1、中原工學(xué)院2010屆畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）說明書畢業(yè)設(shè)計(jì)（說明書）題目名稱：復(fù)合立式破碎機(jī)院系名稱：機(jī)電學(xué)院班級(jí)：機(jī)自063學(xué)號(hào)：200600314302學(xué)生姓名：胡燕華指導(dǎo)教師：張雪松2010年6月目錄TOC o 1-5 h z摘要31引言錯(cuò)誤！未定義書簽。 HYPERLINK l bookmark10 破碎理論5表面理論5體積理論5 HYPERLINK l bookmark12 一般破碎機(jī)械6 HYPERLINK l bookmark14 復(fù)合立式破碎機(jī)9 HYPERLINK l bookmark16 復(fù)合立式破碎機(jī)詳細(xì)設(shè)計(jì)11 HYPERLINK l bookmark18 產(chǎn)品的技術(shù)參數(shù):11

2、 HYPERLINK l bookmark22 電機(jī)選型12電機(jī)功率計(jì)算12電機(jī)選擇12 HYPERLINK l bookmark27 傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)及計(jì)算13帶傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算13帶輪護(hù)罩設(shè)計(jì)計(jì)算18 HYPERLINK l bookmark39 2.4主軸部分參數(shù)計(jì)算152.4.1主軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)及校核16錘式破碎機(jī)的主要結(jié)構(gòu)參數(shù)及其設(shè)計(jì)21 HYPERLINK l bookmark95 2.5鍵的選擇及其校核252.5.1軸鍵的選擇及校核26 HYPERLINK l bookmark105 2.6軸承校核27主軸軸軸承選用及校核27 HYPERLINK l bookmark121 結(jié)束語(yǔ)29

3、 HYPERLINK l bookmark123 致謝29 HYPERLINK l bookmark125 參考文獻(xiàn)30摘要本設(shè)計(jì)對(duì)復(fù)合立式破碎機(jī)主要參數(shù)的計(jì)算及結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)進(jìn)行了論述。文中從破碎理論談起，記述了各種傳統(tǒng)破碎機(jī)的技術(shù)規(guī)格，適用范圍以及它們的不足之處。立式復(fù)合式破碎機(jī)是在PCL基礎(chǔ)上改進(jìn)而成的，集錘式破碎機(jī)、反擊破碎機(jī)、圓錐破碎機(jī)等破碎設(shè)備的優(yōu)點(diǎn)于一體，物料在工作腔反復(fù)收到?jīng)_擊、研磨等作用而破碎。適用于破碎中等硬度的物料，是理想的超細(xì)破碎設(shè)備，可廣泛用于建材、冶金、礦山、化工、電力、煤炭等工業(yè)部門物料二次破碎和磨前細(xì)碎，降低入磨粒度可使磨機(jī)產(chǎn)量提高35%-45%。本設(shè)計(jì)所涉及的復(fù)合立

4、式破碎機(jī)，結(jié)合了立式破碎機(jī)和錘式破碎機(jī)的優(yōu)點(diǎn)，使生產(chǎn)能力得到了很大的提高，出料粒度的均一性得到了很好的保證，使物料得到了有效的破碎，這是有生產(chǎn)的實(shí)踐為證的。但由于該機(jī)械新的一面，所以尚未有成熟的計(jì)算方法對(duì)其進(jìn)行精確的計(jì)算，只能在傳統(tǒng)破碎機(jī)械計(jì)算的基礎(chǔ)上，結(jié)合生產(chǎn)實(shí)踐，對(duì)其進(jìn)行粗略的估算。關(guān)鍵詞：復(fù)合立式破碎機(jī)，破碎，出料粒度。英文摘要AbstractKeyword：verticalcompoundcrusher，crush，dischargingpin-size。中原工學(xué)院2010屆畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）說明書中原工學(xué)院2010屆畢業(yè)設(shè)計(jì)(論文)說明書Thedesignofcomplexparame

5、tersofthemainverticaltoacrusherandstructure.Thearticletalksaboutabrokentheory.Anddescribedthetraditionaltechnicalspecificationstoacrusherandthescopeandtheirdeficiencies.Verticalacrusherisbasedontheimprovementofthehammer,setinacrusherandreturntoacrusherandconicalsoonthemeritsofthebrokenequipment,mate

6、rialsandtoreceivetheimpactonairs,grindingetc.Applytothecrushingmediumhardcoarse-grainedmaterialisanidealofthin,crackedequipmentformetallurgy,building,mining,chemical,electricity,coalindustrymaterialsforsecondarycrushingandgrinding,cuttingthegroundbeforenexttothemill,grainoutputincreasedfrom35%to45%.

7、Thedesignofthecompositeverticaltoacrusherandtheverticaltoacrusherandthependulumtypetoacrusher;theproductioncapacityhasbeenmuchimproved.Thegranularityofmaterialsexgotagoodthatthematerialshavebeeneffective,thisisaproductionofpracticetopermit.Butbecauseofthenewmachine,soithasnotyethavethematurecalculat

8、edtocomputeaccuratelybutbreakthetraditionalmachineryonthebasisofproductionandpractice,aroughestimate.1引言眾所周知，破碎幾乎是各種礦物加工過程中的第一道工序，而此道工序在整個(gè)礦物處理過程中起著重要的作用。有的礦物破碎后要保證物料不至于過粉碎，還需要保持一定細(xì)的粒度，以滿足物料在整個(gè)工藝過程中更好的應(yīng)用，而目前大多數(shù)使用單位都要求向規(guī)模效益方向發(fā)展。因此，研制開發(fā)適用于避免過粉碎的細(xì)碎型破碎機(jī)，滿足國(guó)內(nèi)礦山急需，替代進(jìn)口迫在眉睫，具有非常重要的意義。破碎理論破碎是相當(dāng)復(fù)雜的，它與被破碎物本身的性

9、質(zhì)(物料的均勻性、硬度、密度、料塊的形狀和含水率)以及所選擇的機(jī)械裝備等有關(guān)。破碎物料時(shí)所加的外力除了使物料塊發(fā)生相對(duì)移動(dòng)和轉(zhuǎn)動(dòng)外，還使物料破碎。確定破碎時(shí)所消耗的功與被破碎物料的破碎程度之間的關(guān)系是相當(dāng)重要的。破碎的現(xiàn)有理論中以表面理論和體積理論為最普遍，雖不能得到十分精確的結(jié)論，但可作為選型或設(shè)計(jì)時(shí)的參考。表面理論該理論認(rèn)為破碎時(shí)所消耗的功與被破碎物料新形成的表面積成正比。一般情況下，當(dāng)將邊長(zhǎng)為lcm的立方體分成邊長(zhǎng)為1/ncm的小立方體時(shí)，可得到n3個(gè)小立方體，分割平面數(shù)為3(n-1),所消耗的總功為3P(n-1)。假設(shè)將上述立方體物料分割成邊長(zhǎng)分別為1/m(cm)和1/m(cm)的小立

