螺旋輸送式連續(xù)洗米機設計

畢業(yè)設計（論文）I、畢業(yè)設計論文）題目：螺旋輸送式連續(xù)洗米機設計H畢業(yè)設計（論文）使用的原始資料數(shù)據(jù)）及設計技術要求：本課題擬設計一種集搓米、洗米、去除漂浮雜質和沙石等多種功能于一體、可適用于大型飲食中心、大型食堂使用的高效洗米機。課題要求學生在提出該洗米機原理方案的基礎上，構思出洗米機的裝配結構方案，設計出洗米機的總體裝配圖，繪制出洗米機的主要零部件工作圖，進而撰寫畢業(yè)設計論文。洗米機的技術條件及主要要求如下：⑴生產率：洗米1600kg/h；（2） 用水量:8000L/先米1600kg；（3） 水平螺旋電機功率250W,傾斜螺旋電機功率550W;（推薦）（4） 外型尺寸：1400mm>800mmx125mmo區(qū)畢業(yè)設計論文）工作內容及完成時間:（1）杳閱文獻，翻譯英文資料，書寫開題報告第1-4周（2）相關資料的獲取和必要知識的學習第5-9周（3）設計系統(tǒng)的硬件和軟件模塊并調試第10-14周（4）撰寫論文；第15-16周（5）總結，準備答辯；第17周^主要參考資料：包清彬新型連續(xù)式洗米機J].包裝與食品機械2001（3）賀新彬水射流輸洗米機的開發(fā)和研制].糧油加工，2007（7）唐偉強新型連續(xù)豆豉洗霉機的原理及結構].中國調味品，2003（2）王中剛張秀親機械設計實踐M].哈爾濱：哈爾濱工業(yè)大學出版社2003⑸成大先機械設計手冊全卷M.北京：化學工業(yè)出版社,1999[6]A.W.Roberts.Theinfluenceofgranularvortexmotiononthevolumetricperformanceofenclosedscrewconveyors[J].PowderTechnology10419919）4）：5667[7]SeiichirouSUZUK.Astudyonthedynamicbehaviorsofanautomaticwashingmachine.2001KoreaADAMSUserConference,20：011-6航空與機械工程系機械設計制造及其自動化專業(yè) 班學生（簽名）： 俸愛元日期：自2014年2月17日至2014年6月1日指導教師（簽名）：學士學位論文原創(chuàng)性聲明本人聲明，所呈交的論文是本人在導師的指導下獨立完成的研究成果。除了文中特別加以標注引用的內容外，本論文不包含法律意義上已屬于他人的任何形式的研究成果包含本人已用于其他學位申請的論文或成果。對本文的研究作出重要貢獻的個人和集體，均已在文中以明確方式表明。本人完全意識到本聲明的法律后果由本人承擔。作者簽名：俸愛元 日期：2014年5月29日學位論文版權使用授權書本學位論文作者完全了解學校有關保留、使用學位論文的規(guī)定，同意學校保留并向國家有關部門或機構送交論文的復印件和電子版，允許論文被查閱和借閱。本人授權南昌航空大學科技學院可以將本論文的全部或部分內容編入有關數(shù)據(jù)庫進行檢索，可以采用影印、縮印或掃描等復制手段保存和匯編本學位論文。作者簽名：俸愛元 日期：2014年5月29日導師簽名：賀紅林 日期：2014年5月29日螺旋輸送式連續(xù)洗米機設計摘要：洗米機是一種糧食加工機械,用于洗米的裝置。本設計的螺旋洗米機由電動機、水平螺旋軸、傾斜螺旋軸及與其相對應的減速器機、架等結構組成。米由進料口進入洗米機,經(jīng)過螺旋軸的輸送進行揉搓洗滌,水流與米流逆流流動,米中的漂浮雜質在此過程中漂浮,與洗滌的濁水一起從溢流口排出,達到洗米的目的。其結構簡單,占地面積小,集搓米、洗米、除去漂浮雜質、砂石等為一體,用水量少洗滌效果好,是一種高效的連續(xù)洗米機,是食堂、大型飯店、快餐中心等較為理想的糧食洗滌機械。本設計擬訂了洗米機的總體結構方案,進行了運動和動力參數(shù)的計算;完成了水平螺旋軸、傾斜螺旋軸及與其相對應的減速器傳動機架等結構設計。關鍵詞：螺旋洗米機，減速器，水平螺旋軸，傾斜螺旋軸，機架。指導老師簽字：賀紅林ScrewConveyorContinuousWashingRiceMachineDesignStudentName:Fengaiyuan Class:1081023Supervisor:HehonglinAbstractRicewashingmachineisakindoffoodprocessingmachinery,forthericewashingdevice.Thedesignofthespiralricewashingmachineiscomposedofmotor,horizontalspiralshaft,inclinedscrewshaftandcorrespondingreducer,aframestructure.Metresfromtheinletintothewashingmachine,thespiralshaftcarriedbytheconveyortorubbingwashing,waterflowandcountercurrentflowmetersflow,Minakafloatingimpuritiesintheprocessoffloating,andwashingmuddywaterfromoverflowoutlet,reachthericewashingpurpose.Ithastheadvantagesofsimplestructure,smalloccupationarea,rice,ricewashing,rubbingthesetofremovingfloatingimpurities,suchasgravelasonewithlesswater,goodwashingeffect,isakindofhighefficientcontinuouswashingricemachine,isthecafeteria,hotel,largefastfoodcentersrelativelyidealgrainlavationmachinery.Thedesignofformulationofthericewashingmachinetheoverallstructurescheme,themovementandpowerparameters;completedthehorizontalspiralshaft,inclinedscrewshaftandcorrespondingreducer,rackstructuredesignKeywordsSpiralricewashingmachine;Retarder;Horizontalspiralshaft;Tiltingscrewshaft;RackSignatureofSupervisor:Hehonglin目錄第1章緒論TOC\o"1-5"\h\z\o"CurrentDocument"洗米機設計的目的及意義 1\o"CurrentDocument"我國洗米行業(yè)發(fā)展概況 2\o"CurrentDocument"1.3典型洗米機的式樣 4.\o"CurrentDocument"第2章洗米機工作原理設計及執(zhí)行件計算 5\o"CurrentDocument"2.1洗米機工作原理的設計 6\o"CurrentDocument"2.2洗米機執(zhí)行件的計算 6水平螺旋直徑，轉速及長度 62.3.1傾斜螺旋直徑，轉速及長度 7\o"CurrentDocument"水平及傾斜螺旋校核計算 7水平螺旋軸的校核 82.4.2傾斜螺旋軸的校核 9\o"CurrentDocument"第3章水平及傾斜螺旋減速器設計 11\o"CurrentDocument"水平減速器總體設計 11\o"CurrentDocument"3.2水平螺旋減速器高速級齒輪設計 123.3選擇齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) 133.4齒面接觸疲勞強度的計算 14按齒根彎曲強度計算 153.6幾何尺寸計算... 163.7驗算 17\o"CurrentDocument"3.8水平螺旋減速起低速級齒輪設計 17\o"CurrentDocument"第4章各軸的結構設計與校核 214.1輸入軸的設計 21中間軸的設計 24輸出軸的設計 ...264.4傾斜螺旋減速器的設計 30\o"CurrentDocument"第5章全文總結 31\o"CurrentDocument"參考文獻 32\o"CurrentDocument"致謝 331緒論1.1洗米機設計目的及意義大米是我國一些地方的主食，然而一些食堂、大型飯店、快餐中心大米的用量比較大，人工洗米不僅浪費人力財力而且無法滿足需求，因此為把人們從繁重效率低的勞動中解放出來，提高工作效率，需要一類洗米設備來代替人類。而洗米機就是一種糧食加工機械，用于洗米的裝置。為了適應食堂、大型飯店、快餐中心等的需要，因此設計了一種螺旋輸送式洗米機，該機包括電動機、齒輪減速傳動、機殼、進料口、出料口、螺旋推進器等結構。通過水的沖刷及沙石自身沉降達到清洗大米的目的。從原理和結構上講，洗米機的類型也是多種多樣的，例如有水壓式、循環(huán)式、半自動式、水射流式等。不同類型的洗米機的結構組成和應用特點有所不同，但總體的看目前，各型洗米機均呈現(xiàn)良好的發(fā)展態(tài)勢。適于餐飲業(yè)發(fā)展的需要，本文著力推出新原理結構螺旋輸送式洗米機，其研究不僅具一定理論意義，更具重要工程實用價值。1.2國內外洗米行業(yè)發(fā)展概況（1） 國內洗米機發(fā)展概況隨著我國經(jīng)濟的迅速發(fā)展，國民生活水平的不斷提高，在工業(yè)、農業(yè)及第三產業(yè)的發(fā)展中其機械化水平得到空前的提高。在傳統(tǒng)的服務業(yè)——餐營業(yè)中其機械作業(yè)也日趨普遍化,從而大大的降低了勞動者的勞動強度，也降低了勞資成本。由于在國內人口眾多，不管是學校、餐飲和工廠都存在大量學生、顧客和工人。因此國內的食品機械工廠在洗米機的生產上是以大中型洗米機為主。國內在洗米機領域正在飛速發(fā)展，現(xiàn)在市場中也出現(xiàn)了螺旋輸送揉搓洗滌的新型洗滌方式。洗米機的研究在于提高對大米的洗滌效率，減少對水源的浪費，并可大大的降低食品加工人員的工作量，以實現(xiàn)優(yōu)質高效的洗滌效果。由于我國人口眾多特別是在學校、工廠及餐飲行業(yè)都需解決對大量米的洗滌工作，通過對國內相關食品機械的調查可看出，目前對洗米機的需求量呈增長趨勢。所以說開發(fā)洗米機有著重要的實際意義。（2）國外洗米機發(fā)展概況目前，在歐美發(fā)達國家洗米機的應用以達到相當大的普及，由于其人口密度不大，因此中小型洗米機的需求量比較大。從在洗米機的構造來看，國外的洗米機趨于小型化，高效率，結構簡單等特點，從過去的一次性洗滌發(fā)展到現(xiàn)在的連續(xù)式洗滌方式，并且工作機構也以從過去的攪拌型發(fā)展到現(xiàn)在的電磁振動和螺旋輸送揉搓等方式。

