對輥機主傳動系統(tǒng)設計

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黃河科技學院本科畢業(yè)設計（論文）任務書 工 學院 機械 系 機械設計制造及其自動化 專業(yè) 2008 級 1 班 學號 學生 指導教師 畢業(yè)設計（論文）題目 對輥機主傳動系統(tǒng)設計 畢業(yè)設計（論文）工作內容與基本要求（目標、任務、途徑、方法，應掌握的原始資料（數(shù)據(jù)）、參考資料（文獻）以及設計技術要求、注意事項等）（紙張不夠可加頁） 主要內容： 1、對輥機主傳動系統(tǒng)的類型與分析研究； 2、對輥機主傳動系統(tǒng)的設計原則與組成； 3、對輥機主傳動系統(tǒng)的設計說明書與設計圖紙； 4、寫出文獻綜述，翻譯外文資料。 基本要求： 1、所設計系統(tǒng)應符合生產(chǎn)實際，工作可靠，經(jīng)濟實用，維修方便； 2、所設計系統(tǒng)應有創(chuàng)新點，并選1—2個典型器件進行校核； 3、在設計中應發(fā)揚團隊精神，綜合運用在校期間所學的專業(yè)知識和技能。 主要參考資料： 對輥機設計有關資料、機械電氣設計手冊、教科書及相關中外文期刊。 時間及任務安排： 1、1----2周：考察調研，實習參觀，收集資料，完成開題報告； 2、3----4周：完成文獻翻譯，文獻綜述，初步擬定總體設計方案； 3、5----9周：完成設計說明書初稿，基本完成課題設計、計算繪圖等工作； 4、10---11周: 完成設計說明書、設計圖紙，整理完成所有設計文件； 5、第12 周：做好答辯前的所有準備工作。 畢業(yè)設計（論文）時間： 2012年 2 月 13 日至 2012 年 5 月 15 日 計 劃 答 辯 時 間： 2012年 5 月 19 日 專業(yè)（教研室）審批意見： 審批人（簽字）： 黃河科技學院畢業(yè)設計（論文）開題報告表 課題名稱 對輥機主傳動系統(tǒng)設計 課題來源 教師擬訂 課題類型 AX 指導教師 學生姓名 專 業(yè) 機械設計制造及其自動化 學 號 一、資料準備 1、通過到華宏機械廠實習，初步了解了對輥機的結構； 2、查閱了對輥機資料，參考了設計手冊、教科書、外文書刊等相關書籍； 3、通過實習和資料、資源整合，具備了主傳動系統(tǒng)設計的思路。 二、設計目的及要求 1、設計主傳動系統(tǒng)，使其具有一定的實用性、可靠性、經(jīng)濟型； 2、所設計系統(tǒng)應符合生產(chǎn)實際，工作可靠，維修、調整、拆卸方便； 3、所設計的主傳動結構能為對輥機工作提供60kw的功率和19.4r/min的轉速； 4、盡量選用通用件以降低制造成本，并選1—2個典型零件進行校核； 5、在設計中應發(fā)揚團隊精神，綜合運用在校期間所學的專業(yè)知識和技能。 三、設計思路與預期成果 1、通過實地參觀、資料收集和信息整合，進行主傳動系統(tǒng)的設計； 2、培養(yǎng)獨立設計思路、增強創(chuàng)新能力； 3、設計出結構合理的主傳動系統(tǒng)，使其滿足生產(chǎn)需要、降低勞動強度、提高生產(chǎn)效率，同時便于安裝、拆卸及檢修； 4、完成文獻綜述、文獻翻譯、設計說明書各一份，繪制裝配圖和零件圖。 四、設計任務完成的階段及時間安排 1、1---2周 考察調研，實習參觀，收集資料，完成開題報告； 2、3---4周 完成文獻翻譯，文獻綜述，初步擬定總體設計方案； 3、5---9周 完成設計說明書初稿，基本完成整體設計、計算、繪圖等工作； 4、10-11周 完成設計說明書、設計圖紙，整理完成所有設計文件； 5、第12 周 做好答辯前準備工作。 五、完成設計（論文）所具備的條件因素 1、實習和相關資料的查閱、消化、整合； 2、在以前的學習中進行多次的課程設計和生產(chǎn)實習，積累了一定的實踐經(jīng)驗，為畢業(yè)設計的 進行打下了基礎； 3、機電技術的不斷發(fā)展為設計提供了技術支持； 4、良好的設計環(huán)境和指導老師的指導。 指導教師簽名： 日期： 課題來源：（1）教師擬訂；（2）學生建議；（3）企業(yè)和社會征集；（4）科研單位提供 課題類型：（1）A—工程設計（藝術設計）；B—技術開發(fā)；C—軟件工程；D—理論研究；E—調研報告 （2）X—真實課題；Y—模擬課題；Z—虛擬課題 要求（1）、（2）均要填，如AY、BX等。 黃河科技學院畢業(yè)設計（文獻綜述） 第 4 頁 單位代碼 02 學 號 080105044 分 類 號 TH6 密 級 畢業(yè)設計 文獻綜述 院（系）名稱 工學院機械系 專業(yè)名稱 機械設計制造及其自動化 學生姓名 指導教師 2012年 03 月 10 日 對輥機概述及傳動系統(tǒng)基本結構 摘要：本次設計的主要目的是對對輥機設備的整體結構有進一步的了解，講述了對輥機的定義、應用現(xiàn)狀、用途、分類等簡單的介紹。其系統(tǒng)結構設計、結構組成分析、分級變速分析、傳動件的分析計算進行研究，通過選用原則的敘述，使我們對對輥機使用性能有進一步的了解。同時，對對輥機的技術發(fā)展動態(tài)與趨勢做了簡單的敘述。關鍵詞：對輥機，主傳動系統(tǒng) 1 對輥機的定義原理、現(xiàn)狀及發(fā)展趨勢 1.1對輥機的定義 對輥機是一種重要的機械生產(chǎn)設備。它廣泛應用于工業(yè)生產(chǎn)的各個領域，諸如電力、水泥、建材、冶金等工作部門，多用于進行材料成型壓制以及對各種中等硬度的物料粉碎上。輥式破碎機按輥子數(shù)目可分為單輥、雙輥、多輥幾種類型；按輥面開關分為光輥、齒輥。光輥主要適應于中等硬度礦石的中、細碎作業(yè)；齒輥適用于脆性和松軟物料的粗、中碎。輥式破碎機結構簡單、工作可靠、成本低廉，具有排料力度大小可調等優(yōu)點。因此設計制造出滿足生產(chǎn)使用要求的對輥機十分必要。 1.2對輥機的工作原理 對輥機主要由輥輪、滾輪支撐軸承、壓緊和調節(jié)裝置以及驅動裝置等部分組成。出料粒度的調節(jié)：兩輥輪之間裝有楔形或者墊片調節(jié)裝置，楔形裝置的頂端裝有調整螺栓，當調整螺栓將楔塊向上拉起時，楔塊將活動輥輪頂離固定輪，即兩輥輪間隙變大，出料粒度變大，當楔塊向下時，活動輥輪在壓緊彈簧的作用下兩輪間隙變小，出料粒度變小。墊片裝置是通過增減墊片的數(shù)量或厚薄來調節(jié)出料粒度的大小的，當增加墊片時兩輥輪間隙變大，當減少墊片時兩輥輪間隙變小，出料粒度變小。 兩個輥子分別用兩個電動機帶動，并作相向轉動。礦石由上部給入，破碎是在兩個輥子間形成的間隙中進行的。金屬礦山由于多使用光滑滾面，所以破碎作用主要是靠壓碎，并附帶有些研磨作用。破碎后的物料借重力自行排出。這種破碎機的特點是由于物料通過兩個輥子中間時，只受壓一次，所以過粉碎現(xiàn)象少。 1.3對輥機的發(fā)展現(xiàn)狀 對輥機是磚瓦行業(yè)使用最多的原料破碎設備，也是歷史最悠久的破碎機械，現(xiàn)在，對輥機經(jīng)過不斷的發(fā)展和創(chuàng)新，其家族成員已經(jīng)相當豐富，幾乎是只要有磚瓦廠的地方，就能見到對輥機的影子。對輥機的正式名稱應當稱之為“輥式破碎機”或者“滾筒式破碎機”，英文名稱為 “POLL CRUSHER”,意思也就是“滾筒式破碎機”。一般來講，它是依靠兩只輥筒相向轉動時的摩擦作用，將物料帶進兩輥之間的夾縫中，受到連續(xù)擠壓而破碎的。對輥機的用途非常廣泛，化學礦山、煤礦、鋼鐵廠和陶瓷廠都有它的用武之地，當然，磚瓦廠才是對輥機用的最多的地方，它主要用于破碎中等硬度以下的物料，例如：鋁礬土、磷礦石、粘土、頁巖等等。 對輥機最大的優(yōu)點就是結構簡單、制造加工容易，它的動力能耗小、產(chǎn)量卻比較高。對輥機對原料的適應范圍非常寬，對于含水率超過25%額物料，對輥機也能“輕松自如”地處理，這是許多其他破碎設備望塵莫及的。正是這些原因，對輥機才如此受到磚瓦廠的青睞。 1、在運行可靠性方面，進口自動也要高出國產(chǎn)一截，部分國產(chǎn)對輥破碎機的故障率較高。因此，許多破碎機生產(chǎn)企業(yè)不得不購買多臺國產(chǎn)自動，以防因維修機器而影響正常生產(chǎn)。 2、在質量方面，由于對輥破碎機是機械中較為復雜的機械，它包羅了機、電、氣、光和其它技術于一體，而口前國內破碎機制造廠無論是產(chǎn)品的最初設計水平，還是后來的加工與裝配水平，都與國外同行有著十幾年的差距，無法生產(chǎn)出真正有競爭力的產(chǎn)品。 要縮小差距并迎頭趕上和超過國外先進技術，國產(chǎn)破碎機生產(chǎn)廠家必須增加投入。引進國內、外先進的破碎理念和技術，提高加工工藝設計和加工設備檔次，對我國破碎機的質量和技術提高是必須的。如能與礦山及其他用戶在運行、維修、保養(yǎng)等方面進行經(jīng)常、廣泛、深入的交流，是非常有益的。 