螺旋輸送式連續(xù)洗米機(jī)設(shè)計(jì)
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南昌航空大學(xué)科技學(xué)院學(xué)士學(xué)位論文1前言洗米機(jī)結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、占地面積小、集搓米、洗米、除去漂浮雜質(zhì)、沙石等于一體,除用于洗米外,也能用于黃豆,小麥,碗豆的洗滌及輸送.它還適合于米制品廠,豆類制品廠等的原料洗滌,是食堂、大型飯店、快餐中心及釀造、豆類加工作業(yè)中較為理想的糧食洗滌機(jī)械。洗米機(jī)的類型也是多種多樣的,例如有水射流式,半自動(dòng)式,水壓式等。當(dāng)然,它的發(fā)展空間也比較開闊,并有良好的發(fā)展趨勢(shì),因此,我們所做的關(guān)于洗米機(jī)的研究有很深遠(yuǎn)的意義。洗米機(jī)在我國(guó)的發(fā)展,因?yàn)槠鸩奖容^低,所以應(yīng)用的并不十分廣泛,但隨著我國(guó)機(jī)械行業(yè)的發(fā)展,洗米機(jī)有了一個(gè)很樂觀的發(fā)展趨勢(shì)。在一些經(jīng)濟(jì)比較發(fā)達(dá)的城市如廣州,上海等,洗米機(jī)在餐飲業(yè)的應(yīng)用還是比較普遍的。近二十年來(lái),我國(guó)帶式輸送機(jī)有了很大的發(fā)展,對(duì)帶式輸送機(jī)的關(guān)鍵技術(shù)研究和新產(chǎn)品開發(fā)都取得了可喜的成果。輸送機(jī)產(chǎn)品系列不斷增多,開發(fā)了大傾角、長(zhǎng)距離新型帶式輸送機(jī)系列產(chǎn)品,并對(duì)帶式輸送機(jī)的關(guān)鍵技術(shù)及其主要部件進(jìn)行了理論研究和產(chǎn)品開發(fā),應(yīng)用動(dòng)態(tài)分析技術(shù)和中間驅(qū)動(dòng)與智能化控制等技術(shù),成功研制了多種軟啟動(dòng)和制動(dòng)裝置及以PLC為核心的可編程電控裝置。隨著研究工作不斷深入,帶式輸送機(jī)動(dòng)力學(xué)性能研究積累了大量的寶貴經(jīng)驗(yàn)和資料,利用新的設(shè)計(jì)手段研究帶式輸送機(jī)動(dòng)力學(xué)模型的時(shí)機(jī)已經(jīng)成熟。帶式輸送機(jī)的技術(shù)關(guān)鍵是動(dòng)態(tài)設(shè)計(jì)與監(jiān)測(cè),它是制約帶式輸送機(jī)發(fā)展的核心技術(shù)。在高速科技發(fā)展的帶動(dòng)下,洗米機(jī)的研發(fā)和制造技術(shù)正不斷的完善并日益走向成熟。本文分四部分,著重介紹了水平螺旋,傾斜螺旋及與其相對(duì)應(yīng)的減速器的設(shè)計(jì)校核計(jì)算等。水平與傾斜螺旋上的葉面采用實(shí)體葉面即S制法,其螺旋節(jié)距為螺旋直徑的0.8倍,它適用于輸送粒狀物料。減速器的設(shè)計(jì)又著重于齒輪和軸的設(shè)計(jì)與校核,本設(shè)計(jì)采用的減速器是二級(jí)展開式減速器,二級(jí)展開式減速器能實(shí)現(xiàn)較大的傳動(dòng)比,應(yīng)用較廣。其中各級(jí)傳動(dòng)比的分配方案不同將影響減速器的重量及外觀尺寸和潤(rùn)滑狀況。減速器采用直齒圓柱齒輪傳動(dòng),深溝球軸承,脂潤(rùn)滑。減速器與螺旋的聯(lián)接采用聯(lián)軸器進(jìn)行聯(lián)接。由于設(shè)計(jì)者水平有限,本設(shè)計(jì)難免存在欠妥之處,懇請(qǐng)讀者提出批評(píng)和指正。2 螺旋輸送式連續(xù)洗米機(jī)設(shè)計(jì)的工作原理為適應(yīng)食堂、大型飯店、快餐中心等的需要,我們?cè)O(shè)計(jì)研制了一種螺旋輸送式連續(xù)洗米機(jī)。圖2 機(jī)組結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖1-料斗;2-水平螺旋;3-減速器1;4-電機(jī)1;5-機(jī)架;6-電機(jī)2;7-減速器2;8-沙石沉積槽;9-傾斜螺旋;10-出料口;11-噴水裝置;12-溢流口該機(jī)組結(jié)構(gòu)如圖1所示,主要由料斗、水平螺旋、傾斜螺旋、機(jī)架、動(dòng)力裝置、噴水裝置等部分組成。其工作原理為:大米至料斗加入,經(jīng)過水平螺旋的輸送進(jìn)行揉搓洗滌,大米中的漂浮雜質(zhì)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(jìn)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(nèi)(小槽下有螺孔,可定時(shí)拆下進(jìn)行清洗),大米則隨著傾斜螺旋的轉(zhuǎn)動(dòng),被進(jìn)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(dòng),經(jīng)過水平螺旋,最后從溢流口流出。機(jī)組在整個(gè)洗米過程中水流與米成逆流流動(dòng),保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(dòng),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(zhì)浮出。機(jī)組設(shè)計(jì)主要特點(diǎn):一是米在用螺旋輸送過程中同時(shí)進(jìn)行揉搓,使機(jī)組結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單,運(yùn)作可靠;二是米流成逆流流動(dòng)保證了用水少和較好的洗滌效果;三是漂浮雜質(zhì)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(zhì)。3 水平及傾斜螺旋設(shè)計(jì)計(jì)算3.1 水平螺旋直徑,轉(zhuǎn)速及長(zhǎng)度設(shè)水平螺旋直徑為、轉(zhuǎn)速為及長(zhǎng)度螺旋直徑和轉(zhuǎn)速計(jì)算公式如下: (3-1) (3-2)式中:水平螺旋直徑,單位為;生產(chǎn)能力,單位為;物料綜合特性系數(shù);物料充填系數(shù),由于螺旋具有輸送和揉搓洗滌作用,故應(yīng)適當(dāng)取小值;物料的堆積密度,單位為;與輸送傾角有關(guān)的系數(shù);水平螺旋轉(zhuǎn)速,單位為;物料綜合特性系數(shù)。各個(gè)參數(shù)的取值大小見表3-1表3-1 水平螺旋的參數(shù)參數(shù)()()數(shù)值0.0490.20(初選)0.81.050將上述各值代入式3-1、3-2,可求出、:圓整為標(biāo)準(zhǔn)系列;。螺旋填充系數(shù)的校核公式為: (3-3)式中螺距(),此處,其他符號(hào)意義同前。將圓整的、值代入式3-3:得,小于前面的初選,為此可以考慮降低轉(zhuǎn)速以減少摩擦。取,則可得,為此,最終選定水平螺旋的直徑和轉(zhuǎn)速為:另由有關(guān)試驗(yàn)及經(jīng)驗(yàn),兼顧機(jī)體尺寸,取水平螺旋長(zhǎng)為。3.2 傾斜螺旋直徑、轉(zhuǎn)速及長(zhǎng)度為便于瀝水及實(shí)現(xiàn)水與米形成逆流,同時(shí)也利于出料,取傾斜螺旋的傾角,按3.1的計(jì)算方法,可算得傾斜螺旋的直徑、轉(zhuǎn)速、充添系數(shù)及長(zhǎng)度,數(shù)值見表3-2。表3-2 傾斜螺旋的參數(shù)參數(shù)()()()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(nèi)。3.3 功率計(jì)算及電機(jī)的選型利用阻力系數(shù)法計(jì)算所需電機(jī)功率,水平螺旋電機(jī)所需額定功率和傾斜螺旋電機(jī)所需額定功率。(3-4)(3-5)式中:功率備用系數(shù);傳動(dòng)效率;螺旋長(zhǎng)度;傾斜螺旋的傾角;阻力系數(shù);螺旋輸送機(jī)生產(chǎn)能力,單位為()。表3-3 功率計(jì)算參數(shù)參數(shù)()數(shù)值1.40.904.0考慮到水(介質(zhì))充滿螺旋,計(jì)算阻力時(shí)除輸送阻力外,還應(yīng)有介質(zhì)攪動(dòng)阻力,由于介質(zhì)阻力較難計(jì)算,此外可假設(shè)輸送充填系數(shù)為1的水作為其生產(chǎn)能力,以此來(lái)近似計(jì)算總阻力,由此可按公式: (3-6)算得: ,。