双齿辊破碎机设计 毕业论文设计

日期:2020-08-04 03:42

  00 1200 850 130,180 170 180.0 1200 2100×2100 1500 1250 250,300 400~500 280.0 1500 复摆颚式破碎机工作时,电动机通过皮带轮带动偏心轴旋转,使动颚周期地靠近、离开定颚,从而对物料有挤压、搓、碾等多重破碎,使物料由大变小,逐渐下落,直至从排料口排出。 表1.3 复摆颚式破碎机的技术规格 进料口尺寸 最大出料口调电动机 mm 进料生产率规格 节范围粒度 t/h mm 长 宽 型号 功率kw mm 250×150 250 150 125 10,40 1,4 Y1325-4 5.5 350×200 350 200 160 10,50 2,5 Y160M-6 7.5 380×240 380 240 17 21 Y160M-6 7.5 7 400×250 400 250 210 20,80 5,20 Y180L-6 15.0 400×250400 250 分段式 400×250M200L2-6 400 250 220 20,80 5,20 移动式 -050 22 400×250M-050汽820汽油机驱400 250 220 20,80 10,12 油机 (hp) 动 400×250 400 250 180 20,80 8,10 Y180M-4 17.0 500×250 500 250 220 20~80 5,40 Y200L2-6 22 600×400 600 400 350 40,160 17,115 Y250M-8 30.0 750×500 750 500 450 50,170 70 YR280-8 55.0 900×600 900 600 480 75,200 52,192 YR315L-8 75 辊式破碎机工作可靠、维修简单、运行成本低廉,排料粒度大小可调。按照辊子数量可分为单辊破碎机、双辊破碎机和多辊破碎机(一般是四辊)等,按照辊面特征,可分为光面辊和带齿辊两种。 单辊破碎机,用于破碎石灰石、煤等物料,物料块在辊子与带齿板间被轧碎。 双齿辊破碎机主要适用于矿山,冶金、化工、煤矿等行业脆性块状物料的粗,中级破碎,其入料粒度大,出料粒度可调,可对抗压强度?160MPa的物料进行破碎。其结构紧凑,且破碎力由内部机构承受,基础不受力,特别适用于移动式设备,也广泛适用于各种场合的物料破碎。 破碎机充分利用脆性材料的抗弯、抗剪强度比抗压强度低的特点,采用交叉布齿,使破碎齿受力均匀,降低能耗; 采用大齿、小辊、螺旋布齿,多破碎盘的结构,有更强的挟制大块能力,重复破碎少, 8 生产能力强; 在两个破碎辊下设有破碎棒,形成破碎齿和破碎棒三级破碎过程且可调整出料粒度,使碎后粒度均匀; 齿辊转速低、磨损小、燥音低、粉尘小。被破碎物料经给料口落入两辊子之间,进行挤压破碎,成品物料自然落下。遇有过硬或不可破碎物时,辊子可凭液压缸或弹簧的作用自动退让,使辊子间隙增大, 表1-4 单辊破碎机的技术规格 辊子转电机外形尺寸进料粒度卸料粒生产率整机质规格 /mm 速功率/mm 度/mm 量/t mm /t/h 长×宽×高 /r/min /kw 915×1830,5660×4356 700 350 850 80 0 225 30×3370 1500×28300×1007267×326 200 55 400 32.8 00 0×2500 50×1735 1500×21250,7136×265.2 - - 40 27.13 40 300 00×1810 1000×131200×75100,4700×22- 13 60 8.1 00 0×300 300 50×1116 表1.5双辊破碎机的技术规格 辊子转进料电动外形尺寸规格 卸料粒生产率整机速粒度机功 mm 度mm 质量t mm t/h 率kw 长×宽×高 r/min mm 1200×7470×4745.3122.2 40 2~12 40 15~90 1000 80×2018 18 双光750×73.4~13889×2812.250 40 2~10 28 面辊 00 7 65×2018 52 610×412.8~2235×173.2975 85 0~30 30 00 40 22×810 7 9 600×42615×17120 36 2~9 20 4~15 2.55 00 60×1937 400×21295×94200 32 2~8 10 5~10 1.3 50 0×820 双齿900×93217×1613.237.5 800 0~100 28 125 面辊 00 94×4198 7 过硬或不可破碎物落下,从而保护机器不受损坏。相向转动的两辊子有一定的间隙,改变间隙,即可控制产品最大排料粒度。双辊破碎机是利用一对相向转动的圆辊,四辊破碎机则是利用两对相向转动的圆辊进行破碎作业。 四辊破碎机是一种冶金矿山设备配套中、细碎产品,也可通过调整上、下辊的间隙,破碎所需粒度的物料。现有部分四辊破碎机规格如表1.6。 