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1、固體廢棄物破碎機的結構設計研究 摘 要 破碎是固體廢棄物資源化處理過程中的重要環(huán)節(jié)，固體廢棄物經(jīng)破碎處理后， 有利于它的分離、運輸、混合和后續(xù)處理。由于對輥破碎機結構設計簡單，過粉現(xiàn)象少，工作可靠，輥面上的齒牙形狀、尺寸、排列可按物料性質(zhì)進行設計，適應性強等特點，在固體廢棄物的破碎處理中得到了廣泛的應用，但是隨著資源的枯竭，節(jié)能降耗理念的指導下，需要對傳統(tǒng)的破碎設備進行優(yōu)化設計，對它的關鍵部分進行特殊處理以延長其使用壽命。本文通過利用三維軟件（UG NX）建立它的虛擬樣機，分析破碎機構在傳動過程中運動機理，并用 UG NX 運動仿真分析它的運動狀況和載荷傳遞情況；再使用 UG

2、NX 高級仿真模塊對對輥式破碎機的重要部件進行有限元分析，并用 NX Nastran 解算器進行解算分析，得出齒輥盤的應力集中或是受載比較大的地方，以便在加工過程中對它進行加固，從而延長齒輥盤的使用壽命和節(jié)約經(jīng)濟成本。 關鍵詞：輥式破碎機，設計，UG NX，運動仿真，有限元分析 II Abstract In the solid recover process , the crusher is a importation step. After crushing , the solid waste can be easy to transport, mix, make l

3、ater processing. As the structure of double roll crush is simple, fess powder, reliable operation. The design of tooth shape of surface, the size, the arrangement depend on the material nature, and so on. The roll crusher have widely use. with the resources depletion. In the idea of saving energy ,t

4、he design of roll crusher need to be optimized. The key part is disposed to delay its used life, this article set up the three dimensional of the UG NX software, analyzed the organization of crusher in the transmission process of the movement machine, and movement simulation analyzed it movement con

5、dition and the movement transmission situation with UG NX. Using the UG NX high-level simulation module for roller type part to carry on the finite element analysis again. To solver carries on the resolving analysis with UX Nastran, in order to find the great load and collect force part. So reinforc

6、e them in the production of practice, and delay their lives. Key words：double roll crusher，design，simulation， finite element analysis 目 錄 IV 第一章 前言 1 1.1 概述 1 1.2 論文研究的目的及意義 4 1.3 論文有限元分析方法 6 1.4 對輥式破碎機的研究情況 7 1.5 論文研究的主要內(nèi)容 8 第二章 破碎機的設計原理 9 2.1 動力源的選擇 9 2.2 整體設計 9 2.3 破碎輥部的設計

7、10 2.4 破碎齒齒頂刃的螺旋分布置 15 2.5 破碎機片狀固體廢棄物破碎中的受力分析 16 2.6 破碎齒材質(zhì)的選擇與加工工藝的研究 17 2.7 工具鋼的種類與適用范圍 18 第三章 破碎機虛擬樣機的設計計算與建模 20 3.1 三維軟件 Unigraphics（UG）的基本概述 20 3.2 樣機的相關設計計算 21 3.3 樣機的工作原理及特點 28 3.4 破碎輥的結構特點 29 3.4 虛擬樣機建模 31 第四章 虛擬機的運動仿真 34 4.1 運動仿真介紹 34 4.2 運動模型的分析與簡化 34 4.3 創(chuàng)建連桿和運動副 35 4.4 運動仿

8、真分析 36 第五章 破碎齒輥盤有限元分析 39 5.1 有限元分析方法 39 5.2 有限元軟件及網(wǎng)格單元的介紹 40 5.3 齒輥盤有限元模型的建立 41 5.4 模型后處理分析 44 第六章 結論與展望 48 6.1 結論 48 6.2 展望 48 參考文獻 49 致 謝 51 附 錄 52 申 明 55 第一章 前言 1.1 概述 1.1.1 破碎機的應用與發(fā)展 物料破碎是利用打擊、沖擊力或是研磨在顆粒內(nèi)部產(chǎn)生向四方傳播的應力波， 并在內(nèi)部缺陷、裂紋、晶粒界面等處產(chǎn)生應力集中，使物料首先沿這些脆弱面破碎的過程，而實現(xiàn)這一過程的機械被稱為破

9、碎機。 在當代飛速發(fā)展的工業(yè)技術中，破碎作業(yè)已經(jīng)成了不可或缺的一個環(huán)節(jié)。在各種金屬、非金屬、化工礦物原料、建筑材料的加工和固體廢棄物的處理過程中都需要對物料進行磨碎作業(yè)。由于物料的物理性質(zhì)和結構差異很大，為適應各種物料的要求，破碎機的品種也是五花八門的。就金屬礦選礦而言，破碎是選礦廠的首道工序，為了分離有用礦物，不但分為粗碎、中碎、細碎，而且還要磨礦。然而磨碎過程在整個產(chǎn)品生產(chǎn)加工過程中的能耗也是相當巨大的，而磨礦過程則是選礦廠能耗大戶（約占全廠耗電的 50%），為了節(jié)能和提高生產(chǎn)效率，所以提出了“多碎少磨”的技術原則[1]。這使破碎機向細碎、粉碎和高效節(jié)能方向發(fā)展。另外隨著工業(yè)自動化的發(fā)展

10、，破碎機也向自動化方向邁進（如國外產(chǎn)品已實現(xiàn)機電液一體化、連續(xù)檢測，并自動調(diào)節(jié)給料速率、排礦口尺寸及破碎力等）。隨著處理規(guī)模的擴大，破碎機也在向大型化發(fā)展，如粗碎旋回破碎機的處理能力已達6000t/h。破碎機的結構、品種、應用等方面發(fā)展迅速，但理論研究落后于實踐是個長期存在的問題，如新原理和新方式的破碎（如電、熱破碎）尚在研究試驗中， 暫時還不能用于生產(chǎn)。目前在理論研究方面所獲得的知識，主要還是用來說明試驗的結果，而在預測機器的性能、選型以及設計計算，往往仍要憑借經(jīng)驗或試驗。但隨著現(xiàn)代科學技術的發(fā)展，物料的破碎技術越來越受重視，破碎理論研究遲緩落后的局面也在積極扭轉(zhuǎn)。 1.1.2 破碎機理論

