颚式破碎机设计

1前言

1.1选题背景与意义

在工业生产中破碎机械大致可分为6种，有锤式破碎机，辊式破碎机，复摆颚式破碎机，圆锥碎机，反击式破碎机和立轴冲击式破碎机（VSI）。现在主要介绍下复摆颚式破碎机。复摆颚式破碎机是石料厂的初级破碎设备。本文从3个方面来比较国内外相关产品的差别。（一）颚式破碎机的设计与制造工艺：自上世纪90年代，尤其是近10年以来针对复摆颚式破碎机运动方法的四连杆机械设计理论有较大的创新与突破。例如：破碎腔的双向啮角，短肘板大摆角，减少传动角与偏心距等，美国一些公司所生产的颚式破碎机往往已采用这些先进的设计理论来提高产品性能和操作可行性与安全性。与此同时中国大陆公司由于成本，技术等因素采用上述先进设计理论较少，采用耐磨材料（如高锰钢）和重要配套件（如调心滚子轴承）等国产基础件，使用平均寿命低于国际先进水平。此外，生产厂商的制造和装配工艺上多年来也少有改进与优化，例如轴承孔、座的加工的装配工艺和机架的装配等。（二）颚式破碎机的品种规格：复摆颚式破碎机是以进料口的外部尺寸来标定机器的规格，国内制造商基本上按行业标准制造约10种规格粗碎系列产品，国外主要制造商的产品有更多的规格。例如：诺德伯格公司，有C、VB和重型3个系列合计22种规格；锡达公司有28种规格；先锋公司有15种规格。（三）颚式破碎机的性能复摆颚式破碎机的主要技术参数是对石料的处理能力和最大允许进料尺寸。同一种规格的复摆颚式破碎机由于设计不同，其最大允许进料尺寸不一定相同，我国是参照采用前苏联标准，进料口宽度以齿底与齿尖距离为标准，而国际上以固定齿板和活动齿板之间距离为标准。由此，标明相同规格的产品，实际上国内比国外往往小一个齿深的距离，大规格的破碎机齿深为60-100mm，国内产品的允许进料尺寸则偏小50-80mm。

随着社会主义市场经济的健康发展，城市乡村基础设施建设，公路铁路及其他大型交通建设，水利发电站等行业对石料，特别是高规格高质量的石料需求与日俱增。单就高速公路建设一项，每年以2200KM的速率发展，约需石料3500万3M。

破碎是选料的首道工序,为了分离出有用的石料,其加工工序分为粗碎、中碎、细碎,磨矿。因为破碎是高耗电的加工，所以“多碎少磨”的技术原则是破碎的一项重要原则。为的就是要节能减排，提高效率。随着机械工程自动化的发展,国内外一些颚式破碎机已实现机械，电气，液压的一体化、检测并自动调节给料速率和破碎力等。与此同时,破碎机也在向大型化重型化发展,（粗碎旋回破碎机的处理能力已达6000th）。

颚碎机的缺点也是显而易见的。例如；阶段式破碎、破碎效率偏低,破碎比偏小。针对其缺点,各国主要着手从以下几方面加以改进: （1）提高了破碎机自动化水平(可

自动检测并调节、应对过载保护、工作时自动润滑)（2）改进了动颚悬挂方式和衬板的支承方式,提高性能;（3）优化结构与运动轨迹改进破碎腔型,增大其破碎比,提高效率,现已普遍应用高深破碎腔和较小啮角。（4）颚板采用了新的耐磨材料,最大程度降低了磨损消耗。与此同时也有一些新机型问世,例如（1）复摆式鄂式破碎机,兼有颚式破碎机与圆锥破碎机的性能其产量较同规格的破碎机高50%。（2）筛分颚式破碎机,把筛分和破碎结合为一体,简化工艺流程,及时将已达粒度要求的石料排出,减轻了破碎机的堵塞和避免过粉碎。（3）双腔双动颚式破碎机,其破碎比高达50

