【正文】 t a n)t a n(t a n[21 2211 ????? ?? ???? tat zz 得重合度 ??? 重合 度系數(shù) ?Y =+?? =+故?? YYYmdb KT SaFanF 1111 11 2? = ??????? =＜ 500 2/mmN 由于 是同步齒輪故兩齒輪完全相同，則有 1F? ＜ ][F? ， 2F? ＜ ][F? ，故齒根彎曲強度滿足。 毛坯制造完成后，由于毛坯形狀不是很復雜，所以毛坯兩端面不用加工即可，先用粗車車毛坯外圓和內孔，再細車內圓與軸接觸面，使其表面粗糙度為 ，再用銑床銑鍵槽，這樣齒輪的安裝孔就加工完成。 由于工作機需求，該齒輪為硬齒面齒 輪，加工齒面結束后再對齒輪進行表面淬火工藝，使其齒面硬度達到要求。 齒輥軸的設計 破碎輥（ 1）軸的設計 (1)初步估算軸的直徑 由于該軸的跨距較大，且有工作載荷和較強的沖擊強度影響，在材料上根據手冊 選取 37SiMn2MoV 鋼作為軸的材料， 調質 處理；由式 3 npAd? 式中 d —— 齒輥軸直徑， mm ； p —— 軸所傳遞的功率， kW ； n —— 軸的轉速， min/rad ； A —— 取決于軸材料的許用扭轉切應力 ??r? 的系數(shù)，其值可查機械設計手冊單行本第五卷 P520表 5119，取 A =100 計算軸的最小直徑并加大 7%以考慮雙鍵槽的影響， 將前面所求得的 數(shù)據代入式中，可得 3m in ??d mm (2)軸的結構設計 (I)確定軸的結構方案 軸的具體方案見圖 。齒環(huán) 從軸的 右 端裝入 安裝在【 5】段上 ，齒環(huán)左端面靠軸肩 【 4】 軸向定位，用 普通平 鍵進行徑向定位，中間的齒環(huán)之間相互定位，右端齒環(huán)右面有 緊定圓 螺母定位， 【 6】段位置加工螺紋安裝緊定螺母。且軸承兩端均采用通 端蓋進行定位和密封。 【 2】段 該段安裝軸承，且要為齒輪做軸肩，估選軸承為 21316CCK 型號調心滾子軸承，軸承內徑為 160mm ，根據軸承的寬度，且在左端要留安裝密封透蓋得位 置 ， 右 端 安 裝 密 封 緊 定 套 的 位 置 ， 根 據 結 構 可 確 定 該 段 軸 徑1d =150mm 2d =160mm ，長度。 【 4】段 該段為齒環(huán)做軸肩，軸徑為 4d =290mm ，長度 4l =25mm 。 【 6】段 該段安裝緊定螺母，軸徑為 6d =200mm ，長度 6l =135mm 。 【 8】段 該段安裝半齒式聯(lián)軸器，估算選取聯(lián)軸器為齒式聯(lián)軸器 GIICL14(摘自摘自 JB/T )，根據聯(lián)軸器的參數(shù)定軸徑為 8d =150mm ，長度8l =200mm (3)繪制軸的彎矩圖和扭矩圖 (I)求軸承反力 由于軸 ⑦ 、 ⑧ 段的重量遠小于所受的負載，則可以將此忽略可計算軸承反力如下 H水平面 1HR =502021N , 2HR =502021N V垂直面 1vR =65260N , 2HR =65260N 由于兩支撐受力基本相同，則可得 R =506000N (II)齒輥 最大 彎矩 計算得， 607000?M mN? 扭矩 13171?T mN? 則可繪制出彎矩圖和扭矩圖如圖 中的 (a)和 (b)： 27 圖 (4)按彎扭合成強度校核軸的強度 計算 當量彎矩 有公式 221 )( TMM ca ??? 取折合系數(shù) ?? ，則齒輥軸上中點處當量彎矩 22 )1 3 1 7 (6 0 7 0 0 0 ???caM =607051mm 當量彎矩圖見圖 中的（ d） 軸的材料為 37SiMn2MoV 合金 鋼， 調質 處理。 左軸承 和軸承定位緊定套 從軸的左端裝入 安在【 2】段上 ，靠軸肩 【 3】 定位 ；再裝通蓋加密封圈，最后在【 1】段上安裝傳動齒輪。 再在右端 【 7】段 裝入右端套筒密封檔環(huán)和右軸承，靠軸肩 【 6】 定位 。 (II)確定各軸段直徑和長度 29 由于根據整機設計和生產加工的需求各段軸徑可根據破碎輥（ 1）進行確定： 【 1】段 該段為同步齒輪安裝段，傳遞轉矩到破碎輥（ 2），根據結構方案以及加工需要可確定軸徑 1d =150mm ，長度為同步齒輪的寬度 1l =140mm 。 