矿大毕业设计-对辊式破碎机设计.pdf

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1、1 摘 要 破碎机是选煤工业中不可缺少的设备，也是原料、材料、燃料、电力和钢铁等部门所必须的设备。随着工业的发展对破碎机的要求也越来越高。在工业应用中常用的破碎机类型有：颚式破碎机、圆锥破碎机、辊式破碎机、冲击式破碎机，磨碎机等。对辊破碎机也叫双辊破碎机或辊式破碎机，本机的工作原理是使落入齿辊之间的粒度不同的煤块，由弹簧自动调节齿辊间距在两齿辊相对方向旋转作用下，遭到机器获得要求粒度的煤块。通过实习、查阅大量的资料和反复的推敲。通过建立一个较为完善的数学模型，并利用计算机优化出辊式破碎机的主要参数，使其结构更合理，能量利用率更高，性价比更好。同时对新型辊式破碎机进一步阐述，提高了破碎机的过载保

2、护性能，降低了物料的过粉碎，从而提高了破碎机的使用寿命及生产率。本次设计对辊式破碎机的辊齿，齿辊轴等部分做了详细设计，使破碎机装卸方便、维护简单、维修容易，以便能利用破碎机更好的工作，发挥辊式破碎机的特点。关键词：破碎机；对辊式破碎机；带传动；直齿圆柱齿轮；设计 2 目 录 摘 要.1 1 绪论.3 1.1 破碎机概述.3 1.2 选题的目的和意义.4 1.3 对辊式破碎机概述.5 1.3.1 对辊式破碎机的工作原理结构.5 1.3.2 对辊式破碎机的结构.5 2 对辊式破碎机基本参数的确定.7 2.1 破碎机的破碎及排料机理分析.7 2.2 对辊式破碎机功率的确定及电动机的选型.8 2.3

3、破碎机基本参数的估算.9 3 传动方案设计计算.10 3.1 确定传动类型.10 3.2 传动装置的运动和动力参数.11 3.2.1 各轴转速计算.11 3.2.2 各轴的输入功率.12 3.2.3 各轴的转矩.12 3.3 带传动的设计计算.12 3.4 齿轮传动设计计算.15 3.5 长齿齿轮传动设计计算.20 4 传动轴的结构设计与校核.21 4.1轴（高速轴）的结构设计.23 4.2轴设计计算.25 4.3轴（即齿辊主轴）设计计算.29 4.4轴设计计算.33 结 论.38 参考文献.39 致 谢.41 3 1 绪论 1.1 破碎机概述 对于破碎煤和岩石的破碎机型主要有颗式、旋回式、普

4、通辊式、喂给式(单齿辊)和双齿辊式。颗式破碎机系间断破碎，国内外产品均存在设备自重大、功耗高、生产能力小的缺点，满足不了生产能力大的要求。旋回式破碎机是我国冶金矿山应用广泛的一种粗碎设备，具有连续破碎、生产效率高、能力大、破碎物料硬度高、使用可靠的特点，但设备重量大、高度高、要求基础大、移动相当困难。喂给式破碎机是消化国外技术而开发的应用较广泛的一种破碎中硬以下物料的破碎机，具有结构紧凑、适于移动式、半移动式破碎站。但对中等以上硬度物料破碎适应性差，破碎岩容易出现超限排料。普通齿辊式破碎机应用较多，辊径大破碎齿小，破碎片小，过负荷能力差，破碎能力小。不适用于破碎岩石和大块物料。新型双齿辊破碎机

5、由于结构紧凑，破碎物料机理合理，适应性强等突出的优点，在露天矿物料粗碎应用中很有发展前途，是较为理想的露天矿岩石破碎机，其主要特点如下:1)采用长齿，小辊径，螺旋布齿，多盘四齿结构，通过剪切，弯曲，挤压综合作用破碎物料，比普通辊式破碎机破碎机理合理，破碎齿受力均匀，允许入料力度大，特别适于粗碎。2)设备结构紧凑，布置灵活，所占空间尺寸小，尤其是破碎高度小，能够有效地降低整体布置高度，大大降低破碎站的造价。4)破碎辊转速低，磨损小，噪音低，灰尘小。5)破碎机基础设计简单，由于采用整体式结构，驱动减速器直接连接到破碎机框架上，使得传到基础上的力大大减小，设备振动小，有利于设在移动。6)采用特殊设计

6、过载能力强的减速器，对物料的适应性强，与普通辊式和喂给式破碎机相比，破碎物料的硬度大，同时由于长齿的交叉布置得到相互梳理作用，也可破碎粘性物料。MMD 公司新型双齿辊破碎机已形成中心距 500,625,750,1000,1300mm 系列产品，可以满足不同生产能力的需要，同时具有不同的齿型结构，可以满足不同物料的破碎。4 1.2 选题的目的和意义 中国是世界上少数几个以煤炭为主要能源的国家之一，煤炭的生产量和消费量占世界首位。煤炭作为中国的主要能源及钢铁、化工领域的原料在相当长的时间内不会有大的改变，因此煤炭在中国国民经济中的地位是举足轻重的。然而，在中国的煤炭消耗中，煤炭的加工利用处于低水平