20,产

~

量大，效率有所提高而且其排料口便于调节;（4）在大型化破碎机方面国内外都已生产1500mm×2100mm规格的颚式破碎机。

在实际生产中仅对粗碎而言, 现阶段主要对现有颚式破碎机予以优化改进、完善,达到节能减排、长寿的高效耐用的目的。

1.2设计内容

通过前面查阅中外参考资料和对实际生产设备的观察与解读, 基本了解了颚式破碎机工作的基本原理和加工工序。在查阅相关资料后，确定对颚式破碎机的设计方案，画出该颚式破碎机的总装配图。最后分步进行该设备的零件设计，以及总装配图的设计

主要是建立在所学的机械专业课的基础上，参照相关参考文献，结合参观实习，运用《机械零件设计手册》《破碎机》《机械原理》等书籍，进行不断的分析和比较，确定最好的设计。

本文所设计的鄂式破碎机是在原鄂式破碎机的基础上，保留了原鄂式破碎机的优点，主要对复摆颚式破碎机进行运动分析、V带的选择，鄂板、齿板磨损的分析，各种工作参数的选择从而得到最优化的设计。

本次设计的要求是设计一台效率高，结构合理的颚式破碎机。通过各零件的优化改进，对数据的计算，使完成设计后的机器能够满足生产要求。预期研究成果是获得一份比较完整的设计方案及设计说明书，然后完成关于颚式破碎机的总装配图一张，零件图若干张。

1.3设计方案

根据本次设计题目，在学院所开设的专业课指导下，结合参观实习以及在查阅中外资料后，确定颚式破碎机的系统组成。使用《机械零件设计手册》等资料，并利用autocad设计软件进行分析设计和计算。依次确定颚式破碎机的电动机，V带，鄂板、齿板，偏心轴，其他技术性能参数

2 颚式破碎机的参数

2.1 结构参数的确定

（1）进料口与卸料口。进料口长度L 为宽度B 的1.25～1.6倍。对于大型破碎

机，取L=(1.25～1.6)B,中小型破碎机取L=(1.5～1.6)B 。对于小型破碎机，为了获得较高的生产率和粉碎比，L ／B 值可以选大些，L ／B=2.5～5。进料口宽度B=（1.1～

1.25）max D 。max D 是最大给料粒度，这是由破碎机啮住物料的条件所决定的。(建材机械工程手册)

进料口宽度B=(1.1～1.25)max D =240（mm ）

中、小型破碎机L=(1.5～1.6)B =384（mm ）

卸料口最小宽度e 可以按下式确定：

简摆鄂式破碎机：=-s d max (51～71

)B

复摆鄂式破碎机：=-s d max （71～101

）B

e==-s d max （71～101

）B

=46（mm ）

式中 max d — 最大卸料粒度；

S — 动鄂板的摆动行程（卸料口出的水平行程）。

（2）动鄂板摆动行程S 与偏心轴的偏心距r 。在理论上，动鄂板摆动行程S 应

按物料达到破坏时所需压缩量来决定。然而，由于破碎板的变形，及动鄂板与固定鄂板之间存在的间隙等因素的影响，实际选取的动鄂板摆动行程远远大于理论上求出的数值。

在简摆鄂式破碎机中，动鄂板摆动行程是破碎腔的上部行程小，下部行程大，物

料大小是从破碎腔的上部逐渐向下逐渐减小的，所以只要动鄂板上部的摆动行程能够满足破碎物料所需的压缩量就可以。根据实验，破碎腔上部的动鄂板摆动行程大于0.01Dmax ，Dmax 是最大进料粒度。

