饺子机全程自动化的设计

摘 要 本毕业的设计完成了“饺子机设计”，设计的目的是实现了将饺子的生产从手工劳动到机械化生产的转变。通过观察饺子手工生产的过程以及借鉴国内外相关食品的成型机械的结构特点，采用成型盘作为成型元件、螺旋机构作为面料输送元件、滑片泵作为输馅元件的灌肠式滚切成型原理设计饺子机。该种成型原理生产的效率高，可以实现连续式生产，也因此在食品机械中得到了广泛应用。本次设计动力源使用电动机、主要变速机构使用了蜗轮蜗杆减速器、动力分配机构使用了分流轴的传动方式，并对传动系统中大部分的传动部件进行了设计和校核，同时绘制了饺子机的主要零部件图纸以及总体装配图纸。关键词： 饺子；食品机械；成型盘；螺旋机构Abstract This graduation design accomplished “the design of dumpling producing machine”. The purpose of this designing is to realize the improvement of the dumpling production method from manual labor to machine manufacturing. Based on the observation of the manual labor process of the dumpling production and the reference of the analogous food shaping machinerys configuration in home and abroad, with which the shaping principle to design the dumpling producing machine and also with the shaping wheel for shaper, screw mechanism for dough transporter and vane pump for stuff transporter. Greaterproduction efficiency and continuous production can be realized by this shaping principle, therefore, it can be widely applied in food machinery industry. This design adapt the electric motor for power, worm reducer for main speed change transmission and shunt shaft for power allocation mechanism as well as to make design and check on most of the driver units in driver system. Besides, both the main parts and the assembly drawing have been rendering. Key words：dumpling, food machinery, shaping wheel, screw mechanism目录摘要Abstract1绪论11.1 包馅(夹馅)食品机械的应用前景和发展现状11.2 饺子机的相关介绍、研制意义和目标、未来的发展方向21.2.1 饺子机的介绍21.2.2 饺子机的研制意义和目标及未来的发展方向22机械系统总体方案的拟定32.1动力系统的拟定32.2传动系统的拟定32.3执行机构的拟定43工作机构运动需求分析及初步设计53.1饺子模型的建立与分析53.2 生产效率与成型盘的设计63.3 横、竖蛟龙的设计计算73.3.1 竖绞龙的设计计算73.3.2 横绞龙的设计计算73.4 供馅泵的设计83.4.1供馅装置局部装配图83.5 出面嘴的设计94传动系统的设计计算1041 传动比的分配104.1.1 电动机转速的确定104.1.2 传动比的总体分配及各轴转速的确定104.1.3 