本設計是根據(jù)國內外洗米機的發(fā)展趨勢：小型化，高效率，結構簡單等，而設計的一種能除去谷殼等漂浮雜質及沙石、用水量少的螺旋輸送式洗米機。適用于學校食堂，大型飯店等部門，操作安全方便以及制造成本低等優(yōu)點通過對1000kg米洗滌的理論分析來看所需時長為2小時，用水量在6500L左右，且只需1-2名操作工人。從這一洗滌過程來看與人工洗滌相比可大量節(jié)省洗滌成本，且大大的提高了其洗滌效率。1?3典型洗米機的樣式(1)水壓式洗米機如圖1.1所示，此類洗米機采用自來水為動力，自來水通過本產品的主體水閥進行加壓，將一束急流的水從小口徑孔射出，從而具有足夠的能量把漏斗中流下的大米進行輸送和清洗，對大米的表面進行摩擦和沖擊，使表面和背溝的糠皮得到徹底清涮，對其他顆粒物也能起到清洗和運輸?shù)哪康摹Ｔ谙疵椎倪^程中，能將大米的上浮物質通過洗米機溢水面進行排放，進行過清洗的大米能保證干凈衛(wèi)生。特點：提高洗米質量，減少浪費，節(jié)省能源，適用于大米、黃豆、小麥、玉米、豆類等的淘洗。圖1.1水壓式洗米機(2)圖1.1水壓式洗米機(2)循環(huán)式洗米機圖1.2循環(huán)式洗米機如圖1.2所示，由分離器和供水桶構成一體在分離器的內腔按縱向依次設置有落米室、米砂分離室、存米室及漂浮物排出室，水泵和落米室及供水桶相接，米泵分別通過輸米管和送米管與存米室及米水分離器相接，它是利用各種物質不同比重，將砂石、米蟲、

