立式打蛋机的设计(毕业论文+全套CAD图纸)(答辩通过)

下载文档就送全套 CAD 图纸，扣扣 414951605 学习好资料，毕设专用，答辩优秀 湖南农业大学东方科技学院 全日制普通本科生毕业设计 立式打蛋机的设计 THE DESIGN OF VERTICAL EGG MIXER 学生姓名 ： 刘 黎 学 号： 200841914508 年级专业及班级： 2008 级机械设计制造及自动化 (5)班 指导老师及职称： 高英武 教授 邓春香 副教授 学 部： 理工学部 湖南长沙 提交日期： 2012 年 5 月 下载文档就送全套 CAD 图纸，扣扣 414951605 学习好资料，毕设专用，答辩优秀 湖南农业大学全日制普通本科生毕业设计 诚 信 声 明 本人郑重声明：所呈交的本科毕业设计是本人在指导老师的指 导下，进行研究工作所取得的成果，成果不存在知识产权争议。除文中已经注明引用的内容外，本论文不含任何其他个人或集体已经发表或撰写过的作品成果。对本文的研究做出重要贡献的个人和集体在文中均作了明确的说明并表示了谢意。本人完全意识到本声明的法律结果由本人承担。 毕业设计作者签名： 年 月 日 下载文档就送全套 CAD 图纸，扣扣 414951605 学习好资料，毕设专用，答辩优秀 目 录 摘要 1 关键词 1 1 前言 2 1.1 选题研究意义 2 1.2 国内研究现状 2 1.3 目前国内常见的打蛋机类型 2 2 总体方案拟定 2 2.1 原理分析 3 2.2 总体结构设计 3 2.2.1 总体结构设计 3 2.2.2 传动路线 4 2.3 各执行机构主要参数的初步确定 4 2.4 传动装置的运动和动力参数的计算 5 3 主要零件的选择和设计 6 3.1 皮带轮的设计 6 3.2 齿轮的设计计算 8 3.2.1 直齿轮的设计计算 8 3.2.2 斜齿轮的设计计算 11 3.2.3 锥齿轮 的设计计算 14 3.3 轴的设计计算 17 3.3.1 高速轴的设计计算 17 3.3.2 轴的设计计算 20 3.3.3 主轴的设计计算 24 下载文档就送全套 CAD 图纸，扣扣 414951605 学习好资料，毕设专用，答辩优秀 3 4 轴承的校核 27 3.4.1 高速轴轴承的校核 27 3.4.2 主轴轴承的校核 27 3.5 键的设计计算与校核 28 3.5.1 高速轴上的联接键的校核 28 3.5.2 电机上联接键的校核 28 4 打蛋机其他各个部分的简介 29 5 润滑与密封 32 5.1 滚动轴承的润滑 32 5.2 锥齿轮的润滑 32 5.3 搅拌头的密封 32 6 主要缺点和有待进一步改进的地方 32 7 结束语 33 参考文献 34 致谢 34 附录 35 下载文档就送全套 CAD 图纸，扣扣 414951605 学习好资料，毕设专用，答辩优秀 1 立式打蛋机设计 学 生：刘 黎 指导老师：高英武 (湖南农业大学东方科技学院，长沙 410128) 摘 要： 本文分析了中国国内外立式打蛋机的现状，设计出一新型立式打蛋机。该打蛋机是由搅拌器、容器、传动装置、容器升降结构和电动机以及机架等部分组成。采用有级变速机构：由一对三联齿轮滑块组成，通过手动拔叉，使不同的齿数的直齿轮相互齿轮啮合，形成三种不同的转速，通过斜齿轮和锥齿 轮的传递，使这三种不同的速度至主轴。搅拌头在行星轮的作用下产生自转，可以对容器内的各个部位进行搅拌。容器的升降机构则是为了尽快的装卸容器。机座则承受了调和时的所有负载。 关键词： 搅拌器；容器；传动装置；容器升降机构 The Design of Vertical Egg Mixer Student:liuli Tutor: Gao Yingwu (Orient Science& Technology Collage of Hunan Agricultural University, Changsha， 410128) Abstract: This paper analyzes the Chinese domestic and foreign vertical egg machine status, to design a new type mixer.The egg breaking machine includes an agitator, container, transmission device, container lifting structure , a motor , a frame and other parts.Using the step speed change mechanism:with is consist a pair of triple gear block, through the manual fork, movement the different