1.4對輥機的發(fā)展趨勢及存在的問題 1.4.1 對輥破碎機的發(fā)展現(xiàn)狀 在質量方面，由于對輥破碎機是機械中較為復雜的機械，它包羅了機、電、氣、光和其它技術于一體，而口前國內破碎機制造廠無論是產(chǎn)品的最初設計水平，還是后來的加工與裝配水平，都與國外同行有著十幾年的差距，無法生產(chǎn)出真正有競爭力的產(chǎn)品. 在適應性方面，國產(chǎn)對輥破碎機的功能比較單一，適應面也比較窄，對待裝對輥破碎機的形狀與休積等均有較嚴格的規(guī)定，一般只適用一二種破碎機，而國內同一些破碎機生產(chǎn)企業(yè)所生產(chǎn)的破碎機規(guī)格各不相同，產(chǎn)量也不同，這就給相關工作帶來一定的困難。而國外破碎機生產(chǎn)廠商特別注重這方面的問題，他們所生產(chǎn)的設備功能更加靈活多變，適用范圍也更廣。 在運行可靠性方面，進口自動也要高出國產(chǎn)一截，部分國產(chǎn)對輥破碎機的故障率較高。因此，許多破碎機生產(chǎn)企業(yè)不得不購買多臺國產(chǎn)自動，以防因維修機器而影響正常生產(chǎn)。 在工作效率方面，由于國產(chǎn)破碎機的運行速度大多在中低檔水平，且自動化程度一般，其生產(chǎn)效率自然不如以生產(chǎn)高檔產(chǎn)品著稱的國外同類產(chǎn)品‘這樣就等于無形中增加了企業(yè)的成本，降低了企業(yè)的利潤，造成了極大的浪費?？傊?，目前國產(chǎn)破碎機存在著適應物種類單一、紙盒尺寸的變化范圍小、生產(chǎn)速度普遍停留在中低速水平等不完善之處。 1.4.2 對輥破碎機所存在的問題 破碎機的研制是一個復雜的系統(tǒng)工程，需要有雄厚的技術力量、精密的生產(chǎn)工藝等多方而的要求，而目前我國在這方面的投入甚少，行業(yè)中的產(chǎn)品生產(chǎn)與基礎研究經(jīng)費的投入比例嚴重失調，生產(chǎn)廠家只顧眼前利益，不愿投入資金進行基礎研究?？梢哉f，對輥破碎機的研發(fā)力量薄弱與經(jīng)費嚴重不足造成其技術含量低下，無法與國外同類產(chǎn)品競爭，且只能靠低價維持其市場競爭力，無法長期占領市場的現(xiàn)狀。 在行業(yè)中，對輥破碎機低水平重復太多，應變能力不強，國內的大部分生產(chǎn)廠商規(guī)模都很小，且大多生產(chǎn)同種類型的設備。在市場上進行低價惡性競爭，而一旦遇上市場耍求變動，又無法及時轉型，從而極易被市場所淘汰。 現(xiàn)今市場上的破碎機設備兼容性較小，適用也不廣泛，一般為一對一的，既使可以包不同的對輥破碎機，更換模具也不是很方便.如果把工序相同或類似的機械做成一種或幾種標準設備，需要更換的部位做成能獨立運行的基木單元體，通過接口相連實現(xiàn)和上機的連機，使其和上機成為一個共同體(類似積木的形式，可以根據(jù)耍求進行組合)，在實際應用中根據(jù)自己的需要對基木單元體進行自行組合就行了。如果能實現(xiàn)這種設計，既方便操作者更換模具，又可以極大的減少浪費，同時增大了機器的靈活性和適用性。 1.4.3 新型對輥機的發(fā)展趨勢 進一步完善產(chǎn)品系列規(guī)格，產(chǎn)品向大型化發(fā)展；破碎機親型耐磨材料及結構研究，產(chǎn)品向冶金礦業(yè)高硬度物料破碎領域推廣；減速器潤滑技術研究，研究減速器內部結構，采用自潤滑取消潤滑站。 2 傳動系統(tǒng)基本結構 主傳動結構有電機、三角帶、皮帶輪、驅動齒輪使輥子轉動、兩輥相向旋轉組成。首先先進行減速器的設計，根據(jù)電機的轉速和減速器的輸出轉速計算總傳動比，然后進行傳動比的分配；再計算各軸的動力參數(shù)；高速級齒輪的設計；低速級齒輪的設計；為了使減速器更好的工作和延長使用壽命，要為減速器進行適當?shù)臐櫥?，最后根?jù)各數(shù)據(jù)和要求確定箱體尺寸。 3 結語 機械制造設備現(xiàn)在越來越與自動控制融合在一起，純粹的機械產(chǎn)品或者純粹的電子產(chǎn)品都不能夠適用當前的形勢。只有將二者運用系統(tǒng)的觀點結合起來，引入信息論、控制論等現(xiàn)代先進的制造理論，制造成具有綜合運用機械和電子的各自優(yōu)勢結合在一起的機電一體化的產(chǎn)品，才能適應當前的發(fā)展形勢。 參考文獻 [1]梁嘉琪. 話說對輥機[J]. 磚瓦世界. 2006(04) [2]高瀾慶,王文霞,馬飛. 破碎機的發(fā)展現(xiàn)狀與趨勢[J].冶金設備. 2001(08) [3]趙玉良 龐杭洲 張帆. 細碎破碎機的特點及若干設計問題分析.磚瓦.2010(07) [4]黃慧玲.破碎機的性能和發(fā)展[B].糧油食品科技.2011.11(2) [5]陳之林，周平，張梅芬.新型對輥破碎機的研究設計.煤礦爆破.2005(1) 黃河科技學院畢業(yè)設計 （文獻翻譯 ） 第 12頁 單位代碼 02 學 號 080105044 分 類 號 TH6 密 級 畢業(yè)設計 文獻翻譯 院（系）名稱 工學院機械系 專業(yè)名稱 機械設計制造及其自動化 學生姓名 指導教師 2012年 03 月 10 日 用一種新的多體動力學齒輪敲擊模型 預測嚙合齒輪的振動力 機械和系統(tǒng)設計系, 弘益大學, 121-791,韓國首爾 機械工程系,慶北國立大學,702-701,韓國大邱 南陽研發(fā)中心,現(xiàn)代汽車公司,772-1,445-706, 韓國京畿省 摘要：建立了一種多體動力學方法來預測在各種速度下負載和空載的斜齒圓柱齒輪副振動傳遞的力。該模型還可以用來計算手動變速箱的軸承力，并且，這個軸承力可能轉換為敲擊噪聲?？紤]了嚙合齒輪輪齒的彎曲性能和傳動軸的扭轉性能并且分別通過計算輪齒的彎曲剛度和在兩個齒輪中間的傳動軸部分上增加扭轉彈簧，在多體動力學模型中將二者有效的表達了出來。對出輪和軸承上的應力進行計算和比較。盡管兩種模型得出的結果非常相似，但與基于頻率的模型相比,等效模型只花費58%的計算時間。 關鍵詞：敲擊噪聲,齒輪力波動,手動變速箱,多體運動力學,齒輪間隙 1. 引言 齒輪敲擊是一種典型的齒輪噪聲現(xiàn)象，它的產(chǎn)生是由于發(fā)動機中不規(guī)則的燃燒產(chǎn)生的能量而引起的扭矩的波動，如圖1. 接著，齒輪敲擊會使輪齒沖擊空載齒輪在齒側間隙內波動(Seaman等人,1984年; Padmanabhan等人, 1995年;Kamo等人,1996年).波動的影響傳播到軸承上(Fujimot-o和 Kizuka,2001年), 軸承的反作用力可以計算出來并且可以轉化為齒輪敲擊密度( Sakaiet等人. 1981年; Wang 等人,2001年, 2002年)。由于柴油機廣泛用于客車,所以為了獲得首要的設計能力，在設計的初步階段考慮自動變速器的齒輪敲擊噪聲是至關重要的。為了達到這個目標，應該開發(fā)可以在各種擋位下的嚙合和非嚙合狀態(tài)下以及受到的傳動軸上軸承的波動作用力時，可以計算齒輪振動力的有效的數(shù)值模型。 圖1 發(fā)動機扭矩的振動隨時間的變化 這個問題已經(jīng)引起了廣發(fā)的關注.Kuburet(2004年)提出了一種由多個撓性軸組成的多軸斜齒輪減速箱的動態(tài)模型。該模型由連接三維計算齒輪副模型的有限元的軸模型構成。此模型用以分析自由和受迫振動的系統(tǒng)。Park等人（2004年)開發(fā)了一個帶有靈活的軸承的齒輪傳動轉子系統(tǒng)有限元模型，用來測算軸承系數(shù)對系統(tǒng)的動態(tài)影響。用一個帶有彈簧的剛性圓盤進行齒輪嚙合模擬。 由于接觸點法向的彈性變形而引起的嚙合直齒輪輪齒剛度的變化通過有限元分析做出計算。（Kimet. 2000年），將齒輪剛度視為隨時間變化的系數(shù)（Blankenship and Singh, 1995年;Theodossiades and Natsiavas, 2000年）。分析了由于傳動誤差和輪齒側隙而引起的傳動系統(tǒng)的非線性動態(tài)行為，并且開發(fā)出一種基于計算傳動誤差和齒側間隙的運動方程（Choi.1997年；Singh.1989年）。 對齒輪誤差和軸的變形的關系也有相關的分析。軸和支撐軸的變形通過有限元建立了模型（Park and Cho, 2001年）。Kim and Singh (2001年)提出了一種分析模型，可以說明在驅動敲擊模式下負載和空載齒輪副的動態(tài)交互作用，并且與實驗結果做了比較。Park (2007年)最近研發(fā)了一種基于負載齒輪和剛性軸來研究手動變速器的齒輪敲擊的動態(tài)數(shù)值模型。 Yakoub （2004年)開發(fā)了一種數(shù)值模型用于預測由手動變速箱發(fā)出的敲擊噪聲，是通過使用DADS計算柔性多體動力和振動噪聲的。建立了模擬簡單和復雜的單行星齒輪組嚙合模型，用于模擬在簡單和復雜行星齒輪系中齒輪嚙合激勵的方法，并被證明適用于評價噪音和震動水平（Morgan.2007年）。