雙齒輥破碎機設計畢業(yè)論文設計

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1、 1 1目目 錄錄1 1概述概述 .3 31.1 破碎理論 .31.1.1 表面理論 .31.1.2 體積理論 .41.1.3 裂縫理論 .51.2 一般破碎機械 .51.3 齒輥破碎機的發(fā)展 .101.3.1 九十年代前的齒輥式破碎機 .101.3.2 九十年代后的齒輥式破碎機 .111.3.3 國外的齒輥式破碎機 .132 2 齒輪破碎機的詳細參數齒輪破碎機的詳細參數 .14142.1 破碎機的技術參數 .142.2 總體結構和布局設計 .142.3 工作參數的確定 .152.3.1 輥子中心距的確定 .152.3.2 輥子轉速的確定 .162.3.3 輥子長度的計算 .172.3.4 功

2、率計算 .172.35 齒輥切向力的計算 .172.4 電機的選擇 .192.4.1 選擇電動機的綜合問題 .192.4.2 電機的選擇計算 .202.5 同步齒輪的設計 .202.6 齒輥軸的設計 .252.6.1 破碎輥（1）軸的設計 .252.62 破碎輥（2）軸的設計 .282.7 鍵的選擇與校核 .312.7.1 齒環(huán)與軸的聯接鍵 .312.7.2 同步齒輪與軸的聯接鍵 .312 7.3 半聯軸器與軸的聯接鍵.322.8 齒環(huán)和齒帽的設計 .332.8.1 齒帽的設計 .33 2 22.8.2 齒環(huán)的設計 .332.9 軸承的選擇軸承的選擇 .332.9.1 確定軸承型號 .332.

3、9.2 軸承的校核 .333 3 減速器的設計減速器的設計 .35353.1 減速器的設計要求 .353.2 減速器的總體布局設計 .353.3 傳動零件的設計與計算 .374 減速器的結構和附件設計減速器的結構和附件設計.475 對附件設計對附件設計.49結論結論.5050參考文獻參考文獻.5151致致 謝謝.5252 3 3概述概述專業(yè)畢業(yè)設計專業(yè)畢業(yè)設計建國初期，我國依前蘇聯模式發(fā)展工業(yè)，旋回破碎機、圓錐破碎機和顎式破碎機應用較為普遍，在高等院校的教材中也主要講述上述破碎機的結構和設計，有關雙齒輥破碎機的內容十分簡單，且結論是“不能破巖石，沒有發(fā)展前途” ，所以建國后 30 多年并沒有得

4、到廣泛的應用。改革開放以后，我們了解到雙齒輥破碎機在發(fā)達的西方國家應用已非常普遍后才開始進行設備和技術引進。經過國內外雙齒輥破碎機的運行實踐并對比分析，與旋回破碎機、顎式破碎機等國內使用的傳統破碎機比較，雙齒輥破碎機有下列優(yōu)點：(1)結構簡單，維護方便；(2)外形尺寸小，重量輕；(3)生產能力大，能耗低；(4)工作受力均為內力，為簡化基礎設計創(chuàng)造了條件，更適合移動破碎站選用；(5)產品粒度均勻；(6)安全保護可靠；(7)特殊情況下可直接起動，對電網沖擊很小。針對以上優(yōu)點，結合現在選煤廠的生產方案以及現有的齒輥破碎機的產品展開研究。結合破碎理論根據生產需求進行設計。1.1 破碎理論破碎是相當復雜

5、的，它與被破碎物本身的性質(物料的均勻性、硬度、密度、鉆度、料塊的形狀和含水率)以及所選擇的機械裝備等有關。破碎物料時所加的外力除了使物料塊發(fā)生相對移動和轉動外，還使物料破碎。確定破碎時所消耗的功與被破碎物料的破碎程度之間的關系是相當重要的。破碎的現有理論中以表面理論和體積理論為最普遍，雖不能得到十分精確的結論，但可作為選型或設計時的參考。1.1.1表面理論表面理論該理論認為破碎時所消耗的功與被破碎物料新形成的表面積成正比。一般情況下，當將邊長為的立方體分成邊長為的小立方體時，可1cmcmn1得到個小立方體，分割平面數為，所消耗的總功為。3n) 1(3n) 1(3np假設將上述立方體物料分割成

6、邊長分別為和的小立方體，cmm11cmm21則其所消耗的功之比如下式：=21mmpp11) 1(3) 1(32121mmmpmp 4 4當和相當大時，可以寫成=。由此可見，破碎所消耗的功1m2m21mmpp21mm與物料的破碎度成比例。1.1.2 體積理論該理論是指破碎物料所消耗的功等于使物料變形直到在物料內部產生極限應力(抗壓極限強度)所消耗的功。根據虎克定律，壓縮時物料內部產生的應力與應變成正比，即E式中 物料內部應力，2/mmN 物料的應變; 物料彈性模量，E2/mmN設為使物料變形的外力，N為物料橫截面面積，A為物料的縮短變形量，L為物料的原始長度，L那么；。AN /LL/從而EAN/

7、LL/得出EANLL/其中, , 為常量，則與的關系為直線關系，則使物料變形所LEALNL消耗的功就為=WWEALNLN2/2/2物料內部產生的應力代人上式可得AN /=WEAL 2/2即為物料的體積，所以=ALWEV 2/2當要將物料破碎斷裂時，應力達到了物料的抗壓強度極限應力，從而可b得到物料破碎時所消耗的功為=破碎WEV 2/2由此可見，對每種物料而言，和均為定值，則功與體積成正比。bE破碎WV因為當應力大于強度極限時物料方可破碎，而大多數巖石都不符合變形的虎克定律，實驗表明，體積理論僅可用于粗略計算靠沖擊力或壓力進行破碎的機械所消耗的功。1.1.3 裂縫理論破碎物料時，外力所做的功先是

8、使物體變形，當變形超過限度后即生成裂縫，裂縫形成以后，存儲在物體內的變形能促使裂縫擴展并生成斷面。輸入功的有用部分轉化為新生表面的表面能，其它部分成為熱損失。因此，破碎所需要的功， 5 5應考慮變形能和表面能兩項，變形能和體積成正比，表面能和表面積成正比。假定等量考慮這兩項，所需的功應當同它們的幾何平均值成正比，及成比例。等于單位體積的物體，就是與=)(2523DDDSV25D3/ D成正比。21/1 D據上，可將重量為的礦物從破碎到所需的功耗為QDdp=11()piWKQDd/1p為功指數，iWhtkW/為修正系數，煤取 0.751K為產量，Qht /為排料粒度d為如料力度D以上三種理論，以

