（題 目 ： 6YL-60 型 螺 旋 榨 油 機 設 計學 生 姓 名 ：學 院 ：專 業(yè) ：班 級 ：指 導 教 師 ：本科畢業(yè)設計說明書本 科 畢 業(yè) 設 計摘 要食用油作為人們生活中必不可少的物質資源，它的榨取技術始終是是我國一直以來一項重要的生產技術。從以前的純手工加工到現代的機械榨油，榨油技術經歷了巨大的改進與變革，同時為人們提供更健康方便的生活。其中，螺旋榨油機作為現在生產生活中使用最廣泛的榨油機械,它的特點是具有連續(xù)化、單機處理量大，通常應用在高油分物料的一次壓榨以及預榨工藝中。本次設計的螺旋榨油機主要適用的榨油材料有花生，大豆，葵花籽等材料。榨油機的種類有很多種，這次設計的主要目標是中小型螺旋榨油機。它的總體結構設計主要包括榨油機構，齒輪傳動機構及帶傳動機構，進料機構及出油裝置等的結構設計。這次設計的主要計算包括對電動機輸入端和輸出端的功率和轉速的計算，再根據結果從標準中進行合適的選擇；齒輪傳動和帶傳動的設計計算選擇并對進行校核，根據校核結果判斷設計數據是否成立。若成立，則可取，若不成立，則另選擇數據進行計算；軸的設計，榨螺榨籠的設計，軸承、鍵、聯軸器的選擇及校核等等也都按上述過程進行。榨油機工作時，主要部件有其中的榨螺和榨籠。而榨螺部分主要包括榨螺軸、榨螺、調餅頭、鎖緊螺母和調節(jié)螺栓等。為了保證榨螺腔裝配的嚴密性，采用鎖緊螺母將其端部夾緊，防止油餅滲入榨螺孔內，影響榨螺的順利安裝拆卸。榨膛包括榨條和榨圈兩部分，榨條位于前一部分，榨圈在后一部分后部分。對于變速箱的設計，必須注意各相鄰部件之間的配合關系是否得當，傳動比是否滿足傳遞足夠的動力以及扭矩是否能承受正常載荷，以滿足正常工作條件等要求。關鍵詞：榨油機；榨螺；榨籠；榨膛AbstractEdible oil is an essential material resource in people's lives. Its extraction technology has always been an important production technology in our country.From the former pure manual processing to the modern mechanical oil extraction, the oil extraction technology has undergone tremendous improvements and changes, while providing people with a healthier and more convenient life. Among them, the spiral oil press is the most widely used oil extraction machine in production and life. It is characterized by continuous, single-machine processing, and is usually applied to the high-pressure oil material in one-time pressing and pre-pressing process. This machine is mainly suitable for extracting soybean oil, rapeseed, peanut, sesame, tea seeds, sunflower seeds and other vegetable oils.This design is mainly designed for the overall structure of small and medium screw presses. These include the structure design of the oil extraction mechanism, gears and belt transmission mechanism, oil delivery device and feeding mechanism. Design calculations include selection of input and output motor power and speed, selection and design of gear and belt drives, design calculation of