毕业设计（论文）-菜籽螺旋榨油机设计

目录1.1整机结构设计分析 1图1-1菜籽螺旋榨油机总体结构示意图 11.2重要组件结构设计分析 31.2.1螺旋挤压组件的结构设计与分析 3图1-2菜籽螺旋榨油机螺旋挤压组件结构示意图 31.2.2入料组件的结构设计与分析 4图1-3菜籽螺旋榨油机入料组件结构示意图 41.2.3机架组件的结构设计与分析 5图1-4菜籽螺旋榨油机机架组件结构示意图 51.2.4集油组件的结构设计与分析 6图1-5菜籽螺旋榨油机集油组件结构示意图 6图1-6菜籽螺旋榨油机传动系统组件结构示意图 73.1菜籽螺旋榨油机技术参数 83.2榨油螺杆与腔体的设计计算 93.2.1榨膛容积比 93.2.2进料端榨膛容积 93.2.3出料端榨膛容积 93.2.4榨膛压力P 103.2.5榨膛基本结构尺寸及受力分析 10 113.3传动系统的设计计算 123.3.1传动系统总效率计算 123.3.2传动比计算与分配 133.3.3各轴转速的计算 143.4电机的设计 143.4.1电机功率的计算 143.4.2电机的选型 143.5V带轮的设计计算 153.5.1确定计算功率Pca 15其中：P为电机的驱动功率，也即电机的计算功率，上文计算为3.3Kw。 153.5.2V带的选择 153.5.3确定带轮的基准直径 163.5.4确定传动中心距a和带的基准长度 163.5.5验算主动轮(小带轮)上的包角 173.5.6确定V带的根数 173.5.7计算单根V带的初拉力 183.5.8计算压轴力 183.5.9带轮材料的选择 183.6螺旋挤压主轴设计计算与校核 223.6.1轴的结构设计 223.6.2最小轴径 233.6.3轴的受力简图 243.6.4垂直面支反力 243.6.4水平面支反力 253.6.5垂直面弯矩图 263.6.6水平面弯矩图 263.6.7合成弯矩图 273.6.8绘制扭矩图 283.6.9校核轴的强度 293.7减速器设计 303.7.1减速器传递效率 303.7.2传动比计算与分配 303.7.3动力学参数计算 313.7.4圆柱齿轮传动的设计计算 321、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 322、按齿面接触疲劳强度设计 323、按齿根弯曲疲劳强度设计 354、确定传动尺寸 375、计算齿轮传动其它几何尺寸 383.7.5大圆柱齿轮基本结构 393.7.6输入轴的计算 403.7.7齿轮箱箱体参数设计 421.1整机结构设计分析机架组件2-残渣饼收集组件3-过滤组件4-收油组件5-集油组件6-电机减速器8-主动小带轮9-皮带10-左支座11-螺旋主轴大带轮12-螺旋主轴入料组件14-入料锥斗支座15-榨膛壳16-键17-螺旋挤压套轴18-挤压筒19-调节手柄20-锁紧套21-支座端盖22-轴承23-右支座图1-1菜籽螺旋榨油机总体结构示意图菜籽螺旋榨油机总体结构如上图1-1所示，上图为轴测图，为了表达内部结构，采取了局部剖的形式把螺旋挤压组件剖开。菜籽螺旋榨油机主要由机架组件、残渣饼收集组件、过滤组件、收油组件、集油组件、电机、减速器、主动小带轮、皮带、左支座、螺旋主轴大带轮、螺旋主轴、入料组件、入料锥斗支座、榨膛壳、键、螺旋挤压套轴、挤压筒、调节手柄、锁紧套、支座端盖、轴承、右支座等23个部分组成。整个菜籽螺旋榨油机是电机驱动，利用带传动带动螺旋主轴转动，进而控制螺旋挤压轴套在挤压筒内螺旋运动，实现压榨，油液通过挤压筒毛细长孔落入到收集部分。