雙齒輥破碎機設計

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摘 要 本設計主要介紹雙齒輥破碎機的發(fā)展史、工作原理及其設計過程，在分析了近年來煤炭工業(yè)及煤炭行業(yè)背景以及雙齒輥破碎機在煤炭行業(yè)使用過程中的問題和不足的基礎上制定方案進行的設計。 本設計采用單電機拖動方式，電機軸連接帶傳動然后再由大帶輪與單級減速器的輸入軸相連。減速器輸出軸與主動齒輥軸相連，再通過同步齒輪傳動將轉矩傳遞到從動齒輥軸。本設計主要設計內容包括一個單級減速器、帶傳動、一對同步齒輪和齒輥盤及齒輥軸的設計。由于整個傳動系統(tǒng)比較簡單，保證了傳動的穩(wěn)定性。針對現(xiàn)在雙齒輥破碎機所存在的一些問題，本設計還添加了一些改進措施。在破碎盤上加裝了破碎錐，使得破碎輥齒的破碎效果更好并減少了過粉塵現(xiàn)象。加裝彈簧退讓保險裝置，這樣就可以很好的補償大塊物料進入破碎箱時齒輥產生的位移，防止破碎輥發(fā)生過鐵損壞。 關鍵詞：雙齒輥破碎機； 齒輥； 破碎機 ；單級減速器；帶傳動 ABSTRACT This 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 錄 1 緒論 1 1.1開題背景 1 1.2齒輥式破碎機的發(fā)展 1 1.2.1國內齒輥破碎機的發(fā)展 1 1.2.2國外的齒輥式破碎機 4 1.3雙齒輥破碎機的工作原理及使用中的問題及改進 4 1.3.1工作原理 4 1.3.2雙齒輥破碎機存在的問題 4 1.3.3改進措施 5 1.3.4本設計的主要內容 5 2 總體設計 6 2.1方案設計 6 2.2工作參數(shù)的確定 7 2.2.1破碎機的技術參數(shù) 7 2.2.2其他參數(shù)計算 7 2.3傳動和減速系統(tǒng)的確定 9 2.3.1總傳動比及傳動比分配 9 2.3.2傳動裝置的運動參數(shù)的計算 10 3 傳動系統(tǒng)設計計算 10 3.1 帶傳動設計計算 10 3.2減速器設計 12 3.2.1齒輪傳動設計 12 3.2.2軸結構設計 14 3.2.3軸承校核 18 3.2.4鍵的選擇與校核 20 3.2.3減速器鑄造箱體的主要結構尺寸設計 20 3.3同步齒輪設計 21 3.4破碎齒輥箱設計 24 3.4.1齒輥的結構的設計即破碎齒盤設計 24 3.4.2齒輥切向力計算 26 3.4.3齒輥軸設計 27 3.5調整與保險裝置 29 結論 30 參考文獻 31 翻譯部分 32 英文原文 32 中文譯文 38 致 謝 43 1 緒論 1.1開題背景 我國的礦石資源十分豐富，生產碎石的企業(yè)很多，幾乎全國各地都有，但是有些現(xiàn)場作業(yè)的人員對破碎過程的安全知識及能力相對缺乏，沒有相應的破碎技術資料，存在不同程度的不符合安全規(guī)范的破碎作業(yè)方式，甚至有的地方使用最傳統(tǒng)的最不安全的爆破方式來進行破碎，這些破碎工人并非專業(yè)的爆破員，對爆破器材的管理也不到位不規(guī)范容易導致安全事故，而且這種爆破的方式嚴重破壞了環(huán)境實在是不提倡使用。所以礦石的破碎應該采用科學合理的方法，不僅可以降低投資的成本，提高安全度，而且也能夠推動環(huán)境的可持續(xù)發(fā)展。 在很多工業(yè)部門，如礦山、化工、冶金、水泥等，每年都有大量原料和再利用的廢料通過破碎機進行加工處理，如在水泥廠，為使原料燒成熟料要先將原料破碎成塊，燒成熟料后再用磨巖機磨成水泥。再如選礦廠，用破碎機將原礦破碎到磨礦工藝所要求的粒度使得礦石中的有用礦物達到單體分離。另外，在建筑和筑路業(yè)、煉焦廠、燒結廠、陶瓷廠、玻璃工業(yè)、粉末冶金等部門，需用破碎機械將原料破碎到下一步作業(yè)要求的粒度。 物料的破碎是許多職業(yè)為了節(jié)能和進步出產功率,所以提出了“多碎少磨”的技能準則。這使破碎機向細碎、破壞和高效節(jié)能方向開展。 在建國初期，我國許多工業(yè)都依照前蘇聯(lián)的模式來發(fā)展，所以齒輥式破碎機并不常見也不常用，而是圓錐破碎機和顎式破碎機的應用比較多,并且在高等院校的教材中也很少見到齒輥破碎機的介紹，有關雙齒輥破碎機的內容十分簡單，主要講述的是圓錐破碎機和顎式破碎機的結構和設計,且對雙齒輥破碎機的結論是“不能破巖石,沒有發(fā)展前途”,所以建國后30多年雙齒輥破碎機并沒有得到廣泛應用。在改革開放后，我國和西方發(fā)達國家的交流越來越多，在逐漸了解了國外對齒輥破碎機的應用比較普遍后，我國才開始大力引進雙齒輥破碎機設備及技術，雙齒輥破碎機也得以發(fā)展起來。