tooth number of gear meshing spur gears each other, them three different speed can be found, by the bevel gear and bevel gear transmission, the spindle gained three speed are diffrent.The mixing head can mixing any part in the container under the action of planet wheel,.Container lifting mechanism is designed for as soon as possible loading and unloading containers.The base is subjected to reconcile all load. Key Words: Mixer； Containers； Transmission device； Container lifting mechanism 下载文档就送全套 CAD 图纸，扣扣 414951605 2 1 前言 1.1 选题研究意义 我 国蛋品资源丰富，品种多样，是生产和消费大国。特别是近几年来，随着中国经济的发展，蛋品加工业也发展迅速。自 1985 年以来我国已连续 20多年保持世界第一产蛋大国的地位，人均蛋品占有量达 20多千克；但我国禽蛋加工却不到蛋产量的 1，出口量占产 量的 2。作为世界上最大的蛋品生产国，中国蛋品加工业和世界先进水平相比还有很大的差距。加工技术的落后、品种单一、产业化水平低等因素已经成为制约我国蛋品加工业发展的主要因素。同时蛋品行业的不发达，也为蛋品行业工业化的高效发展和品质改善提供来广阔的空间。要实现中国蛋品业持续、快速、协调、健康的发展，蛋品加工首先应走产业化、品牌化的道路，其次注重蛋品的深加工技术的应用如蛋品的清洗、包装、分级、液态蛋等，最后就是引导消费者的消费观念。而这个过程的实现，离不开蛋品加工企业装备水平的提高 1。目前，国内大部分的蛋品加 工企业仍然延续传统的作坊式手工生产，蛋品加工企业的技术装备大部分还停留在 20 世纪80 年代的水平，设备陈旧老化，设备加工质量粗糙，工艺指标落后，设备性能和出品率低，可靠性差，生产自动化程度不高，这些都严重阻碍了蛋品加工的发展。而一些大型现代禽蛋生产企业在引进国外的蛋品加工设备时，考虑到蛋品原料特点的差异，加工方式的不同，设备维护、采购成本高，设备性能实用性等问题，往往是望而却步。先进的设备是否与国内的蛋品加工规模相适应呢，只有符合我国国情的蛋品设备才是国内蛋品生产企业的最佳选择 2。 1.2 国内外 研究现 状 国外蛋品加工业比较发达，有关的机械设备种类齐全，可以根据使用者的不同使用目的进行不同的机械组合，达到经济高效。在美国、日本、法国等国的蛋品自动处理程度和水平很高 3。 1.3 目前国内常见的打蛋机的类型 目前国产打蛋机有两种：无级变速和有级变速。无级变速可连续变速，变速范围广，对工艺适应性强，但结构复杂，设备成本高。国产的打蛋机基本上都采用齿轮换挡的有级变速机构，作用单一的或小型的打蛋机则不变速或采用双速电机。传动装置有两种排布形式。一种是由三根平行传动轴及五对齿轮构成，齿轮箱大，传动构件多，但维修 调速方便，制造工艺要求的精度低。另一种是二根平行轴和四对齿轮构成，齿轮箱小，构件相应减少，成本也降低 4。 2 总体方案的拟定 下载文档就送全套 CAD 图纸，扣扣 414951605 3 2.1 原理分析 打蛋机在食品加工中采用来搅打多种蛋白液。搅拌物料主要是粘稠浆体，如各种蛋糕生产所需的面浆及各式花样的装饰乳酪等。 打蛋机操作时，搅拌器高速旋转，强制搅打，被调和充分接触并剧烈摩擦，从而实现混合、乳化、充气及排除部分水分的作用 4。 2.2 总体结构设计 2.2.1 总体结构 总体结构分以下几个部分（如图 1所示） （ 1）电动机：选用 Y801-4三相异步电 动机。 （ 2）减速机构：减速机构主要由两个锥齿轮、 2 个斜齿轮、 3 对直齿轮、 3根轴承、闷盖、透盖等组成。 （ 3）升降结构：同轴凸轮、连杆、滑块 （ 4）机座 （ 5）调和容器 其结构简图如图 1： 图 1 结构示意图 Fig.1 The figure of program 1 下载文档就送全套 CAD 图纸，扣扣 414951605 4 2.2.2 传动路线 1 电动机 2 皮带轮 3 高速轴 4 直齿轮 5 低速轴 6 斜齿轮 7 锥齿轮 8 主轴 1 electric machine 2 sheave 3 high speed shaft 4 spur gear 5 low speed shaft 6 spiral gear 7 angle gear 8 principal axes 图 2 立式打蛋机 的传动路线 Fig.2 The transmission route of the the vertical egg mixer 2.3 各执行机构主要参数的初步确定 减速机构 所需转速 n1=70r/min n2=125r/min n3=200r/min 电动机的选择 5 采用卧式封闭型电动机， 根据查阅小功率电动机手册，综合考虑选用 Y801-4型号三相异步电动机，其特征如表： 表 1 电动机的型号 Table 1 the type of the electromotor 电动机型号 额定功率 输出转速 质量 Y801-4 0.55KW 1390r/min 17kg 下载文档就送全套 CAD 图纸，扣扣 414951605 5 2.4 传动装置的运动和动力参数的计算 电动机的满载转速为 1390r/min, 要求的输出 转速 为 70r/min、 125r/min、 200r/min，通过考虑 6： （ 1）各级传动比机构的传动比应在推荐值的范 围内，不应超过最大值，以利于发挥其性能，并使其结构紧凑。 （ 2）各级传动的结构尺寸协调、匀称。例如：由 V带传动和齿轮传动组成的传动装置， V带传动的传动比不能过大，否则会使大带轮半径超过变速器的中心高，造成尺寸不协调，并给机座设计和安装带来困难。 （ 3）传动装置外廓尺寸紧凑，重量轻。在相同的总中心距和总传动比情况下，具有较小的外廓尺寸。 （ 4）在变速器实际中常使各级大齿轮直径相近，使大齿轮有相近的侵油深度。高、低速两极大齿轮直径相近，且低速级大齿轮直径稍大，其侵油深度也稍深些有利于侵油润滑。 （ 5）避免传动零 件之间发生干涉碰撞。高速级大齿轮与低速轴发生干涉，当高速级传动比过大时就可能产生这种情况。除考虑上诉几点还要理论联系实际，思考机器的工作环境、安装等特殊因素。这样我们就可以通过实测与理论计算来分配各级的传动比了。 则总的传动比为： 86.19701 3 90 nn m 12.111 2 51 3 9 0 nn m 95.62001390 nn m 传动比分配如下： 第一级 V带传动比 i1=2 第二级直齿轮传动比 i2=2.33 错误 !未找到引用源。 =1.307 错误 !未找到引用源。 =0.818 第三级斜齿轮传动比 i3=1.5 第四级锥齿轮传动比 i4=2.809 各轴的转速： n1=695r/min n2=298r/min 错误 !未找到引用源。 =531.5r/min 错误 !未找到引用源。 =849r/min n3=198.7r/min 错误 !未找到引用源。 =354r/min 错误 !未找到引用源。 =566r/min n4=70.7r/min 错误 !未找到引用源。 =126r/min 错误 !未找到引用源。 =201r/min 下载文档就送全套 CAD 图纸，扣扣 414951605 6 各轴输入功率的计算 ： 机械效率 4如下： V带传动 1=0.96 齿轮传动 2=0.98 锥齿轮 3=0.97 斜 齿轮 4=0.98 联轴器5=0.99 各轴传递的功率： P1=PW15=0.550.960.99 0.5174kw P2=P12=0.51740.98=0.507kw P3=P24=0.5070.98=0.497kw P4= P33=0.4970.97=0.48kw 各轴所传递的转矩 : T1=9550错误 !未找到引用源。 =9550错误 !未找到引用源。 =7.26Nm T2=9550错误 !未找到引用源。 =9550错误 !未找到引用源。 =16.58Nm 错误 !未找到引用源。 =9.3Nm 错误 !未找到引用源。 =5.82Nm T3=9550错误 !未找到引用源。 =9550错误 !未找到引用源。 =24.37Nm 错误 !未找到引用源。 =13.68Nm 错误 !未找到引用源。 =8.55Nm T4=9550错误 !未找到引用源。 =9550错误 !未找到引用源。 64.83Nm 错误 !未找到引用源。 =36.38Nm 错误 !未找到引用源。 =22.8Nm 3 主要零件的选择和设计 3.1 皮带轮的设计 根据设计可知皮带轮传动比为 2，因传动速度较快，处于高速端，故采用带传动来提高传动的平稳性。并旋转方向一致 ，带轮的传动是通过带与带轮之间的摩擦来实现的。带传动具有传动平稳，造价低廉以及缓冲吸振等特点 7。根据槽面摩擦原理，在同样的张紧力下， V带传动较平带传动能产生更大的摩擦力。再加上 V带传动 允许传动比较大，结构较紧凑，以及 V带以标准化并且大量生产的优点，所以这里高速轴传动选用V带传动。 (1)确定计算功率 Pca 由 K A =1.17 故 Pca = K A P = 1.10.55=0.605KW （ 1） (2) 选取带型 窄 V带较普通 V带相比，当宽度相同时，窄 V带的宽度约缩小 1/3，而承载能力可提高 1.5 2.5倍，这里选用窄 V带，根据 Pca=0.605KW,小带轮转速 n1=139r/min,可选择 Z型 V带 。 下载文档就送全套 CAD 图纸，扣扣 414951605 7 （ 3）确定带轮的基准直径 dd1 和 dd2， 并验算带速 根据结构及传动比需要，初取主动轮基准直径 dd1 =80mm ，从动轮基准直径 dd2 =idd1=280=160 mm ，按式 v1 = dd1 n1/ 601000 =5.82,处于普通 V带 vmax=5-30m/s之间 ,因此带 的速度合适。 （ 4）确定窄 V 带的基准长度 Ld 和传动中心 a5 0.7（ dd1 +dd2） a0 2（ dd1 + dd2） 初步确定中心距 a0 =240mm,由式： 错误 !未找到引用源。 (2) 由 选带的基准长度 8 Ld=800mm （ 5）计算实际中心距 a =a 0 +（ Ld-L/d） /2=240+（ 800867） /2=206.5 mm 中心距的变化范围 194.5 230.5之间 （ 6）演算主动轮上的包角 a1 a1 =180o -57.3 o(dd2- dd1)/a =180 o -57.3 o(16080)/206。 5=157.8 o90 o （ 7）计算带的根数 由 dd1=80mm 和 n1=1390r/mm 查得 P0=0.25kw 根据 n=1390r/min i=2和 Z型带查得 P0=0.03kw，查得 ka=0.94，查的 kl=1.14于是 Pr=(P0+P0) kakl=(0.35+0.33) 1.140.94=0.41kw 所以 V带的根数： Z=错误 !未找到引用源。 取 Z=29根 （ 8） 计算单根 V带的初拉力的最小值 Z型带的单位长度质量的 q=0.06kg/m (F0)min=500 错误 !未找到引用源。 +qv2=500错误 !未找到引用源。 =45.16N 应使它的实际初拉力 F0 (F0)min （ 9）计算压轴力 Fp 压轴力最小值： (FP)=2Z(F0)min 错误 !未找到引用源。 =2245.16错误 !未找到引用源。 =177.03N （ 10）带轮的结构设计 下载文档就送全套 CAD 图纸，扣扣 414951605 8 V 带带轮选用 HT200，因带轮的轴径较小，小皮带轮采用腹板式带轮结构。由于大皮带论的 D1-d1 = 172-26 = 146100，所以采用孔板式。使用经过动平衡实验处理 5。轮槽工作表面要精细加工，具体设计参数如下所示： 基准宽度 bd = 8.5mm； 基准线上槽深 hamin = 2.0mm； 基准线下槽深 hfmin = 7.0mm； 槽间距 e = 12mm； 第一槽对称面至端面的距离 f min=7mm； 带轮宽 fezB 21 = 26mm； 外径 84211 ada hddmm； 164222 ada hddmm； 轮槽角 1 = 34； 2 = 38 图 3 皮带轮结构图 Fig.3 The assembl programe of the belt pulley （ 11） 带的张紧装置 各种材质的 V 带都不是完全的弹性体 ， 在预紧力的作用下 ， 经过一段时间的运转后 ， 就会由于塑性变形而松弛。使预紧力 FO 降低。为保证带传动的能力 ， 应定期张紧。此处采用定期张紧装置 9。 3.2 直齿轮的设计计算 3.2.1 直齿轮的设计计算 （ 1）选择齿轮材料 下载文档就送全套 CAD 图纸，扣扣 414951605 9 考虑到齿轮传动载荷一般，参考类似减速器的结构，选择小齿轮材料为 40Cr（调制） ,硬度为 280HBS，大齿轮材料为 45钢（调制）硬度为 240HBS。二者材料硬度 相差 40HBS 选小齿轮的齿数 Z1=18,大齿轮数的齿数 Z2=42。 （ 2）确定齿轮的主要参数 按齿面接触强度计算： d1t2.32错误 !未找到引用源。 (4) 确定公式内的个计算数值 初选载荷系数 kt=1.3 小齿轮传递的转矩 T1=7.26错误 !未找到引用源。 Nmm 选取齿宽系数 d=1,弹行系数 ZE=189.8错误 !未找到引用源。 ,小齿轮的接触疲劳强度极限大齿轮的接触疲劳强度极限 Hlim2=550MPa 。 计算应力循环次数 N1=60n1jLh=606951（ 1830015） =1.5错误 !未找到引用源。 N2=错误 !未找到引用源。 =0.46错误 !未找到引用源。 接触疲劳寿命系数 KHN1=0.9 KHN2=0.95 计算接触疲劳许应力，取失效概率为 1%，安全系数 S=1 错误 !未找到引用源。 H1=错误 !未找到引用源。 =0.9错误 !未找到引用源。 