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食品包装机设计[三维SW]【CAD图纸和毕业论文】【原创机械资料】

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食品包装机设计[三维SW].zip

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下模座.SLDPRT

包装机11 A0.dwg

喷胶头.SLDPRT

喷胶装置.SLDPRT

带轮.dwg

带轮1.dwg

带轮分装图.dwg

模具上模图.SLDPRT

模具下模装配体.SLDASM

模具侧面.SLDPRT

模具前耳.SLDPRT

盒子.SLDDRW

盒子.SLDPRT

轴承座.dwg

连轴器1.dwg

连轴器2.dwg

连轴器装配图.dwg

食品包装机装配体4.SLDASM

食品包装机装配体4.SLDDRW

食品包装机装配体41.SLDDRW

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关键词：: 食品食物装机设计三维 sw

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摘要

目前国产的设备大多是对国外进口产品的简单仿制，因此针对食品机械关键部件的深入研究，对原理、结构、运动、功能等分析，提供结构简单可靠、操作方便、机械化程度高、使用范围广的食品机械是很有必要的。

本文在分析食品机械的工艺和使用要求的基础上，通过对关键部件的理论分析，提出一种实用、简单、可靠和通用的传动系统，将结构等关键部件的设计原理、结构特点等做了较为详细的研究和设计;本文分析各机构的运动学规律，提出可行的优化结构满足切割工艺;对关键部件提出完整的设计方法，旨在满足市场需求，推动企业创新步伐。

关键词：食品机械，传动系统，结构设计，计算机辅助设计

Abstract

As the demand for food diversification, personalization, automatic powder food machine applications more generally. Most of the current China-made equipment is to copy。

Simple import of imitation products, the automatic food machine for powder-depth study of key components, the basic principles, structure, movement, functional analysis, to provide a simple and reliable structure, convenient operation, high degree of automation with a wide range of food machines is necessary.

Based on the analysis of powder food machine automatic food processes and the use of the requirements on the basis of the key components of the theoretical analysis, a practical, simple, reliable and versatile drive system, a single package for the bag to expand the size and output of long adjustable structure; for delivery of the film structure, the structure of closed traction, closed-end structure, such as cutting off key parts of the design principles, structural features, such as doing a more detailed study and design; This paper analyzes the law of the Kinematics , optimizing the structure and put forward feasible to meet the food process; a key component of a complete design method, designed to meet the market demand,Promoting innovation.

Key Words: automatic food machine, technology transmission, structure designing, CAD

摘要II

AbstractIII

目录IV

第1章绪论1

1.1食品装置(机械)的应用及适用范围1

1.2食品装置(机械)的国内外发展情况1

1.3 食品装置(机械)研究开发的意义4

第3章电机至输送带部分的设计计算5

同步带的概述19

同步带介绍19

同步带传动的主要失效形式20

4 同步带传动的设计准则22

5同步带分类22

同步带传动计算23

同步带计算选型23

同步带的主要参数（结构部分）25

同步带的设计27

同步带轮的设计28

小弹簧的设计计算32

第1章绪论

1.1食品装置(机械)的应用及适用范围

现代经济生活中，绝大多数产品都需要经过机械加工来提高产品的生产率。而有些产品的包装要借助包装技术及装备。所以包装设备在包装过程中是不可或缺的工艺手段。

食品切断装置是包装设备中较为重要的一种机械设备形式，可广泛应用于一般块状食品的包装，尤其适用于大批量的转移、称重、封口、码放等过程。利用小型自动包装机械包装是提高装袋速度，减轻工人劳动强度的有效方法。

1.2食品装置(机械)的国内外发展情况

食品机械，最初是由美国于上世纪五十年代开发出来的产品。后来日本得到发展，并于上世纪六七十年代随日本经济高速发展，技术性能得到长足的进步。

上世纪八十年代初，我国大量引进食品机械并生产出自己的产品。以日清品牌为代表，主要针对方便面生产线配套使用。上世纪九十年代，这种机型开始大量用于粮食流通，同时派生出各种各样的类似包装机。随着机电一体化的应用，粉料自动包装也向着高速全自动模块化的方向发展及创新。

现今国外开发的食品机械已极其人性化:高速、节能、全自动、模块化。

就国内外食品机械的开发情况来看，主要从以下几点进行:

