強力分級式雙齒輥破碎機設計【11張CAD圖紙+PDF圖】

喜歡這套資料就充值下載吧。。。資源目錄里展示的都可在線預覽哦。。。下載后都有，，請放心下載，，文件全都包含在內(nèi)，，【有疑問咨詢QQ:1064457796 或 1304139763】

中國礦業(yè)大學2007屆本科生畢業(yè)設計 第98頁 一 般 設 計 部 分 1 緒論 1.1 FP5216B強力分級破碎機的使用范圍與優(yōu)點 FP5216B強力分級破碎機主要適用于礦山、冶金、化工、煤礦等行業(yè)脆性塊狀物料的粗、中級破碎，其入料粒度最大可達630mm，出料粒度最小可達80mm，可對抗壓強度≤160MPa的物料進行破碎。 FP5216B強力分級破碎機可用來破碎露天礦表層巖石、煤炭、石灰石、粘土礦石、鐵礦石、金礦石、鈾礦石、鎳礦石、鋁礬土礦石、滑石、石膏、焦炭、玻璃等。煤炭工業(yè)所占比例最大，約占50％，金屬礦約占12％，石灰石礦約占14％，非金屬礦約占9％，石料工業(yè)約占6％，化工原料約占4％。 在煤炭行業(yè)，使用本機破碎原煤只要經(jīng)過除鐵、除雜，無須揀矸，便可直接進行破碎。破碎出的物料，粒度均勻，過粉碎率低，從而簡化了選煤工藝，降低了投資和生產(chǎn)成本。 FP5216B強力分級破碎機的優(yōu)點： 1、過粉碎率低 由于采取剪切原理，破碎后合格物料(包括入料中已含有的合格物料)沿著螺旋腔直接排出，避免了物料在破碎腔中相互摻雜、擠壓、研磨等缺陷，所以物料不易過粉碎。 2、能嚴格保證破碎產(chǎn)品粒度 由于輥齒是采用螺旋方式分布在輪軸上，輥齒的結構尺寸是按產(chǎn)品的粒度優(yōu)化設計的，破碎后的物料在螺旋腔內(nèi)被強制排出，不再受剪切作用，因此該破碎機能較好的控制物料的粒度。 3、有破碎和分級雙重作用 該破碎機除破碎限定粒度以上的物料外，對入料中的合格物料可以使其通過兩輥齒之間以及輥齒與側壁襯板間的間隙，進入螺旋腔內(nèi)，然后排出機外，因此具有破碎和篩分雙重功效。 1.2 FP5216B強力分級破碎機的結構特點 FP5216B強力分級破碎機采用單電動機拖動，二級弧齒錐齒輪－斜齒圓柱齒輪減速器減速，兩齒輥軸用斜齒圓柱齒輪傳動，噪聲小，抗磨損能力強。FP5216B強力分級破碎機由以下幾部分組成：原動機、傳動機構、減速裝置、主機、保險裝置等。 1、原動機：原動機采用電動機拖動，增加了破碎機的使用范圍。對遠離供電線路或經(jīng)常更換工作場地的用戶來說，極其方便。 2、傳動機構：采用YOX液力聯(lián)軸器傳動，可以使原動機的工作更加平穩(wěn)且具有過載保護作用。 3、減速裝置：FP5216B強力分級破碎機配有專用的減速器，能夠傳送強大的動力，同時又有足夠長的壽命，設計壽命為2萬小時。該減速器結構緊湊，安裝方便，直接用螺栓固定在底座上。電動機和減速器通過罩在液力聯(lián)軸器外面的金屬殼聯(lián)接，形成了一個有機的整體。 4、保險裝置：除了液力聯(lián)軸器，F(xiàn)P5216B強力分級破碎機還在齒輥軸的末端安裝了低速傳感器，來保護電動機和主機。當破碎機中進入難以破碎的物料使破碎機悶車時，傳感器會發(fā)出脈沖信號，經(jīng)過轉換器轉換成電信號，使電動機停車，避免損壞主機和電動機。傳感器體積小，重量輕，動作靈敏度高。是老式的彈簧裝置所無法比擬的。 5、主機：FP5216B強力分級破碎機的主機，設計先進，工藝性好，互換性強。 ① 箱體 FP5216B強力分級破碎機的主機采用箱形結構，機架用鋼板焊接而成， 整體式采用單電機拖動，齒輥軸的中心距固定，兩個齒輥軸之間用兩個參數(shù)相同，精確制造的齒輪聯(lián)接。 ② 破碎機構 主機箱體內(nèi)就是破碎機的核心部分，分為粗破碎輥和第二段破碎輥： 粗破碎輥由軸、齒環(huán)、齒套和鍵組成。軸按照同系列最大傳遞功率確定直徑；齒環(huán)數(shù)由生產(chǎn)能力和箱體布置面積確定；齒環(huán)上的齒套做成嵌套式。齒套又分為標準型和重型兩種，適用于不同物料。輥齒磨損后可用耐磨焊條補焊或更換齒套修復。 第二段破碎輥由齒板、齒板架、砧板、弓形板和調(diào)整螺栓組成，而齒板架和齒板與老式破碎機的結構截然不同，在強度和穩(wěn)定性上大大加強。老式破碎機每塊齒板用四個螺栓固定在齒板架上，工作時作用在輥子上的力矩，全部作用于四個螺栓。這種結構不能承受大的工作力，而且易產(chǎn)生松動和螺栓剪斷現(xiàn)象。FP5216B強力分級破碎機則采用全新的結構形式，克服了老式破碎機的缺點。其弓形齒板上有一半圓弧與齒板架配合，由其來承擔上作壓力。這種結構穩(wěn)定牢固，強度高，能承受強大的工作力，所以破碎機能夠破碎堅硬的巖礦物料，而老式破碎機只能破碎易破碎的脆性物料。另外，F(xiàn)P5216B強力分級破碎機的齒環(huán)、齒套、齒板都是由專門研制的耐磨材料制造，也為破碎機強大的工作能力提供了物質基礎。 ③ 輔助裝置 MMD齒輥破碎機的主機內(nèi)還增加了兩種輔助裝置。其一是齒梳，安裝在箱體的兩側，能夠剔掉夾在齒間或粘在齒間的物料，使破碎機不會因夾料堵塞，降低工作效率。 其二是在箱體的下部，可根據(jù)破碎要求，增加或減少砧板，以調(diào)整出料粒度大小。 ④ 排料裝置 齒板、齒梳、砧板之間的間隙，形成了動態(tài)篩分機構。進入破碎腔的物料中所含有的合格粒級的物料迅速從間隙排出，而大塊物料被旋轉的齒對咬住，受沖擊剪切和沖擊拉伸而破碎，這種結構提高了破碎機的工作效率和處理能力。 1.3 FP5216B強力分級破碎機與傳統(tǒng)破碎機的比較 1.3.1 破碎理論 對礦物的破碎，長久以來人們的思想是這樣一種概念：即通過對物料施加壓力使物料產(chǎn)生變形。當這變形所吸收的能量足以克服物料原子間的結合力時便產(chǎn)生原子間的位移，微觀上稱為晶格位移，在宏觀上表現(xiàn)為裂碎，從而達到破碎物料的目的。