【文章內(nèi)容簡介】 （a）繞曲線方程:Y= (2210)轉(zhuǎn)角:, (2211) = (2212)求撓度: 當, (向下) (2213) 軸系由軸、聯(lián)軸器、安裝在軸上的傳動件、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，當轉(zhuǎn)子的轉(zhuǎn)速接近臨界轉(zhuǎn)速時，軸系將引起劇烈的震動，嚴重時造成軸，軸承及軸上零件破壞，而當轉(zhuǎn)速在臨界轉(zhuǎn)速的一定范圍之外時，運轉(zhuǎn)趨于平穩(wěn)。由于轉(zhuǎn)子是彈性體，理論上有無窮多階固有頻率和相應(yīng)的臨界轉(zhuǎn)速，而在實際的工程中第一臨界轉(zhuǎn)速是最重要的，在為了保證機器安全運行和正常工作，在對破碎設(shè)計時，應(yīng)使各轉(zhuǎn)子的臨界轉(zhuǎn)速n離開各臨界轉(zhuǎn)速一定的范圍。一般要求是對工作轉(zhuǎn)速n低于其一階臨界轉(zhuǎn)速的軸系，；對高于一階臨界轉(zhuǎn)速的， [2] [10]。臨界轉(zhuǎn)速計算公式： (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), ，查機械設(shè)計手冊第三卷,17121頁,表1764。根據(jù)所設(shè)計軸的結(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)簡化圖所示的段鋼軸均布載荷計算模型,根據(jù)已知條件,對其進行計算列于下 （a） 表221軸段號已知條件均布載荷N/m截面慣性矩J105m4 K=1質(zhì)量kg軸段長m軸徑m坐標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)，波動差速不超過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)進料口的的大小估算最大物快的體積和質(zhì)量。 進料口的設(shè)計大?。?40400 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點處破碎齒的線速度為： ==13m/s 由于物塊在下落后會在O點與破碎齒接觸，由于物塊的加速度方向與O點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動直到Vg為0,，即所用時間 t ===根據(jù)動量定理。 (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算破碎軸的抗彎應(yīng)力：抗彎截面系數(shù)： (2222) ==彎曲應(yīng)力計算：（e）所示支座載荷可等效為均布載荷q： ==515N/m (2223)== (2224) ==Pa(5)破碎齒支架強度校核(單邊支板校核) （f）（f）（g） （g）計算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查機械設(shè)計手冊，對Q235A材質(zhì)的軸，在200℃之內(nèi)許用疲勞應(yīng)力：＝120～138MPa，計算取120MPa安全系數(shù)S，在載荷計算不夠精確，～，則需用應(yīng)力為＝＝ 根據(jù)以上數(shù)據(jù)的計算結(jié)果可以看到彎曲應(yīng)力、扭轉(zhuǎn)應(yīng)力和組合應(yīng)力的各項參數(shù)都在需用應(yīng)力范圍之內(nèi)，所以不用在加強。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)象而降低軸的實用壽命，所以考慮到設(shè)備的實用性采用螺栓緊定聯(lián)結(jié)。同時，由于破碎式轉(zhuǎn)筒干燥機的破碎軸長期處于高速運轉(zhuǎn)的過程中，所以破碎齒上各部件會因長期承受沖擊載荷的影響，破損的概率將會加大，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)計成半圓分離式，通過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)螺栓桿的剪切強度校核： ，在保證強度的同時可適當在其基礎(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：可查機械設(shè)計第八版P73頁 表54：(1)在螺栓的公稱直徑： mm時 螺栓間距： 對于普通螺栓連接應(yīng)滿足連接預緊后，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）由此可得預緊力為 f — 接合面摩擦系數(shù),查機械設(shè)計第八版P76頁表55i — 接合面數(shù)Ks — 防滑細數(shù), Ks=(2)對螺栓組進行受力分析： （a）（a）可得： （242） 可查機械設(shè)計第八版P76頁 表55 f=,Ks=（防滑系數(shù)） =425N (3)拉伸強度校核： （243） 可查機械設(shè)計第八版P86頁 表58，表510: 安全系數(shù): S=4， = =160MPa，(4)螺栓桿的剪切強度校核： （b）（b）所示受力分析： 剪力= ， MPa==（1）對前后端螺栓連接處進行受力分析，假設(shè)破碎齒上同一角度的破碎棒在同時破碎受力時進行力分析和扭矩分析，并作受力簡圖。根據(jù)實際受力情況前后端軸的受到的扭矩是不一樣的，所以應(yīng)分別對其分析，設(shè)計和校核。 首先根據(jù)兩端受力