雙齒輥破碎機設計畢業(yè)論文

1、 題 目： 雙齒輥破碎機的設計 學 院： 機械工程學院 專 業(yè)： 機械設計制造及其自動化 年級：09機制二班 姓 名： 指導教師： 完成日期： 2013年5月14日 摘 要 國內(nèi)目前原煤的破碎一般采用錘式破碎機或齒輥式破碎機。錘式破碎機是以高速運動的錘頭打擊物料，在破碎腔內(nèi)受到相互破碎沖擊和剪切。齒輥式破碎機是在齒的作用下對物料進行劈碎，破碎后的物料直接排出，因此破碎粒度比較均勻。目前的雙齒輥破碎機由于整體結構的不合理和破碎齒磨損快不能修復等原因，使用效果大大降低甚至很差。我所設計的新型雙齒輥破碎機是在吸取國內(nèi)外先進技術的基礎上研制和設計出來的破碎機，很有發(fā)展前景和市場前景。通過資料收集、整理

2、和設計，我設計的雙齒輥破碎機完成了。通過對資料的搜集、查找，我找到了很多對設計有用的參考資料，從而保證了設計的順利進行。這次設計是對我大學四年所學知識的一次綜合檢驗和全面總結。在這個過程中我學會了獨立思考、在實踐中找答案、在前人的基礎上求創(chuàng)新。關鍵詞:雙齒輥破碎機；齒輪；軸 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 hamm

3、er and blow materials which is broken by 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 teet

4、h is wearing out very fast. new double toothed 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 u

5、seful information through find and collect 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 目錄 1 緒 論12 總 體 設 計 方

6、 案22.1 設計特點22.2 設計產(chǎn)品的用途和應用領域22.3 設計目標22.4 研究內(nèi)容22.5 設計方案22.6 題目的可行性32.7 傳統(tǒng)破碎機的改進33 破 碎 機 的 結 構 設 計43.1 結構的選擇與比較43.2 破碎機參數(shù)的初步確定43.2.1 性能43.2.2 計算參數(shù)43.3 原動機的確定73.4 傳動機構的選擇與比較73.4.1 傳動機構的重要性73.4.2 傳動類型選擇74、破 碎 機 的 總 體 設 計84.1 帶傳動設計94.2 齒輪傳動設計124.2.1 選定齒輪類型，精度等級，材料及齒數(shù)124.2.2 按齒面接觸強度設計124.2.3 按齒根彎曲強度設計144

7、.2.4 幾何尺寸計算154.3 齒輪強度校核163.3.1 齒面接觸疲勞強度校核164.3.2 齒根彎曲疲勞強度校核194.3.3 齒輪靜強度校核計算214.4 軸、軸承及鍵的設計224.4.1 估算軸徑224.4.2齒輪軸的結構設計224.4.3 軸上受力分析如下面彎矩轉(zhuǎn)矩圖244.4.4 求支反力254.4.5 作彎矩和轉(zhuǎn)矩圖254.4.6 軸的強度校核264.5 破碎機的總體設285 總 結 與 展 望295.1設計總結295.2 需進一步的研究工作29致 謝30參 考 文 獻31 1 緒 論隨著我國經(jīng)濟的發(fā)展，對礦產(chǎn)資源需求更大、更好。雙齒輥式破碎機要具有復合環(huán)保等特性。一般破碎機只

8、能對礦石進行粗略的破碎。我設計的這臺破碎機，可以很好的節(jié)約和利用資源。這臺破碎機對于提高生產(chǎn)率、降低生產(chǎn)成本會起到良好的作用。我相信它一定有良好的市場前景。輥式破碎機是在1806年發(fā)明的。他是一種古老的破碎機。它是一種較為古老的破碎設備。但是，由于它的結構簡單、緊湊輕便、易于制作、工作良好，特別是它的產(chǎn)品過粉碎小。因此，至今仍在選煤、冶金燒結、水泥、陶瓷等工業(yè)部門，以及小型微型選礦廠中使用。而且有新的改進和發(fā)展。隨著我國的經(jīng)濟建設的發(fā)展，國內(nèi)的建設機械市場已經(jīng)成為國際設備制造商關注的重點。破碎機械行業(yè)也不例外，外國資金的進入，進一步加劇了市場的競爭強度。國內(nèi)破碎機械企業(yè)想在競爭中得到很好的發(fā)展