【 3】段 該段安裝緊定螺母，軸徑為 3d =200mm ，長度 3l =135mm 【 4】段該段安裝齒環(huán)，軸徑為 4d =210mm ，長度 4l =1800mm 。 【 6】段該段為軸肩，根據整機裝配空間確定軸徑 6d =210mm ，長度為 6l =35mm 。 (3)繪制軸的彎矩圖和扭矩圖 (I)求軸承反力 由于軸的重量遠小于所受的負載，則可以將此忽略可計算軸承反力如下 H水平面 1HR =502021N , 2HR =502021N V垂直面 1VR =65260N 2VR =65260N 由于兩支撐受力基本相同，則可得 R =506000N (II)齒輥 最大 彎矩 計算得 M =607000 mN? ， 扭矩 T =13171 mN? 則可繪制出彎矩圖和扭矩圖如圖 中的 (b)和 (c)： 30 M 圖 (4)按彎扭合成強度校核軸的強度 計算 當量彎矩 有公式 221 )( TMM ca ??? 取折合系數(shù) ?? ，則齒輥軸上中點處當量彎矩 ： mmNTM ca ????? 6 0 7 0 5 1)1 3 1 7 (6 0 7 0 0 0 22 當量彎矩圖見圖 中的（ d） 軸的材料為 37SiMn2MoV 合金 鋼， 調質 處理。 根據鍵的材料（用合金鋼 40Cr）及工作方式查表選擇鍵聯(lián)接的許用擠壓應力? ?p? 和許用剪應力 ??p? ， 此鍵的值查得 ? ?p? =100 2/mmN ， ??p? =90 2/mmN 鍵聯(lián)接的擠壓應力驗算公式如下 ?p? ?dlkT2 ? ?p? 鍵所傳遞的轉矩 ?T 31833000 mmN? k 為鍵與輪轂的接觸高度， mmk ? 可將數(shù)據代入公式得 ?p? 3183 30002 ???? 2/mmN 鍵聯(lián)接的剪應力驗算公式為： ??dblTp 2? ??p? 將數(shù)據代入計算可得 ?p? 2/ 318330002 mmN???? 由于 ?p? ? ?p? ， ?p? ??p? 故該鍵強度符合要求 同步齒輪與軸的聯(lián)接鍵 根據軸的結構安裝齒輪處軸徑為 d =150mm ，則根據這些條件查機械設計手冊單行本第四篇可選擇普通平鍵 40 22? （按 GB/T10962021），長度取齒輪的寬度l =140mm 。 花鍵的擠壓強度公式如下： ?p? ?mzhlDT?2 ? ?p? 式中 傳遞的轉矩 T =31833000 mN? 分度圓直徑 d =144mm 花鍵軸大徑直徑 mD =150mm 鍵齒工作高度 h =6mm 鍵的長度 l =200mm 不均勻系數(shù) ? = 根據使用和制造情況中等，齒面熱處理等因素選擇 許用擠壓應力范圍 app Mp30~20?? 許用應力 ? ?p? =25 ap 將上述參數(shù)代入公式可得 計算應力 ?p? aMP 校核計算結果： ?p? ? ?p? 滿足 33 齒環(huán)和齒帽的設計 齒輥破碎機的質量就體現(xiàn)在齒形的設計上，一個好的破碎機就是因為有個好的齒形，不產生過粉碎，不出現(xiàn)斷齒 等情況，且齒尖的磨損也較慢。由齒環(huán)和齒帽組成，齒環(huán)裝配在齒輥軸上，再將齒帽套在齒環(huán)的齒上，且每個齒帽的首尾正好相連，采用螺栓連接將整個五齒帽連環(huán)套在齒環(huán)上，這樣當在生產中由于卡死導致齒的破壞磨損就可以很方便的單個拆卸更換了。 在齒形的設計上，為了裝卸 方便，采用首尾相連的環(huán)鏈式結構，通過螺栓連接起來，在中間任意一個齒受損都可以很輕松的拆卸。 齒環(huán)的設計 齒環(huán)是用來固定齒的， 并且傳遞作用力。 在裝配方面， 將齒帽套在齒環(huán)上然后將齒帽間用螺栓連接起來就固定住齒帽了，通過 普通平鍵 連接，將齒環(huán)固定在齒輥軸上。 軸承的選擇 確定軸承型號 齒輥軸兩端支撐采用滾動軸承支撐，根據工況，每天工作 8 小時，左單向轉動，只有在被卡住的時候才需要反轉回出物料故考慮不計。 在根據安裝軸承段軸的直徑，以及軸的轉速和要求的傳遞的轉矩查機械設計手冊表 6277 可初步選用 23136CCK 型號的調心滾子軸承。 (2)計算軸承派生軸向力 查機械設計表 ，可得公式 )2/( yRS? 將 ?y ， NRR 50600021 ?? 代入公式，可得： NS 1100001 ? NS 1100002 ? 