螺旋式压榨机设计.pdf

1 目目 录录 摘要摘要3 一一、绪论绪论.5 1.1 螺旋式压榨机的工作原理螺旋式压榨机的工作原理.5 1.2 设计压榨机的程序设计压榨机的程序.6 1.3 准备阶段准备阶段.6 1.4 方案设计阶段方案设计阶段6 1.5 技术设计阶段技术设计阶段.6 二二、螺旋压榨机的结构设计螺旋压榨机的结构设计.8 2.1 榨螺轴的设计榨螺轴的设计8 2.2 榨笼的构造榨笼的构造8 2.3 齿轮箱的构造及入料器的构造齿轮箱的构造及入料器的构造8 2.4 调节装置的设计调节装置的设计.8 三三、螺旋压榨机的主要参数的确定螺旋压榨机的主要参数的确定.9 3.1 螺杆的设计及其校核螺杆的设计及其校核.9 3.2 带传动的设计计算带传动的设计计算17 3.2.1 平行带轮的设计平行带轮的设计.17 3.2.2 三角带轮的结构设计三角带轮的结构设计.18 四四、减速器的设计减速器的设计.21 4.1 电动机的选择电动机的选择.21 4.2 传动装置的运动和动力参数传动装置的运动和动力参数22 4.3 齿轮传动的设计及校核齿轮传动的设计及校核.23 4.4 低级减速齿轮的设计低级减速齿轮的设计.26 4.5 轴的设计轴的设计.31 2 4.1.1 低速轴的设计低速轴的设计.31 4.1.2 中间轴的设计中间轴的设计.34 4.1.3 高速轴的设计高速轴的设计.34 4.6键的选择设计键的选择设计.35 4.7校核校核.35 五五、结束语结束语37 参考文献参考文献.38 附录附录.39 3 螺旋式压榨机的设计螺旋式压榨机的设计 摘要摘要 螺旋榨油机过去是现在仍然是油脂生产中的一台主机。就是在近代的浸出法制油中队高含油份油料大多采用还是预榨 浸出工艺方法来制备油脂，所以预榨机螺旋榨油机仍然是油脂工业生产中的重要部件。螺旋榨油机的结构直接影响到油脂生产的数量和质量。而榨油机的工作部分是螺旋轴和榨笼构成，料胚经过螺旋轴和榨笼之间的空间炸膛，而受到压榨。所以它们是榨油机的“心脏”，它们的结构直接影响到榨油机的性能。本文通过了解压榨机的资料，然后比对压榨机的结构，设计其结构，螺杆的设计是整个设计的主体，通过对压榨物质和生产量的取定，得出螺旋杆的设计过程，本文的传动采用两级减速传动，使机器运作稳定。通过对整机功率，转矩，最后定出电机。还要对整个设计重要部件做出校核，能够让机器正常运作。关键词关键词：榨油机；榨笼；生产量；校核 4 The design spiral presser Abstract Screw press in the past and is still oil production in a host.Leaching in the modern legal system is the oil companies of most of the high fuel oil were used or pre-press-leaching method to prepare the oil,so pre-press machine-oil screw press is still important components of industrial production.Screw press of the structure of a direct impact on oil production quantity and quality.The press of work is the screw axis and the pressing part of the cage structure,material embryo axis and squeezed This text through the spiral space between the cage-bombing bore,and being squeezed.So they press of the heart,which directly affects the structure of oil press performance.In this paper,the information about press machine,and then compared presser structure,design its structure,the screw design is the design of the main