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新型螺旋输送式洗米机设计,新型,螺旋,输送,式洗米机,设计
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南昌航空大学科技学院学士学位论文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。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。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、转速为及长度螺旋直径和转速计算公式如下： (3-1) (3-2)式中：水平螺旋直径，单位为；生产能力，单位为；物料综合特性系数；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；与输送倾角有关的系数；水平螺旋转速，单位为；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（）（）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、：圆整为标准系列；。螺旋填充系数的校核公式为： (3-3)式中螺距（），此处，其他符号意义同前。将圆整的、值代入式3-3：得，小于前面的初选，为此可以考虑降低转速以减少摩擦。取，则可得，为此，最终选定水平螺旋的直径和转速为：另由有关试验及经验，兼顾机体尺寸，取水平螺旋长为。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，按3.1的计算方法，可算得倾斜螺旋的直径、转速、充添系数及长度，数值见表3-2。表3-2 倾斜螺旋的参数参数（）（）（）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和倾斜螺旋电机所需额定功率。(3-4)(3-5)式中：功率备用系数；传动效率；螺旋长度；倾斜螺旋的倾角；阻力系数；螺旋输送机生产能力，单位为（）。表3-3 功率计算参数参数（）数值1.40.904.0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： (3-6)算得： ，。以上各数值代入公式3-4、3-5，可计算得：，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，电机选用单向异步电机，型号为CO6114（转速为1426r/min，效率为58%），倾斜螺旋电机功率为，为单向异步电机CO8014（转速为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 (3-7)式中：扭转切应力，单位为；轴所受的扭矩，单位为；轴的抗扭截面系数，单位为；轴的转速，单位为；轴传递的功率，单位为；计算截面处轴的直径，单位为；许用扭转切应力，单位为。由上式可得轴的直径： (3-8)各参数的取值见表3-4：表3-4 轴的参数参数（）（）数值 0.09480112将表中数值代入式3-8可得轴的直径：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。校核轴的强度：当米完全充满水平螺旋时，米的体积约为质量为，所以重量为若米的全部重力完全作用于水平螺旋轴的尾部，则弯矩为水平螺旋所传递的扭矩：按弯扭合成应力较核轴的强度，较核公式为： (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，轴的计算应力前已选定轴的材料为45钢，调质处理，查表查得。因此，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。校核轴的强度：当米完全充满倾斜螺旋时，米的体积约为质量为，所以重量为若米的全部重力完全作用于倾斜螺旋轴的尾部，则弯矩为倾斜螺旋所传递的扭矩：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，轴的计算应力前已选定轴的材料为45钢，调质处理，查表查得。因此，故安全。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，对展开式二级圆柱齿轮减速器，可取式中，分别为高速级和低速级的传动比，为总传动比，要使，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 各轴的转速： I轴 II轴 III轴 水平螺旋 各轴的输入功率：I轴 II轴 III轴 水平螺旋 式中：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为故I轴 II轴 III轴 水平螺旋 表4-1 传动装置的运动和动力参数轴参数电机轴水平螺旋转速n/(r/min)14261426285.28080功率P/（kW）0.1040.1030.0950.0900.088扭矩T/()696.5689.53276.511116.910895.7传动比153.571效率0.990.950.950.984.2 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：，大齿轮：45钢（常化），硬度为：，二者材料差为。（4）选择齿数。小齿轮齿数,大齿轮齿数。（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 （4-1）1）确定公式内的各计算参数值（1）试选载荷系数（2）计算小齿轮传递的转矩（3）查表选取齿宽系数（4）查表查得材料的弹性影响系数（5）按齿面硬度查图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；（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） （4-2） 将数据代入式子4-2，得（7）查图查得接触疲劳强度寿命系数；（8）计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数，由公式4-3，可知 （4-3）将数据代入式子4-3，得 2）设计计算（1）试算小齿轮分度圆直径代入中较小值（2）计算圆周速度（3）计算齿宽（4）计算齿宽与齿高之比模数 齿高 （5）计算载荷系数根据,7级精度,查图查得动载系数;直齿轮,假设.由表查得;由表查得使用系数 ;由表查得7级精度,小齿轮相对支承非对称布置时, 将数据代入后得 ;由,查图查得;故载荷系数 （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 4-4将数据代入后得（7）计算模数 4.2.3 按齿根弯曲强度设计弯曲强度的设计公式为 （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；大齿轮的弯曲疲劳强度极限;（2）查图查得弯曲疲劳寿命系数，（3）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数，由式子4-6。可知 (4-6) 将数据代入，得 （4）计算载荷系数 （5）查取齿形系数由表查得；。（6）查取应力校正系数由表可查得 ；。