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内容简介：

基于食品加工的绞肉机设计1、课题研究的意义随着国民经济的发展和人民生活水平的提高，人民对食品工业提出了更高的要求。现代食品已朝着营养、绿色、方便、功能食品的方向发展，且功能食品将成为新世纪的主流食品。食品工业也成为国民经济的支柱产业，作为装备食品工业的食品机械工业发展尤为迅猛。目前中、小型肉类加工企业所使用的大部分设备为我国自行设计制造的绞肉机，本课题要求学生完成基于食品加工的绞肉机设计。2、本课题研究的主要内容：1）确定绞肉机的设计原则； 2）绞肉机的结构设计；3）进行绞肉机机相应的设计计算及分析；4）翻译一篇与课题相关的英文文献。3、提交的成果：1）绘制相应二维零件图纸 1套2）绘制三维装配图（光盘） 1份3）规范的毕业论文说明书 1份4）附不少于10篇主要参考文献的题录及摘要。xxxxxx 毕业设计说明书毕业设计说明书 题题 目：目：基于食品加工的绞肉机设计基于食品加工的绞肉机设计 学学 院：院： xxxxxxxxxxxx 专专 业：业： xxxxxxxxxxxx 学学 号：号： xxxxxxxxxxxx 姓姓 名：名： xxxxxxxxxxxx 指导教师：指导教师： xxxxxxxxxxxx 完成日期：完成日期： 20142014 年年 5 5 月月 6 6 日日 基于食品加工的绞肉机设计基于食品加工的绞肉机设计 1、课题研究的意义 随着国民经济的发展和人民生活水平的提高，人民对食品工业提出了更高的要求。 现代食品已朝着营养、绿色、方便、功能食品的方向发展，且功能食品将成为新世纪 的主流食品。食品工业也成为国民经济的支柱产业，作为装备食品工业的食品机械工 业发展尤为迅猛。目前中、小型肉类加工企业所使用的大部分设备为我国自行设计制 造的绞肉机，本课题要求学生完成基于食品加工的绞肉机设计。 2、本课题研究的主要内容： 1）确定绞肉机的设计原则； 2）绞肉机的结构设计； 3）进行绞肉机机相应的设计计算及分析； 4）翻译一篇与课题相关的英文文献。 3、提交的成果： 1）绘制相应二维零件图纸 1 套； 2）绘制三维装配图（光盘）1 份； 3）规范的毕业论文说明书 1 份； 4）附不少于 10 篇主要参考文献的题录及摘要。 I 基于食品加工的绞肉机设计基于食品加工的绞肉机设计 摘要摘要 绞肉机作为食品加工机械，与人们的日常生活密切相关，其市场占有率与日俱增。 绞肉机是肉类加工企业在生产过程中，将原料肉按不同工艺要求加工规格不等的颗粒 状肉馅，以便于同其它辅料充分混合来满足不同产品的需求。 工作时利用转动的切刀刃和孔板上孔眼刃形成的剪切作用将原料肉切碎，并在螺 杆挤压力的作用下，将原料不断排出机外。可根据物料性质和加工要求的不同，配置 相应的刀具和孔板，即可加工出不同尺寸的颗粒，以满足下道工序的工艺要求。可用 于各种冻肉、鲜肉、鸡骨架、鸭骨架、猪皮、牛皮、鸡皮、鱼类、水果、蔬菜等加工。 广泛适用于各种香肠、火腿肠、午餐肉、丸子、咸味香精、宠物食品和其他肉制品等 行业。 本次设计的绞肉机外形美观，结构紧凑。非常适合酒店，肉类加工行业，学校， 餐馆或任何其他食品服务业使用。 关键词：关键词：绞肉机、食品加工、原料、刀具、结构紧凑 II The design of meat grinder based on processing of food Abstract Meat grinder as food processing machinery, is closely related to Peoples Daily life, its market share is growing.Meat grinder is in the process of production, meat processing enterprises will be raw meat according to different technical requirements specifications of granular meat processing, so that the mixed with other excipients fully to meet the needs of different products. Work when using rotating blade and orifice plate hole edge on the formation of the shearing action will chop raw meat, and under the action of screw extrusion, continuous discharge materials will be closed.Can according to different material properties and processing requirements, the configuration of the corresponding