辊式破碎机设计项目说明指导书

辊式破碎机设计学生姓名：余维班级：1081023指引教师：封立耀摘要：国内当前原煤破碎普通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锤头打击物料，在破碎腔内受到互相破碎冲击和剪切，可控性很差，容易产生过粉碎，并且对入料度有限制，不适合煤炭粗、中碎作业。而齿辊式破碎机是在齿作用下对物料进行劈碎，破碎后物料直接排出，因而破碎粒度比较均匀。当前双齿辊破碎机由于整体构造不合理和破碎齿磨损快不能修复等因素，使用效果大大减少甚至很差。2PGC—450×500新型双齿辊破碎机是在吸取国内外先进技术基本上研制和设计出来高强力破碎机，很有发展前景和市场前景。核心词：双齿辊破碎机，破碎机，产品粒度指引教师签名：Machine

designofroll

crusherStudentname:YuWeiClass:10810123Supervisor:FengLiYaoAbstractAbstract:Mycurrentcoalwasbrokengenerallyusinghammer-Breakersorteethroller-Breakers.Hammer-Breakersisthedeadagainsthighvelocitymaterialsintheshattereddebrisimpactandshearedbymutualbroken，controllabilitypoorhadtosmasheasily，buttherearerestrictionsontheLiaodunotsuitableforcoalrough，Chinesebrokenoperations.Andteethroller-Breakersteethintheroleofmaterialsreturnedbroken，thebrokenmaterialdirectlyemit，brokengranularitymoreevenly.Thecurrenttwo-toothrollerBreakersandtheoverallstructureoftheirrationalcannotrepairbrokenteethwearfasterreasons，theuseofsignificantlyreducedorevenpoor.2PGC-450x500-doubleteethrollerBreakersinlessonsandonthebasisofadvancedtechnologyanddesignedtodevelophigh-strongBreakers，adevelopmentprospectsandmarketprospects.Keyword：Doubletoothedrollcrusher,Rollcrusher,ProductgrainsizeSignatureofSupervisor:目录1引言TOC\o"1-3"\h\u1.1项目研究意义 11.2国内外现状 11.3普通破碎机械 21.4新型齿辊破碎机 62齿辊破碎机详细设2.1产品技术参数 72.2电机选型 72.2.1电机功率计算 72.2.2电机选取 72.3传动机构设计及计算 72.3.1带传动设计计算 92.3.2齿轮传动设计计算 112.3.3带轮护罩及齿轮外壳设计 152.4齿辊参数计算 162.4.1老式腭式破碎机和辊式破碎机 162.4.2输入轴构造设计及校核 272.4.3偏心轴构造设计及校核 322.4.4小齿辊轴构造设计及校核 362.4.5新型齿辊破碎机设计 402.5键选取及其校核 412.5.1电机轴上键选取及校核 412.5.2输入轴上键选取及校核 422.5.3偏心轴键选取及校核 422.5.4小齿辊轴键选取及校核 432.6轴承校核 442.6.1输入轴轴承选用及校核 442.6.2偏心轴轴承选用及校核 452.6.3小齿辊轴轴承选用及校核 483新型两辊破碎机重要零部件构造分析3.1动腭及齿板 503.2肘板（推力板） 503.3调节装置 513.4拉紧装置 513.5箱体构造 514项目技术经济分析4.1也许影响经济运营质量问题 524.2绿色设计 52参照文献 54总结 55道谢 5627581辊式破碎机设计1引言1.1中华人民共和国是世界上少数几种以煤炭为重要能源国家之一，煤炭生产量和消费量占世界首位。煤炭作为中华人民共和国重要能源及钢铁、化工领域原料在相称长时间内不会有大变化，因而煤炭在中华人民共和国国民经济中地位是举足轻重。然而，在中华人民共和国煤炭消耗中，煤炭加工运用处在低水平阶段，存在着高能耗、高污染、低效率运用现状，也产生一系列环境污染问题，如:燃煤产生烟尘和SO2排放量分别占80%和90%，中华人民共和国大气污染属典型煤烟型大气污染。全国己有62.3%都市SO2年平均浓度超过国家二级原则，日平均浓度超过国家三级原则。SO2排放量持续增长使中华人民共和国酸雨覆盖面积占国土SO2面积40%，酸雨污染给森林和农作物导致损失每年达数百亿元。大气中SO2重要来源于高硫煤使用，而中高硫煤约占总产量10%,按每年10亿吨产量算，每年约有1亿吨高硫煤，而去硫最基本设备就是将硫及其伴生物从煤中解离—也就是说要将煤充分破碎，破碎煤就需要破碎机，这是选取本题目之一。其二如前所述，新选煤技术和工艺需要新型破碎机，否则影响新选煤工艺和办法技术水平。近几年来，选煤厂广泛采用各式破碎机由于构造与机理因素，破碎后产品或者过粉碎严重，排料粒度不能有效控制，同步伴有大量粉尘或者破碎机破碎强度低，不能适应含煤研石煤炭破碎，且破碎后粒度不均匀，容易超粒，不但使得后续洗选难度加大，分选效果变差，同步难以满足当前市场需要。由此导致损失每年数亿人民币。为解决此问题，在国内破碎机技术尚未满足国内使用条件技术下，当前大量从国外进破碎机，如山西平塑、安家岭煤矿、神华集团神木矿区、大柳塔选煤厂、贵州盘江集团老屋基选煤厂、永城煤电集团、晋城无烟煤矿业集团等等，国外破碎机价格是国内同类价格6-8倍，如果研制破碎机能代替进口产品，每年可为国家节约外汇至少1亿美元。因而，无论从环保角度、社会效益角度、直接经济效益角度，还是解决生产实际问题角度，研究新型分级破碎机，具备较重大现实意义。1.2国内外现状在国内，仅仅破碎机制造业，不算其她选矿设备、水泥生产设备等，产值也就在50亿下。细碎机行业第一品牌是郑州鼎盛工程技术有限公司。耐磨件、锤头质量过硬，国内外大型水泥厂供应商，西安交大联合研究。大量实践证明，特殊工艺锻造耐磨件、锤头是普通厂家部件寿命1.5-2倍甚至更高。由于刚才紧缺，当前中华人民共和国破碎机公司面临减产危险。辊压机20世纪80年代中期发展起来高效节能设备。形式上很像老式对辊破碎机，但实质上有两点不同：一是辊压机实行是准静压破碎，它与冲击粉碎方式相比，节约能量约30%;二是它对物料实行是料层粉碎，是物料与物料之间互相粉碎，粉碎效率高，物料间挤压应力可通过辊子压力来调节。