9、，就要提高現(xiàn)有破碎機的質(zhì)量和技術性能，。盡快縮小與國外先進性能的差距，創(chuàng)造自己的自主品牌，爭取市場主動。國內(nèi)外破碎機械之間的差距的原因有很多，市場需求不一樣是造成差距的主要原因之一。國際市場上優(yōu)良的破碎設備制造公司都在歐美等發(fā)達國家地區(qū)，那里大規(guī)模的基本建設時期已過去。市場對砂石料的需求數(shù)量不多，并且對機械設備環(huán)保要求又很嚴。這樣必然形成了對砂石場以大規(guī)模生產(chǎn)來實現(xiàn)環(huán)境和礦石資源保護。這樣所需要破碎機械設備規(guī)這樣我國的機械設備與國際上先進設備差距明顯。 目前我國的破碎機械制造公司無論是國有的大型企業(yè)還是民營的中小企業(yè)，在產(chǎn)品的科技研發(fā)上的投入不足是產(chǎn)品性能差距的客觀原因。使得公司的生產(chǎn)成本居高

10、不下，紛紛開拓本國以外的市場，而且作為傳統(tǒng)的工業(yè)在資金和人才等方面獲得新的投入甚少。因此，近來年外國公司兼并和重組頻繁，這種情況給我國破碎機械制造公司以巨大的發(fā)展機遇期。畢竟我國的機械制造成本很低，又有很好的重工業(yè)基礎，通過引進國際的先進技術設備。加大科研的資金投入，定能克服生產(chǎn)設備技術上的巨大差距，使我國的破碎機械設備產(chǎn)品更好的進入國內(nèi)和國外廣闊的市場。 2 總 體 設 計 方 案 2.1 設計特點 雙齒輥破碎機機的主要性能特點是：1. 本機具有體積小、重量輕、噪聲低、安裝檢修都十分方便等特點；2. 齒輥的結構尺寸的設計由產(chǎn)品的粒度決定，而且要可以直接跟換磨損的破碎齒，這樣可以使機械的使用成

11、本降低；3. 過粉碎低。由于剪切原理，粒度小的物料可以直接通過。但對于大于粒度要求物料要進行破碎，這樣可以很好避免進入破碎機的物料攙雜破碎缺陷物。2.2 設計產(chǎn)品的用途和應用領域破碎機械是冶金、礦石開采、電力、化學化工、陶瓷制造、水泥生產(chǎn)和筑路等工業(yè)部門廣泛應用的機械設備。每年有大量礦石原料與再利廢料都需要用破碎機進行加工處理，以達到下一級機械加工設備所需要粒度大小，所以破碎機械大部分用于礦區(qū)的生產(chǎn)。2.3 設計目標提高和提升雙輥齒破碎機齒輥耐磨性與整體的機械強度，使得齒輥在整個生產(chǎn)工作過程中，不會因為雙齒輥破碎機輥齒的長時間使用和物料粒度過大而發(fā)生變形。降低事故的發(fā)生率，提高破碎效率，保證生

12、產(chǎn)的正常運行，提高生產(chǎn)率。2.4 研究內(nèi)容（1）結構分析設計；（2）分析雙齒輥破碎機齒輥工作面耐磨性及其整體強度； （3）整體結構優(yōu)化。 解決的關鍵問題：輥齒齒面嚴重磨損； 輥齒軸變形。2.5 設計方案 破碎機理：兩個平行安裝放置的齒輥是雙齒輥破碎機的主要工作部件。將一定數(shù)量的齒環(huán)沿軸向布置在每個齒輥上，通過兩個齒輥的對轉(zhuǎn)實現(xiàn)對加工物料的破碎。齒對物料的作用過程由3個階段組成。第1個階段，當大塊物料進入旋轉(zhuǎn)運動的齒輥中。首先通過齒輥對它進行沖擊剪切作用，然后進行撕拉作用。如果輥齒咬入碎塊則進入第2階段，否則碎塊將物料沿物料表面強行猾過?？枯価X的螺旋布置使物料翻轉(zhuǎn)，等待下一對齒的繼續(xù)對它施加作用