10、方體，12則其所消耗的功之比為Pm/Pm=3P(m-1)/3P(m-1)=(m-1)/(m-1)，121212當(dāng)m和m非常大時(shí)，可以寫成Pm/Pm=m/m。由此可見，破碎所消耗的121212功與物料的破碎度成比例。體積理論該理論是指破碎物料所消耗的功等于使物料變形直到在物料內(nèi)部產(chǎn)生極限應(yīng)力(抗壓極限強(qiáng)度)所消耗的功。根據(jù)胡克定律，壓縮時(shí)物料內(nèi)部產(chǎn)生的應(yīng)力與應(yīng)變成正比，即O=E式中O物料內(nèi)部應(yīng)力，N/m2物料的應(yīng)變E物料彈性模量，N/m2設(shè)N為使物料變形的外力，A為物料橫截面面積，L為物料的縮短變形量，L為物料的原始長(zhǎng)度，那么O=N/A;=L/L；從而N/A=EAL/L，得出L=NL/EA其中L

11、,E,A為常量，則L與N的關(guān)系為直線關(guān)系，則使物料變形厶L所消耗的功W就為W=NAL/2=N2L/2EA物料內(nèi)部產(chǎn)生的應(yīng)力O=N/A代人上式可得W=b2AL/2EAL即為物料的體積，所以W=b2V/2E當(dāng)要將物料破碎斷裂時(shí)，應(yīng)力O達(dá)到了物料的抗壓強(qiáng)度極限應(yīng)力G，從而可得b到物料破碎時(shí)所消耗的功為W=b2V/2E破碎b由此可見，對(duì)每種物料而言，G和E均為定值，則功W與體積V成正比。b破碎因?yàn)楫?dāng)應(yīng)力大于強(qiáng)度極限時(shí)物料方可破碎，而大多數(shù)巖石都不符合變形的胡克定律，實(shí)驗(yàn)表明，體積理論僅可用于粗略計(jì)算靠沖擊力或壓力進(jìn)行破碎的機(jī)械所消耗的功。1.2一般破碎機(jī)械破碎機(jī)械是對(duì)固體物料施加機(jī)械力，克服物料的內(nèi)聚

12、力，使之破裂成小塊物料的設(shè)備。破碎機(jī)械所施加的機(jī)械力，可以是擠壓力、劈裂力、彎曲力、剪切力、沖擊力等，在一般機(jī)械中大多是兩種或兩種以上機(jī)械力的混合。對(duì)于堅(jiān)硬的物料，適宜采用產(chǎn)生彎曲和劈裂作用的破碎機(jī)械；對(duì)于脆性和塑性的物料，適宜采用產(chǎn)生沖擊和劈裂作用的機(jī)械；對(duì)于粘性和韌性的物料適宜采用產(chǎn)生擠壓和碾磨作用的機(jī)械。在礦山工程和建設(shè)工程上，破碎機(jī)械多用來破碎爆破開采所得的天然石料，使之成為規(guī)定尺寸的礦石或碎石。在硅酸鹽工業(yè)中，固體原料、燃料和半成品需要經(jīng)過各種破碎加工，使其粒度達(dá)到各道工序所要求的尺寸，以便進(jìn)一步加工操作。通常的破碎過程，有粗碎、中碎、細(xì)碎三種，其入料粒度和出料粒度，如表1-1所示。

13、所采用的破碎機(jī)械相應(yīng)地有粗碎機(jī)、中碎機(jī)和細(xì)碎機(jī)三種。表1-1物料粗碎、中碎、細(xì)碎的劃分（mm）類另U入料粒度出料粒度粗碎300900100350中碎10035020100細(xì)碎50100515工業(yè)上常用物料破碎前的平均粒度D與破碎后的平均粒度d之比來衡量破碎過程中物料尺寸變化情況，比值i稱為破碎比（即平均破碎比）i=D/d為了簡(jiǎn)易地表示物料破碎程度和比較各種破碎機(jī)的主要性能，也可用破碎機(jī)的最大進(jìn)料口尺寸和最大出料口尺寸之比來作為破碎比，稱為標(biāo)稱破碎比。中原工學(xué)院2010屆畢業(yè)設(shè)計(jì)(論文)說明書中原工學(xué)院2010屆畢業(yè)設(shè)計(jì)(論文)說明書中原工學(xué)院2010屆畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）說明書在實(shí)際破碎加工時(shí)，裝

14、入破碎機(jī)的最大物料尺寸，一般總是小于容許的最大進(jìn)料口尺寸，所以，平均破碎比只相當(dāng)于標(biāo)稱破碎比的0.70.9。破碎機(jī)械常用的類型有：顎式破碎機(jī)、圓錐破碎機(jī)、旋回式破碎機(jī)、錘式破碎機(jī)和立式破碎機(jī)等。顎式破碎機(jī)廣泛運(yùn)用于礦山、冶煉、建材、公路、鐵路、水利和化工等行業(yè)，根據(jù)其結(jié)構(gòu)不同可分為復(fù)擺顎式破碎機(jī)（即單復(fù)擺顎式破碎機(jī)）和簡(jiǎn)擺顎式破碎機(jī)。復(fù)擺顎式破碎機(jī)適用于粗，中碎抗壓強(qiáng)度250mpa以上的各種礦石巖石。簡(jiǎn)擺顎式破碎機(jī)則可以破碎各種硬度的礦石和巖石，且特別適用于破碎各種硬度的磨蝕性強(qiáng)的石料。復(fù)擺顎式破碎機(jī)工作時(shí)，電動(dòng)機(jī)通過皮帶輪帶動(dòng)偏心軸旋轉(zhuǎn)，使動(dòng)顎周期地靠近、離開定顎，從而對(duì)物料有擠壓、搓、碾等

15、多重破碎，使物料由大變小，逐漸下落，直至從排料口排出。表1-2簡(jiǎn)擺顎式破碎機(jī)的技術(shù)規(guī)格規(guī)格進(jìn)料口尺寸mm最大進(jìn)料粒度mm出料口調(diào)節(jié)范圍mm生產(chǎn)率t/h電動(dòng)機(jī)功率kw長(zhǎng)寬1200X900井下1200900650150180140200110.01200X900液壓120090075015020014020095.01500X120015001200850130180170180.02100X1500210015001250250300400500280.0表1-3復(fù)擺顎式破碎機(jī)的技術(shù)規(guī)格規(guī)格進(jìn)料口尺寸mm最大進(jìn)料粒度mm出料口調(diào)節(jié)范圍mm生產(chǎn)率t/h電動(dòng)機(jī)長(zhǎng)寬型號(hào)功率kw250X15025015

