【正文】 0Y ) 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，又 BS ﹤ CS ，故 33 BA ＝ CA ＝ CS ＝ 8901 N 4. 軸承的當(dāng)量動載荷 1) 因為 BA / BR ＝ e ＝ 查手冊知道： 當(dāng)量動載荷 ?KYRP BrB 1?? ＝ 34419 N 2) 因為 CA / CR ＝ ＜ e= 查手冊有： 當(dāng)量動載荷 aCrC KYRP 1?? ＝ 35605 N 因為 rBP ＜ rCP ，故按 rCP 計算。 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： ?)(6010 26rprth Pf CfnL ?? h 對于滾子軸承ε＝ 10/3 代入數(shù)據(jù)： Lh = 3/106 ) 10500001( 10 ??? =311510 h 可以看出，軸承滿足壽命要求。 軸承 校核 輸入軸軸承選用及校核 輸入軸的一對軸承采用調(diào)心滾子軸承，主要是因為它的自動調(diào)心作用，能夠自動調(diào)節(jié)偏角。 22179。 2）與齒環(huán)配合的軸直徑 d＝ 170mm。 l=28179。 小齒輥軸鍵的選擇及校核 小齒輥軸上 共有兩處需布鍵：齒輪與小齒輥軸的周向固定以及齒環(huán)與小齒輥軸的周向固定。 32179。 2）與齒環(huán)配合的軸直徑 d＝ 255mm。 125179。 d179。 偏心軸鍵的選擇及校核 偏心軸上共有兩處需布鍵：齒輪與偏 心軸的周向固定以及齒環(huán)與偏心軸的周向固定。 l=28179。帶輪與軸的連接的鍵可采用＃ 45 鋼，所以它的主要失效形式為壓潰，所以通常只進(jìn)行擠壓強(qiáng)度計算。 1）輸入軸即帶輪軸上的轉(zhuǎn)矩 T=179。假定擠壓應(yīng)力在鍵的接觸面上是均勻分布的， 此時擠壓強(qiáng)度條件是： ][2 pd k lTp ??? 2/mmN （公式 13） 鍵的受力簡圖如下圖所示： 28 圖 332 鍵受力圖 Figure 332 key by trying 其中 k是鍵與輪轂（或軸槽）的接觸高度， mm， k=h/2 ,查設(shè)計手冊得到 k=7 mm, l 為鍵的工作長度， b 為鍵的寬度 。 160/980=179。 2 顎板的結(jié)構(gòu)設(shè)計 根據(jù)出料粒度的要求及前面對顎式破碎機(jī)參數(shù)計算的分析，大致確定顎板的結(jié)構(gòu)及偏心軸的偏心距，見圖紙。 新型齒輥破碎機(jī)的設(shè)計 1 齒輥的結(jié)構(gòu)設(shè)計及強(qiáng)度校核 齒輥的齒帽及齒環(huán)結(jié)構(gòu)大致如下圖所示： A 齒環(huán) b 齒帽 圖 331 Figure 331 由軸的校核部分可知，偏心軸上的扭矩 T=179。 垂直面支反力計算 垂直面受力簡圖： 圖 325軸的垂面受力 Figure 325 axis vertical surface 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(diǎn)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。 45176。 預(yù)估軸的最小直徑： 取 A=100,可得 mind ≥ A． 232Pn ＝ 100179。 tF ＝ 2Td ＝ 2179。（ 2P / 2n ） ＝ 179。 當(dāng)量彎矩 CM? CM? ＝ 22()CMT?? = 225 3 6 0 4 4 4 ( 0 .6 1 2 4 0 0 0 0 0 )?? =9169948 當(dāng)量彎矩 CM? ： DM? ＝ 22D ()MT?? = 224 7 1 7 4 6 3 ( 0 .6 1 2 4 0 0 0 0 0 )?? =8809544 校核軸的強(qiáng)度 軸的材料為 37SiMn2MoV，調(diào)質(zhì)處理。 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(diǎn)所受彎矩最大， C 點(diǎn)在水平面內(nèi)的彎矩 HCM =AC178。 45176。 