双齿辊破碎机的设计说明书

双齿辊破碎机的设计说明书内容摘要：

速措施不能满足其机械特性和经济要求时，应采用变传动比的传动。 通常从降低成本角度出发尽量采用有级变速，只有工作机生产工艺需要连续变速时，才选用无级变速传动。 此外，在传动装置中传动比的分配应合理。 如下图所示传动机构，选择了带式传动机构。 因为双齿辊破碎机所需要的传动精度不需要太高，而且功率消耗很大需要安全 保障，使用带式传动机构很安全。 因为双齿辊破碎机的电动机的转速是 730r/min，而辊子的转速需要 64 r/min，要求传动比为。 =**1，因为带式传动机构所需要的传动精度不需要太高，故带式部分的传动比为 第一对齿轮的传动比为 第二对齿轮的传动比为 1。 即 I 带 =， i12=,i23=1 18 第三章 破碎机的总体设计 带传动设计 1．设计功率 dP kw dP =P AK 式中 P—— 工作机功率 kw dP = = kw 2．带型 根据 dP 和 1n 选取有效宽度制 V 带，选取 15N/15J 型有效宽度制 V 带。 式中 1n —— 小带轮转速 r/min。 3．传动比 i i= 2121(1 )ppdnnd  ( =～ ) 式中 2n —— 大带轮转速 r/mim； 1pd —— 小带轮节圆直径，可视为基准直径 1d ； 2pd —— 大带轮节圆直径，可视为基准直径 2d ；  —— 弹性滑动系数； 有效宽度制窄 V带： pd = ed 2 e 取 1pd =， 2pd =，则 19 21(1 )ppdi d  = (1 )  =， 2n = 1ni =177 r/min 4．小带轮有效直径 1ed 及大带轮有效直径 2ed （为提高 V 带寿命，在经济条件允许的情况下， ed 值较大选取。 1ed =200mm， 2ed =800mm 5．带速 V m/s V= 11601000pdn = 73060 1000 = m/s 窄 V 带 maxV =35m/s， V 20m/s 时，可以充分发挥带的传动能力，一般V不低于 5m/s，满足要求， 5m/s。 6．初定中心距离 1 2 0 1 20 .7 ( ) 2 ( )e e e ed d a d d    则 700 0a 2020，取 0a =1500mm 7．有效长度 0eL 0eL =2 0a +2 12()eedd + 2210()4eedda = mm 圆整近似选取 0eL =4570 mm 8．实定中心距 a mm 20 a 0a + 02eeLL= mm 取 a=1470 mm 9．小带轮包角 1 1 =180 21eedda  = 10．根 V带额定功率 1P kw 根据带型， 1ed 及 1n 选取 1P = kw 11． i 1 时的单根 V 带额定功率增量 1P kw 根据带型， 1ed 及 1n 选取 1P = kw 12． V带根数 Z Z =11()dLPP P K K 式中 K —— 包角修正系数，取 K =； LK —— 带长修正系数，取 LK =。 Z = 2 0 .3 7( 7 .6 2 0 .6 9 ) 0 .9 3 1 .0 6= 取 Z =3 13．带轮宽度 D=2e+2f=35 +26=61 mm 14．单根 V带初张紧力 0F N 0F =[500（ K1） 2dPV +mV2 ] 21 式中 m—— V 带单位长度质量 Kg/m，取 m= Kg/m。 0F =[500（ 1） + ]= N 15．作用在轴上的力 rF N rF =2 0F sin 12=2 2= N maxF = rF = N（新带的初张紧力为正常张紧力的 倍。 ） tfa 16．切边长 t mm t= 22 12()4eedda  = 22 (8 0 0 2 0 0 )14704 = mm 17．挠度 f mm f = = mm 18．载荷 Wd N 22 新安装的带 Wd= 16 FtF Le 式中 0F —— 初张紧力的增量，取 0F =40N。 Wd= 4 0 1 4 3 9 .11 .5 6 9 3 .5 457016 = N； 运转后的带 Wd= 16 FtF Le = N； 最小极限值 Wd min = N。 齿轮传动设计 1．选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数 1) 按 所示的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传 动。 2) 双齿辊破碎机为一般重载工作机器，速度不高，故选用 8 级精度。 3) 材料选择。 选择小齿轮材料为 40Cr（热处理，调质 ,表面氮化，深度为 ～ ），硬度为 HB260～ 290，齿轮硬度  Hv550；大齿轮材料为 40Cr（热处理，调质），硬度为 HB260～ 290。 4) 选小齿轮齿数 1Z =19，已知大齿轮转速为 64r/min，小齿轮转速为 177r/min。 5) 传动比 i=u= 21ZZ = 17764 =，故 2Z =u 1Z =19 =，取2Z =53。 2．按齿面接触强度设计 2131 12 .3 2 ( )[]t EtdHKT Zud u 23 1）确定公式内的各计算数值 （ 1）试载荷系数 tK = （ 2）计算小齿轮传递 转矩 1T = 105 1P / 1n = 105APK电 12 / 1n = 105 =789359 N 1  （ 3）取齿宽系数 d =1 （ 4）查得材料的弹性影响系数 EZ = MPa1/2 （ 5）按齿面硬度查得大小齿轮的接触疲劳极限为 lim1H =600 MPa, lim2H =600 MPa （ 6）计算应力循环次数 1N =60j hL 1n 式中 j—— 齿轮每转一周时，同一齿面啮合的次数； hL —— 齿轮的工作寿命 h； 假设破碎机寿命为 10 年（一年工作 300 天，每天工作 10 小时） 1N =60 1 177（ 15 300 10） = 108 2N = 1N /u= 108 （ 7）查得接触疲劳寿命系数 24 1HNK =； 2HNK = （ 8）计算接触疲劳许用应力 1[]H = 1 lim1HN HKS 式中 S—— 安全系数 S=1，取失效概率为 1% 1[]H = 600 MPa=570 MPa 2[]H = 600 MPa=588 MPa 2）计算 （ 1）试算小齿轮分度圆直径 1td ，带入 []H 中较小的值 1td  23 1 . 