1、遼寧科技大學本科生畢業設計第頁 摘要ABSTRACT1 緒論11.1引言11.2發展歷史21.3應用效果32 雙齒輥破碎機總體設計方案42.1輥式破碎機的類型42.2雙齒輥破碎機的工作原理42.3雙齒輥破碎機的基本構造53 力能參數計算63.1雙齒輥破碎機的生產能力63.2電動機的選擇73.2.1電動機型號的選擇73.2.2電動機的功率選擇73.3聯軸器的選擇與校核83.3.1聯軸器類型的選擇83.3.2聯軸器的安全校核84 減速器的基本設計104.1總體設計方案104.2減速器傳動比的分配104.3齒輪的設計124.3.1高速級傳動齒輪的設計124.3.2按齒面接觸強度設計124.3.3按齒

2、根彎曲強度設計124.3.4各級齒輪傳動125 主要零部件的設計和校核195.1主軸的材料195.2軸的結構設計195.2.1主軸的功率、轉速和轉矩195.2.2軸的最小直徑的確定195.2.3軸的結構設計205.3主軸受力分析與計算215.3.1主軸的受力分析225.3.2主軸力的計算225.3.3主軸彎矩、扭矩的計算245.4主軸的安全校核265.4.1主軸的強度校核265.4.2精確校核軸的疲勞強度275.5軸承的安全校核275.6齒輪的校核295.6.1齒面接觸強度校核295.6.2齒根彎曲強度校核306 系統潤滑326.1電動機的校核326.2潤滑方法336.3潤滑劑的種類336.4

3、破碎機潤滑劑的選擇特點346.5潤滑方式的選擇346.5.1減速器的潤滑346.5.2萬向聯軸器的潤滑346.5.3其余零部件的潤滑357 設備的經濟技術分析367.1設備的環保措施367.2設備的經濟評價367.3設備磨損的補償及其經濟分析377.3.1設備的磨損377.3.2設備磨損的補償397.4設備合理的更新期39結束語41致 謝43參考文獻44摘 要      我國目前原煤的破碎一般采用錘式破碎機或齒輥式破碎機。錘式破碎機是以高速運動的錘頭打擊物料，在破碎腔內受到相互破碎沖擊和剪切，可控性很差，容易產生 過粉碎，而且對入料度有限制，不

4、適合煤炭的粗、中碎作業。而齒輥式破碎機是在齒的作用下對物料進行劈碎，破碎后的物料直接排出，因此破碎粒度比較均勻。目 前的雙齒輥破碎機由于整體結構的不合理和破碎齒磨損快不能修復等原因，使用效果大大降低甚至很差。2PGC450×500新型雙齒輥破碎機是在吸取國內 外先進技術的基礎上研制和設計出來的高強力破碎機，很有發展前景和市場前景。關鍵詞：  雙齒輥破碎機，破碎機，產品粒度Abstract     My current coal was broken generally using hammer-Breakers or teeth ro

5、ller-Breakers. Hammer-Breakers is the dead against high velocity materials in the shattered debris impact and sheared by mutual broken, controllability poor had to smash easily, but there are restrictions on the Liaodu not suitable for coal rough, Chinese broken operations. And teeth roller-Breakers

6、 teeth in the role of materials returned broken, the broken material directly emit, broken granularity more evenly. The current two-tooth roller Breakers and the overall structure of the irrational can not repair broken teeth wear faster reasons, the use of significantly reduced or even poor. 2PGC-4

7、50 x 500-double teeth roller Breakers in lessons and on the basis of advanced technology and designed to develop high-strong Breakers, a development prospects and market prospects.Keyword：Double toothed roll crusher,Roll crusher,Product grain size1.1 引言 破碎是一種使大塊物料變成小塊物料的過程。這個過程是用外力（人力、機械力，電力、化學能、原子能

8、或其它方法等）施加于被破碎的物料上，克服物料分子間的內聚力，使大塊物料分裂成若干小塊。礦石是脆性材料，它在很小的變形下就發生毀壞。目前在工業上主要是利用機械力來破碎礦石。利用機械力破碎礦石的方法有以下幾種： (1)壓碎：將礦石置于兩個破碎表面之間，施加壓力后，礦石因壓應力達到其抗壓強度極限而破碎。(2)劈碎：用一個平面和一個帶有尖棱的各工作表面擠壓礦石時，礦石將沿壓力作用線的方向劈裂。劈裂的原因是由于劈裂的平面上的拉應力達到或超過礦石拉伸強度限。礦石的拉伸強度比抗壓強度限小很多。(3)折斷：礦石足受彎曲這作用而破壞。被破碎的礦石就是承受集中載荷的兩支點或多支點梁。礦石內的彎曲應力達到礦石的彎曲

9、強度限時，礦石即被破碎。 (4)磨碎：礦石與運動的表面之問受一定的壓力和剪切力作用后，其剪應力達到礦石的剪切力強度限時，礦石即被粉碎。磨碎的效率低，能量消耗大。(5)沖擊破碎：礦石受高速回轉機件r沖擊力而破碎。它的破碎力是瞬時作用的，起破碎效率高，能量消耗少。實際上，任何一種破碎機都不能只用前面歷列舉的某一種方法進行破碎，一般都是由兩種或兩種以上的方法聯合破碎的。而礦石的破碎方法主要是根據礦石的物理機械性能，被破碎礦石塊的尺寸和所要求的破碎比來選擇。破碎作業是選礦的龍頭，也是能耗、鋼耗的大戶。破碎設備是選礦工業生產中破碎礦石不可缺少的設備同時也是其它工業部門破碎巖石、原料和其他物料所必須的設備

