双齿辊破碎机设计说明书

摘要 (Ⅰ)
ABSTRACT (Ⅱ)
1 绪论 (1)
1.1引言 (1)
1.2发展历史 (2)
1.3应用效果 (3)
2 双齿辊破碎机总体设计方案 (4)
2.1辊式破碎机的类型 (4)
2.2双齿辊破碎机的工作原理 (4)
2.3双齿辊破碎机的基本构造 (5)
3 力能参数计算 (6)
3.1双齿辊破碎机的生产能力 (6)
3.2电动机的选择 (7)
3.2.1电动机型号的选择7
3.2.2电动机的功率选择7
3.3联轴器的选择与校核 (8)
3.3.1联轴器类型的选择8
3.3.2联轴器的安全校核8
4 减速器的基本设计 (10)
4.1总体设计方案 (10)
4.2减速器传动比的分配 (10)
4.3齿轮的设计 (12)
4.3.1高速级传动齿轮的设计12
4.3.2按齿面接触强度设计12
4.3.3按齿根弯曲强度设计12
4.3.4各级齿轮传动12
5 主要零部件的设计和校核 (19)
5.1主轴的材料 (19)
5.2轴的结构设计 (19)
5.2.1主轴的功率P、转速n和转矩T19
5.2.2轴的最小直径的确定19
5.2.3轴的结构设计20
5.3主轴受力分析与计算 (21)
5.3.1主轴的受力分析22
5.3.2主轴力的计算22
5.3.3主轴弯矩、扭矩的计算24
5.4主轴的安全校核 (26)
5.4.1主轴的强度校核26
5.4.2精确校核轴的疲劳强度27
5.5轴承的安全校核 (27)
5.6齿轮的校核 (29)
5.6.1齿面接触强度校核29
5.6.2齿根弯曲强度校核30
6 系统润滑 (32)
6.1电动机的校核 (32)
6.2润滑方法 (33)
6.3润滑剂的种类 (33)
6.4破碎机润滑剂的选择特点 (34)
6.5润滑方式的选择 (34)
6.5.1减速器的润滑34
6.5.2万向联轴器的润滑34
6.5.3其余零部件的润滑35
7 设备的经济技术分析 (36)
7.1设备的环保措施 (36)
7.2设备的经济评价 (36)
7.3设备磨损的补偿及其经济分析 (37)
7.3.1设备的磨损37
7.3.2设备磨损的补偿39
7.4设备合理的更新期 (39)
结束语 (41)
致 (43)
参考文献 (44)
摘要
我国目前原煤的破碎一般采用锤式破碎机或齿辊式破碎机。

锤式破碎机是以高速运动的锤头打击物料，在破碎腔受到相互破碎冲击和剪切，可控性很差，容易产生过粉碎，而且对入料度有限制，不适合煤炭的粗、中碎作业。

而齿辊式破碎机是在齿的作用下对物料进行劈碎，破碎后的物料直接排出，因此破碎粒度比较均匀。

目前的双齿辊破碎机由于整体结构的不合理和破碎齿磨损快不能修复等原因，使用效果大大降低甚至很差。

2PGC—450×500新型双齿辊破碎机是在吸取国外先进技术的基础上研制和设计出来的高强力破碎机，很有发展前景和市场前景。

关键词：双齿辊破碎机，破碎机，产品粒度
Abstract
My current coal was broken generally using hammer-Breakers or teeth roller-Breakers. Hammer-Breakers is the dead against high velocity materials in the shattered debris impact and sheared by mutual broken, controllability poor had to smash easily, but there are restrictions on the Liaodu not suitable for coal
rough, Chinese broken operations. And teeth roller-Breakers teeth in the role of materials returned broken, the broken material directly emit, broken granularity more evenly. The current two-tooth roller Breakers and the overall structure of the irrational can not repair broken teeth wear faster reasons, the use of significantly reduced or even poor. 2PGC-450 x 500-double teeth roller Breakers in lessons and on the basis of advanced technology and designed to develop high-strong Breakers, a development prospects and market prospects.
Keyword：Double toothed roll crusher,Roll crusher,Product grain size
1.1引言
破碎是一种使大块物料变成小块物料的过程。