在有目的地破碎物料的歷史過程中人們陸續(xù)開發(fā)出各種各樣的機械破碎設備裝置、如鄂式破碎機、旋回式破碎機、反擊式破碎和錘式破碎機，至今還沿用著這些傳統(tǒng)的破碎設備。破碎的基礎理論并未發(fā)生變化。 隨著人們對材料性能研究的不斷深人以及測試試驗手段的不斷完善，逐步建立了現(xiàn)代材料力學科學，人們對材料性質和性能的認識發(fā)生了很大的變 化。利用現(xiàn)代測試技術對巖石進行力學分析，人們發(fā)現(xiàn)巖石承受壓力破壞的能力遠遠大于其承受剪切力破壞的能力。經(jīng)測試，巖石的極限壓應力是極限 剪應力的6～10倍，是極限拉應力的2～4倍。長期以來人們破碎巖石采用擠壓方法，很少采用更為合理的拉伸、剪切等方法，而FP5216B強力分級破碎機是基于巖石的剪切破壞原理而設計的，也就是說通過給巖石施加一個剪切力使巖石承受剪切力和由剪切力產(chǎn)生的彎曲扭矩從而使巖石被剪斷或折斷。另一種重要的原因是大部分巖石本身存在晶格缺陷和紋理缺陷，使得當巖石在承受剪切力時極易沿缺陷、紋理、節(jié)面等方向斷裂。FP5216B強力分級破碎機在破碎理論上的突破、使其在性能上表現(xiàn)出很大的優(yōu)勢。 傳統(tǒng)破碎機如旋回破碎機和鄂式破碎機是靠工作部件運動時施加于被破碎物料上的沖擊壓力實現(xiàn)破碎的。反擊式破碎機和錘式破碎機是靠兩個直徑 很大的棍子對物料的擠壓和碾磨作用而工作。其中旋回破碎機和鄂式破碎機工作時必須對物料施加非常大的破碎力，因而機器笨重，效率較低，能耗較高。對輥破碎機是不能用于粗碎和第二段破碎作業(yè)的，因其咬合礦石能力受限制，多用于細碎，產(chǎn)量低、齒輥表面磨損極為嚴重。反擊式破碎機和錘式破碎機由于高速回轉，錘頭與打擊板與物料高速撞擊而產(chǎn)生強烈的磨損。上述傳統(tǒng)破碎機的共同缺點是能耗高、處理能力低、強烈的磨損、大而笨重的機體都限制了大型化的發(fā)展。從工藝性能上講，其最終產(chǎn)品粒度、形狀和粉末生成率都難以控制。FP5216B強力分級破碎機單機處理礦石能力比傳統(tǒng)破碎機高出1~5倍，占地面積僅為1/2 ~ 1/5，設備高度僅為1/3 ~ 1/7,可更換的齒套和齒尖使磨損大大降低。這一系列特點，使FP5216B強力分級破碎機顯示出眾多的優(yōu)越性。 1.3.2 破碎機工藝性能比較 1、產(chǎn)品粒度比較 以MMD-750型4齒式破碎機與PXZ910/170旋回破碎機，1500 x 2100單襯板鄂式破碎機為例，當處理能力為1000 t/h時進行比較： 旋回破碎機：當量排料口為170mm，最大產(chǎn)品粒度為265mm，產(chǎn)品中+170mm約占15％,－25mm粒級占35％； 鄂式破碎機：當量排料口為300mm，最大產(chǎn)品粒度為500mm, +170mm粒徑約占30％，－25mm粒級含量占40％； MMD破碎機：最大產(chǎn)品粒度為180mm，+170mm粒級含量約占5％，－25mm粒級含量約占18％。 由此可見：MMD破碎機過大顆粒比上述兩種破碎機分別少10％和25％。過細粉末分別少17％和22％。 2、單產(chǎn)能耗比較 經(jīng)計算，旋回破碎機單產(chǎn)能耗為38kWh/t,鄂式破碎機為0.66kWh/t,而MMD破碎機僅為0.22kWh/t( 750型)，與之比較MMD分別比它們節(jié)能約40％和65％。 3、易損件利用率比較 旋回破碎機的定錐襯板和動錐襯板往往是在排料時磨損劇烈，而報廢被磨部分的重量僅為易損件重量的1％～5％，也就是說利用率僅為1％～5％。 鄂式破碎機高度相對于旋回破碎機要低，故其易損件利用率高于旋回式，據(jù)統(tǒng)計約為5％～10％。 而MMD破碎機的齒牙、齒套均可更換，故其利用率達50％以上。 1.4 FP5216B強力分級破碎機的應用和經(jīng)濟效益淺析 FP5216B強力分級破碎機是MMD破碎機的一種更新改造，自第一臺MMD破碎機問世以來，至今已2100多臺機器在世界60多個國家得到應用。中國自1991年以來，已有50多臺破碎機分別應用于安太堡煤礦，大同煤礦，盤江老屋礦和準格爾煤礦并得到用戶好評。 1.4.1 MMD破碎機的應用情況 (1) 金屬礦山：MMD型破碎機在鈾礦、金礦和含金礬土礦、鎳礦、銅礦鉛鋅礦等金屬礦山都有大量的應用； (2) 煤礦：煤礦是最大的用戶，約占總數(shù)的50％，在中國主要集中在新建人型煤礦使用； (3) 石料：碎石業(yè)更適合于使用MMD機器，特別是移動式破碎機更適合于石料開采，在英國、澳大利亞都采用MMD-750輪胎車牽引全移動式破碎機； (4) 水泥工業(yè)：水泥廠采用MMD破碎機很普遍； (5) 非金屬礦：MMD型破碎機對重質碳酸鈣、粘土礦、石膏礦等物料的破碎更適合，它不存在堵塞給料口和排料口的問題； (6) 市政工程：MMD破碎機還可以用來加工城市的廢料和垃圾以及各種難碎的物料如玻璃、舊輪胎等。 1.4.2 FP5216B強力分級破碎機的經(jīng)濟效益淺析 破碎機的優(yōu)越性必然給破碎工廠設計、生產(chǎn)、管理和維護帶來積極有利的影響，帶來環(huán)保節(jié)能的效果，還可以帶來豐厚的經(jīng)濟效益，特別表現(xiàn)在：廠房高度低、面積小、輔助設備的簡化、大幅度降低基建費用、運轉維修費用、人工費用、易損件消耗和動力消耗費用等方面，給用戶帶來的經(jīng)濟效益是十分顯著的。 目前，國內(nèi)礦山使用設備大多是傳統(tǒng)設備，引進一些新設備、新理念，無疑會推動礦山工業(yè)的發(fā)展和粉體下業(yè)的發(fā)展。MMD破碎機是一種新型環(huán)保節(jié)能高效破碎機，由于其工作原理突破了傳統(tǒng)破碎理論，帶來了系列綜合性能優(yōu)點，但MMD破碎機造價較高，能不能加快國產(chǎn)化步伐，加大使用國 產(chǎn)零部件比例，使更多的中國用戶能接受、應用它，是一個值得探討的問題。 