經過國內外雙齒輥破碎機的運行實踐和對比分析,與顎式破碎機等國內使用的傳統(tǒng)破碎機相比,雙齒輥破碎機具有下列優(yōu)點: (1)雙齒輥破碎機的結構比較簡單,整機的安裝維護修理十分方便; （2)雙齒輥破碎機整機的外形尺寸不大,而且重量較輕，移動比較方便; (3)雙齒輥破碎機生產能力可大可小,能耗低，應用范圍比較廣; (4)雙齒輥破碎機工作受力均為內力,為簡化基礎設計創(chuàng)造了有利條件,而且更適合移動破碎站選用; (5)雙齒輥破碎機的產品粒度比較均勻; (6)雙齒輥破碎機使用起來安全可靠; (7)在特殊情況下，雙齒輥破碎機可直接起動,因此其對電網沖擊很小。 1.2齒輥式破碎機的發(fā)展 1.2.1國內齒輥破碎機的發(fā)展 上世紀90年代前，齒輥破碎機存在許多技術問題例如無法嚴格控制破碎后產品粒度，過粉碎現(xiàn)象嚴重，機體沖擊載荷比較大，噪聲也比較大，維修起來不方便，維修量大，破碎齒易壞等。為了防止過硬物體損壞破碎齒，雙齒輥破碎機兩端添加壓縮彈簧，當過硬或大塊物體如鐵塊，落入破碎輥時不能被破碎，這時破碎輥受力加大，壓縮彈簧，增大破碎腔的排料間隙，鐵塊便能順利排出，然后彈簧恢復力使得破碎輥回原位。這種過鐵保護雖能保護破碎齒但是不能嚴格保證產品粒度。 1987年原兗州煤礦設計院在借鑒美國雷克斯諾德公司生產的岡拉克36DAM型破碎機的基礎上，設計出的4PGC-380/350 1000型齒輥破碎機，是當時技術上較為先進的破碎機。該破碎機采用的新型控制系統(tǒng)可以獨立的調整上段齒輥的間距，從而控制下端的給料粒度，還可以調整下段齒輥間距來控制出料粒度，該控制系統(tǒng)實現(xiàn)了根據(jù)破碎工藝要求靈活的調整破碎程序。并且該型破碎機將保險裝置和調整齒輥間距裝置做成一體，采用液壓氣動系統(tǒng)；但是該種設計的不足是任然無法嚴格控制出料粒度。 上世紀90年代后，隨著我國改革開放的深入，煤炭使用銷售市場發(fā)生巨大變化，導致了人們對選煤技術及設備提出了更高要求例如破碎后的產品中降低細顆粒含量、要求產品粒度更加的均勻，處理能力增大等，這些要求使得破碎機的發(fā)展更快，技術也更加先進。 首先煤炭科學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。 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發(fā)了新一代的Ф915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1.1）。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，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1.2）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(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(tǒng)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(tǒng)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(lián)式驅動，一側壁和一破碎輥用手動液壓系統(tǒng)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(lián)式傳動的小。雙齒輥采用對轉方式，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(xiàn)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(jù)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(xiàn)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(jù)生產現(xiàn)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。 1.2.2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)?，F(xiàn)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： （1）高度小結構緊湊； （2）特殊的輪齒結構使其適用于干礦濕礦泥礦和粘礦； （3）碎后產品粒度均勻沒有過大顆粒過粉碎的產品少； （4）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； （5）采用液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； （6）維護維修簡便。 