立式打蛋機(jī)的設(shè)計【2013年最新整理畢業(yè)論文】

湖南農(nóng)業(yè)大學(xué)東方科技學(xué)院 全日制普通本科生畢業(yè)設(shè)計 立式打蛋機(jī)的設(shè)計 THE DESIGN OF VERTICAL EGG MIXER 學(xué)生姓名 ： 劉 黎 學(xué) 號： 200841914508 年級專業(yè)及班級： 2008 級機(jī)械設(shè)計制造及自動化 (5)班 指導(dǎo)老師及職稱： 高英武 教授 鄧春香 副教授 學(xué) 部： 理工學(xué)部 湖南長沙 提交日期： 2012 年 5 月 湖南農(nóng)業(yè)大學(xué)全日制普通本科生畢業(yè)設(shè)計 誠 信 聲 明 本人鄭重聲明：所呈交的本科畢業(yè)設(shè)計是本人在指導(dǎo)老師的指 導(dǎo)下，進(jìn)行研究工作所取得的成果，成果不存在知識產(chǎn)權(quán)爭議。除文中已經(jīng)注明引用的內(nèi)容外，本論文不含任何其他個人或集體已經(jīng)發(fā)表或撰寫過的作品成果。對本文的研究做出重要貢獻(xiàn)的個人和集體在文中均作了明確的說明并表示了謝意。本人完全意識到本聲明的法律結(jié)果由本人承擔(dān)。 畢業(yè)設(shè)計作者簽名： 年 月 日 目 錄 摘要 1 關(guān)鍵詞 1 1 前言 2 1.1 選題研究意義 2 1.2 國內(nèi)研究現(xiàn)狀 2 1.3 目前國內(nèi)常見的打蛋機(jī)類型 2 2 總體方案擬定 2 2.1 原理分析 3 2.2 總體結(jié)構(gòu)設(shè)計 3 2.2.1 總體結(jié)構(gòu)設(shè)計 3 2.2.2 傳動路線 4 2.3 各執(zhí)行機(jī)構(gòu)主要參數(shù)的初步確定 4 2.4 傳動裝置的運(yùn)動和動力參數(shù)的計算 5 3 主要零件的選擇和設(shè)計 6 3.1 皮帶輪的設(shè)計 6 3.2 齒輪的設(shè)計計算 8 3.2.1 直齒輪的設(shè)計計算 8 3.2.2 斜齒輪的設(shè)計計算 11 3.2.3 錐齒輪 的設(shè)計計算 14 3.3 軸的設(shè)計計算 17 3.3.1 高速軸的設(shè)計計算 17 3.3.2 軸的設(shè)計計算 20 3.3.3 主軸的設(shè)計計算 24 3 4 軸承的校核 27 3.4.1 高速軸軸承的校核 27 3.4.2 主軸軸承的校核 27 3.5 鍵的設(shè)計計算與校核 28 3.5.1 高速軸上的聯(lián)接鍵的校核 28 3.5.2 電機(jī)上聯(lián)接鍵的校核 28 4 打蛋機(jī)其他各個部分的簡介 29 5 潤滑與密封 32 5.1 滾動軸承的潤滑 32 5.2 錐齒輪的潤滑 32 5.3 攪拌頭的密封 32 6 主要缺點(diǎn)和有待進(jìn)一步改進(jìn)的地方 32 7 結(jié)束語 33 參考文獻(xiàn) 34 致謝 34 附錄 35 1 立式打蛋機(jī)設(shè)計 學(xué) 生：劉 黎 指導(dǎo)老師：高英武 (湖南農(nóng)業(yè)大學(xué)東方科技學(xué)院，長沙 410128) 摘 要： 本文分析了中國國內(nèi)外立式打蛋機(jī)的現(xiàn)狀，設(shè)計出一新型立式打蛋機(jī)。該打蛋機(jī)是由攪拌器、容器、傳動裝置、容器升降結(jié)構(gòu)和電動機(jī)以及機(jī)架等部分組成。采用有級變速機(jī)構(gòu)：由一對三聯(lián)齒輪滑塊組成，通過手動拔叉，使不同的齒數(shù)的直齒輪相互齒輪嚙合，形成三種不同的轉(zhuǎn)速，通過斜齒輪和錐齒 輪的傳遞，使這三種不同的速度至主軸。攪拌頭在行星輪的作用下產(chǎn)生自轉(zhuǎn)，可以對容器內(nèi)的各個部位進(jìn)行攪拌。容器的升降機(jī)構(gòu)則是為了盡快的裝卸容器。機(jī)座則承受了調(diào)和時的所有負(fù)載。 關(guān)鍵詞： 攪拌器；容器；傳動裝置；容器升降機(jī)構(gòu) The Design of Vertical Egg Mixer Student:liuli Tutor: Gao Yingwu (Orient Science& Technology Collage of Hunan Agricultural University, Changsha， 410128) Abstract: This paper analyzes the Chinese domestic and foreign vertical egg machine status, to design a new type mixer.The egg breaking machine includes an agitator, container, transmission device, container lifting structure , a motor , a frame and other parts.Using the step speed change mechanism:with is consist a pair of triple gear block, through the manual fork, movement the different tooth number of gear meshing spur gears each other, them three different speed can be found, by the bevel gear and bevel gear transmission, the spindle gained three speed are diffrent.The mixing head can mixing any part in the container under the action of planet wheel,.Container lifting mechanism is designed for as soon as possible loading and unloading containers.The base is subjected to reconcile all load. Key Words: Mixer； Containers； Transmission device； Container lifting mechanism 2 1 前言 1.1 選題研究意義 我 國蛋品資源豐富，品種多樣，是生產(chǎn)和消費(fèi)大國。特別是近幾年來，隨著中國經(jīng)濟(jì)的發(fā)展，蛋品加工業(yè)也發(fā)展迅速。自 1985 年以來我國已連續(xù) 20 多年保持世界第一產(chǎn)蛋大國的地位，人均蛋品占有量達(dá) 20 多千克；但我國禽蛋加工卻不到蛋產(chǎn)量的 1，出口量占產(chǎn) 量的 2。作為世界上最大的蛋品生產(chǎn)國，中國蛋品加工業(yè)和世界先進(jìn)水平相比還有很大的差距。加工技術(shù)的落后、品種單一、產(chǎn)業(yè)化水平低等因素已經(jīng)成為制約我國蛋品加工業(yè)發(fā)展的主要因素。同時蛋品行業(yè)的不發(fā)達(dá)，也為蛋品行業(yè)工業(yè)化的高效發(fā)展和品質(zhì)改善提供來廣闊的空間。要實現(xiàn)中國蛋品業(yè)持續(xù)、快速、協(xié)調(diào)、健康的發(fā)展，蛋品加工首先應(yīng)走產(chǎn)業(yè)化、品牌化的道路，其次注重蛋品的深加工技術(shù)的應(yīng)用如蛋品的清洗、包裝、分級、液態(tài)蛋等，最后就是引導(dǎo)消費(fèi)者的消費(fèi)觀念。而這個過程的實現(xiàn)，離不開蛋品加工企業(yè)裝備水平的提高 1。