巴旦杏破壳机设计说明书毕业设计说明书.docx

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1、巴旦杏破壳机设计说明书毕业设计说明书巴旦杏破壳机设计说明书 作者：全维 指导教师：史建新 摘要：本文主要简单介绍我国巴旦杏破壳加工状况，针对巴旦杏破壳机的基本特点及要求，对已有的破壳方法进行反复进行方案比对，最终确定击打破壳加工原理方案；同时对已确定的击打破壳机进行整机结构的设计，对整体布局进行分析并确定其参数，并对主要设计参数进行理论计算和确定，对巴旦杏破壳机的主要传动部件进行设计、理论计算和校核。 关键词：破壳机; 巴旦杏；设计;坚果;打击;滚筒 Ba Dan Xing break the hull machine design manual Quan Wei Abstract：This

2、text main simple introduction our country Ba Dan Xing break hull to process condition and aim at the basic characteristics that Ba Dan Xing break hull machine and request, to have already have of break a hull method to carry on to again and again carry on a project ratio rightness, end assurance the

3、 shot break hull to process a principle project;In the meantime rightness already assurance of the shot break hull machine to carry on the whole machine structure of design, rightness whole layout carry on analysis and assurance its parameter, and rightness 1 main design the parameter carry on theor

4、ies calculation and assurance, break hull machine to Ba Dan Xing of main spread to move a parts to carry on design, theories calculation and school pit. Key words: break hull machine；Ba Dan Xing；design；nut；stroke；roller 2 前言 巴旦杏不仅可以作为果品，也可用于多种加工食品的原料。巴旦杏中含有28的扁桃精(即苦杏仁素Amugdalin)，故在医药上新疆群众把巴旦杏作为传统的滋补

5、食品。通常用作止咳去痰，对气管炎、高血压、皮肤过敏、肺病、肠胃病有显著疗效。随着新疆巴旦杏种植面积的逐步扩大，巴旦杏深加工已经成为一种必然。而深加工第一步则是对巴旦杏破壳, 巴旦杏破壳取仁机将有巨大的社会、经济效益，因而有必要对巴旦杏破壳取仁机理进行仔细的研究。新疆巴旦杏品种繁多，约有四十多种，各个品种之间物理特性差异巨大，这就对破壳技术提出了更高的要求。在此破壳研究对象为厚皮巴旦杏，坚果大，平均核重3.5g，核仁重0.9g。 此次设计说明书部分共包括了： 巴旦杏破壳机械的总体设计，巴旦杏破壳机械的工作部件设计，巴旦杏破壳机械主要参数的确定，巴旦杏破壳机械设计的总体布局，巴旦杏破壳机的总体设计

6、，材料及工艺要求。本设计说明书通过对原理，数据等各个方面的说明，提供出巴旦杏破壳机的具体设计过程。 1 巴旦杏破壳机总体设计 1.1巴旦杏破壳机械设计的基本要求 1.1.1 巴旦杏破壳机械的功能与运用范围 巴旦杏破壳机通过机械系统合理布置，完成巴旦杏破壳取仁的功用。此次设计的机械式巴旦杏破壳机主要用于脱去巴旦杏坚硬的外壳，取得巴旦杏仁。首先由进料斗进入到大滚筒与小滚筒之间的空间，在由自由下落到小滚筒外表面，由于小滚筒是高速旋转，同时上面还带有击打板，巴旦杏就会在小滚筒的击打作用下向大滚筒内壁飞去，同时撞到内壁上实现巴旦杏的破壳。由于大滚筒是由间隙的钢筋组成的同时也在慢速旋转，就可以使破壳后的壳