糠皮、塵埃等雜物清除掉。使用時把大米投入不銹鋼料斗中，洗米機通過高水壓從料斗底部將大米走流入下一個不銹鋼容器中，然后從這個容器底部吸走，再從頂端流入。洗米機這個動作循環(huán)一個周期，使大米得到了充分的清洗和浸洗，最后通過自動程式控制吸入另一個米水分離裝置將水分濾去。特點：清除效果好，其用水可反復使用，節(jié)約用水，體積小，重量輕，操作方便，淘米量大，可廣泛用于家庭、集體食堂和賓館等單位?！?-也訥送趴■7-也訥送趴圖1.3半自動式洗米機 圖1.4水射流式洗米機（3） 半自動式洗米機如圖1.3所以，半自動洗米機涉及一種淘洗大米用的炊事機具。主要由內套桶、外套桶、漏水斗、主軸、電機、攪拌器、水米分流器和機架組成，內套桶為盛水和米的容器，電機通過主軸帶動攪拌器在內套桶中旋轉將米洗凈并通過水米分流器直接送入鍋內。特點：結構簡單、操作方便，淘米速度快，洗凈度高，可以大大減輕炊事人員的勞動強度。特別適用于大量淘洗大米，也可以用于清洗其他顆粒狀物品。（4） 水射流式洗米機如圖1.4所示，水射流就是利用滴水穿石的原理，賦予液滴比自由落體大得多的打擊能量，使持之以恒能觀察到的滴水穿石現(xiàn)象在瞬間完成。水射流分高壓和低壓。低壓水射流技術可應用于食品工業(yè)，糧食加工中，如大米加工前工藝輸送和清洗，將這一技術運用到大米制粉工藝上是一次大膽嘗試，水射流裝置是由泵自來水）、管道、噴嘴、漏斗、閥門、壓力表、以及浸泡清水池等組成。它的關鍵部分是噴嘴和管徑。工作原理是一束急流的水從小口徑孔射出，從而具有足夠的能量把漏斗中流下的大米進行輸送和清洗，對大米的表面進行摩擦和沖擊，使表皮和背溝的糠皮得到徹底清涮，對其他顆粒物也能起到清洗和運輸?shù)哪康摹５蛪核淞餮b置的研制和開發(fā)獲得成功，解決了多年來內銷和出口米粉條大米的運輸清洗等問題，提高了質量，節(jié)省了能源，減輕了工人勞動強度，衛(wèi)生也大大改觀。以前是利用刮板輸送機輸送，這樣既不衛(wèi)生，又浪費，大米破損率高，常常有大米殘留物在刮板機內發(fā)酵腐爛變質，因此使米粉條的質量差，現(xiàn)在用水射流輸米機情況就不同了，使米粉條質量大大提高，外觀也好看。特點：水射流輸洗米機由于結構緊湊，用材少，操作簡便，裝拆維修十分方便，工作可靠，產量穩(wěn)定，故障率少，使用壽命長，工年沒有大修過，零件完好，功率在w左右，因而耗能少，同時，操作技術要求低，新手一兩天即可完全掌握。2洗米機工作原理設計及執(zhí)行件的計算2.1洗米機工作原理的設計為適應食堂、大型飯店、快餐中心等的需要，提出一種基于機械螺旋驅動的連續(xù)式洗米機，該洗米機的原理構成如圖.1所示。圖2.1機組結構簡圖1-料斗；2-水平螺旋；3-減速器1；4-電機1；5-機架；6-電機2；7-減速器2；8-沙石沉積槽；9-頃斜螺旋；10-出料口；11-噴水裝置；12-溢流口從結構上講，該洗米機主要由料斗、水平螺旋、傾斜螺旋、機架、動力裝置、噴水裝置等部分組成。洗米機的工作原理可描述為：大米至料斗加入，經(jīng)過水平螺旋的輸送進行揉搓洗滌，大米中的漂浮雜質在此過程中漂出，與洗滌的濁水一起從溢流口排出。大米經(jīng)過水平螺旋輸送洗滌完后，進入傾斜螺旋，在傾斜螺旋的入口處，沉降速度較快的沙石則被沉降在沙石沉積槽內（小槽下有螺孔，可定時拆下進行清洗大米則隨著傾斜螺旋的轉動，被進一步揉搓洗滌并往上輸送，最后經(jīng)過噴水裝置以上的瀝干段瀝干后從排料口排出，完成洗米操作。而洗滌水在洗米過程中從噴水裝置處噴入，沿傾斜螺旋往下流動，經(jīng)過水平螺旋，最后從溢流口流出機組在整個洗米過程中水流與米成逆流流動呆證了較好的洗滌效果。為了確保水與米能成較好的逆流流動，在傾斜輸送螺旋上鉆小孔，并使傾斜螺旋的上蓋與螺旋留有一定的間隙，水平螺旋則采用敞蓋，也便于漂浮雜質浮出。本文洗米機設計主要特點：一是米在用螺旋輸送過程中同時進行揉搓洗滌，使機組結構簡單，運作可靠;二是米流與水流成逆流流動保證了用水少和較好的洗滌效果；三是漂浮雜質有足夠的漂浮空間，保證洗滌能較徹底地除去米中的漂浮雜質。2.2洗米機執(zhí)行件的計算洗米機執(zhí)行件包括水平螺旋與傾斜螺旋，以下就這兩種執(zhí)行件進行分析計算。2.2.1水平螺旋直徑、轉速及長度設水平螺旋直徑為D、轉速為n及長度L111螺旋直徑和轉速計算公式如下：(2-1)(2-2)式中：D—水平螺旋直徑，單位為；1G—生產能力，單位為"/h；K—物料綜合特性系數(shù)；0—物料充填系數(shù)，由于螺旋具有輸送和揉搓洗滌作用，故應適當1取小值；p—物料的堆積密度，單位沏/m3；c一與輸送傾角有關的系數(shù)；n—水平螺旋轉速，單位為pm；1A—物料綜合特性系數(shù)。各個參數(shù)的取值大小見表2-1表2-1水平螺旋的參數(shù)參數(shù)K01p(T/m3)cA(rpm)數(shù)值0.0490.20（初選）0.81.050將上述各值代入式2-1、2-2，可求出D、n:11D=0.1231n=129r/min1圓整為標準系歹D]=150mm；n】=120rpm。螺旋填充系數(shù)的校核公式為：帖G （2-3）47D2pncs式中s 螺距（m），此處s二0.8D，其他符號意義同前。將圓整的D、n值代入式2-3：110=0.131得0=0.13，小于前面的初選0=0.2，為此可以考慮降低轉速以減少摩擦。取11

n=80rpm，則可得=0.195<0.2，為此，最終選定水平螺旋的直徑和轉速為：11D=150mm1n=80rpm1另由有關試驗及經(jīng)驗，兼顧機體尺寸，取水平螺旋長為=600mm。12.2.2傾斜螺旋直徑、轉速及長度為便于瀝水及實現(xiàn)水與米形成逆流同時也利于出料，取傾斜螺旋的傾角3=30。，按2.2.1的計算方法,可算得傾斜螺旋的直徑轉速Dn、充添系埶及長度L，數(shù)值見表22222-2。表2-2傾斜螺旋的參數(shù)參數(shù)D（mm）n（rpm）L（mm）數(shù)值1501000.26800傾斜螺旋的充填系數(shù)比水平螺旋大，但仍小于0.35，在推薦范圍內。功率計算及電機的選型所需額定功率P。所需額定功率P。d2P=K—K■=—電?GL1W0（kW）d1 電耳n367利用阻力系數(shù)法計算所需電機功率，水平螺旋電機所需額定功率和傾斜螺旋電機d1（2-4）TOC\o"1-5"\h\zN K GL\o"CurrentDocument"P=K—0=―電-―（W+sin卩）（kW） （2-5）\o"CurrentDocument"d2電耳 耳367 0式中：K—功率備用系數(shù)；電耳一傳動效率；L—螺旋長度；3—傾斜螺旋的傾角；W—阻力系數(shù)；0G—螺旋輸送機生產能力，單位為（/h）。表2-3功率計算參數(shù)參數(shù)Kn3W（T/h）0數(shù)值電1.40.9030。4.0考慮到水（介質）充滿螺旋，計算阻力時除輸送阻力外，還應有介質攪動阻力，由于

