双轴螺旋输送机设计_毕业设计(编辑修改稿)

双轴螺旋输送机设计_毕业设计(编辑修改稿)内容摘要：

取弯曲疲劳安全系数 S=，由式 [15]10 12 得 111 0 . 8 5 5 0 0[ ] 3 0 3 . 5 7 M P a1 . 4F N F EF K S    222 0 . 8 8 3 8 0[ ] 2 3 8 . 8 6 M P a1 . 4F N F EF K S    ④计算载荷系数 K 1 . 2 5 1 . 1 1 1 1 . 3 5 1 . 8 7 3A V F FK K K K K      （ 17） ⑤查取齿形系数 由表 [15]10 5 查得 1  ； 2  （线性插值法） ⑥查取应力校正系数 由表 [15]10 5 查得 1  ； 2  （线性插值法） 9 ⑦大、小齿轮的[]Fa SaFYY并加以比较 1112 . 6 9 1 . 5 7 5 0 . 0 1 3 9 6[ ] 3 0 3 . 5 7F a S aFYY  2222 . 1 6 1 . 8 1 0 . 0 1 6 3 7[ ] 2 3 8 . 8 6F a S aFYY  经过比较，大齿轮的数值大 2）设计计算 3322 1 . 8 7 3 2 2 . 3 5 1 0 0 . 0 1 6 3 7 1 . 3 7 3 m m1 . 1 2 3m      对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数 m 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数 m 的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，可取由弯曲强度算得的模数 并就近圆整为标准值 2 mmm ，按接触强度算得的分度圆直径 1 mmd  ，算出小齿轮齿数 11 4 3 .1 2 2 1 .5 62dz m   取 25 则有大齿轮齿数： 21 5 .4 8 2 5 1 3 7z uz    （ 4）几何尺寸计算 ①计算分度圆直径 11 25 2 50 m md z m    (18) 22 137 2 274 m md z m    3d 我取为 100 由于 34137d d mm ②计算中心距 121 5 0 2 7 4= = 1 6 2 m m22dda   (19)  342 2020dda mm ③计算齿轮齿宽 1 50 55 m mdbd    取 2 55 mmB  ， 1 60 mmB  （ 5）结构设计 由于小齿轮的直径 比较小，可以做成齿轮轴；大齿轮的直径比较大但其齿顶圆直径小于 500 mm，可做成腹板式结构，具体尺寸可参考图 [15]10 39a。 减速器结构设计 机体结构 减速器机体是用以支持和固定轴系的零件 ,是保证传动零件的啮合精度 ,良好润滑 10 及密封的重要零件 ,其重量约占减速器总重量的 50%。 因此 ,机体结构对减速器的工作性能 ,加工工艺 ,材料消耗 ,重量及成本等有很大的影响。 机体材料用灰铁 (HT150或 HT200)制造 ,机体的结构用剖分式机体。 铸铁减速器机 体的结构尺寸见下表 : 表 3 铸铁减速器机体的结构尺寸 Table 3 Cast iron gear reducer structure size of the body 名 称 符 号 减速器尺寸关系 尺寸选择 机座壁厚 机盖壁厚 机座凸缘厚度 机盖凸缘厚度 机座底凸缘厚度 地脚螺钉直径 地脚螺钉数目 轴承旁联接螺栓直径 机盖和机座联接螺栓直径 联接螺栓 d2的间距 轴承端盖螺钉直径 δ δ 1 b b1 b2 fd n d1 d2 l d3 +1≥8 +1≥8 1 +12 a≤250 时， n=4 fd (～ ) fd 150～ 200 (～ ) fd 8 9 12 20 16 4 12 8 175 7 表 4 c值 Table 4 c value 螺栓直径 M8 M10 M12 M16 M20 M24 M30 C1min C2min 沉头座直径 13 11 20 16 14 24 18 16 26 22 20 32 26 24 40 34 28 48 40 34 60 注：多级传动时， a取低速级中心距。 轴设计 高速轴设计及校核 (1) 材料及热处理 考虑到是高速轴以及材料后，选此轴材料为 Q235A，调质处理。 （ 2）初步确定轴的最小直径 按式 [15]15 2 初步估算轴的最小直径。 根据轴的材料和表 [15]15 3 ，取 0 149A ，所以根据公式有： 31min 0 1 1d A P n (20) 11 即 31 m i n 1 4 9 2 . 1 7 8 9 1 0 1 9 . 5 1 1 m md    由于此轴上开有一个键槽，所以应增大轴径以考虑键槽对轴的强度的削弱；再者直径小于 100 mm，因此 1 m i n 1 m i n (1 7 % ) 2 0 . 8 7 6 m mdd    。 联轴器的计算转矩 1ca AT KT ，查表 [15]14 1 ，考虑到转矩变化和冲击载荷大（如织布机、挖掘机、起重机、碎石机），故取  ，则： N mcaT     按照计算转矩 caT 应小于联轴器公称转矩的条件并且考虑到补偿两轴综合位移，查表 [14]83 ，选用 GICL1 鼓形齿式联轴器，其公称转矩为 800 Nm。 半联轴器的孔径为30 mm，故取 1 30 mmd  ，半联轴器与轴配合的长度为 82 mm。 （ 3）轴的结构设计 由于此轴是装有联轴器的齿轮轴，所以结构采用外伸梁布局，外伸部分装联轴器，两轴承布置在齿轮的两端，轴系采用两端单向 固定布置，为避免因温度升高而卡死，轴承端盖与轴承外圈端面留出 mm 的热补偿间隙，轴的初步结构如下图所示。 