7、阶段，存在着高能耗、高污染、低效率的利用现状，也产生一系列的环境污染问题，如:燃煤产生烟尘和 S02排放量分别占 80%和 90%，中国的大气污染属典型的煤烟型大气污染。全国己有62.3%的城市S02年平均浓度超过国家二级标准，日平均浓度超过国家三级标准。S02排放量的持续增加使中国酸雨覆盖面积占国土面积的 40%，酸雨污染给森林和农作物造成的损失每年达数百亿元。大气中的 S02的主要来源于高硫煤的使用，而中国的高硫煤约占总产量的10%,按每年 10亿吨的产量算，每年约有 1亿吨的高硫煤，而去硫的最基础设备就是将硫及其伴生物从煤中的解离 也就是说要将煤充分破碎，破碎煤就需要破碎机，这是选择本题

8、的目的之一。其二如前所述，新的选煤技术和工艺需要新型的破碎机，否则影响新的选煤工艺和方法的技术水平。其三多年来，选煤厂广泛采用的各式破碎机由于结构与机理的原因，破碎后的产品或者过粉碎严重，排料粒度不能有效的控制，同时伴有大量粉尘或者破碎机的破碎强度低，不能适应含煤岩石的煤炭破碎，且破碎后粒度不均匀，容易超粒，不但使得后续的洗选难度加大，分选效果变差，同时难以满足目前市场的需要。由此造成的损失每年数亿人民币。为解决此问题，在国内的破碎机技术尚未满足国内使用条件的技术下，目前大量从国外进口破碎机，如山西的平塑、安家岭煤矿、神华集团的神木矿区、大柳塔选煤厂、贵州盘江集团的老屋基选煤厂、永城煤电集团、

9、晋城无烟煤矿业集团等等，国外破碎机的价格是国内同类价格的 6-8倍，如果研制的破碎机能替代进口产品，每年可为国家节约外汇至少 1 亿美元。因此，无论从环保的角度、社会效益的角度、直接经济效益的角度，还是解决生产实际问题的角度，研究新型的齿辊式破碎机，具有较重大的现实意义。齿辊式破碎机可以说是一种古老的机械。由于具有构造简单、工作可靠、成果低廉等优点，至今仍然被广泛的应用于大、中、小型厂矿，对脆性物料和韧性的中硬和软矿石进行细碎。如煤、焦炭、石灰石、泥页岩、长石、泥灰土等。齿辊式破碎机按照辊子的数目可分为:单齿辊破碎机、双齿辊破碎机和多齿辊（三辊、四辊和六辊）破碎机。单齿辊破碎机采用较长的齿辊，

10、主要用作粗碎，双齿辊破碎机的齿辊一般较短，用于中碎，多齿辊破碎机主5 要用于细碎。对于齿辊式破碎机，由于其上述的优点，自 50 年代以来，各方面一直比较受关注，其主要代表成果是带弹簧保险装置的单齿辊和双齿辊破碎机，带有弹簧保险装置的目的的是为了防止入料中的木、铁、研石，岩石等硬物损坏破碎齿。当大块硬物落到破碎腔不能被破碎时，破碎板或齿辊受力增大，从而压缩弹簧增大破碎腔的间隙，以使排出硬物，然后借弹簧的恢复力使可动破碎板或齿辊回到原来的位置，由此便不能严格控制碎后产品的粒度。1.3 对辊式破碎机概述 1.3.1对辊式破碎机的工作原理结构 对辊破碎机也叫双辊破碎机或辊式破碎机，本机的工作原理是使落

11、入齿辊之间的物料，在两齿辊相对方向旋转作用下，遭到机器获得要求粒度的物料。1.3.2对辊式破碎机的结构 结构特征：规格齐全，结构特征不一，根据不同型号，设计由带传动装置和齿轮传动装置。齿轮传动装置的主要结构有固定齿辊、活动齿辊、传动轴、机体、底架、罩壳、长齿轮罩壳等部分组成，机器动力是由电动机上的皮带轮传出，再通过一对中间减速齿轮，使固定轧辊旋转，再借助固定轧辊另一端的一对长齿轮、驱动活动轧辊，两轧辊成相对运动而挤压物料。简图如下（图 1-1）。1、固定轧辊和活动轧辊：轧辊部分是破碎机的主要部分，由轴、轮壳、辊轧、齿轮、长齿轮、轴承端盖、以及滚动轴承等零件组成。固定轧辊和活动轧辊轴上，都有键联

