双齿辊破碎机设计

摘 要本设计主要介绍双齿辊破碎机的发展史、工作原理及其设计过程，在分析了近年来煤炭工业及煤炭行业背景以及双齿辊破碎机在煤炭行业使用过程中的问题和不足的基础上制定方案进行的设计。本设计采用单电机拖动方式，电机轴连接带传动然后再由大带轮与单级减速器的输入轴相连。减速器输出轴与主动齿辊轴相连，再通过同步齿轮传动将转矩传递到从动齿辊轴。本设计主要设计内容包括一个单级减速器、带传动、一对同步齿轮和齿辊盘及齿辊轴的设计。由于整个传动系统比较简单，保证了传动的稳定性。针对现在双齿辊破碎机所存在的一些问题，本设计还添加了一些改进措施。在破碎盘上加装了破碎锥，使得破碎辊齿的破碎效果更好并减少了过粉尘现象。加装弹簧退让保险装置，这样就可以很好的补偿大块物料进入破碎箱时齿辊产生的位移，防止破碎辊发生过铁损坏。关键词：双齿辊破碎机； 齿辊； 破碎机 ；单级减速器；带传动ABSTRACTThis design introduces a pair of teeth roll crusher history, composition and working principle of the coal industry and coal industry, based on industry background, understanding of the modern double-toothed roll crusher in coal industry, primarily in the technology application problems and shortcomings based on these problems and deficiencies of this proceeding designed to double teeth roll crusher. The design of the first set design, with belt drive plus two main gear reducer, as a simple drive system, which ensures the stability of transmission, while the broken tooth roller also made improvements in the broken plate installation of the crushing cone, so broken better, will not produce the phenomenon of excessive dust, followed by installation of a concession equipment, concession equipment and gear by the spring bridge institutions, so that compensation can be a good chunk material into the crushing box displacement generated when Roll. Key words: Double teeth roll crusher; Roll; Crusher目 录1 绪论11.1开题背景11.2齿辊式破碎机的发展11.2.1国内齿辊破碎机的发展11.2.2国外的齿辊式破碎机41.3双齿辊破碎机的工作原理及使用中的问题及改进41.3.1工作原理41.3.2双齿辊破碎机存在的问题41.3.3改进措施51.3.4本设计的主要内容52 总体设计62.1方案设计62.2工作参数的确定72.2.1破碎机的技术参数72.2.2其他参数计算72.3传动和减速系统的确定92.3.1总传动比及传动比分配92.3.2传动装置的运动参数的计算103 传动系统设计计算103.1 带传动设计计算103.2减速器设计123.2.1齿轮传动设计123.2.2轴结构设计143.2.3轴承校核183.2.4键的选择与校核203.2.3减速器铸造箱体的主要结构尺寸设计203.3同步齿轮设计213.4破碎齿辊箱设计243.4.1齿辊的结构的设计即破碎齿盘设计243.4.2齿辊切向力计算263.4.3齿辊轴设计273.5调整与保险装置29结论30参考文献31翻译部分32英文原文32中文译文38致 谢43 1 绪论1.1开题背景我国的矿石资源十分丰富，生产碎石的企业很多，几乎全国各地都有，但是有些现场作业的人员对破碎过程的安全知识及能力相对缺乏，没有相应的破碎技术资料，存在不同程度的不符合安全规范的破碎作业方式，甚至有的地方使用最传统的最不安全的爆破方式来进行破碎，这些破碎工人并非专业的爆破员，对爆破器材的管理也不到位不规范容易导致安全事故，而且这种爆破的方式严重破坏了环境实在是不提倡使用。