(l)不断扩大其通用能力，以满足多种属性粉料的包装。

(2)高速全自动，配备微机控制系统，借助预先储存的程序控制多台伺服电机，分别驱动有关执行机构。

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食品包装机1.jpg

食品包装机2.jpg

食品包装机3.jpg

食品包装机4.jpg

内容简介：: I 课题食品包装机的设计专业机械设计制造及其自动化年级姓名学号指导教师（签字）学院院长（签字） 2013 年月日 nts 摘要目前国产的设备大多是对国外进口产品的简单仿制，因此针对食品机械关键部件的深入研究，对原理、结构、运动、功能等分析，提供结构简单可靠、操作方便、机械化程度高、使用范围广的食品机械是很有必要的。本文在分析食品机械的工艺和使用要求的基础上，通过对关键部件的理论分析，提出一种实用、简单、可靠和通用的传动系统，将结构等关键部件的设计原理、结构特点等做了较为详细的研究和设计 ;本文分析各机构的运动学规律，提出可行的优化结构满足切割工艺 ;对关键部件提出完整的设计方法，旨在满足市场需求，推动企业创新步伐。关键词：食品机械，传动系统，结构设计，计算机辅助设计nts III Abstract As the demand for food diversification, personalization, automatic powder food machine applications more generally. Most of the current China-made equipment is to copy。 Simple import of imitation products, the automatic food machine for powder-depth study of key components, the basic principles, structure, movement, functional analysis, to provide a simple and reliable structure, convenient operation, high degree of automation with a wide range of food machines is necessary. Based on the analysis of powder food machine automatic food processes and the use of the requirements on the basis of the key components of the theoretical analysis, a practical, simple, reliable and versatile drive system, a single package for the bag to expand the size and output of long adjustable structure; for delivery of the film structure, the structure of closed traction, closed-end structure, such as cutting off key parts of the design principles, structural features, such as doing a more detailed study and design; This paper analyzes the law of the Kinematics , optimizing the structure and put forward feasible to meet the food process; a key component of a complete design method, designed to meet the market demand,Promoting innovation. Key Words: automatic food machine, technology transmission, structure designing, CADnts IV 目录摘要 . II Abstract . III 目录 . IV 第 1 章绪论 . 1 1.1 食品装置 (机械 )的应用及适用范围 . 1 1.2 食品装置 (机械 )的国内外发展情况 . 1 1.3 食品装置 (机械 )研究开发的意义 . 4 第 3 章电机至输送带部分的设计计算 . 5 同步带的概述 . 20 同步带介绍 . 20 同步带传动的主要失效形式 . 21 4 同步带传动的设计准则 . 23 5 同步带分类 . 23 同步带传动计算 . 23 同步带计算选型 . 