300KW型弹簧圆锥破碎机结构设计【2013年最新整理毕业论文】

毕 业 设 计（说明书） 2014 届 题 目 300KW 型弹簧圆锥破碎机 专 业 机械设计制造及其自动 化 学生姓名 冯艳 学 号 10082338 指导教师 李兵 论文字数 17573 完成日期 2013 年 12 月 湖 州 师 范 学 院 教 务 处 印 制 II 原 创 性 声 明 本人郑重声明：本人所呈交的毕业论文，是在指导 老师的指导下独立进行研究所取得的成果。毕业论文中凡引用他人已经发表或未发表的成果、数据、观点等，均已明确注明出处。除文中已经注明引用的内容外，不包含任何其他个人或集体已经发表或撰写过的科研成果。对本文的研究成果做出重要贡献的个人和集体，均已在文中以明确方式标明。 本声明的法律责任由本人承担。 关于毕业论文使用授权的声明 本人在指导老师指导下所完成的论文及相关的 资料（包括图纸、试验记录、原始数据、实物照片、图片、录音带、设计手稿等） ，知识产权归属湖州师范学院。 本人完全了解 湖州师范学院 有关保存、使用毕业论文的 规定，同意学校保存或向国家有关部门或机构送交论文的 纸质版 和电子版，允许论文被查阅和借阅；本人授权 湖州师范学院 可以将本毕业论文的全部或部分内容编入有关数据库进行检索，可以采用任何复制手段保存和汇编本毕业论文。如果发表相关成果，一定征得指导教师同意，且 第一署名单位为湖州师范学院。本人离校后使用毕业论文或与该论文直接相关的学术论文或成果时，第一署名单位仍然为湖州师范学院。 论文作者签名： 日 期： 指导老师签名： 日 期： III 300KW 型弹簧圆锥破碎机结构设计 摘要 ： 本次毕业设计主要 完成对 300KW 弹簧圆锥破碎机的部分结构的设计和完善 。首先对弹簧圆锥破碎机 做了简单的介绍；接着分析了 弹簧圆锥破碎机 选型原则及计算方法；然后根据这些设计准则与计算选型方法按照给定参数要求进行选型设计；接着对所设计的装配机各主要零部件进行了校核。 弹簧圆锥破碎机 由 六 个主要部件组成： 机架部分 、 传动轴部分 、 球面轴承部分 、 动锥部分、调整环部分 。最后，提出了 弹簧圆锥破碎机 设计过程中存在的不足，以便于今 后设计的改进。本次 弹簧圆锥破碎机 的设计代表了设计的一般过程，对今后的选型设计工作有一定的参考价值。 关键词： 弹簧，圆锥，破碎机，传动机构 IV Structure Design of 300KW Spring Cone Crusher Abstract: The graduation project is mainly to complete the design and improvement of 300KW spring cone crusher part of the structure. Firstly, spring cone crusher machine is introduced. Secondly, the spring cone crusher automated assembly machine selection principle and method of calculation are analyzed. Then according to these design principles and calculation methods in accordance with the requirements of the given parameters of type design. Then on the design of the major components assembly machine was checked. Spring cone crusher consists of six major components: frame part, drive shaft parts, spherical bearing parts, moving cone section, part of the adjustment ring. Finally, the lack of spring cone crusher design process exists to facilitate future design improvements. The spring cone crusher design represents the general process of designed, selection of design work for the future has a certain reference value. Key words: Spring； cone； crusher； transmission 目 录 第 1 章 绪论 . 1 1.1 导言 . 4 1.2 发展历史 . 4 1.3 存在问题及发展趋势 . 5 第 2 章 破碎机的总体设计方案 . 6 2.1 弹簧破碎机的型号分类 . 6 2.2 圆锥破碎机的基本工作原理 . 6 2.3 弹簧破碎机的各部分结构及功用 . 7 第 3 章 圆锥破碎机的结构参数和工作 参数的选择与计算 . 10 3.1 圆锥破碎机的的运动学 . 10 3.2 圆锥破碎机的动力学 . 13 3.2.1 破碎锥的惯性力和惯性力矩 . 14 3.2.2 偏心轴套的惯性力 .错误 !未定义书签。 3.3 偏心部分的运动状态 . 17 3.4 结构参数 . 19 3.4.1 给矿口宽度与排矿口宽度 . 19 3.4.2 啮角 . 20 3.4.3 破碎机的摆动行程 . 20 3.4.4 平行碎矿区 . 21 第 4 章 圆锥破碎机的工作参数的选择与计算 . 22 4.1 工作参数 . 24 4.2 破碎锥的摆动次数 . 24 4.3 生产率 . 6 4.4 电动机功率 . 25 第 5 章 电动机的选择及轴的计算 . 26 5.1 主电动机的选择及传动比的分配 . 26 5.1.1 电动机的选择 . 26 5.2 传动装置的运动和动力参数 . 26 5.2.1 传动轴的设计计算 . 26 5.2.2 滚动轴承的选择和寿命验算 . 32 5.3 传动零件的设计 . 33 5.3.1 齿轮的计算 . 33 5.3.2 齿轮的校核 . 34 第 6 章 带的设计和计算 . 37 6.1 带传动的设计及其计算 . 37 6.1.1 确定计算功率 . 37 6.1.2 选择 V 带的带型 . 37 6.1.3 确定小带轮的基准直径并验算带速 . 37 6.1.4 确定 V 带的中心距和带轮的基准长度 . 38 6.1.5 验算小带轮上的包角 . 38 6.1.6 确定带的根数 . 39 6.1.7 计算单根 V 带的初拉力值的最小值 . 39 6.1.8 计算压轴力 . 39 6.2 带轮的结构设计 . 40 6.2.1 小带轮的结构设计 . 40 6.2.2 大带轮的结构设计 . 41 结 论 . 