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目录目录摘要Abstract目录 -I摘要 -21 绪论-31.1 本文研究背景及意义-31.2 国内外研究现状-32 总体设计 -62.1 设计任务分析-62.2 初拟总体设计方案-63 上料机构的设计 -113.1 输送滚筒及输送电机的选择-113.2 输送辊筒传动轴设计-153.3 进料仓的设计-174 二级齿轮减速器的设计 -194.1 二级直齿齿轮减速器传动比的分配-194.2 减速器高速级齿轮设计计算-204.3 减速器低速级齿轮设计计算-224.4 轴的设计与校核-244.5 键的设计与校核-294.6 轴承的选择-30总结 -34参考文献 -35摘要摘要随着牡蛎壳市场的发展，牡蛎壳已经成为提升农村经济、增加农民收入的重要组成部分。牡蛎壳的生产近年来逐渐向着基地化、规模化、产业化方向发展。牡蛎壳产业化及产业化过程中的关键技术列为优先发展主题及重大技术专项，而牡蛎壳高压清洗分选技术是其产业化过程中进行流通、贮藏保鲜、深加工、提高产品档次和附加值的关键技术之一。本文分析了我国外农产品清洗设备的研究现状，在总结前人工作经验的基础上，设计了一种新型牡蛎壳自动清洗机，该牡蛎壳自动清洗机包括上料机构和高压清洗装置两个主要部分，其中，上料机构类似于带式输送机将待高压清洗的牡蛎壳输送至高压清洗装置内，在输送的过程中，使牡蛎壳在输送带上规范的排列，高压清洗装置则将排列后的牡蛎壳根据其直径大小和长度进行高压清洗，根据牡蛎壳外形长度的不同，分别将高压清洗成功后的牡蛎壳通过 U 型出料槽送出，而次品牡蛎壳则通过次品回收仓进行回收，本文详细介绍了上料机构和高压清洗装置的设计过程，并分别对上料机构和高压清洗装置所采用动力系统进行了设计，并重点介绍了各主要零部件的设计计算和校核过程。最后，本文对所设计的牡蛎壳自动清洗机结构利用电脑辅助设计软件进行了建模，结果表明，该牡蛎壳自动清洗机具有结构简单，制造成本低廉等优点，具有合理的输送链速，能够大幅度提高牡蛎壳高压清洗效率，是取代人工操作的一套切实可行的机械自动化设备，具有广泛的应用前景，实现了牡蛎壳收获后商品化的进程，填补了长杆状牡蛎壳高压清洗自动化设备的空白。关键词：关键词：牡蛎壳；匀果上料；自动高压清洗；1 1 绪论绪论1.11.1 本文研究背景及意义本文研究背景及意义牡蛎是我国四大经济养殖贝类之一，年产量超过 300 万吨。目前对牡蛎利用主要在于可食用部分，大量牡蛎壳则作为垃圾丢弃，仅在我国南方地区，每年产生废弃牡蛎壳可达 100 万吨，已成沿海重要污染源。牡蛎壳主要成分为碳酸钙占其质量 90%以上刚，且含有大量 2 至 10 微米微孔，其在医学、农业、轻工业等领域有很好的应用前景。将牡蛎壳清洗干净是其开发利用的先决条件，当前主要以人工清洗或化学药剂清洗方式为主，其工作效率低，劳动强度大，且化学药剂会使牡蛎壳溶解变质，产生新的污染，从而降低废弃牡蛎壳的实用价值引。据此，设计一种高效、环保的牡蛎壳清洗设备，对减少环境污染、提高废物再利用率具有重要的意义。但是牡蛎清洗加工技术落后，牡蛎清洗机械的发展滞后于牡蛎需求的发展，从国外进口比较昂贵，粗加工牡蛎比重较大，科技含量低，影响了市场竞争力。为了给消费者提供方便，因此，课题组提出牡蛎高压水清洗机，进行上料机构装置的结构设计；牡蛎通过传输带自动送入滚筒中，随着滚筒的回转而上下翻转，滚筒与牡蛎、牡蛎与牡蛎之间相对运动，进而产生摩擦力，从而达到清洗牡蛎表面的目的。清洗机由 10mm 的圆钢焊接而成，滚筒直径在 1.41.6m 之间，长度 3.54m，圆周线速度 1.21.5m/s，电机功率 1113kW。该牡蛎高压水清洗机具有操作简单、实用、价格低廉，能够有效减轻人力劳动，降低生产成本，是一种非常适应中国国情的食品加工机械。本课题设计是参考国外和国内相关产品的基础上，进一步简化结构，压缩成本，通过一定的机械运动与传送机构，实现装料、出品一次完成，减少二次污染，产品规格一致性好，生产效率比人工操作提高二十倍左右。1.21.2 国内外研究现状国内外研究现状国外研究清洗设备的年代早于我国，主要集中在欧、美、日等工业发达国家，其主要研究的设备是高压清洗机与超声波清洗机，取得了很大的成就：美国 Fluid 公司的科恩等人在 1975 年利用水压 13.8MPa、喷嘴直径为1.1mm 和功率为 66.3Kw 的高压水射流对船壳上粘附的污泥、海藻与海贝等进行清洗，效果非常理想。德国 Bandelin 电子装备公司研制了两种超声波零件清洗装置：特种 PK 型清洗装置与特种 z 型清洗装置。