【導(dǎo)讀】煤炭作為中國的主要能源及鋼鐵、化工領(lǐng)域的原料在相當(dāng)長的時間內(nèi)不會有大。的改變，因此煤炭在中國國民經(jīng)濟中的地位是舉足輕重的。污染屬典型的煤煙型大氣污染。全國己有%的城市S02年平均濃度超過國家二級標(biāo)。準(zhǔn)，日平均濃度超過國家三級標(biāo)準(zhǔn)。S02排放量的持續(xù)增加使中國酸雨覆蓋面積占國土。面積的40%，酸雨污染給森林和農(nóng)作物造成的損失每年達(dá)數(shù)百億元。說要將煤充分破碎，破碎煤就需要破碎機，這是選擇本題的目的之一。新的選煤技術(shù)和工藝需要新型的破碎機，否則影響新的選煤工藝和方法的技術(shù)水平。加大，分選效果變差，同時難以滿足目前市場的需要。匯至少1億美元。因此，無論從環(huán)保的角度、社會效益的角度、直接經(jīng)濟效益的角度，粒度要求，粉碎機械必須滿足其產(chǎn)品粒度。從而反應(yīng)速度加快。進(jìn)入內(nèi)腔后，再用短齒進(jìn)一步破碎，單齒輥破碎機的破碎過程基本上是這樣進(jìn)行的。碎時鷹嘴式和標(biāo)槍式都可使用，齒的高度最低為40mm。

　　

【正文】 ? ， ? ? B?? ?? ，即58~65N/mm2,取 ? ? 2/60 mmN?? ，軸的計算應(yīng)力為 ? ?32738006 5 9 .4 /0 .1 7 0cc M N m mW ????? ? ? ?? 根據(jù)計算結(jié)果可知，該軸滿足強度要求。 3) 減速器輸出軸 (Ⅳ軸 )的設(shè)計與校核 齒輥破碎機二級圓柱齒輪減速器 的輸出軸，輸出軸傳動簡圖見下圖，該軸傳遞的功率 P＝ ,轉(zhuǎn)速 n=50 r/min, 大齒輪 Z4的齒寬 B=78mm,齒數(shù) Z=49,模數(shù) m=6,單向連續(xù)運轉(zhuǎn)，有較大沖擊載荷。 (1) 求輸入軸上的轉(zhuǎn)矩 T T=3613700 N178。 mm (2) 求作用在齒輪上的力 該軸上大齒輪 Z4 的分度圓直徑為 d4 = mz =6179。 49＝ 294mm 第 32 頁 圓周力 Ft、徑向力 Fr、和軸向力 Fa 大大小如下： 4 4 3 6 1 3 7 0 0 2 2 4 5 7 8294t TFNd? ? ? 44 ta n ta n 2 02 4 5 7 4 8 9 4 6c o s c o s 0nrtF F N?? ?? ? ? ?? 4 0aF ? (3) 確定軸的最小直徑 選取軸的材料為 45 鋼，初步估計軸的最小直徑，取 A＝ 115，可得 33m i n 1 8 .9 21 1 5 8 3 .250pd A m mn? ? ? ? ? (4) 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 a．零件的裝配方案 軸上零件的裝配方案見圖 。 圖 減速器輸出的裝配簡圖 b．按軸向定位要求確定各軸段直徑和長度 軸段① 該軸段安裝滾動軸承，選取圓錐滾子軸承，取軸段①的直徑 d1=90mm。所以選用 23218c 型圓錐滾子軸承，尺寸 d179。 D179。 B＝ 90179。 160179。 40,軸承右端為擋油環(huán)，長度為 28mm，則 L1=B(軸承寬度 )＋ 28＝ 68mm。 軸段② 該軸段安裝齒輪，齒輪左端用擋油環(huán)固定，右端使用軸肩定位，取軸段直徑為 d2=95mm， 已知齒輪輪轂寬度為 98mm,為了使擋油環(huán)端面能夠可靠的壓緊齒輪，軸段長度應(yīng)略短于齒輪寬度。故取該軸段寬度 L2＝ 95mm。 ① ② ③ ④ ⑤ ⑥ 第 33 頁 軸段③ 取齒輪右端軸肩高度為 h=5mm，則軸環(huán)直徑為 d3=105mm，軸段長度為15mm。 