【正文】 (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(dòng)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(rùn)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） limH? 的確定 由大小齒輪材料為 40Cr 查得 lim1H? = lim2H? =600 N/mm2 2) NTZ 的確定 N=60j 1hLN ； 1N =60 1 177（ 15 300 10） = 108 2N = 1N /u= 108 查得 1NTZ =， 2NTZ = ；取較小的 NTZ = 3） LVRZ 的確定 ；查得 LVRZ =1 4） WZ 的確定 ； WZ = 130170HBS? = 130170? = 5） XZ 的確定 ；查得 XZ =1 6） minHS 的確定 ；選取 minHS = （較高可靠度） 7）計(jì)算 ； HP? = limm inH NT LV R W XHZ Z Z ZS? = 6 0 0 0 .9 5 1 1 1 .1 11 .2 5? ? ? ?= N/mm2 H? = N/mm2 HP? 齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核 齒根彎曲疲勞強(qiáng)度條件 F? ? FP? 計(jì)算應(yīng)力； F? = tA V F F F SnF K K K K Y Ybm ? ? ?? 式中 nm —— 法向模數(shù)； FSY —— 復(fù)合齒型系數(shù)； 內(nèi)蒙古民族大學(xué)學(xué)士學(xué)位設(shè)計(jì) 21 Y?? —— 抗彎強(qiáng)度計(jì)算的重合度與螺旋角系數(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(duì)齒根圓角敏感性系數(shù)； RrelTY —— 相對(duì)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)。 1） FE? 的確定 ；查得 1FE? = 2FE? =500 N/mm2 2） NTY 的確定 ；查得 1NTY =， 2NTY =，取較小值 NTY = 破碎機(jī)的總體設(shè)計(jì) 22 3） relTY? 的確定 ；查得 relTY? =1 4） RrelTY 的確定 ；查得 RrelTY =1 5） XY 的確定 ；查得 XY =1 6） minFS 的確定 ；選取 minFS =（較高可靠度） 7）計(jì)算 ； FP? =m inFE NT relT RrelT XFY Y Y YS?? = 500 1 1 ? ? ? ?=380 N/mm2 F? = N/mm2 FP? ， 滿足要求。 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。 E= 105 MPa 初步估算軸徑，由材料為 40Cr，選取 A=99，則 33m in 1 4 .6 399 177PdA n? ? ?= mm 考慮到大帶輪端加鍵，故取 d=100 mm 齒輪軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 破碎機(jī)的總體設(shè)計(jì) 24 圖 43 齒輪軸的結(jié)構(gòu) Figure 43 Gear shaft structure 軸承的選擇； 根據(jù)破碎機(jī)的工作條件和該軸受力情況選用單列圓錐輥?zhàn)虞S承，該軸承的技術(shù)特點(diǎn)為： 1）額定動(dòng)載荷比為 ～ ； 2）能夠限制軸承和外殼在一個(gè)方向上的軸向位移； 3）極限轉(zhuǎn)速低； 4） 313 系列具有較大的接觸角，可以承受更大的軸向載荷。 故我選用 31322 型號(hào)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(duì)中好，易拆裝。無軸向固定作用 。精度較高，用于高速軸或較大沖擊、正反轉(zhuǎn)的場(chǎng)合。薄型平鍵運(yùn)用于薄壁結(jié)構(gòu)和傳力矩較小的傳動(dòng)。 C 型用于軸端。 內(nèi)蒙古民族大學(xué)學(xué)士學(xué)位設(shè)計(jì) 25 根據(jù)齒輪軸徑 d=110 mm，選用 C28 61（ GB/T109620xx） 鍵的強(qiáng)度校核； 鍵的強(qiáng)度要求 2 []pPTdkl???? 和 2 []TPPdkl?? 式中 T—— 傳遞的轉(zhuǎn)矩； d—— 軸的直徑； l—— 鍵的工作長(zhǎng)度， l=Lb/2； k—— 鍵與輪轂的接觸高度， k=； []P? —— 軸、鍵、輪轂中最小的許用壓力，查得 []P? =100～ 120 MPa； []P —— 鍵、軸、輪轂三者中最弱材料的許用壓強(qiáng)，查得 []P =40 MPa； 52 9 5 .5 1 0 1 4 .6 31771 0 0 0 .4 1 6 ( 8 5 1 4 )P?? ? ? ?? ? ? ? ?= MPa P? ? []P? ，滿足要求，可以使用； 52 10 3177100 16 ( 85 14)P? ? ? ?? ? ? ? ?= MPa []PP? ，滿足要求，可以使用。 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。2rx FF Y? = 222 ???= = N （ 5）由大帶輪制造和安裝所附加 的圓周力 0F 0F =2 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。DZM = DZM F 12d == = N m 齒輪的作用力在垂直平面的彎矩圖 1T DyM = ByR = = N m 由于齒輪作用力在 D截面作出的最大合成彎矩 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。DM + 0DM =790+= N m 作轉(zhuǎn)矩圖 ； 內(nèi)蒙古民族大學(xué)學(xué)士學(xué)位設(shè)計(jì) 27