shafts, design calculation of extruding cages, selection of bearings, keys, couplings, etc. Wait. Among them, the squeezing screw and the pressing cage are the main working parts of the oil press. The main part of the crushing screw is the extruding screw shaft and the pressing screw, adjusting the cake head. Lock nut and adjusting bolt and other components. In order to ensure the tightness of the extruding screw cavity assembly, the locking nut is used to clamp the end of the screw cavity to prevent the oil cake from infiltrating into the squeezing screw hole and affect the smooth installation and disassembly of the squeezing screw. The squeezing press of a cage is composed of two parts. The front part is composed of pressing bars and the latter part is composed of pressing bars. Transmission design should pay attention to the relationship between the mutual components, transmission ratio and torque meet the working conditions and other requirements.Keywords：Oil press；Jack screw ；Cage ；Squeeze.目 錄第一章 引言 .11.1 設計目的及其意義 .11.2 螺旋榨油機的工作原理 11.3 榨油的工序 .21.4 榨油機的設計過程 21.4.1 計劃過程 21.4.2 方案選擇過程 21.4.3 計算繪圖過程 3第二章 螺旋榨油機的設計計算 52.1 確定電動機的參數 52.2 螺旋榨油機主要參數的確定 52.2.1 確定榨膛壓縮比 ε .52.2.2 確定入料端的榨膛容積 .6JV2.2.3 確定螺旋榨油機功率的消耗 72.2.4 確定榨油機榨膛的壓力 72.3 榨螺軸的設計 72.3.1 確定連續(xù)型榨螺軸尺寸 82.3.2 確定榨螺的齒形 82.3.3 確定榨螺材料 92.4 帶傳動的設計計算 .92.4.1 V 帶的設計 .92.4.2 平帶輪的設計 .112.5 Ⅰ軸和Ⅱ軸齒輪傳動的計算 .132.5.1 齒輪的選擇 132.5.2 確定小齒輪的齒形參數 192.6 軸的設計計算 202.6.1 軸的選材及其表面預處理 202.6.2 軸的強度校核計算 202.7 鍵的選擇校核 232.7.1 鍵的設計 232.7.2 校核鍵連接的強度 232.8 軸承的設計計算 242.8.1 滾動軸承壽命 242.8.2 軸承壽命的驗算 25第三章 螺旋榨油機的結構設計 .263.1 榨螺軸的設計 263.2 榨籠的設計 263.3 齒輪箱和入料器的設計 263.4 帶輪的構造設計 273.5 設計調節(jié)裝置 273.6 鍵的選擇 283.6.1 Ⅰ軸上的鍵的選擇 .283.6.2 Ⅱ軸上的鍵的選擇 .283.6.3 心軸上的鍵的選擇 283.7 軸承的選擇 283.7.1 Ⅲ軸上的軸承的選擇 .283.7.2 Ⅰ軸和Ⅱ軸的軸承 .293.8 齒輪軸與榨螺軸的聯接設計 29第四章 結束語 .31參考文獻 .32致 謝 .33第一章 引言1.1 設計目的及其意義自我國發(fā)展至今，科技經濟的快速增長使得人民收入持續(xù)上漲，物質生活越加豐富多彩，“衣食住行 ”的方便使得人們更加享受生活。而大多數菜肴的加工離不開食用油。食用油的種類很多，如花生油，大豆油，菜籽油等等。我國是人口大國，食用油的產量和消耗更是龐大的。