1、畢業設計中文摘要雙齒輥破碎機的設計摘 要破碎機是選煤工業中不可或缺的設備。它的種類繁多，在工業應用中常用的破碎機有：顎式破碎機、圓錐破碎機、輥式破碎機、沖擊式破碎機，磨碎機等。雙齒輥破碎機有在破碎物料后無法精確控制好產品粒度大小的問題，針對此問題，本論文設計了一雙齒輥破碎機，其工作原理是使落入齒輥間的物料在通過齒輥時受到擠壓與相互摩擦的雙重作用從而達到破碎效果。設計中為了得到要求的物料粒度，本文結合了對輥式破碎機和顎式破碎機的特點，針對雙齒輥破碎機無法控制物料的問題設計了彈簧控制裝置。本設計驅動采用的是單電機驅動，傳動系統包括帶傳動和齒輪傳動。論文對主要零部件進行了結構設計和強度校核，使用單電

2、機驅動可以大大減輕破碎機的重量并且也可以保證破碎效果，帶傳動和齒輪傳動結構簡單，造價低并且傳動效率高。雙齒輥破碎機經過設計后可以很好的控制破碎后產品粒度大小，并且傳動效率高，結構簡單，方便移動。關鍵詞：雙齒輥破碎機；破碎機；產品粒度畢業設計英文摘要The design of the double-tooth roller crusherAbstractCrushers are indispensable equipment in the coal-picking industry. It has a wide variety of crushers commonly used in indus

3、trial applications: jaw crushers, cone crushers, roller crushers, impact crushers, grinders and so on. Double-tooth roller crusher has the problem that the product grain size can not be precisely controlled after the crushing material, in this paper, a pair of tooth roller crusher is designed, the w

4、orking principle is to make the material falling between the tooth rollers through the tooth rollers by squeezing and friction between the double effect to achieve the crushing effect.In order to obtain the required material granularity in the design, this paper combines the characteristics of rolle

5、r crusher and jaw crusher, and designs a spring control device for the problem that double-tooth roller crusher can't control the material. This design drive is driven by a single motor and the drivetrain comprises a belt drive and gear drive. In this paper, the main components are structurally

6、designed and strength-proofed, and the use of single-motor drive can greatly reduce the weight of the crusher and can also guarantee the crushing effect, with simple transmission and gear transmission structure, low cost and high transmission efficiency.Double-tooth roller crusher after design can b

7、e very good control of the size of the product after crushing, and high transmission efficiency, simple structure, easy to move.Keyword：Double toothed roll crusher Roll crusher Product grain size目 錄1 緒論11.1 齒輥式破碎機的發展21.1.1 國內齒輥破碎機的發展21.1.2 國外齒輥破碎機的發展31.2 存在的問題42 雙齒輥破碎機設計任務書52.1 本文主要設計內容52.2 方案設計52.3

8、 雙齒輥破碎機工作原理62.4 雙齒輥破碎機傳動方案選擇73 雙齒輥破碎機設計計算說明書83.1 雙齒輥破碎機各參數確定83.1.1 生產率計算83.1.2 電機選擇93.1.3 初步確定輥齒形狀103.2 確定傳動類型113.3 傳動裝置參數113.3.1 各軸轉速計算113.3.2 各軸輸入功率123.3.3 各軸轉矩123.4 帶傳動設計計算133.5 齒輪傳動設計計算163.6長齒齒輪設計213.7 軸的設計與校核223.7.1 軸設計計算223.7.2 軸設計計算263.7.3 軸設計計算313.8 軸承壽命驗算363.8.1 深溝球軸承6220363.8.2 齒輥主軸調心滾子軸承2

9、3038383.8.3 軸調心滾子軸承23038393.9 鍵的選擇與強度校核403.10 彈簧的設計414 使用說明書434.1 操作說明434.2 注意事項435 標準化審查報告44結論45參 考 文 獻46致 謝471 緒論我國的礦石資源富有，生產其碎石的企業行業很多，幾乎遍布全國，但是有些現場操作人員對破碎過程的安全知識了解甚少，沒有與之相符合的破碎技術操作，存在不同程度上的不符合破碎安全規范的破碎工作方法，甚至好多地方使用最不安全的破碎方式，這些破碎人員不是專業人士，對破碎裝置的管理與使用也不到位，很容易引發安全事件。而且這種爆破方式不僅嚴重破壞環境并且還容易對實施人員造成傷害實在是