10、。破碎機按工作原理和結構特征不同可分為：l、鄂式破碎機：當可動鄂板擺動周期性地靠近固定鄂板時，對破碎腔中的礦石產生擠壓作用而進行破碎。2、旋回破碎機和圓錐破碎機：由兩個幾乎成同心的圓錐體，固定的外圓錐和可動的內圓錐組成破碎腔內圓錐以一定的偏心半徑繞外圓錐中心線作偏心運動，礦石在兩錐體之間受擠壓、折斷作用而破碎。3、輥式破碎機：礦石處在兩個平行的圓柱形相向轉動輥子之間，靠礦石與輥的摩擦力將礦石咬入輥子之間受擠壓（光面輥）或受劈裂和擠壓（齒輥）而破碎。4、沖擊破碎機：它以反擊式破碎機和錘式破碎機為代表。利用機器上高速旋轉的板錘的沖擊作用和礦石本身以高速向固定不動的反擊板上沖擊而使礦石破碎。5、特殊

11、破碎機：輥式破碎機是一種最古老的破碎機械。它的結構簡單，破碎時過粉碎現象少，輥面上的齒牙形狀、尺寸、排列等還可按物料性質而改變，由于具有這些優點，目前仍在煤炭、水泥、硅酸鹽等工業部門使用。經過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點；(l)結構簡單，維護方便；(2)外形尺寸小，重量輕；(3)生產能力火，能耗低；(4)工作受力均為內力，為簡化基礎設計創造了條件，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；1.2發展歷史中華人民共和國成立前，我國幾乎不能生產任何類型的

12、破碎設備。在建國初期，我國則是依前蘇聯模式發展工業，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，所以建國后30多年并沒有得到廣泛應用。改革開放以后，我們了解到雙齒輥破碎機在發達的西方國家應用已非常普遍后才開始進行設備及技術引進?，F在我國的對輥破碎機（輥式破碎機，對輥式破碎機）供選礦、化學、水泥、建筑材料等工業部門，中碎和細碎各種中等硬度以下的礦石和巖石之用。由于占地面積大，生產能力低，在冶金礦山工業中的某些領域已被圓錐破碎機所替代。但在小型礦山或者處理貴重礦石，要求泥機器的給礦口的調整和保險方面采用液壓裝置

13、，并且出現了多輥輥式破碎機。1.3應用效果 破碎機械按給礦和產品粒度可分為三大類：粗碎破碎機（由1500500毫米破碎至350100毫米）；中碎破碎機（由350100毫米破碎至10040毫米）；細碎破碎機（由10040毫米破碎至3010毫米）。 雙輥式破碎機通常應用于物料的中、細碎作業。集中應用在煤炭、水泥、貴重礦石等工業部門。 由于被破碎的物料在破碎腔內只受到一次擠壓，所以不產生過碎現象。而且可以根據預先設定的排料口寬度，使出料的粒度很準確。2雙齒輥破碎機總體設計方案2.1輥式破碎機的類型 輥式破碎機按輥子的數目可分為單輥、雙輥和多輥幾種類型。按輥面形狀，可分為光輥和齒面輥兩類。光面輥式破碎

14、機的破碎機理主要是壓碎；而齒面輥式破碎機的破碎機理主要是劈裂，二者均兼有研磨作用。 輥式破碎機的規格用輥子直徑D×長度L表示。2PG型雙齒輥破碎機2.2雙齒輥破碎機的工作原理 對輥破碎機又叫雙齒輥破碎機，是由兩個圓柱形輥筒作為主要的工作機構。工作時兩個圓輥作相向旋轉，由于物料和輥子之間的摩擦作用，將給入的物料卷入兩棍所形成的破碎腔內而被壓碎。破碎的產品在重力的作用下，從兩個輥子之間的間隙處排出。該間隙的大小即決定破碎產品的最大粒度，而兩輥之間的最小距離即為排料口寬度。雙輥式破碎機通常都用于物料的中、細碎。如圖2.1所示兩個圓輥l、2相向旋轉，物料3進入兩個輥子之間，由于摩擦力的作用，

15、物料被帶入兩輥之間的破碎空間，受擠壓而被破碎。破碎產品在自重作用下，從兩棍之間的間隙處排出。破碎產品的最大粒度由兩輥之例最小距離來決定。而兩輥之間的距離則是由可動軸承5來進行調整的。調整輥距時，固定軸承4在原處保持不動，通過調節可動軸承5的移動來決定兩輥之間的距離即破碎產品的最大粒度，彈簧6則可以在機器工作的時候可以起到保護的作用。2.3雙齒輥破碎機的基本構造雙齒輥破碎機是由破碎輥、調整裝置、彈簧保險裝置、傳動裝置和機架等 組成。破碎輥：是在水平軸上平行裝置兩個相向回轉的輥子，它是破碎機的主要工作機，破碎輥是由軸、輪轂和輥皮構成。輥子軸采用鍵與錐形表面的輪轂配臺在一起，輥皮固定在輪轂上，借助三

