【文章內容簡介】 ， 1m。n——輥子轉速，70r/minK——系數(shù)，破碎煤時，K=則可以得到電動機功率：kW ()總的傳動效率：()()所需電動機的功率：()由文獻[14,4050] 查得：根據已經計算出的所需的電動機的功率，加上一定的余度，由電動機的額定功率，以及一些其它參數(shù)進行初步的選擇。電機型號額定功率 Kw轉速r/minY280S4751480Y280S675980Y315S675980最后根據電動機的工作條件、工作情況、電動機的質量等各個方面進行綜合比較，考量，最終選擇到最合適的電動機，其型號為：Y315S6 聯(lián)軸器的選擇與校核 聯(lián)軸器類型的選擇根據聯(lián)軸器的連接機器的種類、工作條件、受載情況、傳動效率等因素，分別選擇凸緣聯(lián)軸器和有伸縮量的萬象聯(lián)軸器。 聯(lián)軸器的安全校核1 凸緣聯(lián)軸器聯(lián)軸器的公稱轉矩： N . m ()式中P——主電機功率，KW；n——主電機的轉速，r/min。由文獻[] 表141查得：聯(lián)軸器的工作情況系數(shù)K=，所以聯(lián)軸器計算轉矩為： N . m()所以，查閱文獻[3,149頁] ，選擇聯(lián)軸器的型號為YL12型凸緣聯(lián)軸器。各別為：公稱轉矩為1600 ，需用最大轉速4700 r/min， 軸徑為70mm。因為 ()所以聯(lián)軸器滿足要求，校核安全。聯(lián)軸器的型號：GBYL1214270。2 萬象聯(lián)軸器聯(lián)軸器的公稱轉矩：()式中P——減速器輸出功率，KW；n——減速器的轉速，r/min。查閱文獻[7,343頁] 表141查得聯(lián)軸器的工作情況系數(shù)K=，所以聯(lián)軸器的計算力矩為：()所以，查閱文獻[13,29篇] 選擇聯(lián)軸器的型號為SWP225A聯(lián)軸器。各個參數(shù)分別為：許用轉矩[T]為20 KN .m，許用最大轉速1400 r/min，軸徑130mm。因為 ()所以聯(lián)軸器滿足要求，校核安全。選擇聯(lián)軸器的具體型號為：SWP225A JB324第四章 減速器的基本設計 總體設計方案該減速器是由一個多級齒輪傳動系統(tǒng)組成的。只有一根軸通過萬向聯(lián)軸器與電動機連接，同時有兩根輸出軸。設計要求：兩根輸出軸的轉速是相同的，但轉向是相反的，與此同時保證一定的工作效率及具有一定的余度保證。 減速器傳動比的分配總傳動比：()首先由兩級傳動進行減速，使速度降至工作機所需的轉速。初選高速軸的傳動比：而總傳動比：所以 0 軸：電動機軸()軸：高速軸()軸：中間軸 ()軸：低速軸() 低速輸出端：()Ⅳ軸：過渡軸()Ⅴ軸：過渡軸()Ⅵ 軸 ：低速軸()低速輸出端() 齒輪的設計 高速級傳動齒輪的設計1. 精度：根據傳動系統(tǒng)需要，選擇8級精度2. 材料：根據文獻[7,189頁] 表 101 選擇齒輪軸的材料40Cr（調質），硬度為280HBS大齒輪的材料選用45鋼（調質），硬度為240HBS,兩者材料硬度均為40HBS。3. 選擇齒輪軸齒數(shù)=20，則大齒輪齒數(shù)=i=20=704. 初選螺旋角：=5. 假設電機壽命15年，全日制工作。 按齒面接觸強度設計根據文獻[7,216頁] 查得齒面接觸強度設計公式：()1. 根據公式內的各計算值（1） 選擇 （2） 選取區(qū)域系數(shù)=（3） 由文獻[7,圖1026] 查得：=因此計算得2. 計算許用接觸應力根據文獻[7,201頁] 表107選取齒寬系數(shù)： =1根據文獻[7,198頁] 表106查得材料彈性影響系數(shù)：=根據文獻[7,198頁] 圖1021c按齒面硬度查得：小齒輪的接觸疲勞極限：=750Mpa大齒輪的接觸疲勞極限：=580Mpa計算盈利循環(huán)次數(shù)：=6015002430015=()()根據文獻[7,203頁] 圖1019 查得：接觸疲勞壽命為： ()選取安全系數(shù)S=1 計算接觸疲勞許用應力：()則許用應力為：()3. 