軸段④ 該軸段為一軸環(huán)， d4=95mm， L4＝ 83mm。 軸段⑤ 該軸段直徑與軸段 ① 相同，也是安裝滾動軸承，取 d5=90mm, L5=60mm。 軸段⑥ 該軸段用來安裝半聯(lián)軸器，半聯(lián)軸器右端用擋圈定位，軸段直徑d6=85mm， L6=120mm。 (5) 軸上零件的周向固定 軸段②上安裝的齒輪與軸的周向定位采用 A型普通平鍵，按 d2=95mm，從機械設(shè)計手冊中查的平鍵的截面尺寸為 b179。 h179。 L=28179。 16179。 90，為了保證齒輪與軸具有良好的對中性，取齒輪與軸的配合為 H7/r6。 校核鍵的強度： 2ppTd k l?????????? N/mm2 式中， d — 裝鍵處的軸徑 , d=95mm。 k — 鍵與輪轂槽（或軸槽）的接觸高度， mm, k=, h 為鍵高。 h=16mm,則 k=8mm。 l — 鍵的工作長度， mm, A型， l L b??。 b 為鍵寬 。 l =90－ 28=62mm。 p????? — 許用擠壓應(yīng)力， N/mm2。 p?????＝ 90 N/mm2。 6 22 3 . 1 6 1 0 1 3 3 /9 5 8 6 2ppN m m???? ??? ? ? ???? 采用雙鍵聯(lián)接。 239。 8 8 . 7 /1 . 5pppN m m??? ??? ? ? ?? 鍵的強度滿足要求。 (6) 軸的強度校核 ① 求軸的載荷 對軸進(jìn)行受力分析，列出靜力平衡和彎距方程 1 2 41 2 400V V rH H tR R FR R F? ? ?? ? ?靜 力 平 衡 方 程 ： 第 34 頁 4284 261 084 261 0tHrVFR??彎 距 方 程 ： 求解上述方程得 支反力 水平面 1 16668HRN? 2 7910HRN? 垂直面 1 6067VRN? 2 2879V ? 再根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖做出軸的計算簡圖。然后由軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖，扭矩圖，和當(dāng)量彎矩圖（見圖 ）。從軸的結(jié)構(gòu)簡圖和當(dāng)量彎矩圖中可以看出，齒輪４右側(cè)截面的當(dāng)量彎矩最大，是軸的危險截面。此截面的 MH,MV,M,T 及 Mca 數(shù)值如下： 彎距 水平面 1400112HM N mm?? 垂直面 509628VM N mm 合成彎距 22 1489978HVM M M N m m? ? ? ? 扭距 T T=179。 106 N178。 mm 當(dāng)量彎距 221 4 8 9 9 7 8 0 .6 3 6 1 3 0 0 0 3 1 7 1 0 1 4caM M TN mm???? ? ? ? ? 第 35 頁 圖 減速器輸出軸的受載荷圖 第 36 頁 ② 校核軸的強度 軸的材料為 45，調(diào)質(zhì)處理。查機械零件設(shè)計手冊中軸的常用材料及其主要機械性能，則 45的抗拉極限強度 265 0 /B N mm? ? ， ? ? B?? ?? ，即 58~65N/mm2,取 ? ? 2/60 mmN?? ，軸的計算應(yīng)力為 ? ?33171014 3 6 . 9 /0 . 1 9 5cc M N m mW ????? ? ? ?? 根據(jù)計算結(jié)果可知，該軸滿足強度要求。 (7) 精確校核軸的疲勞強度 對于重要的軸，必須按安全系數(shù)精確校核軸的疲勞的疲勞強度。 ① 判斷危險截面 危險截面應(yīng)該是應(yīng)力較大，同時應(yīng)力集中較集中的截面，從受載情況觀察，齒輪 4截面上的 Mca 最大，且應(yīng)力集中最嚴(yán)重， 故危險截面應(yīng)為此截面 (右側(cè) )。 ② 計算危險截面應(yīng)力 截面左側(cè)彎距為 28 4 3 6M = 1 4 8 9 9 7 8 8 5 1 4 1 684 N m m? ? ? 截面上扭距為 T= 抗彎截面系數(shù) W==179。 953= 抗扭截面系數(shù) WT==179。 953=171475mm3 截面上的彎曲應(yīng)力 29 .9 3 /b M N m mW? ?? 截面上的扭轉(zhuǎn)剪應(yīng)力 22 1 /TT N mmW? ?? 彎曲應(yīng)力幅 /ab N mm???? 彎曲平均應(yīng)力 0m? ? 扭轉(zhuǎn)剪應(yīng)力的應(yīng)力副與平均應(yīng)力相等，即 21 5 .5 /2am N m m???? ? ? ③ 確定影響系數(shù) 軸的材料為 45，調(diào)質(zhì)處理， 抗拉極限強度 265 0 /B N mm? ? ， 21 /275 mmN??? ，21 /140 mmN??? 。 軸肩圓角處的的有效應(yīng)力集中系數(shù) ?k ， ?k 。根據(jù) r/d=， D/d=95/90=，查表并插值可得 ? ? ， ? ? 。 第 37 頁 尺寸系數(shù) ??? ??? 表面質(zhì)量系數(shù) ?????? 材料彎曲、扭轉(zhuǎn)系數(shù) ?? ? 5?????? 由以上結(jié)果可得 1 275 1 5 . 2 21 . 8 2 9 . 9 3 0amS K? ???? ? ??? ? ?? ? ? 1 140 6 . 4 51 . 3 5 1 5 . 5 0 . 0 5 1 5 . 5amS K? ???? ? ??? ? ?? ? ? ? ? ?2 2 2 21 5 . 2 2 6 . 4 5 5 . 9 41 5 . 2 2 6 . 4 5c SSSSSS??????? ? ? ??? 由此可知該軸安全。 (8) 軸承壽命的計算 ① 計算軸承支反力 由以上軸的載荷計算可知： 水平支反力 R1H=16668N R2H=7910N 垂直支反力 R1V=6067N R2V=2879N 則合成支反力 221 1 122166 68 791 0 184 49HVR R RN??? ? ? 222 2 2226 0 6 7 2 8 7 9 6 7 1 5HVR R RN??? ? ? ② 當(dāng)量動載荷 調(diào)心滾子軸承無派生軸向力， S1=S2=0。 故當(dāng)量動載荷 Pr1=R1=18449N Pr2=R2=6715N ③ 軸承壽命 因為 Pr2 Pr1,故按 Pr2進(jìn)行計算。 第 38 頁 又由于軸承的工作溫度和軸承所受的沖擊載荷對軸承的壽命系數(shù)有一定的影響，故引入溫度系數(shù) ft 和載荷系數(shù) fp。查機械零件設(shè)計手冊，軸承的工作溫度一般不高于120176。，取 ft＝ 1；破碎機工作時有較強的沖擊載荷，取 fp＝ 。則軸承的壽命為 10 10663 3210 10 1 215 000 5611360 60 50 184 49trprfcL h hn f p?? ???? ? ??? ???????? 聯(lián)軸器的選擇 在機械傳動系統(tǒng)中，聯(lián)軸器是聯(lián)接兩軸，用作軸間運動和轉(zhuǎn)距的傳遞的重要部件，也可作為安全裝置。聯(lián)軸器所聯(lián)接的兩軸，由于制造和安裝誤差、運轉(zhuǎn)中的磨損、基礎(chǔ)的下沉以及由于受載荷和工作溫度變化而引起軸的變形，往往使兩軸不能保證嚴(yán)格對中而產(chǎn)生某種程度的相對位移。