整机安装在机架组件1上，以机架组件1作为整个机器的基体，驱动电机6，电机工作进而控制减速器7工作，减速器以一定的减速比变换后，驱动输出轴上的主动小带轮8转动，主动小带轮通过皮带9把转速传递给螺旋主轴大带轮11，大带轮通过键连接驱动螺旋主轴12旋转，螺旋主轴通过在机架组件的平台上设置左支座10和右支座23来作为整个螺旋榨油螺旋部分的支撑，同时左右支座内各设置两个轴承，用于固定螺旋主轴，支座外侧用支座端盖21轴向定位。螺旋主轴12通过键16驱动螺旋挤压轴套17转动。螺旋挤压轴套是螺旋叶片式，螺旋叶片到最右侧是螺旋叶片齿根圆逐渐增大的，这样就会使得挤压空间逐渐减小，从而有利于把油渣分离。螺旋挤压轴套外侧同心安装挤压筒18，由于挤压筒内壁开设沟槽后粗糙不平，这样就会使得螺旋挤压轴套驱动物料在挤压筒粗糙内壁不断地摩擦挤压，实现榨油，油液会通过挤压筒开设的毛细长孔落入到下侧的过滤组件3里，经过过滤的油液通过集油组件5的收集后落入到收油组件4内。另一方面，油渣会因为逐渐减小的压榨空间作用，从右侧锁紧套20内壁挤压出，油渣被挤压成渣饼后落入到残渣饼收集组件2内实现收集。锁紧套可以通过手柄19进行锁紧挤压筒，使得在工作的时候达到稳定榨油。挤压筒外侧设置一个炸膛壳15，炸膛壳起到两个作用，一方面因为环形腔体，用于防止挤压出油液四溅，集中收集到下侧过滤组件内，另一方面，作为基本连接体连接左右两个支座以及入料锥斗支座14，这样会形成一个整体结构，保证稳定性。入料锥斗支座14上方设置入料组件13，物料通过入料组件进入到锥斗支座下腔的螺旋挤压部分，然后螺旋挤压持续推进物料实现挤压榨油。以上就是整个菜籽螺旋榨油机的基本原理，整机实现了入料、螺旋推料、螺旋挤压、榨油、出渣饼、出油液、过滤、收集等功能。1.2重要组件结构设计分析1.2.1螺旋挤压组件的结构设计与分析螺旋主轴2-螺旋挤压套筒3-长平键4-挤压筒5-榨膛壳6-锁紧套7-调节手柄8-出渣头图1-2菜籽螺旋榨油机螺旋挤压组件结构示意图菜籽螺旋榨油机螺旋挤压组件结构如上图1-2所示，上图为轴测图，为了表达内部结构，采取了半剖的形式把螺旋挤压组件剖开。螺旋挤压组件主要由螺旋主轴、螺旋挤压套筒、长平键、挤压筒、榨膛壳、锁紧套、调节手柄、出渣头等8个部分组成。螺旋挤压组件是整个菜籽螺旋榨油机最关键的部分。把从进料组件进入的物料实现推料、挤压、榨油、出饼的功能。整个组件通过左右两个支座搭配轴承进行定位，提供旋转条件，同时左侧通过入料器锥斗支座与左支座连接，右侧通过右连接座与右支座连接，形成一个整体压榨装置。电机经过减速器和带传动驱动螺旋主轴1旋转，螺旋主轴再通过长平键3作用驱动螺旋挤压套筒2旋转，套筒外侧安装定位一个挤压筒4，挤压筒的内壁有一定的沟槽，同时设置毛细长孔均布分布，挤压筒和螺旋挤压套之间就会形成挤压腔。此时物料进入的时候，经过螺旋挤压套筒进行推料到右侧挤压腔进行压榨，物料一方面经过螺旋挤压套筒的推料，另一方面，物料在右移的时候与挤压筒粗糙内壁摩擦挤压，就会实现榨油功能。由于螺旋挤压套筒右端的螺旋叶片齿根圆逐渐增大，这样就会使得挤压空间逐渐减小，使得挤压出来的残渣与油液分离，通过出渣头8与锁紧套6内壁形成出渣腔体，这样残渣就会被挤压成渣饼从此处挤出。锁紧套上对称安装两个调节手柄7，用于调节压紧挤压筒，同时用于轴向限位。以上就是整个螺旋挤压组件的基本结构组成及原理分析。1.2.2入料组件的结构设计与分析1-料斗上圈2-料斗腰圈3-料斗底座图1-3菜籽螺旋榨油机入料组件结构示意图菜籽螺旋榨油机入料组件结构如上图1-3所示，主要由料斗上圈、料斗腰圈、料斗底座等3个部分组成。整个入料组件采用斗式形式，可以实现物料的入料功能，安装在螺旋挤压组件的前侧的入料器锥斗支座上。入料组件整体入料部分呈现锥形分布，方便物料的进入，料斗上圈1和料斗腰圈2都是厚度为1mm的Q345高强度锰板材料，经过激光下料和圆形折弯制作而成。