42 参考文献 . 43 致 谢 . 44 附录 图纸列表 . 45 湖州师范学院本科毕业论文 1 第 1章 绪论 湖州师范学院本科毕业论文 2 湖州师范学院本科毕业论文 3 湖州师范学院本科毕业论文 4 1.1 导言 在日常的生活和生产中破碎设备具有非常广泛的应用，例如：冶金，煤炭，矿山，建筑，环保等行业，它是将直径比较大的物体破碎成直径较小的物 体颗粒。 在破碎设备中，弹簧圆锥破碎机它的优点比较突出，他生产效率较高，破碎后的产品质量好，符合在矿产区环境下工作的要求，因此圆锥破碎机成为矿业上的主要破碎设备。 中国最早的圆锥破碎设备是在前苏联的圆锥破碎机为基础，制造研发而成的，但最早的圆锥破碎机存在着很多的问题。在科研人员的在不停的改进下，现阶段我国的圆锥破碎设备破碎的物料范围在不断的扩大，同时也在不停的朝着可靠，高效，低耗，节能，自动化等方向发展。 1.2 发展历史 目前的破碎设备根据工作原理、生产环境和结构特征的不同，主要可以分成颚式破碎机、旋回式破碎机、圆锥破碎机、辊式破碎机和冲击式破碎机 1。 1. 颚式破碎机。 颚式破碎机是最先发明的破碎设备，第一架颚式破碎机是在美国发明的。它结构简单，却很实用，在生产中发生故障也很容易修复，所以被广泛的应用在了各种需要破碎的行业中 。 但也存在着诸如破碎的性能和生产力低 等 诸多问题 ，以改善颚式破碎机，在国内外相继研制出了各种型号的颚式破碎机来改善其存在的缺点。经过改善之后的破碎机主要的型号有以下几种：简摆双腔颚式破碎机，它改变了产品的直径大小和破碎比，还可以连续的进行工作，提高生产效率；双动颚颚式破碎机，它改变了原有 破碎机的结构，使得生产效率和使用寿命都有所提高；外动颚匀摆颚式破碎机，它的工作原理是通过动颚和连杆的分离从而改变动颚的运动轨迹，所以改变其中机构的参数就能把动力传递给动颚，改善之后的破碎机外形相对较低、工作效率高、处理能力强、操作方便等优点；振动颚式破碎机，它是通过内部产生的惯性力再加上高频振动对矿石进行破碎的，所以所具有破碎力度相对大、破碎比较高等特点。 2. 旋回式破碎机。 旋回式破碎机属于大型破碎设备，是用于大型矿石破碎及坚硬物料破碎的主要设备，于矿业、冶金、化工和水利等行业广泛应用。回旋式破碎机的动锥安装 在主轴上，在动锥和定锥中间装有衬板，从而形成了破碎腔，电动机将动力通过传动装置传给动锥，使动锥能够连续的对矿石进行破碎，矿石的排出是靠其自身的重力来完成排出。旋回式破碎机是连续工作的，具有较高的生产效率，所以回旋式破碎机的生产效率大约是颚式破碎机的 2 倍。所以回旋式破碎机相对于颚式破碎机有较高的生产效率、产品质量高、破碎比大等特点。 3. 圆锥破碎机。 圆锥式破碎机主要应用在矿业上，因为它能破碎硬度较大的材料，且生产效率高，产品质量也高，它主要用于细碎和中碎。圆锥破碎机其内部由于主轴上的偏心套的运动，使得动锥运动， 导致动锥衬板与固定衬板之间的距离反复变化，使物料在破碎腔中被破碎。液压圆锥破碎机是经过简化湖州师范学院本科毕业论文 5 后得到的，调节棑矿口来适应液压装置。 1.3 存在问题及发展趋势 相对于以前来说，破碎机发展主要存在着的问题如下 5： 1. 在新型耐磨材料的应用较少。 目前，破碎机的材料选择的通常为传统材料，例如：高锰钢、高铬铸铁等。其实破碎机中的耐磨件应该采用较好的抗磨损材料构成，可以有效的提高破碎机的使用寿命。因此，开发、寻找新的耐磨材料代替传统材料为当前的发展趋势。 2. 操作系统的应用程序水平较低。 3. 制造工艺水平较差。 破碎机的重点 研发基础为制造工艺水准，由于缺乏先进的工艺设备使得破碎机的加工工艺比较粗放，导致加工精度低、稳定性差，还减少了受用寿命。所以需要先进的加工艺术来改变现状。 当前我国使用的破碎机有大、中、小型之分，其种类、规格、制造工艺都在逐步完善，以满足市场需求。但在这基础上，我国的破碎机的努力方向是高质量，高可靠性，低耗能等。 湖州师范学院本科毕业论文 6 第 2章 破碎机的总体设计方案 2.1 弹簧破碎机的型号分类 根据破碎机中破碎腔型的不同，可以把现有的圆锥破碎机大致分为三种：标准型的，中间型的和短头型的，其中标准型与短头型应用较为广泛。 我国生产 的圆锥破碎机的型号的表示与汉字拼音字母、机器动锥底部的直径有关，如 PYB1200，PYZ1200 和 PYD1200，其中 P 表示破碎机， Y 表示圆锥， B 表示标准型， Z 表示中间型， D 表示短头型， 1200 表示动锥的底部直径。 液压保险和弹簧保险两种类型是由根据调整排矿口和过载时的保险方式来划分的。 本次的设计方案是采用底部直径为 2100 的小型弹簧圆锥破碎机，即 PYB2100。 2.2 圆锥破碎机的基本工作原理 如图 2-1 所示，由电动机 1 带动带轮 2 运动，从而使传动轴 3 转动，固定在传动轴 3 上的小锥齿轮带动 6 偏心轴套上的 大椎齿轮 5 运动，使偏心轴套绕中心线做圆周运动，主轴 7 插在偏心轴套的锥形孔中，动锥 8 固定在主轴上，偏心轴套在主轴运动时也一同运动，主轴的中心线绕轴套的中心线做锥面运动。当运动至图示位置时动锥 8 靠近 9 定锥，同时碾压之间的物料，使之破碎。 1 电动机 2 带轮 3 传动轴 4 小锥齿轮 5 大锥齿轮 6 偏心轴套 7 主轴 8 动锥 9 定锥 10 分料盘 11 进料口 图 2-1 圆锥破碎机 湖州师范学院本科毕业论文 7 而另一边已经破碎的物料由于自身的重力影响从出料口出去，就这样不断的循环，从而进行破碎。由于圆锥破碎机的动锥是转动的，所以可以对矿石进行连续的破碎，因此生产效率较高。 2.3 弹簧破碎机的各部分结构及功用 1 机架下盖； 2 止推盘了； 3 偏心轴套； 4 直衬套； 5 机架中心套筒； 6 大伞齿轮； 7 平衡重； 8 方销； 9 进水管口； 10 机架； 11 球面轴承座； 12 球面轴承； 13 挡油环 14 衬板； 15 弹簧； 16 毛毡密封； 17 固定环（支承环）； 18 弧形齿板； 19 锁紧螺帽； 20 制动齿板； 21 分 矿盘； 22 漏斗； 23 支承罩； 24 “U”型螺栓； 25 定锥衬板； 26 耳环； 27 注黄油孔； 28 调整环； 29 螺栓； 30 动锥； 31 缘； 32 环形油槽； 33 排水管口； 34 传动轴套筒； 35 小伞齿轮； 36 排油口； 37 锥衬套；38 主轴； 39 进油口 图 2-2 1200 标准型圆锥破碎机 湖州师范学院本科毕业论文 8 如图 2-2 所示，标准的弹簧圆锥破碎机的主要组成部件：动力部分，传动部分，偏心轴套部分，动锥部分，定锥部分，球面轴承部分和调整环部分。 弹簧圆锥破碎机的机架部分就是一台机器的基本外壳，它大致由上部配件等组成，偏心轴的外部机架中心套筒，以及传动轴外套部分组成。如图中所示，上部配件是指破碎机的入料口和入料口的支架部分，它是破碎机的最上边的部分，入料口可以根据生产条件的不同进行调节来控制物料进入的多少。图中 34 为安装和保护传动轴而设计的传动轴套筒，它与偏心轴套的外部机架相连接，再用螺钉将两者固定。