在复摆鄂式破碎机中，动鄂板摆动行程是破碎腔的上部行程大，下部行程小。根

据实验，它的动鄂板摆动行程受卸料口宽度的限制，因为，如果动鄂板下部行程增加到大于卸料口最小宽度的0.3～0.4倍时，将引起物料在破碎腔下部的过压实现象，

容易造成卸料口堵塞，使负荷急剧增大，所以动鄂板下部的摆动行程不得大于卸料口宽度的0.3～0.4倍。

实际上，动鄂板行程是根据经验数据确定的。通常，对于大型鄂式破碎机，S=25～

45mm ，中小型鄂式破碎机，S=12～15mm 。因此，动鄂摆动行程S=14mm 。

动鄂板摆动行程确定后，偏心轴的偏心距r 可以根据初步拟定的构件尺寸利用绘

制机构图的方法来确定。通常，对于简摆鄂式破碎机，S ≈r(2～2.2)r 。对于复摆鄂式破碎机s=(2～2.2)r=2.1r,偏心轴偏心距r=6.7

（2）破碎腔的形状。破碎腔的形状是决定生产率、动力消耗和衬板磨损等破碎

机性能的重要因素。

破碎腔分直线型和曲线型。直线型的破碎腔各连续的水平线间形成的梯形断面面

积，向下依次递减，因而造成一种随着物料降落而向下递增的堵塞倾向。这种倾向在物料到达出料口时为最大，这是造成破碎机过载和衬板下端磨损严重的主要原因。直线型的破碎机生产率随卸料区的加深而大大减少。采用曲线型时，已破碎的物料在容积大的破碎区向下降落，这不仅使所有的大块物料容易移动，而且也可以使细小的物料有可能从破碎区内自由卸出，因而不易发生堵塞，衬板磨损减少，生存率大。同时，动鄂板和固定鄂板末端有一段平行带，在较长期工作之后仍可保持平行，故破碎产品较均匀。但目前仍有不少破碎机采用直线型，因为它在制造和修理时都较方便。

如下图所示：图2.1是常用的腔形，应用最多，它的特点是定鄂竖直，动鄂在定

鄂的一侧，啮角=α18°～24°。图2.2动鄂、定鄂在同一竖直面的两侧，动鄂与竖直面所成夹角为2α，定鄂与竖直面所成夹角为1α，啮角α=1α+2α=18°～24°。该形分三种情况，即1α＜2α，1α=2α，1α＞2α，当1α=0时，就是图2.1的腔形。

图2.1 常用破碎机腔形

图2.2 定鄂、动鄂在同一竖直面两侧

2.2 工作参数的确定

偏心轴的转速。偏心轴转一圈，动鄂板往复摆动一次，前半圈为破碎物料，后半

圈为卸出物料。为了获得最大的生产能力，破碎机的转速n 应该根据以下条件确定：当动鄂板后退时，破碎后的物料应在重力作用下全部卸出，然后动鄂板立即返回破碎物料。转速过高或过低都会使生产能力不能达到最大值。

如图2.3所示，b 为公称排料口，L s 为动鄂下端点水平行程，L α为排料层的平

均啮角。11A ABB 为腔内物料的压缩破碎棱柱体，22A ABB 为排料棱柱体。破碎机的主轴转速n 是根据在一个运动循环的排料时间内，压缩破碎棱柱体的上层面（1AA ）按自由落体至破碎腔外的高度h 计算确定的。而该排料层高度h 与下断点水平行程L s 及

排料层啮角L α有关。即排料层上层面（1AA ）降至下层面（1BB ）,正好把排料

层的物料全部排出所需的时间来计算主轴的转速。对于排料时间有不同的意见：一种认为排料时间t 应考虑破碎机构的急回特性，即排料时间与机构的行程速比系数有关。这一观点未注意到动鄂下端点排料起始点与终止点并不一定与机构的两极限位置相对应。另一种认为排料时间t 应按t=15／n 计算，即排料时间对于主轴的四分之一转，这种假定与实际情况相差甚大。据了解认为排料时间按主轴半径计算比较符合实际情况。

图2.3 排料口处排料示意图

排料时间t 为

t=30/n (2.1)

排料层完全排出下落的高度h 为

h=L s ／tan L α (2.2)

由 h=2

1g 2t (2.3)

令 g=9800mm ／2

s (2.4)