介質阻力較難計算，此外可假設輸送充填系數(shù)1為的水作為其生產能力，以此來近似計算總阻力，由此可按公式：G二3600F-v?p二15兀D2?s-n-p（T/h） （2-6）算得：G=10.2（T/h）,G=12.7（T/h）。12以上各數(shù)值代入公式2-4、2-5，可計算得：P二0.104（kW）,P=0.194（kW）d1 d2上述計算是穩(wěn)定運轉功率,由于計算值可看出,所需功率較小,考慮到運轉中沖擊等突發(fā)載荷,參考有關其它機械的經(jīng)驗及有關試驗和電機效率,最終選取水平螺旋電機功率為250W,電機選用單向異步電機型號為CO6114（轉速n為1426r/min效率為58%）,m1傾斜螺旋電機功率為50W,為單向異步電機CO801（轉速n為1428r/min效率為65%）。m2水平及傾斜螺旋校核計算2.4.1水平螺旋軸的校核選取軸的材料為45鋼，調質處理，軸的扭轉強度條件為PT 9550000T= <[T]，即:一 —<kJTWT 0.2d3 TT式中：tt—扭轉切應力，單位為MPa；T一軸所受的扭矩，單位為/?mm；WT—軸的抗扭截面系數(shù)，單位漸m3；n—軸的轉速，單位為/min；P—軸傳遞的功率，單位為W；d—計算截面處軸的直徑，單位為m;[Tt]—許用扭轉切應力，單位為Pa。由上式可得軸的直徑:’ I9550000P人iTd>3 二A3'—V0.2[t]?n 0\n￥ T(2-7)(2-8)各參數(shù)的取值見表2-4:(2-7)(2-8)表2-4軸的參數(shù)參數(shù)P(kW)n(r/min)An

數(shù)值0.09480112將表中數(shù)值代入式2-8可得軸的直徑：d>112x：0.104x90%i180=11.8mm為了減少螺旋旋轉過程中振動，提高葉片的強度由經(jīng)驗公式取40mm。校核軸的Vd>112x：0.104x90%i180=11.8mm為了減少螺旋旋轉過程中振動，提高葉片的強度由經(jīng)驗公式取40mm。校核軸的V冷62-d2)L冷'502一402)x600=9.85x106mm3=9.85x10-3m3強度：當米完全充滿水平螺旋時，米的體積約為質量為m=Vp，所以重量G為G=Vpg=9.85x10-3m3x800kg/m3x9.8Nkg=77.22N若米的全部重力完全作用于水平螺旋軸的尾部，則彎矩為M=GL=77.22Nx600mm=46332N-mm水平螺旋所傳遞的扭矩：「=10895.7N-mm水按彎扭合成應力校核軸的強度，校核公式為：JM2+(aT)2a=—caW(2-9)進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險截面）的強度。根據(jù)式2-9及上面計算出的數(shù)值，并取=0.6，軸的計算應力aca丫(46332)2+(0.6x10895.7)20.1x403MPa=7.31MPa前已選定軸的材料為15鋼，調質處理，查表查得］=60MPa。因此a<Q］，-1 ca -1故安全。2.4.2傾斜螺旋軸的校核選取軸的材料為45鋼，調質處理。軸的扭轉強度條件見公式2-7，由公式2-8可算得d>112x.0.194x90%V 1^mm=13.5mm為了減少螺旋旋轉過程中振動，提高葉片的強度由經(jīng)驗公式取=35mm。校核軸的強度：當米完全充滿傾斜螺旋時，米的體積約為V=4°2V=4°2-d22一352L800=1.34x107mm3=1.34x10-2m3質量為m=Vp，所以重量G為G二Vpg二1.34x10-2m3x800kg/m3x9.8N-kg二105.06N若米的全部重力完全作用于傾斜螺旋軸的尾部，則彎矩為,.'3M=GLcos30=105.06Nx800mmx-=72787.7N-mm2傾斜螺旋所傳遞的扭矩:：=16220.1N-mm傾按彎扭合成應力校核軸的強度。進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險截面）的強度。根據(jù)式9及上面計算出的數(shù)值，并取二0.6，軸的計算應力MPa=17.13MPa*(72787.7)2+(0.6MPa=17.13MPaca0.1x353ca前已選定軸的材料為5鋼，調質處理，查表查得］=60MPa。因此◎<Q］，-1 ca -1故安全。3水平及傾斜螺旋減速器設計3.1水平減速器總體設計圖3.1水平螺旋傳動簡圖1-電動機；2,4-聯(lián)軸器；3-二級展開式圓柱齒輪減速器5-水平螺旋因為水平減速器電機功率為圖3.1水平螺旋傳動簡圖1-電動機；2,4-聯(lián)軸器；3-二級展開式圓柱齒輪減速器5-水平螺旋因為水平減速器電機功率為50W,n=1426r/minm對展開式二級圓柱齒輪減速器，可取i=（1.3?1.5）i,i=「（1.3?1.5）iI uI 工式中i，i分別為高速級和低速級的傳動比,為總傳動比，要使，iIu 為 I數(shù)值范圍內。考慮潤滑條件，為使兩級大齒輪直徑相近,i取1.4iI u均在推薦的各軸的轉速:II軸=宀4174x17.83=5丄空=3.57in=n=1426r/minImn1426 .n=—^= =285?2r/minui5IIII軸III軸n 285.2n=—^= =80r/mmiiii 3.57水平螺旋各軸的輸入功率：n=n=80r/min1 IIII軸P=Pn=0.104x0.99=0.103kWI d13II軸P=Pnn=0.10x0.99x0.96=0.095kW口 I12III軸P=Pnn=0.095x0.99x0.96=0.090kWIII 口12水平螺旋P=Pnn=0.090x0.99x0.99=0.088kW水 III13式中：n,n,n分別表示軸承、齒輪傳動和聯(lián)軸器的傳動效率123耳=0.99,耳=0.96,耳=0.99123各軸的輸入轉矩：電動機軸的輸出轉矩“為dP0.104T=9.55x106丄=9.55x106x =696.5N-mmd n 1426m故I軸T=Tn=696.5x0.99=689.5N-mmId3II軸 T=Tnni=689.5x0.99x0.96x5=3276.5N-mm口I12IIII軸T=Tnni=3276.5x0.99x0.96x3.57=11116.9N-mmIII口12口水平螺旋T=Tnn=11116.9x0.99x0.99=10895.7N-mm水III13表3-1傳動裝置的運動和動力參數(shù).軸參數(shù)*電機軸I軸II軸III軸水平螺旋轉速n/(r/min28080功率P/(kW)0.1040.1030.0950.0900.088扭 矩T/(N-mm)696.5689.53276.511116.910895.7傳動比i153.571效率n0.990.950.950.98水平螺旋減速器高速級齒輪設計選擇齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)（1） 因為齒輪傳動功率不大，轉速不太高，所以選用直齒圓柱齒輪傳動（2） 螺旋輸送機為一般工作的機器，轉速不高，故齒輪選7用級精度