16、0125104014Y1325-45.5350X200350200160105025Y160M-67.5380X2403802401721Y160M-67.5400X2504002502102080520Y180L-615.0400X250分段式400250400X250移動(dòng)式4002502202080520M200L2-6-05022400X250汽油機(jī)驅(qū)動(dòng)40025022020801012M-050汽油機(jī)820(hp)400X2504002501802080810Y180M-417.0500X2505002502202080540Y200L2-622600X4006004003504016

17、017115Y250M-830.0750X5007505004505017070120YR280-855.0900X6009006004807520052192YR315L-8751200X900120090075010020015300YR315L-6110.0錘式破碎機(jī)大量應(yīng)用于水泥廠、電廠等各個(gè)部門，所以，它的設(shè)計(jì)有著廣泛的前景和豐富的可借鑒的經(jīng)驗(yàn)。其設(shè)計(jì)的實(shí)質(zhì)是，在完成總體的設(shè)計(jì)方案以后，就指各個(gè)主要零部件的設(shè)計(jì)、安裝、定位等問題，并對(duì)個(gè)別零件進(jìn)行強(qiáng)度校核和試驗(yàn)。并在相關(guān)專題中，對(duì)錘頭的壽命延長(zhǎng)進(jìn)行比較詳細(xì)的分析。在各個(gè)零部件的設(shè)計(jì)中，要包括材料的選擇、尺寸的確定、加工的要求，結(jié)構(gòu)工藝

18、性的滿足，以及與其他零件的配合的要求等。在強(qiáng)度的校核是，要運(yùn)用的相關(guān)公式，進(jìn)行危險(xiǎn)部位的分析、查表、作圖和計(jì)算等。并隨后對(duì)整體進(jìn)行安裝、工作過程以及工作后的各方面的檢查，同時(shí)兼顧到維修、保險(xiǎn)裝置等方面的問題，最后對(duì)兩個(gè)主要工作零件的加工精度、公差選擇進(jìn)行分析，以保證破碎機(jī)最終設(shè)計(jì)的經(jīng)濟(jì)性和可靠性。立式破碎機(jī)是在吸取國(guó)內(nèi)外先進(jìn)細(xì)碎設(shè)備的基礎(chǔ)上，優(yōu)化設(shè)計(jì)而成的一種無(wú)篩條、可調(diào)式細(xì)碎設(shè)備，可廣泛適用于水泥廠的生料、熟料細(xì)碎作業(yè)。同時(shí)也可用于白云石、焦寶石、鉛鋅礦、蛇紋石、高爐渣、煤矸石、磷礦石等中等硬度物料的細(xì)碎作業(yè)，特別適用于硬質(zhì)石灰?guī)r、白云巖、花崗巖、玄武巖等人工造砂或高速公路路面石料的加工破碎

19、。表14立式破碎機(jī)技術(shù)參數(shù)型號(hào)800100012501500輥?zhàn)又睆?mm)65080010001250筒體高度(mm)8008508501000主軸轉(zhuǎn)速(r/min)930769530495進(jìn)料粒度(mm)100120150200出料粒度(mm)0-50-50-50-5處理量(t/h)5-1510-3020-6030-80電動(dòng)機(jī)型號(hào)Y系列-4Y系列-4Y系列-4Y系列-4功率(kw)305575110轉(zhuǎn)速14401440750750外形尺寸(長(zhǎng)X寬X高)(mm2200X860X19802700X1160X20002800X1400X27303100X1900X2300)1.3復(fù)合立式破碎機(jī)目

20、前破碎理論、工藝和設(shè)備的研究主要著重于：研究在破碎中節(jié)能、高效的理中原工學(xué)院2010屆畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）說明書中原工學(xué)院2010屆畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）說明書論，也力求找出新理論突破人們已熟知的破碎三大理論；研究新的非機(jī)械力的高能或多力場(chǎng)聯(lián)合作用的破碎設(shè)備，目前還沒有工業(yè)化的設(shè)備，只是研究階段；改進(jìn)現(xiàn)有設(shè)備，這方面經(jīng)常是根據(jù)用戶自己的需要來進(jìn)行。近年來，我國(guó)無(wú)論在破碎理論、破碎技術(shù)、結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)以及設(shè)備制造等方面都有很大的進(jìn)步，但是不得不承認(rèn)與國(guó)外破碎機(jī)相比，仍存在一定的差距。國(guó)外從上世紀(jì)中后期開始利用計(jì)算機(jī)仿真技術(shù)對(duì)破碎機(jī)機(jī)構(gòu)、腔形、產(chǎn)量和磨損等進(jìn)行優(yōu)化，從而大大提高了破碎機(jī)的性能，縮短了產(chǎn)品開發(fā)周期，

21、提高了產(chǎn)品的市場(chǎng)競(jìng)爭(zhēng)力。然而國(guó)內(nèi)對(duì)破碎機(jī)的仿真優(yōu)化設(shè)計(jì)的研究主要限于對(duì)特定型號(hào)的破碎機(jī)編寫相應(yīng)程序進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)，這些程序大多重用性差，只能解決特定型號(hào)中的特定問題。國(guó)內(nèi)也有科研工作者開始嘗試?yán)孟冗M(jìn)的運(yùn)動(dòng)學(xué)與動(dòng)力仿真設(shè)計(jì)工具對(duì)破碎機(jī)進(jìn)行快速開發(fā)，對(duì)機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)參數(shù)進(jìn)行仿真設(shè)計(jì)，從而大大減小了仿真設(shè)計(jì)的工作量縮短了產(chǎn)品開發(fā)周期，提高了仿真模型重用率。要縮短這一差距，趕上同期國(guó)際水平，這仍然是一個(gè)比較長(zhǎng)的過程。在借鑒國(guó)外破碎機(jī)的技術(shù)基礎(chǔ)上，研發(fā)了該滾筒式破碎機(jī)，即雙齒輥破碎機(jī)，該破碎機(jī)適用于破碎中低硬度的礦石、煤等物料。本設(shè)計(jì)所涉及的復(fù)合立式破碎機(jī)結(jié)合了立式破碎機(jī)和錘式破碎機(jī)的優(yōu)點(diǎn)，使生產(chǎn)能力得到了很

