【正文】 獻[1]有：（）假設 軸的力學模型如下：根據(jù)文獻[9] 的相關(guān)知識有則，且最大的變形發(fā)生在處，式中：彈性模量，查表可得E=210GPa, 當量慣性矩 由式 得 設軸的最大變形量，⑶現(xiàn)在我們假設軸上作用有的均布載荷，在這樣的情況下，我們來校核軸的強度是否符合要求，軸既受彎矩又受扭矩，根據(jù)第三強度理論有：，（）式中：危險截面處的彎矩；為危險截面處的扭矩，顯然 ， 則有，為折合系數(shù)，在這里α=，所以：，所以滿足強度要求。8軸承的選擇與校核軸承是機器中的重要裝配零件也是保證機器正常工作的重要部分。所以在設計時要對軸承這部分有周全的考慮所選軸承為6217深溝球軸承由于軸承僅受到徑向力的作用，故（）載荷系數(shù)，在這里=3，所受的徑向力來源于液力偶合器的重量，故 ：。有文獻[1]根據(jù)動載荷的計算公式：（）式中：當量動載荷；指數(shù)；對于球軸承；為轉(zhuǎn)速；預期計算壽命；在這里，故： ，；，所以：設沿著軸向方向的軸向力為20kN⑴當量動載荷的計算根據(jù)文獻[1]有：（）根據(jù)文獻 [1]徑向動載系數(shù)X和軸向動載系數(shù)Y；查表得,即 ，式中：，所以有：,⑵額定動載荷的計算有文獻[1]，根據(jù)動載荷的計算公式：式中：指數(shù)，在這里因為是滾子軸承??；轉(zhuǎn)速，；取30000h。代入數(shù)據(jù)故有：故選32034型圓錐滾子軸承。9同步齒輪的設計與校核Table material 齒輪的材料選取熱處理形式滲碳+淬火+低溫回火抗拉強度極限屈服強度極限表面硬度齒芯部硬度根據(jù)參考文獻[2]得到模數(shù)的初步選取公式：（）式中：——齒輥中心距，mm；對硬齒面（）的外嚙合閉式傳動，高速，連續(xù)運轉(zhuǎn)，過載較小時，取小值；中速，過載大，短時間歇運動時，取大值；所以：由漸開線圓柱齒輪模數(shù),由于因優(yōu)先選用第I系列，故初選模數(shù)：m=10由于齒輪中心距d=500已定，初選 m=10，故齒數(shù) z=50由齒輪強度計算公式可知，輪齒愈寬承載能力也愈高，因而輪齒不宜過窄，但增大齒寬又會使齒面上的載荷分布更趨于不均勻，故齒寬系數(shù)應取得適合。根據(jù)文獻[1]有由大小齒輪皆為硬齒面時，應取中偏下限值，故?。核札X寬：由[2]，各精度等級齒輪的適用范圍，選齒輪精度為7級精度。載荷系數(shù)K包括：使用系數(shù)，動載系數(shù)，齒間載荷分配系數(shù)，齒向載荷分布系數(shù)；（）按齒根彎曲疲勞強度計算時的K值為：（）按齒面接觸疲勞強度計算時的K值為：（）由[1]可知選取=動載系數(shù)的實用值，應針對涉及對象通過實踐確定。對于一般齒輪傳動的動載系數(shù)，可參考文獻[1]選用。在本設計中，（）式中：中心距，單位為mm；轉(zhuǎn)速，單位為r/min。代入數(shù)據(jù)取:。所以查出，=. 由文獻[1]齒間載荷分配系數(shù),對于直齒輪及修形齒輪，??；其中：——為按齒面接觸疲勞強度計算時用的齒間載荷分配系數(shù)；——為按齒根彎曲疲勞強度計算時用的齒間載荷分配系數(shù)。齒向載荷分布系數(shù)，可分為，其中：——為按齒面接觸疲勞強度計算時用的齒向載荷分布系數(shù)；——為按齒根彎曲疲勞強度計算時用的齒向載荷分布系數(shù)。根據(jù)文獻[1]給出了圓柱齒輪的齒向載荷分布系數(shù)KHβ的值，可根據(jù)齒輪在軸上的支承情況，齒輪的精度等級，齒寬b，與齒寬系數(shù)，查取該齒輪的KHβ值；在本設計中。齒輪的KFβ可根據(jù)其KHβ之值，齒寬b與齒高之比 從文獻[1]得本設計中:。根據(jù)文獻[1]有，齒輪的許用應力按下式計算 （）式中：S——疲勞強度安全系數(shù)。對接觸疲勞強度計算，由于點蝕破壞發(fā)生后只因其噪聲、振動增 大，并不立即導致不能繼續(xù)工作的后果，故可取S=SH=1。但是對彎曲疲勞強度來說， 如果一旦發(fā)生斷齒，就會引起嚴重的事故，因此在進行齒根彎曲疲勞強度計算時取 S=SF=。KN——考慮應力循環(huán)次數(shù)影響的系數(shù)，成為壽命系數(shù)。彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN查文獻[1]，接觸疲勞壽命系數(shù)KHN查文獻[1],兩圖中應力循環(huán)次數(shù)N的計算方法是：設n為齒輪的轉(zhuǎn)速（單位為r/min）；j為齒輪每轉(zhuǎn)一圈時，同一齒面嚙合的次數(shù)；為齒輪的工作壽命（單位為h），則齒輪的工作應力循環(huán)次數(shù)N按下式計算：（）進行計算，在本設計中，預期齒輪的使用年限為3年，故本設計中取 ；；——齒輪的疲勞極限。