9、裂縫理論有較大的應用價值。在應用關鍵是測定宮指數，iW其值可通過測定礦石的可碎性來計算：由測定礦石的沖擊破碎強度，在測知礦石的真密度，礦石的破碎功指數C由下式計算：=2.59iW/C1.2 一般破碎機械破碎機械是對固體物料施加機械力，克服物料的內聚力，使之破裂成小塊物料的設備。破碎機械所施加的機械力，可以是擠壓力、辟裂力、彎曲力、剪切力、沖擊力等，在一般機械中大多是兩種或兩種以上機械力的混合。對于堅硬的物料，適宜采用產生彎曲和辟裂作用的破碎機械；對于脆性和塑性的物料，適宜采用產生沖擊和辟裂作用的機械；對于粘性和韌性的物料適宜采用產生擠壓和碾磨作用的機械。在礦山工程和建設工程上，破碎機械多用來破

10、碎爆破開采所得的天然石料，使之成為規(guī)定尺寸的礦石或碎石。在硅酸鹽工業(yè)中，固體原料、燃料和半成品需要經過各種破碎加工，使其粒度達到各道工序所要求的尺寸，以便進一步加工操作。通常的破碎過程，有粗碎、中碎、細碎三種，其入料粒度和出料粒度，如表1.1 所示。所采用的破碎機械相應地有粗碎機、中碎機和細碎機三種 6 6。表 1.1 物料粗碎、中碎、細碎的劃分（mm）類 別入料粒度出料粒度粗碎300900100350中碎10035020100細碎50100515工業(yè)上常用物料破碎前的平均粒度與破碎后的平均粒度之比來衡量破碎Dd過程中物料尺寸變化情況，比值 稱為破碎比（即平均破碎比）i =/iDd為了簡易地表

11、示物料破碎程度和比較各種破碎機的主要性能，也可用破碎機的最大進料口尺寸和最大出料口尺寸之比來作為破碎比，稱為標稱破碎比。在實際破碎加工時，裝入破碎機的最大物料尺寸，一般總是小于容許的最大進料口尺寸，所以，平均破碎比只相當于標稱破碎比的 0.750.9。破碎機械常用的類型有：顎式破碎機、圓錐破碎機、旋回式破碎機、錘式破碎機和輥式破碎機等。顎式破碎機廣泛運用于礦山、冶煉、建材、公路、鐵路、水利和化工等行業(yè)。根據其結構不同可分為復擺顎式破碎機（即單復擺顎式破碎機）和簡擺顎式破碎機。復擺顎式破碎機適用于粗，中碎抗壓強度 250mpa 以上的各種礦石巖石。簡擺顎式破碎機則可以破碎各種硬度的礦石和巖石，且

12、特別適用于破碎各種硬度的磨蝕性強的石料。表 1.2 簡擺顎式破碎機的技術規(guī)格規(guī)格進料口尺寸/mm最大進料粒度 /mm出料口調節(jié)范圍/mm生產率/t/h電動機功率/kw 7 7長寬1200900井下1200900650150180140200110.01200900液壓120090075015020014020095.01500120015001200850130180170180.021001500210015001250250300400500280.0復擺顎式破碎機工作時，電動機通過皮帶輪帶動偏心軸旋轉，使動顎周期地靠近、離開定顎，從而對物料有擠壓、搓、碾等多重破碎，使物料由大變小，逐漸下

13、落，直至從排料口排出。表 1.3 復擺顎式破碎機的技術規(guī)格規(guī)格進料口尺寸 mm最大進料粒度 出料口調節(jié)范圍mm生產率t/h電動機 8 8長寬mm型號功率 kw250150250150125104014Y1325-45.5350200350200160105025Y160M-67.53802403802401721Y160M-67.54002504002502102080520Y180L-615.0400250分段式400250400250移動式4002502202080520M200L2-6-05022400250汽油機驅動40025022020801012M-050 汽油機820（hp）40

14、02504002501802080810Y180M-417.05002505002502202080540Y200L2-6226004006004003504016017115Y250M-830.07505007505004505017070YR280-855.09006009006004807520052192YR315L-875輥式破碎機工作可靠、維修簡單、運行成本低廉，排料粒度大小可調。按照輥子數量可分為單輥破碎機、雙輥破碎機和多輥破碎機（一般是四輥）等，按照輥面特征，可分為光面輥和帶齒輥兩種。單輥破碎機，用于破碎石灰石、煤等物料，物料塊在輥子與帶齒板間被軋碎。雙齒輥破碎機主要適用于礦山

15、，冶金、化工、煤礦等行業(yè)脆性塊狀物料的粗， 9 9中級破碎，其入料粒度大，出料粒度可調，可對抗壓強度160MPa 的物料進行破碎。其結構緊湊，且破碎力由內部機構承受，基礎不受力，特別適用于移動式設備，也廣泛適用于各種場合的物料破碎。 破碎機充分利用脆性材料的抗彎、抗剪強度比抗壓強度低的特點，采用交叉布齒，使破碎齒受力均勻，降低能耗； 采用大齒、小輥、螺旋布齒，多破碎盤的結構，有更強的挾制大塊能力，重復破碎少，生產能力強； 在兩個破碎輥下設有破碎棒，形成破碎齒和破碎棒三級破碎過程且可調整出料粒度，使碎后粒度均勻； 齒輥轉速低、磨損小、燥音低、粉塵小。被破碎物料經給料口落入兩輥子之間，進行擠壓破碎

16、，成品物料自然落下。遇有過硬或不可破碎物時，輥子可憑液壓缸或彈簧的作用自動退讓，使輥子間隙增大，表 1-4 單輥破碎機的技術規(guī)格規(guī)格 /mm輥子轉速/r/min進料粒度mm卸料粒度/mm電機功率/kw生產率/t/h外形尺寸/mm長寬高整機質量/t915183056700022535085056604330337080150028006300100025002005540072673250173532.8150021405.2-4025030071362600181027.1310001300-120075030010030013604700225011168.1表 1.5 雙輥破碎機的技術規(guī)格

17、規(guī)格 mm輥子轉速r/min進料粒度mm卸料粒度 mm電動機功率 kw生產率t/h外形尺寸mm長寬高整機質量 t 101012001000122.24021240159074704780201845.3187507005040210283.41738892865201812.25261040075850303012.840223517228103.2976004001203629204152615176019372.55雙光面輥40025020032281051012959408201.3雙齒面輥90090037.580001002812532171694419813.27過硬或不可破碎物落下

18、，從而保護機器不受損壞。相向轉動的兩輥子有一定的間隙，改變間隙，即可控制產品最大排料粒度。雙輥破碎機是利用一對相向轉動的圓輥，四輥破碎機則是利用兩對相向轉動的圓輥進行破碎作業(yè)。四輥破碎機是一種冶金礦山設備配套中、細碎產品，也可通過調整上、下輥的間隙，破碎所需粒度的物料。現有部分四輥破碎機規(guī)格如表 1.6。表 1.6 四輥破碎機的技術規(guī)格規(guī)格/mm輥子轉速/r/min進料粒度/mm卸料粒度/mm電動機功率/kw生產率/t/h外形尺寸/mm長寬高整機質量/t83.381303855354012001000153.1662041075506096105660432567108100281890007

