【《蔬菜自动清洗机传动部分设计及计算过程案例》6900字】

蔬菜自动清洗机传动部分设计及计算过程案例目录TOC\o"1-3"\h\u11622蔬菜自动清洗机传动部分设计及计算过程案例 1161941.1电动机的选用及各轴传动数据 1171441.2齿轮的设计计算及校核 3146331.3轴的设计计算及校核 12276273.3.1I轴的设计计算及校核 13274793.3.2II轴的设计计算及校核 17141241.4轴承的选择，校核与计算 194661.4.1轴承的选择 19128281.4.2I轴的轴承的校核 20247023.4.3II轴的轴承的校核 2019961.5键的选择与校核 211.1电动机的选用及各轴传动数据已知工作时最大工作量为200kg，即F=2000N，清洗速度为0.3m/s工作机所需功率PP式中，F是工作时最大负载2000N，vW代入上式得P工作机的转速nWn式中，V是工作时清洗速度为0.6m/s，D是滚筒直径0.044m，代入上式得n电动机所需功率PDP其公式中的η为电动机到工作轴传动装置的总效率，根据传动特点，由表查得：齿轮传动η齿轮=0.98因此总效率η=ηη=P查表21-1得选用的电动机型号为Y1323-6，电动机的同步转速为1000r/min，满载转速为nm传动装置的总传动比为i分配各级传动比为使根茎类蔬菜清洗机的不同传动系统形式的工作特性均符合工作要求，以及传动系统内部结构的紧凑合理，需要使各级传动比均在各级传动系统的合理范围之内，并使各传动系统件的尺寸协调科学合理，传动部分总体尺度紧凑，自重也很小。本次根茎类蔬菜清洗机的传动装置为二级齿轮减速传动组成，又因为其中i总=i齿轮1各轴的转速Ι轴II轴各轴功率Ι轴II轴各轴的转矩电动机轴TΙ轴II轴1.2齿轮的设计计算及校核由上文计算已知各轴的相关参数:表2-1齿轮1齿轮2齿轮3齿轮4齿数/z20608084转速（n/r/min）960320320266转矩T/（N.mm）12633371003710043243径向力F181.92181.92192192切向力/F505.32505.32530530效率P/KW32.822.822.733.2.1Ι轴圆柱齿轮设计及校核选择齿轮传动类型选用正常齿制直齿圆柱齿轮，压力角α=20°。选择齿数先试选小齿轮的齿数为Z1=20则齿数比u=Z材料选择从表10-1中可知,所采用小齿轮的材质为45钢材,大齿轮材质和小齿轮材质相同,两传动齿轮调制后对表面进行了淬火处理,齿面硬度为40-50HRC。确定许用应力齿轮弯曲疲劳强度极限σFlim、接触疲劳强度极限根据所用材料为45钢，并调制后对表面进行了淬火处理由图10-23按材料和齿面硬度查取σFlim=650MPa由图10-25按材料和齿面硬度查取σHlim应力循环次数N由公式N=60n其中n为输入轴转速为960r/min工作机计划使用10年，每年300天，每天工作8小时，所以L代入公式得NN2=弯曲疲劳寿命系数KFN、接触疲劳寿命系数根据应力循环次数N1，查图10-24得，KFN1根据应力循环次数N2，查图10-26得，KHN1弯曲疲劳安全系数SF、SF为弯曲疲劳强度安全系数，一般取1.25-1.5，所以取SSH为接触疲劳强度安全系数，由于点蚀后仅加剧振动和噪声并不会导致齿轮立即停止工作，故取计算许用应力[σ][[[[按齿根弯曲疲劳强度计算计算模数由公式m≥其中载荷系数，K=1.3齿轮传递的转矩T齿宽系数ψ查表10-7得，齿轮在两轴承间非对称布置且为硬齿面，选ψ弯曲疲劳强度重合度系数Y齿顶圆压力角α啮合角a重合度αα=1.99重合度系数Y齿形系数YFa1=2.8YSa1=1.55计算并比较两齿轮的YFaY小齿轮1数值较大。计算模数m修正模数计算载荷系数所需要的数据：计算小齿轮分度圆直径d圆周速度vv=计算载荷系数查表10-4得KA根据速度v=1.276m/s，查K根据KAF根据bd1t载荷系数K=按实际载荷系数修正模数m=取标准模数m=2.5。齿轮基本数据小齿轮的分度圆直径d大齿轮的分度圆直径d计算中心距a计算齿宽b=ψ取b1=30mm按齿面接触疲劳强度校核σ其中模数m弹性影响系数齿数比u=节点区域系数，根据x1+x接触疲劳强度重合度系数Z校核齿面接触疲劳强度==479.75MPa故齿面接触疲劳强度满足要求。3.2.2II轴圆柱齿轮设计及校核选择齿轮传动类型选用正常齿制直齿圆柱齿轮，压力角α=20°。选择齿数初选小齿轮齿数Z3=70，则大齿轮的齿数Z4=Z材料选择从表10-1中可知,所采用小齿轮的材质为45钢材,大齿轮材质和小齿轮材质相同,两传动齿轮调制后对表面进行了淬火处理,齿面硬度为40-50HRC。确定许用应力齿轮弯曲疲劳强度极限σFlim、接触疲劳强度极限根据所用材料为45钢，并调制后对表面进行了淬火处理由图10-23按材料和齿面硬度查取σFlim由图10-25按材料和齿面硬度查取σHlim应力循环次数N由公式N=60n其中n为输入轴转速为960r/min工作机计划使用10年，每年300天，每天工作8小时，所以L代入公式得NN4=弯曲疲劳寿命系数KFN、接触疲劳寿命系数根据应力循环系数N3，查图10-24得KFN3根据应力循环系数N4，查图10-26得KHN3弯曲疲劳安全系数SF,接触疲劳安全系数取S计算许用应力[σ][[[[按齿根弯曲疲劳强度计算计算模数由公式m≥其中载荷系数，K=1.3齿轮传递的转矩T齿宽系数ψ查表10-7得，由于齿轮在轴端悬挂且齿轮为硬齿面，选ψ弯曲疲劳强度重合度系数Y齿顶圆压力角α啮合角a重合度αα=1.99重合度系数Y齿形系数YFa3=2.75YSa3=3.93计算并比较两齿轮的YFaY齿轮3数值较大。计算模数m修正模数计算载荷系数所需要的数据：计算小齿轮分度圆直径d圆周速度vv=计算载荷系数查表10-4得KA=1,根据速度v=0.5m/s，查根据KAFt根据bd3t载荷系数K=按实际载荷系数修正模数m=取标准模数m=2。齿轮基本数据小齿轮的分度圆直径d3大齿轮的分度圆直径d计算中心距a计算齿宽d取b3=33mm按齿面接触疲劳强度校核σ其中模数m弹性影响系数齿数比u=节点区域系数，根据x1+接触疲劳强度重合度系数Z校核齿面接触疲劳强度==219.29MPa故齿面接触疲劳强度满足要求。1.3轴的设计计算及校核由上文计算已知:表2-1齿轮1齿轮2齿轮3齿轮4齿数/z20608084转速（n/r/min）960320320266转矩T/（N.mm）12633371003710043243径向力F181.92181.92192192切向力/F505.32505.32530530效率P/KW32.822.822.733.3.1I轴的设计计算及校核轴承选择为6206，其宽度b=16由于该轴为高速轴，因此材料选用45钢，调制处理，由表12-1查得该轴的表面硬度为170-217HBW,σb初步估算轴的最小直径已知该轴的功率P1=3kw根据公式dmin=得dmin因为最小轴径处为齿轮位置需要安装键，轴径增加5％d所以最小轴径取整为∅23mm。2-1高速轴传动系统图高速轴的结构设计图如图1-1所示，左边的齿轮从轴的左端装入的方法，齿轮的右端依靠轴肩定位，左端靠套筒定位，齿轮两端轴承采用同一型号为6206，右边的齿轮从轴的右端装入，齿轮左端依靠轴肩定位，右端使用挡圈螺钉固定。确定各轴段直径其轴径从右往左依次为∅23→∅27(定位轴肩)确定各轴段长度从轴左端开始，∅30轴段根据轴承宽度b及齿轮位置确定，取总长为86mm；∅35mm轴段根据大齿轮宽度25mm，为了保证机构位置可靠，应使该段轴径缩短2-3mm，所以取该段长度为23mm；∅45mm轴段为左边齿轮的轴向定位，所以轴肩长度取8mm;∅34mm轴段为保证齿轮的相对位置可靠，取长度为228mm;∅30mm轴段由于与轴承配合，所以根据轴承的宽度b确定，取该段长度为20mm，∅27mm轴段为右端齿轮的定位轴肩，为保证齿轮的位置相对可靠，长度取50mm，∅23mm轴段与右端的齿轮配合，根据齿轮的宽度确定，长度取32mm。按弯扭校核轴的强度2-2径向力分析图该轴的径向力分析如图2-2所示，已知Fr2FF2-3切向力分析图该轴的切向力分析如图2-3所示，已知Ft2FF2-4合力分析图由于Fr与Ft对于该轴都为径向力，且该轴只受两个力，所以合成力为径向力FFFF求该轴的弯矩M,并做弯矩图MM2-5弯矩图弯矩图如图2-5所示。按弯扭应力校核轴的强度已查得[σσσB=所以该轴的强度足够。3.3.2II轴的设计计算及校核轴承选择为6206，其宽度b=16该轴为低速轴，材料选用45钢，经过调制处理，查表12-1得轴的表面硬度达到170-217HBW,σb初步估算轴的最小直径已知该轴的功率P1=2.82kw根据公式dmin=得dmin因为最小轴径处为齿轮安装的位置，需要安装键，因此轴径应增加5％d所以最小轴径取整为∅25mm。2-6毛辊轴传动图毛辊轴的结构设计图如图2-6所示，采用齿轮从该轴的右端装入，齿轮的左端靠轴肩定位，右端靠螺母挡圈固定，毛辊轴两端的轴承均采用同一型号为6206。确定各轴段直径其轴径从右往左依次为∅30（确定各轴段长度从左端开始，∅30轴段根据轴承宽度及套筒确定，并为了位置的相对可靠，取总长为55mm;∅44mm轴段为保证位置可靠正常工作，取长度为800mm;∅30mm轴段根据轴承宽度及套筒确定，取总长为50mm;∅27mm轴段为保证位置可靠，取长度为49mm;；∅25轴段要与齿轮配合，根据齿轮宽度确定，取长度为按弯扭校核轴的强度图2-7该轴的径向力分析如图2-7所示，已知Ft4=530N，FFF求该轴的弯矩M,做弯矩图MM2-8弯矩图该轴的弯矩图如图2-8所示。按弯扭应力校核轴的强度已查得[σσσB=所以该轴的强度足够1.4轴承的选择，校核与计算1.4.1轴承的选择(1)载荷性质向心轴承基本上是接受径向载荷，而推动滚动轴承则基本上是接受轴向载荷。当滑动轴承同样接受径向与轴向载荷时，可选用角接触式球轴承、圆锥滚子轴承；在轴向载荷比较时，可采用深沟球轴承。直角接触球轴承与圆锥滚子轴承则需成对装配使用，普通滚轮轴承比球轴承的重量大，但经受冲击载荷的能力要强。载荷的方向同样来自于轴流式与径向二种方式，而轴向载荷与径向载荷比较径向载荷要远超过轴向载荷。(2)转速一般轴承的工作速度应当低于极限速度ｎ。深沟球轴承、角接触轴承和圆锥滚子轴承的限制速度较高，更适用于高速度转动场所。而推力轴承的限制速度则较低。(3)刚性要求普通滚动轴承的刚性大，而球轴承的的刚性较小。角接触式球轴承、圆锥滚子轴承等通过预紧技术，可增加支承的刚性。轴承的径向压力差很大，有对滚筒、原料和液体的压力共同影响，对滚动轴承的刚性要求也较高，同时要能经受一些撞击，而圆锥滚子轴承的预紧方式也能够增加支承的刚性。因此根据所设计出的轴承型号的规格，也可以在《机械传动装置设计手册》的圆锥滚子轴承规格和性能参数表中选用。依据该清洗机中各滑动轴承的负荷范围和速度状况，所采用的滑动轴封型式均为深沟球轴承。选择的滚动轴承代号为：6206。1.4.2I轴的轴承的校核其轴承的基本参数查询《机械设计手册》中的表得轴承代号d（mm）D（mm）B(mm)CrC0r620630621619.511.5选择的滚动轴承代号是：6206,由上表可得额定动载荷Cr=19.5kN，额定静载荷由前面对I轴的设计计算可得知I轴的水平和垂直面的支反力，则可以计算得到合成支反力FF根据载荷性质为无冲击或轻微冲击，查得载荷系数fp查表得X1=1，Y1=0因为不受轴向力，所以Fa1=Fa2=0PP温度系数由于工作时轴承温度小于120度，所以f