表1.6四辊破碎机的技术规格 进料卸料电动机规格辊子转速生产率外形尺寸/mm 整机质量粒度粒度功率长×宽×高 /mm /r/min /t/h /t /mm /mm /kw 83.381 30 3~8 55 35~40 1200×9610×5660×67 1000 4325 153.166 20 4~10 75 50~60 108 100 28 18 9000×4175×3150×2~10 27.64 700 3147 189 40 20 16 1.3 齿辊破碎机的发展 1.3.1 九十年代前的齿辊式破碎机 90年代前,齿辊式破碎机的技术存在不能严格控制碎后产品粒度,碎后产品过粉碎量大,机体受到的冲击载荷较大,破碎齿易坏,整体噪声大,维修量大等 10 缺点。如为了防止入料中的杂木、铁器、矸石、岩石等硬物料损坏破碎齿,在单齿辊破碎机的破碎板下端装有拉力弹簧,在双齿辊破碎机一破碎辊的两端装有压缩弹簧,目的是当大块物料或坚硬物料落到破碎腔不能被破碎时,破碎板或齿辊受力增大,从而压缩弹簧增大破碎腔的排料间隙,以便排出硬物,然后借弹簧的恢复力使可动破碎板或齿辊回到原来的位置。如此便不能严格控制碎后产品的粒度。 1987年原兖州煤矿设计院在消化吸收美国雷克斯诺德(REXNORD )公司生产的冈拉克36DAM型(Gundlach36DAM) 破碎机的基础上,设计出的4PGC-380/350 1000型齿辊式破碎机,是当时技术上较为先进的破碎机。该型破碎机在技术上的一个突出特点是采用“Nitroil”控制系统。该系统可以独立地调整上段齿辊的间距来控制下段的给料粒度,也可单独调整下段齿辊的间距以控制产品粒度,这样,可根据破碎工艺要求灵活地调整破碎程序。同时,该型破碎机把调整齿辊间距装置和保险装置做成一个系统,采用液压气动系统;油缸的活塞杆与可动齿辊相连,在有活塞杆的油缸腔内,泵入一定可变量的液压油,同时在油缸的无活塞杆的腔内泵入一定压力的气体,形成空气柱弹簧这样可以根据泵入油量的多少改变活塞的位置,从而确定齿辊间的距离达到控制产品粒度的目的。当硬物或不可破碎物进入破碎机后,由于破碎力增大,可动齿辊压缩空气柱使硬物通过,随后又可使动齿辊复位。同样也存在不能严格的控制产品粒度的问题。 1.3.2 九十年代后的齿辊式破碎机 进入90年代后,随着我国改革开放力度的加大,煤的销售市场也发生了较大的变化,人们对选煤技术及设备提出了更高的要求,其中包括对煤碎后产品中降低细颗粒含量、产品粒度的均匀性、减少过限粒度、增大处理能力等,从而推动了破碎机技术的发展和进步。 首先煤炭科学研究总院唐山分院开发了2PL系列强力破碎机。该破碎机在技术上的进步主要是取消了原双辊破碎机的退让弹簧保险装置,将双破碎辊固定,破碎齿使用新的技术和材料来防止难碎硬物损坏破碎齿,从而可较严格控制碎后产品中的过大颗粒。 华北工学院针对单齿辊破碎机存在效率低、结构复杂、受力不均匀等特点开发了新一代的Ф915单齿辊破碎机。这种破碎机有两种结构形式:第一种结构形式(图1)。主要是将原来调整破碎板位置的拉力弹簧改为推力弹簧,弹簧的弹性力为490kN,在弹簧的两端分别装有两组螺母,外侧螺母用于调整破碎板位置,从而调整排料口间隙内侧螺母用于调整弹簧的弹性力。安装弹簧的拉杆插在机体的支座上,支座孔沿垂直方向为长方孔,用此调整产品的粒度。这种结构降低了机体高度,缩短了拉杆长度,使结构更为紧凑。第二种结构(图2)是利用颚式破碎机的 11 楔形调整机构和双辊破碎机的主动辊轴相结合,吸收了两者的优点,如:进料口大;破碎辊表面可装有不同尺寸的破碎齿板;颚板上镶有可更换的耐磨衬板;出料口大小可通过推力板上的长方形螺孔调整。该机与同规格的颚式或双齿辊破碎机相比,破碎能力明显增大,效率可提高30%。同时,由于有预碎和破碎两个区域,破碎后的物料受齿辊拨动而被强制排出机体外,所以更适用于处理含水分较大的煤。 1.破碎板2. 机架3. 弹簧4. 拉杆5. 螺母 图1.1 915单齿辊破碎机示意图(第1种结构) 1.破碎辊2. 颚板3. 调整机构4. 机架 图1.2 915单齿辊破碎机示意图(第2种结构) 1994年平顶山选煤设计院和郑州长城冶金设备厂研究开发出了FP500系列分级破碎机。该系列破碎机采用单电机驱动,液力耦合器过载保护,其传动系统是电机驱动液力耦合器并带动一对锥齿轮,改变转动方向并驱动主动破碎辊转动,主动破碎辊通过另一端的一组直齿轮驱动被动辊转动。破碎齿呈螺旋形布置,入料中的小颗粒很容易通过破碎辊之间的间隙排出,大块则利用齿的剪切和拉伸力来进行破碎,改善了传统破碎机中物料不受控制一律破碎的情况。 90年代中期,山东莱芜煤矿机械厂引进德国技术,开发生产了2PGL系列双齿辊强力高效破碎机。该系列破碎机采用双电机、双液力耦合器、双套齿轮箱直联式驱动,一侧壁和一破碎辊用手动液压系统可移动,用来调整齿辊间的间距,从而控制排料粒度该机有液力耦合器过载保护,和电控过载保护可有效防止难碎硬物损坏破碎齿。整机结构紧凑,机体高度低,冲击负荷小。 