新型螺旋输送式洗米机设计（有全套图纸） .pdf

本科毕业设计 论文 通过答辩 螺旋输送式连续洗米机设计螺旋输送式连续洗米机设计 摘要摘要 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 关键词关键词 连续式洗米机原理结构设计 本科毕业设计 论文 通过答辩 designdesign ofof thethe washingwashing ricerice machinemachine basebase onon thethe spiralspiral convegorconvegor abstractabstract 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 inthe 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 nestingcompletewashingriceoperation the new continuous typewashes the ricehulling 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 thewheat 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 keywords continuous washingricemachine principle structuraldesign 本科毕业设计 论文 通过答辩 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 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 本科毕业设计 论文 通过答辩 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 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 本科毕业设计 论文 通过答辩 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 本科毕业设计 论文 通过答辩 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 1 d 转速为 1 n 及长度 1 l 螺旋直径和转速计算公式如下 5 2 1 1 c g kd 3 1 1 1 d a n 3 2 式中 1 d 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 1 n 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 ca rpm 数值0 0490 20 初选 0 81 050 将上述各值代入式3 1 3 2 可求出 1 d 1 n 123 0 1 d min 129 1 rn 圆整为标准系列mmd150 1 rpmn120 1 螺旋填充系数的校核公式为 ncsd g 2 47 3 3 式中s 螺距 m 此处ds8 0 其他符号意义同前 将圆整的 1 d 1 n 值代入式3 3 13 0 1 得13 0 1 小于前面的初选2 0 1 为此可以考虑降低转速以减少摩擦 取 rpmn80 1 则可得2 0195 0 1 为此 最终选定水平螺旋的直径和转速为 mmd150 1 本科毕业设计 论文 通过答辩 rpmn80 1 另由有关试验及经验 兼顾机体尺寸 取水平螺旋长为mml600 1 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 2 d 2 n 充添系数 2 及长度 2 l 数值见表 3 2 表3 2 倾斜螺旋的参数 参数 2 d mm 2 n rpm 2 2 l mm 数值1501000 26800 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 1d p 和倾斜螺旋电机所 需额定功率 2d p kw wglkn kpd 367 010 1 电 电 3 4 kww glkn kpd sin 367 0 20 2 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 0 w 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 0 w ht 数值1 40 90 304 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 10 1 htg 7 12 2 本科毕业设计 论文 通过答辩 以上各数值代入公式3 4 3 5 可计算得 kwpd104 0 1 194 0 2 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 1m n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 2m n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 tt t t d n p w t 3 2 0 9550000 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 t w 轴的抗扭截面系数 单位为 3 mm 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 3 0 3 2 0 9550000 n p a n p d t 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 0 a 数值0 09480112 将表中数值代入式3 8可得轴的直径 本科毕业设计 论文 通过答辩 mmd 8 11 80 90104 0 112 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mmd40 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 9 1085 9 60040150 44 mmmlddv 质量为 vm 所以重量g为 nkgnmkgmgvg22 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 4633260022 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 w tm ca 22 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 mpampa ca 31 7 401 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 13 100 90194 0 112 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mmd35 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 1 1034 1 80035150 44 mmmlddv 质量为 vm 所以重量g为 本科毕业设计 论文 通过答辩 nkgnmkgmgvg06 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 72787 2 3 80006 10530cos 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 mpampa ca 13 17 351 0 1 162206 0 7 72787 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 