毕业论文设计：双齿辊破碎机设计

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1、目 录1概述31.1破碎理论3表面理论3体积理论4裂缝理论51.2一般破碎机械51.3齿辊破碎机的发展10九十年代前的齿辊式破碎机10九十年代后的齿辊式破碎机11国外的齿辊式破碎机132齿轮破碎机的详细参数142.1破碎机的技术参数142.2总体结构和布局设计142.3工作参数的确定15辊子中心距的确定15辊子转速的确定16辊子长度的计算17功率计算172.35齿辊切向力的计算172.4电机的选择19选择电动机的综合问题19电机的选择计算202.5同步齿轮的设计202.6齿辊轴的设计25破碎辊（1）轴的设计252.62破碎辊（2）轴的设计282.7键的选择与校核31齿环与轴的联接键31同步齿轮

2、与轴的联接键3127.3半联轴器与轴的联接键322.8齿环和齿帽的设计33齿帽的设计33齿环的设计332.9轴承的选择33确定轴承型号332.9.2轴承的校核333减速器的设计353.1减速器的设计要求353.2减速器的总体布局设计353.3传动零件的设计与计算374 减速器的结构和附件设计475 对附件设计49结论50参考文献51致谢52概述专业毕业设计建国初期，我国依前苏联模式发展工业，旋回破碎机、圆锥破碎机和颚式破碎机应用较为普遍，在高等院校的教材中也主要讲述上述破碎机的结构和设计，有关双齿辊破碎机的内容十分简单，且结论是“不能破岩石，没有发展前途”，所以建国后30多年并没有得到广泛的应

3、用。改革开放以后，我们了解到双齿辊破碎机在发达的西方国家应用已非常普遍后才开始进行设备和技术引进。经过国内外双齿辊破碎机的运行实践并对比分析，与旋回破碎机、颚式破碎机等国内使用的传统破碎机比较，双齿辊破碎机有下列优点：(1) 结构简单，维护方便；(2) 外形尺寸小，重量轻；(3) 生产能力大，能耗低；(4) 工作受力均为内力，为简化基础设计创造了条件，更适合移动破碎站选用；(5) 产品粒度均匀；(6) 安全保护可靠；(7) 特殊情况下可直接起动，对电网冲击很小。针对以上优点，结合现在选煤厂的生产方案以及现有的齿辊破碎机的产品展开研究。结合破碎理论根据生产需求进行设计。1.1 破碎理论破碎是相当

4、复杂的，它与被破碎物本身的性质(物料的均匀性、硬度、密度、钻度、料块的形状和含水率)以及所选择的机械装备等有关。破碎物料时所加的外力除了使物料块发生相对移动和转动外，还使物料破碎。确定破碎时所消耗的功与被破碎物料的破碎程度之间的关系是相当重要的。破碎的现有理论中以表面理论和体积理论为最普遍，虽不能得到十分精确的结论，但可作为选型或设计时的参考。1.1.1 表面理论该理论认为破碎时所消耗的功与被破碎物料新形成的表面积成正比。一般情况下，当将边长为的立方体分成边长为的小立方体时，可得到个小立方体，分割平面数为，所消耗的总功为。假设将上述立方体物料分割成边长分别为和的小立方体，则其所消耗的功之比如下

5、式：=当和相当大时，可以写成=。由此可见，破碎所消耗的功与物料的破碎度成比例。1.1.2 体积理论该理论是指破碎物料所消耗的功等于使物料变形直到在物料内部产生极限应力(抗压极限强度)所消耗的功。根据虎克定律，压缩时物料内部产生的应力与应变成正比，即式中 物料内部应力， 物料的应变; 物料弹性模量，设为使物料变形的外力，为物料横截面面积，为物料的缩短变形量，为物料的原始长度，那么；。从而得出其中, , 为常量，则与的关系为直线关系，则使物料变形所消耗的功就为=物料内部产生的应力代人上式可得=即为物料的体积，所以=当要将物料破碎断裂时，应力达到了物料的抗压强度极限应力，从而可得到物料破碎时所消耗的

6、功为=由此可见，对每种物料而言，和均为定值，则功与体积成正比。因为当应力大于强度极限时物料方可破碎，而大多数岩石都不符合变形的虎克定律，实验表明，体积理论仅可用于粗略计算靠冲击力或压力进行破碎的机械所消耗的功。1.1.3 裂缝理论破碎物料时，外力所做的功先是使物体变形，当变形超过限度后即生成裂缝，裂缝形成以后，存储在物体内的变形能促使裂缝扩展并生成断面。输入功的有用部分转化为新生表面的表面能，其它部分成为热损失。因此，破碎所需要的功，应考虑变形能和表面能两项，变形能和体积成正比，表面能和表面积成正比。假定等量考虑这两项，所需的功应当同它们的几何平均值成正比，及成比例。等于单位体积的物体，就是与

7、=成正比。据上，可将重量为的矿物从破碎到所需的功耗为=11()为功指数，为修正系数，煤取0.751为产量，为排料粒度为如料力度以上三种理论，以裂缝理论有较大的应用价值。在应用关键是测定宫指数，其值可通过测定矿石的可碎性来计算：由测定矿石的冲击破碎强度，在测知矿石的真密度，矿石的破碎功指数由下式计算：=2.591.2 一般破碎机械破碎机械是对固体物料施加机械力，克服物料的内聚力，使之破裂成小块物料的设备。破碎机械所施加的机械力，可以是挤压力、辟裂力、弯曲力、剪切力、冲击力等，在一般机械中大多是两种或两种以上机械力的混合。对于坚硬的物料，适宜采用产生弯曲和辟裂作用的破碎机械；对于脆性和塑性的物料，