12 同期,煤炭科学研究总院唐山分院相继开发了2PLF系列分级破碎机、2FJP600系列强力分级破碎机、4PGG系列强力破碎机和DP系列单齿辊破碎机。2PLF系列分级破碎机在传动形式上采用三角带大带轮传动,传动结构简单、故障率低,由于大带轮有蓄能作用,故所需的电机功率比直联式传动的小。双齿辊采用对转方式,破碎齿采用子弹头式,表面堆焊硬质合金,强度大,破碎效率高并且磨损后便于修复,2FJP600系列强力分级破碎机的双齿辊分别各自向两侧壁方向转动,齿辊上的破碎板采用拼装式,破碎齿为在韧性较好的铸基体上堆焊硬质合金,不但强度大,可破碎难碎硬物,而且破碎齿“宁弯不折”当难碎硬物卡弯破碎齿后,现场无需更换破碎板而可将破碎齿直接修复。在两侧壁上分别装有梳齿板,其有两个作用:1.使破碎过程完全为剪切、拉伸破碎、不易产生过粉碎物;2.起棒条筛的作用,可通过不需破碎的物料,而对需破碎的大块物料,可严格地控制碎后产品的粒度,使碎后物料的三维尺寸都能得到控制。两齿辊分别向各自的侧壁方向旋转也可以保证入料中已经达到要求粒度的物料不再二次破碎,从齿辊间的排料口和齿辊与梳齿板间的排料口直接排出,从而减少能量消耗和因挤压破碎产生的过粉碎。两破碎辊有两套独立的驱动装置,使两破碎辊各自独立工作,在实际破碎时,可根据入料量改变工作制度,即入料少时开单机,入料多时开双机,用户更加节能。每台破碎机可配有A 、B 、C三种齿型,每种齿型对应一种产品粒度,用户可通过更换齿型来调整产品粒度而不需更换破碎机,实现一机多用减少用户的重复投资。另外,由于该系列破碎机为强力破碎,工艺布置时不需要手选皮带人工拣矸,原煤也不需要预先筛分而直接入破碎机,简化了选煤工艺流程,降低了厂房高度,减少了选煤厂建设投资与生产费用。4PGG系列四齿辊破碎机和DP系列单齿辊破碎机是在2FJP系列基础上派生而出的,除4PGG系列破碎机的机体采用积木式结构,上下机体可组可分可根据生产现场实际来安装,破碎比增大外,其它结构和破碎原理与2FJP系列基本相同。 1.3.3 国外的齿辊式破碎机 MMD型系列轮齿式破碎机是英国MMD矿山机械集团公司开发出的新一代破碎机,3 ,有500、 625、750、1000、1300和1500共6个系列每个系列,有短箱型、标准箱型和长箱型3种不同工作长度,以满足不同处理能力的要求。每一种规格又配有不同类型的齿型、齿帽,以适应不同破碎产品粒度的要求。该机的工作原理是依靠冲击剪切和冲击拉伸的作用,使剪切力沿着物料的薄弱易碎部位产生巨大破碎力使其破碎。物料在两个破碎齿之间以及与侧壁的梳齿板之间,排出产品在破碎后受此间隙控制,不会产生过大颗粒,在给料中已含有合格粒度的物料很快排出,不受破碎作用,有较好的粒度控制和筛分作用,产品粒度均匀。因此该机又称“筛分破碎机”,主要用于粗破碎和第二段破碎作业。现已有多台MMD型破碎机在我国的煤矿和选煤厂使用。其特点是: 13 ? 高度小结构紧凑; ? 特殊的轮齿结构使其适用于干矿湿矿泥矿和粘矿; ? 碎后产品粒度均匀没有过大颗粒过粉碎的产品少; ? 处理量大最大可达14 000t/h 破碎强度高可破碎抗压强度达300MPa的物料; ? 采用液力耦合器和电

  控双重过载保护当过载或遇到难碎物料时破碎机停止转动破碎辊反转排出难碎物料; ?维护维修简便。 2齿轮破碎机的详细参数专业毕业设计 2.1破碎机的技术参数 产品主要针对大众型破碎作业设计: ,120MPa破碎物料抗压强度: ,300mm入料粒度:(允许少量到500mm) ,100~150mm出料粒度:30-40 600~800t/h生产能力: 2.2总体结构和布局设计 根据前面技术参数的确定,由相关单位的工作人员经验得出,破碎大粒度当出料粒度大于100mm采用齿帽式齿形,有利于生产。贵州快3。故该机采用5齿齿帽式可有效将物料钳入进行破碎,也优化功率的使用达到预期的生产能力。 由于破碎过程中转矩较大,大电机驱动负荷较大,且双齿辊同步要求可以存在一定得误差,则用选用双电机驱动 辊子的转速较低,故在电机中间需要减速器,且为了防止破碎过程中辊子卡住不动,过载负荷损坏电机,则利用液力偶合器联接进行保护。传动方案如图2.1: 14 图2.1 整机结构方案 拖动方式可以使单电机也可以是双电机。由于初步估算,减速器需传递交的转矩,设计出的减速器在体积上比较大,为了减少整机所占用的空间,该机选用方案时,采用第一种方案,选用单电机拖动。经同步齿轮传递扭矩到从动辊。 2.3工作参数的确定 2.3.1辊子中心距的确定 ,fde辊子直径与给料粒度、排料口宽度、物料与辊面之间的摩擦系数,以及齿面类型等因素有关,对于光面辊子,其理论公式可以推到如下: ,,d,辊子直径与给料粒度之间的关系,主要取决于钳角与摩擦角。或摩擦0 f系数之间的关系(见图2.2)。设给料为球形,通过物料与辊子的接触点作切线, F,两条切线之间出夹角为(钳角),辊子在物料上的正压力为以及由它所引起的 Ff摩擦力。而料块的重量较之作用力小得多,故可忽略不计。 图2.2 辊式破碎机的钳角 15 FfF将和分解为水平分力和垂直分力,只有在下列条件下,物料不至于在辊面上打滑,而被两个相向运动的辊子卷入破碎腔: ,,2FfF2 cossin,22 ,f,tan,,,2,或 tan,002 00,,f16403320式中为摩擦角,通常?0.3,?,,? 00 ,,e ,,e,2由直角三角形关系可得出:= c,cos,,d,,d2 2 ,,(1cos),2,由于e