特种 PK 型清洗装置主要清洗精度较高的零件，例如气缸活塞与汽车缸体等，特种 z 型清洗装置主要在环境比较恶劣的条件下(空气湿度高、粉尘度高的工地)清洗零件。德国 Wilms 公司研制的两种高压热水流清洗机。可清洗多种零件，工作压力分别为 6MPa 与 8MPa，流量为 10L/min与 11.67Idmin。意大利的 COMAU 公司研制的 5 个自由度的 SMART 高压水清洗零件机器人，由不锈钢材料制成，可对零件内外表面进行清洗，水压在580MPa，流量为 140L/min，生产率能达到 30 件/d,时，该机器人使用的清洗液过滤后可循环使用，节约了成本。日本明治机械制造所设计的 MJC.80 型高压清洗机，采用 15。的扇形喷嘴，清洗压力为 8MPa，吸水量为 14L/min，喷水量为 13L/min。该清洗机能清洗工件表面的泥土，可剥离旧漆膜，广泛应用于建筑物、土木机械、汽车与机械等行业的清洗，这种清洗机的特点是耗水量少，使用便捷。E.Mulugeta 和 M.Geyer 研制的清洗机，能清洗马铃薯，同时还研究了在喷淋清洗方式下的各种工艺参数，如喷嘴参数、喷射参数和蔬菜上污物等相关参数的影响。Butz(2003)研制的高压水射流清洗机，运用高压水射流机理清洗水果与蔬菜，清洗的效果良好。虽然我国对于清洗设备的研究起步较晚，但在借鉴国外清洗设备的研究成果的基础上，近年来出现很多清洗设备研究成果，如蔬菜清洗机、水果清洗机、高压清洗机、高压除鳞设备等。新疆科学所崔宽波、李忠新等人研制的连续式核桃清洗机，利用特制毛刷和高压喷淋设备的组合对核桃进行清洗。具体原理是：核桃在滚筒中毛刷的作用下不断翻滚，毛刷的上方有水对核桃进行喷淋，同时利用螺旋输送辊将核桃传送至出料口。螺旋输送设备采用无级调速，电机在 1050r/min 调速，效果突出：在满足核桃清洗率在 95以上、破损率在 3以下的情况下，螺旋运输设备的转速为 25r/rain。大连海洋大学的师浩翔、杨君德(2011)等人 145J 设计的扇贝清洗机，其清洗原理是利用高速水射流在清洗槽内产生涡流，涡流会产生大量的气泡，这些气泡不仅可以与扇贝表面进行摩擦，而且可以促进扇贝吐沙，将扇贝彻底洗干净。射流孔呈倒三角形排列，这样可以使清洗槽内的水有不同的流速，上层水速快，下层水速慢，形成一个缓流区，有利于杂质的沉淀。国内外清洗设备研究的大量成果为作者设计与研究牡蛎壳清洗关键设备提供了丰富的理论基础。从国内外清洗设备研究现状可知，高压水射流在清洗管道、除锈、地面等方面都有较好的效果，本文运用高压水射流来清洗牡蛎壳也是可行的。2 2 总体设计总体设计2.12.1 设计任务分析设计任务分析本次设计一种新型的牡蛎壳自动清洗机，特别是针对长杆状农产品的高压清洗装置，采用机械高压清洗的方式，根据牡蛎壳的长度进行高压清洗。具体要求为：1）牡蛎壳清洗机根据长度自动将牡蛎壳分为大、中、小三种规格，规格要求分别为20、1520、15；2）高压清洗前应首先实现单个牡蛎壳输送，高压清洗过程中不得有卡果、堆积等现象，保证牡蛎壳的准确高压清洗；3）牡蛎壳整齐装箱，人工称重封箱；4）牡蛎壳清洗机生产率为 15t/h。本次毕业设计主要完成技术成果有：1）进行牡蛎壳自动清洗机总体方案的设计，比较方案实现的难易程度，进行方案确定；2）进行相应的上料机构和高压清洗装置的总体设计和相关主要零部件的结构设计、相关部件的选型计算以及最优参数的确定；3）利用计算机辅助设计软件对牡蛎壳自动清洗机进行建模和验证，并绘制主要零部件的工程图纸；4）对清洗机各主要零部件结构进行验证，对其结构强度进行校核。2.22.2 初拟总体设计方案初拟总体设计方案如图 2-1、2-2 所示为牡蛎壳自动清洗机的整体结构示意图，它主要包括上料机构和牡蛎壳高压清洗装置两大部分。图 2-1 牡蛎壳自动清洗机主视图图 2-2 牡蛎壳自动清洗机俯视图图 2-1、2-2 中，1 为上料机构，2 为高压清洗装置，牡蛎壳首先经过上料机构输送至高压清洗装置内，牡蛎壳在上料机构的输送过程中，在自身重力的作用下，实现了根据大致相同的间隔均匀排列地进入高压清洗装置内，其中：上料机构由托板输送带以及传动机构组成。托板输送带由电动机带动，将牡蛎壳均匀送入高压清洗区。所设计输送带的每两个托板间可容纳一根大中型的牡蛎壳，从而减少堆积现象的产生。高压清洗装置由输送装置，基准矫正装置、高压清洗拨动装置以及传动装置等组成。通过高压清洗槽的长度尺寸不同，实现不同等级的牡蛎壳的高压清洗。各等级的牡蛎壳进入相应的 U 形槽装箱集果装置，实现自动高压清洗装箱功能。