8、适宜采用产生冲击和辟裂作用的机械；对于粘性和韧性的物料适宜采用产生挤压和碾磨作用的机械。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的天然石料，使之成为规定尺寸的矿石或碎石。在硅酸盐工业中，固体原料、燃料和半成品需要经过各种破碎加工，使其粒度达到各道工序所要求的尺寸，以便进一步加工操作。通常的破碎过程，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。所采用的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、细碎的划分（mm）类 别入料粒度出料粒度粗碎300900100350中碎10035020100细碎50100515工业上常用物料破碎前的平均粒度与

9、破碎后的平均粒度之比来衡量破碎过程中物料尺寸变化情况，比值称为破碎比（即平均破碎比）=/为了简易地表示物料破碎程度和比较各种破碎机的主要性能，也可用破碎机的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，装入破碎机的最大物料尺寸，一般总是小于容许的最大进料口尺寸，所以，平均破碎比只相当于标称破碎比的0.750.9。破碎机械常用的类型有：颚式破碎机、圆锥破碎机、旋回式破碎机、锤式破碎机和辊式破碎机等。颚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。根据其结构不同可分为复摆颚式破碎机（即单复摆颚式破碎机）和简摆颚式破碎机。复摆颚式破碎机适用于粗

10、，中碎抗压强度250mpa以上的各种矿石岩石。简摆颚式破碎机则可以破碎各种硬度的矿石和岩石，且特别适用于破碎各种硬度的磨蚀性强的石料。表1.2 简摆颚式破碎机的技术规格规格进料口尺寸/mm最大进料粒度 /mm出料口调节范围/mm生产率/t/h电动机功率/kw长宽1200900井下1200900650150180140200110.01200900液压120090075015020014020095.01500120015001200850130180170180.021001500210015001250250300400500280.0复摆颚式破碎机工作时，电动机通过皮带轮带动偏心轴旋转，使

11、动颚周期地靠近、离开定颚，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1.3 复摆颚式破碎机的技术规格规格进料口尺寸 mm最大进料粒度 mm出料口调节范围mm生产率t/h电动机长宽型号功率kw250150250150125104014Y1325-45.5350200350200160105025Y160M-67.53802403802401721Y160M-67.54002504002502102080520Y180L-615.0400250分段式400250400250移动式4002502202080520M200L2-6-05022400250汽油机驱

12、动40025022020801012M-050汽油机820（hp）4002504002501802080810Y180M-417.05002505002502202080540Y200L2-6226004006004003504016017115Y250M-830.07505007505004505017070YR280-855.09006009006004807520052192YR315L-875辊式破碎机工作可靠、维修简单、运行成本低廉，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（一般是四辊）等，按照辊面特征，可分为光面辊和带齿辊两种。单辊破碎机，用于破碎石灰

13、石、煤等物料，物料块在辊子与带齿板间被轧碎。双齿辊破碎机主要适用于矿山，冶金、化工、煤矿等行业脆性块状物料的粗，中级破碎，其入料粒度大，出料粒度可调，可对抗压强度160MPa的物料进行破碎。其结构紧凑，且破碎力由内部机构承受，基础不受力，特别适用于移动式设备，也广泛适用于各种场合的物料破碎。 破碎机充分利用脆性材料的抗弯、抗剪强度比抗压强度低的特点，采用交叉布齿，使破碎齿受力均匀，降低能耗； 采用大齿、小辊、螺旋布齿，多破碎盘的结构，有更强的挟制大块能力，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整出料粒度，使碎后粒度均匀； 齿辊转速低、磨损小、燥

14、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的作用自动退让，使辊子间隙增大，表1-4 单辊破碎机的技术规格规格 /mm辊子转速/r/min进料粒度mm卸料粒度/mm电机功率/kw生产率/t/h外形尺寸/mm长宽高整机质量/t915183056700022535085056604330337080150028006300100025002005540072673250173532.8150021405.2-4025030071362600181027.1310001300-1200750300100300136047

15、00225011168.1表1.5双辊破碎机的技术规格规格 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12001000122.24021240159074704780201845.3187507005040210283.41738892865201812.25261040075850303012.840223517228103.2976004001203629204152615176019372.5540025020032281051012959408201.3双齿面辊90090037.580001002812532171694

16、419813.27过硬或不可破碎物落下，从而保护机器不受损坏。相向转动的两辊子有一定的间隙，改变间隙，即可控制产品最大排料粒度。双辊破碎机是利用一对相向转动的圆辊，四辊破碎机则是利用两对相向转动的圆辊进行破碎作业。四辊破碎机是一种冶金矿山设备配套中、细碎产品，也可通过调整上、下辊的间隙，破碎所需粒度的物料。现有部分四辊破碎机规格如表1.6。表1.6四辊破碎机的技术规格规格/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/t1200100083.381303855354096105660432567153.1662041075506

17、09000700108100210281841753150314727.641894020161.3 齿辊破碎机的发展1.3.1 九十年代前的齿辊式破碎机90年代前，齿辊式破碎机的技术存在不能严格控制碎后产品粒度，碎后产品过粉碎量大，机体受到的冲击载荷较大，破碎齿易坏，整体噪声大，维修量大等缺点。如为了防止入料中的杂木、铁器、矸石、岩石等硬物料损坏破碎齿，在单齿辊破碎机的破碎板下端装有拉力弹簧，在双齿辊破碎机一破碎辊的两端装有压缩弹簧，目的是当大块物料或坚硬物料落到破碎腔不能被破碎时，破碎板或齿辊受力增大，从而压缩弹簧增大破碎腔的排料间隙，以便排出硬物，然后借弹簧的恢复力使可动破碎板或齿辊回到