辊间压力普通可达150～300MPa，破碎产品可达2mm，实现了“多碎少磨”。该机型开始用于水泥工业，其增产节能带来经济效益引起了国际水泥界极大兴趣与关注。随着技术不断进步，国外为了扩大辊压机应用范畴(用于坚硬物料)和提高其可靠性，都在不断地改进自己产品，重要体当前如下三个方面：一是提高辊面耐磨性，如德国洪堡公司将压辊表面堆焊耐磨层改为柱钉式辊面，柱钉硬度达到刀具硬度，使其具备更高抗耐磨能力(这是该公司专利)，克鲁普公司则采用金属耐磨块组合镶嵌式压辊，来提高其耐磨性；二是压辊轴承改进，由于该机轴承要承受巨大静载荷和冲击载荷，本来用双列向心球面滚子轴承寿命很短，改为多排滚柱轴承(洪堡公司是四排)后，可承受巨大径向力，轴向力则由双作用止推轴承承受，轴承座自身具备调心功能；三是控制系统改进，使其达到自动化(涉及控制与监测)，德国洪堡公司开发ROLVIS控制系统，可实现该机自动化，并可调节生产过程。改进后辊压机已开始用于金属矿山，如智利LosColorados铁矿选厂使用德国KHD洪堡·威达克公司RPBR16-170ö180型辊压机作细碎用，给料量为1680töh，给料最大粒度为65mm×65mm×65mm，至今已运转2年，其生产技术经济数据表白，辊压机技术比常规细碎技术具备很大优越性：与圆锥破碎机相比，解决量提高27.2%，单位能耗减少21%，生产费用减少8%，产品粒度大概在3mm至325目之间。其网格柱钉式板衬使寿命约1h(每1000h磨损016mm)。这证明了该机型用于铁矿选厂也是成功。国内东北大学与沈阳矿山机械厂协作开发辊压机样机(生产能力为100töh)在唐山棒磨山铁矿实验，也获得了较好效果.1.3普通破碎机械破碎机械是对固体物料施加机械力，克服物料内聚力，使之破裂成小块物料设备。破碎机械所施加机械力，可以是挤压力、辟裂力、弯曲力、剪切力、冲击力等，在普通机械中大多是两种或两种以上机械力混合。对于坚硬物料，适当采用产生弯曲和辟裂作用破碎机械；对于脆性和塑性物料，适当采用产生冲击和辟裂作用机械；对于粘性和韧性物料适当采用产生挤压和碾磨作用机械。在矿山工程和建设工程上，破碎机械多用来破碎爆破开采所得天然石料，使之成为规定尺寸矿石或碎石。在硅酸盐工业中，固体原料、燃料和半成品需要通过各种破碎加工，使其粒度达到各道工序所规定尺寸，以便进一步加工操作。普通破碎过程，有粗碎、中碎、细碎三种，其入料粒度和出料粒度，如表1-1所示。所采用破碎机械相应地有粗碎机、中碎机和细碎机三种。表1-1物料粗碎、中碎、细碎划分（mm）类别入料粒度出料粒度粗碎300～900100～350中碎100～35020～100细碎50～1005～15工业上惯用物料破碎前平均粒度D与破碎后平均粒度d之比来衡量破碎过程中物料尺寸变化状况，比值i称为破碎比（即平均破碎比）i=D/d为了简易地表达物料破碎限度和比较各种破碎机重要性能，也可用破碎机最大进料口尺寸和最大出料口尺寸之比来作为破碎比，称为标称破碎比。在实际破碎加工时，装入破碎机最大物料尺寸，普通总是不大于容许最大进料口尺寸，因此，平均破碎比只相称于标称破碎比0.7——0.9。破碎机械惯用类型有：腭式破碎机、圆锥破碎机、旋回式破碎机、锤式破碎机和辊式破碎机等。腭式破碎机广泛运用于矿山、冶炼、建材、公路、铁路、水利和化工等行业。依照其构造不同可分为复摆腭式破碎机（即单复摆腭式破碎机）和简摆腭式破碎机。复摆腭式破碎机合用于粗，中碎抗压强度250mpa以上各种矿石岩石。简摆腭式破碎机则可以破碎各种硬度矿石和岩石，且特别合用于破碎各种硬度磨蚀性强石料。复摆腭式破碎机工作时，电动机通过皮带轮带动偏心轴旋转，使动腭周期地接近、离开定腭，从而对物料有挤压、搓、碾等多重破碎，使物料由大变小，逐渐下落，直至从排料口排出。表1-2简摆腭式破碎机技术规格规格进料口尺寸mm最大进料粒度mm出料口调节范畴mm生产率t/h电动机功率kw长宽1200×900井下1200900650150～180140～200110.01200×900液压1200900750150～200140~20095.01500×120015001200850130～180170180.02100×1500210015001250250～300400~500280.0表1-3复摆腭式破碎机技术规格规格进料口尺寸mm最大进料粒度mm出料口调节范畴mm生产率t/h电动机长宽型号功率kw250×15025015012510～401～4Y1325-45.5350×20035020016010～502～5Y160M-67.5380×2403802401721Y160M-67.5400×25040025021020～805～20Y180L-615.0400×250分段式400250400×250移动式40025022020～805～20M200L2-6-05022400×250汽油机驱动40025022020～8010～12M-050汽油机820（hp）400×25040025018020～808～10Y180M-417.0500×25050025022020~805～40Y200L2-622600×40060040035040～16017～115Y250M-830.0750×50075050045050～17070YR280-855.0900×60090060048075～20052～192YR315L-8751200×9001200900750100～200150～300YR315L-6110.0辊式破碎机工作可靠、维修简朴、运营成本低廉，排料粒度大小可调。按照辊子数量可分为单辊破碎机、双辊破碎机和多辊破碎机（普通是四辊）等，按照辊面特性，可分为光面辊和带齿辊两种。单辊破碎机，用于破碎石灰石、煤等物料，物料块在辊子与带齿板间被轧碎。表1-4单辊破碎机技术规格规格mm辊子转速r/min进料粒度mm卸料粒度mm电动机功率kw生产率t/h外形尺寸mm长×宽×高整机质量t915×1830567000～2253508505660×4330×3370801500×28006300×1000×2500200554007267×3250×173532.81500×21405.2--40250～3007136×2600×181027.131000×1300-1200×750×300100～30013604700×2250×11168.1双齿辊破碎机重要合用于矿山，冶金、化工、煤矿等行业脆性块状物料粗，中级破碎，其入料粒度大，出料粒度可调，可对抗压强度≤160MPa物料进行破碎。其构造紧凑，且破碎力由内部机构承受，基本不受力，特别合用于移动式设备，也广泛合用于各种场合物料破碎。破碎机充分运用脆性材料抗弯、抗剪强度比抗压强度低特点，采用交叉布齿，使破碎齿受力均匀，减少能耗；采用大齿、小辊、螺旋布齿，多破碎盘构造，有更强挟制大块能力，重复破碎少，生产能力强；在两个破碎辊下设有破碎棒，形成破碎齿和破碎棒三级破碎过程且可调节出料粒度，使碎后粒度均匀；齿辊转速低、磨损小、燥音低、粉尘小。