body,squeezing through on the amount of substance and production are constant,obtained screw design process,This text slow down the drive with two transmission,the machine operates in a stable.On machine power,torque,and finally set the motor.Also an important part of the whole design and make check,allowing the normal operation of the machine。Keywords:oil press；pressed cage；production；check 5 一一 绪绪 论论 在我国，榨油机的发展已二十多年，从传统的榨油设备，到现在先进的榨油机器，中国榨油市场得到了翻天覆地的变化，随着市场上的食用油品种增多，榨油机的种类也在增加，压榨方式也各不相同，物理压榨，化学压榨，还有两者结合压榨。回首过去，榨油业在中国从无到有，有弱小逐渐强大的过程。现在市面上食用油分成浸出油和压榨油两种。浸出油是用化学溶剂浸泡油料，再经过复杂的工艺提炼而成，提炼过程中流失了油品的营养成分，而且有化学溶剂的有毒物质残留。所以大众逐渐远离。随着经济的发展，大众已经不是是以前那样只解决温饱了，吃出营养，吃出健康才是现代人的追求，所以压榨油的市场广大，考虑到个人能力的问题，选择了最简单也是最可靠的螺旋式压榨机。1 1.1.1、螺旋式压榨机的螺旋式压榨机的工作原理工作原理 是利用榨螺轴根径由大到小或者螺旋导程逐渐缩小，炸膛内的容积也就是说空余体积逐渐缩小，压缩逐渐增大，而使油料的油脂被挤压出来。工作过程是现将料胚加入料斗，由转动的榨螺送入炸膛。由于榨螺轴作旋转运动，带动油料在炸膛内运动，互相摩擦，温度升高。又由于榨螺轴根径不断增大，炸膛容积越来越小，压力越来越大，从而挤出料中的油脂。油脂在榨条间缝隙中流出，经出油口至接油盘；油饼从出饼圈挤出；油渣从排渣口挤出。压榨机工作时，榨螺轴逆时针旋转，油料由进料口进入后，随着榨螺轴的逆时针旋转，油料会不断的往又即出料口方向挤压，油料不断挤压会升温，破碎，随着挤压的加剧，最终油脂会被炸出来，透过滤网进入进油盘，而残渣，则从榨螺轴的最右端，出料口出去。取油一般分为三段：1 进料端，2 主压榨段，3 成饼段。油料在进入油机前，需要过一系列的预处理，现以大豆为例，大豆的预处理为工序为：大豆清选破碎（分离）（粗轧）软化轧胚蒸炒压榨毛油（豆饼）预榨改变了物料的容量，缩小物料的体积，提高了浸出器的生产能力和输送设备的输送能力。预榨浸出生产工艺改变了料胚形状，在某些方面有利于浸出：1：预榨浸出生产大豆油，入浸物料由片状改变为块状，密度增加，溶剂渗透的阻力小。只要掌握好预榨饼的破碎粒度，就有利于溶剂的渗透、浸泡和滴干三者的结合；2：在大豆一次浸出中要求物料胚片轧得越薄越好，因胚越薄，细胞组织越破坏越彻底，浸出油路越短，细胞组织破坏越彻底，浸出油路越短，扩散阻力越小，浸出效果 6 越好。但在实际生产中，胚轧的越薄，粉末度就会增加。当增加到一定程度（20%）时，浸出过程中的溶剂渗透性能就会降低，波残油就会升高。采用预榨浸出，物料的强度增大，较一次浸出物料的粉末度易于控制。另外，物料在炸膛内经高温挤压、摩擦等外力作用，在软化、轧胚的基础上，细胞结构又进一步被破坏。因此，预榨浸出法生产对轧胚的要求没有一次浸出生产那么严格，可以避免轧薄胚所增加的电能消耗和设备磨损。3：采用预榨浸出，不仅避免了加工高水分大豆经常遇到的问题，就是加工标准水分大豆也可以更好地调整入浸水分。物料入炸膛后，在高温高压下，有部分水分汽化，通过榨条间隙逸出，榨条出膛后冷却，又有排出部分水分。4：预榨浸出可降低容积比，一般控制在 1:0、6 左右，在产量提高的情况下，不增加或稍增加溶剂循环量即可达到浸出效果，节省了溶剂。5：预榨浸出，由于日处理量增加，加工成本有所下降。1.21.2、设计榨油机的程序设计榨油机的程序 一部机器的质量基本上决定于设计质量。制造过程对机器质量所起的作用，本质上就在于实现设计时所规定的质量。因此，机器的设计阶段是决定机器好坏的关键。1.31.3、准备阶段准备阶段 在根据生产或生活的需要提出所要设计的新机器后，计划阶段只是一个预备阶段。