23 同步带的主要参数（结构部分） . 26 同步带的设计 . 28 同步带轮的设计 . 28 小弹簧的设计计算 . 37 nts 1 第 1 章绪论 1.1 食品装置 (机械 )的应用及适用范围现代经济生活中，绝大多数产品都需要经过机械加工来提高产品的生产率。而有些产品的包装要借助包装技术及装备。所以包装设备在包装过程中是不可或缺的工艺手段。食品切断装置是包装设备中较为重要的一种机械设备形式，可广泛应用于一般块状食品的包装，尤其适用于大批量的转移、称重、封口、码放等过程。利用小型自动包装机械包装是提高装袋速度，减轻工人劳动强度的有效方法。 1.2 食品装置 (机械 )的国内外发展情况食品机械，最初是由美国于上世纪五十年代开发出来的产品。后来日本得到发展，并于上世纪六七十年代随日本经济高速发展，技术性能得到长足的进步。上世纪八十年代初，我国大量引进食品机械并生产出自己的产品。以日清品牌为代表，主要针对方便面生产线配套使用。上世纪九十年代，这种机型开始大量用于粮食流通，同时派生出各种各样的类似包装机。随着机电一体化的应用，粉料自动包装也向着高速全自动模块化的方向发展及创新。现今国外开发的食品机械已极其人性化 :高速、节能、全自动、模块化。就国内外食品机械的开发情况来看，主要从以下几点进行 : (l)不断扩大其通用能力，以满足多种属性粉料的包装。 (2)高速全自动，配备微机控制系统，借助预先储存的程序控制多台伺服电机，分别驱动有关执行机构。 (3)参数化调整和设置，对主要操作部件 (供送、袋成型、牵引、封切等 )作适当调整有关工作参数，便可在较宽的尺寸范围内，满足不同品种不同尺寸的包装。 (4)模块化结构设计，对供送、牵引、封切等主要部件进行相对独立并又能较为自由组合的结构设计，以满足卧式组合和立式组合的包装机。德国与美国、日本、意大利均为世界食品机械机械大国。在食品机械机械设计、制造、技术性能等方面居于领先地位。德国食品机械机械的设计是依据市场调研及市场分析结果进行的，其，目标是努力为客户，尤其是为大型企业服务。为满足客户要求，德nts 2 (1)工艺流程自动化程度越来越高，以提高生产率和设备的柔性及灵活性。采用机械手完成复杂的动作。操作时，在由电脑控制的摄像机录取信息和监控下，机械手按电脑(2)提高生产效率，降低生产成本，最大限度地满足生产要求。德国食品机械机械以饮料、啤酒灌装机械和塑料食品机械机械见长，具有高速、成套、自动化程度高和可靠性好等特点。其饮料灌装速度高达 12 万瓶 /h，小袋食品机械机的包装速度高达 900 袋min (3)使产品机械和食品机械机械一体化。许多产品要求生产之后直接进行包装，以提高生产效率。如德国生产的巧克力生产及包装设备，就是由一个系统控制完成的。两者一体化，关键是要解决好在生产能力上相互匹配的问题。 (4)适应产制品变化，具有良好的柔性和灵活性。由于市场的激烈竞争，产品更新换代的周期越来越短。如化妆品生产三年一变，甚至一个季度一变，生产量又都很大，因此要求食品机械机械具有良好的柔性和灵活性，使食品机械机械的寿命远大于产品的寿(5)普遍使用计算机仿真设计技术。随着新产品开发速度不断加快，德国食品机械机械设计普遍采用了计算机仿真设计技术，大大缩短了食品机械机械的开发设计周期 . 食品机械设计不仅要重视其能力和效率，还要注重其经济性。所谓经济性不完全是机械设备本身的成本，更重要的是运转成本，因为设备折旧费只占成本的 6 8，其他的就是运转成本。我国食品机械行业起步于 20 世纪 70 年代，在 80 年代末和 90 年代中得到迅速发展。已成为机械工业中的 10 大行业之一，无论是产量，还是品种上，都取得了令人瞩目的成就，为我国包装工业的快速发展提供了有力的保障。目前，我国已成为世界食品机械工业生产和消费大国之一。食品机械作为一种产品，它的含义不仅仅是产品本身的物质意义，而是包括形式产品、隐形产品及延伸产品 3 层含义。形式产品是指食品机本身的具体形态和基本功能；隐形产品是指食品机给用户提供的实际效用；延伸产品是指食品机的质量保证、使用指导和售后服务等。所以食品机的设计应该包括：市场调研、原理图设计、结构设计、施工图设计、使用说明书编写及售后服务预案等。 nts 3 食品机械设计的类别主要有：测绘仿制设计、开发性设计、改进性设计、系列化设计。如啤酒灌装生产线生产能力为 1 6 4 万瓶 /h，其中灌装机的灌装阀工位数从 48个、 60 个、 90 个到 120 个就属于系列化设计。由普通啤酒灌装生产线到纯生啤酒灌装生产线的设计就属于改进、开发性设计。对于中低速运行的食品机，目前我们基本上可以进行自主设计。而高速运行的食品机，特别是一些先进机型，大多是测绘、仿制国外的同类机型，进行国产化设计和系列化设计。其主要的原因是： (1)大多数设计人员还没有真正掌握先进的设计方法，如高速食品机械的动力学设计理论和方法等，对高速工况下机构的动态精度分析等问题还不能模拟解决； (2)产、学、研结合不够紧密，理论上的科研成果不能及时地在实际设计中运用，设计人员缺乏及时的技术培训； (3)整个行业缺乏宏观调控的力度，优势资源不能得到合理的配置与调整。