600MPa=540MPa 错误 !未找到引用源。 H1=错误 !未找到引用源。 =0.95错误 !未找到引用源。 550MPa=522.5MPa 计算小齿轮分度圆直径 d1t ,代入 错误 !未找到引用源。 H中较小的值 错误 !未找到引用源。 =2.32错误 !未找到引用源。 =28.15mm 计算圆周速度 V V=错误 !未找到引用源 。 =1.02m/s 计算齿宽： b=错误 !未找到引用源。 =28.15mm 下载文档就送全套 CAD 图纸，扣扣 414951605 10 计算齿宽与齿高之比 模数： 错误 !未找到引用源。 mm 齿高： h=2.25错误 !未找到引用源。 =2.25错误 !未找到引用源。 1.564=3.52 齿宽与齿高之比： 错误 !未找到引用源。 =错误 !未找到引用源。 计算载荷系数 取动载系数 1 kv=1.05, KHA=kFa=1, 使用系数 KA=1 假设为单齿对啮合，取齿间载荷分配系数 10Kh=1.423 KF=1.35 故载荷系数 :K=KAKHKVKH=1.05111.423 1.494 按实际载荷系数校正所算得圆的分度直径 错误 !未找到引用源。 =29.55 （ 5） 计算模数： 错误 !未找到引用源。 =错误 !未找到引用源。 按齿根强度计算 m错误 !未找到引用源。 （ 6） 确定公式内的计算数值 小齿轮的弯曲疲劳强度极限 FE1=500MPa ；大齿轮的弯曲强度极限 FE2=380MPa；取弯曲疲劳寿命系数 KFN1=0.85； KFN2=0.88；弯曲疲劳安全系数 S=1.4。 计算弯曲疲劳许应力： F1=错误 !未找到引用源。 MPa=303.57MPa F2=错误 !未找到引用源。 MPa=238.86MPa 计算载荷系数 K： K=KAKVKKF=11.0511.35 1.4175 齿形系数 11 YFa1=2.91 YFa2=2.38 应力校正系数 YSa1=1.53 YSa2=1.674 计算大小齿轮的 错误 !未找到引用源。 并加以比较 下载文档就送全套 CAD 图纸，扣扣 414951605 11 错误 !未找到引用源。 =错误 !未找到引用源。 =0.0147 错误 !未找到引用源。 =错误 !未找到引用源。 =0.0167 设计计算： m错误 !未找到引用源。 =1.03mm 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数 m大于齿根弯曲疲劳强度计算的 模数，由于齿轮模数的 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，仅与齿轮直径有关。取模数为 1.49，并就近取模数为 1.5，按接触强度算得的分度圆直径 d1=29.55mm，则齿轮数为： Z1=18 Z2=42 （ 3） 几何尺寸的计算： 分度圆直径： d1=Z1m=181.5=27mm 错误 !未找到引用源。 =39mm 错误 !未找到引用源。 =49.5mm d2=Z2m=421.5=63mm 错误 !未找到引用源。 =51mm 错误 !未找到引用源。 =40.5mm 中心距： a错误 !未找到引用源。 =错误 !未找到引用源。 mm 3.2.2 斜齿轮的设计计算 （ 1）材料的选择及热处理 斜齿轮与直齿轮的材料及热处理一样，精度为七级，选小齿轮数 Z1=36, Z2=54,初选螺旋角 =14。 （ 2）确定齿轮的主要参数 按齿面接触强度计算 d1t错误 !未找到引用源。 （ 7） 确定公式内的各计算值 试选 Kt=1.6；区域系数 ZH=2.433； 错误 !未找 到引用源。 =0.86； 错误 !未找到引用源。 0.67； 错误 !未找到引用源。 =错误 !未找到引用源。 +错误 !未找到引用源。 =1.53 下载文档就送全套 CAD 图纸，扣扣 414951605 12 小齿轮传递的转矩： T1=16.58 103N mm T2=9.3 103 N mm T3=5.82 103 N mm 选取最大的转矩为齿轮需传递的转矩 T1=16.58 103N mm 选取与直齿轮相同的 d=0.5； ZE=189.8MPa1/2； 取 Hlim1=600MPa； Hlim2=550MPa 计算应力循环次数 ， 选取最大的转速 n=849r/min N1=60n1jLh=608491（ 1830015） =1.8错误 !未找到引用源。 N2=错误 !未找到引用源。 =1.2错误 !未找到引用源。 取接触疲劳寿命系数 KHN1=0.9 ； KHN2=0.95 取失效概率为 1%，安全系数 S=1 错误 !未找到引用源。 H1=错误 !未找到引用源。 =0.9错误 !未找到引用源。 600MPa=540MPa 错误 !未找到引用源。 H1=错误 !