确定各个执行部件所需的功率104.2 蜗轮蜗杆传动副的设计114.2.1 设计要求114.2.2 初选参数及材料114.2.3 初步计算114.2.4 根据齿面接触疲劳强度条件设计蜗轮蜗杆副124.2.5 校核蜗轮齿根弯曲疲劳强度和热平衡134.2.6 蜗轮蜗杆受力计算144.3 直齿圆锥齿轮传动副的传动设计144.3.1 设计要求144.3.3 初步计算154.3.4 根据齿面接触疲劳强度条件设计直齿圆锥齿轮传动副154.3.5 校核齿根弯曲疲劳强度164.3.6 圆锥齿轮受力计算164.4 链传动设计164.4.1 横绞龙链传动设计164.4.2 成形机构链传动设计174.5 出面嘴直齿圆柱齿轮设计及校核184.5.1 设计要求184.5.2 模数、齿数及分度圆直径的计算184.5.3 选择参数与材料并进行初步计算194.5.4 校核齿轮强度条件194.5.5 受力计算204.6 竖绞龙直齿圆柱齿轮设计及校核204.6.1 设计要求204.6.2 模数、齿数及分度圆直径的计算204.6.3 选择参数与材料并进行初步计算214.6.4 校核齿轮强度条件214.6.5 受力计算225分流轴及其附件的设计计算225.1 分流轴的设计与校核235.1.1 设计要求235.1.2 分流轴受力情况分析235.1.3 计算初选轴径245.1.4 分流轴各段轴径的确定245.1.5 轴的受力分析255.1.6 轴的校核305.2 轴承的设计与校核315.2.1 轴承的选择315.2.2 1位置轴承的校核315.2.3 3位置轴承的校核325.2.4 7位置轴承的校核325.3 键联接的设计与校核335.3.1 键的选型335.3.2 键的校核355.4 花键连接的设计与校核36结论37参考文献38致谢40第1章 绪论1.1 包馅(夹馅)食品机械的应用前景和发展现状包馅(夹馅)食品在我国的历史悠久，伴随着几千年文明的发展已经成为了我国食品文化中的代表，如饺子、包子是主食的一部分；汤圆、粽子、月饼是传统节日中的必不可缺的食物。现如今，经济迅速增长、人民生活水平提高以及生活节奏的加快，对食品行业也提出了新的要求。而本人认为这些要求大致可以归纳为两大类：其一是食品的质量：如食用口感、食品卫生状况、各成分营养含量等。其二便是食品供给的速度。而解决这两个矛盾要求的办法就是实现食品生产的机械化和自动化，通过机械制作可以极大程度的提高食品生产率；采用环保机械材料和严格的密封技术可以较好的保证食品的卫生；而同时合理的工艺编排更能改善食品的口感。目前国内外的厂家在包馅(夹馅)食品机械化上已经取得了一定的研究成果,成功研发了饺子机、馄沌机、汤圆机、月饼机以及自动化程度很高的全自动万能包馅机。因东西方饮食文化的差异，目前国外包馅成型类机械主要是日本所生产，如日本产自动万能包馅机，它最大生产能力可达每小时8000个，且加工的范围极广，能生产各式馒头、包子、饺子、夹馅饼干、寿司等等近百种食品，采用可拆卸料斗能实现快速的更换馅料，内置的无级变速调控装置也可以实现皮和馅的任意配比。广泛使用于各种带馅食品的加工。而国内的相关机械虽然在自动化和多功能方面较之日本产品存在一定的差距，但是通过改革开放以后二十余年的发展同样也取得了很大的进步。以上海沪信饮料食品机械有限公司生产的水饺机为例：配备1.1Kw的电动机，生产效率达每小时7000个。已经相当接近了日产饺子机的生产水平。1.2 饺子机的相关介绍、研制意义和目标、未来的发展方向1.2.1 饺子机的介绍“饺子机”顾名思义是以机械制作代替手工操作来进行饺子批量生产的机械。按照食品机械的分类应属于食品的包馅成型类机械，其能实现的功能均为通过机械工作将某一类带馅并且有特定外型要求的食品生产出来。当前该类机械中相比较成熟的有饺子机、包子机、汤圆机、馄饨机。而其他特殊类型食品的包馅成型机械一般通过借鉴以上四类机械的某些结构并加以改良设计从而使之适应所需食品生产加工的需求。本课题所设计的自动饺子机就是属于后者。1.2.2 饺子机的研制意义和目标及未来的发展方向饺子是国人很喜欢并且很常见的食品，但是长期以来它只能通过手工来生产，既费时费力，又难以保证食品的卫生，而且也无法长期在常温下保存。