螺旋輸送式連續(xù)洗米機設計【含4張CAD圖紙+PDF圖】,含4張CAD圖紙+PDF圖,螺旋,輸送,連續(xù),洗米機,設計,CAD,圖紙,PDF 南昌航空大學科技學院學士學位論文 1前言 洗米機結構簡單、占地面積小、集搓米、洗米、除去漂浮雜質、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械。洗米機的類型也是多種多樣的，例如有水射流式，半自動式，水壓式等。當然，它的發(fā)展空間也比較開闊，并有良好的發(fā)展趨勢，因此，我們所做的關于洗米機的研究有很深遠的意義。 洗米機在我國的發(fā)展，因為起步比較低，所以應用的并不十分廣泛，但隨著我國機械行業(yè)的發(fā)展，洗米機有了一個很樂觀的發(fā)展趨勢。在一些經濟比較發(fā)達的城市如廣州，上海等，洗米機在餐飲業(yè)的應用還是比較普遍的。 近二十年來，我國帶式輸送機有了很大的發(fā)展，對帶式輸送機的關鍵技術研究和新產品開發(fā)都取得了可喜的成果。輸送機產品系列不斷增多，開發(fā)了大傾角、長距離新型帶式輸送機系列產品，并對帶式輸送機的關鍵技術及其主要部件進行了理論研究和產品開發(fā)，應用動態(tài)分析技術和中間驅動與智能化控制等技術，成功研制了多種軟啟動和制動裝置及以PLC為核心的可編程電控裝置。 隨著研究工作不斷深入，帶式輸送機動力學性能研究積累了大量的寶貴經驗和資料，利用新的設計手段研究帶式輸送機動力學模型的時機已經成熟。帶式輸送機的技術關鍵是動態(tài)設計與監(jiān)測，它是制約帶式輸送機發(fā)展的核心技術。在高速科技發(fā)展的帶動下，洗米機的研發(fā)和制造技術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應的減速器的設計校核計算等。水平與傾斜螺旋上的葉面采用實體葉面即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。減速器的設計又著重于齒輪和軸的設計與校核，本設計采用的減速器是二級展開式減速器，二級展開式減速器能實現較大的傳動比，應用較廣。其中各級傳動比的分配方案不同將影響減速器的重量及外觀尺寸和潤滑狀況。減速器采用直齒圓柱齒輪傳動，深溝球軸承，脂潤滑。減速器與螺旋的聯接采用聯軸器進行聯接。 由于設計者水平有限，本設計難免存在欠妥之處，懇請讀者提出批評和指正。 2 螺旋輸送式連續(xù)洗米機設計的工作原理 為適應食堂、大型飯店、快餐中心等的需要，我們設計研制了一種螺旋輸送式連續(xù)洗米機。 圖2 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-傾斜螺旋；10-出料口；11-噴水裝置；12-溢流口 該機組結構如圖1所示，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。 其工作原理為：大米至料斗加入，經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，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，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。 機組設計主要特點：一是米在用螺旋輸送過程中同時進行揉搓，使機組結構簡單，運作可靠；二是米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。 3 水平及傾斜螺旋設計計算 3.1 水平螺旋直徑，轉速及長度 設水平螺旋直徑為、轉速為及長度 螺旋直徑和轉速計算公式如下： (3-1) (3-2) 式中：—水平螺旋直徑，單位為； —生產能力，單位為； —物料綜合特性系數； —物料充填系數，由于螺旋具有輸送和揉搓洗滌作用，故應適當 取小值； —物料的堆積密度，單位為； —與輸送傾角有關的系數； —水平螺旋轉速，單位為； —物料綜合特性系數。 各個參數的取值大小見表3-1 表3-1 水平螺旋的參數 參數 （） （） 數值 0.049 0.20（初選） 0.8 1.0 50 將上述各值代入式3-1、3-2，可求出、： 圓整為標準系列；。 螺旋填充系數的校核公式為： (3-3) 式中——螺距（），此處，其他符號意義同前。 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速為： 另由有關試驗及經驗，兼顧機體尺寸，取水平螺旋長為。 3.2 傾斜螺旋直徑、轉速及長度 為便于瀝水及實現水與米形成逆流，同時也利于出料，取傾斜螺旋的傾角，按3.1的計算方法，可算得傾斜螺旋的直徑、轉速、充添系數及長度，數值見表3-2。 表3-2 傾斜螺旋的參數 參數 （） （） （） 數值 150 100 0.26 800 傾斜螺旋的充填系數比水平螺旋大，但仍小于0.35，在推薦范圍內。 3.3 功率計算及電機的選型 利用阻力系數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所需額定功率。 (3-4) (3-5) 式中：—功率備用系數； —傳動效率； —螺旋長度； —傾斜螺旋的傾角； —阻力系數； —螺旋輸送機生產能力，單位為（）。 