未找到引用源。 =0.95错误 !未找到引用源。 550MPa=522.5MPa 错误 !未找到引用源。 H=错误 !未找到引用源。 =错误 !未找到引用源。 MPa=531.25MPa 试计算小齿轮的分度圆直径 d1t 由计算公式得： d1t错误 !未找到引用源。 =35.21mm 计算圆周速度： V=错误 !未找到引用源。 =错误 !未找到引用源。 =1.56m/s 计算齿宽 b 及模数 m b=dd1t=35.21mm mnt=错误 !未找到引用源。 =错误 !未找到引用源。 =0.952mm h=2.25mnt=2.250.951=2.14mm 错误 !未找到引用源。 =错误 !未找到引用源。 =16.46mm 计算纵向重合度 错误 !未找到引用源。 =0.318 错误 !未找到引用源。 dZ1 错 误 !未找到引用源。=2.854 下载文档就送全套 CAD 图纸，扣扣 414951605 13 计算载荷系数 K: 使用系数 12KA=1；动载系数 KV=1.11；KH=1.42；KF=1.35；KH=KF=1.4；故动载系数 K 为： K=KAKV KHKH=1.111.41.42=2.21 按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径 错误 !未找到引用源。 =35.21错误 !未找到引用源。 =39.2mm 计算模数： mn=错误 !未找到引用源。 =1.06mm 按齿根强度计算 m 错误 !未找到引用源。 （ 8） 计算载荷系数： K=KAKV KFKF=1 1.11 1.4 1.35=2.1 纵向重合度 =1.903；螺旋角影响系数 Y=0.88 计算当量齿数 ； Zv1=错误 !未找到引用源。 =错误 !未找到引用源。 =39.43 Zv2=错误 !未找到引用源。 =错误 !未找到引用源。 =59.14 取齿 形系数： YFa1=2.41； YFa2=2.28 应力校正系数 : YSa1=1.668 YSa2=1.73 小齿轮的弯曲疲劳强度极限 FE1=500MPa；大齿轮的弯曲强度极限 FE2=380MPa；取弯曲疲劳寿命系数 KFN1=0.85； KFN2=0.88； 取安全系数 S=1.4。 计算疲劳许应力： F1=错误 !未找到引用源。 MPa=303.57MPa F2=错误 !未找到引用源。 MPa=238.86MPa 下载文档就送全套 CAD 图纸，扣扣 414951605 14 计算大小齿轮的 错误 !未找到引用源。 并加以比较 错误 !未找到引用源。 =错误 !未找到引用源。 =0.01324 错误 !未找到引用源。 =错误 !未找到引用源。 =0.01651 设计计算： m错误 !未找到引用源。 =0.78mm 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数 m 大于齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取 mn=2.25 已可满足，但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径 d1=84.5mm来计算应有齿数： Z1=错误 !未找到引用源。 =错误 !未找到引用源。 =35.88 取 Z1=36 Z2=54 （ 3） 几何尺 寸的计算： 计算中心距： a错误 !未找到引用源。 =错误 !未找到引用源。 mm 将中心距圆整取 a=116mm 按圆整后的中心距修正螺旋角： 错误 !未找到引用源。 =arccos错误 !未找到引用源。 =14.12错误 !未找到引用源。 因 错误 !未找到引用源。 值改变不大，故参数 ， k , ZH 等不必修正 计算大小齿轮的分度圆直径： d1=错误 !未找到引 用源。 =错误 !未找到引用源。 =83.5mm d2=错误 !未找到引用源。 =错误 !未找到引用源。 =125.3mm 取 d1=84 d2=148 下载文档就送全套 CAD 图纸，扣扣 414951605 15 计算齿轮宽度： b=dd1=0.583.5=83.5mm 圆整后去齿宽： b1=42mm b2=39mm 3.2.3 锥齿轮的设计计算 （ 1） 材料及齿数的选择 ： 圆锥齿轮工作为闭式的，齿轮传动轴夹角为 90错误 !未找到引用源。 ，小齿轮悬臂支撑，大齿轮两端支撑，小齿轮选用 40Cr，调质处理，平均硬度为 270HBS，大齿轮选用 45钢 ,调质处理，平均硬度为 230HBS。 初选齿数：小齿轮数为 Z1=21 大齿轮数为 Z2=59 （ 2）确定齿轮的主要参数 按齿面接触疲劳强度计算： d1t2.92错误 !未找到引用源。 （ 9） 确定设计公式中各个参数 初选载荷系数 Kt=1.3；小齿轮所转递的转矩： T1=2.437 104；选取齿宽系数 R，为防止齿向载荷分布不均匀，应限制齿宽，取 R=0.3，弹性系数 ZE=189.8MPa1/2；大小齿轮的接触疲劳强度为： Hlim1=713MPa； Hlim2=568.4MPa。 应力循环次数： N1=60n1jLh=605661（ 1830015） =1.2错误 !未找到引用源。 N2=错误 !未找到引用源。 =1.2 错误 !未找到引用源。 =3.37109 接触寿命系数 ZN1=0.91； ZN2=0.96；取失效概率为 1%；最小安全系数 2SHlim=1 计算许用接触力： 错误 !未找到引用源。 H1=错误 !未找到引用源。 =0.91错误 !未找到引用源。 740MPa=673MPa 错误 !未找到引用源。 H2=错误 !未找到引用源。 =0.96错误 !未找到引用源。 680MPa=652MPa 计算端面重合度 ，当量齿数 Z1m=错误 !未找到引用源。 =22 Z2m=错误 !未找到引用源。 =150 下载文档就送全套 CAD 图纸，扣扣 414951605 16 =1.88 3.2(错误 !未找到引用源。 cos 错误 !未找到引用源。 =1.69 分度圆直径： d1t 2.92 错误 !未找到引用源。 =49.77mm 计算圆周速度： dm1t=(1 0.5R)d1t=（ 1 0.50.3） 49.47=42.05mm V=错误 !未找到引用源。 =错误 !未找到引用源。 =0.545m/s 因 V 10m/s， 选 7 级精度合格 计算载荷系数：取使用系数 kA=1， kv=1.13，单齿对啮合，取齿间载荷系数 k=1，载荷分布系数 k=1.2 K= kA kvkk=1.36 校正分度圆直径： d1=d1t 错误 !未找到引用源。 =14.42 错误 !未找到引用源。 =14.6mm 按齿根弯曲强度计算 2： 大小齿轮的弯曲疲劳强度极限分别为： Flim1=620MPa； Flim2=580MPa 弯曲寿命系数 YN1=0.91； YN2=0.9 尺寸系数 YX=1 计算许用弯曲应力 F1， F2。取失效率为 1%，安全系数 SFmin=1.25 =错误 !未找到引用源。 计算可知， F1=451MPa； F2=417MPa 重合度系数 Y: Y=0.25+错误 !未找到引用源。 =0.25+错误 !未找到引用源。 =0.69 取齿形系数： YFa1=2.65； YFa2=2.1 应力校正系数 : YSa1=1.67 YSa2=1.97 校核计算： 错误 !未找到引用源。 YFa YSaY=153.4MPa F1 下载文档就送全套 CAD 图纸，扣扣 414951605 17 错误 !未找到引用源。 =143.4MPa F2 （ 3）主要几何尺寸计算 ： 大端模数： m=d1t/z1=4977/21=2.37，查参考文献 3表 10-1 取 m=2.58 大端分度圆直径： d1=mz1=21 2.5=52.5mm d2= mz2=59 2.5=147.5mm 锥距 R 及齿宽 b: R=错误 !未找到引用源。 =0.4 错误 !未找到引用源。 =25mm b= bR=0.3 25=7.5mm 分锥角： 错误 !未找到引用源。 =错误 !未找到引用源。 =19.57 错误 !未找到引用源。 =错误 !未找到引用源。 =70.43 齿根角按等顶隙计算： f1=f2=arctan 错误 !未找到引用源。 =arctan 错误 !未找到引用源。 2.29 顶锥角 : a1=1+f1=19.57 +2.29 =21.86 a2=2+f2=70.43+2.29 =72.71 齿高 3： h=(2 错误 !未找到引用源。 =1.8mm 大端顶圆直径 da da1=d1+2hacos1=16.8+2 0.8 1 cos19.57 =57.21mm da2=d2+2hacos2=47.2+2 0.8 1 cos70.43 =147.5mm 3.3 轴的设计计算 3.3.1 高速轴的设计计算 （ 1）由 参考文献 1,初步估算轴的最小轴径： dmin=A0 错误 !未找到引用源。 （ 10） 确定公式内的各种计算数值 选轴的材料为 45（调质） ，根据 参考文献 1，取oA=103 下载文档就送全套 CAD 图纸，扣扣 414951605 18 由前面的设计算得 P1=0.5174kw n1= n2=298r/min （ 2）设计计算： 38.122 9 85 1 7 4.01 0 3 3m i n dmm 轴的最 小轴径为 d=mind (1+0.14)=14.11mm 圆整后取 15mm 输出轴的最小直径用来安装联轴器 13，为了使所选轴的直径 d1-2 与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。 