双齿辊破碎机设计毕业设计论文(38页).doc

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1、-双齿辊破碎机设计毕业设计论文-第 27 页毕业设计论文题 目： 双齿辊破碎机的设计 摘 要 国内目前原煤的破碎一般采用锤式破碎机或齿辊式破碎机。锤式破碎机是以高速运动的锤头打击物料，在破碎腔内受到相互破碎冲击和剪切。齿辊式破碎机是在齿的作用下对物料进行劈碎，破碎后的物料直接排出，因此破碎粒度比较均匀。目前的双齿辊破碎机由于整体结构的不合理和破碎齿磨损快不能修复等原因，使用效果大大降低甚至很差。我所设计的新型双齿辊破碎机是在吸取国内外先进技术的基础上研制和设计出来的破碎机，很有发展前景和市场前景。通过资料收集、整理和设计，我设计的双齿辊破碎机完成了。通过对资料的搜集、查找，我找到了很多对设计有

2、用的参考资料，从而保证了设计的顺利进行。这次设计是对我大学四年所学知识的一次综合检验和全面总结。在这个过程中我学会了独立思考、在实践中找答案、在前人的基础上求创新。关键词:双齿辊破碎机；齿轮；轴 Abstract Domestic current coal is broken generally using hammer breakers or toothed roll breakers. Hammer breakers is based on the high speed movement of the hammer and blow materials which is broken by

3、 impact and shear in crushing cavity.Toothed roll breakers chop materials by teeth action,then immediatly output.So its particle is well-distributed.Current toothed roll breakers is very bad in using effects because the whole structure is unreasonable and teeth is wearing out very fast. New double t

4、oothed roll breakers which is designed by me absorb developed technology which is developed and designed as breakers.It has a bright vista in development and maket.Double toothed roll breaker which I designed is complete by collect and tidy data.I found many useful information through find and colle

5、ct and guarantee the developing of design.This design is a composite test for my university knowledge.I learnt think by myself found answer in practice and created something new based on former.Key words:double toothed breaker ； Gear ；Axis 目录1 绪 论12 总 体 设 计 方 案22.1 设计特点22.2 设计产品的用途和应用领域22.3 设计目标22.4

6、 研究内容22.5 设计方案22.6 题目的可行性32.7 传统破碎机的改进33 破 碎 机 的 结 构 设 计43.1 结构的选择与比较43.2 破碎机参数的初步确定43.2.1 性能43.2.2 计算参数43.3 原动机的确定73.4 传动机构的选择与比较73.4.1 传动机构的重要性73.4.2 传动类型选择74、破 碎 机 的 总 体 设 计84.1 带传动设计94.2 齿轮传动设计124.2.1 选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数124.2.2 按齿面接触强度设计124.2.3 按齿根弯曲强度设计144.2.4 几何尺寸计算154.3 齿轮强度校核163.3.1 齿面接触疲劳强度校核

7、164.3.2 齿根弯曲疲劳强度校核194.3.3 齿轮静强度校核计算214.4 轴、轴承及键的设计224.4.1 估算轴径224.4.2齿轮轴的结构设计224.4.3 轴上受力分析如下面弯矩转矩图244.4.4 求支反力254.4.5 作弯矩和转矩图254.4.6 轴的强度校核264.5 破碎机的总体设285 总 结 与 展 望295.1设计总结295.2 需进一步的研究工作29致 谢30参 考 文 献31 1 绪 论随着我国经济的发展，对矿产资源需求更大、更好。双齿辊式破碎机要具有复合环保等特性。一般破碎机只能对矿石进行粗略的破碎。我设计的这台破碎机，可以很好的节约和利用资源。这台破碎机对

8、于提高生产率、降低生产成本会起到良好的作用。我相信它一定有良好的市场前景。辊式破碎机是在1806年发明的。他是一种古老的破碎机。它是一种较为古老的破碎设备。但是，由于它的结构简单、紧凑轻便、易于制作、工作良好，特别是它的产品过粉碎小。因此，至今仍在选煤、冶金烧结、水泥、陶瓷等工业部门，以及小型微型选矿厂中使用。而且有新的改进和发展。随着我国的经济建设的发展，国内的建设机械市场已经成为国际设备制造商关注的重点。破碎机械行业也不例外，外国资金的进入，进一步加剧了市场的竞争强度。国内破碎机械企业想在竞争中得到很好的发展，就要提高现有破碎机的质量和技术性能，。尽快缩小与国外先进性能的差距，创造自己的自