所以矿石的破碎应该采用科学合理的方法，不仅可以降低投资的成本，提高安全度，而且也能够推动环境的可持续发展。在很多工业部门，如矿山、化工、冶金、水泥等，每年都有大量原料和再利用的废料通过破碎机进行加工处理，如在水泥厂，为使原料烧成熟料要先将原料破碎成块，烧成熟料后再用磨岩机磨成水泥。再如选矿厂，用破碎机将原矿破碎到磨矿工艺所要求的粒度使得矿石中的有用矿物达到单体分离。另外，在建筑和筑路业、炼焦厂、烧结厂、陶瓷厂、玻璃工业、粉末冶金等部门，需用破碎机械将原料破碎到下一步作业要求的粒度。物料的破碎是许多职业为了节能和进步出产功率,所以提出了“多碎少磨”的技能准则。这使破碎机向细碎、破坏和高效节能方向开展。在建国初期，我国许多工业都依照前苏联的模式来发展，所以齿辊式破碎机并不常见也不常用，而是圆锥破碎机和颚式破碎机的应用比较多,并且在高等院校的教材中也很少见到齿辊破碎机的介绍，有关双齿辊破碎机的内容十分简单，主要讲述的是圆锥破碎机和颚式破碎机的结构和设计,且对双齿辊破碎机的结论是“不能破岩石,没有发展前途”,所以建国后30多年双齿辊破碎机并没有得到广泛应用。在改革开放后，我国和西方发达国家的交流越来越多，在逐渐了解了国外对齿辊破碎机的应用比较普遍后，我国才开始大力引进双齿辊破碎机设备及技术，双齿辊破碎机也得以发展起来。经过国内外双齿辊破碎机的运行实践和对比分析,与颚式破碎机等国内使用的传统破碎机相比,双齿辊破碎机具有下列优点:(1)双齿辊破碎机的结构比较简单,整机的安装维护修理十分方便;（2)双齿辊破碎机整机的外形尺寸不大,而且重量较轻，移动比较方便;(3)双齿辊破碎机生产能力可大可小,能耗低，应用范围比较广;(4)双齿辊破碎机工作受力均为内力,为简化基础设计创造了有利条件,而且更适合移动破碎站选用;(5)双齿辊破碎机的产品粒度比较均匀;(6)双齿辊破碎机使用起来安全可靠;(7)在特殊情况下，双齿辊破碎机可直接起动,因此其对电网冲击很小。1.2齿辊式破碎机的发展1.2.1国内齿辊破碎机的发展上世纪90年代前，齿辊破碎机存在许多技术问题例如无法严格控制破碎后产品粒度，过粉碎现象严重，机体冲击载荷比较大，噪声也比较大，维修起来不方便，维修量大，破碎齿易坏等。为了防止过硬物体损坏破碎齿，双齿辊破碎机两端添加压缩弹簧，当过硬或大块物体如铁块，落入破碎辊时不能被破碎，这时破碎辊受力加大，压缩弹簧，增大破碎腔的排料间隙，铁块便能顺利排出，然后弹簧恢复力使得破碎辊回原位。这种过铁保护虽能保护破碎齿但是不能严格保证产品粒度。1987年原兖州煤矿设计院在借鉴美国雷克斯诺德公司生产的冈拉克36DAM型破碎机的基础上，设计出的4PGC-380/350 1000型齿辊破碎机，是当时技术上较为先进的破碎机。该破碎机采用的新型控制系统可以独立的调整上段齿辊的间距，从而控制下端的给料粒度，还可以调整下段齿辊间距来控制出料粒度，该控制系统实现了根据破碎工艺要求灵活的调整破碎程序。并且该型破碎机将保险装置和调整齿辊间距装置做成一体，采用液压气动系统；但是该种设计的不足是任然无法严格控制出料粒度。上世纪90年代后，随着我国改革开放的深入，煤炭使用销售市场发生巨大变化，导致了人们对选煤技术及设备提出了更高要求例如破碎后的产品中降低细颗粒含量、要求产品粒度更加的均匀，处理能力增大等，这些要求使得破碎机的发展更快，技术也更加先进。首先煤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。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1.1）。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1.2）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. 