【正文】 ＝ 。 2）按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度進(jìn)行設(shè)計(jì)計(jì)算 設(shè)計(jì)計(jì)算公式 齒輪模數(shù) m≥ 3 211 ]/[)/(2 FSaFad YYZKT ?? mm 確定 齒輪傳動精度等級 按 tv ＝（ ～ ） 3 11 /nPn ,估算圓周速度 tv ＝，參考表 814和表 815，選取Ⅱ公差組 8級。 小輪齒數(shù) 1Z ，在推薦值 20～ 40中取 1Z ＝ 24。齒數(shù)比 u＝ 傳動比誤差△ u/u △ u/u=()/= 在177。 小輪轉(zhuǎn)矩 1T 由式（ 853）得 1T ＝ 179。 610 N178。 齒形系數(shù) FaY 查圖 867 小輪 1FaY ＝ 大輪 2FaY ＝ 應(yīng)力修正系數(shù) SaY 查圖 868 小輪 1SaY ＝ 大輪 2SaY ＝ 重合度系數(shù) ?Y 由式（ 867）得 ?Y ＝ +?? = 許用彎曲應(yīng)力 [ F? ] 由式（ 871）有 [ F? ]＝ FxNF SYY /lim? 彎曲疲勞極限 limF? 查圖 872得 1limF? ＝ 850N/ 2mm 2limF? =740 N/ 2mm 彎曲壽命系數(shù) NY 查圖 873 得 1NY ＝ 2NY ＝ 1 尺寸系數(shù) xY 查圖 874 得 xY ＝ 1 安全系數(shù) FS 查表 827 得 FS ＝ ，則 [ 1F? ]＝ 531 N/ 2mm ， [ 2F? ]＝ 463 N/ 2mm 故齒輪模數(shù) m的設(shè)計(jì)初值 tm tm ≥ 3 211 ]/[)/(2 FSaFad YYZKT ?? = 7 取 tm =7mm。1td 39。1 ndt? /60000=與估取 tv = 很相近，對 vK 取值影響不大，不必修正 vK 。 小輪分度圓直徑 1d 1d ＝ 39。 節(jié)點(diǎn)影響系數(shù) HZ 查圖 864（ 0?? ， 21 xx? ＝ 0）得 HZ ＝ 。 許用接觸應(yīng)力 ? ?H? 由式（ 869）得 ? ?H? ＝ HWN SZZH /lim? 接觸疲勞極限應(yīng)力 1limH? 、 2limH? 查圖 869得 （公式 4） 1limH? ＝ 1650MPa, 2limH? =1620MPa 接觸強(qiáng)度壽命系數(shù) NZ 查圖 870 得 1NZ ＝ 2NZ ＝ 1。 接觸強(qiáng)度安全系數(shù) HS 查表 827，按一般可靠度取 HS =。 4） 齒輪其它尺寸計(jì)算及結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 查表 831 可知，小齒輪為盤式鍛造齒輪，大齒輪為輪輻式鑄造齒輪 以及它們的結(jié)構(gòu)尺寸。 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。又過輪寬 B=88mm,其結(jié)構(gòu)圖如下圖所示。 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(jì)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(gè)平行安裝的齒輥 ,每個(gè)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(shí)現(xiàn)物料的破碎。 圖 37 破碎機(jī)理示意圖 Figure 37 Fragmentation Mechanism diagram 齒對物料的作用過程可分為三個(gè)階段。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。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(yùn)動到 3′ 3位置的過程。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。當(dāng)齒運(yùn)動到劈裂棒附近時(shí) ,與劈裂棒共同作用 ,將大塊物料劈碎并將其強(qiáng)行排出 ,這就是第三階段破碎。每對齒環(huán)上有多少個(gè)齒 ,齒輥運(yùn)行一周時(shí)同樣的過程就進(jìn)行多少次 ,循環(huán)往復(fù)。 輥式破碎機(jī)如采用較大輥?zhàn)又睆?，并改進(jìn)輥?zhàn)訄A周速度，破碎比 i 一般可以達(dá)到7以上，單輥破碎機(jī)的破碎比還要高些。 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=。 槽面輥?zhàn)硬皇菃螁我揽磕Σ亮σё∥锪?，?D/d 值可以取得較小。 3 ）輥?zhàn)愚D(zhuǎn)速 當(dāng)輥式破碎機(jī)的破碎比 i取 4時(shí)，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）。圓周速度則?。河操|(zhì)物料 v=3~6m/s；軟質(zhì)物料 v=6～ 7m/s。 4 ）雙齒輥破碎機(jī)生產(chǎn)能力的計(jì)算 生產(chǎn)能力是雙齒輥破碎機(jī)性能的重要指標(biāo)。因此如 何確定雙齒輥破碎機(jī)的生產(chǎn)能力非常重要。 (2)當(dāng)輥?zhàn)愚D(zhuǎn)速一定時(shí) ,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。