10、不提倡使用。因此破碎機的發展迫在眉睫。在建國初期，我國許多工廠都按照前蘇聯的模式進行了生產與破碎，大部分的破碎設備都不是傳統的齒輥式破碎機，卻是圓錐破碎機和下顎式破碎機。并且在很多高等教育院校也很少見到有關于雙齒輥破碎機的相關知識和技術內容，提及所學到的有關雙齒輥破碎機的知識和技術內容也都相當的簡潔，他們主要討論了圓錐破碎機和下顎式破碎機的結構與設計，對雙齒輥破碎機進行評價，評價結果是不能破碎，毫無發展前景12。所以就導致國內30多年的齒輥式破碎機未能夠得到適當的應用。改革和開放后，我國同其他許多發達國家開始了密切的交流，在逐步了解和認識他們對齒輥破碎機等技術方面的研究和推廣應用之后，我國才開

11、始著重雙齒輥破碎機的研究。經過海外雙齒輥破碎機的實際對比分析和實踐研究，與下顎式破碎機等經常使用的新型傳統破碎機相比起來12。雙齒輥破碎機主要有以下幾個特點；（1）雙齒輥破碎機的結構輕巧，整體的裝配維護也十分簡單；（2）其外形長短不大，質量較小，移動起來輕松；（3）其生產能力小大由之，消耗較低，應用的范疇廣闊；（4）其工作受力均為內力，為簡化基本設計創立了便利的前提，而且適用于移動式破碎站的選取；（5）他的產品粒度較為均勻；（6）在個別情況下，齒輥破碎機可直接開機，對其電網沖擊小；（7）其使用起來安全可靠；1.1 齒輥式破碎機的發展1.1.1 國內齒輥破碎機的發展上世紀90年代之前，雙齒輥破碎

12、機存在著許多當時無法攻克的技術難題，例如在機體內部存在著無法精確控制破碎后物料尺寸大小、過粉碎后的情況非常差、機體在物料接收時受到的機械沖擊力和載荷比較大、破碎過程中的兩個破碎齒容易磨損從而損壞、產生的機械振動和摩擦噪聲比較大、維護費時和維修成本高等缺點。為了有效阻止下料的途中進料口進入木屑，鐵塊，巖石等雜物破壞輥齒，在單齒輥破碎機的破碎板下裝有拉力簧片，在雙齒輥破碎機的其中一個破碎輥的兩頭裝有壓縮彈簧，目的就是為了防止巨大的物塊或者硬的物料落入破碎機內不能被及時破碎或排出，從而導致破碎板或齒輥受力增大使其可能被磨損，裝壓縮彈簧是讓破碎腔的排料空隙變大，從而達到排除這些難以破碎物料的目的10。

13、然后借助彈簧的恢復能力，使可動的破碎輥返回之前的位置。如此便無法嚴格控制破碎后的粒度。1987年原兗州煤礦設計院在美國雷克斯公司研究開發出的岡拉克36dam式破碎機的參照基礎上，研究開發出4pgc-380 / 3501000型齒輥式破碎機12。該種破碎機操作方面的一個顯著優點是采用的“Nitroil”系統。它既可獨自的通過改變上段齒輥的位移速度來調控下段的出料粒度大小，也可以只通過改變下段的齒輥間隙大小來調整出料粒度，這樣就能根據各種工藝需求靈活調節破碎程序。步入90年代之后，由于我國煤礦市場的改革和對外開放力度加大，煤礦行業市場隨之發生了巨大的改變。人們對選煤工藝技術和裝備有了更高的要求。其

14、中就包括對煤礦破碎后產品降低細小顆粒含量、產品出料是否均勻、減少過粉碎情況等，這些要求促使所選用的破碎機發展加快了速度，技術方面更加成熟。單輥式破碎的主要缺點是生產率低、結構相比于其他破碎機更難組裝、受力單調。針對以上問題，研究制作出來了新一代單齒輥915齒輥破碎機。其中破碎機主要有兩種基本的結構方法：第一種結構方法（參見圖1）。主要工作目的就是改變破碎板位置拉簧的彈簧推力來精確控制破碎產品的出料粒度大小，彈簧的兩頭分別預設了兩組接口螺母，一組是改變破碎板位置的外螺母，另一組是調整彈簧彈力放間隙內螺母。使用這種方法大大減小了拉桿和車子本身的高等，讓其結構越來越緊湊。二級機械結構（參見圖2）這種