因而一般只能是现吃现做（或者现买），也有少数人会在做好后将其放进冰箱中冷冻。但是冰箱冷冻过程属于缓慢冻结，容易在饺子陷中产生大颗粒的冰晶，使得其解冻后无论风味还是外观整齐等方面均较现做的饺子有很大的差距。每逢过年过节的时候现做现卖的饺子往往出现了供不应求的现象。当然也有很多人选择了在家里自己来做，但却需要提前半天甚至一天进行准备，而包饺子的时候更是要叫上好几个亲朋过来帮忙，是我们现实生活常见的现象。因此如果我们研究开发一种能够以机械制作代替人工劳动的机器，那么除了可以给人们节约大量的时间、降低饺子的生产成本、提高利润，更能免除人们在冬日里冒寒排队购物之苦，一举多得。饺子机设计的初步目标确定为能够实现饺子包馅工艺的机械化。未来可在此基础上加以改进和发展，以实现横纵两方向发展。即饺子生产全过程的无人干预自动化与多功能化。第2章 机械系统总体方案的拟定2.1动力系统的拟定动力系统可按原动机的类型分为电动式、气动式、和液压式等。饺子机的功率小、结构较为简单、产品也没有严格精度的要求，因此对动力源亦没有过多的限制，且通过从便捷性和适用性两方面的考虑决定选用两相或三相的交流电动机作为动力输出装置。经比较国内众多相关机械的电机型号以及结合本设计自身特性，选用2.2Kw三相交流电动机Y112M-6。2.2传动系统的拟定传动系统按传动件的不同可分为以下几类，如带传动、链传动、齿轮传动、蜗轮蜗杆传动等。饺子机的传动系统属于复合传动系统，综合了链、齿轮、蜗轮蜗杆以及槽轮机构用以实现传动系统的最优化。具体总体传动系统见下图2-1。图2-1 总体传动系统图2.3执行机构的拟定执行机构包括三个大部分：其一是实现馅料输送的供馅机构。即供馅泵。其二是实现面料输送的供面机构。分为横、竖绞龙两小部分。其中竖绞龙为中空结构，内腔充当馅料输送的通道，即馅管。其三是整个设计的核心部分-即成型机构。是由两个同向运动的成型盘构成。第3章 工作机构运动需求分析及初步设计3.1饺子模型的建立与分析根据饺子的实物研究，初步选定饺子的外廓尺寸如下图3-1所示:图3-1 饺子外形尺寸图根据初选尺寸以及5mm的皮厚并使用Solidworks建立图3-2三维模型：图3-2 饺子三维模型图使用体积测量功能测得饺子的总体积为Vz=28.7cm3，其中空心部分(即馅部分)的体积为Vx=11.3cm3，实心部分体积（即面皮部分）为Vm=17.4cm3。3.2 生产效率与成型盘的设计由于本设计还没有完善的理论计算方面的支持，因此在参考了国内外众多夹馅成型机械后初步拟定了生产效率为每小时3600个，且由于成型盘每旋转一周便可生产饺子一个，故而确定成型盘的转速为nc=60r/min。通过观察手工饺子生产的过程了解到搓制面皮速度越快越易成型，手工生产时的速度大约为0.2-0.3m/s 。因考虑到机器生产效率高的影响，决定将搓制的速度提高一倍，初步确定为0.5m/s 。图3-3左成型盘零件图则成型盘基础直径应为Dc=500=159.23mm，圆整后取Dc=160mm。3.3 横、竖蛟龙的设计计算横、竖蛟龙的作用主要是输送面皮，即上述三维分析中的实心部分。3.3.1 竖绞龙的设计计算由上述可知每个饺子面皮部分的体积为Vm=17400mm3, 饺子内腔壁直径Dm=30mm，即竖绞龙螺旋管的外径为ds=30mm ，初步拟定竖绞龙的套筒内径为Ds=44mm，螺旋带厚度为H=0.5mm，螺旋带最外缘半径rlxs=42mm，且忽略因螺旋带扭曲所带来的体积增加（即认定每个导程内螺旋带所占体积近似为一个内径D=30mm，外径d=42mm ，厚度H=0.5mm的圆环体所占的体积），则：Vlxs=rlxs2-rs2H=212-1520.5=399mm3设竖绞龙的转速与成型盘转速相同，即竖绞龙每旋转一周，面料垂直向下运动一个导程，且该导程内的面料恰好能供成型盘生产一个饺子，为ns=60r/min 。则螺旋管的导程可按下式近似计算: Ls=Vlxs+VmRs2-rs2 （3-1）代入数据有:Ls=339+17400222-152=21.8mm 考虑到面料压实体积需要收缩,故将导程圆整为。