12、接着两个轮壳，轮箍装在轮壳上，轴的一端装有长齿轮，在固定轧辊的另一端装有一只圆柱齿轮，轧辊两侧有调心滚子轴承。辊轧是担负破碎工作的主要零件，根据使用情况定，因轧辊直接与物料接触是常更换的易损件，所以轮箍材料采用 ZG50Mn2经过调质热处理后，具有坚固、耐用、拆卸方便等优点。2、活动装置：活动轴承旁装有活动装置，当机器在工作时如有不能破碎机的物体或者不慎把金属掉入机器中，而且其尺寸大小不能在两轧辊之间的缝隙中通过，为不致使机器受到损坏，因此装有活动装置，其原理是活动轴承往后移动，让不能破碎的物体或金属通过，来适应此种情况的发生。活6 动装置主要有螺母、螺栓、弹簧以及压板等组成。将活动轴承架放在

13、底架上，活动轴承可顺底架前后滑动，在活动轴承架前端装有弹簧，在装配时要求弹簧作用力应保护装置，当碰到不能破碎的物料，在通不过轧辊间隙时，轧辊所受的压力增长，迫使弹簧压缩，于是活动轧棍就离开其原来的位置，使轧辊间隙扩大，这样不能破碎的物料就能通过。调整活动装置轴承架移动行程时必须注意，扎辊间空隙增到最大限度，而一对长齿轮必须保证齿合，以防脱落。图 1-1 破碎机结构图 3、传动轴：传动轴实际是一个齿轮轴，其上装有大带轮，齿轮两侧有两只深沟球轴承。4、底架：底架由钢板和槽钢制成一个金属结构，上面有六个递交螺钉孔可使底架固定在基础上，传动轴上两尺轴承座及固定扎辊上2 只轴承体均用螺栓固定在底架上，活

14、动轧辊上两尺轴承体放在底架上可前后活动，不固定在底架上，以便调整。5、机体：机体由角钢和钢板制成，它固定在底架上，把两扎辊的工作面围成封闭状，用于防止料块不经破碎，即从扎辊两侧掉出的现象发生，在进行定期检查和修理时，这个部分可拆下。6、长齿轮罩壳：长齿轮罩壳用钢板与角钢焊成，由螺栓固定在底架上。7 2 对辊式破碎机基本参数的确定 2.1 破碎机的破碎及排料机理分析 双齿辊破碎机的主要工作部件为两个平行安装的齿辊,每个齿辊沿轴向布置一定数量的齿环,通过齿辊的对转实现对物料的破碎。其结构如图1 所示：图 2-1 破碎机理 齿对物料的作用过程可分为 3 个阶段。在第 1 阶段,旋转运动中的辊齿遇到大

15、块物料,首先对它进行冲击剪切作用,接着对它进行撕拉作用。如果碎块能被辊齿咬入则进入第 2阶段破碎,否则辊齿沿物料表面强行滑过,靠辊齿的螺旋布置迫使物料翻转,等待下一对齿的继续作用。在图 1 中,这一阶段为齿从 1-1 位置到 2-2 位置。第 2 阶段从物料被咬入开始,到前一对齿脱离咬合终止。在图 1 中表现为齿从 2-2 位置运动到 3-3 位置的过程。这一阶段两齿包容的截面由大逐渐变到最小,然后再增大。粒度大的物料由于包容体积逐渐变小而被强行挤压剪碎,破碎后的物料被挤出,从齿侧间隙漏下。前一对齿开始脱离啮合时,破碎的物料大量下漏排出,个别粒度仍然偏大的物料被劈裂棒阻挡。当齿运动到劈裂棒附近

16、时,与劈裂棒共同作用,将大块物料劈碎并将其强行排出,这就是第 3 阶段破碎。至此,一对齿的破碎过程结束。每对齿环上有多少齿,齿辊运行一周时同样的过程就进行多少次,循环往复。8 2.2 对辊式破碎机功率的确定及电动机的选型 破碎机功率计算是破碎机设计中的关键环节,它是选择电动机的理论依据,电动机选择得适当与否,直接关系到后续设计的成败。在过去的破碎机设计中,一般采用两种方法确定功率,即经验公式法和理论计算法。由于双齿辊破碎机是一种新型设备,无经验可循,因此提出如下的理论计算方法。目前有 4 种不同的理论计算方法可以确定单位生产量的功耗,即Rittinger 法,Kick-Kirpichev 法,

17、Bond 法和 Holmes 法,其中 Rittinger 法适用于细磨,Kick-Kirpichev 法适用于粗碎,Bond 法介于二者之间,Holmes 法是对上述 3 种方法的统一,其表达式为 jjAEmW1111 式中：W单位生产量的功耗，kWh/t；MBond 功指数，煤的 Bond 功指数为 7.91kWh/t；E占排料粒度 80%以上的部分的粒度尺寸,m;A占给料粒度 80%以上的部分的粒度尺寸,m;j取值范围 0.21.4,取 j=0.58。所以 169.01010011020191.711111158.0358.03jjAEmWkW/t 下述方法是基于电机的功率应与单位时间的