以上各數(shù)值代入公式3-4、3-5,可計(jì)算得:,上述計(jì)算是穩(wěn)定運(yùn)轉(zhuǎn)功率,由于計(jì)算值可看出,所需功率較小,考慮到運(yùn)轉(zhuǎn)中沖擊等突發(fā)載荷,參考有關(guān)其它機(jī)械的經(jīng)驗(yàn)及有關(guān)試驗(yàn)和電機(jī)效率,最終選取水平螺旋電機(jī)功率為,電機(jī)選用單向異步電機(jī),型號(hào)為CO6114(轉(zhuǎn)速為1426r/min,效率為58%),傾斜螺旋電機(jī)功率為,為單向異步電機(jī)CO8014(轉(zhuǎn)速為1428r/min效率為65%)。3.4 水平及傾斜螺旋校核計(jì)算3.4.1 水平螺旋軸的較核選取軸的材料為45鋼,調(diào)質(zhì)處理,軸的扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度條件為 (3-7)式中:扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力,單位為;軸所受的扭矩,單位為;軸的抗扭截面系數(shù),單位為;軸的轉(zhuǎn)速,單位為;軸傳遞的功率,單位為;計(jì)算截面處軸的直徑,單位為;許用扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力,單位為。由上式可得軸的直徑: (3-8)各參數(shù)的取值見表3-4:表3-4 軸的參數(shù)參數(shù)()()數(shù)值 0.09480112將表中數(shù)值代入式3-8可得軸的直徑:為了減少螺旋旋轉(zhuǎn)過程中振動(dòng),提高葉片的強(qiáng)度由經(jīng)驗(yàn)公式取。校核軸的強(qiáng)度:當(dāng)米完全充滿水平螺旋時(shí),米的體積約為質(zhì)量為,所以重量為若米的全部重力完全作用于水平螺旋軸的尾部,則彎矩為水平螺旋所傳遞的扭矩:按彎扭合成應(yīng)力較核軸的強(qiáng)度,較核公式為: (3-9)進(jìn)行較核時(shí),通常只較核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面(即危險(xiǎn)截面)的強(qiáng)度。根據(jù)式3-9及上面計(jì)算出的數(shù)值,并取,軸的計(jì)算應(yīng)力前已選定軸的材料為45鋼,調(diào)質(zhì)處理,查表查得。因此,故安全。3.4.2 傾斜螺旋軸的較核選取軸的材料為45鋼,調(diào)質(zhì)處理。軸的扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度條件見公式3-7,由公式3-8可算得為了減少螺旋旋轉(zhuǎn)過程中振動(dòng),提高葉片的強(qiáng)度由經(jīng)驗(yàn)公式取。校核軸的強(qiáng)度:當(dāng)米完全充滿傾斜螺旋時(shí),米的體積約為質(zhì)量為,所以重量為若米的全部重力完全作用于傾斜螺旋軸的尾部,則彎矩為傾斜螺旋所傳遞的扭矩:按彎扭合成應(yīng)力較核軸的強(qiáng)度。進(jìn)行較核時(shí),通常只較核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面(即危險(xiǎn)截面)的強(qiáng)度。根據(jù)式3-9及上面計(jì)算出的數(shù)值,并取,軸的計(jì)算應(yīng)力前已選定軸的材料為45鋼,調(diào)質(zhì)處理,查表查得。因此,故安全。4 水平螺旋減速器設(shè)計(jì)4.1 水平減速器總體設(shè)計(jì)圖4.1 水平螺旋傳動(dòng)簡(jiǎn)圖1-電動(dòng)機(jī);2,4-聯(lián)軸器;3-二級(jí)展開式圓柱齒輪減速器;5-水平螺旋因?yàn)樗綔p速器電機(jī)功率為250W,對(duì)展開式二級(jí)圓柱齒輪減速器,可取式中,分別為高速級(jí)和低速級(jí)的傳動(dòng)比,為總傳動(dòng)比,要使,均在推薦的數(shù)值范圍內(nèi)??紤]潤(rùn)滑條件,為使兩級(jí)大齒輪直徑相近,取 各軸的轉(zhuǎn)速: I軸 II軸 III軸 水平螺旋 各軸的輸入功率:I軸 II軸 III軸 水平螺旋 式中:軸承、齒輪傳動(dòng)和聯(lián)軸器的傳動(dòng)效率。各軸的輸入轉(zhuǎn)矩:電動(dòng)機(jī)軸的輸出轉(zhuǎn)矩為故I軸 II軸 III軸 水平螺旋 表4-1 傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)軸參數(shù)電機(jī)軸水平螺旋轉(zhuǎn)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傳動(dòng)比153.571效率0.990.950.950.984.2 水平螺旋減速器高速級(jí)齒輪設(shè)計(jì)4.2.1 選擇齒輪類型、精度等級(jí)、材料及齒數(shù)(1)因?yàn)辇X輪傳動(dòng)功率不大,轉(zhuǎn)速不太高,所以選用直齒圓柱齒輪傳動(dòng)。(2)螺旋輸送機(jī)為一般工作的機(jī)器,轉(zhuǎn)速不高,故齒輪選用7級(jí)精度(GB10095-88)。(3)材料選擇。查表選擇小齒輪:45鋼(調(diào)質(zhì)),硬度為:,大齒輪:45鋼(?;捕葹椋?,二者材料差為。(4)選擇齒數(shù)。小齒輪齒數(shù),大齒輪齒數(shù)。(5)因選用閉式軟齒面?zhèn)鲃?dòng),故按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì),用齒根彎曲強(qiáng)度校核的設(shè)計(jì)方法。4.2.2 齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算由設(shè)計(jì)計(jì)算公式進(jìn)行試算,即 (4-1)1)確定公式內(nèi)的各計(jì)算參數(shù)值(1)試選載荷系數(shù)(2)計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩(3)查表選取齒寬系數(shù)(4)查表查得材料的彈性影響系數(shù)(5)按齒面硬度查圖查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限;大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限;(6)由式子4-2計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù),(工作壽命為10年,每年300工作日,單班值) (4-2) 將數(shù)據(jù)代入式子4-2,得(7)查圖查得接觸疲勞強(qiáng)度壽命系數(shù);(8)計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力取失效概率為1%,安全系數(shù),由公式4-3,可知 (4-3)將數(shù)據(jù)代入式子4-3,得 2)設(shè)計(jì)計(jì)算(1)試算小齒輪分度圓直徑代入中較小值(2)計(jì)算圓周速度(3)計(jì)算齒寬(4)計(jì)算齒寬與齒高之比模數(shù) 齒高 (5)計(jì)算載荷系數(shù)根據(jù),7級(jí)精度,查圖查得動(dòng)載系數(shù);直齒輪,假設(shè).由表查得;由表查得使用系數(shù) ;由表查得7級(jí)精度,小齒輪相對(duì)支承非對(duì)稱布置時(shí), 將數(shù)據(jù)代入后得 ;由,查圖查得;故載荷系數(shù) (6)按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑,由式子4-4,可知 4-4將數(shù)據(jù)代入后得(7)計(jì)算模數(shù) 4.2.3 按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)彎曲強(qiáng)度的設(shè)計(jì)公式為 (4-5)1)確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值(1)查圖查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限;大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限;(2)查圖查得彎曲疲勞壽命系數(shù),(3)計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù),由式子4-6。