10-齿辊轴A3.dwg
（CAD图纸）
11-花键齿轮A2.dwg
（CAD图纸）
1-总体装配图A0.dwg
（CAD图纸）
2-FP专用减速器A0.dwg
（CAD图纸）
3-齿辊轴装配图A1.dwg
（CAD图纸）
4-FPU同步齿轮箱A1.dwg
（CAD图纸）
5-齿帽A2.dwg
（CAD图纸）
6-电动机支架A2.dwg
（CAD图纸）
7-减速器底托架A2.dwg
（CAD图纸）
8-右侧壁A2.dwg
（CAD图纸）
9-输出轴A3.dwg
（CAD图纸）
目录摘要.doc
强力分级式双齿辊破碎机设计正文.doc
任务书.doc
综合成绩.doc
圆周力主反从同，即主动轮的圆周力为阻力，与回转方向相反。
径向力分别指向各自轮心。
根据轴的结构图和力的方向确定作出轴的计算简图如下受力大小分析分度圆上的圆周力径向力轴向力通过破碎机理分析强力分级破碎机是基于岩石的剪切破坏原理而设计的，也就是说通过给岩石施加个剪切力使岩石承受剪切力和由剪切力产生的弯曲扭矩从而使岩石被剪断或折断。
另种重要的原因是大部分岩石本身存在晶格缺陷和纹理缺陷，使得当岩石在承受剪切力时极易沿缺陷纹理节面等方向断裂。
故辊齿的剪切力破岩力水平面内轴向距离根据力的平移定理作用于刚体上的力可以移动到刚体内任意点，欲不改变它对刚体的作用效应，必须附加力偶，附加力偶的力偶矩等于原力对新的作用点之矩根据平面任意力系的平衡条件计算，得段内的弯矩方程为段内的弯矩是关于的次函数段内的弯矩方程为段内的弯矩方程为垂直面内辊齿上受物料的抗破岩力可以看作均匀分布载荷，则合力大小根据平面任意力系的平衡条件计算，得段内的弯矩方程是段内的弯矩方程是段内的弯矩方程是段内的弯矩方程是段内的弯矩是关于的抛物线解得段内的弯矩方程段内的弯矩是关于的次函数注以上弯矩图及受力分析图为完整表现受力及校核情况，由于排版原因，比例有所失调，详见电子文档！轴的转矩式中考虑弯矩和扭矩在轴截面引起的应力循环特性差异的系数。
考虑到起动停车及运转不均匀性的影响，将剪应力视为脉动循环变应力，取.。
合成弯矩从轴的结构图和当量弯矩图中可以看出，截面的合成弯矩最大，是轴的危险截面。
当量弯矩主动辊轴材料选用，采用调质氮化处理，经调质后具有较好的强度和韧性氮化可以获得较高的硬度较强的抗点蚀和耐磨损能力。
力学性能。
考虑到起动停车等影响，按脉动循环变应力处理，许用弯曲应力取，即，取，轴的计算应力式中抗弯截面模量该齿辊轴满足弯扭合成强度要求。
生产能力精确校核及注意事项.新型双齿辊破碎机生产能力计算方法的推导根据以上分析可知，物料是被齿强行扫出破碎腔的，所以破碎机的生产能力等于将辊齿看作是物料单位时间内通过两齿辊之间的物料的总体积减去所有的辊齿在其中所占的体积，即式中破碎机的生产能力，物料的填充系数将辊齿看作物料单位时间内通过两辊之间的物料的总体积，物料粒度，单位时间内通过两辊之间的所有辊齿的体积，。
求由于物料是被辊齿强行扫出的，所以与辊齿接触的物料以辊齿接触点处的线速度运动。
如图所示，两辊之间的间隙为段。
表示左辊上的齿高，表示右辊上的齿高。
从图中可以看到，两辊上的辊齿从轴向看有重叠部分，即段。
物料通过段点的速度应该取两辊齿在该点的线速度的平均值。
物料通过段和段点的速度则简单地分别由左右辊齿在该点的线速度决定。
考虑到通过段的物料关于的垂直等分线具有对称性，则有式中单位时间内通过段的物料包括辊齿的体积单位时间内通过段的物料包括辊齿的体积。
其中角速度辊轴有效长度，辊齿中心距，辊齿大径辊轴半径，辊齿高度，。
设段上点坐标值为，则两辊上的辊齿在该点的线速度分别为和，其中那么物料通过点的平均速度为可见物料通过段的速度恒等于点的线速度。
则将式子和代入式子可得将，代入上式得求单位时间内通过两辊之间的所有辊齿的体积式中两个齿辊上安装的总齿数齿辊转速，单个齿的体积，。
求将式和代入式就得到生产能力的计算公式值选取将是本公式运用的关键。
因为值与物料性质物料松散系数以及进料饱和度等因素有关，要靠实践经验得到，经试验测定。
.生产能力校核型号说明分级破碎机齿辊中心距辊齿轴有效长度粒度代号单个齿的体积齿总数环齿双辊辅助辊齿单位时间内通过两辊之间的所有辊齿的体积理论计算的生产能力大于生产能力要求。
满足生产能力要求。
