【文章內(nèi)容簡介】 速措施不能滿足其機械特性和經(jīng)濟要求時，應(yīng)采用變傳動比的傳動。通常從降低成本角度出發(fā)盡量采用有級變速，只有工作機生產(chǎn)工藝需要連續(xù)變速時，才選用無級變速傳動。此外，在傳動裝置中傳動比的分配應(yīng)合理。 如下圖所示傳動機構(gòu)，選擇了帶式傳動機構(gòu)。因為雙齒輥破碎機所需要的傳動精度不需要太高，而且功率消耗很大需要安全 保障，使用帶式傳動機構(gòu)很安全。因為雙齒輥破碎機的電動機的轉(zhuǎn)速是 730r/min，而輥子的轉(zhuǎn)速需要 64 r/min，要求傳動比為 。 =**1，因為帶式傳動機構(gòu)所需要的傳動精度不需要太高，故帶式部分的傳動比為 第一對齒輪的傳動比為 第二對齒輪的傳動比為 1。即 I 帶 =， i12=,i23=1 18 第三章 破碎機的總體設(shè)計 帶傳動設(shè)計 1．設(shè)計功率 dP kw dP =P AK 式中 P—— 工作機功率 kw dP = = kw 2．帶型 根據(jù) dP 和 1n 選取有效寬度制 V 帶，選取 15N/15J 型有效寬度制 V 帶。 式中 1n —— 小帶輪轉(zhuǎn)速 r/min。 3．傳動比 i i= 2121(1 )ppdnnd?? ? (? =～ ) 式中 2n —— 大帶輪轉(zhuǎn)速 r/mim； 1pd —— 小帶輪節(jié)圓直徑，可視為基準(zhǔn)直徑 1d ； 2pd —— 大帶輪節(jié)圓直徑，可視為基準(zhǔn)直徑 2d ； ? —— 彈性滑動系數(shù)； 有效寬度制窄 V帶： pd = ed 2 e 取 1pd =， 2pd =，則 19 21(1 )ppdi d?? ? = (1 ) ? =， 2n = 1ni =177 r/min 4．小帶輪有效直徑 1ed 及大帶輪有效直徑 2ed （為提高 V 帶壽命，在經(jīng)濟條件允許的情況下， ed 值較大選取。 1ed =200mm， 2ed =800mm 5．帶速 V m/s V= 11601000pdn? = 73060 1000? = m/s 窄 V 帶 maxV =35m/s， V? 20m/s 時，可以充分發(fā)揮帶的傳動能力，一般V不低于 5m/s，滿足要求， 5m/s。 6．初定中心距離 1 2 0 1 20 .7 ( ) 2 ( )e e e ed d a d d? ? ? ? 則 700 0a 2020，取 0a =1500mm 7．有效長度 0eL 0eL =2 0a +2? 12()eedd? + 2210()4eedda? = mm 圓整近似選取 0eL =4570 mm 8．實定中心距 a mm 20 a? 0a + 02eeLL?= mm 取 a=1470 mm 9．小帶輪包角 1? 1? =180? 21eedda? ? =? 10．根 V帶額定功率 1P kw 根據(jù)帶型， 1ed 及 1n 選取 1P = kw 11． i? 1 時的單根 V 帶額定功率增量 1P kw 根據(jù)帶型， 1ed 及 1n 選取 1P = kw 12． V帶根數(shù) Z Z =11()dLPP P K K?? 式中 K? —— 包角修正系數(shù)，取 K? =； LK —— 帶長修正系數(shù)，取 LK =。 Z = 2 0 .3 7( 7 .6 2 0 .6 9 ) 0 .9 3 1 .0 6?= 取 Z =3 13．帶輪寬度 D=2e+2f=35? +26=61? mm 14．單根 V帶初張緊力 0F N 0F =[500（ K?1） 2dPV +mV2 ] 21 式中 m—— V 帶單位長度質(zhì)量 Kg/m，取 m= Kg/m。 0F =[500（ 1） + ]= N 15．作用在軸上的力 rF N rF =2 0F sin 12?=2 2?= N maxF = rF = N（新帶的初張緊力為正常張緊力的 倍。） tfa 16．切邊長 t mm t= 22 12()4eedda ?? = 22 (8 0 0 2 0 0 )14704?? = mm 17．撓度 f mm f = = mm 18．載荷 Wd N 22 新安裝的帶 Wd= 16 FtF Le? 式中 0F —— 初張緊力的增量，取 0F =40N。 Wd= 4 0 1 4 3 9 .11 .5 6 9 3 .5 457016? = N； 運轉(zhuǎn)后的帶 Wd= 16 FtF Le? = N； 最小極限值 Wd min = N。 