15、機械是利用顎式破碎機的調節機構和雙輥式破碎機驅動輥軸進行組合后的成果，它引入了兩方面的優點，如放料口、破碎及其表層可提出不同尺寸大小的輥齒板；顎板鑲嵌的耐磨損襯板可以替換；材料口大小可以通過推力板進行微調13。與同樣大小的顎或雙齒輥破碎機對比，破碎力度更大，整體提升30%。 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1.1.2 國外齒輥破碎機的發展MMD公司自主生產的齒輥破碎機相比于其他公司而言是比較著名的，美國FFE公司和澳大利亞ABOH工程公司共同投資研制了ABOH系列齒輥破

16、碎機，該破碎機其中一個重要的技術特性就是它可以通過自動調節其破碎機內部的破碎器裝置和分機板來控制粒度的大小12。Moriya等人還研發了專門用于改變齒輥間距的調整器，它可以檢測出間隙零點的具體方位。Hodenberg和NorrmanP研發了齒輥破碎機手動間距調節設備。它的優點是使得輥式破碎機更加容易調節，故障概率降低，增加了破碎機的使用周期并且增加了其生產速率。目前，我國的大部分采礦地和選煤工廠基本都使用MMD型破碎機。它的主要優勢是： （1）它的結構緊湊，容易安裝；（2）有特殊結構的輥齒適用于大多數的礦類和干濕泥；（3）破碎后的產品顆粒不大，是過粉碎的產物；（4）保養和維修較為方便

17、；（5）耐壓強度和高抗壓強度達到300MPa。 1.2 存在的問題改造之前，雙齒輥破碎機容易出現過粉碎的情況，輥齒容易磨損并且使用壽命較短。許多細小物料從機體外直接蹦出漏到外面對環境造成破壞，并且大部分的雙齒輥破碎機很難控制輥子之間的間隙不能夠做到具體的破碎效果。因此為了降低出現的過粉碎情況和減少環境污染解決難以控制齒輥間隙的問題我做出以下設計。2 雙齒輥破碎機設計任務書2.1 本文主要設計內容設計一臺雙齒輥破碎機用于堅硬和中硬的脆性物料破碎。破碎機最大入料尺寸為100mm，出料粒度為30mm，破碎能力為100 T/h。輥直徑為500mm，輥長度1300mm。2.2 方案設計方案一：

18、圖2.1 方案一的結構示意圖此方案采用了兩個三相異步電機分別帶動兩個輥軸轉動，盡管破碎效果很好但是造價昂貴，本設計主要用于礦用，所以盡量體積小造價低，故舍棄此方案。方案二：圖2.2 方案二的結構示意圖此方案由單電機帶動帶傳動再有帶傳動帶動一級減速齒輪之后傳給從動輥子實現破碎。主動輥子的另一端裝有和從動輥子完全相同的齒輪它只起到傳動作用，兩齒輪為一對同步齒輪。此方案可完成破碎并且具有噪聲小，結構簡單的優點。故選用此方案。2.3 雙齒輥破碎機工作原理雙齒輥破碎機也叫對輥式破碎機或輥式破碎機，是兩個柱形的輥筒作為主要的工作機構。工作時這兩個輥子相向同速轉動，由于物料和輥子的摩擦，給入的物料在破碎腔內

19、進行破碎。物料由于重力的原因從物料排出口排出。該間隙大小決定了破碎產品的最大粒度，兩輥之間的最小距離就是排料口的寬度。圖2.3 破碎機的工作原理如圖2.3所示的兩個輥子1、2相向轉動，物料3從兩輥子之間進入，由于重力和摩擦力的作用，物料被帶入破碎空間，受到擠壓從而被破碎，破碎后的物料從排料口排出11。兩輥子之間的距離可以通過可動輥子5來進行調整。調整時固定輥軸承4不動，通過調節可動軸承5來控制兩輥的最大距離，彈簧6則可以起到保護的作用。2.4 雙齒輥破碎機傳動方案選擇結構簡圖如圖2.4。1電動機 2 普通V帶 3 齒輪軸 4固定輥子 5固定軸承 6輥子主軸7長齒齒輪 8活動輥子 9活動裝置圖2