联轴器的计算转矩 Tca=KAT1，考虑转矩变化取 KA=1.3 Tca=KAT1=1.3 7.26 103N mm=9434N mm 按照计算联轴器的转矩选择 HL1 型联轴器 ,联轴器的孔径为 16mm，故取 d1-2 的直径为 16mm,半联 轴器的长度 L=32mm，与轴配合的彀长度为： L1=27。 （ 3）轴的结构设计 拟定轴上各零件的装配方案 图 4 高速轴的装配方案 Fig. 4 The assembl programe of high speed shaft 根据轴向定位要求确定轴的各段直径和长度 14 为了满足大 V 带轮的轴向定位要求， 1-2 轴段的右端需制出一轴肩，故取 d2-3 的直径为 19mm，左端采用轴段挡圈定位，按轴段直径取挡圈直径为 20mm,大 V 带轮与轴配合的彀孔长度为 27mm，为了保证轴段挡圈只 压在大 V 带轮上而不压在轴的端面上，故 l1-2-段的长度应比 L1 略短，取 l1-2=25mm； 初步选择滚动轴承。因轴承同时受到轴向力与径向力的共同作用，故选深沟球轴承轴承 4。参照工作要求并根据 d2-3=19mm，选取 6003 型号。其尺寸为 d D T 17 40 13.25，故取 d3-4=20mm； l9-10=20.5mm。 右端滚动轴承采用轴肩定位，定位轴承轴肩高度为 2mm。 下载文档就送全套 CAD 图纸，扣扣 414951605 19 取安装齿轮 1 的轴段直径 d4-5=23mm，齿轮的左端与轴承采用套筒定位，由上以求的齿轮 1 的齿宽为 39mm，为了使套筒端面可靠的压紧 齿轮，此轴段的长度应略短于齿宽的长度，故取 l4-5=37mm，齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度 h 0.06d，故取h=1.5mm，则轴环的直径 d5-6=26mm，轴环宽度 b 1.4h，为了配合拔叉换挡取 l5-6=40mm，齿轮 2 为轴齿轮，分度圆直径 d6-7=27mm， l6-7=27mm,d7-8=26mm， l7-8=42mm齿轮 3 左端采用套筒定位，齿宽为 40.5mm，为了使套筒端面可靠的压紧齿轮，此轴段的长度应略短于齿宽的长度，故取 l8-9=39mm， d8-9=26mm齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度为 2mm，轴环的直径为 3 mm。 轴承端盖的总宽度为 10mm.取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离 l=15mm,故取 l2-3=25mm。 取齿轮距箱体内壁之间的距离为 8mm，考虑到箱体铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体一定距离 s，取 s=4mm，已知轴 承宽度为 13.5mm，所以l3-4=T+s+a+(39-37)=13.5+4+8+2=27.5mm。 轴上零件的周向定位 齿轮，半联轴器采用的周向定位均采用平键连接，按 d4-5=23mm查得平键截面 1b h=8 7，键槽的长为 25mm，同时为了保证齿轮与轴 配合有良好的对中性，故选择轮毂与轴的配合为 错误 !未找到引用源。 ，同样半联轴器与轴的连接，选用平键 5mm5mm 12mm，半联轴器与轴的配合为 错误 !未找到引用源。 ，滚动轴承与轴的定位采用过渡配合来保证，此处选轴的尺寸公差为 m6。 确定轴上圆角和倒角尺寸 2，取轴段倒角为 1 45 （ 3）求轴上的载荷： 作出轴的计算简图 ,及求轴的支反力和弯矩： 把轴当做简支梁，支点取在轴承中点处，即去轴承宽度的 1/2 为支撑，由于轴所受的力为空间力系，将作用在轴上的力分解为垂直面和水平面。画出扭矩图 图 5（ e）： 转矩 :T=7260Nmm 圆周力： Ft=2T/d=27260/27=537.8N 径向力： Fr=Fttan20=195.7N 求水平支反力： 平衡条件 Mc=0： FHN1(118+90) 537.8104=0 Fz=0： FHN1 FHN2 Fr=0 FNv1 FNv2=268.9N 下载文档就送全套 CAD 图纸，扣扣 414951605 20 图 5 轴的载荷分析图 Fig.5 The analysis of the small gear wheel axle load 水平面 67 段的弯矩弯矩图 5（ b）： MH1=268.9118=31730.2Nmm MHV2=268.990=24201Nmm 求垂直支反力： 由平衡条件 Mc=0： FNv1(118+90) 195.7104=0 Fy=0： FNv1 FNv2 Fr=0 FNv1 FNv2=97.85N 垂直面 6