  图6-3()取=2.5 H12H ZZ重合度系数 由推荐值0.85,0.92 取=0.87 ,,故 ZZZ189.8,2.5,0.872,1.45,21392000(1,1)2KT(u,1)22EH,133=[] d,[]1,,,,,,14160.81uHd d,236.2mm通过上述计算得 1 由于500,236.2,故齿面接触疲劳强度满足要求 ,dbbmmbmm齿宽 ==0.6×236.2=136.32 圆整得=140 d1 (4)齿根弯曲疲劳强度校核计算 KT21由式6-16 ,,,,,,YY,,FFaSaFbdm1n 23 YY齿形系数 查机械设计手册可得 =2.62 FaFa YY应力修正系数 查表6.5 小轮 =1.59 SaSa 重合度 1 ,,[z(tan,,tan,),z(tan,tan,)],1at12,t22, ,,1.66得重合度 , ,Y重合度系数=0.25+0.75/=0.25+0.75/1.66=0.701 ,, KT21故 ,YYY,F1Fa1Sa1,bdm11n 2,1.45,21392000= ,2.62,1.59,0.701140,500,20 2N/mm=129.4,500 ,[,],[,]由于是同步齿轮故两齿轮完全相同,则有,,,,故齿根弯F1FF2F曲强度满足。 (5)齿轮主要尺寸 ddmm分度圆直径 =500 ddd,2hmm根圆直径 ==500—2×1.25×20=540 ff11f dd,d,2h,500,2,1,20,540mm顶圆直径 aa11a bbmm齿宽 =140 (6)齿轮的加工工艺 由于该齿轮为重载负荷,齿轮毛坯采用铸造工艺生产,由采购的40Cr材料熔化,采用金属模机械砂型铸造生产,这样可以是强度达到要求,又可以节省材料,毛坯生产完成后,进行毛坯预处理,关键是热处理采用正火,消除毛坯内应力改善切削加工性能。 毛坯制造完成后,由于毛坯形状不是很复杂,所以毛坯两端面不用加工即可,先用粗车车毛坯外圆和内孔,再细车内圆与轴接触面,使其表面粗糙度为1.6,再用铣床铣键槽,这样齿轮的安装孔就加工完成。 齿面的加工采用展成法滚齿,由于齿轮模数大于8,则可分三次切除全齿深, mmmm第一次切深为1.4,1.6,第二次切至留精切余量0.5,1,第三次切至全 24 齿深,这样齿面的加工就完成了。 由于工作机需求,该齿轮为硬齿面齿轮,加工齿面结束后再对齿轮进行表面淬火工艺,使其齿面硬度达到要求。表面淬火完成后,齿轮就加工成成品可以装配到工作机了。 2.6齿辊轴的设计 2.6.1破碎辊(1)轴的设计 (1)初步估算轴的直径 由于该轴的跨距较大,且有工作载荷和较强的冲击强度影响,在材料上根据手册选取37SiMn-2MoV钢作为轴的材料,调质处理;由式 p3d,A n dmm式中——齿辊轴直径,; pkW——轴所传递的功率,; nrad/min——轴的转速,; A,,,——取决于轴材料的许用扭转切应力的系数,其值可查机械设计手册单r A行本第五卷P5-20表5-1-19,取=100 计算轴的最小直径并加大7%以考虑双键槽的影响, 将前面所求得的数据代入式中,可得 1683d,1.03,100mm min75 (2)轴的结构设计 (I)确定轴的结构方案 轴的具体方案见图2.4。左轴承和轴承定位紧定套从轴的左端装入安在【2】段上,靠轴肩【3】定位;再装通盖加密封圈,最后在【1】段上安装传动齿轮。齿环从轴的右端装入安装在【5】段上,齿环左端面靠轴肩【4】轴向定位,用普通平键进行径向定位,中间的齿环之间相互定位,右端齿环右面有紧定圆螺母定位,【6】段位置加工螺纹安装紧定螺母。再在右端【7】段装入右端套筒密封档环和右轴承,靠轴肩定位;半联轴器安装在【8】段靠轴肩定位。且轴承两端均采用通端盖进行定位和密封。 25 图2.4 齿辊轴(1)结构图 (II)确定各轴段直径和长度 【1】段 该段为同步齿轮安装段,传递转矩到破碎辊(2),根据结构方案以及 ldmmmm加工需要可确定轴径=150,长度为同步齿轮的宽度=130。 11 【2】段 该段安装轴承,且要为齿轮做轴肩,估选轴承为21316CCK型号调心 mm滚子轴承,轴承内径为160,根据轴承的宽度,且在左端要留安装密封透盖得位置,右端安装密封紧定套的位置,根据结构可确定该段轴径 lddmmmmmm=150=160,长度。=130 122 dmm【3】段 该段为轴肩,根据整机装配空间确定轴径=210,长度为3lmm=35。 3 ldmmmm【4】段 该段为齿环做轴肩,轴径为=290,长度=25。 44 ldmmmm【5】段 该段安装齿环,轴径为=210,长度=1800。 55 ldmmmm【6】段 该段安装紧定螺母,轴径为=200,长度=135。 