【溫馨提示】壓縮包內含CAD圖有下方大圖片預覽，下拉即可直觀呈現(xiàn)眼前查看、盡收眼底縱觀。打包內容里dwg后綴的文件為CAD圖，可編輯，無水印，高清圖，壓縮包內文檔可直接點開預覽，需要原稿請自助充值下載，所見才能所得，請見壓縮包內的文件及下方預覽，請細心查看有疑問可以咨詢QQ：11970985或197216396
壓縮包內含有CAD圖紙和說明書,咨詢Q 197216396 或 11970985
摘要
我這次設計的題目是8T破碎機，在我國現(xiàn)在的原煤生產中主要有顎式破碎機、錘式破碎機、球磨機、籠式破碎機、對輥機和輪碾機等幾種。與這些破碎機相比較，我么可以發(fā)現(xiàn)齒輥破碎機有很多不可逾越的優(yōu)勢。
設計開始對工作需要的工作量進行分析，此設計破碎機的設計主要用于中碎。
本次設計用了一個電機拖動的方式，使用帶傳動傳遞動力，大帶輪和一個單級減速器輸入軸相互連接。減速器的輸出軸與主動齒的輥軸相互連接，使用齒輪傳動傳遞扭矩，傳遞到從動齒輥軸。
這次設計包括一個單級減速器設計、帶傳動設計、一對同步齒輪設計和齒輥盤及齒輥軸的設計。本次設計對傳統(tǒng)齒輥破碎機進行了一些優(yōu)化改進。這次設計加裝了一個彈簧退讓保險裝置，防止大型的物料進入破碎機造成破碎機的損壞，很好的保護了裝置。
關鍵詞 雙齒輥破碎機：彈簧退卻裝置 ；帶傳動
ABSTRACT
The title of my design is 8T crusher. In the current production of raw coal in China, there are jaw crusher, hammer crusher, ball mill, cage crusher, roller machine and roller mill. Compared with these crushers, we can find that the toothed roll crusher has many insurmountable advantages.
The design begins with an analysis of the workload required. The design of the crusher is mainly used for medium crushing.
This design uses a motor drive mode, using belt transmission power, large pulley and a single stage reducer input shaft interconnected. The output shaft of the reducer is connected with the roller shaft of the driving gear, and the gear transmission is used to transmit the torque to the driven tooth roller shaft.
The design includes a single stage reducer design, belt drive design, a pair of synchronous gear design and gear roller and gear roller shaft design. This design has carried on some optimized improvement to the traditional toothed roll crusher. This design has installed a spring back insurance device to prevent large materials from entering the crusher and cause damage to the crusher.
Key words: Double teeth roll crusher Single stage reducer Spring retreat device
目 錄
1 緒論 1
1.1開題背景 1
1.2齒輥式破碎機的發(fā)展 1
1.2.1國內齒輥破碎機的發(fā)展 1
1.2.2國外的齒輥式破碎機 2
1.3雙齒輥破碎機的工作原理分析以及存在的問題和改進 4
1.3.1工作原理 4
1.3.2雙齒輥破碎機的問題研究 4
1.3.4設計的主要內容介紹 4
2 總體設計 5
2.1設計方案 5
2.2確定各項工作參數(shù) 5
2.2.1破碎機參數(shù)確定 5
2.2.2其它參數(shù)確定 6
2.3傳動和減速系統(tǒng)的確定 8
2.3.1總傳動比及傳動比分配 8
2.3.2計算傳動裝置各個運動參數(shù) 8
3 傳動系統(tǒng)設計確定 10
3.1 帶傳動的設計和計算 10
3.2減速器設計 11
3.2.1齒輪傳動設計 11
3.2.2軸結構設計 16
3.2.3軸承校核 21
3.2.4選擇合適的鍵與他的校核 24
3.2.5設計減速器鑄造箱體結構以及計算尺寸 24
3.3設計同步齒輪 25
3.4齒輥箱的設計 29
3.4.1齒輥結構的設計 29
3.4.2齒輥切向力 31
3.4.3齒輥軸的設計及參數(shù)計算 32
3.5保險裝置介紹 34
結論 35
致謝 36
參考文獻 37
III
1 緒論
1.1開題背景
我國有各式各樣的礦藏資源和礦石產業(yè)，幾乎遍布全國各地。破碎礦石需要正確的方式，不然如果使用像爆破破碎等不合規(guī)范的破碎手段，將會很容易導致一些突發(fā)事故。科學的破碎手段能夠節(jié)約成本，增加安全性，甚至能起到保護環(huán)境的作用，使用科學的破碎手段進行破碎在現(xiàn)在看來顯得十分必要。
在我國有很多的部門需要進行破碎工作，如礦山，冶金等，很多工業(yè)部門都需要將物料破碎成所需要的粒度的大小。雙齒輥破碎機是近來出現(xiàn)的一款破碎機器，較其他破碎機，他擁有很多優(yōu)點，包括重量輕、體積小、功耗低、生產率高、出料粒度均勻等等。新型雙齒輥破碎機一般用于露天破碎和公路工作破碎，國內對它的需求量較大。