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，2FJP600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。1.2.2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：（1）高度小结构紧凑；（2）特殊的轮齿结构使其适用于干矿湿矿泥矿和粘矿；（3）碎后产品粒度均匀没有过大颗粒过粉碎的产品少；（4）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；（5）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；（6）维护维修简便。1.3双齿辊破碎机的工作原理及使用中的问题及改进1.3.1工作原理两个破碎辊在传动装置的驱动下相向转动,固定辊支撑在固定轴承座上,移动辊支撑在移动轴承座,安全装置(弹簧保护装置)顶住移动轴承座,并用定位垫块调节两辊间隙,其最小距离也称排料口宽度,用于控制破碎块产品粒度。物料自两辊上方的上料口加入,在辊与物料间的摩擦力作用下,物料被带入两辊之间,受挤压破碎后自下部排除,破碎后的粒度一般在60120mm内,见图1.3所示。1.固定辊2.固定轴承3.移动轴承 4.移动辊5.定位垫块6.安全装置图1.3齿辊破碎机工作原理示意图1.3.2双齿辊破碎机存在的问题改造前,该设备破碎烧结块时容易产生过粉碎现象,工作齿尖容易磨损,齿板使用寿命短。一些细小物料和粉尘从罩体与辊子主轴间的密封处泄漏到罩体外面,污染环境。因此,为提高工作效率,应减少工作齿磨损和破碎过程中的过粉现象,降低粉尘污染,解决机架滑道润滑效果差等问题。1.3.3改进措施传统式破碎机机架多采用铸钢制造,铸造工艺复杂,且易出现铸造缺陷,影响机架强度,单件生产产品效率低,成本高,铸钢机架十分笨重。改进后的机架采用计算机优化设计后,用钢板、型钢焊接而成,制造方便。通过结构优化的机架重量轻、强度高,结构紧凑、安全可靠、美观大方,单件生产成本较铸钢件大大降低,但焊缝质量要求高。传统式机架在滑道上开有纵横油槽,润滑脂通过油孔进入油槽,在滑道与移动轴承座之间形成一层润滑油膜,使移动辊轴承座在滑道上滑动灵活。但由于破碎机工作环境十分恶劣,环境温度高,灰尘大,滑道上的润滑脂混杂大量灰尘,造成滑道表面磨损严重,润滑效果降低;另外由于环境温度高、灰尘大,滑道上油槽内的油脂容易干结,堵塞进油孔,滑道上的润滑脂得不到及时补充,不能有效的形成润滑油膜,起不到润滑效果,导致移动辊轴承座在滑道上滑动不灵活甚至被卡死,破碎过硬物时移动辊不能及时被推开,破碎无法顺利通过,有时被硬物卡住,造成设备损坏,甚至生产工段停产。改进后在机架滑道上镶嵌2块镍钛合金板(可用黄铜板或不锈钢板替代镍钛合金板),并在移动轴承座与滑道接触面镶嵌2块聚四氟乙烯板并磨光表面,见图所示。另在移动辊轴承座两侧设有滑道防尘刮板装置,这种结构不必在滑道上开设纵横油槽,使用时不需要经常补充润滑油脂,只需大修时在滑道上抹上一层即可。而罩体密封形式的改进,减少物料粉尘的污染,有利于滑道润滑,保证了移动轴、承座在滑道上滑动灵活,破碎较硬异物时能顺利通过,过载时可起保护作用。图1.4机架滑道的改进 (a)改进前 (b)改进后图1.51.3.4本设计的主要内容本设计的主要内容是设计自动退让式双齿辊破碎机，我所做的主要工作有：1.首先根据所给参数确定破碎机的工艺参数和整体参数，然后确定总体传动方案；2.进行传动系统的设计计算，包括电动机功率的确定及型号的选择，减速器的设计，联轴器的选择等；3.结构件的设计计算，包括齿轮箱的设计，破碎齿辊的设计，退让装置的设计计算等。齿辊破碎机是一种传统的破碎机，技术上相对比较成熟，但还是存在一些问题，比如容易产生过粉碎现象，工作齿尖易磨损，齿板使用寿命短。所以在参考传统齿辊破碎机的基础上，我也尝试着对传统破碎机的缺点和不足之处做了一些改进，比如，改变破碎辊的结构型式和齿牙形状，延长其使用寿命，在破碎机罩体与辊子主轴之间使用迷宫密封，降低粉尘污染。