19、0018940210201641753150314727.64 11111.3 齒輥破碎機的發(fā)展1.3.1 九十年代前的齒輥式破碎機90 年代前，齒輥式破碎機的技術存在不能嚴格控制碎后產品粒度，碎后產品過粉碎量大，機體受到的沖擊載荷較大，破碎齒易壞，整體噪聲大，維修量大等缺點。如為了防止入料中的雜木、鐵器、矸石、巖石等硬物料損壞破碎齒，在單齒輥破碎機的破碎板下端裝有拉力彈簧，在雙齒輥破碎機一破碎輥的兩端裝有壓縮彈簧，目的是當大塊物料或堅硬物料落到破碎腔不能被破碎時，破碎板或齒輥受力增大，從而壓縮彈簧增大破碎腔的排料間隙，以便排出硬物，然后借彈簧的恢復力使可動破碎板或齒輥回到原來的位置。如此便不

20、能嚴格控制碎后產品的粒度。1987 年原兗州煤礦設計院在消化吸收美國雷克斯諾德（REXNORD ）公司生產的岡拉克 36DAM 型（Gundlach36DAM） 破碎機的基礎上，設計出的 4PGC-380/350 1000 型齒輥式破碎機，是當時技術上較為先進的破碎機。該型破碎機在技術上的一個突出特點是采用“Nitroil”控制系統。該系統可以獨立地調整上段齒輥的間距來控制下段的給料粒度，也可單獨調整下段齒輥的間距以控制產品粒度,這樣,可根據破碎工藝要求靈活地調整破碎程序。同時，該型破碎機把調整齒輥間距裝置和保險裝置做成一個系統，采用液壓氣動系統；油缸的活塞桿與可動齒輥相連，在有活塞桿的油缸腔

21、內，泵入一定可變量的液壓油，同時在油缸的無活塞桿的腔內泵入一定壓力的氣體，形成空氣柱彈簧這樣可以根據泵入油量的多少改變活塞的位置，從而確定齒輥間的距離達到控制產品粒度的目的。當硬物或不可破碎物進入破碎機后，由于破碎力增大，可動齒輥壓縮空氣柱使硬物通過，隨后又可使動齒輥復位。同樣也存在不能嚴格的控制產品粒度的問題。1.3.2 九十年代后的齒輥式破碎機進入 90 年代后，隨著我國改革開放力度的加大，煤的銷售市場也發(fā)生了較大的變化，人們對選煤技術及設備提出了更高的要求，其中包括對煤碎后產品中降低細顆粒含量、產品粒度的均勻性、減少過限粒度、增大處理能力等，從而推動了破碎機技術的發(fā)展和進步。首先煤炭科學

22、研究總院唐山分院開發(fā)了 2PL 系列強力破碎機。該破碎機在技術上的進步主要是取消了原雙輥破碎機的退讓彈簧保險裝置，將雙破碎輥固定，破碎齒使用新的技術和材料來防止難碎硬物損壞破碎齒，從而可較嚴格控制碎后產品中的過大顆粒。華北工學院針對單齒輥破碎機存在效率低、結構復雜、受力不均勻等特點開 1212發(fā)了新一代的 915 單齒輥破碎機。這種破碎機有兩種結構形式：第一種結構形式（圖 1） 。主要是將原來調整破碎板位置的拉力彈簧改為推力彈簧，彈簧的彈性力為 490kN，在彈簧的兩端分別裝有兩組螺母，外側螺母用于調整破碎板位置，從而調整排料口間隙內側螺母用于調整彈簧的彈性力。安裝彈簧的拉桿插在機體的支座上，

23、支座孔沿垂直方向為長方孔，用此調整產品的粒度。這種結構降低了機體高度，縮短了拉桿長度，使結構更為緊湊。第二種結構（圖 2）是利用顎式破碎機的楔形調整機構和雙輥破碎機的主動輥軸相結合，吸收了兩者的優(yōu)點，如:進料口大；破碎輥表面可裝有不同尺寸的破碎齒板；顎板上鑲有可更換的耐磨襯板;出料口大小可通過推力板上的長方形螺孔調整。該機與同規(guī)格的顎式或雙齒輥破碎機相比，破碎能力明顯增大，效率可提高 30%。同時，由于有預碎和破碎兩個區(qū)域，破碎后的物料受齒輥撥動而被強制排出機體外，所以更適用于處理含水分較大的煤。1.破碎板 2. 機架 3. 彈簧 4. 拉桿 5. 螺母圖 1.1 915 單齒輥破碎機示意圖(

24、第 1 種結構)1.破碎輥 2. 顎板 3. 調整機構 4. 機架圖 1.2 915 單齒輥破碎機示意圖(第 2 種結構)1994 年平頂山選煤設計院和鄭州長城冶金設備廠研究開發(fā)出了 FP500 系列分級破碎機。該系列破碎機采用單電機驅動，液力耦合器過載保護，其傳動系統是電機驅動液力耦合器并帶動一對錐齒輪，改變轉動方向并驅動主動破碎輥轉動，主動破碎輥通過另一端的一組直齒輪驅動被動輥轉動。破碎齒呈螺旋形布置，入 1313料中的小顆粒很容易通過破碎輥之間的間隙排出，大塊則利用齒的剪切和拉伸力來進行破碎，改善了傳統破碎機中物料不受控制一律破碎的情況。90 年代中期，山東萊蕪煤礦機械廠引進德國技術，開

25、發(fā)生產了 2PGL 系列雙齒輥強力高效破碎機。該系列破碎機采用雙電機、雙液力耦合器、雙套齒輪箱直聯式驅動，一側壁和一破碎輥用手動液壓系統可移動，用來調整齒輥間的間距，從而控制排料粒度該機有液力耦合器過載保護，和電控過載保護可有效防止難碎硬物損壞破碎齒。整機結構緊湊，機體高度低，沖擊負荷小。同期，煤炭科學研究總院唐山分院相繼開發(fā)了 2PLF 系列分級破碎機、2FJP600 系列強力分級破碎機、4PGG 系列強力破碎機和 DP 系列單齒輥破碎機。2PLF 系列分級破碎機在傳動形式上采用三角帶大帶輪傳動，傳動結構簡單、故障率低，由于大帶輪有蓄能作用，故所需的電機功率比直聯式傳動的小。雙齒輥采用對轉方

