洛阳理工学院毕业设计论文
根据公式
Ks?m?9??i?1??n?i?N0i?1??1??zm
99?4?500?1?400?5?10??10??????9005005?106?????????0.54??再根据教材书上的公式（7-3.9），则该主轴的计算安全系数为：
Sc?????1ks?1307
0.54?500?1.14又根据式子（7-9.a），有
???1??307?66?N1?N0??5?10????0.0625?10 ????500??1?m9???1??307?66? N2?N0??5?10????0.47?10 ????400??2?m9???1??307?66? N3?N0??5?10????1.55?10 ????350??3?由以上的计算，显然可以得知，若要使主轴破坏，则由教材中式子（7-34），得
104105n??=1 N1N2N3m9所以，可求出，
??104105n?1.55?10??1???0.06525?1060.47?106??
???0.97?1066可以得出结论，该主轴在正常工作，同时考虑到不同工况，估计，在对称循环变应力的作用下，尚可承受0.97?106次的应力循环。
当然，事实上，该主轴可以再工作的循环次数并不会准确的等于以上所求的数值。如果按?ni?0.7?2.2的范围计算，则所求的n的值将分别等 Ni22
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于0.507?106和2.832?106。
2.再介绍一下提高主轴的疲劳强度的途径：
在零件的设计阶段，除了采取提高其强度的一般措施之外，还可以通过以下一些设计措施来提高其疲劳强度：
①尽可能的降低该主轴上的应力集中的影响。这是提高其疲劳强度的首要措施和主要的途径。而主轴的结构形状和尺寸的突变（比如轴肩）是应力集中的结构根源，因此，为了降低应力集中，应该尽量减小零件（即该主轴的）结构形状和尺寸的突变使其变化尽可能的平滑和均匀。为此，要尽可能的增大过渡处的圆角半径；同一段轴上相邻截面处的刚性变化应尽可能的小等等。
在不可避免的要产生较大的应力集中的结构处，可采用减荷槽来降低应力集中的影响。
②选用疲劳强度高的材料和规定能够提高材料疲劳强度的热处理方法和强化工艺。
③提高主轴的表面质量。比如将处在应力较高区域的主轴表面加工得较为光洁。或者，如果，有的轴段，工作在腐蚀性介质中，则要对该轴段规定适当的表面保护。
④尽可能地减小或消除主轴表面可能发生的初始裂纹的尺寸，对于延长其疲劳寿命有着提高材料性能更为显著的作用。因此，对于重要的轴段，在设计图纸上应规定出严格的检验方法和要求。
⑤降温、减载荷，对于发热摩擦副的轴颈采取降温设计，也可显著提高其疲劳寿命。因为主轴是一个转动件，所以，在低应力下运转一定周数后，再逐步提高到设计的应力水平。
4.4轴承的选择
因为轴承，尤其是常用的一些轴承，主要是指一些滚动轴承，绝大数都已标准化，因而，我们需要进行一部分设计内容，根据具体的工作条件，正确选择轴承的类型和尺寸。另外是轴承组合的设计，它包括安装、调整、润滑、密封等一系列内容的设计。
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4.4.1材料的选择
轴承的内圈、外圈、滚动体，一般是用轴承铬钢制造的，热处理后，其硬度一般不低于HRC60。一般这些元件需要150度回火处理，所以其通常的工作温度不高于120度，此时，硬度不会下降。
4.4.2轴承类型的选择
轴承的类型有很多种，主要根据其承载情况和调心等要求，进行选择。因为该型号的破碎机，其转子的转速在900到1100之间。所以主轴上轴承的转速很高，负荷很大，且工作时间很长，最主要的是，经过很长时间工作后，会因为锤头的不均匀磨损而产生不平衡附加作用力（当锤头的不均匀磨损严重时，此力就成为总负荷中的主要部分）。轴承间距大，轴会产生挠曲，如图4-5，此外，轴承的中心也难保证同心，因此选用调心滚子轴承。
图4-5
4.4.3 轴承的游动和轴向位移
轴承在实际工作时，工作前后的温差大，为了适应轴和外壳不同热膨胀的影响，防止轴承卡死。可以使一端的轴承轴向固定（比如用圆螺母）另一端使之可以轴向位移。这样，轴承在内外圈的轴向相对位置有不大的变化时，仍然可以正常工作。也可以使外圆与座孔配合较松，以保证外圆
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相对于座孔能做轴向窜动。
4.4.4 轴承的安装和拆卸
为了便于轴承在主轴上的安装和拆卸，必须考虑到轴承座有剖分面，如图4-6，这样就不必考虑沿轴向安装和拆卸轴承部件，优先选用内外圈可分离的轴承了。
图4-6
4.5 传动方式的选择与计算
该部分的设计主要体现在V带轮的设计上，带轮的结构型式，主要由带轮的基准直径选择。其基准直径又与相连接的电动机的型号有关。根据前面对电动机功率的计算，以及转速的要求，可以采用Y系列的三相异步电动机，其额定功率为45KW。型号是Y225M-2。满载转速2970r/min，额定转速3000r/min。
因为要求的大带轮的转速在900 r/min到1100 r/min之间，所以，当小带轮的直径依据电动机选择160mm时，这样大带轮的基准直径依据传动比，可以求出475左右，因为带轮的基准直径有标准系列，所以可取475mm。
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要求带的根数，必须按以下的计算步骤： 1．先确定出带的型号。
由表可查到，根据计算功率Pc和小带轮的转速进行选择。 经过查表得， pc?kAp
式中 p── 名义传动功率。
kA── 工作情况系数。
再查表可知，kA取1.4，则可以计算出计算功率Pc为63KW。再由表，可查出带的型号为A型。
2．需要确定单根V带的基本额定功率p0
查表13.4，（教材书下册）可以知道，对A型带，因为其小带轮转速接近2800 r/min，基准直径为160mm的情况下，
p0为基本额定功率， 取4.06KW。 Kl为长度系数， 取0.99。 K?为包角系数， 取0.935。
?p0为单根V带的基本额定功率的增量， 取0.34KW。 其值由带的型号、小带轮转速以及传动比确定。 则带的根数z就可以用下式求出：
z?pc
?p0??p0?klk?将上面的数据代入，就可以求出，z?6。这样，整个带轮的尺寸的具体的确定过程如下：
根据其参数，仍然由教材书上的表可查到f,e。
f ── 靠近两端的槽中心到带轮端部的距离。
e ── 相邻槽间的距离。
另外，根带的型号和其基准直径D，可以确定出轮槽角的大小和?min，
bp，hamin，hfmin。
?min ── 轮槽的根部到带轮键槽的最小要求距离。
bp ── 相邻带轮在中心线上的距离。
hamin── 齿顶高的最小距离。
hfmin── 齿根高的最小距离。
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