9、主品牌，争取市场主动。国内外破碎机械之间的差距的原因有很多，市场需求不一样是造成差距的主要原因之一。国际市场上优良的破碎设备制造公司都在欧美等发达国家地区，那里大规模的基本建设时期已过去。市场对砂石料的需求数量不多，并且对机械设备环保要求又很严。这样必然形成了对砂石场以大规模生产来实现环境和矿石资源保护。这样所需要破碎机械设备规这样我国的机械设备与国际上先进设备差距明显。 目前我国的破碎机械制造公司无论是国有的大型企业还是民营的中小企业，在产品的科技研发上的投入不足是产品性能差距的客观原因。使得公司的生产成本居高不下，纷纷开拓本国以外的市场，而且作为传统的工业在资金和人才等方面获得新的投入甚少

10、。因此，近来年外国公司兼并和重组频繁，这种情况给我国破碎机械制造公司以巨大的发展机遇期。毕竟我国的机械制造成本很低，又有很好的重工业基础，通过引进国际的先进技术设备。加大科研的资金投入，定能克服生产设备技术上的巨大差距，使我国的破碎机械设备产品更好的进入国内和国外广阔的市场。 2 总 体 设 计 方 案 2.1 设计特点 双齿辊破碎机机的主要性能特点是：1. 本机具有体积小、重量轻、噪声低、安装检修都十分方便等特点；2. 齿辊的结构尺寸的设计由产品的粒度决定，而且要可以直接跟换磨损的破碎齿，这样可以使机械的使用成本降低；3. 过粉碎低。由于剪切原理，粒度小的物料可以直接通过。但对于大于粒度要求

11、物料要进行破碎，这样可以很好避免进入破碎机的物料搀杂破碎缺陷物。2.2 设计产品的用途和应用领域破碎机械是冶金、矿石开采、电力、化学化工、陶瓷制造、水泥生产和筑路等工业部门广泛应用的机械设备。每年有大量矿石原料与再利废料都需要用破碎机进行加工处理，以达到下一级机械加工设备所需要粒度大小，所以破碎机械大部分用于矿区的生产。2.3 设计目标提高和提升双辊齿破碎机齿辊耐磨性与整体的机械强度，使得齿辊在整个生产工作过程中，不会因为双齿辊破碎机辊齿的长时间使用和物料粒度过大而发生变形。降低事故的发生率，提高破碎效率，保证生产的正常运行，提高生产率。2.4 研究内容（1）结构分析设计；（2）分析双齿辊破碎

12、机齿辊工作面耐磨性及其整体强度； （3）整体结构优化。 解决的关键问题：辊齿齿面严重磨损； 辊齿轴变形。2.5 设计方案 破碎机理：两个平行安装放置的齿辊是双齿辊破碎机的主要工作部件。将一定数量的齿环沿轴向布置在每个齿辊上，通过两个齿辊的对转实现对加工物料的破碎。齿对物料的作用过程由3个阶段组成。第1个阶段，当大块物料进入旋转运动的齿辊中。首先通过齿辊对它进行冲击剪切作用，然后进行撕拉作用。如果辊齿咬入碎块则进入第2阶段，否则碎块将物料沿物料表面强行猾过。靠辊齿的螺旋布置使物料翻转，等待下一对齿的继续对它施加作用。在图1中，这一阶段为齿从1-1位置到2-2位置。第2阶段从物料被咬入开始，到前一

13、对齿脱离咬合终止。在图1中表示为齿从2-2位置运动到3-3位置的过程。这一阶段由于齿辊的运动两齿截面由大逐渐变小，然后再增大。粒度较大的物料由于截面变小而被强行挤压破碎，破碎后的物料被排出，从齿侧间隙漏下。破碎的物料大量下漏排除当对齿开始脱离咬合时，但任然有个别物料粒度太大不下面破碎钻阻挡，使物料其进行二次破碎。当辊齿运动到破碎砧前面时，与破碎砧相互作用，将大块物料劈碎并将其强行排除，这就是第3阶段。 破碎机设计方案：选择三向异步电动机作为原动机。原动机带动皮带轮，通过皮带向第二皮带同速传动。大皮带上的小齿轮向第一齿辊降速，两齿辊相向转动，由破碎齿轮完成破碎动作，并且在两齿辊中间下方破碎物料的