在食品机械设计领域，绝大多数设计人员仍沿用以前的设计方法： (1)根据设计任务书寻找同类机型作为样机； (2)参考样机制定各项技术性能指标及使用范围； (3)设计工作原理图、传动系统图； (4)设计关键零件，部件； (5)设计总装图方案和动作循环图； (6)设计部件图、总装图和零件图； (7)对主要部件中的关键零件进行强度、刚度校核； (8)而今，国内一些大学的设计软件，可以对食品机中常用机构进行有限元分析和优化设计，其开发的凸轮连杆机构 CAD CAM 软件已经能够满足企业进行凸轮连杆机构自新型食品机械往往是机、电、气一体化的设备。充分利用信息产品的最新成果，采用气动执行机构、伺服电机驱动等分离传动技术，可使整机的传动链大大缩短，结构大为简化，工作精度和速度大大提高。其中的关键技术之一是采用了多电机拖动的同步控制技术。其实掌握这种技术并不很难，只是一些设计人员不了解食品机械的这一发展趋势。如果说以前我国食品机械设计是仿制、学习阶段，那么现在我们应该有创新设计的意识。我国食品行业技术与机械近些年所取得的成绩是显著的，其起步于 20 世纪 70 年代末，刚起步时年产值仅七、八千万元，产品品种仅 100 余种，技术水平也较低。在 20纪 80 年代中期至 20 世纪年代中期十余年的时间里，才得到快速发展，年增长率达到 20% 30% ，到 1999 年底塑料和食品机械达 40 大类，品种达 1700 种，到 2000 年产值增nts 4 加到 300 亿元，且技术水平也上了个台阶，开始出现了规模化、自动化趋势，传动复杂、技术含量高的设备也开始出现，许多食品机械如液体塑料灌装机等设备已开始成套出口。 1.3 食品装置 (机械 )研究开发的意义针对国内许多部门对食品切断机械的需求，本设计着重探讨食品切断机械的整体结构设计和模块化结构，开发出具有包装速度快，通用性好以及结构简单可靠、操作方便、自动化程度高的新颖食品切断机械，对我国食品行业发展有着积极的意义。nts 5 第 3 章电机至输送带部分的设计计算 3.1 包装机参数设计该课题设计的包装速度 60 包 /min=1 包 /s, 假设输送带的需要的驱动力 F=2400N， V=1m/s， P=2.4KW 一对圆锥滚子轴承的效率 3= 0.98 一对球轴承的效率 4= 0.99 闭式直齿圆锥齿传动效率 5= 0.95 闭式直齿圆柱齿传动效率 6= 0.97 b. 总效率 =12 2 3 3456=0.960.992 0.983 0.990.950.97=0.808 c. 所需电动机的输出功率 Pr=Pw/=2.4/0.808=3kw 3. 选择电动机的型号查参考文献 1表得表 1.1 方案号电机类型额定功率同步转速满载转速总传动比 1 Y100L2-4 3 1500 1420 22.294 2 Y132S-6 3 1000 960 15.072 根据以上两种可行同步转速电机对比可见，方案 2 传动比小且质量价格也比较合理，所以选择 Y132S-6 型电动机。三，动力参数的计算 1. 分配传动比（ 1）总传动比 i=15.072 （ 2）各级传动比：直齿轮圆锥齿轮传动比 i12=3.762，直齿轮圆柱齿轮传动比 i23=4 （ 3）实际总传动比 i实 =i12i34=3.7624=15.048, i=0.021 0.05，故传动比满足要求满足要求。 2. 各轴的转速（各轴的标号均已在图 1.1 中标出） n0=960r/min， n1=n0=960r/min， n2=n1/ i12=303.673r/min， n3= n2/ i34=63.829r/min，n4=n3=63.829r/min 各轴的功率 nts 6 p0=pr=3 kw， p1= p02=2.970kw, p2= p143=2.965 kw, p3= p253=2.628 kw, p4=p323=2.550 kw 4. 各轴的转矩，由式： T=9.55Pi/ni 可得： T0=29.844 Nm, T1=29.545 Nm, T2=86.955 Nm, T3=393.197 Nm, T4=381.527 Nm 四，传动零件的设计计算 1. 闭式直齿轮圆锥齿轮传动的设计计算 a选材：小齿轮材料选用 45 号钢，调质处理， HB=217255， HP1=580 Mpa， Fmin1 =220 Mpa 大齿轮材料选用 45 号钢，正火处理， HB=162217， HP2=560 Mpa， Fmin2 =210 Mpa b. 