料斗底座3通过激光下料的Q345制作而成，料斗底座上开设四个螺栓安装孔，用于把入料组件与入料器锥斗支座通过螺栓安装固定。整体结构采用焊接的形式，保证了强度、刚度的同时，实现了功能，方便加工生产。以上就是采用整体焊接形式的入料组件基本结构及原理分析。1.2.3机架组件的结构设计与分析机架平台板2-机架竖直加强梁3-机架支腿竖梁4-机架纵梁5-地脚板6-机架横梁7-电机安装座8-减速器安装座9-机架底板图1-4菜籽螺旋榨油机机架组件结构示意图菜籽螺旋榨油机机架组件结构如上图1-4所示，主要由机架平台板、机架竖直加强梁、机架支腿竖梁、机架纵梁、地脚板、机架横梁、电机安装座、减速器安装座、机架底板等9个部分组成。整个机架组件采用焊接的形式，因为机架承载整个机器运转，需要较强的稳定性和强度要求。整体式焊接不仅保证了整体的强度、刚度要求，还保证了机器在运转过程中的稳定性。机架主要采用不同长度尺寸的40mm×40mm×3mm的型材方管焊接组成基本框架，然后用激光下料机架底板9、机架平台板1和地脚板6，材料均采用Q345高强度锰板，机架平台板1因为要承受左右支座的拉伸挤压力，所以厚度采用16mm，地脚板5采用厚度为8mm，机架底板9采用厚度为10mm。保证了整机机架连接的稳定性。同时，电机安装座7采用5mm厚的Q345高强度锰板激光下料后折弯，然后焊接在底板上，用于承载主电机。减速器安装座8采用6mm厚的高强度锰板激光下料后折弯，然后焊接在底板上，用于承载减速器。机架平台上方从左到右分别开设用于带传动和过滤落油的两个长方孔。以上就是整个机架组件的基本结构分析。1.2.4集油组件的结构设计与分析上安装平板2-直腰横板3-收腰右侧板4-直腰纵板5-收腰左侧板6-收腰后侧板7-出油口纵板8-出油口横板9-收腰前侧板图1-5菜籽螺旋榨油机集油组件结构示意图菜籽螺旋榨油机集油组件结构如上图1-5所示，主要由上安装平板、直腰横板、收腰右侧板、直腰纵板、收腰左侧板、收腰后侧板、出油口纵板、出油口横板、收腰前侧板等9个部分组成。整个集油组件由不同零件焊合而成。通过焊合成为一体式，一体式的设置，具有较高的强度、刚度和稳定性，此组件安装在机架上，在过滤组件正下方位置，把过滤出来的油液集中收集到收油组件里。集油组件整体焊接，采用4mm厚度，材料为Q345高强度锰板激光下料后焊接而成，上方设置上安装平板1，用于与机架连接，中间设置直腰横板2和直腰纵板4组成直腰部分，下方设置收腰右侧板3、收腰左侧板5、收腰后侧板6和收腰前侧板9组成收腰部分，尾部设置出油口纵板7和出油口横板8组成出油口。以上就是整个集油组件的基本结构及原理分析。1.2.5传动系统的结构设计与分析电机2-联轴器3-减速器4-主动小带轮5-皮带6-螺旋主轴大带轮7-轴承8-螺旋挤压组件9-端盖图1-6菜籽螺旋榨油机传动系统组件结构示意图菜籽螺旋榨油机传动系统组件结构如上图1-6所示，主要由电机、联轴器、减速器、主动小带轮、皮带、螺旋主轴大带轮、轴承、螺旋挤压组件、端盖等9个部分组成。整个传动系统组件由电机1提供动力源，电机经过联轴器2与减速器3的输入轴连接，经过减速器减速后，动力从减速器输出轴输出，输出轴上通过键与主动小带轮4连接，直接驱动小带轮转动，小带轮经过皮带5把动力传递给螺旋主轴大带轮6，带动大带轮转动，大带轮经过键连接带动螺旋挤压组件8的螺旋挤压轴旋转，进而带动整个挤压组件的工作。挤压组件两侧分别设置两个轴承7安装在左右支座内，用于固定螺旋挤压轴的回转，同时设置两个端盖9，用于限制螺旋挤压组件的轴向位置。以上就是整个传动系统组件的基本传动分配原理和结构。