14、位置安放破碎砧，使剩下物料进行二次破碎，这样可以提高破碎生成率和降低生产成本和达到良好的破碎效果，已经破碎的物料通过下面排料口直接排出。2.6 题目的可行性辊式破碎机尤其适用于破碎黏性物料。它具有处理细料的优点，尤其是用于洗选之前的选煤过程。其处理能力较大，可达几千吨/时。当使用齿型或槽型齿板时，适用于处理，石膏，煤炭，焦碳，铝土矿，滑石等软质材料和抗压强度低于800-1000kg/cm2的物料。目前破碎机齿辊工作表面的性能、破碎后物料粒度和使用可靠性的要求，也随着煤炭工业的发展和煤炭破碎加工技术的进步变的也越来越高。齿辊作为破碎工作面中关键设备，它的性能、可靠性制约了其它设备能力能否正常的发

15、挥，决定了辊式破碎机的可行性和经济效益。2.7 传统破碎机的改进传统的破碎机大都是利用一对或几对辊齿对块状物料进行挤压破碎。且这些辊轮在轴上的安装大都是并齐地排列在轴上，也就是它们的安装键都在同一个空间角度上。这种传统的破碎机它的破碎效果不太理想。在设计过程中，我对传统的破碎机进行了结构优化设计。首先，改进辊齿的安装安放位置，把辊齿在轴上成螺旋式安装布置：第一个键槽角度为00其它为150 、300 、450、600、750。这样设计能对块状物料进行阶段性破碎。也就是能对块状物料进行多次破碎。它能很好地提高破碎效率。同时为了更好地，进一步地提高破碎效率。在每两个啮合辊齿啮合处的正下方加上一个破碎

16、砧。当物料运行到破碎钻的两面与咬合辊齿下方进行二次破碎 3 破 碎 机 的 结 构 设 计3.1 结构的选择与比较 以齿轮机构作为传动机构，从齿辊作滚动的一对齿辊机构是执行机构。3.2 破碎机参数的初步确定3.2.1 性能 辊子规格 450500 DL/mm 给料粒度 200 /mm 排料粒度 025；050；075；0100 mm 生产率 20； 35； 45； 55 t/h 辊子转数 64 r/min 机器质量 3.765 m/ t 3.2.2 计算参数 辊子直径；辊子直径D与给料粒度d成正比。对于光辊：D20d辊皮表面带有沟槽：D=（1012）d辊皮表面镶齿：D=（26）d对于我所设计的

17、双齿辊破碎机，所破碎的物料粒度在100200mm范围内。D=（26）（100200）=（2001200）mm取D=450mm由于450500型双齿辊破碎机较接近设计要求，故选用。 辊子工作转速；辊子转速与辊皮表面特征、被破碎物料的硬度和尺寸相关，通常破碎物料的粒度越大，辊子转速也就越低，辊皮表面有沟槽的辊子，他的转速应比光辊的低；当破碎软的或脆的物料时，转速应高些，而破碎硬物料时应低些。根据经验：n=（120420）式中：n辊子转速（r/min）； 被破碎物料与辊皮之间的摩擦系数； 被破碎物料的容积重（Kg/）； D辊子直径（cm）； d给料粒度（cm）。按照设计要求可知，d=1020cm，一

18、般摩擦系数取=0.300.35，（或摩擦角=16451918），取=0.325，=arctan0.325=18，D=450mm，r=1.31.45Kg/，取r=1.3510Kg/。n=（120420）=（120420）=62.06217.22（r/min）带牙齿的辊子每分钟工作转数则应取其下限，故取n=64r/min。 生产率； 破碎机的理论体积生产能力为m/h 实际上体积生产能力为 Q=188式中Q生产率（t/h）； n辊子转速（r/min）； 破碎产品的松散容重，接近1 （t/m）；L辊子长度（m）； D辊子直径（m）； 辊子长度利用系数和排料松散度系数，对于中硬度物料，=0.20.3；对