由参考文献 2（以下简称 2）式（ 5 33），计算应力循环次数 N： N1=60njL=609601811250=1.26710 9 N2=N1/i2 =1.26710/3=2.52210 8 查图 5 17 得 ZN1=1.0， ZN2=1.12，由式（ 5 29）得 ZX1=ZX2=1.0，取 SHmin=1.0， ZW=1.0， ZLVR=0.92， H1=HP1ZLVRZWZX1ZN1/SHmin=5800.92=533.6 Mpa， H2=HP2ZN2ZX2ZWZLVR/SHmin =5601.120.92=577 Mpa H1 H2，计算取 H= H2=533.6 Mpa c 按齿面接触强度设计小齿轮大端模数（由于小齿轮更容易失效故按小齿轮设计）：取齿数 Z1=21，则 Z2=Z1 i12=3.76232=79，取 Z2=79 实际传动比 u=Z2/Z1=79/21=3.762，且 u=tan2=cot1， 2=72.2965o =72o 16 35， 1=17.7035o =17o 42 12，则小圆锥齿轮的当量齿数 zm1=z1/cos1 =21/cos17.7035o =23， zm2=z2/cos2=79/cos72.2965o =259.79 由 2图 5-14， 5-15 得 YFa=2.8， Ysa=1.55， YFa2=2.23， Ysa2=1.81 ZH=2/cossin=2/cos20o sin20o =2.5 由 2表 11-5 有 ZE=189.8，取 KtZ 2 t =1.1， nts 7 由 2 取 K=1.4 又 T1=28.381 Nm ， u= 3.762， R=0.3 由 2式 5-56 计算小齿轮大端模数： m4KT1YFaYsa/RZ2 1F（ 1-0.5R） 2 u2 +1 将各值代得 m1.498 由 2表 5-9 取 m=3 d齿轮参数计算：大端分度圆直径 d1=mz1=321=63 ， d2=mz2=379=237 齿顶圆直径 da1=d1+2mcos1=63+6cos17.7035=68.715 ， da2=d2+2mcos2=237+6cos72.2965o =238.827 齿根圆直径 df1=d1-2.4mcos1=63-7.2cos17.7035o =56.142 df2=d2-2.4mcos2=237-7.2cos72.2965o =231.808 齿轮锥距 R=d1+ d2/2=122.615 ，大端圆周速度 v=d1n1/60000=3.1463960/60000=3.165m/s，齿宽 b=RR =0.3122.615=36.78 由 2表 5-6，选齿轮精度为 8 级由 1表 4.10-2 得 1=（ 0.1 0.2） R =（ 0.1 0.2） 305.500=30.05 60.1 取 1=10 ， 2=14 ,c=10 轮宽 L1=（ 0.1 0.2） d1=（ 0.1 0.2） 93=12.4 L2=（ 0.1 0.2） d2=（ 0.1 0.2） 291=39 e验算齿面接触疲劳强度：按 2式 5-53 H= ZHZE2KT1u+1/bd2 1 u（ 1-0.5R） 2 ，代入各值得 H=470.899 H =533.6 Mpa 小齿轮满足接触疲劳强度，且大齿轮比小齿轮接触强度高，故齿轮满足接触强度条件 f齿轮弯曲疲劳强度校核：按 2式 5-55 nts 8 由 2图 5-19 得 YN1=YN2=1.0，由 2式 5-32 及 m=2 5 ，得 YX1=YX2=1.0 取 YST=2.0， SFmin=1.4，由 2式 5-31 计算许用弯曲应力： F1= Fmin1YFa1Ysa1YST/ SFmin =2202.0/1.4=314.29 Mpa F2= Fmin2YFa2Ysa2YST/ SFmin =2102.0/1.4=300 Mpa F1 F2， F=F2=300 Mpa 由 2式 5-24 计算齿跟弯曲应力： F1=2KT1YFa1Ysa1/b1md 1（ 1-0.5R） =21.4800702.81.55/0.85228.93562=181.59 300 Mpa F2=F1 YFa2Ysa2/（ YFa1Ysa1） =181.591.812.23/（ 2.81.55） =178.28 300Mpa 两齿轮满足齿跟弯曲疲劳强度 2. 闭式直齿轮圆柱齿轮传动的设计计算 a选材：小齿轮材料选用 45 号钢，调质处理， HB=217255， HP1=580 Mpa， Fmin1=220 Mpa 大齿轮材料选用 45 号钢，正火处理， HB=162217， HP2=560 Mpa， Fmin2=210 Mpa b. 由参考文献 2（以下简称 2）式（ 5 33），计算应力循环次数 N： N1=60njL=609601811250=1.26710 9 ， N2=N1/i23=1.26710/3=2.52210 8 查图 5 17 得 ZN1=1.05， ZN2=1.16，由式（ 5 29）得 ZX1=ZX2=1.0，取 SHmin=1.0， ZW=1.0， ZLVR=0.92， H1=HP1ZLVRZWZX1ZN1/SHmin=5801.050.92=560.28 MPa H2=HP2ZN2ZX2ZWZLVR/SHmin=5601.160.92=597.63 MPa H1 H2，计算取 H= H2=560.28 Mpa c. 