【正文】 在他們的幫助和自己的努力下，我的畢業(yè)設計得以圓滿完成，在此對他們一一表示感謝。認識到成績是扎扎實實的做出來的。讓我能在這么短的時間里做出有效的成果，是他的思想給我的設計融入了新的血液。彌補了自己以前沒有學好的課程，尤其加深了對破碎領域的理解。由于自己能力有限，見解不多，設計中有些內(nèi)容難免不夠妥善，甚至會有錯誤不足之處，望各位不吝批評指正。溫故而知新，通過借鑒取人之長補己之短。這樣自己就能更好的有的放矢對所學的知識進行加深個鞏固，并拓廣自己的知識面，為以后走上工作崗位打下堅實的基礎。對此次設計我非常重視，它不僅關系到我的畢業(yè)答辯，還能檢測我在大學里所學知識在。經(jīng)過自己的辛勤努力和不懈地堅持，才使得自己的畢業(yè)設計如期完成。在他們的指導和幫助下，我少走了不少的彎路。接下來的工作就是對方案各部分優(yōu)化選用了，為了能使自己所設計的能滿足設計的要求，對每個關鍵部分都是認真分析計算，力求最好。通過對破碎機的工作原理進行熟悉和了解，并在此基礎上綜合借鑒關于破碎機的發(fā)展過程，對其他類型的破碎機加以比較，整理自己的思路，得出了一套自己比較滿意的設計方案。這個課題是對我整個大學所學課程知識得一個考驗，這個過程對我來說真的雖然不是很難。 幾何尺寸計算1）計算分度圓直徑 13621dZm?? 285m? 2）計算中心距 12()/(1628)/37ad???? 3）計算齒輪寬度 1dbm??? 取 ， 26B?20 驗算 () ?? [2] 39 ./10/2AtKFNmb???? 結 論 在這三個多月的畢業(yè)設計中，讓我感悟很深。 設計計算 ()61332 () .[]4FaSdYKTm mZ???????[2] 對比結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù) m 大與由齒根彎曲強度計算的模數(shù)。HBS=2402602 選小齒輪齒數(shù) ，則大齒輪齒數(shù)為 取124Z?????60Z? 按齒面接觸強度計算由[2]設計計算公式（109a）進行計算即 () 21312.()[]tEtdHKTZud????? [2] 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 1）根據(jù)[2]試選載荷系數(shù) ? 2）計算小齒輪傳遞的轉矩 55 ?????? 3）由[2]表 107 選取齒寬系數(shù) d? 4）由[2]表 106 查得材料的彈性影響系數(shù) 5）由[2]圖 1021d 按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限 lim160HMpa?? 大齒輪的接觸疲勞強度極限 li25H 6）由[2]式 1013 計算應力循環(huán)次數(shù) () ?? [2] = 882/.? 7）由[2]圖 10 查得接觸疲勞壽命系數(shù) ，?? 8）計算接觸疲勞許用應力 取失效率為 1%，安全系數(shù)為 S=1，由[2]式（）得 36 () 1lim[]????[2] 2li2839 計算1）試計算校齒輪的分度圓直徑 代入 中較小的值1td[]H? () 21312.()[]tEtdHKTZud???? [2] = .()5t?? = m2）計算圓周速度 v () ???? [2]3）計算齒寬 b () ..dlt?? [2]4)計算齒寬與齒高之比 /h 模數(shù) ?? 齒高 . 13t? = 5)計算載荷系數(shù)根據(jù) ，設計為 7 級精度，由[2]圖 ? ?直齒輪，假設 。h 2 齒輪 4 非標準長齒輪 8 軸 9 破碎輥圖 20 雙光棍破碎機傳動路線圖 齒輪參數(shù)的選定 351 選擇材料，確定實驗齒輪的疲勞極限應力 參閱[2]表 和表 ，小齒輪選 40Cr，調(diào)質(zhì)處理。又由第二章總體設計中對破碎輥轉速的計算知，兩個破碎輥的轉速為 75/inr。由于經(jīng)過 V 帶輪的減速作用，電動機的轉速由 730 降低至 730/4= 。 　　cc 截面處當量彎矩為()(.).???????強度校核：考慮到鍵槽的影響，查[3]表 ?????而 ＝60MPa，顯然 ＜ ，故安全。根據(jù)軸的結構尺寸和當量彎矩圖可知，cc 截面處彎矩最大， 屬于危險截面；dd 截面處當量彎矩不大，軸徑大，不屬于危險截面。計算并畫當量彎矩圖○ 4　　轉矩按脈動循環(huán)變化計算， 取 ，可算出 ：T? ???? 4D 　33..B按照 畫出當量彎矩圖 i。 N????????齒輪受到的力，其大小為 ?。