（7）计算大、小齿轮的；并加以比较 大齿轮的数值大。2）设计计算 对比计算结果，由于齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数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并就近圆整为标准值，按接触强度算得的分度圆直径，算出小齿轮齿数 大齿轮齿数 ，取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表4-2 齿轮的几何参数（）（）（）（）19.5097.5019.5058.5取，。4.2.5 验算 ，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：，大齿轮：45钢（常化），硬度为：，二者材料差为。（4）选择齿数。小齿轮齿数,大齿轮齿数，取。（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（2）计算小齿轮传递的转矩（3）查表选取齿宽系数（4）由表查得材料的弹性影响系数（5）按齿面硬度查图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；（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）（7）由图查得接触疲劳强度寿命系数；（8）计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数，参考式子4-3，得2）设计计算（1）试算小齿轮分度圆直径代入中较小值（2）计算圆周速度（3）计算齿宽（4）计算齿宽与齿高之比模数 齿高 （5）计算载荷系数根据,7级精度,由图查得动载系数;直齿轮,假设.查表查得;由表查得使用系数 ;由表查得7级精度,小齿轮相对支承非对称布置时, 将数据代入后得 ;由,查图查得;故载荷系数 （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（7）计算模数 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;大齿轮的弯曲疲劳强度极限;（2）由图查得弯曲疲劳寿命系数，（3）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数，参考式子4-6，得 （4）计算载荷系数 （5）查取齿形系数由表查得；。（6）查取应力校正系数由表查得 ；。（7）计算大、小齿轮的；并加以比较 大齿轮的数值大。2）设计计算 对比计算结果，由于齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数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并就近圆整为标准值，按接触强度算得的分度圆直径，算出小齿轮齿数 大齿轮齿数 ，取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。4.3.4 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（）（）（）（）33.00118.0033.0075.5取，。4.3.5 验算 ，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、转速和转矩由表4-1可知：；2.求作用在齿轮上的力因已知高速齿轮的分度圆直径为 故圆周力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 (4-7)选取轴的材料为45钢，调质处理。根据表选取，于是得 该段轴上有键槽将计算值加大，应为。输入轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径.为了使所选的轴直径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，考虑到转矩变化很小，查表选取，则： 按照计算转矩应小于联轴器公称转矩条件，查标准GB/T 5843-1986或手册,选用YL凸缘联轴器，其公称转矩为。半联轴器的孔径，故取；半联轴器长度，半联轴器与轴配合的毂孔长度。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；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径。半联轴器与轴配合的毂孔长度，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，故段的长度应比略短些，现取。（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，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，故。右端滚动轴承采用挡油板进行轴向定位。由手册查得6202型轴承的定位轴肩高度，因此，挡油板的轴肩高为。选挡油板的宽度为，所以。（3）根据轴段的直径，考虑到齿轮的分度圆直径为，可把安装齿轮处的轴段设计成齿轮轴，选直径。考虑到中间轴的长度和内壁间的距离，取轴段的长度。（4）轴承端盖的凸缘厚度为（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，故取。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（GB/T 1095-1979），键槽用键槽铣刀加工，长为（标准键长见GB/T 1096-1979），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，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 扭矩 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 (4-8)根据式子4-8及上面计算出的数值，并取，轴的计算应力 前已选定轴的材料为45钢，调质处理，查表查得。因此，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，取平均值，键的工作长度，键与轮毂键槽的接触高度。由式4-9可知 (4-9)将数据代入式4-9得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、转速和转矩由表4-1可知：；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 故圆周力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，于是得 中间轴的最小直径是安装轴承处轴的直径和，但不应小于高速轴安装轴承处的直径，所以选轴的直径。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，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。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。