目前，國內(nèi)大部分的蛋品加 工企業(yè)仍然延續(xù)傳統(tǒng)的作坊式手工生產(chǎn)，蛋品加工企業(yè)的技術(shù)裝備大部分還停留在 20 世紀(jì)80年代的水平，設(shè)備陳舊老化，設(shè)備加工質(zhì)量粗糙，工藝指標(biāo)落后，設(shè)備性能和出品率低，可靠性差，生產(chǎn)自動化程度不高，這些都嚴(yán)重阻礙了蛋品加工的發(fā)展。而一些大型現(xiàn)代禽蛋生產(chǎn)企業(yè)在引進(jìn)國外的蛋品加工設(shè)備時，考慮到蛋品原料特點(diǎn)的差異，加工方式的不同，設(shè)備維護(hù)、采購成本高，設(shè)備性能實用性等問題，往往是望而卻步。先進(jìn)的設(shè)備是否與國內(nèi)的蛋品加工規(guī)模相適應(yīng)呢，只有符合我國國情的蛋品設(shè)備才是國內(nèi)蛋品生產(chǎn)企業(yè)的最佳選擇 2。 1.2 國內(nèi)外 研究現(xiàn) 狀 國外蛋品加工業(yè)比較發(fā)達(dá)，有關(guān)的機(jī)械設(shè)備種類齊全，可以根據(jù)使用者的不同使用目的進(jìn)行不同的機(jī)械組合，達(dá)到經(jīng)濟(jì)高效。在美國、日本、法國等國的蛋品自動處理程度和水平很高 3。 1.3 目前國內(nèi)常見的打蛋機(jī)的類型 目前國產(chǎn)打蛋機(jī)有兩種：無級變速和有級變速。無級變速可連續(xù)變速，變速范圍廣，對工藝適應(yīng)性強(qiáng)，但結(jié)構(gòu)復(fù)雜，設(shè)備成本高。國產(chǎn)的打蛋機(jī)基本上都采用齒輪換擋的有級變速機(jī)構(gòu)，作用單一的或小型的打蛋機(jī)則不變速或采用雙速電機(jī)。傳動裝置有兩種排布形式。一種是由三根平行傳動軸及五對齒輪構(gòu)成，齒輪箱大，傳動構(gòu)件多，但維修 調(diào)速方便，制造工藝要求的精度低。另一種是二根平行軸和四對齒輪構(gòu)成，齒輪箱小，構(gòu)件相應(yīng)減少，成本也降低 4。 2 總體方案的擬定 3 2.1 原理分析 打蛋機(jī)在食品加工中采用來攪打多種蛋白液。攪拌物料主要是粘稠漿體，如各種蛋糕生產(chǎn)所需的面漿及各式花樣的裝飾乳酪等。 打蛋機(jī)操作時，攪拌器高速旋轉(zhuǎn)，強(qiáng)制攪打，被調(diào)和充分接觸并劇烈摩擦，從而實現(xiàn)混合、乳化、充氣及排除部分水分的作用 4。 2.2 總體結(jié)構(gòu)設(shè)計 2.2.1 總體結(jié)構(gòu) 總體結(jié)構(gòu)分以下幾個部分（如圖 1 所示） （ 1）電動機(jī)：選用 Y801-4三相異步電 動機(jī)。 （ 2）減速機(jī)構(gòu)：減速機(jī)構(gòu)主要由兩個錐齒輪、 2個斜齒輪、 3對直齒輪、 3 根軸承、悶蓋、透蓋等組成。 （ 3）升降結(jié)構(gòu)：同軸凸輪、連桿、滑塊 （ 4）機(jī)座 （ 5）調(diào)和容器 其結(jié)構(gòu)簡圖如圖 1： 圖 1 結(jié)構(gòu)示意圖 Fig.1 The figure of program 1 4 2.2.2 傳動路線 1 電動機(jī) 2 皮帶輪 3 高速軸 4 直齒輪 5 低速軸 6 斜齒輪 7 錐齒輪 8 主軸 1 electric machine 2 sheave 3 high speed shaft 4 spur gear 5 low speed shaft 6 spiral gear 7 angle gear 8 principal axes 圖 2 立式打蛋機(jī) 的傳動路線 Fig.2 The transmission route of the the vertical egg mixer 2.3 各執(zhí)行機(jī)構(gòu)主要參數(shù)的初步確定 減速機(jī)構(gòu) 所需轉(zhuǎn)速 n1=70r/min n2=125r/min n3=200r/min 電動機(jī)的選擇 5 采用臥式封閉型電動機(jī)， 根據(jù)查閱小功率電動機(jī)手冊，綜合考慮選用 Y801-4型號三相異步電動機(jī)，其特征如表： 表 1 電動機(jī)的型號 Table 1 the type of the electromotor 電動機(jī)型號 額定功率 輸出轉(zhuǎn)速 質(zhì)量 Y801-4 0.55KW 1390r/min 17kg 5 2.4 傳動裝置的運(yùn)動和動力參數(shù)的計算 電動機(jī)的滿載轉(zhuǎn)速為 1390r/min, 要求的輸出 轉(zhuǎn)速 為 70r/min、 125r/min、 200r/min，通過考慮 6： （ 1）各級傳動比機(jī)構(gòu)的傳動比應(yīng)在推薦值的范 圍內(nèi)，不應(yīng)超過最大值，以利于發(fā)揮其性能，并使其結(jié)構(gòu)緊湊。 （ 2）各級傳動的結(jié)構(gòu)尺寸協(xié)調(diào)、勻稱。例如：由 V帶傳動和齒輪傳動組成的傳動裝置， V 帶傳動的傳動比不能過大，否則會使大帶輪半徑超過變速器的中心高，造成尺寸不協(xié)調(diào)，并給機(jī)座設(shè)計和安裝帶來困難。 （ 3）傳動裝置外廓尺寸緊湊，重量輕。在相同的總中心距和總傳動比情況下，具有較小的外廓尺寸。 （ 4）在變速器實際中常使各級大齒輪直徑相近，使大齒輪有相近的侵油深度。高、低速兩極大齒輪直徑相近，且低速級大齒輪直徑稍大，其侵油深度也稍深些有利于侵油潤滑。 （ 5）避免傳動零 件之間發(fā)生干涉碰撞。高速級大齒輪與低速軸發(fā)生干涉，當(dāng)高速級傳動比過大時就可能產(chǎn)生這種情況。除考慮上訴幾點(diǎn)還要理論聯(lián)系實際，思考機(jī)器的工作環(huán)境、安裝等特殊因素。這樣我們就可以通過實測與理論計算來分配各級的傳動比了。 則總的傳動比為： 86.19701390 nn m 12.111251390 nn m 95.62001390 nn m 傳動比分配如下： 第一級 V帶傳動比 i1=2 第二級直齒輪傳動比 i2=2.33 錯誤 !未找到引用源。 =1.307 錯誤 !未找到引用源。 =0.818 第三級斜齒輪傳動比 i3=1.5 第四級錐齒輪傳動比 i4=2.809 各軸的轉(zhuǎn)速： n1=695r/min n2=298r/min 錯誤 !未找到引用源。 =531.5r/min 錯誤 !未找到引用源。 =849r/min n3=198.7r/min 錯誤 !未找到引用源。 =354r/min 錯誤 !未找到引用源。 =566r/min n4=70.7r/min 錯誤 !未找到引用源。 =126r/min 錯誤 !未找到引用源。 =201r/min 6 各軸輸入功率的計算 ： 機(jī)械效率 4如下： V帶傳動 1=0.96 齒輪傳動 2=0.98 錐齒輪 3=0.97 斜 齒輪 4=0.98 聯(lián)軸器5=0.99 各軸傳遞的功率： P1=PW15=0.550.960.99 0.5174kw P2=P12=0.51740.98=0.507kw P3=P24=0.5070.98=0.497kw P4= P33=0.4970.97=0.48kw 各軸所傳遞的轉(zhuǎn)矩 : T1=9550錯誤 !未找到引用源。 =9550錯誤 !未找到引用源。 =7.26Nm T2=9550錯誤 !未找到引用源。 =9550錯誤 !未找到引用源。 =16.58Nm 錯誤 !未找到引用源。 =9.3Nm 錯誤 !未找到引用源。 =5.82Nm T3=9550錯誤 !未找到引用源。 =9550錯誤 !未找到引用源。 =24.37Nm 錯誤 !未找到引用源。 =13.68Nm 錯誤 !未找到引用源。 =8.55Nm T4=9550錯誤 !未找到引用源。 =9550錯誤 !未找到引用源。 64.83Nm 錯誤 !未找到引用源。 =36.38Nm 錯誤 !未找到引用源。 =22.8Nm 3 主要零件的選擇和設(shè)計 3.1 皮帶輪的設(shè)計 根據(jù)設(shè)計可知皮帶輪傳動比為 2，因傳動速度較快，處于高速端，故采用帶傳動來提高傳動的平穩(wěn)性。并旋轉(zhuǎn)方向一致 ，帶輪的傳動是通過帶與帶輪之間的摩擦來實現(xiàn)的。