桨叶式和面机毕业设计论文(编辑修改稿)

桨叶式和面机毕业设计论文(编辑修改稿)内容摘要：

3 0 1 7 1 4 9 . 6 5 N m m     （ 27） 第二根轴转矩： 21 VT T i    带 带 球 轴 承 1 7 1 4 9 . 6 5 1 . 5 0 . 9 6 0 . 9 9 2 4 4 4 8 . 5 4 N m m      （ 28） 第三根轴转矩： 32T T i       蜗 杆 蜗 杆 球 轴 承 联 轴 器 2 4 4 4 8 . 5 4 2 7 0 . 8 0 . 9 9 0 . 9 9 4 6 0 0 7 0 . 6 7 N m m       （ 29） 本科毕业设计说明书（论文） 8 3 传动机构 结构设计 皮带传动设计 计算功率 Pc 每天工作小时为 10~16h,载荷变动很小，查表得  ，故 1 .1 3 3 .3cAp K P kw    电 机 （ 31） V 带选型 根据 cP =, 1 1430 / minnr ,选 A型。 带轮设计 大，小带轮基准直径 1d ， 2d 由表得 1min 75d mm ,现取 1 80d mm ， 121 2 ( 1 ) 1 4 3 0 / 9 4 7 8 0 ( 1 0 . 0 2 ) 1 1 7 . 5 6nd d m mn        （ 32） 取 2 118d mm 验算带速 V 验算带速 V： 11 3 . 1 4 8 0 1 4 3 0 5 . 9 9 /6 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0dnV m s     （ 33） 带速在 5~25 /ms范围内，合适。 求 V 带基准长度 dL 和中心距 初步选取中心距： 0 1 21. 5 ( ) 1. 5 ( 80 11 8 ) 29 7a d d m m     （ 34） 取 0a 300mm ，符合 1 2 0 1 ( ) 2( )d d a d d    带长： 2210 0 1 2 0()2 ( )24ddL a d d a     （ 35） 2(118 80)2 300 ( 80 118 )2 4 300       本科毕业设计说明书（论文） 9  查表，对 A型带选用 1000dL mm ，计算实际中心距： 00 2dLLaa  1 0 0 0 9 1 2 . 0 6 33 0 0 3 4 42 mm   （ 36） 小包角的计算 验算小带轮包角 1 ： 211 1 8 0 5 7 .3dda    （ 37） 1 1 8 8 01 8 0 5 7 . 3 1 7 3 . 6 7 1 2 0344       ，合适。 求带根数 Z 1 1430 / minnr ， 1 80d mm ，查表得： 0 kw 21 (1 )di d  （ 38） 查表得 0 kw 由 1   ，查表得  ，查表得 。 00()cdLPZ P P K K  （ 39） ( )    取 3 根。 计算作用在带轮轴上的压力 QF 20 500 2 .5( 1)c aPF qVZ V K   （ 310） 25 0 0 2 . 4 2 2 . 5[ ( 1 ) 0 . 1 5 . 9 9 ]3 5 . 9 9 0 . 9 8      作用在轴上的压力： 102 s in 6 4 7 . 1 6 12Q dF Z F N    （ 311） 1 7 3 .6 72 3 1 0 8 .0 2 5 s in 2    本科毕业设计说明书（论文） 10 带轮结构设计 小带轮几何尺寸计算： 由 Y100L24型电动机可知：轴身直径 D=28mm， 长度： 56L mm ( 1 . 5 ~ 2 ) ( 1 . 5 ~ 2 ) 2 8 ( 4 2 ~ 5 6 )L D m m    （ 312） 取 56mm ， 由表查得： min mm ， min mm 12147EaZ MP ， min 9f mm ，0 34  ( 1 ) 2 4 8B Z e f m m    （ 313） 11 2 86ead d h mm   （ 314） 大带轮几何尺寸计算： 38D mm ( 1 . 5 ~ 2 ) ( 1 . 5 ~ 2 ) 3 8 ( 5 7 ~ 7 6 )L D m m    （ 315） 取 76mm ， 由表查得： min mm min mm ， 15e mm ， min 9f mm ， 0 34  ( 1 ) 2 5 0B Z e f m m    （ 316） 22 2 22 4ead d h mm   （ 317） 蜗轮蜗杆传动结构设计 选择材料 考虑到蜗杆传动功率不大，速度只是中等，故蜗杆用 45钢；因希望效率高一些，耐磨性好一些，故蜗杆螺旋齿面要求淬火，硬度为 4555HRC。 蜗轮用铸锡磷青铜ZCuSn10P1，金属模铸造。 