双齿辊破碎机的设计

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Double-tooth roller crusher has the problem that the product grain size can not be precisely controlled after the crushing material, in this paper, a pair of tooth roller crusher is designed, the working principle is to make the material falling between the tooth rollers through the tooth rollers by squeezing and friction between the double effect to achieve the crushing effect. In order to obtain the required material granularity in the design, this paper combines the characteristics of roller crusher and jaw crusher, and designs a spring control device for the problem that double-tooth roller crusher can't control the material. This design drive is driven by a single motor and the drivetrain comprises a belt drive and gear drive. In this paper, the main components are structurally designed and strength-proofed, and the use of single-motor drive can greatly reduce the weight of the crusher and can also guarantee the crushing effect, with simple transmission and gear transmission structure, low cost and high transmission efficiency. Double-tooth roller crusher after design can be very good control of the size of the product after crushing, and high transmission efficiency, simple structure, easy to move. Keyword：Double toothed roll crusher Roll crusher Product grain size 目 录 1 绪论 1 1.1 齿辊式破碎机的发展 2 1.1.1 国内齿辊破碎机的发展 2 1.1.2 国外齿辊破碎机的发展 3 1.2 存在的问题 4 2 双齿辊破碎机设计任务书 5 2.1 本文主要设计内容 5 2.2 方案设计 5 2.3 双齿辊破碎机工作原理 6 2.4 双齿辊破碎机传动方案选择 7 3 双齿辊破碎机设计计算说明书 8 3.1 双齿辊破碎机各参数确定 8 3.1.1 生产率计算 8 3.1.2 电机选择 9 3.1.3 初步确定辊齿形状 10 3.2 确定传动类型 11 3.3 传动装置参数 11 3.3.1 各轴转速计算 11 3.3.2 各轴输入功率 12 3.3.3 各轴转矩 12 3.4 带传动设计计算 13 3.5 齿轮传动设计计算 16 3.6长齿齿轮设计 21 3.7 轴的设计与校核 22 3.7.1 Ⅱ轴设计计算 22 3.7.2 Ⅲ轴设计计算 26 3.7.3 Ⅳ轴设计计算 31 3.8 轴承寿命验算 36 3.8.1 深沟球轴承6220 36 3.8.2 齿辊主轴调心滚子轴承23038 38 3.8.3 Ⅳ轴调心滚子轴承23038 39 3.9 键的选择与强度校核 40 3.10 弹簧的设计 41 4 使用说明书 43 4.1 操作说明 43 4.2 注意事项 43 5 标准化审查报告 44 结论 45 参 考 文 献 46 致 谢 47 1 绪论 我国的矿石资源富有，生产其碎石的企业行业很多，几乎遍布全国，但是有些现场操作人员对破碎过程的安全知识了解甚少，没有与之相符合的破碎技术操作，存在不同程度上的不符合破碎安全规范的破碎工作方法，甚至好多地方使用最不安全的破碎方式，这些破碎人员不是专业人士，对破碎装置的管理与使用也不到位，很容易引发安全事件。