據統計，2015 年至 2016 年我國食用油產量將近三千萬噸。在油脂加工設備方面，我國農村是個大市場，目前中小型油料加工機械適應于大部分地區(qū)。因此，螺旋榨油機能滿足大量公眾的需求。我國制造的螺旋榨油機已有 50 多年的歷史，發(fā)展至今已有眾多類型。其中，小型榨油機的型號包括 6YL-60 型螺旋榨油機。它有很多優(yōu)點，比如設計思路先進創(chuàng)新合理、結構較為簡單、工作人員操作方便安全、工作狀態(tài)比較穩(wěn)定、并且采用自動化的裝置等等。不但如此，它還符合大多數農用榨油技術的生產條件和標準，采用機電一體化加工，屬于新一代的高效、節(jié)能榨油機械。同時，其生產加工的植物油的質量很高，出產的油味道香濃純正，也是建設現代優(yōu)質油廠的廣泛選擇。1.2 螺旋榨油機的工作原理榨油機工作時，應該先將榨油材料進行清洗篩選等預處理，使油料便于壓榨。然后將篩選好的油料沿著料斗口倒入進入榨油機中。油料先經過絞籠的旋轉后分散進入榨膛，然后經過條排的推進進入榨螺部分，榨螺的旋轉擠壓油料并繼續(xù)將油料向里推進，由于榨螺的齒形越來越高，被擠壓的油料空間越來越小，形成壓榨。榨油機在工作時，榨膛內部壓力升高，形成高壓狀態(tài)，被倒入的油料在這種高壓環(huán)境下做翻滾運動，油料的運動和榨螺的旋轉運動互相碰撞擠壓，從而產生很大的摩擦阻力，這使得油料本身之間也發(fā)生相對運動，產生較大摩擦力。同時，隨著油料的滾動慢慢向榨螺里端，榨螺上的齒根圓直徑慢慢變大，變粗，螺距慢慢減小，在榨螺的旋轉運動狀態(tài)下，螺紋向外翻轉擠壓油料并且慢慢將油料向前推進。另外，一些受到擠壓而貼近螺紋內層油料跟著螺紋一起同搾軸轉動。此時，每顆油料在榨膛內部的狀態(tài)是不同的，不同滾動速度，不同方向滾動，從而每顆油料之間都能形成相對運動，產生摩擦力。而不論是榨螺與油料之間的摩擦力，還是油料本身內部之間的摩擦力，在榨膛高壓環(huán)2境下產生很多的熱量，這些熱量為整個榨油工作所需要的必須熱量提供了足夠的保證，有利于機器工作狀態(tài)的順利平穩(wěn)進行。同時這些熱量使得油料中含有的蛋白質等物質在高溫高壓下碳化變性，破壞油料外部的膠體，增加了油料的塑形，并且大大降低植物細胞內部粘性，使得油料油分充分被壓榨出來，油分被壓榨出來后從榨螺兩側縫隙中流入出油管，進而流出榨膛，流入接油盤。從而間接的提高了壓榨的出油率和生產的效率。1.3 榨油的工序在榨油之前，需要先將油料進行一些提前處理的過程，這樣做是為了在榨油材料上提高榨出油分的產量和質量，從而提高生產效率。本次設計選大豆作為油料，其提前處理的一些步驟有：清洗－破碎－分離篩選-粗軋-軟化-軋胚- 蒸炒-壓榨 -毛油- 豆餅1.4 榨油機的設計過程機器的設計時工作的開始，設計機器的過程對最后成品機器的質量優(yōu)良與產生很大的影響，所以采集需要許多相關信息。設計品質高的機器，在制造過程通過對生產流程的嚴格把控，按照預定圖紙進行制造，得到的產品（機器）在工作時會更加的安全穩(wěn)定高效。這樣既降低了生產成本，又提高了生產效率。1.4.1 計劃過程機器的設計過程之后是整個設計的計劃執(zhí)行過程。這個過程需要做許多相關社會調查，確定設計機器的實用性，適用范圍，群眾滿意度等等。本次螺旋榨油機的設計選擇難度較小，鍛煉自己的學習能力和時間安排能力。于是在做這次設計的過程中，我在學校周圍群眾做了很多相關的社會調查，使本次設計的機器更貼近人們的平常生活，并且查閱各方面的資料，力求全面的考慮設計的產品與生產實際能夠相結合。1.4.2 方案選擇過程在計劃過程確定后，就能夠根據選題選擇不同的設計方案，方案的選擇過程對設計的完成起著很重要的作用。在這個過程中需要篩選選擇過多個方案，并分別進行了3分析。機械榨油方式有很不同種類不同的種類的工作原理也不相同。其中包括靜壓式，攪拌擠壓式，離心擠壓分離式等。經過比較，上面所提到的榨油機工作原理機械結構比較復雜，難度較大，工作量繁瑣，在學校規(guī)定的時間內難于完成。經過對比分析，選擇了螺旋式榨油機作為設計題目，該機器結構較為簡單，廣泛適用于我國中小型城市。也同樣是用于農村。因此，選擇螺旋榨油機作為設計目標，設計難度一方面符合我們的普通生活，另一方面設計難度也符合我們的專業(yè)能力。通常情況下，如果一臺機器的結構比較簡單，那么它的穩(wěn)定性和可靠性也就越高；相反，則穩(wěn)定性可靠性相對較低。這次設計主要考驗我們四年來專業(yè)知識技能的學習程度，以及多方面知識整合能力，通過結合多方面的資料并且能運用于實踐，嘗試解決現實問題。