可知 (4-6) 將數(shù)據(jù)代入,得 (4)計(jì)算載荷系數(shù) (5)查取齒形系數(shù)由表查得;。(6)查取應(yīng)力校正系數(shù)由表可查得 ;。(7)計(jì)算大、小齒輪的;并加以比較 大齒輪的數(shù)值大。2)設(shè)計(jì)計(jì)算 對(duì)比計(jì)算結(jié)果,由于齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù),由于齒輪模數(shù)的大小主要取決于彎曲強(qiáng)度所決定的承載能力,而齒面接觸疲勞強(qiáng)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(guān),可以取由彎曲強(qiáng)度算得的模數(shù)并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值,按接觸強(qiáng)度算得的分度圓直徑,算出小齒輪齒數(shù) 大齒輪齒數(shù) ,取這樣設(shè)計(jì)出的齒輪傳動(dòng),既滿足了齒面接觸疲勞強(qiáng)度,又滿足齒根彎曲疲勞強(qiáng)度,并做到結(jié)構(gòu)緊湊,避免浪費(fèi)。4.2.4 幾何尺寸計(jì)算各個(gè)幾何尺寸見表4-2表4-2 齒輪的幾何參數(shù)()()()()19.5097.5019.5058.5取,。4.2.5 驗(yàn)算 ,合適4.3 水平螺旋減速器低速級(jí)齒輪設(shè)計(jì)4.3.1 選擇齒輪類型、精度等級(jí)、材料及齒數(shù)(1)因?yàn)辇X輪傳動(dòng)功率不大,轉(zhuǎn)速不太高,所以選用直齒圓柱齒輪傳動(dòng)。(2)螺旋輸送機(jī)為一般工作的機(jī)器,轉(zhuǎn)速不高,故齒輪選用7級(jí)精度(GB10095-88)。(3)材料選擇。查表選擇小齒輪:45鋼(調(diào)質(zhì)),硬度為:,大齒輪:45鋼(?;捕葹椋?,二者材料差為。(4)選擇齒數(shù)。小齒輪齒數(shù),大齒輪齒數(shù),取。(5)因選用閉式軟齒面?zhèn)鲃?dòng),故按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì),用齒根彎曲強(qiáng)度校核的設(shè)計(jì)方法。4.3.2 齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算由設(shè)計(jì)計(jì)算公式進(jìn)行試算,參考式子4-1。1)確定公式內(nèi)的各計(jì)算參數(shù)值(1)試選載荷系數(shù)(2)計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩(3)查表選取齒寬系數(shù)(4)由表查得材料的彈性影響系數(shù)(5)按齒面硬度查圖查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限;大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限;(6)參考式子4-2計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù),(工作壽命為10年,每年300工作日,單班值)(7)由圖查得接觸疲勞強(qiáng)度壽命系數(shù);(8)計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力取失效概率為1%,安全系數(shù),參考式子4-3,得2)設(shè)計(jì)計(jì)算(1)試算小齒輪分度圓直徑代入中較小值(2)計(jì)算圓周速度(3)計(jì)算齒寬(4)計(jì)算齒寬與齒高之比模數(shù) 齒高 (5)計(jì)算載荷系數(shù)根據(jù),7級(jí)精度,由圖查得動(dòng)載系數(shù);直齒輪,假設(shè).查表查得;由表查得使用系數(shù) ;由表查得7級(jí)精度,小齒輪相對(duì)支承非對(duì)稱布置時(shí), 將數(shù)據(jù)代入后得 ;由,查圖查得;故載荷系數(shù) (6)按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑,參考式子4-4,得(7)計(jì)算模數(shù) 4.3.3 按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)彎曲強(qiáng)度的設(shè)計(jì)公式參考式子4-5。1)確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值(1)由圖查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限;大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限;(2)由圖查得彎曲疲勞壽命系數(shù),(3)計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù),參考式子4-6,得 (4)計(jì)算載荷系數(shù) (5)查取齒形系數(shù)由表查得;。(6)查取應(yīng)力校正系數(shù)由表查得 ;。(7)計(jì)算大、小齒輪的;并加以比較 大齒輪的數(shù)值大。2)設(shè)計(jì)計(jì)算 對(duì)比計(jì)算結(jié)果,由于齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù),由于齒輪模數(shù)的大小主要取決于彎曲強(qiáng)度所決定的承載能力,而齒面接觸疲勞強(qiáng)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(guān),可取由彎曲強(qiáng)度算得的模數(shù)并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值,按接觸強(qiáng)度算得的分度圓直徑,算出小齒輪齒數(shù) 大齒輪齒數(shù) ,取這樣設(shè)計(jì)出的齒輪傳動(dòng),既滿足了齒面接觸疲勞強(qiáng)度,又滿足齒根彎曲疲勞強(qiáng)度,并做到結(jié)構(gòu)緊湊,避免浪費(fèi)。4.3.4 幾何尺寸計(jì)算 各個(gè)幾何尺寸見表4-3表4-3 齒輪的幾何參數(shù)()()()()33.00118.0033.0075.5取,。4.3.5 驗(yàn)算 ,合適4.4 各軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)與較核4.4.1輸入軸的設(shè)計(jì)1.求輸入軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩由表4-1可知:;2.求作用在齒輪上的力因已知高速齒輪的分度圓直徑為 故圓周力3. 初步估算軸的最小直徑,選取聯(lián)軸器先按式4-7初步估算軸的最小直徑,公式為 (4-7)選取軸的材料為45鋼,調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表選取,于是得 該段軸上有鍵槽將計(jì)算值加大,應(yīng)為。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)軸器的孔徑相適應(yīng),故需同時(shí)選聯(lián)軸器型號(hào)。聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩,考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小,查表選取,則: 按照計(jì)算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩條件,查標(biāo)準(zhǔn)GB/T 5843-1986或手冊(cè),選用YL凸緣聯(lián)軸器,其公稱轉(zhuǎn)矩為。