11、的發(fā)展 (1) 早期破碎理論 早在十九世紀，許多的學者就粉碎能耗的關系問題紛紛提出自己的看法，其中最著名的有雷廷格爾（Rittinger）的“面積說”，基克（Kick）的“體積說”和龐德（Bond）的“裂縫說”，俗稱破碎三大理論，數(shù)學表達式可以寫成： 51 dA1 = rds dA2 = kdv (Rittinger理論) (Kick理論) （1-1） （1-2） w = wi [ F - P ] 100 P F (Bond理論) （1-3） 而這三大理論的表達式，可以統(tǒng)一由沃克公式表示為： dE = - dx

12、 xn  （1-4） 當 n=1，1.5，2 時，將上式積分，就可以分別得到上述三大理論的表達式。三大理論表達式采用以下粒度的表示法，“面積說”采用調(diào)和平均徑；“體積 說”采用加權幾何平均徑；而“裂縫說”采用 80%所有通過的方孔篩寬的尺寸來表示。他們采用的粒度都是靠經(jīng)驗確定的[2]。 實際運用中，這三大理論各自僅反映粉碎過程的某一階段，互不矛盾。對于粗粒物料的粉碎過程，“體積說”比較接近于實際；對于細粒物料，“面積說”與實際過程較吻合；“裂縫說”適用于中等粒度的粉碎過程。 (2) 壓層破碎理論 在 20 世紀 80 年代，人們在研究單顆粒破碎時發(fā)現(xiàn)，在空氣中一

13、次破碎的碎片撞擊金屬板時明顯地產(chǎn)生二次破碎，一次破碎的碎片具有的動能占全部破碎能量的 45%。如能充分利用二次破碎能量則可提高破碎效率。也有人指出，較小的持續(xù)負荷比短時間的強大沖擊，更有希望破碎物料。同時在對沖擊力與擠壓力對顆粒層的破碎效果進行研究后得出結論：靜壓粉碎效率為 100%，單次沖擊效率為 35%～40%。為了節(jié)約能量，提高粉碎效率，應多用靜壓粉碎，少用沖擊粉碎。如果使大批脆性物料顆粒受到 50MPa 以上的壓力，就能夠由“料層粉碎”節(jié)約出可觀的能量?；谶@兩個認識形成了層壓破碎理論，與傳統(tǒng)的擠壓破碎理論不同， 傳統(tǒng)的擠壓破碎認為物料的破碎是基于單顆粒發(fā)生在顆粒與襯板之間。層壓破碎認

14、為物料顆粒的破碎不僅發(fā)生在顆粒與襯板之間，同時也大量發(fā)生在顆粒與顆粒之間。其特征是在破碎室的有效破碎段形成高密度的多個顆粒層，將充足的破碎功作用于物料顆粒群，在充分發(fā)揮層壓破碎的同時充分利用了物料破碎過程中所產(chǎn)生的強大碎片飛動能對相鄰物料進行再破碎，獲得極高的破碎率。即便是比較 大的排料口間隙也能大量生產(chǎn)細粒產(chǎn)品。料層物料顆粒之間的相互擠壓，實現(xiàn)了選擇性破碎，使那些強度低的針、片物料在層壓破碎中首先破碎，故能產(chǎn)生顆粒量很高的物料產(chǎn)品(針片狀含量≤15%)。顎式破碎機是在這一理論的指導下應運而生的代表性破碎設備。 (3) 石—石磨碎反應理論 通過物料與物料之間相互撞擊、邊緣剪切和摩

15、擦的聯(lián)合作用實現(xiàn)破碎物料。原物料從機器頂部送入分料斗，借助于控制門和分料擋板使原物料按一定比例通過料斗底部進入高速運轉(zhuǎn)的轉(zhuǎn)子或通過分料斗側面的分料口落入破碎腔。原物料在破碎機的轉(zhuǎn)子內(nèi)被加速到很高的圓周速度，物料顆粒在離心力的作用下通過轉(zhuǎn)子側面出口高速向外飛出，與從分料口落下的物料顆粒發(fā)生非完全彈性碰撞，被擊碎的物料又與破碎腔中其它顆粒反復撞擊、磨碎，在腔內(nèi)形成紊流，越接近破碎腔內(nèi)壁，物料的顆粒越小，速度越低，不久后失去能量的物料便落入成品料斗。在此過程中，破碎腔內(nèi)壁附近始終有一層小顆粒的低速物料，這一層物料又為破碎提供了一層石襯。這樣，在物料破碎過程中只是物料顆粒之間的相互作用，因此被稱為自生

16、性破碎機。 (4) 粒層破碎理論 物料在大作用力情況下，一般為 150~300MPa，其破碎比大，使物料層破碎， 并且還使顆粒內(nèi)部產(chǎn)生大的裂紋，使后續(xù)的磨礦能力大幅度增加，使產(chǎn)品的粒度更容易細化，其代表產(chǎn)品是輥壓破碎機[3]。 1.1.3 破碎機的工作原理 破碎機械雖然類型繁多，但按照施力方法不同，對物料破碎有擠壓、彎曲、沖擊、剪切和研磨等方法。而在破碎機械中，施力情況很復雜，往往是幾種施力同時存在，當然在某一臺破碎機械中也只有一種或二種主要施力。由于物料顆粒的形狀是不規(guī)則的，而且物料的物性不同，所以采用的粉碎方法也不同，利用機械力粉碎物料按施加外力不同有如下幾種方法： (1)

17、壓碎 將物料置于兩塊工作面之間，施加壓力后，物料因壓應力達到其抗壓強度而破碎，這種方法一般使用于破碎大塊物料。 (2) 劈碎 將物料置于一個平面及一個帶尖棱的工作平面之間，當帶尖棱的工作平面對物料擠壓時，物料將沿壓力作用線的方向劈碎。劈裂的原因是由于劈裂平面上的拉應力達到或超過物料拉伸強度極限。物料的拉伸強度極限比抗壓強 度極限小很多。 (3) 折碎 物料受彎曲應力作用而破碎。被破碎物料承受集中載荷作用的兩支點簡支梁或多支點梁。當物料的彎曲應力達到物料的彎曲強度時，即被折斷而破碎。 (4) 沖擊破碎 物料受沖擊力作用而破碎，由于其破碎力是瞬時作用的，其破碎效率高、破碎比大、能量

18、消耗少，沖擊破碎有如下幾種情況： ① 運動的物體對物料的沖擊； ② 高速運動的物料向固定工作面沖擊； ③ 高速運動的物料互相沖擊； ④ 高速運動的工作體向懸空的物料沖擊； (5) 磨碎（研磨） 物料與運動的工作表面之間受一定的壓力和剪切力作用后，其剪切應力達到物料的剪切強度極限時，物料便粉碎或物料彼此之間摩擦時的剪切、磨削作用而使物料破碎。 1.1.4 破碎機分類 按照構造與工作原理的不同，常用的破碎機械有如下幾種類型： (1) 顎式破碎機 是依靠活動顎板作周期性的往復運動，把進入兩顎板間的物料壓碎。 (2) 錘式破碎機 物料受高速回轉(zhuǎn)的錘頭的沖擊和物料本身以高速向固定襯