7、仁混合物通过间隙自由下落到出料斗中，而没有击打破壳的巴旦杏会在大滚筒的旋转作用下再一次回到小滚筒的击打表面上，这样就提高了破壳率，由于大滚筒间隙可以调节，所以可以更好的减少碎仁率，也适合分完级之后的破壳。 1.1.2 破壳质量与生产率 由于采用击打裂核，以及检测系统和控制系统的并行使用，使得杏核裂核率达到95%左右，生产率160公斤/小时。 1.1.3 制造与维修 在制造方面多采用标准件，以减少在制造过程中的自主加工件的数量，减少不必要的开支，与此同时为进一步的维修提供良好的维修基础。在大量的耗材可以直接外购。在设计的同时就考虑到关于以后机器维修的问题。从动力部分到执行部分以至整个机架都采用较

8、为简单的结构。以实现在维修的时候的拆卸和安装的方便。 1.1.4 操作条件与工作可靠性 巴旦杏破壳机的操作、装卸物料、排除故障、维护保养等工作应省时、省事、省力；对于机械而言，安全是最重要的。于是要有足够的安全措施。 其主要加强防护的地方是传动部分。在这些传动部件，虽然工作速度不高，3 可是潜在的危险却很大。在带传动部件的部分一定要加防护外壳。 1.2破壳机方案的确定 1.2.1 破壳机工作原理的初步拟定 在破壳机的最终方案设计出来之前，先针对设计要求构想了几种加工方案，主要是原理性及可行行的设计。具体设计原理有以下几种： 方案一：击打法破壳： 图1-1巴旦杏击打破壳 图1-1是巴旦杏击打破壳

9、机的简图，巴旦杏经过进料斗进入到大滚筒与小滚筒之间，然后再由击打板反复击打使得巴旦杏破壳成功，再由大滚筒间隙下落出去。 方案二：挤压法破壳： 挤压法破壳是靠一对直径相同转动方向相反、转速相等的圆柱辊，调整到适当间隙，使籽粒通过间隙时受到辊的挤压而破壳。在破壳的过程中籽粒能否顺利地进入两挤压辊的间隙，取决于挤压辊及与籽粒接触的情况。要使籽粒在两挤压辊间被挤压破壳，籽粒首先必须被夹住，然后被卷入两辊间隙被挤压破壳。两挤压辊间的间隙大小是影响籽粒破碎率和破壳率高低的重要因素。 4 图1-2压辊的挤压间隙 D杏核的平均厚度 emax 杏核加工时挤压辊间最大间隙 emin杏核加工时挤压辊间最小间隙 S杏

10、核被挤压时的变形量 方案三：侧边挤压裂核机 破壳装置的主要结构如图1-3所示:主要由静挤压板1动挤压圆盘2送料板3传动系统4 、5 和动力装置6 组成。机器工作时,由送料机构将分级后的巴旦杏核送入挤压槽中,随着挤压送料盘和挤压盘的转动,逐渐将巴旦杏核送入挤压槽工作区完成挤压破壳功能。 图1-3 5 1.2.2 最终工作原理的确定 方案比较： 巴旦杏破壳机的种类较少，大多采用定间隙多点挤压破壳的方式，即方案二。这种破壳方式存在一些不足，高露仁比率与破壳率不能兼顾，所以综合破壳效果不理想。而侧板挤压裂核，即方案三。由于是单个进入挤压区，所以势必会造成生产率低下，效率较低的缺点，所以综合破壳效果不理

11、想。后来出现了打击方式破壳，即方案一。预期同时得到较高的破壳率和高路仁率。经过试验，打击破壳方式所产生的巴旦杏壳破裂不完全的比例较小，且打击方式巴旦杏仁不易被卡在壳中，打击方式破壳所得到的碎壳(小于14壳)的比例较大，说明打击方式破壳有利于破壳后的选仁。根据以上的论述，所以选取方案一。 1.2.3机的主要机械部件 根据已经制定的工作原理,设计的机械包括机架部分；喂料部分；三相电动机、v带、齿轮等动力传动部分；大、小滚筒等工作部分；出料部分。 2 巴旦杏破壳机的总体布局 2.1 布置工作部件 要得到较好的加工效果,工作部件在其中起最主要的因素,工作部件的安装也直接影响到加工效果，合理的布置才能使