帶傳動具有傳動平穩(wěn)，造價低廉以及緩沖吸振等特點(diǎn) 7。根據(jù)槽面摩擦原理，在同樣的張緊力下， V帶傳動較平帶傳動能產(chǎn)生更大的摩擦力。再加上 V帶傳動 允許傳動比較大，結(jié)構(gòu)較緊湊，以及 V帶以標(biāo)準(zhǔn)化并且大量生產(chǎn)的優(yōu)點(diǎn)，所以這里高速軸傳動選用V帶傳動。 (1)確定計算功率 Pca 由 K A =1.17 故 Pca = K A P = 1.10.55=0.605KW （ 1） (2) 選取帶型 窄 V帶較普通 V帶相比，當(dāng)寬度相同時，窄 V帶的寬度約縮小 1/3，而承載能力可提高 1.5 2.5倍，這里選用窄 V帶，根據(jù) Pca=0.605KW,小帶輪轉(zhuǎn)速 n1=139r/min,可選擇 Z型 V帶 。 7 （ 3）確定帶輪的基準(zhǔn)直徑 dd1 和 dd2， 并驗算帶速 根據(jù)結(jié)構(gòu)及傳動比需要，初取主動輪基準(zhǔn)直徑 dd1 =80mm ，從動輪基準(zhǔn)直徑 dd2 =idd1=280=160 mm ，按式 v1 = dd1 n1/ 601000 =5.82,處于普通 V帶 vmax=5-30m/s之間 ,因此帶 的速度合適。 （ 4）確定窄 V帶的基準(zhǔn)長度 Ld 和傳動中心 a5 0.7（ dd1 +dd2） a0 2（ dd1 + dd2） 初步確定中心距 a0 =240mm,由式： 錯誤 !未找到引用源。 (2) 由 選帶的基準(zhǔn)長度 8 Ld=800mm （ 5）計算實際中心距 a =a 0 +（ Ld-L/d） /2=240+（ 800867） /2=206.5 mm 中心距的變化范圍 194.5 230.5之間 （ 6）演算主動輪上的包角 a1 a1 =180 o -57.3 o(dd2- dd1)/a =180 o -57.3 o(16080)/206。 5=157.8 o90 o （ 7）計算帶的根數(shù) 由 dd1=80mm 和 n1=1390r/mm 查得 P0=0.25kw 根據(jù) n=1390r/min i=2和 Z型帶查得 P0=0.03kw，查得 ka=0.94，查的 kl=1.14于是 Pr=(P0+P0) kakl=(0.35+0.33) 1.140.94=0.41kw 所以 V帶的根數(shù)： Z=錯誤 !未找到引用源。 取 Z=29根 （ 8） 計算單根 V帶的初拉力的最小值 Z型帶的單位長度質(zhì)量的 q=0.06kg/m (F0)min=500 錯誤 !未找到引用源。 +qv2=500錯誤 !未找到引用源。 =45.16N 應(yīng)使它的實際初拉力 F0 (F0)min （ 9）計算壓軸力 Fp 壓軸力最小值： (FP)=2Z(F0)min 錯誤 !未找到引用源。 =2245.16錯誤 !未找到引用源。 =177.03N （ 10）帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計 8 V 帶帶輪選用 HT200，因帶輪的軸徑較小，小皮帶輪采用腹板式帶輪結(jié)構(gòu)。由于大皮帶論的 D1-d1 = 172-26 = 146100，所以采用孔板式。使用經(jīng)過動平衡實驗處理 5。輪槽工作表面要精細(xì)加工，具體設(shè)計參數(shù)如下所示： 基準(zhǔn)寬度 bd = 8.5mm； 基準(zhǔn)線上槽深 hamin = 2.0mm； 基準(zhǔn)線下槽深 hfmin = 7.0mm； 槽間距 e = 12mm； 第一槽對稱面至端面的距離 f min=7mm； 帶輪寬 fezB 21 = 26mm； 外徑 84211 ada hddmm； 164222 ada hddmm； 輪槽角 1 = 34； 2 = 38 圖 3 皮帶輪結(jié)構(gòu)圖 Fig.3 The assembl programe of the belt pulley （ 11） 帶的張緊裝置 各種材質(zhì)的 V 帶都不是完全的彈性體 ， 在預(yù)緊力的作用下 ， 經(jīng)過一段時間的運(yùn)轉(zhuǎn)后 ， 就會由于塑性變形而松弛。使預(yù)緊力 FO 降低。為保證帶傳動的能力 ， 應(yīng)定期張緊。此處采用定期張緊裝置 9。 3.2 直齒輪的設(shè)計計算 3.2.1 直齒輪的設(shè)計計算 （ 1）選擇齒輪材料 9 考慮到齒輪傳動載荷一般，參考類似減速器的結(jié)構(gòu)，選擇小齒輪材料為 40Cr（調(diào)制） ,硬度為 280HBS，大齒輪材料為 45鋼（調(diào)制）硬度為 240HBS。二者材料硬度 相差 40HBS 選小齒輪的齒數(shù) Z1=18,大齒輪數(shù)的齒數(shù) Z2=42。 （ 2）確定齒輪的主要參數(shù) 按齒面接觸強(qiáng)度計算： d1t2.32錯誤 !未找到引用源。 (4) 確定公式內(nèi)的個計算數(shù)值 初選載荷系數(shù) kt=1.3 小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 T1=7.26錯誤 !未找到引用源。 Nmm 選取齒寬系數(shù) d=1,彈行系數(shù) ZE=189.8錯誤 !未找到引用源。 ,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 Hlim2=550MPa 。 計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) N1=60n1jLh=606951（ 1830015） =1.5錯誤 !未找到引用源。 N2=錯誤 !未找到引用源。 =0.46錯誤 !未找到引用源。 接觸疲勞壽命系數(shù) KHN1=0.9 KHN2=0.95 計算接觸疲勞許應(yīng)力，取失效概率為 1%，安全系數(shù) S=1 錯誤 !未找到引用源。 H1=錯誤 !未找到引用源。 =0.9錯誤 !未找到引用源。 600MPa=540MPa 錯誤 !未找到引用源。 H1=錯誤 !未找到引用源。 =0.95錯誤 !未找到引用源。 550MPa=522.5MPa 計算小齒輪分度圓直徑 d1t ,代入 錯誤 !未找到引用源。 H中較小的值 錯誤 !未找到引用源。 =2.32錯誤 !未找到引用源。 =28.15mm 計算圓周速度 V V=錯誤 !未找到引用源 。 =1.02m/s 計算齒寬： b=錯誤 !未找到引用源。 =28.15mm 10 計算齒寬與齒高之比 模數(shù)： 錯誤 !未找到引用源。 mm 齒高： h=2.25錯誤 !未找到引用源。 =2.25錯誤 !未找到引用源。 1.564=3.52 齒寬與齒高之比： 錯誤 !未找到引用源。 =錯誤 !未找到引用源。 計算載荷系數(shù) 取動載系數(shù) 1 kv=1.05, KHA=kFa=1, 使用系數(shù) KA=1 假設(shè)為單齒對嚙合，取齒間載荷分配系數(shù) 10Kh=1.423 KF=1.35 故載荷系數(shù) :K=KAKHKVKH=1.05111.423 1.494 按實際載荷系數(shù)校正所算得圓的分度直徑 錯誤 !未找到引用源。 =29.55 （ 5） 計算模數(shù)： 錯誤 !未找到引用源。 =錯誤 !未找到引用源。 按齒根強(qiáng)度計算 m錯誤 !未找到引用源。 （ 6） 確定公式內(nèi)的計算數(shù)值 小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限 FE1=500MPa ；大齒輪的彎曲強(qiáng)度極限 FE2=380MPa；取彎曲疲勞壽命系數(shù) KFN1=0.85； KFN2=0.88；彎曲疲勞安全系數(shù) S=1.4。 計算彎曲疲勞許應(yīng)力： F1=錯誤 !未找到引用源。 MPa=303.57MPa F2=錯誤 !未找到引用源。 MPa=238.86MPa 計算載荷系數(shù) K： K=KAKVKKF=11.0511.35 1.4175 齒形系數(shù) 11 YFa1=2.91 YFa2=2.38 應(yīng)力校正系數(shù) YSa1=1.53 YSa2=1.674 計算大小齒輪的 錯誤 !