最近一個前輪驅動的手動變速箱的摩擦動力模型被建立出來，用以研究間歇聲響以及考慮液壓接觸反應和側面摩擦（Tangasawi,2007年）。用有限元和邊界元方法來降低軸系中齒輪的噪聲（Kim,2007年）。 然而，由于之前的大多數(shù)研究只集中在一個單一的簡單齒輪副或基于簡單的有限元分析，不能有效的考慮在多級齒輪變換中加載和卸載齒輪振動力的聯(lián)合作用。這個研究的目的就是研發(fā)一個高效的多體力學模型來測算在不同速度和軸承反作用力的作用下負載齒輪和空載齒輪所受到的波動力。有效的考慮了嚙合輪齒的彎度以及減速器傳動軸的扭轉撓度，并且在多體動力學模型中分別通過計算輪齒的彎曲剛度和在兩個齒輪軸向中的截面上增加一個扭轉彈簧使之具體化。計算了在輪齒和軸承上的反作用力并和其他三種方法做了比較。這三種方法分別為等效模型、剛體模型和基于頻率的模型。 2. 多體等效模型 必須建立的一個能夠真實反映現(xiàn)實工作條件的變速器的多體力學模型，來準確的進行負載分析。一個前置前驅的手動變速箱包括離合器、輸入軸和主軸、嚙合斜齒齒輪副以及主減和外殼。圖2是六檔手動變速驅動橋的三維模型，它連接了手動變速器、主減速器和差速器使之成為一個整體。圖3是利用MSC/ADAMS構建的反應圖2的多體力學模型。 圖2 手動變速箱的三維齒輪傳動鏈模型 圖3 手動變速箱的多體分析模型 該模型的建立基于以下三個假設：（1）軸與輪齒是撓性的并且軸承襯套擁有六個自由度；（2）彎曲造成的齒輪剛度的變化是沿著兩個斜齒間接觸點移動的；（3）脈動轉矩或加速是通過離合器輸入到輸出軸的。 2.1 輪齒的抗彎剛度 圖4顯示了作用于斜齒輪輪齒的的力的三個分力的原理圖。切向方向的分力傳遞載荷，將產(chǎn)生轉矩的是傳輸扭矩的傳輸載荷。這個重要的切向力有以下關系： 圖4 作用在斜齒輪牙上的分力 k() (1) = (2) r為齒輪半徑;是齒輪在轉動時輪齒在接觸點處的彎曲而產(chǎn)生的輪齒轉角；下角標的g和p分別是大齒輪和小齒輪;是切向力(N);n是速度(rpm);T是扭矩(Nm);V是節(jié)點速度(m/s). 方程1中點輪齒等效抗彎剛度k可以由一個建立在齒輪牙上的卡氏定分析獲得。如圖5 圖5 齒輪牙上的各名稱 (3) 其中c=()/,d=()/,是基圓的間隙；是接觸深度；E是初始的模；b是齒輪厚度。 因此，可以通過機械系統(tǒng)動力學（選擇一個函數(shù)的輸入）結合方程（3）中的k計算出切向的傳遞力，并且它隨齒輪的轉動而改變。因為考慮到了k，輪齒的彎曲撓度的影響也已包含在等效模型里了。 2.2 軸的扭轉剛度 在等效模型中，變速箱軸的扭轉剛度在機械系統(tǒng)動力學中由在每個軸的截面的具有扭轉率扭轉彈簧表示。 = （4） L是兩個齒輪間實心軸的寬度；G是剪切模量；J是兩端的慣性。圖6代表了軸的等效模型上扭轉彈簧的位置 3. 基于頻率的模型 另一種基于頻率的模型已經(jīng)被研發(fā)出來。固有頻率和手動變速箱的輸入輸出軸是基于有限元分析計算出來的,而且為了反映軸的剛度，計算結果可以通過機械系統(tǒng)動力學進行自動分析閱讀(如圖7、圖8中所示).為了從三維有限網(wǎng)格的軸中立體的展示和處理所有部件的剛度, 這種模式往往需要三到四個小時才能完成。但是四個小時對于迅速檢驗這一設計概念來說過于漫長;因此,需要開發(fā)一個更有效率更快的模式。表1中展示了兩個軸的固有頻率,在這個模型中再次利用方程（3）計算輪齒的抗彎剛度。 圖6 帶有扭力彈簧輸入輸出軸的動態(tài)模擬 圖7 前置后驅手動變速箱輸出軸模型 圖8 前置后驅手動變速箱輸入軸模型 表1 軸的固有頻率 頻率 輸入軸（Hz） 輸出軸（Hz） 彎曲 扭轉 彎曲 扭轉 一檔 1705 - 1549 - 二檔 4575 5035 1969 5362 三檔 8196 11482 5300 11231 4 分析和結果 為了便于比較，建立了三種不同的模型:等效模型,剛體模型和基于頻率的模型。剛體模型包括了全部的剛性軸和齒輪，并別只有剛度模型在ADAMS中實現(xiàn)。 4.1 剛體和基于頻率的模型 剛體和基于頻率的動力學模型在輸出、輸入和差動軸的角速度進行比較、嚙合齒輪和分離齒輪間的波動力的比較、在軸承上的反作用力這幾個方面做了比較。兩個模型對三個軸計算出來的角速度變化圖的結果近似相似，如圖9所示。該圖是基于齒輪每兩秒從空轉連續(xù)的變換，共六個不同的速度的動態(tài)模擬中繪制的偏移量。從這張圖上我們可以看到,在直嚙合的齒輪上，沿著輸入輸出軸的速度曲線存在許多小型波動。輸入軸的角速度看似鋸齒狀。在傳遞扭矩之前的 一秒是空轉，第一個上升段代表轉速的增加；因此輸出的角速度和差動齒輪軸的速度為0。在圖9中可以看出，在第一個速度時輸出軸的角速度最低扭矩最高。 圖9 剛體模型和頻率模型中輸入輸出軸角速度的變化 輸出的負速度代表輸入軸的速度方向相反。隨著高速齒輪速度的變化，差速齒 輪軸的循環(huán)速度逐漸增加。 圖10 兩種模型中一檔時嚙合齒輪上軸向、徑向、和切向力 圖10顯示出了15秒內轉速由一檔到六檔連續(xù)變化時，作用在一級齒輪上的波動力。早期的巨大的波動力是由于傳遞扭矩，之后當一級齒輪不嚙合時，他們發(fā)出敲擊的響聲。 從圖10可以看出：基于頻率的模型中力的振動幅度比剛體模型中的力大一些，這是由于后者考慮到了彈性形變量。圖11反映了兩種模型中速度由一檔到六檔的變化中輸入軸前面的軸承的反作用力波動。在基于頻率的模型中可以看出振幅稍高。在換擋時和在3檔到六檔的速度下有很多峰值，另一方面，這些峰值在其他模型中并沒有出現(xiàn)。這是因為基于頻率的模型考慮了齒輪和軸的彎曲和扭轉，結果，這種柔性減緩了過度的峰值力。 圖11 兩種模型中輸入軸前面軸承的動態(tài)載荷 在基于頻率的模型中計算結果更接近實際的情況。然而，計算時間要花費3到4個小時。較長的計算時間使得效率低下，并且對于傳動的設計也是不切實際的。因此需要一種能夠提供和基于頻率的模型一樣準確數(shù)據(jù)并且不需要過長時間的模型。 4.2 等效模型 等效模型，同時將輪齒的抗彎強度和軸的抗扭強度考慮到手動傳動系統(tǒng)中，已經(jīng)在第二部分做了詳細的介紹。這種方法比另外兩種模型的結果更加準確。 圖12（a）顯示了一個動力等效模型中在傳動系統(tǒng)中輸入軸、輸出軸和半軸的角速度，它們和另兩個結果近似相同。 圖12（a） 輸入輸出軸和半軸的角速度 圖12（b）顯示了一速度在15秒內由一檔連續(xù)的變到六檔時一級齒輪附上的切向、徑向和軸向力的波動。 圖12（b）一檔時嚙合齒輪上的受力 這種變化趨勢與另外兩個情況相似。圖12（c）顯示了計算得到的速度由一檔到六檔變化時作用在輸入軸的前軸承的反作用力的波動。 圖12（c） 等效模型的分析結果 與剛體模型不同，每個速度之間幾乎沒有應力的峰值。即使在同一擋位下，可以看到只有較少的峰值。這種異常的應力峰值通常導致了反作用力的錯誤測算。 表2所示的是三鐘中型電腦（奔騰IV 3GHZ，1GHZ內存，）所需的計算時間?；陬l率的模型花費的最長時間，是等效模型的1.7倍左右。 表2 三種模型花費的時間 時間 模型 剛體模型 基于頻率模型 等效模型 單位秒 1.573 3.276 1.896 5 總結 建立了一種有效的動態(tài)模型來預測嚙合和非嚙合齒輪的振動力和軸承的反作用力。聯(lián)系輪齒剛度和軸的扭轉的高級方程并利用ADAMS,這些力可以直接轉化為敲擊噪聲。這種方法與剛體模型和基于頻率的模型相比更加有效率。即便剛體模型廣泛的使用了許多峰值的結果，但是成熟的等效模型幾乎沒有顯示著不同速度下不必要的峰值?？紤]到計算時間，這種方法僅僅花費基于頻率模型所需時間的58%。然而，兩個結果卻相差不大。成熟的模型會同時考慮到所有不同速度下嚙合齒輪上加載和卸載的振動力。這種方法可以很容易的分析在汽車傳動裝置中的噪聲。 黃河科技學院畢業(yè)設計說明書 第37 頁 單位代碼 0 2 學 號 080105044 分 類 號 TH6 密 級 畢業(yè)設計說明書 對輥機主傳動系統(tǒng)設計 院（系）名稱 工學院機械系 專業(yè)名稱 機械設計制造及其自動化 學生姓名 指導教師 2012年 5 月 15 日 對輥機主傳動系統(tǒng)設計 摘要 對輥機是一種重要的機械生產(chǎn)設備。它廣泛應用于電力、水泥、建材、冶金等工作生產(chǎn)領域，主要進行材料成型壓制和各種中等硬度的物料粉碎上。 主傳動系統(tǒng)設計是對輥機設計中非常重要的組成部分， 本文主要介紹了對輥機的一些基本概況，簡述了對輥機的工作原理，本文詳細介紹了主傳動系統(tǒng)的設計過程，主傳動系統(tǒng)主要包括電動機、傳動系統(tǒng)、主軸部件三部分組成，本次設計的減速器為二級圓錐—圓柱齒輪傳動，齒輪傳動具有傳動效率高、結構緊湊、工作可靠、壽命長，傳動比準確等優(yōu)點。 