12、机械的效果提高到最高程度。 巴旦杏破壳机的主要工作部件是：破壳区 巴旦杏破壳机的主要工作原理就是巴旦杏有进料斗进入到大滚筒与小滚筒之间的间隙空间，再重力的作用下会下落从而使巴旦杏下落到小滚筒外表面，由于小滚筒是高速转动同时上面还带有击打板，使得巴旦杏被击打出去撞击到大滚筒内表面再次撞击，经过反复的撞击使巴旦杏达到破壳的效果。破壳完的混合物再经过大滚筒钢筋棒之间的间隙下落到出料斗完成出料。为了增加机器的稳定性，巴旦杏破壳的破壳系统设计为水平布置，这样即能保证巴旦杏的运动方向的整体性也能使整机的尺寸变小，能使整机的布置成为最优的布置结构。 2.1 选择支撑形式 巴旦杏破壳机需要支撑的主要部件包括破

13、壳系统、物料进给系统、减速器、以及电动机。机架主要包括底座、立柱还有横梁部分。其主要的作用是为了使各有关零部件正确定位并保持其相对工作位置，对巴旦杏破壳机的支撑件的要求有以下几点要求： 1) 足够的刚度，支承件在承受最大载荷时的变形不超过允许值。 2） 足够抗振性，使机器能稳定可靠地工作。 3） 质量适中，力求节省材料，容易搬运。 4） 便于零部件的调试安装，操作保养和机器的吊运。 5） 注重安全性，可靠性具体设计如下图所示： 6 图2-1 机架 机架的主要材料是型钢，制造成本很低，同时也为运输带来了方便，选择这种支撑机构可以有效的利用空间，同时也很大程度的降低了制造成本。过于大的机架，在运输

14、过程中会带来很大的麻烦，所以机构设计成这种机构既能满足要求，有能大大减轻机器的重量和经济成本。 3 巴旦杏破壳机的主要参数的确定 3.1 结构参数表 表3-1机构参数表 名称 机架高 进料斗 一级带传动中心距 二级带传动中心距 一级齿轮中心距 二级齿轮中心距 数值 1240mm 1346mm 480mm 316mm 90mm 294mm 说明及备注 喂料斗顶端到地面的高度 减速器地盘到地面的高度 7 3.2 运动参数表 3-2运动参数表 名称 生产能力 小滚筒转速 大滚筒转速 减速器传动比 一级带传动传动比 二级带传动传动比 数值 1 2吨/天 说明及备注 258.2rad/min 51.64

15、rad/min 11 1 1 一级齿轮传动传动比 1.3077 一级齿轮传动传动比 6.5385 4 传动部分的设计及校核 4.1 电机的选用 查阅机械设计手册，根据用途与工作条件，选用Y系列封闭式三项异步电动机。 电动机型号 Y90S-2 额定功率 同步转速 1.5 3000 满载转速 2840 4.2 减速器的选择 由于小滚筒要求的转速在200300rmin,再加上查机械设计手册减速器中的摆线针轮减速器有传动比为11的即选择型号为: Z WD 1.5-3A-11 JB/T2982-1992 根据电机转速和减速器的传动比可以得出减速器输出轴转速为 n2840n1=258.182rmin i1

16、14.3 电机-小滚筒之间的带传动的设计 为安全起见，带传动应置于铁丝网或保护罩之内，使之不能外漏。 减速器输出轴转速n1=258.182rmin 功率P=1.5kw 传动比i=1，每天工作1016小时，载荷变动小，空、轻载启动，n2=258.182r/min 4.3.1 确定计算功率Pca 查机械设计第八版 表8-7查得工作情况系数KA=1.2，故 Pca=KAP=1.21.5=1.8kw 4.3.2 选择V带的带型 8 根据Pca、n1由机械设计第八版 图8-11选用A型。 4.3.3 确定带轮的基准直径dd并计算带速v 1) 初选小带轮的基准直径dd1。由机械设计第八版 表8-6和表8-