未找到引用源。 并加以比較 11 錯誤 !未找到引用源。 =錯誤 !未找到引用源。 =0.0147 錯誤 !未找到引用源。 =錯誤 !未找到引用源。 =0.0167 設(shè)計計算： m錯誤 !未找到引用源。 =1.03mm 對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計算的模數(shù) m大于齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計算的 模數(shù)，由于齒輪模數(shù)的 m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，僅與齒輪直徑有關(guān)。取模數(shù)為 1.49，并就近取模數(shù)為 1.5，按接觸強(qiáng)度算得的分度圓直徑 d1=29.55mm，則齒輪數(shù)為： Z1=18 Z2=42 （ 3） 幾何尺寸的計算： 分度圓直徑： d1=Z1m=181.5=27mm 錯誤 !未找到引用源。 =39mm 錯誤 !未找到引用源。 =49.5mm d2=Z2m=421.5=63mm 錯誤 !未找到引用源。 =51mm 錯誤 !未找到引用源。 =40.5mm 中心距： a錯誤 !未找到引用源。 =錯誤 !未找到引用源。 mm 3.2.2 斜齒輪的設(shè)計計算 （ 1）材料的選擇及熱處理 斜齒輪與直齒輪的材料及熱處理一樣，精度為七級，選小齒輪數(shù) Z1=36, Z2=54,初選螺旋角 =14。 （ 2）確定齒輪的主要參數(shù) 按齒面接觸強(qiáng)度計算 d1t錯誤 !未找到引用源。 （ 7） 確定公式內(nèi)的各計算值 試選 Kt=1.6；區(qū)域系數(shù) ZH=2.433； 錯誤 !未找 到引用源。 =0.86； 錯誤 !未找到引用源。 0.67； 錯誤 !未找到引用源。 =錯誤 !未找到引用源。 +錯誤 !未找到引用源。 =1.53 12 小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩： T1=16.58 103N mm T2=9.3 103 N mm T3=5.82 103 N mm 選取最大的轉(zhuǎn)矩為齒輪需傳遞的轉(zhuǎn)矩 T1=16.58 103N mm 選取與直齒輪相同的 d=0.5； ZE=189.8MPa1/2； 取 Hlim1=600MPa； Hlim2=550MPa 計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) ， 選取最大的轉(zhuǎn)速 n=849r/min N1=60n1jLh=608491（ 1830015） =1.8錯誤 !未找到引用源。 N2=錯誤 !未找到引用源。 =1.2錯誤 !未找到引用源。 取接觸疲勞壽命系數(shù) KHN1=0.9 ； KHN2=0.95 取失效概率為 1%，安全系數(shù) S=1 錯誤 !未找到引用源。 H1=錯誤 !未找到引用源。 =0.9錯誤 !未找到引用源。 600MPa=540MPa 錯誤 !未找到引用源。 H1=錯誤 !未找到引用源。 =0.95錯誤 !未找到引用源。 550MPa=522.5MPa 錯誤 !未找到引用源。 H=錯誤 !未找到引用源。 =錯誤 !未找到引用源。 MPa=531.25MPa 試計算小齒輪的分度圓直徑 d1t 由計算公式得： d1t錯誤 !未找到引用源。 =35.21mm 計算圓周速度： V=錯誤 !未找到引用源。 =錯誤 !未找到引用源。 =1.56m/s 計算齒寬 b 及模數(shù) m b=dd1t=35.21mm mnt=錯誤 !未找到引用源。 =錯誤 !未找到引用源。 =0.952mm h=2.25mnt=2.250.951=2.14mm 錯誤 !未找到引用源。 =錯誤 !未找到引用源。 =16.46mm 計算縱向重合度 錯誤 !未找到引用源。 =0.318 錯誤 !未找到引用源。 dZ1 錯 誤 !未找到引用源。=2.854 13 計算載荷系數(shù) K: 使用系數(shù) 12KA=1；動載系數(shù) KV=1.11；KH=1.42；KF=1.35；KH=KF=1.4；故動載系數(shù) K 為： K=KAKV KHKH=1.111.41.42=2.21 按實際載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑 錯誤 !未找到引用源。 =35.21錯誤 !未找到引用源。 =39.2mm 計算模數(shù)： mn=錯誤 !未找到引用源。 =1.06mm 按齒根強(qiáng)度計算 m 錯誤 !未找到引用源。 （ 8） 計算載荷系數(shù)： K=KAKV KFKF=1 1.11 1.4 1.35=2.1 縱向重合度 =1.903；螺旋角影響系數(shù) Y=0.88 計算當(dāng)量齒數(shù) ； Zv1=錯誤 !未找到引用源。 =錯誤 !未找到引用源。 =39.43 Zv2=錯誤 !未找到引用源。 =錯誤 !未找到引用源。 =59.14 取齒 形系數(shù)： YFa1=2.41； YFa2=2.28 應(yīng)力校正系數(shù) : YSa1=1.668 YSa2=1.73 小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限 FE1=500MPa；大齒輪的彎曲強(qiáng)度極限 FE2=380MPa；取彎曲疲勞壽命系數(shù) KFN1=0.85； KFN2=0.88； 取安全系數(shù) S=1.4。 計算疲勞許應(yīng)力： F1=錯誤 !未找到引用源。 MPa=303.57MPa F2=錯誤 !未找到引用源。 MPa=238.86MPa 14 計算大小齒輪的 錯誤 !未找到引用源。 并加以比較 錯誤 !未找到引用源。 =錯誤 !未找到引用源。 =0.01324 錯誤 !未找到引用源。 =錯誤 !未找到引用源。 =0.01651 設(shè)計計算： m錯誤 !未找到引用源。 =0.78mm 對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計算的法面模數(shù) m 大于齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計算的法面模數(shù)，取 mn=2.25 已可滿足，但為了同時滿足接觸疲勞強(qiáng)度，需按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑 d1=84.5mm來計算應(yīng)有齒數(shù)： Z1=錯誤 !未找到引用源。 =錯誤 !未找到引用源。 =35.88 取 Z1=36 Z2=54 （ 3） 幾何尺 寸的計算： 計算中心距： a錯誤 !未找到引用源。 =錯誤 !未找到引用源。 mm 將中心距圓整取 a=116mm 按圓整后的中心距修正螺旋角： 錯誤 !未找到引用源。 =arccos錯誤 !未找到引用源。 =14.12錯誤 !未找到引用源。 因 錯誤 !未找到引用源。 值改變不大，故參數(shù) ， k , ZH 等不必修正 計算大小齒輪的分度圓直徑： d1=錯誤 !未找到引 用源。 =錯誤 !未找到引用源。 =83.5mm d2=錯誤 !未找到引用源。 =錯誤 !未找到引用源。 =125.3mm 取 d1=84 d2=148 15 計算齒輪寬度： b=dd1=0.583.5=83.5mm 圓整后去齒寬： b1=42mm b2=39mm 3.2.3 錐齒輪的設(shè)計計算 （ 1） 材料及齒數(shù)的選擇 ： 圓錐齒輪工作為閉式的，齒輪傳動軸夾角為 90錯誤 !未找到引用源。 ，小齒輪懸臂支撐，大齒輪兩端支撐，小齒輪選用 40Cr，調(diào)質(zhì)處理，平均硬度為 270HBS，大齒輪選用 45鋼 ,調(diào)質(zhì)處理，平均硬度為 230HBS。 