對輥式破碎機設計
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本科生畢業(yè)設計
對輥式破碎機設計
機械工程及自動化班
題目：
姓名： 學號：
班級：
二〇XX年六月
本科生畢業(yè)設計
姓 名： 學 號： XX
學 院： xxxx學院
專 業(yè)： 機械工程及自動化
設計題目： 對輥式破碎機設計
專 題：
指導教師： XX 職 稱： 講師
20年 6月
XX大學畢業(yè)設計任務書
學院 應用技術學院 專業(yè)年級 機自20 級 學生姓名
任務下達日期： 20XX年 3 月8 日
畢業(yè)設計日期： 20XX年 3月 8 日至 20XX 年 6 月 15 日
設計題目： 對輥式破碎機設計
畢業(yè)設計專題題目：
畢業(yè)設計主要內容和要求：
設計一臺對輥式破碎機用于堅硬和中硬的脆性物料破碎。破碎機最大入料尺寸為100mm,出料粒度為20mm，破碎能力為50 T/h。要求破碎機成本低、使用壽命高、耐磨性好。
1.繪制破碎機總裝圖、部件裝配圖及主要零件圖，折合總圖量為3張0號圖紙以上；
2.按學校統(tǒng)一要求打印、裝訂設計說明書60頁左右；
院長簽字： 指導教師簽字：
摘 要
破碎機是選煤工業(yè)中不可缺少的設備，也是原料、材料、燃料、電力和鋼鐵等部門所必須的設備。隨著工業(yè)的發(fā)展對破碎機的要求也越來越高。
在工業(yè)應用中常用的破碎機類型有：顎式破碎機、圓錐破碎機、輥式破碎機、沖擊式破碎機，磨碎機等。對輥破碎機也叫雙輥破碎機或輥式破碎機，本機的工作原理是使落入齒輥之間的粒度不同的煤塊，由彈簧自動調節(jié)齒輥間距在兩齒輥相對方向旋轉作用下，遭到機器獲得要求粒度的煤塊。
通過實習、查閱大量的資料和反復的推敲。通過建立一個較為完善的數(shù)學模型，并利用計算機優(yōu)化出輥式破碎機的主要參數(shù)，使其結構更合理，能量利用率更高，性價比更好。同時對新型輥式破碎機進一步闡述，提高了破碎機的過載保護性能，降低了物料的過粉碎，從而提高了破碎機的使用壽命及生產率。
本次設計對輥式破碎機的輥齒，齒輥軸等部分做了詳細設計，使破碎機裝卸方便、維護簡單、維修容易，以便能利用破碎機更好的工作，發(fā)揮輥式破碎機的特點。
關鍵詞：破碎機 ；對輥式破碎機 ；帶傳動 ；直齒圓柱齒輪 ；設計
ABSTRACT
Crusher coal industry is an indispensable equipment, but also raw materials, materials, fuel, electricity and steel and other necessary equipment sector. With industrial development requirements of the crusher have become more sophisticated.
Commonly used in industrial applications, the type of the crusher: jaw crusher, cone crusher, roller crusher, impact crusher, grinding machine. Of Roll Crusher is also called the twin-roll or roll crusher crusher, the machine working principle is to fall into the Roll of the size difference between the coal, automatic adjustment by the Spring Roll Roll spacing in the relative orientation of the two under rotation, the machine was asked by the coal particle size.
The design of roller gear roller crusher, roller and some other gear to do the detailed design, to make loading and unloading easy crusher, simple maintenance is easier to maintain in order to make use of crusher better job, to play a roll crusher characteristics.
Keywords: crusher; of roller crusher; Belt Drive; spur gear; design
本科生畢業(yè)設計 第 56 頁
1 緒論
1.1破碎機概述
對于破碎煤和巖石的破碎機型主要有顆式、旋回式、普通輥式、喂給式(單齒輥)和雙齒輥式。
顆式破碎機系間斷破碎，國內外產品均存在設備自重大、功耗高、生產能力小的缺點，滿足不了生產能力大的要求。
旋回式破碎機是我國冶金礦山應用廣泛的一種粗碎設備，具有連續(xù)破碎、生產效率高、能力大、破碎物料硬度高、使用可靠的特點，但設備重量大、高度高、要求基礎大、移動相當困難。
喂給式破碎機是消化國外技術而開發(fā)的應用較廣泛的一種破碎中硬以下物料的破碎機，具有結構緊湊、適于移動式、半移動式破碎站。但對中等以上硬度物料破碎適應性差，破碎巖容易出現(xiàn)超限排料。
普通齒輥式破碎機應用較多，輥徑大破碎齒小，破碎片小，過負荷能力差，破碎能力小。不適用于破碎巖石和大塊物料。
新型雙齒輥破碎機由于結構緊湊，破碎物料機理合理，適應性強等突出的優(yōu)點，在露天礦物料粗碎應用中很有發(fā)展前途，是較為理想的露天礦巖石破碎機，其主要特點如下:
