【正文】 106179。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。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)計算公式進行計算。 橋式齒輪傳動由兩對相同的齒輪相互嚙合組成?；顒育X板采用對稱結(jié)構(gòu)，磨損后還可翻過來使用。 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 。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。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。 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，兩個齒輥應當同步地相對回轉(zhuǎn)； 由于工作時移動齒輥要作往復移動，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移 動。 最大轉(zhuǎn)矩：由于功率 P =,轉(zhuǎn)速 n=50r/min M=P/n=179。選擇聯(lián)軸器類型品種時一般應考慮以下一些因數(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。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。查機械零件設(shè)計手冊，軸承的工作溫度一般不高于120176。 故當量動載荷 Pr1=R1=18449N Pr2=R2=6715N ③ 軸承壽命 因為 Pr2 Pr1,故按 Pr2進行計算。 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。 軸肩圓角處的的有效應力集中系數(shù) ?k ， ?k 。 953= 抗扭截面系數(shù) WT==179。 ① 判斷危險截面 危險截面應該是應力較大，同時應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，且應力集中最嚴重， 故危險截面應為此截面 (右側(cè) )。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。 106 N178。從軸的結(jié)構(gòu)簡圖和當量彎矩圖中可以看出，齒輪４右側(cè)截面的當量彎矩最大，是軸的危險截面。 (6) 軸的強度校核 ① 求軸的載荷 對軸進行受力分析，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。 239。 p?????＝ 90 N/mm2。 l =90－ 28=62mm。 l — 鍵的工作長度， mm, A型， l L b??。 k — 鍵與輪轂槽（或軸槽）的接觸高度， mm, k=, h 為鍵高。 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。 L=28179。 (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。 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。 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，軸段長度應略短于齒輪寬度。 160179。 D179。 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。 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。 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。 mm 當量彎距 caM ? ?22112261 0 9 9 2 0 .6 3 .1 2 1 0 1 9 1 6 7 6 6caM M TN???? ? ? ? ? ? ?2222226128 687 1 2 10 203 800 6caM M TN???? ? ? ? ? (7) 校核軸 的強度 軸的材料為 45，調(diào)質(zhì)處理。此截面的 MH,MV,M,T 及 Mca 數(shù)值如下： 第 30 頁 圖 減速器中間軸的受力圖 第 31 頁 彎距 水平面 1 10336HMN? 2 1209243HMN? 垂直面 1 10336vMN? 2 440194vMN? 合成彎距 221 1 1 10992HVM M M N? ? ? 222 2 2 1286871HVM M M N? ? ? 扭距 T T=179。然后由軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖，扭矩圖，和當量彎矩圖（見圖 ）。 (6) 求軸的載荷 對軸進行受力分析，列出靜力平衡和彎距方程。 