20、.4 傳動簡圖選用這個方案優缺點：1.選用的是單電機驅動，降低了成本同時大大降低了整個機體的重量，方便移動可以作為移動式破碎機的優選。2.本設計傳動電機轉動的裝置選擇的是帶傳動，帶傳動具有結構簡單，緩沖吸振，成本低，不需要潤滑等優點。它的缺陷是帶的壽命較低。3.選用的是一級圓柱齒輪減速進行減速，用一個齒輪軸帶動另一個大齒輪從而實現減速的作用優點在于方便安裝設計，承載能力強，運行平穩。但是體積大，維修復雜。4.固定輥子和活動輥子它們是破碎機最主要的部分，固定輥子是被固定軸承卡主主軸而實現的這樣做的可防止輥子的移動。活動輥子是下方有兩個活動裝置可以幫助輥子實現上下的移動。這樣的結構優點是可以提高總

21、的生產效率，并且可以一定程度控制物料破碎后的粒度大小。3 雙齒輥破碎機設計計算說明書3.1 雙齒輥破碎機各參數確定3.1.1 生產率計算雙齒輥破碎機理論上的生產能力他與輥子間距e，輥子轉速v以及輥子規格等等因素有關。我設輥子上面全鋪滿了物料，破碎機的進給料和出料是同時進行的。物料總寬度等于輥子長度L，厚度方面等于輥子間隙e，出料的速度與輥子轉速相同都是v。則生產率的公式為：QT=3600Lev（3-1）由于物料剛開始布滿整個輥子但是破碎完之后出來是松散的所以要乘以相對應的系數加以修正，物料下落速度與輥子圓周速度的關系式為v=Dn60所以生產率的公式就是以下：（3-2）式子中D輥子直徑，m;L輥

22、子長度，m;e排料口的寬度，m;n輥子的轉速，r/min;物料密度，t/ 由于我選的輥齒有限制所以=1.5t/;物料松散系數，對于干硬物取0.20.3，在此取=0.3;根據設計參數：Q=100t/h e=0.03m， D=0.5m, L=1.3m計算可知（3-3）3.1.2 電機選擇雙齒輥破碎機的功率計算可依據經驗計算公式進行計算，對于雙齒輥破碎機破碎硬物時發電機功率P為（3-4）其中D輥子的直徑，0.5m;L輥子的長度，1.3m;n輥子的轉速，61r/min;K系數，破碎煤塊時，K=0.8;最終可得出電動機的功率為：（3-5）表3-1 本設計的機械傳動效率（忽略機械傳動和摩擦副的效率損失）種

23、類效率V帶傳動0.978級精度的一般圓柱齒輪傳動0.98球軸承0.98滾子軸承0.98長齒齒輪傳動0.96則由已知可計算出總的傳動效率：（3-6）（3-7）則所需的電動機功率為：（3-8）查找文獻可知，根據計算出的功率再加上一定的余地來確定電機，由電動機的額定功率及一些其他的參數來進行初步選擇。表3-2 電機的型號的選擇電機型號額定功率 Kw轉速r/minY225M-4451480Y280S-645980Y280M-845740綜合考慮電機的各個方面最終選擇最合適的電機，其型號是：Y280M-8。3.1.3 初步確定輥齒形狀快速容易產生較多的煤粉所以本設計采用的慢速。已知轉速：n=61r/mi

24、n查找相關資料可初步確定雙齒輥破碎機齒輥的初步形狀以及相關尺寸如圖2.5所示，結合已知數據進行估算方案：L輥軸有效長度，1300mm；D齒輥直徑，500mm；D1輥齒大徑，530 mm；a輥軸中心距，500mm；R輥軸半徑，148mm；h輥齒高度，117mm；a1梯形上底，90mm；a2梯形下底，70mm；h1梯形高度，87mm；物料密度，1.5t / m3S梯形面積，mm2；（3-9）角速度 rad / s；（3-10）圖3.1是根據上述數據作出的部分齒輥的截面簡圖:圖3.1 部分齒輥截面圖3.2 確定傳動類型總的傳動比：（3-11）結合雙齒輥破碎機的傳統理念，高速級采用帶傳動，低速級就采用