本次設計通過分析比較機械系統(tǒng)中的某些典型結構，結合結構設計，進而設計并編寫技術文件，完成系統(tǒng)主傳動設計，達到學習設計和方法的目的，通過設計，掌握查閱相關機械手冊，設計標準和資料的方法達到積累設計知識和設計技巧，提高設計能力的目的。 關鍵詞：主傳動系統(tǒng)，對輥機，減速器，齒輪傳動 Main Drive System Design Of The Roll Crusher Design Abstract Roll machine is an important mechanical production equipment, which is widely used in varies fields of industrial production, such as electricity, cement, building materials , metallurgy and so on , usually ,it is used in the material forming to suppress and the materials crushing of medium hardness. Main drive system design is very important part of the roll machine design, The article describes some basic overview of the machine ,works on the structure of the roller machine, and the paper describes the main drive system design process, the main drive system including electric motor, drive system, spindle assembly. The design of the reducer two tapered cylindrical gear transmission ,the main drive system uses a gear drive ,gear drive with high transmission efficiency, compact reliable, long life and drive than accurate . The design through the analysis of some of the typical structure of comparative mechanical , combine with the structural design, then design and preparation of technical documents to complete the design of the main system drive, and to study design and methods, through design, related machinery and manual ability to consult, design criteria and information to the accumulation of design knowledge and design skills to improve the purpose of the design capacity. Key words: Main drive system, Roll mechine, Reducer, Gear drive 目錄 1 緒論 1 1.1 畢業(yè)設計的目的 1 1.2課題研究的背景 1 1.3對輥機的發(fā)展現(xiàn)狀 1 1.4 本次設計的具體要求 2 2 傳動裝置整體設計 3 2.1 本次設計的結構方案 3 2.2 選擇電動機 4 2.3傳動裝置的總傳動比及其分配 4 2.3.1 計算總傳動比 4 2.3.2 傳動裝置的運動和動力參數(shù) 5 2.4 減速器的選用設計計算 6 3 傳動零件的設計計算 8 3.1圓錐齒輪的設計計算 8 3.1.1 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) 8 3.1.2 按齒面接觸強度設計 8 3.1.3 按齒根彎曲強度設計 10 3.1.4 幾何尺寸計算 11 3.2 斜齒圓柱齒輪的設計 12 3.2.1 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) 12 3.2.2 按齒面接觸強度設計 10 3.2.3 按齒根歪曲強度設計 11 3.2.4 幾何尺寸計算...........……………….……………………………..16 3.3大齒輪的設計 17 3.3.1 設定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) 17 3.3.2 按齒面接觸強度設計 17 3.3.3 按齒根彎曲強度設計 19 3.3.4 幾何尺寸計算 20 4 軸的設計 21 4.1軸的材料選擇和最小直徑估算 21 4.2 軸的結構設計 21 4.2.1 高速軸的設計 21 4.2.2 中間軸結構設計 22 4.2.3 低速軸的結構設計 23 5 軸的校核 24 5.1 軸的力學模型的建立 24 5.1.1軸上力的作用點位置和支撐跨距的確定 24 5.1.2繪制軸的力學模型圖 24 5.2 計算 25 5.2.1計算軸上的作用力 25 5.2.2 計算支反力 25 5.2.3繪制轉矩、彎矩圖 26 5.2.4 彎扭合成強度校核 27 5.2.5 安全系數(shù)法疲勞強度校核 27 6 鍵的選擇與校核 30 7 滾動軸承和聯(lián)軸器的選擇 31 8 密封與潤滑以及箱體附件的設計 33 結語 34 致謝 35 參考文獻 36 1緒論 1.1 畢業(yè)設計的目的 畢業(yè)設計的目的是將學生在大學中所學到的專業(yè)理論知識和技能進行綜合運用；提高畢業(yè)生分析問題、解決問題的能力；對即將走向工作崗位的我們是非常必要的；為從事實際生產(chǎn)和科學研究的做好準備。 同時，通過畢業(yè)設計加深對專業(yè)知識的理解，學習設計機械設備的一般方法和步驟，做到熟練掌握設計的基本技能，如計算、計算機繪圖和學會查閱設計資料、手冊、牢記書寫標準和規(guī)范。 1.2課題研究的背景 伴隨著中國加入WTO和經(jīng)濟全球化，中國正在成為世界制造業(yè)的中心。中國現(xiàn)在是在逐步地融入世界，成為世界經(jīng)濟大循環(huán)鏈條的一個重要組成部分。這對我國機械制造業(yè)來說，既是機遇又是挑戰(zhàn)，在機遇方面，隨著中國在世界范圍內的市場開拓，越來越多的中國公司開始走向世界，參與世界范圍內的市場競爭和利益分配，但也存在著挑戰(zhàn)，由于我國機械制造業(yè)在擁有自主知識產(chǎn)權的核心技術方面存在著不足，因此在與其他國家的競爭中常常處于劣勢，這已嚴重制約了我國機械制造業(yè)的發(fā)展。 現(xiàn)在，國家已經(jīng)認識到了這一問題，因此，發(fā)出了要建設創(chuàng)新型國家的號召。并采取了一系列的政策、措施鼓勵技術創(chuàng)新，促進國家的技術進步，在機械制造業(yè)方面更是如此。二十一世紀機械制造業(yè)的發(fā)展方向是高精度、高自動化，而主傳動系統(tǒng)的發(fā)展對高精度機械產(chǎn)品的作用是十分重大的?？梢赃@么說，沒有高精度和穩(wěn)定的主傳動系統(tǒng)就 沒有高精度的機械產(chǎn)品。 在破碎機行業(yè)，對輥機械是一種應用十分廣泛而又十分重要的產(chǎn)品。為了不斷增大其應用范圍，常常需要將其主傳動系統(tǒng)進行優(yōu)化改進，提高穩(wěn)定性和精度[2]。 1.3對輥機的發(fā)展現(xiàn)狀 在質量方面，由于對輥破碎機是機械中較為復雜的機械，它包羅了機、電、氣、光和其它技術于一體，而口前國內破碎機制造廠無論是產(chǎn)品的最初設計水平，還是后來的加工與裝配水平，都與國外同行有著十幾年的差距，無法生產(chǎn)出真正有競爭力的產(chǎn)品。 在適應性方面，國產(chǎn)對輥破碎機的功能比較單一，適應面也比較窄，對待裝對輥破碎機的形狀與休積等均有較嚴格的規(guī)定，一般只適用一二種破碎機，而國內同一些破碎機生產(chǎn)企業(yè)所生產(chǎn)的破碎機規(guī)格各不相同，產(chǎn)量也不同，這就給相關工作帶來一定的困難。而國外破碎機生產(chǎn)廠商特別注重這方面的問題，他們所生產(chǎn)的設備功能更加靈活多變，適用范圍也更廣。 在運行可靠性方面，進口自動也要高出國產(chǎn)一截，部分國產(chǎn)對輥破碎機的故障率較高。因此，許多破碎機生產(chǎn)企業(yè)不得不購買多臺國產(chǎn)自動，以防因維修機器而影響正常生產(chǎn)[1]。 