建國初期，齒輥破碎機在我國并沒有廣泛使用，一般使用圓錐和顎式破碎機，然而改革開放后，通過對西方破碎技術的了解深入，開始逐步引進雙齒輥破碎機，由于雙齒輥破碎機的比較于其他破碎機擁有很多優(yōu)點：
1、 能嚴格保證破碎產品粒度
螺旋輥輪齒分布系統(tǒng)由于輪軸，輥齒的結構尺寸是根據(jù)產品的粒度設計的。物料破碎后，在螺旋腔內被強制排出，沒有受到剪切力的影響，因此，可以很好的來控制材料的粉碎粒度。使用液力聯(lián)軸器傳動，增加原動機工作的穩(wěn)定性并且保護原動機工作防止過載。
2、有破碎和分級雙重作用
這種破碎機粉碎物料后，選擇合格的物料粒徑、喂料輥，可使其通過兩輥輥齒和齒壁的襯板，進入渦流腔之間的間隙，再從破碎和篩分中排出，從而具有雙重作用。新型雙齒輥破碎機是近來出現(xiàn)的一款破碎機器，較其他破碎機，他擁有很多優(yōu)點，包括重量輕、體積小、功耗低、生產率高、出料粒度均勻等等。新型雙齒輥破碎機一般用于露天破碎和公路工作破碎，國內對它的需求量較大。
3、生產能力是可以靈活變化的，并且他的能耗較低，適用于很多范圍
該破碎機主要用于破碎礦山、冶金、化工上的脆性固體材料的粗級和中級破碎，入料粒徑可小于等于630mm，最小粒徑可大于等于80mm，抗壓強度最多可小于等于160MPa。這種破碎機一般主要用于煤炭工業(yè)的破碎，其占比甚至可達50%，其他工業(yè)l例如12%約為金屬礦，14%約為石灰石礦，9%約為非金屬礦，6%約為石料工業(yè)，最后還有大約4%的化工原料。
所以他在國內迅速發(fā)展
1.2齒輥式破碎機的發(fā)展
1.2.1國內齒輥破碎機的發(fā)展
90年代前，齒輥破碎機是存在很多問題的，例如過分碎現(xiàn)象很嚴重，產品粒度無法控制，維修困難，環(huán)境污染很大，會產生很多噪聲。經過發(fā)展，人們?yōu)榱朔乐挂恍┻^大貨過硬的物料損壞棍齒，在齒棍破碎機的一端添加一個彈簧保護裝置，當有過大或者過硬的物料進入時彈簧被壓縮，壓縮間隙增大，物料就能夠順利排出，之后彈簧恢復就能夠回到原來的樣子，以此往復。1987年原兗州煤礦設計院設計出一種新型的4PGC-380/350 1000型齒輥破碎機，這種新型的破碎機能夠實現(xiàn)保護裝置與控制粉碎粒度裝置的統(tǒng)一。
90年代以后，改革開放不斷深化，煤礦市場發(fā)生了翻天覆地的變化，人們對破碎機的功能要求更加嚴格，破碎機在此刻開始以飛快地速度發(fā)展。
因為單齒輥破碎機存在效率很低，結構很復雜等較多問題，所以人們研發(fā)了Ф915單齒輥破碎機。在煤炭工業(yè)中，借助于該機對煤進行破碎，經過長時間的除鐵后，除去雜質，不收垃圾，直接用于糠。物料有較低的破碎率，選煤工藝簡化，投資和生產成本隨之降低。由于剪切原理，經過粉碎合格的材料（包括原料中可能包含的合格品。）材料中的合格直接排入螺旋腔之后排出，摻雜缺陷的相互擠壓和研磨，粉碎室是可以避免的，把材料壓過于粉碎是不容易的。
1994年研發(fā)出了FP500系列分級破碎機，這種破碎機只用了一個電機來動，電動機使用范圍很大，尤其方便用于離供電線路遠和頻繁變換工作地點的用戶。使用液力耦合器進行過載保護，使用液力耦合器傳動，增加原動機工作的穩(wěn)定性并且保護原動機工作防止過載，這種電機能夠有效地防止所有物料全部被粉碎的現(xiàn)象。有配套的專用減速器，傳遞大功率、長壽命（接近2萬個小時）的同時，設計緊湊，結構簡單，安裝方便，直接用螺釘固定在底座，電機與減速器連接，通過金屬外殼外液壓離合器，形成一個整體。克服了舊破碎機的缺點。一半是弓齒板齒條板上對應于壓力。這種結構是穩(wěn)定和強大的，高強度，并保持強大的工作能力，所以這種破碎機相比于老式破碎機能破碎堅硬的材料。
1.2.2國外的齒輥式破碎機
MMD齒式破碎機是新一代的齒輥破碎機，總共有好幾個系列。MMD破碎機的應用非常廣泛，主要應用于金屬礦山，煤礦，石料，水泥工業(yè)，非金屬礦，市政工程等行業(yè)。他的主機內有兩種協(xié)助裝置，齒梳是其中一個，它的作用是用來清理齒間四周的物料，防止物料堵塞，提高生產效率。另外一個是用來控制物料粒度的大小。 使用箱體結構，用鋼板來焊接成機架，單機拖動，齒輥軸有固定的中心矩，兩個齒軸之間有兩個相同參數(shù)，用精密齒輪相連。有地速傳感器起到保護電機主機的作用。如果破碎材料難以破碎，則傳感器發(fā)出的信號被轉換成電信號、變頻器，使發(fā)動機停機，避免損壞電機和電機。該傳感器體積小、重量輕、運動量大、靈敏度高。破碎機的主要部分是粗破碎輥和第二段破碎輥。粗破碎輥的組成部分分別是軸、齒環(huán)、齒套和鍵。其中軸的直徑是根據(jù)最大傳遞功率來確定的，由能力和箱體布置面積來確定齒環(huán)數(shù)，并配有嵌套式齒套。第二段破碎輥的組成部分分別是齒板、齒板架、砧板、弓形板和調整螺栓，齒板架和齒板相比于老式的破碎機在強度和穩(wěn)定性上都有較大的提升。老式破碎機的齒板架上使用四個螺栓固定每塊齒板，四個螺栓有四個不同的力矩作用，該結構可以承受很多人的工作和簡單的剪切和螺栓松動的現(xiàn)象。排料裝置采用動態(tài)篩分裝置，排出合格的物料并將較大的物料再次進行粉碎，這種結構工作效率更加高效。與其他破碎機相比，這種破碎機是十分先進的產品。
1.2.3產品的比較和應用分析
1.2.3.1產品粒度比較
MD-750型4齒式破碎機與PZ910/170旋回破碎機相比，以600t/h的處理能力為參考：
旋回破碎機：當量排料口、最大產品粒度和顆粒占比分別為170mm、265mm和35%
鄂式破碎機：當量排料口、最大產品粒度和顆粒占比分別為300mm、500mm和40%
MMD破碎機：最大產品粒度180mm和顆粒占比分別為180mm和18%
相比之下，上述兩種破碎機比MMD破碎機多10％和25％。顆粒占比多17％和22％
1.2.3.2單產能耗比較
經過比較，MMD破碎機相比于旋回破碎機和鄂式破碎機大約節(jié)約40%和65%
1.2.3.3易損件利用率比較
旋回破碎機的兩個襯板在工作時磨損較為嚴重，利用率較低，僅有3%左右，鄂式破碎機的破損件利用率略高一點達到5%~10%，但兩者相比于MMD破碎機就都顯得太低了，MMD破碎機的利用率甚至能高達50%。