17、8，取带轮直径dd1=140mm 2) 计算带速v。按下式计算带速 pdd1n1p140258.182v=1.8927ms 6010006010003) 计算大带轮的基准直径。根据下式计算大带轮的基准直径dd2 dd2=idd1=1140=140mm 4.3.4 确定V带的中心距a0和基准长度Ld0 1) 根据下式 196mm=0.7(140+140)=0.7(dd1+dd2)a02(dd1+dd2)=2(140+140)=560mm 初定中心距a0=500 mm。 2) 由下式计算带所需的基准长度 (dd2-dd1)2p(140-140)2Ld02a0+(dd1+dd2)+=2500+(14

18、0+140)+=1439.823mm 24a024500p由机械设计第八版 表8-2选带的基准长度Ld=1400mm 3)按下式计算实际中心距a。 L-Ld01400-1439.823aa0+d=500+480mm 22中心距的变化范围为453515 mm。 4.3.5 验算小带轮上的包角a1 a1180-(dd2-dd1)4.3.6 计算带的根数z 057.30a57.30=180-(140-140)=1800900 48001）计算单根V带的额定功率Pr。 由dd1=140mm和n1=258.182rmin，查机械设计第八版 表8-4a得P0=0.78 kw。 9 根据n1=258.182

19、rmin，i=1和A型带，查机械设计第八版 表8-4b得DP0=0 kw。 查机械设计第八版 表8-5得Ka=1，表8-2得KL=0.96，于是 Pr=(P0+DP0)KaKL=(0.78+0)10.96=0.7488kw 2）计算V带的根数z。 z=Pca1.8=2.40 Pr0.7488取3根。 4.3.7 计算单根V带的初拉力的最小值(F0)min 由机械设计第八版 表8-3得A型带的单位长度质量q=0.1kg/m，所以 (F0)min=500(2.5-Ka)Pca(2.5-1)1.8+qv2=500+0.11.89272=237.39N Kazv131.8927应使带的实际初拉力F0(

20、F0)min。 4.3.8 计算压轴力FP 压轴力的最小值为 (FP)min=2z(F0)minsina12=23237.39sin180=1424.38N 24.3.9 带轮结构的设计 1）小带轮的设计 V型带，dd1=140mm A型槽，选用材料HT200 查机械设计第八版 表8-10得： hamin=2.75mm bd=11.0mm hfmin=8.7mm e=150.3mm fmin=9mm j=380 带轮宽B=(z-1)e+2f=(3-1)15+29=48mm L=55mm，外径da=d+2ha=140+22.75=145.5mm 根据减速器安装尺寸取d0=35mm、d1=110m

21、m则轮缘厚 d=(d-2hf-d1)/2=(140-28.7-110)/2=6.3mm(合适) 10 键公称尺寸bh=108mm，轮毂键槽深t1=3.3mm。 2)大带轮的设计 V型带，dd2=140mm A型槽，轮辐级轮毂部分由小滚筒轴来确定，其它部分与小带轮相同。 4.4 小滚筒传动轴之间的带传动的设计 为安全起见，带传动应置于铁丝网或保护罩之内，使之不能外漏。 小滚筒轴转速n1=258.182rmin 功率P=Ph带=1.50.96=1.44kw 传电动比i=1，每天工作1016小时，载荷变动小，空、轻载启动，n2=258.182r/min 4.4.1 确定计算功率Pca 查机械设计第八