匀果上料是进行牡蛎壳高压清洗前的准备环节，是防止牡蛎壳在高压清洗过程中产生相互干扰的有效措施，并能减少牡蛎壳从清洗机口出来后产生的堆积。为了符合要求，本设计选用了托板式输送带将牡蛎壳均匀的输送入高压清洗装置，通过合理确定托板的尺寸参数，达到均匀单个牡蛎壳上料的目的。上料机构主要包括机架、进料仓、链传动、托板输送带、输送滚筒以及调节防护装置等，其结构如图 2-3 所示。图 2-3 上料机构主视图图 2-4 上料机构俯视图图 2-3、2-4 中，1 为托板输送带，2 为支撑板，3 为防护栏，4 为出料斗，5 为进料仓，6 为轴承座，7 为调节锁紧装置，8 为机架，9 为从动滚筒，10 为主动滚筒，为减少电机数量，并保证匀果输送装置与高压清洗装置能够有合理的速比关系，本装置采用链传动的方式将动力进行分配，整体传动方案如图 2-5 所示。图 2-5 上料机构传动方案根据国家标准规定的长度等级要求，采用机械高压清洗的方式进行牡蛎壳高压清洗，提出了如图 2-6、2-7、2-8 所示的牡蛎壳高压清洗装置。图中，1-主动链轮，2-传动链条，3-电机，4-矫正气缸，3-矫正固定挡板，6-支撑板，7-U 型出料槽，8-涡轮蜗杆减速器，9-拨动气缸，10-机架，11-从动链轮，12-次品出料口，13-输送辊轮。该牡蛎壳高压清洗装置由输送机构、高压清洗基准矫正机构、高压清洗拨动机构、传动机构以及机架等组成。根据图 2-6、2-7、2-8 可知，当牡蛎壳进入高压清洗装置时，首先落入高压清洗装置内多个线性排列的输送辊之间的间隙内，随着输送辊的转动而向前输送，由于牡蛎壳已在前前述上料机构内基本均匀排列，因此，落入每两个输送辊间隙之间的牡蛎壳数量只有一个，这时，矫正气缸动作，推动牡蛎壳，使牡蛎壳的一端紧贴牡蛎壳矫正挡板内侧面上，从而使牡蛎壳长度方向的一端均对齐矫正，而矫正气缸活塞杆上安装有矫正筒，矫正筒内设有弹簧，因此不会对牡蛎壳的外表面造成破坏，当矫正气缸动作时，则记录下矫正筒内弹簧压缩的距离，该距离信号则反映了相应的牡蛎壳长度，当牡蛎壳经输送辊的转动输送至末端时，由前端发来的各个牡蛎壳的长度信号传递至控制中心，控制中心根据接收到的长度信号，分别驱动相应的拨动气缸推动相应长度的牡蛎壳进入 U 型出料槽进行手机，实现牡蛎壳的高压清洗。图 2-6 高压清洗装置主视图图 2-7 高压清洗装置俯视图图 2-8 高压清洗装置左视图3 3 上料机构的设计上料机构的设计3.13.1 输送滚筒及输送电机的选择输送滚筒及输送电机的选择根据任务书的要求，为了使牡蛎壳根据顺序排列地送入高压清洗装置内，需在输送带上设置若干个等间距的托板，从而使每个牡蛎壳依次落入每对托板之间的间距中，托板的尺寸对上料机构的设计尤为重要，影响牡蛎壳匀果输送装置的单个牡蛎壳效果。牡蛎壳安放在托板上，一方面受到托板的支持力，另一方面受到自身重力的作用有往下滚落的趋势，如果托板的尺寸不合理，可能会造成牡蛎壳堆积或者牡蛎壳难以提升的问题产生。因此，合理分析牡蛎壳在托板上的受力状态，找出合适的尺寸参数范围，通过试验的方式确定最佳参数。由于牡蛎壳的最大直径为 744mm，为保证正常容果且不产生堆积，托板的最大值为 744mm。又应为牡蛎壳可能有一定的弯曲或者不规则，将托板间距进行适当放大，初定托板间隔为 80mm。牡蛎壳可近似看作圆柱体状农产品，假如其重心位于中心轴上，则牡蛎壳在不同高度的托板的受力情况如图 3-1 与图 3-2 所示。当重力的作用线位于托板外侧时，牡蛎壳有从托板上落下的趋势，由图示的几何关系计算可得，保证牡蛎壳不下落的托板高度最小值：公式请按要求编号minmax(1 cos )lRa其中：为最大牡蛎壳半径，取 maxR 40maxRmm为输送倾斜角度，取a30a 计算得： 7.25minLmm当牡蛎壳产生堆积时，临界情况为小型牡蛎壳容纳在大牡蛎壳与托板产生的凹槽内，故避免牡蛎壳产生堆积的托板高度最大值：22maxminminminminminmin()(sin )coslRRRRRaRa其中：为最小牡蛎壳半径，取 minR 10minRmm计算得： 25.5maxLmm故当时，保证既不堆果也不落果的托板高度范围为30a 255mm680mm。初定托板高度为 80mm。图 3-1 牡蛎壳在最大托板高度时的受力状况图 3-2 牡蛎壳在最小托板高度时的受力状况牡蛎壳的最大长度为 280mm，为了保证托板能够将每根牡蛎壳提升起来，根据牡蛎壳最大长度，初定托板的长度为 300mm，输送带宽 B=300mm。