表3-3 功率計算參數 參數 （） 數值 1.4 0.90 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為1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： (3-6) 算得： ，。 以上各數值代入公式3-4、3-5，可計算得： ， 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驗及有關試驗和電機效率，最終選取水平螺旋電機功率為，電機選用單向異步電機，型號為CO6114（轉速為1426r/min，效率為58%），傾斜螺旋電機功率為，為單向異步電機CO8014（轉速為1428r/min效率為65%）。 3.4 水平及傾斜螺旋校核計算 3.4.1 水平螺旋軸的較核 選取軸的材料為45鋼，調質處理，軸的扭轉強度條件為 (3-7) 式中：—扭轉切應力，單位為； —軸所受的扭矩，單位為； —軸的抗扭截面系數，單位為； —軸的轉速，單位為； —軸傳遞的功率，單位為； —計算截面處軸的直徑，單位為； —許用扭轉切應力，單位為。 由上式可得軸的直徑： (3-8) 各參數的取值見表3-4： 表3-4 軸的參數 參數 （） （） 數值 0.094 80 112 將表中數值代入式3-8可得軸的直徑： 為了減少螺旋旋轉過程中振動，提高葉片的強度由經驗公式取。校核軸的強度：當米完全充滿水平螺旋時，米的體積約為 質量為，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： 按彎扭合成應力較核軸的強度，較核公式為： (3-9) 進行較核時，通常只較核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險截面）的強度。根據式3-9及上面計算出的數值，并取，軸的計算應力 前已選定軸的材料為45鋼，調質處理，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，調質處理。軸的扭轉強度條件見公式3-7，由公式3-8可算得 為了減少螺旋旋轉過程中振動，提高葉片的強度由經驗公式取。校核軸的強度：當米完全充滿傾斜螺旋時，米的體積約為 質量為，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： 按彎扭合成應力較核軸的強度。進行較核時，通常只較核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險截面）的強度。根據式3-9及上面計算出的數值，并取，軸的計算應力 前已選定軸的材料為45鋼，調質處理，查表查得。因此，故安全。 4 水平螺旋減速器設計 4.1 水平減速器總體設計 圖4.1 水平螺旋傳動簡圖 1-電動機；2，4-聯軸器；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250W， 對展開式二級圓柱齒輪減速器，可取 式中，分別為高速級和低速級的傳動比，為總傳動比，要使，均在推薦的數值范圍內。考慮潤滑條件，為使兩級大齒輪直徑相近，取 各軸的轉速： 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、齒輪傳動和聯軸器的傳動效率。 各軸的輸入轉矩： 電動機軸的輸出轉矩為 故I軸 II軸 III軸 水平螺旋 表4-1 傳動裝置的運動和動力參數 軸 參 數 電機軸 水平螺旋 轉速n/(r/min) 1426 1426 285.2 80 80 功率P/（kW） 0.104 0.103 0.095 0.090 0.088 扭矩T/() 696.5 689.5 3276.5 11116.9 10895.7 傳動比 1 5 3.57 1 效率 0.99 0.95 0.95 0.98 4.2 水平螺旋減速器高速級齒輪設計 4.2.1 選擇齒輪類型、精度等級、材料及齒數 （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，故齒輪選用7級精度 （GB10095-88）。 （3）材料選擇。查表選擇小齒輪：45鋼（調質），硬度為：， 大齒輪：45鋼（?；捕葹椋?，二者材料差為。 （4）選擇齒數。小齒輪齒數,大齒輪齒數。 （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。 4.2.2 齒面接觸疲勞強度計算 由設計計算公式進行試算，即 （4-1） 1）確定公式內的各計算參數值 （1）試選載荷系數 （2）計算小齒輪傳遞的轉矩 （3）查表選取齒寬系數 （4）查表查得材料的彈性影響系數 （5）按齒面硬度查圖查得小齒輪的接觸疲勞強度極限；大齒輪的接觸疲勞強度極限； （6）由式子4-2計算應力循環(huán)次數，（工作壽命為10年，每年300工作日，單班值） （4-2） 將數據代入式子4-2，得 （7）查圖查得接觸疲勞強度壽命系數； （8）計算接觸疲勞許用應力 取失效概率為1%，安全系數，由公式4-3，可知 （4-3） 將數據代入式子4-3，得 2）設計計算 （1）試算小齒輪分度圓直徑代入中較小值 （2）計算圓周速度 （3）計算齒寬 （4）計算齒寬與齒高之比 模數 齒高 （5）計算載荷系數 根據,7級精度,查圖查得動載系數; 直齒輪,假設.