1.3雙齒輥破碎機的工作原理及使用中的問題及改進 1.3.1工作原理 兩個破碎輥在傳動裝置的驅動下相向轉動,固定輥支撐在固定軸承座上,移動輥支撐在移動軸承座,安全裝置(彈簧保護裝置)頂住移動軸承座,并用定位墊塊調節(jié)兩輥間隙,其最小距離也稱排料口寬度,用于控制破碎塊產品粒度。物料自兩輥上方的上料口加入,在輥與物料間的摩擦力作用下,物料被帶入兩輥之間,受擠壓破碎后自下部排除,破碎后的粒度一般在60～120mm內,見圖1.3所示。 1.固定輥　2.固定軸承　3.移動軸承 4.移動輥　5.定位墊塊　6.安全裝置 圖1.3齒輥破碎機工作原理示意圖 1.3.2雙齒輥破碎機存在的問題 改造前,該設備破碎燒結塊時容易產生過粉碎現(xiàn)象,工作齒尖容易磨損,齒板使用壽命短。一些細小物料和粉塵從罩體與輥子主軸間的密封處泄漏到罩體外面,污染環(huán)境。因此,為提高工作效率,應減少工作齒磨損和破碎過程中的過粉現(xiàn)象,降低粉塵污染,解決機架滑道潤滑效果差等問題。 1.3.3改進措施 傳統(tǒng)式破碎機機架多采用鑄鋼制造,鑄造工藝復雜,且易出現(xiàn)鑄造缺陷,影響機架強度,單件生產產品效率低,成本高,鑄鋼機架十分笨重。改進后的機架采用計算機優(yōu)化設計后,用鋼板、型鋼焊接而成,制造方便。通過結構優(yōu)化的機架重量輕、強度高,結構緊湊、安全可靠、美觀大方,單件生產成本較鑄鋼件大大降低,但焊縫質量要求高。 傳統(tǒng)式機架在滑道上開有縱橫油槽,潤滑脂通過油孔進入油槽,在滑道與移動軸承座之間形成一層潤滑油膜,使移動輥軸承座在滑道上滑動靈活。但由于破碎機工作環(huán)境十分惡劣,環(huán)境溫度高,灰塵大,滑道上的潤滑脂混雜大量灰塵,造成滑道表面磨損嚴重,潤滑效果降低;另外由于環(huán)境溫度高、灰塵大,滑道上油槽內的油脂容易干結,堵塞進油孔,滑道上的潤滑脂得不到及時補充,不能有效的形成潤滑油膜,起不到潤滑效果,導致移動輥軸承座在滑道上滑動不靈活甚至被卡死,破碎過硬物時移動輥不能及時被推開,破碎無法順利通過,有時被硬物卡住,造成設備損壞,甚至生產工段停產。改進后在機架滑道上鑲嵌2塊鎳鈦合金板(可用黃銅板或不銹鋼板替代鎳鈦合金板),并在移動軸承座與滑道接觸面鑲嵌2塊聚四氟乙烯板并磨光表面,見圖所示。另在移動輥軸承座兩側設有滑道防塵刮板裝置,這種結構不必在滑道上開設縱橫油槽,使用時不需要經常補充潤滑油脂,只需大修時在滑道上抹上一層即可。而罩體密封形式的改進,減少物料粉塵的污染,有利于滑道潤滑,保證了移動軸、承座在滑道上滑動靈活,破碎較硬異物時能順利通過,過載時可起保護作用。 圖1.4機架滑道的改進 (a)改進前 (b)改進后 圖1.5 1.3.4本設計的主要內容 本設計的主要內容是設計自動退讓式雙齒輥破碎機，我所做的主要工作有： 1.首先根據(jù)所給參數(shù)確定破碎機的工藝參數(shù)和整體參數(shù)，然后確定總體傳動方案； 2.進行傳動系統(tǒng)的設計計算，包括電動機功率的確定及型號的選擇，減速器的設計，聯(lián)軸器的選擇等； 3.結構件的設計計算，包括齒輪箱的設計，破碎齒輥的設計，退讓裝置的設計計算等。 齒輥破碎機是一種傳統(tǒng)的破碎機，技術上相對比較成熟，但還是存在一些問題，比如容易產生過粉碎現(xiàn)象，工作齒尖易磨損，齒板使用壽命短。所以在參考傳統(tǒng)齒輥破碎機的基礎上，我也嘗試著對傳統(tǒng)破碎機的缺點和不足之處做了一些改進，比如，改變破碎輥的結構型式和齒牙形狀，延長其使用壽命，在破碎機罩體與輥子主軸之間使用迷宮密封，降低粉塵污染。 2 總體設計 2.1方案設計 方案一： 圖2.1方案一結構示意圖 此方案采用兩個同型號的三向異步電機分別帶動兩個輥子轉動，這種設計方案破碎效果很好，但造價相當昂貴，且在不需要調動破碎粒度的時候不需要采用兩個動力源。本課題設計的破碎機為礦用，需盡量體積小；而且此方案還有同步率的問題，故舍棄此方案。 方案二： 圖2.2方案二結構示意圖 此方案使用的是一臺三向異步電動機通過帶傳動帶動單級減速器，減速器大齒輪帶動主動輥子轉動，在主動輥子的另一端裝有和從動輥子完全相同的齒輪只起到傳動的作用，即一對同步齒輪。兩輥子同速相向轉動完成破碎任務。這種方案可以完成破碎，且具有噪聲小，平穩(wěn)性好，結構簡單，高效率且整機占地空間小，適合礦用，故選用此方案。 