18、原来的位置。如此便不能严格控制碎后产品的粒度。1987年原兖州煤矿设计院在消化吸收美国雷克斯诺德（REXNORD ）公司生产的冈拉克36DAM型（Gundlach36DAM） 破碎机的基础上，设计出的4PGC-380/350 1000型齿辊式破碎机，是当时技术上较为先进的破碎机。该型破碎机在技术上的一个突出特点是采用“Nitroil”控制系统。该系统可以独立地调整上段齿辊的间距来控制下段的给料粒度，也可单独调整下段齿辊的间距以控制产品粒度,这样,可根据破碎工艺要求灵活地调整破碎程序。同时，该型破碎机把调整齿辊间距装置和保险装置做成一个系统，采用液压气动系统；油缸的活塞杆与可动齿辊相连，在有活塞

19、杆的油缸腔内，泵入一定可变量的液压油，同时在油缸的无活塞杆的腔内泵入一定压力的气体，形成空气柱弹簧这样可以根据泵入油量的多少改变活塞的位置，从而确定齿辊间的距离达到控制产品粒度的目的。当硬物或不可破碎物进入破碎机后，由于破碎力增大，可动齿辊压缩空气柱使硬物通过，随后又可使动齿辊复位。同样也存在不能严格的控制产品粒度的问题。1.3.2 九十年代后的齿辊式破碎机进入90年代后，随着我国改革开放力度的加大，煤的销售市场也发生了较大的变化，人们对选煤技术及设备提出了更高的要求，其中包括对煤碎后产品中降低细颗粒含量、产品粒度的均匀性、减少过限粒度、增大处理能力等，从而推动了破碎机技术的发展和进步。首先煤

20、炭科学研究总院唐山分院开发了2PL系列强力破碎机。该破碎机在技术上的进步主要是取消了原双辊破碎机的退让弹簧保险装置，将双破碎辊固定，破碎齿使用新的技术和材料来防止难碎硬物损坏破碎齿，从而可较严格控制碎后产品中的过大颗粒。华北工学院针对单齿辊破碎机存在效率低、结构复杂、受力不均匀等特点开发了新一代的915单齿辊破碎机。这种破碎机有两种结构形式：第一种结构形式（图1）。主要是将原来调整破碎板位置的拉力弹簧改为推力弹簧，弹簧的弹性力为490kN，在弹簧的两端分别装有两组螺母，外侧螺母用于调整破碎板位置，从而调整排料口间隙内侧螺母用于调整弹簧的弹性力。安装弹簧的拉杆插在机体的支座上，支座孔沿垂直方向为

21、长方孔，用此调整产品的粒度。这种结构降低了机体高度，缩短了拉杆长度，使结构更为紧凑。第二种结构（图2）是利用颚式破碎机的楔形调整机构和双辊破碎机的主动辊轴相结合，吸收了两者的优点，如:进料口大；破碎辊表面可装有不同尺寸的破碎齿板；颚板上镶有可更换的耐磨衬板;出料口大小可通过推力板上的长方形螺孔调整。该机与同规格的颚式或双齿辊破碎机相比，破碎能力明显增大，效率可提高30%。同时，由于有预碎和破碎两个区域，破碎后的物料受齿辊拨动而被强制排出机体外，所以更适用于处理含水分较大的煤。1.破碎板2. 机架3. 弹簧4. 拉杆5. 螺母图1.1 915单齿辊破碎机示意图(第1种结构)1.破碎辊2. 颚板3

22、. 调整机构4. 机架图1.2 915单齿辊破碎机示意图(第2种结构)1994年平顶山选煤设计院和郑州长城冶金设备厂研究开发出了FP500系列分级破碎机。该系列破碎机采用单电机驱动，液力耦合器过载保护，其传动系统是电机驱动液力耦合器并带动一对锥齿轮，改变转动方向并驱动主动破碎辊转动，主动破碎辊通过另一端的一组直齿轮驱动被动辊转动。破碎齿呈螺旋形布置，入料中的小颗粒很容易通过破碎辊之间的间隙排出，大块则利用齿的剪切和拉伸力来进行破碎，改善了传统破碎机中物料不受控制一律破碎的情况。90年代中期，山东莱芜煤矿机械厂引进德国技术，开发生产了2PGL系列双齿辊强力高效破碎机。该系列破碎机采用双电机、双液

23、力耦合器、双套齿轮箱直联式驱动，一侧壁和一破碎辊用手动液压系统可移动，用来调整齿辊间的间距，从而控制排料粒度该机有液力耦合器过载保护，和电控过载保护可有效防止难碎硬物损坏破碎齿。整机结构紧凑，机体高度低，冲击负荷小。同期，煤炭科学研究总院唐山分院相继开发了2PLF系列分级破碎机、2FJP600系列强力分级破碎机、4PGG系列强力破碎机和DP系列单齿辊破碎机。2PLF系列分级破碎机在传动形式上采用三角带大带轮传动，传动结构简单、故障率低，由于大带轮有蓄能作用，故所需的电机功率比直联式传动的小。双齿辊采用对转方式，破碎齿采用子弹头式，表面堆焊硬质合金，强度大，破碎效率高并且磨损后便于修复，2FJP

24、600系列强力分级破碎机的双齿辊分别各自向两侧壁方向转动，齿辊上的破碎板采用拼装式，破碎齿为在韧性较好的铸基体上堆焊硬质合金，不但强度大，可破碎难碎硬物，而且破碎齿“宁弯不折”当难碎硬物卡弯破碎齿后，现场无需更换破碎板而可将破碎齿直接修复。在两侧壁上分别装有梳齿板，其有两个作用：1.使破碎过程完全为剪切、拉伸破碎、不易产生过粉碎物；2.起棒条筛的作用，可通过不需破碎的物料，而对需破碎的大块物料，可严格地控制碎后产品的粒度，使碎后物料的三维尺寸都能得到控制。两齿辊分别向各自的侧壁方向旋转也可以保证入料中已经达到要求粒度的物料不再二次破碎，从齿辊间的排料口和齿辊与梳齿板间的排料口直接排出，从而减少