由表查得; 由表查得使用系數 ; 由表查得7級精度,小齒輪相對支承非對稱布置時, 將數據代入后得 ; 由,查圖查得;故載荷系數 （6）按實際的載荷系數校正所算得的分度圓直徑,由式子4-4，可知 4-4 將數據代入后得 （7）計算模數 4.2.3 按齒根彎曲強度設計 彎曲強度的設計公式為 （4-5) 1)確定公式內的各計算數值 （1）查圖查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限；大齒輪的彎曲疲勞強度極限; （2）查圖查得彎曲疲勞壽命系數， （3）計算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞安全系數，由式子4-6?？芍? (4-6) 將數據代入，得 （4）計算載荷系數 （5）查取齒形系數 由表查得；。 （6）查取應力校正系數 由表可查得 ；。 （7）計算大、小齒輪的；并加以比較 大齒輪的數值大。 2）設計計算 對比計算結果，由于齒面接觸疲勞強度計算的模數大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數，由于齒輪模數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(即模數與齒數的乘積）有關，可以取由彎曲強度算得的模數并就近圓整為標準值，按接觸強度算得的分度圓直徑，算出小齒輪齒數 大齒輪齒數 ，取 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。 4.2.4 幾何尺寸計算 各個幾何尺寸見表4-2 表4-2 齒輪的幾何參數 （） （） （） （） 19.50 97.50 19.50 58.5 取，。 4.2.5 驗算 ，合適 4.3 水平螺旋減速器低速級齒輪設計 4.3.1 選擇齒輪類型、精度等級、材料及齒數 （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，故齒輪選用7級精度 （GB10095-88）。 （3）材料選擇。查表選擇小齒輪：45鋼（調質），硬度為：， 大齒輪：45鋼（?；?，硬度為：，二者材料差為。 （4）選擇齒數。小齒輪齒數,大齒輪齒數，取。 （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。 4.3.2 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4-1。 1）確定公式內的各計算參數值 （1）試選載荷系數 （2）計算小齒輪傳遞的轉矩 （3）查表選取齒寬系數 （4）由表查得材料的彈性影響系數 （5）按齒面硬度查圖查得小齒輪的接觸疲勞強度極限；大齒輪的接觸疲勞強度極限； （6）參考式子4-2計算應力循環(huán)次數，（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度壽命系數； （8）計算接觸疲勞許用應力 取失效概率為1%，安全系數，參考式子4-3，得 2）設計計算 （1）試算小齒輪分度圓直徑代入中較小值 （2）計算圓周速度 （3）計算齒寬 （4）計算齒寬與齒高之比 模數 齒高 （5）計算載荷系數 根據,7級精度,由圖查得動載系數; 直齒輪,假設.查表查得; 由表查得使用系數 ; 由表查得7級精度,小齒輪相對支承非對稱布置時, 將數據代入后得 ; 由,查圖查得;故載荷系數 （6）按實際的載荷系數校正所算得的分度圓直徑,參考式子4-4，得 （7）計算模數 4.3.3 按齒根彎曲強度設計 彎曲強度的設計公式參考式子4-5。 1)確定公式內的各計算數值 （1）由圖查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限;大齒輪的彎曲疲勞強度極限; （2）由圖查得彎曲疲勞壽命系數， （3）計算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞安全系數，參考式子4-6，得 （4）計算載荷系數 （5）查取齒形系數 由表查得；。 （6）查取應力校正系數 由表查得 ；。 （7）計算大、小齒輪的；并加以比較 大齒輪的數值大。 2）設計計算 對比計算結果，由于齒面接觸疲勞強度計算的模數大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數，由于齒輪模數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(即模數與齒數的乘積）有關，可取由彎曲強度算得的模數并就近圓整為標準值，按接觸強度算得的分度圓直徑，算出小齒輪齒數 大齒輪齒數 ，取 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。 4.3.4 幾何尺寸計算 各個幾何尺寸見表4-3 表4-3 齒輪的幾何參數 （） （） （） （） 33.00 118.00 33.00 75.5 取，。 4.3.5 驗算 ，合適 4.4 各軸的結構設計與較核 4.4.1輸入軸的設計 1.