毕业设计论文破碎机设计(编辑修改稿)

毕业设计论文破碎机设计(编辑修改稿)内容摘要：

第Ⅳ轴功率 kwpP 4334 ＝＝   第Ⅴ轴功率 kwpP 3245 ＝＝   第Ⅵ轴功率 kwpP 4356 ＝＝   式中，η 1— 带传动的传动效率； η 2— 联轴器的传动效率； η 3— 圆柱齿轮的传动效率； η 4— 滚动轴承的传动效率； (3) 各轴扭矩的 计算 第Ⅰ轴扭矩 22kw1  电动机TT 第Ⅱ轴扭矩 mmNnPT  222 如需设计图纸请联系 ： 68110808 第 15 页 第Ⅲ轴扭矩 mmNnPT  2 5095 50 333 第Ⅳ轴扭矩 mmNnPT  56 150 .1919 55 09 55 0 334 第Ⅴ轴扭矩 mmNnPT  0 6. 85350. 3 6819 55 09 55 0 445 第Ⅵ轴功率 mmNnPT  29 850 55 09 55 0 556 (4) 将各轴的转速，功率和扭矩列表 轴号 转速 n (r/min) 输出功率 P (kw) 输出扭矩 T (N/mm) 传动比 i 效率η Ⅰ 970 22 1 Ⅱ Ⅲ Ⅳ 50 Ⅴ 50 Ⅵ 50 1 3 传动系统设计计算 带传动设计计算 已知参数：双齿辊破碎机的 v 带传动装置，原动机为 Y 型异步电动机，功率 p＝ 22kw，转速 n＝ 970r/min，传动比 i＝ ，工作中有强烈冲击，预计寿命 5 年。 如需设计图纸请联系 ： 68110808 第 16 页 计算项目及说明 1) 确定计算功率 根据工作情况，查工况系数 Ka 设计功率 Pc＝ Ka179。 P＝ 179。 22 2）选择带型 根据 Pc= 和 n1=970r/min，选普通 V 带型号 3）确定带轮直径 小带轮基准直径 dd1 传动比 i= 大带轮转速 n2＝ n1/i=970/ 取弹性滑动系数ε = 大轮基准直径 dd2=i179。 dd1(1－ε )＝ 179。 224179。 （ 1－ ） = 按表取标准值 实际转速ｎ 2＝ (1－ε )ｎ 1 dd1 / dd2 4）验算带的速度 100060 100022410060 11    ndv d 带速在 5－ 25 m/s 范围内 5）初定中心距 在 （ dd1＋ dd２ ）≤ a0≤２ (dd1＋ dd２ )中即 528≤ a0≤ 1508 中初定中心距 6）确定基准长度 02212100 4 )(2 )(2 addddaL ddddd   = 1 0 0 04 )5 6 02 2 4(2 )5 6 02 2 4(1 0 0 02 2   选取标准的基准长度 Ld 7）确定中心距ａ 0 2 3 2 0 73 5 5 01 0 0 02 00  dd LLaa a xm i n   d dLaa Laa ８）验算 小带轮包角 结果 Ka＝ Pc= kw dd1=224mm i= n2＝ dd2=530mm n2 = r/min v= m/s 带速符合要求 a0=1000mm Ld0=3207 Ld=3550 a=1172mm amin=1119mm amax=1243mm 如需设计图纸请联系 ： 68110808 第 17 页 计算项目及说明 结果 8) 验算小带轮包角 α＝ 180176。 － （ dd2 － dd1）179。 176。 9) 确定 V带根数 单根 V带额定功率 P0 弯曲影响系数 Kb 传动比系数 Ki 额定功率增量△ P0 0131(1 )17 . 5 1 0 1 0 0 0 (1 )1 . 1 3 7 3bniPK K       包角系数 Ka 长度系数 Kl V带根数 )( )( 00  lac KKpp pz 10）确定单根 V带的预紧力 V带每米长度质量 q 220) ( )(500 qvKzvpFac 11）确定压轴力 Fr 2 in20  zFF r α＝ 176。 P0= Kb=179。 103 Ki＝ △ P0＝ Ka= Kl= Z=5 根 q＝ F0= N Fr= N 减速器设计 减速器高速级齿轮传动设计计算 已知参数：设计一自动退让对辊式破碎机的高速级齿轮传动。 已知原动机为电动机，高速齿轮传递功率 P=,小齿轮转速 n1=,传动比i=,单向运转，工作时有较大冲击，每天工作 8 小时，每年 300 天 ,预期寿命 5 年。 如需设计图纸请联系 ： 68110808 第 18 页 计算项目及说明 结果 1) 选择齿轮材料 小齿轮选用 20Cr 大齿轮选用 40Cr 2) 按齿根弯曲疲劳强度计算 确定齿轮传动等级，按 11 /0 . 0 2 2 ) n( 0 . 0 1 3 npv t 估取圆周速度vt=齿宽系数ψ d 小轮齿数 Z1 大轮齿数 Z2＝ｉ179。 Z1＝ 179。 