【正文】 e force 由計算公式： VC VBRRtF ?? VC t1209R 154F? 代入數(shù)據(jù)： N , F =3632 NtF ? 得到： VBR =11250 N ， VCR =1271 N 畫出垂直面彎矩圖： 圖 326 軸垂面彎矩圖 Figure 326 axis vertical plane bending moment diagram 水平面支反力計算： 25 水平面受力簡圖： 圖 327軸水平面受力 Figure 327 horizontal axis force 由計算公式： HC HBR=tFR? HC r1209R =154F 代入數(shù)據(jù)： N , F =3632 NtF ? 得到： HBR ＝ 4095 N， HCR =463 N 畫出水平面彎矩圖： 圖 328軸水平面所受彎矩圖 Figure 328 suffered the horizontal axis bending moment diagram 由彎矩圖可以看出 B點所受彎矩最大，其合成彎矩分別如下： 22B HB VBM M M?? = 225 5 9 7 6 7 1 5 3 6 7 4 5? =2244216 合成彎矩圖： 圖 329軸所受彎矩圖 Figure 329 Axis suffered moment diagram 扭矩： T ＝ 179。 預(yù)估軸的最小直徑： 取 A=100,可得 mind ≥ A． 232Pn ＝ 100179。（ 2P / 2n ） ＝ 179。 垂直面支反力計算 垂直面受力簡圖： 圖 318偏心軸垂面受力圖 Figure 318 vertical surface by the eccentric shaft trying to 由計算公式： 00r V A B C V Dc o s 4 2 F sin 4 8 R G G RtF ? ? ? ? ? 00B V D C r t1 2 4 G 9 6 6 R 8 4 2 G 1 1 2 5 .5 F sin 4 8 F c o s4 2? ? ? （ + ） 代入數(shù)據(jù)： r B C2 8 9 2 9 N , F = 1 0 5 2 9 N , G G 8 0 9 4 NtF ? ? ? 得到： VAR =12935 N ， VDR =26070 N 畫出垂直面彎矩圖： 圖 319偏心軸垂面彎矩 Figure 319 eccentric shaft vertical plane bending moment 水平面支反力計算： 水平面受力簡圖： 21 圖 320偏心軸水平受力 Figure 320 horizontal force eccentric shaft 由計算公式： 00H A r H Dsin 42 R = F c os4 8tFR?? 00H A r t96 6R + 15 9. 5F c os4 8 15 9 .5 F sin 42? 代入數(shù)據(jù)： r B C2 8 9 2 9 N , F = 1 0 5 2 9 N , G G 8 0 9 4 NtF ? ? ? 得到： HAR ＝ 2033 N， HDR =14345 N 畫出水平面彎矩圖： 圖 321偏心軸水平彎矩 Figure 321 the level of eccentric shaft bending moment 由彎矩圖可以看出 C、 D 兩點所受彎矩最大， C 點在水平面內(nèi)的彎矩 HCM =AC178。 預(yù) 估軸的最小直徑： 取 A=100,可得 mind ≥ A. 232Pn ＝ 100179。（ 2P / 2n ） ＝ 179。 0 0H C H B r rsin 4 2 R F c o s2 9 F c o s4 8tFR? ? ? ? 39。 45176。 tF ＝ 2Td ＝ 2179。通過對 1250 雙齒輥破碎機功率的計算以及所繪制的 N ci 曲線 (N′ =WH178。由于雙齒輥破碎機是一種新型設(shè)備 ,無經(jīng)驗可循 ,因此基于電機功率應(yīng)與單位時間破碎物料的功耗相同的原則 ,提出如下電機功率的理論計算方法 : N=QW/G （公式 11） 式中 Q—— 設(shè)計要求的生產(chǎn)能力 ,t/h； W—— 單位生產(chǎn)量的功耗 ,kWh； G—— 破碎機的傳動效率。 考慮到部分物料從齒的間隙漏下 ,應(yīng)予補償。 4 ）雙齒輥破碎機生產(chǎn)能力的計算 生產(chǎn)能力是雙齒輥破碎機性能的重要指標(biāo)。 輥式破碎機的破碎比 i一般為 4,將前述 ? 極限值帶入，可得：干硬物料 D/d=17,濕軟物料 D/d=。粒度大的物粒由于包容體積逐漸變小而被強行擠壓剪碎 ,破碎后的物料被擠出 ,從齒側(cè)間隙漏下。 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。 接觸強度安全系數(shù) HS 查表 827，按一般可靠度取 HS =。1 ndt? /60000=與估取 tv = 很相近，對 vK 取值影響不大，不必修正 vK 。 小輪轉(zhuǎn)矩 1T 由式（ 853）得 1T ＝ 179。 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 ＝ 。 () 179。 6) 初定軸間距 按要求取 0a =(1d+2d)=179。 = 由表 2d=900mm。 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。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(hù)機器不受損壞。復(fù)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。 通常的破碎過程，有粗碎、中碎、細(xì)碎三種，其入料粒度和出料粒度，見表 11所示。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。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。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。 根據(jù)其結(jié)構(gòu)不同可分為復(fù)擺顎式破碎機（即單復(fù)擺顎式破碎機）和簡擺顎式破碎機。 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。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(jìn)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(jìn)行粗略 的估算。 3） 小帶輪基準(zhǔn)直徑1d及大帶輪基準(zhǔn)直徑2d 參考表 和圖 ，取1d＝ 560mm，取傳動比 i=,彈性滑動系數(shù) ? ＝ 。 560179。 179。 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 。 取傳動比 i＝ ，則 2Z =125。 小輪分度圓直徑參數(shù)圓整值 39。 重合度系數(shù) ?Z 查圖 865（ ?? ＝ 0） 得 ?Z ＝ 。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。在圖 1中 ,這一階段為齒從 1′ 1位置到 2′ 2位置。 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。 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。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 。 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)。 。 610 179。 3 152 ＝ mm 取 mind =100mm。 0r V C V B rc o s 4 2 F sin 4 8 R F sin 2 9tFR? ? ? ? 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。 179。 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。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。 179。 （ 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 ,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。 610 N178。 610 N178。 16179。 D179。查相關(guān)手冊，選用 A 型普通平鍵，其尺寸為：b179。鍵材料用 45 鋼，其 [ P? ]=60～ 100 2/mmN 。查相關(guān)手冊，選用 A 型普通平鍵，其尺寸為：b179。 采用調(diào)心滾子軸承型號及其參數(shù)： 型號： 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 19082