25、能量消耗和因挤压破碎产生的过粉碎。两破碎辊有两套独立的驱动装置，使两破碎辊各自独立工作，在实际破碎时，可根据入料量改变工作制度，即入料少时开单机，入料多时开双机，用户更加节能。每台破碎机可配有A 、B 、C三种齿型，每种齿型对应一种产品粒度，用户可通过更换齿型来调整产品粒度而不需更换破碎机，实现一机多用减少用户的重复投资。另外，由于该系列破碎机为强力破碎，工艺布置时不需要手选皮带人工拣矸，原煤也不需要预先筛分而直接入破碎机，简化了选煤工艺流程，降低了厂房高度，减少了选煤厂建设投资与生产费用。4PGG系列四齿辊破碎机和DP系列单齿辊破碎机是在2FJP系列基础上派生而出的，除4PGG系列破碎机的机

26、体采用积木式结构，上下机体可组可分可根据生产现场实际来安装，破碎比增大外，其它结构和破碎原理与2FJP系列基本相同。1.3.3 国外的齿辊式破碎机MMD型系列轮齿式破碎机是英国MMD矿山机械集团公司开发出的新一代破碎机，3 ，有500、 625、750、1000、1300和1500共6个系列每个系列，有短箱型、标准箱型和长箱型3种不同工作长度，以满足不同处理能力的要求。每一种规格又配有不同类型的齿型、齿帽，以适应不同破碎产品粒度的要求。该机的工作原理是依靠冲击剪切和冲击拉伸的作用，使剪切力沿着物料的薄弱易碎部位产生巨大破碎力使其破碎。物料在两个破碎齿之间以及与侧壁的梳齿板之间，排出产品在破碎后

27、受此间隙控制，不会产生过大颗粒，在给料中已含有合格粒度的物料很快排出，不受破碎作用，有较好的粒度控制和筛分作用，产品粒度均匀。因此该机又称“筛分破碎机”，主要用于粗破碎和第二段破碎作业。现已有多台MMD型破碎机在我国的煤矿和选煤厂使用。其特点是： 高度小结构紧凑； 特殊的轮齿结构使其适用于干矿湿矿泥矿和粘矿； 碎后产品粒度均匀没有过大颗粒过粉碎的产品少； 处理量大最大可达14 000t/h 破碎强度高可破碎抗压强度达300MPa的物料； 采用液力耦合器和电控双重过载保护当过载或遇到难碎物料时破碎机停止转动破碎辊反转排出难碎物料；维护维修简便。2齿轮破碎机的详细参数专业毕业设计qq1668775

28、2202.1破碎机的技术参数产品主要针对大众型破碎作业设计：破碎物料抗压强度：入料粒度：（允许少量到500mm）出料粒度：30-40生产能力：2.2总体结构和布局设计根据前面技术参数的确定，由相关单位的工作人员经验得出，破碎大粒度当出料粒度大于100mm采用齿帽式齿形，有利于生产。故该机采用5齿齿帽式可有效将物料钳入进行破碎，也优化功率的使用达到预期的生产能力。由于破碎过程中转矩较大，大电机驱动负荷较大，且双齿辊同步要求可以存在一定得误差，则用选用双电机驱动辊子的转速较低，故在电机中间需要减速器，且为了防止破碎过程中辊子卡住不动，过载负荷损坏电机，则利用液力偶合器联接进行保护。传动方案如图2.

29、1:图2.1 整机结构方案拖动方式可以使单电机也可以是双电机。由于初步估算，减速器需传递交的转矩，设计出的减速器在体积上比较大，为了减少整机所占用的空间，该机选用方案时，采用第一种方案，选用单电机拖动。经同步齿轮传递扭矩到从动辊。2.3工作参数的确定辊子中心距的确定辊子直径与给料粒度、排料口宽度、物料与辊面之间的摩擦系数，以及齿面类型等因素有关，对于光面辊子，其理论公式可以推到如下：辊子直径与给料粒度之间的关系，主要取决于钳角与摩擦角。或摩擦系数之间的关系（见图2.2）。设给料为球形，通过物料与辊子的接触点作切线，两条切线之间出夹角为（钳角），辊子在物料上的正压力为以及由它所引起的摩擦力。而料

30、块的重量较之作用力小得多，故可忽略不计。图2.2 辊式破碎机的钳角将和分解为水平分力和垂直分力，只有在下列条件下，物料不至于在辊面上打滑，而被两个相向运动的辊子卷入破碎腔：2或式中为摩擦角，通常0.3，由直角三角形关系可得出：=由于，可以忽略，则为以代入，得出由于齿面辊式破碎机的/1.56，/比值较光面辊式破碎机的比值小，其值视齿形及齿高而定，使用正常齿时，/1.56；再根据实际情况考虑确定=600mm。齿辊破碎机的齿为两辊之间相互交叉，且根据其他产品的实践经验，由出料粒度确定齿辊间中心距。辊子转速的确定由生产能力的计算公式可以得出，提高辊子的转速，可提高生产能力。但是在实际生产中，转速的提高

31、有一定的限度，超过此限度，落在转辊上的料块在较大的离心惯性力的作用下，就不易钳进转辊之间。这时，生产能力不但没有提高，反而引起电耗增加，棍子表面的磨损及机械振动增大。目前，使用的辊式破碎机，辊子的圆周速度在0.53之间，对于硬质物料，取12；对于软质物料可达67。且圆周速度与转速有如下关系：=以=0.6mm=3代入可得辊子长度的计算有破碎机生产能力计算公式=188式中辊子有效长度，。对光面辊子（为辊长）；对齿面或槽面辊，当值取破碎机的齿辊间距时，=(0.50.6)；当值取破碎产品的最大粒度时，；工作时排料口宽度，。对坚硬物料，值为空载时两辊间距的倍，一般情况，值可近似取产品的最大粒度（即=）；