68 20 48l L b mm? ? ? ? ?。 k==179。 mm 。 對大齒輪， T=179。 第 29 頁 213039。 故 6 22 1 .5 6 1 9 1 0 1 3 0 /7 0 6 5 5ppN m m???? ??? ? ? ???? 由此可見，單鍵無 法滿足強度要求，所以選用雙鍵聯(lián)接。 12＝ 6mm。 d=70mm。 106 N178。 由于鍵的材料一般采用抗拉強度極限 260 0 /B N mm? ? 的精拔鋼制造，軸的材 料為 45 鋼；輪轂的材料也為鋼，再根據(jù)工況系數(shù)，破碎機在破碎物料的時候有一定的沖擊載荷，查機械設(shè)計手冊， p?????的取值范圍為 80～ 100 N/mm2。 p????? — 許用擠壓應力， N/mm2。（尺寸查有關(guān)設(shè)計手冊）； l — 鍵的工作長度， mm, A型， l L b??。當鍵用 45＃制造時，主要失效形式是壓饋，所以通常只進行擠壓強度計算。 下面校核該鍵的強度。 68。 L=20179。 軸段 ④ 上安裝的大齒輪與軸的周向定位采用 A型普通平鍵，平鍵的截面 尺寸為 b179。 h=20179。 第 28 頁 軸段⑤ 該軸段直徑與軸段 ① 相同，也是安裝滾動軸承，取 d5=65mm,軸段長度為擋油環(huán)長度與滾動軸承長度之和，故 L5=31＋ 24mm＝ 55mm。 軸段③ 取齒輪右端軸肩高度為 h=，則軸環(huán)直徑為 d3=77mm，軸段長度為25mm。 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=70mm， 已知齒輪輪轂寬度為 83mm,為了使擋油環(huán)端面能夠可靠的壓緊齒輪，軸段長度應略短于齒輪寬度。120179。 D179。 圖 減速器中間軸的裝配方案 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，考慮到軸承承受的徑向力比較大，故選取圓錐滾子軸承，取軸段①的直徑 d1=65mm。 62＝ 248mm 小齒輪 Z3的分度圓直徑為 d3 = mz =6179。 106 N178。已知該軸傳遞的功率 P＝ ,轉(zhuǎn)速 n=, 大齒輪的齒寬 B2=62mm,齒數(shù) Z2=62,模數(shù) m=6,小齒輪的齒寬B3=84mm,齒數(shù) Z2=20,模數(shù) m=4,單向連續(xù)運轉(zhuǎn)，有較大沖擊載荷。 (5) 軸的強度校核 此軸為減速器的輸入軸，所受的扭矩最小 ，故不校核。 軸段⑤該軸環(huán)直徑為 d5=69mm,軸肩高度應滿足軸承的裝拆要求，軸段長度L5=12mm。 軸段③ 該軸段為一光軸段，取軸肩高度為 h=,則該軸段直徑 d3=62mm,長度為118mm。 100179。 D179。 ① ② ⑥③ ④ ⑤ 圖 減速器高速級軸的裝配方案 b． 按軸向定位要求確定各軸段直徑和長度 軸段①左端與大帶輪相聯(lián)接，根據(jù)該軸的最小直徑為 ,取軸段①的直徑d1=45mm。 mm 第 25 頁 (2) 求作用在齒輪上的力 該軸上小齒輪的分度圓直徑為： d = mz =4179。 179。 P/n1 =179。 (1) 求輸入軸上的轉(zhuǎn)矩 T T=179。 107 YN1＝ YN2＝ 1 YΧ ＝ 1 SF＝ 第 23 頁 ? ? ?????? F xNFF S YY?? ? ? ?????? F xNFF S YY?? 模數(shù)設(shè)計初值 ? ?3 212 F saaFd YYYZKTm ? ? ?????? ＝ 326676 ???? ??? ＝ 查表取模數(shù)標準系列 小輪分度 圓直徑 62021 ???? mzd t 圓周速率 6 0 0 0 2 21 2 06 0 0 0 011 ???? ?? ndv t 與估取值 vt=1m/s 相近，對 Kv值影響不大，不必修正 KV=KVt＝ , K=Kt= 小輪分度圓直徑 tdd 11? 大輪分度圓直徑 6492 2 ???? mzd 中心距 2 )4920(62 )( 21 ????? zzma 齒寬 b ???? db d? 大輪齒寬 b2=b 小輪齒寬 )105(21 ??? bb (3) 按齒面接觸疲勞強度校核計算 ? ?HHEH uubdKTZZZ ?? ? ?????? 112 2 彈性系數(shù) ZE 節(jié)點影響系數(shù) ZH ? ? 21 /676 mmNF ?? ? ? 22 /651 mmNF ?? m=6 1201 ?td Kv= K= mmd 1201 ? mmd 2942 ? mma 207? b=78mm b2=78mm b1=84mm 第 24 頁 重合度系數(shù) ?Z 許用接觸應力 接觸疲勞極限應力查表得 21lim /1 5 0 0 mmNH ?? 22lim /1 4 5 0 mmNH ?? 接觸強度壽命系數(shù) ZN1, ZN2 (不允許點蝕 ) 硬化系數(shù) ZW 接觸強度安全系數(shù) SH (一般可靠度 ) ? ? 11150 01 ???H? ? ? 1114502 ???H?