26、式，破碎齒采用子彈頭式，表面堆焊硬質合金，強度大，破碎效率高并且磨損后便于修復，2FJP600 系列強力分級破碎機的雙齒輥分別各自向兩側壁方向轉動，齒輥上的破碎板采用拼裝式，破碎齒為在韌性較好的鑄基體上堆焊硬質合金，不但強度大，可破碎難碎硬物，而且破碎齒“寧彎不折”當難碎硬物卡彎破碎齒后，現場無需更換破碎板而可將破碎齒直接修復。在兩側壁上分別裝有梳齒板，其有兩個作用：1.使破碎過程完全為剪切、拉伸破碎、不易產生過粉碎物；2.起棒條篩的作用，可通過不需破碎的物料，而對需破碎的大塊物料，可嚴格地控制碎后產品的粒度，使碎后物料的三維尺寸都能得到控制。兩齒輥分別向各自的側壁方向旋轉也可以保證入料中已經

27、達到要求粒度的物料不再二次破碎，從齒輥間的排料口和齒輥與梳齒板間的排料口直接排出，從而減少能量消耗和因擠壓破碎產生的過粉碎。兩破碎輥有兩套獨立的驅動裝置，使兩破碎輥各自獨立工作，在實際破碎時，可根據入料量改變工作制度，即入料少時開單機，入料多時開雙機，用戶更加節(jié)能。每臺破碎機可配有 A 、B 、C 三種齒型，每種齒型對應一種產品粒度，用戶可通過更換齒型來調整產品粒度而不需更換破碎機，實現一機多用減少用戶的重復投資。另外，由于該系列破碎機為強力破碎，工藝布置時不需要手選皮帶人工揀矸，原煤也不需要預先篩分而直接入破碎機，簡化了選煤工藝流程，降低了廠房高度，減少了選煤廠建設投資與生產費用。4PGG

28、系列四齒輥破碎機和 DP 系列單齒輥破碎機是在 2FJP 系列基礎上派生而出的，除 4PGG 系列破碎機的機體采用積木式結構，上下機體可組可分可根據生產現場實際來安裝，破碎比增大外，其它結構和破碎原理與 2FJP 系列基本相同。1.3.3 國外的齒輥式破碎機MMD 型系列輪齒式破碎機是英國 MMD 礦山機械集團公司開發(fā)出的新一代破碎機，3 ，有 500、 625、750、1000、1300 和 1500 共 6 個系列每個系列，有短箱型、標準箱型和長箱型 3 種不同工作長度，以滿足不同處理能力的要求。每一種 1414規(guī)格又配有不同類型的齒型、齒帽，以適應不同破碎產品粒度的要求。該機的工作原理是

29、依靠沖擊剪切和沖擊拉伸的作用，使剪切力沿著物料的薄弱易碎部位產生巨大破碎力使其破碎。物料在兩個破碎齒之間以及與側壁的梳齒板之間，排出產品在破碎后受此間隙控制，不會產生過大顆粒，在給料中已含有合格粒度的物料很快排出，不受破碎作用，有較好的粒度控制和篩分作用，產品粒度均勻。因此該機又稱“篩分破碎機”，主要用于粗破碎和第二段破碎作業(yè)。現已有多臺MMD 型破碎機在我國的煤礦和選煤廠使用。其特點是： 高度小結構緊湊； 特殊的輪齒結構使其適用于干礦濕礦泥礦和粘礦； 碎后產品粒度均勻沒有過大顆粒過粉碎的產品少； 處理量大最大可達 14 000t/h 破碎強度高可破碎抗壓強度達 300MPa 的物料； 采用液

30、力耦合器和電控雙重過載保護當過載或遇到難碎物料時破碎機停止轉動破碎輥反轉排出難碎物料；維護維修簡便。2 齒輪破碎機的詳細參數專業(yè)畢業(yè)設計 qq16687752202.1 破碎機的技術參數產品主要針對大眾型破碎作業(yè)設計：破碎物料抗壓強度：120MPa入料粒度：（允許少量到 500mm）300mm出料粒度：30-40100 150mm生產能力：600 800t/h2.2 總體結構和布局設計根據前面技術參數的確定，由相關單位的工作人員經驗得出，破碎大粒度當出料粒度大于 100mm 采用齒帽式齒形，有利于生產。故該機采用 5 齒齒帽式可有效將物料鉗入進行破碎，也優(yōu)化功率的使用達到預期的生產能力。由于破

31、碎過程中轉矩較大，大電機驅動負荷較大，且雙齒輥同步要求可以存在一定得誤差，則用選用雙電機驅動 1515輥子的轉速較低，故在電機中間需要減速器，且為了防止破碎過程中輥子卡住不動，過載負荷損壞電機，則利用液力偶合器聯接進行保護。傳動方案如圖2.1:圖 2.1 整機結構方案拖動方式可以使單電機也可以是雙電機。由于初步估算，減速器需傳遞交的轉矩，設計出的減速器在體積上比較大，為了減少整機所占用的空間，該機選用方案時，采用第一種方案，選用單電機拖動。經同步齒輪傳遞扭矩到從動輥。2.3 工作參數的確定2.3.1 輥子中心距的確定輥子直徑與給料粒度、排料口寬度 、物料與輥面之間的摩擦系數，以def及齒面類型

32、等因素有關，對于光面輥子，其理論公式可以推到如下：輥子直徑與給料粒度之間的關系，主要取決于鉗角與摩擦角?；蚰0擦系數之間的關系（見圖 2.2） 。設給料為球形，通過物料與輥子的接觸點作切f線，兩條切線之間出夾角為（鉗角） ，輥子在物料上的正壓力為以及由它所F引起的摩擦力。而料塊的重量較之作用力小得多，故可忽略不計。fF 1616圖 2.2 輥式破碎機的鉗角將和分解為水平分力和垂直分力，只有在下列條件下，物料不至于在FfF輥面上打滑，而被兩個相向運動的輥子卷入破碎腔：2F22sinfF2cos或2tan0tanf02式中為摩擦角，通常0.3， 0f04016020330由直角三角形關系可得出：

33、=2cosdedec22由于 ，可以忽略，則為ed2cos)2cos1 (以代入，得出20330d201由于齒面輥式破碎機的/1.56，/比值較光面輥式破碎機的比值小，dd其值視齒形及齒高而定，使用正常齒時，/1.56；再根據實際情況考慮確d定=600mm。齒輥破碎機的齒為兩輥之間相互交叉，且根據其他產品的實踐經驗，由出料粒度確定齒輥間中心距。mma500 17172.3.2 輥子轉速的確定由生產能力的計算公式可以得出，提高輥子的轉速，可提高生產能力。但是在實際生產中，轉速的提高有一定的限度，超過此限度，落在轉輥上的料塊在較大的離心慣性力的作用下，就不易鉗進轉輥之間。這時，生產能力不但沒有提高