1.4.3 計算繪圖過程方案選擇好之后，進入計算繪圖過程，該過程的工作分為以下幾個方面：（1 運動學方面的計算按照已經確定下來的方案設計目標，選擇合適的電動機，獲得其額定功率、轉速，等數據。之后，分配傳動比，根據傳動比計算各連接機構所傳遞的轉速、功率等等。然后根據這些數據選擇合適的零件，并對其進行相關校核。（2）力學載荷方面計算根據上一步驟計算好的傳遞的功率等數據，畫載荷分布圖并計算相應部件承受的載荷大小、接觸疲勞強度、抗疲勞彎曲強度等等，對其進行校核，判斷選擇零部件型號是否符合，若符合，則可取，若不符合，則重新選擇適當的零件型號。（3）零部件方面的選擇計算根據計算得到零部件的受載荷扭矩大小等主要數據，抗彎曲疲勞強度等特性之后，就能夠初步地對所計算零部件進行設計。按照零件的工作狀態(tài)下的能力需求，從標準表格中選取設數據進行計算校核。進行設計時還要考慮到零件通常的工作環(huán)境、零件抗性以及出現失效時的等情況。這次螺旋榨油機的設計從計算入手，確定零件的基本尺寸大小，然后對其進行預計壽命的計算并進行校核，再從標準中選取合適的值進行圓整。（4）總裝配草圖的設計及零件圖4這個過程的主要目標是總裝配初稿的設計及零件圖的繪制，根據計算好的數據和已經選擇好的尺寸進行繪圖。在這個過程中，需要適當調整領各連接部件的尺寸結構，盡可能多方面地考慮到所設計的零件的工藝性，使零件在滿足工作要求的情況下也能有較好的美觀。（5）零件的校核在完成裝配草圖的繪制后，能夠確定所有零件的外形結構及精確尺寸數據，為了確保調整后的數據能夠滿足正常工作條件，還應該再對一些關鍵的零件進行更加精確的校核計算，并根據結果再次適當調整零件的結構及尺寸，直到零件既滿足工作也能保持工藝性。最后，按照最終確定的零件的外形結構尺寸數據，繪制完整的總裝配圖以及若干零件圖。5第二章 螺旋榨油機的設計計算2.1 確定電動機的參數本次設計的螺旋榨油機適用于中小型油廠以及家庭榨油，榨油材料適合花生、胡麻、芝麻、菜籽、油葵、棉籽、大豆等 30 多種油料作物，本次設計選取大豆作為榨油材料，因此在電動機的選擇上功率較小。選擇三相異步電動機，其適用于農加工業(yè)機械。型號為 Y132M-4； 額定功率 ；kW5.7m?P滿載轉速 ；inr140n總效率 ；%8?； 3.2?額 定 轉 矩最 大 轉 矩； .額 定 轉 矩堵 轉 轉 矩總傳動比 ；6.9ni?wm2.2 螺旋榨油機主要參數的確定2.2.1 確定榨膛壓縮比 εε 是指機器的進料端的一個導程相對的空余體積 和出料端一個導程所相應的空JV余體積 之比，也稱容積比，即：chV6ε= chJV設計時，考慮為了克服榨油材料在壓榨時發(fā)生彈性形變，總壓縮比應該比實際壓縮比大，則查設計手冊取得的實際壓縮比 ；4.2εp?實際壓縮比 ；.3n這次設計的螺旋榨油機榨油材料是大豆，查表知道大豆的總壓縮比為 ε=8～14 ,選擇壓縮比為 ε=14。2.2.2 確定入料端的榨膛容積 JV根據數據參數，查設計手冊可按下式計算： nrkQBfJ60m?公式中，油料出胚率： ；9.mB榨油機處理油料量： hQkg30?料胚充滿系數： ；6.fK系數： ；7.0n入榨料胚容重： ；3.rcmkgn?榨螺軸轉速： ；i6將數據代入公式得：；3102.5)min6070()19.03( crhkgVJ ?????因此, ；3cm25則，出料端的榨膛容積由公式 2.1 算得；3ch.18VJ??72.2.3 確定螺旋榨油機功率的消耗在農業(yè)加工機械中，有公式 kWqnRNPr60?其中，對于中小型加工機器，一般取 在 5-7kW 范圍內即可，本次螺旋炸榨油r機設計取 。kW5r?N2.2.4 確定榨油機榨膛的壓力根據榨膛壓力公式 )(24710.5.nKPaePw????其中， ， ，085.??.3n?%.將數據代入公式得： KPaeP8.13725.08.2471%.32??2.3 榨螺軸的設計螺旋榨油機工作時，榨螺軸是主要的工作機構中的一個，因此榨螺軸的工作時的旋轉速度大小、它的選材制造、構型方式等參數的選擇直接影響對榨膛壓力的大小、榨出的油的質量、殘渣的剩余量等等，從而對榨油機的生產成本和工作效率產生影響。因為這次設計我們的設計目標是中小型螺旋榨油機，榨螺軸不能太長，所以我們選擇套裝式變導程二級壓榨型榨螺軸，如下圖。這種榨螺軸的結構是由三段型號不同的榨螺組成，并將這三段榨螺按順序安裝在心軸上，同時在榨螺兩側還要使用螺母夾緊，使其固定。這種榨螺軸屬于連續(xù)型，結構比較較簡單。相鄰榨螺之間緊密接觸在一起，中間不加距圈，榨膛壓力較大，回料少，加工需要用專用機床。