此时，对所要设计的机器仅有一个模糊的概念。通过在这大四有限的时间里，我对螺旋式压榨机做了一些基本的了解，对它的性能方面也着重的研究。1.41.4、方案设计阶段方案设计阶段 螺旋式压榨机的主要区别体现在螺杆上，榨螺的设计是整个压榨机的主体，由于查到的知识对螺旋式压榨机的设计方法很多，所以决定采用多段式的压榨方式，这样对螺杆的设计和制造方面可以更好的处理，采用螺旋式的压榨方式虽然比较传统，但对于压榨这个行业还是有无限的空间。螺杆设计采用的是三段式压榨结构。图 1 对于机器，其实越简单，出错的可能性就越小，对于螺旋式压榨机，结构简单，操作方便。对于一些小型的榨油厂是首选。7 1.51.5、技术设计阶段技术设计阶段 方案设计阶段结束后，进入技术设计阶段，技术设计阶段的工作如下：（1）机器的动力学计算 结合零部件的结构及运动参数，初步计算各主要零件所受载荷的大小及特性。（2）零部件的工作能力设计 已知主要零部件所受的公称载荷的大小和特性，即可做零部件的初步设计。设计所依据的工作能力准则，需参照零部件的一般失效情况、工作特性、环境条件等合理地拟定，本设计对主要零件的强度和轴承寿命等进行了计算。通过计算决定零部件的基本尺寸。（3）机器的运动学设计 根据确定的结构方案，做出运动学的计算，从而确定各运动构件的运动参数（转速、速度等），然后选定原动机的参数（功率、转速、线速度等）。（4）部件装配草图及总装配草图的设计 本阶段的主要目标是设计出部件装配图及总装配草图。再由装配图对所有零件的外形及尺寸进行结构化设计。在此步骤中，需要协调各零部件的结构及尺寸，全面地考虑所设计的零部件的结构工艺性，使全部零件有最好的构形。图 2 本文开始对螺旋式压榨机的草图（5）主要零件的校核 在绘制部件装配草图及总装配草图以后，所有零件的结构及尺寸均为已知，在此条件下，再对一些重要的零件进行精确的校核计算，并修改零件的结构及尺寸，直到满意 8 为止。按最后定型的零件工作图上的结构及尺寸，绘制部件装配图及总装配图。9 二二、螺旋榨油机的结构设计螺旋榨油机的结构设计 2.12.1、榨螺轴的设计榨螺轴的设计 榨螺轴是由芯轴，榨轴，出渣梢头，锁紧螺母，调整螺栓，轴承等构成。装配榨轴时，榨螺与榨螺之间必须压紧，防止榨螺之间出现塞饼现象，必须拧紧锁紧螺母，饼的厚度用旋转的调整螺栓来控制。2.22.2、榨笼的构造榨笼的构造 榨笼是由上下榨笼内装有条排圈，条排，元排所构成。条排 24 件，元排 17 件，还有压紧螺母内装有出饼圈，榨膛的两端分别于齿轮箱和机架相连接。2.32.3、齿轮箱的构造及入料器的构造齿轮箱的构造及入料器的构造 齿轮箱是由齿箱盖，箱体，圆柱齿轮，传动轴，轴承，皮带轮等构成，可从顶部油塞孔加机油，从油标处看油面高度。入料器的组成主要有立轴，锥齿轮，轴承支座，固定板，锥斗等，使用自动进料器可以节省劳动力，提高生产效率。2.42.4、调节装置的设计调节装置的设计 调节装置的主要目的是调节出渣的粗细，相应的改变榨膛的压力机构，为抵饼圈整轴移动或出饼圈同芯轴一起做轴向移动。其结构简单，操作方便，机架的受力能在运转中调节，但芯轴的轴 2 头易损坏。由于采用整轴移动或夹饼圈，因此螺栓连接松脱现象比较严重，此装置平稳，低速重载的静载荷，使旋合螺纹间始终受到附加的压力和摩擦力的作用，工作载荷有变动时该摩擦力仍然存在。10 三三、螺旋榨油机主要参数的确定螺旋榨油机主要参数的确定 3 3.1 1、螺杆的设计及其校核螺杆的设计及其校核 曲线 1 为一次压榨，曲线 2 预榨（适合于高油份）。参照小型螺旋式压榨机主要参数的选择，在 6YL78 型，螺杆直径 76.5mm，螺杆转速 105120 转/分，生产量为 60kg/时，配套动力为 5.5 千瓦。本设计的螺旋榨油机对象是大豆，其总压缩比7.514,取12。先预计设计生产是 45kg/h，转速为 60r/min。（2）榨螺的设计计算 榨螺轴是螺旋榨油机的主要工作部件之一，榨螺轴的结构参数、转速、材质的选择对形成榨膛压力、油与饼的质量，生产率和生产成本有很大关系。在设计中，采用套装式变导程二级压榨型榨螺轴，如图 4，它将榨螺分成若干段，套装在芯轴上用螺母压紧，连续型榨螺轴的相邻榨螺紧接，没有距圈，结构较简单，榨膛压力较大，回料少，但齿型复杂，加工须配置专用机床，适用于较小型榨油机。