根据牡蛎壳的产量、托板间隔以及牡蛎壳的平均质量，推算得输送带的带速 v 为：0.35/3600Q lvm sm其中：为本台牡蛎壳自动清洗机的产能，根据设计任务要求，取Q2500/Qkg h=80mmll:隔板间隔，取=gm 胡萝卜平均质量160计算得：1500 800.35/160 3600vm s在提升输送牡蛎壳上料的过程中，为保证牡蛎壳高压清洗产量，同时避免牡蛎壳在上料输送过程中由于倾斜角度过小致使出现堆积的情况，初拟输送带与地面水平面之间的倾角为 30。牡蛎壳在输送过程中，输送带所克服的力主要为输送带的摩擦力，牡蛎壳以及输送带本身的重力以及轴承等传动部件的摩擦力。在计算过程中，忽略轴承的摩擦力，取带以及牡蛎壳为整体作为分析对象，受力如图 3-4 所示，图示中 G 为牡蛎壳以及带的重力。图 3-4 输送带上牡蛎壳的受力分析假设每个牡蛎壳的重量为 160g 计算，输送带每平方米的重量根据33kg/mm2计算，输送带长度为 5500mm，宽度为 300mm，则总重力：gmmG)21(115500 160 1180Lmmkgl202 3.3 0.3 1110.9mm BLkg其中：为输送带上全部牡蛎壳的重量；1m为输送带的重量；2m为输送带每平米的质量，取；0m20/3 . 3mmkgm 为输送距离，；1L1 5500Lmm为输送带总长，；2L2 11000Lmm为重力加速度，取。gkgNg/10计算得：()(11 10.9) 1021912GmmgN滚筒牵引力应至少大于输送带受到下方支撑板的摩擦力，即：FfN其中：u 为摩擦系数，查机械设计手册知：塑料聚氯乙烯与钢的动摩擦系数，取 u=03；由平衡条件，滚筒上所受正压力为：cos30NG计算得牵引力：0.3 219 cos3056.9FfNN 根据通用带式输送机设计手册29，为避免打滑以及输送带的剧烈磨损，并考虑轴承等传动损耗，将所计算得需要的输送滚筒的驱动能力进行适当的放大；则输送滚筒可能传递的最大驱动力：1.5 56.985.35FfN其中：F 为输送滚筒所需的牵引力，单位：N；为输送滚筒传递动力的备用系数，取。1.31.5另外，输送带为弹性体，根据欧拉公式计算得紧边拉力：11182.51 ()FFNe其中：由运输机械设计手册查得：光面滚筒，环境潮湿，包角为 180 度时，1.87ue松边拉力：NeFFu8 .9687. 11 .1815 . 112初拉力：120139.02FFFN压轴力：NFFP2782sin20上料机构电机的功率主要用于牵引输送带传动，其最小牵引力应为：=85.35170.7FKfNN牵引力2其中：K 为启动系数，取2K 则电机的最大启动功率为：122170.7 0.35170.7 0.35=0.079kw100010000.95 0.85 0.990.95FvP牵引力减速器输送带轴承链其中：为传动效率0.95减速器为减速器的传动效率，取；0.99轴承为轴承的传动效率，取；0.85输送带为输送带的传动效率，取；0.95链为链传动的传动效率，取。可见，所需输入功率很小，但考虑到滚筒自重以及其他各方面因素，为保证上料机构正常运转，所需输入功率应大于 0.079kW，查电机手册，可选驱动电机型号为 Y90S-2 的三相异步电机作为驱动电机，其输出功率为 0.75kw，同步转速为 1400r/min。输送带转动的动力是主动滚筒和从动滚筒组成的输送滚筒组与输送带之间产生的摩擦力提供的，而输送滚筒根据其结构形式以及所承受载荷的大小分为轻型、中型、重型以及工程级滚筒29。由于牡蛎壳匀果输送装置所需功率小，滚筒所受载荷小，故选用轻型滚筒。轻型输送滚筒通过辐板与筒壳全焊接，轮毂与轴键连接，实现动力传递以及定位，滚筒结构如图 3-3 所示。图 3-3 输送滚筒结构示意图根据牡蛎壳的长度以及输送带宽 B=270mm，输送辊筒长度 L=280mm。滚筒直径的大小直接影响输送带的弯曲应力大小。查阅运输设计手册知：带式输送机的滚筒直径与输送带的构造、所受应力的大小、以及带的接头形式有关，计算得输送带许用比压的滚筒直径：12360()360 (181.1 96.8)95 0.4 3.14270FFDmmPB其中：为输送带所能承受的需用压力，查阅运输设计手册查得:织 p物带； 0.4pMPa取滚筒直径为。100Dmm驱动滚筒实际转速为：6060 0.3566.9 / min3.14 0.1vnrD3.23.2 输送辊筒传动轴设计输送辊筒传动轴设计如前所述，滚筒输入功率：10=0.684kwPP减速器输送带其中：取减速器传动效率，取输送带传动效率，则输0.96减速器0.95带入转矩为：10.68495509764166.9TN mm作用在滚筒上的压轴力为以及链轮压轴力；1279pFN2990pFN初选输送滚筒轴的材料为 45 号钢经调质处理，查阅机械设计手册取A0=117；则3min00.68424.366.9dAmm输出轴的最小直径处为安装链轮段直径，考虑到轴上安装有三个键槽，将轴颈放大 10%，取该轴段直径为 28mm。