22、版 表8-7查得工作情况系数KA=1.2，故 Pca=KAP=1.21.44=1.728kw 4.4.2 选择V带的带型 根据Pca、n1由机械设计第八版 图8-11选用A型。 4.4.3 确定带轮的基准直径dd并计算带速v 1）初选小带轮的基准直径dd1。由机械设计第八版 表8-6和表8-8，取带轮直径dd1=150mm 2)计算带速v。按下式计算带速 pdd1n1p150258.182v=2.028ms 6010006010003)计算大带轮的基准直径。根据下式计算大带轮的基准直径dd2 dd2=idd1=1150=150mm 4.4.4 确定V带的中心距a0和基准长度Ld0 1）根据下式

23、 210mm=0.7(150+150)=0.7(dd1+dd2)a02(dd1+dd2)=2(150+150)=600mm初定中心距a0=320mm。 11 2) 由下式计算带所需的基准长度 (dd2-dd1)2p(150-150)2Ld02a0+(dd1+dd2)+=2320+(150+150)+=1111.24mm 24a024320p由机械设计第八版 表8-2选带的基准长度Ld=1120mm 3) 按下式计算实际中心距a。 L-Ld01120-1111.24aa0+d=320+324mm 22中心距的变化范围为307347 mm。 4.4.5 验算小带轮上的包角a1 a1180-(dd2

24、-dd1)4.4.6 计算带的根数z 057.30a57.30=180-(150-150)=1800900 48001) 计算单根V带的额定功率Pr。 由dd1=150mm和n1=258.182rmin，查机械设计第八版 表8-4a得P0=0.78 kw。 根据n1=258.182rmin，i=1和A型带，查机械设计第八版 表8-4b得DP0=0 kw。 查机械设计第八版 表8-5得Ka=1，表8-2得KL=0.89，于是 Pr=(P0+DP0)KaKL=(0.78+0)10.89=0.6942kw 2) 计算V带的根数z。 z=Pca1.728=2.489 Pr0.6942取3根。 4.4.

25、7 计算单根V带的初拉力的最小值(F0)min 由机械设计第八版 表8-3得A型带的单位长度质量q=0.1kg/m，所以 (F0)min=500(2.5-Ka)Pca(2.5-1)1.728+qv2=500+0.12.0282=213.44N Kazv132.028应使带的实际初拉力F0(F0)min。 12 4.4.8 计算压轴力FP 压轴力的最小值为 (FP)min=2z(F0)minsina12=23213.44sin180=1280.64N 24.4.9 带轮结构的设计 1）小带轮的设计 V型带，dd1=150mm A型槽，选用材料HT200 查机械设计第八版 表8-10得： hami

26、n=2.75mm bd=11.0mm hfmin=8.7mm e=150.3mm fmin=9mm j=380 带轮宽 B=(z-1)e+2f=(3-1)15+29=48mm L=55mm 外径da=d+2ha=150+22.75=155.5mm轮辐级轮毂部分由小滚筒轴来确定 2)大带轮的设计 V型带，dd2=150mm A型槽，轮辐级轮毂部分由传动轴来确定，其它部分与小带轮相同。 4.5 传动齿轮换向齿轮的设计 2已知输入的功率Ph带=1.50.962=1.3824kw，换向齿轮转速 1=P电n1=338.242r/min，传动比i=1.3077，受到严重冲击载荷，每天工作1016小时，使用

27、寿命XX年，转向不变。 4.5.1 选择精度等级、材料以及齿数 1）按传送比方案，选用直齿齿轮传动。 2）破壳机为一般工作机器，速度不高，故选用8级精度 3）材料选择换向齿轮材料为45Cr(调质)，换向齿轮齿面的硬度为280HBS; 材料选择大齿轮材料为45(调质)，大齿轮齿面的硬度为240HBS 二者的硬度差为40HBS 4）初选择换向齿轮齿数z1=26，大齿轮齿数z2=iz1=1.307726=34 取z2=34 4.5.2 按齿面接触强度设计 13 由设计公式进行计算即： d1t2.323确定公式内的各计算数值： 1）试选载荷系数Kt=1.5; 2）计算换向齿轮的传递扭矩： 2KtT1(

