双齿辊破碎机设计毕业设计论文(编辑修改稿)

双齿辊破碎机设计毕业设计论文(编辑修改稿)内容摘要：

in。 3. 传动比 i i= 2121(1 )ppdnnd  ( =～ ) 式中 2n —— 大带轮转速 r/mim； 1pd —— 小带轮节圆直径，可视为基准直径 1d ； 2pd —— 大带轮节圆直径，可视为基准直径 2d ；  —— 弹性滑动系数； 有 效宽度制窄 V 带： pd = ed 2△ e 取 1pd =， 2pd =，则 21(1 )ppdi d  =， 2n = 1ni =177 r/min 4. 小带轮有效直 径 1ed 及大带轮有效直径 2ed 为提高 V带寿命，在经济条件允许的情况下， ed 值较大选取。 1ed =200mm， 2ed =800mm 5. 带速 V V= m/s )*( 破碎机的总体设计 11 窄 V带 maxV =35m/s， V 20m/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， 5m/s。 6．初定中心距离 1 2 0 1 20. 7 ( ) 2( )e e e ed d a d d    则 700 0a 20xx，取 0a =1500mm 7． 有效长度 0eL 0eL =20a +2 12()eedd + 2210()4eedda = mm 8． 圆整近似选取 0eL =4570 mm 8．实定中心距 a mm a 0a + 02eeLL = mm 取 a=1470 mm 9．小带轮包角 1 1 =180 21eedda  = 10．根 V带额定功率 1P kw 根据带型， 1ed 及 1n 选取 1P = kw 11． i 1时的单根 V带额定功率增量 1P kw 根据带型， 1ed 及 1n 选取 1P = 12． V带根数 Z Z = Ld KKPP P11  式中 K —— 包角修 正系数，取 K =； LK —— 带长修正系数，取 LK =。 Z =  = 取 Z =3 13．带轮宽度 D=2e+2f=35 +26=61 mm 14．单根 V 带初张紧力 0F N 0F =[500（ K1） 2dPV +mV2 ] 式中 m—— V 带单位长度质量 Kg/m，取 m= Kg/m。 0F =[500（ 1）  + ]= N 破碎机的总体设计 12 15．作用在轴上的力 rF N rF =2 0F sin 12 =2  = N maxF = rF = N（新带的初张紧力为正常张紧力的 倍。 ） 16．切边长 t mm t= 22 12()4eedda  = 22 (8 0 0 2 0 0 )1470 4 = mm 17．挠度 f mm f = = mm 18．载荷 Wd N 新安装的带 Wd= 00 eLtFF  式中 0F —— 初张紧力的增量，取 0F =40N。 Wd= N； 运转后的带 Wd= 00 eLtFF = N； 最小极限值 Wdmin = N。 图 41 带轮示意图 Figure 41 Belt wheel diagram 内蒙古民族大学学士学位设计 13 齿轮传动设计 选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数 1) 按 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 ～ ），硬度为 HB260～ 290，齿轮硬度 Hv550；大齿轮材料为 40Cr（热处理，调质），硬度为 HB260～ 290。 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= 21ZZ =17764 =，故 2Z =u 1Z =19 =，取 2Z =53。 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 tK = （ 2）计算小齿轮传递转矩 1T = 105 1P /1n = 105APK电 12 /1n = 105 =789359 N 1  （ 3）取齿宽系数 d =1 （ 4）查得材料的弹性影响系数 EZ = MPa1/2 （ 5）按齿面硬度查得大小齿轮的接触疲劳极限为 lim1H =600MPa, lim2H =600 MPa （ 6）计算应力循环次数 1N =60j hL 1n 式中 j—— 齿轮每转一周时，同一齿面啮合的次数； hL —— 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） 1N =60 1 177（ 15 300 10） = 108 2N = 1N /u= 108 破碎机的总体设计 14 （ 7）查得接触疲劳寿命系数 1HNK =； 2HNK = （ 8）计算接触疲劳许用应力 1[]H = 1 lim1HN HK S 式中 S—— 安全系数 S=1，取失效 概率为 1% 1[]H = 600 MPa=570 MPa 2[]H = 600 MPa=588 MPa 计算； （ 1）试算小齿轮分度圆直径 1td ，带入 []H 中较小的值 1td  23 1 . 3 7 8 9 3 5 9 3 . 7 7 1 8 9 . 