19＝ 圆整取 齿数比 u u= Z2 / Z1=62 / 19 传动比误差 △ u /u △ u /u=（ － ）/=－ 误差在177。 5％范围之内 齿根弯曲疲劳强度设计计算公式  3 212 F saaFd YYYZKTm    小轮转矩 T1＝ 179。 106179。 P/n1 载荷系数 K  KKKKK VA  使用系数 KA 动载荷系数 KV 查表得初值 KVt 齿向载荷分布系数 K 齿间载荷分布系数 K 由于β＝ 0，故 o s)621191(c o s)621191(＝＋＋    查表并插值 则载荷系数 K 的初值 Kt Kt=179。 179。 179。 HRC 5662 HRC 5055 Ⅱ公差组 8 级 vt=ψ d＝ Z1＝ 19 Z2＝ 62 u= 合适 T1＝ 179。 105 KA＝ KVt＝ K ＝ K ＝ Kt= 如需设计图纸请联系 ： 68110808 第 19 页 齿形系数 小轮 1FaY 大轮 2FaY 应力修正系数 小轮 1saY 大轮 2saY 重合度系数 Y Y ＝   许用弯曲应力  FxNFF S YY  lim 弯曲疲劳极限 1limF 2limF 应力循环次数 N1＝ )53 0 08(13 9 26060 hn jL N2＝ uN/1 弯曲寿命系数 YN 尺寸系数 YΧ 安全系数 SF 则许用弯曲应力   i m1  F xNFF S YY   im2  F xNFF S YY 模数设计初值  3 212 F saaFd YYYZKTm    ＝ 3 2 6 676   ＝ 查表取模数标准系列 小轮 分度圆直径 41911  mzd t 1FaY ＝ 2FaY ＝ 1saY ＝ 2saY ＝ Y ＝ 1limF =800N/mm2 2limF =770N/mm2 N1＝ 179。 108 N2＝ 179。 107 YN1＝ YN2＝ 1 YΧ ＝ 1 SF＝   21 /676 mmNF    22 /651 mmNF  m=4 761 td 如需设计图纸请联系 ： 68110808 第 20 页 圆周速率 6 0 0 0 03 9 9766 0 0 0 011   ndv t 与估取值 vt=，对 Kv 值影响不大，不必修正 KV=KVt＝ , K=Kt= 小轮分度圆直径 tdd 11 大轮分度圆直径 22 62 4d z m    中心距 2 )6219(42 )( 21  zzma 齿宽 b  db d 大轮齿宽 b2=b 小轮齿宽 )105(21  bb 3) 按齿面接触疲劳强度校核计算  HHEH uubdKTZZZ    12 2 弹性系数 ZE 节点影响系数 ZH 重合度系数 Z 许用接触应力 接触疲劳极限应力查表得 21lim /1500 mmNH  22lim /1450 mmNH  接触强度寿命系数 ZN1, ZN2 (不允许点蚀 ) 硬化系数 ZW 接触强度安全系数 SH (一般可靠度 )   1115001 H   1114502 H 故 231  H  12/ 9 1 HmmN  v= Kv= K= mmd 761  mmd 2482  mma 162 b=62mm b2=62mm b1=68mm ZE＝ 2/mmN ZH＝ Z ＝ 21lim /1500 mmNH  22lim /1450 mmNH ZN1＝ ZN2＝ 1 ZW＝ 1 SH＝   mmNH     mmNH   21 / mmNH  如需设计图纸请联系 ： 68110808 第 21 页 232  H  22/ HmmN  22 / mmNH  齿轮强度足够 减速器低速级齿轮传动设计计算 已知参数：低速齿轮传递功率 P=,小齿轮转速 n1=,传动比 i=,单向运转预期寿命 5 年。 计 算项目及说明 结果 (1) 选择齿轮材料 小齿轮选用 20Cr 大齿轮选用 40Cr (2) 按齿根弯曲疲劳强度计算 确定齿轮传动等级，按 11 /0 . 0 2 2 ) n( 0 . 0 1 3 npv t 估 取 圆 周 速 度vt=1m/s 齿宽系数ψ d 小轮齿数 Z1 大轮齿数 Z2＝ｉ179。 Z1＝ 179。 20＝ 圆整取 齿数比 u u= Z2 / Z1=49 / 20 传动比误差 △ u /u △ u /u=（ － ）/= 误差在177。 5％范围之内 齿根弯曲疲劳强度设计计算公式  3 212 F saaFd YYYZKTm    小轮转矩 T1＝ 179。 106179。 P/n1 载荷系数 K  KKKKK VA  使用系数 KA 动载荷系数 KV 查表得初值 KVt HRC 5662 HRC 5055 Ⅱ公差组 8 级 vt=1m/s ψ d＝ Z1＝ 20 Z2＝ 49 u= 合适。