19、板沖擊而使物料破碎。 (3) 圓錐破碎機（旋回破碎機） 靠內(nèi)錐體的偏心回轉(zhuǎn)，使處在兩錐體間的物料受到彎曲和擠壓而破碎。 (4) 反擊式破碎機 物料受高速運動的板錘的打擊，使物料向反擊板高速撞擊，以及物料之間相互撞擊而破碎。 (5) 輥式破碎機 物料落在兩個相互平行而旋回相反的輥子間（相向轉(zhuǎn)動），物料在輥子表面的摩擦力作用下，被帶入轉(zhuǎn)輥之間，受到輥子的擠壓而破碎。 1.2 論文研究的目的及意義 固體物料經(jīng)過粉碎，顆粒由大變小，物料單位質(zhì)量的表面積增加，可以提高物理作用及化學反應的速度，在固體廢棄物處理過程中，固體廢棄物經(jīng)過粉碎， 可以實現(xiàn)不同物料的彼此解離，同時幾種固體物

20、料的混合，也必須在細粉狀態(tài)下， 才能均勻混合。 粉體材料最重要的質(zhì)量指標之一是粒度和粒度分布，而粒度和粒度分布決定了粉體產(chǎn)品的技術性能和應用范圍。例如，物料的比表面積、化學反應速率、吸附性、堆積性、補強性、在液相介質(zhì)中的沉降速度、溶解性、光學性能、電性、磁性等，這些都與應用范圍有直接關系。而產(chǎn)品的應用領域?qū)ξ锪系牧６燃傲６确植季袊栏竦囊?。而在固體物回收利用過程中，對固體廢棄物進行粉碎也是非常重要的環(huán)節(jié)，粉碎目的如下： (1) 容易使廢物混合均勻，可提高燃燒、熱解等處理過程的效率及穩(wěn)定性； (2) 可防止粗大、鋒利的廢物損壞分選、焚燒、熱解等設備； (3) 可減小容積，降低運輸費用；

21、 (4) 容易通過磁選等方法回收小塊的貴重金屬； (5) 破碎后的固體廢棄物進行填埋處置時，壓實密度高而均勻。 目前，國內(nèi)用于固體廢物的破碎機主要借鑒于礦山機械并依賴進口，如英國MMD 公司、德國克虜伯公司、美國 Terlx 公司的破碎機。這些破碎機價格昂貴、維護成本很高。國內(nèi)同類產(chǎn)品的破碎結構和國外相似，但由于傳動部件強度不如國外產(chǎn)品以及對關鍵部件結構、設計參數(shù)不夠優(yōu)化，破碎能力較低，這就說明自主研發(fā)新的固體廢棄物的破碎產(chǎn)品十分有實用意義，不僅可以填充國內(nèi)市場，甚至還可以走向國外市場。但是，在產(chǎn)品的設計過程中，常規(guī)的設計實驗方法，往往是先通過圖紙設計，然后設計成試驗機實際試驗，得到相應

22、參數(shù)，在對設計進行修改，之后再試驗，進行多次試驗后方能形成成品，這樣將花費大量的人力、物力、財力，而且比較浪費時間。隨著計算機水平的發(fā)展，三維軟件建模設計技術、運動仿真技術和高級仿真的有限元技術的發(fā)展日趨成熟，本設計將使用三維軟件對實際產(chǎn)品進行優(yōu)化設計分析，然后再實際加工出產(chǎn)品，再進行實際試驗， 這樣實際與計算機的結合，可以大大降低人力、物力、財力和時間。本文通過分析破碎機在傳動過程中的運動機構，利用 Unigraphics(UG NX)運動仿真，分析在傳動過程中，輥子的干涉情況和所受載荷的傳遞狀況，從而為輥式破碎機傳動設計進行優(yōu)化設計；同時利用 UG NX 高級仿真有限元分析功能對其核心元件

23、—— 齒輥盤進行受力分析，對齒盤受力和變形較大的部位進行加固，提高其工作時的穩(wěn)定性和使用壽命，降低整體經(jīng)濟成本。 1.3 論文有限元分析方法 許多工程問題，如固體力學中的位移場和應力場分析、電磁學中的電磁場分析、振動特性分析、傳熱學中的溫度場分析、流體力學中的流場分析等，都可歸結為在給定邊界條件下求解其控制方程（常微分方程或偏微分方程）的問題，但能用解析方法求出精確解的只有方程性質(zhì)比較簡單，且?guī)缀芜吔缦喈斠?guī)則的少數(shù)問題。對于大多數(shù)的工程技術問題，由于物體的幾何形狀較復雜或者問題的某些特征是非線性的，則很少有解析解。這類問題的解決通常有兩種途徑：一是引入簡化假設，將方程和邊界條件

24、簡化為能夠處理的問題，從而得到它在簡化狀態(tài)的解。這種方法只在有限的情況下是可行的，因為過多的簡化將可能導致不正確的甚至錯誤的解。二是人們在廣泛吸收現(xiàn)代數(shù)學、力學理論的基礎上，借助于現(xiàn)代科學技術的產(chǎn)物——計算機來獲得滿足工程要求的數(shù)值解，這就是數(shù)值模擬技術， 數(shù)值模擬技術是現(xiàn)代工程學形成和發(fā)展的重要推動力之一。 目前在工程技術領域內(nèi)常用的數(shù)值模擬方法有：有限單元法、邊界元法、離散單元法和有限差分法，但就其實用性和應用的廣泛性而言，主要還是有限單元法。有限單元法的基本思想是將問題的求解域劃分為一系列單元，單元之間僅靠節(jié)點連接。單元內(nèi)部點的待求量可由單元節(jié)點通過選定的函數(shù)關系插值求得。由于單元形狀

25、簡單，易于由平衡關系或能量關系建立節(jié)點量之間方程式，然后將各個單元方程“組集”在一起而形成總體代數(shù)方程組，計入邊界條件后即可對方程組求解，單元劃分越細，計算結果就越精確。 有限單元法的基本思想早在 40 年代初期就有人提出。“有限單元法”這一名 稱是 1960 年美國的克拉夫(Cluohg.R.w)在一篇題為“平面應力分析的有限單元法” 論文中首先使用的。40 多年來，有限單元法的應用已經(jīng)從彈性力學平面問題擴展到空間問題、板殼問題，由靜力平衡問題擴展到穩(wěn)定性問題、動力問題和波動問題，分析的對象從彈性材料擴展到塑性、粘彈性、粘塑性和復合材料等，從固體力學擴展到流體力學、傳熱學、電磁學等領域。