8圖 1 榨螺軸的結構2.3.1 選擇榨螺軸的具體尺寸表 1 不同型號的榨螺尺寸表榨螺型號 1 2 3 4 5 6 7節(jié)長 115 105 70 35 40 40 40導程 41 41 35 -- 30.5 30.5 --螺旋外徑 75 75 75 75 75 75 75螺旋內經 50 50 50/68 58.3/67 58/63.2 63.4/68 67.6/78齒頂寬/齒根寬 5/15 5/15 5/15 -- 8/9.8 11/14.2 --2.3.2 計算榨螺的齒形由于榨螺采用錐形根圓榨螺，查表得： 齒形尺寸的數據如下： ， ,最大為 ， ；03~??045~1?09??01??根據公式，計算榨螺的最小壁厚 ： ，取 即可。mD2~6)d?（?7??9圖 2 2 號榨螺2.3.3 確定榨螺材料榨螺材料選擇 45 號鋼，經調質處理后，具有較強的強度和綜合力學性能，滿足工作條件。2.4 帶傳動的設計計算2.4.1 V 帶的設計1. 根據公式明確計算功率的大小計算功率 是由電動機傳過來的功率和 V 帶的正常的工作情況所決定的caPPKA?ca公式中： 是計算功率； 是工作情況系數； 是所需傳遞的額定功率；caA已知 ,查表得 ， ；kW5.7?P1.Kminr40n將數據代入公式，得 。k258ca?P2.選擇 V 帶的類型根據計算功率 和小帶輪轉速 ，從普通 V 帶選型圖查得,ca n1選 A 型號即可。102. 根據以上計算結果，接下來計算帶輪的基準直徑 并驗算帶速 。dv（1）第一次選擇小帶輪的基準直徑 1d根據 V 帶類型，應使 ，取1d??min40?（2）驗算帶速 v根據公式 06??dπ得 ，在 范圍內，可取。s5.10vs25~（3）計算大帶輪的基準直徑由公式 計算，12di?其中傳動比: 12idn?由于帶傳動的傳動比不宜過大，一般為 ，取5~2?i3i代入得 ， ；mi4802r?402d4.確定中心距 a,并選擇 V 帶的基準長度 dL（1）初定中心距根據公式 ????210217.0dda???即 ，取a392?m8?（2）計算相應的帶長 0dL根據公式 ????021210d 42adad???π算得 mLd40帶的基準長度 根據 查表取得0dmLd28?（3）計算中心距 a 及其變動范圍傳動的實際中心距近似為 2a00d???11代入，得 ma5.819?考慮帶輪的制造誤差、帶長誤差等因素，給出中心距的變動范圍：；dL0.min??dLa015.x??代入數據得： ；3.782min m7.86ax5. 根據以上計算，繼續(xù)驗算小帶輪上的包角 1?帶輪在工作時，會出現打滑現象，而主要打滑現象通常發(fā)生在小帶輪上，為了保證帶工作的穩(wěn)定性，應使??01201 23.57-8???ad?代入數據得 ，符合，可取。014.6?6.確定帶的根數 z由公式 ??LArcaKPp?0△??其中 ；kw25.8caP0為單根 V 帶的基本額定功率，查表得.?； ； ；17.0△ 95.0??K09.1L代入數據，算得 23z所以取 2.4.2 平帶輪的設計1 傳動形式選擇選擇開口傳動形式2.確定帶輪的直徑小帶輪的基準直徑 1106nvdπ??查表取合適值 m7112大帶輪的基準直徑 ?????12id其中 i 為傳動比， 為彈性系數，取值范圍在 0.01-0.02?查表取合適值 md3152?3.平帶材質及菜蔬選擇選取帆布芯平帶，取帶寬 ，帶輪寬 0bm63?B計算帶速，根據公式 116nvdπ??其中 , ；min960n1r?71算得 ；sv5.3根據公式 max21ini??????12id查表得 i=3 ，則 ；in30r4.計算帶厚根據公式 2.1???查表得 n=3 ,算得 6.35.初定中心距 0a根據公式 ????2102155. dad???得 ,取 9370?m86?6.計算環(huán)型帶的節(jié)線長度根據公式 ??02121042addaLop ???π求得 m83.5op根據手冊查得，13環(huán)型帶內周長 ?π??piL實際中心距 20opa??求得 ma9467.計算小帶輪的包角根據公式01201 53.7a-8????d?代入數據，算得 ，符合要求，可取。0.652.5 Ⅰ軸和Ⅱ軸齒輪傳動的計算2.5.1 齒輪的選擇已知輸入功率 ； kWP7?小齒輪轉速 ； min9601r齒數比 ；5.2iu由電動機驅動，帶式輸送機工作平穩(wěn)，轉向不變。1. 