【正文】 險(xiǎn)截面。 610 ,裝上齒帽后，齒環(huán)的 27 直徑 d=888mm,則作用在齒帽頂部的力的大小為 F=T/(d/2)=179。 鍵的選擇及其校核 電機(jī)軸上鍵的選擇及校核 電機(jī)軸伸出的輸出端與小帶輪聯(lián)結(jié)需用鍵實(shí)現(xiàn)周向固定。 610 N178。 查手冊(cè)得到＃ 45 鋼在沖擊載荷靜聯(lián)接下鍵的許用擠壓應(yīng)力 ? ?p? 為 60～ 100 2/mmN 此時(shí)聯(lián)結(jié)帶輪和電機(jī)軸的鍵的 擠壓強(qiáng) 度為 622 2 1095 7 ( 160 25 ) /ppTdk lN m m??????? ? ????? ?? 從上面計(jì)算可得出電機(jī)軸鍵的強(qiáng)度能夠滿(mǎn)足強(qiáng)度要求。 610 N178。假定擠壓應(yīng)力在鍵的接觸面上是均勻分布的，此時(shí)擠壓強(qiáng)度條件是： ? ?pp d k lT ?? ?? 2 2/mmN （公式 14） 29 將已知數(shù)據(jù)代入擠壓強(qiáng)度公式得 p? ＝ 62 3 10100 8 (200 16)??? ? ? ＝ ≤ [ P? ] 從上面計(jì)算可得出帶輪處軸上鍵的強(qiáng)度能夠滿(mǎn)足強(qiáng)度要求。 16179。 1）偏心軸上的扭矩： T＝ ? 107 鍵材料用 45 鋼，其 [ P? ]=60～ 100 2/mmN 。 D179。 18。查相關(guān)手冊(cè)，選用 A 型普通平鍵，其尺寸為：b179。 500。鍵材料用 45 鋼，其 [ P? ]=60～ 100 2/mmN 。 16179。查相關(guān)手冊(cè)，選用 A 型普通平鍵，其尺寸為：b179。 860。 采用調(diào)心滾子軸承型號(hào)及其參數(shù)： 型號(hào)： 22326 TN1/W33 Cr ＝ 1050kN, Cor ＝ 1440kN, 0Y =, 1Y =, 2Y =, e= 1．軸承支反力 由輸入軸的校核部分可知： 垂直面支反力 VBR =33717 N ， VCR =19082 N 水平面支反力 HBR ＝ 21877 N， HCR =30060 N 則合成支反力 BR = 22 VBHB RR ? = 22 3371721877 ? =34419 N 22 VCHCC RRR ?? = 22 1908230060 ? =35605 N 2. 軸承的派生軸向力 BS = BR /(2179。 偏心軸軸承選用及校核 偏心軸的兩對(duì)軸承都采用調(diào)心滾子軸承，主要是因?yàn)樗淖詣?dòng)調(diào)心作用，能夠自動(dòng)調(diào)節(jié)偏角。 查手冊(cè)得： 溫度系數(shù) tf ： tf ＝ 1 載荷系數(shù) pf ： pf ＝ 查手冊(cè)得壽命公式： ?)。 0Y ) 代入數(shù)據(jù)得： BS ＝ 8605 N CS ＝ CR /(2179。 Y) 代入數(shù)據(jù)得： CS ＝ 8901 N 3. 軸承的軸向載荷 因?yàn)檩S承不受外部軸向載荷，即 Ka ＝ 0，右 BS ﹤ CS ，故 BA = CA = CS =8901 N 4. 軸承的當(dāng)量動(dòng)載荷 1) 因?yàn)?BA / BR ＝ e= 查手冊(cè)知道： 當(dāng)量動(dòng)載荷 ?KYRP BrB 1?? =34419 N 2) 因?yàn)?CA / CR =＜ e= 查手冊(cè)有： 當(dāng)量動(dòng)載荷 aCrC KYRP 1?? ＝ 35605 N 32 因?yàn)?rBP ＜ rCP ，故按 rCP 計(jì)算。 將已知數(shù)據(jù)代入擠壓強(qiáng)度公式，有 ? ?pd k lT ?? ?? 22/mmN 31 ＝)40860(11103 6??? ?? ＝ 2/mmN ≤ [ P? ] 從上面計(jì)算可得出齒環(huán)處軸上鍵的強(qiáng)度能夠滿(mǎn)足強(qiáng)度要求。 l=40179。 將已知數(shù)據(jù)代入擠壓強(qiáng)度計(jì)算公式，有 ? ?pd k lT ?? ?? 