2 总体设计2.1方案设计方案一：图2.1方案一结构示意图此方案采用两个同型号的三向异步电机分别带动两个辊子转动，这种设计方案破碎效果很好，但造价相当昂贵，且在不需要调动破碎粒度的时候不需要采用两个动力源。本课题设计的破碎机为矿用，需尽量体积小；而且此方案还有同步率的问题，故舍弃此方案。方案二：图2.2方案二结构示意图此方案使用的是一台三向异步电动机通过带传动带动单级减速器，减速器大齿轮带动主动辊子转动，在主动辊子的另一端装有和从动辊子完全相同的齿轮只起到传动的作用，即一对同步齿轮。两辊子同速相向转动完成破碎任务。这种方案可以完成破碎，且具有噪声小，平稳性好，结构简单，高效率且整机占地空间小，适合矿用，故选用此方案。2.2工作参数的确定2.2.1破碎机的技术参数型号：2PGC450500给料粒度：200mm出料粒度：50mm生产能力：20t/h破碎物料为煤，其真空密度=（1.82.4）10 kg/m 2.2.2其他参数计算(1)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2.3）。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。而料块的重量较之作用力小得多，故可忽略不计。图2.3 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，得出由上可知，光面双辊式破碎机的辊子直径约等于最大给料粒度的20倍。所以这种破碎机只能作为中、细碎设备。对与黏湿物料，f=0.45,则D10D0。但是，齿辊破碎机的D/D0比值比光辊式破碎机要小，齿形D/D0=26,槽形的D/D0 =1012。故齿辊破碎机可以对石灰石或煤进行粗碎。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。(2)给料粒度和辊子直径辊子直径D与给料粒度d有关，它们之间的关系，决定于安装破碎齿的齿圈与被破碎物料之间的摩擦系数的大小。一般来说，齿面或槽面辊式破碎机转子直径和给料粒度的比值为26。本设计的破碎机型号为2PGC450500，故取辊子直径D=450mm，辊子长度为L=500mm。(3)辊子转速辊子最适合的转速与辊圈表面特征，被破碎物料的硬度和尺寸大小有关，一般都是根据经验公式决定的。它要保证机器有最大的生产率，功率消耗又要少，同时还要考虑滚圈的磨损不能太快。通常，被破碎物料的粒度越大，辊子转速应越低；当破碎软的或脆的物料时，转速应高些。物理性质和给料粒度等因素有关。一般当辊子的圆周速度较快时取v=2.84.7m/s,圆周速度较慢时取v=1.21.9m/s。本设计中破碎的物料为煤，且含有一定量的煤矸石，属于中等硬度，取辊子的转速为54r/min。(4)生产能力 Q=188LeDn式中 D辊子直径， 450mmL辊子长度， 500mme排料口宽度， 100mmn辊子转速，54r/min物料密度，煤取1.35t/;物料松散系数，对于干硬物料，=0.150.27，煤取=0.24代入设计参数有Q=1880.240.50.10.45541.35=74t/h(5)电动机功率计算及其选型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。对于齿辊破碎机破碎煤货焦炭时电动机功率P(kW)为：P=KLDn式中D辊子直径， 0.45m;L辊子长度， 0.5m;n辊子转速，54r/minK系数，破碎煤时，K=0.85则可以得到电动机功率：P=0.850.50.4554=10.3KW，由于电机的计算功率P=10.3KW,所以选取Y180L-8型电机，其转速为n1=730r/min，额定功率为P1=11KW。2.3传动和减速系统的确定电机转速730r/min，初定破碎辊转速为54r/min。减速系统通过两级减速，第一级皮带传动，然后由大皮带轮将动力传递给一个单级齿轮减速箱，减速器的输出轴将动力传递给破碎辊，实现破碎辊的破碎运动，此种方案用经济实用的方式实现了减速目的。主要优点有:第一，结构简单，故障点少；第二，第一级皮带传动为柔性连接，大皮带轮又具有一定的储能作用，对破碎过程中的受力不均衡现象起到了很好的平衡作用；第三，在大皮带轮上设有安全可靠的过载保护装置，使设备的自身化程度大为增加。详细设计按机械设计手册的有关设计规范进行。