4，电动机的主要参数如下： =45 Kw =1480 r/min I=85.9A =741r/min =91.5% cos=0.87= 3.0 输出轴的直径d =160 mm3.2.2传动方式的拟定 在开始选择传动方式的时候有2套方案可以选择，就是在拖动方式上面选择是单电机，还是使用双电机，其传动方式如下图 ：图3.1 单电机的传动方式图32 双电机传动方式经过考虑，最终选择了双电机的的传动方式，因为结构简单，组建起来很方便。第 3.3 节 齿辊部件及箱体的设计3.3.1 齿的设计 以往辊齿的型式有如下几种：鹰嘴式、标枪式，刀刃式和矩形带式。粗碎时大部分采用鹰嘴式，齿的高度70110mm，长短齿一起配合使用。长齿用以破碎特大块，大块进入内腔后再用短齿进一步破碎。单齿辊破碎机的破碎过程基本上式这样进行的。中碎时鹰嘴和标枪式都可以使用，齿的高度最低为80mm。刀刃式使用的地方不多。矩形带式主要是用在齿辊破碎机的第二段上。在本次设计中，辊齿选择了类似刀刃式的辊齿作为破碎机辊齿。辊齿的寿命是破碎机性能的重要指标。提高辊齿的寿命将直接降低维护费用，减少维修率和检修时间，为此除了降低转速，优化破碎机之外，更重要的还有要全程选择耐磨性强的材料。齿的材料选择ZG30Mn,.齿的表面需用耐磨焊条堆焊10mm的焊层，齿高方向设计为40mm。3.3.2 齿板的设计（1） 齿板的材料选用 ZG270-500（2） 齿板的结构设计 为了便于破碎机的维护和拆装，齿板的设计如图：图 33 齿板图用高强度螺栓固定在齿辊的辊筒上面。3.3.3 齿辊辊筒的材料的选择由于考虑到辊筒受力和材料的经济成本，所以材料选用ZG270-500。3.3.4 齿辊轴的设计（1）轴的常用材料 轴的材料主要是碳钢和合金钢。毛坯多数用轧制圆钢和锻件。碳钢价廉，对应力集中的敏感性较低，可以用热处理或化学热处理的办法提高其耐磨和抗疲劳强度，故应用广泛，其中最常见的是45号钢。合金钢比碳钢具有更高的机械和更好的淬火性能。因此，在传递大的动力，并要求减小尺寸与质量，提高轴颈的耐磨性，以及处于高温或低温条件下工作的轴，常采用合金钢。（2）轴设计中应解决的主要问题 设计轴时，应解决的主要问题有结构设计和工作能力计算两个方面的内容。轴的机构设计师根据轴上零件的安装、定位以及轴的制造工艺等方面的要求，合理地确定轴的结构形式和尺寸。轴的工作能力计算指的是轴的强度、刚度和振动稳定性等方面的计算。（3） 轴的参数设计轴的最小直径的计算 选取45号钢作为轴的材料，调质处理由公式 （38） 式中 n-轴的转速，r/min P-轴所传递的功率，Kw A-取决于轴材料的许用扭转切应力的系数 由前面可知，n=80r/min P=44.2Kw 取 A=110 则 mm 则取 辊轴的最小直径为63mm第 3.4 节 破碎机用的减速器的设计 3.4.1 各级传动比的确定已知电动机的转速n=1480r/min， 齿辊的转速n=80r/min所以总传动比 1480/80=18.5 r/min （39）各级传动比的分配 对于展开式二级齿轮减速器,为保证起高低速级大齿轮浸油深度相近,其传动比要满足下式:i1=(1.31.4)i2式中i1高速级传动比i2低速级传动比取 i1=1.3 i2总传动比i=1.3i2i2=1.3i22i2=3.77i1=1.3i2=1.33.77=4.93.4.2 传动装置运动参数计算从减速器的高速轴开始各轴命名为轴,轴，轴 （1）各轴转速计算n1=n/i0=1480/1=1480(r/min) n=n/i1=1480/4.9=302(r/min) （310）n=n/i2=302.57/3.77=80(r/min)式中n电动机转速，r/min；i0电动机至第轴传动比； i1,i2第轴至第轴，第轴至第轴传动比（2）各轴功率计算P=P12=450.990.99=44.1（KW）P= P23=44.10.990.97=42.35（KW） （311）P= P23=42.350.990.97=40.67（KW） 