1.2.3.4經濟效益淺析
破碎機的優(yōu)越性必將產生積極的影響，積極開發(fā)、生產管理和設備維護與打磨效果，環(huán)保節(jié)能，巨大的經濟效益，特別是的簡化.基礎設施建設費用，大大降低了成本，運行和維護的成本?，F(xiàn)階段，國內大部分礦石場任然使用老式的破碎機，對于接受新型的高新技術能夠很好的提高國內礦石產業(yè)的生產效率，但MMD破碎機造價較高的缺點或許會在國內難以接受。 新型雙破碎機是將MMD破碎機優(yōu)化更新得到的一款新型的產品，自MMD破碎機問世以來在國內外廣泛被應用，并得到廣泛好評。
1.2.4 破碎理論
礦物的長期破碎，人們的思想就是用壓力使物料變形這樣一個概念。當變形應力大于物料原子的結合力，使物料原子之間產生位移，以此產生破碎的效果。經過長期的發(fā)展研究，人們發(fā)明了一系列的破碎機來破碎物料，如鄂式破碎機、旋回式破碎機和錘式破碎機，然而盡管經過這么長時間，還是運用經典的破碎理論。研究材料性能的不斷提高和持續(xù)改進的科學方法，出現(xiàn)了現(xiàn)代力學，人們對材料的認識已經很大程度上改變了。通過現(xiàn)代巖石力學分析技術，發(fā)現(xiàn)巖石在破壞壓力下的能力遠遠大于破壞能力。經過測試，巖石能最大承受的壓應力是能受到的最大剪應力的6～10倍，是能承受的最大拉應力的2～4倍。擠壓碎石很長時間了，人們依然是使用擠壓的傳統(tǒng)方法，罕見使用更為合適的剪切和拉伸的方法。 傳統(tǒng)的破碎機大多是對物料施加沖壓力來達到破碎效果，或者是通過齒輥之間的相互擠壓來達到破碎效果，這些老式破碎機的破碎機破碎效率較低，機器工作雍容，并且會浪費較大能源。甚至 新型破碎機工作效率能達到傳統(tǒng)破碎機的1~6倍，然而對設備的磨損新型雙齒輥破碎機更是有著不可超越的優(yōu)勢。
1.兩級齒輥破碎機的工作原理分析以及存在的問題和改進
1.3.1工作原理
兩級輥破碎機擁有四個破碎齒輥，通過電動機帶動輥子高壓進行轉動，產生強大的擠壓力，先通過最上面的兩個齒輥，經過第一級擠壓破碎先將較大的物料擠壓成較小的物料，破碎后的物料，在進入破碎齒輥的第二級，第二級兩個相對轉動的齒輥在進行細碎，達到需要破碎物料的要求。
1.3.2齒輥破碎機的問題研究
現(xiàn)階段的齒輥破碎機還是存在一些問題的，比如說過粉塵現(xiàn)象比較嚴重，破碎機的齒尖容易磨損，齒板很容易損壞，有一些粉塵會從罩體上面泄露到外面污染環(huán)境，所以我們要減少過粉塵等問題。
1.3.4設計的主要內容介紹
本次設計的是自動退讓式兩級齒輥破碎機，我需要完成下列工作：
1、破碎機基本參數(shù)的確定，確定傳動方案
2、對傳動方案設計計算，確定電動機功率型號，設計減速器，選擇合適的聯(lián)軸器
3、設計結構件
2 總體設計
2.1設計方案
這次方案選擇分別用兩個電動機通過兩個減速器，通過四個帶輪分別帶動四個輥子，兩級的兩個輥子相對轉動，通過控制輥子中心矩來控制破碎物料的大小。
2.2確定各項工作參數(shù)
2.2.1破碎機參數(shù)確定
給料粒度：≤200mm
出料粒度：≤30-50mm
生產能力：600t/h
2.2.2其它參數(shù)確定
為破碎機選擇合適的電動機是至關重要的，而計算破碎機的功率也是其中非常重要的一個部分，甚至影響設計結果。以往有兩種計算功率的方法，他們分別是經驗公式的計算以及對理論的計算。對于本次設計這種新型的機械采用理論計。我們先對一級相對的棍子進行設計。
1、 輥子中心距的計算確定
根據(jù)以往的理論，可以通過物料與輥面之間的摩擦系數(shù)、輥子直徑、給料粒度、給料口寬度用以下公式進行推導：
下圖2-3為輥子直徑和給料粒度的關系，主要取決于a和u0兩個角度的關系。設進入的物料是球形，則可推導如下：
圖2-3
將和兩個力分解成水平分力和垂直分力，在下列條件允許的情況下，物料不會在齒輥輥面產生滑動，而被連個齒輥卷入腔中。
2
或
上述式子中u0是摩擦角，一般≈0.3，≈，≈
有圖形可以計算推導出：
=
因為<<，可以無視，則為
≈
將≈代入，得出
≈
由計算我們可以知道，這種破碎機的輥子的直徑能夠達到最大給料粒度的20倍左右，所以這種破碎機一般用于中碎或者細碎的設備。雙齒輥破碎機的兩個齒是互相較差的，我們可以通過出料粒度來確定兩個齒輥的中心矩為a=900mm。輥子的直徑是和給料粒度的大小有關的，他們之間的關系是和破碎齒上的齒圈和物料之間摩擦系數(shù)有關系的，所以破碎機輥子的直徑一般是給料粒度的2到6倍，這次設計我們選擇輥子直徑為900mm，長度取1200mm。接下來是確實輥子的轉速，輥子有他最合適的轉速，他的轉速一般和破碎物料的尺寸和硬度有關系，我們更具經驗公式推算，他能狗保證機器運行的最大生產率，又能夠把功耗降到最低，每個機器的零部件的磨損損耗要降到最低。正常情況下，給料力度越小，輥子的轉速相對而言要越大。本次設計破碎的物料為煤礦，所以我們將輥子的轉速設定為100r/min，根據(jù)下述公式推導:
（2-1）
在上述式子中D——輥子直徑，900mm
L——輥子長度， 1200mm
e——排料口寬度， 100mm
n——輥子轉速，100r/min
——物料密度，煤取1.35t/;
——物料松散系數(shù)，對于干硬物料，=0.15～0.27，煤取=0.24
計算可得
2、 計算電動機功率以及型號的選擇
選擇電動機時要考慮很多問題：
1） 要結合電動機工作的環(huán)境考慮都電動機的保護的問題，選擇合適的電動機的結構形式。
2） 根據(jù)機械的生產工藝，在電動機出現(xiàn)問題像在齒輥卡住的時候要求反轉。
3） 根據(jù)電網電壓最低標準以及要求的功率因數(shù)，確定電動機的電壓等級。
4） 選擇電動機正確的額定轉速以滿足電動機在工作情況下的性能要求。
5） 必須考慮成本，運行是否可靠，鏟平的建設的費用等很多因素。
下列是齒輥破碎機破碎煤礦時的電動機功率：
上述式子中：
D——輥子直徑， 0.9m;
L——輥子長度， 1.2m;
n——輥子轉速，100r/min
K——系數(shù)，在破碎煤的時侯，K=0.85
計算可以。到電動機的功率:
根據(jù)計算得到的功率選擇Y315L2-8型電動機，他的轉速為n1=740r/min，額定功率P=110KW.