13、。在圖1中，這一階段為齒從1-1位置到2-2位置。第2階段從物料被咬入開始，到前一對齒脫離咬合終止。在圖1中表示為齒從2-2位置運動到3-3位置的過程。這一階段由于齒輥的運動兩齒截面由大逐漸變小，然后再增大。粒度較大的物料由于截面變小而被強行擠壓破碎，破碎后的物料被排出，從齒側間隙漏下。破碎的物料大量下漏排除當對齒開始脫離咬合時，但任然有個別物料粒度太大不下面破碎鉆阻擋，使物料其進行二次破碎。當輥齒運動到破碎砧前面時，與破碎砧相互作用，將大塊物料劈碎并將其強行排除，這就是第3階段。 破碎機設計方案：選擇三向異步電動機作為原動機。原動機帶動皮帶輪，通過皮帶向第二皮帶同速傳動。大皮帶上的小齒輪向第

14、一齒輥降速，兩齒輥相向轉(zhuǎn)動，由破碎齒輪完成破碎動作，并且在兩齒輥中間下方破碎物料的位置安放破碎砧，使剩下物料進行二次破碎，這樣可以提高破碎生成率和降低生產(chǎn)成本和達到良好的破碎效果，已經(jīng)破碎的物料通過下面排料口直接排出。2.6 題目的可行性輥式破碎機尤其適用于破碎黏性物料。它具有處理細料的優(yōu)點，尤其是用于洗選之前的選煤過程。其處理能力較大，可達幾千噸/時。當使用齒型或槽型齒板時，適用于處理，石膏，煤炭，焦碳，鋁土礦，滑石等軟質(zhì)材料和抗壓強度低于800-1000kg/cm2的物料。目前破碎機齒輥工作表面的性能、破碎后物料粒度和使用可靠性的要求，也隨著煤炭工業(yè)的發(fā)展和煤炭破碎加工技術的進步變的也越來

15、越高。齒輥作為破碎工作面中關鍵設備，它的性能、可靠性制約了其它設備能力能否正常的發(fā)揮，決定了輥式破碎機的可行性和經(jīng)濟效益。2.7 傳統(tǒng)破碎機的改進傳統(tǒng)的破碎機大都是利用一對或幾對輥齒對塊狀物料進行擠壓破碎。且這些輥輪在軸上的安裝大都是并齊地排列在軸上，也就是它們的安裝鍵都在同一個空間角度上。這種傳統(tǒng)的破碎機它的破碎效果不太理想。在設計過程中，我對傳統(tǒng)的破碎機進行了結構優(yōu)化設計。首先，改進輥齒的安裝安放位置，把輥齒在軸上成螺旋式安裝布置：第一個鍵槽角度為00其它為150 、300 、450、600、750。這樣設計能對塊狀物料進行階段性破碎。也就是能對塊狀物料進行多次破碎。它能很好地提高破碎效率

16、。同時為了更好地，進一步地提高破碎效率。在每兩個嚙合輥齒嚙合處的正下方加上一個破碎砧。當物料運行到破碎鉆的兩面與咬合輥齒下方進行二次破碎 3 破 碎 機 的 結 構 設 計3.1 結構的選擇與比較 以齒輪機構作為傳動機構，從齒輥作滾動的一對齒輥機構是執(zhí)行機構。3.2 破碎機參數(shù)的初步確定3.2.1 性能 輥子規(guī)格 450500 dl/mm 給料粒度 200 /mm 排料粒度 025；050；075；0100 mm 生產(chǎn)率 20； 35； 45； 55 t/h 輥子轉(zhuǎn)數(shù) 64 r/min 機器質(zhì)量 3.765 m/ t 3.2.2 計算參數(shù) 輥子直徑；輥子直徑d與給料粒度d成正比。對于光輥：d2