.注意事项电动机整定保护及启动电动机电流整定值为电动机的额定电流在电动机电流超过时如起动过渡过程，允许运行，超过即跳闸保护设备应设有过热保护欠压保护超压保护及对地绝缘保护等，并按有关标准整定。
电动机内，连续起动次数不得超过三次。
液力联轴器注油量的确定在液力联轴器富余的情况下，根据电动机额定转矩值，在液力偶合器外特性曲线上找出相应的注油量，按该注油量注油即可。
密封及润滑设计由于双齿辊破碎机的工作条件恶劣，破碎辊轴承密封性不好往往是造成轴承损坏的直接原因，因此密封问题应引起高度重视。
目前，国产及部分进口破碎机多采用迷宫或迷宫加油封密封。
从工业运行中发现，该种密封结构的密封效果并不理想，往往会出现破碎物料粉尘进入轴承腔内，与润滑脂渗合干结的情况，结果造成轴承损坏，直接影响了设备的使用寿命。
为解决这个问题，可设置台自动干油润滑站，定时定量向迷宫与油封之间补油，多余的油经迷宫挤出，这样就可阻止粉尘进入迷宫，同时也解决了轴承的润滑当然，轴承端盖下部必须加设排油孔，定期放油。
如果密封情况良好，轴承使用锂基二硫化钼润滑脂进行润滑，设备运行般不会出现问题。
专题设计部分液力联轴器概述液力传动装置是利用液体来传递功率的装置。
它与液压传动同属于液体传动范畴，但它们主要的不同点是液力传动是利用叶轮来工作的，传递功率时液体的流量大而压力低，它是通过液体动能和压力能的变化来传递功率而液压传动时利用工作腔容积的变化来工作的，它主要是通过液体的压力能的变化来传递功率。
液力联轴器又称液力耦合器，是利用液体来传递功率的种动力式液力传动装置。
由于它在改善传动品质简化驱动器结构及节能方面有独特优点，所以应用范围不断扩大。
工业中主要用它联接两传动轴作为柔性联轴器和离合器。
当不计叶轮旋转时的鼓风损失和其他机械摩擦损失时在稳定工况下，其输入轴扭矩始终等于输出轴扭矩，但输入轴转速不等于输出轴转速，即存在转速差。
采用这种联轴器可以有以下优点隔离扭振。
因为它的扭矩是通过液体来传递的，故当主轴扭矩有周期性波动如柴油机扭振时，不会通过液力联轴器传到从动轴上。
过载防护。
这种联轴器是柔性传动，在额定工况下，工作中有不大的滑差，当从动轴阻力扭矩突然增加时，联轴器的滑差会自动增大，甚至使从动轴制动，此时若用限矩型联轴器原动机仍可继续运转而不致停车，因此具有过载防护性能。
均匀多机并车的负荷分配。
由于液力联轴器工作中存在滑差，原动机转速稍有变化对扭矩的影响不大敏感，因而在多台机并车的机组中采用这种联轴器时，允许各原动机的转速稍有差别，来均匀这些原动机之间的负荷分配。
空载启动，离合方便。
这种联轴器在流道充油时即行结合传递扭矩，把油排空即行脱离。
因此，利用充排油即可实现离合作用，易于遥控。
还可实现空载启动原动机，逐步可控地启动大惯量负载原动机启动后流到逐步充油，这对负载大，即惯性阻力大，启动性能差的大功率异步电机和告诉柴油机，具有很大意义。
对于调速型液力联轴器，可实现无极调速。
允许主从动轴间有较大的安装误差，工作可靠，使用寿命长。
它的缺点有传动中有功率损失，效率η。
功率大于的液力联轴器，除本身外，还要套冷却供油系统和若干辅助设备，消耗部分辅助功率。
原动机转速较低时，联轴器尺寸重量较大等。
目前液力联轴器广泛用于汽车内燃机车发电冶金其中运输化工矿山船舶等各种机械设备中。
液力联轴器的工作原理如下图所示，它可以设想成为台离心式水泵和台水轮机的组体。
图原动机泵轮管道油箱涡轮输出轴离心泵在原动机带动下，由水池中抽出液体，通过管道冲在涡轮机的叶片上，使涡轮机转动，从而带动工作机。
但在这种传动型式中，由于离心泵水轮机的效率很低，加上管道损失约，使该传动系统的总效率更低。
而且这样的传动系统既笨重又庞大。
为了缩小结构尺寸，减少管路损失，取消涡壳，把泵轮和涡轮中心线的截面见下图中的小图。
这时工作液体在这些叶轮中循环流动来传递能量，这就形成了效率可高达的液力联轴器的基本结构。
如下图所示为液力联轴器的基本结构图。
它主要由主动轴泵轮与主动轴相连涡轮与从动轴相连。
主从动轴在同轴线上，泵轮与涡轮左右对称布置，轮内装有定数量径向辐射的叶片，形成工作油腔如下图所示，两轮间有
（定稿）FP5216B强力分级式双齿辊破碎机设计（CAD图纸+毕业论文）