被破碎物料经给料口落入两辊子之间，进行挤压破碎，成品物料自然落下。遇有过硬或不可破碎物时，辊子可凭液压缸或弹簧作用自动退让，使辊子间隙增大，过硬或不可破碎物落下，从而保护机器不受损坏。相向转动两辊子有一定间隙，变化间隙，即可控制产品最大排料粒度。双辊破碎机是运用一对相向转动圆辊，四辊破碎机则是运用两对相向转动圆辊进行破碎作业。表1-5双辊破碎机技术规格规格mm辊子转速r/min进料粒度mm卸料粒度mm电动机功率kw生产率t/h外形尺寸mm长×宽×高整机质量t双光面辊1200×1000122.2402~124015~907470×4780×45.318750×70050402~10283.4~173889×2865×12.252610×40075850~303012.8~402235×1722×8103.297600×400120362~9204~152615×1760×19372.55400×250200322~8105~101295×940×8201.3双齿面辊900×90037.58000~100281253217×1694×419813.270~1251500~150180450×45064100~2000~1008552260×2206×7663.7650~75450~50350~2520四辊破碎机是一种冶金矿山设备配套中、细碎产品，也可通过调节上、下辊间隙，破碎所需粒度物料。表1-6四辊破碎机技术规格规格mm辊子转速r/min进料粒度mm卸料粒度mm电动机功率kw生产率t/h外形尺寸mm长×宽×高整机质量t1200×100083.381303~85535~409610×5660×432567153.166204~107550~609000×7001081002~1028184175×3150×314727.641894020161.4新型齿辊破碎机本设计所涉及新型辊腭破碎机结合了腭式破碎机和齿辊破碎机长处，使生产能力得到了很大提高，出料粒度均一性得到了较好保证，使物料得到了有效破碎，这是有生产实践为证。因该种机械新一面，因此尚未有成熟计算办法对其进行精准计算，只能在老式破碎机械计算基本上，结合生产实践，对其进行粗略估算。其构造图大体如下所示：1小齿辊2大齿辊3腭板4电机5箱体6防震层7料度调节系统8拉杆部件图1-1

2齿辊破碎机详细设计2.1产品技术参数:破碎物料抗压强度：≤160MPa入料粒度：≤800mm出料粒度：≤200mm解决量：t/h大齿辊转速：120r/min左右，大齿辊转速：160r/min左右2.2电机选型2.2.1电机功率计算对于功率计算采用如下近似理论计算办法。本办法是基于电机功率应当与单位时间破碎物料功耗相似原则，即以为电机功率应如下求得：F=QW/η其中Q:破碎机生产能力t/hW:单位生产量功耗kWh/tη：破碎机传动效率采用Rittinger法拟定单位生产量功耗：即：m:Bond功指数，煤Bond功指数为7.91KW.h/tE:占排料粒度80％以上构成某些粒度尺寸（um）A:占给料粒度80％以上构成某些粒度尺寸(um)i:常指数，取0.45-0.5。2.2.2电机选取参照上述老式破碎机械电机功率计算办法，结合生产实践经验，估取电机功率为160Kw，选取YB355S-6电机。其重要参数如下：额定功率：160KW转速：980r/min效率：0.94功率因数：0.87输出轴径：90mm2.3传动机构设计及计算依照上述所得电机及齿辊转速，初步拟定电机至大齿辊间减速比为i=980/120=8.17电机至小齿辊间减速比为：I=980/160=6.13依照生产实践经验，选定电机至大齿辊间减速传动机构为一对带轮和一对齿轮。结合带轮和齿轮传动特点，取带轮间减速比为1.6，齿轮间减速比为5.1；电机至小齿辊间减速传动机构则在电机至大齿辊间减速传动基本上再加上两个介轮和一种齿轮。它们详细设计如下述所示。从破碎机高速轴开始各轴命名为Ⅰ轴，Ⅱ轴，Ⅲ轴，Ⅳ轴，Ⅴ轴。各轴转速计算第Ⅰ轴转速（r/min）第Ⅱ轴转速（r/min）第Ⅲ轴转速（r/min）第Ⅳ轴转速（r/min）第Ⅴ轴转速（r/min）各轴功率计算第Ⅰ轴功率（kW）第Ⅱ轴功率（kW）第Ⅲ轴功率（kW）第Ⅳ轴功率（kW）第Ⅴ轴功率（kW）式中——调心滚子轴承效率。各轴扭矩计算第Ⅰ轴扭矩（N·m）第Ⅱ轴扭矩(N·m)第Ⅲ轴扭矩(N·m)第Ⅳ轴转速(N·m)第Ⅴ轴转速(N·m)各轴运动参数表：参数轴号电机轴ⅠⅡⅢⅣⅤ转速r/min980980597.58114.74249159.22输出功率P/kw160160152148.98144.31133.22输出扭矩N.m15001500243012400055008000传动比i1.645.12.191.58效率0.980.970.882.3.1带传动设计计算参照机械工业出版社出版《机械设计手册》第二版第四卷。已知输入轴转速＝980r/min,输入功率P=160kw1）设计功率由表33.1-2查得共况系数＝1.6，＝P＝1.6×160=256kw2）选定带型依照=256kw和=980r/min，由图33.1-2拟定为E型带。3）小带轮基准直径及大带轮基准直径参照表33.1-18和图33.1-2，取＝560mm，取传动比i=1.6,弹性滑动系数＝0.02。则大带轮基准直径＝i(1-)=1.6×560×0.98=878.1mm由表33.1-18取=900mm。4）大带轮轴实际转速＝(1-)/=560×0.98×980/900=597.58r/min5)带速vv=/(60×1000)=×560×980/(60×1000)=28.72m/s不超过30m/s，符合规定。5)初定轴间距按规定取=0.7(+)=0.7×(560+900)=1022mm6)所需基准长度＝2+(+)/2+=4364.5mm由表33.1-7选用基准长度＝4660mm。7）实际轴间距aa=+（-）/2＝1170mm安装时所需最小轴间距＝a-0.0015=1101.1mm张紧或补偿伸长所需最大轴间距＝a+0.02=1263mm9）小带轮包角＝－＝10）单根V带基本额定功率依照＝560mm和＝980r/min由表33.1-17g查得E型带＝31.35kw。11）考虑传动比影响，额定功率增量△由表33.1-17g查得△＝6.06kw。12）V带根数zz=/[(+)]由表33.1-13查得=0.96,由表33.1-15查得=0.9,则Z=256/[(31.35+6.06)×0.96×0.9]=7.92取z＝8根。13）单根V带预紧力=500(2.5/-1)/(zv)+m由表33.1-14查得m＝0.17kg/m,则=500×(2.5/0.96-1)×256/(8×28.72)+0.17×＝1635.52N。14）压轴力＝25880.88N。