初選齒數(shù)：小齒輪數(shù)為 Z1=21 大齒輪數(shù)為 Z2=59 （ 2）確定齒輪的主要參數(shù) 按齒面接觸疲勞強(qiáng)度計算： d1t2.92錯誤 !未找到引用源。 （ 9） 確定設(shè)計公式中各個參數(shù) 初選載荷系數(shù) Kt=1.3；小齒輪所轉(zhuǎn)遞的轉(zhuǎn)矩： T1=2.437 104；選取齒寬系數(shù) R，為防止齒向載荷分布不均勻，應(yīng)限制齒寬，取 R=0.3，彈性系數(shù) ZE=189.8MPa1/2；大小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度為： Hlim1=713MPa； Hlim2=568.4MPa。 應(yīng)力循環(huán)次數(shù)： N1=60n1jLh=605661（ 1830015） =1.2錯誤 !未找到引用源。 N2=錯誤 !未找到引用源。 =1.2 錯誤 !未找到引用源。 =3.37109 接觸壽命系數(shù) ZN1=0.91； ZN2=0.96；取失效概率為 1%；最小安全系數(shù) 2SHlim=1 計算許用接觸力： 錯誤 !未找到引用源。 H1=錯誤 !未找到引用源。 =0.91錯誤 !未找到引用源。 740MPa=673MPa 錯誤 !未找到引用源。 H2=錯誤 !未找到引用源。 =0.96錯誤 !未找到引用源。 680MPa=652MPa 計算端面重合度 ，當(dāng)量齒數(shù) Z1m=錯誤 !未找到引用源。 =22 Z2m=錯誤 !未找到引用源。 =150 16 =1.88 3.2(錯誤 !未找到引用源。 cos 錯誤 !未找到引用源。 =1.69 分度圓直徑： d1t 2.92 錯誤 !未找到引用源。 =49.77mm 計算圓周速度： dm1t=(1 0.5R)d1t=（ 1 0.50.3） 49.47=42.05mm V=錯誤 !未找到引用源。 =錯誤 !未找到引用源。 =0.545m/s 因 V 10m/s， 選 7 級精度合格 計算載荷系數(shù)：取使用系數(shù) kA=1， kv=1.13，單齒對嚙合，取齒間載荷系數(shù) k=1，載荷分布系數(shù) k=1.2 K= kA kvkk=1.36 校正分度圓直徑： d1=d1t 錯誤 !未找到引用源。 =14.42 錯誤 !未找到引用源。 =14.6mm 按齒根彎曲強(qiáng)度計算 2： 大小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限分別為： Flim1=620MPa； Flim2=580MPa 彎曲壽命系數(shù) YN1=0.91； YN2=0.9 尺寸系數(shù) YX=1 計算許用彎曲應(yīng)力 F1， F2。取失效率為 1%，安全系數(shù) SFmin=1.25 =錯誤 !未找到引用源。 計算可知， F1=451MPa； F2=417MPa 重合度系數(shù) Y: Y=0.25+錯誤 !未找到引用源。 =0.25+錯誤 !未找到引用源。 =0.69 取齒形系數(shù)： YFa1=2.65； YFa2=2.1 應(yīng)力校正系數(shù) : YSa1=1.67 YSa2=1.97 校核計算： 錯誤 !未找到引用源。 YFa YSaY=153.4MPa F1 17 錯誤 !未找到引用源。 =143.4MPa F2 （ 3）主要幾何尺寸計算 ： 大端模數(shù)： m=d1t/z1=4977/21=2.37，查參考文獻(xiàn) 3表 10-1 取 m=2.58 大端分度圓直徑： d1=mz1=21 2.5=52.5mm d2= mz2=59 2.5=147.5mm 錐距 R 及齒寬 b: R=錯誤 !未找到引用源。 =0.4 錯誤 !未找到引用源。 =25mm b= bR=0.3 25=7.5mm 分錐角： 錯誤 !未找到引用源。 =錯誤 !未找到引用源。 =19.57 錯誤 !未找到引用源。 =錯誤 !未找到引用源。 =70.43 齒根角按等頂隙計算： f1=f2=arctan 錯誤 !未找到引用源。 =arctan 錯誤 !未找到引用源。 2.29 頂錐角 : a1=1+f1=19.57 +2.29 =21.86 a2=2+f2=70.43+2.29 =72.71 齒高 3： h=(2 錯誤 !未找到引用源。 =1.8mm 大端頂圓直徑 da da1=d1+2hacos1=16.8+2 0.8 1 cos19.57 =57.21mm da2=d2+2hacos2=47.2+2 0.8 1 cos70.43 =147.5mm 3.3 軸的設(shè)計計算 3.3.1 高速軸的設(shè)計計算 （ 1）由 參考文獻(xiàn) 1,初步估算軸的最小軸徑： dmin=A0 錯誤 !未找到引用源。 （ 10） 確定公式內(nèi)的各種計算數(shù)值 選軸的材料為 45（調(diào)質(zhì)） ，根據(jù) 參考文獻(xiàn) 1，取oA=103 18 由前面的設(shè)計算得 P1=0.5174kw n1= n2=298r/min （ 2）設(shè)計計算： 38.122 9 85 1 7 4.01 0 3 3m i n dmm 軸的最 小軸徑為 d=mind (1+0.14)=14.11mm 圓整后取 15mm 輸出軸的最小直徑用來安裝聯(lián)軸器 13，為了使所選軸的直徑 d1-2 與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故需同時選取聯(lián)軸器型號。 聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩 Tca=KAT1，考慮轉(zhuǎn)矩變化取 KA=1.3 Tca=KAT1=1.3 7.26 103N mm=9434N mm 按照計算聯(lián)軸器的轉(zhuǎn)矩選擇 HL1 型聯(lián)軸器 ,聯(lián)軸器的孔徑為 16mm，故取 d1-2 的直徑為 16mm,半聯(lián) 軸器的長度 L=32mm，與軸配合的彀長度為： L1=27。 （ 3）軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 擬定軸上各零件的裝配方案 圖 4 高速軸的裝配方案 Fig. 4 The assembl programe of high speed shaft 根據(jù)軸向定位要求確定軸的各段直徑和長度 14 為了滿足大 V 帶輪的軸向定位要求， 1-2 軸段的右端需制出一軸肩，故取 d2-3 的直徑為 19mm，左端采用軸段擋圈定位，按軸段直徑取擋圈直徑為 20mm,大 V 帶輪與軸配合的彀孔長度為 27mm，為了保證軸段擋圈只 壓在大 V 帶輪上而不壓在軸的端面上，故 l1-2-段的長度應(yīng)比 L1 略短，取 l1-2=25mm； 初步選擇滾動軸承。因軸承同時受到軸向力與徑向力的共同作用，故選深溝球軸承軸承 4。參照工作要求并根據(jù) d2-3=19mm，選取 6003 型號。其尺寸為 d D T 17 40 13.25，故取 d3-4=20mm； l9-10=20.5mm。 右端滾動軸承采用軸肩定位，定位軸承軸肩高度為 2mm。 19 取安裝齒輪 1 的軸段直徑 d4-5=23mm，齒輪的左端與軸承采用套筒定位，由上以求的齒輪 1 的齒寬為 39mm，為了使套筒端面可靠的壓緊 齒輪，此軸段的長度應(yīng)略短于齒寬的長度，故取 l4-5=37mm，齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度 h 0.06d，故取h=1.5mm，則軸環(huán)的直徑 d5-6=26mm，軸環(huán)寬度 b 1.4h，為了配合拔叉換擋取 l5-6=40mm，齒輪 2 為軸齒輪，分度圓直徑 d6-7=27mm， l6-7=27mm,d7-8=26mm， l7-8=42mm齒輪 3 左端采用套筒定位，齒寬為 40.5mm，為了使套筒端面可靠的壓緊齒輪，此軸段的長度應(yīng)略短于齒寬的長度，故取 l8-9=39mm， d8-9=26mm齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度為 2mm，軸環(huán)的直徑為 3 mm。 