計算齒輪各部分參數(shù)（1） 試算小齒輪分度圓直徑，由計算公式得：()選?。?120mm（2） 計算圓周速度()（3） 計算齒寬b及模數(shù)()()()()（4） 計算縱向重合度()（5） 計算載荷系數(shù)K已知使用系數(shù) 根據v=，8級精度，根據文獻[7,192頁] 圖108 查得：動載系數(shù)；根據文獻[7,194頁] 表104 查得：的計算公式； =()（6） 按實際的載荷系數(shù)矯正所算得的分度圓直徑()（7） 計算模數(shù)() 按齒根彎曲度設計根據文獻[7,198頁] 查得齒根彎曲強度設計公式： ()1. 確定計算參數(shù)（1） 計算載荷系數(shù) ()（2） 根據縱向重合度=。根據文獻[7,215頁] 圖1028 查得螺旋角影響系數(shù)：=（3） 計算當量齒數(shù)()（4） 查取齒形系數(shù)根據文獻[7,197頁] 表105 查得： （5） 查取應力校正系數(shù)根據文獻[7,197頁] 表105 查得： （6） 計算大小齒輪的根據文獻[7,204頁] 圖1020c 查得:小齒輪的彎曲疲勞強度極限：大齒輪的彎曲疲勞強度極限：根據文獻[7,202頁] 圖1018 查得彎曲疲勞壽命系數(shù)： 取彎曲疲勞安全系數(shù)S= 查得彎曲疲勞許用應力：()()大齒輪的數(shù)值比較大。2. 設計計算()對比計算結果，由齒面解除疲勞強度的法面模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，取=7，可以滿足彎曲強度。但為了同時滿足解除疲勞強度，需按解除疲勞強度算得分度圓直徑=150mm 計算相應的齒數(shù)：則：()選取 =22則：選取 =773. 幾何尺寸計算（1） 計算中心距()將中心距圓整a=350mm（2） 按圓整的中心距進行螺旋角修正()因值改變不多，故參數(shù) 、 、的值不必修正。（3） 計算大小齒輪的分度圓直徑()（4） 計算齒輪寬度()圓整為標準齒寬：則小齒輪寬度=150，大齒輪寬度=140mm 各級齒輪傳動這種減速器是多級齒輪傳動使速度降下來。減速器內的各級齒輪設計步驟相同，其它各級齒輪參數(shù)如下表所示：i一級傳動22773507二級傳動22934658三級傳動239344698四級傳動232311868五級傳動239344698第五章 主要零部件的設計和校核 主軸的材料主軸的材料選取15CrMn熱處理形式調制處理調質硬度：HB217255抗拉強度極限屈服強度極限彎曲疲勞極限 軸的結構設計 主軸功率P、轉速n和轉矩T由于主軸通過聯(lián)軸器直接和減速器連接，由第三章計算出主軸的功率P，選擇則 由于主軸通過聯(lián)軸器和減速器的低速輸出端直接連接，是等速傳動，傳動比1 所以軸的轉速等于電機的工作轉速 軸的最小直徑的確定根據文獻[7,362頁] 得到軸徑計算公式：()式中 d ——軸徑，mm ；——按軸的許用扭轉應力確定的系數(shù)；P ——軸傳遞的功率，KW；n ——軸的轉速，r/min；選取軸的材料為 15CrMn 鋼，調質處理。根據文獻[13,2615頁] 表2632 可而當軸的截面上開有鍵槽時，應增大軸徑以考慮鍵槽對軸的強度的削弱，對于直徑的軸，有一個鍵槽時，軸徑增大5%~7%；有花鍵時，應增大10%~15%。因為我們所設計的軸與主軸連初要開花鍵槽。所以軸的最小直徑至少要增大15%，即： 取130mm。 軸的結構設計1. 擬定軸上的零件的裝配方案軸上的零件和工作原理已經確定，現(xiàn)在選用如上圖的裝配方案。2. 根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度（1） 通過裝配方案圖可以看出，最小直徑應該是聯(lián)軸器的一端，根據破碎機的工作原理了解到破碎輥在破碎物料時將產生很大的扭矩和彎矩同時也有很大的能耗，所以，破碎輥工作時要通過聯(lián)軸器來傳遞減速器輸出的扭矩和能量。破碎輥通過鍵與聯(lián)軸器連接滿足彎矩的要求。在這里可以將軸圓整加粗到130mm。選擇鍵的型號為：鍵C32160 GB1096679，聯(lián)軸器是具有伸縮量的萬向聯(lián)軸器，這樣可以確定AB段的長度為220mm。（2） 在CD段和E