安装主轴的 部分叫偏心轴套，它直接安放在机架中心轴筒 5 中，机架中心轴筒并不与外部机架直接接触，它们直接隔着直衬套 4。直衬套起着缓冲作用，所以直衬套的损耗比较严重，尤其是以前直衬套用青铜制作的时候。随着材料学的不断发展，直衬套也开始用更耐磨的尼龙材料来代替，大大的减少的生产的成本。由于直衬套是直接放在外部机架中的，在生产时很容易上移变位，所以大多数的圆锥破碎机的直衬套上都开有两个小口，其上以压板起固定作用。 圆锥破碎机大都由大功率的电机作为动力，通过联轴器或者带轮将动力传给安装在传动套筒中的传动轴，传动轴的另一端安装了小 锥齿轮 35，在偏心轴套上安装另一大锥齿轮 6，两者相啮合，将动力传递给了偏心轴套。传动轴上的轴承一般为滚动轴承，由于传动轴的转速不高，但传动力很大，所以对于轴承寿命较低，最常采用的就是将两个轴承并列使用，以延长轴承的使用寿命。 圆锥破碎机的核心为安装有偏心轴套的主轴，它是由偏心轴套 3，大锥齿轮 6 和锥衬套 37 组成。大锥齿轮安装在偏心轴的顶部，通过键实现固定。锥衬套直接压入偏心轴中，再用压板将其固定。 偏心轴套的下面就是机器的机架下盖 1，它们之间隔着四片止推盘，止推盘的作用是起缓冲作用。安装在最下面的止推盘与底盖 相接触，最外围有三个爪卡，与底盖的三个槽相对应，卡紧后这个止推盘就不会转动了。最上边的止推盘是由钢制成的，它与偏心轴套相接触，同时用销将两者连接，所以它与偏心轴套是同时运动的。中间的两个止推盘，在上边的是由铜制成的，下边的一块是钢制成，上边有通润滑油用的槽。偏心轴套的旋转也是主要靠这两片止推盘实现的，所以这两片止推盘的是损耗是最严重的。 球面轴承 12 和它的轴承座 11 组成了球面轴承部分。轴承座的外面装有一圈挡油环，挡油环的作用是防止球面轴承中挤出的油流到外圈的水中。挡油环的外圈也有一圈环形的槽，在里面装水用来 防尘。球面轴承用销子固定在轴承座中。最新的球面轴承也开始使用尼龙材料，比起原先的青铜制成的球面轴承，尼龙制造的耐磨度更高，使用寿命也更长。 动锥和定锥之间的相互运动产生了破碎物料的力，动锥部分是由主轴 38 和动锥体组成的，利用热压将它们装配在一起。衬板 14 固定在动锥的外部，衬板是由锰钢制成以保证硬度。为了使衬板与动锥配合得更加精密，所以在它们之间加有铸锌。用锁紧螺帽 19 将衬板和动锥配合的上部锁紧。 破碎机工作时，物料从进矿口 22 进入落到分料盘 21 上。主轴的最上端安装的是分料盘，随着主轴的转动粉料盘不断的晃动， 而落在分料盘上的物料也会随着粉料盘的晃动被撒落到破碎腔里进行破碎。破碎完成的物料，则会从锥体的下面落到运输带上运走。 湖州师范学院本科毕业论文 9 调整环部分是由两个圆锥体组成，外圆锥的内环和内圆锥的外环都有锯齿状的螺纹，所以可以通过旋转内锥体使定锥上升或者下降，从而改变排矿口的大小。内锥体上留有 7 个缺口，定锥衬板25 上也有相对应的耳环 26，都用螺栓连接，将定锥体固定在调整环上。 机架上的追免于固定环的锥面是相配合的。固定环上有 16 组弹簧 15，弹簧均匀的分布在固定环的外圈上。利用弹簧的压力，将固定环压在压在机架上。同时，弹簧能够保证在不 能破碎的物体进入破碎腔时，起到一个保险的作用。破碎机的大部分机构都是有相对摩擦运动的，为了保证破碎机能够正常运动，必须保证机体内部有良好的润滑。所以在破碎机的内部，各个摩擦面上有稀油进行润滑。中心套筒的底盖上留有进油口 37，使得润滑油可以进入到偏心轴套下的止推盘中，止推盘的结构上设有放射性的油槽，所以油在经过中心油孔时，也能有效的进入止推盘中。润滑油再向上通过主轴内的中心油孔和偏心轴套的外表面，进行润滑其中相摩擦的歌部分。润滑油最后到达球面轴承和锥齿轮部分，通过出油口 38 出油。 轴承 有单独的 油路给油 与 排油循 环进行 ，从而达到 润滑 效果 。 破碎机在破碎时，特别是中细型的破碎机破碎时，产生的灰尘非常的严重，这些灰尘将会严重的影响到破碎机的使用寿命，所以破碎机的防尘装置也很重要。现阶段一般的弹簧圆锥破碎机的都采用的是水封防尘来进行防尘。 结构为：球面轴承座上设计有能够盛水的沟槽，通过领缘使沟槽与动锥相连接，领缘固定在动锥上可以阻挡灰尘，是灰尘进入水中，从而防尘 。 防尘水从进水管口 35 流入沟槽把灰尘由排水管口36 带走。 破碎机设的机架上装有起保险作用的一圈弹簧。由于定锥和固定环可以上下运动，动锥与定锥之间的间距会反复变换， 当有不可破碎的矿石进入破碎机时 ， 会从出矿口排出，这样就可以有效的保护机械。 湖州师范学院本科毕业论文 10 第 3章 圆锥破碎机的结构参数和工作参数的选择与计算 3.1 关于圆锥破碎机原理的运动学 位于圆锥破碎机的行腔位置中，破碎锥的轴线会绕着机器的轴线做圆锥面运动，它们的轴线相交与点 O，之间的夹角为 1= ，圆锥破碎机在工作时，圆锥运动的顶点为 O， 其保持静止。 由于支撑结构存在的特点，破碎锥在生产时不但随着偏心轴套运动时绕机器的中线做圆锥面运动，同时也围绕着自己的轴线做旋转运动。 因此，进给运动 与自转运动共同组成了破碎锥的合成运动。这里所说的进给运动（同时也可以称之为牵连运动），也就是指破碎锥以机器的轴线为旋转中心作锥面运动。还有这里的自转运动，就是指破碎锥不仅在做进给运动，而且同一时间也会以自己的轴线为中心作自转运动。把这两个运动合成了一个复杂的运动，把这种运动称之为破碎锥的合成运动。破碎锥绕瞬 时轴线旋转的角速度向量o，而o就能分解成两种不同的向量之和，分别就是 进给角速度向量 和自转角速度向量 1 的向量和。 由于 破碎锥的绝对角速度向量 o 、自转角速度向量 1 和进动角速度向量 存在这种几何关系，所以可得到以下方程 ： sinsin 1o (3-1) co sco s 1o (3-2) 图 3-1 破碎锥的角速度向量图 湖州师范学院本科毕业论文 11 联立 3-1 和 3-2 可得 得： )sin(sino (3-3) 公 式中 的 就是 瞬时轴线与机器 轴 线间的夹 角。 如果 和 为定值， 就可以得到 )(o f 的函数关系 ， 如图 3-2 所示 。 从图中可以 得知 ， 在 o 90 的情况下 ，0会 有最小值 ，即 ： sinmino (3-4) 又在 0 时， 0有最大值： maxo (3-5) 由于破碎锥的瞬时轴线不是固定的，所以破碎机在有载和空载时也是不相同的。 图 3-3 空载时破碎锥的角速度向量图 图 3-2 与角 的关系曲线 湖州师范学院本科毕业论文 12 破碎机在空载时的角速度向量图如 3-3 所示，它会产生两种极限的情况。这两者情况是由很多情况引起的，可能是机器本身的安装问题，也有可能是机器的润滑 问题引起的。这两种情况分别是： 1. 如果 01，则有 0， 这时破碎锥的瞬时轴线就与破碎机的轴线相重合。而际生产中，这种情况是不允许出现的。如果发生这种状况，说明主轴可能被偏心轴套抱住而同时运转。造成这种情况的原因，有可能是制造的问题，也有可能是破碎机内润滑的问题。 