32、松散系数，对中硬物料，破碎比=4，进料粒度为破碎机最大进料粒度的80%100%时，取0.250.45；小时，最大可取0.8；对于煤、焦炭或潮湿粘性物料，取0.40.75。物料的密度，。煤的密度取。将以上列出的数字代入公式，可以得出当=1.8m时，有=600达到设计要求功率计算根据裂缝破碎理论，可将重量为的矿物从破碎到所需的功耗为=11()式中：为功指数，为修正系数，煤取0.751为产量，为排料粒度为入料力度上式中， 11()是破碎一吨物料所需的功率，查资料可得齿辊破碎机破碎煤的该值平均为0.28则可计算得出破碎机所需的功率为=1682.35齿辊切向力的计算为了进行齿辊切向力受力分析，确定下列分

33、析条件：(1)将最大粒度物料视为一个球体；(2)最大粒度物料进入破碎腔后无滚动现象；(3)物料属于弹性或脆性物质，破碎粒度要求为出碎或中碎，适合用第二破碎理论分析。如图2.3所示，为单组齿辊切向力；为物料所受齿辊切向力的切向分力；为物料所受齿辊切向力的径向分力；为物料所受另一个齿辊的正压力；为物料受另一个齿辊正压力时所产生的摩擦力；为和两力夹角；为与的夹角，为齿辊的轴心，为物料的中心；为与的夹角；为齿辊与物料的啮合角；为齿辊半径；为两齿辊的轴心距；为物料半径；为吃高。图2.3 齿辊切向力分析示意图根据上述参数，可以导出的关系式：由此可以确定与与的函数关系：=根据齿辊切向力分析条件(2)的设定，

34、物料在进入破碎腔后无滚动现象，则：=式中：为物料与侧壁的摩擦系数。=在和两力作用下，物料沿半径缩小，则两个力所做的功为：=+根据第二破碎理论，所需的功耗与破碎物料的体积或重量成正比，即：=式中：为物料破碎挤压强度；为物料的弹性模量；为物料球体体积。则：=当趋近于0时，根据式可以推导出得关系式：=根据上述系列公式，可以求得单组齿辊的切向力，依据齿辊的排列布置就可以求出整个齿辊的总切向力。本设计结合设计参数250；=500；=125；=2；。通过带如计算，求得单组齿辊最大切向力为：=10415.5由于齿辊破碎齿的排列有两组是相同的，所以整个齿辊有可能在两处同时存在最大切向力，因此，总切向力是单组齿

35、受力的两倍，即：=2=208312.4电机的选择选择电动机的综合问题在选择过程中要考虑的问题有：（1）根据机械的负载性质和生产工艺，要求电动机的起动、制动、在齿辊卡住的时候要求反转。（2）根据使用场所的环境条件，如温度、湿度、灰尘、雨水、瓦斯以及腐蚀和易燃易爆气体等考虑必要的保护方式，选择电动机的结构形式。（3）根据负载转矩、速度变化范围和启动频繁程度等要求，考虑电动机的温升限制、过载能力和起动转矩，选择电动机功率，并确定冷却通风方式。所选电机应留有余量，负荷率一般取。过大的备用功率会使电机效率降低，对于感应电动机，其功率因数将变坏，并使按电动机最大转矩校验强度的机械造价提高。（4）根据企业的

36、电网电压标准和对功率因数的要求，确定电动机的电压等级和类型。（5）根据生产机械的最高转速和对电力传动调速系统的过渡过程性能要求，以及机械减速器机构的复杂程度，选择电动机的额定转速。除此之外，选择电机还必须负荷节能要求，考虑运行可靠性、设备的供货情况、备品备件的通用性、安装检修的难易，以及产品的价格、建设费用、运行和维修费用和生产过程中前后期电动机功率的变化关系等各种因素。电机的选择计算电机的额定功率可以根据破碎机所需求的功率经过传递效率推得查手册表91（Bp102）计算传动效率轴承（调心滚子轴承）效率 =0.98液力偶合器效率0.95齿式联轴器效率=0.99二级圆柱齿轮减速器0.95=0.98

37、0.950.990.95=0.82563所需电动机输出功率为储备系数取=14根据上级条件查手册表161（Bp212），表164（Bp214）选择电动机三相异步电动机JS2-400M1-4额定功率 250kW满载转速 1500r/min2.5同步齿轮的设计(1)选择齿轮材料，确定许用应力根据传递方案选用同步齿轮带动破碎辊2的同步转动，由于结构的特殊要求齿轮为开式结构，由于传递大转矩，故选用硬齿面齿轮。同步齿轮均用40Cr表面淬火，表面硬度许用接触应力与齿轮材料、热处理方法、齿面硬度、应力循环次数等因素有关计算公式为：式中为接触疲劳强度极限，参考机械设计课本图6-4查取=1200为接触强度寿命系数

38、，考虑当齿轮的只要求有限寿命时，齿轮的许用应力可以提高到系数，可由机械设计课本图6-5按应力循环次数N选取。应力循环次数可以按公式：式中为齿轮的转速，；为齿轮每转一圈时同一齿面的啮合次数；为齿轮的工作寿命，；代入数据计算可得两齿轮的应力循环次数如下：=6075124000=可推得查图6-5得、=1.18为接触强度计算的最小安全系数，通常=11.5，这里取则将上述所得的数据代入公式可得 =12001.18/1=1416=12001.18/1=1416许用弯曲应力与齿轮材料、热处理方法、齿面硬度、应力循环次数的因素有关。计算公式为：式中为弯曲疲劳强度极限，一般取区域图的中间或中间偏下值，这里根据材