1)采用長齒，小輥徑，螺旋布齒，多盤四齒結構，通過剪切，彎曲，擠壓綜合作用破碎物料，比普通輥式破碎機破碎機理合理，破碎齒受力均勻，允許入料力度大，特別適于粗碎。
2)設備結構緊湊，布置靈活，所占空間尺寸小，尤其是破碎高度小，能夠有效地降低整體布置高度，大大降低破碎站的造價。
4)破碎輥轉速低，磨損小，噪音低，灰塵小。
5)破碎機基礎設計簡單，由于采用整體式結構，驅動減速器直接連接到破碎機框架上，使得傳到基礎上的力大大減小，設備振動小，有利于設在移動。
6)采用特殊設計過載能力強的減速器，對物料的適應性強，與普通輥式和喂給式破碎機相比，破碎物料的硬度大，同時由于長齒的交叉布置得到相互梳理作用，也可破碎粘性物料。
MMD公司新型雙齒輥破碎機已形成中心距500, 625, 750, 1000, 1300mm系列產品，可以滿足不同生產能力的需要，同時具有不同的齒型結構，可以滿足不同物料的破碎。
1.2選題的目的和意義
中國是世界上少數(shù)幾個以煤炭為主要能源的國家之一，煤炭的生產量和消費量占世界首位。煤炭作為中國的主要能源及鋼鐵、化工領域的原料在相當長的時間內不會有大的改變，因此煤炭在中國國民經濟中的地位是舉足輕重的。然而，在中國的煤炭消耗中，煤炭的加工利用處于低水平階段，存在著高能耗、高污染、低效率的利用現(xiàn)狀，也產生一系列的環(huán)境污染問題，如:燃煤產生煙塵和S02排放量分別占80%和90%，中國的大氣污染屬典型的煤煙型大氣污染。全國己有62.3%的城市S02年平均濃度超過國家二級標準，日平均濃度超過國家三級標準。S02排放量的持續(xù)增加使中國酸雨覆蓋面積占國土面積的40%，酸雨污染給森林和農作物造成的損失每年達數(shù)百億元。大氣中的S02的主要來源于高硫煤的使用，而中國的高硫煤約占總產量的10%,按每年 10億噸的產量算，每年約有1億噸的高硫煤，而去硫的最基礎設備就是將硫及其伴生物從煤中的解離— 也就是說要將煤充分破碎，破碎煤就需要破碎機，這是選擇本題的目的之一。其二如前所述，新的選煤技術和工藝需要新型的破碎機，否則影響新的選煤工藝和方法的技術水平。其三多年來，選煤廠廣泛采用的各式破碎機由于結構與機理的原因，破碎后的產品或者過粉碎嚴重，排料粒度不能有效的控制，同時伴有大量粉塵或者破碎機的破碎強度低，不能適應含煤巖石的煤炭破碎，且破碎后粒度不均勻，容易超粒，不但使得后續(xù)的洗選難度加大，分選效果變差，同時難以滿足目前市場的需要。由此造成的損失每年數(shù)億人民幣。為解決此問題，在國內的破碎機技術尚未滿足國內使用條件的技術下，目前大量從國外進口破碎機，如山西的平塑、安家?guī)X煤礦、神華集團的神木礦區(qū)、大柳塔選煤廠、貴州盤江集團的老屋基選煤廠、永城煤電集團、晉城無煙煤礦業(yè)集團等等 ，國外破碎機的價格是國內同類價格的6-8倍，如果研制的破碎機能替代進口產品，每年可為國家節(jié)約外匯至少1億美元。因此，無論從環(huán)保的角度、社會效益的角度、直接經濟效益的角度，還是解決生產實際問題的角度，研究新型的齒輥式破碎機，具有較重大的現(xiàn)實意義。
齒輥式破碎機可以說是一種古老的機械。由于具有構造簡單、工作可靠、成果低廉等優(yōu)點，至今仍然被廣泛的應用于大、中、小型廠礦，對脆性物料和韌性的中硬和軟礦石進行細碎。如煤、焦炭、石灰石、泥頁巖、長石、泥灰土等。齒輥式破碎機按照輥子的數(shù)目可分為:單齒輥破碎機、雙齒輥破碎機和多齒輥（三輥、四輥和六輥）破碎機。單齒輥破碎機采用較長的齒輥，主要用作粗碎，雙齒輥破碎機的齒輥一般較短，用于中碎，多齒輥破碎機主要用于細碎。
對于齒輥式破碎機，由于其上述的優(yōu)點，自50年代以來，各方面一直比較受關注，其主要代表成果是帶彈簧保險裝置的單齒輥和雙齒輥破碎機，帶有彈簧保險裝置的目的的是為了防止入料中的木、鐵、研石，巖石等硬物損壞破碎齒。當大塊硬物落到破碎腔不能被破碎時，破碎板或齒輥受力增大，從而壓縮彈簧增大破碎腔的間隙，以使排出硬物，然后借彈簧的恢復力使可動破碎板或齒輥回到原來的位置，由此便不能嚴格控制碎后產品的粒度。
1.3對輥式破碎機概述
1.3.1對輥式破碎機的工作原理結構
對輥破碎機也叫雙輥破碎機或輥式破碎機，本機的工作原理是使落入齒輥之間的物料，在兩齒輥相對方向旋轉作用下，遭到機器獲得要求粒度的物料。
1.3.2對輥式破碎機的結構
結構特征：規(guī)格齊全，結構特征不一，根據(jù)不同型號，設計由帶傳動裝置和齒輪傳動裝置。齒輪傳動裝置的主要結構有固定齒輥、活動齒輥、傳動軸、機體、底架、罩殼、長齒輪罩殼等部分組成，機器動力是由電動機上的皮帶輪傳出，再通過一對中間減速齒輪，使固定軋輥旋轉，再借助固定軋輥另一端的一對長齒輪、驅動活動軋輥，兩軋輥成相對運動而擠壓物料。簡圖如下（圖1-1）。
1、固定軋輥和活動軋輥：軋輥部分是破碎機的主要部分，由軸、輪殼、輥軋、齒輪、長齒輪、軸承端蓋、以及滾動軸承等零件組成。固定軋輥和活動軋輥軸上，都有鍵聯(lián)接著兩個輪殼，輪箍裝在輪殼上，軸的一端裝有長齒輪，在固定軋輥的另一端裝有一只圓柱齒輪，軋輥兩側有調心滾子軸承。輥軋是擔負破碎工作的主要零件，根據(jù)使用情況定，因軋輥直接與物料接觸是常更換的易損件，所以輪箍材料采用ZG50Mn2經過調質熱處理后，具有堅固、耐用、拆卸方便等優(yōu)點。
2、活動裝置：活動軸承旁裝有活動裝置，當機器在工作時如有不能破碎機的物體或者不慎把金屬掉入機器中，而且其尺寸大小不能在兩軋輥之間的縫隙中通過，為不致使機器受到損壞，因此裝有活動裝置，其原理是活動軸承往后移動，讓不能破碎的物體或金屬通過，來適應此種情況的發(fā)生。活動裝置主要有螺母、螺栓、彈簧以及壓板等組成。將活動軸承架放在底架上，活動軸承可順底架前后滑動，在活動軸承架前端裝有彈簧，在裝配時要求彈簧作用力應保護裝置，當碰到不能破碎的物料，在通不過軋輥間隙時，軋輥所受的壓力增長，迫使彈簧壓縮，于是活動軋棍就離開其原來的位置，使軋輥間隙擴大，這樣不能破碎的物料就能通過。調整活動裝置軸承架移動行程時必須注意，扎輥間空隙增到最大限度，而一對長齒輪必須保證齒合，以防脫落。
