两齿辊破碎机设计毕业设计论文(编辑修改稿)

两齿辊破碎机设计毕业设计论文(编辑修改稿)内容摘要：

0 1 4 6 0c a AT K T    N . m () 所以，查阅文献 [3,149 页 ] ，选择联轴器的型号为 YL12 型凸缘联轴器。 各别为：公称转矩为 1600 ，需用最大转速 4700 r/min， 轴径为 70mm。 因为 [ ] 1600caTT 980 4700cann   () 11 所以联轴器满足要求，校核安全。 联轴器的型号： GBYL12142 70。 2 万象联轴器 联轴器的公称转矩： 59 .9T = 95 50 = 95 50 = 81 72 N .m70P n减 出 () 式中 P—— 减速器输出功率， KW； n—— 减速器的转速， r/min。 查阅文献 [7,343 页 ] 表 141 查得联轴器的工作情况系数 K=，所以联轴器的计算力矩为： 2 . 3 8 1 7 2 N .m 1 8 . 8 .c a AT K T K N m    () 所以，查阅文献 [13,29 篇 ] 选择联轴器的型号为 SWP225A 联轴器。 各个参数分别为：许用转矩 [T]为 20 KN .m，许用最大转速 1400 r/min，轴径 130mm。 因为 [ ] 2020caTT 70 1400cann   () 所以联轴器满足要求，校核安全。 选择联轴器的具体型号为： SWP225A JB324 12 第四章 减速器的基本设计 总体设计方案 该减速器是由一个多级齿轮传动系统组成的。 只有一根轴通过万向联轴器与电动机连接，同时有两根输出轴。 设计要求：两根输出轴的转速是相同的，但转向是相反的，与此同时保证一定的工作效率及具有一定的余度保证。 减速器传动比的分配 总传动比：0n 980= 1470wi n 总 () 首先由两级传动进行减速，使速度降至工作机所 需的转速。 初选高速轴的传动比： 1 而总传动比： 12=i i i总 所以 2 1 14 i  总 0 轴：电动机轴 003000699 8 0 / m in6 9 1 09 .5 5 9 .5 5 6 7 2 .980rP P Kwn ra dPT N mn     () 轴：高速轴 1 0 01 01311169 3980/ m in 980 / m in1 3 10 659. 1 .980P P P K wnn rad radiPT N mn             承联0 13 () 轴：中间轴 2121322267 .6 3 0. 97 0. 99 64 .9 5980/ m in = 28 0 / m in64 .9 5 109. 55 9. 55 22 15 .280P P K wnn rad radiPT N mn        承齿1 () 轴：低速轴  322323333 280/ m i n =80 / m i n 10 7445 .80P P K wnn rad radiPT N mn        承齿 () 低速输出端 ： 31 = = KwPP 出 联 () Ⅳ轴：过渡轴  4334346 2 .3 7 0 .9 7 0 .9 9 5 9 .8 9938 0 3 2 3 .4 8 / m in23P P KwZn n ra dZ       承齿 () Ⅴ轴：过渡轴  544545 9 123323 .48 323 .48 / m i n23P P K wZn n radZ       承齿 14 () Ⅵ 轴 ：低速轴  655656366657 .5 1 0. 97 0. 99 55 .2 32332 3. 48 80 / m in9355 .2 3 109. 55 9. 55 65 93 .80P P K wZn n radZPT N mn           承齿 () 低速输出端  6 = = 出 2 联 () 齿轮的设计 高速级传动齿轮的设计 1. 精度：根据传动系统需要，选择 8级精度 2. 材料：根据文献 [7,189 页 ] 表 101 选择齿轮轴的材料 40Cr（调质），硬度为 280HBS 大齿轮的材料选用 45 钢（调质），硬度为 240HBS,两者材料硬度均为 40HBS。 3. 选择齿轮轴齿数 1Z=20，则大齿轮齿数 2Z=i 1= 20=70 4. 初选螺旋角：=08 5. 假设电机寿命 15 年，全日制工作。 按齿面接触强度设计 根据文献 [7,216 页 ] 查得齿面接触强度设计公式： 21 13112 1 ()[]t HEtdHKT i Z Zdi 15 () 1. 根据公式内的各计算值 （ 1） 选择 tK （ 2） 选取区域系数 HZ= （ 3） 由文献 [7,图 1026] 查得： = 因此计算得 12= = 2     2. 