按齿面接触强度计算中心距（由于小齿轮更容易失效故按小齿轮设计）： u=i34=4， a=0.4， ZH=2/cossin=2/cos200 sin200 =2.5 且由 2表 11-5 有 ZE=189.8，取 KtZ 2 t=1.1 2式 5-18 计算中心距： nts 9 a（ 1+u） KT1 （ Z E Z H Z/ H ） 2 /（ 2u a ） =51.1869552.5189.8/（ 240.4560.28） =147.61 由 1表 4.2-10 圆整取 a=160 d齿轮参数设计： m=（ 0.007 0.02） a=180（ 0.007 0.02） =1.26 3.6 查 2表 5-7 取 m=2 齿数 Z1=2a/m（ 1+u） =2160/2（ 1+4） =32 Z2=uZ1=432=128 取 Z2=128 则实际传动比 i=149/31=4 分度圆直径 d1=mz1=232=64 ， d2=mz2=2128=256 齿顶圆直径 da1= d1+2m=68 ， da2=d2+2m=260 齿基圆直径 db1= d1cos=64cos20o =60.14 db2= d2cos=256cos20o =240.56 齿根圆直径 df1= d1-2.5m=64-2.52=59 df2= d2-2.5m=256-2.52=251 圆周速度 v=d1n2/60103 =3.1425663.829/60103 =1.113 m/s，中心距 a=（ d1+d2） /2=160 齿宽 b=aa =0.4160=64 由 2表 5-6，选齿轮精度为 8 级 e. 验算齿面接触疲劳强度按电机驱动，载荷平稳，由 2表 5-3，取 KA=1.0；由 2图 5-4（ d），按 8 级精度和 VZ/100=dn/60000/100=0.30144，得 Kv=1.03；由 2表 5-3 得 Ka=1.2；由 2图5-7 和 b/d1=72/60=1.2，得 KB=1.13； K=KvKaKAKB=1.031.21.01.13=1.397 又 a1=arccosdb1/da1=arccos（ 60.14/68） =28.0268o =28o 1 36； a2 = arccosdb2/da2=arccos（ 2240.56/260） =22.0061o =22o 0 17 重合度 a=z（ tana1-tan） + z（ tana1-tan） /2=32（ tan28.0268o -tan20）nts 10 +128（ tan22.0061o -tan20） =1.773 即 Z=（ 4-a） /3=0.862，且 ZE=189.8， ZH=2.5 H =ZH ZE Z2KT1（ u+1） /bd2 1 u=2.5189.80.86221.397835105.8065/（ 72622 5.024） =240.63 H =560.28 Mpa 小齿轮满足接触疲劳强度，且大齿轮比小齿轮接触强度高，故齿轮满足接触强度条件 f齿轮弯曲疲劳强度校核：按 Z1=32， Z2=128，由 2图 5-14 得 YFa1=2.56， YFa2=2.18；由 2图 5-15 得 Ysa1=1.65，Ysa2=1.84 由 2式 5-23 计算 Y=0.25+0.75/a=02.5+0.75/1.773=0.673 由 2图 5-19 得 YN1=YN2=1.0，由 2式 5-32 切 m=2 5 ，得 YX1=YX2=1.0 取 YST=2.0， Sfmin=1.4，由 2式 5-31 计算许用弯曲应力： F1= Fmin1YFa1Ysa1YST/ Sfmin =2202.0/1.4=314.29 Mpa F2= Fmin2YFa2Ysa2YST/Sfmin=2102.0/1.4=300 Mpa F1 F2， F=F2=300 Mpa 由 2式 5-24 计算齿跟弯曲应力： F1=2KT1YFa1Ysa1Y/bd1m=21.397835102.561.650.673/（ 26464） =71.233 300 Mpa F2=F1YFa2Ysa2/YFa1Ysa1=71.2331.842.18/（ 2.561.65） =67.644 300 Mpa 两齿轮满足齿跟弯曲疲劳强度五，轴的设计计算 3. 减速器高速轴 I 的设计 a. 选择材料：由于传递中小功率，转速不太高，故选用 45 优质碳素结构钢，调质处理，按 2表 8-3 查得 B=637 Mpa， b-1=59 Mpa b. 由扭矩初算轴伸直径：按参考文献 2 有 dAp/n n0=960r/min， p1=2.97 kw，且 A=0.110.16 d11623 取 d1=20 nts 11 c. 考虑 I 轴与电机伸轴用联轴器联接。并考虑用柱销联轴器，因为电机的轴伸直径为 dD=38 ，查 1表 4.7-1 选取联轴器规格 HL3（ Y3882， Y3060），根据轴上零件布置，装拆和定位需要该轴各段尺寸如图 1.2a 所示 d. 