（GB10095-88）。（3） 材料選擇。查表選擇小齒輪45鋼（調質），硬度為:240HBS,大齒輪：45鋼（?；捕葹椋?00HBS，二者材料差為40HBS。（4） 選擇齒數(shù)。小齒輪齒數(shù)=24,大齒輪齒數(shù)Z=uz=5x24=120。121（5） 因選用閉式軟齒面?zhèn)鲃?，故按齒面接觸強度設計，用齒根彎曲強度校核的設計方法。3.1.4齒面接觸疲勞強度計算由設計計算公式進行試算，即d>2.32d>2.321tu土1(Z、- (I)2uQ]H3-1)1）確定公式內的各計算參數(shù)值（1）試選載荷系數(shù)K=1.3t2）計算小齒輪傳遞的轉矩N-N-mm=6.898x102N-mm1426二9.55x106—二9.55x106n1（3） 查表選取齒寬系數(shù)“二1d（4） 查表查得材料的彈性影響系數(shù)=189.8MPa\E（5）按齒面硬度查圖查得小齒輪的接觸疲勞強度極限 二600MPa；大齒輪的接Hlim1觸疲勞強度極限^ 二550MPa；Hlim2（6） 由式子3-2計算應力循環(huán)次數(shù)。（注：工作壽命為10年，每年300工作日，兩班制）N=60njL （3-2）h將數(shù)據(jù)代入式子3-2，得N=60njL=60x1426x1x0x8x300x10丿=4.106x10911hN=N'u=4.106x109汚=0.821x10921

(7)查圖查得接觸疲勞強度壽命系數(shù) =0.92；K=0.98HN1 HN28)計算接觸疲勞許用應力取失效概率為1%,安全系數(shù)S二1，由公式3-3,可知3-3）o3-3）—H4im_HNS將數(shù)據(jù)代入式子3-3，得2)設計計算KHlim12)設計計算KHlim1——HN1SoKHlim2_HN2S600x0.92=552MPa550x0.98=539MPa試算小齒輪分度圓直徑代入試算小齒輪分度圓直徑代入［a］中較小值1t Hd1tnd1tn2.32」kTu±1/Z 1.3x6.898x102（匚）2二2.32x3'[o]Hxx（竺）mm5 539二二16.900mm2)計算圓周速度n1t~1—602)計算圓周速度n1t~1—60x1000兀x比900x1426=1.26m/s60x10003)計算齒寬bb=b=6-d=1x

d 1t16.900=16.900mm模數(shù)齒高4)計算齒寬與齒高之比;h二d/z二模數(shù)齒高4)計算齒寬與齒高之比;h二d/z二16.900；24mm二0.704mm1t1 ■bh2.25m=2.25x0.704mm=1.584mmt=16.900,訂.584=10.675)計算載荷系數(shù)根據(jù)v二1.26m/s,7級精度查圖查得動載系數(shù)v=1.07;直齒輪假設KF■b<100Nmm.由表查得K =K=1.2;At Ha Fa由表查得使用系數(shù)K=1.00;A由表查得7級精度,小齒輪相對支承非對稱布置時,K =1.12+0.18(1+0.呦2)?2+0.23x10-3bH0 dd將數(shù)據(jù)代入后得K=1.12+0.18x(1+0.6x12)x12+0.23x10-3x16.900=1.412;叩由b-h=10.67,K=1.412查圖查得K^二1.35;故載荷系數(shù)邛 邛K=KKKK=1x1.07x1.2x1.412=1.813AVHaHp按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直,徑由式子3-1，可知d=dt3-4)d=dt將數(shù)據(jù)代入后得 I-|O-|Od1=瞋卩=16?900x=18?881mm計算模數(shù)mm=d/z=18.881J24=0.79mmr13.1.6按齒根彎曲強度設計彎曲強度的設計公式為3-5)：2KTYY、3-5)1(—F^S^)3ez2q]d1 F1)確定公式內的各計算數(shù)值查圖查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限 =460MPa；大齒輪的彎曲疲勞強度FE1極限g=400MPa;FE1查圖查得彎曲疲勞壽命系數(shù)叩=0.87,K=0.91FN1 FN2計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由式子3-6?？芍?/p>

將數(shù)據(jù)代入，得[C]=FNFE將數(shù)據(jù)代入，得[C]=FNFEFS(3-6)KC[C]—―FN1FE1—F1SKC[C]FN3FE2—F2S氣嚴MPa=285-86MPaMPa二260-00MPa（4） 計算載荷系數(shù)KK=KKKK=1x1.07x1.2x1.35=1.445AVFa叩（5） 查取齒形系數(shù)由表查得Y二2.65；Y二2.164。Fa1 Fa2（6） 查取應力校正系數(shù)由表可查得Y二1.58；Y二1.806。Sa1 Sa2YY（7） 計算大、小齒輪的FaSa；并加以比較[C]F2.65x1.580.01465285.862.164x1.806二0.01503260.00大齒輪的數(shù)值大。：2X：2X1.445X6.898X102x0.01503mm二0.398mmm>1x242對比計算結果，由于齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模黝的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關，可以取由彎曲強度算得的模數(shù)0.398并就近圓整為標準值m=05mm，按接觸強度算得的分度圓直徑d=18.881mm，算出小齒輪齒數(shù)：1zd 18.881TOC\o"1-5"\h\zz=—= =38m0.5大齒輪齒數(shù)z=uz=5x38=190，取z=19012