圖1-1 破碎機結構圖
3、傳動軸：傳動軸實際是一個齒輪軸，其上裝有大帶輪，齒輪兩側有兩只深溝球軸承。
4、底架：底架由鋼板和槽鋼制成一個金屬結構，上面有六個遞交螺釘孔可使底架固定在基礎上，傳動軸上兩尺軸承座及固定扎輥上2只軸承體均用螺栓固定在底架上，活動軋輥上兩尺軸承體放在底架上可前后活動，不固定在底架上，以便調整。
5、機體：機體由角鋼和鋼板制成，它固定在底架上，把兩扎輥的工作面圍成封閉狀，用于防止料塊不經破碎，即從扎輥兩側掉出的現(xiàn)象發(fā)生，在進行定期檢查和修理時，這個部分可拆下。
6、長齒輪罩殼：長齒輪罩殼用鋼板與角鋼焊成，由螺栓固定在底架上。
2 對輥式破碎機基本參數(shù)的確定
2.1破碎機的破碎及排料機理分析
雙齒輥破碎機的主要工作部件為兩個平行安裝的齒輥,每個齒輥沿軸向布置一定數(shù)量的齒環(huán),通過齒輥的對轉實現(xiàn)對物料的破碎。其結構如圖1所示：
圖2-1 破碎機理
齒對物料的作用過程可分為3個階段。在第1階段,旋轉運動中的輥齒遇到大塊物料,首先對它進行沖擊剪切作用,接著對它進行撕拉作用。如果碎塊能被輥齒咬入則進入第2階段破碎,否則輥齒沿物料表面強行滑過,靠輥齒的螺旋布置迫使物料翻轉,等待下一對齒的繼續(xù)作用。在圖1中,這一階段為齒從1-1位置到2-2位置。第2階段從物料被咬入開始,到前一對齒脫離咬合終止。在圖1中表現(xiàn)為齒從2-2位置運動到3-3位置的過程。這一階段兩齒包容的截面由大逐漸變到最小,然后再增大。粒度大的物料由于包容體積逐漸變小而被強行擠壓剪碎,破碎后的物料被擠出,從齒側間隙漏下。
前一對齒開始脫離嚙合時,破碎的物料大量下漏排出,個別粒度仍然偏大的物料被劈裂棒阻擋。當齒運動到劈裂棒附近時,與劈裂棒共同作用,將大塊物料劈碎并將其強行排出,這就是第3階段破碎。
至此,一對齒的破碎過程結束。每對齒環(huán)上有多少齒,齒輥運行一周時同樣的過程就進行多少次,循環(huán)往復。
2.2對輥式破碎機功率的確定及電動機的選型
破碎機功率計算是破碎機設計中的關鍵環(huán)節(jié),它是選擇電動機的理論依據(jù),電動機選擇得適當與否,直接關系到后續(xù)設計的成敗。在過去的破碎機設計中,一般采用兩種方法確定功率,即經驗公式法和理論計算法。由于雙齒輥破碎機是一種新型設備,無經驗可循,因此提出如下的理論計算方法。
目前有4種不同的理論計算方法可以確定單位生產量的功耗,即Rittinger法,Kick-Kirpichev法,Bond法和Holmes法,其中Rittinger法適用于細磨,Kick-Kirpichev法適用于粗碎,Bond法介于二者之間,Holmes法是對上述3種方法的統(tǒng)一,其表達式為
式中： W——單位生產量的功耗，kW·h/t；
M——Bond功指數(shù)，煤的Bond功指數(shù)為7.91kW·h/t；
E——占排料粒度80%以上的部分的粒度尺寸,;
A——占給料粒度80%以上的部分的粒度尺寸,;
j——取值范圍0.2～1.4,取j=0.58。
所以
kW/t
下述方法是基于電機的功率應與單位時間的破碎物料的功耗相同的原則,即認為電動機的功率應如下求得:
式中： Q——設計要求的生產能力，50t/h；
F——電動機的功率，kW;
——破碎機的傳動效率，0.85。
故
kW
通過以上分析，考慮到破碎機工作環(huán)境和過載系數(shù)的影響，選取YB180L-8電動機，如圖2-2所示：
圖2-2電動機YB180L-8
技術特征：
額定功率：11kW
滿載時額定電流：25.1A
滿載時額定轉速：730r/min
滿載時效率：87.5%
滿載時功率因數(shù)：0.77
重量：215kg
2.3 破碎機基本參數(shù)的估算
齒輥破碎機的轉速有快速和慢速兩種，快速齒輥的圓周速度約為2.8~4.7m/s,慢速齒輥的圓周速度約為1.2~1.9m/s。由于快速的齒輥生成煤粉較多，所以目前煤用齒輥破碎機均采用慢速。初步確定齒輥軸的轉速為
r/min
初步確定破碎機輥齒的形狀及比例如圖2-2所示，經有關資料結合設計要求，特制定以下估算方案：
L——輥軸有效長度，550mm；
D——齒輥直徑，500mm；
D1——輥齒大徑，528 mm；
a——輥軸中心距，500mm；
R——輥軸半徑，147mm；
h——輥齒高度，118mm；
a1——梯形上底，88mm；
a2——梯形下底，78mm；
h1——梯形高度，90mm；
——物料密度，1.27t / m3
S——梯形面積，mm2；
mm2
——角速度 rad / s；
rad/s
圖2-3齒輥截面圖
3 傳動方案設計計算
3.1 確定傳動類型
總傳動比
結合慢速雙齒輥破碎機的傳統(tǒng)設計理念，因此高速級采用帶傳動，低速級采用直齒圓柱齒輪傳動。
取帶傳動比為
所以齒輪傳動比為
3.2 傳動裝置的運動和動力參數(shù)
表3-1 機械傳動和摩擦副的效率概略值
種類
效率
V帶傳動
0.96
8級精度的一般圓柱齒輪傳動(油潤滑）
0.97
球軸承（稀油潤滑）
0.99
滾子軸承（稀油潤滑）
0.98
長齒齒輪傳動
0.97
3.2.1各軸轉速計算
Ⅰ軸（電機軸）
r/min
Ⅱ軸
r/min
Ⅲ軸（齒輥主軸）
r/min
Ⅳ軸
r/min
3.2.2各軸的輸入功率
Ⅰ軸
kW
Ⅱ軸
kW
Ⅲ軸
kW
Ⅳ軸
kW
3.2.3各軸的轉矩
Ⅰ軸
Nm
Ⅱ軸
Nm
Ⅲ軸
Nm
Ⅳ
Nm
3.3 帶傳動的設計計算
參考教材《機械設計》的第四章。