3 7 8 9 3 5 9 3 . 7 7 1 8 9 . 8()1 2 . 7 7 5 7 0 = mm （ 2）计算圆周速度 1V 1V = 1160 1000dn = 17760 1000  = m/s （ 3）计算齿宽 b b= 1dtd =1 mm= mm （ 4）计算齿宽与齿高之比 b/h 模数 tm = 1td / 1Z = 齿高 h= tm = = mm b/h=（ 5）计算载荷系数 根据 1V = m/s，八级精度，查得动载荷系数 vK =； 25 直齿轮，假设 /AtKF b 100 N/mm，查得 HFKK =；查得使用系数AK =1； 查得 8 级精度，小齿轮相对支撑非对称布置时 HK =+（ 1+ 2d ） 2d + 103 b =+(1+ 12 ) 12 + 103 = 由 b/h=， HK = 查得 FK =，故载荷系数 K= AK VK HK HK =1 = （ 6）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径得 1d = 1td 3 / tKK= （ 7）计算模数 m= 11/dZ= mm 3．按齿根弯曲强度设计 弯曲强度的设计公式为 m 13 212 ()[]FSdFYYKTZ  1）确定公式内的各计 算数值 （ 1）查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 1FE =500 MPa，大齿轮的弯曲疲劳强度极限 2FE =500 MPa。 （ 2）查得弯曲疲劳寿命系数 1FNK =， 2FNK =。 （ 3）计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 S=，得 26 1[]F = 11 FEK = 500 MPa= MPa 2[]F = 22 FEK = 500 MPa= MPa （ 4）计算载荷系数 K K= AK VK FFKK=1 = （ 5）查取齿型系数得 1FY =， 2FY = （ 6）查取应力校正系数 1SY =， 2SY = （ 7）计算大小齿轮的 []FSFYY，并加以比较 111[]FSFYY =  = 222[]SFFYY =  = 小齿轮的数值大 2）设计计算 322 1 .8 2 2 7 8 9 3 5 9 0 .0 1 4 4 61 1 9m = mm 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数 m 大于齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数 m 的大小主要取决于弯曲强度所决定的载荷能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力仅与齿轮直径（即模数与齿数的 乘积）有关，可取弯曲强度计算得的模数 ，并就近完整为标准值 m=5 mm，按接触强度算得的分度圆直径 1d =，则 27 1Z = 1d /m=， 取 1Z =29 2Z =u 1Z = 29=， 取 2Z =80 这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并作到了结构紧凑，避免浪费。 4．几何尺寸计算 1）计算分度圆直径 1d = 1Z m=29 5=145 mm 2d = 2Z m=80 5=400 mm 2）计算中心距 1a =（ 1d + 2d ） /2 =（ 145+400） /2= mm 3）计算齿轮宽度 b= 1d =145 取 2B =145 mm， 1B =150 mm 4）齿数比 u= 21ZZ =8029 = 5）齿顶高 1ah = 2ah = *ah m=5 mm 6）齿根高 1fh = 2fh =（ *ah + *c ） m= mm 7）全齿高 1h = 2h =（ 2 *ah + *c ） m= mm 8）齿顶圆直径 1ad =（ 1Z +2 *ah ） m=155 mm 2ad =（ 2Z +2 *ah ） m=410 mm 28 9）齿根圆直径 1fd=（ 1Z 2 *ah 2 *c ） m= mm 2fd =（ 2Z 2 *ah 2 *c ） m= mm 10）基圆直径 1bd = 1d cos = mm 2bd = 2d cos = mm 11）齿距 p= m= mm 12）齿厚 (s)=齿槽宽 (e) s=e= m/2= mm 13）验算 tF = 112Td = 2 789359145 = N AtKFb = 1  N/mm= N/m100 N/mm，满足要求，可以使用。 注：第二根辊转速与第一根辊转速一致，因此选用与第一根齿轮相同齿轮，只起传动作用。 齿轮强度校核 1．齿面接触疲劳强度校核 齿面接触疲劳强度条件 H HP 式中 H —— 计算接触应力 N/mm2 ； HP —— 许用接触应力 N/mm2。 （ 1）计算应力 11tH H E A V H HF uZ Z Z K K K Kb d u     29 式中 HZ —— 节点区域系数； EZ —— 材料弹性系数 2/N mm ； Z —— 接触强度计算的重合度与螺旋角系数； tF —— 分度圆上的圆周力 N； b—— 齿宽 mm； 1d —— 小齿轮分度圆直径 mm； u—— 齿数比； AK —— 使用系数； VK —— 动载系数； HK 、 FK —— 齿向载荷分布系数； HK 、 FK —— 齿间载荷分布系数。 1） HZ 的确定 变位系数 12xx、 的选择 按 Z = 1Z + 2Z =29+80=109。