25、直齒圓柱輪傳動。取帶傳動比為：i1=2所以齒輪傳動比為：（3-12）3.3 傳動裝置參數3.3.1 各軸轉速計算軸（電機軸）（3-13）軸（3-14）軸（固定齒輥主軸）（3-15）軸（活動輥子主軸）（3-16）3.3.2 各軸輸入功率軸（3-17）軸（3-18）軸（3-19）軸（3-20）3.3.3 各軸轉矩軸（3-21）軸（3-22）軸（3-23）軸（3-24）3.4 帶傳動設計計算參考教材機械設計的第四章（1）確定V帶型號工作情況系數KA，由于是用于破碎機且一天工作時長<10h所以計算功率Pc （3-25）V帶型號是根據已知n和Pc查書可確定為D型。（2）確定帶輪基準直徑D1,D2小

26、帶輪直輪D1 查表可知大帶輪直接D2（3-26） 由于800mm就是標準值則（3）驗算帶速v（3-27）要求帶速在525m/s，符合設計要求表3-3 D型V帶輪輪緣尺寸項目B型槽尺寸基準寬度27.0基準線上槽深9.1基準線下槽深19.9槽間距37槽邊距23最小輪緣厚14帶輪寬外徑（4）確定V帶長度Ld和中心距根據手冊，初步取中心距a0=1200，由式子：（3-28）初算帶的基準長度L（3-29）按標準值取Ld=4620mm 由設計手冊可知（3-30）（5）驗算小帶輪的包角1（3-31）（6）確定V帶根數z單根V帶基本額定功率P0 查表可知n=700r/min n=800r/min 用差值法即可

27、算出n=740r/min 傳遞功率增量P0 查手冊可知(i=800/400=2)包角系數K 查表可知K_=0.96 長度系數Kl 查表可知Kl=0.93所以（3-32）取整 z=4（7）計算初拉力F0 （3-33）每米帶的質量q 查表可得普通V帶-D q=0.6kg/m則（3-34）（8）計算壓軸力Q（3-35）（9）帶輪其他尺寸計算帶輪寬B（3-36）小帶輪外徑Da1（3-37）大帶輪外徑Da2（3-38）3.5 齒輪傳動設計計算參考教材機械設計已知輸入軸的轉速為n2=370r/min，輸入功率P2=42.77kW。（1）選擇齒輪材料，確定許用應力。由參考教材可知 選擇小齒輪： 40Cr調質

28、 HBS1=260HBS大齒輪：45正火 HBS2=210HBS許用接觸應力H，由式（3-39）接觸疲勞極限Hlim,查圖得 Hlim1=700MPaHlim2=550MPa接觸強度壽命系數ZN，應力循環次數N由式（3-40）（3-41）查設計手冊得 ZN1=1.03ZN2=0.97接觸強度最小安全系數 則 （3-42）（3-43）故H=533.5MPa許用彎曲應力F，由式（3-44）彎曲疲勞極限Flim，查機械設計書（雙向傳動乘0.7）知Flim1=370MPaFlim2=285MPa彎曲強度壽命系數YN，查書可知 YN1=YN2=1彎曲強度尺寸系數YX，查機械設計手冊假設m<5知 Y

29、X=1彎曲強度安全系數查表取SFmin=1.4則 （3-45）（3-46）(2)齒面接觸疲勞強度計算確定齒輪傳動精度等級，按（3-47）估取圓周速度（3-48）v查設計手冊 ， 選取公差組8級小輪分度圓直徑d1，由下式得（3-49）齒寬系數d，查機械設計手冊可知齒輪相對于軸承為對稱布置，取d=1小輪齒數，在推薦值選z1=24大輪齒數（3-50）圓整取z2=144齒數比u（3-51）傳動比誤差（3-52）小輪轉矩載荷系數K（3-53）KA-使用系數，查設計手冊選KV-動載系數，查設計手冊選K-齒間載荷分配系數，查設計手冊選K-齒向載荷分配系數，查設計手冊選所以（3-54）材料彈性系數ZE，查書可