彎曲疲勞強度極限用代入，根據(jù)文獻[1]， 取，接觸疲勞強度極限值用代入，根據(jù)文獻[1]，查出 。所以，可得出齒輪的許用應力值： 根據(jù)文獻[1]可得：運用公式（）其中：根據(jù)文獻[1]齒形系數(shù)由于齒數(shù)z=50，所以。載荷系數(shù)K的取值，代入數(shù)據(jù)得T為傳遞的扭矩，單位為，上式中：傳遞的功率，轉(zhuǎn)速，本設計中P=200kW，n=54r/min，所以代入數(shù)據(jù)后綜上所述，算出所以有所以滿足齒根彎曲疲勞強度。根據(jù)文獻[1]可得：運用公式（）其中：彈性影響系數(shù)，根據(jù)文獻[1]查出為載荷系數(shù)，代入數(shù)據(jù)后算出，為傳遞的圓周力，計算公式為（）代入數(shù)據(jù)：計算出傳動比 u=1，齒寬b=200，d=500，綜上所述，代入數(shù)據(jù)后所以有：滿足齒面接觸疲勞強度。結(jié) 論這次畢業(yè)設計是我們第一次接觸設計一個完整機器的工作，設計是一個比較復雜的過程，我覺得設計的整個過程最關(guān)鍵部分是原理設計階段，原理設計是對產(chǎn)品的整體規(guī)劃，原理設計為詳細設計提供指導依據(jù)。機器的工作原理決定機器整個壽命過程的工作性能甚至于機器的壽命，原理設計相當重要。機器使用液力耦合器和測速傳感器雙重過載保護，確保設備在過負荷時能起到保護。測速傳感器與PLC編程控制器監(jiān)控設備的工作狀態(tài)，當發(fā)生失速時電機可手動反轉(zhuǎn)，自動將堵塞物料反出，防止物料將機器卡死。將系統(tǒng)的保護系統(tǒng)安排在傳動鏈上，改進了傳統(tǒng)的將安全保護裝置設置在工作裝置中這樣能更好的起到安全保護作用，而且能節(jié)省能量。而且使用液力耦合器還可以實現(xiàn)啟動平穩(wěn)，滿載啟動、緩沖隔振減小啟動電流和電網(wǎng)的電壓降低，降裝機容量等功能。在大多數(shù)的齒輥式破碎機上大多數(shù)采用齒式聯(lián)軸器，雖然理論上傳遞的轉(zhuǎn)矩大，但是必須在潤滑和和密封良好的條件下才能耐久的工作，且需經(jīng)常檢查密封狀況，注潤滑油潤滑脂，維護工作量大，增加了輔助工時，減少了有效工作時間，影響生產(chǎn)效率。國際上，工業(yè)發(fā)達的國家，已經(jīng)普遍使用壽命長，不用潤滑和維護是我膜片聯(lián)軸器來代替鼓形齒式聯(lián)軸器，不僅提高了效益還凈化了環(huán)境。致 謝此次畢業(yè)實習和設計是對我大學四年來所學知識的一種檢驗，是次運用知識、掌握系統(tǒng)知識體系的完善。在此，我首先要向指導我的張洪麗老師致以最誠摯的謝意。感謝張洪麗老師用淵博的知識帶領(lǐng)我在學術(shù)的海洋中一點點的進去、感謝張洪麗老師用誨人不倦的嚴謹學風以及諄諄善誘的耐心作風不辭辛苦的悉心教導我，感謝張洪麗老師用她豐富的人生閱歷使我不僅只學到書本中知識更加體會到做人、做事、做學問。同時張洪麗老師的那種敬業(yè)精神更是讓我深受感動，也讓我在學習的過程中受益菲淺，銘記終身。參考文獻[1] 濮良貴，紀名剛，機械設計第八版，北京：高等教育出版社，2006.[2]王少懷，機械設計師手冊中冊，北京：電子工業(yè)出版社，2006.[3]成大仙，機械設計手冊(單行本)齒輪傳動，北京：化學工業(yè)出版社，2006.[4]程乃式，減速器和變速器設計與選用手冊，北京：機械工業(yè)出版社，2006.[5]徐灝，機械設計手冊第二版，北京；機械工業(yè)出版社，2006.[6]吳宗澤，機械設計師手冊第二版（下冊），北京：機械工業(yè)出版社，2009.[7]成大仙，機械設計手冊(單行本)減速箱電機與電器，北京：化學工業(yè)出版社，2006.[8]文斌，聯(lián)軸器設計選用手冊，北京：機械工業(yè)出版社，2008.[9]劉鴻文，材料力學第四版，北京：高等教育出版社，2003.[10]成大仙，機械設計手冊(單行本)連接與緊固，北京：化學工業(yè)出版社，2006.[11]Detlef Papajewski,Bochun(DE)。Peter schatz, Ennigerloh(DE),MULTIROLLER CRUSHER,USA Patent ,US 7,021,577 B2,Apr,4,2006