半聯(lián)軸器的孔徑,故取;半聯(lián)軸器長(zhǎng)度,半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度。4.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)1)擬定軸上零件的裝配方案圖4.2 軸的裝配方式現(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(zhǎng)度(1)為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求,軸段右端需制出一軸肩,故取段的直徑;左端用軸端擋圈定位,按軸端直徑取擋圈直徑。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度,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,故段的長(zhǎng)度應(yīng)比略短些,現(xiàn)取。(2)初步選擇滾動(dòng)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),由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組、標(biāo)準(zhǔn)精度級(jí)的單列深溝球軸承6202,其尺寸為,故。右端滾動(dòng)軸承采用擋油板進(jìn)行軸向定位。由手冊(cè)查得6202型軸承的定位軸肩高度,因此,擋油板的軸肩高為。選擋油板的寬度為,所以。(3)根據(jù)軸段的直徑,考慮到齒輪的分度圓直徑為,可把安裝齒輪處的軸段設(shè)計(jì)成齒輪軸,選直徑。考慮到中間軸的長(zhǎng)度和內(nèi)壁間的距離,取軸段的長(zhǎng)度。(4)軸承端蓋的凸緣厚度為(由減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)而定)。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對(duì)軸承添加潤(rùn)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,故取。至此,已初步確定了軸的各段直徑和長(zhǎng)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(cè)查得平鍵截面(GB/T 1095-1979),鍵槽用鍵槽銑刀加工,長(zhǎng)為(標(biāo)準(zhǔn)鍵長(zhǎng)見GB/T 1096-1979),半聯(lián)軸器與軸的配合為H7/k6。滾動(dòng)軸承與軸的周向定位是借過渡配合來(lái)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,各軸肩處的圓角半徑見圖所示。5.求軸上的載荷首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖作出軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖。根據(jù)軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖。圖4.3軸的彎矩圖從軸的結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)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(xiǎn)截面。計(jì)算出危險(xiǎn)截面處的彎矩和扭矩。彎矩 扭矩 6.按彎扭合成應(yīng)力較核軸的強(qiáng)度進(jìn)行較核時(shí),通常只較核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面(即危險(xiǎn)截面)的強(qiáng)度。彎扭較核公式為 (4-8)根據(jù)式子4-8及上面計(jì)算出的數(shù)值,并取,軸的計(jì)算應(yīng)力 前已選定軸的材料為45鋼,調(diào)質(zhì)處理,查表查得。因此,故安全。7.驗(yàn)算平鍵的強(qiáng)度鍵和聯(lián)軸器的材料都是鋼,由表查得許用擠壓應(yīng)力,取平均值,鍵的工作長(zhǎng)度,鍵與輪轂鍵槽的接觸高度。由式4-9可知 (4-9)將數(shù)據(jù)代入式4-9得聯(lián)接的擠壓強(qiáng)度滿足要求。4.4.2中間軸的設(shè)計(jì)1.求中間軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩由表4-1可知:;2.求作用在齒輪上的力因已知中速小齒輪的分度圓直徑為 故圓周力3. 初步估算軸的最小直徑先按式子4-7初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼,調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表選取,于是得 中間軸的最小直徑是安裝軸承處軸的直徑和,但不應(yīng)小于高速軸安裝軸承處的直徑,所以選軸的直徑。4.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)1)擬定軸上零件的裝配方案圖4.4軸的裝配方式現(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(zhǎng)度(1)初步選擇滾動(dòng)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),由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組、標(biāo)準(zhǔn)精度級(jí)的單列深溝球軸承6202,其尺寸為。右端滾動(dòng)軸承采用擋油板和套筒進(jìn)行軸向定位。由手冊(cè)查得6200型軸承的定位軸肩高度。擋油板的寬度為,軸肩高為。根據(jù)齒輪端面與內(nèi)機(jī)壁的距離為則左端套筒的寬度為,右端套筒的寬度為,所以根據(jù)裝配要求確定,。(2)取安裝齒輪處的軸段和的直徑;齒輪的左端或右端采用套筒定位,兩個(gè)齒輪間的軸環(huán)取其直徑,則軸段的長(zhǎng)度。軸段和的長(zhǎng)度。至此,已初步確定了軸的各段直徑和長(zhǎng)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(cè)查得平鍵截面(GB/T 1095-1979),鍵槽用鍵槽銑刀加工,安裝大齒輪的鍵長(zhǎng)為,安裝小齒輪的鍵長(zhǎng)為(標(biāo)準(zhǔn)鍵長(zhǎng)見GB/T 1096-1979),同時(shí)為了保證齒輪與軸配合有良好的對(duì)中性,故選擇齒輪輪轂與軸的配合為H7/n6。滾動(dòng)軸承與軸的周向定位是借過渡配合來(lái)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,各軸肩處的圓角半徑見圖所示。5.求軸上的載荷首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖作出軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖。根據(jù)軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖。圖4.5 軸的彎矩圖從軸的結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)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(xiǎn)截面。計(jì)算出危險(xiǎn)截面處的彎矩和扭矩。彎矩 扭矩 6.按彎扭合成應(yīng)力較核軸的強(qiáng)度進(jìn)行較核時(shí),通常只較核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面(即危險(xiǎn)截面)的強(qiáng)度。根據(jù)式子4-8及上面計(jì)算出的數(shù)值,并取,軸的計(jì)算應(yīng)力 前已選定軸的材料為45鋼,調(diào)質(zhì)處理,由表查得。因此,故安全。7.