【正文】 m? 13 212 ()[]FSdFYYKTZ ???? 確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值； （ 1）由查資料可得 1FE? =500 MPa 2FE? =500 MPa。 （ 2）查得彎曲疲勞壽命系數(shù) 1FNK =， 2FNK =。 1Z = 1d /m=， 取 1Z =29 2Z =u 1Z = 29=， 取 2Z =80 幾何尺寸計(jì)算 1）計(jì)算分度圓直徑 1d = 1Z m=29 5=145 mm 2d = 2Z m=80 5=400 mm 2）計(jì)算中心距 1a =（ 1d + 2d ） /2 =（ 145+400） /2= mm 3）計(jì)算齒輪寬度 b= 1d? =145 取 2B =145 mm， 1B =150 mm 4）齒數(shù)比 u= 21ZZ =8029 = 5）齒頂高 1ah = 2ah = *ah m=5 mm 6）齒根高 1fh = 2fh =（ *ah +*c ） m= mm 7）全齒高 1h =2h =（ 2 *ah +*c ） m= mm 8）齒頂圓直徑 1ad =（ 1Z +2 *ah ） m=155 mm 2ad =（ 2Z +2 *ah ） m=410 mm 9）齒根圓直徑 1fd =（ 1Z 2 *ah 2*c ） m= mm 2fd =（ 2Z 2 *ah 2*c ） m= mm 10）基圓直徑 1bd = 1d cos? = mm 2bd = 2d cos? = mm 11）齒距 p=? m= mm 12）齒厚 (s)=齒槽寬 (e) s=e=? m/2= mm 13）驗(yàn)算 tF = 112Td = 2 789359145? = N AtKFb =1 ? N/mm= N/m100 N/mm，滿足要求，可以使用。內(nèi)蒙古民族大學(xué)學(xué)士學(xué)位設(shè)計(jì) 17 圖 42 傳動齒輪示意圖 Figure 42 Transmission gear diagram 齒輪強(qiáng)度校核 齒面接觸疲勞強(qiáng)度校核 齒面接觸疲勞強(qiáng)度條件 H HP??? 式中 H? —— 計(jì)算接觸應(yīng)力 N/mm2 ； HP? —— 許用接觸應(yīng)力 N/mm2 。 1） HZ 的確定 變位系數(shù) 12xx、 的選擇 按 Z? = 1Z + 2Z =29+80=109 ，選擇 x? = ，查得 y? = ， 所 以y=x? y? ==， a=（ 2Z? +y） m=（ 109/2+） 5= mm， 取 a=280 mm， y=,求出 y? =， x? =y+ y? =+=，選出 1x =， 2x = 1212xxZZ?? = 80?? =，分度圓螺旋角 ? =0? ，查得 HZ = 2）彈性系數(shù) EZ 的確定 取 EZ = 2/N mm 3）接觸強(qiáng)度計(jì)算的重合度與螺旋角系數(shù) Z?? 的確定 Z?? = ?? ZZ? ， Z? = 4 (1 )3 ?? ???? ? ?? ??； ?? =???Ⅰ Ⅱ ； ?? = sinnbm?? =0 式中 ?Ⅰ 、 ?Ⅱ 分別為大小齒輪的部分重合度，查得 ?Ⅰ =， ?Ⅱ =，則 ?? =???Ⅰ Ⅱ =； Z? = 4 1 .7 5 0(1 0 )3 1 .7 5? ??=； Z? = cos? =1； Z?? = ?? ZZ? = 內(nèi)蒙古民族大學(xué)學(xué)士學(xué)位設(shè)計(jì) 19 4）分度圓上的圓周力 tF 的確定 tF =20xxTd 轉(zhuǎn)矩 T=1000P? =9549Pn? =9549 ? = N m tF =20xxTd = 20xx ? = N 5）使用系數(shù) AK 的確定 取 AK = 6）動載系數(shù) VK 的確定 VK =1+[ 1tAKFKb+ 2K ] 1100ZV 221uu? 式中 1K 、 2K —— 系數(shù)，查得 1K =， 2K = VK =1+[ 150?+] 222 9 1 .1 5 2 .7 71 0 0 1 2 .7 7? ?= 7）齒向載荷分布系數(shù) HK? 