这个过程是用外力（人力、机械力，电力、化学能、原子能或其它方法等）施加于被破碎的物料上，克服物料分子间的聚力，使大块物料分裂成若干小块。

矿石是脆性材料，它在很小的变形下就发生毁坏。

目前在工业上主要是利用机械力来破碎矿石。

利用机械力破碎矿石的方法有以下几种：
(1)压碎：将矿石置于两个破碎表面之间，施加压力后，矿石因压应力达到其抗压强度极限而破碎。

(2)劈碎：用一个平面和一个带有尖棱的各工作表面挤压矿石时，矿石将沿压力作用线的方向劈裂。

劈裂的原因是由于劈裂的平面上的拉应力达到或超过矿石拉伸强度限。

矿石的拉伸强度比抗压强度限小很多。

(3)折断：矿石足受弯曲这作用而破坏。

被破碎的矿石就是承受集中载荷的两支点或多支点梁。

矿石的弯曲应力达到矿石的弯曲强度限时，矿石即被破碎。

(4)磨碎：矿石与运动的表面之问受一定的压力和剪切力作用后，其剪应力达到矿石的剪切力强度限时，矿石即被粉碎。

磨碎的效率低，能量消耗大。

(5)冲击破碎：矿石受高速回转机件r冲击力而破碎。

它的破碎力是瞬时作用的，起破碎效率高，能量消耗少。

实际上，任何一种破碎机都不能只用前面历列举的某一种方法进行破碎，一般都是由两种或两种以上的方法联合破碎的。

而矿石的破碎方法主要是根据矿石的物理机械性能，被破
碎矿石块的尺寸和所要求的破碎比来选择。

破碎作业是选矿的龙头，也是能耗、钢耗的大户。

破碎设备是选矿工业生产中破碎矿石不可缺少的设备同时也是其它工业部门破碎岩石、原料和其他物料所必须的设备。

破碎机按工作原理和结构特征不同可分为：
l、鄂式破碎机：当可动鄂板摆动周期性地靠近固定鄂板时，对破碎腔中的矿石产生挤压作用而进行破碎。

2、旋回破碎机和圆锥破碎机：由两个几乎成同心的圆锥体，固定的外圆锥和可动的圆锥组成破碎腔．圆锥以一定的偏心半径绕外圆锥中心线作偏心运动，矿石在两锥体之间受挤压、折断作用而破碎。

3、辊式破碎机：矿石处在两个平行的圆柱形相向转动辊子之间，靠矿石与辊的摩擦力将矿石咬入辊子之间受挤压（光面辊）或受劈裂和挤压（齿辊）而破碎。

4、冲击破碎机：它以反击式破碎机和锤式破碎机为代表。

利用机器上高速旋转的板锤的冲击作用和矿石本身以高速向固定不动的反击板上冲击而使矿石破碎。

5、特殊破碎机：辊式破碎机是一种最古老的破碎机械。

它的结构简单，破碎时过粉碎现象少，辊面上的齿牙形状、尺寸、排列等还可按物料性质而改变，由于具有这些优点，目前仍在煤炭、水泥、硅酸盐等工业部门使用。

经过外双齿辊破碎机的运行实践并对比分析，与旋回破碎机、颚式破碎机等国使用的传统破碎机比较，双齿辊破碎机有下列优点；
(l)结构简单，维护方便；
(2)外形尺寸小，重量轻；
(3)生产能力火，能耗低；
(4)工作受力均为力，为简化基础设计创造了条件，更适合移动破碎站选用；
(5)产品粒度均匀；
(6)安全保护可靠；
(7)特殊情况下可直接起动，对电网冲击很小；
1.2发展历史
中华人民国成立前，我国几乎不能生产任何类型的破碎设备。

在建国初期，我国则是依
前联模式发展工业，旋回破碎机、圆锥破碎机和颚式破碎机应用较为普遍，在高等院校的教材中也主要讲述上述破碎机的结构和设计，有关双齿辊破碎机的容十分简单，所以建国后30多年并没有得到广泛应用。