将式(2-1)、（2-2）、（2-4）代人（2-3），得 L

s q n αtan 2100= 式中 n ——主轴转速（r ／min ）；

L s ——动鄂下端点水平行程（mm ）； L α——排料层平均啮角（?）；

q ——系数，考虑在功耗允许的情况下转速的增减系数。取

q=0.95～1.05。高硬度矿石取小值。该式是机构设计和机型评价的重要公式之一。 偏心轴转速也可以用下述经验公式确定：

B ≤1200mm 时 B n 145310-= r ／min

B ＞1200mm 时 B n 42160-= r ／min

式中B 为进料口宽度（mm ）

由于算得 B=240＜1200 mm ,所以把B=240 代人 上式，得

B n 145310-=

=275.2 r ／min

（2）啮角。鄂式破碎机动鄂板与固定鄂板之间的夹角α称为啮角。当破碎物料时，必须使物料既不向上滑动，也不从进料口中跳出来。为此，夹角α应该保证物料与鄂板工作表面间产生足够的摩擦力，以阻止物料块被推出去。为了确定α角，应该分析当物料被鄂板挤压时作用在物料上的力。

设物料形状为球形，其质量为G ，如下图所示，由G 产生的重力比物料的破碎力小很多，可以忽略不计。在鄂板与物料接触处，鄂板对物料的破碎力为1P 和2P ,两者均与鄂板垂直。由这两个力所引起的摩擦力为1fP 和2fP ,其方向向下。其中f 为物料与鄂板之间的摩擦系数。

物料不向上滑动的条件是:

ααsin cos 221fP P P +=

ααsin cos 221P fP fP ≥+

经整理得： 212f f

tg -≤α

如物料与鄂板之间的摩擦角为?，则

?tg f = ??

?α2122tg tg tg tg =-≤ 即 ?α2≤

因此，啮角应小于物料与鄂板之间的摩擦角的2倍。一般摩擦系数f =0.25～0.3,则啮角最大值为28°～34°。实际上，当破碎机喂料粒度相差很大时，虽然α＜2?，仍有可能产生物料被挤出的情况，这是由于大块物料楔塞在两个小块物料之间。所以，一般鄂式破碎机的啮角α=18°～22°。

减少啮角，可使破碎机的生产率增加，但会导致粉碎比的减少；相反，增大啮角，虽可增加粉碎比，但会降低生产率，同时落在破碎腔中的物料不易被夹牢，有被推出机外的危险。

（2）生产能力。破碎机的生产能力是指机器每小时所处理的物料的立方米数。由于生产能力不但与排料口尺寸有关，而且与待破物料的强度、韧性、物料性能以及进料的几何尺寸和块度分布有关，因此为统一衡量机器生产能力的高低，标准中的生产能力，是机器在开边公制公称排料口下，每小时所处理的抗压强度为250MPa 、堆密度为1.6t ／3m 的花岗岩物料立方米数，称为公称生产能力（3

m ／h ）。参看下图，在公称排料口b 时，每一运动循环的排料行程下排出的物料棱柱体B B AA 11的体积与每小时转速60n 的乘积，即可得到公称生产能力Q 的计算公式为 L L L s b nLs Q αμtan )2(301-=

式中 Q ——生产能力（h m 3）； n ——主轴转速（r ／min ）；

L ——破碎腔长度（m ）

b ——公称排料口尺寸（m ）；

L s ——动鄂下端点水平行程（m ）；

1μ——压缩破碎棱柱体的填充度，中小型机在公称排料口下一般取1μ=0.65～0.75。

由于机器要求具有高生产能力，所以上公式将是机构设计中建立目标函数的重要

依据。

鄂式破碎机的生产能力除利用理论公式计算外，还常常采用下列经验公式计算： h r qe K K Q 21=

根据《建材机械工程手册》，查表1.2-2、表1.2-3、表1.2-4及表1.2-5可得：11=K , 12=K ,4.0=q ,6.1=γ

所以把前面所求 e=46 mm 代入上式公式

=18.4 t/h

2.3 电动机的选择

机械总效率η包括传动系统的机械效率'η和物料与鄂板间摩擦损耗的破碎效率“η。

”’

ηηη= 通过查表可得：传动系统的机械效率'η=0.96，物料与鄂板间摩擦损耗的破碎效率“η=0.92

则 =0.96×0.92

=0.834

根据经验公式，中小型鄂式破碎机（600×900毫米以下）

N=BL/50～BL/70

=18.4～13.2

根据我国生产鄂式破碎机的生产参数，则取N=17.5kw

查表16-2得 选取电动机为YB 系列1000r/min ,电动机具体牌号为Y180L1-6 15kw 满载转速为970r/min.