在工作效率方面，由于國產(chǎn)破碎機的運行速度大多在中低檔水平，且自動化程度一般，其生產(chǎn)效率自然不如以生產(chǎn)高檔產(chǎn)品著稱的國外同類產(chǎn)品，這樣就等于無形中增加了企業(yè)的成本，降低了企業(yè)的利潤，造成了極大的浪費。總之，目前國產(chǎn)破碎機存在著適應物種類單一、紙盒尺寸的變化范圍小、生產(chǎn)速度普遍停留在中低速水平等不完善之處。 1.4 本次設計的具體要求 本次設計采用兩級錐齒-圓柱齒輪減速器，為了保證圓錐齒輪尺寸不致過大，將錐齒傳動分布于高速級，直接用聯(lián)軸器聯(lián)接進行驅動。而經(jīng)過減速器減速之后仍用聯(lián)軸器將輸出傳遞給另一級減速裝置——齒圈減速裝置，進而得到輥子轉動所需要的轉速。 2 傳動裝置整體設計 原始數(shù)據(jù)：本次設計要求輥子轉速為19.4r/min；對輥機得到的輸入功率為60kw；輥子直徑為400mm。 工作條件：減速器設計為工作年限為10年（每年按300天計算）；工作班制為兩班制；工作環(huán)境為有灰塵，比較臟亂；載荷為中等震動；生產(chǎn)批量為中批。 2.1 本次設計的結構方案 先進行減速器的設定，根據(jù)電機的轉速和減速器的輸出轉速計算總傳動比，然后進行傳動比的分配；再計算各軸的動力參數(shù)；高速級齒輪的設計；低速級齒輪的設計；為保證動力的傳遞要選擇聯(lián)軸器；軸承的選擇和軸的設計；為了使減速器更好的工作和延長使用，要為減速器進行適當?shù)臐櫥?；最后根?jù)各數(shù)據(jù)和要求確定箱體尺寸。 由于本設計中減速器采用二級齒輪傳動,有以下幾種情況：兩級圓柱齒輪減速器；兩級圓錐—圓柱齒輪減速器；兩級蝸桿減速器以及兩級行星輪減速器等 由本設計題目所知傳動機構類型為：二級圓錐--圓柱齒輪減速器。故只要對本傳動機構進行分析論證。 本傳動機構的特點是：用于有兩軸垂直相交的傳動中，圓錐齒輪傳動位于高速級上，以使圓錐齒輪尺寸不致于太大，設計制造復雜，但此傳動經(jīng)多年使用論證，技術上處于成熟，因此本次設計選用此傳動。 主傳動系統(tǒng)的結構簡圖如圖2.1所示。 圖2.1 2.2 選擇電動機 電動機的選擇包括電動機的種類、結構形式、額定轉速和額定功率。 1、電動機類型和結構的選擇 根據(jù)動力源和工作狀況，選用Y系列三相異步電動機。 2、 電動機功率的選擇 （1）工作機所需功率Pw： Pw＝60kW。 （2）為了計算電動機所需功率Pd，需確定傳動裝置的總效率η。設個效率 分別是：η1（8級閉式圓柱齒輪傳動）η2（齒形聯(lián)軸器）η3（滾動軸承）η4（齒圈傳動）η5（錐齒傳動）。經(jīng)機械設計手冊查得 η1=0.97，η2=0.99，η3=0.98，η4=0.95，η5=0.96；則設計傳動裝置的總效率為：η＝η1η2η3η4η5=0.816。 電動機所需功率：Pd＝Pw/η=60/0.816kw=73.529kw。 由此根據(jù)手冊選取電動機的額定功率為75kw。 3、 電動機轉速的選擇 已知工作機轉速為nw=19.4r/min，總傳動比為i=nm/nw，其中nm是電動機滿載時的轉速。為了能合理的分配傳動比，使傳動裝置機構緊湊， 選用同步轉速為1000r/min或者3000 r/min的電動機都顯得不夠合理，所以出選同步轉1500r/min的電動機。 4、電動機型號的確定 由表查出電動機型號為Y280S-4,其額定功率為75kW，滿載轉速1480r/min。基本符合題目所需的要求。 2.3傳動裝置的總傳動比及其分配 2.3.1 計算總傳動比 由電動機的滿載轉速nm和工作機主動軸轉速nw可確定傳動裝置應有的總傳動比為： i＝nm/nw =1480 r/min /19.4 r/min =76.289 考慮到圓錐齒輪尺寸不宜過大和僅有潤滑的問題，初步選取i1=3.812，i2=4.221，則i3=4.741。 2.3.2 傳動裝置的運動和動力參數(shù) 電機軸： Pm= 73.529W nm=1480r/min 高速軸： 中間軸： 低速軸： 開式齒輪小齒輪軸IV： 工作軸： 根據(jù)以上數(shù)據(jù)可以列出下表3.1。 表 3.1 軸名 參數(shù) 電動機軸 軸 軸 軸 IV軸 工作軸 轉速n(r/min) 1480 1480 388.278 91.987 91.987 19.402 功率P（kW） 73.529 72.794 68.484 65.101 63.161 60.003 轉矩T（） 474.461 469.718 1684.417 46758.722 6557.313 29534.514 傳動比i 1.0 3.812 4.221 1 4.741 2.4 減速器的選用設計計算 1、減速器的分類 減速器是原動機和工作機之間的獨立的閉式傳動裝置，用來降低轉速和增大轉矩以滿足各種工作機械的需要。減速器的種類很多，按照傳動形式不同可分為齒輪減速器，蝸桿減速器和行星減速器；按照傳動的級數(shù)可分為單級和多級減速器；按照傳動的布置形式又可分為展開式，分流式和同軸式減速器。 2、減速器的類型及傳動比分配 減速器的類型如表2.1至2.4所示。 表2.1 圓柱齒輪減速器 名稱 單級圓柱齒輪減速器 兩級圓柱齒輪減速器 三級圓柱齒輪減速器 傳動比 i810 i=860 i=40400 表2.2 圓錐齒輪減速器 名稱 單級圓錐齒輪減速器 兩級圓錐—圓柱齒輪減速器 三級圓錐—圓柱齒輪減速器 傳動比 i810 i=840 i=2575 表2.3 蝸桿減速器 名稱 單級蝸桿減速器 兩級蝸桿減速器 兩級蝸桿—齒輪減速器 傳動比 i=1080 i=433600 i=1548 表 2.4 行星齒輪減速器 名稱 單級NGW 兩級NGW 傳動比 i=2.812.5 i=14160 3、減速器選定 選擇減速器傳動比時，根據(jù)傳動裝置傳動比，結合了減速器的效率、質量、制造等綜合比較，選取二級圓錐—圓柱齒輪減速器。 3傳動零件的設計計算 3.1圓錐齒輪的設計計算 3.1.1 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) 1、選用圓錐齒輪傳動。 2、輥式破碎機為一般工作機器，故精度等級選用8級精度，齒形角，節(jié)點區(qū) 域系數(shù)，齒頂高系數(shù)，頂隙系數(shù)。 3、材料選擇及熱處理 選擇小齒輪材料為40Cr（調質），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調質），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。 4、試選小齒輪齒數(shù)Z1＝24，大齒輪齒數(shù)Z2＝24x3.812=91.488，取整Z2=92。 3.1.2 按齒面接觸強度設計 按設計公式進行試算，即 1 、確定公式內的各計算數(shù)值 （1）試選Kt＝1.5。 （2）計算小齒輪傳遞的轉矩： T1=469.718N.m=4.69718x105N.mm。 （3）錐齒輪尺寬系數(shù)選取φR＝1 /3。 （4）由《機械設計》表10－6查得材料的彈性影響系數(shù)ZE＝189.8。 （5）由《機械設計》 圖10－21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限σHlim1＝ 600MPa；大齒輪的接觸疲勞強度極限σHlim2＝550Mpa。 （6） 由《機械設計》式10－13計算應力循環(huán)次數(shù)： N1＝60n1jLh＝60×1480×1×（2×8×300×10）＝4.262×109 ； N2＝N1/3.812＝1.118×109。 （7） 由《機械設計》圖10－19查得接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1＝0.90；KHN2＝0.95。 （8） 計算接觸疲勞許用應力： 取失效概率為1％，安全系數(shù)S＝1，由《機械設計》式（10－12）得 [σH]1＝KHN1. σHlim1 /S＝0.90×600MPa＝540MPa [σH]2＝KHN2. σHlim2 /S＝0.95×550MPa＝522.5MPa 2、 計算 （1） 試算小齒輪分度圓直徑d1t。 = =137.914mm （2） 計算圓周速度v。 v=π.d1t.n1 =3.14x137.914x1480/60x1000 =10.682m/s （3） 計算齒寬b。 b=ΦR.R R=d1. 所以b=90.586mm （4）計算齒寬與齒高之比b/h。 mt=d1t/Z1=137.914/24=5.746mm 齒高h=2.25mt=2.25x5.746=12.929mm 則b/h=90.586/12.929=7.006 （5） 計算載荷系數(shù)K。 