3.1菜籽螺旋榨油机技术参数螺旋挤压组件驱动功率：2.5Kw（参考市场现有实际产品6YL-70功率，因为本文设定功率没包含加热器等附件功率，所以本文取小于3Kw的功率作为设计标准）螺旋挤压主轴转速：64r/min（参考市场现有实际产品6YL-70的转速）驱动电机转速：1440r/min榨油生产能力：Q=70kg/h图3.1菜籽螺旋榨油机样机参数表3.2榨油螺杆与腔体的设计计算3.2.1榨膛容积比其中：为进料端榨膛容积为出料端榨膛容积查设计手册得坯实际压缩比=2.3;实际压缩比=3.3本设计的螺旋榨油机对象是菜籽，其总压缩比ε＝7.5～14,取ε＝83.2.2进料端榨膛容积其中：Q为生产能力，Q=70kg/h为出坯率，本文取0.9为料坯充满系数，本文取0.6为料坯系数，本文取0.7为入料坯容重，本文取0.9㎏/㎝³所以：3.2.3出料端榨膛容积因为：ε＝8，所以：3.2.4榨膛压力P其中：为压腔压力转换系数，一般取0.00085为实际压缩比=3.3w为残油率，取5％所以：3.2.5榨膛基本结构尺寸及受力分析（1）榨膛基本结构尺寸图3.2菜籽螺旋榨油机榨膛基本结构尺寸示意图连续型螺旋挤压机设计。螺杆直径：即螺杆的外径，它是挤出机的重要参数，一般用D表示，单位为mm，它表征挤出机挤出量的大小。在设计或选用挤出机前，一般挤出机生产能力及转速已经确定，螺杆直径的选取主要是根据挤出机的产量来确定设计参数：生产以菜籽为主料，最大产量为70Kg/h,最高转速为64r/min。根据我国单螺杆挤出机基本参数表(JB/T5420-91)和螺杆直径系列标准，取螺杆公称直径:D=70mm。未变径有效螺杆的螺旋挤压片长度为：L=5D～10D取L=7.3D≈7.3×70≈510mm根据实践经验，螺大体分为二段，具体每段里有变变径螺距，具体长度的分配如下表3-1。表3-1螺杆参数表段号第一段第二段螺距7070挤压片外径D110110挤压片底径D17070+2Ltan6°（6°斜边）长度510210（2）榨膛基本受力受力分析对榨膛螺杆的强度和刚度校核的基本依据，受力分析至关重要。本次设计的螺杆分为两段，第一段为大受力位置，因为挤压片外径与底径差值大，受力大，第二段为变径，外径不变，底径线型逐渐变大，受力面积小，受力减小。对于受力分析来说，只需求出本次设计螺杆的最大受力即可。因为螺杆的旋转，摩擦挤压的存在，就会产生圆周力，圆周力在螺杆外径出会分出作用于轴的轴向力和一个转矩，圆周力为：其中：扭矩α为螺旋挤压片的倾角，β为背面的倾角D为挤压片的外径，110mm。求圆周力分力径向力为：根据：其中：80%—螺旋挤压机径向力占圆周力的百分数又因为螺旋叶片挤压面为直角，轴向力即为前进的挤压力：其中：P为榨膛压力，上文计算为P=1.49MPa；D为挤压片外径，110mm；D1为挤压片底径，70mm。3.3传动系统的设计计算3.3.1传动系统总效率计算轴承的传递效率为：V带轮传输效率为：电机输出传递效率为：螺旋挤压组件的传递效率为：则总传动效率为：3.3.2传动比计算与分配已知：从电机到螺旋挤压主轴经过两级传动，一级为减速器传动，二级为带传动。一般V带传动比≤6，本文设计取2.5所以总减速比即为减速器传动比和带传动传动比乘积：可得：3.3.3各轴转速的计算所以减速器输出轴转速为：又因为主动小带轮安装在减速器输出轴上所以：大带轮与螺旋挤压主轴转速相同即：3.4电机的设计3.4.1电机功率的计算已知：螺旋挤压组件驱动功率：2.5Kw。所以电机的功率为：3.4.2电机的选型驱动电机转速：1440r/min所以选用比此功率稍微大的功率的电机作为本次设计的玉米脱粒机的驱动电机。本次选用Y112M-4电机，功率为4Kw，同步转速1440r/min。