螺旋输送式连续洗米机设计【2013年最新整理毕业论文】

南昌航空大学科技学院学士学位论文 目录 1 前言 .（ 1) 2 螺旋输送式连续洗米机设计的原理 .（ 2) 3 水平及倾斜螺旋设计及计算 .（ 3) 3.1 水平螺旋直径，转速及长度 . （ 3） 3.2 倾斜螺旋直径、转速及长度 . （ 4） 3.3 功率计算及电机的选型 . （ 4） 3.4 水平及倾斜螺旋校核计算 . （ 5） 4 水平螺旋减速器设计 . （ 8） 4.1 水平减速器 总体设计 . （ 8） 4.2 水平螺旋减速器高速级齿轮设计 . （ 10） 4.3 水平螺旋减速器低速级齿轮设计 . （ 15） 4.4 各轴的结构设计与较核 . （ 19） 5 倾斜螺旋减速器设计 . （ 30） 5.1 倾斜减速器总体设计 . (30） 5.2 倾斜螺旋减速器高速级齿轮设计 . (32） 5.3 倾斜螺旋减速器低速级齿轮设计 . (36） 5.4 各轴的结构设计与较核 . (40） 6 全文总结 . (51） 6.1 本文完成的主要工作 . (51） 6.2 设计小结 . (51） 参考文献 . (52） 致谢 . (53） 螺 旋输送 式 连续洗米机 设计 南昌航空大学科技学院学士学位论文 学生姓名： 刘家帅 班级： 0781051 指导老师： 贺红林 摘要 ： 为适应食堂、大型饭店、快餐中心、现代化饮食企业应用等的需要，本文设计了一种螺旋输送式连续洗米机，该机由料斗、水平螺旋、倾斜螺旋、机架、动力装置、喷水装置等部分组成。洗米时，大米由料斗加入，经过水平螺旋的输送进行揉搓洗涤，大米中的漂浮杂质在此过程中漂出，与洗涤的浊水一起从溢流口排出。大米经过水平螺旋输送洗涤完后，进入倾斜螺旋，在倾斜螺旋的入口处，沉降速度较快的沙石则被 沉降在沙石沉积槽内 (，大米则随着倾斜螺旋的转动，被进一步揉搓洗涤并往上输送，最后经过喷水装置以上的沥干段沥干后从排料口排出，完成洗米操作。 该新型连续式洗米机结构简单、占地面积小、集搓米、洗米、除去漂浮杂质、沙石等于一体，除用于洗米外，也能用于黄豆，小麦，碗豆的洗涤及输送 .它还适合于米制品厂，豆类制品厂等的原料洗涤，是食堂、大型饭店、快餐中心及酿造、豆类加工作业中较为理想的粮食洗涤机械。 关键词 ： 连续式 洗米机 原理 结构设计 指导老师签名 ： Design of the washing rice machine base on the 南昌航空大学科技学院学士学位论文 spiral convegor Student name: Liu Jia Shuai Class:0781051 Supervisor: He Hong Lin Abstract： In order to meet the canteens, large restaurants, fast food centers, enterprise application modernization dietsuch, the need, the paper designs of a washing, it consists of a hopper, the level of spiral, helix tilt, rack,power devices, such as sprinkler parts .Rice machine work, adding the rice from the hopper through the level of the conveyor screw to rub washing, floating rice in Impurity in the process of bleaching, and washing with Choshui discharged from the overflow port.After the level of rice after washing spiral conveyor, spiral into the tilt in the tilt of the helix at the entrance, a faster settling velocity of sand deposition was deposited in the gravel bed,Of rice along with the tilt of the rotating spiral, further washing and rubbing up delivery, and finally, after more than sprinklers Drain Drain paragraph after the discharge from the mouth nesting complete washing rice operation. .The new continuous type washes the rice hulling machine structure simply, the area small, the collection rubs the hands the rice, washes the rice, except the float impurity, the grit was equal to a body, this type besides uses in washing the rice, also can use in the soybean, the wheat, the bowl bean lavation and the transportation. It also suits in the rice production factory, the legumes production factory and so on raw material lavation, is the cafeteria, the large-scale hotel, the fast-food center and brews, the legumes processes in the work the more ideal grain lavation machinery. Keywords: continuous， washing rice machine， principle， structural design 南昌航空大学科技学院学士学位论文 全套资料带 CAD 图， QQ 联系 414951605 或 1304139763 南昌航空大学科技学院学士学位论文 1 前言 洗米机结构简单、占地面积小、集搓米、洗米、除去漂浮杂质、沙石等于一体，除用于洗米外，也能用于黄豆，小麦，碗豆的洗涤及输送 .它还适合于米制品厂，豆类制品厂等的原料洗涤，是食堂、大型饭店、快餐中心及酿造、豆类加工作业中较为理想的粮食洗涤机械。 洗米机的类型也是多种多样的，例如有水射流式，半自动式，水压式等。当然，它南昌航空大学科技学院学士学位论文 的发展空间也比较开阔，并有良好的发展趋势，因此，我们所做的关于洗米机的研究有很深远的意义。 洗米机在我国的发展，因为起步比较低 ，所以应用的并不十分广泛，但随着我国机械行业的发展，洗米机有了一个很乐观的发展趋势。在一些经济比较发达的城市如广州，上海等，洗米机在餐饮业的应用还是比较普遍的。 近二十年来，我国带式输送机有了很大的发展，对带式输送机的关键技术研究和新产品开发都取得了可喜的成果。输送机产品系列不断增多，开发了大倾角、长距离新型带式输送机系列产品，并对带式输送机的关键技术及其主要部件进行了理论研究和产品开发，应用动态分析技术和中间驱动与智能化控制等技术，成功研制了多种软启动和制动装置及以 PLC为核心的可编程电控装置。 随着研究 工作不断深入，带式输送机动力学性能研究积累了大量的宝贵经验和资料，利用新的设计手段研究带式输送机动力学模型的时机已经成熟。带式输送机的技术关键是动态设计与监测，它是制约带式输送机发展的核心技术。 在高速科技发展的带动下，洗米机的研发和制造技术正不断的完善并日益走向成熟。 本文分四部分，着重介绍了水平螺旋，倾斜螺旋及与其相对应的减速器的设计校核计算等。水平与倾斜螺旋上的叶面采用实体叶面即 S制法，其螺旋节距为螺旋直径的 0.8 倍，它适用于输送粒状物料。减速器的设计又着重于齿轮和轴的设计与校核，本设计采用的减速器是二 级展开式减速器，二级展开式减速器能实现较大的传动比，应用较广。其中各级传动比的分配方案不同将影响减速器的重量及外观尺寸和润滑状况。减速器采用直齿圆柱齿轮传动，深沟球轴承，脂润滑。