的確定 HK? =+[1+（1bd ） 2 ]（1bd ） 2 + 103 b =+[1+（ 150150） 2 ]（ 150150） 2 + 103 150 = 8）齒間載荷分配系數(shù) HK? 的確定 取 HK? = 9）計(jì)算 1 0 5 2 3 . 7 3 3 . 7 7 1 . 2 5 1 . 1 5 1 . 4 8 4 1 . 2 2 . 2 6 1 8 9 . 8 0 . 8 6 61 5 0 1 5 0 2 . 7 7H? ? ? ? ? ? ? ? ? ??= N/mm2 許用應(yīng)力 HP? = limm inH NT LV R W XHZ Z Z ZS? 式中 limH? —— 試驗(yàn)齒輪的接觸疲勞極限應(yīng)力 N/mm2 ； NTZ —— 接觸強(qiáng)度計(jì)算的壽命系數(shù)； 破碎機(jī)的總體設(shè)計(jì) 20 LVRZ —— 潤滑油膜影響系數(shù)； WZ —— 工作硬化系數(shù)； XZ —— 接觸強(qiáng)度計(jì)算的尺寸系數(shù)； minHS —— 接觸強(qiáng)度最小安全系數(shù)。 1） FK? 的確定 FK? = HK? = ； 2） FK? 的確定 FK? = HK? = 3） FSY 的確定 查得 1FSY =， 2FSY =，取較大值 FSY = 4） Y?? 的確定 ； Y?? =Y? Y? =（ +??）（ 1 ?? 120?? ） =（ + ）（ 1 ?? 0120?? ） = 5）計(jì)算 F? = tA V F F F SnF K K K K Y Ybm ? ? ?? = 1 0 5 2 3 . 7 3 1 . 4 8 4 1 . 2 4 . 3 9 0 . 6 7 8 6 1 . 2 5 1 . 1 51 5 0 5 ? ? ? ? ? ?? = 2/N mm 許用彎曲應(yīng)力； FP? =m inFE NT relT RrelT XFY Y Y YS?? 式中 FE? —— 齒輪材料的彎曲疲勞強(qiáng)度基本值 N/mm2 ； NTY —— 抗彎曲強(qiáng)度計(jì)算的壽命系數(shù)； relTY? —— 相對齒根圓角敏感性系數(shù)； RrelTY —— 相對表面狀況系數(shù)； XY —— 抗彎曲強(qiáng)度計(jì)算的尺寸系數(shù)； minFS —— 彎曲強(qiáng)度的最小安全系數(shù)。 齒輪靜強(qiáng)度校核計(jì)算 齒面靜強(qiáng)度校核； 齒面靜強(qiáng)度條件 HST? ? HPST? 1）靜強(qiáng)度最大齒面應(yīng)力 HST? =uubdFZZZKKK c alEHHHV 11 ?????? 2）計(jì)算切向力 calF = max220xxTd=220xx ?= N/mm2 HST? = 1 0 5 2 3 . 7 3 3 . 7 71 . 1 5 1 . 4 8 1 . 2 2 . 2 6 1 8 9 . 8 0 . 8 6 6 1 5 0 1 5 0 2 . 7 7? ? ? ? ? ? ?? = N/mm2 3）靜強(qiáng)度許用齒面接觸應(yīng)力 HPST? =WH NTH ZS Zminlim?= 600 ? ? = N/mm2 HST? = N/mm2 HPST? ， 滿足要求 彎曲靜強(qiáng)度校核； 彎曲強(qiáng)度條件 FST? FPST?? 1）靜強(qiáng)度最大的齒根彎曲應(yīng)力 內(nèi)蒙古民族大學(xué)學(xué)士學(xué)位設(shè)計(jì) 23 FST? = calV F F FSnFK K K Y Ybm? ? ?? = 5? = N/mm2 2）靜強(qiáng)度許用齒根彎曲應(yīng)力 FPST? = relTFNTSTF YS YY ??m inlim = 250 2 ?? ?=380 N/mm2 FST? = N/mm2 FPST? ， 滿足要求 軸、軸承及鍵的設(shè)計(jì) 估算軸徑 選擇軸的材料為 40Cr，竟調(diào)質(zhì)處理，查得材料力學(xué)性能數(shù)據(jù)為： b? =750 MPa； s? =550 MPa； 1?? =350 MPa； 1?? =200 MPa。 