15）带轮构造和尺寸由YB355S-6电动机可知，其轴伸直径＝90mm,长度L=170mm，故小带轮轴孔直径应取＝90mm,毂长L=170mm。由表33.1-22查得，大带轮和小带轮构造都为六椭圆辐轮。轮槽尺寸及轮宽按表33.1-20计算，参照图33.1-5典型构造，画出小带轮工作图（见图）。图2-1小带轮大带轮示意图如图所示：图2-2大带轮2.3.2齿轮传动设计计算参照中华人民共和国矿业大学出版社出版《机械设计工程学》Ⅰ。对齿轮材料规定：齿面有足够硬度和耐磨性，轮齿心部有较强韧性，以承爱冲击载荷和变载荷。惯用齿轮材料是各种牌号优质碳素钢、合金构造钢、铸钢和铸铁等，普通多采用锻件或轧制钢材。当齿轮直径在400～600mm范畴内时，可采用铸钢。下表列出了惯用齿轮材料及其热解决后硬度。惯用齿轮材料材料机械性能/MPa热解决办法硬度bsHBSHRC45580290正火160~217640350调质217~255表面淬火40~5040Cr700500调质240~286表面淬火48~5535SiMn750450调质217~26942SiMn785510调质229~28620Cr637392渗碳、淬火、回火56~6217CrNiMo61180835渗碳、淬火、回火56~6240MnB735490调质241~286ZG45569314正火163~197ZG35SiMn569343正火、回火163~217637412调质197~248HT200200170~230HT300300187~255QT500-5500147~241QT600-2600229~302传递功率P=152kw，积极齿轮转速＝597.58r/min。选取齿轮材料查表8-17，小齿轮选用20CrMnTi,调质渗碳淬火，回火,硬度56～62HRC；大齿轮选用20CrMnTi,调质渗碳淬火，回火，硬度56～62HRC。2）按齿根弯曲疲劳强度进行设计计算设计计算公式齿轮模数m≥mm拟定齿轮传动精度级别按＝（0.013～0.022）,估算圆周速度＝5.3m/s，参照表8-14和表8-15，选用Ⅱ公差组8级。齿宽系数查表8-23，按齿轮相对轴承为悬臂布置，取＝0.5。小轮齿数，在推荐值20～40中取＝24。取传动比i＝5.2，则=125。齿数比u＝5.208传动比误差△u/uu/u=(5.208-5.2)/5.2=0.0015在±5％范畴内。小轮转矩由式（8-53）得＝9.55×P/=2.34×N·mm载荷系数K由式（8-54）得K=使用系数查表8-20得=1.75动载荷系数查图8-57得初值=1.21齿向载荷分布系数查图8-60得=1.27齿间载荷分派系数由式（8-55）及得[1.88-3.2()]cos=1.721查表8-21并插值得=1.242,则载荷系数K初值=3.34。齿形系数查图8-67小轮＝2.08大轮＝2.16应力修正系数查图8-68小轮＝1.58大轮＝1.83重叠度系数由式（8-67）得＝0.25+0.75/=0.686许用弯曲应力[]由式（8-71）有[]＝弯曲疲劳极限查图8-72得＝850N/=740N/弯曲寿命系数查图8-73得＝＝1尺寸系数查图8-74得＝1安全系数查表8-27得＝1.6，则[]＝531N/，[]＝463N/故齿轮模数m设计初值≥=6.91mm取=7mm。小轮分度圆直径参数圆整值＝＝168mm圆周速度vV=/60000=5.2539m/s与估取=5.2很相近，对取值影响不大，不必修正。==1.21,K==3.34齿轮模数m==7mm。小轮分度圆直径＝＝168mm大轮分度圆直径＝m=875mm中心距aa=m()/2=521.5mm齿宽bb==83mm大轮齿宽＝b=83mm小轮齿宽＝+（5～10）＝88mm按齿面接触疲劳强度校核计算由式（8-63）知弹性系数查表8-22，得＝189.8。节点影响系数查图8-64（，＝0）得＝2.5。重叠度系数查图8-65（＝0）得＝0.88。许用接触应力由式（8-69）得＝接触疲劳极限应力、查图8-69得＝1650MPa，=1620MPa接触强度寿命系数查图8-70得＝＝1。硬化系数查图8-71及阐明得＝1。接触强度安全系数查表8-27，按普通可靠度取=1.1。则=1500MPa=1473MPa又=988MPa<=960MPa<故齿面接触疲劳强度满足规定，也即所设计齿轮满足强度规定。齿轮其他尺寸计算及构造设计由表8-31可知，小齿轮为盘式锻造齿轮，大齿轮为轮辐式锻造齿轮以及它们构造尺寸。画出齿轮示意图如下所示。图2-3积极齿轮图2-4偏心轴齿轮5）依照传动规定及破碎机构造合理性，可拟定过轮及小齿辊轴端齿轮参数及构造尺寸。过轮齿数为z=57，依照模数m=7mm及分度圆直径d=mz可知分度圆直径d=399mm。又过轮宽B=88mm,其构造图如下图所示。图2-5过轮小齿辊齿轮齿数z=90,宽度B=83mm,其构造图如下所示。图2-6小齿辊齿轮2.3.3带轮护罩及齿轮外壳设计带轮护罩可有效保证工作人员安全。齿轮外壳可使齿轮避免外界环境对其其影响，又保证了有效润滑。2.4齿辊参数计算2.4.1老式腭式破碎机和辊式破碎机一腭式破碎机重要参数计算及其分析1钳角腭式破碎机动腭和定腭间夹角称为钳角。钳角由物料性质、块粒大小、形状等因素决定。如果钳角太大，进料口物料块就不能被腭板夹住，而被推出机外，从而减少生产率。如果钳角太小，虽能增大生产率，但破碎比i减小。图2-7表达从力学角度推算钳角计算图式。当物料被夹持在破碎腔内，不被推出机外时，这些力应互相平衡，即在x、y方向分力之和应当分别等于零，于是求得因,故式中为钳角，为物料与腭板间摩擦角，为物料与腭板间摩擦系数。图2-7为了保证破碎机工作时物料块不致被推出机外，必要令即钳角应不大于物料与腭板间摩擦角一倍。2转速腭式破碎机成品，依托物料自重降落排出，如果动腭摆动（偏心轴转速）速度太快，成品不能充分排出；如果速度太慢，又挥霍有效时间，两者都使机械生产率减小。使破碎机获得最高生产率偏心轴转速n应是r/min式中为钳角(度)，s为动腭行程（cm）。事实上，由于动腭空行程初期，物料仍处在压紧状态而不掉落，因而，转速应取低些，普通是上式计算值0.7，即r/min破碎坚硬物料时，还要获得低些；对于脆性物料，可以恰当取大；大尺寸破碎机转速应恰当减低，以减小惯性力。也可用下面经验公式选用转速：进料口宽度B1200mm时n=(310～145)Br/min进料口宽度B>1200mm时n=(160～42)Br/min式中，B单位是m.3动腭行程破碎机行程是指动腭下端摆幅，它与偏心轴偏心距、腭板斜角等关于，普通是s=2.2e式中s为动腭行程，e为偏心距。行程与最小出料口尺寸必要保持一定关系，普通最小出料口尺寸是而进料口宽度a与之间关系是a=（9～10）4生产能力腭式破碎机生产能力就是指在一定给料和排料粒度条件下单位时间内所能解决物料量。它与许多因素关于，例如，待破物料性质，破碎机型式和规格，动腭悬挂高度和运动特性，破碎机构造和工艺参数，破碎机制造质量和操作条件、管理水平等等。