而且这种爆破方式不仅严重破坏环境并且还容易对实施人员造成伤害实在是不提倡使用。因此破碎机的发展迫在眉睫。 在建国初期，我国许多工厂都按照前苏联的模式进行了生产与破碎，大部分的破碎设备都不是传统的齿辊式破碎机，却是圆锥破碎机和下颚式破碎机。并且在很多高等教育院校也很少见到有关于双齿辊破碎机的相关知识和技术内容，提及所学到的有关双齿辊破碎机的知识和技术内容也都相当的简洁，他们主要讨论了圆锥破碎机和下颚式破碎机的结构与设计，对双齿辊破碎机进行评价，评价结果是不能破碎，毫无发展前景[12]。所以就导致国内30多年的齿辊式破碎机未能够得到适当的应用。改革和开放后，我国同其他许多发达国家开始了密切的交流，在逐步了解和认识他们对齿辊破碎机等技术方面的研究和推广应用之后，我国才开始着重双齿辊破碎机的研究。经过海外双齿辊破碎机的实际对比分析和实践研究，与下颚式破碎机等经常使用的新型传统破碎机相比起来[12]。双齿辊破碎机主要有以下几个特点； （1）双齿辊破碎机的结构轻巧，整体的装配维护也十分简单； （2）其外形长短不大，质量较小，移动起来轻松； （3）其生产能力小大由之，消耗较低，应用的范畴广阔； （4）其工作受力均为内力，为简化基本设计创立了便利的前提，而且适用于移动式破碎站的选取； （5）他的产品粒度较为均匀； （6）在个别情况下，齿辊破碎机可直接开机，对其电网冲击小； （7）其使用起来安全可靠； 1.1 齿辊式破碎机的发展 1.1.1 国内齿辊破碎机的发展 上世纪90年代之前，双齿辊破碎机存在着许多当时无法攻克的技术难题，例如在机体内部存在着无法精确控制破碎后物料尺寸大小、过粉碎后的情况非常差、机体在物料接收时受到的机械冲击力和载荷比较大、破碎过程中的两个破碎齿容易磨损从而损坏、产生的机械振动和摩擦噪声比较大、维护费时和维修成本高等缺点。为了有效阻止下料的途中进料口进入木屑，铁块，岩石等杂物破坏辊齿，在单齿辊破碎机的破碎板下装有拉力簧片，在双齿辊破碎机的其中一个破碎辊的两头装有压缩弹簧，目的就是为了防止巨大的物块或者硬的物料落入破碎机内不能被及时破碎或排出，从而导致破碎板或齿辊受力增大使其可能被磨损，装压缩弹簧是让破碎腔的排料空隙变大，从而达到排除这些难以破碎物料的目的[10]。然后借助弹簧的恢复能力，使可动的破碎辊返回之前的位置。如此便无法严格控制破碎后的粒度。 1987年原兖州煤矿设计院在美国雷克斯公司研究开发出的冈拉克36dam式破碎机的参照基础上，研究开发出4pgc-380 / 3501000型齿辊式破碎机[12]。该种破碎机操作方面的一个显著优点是采用的“Nitroil”系统。它既可独自的通过改变上段齿辊的位移速度来调控下段的出料粒度大小，也可以只通过改变下段的齿辊间隙大小来调整出料粒度，这样就能根据各种工艺需求灵活调节破碎程序。 步入90年代之后，由于我国煤矿市场的改革和对外开放力度加大，煤矿行业市场随之发生了巨大的改变。人们对选煤工艺技术和装备有了更高的要求。其中就包括对煤矿破碎后产品降低细小颗粒含量、产品出料是否均匀、减少过粉碎情况等，这些要求促使所选用的破碎机发展加快了速度，技术方面更加成熟。 单辊式破碎的主要缺点是生产率低、结构相比于其他破碎机更难组装、受力单调。针对以上问题，研究制作出来了新一代单齿辊915齿辊破碎机。其中破碎机主要有两种基本的结构方法：第一种结构方法（参见图1）。主要工作目的就是改变破碎板位置拉簧的弹簧推力来精确控制破碎产品的出料粒度大小，弹簧的两头分别预设了两组接口螺母，一组是改变破碎板位置的外螺母，另一组是调整弹簧弹力放间隙内螺母。使用这种方法大大减小了拉杆和车子本身的高等，让其结构越来越紧凑。二级机械结构（参见图2）这种机械是利用颚式破碎机的调节机构和双辊式破碎机驱动辊轴进行组合后的成果，它引入了两方面的优点，如放料口、破碎及其表层可提出不同尺寸大小的辊齿板；颚板镶嵌的耐磨损衬板可以替换；材料口大小可以通过推力板进行微调[13]。与同样大小的颚或双齿辊破碎机对比，破碎力度更大，整体提升30%。  