故我選用 31322 型號單列圓錐滾子軸承 鍵的選擇； 根據(jù)設(shè)計(jì)要求選擇普通平鍵（ C型）聯(lián)接，它具有靠側(cè)面?zhèn)鬟f轉(zhuǎn)矩，對中好，易拆裝。精度較高，用于高速軸或較大沖擊、正反轉(zhuǎn)的場合。 C 型用于軸端。 軸上受力分析如下面彎矩轉(zhuǎn)矩圖 （ 1）軸上傳遞的轉(zhuǎn)矩 1T = 10177??=789359 N mm = N m （ 2）齒輪的圓周力 12 2 78 9. 35 929 0. 00 5t TF d ??? ?= N （ 3）齒輪的徑向力 tanr t nFF?? = = N （ 4）軸承的軸向力 39。0F cos(90? 2? =2 sin2? = N 破碎機(jī)的總體設(shè)計(jì) 26 求支反力 （ 1）在水平面內(nèi)的支反力，由 BM? =0 得 AZR （ a+b） rF b=0 AZR = 3 9 6 2 .8 1 3 51 5 5 1 3 5rFbab ????= N 由 Z? =0 得 BZR = rF AZR ==2118 N （ 2）在垂直平面內(nèi)的支反力 AyR = ByR =12 tF = N （ 3）由于 0F 的作用，在支點(diǎn) A、 B 處的支反力， AM? =0，得 0BR （ a+b） 0F c=0 0BR = 0 1 3 5 8 .2 8 2 .51 5 5 1 3 5Fcab ????= N 0AR = 0F + 0BR =+= N 作彎矩和轉(zhuǎn)矩圖 齒輪的作用力在水平平面的彎矩圖； DZM = BZR b=2118 = N m 39。DM = 2 2 2 22 8 9 . 9 3 7 3 4 . 9 2D Z D yMM? ? ?=790 N m 由于 0F 作用而作出的彎矩圖 0DM = 0F C= N m= N m 截面 D 的最大合成彎矩為 DM = 39。故 D截面是危險截面，現(xiàn)對 D截面進(jìn)行強(qiáng)度校核。 破碎機(jī)的總體設(shè)計(jì) 破碎機(jī)的總體設(shè)計(jì)根據(jù)以上，帶傳動設(shè)計(jì)、軸的設(shè)計(jì)和 結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)。底座使用 180 型槽鋼，破碎箱和底座采用螺緊后進(jìn)行焊接 ?？傮w與展望 30 5 總 結(jié) 與 展 望 設(shè)計(jì)總結(jié) 在當(dāng)今的社會環(huán)境中，工業(yè)的生產(chǎn)的現(xiàn)代化自動化水平大幅提升，機(jī)械行業(yè)在本世紀(jì)發(fā)展迅速。因此，也取得了較大的發(fā)展，這種差距也在慢慢地減小。 通過資料收集、整理和設(shè)計(jì)，我設(shè)計(jì)的雙 齒輥破碎機(jī)終于完成了?？梢哉f這次設(shè)計(jì)是對我大學(xué)四年所學(xué)知識的一次綜合檢驗(yàn)和全面總結(jié)，在這個過程中我學(xué)會了獨(dú)立思考、在實(shí)踐中找答案、在前人的基礎(chǔ)上求創(chuàng)新。 需進(jìn)一步的研究工作 由于本人水平有限以及時間倉促，本次畢業(yè)設(shè)計(jì)還有許多不足之處，需要在今后的學(xué)習(xí)生活中繼續(xù)改進(jìn)敬請讀者給予好的建議，并希望讀 者給予批評指正，也希望在以后的工作生活中不斷充實(shí)自己的理論知識和實(shí)踐技能。相信今后中國的機(jī)械工業(yè)產(chǎn)品能夠從量變到質(zhì)變的飛躍。我在實(shí)習(xí)的日子里，得到了各方工友老師等多位領(lǐng)導(dǎo)的熱情接待與大力支持，在次表示深深的感謝。在整個設(shè)計(jì)過 程中我在老師的指導(dǎo)下學(xué)到了很多專業(yè)知識，在一些探索性問題上得到了深層次的理解，更在老師的身上學(xué)到了許多為人處事的道理，我想這些都是我人生中的寶貴財富，在我今后的工作生涯中定會受益匪淺。參考文獻(xiàn) 32 參 考 文 獻(xiàn) [1]張永忠 ,蘇斯華 .礦山機(jī)械制造工藝學(xué) [M].徐 州：中國礦業(yè)大學(xué)出版社， 20xx； [2]劉春生