关于腭式破碎机生产能力计算，大体上可以分为两类，即理论计算和经验计算。腭式破碎机生产能力普通以动腭往复摆动一次，从破碎腔中排出一种松散棱柱体积物料作为其计算根据。一方面，由于腭式破碎机机构是采用一种由典型曲柄摇杆机构派生而来偏心机构，其肘板具备急回运动特性。从这一特性出发，并考虑到物料从破碎腔中落下最大也许高度一由设备几何学条件拟定高度，由图2-8可知，腭式破碎机动腭往复摆动一次，从破碎腔中排出质量生产能力为：Q=(120～150)t/h(1)式中B,L——给料口宽度和长度，m；b——排料口宽度，m；s——动腭下端点水平摆动行程，m；——排出产物平均粒度，m，其值为：图2-8破碎腔几何尺寸——被破碎物料固体密度，t/m；——考虑被碎碎物料表面摩擦特性系数，其值与物料类别关于，花岗岩、石英岩等=1.0，煤和焦炭等=0.5；——与给入破碎机物料粒度分布参数关于函数，与关系曲线如图2-9所示，参数按如下定义给出：图2-9与关系曲线=(-)/在此——给入物料中最大粒度，m；——给入物料中最小粒度，m；——给入物料平均粒度，m；——与通过破碎腔物料流关于参数关于函数，参数是破碎机排料口宽度b与给入物料平均粒度之比值，即＝b/普通破碎机排料口宽度b总是不大于给入物料平均粒度1/2，故可选用为1；——考虑腭式破碎机机构具备急回运动特性，且能获得最大生产能力时动腭摆动次数，其值可由下式得出：r/min(2)式中K——腭式破碎机机构行程速比系数，普通K=1.15～1.25；g——重力加速度，；n——腭式破碎机动腭实际摆动次数，r/min；——与腭式破碎机动腭摆动次数关于函数，其值由下面关系给出：对于，＝n/；，＝1；，＝/n。另一方面，假定动腭作平移运动，忽视动腭在摆动过程中啮角变化影响，那么动腭往复摆动一次，从破碎腔中排出质量生产能力(图2-10)可按考下式予以计算：图2-10腭式破碎机生产能力计算(3)式中，——定腭破碎板和动腭破碎板倾斜安装角度，+＝称为腭式破碎机啮角；——被破碎物料松散系数，普通状况下，取＝0.3～0.7，破碎坚硬物料时取小值，破碎不太硬物料时可取大值；其他符号意义和单位同前。若＝＝/2，则有t/h(4)若＝0，＝，则t/h(5)以上从不同角度出发，给出了腭式破碎机生产能力理论计算公式(1)，(3)，(4),(5)等，但它们都各自有其局限性，只可作为定性计算时使用。为了获得一种较为满意腭式破碎机生产能力，还必要依照生产实际予以校正。故下面再推荐几种经验公式供选用。TaggartAF公式Q=0.093Lt/h（6)或Q=0.084A/it/h(6a)式中L，b——破碎机排料口长度和宽度，cm；A——给料口面积，，A＝LB；B——给料口宽度，cm；i——破碎比，i=D/b；D——给料粒度，cm。OnerBckmB公式Q=bt/h(7)式中——给料特性(或破碎难易限度)系数，详见表2-1；——物料密度校正系数；=/1.6；——破碎物料松散密度，t/；——物料粒度校正系数，见表2-2；——排料口单位宽度生产能力，t/h·mm，见表2-3；b——排料口宽度，mm。表2-1给料特性系数表2-2物料粒度校正系数表2-3排料口单位宽度生产能力利温生公式Q=150nLSt/h(8)式中各长度单位以“m”计入，别的各符号意义及单位同前。上述计算公式原则上只合用于简摆腭式破碎机，即它们没有可以反映出不同型式腭式破碎机与生产能力之间关系。但实践证明，由于破碎机动腭摆动行程S大小和方向，以及运动轨迹差别，各种型式腭式破碎机生产能力是不同。据国外对相似规格三种不同型式腭式破碎机在排料口宽度b、动腭摆动次数n和啮角等相似条件下实验证明，复摆腭式破碎机较简摆腭式破碎机提高生产能力20％～30%，综合摆动腭式破碎机较简摆提高90％～95%。因而，在计算简摆以外腭式破碎机生产能力时，必要乘以一种不不大于1型式修正系数。5生产能力影响因素分析以上简介几种腭式破碎机生产能力计算公式揭示了腭式破碎机生产能力与其构造参数(动腭下端点水平摆动行程S、给料口尺寸B×L、排料口宽度b)、工艺参数(动腭摆动次数n、啮角)和物料性质(密度、松散系数)等之间函数关系，为提高腭式破碎机生产能力提供了科学根据。1)恰当提高腭式破碎机动腭摆动次数是提高其生产能力重要途径之一从公式(1)，(3)，(4)，(5)可以明显看出，腭式破碎机理论生产能力是随着动腭摆动次数n增高而增大;从公式(1)还可看出，当动腭摆动次数n增高至某一最佳数值n。时，破碎机可以获得最大生产能力;当动腭在超最佳摆动次数下摆动时，其生产能力将随着动腭摆动次数增高而减少。同步，实验研究成果也证明了这一规律。然而，既有腭式破碎机动腭摆动次数都选取得比较低，特别是大型简摆腭式破碎机和小型复摆腭式破碎机。但因腭式破碎机具备较大运动质量，如果动愕摆动速度过快，所产生惯性力就会比较大，这又将使机器及其基本发生振动，使偏心轴回转不均匀，同步所消耗功率也较大，并也许引起轴承发热，故其速度也不能过高。因而在破碎机其他关于参数不变化状况下，恰当增高既有腭式破碎机动腭摆动次数n以提高其生产能力是也许。其增高幅度建议在原有破碎机摆动次数基本上增高10％～15%，大型破碎机取小值，中小型取大值。2)恰当减小腭式破碎机啮角是提高其生产能力又一重要途径由公式(3)，(4)，(5)可知，腭式破碎机生产能力在一定条件下与啮角正切成反比。同步，从BondFC理论知，腭式破碎机生产能力与其啮角成直线关系，即破碎机相对生产能力随修正系数成正比例变化:=1+1.4327(0.384-)(9)式中为腭式破碎机啮角，rad将腭式破碎机定腭破碎板和动腭破碎板都倾斜安装，并尽量使两者倾斜安装角度和接近相等，可使其生产能力相对值提高4%左右。由国内外关于实验证明，恰当减小啮角亦可提高腭式破碎机生产能力。由于啮角减小，物料在破碎腔中完全被破碎所需要动腭挤压次数减少了，并使得破碎腔上部区域解决能力比从排料口排出能力增大，这样破碎腔中总备有需要排出产品，而不致因破碎不及时而影响排料。例如，原苏联学者巴乌曼BA用400×600腭式破碎机破碎抗压强度为300MPa花岗岩时，将啮角由改为后，生产能力提高了20％～40％;吉斯淦和高登等都分别进行了减小啮角实验，以为啮角大小对破碎机生产能力有很大影响，详细成果见表2-4。表2-4啮角对生产能力影响实验成果国内某石矿将PEF-400×600腭式破碎机啮角在原设计基本上减小＇，其生产能力亦提高了20%。由上述分析和实验成果可以看出，恰当减小啮角是提高腭式破碎机生产能力又一重要途径。但是，必要注意:啮角减小会导致破碎比减小，使破碎产品粒度相应增大，因而，减小啮角还必要认真考虑破碎工段对物料粒度规定。其详细实行办法，应视详细状况而定。如对新设计腭式破碎机可广泛参照国内外实践经验，在保证满足破碎粒度规定前提下，尽量将啮角选取得小一点，国外就曾经选用到=左右。如对既有腭式破碎机进行改造，可采用普通碳素钢锻制成数条斜铁(其条数视破碎机规格大小而定)，将其按定腭板纵向筋布置，用焊接办法固定于机架前壁内侧，于是腭式破碎机啮角将从减小至(图2-11)。