2.3.1总传动比及传动比分配(1) 总传动比已知电动机转数n及工作齿辊的转速n,则总传动比等于i=73054=13.5(2) 传动比分配总传动比等于各级传动比的连乘积，传动比的分配要合理，总体上说要使传动系统结构紧凑，重量轻，成本低，润滑条件也好。对本破碎机来说，总共有两级传动，包括一级带传动和单级圆柱齿轮传动，其中带传动的传动比应控制在25以内。从尺寸和机构上考虑，带传动的传动比取i1=3.86，减速器的传动比取i2=3.5。2.3.2传动装置的运动参数的计算设电动机轴为第轴，从减速器的高速轴轴，低速轴为轴，主动齿辊轴为轴，从动齿辊轴为第轴。（1）各轴转速计算第轴转速 n2=n1i1=7303.86=189.1r/min第轴转速 n3=n2i2=189.13.5=54r/min由于主动齿辊和从动齿辊通过一个专用的传动比为1的齿轮箱传递扭矩，故有第轴、第轴转速n4=n5=n3=54r/min（2）各轴功率计算第轴功率 P2=P1123=110.960.990.98=10.25KW第轴功率 P3=P234=10.250.980.97=9.74KW第轴功率 P4=P324=9.740.990.97=9.35KW第轴功率 P5=P434=9.350.980.97=8.89KW式中， 1带传动的传动效率 2联轴器的传动效率 3滚动轴承的传动效率 4圆柱齿轮传动的效率（3）各轴扭矩的计算第轴扭矩 T2=9550P2n2=955010.25189.1=518Nm第轴扭矩 T3=9550P3n3=95509.7454=1773Nm第轴扭矩 T4=9550P4n4=95509.3554=1654Nm第轴扭矩 T5=9550P5n5=95508.8954=1573Nm3 传动系统设计计算3.1 带传动设计计算已知：双齿辊破碎机的V带传动装置，原动机为Y型异步电动机,功率P=11kW，转速n1=730r/min,传动比i1=3.86，工作中有强烈冲击，预计寿命5年。1） 确定计算功率Pca根据工作情况，查工况系数Kca=1.3则有计算功率Pca=KcaP=1.311=14.3KW2）选择V带带型 由Pca及n1查得选用B型V带3）初选小带轮基准直径dd1并验算带速v由教材表格初选小带轮基准直径dd1=224mm带速v=dd1n1601000=2247306010008.65m/s 因为5v(F0)min9）计算压轴力FP 压轴力最小值（FP）min=2z（F0）minsin12,带入数据得（FP）min=2893N3.2减速器设计已知：原动机为电动机，高速齿轮传递功率P2=10.25kW，小齿轮转速n2=189.1r/min,传动比i2=3.5，工作时有较大冲击，每天工作8小时，每年300天，预期寿命5年。3.2.1齿轮传动设计1.选用直齿圆柱齿轮传动大、小齿轮均选用20CrMnTi（渗碳后淬火），选用8级精度，选取小齿轮齿数z1=24，则大齿轮齿数z2=i2z1=3.524=842.按齿面接触强度设计由设计计算公式进行试算，即d1t2.323KT1du1uZEH2(1)确定公式内各计算数值1）初选载荷系数Kt=1.32）计算小齿轮传递的转矩 T1=95.5105P2n2，将数据代入有T1=5.1765105Nmm3）选取齿宽系数d=0.64）查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa125）按齿面硬度查得大、小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1=Hlim2=1300MPa6)计算应力循环次数N1=60n1jLh=60189.1153008=1.362108N2=N1i2=1.3621083.5=3.91077）查图取接触疲劳寿命系数KHN1=0.95,KHN2=1.018) 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1%，安全系数S=1，有H1=KHN1lim1S=0.951300=1235MPaH2=KHLN2lim1S=1.011300=1313MPa（2）计算 1）试算小齿轮分度圆直径d1t，代入H中较小值 d1t2.323KT1du1uZEH2 带入数据有d1t75.3mm2）计算圆周速度v