已知輸入軸轉速＝730r/min,輸入功率P=11kW
(1) 確定V帶型號
工作情況系數(shù) 查表4.6
＝1.3
計算功率
kW
V帶型號
根據(jù)和值查圖4.6，確定為B型
(2) 確定帶輪基準直徑
小帶輪直徑 查表4.7
mm
大帶輪直徑
mm
按表4.7圓整取
mm
(3) 驗算帶速
m/s
要求帶速在5～25m/s范圍，符合要求
表3-2 B型V帶輪（基準寬度制）輪緣尺寸
項目
B型槽尺寸
基準寬度
14.0
基準線上槽深
3.5
基準線下槽深
10.8
槽間距
19
槽邊距
11.5
最小輪緣厚
7.5
帶輪寬
外徑
(4) 確定V帶長度和中心距
初取中心距mm，由式
初算帶的基準長度
mm
按表4.3圓整
mm
由式4～22
mm
(5) 驗算小帶輪包角
(6) 確定V帶根數(shù)
單根V帶試驗條件下許用功率 查表4.4
kW
傳遞功率增量 查表4.5()
kW
包角系數(shù) 查表4.8
長度系數(shù) 查表4.3
所以
圓整取
(7) 計算初拉力
每米帶質量 查表4.2
kg/m
則
N
(8) 計算壓軸力
N
(9) 帶輪其它主要尺寸計算
帶輪寬
mm
小帶輪外徑
mm
大帶輪外徑
mm
3.4齒輪傳動設計計算
參考教材《機械設計》的第六章。
已知輸入軸轉速r/min，輸入功率kW
(1)選擇齒輪材料，確定許用應力
由表6.2選 小齒輪
HBS
大齒輪
HBS
許用接觸應力，由式
接觸疲勞極限查圖得
N/mm2
N/mm2
接觸強度壽命系數(shù)，應力循環(huán)次數(shù)N由式
查圖6-5得
接觸強度最小安全系數(shù)
則
N/mm2
N/mm2
故
N/mm2
許用彎曲應力,由式
彎曲疲勞極限，查圖6-7（雙向傳動乘0.7）知
N/mm2
N/mm2
彎曲強度壽命系數(shù),查圖6-8知
彎曲強度尺寸系數(shù),查圖6-9（設模數(shù)m小于5）知
彎曲強度最小安全系數(shù) ，取
則
N/mm2
N/mm2
(2)齒面接觸疲勞強度設計計算
確定齒輪傳動精度等級，按
估取圓周速度
m/s
查表6.7，表6.8 ， 選?、蚬罱M8級
小輪分度圓直徑，由下式得
齒寬系數(shù)，查表6.9，按齒輪相對于軸承為對稱布置，取
小輪齒數(shù)，在推薦值選
大輪齒數(shù)
圓整取
齒數(shù)比u
傳動比誤差
小輪轉矩
Nmm
載荷系數(shù)
使用系數(shù) ，查表6.3，選
動載系數(shù)，由推薦值 選
齒間載荷分配系數(shù)，由推薦值選
齒向載荷分配系數(shù)，由推薦值選
所以
材料彈性系數(shù),查表6.4知
節(jié)點區(qū)域系數(shù),查圖6-3（）
重合度系數(shù) 由推薦值選
故
mm
齒輪模數(shù)m
mm
取標準
m=5mm
標準中心距
mm
小輪分度圓直徑
圓周速度v
m/s
與估取近似
齒寬b
圓整取
b=105mm
大輪齒寬
小輪齒寬
(3)齒根彎曲疲勞強度校核計算
由式
齒形系數(shù)，查表6.5 小輪
大輪
應力修正系數(shù)，查表6.5 小輪
大輪
重合度
代入數(shù)據(jù)得
重合度系數(shù)
故
N/mm2
N/mm2
齒根彎曲強度滿足
(4)齒輪及其他主要尺寸計算
大輪分度圓直徑
mm
根圓直徑
mm
mm
頂圓直徑
mm
mm
3.5長齒齒輪傳動設計計算
由于齒輥工作時，可動齒輥可能往復地移動，所以，兩齒輥間的傳動齒輪需要采用特制的長齒齒輪，使齒輥往復移動不致妨礙其嚙合。
長齒齒輪的基圓直徑根據(jù)齒輥的直徑和兩齒之間的間隙（及破碎產物的粒度）而定，齒輪的齒高和齒形一般根據(jù)齒輥相對移動時，齒輪件還能進行正常嚙合這個條件設計，并保證齒根有足夠的強度。這種特殊的齒輪往往是鑄造后經過修整而制成的。
圖3-1長齒齒輪圖
工作齒輥的直徑
d=450mm
兩齒間的平均間隙
b=50mm
因此長齒齒輪的分度圓直徑
d=500mm
要保證齒輥相對移動時仍能良好的嚙合，故長齒齒輪的齒頂圓直徑設計為
mm
齒根圓直徑設計為
mm
其它主要尺寸如上圖3-1所示。
4 傳動軸的結構設計與校核
軸是機器中的重要零件，各種作旋轉運動的零件都必須安裝在軸上，才能進行運動和動力的傳遞。因此軸的功能是支承旋轉零件及傳遞運動和動力。
軸的材料種類很多，要根據(jù)強度、剛度和耐磨性等要求，選擇材料種類和熱處理方式。軸的常用材料是碳素鋼和合金鋼。碳素鋼價格較低，對應力集中敏感性小，通常使用碳素鋼，最常用的是45號鋼，不太重要或受力較小的軸可以使用Q235等鋼材。合金鋼畢碳素鋼具有更高的機械強度和優(yōu)良的熱處理性能，但對應力集中較為敏感，對于受力較大又要減小軸的尺寸和重量，或者需要提高軸頸的耐磨性，或者在高溫、腐蝕等條件下工作的軸，可以采用合金鋼。在低于200℃的工作溫度下，合金鋼和碳素鋼的彈性模量相差不大，因此，使用合金鋼代替碳素鋼并不能提高軸的剛度。
熱處理可以明顯提高軸的強度（特別是疲勞強度）和耐磨性，因此要根據(jù)工作條件選用合適的熱處理方式。
軸的結構設計是根據(jù)軸上零件的安裝、定位及制造工藝等方面的要求，合理地確定軸的結構形狀和尺寸。工作能力計算是通過強度、剛度和振動穩(wěn)定性計算，保證軸具有足夠的工作能力和可靠性。大多數(shù)的軸只需進行強度計算，防止斷裂和塑性變形；對于剛度要求較高的軸（如機床主軸）才進行剛度計算，避免發(fā)生過大的變形；對于高速轉動的軸還要進行振動穩(wěn)定性計算，避免發(fā)生共振。軸的設計步驟通常是先擬定軸上零件裝配方案，然后裝配和制造要求，確定軸的結構形狀和尺寸，最后進行軸的強度校核，必要時進行剛度計算或振動穩(wěn)定性計算。
提高軸的強度措施：
(1) 改善軸的受力狀況
軸上零件的安裝位置、軸的結構對軸的受力影響很大，設計軸時應該充分加以考慮。當軸上有兩個以上的零件輸出扭矩，應該將輸入扭矩的零件盡量布置在軸的中間，而不是布置在軸的一端，這樣可以顯著降低軸上的最大轉矩。