由《機械設計》表10—2取KA=1.50； 直齒輪，KHα=KFα=1.0； 根據(jù)v=10.682m/s,8級精度，由《機械設計》圖10—8查得動載系數(shù) KV=1.37； 由表10—9查得Khβbe=1.25 KHβ=KFβ=1.5 Khβbe=1.25×1.5 =1.875； 故載荷系數(shù) K=KAKVKHαKHβ =1.50×1.37×1×1.875 =3.853 （6） 按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由式《機械設計》（10—10a）得 d1=d1t. = 188.876mm （7） 計算模數(shù)m。 m = d1/Z1=188.876/24=7.870mm 3.1.3 按齒根彎曲強度設計 由式 1、 確定計算參數(shù) （1）由《機械設計》圖10—20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限 σFE1=500Mpa ；σFE2=380Mpa。 （2）由《機械設計》圖10—18取彎曲疲勞壽命系數(shù) KFN1=0.85 ；KFN2=0.88。 （3）計算彎曲疲勞許用應力。 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4 [σF1]= σFE1. KFN1/S=303.57Mpa [σF2]= σFE2. KFN2/S=238.86MPa （4）計算載荷系數(shù)。 K=KAKVKFαKFβ=1.50×1.37×1.0×1.875=3.853 （5）查取齒形系數(shù)。 由《機械設計》表10－5查得YFa1=2.618； YFa2=2.182。 （6） 查取應力校正系數(shù)。 由《機械設計》表10－5查得YSa1=1.594；YSa2=1.782。 （7） 計算大、小齒輪的 YFa.YSa/[σF] 并加以比較。 YSa1.YSa1/[σF1]=2.62X1.59/303.57=0.01372 YFa2.YSa2/[σF2]=2.18X1.78/238.86=0.01622 大齒輪的數(shù)值大。 2、 設計計算 = =6.068mm 對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關，可取由彎曲強度算得的模數(shù)6.163并就近圓整為標準值m=6.5mm,按接觸強度算得的分度圓直徑d1=188.876mm，算出小齒輪齒數(shù) Z1=d1/m=188.876/6.529 Z2=29ｘ3.812＝110.548，取Z2=111。 3.1.4 幾何尺寸計算 1、計算分度圓直徑 d1=m.Z1=29x6.5=188.5mm d2=m.Z2=111x6.5=721.5mm 2、計算分錐角 =arctan(Z1/Z2)=14.642 =90-=75.358 3、其他尺寸 ha=ha*.m=6.5mm hf=(ha*+c*).m=7.8mm da1=d1+2hacos=201.078mm da2=d2+2hacos=724.786mm df1= d1-2hfcos=173.407mm df2= d2-2hfcos=717.567mm R=m=372.859mm =arctanhf/ R=1.198 a1=1+=15.840 a2=1-=13.444 f1=2+=76.556 f2=2-=74.160 分度圓齒厚S=m/2=10.205mm 當量齒數(shù)Zv1=Z1/cos=29.973 Zv2=Z2/cos=439.119 B=1/3R=1/3x372.859=124.286mm。 3.2 斜齒圓柱齒輪的設計 3.2.1 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) 1、選用斜齒圓柱齒輪傳動。 2、輥式破碎機為一般工作機器，故精度等級選用8級精度。 3、材料選擇及熱處理 選擇小齒輪材料為45鋼，調質處理，硬度為235HBS，大齒輪材料為45鋼，正火，硬度為190HBS，二者材料硬度差為45HBS。 4、試選小齒輪齒數(shù)Z1＝21，大齒輪齒數(shù)Z2＝21x4.221=88.6，取整Z2=89。 5、初選螺旋角=14。 3.2.2 按齒面接觸強度設計 按設計公式進行試算，即 1 、確定公式內的各計算數(shù)值 （1） 試選Kt＝1.6。 （2）由《機械設計》圖10－30選取區(qū)域系數(shù)ZH=2.433。 （3）由《機械設計》圖10－26查得 =0.76，=0.865， =+=1.625。 （4）計算小齒輪傳遞的轉矩。 T1=1684.417N.m=1.684417x106N.mm （5）由《機械設計》表10－7查得尺寬系數(shù) φd＝1。 （6）由《機械設計》表10－6查得材料的彈性影響系數(shù)ZE＝189.8(Mpa)。 （7）由《機械設計》圖10－21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限 σHlim1＝550MPa；圖10－21c大齒輪的接觸疲勞強度極限 σHlim2＝390 Mpa。 （8）由《機械設計》式10－13計算應力循環(huán)次數(shù)。 N1＝60n1jLh＝60×388.278×1×（2×8×300×10）＝1.118×109 ； N2＝N1/4.221＝2.649×108。 （9）由《機械設計》圖10－19查得接觸疲勞壽命系數(shù)。 KHN1＝1.00；KHN2＝1.08。 （10） 計算接觸疲勞許用應力。 取失效概率為1％，安全系數(shù)S＝1，由《機械設計》式（10－12）得 [σH]1＝KHN1. σHlim1 /S＝1.00×550MPa＝550MPa [σH]2＝KHN2. σHlim2 /S＝1.08×390MPa＝421.2Mpa [σH]= [σH]1+[σH]2/2=485.6 Mpa 2、 計算 （1） 試算小齒輪分度圓直徑d1t 。 = =154.811mm （2） 計算圓周速度v 。 v=π.d1t.n1 =3.14x154.811x388.27860x1000 =3.146m/s （3） 計算齒寬b及模數(shù)mnt。 b=Φd. d1t=154.811mm mnt=d1tcos14o/Z1=7.153mm （4）計算齒寬與齒高之比b/h。 齒高h=2.25mnt=2.25x7.153=16.094mm 則b/h=/154.811/16.094=9.619 （5）計算縱向重合度。 =0.318x1x21xtan14o =1.665 （6）計算載荷系數(shù)K。 由《機械設計》表10—2取 KA=1.50； 由《機械設計》表10—3查得 KHα=KFα=1.4 ； 根據(jù)v=3.146m/s,8級精度，由《機械設計》圖10—8查得動載系數(shù) KV=1.17； 由表10—4查得8級精度，調制小齒輪相對支承非對稱布置時 KHβ=1.486； 根據(jù)b/h=9.619，KHβ=1.486由《機械設計》圖10—13查得KFβ=1.41； 故載荷系數(shù) K=KAKVKHαKHβ =1.50×1.17×1.4×1.486 =3.651 （7） 按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由式《機械設計》（10—10a）得 d1=d1t. = 203.813mm （8） 計算模數(shù)m。 mn = d1.cosβ／Z1=203.813xcos14o／21=9.417mm 3.2.3 按齒根彎曲強度設計 由式 1、 確定計算參數(shù) （1）計算載荷系數(shù)。 K=KAKVKFαKFβ=1.50×1.17×1.4×1.41=3.464 （2）根據(jù)縱向重合度等于1.665； 從《機械設計》圖10—28中查得螺旋角影響系數(shù)Y =0.88。 （3）計算當量齒數(shù)。 Zv1=Z1／cos3β=21／cos314=22.99 Zv2=Z2／cos3β=89／cos314=97.43 （4）查取齒形系數(shù)及應力校正系數(shù)。 由《機械設計》表10－5查得YFa1=2.665 YFa2=2.179 YSa1=1.578 YSa2=1.791 （5）由《機械設計》圖10—18取彎曲疲勞壽命系數(shù)。 KFN1=0.91 KFN2=0.92 （6）由《機械設計》圖10—20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限σFE1=500Mpa； 由《機械設計》圖10—20b查得大齒輪的彎曲疲勞強度極限σFE2=380Mpa。 （7）計算彎曲疲勞許用應力。 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4 [σF1]= σFE1. KFN1/S=247Mpa [σF2]= σFE2. KFN2/S=213.57MPa （8）計算大、小齒輪的 YFa.YSa/[σF] 并加以比較。 