【正文】 30060 ? =35605 N 2. 軸承的派生軸向力 BS = BR /(2179。 查手冊得： 溫度系數(shù) tf ： tf ＝ 1 載荷系數(shù) pf ： pf ＝ 查手冊得壽命公式： ?)。 Y) 代入數(shù)據(jù)得： CS ＝ 8901 N 3. 軸承的軸向載荷 因為軸承不受外部軸向載荷，即 Ka ＝ 0，右 BS ﹤ CS ，故 BA = CA = CS =8901 N 4. 軸承的當量動載荷 1) 因為 BA / BR ＝ e= 查手冊知道： 當量動載荷 ?KYRP BrB 1?? =34419 N 2) 因為 CA / CR =＜ e= 查手冊有： 當量動載荷 aCrC KYRP 1?? ＝ 35605 N 32 因為 rBP ＜ rCP ，故按 rCP 計算。 l=40179。 h179。 l=56179。 112179。 將已知數(shù)據(jù)代入擠壓強度公式，有 ? ?pd k lT ?? ?? 2 2/mmN ＝ 62 2. 43 1010 2 8 (80 28 )??? ? ? ＝ 114 2/mmN ＞ [ P? ] 由上述計算得到單個平鍵的強度不夠，但差得不多，故采用雙鍵聯(lián)接。 鍵的選擇計算 ,與上面的一樣，普通平鍵在軸上傳遞轉矩 T時 ,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。當鍵用 45＃鋼制造時，主要失效形式為壓潰，所以通常只進行擠壓強度計算。 152=21888 mm2 則齒環(huán)的齒根處所受的剪應力為 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)的剪切強度滿足要求，也即其結構設計合理。我們可以在這兩個面內(nèi)分別計算支反力和彎矩，然后求總和。 120tan ? ＝ 3632 N （ 3）確定軸的最小直徑 選取軸的材料為 37SiMn2MoV，調質處理。 610 179。我們可以在這兩個面內(nèi)分別計算支反力和彎矩，然后 20 求總和。 120tan ? ＝ 10316 N （ 3）確定軸的最小直徑 選取軸的材料為 37SiMn2MoV，調質處理。 610 179。rr28 92 9 N , F = 10 52 9 N , F 2 5881 NtF ?? 得到： VBR =33717 N ， VCR =19082 N 畫出垂直面彎矩圖： 圖 311輸入軸垂直面彎矩 Figure 311 input shaft vertical bending moment 水平面支反力計算： 水平面受力簡圖： 16 圖 312輸入軸水平面支反力 Figure 312 horizontal support reaction force input shaft 由計算公式： 0 39。 各軸肩處的圓角半徑為 2mm，軸 端倒角取 179。 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。 由于 Holmes 公式中 i 的取值范圍過大 ,稍有不當 ,將與實際情況相差甚遠。過去破碎機設計中 ,確定功率一般采用兩種方法 :經(jīng)驗公式法和理論計算法。由此我們得到下面的理論生產(chǎn)能力 Q的計算公式 : 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—— 齒輥轉速 ,r/min； A—— 前后兩對齒形成的封閉多邊形面積 , 2m ； L—— 沿齒輥軸向布齒長度 ,m。對于快速細碎雙輥破碎機，輥子表面的圓周速度可達 。 2 ）輥子直徑 D與物料粒度 d的關系 輥子直徑 D與物料粒度 d之間的關系是 cos 1/21 cos 2iDd????? （公式 6） 11 式中 ? —— 鉗角， i—— 破碎比。這一階段兩齒包容的截面由大逐漸變到最小 ,然后再增大 。 9 圖 35 過輪 Figure 35 through round 小齒輥齒輪的齒數(shù) z=90,寬度 B=83mm,其結構圖如下所示。 硬化系數(shù) WZ 查圖 871 及說明得 WZ ＝ 1。1td ＝ 1Z tm ＝ 168mm 圓周速度 v V= 139。 5％范圍內(nèi)。 輪槽尺寸及輪寬按表 ，參考圖 典型結構，畫出小帶輪工作圖（見圖）。 15）單根 V帶預緊力 0F 0F =500(?K 1) dP /(zv)+m 2v 由表 m＝ ,則 0F =500179。 1000)=不超過 30m/s，符合要求。 560179。本方法是基于電機的功率應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 。 被破碎物料經(jīng)給料口落入兩輥子之間，進行擠壓破碎，成品物料自然落下。簡擺顎式破碎機則可以破碎各種硬度的礦石和巖石，且特別適用于破碎各種硬度的磨蝕性強的石料。在硅酸鹽工業(yè)中， 固體原料、燃料和半成品需要經(jīng)過各種破碎加工，使其粒度達到各道工序所要求的尺寸，以便進一步加工操作。這種獨特的輥筒外形提高了嚙合角，使齒輥式破碎機可以達到比傳統(tǒng)輥式破碎機更高的破碎比。