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 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 1.1.2 国外齿辊破碎机的发展 MMD公司自主生产的齿辊破碎机相比于其他公司而言是比较著名的，美国FFE公司和澳大利亚ABOH工程公司共同投资研制了ABOH系列齿辊破碎机，该破碎机其中一个重要的技术特性就是它可以通过自动调节其破碎机内部的破碎器装置和分机板来控制粒度的大小[12]。Moriya等人还研发了专门用于改变齿辊间距的调整器，它可以检测出间隙零点的具体方位。Hodenberg和NorrmanP研发了齿辊破碎机手动间距调节设备。它的优点是使得辊式破碎机更加容易调节，故障概率降低，增加了破碎机的使用周期并且增加了其生产速率。目前，我国的大部分采矿地和选煤工厂基本都使用MMD型破碎机。它的主要优势是：  （1）它的结构紧凑，容易安装； （2）有特殊结构的辊齿适用于大多数的矿类和干湿泥； （3）破碎后的产品颗粒不大，是过粉碎的产物； （4）保养和维修较为方便； （5）耐压强度和高抗压强度达到300MPa。  1.2 存在的问题 改造之前，双齿辊破碎机容易出现过粉碎的情况，辊齿容易磨损并且使用寿命较短。许多细小物料从机体外直接蹦出漏到外面对环境造成破坏，并且大部分的双齿辊破碎机很难控制辊子之间的间隙不能够做到具体的破碎效果。因此为了降低出现的过粉碎情况和减少环境污染解决难以控制齿辊间隙的问题我做出以下设计。  2 双齿辊破碎机设计任务书 2.1 本文主要设计内容 设计一台双齿辊破碎机用于坚硬和中硬的脆性物料破碎。破碎机最大入料尺寸为100mm，出料粒度为30mm，破碎能力为100 T/h。辊直径为500mm，辊长度1300mm。 2.2 方案设计 方案一： 图2.1 方案一的结构示意图 此方案采用了两个三相异步电机分别带动两个辊轴转动，尽管破碎效果很好但是造价昂贵，本设计主要用于矿用，所以尽量体积小造价低，故舍弃此方案。 方案二： 图2.2 方案二的结构示意图 此方案由单电机带动带传动再有带传动带动一级减速齿轮之后传给从动辊子实现破碎。主动辊子的另一端装有和从动辊子完全相同的齿轮它只起到传动作用，两齿轮为一对同步齿轮。此方案可完成破碎并且具有噪声小，结构简单的优点。故选用此方案。 2.3 双齿辊破碎机工作原理 双齿辊破碎机也叫对辊式破碎机或辊式破碎机，是两个柱形的辊筒作为主要的工作机构。工作时这两个辊子相向同速转动，由于物料和辊子的摩擦，给入的物料在破碎腔内进行破碎。物料由于重力的原因从物料排出口排出。该间隙大小决定了破碎产品的最大粒度，两辊之间的最小距离就是排料口的宽度。 图2.3 破碎机的工作原理 如图2.3所示的两个辊子1、2相向转动，物料3从两辊子之间进入，由于重力和摩擦力的作用，物料被带入破碎空间，受到挤压从而被破碎，破碎后的物料从排料口排出[11]。两辊子之间的距离可以通过可动辊子5来进行调整。调整时固定辊轴承4不动，通过调节可动轴承5来控制两辊的最大距离，弹簧6则可以起到保护的作用。 2.4 双齿辊破碎机传动方案选择 结构简图如图2.4。 1电动机 2 普通V带 3 齿轮轴 4固定辊子 5固定轴承 6辊子主轴 7长齿齿轮 8活动辊子 9活动装置 图2.4 传动简图 选用这个方案优缺点： 1.选用的是单电机驱动，降低了成本同时大大降低了整个机体的重量，方便移动可以作为移动式破碎机的优选。 2.本设计传动电机转动的装置选择的是带传动，带传动具有结构简单，缓冲吸振，成本低，不需要润滑等优点。它的缺陷是带的寿命较低。 3.选用的是一级圆柱齿轮减速进行减速，用一个齿轮轴带动另一个大齿轮从而实现减速的作用优点在于方便安装设计，承载能力强，运行平稳。但是体积大，维修复杂。 4.固定辊子和活动辊子它们是破碎机最主要的部分，固定辊子是被固定轴承卡主主轴而实现的这样做的可防止辊子的移动。活动辊子是下方有两个活动装置可以帮助辊子实现上下的移动。这样的结构优点是可以提高总的生产效率，并且可以一定程度控制物料破碎后的粒度大小。 3 双齿辊破碎机设计计算说明书 3.1 双齿辊破碎机各参数确定 3.1.1 生产率计算 双齿辊破碎机理论上的生产能力他与辊子间距e，辊子转速v以及辊子规格等等因素有关。我设辊子上面全铺满了物料，破碎机的进给料和出料是同时进行的。物料总宽度等于辊子长度L，厚度方面等于辊子间隙e，出料的速度与辊子转速相同都是v。