(a)-定腭破碎板垂直安装(b)-两破碎板倾斜安装图2-11啮角对生产能力之影响当定腭破碎板垂直安装时，改造后相对生产能力可按下式拟定(10)如果腭式破碎机两破碎板都倾斜安装，啮角＝+，那么其相对生产能力则为：（11）式中当斜铁大头尺寸不大于Htg时，分母中tg取“+”，/H取“一”;反之，不不大于Htg时，分母中tg取“-”，/H则取“+”。3)恰当增大破碎机排料口宽度b和动腭下端点水平摆动行程S是提高其生产能力重要途径之三从破碎机生产能力计算公式亦可明显看出，生产能力与排料口宽度b和动胯下端点水平摆动行程S有着极为密切关系，即随着b和S增大，生产能力也是明显提高，并且已为实践所证明。因而，在设计、选取和改造腭式破碎机时，可以通过合理拟定排料口宽度b和摆动行程S以提高腭式破碎机生产能力，特别是用于二次破碎腭式破碎机更应当在这方面下功夫来提高其生产能力。但是，这与老式“排料口尺寸普通与破碎产品尺寸大体相似或小某些”观念是相对立，因而，详细实行时，必要完全满足下述条件:(1)恰当增大排料口宽度b，其增大范畴可定为破碎机破碎腔长度L0.025～0.05倍;(2)恰当增大动腭下端点水平摆动行程S，其增大量可控制在0.05～0.10L.范畴内;(3)在同步满足上述两条件基本上，必要使给入破碎机物料量大体等于破碎机通过量，以保证破碎机破碎腔中物料形成层状密实充填流动状态，一边持续不断地给入被破碎物料，一边运用动腭摆动所产生压缩作用予以破碎腔中物料以充分压实度和高压缩比使之破碎。这种办法破碎机理是以料层压缩现象为基本，采用后不但可以获得小粒度，接近方状破碎产品，并且能使破碎成品数量成倍地增长。但是，在应用这种办法时还必要注意:其一，物料松散密度与其真实密度之比值不能超过80％，否则就不能被压缩，破碎机也就不能运转;其二，通过破碎机物料要通过恰当筛分，使不不大于所需尺寸物料再返回破碎机进行破碎，直至破碎成所需要产品。4)将破碎腔形状改造为曲线型破碎腔是提高其生产能力重要途径腭式破碎机破碎腔形状是决定其生产能力重要因素之一。破碎腔形状有直线型和曲线型。直线型破碎腔是指定、动胯上敷设破碎板纵断面都为直线，其啮角为恒定;曲线型破碎腔则是将定、动腭破碎板或者其中之一纵断面设计为曲线，且曲线从上往下按啮角逐渐减小原则设计，即称为变啮角破碎腔。在变啮角曲线型破碎腔中，各持续水平面间形成梯形断面体积，从破碎腔中部往下是逐渐增长，因而物料间空隙也增大，这样有助于物料排出。同步，由于曲线型破碎腔排料口附近有一段接近于平行区间，因而破碎机堵塞点也会由排料口往上移动一段平行区间长度，这不但保证了在排料口附近不易发生堵塞现象，加快已破碎物料流通，并且破碎板使用寿命也将延长。因而，采用曲线型破碎腔可明显地提高其生产能力。这也已为国内外大量实践所证明。曲线形状有各种各样，实验研究成果表白，在啮角允许范畴内，将定、动破碎板之一上、下部设计成对称Gauss曲线，其中部采用直线，另一破碎板则设计成直线(图2-12)}这被以为是破碎物料抱负条件。其曲线方程式为:（12）（13）（14）（15）（16）式中H——破碎腔高度，mm；h——动腭悬挂点至给料口水平高度，mm；其他符号意义同前，单位为mm。图2-12曲线型破碎腔二辊式破碎机计算及其分析1破碎及排料机理分析双齿辊破碎机重要工作部件为两个平行安装齿辊,每个齿辊沿轴向布置一定数量齿环,通过齿辊对转实现物料破碎。其构造见图2-13。图2-13破碎机理示意图齿对物料作用过程可分为三个阶段。第一阶段,旋转运动中辊齿遇到大块物料,一方面对它进行冲击剪切,接着进行撕拉。如果碎块能被辊齿咬入则进入第二阶段破碎,否则辊齿沿物料表面强行滑过,靠辊齿螺旋布置迫使物料翻转,等待下一对齿继续作用。在图1中,这一阶段为齿从1′-1位置到2′-2位置。第二阶段从物料被咬入开始,到前一对齿脱离咬合终结,在图1中体现为齿从2′-2位置运动到3′-3位置过程。这一阶段两齿包容截面由大逐渐变到最小,然后再增大。粒度大物粒由于包容体积逐渐变小而被强行挤压剪碎,破碎后物料被挤出,从齿侧间隙漏下。前一对齿开始脱离啮合时,破碎物料大量下漏排出,个别粒度依然偏大物料被劈裂棒阻挡。当齿运动到劈裂棒附近时,与劈裂棒共同作用,将大块物料劈碎并将其强行排出,这就是第三阶段破碎。至此,一对齿破碎过程结束。每对齿环上有多少个齿,齿辊运营一周时同样过程就进行多少次,循环往复。2破碎比i和钳角辊式破碎机咬入能力与辊子间摩擦系数f关于，普通状况下，钳角应不大于或等于物料与辊子间摩擦角两倍。辊式破碎机如采用较大辊子直径，并改进辊子圆周速度，破碎比i普通可以达到7以上，单辊破碎机破碎比还要高些。3辊子直径D与物料粒度d关系辊子直径D与物料粒度d之间关系是式中——钳角，i——破碎比。辊式破碎机破碎比i普通为4,将前述极限值带入，可得：干硬物料D/d=17,湿软物料D/d=7.5。为了工作可靠，D/d值还需加大0.2～0.25，此时，辊子直径要比物料粒度大9～22倍，故光面双辊破碎机不适当于作粗碎机，否则辊子要做得非常庞大。槽面辊子不是单单依托摩擦力咬住物料，故D/d值可以获得较小。破碎干硬物料时，槽面辊子D/d取10～12，齿面辊子D/d取2～6。4辊子转速当辊式破碎机破碎比i取4时，光面辊式破碎机极限转速为r/min式中f——物料与辊子表面摩擦系数，——物料密度（kg/）,d——物料粒度(cm)，D——辊子直径（cm）。事实上，为了减小破碎机振动和辊子表面磨损，取n=(0.4～0.7)r/min光面辊子取上限值，槽面和齿面辊子取下限值。圆周速度则取：硬质物料v=3～6m/s；软质物料v=6～7m/s。对于迅速细碎双辊破碎机，辊子表面圆周速度可达26.2m/s。5双齿辊破碎机生产能力计算生产能力是双齿辊破碎机性能重要指标。它直接关系到双齿辊破碎机设计中各参数选取,如功率拟定等,也是顾客选型重要根据。因而如何拟定双齿辊破碎机生产能力非常重要。从双齿辊破碎机破碎和排料机理可知:(1)双齿辊破碎机具备强制咬入特性和强制排料特性,这与普通辊式破碎机不同,因而不能简朴地套用辊式破碎机生产能力计算公式。(2)当辊子转速一定期,双齿辊破碎机生产能力决定于齿辊在运转中咬入物料能力。这一能力在两辊上相对齿环旋转相位保持不变时决定于两个因素,一种是齿几何形状,即先后两对齿形成封闭多边形面积;另一种是物料矿岩特性,物料越易粉碎,每次咬入量越接近齿辊几何构造所容许最大值。由此咱们得到下面理论生产能力Q计算公式:Q=60mknAl()(1)式中:m——齿环圆周上齿数；K——矿岩特性系数；N——齿辊转速,r/min；A——先后两对齿形成封闭多边形面积,；L——沿齿辊轴向布齿长度,m。考虑到某些物料从齿间隙漏下,应予补偿。补偿量可运用辊式破碎机生产能力计算公式来计算：Q=3600VFU()(2)式中:V——破碎机辊齿平均线速度，m/min；F——破碎机辊齿间物料通过面积，；U——物料松散系数,取0.25～0.4。