计算许用接触应力 根据文献 [7,201 页 ] 表 107选取齿宽系数： d=1 根据文献 [7,198 页 ] 表 106查得材料弹性影响系数： EZ= 根据文献 [7,198 页 ] 图 1021c 按齿面硬度查得： 小齿轮的接触疲劳极限： lim1H=750Mpa 大齿轮的接触疲劳极限： lim2H=580Mpa 计算盈利循环次数： =60nthN jL=60 1500 24 300 15=910 () 912 1    () 根据文献 [7,203 页 ] 图 1019 查得：接触疲劳寿命为： 1  2  () 选取安全系数 S=1 计算接触疲劳许用应力： 16 1 l im 112 l im 220 .8 5 7 5 0[ ] 6 3 010 .8 7 5 8 0[ ] 5 0 01H N HHH N HHK M p aSK M p aS     () 则许用应力为： 12[ ] [ ] 6 3 0 5 0 0[ ] 5 6 522HHH M p a     () 3. 计算齿轮各部分参数 （ 1） 试算小齿轮分度圆直径 1td，由计算公式得： 11175 0. 99 0. 99 0. 979. 55 9. 55 0. 69 .980pT KN mn     231 2 6 9 0 0 0 0 3 . 5 1 2 . 4 7 1 8 9 . 8( ) 9 1 . 1 81 1 . 6 2 3 . 5 5 6 5td m m      () 选取： 1td=120mm （ 2） 计算圆周速度 11 1 2 0 9 8 0 6 . 1 /6 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0tdnv m s     () （ 3） 计算齿宽 b及模数 ntm 1 1 1 2 5 1 2 5dtb d m m m m     () 011c os 120 c os 8 620tnt dm Z     () 2 .2 5 2 .2 5 6 1 3 .5nthm    () 17 120  () （ 4） 计算纵向重合度 8 t a n 8 8 1 20 t a n 8 4d Z        () （ 5） 计算载荷系数 K 已知使用系数  根据 v=， 8级精度， 根据文献 [7,192 页 ] 图 108 查得：动载系数 ； 根据文献 [7,194 页 ] 表 104 查得： HK的计算公式； 2 2 33 ( 1 ) 10 ( 1 ) 10 125H d dKb            = () （ 6） 按实际的载荷系数矫正所算得的分度圆直径 3311 3 .1 21 2 0 1 5 01 .6ttKd d m mK    () （ 7） 计算模数 011c o s 1 5 0 c o s 8 7 . 420nt dm Z     () 按齿根弯曲度设计 根据文献 [7,198 页 ] 查得齿根弯曲强度设计公式： 213 2212 c o s Y []Fsn dFKT Y Ym Z   18 () 1. 确定计算参数 （ 1） 计算载荷系数 K 1 1 . 2 1 . 4 1 . 3 5 2 . 2 6A V F FK K K K      () （ 2） 根据纵向重合度=。 根据文献 [7,215 页 ] 图 1028 查得螺旋角影响系数：Y= （ 3） 计算当量齿数 0011 33822 33820 c os c os70 72c os c osVVZZZZ     () （ 4） 查取齿形系数 根据文献 [7,197 页 ] 表 105 查得： 1Y   2Y   （ 5） 查取应力校正系数 根据文献 [7,197 页 ] 表 105 查得： 1Y   2Y   （ 6） 计算大小齿轮的Y[]FsFY 根据文献 [7,204 页 ] 图 1020c 查得 : 小齿轮的弯曲疲劳强度极限： FE1=500Mpa 大齿轮的弯曲疲劳强度极限： FE2 =380Mpa 根据文献 [7,202 页 ] 图 1018 查得弯曲疲劳寿命系数： FN1= FN2= 取弯曲疲劳安全系数 S= 查得弯曲疲劳许用应力： 19 F N 1 F E 11F N 2 F E 210 .8 3 5 0 0 2 9 6 .41 .40 .8 6 3 8 0 2331 .4FFK M p aSK M p aS     () 111222Y [ ] Y [ ] 233FsFFsFYY () 大齿轮的数 值比较大。 2. 设计计算 203 22 690000 c os 8 20       () 对比计算结果，由齿面解除疲劳强度的法面模数 nm大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取 nm=7，可以满足弯曲强度。 但为了同时满足解除疲劳强度，需按解除疲劳强度算得分度圆直径 1d=150mm 计算相应的齿数： 则： 011 c o s 1 5 0 c o s 8 2 1 . 27ndZ m     () 选取 1Z=22 则： 2 1 1 22 77Z Z i    选取 2=77 3. 几何尺寸计算 20 （ 1） 计算中心距 12 0() ( 2 2 7 7 ) 7 3 4 9 . 92 c o s 2 c o s 8nZ Z ma m m    () 将中心距圆整 a=350mm （ 2） 按圆整的中心距进行螺旋角修正 0 39。 12() ( 22 77 ) 7a r c c os a r c c os 8 24 352 2 35。