则生产率的公式为： QT=3600Lev （3-1） 由于物料刚开始布满整个辊子但是破碎完之后出来是松散的所以要乘以相对应的系数加以修正，物料下落速度与辊子圆周速度的关系式为v=πDn60所以生产率的公式就是以下： （3-2） 式子中 D——辊子直径，m; L——辊子长度，m; e——排料口的宽度，m; n——辊子的转速，r/min; ρ——物料密度，t/ 由于我选的辊齿有限制所以ρ=1.5t/; μ——物料松散系数，对于干硬物取0.2～0.3，在此取μ=0.3; [根据设计参数]： Q=100t/h e=0.03m， D=0.5m, L=1.3m 计算可知 （3-3） 3.1.2 电机选择 双齿辊破碎机的功率计算可依据经验计算公式进行计算，对于双齿辊破碎机破碎硬物时发电机功率P为 （3-4） 其中 D——辊子的直径，0.5m; L——辊子的长度，1.3m; n——辊子的转速，61r/min; K——系数，破碎煤块时，K=0.8; 最终可得出电动机的功率为： （3-5） 表3-1 本设计的机械传动效率（忽略机械传动和摩擦副的效率损失） 种类 效率 V带传动 0.97 8级精度的一般圆柱齿轮传动 0.98 球轴承 0.98 滚子轴承 0.98 长齿齿轮传动 0.96 则由已知可计算出总的传动效率： （3-6） （3-7） 则所需的电动机功率为： （3-8） 查找文献可知，根据计算出的功率再加上一定的余地来确定电机，由电动机的额定功率及一些其他的参数来进行初步选择。 表3-2 电机的型号的选择 电机型号 额定功率 Kw 转速r/min Y225M-4 45 1480 Y280S-6 45 980 Y280M-8 45 740 综合考虑电机的各个方面最终选择最合适的电机，其型号是：Y280M-8。 3.1.3 初步确定辊齿形状 快速容易产生较多的煤粉所以本设计采用的慢速。已知转速：n=61r/min 查找相关资料可初步确定双齿辊破碎机齿辊的初步形状以及相关尺寸如图2.5所示，结合已知数据进行估算方案： L——辊轴有效长度，1300mm； D——齿辊直径，500mm； D1——辊齿大径，530 mm； a——辊轴中心距，500mm； R——辊轴半径，148mm； h——辊齿高度，117mm； a1——梯形上底，90mm； a2——梯形下底，70mm； h1——梯形高度，87mm； ——物料密度，1.5t / m3 S——梯形面积，mm2； （3-9） ——角速度 rad / s； （3-10） 图3.1是根据上述数据作出的部分齿辊的截面简图: 图3.1 部分齿辊截面图 3.2 确定传动类型 总的传动比： （3-11） 结合双齿辊破碎机的传统理念，高速级采用带传动，低速级就采用直齿圆柱轮传动。 取带传动比为： i1=2 所以齿轮传动比为： （3-12） 3.3 传动装置参数 3.3.1 各轴转速计算 Ⅰ轴（电机轴） （3-13） Ⅱ轴 （3-14） Ⅲ轴（固定齿辊主轴） （3-15） Ⅳ轴（活动辊子主轴） （3-16） 3.3.2 各轴输入功率 Ⅰ轴 （3-17） Ⅱ轴 （3-18） Ⅲ轴 （3-19） Ⅳ轴 （3-20） 3.3.3 各轴转矩 Ⅰ轴 （3-21） Ⅱ轴 （3-22） Ⅲ轴 （3-23） Ⅳ轴 （3-24） 3.4 带传动设计计算 参考教材《机械设计》的第四章 （1）确定V带型号 工作情况系数KA，由于是用于破碎机且一天工作时长<10h所以 计算功率Pc （3-25） V带型号是 根据已知n和Pc查书可确定为D型。 （2）确定带轮基准直径D1,D2 小带轮直轮D1 查表可知 大带轮直接D2 （3-26） 由于800mm就是标准值则 （3）验算带速v （3-27） 要求带速在5～25m/s，符合设计要求 表3-3 D型V带轮轮缘尺寸 项目 B型槽尺寸 基准宽度 27.0 基准线上槽深 9.1 基准线下槽深 19.9 槽间距 37 槽边距 23 最小轮缘厚 14 带轮宽 外径 （4）确定V带长度Ld和中心距 根据手册，初步取中心距a0=1200，由式子： （3-28） 初算带的基准长度L （3-29） 按标准值取 Ld=4620mm 由设计手册可知 （3-30） （5）验算小带轮的包角α1 （3-31） （6）确定V带根数z 单根V带基本额定功率P0 查表可知 n=700r/min n=800r/min 用差值法即可算出 n=740r/min 传递功率增量ΔP0 查手册可知(i=800/400=2) 包角系数Kα 查表可知 K_α=0.96 长度系数Kl 查表可知 Kl=0.93 所以 （3-32） 取整 z=4 （7）计算初拉力F0 （3-33） 每米带的质量q 查表可得 普通V带-D q=0.6kg/m 则 （3-34） （8）计算压轴力Q （3-35） （9）带轮其他尺寸计算 带轮宽B （3-36） 小带轮外径Da1 （3-37） 大带轮外径Da2 （3-38） 3.5 齿轮传动设计计算 参考教材《机械设计》 已知输入轴的转速为n2=370r/min，输入功率P2=42.77kW。 （1）选择齿轮材料，确定许用应力。 由参考教材可知 选择 小齿轮： 40Cr调质 HBS1=260HBS 大齿轮： 45正火 HBS2=210HBS 许用接触应力[σH]，由式 （3-39） 接触疲劳极限σHlim,查图得 σHlim1=700MPa σHlim2=550MPa 接触强度寿命系数ZN，应力循环次数N由式 （3-40） （3-41） 查设计手册得 ZN1=1.03 ZN2=0.97 接触强度最小安全系数 则 （3-42） （3-43） 故 [σH]=533.5MPa 许用弯曲应力[σF]，由式 （3-44） 弯曲疲劳极限σFlim，查机械设计书（双向传动乘0.7）知 σFlim1=370MPa σFlim2=285MPa 弯曲强度寿命系数YN，查书可知 YN1=YN2=1 弯曲强度尺寸系数YX，查机械设计手册假设m<5知 YX=1 弯曲强度安全系数查表取 SFmin=1.4 则 （3-45） （3-46） (2)齿面接触疲劳强度计算 确定齿轮传动精度等级，按 （3-47） 估取圆周速度 （3-48） v查设计手册 ， 选取Ⅱ公差组8级 小轮分度圆直径d1，由下式得 （3-49） 齿宽系数ϕd，查机械设计手册可知齿轮相对于轴承为对称布置，取 ϕd=1 小轮齿数，在推荐值选 z1=24 大轮齿数 （3-50） 圆整取 z2=144 齿数比u （3-51） 传动比误差 （3-52） 小轮转矩 载荷系数K （3-53） KA-使用系数，查设计手册选 KV-动载系数，查设计手册选 Kα-齿间载荷分配系数，查设计手册选 Kβ-齿向载荷分配系数，查设计手册选 所以 （3-54） 材料弹性系数ZE，查书可知 ZE=189.8 节点区域系数ZH，查表（β=0°，,x1=x2=0） 重合度系数Zε 由推荐值0.85~0.92选 故 （3-55） 齿轮模数m （3-56） 取标准 m=7mm 标准中心距a （3-57） 小轮分度圆直径d1 （3-58） 圆周速度v （3-59） 与估取近似 齿宽b （3-60） 大轮齿宽 b2=b=168mm 小轮齿宽 b1=b2+(5~10)mm=175mm （3-61） (3)齿根弯曲疲劳强度校核计算 由式 （3-62） 齿形系数YFa，查表6.5 小轮 大轮 应力修正系数YSa，查表6.5 小轮 大轮 重合度 （3-63） 代入数据得 重合度系数 （3-64） 故 （3-65） （3-66） 齿根弯曲强度满足 (4)齿轮及其他主要尺寸计算 大轮分度圆直径 （3-67） 根圆直径 （3-68） （3-69） 顶圆直径 （3-70） （3-71） 3.6长齿齿轮设计 因为本设计有活动齿辊，所以其在运动的时候可能会往复运动。因此两个齿辊的传动需要用到长齿齿轮。让其在进行往复运动的同时不妨碍到其啮合。 长齿齿轮的基圆直径可以根据齿辊直径和两个齿辊之间的间隙（以及破碎产物的粒度）而定，齿轮的齿高和齿形根据齿辊相动位移±10mm时才能达到设计要求。这种齿轮需要进行铸造后修整制作。 图3-2 长齿齿轮图 两齿间的平均间隙 b=50mm 因此长齿齿轮的分度圆直径 d=500mm 要保证活动齿辊可以位移±10mm还可以保持啮合，因此长齿齿轮的齿顶圆直径取值为 da=550mm 齿根圆直径设计为 df=420mm 其它主要尺寸如上图3-2所示。 3.7 轴的设计与校核 3.7.1 Ⅱ轴设计计算 （1）计算作用在齿轮和带轮上的力： 转矩： 带轮直径： 压轴力： 齿轮分度圆直径： 圆周力： （3-72） 径向力： （3-73） （2）初步计算轴的直径： 因为此轴为齿轮轴所以和齿轮1的材料一致都是选取40Cr调质钢。 由式子： （3-74） 初步确定轴的最小直径，由于齿轮轴许安装键所以应该增大1.03。查表： 则： （3-75） （3）轴的设计结构： 图3-3 Ⅱ轴结构图 1.确定轴的结构方案： 轴的右端装入右轴承，右轴承的左侧端面靠轴肩定位。轴的左端装入左轴承，靠轴肩定位。左右轴承均为深沟球轴承。 2.