减速器与螺旋的联接采用联轴器进行联接。 由于设计者水平有限，本设计难免存在欠妥之处，恳请读者提出批评和指正。 2 螺旋输送 式 连续洗米机 设计的工作 原理 为适应食堂、大型饭店、快餐中心等的需要，我们设计研制了一种螺旋输送式连续洗米机。 南昌航空大学科技学院学士学位论文 图 2 机组结构简图 1-料斗； 2-水平螺旋； 3-减速器 1； 4-电机 1； 5-机架； 6-电 机 2； 7-减速器 2； 8-沙石沉积槽； 9-倾斜螺旋； 10-出料口； 11-喷水装置； 12-溢流口 该机组结构如图 1 所示，主要由料斗、水平螺旋、倾斜螺旋、机架、动力装置、喷水装置等部分组成。 其工作原理为：大米至料斗加入，经过水平螺旋的输送进行揉搓洗涤，大米中的漂浮杂质在此过程中漂出，与洗涤的浊水一起从溢流口排出。大米经过水平螺旋输送洗涤完后，进入倾斜螺旋，在倾斜螺旋的入口处，沉降速度较快的沙石则被沉降在沙石沉积槽内 (小槽下有螺孔，可定时拆下进行清洗 )，大米则随着倾斜螺旋的转动，被进一步揉搓洗涤并往上输送，最后 经过喷水装置以上的沥干段沥干后从排料口排出，完成洗米操作。而洗涤水在洗米过程中从喷水装置处喷入，沿倾斜螺旋往下流动，经过水平螺旋，最后从溢流口流出。机组在整个洗米过程中水流与米成逆流流动，保证了较好的洗涤效果。为了确保水与米能成较好的逆流流动，在倾斜输送螺旋上钻小孔，并使倾斜螺旋的上盖与螺旋留有一定的间隙，水平螺旋则采用敞盖，也便于漂浮杂质浮出。 机组设计主要特点：一是米在用螺旋输送过程中同时进行揉搓，使机组结构简单，运作可靠；二是米流成逆流流动保证了用水少和较好的洗涤效果；三是漂浮杂质有足够的漂浮空间，保 证洗涤能较彻底地除去米中的漂浮杂质。 南昌航空大学科技学院学士学位论文 3 水平及倾斜螺旋设计计算 3.1 水平螺旋直径，转速及长度 设水平螺旋直径为1D、转速为1n及长度1L 螺旋直径和转速计算公式如下： 5.211 cGKD (3-1) 11 DAn (3-2) 式中： 1D 水平螺旋直径，单位为 m ； G 生产能力，单位为 hT/ ； K 物料综合特性系数； 1 物料充填系数，由于螺旋具有输送和揉搓洗涤作用，故应适当 取小值； 物料的堆积密度，单位为 3/mT ； c 与输送倾角有关的系数； 1n 水平螺旋转速，单位为 rpm ； A 物料综合特性系数。 各个参数的取值大小见表 3-1 表 3-1 水平螺旋的参数 参数 K 1 （ 3/mT ） c A （ rpm ） 数值 0.049 0.20（初选） 0.8 1.0 50 将上述各值代入式 3-1、 3-2，可求出 1D 、 1n ： 123.01 D min/1291 rn 圆整为标准系列 mmD 1501 ； rpmn 1201 。 螺旋填充系数的校核公式为： ncsDG 247 (3-3) 式中 s 螺距（ m ），此处 Ds 8.0 ，其他符号意义同前。 将圆整的 1D 、 1n 值代入式 3-3： 13.01 得 13.01 ，小于前面的初选 2.01 ，为此可以考虑降低转速以减少摩擦。取rpmn 801 ，则可得 2.0195.01 ，为此，最终选定水平螺旋的直径和转速为： mmD 1501 南昌航空大学科技学院学士学位论文 rpmn 801 另由有关试验及经验，兼顾机体尺寸，取水平螺旋长为 mmL 6001 。 3.2 倾斜螺旋直径、转速及长度 为便于沥水及实现水与米形成逆流，同时也利于出料，取倾斜螺旋的倾角 30 ，按3.1 的计算方法，可算得倾斜螺旋的直径、转速2D 2n、充添系数2及长度2L，数值见表3-2。 表 3-2 倾斜螺旋的参数 参数 2D（ mm ） 2n（ rpm ） 2 2L（ mm ） 数值 150 100 0.26 800 倾斜螺旋的充填系数比水平螺旋大，但仍小于 0.35，在推荐范围内。 3.3 功率计算及电机的选型 利用阻力系数法计算所需电机功率，水平螺旋电机所需额定功率1dP和倾斜螺旋电机所需额定功率2dP。 kWWGLKNKP d 367 0101 电电 (3-4) kWWGLKNKP d )s in(367 0202 电电 (3-5) 式中：电K 功率备用系数； 传动效率； L 螺旋长度； 倾斜螺旋的倾角； 0W 阻力系数； G 螺旋输送机生产能力，单位为（ hT/ ）。 表 3-3 功率计算参数 参数 电K 0W（ hT/ ） 数 值 1.4 0.90 30 4.0 考虑到水（介质）充满螺旋，计算阻力时除输送阻力外，还应有介质搅动阻力，由于介质阻力较难计算，此外可假设输送充填系数为 1 的水作为其生产能力，以此来近似计算总阻力，由此可按公式： hTnsDvFG /153600 2 (3-6) 算得： hTG /2.101 ， hTG /7.122 。 南昌航空大学科技学院学士学位论文 以上各数值代入公式 3-4、 3-5，可计算得： kWPd 104.01 ， .194.02 kWPd 上述计算是稳定运转功率，由于计算值可看出，所需功率较小，考虑到运转中冲击等突发载荷，参考有关其它机械的经验及有关试验和电机效率，最终选取水平螺旋电机功率为 W250 ，电机选用单向异步电机，型号为 CO6114（转速1mn为 1426r/min，效率为 58%），倾斜螺旋电机功率为 W550 ，为单向异步电机 CO8014（转速2mn为 1428r/min 效率为 65%）。 3.4 水平及倾斜螺旋校核计算 3.4.1 水平螺旋轴的较核 选取轴的材料为 45 钢，调质处理，轴的扭转强度条件为 TTTT dnPWT 32.09 5 5 0 0 0 0, 即： (3-7) 式中： T 扭转切应力，单位为 MPa ； T 轴所受的扭矩，单位为 mmN ； TW 轴的抗扭截面系数，单位为 3mm ； n 轴的转速，单位为 min/r ； P 轴传递的功率，单位为 kW ； d 计算截面处轴的直径，单位为 mm ； T 许用扭转切应力，单位为 MPa 。 由上式可得轴的直径： 303 2.09550000 nPAnPdT (3-8) 各参数的取值见表 3-4： 表 3-4 轴的参数 参数 P （ kW ） n （ min/r ） 0A 数值 0.094 80 112 将表中数值代入式 3-8 可得轴的直径： 南昌航空大学科技学院学士学位论文 mmd 8.1180 %90104.0112 3 为了减少螺旋旋转过程中振动，提高叶片的 强度由经验公式取 mmd 40 。校核轴的强度：当米完全充满水平螺旋时，米的体积约为 33362222 1085.91085.96004015044 mmmLdDV 质量为 Vm ，所以重量 G 为 NkgNmkgmgVG 22.778.9/8001085.9 333 若米的全部重力完全作用于水平螺旋轴的尾部，则弯矩为 M mmNmmNGLM 4 6 3 3 26 0 022.77 水平螺旋所传递的扭矩： mmNT 7.10895水 按弯扭合成应力 较核轴的强度，较核公式为： WTMca22 )( (3-9) 进行较核时，通常只较核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面）的强度。根据式 3-9 及上面计算出的数值，并取 6.0 ，轴的计算应力 MP aMP aca 31.7401.0 )7.108956.0()46332( 3 22 前已选定轴的材料为 45 钢，调质处理，查表查得 MPa60 1 。因此 1 ca，故安全。 3.4.2 倾斜螺旋轴的较核 选取轴的材料为 45 钢，调质处理。轴的扭转强度条件见公式 3-7，由公式 3-8 可算得 mmmmd 5.13100 %90194.0112 3 为了减少螺旋旋转过程中振动，提高叶片的强度由经验公式取 mmd 35 。校核轴的强度：当米完全充满倾斜螺旋时，米的体积约为 32372222 1034.11034mmmLdDV 质量为 Vm ，所以重量 G 为 南昌航空大学科技学院学士学位论文 NkgNmkgmgVG 06.1058.9/8001034.1 332 若米的全部重力 完全作用于倾斜螺旋轴的尾部，则弯矩为 M mmNmmNGLM 7.7 2 7 8 72 380006.10530c o s 倾斜螺旋所传递的扭矩： mmNT 1.16220倾 按弯扭合成应力较核轴的强度。进行较核时，通常只较核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面）的强度。