挡油板的宽度为，轴肩高为。根据齿轮端面与内机壁的距离为则左端套筒的宽度为，右端套筒的宽度为，所以根据装配要求确定，。（2）取安装齿轮处的轴段和的直径；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，则轴段的长度。轴段和的长度。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（GB/T 1095-1979），键槽用键槽铣刀加工，安装大齿轮的键长为，安装小齿轮的键长为（标准键长见GB/T 1096-1979），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，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。计算出危险截面处的弯矩和扭矩。弯矩 扭矩 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，轴的计算应力 前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由表查得。因此，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，取平均值，键的工作长度，键与轮毂键槽的接触高度。由式子4-9可得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，取平均值，键的工作长度，键与轮毂键槽的接触高度。由式子4-9可得联接的挤压强度满足要求。4.4.3输出轴的设计1.求输出轴上的功率、转速和转矩由表4-1可知：；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 故圆周力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，于是得 该段轴上有键槽将计算值加大，应为。输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径.为了使所选的轴直径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，考虑到转矩变化很小，查表选取，则： 按照计算转矩应小于联轴器公称转矩条件，查标准GB/T 5843-1986或手册,选用YL2凸缘联轴器，其公称转矩为。半联轴器的孔径，故取；半联轴器长度，半联轴器与轴配合的毂孔长度。4.轴的结构设计1）拟定轴上零件的装配方案图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；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径。半联轴器与轴配合的毂孔长度，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，故段的长度应比略短些，现取。（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，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，故。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，因此，挡油板的左右轴肩高为。选挡油板的宽度为，所以。（3）根据轴段的直径，取安装齿轮处的轴段的直径；齿轮的左端采用轴肩定位，轴肩高度，取，则。齿轮的右端采用套筒定位，选套筒的宽度为，取轴段的长度，考虑到中间轴的长度和内壁间的距离，取轴段的长度，轴段的长度。（4）轴承端盖的凸缘厚度为（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，故取。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、半联轴器与轴的周向定位均采用平键联接。按由手册查得平键截面（GB/T 1095-1979），键槽用键槽铣刀加工，长为（标准键长见GB/T 1096-1979），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；同样，半联轴器与轴的联接，选用平键为，长为（标准键长见GB/T 1096-1979），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，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4.7 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齿轮的右端面是危险截面。计算出危险截面处的弯矩和扭矩。弯矩 扭矩 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4-8及上面计算出的数值，并取，轴的计算应力 前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由表查得。因此，故安全。7.验算平键的强度1）验算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，取平均值，键的工作长度，键与轮毂键槽的接触高度。由式子3-9可得联接的挤压强度满足要求。2）验算联轴器的平键强度键和联轴器的材料都是钢，由表查得许用挤压应力，取平均值，键的工作长度，键与轮毂键槽的接触高度。由式子4-9可得联接的挤压强度满足要求。5倾斜螺旋减速器设计5.1 倾斜减速器总体设计图5.1 倾斜螺旋传动简图1-电动机；2，4-联轴器；3-二级展开式圆柱齿轮减速器；5-倾斜螺旋因为倾斜减速器电机功率为550W， ，对展开式二级圆柱齿轮减速器，可取式中，分别为高速级和低速级的传动比，为总传动比，要使，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 各轴的转速： I轴 II轴 III轴 倾斜螺旋 各轴的输入功率：I轴 II轴 III轴 倾斜螺旋 式中：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为 故I轴 II轴 III轴 倾斜螺旋 表5-1 传动装置的运动和动力参数轴参数电机轴倾斜螺旋转速n/(r/min)14281428317.3100100功率P/（kW）0.1940.1920.1820.1730.164扭矩T/()1297.41284.45493.116549.416220.1传动比14.53.171效率0.990.950.950.985.2 倾斜螺旋减速器高速级齿轮设计5.2.1 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。由表选择小齿轮：45钢（调质），硬度为：，大齿轮：45钢（常化），硬度为：，二者材料差为。（4）选择齿数。小齿轮齿数,大齿轮齿数。（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。