28、i1)ZE fdisH2595.5105P95.5101.38241T1=39099.42Nm n1337.653）查机械设计第八版 表10-7由于换向齿轮是做悬臂布置选取齿宽系数fd=0.6; 4) 查机械设计第八版 表10-6查得材料的弹性影响系数12ZE=189.8MPa 5）由机械设计第八版 图10-21d 按齿面硬度查换向齿轮的接触疲劳强度极限：sHlim1=600MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限sHlim2=550MPa 6）由下式计算应力循环次数： N1=60n1jLh=60337.651(2830010)=9.724108 N19.724108N2=7.436108 i11.3

29、0777）由机械设计第八版 图10-19取接触疲劳寿命系数KHN1=0.92 KHN2=0.93; 8）计算接触疲劳许用应力： 取失效概率为1，安全系数S=1；由下式得： Ks0.92600=552Mpa sH1=HN1lim1=S1Ks0.93550=511.5Mpa sH2=HN2lim2=S1计算 1）试算换向齿轮分度圆直径d1t，代入sH中较小的值： 2KtT1(i+1)ZE1.5(1.3077+1)39099.42189.8d1t2.323=2.323=56.247mmfdisH11.3077511.52）计算圆周速度V： 2 14 v=pdt1n1601000=p56.247337

30、.65601000=0.9944ms 3）计算齿宽b ： b=fdd1t=0.656.247=33.748mm 4) 计算齿宽与齿高之比模数 mt=b。 hd1t56.247=2.163mm z126齿高 h=2.25mt=2.252.163=4.868mm b33.748=6.933 h4.8685）计算载荷系数 根据v=0.9944ms，8级精度，由机械设计第八版 图10-8查得动载荷系数Kv=1.05； 直齿轮，KHa=KFa=1; 由机械设计第八版 表10-2查得使用系数KA=1.75； 由机械设计第八版 表10-4用插值法查得8级精度、换向齿轮悬臂布置时，KHb=1.39535。 b

31、=6.933，KHb=1.4206查机械设计第八版 图10-13得KFb=1.37；h故载荷系数 由K=KAKvKHaKHb=1.751.0511.39535=2.564 6）根据实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由下式得： d1=d1t37）计算模数m： K2.564=56.2473=67.25mm Kt1.5d167.25=2.58mm z126mn=4.5.3 按齿根弯曲强度设计 弯曲强度的设计公式为 15 2kT1YFaYSamn3fdz12sF 确定公式内的各计算数值： 1）由机械设计第八版 图10-20c查得换向齿轮的弯曲疲劳强度极限sFE1=500Mpa 大齿轮的弯曲疲劳强度

32、极限sFE2=380Mpa 2）由机械设计第八版 图 10-18 取弯曲疲劳强度寿命系数： KFN1=0.86 KFN2=0.87 3）计算弯曲疲劳许用应力。 取弯曲疲劳安全系数S=1.4 sF1=sF2=KFN1sFE10.86500=307.143Mpa S1.4KFN2sFE10.87380=236.143Mpa S1.44）计算载荷系数K： K=KAKvKFaKFb=1.751.0511.37=2.517 5）查取齿形系数： 由机械设计第八版 表10-5查得 YFa1=2.60； YFa2=2.464 6）查取应力校正系数： 由机械设计第八版 表10-5查得 Ysa17）计算大、换向齿

33、轮的=1.595； Ysa2=1.645 YFaYSasF并加以比较。 YFa1YSa1sF1=2.601.595=0.0135 307.1432.4641.645=0.0172 236.143YFa2YSa2sF2=大齿轮的数值较大。 设计计算： 22.51739099.423=0.0172=2.028mm 20.626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，由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲疲劳强度所决定的承载能力，而齿面接触强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，mn316 2kT1YFaYSafdz12sF可取弯曲强度算得的模数2.028，并圆整得m