30、知 ZE=189.8節點區域系數ZH，查表（=0°，,x1=x2=0） 重合度系數Z 由推薦值0.850.92選故 （3-55）齒輪模數m（3-56） 取標準m=7mm標準中心距a（3-57）小輪分度圓直徑d1（3-58）圓周速度v（3-59）與估取近似齒寬b（3-60）大輪齒寬b2=b=168mm小輪齒寬b1=b2+(510)mm=175mm（3-61）(3)齒根彎曲疲勞強度校核計算由式（3-62）齒形系數YFa，查表6.5 小輪大輪應力修正系數YSa，查表6.5 小輪大輪重合度（3-63）代入數據得重合度系數（3-64）故（3-65）（3-66）齒根彎曲強度滿足(4)齒輪及其他主

31、要尺寸計算大輪分度圓直徑（3-67）根圓直徑 （3-68）（3-69）頂圓直徑（3-70）（3-71）3.6長齒齒輪設計因為本設計有活動齒輥，所以其在運動的時候可能會往復運動。因此兩個齒輥的傳動需要用到長齒齒輪。讓其在進行往復運動的同時不妨礙到其嚙合。長齒齒輪的基圓直徑可以根據齒輥直徑和兩個齒輥之間的間隙（以及破碎產物的粒度）而定，齒輪的齒高和齒形根據齒輥相動位移±10mm時才能達到設計要求。這種齒輪需要進行鑄造后修整制作。圖3-2 長齒齒輪圖兩齒間的平均間隙b=50mm因此長齒齒輪的分度圓直徑d=500mm要保證活動齒輥可以位移±10mm還可以保持嚙合，因此長齒齒輪的齒頂

32、圓直徑取值為da=550mm齒根圓直徑設計為df=420mm其它主要尺寸如上圖3-2所示。 3.7 軸的設計與校核3.7.1 軸設計計算（1）計算作用在齒輪和帶輪上的力：轉矩：帶輪直徑：壓軸力：齒輪分度圓直徑：圓周力：（3-72）徑向力：（3-73）（2）初步計算軸的直徑：因為此軸為齒輪軸所以和齒輪1的材料一致都是選取40Cr調質鋼。由式子：（3-74）初步確定軸的最小直徑，由于齒輪軸許安裝鍵所以應該增大1.03。查表： 則：（3-75）（3）軸的設計結構：圖3-3 軸結構圖1.確定軸的結構方案：軸的右端裝入右軸承，右軸承的左側端面靠軸肩定位。軸的左端裝入左軸承，靠軸肩定位。左右軸承均為深溝球

33、軸承。2.確定各段尺寸：段：裝帶輪，根據圓整取長度比帶輪寬短2-3mm段：為使帶輪定位，軸肩高度：由于>50則取R=2（3-76）（3-77）則取h=5mm（3-78）取端蓋寬度16mm，端蓋外端面與帶輪距離28mm，則段：為便于裝拆軸承內圈，且符合標準軸承內徑。查表暫時確定為深溝球軸承其型號為6220。則：其寬度：B=34mm軸承潤滑方式選擇：（3-79）故選擇脂潤滑。齒輪與箱體內壁間隙取17mm,則（3-80）段：為齒輪軸，所以其分度圓直徑：d4=168mm取其長度等于齒輪寬，即：段：裝左軸承3. 確定軸承和齒輪的受力位置：根據下圖受力簡圖，確定各段長度：4. 繪制軸的彎矩圖和扭矩圖

34、：求軸承反力 H水平面：（3-81）（3-82）得出V垂直面：（3-83）（3-84）求彎矩 H水平面：受力分析：（3-85）（3-86）V垂直面：（3-87）合成彎矩：（3-88）（3-89）M1=561339.53NmmM2=438638.48Nmm扭矩：5. 根據彎扭合成強度校核軸：當量彎矩：（3-90）根據扭轉切應力是脈動循環變應力而定，取0.6。Mca1=875168.73NmmMca2=802011.19Nmm軸的材料為40Cr，調質處理。則查表得出材料許用應力：-1b=70MPa軸的計算應力為：（3-91）以下為軸的受力分析圖圖3-4 軸受力圖3.7.2 軸設計計算(1) 計算作