22、大的提高，出料粒度的均一性得到了很好的保證，使物料得到了有效的破碎，這是有生產(chǎn)實(shí)踐可證明的。因該種機(jī)械新的一面，所以尚未有成熟的計(jì)算方法對(duì)其進(jìn)行精確的計(jì)算，只能在傳統(tǒng)破碎機(jī)械計(jì)算的基礎(chǔ)上，結(jié)合生產(chǎn)實(shí)踐，對(duì)其進(jìn)行粗略的估算。設(shè)計(jì)方案：為了實(shí)現(xiàn)上述目標(biāo)，確定了如下方案：（1）傳動(dòng)系統(tǒng)采用電動(dòng)機(jī)帶輪齒輪減速主軸的傳動(dòng)方式（2）過載保護(hù)采用柔性作用（3）出料粒度可調(diào)其結(jié)構(gòu)圖大致如圖1-1所示：1出料口2上端蓋3分料錐4葉輪轉(zhuǎn)子5襯板6破碎機(jī)圓筒7軸承18托盤9錘頭10轉(zhuǎn)子體11主軸12軸承213下端蓋14帶輪15出料口16電機(jī)中原工學(xué)院2010屆畢業(yè)設(shè)計(jì)(論文)說明書中原工學(xué)院2010屆畢業(yè)設(shè)計(jì)(論文

23、)說明書2復(fù)合立式破碎機(jī)詳細(xì)設(shè)計(jì)2.1產(chǎn)品的技術(shù)參數(shù):型號(hào)80010001250輥?zhàn)又睆?mm)6508001000筒體高度(mm)800850850主軸轉(zhuǎn)速(r/min)1350970740進(jìn)料粒度5070100150012501000650100175015601410600100中原工學(xué)院2010屆畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）說明書中原工學(xué)院2010屆畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）說明書(mm)出料粒度0-50-5（mm）處理量(t/h)5-1510-30出型號(hào)電功率Y系列-4Y系列-4機(jī)豐3055轉(zhuǎn)速14401440外形尺寸2200X82700X1160X2000（長(zhǎng)X寬X60X198咼）（mm）0重量（t）2

24、.34.50-50-50-520-6030-8040-100Y系列-8Y系列-8Y系列-8751101327507507502800X143100X1900X23003350X2100X273000X28009.7318.126.61電機(jī)選型2.2.1電機(jī)功率計(jì)算對(duì)于功率的計(jì)算采用如下的近似理論計(jì)算方法。本方法是基于電機(jī)的功率應(yīng)該與單位時(shí)間的破碎物料的功耗相同的原則，即認(rèn)為電機(jī)的功率應(yīng)如下求得：F=QW/n其中Q：破碎機(jī)的生產(chǎn)能力t/hW:單位生產(chǎn)量的功耗kWh/tn:破碎機(jī)的傳動(dòng)效率采用Rittinger法確定單位生產(chǎn)量的功耗：11即：W二llm（-）EiAim:Bond功指數(shù)（KWh/1）

25、E:占排料粒度80%以上的組成部分的粒度尺寸（um）A：占給料粒度80%以上的組成部分的粒度尺寸（um）i：常指數(shù)，取0.45-0.5。2.2.2電機(jī)選擇由于所設(shè)計(jì)的破碎機(jī)的新穎性，暫時(shí)還沒有成熟的功率計(jì)算方法，故參考上述傳統(tǒng)破碎機(jī)械電機(jī)功率的計(jì)算方法，結(jié)合生產(chǎn)實(shí)踐的經(jīng)驗(yàn)，估取電機(jī)功率為160Kw,選擇電動(dòng)機(jī)型號(hào)為YB355S-6。其主要參數(shù)如下：額定功率：160KW轉(zhuǎn)速：980r/min效率：0.94功率因數(shù)：0.87輸出軸徑：90mm傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)及計(jì)算根據(jù)生產(chǎn)實(shí)踐經(jīng)驗(yàn)，選定電機(jī)至主軸間的減速傳動(dòng)機(jī)構(gòu)為一對(duì)帶輪。結(jié)合帶輪的傳動(dòng)特點(diǎn)，取帶輪間的減速比為1.6，它們的具體設(shè)計(jì)如下所述：參考機(jī)械

26、工業(yè)出版社出版的機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)第二版的第四卷。已知電機(jī)軸轉(zhuǎn)速n=980r/min,輸入功率P=160kw1設(shè)計(jì)功率P由表33.1-2查得工況系數(shù)K=1.6,dAP=KP=16X160=256kwdA選定帶型根據(jù)P=256kw和n=980r/min，由圖331-2確定為E型帶。d1小帶輪基準(zhǔn)直徑dd及大帶輪基準(zhǔn)直徑d參考表33.1-18和圖33.1-2，取d1d21）2.3.1帶傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算2)3)d=560mm，取傳動(dòng)比i=1.6,彈性滑動(dòng)系數(shù)8=0.02。則大帶輪基準(zhǔn)直徑d1d=id(1-8)=1.6X560X0.98=878.1mmd2d1由表33.1-18取d=900mm。d2輸入軸實(shí)際

27、轉(zhuǎn)速n2n=d(1-8)n/d=560X0.98X980/900=597.58r/min2d11d2帶速vv=兀Jn/(60X1000)=兀X560X980/(60X1000)=28.72m/sd11不超過30m/s，符合要求。初定軸間距按公式取a=0.7(d+d)=0.7X(560+900)=1022mm0d1d2所需基準(zhǔn)長(zhǎng)度匕L=2a+兀(d+d)/2+(dddd)2/(4a門)=4364.5mmd00d1d2d2d10由表33.1-7選取基準(zhǔn)長(zhǎng)度L=4660mm。d實(shí)際軸間距aa=a+(L-L)/2=1170mm0dd0安裝時(shí)所需最小軸間距amina=a-0.0015L=1101.1mm

28、mind張緊或補(bǔ)償伸長(zhǎng)所需最大軸間距amaxa=a+0.02L=1263mmmaxd=180010）單根V帶的基本額定功率(d一d)/ax57.3。d2d1=163o9）小帶輪包角a根據(jù)d“=560mm和n=980r/min由表33.1-17g查得E型帶P=31.35kw。d11111）考慮傳動(dòng)比影響，額定功率的增量厶P由表33.1-17g查得P=6.06kw。1112）V帶根數(shù)zz=P/(P+P)KKd11aL由表33.1-13查得K=0.96,由表33.1-15查得K=0.9,則aLZ=256/(31.35+6.06)X0.96X0.9=7.92取z=8根。13）單根V帶預(yù)緊力F0F=50