v=d1tn2601000 带入数据有v=0.75m/s 3) 计算齿宽b b=dd1t=0.675.3=45.2mm 4）计算齿宽和齿高之比bh模数 mt=d1tz1=75.324=2.22齿高 h=2.25mt=2.252.225则 bh=45.259.04 5）计算载荷系数 根据v=0.75m/s,8级精度，查图得动载系数Kv=1.05，直齿轮有 KH=KF=1；查得使用系数KA=1.75;用插值法查8级精度、小齿轮相对支撑对称布置时KH=1.189;由bh=9.04，查图得KF=1.18 故载荷系数K=KAKvKHKH=1.751.0511.1892.1856) 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径d1=d1t3KKt=75.332.1851.390mm7）计算模数mm=d1z1=9024=3.83.按齿根弯曲强度设计 弯曲强度设计公式为m32KT1dz12（YFaYSaF） （1）确定公式内各计算数值 1) 查得大、小齿轮弯曲疲劳强度极限FE1=FE2=900MPa 2）查图取弯曲疲劳系数KFN1=0.9,KFN2=0.95; 3) 计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数S=1.4F1=KFN1FE1S=578.6MPaF2=KHN2FE2S=610.7MPa 4) 计算载荷系数KK=KAKvKFKF=1.751.0511.182.17 5) 查取齿形系数 YFa1=2.65，YFa2=2.212 6) 查取应力校正系数 YSa1=1.58，YSa2=1.774 7）计算大、小齿轮的YFaYSaF并比较YFa1YSa1F1=2.651.58578.6=7.2410-3YFa2YSa2F2=2.2121.774610.7=6.4310-3 小齿轮数值大 （2）设计计算 m322.175.17651057.2410-30.62423.62 因为破碎机两齿辊中心距为580mm，取m=84. 几何尺寸计算（1）计算分度圆直径 d1=z1m=248=192mm d2=z2m=848=672mm（2）计算中心距 a=d1+d22=192+6722=432mm（3）计算齿轮宽度 b=dd1=0.6192=115.2mm 取B2=110mm，B1=120mm3.2.2轴结构设计1.输入轴设计1）计算作用在齿轮上的力 转矩T2=518Nm,输入轴上齿轮分度圆直径d1=192mm 圆周力Ft=2T2d1=25181925396N 径向力Fr=Fttanncos=5396tan20ocos0o1964N 轴向力Fa=Fttan=02）初步估计轴径 轴的材料选用45钢，热处理为调质回火，取A0=112 计算轴的最小直径dminA03P2n2=112310.25189.142.4mm3）确定各轴段长度图3.1 减速器输入轴简图左起为第一段第一段与大带轮通过键连接，取d1=80mm，l1=200mm第二段定位带轮，取d2=90mm，因为带轮无法装在底架上，而减速器都是装在底架上的，故将减速器输入轴加长，使其伸出底架能够与大带轮连接，取l2=225mm第三段为与轴承相配合的轴段，取d3=95mm，初选圆锥滚子轴承30219，其宽度B=32mm，齿轮与箱体内壁间隙取1=23mm，油润滑2=15mm，有 l3=B+1+2=32+23+15=70mm第四段是与齿轮相配合的轴段，取d5=100mm，小齿轮宽度B1=120mm，则l5=B1-5=120-5=115mm第五段齿轮定位，取d5=110mm，l5=23mm第六段与轴承配合，d6=95mm，l6=34.5mm4）输入轴校核两轴承支点距离 L2=B1+1+T+l5=120+23+34.5+23=200.5mm大带轮对称线到离其最近的轴承支点距离 L1=T2+l12+l2=0.534.5+100+225=342.25mm齿轮到第六段所在轴承支点距离 L3=T2+l5+B12=0.534.5+23+60=100.25mm计算支反力 水平面H:RH1=FtL3L2=5396100.25200.5=2698N RH2=Ft（L2-L3）L2=5396(200.5-100.25)200.5=2698N 