轴的装配方案以及结构尺寸如图 3-1 所示，轴承选用带座球轴承 UCP208；图 3-5 输送滚筒传动轴的结构轴承采用紧定螺钉实现轴向定位，滚筒与轴之间采用全焊接实现轴向定位，并加装平键传递动力，进行周向定位；选用平键的型号为 11mm9mm40mm。链轮与轴通过键链接实现周向定位，通过轴端挡圈以及定位轴肩，实现轴向定位；选用平键型号为 11mm9mm40mm。轴承支点位置，由手册查得，14.3a 链轮以及滚筒轮毂的支点取中点处，支撑跨距长度如图 3-2 所示。其中：211142.355.2275.240622055.255.2pppnFFFFN2837.7nFN图 3-6 滚筒主动轴的载荷分析图根据轴的结构以及弯扭图可以看出右侧安装轴承段左截面为危险截面。该截面的受力情况为：支反力：n1=4150FN；n2=8490FN；弯矩：364572MN mm扭矩：139450TN mm按弯扭合成应力校核轴的强度，只需校核危险截面的强度，轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取 a=06,则222231335434.5(0.6 38200)27.00.1 25caMTMPaW轴的材料为 45 钢，调制处理，160MPa。因为1ca，故安全。3.33.3 进料仓的设计进料仓的设计牡蛎壳进料仓入料口位于置于牡蛎壳清洗机出口下发处，出料口位于上料机构的输送带上方。由 2mm 的 Q235 钢板焊接而成。清洗后的牡蛎壳落入进料仓后，从长槽落出，初步限制了牡蛎壳落到输送带上时的姿态，其结构如图 3-4所示。为了保证进料仓的体积大小合适，结合牡蛎壳清洗机的工作情况，计算进料仓的尺寸：其中牡蛎壳清洗机的产量为 18t/h，每五秒出料一次，则每次出料的牡蛎壳个数：355 1.8 10183600 0.163600QNm个其中：Q 为牡蛎壳清洗机的产量，Q=18t/h考虑到牡蛎壳落入进料仓存在间隙，且留出一部分余量，将牡蛎壳实际占的体积放大 K 倍，取 K=5，则进料仓的体积：35 13 174964.811372712VKNVmm 其中：牡蛎壳的平均体积为3174964.8mmV 出料斗内安放牡蛎壳空间的宽度为一定值 B，其中 B=270mm。截面为一角度为 35的直角三角形，设其中一边长为 h，根据体积公式;20tan352BhV 计算得：h=295mm。图 3-7 进料仓结构示意图4 4 二级齿轮减速器的设计二级齿轮减速器的设计4.14.1 二级直齿齿轮减速器传动比的分配二级直齿齿轮减速器传动比的分配理论总传动比 i 14405625.7mwninnm : 电动机满载转速 1440r/minnw=60v/D=25.7各级传动比的分配(1)V 带传动的理论传动比，初取3 vivi(2)两级齿轮传动的传动比 5618.673hlviiii(3)齿轮传动中，高低速级理论传动比的分配取，可使两极大齿轮直径相近，浸油深度接近，有利于浸油润滑。同lhii 时还可以使传动装置外廓尺寸紧凑，减小减速器的轮廓尺寸。但过大，有可hi能会使高速极大齿轮与低速级轴发生干涉碰撞。所以必须合理分配传动比，一般可在中取，要求 d2 l - d2h2030 mm。取 )4 . 13 . 1 (lhii1.40 hlii，又 则5.12，18.67hlii hi3.65li 注意：以上传动比的分配只是初步的。传动装置的实际传动比必须在各级传动零件的参数，如带轮直径、齿轮齿数等确定下来后才能出来，故应在各级传动零件的参数确定后计算实际总传动比。一般总传动比的实际值与设计要求值的允许误差为 3% 5%。:运动和动力的参数计算0 轴（电动机轴）04.67dkwpp 01440minmrnn0004.679550955030.971440N mpTn1 轴（高速轴）01121004.67 0.96 0.994.44kwppp 011440480min3vrinn1195509550 4.4448088.34iN mpTn2 轴（中间轴）12232114.44 0.99 0.974.26kwppp 1248093.75min5.12hrinn22295509550 4.2693.75433.95N mpTn3 轴(低速轴)：23233224.26 0.99 0.974.09kwppp 1393.7525.68min3.65lrinn33395509550 4.0925.681521N mpTn4 轴（滚动轴）：34244334.09 0.99 0.994.01kwppp 343425.6825.68min1rnni44495509550 4.01 25.681491N mpTn4.24.2 减速器高速级齿轮设计计算减速器高速级齿轮设计计算齿轮的材料，精度和齿数选择，因传递功率不大，转速不高，材料选取，都采用 45 号钢，锻选项毛坯，大齿轮、正火处理，小齿轮调质，均用软齿面。