19、于粘性和潮湿物料，如煤，焦碳等，=0.40.6； e排料口宽度 （m）。 但在破碎硬物料时，后辊弹簧被压缩，转辊间距增加25%故Q=235t/hQ=235=235（ 0.40.6）0.510.450.02564=33.8450.76（t/h） 辊子功率的计算；辊式破碎机功率，一般采用经验公式来估算。破碎中硬物料时，破碎机所需功率为N=0.794KLV式中V辊子圆周速度m/s； L辊子长度m； K系数，K=+0.15，和d分别是给料与排料粒度；对于破碎煤或焦碳用的齿辊破碎机，则辊子功率为 N=KLDn kw式中D辊子直径m； L辊子长度m； n辊子转速r/min； K系数，破碎煤时，K=0.85

20、。 N= KLDn=0.850.50.4564=12.24kw3.3 原动机的确定 为了让整个机械系统安全稳定的运行，只有选择合适的原动机，电动机的选用主要从功率、种类等方面考虑。*123456/=N式中电机额定功率kw 工况系数，每天工作10-16个小时，故取=1.4； 带传动效率，0.95； 滚动轴承效率，0.98； 8级精度圆柱齿轮传动效率，0.97。则 =N*KA/(123456)=20.37kw双齿辊破碎机的电动机需要可靠性高、噪声震动小、能承受经常地冲击及震动的类型。综合上述因素可以做出选择Y225M-8型。3.4 传动机构的选择与比较3.4.1 传动机构的重要性在工作机和原动机之

21、间要加入传动设备，来改变运动形式和传递动力 1)原动机的速度和工作机的速度通常不一样，需要减速或增速。2)工作机要根据生产要求调节速度，而原动机速度额定，要通过改变原动机速度不切实际。3）工作机的运动形式多种多样，而原动机只能作匀速转动3.4.2 传动类型选择 传动类型选择时应考虑的因素； 1）原动机和传动装置在起动、调速性能、机械特性、反向和空载等方面能符合工作机的要求。2)对传动的布置方面要合理和便于安装，同时尺寸和重量紧凑、轻巧。3)操作和控制方式简便。4)必须符合国家的技术政策，现场的技术条件和环境保护等其它要。 传动类型选择的原则；1)对于大功率传动，应优先选用高效率的传动，以节约能

22、源。2)在原动机和工作机同步时应选择啮合传动。3)传动装置应该选择系列化、标准化产品便于降低维护费用。4)在满足工作条件的情况下，选择结构简单的传动装置，降低初始费用。如下图所示传动机构，选择了带式传动机构。因为双齿辊破碎机所需要的传动精度不需要太高，而且功率消耗很大需要安全保障，使用带式传动机构很安全。因为电动机的转速是730r/min，而辊子的转速需要64 r/min，传动比为11.4127。11.4127=4.12*2.77*1，故带式部分的传动比为4.12第一对齿轮的传动比为2.77第二对齿轮的传动比为1。即I带=4.12，i12=2.77,i23=1 4、破 碎 机 的 总 体 设

23、计4.1 带传动设计1. 设计功率 Pd=PKA式中P工作机功率 kw =1.414.55=20.37kw2. 带型根据和选取有效宽度制V带，选取15N/15J型有效宽度制V带。式中小带轮转速r/min。3. 传动比i i= (=0.010.02)式中 大带轮转速r/mim； 小带轮节圆直径，可视为基准直径； 大带轮节圆直径，可视为基准直径； 弹性滑动系数；有效宽度制窄V带：=-2e取=197.4mm，=797.4mm，则=4.12，=177 r/min 4. 小带轮有效直径及大带轮有效直径 为提高V带寿命，在经济条件允许的情况下，值较大选取。=200mm，=800mm5. 带速VV=7.55

24、m/s窄V带 =35m/s，V20m/s时，可以充分发挥带的传动能力，一般V不低于5m/s，满足要求，7.5m/s5m/s。6初定中心距离 则 7002000，取=1500mm7 有效长度 =2+=4630.8 mm8 圆整近似选取=4570 mm8实定中心距 amma+=1469.6mm 取a=1470mm9小带轮包角 =180-57.3=156.610根V带额定功率 kw 根据带型，及选取 =7.62kw11i1时的单根V带额定功率增量kw 根据带型，及选取 =0.69kw12V带根数 = 式中包角修正系数，取=0.93；带长修正系数，取=1.06。 =2.49 取=313带轮宽度 D=2