3.3.2 横绞龙的设计计算初选设计参数：横绞龙螺旋管外径dn=20mm ；横绞龙导料槽内径Dn=36mm ；螺旋带厚度H=0.5mm；螺旋带最外缘半径rlxh=17mm ；考虑到横绞龙采用单端固定的形式，不适合承受过大弯矩，因此决定增大转速缩小导程以减小作用在螺旋管上的径向分力。拟定转速为成型盘转速的倍，即nn=90r/min 。则有:Vlxh=rlxh2-rh2H=172-1020.5=297mm3 （3-2）Lh=1.5Vlxh+Vm1.5Rh2-rh2=1.5297+.5182-102=16.9mm同理考虑到面料压实体积需要收缩，将导程圆整为Lh=17mm 。3.4 供馅泵的设计3.4.1供馅装置局部装配图3-4供馅部装图因为馅料需要在面皮底部搓制完成时方可送入，故需要间歇输送，拟定采用槽轮机构与双滑片泵组合使用。输送频率在数值上等同于成型盘每秒的旋转次数，即有Z=1Hz。根据供馅泵为双滑片偏心泵的结构可确定nxb=30r/min 。3.5 出面嘴的设计为了避免面皮在搓制成型过程中产生撕裂，应当使面嘴转速等于或接近于面皮在成型盘中的转速。设面皮与成型盘之间没有相对滑动，则面皮转速可由下式确定：nsz/nc=dc/dsz （3-3）给公式变形并代入数据有：nmz=nsz=ncdcdsz=6016040=240r/min第4章 传动系统的设计计算41 传动比的分配4.1.1 电动机转速的确定 Y112M-6型电动机额定转速为n0=960r/min。4.1.2 传动比的总体分配及各轴转速的确定根据总体传动系统图和各执行部件所需的转速可确定出各传动部件的传动比。最大传动比imax=n0nx0=96030=32；最小传动比imin=n0nmz=4；拟定减速器的传动比为ijs=8；拟定锥齿轮副的传动比为izc=1；拟定横绞龙链轮副的传动比为ihl=43；拟定成型盘链轮副的传动比为icxl=2；拟定面嘴齿轮副的传动比为imz=12；拟定竖绞龙齿轮副的传动比为isc=2；拟定槽轮机构的传动比为icl=4；列出各个轴的转速：电机轴转速n0=960r/min；蜗杆轴转速n1=960r/min；蜗轮轴转速n2=120r/min；分流轴转速n3=120r/min；4.1.3 确定各个执行部件所需的功率根据各个执行机构的运动要求分配其所占的比例： 成型机构40%；横绞龙 25%；竖绞龙 15%；出面嘴 12%；供馅泵 8%。4.2 蜗轮蜗杆传动副的设计4.2.1 设计要求蜗杆要求为右旋；输入功率p1=2.2kw；输入转速n1=960r/min；传动比ijs=8；工作时单向运转；载荷较平稳；要求累计工作时间不小于57600h；可靠性要求一般；电动机驱动；工作环境通风良好，减速器有效散热面积A不小于0.5m2；平均室温t0=20；工作油温tp不高于70。4.2.2 初选参数及材料根据使用要求，选用ZA型阿基米德蜗杆，蜗杆头数Z1=4，对应的蜗轮的齿数Z2=32，变位系数x2=0，传动效率=0.9,蜗轮使用系数KA=1，蜗轮动载系数KV=1.2，减速器散热系数Kt=15。蜗杆材料：45钢淬火，要求达到齿面硬度45HRC。蜗轮材料：ZCuSn10P1。疲劳接触强度最小安全系数SHmin=1.1;弯曲疲劳强度最小安全系数SFmin=1.2;材料弹性系数ZE=147MPa则有：蜗轮材料接触疲劳极限应力Hlim=425MPa；蜗轮材料弯曲疲劳极限应力Flim=190MPa；4.2.3 初步计算转速系数Zn=1n2/8+11/8=1960/8+11/8=0.707;寿命系数ZN=6.25000/Lh=/57600=0.87；蜗轮材料许用接触应力：HP=HlimZnZnsHlim=4250.870.7071.1=238MPa；（4-1）蜗轮材料许用弯曲应力：FP=FlimSFlim=1901.2=158MPa；（4-2）蜗杆转矩T1=9.55106P1n1=9.551062.2960=21885Nmm；蜗轮转矩T2=T1ijs=2188580.9=Nmm；工作系数K=KAKV=11.2=1.24.2.4 根据齿面接触疲劳强度条件设计蜗轮蜗杆副 根据设计公式有：m2d19KT2ZEZ2FP2=91.2147322382=634mm3（4-3）据查表数据圆整m2d1=640mm3，并查得m=4mm；d1=40mm；q=10。