26、 數(shù)值模擬技術通過計算機程序在工程中得到廣泛應用。到 80 年代初期，國際上較大型的面向工程的有限元通用程序達到幾百種，其中著名的有：ANSYS、NASTARN、ASAK、ADINA、ASP 等。它們多采用 FORTRAN 語言編寫，規(guī)模達幾萬條甚至幾十萬條語句，其功能越來越完善，不僅包含多種條件下的有限元分析程序而且?guī)в泄δ軓姶蟮那疤幚砗秃筇幚沓绦?。由于有限元通用程序使用? 便、計算精確高，其計算結果己成為各類工業(yè)產(chǎn)品設計和性能分析的可靠依據(jù)。以 ANSYS 為代表的工程數(shù)值模擬軟件，即有限元分析軟件，不斷吸取計算方法和計算機技術的最新進展，將有限元分析、計算機圖形學和優(yōu)化技術相

27、結合，己成為解決現(xiàn)代工程學問題必不可少的有力工具。 根據(jù)輥式破碎機幾何結構、約束和載荷的特點，本文研究中采用有限單元法對其進行分析。 1.4 對輥式破碎機的研究情況 輥式破碎機的施力方式以剪切與擠壓為主，適用于纖維物質(zhì)和韌性物質(zhì)的破碎。一般分為光輥破碎機和齒輥破碎機，光輥破碎機的輥子表面光滑，主要作用為擠壓與研磨，可用于硬度較大的固體廢物的中碎與細碎，齒輥破碎機輥子表面有破碎齒牙，使其主要作用為劈裂，主要用于脆性大或塑性較大的廢物。輥式破碎機的工作過程是：旋轉(zhuǎn)的工作轉(zhuǎn)輥借助摩擦力將給到其上的物料塊帶入破碎腔內(nèi)，使之受到擠壓和磨削作用（有時還兼有劈碎和剪切作用）而破碎，最后由轉(zhuǎn)輥帶出破

28、碎腔成為破碎產(chǎn)品排出。 輥式破碎機也是出現(xiàn)較早的破碎機構，它發(fā)展較成熟，結構相對簡單，過粉碎現(xiàn)象較少、工作可靠；輥面上的齒形、 尺寸、排列可按物料性質(zhì)進行設計，適應性強。因此，只要將它進行局部改進，在很多部門仍然可以進行廣泛的使用。目前，在國內(nèi)比較有影響的輥式破碎機是英國采礦機械開發(fā)公司（MMD）的齒輥破碎機，其特點是齒形大，齒間距、齒數(shù)和齒形可按粒度要求改變，有多種齒形供不同破碎要求選用，結構見圖 1-1。濕粘物 料通過不受影響，有濕粘物料時只要反轉(zhuǎn)一 圖 1-1 MMD 輥式破碎機 下就可排除。破碎作用借助于剪切和拉力，給料中的合格粒級可以不經(jīng)破碎而排出，它可破碎最大強度為 420

29、MPa的物料，因此可用于金屬礦石破碎。破碎力由機架承受，基礎只承受重力。設備很矮，例如，生產(chǎn)能力為 4000t/h的MMD1150 型破碎機高度也只有大約 1.5m[4]。我們可以借鑒MMD公司齒輥破碎機的相關設 計參數(shù)，設計研發(fā)新型的齒輥破碎機，并利用現(xiàn)有的一些計算機設計技術，對自行研究的破碎機進行虛擬試驗，通過運動機構傳動原理的分析，并模擬它的實際運動中的運動負載情況，對破碎機的傳動機構進行優(yōu)化設計；并使用有限元分析軟件對其核心部件——齒輥盤，分析它的實際載荷，對它進行有限元分析，對輥子進行工作時受力較大的地方進行加固，應力集中的地方進行處理，為實際生產(chǎn)提供依據(jù)，提高工作穩(wěn)定性和

30、壽命，降低經(jīng)濟成本。 1.5 本文研究的主要內(nèi)容 （1） 查閱輥式破碎機相關資料，了解它的結構原理，對固體廢物破碎機進行結構設計和相關參數(shù)計算； （2） 使用三維軟件 UG NX 建立出固體廢棄物破碎機的虛擬機； （3） 用 UG 軟件的運動仿真功能模擬破碎機在實際工作中的運動狀態(tài)，分析其運動狀態(tài)，并導出其運動狀態(tài)報告； （4） 運用 UG 高級仿真功能分析破碎輥齒輥盤的應力情況； 其基本步驟如下流程如圖 1-2 所示： 固體廢棄物破碎機的優(yōu)化與設計 破碎機結構設計與計算 輥式破碎機虛擬樣機的建模 對輥的運動仿真分析 齒輥盤有限元分析 圖 1-2 破碎機流

31、程圖 第二章 破碎機的設計原理 2.1 動力源的選擇 一般破碎設備常用動力源主要是交流異步電動機，也有一些特殊用途的破碎設備采用液壓馬達驅(qū)動，見圖 2-1。對于固體廢棄物韌性較強物料的破碎，如果從工業(yè)應用實踐角度應采用液壓馬達驅(qū)動方式。采用液壓馬達傳動的主要優(yōu)點有： 第一、慣性小、響應速度快：第二、低速液壓馬達的低速穩(wěn)定性比電機好很多， 動力也更強勁；第三、質(zhì)量輕、體積??；第四、應用液壓傳動可簡化機器設備的電器控制系統(tǒng)。但是液壓馬達驅(qū)動需要配備相應的液壓站，有系統(tǒng)復雜，環(huán)節(jié)多， 造價高的缺點，尤其對于小功率需求時更為明顯。因本設計設備主要目的是試驗室設備，使用工況簡單、處

32、理能力要求小、所需功率小，所以完全可采用三相異步電動機作為動力源，從而降低造價，減少了設備的復雜程度。 （a）液壓馬達驅(qū)動 （b）三相異步電動機驅(qū)動圖 2-1 固體廢棄物破碎機的不同驅(qū)動方式 2.2 整體設計 本文研究的固體廢棄物破碎機主要由電動機、傳動減速系統(tǒng)、工作輥子等部分組成。整機采用雙輥式結構，電動機的動力經(jīng)過十字滑塊聯(lián)軸器傳遞到擺線針輪減速機，減速后再通過聯(lián)軸器將動力傳遞給主動破碎輥，通過齒輪傳動，主動輥將動力傳遞到從動破碎輥，兩輥相向轉(zhuǎn)動，通過破碎齒相互嚙合實現(xiàn)對物料的破碎，其中從動輥與主動輥的結構完全相同，其表面均設計有沿