求輸入軸上的功率、轉速和轉矩 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，調質處理。根據表選取，于是得 該段軸上有鍵槽將計算值加大，應為。 輸入軸的最小直徑顯然是安裝聯軸器處軸的直徑.為了使所選的軸直徑與聯軸器的孔徑相適應，故需同時選聯軸器型號。 聯軸器的計算轉矩，考慮到轉矩變化很小，查表選取，則： 按照計算轉矩應小于聯軸器公稱轉矩條件，查標準GB/T 5843-1986或手冊,選用YL凸緣聯軸器，其公稱轉矩為。半聯軸器的孔徑，故?。话肼撦S器長度，半聯軸器與軸配合的轂孔長度。 4.軸的結構設計 1）擬定軸上零件的裝配方案 圖4.2 軸Ⅰ的裝配方式 現選用如圖所示的裝配方案。 2）根據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。半聯軸器與軸配合的轂孔長度，為了保證軸端擋圈只壓在半聯軸器上而不壓在軸的端面上，故段的長度應比略短些，現取。 （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，由軸承產品目錄中初步選取0基本游隙組、標準精度級的單列深溝球軸承6202，其尺寸為，故。右端滾動軸承采用擋油板進行軸向定位。由手冊查得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計成齒輪軸，選直徑?？紤]到中間軸的長度和內壁間的距離，取軸段的長度。 （4）軸承端蓋的凸緣厚度為（由減速器及軸承端蓋的結構設計而定）。根據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度。 3）軸上零件的周向定位 半聯軸器與軸的周向定位采用平鍵聯接。按由手冊查得平鍵截面（GB/T 1095-1979），鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為（標準鍵長見GB/T 1096-1979），半聯軸器與軸的配合為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，各軸肩處的圓角半徑見圖所示。 5.求軸上的載荷 首先根據軸的結構圖作出軸的計算簡圖。根據軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖。 圖4.3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 6.按彎扭合成應力較核軸的強度 進行較核時，通常只較核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險截面）的強度。 彎扭較核公式為 (4-8) 根據式子4-8及上面計算出的數值，并取，軸的計算應力 前已選定軸的材料為45鋼，調質處理，查表查得。因此，故安全。 7.驗算平鍵的強度 鍵和聯軸器的材料都是鋼，由表查得許用擠壓應力，取平均值，鍵的工作長度，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度。由式4-9可知 (4-9) 將數據代入式4-9得 聯接的擠壓強度滿足要求。 4.4.2中間軸的設計 1.求中間軸上的功率、轉速和轉矩 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，調質處理。根據表選取，于是得 中間軸的最小直徑是安裝軸承處軸的直徑和，但不應小于高速軸安裝軸承處的直徑，所以選軸的直徑。 4.軸的結構設計 1）擬定軸上零件的裝配方案 圖4.4軸Ⅱ的裝配方式 現選用如圖所示的裝配方案。 2）根據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，由軸承產品目錄中初步選取0基本游隙組、標準精度級的單列深溝球軸承6202，其尺寸為。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。擋油板的寬度為，軸肩高為。根據齒輪端面與內機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，兩個齒輪間的軸環(huán)取其直徑，則軸段的長度。軸段和的長度。 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接。按由手冊查得平鍵截面（GB/T 1095-1979），鍵槽用鍵槽銑刀加工，安裝大齒輪的鍵長為，安裝小齒輪的鍵長為（標準鍵長見GB/T 1096-1979），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。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，各軸肩處的圓角半徑見圖所示。 5.求軸上的載荷 首先根據軸的結構圖作出軸的計算簡圖。根據軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖。 圖4.5 軸Ⅱ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小齒輪的右端面是危險截面。