(2) 減小應力集中
大多數(shù)軸是在變應力條件下工作的，主要失效形式為疲勞破壞。軸的截面變化處（如軸肩、鍵槽等）及過盈配合產生的應力集中是引起疲勞破壞的主要因素，因此設計軸的結構時，應盡量減少應力集中源和降低應力集中程度。合金鋼對應力集中較為敏感，設計時更應加以注意。
為減少應力集中，應盡量避免在軸上特別是應力較大不為處鉆孔、開槽或加工螺紋。軸肩處應采用圓角過渡，并且圓角不宜過小。當依靠軸肩定位的零件圓角半徑很小時，為增大軸肩的圓角半徑，可采用內凹圓角或隔離環(huán)過渡。
軸的表面質量對疲勞強度也有顯著影響，因為軸表面的加工刀痕也是應力集中源，疲勞裂紋常發(fā)生在表面粗糙的部位，所以必須合理確定表面粗糙度。
此外，對軸進行表面熱處理（滲碳淬火、高頻淬火等）和表面強化處理（碾壓、噴丸等），也可以提高軸的疲勞強度。
(3) 軸的結構工藝性
軸的基本形狀確定后，需要根據(jù)裝配和制造工藝要求，對軸的細部結構進行合理設計。例如，為了減少裝夾工件的時間，同一軸上的鍵槽應布置在同一母線上；為了減少道具種類，軸的鍵槽寬度、圓度、退到草和砂輪槽等應盡量采用相同的尺寸，并符合有關的標準；為了去掉毛刺和便于裝配零件，軸段端部應該倒角；過盈配合零件裝入端通常要加工出導向錐面；磨削處應有砂輪越程槽，車削螺紋處應有退刀槽。
4.1Ⅰ軸（高速軸）的結構設計
高速軸為電機軸，其上裝小帶輪，其軸頸為
d=48mm
總長
l=110mm
圖4-1 電機軸
(1) 計算作用在帶輪上的力：
轉矩：
Nmm
小帶輪直徑：
mm
初拉力：
N
壓軸力：
N
(2) 繪制軸的彎矩圖和扭矩圖：
求彎矩：
Nmm
扭矩：
Nmm
(3) 按彎扭合成強度校核軸的強度：
當量彎矩：
取折合系數(shù)a=0.6，則齒寬中點處當量彎矩：
Nmm
軸的材料為40Cr，調質處理。由表查得：
N/mm2
材料許用應力：
N/mm2
軸的計算應力為：
N/mm2
以下為軸的受力分析圖：
圖4-2 電機軸的計算簡圖
4.2Ⅱ軸設計計算
(1) 計算作用在帶輪及齒輪上的力：
轉矩：
N·mm
帶輪直徑：
mm
壓軸力：
N
齒輪分度圓直徑：
mm
圓周力：
N
徑向力：
N
(2) 初步估算軸的直徑：
因為II軸是齒輪軸，應與齒輪1的材料一致，故其材料選取40Cr調質鋼作為軸的材料。
由式：
計算軸的最小直徑，并加大1.03以考慮鍵槽的影響。查表，取
則：
mm
(3) 軸的結構設計：
1) 確定軸的結構方案（如圖所示）
圖4-3 Ⅱ軸結構圖
右軸承從軸的右端裝入，右軸承左側端面靠軸肩定位。左軸承從軸的左端裝入，靠軸肩定位。左右軸承均為深溝球軸承，采用軸承端蓋。大帶輪從軸的左端裝入，右端面靠軸肩定位，采用普通平鍵得到周向固定。
2) 確定各軸段直徑和長度：
①段：裝帶輪，根據(jù)圓整取
mm
長度比帶輪寬短
mm
②段：為使帶輪定位，軸肩高度：
mm
則：
mm
取端蓋寬度10mm，端蓋外端面與帶輪14mm，則
mm
③段：為便于裝拆軸承內圈，且符合標準軸承內徑。查GB/T276--94，暫選深溝球軸承型號為：6014，
則：
mm
其寬度：
mm
軸承潤滑方式選擇：
mm·r/min mm·r/min
故選擇脂潤滑。
齒輪與箱體內壁間隙取17mm,則
mm
④段：為軸齒輪，所以其分度圓直徑：
mm
取其長度等于齒輪寬，即：
mm
⑤段：裝左軸承
mm
mm
3) 確定軸承及齒輪作用力位置：
根據(jù)下面軸的受力簡圖，先確定各段長度：
mm
mm
4) 繪制軸的彎矩圖和扭矩圖：
求軸承反力 H水平面：
N
N
V垂直面：
N
求彎矩 H水平面：
Nmm
Nmm
V垂直面：
Nmm
合成彎矩：
Nmm
Nmm
扭矩：
Nmm
5) 按彎扭合成強度校核軸的強度：
當量彎矩：
取折合系數(shù)a=0.6，則齒寬中點處當量彎矩：
Nmm
Nmm
軸的材料為40Cr，調質處理。由表查得：
N/mm2
材料許用應力：
N/mm2
軸的計算應力為：
N/mm2
以下為軸的受力分析圖
圖4-4 Ⅲ軸計算簡圖
4.3Ⅲ軸（即齒輥主軸）設計計算
(1) 計算作用在齒輪及齒輥上的力：
轉矩：
Nmm
直齒圓柱齒輪分度圓直徑：
mm
圓周力：
N
徑向力：
N
齒輥直徑：
mm
圓周力：
N
徑向力：
N
長齒齒輪直徑：
mm
圓周力：
N
徑向力：
N
(2) 初步估算軸的直徑：
選取45號鋼作為軸的材料，調質處理。
由式：
計算軸的最小直徑，并加大1.03以考慮鍵槽的影響。查表，取
則：
mm
(3) 軸的結構設計：
1) 確定軸的結構方案（如圖4-5所示）
圖4-5 Ⅲ軸結構圖
齒輥，右軸承，直齒圓柱齒輪依次從軸的右端裝入，齒輥及齒輪左側端面靠軸肩定位。左軸承，長齒齒輪依次從軸的左端裝入，長齒齒輪靠軸肩定位。采用調心滾子軸承。齒輥，直齒圓柱齒輪及長齒齒輪均采用普通平鍵得到周向固定。
2) 確定各軸段直徑和長度：
①段：裝直齒圓柱齒輪，根據(jù)圓整取
mm
長度比齒輪寬度短(1~4)mm
mm
②段：為使齒輪定位，且便于拆裝軸承內圈，軸肩高度：
mm
查設計手冊，暫選調心滾子軸承型號為：22326C，
則
mm
mm
長度為軸承寬度，兩個軸承端蓋的寬度，齒輪壁的寬度，齒輥箱壁的寬度以及套筒長度的總合，初步定為
mm
③段：為便于裝拆齒輥及齒輥箱壁定位，取軸肩高度
mm
則：
mm
其長度比齒輥長度短(1~4)mm：
mm
④段：裝齒輥箱壁
mm
取其長度：
mm
⑤段：裝軸承端蓋
mm
mm
⑥段：裝左軸承
mm
mm
⑦段：裝長齒齒輪
mm
mm
3) 確定軸承及齒輪作用力位置：
根據(jù)下面軸的受力簡圖，先確定各段長度：
mm
mm
mm
4) 繪制軸的彎矩圖和扭矩圖：
求軸承反力 H水平面：
N
N
V垂直面：
N
N
求彎矩 H水平面：