YSa1.YSa1/[σF1]=2.665X1.578／247=0.01702 YFa2.YSa2/[σF2]=2.179X1.791／213.57=0.01827 大齒輪的數(shù)值大。 2、 設計計算 = =6.269mm 對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關，可取由彎曲強度算得的模數(shù)6.269mm并就近圓整為標準值m=7mm,按接觸強度算得的分度圓直徑d1=203.813mm，算出小齒輪齒數(shù) Z1=d1cosβ/m=28.25 取29齒 Z2=29ｘ4.221＝122.409，取Z2=122。 3.2.4 幾何尺寸計算 1、計算中心距 a==(29+122)x7／2cos14o=544.679mm 取為545mm。 2、按圓整后的中心距修正螺旋角 β=arctan=14o8’5” 因β值改變不多，故參數(shù)等不必修正。 3、分度圓直徑 d1= Z1.mn/ cosβ=209.338mm d2= Z2.mn/ cosβ=880.662mm。 4、計算齒輪寬度 b=.d1=209.338mm 圓整后取為210mm B2=210mm B1=215mm。 5、齒頂高，齒根高的計算 ha=ha*.mn=7mm ； hf= （ha*+c*）=8.75mm。 6、 結構設計 以大齒輪為例。因齒輪齒頂圓直徑大于500mm，故以選用輪輻式為宜。 3.3大齒輪的設計 3.3.1 設定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) 1、選用內齒圓柱齒輪傳動。 2、精度等級選用8級精度。 3、材料選擇及熱處理 選擇小齒輪材料為40Cr（調質），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調質），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。 4、試選小齒輪齒數(shù)Z1＝23，大齒輪齒數(shù)Z2＝23x4.741=109.043，取整Z2=109。 3.3.2 按齒面接觸強度設計 按設計公式進行試算，即 1 、確定公式內的各計算數(shù)值。 （1） 試選Kt＝1.3。 （2）計算小齒輪傳遞的轉矩。 T1=6557.313N.m=6.557313X106N.mm （3） 齒圈尺寬系數(shù)選取φd＝1。 （4）由《機械設計》表10－6查得材料的彈性影響系數(shù)ZE＝189.8Mpa。 （5）由《機械設計》圖10－21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限σHlim1＝ 600MPa；大齒輪的接觸疲勞強度極限σHlim2＝550Mpa。 （6） 由《機械設計》式10－13計算應力循環(huán)次數(shù)。 N1＝60n1jLh＝60×91.987×1×（2×8×300×10）＝2.649×108 N2＝N1/4.741＝5.588×107 （7） 由《機械設計》圖10－19查得接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1＝1.08；KHN2＝1.17。 （8） 計算接觸疲勞許用應力。 取失效概率為1％，安全系數(shù)S＝1，由《機械設計》式（10－12）得 [σH]1＝KHN1. σHlim1 /S＝1.08×600MPa＝648MPa [σH]2＝KHN2. σHlim2 /S＝1.17×550MPa＝643.5MPa 2、 計算 （1） 試算小齒輪分度圓直徑d1t。 = =223.825mm （2） 計算圓周速度v。 v=π.d1t.n1／60x1000 =3.14x223.825x91.987／60x1000 =1.007m/s （3） 計算齒寬b。 b=Φd. d1t =1x223.825=223.825mm （4）計算齒寬與齒高之比b/h。 mt=d1t/Z1=223.825/23=9.732mm 齒高h=2.25mt=2.25x9.732=21.897mm 則b/h=223.825/21.897=10.222 （5） 計算載荷系數(shù)K。 由《機械設計》表10—2取KA=1.50； 直齒輪，KHα=KFα=1.0； 根據(jù)v=1.007m/s,8級精度，由《機械設計》圖10—8查得動載系 KV=1.11； 由表10—4查得8級精度，調制小齒輪懸臂支承布置時 KHβ= 2.605； 根據(jù)b/h=10.222，KHβ=2.605由《機械設計》圖10—13查得KFβ=2.225； 故載荷系數(shù) K=KAKVKHαKHβKHβ =1.50×1.11×1×2.605 =4.337 （6） 按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由式《機械設計》（10—10a）得 d1=d1t. =334.444mm （7） 計算模數(shù)m。 m = d1/Z1=334.444/23=14.541mm 3.3.3 按齒根彎曲強度設計 由式 1、 確定計算參數(shù) （1）由《機械設計》圖10—20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限 σFE1=500Mpa； σFE2=380Mpa。 （2）由《機械設計》圖10—18取彎曲疲勞壽命系數(shù) KFN1=0.94； KFN2=0.97。 （3）計算彎曲疲勞許用應力。 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4， [σF1]= σFE1. KFN1/S=335.714Mpa [σF2]= σFE2. KFN2/S=263.286MPa （4）計算載荷系數(shù)。 K=KAKVKFαKFβ=1.50×1.11×1.0×2.225=3.705 （5）查取齒形系數(shù)。 由《機械設計》表10－5查得YFa1=2.76； YFa2=2.173。 （6） 查取應力校正系數(shù)。 由《機械設計》表10－5查得YSa1=1.56； YSa2=1.797。 （7） 計算大、小齒輪的 YFa.YSa/[σF] 并加以比較。 YSa1.YSa1/[σF1]=2.76X1.56/335.714=0.012825 YFa2.YSa2/[σF2]=2.06X1.97/238.86=0.01483 大齒輪的數(shù)值大。 2、 設計計算 = =11.778mm 對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關，可取由彎曲強度算得的模數(shù)11.778mm并就近圓整為標準值m=12mm,按接觸強度算得的分度圓直徑d1=334.444mm，算出小齒輪齒數(shù) Z1=d1/m=334.444/12=27.870 取為28 Z2=28ｘ4.741＝132.784，取Z2=133。 3.3.4 幾何尺寸計算 1、計算分度圓直徑 d1=Z1.m=28x12=336mm d2=Z2.m=133x12=1596mm 2、計算中心距 a= d2 -d1/ 2=630mm 3、計算齒輪寬度 b=.d1=336mm B1=330mm B2=336mm 齒頂高，齒根高的計算 ha=ha*.mn=12mm ； hf= （ha*+c*）=15mm。 da=d+2ha=1620mm df= d1-2hf=1566mm 4、 結構設計 以齒圈為例，采用腹板式。 4 軸的設計 4.1軸的材料選擇和最小直徑估算 根據(jù)工作條件，初選軸的材料為45鋼，調質處理。按扭轉強度法進行最小直徑估算，即dmin=A0。初算軸徑時，若最小直徑段開有鍵槽，還要考慮鍵槽對軸強度的影響。當該軸段截面上有一個鍵槽時，d增大5%--7%，兩個鍵槽時，d增大10%--15%。A0 引用《機械設計》表15—3確定：高速軸A01=126,中間軸A02=120，低速軸A03=112。 中間軸的軸徑：d2min=A02=67.297mm，取為70mm。 低速軸的軸徑：d2min=（1+7%）A03 =1.07 x 99.809=106.796mm，取為110mm 4.2 軸的結構設計 4.2.1 高速軸的設計 高速軸的軸徑：d1min=（1+7%）A01=1.07 x 126 x =49.396mm，取為50mm。 高速軸的裝配方案如圖4.2所示。 如圖 4.2 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度，如圖4.3所示。 如圖 4.3 1、各軸段的直徑的確定 d11：最小直徑，安裝聯(lián)軸器，根據(jù)所選用的聯(lián)軸器，取d11=60mm。 d12：h。