軸承端蓋的總寬度為 10mm.取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離 l=15mm,故取 l2-3=25mm。 取齒輪距箱體內(nèi)壁之間的距離為 8mm，考慮到箱體鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應(yīng)距箱體一定距離 s，取 s=4mm，已知軸 承寬度為 13.5mm，所以l3-4=T+s+a+(39-37)=13.5+4+8+2=27.5mm。 軸上零件的周向定位 齒輪，半聯(lián)軸器采用的周向定位均采用平鍵連接，按 d4-5=23mm查得平鍵截面 1b h=8 7，鍵槽的長為 25mm，同時為了保證齒輪與軸 配合有良好的對中性，故選擇輪轂與軸的配合為 錯誤 !未找到引用源。 ，同樣半聯(lián)軸器與軸的連接，選用平鍵 5mm5mm 12mm，半聯(lián)軸器與軸的配合為 錯誤 !未找到引用源。 ，滾動軸承與軸的定位采用過渡配合來保證，此處選軸的尺寸公差為 m6。 確定軸上圓角和倒角尺寸 2，取軸段倒角為 1 45 （ 3）求軸上的載荷： 作出軸的計算簡圖 ,及求軸的支反力和彎矩： 把軸當(dāng)做簡支梁，支點(diǎn)取在軸承中點(diǎn)處，即去軸承寬度的 1/2 為支撐，由于軸所受的力為空間力系，將作用在軸上的力分解為垂直面和水平面。畫出扭矩圖 圖 5（ e）： 轉(zhuǎn)矩 :T=7260Nmm 圓周力： Ft=2T/d=27260/27=537.8N 徑向力： Fr=Fttan20=195.7N 求水平支反力： 平衡條件 Mc=0： FHN1(118+90) 537.8104=0 Fz=0： FHN1 FHN2 Fr=0 FNv1 FNv2=268.9N 20 圖 5 軸的載荷分析圖 Fig.5 The analysis of the small gear wheel axle load 水平面 67 段的彎矩彎矩圖 5（ b）： MH1=268.9118=31730.2Nmm MHV2=268.990=24201Nmm 求垂直支反力： 由平衡條件 Mc=0： FNv1(118+90) 195.7104=0 Fy=0： FNv1 FNv2 Fr=0 FNv1 FNv2=97.85N 垂直面 67 段的彎矩圖 5（ c）： MV1=97.85118=11546.3Nmm MV2=97.8590=8806.5Nmm 計算合成彎矩，畫出彎矩圖 5（ d） M1=錯誤 !未找到引用源。 =33765 Nmm M2=錯誤 !未找到引用源。 =25753 Nmm 計算危險截面的當(dāng)量彎矩： 由合成彎矩圖可知軸的 67 段為危險截面， 取 扭矩校正系數(shù) 15為 =0.6 MB=錯誤 !未找到引用源。 =34230 Nmm 21 危險截面的校核： e=錯誤 !未找到引用源。 =17.4MPaew 式中 ew是根據(jù)軸的材料為 45 鋼，調(diào)制處理 -1w=60，所以該軸安全。 3.3.2 軸的設(shè)計計算 軸所傳遞的扭矩 T=24370Nmm （ 1）求作用在斜齒輪上的力： Ft=錯誤 !未找到引用源。 =錯誤 !未找到引用源。 =388.99N Fr=Ft 錯誤 !未找到引用源。 =264.6錯誤 !未找到引用源。 =145.99N F= Fttan=97.85N 圓周力 Ft，徑向力 Fr，及軸向力 F的方向如圖 6 所示。 （ 2）初步確定軸的最小直徑 選軸的材料為 45（調(diào)質(zhì)） ，根據(jù) 參考文獻(xiàn) 1，取oA=112 dmin=A0 錯誤 !未找到引用源。 =112錯誤 !未找到引用源。 =15.2mm 輸出軸的最小直徑用來安裝聯(lián)軸器，為了使所選軸的直徑 d1-2 與聯(lián)軸器的孔徑相 適應(yīng)，故需同時選取聯(lián)軸器型號。 聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩 Tca=KAT1，考慮轉(zhuǎn)矩變化取 KA=1.3 Tca=KAT=1.324.37103Nmm=31681Nmm 按照計算聯(lián)軸器的轉(zhuǎn)矩選擇 HL1 型聯(lián)軸器 ,聯(lián)軸器的孔徑為 16mm，故取 d1-2 的直徑為 16mm,半聯(lián)軸器的長度 L=32mm，與軸配合的彀長度為： L1=27。 （ 3）軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 擬定軸上各零件的裝配方。根據(jù)軸向定位要求確定軸的各段直徑和長度 16 為了滿足 錐齒輪 的軸向定位要求， 1-2 軸段的右端需制出一軸肩，故取 d2-3 的直徑為 19mm，左端采用 軸段擋圈定位，按軸段直徑取擋圈直徑為 20mm,錐齒輪 與軸配合的彀孔長度為 27mm，為了保證軸段擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故l1-2-段的長度應(yīng)比 L1 略短，取 l1-2=25mm； 22 圖 6 軸的裝配方案 Fig.6 The assembl programe of shaft 初步選擇滾動軸承 17。因軸承同時受到軸向力與徑向力的共同作用，故選單列圓錐滾子軸承 4。參照工作要求并根據(jù) d2-3=25mm，選取 30205 型號。其尺寸為 dDT 25521 6.25，故取 d3-4=25.5mm； 右端滾動軸承采用軸肩定位，定位軸承軸肩高度為 4mm 取安裝齒輪的軸段直徑 d4-5=29mm，齒輪的左端與軸承采用套筒定位，由上以求的齒輪的齒寬為 80mm，為了使套筒端面可靠的壓緊齒輪，此軸段的長度應(yīng)略短于齒寬的長度，故取 l4-5=78mm，齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度 h 0.06d，故取 h=2mm，則軸環(huán)的直徑 d5-6=32mm，軸環(huán)寬度 b1.4h，取 l5-6=3mm 軸承端蓋的總寬度為 10mm.取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離 l=15mm,故取 l2-3=25mm。 取齒輪距箱體內(nèi)壁之間的距離為 8mm，考慮到箱體鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應(yīng)距箱體一定距離 s，取 s=4mm，已知軸 承寬度為 13.5mm，所以l3-4=T+s+a+(80-78)=13.5+4+8+2=27.5mm 軸上零件的周向定位 齒輪，半聯(lián)軸器采用的周向定位均采用平鍵連接，按 d4-5=25mm 查得平鍵截面1bh=87，鍵槽的長 50mm，同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇輪轂與軸的配合為 錯誤 !未找到引用源 。 ，同樣半聯(lián)軸器與軸的連接，選用平鍵5mm5mm12mm，半聯(lián)軸 器與軸的配合為 錯誤 !未找到引用源。 ，滾動軸承與軸的定位采用過渡配合來保證，此處選軸的尺寸公差為 m6。 確定軸上圓角和倒角尺寸 2，取軸段倒角為 245 23 求軸上載荷： 把軸當(dāng)做簡支梁，支點(diǎn)取在軸承中點(diǎn)處，即去軸承寬度的 1/2 為支撐，由于軸所受的力為空間力系，將作用在軸上的力分解為垂直面和水平面 求水平支反力： 平衡條件 Mc=0： FHN1(59.75+57.75) 388.99117.5=0 Fz=0： FHN1 FHN2 Fr=0 FNv1 FNv2=194.5N 水平面 45 段的彎矩彎矩圖 5（ b）： MH1=194.559.75=11621.4Nmm MHV2=194.557.75=11232.4Nmm 求垂直支反力： 由平衡條件 Mc=0： FNv1(59.75+57.75) 145.99117.5=0 Fy=0： FNv1 FNv2 Fr=0 FNv1 FNv2=73N 垂直面 45 段的彎矩圖 5（ c）： MV1=7359.75=4361.75Nmm MV2=7357.75=4215.75Nmm 計算合成彎矩，畫出彎矩圖 5（ d） M1=錯誤 !