2.2工作參數(shù)的確定 2.2.1破碎機的技術參數(shù) 型號：2PGC450500 給料粒度：≤200mm 出料粒度：≤50mm 生產能力：20t/h 破碎物料為煤，其真空密度ρ=（1.8～2.4）10 kg/m 2.2.2其他參數(shù)計算 (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(shù)，以及齒面類型等因素有關，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Σ料禂?shù)之間的關系（見圖2.3）。設給料為球形，通過物料與輥子的接觸點作切線，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。 圖2.3 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，物料不至于在輥面上打滑，而被兩個相向運動的輥子卷入破碎腔： 2 或 式中為摩擦角，通?！?.3，≈，≈ 由直角三角形關系可得出：= 由于<<，可以忽略，則為≈ 以≈代入，得出≈ 由上可知，光面雙輥式破碎機的輥子直徑約等于最大給料粒度的20倍。所以這種破碎機只能作為中、細碎設備。對與黏濕物料，f=0.45,則D≈10D0。但是，齒輥破碎機的D/D0比值比光輥式破碎機要小，齒形D/D0=2～6,槽形的D/D0 =10～12。故齒輥破碎機可以對石灰石或煤進行粗碎。 齒輥破碎機的齒為兩輥之間相互交叉，且根據(jù)其他產品的實踐經驗，由出料粒度確定齒輥間中心距。 (2)給料粒度和輥子直徑 輥子直徑D與給料粒度d有關，它們之間的關系，決定于安裝破碎齒的齒圈與被破碎物料之間的摩擦系數(shù)的大小。一般來說，齒面或槽面輥式破碎機轉子直徑和給料粒度的比值為2～6。本設計的破碎機型號為2PGC450500，故取輥子直徑D=450mm，輥子長度為L=500mm。 (3)輥子轉速 輥子最適合的轉速與輥圈表面特征，被破碎物料的硬度和尺寸大小有關，一般都是根據(jù)經驗公式決定的。它要保證機器有最大的生產率，功率消耗又要少，同時還要考慮滾圈的磨損不能太快。通常，被破碎物料的粒度越大，輥子轉速應越低；當破碎軟的或脆的物料時，轉速應高些。物理性質和給料粒度等因素有關。一般當輥子的圓周速度較快時取v=2.8－4.7m/s,圓周速度較慢時取v=1.2－1.9m/s。本設計中破碎的物料為煤，且含有一定量的煤矸石，屬于中等硬度，取輥子的轉速為54r/min。 (4)生產能力 Q=188μLeDnρ 式中 D——輥子直徑， 450mm L——輥子長度， 500mm e——排料口寬度， 100mm n——輥子轉速，54r/min ——物料密度，煤取1.35t/; ——物料松散系數(shù)，對于干硬物料，=0.15～0.27，煤取=0.24 代入設計參數(shù)有Q=1880.240.50.10.45541.35=74t/h (5)電動機功率計算及其選型 在選擇過程中要考慮的問題有： 1）根據(jù)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(jù)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(jù)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，對于感應電動機，其功率因數(shù)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(jù)企業(yè)的電網電壓標準和對功率因數(shù)的要求，確定電動機的電壓等級和類型。 5）根據(jù)生產機械的最高轉速和對電力傳動調速系統(tǒng)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。 對于齒輥破碎機破碎煤貨焦炭時電動機功率P(kW)為： P=KLDn 式中 D——輥子直徑， 0.45m; L——輥子長度， 0.5m; n——輥子轉速，54r/min K——系數(shù)，破碎煤時，K=0.85 則可以得到電動機功率：P=0.850.50.4554=10.3KW，由于電機的計算功率P=10.3KW,所以選取Y180L-8型電機，其轉速為n1=730r/min，額定功率為P1=11KW。 2.3傳動和減速系統(tǒng)的確定 電機轉速730r/min，初定破碎輥轉速為54r/min。減速系統(tǒng)通過兩級減速，第一級皮帶傳動，然后由大皮帶輪將動力傳遞給一個單級齒輪減速箱，減速器的輸出軸將動力傳遞給破碎輥，實現(xiàn)破碎輥的破碎運動，此種方案用經濟實用的方式實現(xiàn)了減速目的。主要優(yōu)點有: 第一，結構簡單，故障點少； 第二，第一級皮帶傳動為柔性連接，大皮帶輪又具有一定的儲能作用，對破碎過程中的受力不均衡現(xiàn)象起到了很好的平衡作用； 第三，在大皮帶輪上設有安全可靠的過載保護裝置，使設備的自身化程度大為增加。