式中 连轴器效率； =0.99轴承效率； =0.99齿轮效率； =0.97（3）各轴扭矩计算T1=9550 P/n1=955044.1/1480=284.56 (Nm)T2=9550 P/ n=955042.35/302=1339.21 (Nm)T3=9550 P/ n=955040.67/80=4854.98 (Nm)3.4.3 各齿轮的设计计算（1）高速级减速齿轮设计（直齿圆柱齿轮）(工作环境假设: 每天工作8小时,每年工作300天,预期寿命10年) 选择齿轮材料，确定许用应力由表6.2 小齿轮40Cr调质 大齿轮45 正火 许用接触应力H 由机械设计中公式6-6，H=Z （312）接触疲劳极限 查机械设计图6-4=700 N/mm=550 N/mm接触强度寿命系数Z，应力循环次数N，由机械设计公式6-7N1=60n （313） =6014801(103008)= 2.1310N2= N/i （314）=2.1310/4.9=4.3510查机械设计表6-5得Z=1 Z=1.05接触强度最小安全系数=1则 H1=700/ H2=5501.05/1 许用弯曲应力F 由机械设计式6-12， （315）弯曲疲劳极限 查机械设计图6-7，双向传动乘0.7=378 N/mm =294 N/mm弯曲强度寿命系数Y 查机械设计图6-8 Y=1 Y=1弯曲尺寸寿命系数Y 查机械设计图6-9(设模数小于5mm) Y= 1弯曲强度最小安全系数 =1.4则 F1=378/1.4=270 N/mm F2=294/1.4=210 N/mm 齿面接触疲劳强度设计计算确定齿轮传动精度等级，按v=(0.0130.022) n (316)估取圆周速度 vt= 6.56m/s,参考表6.7、表6.8选取 公差组8级小轮分度圆直径d1,由式6-5得d1 （317）齿宽系数 查机械设计表6.9，按齿轮相对轴承为非对称布置=0.8小轮齿数z1 在推荐值2040中选 =27大轮齿数z2 z2=iz1=4.927=132.3圆整取 =132 齿数比u u= z2 /z1=132/27=4.89传动比误差u/u=(4.89-4.9)/3.280.05小轮转矩 T=9.5510P/n=955044.1/1480=284564 Nm载荷系数 K= （318）KA使用系数 查机械设计表6.3 K=1.25 KV动载系数由推荐值1.051.4 K=1.2K齿间载荷分配系数 由推荐值1.01.2 K=1.1K齿向载荷分布系数 由推荐值1.01.2 K=1.1载荷系数 K=1.251.21.11.1=1.81材料弹性系数Z 查机械设计表6.4 ， Z=189.8 节点区域系数ZH 查机械设计图6-3（，x1=x2=0） ZH =2.5重合度系数Z 由推荐值0.850.92 Z=0.87故 d1=46.68齿轮模数m=d/z=46.68/27=1.73mm 圆整后 m = 2 mm小轮分度圆直径d1=mz1=227=54 mm圆周速度 v=d1n1/60000 （319）=541480/60000=4.18 m/s标准中心距a a=m(z1+z2)/2=2（27+132）/2=159 mm齿宽 b=0.848.68=38.94mm大轮齿宽 b2=b=39 mm小轮齿宽 b1=b2+（510） b=45 mm 齿根弯曲疲劳强度校核计算由机械设计式6-10 （320）齿形系数Y， 查表6.5 小轮Y=2.57 大轮Y=2.21应力修正系数Y，查表6.5 小轮Y=1.60 大轮Y=1.777重合度 （321）=1.7重合度系数 Y=0.25+0.75/ （322）=0.68故 =21.812845602.571.60/(45542)= 186.2N/mm2=21.812845602.211.777/(39542)= 197.5 N/mm2 齿轮其他主要尺寸计算大轮分度圆直径 2132=264mm根圆直径 =54-21.252=39 