2. 如果 1， 则说明这台破碎机的各方面都是良好的，可以正常的生产使用。同时就能借助平行四边形的法则作为依据来计算，就可以解出0的方向和大小。 根据 图 3.3 得出，因为0o，oo oo ， 同时 0o 是 等腰三角形， oo o ， 所以得： 2902 -180-180 ooo (3-6) 根据已知和上式条件算得 圆锥破碎机 角度 o 5.90 。 算出0的大小 为 ： 0 2 c o s 9 0 - 2 (3-7) 由上式可知：条件为 破碎机 没有加负 载时，破碎锥的绝对角速度0的转动方向与偏心轴套的回转方向 是相同的。 破碎机在实际的生产中，由于有矿石的加入，所以矿石在破碎锥上会产生一个阻碍破碎锥运动的摩擦力， 这个力也大于偏心轴套对于破碎锥的摩擦力。这将导致破碎锥的瞬时轴线产生变化，这个变化和矿石与破碎锥的接触点有关。因为破碎锥与矿石的碰撞是随机的，所以 可以 将 破碎锥的 轴线近似的看做为 瞬时轴线 。这时它的 角速度 0就等于破碎锥轴线上 B 点的速度。 如图 3-4 所示， oz 轴上的 B 点 会 绕 着破碎锥的 瞬时轴线以角速度 0转动 ，所以 B 点的速度为： 图 3-3 负载时破碎锥速度计算图 湖州师范学院本科毕业论文 13 oB -c (3-8) 其中 式中 的 c 表示 B 点 到 瞬时轴线的垂 直 距 离 。 又因为 oz 轴上的 B 点绕 oz 轴以角速度 转动， 所以 B 点的速度 也可以表达 为： rV0B (3-9) 式中0r表示 B 点 到 oz 轴的垂 直距离 。 因此， 可联立方程得到 ： rc V00B (3-10) 即 ： cr 00 - (3-11) 公式 3-11 中 的 负号 的意义是指 o的转动方向与 的转动方向 是不一致的 。 参照现有破碎机的具体相关尺寸之后 ， 就可以得出 05.004.00cr 。 破碎机 在正常工作状态之下 ， o5040 min = 。 也可以知道破碎机的 绝对角速度 0的转动方向与 偏心轴套的转动方向 是完全相反的 。 3.2 关于 圆锥破碎机 原理 的动力学 由于圆锥破碎机的特殊结构，它的主轴在工作时时进行一个圆锥面的运动，所以导致破破碎机的偏心轴套和破碎锥的重心都不在他运动的中心线上，所以在工作时，偏心套轴和破碎锥会产生一个惯性力，还有对固定点 O 的一个惯性力矩。正常运转是，惯性力将作用在机架上会产生周期性的动载荷，导致极佳的震动和偏心轴套的偏斜。所以在工作时，会对机器产生严重的影响。为了有效 图 3-4 牵连惯性力对 ox ,oy ,oz 轴的力矩 湖州师范学院本科毕业论文 14 的消除有害影响，有必要对惯性力以及惯性力矩的大小与方向做更近一步的研究。 3.2.1 破碎锥的惯性力和惯性力矩 参照 圆锥破碎机 原理 的运动学分析， 其 破碎锥 所作的运动是 规则 的 。 在现实生产中，要能够让破碎锥 的运动具有 规则 性 ， 就还需要有一个外力的力矩作用，也就是说 ， 为了 使破碎锥 的运动具有规则 性 ， 要在 破碎锥上作用 一个和 外力力矩大小相等 且 方向相反的惯性力矩。 为了能够达到上述目的，采用下列方式来算出作用在破碎锥上的惯性力： 建立一个定坐标系 oxyz ，其中 o 为原点，角速度向量 和 oz 轴相同，同时与破碎机的中心线重合（示例如图 3-4）；建立动坐标系 zyox ，让相对角速度向量 1 与 oz 轴保持一致，就是和破碎锥的轴线重合。 并且使 ox 轴位于 oz 轴与 oz 轴构成的平面内， 即 oy 轴 与 该平面 相 垂直。 以 oy 轴的正 方 向一端 为原点观察 ， 从 到 1 转到一个 角的方向 的转向 是正的。 用微分的方法把 破碎锥分成 若干 垂直并对称于 oz 轴的薄圆片。 用 iP 表示任一 个 薄圆片 上的任一 质点， 那么它的 绝对加速度 pia 为： kirieipi aaaa += (3-12) 式中 的 eia表示 牵连加速度， 2eiei ra (3-13) eir为 iP 到 oz 轴的垂 直长度 ； ria 相对加速度， 21riri ra (3-14) rir 为 iP 至 oz 轴的垂 直长度 ； kia 哥式加速度， )s in(2 ririki VVa (3-15) riV 是 iP 的相对 加速度。 假 设 im 为 质点 iP 的质量， 那么作用在 质点 iP 上的惯性力 就是 ： 2eiieiiei rmamC (3-16) 21riiriiri rmamC (3-17) )s i n (2 ririikiiki VVmamC (3-18) 接下来 就 能够来确定 牵连惯性力、相对惯性力、哥式惯性力 分别 对 ox 、 oy 、 oz 轴的力矩。 1. 首先计算出 牵连惯性力 分别 对 ox 、 oy 、 oz 轴的力矩 大小。 质点 iP 上的 牵连力 大小为 2eii rm，将这个牵连力分解成 ox、 oy 两个方向可得 ： 2i2eiie ix c o s x mrmC (3-19) 2i2eiie iy s in y mrmC (3-20) 若设 沿坐标轴方向的力矩向量为正 ，将质点的惯性力分解后分力对于 ox 、 oy 、 oz 轴的力矩为： 湖州师范学院本科毕业论文 15 2iex zy mM zx mM 2iey 2i2ie z xy myx mM (3-21) 从 图 3-4 可知： zxx s in-c o s yy= xxz s inc o s (3-22) 将公式（ 3-17）代入公式（ 3-16）中 算出 ： 0i2e x zymM (3-23) 由于 破碎锥 的结构是呈左右相对称的，而 对称 轴为 oz ， 因此 破碎锥对于 oz 轴的离心转动惯量为 0 =zymi。 )s inc o s)(s in-c o s(i2e y xzzxmM )-(c o ss in)s in-( c o s 2222i2 zxzxm )-(c o ss in 22i2 zxm )(-)(c o ss in 2222i2 yzyxm )-(c o ss in 2xi2zi2 rmrm )-(co ss in 212 JJ (3-24) 式中 0i =zxm， zr 和 xr 依次表示点 iP 到 oz ， ox 轴的距离， 从而算得 1J 和 2J 依次表示 破碎锥对 oz 和 ox 轴 上 的转动惯量 大小 。 0)s in-c o s(i2i2e z zymyzxmM (3-25) 式中 0i =yxm， 0i =yzm。 2. 计算 相对惯性力 对 ox 、 oy 、 oz 轴的力矩 由于相对角速度 1 是固定不变的，就是一个常数，因此相对加速度只有一个向心加速度来构成的。同时，又由于破碎锥的结构是呈对称的，还以 oz 为轴心线，所以破碎锥内部的任意一个对称质点的惯性力都是大小相等方向相反的，那么整个破碎锥对轴的惯性力作用等于零。 3.哥式加速度 作用在 ox 、 oy 、 oz 轴的力矩 大小。 