由此得生产能力计算公式:Q=60mknAl+3600VFU()(3)式中各符号含义同公式(1)和(2)。将公式(3)运用于1250双齿辊破碎机生产能力计算,当k=0.75,U=0.25时得到理论生产能力下限值；当k=1.0,U=0.4时得到理论生产能力上限值,成果可信度很高。k值选用,可借用一级破碎机填充系数。6双齿辊破碎机功率计算办法功率计算是破碎机设计中核心环节,也是选取电机理论根据。而电机选取直接影响到后续设计。过去破碎机设计中,拟定功率普通采用两种办法:经验公式法和理论计算法。由于双齿辊破碎机是一种新型设备,无经验可循,因而基于电机功率应与单位时间破碎物料功耗相似原则,提出如下电机功率理论计算办法:N=QW/G式中Q——设计规定生产能力,t/h；W——单位生产量功耗,kW/h；G——破碎机传动效率。由此可见这一办法核心在于如何拟定单位生产量功耗W。当前有四种理论计算办法可以拟定W-Rittinger法,Kick-Kirpichev法,Bond法和Holmes法。其中Rittinger法合用于细磨,Kick-Kirpichev法合用于粗碎,Bond法介于两者之间。而Holmes法是前三种办法统一,其表达式为：W=11m(1/-1/)(4)式中m——Bond功指数,kW·h；E——排料中占80%以上构成某些粒度,Lm；A——给料中占80%以上构成某些粒度,Lm；i取值范畴在1.2～11.4。由于Holmes公式中i取值范畴过大,稍有不当,将与实际状况相差甚远。通过对1250双齿辊破碎机功率计算以及所绘制Nc-i曲线(N′=WH·Q),初步得出对于双齿辊破碎机,i可取1.45～5。2.4.2输入轴构造设计及校核依照上述设计计算可知，输入轴，也即带轮轴转速为=597.58r/min,传递功率为=152Kw，（1）求轴上转矩TT=9.55××（/）＝9.55××＝2.43×N.mm（2）求作用在齿轮上力轴上齿轮分度圆直径：=168mm可以求出作用在齿轮上圆周力、径向力和轴向力大小如下，方向如下图所示。＝＝2×2.43×/168＝28929N=＝28929×＝10529N（3）拟定轴最小直径选用轴材料为37SiMn2MoV，调质解决。预估轴最小直径：取A=100,可得≥A＝100×＝67.1mm取=100mm。（4)轴构造设计依照轴轴向定位规定以及轴上零件装配方案和她们之间径向配合尺寸等参数来拟定出轴上各轴段直径和长度，以及轴上零件周向定位，最后拟定轴上圆角和倒角尺寸。各轴肩处圆角半径为2mm，轴端倒角取1.5×45°下图为轴及轴上零件示意图：图2-14（5）轴强度较核1)求轴载荷依照轴构造图和轴受力分析，可以做出轴计算受力简图，拟定轴承支点。轴受力简图：图2-15从受力简图可以看出轴受力不在一种平面上，而是在两个互相垂直平面上，一种是水平面，一种是垂直面。咱们可以在这两个面内分别计算支反力和弯矩，然后求总和。垂直面支反力计算垂直面受力简图：图2-16由计算公式：代入数据：得到：=33717N，=19082N画出垂直面弯矩图：图2-17水平面支反力计算：水平面受力简图：图2-18由计算公式：代入数据：得到：＝21877N，=30060N画出水平面弯矩图：图2-19由弯矩图可以看出B、C两点所受弯矩最大，其合成弯矩分别如下：==4731851N.mm==7725504N.mm合成弯矩图：图2-20扭矩：＝2.43×N.mm扭矩图：图2-21由上述一系列图可以看出，B、C为危险截面。当量弯矩＝==4734097N.mm当量弯矩：＝==7726880N.mm2)校核轴强度轴材料为37SiMn2MoV，调质解决。依照轴径，查手册得＝865N/m[σ]＝（0.09-0.1）＝77.85～86.5N/m取[σ]＝82N/m，轴计算应力为σB＝==21.5N/m＜[σ]=82N/mσC＝==35.2N/m＜[σ]=82N/m依照计算成果可知，该轴满足强度规定。2.4.3偏心轴构造设计及校核依照上述设计计算可知，偏心轴转速为=114.74r/min,传递功率为=148.98kw，（1）求轴上转矩TT=9.55××（/）＝9.55××＝12.4×N.mm（2）求作用在齿轮上力轴上齿轮分度圆直径：=875mm可以求出作用在齿轮上圆周力、径向力和轴向力大小如下，方向如下图所示。＝＝2×12.4×/875＝28343N=＝28343×＝10316N（3）拟定轴最小直径选用轴材料为37SiMn2MoV，调质解决。预估轴最小直径：取A=100,可得≥A＝100×＝109mm取=112mm。(4)轴构造设计依照轴轴向定位规定以及轴上零件装配方案和她们之间径向配合尺寸等参数来拟定出轴上各轴段直径和长度，以及轴上零件周向定位，最后拟定轴上圆角和倒角尺寸。各轴肩处圆角半径为2mm，轴端倒角取1.5×45°下图为轴及轴上零件示意图：图2-22（5）轴强度较核1）求轴载荷依照轴构造图和轴受力分析，可以做出轴计算受力简图，拟定轴承支点。轴受力简图：图2-23从受力简图可以看出轴受力不在一种平面上，而是在两个互相垂直平面上，一种是水平面，一种是垂直面。咱们可以在这两个面内分别计算支反力和弯矩，然后求总和。垂直面支反力计算垂直面受力简图：图2-24由计算公式：代入数据：得到：=12935N，=26070N画出垂直面弯矩图：图2-25水平面支反力计算：水平面受力简图：图2-26由计算公式：代入数据：得到：＝2033N，=14345N画出水平面弯矩图：图2-27由弯矩图可以看出C、D两点所受弯矩最大，C点在水平面内弯矩=AC·=842×2033=1711786Nmm两点合成弯矩分别如下：==5360444N.mm==4717463N.mm合成弯矩图：图2-28扭矩：＝12.4×N.mm扭矩图：图2-29由上述一系列图可以看出，C、D为危险截面。当量弯矩＝==9169948N.mm当量弯矩：＝==8809544N.mm校核轴强度轴材料为37SiMn2MoV，调质解决。依照轴径，查手册得＝865N/m[σ]＝0.09-0.1＝77.85～86.5N/m取[σ]＝82N/m，轴计算应力为==11.5N/m＜[σ]=82N/m==32.1N/m＜[σ]=82N/m依照计算成果可知，该轴满足强度规定。2.4.4小齿辊轴构造设计及校核依照上述设计计算可知，小齿辊轴转速为=114.74r/min,传递功率为=148.98kw，（1）求轴上转矩TT=9.55××（/）＝9.55××＝1.99×N.mm（2）求作用在齿轮上力轴上齿轮分度圆直径：=399mm可以求出作用在齿轮上圆周力、径向力和轴向力大小如下，方向如下图所示。＝＝2×1.99×/399＝9978.86N=＝9978.86×＝3632N（3）拟定轴最小直径选用轴材料为37SiMn2MoV，调质解决。预估轴最小直径：取A=100,可得≥A＝100×＝94.2mm取=103mm。(4)轴构造设计依照轴轴向定位规定以及轴上零件装配方案和她们之间径向配合尺寸等参数来拟定出轴上各轴段直径和长度，以及轴上零件周向定位，最后拟定轴上圆角和倒角尺寸。