39、料和热处理方法取得=700为弯曲强度寿命系数，按应力循环次数查手册得=1为弯曲强度尺寸系数，可以根据齿轮模数查图6-9=1为弯曲强度最小安全系数，由于断齿破环比点蚀破环具有更严重的后果，所以通常设计时，弯曲强度的安全系数应大于接触强度的安全系数，=1.4则将上述数据代入公式可得=500(2)齿轮的参数设计确定齿轮传动精度等级，按(0.0130.022)估取圆周速度1.282.15，参考设计手册选取齿轮第二公差组精度8级齿数 在推荐值1725齿数多则模数小中选取=25中心距 由于该对同步齿轮用于两破碎辊的传动，破碎辊中心距为500，故该齿轮的中心距为定值=500mm由公式=可以确定模数。模数 =

40、2500/5020分度圆直径 可得=500圆周速度 计算可得与估取圆周范围速度之内合适齿宽 =0.6236.2=136.32圆整得=140(3)齿面接触疲劳强度校核计算小轮分度圆直径，由式6-5得齿宽系数 查表6.9，按齿轮相对轴承为非对称布置可取=0.6转矩 =21392000使用系数 查表6.3可取=1动载系数 由推荐值1.051.4取=1.2齿间载荷分布系数 由推荐值1.01.2取=1.1齿向载荷分布系数 由推荐值1.01.2取=1.1载荷系数 =11.21.11.1=1.45材料弹性系数 查表6.4取节点区域系数 查图6-3（）取=2.5重合度系数 由推荐值0.850.92 取=0.8

41、7故=通过上述计算得由于500236.2，故齿面接触疲劳强度满足要求齿宽 =0.6236.2=136.32 圆整得=140(4)齿根弯曲疲劳强度校核计算由式6-16 齿形系数 查机械设计手册可得=2.62应力修正系数 查表6.5 小轮 =1.59重合度得重合度重合度系数=0.25+0.75/=0.25+0.75/1.66=0.701故=129.4500由于是同步齿轮故两齿轮完全相同，则有，故齿根弯曲强度满足。(5)齿轮主要尺寸分度圆直径 =500根圆直径 =50021.2520=540顶圆直径 齿宽 =140(6)齿轮的加工工艺由于该齿轮为重载负荷，齿轮毛坯采用铸造工艺生产，由采购的40Cr材

42、料熔化，采用金属模机械砂型铸造生产，这样可以是强度达到要求，又可以节省材料，毛坯生产完成后，进行毛坯预处理，关键是热处理采用正火，消除毛坯内应力改善切削加工性能。毛坯制造完成后，由于毛坯形状不是很复杂，所以毛坯两端面不用加工即可，先用粗车车毛坯外圆和内孔，再细车内圆与轴接触面，使其表面粗糙度为1.6，再用铣床铣键槽，这样齿轮的安装孔就加工完成。齿面的加工采用展成法滚齿，由于齿轮模数大于8，则可分三次切除全齿深，第一次切深为1.41.6，第二次切至留精切余量0.51，第三次切至全齿深，这样齿面的加工就完成了。由于工作机需求，该齿轮为硬齿面齿轮，加工齿面结束后再对齿轮进行表面淬火工艺，使其齿面硬度

43、达到要求。表面淬火完成后，齿轮就加工成成品可以装配到工作机了。2.6齿辊轴的设计破碎辊（1）轴的设计(1)初步估算轴的直径由于该轴的跨距较大，且有工作载荷和较强的冲击强度影响，在材料上根据手册选取37SiMn-2MoV钢作为轴的材料，调质处理；由式式中齿辊轴直径，；轴所传递的功率，；轴的转速，；取决于轴材料的许用扭转切应力的系数，其值可查机械设计手册单行本第五卷P5-20表5-1-19，取=100计算轴的最小直径并加大7%以考虑双键槽的影响，将前面所求得的数据代入式中，可得(2)轴的结构设计(I)确定轴的结构方案轴的具体方案见图2.4。左轴承和轴承定位紧定套从轴的左端装入安在【2】段上，靠轴肩

44、【3】定位；再装通盖加密封圈，最后在【1】段上安装传动齿轮。齿环从轴的右端装入安装在【5】段上，齿环左端面靠轴肩【4】轴向定位，用普通平键进行径向定位，中间的齿环之间相互定位，右端齿环右面有紧定圆螺母定位，【6】段位置加工螺纹安装紧定螺母。再在右端【7】段装入右端套筒密封档环和右轴承，靠轴肩定位；半联轴器安装在【8】段靠轴肩定位。且轴承两端均采用通端盖进行定位和密封。图2.4 齿辊轴(1)结构图(II)确定各轴段直径和长度【1】段 该段为同步齿轮安装段，传递转矩到破碎辊（2），根据结构方案以及加工需要可确定轴径=150，长度为同步齿轮的宽度=130。【2】段 该段安装轴承，且要为齿轮做轴肩，估

45、选轴承为21316CCK型号调心滚子轴承，轴承内径为160，根据轴承的宽度，且在左端要留安装密封透盖得位置，右端安装密封紧定套的位置，根据结构可确定该段轴径=150=160，长度。=130【3】段 该段为轴肩，根据整机装配空间确定轴径=210，长度为=35。【4】段 该段为齿环做轴肩，轴径为=290，长度=25。【5】段 该段安装齿环，轴径为=210，长度=1800。【6】段 该段安装紧定螺母，轴径为=200，长度=135。【7】段 该段与【2】段作用一样，轴径为=160，长度=250。【8】段 该段安装半齿式联轴器，估算选取联轴器为齿式联轴器GIICL14(摘自摘自JB/T 8854.2-2

46、001)，根据联轴器的参数定轴径为=150，长度=200(3)绘制轴的弯矩图和扭矩图(I)求轴承反力由于轴、段的重量远小于所受的负载，则可以将此忽略可计算轴承反力如下H水平面=502000,=502000V垂直面=65260,=65260由于两支撑受力基本相同，则可得=506000(II)齿辊最大弯矩计算得，扭矩则可绘制出弯矩图和扭矩图如图2.5中的(a)和(b)：图2.5齿辊轴的计算简图(4)按弯扭合成强度校核轴的强度计算当量弯矩有公式取折合系数，则齿辊轴上中点处当量弯矩=607051当量弯矩图见图2.5中的（d）轴的材料为37SiMn-2MoV合金钢，调质处理。由机械设计手册单行本表5-1