需要確定齒輪的型號、精度等級、組成材料及齒數（1）采用直齒輪圓柱齒輪，精度等級 7 級，壓力角取為 02（2）由表，I 軸上的小齒輪選材確定為 40Cr(調制），齒面硬度 280HBS，大齒輪材料為 45 號鋼（調制），齒面硬度為 240HBS。（3）選小齒輪齒數 ,大齒輪齒數 ，取 。15?Z5.3712??Zi 382?Z2．按齒面接觸強疲勞強度設計（1）由公式試算小齒輪分度圓直徑，即 3 2d1t12??????????HEHt ZuTK???1）確定公式中的各計算數值①. 試選 .t?HK14②. 計算小齒輪傳遞的轉距： mNNnPT ???????? 46161 1096.9075.05.9③. 由表選取齒寬系數 。d?④. 由圖查得區(qū)域系數 。 .2HZ⑤．由表查得材料的彈性影響系數 。218.9MPaE?⑥．由公式計算接觸疲勞強度用重合度系數 。?Z873.01.43???Z⑦．計算接觸疲勞許用應力 ??H?由圖查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為 MPa601lim?、 PaH502lim?由公式計算應力循環(huán)次數： ??91 176.389???hjLnN91206.u?N由圖查取接觸疲勞壽命系數 、1HK5.2?HN取失效的概率為 1%、安全系數 S=1，由公式得?? MPaSmNH 40690.1li1???KH523.2li2 ?取 和 中的較小者作為該齒輪副的解除疲勞許用應力，即??1H?2??MPaH5231??2）試算小齒輪分度圓直徑由公式 3 2d1t12??????????HEHt ZuTK???15代入數據得 mdt158.4?（2）調整小分度圓直徑1）計算實際載荷系數錢的數據準備① 圓周速度 v。 smsndt 72.106958.4106????ππ②齒寬 b。mtd 1?2）計算實際載荷系數 。HK① 由表查得使用系數 。?A② 根據 、 7 級精度，由圖查得動載系數 。sm2.v? 08.1v?K③ 齒輪的圓周力。NdTFtt 341 57.28.510962????mbKtA 108.9m.473?查表得齒間載荷分配系數 21??H④ 由表用插值法查得 7 級精度、小齒輪相對支撐非對稱布置時，得齒向載荷分布系數 。41.??HK由此，得到實際載荷系數 84.17.208.1?????HVAK3）由公式，可得按實際載荷系數算得的分度圓直徑 mdHtt .63.145.31?及相應的齒輪模數 zm0.4582.61?3. 按齒根彎曲疲勞強度設計16（1） 由公式試算模數，即 ??321????????FsadFtt YzTKm???1）確定公式中的各參數值① 試選 。3.1?FtK② 由公式計算玩去疲勞強度用重合度系數。 68.071.52075.2.0????Y③ 計算 ??Fsa?由圖查得齒形系數 、63.21?FaY21.Fa由圖查得應力修正系數 、5s 75?sY由圖查得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為 MPaF01lim??、 PaF3802lim?由圖查得彎曲疲勞壽命系數 , 。4.1NK7.?N取彎曲疲勞安全系數 ,由公式得.S?? MaimFNF 30.5801l1???Pi 14.26472l2 ????03.35.161FsaY?6.4.272??Fsa因為大齒輪的 大于小齒輪，所以取??FsaY?0163.4.23752???Fsasa2）試算模數17?? mYzTKmFsadFtt 082.163.158.096.3222431 ???????????????（2）調整齒輪模數1）計算實際載荷系數錢的數據準備。① 圓周速度 v。 mzmd23.15082.1???ssn576936?ππ② 齒寬 b。 db23.1.1???③ 寬高比 。h????mmcta 6845.0.5.22????7684.31?hb2）計算實際載荷系數 。FK① 根據 ,7 級精度，由圖查得動載系數 。smv57.1? 05.1?vK② 由 NdTFt 341 1057.23.1096???mmbKtA 42.57??查表得齒間載荷分配系數 。0.1??FK③ 由表用插值法查得 ，結合 查圖，得 。47.?H67.hb28.1??FK則載荷系數為 34.2810.51?????FVAF3）由公式，可按實際載荷系數算得的齒輪模數 mKmFt .3.1482.31從計算數據來看，根據齒根彎曲疲勞強度所設計的齒輪模數數據要比齒面接18觸疲勞強度來設計的齒輪模數數據小。