16、塊錐形弧鐵，利用螺栓螺帽將他們固定在一起。由于輥皮與礦石直接接觸，所以它需要經常更換，而且一般都是應用耐磨性好的高錳鋼或特殊碳素鋼制作。調整裝置：調整裝置是用來調整兩破碎輥之間的間隙大?。磁诺V口）的，它是通過增減兩個輥子軸承之間的墊片數量，或者利用蝸輪調整機構進行調整的，以此控制破碎產品粒度。彈簧保護裝置：它是輥式破碎機很重要的一個部件，彈簧的松緊程度對破碎機的正常工作和過載都有極重要的作用。在破碎機工作過程中保險彈簧總是處于振動狀態，所以彈簧容易疲勞損壞，必須經常檢查，定期更換。傳動裝置：電動機通過皮帶或是齒輪減速裝置和一對長齒輪，帶動兩個破碎輥作相向的旋轉運動。該齒輪是一種特制的標準的長

17、齒。機架：機架一般采用鑄鐵，也可采用型鋼焊接或鉚接而成，要求機架結構必須堅固3.力能參數計算 3.1 嚙角的計算輥式破碎機的嚙角如圖。為計算方便，假設物料為球形并且忽略物料自重。過物料與兩光輥接觸點做切線，則兩切線之間的夾角為破碎機的嚙角。當破碎機工作時，作用于物塊上的壓力為F以及Ff摩擦力，f為物料與棍子之間的摩擦系數。物料能被兩個相向運動的棍子卷入破碎腔不上滑必須滿足以下條件：(3.1.1)則得： (3.1.2)根據力學中的靜摩擦原理，則有： (3.1.3) (3.1.4)由此可知，嚙角不應大于物料與輥子間摩擦角的2倍。當雙齒輥破碎機的破碎物料時，一般摩擦系數取。這里取，。3.2 生產率的

18、計算雙齒輥破碎機的理論生產能力與工作時兩棍子的間距e，棍子圓周速度v以及棍子規格等因素有關。假設在棍子全長上均勻地排滿礦石，而且破碎機的給料和排料都是連續進行的。料帶的寬度等于輥子長度L，厚度等于輥子的間距e，卸出速度等于輥子圓周速度v。因此，破碎機額提及生產率（）為：(3.2.1)實際上，微乳物料并布滿整個長度，同時卸出物料時松散的，故必須乘以系數加以修正，而物料落下的速度與輥子圓周速度的關系為，故得生產率Q（t/h）為：(3.2.2)式中 D輥子直徑， m;L輥子長度， m;e排料口寬度， m;n輥子轉速，r/min物料密度，t/;物料松散系數，對于干硬物料，=0.20.3，凍煤塊取=0.

19、25根據設計參數：Q=480 t/h e=0.08m, D=0.9m, L=1m.查手冊取 =2 t/由計算可得(3.2.3)3.3 電動機功率計算輥式破碎機電動機功率可根據經驗公式計算。對于齒輥破碎機破碎煤貨焦炭時電動機功率P(kW)為：(3.3.1)式中D輥子直徑， 0.9m;L輥子長度， 1m;n輥子轉速，70r/minK系數，破碎煤時，K=0.85則可以得到電動機功率：kW (3.3.2)總的傳動效率：(3.3.3)(3.3.4)所需電動機的功率：(3.3.5)由文獻14,40-50 查得：根據已經計算出的所需的電動機的功率，加上一定的余度，由電動機的額定功率，以及一些其它參數進行初步

20、的選擇。電機型號額定功率 Kw轉速r/minY280S-4751480Y280S-675980Y315S-675980最后根據電動機的工作條件、工作情況、電動機的質量等各個方面進行綜合比較，考量，最終選擇到最合適的電動機，其型號為：Y315S-63.4 聯軸器的選擇與校核3.4.1 聯軸器類型的選擇根據聯軸器的連接機器的種類、工作條件、受載情況、傳動效率等因素，分別選擇凸緣聯軸器和有伸縮量的萬象聯軸器。3.4.2 聯軸器的安全校核1 凸緣聯軸器聯軸器的公稱轉矩： N . m (3.4.1)式中P主電機功率，KW；n主電機的轉速，r/min;由文獻7.343頁 表14-1查得：聯軸器的工作情況系

21、數K=2.0，所以聯軸器計算轉矩為： N . m(3.4.2)所以，查閱文獻3,149頁 ，選擇聯軸器的型號為YL12型凸緣聯軸器。各別為：公稱轉矩為1600 N.m，需用最大轉速4700 r/min， 軸徑為70mm。因為 (3.4.3)所以聯軸器滿足要求，校核安全。聯軸器的型號：GBYL12-142×70。2 萬象聯軸器聯軸器的公稱轉矩：(3.4.4)式中P減速器輸出功率，KW；n減速器的轉速，r/min;查閱文獻7,343頁 表14-1查得聯軸器的工作情況系數K=2.3，所以聯軸器的計算力矩為：(3.4.5)所以，查閱文獻13,29篇 選擇聯軸器的型號為SWP225A聯軸器。各