驗(yàn)算平鍵的強(qiáng)度1)驗(yàn)算小齒輪的平鍵強(qiáng)度鍵和齒輪的材料都是鋼,由表查得許用擠壓應(yīng)力,取平均值,鍵的工作長(zhǎng)度,鍵與輪轂鍵槽的接觸高度。由式子4-9可得聯(lián)接的擠壓強(qiáng)度滿足要求。2)驗(yàn)算大齒輪的平鍵強(qiáng)度鍵和齒輪的材料都是鋼,查表查得許用擠壓應(yīng)力,取平均值,鍵的工作長(zhǎng)度,鍵與輪轂鍵槽的接觸高度。由式子4-9可得聯(lián)接的擠壓強(qiáng)度滿足要求。4.4.3輸出軸的設(shè)計(jì)1.求輸出軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩由表4-1可知:;2.求作用在齒輪上的力因已知低速大齒輪的分度圓直徑為 故圓周力3. 初步估算軸的最小直徑,選取聯(lián)軸器先按式子4-7初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼,調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表選取,于是得 該段軸上有鍵槽將計(jì)算值加大,應(yīng)為。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與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng),故需同時(shí)選聯(lián)軸器型號(hào)。聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩,考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小,查表選取,則: 按照計(jì)算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩條件,查標(biāo)準(zhǔn)GB/T 5843-1986或手冊(cè),選用YL2凸緣聯(lián)軸器,其公稱轉(zhuǎn)矩為。半聯(lián)軸器的孔徑,故??;半聯(lián)軸器長(zhǎng)度,半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度。4.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)1)擬定軸上零件的裝配方案圖4.6 軸的裝配方式現(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(zhǎng)度(1)為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求,軸段右端需制出一軸肩,故取段的直徑;左端用軸端擋圈定位,按軸端直徑取擋圈直徑。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度,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,故段的長(zhǎng)度應(yīng)比略短些,現(xiàn)取。(2)初步選擇滾動(dòng)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),由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組、標(biāo)準(zhǔn)精度級(jí)的單列深溝球軸承6204,其尺寸為,故。右端滾動(dòng)軸承采用擋油板進(jìn)行軸向定位。由手冊(cè)查得6204型軸承的定位軸肩高度,因此,擋油板的左右軸肩高為。選擋油板的寬度為,所以。(3)根據(jù)軸段的直徑,取安裝齒輪處的軸段的直徑;齒輪的左端采用軸肩定位,軸肩高度,取,則。齒輪的右端采用套筒定位,選套筒的寬度為,取軸段的長(zhǎng)度,考慮到中間軸的長(zhǎng)度和內(nèi)壁間的距離,取軸段的長(zhǎng)度,軸段的長(zhǎng)度。(4)軸承端蓋的凸緣厚度為(由減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)而定)。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對(duì)軸承添加潤(rùn)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,故取。至此,已初步確定了軸的各段直徑和長(zhǎng)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(cè)查得平鍵截面(GB/T 1095-1979),鍵槽用鍵槽銑刀加工,長(zhǎng)為(標(biāo)準(zhǔn)鍵長(zhǎng)見GB/T 1096-1979),同時(shí)為了保證齒輪與軸配合有良好的對(duì)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,長(zhǎng)為(標(biāo)準(zhǔn)鍵長(zhǎng)見GB/T 1096-1979),半聯(lián)軸器與軸的配合為H7/k6。滾動(dòng)軸承與軸的周向定位是借過渡配合來(lái)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,各軸肩處的圓角半徑見圖所示。5.求軸上的載荷首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖作出軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖。根據(jù)軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖。圖4.7 軸的彎矩圖從軸的結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖以及彎矩圖和扭矩圖中可以判斷出齒輪的右端面是危險(xiǎn)截面。計(jì)算出危險(xiǎn)截面處的彎矩和扭矩。彎矩 扭矩 6.按彎扭合成應(yīng)力較核軸的強(qiáng)度進(jìn)行較核時(shí),通常只較核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面(即危險(xiǎn)截面)的強(qiáng)度。根據(jù)式4-8及上面計(jì)算出的數(shù)值,并取,軸的計(jì)算應(yīng)力 前已選定軸的材料為45鋼,調(diào)質(zhì)處理,由表查得。因此,故安全。7.驗(yàn)算平鍵的強(qiáng)度1)驗(yàn)算齒輪的平鍵強(qiáng)度鍵和齒輪的材料都是鋼,由表查得許用擠壓應(yīng)力,取平均值,鍵的工作長(zhǎng)度,鍵與輪轂鍵槽的接觸高度。由式子3-9可得聯(lián)接的擠壓強(qiáng)度滿足要求。2)驗(yàn)算聯(lián)軸器的平鍵強(qiáng)度鍵和聯(lián)軸器的材料都是鋼,由表查得許用擠壓應(yīng)力,取平均值,鍵的工作長(zhǎng)度,鍵與輪轂鍵槽的接觸高度。由式子4-9可得聯(lián)接的擠壓強(qiáng)度滿足要求。5傾斜螺旋減速器設(shè)計(jì)5.1 傾斜減速器總體設(shè)計(jì)圖5.1 傾斜螺旋傳動(dòng)簡(jiǎn)圖1-電動(dòng)機(jī);2,4-聯(lián)軸器;3-二級(jí)展開式圓柱齒輪減速器;5-傾斜螺旋因?yàn)閮A斜減速器電機(jī)功率為550W, ,對(duì)展開式二級(jí)圓柱齒輪減速器,可取式中,分別為高速級(jí)和低速級(jí)的傳動(dòng)比,為總傳動(dòng)比,要使,均在推薦的數(shù)值范圍內(nèi)??紤]潤(rùn)滑條件,為使兩級(jí)大齒輪直徑相近,取 各軸的轉(zhuǎn)速: I軸 II軸 III軸 傾斜螺旋 各軸的輸入功率:I軸 II軸 III軸 傾斜螺旋 式中:軸承、齒輪傳動(dòng)和聯(lián)軸器的傳動(dòng)效率。各軸的輸入轉(zhuǎn)矩:電動(dòng)機(jī)軸的輸出轉(zhuǎn)矩為 故I軸 II軸 III軸 傾斜螺旋 表5-1 傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)軸參數(shù)電機(jī)軸傾斜螺旋轉(zhuǎn)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傳動(dòng)比14.53.171效率0.990.950.950.985.2 傾斜螺旋減速器高速級(jí)齒輪設(shè)計(jì)5.2.1 選擇齒輪類型、精度等級(jí)、材料及齒數(shù)(1)因?yàn)辇X輪傳動(dòng)功率不大,轉(zhuǎn)速不太高,所以選用直齒圓柱齒輪傳動(dòng)。