根据式 3-9 及上面计算出的数值，并取 6.0 ，轴的计算应力 MP aMP aca 13.17351.0 )1.1 6 2 2 06.0()7.7 2 7 8 7( 3 22 前已选定轴的材料为 45 钢，调质处理，查表查得 MPa60 1 。因此 1 ca，故安全。 南昌航空大学科技学院学士学位论文 4 水平螺旋减速器设计 4.1 水平减速器总体设计 图 4.1 水平螺旋传动简图 1-电动机； 2， 4-联轴器； 3-二级展开式圆柱齿轮减速器； 5-水平螺旋 因为水平减速器电机功率为 250W， min/1426 rn m 83.17801426 Wmnni 对展开式二级圆柱齿轮减速器，可取 iiii )5.13.1(,)5.13.1( 式中 i ，i分别为高速级和低速级的传动比，i为总传动比，要使 i ，i均在推荐的数值范围内。考虑润滑条件，为使两级大齿轮直径相近，取ii 4.1 583.174.14.1 ii 57.35 83.17 iii 各轴的转速： I 轴 m in/1426 rnn m II 轴 m in/2.28551426 rinn 南昌航空大学科技学院学士学位论文 III 轴 m in/8057.32.285 rinn 水平螺旋 m in/801 rnn 各轴的输入功率： I 轴 kWPPd 103.099.0104.031 II 轴 kWPP 095.096.099.010.021 III 轴 kWPP 090.096.099.0095.021 水平螺旋 kWPP 088.099.099.0090.031 水 式中：321 , 轴承、齿轮传动和联轴器的传动效率。 各轴的输入转矩： 电动机轴的输出转矩dT为 mmNnPdTmd 5.6961 4 2 6104.01055.91055.9 66 故 I 轴 mmNTTd 5.68999.05.6963 II 轴 mmNiTT 5.3276596.099.05.68921 III 轴 mmNiTT 9.1111657.396.099.05.327621 水平螺旋 mmNTT 7.1089599.099.09.1111631水 表 4-1 传动装置的运动和动力参数 电机轴 轴 轴 轴 水平螺旋 转速 n/(r/min) 1426 1426 285.2 80 80 功率 P/（ kW） 0.104 0.103 0.095 0.090 0.088 扭矩T/( mmN ) 696.5 689.5 3276.5 11116.9 10895.7 传动比 i 1 5 3.57 1 效率 0.99 0.95 0.95 0.98 轴 参 数 南昌航空大学科技学院学士学位论文 4.2 水平螺旋减速器高速级齿轮设计 4.2.1 选择齿轮类型、精度等级、材料及齿数 （ 1）因为齿轮传动功率不大，转速不太高，所以选用直齿圆柱齿轮传动。 （ 2）螺旋输送机为一般工作的机器，转速不高，故齿轮选用 7 级精度 （ GB10095-88）。 （ 3）材料选择。查表选择小齿轮： 45 钢（调质），硬度为： HBS240 ， 大齿轮： 45 钢（常化），硬度为： HBS200 ，二者材料差为 HBS40 。 （ 4）选择齿数。小齿轮齿数 241 z ,大齿轮齿数 12024512 uzz 。 （ 5）因选用闭式软齿面传动，故按齿面接触强度设计，用齿根弯曲强度校核的设计方法。 4.2.2 齿面接触疲劳强度计算 由设计计算公式进行试算，即 3 211 )(132.2HEdtt ZuuTKd （ 4-1） 1）确定公式内的各计算参数值 （ 1）试选载荷系数 3.1tK （ 2）计算小齿轮传递的转矩 mmNmmNnPT 261161 10898.61 4 2 6103.01055.91055.9 （ 3）查表选取齿宽系数 1d 南昌航空大学科技学院学士学位论文 （ 4）查表查得材料的弹性影响系数 218.189 MPaZE （ 5）按齿面硬度查图查得小齿轮的接触疲劳强度极限 MPaH 5501lim ；大齿轮的接触疲劳强度极限 MPaH 4802lim ； （ 6）由式子 4-2 计算应力循环次数，（工作寿命为 10 年，每年 300 工作日，单班值） hnjLN 60 （ 4-2） 将数据代入式子 4-2，得 911 100 5 3.2103 0 08111 4 2 66060 hjLnN 9912 10412.0510053.2 uNN （ 7）查图查得接触疲劳强度寿命系数 92.01 HNK； 98.02 HNK （ 8）计算接触疲劳许用应力 取失效概率为 1%，安全系数 1S ，由公式 4-3，可知 S K HNHH lim （ 4-3） 将数据代入式子 4-3，得 M PaS K HNHH 5061 92.055011l i m1 M PaS K HNHH 4.4 7 01 98.04 8 022l i m2 2）设计计算 （ 1）试算小齿轮分度圆直径 td1 代入 H 中较小值 南昌航空大学科技学院学士学位论文 mmmmZuuTKdHEdtt568.17)4.704 8.189(5 151 10898.63.132.2)(132.2 323 211 （ 2）计算圆周速度 v smndv t /31.11 0 0 060 1 4 2 6568.171 0 0 060 11 （ 3） 计算齿宽 b mmdb td 568.17568.1711 （ 4）计算齿宽与齿高之比 hb 模数 mmmmzdmtt 732.024568.1711 齿高 67.10647.1568.17647.1732.025.225.2hbmmmmmh t （ 5）计算载荷系数 根据 smv /31.1 ,7 级精度 ,查图查得动载系数 08.1VK； 直齿轮 ,假设 mmNbFKtA 100.由表查得 2.1 FH KK； 由表查得使用系数 00.1AK ； 由表查得 7 级精度 ,小齿轮相对支承非对称布置时 , bKddH 322 1023.0)6.01(18.012.1 将数据代入后得 412.1568.171023.01)16.01(18.012.1 322 HK； 由 67.10hb , 412.1HK查图查得 35.1FK；故载荷系数 南昌航空大学科技学院学士学位论文 830.1412.12.108.11 HHVA KKKKK （ 6）按实际的载荷系数校正所算 得的分度圆直径 ,由式子 4-4，可知 3tt KKdd 4-4 将数据代入后得 mmKKdd tt 69.193.1 830.1568.17 3311 （ 7）计算模数 m mmzdm 82.02469.1911 4.2.3 按齿根弯曲强度设计 弯曲强度的设计公式为 3 211 )(2FSaFadYYZKTm （ 4-5) 1)确定公式内的各计算数值 （ 1）查图查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 MPaFE 3801 ；大齿轮的弯曲疲劳强度极限 MPaFE 3201 ； （ 2）查图查得弯曲疲劳寿命系数 86.01 FNK， 90.02 FNK （ 3）计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 4.1S ，由式子 4-6。可知 SK FEFNF (4-6) 将数据代入，得 M PaM PaSK FEFNF 43.2 3 34.1 3 8 086.0 111 M PaM PaSK FEFNF 71.2054.1 32090.0 222 南昌航空大学科技学院学士学位论文 （ 4）计算载荷系数 K 750.135.12.108.11 FFVA KKKKK （ 5）查取齿形系数 由表查得 65.21 FaY； 164.22 FaY。 （ 6）查取应力校正系数 由表可查得 58.11 SaY； 806.12 SaY。 （ 7）计算大、小齿轮的 FSaFaYY；并加以比较 0 1 7 9 4.043.23358.165.2 1 11 FSaFa YY 0 1 9 0 0.071.205806.1164.2 2 22 FSaFa YY 大齿轮的数值大。 2）设计计算 mmmmm 430.001900.024110898.6750.12322 对比计算结果，由于齿面接触疲劳强度计算的模数 m 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数 m 的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径 (即模数与齿数的乘积）有关，可以取由弯曲强度算得的模数 430.0 并就近圆整为标准值 mmm 5.0 ，按接触强度算得的分度圆直径mmd 69.191 ，算出小齿轮齿数 395.0 69.1911 mdz 大齿 轮齿数 1 9 539512 uzz ，取 192 z 这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。 