螺旋输送式连续洗米机设计

右g戒寸*修科技摩侬毕业设计（论文）I、毕业设计论文）题目：螺旋输送式连续洗米机设计U毕业设计（论文）使用的原始资料数据）及设计技术要求：本课题拟设计一种集搓米、洗米、去除漂浮杂质和沙石等多种功能于一体、可适用于大型饮食中心、大型食堂使用的高效洗米机。课题要求学生在提出该洗米机原理方案的基础上，构思出洗米机的装配结构方案，设计出洗米机的总体装配图，绘制出洗米机的主要零部件工作图，进而撰写毕业设计论文。洗米机的技术条件及主要要求如下：（1）生产率：洗米1600kg/h;（2）用水量：8000L洗米1600kg;（3）水平螺旋电机功率250W,倾斜螺旋电机功率550W;（推荐）（4）外型尺寸：1400mm>800mmx125mmom、毕业设计（论文）工作内容及完成时间:（1）查阅文献，翻译英文资料，书写开题报告第1-4周（2）相关资料的获取和必要知识的学习第5-9周（3）设计系统的硬件和软件模块并调试第10-14周（4）撰写论文；第15-16周（5）总结，准备答辩；第17周皿主要参考资料：[1]包清彬新型连续式洗米机J].包装与食品机械2001（3）⑵贺新彬水射流输洗米机的开发和研制].粮油加工，2007（7）唐伟强新型连续豆豉洗霉机的原理及结构].中国调味品，2003（2）王中刖张秀亲机械设计实践M].哈尔滨：哈尔滨工业大学出版社2003成大先机械设计手册全堪M.北京：化学工业出版社，1999A.W.Roberts.Theinfluenceofgranularvortexmotiononthevolumetricperformanceofenclosedscrewconveyors[J].PowderTechnology104199104）：5667SeiichirouSUZUK.Astudyonthedynamicbehaviorsofanautomaticwashingmachine.2001KoreaADAMSUserConference,20011-6航空与机械工程系机械设计制造及其自动化专业班学生（签名）：俸爱元日期：自2014年2月17日至2014年6月1日指导教师（签名）：航空与机械工程系（室）主任（签名）：贺红林右g戒《女厚科技尊侬学士学位论文原创性声明本人声明，所呈交的论文是本人在导师的指导下独立完成的研究成果。除了文中特别加以标注引用的内容外，本论文不包含法律意义上已属于他人的任何形式的研兖也不包含本人已用于其他学位申请的论文或成果。对本文的研究作出重要贡献的个人和集体，均已在文中以明确方式表明。本人完全意识到本声明的法律后果由本人承担。作者签名：俸爱元日期：2014年5月29日学位论文版权使用授权书本学位论文作者完全了解学校有关保留、使用学位论文的规定，同意学校保留并向国家有关部门或机构送交论文的复印件和电子版，允许论文被查阅和借阅。本人授权南昌航空大学科技学院可以将本论文的全部或部分内容编入有关数据库进行检索，可以采用影印、缩印或扫描等复制手段保存和汇编本学位论文。作者签名：俸爱元日期：2014年5月29日导师签名：贺红林日期：2014年5月29日螺旋输送式连续洗米机设计摘要：洗米机是一种粮食加工机械用于洗米的装置。本设计的螺旋洗米机由电动机、水平螺旋轴、倾斜螺旋轴及与其相对应的减速器机架等结构组成。米由进料口进入洗米机经过螺旋轴的输送进行揉搓洗涤水流与米流逆流流动米中的漂浮杂质在此过程中漂浮与洗涤的浊水一起从溢流口排,达到洗米的目的其结构简单占地面积小集搓米、洗米、除去漂浮杂质、砂石等为一体用水量少洗涤效果好是一种高效的连续洗米机是食堂、大型饭店、快餐中心等较为理想的粮食洗涤机械本设计拟订了洗米机的总体结构方案进行了运动和动力参数的计算完成了水平螺旋轴、倾斜螺旋轴及与其相对应的减速器传动、机架等结构设计。关键词：螺旋洗米机，减速器，水平螺旋轴，倾斜螺旋轴，机架。指导老师签字：贺红林ScrewConveyorContinuousWashingRiceMachineDesignStudentNameFengaiyuanClass:1081023Supervisor:HehonglinAbstractRicewashingmachineisakindoffoodprocessingmachinery,forthericewashingdevice.Thedesignofthespiralricewashingmachineiscomposedofmotor,horizontalspiralshaft,inclinedscrewshaftandcorrespondingreducer,aframestructure.Metresfromtheinletintothewashingmachine,thespiralshaftcarriedbytheconveyortorubbingwashing,waterflowandcountercurrentflowmetersflow,Minakafloatingimpuritiesintheprocessoffloating,andwashingmuddywaterfromoverflowoutlet,reachthericewashingpurpose.Ithastheadvantagesofsimplestructure,smalloccupationarea,rice,ricewashing,rubbingthesetofremovingfloatingimpurities,suchasgravelasonewithlesswater,goodwashingeffect,isakindofhighefficientcontinuouswashingricemachine,isthecafeteria,hotel,largefastfoodcentersrelativelyidealgrainlavationmachinery.Thedesignofformulationofthericewashingmachinetheoverallstructurescheme,themovementandpowerparameters;completedthehorizontalspiralshaft,inclinedscrewshaftandcorrespondingreducer,rackstructuredesignKeywordsSpiralricewashingmachine;Retarder;Horizontalspiralshaft;Tiltingscrewshaft;RackSignatureofSupervisor:Hehonglin第1章绪论TOC\o"1-5"\h\z\o"CurrentDocument"1.1洗米机设计的目的及意义1\o"CurrentDocument"1.2我国洗米行业发展概况2\o"CurrentDocument"1.3典型洗米机的式样.4\o"CurrentDocument"第2章洗米机工作原理设计及执行件计算5\o"CurrentDocument"2.1洗米机工作原理的设计6\o"CurrentDocument"2.2洗米机执行件的计算62.3水平螺旋直径，转速及长度62.3.1倾斜螺旋直径，转速及长度7\o"CurrentDocument"2.4水平及倾斜螺旋校核计算72.4.1水平螺旋轴的校核82.4.2倾斜螺旋轴的校核9\o"CurrentDocument"第3章水平及倾斜螺旋减速器设计11\o"CurrentDocument"3.1水平减速器总体设计11\o"CurrentDocument"3.2水平螺旋减速器高速级齿轮设计123.3选择齿轮类型精度等级、材料及齿数133.4齿面接触疲劳强度的计算143.5按齿根弯曲强度计算153.6几何尺寸计算163.7验算17\o"CurrentDocument"3.8水平螺旋减速起低速级齿轮设计17\o"CurrentDocument"第4章各轴的结构设计与校核214.1输入轴的设计214.2中间轴的设计244.3输出轴的设计264.4倾斜螺旋减速器的设计30\o"CurrentDocument"第5章全文总结31\o"CurrentDocument"参考文献32\o"CurrentDocument"致谢331绪论1.1洗米机设计目的及意义大米是我国一些地方的主食然而一些食堂、大型饭店、快餐中心大米的用量比较大，人工洗米不仅浪费人力财力而且无法满足需求，因此为把人们从繁重效率低的劳动中解放出来，提高工作效率，需要一类洗米设备来代替人类。而洗米机就是一种粮食加工机械，用于洗米的装置。为了适应食堂、大型饭店、快餐中心等的需要，因此设计了一种螺旋输送式洗米机，该机包括电动机、齿轮减速传动、机壳、进料口、出料口、螺旋推进器等结构。通过水的冲刷及沙石自身沉降达到清洗大米的目的。从原理和结构上讲，洗米机的类型也是多种多样的，例如有水压式、循环式、半自动式、水射流式等。不同类型的洗米机的结构组成和应用特点有所不同，但总体的看目前，各型洗米机均呈现良好的发展态势。适于餐饮业发展的需要，本文着力推出新原理结构螺旋输送式洗米机，其研究不仅具一定理论意义，更具重要工程实用价值。1.2国内外洗米行业发展概况（1）国内洗米机发展概况随着我国经济的迅速发展，国民生活水平的不断提高，在工业、农业及第三产业的发展中其机械化水平得到空前的提高。在传统的服务业一一餐营业中其机械作业也日趋普遍化,从而大大的降低了劳动者的劳动强度，也降低了劳资成本。由于在国内人口众多，不管是学校、餐饮和工厂都存在大量学生、顾客和工人。因此，国内的食品机械工厂在洗米机的生产上是以大中型洗米机为主。国内在洗米机领域正在飞速发展，现在市场中也出现了螺旋输送揉搓洗涤的新型洗涤方式。洗米机的研究在于提高对大米的洗涤效率，减少对水源的浪费，并可大大的降低食品加工人员的工作量，以实现优质高效的洗涤效果。由于我国人口众多特别是在学校、工厂及餐饮行业都需解决对大量米的洗涤工作，通过对国内相关食品机械的调查可看出，目前对洗米机的需求量呈增长趋势。所以说开发洗米机有着重要的实际意义。（2）国外洗米机发展概况目前，在欧美发达国家洗米机的应用以达到相当大的普及，由于其人口密度不大，因此中小型洗米机的需求量比较大。从在洗米机的构造来看，国外的洗米机趋于小型化，高效率，结构简单等特点，从过去的一次性洗涤发展到现在的连续式洗涤方式，并且工作机构也以从过去的搅拌型发展到现在的电磁振动和螺旋输送揉搓等方式。