偏心轴功率为 "''ηηP P =

=12.34kw

扭矩 T=9550'P /n=428.5

2.4 飞轮几何尺寸的确定

飞轮的作用是为了避免破碎大块物料时，减少电动机的尖峰负荷，其主要作用是增加转子系统的转动惯量，其具体尺寸到是无关紧要的。

计算飞轮的转动惯量如下：

轴的转动惯量

25.0MR I ?=轴

= 0.5 (3.14×1.2×7.8×310) × 40.105()2

= 0.112 2/m kg

销轴的转动惯量

42?=MR I 销

422????=R L r ρπ

= 3.14×20.025×0.5×7.8×310×230462.0×4

= 2.83 2/m kg

隔板的转动惯量

I = 0.5 m(2R +2r )

其中 R=0.36 0.1050.05252

r =

= ρπd r R m )(22-=

= 3.14×(236.0-20.0525)×0.025×7.8×310

= 77.7 kg

I 隔 = 0.5 × m × 5 ×(2R -2r )

= 0.5 × 77.7 × 5 ×(236.0-20.0525)

= 24.642/m kg

带轮的转动惯量

带轮的转动惯量的近视算法：

I 带= 0.5×m(2R +2r )+ 0.5 ×m (2'R + 2'r )

= 0.5 × πB ρ(2R -2r )(2R +2r )+0.5πL ρ(2'R -2'r )

=0.5×3.14×0.2125×7.8×310(21575.0-2035.0)(21575.0+2035.0)

= 1.592/m kg 电动机出轴端皮带轮惯量应为：

I 带=0.5×m(2R +2r )

= 0.84 2/m kg

所以飞轮的转动惯量为：

77.82-1.59-45.7-24.64-0.112- 2.83-0.84=2.1082

kg

.m I = 0.5 m2

R

= 0.5π2

R Bρ2R (B 取0.15)

= 0.5×3.14×0.15×7.8×3

10×4R

= 2.1082

kg m

则R=0.28米

所以飞轮的厚为0.12米，长为0.56米。

3 传动部分设计

3.1 皮带传动设计

以下各公式图表参考由程志红主编东南大学出版的?机械设计?

1.确定计算功率

根据工作情况系数A K 查表4.6 得 A K =1.4

设计功率 c P = A K P = 1.4× 15 = 21KW

c P =21KW

选择带型

根据c P =21KW 和 1n =970r/min ，查图4.6得 B 型带

确定带轮基准直径1D 和2D

小带轮基准直径1D 查表4.7

1D =180mm 大带轮直径2D 1212)(D n n D =

=(970/275)×180 =634 mm

圆整2D =560 mm

2D =630mm 2.验算带的速度V

1.910006097018014.31000601=???=?=n

D V πm/s V = 9.1m/s

要求带速在5～25 m/s 范围内，带速符合要求。

确定中心距0a 初取0a =700mm

0a =700mm 确定基准长度d L 0

2

12210'4)(2)

(2a D D D D a L -+++=π = 2×700+3.14×(180+630)/2+700

4)180630(2

?- = 2744.02

按表4.8圆整 d L = 2800mm

确定实际中心距a

由式4-22

a ≈0a + (d L -'L )/2

= 700 + (2800-2744.02)/2 = 727.99 a=727.99mm 验算小带轮包角

由式4-23

1a = 180°- （630-180）/a ×57.3°

=180°-（630-180）/727.99×57.3°

=144.68° ＞120° 符合要求

1a =144.68° 确定V 带根数

单根V 带试验条件下许用功率0P 查表4.4 0P = 2.72 KW

根据ι=2D /1D =3.5 得

传递功率增量0ΔP 查表4.5 0ΔP =0.3 KW

包角系数a K 查表4.8 a K = 0.95

长度系数L K 查表4.3 L K = 1.05

V 带根数 由式4-24 Z = L

c K K P P P α)(0?+ =21/[（2.72 + 0.3）0.95×1.05]