计算可得：蜗轮分度圆直径：d2=mZ2=432=128mm；实际中心距：a=0.5d1+d2=84mm；蜗杆速度：V1=n1d=2.166m/s；蜗杆齿顶圆直径：da1=d1+2m=40+24=48mm；蜗杆齿根圆直径df1=d1-21.16m=30.72mm；导程角：r=arctanZ1/q=21.8；导程角系数：Y=1-140=0.84；当量齿数：ZV=Z2/cos3=32/cos321.8=40；蜗轮轮齿齿形系数：YFa=1.55；螺杆螺纹部分长度：b1=2.5mZ2+2+2x2=60；蜗轮喉圆直径：da2=d2+2m1+x2=136mm；蜗轮齿顶圆直径：de2=da2+20.5mm=140mm；蜗轮齿根圆直径：df2=d2-2m1.16-x2=118.4mm；蜗轮轮缘宽度：B=0.45d1+6m=28.8mm，圆整取B=30mm。4.2.5 校核蜗轮齿根弯曲疲劳强度和热平衡根据弯曲疲劳强度校核条件有：F=1.64KT2m2d1Z2YFaY=1.641.240321.550.84=19.72FP （4-4） 可见齿根弯曲疲劳强度合格。根据热平衡计算条件有：t1=1000pa1-KtA+t0=10002.21-0.9150.5+20=49tp （4-5）可见减速器热平衡条件亦满足要求。4.2.6 蜗轮蜗杆受力计算Ft1=-Fa2=2T1d2=1094.25N；Fa1=-Ft2=2T2d2=2462.11N；（4-6）Fr1=Fr2=Ft2tan=908.51N。（4-7）4.3 直齿圆锥齿轮传动副的传动设计图4-1直齿圆锥齿轮4.3.1 设计要求输入功率P21=1.48Kw；输入转速n21=120r/min；传动比izc=1；工作时单向运转；载荷较平稳；要求累计工作时间不小于57600h；可靠性要求一般。4.3.2 初选参数及材料工作载荷系数：Ka=1、KV=1.1、Ka=1；寿命系数：ZN=1、YN=1、YST=2；齿宽系数：R=0.3；分度锥角：=45 ；齿形系数：YFa=2.48；应力修正系数：FSa=1.65；节点区域系数：ZH=2.5；最小安全系数：SHlim=1.2、SFlim=1.4；锥齿轮选择材料45钢调质，要求达到齿面硬度230HBS。材料系数ZE=189.8MPa；Hlim=580MPa、Flim=220MPa；4.3.3 初步计算许用齿面接触应力：HP=HlimZNSHmin=58011.2=483MPa；许用齿根弯曲应力：FP=FlimYSTYNSFmin=220211.4=314MPa； （4-9）输入转矩：T21=9.55106p2n2=9.551061.48120=Nmm； 工作系数：K=KAKVKa=11.11.1=1.21。4.3.4 根据齿面接触疲劳强度条件设计直齿圆锥齿轮传动副根据设计公式有：dzc3ZHZEHP24KT20.85R1-0.5R2izc=32.5189.8483241.21.850.31-0.50.31=138.2mm （4-10） 圆整后取dzc=140mm；选取模数：m=4mm，齿数：Z=35；锥距：R=mZ2sin=4352sin45=99mm；齿宽：b=0.3R=29.7mm，圆整后取b=30mm；圆整齿宽系数：R=bR=3099=0.303。4.3.5 校核齿根弯曲疲劳强度根据校核公式有： F=4KT2YFaYSaR1-0.5R2m3Z21+izc2= 41.212.481.680.3031-0.50.3032433521+1=97MPaFP （4-11）可见齿根弯曲疲劳强度满足要求。4.3.6 圆锥齿轮受力计算Ft21=-Ft31=2T2(1-0.5R)d=2(1-0.50.303)140=1979.5N （4-12）Fr21=Fa31=Fr31=-Fa21=Ft21tancos=1979.5tan20=1979.5tan20cos45=509.45N4.4 链传动设计4.4.1 横绞龙链传动设计设计要求：输入功率P=0.5Kw，输入转速n2=120r/min，传动比ihl=4/3。横绞龙链传动采用单排滚子链结构，查手册可知需选用08A型滚子链，链节距p=12.7mm。初选小链轮齿数zhl1=18。由传动比ihl=4/3可计算得zhl2=24。链速：vhl=n2zhl1p60000=1201812.