22、個參數分別為：許用轉矩T為20 KN .m，許用最大轉速1400 r/min，軸徑130mm。因為 (3.4.6)所以聯軸器滿足要求，校核安全。選擇聯軸器的具體型號為：SWP225A JB3241-83。4主要零部件的設計和校核4.1 總體設計方案該減速器是由一個多級齒輪傳動系統組成的。只有一根軸通過萬向聯軸器與電動機連接，同時有兩根輸出軸。設計要求：兩根輸出軸的轉速是相同的，但轉向是相反的，與此同時保證一定的工作效率及具有一定的余度保證。4.2 減速器傳動比的分配總傳動比：(4.2.1)1、首先由兩級傳動進行減速，使速度降至工作機所需的轉速。初選高速軸的傳動比：而總傳動比：所以 0 軸：電動

23、機軸(4.2.2)軸：高速軸(4.2.3)軸：中間軸 (4.2.4)軸：低速軸(4.2.5) 低速輸出端：(4.2.6)軸：過渡軸(4.2.7)軸：過渡軸(4.2.8) 軸 ：低速軸(4.2.9)低速輸出端(4.2.10)4.3 齒輪的設計4.3.1 高速級傳動齒輪的設計1. 精度：根據傳動系統需要，選擇8級精度2. 材料：根據文獻7,189頁 表 10-1 選擇齒輪軸的材料40Cr（調質），硬度為280HBS大齒輪的材料選用45鋼（調質），硬度為240HBS,兩者材料硬度均為40HBS。3. 選擇齒輪軸齒數=20，則大齒輪齒數=i=3.5×20=704. 初選螺旋角：=5. 假設電

24、機壽命15年，全日制工作。4.3.2 按齒面接觸強度設計根據文獻7,216頁 查得齒面接觸強度設計公式：(4.3.1)1. 根據公式內的各計算值（1） 選擇 1.6（2） 選取區域系數=2.47（3） 由文獻7,圖10-26 查得：=0.84因此計算得2. 計算許用接觸應力根據文獻7,201頁 表10-7選取齒寬系數： =1根據文獻7,198頁 表10-6查得材料彈性影響系數：=189.8Mpa根據文獻7,198頁 圖10-21c按齒面硬度查得：小齒輪的接觸疲勞極限：=750Mpa大齒輪的接觸疲勞極限：=580Mpa計算盈利循環次數：=60×1500×24×300

25、×15=9.7×(4.3.2)(4.3.3)根據文獻7,203頁 圖10-19 查得：接觸疲勞壽命為： (4.3.4)選取安全系數S=1 計算接觸疲勞許用應力：(4.3.5)則許用應力為：(4.3.6)3. 計算齒輪各部分參數（1） 試算小齒輪分度圓直徑，由計算公式得：(4.3.7)選?。?120mm（2） 計算圓周速度(4.3.8)（3） 計算齒寬b及模數(4.3.9)(4.3.10)(4.3.11)(4.3.12)（4） 計算縱向重合度(4.3.13)（5） 計算載荷系數K已知使用系數 根據v=6.4m/s，8級精度，根據文獻7,192頁 圖10-8 查得：動載系數；根

26、據文獻7,194頁 表10-4 查得：的計算公式； =3.12(4.3.14)（6） 按實際的載荷系數矯正所算得的分度圓直徑(4.3.15)（7） 計算模數(4.3.16)4.3.3 按齒根彎曲度設計根據文獻7,198頁 查得齒根彎曲強度設計公式： (4.3.17)1. 確定計算參數（1） 計算載荷系數 (4.3.18)（2） 根據縱向重合度=0.894。根據文獻7,215頁 圖10-28 查得螺旋角影響系數：=0.94（3） 計算當量齒數(4.3.19)（4） 查取齒形系數根據文獻7,197頁 表10-5 查得： （5） 查取應力校正系數根據文獻7,197頁 表10-5 查得： （6） 計算

27、大小齒輪的根據文獻7,204頁 圖10-20c 查得:小齒輪的彎曲疲勞強度極限：大齒輪的彎曲疲勞強度極限：根據文獻7,202頁 圖10-18 查得彎曲疲勞壽命系數： 取彎曲疲勞安全系數S=1.4 查得彎曲疲勞許用應力：(4.3.20)(4.3.21)大齒輪的數值比較大。2. 設計計算(4.3.22)對比計算結果，由齒面解除疲勞強度的法面模數大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數，取=7，可以滿足彎曲強度。但為了同時滿足解除疲勞強度，需按解除疲勞強度算得分度圓直徑=150mm 計算相應的齒數：則：(4.3.23)選取 =22則：選取 =773. 幾何尺寸計算（1） 計算中心距(4.3.24)將中心

28、距圓整a=350mm（2） 按圓整的中心距進行螺旋角修正(4.3.25)因值改變不多，故參數 、 、的值不必修正。（3） 計算大小齒輪的分度圓直徑(4.3.26)（4） 計算齒輪寬度(4.3.27)圓整為標準齒寬：則小齒輪寬度=150，大齒輪寬度=140mm4.3.4 各級齒輪傳動這種減速器是多級齒輪傳動使速度降下來。減速器內的各級齒輪設計步驟相同，其它各級齒輪參數如下表所示：i一級傳動22773.53507二級傳動22934.224658三級傳動239344698四級傳動232311868五級傳動2393446985.主要零部件的設計和校核5.1 主軸的材料主軸的材料選取15CrMn熱處理形