2.3傳動和減速系統(tǒng)的確定
電動機的轉速是740r/min，齒輥的轉速為100r/min，可以設計兩級減速，第一級使用皮帶傳送，通過大帶輪傳遞動力給一個一級齒輪減速箱，在通過減速箱的的輸出軸一端將動力傳送給破碎輥從而實現(xiàn)破碎工作。這種方案結構簡單，能對裝置起到很好的保護作用。
2.3.1總傳動比及傳動比分配
（1）總的傳動比
總傳動比i=740/100=7.4
（2）分配傳動比
傳動比的分配是有一定的原則的，即總的傳動比是等于每一級傳動比連乘的積，所以傳動比需要合理分配，傳動比的分配要使結構更加的緊湊，盡量的降低成本，重量要盡可能的小。這次的設計一共有兩級的傳送，分別是一級帶傳動和一級圓柱齒輪傳動，帶傳動的傳送比應該分配在2~5，綜合考慮取傳動比為i1=3.7，減速器的傳動比取i2=2。
2.3.2計算傳動裝置各個運動參數(shù)
電動機軸設為Ⅰ軸，減速器的高速軸設為軸Ⅱ，減速器的低速軸設為軸Ⅲ，主動齒輥的軸設為軸Ⅳ，從動齒輥的軸設為軸Ⅴ。
（1）計算各軸轉速
Ⅱ軸
Ⅲ軸
因為主動齒輥和從動齒輥是通過了傳動比為1的齒輪箱來傳遞扭矩，所以第Ⅳ軸，第Ⅴ軸轉速一樣n4=n5=n3=100r/min
（2）各個軸功率計算
軸Ⅱ：
軸Ⅲ：
軸Ⅳ：
軸Ⅴ：
（3）各個軸扭矩計算
電動機的輸出的轉矩：
軸Ⅱ：
軸Ⅲ：
軸Ⅳ：
軸Ⅴ：
3 傳動系統(tǒng)設計確定
3.1 帶傳動的設計和計算
帶傳動是撓性傳動，他由帶輪（主動和從動帶輪）以及傳動帶組成。主動帶輪轉動時，因為帶輪和傳動帶的摩擦以及捏和作用，通過傳動帶傳遞動力給從動輪。這種傳動結構十分平穩(wěn)，價格比較低廉，結構簡單，在機械被廣泛使用。帶傳動的類型主要有兩種，一種是摩擦類型的帶傳動，一種是嚙合類型的帶傳動。根據(jù)傳動帶橫截面積形狀的不一樣，又可以分成平帶傳送、圓帶傳送、V帶傳送以及多楔帶傳送幾種不同的類型。此次這幾選擇V帶傳送，V帶橫截面為等腰梯形，傳動時V帶兩個側面與輪槽接觸能夠提供更大的摩擦力，V帶傳送能夠允許更大的傳動比，結構緊湊。
1、確定功率
查得工況系數(shù)Kca=1.3
計算可得功率
2、選擇v帶型號
根據(jù)計算功率和小帶輪轉速選擇E型V帶
3、 計算小帶輪直徑以及帶速的計算：
可以根據(jù)教材來選擇小帶輪的直徑
驗算帶速V，一般m/s
帶速計算：
驗算通過
4、 大帶輪直徑的計算：
查教材表圓整后得dd2=2000mm。
5、 計算V帶的基準長度La和中心矩a
因為，代入數(shù)據(jù)可以得到，取a0=3000mm，計算基準長度：
代入可得Ld0約為10114.5mm，查表可得Ld=12230mm。
通過公式計算中心距，a約等于3750mm
中心距的范圍是在，變動的，帶入數(shù)據(jù)計算，。
6、 小帶輪上包角的驗算
將數(shù)據(jù)代入公式，，得a≈172°≥92°
7、 帶子根數(shù)z的計算
因為dd1=500mm，n1=740r/min，計算：
取V=5根。
8、 計算V帶最小處拉力
E型帶的單位長度質量q=0.970kg/m, 根據(jù)公式
代入可得，F(xiàn)0最小為1510.5N，要使。
9、 計算壓軸力
根據(jù)公式來計算壓軸力的最小值。
3.2減速器設計
原動機是電動機，它的小齒輪的轉速n2=200r/min，高速齒輪能傳遞的最大功率p2=102.4KW,傳動比i2=2.
3.2.1齒輪傳動設計
齒輪傳動是機械傳動系統(tǒng)中十分重要的傳動系統(tǒng)之一，他的應用非常的廣泛，并且他擁有很多種不同的形式。他能傳遞的功率很大，甚至能達到數(shù)十萬千瓦，圓周速度甚至能達到200m/s。
齒輪傳動設計的介紹
齒輪傳動有很多優(yōu)點以及特點：
（1） 齒輪傳動的效率很高，常用的機械傳動中，齒輪傳動的效率是最高的。
（2） 結構十分緊湊，齒輪傳動需要占有的空間十分之小。
（3） 擁有很長的壽命，正確合理設計的齒輪傳動壽命可以長達一二十年，這是其他機械傳動無法比較的，這個特點對在礦井內工作的機械十分重要。
（4） 傳動比很穩(wěn)定，傳動比穩(wěn)定是對傳動性能要求的基本要求，齒輪傳動正是因為他的這一個特點使得他被廣泛使用。
如今的標準齒輪依然是存在很多缺陷的：
1、 最少齒數(shù)標齒數(shù)一定要大于或等于他的齒數(shù)
2、 標準齒輪只能用于實際與標準中心距不等的時候
3、 在嚙合的時候小齒輪與大齒輪相比很容易產生失效
所以人們通常采用變位齒輪來彌補標準齒輪以上的缺點。
在齒輪加工的情況中經常會發(fā)生一種叫做根切的現(xiàn)象，這種現(xiàn)象主要是因為加工齒數(shù)少的齒輪時，一般使用范成法加工，齒輪根部的漸開線齒廓會被切去一部分。這種現(xiàn)象會帶來很多嚴重的不良影響，根切會導致齒輪的抗彎強度變低，，所以要想辦法來避免這種現(xiàn)象。
很多情況下，我們是用控制最少的齒數(shù)來避免根切這種現(xiàn)象的。通過計算發(fā)現(xiàn)，一般不發(fā)生根切的最少齒數(shù)是Z=17,輕微發(fā)生根切是齒數(shù)Z=14的時候。
齒輪輪齒的主要失效形式
（1）輪齒發(fā)生折斷現(xiàn)象