選擇聯(lián)軸器類型品種時一般應(yīng)考慮以下一些因數(shù)：如動力機的機械特性、工作機的機械特性和載荷情況、 聯(lián)軸器的工作轉(zhuǎn)速、 對傳動精度的要求、 聯(lián)軸器成本價格等。 本設(shè)計中，由于要求不高，所以選擇凸緣聯(lián)軸器就能滿 足其要求了。 最大轉(zhuǎn)矩：由于功率 P =,轉(zhuǎn)速 n=50r/min M=P/n=179。 103/50=382 取安全系數(shù)為： 1000/382= 故選擇 YLD14 型聯(lián)軸器。 ４ 結(jié)構(gòu)件的設(shè)計計算 齒輪箱的設(shè)計 齒輪箱的作用 齒輪箱是齒輥破碎機的傳動裝置， 在雙齒輥破碎機中，為了不使輥齒相碰而損壞，兩個齒輥應(yīng)當(dāng)同步地相對回轉(zhuǎn)； 由于工作時移動齒輥要作往復(fù)移動，以便排出不可碎物料，所以兩齒輥間的傳動裝置必須采用特殊結(jié)構(gòu)，它既能實現(xiàn)同步回轉(zhuǎn)又能使移動齒輥往復(fù)移 動。 齒輪箱的主要結(jié)構(gòu)形式 較早的雙齒輥破碎機采用的是一種特制長齒齒輪傳動．這種齒輪往往是鑄造后經(jīng)過修整而制成 (見圖 )。由于長齒齒廓不符合漸開線形狀，所以破碎機不宜采用過高的轉(zhuǎn)速 (圖 1中采用三角皮帶和齒輪二級減速 )且輥移動的距離也較小即調(diào)整范圍較小。圖 中齒輥破碎機使用一種專用的減速器，該減速器的兩個輸出軸通過萬向聯(lián)軸器直接帶動兩齒輥相對回轉(zhuǎn)。有的齒輥破碎機采用一種專用的小齒輪傳動，若排料口增大時齒輪的軛轉(zhuǎn)動一個角度，仍使小齒輪嚙合并正常運轉(zhuǎn)，如圖 所示。這種傳動方式可允 第 39 頁 許齒輥在較 大范圍內(nèi)移動。 圖 長齒齒輪傳動的齒輥破碎機 圖 萬向聯(lián)軸器的雙齒輥破碎機 圖 第 40 頁 圖 本設(shè)計采用一種被稱為“橋式齒輪”的傳動機構(gòu)，如圖 。該機構(gòu)通過 4 個齒輪及活動扇形齒板構(gòu)成，當(dāng)調(diào)整輥隙時 (即活動軸承移位 )，能保證二齒輥繼續(xù)運轉(zhuǎn)?；顒育X板采用對稱結(jié)構(gòu)，磨損后還可翻過來使用。這種傳動形式中，上、下兩對齒輥可實現(xiàn)反向?qū)L旋轉(zhuǎn)，而且可以保證兩對齒輥間的中心距在較大 范圍內(nèi)調(diào)節(jié)時傳動不致中斷。 橋式齒輪傳動由兩對相同的齒輪相互嚙合組成。兩個大齒輪分別安裝在主動齒輥和從動齒輥上，與兩個大齒輪互相嚙合的小齒輪安裝在兩個浮動軸上，是惰輪，只傳遞扭矩。由于從動齒輥安裝在滑動軸承座上，所以齒輪箱只能采用開式的，齒輪的設(shè)計按開式齒輪傳動的有關(guān)計算公式進(jìn)行計算。 開式齒輪傳動設(shè)計 開式齒輪傳動，不易潤滑，因此要考慮磨損的影響。一般是按輪齒齒根彎曲疲勞強度設(shè)計，將模數(shù)增大 10%~20%來考慮磨損的影響。 計 算 項 目 及 說 明 結(jié) 果 (1) 選擇齒輪材料 小齒輪選 用 20Cr 大齒輪選用 40Cr (2) 按齒根彎曲疲勞強度計算 確定齒輪傳動等級，按 11 /0 .0 2 2 ) n( 0 .0 1 3 npv t ?估取圓周速度vt=齒寬系數(shù)ψ d HRC 5662 HRC 5055 Ⅱ公差組 8 級 vt=ψ d＝ 第 41 頁 小輪齒數(shù) Z1 大輪齒數(shù) Z2 齒數(shù)比 u u= Z2 / Z1=58 / 23 齒根彎曲疲勞強度設(shè)計計算公式 ? ?3 212 F saaFd YYYZKTm ? ? ????? 大輪轉(zhuǎn)矩 T2＝ 179。 106179。 P