25、e+2f=350.25+26=610.5mm14单根V带初张紧力 N =0.9500（-1）+mV式中mV带单位长度质量Kg/m，取m=0.20Kg/m。 =0.9500（-1）+0.207.55=693.5N 15作用在轴上的力N =2sin=2693.5sin=1358.2N =1.5=2037.3N（新带的初张紧力为正常张紧力的1.5倍。） 16切边长tmm t=1439.1 mm17挠度mm =23.0mm18载荷 Wd N 新安装的带 Wd=式中初张紧力的增量，取=40N。 Wd=65.8N；运转后的带 Wd=57.1N； 最小极限值 Wd=44.1N。图4-1 带轮示意图 Figu

26、re 4-1 Belt wheel diagram4.2 齿轮传动设计4.2.1 选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数1) 按1.5所示的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。2) 双齿辊破碎机为一般重载工作机器，速度不高，故选用8级精度。3) 材料选择。选择小齿轮材料为40Cr（热处理，调质,表面氮化，深度为0.20.3mm），硬度为HB260290，齿轮硬度Hv550；大齿轮材料为40Cr（热处理，调质），硬度为HB260290。4) 大齿轮转速为 64r/min。当选择小齿轮齿数为19时。小齿轮转速为 177r/min。5) 传动比 i=u=2.77，故=u=192.77=52.63，取=53。

27、4.2.2 按齿面接触强度设计确定公式内的各计算数值；（1）试载荷系数 =1.3（2）计算小齿轮传递转矩=95.510/ =95.510/=95.510=789359 N（3）取齿宽系数 =1（4）查得材料的弹性影响系数 =189.8MPa（5）按齿面硬度查得大小齿轮的接触疲劳极限为=600MPa,=600MPa（6）计算应力循环次数=60j式中j齿轮每转一周时，同一齿面啮合的次数； 齿轮的工作寿命h；假设破碎机寿命为10年（一年工作300天，每天工作10小时）=601177（1530010）=4.77910 =/u=1.72510（7）查得接触疲劳寿命系数 =0.95；=0.98（8）计算接

28、触疲劳许用应力= 式中S安全系数 S=1，取失效概率为1%=0.95600 MPa=570 MPa =0.98600 MPa=588 MPa 计算；（1）试算小齿轮分度圆直径，带入中较小的值2.32=124.584mm（2）计算圆周速度 =1.15m/s（3）计算齿宽 b b=1124.584 mm=124.584 mm（4）计算齿宽与齿高之比 b/h 模数 =/=124.584/19=6.557 mm齿高 h=2.25=2.256.557=14.75 mm b/h=124.584/14.7=8.45（5）计算载荷系数 根据=1.15 m/s，八级精度，查得动载荷系数 =1.1；直齿轮，假设1

29、00 N/mm，查得=1.2；查得使用系数=1；查得8级精度，小齿轮相对支撑非对称布置时=1.15+0.18（1+0.6）+0.3110b =1.15+0.18(1+0.61)1+0.3110124.584 =1.477由 b/h=8.45，=1.477查得 =1.38，故载荷系数K=11.11.21.477=1.95 （6）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径得=124.584=142.60 mm（7）计算模数 m=7.51 mm4.2.3 按齿根弯曲强度设计弯曲强度的设计公式为 m确定公式内的各计算数值；（1）由查资料可得=500 MPa =500 MPa。分别为大小齿轮的弯曲疲劳强度极限

30、 。（2）查得弯曲疲劳寿命系数 =0.85，=0.87。（3）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，得= MPa=303.57 MPa= MPa=310.71 MPa（4）计算载荷系数 K K=11.11.21.38=1.822（5）查取齿型系数得 =2.85，=2.31（6）查取应力校正系数 =1.54， =1.71（7）计算大小齿轮的 ，并加以比较=0.01446 =0.01271小齿轮的数值大设计计算；=4.87 mm取 m=5 mm，则按接触强度算得的分度圆直径=142.6mm。=/m=142.6/5=28.52，取=29=u=2.7729=80.33， 取=804.2.