mm =264-21.252=259 mm顶圆直径 =54+22= 58 mm =264+22=268 mm （2） 低速级齿轮传动计算 选择齿轮材料，确定许用应力由机械设计表6.2 小齿轮40Cr调质 大齿轮45 正火 许用接触应力H 由公式6-6，H=Z接触疲劳极限Hlim 查机械设计图6-4=700 N/mm =550 N/mm接触强度寿命系数Z， 应力循环次数N N1=60n=6014801(103008)= 2.1310N2= N/i=2.1310/4.9=4.3510查表6-5得Z=1 Z=1.05接触强度最小安全系数=1则H1=700/=700 N/mm2 H2=5501.05/1= 577 N/mm2许用弯曲应力F 由机械设计式6-12， 弯曲疲劳极限Flim 查机械设计图6-7，双向传动乘0.7=378 N/mm =294 N/mm弯曲强度寿命系数YN 查机械设计图6-8 Y=1 Y=1弯曲尺寸寿命系数YX 查机械设计图6-9(设模数小于5mm) Y= 1弯曲强度最小安全系数 =1.4则 F1=378/1.4=270 N/mm2 F2=294/1.4=210 N/mm2 齿面接触疲劳强度设计计算确定齿轮传动精度等级，按v1=(0.0130.022) n 估取圆周速度vt= 3.56m/s,参考表6.7、表6.8选取 公差组8级小轮分度圆直径d1,由式6-5得d1齿宽系数 查表6.9，按齿轮相对轴承为非对称布置=0.8小轮齿数z1 在推荐值2040中选 =30大轮齿数z2 z2=iz1=3.7730=113.1圆整取 =113齿数比u u= z2 /z1=113/30=3.766传动比误差u/u=(4.766-3.77)/3.770.05小轮转矩T=9.5510P/n=955044.1/1480=1339.21 (Nm)载荷系数 K=KA使用系数 查表6.3 K=1.25 KV动载系数由推荐值1.051.4 K=1.2K齿间载荷分配系数 由推荐值1.01.2 K=1.1K齿向载荷分布系数 由推荐值1.01.2 K=1.1载荷系数 K=1.251.21.11.1=1.81材料弹性系数Z 查表6.4 Z=189.8节点区域系数ZH 查图6-3（，x1=x2=0） ZH =2.5重合度系数Z 由推荐值0.850.92 Z=0.87故 d1=74.56 mm齿轮模数m=d/z=74.56/30=2.48mm 圆整后 m = 2.5 mm小轮分度圆直径d1=mz1=2.530=75mm圆周速度 v=d1n1/60000=75302/60000=1.18 m/s标准中心距a a=m(z1+z2)/2=2（30+113）/2=143 mm齿宽 b=0.875.56=60.45mm大轮齿宽 b2=b=60 mm小轮齿宽 b1=b2+（510） b=65 mm 齿根弯曲疲劳强度校核计算由式6-10 齿形系数Y 查表6.5 小轮Y=2.57 大轮Y=2.21应力修正系数Y, 查表6.5 小轮Y=1.60 大轮Y=1.777重合度=1.73重合度系数 Y=0.25+0.75/=0.62故 =21.812845602.571.60/(45542)= 186.2N/mm2 =21.812845602.211.777/(39542)= 197.5 N/mm2 齿轮其他主要尺寸计算大轮分度圆直径 2.5113=284mm根圆直径 =75-21.252.5=68.75 mm =284-21.252.5=277.75 mm顶圆直径 =75+22.5= 80mm =284+22.5=289 mm3.4.4 轴的设计初步估算轴的直径选取45号钢作为轴的材料，调质处理由式8-2 d (323)计算轴的最小直径并加大3%以考虑键槽的影响查表8.6 取A=115则 d=34.46mm轴的结构设计（1） 确定轴的结构方案小齿轮和右轴承从轴的右端装入，小齿轮靠轴肩定位，右轴承靠端盖和挡油环定位。