18、破碎物料的功耗相同的原则,即认为电动机的功率应如下求得:/QWF 式中：Q设计要求的生产能力，50t/h；F电动机的功率，kW;破碎机的传动效率，0.85。故 94.985.0/169.050/QWF kW 通过以上分析，考虑到破碎机工作环境和过载系数的影响，选取YB180L-8 电动机，如图 2-2 所示：9 图 2-2 电动机 YB180L-8 技术特征：额定功率：11kW 满载时额定电流：25.1A 满载时额定转速：730r/min 满载时效率：87.5%满载时功率因数：0.77 重量：215kg 2.3 破碎机基本参数的估算 齿辊破碎机的转速有快速和慢速两种，快速齿辊的圆周速度约为2.

19、84.7m/s,慢速齿辊的圆周速度约为 1.21.9m/s。由于快速的齿辊生成煤粉较多，所以目前煤用齿辊破碎机均采用慢速。初步确定齿辊轴的转速为 64nr/min 初步确定破碎机辊齿的形状及比例如图 2-2 所示，经有关资料结合设计要求，特制定以下估算方案：L辊轴有效长度，550mm；D齿辊直径，500mm；D1辊齿大径，528 mm；a辊轴中心距，500mm；R辊轴半径，147mm；h辊齿高度，118mm；10 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梯形面积，mm2；747029078882121haaS mm2 角速度 rad

20、/s；702.6606414.32602nrad/s a=500a2=78a1=88h1=90L=550R=147D1=528D=500h=118 图 2-3 齿辊截面图 3 传动方案设计计算 3.1 确定传动类型 总传动比 406.1164730nnim 结合慢速双齿辊破碎机的传统设计理念，因此高速级采用带传动，低11 速级采用直齿圆柱齿轮传动。取带传动比为 21i 所以齿轮传动比为 703.52406.1112iii 3.2 传动装置的运动和动力参数 表 3-1 机械传动和摩擦副的效率概略值 种类 效率 V 带传动1 0.96 8 级精度的一般圆柱齿轮传动(油润滑）2 0.97 球轴承（稀

21、油润滑）3 0.99 滚子轴承（稀油润滑）4 0.98 长齿齿轮传动5 0.97 3.2.1各轴转速计算 轴（电机轴）7301mnnr/min 轴 3652730112innr/min 轴（齿辊主轴）64703.5365223innr/min 轴 6434 nnr/min 12 3.2.2各轴的输入功率 轴 111PkW 轴 45.1099.096.0113112PP kW 轴 94.998.097.045.104223PP kW 轴 45.998.097.094.94534PP kW 3.2.3各轴的转矩 轴 904.143730119550955011mnPTNm 轴 418.273365

22、45.1095509550222nPTNm 轴 234.14836494.995509550333nPTNm 117.14106445.995509550444nPTNm 3.3 带传动的设计计算 参考教材机械设计的第四章。已知输入轴转速1n730r/min,输入功率 P=11kW 13(1)确定 V 带型号 工作情况系数AK 查表 4.6 AK1.3 计算功率cP 3.14113.11PKPAc kW V 带型号 根据cP和1n值查图 4.6，确定为 B 型(2)确定带轮基准直径21,DD 小带轮直径1D 查表 4.7 1801Dmm 大带轮直径2D 3601802112DiDmm 按表 4

23、.7圆整取 3552Dmm(3)验算带速v 88.660000/73018060000/11nDvm/s 要求带速在 5 25m/s范围，符合要求 表 3-2 B型 V 带轮（基准宽度制）轮缘尺寸 项目 B 型槽尺寸 基准宽度db 14.0 基准线上槽深minah 3.5 基准线下槽深minfh 10.8 槽间距e 19 槽边距minf 11.5 最小轮缘厚min 7.5 带轮宽B fezB2)1(外径ad adahdd2(4)确定 V 带长度dL和中心距a 初取中心距9000amm，由式 14 0212210422aDDDDaL 初算带的基准长度L 88.264890041803552355

24、18090022Lmm 按表 4.3圆整 2800dLmm 由式 4 22 56.975288.2648280090020LLaadmm(5)验算小带轮包角1 1207.1693.5756.9751803551803.57180121aDD(6)确定V 带根数z 单根V 带试验条件下许用功率0P 查表4.4 61.20P kW 传递功率增量0P 查表 4.5(97.1180/355i)22.00P kW 包角系数K 查表 4.8 98.0K 长度系数lK 查表 4.3 05.1lK 所以 91.405.198.022.061.23.1400LcKKPPPz 圆整取 5z(7)计算初拉力0F 2