本设计是根据国内外洗米机的发展趋势：小型化，高效率，结构简单等，而设计的一种能除去谷壳等漂浮杂质及沙石、用水量少的螺旋输送式洗米机。适用于学校食堂，大型饭店等部门，操作安全方便以及制造成本低等优点。过对1000kg米洗涤的理论分析来看所需时长为2小时，用水量在5500L左右，且只需1-2名操作工人。从这一洗涤过程来看与人工洗涤相比可大量节省洗涤成本，且大大的提高了其洗涤效率。1.3典型洗米机的样式（1）水压式洗米机如图1.1所示，此类洗米机采用自来水为动力，自来水通过本产品的主体水阀进行加压，将一束急流的水从小口径孔射出，从而具有足够的能量把漏斗中流下的大米进行输送和清洗，对大米的表面进行摩擦和冲击，使表面和背沟的糠皮得到彻底清涮，对其他颗粒物也能起到清洗和运输的目的。在洗米的过程中，能将大米的上浮物质通过洗米机溢水面进行排放，进行过清洗的大米能保证干净卫生。特点：提高洗米质量，减少浪费，节省能源，适用于大米、黄豆、小麦、玉米、豆类等的淘洗。图1.1水压式洗米机图1.2循环式洗米机（2）循环式洗米机如图1.2所示，由分离器和供水桶构成一体在分离器的内腔按纵向依次设置有落米室、米砂分离室、存米室及漂浮物排出室，水泵和落米室及供水桶相接，米泵分别通过输米管和送米管与存米室及米水分离器相接，它是利用各种物质不同比重，将砂石、米虫、糠皮、尘埃等杂物清除掉。使用时把大米投入不锈钢料斗中，洗米机通过高水压从料斗底部将大米走流入下一个不锈钢容器中，然后从这个容器底部吸走，再从顶端流入。洗米机这个动作循环一个周期，使大米得到了充分的清洗和浸洗，最后通过自动程式控制吸入另一个米水分离装置将水分滤去。特点：清除效果好，其用水可反复使用，节约用水，体积小，重量轻，操作方便，淘米量大，可广泛用于家庭、集体食堂和宾馆等单位。图1.3半自动式洗米机图1.4水射流式洗米机（3）半自动式洗米机如图1.3所以，半自动洗米机涉及一种淘洗大米用的炊事机具。主要由内套桶、外套桶、漏水斗、主轴、电机、搅拌器、水米分流器和机架组成，内套桶为盛水和米的容器，电机通过主轴带动搅拌器在内套桶中旋转将米洗净并通过水米分流器直接送入锅内。特点：结构简单、操作方便，淘米速度快，洗净度高，可以大大减轻炊事人员的劳动强度。特别适用于大量淘洗大米，也可以用于清洗其他颗粒状物品。（4）水射流式洗米机如图1.4所示，水射流就是利用滴水穿石的原理，赋予液滴比自由落体大得多的打击能量，使持之以恒能观察到的滴水穿石现象在瞬间完成。水射流分高压和低压。低压水射流技术可应用于食品工业，粮食加工中，如大米加工前工艺输送和清洗，将这一技术运用到大米制粉工艺上是一次大胆尝试，水射流装置是由或自来水）、管道、喷嘴、漏斗、阀门、压力表、以及浸泡清水池等组成。它的关键部分是喷嘴和管径。工作原理是一束急流的水从小口径孔射出，从而具有足够的能量把漏斗中流下的大米进行输送和清洗，对大米的表面进行摩擦和冲击，使表皮和背沟的糠皮得到彻底清涮，对其他颗粒物也能起到清洗和运输的目的。低压水射流装置的研制和开发获得成功，解决了多年来内销和出口米粉条大米的运输清洗等问题，提高了质量，节省了能源，减轻了工人劳动强度，卫生也大大改观。以前是利用刮板输送机输送，这样既不卫生，又浪费，大米破损率高，常常有大米残留物在刮板机内发酵腐烂变质，因此使米粉条的质量差，现在用水射流输米机情况就不同了，使米粉条质量大大提高，外观也好看。特点：水射流输洗米机由于结构紧凑，用材少，操作简便，装拆维修十分方便，工作可靠，产量稳定，故障率少，使用寿命长，工年没有大修过，零件完好，功率在kW左右，因而耗能少，同时，操作技术要求低，新手一两天即可完全掌握。2洗米机工作原理设计及执行件的计算2.1洗米机工作原理的设计为适应食堂、大型饭店、快餐中心等的需要，提出一种基于机械螺旋驱动的连续式洗米机，该洗米机的原理构成如图.1所示。图2.1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-溢流口从结构上讲，该洗米机主要由料斗、水平螺旋、倾斜螺旋、机架、动力装置、喷水装置等部分组成。洗米机的工作原理可描述为：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氏小槽下有螺孔，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。本文洗米机设计主要特点：一是米在用螺旋输送过程中同时进行揉搓洗涤，使机组结构简单，运作可靠;二是米流与水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。2.2洗米机执行件的计算洗米机执行件包括水平螺旋与倾斜螺旋，以下就这两种执行件进行分析计算。