该轴受力计算简图如图 1.2b ，齿轮 1 受力：（ 1）圆周力 Ft1=2T1/dm1=229.545/（ 6410-3 ） =915.52 N，（ 2）径向力 Fr1= Ft1tancos1 =915.52tan200 cos17.70350 =317.44 N，（ 3）轴向力 Fa1= Ft1tansin1 =915.52tan200 sin17.70350 =101.33 N， e. 求垂直面内的支撑反力： MB=0， Rcy= Ft1（ L2+L3） /L2=915.52（ 74+55） /74=1595.97.97 N Y=0， RBY= Ft1-Rcy=915.52-1595.97=-680.45 N，垂直面内 D 点弯矩 Mdy=0， M1 dy= Rcy L3+ RBY（ L2+L3） =1595.9755-680.45129= 3662.14 N =3.662 Nm f. 水平面内的支撑反力： MB=0， RCz=Fr1(L3+L2)-Fa1dm1 /2/L2 =317.44（ 74+55） -680.4564/74=419.07 N， Z=0， RBz= Fr1- RCz =317.44-419.07=-101.63N，水平面内 D 点弯矩 M Dz =0 ， M 1 Dz = R Cz L 3 + R Bz (L 3 +L 2 )= 419.0755-101.63129=-7.095Nm g. 合成弯矩： MD=M2 Dz+ M2 Dy= 0 Nm， M1 D =M12Dy+ M12Dz=7.98 Nm h. 作轴的扭矩图如图 1.2c 所示，计算扭矩： T=T1 =29.545Nm I. 校核高速轴 I：根据参考文献 3第三强度理论进行校核：由图 1.2 可知， D 点弯矩最大，故先验算 D 处的强度， MD M1 D ，取 M= M1 D =7.98 Nm，又抗弯截面系数： w=d3 min /32=3.14203 /32=1.04510-6 m3 =M2 +T2 / w=7.982 +29.5452 /1.04510-6 =39.132b-1= 59 Mpa 故该轴满足强度要求。 nts 12 2. 减速器低速轴 II 的设计 a. 选择材料：因为直齿圆柱齿轮的小轮直径较小（齿跟圆直径 db1=62 ）需制成齿轮轴结构，故与齿轮的材料和热处理应该一致，即为 45 优质碳素结构钢，调质处理按 2表 8-3 查得 b=637 Mpa， b-1=59 Mpa b. 该轴结构如图 1.3a，受力计算简图如图 1.3b 齿轮 2 受力（与齿轮 1 大小相等方向相反）： Ft2=915.52N， Fr2=317.44 N， Fa2= 101.33 N，齿轮 3 受力：（ 1）圆周力 Ft3=2T2/dm3=286.955/（ 6410-3 ） =2693.87N （ 2）径向力 Fr3= Ft2tan=2693.87tan200 =980.49 N c. 求垂直面内的支撑反力： MB =0， RAy = F t2（ L2 +L3） + F t3 L3 /（ L1 +L2 +L3） =915.52（ 70+63）+2693.8763/183=1919.26 N Y=0， RBY=Ft2+Ft3-Rcy=915.52+2693.87-1919.26 =1690.13 N 垂直面内 C 点弯矩： MCy = RAy L1=1919.2621.5=41.26 Nm， M1 Cy= RBY（ L2+L3） - Ft3L2 =1690.13133-2693.8770= 41.26 Nm， D 点弯矩： MDy= RBY L3=1690.1363= 92.96Nm， M1 Dy= Ray（ L1+L2） - Ft2 L2 =1919.26120-915.5270=92.96 Nm d. 水平面内的支撑反力： MB =0， RAz=F r2 (L 3 +L2 )+F r3 L3 -Fa2 dm2 /2/（ L1 +L2 +L3） =317.44133980.4963-101.33238.827/2/128=750.70 N Z=0， RBz= Fr2+ Fr3- RAz =317.44+980.49-750.70=547.23N，水平面内 C 点弯矩： MCz= RAzL1=750.7050=23.65 Nm， M1 Cz= RBz (L3+L2)- Fr3L2 nts 13 =547.23133 - 980.4970=-10.55Nm， D 点弯矩： MDz = RBz L3=547.2363=30.10 Nm， M1 Dz= RAz（ L1+L2） -Fa2dm2/2- Fr2 L2=750.70120 -101.33164.9/2-317.4470= 29.92Nm e. 合成弯矩： MC=M2 Cz+ M2 Cy= 47.56Nm M1 C=M12Cy+ M12Cy=42.59 Nm MD=M2 Dz+ M2 Dy=97.71 Nm， M1 D =M12Dy+ M12Dz= 97.66Nm f. 