25、015.2500qvKzvPFc 15 每米带质量q 查表 4.2 17.0qkg/m 则 29.33688.617.0198.05.288.653.1450020FN(8)计算压轴力Q 48.328927.169sin29.336522sin210zFQN(9)带轮其它主要尺寸计算 带轮宽B 995.11219)15(2)1(fezBmm 小带轮外径1aD 1875.32180211aahDDmm 大带轮外径2aD 3625.32355222aahDDmm 3.4 齿轮传动设计计算 参考教材机械设计的第六章。已知输入轴转速3652nr/min，输入功率45.102PkW(1)选择齿轮材料，确

26、定许用应力 由表 6.2选 小齿轮 调质r40C 2601HBSHBS 大齿轮 正火45 2102HBSHBS 许用接触应力H，由式 NHHHZSminlim 接触疲劳极限,limH查图得 700lim1HN/mm2 16 550lim2HN/mm2 接触强度寿命系数NZ，应力循环次数 N 由式 782128h21102.9703.5/103.5/103.5)830010(136560j60iNNLnN（查图6-5得 1.11NZ 05.12NZ 接触强度最小安全系数 1minHS 则 7701/1.17001HN/mm2 5771/05.15502HN/mm2 故 577HN/mm2 许用弯

27、曲应力F,由式 XNFFYYSFminlim 弯曲疲劳极限limF，查图 6-7（双向传动乘0.7）知 3781limFN/mm2 2942limFN/mm2 弯曲强度寿命系数NY,查图 6-8知 121NNYY 弯曲强度尺寸系数XY,查图 6-9（设模数 m 小于 5）知 1XY 弯曲强度最小安全系数 34.1minFS，取 4.1minFS 则 2704.1/13781FN/mm2 17 2104.1/12942FN/mm2(2)齿面接触疲劳强度设计计算 确定齿轮传动精度等级，按 32221/)022.0013.0(nPnv 估取圆周速度 43.2437.1365/45.10365)022

28、.0013.0(3tvm/s 查表 6.7，表 6.8，选取公差组 8 级 小轮分度圆直径1d，由下式得 3d221u)1u(2)(dKTZZZHHE 齿宽系数d，查表 6.9，按齿轮相对于轴承为对称布置，取 1d 小轮齿数1z，在推荐值4020选 211z 大轮齿数2z 7.11921703.5i122zz 圆整取 1192z 齿数比u 67.521/119/u12zz 传动比误差 05.000526.0703.5/)67.5703.5(u/u 小轮转矩 273182TNmm 载荷系数K KKKKKVA 18 AK使用系数，查表 6.3，选 75.1AK VK动载系数，由推荐值4.105.1

29、 选 2.1VK K齿间载荷分配系数，由推荐值2.11选 1.1K K齿向载荷分配系数，由推荐值2.11选 1.1K 所以 54.21.11.12.175.1K 材料弹性系数EZ,查表 6.4知 2mm/8.189NZE 节点区域系数HZ,查图 6-3（0 xx,021，）5.2HZ 重合度系数Z 由推荐值92.085.0选 78.0Z 故 28.9367.5)167.5(126530754.22)57787.05.28.189(d321mm 齿轮模数 m 44.421/28.93/d11zmmm 取标准 m=5mm 标准中心距a 3502/)11921(52/)(21zzmamm 19 小轮

30、分度圆直径1d mm105215d11 mz 圆周速度v 008.260000/36510560000/ndv21m/s 与估取近似 齿宽 b mm1051051db1d 圆整取 b=105mm 大轮齿宽 mm105bb2 小轮齿宽 112mmmm)105(bb21(3)齿根弯曲疲劳强度校核计算 由式 mbd2saa12FFFYYYKT 齿形系数aFY，查表 6.5 小轮 76.21aFY 大轮 15.22aFY 应力修正系数aSY，查表6.5 小轮 56.11aSY 大轮 8.12aSY 重合度)tantan()tantan(21a221a1zz 20 代入数据得 76.1 重合度系数 68

31、.076.1/75.025.0/75.025.0Y 故 73.10156.176.2510511226530754.221FN/mm2 63.1098.115.2510510526530754.222FN/mm2 齿根弯曲强度满足 (4)齿轮及其他主要尺寸计算 大轮分度圆直径 595119522 mzdmm 根圆直径 5.92525.12105211ffhdd mm 5.582525.12595222ffhdd mm 顶圆直径 11552105211aahddmm 60552595222aahddmm 3.5 长齿齿轮传动设计计算 由于齿辊工作时，可动齿辊可能往复地移动，所以，两齿辊间的传动齿