因為根據齒根彎曲疲勞強度所確定的承載載荷的能力對齒輪模數的大小有重大影響，同時齒面接觸疲勞強度能確定的承載能力與其他因素關系不大，但與齒輪的直徑有很大影響，所以我們要根據由齒根彎曲疲勞強度所設計的齒輪模數來作為標準，其值為 2.105，將其圓整，并查表標準值為 。而通過齒輪接觸疲勞強度算得的分度圓m2?直徑 ,可以得到小齒輪齒數為 30.401，圓整為 ，則大齒輪d802.61? 31?z齒數 ，圓整為 ，這樣使得 與 互為質數。5.7312?uz 782z12這樣設計出的齒輪傳動有以下優(yōu)點：首先結構合理緊湊，不復雜；能夠使齒根彎曲疲勞強度和齒面接觸疲勞強度都達到工作要求，工作狀態(tài)更穩(wěn)定；減少浪費材料現象，節(jié)能省材。4. 根據上面計算，繼續(xù)進行幾何尺寸計算（1）首先計算分度圓直徑大小 mzd62311???5782（2）接著計算中心距 ??.43121???da（3）再進行齒輪寬度的計算 mbd61??考慮不可避免的安裝誤差，為了保證設計齒寬 b 和節(jié)省材料，一般將小齒輪略加寬 5-10mm，即取 ，而使大齒輪的齒寬等于設計齒寬，即m701?。b62?5. 強度校核（1）齒面接觸疲勞強度校核由公式 ???ZudTKEHH???123將數據代入代入公式，結果為 ??HMPa????52即齒面接觸疲勞強度滿足要求。（2）齒根彎曲疲勞強度校核19根據公式 3112zmYTKdsaFF????3122zmYTKdsaFF????代入數據，算得 ,??169MP???2265FMP??即齒根彎曲疲勞強度滿足工作條件。2.5.2 計算小齒輪的齒形參數根據以上計算，計算標準直齒圓柱齒輪幾何尺寸：（1）計算分度圓直徑 dmzd62311??5782（2）齒頂高 ahm?（3）齒根高 f 5.2.125.?hf（4）齒高m.4??（5）齒頂圓直徑 ad????za 62311??0782??（6）齒根圓直徑 ????mzmdf 57.2315.1???f 822 ??（7）中心距 a????z10927321??（8）基圓直徑 bd20mdb 26.580cos62cs1????9142（9）齒距 .mpπ（10）齒厚 s1432?π（11）齒槽寬 se.?（12）齒頂隙 5.02.??mc2.6 軸的設計計算2.6.1 軸的選材及其表面預處理1.選取軸的材質軸的材料從經濟實用方面選擇為 45 號鋼。2.材料需要進行熱處理工藝 采用高頻淬火的方式，表面進行強化進行噴丸處理,噴丸處理的的優(yōu)點是能夠提高軸的強度及抗疲勞強度。材料經過熱處理后，具有較強的強度和綜合力學性能。軸表面進行淬火加工，優(yōu)點是能夠使淬硬層更加耐磨，不易磨損。3.工作環(huán)境: 淬硬層厚度為 m0.2~52.6.2 軸的強度校核計算1.軸肩高度的計算 根據公式 ，其中 d 為軸徑??a1.0~7.?軸環(huán)寬度公式 b4(1) 根據扭轉強度計算軸徑根據公式，軸的扭轉強度條件為21??TTdnPW????32.095式中： 是扭轉切應力，MPa；T?T 是軸所承受的扭矩,單位 ；mN?為是軸的抗扭截面系數，單位 ；rW3是軸的轉速，單位 ；ninr是軸傳遞的功率，單位 ；PKW是計算截面處的軸的直徑，單位 ；dm是許用扭轉切應力，單位 ；??T?MPa軸材料為 45 號鋼，查表得范圍取 45~2根據公式，可得軸的軸徑 ????303332.0952.095nAnPdrr ?????式中 ，查表取值范圍為30.rA1~26對于空心軸，由公式 ??3401???nPAd式子中 ，是空心軸的內徑與外徑之比，通常取 。 d1?? 6.0~5?取 ， ，軸的傳遞功率 ,軸的轉速5.030mAWPk48.62?。in96r將數據代入公式，算得 。d21?根據設計準則，對于直徑小于 100mm 的軸，有一個鍵槽的時候，軸直徑增大 。將軸徑圓整取標準值 ，軸長取長系列 。 %7~5 m30?mL60?(2) 根據彎扭合成強度校核計算合成彎矩 2VHM??22算得 mNM??482校核軸的強度,根據第三強度理論計算應力 24????ca一般由彎矩產生的彎曲應力 是對稱循環(huán)變應力，而由扭矩所產生的扭轉切應力則常常不是對稱循環(huán)變應力。為了考慮兩者循環(huán)特性不同影響，引入折合系數 ，? ?則計算應力為 ??224?????ca式中的彎曲應力為對稱循環(huán)變應力。對于直徑為 d 的圓軸,其彎曲應力 ,WM計算扭轉切應力，根據公式 T2??