33、軸線形成螺旋分布的破碎齒；破碎機配有變頻調(diào)速器，用于調(diào)整輥子轉(zhuǎn)速，其示意圖如圖 2-2： 圖 2-2 破碎機的結構簡圖 1. 電機 2.行星減速器 3.聯(lián)軸器 4.軸承 5.破碎部件 6.齒輪 2.3 破碎輥的設計 2.3.1 對輥剪切式破碎機的受力分析與輥直徑的確定 對輥式破碎機的被動輥與主動輥的破碎齒互相嚙合作相向運動，破碎齒只有齒側有刀刃，利用相鄰破碎齒的齒側側刃對物料進行剪切，破碎物料成條形，將條形物料再次橫向給入破碎機，將塊物切碎。破碎過程分為兩個階段：一是物料下落與輥子接觸，在重力與摩擦力的作用下進入破碎腔；二是物料在

34、破碎腔中剪切破碎。 其中輥子的直徑f 與給料粒度b 、排料口的寬度e 、物料與輥面之間的摩擦系 數(shù) f 、以及齒面類型等因數(shù)有關，對于光面輥子，其理論公式可以推導如下： 輥子的直徑f 與給料粒度b 之間的關系，主要取決于鉗角 與摩擦角m0 ?；? 摩擦系數(shù) f 之間的關系（見圖 2-3）。設給料為球形，通過物料與輥子作切線，兩 條切線之間出夾角為 （鉗角）。輥子在物料上的正壓力為 F 以及由它所引起的 摩擦力 fF 。而料塊的重大G 較之作用力小得多，故可忽略不計。 圖 2-3 輥式破碎機的鉗角 將 F 和 fF 分解為水平分力和垂直分力，只有

35、在下列條件下，物料不至于在輥面上打滑，而被兩個相向運動的輥子卷入破碎腔： 2F sin(a 2 a ) 2 fF cos(a ) 2 m0 （2-1） 式中： tan( ) f 2  tan( ) 2 （2-2） 0 0 m ：摩擦角，通常m ≈16040＇，f≈0.3， ≈33020＇ 由直角三角形關系得： cos a = ?f / 2 + e / 2 （2-3） 2 f / 2 + e / 2 + b / 2 cos(a / 2) 由于e <

36、 f = b （2-4） 1 - cos(a / 2) ≈33020＇代入，得出： f b = 2 （2-5） 式中： － 嚙合角，為物料與輥子接觸點切線的夾角； m0 － 摩擦角； f － 輥子的內(nèi)圓直徑，mm； e － 輥間距，mm。 與顎式破碎機一樣，為了能鉗住物料進行破碎，要求輥式破碎機有一定的鉗角。物料與兩輥子接觸點的切線夾角 稱為輥式破碎機的鉗角，見圖 2-3。鉗角的極限值可以從輥子直徑運算中得出a 2m0 ，即鉗角應小于或等于物料與輥子之間的摩擦角的 2 倍。 對干硬物料（如石灰石、砂巖等）在金屬表面上的摩擦系數(shù) f = 0.3 ；

37、濕軟物 料（粘土等） f = 0.45 。與此相應的最大鉗角分別為33o 20 和48o 40 ，實際上采用 的鉗角要小些。 對于f / d 的比值由輥式破碎機的破碎比來求得。 因為輥式破碎機的破碎比一般為i = 4 ，故e / b = 0.25 。并將前述的極限值代入式（2-5）可得： cos a - a f ?2 2 b 1 - cos a 2  （2-6） 對于干硬物料f b = 17 ；對于濕軟物料f b = 7.5 。實際上，為了使破碎機可靠地 進行工作， f 的數(shù)值還必須大 20%～25%，此時輥子直徑要比物料尺寸大 9

38、~22 b 倍。 根據(jù)上述計算得出輥子直徑與物料直徑為：對破碎干、脆性物料時，光面輥 f = 20 ~ 21 ；齒面輥f b b = 1.5 ~ 6 ；槽面輥f b = 10 ~ 12 [5]。 又可知： f b = 2 （1.5～6），故可行。 圖 2-4 表示為物料在破碎腔中被破碎的過程，破碎輥對物料作用力 F 形成一對剪切力，當該剪切力大于廢舊電路的破碎極限時，物料被破碎，摩擦力 fF 推動物料向下運動。物料從破碎腔中排出，達到破碎效果。 圖 2-4 剪切破碎機破碎過程 2.3.2 轉(zhuǎn)速的確定 由生產(chǎn)

39、能力的計算公式可以得出，提高輥子的轉(zhuǎn)速，可提高生產(chǎn)能力。但是在實際生產(chǎn)中，轉(zhuǎn)速的提高有一定的限度，超過此限度，落在轉(zhuǎn)輥上的料塊在較大的離心慣性力的作用下，就不易鉗進轉(zhuǎn)輥之間。這時，生產(chǎn)能力不但沒有提高， 反而引起電耗增加，輥子表面的磨損及機械振動增大。根據(jù)物料在輥子上的離心慣性力與各作用力的平衡條件，可得出當破碎比i 4 時，光面輥式破碎機的極限轉(zhuǎn)速為： nmax  = 616  f rbf （r/min） （2-7） 取破碎比i = 4 ，摩擦系數(shù) f = 0.3 ，物料的密度 r 2.4 103 kg / m3 f r

40、bf 式中： nmax = 616 = 162.33r / min ——物料的密度， kg / cm3 ； b ——破碎機的物料直徑， cm ； f ——輥子直徑， cm ； 光面輥子取上限值，槽面與齒面輥子則取下限值，輥子的合理轉(zhuǎn)速一般通過實驗確定。目前使用的輥式破碎機，輥子的圓周速度在0.5 ~ 3 m / s 之間，對于硬質(zhì)物料，取1 ~ 2 m / s ；對于軟質(zhì)物料可達6 ~ 7 m / s [6]。 v = 2prn / 60 = 2.55m / s 在0.5 ~ 3 m / s 之間，故可行。 又實際轉(zhuǎn)速： n = (0.4 ~ 0.7)