5.2.2 齿面接触疲劳强度计算参考设计计算公式4-1进行试算1）确定公式内的各计算参数值（1）试选载荷系数（2）计算小齿轮传递的转矩（3）查表选取齿宽系数（4）由表查得材料的弹性影响系数（5）按齿面硬度查图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；（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）（7）由图查得接触疲劳强度寿命系数；（8）计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数，参考式子4-3得 2）设计计算（1）试算小齿轮分度圆直径代入中较小值（2）计算圆周速度（3）计算齿宽（4）计算齿宽与齿高之比模数 齿高 （5）计算载荷系数根据,7级精度,由图查得动载系数;直齿轮,假设.由表查得;由表查得使用系数 ;由表查得7级精度,小齿轮相对支承非对称布置时, 将数据代入后得 ;由,查图查得;故载荷系数 （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（7）计算模数 5.2.3 按齿根弯曲强度设计参考式子4-5弯曲强度的设计公式。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;大齿轮的弯曲疲劳强度极限;（2）由图查得弯曲疲劳寿命系数，（3）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数，参考式子4-6，得 （4）计算载荷系数 （5）查取齿形系数由表查得；。（6）查取应力校正系数由表查得 ；。（7）计算大、小齿轮的；并加以比较 大齿轮的数值大。2）设计计算 对比计算结果，由于齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数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并就近圆整为标准值，按接触强度算得的分度圆直径，算出小齿轮齿数 大齿轮齿数 ，取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。5.2.4 几何尺寸计算各个几何尺寸见表5-2表5-2 齿轮的几何参数（）（）（）（）24.8112.024.868.4取，。5.2.5 验算 ，合适5.3 倾斜螺旋减速器低速级齿轮设计5.3.1 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。由表选择小齿轮：45钢（调质），硬度为：，大齿轮：45钢（常化），硬度为：，二者材料差为。（4）选择齿数。小齿轮齿数,大齿轮齿数。（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。5.3.2 齿面接触疲劳强度计算参考设计计算公式4-1进行试算。1）确定公式内的各计算参数值（1）试选载荷系数（2）计算小齿轮传递的转矩（3）由表查取齿宽系数（4）由表查得材料的弹性影响系数（5）按齿面硬度查图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；（6）由式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）（7）由图查得接触疲劳强度寿命系数；（8）计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数，由式4-3得 2）设计计算（1）试算小齿轮分度圆直径代入中较小值（2）计算圆周速度（3）计算齿宽（4）计算齿宽与齿高之比模数 齿高 （5）计算载荷系数根据,7级精度,由图查得动载系数;直齿轮,假设.由表查得;由表查得使用系数 ;由表查得7级精度,小齿轮相对支承非对称布置时, 将数据代入后得 ;由,查图查得;故载荷系数 （6）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径,由式4-4得（7）计算模数 5.3.3 按齿根弯曲强度设计参考弯曲强度的设计公式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;大齿轮的弯曲疲劳强度极限;（2）由图查得弯曲疲劳寿命系数，（3）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数，由式4-6得 （4）计算载荷系数 （5）查取齿形系数由表查得；。（6）查取应力校正系数由表查得 ；。（7）计算大、小齿轮的；并加以比较 大齿轮的数值大。2）设计计算 对比计算结果，由于齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数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并就近圆整为标准值，按接触强度算得的分度圆直径，算出小齿轮齿数 大齿轮齿数 ，取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。5.3.4 几何尺寸计算各个几何尺寸见表5-3表5-3 齿轮的几何参数（）（）（）（）40.0127.040.083.5取，。5.3.5 验算 ，合适5.4 各轴的结构设计与较核5.4.1输入轴的设计1.求输入轴上的功率、转速和转矩由表5-1可知：；2.求作用在齿轮上的力因已知高速齿轮的分度圆直径为 故圆周力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。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据表选取，于是得 该段轴上有键槽将计算值加大，应为。输入轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径.为了使所选的轴直径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，考虑到转矩变化很小，查表取，则： 按照计算转矩应小于联轴器公称转矩条件，查标准GB/T 5843-1986或手册,选用YL凸缘联轴器，其公称转矩为。半联轴器的孔径，故取；半联轴器长度，半联轴器与轴配合的毂孔长度。4.轴的结构设计1）拟定轴上零件的装配方案图5.2 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；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径。半联轴器与轴配合的毂孔长度，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，故段的长度应比略短些，现取。（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，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，故。右端滚动轴承采用挡油板进行轴向定位。由手册查得6202型轴承的定位轴肩高度，因此，挡油板的轴肩高为。选挡油板的宽度为，所以。（3）根据轴段的直径，考虑到齿轮的分度圆直径为，可把安装齿轮处的轴段设计成齿轮轴，选直径。考虑到中间轴的长度和内壁间的距离，取轴段的长度。（4）轴承端盖的凸缘厚度为（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，故取。