=0.46m/s;工作拉力：Fhl=1000Phlvhl=10000.50.46=1086.96N;选取压轴力系数KQ=1.2;轴压力：FQ=KQFhl=1.21086.96=1304.35N。4.4.2 成形机构链传动设计设计要求：输入功率Pcl=0.8Kw，输入转速n3=120r/min，传动比icl=2。成形机构链传动亦采用单排滚子链结构，查手册可知需选用08A型滚子链，链节距p=12.7mm。初选小链轮齿数zc1=16。由传动比icl=2可计算得zc2=32。链速：vcl=3zcl2p60000=1201612.=0.41m/s; 工作拉力：Fcl=1000Pclvcl=10000.8/0.41=1951.22N;选取压轴力系数：KQ=1.2;轴压力：FQ=KQFhl=1.21951.22=2341.46N。4.5 出面嘴直齿圆柱齿轮设计及校核图4-2直齿圆柱齿轮4.5.1 设计要求输入功率Pmz=0.24Kw，输入转速n3=120r/min，传动比imz=1/2，要求中心距a=90mm，齿宽b=20mm。4.5.2 模数、齿数及分度圆直径的计算计算大小齿轮分度圆直径：dmz1=2a1+imz=2901+0.5=120mm;dmz2=dmz1imz=1200.5=60mm初选模数m=2mm，齿数zmz1=60;zmz2=30。4.5.3 选择参数与材料并进行初步计算工作系数：Ka=1、Kv=1.1、K=1.1、K=KAKvK=11.11.1=1.21。寿命系数： ZN=1、YN=1、YST=2；最小安全系数：SHlim=1.2、SFlim=1.4；齿形系数：YFa=2.48；应力修正系数：YSa=1.65；Tmz1=9.55106Pmzn3=9.551060.24120=19100Nmm。Tmz1=TMZ1imz=191000.5=9550Nmm。材料选择：大小齿轮材料均为45钢调质，齿面硬度要求达到230HBS；节点区域系数：ZH=2.5；材料系数：ZE=189.8MPa；重合度系数：ZS=0.85、YS=0.8齿数比u=zmz1zmz2=2Hlim=580MPa、Flim=220MPa; （4-14）许用齿面接触应力：HP=HlimZNSHmin=58011.2=483MPa; （4-15）许用齿根弯曲应力：FP=FlimYSTYNSFmin=220211.4=314MPa; （4-16）4.5.4 校核齿轮强度条件校核齿面解除疲劳强度条件：H1=ZHZEZ2KTmz1(u+1)bdmz12u （4-17）=2.5189.80.8521.2119100(2+1)2012022=197.37MPaHPH2=ZHZEZ2KTmz2(u+1)bdmz12u=2.5189.80.8521.219550(2+1)206022=278.69MPaHP 齿面解除疲劳强度合格。校核齿根弯曲疲劳强度：F1=2KTmz1bdmz1mYFaYSaY （4-18）=21.2112022.481.650.8=31.36MPaFPF2=2KTmz2bdmz2mYFaYSaY （4-19）=21.2112022.481.650.8=31.36MPaFP齿根弯曲疲劳强度条件合格。4.5.5 受力计算Fmzt=2Tmz1dmz1=2=316.7N （4-20）Fmzr=Fmzttan=316,7tan20=115.3N4.6 竖绞龙直齿圆柱齿轮设计及校核4.6.1 设计要求输入功率Psc=0.3Kw，输入转速n3=120r/min，传动比isc=2，要求中心距a=90mm，齿宽b=20mm。4.6.2 模数、齿数及分度圆直径的计算计算大小齿轮分度圆直径：dsc1=2a1+isc=2901+2=60mm;dsc2=dsc1isc=602=120mm。初选模数m=2mm，齿数zsc1=60；zsc2=30。4.6.3 选择参数与材料并进行初步计算工作系数：Ka=1、Kv=1.1、K=KaKvK=11.11.1=1.21。寿命系数： ZN=1、YN=1 YST=2；最小安全系数：SHlim=1.2应力修正系数： YSa=1.65Tsc1=Tsc1isc=238752=47750Nmm。