改革开放以后，我们了解到双齿辊破碎机在发达的西方国家应用已非常普遍后才开始进行设备及技术引进。

现在我国的对辊破碎机（辊式破碎机，对辊式破碎机）供选矿、化学、水泥、建筑材料等工业部门，中碎和细碎各种中等硬度以下的矿石和岩石之用。

由于占地面积大，生产能力低，在冶金矿山工业中的某些领域已被圆锥破碎机所替代。

但在小型矿山或者处理贵重矿石，要求泥机器的给矿口的调整和保险方面采用液压装置，并且出现了多辊辊式破碎机。

1.3应用效果
破碎机械按给矿和产品粒度可分为三大类：粗碎破碎机（由1500～500毫米破碎至
350～100毫米）；中碎破碎机（由350～100毫米破碎至100～40毫米）；细碎破碎机（由
100～40毫米破碎至30～10毫米）。

双辊式破碎机通常应用于物料的中、细碎作业。

集中应用在煤炭、水泥、贵重矿石等工业部门。

由于被破碎的物料在破碎腔只受到一次挤压，所以不产生过碎现象。

而且可以根据预先设定的排料口宽度，使出料的粒度很准确。

2双齿辊破碎机总体设计方案
2.1辊式破碎机的类型
辊式破碎机按辊子的数目可分为单辊、双辊和多辊几种类型。

按辊面形状，可分为光辊和齿面辊两类。

光面辊式破碎机的破碎机理主要是压碎；而齿面辊式破碎机的破碎机理主要是劈裂，二者均兼有研磨作用。

辊式破碎机的规格用辊子直径D×长度L表示。

2PG型双齿辊破碎机
2.2双齿辊破碎机的工作原理
对辊破碎机又叫双齿辊破碎机，是由两个圆柱形辊筒作为主要的工作机构。

工作时两个圆辊作相向旋转，由于物料和辊子之间的摩擦作用，将给入的物料卷入两棍所形成的破碎腔而被压碎。

破碎的产品在重力的作用下，从两个辊子之间的间隙处排出。

该
间隙的大小即决定破碎产品的最大粒度，而两辊之间的最小距离即为排料口宽度。

双辊式破碎机通常都用于物料的中、细碎。

如图2.1所示两个圆辊l、2相向旋转，物料3进入两个辊子之间，由于摩擦力的作用，物料被带入两辊之间的破碎空间，受挤压而被破碎。

破碎产品在自重作用下，从两棍之间的间隙处排出。

破碎产品的最大粒度由两辊之例最小距离来决定。

而两辊之间的距离则是由可动轴承5来进行调整的。

调整辊距时，固定轴承4在原处保持不动，通过调节可动轴承5的移动来决定两辊之间的距离——即破碎产品的最大粒度，弹簧6则可以在机器工作的时候可以起到保护的作用。

2.3双齿辊破碎机的基本构造
双齿辊破碎机是由破碎辊、调整装置、弹簧保险装置、传动装置和机架等组成。

破碎辊：是在水平轴上平行装置两个相向回转的辊子，它是破碎机的主要工作机，破碎辊是由轴、轮毂和辊皮构成。

辊子轴采用键与锥形表面的轮毂配台在一起，辊皮固定在轮毂上，借助三块锥形弧铁，利用螺栓螺帽将他们固定在一起。

由于辊皮与矿石直接接触，所以它需要经常更换，而且一般都是应用耐磨性好的高锰钢或特殊碳素钢制作。

调整装置：调整装置是用来调整两破碎辊之间的间隙大小（即排矿口）的，它是通过增减两个辊子轴承之间的垫片数量，或者利用蜗轮调整机构进行调整的，以此控制破碎产品粒度。

弹簧保护装置：它是辊式破碎机很重要的一个部件，弹簧的松紧程度对破碎机的正常工作和过载都有极重要的作用。

在破碎机工作过程中保险弹簧总是处于振动状态，所以弹簧容易疲劳损坏，必须经常检查，定期更换。

传动装置：电动机通过皮带或是齿轮减速装置和一对长齿轮，带动两个破碎辊作相向的旋转运动。

该齿轮是一种特制的标准的长齿。

机架：机架一般采用铸铁，也可采用型钢焊接或铆接而成，要求机架结构必须坚固．
3.力能参数计算
3.1 啮角的计算
辊式破碎机的啮角如图。

为计算方便，假设物料为球形并且忽略物料自重。

过物料与两光辊接触点做切线，则两切线之间的夹角α为破碎机的啮角。

当破碎机工作时，作用于物块上的压力为F 以及Ff 摩擦力，f 为物料与棍子之间的摩擦系数。

物料能被两个相向运动的棍子卷入破碎腔不上滑必须满足以下条件：
(3.1.1)
则得：
(3.1.2)
根据力学中的静摩擦原理，则有：
tan f =Φ
(3.1.3)
2α≤Φ
(3.1.4)
由此可知，啮角α不应大于物料与辊子间摩擦角的2倍。