這樣設計出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足齒根彎曲疲勞強度，并做到結構緊湊，避免浪費。3.1.7幾何尺寸計算1）計算分度圓的直徑d=zm=38x0.5=19mm11d=zm=190x0.5=95mm222）計算中心距3）計算齒輪寬度各個幾何尺寸見表3-2表3-2齒輪的幾何參數(shù)d(mm)iv ‘d2(mm)b(mm)a(mm)19951957取B2=20mm，Bi=28mm。3.2驗算Ft2T12x3.2驗算Ft2T12x6.898x102

19N=72.6NKF—A―tb1x72.619N■■'mm=3.82N/mm<100Nmm,故合適。3.3水平螺旋減速器低速級齒輪設計3.4選擇齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)（1）因為齒輪傳動功率不大，轉速不太高，所以選用直齒圓柱齒輪傳動。（2）螺旋輸送機為一般工作的機器，轉速不高，故齒輪選7用級精度（GB10095-88）。（3） 材料選擇。查表選擇小齒輪45鋼（調質），硬度為:240HBS,大齒輪：45鋼（?；?，硬度為：200HBS，二者材料差為40HBS。（4） 選擇齒數(shù)。小齒輪齒數(shù)z=24,大齒輪齒數(shù)z=uz=3.57x24=85.7，取121z=86。2（5） 因選用閉式軟齒面?zhèn)鲃樱拾待X面接觸強度設計，用齒根彎曲強度校核的設計方

法。3.5齒面接觸疲勞強度計算由設計計算公式進行試算，參考式子3-11)確定公式內的各計算參數(shù)值(1)試選載荷系數(shù)K二1.3t2)計算小齒輪傳遞的轉矩285.2“ —285.2“ —3.181X二9.55x106-+二9.55x106xn1查表選取齒寬系數(shù)“二1d由表查得材料的彈性影響系數(shù)=189.8MPa12E按齒面硬度查圖查得小齒輪的接觸疲勞強度極限 =600MPa；大齒輪的接Hlim1觸疲勞強度極限^ 二550MPa；Hlim2參考式子3-2計算應力循環(huán)次數(shù)。(注：工作壽命為10年，每年300工作日，雙班制)N=60x285.2x1xGx8x300x10)=0.824x1091N=N/u=0.412x1093.57=0.230x1092r由圖查得接觸疲勞強度壽命系數(shù)血］=0.95；?曲2二1.0計算接觸疲勞許用應力取失效概率為1%,安全系數(shù)S二1，參考式子3-3，得二570MPa550x550x1.01二550MPa2)設計計算(1)試算小齒輪分度圓直徑d'(1)試算小齒輪分度圓直徑d'2.32“u±\丄1t代入［L丿中較小值1t H1.3x3.181x103 (—2二2.32x3’u［g］Hx x(叱)mm3.57 550兀dn兀dnV= 4^—60x1000=0.43m/s二29.893mm計算圓周速度兀x29.893x285.260x1000

(3)(4)模數(shù)齒高(5)計算齒寬bb=0?(3)(4)模數(shù)齒高(5)計算齒寬b計算齒寬與齒高之kb/hm二d.：z二29.893^24mm二1.246mmt 1t■1h=2.25m=2.25x1.246mm=2.803mmtb「h=29.893)2.803=10.63計算載荷系數(shù)根據(jù)v二0.43m/s,7級精度由圖查得動載系數(shù)V=1.03;直齒輪假設KFb<100Nmm.查表查得K=K=1.2;At Ha Fa由表查得使用系數(shù)匚=1.00;A由表查得7級精度,小齒輪相對支承非對稱布置時,K=1.12+0.18(1+0.602)02+0.23x10-3b邯 dd將數(shù)據(jù)代入后得K=1.12+0.18x(1+0.6x12)x12+0.23x10-3x19.893=1.235;叩由b.；h=10.65,K二1.233查圖查得K二1.28;故載荷系數(shù)TOC\o"1-5"\h\zHP 邛K二KKKK二1x1.03x1.2x1.235二1.524AVHaHP(6)按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直,參徑考式子3-4，得. 1524d廣d1tEKt=29893x\：冇=31460mm計算模數(shù)mm二d.'z二31.460；24二1.311mm1' 13.6按齒根彎曲強度設計彎曲強度的設計公式參考式子3-5。確定公式內的各計算數(shù)值由圖查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限 =460MPa;大齒輪的彎曲疲勞強度極限FE1g=400MPa；FE1由圖查得彎曲疲勞壽命系數(shù)叩=0.92,K=0.94FN1 FN2計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，參考式子3-6，得

9尸* =—= MPa=302.29MPaKn 094x400b]=fn2°fe2=094 400MPa=268.57MPaF2S 1.4（4） 計算載荷系數(shù)KK=KKKK=1x1.03x1.2x1.35=1.669AVFa邛（5） 查取齒形系數(shù)由表查得Y 二2.65；Y二2.208。Fa1 Fa2（6） 查取應力校正系數(shù)由表查得Y=1.58；Y=1.776。Sa1 Sa2YY（7） 計算大、小齒輪的FaSa；并加以比較[b]F2.65x1.580.01385302.292.208x1.776二0.01460268.57大齒輪的數(shù)值大。2）設計計算;2x;2x1.669x3.181x103: 1x242x0.01460mm二0.646mm對比計算結果，由于齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模黝的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關，可取由彎曲強度算得的模數(shù)0.646并就近圓整為標準值m二1mm，按接觸強度算得的分度圓直徑d=31.460mm，算出小齒輪齒數(shù)1z=L=土型=32m1.0大齒輪齒數(shù) z二uz二3.57x32二114.24，取z=11412這樣設計出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足齒根彎曲疲勞強度，并做到結構緊湊，避免浪費。

3.7幾何尺寸計算1）計算分度圓的直徑d=zm=32x1=32mm11d=zm=114x1=114mm222）計算中心距3）計算齒輪寬度各個幾何尺寸見表3-3表3-3齒輪的幾何參數(shù)d（mm）1d2（mm）b（mm）a（mm）321143273取B=32mm,B=40mm。213.8驗算Ft23.8驗算Ft2T12x3.181x103