材料选择：大小齿轮材料均为45钢调质，齿面硬度要求达到230HBS；节点区域系数：ZH=2.5材料系数：ZE=189.8MPa；重合度系数：Zs=0.85、Ys=0.8齿数比u=zmz1zmz2=2Hlim=580MPa、Flim=220MPa;许用齿面接触应力：HP=HlimSHmin=58011.2=483MPa;许用齿根弯曲应力：FP=FlimYSTYNSFmin=220211.4314MPa；4.6.4 校核齿轮强度条件校核齿面解除疲劳强度条件： H1=ZHZEZs2KTsc1(u+1)bdsc12u (4-21)=2.5189.80.8521.2123875(2+1)206022=442.5MPaHP H2=ZHZEZs2KTsc2u+1bdsc22u=2.5189.80.8521.21477502+12012022=312.9MPaHP齿面解除疲劳强度合格。校核齿根弯曲疲劳强度： F1=2KTsc1bdsc1mYFaYSaYs （4-22） =21.216022.481.650.8=78.81MPaF2=2KTsc2bdsc2mYFaYSaYs=21.2112022.481.650.8=78.81MPaFP 齿根弯曲疲劳强度条件合格。4.6.5 受力计算Fsct=2Tscldscl=2=1=795.83NFscr=Fscttan=795.83tan20第5章 分流轴及其附件的设计计算5.1 分流轴的设计与校核5.1.1 设计要求轴上分布有4个以键联接的传动件，位置已固定。轴末端加工成花键轴。轴靠三个轴承支撑固定。轴材料采用45钢调质。各个轴端轴向尺寸如下图（5-1）a所示。5.1.2 分流轴受力情况分析各轴段扭矩大小分别为：T1=Nmm；T2=6366.6Nmm；T3=19100Nmm；T4=23875Nmm；T5=11141.4Nmm。扭矩图如下图（5-1）b。图5-1轴结构简图及扭矩图图5-2分流轴零件图5.1.3 计算初选轴径由扭矩图上可见从左向右数第二键槽左侧位置（设为位置1）与末端花键左侧位置（设为位置2）受扭情况最坏，故以该两位置（定位受扭危险截面）扭矩大小计算初选轴径。由于轴选用45钢，确定扭转应力系数C=110 。d6=C3P21n3=11031.98120=28mm（5-1）考虑到轴上开键槽影响轴的强度，故将轴径扩大4%5%并圆整数据得。d6=30mm。d7=C3Pcln3=11030.14120=11.57mm考虑到轴径太小不利于花键的加工，因此选取末端轴径 d7=25mm，为花键轴的大径。5.1.4 分流轴各段轴径的确定因轴段5需要安放轴承，故在轴段6的基础上略微增大轴径，确定该段轴径为d5=32mm；因轴段5上的轴承需要轴段4来进行轴向定位，故确定轴段4轴径为d4=40mm；轴段1与轴段5同样需要安放轴承，则该段轴径亦为 d1=32mm；轴段2上开键槽以便安装圆锥齿轮，且兼有给轴段1上轴承做轴向定位之功用，故确定该段轴径为 d2=36mm；轴段3为锥齿轮定位轴环，尺寸选定为。d3=44mm5.1.5 轴的受力分析轴上所有力分布如下图所示：图5-2轴受力示意图将所有受力情况绘制成如下三线表（5-1）：表5-1轴受力状态表（含未知数）力名称FH1FV1Fa1Fr2Ft2Fa2FH3力大小（N/N.mm）X1X2X3509.5-1979.5-509.5X4FV3Fr4Fr5Ft5Fr6Ft6FH7FV7M8X5-2341.5115.3316.7289.7795.8X6X711141.7可见表中有7个未知数，而根据受力平衡可直接列出下列5个方程。故该结构属于超静定结构。需要根据轴承处（即3位置）挠度为0列变形协调方程方可求解出表中全部未知数。受力平衡条件方程： Fa=Fa1+Fa2=0FH=FH1+Ft2+FH3+Ft5+Ft6+FH7=0 （5-3）Fv=Fv1+Fr2+Fv3+Fr4+Ftr5+Fr6+F7=0 （5-4）MH=Ft2119.5+FH3338+Ft5702+Ft6823+FH7845=0 （5-5）MV=Fr2119.5-Ma2+Fv3338+Fr4383+Fr5702+Fr6823+Fv7845=0 （5-6）其中Ma2=Fa260（60为圆锥齿轮齿宽中点分度圆半径值）。