66 ldmmmm【7】段 该段与【2】段作用一样,轴径为=160,长度=250。 77 【8】段 该段安装半齿式联轴器,估算选取联轴器为齿式联轴器GIICL14(摘 dmm自摘自JB/T 8854.2-2001),根据联轴器的参数定轴径为=150,长度8lmm=200 8 (3)绘制轴的弯矩图和扭矩图 (I)求轴承反力 由于轴?、?段的重量远小于所受的负载,则可以将此忽略可计算轴承反力如下 RRNNH水平面=502000,=502000 H1H2 RRNNV垂直面=65260,=65260 v1H2 由于两支撑受力基本相同,则可得 RN=506000 (II)齿辊最大弯矩 M,607000N,m计算得, T,13171N,m扭矩 则可绘制出弯矩图和扭矩图如图2.5中的(a)和(b): 26 图2.5齿辊轴的计算简图 (4)按弯扭合成强度校核轴的强度 计算当量弯矩有公式 22 M,M,(,T)ca1 ,,0.6取折合系数,则齿辊轴上中点处当量弯矩 22mm=607051 M,607000,(0.6,13171)ca 当量弯矩图见图2.5中的(d) 轴的材料为37SiMn-2MoV合金钢,调质处理。由机械设计手册单行本表5-1-1 22,,830[,],220N/mmN/mm查得,材料的许用应力 b,1b M12caN/mm,,由公式=115.6计算轴的计算应力为: 3ca0.1d8 2,,11.56N/mm ca 则该轴满足强度要求 27 2.6(2破碎辊(2)轴的设计 对辊破碎机的破碎特点就是对辊,故两破碎辊的结构几乎相似,两轴的结构基本相同,所受载荷由于破碎辊(2)不用与减速器连接,少受一个转矩,故只需在结构上少个半联轴器段,但由于齿间需相互错开,这结构变化如图2.6 图2.6 齿辊轴(2)结构图 (1)初步估算轴的直径 由于该轴的跨距较大,且有工作载荷和较强的冲击强度影响,在材料上根据手册选取37SiMn-2MoV钢作为轴的材料,调质处理;由式 p3d,A n dmm式中——齿辊轴直径,; pkW——轴所传递的功率,; nr/min——轴的转速,; A,——取决于轴材料的许用扭转切应力[]的系数,其值可查机械设计手册单r A行本第五卷P5-20表5-1-19,取=100 计算轴的最小直径并加大7%以考虑双键槽的影响, 将前面所求得的数据代入式中,可得 1683d,1.03,100 min75 (2)轴的结构设计 (I)确定轴的结构方案 轴的具体方案见图6.1。左轴承和轴承定位紧定套从轴的左端装入安在【2】段上,靠轴肩【3】定位;再装通盖加密封圈,最后在【1】段上安装传动齿轮。齿环从轴的左端装入安装在【54】段上,齿环左端面靠轴肩【5】轴向定位,用普通平键进行径向定位,中间的齿环之间相互定位,右端齿环右面有紧定圆螺母定位,【3】段位置加工螺纹安装紧定螺母。再在右端【7】段装入右端套筒密封档环和右轴承,靠轴肩【6】定位。且轴承两端均采用通端盖进行定位和密封。 (II)确定各轴段直径和长度 28 由于根据整机设计和生产加工的需求各段轴径可根据破碎辊(1)进行确定: 【1】段 该段为同步齿轮安装段,传递转矩到破碎辊(2),根据结构方案以及 dl加工需要可确定轴径=150mm,长度为同步齿轮的宽度=140mm。 11 【2】段 该段安装轴承,且要为齿轮做轴肩,估选轴承为21316CCK型号调心滚子轴承,轴承内径为160mm,根据轴承的宽度,且在左端要留安装密封透盖得 d位置,右端安装密封紧定套的位置,根据结构可确定该段轴径=160mm,长度2l=200mm。 2 ld【3】段 该段安装紧定螺母,轴径为=200mm,长度=135mm 33 ldmmmm【4】段该段安装齿环,轴径为=210,长度=1800。 44 ldmmmm【5】段该段为齿环做轴肩,轴径为=290,长度=25。 55 ldmmmm【6】段该段为轴肩,根据整机装配空间确定轴径=210,长度为=35。 66 dlmmmm【7】段 该段与【2】段作用一样,轴径为=160,长度=150。 77(3)绘制轴的弯矩图和扭矩图 (I)求轴承反力 由于轴的重量远小于所受的负载,则可以将此忽略可计算轴承反力如下 RRNNH水平面=502000,=502000 H1H2 RRNNV垂直面=65260=65260 V1V2 由于两支撑受力基本相同,则可得 RN=506000 (II)齿辊最大弯矩 MN,m计算得=607000, TN,m扭矩=13171 则可绘制出弯矩图和扭矩图如图2.7中的(b)和(c): 29 M 图2.7齿辊轴的计算简图 (4)按弯扭合成强度校核轴的强度 计算当量弯矩有公式 22 M,M,(,T)ca1 ,,0.6取折合系数,则齿辊轴上中点处当量弯矩: 22 M,607000,(0.6,13171T),607051N,mmca 当量弯矩图见图2.6中的(d) 轴的材料为37SiMn-2MoV合金钢,调质处理。