4.2.4 几何尺寸计算 各个几何尺寸见表 4-2 南昌航空大学科技学院学士学位论文 表 4-2 齿轮的几何参数 1d（ mm ） 2d（ mm ） b （ mm ） a （ mm ） 19.50 97.50 19.50 58.5 取 mmB 202 ， mmB 281 。 4.2.5 验算 NNdTFt 7.705.1910898.622 211 mmNmmNmmNb FK tA 10063.35.19 7.701 ，合适 4.3 水平螺旋减速器低速级齿轮设计 4.3.1 选择齿轮类型、精度等级、材料及齿数 （ 1）因为齿轮传 动功率不大，转速不太高，所以选用直齿圆柱齿轮传动。 （ 2）螺旋输送机为一般工作的机器，转速不高，故齿轮选用 7 级精度 （ GB10095-88）。 （ 3）材料选择。查表选择小齿轮： 45 钢（调质），硬度为： HBS240 ， 大齿轮： 45 钢（常化），硬度为： HBS200 ，二者材料差为 HBS40 。 （ 4）选择齿数。小齿轮齿数 241 z ,大齿轮齿数 7.852457.312 uzz ，取862 z 。 （ 5）因选用闭式软齿面传动，故按齿面接触强度设计，用齿根弯曲强度校核的设计方法。 4.3.2 齿面接触疲劳强度计算 由设计计算公式进行试算，参考式子 4-1。 1）确定公式内的各计算参数值 （ 1）试选载荷系数 3.1tK （ 2）计算小齿轮传递的转矩 南昌航空大学科技学院学士学位论文 mmNmmNnPT 361161 10181.32.285 095.01055.91055.9 （ 3）查表选取齿宽系数 1d （ 4）由表查得材料的弹性影响系数 218.189 MPaZ E （ 5）按齿面硬度查图查得小齿 轮的接触疲劳强度极限 MPaH 5501lim ；大齿轮的接触疲劳强度极限 MPaH 4802lim ； （ 6）参考式子 4-2 计算应力循环次数，（工作寿命为 10 年，每年 300 工作日，单班值） 91 10412.0103008112.28560 N 9912 10115.057.310412.0 uNN （ 7）由图查得接触疲劳强度寿命系数 98.01 HNK； 0.12 HNK （ 8）计算接触疲劳许用应力 取失效概率为 1%，安全系数 1S ，参考式子 4-3，得 MP aH 5391 98.05501 MP aH 4801 0.14802 2）设计计算 （ 1）试算小齿轮分度圆直径td1代入 H 中较小值 mmmmZuuTKdHEdtt677.29)480 8.189(57.3 157.31 10181.33.132.2)(132.2 333 211 （ 2）计算圆周速度 v smndv t /44.01 0 0 060 2.285677.291 0 0 060 11 （ 3）计算齿宽 b mmdb td 677.29677.2911 （ 4）计算齿宽与齿高之比 hb 模数 mmmmzdm tt 237.124677.2911 南昌航空大学科技学院学士学位论文 齿高 67.1078.2677.2978.2237.125.225.2hbmmmmmh t （ 5）计算载荷系数 根据 smv /44.0 ,7 级精度 ,由图查得动载系数 04.1VK； 直齿轮 ,假设 mmNbFKtA 100.查表查得 2.1 FH KK； 由表查得使用系数 00.1AK ； 由表查得 7 级精度 ,小齿轮相对支承非对称布 置时 , bKddH 322 1023.0)6.01(18.012.1 将数据代入后得 415.1677.291023.01)16.01(18.012.1 322 HK； 由 67.10hb , 415.1HK查图查得 35.1FK；故载荷系数 766.1415.12.104.11 HHVA KKKKK （ 6）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径 ,参考式子 4-4，得 mmKKdd tt 87.323.1 766.1677.29 3311 （ 7）计算模数 m mmzdm 37.12487.3211 4.3.3 按齿根弯曲强度设计 弯曲强度的设计公式参考式子 4-5。 1)确定公式内的各计算数值 （ 1）由图查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 MPaFE 3801 ；大齿轮的弯曲疲劳强度极限MPaFE 3201 ； （ 2）由图查得弯曲疲劳寿命系数 90.01 FNK ， 92.02 FNK （ 3）计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 4.1S ，参考式子 4-6，得 南昌航空大学科技学院学士学位论文 M PaM PaSK FEFNF 29.2444.1 38090.0 111 M PaM PaSK FEFNF 29.2104.1 32092.0 222 （ 4）计算载荷系数 K 685.135.12.104.11 FFVA KKKKK （ 5）查取齿形系数 由表查得 65.21 FaY； 208.22 FaY。 （ 6）查取应力校正系数 由表查得 58.11 SaY； 776.12 SaY。 （ 7）计算大、小齿轮的 FSaFaYY；并加以比较 0 1 7 1 4.029.24458.165.2 1 11 FSaFa YY 01865.029.210776.1208.2 2 22 FSaFa YY 大齿轮的数值大。 2）设计计算 mmmmm 703.001865.024110181.3685.12323 对比计算结果，由于齿面接触疲劳强度计算的模数 m 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数 m 的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径 (即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数 703.0 并就近圆整为标准值 mmm 1 ，按接触强度算得的分度圆直径 mmd 87.321 ，算出小齿轮齿数 330.1 87.3211 mdz 大齿轮齿数 8.1173357.312 uzz ，取 1182 z 这 样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足齿根弯曲疲劳强度，并南昌航空大学科技学院学士学位论文 做到结构紧凑，避免浪费。 4.3.4 几何尺寸计算 各个几何尺寸见表 4-3 表 4-3 齿轮的几何参数 1d（ mm ） 2d（ mm ） b （ mm ） a （ mm ） 33.00 118.00 33.00 75.5 取 mmB 332 ， mmB 401 。 4.3.5 验算 NNdTFt 79.1920.3310181.322 311 mmNmmNmmNb FK tA 1 0 084.50.33 79.1 9 21 ，合适 4.4 各轴的结构设计与较核 4.4.1输入轴的设计 1.求输入轴上的功率 1P 、转速 1n 和转矩 1T 由表 4-1 可知： kWP 103.01 ； min14261 rn ； mmNT 5.6891 2.求作用在齿轮上的力 因已知高速齿轮的分度圆直径为 mmmmmzd 5.19395.011 故圆周力 NNdTF t 715.19 5.68922 11 3. 初步估算轴的最小直径，选取联轴器 先按式 4-7 初步估算轴的最小直径，公式为 30min nPAd (4-7) 选取轴的材料为 45 钢，调质处理。根据表选取 1120 A ，于是得 南昌航空大学科技学院学士学位论文 mmmmd 7.41426103.0112 3m i n 该段轴上有键槽将计算值加大 %4%3 ，mind应为 mm9.4 。 输入轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径d.为了使所选的轴直径d与联轴器的孔径相适应，故需同时选联轴器型号。 联轴器的计算转矩3TKT Aca ，考虑到转矩变化很小，查表选取 3.1AK，则： mmNmmNTKTAca 1 3 7 95.6893.11 按照计算转矩caT应小于联轴器公称转矩条件，查标准 GB/T 5843-1986或手册 ,选用 YL凸缘联轴器，其公称转矩为 mmN 10000 。