詳細設計按機械設計手冊的有關設計規(guī)范進行。 2.3.1總傳動比及傳動比分配 (1) 總傳動比 已知電動機轉數(shù)n及工作齒輥的轉速n?,則總傳動比等于 i=73054=13.5 (2) 傳動比分配 總傳動比等于各級傳動比的連乘積，傳動比的分配要合理，總體上說要使傳動系統(tǒng)結構緊湊，重量輕，成本低，潤滑條件也好。對本破碎機來說，總共有兩級傳動，包括一級帶傳動和單級圓柱齒輪傳動，其中帶傳動的傳動比應控制在2～5以內。從尺寸和機構上考慮，帶傳動的傳動比取i1=3.86，減速器的傳動比取 i2=3.5。 2.3.2傳動裝置的運動參數(shù)的計算 設電動機軸為第Ⅰ軸，從減速器的高速軸Ⅱ軸，低速軸為Ⅲ軸，主動齒輥軸為Ⅳ軸，從動齒輥軸為第Ⅴ軸。 （1）各軸轉速計算 第Ⅱ軸轉速 n2=n1i1=7303.86=189.1r/min 第Ⅲ軸轉速 n3=n2i2=189.13.5=54r/min 由于主動齒輥和從動齒輥通過一個專用的傳動比為1的齒輪箱傳遞扭矩，故有第Ⅳ軸、第Ⅴ軸轉速 n4=n5=n3=54r/min （2）各軸功率計算 第Ⅱ軸功率 P2=P1η1η2η3=110.960.990.98=10.25KW 第Ⅲ軸功率 P3=P2η3η4=10.250.980.97=9.74KW 第Ⅳ軸功率 P4=P3η2η4=9.740.990.97=9.35KW 第Ⅴ軸功率 P5=P4η3η4=9.350.980.97=8.89KW 式中， η1—帶傳動的傳動效率 η2—聯(lián)軸器的傳動效率 η3—滾動軸承的傳動效率 η4—圓柱齒輪傳動的效率 （3）各軸扭矩的計算 第Ⅱ軸扭矩 T2=9550P2n2=955010.25189.1=518Nm 第Ⅲ軸扭矩 T3=9550P3n3=95509.7454=1773Nm 第Ⅳ軸扭矩 T4=9550P4n4=95509.3554=1654Nm 第Ⅴ軸扭矩 T5=9550P5n5=95508.8954=1573Nm 3 傳動系統(tǒng)設計計算 3.1 帶傳動設計計算 已知：雙齒輥破碎機的V帶傳動裝置，原動機為Y型異步電動機,功率P=11kW，轉速n1=730r/min,傳動比i1=3.86，工作中有強烈沖擊，預計壽命5年。 1） 確定計算功率Pca 根據(jù)工作情況，查工況系數(shù)Kca=1.3 則有計算功率Pca=KcaP=1.311=14.3KW 2）選擇V帶帶型 由Pca及n1查得選用B型V帶 3）初選小帶輪基準直徑dd1并驗算帶速v 由教材表格初選小帶輪基準直徑dd1=224mm 帶速v=πdd1n1601000=π224730601000≈8.65m/s 因為5(F0)min 9）計算壓軸力FP 壓軸力最小值（FP）min=2z（F0）minsinα12,帶入數(shù)據(jù)得 （FP）min=2893N 3.2減速器設計 已知：原動機為電動機，高速齒輪傳遞功率P2=10.25kW，小齒輪轉速n2=189.1r/min,傳動比i2=3.5，工作時有較大沖擊，每天工作8小時，每年300天，預期壽命5年。 3.2.1齒輪傳動設計 1.選用直齒圓柱齒輪傳動 大、小齒輪均選用20CrMnTi（滲碳后淬火），選用8級精度，選取小齒輪齒 數(shù)z1=24，則大齒輪齒數(shù)z2=i2z1=3.524=84 2.按齒面接觸強度設計 由設計計算公式進行試算，即 d1t≥2.323KT1?d?u1uZEσH2 (1)確定公式內各計算數(shù)值 1）初選載荷系數(shù)Kt=1.3 2）計算小齒輪傳遞的轉矩 T1=95.5105P2n2，將數(shù)據(jù)代入有T1=5.1765105Nmm 3）選取齒寬系數(shù)?d=0.6 4）查得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8MPa12 5）按齒面硬度查得大、小齒輪的接觸疲勞強度極限σHlim1=σHlim2=1300MPa 6)計算應力循環(huán)次數(shù) N1=60n1jLh=60189.1153008=1.362108 N2=N1i2=1.3621083.5=3.9107 7）查圖取接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1=0.95,KHN2=1.01 8) 計算接觸疲勞許用應力 取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，有 [σH]1=KHN1σlim1S=0.951300=1235MPa [σH]2=KHLN2σlim1S=1.011300=1313MPa （2）計算 1）試算小齒輪分度圓直徑d1t，代入[σH]中較小值 d1t≥2.323KT1?d?u1uZEσH2 帶入數(shù)據(jù)有d1t≈75.3mm 2）計算圓周速度v v=πd1tn2601000 帶入數(shù)據(jù)有v=0.75m/s 3) 計算齒寬b b=?d?d1t=0.675.3=45.2mm 4）計算齒寬和齒高之比bh 模數(shù) mt=d1tz1=75.324=2.22 齒高 h=2.25mt=2.252.22≈5 則 bh=45.25≈9.04 5）計算載荷系數(shù) 根據(jù)v=0.75m/s,8級精度，查圖得動載系數(shù)Kv=1.05，直齒輪有 KHα=KFα=1；查得使用系數(shù)KA=1.75;用插值法查8級精度、小齒輪相對支撐對稱布置時KHβ=1.189;由bh=9.04，查圖得KFβ=1.18 故載荷系數(shù)K=KAKvKHαKHβ=1.751.0511.189≈2.185 6) 按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑 d1=d1t3KKt=75.332.1851.3≈90mm 7）計算模數(shù)m m=d1z1=9024=3.8 3.按齒根彎曲強度設計 彎曲強度設計公式為 m≥32KT1?dz12（YFaYSa[σF]） （1）確定公式內各計算數(shù)值 1) 查得大、小齒輪彎曲疲勞強度極限σFE1=σFE2=900MPa 2）查圖取彎曲疲勞系數(shù)KFN1=0.9,KFN2=0.95; 3) 計算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4 σF1=KFN1σFE1S=578.6MPa [σF]2=KHN2σFE2S=610.7MPa 4) 計算載荷系數(shù)K K=KAKvKFαKFβ=1.751.0511.18≈2.17 5) 查取齒形系數(shù) YFa1=2.65，YFa2=2.212 6) 查取應力校正系數(shù) YSa1=1.58，YSa2=1.774 7）計算大、小齒輪的YFaYSa[σF]并比較 YFa1YSa1[σF]1=2.651.58578.6=7.2410-3 YFa2YSa2[σF]2=2.2121.774610.7=6.4310-3 小齒輪數(shù)值大 （2）設計計算 m≥322.175.17651057.2410-30.6242≈3.62 因為破碎機兩齒輥中心距為580mm，取m=8 4. 幾何尺寸計算 （1）計算分度圓直徑 d1=z1m=248=192mm d2=z2m=848=672mm （2）計算中心距 a=d1+d22=192+6722=432mm （3）計算齒輪寬度 b=?dd1=0.6192=115.2mm 取B2=110mm，B1=120mm 3.2.2軸結構設計 1.輸入軸設計 1）計算作用在齒輪上的力 轉矩T2=518N?m,輸入軸上齒輪分度圓直徑d1=192mm 圓周力Ft=2T2d1=2518192≈5396N 徑向力Fr=Fttanαncosβ=5396tan20ocos0o≈1964N 軸向力Fa=Fttanβ=0 2）初步估計軸徑 軸的材料選用45鋼，熱處理為調質回火，取A0=112 計算軸的最小直徑dmin≥A03P2n2=112310.25189.1≈42.4mm 3）確定各軸段長度 圖3.1 減速器輸入軸簡圖 左起為第一段 ①第一段與大帶輪通過鍵連接，取d1=80mm，l1=200mm ②第二段定位帶輪，取d2=90mm，因為帶輪無法裝在底架上，而減速器都是裝在底架上的，故將減速器輸入軸加長，使其伸出底架能夠與大帶輪連接，取l2=225mm ③第三段為與軸承相配合的軸段，取d3=95mm，初選圓錐滾子軸承30219，其 寬度B=32mm，齒輪與箱體內壁間隙取?1=23mm，油潤滑?2=15mm，有 l3=B+?1+?2=32+23+15=70mm ④第四段是與齒輪相配合的軸段，取d5=100mm，小齒輪寬度B1=120mm，則 l5=B1-5=120-5=115mm ⑤第五段齒輪定位，取d5=110mm，l5=23mm ⑥第六段與軸承配合，d6=95mm，l6=34.5mm 4）輸入軸校核 ①兩軸承支點距離 L2=B1+?1+T+l5=120+23+34.5+23=200.5mm ②大帶輪對稱線到離其最近的軸承支點距離 L1=T2+l12+l2=0.534.5+100+225=342.25mm ③齒輪到第六段所在軸承支點距離 L3=T2+l5+B12=0.534.5+23+60=100.25mm ④計算支反力 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 ⑤計算彎矩 水平面H,齒寬中心處：MH=RH2L3=2698100.25=270474.5Nmm 垂直面V,軸承處：MV1=FPL1=2893342.25=990129.3Nmm 齒寬中心處：MV2=2MH2+(RV2L3)2=397310Nmm 最大彎矩在軸承1處， 當量彎矩Mca=MV12+(αT2)2=1037763.3Nmm,其中α=0.6 σca=Mca0.1953=12.1MPa<σ-1=60MPa，故合格。 