cutting tool and the orifice plate, can produce different size of particles, to meet the technological requirements of next working procedure.Can be used for all kinds of frozen meat, fresh meat, chicken skeleton skeleton, duck, pig skin, cowhide, goose, fish, fruit, vegetables and other processing.Widely used in all kinds of sausage, ham sausage, lunch meat, meat balls, salty flavor, pet food and other meat products, etc. The design of the meat grinder beautiful shape, compact structure.Its suitable for hotel, meat processing industry, schools, restaurants, or any other food service industry. Keywords: meat grinder, food processing, raw materials, cutting tool, compact structure III 目目 录录 摘要.I ABSTRACT.II 第一章 绪论.1 1.1 概述.1 1.2 发展现状.1 1.3 设计意义.2 第二章 绞肉机结构及原理.3 2.1 绞肉机结构.3 2.1.1 送料机构3 2.1.2 切割机构3 2.1.3 驱动机构3 2.2 工作原理.4 2.3 使用方法.4 第三章 绞肉机传动系统设计.6 3.1 电机的选择.6 3.1.1 传动比的分配6 3.1.2 电机的选型6 3.1.3 动力参数计算7 3.2 带传动设计.8 3.3 齿轮传动设计.11 3.3.1 齿轮部分的设计11 3.3.2 轴系部件的设计16 3.4 联轴器的选择.17 3.5 轴段设计与校核.17 3.5.1 轴段部分设计17 3.5.2 轴的强度校核计算19 3.6 轴承选择与寿命计算.21 3.7 键选择与强度计算.22 第四章 绞肉机零件设计.24 IV 4.1 绞龙的设计.24 4.2 十字绞刀的设计.25 4.3 机架的设计.32 第五章 绞肉机三维建模.33 5.1 带传动部分建模.33 5.1.1 小带轮建模33 5.1.2 大带轮建模33 5.1.3V 带建模.34 5.1.4 带传动装配34 5.2 齿轮部分建模.34 5.2.1 齿轮轴建模34 5.2.2 大齿轮建模35 5.2.3 低速轴建模36 5.3 其它零件建模.36 5.3.1 绞龙建模36 5.3.2 十字绞刀建模36 5.3.3 挤肉板建模37 5.3.4 端盖建模37 5.3.5 轴承建模38 5.3.6 机架建模38 5.4 绞肉机装配.39 第六章 润滑和密封的选择设计.40 6.1 轴承的润滑.40 6.1.1 滚动轴承的特点40 6.1.2 滚动轴承选用润滑脂应考虑的因素40 6.2 齿轮的润滑.41 6.2.1 润滑方式的选择41 6.2.2 密封方式的选择41 6.2.3 润滑油的选择41 设计总结.42 参考文献.43 V 致 谢.44 附录 A 英文原文.45 附录 B 中文翻译.50 1 第一章第一章 绪论绪论 1.1 概述概述 随着人们生活水平的提高，大家对食品工业提出了更高的要求。现代食品已朝着 营养、绿色、方便、功能食品的方向发展，且功能食品将成为新世纪的主流食品。食 品工业也成为国民经济的支柱产业，作为装备食品工业的食品机械工业发展尤为迅猛。 食品工业的现代化水平，在很大程度上依赖于食品机械的发展及其现代化水，离 开现代仪器和设备，现代食品工业就无从谈起。食品工业的发展是设备和工艺共同发 展的结果，应使设备和工艺达到最佳配合，以设备革新和创新促进工艺的改进和发展， 以工艺的发展进一部促进设备的发展和完善。两者互相促进、互相完善，是使整个食 品工业向现代化迈进的必要条件。 在肉类加工的过程中，切碎、斩拌搅拌工序的机械化程度最高，其中绞肉机、斩 拌机、搅拌机是最基本的加工机械，几乎所有的肉类加工厂都具备这 3 种设备。目前 中、小型肉类加工企业所使用的大部分设备为我国自行设计制造的产绞肉机是为中、 小型肉类加工企业所设计的较为理想的、绞制各种肉馅的机械，比如生产午餐肉罐头 和制造鱼酱、鱼圆之类的产品，它将肉可进行粗、中、细绞以满足不同加工工艺的要 求，该机亦可作为其他原料的挤压设备，如图 1.1 所示： 图图 1. 1 自动绞肉机自动绞肉机 2 1.2 发展现状发展现状 肉类食品加工属于精加工行业，但是我国食品机械行业却很难提供满足分工越来 越细的食品行工业的需求。