半联轴器的孔径 mmd 10 ，故取 mmd 10 ；半联轴器长度 mmL 271 ，半联轴器与轴配合的毂孔长度 mmL 24 。 4.轴的结构设计 1）拟定轴上零件的装配方案 图 4.2 轴 的装配方式 现选用如图所示的装配方案。 2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 （ 1）为了满足半联轴器的轴向定位要求， 轴段右端需制出一轴肩，故取 段的直径 mmd 12 ；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径 mmD 14 。半联轴器与轴配合的毂孔长度 mmL 24 ，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故 段的长度应比 L 略短些，现取 mml 22 。 （ 2）初步选择滚动轴承。因轴承只承受径向力的作用，故选用单列深沟球轴承。参照工作要求并根据 mmd 12 ，由轴承产品目录中初步选取 0 基本游隙组、标准精度级的单列深沟球轴承 6202 ，其尺寸为 mmmmmmBDd 113515 ，故mmdd 15 。右端滚动轴承采用挡油板进行轴向定位。由手册查得 6202 型轴承南昌航空大学科技学院学士学位论文 的定位轴肩高度 mmh 5.2 ，因此，挡油板的轴肩高为 mm5.2 。选挡油板的宽度为 mm12 ，所以 mmll 21 。 （ 3）根据轴段 的直径 mmd 15，考虑到齿轮的分度圆直径为mmd 5.191 ，可把安装齿轮处的轴段 设计成齿轮轴，选直径 mmd 17 。考虑到中间轴的长度和内壁间的距离，取轴段 的长度 mml 86。 （ 4）轴承端盖的凸缘厚度为 mm6 （由减速器及轴承端盖的结构设计而定）。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离mml 28 ，故取 mml 68 。 至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。 3）轴上零件的周向定位 半联 轴器与轴的周向定位采用平键联接。按由手册查得平键截面 mmmmhb 44 （ GB/T 1095-1979），键槽用键槽铣刀加工，长为 mm20 （标准键长见 GB/T 1096-1979），半联轴器与轴的配合为 H7/k6。滚动轴承与轴的周向定位是借过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为 m6。 4）确定轴上的圆角和倒角尺寸 参考表选取轴端倒角为 456.0 ，各轴肩处的圆角半径见图所示。 5.求轴上的载荷 首先根据轴的 结构图作出轴的计算简图。根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图。 图 4.3轴 的弯矩图 南昌航空大学科技学院学士学位论文 从轴的结构简图以及弯矩图和扭矩图中可以判断出齿轮的左右端面是危险截面。计算出危险截面处的弯矩和扭矩。 弯矩 mmNMH 1837 扭矩 mmNT 5.689 6.按弯扭合成应力较核轴的强度 进行较核时，通常只较核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面）的强度。 弯扭较核公式为 WTMca22 )( (4-8) 根据式子 4-8 及上面计算出的数值，并取 3.0 ，轴的计算应力 MP aMP aca 8.3171.0)5.6893.0(1837322 前已选定轴的材料为 45 钢，调质处理，查表查得 MPa60 1 。因此 1 ca，故安全。 7.验算平键的强度 键和联轴器的材料都是钢，由表查得许用挤压应力 M Pap 1 201 00，取平均值 MPap 110 ，键的工作长度 mmmmmmbLl 16420 ，键与轮毂键槽的接触高度 mmmmhk 245.05.0 。由式 4-9 可知 kldTp 2 (4-9) 将数据代入式 4-9 得 MP aMP aMP a pp 11031.410162 5.6892 联接的挤压强度满足要求。 4.4.2中间轴的设计 1.求中间轴上的功 率 2P 、转速 2n 和转矩 2T 南昌航空大学科技学院学士学位论文 由表 4-1 可知： kWP 095.02 ； min2.2852 rn ； mmNT 5.32762 2.求作用在齿轮上的力 因已知中速小齿轮的分度圆直径为 mmmmmzd 0.33330.111 故圆周力 NNdTFt 1990.335.32762232 3. 初步估 算轴的最小直径 先按式子 4-7 初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为 45 钢，调质处理。根据表选取1120 A ，于是得 mmmmd 8.72.285095.0112 3m i n 中间轴的最小直径是安装轴承处轴的直径 d 和 d，但不应小于高速轴安装轴承处的直径，所以选轴的直径 mmdd 15 。 4.轴的结构设计 1）拟定轴上零件的装配方案 图 4.4 轴 的装配方式 现选用如图所示的装配方案。 2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 （ 1）初步选择滚动轴承。因轴承只承受径向力的作用，故选用单列深沟球轴承。参照工作要求并根据 mmd 15 ，由轴承产品目录中初步选取 0 基本游隙组、标准精度级的单列深沟球轴承 6202，其尺寸为 mmmmmmBDd 113515 。右端滚动轴承采用挡油板和套筒进行轴向定位。由手册查得 6200 型轴承的定位轴肩高度 mmh 5.2 。挡油板的宽度为 mm12 ，轴肩高为 mm5.2 。根据齿轮端面与内机壁的距离为 mm8 则左端套筒的宽度南昌航空大学科技学院学士学位论文 为 mm10 ，右端套筒的宽度为 mm6 ，所以根据装配要求确定 mml 33， mml 29。 （ 2）取安装齿轮处的轴段 和 的直径 mmdd 17 ；齿轮的左端或右端采用套筒定位，两个齿轮间的轴环取其直径 mmd 20，则轴段 的长度mml 10 。轴段 和 的长度 mmll 3818 ， 。 至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。 3）轴上零件的周向定位 齿轮与轴 的周向定位均采用平键联接。按由手册查得平键截面 mmmmhb 55 （ GB/T 1095-1979），键槽用键槽铣刀加工，安装大齿轮的键长为 mm16 ，安装小齿轮的键长为 mm36 （标准键长见 GB/T 1096-1979），同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为 H7/n6。滚动轴承与轴的周向定位是借过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为 m6。 4）确定轴上的圆角和倒角尺寸 参考表选 取轴端倒角为 458.0 ，各轴肩处的圆角半径见图所示。 5.求轴上的载荷 首先根据轴的结构图作出轴的计算简图。根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图。 图 4.5 轴 的弯矩图 从轴的结构简图以及弯矩图和扭矩图中可以判断出小齿轮的右端面是危险截面。计算南昌航空大学科技学院学士学位论文 出危险截面处的弯矩和扭矩。 弯矩 mmNMH 5544 扭矩 mmNT 5.3276 6.按弯扭合成应力较核轴的强度 进行较核时，通常只较核轴上承受最大弯矩和扭矩 的截面（即危险截面）的强度。根据式子 4-8 及上面计算出的数值，并取 3.0 ，轴的计算应力 MP aMP aca 7.16151.0)5.3 2 7 63.0(5 5 4 4322 前已选定轴的材料为 45 钢，调质处理，由表查得 MPa60 1 。因此 1 ca，故安全。 7.验算平键的强度 1）验算小齿轮的平键强度 键和齿轮的材料都是钢，由表查得许用挤压应力 M Pap 1 201 00，取平均值 MPap 110 ，键的工作长度 mmmmmmbLl 31536 ，键与轮毂键槽的接触高度 mmmmhk 5.255.05.0 。由式子 4-9 可得 MP aMP aMP a pp 11097.417315.2 5.32762 联接的挤压强度满足要求。 