齿轮精度用 8 级，轮齿表面精糙度为 Ra1.6，软齿面闭式传动，失效形式为占蚀，考虑传动平稳性，齿数宜取多些，取 Z1=34 则 Z2=Z1i=342.62=89 设计计算。（1）设计准则，按齿面接触疲劳强度计算，再按齿根弯曲疲劳强度校核。（2）按齿面接触疲劳强度设计， 31112uudKHtZZZdaEZHtT1=9.55P/n=9.554.67/384=116142 Nmm选取材料的接触疲劳，极限应力为 HILim=580 HILin=560选取材料弯曲疲劳极阴应力 HILim=230 HILin=210应力循环次数 N 计算 N1=60n, at=60(836010)=6.64109 N2= N1/u=6.64109/2.62=2.53109查得接触疲劳寿命系数；ZN1=1.1 ZN2=1.04 查得弯曲 ；YN1=1 YN2=1查得接触疲劳安全系数：SFmin=1.4 又 YST=2.0 试选 Kt=1.3求许用接触应力和许用弯曲应力 PZSaNHHmM6381minlimPZSaNHHHM5822minlim2PYSYaNFSTlinFFK3281min11PYSYaNFSTlinFFM3002min22将有关值代入得10.6512)(31221uudtHEUtTKZZZd 则 V1=(d1tn1/601000)=1.3m/s ( Z1 V1/100)=1.3(34/100)m/s=0.44m/s查得 Kv=1.05。 K A=1.25. K=1.08.取 K=1.05.则KH=KAKVKK=1.42 ,修正 mmtdd68.663 . 142. 1311M=d1/Z1=1.96mm取标准模数：m=2mm(3) 计算几何尺寸d1=mz1=234=68mm d2=mz2=289=178mm a=m(z1z2)/2=123mm b=ddt=168=68mm取 b2=65mm b1=b2+10=75(4) 校核齿根弯曲疲劳强度查得，YFS1=4.1，YFS2=4.0 取 Y=0.7校核大小齿轮的弯曲强度. 132321153.407 . 01 . 4234113678437. 122FadFPMmZK2121254.391 . 40 . 453.40FaFSFSFFPYYM4.34.3 减速器低速级齿轮设计计算减速器低速级齿轮设计计算齿轮的材料，精度和齿数选择，因传递功率不大，转速不高，材料按表 7-1 选取，都采用 45 号钢，锻选项毛坯，大齿轮、正火处理，小齿轮调质，均用软齿面。齿轮精度用 8 级，轮齿表面精糙度为 Ra1.6，软齿面闭式传动，失效形式为占蚀，考虑传动平稳性，齿数宜取多些，取 Z1=34 则 Z2=Z1i=343.7=104设计计算。(1)设计准则，按齿面接触疲劳强度计算，再按齿根弯曲疲劳强度校核。(2)按齿面接触疲劳强度设计， 31112uudKHtZZZdaEZHtT1=9.55P/n=9.554.67/148=301341 Nmm选取材料的接触疲劳，极限应力为HILim=580 HILin=560选取材料弯曲疲劳极限应力 HILim=230 HILin=210应力循环次数 N 计算 N1=60n at=60148(836010)=2.55109 N2= N1/u=2.55109/3.07=8.33108查得接触疲劳寿命系数；ZN1=1.1 ZN2=1.04 查得弯曲 ；YN1=1 YN2=1查得接触疲劳安全系数：SFmin=1.4 又 YST=2.0 试选 Kt=1.3求许用接触应力和许用弯曲应力 PZSaNHHmM5801minlimPZSaNHHHM5862minlim2PYSYaNFSTlinFFK3281min11PYSYaNFSTlinFFM3002min22将有关值代入得mmuudtHEUtTKZZZd43.7012)(31221 则 V1=(d1tn1/601000)=0.55m/s ( Z1 V1/100)=0.55(34/100)m/s=0.19m/s查得 Kv=1.05，K A=1.25. K=1.08.取 K=1.05.则KH=KAKVKK=1.377 ,修正mmtdd8 .713 . 137. 