具体表现在如下几个方面： 1）食品机械产品的品种和设备及成套水平：发达国家约 3500 个品种，成套水平 高，且向着高效、自动化、多功能系列产品的方向发展，而我国只有 2000 多个品种， 成套水平低，生产工艺简单的产品多，生产工艺复杂的产品少。从整体上看，比发达 国家几乎落后 20 年。 2）高新技术方面仅有个别技术走向实用化，其他发达国家已广泛应用的高新技术 （如真空技术，超临界萃取技术，膜分离技术及微波技术） ，我国还停留在实验室试验 阶段，有相当多的高新技术领域尚未涉足研究。 3）产品质量：与国外同类产品相比，我国生产的食品机械稳定性和可靠性差，或 是能耗比国外先进水平高 2-5 倍。 4）科研能力与检测手段：大多数生产企业缺乏试验研究的条件，检测手段很不完 备。产品参数的检测，如电压、电流、温度、功率、压力、气耗、水耗以及生产率等， 基本上是用仪表进行检测的，手段落后，误差较大。 5）企业发展水平：重点骨干企业少，专业生产厂少，企业的开发能力低、散、弱 的现象比较严重，尤其是难以形成以企业为主体的开发能力，导致生产率低下。 食品机械的发展任重而道远，究其主要原因是我国人民消费的食品中大多是来自 大农业提供的自然食品，每年因缺乏必要的食品加工机械使食品资源不能直接加工、 贮藏、保鲜而造成的损失高达几十亿元，未能深加工综合利用而造成资源浪费损失更 高，因此我国食品机械具有广阔的市场需求。 1.3 设计意义设计意义 本设计阐述了绞肉机的组成及工作原理，根据任务书的要求对绞肉机的结构进行 了设计，对相应零件进行了详细的设计、计算及分析，保证计算出来的绞肉机外型美 观，性能优异，符合相关行业标准。 通过本次设计，我基本懂得了机械设计的一般方法，为自己以后的工作学习打下 了坚实的基础。 3 第二章第二章 绞肉机结构及原理绞肉机结构及原理 2.1 绞肉机结构绞肉机结构 绞肉机主要由送料机构、切割机构和驱动机构等组成，如图 2.1 所示： 图图 2. 1 绞肉机结构示意图绞肉机结构示意图 1坚固螺母；2孔板；3十字切刀； 4送料斗；5送料螺旋；6 电动机 2.1.1 送料机构送料机构 送料机构主要包括料斗、绞笼和绞筒。其作用：随着绞笼的旋转将物料源源不断 的前移到切割机构，并在前端对物料进行挤压。 2.1.2 切割机构切割机构 切割机构主要包括挤肉样板，绞刀和旋盖。其作用：对挤压进入样板孔中的物料 进行切割。样板孔眼规格大小有很多种，可根据不同的工艺要求随时旋下旋盖进行更 换，便可绞出形状不等的物料。 2.1.3 驱动机构驱动机构 驱动机构主要包括电机、皮带轮、减速器、机架等。电机提供所需动力，皮带轮 传递动力，减速器将速度减小为绞肉机所需的转速，机架起支撑作用。 4 2.2 工作原理工作原理 绞肉机工作时，先开机后放料，由于物料本身的重力和螺旋供料器的旋转，把物 连续地送往绞刀口进行切碎。因为螺旋供料器的螺距后面应比前面小，但螺旋轴的直 径后面比前面大，这样对物料产生了一定的挤压力，这个力迫使已切碎的肉从格板上 的孔眼中排出。 用于午餐肉罐头生产时，肥肉需要粗绞而瘦肉需要细绞，以调换格板的方式来达 到粗绞与细绞之需。格板有几种不同规格的孔眼，通常粗绞用之直径为 810 毫米、 细绞用直径 35 毫米的孔眼。粗绞与细绞的格板，其厚度都为 1012 毫米普通钢板。 由于粗绞孔径较大，排料较易，故螺旋供料器的转速可比细绞时快些，但最大不超过 400 转/分。一般在 200400 转/分。因为格板上的孔眼总面积一定，即排料量一定， 当供料螺旋转速太快时，使物料在切刀附近堵塞，造成负荷突然增加，对电动机有不 良的影响。 绞刀刃口是顺着切刀转学安装的。绞刀用工具钢制造，刀口要求锋利，使用一个 时期后，刀口变钝，此时应调换新刀片或重新修磨，否则将影响切割效率，甚至使有 些无聊不是切碎后排出，而是由挤压、磨碎后成浆状排出，直接影响成品质量，据有 些厂的研究，午餐肉罐头脂肪严重析出的质量事故，往往与此原因有关。 装配或调换绞刀后，一定要把紧固螺母旋紧，才能保证格板不动，否则因格板移 动和绞刀转动之间产生相对运动，也会引起对物料磨浆的作用。绞刀必须与格板紧密 贴和，不然会影响切割效率。 螺旋供料器在机壁里旋转，要防止螺旋外表与机壁相碰，若稍相碰，马上损坏机 器。但它们的间隙又不能过大，过大会影响送料效率和挤压力，甚至使物料从间隙处 倒流，因此这部分零部件的加工和安装的要求较高。 绞肉机的生产能力不能由螺旋供料器决定，而由切刀的切割能力来决定。因为切 割后物料必须从孔眼中排出，螺旋供料器才能继续送料，否则，送料再多也不行，相 反会产生物料堵塞现象。 2.3 使用方法使用方法 1）冲洗 每次使用绞肉机前，得简单冲洗一下。一般而言，绞肉机在上次用完后都是及时 清洗过的，使用前的清洗，主要是冲掉机器内外的灰尘等。另一个好处是，使用前的 5 冲洗会使绞肉比较变得轻松流畅，也会使工作结束后的清洗变得比较省事。 2）安装 不少人喜欢在每次绞肉后把机器安装完整，其实这种方法并不可取。比较理想的 做法是，每次用毕后，应将清洗干净的绞肉机以散件形式摆放于木质箱柜中，或等其 完全晾干后再行组装，不宜马上组装。 