17、0d輥皮表面帶有溝槽：d=（1012）d輥皮表面鑲齒：d=（26）d對于我所設計的雙齒輥破碎機，所破碎的物料粒度在100200mm范圍內(nèi)。d=（26）（100200）=（2001200）mm取d=450mm由于450500型雙齒輥破碎機較接近設計要求，故選用。 輥子工作轉(zhuǎn)速；輥子轉(zhuǎn)速與輥皮表面特征、被破碎物料的硬度和尺寸相關，通常破碎物料的粒度越大，輥子轉(zhuǎn)速也就越低，輥皮表面有溝槽的輥子，他的轉(zhuǎn)速應比光輥的低；當破碎軟的或脆的物料時，轉(zhuǎn)速應高些，而破碎硬物料時應低些。根據(jù)經(jīng)驗：n=（120420）式中：n輥子轉(zhuǎn)速（r/min）； 被破碎物料與輥皮之間的摩擦系數(shù)； 被破碎物料的容積重（kg/）；

18、 d輥子直徑（cm）； d給料粒度（cm）。按照設計要求可知，d=1020cm，一般摩擦系數(shù)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）帶牙齒的輥子每分鐘工作轉(zhuǎn)數(shù)則應取其下限，故取n=64r/min。 生產(chǎn)率； 破碎機的理論體積生產(chǎn)能力為m/h 實際上體積生產(chǎn)能力為 q=188式中q生產(chǎn)率（t/h）； n輥子轉(zhuǎn)速（r/min）； 破碎產(chǎn)品的松散容重，接近1 （t/m）；l輥子長度（m）； d輥子

19、直徑（m）； 輥子長度利用系數(shù)和排料松散度系數(shù)，對于中硬度物料，=0.20.3；對于粘性和潮濕物料，如煤，焦碳等，=0.40.6； e排料口寬度 （m）。 但在破碎硬物料時，后輥彈簧被壓縮，轉(zhuǎn)輥間距增加25%故q=235t/hq=235=235（ 0.40.6）0.510.450.02564=33.8450.76（t/h） 輥子功率的計算；輥式破碎機功率，一般采用經(jīng)驗公式來估算。破碎中硬物料時，破碎機所需功率為n=0.794klv式中v輥子圓周速度m/s； l輥子長度m； k系數(shù)，k=+0.15，和d分別是給料與排料粒度；對于破碎煤或焦碳用的齒輥破碎機，則輥子功率為 n=kldn kw式中d輥

20、子直徑m； l輥子長度m； n輥子轉(zhuǎn)速r/min； k系數(shù)，破碎煤時，k=0.85。 n= kldn=0.850.50.4564=12.24kw3.3 原動機的確定 為了讓整個機械系統(tǒng)安全穩(wěn)定的運行，只有選擇合適的原動機，電動機的選用主要從功率、種類等方面考慮。*123456/=n式中電機額定功率kw 工況系數(shù)，每天工作10-16個小時，故取=1.4； 帶傳動效率，0.95； 滾動軸承效率，0.98； 8級精度圓柱齒輪傳動效率，0.97。則 =n*ka/(123456)=20.37kw雙齒輥破碎機的電動機需要可靠性高、噪聲震動小、能承受經(jīng)常地沖擊及震動的類型。綜合上述因素可以做出選擇y225m

21、-8型。3.4 傳動機構的選擇與比較3.4.1 傳動機構的重要性在工作機和原動機之間要加入傳動設備，來改變運動形式和傳遞動力 1)原動機的速度和工作機的速度通常不一樣，需要減速或增速。2)工作機要根據(jù)生產(chǎn)要求調(diào)節(jié)速度，而原動機速度額定，要通過改變原動機速度不切實際。3）工作機的運動形式多種多樣，而原動機只能作勻速轉(zhuǎn)動3.4.2 傳動類型選擇 傳動類型選擇時應考慮的因素； 1）原動機和傳動裝置在起動、調(diào)速性能、機械特性、反向和空載等方面能符合工作機的要求。2)對傳動的布置方面要合理和便于安裝，同時尺寸和重量緊湊、輕巧。3)操作和控制方式簡便。4)必須符合國家的技術政策，現(xiàn)場的技術條件和環(huán)境保護等