由于軸承本身沒有軸向力的作用，則可得 NSA 11000011 ?? NSA 11000022 ?? (3)計算軸承所受當量當量動載荷 軸承工作時有中等沖擊，由表 可查載荷系數(shù) ?nf 因 eRA ?? 5 0 6 0 0 0/1 1 0 0 0 0/ 11 查表得 ,1 11 ?? yx 根據公式 )( 22 YAXRfp p ?? ，將數(shù)據 kNp 8521 ? kWP 250,3/10 ??? 代入可得 kNp 8521 ? 同理可得， kNp 8522 ? (4)計算軸承壽命 由于 ?1p 2p ，故任取一軸承計算，由表 取溫度系數(shù) tf =1 有軸承壽命計算公式 )(6010 6 PCfnL rtk ? 由于是滾子軸承取 3/10?? ，將數(shù)據代入公式可得 hLk 17047? 則符合破碎機的使用要求，則可確定使用 23136CCK型號軸承。 電機功率 kWP 250? ,轉速為 min/r1500?電n ；轉速為 min/r750 ?n 。 2）減速器的工作參數(shù) 1》計算傳動比 根據破碎機主軸轉速和電機的轉速確定減速器的傳動 比 2075/1500 ??i 查手冊減速器的傳動比分配，可選用二級減速 2 級減速范圍 為 60~8?i ，再根據公稱傳動比可將每級的傳動比分配如下 : 減速器高速級傳動比： ?i , 減速器低速級傳動比： ?i 3）各軸的功率、轉速及轉矩計算 1》 電機主軸 電機主軸的功率為額定功率， 0P =250kW ， 電機的轉速不變 min/r1500?電n 轉矩則根據公式： nPT 9550? 可得 36 15002509550??T= mN? 2》 減速器輸入軸 減速器輸入軸的功率由電機經液力聯(lián)軸器傳遞過來，受 耦合 器和軸承的傳動效率影響， 可以查得液力偶合器的效率 聯(lián)? =，球軸承的傳動效率 聯(lián)? = 則可以得出該軸的功率為 2101 ??pp ? =250 =240kW 由于電機到該軸直接用液力偶合器傳遞過來，轉速不發(fā)生改變，故該軸的轉速為： min/15001 rn ? 與電機主軸轉矩同理可得該軸的轉矩為 mNT ???? 1528150024095500 3》 減速器中間軸 減速器中間軸的功率由輸入軸經齒輪傳遞過來，受齒輪和軸承的傳動效率影響， 圓柱齒輪的傳動效率 ? ?齒 則可以得出該軸的功率 3212 ??pp ? =240 =231kW 由于輸入軸到該軸經過齒輪減速傳遞過來，該級的傳動比為 ?i ，故該軸的轉速為： m in/ rn ?? 與電機主軸轉矩同理可得該軸的轉矩為 mNT ???? 823 1268231955 00 4》 減速器輸出軸 減速器輸出軸的功率由中間軸經齒輪傳遞過來，受齒輪和軸承的傳動效率影響，則可以得出該軸的功率 3223 ??pp ? =231 =222kW 由于輸入軸到該軸經過齒輪減速傳遞過來，該級的傳動比為 ?i ，故該軸的轉速為： 37 m in/ rn ?? 與電機主軸轉矩同理可得該軸的轉矩為 mNT ???? 282687522295500 傳動零件的設計與計算 齒輪的設計與計算 1）高速級齒輪 1》 選擇齒輪的材料，確定許用應力 根據機械設計準則，用于減速器的齒輪可以采用碳鋼經正火或調質處理后切齒，這樣的齒輪制造簡單、較經濟。 應力循環(huán)次數(shù)可以按公式： ?N 60n j kL 式中 n 為齒輪的轉速， min/r ； j 為齒輪每轉一圈時同一齒面的嚙合次數(shù)； kL 為齒輪的工作壽命， h ； 代入數(shù)據計算可得兩齒輪的應力循環(huán)次數(shù)如下： ?1N 60n j kL =60 1500 1 24000= ? 38 iNN /12 ? 可推得 82 ??N 查圖 65得 1NZ 、 2NZ 1NZ =1 2NZ = limHS 為接觸強度計算的最小安全系數(shù)，通常 limHS =1～ ，這里取 limHS =1 則將上述所 得的數(shù)據代入公式可得 mmNH /1 2 0 01/11 2 0 0][ 1 ???? mmNH /1 2 9 61/ 2 0 0][ 2 ???? 許用彎曲應力 ][F? 與齒輪材料、熱處理方法、齒面硬度、應力循環(huán)次數(shù)的因