31、4 几何尺寸计算1）计算分度圆直径 =m=295=145 mm =m=805=400 mm2）计算中心距 =（+）/2 =（145+400）/2=272.5 mm3）计算齿轮宽度 b=145 取 =145 mm，=150 mm4）齿数比 u=2.77 5）齿顶高 =m=5 mm6）齿根高 =（+）m=6.25 mm7）全齿高 =（2+）m=11.25 mm8）齿顶圆直径 =（+2）m=155 mm =（+2）m=410 mm9）齿根圆直径 =（-2-2）m=132.5 mm =（-2-2）m=377.5 mm10）基圆直径 =cos=138.3 mm =cos=375.9 mm11）齿距 p=

32、m=15.7 mm12）齿厚(s)=齿槽宽(e) s=e=m/2=7.9 mm13）验算 =10887.7 N= N/mm=75.09 N/m100 N/mm，满足要求，可以使用。第二根辊转速相同。 图4-2传动齿轮示意图 Figure 4-2 Transmission gear diagram4.3 齿轮强度校核3.3.1 齿面接触疲劳强度校核齿面接触疲劳强度条件 式中计算接触应力N/mm； 许用接触应力N/mm。计算应力；式中节点区域系数；材料弹性系数；接触强度计算的重合度与螺旋角系数；分度圆上的圆周力N； b齿宽 mm；小齿轮分度圆直径mm； u齿数比；使用系数；动载系数；、齿向载荷分布

33、系数；、齿间载荷分布系数。1）的确定变位系数的选择按=+=29+80=109，选择=1.6，查得=0.146，所以y=-=1.6-0.146=1.454，a=（+y）m=（109/2+1.454）5=279.77 mm，取a=280 mm，y=1.5,求出=0.14，=y+=1.5+0.14=1.64，选出=0.745，=0.921=0.0153，分度圆螺旋角=0，查得=2.262）弹性系数的确定取=189.83）接触强度计算的重合度与螺旋角系数的确定=；=0式中、分别为大小齿轮的部分重合度，查得=0.83，=0.92，则=1.75；=0.866；=1；=0.8664）分度圆上的圆周力的确定=

34、 转矩T=789.28 Nm=10523.73 N5）使用系数的确定 取=1.256）动载系数的确定 =1+式中、系数，查得=39.1，=0.0193=1+0.0193=1.157）齿向载荷分布系数的确定=1.15+0.181+0.6（）（）+0.3110b=1.15+0.181+0.6（）（）+0.3110150=1.4848）齿间载荷分配系数的确定 取=1.29）计算 =474.20 N/mm许用应力式中试验齿轮的接触疲劳极限应力N/mm；接触强度计算的寿命系数；润滑油膜影响系数；工作硬化系数；接触强度计算的尺寸系数；接触强度最小安全系数。1）的确定由大小齿轮材料为40Cr查得=600N/

35、mm2) 的确定N=60j ；=601177（1530010）=4.77910=/u=1.72510查得=0.95，=0.98 ；取较小的=0.953）的确定 ；查得=14）的确定 ；=1.2-=1.2-=1.115）的确定 ；查得=16）的确定 ；选取=1.25 （较高可靠度）7）计算 ；=506.11N/mm=474.2N/mm4.3.2 齿根弯曲疲劳强度校核齿根弯曲疲劳强度条件 计算应力；式中法向模数；复合齿型系数；抗弯强度计算的重合度与螺旋角系数。1）的确定 =1.48 ；2）的确定 =1.23）的确定查得 =4.39，=3.95，取较大值 =4.394）的确定 ；=（0.25+）（1

36、-） =（0.25+）（1-） =0.67865）计算 =107.01许用弯曲应力；式中齿轮材料的弯曲疲劳强度基本值N/mm；抗弯曲强度计算的寿命系数；相对齿根圆角敏感性系数；相对表面状况系数；抗弯曲强度计算的尺寸系数；弯曲强度的最小安全系数。1）的确定 ；查得 =500N/mm2）的确定 ；查得 =0.95，=0.98，取较小值=0.953）的确定 ；查得 =14）的确定 ；查得 =15）的确定 ；查得 =16）的确定 ；选取 =1.25（较高可靠度）7）计算 ；=380N/mm=107.01 N/mm，满足要求。4.3.3 齿轮静强度校核计算齿面静强度校核；齿面静强度条件 1）静强度最大齿