当双齿辊破碎机的破碎物料时，一般摩擦系数取0.30~0.35f =。

这里取0.325f =，36α=。

3.2 生产率的计算
双齿辊破碎机的理论生产能力与工作时两棍子的间距e ，棍子圆周速度v 以及棍子规格等因素有关。

假设在棍子全长上均匀地排满矿石，而且破碎机的给料和排料都是连续进行的。

料带的宽度等于辊子长度L ，厚度等于辊子的间距e ，卸出速度等于辊子圆周速度v 。

因此，
破碎机额提及生产率（3
/m h ）为：
3600e T Q L v =
(3.2.1)
实际上，微乳物料并布满整个长度，同时卸出物料时松散的，故必须乘以系数加以修正，
188Q LeDn μρ=
(3.2.2)
式中
D ——辊子直径， m; L ——辊子长度， m; e ——排料口宽度， m; n ——辊子转速，r/min
ρ——物料密度，t/3m ;
μ——物料松散系数，对于干硬物料，μ=0.2～0.3，冻煤块取μ=0.25
[根据设计参数]：
Q=480 t/h e=0.08m, D=0.9m, L=1m.
查手册取
ρ=2 t/3m
(3.2.3)
3.3 电动机功率计算
辊式破碎机电动机功率可根据经验公式计算。

对于齿辊破碎机破碎煤货焦炭时电动机功率P (kW)为：
P KLDn =
(3.3.1)
式中
D ——辊子直径， 0.9m; L ——辊子长度， 1m; n ——辊子转速，70r/min K ——系数，破碎煤时，K=0.85
则可以得到电动机功率：0.8510.97053.55P KLDn ==⨯⨯⨯=kW
(3.3.2)
总的传动效率：
56
ηηηηη=••承联齿联
(3.3.3)
50.990.970.99=0.79η=⨯⨯
(3.3.4)
所需电动机的功率：
(3.3.5)
由文献[14,40-50] 查得：
根据已经计算出的所需的电动机的功率，加上一定的余度，由电动机的额定功率，以及一些其它参数进行初步的选择。

最后根据电动机的工作条件、工作情况、电动机的质量等各个方面进行综合比较，考量，最终选择到最合适的电动机，其型号为：Y315S-6
3.4 联轴器的选择与校核
3.4.1 联轴器类型的选择
根据联轴器的连接机器的种类、工作条件、受载情况、传动效率等因素，分别选择凸缘联轴器和有伸缩量的万象联轴器。

3.4.2 联轴器的安全校核
1 凸缘联轴器 联轴器的公称转矩：
(3.4.1)
式中
P ——主电机功率，KW ； n ——主电机的转速，r/min;
由文献[7.343页] 表14-1查得：联轴器的工作情况系数K=2.0，所以联轴器计算转矩为：
2.07301460ca A T K T ==⨯= N . m
(3.4.2)
所以，查阅文献[3,149页] ，选择联轴器的型号为YL12型凸缘联轴器。

各别为：公称转矩为1600 N.m ，需用最大转速4700 r/min ， 轴径为70mm 。

因为 []1600ca T T <= 9804700ca n n =<=
(3.4.3)
所以联轴器满足要求，校核安全。

联轴器的型号：GBYL12-142×70。

2 万象联轴器 联轴器的公称转矩：
(3.4.4)
式中
P ——减速器输出功率，KW ； n ——减速器的转速，r/min;
查阅文献[7,343页] 表14-1查得联轴器的工作情况系数K=2.3，所以联轴器的计算力矩为：
2.38172N.m 18.8.ca A T K T KN m ==⨯=
(3.4.5)
所以，查阅文献[13,29篇] 选择联轴器的型号为SWP225A 联轴器。