安装先从组装开始，先将辊子送进机腔内，为减小磨损，可在转轴处滴一滴食用 油，再将刀头安装在辊子上，注意刀口朝外。再将漏口安装至刀头，轻轻摇动使三者 跟机腔紧密切合，再将坚固螺母安装到漏口外侧，注意要松紧适度，太松会使肉沫从 边缝漏出，太紧会损伤丝口。最后安装绞把，注意手柄朝外，将缺口对准后套进去， 然后拧上坚固螺丝。 安装机器比较简单，最重要的是选好合适的固定件，如比较大的木案板，将咬合 口对准案板，边缘后，旋紧紧固螺丝。因为绞肉比较用力，所以固定机身时最好最好 用螺丝刀等工具辅助坚固一下，以防工作过程中机器松动。 3）操作 真正的绞肉比较简单，因为比较用力，所以最好有男性操作，也可以二人配合。 如果是绞饺子馅，绞肉前最好先绞一根大葱，这会使得绞肉省力不少。将肉洗净，切 成长条，徐徐送入（送入的肉越多越费力气） 。绞肉结束后，也可以再绞一根葱，或者 土豆等等蔬菜类东西。说透了，这是一种变相的清洗，还可以减少肉末的浪费。 4）清洗 先准备好干净的牙刷、试管刷等辅助用品，再按反方向将机器卸开，将机腔内的 肉沫肉块清理出来，再将机器泡到含有洗洁精的温水中，用牙刷等将所有机件一一清 洗干净，再用自来水冲洗两遍，放到阴凉通风的地方控干即可。 5）电动绞肉机 （1）电动绞肉机使用前先清洗各部分可清洗的零件； （2）组装好后通电，待机器运转正常后，再添加肉块； （3）绞肉前，请先将肉剔骨切成小块（细条状） ，以免损坏机器； （4）通电开机，待运转正常后，再添加肉块； （5）添加肉块一定要均匀，不能过多，以免影响电机损坏，如发现机器运转不正常， 应立即切断电源，停机后检查原因； （6）如发现漏电，打火等故障，应马上切断电源，找电工修理，不得私自开机修理； （7）使用完后关闭电源。然后将各部件清洗干净，沥干水后，放于干燥处备用； （8）使用前，参考使用说明书要求。 6 第三章第三章 绞肉机传动系统设计绞肉机传动系统设计 3.1 电机的选择电机的选择 3.1.1 传动比的分配传动比的分配 由于绞龙只有一种工作转速，则从电机至绞笼的运动路线为定比传动，其总的传 动比可利用带传动、齿轮传动等构机逐级减速后得到。 绞龙的转速不易太高，因为输送能力并不是随转速增加而增加。当速度达到一定 值以后，效率反而下降，且速度过高，物料磨擦生热，出口处的压力升高，易引起物 料变性，影响绞肉质量，因此绞龙的转速一般在 200 一 400r/min 比较适宜。在本机选 用 330r/min。 (3-1) 1450 /min 4.4 330 /min r i r 总 初步取，。 0 1.76i 1 2.5i 根据选用的电机和绞笼转速要求设计传动路线如图 3.1 所示： 图图 3. 1 传动方案图传动方案图 1电机；2联轴器；3带传动； 4减速器；5联轴器；6 绞龙 3.1.2 电机的选型电机的选型 所需功率： (3-2) G W PkW A 7 式中：G绞肉机的生产能力，1000kg/h； W切割 1kg 物料耗用能量，其值与孔眼直径有关，d 小则 w 大，当 d3mm，取 w0.0030kw.h/kg； 传动效率。 其中传动装置的总效率，、分别为带传动、齿轮传动、 22 1234 1 2 3 4 滚动轴承、弹性柱销联轴器效率。取；，计算 1 0.96 2 0.97 3 0.99 4 0.97 得 Pd=3.84kW。 所以根据 P3.84kw，查 B1 表 10-4-1 选用 Y112M-4，功率为 4kW，其同步转速 为 n1500r/min，满载转速为 1450r/min，再查 B1 表 10-4-2 得 Y112M-4 电机的结构， 如图 3.2 所示： 图图 3. 2 电机结构简图电机结构简图 3.1.3 动力参数计算动力参数计算 1）各传动轴的转速 电机输出轴：(3-3)1450 /minnnr 带电机 减速器 I 轴：(3-4)/1450/1.76823.86 /minnnir 轴1带带 减速箱 II 轴：(3-5) 11 /823.86/2.5330 /minnnir 轴2轴轴 2）各传动轴的功率 由之前计算得输送机所需总功率 P总=3.84kW，所选电动机功率 PD=4kW,故： 带传动所需功率：(3-6)P * =4x0.96=3.84kwP 带总 轴 I 所需功率：(3-7)P * =3.84x0.98=3.76kwP 轴1带 轴 II 所需功率： (3-8)P * =3.76x0.98=3.69kwP 轴2轴1 输出轴所需功率：(3-9)P * =3.69x0.97=3.65kwP 轴2轴1 3）各轴转矩 电机传递转矩： (3-10)9550/9550*4/145026345TPnN MA 电机 轴 I 传递转矩：(3-11)9550*/46366Tp inN MA 轴1带 8 轴 II 传递转矩： (3-12)9550*/115917Tp inN MA 轴2轴1 3.2 带传动设计带传动设计 1）确定计算功率： (3-13) caA PK P 式中：Pca计算功率，kW； KA工作情况系数； P所需传递的额定功率，kW； 表表 3. 