2 FP5216B強力分級破碎機基本參數(shù)的確定 新型雙齒輥破碎機是國外近年出現(xiàn)的一種破碎設備,同其它類型的破碎機相比,具有重量輕、體積小、功耗低、生產(chǎn)率高、出料粒度均勻等諸多優(yōu)點,特別適用于露天礦的破碎站和公路建設碎石。目前國內(nèi)對該設備的需求量很大,由于引進價格昂貴,因此對其進行技術消化吸收便成為當前的緊迫任務。 2.1破碎機的破碎及排料機理分析 強力分級雙齒輥破碎機的主要工作部件為兩個平行安裝的齒輥,每個齒輥沿軸向布置一定數(shù)量的齒環(huán),通過齒輥的對轉實現(xiàn)對物料的破碎。其結構如圖1所示： 齒對物料的作用過程可分為3個階段。在第1階段,旋轉運動中的輥齒遇到大塊物料,首先對它進行沖擊剪切作用,接著對它進行撕拉作用。如果碎塊能被輥齒咬入則進入第2階段破碎,否則輥齒沿物料表面強行滑過,靠輥齒的螺旋布置迫使物料翻轉,等待下一對齒的繼續(xù)作用。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中表現(xiàn)為齒從2-2位置運動到3-3位置的過程。這一階段兩齒包容的截面由大逐漸變到最小,然后再增大。粒度大的物料由于包容體積逐漸變小而被強行擠壓剪碎,破碎后的物料被擠出,從齒側間隙漏下。 前一對齒開始脫離嚙合時,破碎的物料大量下漏排出,個別粒度仍然偏大的物料被劈裂棒阻擋。當齒運動到劈裂棒附近時,與劈裂棒共同作用,將大塊物料劈碎并將其強行排出,這就是第3階段破碎。 至此,一對齒的破碎過程結束。每對齒環(huán)上有多少齒,齒輥運行一周時同樣的過程就進行多少次,循環(huán)往復。 2.2 FP5216B強力分級破碎機功率的確定及電動機的選型 破碎機功率計算是破碎機設計中的關鍵環(huán)節(jié),它是選擇電動機的理論依據(jù),電動機選擇得適當與否,直接關系到后續(xù)設計的成敗。在過去的破碎機設計中,一般采用兩種方法確定功率,即經(jīng)驗公式法和理論計算法。由于雙齒輥破碎機是一種新型設備,無經(jīng)驗可循,因此提出如下的理論計算方法。 目前有4種不同的理論計算方法可以確定單位生產(chǎn)量的功耗,即Rittinger法,Kick-Kirpichev法,Bond法和Holmes法,其中Rittinger法適用于細磨,Kick-Kirpichev法適用于粗碎,Bond法介于二者之間,Holmes法是對上述3種方法的統(tǒng)一,其表達式為 估算一： 估算二： 式中： W——單位生產(chǎn)量的功耗，kWh/t； M——Bond功指數(shù)； E——占排料粒度80%以上的部分的粒度尺寸,; A——占給料粒度80%以上的部分的粒度尺寸,; ——取值范圍0.2～1.4。 由于Holmes公式中的取值范圍過大稍有不當,將與實際情況相差甚遠。通過對1250雙齒輥破碎機功率的計算,根據(jù)繪制N′-i曲線(N′=WH·Q),初步得出對于雙齒輥破碎機可取0.45~0.5，該式在估算中選擇0.48。 下述方法是基于電機的功率應與單位時間的破碎物料的功耗相同的原則,即認為電動機的功率應如下求得: 估算一： 估算二： 式中： Q——設計要求的生產(chǎn)能力，t/h； F——電動機的功率，kW; ——破碎機的傳動效率。 通過以上分析，考慮到破碎機工作環(huán)境和過載系數(shù)的影響，選取YBC-250電動機，如圖2-1所示： 圖2-1 技術特征： 1、 額定功率：250kW 2、額定電壓：1140V 3、額定電流：162A 4、 額定轉速：1475rpm 5、額定頻率：50HZ 6、絕緣等級：H 7、 接線方式：Y 8、工作方式：S1 9、冷卻水壓：≤3.0MPa 10、進水溫度：≤30℃ 11、冷卻水量：≥1.5m3 12、質量：1490 vkg 13、電纜密封圈內(nèi)徑：60mm 2.3 破碎機基本參數(shù)的估算 初步確定破碎機輥齒的形狀及比例如圖2-2所示，經(jīng)有關資料結合設計要求，特制定以下估算方案： 梯形估算法 L——輥軸有效長度，m；a——輥軸中心距，m； D1——輥齒大徑， m； R——輥軸半徑，m； h——輥齒高度，m； S ——梯形面積，m； D——輥軸直徑，m； a1——梯形上底，m； a2——梯形下底， m； h2——梯形高度，m；——物料密度，t / m3；——角速度 rad / s； 梯形部分的面積： 方案一：假設齒輥軸的轉速 n＝90rpm 齒輥軸的有效長度 L=1.3m 角速度 圖2-2 Q——設計要求的生產(chǎn)能力，t/h； V——兩齒輥中間處的線速度，m/s； S1——兩齒輥中間可通過物料的面積，m2； 將Q=1000 t/h代入上式，得 齒輥軸的半徑 R=0.148m 方案二：假設齒輥軸的轉速 n＝120rpm 齒輥軸的有效長度 L=1.3m 角速度 將Q=1000 t/h代入上式，得 齒輥軸的半徑 R=0.099m 考慮到破碎機的結構形式、主動軸嵌套齒環(huán)、齒帽的結構、軸的材料選擇、剛度、加工工藝性等的影響，方案一比較合理。 輥軸直徑 輥齒高度 兩齒輥之間的距離 輥齒大徑 入料口的寬度 輥軸中心距 2.4 破碎機基本參數(shù)的校核與破巖力的評估 2.4.1基本參數(shù)的校核 破碎機的工作對象是各種礦石、巖石和煤等，它們的物理特性、節(jié)理構造千變?nèi)f化,所以只有以適合該類型破碎機的破碎理論為基礎,通過試驗臺試驗以及工業(yè)運行實踐而導出的經(jīng)驗公式方是切實可行的。隨著人們生產(chǎn)實踐的不斷發(fā)展,會得出各種被破碎物料的修正系數(shù),經(jīng)驗公式將給出更為精確的結果。 式中S2——兩個齒輥中間可通過物料的面積，m2 經(jīng)驗公式中充滿系數(shù)等于0.25～0.4，由此確定梯形估算法確實可行，方案校核通過。 