工作的時侯，如果輪齒危險剖面的最大應力超過材料的極限應力，輪齒就會被折斷。
輪齒發(fā)生折斷的情況分為，一種是短暫的強行過載或者受到較大沖擊時折斷，就是過載折斷；另外一種是因為不斷重復的的彎曲應力的作用而產生的疲勞極限導致折斷。輪齒折斷這種現(xiàn)象一般都發(fā)生在根部。
（2） 齒面發(fā)生點蝕的現(xiàn)象
閉式的齒輪傳動條件的情況下，齒輪經過一段時間的運作，齒輪的表面會自然地出現(xiàn)一些凹坑，這就是點蝕現(xiàn)象。
產生點蝕現(xiàn)象的原因主要是因為齒輪在嚙合的時候，齒面在不斷重復的應力的情況下，由于疲勞作用，表面有脫落的金屬顆粒，所以產生了這種現(xiàn)象，所以點蝕是引起齒輪傳動失效的最多的形式。然而開式齒輪傳動形式，一般是無法看到這種現(xiàn)象的。
（3）齒面的膠合
由于齒面嚙合區(qū)的壓力過大而引起的，潤滑油膜因為高溫而開裂，齒面直接發(fā)生了接觸，這樣接觸面的溫度會一瞬間升高而造成齒輪面粘合在一起。當兩個齒面運動的時候就會使粘合部分的材料脫落而形成凹痕。
（4） 輪齒面的磨損
兩個嚙合的齒表面間有相互的滑動，輪齒面發(fā)生磨損的現(xiàn)象。開式傳動的情況中齒輪中會進入產生磨損，磨損嚴重的情況下會產生很大的噪音，對齒輪的正常工作產生很大的影響，最終的結果就是齒輪失效。
齒輪傳動設計的基本原則
嚴格來講，齒輪傳動在給定工作條件的情況下是不會發(fā)生任何形式的失效的。所以對上述各種失效形式需要我們建立相應的設計準則。高速叫大功率的齒輪傳動，還需要保證其他準則，像在設計航空發(fā)動機主傳動的時候，還需要保證齒面的抗膠合能力。目前，我們應該采取相應的措施來增強齒輪抵抗失效的能力。閉式齒輪傳動中，一班保證齒面接觸疲勞強度就可以。對齒輪輪圈、輪輻、輪罄的尺寸，一般只做結構設計而不進行強度計算。
常用的齒輪的材料以及選擇原則
齒輪的材料的選擇對于齒輪傳動來說是非常重要的，齒輪材料對齒輪的承載能力和結構尺寸的影響很大。通過上面齒輪傳動的失效形式我們可以知道，我們再設計齒輪時，需要讓齒面有能力來保證他能夠有足夠的能力，輪齒芯要有一定得韌性和強度，防止齒根彎曲折斷。所以，齒輪材料，齒面要硬，齒芯要有韌性，同時齒輪材料的選擇還要考慮機械加工和熱處理等工藝性，還需要考慮一定的經濟條件。齒輪的精度一共有12個等級，由低到高，精度不斷增加，一般情況下多用5~9級 精度國外資料上的減速器要有8倍的減速能力，但結合國內行清來看實在是沒有必要，閉式傳動主要會有齒面疲勞現(xiàn)象，齒彎曲破壞強度一般是沒有用的，一般都不進行校核。
常用的輪齒材料主要有：
（1） 鋼
鋼韌性好，非常耐沖擊，能夠很好的提高齒面的硬度，鋼是最適合制作齒輪的一種材料。
下面是鋼的熱處理工藝：
鑄鋼 這種工藝一般用于大尺寸的齒輪或者結構比較復雜的情況下，鑄鋼工藝有較好的剛度和耐磨性。
鍛鋼 這是鍛造齒輪最普遍的材料，嚙合過程中的齒輪大齒輪的齒面上的硬度一般是小于小齒輪的齒面的硬度的。
國外資料上的減速器要有8倍的減速能力，但結合國內行清來看實在是沒有必要，，閉式傳動主要會有齒面疲勞現(xiàn)象，齒彎曲破壞強度一般是沒有用的，一般都不進行校核。
（2） 鑄鐵
這種材料的性質相對來說比較脆，抗沖擊以及耐磨性都很差，但他的優(yōu)點是抗膠合和抗點腐蝕的能力比較好。鑄鐵制造的齒輪一般都用于工作平穩(wěn)，速度低，功率小的場合。
（3） 非金屬材料
這種材料主要是用于高速，輕載這種情況下的齒輪傳動，他可以很好的降低噪聲，小齒輪的制造材料一般都是非金屬。
選擇齒輪必須滿足的要求
（1） 齒輪材料的能力必須滿足工作需要的能力，工作條件是選擇齒輪材料時最先考慮的因素。
（2） 應該考慮齒輪尺寸的大小，根據(jù)尺寸選擇合適的材料進行制造。
（3） 正火碳鋼，只能用在載荷平穩(wěn)或輕度沖擊下工作親況下，調制碳鋼用在只受到中等載荷的時候
（4） 金屬制造的軟齒面齒輪，配對兩齒面硬度要保持在一定范圍內。
齒輪參數(shù)的選擇，本次設計選用直齒圓柱齒輪傳動。
1、 齒輪傳動的各項參數(shù)的選擇是齒輪傳動設計非常重要的環(huán)節(jié)，例如，齒輪選材、齒輪傳動精度的選擇、齒數(shù)Z的確定。齒輪選材在上文中已經闡述。
2、 齒輪傳動精度是按照一定的公差組來區(qū)分的，齒輪傳動精度分為13個等級從0到12，不斷降低。選擇齒輪精度等級必須考慮成本，工作環(huán)境，齒輪的尺寸大小，要能夠滿足工作需求，一般比較重要的齒輪精度等級偏高，輔助或者一般齒輪精度等級偏低。
3、 齒數(shù)是在保證接觸強度的情況下確定的，齒數(shù)增加能夠增加齒輪傳動的平穩(wěn)性，降低齒輪高度的同時，減小齒輪的大小，能夠很好的節(jié)約用材。
綜上考慮并結合破碎機的工作實況，大小齒輪均選用，8級精度（減速器的精度等級一般在6~8），小齒輪齒數(shù)，那么大齒輪的齒數(shù)z2=i2z1=48。要計算齒輪的強度，就必須對輪齒進行受力分析，那樣才可以加以計算。
4、 根據(jù)齒面強度通過下列進行驗算：
查表得Kt=1.3，計算小齒輪的轉矩 ，，其中齒寬系數(shù)與彈性影響系數(shù)分別為，，通過教材上齒面硬度來查表，可以得到大齒輪與小齒輪的接觸疲勞強度極限都是1100MPa.