变形协调方程：H3=Ft2-3+FH3-3+Ft3-3+Ft6-3=0 （5-7）v3=Ma2-3+Fr2-3+Fv3-3+r4-3+Fr5-3+Ft6-3= （5-8）其中M=Mx6EIll2-x2-3b2;(0xa) （5-9）M=M6EIl3l(x-a)2+(l2-3b2)x-x3; (axl) （5-10）F=-Fbx6EIll2-x2-b2; 0xa （5-11）F=-Fb6EIllb(x-a)3+(l2-b2)x-x3; (axl) （5-12） 注：上述4式中x代表位置3至位置1的距离；l代表位置1至位置7的距离；a代表力或力矩的作用点至位置1的距离；b代表力或力矩作用点至位置7的距离；E为材料的弹性模量，I为材料截面的极惯性矩（为简化计算过程，设各个轴径极惯性矩I均相同）。则有：Fr2-3=-1979.5725.56EI.5338-119.52+8452-725.52338-3383=5.51109EI=-2.141010EIFH3-3=X45076EI-3382-5072=1158104EIX4FT5-3=316.71436EI-3382-1432=1.7109EIFH3-3=X45076EI-3382-5072=1158104EIX4FT5-3=795.8226EI-3382-222=7108EIH3=Ft2-3+FH3-3+Ft3-3+Ft6-3=-2.141010EI+1158104EIX4+1.7109EI+7108EI=0X4=-1640.8N Ma2-3=-11141.76EI8453845(338-119.5)2-8452-3725.52338-3383=-1.27109EIFr2-3=509.5725.56EI.5(338-119.5)2+(8452-725.52)338-3383=5.51109EI Fr3-3=X55076EI-3382-5072=1158109EIX5Ft4-3=2341.56EI-3382-4622=-2.791010EI Fr5-3=115.31436EI-3382-1432=6.4108EI Ft6-3=289.7226EI-3382-222=2.5108EIv3=Ma2-3+Fr2-3+Fv3-3+r4-3+Fr5-3+Ft6-3=-1.27109EI+5.51109EI+1158109EIX5-2.791010EI+6.4108EI+2.5108EI=0 X5=1966.3N Fa=Fa1+Fa2=X3-509.5=0X3=-509.5N 联立方程FH=FH1+Ft2+FH3+Ft5+Ft6+FH7=X1-+1640.8+316.7+795.8+X6=0MH=Ft2119.5+FH3338+Ft5702+Ft6823+FH7845=-1979.5119.5+1640.8338+316.7702+795.8823+X6845=0X1=-640.8N;6=-1414.6N联立方程Fv=Fv1+Fr2+Fv3+Fr4+Ftr5+Fr6+F7=X2+509.5+19966.3-2341.5+115.3+289.7+X7=0MV=Fr2119.5+Ma2+Fv3338+Fr4383+Fr5702+Fr6823+Fv7845=509.5119.5-509.560+1966.3338-2341.5383+115.3702+289.7823+X7845=0X2=-400.3N;X7=-139N据计算结果重新绘制如下状态表：表（5-2）轴受力状态表力名称FH1FV1Fa1Fr2Ft2Fa2FH3力大小（N/N.mm）640.8-400.3509.5509.5-1979.5-509.51640.8FV3Fr4Fr5Ft5Fr6Ft6FH7FV7M81966.3-2341.5115.3316.7289.7795.8-1414.6-13911141.75.1.6 轴的校核根据上节内容绘制如下弯矩图图5-3轴弯矩图确定危险截面为4位置左侧，复合弯矩大小为Mca=226Nm，该段轴径为30mm，键槽宽度b=8mm，入轴深度t=4mm，抗弯截面系数W=2.29cm3，许用弯曲应力0b=110MPa。ca=McaW=2262.29=98.7MPa0b（5-13