1 工作情况系数表工作情况系数表 查表，载荷变动较小，空、轻载启动，两班制，选取 KA =1.2。 2）选择 V 带型。根据计算功率和小带轮转速，从下图选择 A 型 V 带。取小带轮基准 9 直径 dd=100mm，因此，由机械设计图 4.1 进行圆整选择。 图图 3. 3 普通普通 V 带选型图带选型图 3）验证带速度： D2=D1i*(1-e)=100x1.76（10.015）=178.3mm（此处 e 为滑动率） ，所以： (3-14) 1 1 3.14 100 1450 7.58/ 60 100060 1000 D n Vm s 由于 5m/sV25m/s，故 V 带合适。 4）确定中心距 a 和基准长度： 因为中心距大，可以增大带轮的包角，减少单位时间内带的循环次数，有利于提 高带的寿命。但中心距过大，则会增加带的波动，降低带传动的平稳性。一般初选带 传动的中心距：0.7（D1+D2）a02（D1+D2） ，取 a0280mm (3-15) 2 1221 0 ()() 2886 24 do DDDD Lamm a 取 Ld=900mm。 (3-16) 900886 280287 22 dd o LL aam 5）验算小带轮上包角： (3-17) 21 18057.3164.33120 DD a 因此符合设计验证条件，故设计方案合理。 6）确定 V 型带的根数 Z： 根据和 A 型带查表 8-4b 得，查机械设计 11450min,1.76nri 00.03Pkw 表 8-5 得，查表 8-2 得，故有： 0.924K1.16LK 10 (3-18) r00 3.84 1.2 3.87 P()1.35 caA L PK P z PP K K 故取 4 根。 7）单根 V 带的预紧力 0 F (3-19) 2 0 2.5 500(1)134 d a P FmvN kZv 式中：mV 带每米长的质量（kg/m）查 B1 表 8124，取 0.1k/gm。 8）作用在轴上的力F (3-20) )(106182sin41342 2 sin2 1 0 NZFF (3-21) )(159282sin41343 2 sin3 1 0max NZFF 式中：考虑新带初预紧力为正常预紧力的 1.5 倍 max F 9）带轮的结构和尺寸 带轮应既有足够的强度，又应使其结构工艺性好，质量分布均匀，重量轻，并避 免由于铸造而产生过大的应力。 轮槽工作表面应光滑（表面粗糙度）以减轻带的磨损。3.2 a Rm 带轮的材料为 HT200。查 B1 表 8-1-10 得基准宽度制 V 带轮轮槽尺寸，根据带轮 的基准直径查 B1 表 8-1-16 确定轮辐，如图 3.4 所示： 2*45 40 12 A 63 B 0.1 A B 0.1 A 159 11 180 8.72.75 11 915 8.72.75 34 B 0.1 A 0.1 A B 63 A 245 3.2 40 R5 图图 3. 4 带轮结构示意图带轮结构示意图 11 3.3 齿轮传动设计齿轮传动设计 3.3.1 齿轮部分的设计齿轮部分的设计 1）齿数的确定 选用斜齿圆柱齿轮传动，由于压片机为一般工作机器，速度不高，所以采用 8 级 精度（GB10095-88） ；查机械设计10-1 表，选择一级小齿轮材料为 40Cr（调质） ， 硬度为 50HRC，二级大齿轮材料为 45 钢（调质） ，硬度为 45HRC，二者材料硬度差为 5HRC。 选择一级小齿轮齿数 z1=30，二级大齿轮齿数 z2=i*z1=75，螺旋角为 10.142。 2）按齿轮面接触强度计算： 参考机械设计10-9a 公式，即： 3 2 1 1) ( 1 32 . 2 H Z u uTK d E d t t (3-22) 确定公式内各计算数值：选择载荷系数=1.3；小齿轮传递的转矩：T1=26345NM,由 t K 机械设计表 10-7 可知，选择齿宽系数 d=0.9，由机械设计表 10-6 查得材料 的弹性影响系数，由机械设计图 10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极 限；大齿轮的接触疲劳强度极限。 lim600HMPalim550HMPa 计算应力循环次数： (3-23) 8 116060 300 110 300 84.32 10hNnjL （） (3-24) 8 1 7 2 4.32 10 14.4 10 3 N N i 由机械设计10-19 图，取解除疲劳寿命系数，。 10.93HNK20.98HNK 计算接触疲劳许用应力：取失效概率为 1%，安全系数 s=1。 (3-25) 1lim1 10.93 600558 HN H K MPaMPa S (3-26) 2lim 2 20.98 550539 HN H K MPaMPa S 3）试计算小齿轮分度圆直径带入中较小的值： 1t d H (3-27) 4 1 22 3 3 1 11.3 2.6 108 189.8 2.32()2.32()45.7 0.97539 tE t dH KTuZ dmmmm u 12 计算圆周速度： (3-28) 11 1 45.7 320 1.61 60 100060 1000 td n Vm sm s 4）计算主要的几何尺寸（按 B1 表 8-3-5 进行计算） 分度圆的直径： d =m z /cos=1.5 30/cos=45.7mm(3-29) 11 d =m z /cos=1.5*75/cos=114.3mm(3-30) 2 2 齿顶圆直径： d= d +2h =45.7+2 1.5=48.7mm(3-31) 1a 1 a d= d +2h =114.3+2 1.5=117.3mm(3-32) 2a 2 a 端面压力角： (3-33) 0 292.20 142.10cos 20 cos tg arctg tga arctg n t 基圆直径： d= dcos= cos20.292 =40.2mm(3-34) 1b1t 0 d= d cos=348 cos20.292 =107.2mm(3-35) 2b 2 t 0 齿顶圆压力角： =arccos=34.365(3-36) 1at 1 1 b a d d 0 = arccos=23.951(3-37) 2at 2 2 b a d d 0 端面重合度： = z （tg-tg）+ z (tg-tg)=1.9(3-38) a 1 2 1 1at 2 2at 齿宽： b=.a0.4*8032 取 b 32mm；b 40mm(3-39) a 21 齿宽系数： 13 =0.7(3-40) d 1 b d 32 45.7 纵向重合度 ： =1.2(3-41) 5 . 1 142.10sin32sin n m b 当量齿数： 31.45(3-42) 3 11 cos/zzv 78.628(3-43) 3 22 cos/zzv 5）校核齿面接触强度 强度条件：。 H H 计算应力： =ZZ Z Z Z(3-44) 1H HBE 1 1 t AVHH F k K KK d b = (3-45) 2H 1H D B Z Z 式中：名义切向力 F =2044N。 t 1 1 2000 T d 2000 46.7 45.7 使用系数 K =1，动载系数 =（）。 AV K 200 A AV B 式中：V=。 s m nd 95 . 1 100060 818 7 . 45 100060 11 A=83.6，B=0.4，C=6.57，=1.2。 V K 齿向载荷分布系数 K=1.35（由 B1 表 8-3-32 按硬齿面齿轮，装配时检修调整， H 6 级精度 K非对称支称公式计算） 。 H 1.34 查表得：齿间载荷分配系数 ，节点区域系数 = 1.5，重合度的系数 1.0 H K H Z ，螺旋角系数，弹性系数 ，单对齿齿合系数 0.77Z0.80Z189.8 E ZMPa Z =1。 B (3-46) 12 2.5 12044 1 1.5 189.8 0.77 0.80 1.05 1.35 1.0245.5 2.5 45.7 32 HH MPa 14 许用应力： =(3-47) H lim lim H NTLVRWX H ZZ Z Z Z Z S 式中：极限应力=1120MPa，最小安全系数=1.1，寿命系数=0.92， limH limH S NT Z 润滑剂系数=1.05，速度系数=0.96，粗糙度系数=0.9，齿面工作硬化系数 L Z V Z R Z =1.03，尺寸系数=1。 W Z X Z 则： =826MPa(3-48) H 1120 0.92 1.05 0.96 0.85 1.03 1.1 满足：。 H H 6）校核齿根的强度 强度条件：。 1F 1F 许用应力： =；(3-49) 1F t FaSaAVFF n F Y Y Y Y K K KK bm (3-50) 22 21 11 FS FF FS YY YY 式中：查表得齿形系数=2.61，=2.2，应力修正系数， 1F Y 2F Y 1 1.6 Sa Y ，重合度系数 =1.9，螺旋角系数=1.0，齿向载荷分布系数 2 1.77 Sa YYY =1.3（其中 N=0.94，按 B1 表 8-3-30 计算） ，齿间载荷分配系数=1.0。 F K N H K F K 则： =94.8MPa(3-51) 1F =88.3MPa(3-52) 2F 1F 1.77 2.2 2.61 1.6 许用应力为： =(3-53) F lim Re lim F STNTrelTlTX F Y Y YYY S 式中：极限应力=350MPa，安全系数=1.25（按 B1 表 8-3-35 查取） ，应 limF limF S 力修正系数=2，寿命系数=0.9，齿根圆角敏感系数=0.97，齿根表面状况系 ST Y ST Y relT Y 数=1，尺寸系数=1，则： RelT Y X Y =(3-54) F 350 2 0.9 0.97489 1.25 MPa 15 满足，验算结果安全。 2F 1F F 7）齿轮及齿轮副精度的检验项目计算 a）确定齿厚偏差代号 确定齿厚偏差代号为：6KL GB10095-88（参考 B1 表 8-3-54 查取） 。 b）确定齿轮的三个公差组的检验项目及公差值（参考 B1 表 8-3-58 查取） 。 