图3.3菜籽螺旋榨油机驱动电机示意图具体参数如下：表3-2电机参数表型号额定功率额定转速额定电流重量Y112M-44Kw1440r/min4A21kg3.5V带轮的设计计算3.5.1确定计算功率Pca查阅机械设计手册V带设计原则得到工作情况系数KA=1，故 其中：P为电机的驱动功率，也即电机的计算功率，上文计算为3.3Kw。3.5.2V带的选择本文设计的菜籽螺旋榨油机采用带传动，结构简单、传动平稳、传递效率高且传动效果好。根据计算得知的功率和小带轮的转速，可以选择V带的型号为A型。3.5.3确定带轮的基准直径（1）查《机械设计》一书中的表8-9，选择小带轮基准直径，根据选型图的推荐值得，，符合标准系列。（2）计算从动大带轮的基准直径带轮传动比为：所以从动大带轮的基准直径为：参考A型V带的基准直径系列，选择250mm所以：（3）验算V带的速度V：因为故带速符合要求。3.5.4确定传动中心距a和带的基准长度根据代入得：得：取又因为：可得：查《机械设计基础》一书中查表13—2，选择基准长度。实际的中心距：考虑带传动的安装、调整和V带张紧的需要，中心距变动范围为得出变动范围为：428.6mm-493mm3.5.5验算主动轮(小带轮)上的包角满足要求。3.5.6确定V带的根数V带的根数由下列公式确定：其中：—单根普通V带的基本额定功率—包角修正系数—带长修正系数考—单根普通V带时额定功率的增量查《机械设计基础》一书中查表13—6，查《机械设计基础》一书中查表13—2，查《机械设计基础》一书中查表13—8，查《机械设计基础》一书中查表13—4，所以：取3根。3.5.7计算单根V带的初拉力由表8-3得A型带的单位长度质量所以：3.5.8计算压轴力3.5.9带轮材料的选择带轮材料选取带轮是带传动中的重要零件，它必须满足下列要求：质量分布均匀；安装时对中性好，转速高时要经过动平衡；铸造和焊接时的内应力小；轮槽工作面要精细加工（表面粗糙度一般为Ra=3.2）,以减轻带的磨损；各槽尺寸和角度应保持一定的精度，以使载荷分布较为均匀等。带轮材料主要采用铸铁，常用材料的牌号为HT150或HT200；转速较高时宜采用铸钢（或用钢板冲击后焊接而成）；小功率时可用铸铝或塑料。本次设计有两个型号带轮，分别为主动小带轮，螺旋主轴大带轮。上文计算出的带轮的带速为：属于低转速带传动，材料选用HT150。（2）带轮结构设计原则带轮的结构设计主要是根据带轮的基准直径选择结构型式；选择带轮的结构形式，根据带的型号确定轮槽尺寸；带轮的其它结构尺寸可参照经验公式计算。确定带轮各部分尺寸后，既可绘制出零件图，并按工艺要求注出相应的技术条件等。V带两侧面夹角为40°，而轮槽楔角ψ0却是34°、36°、或38°，其原因是V带在轮上弯曲时，其截面形状发生变化，外边（宽边）受拉而变窄，内边（窄边）受压而变宽，因而使V带的楔角变小。（3）主动小带轮设计由上文计算可知主动小带轮类型为A型带，基准直径为dd1=100mm，由于带轮直接与减速器输出轴配合，所以主动小带轮内孔孔径与减速器输出轴直径相同，即：又因为：所以采用实心带轮。因为采用A型带：e=15mm，f=9mm，Z=3所以：带轮宽度为：又因为：，其中当B＜1.5d时，L=B，本次设计B=48＜1.5×40=60mm所以：取L=B=48mm。中心孔d=40mm，设计键槽，查阅标准可知＞38mm-44mm轴径时，采用12的键，所以中心孔开设12的键槽，宽度12mm，最大高度为43.3mm。具体小带轮结构尺寸如下图3.4所示：图3.4主动小带轮基本结构尺寸图齿顶圆直径为：齿根圆直径为：小带轮具体参数如下表3-3所示。