2.2.1水平螺旋直径、转速及长度设水平螺旋直径知1、转速为勺及长度匕螺旋直径和转速计算公式如下：(2-1)(2-1)(2-2)式中：D1—水平螺旋直径，单位为；G—生产能力，单位专/h；K一物料综合特性系数;41—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；p一物料的堆积密度，单位沏/m3；c一与输送倾角有关的系数；n1—水平螺旋转速，单位为际；A一物料综合特性系数。各个参数的取值大小见表-1表2-1水平螺旋的参数参数K41p(T/m3)cA(rpm)数值0.0490.20（初选）0.81.050将上述各值代入式2-1、2-2,可求出D1、n1:D1=0.123%=129r/min圆整为标准系歹D]=150mm；%1=120rpm。(2-3)螺旋填充系数的校核公式为：(2-3)"=47D2pncs式中s螺距（m），此处s=0.8D，其他符号意义同前。将圆整的D1、n1值代入式2-3：41=0.13得41=0.13,小于前面的初选41=0.2，为此可以考虑降低转速以减少摩擦。取

n1=80rpm，则可佃1=0.195<0.2，为此，最终选定水平螺旋的直径和转速为：D=150mm1n=80rpm另由有关试验及经验，兼顾机体尺寸，取水平螺旋长为=600mm。12.2.2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3=30。，按2.2.1的计算方法，可算得倾斜螺旋的直径转速D2n2、充添系麴2及长度乙2，数值见表2-2。表2-2倾斜螺旋的参数参数D(mm)n(rpm)29L(mm)JJ数值1501000.26800倾斜螺旋的充填系数比水平螺旋大，但仍小于35,在推荐范围内。2.3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和倾斜螺旋电机

d1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和倾斜螺旋电机

d1所需额定功率］2。(2-4)纣血)(2-4)367NKGLP2=K电—0=--电-^2(W0+sin3)(kW)(2-5)式中：K一功率备用系数；电门一专动效率；L一螺旋长度；3一倾斜螺旋的倾角；W—阻力系数；0G一螺旋输送机生产能力，单位为K/h）。表2-3功率计算参数参数气n3W(T/h)数值电1.40.9030。04.0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：G=36008-v・p=15切2•s-n-p（T/h）（2-6）算得：G]=10.2（T/h），G2=12.7（T/h）。以上各数值代入公式2-4、2-5,可计算得：P=0.104（kW），P=0.194（kW）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250W，电机选用单向异步电机型号为CO6114C转速n为1426r/min效率为58%），m1倾斜螺旋电机功率为50W，为单向异步电机CO801（转速n为1428r/min效率为65%）。m22.4水平及倾斜螺旋校核计算2.4.1水平螺旋轴的校核选取轴的材料为45钢，调质处理，轴的扭转强度条件为PT9550000T=——<[T],艮"<kJTWTT0.2d3T式中：TT一扭转切应力，单位为Pq；T一轴所受的扭矩，单位为/-mm；Wt—轴的抗扭截面系数，单位为m3；n一轴的转速，单位为/min；P一轴传递的功率，单位为W；d一计算截面处轴的直径，单位为m；[tt]一许用扭转切应力，单位为Pq。由上式可得轴的直径：79550000PxPd>•=A3'—t0.2[t]-n03n*T(2-7)(2-8)各参数的取值见表2-4：(2-7)(2-8)表2-4轴的参数参数P（kW）n(r/min)A0

数值0.09480112数值0.09480112将表中数值代入式2-8可得轴的直径:dZ112xJ0"4x90%-11.8mm380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艰40mm。校核轴的强度：当米完全充满水平螺旋时，米的体积约为V=—^D2-d2\=—x(502-402)X600-9.85x106mm3-9.85x10-3m344质量为m-Vp，所以重量G为G-Vpg-9.85x10-3m3x800kg/m3x9.8Nkg-77.22N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=GL-77.22Nx600mm-46332N-mm水平螺旋所传递的扭矩:八-10895.7N-mm水按弯扭合成应力校核轴的强度，校核公式为:bca\.bca\.；M2+(aT)2W(2-9)进行校核时，通常只校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2-9及上面计算出的数值，并取-0.6，轴的计算应力0.1x403b-、(46332)2+(0.6x10895.7)2MPa-0.1x403前已选定轴的材料为15钢，调质处理，查表查铀1］-60MPa。因此。＜［、］，故安全。2.4.2倾斜螺旋轴的校核选取轴的材料为45钢，调质处理。轴的扭转强度条件见公式7,由公式2-8可算得0.194x90%d>112x3,mm-13.5mm3100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-35mm。校核轴的强度：当米完全充满倾斜螺旋时，米的体积约为V-—D2一d2\=—x(502-352)x800-1.34x107mm3-1.34x10-2m344质量为m-Vp，所以重量G为

G=Vpg=1.34x10-2m3x800kg/m3x9.8N.g=105.06N若米的全部重力完全作用于倾斜螺旋轴的尾部，则弯矩为3M=GLcos30=105.06Nx800mmx——=72787.7N-mm2倾斜螺旋所传递的扭矩::Ts=16220.1N-mm倾按弯扭合成应力校核轴的强度。进行校核时，通常只校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9及上面计算出的数值，并取=0.6，轴的计算应力bcaMPa=17.13MPa0.1x353bcaMPa=17.13MPa0.1x353前已选定轴的材料为15钢，调质处理，查表查彳防1］=60MPa。因此。＜［、］，故安全。3水平及倾斜螺旋减速器设计3.1水平减速器总体设计图3.1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50W，n=1426r/mini=L=1426=17.83£nw80对展开式二级圆柱齿轮减速器，可取ii=(1.3〜1.5)、,ii=J(1.3〜1.5)i£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均在推荐的U£IU数值范围内。考虑润滑条件，为使两级大齿轮直径相近七联1.4\='ITT=vl.4x17.83=51’£各轴的转速:n=n=1426r/minII轴n=%=1426=285.2r/min