(2)螺旋輸送機(jī)為一般工作的機(jī)器,轉(zhuǎn)速不高,故齒輪選用7級(jí)精度(GB10095-88)。(3)材料選擇。由表選擇小齒輪:45鋼(調(diào)質(zhì)),硬度為:,大齒輪:45鋼(?;捕葹椋?,二者材料差為。(4)選擇齒數(shù)。小齒輪齒數(shù),大齒輪齒數(shù)。(5)因選用閉式軟齒面?zhèn)鲃?dòng),故按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì),用齒根彎曲強(qiáng)度校核的設(shè)計(jì)方法。5.2.2 齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算參考設(shè)計(jì)計(jì)算公式4-1進(jìn)行試算1)確定公式內(nèi)的各計(jì)算參數(shù)值(1)試選載荷系數(shù)(2)計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩(3)查表選取齒寬系數(shù)(4)由表查得材料的彈性影響系數(shù)(5)按齒面硬度查圖查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限;大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限;(6)參考式子4-2計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù),(工作壽命為10年,每年300工作日,單班值)(7)由圖查得接觸疲勞強(qiáng)度壽命系數(shù);(8)計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力取失效概率為1%,安全系數(shù),參考式子4-3得 2)設(shè)計(jì)計(jì)算(1)試算小齒輪分度圓直徑代入中較小值(2)計(jì)算圓周速度(3)計(jì)算齒寬(4)計(jì)算齒寬與齒高之比模數(shù) 齒高 (5)計(jì)算載荷系數(shù)根據(jù),7級(jí)精度,由圖查得動(dòng)載系數(shù);直齒輪,假設(shè).由表查得;由表查得使用系數(shù) ;由表查得7級(jí)精度,小齒輪相對(duì)支承非對(duì)稱布置時(shí), 將數(shù)據(jù)代入后得 ;由,查圖查得;故載荷系數(shù) (6)按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑,參考式子4-4,得(7)計(jì)算模數(shù) 5.2.3 按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)參考式子4-5彎曲強(qiáng)度的設(shè)計(jì)公式。1)確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值(1)由圖查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限;大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限;(2)由圖查得彎曲疲勞壽命系數(shù),(3)計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù),參考式子4-6,得 (4)計(jì)算載荷系數(shù) (5)查取齒形系數(shù)由表查得;。(6)查取應(yīng)力校正系數(shù)由表查得 ;。(7)計(jì)算大、小齒輪的;并加以比較 大齒輪的數(shù)值大。2)設(shè)計(jì)計(jì)算 對(duì)比計(jì)算結(jié)果,由于齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù),由于齒輪模數(shù)的大小主要取決于彎曲強(qiáng)度所決定的承載能力,而齒面接觸疲勞強(qiáng)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(guān),可取由彎曲強(qiáng)度算得的模數(shù)并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值,按接觸強(qiáng)度算得的分度圓直徑,算出小齒輪齒數(shù) 大齒輪齒數(shù) ,取這樣設(shè)計(jì)出的齒輪傳動(dòng),既滿足了齒面接觸疲勞強(qiáng)度,又滿足齒根彎曲疲勞強(qiáng)度,并做到結(jié)構(gòu)緊湊,避免浪費(fèi)。5.2.4 幾何尺寸計(jì)算各個(gè)幾何尺寸見表5-2表5-2 齒輪的幾何參數(shù)()()()()24.8112.024.868.4取,。5.2.5 驗(yàn)算 ,合適5.3 傾斜螺旋減速器低速級(jí)齒輪設(shè)計(jì)5.3.1 選擇齒輪類型、精度等級(jí)、材料及齒數(shù)(1)因?yàn)辇X輪傳動(dòng)功率不大,轉(zhuǎn)速不太高,所以選用直齒圓柱齒輪傳動(dòng)。(2)螺旋輸送機(jī)為一般工作的機(jī)器,轉(zhuǎn)速不高,故齒輪選用7級(jí)精度(GB10095-88)。(3)材料選擇。由表選擇小齒輪:45鋼(調(diào)質(zhì)),硬度為:,大齒輪:45鋼(?;?,硬度為:,二者材料差為。(4)選擇齒數(shù)。小齒輪齒數(shù),大齒輪齒數(shù)。(5)因選用閉式軟齒面?zhèn)鲃?dòng),故按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì),用齒根彎曲強(qiáng)度校核的設(shè)計(jì)方法。5.3.2 齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算參考設(shè)計(jì)計(jì)算公式4-1進(jìn)行試算。1)確定公式內(nèi)的各計(jì)算參數(shù)值(1)試選載荷系數(shù)(2)計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩(3)由表查取齒寬系數(shù)(4)由表查得材料的彈性影響系數(shù)(5)按齒面硬度查圖查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限;大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限;(6)由式4-2計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù),(工作壽命為10年,每年300工作日,單班值)(7)由圖查得接觸疲勞強(qiáng)度壽命系數(shù);(8)計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力取失效概率為1%,安全系數(shù),由式4-3得 2)設(shè)計(jì)計(jì)算(1)試算小齒輪分度圓直徑代入中較小值(2)計(jì)算圓周速度(3)計(jì)算齒寬(4)計(jì)算齒寬與齒高之比模數(shù) 齒高 (5)計(jì)算載荷系數(shù)根據(jù),7級(jí)精度,由圖查得動(dòng)載系數(shù);直齒輪,假設(shè).由表查得;由表查得使用系數(shù) ;由表查得7級(jí)精度,小齒輪相對(duì)支承非對(duì)稱布置時(shí), 將數(shù)據(jù)代入后得 ;由,查圖查得;故載荷系數(shù) (6)按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑,由式4-4得(7)計(jì)算模數(shù) 5.3.3 按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)參考彎曲強(qiáng)度的設(shè)計(jì)公式4-5。1)確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值(1)由圖查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限;大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限;(2)由圖查得彎曲疲勞壽命系數(shù),(3)計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù),由式4-6得 (4)計(jì)算載荷系數(shù) (5)查取齒形系數(shù)由表查得;。