29、式調制處理調質硬度：HB217-255抗拉強度極限屈服強度極限彎曲疲勞極限5.2 軸的結構設計5.2.1 主軸功率P、轉速n和轉矩T由于主軸通過聯軸器直接和減速器連接，由第三章計算出主軸的功率P，選擇則 由于主軸通過聯軸器和減速器的低速輸出端直接連接，是等速傳動，傳動比1 所以軸的轉速等于電機的工作轉速5.2.2 軸的最小直徑的確定根據文獻7,362頁 得到軸徑計算公式：(5.2.1)式中 d 軸徑，mm ；按軸的許用扭轉應力確定的系數；P 軸傳遞的功率，KW；n 軸的轉速，r/min；選取軸的材料為 15CrMn 鋼，調質處理。根據文獻13,26-15頁 表26-3-2 可而當軸的截面上開有

30、鍵槽時，應增大軸徑以考慮鍵槽對軸的強度的削弱，對于直徑的軸，有一個鍵槽時，軸徑增大5%7%；有花鍵時，應增大10%15%。因為我們所設計的軸與主軸連初要開花鍵槽。所以軸的最小直徑至少要增大15%，即： 取130mm。5.2.3 軸的結構設計1. 擬定軸上的零件的裝配方案軸上的零件和工作原理已經確定，現在選用如上圖的裝配方案。2. 根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度（1） 通過裝配方案圖可以看出，最小直徑應該是聯軸器的一端，根據破碎機的工作原理了解到破碎輥在破碎物料時將產生很大的扭矩和彎矩同時也有很大的能耗，所以，破碎輥工作時要通過聯軸器來傳遞減速器輸出的扭矩和能量。破碎輥通過鍵與聯軸器連

31、接滿足彎矩的要求。在這里可以將軸圓整加粗到130mm。選擇鍵的型號為：鍵C32×160 GB10966-79，聯軸器是具有伸縮量的萬向聯軸器，這樣可以確定A-B段的長度為220mm。（2） 在C-D段和E-F段設計兩個軸承座，安裝兩個軸承來傳動扭矩，并且起到支撐軸的作用，另外，根據標準軸承（選擇滾動軸承）的軸徑我們設計D-E段和F-G段得軸徑大小為190mm。為了穩定軸在物料破碎時產生的振動將軸承支座和軸承之間的距離設計的較長，對于軸承設計則用圓螺母來穩定軸承的軸向竄動。所以根據實際情況我們設計C-D段和E-F段的長度即為軸承本身的長度97 mm，B-C段則要考慮圓螺母的螺紋加工、安

32、裝尺寸以及機器本身外殼的壁厚等因素來綜合決定。最后我們設定B-C段的長度為200 mm。（3） 右端的軸承也要利用螺母來緊固軸承，但是，這個軸承相對穩定些，所以只需用兩個小的螺母就可以了，另外考慮方便安裝，所以設計F-G段的軸徑大小為155mm。同樣考慮到圓螺母的螺紋加工、安裝尺寸以及機器本身外殼的壁厚等因素，最后設定F-G段的長度為136 mm。3. 軸上零件的軸肩定位軸C-D段和E-F段上用來安裝滾動軸承。這兩個軸承均用軸D-E段的軸肩來對滾動軸承進行軸承一側的固定。同時聯軸器用C型鍵連接，也用B-C段的軸肩進行一定的固定保證。=2×（0.070.1）×190=228m

33、m=2×（0.070.1）130+130=155mm由于這兩段軸上均有鍵，可將軸徑適當增大。4. 確定軸上的圓角和倒角尺寸根據文獻7,357頁 表15-2， 可知，取軸端倒角為3×，各軸肩處的圓角半徑為5mm。5.3 主軸受力分析與計算5.3.1 主軸的受力分析因為在物料破碎的過程中，牙齒在破碎時同時受到物料的彈性變形阻力、剪切力和摩擦阻力的作用，這些力將傳遞給主軸，對主軸產生一定的彎矩和扭矩。在這些力的作用下由于主軸是由兩個軸承支撐的，另外通過鍵和萬象聯軸器聯接對主軸產生一定的扭矩。則主軸的各個受力點和受力方向如圖5.2所示5.3.2 主軸力的計算上圖5.2中單組齒輥切向

34、力；物料所受齒輥切向力的切向分力；為物受齒輥切向力的徑向分力；N為物料受另一個齒輥的正壓力；F為物料受另一個齒壓力時所產生的摩擦力：為和兩力夾角； 為與的夾角，02輥的軸心，為物料的中心；B為A與的夾角：為齒輥與物料的嚙合角；R為齒輥半徑；L為兩齒輥的軸心距；是物料半徑；H為齒高。根據具體的受力分析和文獻17,9頁，可以導出：(5.3.1)(5.3.2)(5.3.3)由此可以確定 與 和 的函數關系： (5.3.4)假設物料在進入破碎腔后無滾動，則：(5.3.5)式中：f物料與側壁的摩擦系數。(5.3.6)(5.3.7)式中：E為物料的彈性模量為物料破碎擠壓強度根據（5.3.1）、（5.3.2

35、）、（5.3.3）、（5.3.4）、（5.3.5）、（5.3.6）、（5.3.7）可以求出單組齒輥的切向力，依據齒輥的排列布置就可以求出整個齒輥的總切向力。=803mm則 由式（5.3.7）可得：由式（5.3.6）可得：由式（5.3.4）可得：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：根據與的力學三角形關系，可以得到=200KN5.3.3 主軸彎矩、扭矩的計算根據軸的結構圖作出的計算圖，如圖。在確定軸承的指點位置時，對于32238型圓錐滾子軸承，根據文獻2,29-145頁 查得a=22。在這里把主軸的受力看作是集中應力