32、轮需要采用特制的长齿齿轮，使齿辊往复移动不致妨碍其啮合。长齿齿轮的基圆直径根据齿辊的直径和两齿之间的间隙（及破碎产物的粒度）而定，齿轮的齿高和齿形一般根据齿辊相对移动mm10时，齿轮件还能进行正常啮合这个条件设计，并保证齿根有足够的强度。这种特殊的齿轮往往是铸造后经过修整而制成的。21 图 3-1 长齿齿轮图 工作齿辊的直径 d=450mm 两齿间的平均间隙 b=50mm 因此长齿齿轮的分度圆直径 d=500mm 要保证齿辊相对移动mm10时仍能良好的啮合，故长齿齿轮的齿顶圆直径设计为 549admm 齿根圆直径设计为 437fdmm 其它主要尺寸如上图 3-1所示。4 传动轴的结构设计与校核

33、 轴是机器中的重要零件，各种作旋转运动的零件都必须安装在轴上，才能进行运动和动力的传递。因此轴的功能是支承旋转零件及传递运动和动力。轴的材料种类很多，要根据强度、刚度和耐磨性等要求，选择材料种类22 和热处理方式。轴的常用材料是碳素钢和合金钢。碳素钢价格较低，对应力集中敏感性小，通常使用碳素钢，最常用的是 45 号钢，不太重要或受力较小的轴可以使用 Q235 等钢材。合金钢毕碳素钢具有更高的机械强度和优良的热处理性能，但对应力集中较为敏感，对于受力较大又要减小轴的尺寸和重量，或者需要提高轴颈的耐磨性，或者在高温、腐蚀等条件下工作的轴，可以采用合金钢。在低于 200的工作温度下，合金钢和碳素钢的

34、弹性模量相差不大，因此，使用合金钢代替碳素钢并不能提高轴的刚度。热处理可以明显提高轴的强度（特别是疲劳强度）和耐磨性，因此要根据工作条件选用合适的热处理方式。轴的结构设计是根据轴上零件的安装、定位及制造工艺等方面的要求，合理地确定轴的结构形状和尺寸。工作能力计算是通过强度、刚度和振动稳定性计算，保证轴具有足够的工作能力和可靠性。大多数的轴只需进行强度计算，防止断裂和塑性变形；对于刚度要求较高的轴（如机床主轴）才进行刚度计算，避免发生过大的变形；对于高速转动的轴还要进行振动稳定性计算，避免发生共振。轴的设计步骤通常是先拟定轴上零件装配方案，然后装配和制造要求，确定轴的结构形状和尺寸，最后进行轴的

35、强度校核，必要时进行刚度计算或振动稳定性计算。提高轴的强度措施：(1)改善轴的受力状况 轴上零件的安装位置、轴的结构对轴的受力影响很大，设计轴时应该充分加以考虑。当轴上有两个以上的零件输出扭矩，应该将输入扭矩的零件尽量布置在轴的中间，而不是布置在轴的一端，这样可以显著降低轴上的最大转矩。(2)减小应力集中 大多数轴是在变应力条件下工作的，主要失效形式为疲劳破坏。轴的截面变化处（如轴肩、键槽等）及过盈配合产生的应力集中是引起疲劳破坏的主要因素，因此设计轴的结构时，应尽量减少应力集中源和降低应力集中程度。合金钢对应力集中较为敏感，设计时更应加以注意。为减少应力集中，应尽量避免在轴上特别是应力较大不

36、为处钻孔、开槽或加工螺纹。轴肩处应采用圆角过渡，并且圆角不宜过小。当依靠轴肩定位的零件圆角半径很小时，为增大轴肩的圆角半径，可采用内凹圆角或隔离环过渡。轴的表面质量对疲劳强度也有显著影响，因为轴表面的加工刀痕也是应力集中源，疲劳裂纹常发生在表面粗糙的部位，所以必须合理确定表面粗23 糙度。此外，对轴进行表面热处理（渗碳淬火、高频淬火等）和表面强化处理（碾压、喷丸等），也可以提高轴的疲劳强度。(3)轴的结构工艺性 轴的基本形状确定后，需要根据装配和制造工艺要求，对轴的细部结构进行合理设计。例如，为了减少装夹工件的时间，同一轴上的键槽应布置在同一母线上；为了减少道具种类，轴的键槽宽度、圆度、退到草

37、和砂轮槽等应尽量采用相同的尺寸，并符合有关的标准；为了去掉毛刺和便于装配零件，轴段端部应该倒角；过盈配合零件装入端通常要加工出导向锥面；磨削处应有砂轮越程槽，车削螺纹处应有退刀槽。4.1轴（高速轴）的结构设计 高速轴为电机轴，其上装小带轮，其轴颈为 d=48mm 总长 l=110mm 图 4-1 电机轴(1)计算作用在带轮上的力：转矩：1439041TNmm 小带轮直径：1801Dmm 初拉力：24 29.3360FN 压轴力：48.3289QN(2)绘制轴的弯矩图和扭矩图：求弯矩：8.19768MNmm 扭矩：1439041TNmm(3)按弯扭合成强度校核轴的强度：当量弯矩：22)(TMMc