41、nmax = 0.5nmax 所以： n = 81.16r / min 2.3.3 生產(chǎn)能力的計算 式中： Q = 188K s L1ejrs (t / h) （2-8） L1 ——輥子有效長度，m。對光面輥子 L1 = L(L為輥長) ；對齒面或槽面輥， 當e 值取破碎機的齒輥間距時，L1 = (0.5 ~ 0.6)L ；當e 值取破碎產(chǎn)品的最大粒度時， L1 = L ； e ——工作時排料口寬度，m。對堅硬物料，e 值為空載時兩輥間距的1.5 ~ 2 倍，一般情況， e 值可近似取產(chǎn)品的最大粒度（即e = bmax ）； Ks ——松散系數(shù)，

42、對中硬物料，破碎比i = 4 ，進料粒度為破碎機最大進料粒度的80% ~ 100% 時， Ks 取0.25 ~ 0.4 ； i 小時， Ks 最大可取0.8；對于煤、焦炭或潮濕粘性物料， Ks 取0.4 ~ 0.75 由此：取 Ks = 0.3 ， L1 = L = 1.2m ； e = 0.075 ； f = 0.6m ； n = 81.16r / min ； r 2.4 103 kg / m3 ； 代入得： Q = 188K s L1ejr s = 593.234(t / h) （2-9） 所以，破碎機的實際生產(chǎn)能力為 590 (t / h)

43、 表2-1 對輥式破碎機的主要性能參數(shù) 主要項目 對輥破碎機 單位 齒輥直徑齒輥長度齒輥轉(zhuǎn)速 最大給料粒度排料粒度 處理能力 電源電壓 頻率 電動機功率 電動機滿載轉(zhuǎn)速變頻調(diào)速器型號 擺線針輪減速機型號 外形尺寸(長寬高) 600 1200 無級調(diào)速（2.1~21.4） 300100050 5025（兩次破碎） 590 380V 50Hz 7.5 1440 LG SV037/G5-4 XWD-3-5-71 25031005862 mm mm rpm mm mm t/h V Hz kW rpm - - mm 2.4 破碎齒齒頂刃的螺

44、旋布置 雙輥破碎機破碎齒的齒頂刃沿齒輥母線呈螺旋分布[7]，如圖 2-5 所示，螺旋布置的破碎齒在對物料進行破碎時主要有以下幾個優(yōu)點：第一：均布載荷，螺旋布置的齒不是同時接觸物料而是按照螺旋角依次切入物料，可以使破碎扭矩均勻地作用于被破碎物料，不會有時形成瞬時高載荷、切不動，有時又沒有載荷的不均勻現(xiàn)象，均勻的載荷既可以充分提高電動機的效率降低裝機功率，又可避免軸承、軸等承載部件承受因載荷不均勻產(chǎn)生的交變載荷，極大地提高其使用壽命； 第二：有利于嚙入物料，如圖 2-5 中齒Ⅰ-Ⅲ所示，當齒Ⅰ抓住塊狀的固體廢棄物后，向下旋轉(zhuǎn)將整個塊狀固體廢棄物向下扯入破碎腔，緊接著齒Ⅱ、齒Ⅲ依次連續(xù)的將固體

45、廢棄物帶入腔體進行破碎，而當一個螺旋的齒還未結束對固體廢棄物 2 1 3 Ⅲ Ⅱ Ⅰ Ⅰ Ⅱ 的扯拉，后一個螺旋又開始拉扯，這樣周而復始直到將整塊固體廢棄物破碎為止， 只要固體廢棄物被咬入便一直受到連續(xù)的破碎齒的向下牽拉的力，直到破碎完為止；第三：篩分破碎，對于破碎混合粒度的物料，破碎齒螺旋布置在齒輥上，兩輥相對運動如旋轉(zhuǎn)的格篩，小于產(chǎn)品粒度的物料直接通過，只對大塊物料進行破碎，從而避免了進入破碎機的物料攙雜破碎的缺陷，既有利于提高設備處理能力， 又可減小因混雜破碎而產(chǎn)生的過粉碎和多余功耗。 圖 2-5 對固體廢棄物剪切破碎的照片 2.5 破碎機片狀固體廢

46、棄物破碎中的受力分析 可以把片狀固體廢棄物的受力看作是薄板的受力問題，通常作用于薄板上的總載荷可分解成兩種，一種在中面之內(nèi)，另一種垂直于中面。如圖 2-6(a)所示， 平分厚度 h 的平面稱為薄板的中間平面，簡稱為中面。中面內(nèi)的載荷所對應的應力和變形，可按彈性力學中的平面應力問題求解。而垂直于中面的載荷將引起薄板的變形。對于在對輥式破碎機中破碎的板，可以分兩個階段進行考慮。板在對齒盤作用下沒有發(fā)生斷裂時，可以用薄板彎曲理論進行分析，這可看作是第一階段。當板在對齒盤作用下產(chǎn)生裂紋并發(fā)生斷裂時，可以用薄板斷裂理論進行分析。 對輥式破碎機在工作時，取出板的一部分進行分析，取出的部分如圖 2-

47、6(b) 所示，假設矩形 OABCHEFG 為被破碎的薄板板單元，邊（1）為由于齒頂刃的向 下作用 q1，在薄板單元上形成的斷裂邊，邊（2）、（3）是由一個輥上一個齒上的兩面的齒側刃與另一輥對應兩齒齒側刃相互剪切形成的剪切邊，對應的力為q2(y， t)和 q3(y，t)。先進行第一階段的分析，即薄板在沒有發(fā)生斷裂時的彎曲問題。由圖 2-7(b)可知該部分薄板受三部分載荷作用，即，q1，q2(y，t)，q3(y，t)，且都垂直于中面，因此符合薄板彎曲問題。對于第二階段，應運用斷裂力學的知識進行分析，這個過程是對輥破碎的關鍵。由對輥式破碎機的構造可知，由于 GF 上作用的是齒頂刃對板的

48、推力，而 OC 邊，AB 邊作用的是齒邊對板的支撐，因此， 當對齒盤開始滾動并經(jīng)過一定的時間，在 GF 與 HG 交點處的附近會產(chǎn)生裂紋， 同理在 GF 與 EF 交點處的附近也會產(chǎn)生裂紋。由圖 2-7(b)板單元的受力情況可知， 在外載荷的作用下，這些裂紋將分別沿 GO，GF 和 FE 擴展，最終將使這塊薄板單元在面(1)，(2)，(3)處發(fā)生斷裂。 y h x q1 y G z (2) C Z  (1)  F B (3) （a）薄板模型 q2(y,t) H E 中面 O A (b) 單元受力分