計算出危險截面處的彎矩和扭矩。 彎矩 扭矩 6.按彎扭合成應力較核軸的強度 進行較核時，通常只較核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險截面）的強度。根據式子4-8及上面計算出的數值，并取，軸的計算應力 前已選定軸的材料為45鋼，調質處理，由表查得。因此，故安全。 7.驗算平鍵的強度 1）驗算小齒輪的平鍵強度 鍵和齒輪的材料都是鋼，由表查得許用擠壓應力，取平均值，鍵的工作長度，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度。由式子4-9可得 聯接的擠壓強度滿足要求。 2）驗算大齒輪的平鍵強度 鍵和齒輪的材料都是鋼，查表查得許用擠壓應力，取平均值，鍵的工作長度，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度。由式子4-9可得 聯接的擠壓強度滿足要求。 4.4.3輸出軸的設計 1.求輸出軸上的功率、轉速和轉矩 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，調質處理。根據表選取，于是得 該段軸上有鍵槽將計算值加大，應為。 輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯軸器處軸的直徑.為了使所選的軸直徑與聯軸器的孔徑相適應，故需同時選聯軸器型號。 聯軸器的計算轉矩，考慮到轉矩變化很小，查表選取，則： 按照計算轉矩應小于聯軸器公稱轉矩條件，查標準GB/T 5843-1986或手冊,選用YL2凸緣聯軸器，其公稱轉矩為。半聯軸器的孔徑，故?。话肼撦S器長度，半聯軸器與軸配合的轂孔長度。 4.軸的結構設計 1）擬定軸上零件的裝配方案 圖4.6 軸Ⅲ的裝配方式 現選用如圖所示的裝配方案。 2）根據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。半聯軸器與軸配合的轂孔長度，為了保證軸端擋圈只壓在半聯軸器上而不壓在軸的端面上，故段的長度應比略短些，現取。 （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，由軸承產品目錄中初步選取0基本游隙組、標準精度級的單列深溝球軸承6204，其尺寸為，故。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，取軸段的長度，考慮到中間軸的長度和內壁間的距離，取軸段的長度，軸段的長度。 （4）軸承端蓋的凸緣厚度為（由減速器及軸承端蓋的結構設計而定）。根據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度。 3）軸上零件的周向定位 齒輪、半聯軸器與軸的周向定位均采用平鍵聯接。按由手冊查得平鍵截面（GB/T 1095-1979），鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為（標準鍵長見GB/T 1096-1979），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，半聯軸器與軸的聯接，選用平鍵為，長為（標準鍵長見GB/T 1096-1979），半聯軸器與軸的配合為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，各軸肩處的圓角半徑見圖所示。 5.求軸上的載荷 首先根據軸的結構圖作出軸的計算簡圖。根據軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖。 圖4.7 軸Ⅲ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 6.按彎扭合成應力較核軸的強度 進行較核時，通常只較核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險截面）的強度。根據式4-8及上面計算出的數值，并取，軸的計算應力 前已選定軸的材料為45鋼，調質處理，由表查得。因此，故安全。 7.驗算平鍵的強度 1）驗算齒輪的平鍵強度 鍵和齒輪的材料都是鋼，由表查得許用擠壓應力，取平均值，鍵的工作長度，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度。由式子3-9可得 聯接的擠壓強度滿足要求。 2）驗算聯軸器的平鍵強度 鍵和聯軸器的材料都是鋼，由表查得許用擠壓應力，取平均值，鍵的工作長度，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度。由式子4-9可得 聯接的擠壓強度滿足要求。 5傾斜螺旋減速器設計 5.1 傾斜減速器總體設計 圖5.1 傾斜螺旋傳動簡圖 1-電動機；2，4-聯軸器；3-二級展開式圓柱齒輪減速器；5-傾斜螺旋 因為傾斜減速器電機功率為550W， ， 對展開式二級圓柱齒輪減速器，可取 式中，分別為高速級和低速級的傳動比，為總傳動比，要使，均在推薦的數值范圍內?？