【正文】 7,可采用單級擺線針輪減速器傳動。知道了功率、轉速、總傳動比即可選定減速器的型號。在高溫、低溫和高速等條件下運轉的減速器也有許多特殊的要求。由表 選用一級圓柱齒輪減速器，型號為ZDY Ⅰ。傳動路線圖見下圖。 輥皮的受力分析插入軸的裝配示意圖輥式破碎機能否保證輥的受力均勻、間隙正確、避免對輥的損傷，是保證輥子正常工作的關鍵因素。本節(jié)將分析差速反向旋轉光輥的工作區(qū)進行力學分析。如圖所示，設物料在最下軋距處的最大為壓強 ，而在 α 角處為1pp，此時 1CBD?令光輥半徑為 r，則有 ； ； ??21cosin()CBrr???21sin()DBr??， ；11(cos)()CB????122siip???? 當 α 和 θ 足夠小時，可簡化 ，則 ；12p?? 12()p??當 θ 角增加到 時，磨輥上所承受壓力增加 ，則可積分得到總壓力d?dP 26，式中 dA 為 間所占輥子面積在 Y 軸上的投影，令光輥長度為 L，則0PdA????d?，代入前式可得cosrL?210()p???積分簡化，取 ，最后得到sin?? （）13PrL合力矩應與積分力矩相等，設合力矩臂為 x，則M=xP= ； （）0sinrpdA????故 210()sin3prLdx?????當 θ 足夠小時，取 ，則si? ，2210()383prLdxr??????故 （）211284MprLprL???從此式可以看出，輥子總壓力合力的位置大約位于最小軋點以上 3/8 軋區(qū)長度處。石灰石、熟料、煤及其它礦石，其抗壓強度不超過 100Mp。 ???? 軸的設計根據前面的計算可知，主動軸（如圖 中的 7 軸）其電動機功率 P=22kW，轉速n=75r/min， 軸的一端裝有皮帶輪，另一端有齒輪。= ??????? （）123T?式中： 、 、 分別為皮帶輪、齒輪、軸承的傳動效率。 按式 初步確定軸的最小直徑。0 ???? 28　　則軸的最小直徑為： ???　軸的最小直徑顯然是安裝聯軸器處軸的直徑，需開鍵槽，故將最小軸徑增 5%。初選軸承○ 4　　因軸承主要受有徑向力的作用，以及機械振動可能產生少量軸向力。根據工作要求及輸入端的直徑(為 115mm)，由查軸承選用[2]表 及表 2 選取型號為 NNJ3323 的滾動軸承，其尺寸（內徑外徑寬度）為 dDb=11520040。 擬定軸上零件的裝配方案○ 1軸上零件定位、加工要求以及不同的零件裝配方案，參考軸的結構設計的基本要求。其中兩個齒輪的軸向定位是由箱體上的軸承座來完成的。故軸段 1 的直徑即為 110mm。　　同樣，軸段 6 也是用來安裝軸承的，此處直徑也取 115mm。軸段 4 是軸肩，參照 [2]P1073 及同類軸設計取為 140mm。確定軸的各段長度○ 3　　考慮到軸 1 的長度還要加上箱體的厚度，而且還比齒輪厚度要長，故該段軸長取為 140mm。且軸承寬為 38mm，則這兩段取 35mm長。 30圖 14 軸的結構設計圖依照[2]P1075 有軸肩的寬度設計為 22mm。根據長齒齒輪的厚度以及其他軸的類比，可以得出軸段 7 長度取 100 比較合適。 軸上零件的周向定位　　輥子、齒輪、平帶輪與軸的周向定位均采用平鍵聯接。由手冊查得平鍵的截面尺寸寬高=3220(GB109579)，鍵槽用鍵槽銑刀加工，查[2]取長為 160mm(標準鍵長見 GB109679)。 軸的校核畫受力簡圖○ 1　　畫軸空間受力簡圖 15，將軸上作用力分解為水平受力圖 b 和垂直面受力圖 c。對于零件作用于軸上的分布載荷或轉矩(因軸上零件如齒輪、聯軸器等均有寬度)可當作集中力作用于軸上零件的寬度中點。計算作用于軸上的支反力○ 2　　水平面內支反力為　　　 N????? 垂直面內支反力 破碎輥外形尺寸為 610mm400mm，單輥重約 1200kg。?? 31 （）0F??VABVCDVEFF???　　　 　 　　　 （）AMBCAllll 綜合式上式可算出N ????計算軸的剪力、彎矩，并畫剪力、彎矩、轉矩圖○ 3　　分別作出水平面上和垂直面上的剪力圖 d、e；分別作出垂直面和水平面上的彎矩圖 f、g，并按 計算合成彎矩，畫轉矩圖 h。22()acMT???cc 截面處彎矩最大， 屬于危險截面 32 圖 15 軸的受力結構簡圖校核軸的強度　　一般而言，軸的強度是否滿足要求只需對危險截面進行校核即可，而軸的危險截面多發(fā)生在當量彎矩最大或當量彎矩較大且軸的直徑較小處。而對于 bb，當量彎矩小于 aa 截面，軸徑一樣大，不屬于危 33險截面；截面，僅受純轉矩作用，雖 aa、ee 截面尺寸小，但由于軸最小直徑是按扭轉強度較為寬裕地確定的，故強度肯定滿足，無需校核彎扭合成強度。??1b?ca???1b? 