36、載荷，因為在實際工作中不可能達到均勻分布，而且集中載荷對軸的損壞程度更大一些。因此，作為簡支梁的軸的支撐跨距22+1200+22=1244mm1. 水平內力的計算因為在水平面內，所以，可以分別算出A、C兩處水平力由則：(5.3.8)，即：(5.3.9)2. 豎直面內力的計算根據力學關系可以知道，所以，可以分別算出A、C兩處在豎直方向上的力。，即：可得：(5.3.10)，即：可得：(5.3.11)根據以上所求的數據，進一步載荷分析與彎矩、扭矩的計算在水平面：(5.3.12)在豎直面：(5.3.13)故軸所受的總彎矩大小為 (5.3.14)軸所受扭矩大小(5.3.15)所以，通過對主軸的受力分析及

37、彎矩圖、扭矩圖、計算彎扭合成圖。如圖所示，可以清楚看到主軸的危險截面。5.4 主軸的安全校核5.4.1 主軸的強度校核由于B軸的截面計算玩具最大，所以校核B軸的截面。根據文獻7，,364頁 得到B軸的剖面的計算應力為：(5.4.1)根據文獻1，,349 查得：15CrMn (5.4.2)所以安全。5.4.2 精確校核軸的疲勞強度1. 判斷危險截面由于B軸處剖面為有集中源的剖面，有可能是危險截面。所以根據所學的相關知識對其進行技術分析：2. B軸處剖面的疲勞強度B軸處剖面因圓角引起的應力集中系數由文獻13，,26-16、17頁 表16-3-6查得；(5.4.3)所以查得：由以上計算可得：(5.4

38、.4)彎矩M及彎曲應力為：(5.4.5)絕對尺寸影響系數由文獻7，39頁 附表3-4查得： (5.4.6)表面質量系數由文獻7,40頁 附圖3-4查得： (5.4.7)所以，B軸剖面的安全系數為：(5.4.8)(5.4.9)取S=1.51.8,所以，S>S,B軸處剖面合格5.5 動軸承的選擇和壽命驗算軸承是機器中的重要裝配零件也是保證機器正常工作的重要部分。所以在設計時要對軸承這部分有周全的考慮5.5.1 滾動軸承的選擇滾動軸承為圓錐滾子軸承32238系列號 4GD，由文獻1,26-29 表39.2-23得Cr=1120KN,Cor=1900KN,e=0.44,Y=1.4,Y1=0.8,

39、W=36.1Kg5.5.2 壽命驗算軸承所受支反力合力(5.5.1)對于圓錐滾子軸承： (5.5.2)根據文獻7,315 表39.2-24得，(5.5.3)(5.5.4)由文獻7,315當量動載荷的一般計算公式(5.5.5)由文獻7,313 由軸承壽命的計算公式，按軸承C受力大小驗算：(5.5.6)由文獻7,215頁 軸承壽命的計算公式，按軸承C的受力大小驗算(5.5.7)預期壽命：(5.5.8)所以 由于破碎機的沖擊力較大，必須選擇較大壽命的軸承，又由于破碎機的沖擊力，軸承能達到所計算的壽命。經審核后，次軸承合格。5.5.35.6 齒輪的校核5.6.1 齒面接觸強度校核由文獻7,199頁 齒

40、輪校核計算公式為(5.5.9)1. 確定公式內的各計算數值（1） 計算載荷系數：已知使用系數 根據8級精度，由文獻7,192 圖 10-8查得：動載系數由文獻7,194 表10-4查得：的計算公式(5.5.10)由文獻7,195 圖10-13查得： 由文獻7,193 表10-3 查得：故載荷系數：(5.5.11)（2） 由文獻7,215 圖10-30選擇區域系數：（3） 由文獻7,214 圖 10-26查得： 。(5.5.12)（4） 由文獻7,201 表10-7選取齒寬系數由文獻7,198 表10-6查得材料的彈性影響系數（5） 由文獻7,207 圖 10-22d按齒面硬度查得齒輪的接觸疲勞

41、強度極限（6） 傳動比（7） 由文獻7,203 圖 10-19 查得解除疲勞壽命系數（8） 計算接觸疲勞許用應力取失效概率為1%，安全系數S=1，則(5.5.13)2. 校核(5.5.14)5.6.2 齒根彎曲強度校核在整個傳動過程中大齒輪的負載最大，對其進行校核。由文獻7,213查得斜齒輪輪齒彎曲疲勞強度公式為：(5.5.15)式中斜齒輪的齒形系數；斜齒輪的應力校正系數；螺旋角影響系數；1. 確定計算參數（1） 由文獻7,206 圖 10-20C 查得齒輪的彎曲疲勞強度極限（2） 由文獻7,202 表 10-18 查得彎曲疲勞強度壽命系數（3） 計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數，由文獻

