【正文】 技術(shù)參數(shù) : 破碎物料抗壓強度：≤ 160MPa 入料粒度：≤ 800mm 出料粒度：≤ 80mm 處理量： 2021t/h左右 大齒輥轉(zhuǎn)速： 120r/min 左 右，小齒輥轉(zhuǎn)速： 160r/min 左右 電機選型 電機功率計算 對于功率的計算采用如下的近似理論計算方法。本方法是基于電機的功率應(yīng)該與單位時間的破碎物料的功耗相同的原則，即認為電機的功率應(yīng)如下： F=QW/η （公式 1） 式中 Q:破碎機的生產(chǎn)能力 t/h W:單位生產(chǎn)量的功耗 kWh/t η：破碎機的傳動效率 采用 Rittinger 法確定單位生產(chǎn)量的功耗： )11(11ii AEmW ?? （公式 2） 式中 m:Bond 功指數(shù)，煤的 Bond 功指數(shù)為 E:占排料粒度 80％以上的組成部分的粒度尺寸（ um） A:占給料粒度 80％以上的組成部分的粒度尺寸 (um) i:常指數(shù)，取 。 電機選擇 由于是所設(shè)計的破碎機的新穎性，暫時還沒有成熟的功率計算方法，故參考上述傳統(tǒng)破碎機械電機功率的計算方法，結(jié)合生產(chǎn)實踐的經(jīng)驗，估取電機功率為 160Kw, 選擇佳木斯電機股份有限公司 的 YB355S6 的電機。 其主要參數(shù)如下： 額定功率： 16KW 轉(zhuǎn)速： 980r/min 效率： 功率因數(shù)： 輸出軸徑： 90mm 3 設(shè)計計算 傳動機構(gòu)的設(shè)計及計算 根據(jù)上述所得的電機及齒輥轉(zhuǎn)速，初步確定電機至大齒輥間的減速比： i=980/120= 電機至小齒輥間的減速比為： 4 I=980/160= 根據(jù)生產(chǎn)實踐經(jīng)驗，選定電機至大齒輥間的減速傳動機構(gòu)為一對帶輪和一對齒輪。結(jié)合帶輪和 齒輪的傳動特點，取帶輪間的減速比為 ，齒輪間的減速比為 ；電機至小齒輥間的減速傳動機構(gòu)則在電機至大齒輥間減速傳動的基礎(chǔ)上再加上兩個介輪和一個齒輪，它們的具體設(shè)計如下述所示。 帶傳動的設(shè)計計算 [1] 已知輸入軸轉(zhuǎn)速 1n ＝ 980r/min,輸入功率 P=16kw 1） 設(shè)計功率 dP 由表 況系數(shù) AK ＝ dP ＝ AK P＝ 179。 16= 2） 選定帶型 根據(jù) dP = 和 1n =980r/min，由圖 確定為 E 型帶。 3） 小帶輪基準直徑1d及大帶輪基準直徑2d 參考表 和圖 ，取1d＝ 560mm，取傳動比 i=,彈性滑動系數(shù) ? ＝ 。則大帶輪基準直徑 2d＝ i1d(1? )=179。 560179。 = 由表 2d=900mm。 4） 大帶輪軸實際轉(zhuǎn)速 2n 2n ＝1d(1? )1n /2d=560179。 179。 980/900=5) 帶速 v v=?1d 1n/(60179。 1000)= ? 179。 560179。 980/(60179。 1000)=不超過 30m/s，符合要求。 6) 初定軸間距 按要求取 0a =(1d+2d)=179。 (560+900)=1022mm 7) 所需基準長度0dL 0dL＝ 2 0a +? (1d+2d)/2+ )4/()( 0212 add dd ? = 由表 dL ＝ 4660mm。 8）實際軸間距 a a= 0a +（ dL 0dL） /2＝ 1170mm 9) 安裝時所需最小軸間距 mina mina ＝ dL = 10)張緊或補償伸長所需最大軸間距 maxa maxa ＝ a+ dL =1263mm 11）小帶輪包角 ? ? ＝ 0180 － )(12 ?? add dd＝ 0163 12）單根 V帶的基本額定功率 根據(jù)1d＝ 560mm 和 1n ＝ 980r/min 由表 查得 E型帶 1P ＝ 。 