由机械设计手册单行本表5-1-1 22,,830[,],220N/mmN/mm查得,材料的许用应力 b,1b M2ca1由公式计算轴的计算应力为: ,,,115.6N/mmca30.1d8 2,,115.6N/mm ca 则该轴满足强度要求 30 2.7键的选择与校核 2.7.1齿环与轴的联接键 d,210mm,则根据这些条件查机械设计手册根据轴的结构安装齿环处轴径为 单行本第四篇可选择普通平键50×28(按GB/T1096-2003),长度取l=450mm分4段安装。 根据键的材料(用合金钢40Cr)及工作方式查表选择键联接的许用挤压应力 22,,,,,,,,,,,,N/mmN/mm和许用剪应力,此键的值查得=100,=90 pppp 键联接的挤压应力验算公式如下 2T,,,,, ,ppdlk T,N,mm键所传递的转矩31833000 kk,11.4mm为键与轮毂的接触高度, 可将数据代入公式得 2,318330002,,N/mm ,59.1p210,450,11.4 键联接的剪应力验算公式为: T2,,, ,,,ppdbl 将数据代入计算可得 2,318330002,, ,24.06N/mmp210,28,450 ,,,,,,,,,,由于,故该键强度符合要求 pppp 2.7.2同步齿轮与轴的联接键 dmm根据轴的结构安装齿轮处轴径为=150,则根据这些条件查机械设计手册 4022,单行本第四篇可选择普通平键(按GB/T1096-2003),长度取齿轮的宽度lmm=140。 根据键的材料(用合金钢40Cr)及工作方式查表选择键联接的许用挤压应力 22,,,,,,,,,,,,N/mmN/mm和许用剪应力,此键的值查得=100,=90 pppp 键联接的挤压应力验算公式如下 2T,,,,, ,ppdlk T,N,mm键所传递的转矩15916000 kkmm为键与轮毂的接触高度,=9.4 31 可将数据代入公式得 2,159160002,,N/mm ,61.3p150,140,9.4 键联接的剪应力验算公式为: T2,,, ,,,ppdbl 将数据代入计算可得 2,159160002,,N/mm ,42.6p150,22,140 ,,,,,,,,,,由于,故该键强度符合要求 pppp 2(7.3半联轴器与轴的联接键 dmm根据轴的结构安装联轴器处轴径为=150,由于联轴器传递较大的转矩, 并且为选用的标准件,查机械设计手册单行本第四篇可选择圆柱渐开线,,,,,花键的挤压强度公式如下: ,pp,zhlDm TN,m式中 传递的转矩 =31833000 dmm分度圆直径 =144 Dmm花键轴大径直径 =150 m hmm键齿工作高度 =6 lmm键的长度 =200 ,不均匀系数 =0.75 根据使用和制造情况中等,齿面热处理等因素选择 ,,20~30Mp许用挤压应力范围 ppa ,,,p许用应力 =25 pa 将上述参数代入公式可得 ,,MP计算应力 20.47 pa ,,,,,校核计算结果: 满足 pp 32 2.8齿环和齿帽的设计 齿辊破碎机的质量就体现在齿形的设计上,一个好的破碎机就是因为有个好的齿形,不产生过粉碎,不出现断齿等情况,且齿尖的磨损也较慢。本设计在齿的设计上采用分部结构,以便于生

  课本式8-2 计算轴的最小直径并加大3%以考虑键槽n 的影响,查表8.6 取A=100 d,56.68mm则 计算可得 min 4》轴的结构设计 确定轴的结构方案 详细结构见图2.6 (I)求轴承反力 H水平面 R,3806NR,15173N, H1H2 R,1487NR,1487NR,5567N, V1V2V1 (II)求齿宽中点处弯矩 42 H水平面 6M,3.247,10N,mm H V垂直面 M,459487N,mmM,428621N,mm, V1V2 合成弯矩M 66M,3.308,10N,mmM,3.275,10N,mm, 12 扭矩T T,1528000N,mm 1 弯矩图、扭矩图见图2.10。 图2.10 轴的计算简图 5》按弯扭合成强度校核轴的强度 22,,0.6当量弯矩取折合系数,则齿宽中点处当量弯矩: M,M,(,T)ca1 43 22 M,327500,(0.6,1528000),3778114N,mmca 当量弯矩弯矩见图2.10。 轴的材料为45号钢,调质处理。由表8.2查得 22,,640N/mm[,],60N/mm,由表8.9查得材料许用应力 b,b1由式8-4得轴的计算应力为 M37781142ca ,,,,47N/mmca330.1d0.1,93 该轴满足强度要求 6》精确校核轴的疲劳强度 (I)轴的细部结构设计 mm圆角半径:各轴肩处圆角半径取R=1.5。 GB/T1096,2003键槽:半联轴器与轴周向固定采用A型平键联接,按半联轴 器处的键为22×14×150 配合:参考设计图纸或设计手册、图册 m6轴与半联轴器的配合为H7/k6,与齿轮的配合为H7/r6,与轴承的配合为 精加工方法:参考设计图纸或设计手册、图册 半联轴器和齿轮段精车,轴承和密封圈段磨削,其他段粗车即可 (II)选择危险截面工作应力 IIIVII~如图2.10,各截面均有集中应力源,选择其中应力较严重的截面为。 