左齿轮靠轴肩定位，左右轴承均采用轴承端盖。齿轮采用普通平键得到周向固定。采用圆锥辊子轴承。轴的结构如图34所示。图 34 中间轴的结构示意图（2） 确定各轴段直径和长度段根据d圆整（按GB5014-85） 查GB/T297-95,暂选圆锥辊子轴承型号为32007,其宽度T=15mm。轴承润滑方式选择脂润滑。齿轮和箱体内壁取16mm,考虑轴承脂润滑，取轴承距箱体内壁距离f=8mm,则L3=T+f+4=38mm，轴的直径=35mm 段d2=d1+(13)mm, 为使挡油环端面可靠地压紧齿轮，l2应比齿轮毂孔长（取等于齿宽B2）短14mm。=52mm齿轮右端定位轴肩高度h=2.5mm,则轴环直径d=43mm，取10mm。段d=d2, 为使套筒端面可靠地压紧齿轮，l4应比齿轮毂孔长（取等于齿宽B2）短14mm。mm 段 d5=d1 L5=L1=38mm3.4.5 轴的校核 因为输出轴的转矩大，所以验算输出轴，如果输出轴合格，则其他轴也合格。计算作用在齿轮上的力转矩 T=9.55106P/n=9.5510640.67/80=485498 Nmm输出轴上大齿轮分度圆直径 d=284mm圆周力 Ft=2T/d=2485498/284=3419 N径向力 Fr=Fttann/cos=3419tan200/cos9022=1260N轴向力 Fa=Fttan=1054tan9022=541.5N(1) 求轴承反力水平面上的支反力 垂直面上的支反力RV1=2355.6N RV2=1683.2N(2) 求齿宽中点处弯矩 H水平面MH=100425 Nm垂直面上的弯矩经计算得MA1=85981 Nm MA2=13085 Nm合成弯矩MM1=136904 Nm M2=104457 Nm绘制轴的弯矩图和扭矩图图 35 轴的弯矩图和扭矩图（3）按弯扭合成强度校核轴的强度 当量弯矩 （324）取折合系数a=0.6,则齿宽中点处当量弯矩=256473 Nm=246781 Nm当量弯矩见上图轴的材料为45号钢，调质处理。由表查得：，材料许用应力 由公式计算得轴的计算应力为=5.4 Nmm经较核，该轴满足强度要求3.4.6键的选择与强度验算 对低速轴的键选择8级以上精度的齿轮有定心精度要求，应选用平键.(1) 根据轴径d d=63mm查键的标准,得到键的截面尺寸bh=1811(2) 根据轮毂宽度B,查键的标准,在键长度系列中选择适当的键长L=54(3) 验算键的强度平键的强度计算式为: 挤压强度条件 （325） 耐磨性条件(动联结) （326）式中,T转矩，Nmm；d-轴径，mm；h-键的高度，mm；l-键的工作长度，mm.对型键l=L-b=36 mm-许用挤压应力，Nmm，见表3.2 =120 Nmm许用压强，Nmm，见表3.2 =40 Nmm将以上各数据代入强度计算公式，计算得 Nmm P=36 Nmm因为，p 所以强度足够第 3.5 节 联轴器的选择联轴器分类有机械式、液力式、电磁式。机械式联轴器又分为刚性联轴器和挠性联轴器。刚性联轴器如套筒、凸缘、夹壳联轴器等；挠性有无弹性元件、金属弹性元件、非金属弹性元件。无弹性元件如十字滑块、齿式、滚子链、万向联轴器等；金属弹性元件如蛇形弹簧、簧片、膜片、波形管联轴器等；非金属弹性元件如弹性套性销、轮胎式、弹性销联轴器等。液力式有液力联轴器，电磁式有电磁式联轴器。在选择联轴器的时候增加考虑过用刚性联轴器，但是考虑到刚性联轴器无补偿轴间相对位移能力，和传递转矩上面，所以选用液力式的。液力耦合器以液体为工作介质的一种非刚性联轴器，液力联轴器。液力偶合器(fluid coupling)以液体油作为工作介质通过泵轮将液体的动能转变为机械能连接电动机与工作机械实现动力的传递。它具有空载启动电机，平稳无级变速等特点，用于电站给水泵的转速调节，可简化锅炉给水调节系统，减少高压阀门数量，由于可通过调速改变给水量和压力来适应机组的起停和负荷变化，调节特性好，调节阀前后压降小，管路损失小，不易损坏，使给水系统故障减少，当给水泵发生卡涩、咬死等情况时，对泵和电机都可起到保护作用。