49、  q3(y,t) x 圖 2-6 薄板在破碎機中剪切破碎單元的受力分析圖 2.6 破碎齒材質(zhì)的選擇與加工工藝的研究 破碎齒材質(zhì)的選擇是整個破碎機設計、制造最為關鍵的部分，材質(zhì)及其加工工藝選擇正確與否直接決定整個設備能否正常工作，固體廢棄物從纖維、塑料到銅、金等組分的復雜性也對刀具提出了更高的要求。刀具材質(zhì)的選擇應主要考慮兩方面的因素：首先是要有很好的可加工性，因為剪切破碎要求刀具的破碎刃間有很小的間隙和旋轉(zhuǎn)精度，要求破碎齒片具有很好的幾何精度，要滿足這些精度的要求無疑要求材質(zhì)有很好的機加工性能。另外一個要考慮的因素是刀具尤其是 其破碎刃要同時具備足

50、夠硬度與韌性，以滿足韌性材料和鐵、銅等金屬成分的剪切破碎要求[8]。 目前工業(yè)廣泛應用的各類破碎設備中，絕大部分是對礦石、煤炭、非金屬礦等脆性、半脆性物料的破碎，且破碎對象組分也相對單一，破碎方式主要是剪切、擠壓、牽拉等綜合作用、這些設備的破碎部件主要使用高錳鋼、耐磨中合金鋼等， 突出考慮的問題是耐磨性。本設計針對城市固體廢棄物的硬度、強度、韌性等都應滿足剪切破碎固體廢棄物基材及各種金屬的目的，刀具的受力狀態(tài)和工作原理完全不同于傳統(tǒng)的破碎過程，破碎方式主要是純剪切、彎曲和牽拉，而且從實踐上沒有任何的經(jīng)驗可以借鑒，國內(nèi)外的相關文獻也未見到相關報道。在其它行業(yè)中，加工對象中含有金屬成分的有機加工

51、行業(yè)的車床刀具和處理廢鋼鐵的剪切機、剪板機等設備，切削刀具主要使用的工具鋼，本研究借鑒其相關材質(zhì)和處理工藝進行設計、使用。 2.7 工具鋼的種類與適用范圍 工具鋼具有良好的強度、韌性、硬度、耐磨性和回火穩(wěn)定性等性能。主要用于制造各種切削刀具、切削工具、模具、量具和其他耐磨工具。一般分為碳素工具鋼合金工具鋼和高速工具鋼三類。 碳素工具鋼是高碳過共析、共析或亞共析鋼，含碳量范圍為 0.7%~1.3%(質(zhì)量分數(shù))。其性能除了與冶煉、熱塑性變形工藝有關外，主要取決于碳含量，碳是碳素工具鋼的主要強化元素。這類鋼經(jīng)熱處理后具有較高的硬度和耐磨性，但紅硬性差、淬透性低，主要用于制造一般切削速度，且

52、加工硬度和強度不太高的材料的工具，以及形狀簡單、精度要求較低的量具、模具等。 合金工具鋼為中、高碳合金鋼，用于制造截面較大、形狀特殊，而且較復雜的量具、刃具、耐沖擊工具和冷熱作模具及一些特殊用途的工具。這類鋼碳含量較高，并含有多種強化合金元素，如鉻，鉬，鎢，釩等，具有高的硬度、一定的韌性、良好的耐磨性、紅硬性、一定的耐沖擊性，以及良好的淬透性、組織穩(wěn)定性、較小的熱處理變形等性能。 氏體型的鋼種。高速工具鋼有高強硬性、硬度和耐磨性，在較高溫度（不大于 600℃）下能保持良好的切削性能，用于制造高效率切削刀具，如銑刀、鉸刀、拉刀、插齒刀及鉆頭等，也用于鐵冷模具、高溫彈簧及高溫軸承等[9]。

53、 在固體廢棄物破碎機中一般要求破碎齒輥盤有較高的硬度和耐沖擊性，而且破碎機齒盤主要受到的是剪切力，它對物料的破碎也主要是切削作用，所以采用合金工具鋼為齒輥盤的制造材料，并對它的應力集中的地方采用堆焊耐磨材料和一些特殊的處理方法，來保證破碎機的重要部件的使用壽命。 第三章 破碎機虛擬樣機的設計計算與建模 3.1 Unigraphics（UG）三維軟件基本概述 此次建模所用的是美國 EDS 公司推出的集 CAD/CAM/CAE 于一體的軟件系統(tǒng)。其功能從概念設計、功能工程、工程分析、加工制造到產(chǎn)品發(fā)布，覆蓋了產(chǎn)品開發(fā)生產(chǎn)的整個過程，并在航天、汽車、通用機械、工業(yè)設備、醫(yī)

54、療器械，以及其它高科技應用領域的機械設計和模具技工自動化方面得到了廣泛的應用。 UG提供了強大的實體建模功能，有高效的曲線建構能力，能完成復雜的實體設計。而且，它的裝配功能、平面工程圖輸出功能、模具加工功能，以及與PDM 之間的緊密結合[10]，使得其在工業(yè)界成為一套無可匹敵的高級CAD/CAM/CAE系統(tǒng)。其主要功能有： （1） 產(chǎn)品設計（CAD）功能 使用 UG 的建模模塊、裝配模塊和制圖模塊，可以方便地建立各種結構復雜的三維參數(shù)化實體裝配模型和部件詳細模型，并自動生成用于加工的平面工程圖紙。此項功能使得該軟件可以很好的應用于各行業(yè)各種類型的產(chǎn)品設計，并支持產(chǎn)品外觀造型設計，所設計的

55、產(chǎn)品模型可模仿制造樣機的過程。并且能夠進行虛擬裝配和各種分析，節(jié)約了設計的成本和周期。 （2） 特性分析功能 使用 UG 的有限元分析模塊（Nastran 模塊），可以對零件模型或是重要部件進行受力分析、受熱分析和模態(tài)分析等，從而可以為實際加工提供相關的設計加工依據(jù)。此功能在本文作齒輥盤有限元分析時在做重點說明。 （3） 數(shù)控加工功能 使用 UG 的加工模塊，可以自動產(chǎn)生數(shù)控機床能接受的數(shù)控加工指令。 （4） 運動分析功能 使用 UG 的運動分析模塊，可以對產(chǎn)品的實際運動情況和干涉情況進行分析。具體應用將在下文有詳細介紹。 （5） 產(chǎn)品發(fā)布功能 UG 的造型模塊，可以將產(chǎn)品模型