32N=198.82NKF1x19882bu^= .——N/mm=6.21N/mm<100Nmm,故合適。b 324各軸的結構設計與校核4.1輸入軸的設計求輸入軸上的功率P、轉速n和轉矩T111由表3-1可知：P=0.103kW；n=1426r'：min；T=689.5N-mm

i 1 1求作用在齒輪上的力因已知高速齒輪的分度圓直徑為d=mz=0.5x36mm=18mm112T 2x689.5故圓周力F=丄1= 5N=76.6Ntd 181初步估算軸的最小直徑,選取聯(lián)軸器先按式3-7初步估算軸的最小直徑,公式為

(3-7)d(3-7)min選取軸的材料為45鋼，調質處理。根據(jù)表選取0=112，于是得dmin=112dmin=112x0.103mm:1426=4.7mm該段軸上有鍵槽將計算值加大％?4%,d.應為4.9mm。minTOC\o"1-5"\h\z輸入軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑?為了使所選的軸直徑/與聯(lián)I-II I-II軸器的孔徑相適應，故需同時選聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉矩T=KT，考慮到轉矩變化很小，查表選取=1.3，貝y：ca A3 AT=KT=1.3x689.5N-mm=1379N-mmca A1按照計算轉短應小于聯(lián)軸器公稱轉矩條件查標準GB/T5843-1986或手冊選用YLca凸緣聯(lián)軸器，其公稱轉矩為0000N-mm。半聯(lián)軸器的孔徑d=10mm，故取d =10mm；I I-II半聯(lián)軸器長度L=27mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度=24mm。1軸的結構設計1)擬定軸上零件的裝配方案圖1)擬定軸上零件的裝配方案圖3.2軸I的裝配方式現(xiàn)選用如圖所示的裝配方案。2)根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求I-II軸段右端需制出一軸肩，故取-III段的直徑d =12mm；左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑=14mm。半聯(lián)II-III軸器與軸配合的轂孔長度=24mm，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故［-II段的長度應比L略短些，現(xiàn)取=22mm。I-II初步選擇滾動軸承。因軸承只承受徑向力的作用故選用單列深溝球軸承參照工作要求并根據(jù)d =12mm，由軸承產品目錄中初步選取基本游隙組、標準精度級的II-III單列深溝球軸承6202，其尺寸為dxDxB=15mmx35mmx11mm，故d=d =15mm。右端滾動軸承采用擋油板進行軸向定位。由手冊查得02型軸承III-W V-VI的定位軸肩高度2=2.5mm，因此，擋油板的軸肩高淞.5mm。選擋油板的寬度為2mm，所以l =l =21mm。III-WV-VI（3）根據(jù)軸段III-W的直徑d 二15mm，考慮到齒輪的分度圓直徑為=18mm,iii-w 1可把安裝齒輪處的軸段V-V設計成齒輪軸，選直徑d 二17mm?？紤]到中間軸的長度W-V和內壁間的距離，取軸段V-V的長度l =86mm。IV-V（4） 軸承端蓋的凸緣厚度為mm（由減速器及軸承端蓋的結構設計而定）。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離/=28mm，故取l =68mm。ii-iii至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。3） 軸上零件的周向定位半聯(lián)軸器與軸的周向定位采用平鍵聯(lián)接。按由手冊查得平鍵截面h=4mmx4mm（GB/T1095-1979，鍵槽用鍵槽銃刀加工，長為20mm（標準鍵長見GB/T1096-1979，半聯(lián)軸器與軸的配合為H7/k6。滾動軸承與軸的周向定位是借過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。4） 確定軸上的圓角和倒角尺寸參考表選取軸端倒角為.6x45°，各軸肩處的圓角半徑見圖所示。求軸上的載荷首先根據(jù)軸的結構圖作出軸的計算簡0根據(jù)軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖。 irF.IL1xlf TnTrrr^圖3.3軸I的彎矩圖從軸的結構簡圖以及彎矩圖和扭矩圖中可以判斷出齒輪的左右端面是危險截面。計算出危險截面處的彎矩和扭矩。彎矩扭矩M=1837N-mmHT=689.5N-mm6?按彎扭合成應力校核軸的強度進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險截面）的強度。彎扭校核公式為

(3-8)JM2+(aT)2(3-8)a=—caW根據(jù)式子3-1及上面計算出的數(shù)值，并取二0.3，軸的計算應力aca腫aca腫72+(0.3x兩5)2Mpa=3.8MPa0.1x173前已選定軸的材料為5鋼，調質處理，查表查得]=60MPa。因此a<[a],—1 ca —17.驗算平鍵的強度7.驗算平鍵的強度鍵和聯(lián)軸器的材料都是鋼，由表查得許用擠壓應力L100~120MPa，取平均值1L110MPa，鍵的工作長度=L-b=20mm—4mm=16mm，鍵與輪轂鍵槽的接觸高p度k=0.5h=0.5x4mm=2mm。由式3-9可知(3-9)2T(3-9)a —pkld將數(shù)據(jù)代入式3-9得2x689.5"p二 MPa二⑹呎<["p]二110MPa聯(lián)接的擠壓強度滿足要求。4.2中間軸的設計1.求中間軸上的功率P、轉速n和轉矩222由表3-1可知：P=0.095kW；n=285.2rmin；T^=3276.5N-mm2?求作用在齒輪上的力因已知中速小齒輪的分度圓直徑為d=mz=1.0x32mm=32.0mm112T 2x3276.5故圓周力F=工= 3276.5n=205.21Ntd 32.03初步估算軸的最小直徑先按式子3-7初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調質處理。根據(jù)表選取A=112，于是得0d =112x3:0!095mm=7.8mmmin 3285.2中間軸的最小直徑是安裝軸承處軸的直徑和d，但不應小于高速軸安裝軸承處I—II V—VI的直徑，所以選軸的直徑=d =15mm。I-II V-VI軸的結構設計圖3.4軸II的裝配方式1） 擬定軸上零件的裝配方案現(xiàn)選用如圖所示的裝配方案。2） 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度（1） 初步選擇滾動軸承。因軸承只承受徑向力的作用故選用單列深溝球軸承參照工作要求并根據(jù)d=15mm，由軸承產品目錄中初步選?。┗居蜗督M、標準精度級的II單列深溝球軸承6202，其尺寸為dxDxB二15mmx35mmx11mm。右端滾動軸承采用擋油板和套筒進行軸向定位由手冊查得6200型軸承的定位軸肩高度二2.5mm。擋油板的寬度為12mm，軸肩高為2.5mm。根據(jù)齒輪端面與內機壁的距離為mm則左端套筒的寬度為10mm，右端套筒的寬度為mm，所以根據(jù)裝配要求確定=33mm，l=29mm。TOC\o"1-5"\h\zI-II V-VI（2）取安裝齒輪處的軸段I-III和IV-V的直徑d =d =17mm；齒輪的左端II-III IV-V或右端采用套筒定位，兩個齒輪間的軸環(huán)取其直徑二20mm，則軸段III-V的長度III-Vl =10mm。軸段II—III和V—V的長度l 二18，/ 二38mm。\o"CurrentDocument"III-V II-III IV-V至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。3） 軸上零件的周向定位齒輪與軸的周向定位均采用平鍵聯(lián)接。按由手冊查得平鍵截面bxh=5mmx5mm（GB/T1095-1979），鍵槽用鍵槽銃刀加工，安裝大齒輪的鍵長為mm,安裝小齒輪的鍵長為36mm（標準鍵長見GB/T1096-1979，同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為!7/n6。滾動軸承與軸的周向定位是借過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為6。4） 確定軸上的圓角和倒角尺寸參考表選取軸端倒角為.8x45°，各軸肩處的圓角半徑見圖所示。求軸上的載荷首先根據(jù)軸的結構圖作出軸的計算簡圖g據(jù)軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖。從軸的結構簡圖以及彎矩圖和扭矩圖中可以判斷出小齒輪的右端面是危險截面。計算