本科毕业设计 论文 通过答辩 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 1426rnm 83 17 80 1426 w m n n i 对展开式二级圆柱齿轮减速器 可取 iiii 5 1 3 1 5 1 3 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 ii4 1 583 174 14 1 ii 57 3 5 83 17 i i i 各轴的转速 i 轴min 1426rnn m ii 轴min 2 285 5 1426 r i n n 本科毕业设计 论文 通过答辩 iii 轴min 80 57 3 2 285 r i n n 水平螺旋min 80 1 rnn 各轴的输入功率 i 轴kwpp d 103 0 99 0 104 0 31 ii 轴kwpp095 0 96 0 99 0 10 0 21 iii轴kwpp090 0 96 0 99 0 095 0 21 水平螺旋kwpp088 0 99 0 99 0 090 0 31 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 d t为 mmn n pd t m d 5 696 1426 104 0 1055 9 1055 9 66 故i 轴mmntt d 5 68999 0 5 696 3 ii 轴mmnitt 5 3276596 0 99 0 5 689 21 iii 轴mmnitt 9 1111657 3 96 0 99 0 5 3276 21 水平螺旋mmntt 7 1089599 0 99 0 9 11116 31 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 min28080 功率p kw 0 1040 1030 0950 0900 088 扭矩 t mmn 696 5689 53276 511116 910895 7 传动比i153 571 效率 0 990 950 950 98 轴 参数 本科毕业设计 论文 通过答辩 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24 1 z 大齿轮齿数120245 12 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 21 1 1 32 2 h e d t t z u utk d 4 1 1 确定公式内的各计算参数值 1 试选载荷系数3 1 t k 2 计算小齿轮传递的转矩 mmnmmn n p t 26 1 16 1 10898 6 1426 103 0 1055 9 1055 9 3 查表选取齿宽系数1 d 本科毕业设计 论文 通过答辩 4 查表查得材料的弹性影响系数 2 1 8 189 mpaze 5 按齿面硬度查图查得小齿轮的接触疲劳强度极限mpa h 550 1lim 大齿轮的接 触疲劳强度极限mpa h 480 2lim 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 h njln60 4 2 将数据代入式子4 2 得 9 11 10053 21030081114266060 h jlnn 99 12 10412 0 510053 2 unn 7 查图查得接触疲劳强度寿命系数92 0 1 hn k 98 0 2 hn k 8 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1 安全系数1 s 由公式4 3 可知 s khn h h lim 4 3 将数据代入式子4 3 得 mpa s khn h h 506 1 92 0 550 11lim 1 mpa s khn h h 4 470 1 98 0 480 22lim 2 2 设计计算 1 试算小齿轮分度圆直径 t d1代入 h 中较小值 本科毕业设计 论文 通过答辩 mm mm z u utk d h e d t t 568 17 4 704 8 189 5 15 1 10898 6 3 1 32 2 1 32 2 3 2 3 21 1 2 计算圆周速度v sm nd v t 31 1 100060 1426568 17 100060 11 3 计算齿宽b mmdb td 568 17568 171 1 4 计算齿宽与齿高之比hb 模数mmmmzdm tt 732 0 24568 17 11 齿高 67 10647 1 568 17 647 1 732 0 25 2 25 2 hb mmmmmh 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 1 v k 直齿轮 假设mmnbfk ta 100 由表查得2 1 fh kk 由表查得使用系数00 1 a k 由表查得7 级精度 小齿轮相对支承非对称布置时 bk ddh 3 22 1023 0 6 01 18 012 1 将数据代入后得 412 1 568 171023 0 1 16 01 18 0 12 1 322 h k 由67 10 hb 412 1 h k查图查得35 1 f k 故载荷系数 本科毕业设计 论文 通过答辩 830 1 412 1 2 108 1 1 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 3 tt kkdd 4 4 将数据代入后得 mmkkdd tt 69 19 3 1 830 1 568 17 3 3 11 7 计算模数m mmzdm82 0 2469 19 11 4 2 3 按齿根弯曲强度设计 弯曲强度的设计公式为 3 2 1 1 2 f safa d yy z kt m 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mpa fe 380 1 大齿轮的弯曲疲劳强度 极限mpa fe 320 1 2 查图查得弯曲疲劳寿命系数86 0 1 fn k 90 0 2 fn k 3 计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数4 1 s 由式子4 6 可知 s k fefn f 4 6 将数据代入 得 mpampa s k fefn f 43 233 4 1 38086 0 11 1 mpampa s k fefn f 71 205 4 1 32090 0 22 2 本科毕业设计 论文 通过答辩 4 计算载荷系数k 750 1 35 1 2 108 1 1 ffva kkkkk 5 查取齿形系数 由表查得65 2 1 fa y 164 2 2 fa y 6 查取应力校正系数 由表可查得58 1 1 sa y 806 1 2 sa y 7 计算大 小齿轮的 f safay y 并加以比较 01794 0 43 233 58 1 65 2 1 11 f safay y 01900 0 71 205 806 1 164 2 2 22 f safa yy 大齿轮的数值大 2 设计计算 mmmmm430 0 01900 0 241 10898 6 750 1 2 3 2 2 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mmm5 0 按接触强度算得的分度圆直径 mmd69 19 1 算出小齿轮齿数 39 5 0 69 19 1 1 m d z 大齿轮齿数195395 12 uzz 取195 2 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 本科毕业设计 论文 通过答辩 表4 2 齿轮的几何参数 1 d mm 2 d mm b mm a mm 19 5097 5019 5058 5 取mmb20 2 mmb28 1 4 2 5 验算 nn d t ft 7 70 5 19 10898 6 22 2 1 1 mmnmmnmmn b fk