若 移到 iP 处 后 ， 就可以把 沿 ox 和 oz 轴分解为 x 和 z ，其 大小 为： sinx (3-26) cosz (3-27) x 和 z 可以组成一个 平面 ，并且这个平面与 坐标面 ozx 平行， 所以 哥式加速度 可以沿 ox 和oz 轴 分解，分解后的向量如图 3.6 所示： 1rrk i x c o s22s in2 rVa z (3-28) 它的 方向 与 r 线的离心方向 一致 。 图 3. 6 哥氏惯性力对 ox ,oy ,oz 轴的湖州师范学院本科毕业论文 16 s i n2c o sc o s2)-2s i n (2 11rrxk i z xrVa (3-29) 它 垂直于 oyx 平面 并且 与 oz 轴反向。 因此，哥式加速度分量的惯性力 大小 为： r1ik ixik ix c o s2 rmamC (3-30) s in21ik iz ik iz xmamC (3-31) 因为kixC会 通过 oz 轴， 并 且破碎锥 是对称的形状，它的 每两个对称质点 都大小相同方向相反，所以造成的惯性力彼此平衡，所以它对轴的力矩为零。所以 ，这两个 质 点的惯性力组成 了 一个力偶，作用面平行于坐标面 ozx ，力偶矩等于： 21i1i s in42-s in2 xmxxm (3-32) 由于 整个破碎锥的哥式惯性力 都是由这些 在力偶组成， 所以 它们对于 ox 、 oy 、 oz 轴得力矩为： 0kx =M (3-33) 2i11ik y 4s ins in4 xmxmM (3-34) 0kz =M (3-35) 因破碎锥 是对称的，对称线为 oz ， 有 2i2i ymxm =， 所以 12ri22i2i 2)(24 Jrmyxmxm =+= (3-36) 其中 i2m 表 示 一对质点的质量。 所以 可 得 ： JJxmM s i n-s i n-4s i n 11112i1k y (3-37) 各惯性力对 ox 、 oy 、 oz 轴的力矩之和为： 0k x r x e x x =+= MMMM (3-38) kyr y e y y MMMM += JJJ s in-)(co ss in 11212 )c o s-1(s in112111 J JJJ (3-39) 0k z r z e z z =+= MMMM (3-40) 一般为了破碎锥上的计算起来比较方便，人为的将破碎锥锥体微分为若干个的单元体来进行分析 （图 3-5） 。计算时只要求出每个单元体的转动惯量，然后将其综合，就可以得到破碎锥的整体转动惯量。转动惯量的大小可用以下公式计算： )-)(-(2 21 1ii4 1i4i2ii1i1 ZZRRgrRmJJ = 2ii1ii22 21 ZmJJJ += )-)(-(41)-)(-(31 1ii4 1i4i3 1i3i2 1i2i ZZRRZZRRgr (3-41) 式中 ： im 每个单元体的质量； 湖州师范学院本科毕业论文 17 破碎锥及其心轴材料的比重，吨 /米 3 ； g 重力加速度，米 /秒 2 ； 1iR及iR破碎锥的轴线到相应单元体的边缘的距离，米； 1iZ及iR破碎锥的悬挂点到 相应 单元体的边缘的距离，米。 当破碎锥在 以等角速度 绕着破碎机的中心线旋转时，可以计算得到破碎锥的惯性力大小： 2mrC (3-42) 式中 ： m 破碎锥的质量； r破碎锥的 质心到破碎机中心线的距离。 计算破碎锥的惯性力到点 O 的距离大小： CMh y= (3-43) 代入数值可得 ： 16.2101.4 1086.8 8 8 =h m 3.3 偏心部分的运动状态 破碎机工作时，电动机带动传动装置，将动力传给偏心轴套，使安装在偏心轴套上的主轴一起 图 3-5 破碎锥转动惯量近似确定法 湖州师范学院本科毕业论文 18 (a) (b) (c) 图 3-7 破碎机偏心部件的运动状态 运动，而破碎锥也会跟着主轴的转动而转动。如图 3-6 所示，动锥部分就会以2OO为中心线做锥面运动。 1. 偏心部分的运动状态 ： 偏心部分的运动状态可以分为两种状态，有载和空载。作用力大小、方向决定其偏心部分的运动情况。 动锥对 O 点的力矩方程 是研究的关键 。 破碎机在无载荷情况下 ， 只有破碎锥自身 的重 力 G，平衡重部分的惯性力 1C ，偏心轴套的惯性力 2C 等作用力是动锥转动产生的惯性力作用在其上。动锥的自重力 G 以及其他的一些作用力可以忽略不计。得中心点 O 的力矩： )(-2211000 lClClCM += (3-49) 根据破碎机主轴和偏心轴套支承方向，可以得出以下三种情况： 当 0M 时， 无 平衡重或平衡重较小 的情况下 ，主轴和偏心轴套的薄边在直衬套的左侧。 当 0M 时，有平衡重 且 平衡重较大 情况下 ，主轴靠在偏心轴套的薄 面 ，偏心轴套靠在直衬套右边。 当 0=M 时， 既 动锥惯性力完全 平衡， 这种情况不存在 。 机器正常工作情况下 ， 由于 破碎力的作用，动锥主轴 及 偏心轴套都靠在直衬套的右侧。 机器从空载到有载状态时，空隙的存在，使而产生冲击。第二种状态下，其间隙状态比第一种状态的间隙要小，因此冲击载荷也小，最终产品颗粒整齐均匀。然而此状态下，直衬套的损坏却极 图 3-6 动锥上的作用力 湖州师范学院本科毕业论文 19 其严重。 偏心部件的第二种运动状态通常都会被用于细碎破碎机。并且在大锥齿轮上安装一平衡重，使得 0=+=+= SSSSSS 。 7. 所以 在截面 5 左 边 的强度 ，传动 轴是 符合要求的 。精确校核轴的疲劳强度 ： (1) 危险截面 的 判断 从 应 力 集 中 方 面 对 轴 的 疲 劳 强 度 的 影 响 ， 截 面 4 和 5 引 起 的 应 力 集 中 较 严 重 ， 但 5 受 的 弯 矩 较 大 ； 依 照 受 载的 情 况 ， 截 面 3 所 承 受 的 应 力 是 最 大 的 ， 但 由 于 应 力 集 中 不 大 ， 所 以 3面 不 用 校 核 。 只 需 校 核 截 面 5 。 (2) 截面 5 左侧 43 mm2 7 4 4 0 01 4 01.01.0 dW 3 3 4T 0 . 2 0 . 2 1 4 0 5 4 8 8 0 0 m mWd 截面 5 左侧的弯矩 M 为 ： 5208 3 4 1 2 0 . 9 7 7 4 7 8 3 2 . 5 9 N m m580M 湖州师范学院 本科毕业论文 31 截面 5 上的扭矩 T 为 ： 1 3 2 0 0 0 0 0 N m mT 截面上的弯曲应力 为： b 8 3 4 1 2 0 . 9 7 3 . 0 4 M p a274400MW 截面上的扭转切应力 为： 1TT3200000 5 . 8 3 M p a548800TW 轴的材料为 45 钢，调质处理。由 文献 7可知，B 640 M pa ，1 275M pab ，1 155M paT 。 由 文献 7可知， 用插入法求出 ： 8.2 k， 24.28.28.0 k 轴按精车加工，由 文献 7可知，表面 质量系数为 ： 84.0 轴未经表面强化处理， 1q 。 