圖3.2輸入軸強度校核彎矩圖 2.輸出軸設計 1)計算作用在齒輪上的力 轉矩T3=1773Nm,輸入軸上齒輪分度圓直徑d2=672mm，由牛頓第三定律有 圓周力Ft，=5396N 徑向力Ft，=1964N 軸向力Fa，=0 2）初步估計軸徑 軸的材料選用45鋼，熱處理為調質回火，取A0=112 計算軸的最小直徑dmin≥A03P3n3=11239.7454≈63.3mm 3）確定各軸段長度 圖3.3輸出軸結構簡圖 左起為第一段 ①第一段通過聯(lián)軸器與齒輥軸相連，即第一段與半聯(lián)軸器連接。聯(lián)軸器計算轉矩Tca=1.31773=2305Nm，查手冊選取HL6型彈性柱銷聯(lián)軸器，其許用轉矩為3120Nm，孔徑70mm，長度142mm，轂孔長度107mm。取d1=75mm，軸段長度應比轂孔長度小1～4mm，取l1=105mm。 ②第二段裝端蓋，取d2=80mm，l2=90mm。 ③第三段與軸承相配合，取d3=85mm，初選圓錐滾子軸承30217，軸承寬度B=29mm，則l3=B+?1+?2+3=29+23+15+3=70mm。 ④第四段與大齒輪配合，d4=95mm，l4=B2-5=110-5=105mm。 ⑤第五段定位大齒輪，取d5=100mm，l5=30mm。 ⑥第六段與軸承配合，取d6=85mm，l6=29mm。 4）輸出軸校核 ①齒寬中心點到離聯(lián)軸器較近的軸承支點距離 L1=l3+B22=70+55=125mm ②齒寬中心到離聯(lián)軸器較遠的軸承支點距離 L2=B22+l4+B2=55+25+14.5=94.5mm ③計算支反力 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 ④計算彎矩 齒寬中心處： 水平面H：MH=RH2L2=290399Nmm 垂直面V: MV=RV1L1=105750Nmm 合成彎矩：M=MH2+MV2=309055Nmm 當量彎矩：Mca=M2+(αT3)2=1107784Nmm σca=Mca0.1953=13MPa<60MPa，故合格。 圖3.4輸出軸強度校核彎矩圖 3.2.3軸承校核 ①輸入軸軸承 軸承型號初選為圓錐滾子軸承30219，正裝，Cr=228kN，e=0.42，y=1.4，yθ=0.8 1）計算軸承支反力 由之前計算可知 水平支反力：RH1=2698N，RH2=2698N 垂直支反力：RV1=8814N,RV2=3954N 合成支反力：R1=RH12+RV12≈9218N,R2=RH22+RV22≈4786N 2)計算派生軸向力 S1=R12y=921821.4≈3293N,S2=R22y=478621.4≈1710N 3)計算軸向載荷 因為軸向力Fa=0，S1>S2,軸有向右運動趨勢即右邊軸承壓緊，故軸向載荷A1=0,A2=S1-S2 4)計算當量動載荷 因為A1R1=0P2,所以按軸承1的受力大小驗算 Lh=10660n2CrP1103≈183238>12000 故所選軸承滿足壽命要求。 ②輸出軸軸承 軸承型號初選為圓錐滾子軸承30217，正裝，Cr=178kN，e=0.42，y=1.4，yθ=0.8 1）計算軸承支反力 由之前計算可知 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+RV12≈2474N,R2=RH22+RV22≈3271N 2)計算派生軸向力 S1=R12y=24742.8≈884N;S2=R22y=32712.8≈1169N 3)計算軸向載荷 因為軸向力Fa=0，S2>S1,軸有向左運動趨勢即左軸承壓緊，故軸向載荷A1=S2-S1,A2=0 4)計算當量動載荷 因為A1R1=1169-8842474≈0.1212000 故所選軸承滿足壽命要求。 3.2.4鍵的選擇與校核 鍵的設計，由軸徑，查標準得到鍵的截面尺寸bhl；由輪轂寬度及軸段長度選擇合適的鍵長；驗算鍵的強度σp=4Tdhl≤σp=90MPa。 1）輸入軸 第一軸段與大帶輪連接，采用單圓頭普通平鍵C型，該種鍵用于軸端與轂類零件連接。查標準取bhl=2214180 σp=4Tdhl=45181008014180≈10.3≤σp 第四段與小齒輪配合，采用普通平鍵A型。