34、，反而引起電耗增加，棍子表面的磨損及機械振動增大。目前，使用的輥式破碎機，輥子的圓周速度在 0.53之間，對于硬質物料，取 12；對于軟質物sm/sm/料可達 67。且圓周速度 與轉速有如下關系：sm/vn=v60n以=0.6mm =3代入可得vsm/75nmin/r2.3.3 輥子長度的計算有破碎機生產能力計算公式=188QSK1Len0式中輥子有效長度，。對光面輥子（為輥長） ；對齒面或1LmLL 1L槽面輥，當值取破碎機的齒輥間距時，=(0.50.6) ；當值取破碎產e1LL e品的最大粒度時，；LL 1工作時排料口寬度，。對堅硬物料，值為空載時兩輥間距的eme倍，一般情況，值可近似取產

35、品的最大粒度（即=） ；25 . 1eemaxd松散系數，對中硬物料，破碎比 =4，進料粒度為破碎機最大進料粒SKi度的 80%100%時，取 0.250.45； 小時，最大可取 0.8；對于煤、焦炭或iSK潮濕粘性物料，取 0.40.75。SK物料的密度，。煤的密度取。03/mt30/35. 1mt將以上列出的數字代入公式，可以得出當=1.8m 時，有=600達到設計要求LQht /2.3.4 功率計算根據裂縫破碎理論，可將重量為的礦物從破碎到所需的功耗為QDdP=11()PiWKQDd/1式中：為功指數， iWhtkW/為修正系數，煤取 0.751K為產量，Qht / 1818為排料粒度d

36、為入料力度D上式中， 11()是破碎一噸物料所需的功率，查資料可得iWKQDd/1齒輥破碎機破碎煤的該值平均為 0.28tkW /則可計算得出破碎機所需的功率為=168PkW2.35 齒輥切向力的計算為了進行齒輥切向力受力分析，確定下列分析條件：(1)將最大粒度物料視為一個球體；(2)最大粒度物料進入破碎腔后無滾動現象；(3)物料屬于彈性或脆性物質，破碎粒度要求為出碎或中碎，適合用第二破碎理論分析。如圖 2.3 所示，為單組齒輥切向力；為物料所受齒輥切向力的切向分力；aFeF為物料所受齒輥切向力的徑向分力；為物料所受另一個齒輥的正壓力；rFN為物料受另一個齒輥正壓力時所產生的摩擦力；為和兩力夾

37、角；為mFaFeF與的夾角，為齒輥的軸心，為物料的中心；為與的夾角；AO2AB2O1OAO21AO為齒輥與物料的嚙合角；為齒輥半徑；為兩齒輥的軸心距；為物料半徑；RL1r為吃高。H圖 2.3 齒輥切向力分析示意圖根據上述參數，可以導出的關系式：)(2)()(cos122112HRrOOrHR212121sin)(cos)(0RrRrLO由此可以確定與與的函數關系：qFeFrF 1919=rFqFsin=eFqFcos根據齒輥切向力分析條件(2)的設定，物料在進入破碎腔后無滾動現象，則：=eFmFNf 式中：為物料與側壁的摩擦系數。f=rFNf tan在和兩力作用下，物料沿半徑縮小，則兩個力所做

38、的功為：rFNr=+WrFrrN根據第二破碎理論，所需的功耗與破碎物料的體積或重量成正比，即：=W)(221VVE式中：為物料破碎擠壓強度；為物料的彈性模量；為物料球體體積。EV則：=W)(343423131rrrE=)(3231312rrrE當趨近于 0 時，根據式可以推導出得關系式：rN=NrrrrfEr31302)() 1tan(32lim=N) 1tan(2212fEr根據上述系列公式，可以求得單組齒輥的切向力，依據齒輥的排列布置就可以求出整個齒輥的總切向力。本設計結合設計參數250；=500；=125；=21rmm300RmmLmm40Hmm610；。通過帶如計算，求得單組齒輥最大切

39、向力為：3/mKg7107 . 6E3/mKg 2020=10415.5qFN由于齒輥破碎齒的排列有兩組是相同的，所以整個齒輥有可能在兩處同時存在最大切向力，因此，總切向力是單組齒受力的兩倍，即：F=2=20831FqFN2.4 電機的選擇2.4.1 選擇電動機的綜合問題在選擇過程中要考慮的問題有：（1）根據機械的負載性質和生產工藝，要求電動機的起動、制動、在齒輥卡住的時候要求反轉。（2）根據使用場所的環(huán)境條件，如溫度、濕度、灰塵、雨水、瓦斯以及腐蝕和易燃易爆氣體等考慮必要的保護方式，選擇電動機的結構形式。（3）根據負載轉矩、速度變化范圍和啟動頻繁程度等要求，考慮電動機的溫升限制、過載能力和起

40、動轉矩，選擇電動機功率，并確定冷卻通風方式。所選電機應留有余量，負荷率一般取。過大的備用功率會使電機效率降低，對0.8 0.9于感應電動機，其功率因數將變壞，并使按電動機最大轉矩校驗強度的機械造價提高。（4）根據企業(yè)的電網電壓標準和對功率因數的要求，確定電動機的電壓等級和類型。（5）根據生產機械的最高轉速和對電力傳動調速系統的過渡過程性能要求，以及機械減速器機構的復雜程度，選擇電動機的額定轉速。除此之外，選擇電機還必須負荷節(jié)能要求，考慮運行可靠性、設備的供貨情況、備品備件的通用性、安裝檢修的難易，以及產品的價格、建設費用、運行和維修費用和生產過程中前后期電動機功率的變化關系等各種因素。2.4.

41、2 電機的選擇計算電機的額定功率可以根據破碎機所需求的功率經過傳遞效率推得查手冊表 91（Bp102）計算傳動效率軸承（調心滾子軸承）效率 =0.981液力偶合器效率0.952齒式聯軸器效率=0.99 3二級圓柱齒輪減速器0.954=0.980.950.990.95=0.82561234 21213所需電動機輸出功率P為儲備系數取=1kk1.1 168223.1kW0.82756wrk PPA4根據上級條件查手冊表 161（Bp212） ，表 164（Bp214）選擇電動機三相異步電動機 JS2-400M1-4額定功率 250kW滿載轉速 1500r/min2.5 同步齒輪的設計(1)選擇齒輪

42、材料，確定許用應力根據傳遞方案選用同步齒輪帶動破碎輥 2 的同步轉動，由于結構的特殊要求齒輪為開式結構，由于傳遞大轉矩，故選用硬齒面齒輪。同步齒輪均用 40Cr 表面淬火，表面硬度52HRC許用接觸應力與齒輪材料、熱處理方法、齒面硬度、應力循NHHHZSlimlim環(huán)次數等因素有關計算公式為：NHHHZSlimlim式中為接觸疲勞強度極限，參考機械設計課本圖 6-4 查取limH2/mmN=1200limH2/mmN為接觸強度壽命系數，考慮當齒輪的只要求有限壽命時，齒輪的許用應力NZ可以提高到系數，可由機械設計課本圖 6-5 按應力循環(huán)次數 N 選取。應力循環(huán)次數可以按公式：knjlN60式中