軸的結構圖圖 16 軸的結構圖4 傳動機構主要零部件的設計 齒輪的設計 34本設計所設計的齒輪是圖 20 中的齒輪 1 和齒輪 2。即圖 中的軸 1 的轉速為/minr/minr 。即本設計中的一對齒輪的轉速已經確定為m，?275/inr? 齒輪的傳動比為 且有 P=22KW，設計滿載工作時間為 70000 。HBS=280310大齒輪選用 45 鋼，調質處理。由[2]表 查得10/AtKFbNm? 2HF?由[2]表 102 查得使用系數 .5A?由[2]表 104 查得 7 級精度，小齒輪相對支承對稱布置時 () ??????[2]代入數據后有 23..? ? = 37由 =， =，查[2]圖 1013 得/bhHK? =，故載荷系數F???????6）按實際載荷系數校正所算得的分度圓直徑由[2]式（1010a）得 () 331/[2]7)計算模數 m 1/?? 按齒根彎曲強度設計由[2]式（）得彎曲強度的設計公式為 () 132()[]FaSdYKTmZ??? [2] 確定公式內各計算數值1）由[2]圖 查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限 =500Mpa1FE? 大齒輪的彎曲疲勞強度極限 =380Mpa22）由[2]圖 10 查得彎曲疲勞壽命系數 =， =3）計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞系數 S= 由[2]式（）得 () [] ?????[2] 22 8.4）計算載荷系數 K () ??????[2]5) 查取齒形系數 由[2]表 查得 ，6）查取應力校正系數 由[2]表 查得 ，??7）計算大小齒輪的 () ，并加以比較 []FY?[] 38 []34FaSY??? []FaS比較得，大齒輪的數值大。由于齒輪模數 m 的大小主要決定于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力僅與齒輪直徑（即模數與齒數的乘機）有關，可取由彎曲強度算得的模數 ，查文獻[2]表 ，就近圓正為 6mm，按接觸強度算得的分度圓直徑 ，?.? 取 =?2Z這樣設計出來的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，并做到了結構緊湊，避免浪費。在設計得這段時間里我認真查閱了大量的參考文獻及書籍，從課題下發(fā)的那天起，我的心就開始投入了我所要設計的任務中。但要對整個系統(tǒng)加以學習難度還是挺大的。方案的確定僅僅是設計的開始。每當自己遇到一些關鍵上的技術問題時，李老師總是不厭其煩地為我講解，并提出了他們自己的建議和見解，讓我在寸步難行的時候又穩(wěn)步前行了。感謝老師對我的關懷與鼓勵。 畢業(yè)設計是我在大學里的最后一次設計，也是一次最為重要的設計，因為這次設計是對我們在大學四年里綜合知識的全面考評，也反映出一個人的工作態(tài)度。 40那些方面存在缺乏和不足。畢業(yè)設計也體現出一個人的動手能力，綜合運用知識的思維能力和查閱信息的能力。 辛苦忙碌了三個多月，能在匆促中設計出自己的畢業(yè)設計，付出的努力和辛勞終于有了回報，老師和同學的幫助功不可莫。參考文獻[1] 蔡春源主編《新編機械設計手冊》.遼寧：遼寧科學技術出版社，1993.[2] 現代綜合機械設計手冊編委會主編《現代綜合機械設計手冊》中 .北京：北京出版社，1991.[3] 濮良貴，紀名剛主編《機械設計》：高等教育出版社，2022.[4] 卜炎主編《機械傳動裝置設計手冊》：機械工業(yè)出版社，1998.[5] 卜炎主編《機械傳動裝置設計手冊》：機械工業(yè)出版社，1998.[6] 李啟衡主編《碎礦與磨礦》.北京：冶金工業(yè)出版社，1980.[7] 李彩英《非變位非標準長齒的研究》中國知網[8] 中國水泥技術網 [9] 龔桂義主編《械設計課程設計指導書（第二版） 北京：高等教育出版社，1990[10] 《礦物顆粒高壓破碎的基本規(guī)律》中國知網，2022[11] 《輥式破碎機的結構特點》中國知網，2022[12] 《一種經濟耐磨的輥圈》 中國知網，1980致 謝在這一個多月的畢業(yè)設計中，讓我學到很多東西，對以前的知識初步回顧了一遍。在此要感謝唐蒲華老師對我的指導和教誨，他不辭辛苦，在百忙中抽時間來對我的畢業(yè)設計作技術上的分析，給與在難點、疑點的剖析，并指出了我設計中的若干錯誤，讓我少走了不少彎 41路。在老師這么多年的教學經驗和科研成果的引導下，更讓我學習到做知識、學問務必追求嚴謹、務實的學習態(tài)度。同時在本次的設計過程中還要多謝同組的劉題建同學給我對破碎機設計的整體把握，還有唐威同學在許多細節(jié)地方不時的提醒