2）验算大齿轮的平键强度 键和齿轮的材料都是钢，查表查得许用挤压应力 M Pap 1 201 00，取平均值 MPap 110 ，键的工作长度 mmmmmmbLl 11516 ，键与轮毂键槽的接触高度 mmmmhk 5.255.05.0 。由式子 4-9 可得 MP aMP aMP a pp 11002.1417115.2 5.32762 联接的挤压强度满足要求。 南昌航空大学科技学院学士学位论文 4.4.3输出轴的设计 1.求输出轴上的功率3P、转速3n和转矩3T 由表 4-1 可知： kWP 090.03 ； min803 rn ； mmNT 9.111163 2.求作用在齿轮上 的力 因已知低速大齿轮的分度圆直径为 mmmmmzd 1181180.122 故圆周力 NNdTFt 1881189.1 1 1 1 62223 3. 初步估算轴的最小直径，选取联轴器 先按式子 4-7 初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为 45 钢，调质处理。根据表选取1120 A ，于是得 mmmmd 6.1180090.0112 3m i n 该段轴上有键槽将计算值加大 %4%3 ， mind 应为 mm1.12 。 输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径 d .为了使所选的轴直径 d 与联轴器的孔径相适应，故需同时选联轴器型号。 联轴器的计算转矩3TKT Aca ，考虑到转矩变化很小，查表选取 3.1AK ，则： mmNmmNTKTAca 144529.111163.13 按照计算转矩caT应小于联轴器公称转矩条件，查标准 GB/T 5843-1986 或手册 ,选用YL2 凸缘联轴器，其公称转矩为 mmN 16000 。半联轴器的孔径 mmd 14 ，故取mmd 14 ；半联轴器长度 mmL 341 ，半联轴器与轴配合的毂孔长度 mmL 29 。 4.轴的结 构设计 1）拟定轴上零件的装配方案 南昌航空大学科技学院学士学位论文 图 4.6 轴 的装配方式 现选用如图所示的装配方案。 2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 （ 1）为了满足半联轴器的轴向定位要求， 轴段右端需制出一轴肩，故取 段的直径 mmd 18；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径 mmD 20 。半联轴器与轴配合的毂孔长度 mmL 29 ，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故 段的长度应比 L 略短些，现取 mml 27。 （ 2）初步选择滚动轴承。因轴承只承受径向力的作用，故选用单列深沟球轴承。参照工作要求并根据 mmd 18 ，由轴承产品目录中初步选取 0 基本游隙组、标准精度级的单 列 深 沟 球 轴 承 6204 ， 其 尺 寸 为 mmmmmmBDd 144720 ，故mmdd 20 。右端滚动轴承采用挡油板进行轴向定位。由手册查得 6204 型轴承的定位轴肩高度 mmh 3 ，因此，挡油板的左右轴肩高为 mm3 。选挡油板的宽度为 mm15 ，所以 mml 27。 （ 3）根据轴段 的直径 mmd 20，取安装齿轮处的轴段 的直径mmd 22 ；齿轮的左端采用轴肩定位，轴肩高度 dh 07.0 ，取 mmh 2 ，则mmd 26 。齿轮的右端采用套筒定位，选套筒的宽度为 mm7 ，取轴段 的长度mml 30 ，考虑到中间轴的长度和内壁间的距离，取轴段 的长度 mml 41 ，轴段 的长度 mml 37。 （ 4）轴承端盖的凸缘厚度为 mm6 （由减速器及轴承端盖的结构设计而定）。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离mml 5.29 ，故取 mml 66 。 至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。 3）轴上零件 的周向定位 齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键联接。按由手册查得平键截面mmmmhb 66 （ GB/T 1095-1979），键槽用键槽铣刀加工，长为 mm28 （标准键长见南昌航空大学科技学院学士学位论文 GB/T 1096-1979），同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为 H7/n6；同样，半联轴器与轴的联接，选用平键为 mmmmhb 55 ，长为 mm25 （标准键长见 GB/T 1096-1979），半联轴器与轴的配合为 H7/k6。滚动轴承与轴的周向定位是借过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为 m6。 4）确定轴上的圆角和倒角尺寸 参考表选取轴端倒角为 458.0 ，各轴肩处的圆角半径见图所示。 5.求轴上的载荷 首先根据轴的结构图作出轴的计算简图。根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图。 图 4.7 轴 的弯矩图 从轴的结构简图以及弯矩图和扭矩图中可以判断出齿轮的右端面是危险截面。计算出危险截面处的弯矩和扭矩。 弯矩 mmNM H 3.5440 扭矩 mmNT 9.11116 6.按弯扭合成应力较核轴的强度 进行较核时，通常只较核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面）的强度。根据式 4-8 及上面计算出的数值，并取 3.0 ，轴的计算应力 MP aca 0.8201.0)9.111163.0(3.5440322 南昌航空大学科技学院学士学位论文 前已选定轴的材料为 45 钢，调质处理，由表查得 MPa601 。因此 1 ca，故安全。 7.验算平键的强度 1）验算齿轮的平键强度 键和齿轮的材料都是钢，由表查得许用挤压应力 M Pap 1 201 00，取平均值 MPap 110 ，键的工作长度 mmmmmmbLl 22628 ，键与轮毂键槽的接触高度 mmmmhk 365.05.0 。由式子 3-9 可得 MP aMP aMP a pp 11031.1522223 9.111162 联接的挤压强度满足要求。 2）验算联轴器的平键强度 键和联轴器的材料都是钢，由表查得许用挤压应力 M Pap 1 201 00，取平均值 MPap 110 ，键的工作长度 mmmmmmbLl 20525 ，键与轮毂键槽的接触高度 mmmmhk 5.255.05.0 。由式子 4-9 可得 MP aMP aMP a pp 11076.3114205.2 9.1 1 1 1 62 联接的挤压强度满足要求。 南昌航空大学科技学院学士学位论文 5 倾斜螺旋减速器设计 5.1 倾斜减速器 总体 设计 图 5.1 倾斜螺旋传动简图 1-电动机； 2， 4-联轴器； 3-二级展开式圆柱齿轮减速器； 5-倾斜螺旋 因为倾斜减速器电机功率为 550W， min/1428 rnm ， 28.141001428 Wmnni 对展开式二级圆柱齿轮减速器，可取 iiii )5.13.1(,)5.13.1( 式中 i ，i分别为高速级和低速级的传动比，i为总传动比，要使 i ，i均在推荐的数值范围内。考虑润滑条件，为使两级大齿轮直径相近，取ii 4.1 5.428.144.14.1 ii 17.35.4 28.14 iii 各轴的转速： I 轴 m in/1428 rnn m II 轴 m in/3.3175.41428 rinn 南昌航空大学科技学院学士学位论文 III 轴 m in/10017.33.317 rinn 倾斜螺旋 m in/1001 rnn 各轴的输入功率： I 轴 kWPPd 192.099.0194.031 II 轴 kWPP 182.096.099.0192.021 III 轴 kWPP 173.096.099.0182.021 倾斜螺旋 kWPP 164.099.099.0173.031 倾 式中：321 , 轴承、齿轮传动和联轴器的传动效率。 