29、0（2.5/K-1）P/（zv）+mv20ad由表33.1-14查得m=0.17kg/m,則F=500X（2.5/0.96-1）X256/（8X28.72）+0.17X28.722=1635.52N。014）壓軸力FrF=2zFsin（a/2）=25880.88N。r015）帶輪結(jié)構(gòu)和尺寸由YB355S-6電動(dòng)機(jī)可知，其軸伸直徑d=90mm，長(zhǎng)度L=170mm,故小帶輪軸0孔直徑應(yīng)取d=90mm，轂長(zhǎng)L=170mm。0由表33.1-22查得，大帶輪和小帶輪結(jié)構(gòu)都為六橢圓輪輻式帶輪。輪槽尺寸及輪寬按表33.1-20計(jì)算，參考圖33.1-5典型結(jié)構(gòu)，畫出小帶輪結(jié)構(gòu)示意圖（圖2-1）：圖2-1小帶輪

30、大帶輪結(jié)構(gòu)示意圖（圖2-2）：中原工學(xué)院2010屆畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）說明書中原工學(xué)院2010屆畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）說明書中原工學(xué)院2010屆畢業(yè)設(shè)計(jì)(論文)說明書圖2-2大帶輪2.3.2齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)算參考中國(guó)礦業(yè)大學(xué)出版社出版的機(jī)械設(shè)計(jì)工程學(xué)I。由上知：傳遞功率p=152kw，主動(dòng)齒輪轉(zhuǎn)速n=597.58r/min。1選擇齒輪材料查表，小齒輪選用20CrMnTi,調(diào)質(zhì)滲碳淬火，回火，硬度5662HRC；大齒輪選用20CrMnTi,調(diào)質(zhì)滲碳淬火，回火，硬度5662HRC。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$v2KT/(VZ2)YY/Qmm確定齒輪傳動(dòng)精度等級(jí)按v=(0.0130.0

31、22)nP/n，估算圓周速tivi度v=53m/s，參考表8-14和表8-15，選取II公差組8級(jí)。t齒寬系數(shù)屮查表8-23，按齒輪相對(duì)軸承為懸臂布置，取屮=0.5。dd小齒輪數(shù)Z，在推薦值2040中取Z=24。11取傳動(dòng)比i=5.2,則Z=125。齒數(shù)比u=5.2082則大齒輪的轉(zhuǎn)速n=n/u=114.74r/min21傳動(dòng)比誤差u/uu/u=(5.208-5.2)/5.2=0.0015在5范圍內(nèi)。小輪轉(zhuǎn)矩Ti由式(8-53)得T=9.55X106P/n=2.34X106Nmmii載荷系數(shù)K由式（8-54）得K=KKKKAav卩使用系數(shù)K查表8-20得K=1.75AA動(dòng)載荷系數(shù)K查圖8-57

32、得初值K=1.21vvt齒向載荷分布系數(shù)K查圖8-60得K=1.27卩卩齒間載荷分配系數(shù)K由式（8-55）及0=0得a8=8=1.88-3.2（1/Z+1/Z）cos0=1.721ya12查表8-21并插值得K=1.242，則載荷系數(shù)K的初值K=3.34。at齒形系數(shù)Y查圖8-67小輪Y=2.08FaFa1大輪Y=2.16Fa2應(yīng)力修正系數(shù)Y查圖8-68小輪Y=1.58SaSa1大輪Y=1.83Sa2重合度系數(shù)Y由式（8-67）得8Y=0.25+0.75/8=0.6868a許用彎曲應(yīng)力b由式（8-71）有b=bYY/SFFlimNxF彎曲疲勞極限b查圖8-72得b=850N/mmFlimFli

33、m1b=740N/mm2Flim2彎曲壽命系數(shù)Y查圖8-73得Y=Y=1NN1N2尺寸系數(shù)Y查圖8-74得Y=1xx安全系數(shù)S查表8-27得S=1.6,則FFb=531N/mm2，b=463N/mm2F1F2故齒輪模數(shù)m的設(shè)計(jì)初值mtm三3；2KT/（屮Z2）YY/b=6.91mmt1d1FaSaF取m=7mm。t小輪分度圓直徑參數(shù)圓整值d1td=Zm=168mm1t1t圓周速度vV=兀dn/60000=5.2539m/s1t1與估取v=5.2很相近，對(duì)K取值影響不大，不必修正K。tvvK=K=1.21，K=K=3.34vvtt齒輪模數(shù)m=m=7mm。t小輪分度圓直徑d1d=d=168mm11

34、t大輪分度圓直徑d2d=mZ=875mm22中心距aa=m(Z+Z)/2=521.5mm12齒寬bb二屮d=83mmd1tmin大輪齒寬b2b=b=83mm2小輪齒寬b1b=b+（510）=88mm123）按齒面接觸疲勞強(qiáng)度校核計(jì)算由式（8-63）知G二ZZZ2KT（u-i）/（bud2）HEH勺11彈性系數(shù)Z查表8-22，得ZE節(jié)點(diǎn)影響系數(shù)Z查圖8-64（0二0,H重合度系數(shù)Z查圖8-65卩許用接觸應(yīng)力L由式（8-69）得CH=GHH=189.8.；N/mm2。Ex=x=0)得Z=2.5。12H(=0)得Z=0.88。0ZZ/SHlimNW、GHlim1Hlim2g=1650MPa，Hlim

35、1接觸強(qiáng)度壽命系數(shù)Z查圖8-70得ZN硬化系數(shù)Z查圖8-71及說明得ZW接觸強(qiáng)度安全系數(shù)S查表8-27,G1=1500MPaL=1473MPaH2H查圖8-69得G=1620MPaHlim2=Z=1。N1N2=1。W按一般可靠度取S=1.1。則Hg=988H1g=960H2故齒面接觸疲勞強(qiáng)度滿足要求H1H2MPaGMPaL也即所設(shè)計(jì)的齒輪滿足強(qiáng)度要求4）齒輪其它尺寸計(jì)算及結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)由表8-31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。畫出齒輪的示意圖如圖2-3，2-4所示。接觸疲勞極限應(yīng)力G圖2-3小齒輪圖2-4大齒輪2.3.3帶輪護(hù)罩及齒輪外殼設(shè)計(jì)帶輪護(hù)罩可有效保證

36、工作人員的安全。齒輪外殼可使齒輪避免外界環(huán)境對(duì)其其影響，又保證了有效潤(rùn)滑主軸部分設(shè)計(jì)及計(jì)算2.4.1輸入軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)及校核中原工學(xué)院2010屆畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）說明書中原工學(xué)院2010屆畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）說明書中原工學(xué)院2010屆畢業(yè)設(shè)計(jì)(論文)說明書根據(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n=597.58r/min，傳遞功2率為P=152Kw，2(1)求軸上的轉(zhuǎn)矩TT=9.55X106X(P/n)15222=9.55X106X597.58=2.43X106N.mm2)求作用在齒輪上的力軸上齒輪的分度圓直徑：d=168mm可以求出作用在齒輪上圓周力F、徑向力F和軸向力F的大小如下，方向如圖