35、用在齒輪及齒輥上的力：轉矩直接帶入最開始計算的即可：直齒圓柱齒輪分度圓直徑：圓周力：徑向力：（3-92）齒輥直徑：圓周力：（3-93）徑向力：（3-94）長齒齒輪直徑：d長=500mm圓周力：（3-95）徑向力：（3-96）(2) 初步估算軸的直徑：初步選取45號鋼作為軸的材料，調質處理。由式：（3-97）計算軸的最小直徑，因為安裝鍵所以要增大1.03倍。查表，取A=115則：(3) 軸的結構設計：1.確定軸的結構方案圖3-5 軸結構圖軸的右端依次裝入齒輥、右軸承、直齒圓柱齒輪，齒輥和齒輪的左側端面依靠軸肩進行定位。軸的右端依次裝入左軸承和長齒齒輪，長齒齒輪靠軸肩定位并且使用調心滾子軸承。輥子

36、、長齒齒輪、直齒圓柱齒輪都是依靠普通平鍵進行固定。2.確定各軸段直徑和長度：段：裝直齒圓柱齒輪，根據圓整取長度比齒輪寬度短(23)mm段：為使帶輪定位，軸肩高度：由于>50則取R=2則取h=5mm根據半徑選擇調心滾子軸承23038。總長初步定為段：為便于裝拆齒輥及齒輥箱壁定位，取軸肩高度則：其長度比齒輥長度短(23)mm：段：裝齒輥箱壁取其長度：段：裝軸承端蓋段：裝左軸承軸承選擇調心滾子軸承型號23038。B=75 mm段：裝長齒齒輪3.確定齒輪作用力位置：根據下面軸的受力簡圖，先確定各段長度：4.繪制軸的彎矩圖和扭矩圖：求軸承反力 H水平面：（3-98）（3-99）V垂直面：（3-10

37、0）（3-101）求彎矩 H水平面：（3-102）（2-103）V垂直面：合成彎矩：（3-104）（3-105）扭矩：5.根據彎扭合成強度校核軸：當量彎矩：（3-106）根據扭轉切應力是脈動循環變應力而定，取0.6。材料許用應力：軸的計算應力為：（3-107）以下為軸的受力分析圖圖3-6 軸受力圖3.7.3 軸設計計算(1) 計算作用在齒輪及齒輥上的力：轉矩：齒輥直徑：圓周力：（3-108）徑向力：（3-109）長齒齒輪直徑：圓周力：（3-110）徑向力：（3-111）(2) 初步估算軸的直徑：選取45號鋼作為軸的材料，調質處理。由式：（3-112）計算軸的最小直徑，因為軸上要加鍵槽所有要提高

38、1.03倍。查表，取則：(3) 軸的結構設計：1.確定軸的結構方案圖3-7 軸結構圖軸的右端依次裝入齒輥、右軸承，齒輥左側端面靠軸肩定位。軸的左端依次裝入左軸承和長齒齒輪，長齒齒輪靠軸肩定位，采用調心滾子軸承。齒輥及長齒齒輪均采用普通平鍵得到固定。2.確定各軸段直徑和長度：段：裝軸承。選調心滾子軸承型號為：23038，則總長初步定為段：取軸肩高度則：其長度比齒輥長度短(23)mm：段：裝齒輥箱壁取其長度：段：裝軸承端蓋段：裝左軸承段：裝長齒齒輪3.確定軸承及齒輪作用力位置：根據軸的受力簡圖以此確定受力長度：4.繪制軸的彎矩圖和扭矩圖：求軸承反力 H水平面：（3-113）（3-114）V垂直面：

39、（3-115）（3-116）求彎矩 H水平面：（3-117）（3-118）V垂直面：合成彎矩：（3-119）（3-120） 扭矩：5.按彎扭合成強度校核軸的強度：當量彎矩：（3-121）取折合系數a=0.6，則齒寬中點處當量彎矩： 軸的材料為45號鋼，調質處理。由表查得：軸的計算應力為：（3-122）以下為軸的受力分析圖圖3-8 軸受力圖3.8 軸承壽命驗算3.8.1 深溝球軸承6220查設計手冊可知，深溝球軸承6220的主要性能參數為：額定動載荷：C=122000N額定靜載荷：計算兩軸承的動載荷。相對軸向載荷：得出=0.24，=0.23則得出各軸承的徑向載荷系數和軸向系數查表得。軸承1：軸承

40、2：因軸承運作受沖擊載荷，查表可知：則動載荷分別是：因為所以按照軸承1的受力驗算：（3-123）帶入數據即可得出：故軸承滿足要求符合要求。3.8.2 齒輥主軸調心滾子軸承23038查設計手冊，23038的主要性能參數為：額定動載荷：C=1230000N額定靜載荷：=555000Ne=0.25=2.4=4.0由之前算出的式子可得出：因軸承運作受沖擊載荷，查表可知：則當量動載荷為：因為所以按照軸承2的受力驗算：帶入數據即可得出：故軸承滿足要求。符合要求。 3.8.3 軸調心滾子軸承23038查設計手冊，23038的主要性能參數為：額定動載荷：C=1230000N額定靜載荷：=555000Ne=0.