8()1 2 . 7 7 5 7 0 = mm （ 2）计算圆周速度 1V 1V = 1160 1000dn = 17760 1000  = m/s （ 3）计算齿宽 b b= td d1 =1 mm= mm （ 4）计算齿宽与齿高之 比 b/h 模数 tm = 1td / 1Z = 齿高 h= tm = = mm b/h=（ 5）计算载荷系数 根据 1V = m/s，八级精度，查 得动载荷系数 vK =； 直齿轮，假设 /AtKF b 100 N/mm，查得 HFKK =；查得使用系数 AK =1； 查得 8级精度，小齿轮相对支撑非对称布置时 HK =+（ 1+ 2d ） 2d + 103 b =+(1+ 12 ) 12 + 103 = 由 b/h=， HK = 查得 FK =，故载荷系数 K= AK VK HK HK =1 = （ 6）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径得 内蒙古民族大学学士学位设计 15 1d = 1td 3 / tKK= （ 7）计算模数 m= 11/dZ= mm 按齿根弯曲强度设计 弯曲强度的设计公式为 m 13 212 ()[]FSdFYYKTZ  确定公式内的各计算数值； （ 1）由查资料可得 1FE =500 MPa 2FE =500 MPa。 分别为大小齿轮的弯曲疲劳强度极限。 （ 2）查得弯曲疲劳寿命系数 1FNK =， 2FNK =。 （ 3）计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 S=，得 1[]F = 11 FEFNK  =  MPa= MPa 2[]F = 22 FEFNK  =  MPa= MPa （ 4）计算载荷系数 K K= AK VK FFKK=1 = （ 5）查取齿 型系数得 1FY =， 2FY = （ 6）查取应力校正系数 1SY =， 2SY = （ 7）计算大小齿轮的 []FSFYY，并加以比较 111[]FSFYY =  = 222[]SFFYY =  = 小齿轮的数值大 设计计算； 破碎机的总体设计 16 322 1 . 8 2 2 7 8 9 3 5 9 0 . 0 1 4 4 61 1 9m = mm 取 m=5 mm，则按接触强度算得的分度圆直径 1d =。 1Z = 1d /m=， 取 1Z =29 2Z =u 1Z = 29=， 取 2Z =80 几何尺寸计算 1）计算分度圆直径 1d = 1Z m=29 5=145 mm 2d = 2Z m=80 5=400 mm 2）计算中心距 1a =（ 1d + 2d ） /2 =（ 145+400） /2= mm 3）计算齿轮宽度 b= 1d =145 取 2B =145 mm， 1B =150 mm 4）齿数比 u= 21ZZ =8029 = 5）齿顶高 1ah = 2ah = *ah m=5 mm 6）齿根高 1fh = 2fh =（ *ah +*c ） m= mm 7）全齿高 1h =2h =（ 2 *ah +*c ） m= mm 8）齿顶圆直径 1ad =（ 1Z +2 *ah ） m=155 mm 2ad =（ 2Z +2 *ah ） m=410 mm 9）齿根圆直径 1fd =（ 1Z 2 *ah 2*c ） m= mm 2fd =（ 2Z 2 *ah 2*c ） m= mm 10）基圆直径 1bd = 1d cos = mm 2bd = 2d cos = mm 11）齿距 p= m= mm 12）齿厚 (s)=齿槽宽 (e) s=e= m/2= mm 13）验算 tF = 112Td = 2 789359145 = N AtKFb =1  N/mm= N/m100 N/mm，满足要求，可以使用。 第二根辊转速相同。 内蒙古民族大学学士学位设计 17 图 42 传动齿轮示意图 Figure 42 Transmission gear diagram 齿轮强度校核 齿面接触疲劳强度校核 齿面接触疲劳强度条件 H HP 式中 H —— 计算接触应力 N/mm2 ； HP —— 许用接触应力 N/mm2。 计算应力；  HHVAtEHH KKKKuubdFZZZ 11  式中 HZ —— 节点区域系数； EZ —— 材料弹性系数 2/N mm ； Z —— 接触强度计算的重合度与螺旋角系数； tF —— 分度圆上的圆周力 N； b—— 齿宽 mm； 1d —— 小齿轮分度圆直径 mm； 破碎机的总体设计 18 u—— 齿数比； AK —— 使用系数； VK —— 动载系数； HK 、 FK —— 齿向载荷分布系数； HK 、 FK —— 齿间载荷分布系数。 1） HZ 的确定 变位系数 12xx、 的选择 按 Z = 1Z + 2Z =29+80=109 ，选择 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 =+=，选出 1x =， 2x = 1212xxZZ = 80 =，分度圆螺旋角  =0 ，查得 HZ = 2）弹性系数 EZ 的确定 取 EZ = 2/N mm 3）接触强度计算的重合度与螺旋角系数 Z 的确定 Z =  ZZ ， Z = 4。