【文章內(nèi)容簡介】 第 9 頁 據(jù)經(jīng)驗公式?jīng)Q定的。它要保證機器有最大的生產(chǎn)率，功率消耗又要少，同時還要考慮滾圈的磨損不能太快。通常，被破碎物料的粒度越大，輥子轉(zhuǎn)速應(yīng)越低；當(dāng)破碎軟的或脆的物料時，轉(zhuǎn)速應(yīng)高些。物理性質(zhì)和給料粒度等 因素有關(guān)。一般當(dāng)輥子的圓周速度較快時取v=－ ,圓周速度較慢時取 v=－ 。本設(shè)計中破碎的物料為煤，且含有一定量的煤矸石，屬于中等硬度，取輥子的轉(zhuǎn)速為 54r/min。 (4)生產(chǎn)能力 式中 D—— 輥子直徑， 450mm L—— 輥子長度， 500mm e—— 排料口寬度， 100mm n—— 輥子轉(zhuǎn)速， 54r/min ? —— 物料密度，煤取 。 ? —— 物料松散系數(shù)，對于干硬物料， ? =～ ，煤取 ? = 代入設(shè)計參數(shù)有 t/h (5)電動機功率計算及其選型 在選擇過程中要考慮的問題有： 1）根據(jù)機械的負(fù)載性質(zhì)和生產(chǎn)工藝，要求電動機的起動、制動、在齒輥卡住的時候要求反轉(zhuǎn)。 2）根據(jù)使用場所的環(huán)境條件，如溫度、濕度、灰塵、雨水、瓦斯 以及腐蝕和易燃易爆氣體等 考慮必要的保護(hù)方式，選擇電動機的結(jié)構(gòu)形式。 3）根據(jù)負(fù)載轉(zhuǎn)矩、速度變化范圍和啟動頻繁程度等要求，考慮電動機的溫升限制、過載能力和起動轉(zhuǎn)矩，選擇電動機功率，并確定冷卻通風(fēng)方式。所選電機應(yīng)留有余量，負(fù)荷率一般取 ~ 。過大的備用功率會使電機效率降低，對于感應(yīng)電動機，其功率因數(shù)將變壞，并使按電動機最大轉(zhuǎn)矩校驗強度的機械造價提高。 4）根據(jù)企業(yè)的電網(wǎng)電壓標(biāo)準(zhǔn)和對功率因數(shù)的要求，確定電動機的電壓等級和類型。 5）根據(jù)生產(chǎn)機械的最高轉(zhuǎn)速和對電力傳動調(diào)速系統(tǒng)的過渡過程性能要求 ，以及機械減速器機構(gòu)的復(fù)雜程度，選擇電動機的額定轉(zhuǎn)速。 除此之外，選擇電機還必須負(fù)荷節(jié)能要求，考慮運行可靠性、設(shè)備的供貨情況、備品備件的通用性、安裝檢修的難易，以及產(chǎn)品的價格、建設(shè)費用、運行和維修費用和生產(chǎn)過程中前后期電動機功率的變化關(guān)系等各種因素。 對于齒輥破碎機破碎煤貨焦炭時電動機功率 P(kW)為： 式中 D—— 輥子直徑， 。 L—— 輥子長度， 。 n—— 輥子轉(zhuǎn)速， 54r/min K—— 系數(shù)，破碎煤時， K= 則可以得到電動機功率： KW， 由于電機的計 算功 率KW,所以選取 Y180L8 型電機，其轉(zhuǎn)速為 r/min，額定功率為 KW。 中國礦業(yè)大學(xué) 2021 屆本科生畢業(yè)設(shè)計 第 10 頁 傳動和減速系統(tǒng)的確定 電機轉(zhuǎn)速 730r/min，初定破碎輥轉(zhuǎn)速為 54r/min。 