未找到引用源。 =12412.9Nmm M2=錯誤 !未找到引用源。 =11997.5 Nmm 計算危險截面的當(dāng)量彎矩： 由合成彎矩圖可知軸的 45 段為危險截面，去扭矩校正系數(shù)為 =0.6 MB=錯誤 !未找到引用源。 =22708.6 Nmm 危險截面的校核： e=錯誤 !未找到引用源。 =9.3MPaew 式中 ew是根據(jù)軸的材料為 45 鋼，調(diào)制處理 -1w=60，所以該軸安全。 24 圖 7 軸的載荷分析圖 Fig.7 The analysis of the shaft 3.3.3 主軸的設(shè)計計算 （ 1）主軸的設(shè)計計算 軸的設(shè)計 由 參考文獻(xiàn) 4 式 152 初步估算軸的最小軸徑 錯誤 !未找到引用源。 (11) 25 確定公式內(nèi)的各種計算數(shù)值 選軸的材料為 45 鋼，取oA=103,由前面的設(shè)計算得 P4=0.23kw 、 n3=70r/min 設(shè)計計算 mmmmnPAd 12.1660 23.0103 33330m i n d =mind (1+ 0.14)=17.26mm 圓整后取軸的最小軸徑為 d=18mm （ 2）軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 擬定軸上各零件的裝配方案 圖 8 主軸的裝配方案 Fig.8 The assembl programe of principal axes 根據(jù)軸向定位要求確定軸的各段直徑和長度 a、為完成攪拌作業(yè)，根據(jù)實際情況，合理分配主軸的各段尺寸以及軸徑，實現(xiàn)其曲柄的運(yùn)動，滿足大錐齒輪及各滾動軸承軸向定位要求，先定軸長為 266.5mm初定尺寸如圖 8 所示。軸徑具體尺寸見零件圖所示。 b、因軸承要同時承受軸向力和徑向力，故選角接觸球軸承，參照工作要求并根據(jù)軸承段的直徑 d=45mm,由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取 GB/T 292 1994 7009C，其尺寸為d D B=45 75 16。 同樣角接觸球軸承支點(diǎn)取中點(diǎn)，齒輪取輪轂寬度中點(diǎn)， 因此，作為簡支梁的軸的支撐跨距 L=203.5mm。 （ 3）軸的校核 26 作出軸的計算簡圖即力學(xué)模型 （圖 9） 前面已算得高速軸的轉(zhuǎn)矩為 T4 = 64.83N. m，根據(jù)小圓錐齒輪的相關(guān)數(shù) ： Ft1=699.5N Fr1=240N Fa1=84.3N 可以得到大圓錐齒輪的相關(guān)數(shù)據(jù)： Ft2=699.5N Fr2=84.3N Fa2=240N 由靜力平衡方程 0 BM 01 4 316 22 NHt FF 0EM 014315912 NHt FF 可求得 FNH1 = 777.77N FNH2 = 78.27N 作彎矩圖： 集中力 FNH1 作用于 B 點(diǎn)，梁在 AB 和 BE 段的彎矩 AB 段 取距 A 點(diǎn)距離為 X1 則彎矩 MAB = - Ft2 X1 = - 699.5 X1 BC 段 取距 B 點(diǎn)距離為 X2, 則彎矩 MBC = Ft2 (X2+16)+FNH1 X2 彎矩圖如圖 7（ c）所示：顯然有 MH = 11192.61 mmN 分析軸所受的垂直分力情況 軸上所受的垂直方向的分力如圖 7（ d）所示 由靜力平衡方程 0 BM 016143 2 arNV MFF 0 EM 0159143 1 arNV MFF 其中 mNDFM aa 129602 1082402 可求得 FNV1 = 3.1N FNV2 = 81.19N 作彎矩圖如圖 7（ d）所示： 集中力 FNV1 作用于 A 點(diǎn)，梁在 AB 和 BC 段的彎矩 AB 段 取距 A 點(diǎn)距離為 X1，則彎矩 MAB = Fr X1 + Ma BC 段 取距 B 點(diǎn)距離為 X2，則彎矩 27 MBC = - Fr (X2+16) +FNH1 X2 + Ma 彎矩圖如圖 7（ e）所示：顯 然有 MV1=12958.81 mmN MV2=11610.17 mmN 總彎矩 見圖 6（ f） 圖 9 軸的載荷分析圖 Fig.9 The analysis of the roller axls load mmNMMM VH 1712381.1295861.11192 2211 mmNMMM VH 1612717.1161061.11192 2222 作扭矩圖 總的扭矩圖如圖 7（ g）所示： T=36.31 mN =36310 mmN 28 按彎扭矩合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度 進(jìn)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 B）的強(qiáng)度。取 0.6 ，軸的計算應(yīng)力 1 aaca MPMPWTM 46.6351.0)363106.0(17123)(3222321 前已選定軸的材料為 45 鋼，調(diào)質(zhì)處理，查得 1=60Mpa。因此 ca 1，故安全。 3.4 軸承的校核 3.4.1 高速軸軸承的校核 由于同時承受軸向力和徑向力的作用，且右軸承受力大于左軸承，所以在這里僅校核右軸承，故 P=錯誤 !未找到引用源。 預(yù)期計算軸承壽命（按工作 15 年，年工作 300 天， 8 小時工作制），則有： Lh =15 300 8=36000h 右軸承所需的基本額定動載荷 NnLPC h 84.240410 360001686035.6441060 310 66 / 6003 深溝球軸承 軸承的額 定動載荷 18 KNCr 2.11 。 此， CrC, 故安全 ， 同理左邊軸承 CrC ，安全 。 3.4.2 主軸軸承的校核 由于要同時承受軸向力和徑向力的作用，左軸承承受的力作用明顯大于右軸承，在此只校核左軸承，故 P=錯誤 !未找到引用源。 ， 預(yù)期計算軸承壽命（按工作 15 年，年工作 300 天， 8 小時工作制） 則有： Lh =15 300 8=36000h 其所需的基本額定動載荷 NnLPC h 44.213110 36000606078.7771060 310 66 / 角接觸球軸承 7009C 型軸承的額定動載荷 19 KNC r 5.23 。因此， CrC, 故安全 。同理右邊軸承 CrC，安全 。 3.5 鍵的設(shè)計計算與校核 3.5.1 高速軸上聯(lián)接的鍵的校核 已知裝小圓錐齒輪處的軸徑 d = 16mm，主軸上的轉(zhuǎn)矩是 64.83Nm，載荷有輕微沖擊。 29 （ 1）選擇鍵聯(lián)結(jié)的類型和尺寸 一般 8級以上精度的齒輪有定心精度要求，應(yīng)選用平鍵聯(lián)接。由于輪齒不在軸端，故選用普通圓頭平鍵（ A型）。 根據(jù) d = 22mm，查得鍵的截面尺寸為：寬度 b = 6mm，高度 h = 6mm。由輪轂寬度并參考鍵的長度系列，取鍵長 L = 20mm（比輪轂寬度要小些）。 （ 2）校核鍵聯(lián)接的強(qiáng)度 鍵、 齒輪、軸 的材料都是鋼，用擠壓應(yīng)力 20p = 100 120MPa，取其平均值， p = 110 MPa。鍵的工作長度 l = L b/2 = 20 6/2 =17mm,鍵與輪轂鍵槽的接觸高度365.05.0 hk mm。可得： 314.2422173 10.64.132102 33 k l dTP MPa p = 110 MPa 鍵的標(biāo)記為：鍵 206 GB/T 1096-1979。 3.5.2 電機(jī)上聯(lián)接的鍵的校核 已知裝皮帶輪處的軸徑 d =13mm,皮帶輪輪轂寬度為 26，需傳遞的轉(zhuǎn)矩T=3.73Nmm，載荷有輕微沖擊。 （ 1）選擇鍵聯(lián)結(jié)的類型和尺寸 選用普通單 圓頭平鍵 21（ C型）。 