41、25=2.4=4.0由之前算出的式子可得出：因軸承運作受沖擊載荷，查表可知：則當量動載荷為：因為所以按照軸承2的受力驗算：帶入數據即可得出：故軸承滿足要求符合要求。 3.9 鍵的選擇與強度校核本設計的鍵都采用普通平鍵即可。查表知，鍵聯接的需用壓應力為強度計算公式為：（3-124）（1）大帶輪 鍵25×120 GB/T1096-2003d=85mm h=14mm l=120mm 符合要求。（2）大齒輪 鍵40×120 GB/T1096-2003d=168mm h=22mm l=120mm （3）齒輥 鍵50×500 GB/T1096-2003軸：d=202mm h=

42、28mm l=500mm符合要求。軸：d=200mm h=28mm l=500mm 符合要求。（4）長齒齒輪 鍵45×110 GB/T1096-2003d=180mm h=25mm l=110mm符合要求。3.10 彈簧的設計彈簧的種類較多，本設計中的彈簧主要用來控制活動輥子的移動。彈簧普遍作用是：1.控制機械運動；2.吸收振動和沖擊能量；3.存儲和釋放能量；4.測量力的大小。本設計主要采用的是壓縮彈簧，它的主要特點是成本低，結構簡單，方便制作。設計其作用是：調節兩個齒輥之間的間隙大小，用以控制破碎物料的粒度。下列是彈簧拉力的計算式：（3-125）c彈簧的剛性系數；彈簧的預壓變形；彈

43、簧的工作變形。 彈簧工作變形是懸掛點與彈簧支承點間的長度與其最小值間的差值。（3-126）預變形量按下式計算；（3-127）彈簧的最大工作變形；彈簧預測被壓緊時的初始變形系數，一般取4 使用說明書4.1 操作說明在使用前首先檢查各部件直接是否存在接觸不良的情況，在檢查無誤后，啟動電機，使破碎機空轉，等待一會后，人工放入物料進行物料破碎。如若需要調節物料粒度大小則關閉利用彈簧裝置讓活動輥子進行移動用以控制物料大小。4.2 注意事項當破碎機開始工作時，切勿人工接觸傳動裝置和太過靠近入料口，防止造成人員損傷，如若出現異常情況，應立即停止電機，等待修復完畢之后再運轉。由于帶傳動是暴露在外的故在運轉時，

44、應當讓兒童遠離，一方面防止其接觸誤傷，另一方面防止物料破碎濺出傷害到兒童。5 標準化審查報告雙齒輥破碎機的設計基本完成，有全套的圖紙和基本數據，根據相關規定，對其標準化審查，結果如下：（1）設計圖紙和文件：圖紙和文件所用的編號原則符合以下標準： GB/T 177101999 數據處理校驗系統； JB/T 5054.81991 產品圖樣涉及及文件通用和借用件管理辦法； JB/T 88231998 機械工業企業計算機輔助管理信息分類編碼導則。（2）產品圖樣以及設計文件符合以下標準： GB/T 10609.11989 技術制圖 標題欄； GB/T 10609.21989 技術制圖 明細欄； GB/T 146891993 技術制圖 圖紙幅面和格式； JB/T 5054.62000 產品圖樣及設計文件 編號原則； JB/T 5054.62000 產品圖樣及設計文件 更改辦法。46結論在當今社會環境中，工業生產現代化水平大幅度提高，尤其展現的是在機械行業，最為突出的是在美國最為顯眼，我國在這方面相比于美國還有很長的一段距離。但是在通過不斷的改革創新，不斷地引進外資加強對科研的資金投入力度使得我國機械方面也取得了較大的成果。這種差距也在一步步的縮短。我設計的這個雙齒輥破碎機相比