式中，M 為軸所受彎矩；T 為軸所受扭矩；W 為軸的抗彎截面系數；則 ????1.35902380232???????dtbW其中 b=6,t=3,d=30 mm將 和 代入公式，計算軸的彎矩合成強度條件：????WTMTca 22224???????????????代入數據，得 Pa5ca其中 為對稱循環(huán)應變力時軸的許用彎曲應力，查表得??1-?M60-?則 符合強度要求，可取。??1-ca?軸上的零件傳遞的載荷施加到軸上，成為軸所承受的載荷。在計算載荷的過程中，一般將軸上所承受的載荷畫分布圖，再將其轉化為一個集合的力，這個力的作用點通常定位在載荷分布圖的中點。另外，軸所承受的扭矩大小，通常從傳動件的輪轂寬度的中端開始算起。通常把軸看作是放在鉸鏈支座上的桿，作用力與反作用力的作23用點與軸承的型號和位置關系以及安放方式有影響，通常作用點定位在軸承寬度中點便于力的分析和計算。2.7 鍵的選擇校核2.7.1 鍵的設計鍵的選擇主要包括了鍵的類別和鍵的尺寸兩個方面。鍵的類別選擇是根據鍵所連接的部件的結構形狀、工作時的狀態(tài)、正常使用的條件等等特點來選擇合適的型號；鍵的尺寸大小主要包括鍵長、鍵寬和鍵高三部分，是根據國家標準規(guī)定以及滿足工作條件的適當強度來選擇的。從鍵的標準中選擇確定鍵的截面尺寸 b×h。鍵長 L 的選擇與輪轂的長度有關，一般來說，鍵的長度等于或略小于輪轂的長度。以 I 軸上的鍵為例計算：I 軸 ： d=30 mm（d 為此處的軸徑） 處選用圓頭普通平鍵（A 型）選擇鍵的截面尺寸：鍵寬 b×鍵高 h： 78??b鍵的長度 L ： ， ,m140L632?軸深度 t32.7.2 校核鍵連接的強度理想條件下鍵的表面所受到的工作載荷是均勻的，那么在此條件下普通平鍵連接的強度條件可計算為 ??pphldTkl????402式中：T 為傳遞的轉矩，公式為 mNFyT???413.9K 為鍵與輪轂鍵槽的接觸高度， ，此處 h 為鍵的高度；5705.L 為鍵的工作長度，mm。， 其中 b 為鍵的寬度；mbl1328401???bLl8632???d 為軸徑，mm , ；d為鍵、軸。輪轂三者中最弱材料的許用擠壓應力，MPa ；??p?24因為鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，由表查得許用擠壓應力 ，??MPap120~??取其平均值， 。??MPap10??鍵的工作長度， ，mbLl13284??mbLl58632??將數據代入公式，算得 （合適）??ppa??0.1（合適）P?62滿足標準，數值可取。所以，鍵的標記為：GB/T 1096 鍵 ；GB/T 1096 鍵 ；14078?6378?2.8 軸承的設計計算2.8.1 滾動軸承壽命 實際計算時，用小時數表示壽命比較方便，則以小時數表示的軸承基本額定壽為 ????????PCnLh601式中， 為指數。對于滾子軸承， 。?3?將計算 I 軸的圓錐滾子軸承 32308 為例，根據型號查表得到其基本額定動載荷比為 2.4。已知：軸的轉速 ,預期計算壽命 min960r?hLh40??則所需要軸承應具有的基本額定動載荷 C（單位為 N）可根據公式計算出 ?610?hnP滾動軸承的當量動載荷的計算：軸承壽命計算的過程當中，實際載荷通常需要被轉化成為當量動載荷，用字母 P表示。當量動載荷的載荷條件是與基本額定動載荷的載荷條件是一致的。其中，有的軸承承受的載荷方向是徑向的，那么它的當量動載荷就稱作徑向當量動載荷，用字母 表示；有的軸承承受的載荷方向是軸向的，那么它的當量動載荷就被稱rP作軸向當量動載荷，用 表示。那么，當量動載荷的計算公式為 aP25arYFXP??公式中，X 徑向動載荷系數，Y 是軸向動載荷系數，它們的取值查表得 0,1實際中，有一些附加載荷會出現在很多支承中，比如不平衡作用力、慣性力、沖擊力和軸撓曲以及軸承座發(fā)生變形生成的額外附加力等等，這些不穩(wěn)定因素不容易從理論上進行精確的計算。所以，為了考慮這些不穩(wěn)定因素影響，可以用當量動載荷乘以根據經驗而定的載荷系數 。所以進行實際計算時，軸承的當量動df載荷公式為： ??arYFXP??載荷系數 根據查表范圍在 ，取 即可。df 2.1~02.1df將數據代入公式， ?? NYFfard 2.354780956????再將數據代入公式中，算得 NC8.7根據設計手冊選擇，選 ，符合要求，可取。202.8.2 軸承壽命的驗算根據壽命計算公式 hPCnLh 40.6312016?????????符合壽命要求，可取。因此最終選軸承為圓錐滾子軸承 32308。