根據(jù) d = 13mm，中查得鍵的截面尺寸為：寬度 b = 5mm，高度 h = 5mm。由輪轂寬度并參考鍵的長度系列，取鍵長 L = 22mm（比輪轂寬度要小些）。 （ 2）校核鍵聯(lián)接的強(qiáng)度 鍵、電機(jī)軸和帶輪輪轂的材料都是鋼，許用擠壓應(yīng)力 22p = 100 120MPa，取其平均值， p = 110 MPa。鍵的工作長度 l = L b/2 = 22 5/2 = 19.5mm,鍵與輪轂鍵槽的接觸高度 mmhk 5.255.05.0 ?？傻茫?434.1013225.2 1073.32102 33 k l dTP MPa p = 110 MPa 鍵的標(biāo)記為：鍵 C 5 22 GB/T 1096-1979。 4 打蛋機(jī)的其他各個部分簡介： 攪拌器 打蛋機(jī)的攪拌器包括攪拌頭和攪拌槳。攪拌頭的作用在于使攪拌槳在容器中形成一定功率的運(yùn)動軌跡，而攪拌槳直接與物料接觸，通過自身的運(yùn)動完成物料的攪拌任務(wù) 2。 （ 1）攪拌頭：對于固定的容 器的攪拌頭，常見的是由行星運(yùn)動機(jī)構(gòu)組成。其傳動 30 系統(tǒng)如圖 10（ a） 所示。內(nèi)齒輪 1 固定在機(jī)架上，當(dāng)轉(zhuǎn)臂 3 轉(zhuǎn)動時，行星齒輪 2 受到 1與 3 的共同作用，即隨轉(zhuǎn)臂外端軸線旋轉(zhuǎn)，形成公轉(zhuǎn)，同時又與內(nèi)齒輪嚙合，并饒自身軸線旋轉(zhuǎn)，形成自轉(zhuǎn)，從而實現(xiàn)行星運(yùn)動。行星運(yùn)動使攪拌槳在容器中產(chǎn)生圖 10（ b）所示的運(yùn)動軌跡，這恰好滿足了調(diào)和高粘性的運(yùn)動要求。 a 傳動示意圖 b 槳運(yùn)動軌跡示意圖 a Transmission schemes b The OARS trajectory schemes 1 內(nèi)齒輪 2 行星齒輪 3 轉(zhuǎn)臂 4 攪拌槳 1 Internal gear 2 Planetary gear 3 tumbler 4 mixing propeller 圖 10 攪拌頭示意圖 Fig.10 The mixing head schemes 攪拌槳自轉(zhuǎn)與公轉(zhuǎn)的關(guān)系： nz=錯誤 !未找到引用源。 式中 錯誤 !未找到引用源。 ； ng為公轉(zhuǎn)數(shù) 70r/min、 125r/min、 200r/min nz 為自轉(zhuǎn)數(shù) 490r/min、 875r/min、 1400r/min 由上式可看出攪拌槳自轉(zhuǎn)與公轉(zhuǎn)的速度差，因內(nèi)齒輪大于行星齒輪，其自轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)速大于公轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)速，及攪拌的局部速度大于整體的運(yùn)動速度。計算時得出負(fù)值，表示自轉(zhuǎn)與公轉(zhuǎn)方向相反 4。 因蛋白漿屬于中等粘度的物質(zhì)所以攪拌槳采用拍形攪拌槳 如圖 11 所示 ，由整體鑄鍛成球拍形。該結(jié)構(gòu)具有一定的結(jié)構(gòu)強(qiáng)度，而且作用面積較大。 攪拌容器 打蛋機(jī)的攪拌容器通常也稱鍋。它由圓柱桶下接球形底，兩體焊接而成采用開式結(jié)構(gòu)。打蛋機(jī)容器可隨時裝卸。在容器的外壁焊有 L型帶銷孔支撐板，用 31 以同機(jī)架固定。容器的定位機(jī)構(gòu)采用間隙配合的兩短圓銷來實現(xiàn)，容器的夾緊機(jī)構(gòu)采用斜面壓塊壓緊支板來完成。如圖 12所示 圖 11 攪拌槳示意圖 Fig.11 The Impeller schemes 1 容器 2 支板 3 斜面壓塊 4 機(jī)架 1 vessel 2 support plate 3 Cant press block 4 rack 圖 12 容器夾緊機(jī)構(gòu)示意圖 Fig.12 Containers clamping institutions schemes 容器升降結(jié)構(gòu) 容器升降機(jī)構(gòu)使得固定在機(jī)架上的容器做少量的升降移動和定位自鎖，以適應(yīng)快速裝卸的操作要求。如圖 13 所示 轉(zhuǎn)動手輪，同軸凸輪帶動連桿及滑塊，使支架沿機(jī)座的燕尾導(dǎo)軌做垂直升降移動，凸輪的偏心距決定了升降度為 65mm。當(dāng)手輪順時針轉(zhuǎn)到凸輪的突出部分與定位銷相碰 32 時，達(dá)到上限位置。平衡塊通過滑塊銷產(chǎn)生向上的推力，平衡升降時容器支架本身的重力。 1 手輪 2 凸輪 3 連桿 4 滑塊 5 支架 6 機(jī)座 7 平衡塊 8 定位銷 1 handwheel 2 Cam 3 connecting rod 4 slide block 5 Stents 6 engine base 7.balance piece 8. pins 圖 13 容器升降機(jī)構(gòu) Fig.13 Container lifting mechanism 機(jī)座 立式打蛋機(jī)的機(jī)座承受攪拌操作的全部負(fù)荷。攪拌器高速行星運(yùn)動。使機(jī)座受到交變偏心力矩和彎扭矩聯(lián)合作用，因此采用薄壁大斷面輪廓鑄造箱來保證機(jī)器的感度和穩(wěn)定性。 5 潤滑與密封 因運(yùn)動副間存在摩擦，摩擦是一種不可逆的過程，其結(jié)果必會存在能量的的損耗 33 和 摩擦表面物質(zhì)的喪失和遷移，為了更好的控制摩擦、磨損，減少能量的損失，降低材料的消耗，這里采用油潤滑 12。 5.1 滾動軸承的潤滑 高速軸上的滾動軸承由于轉(zhuǎn)速相對來說比較高，由 dn=20168=3360 25104，且此軸承安裝在閉式齒輪傳動裝置中，因此選用油潤滑中的飛濺潤滑較為合適 ，選用全損耗系統(tǒng)用油代號為 L-AN15 用于小型機(jī)床齒輪箱、傳動裝置軸承，中小型電機(jī)，風(fēng)動工具等。主軸上的軸承 由于轉(zhuǎn)速都不太高，由 dn=35 60=21005 104 ，且也不好設(shè)計油溝，在此，采用脂潤滑，選用鈣基潤滑脂代號為 1 號，因其有較好的抗水性，適用于工業(yè)、農(nóng)業(yè)等機(jī) 械設(shè)備軸承的潤滑，特別是有水或潮濕的場合。 5.2 錐齒輪的潤滑 為了改善齒輪的工作狀況，確保運(yùn)轉(zhuǎn)正常及預(yù)期的壽命，且齒輪副為開式齒輪，通常用人工周期性加潤滑油，選用全損耗系統(tǒng)用油，牌號選用 L-AN100。 5.3 攪拌頭的密封 由于攪拌頭位于容器之上，打蛋機(jī)運(yùn)轉(zhuǎn)時，攪拌軸受隨機(jī)徑向偏載的影響易于其與軸封間產(chǎn)生間隙變化，使得潤滑油脂泄漏而污染 容器內(nèi)的食品，因此，對攪拌頭的密封要求很高。所以采用圈形間隙式結(jié)構(gòu)即把攪拌軸與行星轉(zhuǎn)臂機(jī)架的下端蓋安裝成一體，在機(jī)架下軸孔端加工出一段凸緣，將其插入端蓋的凹腔之內(nèi)，并使兩側(cè)壁間存有一定的間隙。當(dāng)間隙處含油后，利用液壓封閉防止泄漏。 6 主要缺點(diǎn)和有待進(jìn)一步改進(jìn)的地方 缺點(diǎn) : （ 1）還需人工調(diào)節(jié)，勞動強(qiáng)度較大 （ 2）只有三個檔位，不能任意調(diào)整轉(zhuǎn)速 （ 3）齒輪箱較大，構(gòu)件較多 有待進(jìn)一步改進(jìn)的地方 : （ 1）采用無級變速壓裝置 （ 2）減速箱采用二根平行軸和四對齒輪，減少齒輪箱 （ 3）在容器夾緊機(jī)構(gòu)增加加緊點(diǎn)，降低 容器震動幅度 7 結(jié)束語 這次畢業(yè)設(shè)計是我對大學(xué)的全部基礎(chǔ)課、技術(shù)基礎(chǔ)課以及大部分專業(yè)課的一次