42、7,202許用應力計算公式：(5.5.16)（4） 計算載荷系數(5.5.17)（5） 根據縱向重合度 ，由文獻7,215 表 10-28 查得螺旋角影響系數（6） 計算當量齒數(5.5.18)（7） 查取齒形系數由文獻7,197 表 10-5 用插值法計算得： 2. 校核(5.5.19)所以滿足彎曲強度，綜上所述，齒輪是安全的。6 系統潤滑潤滑是指在機件作相對運動時在接觸表面之間加入潤滑介質，使其形成一層潤滑膜，把直接接觸的零部件的摩擦表面分隔開來，以減少摩擦對零部件的磨損，達到延長機械設備的使用壽命以及提高機械工作效率的目的，保證系統工作正常運作。6.1 潤滑劑的作用潤滑劑在系統中起著重要

43、的作用。1. 降低摩擦系數在兩個相對摩擦的表面之間加入潤滑劑，形成一個潤滑油膜的減磨層，就可以降低摩擦系數，降低摩擦阻力，減少功率消耗。例如在良好的液體摩擦條件下，其摩擦系數可以降低到0.001甚至更低。此時的摩擦阻力主要是液體潤滑膜內部分子間相互滑移的低剪切阻力。2. 減少磨損潤滑劑在摩擦表面之間，可以氧化由于硬粒磨損、表面銹蝕、金屬表面間的咬焊與撕裂等造成的磨損。因此，在摩擦表面間供應足夠的潤滑劑，就能形成良好的潤滑條件，避免油膜有破壞，保持零件配合精讀，從而大大養活磨損。3. 降低溫度潤滑劑能夠降低摩擦系數，減少摩擦生熱的作用。機械的運轉的過程中克服摩擦所做的功，全部轉變成熱量，一部分由

44、機體向外擴散，一部分則不斷使機械溫度升高。采用液體潤滑的集中潤滑系統就可以帶走摩擦產生的熱量，起到降低溫度冷卻，使機械控制在所要求的溫度范圍內運轉4. 防止腐蝕、保護金屬表面機械表面，不可避免地要和周圍介質（如空氣、水濕、水汽、腐蝕性氣體及液體等）使機械的金屬表面生銹、腐蝕而損壞。尤其是冶金工廠的高溫車間和化工廠腐蝕磨損顯得更為嚴重。5. 清潔沖洗作用摩擦副在運動時產生的磨損微粒或外來戒指等，都會加速摩擦表面和磨損。利用液體潤滑劑的流動性，可以把摩擦表面間的摩擦顆粒帶走，從而減少摩擦顆粒的磨損。在眼里循環系統中，沖洗作用更為顯著。在冷軋、熱軋以及切削、磨削、拉拔等加工工藝中采用工藝潤滑劑，除有

45、降溫冷卻作用外，還有良好的沖洗作用，防止表面固體雜質劃傷，使加工成品表面具有較好的質量和表面粗糙度。例如在內燃機汽缸中所用的潤滑油里加入懸浮分散添加劑，使油中生成的凝膠和積碳從汽缸壁上洗滌下來，并使其分散廠小顆粒狀懸浮在油中，隨同循環油過濾器除去，減少汽缸的磨損，延長換油周期。6. 密封作用蒸汽機、壓縮機、內燃機等的汽缸與活塞，潤滑油不僅能起到潤滑減磨作用，而且還有增強密封的效果，使其在運轉中不漏氣，提高工作效率的作用。潤滑脂對于形成密封有特殊作用，可以防止水濕或其他灰塵、雜質浸入摩擦副。例如采用涂上潤滑脂的油浸盤根，對水泵軸頭的密封既有良好的潤滑作用，又可以防止泄露和灰塵雜質浸入泵體而起到良

46、好的密封作用。此外，潤滑油還有減少振動和噪聲的效能。6.2 潤滑方法常用的潤滑方法有：手工加脂潤滑、集中壓力供脂潤滑、手工加油潤滑、滴油潤滑、油杯油盤潤滑、油繩油墊潤滑、油浴潤滑、循環潤滑。6.3 潤滑劑的種類凡能降低摩擦阻力的介質都可作為潤滑材料，亦稱為潤滑劑。潤滑劑可分為氣體潤滑劑、液體潤滑劑、半固體潤滑劑和固體潤滑劑四種基本類型。如潤滑脂、潤滑油、固體潤滑劑等。不同的潤滑劑有著不同的優缺點和使用條件。1. 潤滑脂潤滑脂的特點是密封簡單，不經常更換。它對減少高速電機不易加油的自動裝置，摩擦具有重大意義。溫度對潤滑脂的影響不大，而且潤滑脂對載荷性質、運動速度的變化等有較大的適用范圍，在垂直面

47、上不易流失。其缺點是流動性差，導熱系數小，不能作循環潤滑劑，此外潤滑脂的摩擦阻力大，導致機械效率較低。2. 潤滑油潤滑油是最廣泛的潤滑劑。潤滑油的優點是容易流動，這一特性也是潤滑油的主要特點。潤滑油易于進入承載區，工作之后又易于排出機器之外可以帶走摩擦產生的熱，起冷卻作用，又能帶走塵土、雜質，起清潔作用，但潤滑油的主要成分中含有烴類，污染環境，不能構成有效的密封效果，不能有效的防止進入支撐。3. 固體潤滑劑固體潤滑劑可以在表面上形成固體膜以減小摩擦阻力。固體潤滑劑完全不流動，通常只用在一些特殊要求的場合。它的優點是：可用于高溫、高壓、高輻射、低溫等惡劣的工作環境中。6.4 破碎機潤滑劑的選擇特