Nmm
Nmm
V垂直面：
Nmm
合成彎矩：
Nmm
Nmm
扭矩：
Nmm
5) 按彎扭合成強度校核軸的強度：
當量彎矩：
取折合系數(shù)a=0.6，則齒寬中點處當量彎矩：
Nmm
Nmm
軸的材料為45號鋼，調質處理。由表查得：
N/mm2
材料許用應力：
N/mm2
軸的計算應力為：
N/mm2
以下為軸的受力分析圖
圖4-6 Ⅲ軸計算簡圖
4.4Ⅳ軸設計計算
(1) 計算作用在齒輪及齒輥上的力：
轉矩：
Nmm
齒輥直徑：
mm
圓周力：
N
徑向力：
N
長齒齒輪直徑：
mm
圓周力：
N
徑向力：
N
(2) 初步估算軸的直徑：
選取45號鋼作為軸的材料，調質處理。
由式：
計算軸的最小直徑，并加大1.03以考慮鍵槽的影響。查表，取
則：
mm
(3) 軸的結構設計：
1) 確定軸的結構方案（如圖4-7所示）
圖4-7 Ⅳ軸結構圖
齒輥，右軸承依次從軸的右端裝入，齒輥左側端面靠軸肩定位。左軸承，長齒齒輪依次從軸的左端裝入，長齒齒輪靠軸肩定位。采用調心滾子軸承。齒輥及長齒齒輪均采用普通平鍵得到周向固定。
2) 確定各軸段直徑和長度：
①段：裝軸承?？紤]該軸的承載，差設計手冊，暫選調心滾子軸承型號為：22326C，則
mm
mm
長度為軸承寬度，一個軸承端蓋的寬度，齒輥箱壁的寬度以及套筒長度的總合，初步定為
mm
②段：為便于裝拆齒輥及齒輥箱壁定位，取軸肩高度
mm
則：
mm
其長度比齒輥長度短(1~4)mm：
mm
③段：裝齒輥箱壁
mm
取其長度：
mm
④段：裝軸承端蓋
mm
mm
⑤段：裝左軸承
mm
mm
⑥段：裝長齒齒輪
mm
mm
3) 確定軸承及齒輪作用力位置：
根據(jù)下面軸的受力簡圖，先確定各段長度：
mm
mm
4) 繪制軸的彎矩圖和扭矩圖：
求軸承反力 H水平面：
N
N
V垂直面：
N
N
求彎矩 H水平面：
N·mm
N·mm
V垂直面：
N·mm
合成彎矩：
N·mm
N·mm
扭矩：
N·mm
5) 按彎扭合成強度校核軸的強度：
當量彎矩：
取折合系數(shù)a=0.6，則齒寬中點處當量彎矩：
N·mm
N·mm
軸的材料為45號鋼，調質處理。由表查得：
N/mm2
材料許用應力：
N/mm2
軸的計算應力為：
N/mm2
以下為軸的受力分析圖
圖4-8 Ⅳ軸計算簡圖
5 軸承的壽命驗算
5.1深溝球軸承6014
查設計手冊，6014的主要性能參數(shù)（GB/T276-1995）為：
額定動載荷：C=38500N
額定靜載荷：=30500N
(1) 合成支反力：
N
N
(2) 當量動載荷：
取載荷系數(shù)
=1.8
故
N
N
(3) 計算軸承壽命：
因，按計算
查表，取溫度系數(shù)
=1
將以上數(shù)據(jù)帶入得
h
軸承的額定壽命，小修一年，350天/年，每天8小時工作。
=1×350×8=2800h
故軸承壽命滿足要求
5.2齒輥主軸上調心滾子軸承22326C
查設計手冊，22326C的主要性能參數(shù)（GB/T297-94）為：
C=82800N
=108000N
=0.42
=1.
(1) 合成支反力：
N
N
(2) 軸承派生軸向力：
N
N
(3) 軸向載荷
因
N
故
N
N
(4) 當量動載荷：
取載荷系數(shù)
=1.2
因
查表
故
N
因
查表
故
N
(5) 計算軸承壽命：
因，按計算
查表，取溫度系數(shù)
=1
將以上數(shù)據(jù)帶入得
h
軸承的額定壽命，小修一年，350天/年，每天8小時工作。
=1×350×8=2800h
故軸承壽命滿足要求
5.3Ⅳ軸上調心滾子軸承22326C
查設計手冊，22326C的主要性能參數(shù)（GB/T297-94）為：
C=82800N
=108000N
=0.42
=1.
(1) 合成支反力：
N
N
(2) 軸承派生軸向力：
N
N
(3) 軸向載荷
因
故
N
N
(4) 當量動載荷：
取載荷系數(shù)=1.5
因
查表
故
N
因
查表
故
N
(5) 計算軸承壽命：
因，按計算
查表，取溫度系數(shù)
=1
將以上數(shù)據(jù)帶入得
h
軸承的額定壽命，小修一年，350天/年，每天8小時工作。
=1×350×8=2800h
故軸承壽命滿足要求
6 鍵的選擇與強度校核
本設計均采用應用最為廣泛的普通平鍵
查表知，鍵聯(lián)接的許用壓應力為
N/mm2
強度計算式為
(1) 電機軸 鍵B14×66 GB/T1096-2003
Ⅰ軸
N·mm
N/mm2
(2) 大帶輪 鍵16×86 GB/T1096-2003
Ⅱ軸
N·mm
N/mm2
(3) 大齒輪 鍵32×89 GB/T1096-2003
Ⅱ軸
N·mm
N/mm2
(4) 齒輥 鍵36×400 GB/T1096-2003
Ⅲ軸
N·mm
Ⅳ
N·mm
N/mm2
N/mm2
(5) 長齒齒輪 鍵32×93 GB/T1096-2003
Ⅲ軸
N·mm
Ⅳ
N·mm
N/mm2
N/mm2
所有鍵均滿足強度條件
7 彈簧的設計與校核
彈簧是一種常用的彈性元件，在工作時產生較大的彈性變形。彈簧的主要功用有：
(1) 控制運動，如氣門、離合器、制動器和各種調節(jié)器上的控制彈簧；
(2) 緩沖或減振，如車輛的懸架彈簧和破碎機的支撐彈簧等；
(3) 儲能及輸出能量，如鐘表、儀器和自動控制機構上的發(fā)條和槍閂彈簧；
(4) 測力，如彈簧秤和動力計中的測力彈簧
本設計采用應用最廣的圓截面材料壓縮彈簧，其特性線呈線性，結構簡單，制造方便。
彈簧的作用：自動調節(jié)齒輥間距，以破碎粒度不同的煤塊。
以下為彈簧拉力計算式
F為拉桿彈簧的拉力，F(xiàn)按下式計算：
（7-1）
式中 c——彈簧的剛性系數(shù)；
——彈簧的預壓變形；
——彈簧的工作變形。
彈簧工作變形是懸掛點與彈簧支承點間的長度與其最小值間的差值。
（7-2）