37、面应力 =2）计算切向力 =10523.73N/mm= =424.13N/mm3）静强度许用齿面接触应力=506.16N/mm=424.13N/mm，满足要求弯曲静强度校核；弯曲强度条件 1）静强度最大的齿根弯曲应力=1.151.4841.24.390.6786=85.61N/mm2）静强度许用齿根弯曲应力=380N/mm=85.61N/mm，满足要求4.4 轴、轴承及键的设计 4.4.1 估算轴径选择轴的材料为40Cr，竟调质处理，查得材料力学性能数据为：=750MPa；=550MPa；=350 MPa；=200 MPa; E=2.0610MPa初步估算轴径，由材料为40Cr，选取 A=99

38、，则=43.12 mm 考虑到大带轮端加键，故取d=100mm4.4.2齿轮轴的结构设计 图4-3 齿轮轴的结构 Figure 4-3 Gear shaft structure轴承的选择；根据破碎机的工作条件和该轴受力情况选用单列圆锥辊子轴承，该轴承的技术特点为：1）额定动载荷比为1.52.5；2）能够限制轴承和外壳在一个方向上的轴向位移；3）极限转速低；4）313系列具有较大的接触角，可以承受更大的轴向载荷。故我选用 31322 型号单列圆锥滚子轴承键的选择；根据设计要求选择普通平键（C型）联接，它具有靠侧面传递转矩，对中好，易拆装。无轴向固定作用。精度较高，用于高速轴或较大冲击、正反转的场

39、合。薄型平键运用于薄壁结构和传力矩较小的传动。C型用于轴端。根据齿轮轴径d=110 mm，选用C2861（GB/T1096-2003）键的强度校核；键的强度要求 和 式中T传递的转矩；d轴的直径；l键的工作长度，l=L-b/2；k键与轮毂的接触高度，k=0.4h；轴、键、轮毂中最小的许用压力，查得=100120 MPa；键、轴、轮毂三者中最弱材料的许用压强，查得=40 MPa；=35.46 MPa，满足要求，可以使用；=35.46 MPa，满足要求，可以使用。4.4.3 轴上受力分析如下面弯矩转矩图（1）轴上传递的转矩 =789359 Nmm =789.359 Nm（2）齿轮的圆周力 =108

40、87.7N（3）齿轮的径向力 =10887.70.364=3962.8 N（4）轴承的轴向力 =5271.4 N（5）由大带轮制造和安装所附加的圆周力 =2cos(90-=2693.5=1358.2N4.4.4 求支反力（1）在水平面内的支反力，由=0 得（a+b）-b=0 =1844.8 N由=0得 =-=3962.8-1844.8=2118 N（2）在垂直平面内的支反力 =5443.85 N（3）由于的作用，在支点A、B处的支反力，=0，得（a+b）-c=0=386.38N=+=1358.2+386.38=1744.58N4.4.5 作弯矩和转矩图齿轮的作用力在水平平面的弯矩图；=b=21

41、180.135=285.93Nm=-F=285.93-5271.4=-96.25 Nm齿轮的作用力在垂直平面的弯矩图=5743.850.135=734.92Nm由于齿轮作用力在D截面作出的最大合成弯矩=790Nm由于作用而作出的弯矩图 =C=1358.2 N0.0825 m=112.05Nm截面D的最大合成弯矩为=+=790+112.05=902.05 Nm作转矩图 ； 图4-4 受力示意图 Figure 4-4 Force diagram4.4.6 轴的强度校核 确定危险截面； 由上分析可知D处弯矩最大，且具有应力集中。故D截面是危险截面，现对D截面进行强度校核。安全系数校核计算；=47.04MPa 式中 W抗弯断面系数由于是对称循环弯曲应力，故平均应力 =0 式中40Cr的弯曲对称循环应力时的疲劳极限，查得=350 MPa；正应力有效应力集中系数，查得=2.38；表面质量系数，轴径车削加工，查得 =0.90；尺寸系数，查得 =0.6= =1.69切应幅为 =1.0310 Pa