确定各段尺寸： ①段：装带轮，根据圆整取 长度比带轮宽短2-3mm ②段：为使带轮定位，轴肩高度：由于>50则取R=2 （3-76） （3-77） 则取h=5mm （3-78） 取端盖宽度16mm，端盖外端面与带轮距离28mm，则 ③段：为便于装拆轴承内圈，且符合标准轴承内径。查表暂时确定为深沟球轴承其型号为6220。 则： 其宽度： B=34mm 轴承润滑方式选择： （3-79） 故选择脂润滑。 齿轮与箱体内壁间隙取17mm,则 （3-80） ④段：为齿轮轴，所以其分度圆直径： d4=168mm 取其长度等于齿轮宽，即： ⑤段：装左轴承 3. 确定轴承和齿轮的受力位置： 根据下图受力简图，确定各段长度： 4. 绘制轴的弯矩图和扭矩图： 求轴承反力 H水平面： （3-81） （3-82） 得出 V垂直面： （3-83） （3-84） 求弯矩 H水平面： 受力分析： （3-85） （3-86） V垂直面： （3-87） 合成弯矩： （3-88） （3-89） M1=561339.53N⋅mm M2=438638.48N⋅mm 扭矩： 5. 根据弯扭合成强度校核轴： 当量弯矩： （3-90） 根据扭转切应力是脉动循环变应力而定，取0.6。 Mca1=875168.73N⋅mm Mca2=802011.19N⋅mm 轴的材料为40Cr，调质处理。则查表得出材料许用应力： σ-1b=70MPa 轴的计算应力为： （3-91） 以下为轴的受力分析图 图3-4 轴受力图 3.7.2 Ⅲ轴设计计算 (1) 计算作用在齿轮及齿辊上的力： 转矩直接带入最开始计算的即可： 直齿圆柱齿轮分度圆直径： 圆周力： 径向力： （3-92） 齿辊直径： 圆周力： （3-93） 径向力： （3-94） 长齿齿轮直径： d长=500mm 圆周力： （3-95） 径向力： （3-96） (2) 初步估算轴的直径： 初步选取45号钢作为轴的材料，调质处理。 由式： （3-97） 计算轴的最小直径，因为安装键所以要增大1.03倍。查表，取 A=115 则： (3) 轴的结构设计： 1.确定轴的结构方案 图3-5 Ⅲ轴结构图 轴的右端依次装入齿辊、右轴承、直齿圆柱齿轮，齿辊和齿轮的左侧端面依靠轴肩进行定位。轴的右端依次装入左轴承和长齿齿轮，长齿齿轮靠轴肩定位并且使用调心滚子轴承。辊子、长齿齿轮、直齿圆柱齿轮都是依靠普通平键进行固定。 2.确定各轴段直径和长度： ①段：装直齿圆柱齿轮，根据圆整取 长度比齿轮宽度短(2~3)mm ②段：为使带轮定位，轴肩高度：由于>50则取R=2 则取h=5mm 根据半径选择调心滚子轴承23038。 总长初步定为 ③段：为便于装拆齿辊及齿辊箱壁定位，取轴肩高度 则： 其长度比齿辊长度短(2~3)mm： ④段：装齿辊箱壁 取其长度： ⑤段：装轴承端盖 ⑥段：装左轴承轴承选择调心滚子轴承型号23038。 B=75 mm ⑦段：装长齿齿轮 3.确定齿轮作用力位置： 根据下面轴的受力简图，先确定各段长度： 4.绘制轴的弯矩图和扭矩图： 求轴承反力 H水平面： （3-98） （3-99） V垂直面： （3-100） （3-101） 求弯矩 H水平面： （3-102） （2-103） V垂直面： 合成弯矩： （3-104） （3-105） 扭矩： 5.根据弯扭合成强度校核轴： 当量弯矩： （3-106） 根据扭转切应力是脉动循环变应力而定，取0.6。 材料许用应力： 轴的计算应力为： （3-107） 以下为轴的受力分析图 图3-6 轴受力图 3.7.3 Ⅳ轴设计计算 (1) 计算作用在齿轮及齿辊上的力： 转矩： 齿辊直径： 圆周力： （3-108） 径向力： （3-109） 长齿齿轮直径： 圆周力： （3-110） 径向力： （3-111） (2) 初步估算轴的直径： 选取45号钢作为轴的材料，调质处理。 由式： （3-112） 计算轴的最小直径，因为轴上要加键槽所有要提高1.03倍。查表，取 则： (3) 轴的结构设计： 1.确定轴的结构方案 图3-7 Ⅳ轴结构图 轴的右端依次装入齿辊、右轴承，齿辊左侧端面靠轴肩定位。轴的左端依次装入左轴承和长齿齿轮，长齿齿轮靠轴肩定位，采用调心滚子轴承。齿辊及长齿齿轮均采用普通平键得到固定。 2.确定各轴段直径和长度： ①段：装轴承。选调心滚子轴承型号为：23038，则 总长初步定为 ②段：取轴肩高度 则： 其长度比齿辊长度短(2~3)mm： ③段：装齿辊箱壁 取其长度： ④段：装轴承端盖 ⑤段：装左轴承 ⑥段：装长齿齿轮 3.确定轴承及齿轮作用力位置： 根据轴的受力简图以此确定受力长度： 4.