13）考 慮傳動比影響，額定功率的增量△ 1P 由表 △ 1P ＝ 。 14） V帶根數(shù) z z= dP /[(1P +△ 1P ) LKK? ] 由表 ?K =,由 表 查得 LK =,則 Z=[(+) 179。 179。 ]= 5 取 z＝ 8根。 15）單根 V帶預(yù)緊力 0F 0F =500(?K 1) dP /(zv)+m 2v 由表 m＝ ,則 0F =500179。 () 179。 /(8179。 )+179。 ＝ 。 16）壓軸力 rF )2/sin(2 0 ?zFF r ? ＝ 。 17）帶輪結(jié)構(gòu)和尺寸 由 YB355S6電動機可知，其軸伸直徑 0d ＝ 90mm ,長 度 L=170mm, 故小帶輪軸孔直徑應(yīng)取 0d ＝ 90mm,轂長 L=170mm 。 由表 查得，大帶輪和小帶輪結(jié)構(gòu)都為六橢圓輻輪。 輪槽尺寸及輪寬按表 ，參考圖 典型結(jié)構(gòu)，畫出小帶輪工作圖（見圖）。 圖 31 小帶輪 Figure 31 small pulley 大帶輪的示意圖如圖所示： 圖 32 大帶輪 Figure 32 Large pulley 齒輪傳動設(shè)計計算 [1] 傳遞功率 P=15kw，主動齒輪轉(zhuǎn)速 1n ＝ 。 6 (1)齒輪材料 查表 817，小齒輪選用 20CrMnTi,調(diào)質(zhì)滲碳淬火，回火 ,硬度 56～ 62HRC；大齒輪選用 20CrMnTi,調(diào)質(zhì)滲碳淬火，回火，硬度 56～ 62HRC。 2）按齒根彎曲疲勞強度進行設(shè)計計算 設(shè)計計算公式 齒輪模數(shù) m≥ 3 211 ]/[)/(2 FSaFad YYZKT ?? mm 確定 齒輪傳動精度等級 按 tv ＝（ ～ ） 3 11 /nPn ,估算圓周速度 tv ＝，參考表 814和表 815，選取Ⅱ公差組 8級。 齒寬系數(shù) d? 查表 823，按齒輪相對軸承為懸臂布置，取 d? ＝ 。 小輪齒數(shù) 1Z ，在推薦值 20～ 40中取 1Z ＝ 24。 取傳動比 i＝ ，則 2Z =125。齒數(shù)比 u＝ 傳動比誤差△ u/u △ u/u=()/= 在177。 5％范圍內(nèi)。 小輪轉(zhuǎn)矩 1T 由式（ 853）得 1T ＝ 179。 610 P/1n =179。 610 N178。 mm 載荷系數(shù) K 由式（ 854）得 K= AK ?K vK ?K 使用系數(shù) AK 查表 820 得 AK = 動載荷系數(shù) vK 查圖 857得初值 vtK = 齒向載荷分布系數(shù) ?K 查圖 860 得 ?K = 齒間載荷分配系數(shù) ?K 由式（ 855） 及 0?? 得 ?? ?? ?? [( 21 /1/1 ZZ ? )]cos? = 查表 821 并插值得 ?K =,則載荷系數(shù) K的初值 tK =。 齒形系數(shù) FaY 查圖 867 小輪 1FaY ＝ 大輪 2FaY ＝ 應(yīng)力修正系數(shù) SaY 查圖 868 小輪 1SaY ＝ 大輪 2SaY ＝ 重合度系數(shù) ?Y 由式（ 867）得 ?Y ＝ +?? = 許用彎曲應(yīng)力 [ F? ] 由式（ 871）有 [ F? ]＝ FxNF SYY /lim? 彎曲疲勞極限 limF? 查圖 872得 1limF? ＝ 850N/ 2mm 2limF? =740 N/ 2mm 彎曲壽命系數(shù) NY 查圖 873 得 1NY ＝ 2NY ＝ 1 尺寸系數(shù) xY 查圖 874 得 xY ＝ 1 安全系數(shù) FS 查表 827 得 FS ＝ ，則 [ 1F? ]＝ 531 N/ 2mm ， [ 2F? ]＝ 463 N/ 2mm 故齒輪模數(shù) m的設(shè)計初值 tm tm ≥ 3 211 ]/[)/(2 FSaFad YYZKT ?? = 7 取 tm =7mm。 