2.4.2破巖力的評估 減速器的傳動比 式中 ——電動機的額定轉速，rpm 電動機的額定功率 Pd= 250Kw 則破碎輥的估算轉矩 破碎齒齒尖上的估算破巖力 下表給出了幾種物料抗破巖力的參考值： 　 巖石 中混煤 細煤 抗破巖力 16kN 12kN 10kN 由此看出，破碎齒齒尖上的破巖力P大于被破碎物料的抗破巖力,?則滿足要求。 3限矩型液力聯(lián)軸器的選擇 圖3-1 圖中:1.注油塞、 2.泵輪、 3.后半連軸節(jié)、4.O型圈、5.墊圈、6.緊固螺栓7.前半連軸節(jié)、8.彈性塊、9.外殼、10.渦輪、11.軸、12.螺栓、13.油封14. 油封、15.密封圈蓋、16.軸承、17.軸承、18.熱保護塞 限矩型液力偶合器是一種動力式液力傳動元件、由于它效率高，結構簡單，能夠帶動負載平穩(wěn)起動，改善起動性能，提高起動能力；具有過載保護作用；能隔離扭振和沖擊；在多臺電機傳動鏈中均衡各電機的負荷；并減小電網(wǎng)的沖擊電流；所以在礦山機械、化學工業(yè)、冶金工業(yè)、食品、建筑、交通等部分得到了廣泛應用。 YOX型主要由主動部分和被動部分組成。主動部分包括后輔室、前半聯(lián)軸節(jié)、后半連軸節(jié)、彈性塊、泵輪和外殼。從動部分主要包括軸和渦輪。主動部分與原動機聯(lián)接，被動部分與工作機聯(lián)接。原動機的扭矩通過聯(lián)軸器中的工作液體來傳遞，泵輪將原動機的機械能轉變?yōu)楣ぷ饕后w的動能，渦輪又將工作液體的動能變?yōu)闄C械能，通過輸出軸驅動負載，泵輪和渦輪之間沒有機械聯(lián)系。 國家標準 型 號 輸入轉速 r/min 傳遞功率范圍 N （ KW ） 過載系數(shù) 效率 η 外形尺寸 最大輸入孔徑 及長度（ mm ） 最大輸出孔徑 及長度（ mm ） 充油量（ L ） 重量 （ kg ） D A d1max d2max L1max L2max YOX600 1500 200-360 2-2.5 0.96 Φ 695 490 Φ 100/210 Φ 115/210 16.8 33.6 185 4 傳動方案設計 確定傳動方案設計是設計傳動裝置的第一步，是設計各級傳動件和裝配圖的依據(jù)，因此應使所擬定的方案在技術上合理、先進、且經(jīng)濟效益高。 傳動裝置方案設計的內(nèi)容為：確定傳動類型，計算總傳動比和合理分配各級傳動比，計算裝置的運動和動力參數(shù)。 4.1 確定傳動類型 二級圓錐－圓柱齒輪減速器傳動簡圖如圖4-1所示： 圖4-1 齒輪傳動機構的性能及使用范圍 功率（常用值）/Kw 最大50000 單級傳動比 常用值 圓柱3～5 圓錐2～3 最大值 8 5 許用的線速度/（m/s） 6級精度直齒v≤18m/s，非直齒≤36m/s 外廓尺寸 小 傳動精度 高 工作平穩(wěn)性 一般 自鎖能力 無 過載保護作用 無 使用壽命 長 緩沖吸振能力 差 要求制造及安裝精度 高 要求潤滑條件 高 對環(huán)境適應性 一般 圓錐齒輪傳動布置在傳動裝置的高速級，以減小圓錐齒輪的尺寸。因為大模數(shù)的圓錐齒輪需要大型機床切齒，對一般制造工廠難于實現(xiàn)。若圓錐齒輪的速度過高，其精度也要相應地提高。此時還需要考慮能否制造及經(jīng)濟性等問題。 4.2 總傳動比和合理分配各級傳動比 電動機選定后，根據(jù)電動機的滿載轉速和工作機構主動軸的轉速，即可求得傳動裝置的總傳動比為 合理選擇和分配各級傳動比直接影響傳動裝置的外廓尺寸、質量、潤滑、成本等方面，主要考慮如下幾點： 各級傳動比不應超過其傳動比的最大值，應盡量在推薦范圍內(nèi)選取。 使減速器中各大齒輪的浸油深度大致相等，以利實現(xiàn)浸油潤滑。 所設計的傳動裝置具有較小的外廓尺寸。 1、 圓錐齒輪傳動比可取為 2、 圓柱齒輪傳動比為： 傳動比誤差確定 在誤差限制范圍內(nèi)。 4.3 傳動裝置的運動和動力參數(shù) 4.3.1各軸轉速 1軸 2軸 3軸 圖4-2 機械傳動和摩擦副的效率概略值 種類 效率 很好跑合的6級精度和7級精度圓柱齒輪傳動(油潤滑） 0.99 很好跑合的6級精度和7級精度圓錐齒輪傳動(油潤滑） 0.97 膜片聯(lián)軸器 0.98 滾子軸承（稀油潤滑） 0.98 液力聯(lián)軸器 0.96 4.3.2各軸的輸入功率 1軸 2軸 3軸 4.3.3各軸的轉矩 電動機的輸出轉矩 1軸 2軸 3軸 5膜片聯(lián)軸器的選型 膜片聯(lián)軸器（JB/T9147—2000）采用一種厚度很薄的彈簧片，制成各種形狀，用螺栓分別與主從動軸上的兩半聯(lián)軸器聯(lián)接，其彈性元件為若干多邊形的膜片，在膜片的圓周上有若干螺栓孔，為了獲得相對位移，常采用中間軸，其兩端各有一組膜片組成兩個膜片聯(lián)軸器，分別與主從動軸聯(lián)接。 膜片的材料一般要求具有高的強度極限和疲勞強度，而且要有良好的加工性能，耐腐蝕性和耐熱性，目前主要用1Cr18Ni9、1Cr18Ni9Ti等不銹鋼和40CrNi2MoA等高強度合金鋼制成。 彈性聯(lián)軸器結構比較簡單，彈性元件的聯(lián)接沒有間隙，一般不需潤滑，維護方便，平衡容易，重量輕，無噪聲，對環(huán)境適應性強，可靠性高，承載大，效率高，適用壽命長但扭矩彈性較低，緩沖減振性能差，主要用于載荷比較平穩(wěn)的中、高速轉動軸系，能補償兩軸相對位移，耐酸、耐腐蝕，允許工作溫度達200℃的場合。對于高速運轉的聯(lián)軸器，為防止膜片間發(fā)生為微動磨損，可在膜片之間涂以二硫化鉬等固體潤滑劑或對膜片表面做減磨涂層處理。易平衡，不需潤滑，對環(huán)境的適應性強，且結構簡單，裝拆方便，工作可靠，無噪聲，有一定的補償性能和緩沖性能，主要用于載荷較為平穩(wěn)的中、高速傳動，可部分代替齒式聯(lián)軸器。 