齒輪傳動設(shè)計 1．選定齒輪類型，精度等級，材料及齒數(shù) 1) 按 所示的傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳 動。 2) 雙齒輥破碎機為一般重載工作機器，速度不高，故選用 8 級精度。 3) 材料選擇。選擇小齒輪材料為 40Cr（熱處理，調(diào)質(zhì) ,表面氮化，深度為 ～ ），硬度為 HB260～ 290，齒輪硬度 ? Hv550；大齒輪材料為 40Cr（熱處理，調(diào)質(zhì)），硬度為 HB260～ 290。 4) 選小齒輪齒數(shù) 1Z =19，已知大齒輪轉(zhuǎn)速為 64r/min，小齒輪轉(zhuǎn)速為 177r/min。 5) 傳動比 i=u= 21ZZ = 17764 =，故 2Z =u 1Z =19 =，取2Z =53。 2．按齒面接觸強度設(shè)計 2131 12 .3 2 ( )[]t EtdHKT Zud u???? 23 1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 （ 1）試載荷系數(shù) tK = （ 2）計算小齒輪傳遞 轉(zhuǎn)矩 1T = 105 1P / 1n = 105APK電 12?? / 1n = 105 =789359 N 1 ? （ 3）取齒寬系數(shù) d? =1 （ 4）查得材料的彈性影響系數(shù) EZ = MPa1/2 （ 5）按齒面硬度查得大小齒輪的接觸疲勞極限為 lim1H? =600 MPa, lim2H? =600 MPa （ 6）計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 1N =60j hL 1n 式中 j—— 齒輪每轉(zhuǎn)一周時，同一齒面嚙合的次數(shù)； hL —— 齒輪的工作壽命 h； 假設(shè)破碎機壽命為 10 年（一年工作 300 天，每天工作 10 小時） 1N =60 1 177（ 15 300 10） = 108 2N = 1N /u= 108 （ 7）查得接觸疲勞壽命系數(shù) 24 1HNK =； 2HNK = （ 8）計算接觸疲勞許用應(yīng)力 1[]H? = 1 lim1HN HKS? 式中 S—— 安全系數(shù) S=1，取失效概率為 1% 1[]H? = 600 MPa=570 MPa 2[]H? = 600 MPa=588 MPa 2）計算 （ 1）試算小齒輪分度圓直徑 1td ，帶入 []H? 中較小的值 1td ? 23 1 . 3 7 8 9 3 5 9 3 . 7 7 1 8 9 . 8()1 2 . 7 7 5 7 0? ??= mm （ 2）計算圓周速度 1V 1V = 1160 1000dn?? = 17760 1000? ??? = m/s （ 3）計算齒寬 b b= 1dtd? =1 mm= mm （ 4）計算齒寬與齒高之比 b/h 模數(shù) tm = 1td / 1Z = 齒高 h= tm = = mm b/h=（ 5）計算載荷系數(shù) 根據(jù) 1V = m/s，八級精度，查得動載荷系數(shù) vK =； 25 直齒輪，假設(shè) /AtKF b 100 N/mm，查得 HFKK??? =；查得使用系數(shù)AK =1； 查得 8 級精度，小齒輪相對支撐非對稱布置時 HK? =+（ 1+ 2d? ） 2d? + 103? b =+(1+ 12 ) 12 + 103? = 由 b/h=， HK? = 查得 FK? =，故載荷系數(shù) K= AK VK HK? HK? =1 = （ 6）按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑得 1d = 1td 3 / tKK= （ 7）計算模數(shù) m= 11/dZ= mm 3．按齒根彎曲強度設(shè)計 彎曲強度的設(shè)計公式為 m? 13 212 ()[]FSdFYYKTZ ???? 1）確定公式內(nèi)的各計 算數(shù)值 （ 1）查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限 1FE? =500 MPa，大齒輪的彎曲疲勞強度極限 2FE? =500 MPa。 （ 2）查得彎曲疲勞壽命系數(shù) 1FNK =， 2FNK =。 （ 3）計算彎曲疲勞許用應(yīng)力 取彎曲疲勞安全系數(shù) S=，得 26 1[]F? = 11 FEK ?= 500? MPa= MPa 2[]F? = 22 FEK ?= 500? MPa= MPa （ 4）計算載荷系數(shù) K K= AK VK FFKK??=1 = （ 5）查取齒型系數(shù)得 1FY? =， 2FY? = （ 6）查取應(yīng)力校正系數(shù) 1SY? =， 2SY? = （ 7）計算大小齒輪的 []FSFYY???，并加以比較 111[]FSFYY??? = ? = 222[]SFFYY??? = ? = 小齒輪的數(shù)值大 2）設(shè)計計算 322 1 .8 2 2 7 8 9 3 5 9 0 .0 1 4 4 61 1 9m ?????= mm 對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù) m 大于齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù) m 的大小主要取決于彎曲強度所決定的載荷能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力僅與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的 乘積）有關(guān)，可取彎曲強度計算得的模數(shù) ，并就近完整為標(biāo)準(zhǔn)值 m=5 mm，按接觸強度算得的分度圓直徑 1d =，則 27 1Z = 1d /m=， 取 1Z =29 2Z =u 1Z = 29=， 取 2Z =80 這樣設(shè)計出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并作到了結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費。 4．幾何尺寸計算 1）計算分度圓直徑 1d = 1Z m=29 5=145 mm 2d = 2Z m=80 5=400 mm 2）計算中心距 1a =（ 1d + 2d ） /2 =（ 145+400） /2= mm 3）計算齒輪寬度 b= 1d? =145 取 2B =145 mm， 1B =150 mm 4）齒數(shù)比 u= 21ZZ =8029 = 5）齒頂高 1ah = 2ah = *ah m=5 mm 6）齒根高 1fh = 2fh =（ *ah + *c ） m= mm 7）全齒高 1h = 2h =（ 2 *ah + *c ） m= mm 8）齒頂圓直徑 1ad =（ 1Z +2 *ah ） m=155 mm 2ad =（ 2Z +2 *ah ） m=410 mm 28 9）齒根圓直徑 1fd=（ 1Z 2 *ah 2 *c ） m= mm 2fd =（ 2Z 2 *ah 2 *c ） m= mm 10）基圓直徑 1bd = 1d cos? = mm 2bd = 2d cos? = mm 11）齒距 p=? m= mm 12）齒厚 (s)=齒槽寬 (e) s=e=? m/2= mm 13）驗算 tF = 112Td = 2 789359145? = N AtKFb = 1 ? N/mm= N/m100 N/mm，滿足要求，可以使用。 注：第二根輥轉(zhuǎn)速與第一根輥轉(zhuǎn)速一致，因此選用與第一根齒輪相同齒輪，只起傳動作用。 齒輪強度校核 1．齒面接觸疲勞強度校核 齒面接觸疲勞強度條件 H HP??? 式中 H? —— 計算接觸應(yīng)力 N/mm2 ； HP? —— 許用接觸應(yīng)力 N/mm2 。 （ 1）計算應(yīng)力 11tH H E A V H HF uZ Z Z K K K Kb d u? ? ? ?? ??? 29 式中 HZ —— 節(jié)點區(qū)域系數(shù)； EZ —— 材料彈性系數(shù) 2/N mm ； Z?? —— 接觸強度計算的重合度與螺旋角系數(shù)； tF —— 分度圓上的圓周力 N； b—— 齒寬 mm； 1d —— 小齒輪分度圓直徑 mm； u—— 齒數(shù)比； AK —— 使用系數(shù)； VK —— 動載系數(shù)； HK? 、 FK? —— 齒向載荷分布系數(shù)； HK? 、 FK? —— 齒間載荷分布系數(shù)。 1） HZ 的確定 變位系數(shù) 12xx、 的選擇 按 Z? = 1Z + 2Z =29+80=109