308,67241截面弯矩 M,M,3640000,,284818N,mm1308308 T,1687000N,mm截面弯矩 333W,0.1d,0.1,93mm抗弯截面系数: 1 33W,0.2,93mm抗弯截面系数: T 2,N/mmM/W截面上弯曲应力: ==35.4 b 2,,T/W,310.49N/mm截面上扭剪应力: T 2,,N/mm弯曲应力幅: ==35.4 ab ,弯曲平均应力: =0 m 44 ,,,,,/2扭切应力: am (III)确定轴材料机械性能 22,,N/mmN/mm查表8.2,弯曲疲劳极限=275,剪切疲劳极限=155 ,1,1 ,,,碳钢材料特性系数: =0.1,=0.5 ,x, KK(IV)确定综合影响系数, ,x KK轴肩圆角处有效应力集中系数,,根据rd/1.0/93贵州快307,,, ,x KKD/d,98/93,1.054,由表8.9插值计算得=2.00, =1.36 ,x Kd,,K配合处综合影响系数,,根据,配合H7/m6由表8.11插值计算 ,xb mm圆角半径:各轴肩处圆角半径取R=1.5。 键槽:半联轴器与轴周向固定采用A型平键联接,按半联轴器GBT/10962003, 处的键为22×14×150 配合:参考设计图纸或设计手册、图册 m6轴与半联轴器的配合为H7/k6,与齿轮的配合为H7/r6,与轴承的配合为 精加工方法:参考设计图纸或设计手册、图册 半联轴器和齿轮段精车,轴承和密封圈段磨削,其他段粗车即可 (II)选择危险截面工作应力 IIIVII~如图2.10,各截面均有集中应力源,选择其中应力较严重的截面为。 308,67241截面弯矩 M,M,3640000,,284818N,mm1308308 T,1687000N,mm截面弯矩 333W,0.1d,0.1,93mm抗弯截面系数: 1 33W,0.2,93mm抗弯截面系数: T 2,N/mmM/W截面上弯曲应力:==35.4 b 2,,T/W,310.49N/mm截面上扭剪应力: T 2,,N/mm弯曲应力幅:==35.4 ab ,弯曲平均应力:=0 m 45 ,,,,,/2扭切应力: am (III)确定轴材料机械性能 22,,N/mmN/mm查表8.2,弯曲疲劳极限=275,剪切疲劳极限=155 ,1,1 ,,,碳钢材料特性系数:=0.1,=0.5 ,x, KK(IV)确定综合影响系数, ,x KK轴肩圆角处有效应力集中系数,,根据r/d,1.0/93,0.1107, ,x KKD/d,98/93,1.054,由表8.9插值计算得=2.00, =1.36 ,x Kd,,K配合处综合影响系数,,根据,配合H7/m6由表8.11插值计算 ,xb ,,S,S由于,故该轴的疲劳强度安全 ca 3.4 减速器的润滑与密封 该二级圆柱齿轮减速器,因为传动装置属于重型的,且传速较低,所以其速度 5(1.5~2),10mm,r/min远远小于,所以采用脂润滑,箱体内选用SH0357-92中的50号润滑,装至规定高度.其中油的粘度大,化学合成油,润滑效果好。 密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封,联接凸缘应有足够的宽度,联接表面应精创,其表面粗度应为 6.3。 密封的表面要经过刮研。而且,凸缘联接螺柱之间的距离不宜太大,并匀均布置,保证部分面处的密封性。 46 4 减速器的结构和附件设计专业毕业设计 4.1减速器的箱体结构 减速器的箱体采用铸造(HT150)制成,采用剖分式结构。机体有足够的刚度。在机体为加肋,外轮廓为长方形,增强了轴承座刚度。虑到机体内零件的润滑,密封散热。 因其传动件速度小于12m/s,故采用侵油润油,同时为了避免油搅得沉渣溅起,齿顶到油池底面的距离H为40mm 为保证机盖与机座连接处密封,联接凸缘应有足够的宽度,联接表面应精创,其表面粗糙度为6.3。 机体结构有良好的工艺性. 铸件壁厚为8,圆角半径为R=3。机体外型简单,拔模方便. 4.2箱体尺寸 ,,20mm箱体壁厚 ,,20mm箱盖壁厚 1 bmm箱座凸缘厚度=15 bmm箱盖凸缘厚度=15 1 bmm箱座底凸缘厚度=25 2 d地脚螺栓直径=M24 f n,6地脚螺栓数目 d轴承旁联接螺栓直径=M20 1 dlmm联接螺栓的间距=150 2 d轴承端盖螺钉直径=M10 3 mm定位销直径d=6 47 df 、d1 、d2至外箱壁的距离C1=18mm、18mm、13mm df、d2至凸缘边缘的距离C2=16mm、11mm 轴承旁凸台半径R1=11mm 凸台高度根据低速轴承座外半径确定 外箱壁至轴承座端面距离L1=40mm 大齿轮顶圆与内箱壁距离?1=10mm 齿轮端面与内箱壁距离?2=10mm 箱盖,箱座肋厚m1=m=7mm 轴承端盖外径D2 :凸缘式端盖:D+(5,5.5)d3 以上尺寸参考机械设计课程设计 5 对附件设计专业毕业设计 1) 视孔盖和窥视孔 在机盖顶部开有窥视孔,能看到 传动零件齿合区的位置,并有足够的空间, 以便于能伸入进行操作,窥视孔有盖板,机体上开窥视孔与凸缘一块,有便于机 械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封,盖板用铸铁制成,用M6螺钉紧固。 