37、tra2-15所示。td=2X2.43X106/168=28929NF=FrttananCOSP=28929Xtan201=10529N3)確定軸的最小直徑選取軸的材料為37SiMn2MoV，調(diào)質(zhì)處理。預(yù)估軸的最小直徑：取A=100，可得dmin取d=100mm。min(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(zhǎng)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。各軸肩處的圓角半徑為2mm，軸端倒角取1.5X451求軸的載荷根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖和軸的受力分析，可以做出軸的計(jì)算受力簡(jiǎn)圖，確定軸承支點(diǎn)軸的受力簡(jiǎn)圖2-15：圖2

38、-15從受力簡(jiǎn)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。我們可以在這兩個(gè)面內(nèi)分別計(jì)算支反力和彎矩，然后求總和。垂直面支反力計(jì)算，垂直面受力簡(jiǎn)圖2-16：圖2-16由計(jì)算公式：Fcos42o+Fsin480+R=R+Fsin29。trVCVBr1362.5R=153.5R+1661Fsin29oVCVBr代入數(shù)據(jù)：F=28929N,tF=10529N,rF=25881NrR=19082NVC得到：R=33717N，VB畫出垂直面彎矩圖2-17：M如=4179558NMvc=3745386Nmm圖2-17水平面支反力計(jì)算：水平面受力簡(jiǎn)圖2-18：圖2-

39、18由計(jì)算公式：Fsin42o+R二R+Fcos29o+Fcos48otHCHBrrHC1362.5R二153.5R+1661Fcos29oHBr代入數(shù)據(jù)：F=28929N,tF=10529N,rF=25881NrR=30060HC得到：R=21877N,HB畫出水平面彎矩圖2-19：2218493Nmm圖2-19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:M=JM2+M2BHBVB二空41795582+22184932=4731851N.mmM=JM2+M2CHCVC=67568852+37453862=7725504N.mm合成彎矩圖2-20：Mb=4731851NmmMc

40、=7725504Nmm圖2-20扭矩：T=2.43X106N.mm扭矩圖2-21：圖2-21由上述一系列的圖可以看出，B、C為危險(xiǎn)截面。當(dāng)量彎矩MBM=V;M2+(aT)2Ba+B二47318512+(0.6x243000)2=4734097N.mm當(dāng)量彎矩M：Ma=JM2+(aT)2CaC=：77255042+(0.6x243000)2=7726880N.mm2校核軸的強(qiáng)度軸的材料為37SiMn2MoV，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)軸徑，查手冊(cè)得Q=865N/mm2Ba=(0.090.1)aB=77.8586.5N/mm2取a=82N/mm2，軸的計(jì)算應(yīng)力為aB=BaWB=4734097O.lx1303=

41、21.5N/mm2Vo=82N/mm2OC=caWC=7726880O.lx1303=35.2N/mm2VO=82N/mm2根據(jù)計(jì)算結(jié)果可知，該軸滿足強(qiáng)度要求。2.4.2錘式破碎機(jī)的主要結(jié)構(gòu)參數(shù)及其設(shè)計(jì)錘式破碎機(jī)的電機(jī)功率尚無(wú)一個(gè)完整的理論計(jì)算公式。一般都是根據(jù)生產(chǎn)實(shí)踐或?qū)嶒?yàn)數(shù)據(jù)，采用經(jīng)驗(yàn)公式進(jìn)行計(jì)算。（1）轉(zhuǎn)子的直徑與長(zhǎng)度轉(zhuǎn)子直徑一般根據(jù)給料塊的尺寸大小來決定。通常轉(zhuǎn)子直徑與給料塊尺寸之比為1.25,轉(zhuǎn)子長(zhǎng)度視機(jī)器生產(chǎn)能力的大小而定。轉(zhuǎn)子直徑與長(zhǎng)度之比值,一般為0.72,物料抗沖擊力較強(qiáng)時(shí)，應(yīng)選取較大的比值。（2）基本結(jié)構(gòu)尺寸的確定（a）給料口寬度和長(zhǎng)度錘式破碎機(jī)的給料口寬度大于3dmax,

42、dmax表示最大給礦塊的尺寸。給料口長(zhǎng)度與轉(zhuǎn)子長(zhǎng)度相同。（b）卸料口尺寸錘式破碎機(jī)的卸料口尺寸由篦條間隙來控制,而篦條間隙由產(chǎn)品粒度的大小來決定。中碎時(shí)產(chǎn)品平均粒度約為間隙的1/31/5,粗碎時(shí)約為間隙的1/1.51/2。（c）給料方式錘式破碎機(jī)要求給料塊有一定垂直下落速度,故給料口一般都設(shè)置在機(jī)架上方（3）錘頭質(zhì)量的確定由于錘式破碎機(jī)的錘頭是鉸接地懸掛在轉(zhuǎn)子圓盤上,所以正確地選擇錘頭的質(zhì)量對(duì)破碎效果和能量消耗都有很大的作用。如果錘頭的質(zhì)量選得過小,則可能滿足不了錘擊一次就將物料破碎的要求。若是錘頭質(zhì)量選得過大,則無(wú)用的功率消耗過大,不經(jīng)濟(jì)。因此,錘頭的質(zhì)量一定要滿足錘擊一次使物料破碎,并使無(wú)

43、用功率消耗達(dá)到最小值,同時(shí)還必須不使錘頭過度向后偏倒。計(jì)算錘頭質(zhì)量的方法有兩種：一種是使錘頭運(yùn)動(dòng)起來產(chǎn)生的動(dòng)能等于破碎物料所需中原工學(xué)院2010屆畢業(yè)設(shè)計(jì)(論文)說明書中原工學(xué)院2010屆畢業(yè)設(shè)計(jì)(論文)說明書的破碎功；另一種是根據(jù)碰撞理論的動(dòng)量相等的原理。前一種方法由于沒有考慮錘頭打擊物料后的速度損失，故計(jì)算出來的錘頭質(zhì)量往往偏小，需要根據(jù)實(shí)際情況進(jìn)行修正。(a)按動(dòng)能定理計(jì)算錘頭質(zhì)量假設(shè)被破碎物料受沖擊前的速度為零，錘頭沖擊前后圓周速度不變，則每一個(gè)錘頭沖擊時(shí)所產(chǎn)生的能量為TOC o 1-5 h zE=12mv2(3.1)式中：E錘頭的功能，J;m錘頭的質(zhì)量，kg；v錘頭的圓周速度，m/s