各轴肩处圆角半径为2mm，轴端倒角取1.5×45°下图为轴及轴上零件示意图：图2-30（5）轴强度较核1）求轴载荷依照轴构造图和轴受力分析，可以做出轴计算受力简图，拟定轴承支点。轴受力简图：图2-31从受力简图可以看出轴受力不在一种平面上，而是在两个互相垂直平面上，一种是水平面，一种是垂直面。咱们可以在这两个面内分别计算支反力和弯矩，然后求总和。垂直面支反力计算垂直面受力简图：图2-32由计算公式：代入数据：得到：=11250N，=1271N画出垂直面弯矩图：图2-33水平面支反力计算：水平面受力简图：图2-34由计算公式：代入数据：得到：＝4095N，=463N画出水平面弯矩图：图2-35由弯矩图可以看出B点所受弯矩最大，其合成弯矩分别如下：==2244216N.mm合成弯矩图：图2-36扭矩：＝1.99×N.mm扭矩图：图2-37由上述一系列图可以看出，B为危险截面。当量弯矩＝==2542074N.mm校核轴强度轴材料为37SiMn2MoV，调质解决。依照轴径，查手册得＝865N/m[σ]＝0.09-0.1＝77.85～86.5N/m取[σ]＝82N/m，轴计算应力为σ＝==50.1N/m＜[σ]=82N/m依照计算成果可知，该轴满足强度规定。2.4.5新型齿辊破碎机设计一齿辊构造设计及强度校核齿辊齿帽及齿环构造大体如下图所示：a.齿环b.齿帽图2-38由轴校核某些可知，偏心轴上扭矩T=12.4×N.mm,装上齿帽后，齿环直径d=888mm,则作用在齿帽顶部力大小为F=T/(d/2)=12.4×/444=27928N齿环齿根截面积大体为S=144×152=21888mm则齿环齿根处所受剪应力为N/mm而齿环材料球墨铸铁60-2剪切疲劳极限为185N/mm,由此可知，齿环剪切强度满足规定，也即其构造设计合理。二腭板构造设计依照出料粒度规定及前面对腭式破碎机参数计算分析，大体拟定腭板构造及偏心轴偏心距，见图纸。2.5键选取及其校核2.5.1电机轴上键选取及校核电机轴伸出输出端与小带轮联结需用键实现周向固定。电机轴传递转矩为T=9.55××160/980=1.56×N·mm,与轴周向定位可用A型普通平键联接，按d=95mm进而从有关手册中查得到平键尺寸为：b×h×L=25×14×160，为保证电机轴与带轮具备较好对中性,取带轮与电机轴配合为H7/r6.键联接选取计算,普通平键在轴上传递转矩T时,键工作面受到压力N作用,工作面受挤压,键受剪切,失效形式是键、轴槽和轮毂槽三者中最弱工作面被压溃和平键被剪坏。当键用45＃钢制造时，重要失效形式为压溃，因此普通只进行挤压强度计算。假定挤压应力在键接触面上是均匀分布，此时挤压强度条件是：键受力简图如下图所示：图2-39其中k是键与轮毂（或轴槽）接触高度，mm，k=h/2,查设计手册得到k=7mm，为键工作长度，b为键宽度。查手册得到＃45钢在冲击载荷静联接下键许用挤压应力为60～100此时联结带轮和电机轴键挤压强度为从上面计算可得出电机轴键强度可以满足强度规定。2.5.2输入轴上键选取及校核输入轴上有两处需布键以实现动力传播：输入端带轮与轴以及输出端轴与齿轮。键材料用#45钢，其[]=60～100。1）输入轴即带轮轴上转矩T=2.43×N·mm,带轮与轴周向定位可用A型普通平键联接，按d=100mm进而从有关手册中查得到平键尺寸为：b×h×L=28×16×200。键选取计算,与上面同样，普通平键在轴上传递转矩T时,键工作面受到压力N作用,工作面受挤压,键受剪切,失效形式是键、轴槽和轮毂槽三者中最弱工作面被压溃和平键被剪坏。带轮与轴连接键可采用＃45钢，因此它重要失效形式为压溃，因此普通只进行挤压强度计算。假定挤压应力在键接触面上是均匀分布，此时挤压强度条件是：将已知数据代入挤压强度公式得＝＝33.0≤[]从上面计算可得出带轮处轴上键强度可以满足强度规定。2）与输入轴上小齿轮配合轴直径d＝102mm查有关手册，选用A型普通平键，其尺寸为：b×h×l=28×16×80,为了保证证齿轮与轴具备适当对中性,取齿轮与轴公差配合为H7/r6。将已知数据代入挤压强度公式，有＝＝114＞[]由上述计算得到单个平键强度不够，但差得不多，故采用双键联接。2.5.3偏心轴键选取及校核偏心轴上共有两处需布键：齿轮与偏心轴周向固定以及齿环与偏心轴周向固定。1）偏心轴上扭矩：T＝1.2410N.mm键材料用#45钢，其[]=60～100。与齿轮配合轴直径d＝112mm，查有关手册，选用矩形花键联结。其尺寸为：N×d×D×B=10×112×125×18。花键联接为多齿工作，承载能力高，对中性、导向性好，齿根较浅，应力集中较小，轴与毂强度削弱小。渐开线花键齿廓为渐开线，受载时齿上有径向力，能起到定心作用，使各齿受力均匀、强度高、寿命长。加工工艺与齿轮相似，易获得较高精度和互换性。为了保证证齿轮与齿辊轴具备良好对中性,取齿轮与轴公差配合为H7/r6.花键联结强度计算公式如下：式中T——转矩（Nm）；——各齿间载荷不均匀系数，普通＝0.7～0.8；Z——齿数；——齿工作高度（mm），=（D-d）/2-2c，c为倒角尺寸；——齿工作长度（mm）；——平均直径（mm）,矩形花键＝（D+d）/2；——花键联结许用挤压应力（MPa）。将已知数据带入上述花键挤压强度计算公式，有＝＝68.8又经查手册得，静联结方式下，齿面经热解决在不良制造和使用状况下在40～70范畴内，故说选花键满足强度规定。2）与齿环配合轴直径d＝255mm。查有关手册，选用A型普通平键，其尺寸为：b×h×l=56×32×500。为了保证证齿轮与轴具备适当对中性,取齿轮与轴公差配合为H7/r6。将已知数据代入挤压强度公式，有＝＝13.69≤[]从上面计算可得出齿环处轴上键强度可以满足强度规定。2.5.4小齿辊轴键选取及校核小齿辊轴上共有两处需布键：齿轮与小齿辊轴周向固定以及齿环与小齿辊轴周向固定。键材料用#45钢，其[]=60～100。小齿辊轴上扭矩：T＝1.9910N.mm1）与齿轮配合轴直径d＝103mm，查有关手册，选用A型普通平键，其尺寸为：b×h×l=28×16×80,为了保证证齿轮与轴具备适当对中性,取齿轮与轴公差配合为H7/r6。将已知数据代入挤压强度计算公式，有＝＝56.28≤[]从上面计算可得出小齿辊上齿轮处轴上键强度可以满足强度规定。2）与齿环配合轴直径d＝170mm。查有关手册，选用A型普通平键，其尺寸为：b×h×l=40×22×860。为了保证证齿轮与轴具备适当对中性,取齿轮与轴公差配合为H7/r6。将已知数据代入挤压强度公式，有＝＝4.28≤[]从上面计算可得出齿环处轴上键强度可以满足强度规定。2.6轴承校核2.6.1输入轴轴承选用及校核输入轴一对轴承采用调心滚子轴承，重要是由于它自动调心作用，可以自动调节偏角。采用调心滚子轴承型号及其参数：型号：22326TN1/W33＝1050kN，＝1440kN，=2.