11 图 4 榨螺轴及芯轴 连续型榨螺轴设计 当榨螺轴的支撑点未决定前，先按扭转强度条件计算出跟圆直径 df；3160wwfnpd（mm）式中：10001VWFP,Fw 为榨螺轴工作时阻力，WP为榨螺轴所需功率；wn为榨螺轴工作时的转速（minr）。代入公式得fd=15mm 套装式：fcpdd0.3（mm），因2facpddd，代入上式，可求出榨螺轴外径ad：fcpaddd 2mm mmda75，方便设计 便定螺杆底径为 50mm，12 螺齿高为：2faddH（mm）H=(75-15)/2=30mm，榨螺轴的受力分析 图 5 作用在榨螺上的周向分力tF 当计算及榨螺螺面上摩擦力时：)cossin(cosfFFnt =cpdT2（N）式中：T 为扭矩=9550wwnP（Nm）tF=1049（N）作用在榨螺面上的周向力 P1为 11AFPt 由于是采用变径榨螺杆，所以是圆柱形榨螺：13 Fr=Fn（0.428cossincos（N）作用在螺旋面上的径向力 Pr=rrAF(N)作用在榨螺轴上的轴向分力 Fa Fa=sincoscosfFnFn（N）作用在螺旋面上的轴向力 Pa Pa=aaAF（N）以上各式中：为榨螺齿推料面倾角，,300为背面倾角，4515。(3)榨螺齿形 锥形根圆榨螺 榨螺齿形尺寸30;=1545,最大为90;10;榨螺最小壁厚=(D0-d)/2=620 mm,取6 mm.图 6 榨螺(4)确定熟胚压榨时作用于熟胚的单位压力 14 图 7 由于截图不同，所以图上的符号有些差别，希望老师谅解。计算确定各节榨螺螺旋线的开口角。螺纹始端弦长 L3 在 D3 圆上占据的角度 r3，由于榨螺螺纹底圆较大，弦长近似弧长。3360D=33Lr，333360LDr 螺纹终端弦长2L在 D2圆上占据的角度 r2，r2 在外圆上的角度，而在底圆上为 0，平均直径上位 r2/2。榨螺螺纹平均直径上的开口角223rrr 表一 榨螺编号 1 2 3 开口角 r 8 23 30.3 (5)榨螺空腔容积计算 15 图 8 一号榨螺的空腔容积 已知：D1空腔内径 D1=D2+5=80mm，D2榨螺外径 D2=75mm D3榨螺底径 D3=50mm t螺距 t=100mm，r螺纹开口角 r=8 榨笼的容积：V14654.04211tD=0.4233L 榨笼内装满的容积：1：榨螺实心部分容积2V V2=tD4232500*3.14*100/4000000=0.146L 2:榨螺螺纹的容积 V3 螺纹的平均直径 Dcp 232DD=62.5mm 从螺纹的断面上，以平均直径展开的螺纹平均长度：lcpcpD=196.25mm 16 螺纹的总长度：l=mmltcp87.40322 螺纹的真正长度（因为有开口角，所以会短些）L=395.33mm 螺纹的截面面积可以看做近似梯形，上底 6mm，下底 16mm，高 12.5mm，F=1.372mm 螺纹容积：V3=L*F=0.05L 第一节榨螺的空腔容积为：空1V=0.219L 第二节榨螺空腔体积计算方法同上，空2V=0.049L 表二 榨螺编号 1 2 3 空腔容积 L 0.219 0.049 0.0185 压缩比 1.00 4.47 2.65 确定各节榨螺螺纹侧面角 榨螺推杆面应用倾角小的侧面，截面形状如下：17 图 9 hLtg，hLarctg 因为cpDtarctg 表三 榨螺编号 1 2 3 L（mm）2 1 1 h（mm）12.5 12.5 12.5 09.9 57.4 57.4 t（mm）100 60 30 cpD(mm)62.5 62.5 62.5 98.26 0.17 7.8 螺杆长度（mm）254 130 91 (6)螺杆轴强度计算及校核 各节螺杆用长键和螺母固定在榨螺上，当榨轴回转时，熟胚经过各节榨胚的螺旋，产生扭转（因榨螺上作用圆周力，径向力），而且产生拉伸，因榨螺上作用轴向力）。223np 式中：拉应力：剪应力 求拉伸应力 1 榨螺危险断面面积：F42D10*5=1913.5mm 轴向力aP=4532.2 公斤 拉应力FPa237（公斤/2cm）确定扭转剪应力 1：抗扭端面模数 W 18 Wdtdbtd2)(1623 式中：d=5cm，b=1cm，t=0.25cm，W=22.52cm 扭转力矩 M=TtMM 式中tM榨轴上圆周力的力矩 TM-榨轴上径向力产生的摩擦力矩：M=24294 公斤 剪应力max=WM=835（公斤/2cm）简化应力 np=2max23 =1269（公斤/2cm）确定安全系数 材料 45 钢，经调质处理，淬火处理。经过计算安全系数为 1.6，基本安全。