紤]潤滑條件，為使兩級大齒輪直徑相近，取 各軸的轉速： 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、齒輪傳動和聯軸器的傳動效率。 各軸的輸入轉矩： 電動機軸的輸出轉矩為 故I軸 II軸 III軸 傾斜螺旋 表5-1 傳動裝置的運動和動力參數 軸 參 數 電機軸 傾斜螺旋 轉速n/(r/min) 1428 1428 317.3 100 100 功率P/（kW） 0.194 0.192 0.182 0.173 0.164 扭矩T/() 1297.4 1284.4 5493.1 16549.4 16220.1 傳動比 1 4.5 3.17 1 效率 0.99 0.95 0.95 0.98 5.2 傾斜螺旋減速器高速級齒輪設計 5.2.1 選擇齒輪類型、精度等級、材料及齒數 （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，故齒輪選用7級精度 （GB10095-88）。 （3）材料選擇。由表選擇小齒輪：45鋼（調質），硬度為：， 大齒輪：45鋼（?；?，硬度為：，二者材料差為。 （4）選擇齒數。小齒輪齒數,大齒輪齒數。 （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。 5.2.2 齒面接觸疲勞強度計算 參考設計計算公式4-1進行試算 1）確定公式內的各計算參數值 （1）試選載荷系數 （2）計算小齒輪傳遞的轉矩 （3）查表選取齒寬系數 （4）由表查得材料的彈性影響系數 （5）按齒面硬度查圖查得小齒輪的接觸疲勞強度極限；大齒輪的接觸疲勞強度極限； （6）參考式子4-2計算應力循環(huán)次數，（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度壽命系數； （8）計算接觸疲勞許用應力 取失效概率為1%，安全系數，參考式子4-3得 2）設計計算 （1）試算小齒輪分度圓直徑代入中較小值 （2）計算圓周速度 （3）計算齒寬 （4）計算齒寬與齒高之比 模數 齒高 （5）計算載荷系數 根據,7級精度,由圖查得動載系數; 直齒輪,假設.由表查得; 由表查得使用系數 ; 由表查得7級精度,小齒輪相對支承非對稱布置時, 將數據代入后得 ; 由,查圖查得;故載荷系數 （6）按實際的載荷系數校正所算得的分度圓直徑,參考式子4-4，得 （7）計算模數 5.2.3 按齒根彎曲強度設計 參考式子4-5彎曲強度的設計公式。 1)確定公式內的各計算數值 （1）由圖查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限;大齒輪的彎曲疲勞強度極限; （2）由圖查得彎曲疲勞壽命系數， （3）計算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞安全系數，參考式子4-6，得 （4）計算載荷系數 （5）查取齒形系數 由表查得；。 （6）查取應力校正系數 由表查得 ；。 （7）計算大、小齒輪的；并加以比較 大齒輪的數值大。 2）設計計算 對比計算結果，由于齒面接觸疲勞強度計算的模數大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數，由于齒輪模數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(即模數與齒數的乘積）有關，可取由彎曲強度算得的模數并就近圓整為標準值，按接觸強度算得的分度圓直徑，算出小齒輪齒數 大齒輪齒數 ，取 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。 5.2.4 幾何尺寸計算 各個幾何尺寸見表5-2 表5-2 齒輪的幾何參數 （） （） （） （） 24.8 112.0 24.8 68.4 取，。 5.2.5 驗算 ，合適 5.3 傾斜螺旋減速器低速級齒輪設計 5.3.1 選擇齒輪類型、精度等級、材料及齒數 （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，故齒輪選用7級精度 （GB10095-88）。 （3）材料選擇。由表選擇小齒輪：45鋼（調質），硬度為：， 大齒輪：45鋼（?；捕葹椋?，二者材料差為。 （4）選擇齒數。小齒輪齒數,大齒輪齒數。 （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。 5.3.2 齒面接觸疲勞強度計算 參考設計計算公式4-1進行試算。 1）確定公式內的各計算參數值 （1）試選載荷系數 （2）計算小齒輪傳遞的轉矩 （3）由表查取齒寬系數 （4）由表查得材料的彈性影響系數 （5）按齒面硬度查圖查得小齒輪的接觸疲勞強度極限；大齒輪的接觸疲勞強度極限； （6）由式4-2計算應力循環(huán)次數，（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度壽命系數； （8）計算接觸疲勞許用應力 取失效概率為1%，安全系數，由式4-3得 2）設計計算 （1）試算小齒輪分度圓直徑代入中較小值 （2）計算圓周速度 （3）計算齒寬 （4）計算齒寬與齒高之比 模數 齒高 （5）計算載荷系數 根據,7級精度,由圖查得動載系數; 直齒輪,假設.