uiI5

II轴III轴285.2n=^U==80,/minU.水平螺旋各轴的输入功率：n=n=80r/minI轴p=Pd1n3=0.104x0.99=0.103RWII轴p=Pnn2=0.10x0.99x0.96=0.095kWIII轴Ph=Pun1n2=0.095x0.99x0.96=0.090kW水平螺旋P=Pnn=0.090x0.99x0.99=0.088kW水III13式中：n,n,n分别表示轴承、齿轮传动和联轴器的传动效率123"=0.99,"=0.96，门3=0.99各轴的输入转矩：电动机轴的输出转矩”为dT=9.55x106Z^=9.55x106x01104=696.5N•mmdn1426故I轴T=T^3=696.5x0.99=689.5N-mmII轴%=〈气门2J=689.5x0.99x0.96x5=3276.5N-mmIII轴T=Tnni=3276.5x0.99x0.96x3.57=11116.9N-mmIIIU12[水平螺旋T=Tnn=11116.9x0.99x0.99=10895.7N-mm水III13表3-1传动装置的运动和动力参数.轴参数y电机轴I轴II轴III轴水平螺旋转速n/(r/min28080功率P/(kW)0.1040.1030.0950.0900.088扭矩T/(N-mm)696.5689.53276.511116.910895.7传动比i153.571效莉0.990.950.950.983.1.2水平螺旋减速器高速级齿轮设计3.1.3选择齿轮类型、精度等级、材料及齿数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。螺旋输送机为一般工作的机器，转速不高，故齿轮选檄精度（GB10095-88）。（3）材料选择。查表选择小齿轮45钢（调质），硬度为：240HBS,大齿轮：45钢（常化），硬度为：200HBS，二者材料差为40HBS。（4）选择齿数。小齿轮齿数]=24,大齿轮齿数^2=%=5x24=120。（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。3.1.4齿面接触疲劳强度计算由设计计算公式进行试算，即d>2.32-厘（~^）2（3-1）13：8dugH]1）确定公式内的各计算参数值（1）试选载荷系数Kt=1.3（2）计算小齿轮传递的转矩一P0.103—T=9.55x106—=9.55x106xN-mm=6.898x102N-mm1气1426（3）查表选取齿宽系数d=1（4）查表查得材料的弹性影响系数归=189.8MPa%（5）按齿面硬度查图查得小齿轮的接触疲劳强度极限u咀=600MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限^=550MPa；Hlim2（6）由式子3-2计算应力循环次数。（注：工作寿命为0年，每年300工作日，两班制）N=60叫（3-2）将数据代入式子3-2,得七=60njLh=60x1426x1xGx8x300x10）=4.106x109N2=NJu=4.106x109/5=0.821x109（7）查图查得接触疲劳强度寿命系数HN1=0.92；数=0.98HN2（8）计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%,安全系麴=1，由公式3-3,可知（3-3）—H（3-3）S将数据代入式子3-3，得HlimHlim1——HN1S600x°.92=552MPa550x0.98=539MPa2）2）设计计算（1）试算小齿轮分度圆直径^代入^温中较小值d1t■KTu土1>2.323广d1t■KTu土1>2.323广(土)2=2.32x3上3x6.898x102[b]Hx5±!x(尝)2mm5539=16.900mm计算圆周速度60x1000兀x16.900x1426「“/=1.26m/s60x1000(3)计算齿魂16.900=16.900mm模数齿高（4）计算齿宽与齿高之比功=dt/'z=16.900/24mm=0.704mmb/'h2.25mt=2.25x0.704mm=1.584mm=16.9001.584=10.67（5）计算载荷系数根盼=1.26m/s,7级精度查图查得动载系数V=1.07;直齿轮假设KF■b<100N.：mm.由表查得K=K=1.2;A厂^HaFa由表查得使用系数KA=1.00;由表查得7级精度小齿轮相对支承非对称布置时K=1.12+0.18（1+0.®2）82+0.23x10-3bHpdd将数据代入后得K邱=1.12+0.18x（1+0.6x12）X12+0.23x10-3x16.900=1.412;由bh=10.67,K=1.412查图查得K=1.35;故载荷系数K=KAKvKhK邱=1x1.07x1.2x1.412=1.813（6）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直由式子3-1，可知d=d3‘K,K（3-4）将数据代入后得d=d^'K/K=16.900x3.，1.813=18.881mm11t3t*1.3（7）计算模数mm=d/z=18.881'24=0.79mm3.1.6按齿根弯曲强度设计弯曲强度的设计公式为m=d）（3-5）3吭gf]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fe1=460MPa；大齿轮的弯曲疲劳强度极限b=400MPa;FE1（2）查图查得弯曲疲劳寿命系数FN1=0.87，Kfn2=0.91（3）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式子3-6。可知[b[b]=~FEFS(3-6)将数据代入，得心F]1KFN心F]1KFN1bFE1S*°购=285.86购心F]2KFN2bFESF°MPa=260.00MPa计算载荷系数kK=KAKvKf\=1x1.07x1.2x1.35=1.445查取齿形系数由表查得\1=2.65；Yf2=2.164。(6)查取应力校正系数由表可查得¥^1=1.58；V(7)由表可查得¥^1=1.58；V(7)计算大、小齿轮的Ys2=1.806。-F^-a；并加以比较[b^]2.65x1.58285.860.01465YYFa2—Sa2[b]F2.164x1.806260.00=0.01503大齿轮的数值大。设计计算：2xL445x6.898x102x0.01503mm=0.398mm1x242对比计算结果，由于齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模观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0.398并就近圆整为标准值m=0.5mm，按接触强度算得的分度圆直径d]=18.881mm，算出小齿轮齿数:18.8810.5=38大齿轮齿数z18.8810.5=38大齿轮齿数z2uz1=5x38=190，取z=190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。3.1.7几何尺寸计算计算分度圆的直径d=zm=38x0.5=19mmd=zm=190x0.5=95mm计算中心距计算齿轮宽度各个几何尺寸见表3-2表3-2齿轮的几何参数d(mm)d(mm)b(mm)a(mm)1192951957取B^=20mm，B^=28mm。3.2验算F