減速系統(tǒng)通過兩級減速，第一級皮帶傳動，然后由大皮帶輪 將動力傳遞給一個單級齒輪減速箱，減速器的輸出軸將動力傳遞給破碎輥，實現(xiàn)破碎輥的破碎運動，此種方案用經(jīng)濟(jì)實用的方式實現(xiàn)了減速目的。主要優(yōu)點有 : 第一，結(jié)構(gòu)簡單， 故障點少； 第二，第一級皮帶傳動為柔性連接，大皮帶輪又具 有一定的儲能作用，對 破碎過程中的受力不均衡現(xiàn)象起到了很好的平衡作用； 第三，在大皮帶輪上設(shè)有安全可靠的過載保護(hù)裝置，使設(shè)備的自身化程度大為增加。詳細(xì)設(shè)計按機械設(shè)計手冊的有 關(guān)設(shè)計規(guī)范進(jìn)行。 總傳動比及傳動比分配 (1) 總傳動比 已知電動機轉(zhuǎn)數(shù) n及工作齒輥的轉(zhuǎn)速 n?,則總傳動比等于 (2) 傳動比分配 總傳動比等于各級傳動比的連乘積，傳動比的分配要合理，總體上說要使傳動系統(tǒng)結(jié)構(gòu)緊湊，重量輕，成本低，潤滑條件也好。對本破碎機來說，總共有兩級傳動，包括一級帶傳動和單級圓柱齒輪傳動，其中帶傳動的傳動比 應(yīng)控制在 2～ 5以內(nèi)。從尺寸和機構(gòu)上考慮，帶傳動的傳動比取 ，減速器的傳動比取 。 傳動裝置的運動參數(shù)的計算 設(shè)電動機軸為第Ⅰ軸，從減速器的高速軸Ⅱ軸， 低速軸為 Ⅲ軸， 主動齒輥軸為Ⅳ軸，從動齒輥軸為第Ⅴ軸。 （ 1） 各軸轉(zhuǎn)速計算 第Ⅱ軸轉(zhuǎn)速 r/min 第 Ⅲ 軸轉(zhuǎn)速 r/min 由于主動齒輥和從動齒輥通過一個專用的傳動比為 1的齒輪箱傳遞扭矩，故有第 Ⅳ 軸、第 Ⅴ 軸轉(zhuǎn)速 r/min （ 2）各軸功率計算 第 Ⅱ 軸功率 KW 中國礦業(yè)大學(xué) 2021 屆本科生畢業(yè)設(shè)計 第 11 頁 第 Ⅲ 軸功率 KW 第 Ⅳ 軸功率 KW 第 Ⅴ 軸功率 KW 式中， — 帶傳動的傳動效率 — 聯(lián)軸器的傳動效率 — 滾動軸承的傳動效率 — 圓柱齒輪傳動的效率 （ 3）各軸扭矩的計算 第 Ⅱ 軸扭矩 N m 第 Ⅲ 軸扭矩 N m 第 Ⅳ 軸扭矩 N m 第 Ⅴ 軸扭矩 N m 3 傳動系統(tǒng)設(shè)計計算 帶傳動設(shè)計計算 已知： 雙齒輥破碎機的 V 帶傳動裝置，原動機為 Y 型異步電動機 ,功率 P=11kW，轉(zhuǎn)速r/min,傳動比 ，工作中有強烈沖擊，預(yù)計壽命 5年。 1） 確定計算功率 根據(jù)工作情況，查工況系數(shù) 則有計算功率 KW 2）選擇 V帶帶型 由 及 查得選用 B型 V帶 3） 初選小帶輪基準(zhǔn)直徑 并驗算帶速 v 由教材表格初選小帶輪基準(zhǔn)直徑 mm 帶速 m/s 因為 m/s,故帶速合適。