(6)查取應(yīng)力校正系數(shù)由表查得 ;。(7)計(jì)算大、小齒輪的;并加以比較 大齒輪的數(shù)值大。2)設(shè)計(jì)計(jì)算 對(duì)比計(jì)算結(jié)果,由于齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù),由于齒輪模數(shù)的大小主要取決于彎曲強(qiáng)度所決定的承載能力,而齒面接觸疲勞強(qiáng)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(guān),可取由彎曲強(qiáng)度算得的模數(shù)并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值,按接觸強(qiáng)度算得的分度圓直徑,算出小齒輪齒數(shù) 大齒輪齒數(shù) ,取這樣設(shè)計(jì)出的齒輪傳動(dòng),既滿足了齒面接觸疲勞強(qiáng)度,又滿足齒根彎曲疲勞強(qiáng)度,并做到結(jié)構(gòu)緊湊,避免浪費(fèi)。5.3.4 幾何尺寸計(jì)算各個(gè)幾何尺寸見表5-3表5-3 齒輪的幾何參數(shù)()()()()40.0127.040.083.5取,。5.3.5 驗(yàn)算 ,合適5.4 各軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)與較核5.4.1輸入軸的設(shè)計(jì)1.求輸入軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩由表5-1可知:;2.求作用在齒輪上的力因已知高速齒輪的分度圓直徑為 故圓周力3. 初步估算軸的最小直徑,選取聯(lián)軸器先按式4-7初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼,調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表選取,于是得 該段軸上有鍵槽將計(jì)算值加大,應(yīng)為。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)軸器的孔徑相適應(yīng),故需同時(shí)選聯(lián)軸器型號(hào)。聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩,考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小,查表取,則: 按照計(jì)算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩條件,查標(biāo)準(zhǔn)GB/T 5843-1986或手冊(cè),選用YL凸緣聯(lián)軸器,其公稱轉(zhuǎn)矩為。半聯(lián)軸器的孔徑,故??;半聯(lián)軸器長(zhǎng)度,半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度。4.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)1)擬定軸上零件的裝配方案圖5.2 軸的裝配方式現(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(zhǎng)度(1)為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求,軸段右端需制出一軸肩,故取段的直徑;左端用軸端擋圈定位,按軸端直徑取擋圈直徑。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度,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,故段的長(zhǎng)度應(yīng)比略短些,現(xiàn)取。(2)初步選擇滾動(dòng)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),由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組、標(biāo)準(zhǔn)精度級(jí)的單列深溝球軸承6202,其尺寸為,故。右端滾動(dòng)軸承采用擋油板進(jìn)行軸向定位。由手冊(cè)查得6202型軸承的定位軸肩高度,因此,擋油板的軸肩高為。選擋油板的寬度為,所以。(3)根據(jù)軸段的直徑,考慮到齒輪的分度圓直徑為,可把安裝齒輪處的軸段設(shè)計(jì)成齒輪軸,選直徑??紤]到中間軸的長(zhǎng)度和內(nèi)壁間的距離,取軸段的長(zhǎng)度。(4)軸承端蓋的凸緣厚度為(由減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)而定)。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對(duì)軸承添加潤(rùn)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,故取。至此,已初步確定了軸的各段直徑和長(zhǎng)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(cè)查得平鍵截面(GB/T 1095-1979),鍵槽用鍵槽銑刀加工,長(zhǎng)為(標(biāo)準(zhǔn)鍵長(zhǎng)見GB/T 1096-1979),半聯(lián)軸器與軸的配合為H7/k6。滾動(dòng)軸承與軸的周向定位是借過渡配合來(lái)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,各軸肩處的圓角半徑見圖所示。5.求軸上的載荷首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖作出軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖。根據(jù)軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖。圖5.3 軸的彎矩圖從軸的結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)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(xiǎn)截面。計(jì)算出危險(xiǎn)截面處的彎矩和扭矩。彎矩 扭矩 6.按彎扭合成應(yīng)力較核軸的強(qiáng)度進(jìn)行較核時(shí),通常只較核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面(即危險(xiǎn)截面)的強(qiáng)度。根據(jù)式4-8及上面計(jì)算出的數(shù)值,并取,軸的計(jì)算應(yīng)力 前已選定軸的材料為45鋼,調(diào)質(zhì)處理,由表查得。因此,故安全。7.驗(yàn)算平鍵的強(qiáng)度鍵和聯(lián)軸器的材料都是鋼,由表查得許用擠壓應(yīng)力,取平均值,鍵的工作長(zhǎng)度,鍵與輪轂鍵槽的接觸高度。由式4-9可得聯(lián)接的擠壓強(qiáng)度滿足要求。5.4.2中間軸的設(shè)計(jì)1.求中間軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩由表5-1可知:;2.求作用在齒輪上的力因已知中速小齒輪的分度圓直徑為 故圓周力3. 初步估算軸的最小直徑先按式4-7初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼,調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表選取,于是得 中間軸的最小直徑是安裝軸承處軸的直徑和,但不應(yīng)小于高速軸安裝軸承處的直徑,所以選軸的直徑 4.