預變形量按下式計算；
（7-3）
式中 ——彈簧的最大工作變形；
——彈簧預壓緊時的起始變形系數(shù)，一般取
。
只要選定彈簧的剛性系數(shù)c和起始變形系數(shù)，并通過位置分析，求出彈簧拉桿在動腭上的懸掛點的坐標值，即可由式（7-1）～（7-3）計算出彈簧的拉力F。
8 箱體及附件的設計
8.1箱體設計
破碎機箱體是整個破碎機零部件的安裝基礎。它在工作中承受很大的沖擊載荷，其重量占整機重量很大比例（對鑄造機架為50％左右，對焊接機架為30％左右），而且加工制造的工作量也較大。機架的剛度和強度，對整機性能和主要零部件壽命均有很大的影響，因此，對破碎機箱體的要求是:結構簡單制造，重量輕，且要求有足夠的強度和剛度。破碎機架按機構分，有整體機架和組合機架：按制造工藝分，有鑄造機架和焊接機架。
箱體起著支持和固定軸組件，保證軸組件運轉精度、良好潤滑及可靠密封等重要作用。選用灰鑄鐵制造，灰鑄鐵具有良好的鑄造性能和減振性能，易獲得美觀外形。
減速齒輪箱體壁厚
mm
齒輥箱壁厚
mm
長齒齒輪箱體壁厚
mm
總體底座厚度
mm
傳動齒輪箱體底座厚度
mm
地腳螺釘直徑
mm
地腳螺釘數(shù)目
8.2附件設計
減速齒輪箱體及傳動齒輪箱體上設置有窺視孔、窺視孔蓋，通氣器等附件。窺視孔用于檢查傳動件的嚙合情況、潤滑狀態(tài)、接觸斑點及齒側間隙等，還可用于加入潤滑油。機器運轉時，箱體內溫度升高、氣壓增大，對箱體的密封極為不利。因此在箱蓋頂部或窺視孔蓋上安裝通氣器，使箱體內的熱脹氣體自由逸出，以保證箱體內外壓力均衡，提高箱體有縫隙處的密封性能。軸承蓋是用來封閉減速器箱體上的軸承座孔，以及固定軸組件的軸向位置并承受軸向力。
8.3其它技術說明
1）減速器的潤滑
良好的潤滑可降低傳動件和軸承的摩擦損耗，減少磨損，保護其不受銹蝕，提高其使用壽命和機械效率，還可起到散熱，減振，降噪音等作用。
2) 齒輪的潤滑
齒輪潤滑采用油池浸浴潤滑，利用浸在油池中的轉動件齒輪將潤滑油帶到嚙合表面，甩到箱壁上，為了避免攪油損耗過大，又要使齒輪嚙合處充分潤滑，傳動件浸入油中的深度不宜太甚或太淺。
3）軸承潤滑
選擇軸承潤滑時，根據(jù)軸承內徑和轉速確定區(qū)間查出潤滑油黏度，經查表，潤滑油粘度選在60~150間，
確定潤滑油牌號：
選用工業(yè)齒輪油
4）破碎機械的密封形式
破碎機的密封包括箱體，軸承等處的密封，密封的作用是防止灰塵，水分，酸氣和其他雜物進入軸承和箱體內，并阻止?jié)櫥瑒┑男孤丁?
9 對輥式破碎機生產能力計算方法的推導
根據(jù)以上分析可知,物料是被齒強行掃出破碎腔的，所以破碎機的生產能力等于將輥齒看作是物料單位時間內通過兩齒輥之間的物料的總體積減去所有的輥齒在其中所占的體積，即：
( 9-1 )
式中 Q——破碎機的生產能力，t/h；
K——物料的填充系數(shù)；
V1——將輥齒看作物料單位時間內通過兩輥之間的物料的總體積，m3/h；
——物料粒度，t / m3；V2——單位時間內通過兩輥之間的所有輥齒的體積，m3/h。
9.1推導過程
1）求
由于物料是被輥齒強行掃出的，所以與輥齒接觸的物料以輥齒接觸點處的線速度運動。如圖2所示,兩輥之間的間隙為AD段。AC表示左輥上的齒高，BD表示右輥上的齒高。從圖中可以看到，兩輥上的輥齒從軸向看有重疊部分，即BC段。物料通過BC段某一點的速度應該取兩輥齒在該點的線速度的平均值。物料通過AB段和CD段某一點的速度則簡單地分別由左右輥齒在該點的線速度決定?？紤]到通過AD段的物料關于的垂直等分線具有對稱性，則有：
( 9-2 )
式中 ——單位時間內通過AB段的物料(包括輥齒)的體積；——單位時間內通過BO段的物料(包括輥齒)的體積。
( 9-3 )
其中 ——角速度rad/s；
L——輥軸有效長度，m；
——輥齒中心距，m；
D1——輥齒大徑，，m；
R——輥軸半徑，m；h——輥齒高度，m。
設BC段上一點坐標值為，則兩輥上的輥齒在該點的線速度分別為
那么物料通過點的平均速度為：
可見物料通過BC段的速度恒等于O點的線速度。則
( 9-4 )
將式子( 3 )和( 4 )代入式子( 2 )可得：
( 9-5 )
將
代入上式得：
( 9-6 )
2）求
單位時間內通過兩輥之間的所有輥齒的體積
式中 m——兩個齒輥上安裝的總齒數(shù)；
n——齒輥轉速，r/min；
——單個齒的體積，m3。
3）求
將式( 6 )和( 7 )代入式( 1 )就得到生產能力Q的計算公式：
K值選取將是本公式運用的關鍵。因為K值與物料性質、物料松散系數(shù)以及進料飽和度等因素有關，要靠實踐經驗得到，經試驗測定
。
9.2對輥式破碎機2PGC-T0405DE的生產能力校核
型號說明
2PG——對輥式破碎機
C——齒輥
T——彈簧調節(jié)
04——齒輥直徑
05——齒輥長度
單個齒的體積
m3
齒總數(shù) （3環(huán)4齒雙輥+輔助輥齒）
單位時間內通過兩輥之間的所有輥齒的體積
m
m
m
m
理論計算的生產能力
=130.7t/h
滿足生產能力要求。
10 對輥式破碎機的安裝、使用與維護
10.1對輥式破碎機的安裝
齒輥破碎機是以整體形式供應的，所以也以整體形式進行安裝。在安裝中應特別注意以下幾點：
(1) 首先找平基礎。設備安裝在不平整的基礎上，將使破碎機的機座扭曲變形，導致齒輪工作狀況惡化，使用壽命縮短。
(2) 為了緩沖破碎機對廠房結構的振動，可以在破碎機機架與廠房結構梁之間墊以木墊，起隔振作用。
(3) 由于電動機機架和破碎機機架不是一個整體，所以安裝時應注意兩機架的高度和平行度，齒輥的軸心線應與軸中心線平行。
(4) 保險裝置的彈簧要有一定的預壓量，應根據(jù)破碎機及破碎物料的要求進行調整。對于兩個彈簧來說，正常工作時的彈簧松緊度應該一樣。
(5) 為使輥齒磨損均勻，安裝給煤設備時，應使原料能夠給進破碎機齒輥的整個寬度上。