为了节约贵重的有色金属，仅齿圈用青铜铸造，而轮芯用灰铸铁 HT100 制造。 选择蜗杆头数 1z ，并估计传动效率 本科毕业设计说明书（论文） 11 选 2 ~ 3 /sV m s ，查表取大值， 当量摩擦系数   ，当量摩擦角   初选 1[ / ]da值 =， 13r  （ 1 2Z ）， 1  计算蜗轮转矩 6 22 1 1 129 .5 5 1 0 PT T i in   （ 318） 6 1 .7 9 59 .5 5 1 0 2 0 0 .8 8953    N mm 确定使用系数 K 因工作 载 荷较稳定，故取载荷分布不均系数 K =1， 使用系数 AK =,由于转速不高，无冲击，可取动载荷系数 vK =；则 1 . 1 5 1 1 . 0 5 1 . 2 1AVK K K K     计算转速系数 112 88953( 1 ) ( 1 ) 858 20 8n nZ      确定弹性 影响 系数 因选用的是铸锡磷青铜蜗轮和钢蜗杆相配，故 12160EZ MPa 计算寿命系数 根据蜗轮材料为铸锡磷青铜 ZCuSn10P1，金属模铸造，蜗杆螺旋齿面硬度＞ 45HRC，查表可得蜗轮的基本许用应力  39。 268H MPa 。 应力循环次数 826 0 6 0 1 6 5 5 8 4 0 0 2 . 2 8 1 0hN jn L       寿命系数 78810 0 .6 7 62 .2 8 1 0HNK  则     39。 0 . 6 7 6 2 6 8 1 8 1 . 1 6 8H H N HK M P a     确定接触疲劳极限和接触疲劳最小安全系数 本科毕业设计说明书（论文） 12 接触疲劳极限查表得： lim 265HaMP  接触疲劳最小安全系数： min  计算中心距 a 23 1 6 0 2 . 91 . 0 5 1 2 7 0 8 8 0 ( ) 2 0 6 . 0 8 91 8 1 . 1 6 8a m m    取中心距 a=225mm， i=，查表可得模数 m=8mm,蜗杆分度圆直径 1 80d mm。 这时 1  ，因为 39。 ZZ ，因此以上计算可用。 确定各类参数 1）蜗杆 按 21Z 轴向齿距 m mm 直径系数 1 10dq m 齿顶圆直径 *11 2 8 0 2 1 8 9 6aad d h m m m       齿根圆直径 *11 2 ( ) 6 0 .8fad d h m c m m    分度圆导程角 214839。 05 。 蜗杆轴向齿厚 1 1 2 .5 6 6 42aSm 2）蜗轮 蜗轮齿数 472Z 变位系数 X 验算传动比 21 Zi Z 误差 2 4 2 3 .5 1 0 0 % 2 .0 8 %24 是允许的 ， 符合条件，故可用。 蜗轮分度圆 mmmZd 37622  蜗轮喉圆 22 2 38 6aad d h mm   蜗轮齿根圆直径 mmhdd ff 6 02 222  蜗轮咽喉圆母半径 221 322gar a d m m   验算效率 本科毕业设计说明书（论文） 13 ta n( 0 .9 5 ~ 0 .9 6 ) ta n ( )v   已知 214839。 05 。 ； arctanvvf  ； vf 与相对滑动速度 sv 有关 11 10 00 c oss dn mv s  查表的 vf =、 v =；代入式中得  ，大于原故值，因此不用重算。 圆柱蜗杆传动的精度设计 确定精度等级： 对于低速，中载的通常先根据其圆周速度确定第Ⅱ公差组的精度等级。 232 0 .4 9 /1 0 0 0 6 0dnV m s (353) 121 2 .4 9 /1 0 0 0 6 0dnV m s (354) 参照表选定蜗轮第Ⅱ公差数组为 9。 蜗杆第Ⅱ公差组为 7。 第Ⅰ公差组比第Ⅱ公差组低一级， 选蜗轮第Ⅰ公差组为 10，蜗杆第Ⅰ公差组为 ，通过与第Ⅱ公差组同级，蜗轮第Ⅱ公差组为 9，蜗杆第Ⅲ公差组为 9，蜗杆第Ⅲ公差为 7.故该蜗轮精度为 1099b GB/T 100891988，蜗杆精度为 877d GB/T 100891988。 检验项目选择： 蜗杆、蜗轮及其传动的公差组合检验项目： 蜗杆轴的向齿距极限偏差   蜗杆轴的向齿距累积偏差  蜗杆齿槽径向跳动公差  蜗杆齿形公差 1  本科毕业设计说明书（论文） 14 蜗轮齿距极限偏差   蜗轮齿形公差 2   蜗轮轴的尺寸 设计 1）由前面已知蜗杆轴的功率 、转速、 转矩 、故不用计算 2）初步确定轴的最小直径。 选取轴的材料为 45 钢，调质处理，取 0 112A 13m in 015 7 .2pd A m mn 输出轴的最小直径显然是安装联轴器出轴的直径。 为了使所选轴直径与联轴器的孔径相适应，故需同时计算选取联轴器型号。 联轴器的计算转矩 3aAT K T ， 考 虑 到 转 矩 变 化 很 小 ， 故 取  ，则： 3 16 52 .1 44aAT K T N m   。