各个参数分别为：许用转矩[T]为20 KN .m ，许用最大转速1400 r/min ，轴径130mm 。

因为 []2000ca T T <= 701400ca n n =<=
(3.4.6)
所以联轴器满足要求，校核安全。

选择联轴器的具体型号为：SWP225A JB3241-83。

4主要零部件的设计和校核
4.1 总体设计方案
该减速器是由一个多级齿轮传动系统组成的。

只有一根轴通过万向联轴器与电动机连接，同时有两根输出轴。

设计要求：两根输出轴的转速是相同的，但转向是相反的，与此同时保证一定的工作效率及具有一定的余度保证。

4.2 减速器传动比的分配
(4.2.1)
1、首先由两级传动进行减速，使速度降至工作机所需的转速。

初选高速轴的传动比：1 3.5i = 而总传动比：12=i i i ⋅总
0 轴：电动机轴
(4.2.2)
I 轴：高速轴
0010690.99P P ηηη==⨯承联(4.2.3)
∏轴：中间轴
167.63P ηη=承齿(4.2.4)
I∏轴：低速轴I
264.95P ηη=承齿(4.2.5)
低速输出端I ：
31=62.370.99=61.74Kw P P
η=⨯出联 (4.2.6)
Ⅳ轴：过渡轴I
333
462.3793
80P Z Z ηη==⨯承齿(4.2.7)
Ⅴ轴：过渡轴∏
444559.89323.48P Z Z ηη==承齿(4.2.8)
Ⅵ 轴 ：低速轴∏
555
6657.51323.489.559.55P Z Z P ηη==⨯=承齿(4.2.9)
低速输出端∏
6=55.230.99=54.68Kw P P
η=⨯出2联 (4.2.10)
4.3 齿轮的设计
4.3.1 高速级传动齿轮的设计
1. 精度：根据传动系统需要，选择8级精度
2. 材料：根据文献[7,189页] 表 10-1 选择齿轮轴的材料40Cr （调质），硬度为280HBS
大齿轮的材料选用45钢（调质），硬度为240HBS,两者材料硬度均为40HBS 。

3. 选择齿轮轴齿数1Z =20，则大齿轮齿数2Z =i 1Z =3.5×20=70 4. 初选螺旋角：β=08
5. 假设电机寿命15年，全日制工作。

4.3.2 按齿面接触强度设计
根据文献[7,216页] 查得齿面接触强度设计公式：
2
1111()
[]
H E H i Z Z i σ+
(4.3.1)
1. 根据公式的各计算值 （1） 选择 t K 1.6
（2） 选取区域系数H Z =2.47
（3） 由文献[7,图10-26] 查得：αε=0.84
因此计算得12==1.62αααεεε+
2. 计算许用接触应力
根据文献[7,201页] 表10-7选取齿宽系数： d Φ=1
根据文献[7,198页] 表10-6查得材料弹性影响系数：E Z =189.8Mpa 根据文献[7,198页] 图10-21c 按齿面硬度查得： 小齿轮的接触疲劳极限：lim1H σ=750Mpa 大齿轮的接触疲劳极限：lim2H σ=580Mpa 计算盈利循环次数：
=60n t h N jL =60×1500×24×300×15=9.7×910
(4.3.2)
(4.3.3)
根据文献[7,203页] 图10-19 查得：接触疲劳寿命为：
10.84HN K = 20.86HN K =
(4.3.4)
选取安全系数S=1 计算接触疲劳许用应力：
(4.3.5)
则许用应力为：
(4.3.6)
3. 计算齿轮各部分参数
（1） 试算小齿轮分度圆直径1t d ，由计算公式得：
(4.3.7)
选取：1t d =120mm
（2） 计算圆周速度
(4.3.8)
（3） 计算齿宽b 及模数nt m
11125125d t
b d mm mm =Φ=⨯=
(4.3.9)
(4.3.10)
2.25 2.2561
3.5nt h m ==⨯=
(4.3.11)
(4.3.12)
（4） 计算纵向重合度
0010.318tan80.318120tan80.894d Z βε=Φ=⨯⨯⨯=
(4.3.13)
（5） 计算载荷系数K
已知使用系数 1.25A K = 根据v=6.4m/s ，8级精度，
根据文献[7,192页] 图10-8 查得：动载系数 1.25v K =； 根据文献[7,194页] 表10-4 查得：H K β的计算公式；
22
331.120.18(10.6)0.23101.120.18(10.6)0.2310125
H d d K b
β--=++ΦΦ+⨯=+++⨯⨯
=3.12
(4.3.14)
（6） 按实际的载荷系数矫正所算得的分度圆直径
(4.3.15)
（7） 计算模数
(4.3.16)
4.3.3 按齿根弯曲度设计
根据文献[7,198页] 查得齿根弯曲强度设计公式：
Y []F s F
Y αα
βσ (4.3.17)
1. 确定计算参数
（1） 计算载荷系数
K 1 1.2 1.4 1.35 2.26A V F F K K K K αβ==⨯⨯⨯=
(4.3.18)
（2） 根据纵向重合度βε=0.894。