表3-3小带轮参数表带型号dadddfhahfbdψL/BefA型105.5mm100mm82.6mm2.75mm8.7mm11mm34°48mm15mm9mm从动大带轮设计由上文计算可知从动大带轮类型为A型带，基准直径为dd2=250mm，由于带轮直接与螺旋主轴配合，所以大带轮内孔孔径与螺旋主轴输出轴直径相同，即：又因为：所以采用腹板式带轮。因为采用A型带：e=15mm，f=9mm，Z=3所以：带轮宽度为：又因为：，其中当B＜1.5d时，L=B，本次设计B=48＜1.5×40=60mm所以：取L=B=48mm。中心孔d=40mm，设计键槽，查阅标准可知＞38mm-44mm轴径时，采用12的键，所以中心孔开设12的键槽，宽度12mm，最大高度为43.3mm。具体小带轮结构尺寸如下图3.5所示：图3.4从动大带轮基本结构尺寸图齿顶圆直径为：齿根圆直径为：腹板最大直径设计为：D1=220.6mm腹板最小直径为：本文取d1=80mm。腹板厚度为：本文取：C=12mm。腹板均布四个减重孔，孔径为：本文取d0=40mm。腹板均布四个减重孔，均布直径为：大带轮具体参数如下表3-43所示。表3-4大带轮参数表带型号dadddfhahfbdψL/BefA型255.5mm250mm232.6mm2.75mm8.7mm11mm34°48mm15mm9mm带型号d1Cd0D0D1A型80mm12mm40mm150.3mm220.6mm3.6螺旋挤压主轴设计计算与校核3.6.1轴的结构设计图3.6螺旋挤压主轴基本结构图螺旋挤压主轴是提供螺旋挤压的最主要的零件，它的强度和刚度直接决定螺旋挤压系统的可靠性。轴段1：安装螺旋主轴大带轮，设置卡簧槽，直径d1=40mm，根据带轮宽度以及卡簧槽轴端距，设置L1=57mm，同时此轴段设置一个45mm×10mm的键槽和一个A型40的卡簧槽。轴段2：安装两个深沟球轴承6309，直径d2=45mm，轴承的宽度为25mm，需要两个轴承同时作用，根据左支座基本机构分布在左右两端，综合考虑后设计L2=150mm。轴段3：凸台台阶，左侧用于固定轴承轴向位置，右侧用于固定螺旋挤压套轴，设置直径d3=70mm，根据实际设置宽度L3=30mm。轴段4：安装螺旋挤压套轴，通过键连接配合，根据基本结构和螺旋挤压套轴的长度，设置直径d4=45mm，长度设置L4=992mm，同时此段轴设置一个14mm×980mm的长键槽用于固定螺旋挤压套筒。轴段5：安装两个深沟球轴承6308，直径d5=40mm，轴承的宽度为23mm，需要两个轴承同时作用，根据右支座基本机构分布在左右两端，综合考虑后设计L5=85mm。表3-5轴的直径和长度轴段12345直径4045704540长度5715030992853.6.2最小轴径因为本次设计的螺旋榨油机主轴受到转矩和轴向力，通过最小轴径校核计算出最小的可满足的轴径即完成了校核与设计。1)求轴上的功率P1、转速n1和转矩T1已知：螺旋挤压组件驱动功率：2.5Kw。2)初步确定轴的最小直径：先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为40Cr（调质），硬度为260HBS，根据表，取A0=112，于是得输出轴上的最小直径显然是安装带轮的内孔，必在轴上开有键槽，因此，为了开键槽又不消耗输出轴的强度，可以使周的直径增加5%以上，这样增加输出轴的尺寸，因而可以提高轴的工作强度。本文设计取d=40mm。强度满足要求。3.6.3轴的受力简图轴所受的载荷是从轴上零件传来的。计算时，常将轴上的分布载荷简化为集中力，其作用点取为载荷分布段的中点，作用在轴上的扭矩，一般从传动件轮毂宽度的中点算起。通常把轴当作置于铰链支座上的梁，支反力的作用点与轴承的类型和布置方式有关。