38、a 取折合系数a=0.6，则齿宽中点处当量弯矩：88577)1439046.0(8.1976822caMNmm 轴的材料为 40Cr，调质处理。由表查得：735bN/mm2 材料许用应力：701bN/mm2 轴的计算应力为：8481.0/885771.0/331dMWMcacacaN/mm2b1 以下为轴的受力分析图：弯矩图扭矩图当量弯矩图 图 4-2 电机轴的计算简图 25 4.2轴设计计算(1)计算作用在带轮及齿轮上的力：转矩：2734182TNmm 带轮直径：3552Dmm 压轴力：48.3289QN 齿轮分度圆直径：1051dmm 圆周力：96.5207105/2734182/2121

39、dTFtN 径向力：54.189520tan96.5207tan11trFFN(2)初步估算轴的直径：因为 II 轴是齿轮轴，应与齿轮1的材料一致，故其材料选取40Cr调质钢作为轴的材料。由式：3222nPAd 计算轴的最小直径，并加大1.03以考虑键槽的影响。查表，取 105A 则：09.3336545.1010503.132dmm(3)轴的结构设计：1)确定轴的结构方案（如图所示）26 图 4-3 轴结构图 右轴承从轴的右端装入，右轴承左侧端面靠轴肩定位。左轴承从轴的左端装入，靠轴肩定位。左右轴承均为深沟球轴承，采用轴承端盖。大带轮从轴的左端装入，右端面靠轴肩定位，采用普通平键得到周向固定

40、。2)确定各轴段直径和长度：段：装带轮，根据min2d圆整取 551dmm 长度比带轮宽短mm)41(1071lmm 段：为使带轮定位，轴肩高度：)63(hmm 则：651055212hddmm 取端盖宽度 10mm，端盖外端面与带轮 14mm，则 242lmm 段：为便于装拆轴承内圈，23dd 且符合标准轴承内径。查GB/T276-94，暂选深沟球轴承型号为：6014，则：703dmm 其宽度：20Bmm 轴承润滑方式选择：255503657023ndmmr/min180000 mmr/min 故选择脂润滑。27 齿轮与箱体内壁间隙取 17mm,则 371720173 Blmm 段：为轴齿轮

41、，所以其分度圆直径：1054dmm 取其长度等于齿轮宽1b，即：11214 blmm 段：装左轴承 7035 ddmm 3735 llmm 3)确定轴承及齿轮作用力位置：根据下面轴的受力简图，先确定各段长度：941Lmm 8332 LLmm 4)绘制轴的弯矩图和扭矩图：求轴承反力 H 水平面：25481HRN 77562HRN V 垂直面：94821VVRRN 求弯矩 H 水平面：3092111HMNmm 6437482HMNmm V 垂直面：78684VMNmm 合成弯矩：3190651MNmm 6485382MNmm 扭矩：2734182TNmm 5)按弯扭合成强度校核轴的强度：当量弯矩：

42、28 22)(TMMca 取折合系数a=0.6，则齿宽中点处当量弯矩：668965)2734186.0(648538222caMNmm 358769)2734186.0(319065221caMNmm 轴的材料为 40Cr，调质处理。由表查得：735bN/mm2 材料许用应力：701bN/mm2 轴的计算应力为：78.51051.0/6689651.0/33422dMWMcacaca N/mm2b1 以下为轴的受力分析图 RH2RV2Fr1Ft1RH1RV1QH水平面V垂直面合成弯矩扭矩当量弯矩RH2RH1Ft1QRV2RV1Fr1 图 4-4 轴计算简图 29 4.3轴（即齿辊主轴）设计计算

43、(1)计算作用在齿轮及齿辊上的力：转矩：14832343TNmm 直齿圆柱齿轮分度圆直径：5952dmm 圆周力：96.520712ttFFN 径向力：54.189520tan96.5207tan22trFFN 齿辊直径：450dmm 圆周力：659450/1483232/23dTFtN 径向力：24020tan659tantrFFN 长齿齿轮直径：500长dmm 圆周力：593500/1483232/23长长dTFtN 径向力：21620tan593tan长长trFFN(2)初步估算轴的直径：选取 45 号钢作为轴的材料，调质处理。由式：30 3333nPAd 计算轴的最小直径，并加大 1.