43、為齒輪的轉速，；nr/min為齒輪每轉一圈時同一齒面的嚙合次數；j為齒輪的工作壽命，；kLh代入數據計算可得兩齒輪的應力循環(huán)次數如下：=6075124000=knjlN60181008. 1可推得iNN/122N81008. 1 2222查圖 6-5 得、1NZ2NZ=1.181NZ18. 12NZ為接觸強度計算的最小安全系數，通常=11.5，這里取minNSminNS1minHS則將上述所得的數據代入公式可得 =12001.18/1=14161H2/mmN=12001.18/1=14162H2/mmN許用彎曲應力與齒輪材料、熱處理方法、齒面硬度、應力循環(huán)次數的因F素有關。計算公式為： XNF

44、FFYYSlimlim式中為彎曲疲勞強度極限，一般取區(qū)域圖的中間或中間偏下limF2/mmN值，這里根據材料和熱處理方法取得=7001limF2/mmN為彎曲強度壽命系數，按應力循環(huán)次數查手冊得NYN=11NY2NY為彎曲強度尺寸系數，可以根據齒輪模數查圖 6-9XY=1XY為彎曲強度最小安全系數，由于斷齒破環(huán)比點蝕破環(huán)具有更嚴重的后果，minFS所以通常設計時，彎曲強度的安全系數應大于接觸強度的安全系數，=1.4minFS則將上述數據代入公式可得=5001F2F2/mmN(2)齒輪的參數設計 2323確定齒輪傳動精度等級，按(0.0130.022) 估取圓周速度1v311npn1.282.1

45、5，參考設計手冊選取齒輪第二公差組精度 8 級tvsm/齒數 在推薦值 1725 齒數多則模數小中選取=251z1z中心距 由于該對同步齒輪用于兩破碎輥的傳動，破碎輥中心距為 500，故a該齒輪的中心距為定值=500mm 由公式=可以確定模數。aa2/ )(21zzm模數 =2500/5020mm)/(221zzamm分度圓直徑 可得=5001d11mzd 11dmz1dmm圓周速度 計算可得v60000/11ndv與估取圓周范圍速度之內合適齒寬 96. 160000/7550014. 3vsm/b=0.6236.2=136.32圓整得=140b1ddmmbmm(3)齒面接觸疲勞強度校核計算小

46、輪分度圓直徑，由式 6-5 得1d3121) 1(2uuKTZZZddHHE齒寬系數 查表 6.9，按齒輪相對軸承為非對稱布置可取=0.6dd轉矩 =213920001T1TmmN 使用系數 查表 6.3 可取=1AKAK動載系數 由推薦值 1.051.4 取=1.2vKvK齒間載荷分布系數 由推薦值 1.01.2 取=1.1KK齒向載荷分布系數 由推薦值 1.01.2 取=1.1KK載荷系數 =11.21.11.1=1.45KKAKvKKK材料彈性系數 查表 6.4 取EZ2/8 .189mmNZE節(jié)點區(qū)域系數 查圖 6-3（）取=2.5HZ0,0210 xxHZ 2424重合度系數 由推薦

47、值 0.850.92 取=0.87ZZ故=3121) 1(2uuKTZZZddHHE321) 11 (8 . 02139200045. 12141687. 05 . 28 .189通過上述計算得mmd2 .2361由于 500236.2，故齒面接觸疲勞強度滿足要求齒寬 =0.6236.2=136.32 圓整得=140bb1ddmmbmm(4)齒根彎曲疲勞強度校核計算由式 6-16 FSaFanFYYmbdKT112齒形系數 查機械設計手冊可得 =2.62 FaYFaY應力修正系數 查表 6.5 小輪 =1.59SaYSaY重合度)tan(tan)tan(tan212211tatzz得重合度66

48、. 1重合度系數=0.25+0.75/=0.25+0.75/1.66=0.701Y故YYYmdbKTSaFanF1111112=701. 059. 162. 2205001402139200045. 12=129.45002/mmN由于是同步齒輪故兩齒輪完全相同，則有，故齒根1FF2FF彎曲強度滿足。(5)齒輪主要尺寸分度圓直徑 =500ddmm 2525根圓直徑 =50021.2520=540 fd1fdfhd21mm頂圓直徑 admmhddaa5402012500211齒寬 =140bbmm(6)齒輪的加工工藝由于該齒輪為重載負荷，齒輪毛坯采用鑄造工藝生產，由采購的 40Cr 材料熔化，采

49、用金屬模機械砂型鑄造生產，這樣可以是強度達到要求，又可以節(jié)省材料，毛坯生產完成后，進行毛坯預處理，關鍵是熱處理采用正火，消除毛坯內應力改善切削加工性能。毛坯制造完成后，由于毛坯形狀不是很復雜，所以毛坯兩端面不用加工即可，先用粗車車毛坯外圓和內孔，再細車內圓與軸接觸面，使其表面粗糙度為 1.6，再用銑床銑鍵槽，這樣齒輪的安裝孔就加工完成。齒面的加工采用展成法滾齒，由于齒輪模數大于 8，則可分三次切除全齒深，第一次切深為 1.41.6，第二次切至留精切余量 0.51，第三次切至全mmmm齒深，這樣齒面的加工就完成了。由于工作機需求，該齒輪為硬齒面齒輪，加工齒面結束后再對齒輪進行表面淬火工藝，使其齒

50、面硬度達到要求。表面淬火完成后，齒輪就加工成成品可以裝配到工作機了。2.6 齒輥軸的設計2.6.1 破碎輥（1）軸的設計(1)初步估算軸的直徑由于該軸的跨距較大，且有工作載荷和較強的沖擊強度影響，在材料上根據手冊選取 37SiMn-2MoV 鋼作為軸的材料，調質處理；由式3npAd 式中齒輥軸直徑，；dmm軸所傳遞的功率，；pkW軸的轉速，；nmin/rad取決于軸材料的許用扭轉切應力的系數，其值可查機械設計手冊A r單行本第五卷 P5-20 表 5-1-19，取=100A計算軸的最小直徑并加大 7%以考慮雙鍵槽的影響，將前面所求得的數據代入式中，可得 26263min7516810003.