通常取在轴承宽度中间处。本文设计的螺旋挤压轴部分分为两段，第一段为大受力位置，因为挤压片外径与底径差值大，受力大，第二段为变径，外径不变，底径线型逐渐变大，受力面积小，受力减小。对于受力分析来说，只需考虑最大力部分第一部分的作用第一段中点即可。经过上文计算数据及分析得出本次轴的受力简图如下图3.7所示：图3.7螺旋挤压主轴受力简图3.6.4垂直面支反力将空间力系转化为垂直面的力系，具体受力图如下图3.8所示：图3.8螺旋挤压主轴垂直面受力简图以C为支点取矩：代入数据得：得出：所以：3.6.4水平面支反力图3.9螺旋挤压主轴水平面受力简图以C为支点取矩：代入数据得：得出：所以：3.6.5垂直面弯矩图图3.10螺旋挤压主轴垂直面弯矩简图A点支反力对B点取矩：C点支反力对B点取矩：绘制垂直面弯矩图为：图3.12螺旋挤压主轴垂直面弯矩图3.6.6水平面弯矩图A点支反力对B点取矩：C点支反力对B点取矩：绘制水平面弯矩图为：图3.13螺旋挤压主轴水平面弯矩图3.6.7合成弯矩图A支点对B点的合成弯矩：C支点对B点的合成弯矩：合成弯矩图如下图所示：图3.14螺旋挤压主轴合成弯矩图3.6.8绘制扭矩图因为：绘制扭矩图如下图所示：图3.15螺旋挤压主轴扭矩图总合成图如下图所示：图3.16螺旋挤压主轴总图3.6.9校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大当量弯矩的强度（既危险截面B或者C的强度）。由经验公式及上面计算出的数值可得出。公式：式中：—轴的抗弯抛面模量，—轴的许用应力，。按轴实际所受弯曲应力的循环特性，在、、中选取其相应的数值，从《机械设计基础》可以查出。按《机械设计基础》书中查得，对于的碳钢，承受对称循环变应力时的许用应力3.7减速器设计3.7.1减速器传递效率查表得：高速级联轴器选择弹性联轴器效率为：η1=0.99高速轴轴承选择深沟球轴承：η2=0.99第一级圆柱齿轮选择8级精度的一般齿轮传动（油润滑）的效率：η3=0.97中间轴轴承为深沟球轴承：η4=0.99第二级圆柱齿轮选择8级精度的一般齿轮传动（油润滑）的效率：η5=0.97低速轴轴承为深沟球轴承η6=0.99低速级联轴器选择十字滑块联轴器，传动效率为0.97-0.99取η7=0.983.7.2传动比计算与分配因为：所以，分配减速比如下：减速器总传动比高速级传动比则低速级的传动比为3.7.3动力学参数计算（1）各轴转速：（2）各轴输入功率：（3）各轴输入转矩：3.7.4圆柱齿轮传动的设计计算1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数①根据传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动，压力取为α=20°。②选用7级精度。③材料选择：选择小齿轮40Cr（调质），硬度为280HBW，大齿轮45（调质），硬度为240HBW④选小齿轮齿数z1=34，则大齿轮齿数z2=z1×i=34×3=102。2、按齿面接触疲劳强度设计1)试算小齿轮分度圆直径，即①确定公式中的各参数值试选KHt=1.3计算小齿轮传递的扭矩:查表选取齿宽系数φd=1计算区域系数ZH由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa。由式(10-9)计算接触疲劳强度用重合度系数Zε。计算接触疲劳许用应力[σH]查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为计算应力循环次数：查取接触疲劳系数取失效概率为1%，安全系数S=1，得取[σH]和[σH]中较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即②试算小齿轮分度圆直径2)调整小齿轮分度圆直径①计算实际载荷系数前的数据准备。