【正文】 ）得 HZ ＝ 。1 ndt? /60000=與估取 tv = 很相近，對 vK 取值影響不大，不必修正 vK 。 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。 小輪轉(zhuǎn)矩 1T 由式（ 853）得 1T ＝ 179。 小輪齒數(shù) 1Z ，在推薦值 20～ 40中取 1Z ＝ 24。 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 ＝ 。 16）壓軸力 rF )2/sin(2 0 ?zFF r ? ＝ 。 () 179。 14） V帶根數(shù) z z= dP /[(1P +△ 1P ) LKK? ] 由表 ?K =,由 表 查得 LK =,則 Z=[(+) 179。 6) 初定軸間距 按要求取 0a =(1d+2d)=179。 1000)= ? 179。 = 由表 2d=900mm。 16= 2） 選定帶型 根據(jù) dP = 和 1n =980r/min，由圖 確定為 E 型帶。 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。 新型的齒輥破碎機 本設(shè)計所涉及的新型的輥顎破碎機結(jié)合了顎式破碎機和齒輥破碎機的優(yōu)點，使生產(chǎn)能力得到了很大的提高，出料粒度的均一性得到了很好的保證，使物料得到了有效的破碎，這是有生產(chǎn)的實踐為證的。遇有過硬或不可破碎物時，輥子可憑液壓缸或彈簧的作用自動退讓，使輥子間隙增大，過硬或不可破碎物落下，從而保護機器不受損壞。 雙齒輥破碎機主要適用于礦山，冶金、化工、煤礦等行業(yè)脆性塊狀物料的粗，中級破碎，其入料粒度大，出料粒度可調(diào)，可對抗壓強度 ≤160MPa 的物料進行破碎。復擺顎式破碎機 工作時，電動機通過皮帶輪帶動偏心軸旋轉(zhuǎn)，使動顎周期地靠近、離開定顎，從而對物料有擠壓、搓、碾等多重破碎，使物料由大變小，逐漸下落，直至從排料口排出。 顎式破碎機廣泛運用于礦山、冶煉、建材、公路、鐵路、水利和化工等行業(yè)。 通常的破碎過程，有粗碎、中碎、細碎三種，其入料粒度和出料粒度，見表 11所示。 破碎機械所施加的機械力，可以是擠壓力、辟裂力、彎曲力、剪切力、沖擊力等，在一般機械中大多是兩種或兩種以上機械力的混合。用一個模型樣機做的試驗表明：即使對于非常硬的礦石，破碎比也可以超過 10。因為這點，在礦石處理流程的應(yīng)用中，很少考慮到它們，并且忽略了很多它們的優(yōu)點。本文描述了一個已被發(fā)展起來的新穎的對輥破碎機，旨在提出這些論點。另外，在齒輥式破碎機的破碎處理中結(jié)合了輥式破碎機和顎式破碎機的作用，那就有一種結(jié)果：新的輪廓會帶來輥 子磨損率的降低。對于堅硬的物料，適宜采用產(chǎn)生彎曲和辟裂作用的破碎機械；對于脆性和塑性的物料，適宜采用產(chǎn)生沖擊和辟裂作用的機械；對于粘性和韌性的物料，適宜采用產(chǎn)生擠壓和碾磨作用的機械。所采用的破碎機械相應(yīng)地有粗碎機、中碎機和細碎機三種 表 11 物料粗碎、中碎、細碎的劃分（ mm） 工業(yè)上常用物料破碎前的平均粒度 D 與破碎后 的平均粒度 d 之比來衡量破碎過程中物料尺寸變化情況，比值 i 稱為破碎比（即平均破碎比） i = D/d 為了簡易地表示物料破碎程度和比較各種破碎機的主要性能，也可用破碎機的最大進料口尺寸和最大出料口尺寸之比來作為破碎比，稱為標稱破碎比。 根據(jù)其結(jié)構(gòu)不同可分為復擺顎式破碎機（即單復擺顎式破碎機）和簡擺顎式破碎機。 輥式破碎機工作可靠、維修簡單、運行成 本低廉，排料粒度大小可調(diào)。 其 結(jié)構(gòu)緊湊，且破碎力由內(nèi)部機構(gòu)承受，基礎(chǔ)不受力，特別適用于移動式設(shè)備，也廣泛適用于各種場合的物料破碎。相向轉(zhuǎn)動的兩輥子有一定的間隙，改變間隙，即可控制產(chǎn)品最大排料 粒度。因該種機械的新的一面，所以尚未有成熟的計算方法對其進行精確的計算，只能在傳統(tǒng)破碎機械計算的基礎(chǔ)上，結(jié)合生產(chǎn)實踐，對其進行粗略 的估算。 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。 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) ? ＝ 。 4） 大帶輪軸實際轉(zhuǎn)速 2n 2n ＝1d(1? )1n /2d=560179。 560179。 (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。 179。 /(8179。 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 。 