34、=3mm，接触强度算得的分度圆直径d1=67.25mm，由结构需要d1=78mm Z1=d178=26m3Z2=1.307726=34 4.5.4 几何尺寸计算 计算分度圆直径： d1=z1m=263=78mmd2=z2m=343=102mm计算中心距: a=(d1+d2)78+102=90mm 22计算齿轮宽度： b=fdd1=0.678=46.8mm 取B2=40mm；B1=45mm 4.5.5 结构设计 由于大齿轮直径为102mm所以结构选择为实心，轮毂部分由传动轴来确定；换向齿轮直径为78mm所以结构选择为实心，轮毂部分由换向轴来确定。 4.6 大齿轮齿圈换向齿轮的设计 2222已知输

35、入的功率P=Phhh=1.50.960.990.98=1.3278kw，换1电带轴承齿轮向齿轮转速n1=338.242r/min，传动比i=6.5385，受到严重冲击载荷，每天工作1016小时，使用寿命XX年，转向不变。 4.6.1 选择精度等级、材料以及齿数 1）按传送比方案，选用直齿齿轮传动。 2）破壳机为一般工作机器，速度不高，故选用8级精度 3）材料选择换向齿轮材料为45Cr(调质)，换向齿轮齿面的硬度为280HBS; 材料选择大齿轮齿圈材料为45(调质)，大齿轮齿圈齿面的硬度为240HBS 二者的硬度差为40HBS 4）初选择换向齿轮齿数z1=26，大齿轮齿圈齿数z2=iz1=6.5

36、38526=170 取z2=170 4.6.2 按齿面接触强度设计 17 由下式进行计算 d1t2.323确定公式内的各计算数值： 1）试选载荷系数Kt=1.5; 2）计算换向齿轮的传递扭矩： 2KtT1(i1)ZE fdisH2595.5105P95.5101.32781T1=37555.131Nm n1337.653）查机械设计第八版 表10-7由于换向齿轮是做悬臂布置选取齿宽系数fd=0.6; 4) 查机械设计第八版 表10-6查得材料的弹性影响系数12ZE=189.8MPa 5）由机械设计第八版 图10-21d 按齿面硬度查换向齿轮的接触疲劳强度极限：sHlim1=600MPa；大齿轮

37、齿圈的接触疲劳强度极限sHlim2=550MPa 6）由下式计算应力循环次数： N1=60n1jLh=60337.651(2830010)=9.724108 N19.724108N2=1.4872108 i16.53857）由机械设计第八版 图10-19取接触疲劳寿命系数KHN1=0.92 KHN2=0.93; 8）计算接触疲劳许用应力： 取失效概率为1，安全系数S=1；由下式得： Ks0.92600=552Mpa sH1=HN1lim1=S1Ks0.93550=511.5Mpa sH2=HN2lim2=S1计算 1）试算换向齿轮分度圆直径d1t，代入sH中较小的值： 2KtT1(i+1)ZE

38、1.5(6.5385+1)37555.131189.8d1t2.323=2.323=48.155mmfdisH16.5385511.5 2）计算圆周速度V： 2 18 v=pdt1n1601000=p48.155337.65601000=0.851ms 3) 计算齿宽b ： b=fdd1t=0.648.155=28.893mm 4) 计算齿宽与齿高之比模数 mt=b。 hd1t48.155=1.852mm z126齿高 h=2.25mt=2.251.852=4.167mm b28.893=6.934 h4.1675）计算载荷系数 根据v=0.851ms，8级精度，由机械设计第八版 图10-8查

39、得动载荷系数Kv=1.05； 直齿轮，KHa=KFa=1; 由机械设计第八版 表10-2查得使用系数KA=1.75； 由机械设计第八版 表10-4用插值法查得8级精度、换向齿轮悬臂布置时，KHb=1.39535。 b=6.934，KHb=1.4206查机械设计第八版 图10-13得KFb=1.37;h故载荷系数 由K=KAKvKHaKHb=1.751.0511.39535=2.564 6）根据实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由下式得： d1=d1t37）计算模数m： K2.564=56.2473=67.25mm Kt1.5d167.25=2.59mm z126mn=4.6.3 按齿根弯曲