51、1dmm(2)軸的結構設計(I)確定軸的結構方案軸的具體方案見圖 2.4。左軸承和軸承定位緊定套從軸的左端裝入安在【2】段上，靠軸肩【3】定位；再裝通蓋加密封圈，最后在【1】段上安裝傳動齒輪。齒環(huán)從軸的右端裝入安裝在【5】段上，齒環(huán)左端面靠軸肩【4】軸向定位，用普通平鍵進行徑向定位，中間的齒環(huán)之間相互定位，右端齒環(huán)右面有緊定圓螺母定位， 【6】段位置加工螺紋安裝緊定螺母。再在右端【7】段裝入右端套筒密封檔環(huán)和右軸承，靠軸肩定位；半聯軸器安裝在【8】段靠軸肩定位。且軸承兩端均采用通端蓋進行定位和密封。圖 2.4 齒輥軸(1)結構圖(II)確定各軸段直徑和長度【1】段 該段為同步齒輪安裝段，傳遞轉

52、矩到破碎輥（2） ，根據結構方案以及加工需要可確定軸徑=150，長度為同步齒輪的寬度=130。1dmm1lmm【2】段 該段安裝軸承，且要為齒輪做軸肩，估選軸承為 21316CCK 型號調心滾子軸承，軸承內徑為 160，根據軸承的寬度，且在左端要留安裝密封透蓋mm得位置，右端安裝密封緊定套的位置，根據結構可確定該段軸徑=150=160，長度。=1301dmm2dmm2lmm【3】段 該段為軸肩，根據整機裝配空間確定軸徑=210，長度為=353dmm3l。mm【4】段 該段為齒環(huán)做軸肩，軸徑為=290，長度=25。4dmm4lmm【5】段 該段安裝齒環(huán)，軸徑為=210，長度=1800。5dmm5

53、lmm【6】段 該段安裝緊定螺母，軸徑為=200，長度=135。6dmm6lmm【7】段 該段與【2】段作用一樣，軸徑為=160，長度=250。7dmm7lmm【8】段 該段安裝半齒式聯軸器，估算選取聯軸器為齒式聯軸器 GIICL14(摘自摘自 JB/T 8854.2-2001)，根據聯軸器的參數定軸徑為=150，長度8dmm=2008lmm(3)繪制軸的彎矩圖和扭矩圖(I)求軸承反力 2727由于軸、段的重量遠小于所受的負載，則可以將此忽略可計算軸承反力如下H 水平面=502000,=5020001HRN2HRNV 垂直面=65260,=652601vRN2HRN由于兩支撐受力基本相同，則可

54、得=506000RN(II)齒輥最大彎矩計算得，607000MmN 扭矩13171TmN 則可繪制出彎矩圖和扭矩圖如圖 2.5 中的(a)和(b)：圖 2.5 齒輥軸的計算簡圖(4)按彎扭合成強度校核軸的強度計算當量彎矩有公式221)( TMMca取折合系數，則齒輥軸上中點處當量彎矩6 . 0=60705122)131716.0(607000caMmm 2828當量彎矩圖見圖 2.5 中的（d）軸的材料為 37SiMn-2MoV 合金鋼，調質處理。由機械設計手冊單行本表 5-1-1 查得，材料的許用應力830b2/ mmN2201b2/ mmN由公式=115.6計算軸的計算應力為：3811.0

55、 dMcaca2/ mmN56.11ca2/ mmN則該軸滿足強度要求2.62 破碎輥（2）軸的設計對輥破碎機的破碎特點就是對輥，故兩破碎輥的結構幾乎相似，兩軸的結構基本相同，所受載荷由于破碎輥（2）不用與減速器連接，少受一個轉矩，故只需在結構上少個半聯軸器段，但由于齒間需相互錯開，這結構變化如圖 2.6圖 2.6 齒輥軸(2)結構圖(1)初步估算軸的直徑由于該軸的跨距較大，且有工作載荷和較強的沖擊強度影響，在材料上根據手冊選取 37SiMn-2MoV 鋼作為軸的材料，調質處理；由式3npAd 式中齒輥軸直徑，；dmm軸所傳遞的功率，；pkW軸的轉速，；nmin/r取決于軸材料的許用扭轉切應力

56、的系數，其值可查機械設計手冊Ar單行本第五卷 P5-20 表 5-1-19，取=100A計算軸的最小直徑并加大 7%以考慮雙鍵槽的影響，將前面所求得的數據代入式中，可得3min7516810003. 1d(2)軸的結構設計 2929(I)確定軸的結構方案軸的具體方案見圖 6.1。左軸承和軸承定位緊定套從軸的左端裝入安在【2】段上，靠軸肩【3】定位；再裝通蓋加密封圈，最后在【1】段上安裝傳動齒輪。齒環(huán)從軸的左端裝入安裝在【54】段上，齒環(huán)左端面靠軸肩【5】軸向定位，用普通平鍵進行徑向定位，中間的齒環(huán)之間相互定位，右端齒環(huán)右面有緊定圓螺母定位， 【3】段位置加工螺紋安裝緊定螺母。再在右端【7】段裝

57、入右端套筒密封檔環(huán)和右軸承，靠軸肩【6】定位。且軸承兩端均采用通端蓋進行定位和密封。(II)確定各軸段直徑和長度由于根據整機設計和生產加工的需求各段軸徑可根據破碎輥（1）進行確定：【1】段 該段為同步齒輪安裝段，傳遞轉矩到破碎輥（2） ，根據結構方案以及加工需要可確定軸徑=150，長度為同步齒輪的寬度=140。1dmm1lmm【2】段 該段安裝軸承，且要為齒輪做軸肩，估選軸承為 21316CCK 型號調心滾子軸承，軸承內徑為 160，根據軸承的寬度，且在左端要留安裝密封透蓋mm得位置，右端安裝密封緊定套的位置，根據結構可確定該段軸徑=160，長2dmm度=200。2lmm【3】段 該段安裝緊定

58、螺母，軸徑為=200，長度=1353dmm3lmm【4】段該段安裝齒環(huán)，軸徑為=210，長度=1800。4dmm4lmm【5】段該段為齒環(huán)做軸肩，軸徑為=290，長度=25。5dmm5lmm【6】段該段為軸肩，根據整機裝配空間確定軸徑=210，長度為=356dmm6l。mm【7】段 該段與【2】段作用一樣，軸徑為=160，長度=150。7dmm7lmm(3)繪制軸的彎矩圖和扭矩圖(I)求軸承反力由于軸的重量遠小于所受的負載，則可以將此忽略可計算軸承反力如下H 水平面=502000,=5020001HRN2HRNV 垂直面=65260=652601VRN2VRN由于兩支撐受力基本相同，則可得=5