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。 取傳動比 i＝ ，則 2Z =125。 610 P/1n =179。 小輪分度圓直徑參數(shù)圓整值 39。 vK = vtK =,K= tK = 齒輪模數(shù) m= tm =7mm。 重合度系數(shù) ?Z 查圖 865（ ?? ＝ 0） 得 ?Z ＝ 。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。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。其結(jié)構(gòu)見圖 37。在圖 1中 ,這一階段為齒從 1′ 1位置到 2′ 2位置。 前一對齒開始脫離嚙合時 ,破碎的物料大量下漏排出 ,個別粒度仍然偏大的物料被劈裂棒阻擋。 輥式破碎機的計算 1 ）破碎比 i 和鉗角 ? 輥式破碎機的咬入能力與輥 子間的摩擦系數(shù) f有關(guān)，一般情況下，鉗角 ? 應(yīng)小于或等于物料與輥子間摩擦角 ? 的兩倍。為了工作可靠， D/d 值還需加大 ～ ，此時，輥子直徑要比物料粒度大 9～ 22 倍，故光面雙輥破碎機不宜于作粗碎機，不然輥子要做得非常龐大。 實際上，為了減小破碎機的振動和輥子表面的磨損，取 n = (～ ) maxn r/min 光面輥子取上限值，槽面和齒面輥子取下限值。它直接關(guān)系到雙齒輥破碎機設(shè)計中各參數(shù)的選擇 ,如功率的確定等 ,也是用戶選型的重要依據(jù)。這一能力在兩輥上相對齒環(huán)的旋轉(zhuǎn)相位保持不變時決定于兩個因素 ,一個是齒的幾何形狀 ,即前后兩對齒形成的封閉多邊形的面積 。補償量可利用輥式破碎機的生產(chǎn)能力計算公式來計算： Q=3600VFU ( hm/3 ) (公式 9） 式中 V—— 破碎機輥齒的平均線速度， m/min； 12 F—— 破碎機輥齒間物料通過的面積 ,， 2m ； U—— 物料松散系數(shù) ,取 ~。 5）雙齒輥破碎機功率的計算方法 功率計算是破碎機設(shè)計中的關(guān)鍵環(huán)節(jié) ,也是選擇電機的理論依據(jù)。 由此可見這一方法的關(guān)鍵在于如何確定單位生產(chǎn)量的功耗 W。 。 Q),初步得出對于雙齒輥破碎機 ,i 可取 ～ 5。 610 179。 179。 3 152 ＝ mm 取 mind =100mm。 下圖為軸及軸上零件的示意圖： 14 圖 38輸入軸 Figure 38 Input Shaft （ 5）軸的強度較核 1)求軸的載荷 根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖和軸的受力分析，可以做出軸的計算受力簡圖，確定軸承支點。 0r V C V B rc o s 4 2 F sin 4 8 R F sin 2 9tFR? ? ? ? 39。0H C H B r1 3 6 2 .5 R 1 5 3 .5 1 6 6 1 F c o s2 9R?? 代入數(shù)據(jù)： 39。根據(jù)軸徑，查手冊得 B? ＝ 865 N/m 2m [σ ]＝（ ） B? ＝ ～ N/m 2m 取 [σ ]＝ 82N/m 2m ，軸的計算應(yīng)力為 σ B＝ BBMW? 18 ＝? ＝ N/m 2m ＜ [σ ]=82 N/m 2m σ C＝ CCMW? ＝? ＝ N/m 2m ＜ [σ ]=82 N/m 2m 根據(jù)計算結(jié)果可知，該軸滿足強度要求。 610 179。 179。 3 ＝ 109 mm 19 取 mind =112mm。 下圖為軸及軸上零件的示意圖： 圖 316偏心軸 Figure 316 eccentric shaft （ 5）軸的強度較核 1）求軸的載荷 根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖和軸的受力分析，可以做出軸的計算受力簡圖，確定軸承支點。 HAR =842179。根據(jù)軸徑，查手冊得 B? ＝ 865 N/m 2m [σ ]＝ B? ＝ ～ N/m 2m 取 [σ ]＝ 82N/m 2m ，軸的計算應(yīng)力為 CCC WM ?? ? =? = N/m 2m ＜ [σ ]=82 N/m 2m DDD WM ?? ? =? = N/m 2m ＜ [σ ]=82 N/m 2m 根據(jù)計算結(jié)果可知，該軸滿足強度要求。 610 179。 179。 3 ＝ mm 取 mind =103mm。 （ 5）軸的強度較核 1）求軸的載荷 24 根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖 和軸的受力分析，可以做出軸的計算受力簡圖，確定軸承支點。 610 扭矩圖： 26 圖 330軸所受扭矩圖 Figure 330 Axis suffered torque diagram 由上述一系列的圖可以看出， B為危