預(yù) 估軸的最小直徑： 取 A=100,可得 mind ≥ A. 232Pn ＝ 100179。 tF ＝ 2Td ＝ 2179。（ 2P / 2n ） ＝ 179。 當(dāng)量彎矩 BM? BM? ＝ 22()BMT?? = 2247 31 85 1 ( 24 30 00 )?? =4734097 當(dāng)量彎矩 CM? ： CM? ＝ 22C ()MT?? ＝ 2277 25 50 4 ( 24 30 00 )?? ＝ 7726880 2) 校核軸的強(qiáng)度 軸的材料為 37SiMn2MoV，調(diào)質(zhì)處理。 0 0H C H B r rsin 4 2 R F c o s2 9 F c o s4 8tFR? ? ? ? 39。 垂直面支反力計算 垂直面受力簡圖： 15 圖 310輸入軸垂面支反力 Figure 310 support the input shaft reaction force vertical surface 由計算公式： 0 0 39。 45176。 預(yù)估軸的最小直徑： 取 A=100,可得 mind ≥ A． 232Pn ＝ 100179。 tF ＝ 2Td ＝ 2179。（ 2P / 2n ） ＝ 179。通過對 1250 雙齒輥破碎機(jī)功率的計算以及所繪制的 N ci 曲線 (N′ =WH178。而Holmes 法是前三種方法的統(tǒng)一 ,其表達(dá)式為： W=11m(1/ iE 1/ iA ) (公式 12) 式中 m—— Bond 功指數(shù) ,kW178。由于雙齒輥破碎機(jī)是一種新型設(shè)備 ,無經(jīng)驗可循 ,因此基于電機(jī)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(jī)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(jī)的傳動效率。 k值的選取 ,可借用一級破碎機(jī)的填充系數(shù)。 考慮到部分物料從齒的間隙漏下 ,應(yīng)予補(bǔ)償。 (2)當(dāng)輥?zhàn)愚D(zhuǎn)速一定時 ,雙齒輥破碎機(jī)的生產(chǎn)能力決定于齒輥在運(yùn)轉(zhuǎn)中咬入物料的能力。 4 ）雙齒輥破碎機(jī)生產(chǎn)能力的計算 生產(chǎn)能力是雙齒輥破碎機(jī)性能的重要指標(biāo)。 3 ）輥?zhàn)愚D(zhuǎn)速 當(dāng)輥式破碎機(jī)的破碎比 i取 4時，光面輥式破碎機(jī)的極限轉(zhuǎn)速 maxn 為 max 66 fn dD?? r/min （公式 7） 式中 f—— 物料與輥?zhàn)颖砻娴哪Σ料禂?shù)， ? —— 物料密度（ kg/ 3cm ） ,d—— 物料粒度 (cm)， D—— 輥?zhàn)又睆剑?cm）。 輥式破碎機(jī)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=。每對齒環(huán)上有多少個齒 ,齒輥運(yùn)行一周時同樣的過程就進(jìn)行多少次 ,循環(huán)往復(fù)。粒度大的物粒由于包容體積逐漸變小而被強(qiáng)行擠壓剪碎 ,破碎后的物料被擠出 ,從齒側(cè)間隙漏下。如果碎塊能被輥齒咬入則進(jìn)入第二階段破碎 ,否則輥齒沿物料表面強(qiáng)行滑過 ,靠輥齒的螺旋布置迫使物料翻轉(zhuǎn) ,等待下一對齒的繼續(xù)作用。 圖 36 小齒輥齒輪 Figure 36 small gear teeth roll 10 輥式破碎機(jī)的分析及其計算 輥式破碎機(jī)的分析 1破碎及排料機(jī)理分析 雙齒輥破碎機(jī)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。 圖 33主動齒輪 Figure 33 gear 圖 34 偏心軸 齒輪 Figure 34 eccentric shaft gear 5）根據(jù)傳動要求及破碎機(jī)的結(jié)構(gòu)合理性，可確定過輪及小齒輥軸端的齒輪的參數(shù)及結(jié)構(gòu)尺寸。 接觸強(qiáng)度安全系數(shù) HS 查表 827，按一般可靠度取 HS =。 節(jié)點(diǎn)影響系數(shù) HZ 查圖 864（ 0?? ， 21 xx? ＝ 0