44、。v二nDn60(3.2)式中：n轉(zhuǎn)子的轉(zhuǎn)速,r/min；D轉(zhuǎn)子直徑，m。將式(3.2)代入式(3.1)，得E=12m(兀Dnx60)2=(3.3)轉(zhuǎn)子上全部錘頭每轉(zhuǎn)一次所產(chǎn)生的動(dòng)能E為：Ez=KKE=43200m兀2D2n2KK(3.4)1212式中：KI轉(zhuǎn)子圓周方向的錘頭排數(shù)；K2轉(zhuǎn)子橫向每排的錘頭個(gè)數(shù)。轉(zhuǎn)子的轉(zhuǎn)速為n時(shí)全部錘頭所產(chǎn)生的動(dòng)能是由電機(jī)供給的，故與電機(jī)功率相等。N=nEz1000X60=nm兀2D2nKK1000X60X7200(3.5)12式中：N電機(jī)功率，kW。由式(3.5)導(dǎo)出錘頭質(zhì)量為：m=43.2X106ND2n3KK(3.6)12(b)按動(dòng)量定理計(jì)算錘頭質(zhì)量根據(jù)碰撞

45、理論動(dòng)量相等的原理計(jì)算錘頭質(zhì)量時(shí)，考慮到錘頭打擊物料后，必然會(huì)產(chǎn)生速度損失。如果錘頭打擊料塊后，其速度損失過大，就會(huì)使錘頭繞本身的懸掛軸向后偏倒，這時(shí)錘頭由于速度減小而使動(dòng)能減小，在下一次與物料相遇時(shí)，它會(huì)很快通過而破碎不了物料，因而會(huì)降低破碎機(jī)的生產(chǎn)能力和增加無(wú)用功的消耗。為了使錘頭打擊物料后產(chǎn)生的偏倒，能夠由于離心力的作用在下次破碎物料前很快恢復(fù)到正常工作位置，就要求錘頭打擊物料后的速度損失不宜過大。根據(jù)實(shí)踐經(jīng)驗(yàn)錘頭打擊物料后的允許速度損失隨著破碎機(jī)的規(guī)格大小而變，一般允許速度損失為40%60%，即:V=(0.40.6)V(3.7)21式中：V錘頭打擊物料前的圓周速度，m/s；1V錘頭打擊

46、物料后的圓周速度，m/s。2原則上轉(zhuǎn)子的直徑愈大，允許的速度損失愈大，反之則取偏小值。若錘頭與物料為非彈性碰撞，且設(shè)物料碰撞前的速度為零，根據(jù)碰撞理論動(dòng)量相等的原理可得下列方程：mv二mv+Mv01022m二vvMv(3.8)0212式中：m錘頭折算到打擊中心處的質(zhì)量，kg；0M最大物料塊質(zhì)量，kg。將式(3.7)代入式(3.8)，得：m=(0.71.5)M(3.9)0m僅僅是錘頭的打擊質(zhì)量，錘頭實(shí)際質(zhì)量m應(yīng)根據(jù)打擊質(zhì)量的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量與錘頭質(zhì)量0的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量相等的條件進(jìn)行質(zhì)量代換。m二mrr2(3.10)00式中：r錘頭打擊中心到懸掛點(diǎn)的距離，m錘頭的實(shí)際質(zhì)量；r錘頭重心到懸掛點(diǎn)的距離，。0主要工作

47、參數(shù)的確定(a)轉(zhuǎn)子的轉(zhuǎn)速錘式破碎機(jī)的特點(diǎn)是沖擊破碎物料。為此，轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)速是破碎機(jī)的重要工作參數(shù)，它影響著破碎機(jī)的破碎效率、破碎比和生產(chǎn)能力。轉(zhuǎn)子的轉(zhuǎn)速可按下式計(jì)算：n=60vnD(3.11)轉(zhuǎn)子的圓周速度v可以根據(jù)待破碎物料的性質(zhì)按下式計(jì)算：v0.01gpo5/6E1/3(3.12)式中：g重力加速度，m/s2；p物料密度，kg/m3；0物料的抗壓強(qiáng)度，Pa；E物料的彈性模量，Pa。由于公式(3.12)沒有反映出破碎比和錘頭質(zhì)量這兩個(gè)因素，所以按上式計(jì)算的轉(zhuǎn)子圓周速度只能作為選取時(shí)參考。目前錘式破碎機(jī)的轉(zhuǎn)子圓周速度為1870m/s。一般中、小型破碎機(jī)的轉(zhuǎn)速為7501500r/min，圓周速度為

48、2570m/s。大型破碎機(jī)的轉(zhuǎn)速為200350r/min，轉(zhuǎn)子圓周速度為1825m/s。速度愈高，破碎產(chǎn)品的粒度愈小，錘頭及襯板、篦條的磨損也越大，功率消耗也隨之增加。從設(shè)備制造角度來看，高轉(zhuǎn)速對(duì)機(jī)器零部件的加工、安裝精度要求也隨之增高，而且錘頭磨損與轉(zhuǎn)子圓周速度成正比。所以在滿足產(chǎn)品粒度要求的情況下，轉(zhuǎn)子圓周速度應(yīng)偏低選取。(b)生產(chǎn)能力由于錘式破碎機(jī)的結(jié)構(gòu)和破碎過程不同，所以計(jì)算其生產(chǎn)能力的公式也不同。理論上計(jì)算破碎機(jī)生產(chǎn)能力的公式是從篦條篩隙中可能通過的最大排料量計(jì)算的。錘式破碎機(jī)的產(chǎn)量與轉(zhuǎn)子的長(zhǎng)度、卸料篦條間隙的寬度、錘頭的質(zhì)量、轉(zhuǎn)速、進(jìn)料粒度、加料情況以及物料的物理性能因素有關(guān)。為了

49、分析錘式破碎機(jī)的生產(chǎn)能力，假定每條篩縫同時(shí)卸出已破碎好的物料，其卸出體積為：V二LbdKzp(3.13)式中：V卸出的體積，m3；L卸料篦條的有效長(zhǎng)度，m；b卸料篦條間隙的寬度，m；dK出料塊粒度，m；z卸料篦條間隙數(shù)目；M松散與排料不均勻系數(shù)，一般取M=0.0150.07，小型破碎機(jī)取較小值，大型破碎機(jī)取較大值。一排產(chǎn)品通過篦條篩孔所需時(shí)間，應(yīng)該等于一排錘頭掃過兩排錘頭間所形成的弧長(zhǎng)的時(shí)間t。該時(shí)間等于：t=2nR/KnRn/30=60Kn(3.14)式中：K轉(zhuǎn)子圓周方向錘頭的排數(shù)，一般K=36；n轉(zhuǎn)子的轉(zhuǎn)速,r/min；R轉(zhuǎn)子中心到錘頭頂端的半徑，m。每小時(shí)的生產(chǎn)能力為：Q=3600Vtp