48、點根據破碎機的特點，對潤滑油提出如下要求：1. 破碎機的占地面積不是很大，所裝的潤滑油的量也有限，工作時油溫較高，這就要求潤滑油有較好的熱穩定性和抗氧化性。2. 破碎機的工作環境惡劣，煤塵、巖塵、水分較多，潤滑油難免受到這些雜質的污染，所以要求潤滑油要有較好的防銹、抗腐蝕、抗乳化性能，要求潤滑油當受到污染時，其性能變化不會太大，即對污染的敏感性要小。3. 由于破碎機的工作地點，因此要求潤滑油粘度隨溫度的變化要小，既要避免在溫度高時，油品粘度變得太低，以至不能形成潤滑膜，起不到應起的潤滑作用，又要避免在溫度低時粘度太高，以致起動、運轉困難。4. 對于某些礦山機械，特別在容易發生火災、爆炸事故的礦

49、山中使用的一些機械、要求使用抗燃性好的潤滑劑（抗燃液），不能使用可燃的礦物油。5. 要求潤滑劑對密封件的適應性要好，以免密封件收到損壞。6.5 潤滑方式的選擇6.5.1 減速器的潤滑減速器中嚙合齒輪的潤滑在通常，即將齒輪按規定部分浸入油池中。齒輪在傳動時就會把潤滑油帶到嚙合的齒面上起到潤滑作用。同時，部分液體潤滑油也被摔倒箱壁上，起到散熱的作用。在此減速器中，由于受齒輪轉速等條件的限制，該減速器的軸承和齒輪采用噴油潤滑的方式。6.5.2 萬向聯軸器的潤滑此萬象聯軸器兩端萬向節十字包軸承采用人工干油潤滑。運轉初期每周注油一次，工作條件穩定后每個月注油一次，其潤滑油為2號工業鋰基潤滑脂，正常運轉時

50、每季度注入相同潤滑脂一次。6.5.3 其余零部件的潤滑換向器、減速器、齒輪馬達、輪轂、用油池潤滑。入口側和出口側機蓋提升導向套、聯軸器、下沉螺母等均采用甘油潤滑。甘油潤滑可以保持長期潤滑，防銹，變形效果優秀、浸透效果高并在運轉中的接著性良好，可以保持系統周圍環境清潔。甘油潤滑可用在復雜的機構，很深的內部。2 設備的經濟技術分析2.1 設備的環保措施雙齒輥破碎機是兩個平行的做相向旋轉的破碎輥通過輥身或輥身上的牙齒對破碎腔內的物料進行破碎。而物料則被靠礦石與輥身的摩擦力被咬入破碎腔內。物料在破碎過程中大多受到擠壓或是受到劈裂。破碎機經常在繁重負荷條件下及灰塵密布的惡劣環境中進行工作，灰塵會影響機械

51、設備的潤滑和工作效率，產生一定的磨損，降低設備的使用壽命，為保證破碎機正常工作以及對環境的考量，破碎機必須陪有可靠的防塵裝置和除塵裝置常工作以及對環境的考量，破碎機必須陪有可靠的防塵裝置和除塵裝置。同時機器在破碎物料時噪音會很大，因此，減少噪音污染也是必需的。2.2 設備磨損的補償及其經濟分析2.2.1 設備的磨損磨損是設備陳舊落后的主要原因，有磨損就有補償。補償有三種形式：修理，更新和改造。設備的磨損有兩種形式：有形磨損和無形磨損。1設備的有形磨損機械設備在力的作用下，零部件產生摩擦，振動，疲勞，生銹等現象，致使設備的實1產生摩擦，稱為設備的有形磨損。設備的有形磨損的兩種形式： 1)第1中形

52、式的有形磨損 設備在使用過程中，由于各力的作用，使零部件產生實體磨損，導致零不見的寸形狀和精度的改變，直至損壞。2)第2種形式額有型磨損設備在閑置過程中，由于自然力的作用而生銹腐蝕，喪失了工作精讀和使用價值。設備的磨損程度是衡量使用設備經濟技術性的基礎。由摩擦造成零件磨損程度可用零件實際磨損量與最大允許的磨損量之比來表示a 設備磨損程度；零件的實際磨損程度；零件的最大允許磨損量；2.2.2 設備的無形磨損設備的無形磨損是指由于科學技術進步而不斷出現性能更加完善，生產率更高的設備，使原有設備的價值降低，或者是生產同樣結構設備的價值不斷降低而使原有設備貶值。無形磨損也稱經濟磨損。設備的無形磨損一種

53、是由于相同結構設備再生產價值的降低產生原有設備價值的貶值，一種是由于不斷出現技術上的更加完善，經濟上更加合理的設備，使原設備顯得陳舊落后而產生 衡量設備的度。式中設備的無形磨損程度設備的原始價值考慮到兩種無形磨損時設備的再生產價值2.2.3 設備磨損的補償設備受的磨損需要補償，磨損形式不同，補償方式不同。補償方式一般有修理、現 代化改裝和更新。 1設備的大修理 設備修理是修復由于正常或不正常的原因而造成的設備損壞和精度劣化，通過修理 更換已經磨損、老化和腐蝕的零部件，使設備性能得到恢復。 2設備更新 設備更新主要是以結構更先進、技術更完善、效率更高、性能更好，消耗更低、外 觀更新穎的設備代替落后、陳舊，在遭到第1