固得综合系数为 ： 99.21-84.0 18.21-1 kK 43.21-84.0 124.21-1 kK 由 文献 7可知， 碳钢的特性系数 ： 2.01.0 取 1.0 1.005.0 取 05.0 所以轴 的 截面 V 左侧的安全系数为 ： 72.1701.019.599.2 275 1 maKS 1 am 155 3 1 . 9 73 . 9 1 3 . 9 1 2 . 4 3 0 . 0 522S K ca2 2 2 2 1 7 . 7 2 3 1 . 9 7 1 5 . 5 1 . 51 7 . 7 2 3 1 . 9 7SSSSSS 所以 该轴在截面 5 左侧的强度是 符合 的。 (3) 截面 5 右侧 抗弯截面系数 为： 3 3 40 . 1 0 . 1 1 5 8 3 9 4 4 3 1 . 2 m mWd 抗扭截面系数 为： 3 3 4T 0 . 2 0 . 2 1 5 8 7 8 8 8 6 2 . 4 m mWd 湖州师范学院 本科毕业论文 32 截面 5 左侧的弯矩 M 为 ： 7052296378. 63 2125997. 29 N m m7 6 1 . 5M 截面 5 上的扭矩 T 为 ： 3 2 0 0 0 0 0 N m mT 截面上的弯曲应力 为： b 2125997. 29 5 . 3 9 M p a3 9 4 4 3 1 . 2MW 截面上的扭转切应力 为： 1TT3200000 4 . 0 6 M p a7 8 8 8 6 2 . 4TW 截面上 因为 有 轴肩 从 而 产生 理论 应 力 ，它的 集 中 系数及由文献 7 查取 。 因3 0 .0 2140rd ， 158 1 .1 3140Dd ， 05.2 ， 3.1 = 通过文献 7可 以得到 轴的材料的敏感系数 ： 83.0 =q ， 87.0 =q 故有效应力集中系数按 文献 7为 : 87.1)1-05.2(83.01)1-(1 qk 26.1)1-3.1(87.01)1-(1 qk 由 文献 7可得轴的截面形状系数为 58.0 通过文献 7可 知 轴的材料的敏感扭转剪切尺寸系数 是 76.0 综合系数为 ： 41.31-84.0 158.0 87.11-1 kK 84.11-84.0 176.0 26.11-1 kK 因而 轴在截面 5 左 边 的安全系数 是 : 8.1201.03.641.3 275 ma1 KS 39.61274.405.0274.484.1275ma1 KS 5.153.1239.618.12 39.618.12 2222ca =+=+= SSSSSS 5.2.2 滚动轴承的选择和寿命验算 1. 选 取 滚动轴承 湖州师范学院 本科毕业论文 33 选择 双列圆锥滚子轴承 ，型号 352128B， 据文献 8知r 560KNC ，or 1110 K NC ， 0.34e ，1 2Y。 2. 验算 轴承的 寿命 轴承所 承 受 的 支反力合力 为： 2 2 2 2B B Y B Z 1 1 0 2 . 7 9 2 3 . 2 1 4 3 8 . 1 NR R R 相较 双列圆锥滚子轴承， 它的 派生轴向力 可 互相抵消。 0Ba=F ， C a a 5 2 0 .3 8FF N 据文献 8知： eRF BBa (5-1) B r B 1 B a 1 4 3 8 . 1 0 . 8 0 1 4 3 8 . 1P R Y F N 按 照 轴承 B 受力大小 来 验算 ： 106 6 3 3 9Br1 0 1 0 5 6 0 1 0 7 . 3 3 1 06 0 6 0 9 8 0 1 4 3 8 . 1hCLnP h 9h 7 .3 3 1 0L h= 58.4 10 年 经校核后，此轴承 合格。 5.3 传动零件的设计 5.3.1 齿轮的计算 1. 齿轮类型、材料、精度等级及齿数的选择 根据传动方案和其他因素选择的齿轮为直齿圆柱齿轮。由于要满足强度等要求，要对齿轮表面要调质处理，所以要选择精度等级为 8级 ( GB 10095 88 )， 小齿轮就选择 40Cr(调质 )作为材料 ,选取的小齿轮硬度是 280HBS。大齿轮选用 45钢 (调质 )，查资料取 大齿轮硬度 240HBS，两者材料硬度差为40HBS。 2. 分度圆锥角的计算 1cot i 2 5527789.4a r ct a na r ct a n i 1 5321127167190 即可得 75.1653211c o s20s i n 12c o ss i n2 212 *m i n ahz 式中， *ah齿顶高系数， 1* ah 取小齿轮的齿数 201 z 21 2 . 4 5 2 0 4 9z i z 湖州师范学院 本科毕业论文 34 即大齿轮的齿数为 592 z 3. 根据工作条件要求，大端模数为 20m 4. 齿轮分度圆直径 400202011 mzd mm 22 2 0 4 9 9 8 0d m z mm 5. 锥距 98.6222/2221 zzmR mm 6. 齿轮齿顶、齿根圆直径 可得 齿顶高 20201* mhh aa mm 齿顶圆直径 19.43919.39400co s2 111 aa hdd mm 2 2 22 c o s 9 8 0 8 9 8 8aad d h mm 7. 齿宽 66.2073/98.6223/ RB mm 8. 节圆周速度 26.101 0 0 060 49040014.31 0 0 060 11 nd m/s 5.3.2 齿轮的校核 1. 齿面接触 的 疲劳强度 计算 由标准直齿圆柱齿轮的设计计算公式进行计算，即 2131 12 . 3 2 ( )EtdHK T Zud u （ 5-2） 确定 上述 公式 中 的 所需变量的计算数值： (1)选择载荷系数 1.3tK 。 (2)计算大齿轮要传递的转矩。 5 11 19 5 .5 1 0 PT n (5-3) 已知1 64.3kwP ，1 300r/minn ，代入式 (4-17)， 51 2 . 0 3 6 1 0 N m mT 。 (3)依照机械设计第八版表 10-7选取齿宽系数 1d。 (4)依照机械设计第八版表 10-6得材料的弹性影响系数 121 8 9 .8 M P aEZ 。 (5)依照机械设计第八版图 10-21选择 大齿轮的接触疲劳强度极限为lim 2 5 5 0 M P aH ， 小齿轮的接触疲劳强度极限为lim 1 6 0 0 M P aH 。 湖州师范学院 本科毕业论文 35 (6)计算应力循环次数。 1 1 h60N n jL (5-4) 91 6 0 5 9 0 1 5 3 6 5 2 4 1 . 5 5 1 1 0N 9 921 . 5 5 1 1 0 3 . 1 0 2 1 012N (7)接触疲劳寿命系数可从机械设计 第八版图 10-19选得1 1.09HNK ，2 1.05HNK 。 (8)算出齿面接触疲劳的许用应力。 