= 6.97 圆整

Z =7根

确定V 带的预拉力

V 带的每米长度质量q 查表4.2 q = 0.17

0F = 500zv p c （a k 5.2- 1）+ q 2v =283.02 0F =283.02N

确定压轴力

r F = 2Z 0F 2

sin a = 2 ×7×283.02×268.144sin

=3768N r F =3768N 3.2轴的结构设计

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，选择材料种类和热处理方式。轴的材质是碳素钢与合金钢。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。

轴的结构设计包括轴的形状、轴的径向尺寸和轴向尺寸。轴的结构设计是在初估轴颈min d 基础上进行的。

为了满足设计要求，保证轴上零件的定位和规定，便于装配，并有良好的加工工艺性，所以选择阶梯轴形。装滚动轴承的定位轴肩尺寸应查有关的安装尺寸。为便于装配及减小应力集中，有配合的轴段直径变化处做成引导锥。在一根轴上的轴承一般都取一样型号，使轴承孔尺寸相同，可一次镗孔，保证精度。

选取45号钢作为轴的材料，调质处理。由式8-2 3

n p A d ≥ 计算轴的最小直径，并加大3%以考虑键槽的影响。查表8.6，取A=115

则 mm n P A d 5.44275

595.1411503.13311min =?==? 按GB5014-85 圆整，可得 最小直径 d =60mm

2）确定轴的结构方案

传动过程为：

电动机

键皮带轮皮带大皮带轮键转子

图3.1主轴示意图 带轮和右轴承从轴的右端装入，靠轴端档圈得到定位。飞轮和左轴承从轴的左端

装入。皮带轮靠键联接，采用调心磙子轴承。

3）确定各轴段的直径和长度（从右到左）

①段：轴段1用于安装皮带轮。其直径应该与皮带轮的孔径相配合。min d 圆整后，1d =60mm 。其带轮宽 f e Z B 2)1(+-==132mm 。轴打孔定位皮带轮，故取1L =120 mm 。皮带轮与轴的轴向定位采用渐开线平键联接。这种联接具有结构简单、工作可靠、装拆方便等优点，获得了广泛的应用。

②段：为使皮带轮定位，轴肩高度+=l h (2～3)mm,孔倒角取3mm(GB64034-86)。2d =65mm ，2L =15mm

③段：为了便于装拆轴承内圈，3d ＞2d ，且符合标准轴承内径。查GB/T288-1994,

选轴承为调心滚子轴承，型号为22216，轴承宽为33mm,基本额定载荷or C =180KN, r C =115KN 。极限转速：脂润滑为22001min ./-r ,油润滑为30001min ./-r 。该段还有档圈、螺纹（厚度）。3d =80mm, 3L =76mm 。

④段：同样为了便于装拆轴承内圈，4d ＞3d ，且符合标准轴承内径，查GB/T288-1994，选轴承为调心滚子轴承，型号为22218，轴承宽为40mm ，基本额定载荷or C =272KN, r C =168KN 。极限转速：脂润滑为19001min ./-r ，油润滑为26001min ./-r ，该段还有档圈，4d =90mm, 4L =67mm 。

⑤段：为了调整输出轴上个零件的轴向距离和对调心滚子轴承的轴向定位。根据调心滚子轴承内圈定位点来确定轴的直径，选择轴的直径为5d =100mm, 5L =41mm 。

⑥段：同样为了调整输出轴上个零件的轴向距离和对调心滚子轴承的轴向定位。根据调心滚子轴承内圈定位点来确定轴的直径， 5d =6d =100mm, 5L =41mm 。