根据文献[7,215页] 图10-28 查得螺旋角影响系数：Y β=0.94
（3） 计算当量齿数
(4.3.19)
（4） 查取齿形系数
根据文献[7,197页] 表10-5 查得：1Y 2.70F α= 2Y 2.232F α=
（5） 查取应力校正系数
根据文献[7,197页] 表10-5 查得：1Y 1.555S α= 2Y 1.754S α=
（6） ]
s Y αα
σ
根据文献[7,204页] 图10-20c 查得: 小齿轮的弯曲疲劳强度极限：FE1=500Mpa σ 大齿轮的弯曲疲劳强度极限：FE2=380Mpa σ
根据文献[7,202页] 图10-18 查得弯曲疲劳寿命系数：
FN1=0.83K FN2=0.86K
取弯曲疲劳安全系数S=1.4 查得弯曲疲劳许用应力：
(4.3.20)
1122 2.70]296.4
2.232]
s s Y Y αα==(4.3.21)
大齿轮的数值比较大。

2. 设计计算
(4.3.22)
对比计算结果，由齿面解除疲劳强度的法面模数n m 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取n m =7，可以满足弯曲强度。

但为了同时满足解除疲劳强度，需按解除疲劳强度算得分度圆直径1d =150mm 计算相应的齿数： 则：
(4.3.23)
选取 1Z =22
则：21122 3.577Z Z i ==⨯= 选取 2Z =77 3. 几何尺寸计算
（1） 计算中心距
(4.3.24)
将中心距圆整a=350mm
（2） 按圆整的中心距进行螺旋角修正
(4.3.25)
因β值改变不多，故参数αε 、K β 、H Z 的值不必修正。

（3） 计算大小齿轮的分度圆直径
(4.3.26)
（4） 计算齿轮宽度
11150150d B d mm =Φ=⨯=
(4.3.27)
圆整为标准齿宽：则小齿轮宽度1B =150，大齿轮宽度2B =140mm
4.3.4 各级齿轮传动
这种减速器是多级齿轮传动使速度降下来。

减速器的各级齿轮设计步骤相同，其它各级齿轮参数如下表所示：
5.主要零部件的设计和校核
5.1 主轴的材料
5.2 轴的结构设计
5.2.1 主轴功率P 、转速n 和转矩T
由于主轴通过联轴器直接和减速器连接，由第三章计算出主轴的功率P ，
则 P=P =59.90.99=59.3Kw η⨯减出联轴器
由于主轴通过联轴器和减速器的低速输出端直接连接，是等速传动，传动比1 所以轴的转速等于电机的工作转速
666.35/min66/min
n n rad rad
==≈
5.2.2轴的最小直径的确定
根据文献[7,362页] 得到轴径计算公式：
(5.2.1) 式中
d ——轴径，mm ；
A——按轴的许用扭转应力确定的系数；
P ——轴传递的功率，KW；
n ——轴的转速，r/min；
选取轴的材料为15CrMn 钢，调质处理。

根据文献[13,26-15页] 表26-3-2 可
0115
A=
而当轴的截面上开有键槽时，应增大轴径以考虑键槽对轴的强度的削弱，对于直径
d1000
≤的轴，有一个键槽时，轴径增大5%~7%；有花键时，应增大10%~15%。