要求失效的概率为 1%， 按可靠度要求，取 安全系数 1S ， lim H NKH S (5-5) l i m 1 H N 11aK 5 5 0 1 . 0 9 5 9 9 . 5 M PH S l i m 2 H N 22aK 6 0 0 1 . 0 5 6 3 0 M PH S 2. 按齿根弯曲强度设计 齿根弯曲强度设计公式： 13 212 ()F a S adFYYKTmz (5-6) 确定公式内的计算参数。 (1)依照机械设计第八版图 10-20c 能够 查到大齿轮和小齿轮的弯曲疲劳强度极限分别为1 3 8 0 M P aFE 和2 5 0 0 M P aFE 。 (2)弯曲疲劳寿命系数可根据 机械设计第八版图 10-18 查得1 0.92FNK ，2 0.9FNK 。 (3)计算出大小齿轮的弯曲疲劳许用应力。 取安全系数 1.4S ， 计算公式如下： F N F EF K S (5-7) 把1 3 8 0 M P aFE ，2 5 0 0 M P aFE ，1 0.92FNK ，2 0.9FNK 代入式 (4-26)，得 111 0 . 9 2 3 8 0 M P a 2 4 9 . 7 1 M P a1 . 4F N F EF K S 222 0 . 9 5 0 0 M P a 3 2 1 . 4 3 M P a1 . 4F N F EF K S (4)载荷系数 K 。 把 1.5AK ， 0.5vK ， 1FK ， 1.51FK 代入式 (4-23)，可以得到 1 . 5 1 . 2 3 1 1 . 5 1 1 . 6 5A V F FK K K K K (5)查取齿形系数。 依照机械设计第八版表 10-5查得齿形系数1 2.218FaY ；2 2.40FaY 。 (6)查取齿轮应力的校正系数。 根据机械设计第八版表 10-5查得校正1 1.771SaY ；2 1.67SaY 。 湖州师范学院 本科毕业论文 36 (7)计算和比较大齿轮和小齿轮的Fa SaFYY。 1112 . 2 1 8 1 . 7 7 1 0 . 0 1 5 7 3 2 4 9 . 7 1F a S aFYY 2222 . 4 0 1 . 6 7 0 . 0 1 2 4 7 3 2 1 . 4 3F a S aFYY 大齿轮的数值大。 2 计算 把 1d， 1.1325K ， 61 2 . 0 8 1 9 1 0 N m mT 和1110 .0 1 5 7 3F a S aFYY 代入式 (4-25)可算出齿轮的模数。 6133 2212 2 2 . 0 3 4 2 . 0 8 1 9 1 0( ( ) 0 . 0 1 6 0 7 m m 1 9 . 4 1 5 9F a S adFYYKTmz 根据计算所得的模数 19.4，取近似圆整值 20mmm ，由此可以算出小齿轮齿数。 11 980 4920dz m 则可算出大齿轮的齿数2 1 4 9 2 02 .4 5z ，取2 40z 这样设计的齿轮满足强度要求和结构紧凑的要求，使用寿命也较长。 湖州师范学院 本科毕业论文 37 第 6章 带的设计和计算 6.1 带传动的设计及其计算 带传动为最常见的一类，属于绕性传动，又主动轮、从动轮、皮带组成。工作运转方式是通过传动带作为桥梁将主动带轮和从动带轮连接在一起，传递带轮之间的摩擦来 完成动力的传送。 皮带传动带是挠性件，所以其具备以下几种优点： 1. 运动在传动中有冲击载荷，挠性带能缓解冲击，减弱构件受到的载荷冲击以延长使用寿命； 2. 运行比较平稳，噪声影响较低； 3. 带传动相对于啮合传动的制造和安装没有那么复杂和严格； 4. 如果在传动时突然承受过大的载荷冲击，皮带轮由于挠性作用就会发生打滑现象，这样就能防止其他零部件因受到过大的载荷而损坏； 5. 带传动适合需要较大的中心距的工作场合，能够通过增加带长来调节适应，弹性空间较大。 相较于其它种类的皮带轮， V 带的横截面为等腰梯形，同时带轮上也具备相应的轮槽。在传 动时，槽面摩擦能够保证传递出更大的摩擦力。 V 带传动还具有较大的传动比，结构紧凑，传动平稳，成本低等优点，且大多数已经标准化，故在现代机械中应用范围非常广泛。由于本次设计针对的是破碎机的传动，要求转速高，传动稳定且传动皮带不打滑，所以选择 V 带传动。 6.1.1 确定计算功率 因为矿山机械载荷变动较大，每天工作时间长，查 机械设计第八版 表 8-7，取工作情况系数1.4AK ， 计算功率公式： ca AP K P (6-1) 式中：caP计算 功率 (kw) AK工作情况系数 P 所需传递的额定功率 (kw) 其中 1.4AK ， 75kwP 1 . 4 7 5 1 0 5 k wc a AP K P 6.1.2 选择 V 带的带型 根据 105kwcaP 和主动带轮 (小带轮 )的转速1 9 8 0 r / m i nwnn，查 机械设计第八版 图 8-11选用普通 V 带 D 型 。 6.1.3 确定小带轮的基准直径并验算带速 1. 初选小带轮的基准直径 在一定功率条件下，选择的带轮直径要合适，太小会增加 V 带根数和弯曲应力。一般情况下，为避免应力过大，应保证1 min()dd。 由 机械设计第八版 表 8-6 和表 8-8，取小带轮的基准直径1 450mmdd 湖州师范学院 本科毕业论文 38 2. 验算带的速度 带速的计算公式： 1160 1000ddnv (6-2) 把1 800mmdd 和1 590r/minn 代入式 (4-2)，的 23.08m/sv 因为 5 m /s 3 0 m /sv ，在合理范围内，所以带速合适。 3. 计算大带轮的基准直径 根据 机械设计第八版 式 (8-15a) 2121dddni nd ,计算大带轮的基准直径 2dd 21ddd i d (6-3) 把 2i 和1 450mmdd 代入式 (4-3)，得2 900mmdd 。 6.1.4 确定 V 带的中心距和带轮的基准长度 可 根据下面的公式求初选中心距0a 1 2 0 1 20 . 7 ( ) 2 ( )d d d dd d a d d (6-4) 将1 450mmdd ，2 900mmdd 代入式 (4-4)，可得：09 4 5 m m 2 7 0 0 m ma。 初定中心距为0 1000mma 。 带的基准长度，可有以下计算公式可得： 2210 0 1 2 0()2 ( )24 ddd d dddL a d d a (6-5) 将1 450mmdd ，2 900mmdd ，0 1000mma 代入式 (4-5)，得0 4 1 7 1 .2 m mdL 。 由 机械设计第八版 表 8-2 选带的基准长度 4000m mdL 。 为适应不同工作场合，要对 V 带的中心距进行调整，公式为 ： 00 2ddLLaa (6-6) 把 4000m mdL ，0 4 1 7 6 .2 m mdL ，0 1000mma 代入式 (4-6)，得 914mma 因为带轮的制造误差、带长误差、带的弹性以及因带的松弛等因素而产生的补充紧张的需要 ，常给出 中心距的变化范围： m in 0 .0 1 5 da a L (6-7) m a x 0 .0 3 da a L (6-8) 把 4000m mdL 代入式 (4-7)和 (4-8)，得min 854mma ，m ax 1 0 3 4 m ma 故中心距的变化范围为 854 1034mm 。 