垂直面V:RV1=FrL3+FP(L1+L2)L2=1964100.25+2893(342.25+200.5)200.5=8814N RV2=FPL1-Fr(L2-L3)L2=2893342.25-1964100.25200.5=3954N计算弯矩 水平面H,齿宽中心处：MH=RH2L3=2698100.25=270474.5Nmm 垂直面V,轴承处：MV1=FPL1=2893342.25=990129.3Nmm 齿宽中心处：MV2=2MH2+(RV2L3)2=397310Nmm 最大弯矩在轴承1处， 当量弯矩Mca=MV12+(T2)2=1037763.3Nmm,其中=0.6 ca=Mca0.1953=12.1MPa-1=60MPa，故合格。图3.2输入轴强度校核弯矩图2.输出轴设计1)计算作用在齿轮上的力 转矩T3=1773Nm,输入轴上齿轮分度圆直径d2=672mm，由牛顿第三定律有 圆周力Ft，=5396N 径向力Ft，=1964N 轴向力Fa，=02）初步估计轴径 轴的材料选用45钢，热处理为调质回火，取A0=112 计算轴的最小直径dminA03P3n3=11239.745463.3mm3）确定各轴段长度图3.3输出轴结构简图左起为第一段 第一段通过联轴器与齿辊轴相连，即第一段与半联轴器连接。联轴器计算转矩Tca=1.31773=2305Nm，查手册选取HL6型弹性柱销联轴器，其许用转矩为3120Nm，孔径70mm，长度142mm，毂孔长度107mm。取d1=75mm，轴段长度应比毂孔长度小14mm，取l1=105mm。 第二段装端盖，取d2=80mm，l2=90mm。 第三段与轴承相配合，取d3=85mm，初选圆锥滚子轴承30217，轴承宽度B=29mm，则l3=B+1+2+3=29+23+15+3=70mm。 第四段与大齿轮配合，d4=95mm，l4=B2-5=110-5=105mm。 第五段定位大齿轮，取d5=100mm，l5=30mm。 第六段与轴承配合，取d6=85mm，l6=29mm。4）输出轴校核 齿宽中心点到离联轴器较近的轴承支点距离 L1=l3+B22=70+55=125mm 齿宽中心到离联轴器较远的轴承支点距离 L2=B22+l4+B2=55+25+14.5=94.5mm 计算支反力 水平面H:RH1=Ft，L2L1+L2=2324N RH2=Ft，L2L1+L2=3073N 垂直面V:RV1=Fr，L2L1+L2=846N RV2=Fr，L2L1+L2=1119N 计算弯矩 齿宽中心处：水平面H：MH=RH2L2=290399Nmm垂直面V: MV=RV1L1=105750Nmm合成弯矩：M=MH2+MV2=309055Nmm当量弯矩：Mca=M2+(T3)2=1107784Nmmca=Mca0.1953=13MPaS2,轴有向右运动趋势即右边轴承压紧，故轴向载荷A1=0,A2=S1-S24)计算当量动载荷因为A1R1=0e=0.42；A2R2=3293-17104786=0.33P2,所以按轴承1的受力大小验算Lh=10660n2CrP110318323812000故所选轴承满足寿命要求。输出轴轴承轴承型号初选为圆锥滚子轴承30217，正装，Cr=178kN，e=0.42，y=1.4，y=0.81）计算轴承支反力由之前计算可知水平支反力：RH1=2324N,RH2=3073N垂直支反力：RV1=846N,RV2=1119N合成支反力：R1=RH12+RV122474N,R2=RH22+RV223271N2)计算派生轴向力S1=R12y=24742.8884N;S2=R22y=32712.81169N3)计算轴向载荷因为轴向力Fa=0，S2S1,轴有向左运动趋势即左轴承压紧，故轴向载荷A1=S2-S1,A2=04)计算当量动载荷因为A1R1=1169-88424740.12e，A2R2=0e查表得径向载荷系数和轴向载荷系数为对轴承1：X1=1,Y1=0对轴承2：X2=1,Y2=0因轴承运转过程中有强大冲击，查表取fp=2.5，则当量动载荷P1=fpX1R1=2.512474=6185NP2=fpX2R2=2.513271=8178N5)验算轴承寿命因为P112000故所选轴承满足寿命要求。3.2.4键的选择与校核键的设计，由轴径，查标准得到键的截面尺寸bhl；由轮毂宽度及轴段长度选择合适的键长；验算键的强度p=4Tdhlp=90MPa。