ta 10063 3 5 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24 1 z 大齿轮齿数 7 852457 3 12 uzz 取 86 2 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 1 t k 2 计算小齿轮传递的转矩 本科毕业设计 论文 通过答辩 mmnmmn n p t 36 1 16 1 10181 3 2 285 095 0 1055 9 1055 9 3 查表选取齿宽系数1 d 4 由表查得材料的弹性影响系数 2 1 8 189 mpaze 5 按齿面硬度查图查得小齿轮的接触疲劳强度极限mpa h 550 1lim 大齿轮的接 触疲劳强度极限mpa h 480 2lim 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 9 1 10412 0 10300811 2 28560 n 99 12 10115 0 57 3 10412 0 unn 7 由图查得接触疲劳强度寿命系数98 0 1 hn k 0 1 2 hn k 8 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1 安全系数1 s 参考式子4 3 得 mpa h 539 1 98 0 550 1 mpa h 480 1 0 1480 2 2 设计计算 1 试算小齿轮分度圆直径 t d1代入 h 中较小值 mm mm z u utk d h e d t t 677 29 480 8 189 57 3 157 3 1 10181 3 3 1 32 2 1 32 2 3 3 3 21 1 2 计算圆周速度v sm nd v t 44 0 100060 2 285677 29 100060 11 3 计算齿宽b mmdb td 677 29677 291 1 4 计算齿宽与齿高之比hb 模数mmmmzdm tt 237 1 24677 29 11 本科毕业设计 论文 通过答辩 齿高 67 1078 2 677 29 78 2 237 1 25 2 25 2 hb mmmmmh 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 1 v k 直齿轮 假设mmnbfk ta 100 查表查得2 1 fh kk 由表查得使用系数00 1 a k 由表查得7 级精度 小齿轮相对支承非对称布置时 bk ddh 3 22 1023 0 6 01 18 012 1 将数据代入后得 415 1 677 291023 0 1 16 01 18 0 12 1 322 h k 由67 10 hb 415 1 h k查图查得35 1 f k 故载荷系数 766 1 415 1 2 104 1 1 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 32 3 1 766 1 677 29 3 3 11 7 计算模数m mmzdm37 1 2487 32 11 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mpa fe 380 1 大齿轮的弯曲疲劳强度极限 mpa fe 320 1 2 由图查得弯曲疲劳寿命系数90 0 1 fn k 92 0 2 fn k 3 计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数4 1 s 参考式子4 6 得 本科毕业设计 论文 通过答辩 mpampa s k fefn f 29 244 4 1 38090 0 11 1 mpampa s k fefn f 29 210 4 1 32092 0 22 2 4 计算载荷系数k 685 1 35 1 2 104 1 1 ffva kkkkk 5 查取齿形系数 由表查得65 2 1 fa y 208 2 2 fa y 6 查取应力校正系数 由表查得58 1 1 sa y 776 1 2 sa y 7 计算大 小齿轮的 f safay y 并加以比较 01714 0 29 244 58 1 65 2 1 11 f safay y 01865 0 29 210 776 1 208 2 2 22 f safa yy 大齿轮的数值大 2 设计计算 mmmmm703 0 01865 0 241 10181 3 685 1 2 3 2 3 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mmm1 按接触强度算得的分度圆直径mmd87 32 1 算出小齿轮齿数 33 0 1 87 32 1 1 m d z 大齿轮齿数 8 1173357 3 12 uzz 取118 2 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 本科毕业设计 论文 通过答辩 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 1 d mm 2 d mm b mm a mm 33 00118 0033 0075 5 取mmb33 2 mmb40 1 4 3 5 验算 nn d t ft79 192 0 33 10181 3 22 3 1 1 mmnmmnmmn b fk ta 10084 5 0 33 79 1921 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 1 p 转速 1 n 和转矩 1 t 由表4 1可知 kwp103 0 1 min1426 1 rn mmnt 5 689 1 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 0 11 故圆周力nn d t ft71 5 19 5 68922 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 公式为 3 0min n p ad 4 7 选取轴的材料为45 钢 调质处理 根据表选取112 0 a 于是得 本科毕业设计 论文 通过答辩 mmmmd7 4 1426 103 0 112 3 min 该段轴上有键槽将计算值加大 4 3 min d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 3 tkt aca 考虑到转矩变化很小 查表选取3 1 a k 则 mmnmmntkt aca 1379 5 6893 1 1 按照计算转矩 ca t 应小于联轴器公称转矩条件 查标准gb t5843 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mmd10 故取mmd10 半联轴器长度mml27 1 半联轴器与轴配合的毂孔长度mml24 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mmd12 左端用轴端挡圈定位 按轴端直径取挡圈直径mmd14 半联 轴器与轴配合的毂孔长度mml24 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mml22 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mmd12 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mmmmmmbdd113515 故 mmdd15 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 本科毕业设计 论文 通过答辩 的定位轴肩高度mmh5 2 因此 挡油板的轴肩高为mm5 2 选挡油板的宽度为mm12 所以mmll21 3 根据轴段 的直径mmd15 考虑到齿轮的分度圆直径为 mmd 5 19 1 可把安装齿轮处的轴段 