小輪分度圓直徑參數(shù)圓整值 39。1td 39。1td ＝ 1Z tm ＝ 168mm 圓周速度 v V= 139。1 ndt? /60000=與估取 tv = 很相近，對 vK 取值影響不大，不必修正 vK 。 vK = vtK =,K= tK = 齒輪模數(shù) m= tm =7mm。 小輪分度圓直徑 1d 1d ＝ 39。1td ＝ 168mm 大輪分度圓直徑 2d 2d ＝ m 2Z =875mm 中心距 a a=m( 21 ZZ? )/2= 齒寬 b b= min1tdd? =83mm 大輪齒寬 2b 2b ＝ b=83mm 小輪齒寬 1b 1b ＝ 2b +（ 5～ 10）＝ 88mm 3） 按齒面接觸疲勞強度校核計算 由式（ 863）知 ? ?HHEH budiuKTZZZ ?? ? ??? )/()(2 211 (公式 3） 彈性系數(shù) EZ 查表 822，得 EZ ＝ 2/ mmN 。 節(jié)點影響系數(shù) HZ 查圖 864（ 0?? ， 21 xx? ＝ 0）得 HZ ＝ 。 重合度系數(shù) ?Z 查圖 865（ ?? ＝ 0） 得 ?Z ＝ 。 許用接觸應(yīng)力 ? ?H? 由式（ 869）得 ? ?H? ＝ HWN SZZH /lim? 接觸疲勞極限應(yīng)力 1limH? 、 2limH? 查圖 869得 （公式 4） 1limH? ＝ 1650MPa, 2limH? =1620MPa 接觸強度壽命系數(shù) NZ 查圖 870 得 1NZ ＝ 2NZ ＝ 1。 硬化系數(shù) WZ 查圖 871 及說明得 WZ ＝ 1。 接觸強度安全系數(shù) HS 查表 827，按一般可靠度取 HS =。則 ? ?1H? =1500 MPa ? ?2H? =1473 MPa 又 1H? =988 MPa? ?1H? 2H? =960 MPa? ?2H? 8 故齒面接觸疲勞強度滿足要求，也即所設(shè)計的齒輪滿足強度要求。 4） 齒輪其它尺寸計算及結(jié)構(gòu)設(shè)計 查表 831 可知，小齒輪為盤式鍛造齒輪，大齒輪為輪輻式鑄造齒輪 以及它們的結(jié)構(gòu)尺寸。畫出齒輪的示意圖如下所示。 圖 33主動齒輪 Figure 33 gear 圖 34 偏心軸 齒輪 Figure 34 eccentric shaft gear 5）根據(jù)傳動要求及破碎機的結(jié)構(gòu)合理性，可確定過輪及小齒輥軸端的齒輪的參數(shù)及結(jié)構(gòu)尺寸。過輪的齒數(shù)為 z=57，根據(jù)模數(shù) m=7mm 及分度圓直徑 d = mz （公式 5） 可知分度圓直徑 d=399mm。又過輪寬 B=88mm,其結(jié)構(gòu)圖如下圖所示。 9 圖 35 過輪 Figure 35 through round 小齒輥齒輪的齒數(shù) z=90,寬度 B=83mm,其結(jié)構(gòu)圖如下所示。 圖 36 小齒輥齒輪 Figure 36 small gear teeth roll 10 輥式破碎機的分析及其計算 輥式破碎機的分析 1破碎及排料機理分析 雙齒輥破碎機的主要工作部件為兩個平行安裝的齒輥 ,每個齒輥沿軸向布置一定數(shù)量的齒環(huán) ,通過齒輥的對轉(zhuǎn)實現(xiàn)物料的破碎。其結(jié)構(gòu)見圖 37。 圖 37 破碎機理示意圖 Figure 37 Fragmentation Mechanism diagram 齒對物料的作用過程可分為三個階段。第一階段 ,旋轉(zhuǎn)運動中的輥齒遇到大塊物料 ,首先對它進行沖擊剪切 ,接著進行撕拉。如果碎塊能被輥齒咬入則進