齒輥破碎機的安裝可按下列順序進行：
(1) 安裝前，首先對整個設備進行全面的檢查、校正和情洗。應無損傷和缺件。
(2) 驗算基礎負荷。破碎機不論安裝于地面或樓層，均應進行基礎承載負荷的驗算，其動力系數(shù)一般可取設備總質量的6~8倍。
(3) 校對基礎螺栓與設備各部尺寸。
(4) 安裝機架。在機架與混凝土基礎或樓層梁之間墊以硬質方木或橡膠板，以減小機體對基礎的負荷振動。找正機架后，可用螺栓將其固定。
(5) 裝上從動齒輥移動架，固定從動齒輥。隨后用扳手擰緊絲杠螺母，壓緊彈簧，已達到機體內若進入難于破碎的礦物時，迫使彈簧壓縮牽動從動齒輥后移，增大兩齒輥間隙，排除礦物。
(6) 移動架上左、右兩組彈簧的壓縮度一致，其差值不得超過。
(7) 裝上主動齒輥。在安裝時必須注意，應使一個齒輥的齒置于另一個齒輥的齒中間，也就是說，使之處于另一齒輥四個齒的對角線交點上。
(8) 齒輥安裝后，兩尺輥齒牙彎端應與，兩齒輥不應有軸向竄動。
(9) 齒輥軸瓦間隙以及各齒輪的嚙合間隙根據(jù)要求進行找正。
(10) 安裝后的固定軸水平不應大于。
(11) 兩帶輪的平行度及輪槽中心重合度應符合要求。
(12) 安裝破碎機外罩，連接入料溜槽和漏斗。各法蘭盤均應加膠墊密封，以減小煤塵污染空氣，改善工作條件。
設備全部安裝后，應進行連續(xù)數(shù)小時的空負荷運轉，并檢查和測定其電流大小、軸承溫度及齒輪嚙合等情況。設備經過空負荷試車確認無問題時，可帶負荷試車。帶負荷連續(xù)試車時間不少于8h，最后進行交接驗收并投入生產系統(tǒng)使用。
10.2對輥式破碎機的使用與維護
破碎機必須正確使用，精心維護，才能保證設備的安全運轉。因此，在操作時應注意以下幾點：
(1) 開車前，全面檢查各部螺栓緊固情況，各軸承油位潤滑情況以及V帶松緊度。如發(fā)現(xiàn)螺栓松動、油量不足或V帶過松等情況，應及時處理。
(2) 設備啟動，并進入正常運轉后，方可正式加料。
(3) 在運轉中，應經常注意檢查軸承溫度及其油位。軸承溫度一般不得超過65。
(4) 定期檢查齒板、軸瓦等易損件的磨損情況，必要時應及時更換。
(5) 保持齒輥移動架滑座平面清潔干凈，以便機體內進入不能破碎的大塊物料，能及時排除故障。
破碎機要求空載啟動，切忌破碎機內存在物料時開車，否則易造成破碎機事故損壞。所以停止破碎機時，應把破碎物排空。事故停車也將其中物料清除后再啟動。如果破碎產物中發(fā)現(xiàn)大量的大塊煤，這可能是保險彈簧過松或齒輥磨損所造成，應通過調整彈簧的松緊程度或調整齒輥之間的間距來消除。
結 論
通過此次畢業(yè)設計，使我受益匪淺，在將大學期間所學專業(yè)基礎知識都全面檢驗一遍的同時更開闊了我的知識面，對我日后的學習和工作都將有很大的幫助。
本文滿足設計要求，根據(jù)設計題目主要是完成對輥式破碎機的總體結構及零部件的結構設計。我主要通過以下幾個階段完成：
1、總體方案的確定
主要對礦用破碎機常見結構進行分析。包括機體的結構形式、齒輥，傳動裝置和減速裝置等。這個過程是設計的關鍵所在，方案的好壞直接關系到整個裝置性能的優(yōu)越與否，因而也是我的工作重點。在老師的指導下，最終確定了現(xiàn)有的方案。
2、齒輥的設計
這個過程主要是根據(jù)破煤粒度，生產能力等要求查閱相關資料說明，從而確定齒輥的結構，包括輥齒、齒環(huán)，齒帽及襯板的結構尺寸。
3、帶輪的設計
帶傳動是本設計的高速級減速裝置，此過程主要涉及傳送帶的選型及帶輪的結構尺寸，受力分析等。
4、減速齒輪的設計
直齒圓柱齒輪是設計的低速級減速裝置，此過程主要涉及齒輪的結構尺寸，受力分析等。
5、軸的設計
這個過程主要是完成軸的階梯化，承載校核。
6、主要零部件的設計與選型
包括軸承、鍵、密封圈、調整墊片、聯(lián)接螺栓等的選型，
由于時間以及所學知識的局限性，本設計從整體上來說，還存在很多需要改進的地方。對此懇請老師給予批評指正，我將在以后的工作中吸取教訓。
參考文獻
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附 錄
標準件明細表
平 鍵
軸徑
鍵
鍵槽
d
b×h
寬度
深度
半徑
b
偏差
軸
轂
r
較松鍵聯(lián)接
一般鍵連接
較緊鍵聯(lián)接
軸H9
轂D10
軸N9
轂JS9
軸和轂P9
t
偏差
t1
偏差
最大
最小
150～170
40×22
40
+0.062/0
+0.180/+0.080
0/-0.062
±0.031
-0.026/-0.088
13
+0.3/0
9.4
+0.3/0
0.7
1
50～58
16×10
16
+0.043/0
+0.120/+0.050
0/-0.043
±0.0215
-0.018/-0.061
6
0.2
4.3
+0.2/0
0.25
0.4
130～150
36×20
36
+0.062/0
+0.180/+0.180
0/-0.062
±0.031
-0.026/-0.088
12
+0.3/0
8.4
+0.3/0
0.7
1
95～110
28×16
28
+0.052/0
+0.149/+0.065
0/-0.052
±0.026
-0.022/-0.074
10
+0.2/0
6.4
+0.2/0
0.4
0.6
氈 圈
軸徑
氈圈
槽
d
D
d1
B
質量Kg
D0
d0
b
135
157
133
12
0.03
155
137
10
155
177
153
12
0.035
175
158
10
140
162
133
12
0.032
160
143
10
145
167
143
12
0.033
165
148
10
圓螺母用止動墊圈
規(guī)格（螺紋大徑）
d
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