各轴的输入转矩： 电动机轴的输出转矩dT为 mmNnPdT md 4.12971428 194.01055.91055.9 66 故 I 轴 mmNTTd 4.128499.04.12973 II 轴 mmNiTT 1.54935.496.099.04.128421 III 轴 mmNiTT 4.1654917.396.099.01.549321 倾斜螺旋 mmNTT 1.1622099.099.04.1654931倾 表 5-1 传动装置的运动和动力参数 电机轴 轴 轴 轴 倾斜螺旋 转速 n/(r/min) 1428 1428 317.3 100 100 功率 P/（ kW） 0.194 0.192 0.182 0.173 0.164 扭矩T/( mmN ) 1297.4 1284.4 5493.1 16549.4 16220.1 传动比 i 1 4.5 3.17 1 效率 0.99 0.95 0.95 0.98 轴 参 数 南昌航空大学科技学院学士学位论文 5.2 倾斜螺旋减速器高速级齿轮设计 5.2.1 选择齿轮类型、精度等级、材料及齿数 （ 1）因为齿轮传动功率不 大，转速不太高，所以选用直齿圆柱齿轮传动。 （ 2）螺旋输送机为一般工作的机器，转速不高，故齿轮选用 7 级精度 （ GB10095-88）。 （ 3）材料选择。由表选择小齿轮： 45 钢（调质），硬度为： HBS240 ， 大齿轮： 45 钢（常化），硬度为： HBS200 ，二者材料差为 HBS40 。 （ 4）选择齿数。小齿轮齿数 241 z ,大齿轮齿数 108245.412 uzz 。 （ 5）因选用闭式软齿面传 动，故按齿面接触强度设计，用齿根弯曲强度校核的设计方法。 5.2.2 齿面接触疲劳强度计算 参考设计计算公式 4-1 进行试算 1）确定公式内的各计算参数值 （ 1）试选载荷系数 3.1tK （ 2）计算小齿轮传递的转矩 mmNmmNnPT 361161 10284.11 4 2 8192.01055.91055.9 （ 3）查表选取齿宽系数 1d （ 4）由表查得材料的弹性影响系数 218.189 MPaZ E （ 5）按齿面硬度查图查得小齿轮的接触疲劳强度极限 MPaH 5501lim ； 大齿轮的接触疲劳强度极限 MPaH 4802lim ； （ 6）参考式子 4-2 计算应力循环次数，（工作寿命为 10 年，每年 300 工作日，单班值） 911 10056.21030081114286060 hjLnN 9912 10457.05.410056.2 uNN （ 7）由图查得接触疲劳强度寿命系数 92.01 HNK ； 98.02 HNK 南昌航空大学科技学院学士学位论文 （ 8）计算接触疲劳许用应力 取失效概率为 1%，安全系数 1S ，参考式子 4-3 得 M PaS K HNHH 5061 92.055011l i m1 M PaS K HNHH 4.4 7 01 98.04 8 022l i m2 2）设计计算 （ 1）试算小齿轮分度圆直径td1代入 H中较小值 mmmmZuuTKdHEdtt743.21)4.470 8.189(5.4 15.41 10284.13.132.2)(132.2 333 211 （ 2）计算圆周速度 v smndv t /63.11 0 0 060 1 4 2 87 4 3.211 0 0 060 11 （ 3）计算齿宽 b mmdb td 743.21743.2111 （ 4）计算齿宽与齿高之比 hb 模数 mmmmzdmtt 906.024743.2111 齿高 66.1004.2743.2104.2906.025.225.2hbmmmmmh t （ 5）计算载荷系数 根据 smv /63.1 ,7 级精度 ,由图查得动载系数 08.1VK； 直齿轮 ,假设 mmNbFKtA 100.由表查得 2.1 FH KK； 由表查得使用系数 1AK ； 由表查得 7 级精度 ,小齿轮相对支承非对称布置时 , bKddH 322 1023.0)6.01(18.012.1 将数据代入后得 413.1743.211023.01)16.01(18.012.1 322 HK； 南昌航空大学科技学院学士学位论文 由 66.10hb , 413.1HK查图查得 35.1FK；故载荷系数 831.1413.12.108.11 HHVA KKKKK （ 6）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径 ,参考式子 4-4，得 mmKKdd tt 37.243.1 831.1743.21 3311 （ 7）计算模数 m mmzdm 02.12437.2411 5.2.3 按齿根弯曲强度设计 参考式子 4-5 弯曲强度的设计公式。 1)确定公式内的各计算数值 （ 1）由图查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 MPaFE 3801 ；大齿轮的弯曲疲劳强度极限MPaFE 3201 ； （ 2）由图查得弯曲疲劳寿命系数 86.01 FNK， 90.02 FNK （ 3）计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 4.1S ，参考式子 4-6，得 M PaM PaSK FEFNF 43.2 3 34.1 3 8 086.0 111 M PaM PaSK FEFNF 71.2054.1 32090.0 222 （ 4）计算载荷系数 K 750.135.12.108.11 FFVA KKKKK （ 5）查取齿形系数 由表查得 65.21 FaY ； 174.22 FaY 。 （ 6）查取应力校正系数 由表查得 58.11 SaY ； 796.12 SaY 。 南昌航空大学科技学院学士学位论文 （ 7）计算大、小齿轮的 FSaFaYY；并加以比较 0 1 7 9 4.043.23358.165.2 1 11 FSaFa YY 18980.071.205796.1174.2 2 22 FSaFa YY 大齿轮的数值大。 2）设计计算 mmmmm 529.018980.024110284.1750.12323 对比计算结果，由于齿面接触疲劳强度计算的模数 m 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数 m 的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接 触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径 (即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数 529.0 并就近圆整为标准值 mmm 8.0 ，按接触强度算得的分度圆直径mmd 37.241 ，算出小齿轮齿数 318.0 37.2411 mdz 大齿轮齿数 5.391315.412 uzz ，取 4012 z 这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足齿根弯曲 疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。 5.2.4 几何尺寸计算 各个几何尺寸见表 5-2 表 5-2 齿轮的几何参数 1d （ mm ） 2d （ mm ） b （ mm ） a （ mm ） 24.8 112.0 24.8 68.4 取 mmB 252 ， mmB 301 。 5.2.5 验算 南昌航空大学科技学院学士学位论文 NNdTFt 55.1038.2410284.122 311 mmNmmNmmNb FK tA 1 0 018.48.24 55.1 0 31 ，合适 5.3 倾斜螺旋减速器低速级齿轮设计 5.3.1 选择齿轮类型、精度等级、材料及齿数 （ 1）因为齿轮传动功率不大，转速不太高，所以选用直齿圆柱齿轮传动。 （ 2）螺旋输送机为一般工作的机器，转速不高，故齿轮选用 7 级精度 （ GB10095-88）。 （ 3）材料选择。由表选 择小齿轮： 45 钢（调质），硬度为： HBS240 ， 大齿轮： 45 钢（常化），硬度为： HBS200 ，二者材料差为 HBS40 。 （ 4）选择齿数。小齿轮齿数 241 z ,大齿轮齿数 762417.312 uzz 。 （ 5）因选用闭式软齿面传动，故按齿面接触强度设计，用齿根弯曲强度校核的设计方法。 5.3.2 齿面接触疲劳强度计算 参考设计计算公式 4-1 进行试算。 