膜片聯(lián)軸器的計算與膜片的結構型式有關，同時也與兩軸的相對位移情況有關，聯(lián)軸器的計算轉矩 式中 K——工作情況系數(shù)， ——考慮角位移對傳遞轉矩的影響系數(shù) 據(jù)此選擇膜片聯(lián)軸器基本外形為 圖5-1 型號為JM116 公稱轉矩 瞬時最大轉矩 軸孔長度 L=200mm 6 齒輪傳動的設計與校核 當齒輪工作于封閉的箱體之內(nèi)時，稱為閉式齒輪傳動。閉式齒輪傳動具有潤滑與防護條件好的優(yōu)點，多用于中、高速和較重要的場合；當齒輪齒面的硬度大于350HBS時，稱為硬齒面齒輪。將齒輪的精度分為12個精度等級，1級精度最高，12級精度最低，常用的多為5～9級精度。齒輪材料及熱處理如下： 1、鍛鋼 鍛鋼是制造齒輪最常用的材料，一對齒輪在嚙合過程中，小齒輪的齒面硬度通常高于大齒輪的齒面硬度，其高出值約為HBS30～50，硬齒面齒輪一般無硬度差。較重要場合可選用硬齒面齒輪，一般硬齒面齒輪常用中碳鋼或中碳合金鋼制作，如45、40Cr、35SiMn，這類齒輪一般進行表面淬火處理，齒面硬度可達HRC50～55，因表面淬火后輪齒變形不大，可以不磨齒，常用于中、高速傳動。當高速、重載及沖擊載荷較大時，硬齒面齒輪常用的材料為20、20Cr、20CrMnTi等低碳鋼和低碳合金鋼，采用滲碳淬火處理，齒面硬度可達HRC56～62，而芯部具有良好韌性。但滲碳淬火后變形較大，需要進行磨齒等精加工，價格較貴。 2、鑄鋼 當齒輪尺寸較大（直徑大于400～500mm）或結構較復雜時，因輪坯不易鍛造，可采用鑄鋼。鑄鋼的強度和耐磨性較好，但鑄鋼鑄造性較差，鑄鋼輪坯在切削加工前要進行正火處理，以消除鑄造中產(chǎn)生的內(nèi)應力。 減速器國外資料介紹，減速器能力應提高8倍，從國內(nèi)運行實踐來看，找不出提高8倍的理由。眾所周知，閉式傳動的主要破壞形式是齒面疲勞，在齒面疲勞計算通過的情況下，齒彎曲破壞強度是非常富余的，常規(guī)不進行齒彎曲強度校核。由于在過鐵情況發(fā)生時，齒輥和減速器轉動件的轉動慣量較大，適當提高減速器能力是適宜的。對設計的破碎機選用的減速器進行一次齒抗彎強度校核，這對選用減速器時提高一個檔次是有益的。雙齒輥破碎機上用的傳動齒輪，均應采用硬齒面。 齒輪傳動的幾何尺寸數(shù)據(jù)，應分別根據(jù)情況進行標準化、圓整或求出精確數(shù)值。例如，模數(shù)必須標準化，中心距、齒寬應圓整，嚙合幾何尺寸（節(jié)圓、分度圓、齒頂圓直徑和螺旋角等必須精確到小數(shù)點后2至3位，角度應精確到“秒”。 直齒圓柱齒輪傳動為滿足中心距為整數(shù)，可改變模數(shù)和齒數(shù)或采用角度變位。對于斜齒輪傳動，可調(diào)整螺旋角使中心距為整數(shù)。 圓錐齒輪的錐距R不要求圓整，按模數(shù)和齒數(shù)精確計算到小數(shù)點后三位數(shù)，分度圓錐角的數(shù)值精確到“秒”，齒寬系數(shù)不能取大。 齒輪傳動是機械傳動中最重要的、也是應用最為廣泛的一種傳動型式。齒輪傳動的主要優(yōu)點是： （1）工作可靠、壽命較長； （2）傳動比穩(wěn)定、傳動效率高； （3）可實現(xiàn)平行軸、任意角相交軸、任意角交錯軸之間的傳動； （4）適用的功率和速度范圍廣。 6.1 輪齒的失效形式 輪齒的主要失效形式有以下5種： 6.1.1 輪齒折斷 齒輪工作時；若輪齒危險剖面的應力超過材料所允許的極限值，輪齒將發(fā)生折斷。 輪齒的折斷有兩種情況，一種是因短時意外的嚴重過載或受到?jīng)_擊載荷時突然折斷，稱為過載折斷；另一種是由于循環(huán)變化的彎曲應力的反復作用而引起的疲勞折斷。輪齒折斷一般發(fā)生在輪齒根部。 6.1.2 齒面點蝕 在潤滑良好的閉式齒輪傳動中，當齒輪工作了一定時間后，在輪齒工作表面上會產(chǎn)生一些細小的凹坑，稱為點蝕。 點蝕的產(chǎn)生主要是由于輪齒嚙合時，齒面的接觸應力按脈動循環(huán)變化，在這種脈動循環(huán)變化接觸應力的多次重復作用下，由于疲勞，在輪齒表面層會產(chǎn)生疲勞裂紋，裂紋的擴展使金屬微粒剝落下來而形成疲勞點蝕。通常疲勞點蝕首先發(fā)生在節(jié)線附近的齒根表面處。點蝕使齒面有效承載面積減小，點蝕的擴展將會嚴重損壞齒廓表面，引起沖擊和噪音，造成傳動的不平穩(wěn)。齒面抗點蝕能力主要與齒面硬度有關，齒面硬度越高，抗點蝕能力越強。點蝕是閉式軟齒面（HBS≤350）齒輪傳動的主要失效形式。 而對于開式齒輪傳動，由于齒面磨損速度較快，即使輪齒表層產(chǎn)生疲勞裂紋，但還未擴展到金屬剝落時，表面層就已被磨掉，因而一般看不到點蝕現(xiàn)象。 6.1.3 齒面膠合 在高速重載傳動中，由于齒面嚙合區(qū)的壓力很大，潤滑油膜因溫度升高容易破裂，造成齒面金屬直接接觸，其接觸區(qū)產(chǎn)生瞬時高溫，致使兩輪齒表面焊粘在一起，當兩齒面相對運動時，較軟的齒面金屬被撕下，在輪齒工作表面形成與滑動方向一致的溝痕，這種現(xiàn)象稱為齒面膠合。 6.1.4 齒面磨損 互相嚙合的兩齒廓表面間有相對滑動，在載荷作用下會引起齒面的磨損。尤其在開式傳動中，由于灰塵、砂粒等硬顆粒容易進入齒面間而發(fā)生磨損。齒面嚴重磨損后，輪齒將失去正確的齒形，會導致嚴重噪音和振動，影響輪齒正常工作，最終使傳動失效。 采用閉式傳動，減小齒面粗糙度值和保持良好的潤滑可以減少齒面磨損。 6.1.5 齒面塑性變形 在重載的條件下，較軟的齒面上表層金屬可能沿滑動方向滑移，出現(xiàn)局部金屬流動現(xiàn)象，使齒面產(chǎn)生塑性變形，齒廓失去正確的齒形。在起動和過載頻繁的傳動中較易產(chǎn)生這種失效形式。 6.2變位齒輪簡介 標準齒輪存在下列主要缺點： 1、 為了避免加工時發(fā)生根切，標準齒輪的齒數(shù)必須大于或等于最少齒數(shù)； 2、標準齒輪不適用于實際中心距不等于標準中心距的場合； 3、一對互相嚙合的標準齒輪，小齒輪的抗彎能力比大輪齒低。 