50、=60LbdKzpKnp(3.15)式中：Q每小時(shí)的生產(chǎn)能力，t/h；p破碎物料的松散容積密度，t/m3。上述理論公式的影響因素很多，而且有的數(shù)據(jù)很難準(zhǔn)確地確定。所以，只作為分析生產(chǎn)能力時(shí)參考。確定生產(chǎn)能力時(shí)也可用經(jīng)驗(yàn)公式計(jì)算(破碎中等硬度物料，破碎比i=520時(shí)):Q=(3045)DLp(3.16)中原工學(xué)院2010屆畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）說明書中原工學(xué)院2010屆畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）說明書式中：L轉(zhuǎn)子長(zhǎng)度，m；D按錘頭外緣計(jì)算的轉(zhuǎn)子直徑，（5）功率錘式破碎機(jī)功率消耗與很多因素有關(guān)，但主要取決于物料的性質(zhì)、轉(zhuǎn)子的圓周速度、破碎比和生產(chǎn)能力。目前N=kD2Ln（3.17）式中：N電機(jī)功率，kW；k經(jīng)驗(yàn)系

51、數(shù),k=0.10.2,大型錘式破碎機(jī)取上限。另一種與破碎比和產(chǎn)量有關(guān)的經(jīng)驗(yàn)公式如下：N=（0.10.15）iQ（3.18）式中：i破碎比。更為精確的計(jì)算公式是：N=mR2n3efl088X104q（3.19）式中：R轉(zhuǎn)子半徑，m；e錘頭總數(shù)；m每個(gè)錘頭質(zhì)量，kg；n機(jī)械效率,n=0.70.85；f修正系數(shù)。與轉(zhuǎn)子的圓周速度有關(guān)，隨圓周速度增加而減小，因?yàn)樗俣扔?，每個(gè)錘頭打擊物料的機(jī)會(huì)愈低。鍵的選擇及其校核（1）主軸與小齒輪用用普通平鍵聯(lián)接的選擇和強(qiáng)度校核選用圓頭普通平鍵（C型）按軸徑d=140mm及軸長(zhǎng)l=1000mm，查表選鍵C36x500GB1096-79強(qiáng)度校核鍵的材料用45鋼，查表得

52、許用應(yīng)力b=100120MPa,鍵的工作長(zhǎng)度l=L-b/2=482k=h/2=9,假定載荷在鍵的工作表面上均勻分布，普通平鍵鏈接的強(qiáng)度條件為2Tx103b=Ibpkldp式中：T傳遞的轉(zhuǎn)矩（T=Fxy沁FxD），單位為N.m2K鍵與輪彀鍵槽的接觸高度，k=0.5h，此處h為鍵的高度，單位為mm；l鍵的工作長(zhǎng)度，單位為mm，這里L(fēng)為鍵的公稱長(zhǎng)度，單位為mm，b為鍵的寬度，單位為mm；d軸的直徑，單位為mm；鍵，軸，輪彀三者中最弱材料的許用擠壓應(yīng)力，單位為MPa；將已知數(shù)據(jù)代入擠壓強(qiáng)度公式，有N/mm2蘭cdklpxl2.4xl06255xl6x(50056)=13.69N/mm2waP從上面計(jì)算

53、可得出齒環(huán)處軸上鍵的強(qiáng)度能夠滿足強(qiáng)度要求。軸承校核2.6.1軸承選用及校核偏心軸的兩對(duì)軸承都采用角接觸球軸承，主要是因?yàn)樗哂胁粌H能承受軸向力還能承受徑向力作用，能號(hào)及參數(shù)如下型號(hào)：7220C,主要參數(shù)如下：Cr=1230kN,Cor=1720kN,Y=2.9,e=0.3421軸承支反力由輸入軸的校核部分可知：垂直面支反力水平面支反力則合成支反力Y=1.9,0Y=2.0,lR=12935N，VAR=2033N，HAR=JR2+R2AHAVA=26070RVDR=14345NHD二辺18772+337172=34419NR十RD二300602+190822=35605N2.軸承的派生軸向力2+R

54、2HDVDS=R/(2XY)BB0代入數(shù)據(jù)得：S=8605NB中原工學(xué)院2010屆畢業(yè)設(shè)計(jì)(論文)說明書中原工學(xué)院2010屆畢業(yè)設(shè)計(jì)(論文)說明書S=R/(2XY)CC0代入數(shù)據(jù)得：S=8901NC軸承的軸向載荷因?yàn)檩S承不受外部軸向載荷，即K=0,又SS，故aBCA=A=S=8901NBCC軸承的當(dāng)量動(dòng)載荷因?yàn)锳/R=0.26e=0.34BB查手冊(cè)知道：當(dāng)量動(dòng)載荷P二R+YK=34419NrBB1a因?yàn)锳/R=0.25Ve=0.34CC查手冊(cè)有：當(dāng)量動(dòng)載荷P二R+YKrCC1a=35605N軸承壽命因?yàn)镻VP，故按P計(jì)算。rBrCrC查手冊(cè)得：溫度系數(shù)f：tft=1載荷系數(shù)fp：fpf=1.8

55、p查手冊(cè)得壽命公式：10660nfC(匕匚)fPpr2對(duì)于滾子軸承8=10/3代入數(shù)據(jù)：Lh106(1X1O5OOOO)io/3=162238260 x114.741.8x35605可以看出，軸承滿足壽命要求。二推力球軸承的選擇及校核支撐齒板的軸承采用推力球軸承，其型號(hào)及參數(shù)如下：型號(hào)：51220GTT301-95Cr=890kN,Cor=1650kN,Y=2.8,Y=2.8,O1Y=4.2,e=0.2421軸承支反力由主軸的校核部分可知：垂直面支反力R=8094N，VB水平面無(wú)支反力。則合成支反力2.軸承的派生軸向力S=R/(2XY)BB0代入數(shù)據(jù)得：S=1445NS=R/(2XY)CC0代入數(shù)據(jù)得：S=1445NC3.軸承的軸向載荷R=8094N；VCR=R=8094NBVBR二R=8094NCVC因?yàn)檩S承受的外部軸向載荷可忽略，即K=0,又SaBA=A=S=1445NBCC4.軸承的當(dāng)量動(dòng)載荷，故C