59、06000RN(II)齒輥最大彎矩計算得=607000，MmN 扭矩=13171TmN 3030則可繪制出彎矩圖和扭矩圖如圖 2.7 中的(b)和(c)：M圖 2.7 齒輥軸的計算簡圖(4)按彎扭合成強度校核軸的強度計算當量彎矩有公式221)( TMMca取折合系數，則齒輥軸上中點處當量彎矩：6 . 0mmNTMca607051)131716 . 0(60700022當量彎矩圖見圖 2.6 中的（d）軸的材料為 37SiMn-2MoV 合金鋼，調質處理。由機械設計手冊單行本表 5-1-1 查得，材料的許用應力830b2/mmN2201b2/mmN由公式計算軸的計算應力為：2381/6 .115

60、1 . 0mmNdMcaca2/6 .115mmNca則該軸滿足強度要求 31312.7 鍵的選擇與校核2.7.1 齒環(huán)與軸的聯接鍵根據軸的結構安裝齒環(huán)處軸徑為，則根據這些條件查機械設計手210mmd 冊單行本第四篇可選擇普通平鍵 5028（按 GB/T1096-2003） ，長度取 =450l分 4 段安裝。mm根據鍵的材料（用合金鋼 40Cr）及工作方式查表選擇鍵聯接的許用擠壓應力和許用剪應力，此鍵的值查得=100，=90 p p p2/mmN p2/mmN鍵聯接的擠壓應力驗算公式如下pdlkT2 p鍵所傳遞的轉矩31833000TmmN 為鍵與輪轂的接觸高度，kmmk4 .11可將數據代

61、入公式得p1 .594 .114502103183300022/mmN鍵聯接的剪應力驗算公式為：dblTp2 p將數據代入計算可得p2/06.2445028210318330002mmN由于，故該鍵強度符合要求p pp p2.7.2 同步齒輪與軸的聯接鍵根據軸的結構安裝齒輪處軸徑為=150，則根據這些條件查機械設計手dmm冊單行本第四篇可選擇普通平鍵（按 GB/T1096-2003） ，長度取齒輪的寬度40 22=140。lmm根據鍵的材料（用合金鋼 40Cr）及工作方式查表選擇鍵聯接的許用擠壓應力和許用剪應力，此鍵的值查得=100，=90 p p p2/mmN p2/mmN鍵聯接的擠壓應力驗

62、算公式如下pdlkT2 p鍵所傳遞的轉矩15916000TmmN 為鍵與輪轂的接觸高度，=9.4kkmm 3232可將數據代入公式得p3 .614 . 91401501591600022/mmN鍵聯接的剪應力驗算公式為：dblTp2 p將數據代入計算可得p6 .42140221501591600022/mmN由于，故該鍵強度符合要求p pp p27.3 半聯軸器與軸的聯接鍵根據軸的結構安裝聯軸器處軸徑為=150，由于聯軸器傳遞較大的轉矩，dmm并且為選用的標準件，查機械設計手冊單行本第四篇可選擇圓柱漸開線型花鍵模數=6，齒數=24，長度 =20,花鍵壓力角。mzlmm030花鍵的擠壓強度公式如

63、下：pmzhlDT2 p式中 傳遞的轉矩 =31833000TmN 分度圓直徑=144dmm花鍵軸大徑直徑=150mDmm鍵齒工作高度=6hmm鍵的長度 =200lmm不均勻系數=0.75根據使用和制造情況中等，齒面熱處理等因素選擇許用擠壓應力范圍appMp3020許用應力=25 pap將上述參數代入公式可得計算應力20.47paMP校核計算結果： 滿足p p 33332.8 齒環(huán)和齒帽的設計齒輥破碎機的質量就體現在齒形的設計上，一個好的破碎機就是因為有個好的齒形，不產生過粉碎，不出現斷齒等情況，且齒尖的磨損也較慢。本設計在齒的設計上采用分部結構，以便于生產和裝卸。由齒環(huán)和齒帽組成，齒環(huán)裝配在

64、齒輥軸上，再將齒帽套在齒環(huán)的齒上，且每個齒帽的首尾正好相連，采用螺栓連接將整個五齒帽連環(huán)套在齒環(huán)上，這樣當在生產中由于卡死導致齒的破壞磨損就可以很方便的單個拆卸更換了。2.8.1 齒帽的設計齒帽是破碎機直接破碎物料的關鍵零件，所以在齒帽設計中要考慮耐磨性及剛性，保證在生產過程中減少磨損和斷裂發(fā)生，根據世界著名破碎機公司 MMD 的產品經驗，綜上選擇 ZG35SiMn 作為齒帽的材料。在齒形的設計上，為了裝卸方便，采用首尾相連的環(huán)鏈式結構，通過螺栓連接起來，在中間任意一個齒受損都可以很輕松的拆卸。具體結構見附錄圖紙。2.8.2 齒環(huán)的設計齒環(huán)是用來固定齒的，并且傳遞作用力。由于傳遞的力較大，在強

65、度考慮上根據現有產品及經驗設計，選用材料 40Cr 鑄造毛坯再加工生產。在裝配方面，將齒帽套在齒環(huán)上然后將齒帽間用螺栓連接起來就固定住齒帽了，通過普通平鍵連接，將齒環(huán)固定在齒輥軸上。軸向固定的一端靠齒輥軸肩，另一端用圓螺母固定。 2.9 軸承的選擇2.9.1 確定軸承型號齒輥軸兩端支撐采用滾動軸承支撐，根據工況，每天工作 8 小時，左單向轉動，只有在被卡住的時候才需要反轉回出物料故考慮不計。且由于軸的跨距較長，兩支撐軸承在同心的要求，確定使用調心滾子軸承。在根據安裝軸承段軸的直徑，以及軸的轉速和要求的傳遞的轉矩查機械設計手冊表 6-2-77 可初步選用 23136CCK 型號的調心滾子軸承。2

66、.9.2 軸承的校核上步選定軸承為調心滾子軸承 23136CCK（GB/T 288-1994）,，其額定動載荷為=1050,=1830， =0.30，=2.3rCkNrC0kNey(1)計算軸承的支反力前面計算的在工作過程中所受的力為遠大于齒輥軸的重力，故忽kNF1136 3434略重力不計，且根據軸的結構可看作軸承受力平均，得軸承的支反力。NRR50600021(2)計算軸承派生軸向力查機械設計表 10.7，可得公式)2/( yRS 將，代入公式，可得：3 . 2yNRR50600021NS1100001NS1100002由于軸承本身沒有軸向力的作用，則可得NSA11000011NSA11000022(3)計算軸承所受當量當量動載荷軸承工作時有中等沖擊，由表 10.6 可查載荷系數5 . 1nf因查表得eRA506000/110000/110, 111yx根據公式，將數據代入可)(22YAXRfppkNp8521kWP250, 3/10得kNp8521同理可得，kNp8522(4)計算軸承壽命由于，故任取一軸承計算，由表 10.3 取溫度系數=11p2ptf有軸承壽命計算公式)(60