（1） 計算應力循環(huán)次數(shù)：
查得接觸疲勞壽命系數(shù)
（2）接觸疲勞許用應力
失效概率取，疲勞強度安全系數(shù)S取1，可以得到
小齒輪分度圓直徑，將上述計算中，計算得到的中較小值帶入，
計算得到
根據(jù)公式 ，計算得到v=1.2/s。
計算齒寬b，
計算齒寬和齒高兩個數(shù)值之比：
模數(shù)
齒高
計算載荷系數(shù)
上面=1.2m/s，根據(jù)教材查詢動載系數(shù)，齒尖載荷分配系數(shù)對于直齒輪有；使用系數(shù)可以根據(jù)教材查得,本次設計齒輪的布置方式是相對支撐對稱布置，使用插值法,根據(jù)教材P197,圖10-13查得齒向載荷分布系數(shù);由，根據(jù)教材P197,圖10-13查得，所以載荷系數(shù).計算分度圓直徑，我么可以根據(jù)實際情況載荷系數(shù)校正來得到，
模數(shù)的計算
根據(jù)下述式子計算齒根彎曲強度
(1)我們要做的首要工作是確定上述公式中每個字母代表的含義以及數(shù)值
1）大、小齒輪的彎曲疲勞強度極限可以根據(jù)教材P210,圖10.2查得
2）彎曲疲勞系數(shù)可以根據(jù)教材P208圖10-22圖，查得,
3) 計算彎曲疲勞許用應力
彎曲安全系數(shù)一般取1.25~1.5，根據(jù)上文中可以知道，這里取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.3,通過計算可以得到
4）載荷系數(shù)k，它是用來計算接觸疲勞強度的一個因素，根據(jù)公式計算
5）齒形系數(shù)
從教材P200,圖10-17可以查得齒形系數(shù)，
6)應力校正系數(shù)
從教材P201，圖10-18可以查得應力校正系數(shù)，，
將大齒輪和小齒輪的數(shù)據(jù)帶入下列公式計算比較：
通過比較可以知道小齒輪計算得到的值比較大
(2) 開始設計，計算設計需要的數(shù)據(jù)
根據(jù)教材P200公式10-7計算
，
由于破碎機兩齒輥的中心矩為900mm，所以取
4. 幾何尺寸確定
(1)分度圓直徑d
(2)計算中心矩a
(3)計算齒寬b
所以選取B2=130mm，B1=140mm
3.2.2軸結構設計
1.設計計算輸入軸及其各項參數(shù)數(shù)據(jù)
1）對齒輪受力分析
首先計算轉矩,輸入軸上齒輪分度圓直徑d1=240mm
圓周力：
徑向力：
軸向力：
2）計算軸徑d
軸的材料以及熱處理工藝分別是，45號剛，通過調制回火的熱處理工藝，取A0=112mm，最小軸徑dmin，計算得到
。
3）計算各軸長度，如圖3-1
圖3-1
第一段從左邊開始
①第一段是和大帶輪連接在一起的，我們分別取d1=90mm，l1=210mm.
②第二段是一個起到定位作用的帶輪，我們取d2=100mm，，我們要加長減速器輸入軸的那一端，否則他生出來的底架不能夠與大帶輪相互連接，我們取l2=235mm
③第三段與軸承配合，我們取d3=95mm，根據(jù)取的數(shù)據(jù)，選擇軸承型號，我們選擇圓錐滾子軸承30219，他的寬度=32mm，齒輪和箱體內部距離相距，油潤滑，這樣我們可以得到，
④第四段與齒輪配合，我們取d5=105mm，小一點的齒輪的齒輪寬度B1=125mm那么可以得到
⑤第五段起到了齒輪定位的作用，我們取5=115mm，l5=22mm。
⑥第六段起到配合軸承的作用，我們取6=90mm，6=35.5mm
4）對輸入軸進行校核
①軸承支點相距L2
②大帶輪的對稱線與其最近的軸承的距離
③齒輪到第六段所在軸承支點距離
④支反力R
平面H:
垂直面V:
⑤彎矩M
齒寬中心：
軸承：
齒寬中心：
最大的彎矩是在在1處軸承處，
計算當量彎矩
，
通過以下公式校核：
，所以合格。
圖3-2輸入軸強度校核彎矩圖
2.輸出軸設計
1)對齒輪受力分析
轉矩3=9292.1N·m,輸入軸上面分度圓的直徑d2為480mm，我么可以根據(jù)牛頓第三定律得到
分度圓圓周力
分度圓徑向力
分度圓軸向力
2）計算軸徑
我們與輸入軸選擇相同的材料以及熱處理工藝，軸的材料以及熱處理工藝分別是，45號剛，通過調制回火的熱處理工藝，我們設定A0=112mm。我們可以通過計算得到輸入軸的最小直徑dmin:
3）計算各軸長度，如圖
圖3.3輸出軸結構簡圖
①第一段從右邊開始 ，從第一段開始，聯(lián)軸器是和齒輥軸相互連接，換句話講第一段是和半聯(lián)軸器連在一起的。我們可以通過計算聯(lián)軸器的轉矩來選擇合適的聯(lián)軸器。經過計算，聯(lián)軸器的轉矩，我們選取HL6型彈性柱銷聯(lián)軸器，他的各項參數(shù)分別為，轉矩是3120N·m，長約142mm，轂孔長約107mm，孔徑為70mm。我們設置d1=75mm，轂孔長度比軸段長約1～4mm，所以我們設置。
②二段起到裝配端蓋的作用，設置，。
③三段與軸承起配合作用，我們設置，選擇圓錐滾子的型號為軸承30217，軸承寬大約為B=29mm，我們可以計算得到，。
④四段起到與大齒輪配合的作用，，。
⑤五段是一個起定位作用的齒輪，設定，。
⑥六段起到與軸承配合的作用，設定，。
4） 校核輸出軸
①齒寬中心到聯(lián)軸器靠軸承支點距離計算
②齒寬中心到離聯(lián)軸器較遠的軸承支點距離計算
③支反力H
水平面方向的支反力:
垂直面方向的支反力:
④彎矩M
齒寬中心:
計算水平面彎矩M：
計算垂直面彎矩M:
計算合成彎矩M：
計算當量彎矩M：
通過下列公式進行校核
根據(jù)公式校核的結果是合格的。
圖3.4輸出軸強度校核彎矩示意圖
3.2.3軸承校核
①選擇軸承型號
我們首先選擇輸入軸的軸承型號，選擇錐滾子軸承30219，他的各項參數(shù)分別為，正裝，，，，
1）軸承支反力R
通過上述的計算我們可以知道
水平支反力為：
垂直支反力：
合成支反力通過下列公式計算：
2)派生軸向力S通過下列公式計算得到：
,
3)軸向載荷A的確定
因為在軸向上的力是0，,軸會向右邊運動，右邊軸承就會被壓緊，所以我么可以知道軸向載荷
4）當量動載荷P
根據(jù)下列公式
，
查圖標可以得到徑向載荷系數(shù)和軸向載荷系數(shù)分別是
相對于軸承1來講：