h=0.07x60+(1~2)=5.2~6.2 取h=5.5，則d12=60+2x5.5=71mm d13：滾動軸承處軸段，滾動軸承選用32315，其尺寸 dxDxTxB=75mmx160mmx58mmx55mm， 取d13=75mm。 d14：過渡軸段，取d14=85mm。 d15：滾動軸承處軸段，d15=d13=55mm。 d16：安裝小錐齒輪出軸段，d15=50mm。 2、各軸段長度的確定 l11：根據(jù)聯(lián)軸器的選擇可知，半聯(lián)軸器轂空的長度l=112，則l11=80 l12：由箱體結構，軸承端蓋，裝配關系確定l12=80mm。 l13：由滾動軸承確定l13=55mm。 l14：由箱體結構，裝配關系等確定l14=115mm。 l15：由滾動軸承，擋油環(huán)等確定l15=85mm。 l16：由小錐齒輪結構確定l16=110mm。 4.2.2 中間軸結構設計 1、各軸段的直徑的確定 d21：最小直徑，滾動軸承處軸段，滾動軸承選用32315，其尺寸 dxDxTxB=75mmx160mmx58mmx55mm， 取d21=75mm。 d22：密封處軸段，取d22=90mm。 d23：安裝低速級小齒輪軸段，取d23=100mm。 d24：軸環(huán)，取d24=120mm。 d25：安裝大錐齒輪出軸段，d25=105mm。 d26：密封處軸段，取d26=90mm。 d27：滾動軸承處軸段，d26=d21=75mm。 2、各軸段長度的確定 l21：由滾動軸承確定l21=55mm。 l22：由擋油環(huán)，裝配關系確定l22=66mm。 l23：由低速級小齒輪寬度決定l23=209mm。 l24：軸環(huán)，l24=20mm。 l25：由大錐齒輪結構確定l25=110mm。 l26：由擋油環(huán)，裝配關系確定l26=71mm。 l27：由滾動軸承確定l26=55mm 4.2.3 低速軸的結構設計 1、各軸段的直徑的確定 d31：最小直徑，安裝聯(lián)軸器，根據(jù)所選用的聯(lián)軸器，取d31=110mm。 d32：密封處軸段，由h=0.07x110+(1~2)=8.7~9.7 取d32=120mm。 d33：滾動軸承處軸段，滾動軸承選用30326，其尺寸 dxDxTxB=130mmx280mmx73mmx58mm， 取d33=130mm。 d34：過渡軸段，取d34=150mm。 d35：軸環(huán)，取d35=180mm。 d36：安裝小大斜齒輪處軸段，d36=145mm。 d37：滾動軸承處軸段，d37=d33=130mm。 2、各軸段長度的確定 l31：由聯(lián)軸器結構尺寸決定l31=213mm。 l32：由箱體結構，軸承端蓋，裝配關系確定l32=108mm。 l33：由滾動軸承 ，擋油環(huán)等確定l33=128mm。 l34：由裝配關系等確定l34=89mm。 l35：軸環(huán)，l35=30mm。 l36：由大斜齒輪結構確定l36=204mm。 l37：由滾動軸承，擋油環(huán)等確定l37=114mm。 3、以上三軸細這里只以中間軸為例進行校核。 5 軸的校核 5.1 軸的力學模型的建立 5.1.1軸上力的作用點位置和支撐跨距的確定 齒輪對軸的力作用點按簡化原則應在齒輪寬度的中點，因此可決定中間軸上兩齒輪力的作用點位置。軸上安裝的32315軸承，從計算可知它的負荷作用中心到軸承外端面的距離a=43.25mm，故可計算出支點跨距和軸上各力作用點相互位置尺寸。支點跨距L=500mm（實際499.5mm）；低速級小齒輪的力作用點C到左支點A距離L=179mm(實際179.25mm)；兩齒輪的力作用點之間的距離L2=186mm（實際185.5mm）；高速級大齒輪的力作用點D到右支點B距離L3=135mm（實際134.75mm）。 5.1.2繪制軸的力學模型圖 圖5.1 軸的校核各圖 5.2 計算 5.2.1計算軸上的作用力 齒輪2：Ft===5980.494N F=Fa1= Ft tansin=5980.494.tan20.sin14.642=550.229N F=Fr1= Ft tancos=5980.494.tan20.cos14.642=2106.031N 齒輪3：Ft3==2x1684417 /209.338=16092.280N F=Ft3=16092.280.tan20 /cos14o8’5”=6039.973N Fa3=Ft3=4052.434N 5.2.2 計算支反力 1、垂直面支反力（XZ平面） 由繞支點B的力矩和=0，得： F =-1274974.320N.mm FRAV= -1274974.32 /(L1+L2+L3)=－2549.949N，方向向下。 同理，由繞支點A的力矩和=0，得： F =-1469896.630N.mm FRBV= -1469896.630/(L1+L2+L3)=-2939.793N，方向也向下。 由軸上的合力0，校核： FRBV+ FRAV+Fr2-Fr3=0，計算無誤。 2、水平面支反力（XY平面） 由繞支點B的力矩和=0，得： F =5972988.570 N.mm FRAH= 5972988.570/(L1+L2+L3)=11945.977N，方向向下。 同理，由繞支點A的力矩和=0,得： F =4355338.110 N.mm FRBH= 4355338.110/(L1+L2+L3)=8710.677N，方向向下。 由軸上的合力0，校核： Ft2+Ft3 - FRAH -FRBH =0，計算無誤。 3、A點總支反力FRA==12215.097N B點總支反力FRB==9193.381N 5.2.3繪制轉矩、彎矩圖 1、垂直面內的彎矩圖參看圖5.1。 C處彎矩：M=－FRAVｘL1=-2549.949X179=-456440.871 N.mm M=－FRAVｘL1－Fa3ｘd/2=-880605.085 N.mm D處彎矩：M=－FRBVｘL3+Fa2ｘd2/2=231461.221 N.mm M=－FRBVｘL3=-396872.055 N.mm 2、水平面內的彎矩圖參看圖5.1。 C處彎矩:：MCH=－FRAHｘL1=-2138329.883 N.mm D處彎矩：MDH=－FRBHｘL3=-1175941.860 N.mm 3、合成彎矩圖，參看圖5.1。 C處：M==21.865X10 N.mm M=23.125X10 N.mm D處：.M==11.985X10 N.mm M=12.411 X10 N.mm 4、轉矩圖，參看圖5.1。 T2=T=1684417 N.mm 5、當量彎矩，參看圖5.1。 因為是單向回轉軸，所以扭轉切應力視為脈動循環(huán)變應力，折算系數(shù)0.6 則1010650.200 N.mm。 C處：21.865X10 N.mm =25.237 X10 N.mm D處：=15.677 X10 N.mm 12.411 X10 N.mm 5.2.4 彎扭合成強度校核 進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和轉矩的截面（即危險截面C）的強度。 =25.237Mpa 根據(jù)選定的軸的材料45鋼，調質處理，由機械設計表15－1查得 因60 Mpa，<，故強度足夠。 5.2.5 安全系數(shù)法疲勞強度校核 對一般減速器的轉軸僅使用彎扭合成強度校核即可，而不必進行安全系數(shù)法校核，本處運用安全系數(shù)校核法進行校核。 1、判定校核的危險截面 對照彎矩圖，轉矩圖和結構圖，從強度，應力集中方面分析，C截面是危險截面需對C截面進行校核。 2、軸的材料的機械性能 根據(jù)選定的軸的材料為45鋼，調質處理，由機械設計表15－1查得： . 640Mpa ， =275 Mpa， 155 Mpa ， 0.2 ， 0.50.2x0.5=0.1。 3、C截面上的應力 因C截面上有一鍵槽，所以抗彎截面系數(shù) W= =98125-11340 =86785 mm3 抗扭截面系數(shù)WT=184910mm3 彎曲應力幅=29.080 Mpa，彎曲平均應力 0。 扭轉切應力幅=4.555Mpa， 平均切應力4.555Mpa。4、影響系數(shù) C截面受有鍵槽和與齒輪的過盈配合的共同影響，但鍵槽的影響比過盈配合的影響小，所以只需考慮過盈配合的綜合影響系數(shù)。由機械設計表3－8用插值法求出：3.736，取2.989，軸按磨削加工，由機械設計圖3-4求出表面質量系數(shù)：0.92 故得縱合影響系數(shù)： 3.736+-1=3.823， 2.989+-1=3.076。 5、疲勞強度校核 所以軸在C截面的安全系數(shù)為： =2.474 10.714 2.411 取許用安全系數(shù)S=1.8，故> S，所以C截面強度足夠。 6 鍵的選擇與校核 這里只以中間軸上的鍵為例。由中間軸的細部結構設計，選定：高速級大齒輪處鍵1為bｘh－L=28 mmｘ16 mm－90 mm（t=10mm，r=0.5mm），標記：鍵28ｘ90 GB/T1096-1979；低速級小齒輪處鍵2