1311M=d1/Z1=2.11mm取标准模数：m=2.5mm(3) 计算几何尺寸d1=mz1=2.534=85mm d2=mz2=2.5104=260mm a=m(z1z2)/2=172.5mm b=ddt=185=85mm取 b2=85mm b1=b2+10=95(4)校核齿根弯曲疲劳强度查得，YFS1=4.1，YFS2=4.0 取 Y=0.7校核大小齿轮的弯曲强度.13232119 .1277 . 01 . 45 . 234133554037. 122FadFPMmZK212128 .1241 . 40 . 49 .127FaFSFSFFPYYM总结：高速级 z1=34 z2=89 m=2 低速级 z1=34 z2=104 m=2.54.44.4 轴的设计与校核轴的设计与校核一、低速轴的结构设计低速轴上的功率 P3、转速 n3、转矩 T323233224.26 0.99 0.974.09kwppp 1393.7525.68min3.65lrinn33395509550 4.0925.681521N mpTn6.1.2 估算轴的最小直径低速轴选用材料：45 号钢，调质处理。 =1100A33min034.0911059.6325.68PdAmmn3由于需要考虑轴上的键槽放大,d0 =60mm%)61 (min d断轴需与联轴器连接，为使该段直径与连轴器的孔径相适应，所以需同时选用连轴器，又由于本减速器属于中小型减速器，其输出轴与工作机轴的轴线偏移不大。其次为了能够使传送平稳，所以必须使传送装置具有缓冲，吸振的特性。因此选用弹性柱销联轴器。 TKTAca 得： 工作情况系数 1.5AK由2P300 表 2.144 得： 选用 LT9 型弹性柱销联轴器HL4 型弹性柱销联轴器主要参数为：公称转矩 Tn1000 Nmm轴孔长度 L=112 mm（Y 型）孔径 d1 =56 mm联轴器外形示意图联轴器外形及安装尺寸许用补偿量型号公称扭矩Nm许用转速r/min轴孔直径mm轴孔长度mmDmm转动惯量kgm2轴向径向角向HL410002850561122500.2131.50.15030轴的结构设计(直径,长度来历) 低速轴的结构图根据轴向定位要求，确定轴的各段直径和长度(1)段与联轴器配合取 dI-II=82，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取 LI-II=112。(2)为了满足半联轴器的轴向定位，段右侧设计定位轴肩，毡圈油封的轴径取 dII-III=65mm由轴从轴承座孔端面伸出 15-20mm,由结构定取 LII-III=49。(3)轴肩为非定位轴肩，初选角接触球轴承取 dIII-IV=70考虑轴承定位稳定，LIII-IV 略小于轴承宽度加挡油环长度取 LIII-IV=32。(4)根据轴上零件（轴承）的定位要求及箱体之间关系尺寸取 dIV-V =80m，LIV-V =79(5)轴肩、为定位轴肩,直径应大于安装于轴上齿轮内径 610mm,且保证 10mm取 dV-VI=88mm，LV-VI=8mm(6)段安装齿轮，由低速级大齿轮内径取 dVI-VII=75考虑齿轮轴向定位，LVI-VII 略小于齿宽，齿轮右端用套筒定位。取 LVI-VII =80mm(7)轴肩至间安装深沟球轴承为 6314AC 取 dVII-VIII =70m根据箱体结构 取 LVII-VIII=58轴上齿轮、半联轴器零件的周向定位均采用键联接 。由2P236 表（2-168） ，取轴端倒角 1.545，各轴肩处圆角半径R=1.6mm低速轴强度校核作用在齿轮上的力6422 1.009 106455.123332TFtd206455.1232417.574coscos13.30nFt tgatgFrN6455.12313.301565.436FaFt tgtgN 6.1.4.2 计算轴上的载荷载荷分析图 (1)垂直面 NLLLFFtNV37.23038114681123.64553231NLLLFFtNV75.415181146146123.64553222mmNLFMNVV5321036. 38175.4151载荷分析图水平垂直面由装配图俯视受力视角决定(2)水平面51565.436 3322.54 1022aaDMFN mmNLLMLFFarNH52.617811461036. 381574.2417)(53231 NLLMLFFarNH10.3035811461036.3146574.241753222mmNLFMNHH52111037. 314637.2303mmNLFMNHH53221036. 38175.4151(3) 总弯矩mmNMMMHV5252521211076. 