取小帶輪基準(zhǔn)直徑 mm 中國礦業(yè)大學(xué) 2021 屆本科生畢業(yè)設(shè)計 第 12 頁 4）計算大帶輪的基準(zhǔn)直徑 mm 查表圓整為 mm 5) 確定 V帶中心距 a 和基準(zhǔn)長度 由 ，將數(shù)據(jù)代入有 ，取 mm 帶所需基準(zhǔn)長度 ，將數(shù)據(jù)代入有 ，查表選帶的基準(zhǔn)長度 mm 計算實際中心距 ，帶入數(shù)據(jù)有 mm 中心距變動范圍 ， 將數(shù)據(jù)代入有 mm， mm 故中心距變動范圍 6）驗算小帶輪上包角 ，將數(shù)據(jù)代入有 7）計算帶的根數(shù) z 由 r/min,查得 KW 根據(jù) r/min, ， B型帶，查得 KW 線性插值查表得 ,于是 ,帶入 數(shù)據(jù)有 kW V帶根數(shù) ，取 5根 8）計算 V帶初拉力最小值 B型帶單位長度質(zhì)量 kg/m,所以 ，帶入數(shù)據(jù)有 N 應(yīng)使帶實際初拉力 中國礦業(yè)大學(xué) 2021 屆本科生畢業(yè)設(shè)計 第 13 頁 9）計算壓軸力 壓軸力最小值 ,帶入數(shù)據(jù)得 N 減速器設(shè)計 已知：原動機為電動機，高速齒輪傳遞功率 kW，小齒輪轉(zhuǎn)速 r/min,傳動比 ，工作時有較大沖擊，每天工作 8 小時，每年 300 天，預(yù)期壽命 5年。 齒輪傳動設(shè)計 大、小齒輪均選用 （滲碳后淬火），選用 8級精度，選取小齒輪齒 數(shù) ，則大齒輪齒數(shù) 由設(shè)計計算公式進(jìn)行試算，即 (1)確定公式內(nèi)各計算數(shù)值 1）初選載荷系數(shù) 2）計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn) 矩 ，將數(shù)據(jù)代入有 N mm 3）選取齒寬系數(shù) 4）查得材料的彈性影響系數(shù) 5） 按齒面硬度查得大、小齒輪的接觸疲勞強度極限 MPa 6)計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 7）查圖取接觸疲勞壽命系數(shù) 8) 計算接觸疲勞許用應(yīng)力 取失效概率為 ，安全系數(shù) ，有 中國礦業(yè)大學(xué) 2021 屆本科生畢業(yè)設(shè)計 第 14 頁 MPa MPa （ 2）計算 1）試算小齒輪分度圓直徑 ，代入 中較小值 帶入數(shù)據(jù)有 mm 2） 計算圓周速度 v 帶入數(shù)據(jù)有 m/s 3) 計算齒寬 b mm 4）計算齒寬和齒高之比 模數(shù) 齒高 則 5）計算載荷系數(shù) 根據(jù) ,8 級精度，查圖得動載系數(shù) ，直齒輪有 ；查得使用系數(shù) 用插值法查 8 級精度、小齒輪相對支撐對稱布置時 。由 ，查圖得 故載荷系數(shù) 6) 按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑 mm 7）計算模數(shù) 中國礦業(yè)大學(xué) 2021 屆本科生畢業(yè)設(shè)計 第 15 頁 彎曲強度設(shè)計公式為 （ 1）確定公式內(nèi)各計算數(shù)值 1) 查得大、小齒輪彎曲疲勞強度極限 MPa 2）查圖取彎曲疲勞系數(shù) 3) 計算彎曲疲勞許用應(yīng)力 取彎曲疲勞安全系數(shù) MPa MPa 4) 計算載荷系數(shù) 5) 查取齒形系數(shù) 6) 查取應(yīng)力校正系數(shù) 7）計算大、小齒輪的 并比較 小齒輪數(shù)值大 （ 2）設(shè)計計算 因為破碎機兩齒輥中心距為 580mm，取 4. 