设计成齿轮轴 选直径mmd17 考虑 到中间轴的长度和内壁间的距离 取轴段 的长度mml86 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 mml28 故取mml68 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mmmmhb44 gb t1095 1979 键槽用键槽铣刀加工 长为mm20 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 本科毕业设计 论文 通过答辩 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 w tm ca 22 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 mpampa ca 8 3 171 0 5 6893 0 1837 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 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 mpa p 120 100 取平均值 mpa p 110 键的工作长度mmmmmmbll16420 键与轮毂键槽的接触高 度mmmmhk245 05 0 由式4 9 可知 kld t p 2 4 9 将数据代入式4 9得 mpampampa pp 110 31 4 10162 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 2 p 转速 2 n和转矩 2 t 本科毕业设计 论文 通过答辩 由表4 1可知 kwp095 0 2 min 2 285 2 rn mmnt 5 3276 2 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 1 11 故圆周力nn d t ft199 0 33 5 327622 3 2 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 112 0 a 于是得 mmmmd8 7 2 285 095 0 112 3 min 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mmdd15 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mmd15 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mmmmmmbdd113515 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mmh5 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 本科毕业设计 论文 通过答辩 为mm10 右端套筒的宽度为mm6 所以根据装配要求确定mml33 mml29 2 取安装齿轮处的轴段 和 的直径mmdd17 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mmd20 则轴段 的长度 mml10 轴段 和 的长度mmll3818 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mmmmhb55 gb t1095 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 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 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 本科毕业设计 论文 通过答辩 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 mpampa ca 7 16 151 0 5 32763 0 5544 3 22 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 mpa p 120 100 取平均值 mpa p 110 键的工作长度mmmmmmbll31536 键与轮毂键槽的接触高 度mmmmhk5 255 05 0 由式子4 9 可得 mpampampa pp 110 97 4 17315 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 mpa p 120 100 取平均值 mpa p 110 键的工作长度mmmmmmbll11516 键与轮毂键槽的接触高 度mmmmhk5 255 05 0 由式子4 9 可得 mpampampa pp 110 02 14 17115 2 5 32762 联接的挤压强度满足要求 本科毕业设计 论文 通过答辩 4 4 3 输出轴的设计 1 求输出轴上的功率 3 p 转速 3 n 和转矩 3 t 由表4 1可知 kwp090 0 3 min80 3 rn mmnt 9 11116 3 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 mmmmmzd1181180 1 22 故圆周力nn d t ft188 118 9 1111622 2 3 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 112 0 a 于是得 mmmmd 6 11 80 090 0 112 3 min 该段轴上有键槽将计算值加大 4 3 min d应为mm 1 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 3 tkt aca 考虑到转矩变化很小 查表选取3 1 a k 则 mmnmmntkt aca 14452 9 111163 1 3 按照计算转矩 ca t 应小于联轴器公称转矩条件 查标准 gb t5843 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mmd14 故取 mmd14 半联轴器长度mml34 1 半联轴器与轴配合的毂孔长度mml29 4 轴的结构设计 1 拟定轴上零件的装配方案 本科毕业设计 论文 通过答辩 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mmd18 左端用轴端挡圈定位 按轴端直径取挡圈直径mmd20 半联 轴器与轴配合的毂孔长度mml29 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mml27 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mmd18 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mmmmmmbdd144720 故 mmdd20 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mmh3 因此 挡油板的左右轴肩高为mm3 选挡油板的宽度为mm15 所以mml27 3 根据轴段 的直径mmd20 取安装齿轮处的轴段 的直径 mmd22 齿轮的左端采用轴肩定位 轴肩高度dh07 0 取mmh2 则 mmd26 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 mml30 考虑到中间轴的长度和内壁间的距离 取轴段 的长度mml41 轴段 的长度mml37 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mml66 至此 已初步确定了轴的各段直