40、强度设计 弯曲强度的设计公式为 19 2kT1YFaYSamn3fdz12sF 确定公式内的各计算数值： 1）由机械设计第八版 图10-20c查得换向齿轮的弯曲疲劳强度极限sFE1=500Mpa 大齿轮齿圈的弯曲疲劳强度极限sFE2=380Mpa 2）由机械设计第八版 图 10-18 取弯曲疲劳强度寿命系数： KFN1=0.86 KFN2=0.87 3）计算弯曲疲劳许用应力。 取弯曲疲劳安全系数S=1.4 sF1=sF2=KFN1sFE10.86500=307.143Mpa S1.4KFN2sFE10.87380=236.143Mpa S1.44）计算载荷系数K： K=KAKvKFaKFb=1

41、.751.0511.37=2.517 5）查取齿形系数： 由机械设计第八版 表10-5查得 YFa1=2.60； YFa2=2.464 6）查取应力校正系数： 由机械设计第八版 表10-5查得 Ysa17）计算大齿轮齿圈、换向齿轮的=1.595； Ysa2=1.645 YFaYSasF并加以比较。 YFa1YSa1sF1=2.601.595=0.0135 307.1432.4641.645=0.0172 236.143YFa2YSa2sF2=大齿轮齿圈的数值较大。 设计计算： 22.51737555.1313=0.0172=2.0014mm 20.626对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模

42、数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲疲劳强度所决定的承载能力，而齿面接触强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，mn320 2kT1YFaYSafdz12sF可取弯曲强度算得的模数2.0014，并圆整得m=3mm，接触强度算得的分度圆直径d1=67.25mm，由于换向齿轮前面已经设计所有d1=78mm Z1=d178=26m3Z2=6.538526=170 4.6.4 几何尺寸计算 计算分度圆直径： d1=z1m=263=78mmd2=z2m=1703=510mm计算中心距: a=(d1+d2)78+510=294mm 22计算齿轮宽度： b=fdd1=0.6

43、78=46.8mm 取B2=40mm；B1=45mm 4.6.5 结构设计 由于大齿轮齿圈直径为510mm由于结构需要大齿轮设计成齿圈，齿圈内直径由大滚筒决定；换向齿轮直径为78mm所以结构选择为实心，轮毂部分由换向轴来确定。 4.7 小滚筒轴的设计及校核 设计小滚筒的轴，已知输入功率P=Ph带=1.50.96=1.44kw，转速电n1=258.2rmin，转矩T=9550000P1.44=9550000=53261.04Nmm带轮n1258.2直径为d1=140mm，d2=150mm，受到严重冲击载荷，每天工作1016小时，使用寿命XX年，转向不变。 4.7.1 初步确定小滚筒轴的最小直径

44、先按下式初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据机械设计第八版 表15-3，取A0=126，于是得 dA03P1.44=1263=22.34mm n1258.221 4.7.2 小滚筒轴的结构设计 图4-1 小辊筒轴 根据实际情况要求，选择图4-1所示方案。 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1）为了满足带轮的轴向定位要求，-轴段右端需制出轴肩，左端采用带轮端面定位；同理为了满足另一带轮的轴向定位要求，-轴段左端需制出一轴肩，右端采用带轮端面定位；为了满足轴承的轴向定位要求，-轴段右端需制出一轴肩，左端采用轴承端盖定位；为了满足另一轴承的轴向定位要求，-轴段左端需制出一轴肩，右端采用轴承端盖定位；为了满足小滚筒两端盖的轴向定位要求，-轴段右端需制出轴肩，左端采用承套端面定位；-轴段左端需制出一轴肩，右端采用承套端面定位。 2）初步选