图 .2轴的结构图 Structure diagram of shaft （ 4）根据轴向定位要求确定各轴段直径和长度 1） 1d 段装 GICL1 联轴器，因此 1 30 mmd 。 半联轴器与轴配合的孔径长度为 82 mm，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在 轴的端面上，因此 1d 段的长度应比 82略小一些，现取 1 80 mml 。 2）为了满足半联轴器的轴向定位要求， 1d 段的左端需要制出一轴肩，轴肩高度 ，即 30    ，取 mmh ，因此 2 35 mmd 。 根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离30 mml ，故取 2 50 mml 。 3) 初步选择滚动轴承。 因轴承主要承受径向载荷作用，故选用深沟球轴承。 根据[14]61 ，选择 6308 型轴 承其 尺寸 为 4 0 m m 9 0 m m 2 3 m md D B    ，因此3 40 mmd 。 考虑到轴承与齿轮润滑方式不一样 ，因此需要以挡油环将其隔开，可取挡油环的宽度为 20 mm，因此 3 43 mml 。 12 4）为了满足挡油环的轴向定位要求， 3d 段的左边需制出一轴肩，轴肩高度  ，即 40   ，取 4 mmh ，因此 4 48 mmd  ；考虑到箱体和箱座的结构设计，可取 4 mml 。 5）根据齿轮传动的设计可知， 5 54 mmd  ， 5 60 mml  6）根据 4）可知， 6 48 mmd  ；轴环宽度  ，即 4 mmb    ，取 8 mmb  ，则有 6 8 mml 。 7）根据 3）可知， 7 40 mmd  ；考虑到轴承与齿轮润滑方式不一样，因此需要以挡油环将其隔开，可取挡油环的宽度为 mm，因此 3 mml 。 （ 5）求轴上载荷并做出轴的弯矩图和扭矩图 图 3轴的计算简图 Calculation diagram of shaft 其中 1 1 2 2 80 50 23 2 14 1. 5 m mL l l B       2 4 120 2 2 20 23 2 93 .5 60 2 15 5 m mL B l B         3 1 62 1 4 .5 2 6 0 2 8 1 4 .5 2 3 2 6 4 m mL B l B         4 2 23 2 m mLB   1) 求水平面支反力 12NH NH tF F F； 2 2 3 2()N H tF L L F L    (21) 式中： 3112 2 2 2 . 3 5 1 0 8 9 4 50t TFNd    代入数据有： 1 NHFN 2 63 NHFN 2） 绘制水平面的弯矩图 13 图 4水平面的弯矩图 horizontal plane bending moment diagram 其中 12 4 0 4 9 5 .3 H NHM F L N m m    3）求水平面支反力 12NV NV rF F F； 2 2 3 2()N V rF L L F L    (22) 式中： t a n 8 9 4 t a n 2 0 3 2 5 . 3 9 rtF F N     代入数据有： 1 NVFN 2  4）绘制垂直面的弯矩图 图 5垂直面的弯矩图 Vertical bending moment diagram 其中 12 V N VM F L N m m    5）求总弯矩 22 4 0 5 4 1 . 6 9 HVM M M N m m    (23) 6）绘制扭矩图 图 6扭矩图 diagram 其中 31 2 2 . 3 5 1 0 2 2 3 5 0 T T N m m     （ 8）按弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即齿轮的中心截面）的强度。 根据式 [15]155 及上述数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环应力，取  ，轴的计算应力 2 2 2 2 31( ) 4 0 5 4 1 . 6 9 (0 . 6 2 2 3 5 0 ) 0 . 1 5 0 3 . 4 1 ca M T W M P a       （ 24） 前已选定轴的材料为 Q235A，调质处理，由表 [15]15 1 查得 1[ ] 40 MPa  ， 因此 1[]ca ，故安全。 14 （ 9）精确校核轴的疲劳强度 1)判断危险截面 1L 段只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起的应力集中均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕确定的，因此此段均无需校核。 从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，齿轮两端处过盈配合引起的应力集中最严重；从受载的情况来看，齿轮中心处 的应力最大。 齿轮两端的应力集中影响相近，但靠近轴承端盖的截面（即 6L 的右端）不受扭矩，同时轴径也较大，故不必做强度校核。 齿轮中心上虽然应力最大，但应力集中不大，而且这里轴的直径最大，因此此处也不必校核。 6L 的左端和 7L 的右端显然更不必校核，因此该轴只需校核齿轮右端的截面左右两侧即可。 2) 齿轮右端的截面左侧 抗弯截面系数 3 3 30 . 1 0 . 1 5 0 1 2 5 0 0 m mWd    抗牛截面系数 3 3 30 . 2 0 . 2 5 0 2 5 0 0 0 m mTWd    截面左侧的弯矩为 6 0 3 04 0 5 4 1 . 6 9 2 0 2 7 0 . 8 4 5 60M N m。