圆周速度ν齿宽b②计算实际载荷系数KH。由表查得使用系数KA=1根据v=5.64m/s、7级精度，查得动载系数Kv=1.02齿轮的圆周力。KA×Ft/b=1×289.97/74.8=3.88N╱mm<100N╱mm查表得齿间载荷分配系数KHα=1.2用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承对称布置时，得齿向载荷分布系数KHβ=1.222由此，得到实际载荷系数③可得按实际载荷系数算得的分度圆直径④及相应的齿轮模数3、按齿根弯曲疲劳强度设计①试算模数，即②确定公式中的各参数值。试选KFt=1.3计算弯曲疲劳强度用重合度系数Yε。计算YFa×YSa/[σF]由表查得齿形系数查得应力修正系数查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为应力循环次数查得弯曲疲劳寿命系数取弯曲疲劳安全系数S=1.25，得两者取较大值，所以③试算齿轮模数1)调整齿轮模数①计算实际载荷系数前的数据准备圆周速度ν齿宽b齿高h及齿宽比b/h②计算实际载荷系数KF根据v=5.77m/s，7级精度，查得动载系数Kv=1.09查表得齿间载荷分配系数KFα=1.2用插值法查得KHβ=1.222，结合b/h=24.4查图得KFβ=1.044。则载荷系数为③按实际载荷系数算得的齿轮模数对比计算结果，从满足弯曲疲劳强度出发，从标准中就近取m=2.5mm。4、确定传动尺寸1)计算中心距小齿轮齿数Z1=34则，Z2=102，m=2.52)计算小、大齿轮的分度圆直径3)计算齿宽考虑到不可避免的安装误差，为了保证设计齿宽和节省材料，一般将小齿轮略为加宽取B1=90mm，B2=85mm主要设计结论齿数z1=34，z2=102，模数m=2.5mm，压力角α=20°，中心距a=170mm，齿宽B1=90mm、B2=85mm5、计算齿轮传动其它几何尺寸①计算齿顶高、齿根高和全齿高②计算小、大齿轮的齿顶圆直径③计算小、大齿轮的齿根圆直径3.7.5大圆柱齿轮基本结构图3.17减速器大齿轮二维图设计大齿轮基本参数为：z2=102，模数m=2.5mm，压力角α=20°，中心距a=170mm，齿宽B2=85mm，齿轮参数和几何尺寸总结表3-6高速级齿轮主要结构尺寸代号名称计算公式小齿轮大齿轮模数m2.52.5螺旋角β左旋0°0'0"右旋0°0'0"齿顶高系数ha*1.01.0顶隙系数c*0.250.25齿数z34102齿宽B9085齿顶高ham×ha*2.52.5齿根高hfm×(ha*+c*)3.1253.125分度圆直径d85255齿顶圆直径dad+2×ha90260齿根圆直径dfd-2×hf78.75248.75中心距a1701703.7.6输入轴的计算1)求输入轴上的功率P1、转速n1和转矩T1P1=3.27kW；n1=1440r/min；T1=21.69N•m2)初步确定轴的最小直径：先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45（调质），硬度为240HBW，根据表，取A0=110，于是得输入轴的最小直径是安装联轴器的轴径，由于安装键将轴径增大5%输入轴的最小直径是安装联轴器处轴的直径d12，为了使所选的轴直径d12与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩Tca=KA×T