1771_螺旋输送式连续洗米机设计
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南昌航空大学科技学院毕业设计(论文)任务书I、毕业设计(论文)题目:螺旋输送式连续洗米机的设计II、 毕 业设计(论文)使用的原始资料(数据)及设计技术要求:螺旋输送式洗米机(Washing Rice Machine)集搓米、洗米、去除漂浮杂质和沙石于一体,其工作过程可表叙为:大米由料斗加入,经水平螺旋输送进行揉搓洗涤,在此过程中大米中的漂浮杂质漂出,与洗涤的浊水一起从溢流口排出。大米经水平螺旋输送洗涤完后,进入倾斜螺旋,在倾斜螺旋人口处,沉降速度较快的沙石则被沉降在沙石沉积槽内,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人,沿倾斜螺旋往下流动,经水平螺旋,最后从溢流口流出。其主要技术参数如下:(1)生产率:洗米 1600 kgh;(2)用水量:8000L /洗米 1600kg;(3)水平螺旋电机功率 250W,倾斜螺旋电机功率 550W;(推荐) (4)外型尺寸:1400mm800mm125mm。III、 毕 业设计( 论文)工作内容及完成时间:(1)查阅文献,熟悉课题及相关软件,撰写开题报告 2 周(2)相关外文文献阅读与翻译(6000 字符以上) 1 周(3)拟定洗米机总体方案并进行方案分析 2 周(4)进行主要零部件的设计与校核计算 2 周(5)设计洗米机的总体装配图 4 周(6)绘制主要零件图工作图 3 周(7)撰写毕业设计说明书 3 周(8)答辩准备及毕业答辩 1 周 、 主 要参考资料:1 包清彬. 新型连续式洗米机J. 包装与食品机械, 2001(3)2 贺新彬. 水射流输洗米机的开发和研制J. 粮油加工,2007(7)3 唐伟强. 新型连续豆豉洗霉机的原理及结构J. 中国调味品,2003(2)4 王中刚,张秀亲 . 机械设计实践M . 哈尔滨:哈尔滨工业大学出版社,20035 成大先. 机械设计手册全卷M. 北京:化学工业出版社, 19996 A.W. Roberts. The influence of granular vortex motion on the volumetric performance ofenclosed screw conveyorsJ. Powder Technology 1041999(104):56677 Seiichirou SUZUK . A study on the dynamic behaviors of an automatic washing machine. 2001 Korea ADAMS User Conference, 2001:1-6航空制造工程 系 机械设计制造及其自动化 专业 0781051 班学生(签名): 刘家帅 日期:自 2011 年 3 月 1 日至 2011 年 6 月 2 日指导教师(签名): 贺红林助理指导教师(并指出所负责的部分):机械设计 系(室) 主任(签名): 附注:任务书应该附在已完成的毕业设计说明书首页。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。南昌航空大学科技学院毕业设计(论文)任务书I、毕业设计(论文)题目:螺旋输送式连续洗米机的设计II、 毕 业设计(论文)使用的原始资料(数据)及设计技术要求:螺旋输送式洗米机(Washing Rice Machine)集搓米、洗米、去除漂浮杂质和沙石于一体,其工作过程可表叙为:大米由料斗加入,经水平螺旋输送进行揉搓洗涤,在此过程中大米中的漂浮杂质漂出,与洗涤的浊水一起从溢流口排出。大米经水平螺旋输送洗涤完后,进入倾斜螺旋,在倾斜螺旋人口处,沉降速度较快的沙石则被沉降在沙石沉积槽内,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人,沿倾斜螺旋往下流动,经水平螺旋,最后从溢流口流出。其主要技术参数如下:(1)生产率:洗米 1600 kgh;(2)用水量:8000L /洗米 1600kg;(3)水平螺旋电机功率 250W,倾斜螺旋电机功率 550W;(推荐) (4)外型尺寸:1400mm800mm125mm。III、 毕 业设计( 论文)工作内容及完成时间:(1)查阅文献,熟悉课题及相关软件,撰写开题报告 2 周(2)相关外文文献阅读与翻译(6000 字符以上) 1 周(3)拟定洗米机总体方案并进行方案分析 2 周(4)进行主要零部件的设计与校核计算 2 周(5)设计洗米机的总体装配图 4 周(6)绘制主要零件图工作图 3 周(7)撰写毕业设计说明书 3 周(8)答辩准备及毕业答辩 1 周 、 主 要参考资料:1 包清彬. 新型连续式洗米机J. 包装与食品机械, 2001(3)2 贺新彬. 水射流输洗米机的开发和研制J. 粮油加工,2007(7)3 唐伟强. 新型连续豆豉洗霉机的原理及结构J. 中国调味品,2003(2)4 王中刚,张秀亲 . 机械设计实践M . 哈尔滨:哈尔滨工业大学出版社,20035 成大先. 机械设计手册全卷M. 北京:化学工业出版社, 19996 A.W. Roberts. The influence of granular vortex motion on the volumetric performance ofenclosed screw conveyorsJ. Powder Technology 1041999(104):56677 Seiichirou SUZUK . A study on the dynamic behaviors of an automatic washing machine. 2001 Korea ADAMS User Conference, 2001:1-6航空制造工程 系 机械设计制造及其自动化 专业 0781051 班学生(签名): 刘家帅 日期:自 2011 年 3 月 1 日至 2011 年 6 月 2 日指导教师(签名): 贺红林助理指导教师(并指出所负责的部分):机械设计 系(室) 主任(签名): 附注:任务书应该附在已完成的毕业设计说明书首页。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。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。南昌航空大学科技学院学士学位论文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。南昌航空大学科技学院学士学位论文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1D1n1L螺旋直径和转速计算公式如下: (3-1)5.211cGK(3-2)1DAn式中: 水平螺旋直径,单位为 ;1Dm生产能力,单位为 ;GhT/物料综合特性系数;K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1取小值;物料的堆积密度,单位为 ;3/T与输送倾角有关的系数;c水平螺旋转速,单位为 ;1nrpm物料综合特性系数。A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 K1(3/T)c( )Arpm数值 0.049 0.20(初选) 0.8 1.0 50将上述各值代入式 3-1、3-2,可求出 、 :1Dn123.0Dmin/9r圆整为标准系列 ; 。51rp201螺旋填充系数的校核公式为:(3-3)ncsG247式中 螺距( ) ,此处 ,其他符号意义同前。smD8.0将圆整的 、 值代入式 3-3:1Dn3.0得 ,小于前面的初选 ,为此可以考虑降低转速以减少摩擦。取.12.1,则可得 ,为此,最终选定水平螺旋的直径和转速为:rpn80.95.1南昌航空大学科技学院学士学位论文mD150rpn8另由有关试验及经验,兼顾机体尺寸,取水平螺旋长为 。mL6013.2 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30 2Dn2长度 ,数值见表 3-2。2L表 3-2 倾斜螺旋的参数参数 ( )2Dm( )2nrpm2( )2Lm数值 150 100 0.26 800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1dP电机所需额定功率 。2dP(3-4)kWGLKN3670101电电(3-5)d )sin(022 电电式中: 功率备用系数;电K传动效率;螺旋长度;L倾斜螺旋的倾角;阻力系数;0W螺旋输送机生产能力,单位为( ) 。GhT/表 3-3 功率计算参数参数 电K( )0WhT/数值 1.4 0.90 34.0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)hTnsDvFG/53602算得:南昌航空大学科技学院学士学位论文, 。hTG/2.10hTG/7.12以上各数值代入公式 3-4、3-5,可计算得:,kWPd4.1 .94.02kPd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250 1mn1426r/min,效率为 58%) ,倾斜螺旋电机功率为 ,为单向异步电机W50CO8014(转速 为 1428r/min 效率为 65%) 。2mn3.4 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)TTTdnPW32.095,即 :式中: 扭转切应力,单位为 ;TMa轴所受的扭矩,单位为 ;mN轴的抗扭截面系数,单位为 ;T 3轴的转速,单位为 ;nin/r轴传递的功率,单位为 ;PkW计算截面处轴的直径,单位为 ;dm许用扭转切应力,单位为 。TMPa由上式可得轴的直径:(3-8)3032.095nAdT各参数的取值见表 3-4:表 3-4 轴的参数南昌航空大学科技学院学士学位论文参数 ( )PkW( )nmi/r0A数值 0.094 80 112将表中数值代入式 3-8 可得轴的直径:d8.10%94.123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md40轴的强度:当米完全充满水平螺旋时,米的体积约为 33622 185.91085.9640154 mLdDV 质量为 ,所以重量 为mGNkgkgmg 2.78.9/80185.933 若米的全部重力完全作用于水平螺旋轴的尾部,则弯矩为 MmNNLM4622.7水平螺旋所传递的扭矩: T7.10895水按弯扭合成应力较核轴的强度,较核公式为:(3-9)Wca22)(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6.0MPaca 31.741.0)895()632(32前已选定轴的材料为 45 钢,调质处理,查表查得 。因此601,故安全。1ca3.4.2 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可算得南昌航空大学科技学院学士学位论文md5.1310%94.23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md35轴的强度:当米完全充满倾斜螺旋时,米的体积约为 323722 104.104.8351044LdDV 质量为 ,所以重量 为mGNkgmkggV 06.158.9/8013. 332 若米的全部重力完全作用于倾斜螺旋轴的尾部,则弯矩为 MmNGLM7.26.50cos倾斜螺旋所传递的扭矩: mT1.2倾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 ,6.0轴的计算应力 MPaca 13.7351.0)1.620()728(2 前已选定轴的材料为 45 钢,调质处理,查表查得 。因此601,故安全。1ca南昌航空大学科技学院学士学位论文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,min/146rnm83.1702Wi对展开式二级圆柱齿轮减速器,可取 iii )5.13(,)5.13(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i i i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 i4.1583.174.1ii.5i各轴的转速:I 轴 min/1426rnm南昌航空大学科技学院学士学位论文II 轴 min/2.85146rinIII 轴 i/07.3i水平螺旋 in/81rn各轴的输入功率:I 轴 kWPd103.9.04.31II 轴 95.6.2III 轴 k0.095.1 水平螺旋 WP8.9.3水式中: 轴承、齿轮传动和联轴器的传动效率。321,各轴的输入转矩:电动机轴的输出转矩 为dTmNnPm5.691420.5.9105.966故 I 轴 Td .8.3II 轴 i 5.32769.05.621III 轴 mNiT 9.1.37水平螺旋 7.0859.0.163水表 4-1 传动装置的运动和动力参数电机轴 轴轴轴水平螺旋转速n/(r/min)1426 1426 285.2 80 80轴参数南昌航空大学科技学院学士学位论文功率P/(kW)0.104 0.103 0.095 0.090 0.088扭矩 T/()mN696.5 689.5 3276.5 11116.9 10895.7传动比 i1 5 3.57 1效率 0.99 0.95 0.95 0.984.2 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: ,HBS240大齿轮:45 钢(常化) ,硬度为: ,二者材料差为 。HBS20(4)选择齿数。小齿轮齿数 ,大齿轮齿数 。41z 1512uz(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)3211 )(2.HEdtt ZuTKd1)确定公式内的各计算参数值南昌航空大学科技学院学士学位论文(1)试选载荷系数 3.1tK(2)计算小齿轮传递的转矩 mNmNnPT 26161 1089.614203.5.905.9(3)查表选取齿宽系数 d(4)查表查得材料的弹性影响系数 218.9MPaZE(5)按齿面硬度查图查得小齿轮的接触疲劳强度极限 ;大齿PaH501lim轮的接触疲劳强度极限 ;PaH4802lim(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)hnjLN60将数据代入式子 4-2,得 911 1053.21038142606 hjLn9912 .53.uN(7)查图查得接触疲劳强度寿命系数 ;2.01HNK98.02HN(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1S(4-3)KHNHlim南昌航空大学科技学院学士学位论文将数据代入式子 4-3,得MPaSKHNH506192.1lim1 4.78.42li22)设计计算(1)试算小齿轮分度圆直径 代入 中较小值td1Hm mZuTKdHEdtt568.17 )4.70819(51089.632.)(132 2 (2)计算圆周速度 v smndt /31.1064258.7106(3)计算齿宽 bdt 568.17.1(4)计算齿宽与齿高之比 hb模数 mzdmtt 732.024568.17齿高 .6.12.hbt(5)计算载荷系数根据 ,7 级精度,查图查得动载系数 ;smv/31. 08.1VK直齿轮,假设 .由表查得 ;mNbFKtA02.FH南昌航空大学科技学院学士学位论文由表查得使用系数 ;0.1AK由表查得 7 级精度,小齿轮相对支承非对称布置时,bdH 3210.)6.01(8.2. 将数据代入后得 ;412.568.71023.)16.0(18.2. 2 HK由 , 查图查得 ;故载荷系数67.10hb4. 5.FK830.142.08.1HVAK(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4-43ttd将数据代入后得 mKdtt 69.13.8056.1731 (7)计算模数 mzd82.0469.14.2.3 按齿根弯曲强度设计弯曲强度的设计公式为(4-5)321)(FSadYZKTm1)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MPaFE3801南昌航空大学科技学院学士学位论文强度极限 ;MPaFE3201(2)查图查得弯曲疲劳寿命系数 ,86.01FNK90.2FN(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4.1S(4-6)FENF将数据代入,得MPaaSKFENF 43.24.1380611 71.5.922(4)计算载荷系数0.3.2108.FVAK(5)查取齿形系数由表查得 ; 。65.21FaY164.2Fa(6)查取应力校正系数由表可查得 ; 。58.1Sa06.12SaY(7)计算大、小齿轮的 ;并加以比较F01794.43.25861FSaY.2大齿轮的数值大。2)设计计算mm430.019.24189.6750.32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南昌航空大学科技学院学士学位论文计算的模数,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m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430. m5.0的分度圆直径 ,算出小齿轮齿数d69.135.01mz大齿轮齿数 ,取192u1952z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( )1dm( )2dm( )b( )am19.50 97.50 19.50 58.5取 , 。B20814.2.5 验算NdTFt 7.05.196221,合适mmNbKtA 13.704.3 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) 。南昌航空大学科技学院学士学位论文(3)材料选择。查表选择小齿轮:45 钢(调质) ,硬度为: ,HBS240大齿轮:45 钢(常化) ,硬度为: ,二者材料差为 。HBS20(4)选择齿数。小齿轮齿数 ,大齿轮齿数 ,取41z 7.85.312uz。862z(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 3.1tK(2)计算小齿轮传递的转矩 mNmNnPT 36161 108.2.8509.905.9(3)查表选取齿宽系数 d(4)由表查得材料的弹性影响系数 218.9MPaZE(5)按齿面硬度查图查得小齿轮的接触疲劳强度极限 ;大齿PaH501lim轮的接触疲劳强度极限 ;PaH4802lim(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) 91 1042.30812.560N92 57.4u(7)由图查得接触疲劳强度寿命系数 ;98.1HNK.2HN(8)计算接触疲劳许用应力南昌航空大学科技学院学士学位论文取失效概率为 1%,安全系数 ,参考式子 4-3,得1SMPaH5398.041.22)设计计算(1)试算小齿轮分度圆直径 代入 中较小值td1Hm mZuTKdHEdtt67.29 )480.19(57.3108.32.)(131 (2)计算圆周速度 v snt /4.01602857.29160(3)计算齿宽 bmdt 7.29.1(4)计算齿宽与齿高之比 h模数 zdmtt 237.1467.291齿高 .08.85.hbmt(5)计算载荷系数根据 ,7 级精度,由图查得动载系数 ;smv/4.0 04.1VK直齿轮,假设 .查表查得 ;NbFKtA102.FH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,bKdH 3210.)6.01(8.2. 将数据代入后得 南昌航空大学科技学院学士学位论文;415.67.29103.)16.0(18.2. 2 HK由 , 查图查得 ;故载荷系数67.10hb45. 5.FK76.14.20.1HVA(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mKdtt 87.32.167.29331 (7)计算模数 mz.48.14.3.3 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MPaFE3801度极限 ;MPaFE3201(2)由图查得弯曲疲劳寿命系数 ,90.1FNK92.FN(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4.1SMPaaFENF 29.4.38091 SK.14.1222(4)计算载荷系数685.3.20.FVA(5)查取齿形系数由表查得 ; 。65.21FaY208.Fa(6)查取应力校正系数南昌航空大学科技学院学士学位论文由表查得 ; 。58.1SaY76.12Sa(7)计算大、小齿轮的 ;并加以比较FY0174.29.45861FSa65.2Y大齿轮的数值大。2)设计计算mm703.01865.2418.365.33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703. m1度圆直径 ,算出小齿轮齿数md8.32130.1z大齿轮齿数 ,取8.752u182z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( )1dm( )2dm( )b( )am33.00 118.00 33.00 75.5取 , 。B32401南昌航空大学科技学院学士学位论文4.3.5 验算NdTFt 79.120.318231,合适mmNbKtA 04.5.794.4 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1P1n1T由表 4-1 可知: ; ;kW03.min426rmNT5.68912.求作用在齿轮上的力因已知高速齿轮的分度圆直径为mzd5.1935.01故圆周力 NTFt 7.968213. 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)30minPAd选取轴的材料为 45 钢,调质处理。根据表选取 ,于是得120Amd7.41263.min该段轴上有键槽将计算值加大 , 应为 。%ind9.4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。d联轴器的计算转矩 ,考虑到转矩变化很小,查表选取 ,则: 3TKAca 3.1AKmN13795.689.1南昌航空大学科技学院学士学位论文按照计算转矩 应小于联轴器公称转矩条件,查标准 GB/T 5843-1986 或手册,caT选用 YL 凸缘联轴器,其公称转矩为 。半联轴器的孔径 ,故mN10md10取 ;半联轴器长度 ,半联轴器与轴配合的毂孔长度 。md10 L271L244.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md12。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mD14 mL24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 。 ml2(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md12准精度级的单列深沟球轴承 6202,其尺寸为 ,故mBDd1351。右端滚动轴承采用挡油板进行轴向定位。由手册查得 6202 型d15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h.2.2为 ,所以 。m12ml1(3)根据轴段 的直径 ,考虑到齿轮的分度圆直径为 d5南昌航空大学科技学院学士学位论文,可把安装齿轮处的轴段 设计成齿轮轴,选直径 。md5.19 md17考虑到中间轴的长度和内壁间的距离,取轴段 的长度 。 l86(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m6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 。l28l8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mhb4 m20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。456.05.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。南昌航空大学科技学院学士学位论文计算出危险截面处的弯矩和扭矩。弯矩 mNMH1837扭矩 T5.696.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)WTMca22)(根据式子 4-8 及上面计算出的数值,并取 ,轴的计算应力3.0MPaca 8.17.0)5.6893(822前已选定轴的材料为 45 钢,调质处理,查表查得 。因此601,故安全。1ca7.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MPap120均值 ,键的工作长度 ,键与轮毂键槽MPap10 mbLl 6420的接触高度 。由式 4-9 可知mhk245.(4-9)kldTp将数据代入式 4-9 得 MPaPaMpp 1031.410625.89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2P2n2T南昌航空大学科技学院学士学位论文由表 4-1 可知: ; ;kWP095.2min2.852rnmNT5.32762.求作用在齿轮上的力因已知中速小齿轮的分度圆直径为mzd0.30.11故圆周力 NTFt 9.3527623. 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120Amd8.72.50913min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d轴承处的直径,所以选轴的直径 。d154.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md15精度级的单列深沟球轴承 6202,其尺寸为 。右端滚mBDd1351南昌航空大学科技学院学士学位论文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mh5.2m12m5.2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806确定 , 。l3 l9(2)取安装齿轮处的轴段 和 的直径 ;齿轮的 md17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20的长度 。轴段 和 的长度 。 ml10 ll381 ,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mhb5,安装小齿轮的键长为 (标准键长见 GB/T 1096-1979) ,同时为了保证16m36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。458.05.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。南昌航空大学科技学院学士学位论文图 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 mNMH54扭矩 T.32766.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3.0MPaca 7.1615.0).3276(42前已选定轴的材料为 45 钢,调质处理,由表查得 。因此01,故安全。1ca7.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MPap120值 ,键的工作长度 ,键与轮毂键槽的MPap10 mbLl 3536南昌航空大学科技学院学士学位论文接触高度 。由式子 4-9 可得mhk5.2.05. MPaPaMpp 1097413.76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Pap120值 ,键的工作长度 ,键与轮毂键槽的MPap10 mbLl516接触高度 。由式子 4-9 可得mhk5.2.5.MPaPapp 100.1471.36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3P3n3T由表 4-1 可知: ; ;kW09.min80rmN9.1632.求作用在齿轮上的力因已知低速大齿轮的分度圆直径为mzd180.12故圆周力 NTFt 896233. 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120Amd6.1809.13min该段轴上有键槽将计算值加大 , 应为 。%4ind1.2南昌航空大学科技学院学士学位论文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d与联轴器的孔径相适应,故需同时选联轴器型号。d联轴器的计算转矩 ,考虑到转矩变化很小,查表选取 ,则: 3TKAca 3.1AKmN14529.16.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,ca选用 YL2 凸缘联轴器,其公称转矩为 。半联轴器的孔径 ,故160d14取 ;半联轴器长度 ,半联轴器与轴配合的毂孔长度 。md14 mL341 mL294.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md18。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mD20 mL29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 。 ml27(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md18南昌航空大学科技学院学士学位论文准精度级的单列深沟球轴承 6204,其尺寸为 ,故mBDd14720。右端滚动轴承采用挡油板进行轴向定位。由手册查得 6204md20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h3 3宽度为 ,所以 。15l7(3)根据轴段 的直径 ,取安装齿轮处的轴段 的直径 md20 ;齿轮的左端采用轴肩定位,轴肩高度 ,取 ,则md2 dh07.mh2。齿轮的右端采用套筒定位,选套筒的宽度为 ,取轴段 的6 长度 ,考虑到中间轴的长度和内壁间的距离,取轴段 的长度l30 ,轴段 的长度 。41 ml37(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6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 。ml5.29l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mhb6 m28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 ,hb5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25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。458.05.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南昌航空大学科技学院学士学位论文扭矩图。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 mNMH3.540扭矩 T9.166.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3.0MPaca .8201.)9.63(542前已选定轴的材料为 45 钢,调质处理,由表查得 。因此a601,故安全。1ca7.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MPap120值 ,键的工作长度 ,键与轮毂键槽的MPap10 mbLl628南昌航空大学科技学院学士学位论文接触高度 。由式子 3-9 可得mhk365.0. MPaPaMpp 101.529.1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Pap120均值 ,键的工作长度 ,键与轮毂键槽MPap10 mbLl52的接触高度 。由式子 4-9 可得mhk5.2.5.MPaPapp 10763140.2916联接的挤压强度满足要求。南昌航空大学科技学院学士学位论文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,min/1428rnm28.140Wm对展开式二级圆柱齿轮减速器,可取 iii )5.13(,)5.13(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i i i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 i4.15.428.14.1ii7.35.i各轴的转速:I 轴 min/1428rnm南昌航空大学科技学院学士学位论文II 轴 min/3.175.428rinIII 轴 i/0.i倾斜螺旋 in/11rn各轴的输入功率:I 轴 kWPd192.0.94.031II 轴 8.6.2III 轴 k173.09.018.1 倾斜螺旋 WP64.73.3倾式中: 轴承、齿轮传动和联轴器的传动效率。321,各轴的输入转矩:电动机轴的输出转矩 为dTmNnPm4.12978.015.9105.966故 I 轴 NTd 4.2.4273II 轴 i 1.593.609.182III 轴 mNiT 4.7.5431倾斜螺旋 1.6209.0.63倾表 5-1 传动装置的运动和动力参数电机轴 轴轴轴倾斜螺旋转速n/(r/min)1428 1428 317.3 100 100轴参数南昌航空大学科技学院学士学位论文功率P/(kW)0.194 0.192 0.182 0.173 0.164扭矩 T/()mN1297.4 1284.4 5493.1 16549.4 16220.1传动比 i1 4.5 3.17 1效率 0.99 0.95 0.95 0.985.2 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: ,HBS240大齿轮:45 钢(常化) ,硬度为: ,二者材料差为 。HBS20(4)选择齿数。小齿轮齿数 ,大齿轮齿数 。41z 185.12uz(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 3.1tK(2)计算小齿轮传递的转矩 mNmNnPT 36161 10284.14289.05.905.9(3)查表选取齿宽系数 d南昌航空大学科技学院学士学位论文(4)由表查得材料的弹性影响系数 218.9MPaZE(5)按齿面硬度查图查得小齿轮的接触疲劳强度极限 ;大齿PaH501lim轮的接触疲劳强度极限 ;PaH4802lim(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) 91 1056.2103814260hjLnN992 57.5.u(7)由图查得接触疲劳强度寿命系数 ;2.01HNK98.02HN(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SMPaHNH506192.1lim1 SK4.78.42li22)设计计算(1)试算小齿轮分度圆直径 代入 中较小值td1Hm mZuTKdHEdtt743.21 )4.70819(5.41028.3.2)(13 (2)计算圆周速度 v snt /63.10642873.1061 (3)计算齿宽 bmdt 74.23.1(4)计算齿宽与齿高之比 h模数 zdmtt 906.2473.11南昌航空大学科技学院学士学位论文齿高 6.104.2734.295.hbmmt(5)计算载荷系数根据 ,7 级精度 ,由图查得动载系数 ;sv/6.1 08.1VK直齿轮,假设 .由表查得 ;mNbFKtA102.FH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,bKdH 3210.)6.01(8.2. 将数据代入后得 ;413.7.23.).(. 2H由 , 查图查得 ;故载荷系数6.10hb413.K5.1FK83.4.208.HVA(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mKdtt 37.24.1743.231 (7)计算模数 mz0.15.2.3 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MPaFE3801度极限 ;MPaFE3201(2)由图查得弯曲疲劳寿命系数 ,86.01FNK90.2FN南昌航空大学科技学院学士学位论文(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4.1SMPaaKFENF 43.2.38061 S71.54.1922(4)计算载荷系数0.3.208.FVAK(5)查取齿形系数由表查得 ; 。65.21FaY174.2Fa(6)查取应力校正系数由表查得 ; 。58.1Sa796.12SaY(7)计算大、小齿轮的 ;并加以比较F01794.43.25861FSa8.72Y大齿轮的数值大。2)设计计算mm529.018.02418.750.33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529.0m8.0分度圆直径 ,算出小齿轮齿数md37.41南昌航空大学科技学院学士学位论文318.07241mdz大齿轮齿数 ,取5.912u4012z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( )1dm( )2dm( )b( )am24.8 112.0 24.8 68.4取 , 。B253015.2.5 验算NdTFt 5.1038.2413,合适mmNbKtA.505.3 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: ,HBS240大齿轮:45 钢(常化) ,硬度为: ,二者材料差为 。HBS20(4)选择齿数。小齿轮齿数 ,大齿轮齿数 。41z 761.32uz(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南昌航空大学科技学院学士学位论文设计方法。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 3.1tK(2)计算小齿轮传递的转矩 mNmNnPT 36161 10478.53.178205.905.9(3)由表查取齿宽系数 d(4)由表查得材料的弹性影响系数 218.9MPaZE(5)按齿面硬度查图查得小齿轮的接触疲劳强度极限 ;大齿PaH501lim轮的接触疲劳强度极限 ;PaH4802lim(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) 91 10457.10381.3760hjLnN992 4.45.u(7)由图查得接触疲劳强度寿命系数 ;8.01HNK0.12HN(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SMPaHNH53918.01lim1 SK4.2li22)设计计算(1)试算小齿轮分度圆直径 代入 中较小值td1H南昌航空大学科技学院学士学位论文m mZuTKdHEdtt897.35 )480.19(7.310478.532.)(1231 (2)计算圆周速度 v snt /60.1063789.5106(3)计算齿宽 bmdt 897.35.1(4)计算齿宽与齿高之比 h模数 496.1287.351zdmtt齿高 .0.9372.hbmt(5)计算载荷系数根据 ,7 级精度,由图查得动载系数 ;smv/60. 04.1VK直齿轮,假设 .由表查得 ;NbFKtA102.FH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,bKdH 3210.)6.01(8.2. 将数据代入后得 ;416.897.352.).(. 2 H由 , 查图查得 ;故载荷系数65.10hb416.K.1FK76.4.20.HVA(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mKdtt 76.39.1897.35331 南昌航空大学科技学院学士学位论文(7)计算模数 mmzd6.1247.3915.3.3 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MPaFE3801度极限 ;MPaFE3201(2)由图查得弯曲疲劳寿命系数 ,90.1FNK92.FN(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4.1SMPaaFENF 29.4.38091 SK.14.1222(4)计算载荷系数685.3.20
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