⑦段：该轴端与④段一样。7d =4d =90mm, 7L =4L =67mm 。

⑧段：该轴端与③段一样。8d =3d =80mm, 8L =3L =76mm 。

⑨段：该轴端与②段一样。9d =2d =65mm, 9L =2L =15mm 。

⑩段：该轴端与①段一样。10d =1d =60mm, 10L =1L =120mm

3.3 轴和键的校核

完成轴的结构设计后，轴上主要零件和支反力的位置、外载荷的大小

95501045

95.030=M = 260 N ?m 单位长度上的均布载荷为：

705

.006.05.260?=M = 6.26 N/mm 水平方向的单位载荷为：

H T = 6.2 ×cos 060=3.1 N/mm

垂直方向的单位载荷：

V T = 6.2 ×sin 060= 5.4 N/mm

由于张紧力的作用，使轴所受的力Q 为：

Q = 3573 N

其方向与水平方向成017角偏下

H Q = 3573 ×cos 017 = 3417 N

V Q = 3573 ×sin 017 = 1045 N

重力的作用

M =销M +锤M +隔板M +轴M

= 5.5107×4+24.135×16+65.2×5+679

= 1413.2

G = 1431.2×10=14312 N

轴上的受力如图3.3所示：

(1)轴承的支反力

利用力矩的平衡

在水平面H 上

AH R = [3417×828 + 3.1×435×（217.5+136）]/701

= 4716.1N

AH R +BH R =H Q + q L

BH R = 3417 + 3.1×435 – 4716.1

= 49.4 N

在垂直平面上

V Q ×828 + G × 347.5 =AV R × 701 + q L ×347.5

AV R =( 1045×828+14312 ×347.5 – 5.4 ×347.5 ×435)/701

= 7164.6 N

AV R + q L = V Q + G +BV R

BV R = 7164.6+5.4 ×435–14312–1045

=-5843N

(2)画出水平面弯矩XY M 图3.6，垂直面弯矩XZ M 图3.9，轴的合成扭矩图图3.11

（3）按弯扭强度校核轴的强度

轴的材料为45号钢，正火查表4 — 1得，σB= 580 N/2mm ,则[σ]=0.09 — 0.1σB ，即58 N/2mm 轴的计算应力为：

图3.2轴的结构图

图3.3轴的受力图

图3.4轴的水平受力图

图3.5轴的水平剪力图图3.6弯矩图

图3.7轴的垂直面受力图

图3.8轴的垂直面剪力图

图3.9轴的弯矩图

图3.10轴的合成弯矩图

图3.11合成扭矩图

由图可以看出，D 点的弯矩和扭矩最大，为危险面，轴的抗弯剖面系数为：

()10688710528010223210514.32322

32

3=???-?=--=d t d bt d b πω ()28372333023346.028314282

2=?+=e M ][54.26106887

2837233b b e

e M σωσ≤=== 安全 皮带轮上键的选择：此处所用的键为普通平键，其用于静联接，A 型键在键槽中的固定良好，但轴上键槽端部的应力集中较大；B 型键在键槽中的定位性较圆形键差，常用紧定螺钉辅助紧固，轴上键槽端部的应力集中较小；C 型键主要用于轴端。应用广泛，适用于高精度，高速或承受变载、冲击的工况。

根据主轴直径160d mm =，查《机械设计手册》，选用普通半圆型平键，皮带轮及飞轮的联接采用普通A 型平键，具体型号：皮带轮 键 18×11 飞轮 键 18×11。键的公称尺寸1118?=?h B ，根据前面轴的长度可选键长mm L 101=。对键进行强度校核

][2P P dhl

T σσ≤= 2/N mm l : 键的工作长度 C 型健 2b L l -

==101-9=92mm

1t :键与轮隔板的接触高度，mm 1 5.4t =

[]P s :许用挤压应力，2/N mm

键的材料一般采用抗拉强度极限2/600mm N B ≥σ的槽，45号钢，而轮毂的材料为铸铁，所以轴的连接许用挤压应力245/P N mm s =。

][/014.092

11605.428222P P mm N dhl T σσ≤=???== 键的强度满足设计要求。

3.3.1 计算当量载荷

B R ==5843.2N

取1x = 0.5Y = ctga =2.7

1r p xR =+YA =8577.47

25843.2r p =

3.3.2 轴的寿命

由于1r p ≥2r p ，故应按照1r p 计算，由表5—9和表5—10查得

1.5p f = 1t f =

按式5-3得: 250003052585775.1112000110456010601010366≥=??? ?????=???? ????=εr P r t H P f C f n L h

轴承的寿命符合要求

择过小，或使肘板与其衬垫在机器空载运行时分离而产生撞击，或使弹簧完全压死甚至破坏弹簧。因此拉杆弹簧的优化设计的目的，是确定保证肘板与其衬垫紧密贴合的最小弹簧计算载荷。