【文章內(nèi)容簡(jiǎn)介】 （a）繞曲線方程:Y= (2210)轉(zhuǎn)角:, (2211) = (2212)求撓度: 當(dāng), (向下) (2213) 軸系由軸、聯(lián)軸器、安裝在軸上的傳動(dòng)件、緊固件等各種零件以及軸的支持組成。所以可將安裝在軸上的破碎齒看作是一轉(zhuǎn)子，當(dāng)轉(zhuǎn)子的轉(zhuǎn)速接近臨界轉(zhuǎn)速時(shí)，軸系將引起劇烈的震動(dòng)，嚴(yán)重時(shí)造成軸，軸承及軸上零件破壞，而當(dāng)轉(zhuǎn)速在臨界轉(zhuǎn)速的一定范圍之外時(shí)，運(yùn)轉(zhuǎn)趨于平穩(wěn)。由于轉(zhuǎn)子是彈性體，理論上有無(wú)窮多階固有頻率和相應(yīng)的臨界轉(zhuǎn)速，而在實(shí)際的工程中第一臨界轉(zhuǎn)速是最重要的，在為了保證機(jī)器安全運(yùn)行和正常工作，在對(duì)破碎設(shè)計(jì)時(shí)，應(yīng)使各轉(zhuǎn)子的臨界轉(zhuǎn)速n離開(kāi)各臨界轉(zhuǎn)速一定的范圍。一般要求是對(duì)工作轉(zhuǎn)速n低于其一階臨界轉(zhuǎn)速的軸系，；對(duì)高于一階臨界轉(zhuǎn)速的， [2] [10]。臨界轉(zhuǎn)速計(jì)算公式： (2214)根據(jù)所使用的材料為q235A，所以E=則: (2215)k—臨界轉(zhuǎn)速階次,根據(jù)所求k=1。L—轉(zhuǎn)子兩支承跨距。qi—第i段軸的均布載荷。Ji—第i段截面慣性矩。JMAX/Ji—最大截面慣性矩與截面慣性矩之比。di,dmax—分別為軸的直徑和最大截面直徑?！S的位置函數(shù), ，查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)第三卷,17121頁(yè),表1764。根據(jù)所設(shè)計(jì)軸的結(jié)構(gòu)：=1,每一段的均布載荷也相等。所以根據(jù)轉(zhuǎn)子系統(tǒng)簡(jiǎn)化圖所示的段鋼軸均布載荷計(jì)算模型,根據(jù)已知條件,對(duì)其進(jìn)行計(jì)算列于下 （a） 表221軸段號(hào)已知條件均布載荷N/m截面慣性矩J105m4 K=1質(zhì)量kg軸段長(zhǎng)m軸徑m坐標(biāo)xiλiφ(λi)△iq△11681193121351675131071747141071747151071747161071747171071747181071747191071747110107174711110717471121071747113107174711410717471151881181111總和1k=2λiφ(λi)△iq△222=250r/min工作轉(zhuǎn)速n低于其一階臨界轉(zhuǎn)速的軸系，所以要求n=1005r/min高于一階臨界轉(zhuǎn)速的，所以要求破碎軸轉(zhuǎn)速在 ： 350r/minn700r/min綜合考慮：設(shè)計(jì)轉(zhuǎn)速是在400r/min或者是在190r/min，在次基礎(chǔ)之上可允許在一定范圍內(nèi)，波動(dòng)差速不超過(guò)15r/min左右。 （a）、（b）所示為破碎齒兩種結(jié)構(gòu)樣圖 （a） （b）（1）估算物塊的體積和質(zhì)量： 根據(jù)進(jìn)料口的的大小估算最大物快的體積和質(zhì)量。 進(jìn)料口的設(shè)計(jì)大小：240400 煤泥的密度為： 物塊的體積估算為：V== 物塊的質(zhì)量估算為： (2216) = （2）（c）所示：[6] 物塊的初始速度： = (2217) = （c） 物塊的下落距離作圖可得：S= S== (2218) t== 物塊的垂直速度： == (2219)= 物塊的接觸破碎齒前的速度： = (2220) ==（3）（d）所示： (d) O點(diǎn)處破碎齒的線速度為： ==13m/s 由于物塊在下落后會(huì)在O點(diǎn)與破碎齒接觸，由于物塊的加速度方向與O點(diǎn)處破碎齒線速度方向相反，所以物塊在被破碎齒撞擊后做減速運(yùn)動(dòng)直到Vg為0,，即所用時(shí)間 t ===根據(jù)動(dòng)量定理。 (2221) ==199N 所以破碎齒所受沖擊載荷為199N破碎齒上的破碎棒規(guī)格為：φ16770的Q235A螺紋鋼 （e）(4)根據(jù)所受沖擊載荷的影響需計(jì)算破碎軸的抗彎應(yīng)力：抗彎截面系數(shù)： (2222) ==彎曲應(yīng)力計(jì)算：（e）所示支座載荷可等效為均布載荷q： ==515N/m (2223)== (2224) ==Pa(5)破碎齒支架強(qiáng)度校核(單邊支板校核) （f）（f）（g） （g）計(jì)算AA的慣性矩： (2225) =() ==抗彎截面系數(shù)： == (2226)最大彎矩： (2227) == N/m抗彎應(yīng)力： ==pa根據(jù)2225公式計(jì)算BB的慣性矩： = ==抗彎截面系數(shù)： == (2227)最大彎矩： == N/m抗彎應(yīng)力： ==pa查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)，對(duì)Q235A材質(zhì)的軸，在200℃之內(nèi)許用疲勞應(yīng)力：＝120～138MPa，計(jì)算取120MPa安全系數(shù)S，在載荷計(jì)算不夠精確，～，則需用應(yīng)力為＝＝ 根據(jù)以上數(shù)據(jù)的計(jì)算結(jié)果可以看到彎曲應(yīng)力、扭轉(zhuǎn)應(yīng)力和組合應(yīng)力的各項(xiàng)參數(shù)都在需用應(yīng)力范圍之內(nèi)，所以不用在加強(qiáng)。破碎齒與破碎軸的聯(lián)結(jié)，可以采用焊接或螺栓緊定固定聯(lián)結(jié)兩種方式，兩者的聯(lián)結(jié)效果基本上是相同的，但為了保證破碎軸在長(zhǎng)期工作中固定環(huán)地上聯(lián)結(jié)腹板可能出現(xiàn)的斷裂及避免由于焊接而在軸上產(chǎn)生的應(yīng)力集中現(xiàn)象而降低軸的實(shí)用壽命，所以考慮到設(shè)備的實(shí)用性采用螺栓緊定聯(lián)結(jié)。同時(shí)，由于破碎式轉(zhuǎn)筒干燥機(jī)的破碎軸長(zhǎng)期處于高速運(yùn)轉(zhuǎn)的過(guò)程中，所以破碎齒上各部件會(huì)因長(zhǎng)期承受沖擊載荷的影響，破損的概率將會(huì)加大，所以要求各部件可以靈活方便更換，為了保證有足夠的靈活性。將固定環(huán)設(shè)計(jì)成半圓分離式，通過(guò)緊定和夾緊增大摩擦力兩種方式緊固。（c）、（d）所示(1)如圖（b）所示受力分析： 剪力= ， MPa T=FL+T傳 =6307N(2)螺栓桿的剪切強(qiáng)度校核： ，在保證強(qiáng)度的同時(shí)可適當(dāng)在其基礎(chǔ)之上增加20%余量所以選用d1=10mm的緊盯螺栓 （a） 螺栓組連接結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)的主要目的，在于合理地確定連接接合面的幾何形狀和螺栓的布置形式，力求各螺栓和連接接合面間受力均勻，便于加工和裝配。 螺栓的排列應(yīng)有合理的間距，邊距：可查機(jī)械設(shè)計(jì)第八版P73頁(yè) 表54：(1)在螺栓的公稱直徑： mm時(shí) 螺栓間距： 對(duì)于普通螺栓連接應(yīng)滿足連接預(yù)緊后，接合面間所產(chǎn)生的最大摩擦力必須大于或等于橫向載荷。 （241）由此可得預(yù)緊力為 f — 接合面摩擦系數(shù),查機(jī)械設(shè)計(jì)第八版P76頁(yè)表55i — 接合面數(shù)Ks — 防滑細(xì)數(shù), Ks=(2)對(duì)螺栓組進(jìn)行受力分析： （a）（a）可得： （242） 可查機(jī)械設(shè)計(jì)第八版P76頁(yè) 表55 f=,Ks=（防滑系數(shù)） =425N (3)拉伸強(qiáng)度校核： （243） 可查機(jī)械設(shè)計(jì)第八版P86頁(yè) 表58，表510: 安全系數(shù): S=4， = =160MPa，(4)螺栓桿的剪切強(qiáng)度校核： （b）（b）所示受力分析： 剪力= ， MPa==（1）對(duì)前后端螺栓連接處進(jìn)行受力分析，假設(shè)破碎齒上同一角度的破碎棒在同時(shí)破碎受力時(shí)進(jìn)行力分析和扭矩分析，并作受力簡(jiǎn)圖。根據(jù)實(shí)際受力情況前后端軸的受到的扭矩是不一樣的，所以應(yīng)分別對(duì)其分析，設(shè)計(jì)和校核。 首先根據(jù)兩端受力