6.1.5 验算小带轮上的 包角 小带轮上的包角总是小于大带轮上的包角，并且小带轮上的总摩擦力也总是小于大带轮上的总摩擦力。因此，要发生打滑的话，那一定会发生在小带轮。考虑到带传动的工作能力，则应满足以下条件： 湖州师范学院 本科毕业论文 39 1 2 1 5 7 . 31 8 0 ( ) 9 0dddd a (6-9) 把 914mma ，1 450mmdd ，2 900mmdd 代入式 (4-9)，得1 1 5 2 9 0 6.1.6 确定带的根数 1. 计算单根 V带的额定功率 为了使传动平稳，各根 V带受力大小要合适，为了减小带的受力增加根数，但根数也少于 10根。否则应选择其他带型的带传动。 由1 450mmdd 和1 980r/minn ，查 机械设计第八版表 8-4a，得0 24.84kwP 。 根据1 980r/minn ， 2i 和 V 型带，查 机械设计第八版 表 8-4b，得0 0.1kwP。 查 机械设计第八版 表 8-5，得 0.926K ，表 8-2 得 0.91LK ，单根 V 带的额定功率 00()rLP P P K K (6-10) 把0 24.84kwP ，0 0.1kwP， 0.926K ， 0.91LK 代入式 (4-10)，得 20.95kwrP 2. 计算 V 带的根数 carPz P (6-11) 把 20.95kwrP ， 105kwcaP 代入式 (4-11)，得 5.01z 取 V 带的根数 5z 6.1.7 计算单根 V 带的初拉力值的最小值 单根 V 带的初拉力的计算公式： 20 m i n ( 2 . 5 )( ) 5 0 0 caKPF q vK z v (6-12) 式中： q V 带单位长度的质量。 由机械设计第八版表 8-3 得 0.1kg/mq ，所以 20 m i n ( 2 . 5 0 . 9 2 6 ) 1 0 5( ) 5 0 0 0 . 6 1 2 3 . 0 8 N 7 8 7 . 4 N0 . 9 2 6 5 2 3 . 0 8F 因 为新带短暂使用后是后容易松弛，所以对没有安装自动张紧装置的带传动，在安装新带后，为了保证其能正常工作，预紧力要为一般预紧力的 1.5 倍；对于 V 带运转后的初拉力也有规定，一般为上述预紧力的 1.3 倍。实际初拉力0 0 min()FF。 6.1.8 计算压轴力 因为要设计带轮传动的轴承 ,需要计算带工作时轴上要承受的最小压轴力min()PF。 1m i n 0 m i n( ) 2 ( ) s i n 2PF z F (6-13) 式中：1为小带轮的包角； z 带的根数； 0F单根 V带预紧力。 m i n 166( ) 2 2 1 6 9 s i n N = 3 0 5 6 N2PF 湖州师范学院 本科毕业论文 40 6.2 带轮的结构设计 V 带轮是由轮缘、轮辐和轮毂组成的。 实心式带轮、腹板式带轮、孔板式带轮、椭圆轮辐式带轮为 V 带轮中典型的，它是根据轮辐结构设计出来的。 V 带轮基准直径不同，考虑传动效率和成本等条件 ，应选择不同的结构。当带轮基准直径为2.5ddd (其中 d 为安装带轮的那根轴的直径 )，可采用实心式；当 300mmdd 时，可采用腹板式；当 300mmdd ，同时113 0 0 m mDd时，可采用孔板式；当 300mmd 时，可采用轮辐式。 6.2.1 小带轮的结构设计 带轮形状一般 都 比较复杂， 而且造价成本较高， 因此选用 HT灰 铸铁 ，因为它 铸造比较容易 ，又能 达到形状要求， 有 可以减少加工成本；价格相对较低些；灰铸铁的主要结构成分是铁与碳，碳含量高 ，相应的 干润滑性能 也要好 ， 因此 不容易与其他 零件 粘接；并且具有良好的摩擦 性能 ， 能减少其 打滑。 1. 材料 ： HT200。 2. 确定带轮的形式。 查 机械设计课程设计设计手册第 3 版知 电动机的轴直径 80mmd ， 电动机的轴伸出长度170mmE ，又 知小带轮的基准直径 1 450mmdd ， 2 . 5 2 . 5 8 0 m m 2 0 0 m md 。 1 300dd mm (6-14) 根据小带轮直径，选用轮辐式带轮。它的直径为1 450mmdd 。 3. 轮槽的尺寸见表 6-1。 表 6-1 V 带轮轮槽截面尺寸 项目 符号 结果 槽型 D 型 基准宽度 (节宽 )(mm) pb 27.0 基准线上槽深 (mm) minah 8.1 基准线下槽深 (mm) minfh 19.9 槽间距 (mm) e 37 0.6 第一槽对称面至端面的距离 (mm) f 23 轮槽角 36 4. 确定小带轮的外形尺寸。 带轮的宽度： ( 1 ) 2 ( 5 1 ) 3 7 2 2 3 m m 1 9 4 m mB z e f 带轮的外径长度：11 2 4 5 0 2 8 . 1 m m 4 6 6 . 2 m ma d ad d h 轮缘的长度：1 ( 1 . 8 2 ) ( 1 . 8 2 ) 8 0 m m ( 1 4 4 1 6 0 ) m mdd ，取1 150mmd 湖州师范学院 本科毕业论文 41 轮毂的长度：1 ( 1 . 5 2 ) ( 1 2 0 1 6 0 )Ldmm，取 1401 L 如图 6-1 为一般 V 带轮槽的结构简图。 图 6-1 轮槽结构简图 6.2.2 大带轮的结构设计 1. 材料 ： HT200。 2. 确定带轮的形式。 初定大带轮的轴的直径 120mmd ，由于大带轮的基准直径2 9 0 0 m m 3 0 0 m mdd ，所以大带轮采用轮辐式结构。 3. 大带轮 轮槽的尺寸与小带轮相同。 4. 轮缘及轮毂的尺寸。 带轮的宽度： ( 1 ) 2 ( 5 1 ) 3 7 2 2 3 m m 1 9 4 m mB z e f 带轮的外径长度：22 2 9 0 0 2 8 . 1 m m 9 1 6 . 2 m ma d ad d h 轮缘的长度：2 ( 1 . 8 2 ) ( 1 . 8 2 ) 1 2 0 m m ( 2 1 6 2 4 0 ) m mdd ，取1 220mmd 轮毂的长度：2 ( 1 . 5 2 ) ( 1 . 5 2 ) 1 2 0 ( 1 8 0 2 4 0 )Ld mm,取 2002 L mm 31 290aPh nz (6-15) 式中： P 传递的功率 ， 为 75kw n 带轮的转速 ， 为 980r/min az 轮辐数 ， 取 4 则31 752 9 0 m m 7 7 . 6 m m9 8 0 4h ，210 . 8 6 2 . 1 m mhh，110 .4 3 1 m mbh，110 . 2 1 5 . 5 m mfh，210 . 8