相對于軸承2來講：
因為軸承在工作的時候受到很大的沖擊，查教材我們可以知道，所以當量動載荷P
5)軸承壽命
由于,所以根據(jù)軸承1受到的力就可以根據(jù)下列公式驗證
所以所選的軸承合格
②輸出軸軸承
軸承型號初選為圓錐滾子軸承30217，正裝，，，
1）軸承支反力R
由之前計算可已得到
水平支反力為：
垂直支反力：
合成支反力通過下列公式計算：
2)派生軸向力S通過下列公式計算得到
，
3）軸向載荷A的確定
因為在軸向上的力是0，,軸會向右邊運動，右邊軸承就會被壓緊，所以我么可以知道軸向載荷
4）當量動載荷P
根據(jù)下列公式
，
查圖標可以得到徑向載荷系數(shù)和軸向載荷系數(shù)分別是
相對于軸承1來講：
相對于軸承2來講：
因為軸承在工作的時候受到很大的沖擊，查教材我們可以知道，所以當量動載荷P
5)軸承壽命
由于,所以根據(jù)軸承1受到的力就可以根據(jù)下列公式驗證
所以所選的軸承合格
3.2.4選擇合適的鍵與他的校核
我們可以通過對于鍵的設計，是通過軸徑來查標準得到鍵的截面尺寸為；通
過輪轂的寬度以及軸段的長度來選擇合適的鍵長；驗算得到鍵的強度
1）輸入軸
第一個軸段是和大帶輪相互連接的，采用的是單圓頭普通的平鍵C型，該種鍵一般用在軸端與轂類零件相連接。查標準可以得到
第四軸段與小齒輪相配合，采用的是普通平鍵A型。查標準可以得到
2）輸出軸
第一軸段與半聯(lián)軸器相互連接，使用的是普通平鍵A型。查標準取得
第四軸段與大齒輪相相互連接，采用的是普通平鍵A型。查標準取得
經過計算，鍵的強度是滿足要求的。
3.2.5設計減速器鑄造箱體結構以及計算尺寸
查詢教材，列出下表：
參數(shù)名稱
代號
參數(shù)大小
計算結果
底座厚度
12
箱蓋厚度
12
上座凸緣厚度
18
箱體蓋子凸緣厚度
18
下底座凸緣厚度
30
底座肋厚度
10
底部蓋子肋厚度
10
地腳螺栓大小
2
28
地腳螺栓數(shù)目
6
軸承座聯(lián)接螺栓直徑
20
箱座與箱蓋聯(lián)接螺栓直徑
14
軸承蓋固定螺釘直徑尺寸
12
視孔蓋固定螺釘直徑尺寸
10
軸承蓋螺釘直徑尺寸
125,140
軸承座端面直徑尺寸
140,155
螺栓孔配置尺寸
c1\c2\D0
圖3~2
15, 13, 20
地腳螺栓孔配置尺寸
c’1\c’2\D’0
圖3~3
25，23，45
外箱壁與軸承座端面之間的距離
33
3.3設計同步齒輪
選擇直齒圓柱齒輪傳動
本次設計選用直齒圓柱齒輪傳動，大小齒輪均選用（滲碳后淬火），8級精度，小齒輪齒數(shù)，轉速n=54r/s。那么大齒輪的齒數(shù)z2=i2z1=48兩個齒輥之間相距a=900mm，齒輪傳動比為1，兩個齒輪傳動是一樣的，我么可以的到兩個直徑d1=d2=900mm，設定模數(shù)為10，
通過齒面接觸強度進行設計
根據(jù)下列公式進行計算，即
(1)確定參數(shù)
其中Kt=1.3，計算小齒輪的轉矩，，查詢教材可以知道齒寬系數(shù)，以及彈性影響系數(shù)為分別為0.6和188.7MPa，要得到大齒輪和小齒輪的接觸疲勞強度極限需要根據(jù)齒輪的齒面硬度來查表得到，經過查找得到兩者的強度極限：
1)應力循環(huán)次數(shù)N
應力循環(huán)次數(shù)N可以通過下列公式計算得出：
2）疲勞壽命系數(shù)K通過查詢教材可以得出，
3) 接觸疲勞許用應力是根據(jù)下列公式計算得出的，選取失效概率為，安全系數(shù)為1，那么通過計算得出：
（2）計算數(shù)值
1）小齒輪分度圓的直徑，把上面計算的中比較小的值帶入下面的公式：
帶入中比較小的值可以得到
2）圓周速度，用字母v來表示，可以根據(jù)下列公式計算得到
數(shù)將據(jù)代入公式可以得到
3）齒寬b根據(jù)下列公式計算
4)齒寬和齒高之比可以通過下列公式計算得到
先計算模數(shù)m
計算齒高h
那么齒寬比上齒高為
4）載荷系數(shù)K
上述計算得到,齒輪是8級精度，查詢圖表得到動載系數(shù)為1.08，因為這次設計是直齒圓柱齒輪，我么可以得到；使用系數(shù),,根據(jù)教材P197,圖10-13查得齒向載荷分布系數(shù);由于b和h比值為25，根據(jù)教材P197,圖10-13查得
所以載荷系數(shù)
5) 實際分度圓直徑為
6）模數(shù)
3.根據(jù)齒根彎曲強度設計
彎曲強度的設計公式為
（1）確定各字母數(shù)值
1) 大、小齒輪的彎曲疲勞強度極限可以根據(jù)教材P210,圖10.2
2）彎曲疲勞系數(shù)可以根據(jù)教材P208圖10-22查出
3) 計算彎曲疲勞許用應力
彎曲安全系數(shù)一般取1.25~1.5，根據(jù)上文中可以知道，這里取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.3,通過計算可以得到
4) 計算載荷系數(shù)
5)齒形系數(shù)
從教材P200,圖10-17可以查得齒形系數(shù)，
6）應力校正系數(shù)
從教材P201，圖10-18可以查得應力校正系數(shù)。
7）將大齒輪和小齒輪的數(shù)據(jù)帶入下列公式計算比較：
（2）開始設計，計算設計需要的數(shù)據(jù)
根據(jù)教材P200公式10-7計算：
由于破碎機兩齒輥的中心矩為900mm，所以取
幾何尺寸的計算
mm=d2
我們選取:
齒輪加工工藝的分析
因為這個齒輪實在重載負荷下工作的，所以齒輪毛坯采用的是鑄造工藝生產而來的，吧40Cr融化成初用材料，用砂型鑄造來進行生產，這樣能夠很好的提高材料的硬度，能夠節(jié)約成本節(jié)省用料，對已經生產完成的毛坯采用正火預處理工序，這樣是為了消除其內部應力，并且提高其性能。首先先將毛坯外圓和內控進行粗車加工，讓他的表面強度達到要求表面粗糙度到達指定要求，銑床銑洗加工槽，這就是一個齒輪整個的加工以及生產。模數(shù)m≥8，所以需要特定的加工工藝加工齒面，那么就可以分成三次來切削完成，這樣加工工作結束了，根據(jù)電動機的要求，再表面淬火，這樣加工完成的齒輪可以進行使用了。
3.4齒輥箱的設計
3.4.1齒輥結構的設計