44、03以考虑键槽的影响。查表，取 115A 则：67.636494.911503.133dmm(3)轴的结构设计：1)确定轴的结构方案（如图 4-5所示）图 4-5 轴结构图 齿辊，右轴承，直齿圆柱齿轮依次从轴的右端装入，齿辊及齿轮左侧端面靠轴肩定位。左轴承，长齿齿轮依次从轴的左端装入，长齿齿轮靠轴肩定位。采用调心滚子轴承。齿辊，直齿圆柱齿轮及长齿齿轮均采用普通平键得到周向固定。2)确定各轴段直径和长度：段：装直齿圆柱齿轮，根据min2d圆整取 1201dmm 长度比齿轮宽度短(14)mm 1011lmm 段：为使齿轮定位，且便于拆装轴承内圈，轴肩高度：)63(hmm 查设计手册，暂选调心滚子轴

45、承型号为：22326C，则 1302dmm 64Bmm 长度为轴承宽度，两个轴承端盖的宽度，齿轮壁的宽度，齿辊箱31 壁的宽度以及套筒长度的总合，初步定为 2542lmm 段：为便于装拆齿辊及齿辊箱壁定位，取轴肩高度)63(hmm 则：1421223 ddmm 其长度比齿辊长度短(14)mm：5463lmm 段：装齿辊箱壁 1564dmm 取其长度：524lmm 段：装轴承端盖 1425dmm 395lmm 段：装左轴承 13026 ddmm 1436lmm 段：装长齿齿轮 1207dmm 1057lmm 3)确定轴承及齿轮作用力位置：根据下面轴的受力简图，先确定各段长度：1221Lmm 44

46、132 LLmm 1304Lmm 4)绘制轴的弯矩图和扭矩图：求轴承反力 H 水平面：57281HRN 177262HRN V 垂直面：22651VRN 1142VRN 32 求弯矩 H 水平面：6770341HMNmm 74833072HMNmm V 垂直面：83488VMNmm 合成弯矩：6821621M Nmm 74837722M Nmm 扭矩：14832343T Nmm 5)按弯扭合成强度校核轴的强度：当量弯矩：22)(TMMca 取折合系数a=0.6，则齿宽中点处当量弯矩：698965)14832346.0(682162221caM Nmm 7534653)14832346.0(74

47、83772222caM Nmm 轴的材料为 45 号钢，调质处理。由表查得：640b N/mm2 材料许用应力：601b N/mm2 轴的计算应力为：3.261421.0/75346531.0/33322dMWMcacacaN/mm2 b1 以下为轴的受力分析图 33 RH2RV2Fr2Ft2RH1RV1H水平面V垂直面合成弯矩扭矩当量弯矩RH2RH1Ft长Fr长FrFtFt2Ft长FtFr长RV2FrFr2RV1 图 4-6 轴计算简图 4.4轴设计计算(1)计算作用在齿轮及齿辊上的力：转矩：14101174TNmm 齿辊直径：450dmm 圆周力：659450/1483232/23dTFt

48、N 径向力：24020tan659tantrFFN 34 长齿齿轮直径：500长dmm 圆周力：593500/1483232/23长长dTFtN 径向力：21620tan593tan长长trFFN(2)初步估算轴的直径：选取 45 号钢作为轴的材料，调质处理。由式：3444nPAd 计算轴的最小直径，并加大 1.03以考虑键槽的影响。查表，取 115A 则：61.626445.911503.134dmm(3)轴的结构设计：1)确定轴的结构方案（如图 4-7所示）图 4-7 轴结构图 齿辊，右轴承依次从轴的右端装入，齿辊左侧端面靠轴肩定位。左轴承，长齿齿轮依次从轴的左端装入，长齿齿轮靠轴肩定位。

49、采用调心滚子轴承。齿辊及长齿齿轮均采用普通平键得到周向固定。2)确定各轴段直径和长度：段：装轴承。考虑该轴的承载，差设计手册，暂选调心滚子轴承型号为：22326C，则 35 1301dmm 64Bmm 长度为轴承宽度，一个轴承端盖的宽度，齿辊箱壁的宽度以及套筒长度的总合，初步定为 1631lmm 段：为便于装拆齿辊及齿辊箱壁定位，取轴肩高度)63(hmm 则：1421212 ddmm 其长度比齿辊长度短(14)mm：5462lmm 段：装齿辊箱壁 1563dmm 取其长度：523lmm 段：装轴承端盖 1424dmm 394lmm 段：装左轴承 13015 ddmm 1435lmm 段：装长齿

50、齿轮 1206dmm 1056lmm 3)确定轴承及齿轮作用力位置：根据下面轴的受力简图，先确定各段长度：1221Lmm 44132 LLmm 4)绘制轴的弯矩图和扭矩图：求轴承反力 H 水平面：57281HRN 177262HRN V 垂直面：36 22651VRN 1142VRN 求弯矩 H 水平面：6770341HM Nmm 74833072HMNmm V 垂直面：83488VMNmm 合成弯矩：6821621M Nmm 74837722M Nmm 扭矩：14832343TNmm 5)按弯扭合成强度校核轴的强度：当量弯矩：22)(TMMca 取折合系数a=0.6，则齿宽中点处当量弯矩：6