56、用真實感和藝術感很強的圖片導出，并可制作動畫，直接在 Internet 上發(fā)布。 3.2 樣機的相關設計計算 3.2.1 軸功率的計算 當破碎硬物時，需用功率為 P0 = 0.0514KLjn(KW )  （3-1） 式中： K ——系數(shù)， K = 0.6i + 0.15 ； i ——破碎比， i = 4 ； z c 查書機械設計手冊[11]，可得軸承的傳動效率h 、齒輪的傳動效率h 、聯(lián)軸器的傳動效率hl 和行星減速器的傳動效率h x 分別為： 所以： h z = 0.98 ，hc = 0.97 ，hl = 0.99 ，h x

57、 = 0.92 P0 = 2.55 0.0415 1.2 0.6 81.16 = 6.2(kW ) （3-2） 所需的總功率 Pd 為： Pd = P0 /h zhch zhlh x = 7.31(kkW ) （3-3） 選擇電機：查機械設計手冊[11]有： 選Y132-4型號的三項異步電動機，相關參數(shù)如表3-1： 表3-1 Y132-4型號電動機參數(shù) 項目 功率/kW 滿載轉(zhuǎn)速/(r/min) 堵轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩 最大轉(zhuǎn)矩 Y132-4 7.5 1440 2.2 2.2 所以額定功率 Ped 傳動比的分配： 

58、= 7.5 大于實際功率 Pd ，可選用。 取行星減速器的傳動比ix = 12 （11~87） 齒輪的傳動比ic ： ic = 120 = 1.48 （ i 81.16 c  5.6 ） （3-4） 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)： 電機軸 P1 、主動軸 P2 、從動軸 P3 P1 = Pd = 7.31kw n1 = 1440r / min P = Ph h h = 6.52kw n = n1 = 120r / min i 2 1 x l z 2 i x P = P h h 

59、= 6.20kw n = n2 = 81.08r / min 3 因為軸力矩： 2 c z 3 c 所以： T = 9550 P n （3-5） 1 T = 9550 P1 n1 T = 9550 P2 2 n  = 48.46N m = 518.88N m 2 T = 9550 P3 3 n  = 730.27N m 3 3.2.2 傳動部件的設計 3 kT1 m + 1 jdr HP m 齒輪選用45#鋼，按接觸強度設計： d1 753 

60、 (mm)  （3-6） m = ic = 1.48 n2 = 120r / min P2 = 6.52kw T2 = 518.88N m 查機械設計手冊[11]，得齒輪調(diào)質(zhì)處理后的硬度 HBS 為229 ~ 286 ， 故可?。?HBS1 = 240 HBS 2 = 240 F lim 查機械設計手冊[11]，可得齒根的彎曲疲勞極限s ： s F lim1 = 220Mpa s F lim 2 = 220Mpa H lim 查機械設計手冊[11]有齒面的接觸疲勞極限s ： s H lim1 = 220M

61、pa 由齒面許用接觸應力： s H lim 2 = 220Mpa 式中： s HP = s H lim s H min  ZN Zw  （3-7） s H lim ——實驗齒輪的接觸疲勞極限； SH min ——接觸強度的最小安全系數(shù)，一般傳動取SH min = 1.0 ~ 1.2 ，重要傳動取SH min = 1.3 ~ 1.6 ，由于破碎機為一般傳動，故取SH min = 1.2 ； Z N —— 接觸疲勞強度計算的壽命系數(shù)，一般為ZN = 1 ，當考慮齒輪只要求 有限壽命時，接觸疲勞許用應力可以提高的系數(shù)，查機械設計手冊

62、 N [11]，取Z = 1.2 ； ZW 故有： —— 工作硬化系數(shù)，它是用以考慮經(jīng)磨齒的應齒面小齒輪與調(diào)質(zhì)鋼大齒輪相嚙合時，對大齒輪齒面產(chǎn)生冷作化的作用，從而使大齒輪的 H lim W s 得到提高的系數(shù)，大齒輪的Z 有查機械設計手冊[11]，當兩齒 均為硬齒面或軟齒面時， Zw = 1.0 ，故取Zw = 1.0 ； s HP1 = s H lim1 Z N s H min  ZW  = 491.67Mpa s HP 2 = s H lim1 Z N s H min 

63、ZW  = 491.67Mpa 由：s Hp = min{s HP1 ,s HP 2 } = 491.67Mpa 許用彎曲應力s FP ： s FP = s F limYST SF min  YN  （3-8） 式中： SF min ——彎曲強度的最小安全系數(shù)。一般傳動取SF min = 1.3 ~ 1.5 ；重要傳動取SF min = 1.6 ~ 3.0 ；本設計為一般傳動，取SF min = 1.4 ； YST —— 實驗齒輪的盈利修正系數(shù)，取YST = 2 ； YN —— 彎曲疲勞強度計算的壽命系數(shù)，一般取YN

64、= 1 ； 故可得： s FP1 = s Flin1 YST SF min  YN  = 314.29Mpa s FP 2 = s Flin 2 YST SF min  YN  = 314.29Mpa 查機械設計手冊[11]，可得： K = KA KV K b Ka 式中： K ——載荷系數(shù)，； K A ——使用系數(shù)，取 K A = 1.0 ； KV ——動載系數(shù)，取 KV = 1.1； K b ——齒向載荷分布系數(shù)，取 K b Ka ——齒間載荷分配系數(shù)，取 Ka = 1.1；

65、 = 1.2 。 K = KA KV K b Ka K = 1.5 = 1.0 1.11.11.2 一般情況齒寬系數(shù)y d 3 KT1 m + 1 jdr HP m d1 753 d1 = 460mm = 1.1 ，則： (1) 假設 Z1 = 92 (2) 初定 b = 8o 則 Z 2 = Z1ic = 1.48 92 = 136.16 i = 1440 = 1.48 ； c 81.16 取Z 2 = 137 ； (3) 法向模數(shù)mn = d1 cos b Z1

66、  = 4.95  取標準mn  = 5 mm； (4) 中心距a = d1 + d 2 2 = mn (Z1 + Z 2 ) = 578.13 2 cos b  取圓整為： a = 580 mm； (5) 反算b ： b = ar cos mn (Z1 + Z 2 ) = 9.22o 2a  在8o ~ 20o 的范圍內(nèi)； (6) 分度圓d1 = mt1 Z1 = mn Z1 cos b = 466.02 mm； 齒頂圓da1 = d1 + 2mn = 476.02 mm 齒根圓d f 1 = d1 - 2.5mn = 453.52 mm 同理可得： d 2 = 693.96 mm (7) 齒輪寬b2 = 110 mm da 2 = 703.96 mm d f 2 = 681.46 mm 便于裝配?。?b1 = b2 + (2