故现代电站中，机组锅炉给水泵普遍采用了带液力偶会器的调速给水泵。 主要部件有：泵轮、涡轮、转动外壳、输入轴、输出轴及勺管。通常，转动外壳与泵轮是在外缘用法兰用螺栓联接。泵轮与涡轮称为工作轮，两轮中均有叶片，两轮分别与输入、输出轴相联接，它们之间是有间隙的，泵轮和涡轮均有径向尺寸相同的腔形，所以，合在一起形成工作油腔室，工作油从泵轮内侧进入，并跟随动力机一起作旋转运动，油在离心力的作用下，被甩到泵轮的外侧，形成高速油流冲向对面的涡轮叶片，流向涡轮内侧逐步减速并流回到泵轮的内侧，构成了一个油的循环。工作液体在工作腔中的绝对流动是一个三维运动。转动外壳与泵轮联接后包围在涡轮之外，使工作液体能贮于泵轮之中。输入轴与动力机相联（如电机），输出轴与被驱动机相联（如水泵）。 液力偶合器的特点是：能消除冲击和振动；输出转速低於输入转速，两轴的转速差随载荷的增大而增加；过载保护性能和起动性能好，载荷过大而停转时输入轴仍可转动，不致造成动力机的损坏；当载荷减小时，输出轴转速增加直到接近於输入轴的转速，使传递扭矩趋於零。液力偶合器的传动效率等於输出轴转速与输入轴转速之比。一般液力偶合器正常工况的转速比在0.95以上时可获得较高的效率。液力偶合器的特性因工作腔与泵轮、涡轮的形状不同而有差异。它一般靠壳体自然散热，不需要外部冷却的供应。力偶合器是一种柔性的液力传动元件,置于动力机与工作机之间传递扭矩。广泛应用与矿山、石油、化工、冶金、轻工、水泥、制革、建筑、陶瓷、邮电、交通、电力、食品、纺织、铸造、游艺等部门和行业。该产品具有柔软性传动自动适应功能；具有减缓冲击和隔离扭振功能；具有使电机轻载起动功能；具有使电机在起动时减少对电网的冲击，提高供电线路的功率因数，提高电机起动力矩的功能；协调多机传动，均匀分布负载功能；具有节电功能；具有过载保护功能；在特定条件下具有制动功能；无级调速功能。液力偶合器其特点为除轴承、油封外，无任何机械磨擦，使用寿命长，故障率低，不需要特殊维护保养。液力偶合器属于传递连接件，单纯功能看它不属于节能产品。但是在使用时由于实现了低负荷启动，减少了启动电流和时间。在这方面比直接启动节能 。选取限矩式液力偶合器 YDX400图 3.6 限矩式液力偶合器的示意图第 3.6节 箱体结构及相关设计3.6.1 铸造方法根据有关资料，机座（机架和基板等）和箱体（包括机壳等）的形式很多。按构造形式可以分为机座类、机架类等。本次设计到破碎机，是固定式重型机器。而且，机座和箱体的结构复杂，刚度要求也较高，因此，通常都是铸造。铸造材料常用便于施工而又便宜的铸铁。（包括普通灰铸铁、球墨铸铁等）。而且该破碎机的机座，属于大型机座的制造，所以，常采用分零铸造，然后焊成一体的办法。3.6.2 截面形状的选择因为绝大数的机座和箱体受力情况较为复杂，因此要产生振动，弯曲等变形。所以，当受到弯曲或扭转时，截面形状对其刚度和强度的影响很大。所以，正确设计出合理的机座和箱体的截面形状，可以起到既不增大截面面积，又不增大（或者减小）零件质量（材料消耗量）的效果。而且增大了截面系数以及截面惯性矩，就能提高其强度和刚度。在使用中，绝大数的机座和箱体都采用这种截面形状，就是这个缘故。虽然矩形截面的弯曲强度不及工字型截面，扭转强度不及圆形截面的，但是它的扭转刚度却大得。而且采用矩形截面的机座和箱体的内外壁比较容易装设其他的机件。所以，对机座和箱体来说，它是结构性能较好的截面形状。3.6.3 肋板的布置一般地说，增加壁厚固然可以增大机座和箱体的强度和刚度，但不如加设肋板来得有利。因为加设肋板时，增大强度和刚度，又可以增大壁厚的同时减小质量；因为该破碎机的机壳是铸件，所以，对于铸件，由于不需要增加壁厚，就可以减少铸造的缺陷；对于有些焊接的部位，壁薄时更容易保证焊接的品质。在考虑到铸造、焊接工艺时以及结构要求时的限制时，例如为了便于砂型的安装和清除，以及需要在机座内部安装其他的机件等，往往需要把机