由表查得; 由表查得使用系數 ; 由表查得7級精度,小齒輪相對支承非對稱布置時, 將數據代入后得 ; 由,查圖查得;故載荷系數 （6）按實際的載荷系數校正所算得的分度圓直徑,由式4-4得 （7）計算模數 5.3.3 按齒根彎曲強度設計 參考彎曲強度的設計公式4-5。 1)確定公式內的各計算數值 （1）由圖查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限;大齒輪的彎曲疲勞強度極限; （2）由圖查得彎曲疲勞壽命系數， （3）計算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞安全系數，由式4-6得 （4）計算載荷系數 （5）查取齒形系數 由表查得；。 （6）查取應力校正系數 由表查得 ；。 （7）計算大、小齒輪的；并加以比較 大齒輪的數值大。 2）設計計算 對比計算結果，由于齒面接觸疲勞強度計算的模數大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數，由于齒輪模數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(即模數與齒數的乘積）有關，可取由彎曲強度算得的模數并就近圓整為標準值，按接觸強度算得的分度圓直徑，算出小齒輪齒數 大齒輪齒數 ，取 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。 5.3.4 幾何尺寸計算 各個幾何尺寸見表5-3 表5-3 齒輪的幾何參數 （） （） （） （） 40.0 127.0 40.0 83.5 取，。 5.3.5 驗算 ，合適 5.4 各軸的結構設計與較核 5.4.1輸入軸的設計 1.求輸入軸上的功率、轉速和轉矩 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，調質處理。根據表選取，于是得 該段軸上有鍵槽將計算值加大，應為。 輸入軸的最小直徑顯然是安裝聯軸器處軸的直徑.為了使所選的軸直徑與聯軸器的孔徑相適應，故需同時選聯軸器型號。 聯軸器的計算轉矩，考慮到轉矩變化很小，查表取，則： 按照計算轉矩應小于聯軸器公稱轉矩條件，查標準GB/T 5843-1986或手冊,選用YL凸緣聯軸器，其公稱轉矩為。半聯軸器的孔徑，故取；半聯軸器長度，半聯軸器與軸配合的轂孔長度。 4.軸的結構設計 1）擬定軸上零件的裝配方案 圖5.2 軸Ⅰ的裝配方式 現選用如圖所示的裝配方案。 2）根據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。半聯軸器與軸配合的轂孔長度，為了保證軸端擋圈只壓在半聯軸器上而不壓在軸的端面上，故段的長度應比略短些，現取。 （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，由軸承產品目錄中初步選取0基本游隙組、標準精度級的單列深溝球軸承6202，其尺寸為，故。右端滾動軸承采用擋油板進行軸向定位。由手冊查得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計成齒輪軸，選直徑?？紤]到中間軸的長度和內壁間的距離，取軸段的長度。 （4）軸承端蓋的凸緣厚度為（由減速器及軸承端蓋的結構設計而定）。根據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度。 3）軸上零件的周向定位 半聯軸器與軸的周向定位采用平鍵聯接。按由手冊查得平鍵截面（GB/T 1095-1979），鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為（標準鍵長見GB/T 1096-1979），半聯軸器與軸的配合為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，各軸肩處的圓角半徑見圖所示。 5.求軸上的載荷 首先根據軸的結構圖作出軸的計算簡圖。根據軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖。 圖5.3 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 6.按彎扭合成應力較核軸的強度 進行較核時，通常只較核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險截面）的強度。根據式4-8及上面計算出的數值，并取，軸的計算應力 前已選定軸的材料為45鋼，調質處理，由表查得。因此，故安全。 7.驗算平鍵的強度 鍵和聯軸器的材料都是鋼，由表查得許用擠壓應力，取平均值，鍵的工作長度，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度。由式4-9可得 聯接的擠壓強度滿足要求。 5.4.2中間軸的設計 1.求中間軸上的功率、轉速和轉矩 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，調質處理。根據表選取，于是得 中間軸的最小直徑是安裝軸承處軸的直徑和，，但不應小于高速軸安裝軸承處的直徑，所以選軸的直徑 4.