為了彌補這些缺點，有效地改善齒輪的傳動性能，所以在工程中常采用變位齒輪。 用范成法加工齒數(shù)較少的齒輪時，常會將輪齒根部的漸開線齒廓切去一部分，如下圖。這種現(xiàn)象稱為根切。根切將使輪齒的抗彎強度降低，重合度減小，故應設法避免。 對于標準齒輪，是用限制最少齒數(shù)的方法來避免根切的。用滾刀加工壓力角為20°的正常齒制標準直齒圓柱齒輪時，根據(jù)計算，可得出不發(fā)生根切的最少齒數(shù)zmin=17。某些情況下，為了盡量減少齒數(shù)以獲得比較緊湊的結構，在滿足輪齒彎曲強度條件下，允許齒根部有輕微根切時，zmin=14。 下圖為齒條刀具。 齒條刀具上與刀具頂線平行而其齒厚等于齒槽寬的直線nn，稱為刀具的中線。中線以及與中線平行的任一直線，稱為分度線。除中線外，其他分度線上的齒厚與齒槽寬不相等。 加工齒輪時，若齒條刀具的中線與輪坯的分度圓相切并作純滾動，由于刀具中線上的齒厚與齒槽寬相等，則被加工齒輪分度圓上的齒厚與齒槽距相等，其值為，因此被加工出來的齒輪為標準齒輪（下圖a）。 若刀具與輪坯的相對運動關系不變，但刀具相對輪坯中心離開或靠近一段距離xm（圖b、c），則輪坯的分度圓不再與刀具中線相切，而是與中線以上或以下的某一分度線相切。這時與輪坯分度圓相切并作純滾動的刀具分度線上的齒厚與齒槽寬不相等，因此被加工的齒輪在分度圓上的齒厚與齒槽寬也不相等。當?shù)毒哌h離輪坯中心移動時，被加工齒輪的分度圓齒厚增大。當?shù)毒呦蜉喤髦行目拷鼤r，被加工齒輪的分度圓齒厚減小。這種由于刀具相對于輪坯位置發(fā)生變化而加工的齒輪，稱為變位齒輪。齒條刀具中線相對于被加工齒輪分度圓所移動的距離，稱為變位量，用xm表示，m為模數(shù)，x為變位系數(shù)。刀具中線遠離輪坯中心稱為正變位，這時的變位系數(shù)為正數(shù)，所切出的齒輪稱為正變位齒輪。刀具靠近輪坯中心稱為負變位，這時的變位系數(shù)為負數(shù)，所加工的齒輪稱為負變位齒輪。 采用變位齒輪可以制成齒數(shù)少于zmin而不發(fā)生根切的齒輪，可以實現(xiàn)非標準中心距的無側隙傳動，可以使大小齒輪的抗彎能力接近相等。 6.3 齒輪設計準則 齒輪在具體的工作情況下，必須具有足夠的、相應的工作能力，以保證在整個工作壽命期間內(nèi)不發(fā)生失效。齒輪傳動的設計準則是根據(jù)齒輪可能出現(xiàn)的失效形式來進行的，但是對于齒面磨損、塑性變形等，尚未形成相應的設計準則，所以目前在齒輪傳動設計中，通常只按保證齒根彎曲疲勞強度和齒面接觸疲勞強度進行計算。而對于高速重載齒輪傳動，還要按保證齒面抗膠合能力的準則進行計算（參閱GB6413—1986）。 由工程實際得知，在閉式齒輪傳動中，而對于硬齒面（HBS＞350）齒輪，按彎曲疲勞強度進行設計，接觸疲勞強度校核。 6.4 高-切變位弧齒錐齒輪傳動主要尺寸的確定 弧齒錐齒輪傳動的主要特點： 1、齒線是一段圓弧； 2、齒形較復雜，制造較難； 3、承載能力搞，運轉平穩(wěn)，噪聲小； 4、齒面呈局部接觸，裝配誤差及輪齒變形對偏載的影響不顯著； 5、軸向力大，其方向與齒輪的轉向有關； 6、可以磨齒。 弧齒錐齒輪傳動多用于大載荷、周速v>5m/s或轉速n>1000rpm,要求噪聲小的傳動；磨齒后可用于高速傳動（v＝40～100m/s） 6.4.1高-切變位弧齒錐齒輪主要尺寸的初步確定 齒輪類型 　 基準齒形參數(shù) 曲線齒 弧齒錐齒輪 埃尼姆斯齒形制 齒形角（度） 齒頂高系數(shù) 頂隙系數(shù) 螺旋角（度） 變位方式 齒高 0.82 0.2 高－切變位 等頂隙收縮齒 齒數(shù)多則傳動的重合度大，傳動平穩(wěn)，并且，在保證齒輪分度圓直徑不變的情況下，齒數(shù)增多可以減小模數(shù)、降低齒高、縮小毛坯直徑、減小滑動系數(shù)、提高抗膠合能力；同時，減輕齒輪重量、降低制造成本。但當齒輪傳動的承載能力主要取決于輪齒彎曲強度時，如閉式硬齒面?zhèn)鲃樱巳≥^少的齒數(shù)，一般可取Z1=17～20。由于采用變位齒輪，初步估定小圓錐齒輪的齒數(shù)Z1為15； 大輪齒數(shù) 圓整取取＝62 齒數(shù)比 傳動比誤差 誤差在范圍內(nèi) 小齒輪轉速 小齒輪功率 小齒輪轉矩 估算圓周速度 使用系數(shù)KA是考慮由于嚙合外部因素引起的動力過渡影響的系數(shù)。這種過載取決于原動機和從動機械的特性、質量比、聯(lián)軸器以及運行狀態(tài)。齒輥式破碎機屬于中等振動，取KA＝1； 齒向載荷分布系數(shù) 為軸承系數(shù)； 齒形系數(shù)； 齒寬系數(shù)＝1/3.5； 試驗齒輪的疲勞極限； 弧齒錐齒輪高變位系數(shù)（埃尼姆斯齒形制 ） ＝0.3 ； 弧齒錐齒輪切向變位系數(shù)（埃尼姆斯齒形制 ） ＝0.19 ； 按彎曲疲勞強度進行分度圓直徑的初步確定 模數(shù) 標準模數(shù)系列（GB1357-1987） 第一系列 1 1.25 1.5 2 2.5 3 4 5 6 8 10 12 16 20 25 32 40 50 第二系列 1.75 2.25 2.75 (3.25) 3.5 (3.75) 4.5 5.5 (6.5) 7 9 (11) 14 18 22 28 36 45 取m＝8mm 分度圓直徑 小輪分度圓直徑 圓周速度 與估算圓周速度 很相近，對使用系數(shù)KA、齒形系數(shù)不必修正； 齒輥式破碎機專用減速器為大載荷、圓周速度>5m/s、小齒輪轉速>1000rpm，則錐齒輪類型選擇正確，不再更正。 