【文章內(nèi)容簡介】 in。 3. 傳動比 i i= 2121(1 )ppdnnd?? ? (? =～ ) 式中 2n —— 大帶輪轉速 r/mim； 1pd —— 小帶輪節(jié)圓直徑，可視為基準直徑 1d ； 2pd —— 大帶輪節(jié)圓直徑，可視為基準直徑 2d ； ? —— 彈性滑動系數(shù)； 有 效寬度制窄 V 帶： pd = ed 2△ e 取 1pd =， 2pd =，則 21(1 )ppdi d?? ? =， 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 V= m/s )*( ?破碎機的總體設計 11 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 20xx，取 0a =1500mm 7． 有效長度 0eL 0eL =20a +2? 12()eedd? + 2210()4eedda? = mm 8． 圓整近似選取 0eL =4570 mm 8．實定中心距 a mm 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? = 12． V帶根數(shù) Z Z = ??Ld KKPP P?11 ?? 式中 K? —— 包角修 正系數(shù)，取 K? =； LK —— 帶長修正系數(shù)，取 LK =。 Z = ?? ???= 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 ] 式中 m—— V 帶單位長度質量 Kg/m，取 m= Kg/m。 0F =[500（ 1） ? + ]= N 破碎機的總體設計 12 15．作用在軸上的力 rF N rF =2 0F sin 12? =2 ? = N maxF = rF = N（新帶的初張緊力為正常張緊力的 倍。） 16．切邊長 t mm t= 22 12()4eedda ?? = 22 (8 0 0 2 0 0 )1470 4?? = mm 17．撓度 f mm f = = mm 18．載荷 Wd N 新安裝的帶 Wd= 00 eLtFF ?? 式中 0F? —— 初張緊力的增量，取 0F? =40N。 Wd= N； 運轉后的帶 Wd= 00 eLtFF ??= N； 最小極限值 Wdmin = N 。 圖 41 帶輪示意圖 Figure 41 Belt wheel diagram 內(nèi)蒙古民族大學學士學位設計 13 齒輪傳動設計 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，調質 ,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，調質），硬度為 HB260～ 290。 4) 大齒輪轉速為 64r/min。當選擇小齒輪齒數(shù)為 19 時。小齒輪轉速為 177r/min。 5) 傳動比 i=u= 21ZZ =17764 =，故 2Z =u 1Z =19 =，取 2Z =53。 按齒面接觸強度設計 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? =600MPa, lim2H? =600 MPa （ 6）計算應力循環(huán)次數(shù) 1N =60j hL 1n 式中 j—— 齒輪每轉一周時，同一齒面嚙合的次數(shù)； hL —— 齒輪的工作壽命 h； 假設破碎機壽命為 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 破碎機的總體設計 14 （ 7）查得接觸疲勞壽命系數(shù) 1HNK =； 2HNK = （ 8）計算接觸疲勞許用應力 1[]H? = 1 lim1HN HK S? 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 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= td d1?? =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 =； 直齒輪，假設 /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 內(nèi)蒙古民族大學學士學位設計 15 1d = 1td 3 / tKK= （ 7）計算模數(shù) m= 11/dZ= mm 按齒根彎曲強度設計 彎曲強度的設計公式為 m? 13 212 ()[]FSdFYYKTZ ???? 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值； （ 1）由查資料可得 1FE? =500 MPa 2FE? =500 MPa。分別為大小齒輪的彎曲疲勞強度極限 。 （ 2）查得彎曲疲勞壽命系數(shù) 1FNK =， 2FNK =。 （ 3）計算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞安全系數(shù) S=，得 1[]F? = 11 FEFNK ? = ? MPa= MPa 2[]F? = 22 FEFNK ? = ? 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 設計計算； 破碎機的總體設計 16 322 1 . 8 2 2 7 8 9 3 5 9 0 . 0 1 4 4 61 1 9m ?????= mm 取 m=5 mm，則按接觸強度算得的分度圓直徑 1d =。 1Z = 1d /m=， 取 1Z =29 2Z =u 1Z = 29=， 取 2Z =80 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 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。第二根輥轉速相同。內(nèi)蒙古民族大學學士學位設計 17 圖 42 傳動齒輪示意圖 Figure 42 Transmission gear diagram 齒輪強度校核 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? —— 計算接觸應力 N/mm2 ； HP? —— 許用接觸應力 N/mm2 。 計算應力； ????? HHVAtEHH KKKKuubdFZZZ 11 ???? 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； 破碎機的總體設計 18 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 ，選擇 x? = ，查得 y? = ， 所 以y=x? y? ==， a=（ 2Z? +y） m=（ 109/2+） 5= mm， 取 a=280 mm， y=,求出 y? =， x? =y+ y? =+=，選出 1x =， 2x = 1212xxZZ?? = 80?? =，分度圓螺旋角 ? =0? ，查得 HZ = 2）彈性系數(shù) EZ 的確定 取 EZ = 2/N mm 3）接觸強度計算的重合度與螺旋角系數(shù) Z?? 的確定 Z?? = ?? ZZ? ， Z? = 4