彎矩扭矩M=—5544N-mmHT=—3276.5N彎矩扭矩M=—5544N-mmHT=—3276.5N-mm出危險截面處的彎矩和扭矩。6?按彎扭合成應力校核軸的強度進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險截面）的強度。根據(jù)式子3-8及上面計算出的數(shù)值，并取二0.3，軸的計算應力ca檔5442+(0.3X3276.5)20.1x153MPa=16.7MPa前已選定軸的材料為45鋼，調質處理，由表查得］=60MPa。因此◎<Q］，—1 ca —1故安全。7.驗算平鍵的強度1）驗算小齒輪的平鍵強度LL100~120MPa，取平均值p鍵和齒輪的材料都是鋼，由表查得許用擠壓應力LL110MPa，鍵的工作長度=L-b=36mm-5mm=31mm，鍵與輪轂鍵槽的接觸高p度k=0.5h=0.5x5mm=2.5mm。由式子3-9可得2x3276.5L二 MPa=4.97MPa<p2.5x31x17Q］二110MPap圖3.5軸II的彎矩圖二100?120MPa，取平均值p11mm，鍵與輪轂鍵槽的接觸高鍵和齒輪的材料都是鋼，查表查得許用擠壓應力LLL110MPa，鍵的工作長度=L一b=16mm一5mm=

度k=0.5h=0.5二100?120MPa，取平均值p11mm，鍵與輪轂鍵槽的接觸高r\acrAVQ二 2MPa=14.02MPa<Q］二110MPaTOC\o"1-5"\h\z\o"CurrentDocument"p2.5x11x17 p聯(lián)接的擠壓強度滿足要求。4.3輸出軸的設計1.求輸出軸上的功率P、轉速n和轉矩T3 3 3由表3-1可知：P=0.090kW；n=80rmin；T=11116.9N-mm3 3 ' 32?求作用在齒輪上的力因已知低速大齒輪的分度圓直徑為d=mz=1.0x114mm=114mm222T 2x111169故圓周力F=乙=2x11116.9n=195.03Ntd 1142初步估算軸的最小直徑，選取聯(lián)軸器先按式子3-7初步估算軸的最小直徑選取軸的材料為45鋼，調質處理。根據(jù)表選取A=112，于是得0d=112x3 mm=11.6mmTOC\o"1-5"\h\zmin 3 80該段軸上有鍵槽將計算值加大％?4%，d?應為12.1mm。mm輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑?為了使所選的軸直徑d與聯(lián)i-ii i-ii軸器的孔徑相適應，故需同時選聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉臂=KT，考慮到轉矩變化很小，查表選取=1.3，貝V：ca A3 AT=KT=1.3x11116.9N-mm=14452N-mmca A3按照計算轉矩t應小于聯(lián)軸器公稱轉矩條件，查標準GB/T5843-1986或手冊，選用caYL2凸緣聯(lián)軸器，其公稱轉矩為16000N-mm。半聯(lián)軸器的孔徑d=14mm，故取id=14mm；半聯(lián)軸器長度L=34mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度=29mm。i-ii 1軸的結構設計1）擬定軸上零件的裝配方案L —\L —\圖3.6軸III的裝配方式現(xiàn)選用如圖所示的裝配方案。2） 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度（1） 為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求I-II軸段右端需制出一軸肩，故取-III段的直徑d =18mm；左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑=20mm。半聯(lián)III軸器與軸配合的轂孔長度L=29mm，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故［-II段的長度應比L略短些，現(xiàn)取=27mm。I-II（2） 初步選擇滾動軸承。因軸承只承受徑向力的作用，故選用單列深溝球軸承。參照工作要求并根據(jù)d =18mm，由軸承產品目錄中初步選取基本游隙組、標準精度級的II-III單列深溝球軸承6204，其尺寸為dxDxB=20mmx47mmx14mm，故d=d=20mm。右端滾動軸承采用擋油板進行軸向定位由手冊查得6204型軸承W vi-切的定位軸肩高度h=3mm，因此，擋油板的左右軸肩高為mm。選擋油板的寬度為5mm，所以l =27mm。III-IV（3）根據(jù)軸段W-W的直徑d =20mm，取安裝齒輪處的軸段V-W的直徑vi-rad =22mm;齒輪的左端采用軸肩定位，軸肩高度h>0.07d，取h=2mm，貝VV-vd =26mm。齒輪的右端采用套筒定位，選套筒的寬度7mm,取軸段V-V的長度V/ =30mm，考慮到中間軸的長度和內壁間的距離取軸段W-V的長度l =41mm，V-VI W-V軸段V-ra的長度l =37mm。V-ra（4）軸承端蓋的凸緣厚度為mm（由減速器及軸承端蓋的結構設計而定）。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離/=29.5mm，故取l =66mm。ii-iii至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。3） 軸上零件的周向定位齒輪、半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵聯(lián)接。按由手冊查得平鍵截面bxh=6mmx6mm（GB/T1095-1979，鍵槽用鍵槽銃刀加工，長為8mm（標準鍵長見GB/T1096-1979），同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為H7/n6；同樣，半聯(lián)軸器與軸的聯(lián)接選用平鍵為bxh=5mmx5mm，長為25mm（標準鍵長見GB/T1096-1979），半聯(lián)軸器與軸的配合為H7/k6。滾動軸承與軸的周向定位是借過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為）。4） 確定軸