3 3.2 2、带传动的设计计算带传动的设计计算 3 3.2 2.1 1 平型带轮的设计平型带轮的设计 小带轮的基准直径 d1=71 mm ;大带轮的基准直径 d2=315 mm 平带传动 在传动中心距较大的情况下平带的材质选用帆布芯平带。带宽 b=50 mm ,带轮宽 B=63 mm 求带速 d1=(601000v)/(n1)V=1.56m/s 其中 n1=418.6r/min,d1=71mm;i=n1/n2 imax ,查设计手册得 i=3，则 n2=139.53r/min ;带厚=1.2n ,查设计手册得 n=3,则=3.6mm.初定中心距 a0 1.5(d1+d2)a05(d1+d2)，19 则 579 a0150 3 3.2.2.2.2 三角带轮的结构设计三角带轮的结构设计 三角胶带的设计 1.计算功率 Pc Pc=KwP P=7Kw,Kw=1.1,n=1440r/min 故 Pc=7.7 Kw 2.选择标准三角胶带型号 根据三角胶带选型图查得,型号为 B 3.小带轮直径 D1=140mm 传动比:i=n1/n2 n2=140r/min,i=3 n1=420r/min D2=n2i D2=480mm 4.验算速度 v=D1n1/60000 v=10.5m/s B 型胶带最大允许范围为 25m/s,v=10.5m/s,故,符合要求.5.计算中心距和胶带极限长度 Lp 初定中心距 0.7(D1+D2)a02(D1+D2)20 434a0120 合格 7.胶带根数 P0=3.78 Z=P0/(P0+P0)KKlKq K=0.92,Kl=1.03,Kq=0.8 Z=1.95 所以 Z=2 8.带轮的结构设计 大三角带轮的结构尺寸 基准直径 dd=330mm,带轮宽 B=(Z-1)e+2f=30.3 mm,槽间距 e=12 0.3，取 e=12.3 mm.第一对称面至端面的距离 f=8 1,取 f=9.15 mm,基准线上槽深 ha=2.0 mm,外径 da=dd+2ha=334 mm,最小轮缘厚 min=5.5 mm,取=10 mm.21 基准下槽深 hf=9.0 mm,轮槽角=38.基准宽度 bd=8.5 mm.d1=(1.82)d=44 mm,d2=da-2(ha+hf+)=292 mm,h1=2903nZaP=38.77 mm,h2=0.8h1=31.01 mm,b1=0.4h1=15.508 mm,b2=0.8b1=12.4064 mm,f1=0.2h1=7.754 mm,f2=0.2h2=6.202 mm,L=(1.52)d=30.3 m 四四、减速器的设计减速器的设计 4 4.1 1、电动机的选择电动机的选择 （一一）电动机类型和结构型式电动机类型和结构型式 按工作要求和工作条件，选用一般用途的 Y132M-4 系列笼型三相异步电动机。卧式封闭结构。（二二）电动机容量电动机容量 电动机所需工作功率为 Pd=Pw/a=Fv/1000a KW 由电动机至运输带的传动总效率为 87654321a 10.98 20.98 30.97 97.04 50.97 60.98 70.98 80.98 0.98 0.98 0.97 0.97 0.97 0.98 0.98 0.980.825a 电动机的输出功率：Pd 67.2730.825WdaKwPP 取7.3dwPK 22（三三）电动机的转速电动机的转速 根据课程设计指导书表的推荐的传动比合理范围，取二级圆柱齿轮减速器传动比i=840，则从电动机到滚筒轴的总传动比合理范围为 ia=i。故电动机转速的可选范围为 nd=ianW=(840)114.65=458.6-2866.25 r/min 单级圆柱齿轮传动比范围631i。则总传动比范围为369i，由于wn=114.65.r/min,innwd可得ai=1440/114.65=12.56。选电动机型号为 Y132M-4 4 4.2.2、传动装置的运动和动力参数传动装置的运动和动力参数 1、传动装置传动比传动装置传动比 按展开式二级圆柱齿轮减速器推荐高速级传动比i1=（1.31.5）i2，取i1=1.4i2，得 i1=i 4.1=71.114.1=4.05 i2=i/i1=11.71/4.05=2.89 1、选定齿轮类型选定齿轮类型，精度等级精度等级，材料及齿数材料及齿数 因传递功率不大，转速不高，材料按表 10-1 选取，都采用 40Cr，并经调质及表面淬火，均用硬齿面。