6.4.2高-切變位弧齒錐齒輪正交傳動的幾何計算 分錐角 錐距 齒寬 取兩者較小值 齒頂高 齒高 齒根高 齒頂圓直徑 齒根角 齒頂角 頂錐角 根錐角 外錐高 銑刀盤名義直徑 中點錐距 大端螺旋角 弧齒厚 當量齒數(shù) 端面重合度 K=0.709 齒線重合度 總重合度 6.4.3 高-切變位弧齒錐齒輪接觸強度校核 節(jié)點區(qū)域系數(shù) 彈性系數(shù) 當量圓柱齒輪分度圓 當量中心矩 當量齒頂圓直徑 當量端面齒形角 當量基圓直徑 當量嚙合線長度 當量端面重合度 當量縱向重合度 接觸強度計算的重合度系數(shù) 接觸強度計算的螺旋角系數(shù) 接觸強度計算的錐齒輪系數(shù) 使用系數(shù) 動載系數(shù) 齒向載荷分布系數(shù) 齒向載荷分配系數(shù) 齒寬中點分度圓上的名義切向力 接觸強度計算的有效齒寬 當量圓柱齒輪的齒數(shù)比 試驗齒輪的接觸強度疲勞極限 接觸強度計算的最小安全系數(shù) 速度系數(shù) 潤滑劑系數(shù) 粗糙度系數(shù) 齒寬中點法向模數(shù) 接觸強度計算的尺寸系數(shù) 計算接觸應力（正交傳動） 許用接觸應力 強度條件 合格 6.5高變位斜齒輪傳動主要尺寸的確定 斜齒輪傳動的主要優(yōu)點： 1、斜齒輪傳動比較平穩(wěn)，沖擊、振動和噪音較小，適宜于高速、重載傳動； 2、嚙合性能好。一對斜齒輪嚙合時，兩輪齒齒面接觸線是斜直線，輪齒是逐漸進入嚙合逐漸脫離嚙合的，因而傳動平穩(wěn)，振動和噪音?。? 3、重合度大。重合度隨齒寬和螺旋角的增大而增大，重合度大，則同 一瞬時嚙合的輪齒對數(shù)多，故承載能力高，傳動平穩(wěn)，適于告訴重載傳動； 4、斜齒輪不產(chǎn)生根切的最小齒數(shù)較直齒輪少，因此，斜齒輪機構可以更加緊湊。 對齒輪材料的要求：齒面有足夠的硬度和耐磨性，輪齒心部有較強韌性，以承愛沖擊載荷和變載荷。常用的齒輪材料是各種牌號的優(yōu)質碳素鋼、合金結構鋼、鑄鋼和鑄鐵等，一般多采用鍛件或軋制鋼材。當齒輪直徑在400～600mm范圍內(nèi)時，可采用鑄鋼。下表列出了常用齒輪材料及其熱處理后的硬度。 常用的齒輪材料 材 料 機械性能 / MPa 熱處理方法 硬 度 sb ss HBS HRC 45 580 290 正火 160~217 640 350 調(diào)質 217~255 表面淬火 40~50 40Cr 700 500 調(diào)質 240~286 表面淬火 48~55 35SiMn 750 450 調(diào)質 217~269 42SiMn 785 510 調(diào)質 229~286 20Cr 637 392 滲碳、淬火、回火 56~62 17CrNiMo6 1180 835 滲碳、淬火、回火 56~62 40MnB 735 490 調(diào)質 241~286 ZG45 569 314 正火 163~197 ZG35SiMn 569 343 正火、回火 163~217 637 412 調(diào)質 197~248 HT200 200 170~230 HT300 300 187~255 QT500-5 500 147~241 QT600-2 600 229~302 齒輪材料: 17CrNiMo6 熱處理方法： 滲碳、淬火、回火 滲碳淬火用于處理低碳鋼和低碳合金鋼，滲碳淬火后齒面硬度可達HRC56～62，齒面接觸強度高，耐磨性好，而輪齒心部仍保持有較高的韌性，常用于受沖擊載荷的重要齒輪傳動。 6.5.1高變位齒輪齒輪主要尺寸的初步確定 一般用分度圓柱面上的螺旋角β表示斜齒圓柱齒輪輪齒的傾斜程度。通常所說斜齒輪的螺旋角是指分度圓柱上的螺旋角。斜齒輪的螺旋角一般為 8°～20°，取β=12o；為抵消齒輪2的軸向力，采用左旋。 齒頂高系數(shù) 取法向齒形角標準值為＝20°，端面齒形角 ，。 齒寬系數(shù)按齒輪相對軸承非對稱布置，取 頂隙系數(shù) 取 u＝4 傳動類型：斜齒輪采用高變位， ， 根據(jù)傳動類型和、，選擇，這樣使齒輪的特性得到了很大的改善，應用變位齒輪可以避免根切，提高齒面接觸強度和齒根彎曲強度，提高齒面的抗膠合能力和耐磨損性能，此外變位齒輪還可以用于配湊中心距。 2軸的轉矩 綜合系數(shù) K=2.5 是指某種材料的齒輪經(jīng)長期持續(xù)的重復載荷作用后，齒根保持不破壞時的極限應力。影響的主要因素有：材料成分；力學性能；熱處理及硬化層深度、硬度梯度；齒坯加工方式（鍛、軋、鑄）；殘余應力；材料純度及缺陷等。ML表示對用于齒輪的材料和熱處理質量的最低要求，MQ表示可以由有經(jīng)驗的工業(yè)齒輪制造者以合理的生產(chǎn)成本來達到的中等質量要求，ME表示制造最高承載能力齒輪對材料和熱處理的質量要求。齒輪選用ME, 小齒輪的齒形系數(shù) 按彎曲疲勞強度進行初步確定： 取 6.5.2高變位斜齒輪外嚙合傳動的幾何計算 分度圓直徑 齒頂高 齒根高 齒高 齒頂圓直徑 齒根圓直徑 中心距 基圓直徑 齒頂圓壓力角 端面重合度 查圖得， 則 齒寬 縱向重合度 總重合度 6.5.3高變位斜齒輪接觸強度校核 小齒輪端面內(nèi)分度圓上的名義切向力 使用系數(shù) 小齒輪圓周速度 動載系數(shù) 接觸強度計算的齒向載荷分布系數(shù) （裝配時檢驗調(diào)整的非對稱支承） 接觸強度計算的齒間載荷分布系數(shù) 節(jié)點區(qū)域系數(shù) 彈性系數(shù) 接觸強度計算的重合度系數(shù) 接觸強度計算的螺旋角系數(shù) 試驗齒輪的接觸疲勞極限 FP5216B破碎機配有專用的減速器，能夠傳送強大的動力，同時又有足夠長的壽命，設計壽命為2萬小時。 當量循環(huán)次數(shù) 最小安全系數(shù) 潤滑劑系數(shù) 速度系數(shù) 齒面粗糙度 大齒輪及小齒輪的齒面平均粗糙度 相對平均粗糙度 粗糙度系數(shù) 齒面工作硬化系數(shù) 接觸強度計算的尺寸系數(shù) 計算接觸應力 許用接觸應力 強度條件 合適 6.6齒輪結構形式的確定 通過齒輪傳動的強度計算，只能確定處齒輪的嚙合參數(shù)及主要尺寸，至于齒輪的結構形式和其他各部分的尺寸，則需要進行結構設計才能確定。 