2) 油螺塞: 放油孔位于油池最底处,并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧,以便放油, 放油孔用螺塞堵住,因此油孔处的机体外壁应凸起一块,由机械加工成螺塞头部 的支承面,并加封油圈加以密封。 3) 油标: 油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。 油尺安置的部位不能太低,以防油进入油尺座孔而溢出. 4) 通气孔: 由于减速器运转时,机体内温度升高,气压增大,为便于排气,在机盖顶部的 窥视孔改上安装通气器,以便达到体内为压力平衡。 考虑到选矿和运谷物环境灰尘比较多,用网式通气器。 5) 启盖螺钉: 启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。 钉杆端部要做成圆柱形,以免破坏螺纹. 6) 定位销: 为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度,在机体联结凸缘的长度方向 48 各安装一圆锥定位销,以提高定位精度. 7) 吊耳与吊钩: 在机盖上直接铸出吊耳和吊钩,用以起吊或搬运较重的物体. 为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度,在机体联结凸缘的长度方向 各安装一圆锥定位销,以提高定位精度. 8) 吊耳与吊钩: 在机盖上直接铸出吊耳和吊钩,用以起吊或搬运较重的物体. 49 结论专业毕业设计 破碎作业是当代飞速发展的工业矿物加工领域中一个非常重要的环节。煤矿是破碎机应用最广泛的行业,所有的煤矿、选煤厂的原煤都必须经过破碎作业才能进行下一道工序。随着采煤机械化、自动化程度的提高和新的选煤工艺方法的出现,对破碎机的技术和破碎工艺也提出更高的的要求。本文通过理论计算,并结合工业生产实际和工作经验实践,对双齿辊破碎机的国内外发展现装、破碎理论、工艺参数的确定、传动部件的设计等进行编写。总结本文前几章,可以得出以下结论: 1.破碎是一个复杂的加工过程,影响破碎效果因素较多,在设计时首先抓主要问题。本设计从加工物料的要求和生产能力出发,设计出比现有同类产品更节能且经济的齿辊破碎机。 2.通过对破碎理论的了解和齿辊破碎机的工作原理的掌握,得出双齿辊破碎机的设计要点,根据第三破碎理论对齿辊破碎机的功耗进行计算,传动方案主要由驱动电机、减速系统、及工作机组成。 3.通过对破碎机关键部件齿形的设计,了解到多种材料的性能,高锰钢虽然耐磨性能较好,但有难加工的特点,故需要加工的耐磨件可以采用进入合金调质等。 4.在齿辊轴的设计上,齿环与轴的连接方案的可靠性是重中之重,本设计中根据经验采用普通平键连接,经校核是可靠的。 5.破碎机辊子的转速直接影响着破碎机的生产能力,故减速系统的可靠性也是很必要的,本文中设计了一台可传递高转矩的二级减速器,以满足破碎机生产的需求。减速器传递的转矩越大,则对传动件的要求就越高,故在齿轮都为硬齿面,轴在材料上也根据设计准则选择了40Cr,以达到要求。 参考文献专业毕业设计 [1] 许文.新编破碎粉磨与筛分机械选型设计实用全书.北京:北方工业出版社, 2006,75-136 [2] 范祖尧.非标准机械设备设计手册 [3] 程志红.机械设计.南京:东南大学出版社,2006 [4] 王洪欣.机械原理.南京:东南大学出版社,2005 [5] 成大先 机械设计手册 北京:化学工业出版社,2004 [6] 刘鸿文.简明材料力学.北京:高等教育出版社,1997 [7] 甘永立 几何量公差与检测 上海:上海科学技术出版社,2005 50 [8] 画法几何及机械制图 徐州:中国矿业大学出版社,2007 [9] 高澜庆 破碎机的发展现状与趋势 冶金设备 2001,128:13-16 [10] 李鹤一.双齿辊破碎机的设计. 矿山机械.2002,7:41-42 [11] 梁金刚.煤用齿辊式破碎机的现状及新发展.选煤技术.2001,(3):41-43 [12] 王忠文.双齿辊破碎机齿辊切向力的分析计算.选煤技术.2006,(4):8-9 [13] 王进军.双齿辊破碎机辊齿强度分析 .煤矿机械.2007,(11):65-66 [14] 中华人民共和国国家质量监督检验检疫总局.GB/T 4458.1-2002.中华人民共 和国国家标准.北京:中国标准出版社,2002-09-06 [15] 中国机械工业联合会.JB/T 10245-2001.中华人民共和国机械行业标准双辊 破碎机.北京:机械科学研究院出版社,2001-05-23 [16] MMD集团北京办事处. 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