1）确定公式内的各计算参数值 （ 1）试选载荷系数 3.1tK （ 2）计算小齿轮传递的转矩 mmNmmNnPT 361161 10478.53.317 182.01055.91055.9 （ 3）由表查取齿宽系数 1d （ 4）由表查得材料的弹性影响系数 218.189 MPaZ E （ 5）按齿面硬度查图查得小齿轮的接触疲劳强度极限 MPaH 5501lim ；大齿轮的接触疲劳强度极限 MPaH 4802lim ； （ 6）由式 4-2 计算应力循环次数，（工作寿命为 10 年，每年 300 工作日，单班值） 南昌航空大学科技学院学士学位论文 911 10457.0103008113.3176060 hjLnN 9912 10144.017.310457.0 uNN （ 7）由图查得接触疲劳强度寿命系数 98.01 HNK； 00.12 HNK （ 8）计算接触疲劳许用应力 取失效概率为 1%，安全系数 1S ，由式 4-3 得 M PaS K HNHH 5391 98.055011l i m1 M PaS K HNHH 4 8 01 00.14 8 022l i m2 2）设计计算 （ 1）试算小齿轮分度圆直径td1代入 H 中较小值 mmmmZuuTKdHEdtt897.35)480 8.189(17.3 117.31 10478.53.132.2)(132.2 333 211 （ 2）计算圆周速度 v smndv t /60.0100060 3.317897.35100060 11 （ 3）计算齿宽 b mmdb td 897.35897.3511 （ 4）计算齿宽与齿高之比 hb 模数 496.124897.3511 zdm tt 齿高 65.1037.3897.3537.3496.125.225.2hbmmmmmh t （ 5）计算载荷系数 根据 smv /60.0 ,7 级精度 ,由图查得动载系数 04.1VK； 直齿轮 ,假设 mmNbFK tA 100 .由表查得 2.1 FH KK ； 由表查得使用系数 1AK ； 由表查得 7 级精度 ,小齿轮相对支承非对称布置时 , 南昌航空大学科技学院学士学位论文 bKddH 322 1023.0)6.01(18.012.1 将数据代入后得 416.1897.351023.01)16.01(18.012.1 322 HK； 由 65.10hb , 416.1HK查图查得 35.1FK；故载荷系数 767.1416.12.104.11 HHVA KKKKK （ 6）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径 ,由式 4-4 得 mmKKdd tt 76.393.1 767.1897.35 3311 （ 7）计算模数 m mmzdm 66.12476.3911 5.3.3 按齿根弯曲强度设计 参考弯曲强度的设计公式 4-5。 1)确定公式内的各计算数值 （ 1）由图查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 MPaFE 3801 ；大齿轮的弯曲疲劳强度极限 MPaFE 3201 ； （ 2）由图查得弯曲疲劳寿命系数 90.01 FNK， 92.02 FNK （ 3）计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 4.1S ，由式 4-6 得 M PaM PaSK FEFNF 29.2444.1 38090.0 111 M PaM PaSK FEFNF 29.2104.1 32092.0 222 （ 4）计算载荷系数 K 685.135.12.104.11 FFVA KKKKK （ 5）查取齿形系数 南昌航空大学科技学院学士学位论文 由表查得 65.21 FaY； 228.22 FaY。 （ 6）查取应力校正系数 由表查得 58.11 SaY； 762.12 SaY。 （ 7）计算大、小齿轮的 FSaFaYY；并加以比较 0 1 7 9 4.043.23358.165.2 1 11 FSaFa YY 18670.029.210762.1228.2 2 22 FSaFa YY 大齿轮的数值大。 2）设计计算 mmmmm 843.001867.024110478.5685.12323 对比计算结果，由于齿面接触疲劳强度计算的模数 m 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数 m 的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径 (即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数 843.0 并就近圆整为标准值 mmm 0.1 ，按接触强度算得的分度圆直径mmd 76.391 ，算出小齿轮齿数 400.1 76.3911 mdz 大齿轮齿数 8.1264017.312 uzz ，取 1272 z 这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。 5.3.4 几何尺寸计算 各个几何尺寸见表 5-3 表 5-3 齿轮的几何参数 1d （ mm ） 2d （ mm ） b （ mm ） a （ mm ） 40.0 127.0 40.0 83.5 取 mmB 402 ， mmB 451 。 南昌航空大学科技学院学士学位论文 5.3.5 验算 NNdTFt 9.2730.4010478.522 311 mmNmmNmmNb FK tA 10085.60.40 9.2731 ，合适 5.4 各轴的结构设计与较核 5.4.1输入轴的设计 1.求输入轴上的功率 1P 、转速 1n 和转矩 1T 由表 5-1 可知： kWP 192.01 ； min14281 rn ； mmNT 4.12841 2.求作用在齿轮上的力 因已知高速齿轮的分度圆直径为 mmmmmzd 8.24318.011 故圆周力 NNdTF t 1048.24 4.128422 1 1 3. 初步估算轴的最小直径，选取联轴器 先按式 4-7 初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为 45 钢，调质处理。根据表选取1120 A ，于是得 mmmmd 7.51428192.0112 3m i n 该段轴上有键槽将计算值加大 %4%3 ， mind 应为 mm0.6 。 输入轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径 d .为了使所选的轴直径 d 与联轴器的孔径相适应，故需同时选联轴器型号。 联轴器的计算转矩3TKT Aca ，考虑到转矩变化很小，查表取 3.1AK ，则： mmNmmNTKT Aca 16704.12843.11 按照计算转 矩 caT 应小于联轴器公称转矩条件，查标准 GB/T 5843-1986或手册 ,选用 YL凸缘联轴器，其公称转矩为 mmN 10000 。半联轴器的孔径 mmd 10 ，故取 mmd 10 ；南昌航空大学科技学院学士学位论文 半联轴器长度 mmL 271 ，半联轴器与轴配合的毂孔长度 mmL 24 。 4.轴的结构设计 1）拟定轴上零件的装配方案 图 5.2 轴 的 装配方式 现选用如图所示的装配方案。 2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 （ 1）为了满足半联轴器的轴向定位要求， 轴段右端需制出一轴肩，故取 段的直径 mmd 12 ；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径 mmD 14 。半联轴器与轴配合的毂孔长度 mmL 24 ，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故 段的长度应比 L 略短些，现取 mml 22 。 （ 2）初步选择滚动轴承。因轴承只承受径向力的作用，故选用单列深沟球轴承。参照工作要求并根据 mmd 12 ，由轴承产品目录中初步选取 0 基本游隙组、标准精度级的单列深沟球轴承 6202 ，其尺寸为 mmmmmmBDd 113515 ，故mmdd 15 。右端滚动轴承采用挡油板进行轴 向定位。由手册查得 6202 型轴承的定位轴肩高度 mmh 5.2 ，因此，挡油板的轴肩高为 mm5.2 。选挡油板的宽度为 mm12 ，所以 mmll 21 。 （ 3）根据轴段 的直径 mmd 15，考虑到齿轮的分度圆直径为mmd 8.241 ，可把安装齿