齿轮精度用 7 级，考虑传动平稳性，齿数宜取多些，取 Z1=24 则Z2=95 2.2.设计计算设计计算 （1）设计准则，按齿面接触疲劳强度计算，再按齿根弯曲疲劳强度校核。（2）按齿面接触疲劳强度设计。3、各轴转速各轴转速 1231440/min364.56/min114.28/minnrnrnr 4、各轴输入功率各轴输入功率 1237.1286.7766.312pkwpkwpkw 5、各轴转矩各轴转矩 123T47273/T177504/527473/N mmN mmTN mm 23 4 4.3.3、齿轮齿轮传动的设计计算传动的设计计算及核算及核算 1、选定齿轮类型选定齿轮类型，精度等级精度等级，材料及齿数材料及齿数 因传递功率不大，转速不高，材料按表 10-1 选取，都采用 40Cr，并经调质及表面淬火，均用硬齿面。齿轮精度用 7 级，考虑传动平稳性，齿数宜取多些，取 Z1=24 则Z2=95 2.2.设计计算设计计算 （1）设计准则，按齿面接触疲劳强度计算，再按齿根弯曲疲劳强度校核。（2）按齿面接触疲劳强度设计按齿面接触疲劳强度设计。231211tZHZEKtTuHd dud 7.1281955047273/1440TN mm （3）确定公式内的各计算数值 1）试取1d 2)由图 10-21e 查得121100HLimHLimMPa 3）计算解除疲劳许用应力（失效概率 1%，安全系数 S=1）112210.9 110099020.95 110010451299010451017.522HNHLimHNHLimKHMPaSKHMPaSHHHMPa 4）试选1.6tK，2.443HZ 5）由图 10-26 得12120.78,0.81,1.59 6）147.273/,189.8ETN m ZMPa（4）计算 1）计算小齿轮分度圆直径1td 131.31tdmm 2）计算圆周速度 113.14 31.31 14402.360/60 100060 1000td nVm s 24 3）计算齿宽及模数 1110.8 31.3125.048cos31.31 cos141.27242.252.25 1.272.857525.048/8.772.8575dttntntbdmmdmmmZhmmmb h 4）计算纵向重合度 10.318tan0.318 0.8 24tan141.522dZ 5）计算载荷系数 1.11,1.295,1.2,11.11 1.295 1.2 11.725vHBHAvHBHAKKKKKKKKK 由图 10-13 得1.27FBK 6）按实际的载荷系数校正算得的分度圆直径 33111.72531.3146.1781.6ttkddk 7）计算模数 11cos31.31 cos141.26624ndmmmz 3.3.按齿根弯曲强度设计按齿根弯曲强度设计 （1）确定计算参数 1）计算载荷系数 1.11 1 1.2 1.271.692AvFFkkkkk 2）由图 10-20d 查得齿轮的弯曲疲劳强度极限12610FEFEMPa 由图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数120.85,0.88,1.4FNFNkkS 3）计算弯曲疲劳许用应力 111222610 0.85370.361.4610 0.85383.431.4FNFEFFNFEFKMPaSKMPaS 25 4）计算大小齿轮的FaSaFY Y并加以比较 1112222.65 1.580.0113370.361.58 1.7850.007383.43FaSaFFaSaFYYYY （2）设计计算 232 1.74 1775040.88cos140.01132.044mm0.82424 1.63nm 111122mm46.178cos46.178 cos1424.4602Z24Z95nndmmdZm取标准值m取分度圆直径取则 4.4.几何尺寸计算几何尺寸计算 （1）计算中心距 12zZ24952a122.642cos2 cos14a123mmnm圆整（2）算修正螺旋角 12arccos14.962nZZMa（3）计算大小齿轮的分度圆直径 112n249.684cosm196.666mmcosnZ mdmmZd（4）齿宽 d112b1 49.687449.68454,50dmmBB 4 4.4.4、低速级减速齿轮设计低速级减速齿轮设计（斜齿圆柱齿轮斜齿圆柱齿轮）26 1、选定齿轮类型选定齿轮类型，精度等级精度等级，材料及齿数材料及齿数 因传递功率不大，转速不高，材料按表 10-1 选取，都采用 40Cr，并经调质及表面淬火，均用硬齿面。齿轮精度用 7 级，考虑传动平稳性，齿数宜取多些，取 Z1=24 则 Z2=77 2.2.设计计算设计计算 （1）设计准则，按齿面接触疲劳强度计算，再按齿根弯曲疲劳强度校核。（2）按齿面接触疲劳强度设计。231211tZHZEKtTuHd dud 26.7769550177504/354.56TNmm（3）确定公式内的各计算数值 1）试取1d 2）由图 10-21e 查得121100HLimHLimMPa 3）计算解除疲劳许用应力（失效概率 1%，安全系数 S=1）27 112210.9 110099020.95 110010451299010451017.522HNHLimHNHLimKHMPaSKHMPaSHHHMPa 4）试选1.6tK，2.443HZ 5）由图 10-26 得120.78,0.85,0.780.851.63（2）计算 1）计算小齿轮分度圆直径1td 149.027tdmm 2）计算圆周速度 113.1449.027364.560.935/60 100060 1000td nVm s 3）计算齿宽及模数 1111 49.02749.027cos49.027cos141.982242.252.25 1.9824.46039.222/8.7944.460dttntntbdmmdmmmZhmmmb h 4）计算纵向重合度 10.318tan0.318 0.8 24tan141.522dZ 5）计算载荷系数 1.12,1.295,1.2,11.12 1.295 1.2 11.740vHBHFAvHBHAKKKKKKKKKK 由图 10-13 得1.27FBK 6）按实际的载荷系数校正算得的分度圆直径 33111.74049.02750.4171.6ttkddk 7）计算模数 28 11cos50.417cos142.03824ndmmmz 3.3.按齿根弯曲强度设计按齿根弯曲强度设计 （1）确定计算参数 1）计算载荷系数 1.12 1 1.2 1.271.707AvFFkkkkk 2）由图 10-20d 查得齿轮的弯曲疲劳强度极限12610FEFEMPa 由图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数120.85,0.88,1.4FNFNkkS 3）计算弯曲疲劳许用应力 1112226100.85370.3571.46100.88383.4291.4FNFEFFNFEFKMPaSKMPaS 4）计算大小齿轮的FaSaFY Y并加以比较 1112222.65 1.580.0113370.361.7642.2260.0102383.43FaSaFFaSaFYYYY（2）设计计算 232 1.74 1775040.88cos140.01131.975mm0.82424 1.63nm 111122mm50.417cos50.417cos1424.4602Z35Z112nndmmdZm取标准值m取分度圆直径取则 4.4.几何尺寸计算几何尺寸计算 （1）计算中心距 12zZ351122a151.502cos2cos14a152mmnmmm圆整（2）算修正螺旋角 29 12arccos15.0902nZZMa（3）计算大小齿轮的分度圆直径 112n272.500cosm232.000mmcosnZ mdmmZd（4）齿宽 d112b1 81.56281.56286,82dmmBB 总结12n12nZ24Z95m2mmZ35Z112m2mm高速级，低速级，计算机校核输出结果计算机校核输出结果 低速级 设计传递功率 /kW:7.12800 小轮最高转速 /(r/min):1439.98 小轮最大扭矩 /(N.mm):47273.00 预期工作寿命 /h:48000 第公差组精度(运动精度):7 第公差组精度(运动平稳性):7 第公差组精度(接触精度):7 名义传动比 :3.95 实际传动比 :3.96 使用系数 :1.00 动载系数 :1.10 接触强度齿间载荷分配系数 :1.69 接触强度齿向载荷分布系数 :1.37 弯曲强度齿间载荷分配系数 :1.69 弯曲强度齿向载荷分布系数 :1.32 支承方式 :对称支承 传动方式 :闭式传动 齿面粗糙度 Rz /m:3.20 润滑油运动粘度 V40/(mm2/s):22.00 