22、其它要。 傳動類型選擇的原則；1)對于大功率傳動，應優(yōu)先選用高效率的傳動，以節(jié)約能源。2)在原動機和工作機同步時應選擇嚙合傳動。3)傳動裝置應該選擇系列化、標準化產(chǎn)品便于降低維護費用。4)在滿足工作條件的情況下，選擇結構簡單的傳動裝置，降低初始費用。如下圖所示傳動機構，選擇了帶式傳動機構。因為雙齒輥破碎機所需要的傳動精度不需要太高，而且功率消耗很大需要安全保障，使用帶式傳動機構很安全。因為電動機的轉(zhuǎn)速是730r/min，而輥子的轉(zhuǎn)速需要64 r/min，傳動比為11.4127。11.4127=4.12*2.77*1，故帶式部分的傳動比為4.12第一對齒輪的傳動比為2.77第二對齒輪的傳動比為1

23、。即i帶=4.12，i12=2.77,i23=1 4、破 碎 機 的 總 體 設 計4.1 帶傳動設計1. 設計功率 pd=pka式中p工作機功率 kw =1.414.55=20.37kw2. 帶型根據(jù)和選取有效寬度制v帶，選取15n/15j型有效寬度制v帶。式中小帶輪轉(zhuǎn)速r/min。3. 傳動比i i= (=0.010.02)式中 大帶輪轉(zhuǎn)速r/mim； 小帶輪節(jié)圓直徑，可視為基準直徑； 大帶輪節(jié)圓直徑，可視為基準直徑； 彈性滑動系數(shù)；有效寬度制窄v帶：=-2e取=197.4mm，=797.4mm，則=4.12，=177 r/min 4. 小帶輪有效直徑及大帶輪有效直徑 為提高v帶壽命，在經(jīng)

24、濟條件允許的情況下，值較大選取。=200mm，=800mm5. 帶速vv=7.55m/s窄v帶 =35m/s，v20m/s時，可以充分發(fā)揮帶的傳動能力，一般v不低于5m/s，滿足要求，7.5m/s5m/s。6初定中心距離 則 7002000，取=1500mm7 有效長度 =2+=4630.8 mm8 圓整近似選取=4570 mm8實定中心距 amma+=1469.6mm 取a=1470mm9小帶輪包角 =180-57.3=156.610根v帶額定功率 kw 根據(jù)帶型，及選取 =7.62kw11i1時的單根v帶額定功率增量kw 根據(jù)帶型，及選取 =0.69kw12v帶根數(shù) = 式中包角修正系數(shù)，

25、取=0.93；帶長修正系數(shù)，取=1.06。 =2.49 取=313帶輪寬度 d=2e+2f=350.25+26=610.5mm14單根v帶初張緊力 n =0.9500（-1）+mv式中mv帶單位長度質(zhì)量kg/m，取m=0.20kg/m。 =0.9500（-1）+0.207.55=693.5n 15作用在軸上的力n =2sin=2693.5sin=1358.2n =1.5=2037.3n（新帶的初張緊力為正常張緊力的1.5倍。） 16切邊長tmm t=1439.1 mm17撓度mm =23.0mm18載荷 wd n 新安裝的帶 wd=式中初張緊力的增量，取=40n。 wd=65.8n；運轉(zhuǎn)后的帶

26、 wd=57.1n； 最小極限值 wd=44.1n。圖4-1 帶輪示意圖 figure 4-1 belt wheel diagram4.2 齒輪傳動設計4.2.1 選定齒輪類型，精度等級，材料及齒數(shù)1) 按1.5所示的傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動。2) 雙齒輥破碎機為一般重載工作機器，速度不高，故選用8級精度。3) 材料選擇。選擇小齒輪材料為40cr（熱處理，調(diào)質(zhì),表面氮化，深度為0.20.3mm），硬度為hb260290，齒輪硬度hv550；大齒輪材料為40cr（熱處理，調(diào)質(zhì)），硬度為hb260290。4) 大齒輪轉(zhuǎn)速為 64r/min。當選擇小齒輪齒數(shù)為19時。小齒輪轉(zhuǎn)速為 177r/m