47、-1查得，材料的许用应力由公式=115.6计算轴的计算应力为：则该轴满足强度要求2.62破碎辊（2）轴的设计对辊破碎机的破碎特点就是对辊，故两破碎辊的结构几乎相似，两轴的结构基本相同，所受载荷由于破碎辊（2）不用与减速器连接，少受一个转矩，故只需在结构上少个半联轴器段，但由于齿间需相互错开，这结构变化如图2.6图2.6 齿辊轴(2)结构图(1)初步估算轴的直径由于该轴的跨距较大，且有工作载荷和较强的冲击强度影响，在材料上根据手册选取37SiMn-2MoV钢作为轴的材料，调质处理；由式式中齿辊轴直径，；轴所传递的功率，；轴的转速，；取决于轴材料的许用扭转切应力的系数，其值可查机械设计手册单行本第

48、五卷P5-20表5-1-19，取=100计算轴的最小直径并加大7%以考虑双键槽的影响，将前面所求得的数据代入式中，可得(2)轴的结构设计(I)确定轴的结构方案轴的具体方案见图6.1。左轴承和轴承定位紧定套从轴的左端装入安在【2】段上，靠轴肩【3】定位；再装通盖加密封圈，最后在【1】段上安装传动齿轮。齿环从轴的左端装入安装在【54】段上，齿环左端面靠轴肩【5】轴向定位，用普通平键进行径向定位，中间的齿环之间相互定位，右端齿环右面有紧定圆螺母定位，【3】段位置加工螺纹安装紧定螺母。再在右端【7】段装入右端套筒密封档环和右轴承，靠轴肩【6】定位。且轴承两端均采用通端盖进行定位和密封。(II)确定各轴

49、段直径和长度由于根据整机设计和生产加工的需求各段轴径可根据破碎辊（1）进行确定：【1】段 该段为同步齿轮安装段，传递转矩到破碎辊（2），根据结构方案以及加工需要可确定轴径=150，长度为同步齿轮的宽度=140。【2】段 该段安装轴承，且要为齿轮做轴肩，估选轴承为21316CCK型号调心滚子轴承，轴承内径为160，根据轴承的宽度，且在左端要留安装密封透盖得位置，右端安装密封紧定套的位置，根据结构可确定该段轴径=160，长度=200。【3】段 该段安装紧定螺母，轴径为=200，长度=135【4】段该段安装齿环，轴径为=210，长度=1800。【5】段该段为齿环做轴肩，轴径为=290，长度=25。【

50、6】段该段为轴肩，根据整机装配空间确定轴径=210，长度为=35。【7】段 该段与【2】段作用一样，轴径为=160，长度=150。(3)绘制轴的弯矩图和扭矩图(I)求轴承反力由于轴的重量远小于所受的负载，则可以将此忽略可计算轴承反力如下H水平面=502000,=502000V垂直面=65260=65260由于两支撑受力基本相同，则可得=506000(II)齿辊最大弯矩计算得=607000，扭矩=13171则可绘制出弯矩图和扭矩图如图2.7中的(b)和(c)：图2.7齿辊轴的计算简图(4)按弯扭合成强度校核轴的强度计算当量弯矩有公式取折合系数，则齿辊轴上中点处当量弯矩：当量弯矩图见图2.6中的（

51、d）轴的材料为37SiMn-2MoV合金钢，调质处理。由机械设计手册单行本表5-1-1查得，材料的许用应力由公式计算轴的计算应力为：则该轴满足强度要求2.7键的选择与校核齿环与轴的联接键根据轴的结构安装齿环处轴径为，则根据这些条件查机械设计手册单行本第四篇可选择普通平键5028（按GB/T1096-2003），长度取=450分4段安装。根据键的材料（用合金钢40Cr）及工作方式查表选择键联接的许用挤压应力和许用剪应力，此键的值查得=100，=90键联接的挤压应力验算公式如下键所传递的转矩31833000为键与轮毂的接触高度，可将数据代入公式得键联接的剪应力验算公式为：将数据代入计算可得由于，故

52、该键强度符合要求同步齿轮与轴的联接键根据轴的结构安装齿轮处轴径为=150，则根据这些条件查机械设计手册单行本第四篇可选择普通平键（按GB/T1096-2003），长度取齿轮的宽度=140。根据键的材料（用合金钢40Cr）及工作方式查表选择键联接的许用挤压应力和许用剪应力，此键的值查得=100，=90键联接的挤压应力验算公式如下键所传递的转矩15916000为键与轮毂的接触高度，=9.4可将数据代入公式得键联接的剪应力验算公式为：将数据代入计算可得由于，故该键强度符合要求2 7.3半联轴器与轴的联接键根据轴的结构安装联轴器处轴径为=150，由于联轴器传递较大的转矩，并且为选用的标准件，查机械设计

53、手册单行本第四篇可选择圆柱渐开线型花键模数=6，齿数=24，长度=20,花键压力角。花键的挤压强度公式如下：式中 传递的转矩 =31833000分度圆直径=144花键轴大径直径=150键齿工作高度=6键的长度=200不均匀系数=0.75根据使用和制造情况中等，齿面热处理等因素选择许用挤压应力范围许用应力=25将上述参数代入公式可得计算应力20.47校核计算结果： 满足2.8齿环和齿帽的设计齿辊破碎机的质量就体现在齿形的设计上，一个好的破碎机就是因为有个好的齿形，不产生过粉碎，不出现断齿等情况，且齿尖的磨损也较慢。本设计在齿的设计上采用分部结构，以便于生产和装卸。由齿环和齿帽组成，齿环装配在齿辊