因为我们所设计的轴与主轴连初要开花键槽。

所以轴的最小直径至少要增大15%，即：
min (115%)(115%)110.97127.61
d d mm
=+=+⨯=取130mm。

5.2.3轴的结构设计
1.拟定轴上的零件的装配方案
轴上的零件和工作原理已经确定，现在选用如上图的装配方案。

2.根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
（1）通过装配方案图可以看出，最小直径应该是联轴器的一端，根据破碎机的工作原理了解到破碎辊在破碎物料时将产生很大的扭矩和弯矩
同时也有很大的能耗，所以，破碎辊工作时要通过联轴器来传递减速
器输出的扭矩和能量。

破碎辊通过键与联轴器连接满足弯矩的要求。

在这里可以将轴圆整加粗到130mm 。

选择键的型号为：键C32×160 GB10966-79，联轴器是具有伸缩量的万向联轴器，这样可以确定A-B 段的长度为220mm 。

（2） 在C-D 段和E-F 段设计两个轴承座，安装两个轴承来传动扭矩，并且
起到支撑轴的作用，另外，根据标准轴承（选择滚动轴承）的轴径我们设计D-E 段和F-G 段得轴径大小为190mm 。

为了稳定轴在物料破碎时产生的振动将轴承支座和轴承之间的距离设计的较长，对于轴承设计则用圆螺母来稳定轴承的轴向窜动。

所以根据实际情况我们设计C-D 段和E-F 段的长度即为轴承本身的长度97 mm ，B-C 段则要考虑圆螺母的螺纹加工、安装尺寸以及机器本身外壳的壁厚等因素来综合决定。

最后我们设定B-C 段的长度为200 mm 。

（3） 右端的轴承也要利用螺母来紧固轴承，但是，这个轴承相对稳定些，
所以只需用两个小的螺母就可以了，另外考虑方便安装，所以设计F-G 段的轴径大小为155mm 。

同样考虑到圆螺母的螺纹加工、安装尺寸以及机器本身外壳的壁厚等因素，最后设定F-G 段的长度为136 mm 。

3. 轴上零件的轴肩定位
轴C-D 段和E-F 段上用来安装滚动轴承。

这两个轴承均用轴D-E 段的轴肩来对滚动轴承进行轴承一侧的固定。

同时联轴器用C 型键连接，也用B-C 段的轴肩进行一定的固定保证。

22(0.07~0.1)D E C D C D C D d a d d d ----=⨯+=⨯⨯+=2×（0.07~0.1）×190=228mm A B A 22(0.07~0.1)B C B A B d a d d d ----=⨯+=⨯⨯+=2×（0.07~0.1）130+130=155mm
由于这两段轴上均有键，可将轴径适当增大。

4. 确定轴上的圆角和倒角尺寸
根据文献[7,357页] 表15-2， 可知，取轴端倒角为3×045，各轴肩处的圆角半径为5mm 。

5.3 主轴受力分析与计算 5.3.1 主轴的受力分析
因为在物料破碎的过程中，牙齿在破碎时同时受到物料的弹性变形阻力、剪切力和摩擦阻力的作用，这些力将传递给主轴，对主轴产生一定的弯矩和扭矩。

在这些力的作用下由于主轴是由两个轴承支撑的，另外通过键和万象联轴器联接对主轴产生一定的扭矩。

则主轴的各个受力点和受力方向如图5.2所示
5.3.2 主轴力的计算
上图5.2中q F 单组齿辊切向力；e F 物料所受齿辊切向力的切向分力；r F 为物受齿辊切向力的径向分力；N 为物料受另一个齿辊的正压力；m F F 为物料受另一个齿压力时所产生的摩擦力：δ为q F 和e F 两力夹角； Φ为2O A 与1O A 的夹角，02辊的轴心，1O 为物料的中心；B 为2O A 与1AO 的夹角：θ为齿辊与物料的啮合角；R 为齿辊半径；L 为两齿辊的轴心距；1r 是物料半径；H 为齿高。