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)1)擬定軸上零件的裝配方案圖5.4 軸的裝配方式現(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(zhǎng)度(1)初步選擇滾動(dòng)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),由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組、標(biāo)準(zhǔn)精度級(jí)的單列深溝球軸承6202,其尺寸為。右端滾動(dòng)軸承采用擋油板和套筒進(jìn)行軸向定位。由手冊(cè)查得6200型軸承的定位軸肩高度。擋油板的寬度為,軸肩高為。根據(jù)齒輪端面與內(nèi)機(jī)壁的距離為則左端套筒的寬度為,右端套筒的寬度為,所以根據(jù)裝配要求確定,。(2)取安裝齒輪處的軸段和的直徑;齒輪的左端或右端采用套筒定位,兩個(gè)齒輪間的軸環(huán)取其直徑,則軸段的長(zhǎng)度。軸段和的長(zhǎng)度。至此,已初步確定了軸的各段直徑和長(zhǎng)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(cè)查得平鍵截面(GB/T 1095-1979),鍵槽用鍵槽銑刀加工,安裝大齒輪的鍵長(zhǎng)為,安裝小齒輪的鍵長(zhǎng)為(標(biāo)準(zhǔn)鍵長(zhǎng)見GB/T 1096-1979),同時(shí)為了保證齒輪與軸配合有良好的對(duì)中性,故選擇齒輪輪轂與軸的配合為H7/n6。滾動(dòng)軸承與軸的周向定位是借過渡配合來(lái)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,各軸肩處的圓角半徑見圖所示。5.求軸上的載荷首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖作出軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖。根據(jù)軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖。圖5.5 軸的彎矩圖從軸的結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)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(xiǎn)截面。計(jì)算出危險(xiǎn)截面處的彎矩和扭矩。彎矩 扭矩 6.按彎扭合成應(yīng)力較核軸的強(qiáng)度進(jìn)行較核時(shí),通常只較核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面(即危險(xiǎn)截面)的強(qiáng)度。根據(jù)式4-8及上面計(jì)算出的數(shù)值,并取,軸的計(jì)算應(yīng)力 前已選定軸的材料為45鋼,調(diào)質(zhì)處理,由表查得。因此,故安全。7.驗(yàn)算平鍵的強(qiáng)度1)驗(yàn)算小齒輪的平鍵強(qiáng)度鍵和齒輪的材料都是鋼,由表查得許用擠壓應(yīng)力,取平均值,鍵的工作長(zhǎng)度,鍵與輪轂鍵槽的接觸高度。由式4-9可得聯(lián)接的擠壓強(qiáng)度滿足要求。2)驗(yàn)算大齒輪的平鍵強(qiáng)度鍵和齒輪的材料都是鋼,由表查得許用擠壓應(yīng)力,取平均值,鍵的工作長(zhǎng)度,鍵與輪轂鍵槽的接觸高度。由式4-9可得聯(lián)接的擠壓強(qiáng)度滿足要求。5.4.3輸出軸的設(shè)計(jì)1.求輸出軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩由表5-1可知:;2.求作用在齒輪上的力因已知低速大齒輪的分度圓直徑為 故圓周力3.初步估算軸的最小直徑,選取聯(lián)軸器先按式4-7初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼,調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表選取,于是得 該段軸上有鍵槽將計(jì)算值加大,應(yīng)為。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與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng),故需同時(shí)選聯(lián)軸器型號(hào)。聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩,考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小,查表選取,則: 按照計(jì)算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩條件,查標(biāo)準(zhǔn)GB/T 5843-1986或手冊(cè),選用YL3凸緣聯(lián)軸器,其公稱轉(zhuǎn)矩為。半聯(lián)軸器的孔徑,故??;半聯(lián)軸器長(zhǎng)度,半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度。4.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)1)擬定軸上零件的裝配方案圖5.6 軸的裝配方式現(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(zhǎng)度(1)為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求,軸段右端需制出一軸肩,故取段的直徑;左端用軸端擋圈定位,按軸端直徑取擋圈直徑。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度,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,故段的長(zhǎng)度應(yīng)比略短些,現(xiàn)取。(2)初步選擇滾動(dòng)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),由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組、標(biāo)準(zhǔn)精度級(jí)的單列深溝球軸承6204,其尺寸為,故。右端滾動(dòng)軸承采用擋油板進(jìn)行軸向定位。由手冊(cè)查得6204型軸承的定位軸肩高度,因此,擋油板的左右軸肩高為。選擋油板的寬度為,所以。(3)根據(jù)軸段的直徑,取安裝齒輪處的軸段的直徑;齒輪的左端采用軸肩定位,軸肩高度,取,則。齒輪的右端采用套筒定位,選套筒的寬度為,取軸段的長(zhǎng)度,考慮到中間軸的長(zhǎng)度和內(nèi)壁間的距離,取軸段的長(zhǎng)度,軸段的長(zhǎng)度。(4)軸承端蓋的凸緣厚度為(由減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)而定)。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對(duì)軸承添加潤(rùn)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,故取。至此,已初步確定了軸的各段直徑和長(zhǎng)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(cè)查得平鍵截面(GB/T 1095-1979),鍵槽用鍵槽銑刀加工,長(zhǎng)為(標(biāo)準(zhǔn)鍵長(zhǎng)見GB/T 1096-1979),同時(shí)為了保證齒輪與軸配合有良好的對(duì)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,長(zhǎng)為(標(biāo)準(zhǔn)鍵長(zhǎng)見GB/T 1096-1979),半聯(lián)軸器與軸的配合為H7/k6。滾動(dòng)軸承與軸的周向定位是借過渡配合來(lái)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,各軸肩處的圓角半徑見圖
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