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（GB/T 1095-1979），键槽用键槽铣刀加工，长为（标准键长见GB/T 1096-1979），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，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5.3 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 扭矩 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4-8及上面计算出的数值，并取，轴的计算应力 前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由表查得。因此，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，取平均值，键的工作长度，键与轮毂键槽的接触高度。由式4-9可得联接的挤压强度满足要求。5.4.2中间轴的设计1.求中间轴上的功率、转速和转矩由表5-1可知：；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 故圆周力3. 初步估算轴的最小直径先按式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，于是得 中间轴的最小直径是安装轴承处轴的直径和，但不应小于高速轴安装轴承处的直径，所以选轴的直径 4.轴的结构设计1）拟定轴上零件的装配方案图5.4 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，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。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。挡油板的宽度为，轴肩高为。根据齿轮端面与内机壁的距离为则左端套筒的宽度为，右端套筒的宽度为，所以根据装配要求确定，。（2）取安装齿轮处的轴段和的直径；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，则轴段的长度。轴段和的长度。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（GB/T 1095-1979），键槽用键槽铣刀加工，安装大齿轮的键长为，安装小齿轮的键长为（标准键长见GB/T 1096-1979），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，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5.5 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。计算出危险截面处的弯矩和扭矩。弯矩 扭矩 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4-8及上面计算出的数值，并取，轴的计算应力 前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由表查得。因此，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，取平均值，键的工作长度，键与轮毂键槽的接触高度。由式4-9可得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，由表查得许用挤压应力，取平均值，键的工作长度，键与轮毂键槽的接触高度。由式4-9可得联接的挤压强度满足要求。5.4.3输出轴的设计1.求输出轴上的功率、转速和转矩由表5-1可知：；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 故圆周力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。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据表选取，于是得 该段轴上有键槽将计算值加大，应为。输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径.为了使所选的轴直径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，考虑到转矩变化很小，查表选取，则： 按照计算转矩应小于联轴器公称转矩条件，查标准GB/T 5843-1986或手册,选用YL3凸缘联轴器，其公称转矩为。半联轴器的孔径，故取；半联轴器长度，半联轴器与轴配合的毂孔长度。4.轴的结构设计1）拟定轴上零件的装配方案图5.6 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；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径。半联轴器与轴配合的毂孔长度，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，故段的长度应比略短些，现取。（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，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，故。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，因此，挡油板的左右轴肩高为。选挡油板的宽度为，所以。（3）根据轴段的直径，取安装齿轮处的轴段的直径；齿轮的左端采用轴肩定位，轴肩高度，取，则。齿轮的右端采用套筒定位，选套筒的宽度为，取轴段的长度，考虑到中间轴的长度和内壁间的距离，取轴段的长度，轴段的长度。（4）轴承端盖的凸缘厚度为（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，故取。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、半联轴器与轴的周向定位均采用平键联接。按由手册查得平键截面（GB/T 1095-1979），键槽用键槽铣刀加工，长为（标准键长见GB/T 1096-1979），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；同样，半联轴器与轴的联接，选用平键为，长为（标准键长见GB/T 1096-1979），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，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5.7 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齿轮的右端面是危险截
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