第公差组检验切向综合公差，=0.063+0.009=0.072mm，(按 B1 1 i F 1 iPf FFF 表 8-3-69 计算，由 B1 表 8-3-60，表 8-3-59 查取)； 第公差组检验齿切向综合公差，=0.6（）=0.6（0.009+0.011） 1 i f 1 i f ptt ff =0.012mm， （按 B1 表 8-3-69 计算，由 B1 表 8-3-59 查取） ； 第公差组检验齿向公差=0.012（由 B1 表 8-3-61 查取） 。F c）确定齿轮副的检验项目与公差值（参考 B1 表 8-3-58 选择） 对齿轮，检验公法线长度的偏差。按齿厚偏差的代号 KL，根据表 8-3-53 的计 w E 算式求得 齿厚的上偏差： =-12=-12 0.009=-0.108mm(3-55) ss E pt f 齿厚下偏差： =-16=-16 0.009=-0.144mm(3-56) si E pt f 公法线的平均长度上偏差： =*cos-0.72sin=-0.108 cos-0.72 =-0.110mm(3-57) WS E ss E T F 0 20 0 0.36 sin 20a 下偏差： =cos+0.72sin=-0.144 cos+0.72 0.036 sin=-0.126mm(3-58) wi E si E T F 0 20 0 20 按表 8-3-19 及其表注说明求得公法线长度=87.652， 跨齿数 K=10，则公法线 kn W 长度偏差可表示为：。 0.110 0.126 87.652 对齿轮传动，检验中心距极限偏差，根据中心距 a=80mm，由表查得 8-3-65 查f 得=；检验接触斑点，由表 8-3-64 查得接触斑点沿齿高不小于 40%，沿齿长f0.023 不小于 70%；检验齿轮副的切向综合公差=0.05+0.072=0.125mm（根据 B1 表 8-3-58 ic F 的表注 3 计算与查取） ；检验齿切向综合公差=0.0228mm。 ic f 对箱体，检验轴线的平行度公差，=0.012mm，=0.006mm（由 B1 表 8-3-63 x f y f 查取） 。 16 d）确定齿坯的精度。 根据大齿轮的功率，确定大轮的孔径为 33mm，其尺寸和形状公差均为 6 级，即 0.016mm，齿轮的径向和端面跳动公差为 0.014mm，如图 3.5 所示： 0.014 A 1.6 1.6 0.8 0.8 1.6 ? 94.75 ? 52.8 88 128 2*45 ? 470 0 -0,1 ? 458 图图 3. 5 大齿轮简图大齿轮简图 3.3.2 轴系部件的设计轴系部件的设计 1）输入齿轮轴设计 选轴的材料为 45 钢，调质处理。根据表 15-3，取 A0=112 于是由式初步估算轴的 最小直径： 图图 3. 6 轴入齿轮轴轴入齿轮轴 (3-59) 3 3 min11 /112 3.67/823.8618.6dAP nmm 这是安装联轴器处轴的最小直径，由于此处开键槽，校正值： 1 2 d (3-60) 1 2 18.6 (1 5%)19.7dmm 根据就近原则圆整得最小轴径取 20mm。 2）输出轴设计 选轴的材料为 45 钢，调质处理。根据表 15-3，取于是由式初步估算轴的112A 17 最小直径这是安装联轴器处轴的最小直径，由于此处开键 3 min33 /19.6dAPnmm 1 2 d 槽，取，如图 3.7 所示： min 19.6 1.0519.83dmm 输出轴 图图 3. 7 输出轴输出轴 3.4 联轴器的选择联轴器的选择 1）输入轴联轴器 计算联轴器的转矩。查表 14-1 取，则1.3 A K (3-61) 4 1 1.3 2.7 1042700 caA TK TN mm 查机械设计手册 ，选用 GB5014-1985 中的 HL1 型弹性柱销联轴器，其公称转 矩为 16000Nmm。半联轴器的孔径，轴孔长度 L32mm，J 型轴孔，C 型键，联20mm 轴器主动端的代号为 HL1 24*32 GB5014-1985，相应地，轴段 1 的直径，轴 1 20dmm 段 1 的长度应比联轴器主动端轴孔长度略短，故取。 1 40lmm 2）输出轴联轴器 联轴器的计算转矩 查表 14-1 取，则： 1caA TK T1.3 A K (3-62) mmNTKT Aca 97870010287.753 . 1 4 1 查机械设计手册 ，选用 GB5014-1985 中的 HL4 型弹性柱销联轴器，其公称转 矩为 1250Nm。半联轴器的孔径，轴孔长度 L84mm，J 型轴孔，C 型键，联轴20mm 器主动端的代号为 HL4 55*84 GB5014-1985。 相应地，轴段 1 的直径，轴段 1 的长度应比联轴器主动端轴孔长度略短， 1 20dmm 故取。 1 84lmm 3.5 轴段设计与校核轴段设计与校核 3.5.1 轴段部分设计轴段部分设计 1）输入轴轴段设计 18 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度，为满足半联轴器的轴向定位要求， 1-2 轴段右端需制处一轴肩，轴肩高度，故取 2 段的直径。 