绘制轴的弯矩图和扭矩图： 求轴承反力 H水平面： （3-113） （3-114） V垂直面： （3-115） （3-116） 求弯矩 H水平面： （3-117） （3-118） V垂直面： 合成弯矩： （3-119） （3-120） 扭矩： 5.按弯扭合成强度校核轴的强度： 当量弯矩： （3-121） 取折合系数a=0.6，则齿宽中点处当量弯矩： 轴的材料为45号钢，调质处理。由表查得： 轴的计算应力为： （3-122） 以下为轴的受力分析图 图3-8 轴受力图 3.8 轴承寿命验算 3.8.1 深沟球轴承6220 查设计手册可知，深沟球轴承6220的主要性能参数为： 额定动载荷：C=122000N 额定静载荷： 计算两轴承的动载荷。 相对轴向载荷： 得出=0.24，=0.23 则得出各轴承的径向载荷系数和轴向系数查表得。 轴承1： 轴承2： 因轴承运作受冲击载荷，查表可知： 则动载荷分别是： 因为所以按照轴承1的受力验算： （3-123） 带入数据即可得出： 故轴承满足要求 符合要求。 3.8.2 齿辊主轴调心滚子轴承23038 查设计手册，23038的主要性能参数为： 额定动载荷：C=1230000N 额定静载荷：=555000N e=0.25 =2.4 =4.0 由之前算出的式子可得出： 因轴承运作受冲击载荷，查表可知： 则当量动载荷为： 因为所以按照轴承2的受力验算： 带入数据即可得出： 故轴承满足要求。 符合要求。 3.8.3 Ⅳ轴调心滚子轴承23038 查设计手册，23038的主要性能参数为： 额定动载荷：C=1230000N 额定静载荷：=555000N e=0.25 =2.4 =4.0 由之前算出的式子可得出： 因轴承运作受冲击载荷，查表可知： 则当量动载荷为： 因为所以按照轴承2的受力验算： 带入数据即可得出： 故轴承满足要求 符合要求。 3.9 键的选择与强度校核 本设计的键都采用普通平键即可。 查表知，键联接的需用压应力为 强度计算公式为： （3-124） （1）大带轮 键25×120 GB/T1096-2003 d=85mm h=14mm l=120mm 符合要求。 （2）大齿轮 键40×120 GB/T1096-2003 d=168mm h=22mm l=120mm （3）齿辊 键50×500 GB/T1096-2003 Ⅲ轴： d=202mm h=28mm l=500mm 符合要求。 Ⅲ轴： d=200mm h=28mm l=500mm 符合要求。 （4）长齿齿轮 键45×110 GB/T1096-2003 d=180mm h=25mm l=110mm 符合要求。 3.10 弹簧的设计 弹簧的种类较多，本设计中的弹簧主要用来控制活动辊子的移动。 弹簧普遍作用是： 1.控制机械运动； 2.吸收振动和冲击能量； 3.存储和释放能量； 4.测量力的大小。 本设计主要采用的是压缩弹簧，它的主要特点是成本低，结构简单，方便制作。 设计其作用是：调节两个齿辊之间的间隙大小，用以控制破碎物料的粒度。 下列是弹簧拉力的计算式： （3-125） c——弹簧的刚性系数； ——弹簧的预压变形； ——弹簧的工作变形。 弹簧工作变形是悬挂点与弹簧支承点间的长度与其最小值间的差值。 （3-126） 预变形量按下式计算； （3-127） ——弹簧的最大工作变形； ——弹簧预测被压紧时的初始变形系数，一般取  4 使用说明书 4.1 操作说明 在使用前首先检查各部件直接是否存在接触不良的情况，在检查无误后，启动电机，使破碎机空转，等待一会后，人工放入物料进行物料破碎。如若需要调节物料粒度大小则关闭利用弹簧装置让活动辊子进行移动用以控制物料大小。 4.2 注意事项 当破碎机开始工作时，切勿人工接触传动装置和太过靠近入料口，防止造成人员损伤，如若出现异常情况，应立即停止电机，等待修复完毕之后再运转。由于带传动是暴露在外的故在运转时，应当让儿童远离，一方面防止其接触误伤，另一方面防止物料破碎溅出伤害到儿童。  5 标准化审查报告 双齿辊破碎机的设计基本完成，有全套的图纸和基本数据，根据相关规定，对其标准化审查，结果如下： （1）设计图纸和文件：图纸和文件所用的编号原则符合以下标准： GB/T 17710—1999 数据处理校验系统； JB/T 5054.8—1991 产品图样涉及及文件通用和借用件管理办法； JB/T 8823—1998 机械工业企业计算机辅助管理信息分类编码导则。 （2）产品图样以及设计文件符合以下标准： GB/T 10609.1—1989 技术制图 标题栏； GB/T 10609.2—1989 技术制图 明细栏； GB/T 14689—1993 技术制图 图纸幅面和格式； JB/T 5054.6—2000 产品图样及设计文件 编号原则； JB/T 5054.6—2000 产品图样及设计文件 更改办法。 46 结论 在当今社会环境中，工业生产现代化水平大幅度提高，尤其展现的是在机械行业，最为突出的是在美国最为显眼，我国在这方面相比于美国还有很长的一段距离。但是在通过不断的改革创新，不断地引进外资加强对科研的资金投入力度使得我国机械方面也取得了较大的成果。这种差距也在一步步的缩短。我设计的这个双齿辊破碎机相比于其他的来说控制产品粒度方面做的更好并且造价低，调高了生产效率，可以说的上是具有一定的意义。 通过资料收集、整理和设计。我设计研究的双齿辊破碎机终于完成。在我所设计的这段时间里，我为本设计内容搜集和查找了不少的参考资料，找到了许多参考文献。正因为如此才保证了我的设计的顺利进行。这次的毕业设计可以说的上是对我大学四年所学知识的总体检验和总结。当然在整个过程中我深刻的认识到我国由基础走到现在的艰辛。更深刻的认识到我自己因为这次的设计学会了独立思考、在前人的基础上创新、在实际中寻求答案。这次的设计让我的专业性知识大大的提高，相信也对我以后的就业或者是考研打下了好的基础。 本文通过理论计算，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状、破碎理论、工艺参数的确定、传动部件进行编写。总结前面的章节可以得出： 1.破碎是一个十分复杂的加工工艺过程，影响其成果的因素很多。本设计是从破碎粒度要求和生产能力出发设计的，同其他的产品具有成本低，破碎粒度更均匀的优点。 2.通过对破碎机工作原理的认识，本设计的传动主要是由电机，带传动系统，齿轮减速系统，齿轮传动系统以及工作辊子组成。 3.通过对破碎机的了解尤其是对辊齿的认识，了解到了许多材料的特性。 4.本设计的主动辊子和从动辊子都是主轴和四轴通过普通平键联接的，经过校核检验其安装可靠。  参 考 文 献 [1] 王少怀.机械设计师手册[M].北京:电子工业出版社,2006. [2] 陈立德.机械设计基础课程设计[M].北京:高等教育出版社,2006. [3] 吴宗泽.罗圣国.机械设计课程设计手册[M].北京:高等教育出版社,2006. [4] 唐增宝，何永然，刘安俊.机械设计课程设计[M].武汉:华中科技大学出版社,1994. [5] 机械设计手册编委会.机械设计手册[M].北京:机械工业出版社,2004. [6] 周元康.机械设计课程设计[M].重庆:重庆大学出版社,2001. [7] 王文斌，纪名刚.机械设计[M].第七版.北京:高等教育出版社,2001. [8] 成大先，机械设计手册[M].第三卷.北京:化学工业出版社,2004. [9] 王文斌，机械设计手册[M].北京:高等教育出版社,2004. [10] 濮良贵，纪名刚，机械设计[M].第七版.北京:高等教育出版社,2001. [11] 孙桓，陈作模．机械原理[M].第六版.北京：高等教育出版,2001. [12] 李启恒，粉碎理论摘要[M].北京：冶金工业出版社，1993.79-207. [13] 王文斌，机械设计手册[M].北京：高等教育出版社，2004. [14] 徐灏.机械设计手册[M].第1册.北京：机械工业出版社，1999. [15] 徐灏.机械设计手册[M].第3册.北京：机械工业出版社，1999. [16] 徐灏.机械设计手册[M].第4册.北京：机械工业出版社，1999.  致 谢 本设计是在老师的悉心指导下完成的，从最开始的课题任务选题、方案制定、图纸的绘制修改、论文修改等等，里面都包含了导师的智慧与对我们的关怀，这次的毕业设计可以说是若没有老师的指导完成此任务将会困难重重，因此，在这向老师致以崇高的敬意和由衷的感谢，并说一声：老师辛苦了，谢谢您做得一切。 其次我还要感谢我的同班同学和不在同一个班的舍友，在我的毕业设计过程中，他们都给予了我很大的帮助，让我对整个毕业设计有了一个大致的思路和总体的结构构思，他们也十分悉心的帮我解决了许多细小问题例如：我设计的主轴设计校核计算，传动系统的设计计算等等。让我受益匪浅。并在设计过程中给我提供了许多创新思路。 感谢这四年来传授我知识的老师们，谢谢你们的辛勤付出才能让我们获得更多的知识与能力。也要感谢家人对我学业上的支持与鼓励，感谢帮助过我照顾过我的人。