6.6.1高-切變位弧齒錐齒輪結構形式 1、由于小弧齒錐齒輪 故做成齒輪軸結構。 2、大弧齒錐齒輪齒頂圓直徑 因此采用輪輻式鑄造齒輪 鑄鋼齒輪 取l＝100mm 6.6.2高變位斜齒輪結構形式 1、由于小斜齒輪 故做成齒輪軸形式。 2、大斜齒輪齒頂圓直徑 采用鑄造齒輪 7 傳動軸的結構設計與校核 軸是機器中的重要零件，各種作旋轉運動的零件都必須安裝在軸上，才能進行運動和動力的傳遞。因此軸的功能是支承旋轉零件及傳遞運動和動力。 軸的材料種類很多，要根據(jù)強度、剛度和耐磨性等要求，選擇材料種類和熱處理方式。軸的常用材料是碳素鋼和合金鋼。碳素鋼價格較低，對應力集中敏感性小，通常使用碳素鋼，最常用的是45號鋼，不太重要或受力較小的軸可以使用Q235等鋼材。合金鋼畢碳素鋼具有更高的機械強度和優(yōu)良的熱處理性能，但對應力集中較為敏感，對于受力較大又要減小軸的尺寸和重量，或者需要提高軸頸的耐磨性，或者在高溫、腐蝕等條件下工作的軸，可以采用合金鋼。在低于200℃的工作溫度下，合金鋼和碳素鋼的彈性模量相差不大，因此，使用合金鋼代替碳素鋼并不能提高軸的剛度。 熱處理可以明顯提高軸的強度（特別是疲勞強度）和耐磨性，因此要根據(jù)工作條件選用合適的熱處理方式。 軸的結構設計是根據(jù)軸上零件的安裝、定位及制造工藝等方面的要求，合理地確定軸的結構形狀和尺寸。工作能力計算是通過強度、剛度和振動穩(wěn)定性計算，保證軸具有足夠的工作能力和可靠性。大多數(shù)的軸只需進行強度計算，防止斷裂和塑性變形；對于剛度要求較高的軸（如機床主軸）才進行剛度計算，避免發(fā)生過大的變形；對于高速轉動的軸還要進行振動穩(wěn)定性計算，避免發(fā)生共振。軸的設計步驟通常是先擬定軸上零件裝配方案，然后裝配和制造要求，確定軸的結構形狀和尺寸，最后進行軸的強度校核，必要時進行剛度計算或振動穩(wěn)定性計算。 提高軸的強度措施： 1、改善軸的受力狀況 軸上零件的安裝位置、軸的結構對軸的受力影響很大，設計軸時應該充分加以考慮。當軸上有兩個以上的零件輸出扭矩，應該將輸入扭矩的零件盡量布置在軸的中間，而不是布置在軸的一端，這樣可以顯著降低軸上的最大轉矩。 2、減小應力集中 大多數(shù)軸是在變應力條件下工作的，主要失效形式為疲勞破壞。軸的截面變化處（如軸肩、鍵槽等）及過盈配合產(chǎn)生的應力集中是引起疲勞破壞的主要因素，因此設計軸的結構時，應盡量減少應力集中源和降低應力集中程度。合金鋼對應力集中較為敏感，設計時更應加以注意。 為減少應力集中，應盡量避免在軸上特別是應力較大不為處鉆孔、開槽或加工螺紋。軸肩處應采用圓角過渡，并且圓角不宜過小。當依靠軸肩定位的零件圓角半徑很小時，為增大軸肩的圓角半徑，可采用內(nèi)凹圓角或隔離環(huán)過渡。 軸的表面質量對疲勞強度也有顯著影響，因為軸表面的加工刀痕也是應力集中源，疲勞裂紋常發(fā)生在表面粗糙的部位，所以必須合理確定表面粗糙度。 此外，對軸進行表面熱處理（滲碳淬火、高頻淬火等）和表面強化處理（碾壓、噴丸等），也可以提高軸的疲勞強度。 3、軸的結構工藝性 軸的基本形狀確定后，需要根據(jù)裝配和制造工藝要求，對軸的細部結構進行合理設計。例如，為了減少裝夾工件的時間，同一軸上的鍵槽應布置在同一母線上；為了減少道具種類，軸的鍵槽寬度、圓度、退到草和砂輪槽等應盡量采用相同的尺寸，并符合有關的標準；為了去掉毛刺和便于裝配零件，軸段端部應該倒角；過盈配合零件裝入端通常要加工出導向錐面；磨削處應有砂輪越程槽，車削螺紋處應有退刀槽。 7.1 輸入軸的結構設計 7.1.1 確定軸的最小直徑 軸的結構設計包括軸的形狀、軸的徑向尺寸和軸向尺寸。軸的結構設計是在初估軸頸基礎上進行的。 為了滿足設計要求，保證軸上零件的定位和規(guī)定，便于裝配，并有良好的加工工藝性，所以選擇階梯軸形。裝滾動軸承的定位軸肩尺寸應查有關的安裝尺寸。為便于裝配及減小應力集中，有配合的軸段直徑變化處做成引導錐。在一根軸上的軸承一般都取一樣型號，使軸承孔尺寸相同，可一次鏜孔，保證精度。 輸入軸為齒輪軸結構，選取軸的材料為20Cr，滲碳、淬火、回火處理。初估軸的最小直徑，可得 擬定軸上零件的裝配方案如下圖所示 7.1.2 按軸向定位要求確定各軸段直徑和長度 軸段（1）左端聯(lián)接限矩型液力聯(lián)軸器，如下圖所示 聯(lián)軸器的聯(lián)接尺寸為181mm，取減速器伸出軸段部分的長度為190mm；與聯(lián)軸器聯(lián)接的孔徑為54mm，因此取軸段（1）的直徑為54mm。 軸段（2）上裝有單列圓錐滾子軸承，外力在兩支點外作用，安裝選用反安裝結構，能使軸的支撐有較高的剛度。軸承間隙是靠軸上的圓螺母來調(diào)整的，軸上要加工螺紋。為了調(diào)節(jié)圓錐齒輪的軸向位置，把一對軸承放在同一個套杯中，套杯則裝在外殼的座孔中，通過增減套杯端面與外殼之間的墊片厚度即可使圓錐齒輪軸的位置發(fā)生改變，從而調(diào)整錐齒輪嚙合的接觸區(qū)。 單列圓錐滾子軸承的特性： 1、額定動載荷比1.5～2.5，能限制軸和外殼在一個方向上的軸向位移； 2、在徑向載荷作用下會產(chǎn)生附加軸向力，一般成對使用，對稱安裝； 3、能承受較大的徑向負荷和單向的軸向負荷，極限轉速較低； 4、內(nèi)外圈可分離，軸承游隙可在安裝時調(diào)整，適用于轉速不太高，軸的剛性較好的場合。 選擇軸承代號為32312 T=48.5mm d＝60mm D=130mm 軸承左端裝有圓螺母 D dk d1 M n t C C1 M60*2 90 79 12 8 3.5 1.5 1 和圓螺母用止動墊圈 規(guī)格（螺紋大徑） d D D1 S b a h 每1000個的重量Kg 60 61 94 79 1.5 7.7 57 6 28.4 由此確定軸段（2）的直徑為60mm，長度為59mm。 軸段（3）裝有套