54、轴上，再将齿帽套在齿环的齿上，且每个齿帽的首尾正好相连，采用螺栓连接将整个五齿帽连环套在齿环上，这样当在生产中由于卡死导致齿的破坏磨损就可以很方便的单个拆卸更换了。齿帽的设计齿帽是破碎机直接破碎物料的关键零件，所以在齿帽设计中要考虑耐磨性及刚性，保证在生产过程中减少磨损和断裂发生，根据世界著名破碎机公司MMD的产品经验，综上选择ZG35SiMn作为齿帽的材料。在齿形的设计上，为了装卸方便，采用首尾相连的环链式结构，通过螺栓连接起来，在中间任意一个齿受损都可以很轻松的拆卸。具体结构见附录图纸。齿环的设计齿环是用来固定齿的，并且传递作用力。由于传递的力较大，在强度考虑上根据现有产品及经验设计，选用

55、材料40Cr铸造毛坯再加工生产。在装配方面，将齿帽套在齿环上然后将齿帽间用螺栓连接起来就固定住齿帽了，通过普通平键连接，将齿环固定在齿辊轴上。轴向固定的一端靠齿辊轴肩，另一端用圆螺母固定。2.9轴承的选择确定轴承型号齿辊轴两端支撑采用滚动轴承支撑，根据工况，每天工作8小时，左单向转动，只有在被卡住的时候才需要反转回出物料故考虑不计。且由于轴的跨距较长，两支撑轴承在同心的要求，确定使用调心滚子轴承。在根据安装轴承段轴的直径，以及轴的转速和要求的传递的转矩查机械设计手册表6-2-77可初步选用23136CCK型号的调心滚子轴承。轴承的校核上步选定轴承为调心滚子轴承23136CCK（GB/T 288

56、-1994）,，其额定动载荷为=1050,=1830，=0.30，=2.3(1)计算轴承的支反力前面计算的在工作过程中所受的力为远大于齿辊轴的重力，故忽略重力不计，且根据轴的结构可看作轴承受力平均，得轴承的支反力。(2)计算轴承派生轴向力查机械设计表10.7，可得公式将，代入公式，可得：由于轴承本身没有轴向力的作用，则可得(3)计算轴承所受当量当量动载荷轴承工作时有中等冲击，由表10.6可查载荷系数因查表得根据公式，将数据代入可得同理可得，(4)计算轴承寿命由于，故任取一轴承计算，由表10.3取温度系数=1有轴承寿命计算公式由于是滚子轴承取，将数据代入公式可得则符合破碎机的使用要求，则可确定使

57、用23136CCK型号轴承。3减速器的设计专业毕业设计qq16687752203.1减速器的设计要求根据前面的计算，该减速器主要进行单向转动，连续工作，工作受重度冲击，要求破碎机的主轴转速误差不超过6%,使用寿命至少10年。电机功率,转速为；转速为。3.2减速器的总体布局设计1）减速器的传动形式减速器根据破碎机的需求，考虑经济效益等综合考虑，设计为二级展开式斜齿圆柱齿轮减速器。2）减速器的工作参数1计算传动比根据破碎机主轴转速和电机的转速确定减速器的传动比查手册减速器的传动比分配，可选用二级减速2级减速范围为，再根据公称传动比可将每级的传动比分配如下:减速器高速级传动比：,减速器低速级传动比：

58、3）各轴的功率、转速及转矩计算1电机主轴电机主轴的功率为额定功率，=250， 电机的转速不变转矩则根据公式：可得=1591.72减速器输入轴减速器输入轴的功率由电机经液力联轴器传递过来，受耦合器和轴承的传动效率影响，可以查得液力偶合器的效率=0.95，球轴承的传动效率=0.99则可以得出该轴的功率为=2500.950.99=240由于电机到该轴直接用液力偶合器传递过来，转速不发生改变，故该轴的转速为：与电机主轴转矩同理可得该轴的转矩为3减速器中间轴减速器中间轴的功率由输入轴经齿轮传递过来，受齿轮和轴承的传动效率影响，圆柱齿轮的传动效率则可以得出该轴的功率=2400.970.99=231由于输入

59、轴到该轴经过齿轮减速传递过来，该级的传动比为，故该轴的转速为：与电机主轴转矩同理可得该轴的转矩为4减速器输出轴减速器输出轴的功率由中间轴经齿轮传递过来，受齿轮和轴承的传动效率影响，则可以得出该轴的功率=2310.970.99=222由于输入轴到该轴经过齿轮减速传递过来，该级的传动比为，故该轴的转速为：与电机主轴转矩同理可得该轴的转矩为3.3传动零件的设计与计算 齿轮的设计与计算 1）高速级齿轮1选择齿轮的材料，确定许用应力根据机械设计准则，用于减速器的齿轮可以采用碳钢经正火或调质处理后切齿，这样的齿轮制造简单、较经济。故由机械设计课本表6.2选大小齿轮均用40Cr表面淬火，表面硬度许用接触应力与齿轮材料、热处理方法、齿面硬度、应力循环次数等因素有关计算公式为：式中为接触疲劳强度极限，参考机械设计课本图6-4查取=1200为接触强度寿命系数，考虑当齿轮的只要求有限寿命时，齿轮的许用应力可以提高到系数，可由机械设计课本图6-5按应力循环次数N选取。应力循环次数可以按公式：60式中为齿轮的转速，；为齿轮每转一圈时同一齿面的啮合次数；为齿轮的工作寿命，；代入数据计算可得两齿轮的应力循环次数如下：60=601500124000=可推得查图6-5得、=1=1.08为接触强度计算的最小安全系数，通常=11.5，这里取=1则将上述所得的数据代入公式可得许用弯曲应力与齿轮材料、热处