根据具体的受力分析和文献[17,9页]，可以导出：
0090(90)δβ=--
(5.3.1)
(5.3.2)
(5.3.3)
由此可以确定 q F 与 e F 和 r F 的函数关系：
sin r q F F δ= cos e q F F δ=
(5.3.4)
假设物料在进入破碎腔后无滚动，则：
e m F F
f N ==
(5.3.5)
式中：f —物料与侧壁的摩擦系数。

r F f N tg δ=
(5.3.6)
121)
r f tg δπδ+
(5.3.7)
式中：
E —为物料的弹性模量
δ—为物料破碎挤压强度
根据（5.3.1）、（5.3.2）、（5.3.3）、（5.3.4）、（5.3.5）、（5.3.6）、（5.3.7）可以求出单组齿辊的切向力，依据齿辊的排列布置就可以求出整个齿辊的总切向力。

0arccos 0.7740θ==
=803mm
则
0arccos 0.34110β=-=
070δ=
由式（5.3.7）可得：
由式（5.3.6）可得：
00.12658370730472r F f
N tg tg Kg Kg δ==⨯⨯==
由式（5.3.4）可得：
由于齿辊破碎齿的排列有两组是相同的，所以整个齿辊有可能在两处同时存在最大切向力，因此，总切向力Z F 是单组齿受力的两倍，即：
2152Z q F F KN ==
根据Z F 与r F 的力学三角形关系，可以得到r F =200KN
5.3.3 主轴弯矩、扭矩的计算
根据轴的结构图作出的计算图，如图。

在确定轴承的指点位置时，对于32238型圆锥滚子轴承，根据文献[2,29-145页] 查得a=22。

在这里把主轴的受力看作是集中应力载荷，因为在实际工作中不可能达到均匀分布，而且集中载荷对轴的损坏程度更大一些。

因此，作为简支梁的轴的支撑跨距22+1200+22=1244mm 1. 水平力的计算
因为在水平面B 1
F n
i R ==∑，所以，可以分别算出A 、C 两处水平力
由
1
0n
A
i M
==∑
则：
152********CH F ⨯+⨯=
76CH F KN =-
(5.3.8)
1
0n
C
i M
==∑，即：
152********AH F ⨯+⨯=
76AH F KN =-
(5.3.9)
2. 竖直面力的计算
根据力学关系可以知道200R F KN =，所以，可以分别算出A 、C 两处在竖直方向上的力。

1
0n
A
i M
==∑，即：
20062212440AV F ⨯+⨯=
可得：100AV F KN =
(5.3.10)
1
0n
C
i M
==∑，即：
20062212440CV F ⨯+⨯=
可得：100CV F KN =
(5.3.11)
根据以上所求的数据，进一步载荷分析与弯矩、扭矩的计算 在水平面：760.62247.3.H M KN m =-⨯=-
(5.3.12)
在竖直面：1000.62262.2.V M KN m =⨯=
(5.3.13)
故轴所受的总弯矩大小为 0A M = 0C M =
(5.3.14)
轴所受扭矩大小
(5.3.15)
所以，通过对主轴的受力分析及弯矩图、扭矩图、计算弯扭合成图。

如图所示，可以清楚看到主轴的危险截面。

5.4 主轴的安全校核
5.4.1 主轴的强度校核
由于B 轴的截面计算玩具最大，所以校核B 轴的截面。

根据文献[7，,364页] 得到B 轴的剖面的计算应力为：
2222
3
()78(8.1)66.20.10.228B ca M T Mpa W ασ++===⨯
(5.4.1)
根据文献[1，,349] 查得：15CrMn 1[]300b MPa σ-=
1[]ca b σσ-<
(5.4.2)
所以安全。

5.4.2 精确校核轴的疲劳强度
1. 判断危险截面
由于B 轴处剖面为有集中源的剖面，有可能是危险截面。

所以根据所学的相关知识对其进行技术分析：
2. B 轴处剖面的疲劳强度
B 轴处剖面因圆角引起的应力集中系数由文献[13，,26-16、17页] 表16-3-6查得
(5.4.3)
所以查得：
2.17k σ= 1.46r k =
由以上计算可得：
8.1.T KN m =
(5.4.4)
弯矩M 及弯曲应力为：
(5.4.5)
绝对尺寸影响系数由文献[7，39页] 附表3-4查得：
0.59σε= 0.76r ε=
(5.4.6)
表面质量系数由文献[7,40页] 附图3-4查得：
0.71σβ= 0.71r
β=
(5.4.7)
所以，B 轴剖面的安全系数为：
(5.4.8)。