軸的結構設計 1）擬定軸上零件的裝配方案 圖5.4 軸Ⅱ的裝配方式 現選用如圖所示的裝配方案。 2）根據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，由軸承產品目錄中初步選取0基本游隙組、標準精度級的單列深溝球軸承6202，其尺寸為。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。擋油板的寬度為，軸肩高為。根據齒輪端面與內機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，兩個齒輪間的軸環(huán)取其直徑，則軸段的長度。軸段和的長度。 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接。按由手冊查得平鍵截面（GB/T 1095-1979），鍵槽用鍵槽銑刀加工，安裝大齒輪的鍵長為，安裝小齒輪的鍵長為（標準鍵長見GB/T 1096-1979），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。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，各軸肩處的圓角半徑見圖所示。 5.求軸上的載荷 首先根據軸的結構圖作出軸的計算簡圖。根據軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖。 圖5.5 軸Ⅱ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小齒輪的右端面是危險截面。計算出危險截面處的彎矩和扭矩。 彎矩 扭矩 6.按彎扭合成應力較核軸的強度 進行較核時，通常只較核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險截面）的強度。根據式4-8及上面計算出的數值，并取，軸的計算應力 前已選定軸的材料為45鋼，調質處理，由表查得。因此，故安全。 7.驗算平鍵的強度 1）驗算小齒輪的平鍵強度 鍵和齒輪的材料都是鋼，由表查得許用擠壓應力，取平均值，鍵的工作長度，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度。由式4-9可得 聯接的擠壓強度滿足要求。 2）驗算大齒輪的平鍵強度 鍵和齒輪的材料都是鋼，由表查得許用擠壓應力，取平均值，鍵的工作長度，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度。由式4-9可得 聯接的擠壓強度滿足要求。 5.4.3輸出軸的設計 1.求輸出軸上的功率、轉速和轉矩 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，調質處理。根據表選取，于是得 該段軸上有鍵槽將計算值加大，應為。 輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯軸器處軸的直徑.為了使所選的軸直徑與聯軸器的孔徑相適應，故需同時選聯軸器型號。 聯軸器的計算轉矩，考慮到轉矩變化很小，查表選取，則： 按照計算轉矩應小于聯軸器公稱轉矩條件，查標準GB/T 5843-1986或手冊,選用YL3凸緣聯軸器，其公稱轉矩為。半聯軸器的孔徑，故取；半聯軸器長度，半聯軸器與軸配合的轂孔長度。 4.軸的結構設計 1）擬定軸上零件的裝配方案 圖5.6 軸Ⅲ的裝配方式 現選用如圖所示的裝配方案。 2）根據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。半聯軸器與軸配合的轂孔長度，為了保證軸端擋圈只壓在半聯軸器上而不壓在軸的端面上，故段的長度應比略短些，現取。 （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，由軸承產品目錄中初步選取0基本游隙組、標準精度級的單列深溝球軸承6204，其尺寸為，故。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，取軸段的長度，考慮到中間軸的長度和內壁間的距離，取軸段的長度，軸段的長度。 （4）軸承端蓋的凸緣厚度為（由減速器及軸承端蓋的結構設計而定）。根據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度。 3）軸上零件的周向定位 齒輪、半聯軸器與軸的周向定位均采用平鍵聯接。按由手冊查得平鍵截面（GB/T 1095-1979），鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為（標準鍵長見GB/T 1096-1979），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，半聯軸器與軸的聯接，選用平鍵為，長為（標準鍵長見GB/T 1096-1979），半聯軸器與軸的配合為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，各軸肩處的圓角半徑見圖所示。