t2T12x6.898x10219N=72.6N^^3.2验算F

t2T12x6.898x10219N=72.6N3.3水平螺旋减速器低速级齿轮设计3.4选择齿轮类型、精度等级、材料及齿数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。螺旋输送机为一般工作的机器，转速不高，故齿轮选檄精度(GB10095-88)。材料选择。查表选择小齿轮45钢(调质)，硬度为：240HBS，大齿轮：45钢(常化)，硬度为：200HBS，二者材料差为40HBS。(4)选择齿数。小齿轮齿数Z]=24,大齿轮齿数z2=%=3.57x24=85.7，取z=86。2(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。3.5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-1。1）确定公式内的各计算参数值（1）试选载荷系数K广1.3（2）计算小齿轮传递的转矩一P0.095………T=9.55x106-+=9.55x106xN-mm-3.181x103N-mm1七285.2（3）查表选取齿宽系数d-1（4）由表查得材料的弹性影响系数归=189.8MPa%（5）按齿面硬度查图查得小齿轮的接触疲劳强度极限-600MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限^-550MPa；Hlim2（6）参考式子3-2计算应力循环次数。（注：工作寿命为0年，每年300工作日，双班制）N1-60x285.2x1xGx8x300x10）=0.824x109N-N/u-0.412x1093.57-0.230x109（7）由图查得接触疲劳强度寿命系数州1-0.95；K^2-1.0（8）计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数5=1，参考式子3-3，得t]-600x°.95-570MPaTOC\o"1-5"\h\zH11L]550x1.0t--550MPa\o"CurrentDocument"H212）设计计算（1）试算小齿轮分度圆直径^代入切"中较小值d1t22.32」KX•UH（室）2-2.32xq’Mx3门81x103x3^L±1x（冬）2mm3加u［气］313.57550-29.893mm兀dnV=60x1000（2）计算圆周速度兀x29.893x285.2八小,0.43兀dnV=60x1000（3）（4）模数齿高（5）计算齿施b=巾-d（3）（4）模数齿高（5）计算齿施m^=djz=29.893/24mm=1.246mmh=2.25mt=2.25x1.246mm=2.803mmbh=29.893./2803=10.63计算载荷系数根盼=0.43m/s,7级精度由图查得动载系数V=1.03；直齿轮假设KAF/b<100N/mm.查表查得、=K「=1.2;由表查得使用系数KA=1.00;由表查得7级精度小齿轮相对支承非对称布置时K=1.12+0.18(1+0.®2)82+0.23x10-3bHpdd将数据代入后得KHp=1.12+0.18x(1+0.6x12)x12+0.23x10-3x19.893=1.235;由b/h=10.65,K邸=1.233查图查得*「=1.28；故载荷系数K=KAKvKhKh=1x1.03x1.2x1.235=1.524(6)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径考式子3-4,得d=d3，'K永=29.893x3；1.524=31.460mm11t3•t\，1.3(7)计算模数mm=d/z=31.460/24=1.311mm3.6按齿根弯曲强度设计弯曲强度的设计公式参考式子-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=460MPa;大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1b=400MPa;FE1（2）由图查得弯曲疲劳寿命系数FN1=0.92，KfN2=0.94（3）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系勤=1.4，参考式子3-6，得

[b]=FN1bFE1=092x460MPa=302.29MPaF1S1.4[b]=KFN2bfe2=°.94x400MPa=268.57MPaF2S1.4计算载荷系数kK=KAKvKfKf=1x1.03x1.2x1.35=1.669查取齿形系数由表查得Yfi=2.65；Yf2=2.208。查取应力校正系数由表查得Ys1=1.58；Ys2=1.776。计算大、小齿轮的3；并加以比较[b]—Fa2—Sa2[bF]22.65x1.—Fa2—Sa2[bF]22.65x1.58302.292.208x1.776268.570.01385=0.01460大齿轮的数值大。设计计算：2x1.669x3.：2x1.669x3.181x103x0.01460mm=0.646mm1x242对比计算结果，由于齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模观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0.646并就近圆整为标准值m=1mm，按接触强度算得的分度圆直径d=31.460mm，算出小齿轮齿数z=土=3=321m1.0大齿轮齿数z2=uz1=3.57x32=114.24，取z?=114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。