另一個(gè)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(gòu)造所允許的最大值。 考慮到部分物料從齒的間隙漏下 ,應(yīng)予補(bǔ)償。 由此得生產(chǎn)能力計(jì)算公式 : Q=60mknAl+3600VFU hm/3 ) (公式 10） 式中各符號含義同公式 (31)和 (32)。 k值的選取 ,可借用一級破碎機(jī)的填充系數(shù)。而電機(jī)的選擇直接影響到后續(xù)設(shè)計(jì)。由于雙齒輥破碎機(jī)是一種新型設(shè)備 ,無經(jīng)驗(yàn)可循 ,因此基于電機(jī)功率應(yīng)與單位時(shí)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(jì)算方法 : N=QW/G （公式 11） 式中 Q—— 設(shè)計(jì)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。目前有四種理論計(jì)算方法可以確定 W:Rittinger 法 ,KickKirpichev 法 ,Bond 法和 Holmes 法。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。 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 ～ 。通過對 1250 雙齒輥破碎機(jī)功率的計(jì)算以及所繪制的 N ci 曲線 (N′ =WH178。 結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)及校核 輸入軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)及校核 根據(jù)上述設(shè)計(jì)計(jì)算可知，輸入軸，也即帶輪軸的轉(zhuǎn)速為 2n =,傳遞功率為 2P =152Kw， （ 1）求軸上的轉(zhuǎn)矩 T T ＝ 179。（ 2P / 2n ） ＝ 179。 ＝ 179。 tF ＝ 2Td ＝ 2179。 610 /168 ＝ 28929N rF ＝??costan ntF ＝ 28929179。 預(yù)估軸的最小直徑： 取 A=100,可得 mind ≥ A． 232Pn ＝ 100179。 （ 4)軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 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。 45176。 軸的受力簡圖： 圖 39輸入軸受力 Figure 39 the force input shaft 從受力簡圖可以看出軸的受力不在一個(gè)平面上，而是在兩個(gè)相互垂直的平面上，一個(gè)是水平面，一個(gè)是垂直面。 垂直面支反力計(jì)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(jì)算公式： 0 0 39。0V C V B r13 62 .5 R 15 3 .5 16 61 F sin 29R?? 代入數(shù)據(jù)： 39。 0 0H C H B r rsin 4 2 R F c o s2 9 F c o s4 8tFR? ? ? ? 39。rr28 92 9 N , F = 10 52 9 N , F 2 5881 NtF ?? 得到： HBR ＝ 21877 N， HCR =30060 N 畫出水平面彎矩圖 ： 圖 313輸入軸水平彎矩 Figure 313 the level of the input shaft bending moment 由 彎矩圖可以看出 B、 C 兩點(diǎn)所受彎矩最大，其合成彎矩分別如下 ： 22B HB VBM M M?? = 2241 79 55 8 22 18 49 3? =4731851 22C HC VCM M M?? = 2267 56 88 5 37 45 38 6? =7725504 17 合成彎矩圖： 圖 314輸入軸彎矩 Figure 314 input shaft bending moment 扭矩： T ＝ 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。 偏心軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)及校核 根據(jù)上述設(shè)計(jì)計(jì)算可知，偏心軸的轉(zhuǎn)速為 2n =,傳遞功率為2P =， （ 1）求軸上的轉(zhuǎn)矩 T T ＝ 179。（ 2P / 2n ） ＝ 179。 ＝ 179。 tF ＝ 2Td ＝ 2179。 610 /875 ＝ 28343 N rF ＝??costan ntF ＝ 28343179。 預(yù) 估軸的最小直徑： 取 A=100,可得 mind ≥ A. 232Pn ＝ 100179。 (4)軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 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。 45176。 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(gè)平面上，而是在兩個(gè)相互垂直的平面上，一個(gè)是水平面，一個(gè)是垂直面。 垂直面支反力計(jì)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(jì)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 ,