小轮齿数 Z1 :24 小轮齿宽 b1 /mm:49.00 小轮变位系数 x1 /mm:0.0000 螺旋角 ():14.0900 小轮分度圆直径 /mm:49.49 齿轮法向模数 mn /mm:2.00 30 小轮计算接触应力 /MPa:570.54 小轮接触疲劳许用应力 /MPa:671.40 小轮接触疲劳极限应力 /MPa:840.00 小轮计算弯曲应力 /MPa:115.64 小轮弯曲疲劳许用应力 /MPa:330.23 小轮弯曲疲劳极限应力 /MPa:305.00 小轮材料及热处理方式 :合金钢调质 小轮齿面硬度 /HV10 :360.00 大轮齿数 z2 :95 中心距 /mm:122.691 大轮齿宽 b2 /mm:49.00 大轮变位系数 x2 /mm:0.0000 大轮分度圆直径 /mm:195.89 大轮计算接触应力 /MPa:570.54 大轮接触疲劳许用应力 /MPa:611.45 大轮接触疲劳极限应力 /MPa:765.00 大轮计算弯曲应力 /MPa:115.67 大轮弯曲疲劳许用应力 /MPa:282.11 大轮弯曲疲劳极限应力 /MPa:255.00 大轮齿面硬度 /HV10 :360.00 大轮材料及热处理方式 :合金铸钢调质 极限传递功率 (kW):8.18695 高速级 设计传递功率 /kW:6.77600 小轮最高转速 /(r/min):364.56 小轮最大扭矩 /(N.mm):177504.00 预期工作寿命 /h:48000 第公差组精度(运动精度):7 第公差组精度(运动平稳性):7 第公差组精度(接触精度):7 名义传动比 :3.19 实际传动比 :3.20 使用系数 :1.00 动载系数 :1.07 接触强度齿间载荷分配系数 :1.68 接触强度齿向载荷分布系数 :1.39 弯曲强度齿间载荷分配系数 :1.68 弯曲强度齿向载荷分布系数 :1.33 支承方式 :对称支承 传动方式 :闭式传动 齿面粗糙度 Rz /m:3.20 润滑油运动粘度 V40/(mm2/s):22.00 小轮齿数 z1 :35 31 小轮齿宽 b1 /mm:72.00 小轮变位系数 x1 /mm:0.0000 螺旋角 ():15.0900 小轮分度圆直径 /mm:72.50 齿轮法向模数 mn /mm:2.00 小轮计算接触应力 /MPa:627.14 小轮接触疲劳许用应力 /MPa:651.04 小轮接触疲劳极限应力 /MPa:840.00 小轮计算弯曲应力 /MPa:190.09 小轮弯曲疲劳许用应力 /MPa:332.40 小轮弯曲疲劳极限应力 /MPa:305.00 小轮材料及热处理方式 :合金钢调质 小轮齿面硬度 /HV10 :360.00 大轮齿数 z2 :112 中心距 /mm:152.250 大轮齿宽 b2 /mm:72.00 大轮变位系数 x2 /mm:0.0000 大轮分度圆直径 /mm:232.00 大轮计算接触应力 /MPa:627.14 大轮接触疲劳许用应力 /MPa:630.94 大轮接触疲劳极限应力 /MPa:765.00 大轮计算弯曲应力 /MPa:196.27 大轮弯曲疲劳许用应力 /MPa:282.81 大轮弯曲疲劳极限应力 /MPa:255.00 大轮齿面硬度 /HV10 :360.00 大轮材料及热处理方式 :合金铸钢调质 极限传递功率 (kW):6.85834 4 4.5.5、轴的设计轴的设计 轴选材及表面热处理（1）轴的选材主要用碳钢，本设计从经济实用角度考虑选用 45 号钢（2）热处理 高频淬火，表面强化处理喷丸，提高轴的抗疲劳强度，45 号钢热处理调质，轴表面淬火处理使淬硬层耐磨（3）工作条件 淬硬层深度 0.5-1.5mm 4.5.14.5.1、低速轴的设计低速轴的设计 1.1.求输出轴上的功率求输出轴上的功率，转速转速，转矩转矩 333114.28/min6.312527473/nrpKWTNmm 2.2.求作用在齿轮上的力求作用在齿轮上的力 32 22322.25 11225222527473774.33252tantan204186.291578.10coscos15.09tan4186.29tan15.091128.76trtardmZmmTFNdFFNFFN 力的方向如下图力的方向如下图 1 10 0 所示所示 图图 1010 3.3.初步确定轴的最小直径初步确定轴的最小直径 选取材料为 45 钢，调质处理。取0110A 3