4)1037. 3()1036. 3(mmNMMMHV5252522221075. 4)1036. 3()1036. 3(从轴的结构以及扭矩图中可以看出截面 C 是轴的危险截面，现将计算出的截面 C 处的 MH、M V、M V 及 M 的值例于下表：载荷水平面 H垂直面 V支反力 FFNH1=617.52NFNH2=3015.10NFNV1=2303.37NFNV2=4151.75N弯矩 MM H1 =3.37105NmmM H2 =3.36105NmmMV =3.36105 Nmm总弯矩M 1=4.76105 NmmM 2=4.75105Nmm扭矩 TT=Nmm510.09 10按弯扭合成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C）的强度。由3P362 表（15-1） ，得： MPa601由3P374 式（15-5） ，取，轴的计算应力为：6 . 022525213()(4.76 10 )(0.6 10.09 10 )0.1 70caMTW MPaMPa6096.221中速轴尺寸（1）确定各轴段直径d1=40mm d2 =50mm d3 =60mm d4=107mm d5=60mm d6=40mm确定各轴段长度L1=45mm L2=52mm L3=7.5mm L4=87mm L5=8mm L6=32mm高速轴尺寸（1）确定各轴段直径d1=60mm d2 =65mm d3 =68mm d4=72mm d5=68mm d6=65mm (2)确定各轴段长度L1=50mm L2=5mm L3=30mm L4=20mm L5=5mm L6=8mm L7=50mm L8=4mm L9=218mm4.54.5 键的设计与校核键的设计与校核低速轴齿轮的键联接选择类型及尺寸根据 d =75mm，L=80mm， 选用 A 型，bh=2012，L=70mm键的强度校核(1) 键的工作长度 l 及键与轮毂键槽的接触高度 kl = L -b= 70-20=50mmk = 0.5h = 6mm(2) 强度校核此处，键、轴和轮毂的材料都是钢，取p=110MPaT = N.mm5104573.10p = p MPakldT95.9275506N.mm 104573.10210253键安全合格低速轴联轴器的键联接选择类型及尺寸根据 d =56mm，L=112mm，选用 C 型，bh=1610 L=110mm键的强度校核(1) 键的工作长度 l 及键与轮毂键槽的接触高度 kl = Lb/2= 102mmk = 0.5h =5 mm(2) 强度校核此处，键、轴和轮毂的材料都是钢，取p=110MPaT = N.mm5104573.10p = p MPakldT23.73561025104573.10210253键安全合格4.64.6 轴承的选择轴承的选择普通齿轮减速器，其轴的支承跨距较小，较常采用两端固定支承。轴承内圈在轴上可用轴肩或套筒作轴向定位，轴承外圈用轴承盖作轴向固定。设计两端固定支承时，应留适当的轴向间隙，以补偿工作时受热伸长量。项目轴承型外形尺寸（mm）安装尺寸（mm）号dDBD1minD2maxramax高速轴7007AC35621441561中间轴7008AC40681546621低速轴7014AC7011020771031从减速器的使用寿命期限考虑，轴承使用期限为 8 年(年工作日为 300 天)。预期寿命=83008=19200 hhL寿命验算 载荷分析图（俯视）(左旋)(1) 轴承所受的径向载荷 Fr 和轴向载荷 Fa 3035.1NFa2617.52NFa14151.75N2,374.23031，FrNFr(2) 当量动载荷 P1 和 P2低速轴轴承选用 6314，由3p321 表（13-6）得到2 . 1pf已知，（常温）31tf由3p145 表（15-3）得到KNCKNCrr2 .63,2 .800Fa1/Cor=0.010,由插值法并由3p144 表（15-3） ，得到 e=0.15Fa1/Fr1=617.52/2303.374=0.26e,由3p321 表（13-5）得到X=0.56,Y=2.5P1=fp(XFr1+YFa1)=1.2(0.56x2303.374+2.5x617.52)=3400.42NFa2/C0r=0.048 由插值法并由3p144 表（15-3） ，得到 e=0.248Fa2/Fr2=3035.1/4151.75=0.73e,由3p321 表（13-5）得到X=0.56,Y=1.794P2=fp(XFr2+YFa2)=1.2(0.