查標準取bhl=2816100 σp=4Tdhl=4518100010016100≈13≤σp 2）輸出軸 第一段與半聯(lián)軸器相連，采用普通平鍵A型。查標準取bhl=201290 σp=4Tdhl=417731000751290≈88≤σp 第四段與大齒輪相連采用普通平鍵A型。查標準取bhl=251490 σp=4Tdhl=417731000951490≈60≤σp 經驗算，鍵的強度滿足要求。 3.2.3減速器鑄造箱體的主要結構尺寸設計 根據(jù)《機械設計課程設計》14頁表3-1經驗公式，列出下表： 名稱 代號 尺寸計算 結果（mm） 底座壁厚 0.025a+1≥7.5 12 箱蓋壁厚 (0.8~0.85) ≥8 12 底座上部凸緣厚度 h0 (1.5~1.75) 18 箱蓋凸緣厚度 h1 (1.5~1.75) 18 底座下部凸緣厚度 h2 (2.25~2.75) 30 底座加強肋厚度 e (0.8~1) 10 底蓋加強肋厚度 e1 (0.8~0.85) 10 地腳螺栓直徑 d 2 28 地腳螺栓數(shù)目 n 6 軸承座聯(lián)接螺栓直徑 d2 0.75d 20 箱座與箱蓋聯(lián)接螺栓直徑 d3 (0.5~0.6)d 14 軸承蓋固定螺釘直徑 d4 (0.4~0.5)d 12 視孔蓋固定螺釘直徑 d5 (0.3~0.4)d 10 軸承蓋螺釘分布圓直徑 D1 125,140 軸承座凸緣端面直徑 D2 140,155 螺栓孔凸緣的配置尺寸 c1\c2\D0 表3-2 15, 13, 20 地腳螺栓孔凸緣的配置尺寸 c’1\c’2\D’0 表3-3 25，23，45 箱體內壁與齒輪距離 △ ≥1.2 23 箱體內壁與齒輪端面距離 △1 ≥ 23 底座深度 H 0.5da+(30~50) 384 外箱壁至軸承座端面距離 l1 c1+c2+(5~10) 33 3.3同步齒輪設計 1.選用直齒圓柱齒輪傳動 兩齒輪均選用40Cr（表面淬火），選用8級精度，開式結構，n=54r/min, 因為兩齒輥中心距為a=580mm，同步齒輪是傳動比為1，完全相同的兩齒輪傳動，有齒輪的分度圓直徑d1，=d2，=580mm，初選模數(shù)m，=10，z1，=z2，=58 2.按齒面接觸強度設計 由設計計算公式進行試算，即 d1，≥2.323KT4?d?u1uZEσH2 （1）確定公式內各計算數(shù)值 1）初選載荷系數(shù)Kt=1.3 2）計算小齒輪傳遞的轉矩 T4=1.654106Nmm 3）選取齒寬系數(shù)?d=1 4）查得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8 5）按齒面硬度查得大、小齒輪的接觸疲勞強度極限σHlim1=σHlim2=1200MPa 6)計算應力循環(huán)次數(shù) N1=60n1jLh=6054153008=3.9107 N2=N1 7）查圖取接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1=KHN2=1.19 8) 計算接觸疲勞許用應力 取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，有 [σH]1=KHN1σlim1S=1428MPa [σH]2=[σH]1 （2）計算 1）試算小齒輪分度圓直徑d1t，代入[σH]中較小值 d1t≥2.323KT1?d?u1uZEσH2 帶入數(shù)據(jù)有d1t≈98.3mm 2）計算圓周速度v v=πd1,n601000 帶入數(shù)據(jù)有v=0.278m/s 3) 計算齒寬b b=?d?d1,=98.3mm 4）計算齒寬和齒高之比bh 模數(shù) mt=d1,z1,=98.358=1.69 齒高 h=2.25mt=2.251.69≈3.82 則 bh= 26 5）計算載荷系數(shù) 根據(jù)v=0.278m/s,8級精度，查圖得動載系數(shù)Kv=1.02，直齒輪有 KHα=KFα=1；查得使用系數(shù)KA=1.75;用插值法查8級精度、小齒輪相對支撐非對稱布置時KHβ=1.335;由bh=26，查圖得KFβ=1.29 故載荷系數(shù)K=KAKvKHαKHβ=1.751.0211.335≈2.383 6) 按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑 d1=d1，3KKt=98.332.3831.3≈120.3mm 7）計算模數(shù)m m=d1z1=120.358=2.07 3.按齒根彎曲強度設計 彎曲強度設計公式為 m≥32KT1?dz12（YFaYSa[σF]） （1）確定公式內各計算數(shù)值 1) 查得大、小齒輪彎曲疲勞強度極限