3.7几何尺寸计算1）计算分度圆的直径d=zm=32x1=32mmd=zm=114x1=114mm2）计算中心距3）计算齿轮宽度各个几何尺寸见表3-3表3-3齿轮的几何参数d（mm）d（mm）b（mm）a（mm）321143273取B2=32mm，B1=40mm。3.8验算F

t2T12x3.181x10332N=198.82N^x^-u=1x19&82n.■;mm=6.21N/mm<100Nmm，故合适。b32'3.8验算F

t2T12x3.181x10332N=198.82N由表3-1可知：p=0.1034W；。=1426r：min；T=689.5N-mm求作用在齿轮上的力因已知高速齿轮的分度圆直径为d=mz=0.5x36mm=18mm故圆周力F=夷=2、689.5N=76.6Ntd18

1初步估算轴的最小直径，选取联轴器先按式3-7初步估算轴的最小直径，公式为

dminPdminPf'一(3-7)选取轴的材料为45钢，调质处理。根据表选取0=112，于是得0.103d.=112x01426mm=4.7mm该段轴上有键槽将计算值加大％~4%，d.应为4.9mm。min输入轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直籍/为了使所选的轴直径/JU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T广k?3，考虑到转矩变化很小，查表选KA=1.3，则：T=KT=1.3x689.5N-mm=1379N-mm按照计算转矩应小于联轴器公称转矩条件查标准GB/T5843-1986或手册选用YLca凸缘联轴器，其公称转矩为0000N-mm。半联轴器的孔径/【=10mm，故取d【口=10mm；半联轴器长度］=27mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度=24mm。轴的结构设计1）拟定轴上零件的装配方案图3.2轴I的装配方式图3.2轴I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I-II轴段右端需制出一轴肩，故取-III段的直径d=12mm；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径=14mm。半联II-III轴器与轴配合的毂孔长度=24mm，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［-II段的长度应比L略短些，现取jii=22mm。（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搬=12mm，由轴承产品目录中初步选取基本游隙组、标准精度级的II-III单列深沟球轴承6202，其尺寸为dxDxB=15mmx35mmx11mm，故d田*=dvw=15mm。右端滚动轴承采用挡油板进行轴向定位。由手册查得02型轴承的定位轴肩高度1=2.5mm，因此，挡油板的轴肩高为L5mm。选挡油板的宽度为2mm，所以/=l=21mm。（3）根据轴段111-W的直径dm^=15mm，考虑到齿轮的分度圆直径为］=18mm,可把安装齿轮处的轴他-V设计成齿轮轴，选直径d*v=17mm。考虑到中间轴的长度和内壁间的距离，取轴侧-V的长度/=86mm。IV-V（4）轴承端盖的凸缘厚度为mm（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l=28mm，故取/=68mm。至此，己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:h=4mmx4mm（GB/T1095-1979，键槽用键槽铣刀加工，长为20mm（标准键长见GB/T1096-1979，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n6。4）确定轴上的圆角和倒角尺寸参考表选取轴端倒角为.6x45。，各轴肩处的圆角半径见图所示。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3.3轴I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Mh=1837N-mm扭矩T=689.5N-mm按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面）的强度。弯扭校核公式为

(3-8)<m2+(or)2b=caW(3-8)根据式子3-1及上面计算出的数值，并取=0.3,轴的计算应力bca<18372bca<18372+(0.3x689.5)20.1x173MPa=3.8MPa7.验算平键的强度前已选定轴的材料为15钢，调质处理，查表查得b1]=60MPa。因此。<[b1]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L100~120MPa，取平均值bL110MPa，键的工作长度=L-b=20mm—4mm=16mm，键与轮毂键槽的接触高P度k=0.5h=0.5x4mm=2mm。由式3-9可知(3-9)2Tb=—pkld(3-9)将数据代入式3-9得2x689.5b=21610MPa=4.31MPa<[b]=110MPa联接的挤压强度满足要求。4.2中间轴的设计求中间轴上的功率2、转速七和转矩T2由表3-1可知：P=0.095kW；七=285.2r/min；T2=3276.5N-mm求作用在齿轮上的力因已知中速小齿轮的分度圆直径为d=mz=1.0x32mm=32.0mm故圆周力F=&=2x3276-5N=205.21Ntd32.03初步估算轴的最小直径先按式子3-7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A0=112，于是得■0.095