幾何尺寸計算 （ 1）計算分度圓直徑 mm mm （ 2）計算中心距 中國礦業(yè)大學(xué) 2021 屆本科生畢業(yè)設(shè)計 第 16 頁 mm （ 3）計算齒輪寬度 mm 取 mm 軸結(jié)構(gòu)設(shè)計 1）計算作用在齒輪上的力 轉(zhuǎn)矩 ,輸入軸上齒輪分度圓直徑 mm 圓周力 N 徑向力 N 軸向力 2）初步估計軸徑 軸的材料選用 45鋼，熱處理為調(diào)質(zhì)回火，取 計算軸的最小直徑 mm 3） 確定各軸段長度 圖 減速器輸入軸簡圖 左起為第一段 ① 第一段 與大帶輪通過鍵連接，取 mm， mm ② 第二段定位帶輪，取 mm，因為帶輪無法裝在底架上，而減速器都是裝在底架上的，故將 減速器輸入軸加長，使其伸出底架能夠與大帶輪連接，取 mm ③ 第三段為與軸承相配合的軸段，取 mm，初選圓錐滾子軸承 30219，其 寬度 mm，齒輪與箱體內(nèi)壁間隙取 mm，油潤滑 mm，有 mm ④ 第四 段是與齒輪相配合的軸段，取 mm， 小齒輪寬度 mm，則 mm 中國礦業(yè)大學(xué) 2021 屆本科生畢業(yè)設(shè)計 第 17 頁 ⑤ 第五 段 齒輪定位，取 mm， mm ⑥ 第六段與軸承配合， mm， mm 4）輸入軸校核 ① 兩軸承支點距離 mm ② 大帶輪對稱線到離其最近的軸承支點 距離 mm ③ 齒輪到第六段所在軸承支點距離 mm ④ 計算支反力 水平面 H: N N 垂直面 V: N N ⑤ 計算彎矩 水平面 H,齒寬中心處： N mm 垂直面 V,軸承處： N mm 齒寬中心處： N mm 最大彎矩在軸承 1處， 當(dāng)量彎矩 N mm,其中 MPa MPa，故合格。 中國礦業(yè)大學(xué) 2021 屆本科生畢業(yè)設(shè)計 第 18 頁 圖 1)計算作用在齒輪上的力 轉(zhuǎn)矩 N m,輸入軸上齒輪分度圓直徑 mm，由牛頓第三定律有 圓周力 N 徑向力 N 軸向力 2） 初步估計軸徑 軸的材料選用 45鋼，熱處理為調(diào)質(zhì)回火，取 計算軸的最小直徑 mm 3）確定各軸段長度 中國礦業(yè)大學(xué) 2021 屆本科生畢業(yè)設(shè)計 第 19 頁 圖 左起為第一段 ① 第一段通過聯(lián)軸器與齒輥軸相連，即第一段與半聯(lián)軸器連接。聯(lián)軸器計算轉(zhuǎn)矩N m，查手冊選取 HL6 型彈性柱銷聯(lián)軸器，其許用轉(zhuǎn)矩為3120N m，孔徑 70mm，長度 142mm，轂孔長度 107mm。 取 mm，軸段長度應(yīng)比轂孔長度小 1～ 4mm，取 mm。 ② 第二段裝端蓋，取 mm， mm。 ③ 第三段與軸承相配合，取 mm，初選圓錐滾子軸承 30217，軸承寬度 B=29mm，則 mm。 ④ 第四段與大齒輪配合， mm， mm。 ⑤ 第五段定位大齒輪，取 mm， mm。 ⑥ 第六段與軸承配合，取 mm， mm。 4）輸出軸校核 ① 齒寬中心點到離聯(lián)軸器較近的軸承支點距離 mm ② 齒寬中心到離聯(lián)軸器較遠(yuǎn)的軸承支點距離 mm ③ 計算支反力 水平面 H: N N 垂直面 V: N N ④ 計算彎矩 齒寬中心處： 水平面 H： N mm 垂直面 V: N mm 合成彎