0.07 0.1hd 2 29.0dmm 初选型号角接触球轴承参数如下： ，基本额定动载荷， 30 72 19dDB 36.0 a dmm49.0 a Dmm19.50 r CKN 基本额定静载荷，故，轴段 7 的长度与轴承宽度相同，8.30 r CKN 37 30.0ddmm 故取。 7 13.0lmm 轴段 4 上安装齿轮，为便于齿轮的安装，应略大与，可取。齿轮 4 d 3 d 4 36.0dmm 左端用套筒固定，为使套筒端面顶在齿轮左端面上，即靠紧，轴段 4 的长度应比齿 4 l 轮毂长略短，若毂长与齿宽相同，已知齿宽，故取。60.0bmm 4 58.0lmm 齿轮右端用肩固定，由此可确定轴段 5 的直径，轴肩高度，取 0.07 0.1hd ，故取。为减小应力集中,并考虑右轴承的拆卸,轴段 5 40.0dmm 5 1.4lh 5 6.0lmm 6 的直径应根据 6006 深沟球轴承的定位轴肩直径确定,即。 a d 6 36.0 a ddmm 取齿轮端面与机体内壁间留有足够间距 H，取,取轴承上靠近机体内壁 12Hmm 的端面与机体内壁见的距离 S=8mm，取轴承宽度 C=50mm。由机械设计手册可查得轴 承盖凸缘厚度 e=10mm，取联轴器轮毂端离 K=20mm。故 ： ，取 23465 ()59,()35,()14lCsBeKmm lBsHblmm lHslmm 齿轮齿宽中间为力作用点,则可得，。 1 78.0Lmm 23 56.50LLmm 2）输出轴轴段设计 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度，为满足半联轴器的轴向定位要求， 1-2 轴段右端需制处一轴肩，轴肩高度,故取 2 段的直径，0.07 0.10hd 2 62.0dmm 初选角接触球轴承参数如下： ，故：，轴段65 140 33dDB93.80 r CKN60.50 r CKN 37 65.0ddmm 7 的长度与轴承宽度相同,故取。 7 33.0lmm 轴段 4 上安装齿轮，为便于齿轮的安装，应略大与，可取。齿 4 d 3 d 4 70.0dmm 轮左端用套筒固定，为使套筒端面顶在齿轮左端面上，即靠紧轴段 4 的长度应比齿 4 l 轮毂长略短，若毂长与齿宽相同，已知齿宽，故取。95.0bmm 4 92.0lmm 齿轮右端用肩固定,由此可确定轴段 5 的直径, 轴肩高度,取0.07 0.10hd ，故取。为减小应力集中，并考虑右轴承的拆卸， 5 76.0dmm 5 1.40lh 5 10.0lmm 轴段 6 的直径应根据轴承的定位轴肩直径确定,即。 a d 6 77.0 a ddmm 取齿轮端面与机体内壁间留有足够间距 H,取,取轴承上靠近机体内壁12.0Hmm 的端面与机体内壁见的距离 S=8mm,取轴承宽度 C=50mm。由机械设计手册可查得轴承 19 盖凸缘厚度 e=10mm，取联轴器轮毂端面与轴承盖间的距离 K=20mm。故： ，取 23465 ()39,()56,()10lCsBeKmm lBsHblmm lHslmm 齿轮齿宽中间为力作用点，则可得，。 1 93.50Lmm 23 84.0LLmm 3.5.2 轴的强度校核计算轴的强度校核计算 由于输出轴传递的转矩比输入轴大得多，所以校核时根据扭校核条件仅校核输出 轴即可要求。 1）画轴的受力简图，如图 3.8 所示： 2）计算支承反力 在水平面上： (3-63) N F FF t HH 5 . 2240 2 4481 2 21 在垂直面上： (3-64) NFFF rvv 5 . 8152/16312/ 21 20 图图 3. 8 轴的受力简图轴的受力简图 总支承反力： (3-65) NFFFF vH 2384 5 . 815 5 . 2240 222 1 2 121 弯矩： ，(3-66) mmNLFMM HHH .188202 2121 mmNLFMM vvv .68502 3112 故： (3-67) mmNMMMM vH 200281 2 1 2 121 3）校核 齿轮中间因弯矩大，有转矩，还有键槽引起的应力集中，故剖面左侧为危险剖面： 21 (3-68) 3 2 3 2 3 34300 702 )5 . 770(5 . 720 701 . 0 2 )( 1 . 0mm d tdbt dW (3-69) 3 2 3 2 3 68600 702 )5 . 770(5 . 720 702 . 0 2 )( 2 . 0mm d tdbt dWT (3-70) mpa W M ba 84 . 5 34300 200281 由于，因此： 0 m ，(3-71) mpa W T T T 11 mpa T ma 5 . 5 2 轴的材料为 45 刚，调质处理。由表 15-1 查得， 640 B mpa 1 275mpa 。截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按