對于支反力的位置，隨軸承類型和布置方式不同而異，一般可按圖 15 取定，其中 A 值參見滾動軸承樣本，跨距較大時可近似認為支反力位于軸承寬度的中點。分別求出垂直面上的支反力和水平面上支反力。對于齒輪，軸徑為 110，查[2]表 截面尺寸寬高=2816，并取長度為 80mm，同時也保證齒輪輪轂與軸的配合為H7/n6； 確定軸上圓角和倒角尺寸：取軸端倒角為 245176。對于輥子，2 個半輪轂分別用鍵定位。軸段 5 的尺寸變動空間比較大，主要考慮與箱體的設計相配合，取為 43mm。即軸段 4 長度為 22mm。軸段 3 的長度即為輥子的長度加套筒長，輥子長為 400mm，選擇套筒長為 90mm，則軸段 3 的長度為 490mm。軸段 2 和軸段 6 的長度要比軸承短 1～5mm。為了定位的可靠，軸段 7 要比軸段 6 小，因此也取最小直徑為 110mm。　　為了拆裝和制造方便，軸段 3 選擇為 118mm?！　≥S段 2 的用來安裝軸承，為了保證定位可靠，只要比軸段 1 增大 5～10mm 就可以，因此取軸段 2 為 115mm。確定軸的各段直徑○ 2　　由于軸最小直徑為 110mm，左端用軸承加套筒定位，右端用軸肩定位。 29圖 13 軸的擬定草圖圖 13 中，從輸入端裝入，輥子、套筒、左端軸承、齒輪，然后從右端裝入右端軸承，齒輪。支承下軸的軸承：根據(jù)工作要求及輸入端的直徑(為 130mm)，由軸承產(chǎn)品目錄中選取型號為 6226 的滾動軸承，其尺寸（內(nèi)徑外徑寬度）為 dDb=11520040。故選用圓柱滾子軸承。變?yōu)?，查[2]表 4，取標準直徑 110mm。 （）13min0PdA?由[3]表 15，選 =120。取 = 、 =、 = 123由[9]P14 和 由[4]表 8 取帶傳動效率為 92% = ?????．1 軸的材料和熱處理方式的分析選擇軸的理由選擇軸的材料為 45 鋼，經(jīng)調(diào)質(zhì)處理， 其機械性能由[3]表 151 查得：　　抗拉強度極限 ＝650MPa；屈服強度極限 =360MPa；彎曲疲勞極限=300MPa；剪切疲勞極限 ＝155MPa；許用彎曲應力 ＝60MPa。軸傳遞的轉矩： （）??式中： P 為電機功率，帶動下輥的電機功率為 75kW，帶動上輥的電機功率為55kW；n 為轉速，下輥的轉速為 160 r/min，上輥的轉速為 80 r/min。普通輥式破碎機一般工作間隙在 1040mm，[11]一端輥圈帶彈性支承，遇強力作用時能產(chǎn)生退讓，間隙可變大，其破碎時作用力一般 5t 在左右，輥式細碎機工作間隙一般在5mm 以下，采用剛性支承許用破碎力設計在 10t，遇強力超過 10t 時采用剪切保護，剪切銷破壞后更換復位，在不超過許用壓力的情況下可以強制破碎 450510PtN??? ??此外還有輥子受到摩擦所產(chǎn)生的轉矩，但輥子為空心的，產(chǎn)生的轉矩比較小，把 27求得的轉矩乘以一系數(shù) K=。破碎過程可以劃分為“預損—碎裂—壓實”[10]三個階段，在實壓階段物料所受的力應大于其抗壓強度。 圖 12 光輥的受力分析示意圖當物料進入輥軋區(qū)后，趨近中心軋點輥間隙越小，壓強越大，壓強的增大于物料壓縮程度成正比。對輥子進行挾入物料的力學分析，算出輥子的受力，是對輥子軸設計的基礎。 252 齒輪 4 非標準長齒輪 8 軸 9 破碎輥圖 11 傳動路線圖 輥的受力分析光輥是由輥皮，輪轂，螺母，螺栓等組成。]3[ 減速器外形尺寸及裝配形式將減速器的外形簡圖畫如減速器尺寸圖7：尺寸參數(shù)如減速器尺寸表 5：表 5 減速器尺寸長A 寬B 高度H 中心距a圖 7 減速器尺寸 23290 175 260 100 24 傳動軸的設計與計算這部分主要對傳動軸中的一根（圖 11 中 7）進行設計。 減速器型號的選擇 減速器的型號由上原則及本次設計的參數(shù)綜合考慮所選的減速器有以下特點：傳動效率高、結構緊湊、運轉平穩(wěn)。．3 考慮其他要求選定減速器形式有的減速器還有其他要求，如機器人傳動裝置的減速器有運動精度、剛度和回差等方面的要求。i=121≤7500，可采用兩級擺線針輪減速器傳動。0當傳動比較大，要求結構緊湊時，可采用蝸桿減速器或擺線針輪減速器傳動，但蝸桿減速器傳動效率低，適用于短期間歇式使用，而擺線針輪減速器傳動效率高，運轉平穩(wěn)，噪聲低，體積小，質(zhì)量輕。選擇減速器主要考慮以下幾個方面問題： 根據(jù)總體布置的情況選擇減速器的形式在沒有其他特殊要求的情況下，常選用圓柱齒輪減速器，因為這種減速器加工方 22便，效率高，成本低。6 減速器的選擇 減速器的選用原則減速器是在原動機和工作機之間的獨立傳動部件。求單根 V 帶的基本額定功率 及其增量○ 9 0P? 按[1]圖 ，當 時 =,73/mindnr0P