27、in。5) 傳動比 i=u=2.77，故=u=192.77=52.63，取=53。4.2.2 按齒面接觸強度設計確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值；（1）試載荷系數(shù) =1.3（2）計算小齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩=95.510/ =95.510/=95.510=789359 n（3）取齒寬系數(shù) =1（4）查得材料的彈性影響系數(shù) =189.8mpa（5）按齒面硬度查得大小齒輪的接觸疲勞極限為=600mpa,=600mpa（6）計算應力循環(huán)次數(shù)=60j式中j齒輪每轉(zhuǎn)一周時，同一齒面嚙合的次數(shù)； 齒輪的工作壽命h；假設破碎機壽命為10年（一年工作300天，每天工作10小時）=601177（1530010）=4.77910 =

28、/u=1.72510（7）查得接觸疲勞壽命系數(shù) =0.95；=0.98（8）計算接觸疲勞許用應力= 式中s安全系數(shù) s=1，取失效概率為1%=0.95600 mpa=570 mpa =0.98600 mpa=588 mpa 計算；（1）試算小齒輪分度圓直徑，帶入中較小的值2.32=124.584mm（2）計算圓周速度 =1.15m/s（3）計算齒寬 b b=1124.584 mm=124.584 mm（4）計算齒寬與齒高之比 b/h 模數(shù) =/=124.584/19=6.557 mm齒高 h=2.25=2.256.557=14.75 mm b/h=124.584/14.7=8.45（5）計算載

29、荷系數(shù) 根據(jù)=1.15 m/s，八級精度，查得動載荷系數(shù) =1.1；直齒輪，假設100 n/mm，查得=1.2；查得使用系數(shù)=1；查得8級精度，小齒輪相對支撐非對稱布置時=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，故載荷系數(shù)k=11.11.21.477=1.95 （6）按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑得=124.584=142.60 mm（7）計算模數(shù) m=7.51 mm4.2.3 按齒根彎曲強度設計彎曲強度的設計公式為 m確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值；（1

30、）由查資料可得=500 mpa =500 mpa。分別為大小齒輪的彎曲疲勞強度極限 。（2）查得彎曲疲勞壽命系數(shù) =0.85，=0.87。（3）計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數(shù) s=1.4，得= mpa=303.57 mpa= mpa=310.71 mpa（4）計算載荷系數(shù) k k=11.11.21.38=1.822（5）查取齒型系數(shù)得 =2.85，=2.31（6）查取應力校正系數(shù) =1.54， =1.71（7）計算大小齒輪的 ，并加以比較=0.01446 =0.01271小齒輪的數(shù)值大設計計算；=4.87 mm取 m=5 mm，則按接觸強度算得的分度圓直徑=142.6mm。=/m=14

31、2.6/5=28.52，取=29=u=2.7729=80.33， 取=804.2.4 幾何尺寸計算1）計算分度圓直徑 =m=295=145 mm =m=805=400 mm2）計算中心距 =（+）/2 =（145+400）/2=272.5 mm3）計算齒輪寬度 b=145 取 =145 mm，=150 mm4）齒數(shù)比 u=2.77 5）齒頂高 =m=5 mm6）齒根高 =（+）m=6.25 mm7）全齒高 =（2+）m=11.25 mm8）齒頂圓直徑 =（+2）m=155 mm =（+2）m=410 mm9）齒根圓直徑 =（-2-2）m=132.5 mm =（-2-2）m=377.5 mm10