作轴的扭矩图如图 1.3c 所，计算扭矩： T=T2=86.955Nm g. 校核低速轴 II 强度，由参考文献 3第三强度理论进行校核： 1. 由图 1.3 可知， D 点弯矩最大，故先验算 D 处的强度， MD M1 D ，取 M= M1 D =97.71 Nm，抗弯截面系数： w=d3 min /32=3.14303 /32=2.6510-6 m3 =M2 +T2 / w=97.712 +86.9552 /2.6510-3 =44.27b-1=59 Mpa （ 2） .由于 C 点轴径较小故也应进行校核： MC M1 C ，取 M= M1 C =47.56 Nm，抗扭截面系数： w=d3 min /32=3.14303 /32=2.6510-6 m3 =M2 +T2 / w=47.562 +86.9552 /2.6510-6 =35.14b-1= 59 Mpa 故该轴满足强度要求 3. 减速器低速轴 III 的设计 a. 选择材料：由于传递中小功率，转速不太高，故选用 45 优质碳素结构钢，调质处理，按 2表 8-3 查得 B=637 Mpa， b-1=59 Mpa b. 该轴受力计算简图如图 1.2b 齿轮 4 受力（与齿轮 1 大小相等方向相反）：圆周力 Ft4=2693.87N，径向力 Fr4=980.49 N c. 求垂直面内的支撑反力： MC=0， RBY= Ft4L1/（ L1+L2） =2693.8771/（ 125+71） =1157.52 N Y=0， Rcy= Ft4- RBY =2693.87-1157.52 =1536.35 N， nts 14 垂直面内 D 点弯矩 MDy = Rcy L1 =1536.3555=84.50 Nm ， M 1 Dy = RBY L2=1157.52125=84.50 Nm d. 水平面内的支撑反力： MC=0， RBz=Fr4 L1/（ L1+L2） =980.4970/196 =421.31N Z=0， RCz= Fr4- RBz =980.49-421.31=559.18N，水平面内 D 点弯矩 MDz= RCz L1 =559.1871=30.75 Nm， M 1 Dz = RBz L2=421.31125=30.76 Nm e. 合成弯矩： MD=M2 Dz+ M2 Dy= 90.20 Nm， M1 D =M12Dy+ M12Dz=89.92 Nm f. 作轴的扭矩图如图 1.2c 所，计算扭矩： T=T3=393.197Nm g. 校核低速轴 III：根据参考文献 3第三强度理论校核：由图 1.2 可知， D 点弯矩最大，故先验算 D 处的强度， MD M1 D ，取 M= MD =90.20 Nm，又抗弯截面系数： w=d3 min/32=3.14423 /32 =7.2710-6 m3 =M2 +T2 / w=90.20 2 +393.1972 /7.2710-6 =55.73b-1= 59 Mpa 故该轴满足强度要求。六，滚动轴承的选择与寿命计算 1. 减速器高速 I 轴滚动轴承的选择与寿命计算 a. 高速轴的轴承既承受一定径向载荷，同时还承受轴向外载荷，选用圆锥滚子轴承，初取 d=40 ，由 1表 4.6-3 选用型号为 30208，其主要参数为： d=40 ，D=80 ， Cr=59800 N， =0.37， Y=1.6， Y0=0.9， Cr0=42800 查 2表 9-6 当 A/R时， X=1， Y=0；当 A/R 时， X=0.4， Y=1.6 b. 计算轴承 D 的受力（图 1.5），（ 1）支反力 RB= R2 BY+ R2 Bz=36.252 +269.272 =271.70 N， RC= R2 cy+ R2 Cz=1184.792 +353.692 =1236.46 N （ 2）附加轴向力（对滚子轴承 S=Fr/2Y） nts 15 SB=RB/2Y=271.70/3=90.57 N， SC=RC /2Y=1236.46/3=412.15 N c. 轴向外载荷 FA=Fa1=101.33 N d. 各轴承的实际轴向力 AB=max（ SB， FA -SC） = FA -SC =310.82 N， AC=（ SC， FA +SB） = SC =412.15 N e. 计算轴承当量动载由于受较小冲击查 2表 9-7 fd=1.2，又轴 I 受较小力矩，取 fm =1.5 AB/RB=310.82/271.70=1.144 =0.37 ，取 X=0.4， Y=1.6， PB= fdfm（ X RB +YAB） =1.8（ 0.4271.7+1.6310.82） =1090.79 N AC/ RC =412.15/1236.46=0.33 =0.37 ，取 X=1， Y=0， PC= fdfm（

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