2 2/mmN ＝ 62 1. 99 1017 0 8 (80 28 )??? ? ? ＝ 2/mmN ≤ [ P? ] 從上面計(jì)算可得出小齒輥上齒輪處軸上鍵的強(qiáng)度能夠滿(mǎn)足強(qiáng)度要求。 h179。 將已知數(shù)據(jù)代入擠壓強(qiáng)度公式，有 ? ?pd k lT ?? ?? 2 2/mmN ＝ 62 12. 4 10255 16 (500 56)??? ? ? ＝ 2/mmN ≤ [ P? ] 從上面計(jì)算可得出齒環(huán)處軸上鍵的強(qiáng)度能夠滿(mǎn)足強(qiáng)度要求。 l=56179。 將已知數(shù)據(jù)帶入上述花鍵擠壓強(qiáng)度計(jì)算公式，有 2021p g g mTzh l D? ?? 30 ＝ 32 0 0 0 1 2 . 4 1 00 . 7 5 1 0 5 8 0 1 1 8 . 5??? ? ? ? ＝ 2/mmN 又經(jīng)查手冊(cè)得，靜聯(lián)結(jié)方式下，齒面經(jīng)熱處理在不良的制造和使用的情況下 p?????在40～ 70 2/mmN 范圍內(nèi)，故說(shuō)選花鍵滿(mǎn)足強(qiáng)度要求。 112179。其尺寸為： N179。 將已知數(shù)據(jù)代入擠壓強(qiáng)度公式，有 ? ?pd k lT ?? ?? 2 2/mmN ＝ 62 2. 43 1010 2 8 (80 28 )??? ? ? ＝ 114 2/mmN ＞ [ P? ] 由上述計(jì)算得到單個(gè)平鍵的強(qiáng)度不夠，但差得不多，故采用雙鍵聯(lián)接。 h179。 鍵的選擇計(jì)算 ,與上面的一樣，普通平鍵在軸上傳遞轉(zhuǎn)矩 T時(shí) ,鍵的工作面受到壓力 N 的作用 ,工作面受擠壓 ,鍵受剪切 ,失效形式是鍵、軸槽和輪轂槽三者中最弱的工作面被壓潰和平鍵被剪壞。鍵材料用 45 鋼，其 [ P? ]=60～ 100 2/mmN 。當(dāng)鍵用 45＃鋼制造時(shí)，主要失效形式為壓潰，所以通常只進(jìn)行擠壓強(qiáng)度計(jì)算。 610 179。 152=21888 mm2 則齒環(huán)的齒根處所受的剪應(yīng)力為 27928 21888FS? ? ? ? N/mm2 而齒環(huán)材料球墨鑄鐵 602的剪切疲勞極限為 185 N/mm2 ,由此可知，齒環(huán)的剪切強(qiáng)度滿(mǎn)足要求，也即其結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)合理。根據(jù)軸徑，查手冊(cè)得 B? ＝ 865 N/m 2m [σ ]＝ B? ＝ ～ N/m 2m 取 [σ ]＝ 82N/m 2m ，軸的計(jì)算應(yīng)力為 σ＝ BBMW? ＝? ＝ N/m 2m ＜ [σ ]=82 N/m 2m 根據(jù)計(jì)算結(jié)果可知，該軸滿(mǎn)足強(qiáng)度要求。我們可以在這兩個(gè)面內(nèi)分別計(jì)算支反力和彎矩，然后求總和。 各軸肩處的圓角半徑為 2mm，軸端倒角取 179。 120tan ? ＝ 3632 N （ 3）確定軸的最小直徑 選取軸的材料為 37SiMn2MoV，調(diào)質(zhì)處理。 610 （ 2）求作用在齒輪上的力 軸上齒輪的分度圓直徑： d =399 mm 可以求出作用在齒輪上圓周力 tF 、徑向力 rF 和軸向力 aF 的大小如下，方向如下所示。 610 179。 610 22 扭矩圖： 圖 323偏心軸扭矩圖 Figure 323 Figure eccentric shaft torque 由上述一系列的圖可以看出， C、 D為危險(xiǎn)截面。我們可以在這兩個(gè)面內(nèi)分別計(jì)算支反力和彎矩，然后 20 求總和。 各軸肩處的圓 角半徑為 2mm，軸端倒角取 179。 120tan ? ＝ 10316 N （ 3）確定軸的最小直徑 選取軸的材料為 37SiMn2MoV，調(diào)質(zhì)處理。 610 （ 2）求作用在齒輪上的力 軸上齒輪的分度圓直徑： d ＝ 875 mm 可以求出作用在齒輪上圓周力 tF 、徑向力 rF 和軸向力 aF 的大小 如下，方向如下圖所示。 