32、）基圓直徑 =cos=138.3 mm =cos=375.9 mm11）齒距 p=m=15.7 mm12）齒厚(s)=齒槽寬(e) s=e=m/2=7.9 mm13）驗算 =10887.7 n= n/mm=75.09 n/m100 n/mm，滿足要求，可以使用。第二根輥轉(zhuǎn)速相同。 圖4-2傳動齒輪示意圖 figure 4-2 transmission gear diagram4.3 齒輪強度校核3.3.1 齒面接觸疲勞強度校核齒面接觸疲勞強度條件 式中計算接觸應力n/mm； 許用接觸應力n/mm。計算應力；式中節(jié)點區(qū)域系數(shù)；材料彈性系數(shù)；接觸強度計算的重合度與螺旋角系數(shù)；分度圓上的圓周力n；

33、b齒寬 mm；小齒輪分度圓直徑mm； u齒數(shù)比；使用系數(shù)；動載系數(shù)；、齒向載荷分布系數(shù)；、齒間載荷分布系數(shù)。1）的確定變位系數(shù)的選擇按=+=29+80=109，選擇=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，選出=0.745，=0.921=0.0153，分度圓螺旋角=0，查得=2.262）彈性系數(shù)的確定取=189.83）接觸強度計算的重合度與螺旋角系數(shù)的確定=，=；=；=0式中、分別為大小齒輪的部分重合度，查得=0.8

34、3，=0.92，則=1.75；=0.866；=1；=0.8664）分度圓上的圓周力的確定= 轉(zhuǎn)矩t=789.28 nm=10523.73 n5）使用系數(shù)的確定 取=1.256）動載系數(shù)的確定 =1+式中、系數(shù)，查得=39.1，=0.0193=1+0.0193=1.157）齒向載荷分布系數(shù)的確定=1.15+0.181+0.6（）（）+0.3110b=1.15+0.181+0.6（）（）+0.3110150=1.4848）齒間載荷分配系數(shù)的確定 取=1.29）計算 =474.20 n/mm許用應力=式中試驗齒輪的接觸疲勞極限應力n/mm；接觸強度計算的壽命系數(shù)；潤滑油膜影響系數(shù)；工作硬化系數(shù)；接觸

35、強度計算的尺寸系數(shù)；接觸強度最小安全系數(shù)。1）的確定由大小齒輪材料為40cr查得=600n/mm2) 的確定n=60j ；=601177（1530010）=4.77910=/u=1.72510查得=0.95，=0.98 ；取較小的=0.953）的確定 ；查得=14）的確定 ；=1.2-=1.2-=1.115）的確定 ；查得=16）的確定 ；選取=1.25 （較高可靠度）7）計算 ；=506.11n/mm=474.2n/mm4.3.2 齒根彎曲疲勞強度校核齒根彎曲疲勞強度條件 計算應力；=式中法向模數(shù)；復合齒型系數(shù)；抗彎強度計算的重合度與螺旋角系數(shù)。1）的確定 =1.48 ；2）的確定 =1.2

36、3）的確定查得 =4.39，=3.95，取較大值 =4.394）的確定 ；=（0.25+）（1-） =（0.25+）（1-） =0.67865）計算= = =107.01許用彎曲應力；=式中齒輪材料的彎曲疲勞強度基本值n/mm；抗彎曲強度計算的壽命系數(shù)；相對齒根圓角敏感性系數(shù)；相對表面狀況系數(shù)；抗彎曲強度計算的尺寸系數(shù)；彎曲強度的最小安全系數(shù)。1）的確定 ；查得 =500n/mm2）的確定 ；查得 =0.95，=0.98，取較小值=0.953）的確定 ；查得 =14）的確定 ；查得 =15）的確定 ；查得 =16）的確定 ；選取 =1.25（較高可靠度）7）計算 ；=380n/mm=107.01 n/mm，滿足要求。4.3.3 齒輪靜強度校核計算齒面靜強度校核；齒面靜強度條件 1）靜強度最大齒面應力 =2）計算切向力 =10523.73n/mm= =424.13n/mm3）靜強度許用齒面接觸應力=506.16n/mm=424.13n/mm，滿足要求彎曲靜強度校核；彎曲強度條件 1）靜強度最大的齒根彎曲應力=1.151.4841.24.390.6786=85.61n/mm2）靜強度許用齒根彎曲應力=380n/mm=85.61n/m