双齿辊破碎机设计说明书 - 图文

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O1O212302cos??2??0.77 r1?R500?300

??arccos0.77?400

O1O2?[L?(r1?R)cos?]2?[(r1?R)sin?]2 O1O2?[1230?(300?500)cos400]2?[(300?500)sin400]2 =803mm

(R?H)2?r12?(O1O2)2 cos??2r1(R?H)(500?150)2?3002?8032???0.34 2?300?(500?150)则

??arccos?0.34?1100

??700

由式（5.3.7）可得：

2?(2?106)2???(300?10?3)2N??26583Kg 6.7?107?(0.1?tg700?1)由式（5.3.6）可得：

Fr?fNtg??0.1?26583?tg700?7304Kg?72Kg

由式（5.3.4）可得：

Fq?Fr?7773Kg?7773?9.8?76KN sin?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FZ是单组齿受力的两倍，即：

FZ?2Fq?152KN

根据FZ与Fr的力学三角形关系，可以得到Fr=200KN

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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. 水平内力的计算

因为在水平面内RB? 由

?F，所以，可以分别算出A、C两处水平力

i?1n?Mi?1nA?0

则：

152?622?FCH?1244?0

FCH??76KN

(5.3.8)

?Mi?1nC?0，即：

152?622?FAH?1244?0

FAH??76KN

(5.3.9)

2. 竖直面内力的计算

根据力学关系可以知道FR?200KN，所以，可以分别算出A、C两处在竖直方向上的力。

?Mi?1nA?0，即：

200?622?FAV?1244?0

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可得：FAV?100KN

(5.3.10)

?Mi?1nC?0，即：

200?622?FCV?1244?0

可得：FCV?100KN

(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：MH??76?0.622??47.3KN.m

(5.3.12)

在竖直面：MV?100?0.622?62.2KN.m

(5.3.13)

故轴所受的总弯矩大小为 MA?0 MC?0

MB?MH2?MV2?(?47.3)2?(62.2)2?78KN.m (5.3.14)

轴所受扭矩大小

T?9550?P56.3?9550??8.1KN.m n66(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。

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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：

MB2?(?T)2782?(8.1)2?ca???66.2Mpa W0.1?0.2283(5.4.1)

根据文献[1，,349] 查得：15CrMn [?b]?1?300MPa

?ca?[?b]?1

(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