相對雙齒輥破碎機，起到了至關重要的作用。由于破碎盤是整個機器內最為重要的部件，因此需要設計者要考慮主要問題，分析國內現(xiàn)有的三種情況，并想出一定的改進措施。
1、 一種是雙齒輥破碎機的輥子表面的齒形是棱錐體齒，有一個輥齒上的棱邊是凸出來的圓形槽，和輥子的外表面形成一個同心圓。輥子的表面是等間距矩形陣型排列的，另外的一個輥子的齒輥對著菱形的中心，有一個輥子的輥齒頂部到另外一個棍子的表面的距離和兩個滾齒的間距就是排出物料的最大粒度，如下圖所示：
圖3-5棱錐體齒齒輥示意圖
一、第二種輥子表面的齒形是呈現(xiàn)棱錐體形的，4個齒輥鑲嵌在一個齒套上面，齒套是用螺釘釘在一個正方形的輪盤上面的，齒輥切割物料的地方是螺釘安裝的合金制作的刀片，用螺旋形方式布置。不再是老式的輥齒合對輥齒相互嚙合破碎的方式了，破碎齒在鍵和軸的作用下連接成螺旋形，兩對輥齒相互對轉實現(xiàn)破碎效果。
2、 第三種的滾齒齒形與排列方式與第二種幾乎一致，但是兩者還是存在一定的不同之處的，不同之處在于每個齒輥是由不同的東西組成的。破碎輥齒兩個不同的東西相互連接，破碎輥齒鍵槽的角度是可以改變的，改變破碎輥齒的角度破碎輥齒的螺旋形的排列方式，如下圖所示：
圖3-6螺旋式排列輥齒示意圖
輥齒的形狀大致有下面幾種，分別是鷹嘴式輥齒、標槍式輥齒、刀刃式輥齒和矩形帶式輥齒。大多數(shù)都是鷹嘴式，一個齒大越高是60~100mm左右。長的輥齒與短的輥齒相互配合使用，長的輥齒一般用來破碎特別大的物料，大的物料在進入破碎機的內腔以后，使用短的輥齒繼續(xù)破碎，這種破碎的方式的代表就是單齒輥破碎機。進行中碎作業(yè)的時候， 鷹嘴式輥齒、標槍式輥齒都可以使用，但是對輥齒有一定的要求，輥齒的高度一定要大于40mm。刀刃式輥齒一般用的不多。
圖3-7輥齒的幾種基本型式示意圖
在如今的國產破碎機中，單齒輥破碎機和雙齒輥破碎機的破碎齒都是采用鷹嘴式輥齒。鷹嘴形的輥齒齒高一般都在60~80mm左右。鷹嘴式輥齒的前面部分是比較尖銳的，破碎的時候產生的破碎應力幾乎都集中在某一個點上面，這樣就使物料得某一個部位受到的破碎應力過大，這樣就會產生人們常說的過粉碎現(xiàn)象，這樣排出的物料粒度一般都35~50mm，產品的合格率隨之降低，降低率一般在10%~15%，鷹嘴式輥齒的前面的較為尖銳的部分是比較容易磨損的，破碎機的其他部件例如齒板使用壽命也會受到影響，兩個齒輥的間距不再是均勻的，所以這樣破碎而來的物料也不均勻，生產效率大大降低，甚至會較高頻率的跟換收到磨損的齒板，維修工作量很大，對實際生產產生很大的影響。
本設計是中碎類型,所以我選擇了一種長方棱錐體齒,如圖所示。長方棱錐體齒的齒高通常情況下達60 mm，它產生的破碎力作用也較為均勻，與其他破碎機相比有更少的過粉碎現(xiàn)象，因此效率大大提高。此外，這種形狀前面很大收到得力很多，抗磨損。在鑄造時加入適量金屬元素能夠很好的提高金屬的性能。高錳鋼經處理了以后，齒能夠在很惡劣的環(huán)境下很好的工作，所以這使其壽命大大增長，其使用壽命一般很長
3.4.2齒輥切向力
對齒輥切向力受力進行分析，因為理論與實際情況存在差異，所以我們設定：
（1）把破碎的物料當作圓球處理；
（2）物料不會滾動；
（3）物料適用第二破碎理論分析。
從圖中，我們可以看到，是組齒輥切向力；物料所受齒輥切向力的切向分力；為物料所受齒輥切向力的徑向分力；是物料所受另一個齒輥的正壓力；物料受正壓力時所產生的滑動摩擦力；是和兩力夾角；為與兩條線角，齒輥輥軸軸心，物料的中心；與的夾角；齒輥與物料的之間的角；輥半徑；兩個齒輥軸的軸心相距距；物料半徑；高。
圖3.7齒輥切向力示意圖
上述參數(shù)已經列出，我們可以根據(jù)參數(shù)列出下式：
我們可以得到以下關系：
=
=
在齒輥切向力分析條件(2)的設定下，物料在進入破碎腔后無滾動現(xiàn)象，則：
==
在上面的式子中：物料與側壁兩者之間存在的摩擦系數(shù)。
=
在和因為受到這兩個力的作用，會導致物料縮小，與此同時這兩個力也會做工，他們做的功可以通過下列式子算出
=+
根據(jù)第二破碎理論，所需的功耗與破碎物料的體積或重量成正比，即：
=
式中：為物料被破碎需要達到的強度極限；物料彈性模量；物料的大小體積。那么：
=
=
當~0，根據(jù)上述公式我們算出關系式：
=
=
一組的齒輥的切向力是可以通過上面已經敘述的公式計算得到的，因為齒輥排列方式是按照一定的方式排列的，我么可以根據(jù)他的方式來算出總切向力。與之前的參數(shù)相比對，，，，，，。通過公式計算出一個齒輥的最大切向力為：
齒輥的破碎齒是對稱排列的，所以兩個齒輥在相同位置會對稱受到相同的離，所以，總的切向力應該是雙倍的單組齒受力，即：
3.4.3齒輥軸的設計及參數(shù)計算
1、 先對主動主動齒輥進行設計
（1）軸徑大小
因為本次設計的齒輥軸是在受重載荷大沖擊的條件下工作的，并且跨距大，所以選擇材料的時候，根據(jù)教材選擇37SiMn-2MoV鋼，熱處理工藝選擇調制處理；取，那么根據(jù)公式我們可以得到：
（2）結構方案設計
軸體結構如下圖3.9所示。②處安裝的是左軸承與定位套，與軸肩③起到了定位的作用；之后，使用通蓋，并且桶蓋上面要加加密封圈，最重要的是傳動齒輪，他是安裝在①段位置。齒環(huán)是從軸的右邊進入，安裝在⑤處，齒環(huán)左邊與軸肩④起到地位作用，采用的定位方式徑向定位，中間的齒環(huán)兩兩定位，相互作用，齒環(huán)的右面采用另外一種定位方式，采用的是緊定螺母定位方式，⑥處同樣也安裝了一個緊定螺母起到了定位作用。⑦處與靠軸肩起定位作，同時裝入兩個零件分別是封檔環(huán)和右軸承；⑧處安裝的是半聯(lián)軸器，緊靠著軸肩。兩端用桶蓋定位，同時起到密封的作用。。
（3）確定參數(shù)數(shù)值（軸段長度）
圖3.8主動齒輥軸示意圖
①段起了傳遞扭矩的作用，安裝的齒輪為同步齒輪，根據(jù)設計要求以及加工必須我么可以初步選擇軸徑的大小，同步齒輪寬度大小選擇
②處安裝一個軸承，與此同時他要起到軸肩定位的作用，查詢教材選擇型號為30219的圓錐滾子軸承，根據(jù)設計的各方面要求以及要與其他部件配套，我么選取，軸徑長度是與其他部件息息相關配套的所以我們可以確定，
③是一個軸肩，他起到了軸