610 179。 610 扭矩圖： 圖 315輸入軸扭矩 Figure 315 Input shaft torque 由上述一系列的圖可以看出， B、 C為危險(xiǎn)截面。rr28 92 9 N , F = 10 52 9 N , F 2 5881 NtF ?? 得到： VBR =33717 N ， VCR =19082 N 畫(huà)出垂直面彎矩圖： 圖 311輸入軸垂直面彎矩 Figure 311 input shaft vertical bending moment 水平面支反力計(jì)算： 水平面受力簡(jiǎn)圖： 16 圖 312輸入軸水平面支反力 Figure 312 horizontal support reaction force input shaft 由計(jì)算公式： 0 39。我們可以在這兩個(gè)面內(nèi)分別計(jì)算支反力和彎矩，然后求總和。 各軸肩處的圓角半徑為 2mm，軸 端倒角取 179。 120tan ? ＝ 10529 N （ 3）確定軸的最小直徑 選取軸的材料為 37SiMn2MoV，調(diào)質(zhì)處理。 610 13 （ 2）求作用在齒輪上的力 軸上齒輪的分度圓直徑： d ＝ 168mm 可以求出作用在齒輪上圓周力 tF 、徑向力 rF 的大小如下，方向 如下圖所示。 610 179。 由于 Holmes 公式中 i 的取值范圍過(guò)大 ,稍有不當(dāng) ,將與實(shí)際情況相差甚遠(yuǎn)。其中Rittinger 法適用于細(xì)磨 ,KickKirpichev 法適用于粗碎 ,Bond 法介于二者之間。過(guò)去破碎機(jī)設(shè)計(jì)中 ,確定功率一般采用兩種方法 :經(jīng)驗(yàn)公式法和理論計(jì)算法。 將公式 (33)運(yùn)用于 1250 雙齒輥破碎機(jī) 生產(chǎn)能力的計(jì)算 ,當(dāng) k=,U= 時(shí)得到理論生產(chǎn)能力的下限值；當(dāng) k=,U= 時(shí)得到理論生產(chǎn)能力的上限值 ,結(jié)果的可信度很高。由此我們得到下面的理論生產(chǎn)能力 Q的計(jì)算公式 : Q=60mknAl ( hm/3 ) (公式 8) 式中 m—— 齒環(huán)圓周上的齒數(shù)； K—— 礦巖特性系數(shù)； N—— 齒輥轉(zhuǎn)速 ,r/min； A—— 前后兩對(duì)齒形成的封閉多邊形面積 , 2m ； L—— 沿齒輥軸向布齒長(zhǎng)度 ,m。 從雙齒輥破碎機(jī)的破碎和排料機(jī)理可知 :(1)雙齒輥破碎機(jī)具有強(qiáng)制咬入特性和強(qiáng)制排料特性 ,這與一般的輥式破碎機(jī)不同 ,因此不能簡(jiǎn)單地套用輥式破碎機(jī)的生產(chǎn)能力計(jì)算公式。對(duì)于快速細(xì)碎雙輥破碎機(jī)，輥?zhàn)颖砻娴膱A周速度可達(dá) 。破碎干硬物料時(shí)，槽面輥?zhàn)拥?D/d 取 10～ 12，齒面輥?zhàn)拥?D/d取 2～ 6。 2 ）輥?zhàn)又睆?D與物料粒度 d的關(guān)系 輥?zhàn)又睆?D與物料粒度 d之間的關(guān)系是 cos 1/21 cos 2iDd????? （公式 6） 11 式中 ? —— 鉗角， i—— 破碎比。 至此 ,一對(duì)齒的破碎過(guò)程結(jié)束。這一階段兩齒包容的截面由大逐漸變到最小 ,然后再增大 。第一階段 ,旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)中的輥齒遇到大塊物料 ,首先對(duì)它進(jìn)行沖擊剪切 ,接著進(jìn)行撕拉。 9 圖 35 過(guò)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。畫(huà)出齒輪的示意圖如下所示。 硬化系數(shù) WZ 查圖 871 及說(shuō)明得 WZ ＝ 1。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