1）输入轴第一轴段与大带轮连接，采用单圆头普通平键C型，该种键用于轴端与毂类零件连接。查标准取bhl=2214180p=4Tdhl=4518100801418010.3p第四段与小齿轮配合，采用普通平键A型。查标准取bhl=2816100p=4Tdhl=451810001001610013p2）输出轴第一段与半联轴器相连，采用普通平键A型。查标准取bhl=201290p=4Tdhl=41773100075129088p第四段与大齿轮相连采用普通平键A型。查标准取bhl=251490p=4Tdhl=41773100095149060p经验算，键的强度满足要求。3.2.3减速器铸造箱体的主要结构尺寸设计根据机械设计课程设计14页表3-1经验公式，列出下表：名称代号尺寸计算结果（mm）底座壁厚0.025a+17.512箱盖壁厚(0.80.85) 812底座上部凸缘厚度h0(1.51.75) 18箱盖凸缘厚度h1(1.51.75) 18底座下部凸缘厚度h2(2.252.75) 30底座加强肋厚度e(0.81) 10底盖加强肋厚度e1(0.80.85) 10地脚螺栓直径d228地脚螺栓数目n6轴承座联接螺栓直径d20.75d20箱座与箱盖联接螺栓直径d3(0.50.6)d14轴承盖固定螺钉直径d4(0.40.5)d12视孔盖固定螺钉直径d5(0.30.4)d10轴承盖螺钉分布圆直径D1125,140轴承座凸缘端面直径D2140,155螺栓孔凸缘的配置尺寸c1c2D0表3-215, 13, 20地脚螺栓孔凸缘的配置尺寸c1c2D0表3-325，23，45箱体内壁与齿轮距离1.223箱体内壁与齿轮端面距离123底座深度H0.5da+(3050)384外箱壁至轴承座端面距离l1c1+c2+(510)333.3同步齿轮设计1.选用直齿圆柱齿轮传动两齿轮均选用40Cr（表面淬火），选用8级精度，开式结构，n=54r/min,因为两齿辊中心距为a=580mm，同步齿轮是传动比为1，完全相同的两齿轮传动，有齿轮的分度圆直径d1，=d2，=580mm，初选模数m，=10，z1，=z2，=582.按齿面接触强度设计由设计计算公式进行试算，即d1，2.323KT4du1uZEH2（1）确定公式内各计算数值1）初选载荷系数Kt=1.32）计算小齿轮传递的转矩 T4=1.654106Nmm3）选取齿宽系数d=14）查得材料的弹性影响系数ZE=189.85）按齿面硬度查得大、小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1=Hlim2=1200MPa6)计算应力循环次数N1=60n1jLh=6054153008=3.9107N2=N17）查图取接触疲劳寿命系数KHN1=KHN2=1.198) 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1%，安全系数S=1，有H1=KHN1lim1S=1428MPaH2=H1（2）计算 1）试算小齿轮分度圆直径d1t，代入H中较小值 d1t2.323KT1du1uZEH2 带入数据有d1t98.3mm2）计算圆周速度v v=d1,n601000 带入数据有v=0.278m/s 3) 计算齿宽b b=dd1,=98.3mm 4）计算齿宽和齿高之比bh模数 mt=d1,z1,=98.358=1.69齿高 h=2.25mt=2.251.693.82则 bh= 26 5）计算载荷系数 根据v=0.278m/s,8级精度，查图得动载系数Kv=1.02，直齿轮有 KH=KF=1；查得使用系数KA=1.75;用插值法查8级精度、小齿轮相对支撑非对称布置时KH=1.335;由bh=26，查图得KF=1.29 故载荷系数K=KAKvKHKH=1.751.0211.3352.3836) 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径d1=d1，3KKt=98.332.3831.3120.3mm7）计算模数mm=d1z1=120.358=2.073.按齿根弯曲强度设计 弯曲强度设计公式为m32KT1dz12（YFaYSaF） （1）确定公式内各计算数值 1) 查得大、小齿轮弯曲疲劳强度极限