d.=112x^---1-mm=7.8mm中间轴的最小直径是安装轴承处轴的直径J】和dvW，但不应小于高速轴安装轴承处的直径，所以选轴的直径=dy切=15mm。轴的结构设计图3.4轴II的装配方式拟定轴上零件的装配方案现选用如图所示的装配方案。根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度初步选择滚动轴承。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搬=15mm，由轴承产品目录中初步选取)基本游隙组、标准精度级的i-ii单列深沟球轴承6202,其尺寸为dxDxB=15mmx35mmx11mm。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=2.5mm。挡油板的宽度为12mm,轴肩高为2.5mm。根据齿轮端面与内机壁的距离为mm则左端套筒的宽度为10mm,右端套筒的宽度为mm,所以根据装配要求确定〔口=33mm，七疽29mm。取安装齿轮处的轴段I-III和IV-V的直径d”iii=刁^v=17mm；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《|]w=20mm，则轴段III-V的长度1田v=10mm。轴段II-III和V-V的长度七m=18,lvv=38mm。至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。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bxh=5mmx5mm(GB/T1095-1979)，键槽用键槽铣刀加工，安装大齿轮的键长为mm,安装小齿轮的键长为36mm(标准键长见GB/T1096-1979，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!7/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淅6。确定轴上的圆角和倒角尺寸参考表选取轴端倒角为.8x45。，各轴肩处的圆角半径见图所示。求轴上的载荷首先根据轴的结构图作出轴的计算简图g据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图。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

出危险截面处的弯矩和扭矩。弯矩M=-5544N-mmH扭矩T=-3276.5N•mm按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校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3-8及上面计算出的数值，并取=0.3,轴的计算应力_^55442+（0.3x3276.5）2心儿_167心儿ca0.1X153=.前已选定轴的材料为15钢，调质处理，由表查得L1]=60MPa。因此。<[L1]，故安全。1）验算小齿轮的平键强度LL100~1201）验算小齿轮的平键强度LL100~120MPa，取平均值p键和齿轮的材料都是钢，由表查得许用挤压应力LL110MPa，键的工作长度=L-b=36mm-5mm=31mm，键与轮毂键槽的接触高p度k=0.5h=0.5x5mm=2.5mm。由式子3-9可得Q]=110MPap2x3276.5浦l=253117MPa=4.97MPa<联接的挤压强度满足要求。Q]=110MPap图3.5图3.5轴II的弯矩图~120MPa，取平均值键与轮毂键槽的接触高~120MPa，取平均值键与轮毂键槽的接触高键和齿轮的材料都是钢，查表查得许用挤压应力LL100LL110MPa，键的工作长度=L一b=16mm一5mm=11mm，度k-0.5h=0.5x5mm-2.5mm。由式子3-9可得2x3276.5b=登11；7MPa=14.02MPa<Q]=110MPa联接的挤压强度满足要求。4.3输出轴的设计求输出轴上的功率P3、转速七和转矩孔由表3-1可知：P=0.090kW；n=80rmin；T=11116.9N-mm求作用在齿轮上的力因已知低速大齿轮的分度圆直径为d=mz=1.0x114mm=114mm故圆周力F=2L=2x11116-9n=195.03Ntd1142初步估算轴的最小直径，选取联轴器先按式子3-7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A0=112，于是得d=112x3：°mm=11.6mmmin*80该段轴上有键槽将计算值加大％〜4%，d血^应为12.1mm。输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径；/为了使所选的轴直徊jJ】与联轴器的孔径相适应，故需同时选联轴器型号。联轴器的计算转矩拓=K?3，考虑到转矩变化很小，查表选取A=1.3，则：T=KT=1.3x11116.9N-mm=14452N-mm按照计算转矩厂"应小于联轴器公称转矩条件，查标准｝B/T5843-1986或手册，选用caYL2凸缘联轴器，其公称转矩为16000N-mm。半联轴器的孔径d=14mm，故取d】【J=14mm；半联轴器长度1=34mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度=29mm。轴的结构设计1）拟定轴上零件的装配方案图3.6轴m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I-II轴段右端需制出一轴肩，故取-III段的直径diiiii=18mm；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径=20mm。半联轴器与轴配合的毂孔长凰=29mm，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[-II段的长度应比L略短些，现取5=27mm。（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搬=18mm，由轴承产品目录中初步选取基本游隙组、标准精度级的II-III单列深沟球轴承6204，其尺寸为dxDxB=20mmx47mmx14mm，故d田*=d^训=20mm。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凰=3mm，因此，挡油板的左右轴肩高为mm。选挡油板的宽度为5mm，所以/=27mm。（3）根据轴段H-巧的直径』V5=20mm，取安装齿轮处的轴段V-H的直径dyv[=22mm;齿轮的左端采用轴肩定位，轴肩高度h>0.07d，取h=2mm，贝Qd*v=26mm。齿轮的右端采用套筒定位，选套筒的宽度7mm，取轴段V-^的长度lvv[=30mm，考虑到中间轴的长度和内壁间的距离取轴段*-V的长度l*v=41mm，轴段W-UI的长度<[训=37mm。（4）轴承端盖的凸缘厚度为mm（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l=29.5mm，故取〈田=66mm。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bxh=6mmx6mm（GB/T1095-1979，键槽用键槽铣刀加工，长为8mm（标准键长见GB/T1096-1979），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bxh=5mmx5mm，长为25mm（标准键长见GB/T1096-1979），半联轴器与轴的配合淅7/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）。4）确定轴上的圆角和倒角尺寸参考表选取轴端倒角为.8x45。，各轴肩处的圆角半径见图所示。

求轴上的载荷首先根据轴的结构图作出轴的计算简龈据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图。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Mh=5440.3N-mm扭矩T=11116.9N-mm按弯扭合成应力校核轴的