作為齒輥式破碎機 ,這種新式破碎機結合了兩個輥筒，它們由一個交替布置的平面和一個凸的或者凹的表面組成。 在礦山工程和建設工程上，破碎機械多用來破碎爆破開采所得的天然石料，使之成為規(guī)定尺寸的礦石或碎石。復擺顎式破碎機適用于粗，中碎抗壓強度 250mpa 以上的各種礦石巖石。 破碎機充分利用脆性材料的抗彎、抗剪強度比抗壓強度低的特 點，采用交叉布齒，使破碎齒受力均勻，降低能耗； 采用大齒、小輥、螺旋布齒，多破碎盤的結構，有更強的挾制大塊能力，重復破碎少，生產(chǎn)能力強； 在兩個破碎輥下設有破碎棒，形成破碎齒和破碎棒三級破碎過程且可調整出料粒度，使碎后粒度均勻； 齒輥轉速低、磨損小、燥音低、粉塵小 。其結構圖大致如下所示： 圖 11新型齒輥破碎機 Figure 11 New Roll Crusher 3 1 帶式輸送機 2 小齒輥 3 大齒輥 4 顎板 5 電機 6 電機調整部件 7 箱體 8 箱體底座 9 料度調整 系統(tǒng) 10 拉桿部件 2 設計方案論證 產(chǎn)品的技術參數(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 大齒輥轉速： 120r/min 左 右，小齒輥轉速： 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。則大帶輪基準直徑 2d＝ i1d(1? )=179。 980/(60179。 ]= 5 取 z＝ 8根。 由表 查得，大帶輪和小帶輪結構都為六橢圓輻輪。齒數(shù)比 u＝ 傳動比誤差△ u/u △ u/u=()/= 在177。1td 39。 許用接觸應力 ? ?H? 由式（ 869）得 ? ?H? ＝ HWN SZZH /lim? 接觸疲勞極限應力 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。又過輪寬 B=88mm,其結構圖如下圖所示。第二階段從物料被咬入開始 ,到前一對齒脫離咬合終止 ,在圖 1 中表現(xiàn)為齒從 2′ 2 位置運動到 3′ 3位置的過程。 輥式破碎機如采用較大輥子直徑，并改進輥子圓周速度，破碎比 i 一般可以達到7以上，單輥破碎機的破碎比還要高些。圓周速度則取：硬質物料 v=3~6m/s；軟質物料 v=6～ 7m/s。另一個是物料的礦巖特性 ,物料越易粉碎 ,每次咬入的量越接近齒輥幾何構造所允許的最大值。而電機的選擇直接影響到后續(xù)設計。 E—— 排料中占 80%以上組成部分的粒度 ,Lm； A—— 給料中占 80%以上組成部分的粒度 ,Lm； i 的取值范圍在 ～ 。 ＝ 179。 （ 4)軸的結構設計 根據(jù)軸的軸向定位要求以及軸上零件的裝配方案和他們之間的徑向配合尺寸等參數(shù)來確定出軸上各軸段的直徑和長度，以及軸上零件的周向定位，最后確定軸上圓角和倒角尺寸。0V C V B r13 62 .5 R 15 3 .5 16 61 F sin 29R?? 代入數(shù)據(jù)： 39。 偏心軸的結構設計及校核 根據(jù)上述設計計算可知，偏心軸的轉速為 2n =,傳遞功率為2P =， （ 1）求軸上的轉矩 T T ＝ 179。 610 /875 ＝ 28343 N rF ＝??costan ntF ＝ 28343179。 軸的受力簡圖： 圖 317偏心軸受力 Figure 317 force eccentric shaft 從受力簡圖可以看出軸的受力不在一個平面上，而是在兩個相互垂直的平面上，一個是水平面，一個是垂直面。 小齒輥軸的結構設 計及校核 根據(jù)上述設計計算可知，小齒輥軸的轉速為 2n =,傳遞功率為2P =， 23 （ 1）求軸上的轉矩 T T=179。 610 /399 ＝ N rF ＝??costan ntF ＝ 179。 軸的受力簡圖： 圖 324軸受力圖 Figure 324 Axis by trying to 從受力簡圖可以看出軸的受力不在一個平面上，而是在兩個相互垂直的平面上，一個是水平面，一個是垂直面。 610 /444=27928 N 齒環(huán)齒根的截面積大致為 S=144179。 mm,與軸的周向定位可用 A型普通平鍵聯(lián)接 , 按 d=95mm 進而從相關手冊中查得到平鍵的尺寸為 : b? h? L=25? 14? 160 , 為保證電機軸與帶輪具有較好的對中性 ,取帶輪與電機軸的配合為 H7/r6. 鍵聯(lián)接選擇計算 ,普通平鍵在軸上傳遞轉矩 T時 ,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。 mm,帶輪與軸的周向定位可用 A型普通平鍵聯(lián)接 , 按 d=100mm 進而從相關手冊中查得到平鍵的尺寸為 : b? h? L=28? 16? 200 。 80, 為了確保證齒輪與軸具有合適的對中性 ,取齒輪 與軸的公差配合為 H7/r6。 B=10179。 h179。小齒輥軸上的扭矩： T＝? 106 1）與齒輪配合的軸直徑 d＝ 103mm，查相關手冊，選用 A 型普通平鍵，其尺寸為：b179。 h179。 Y) 代入數(shù)據(jù)得： BS =8605 N CS = CR /(2179