和面机设计说明书.docx

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1、真空和面机设计题 目：真空和面机设计设计者：学 院：专业班级：指导教师：2012年07月曰目录目录2第一章绪论41.1和面机概述41.2和面机设计选择.6第二章运动参数、动力参数的设计 72.1传动系统中传动链的设计及各传动比的分配设计72.1.1搅拌浆转速 72.1.2电动机的主要技术参数选择 72.2计算各轴的转速82.3计算各轴的功率82.4计算各轴的转矩9第三章结构设计93.1皮带传动设计93.1.1计算功率Pc93.1.2V带选型93.1.3带轮设计93.1.4验算带速V103.1.5求V带基准长度、和中心距103.1.6小包角的计算103.1.7求带根数Z113.1.8计算作用在带

2、轮轴上的压力%113.1.9带轮结构设计113.2蜗轮蜗杆传动结构设计123.2.1选择材料123.2.2选择蜗杆头数乙1,并估计传动效率123.2.3计算蜗轮转矩T2123.2.4确定使用系数Kj123.2.5计算转速系数133.2.6确定弹性系数133.2.7计算寿命系数133.2.8确定接触系数Z 133.2.9确定接触疲劳极限和接触疲劳最小安全系数133.2.10 计算中心距 a133.2.11确定各类参数133.2.12蜗杆的各轴段的直径和长度确定153.2.13圆柱蜗杆传动的精度设计163.3蜗轮轴的尺寸的确定163.4主轴的结构尺寸计算163.4.1主轴和轴类零件的材料选择及尺寸

3、确定163.5主要传动轴受力分析，画出其弯矩图，并且进行相关的校核计算173.5.1蜗杆轴受力分析及校核计算173.5.2蜗轮轴受力分析及校核计算193.5.3蜗轮轴疲劳强度的校核193.5.4蜗轮齿根弯曲疲劳强度的校核213.5.5蜗杆刚度的校核223.5.6相关的其他计算233.6主要传动轴承受力分析，强度及轴的寿命演算233.6.1轴承受力分析及寿命计算233.7真空装置的结构设计和计算3.8浆叶容器及机体的总体结构设计26第四章总结第四章参考文献第一章绪论1.1和面机概述和面机在食品加工中用来调制粘度极高的浆体或塑性固体，主要是揉制各种不同性质的面团，包括 酥性面团、韧性面团、水面团等

4、。（一）和面机调制基本过程和面机调制面团的基本过程由搅拌桨的运动来决定。水、面粉及其他辅料倒入搅拌容器内，开动电 动机使搅拌桨转动，面粉颗粒在桨的搅动下均匀地与水结合，首先形成胶体状态的不规则小团粒，进而 小团粒相互粘合，逐渐形成一些零散的大团块。随着桨叶的不断推动，团块扩展揉捏成整体面团。由于 搅拌桨对面团连续进行的剪切、折叠、压延、拉伸及揉合等一系列作用，结果调制出表面光滑，具有一 定弹性、韧性及延伸性的理想面团。若再继续搅拌，面团便会塑性增强，弹性降低，成为粘稠物料。（二）和面机分类和面机有卧式与立式两种结构，也可分为单轴、多轴或间歇式、连续式。1. 卧式和面机卧式和面机的搅拌容器轴线与

5、搅拌器回转轴线都处于水平位置；其结构简单，造价低廉，卸料、清 洗、维修方便，可与其他设备完成连续生产，但占地面积较大。这类机器生产能力（一次调粉容量）范 围大，通常在25-400kg/次左右。它是国内大量生产合各食品厂应用最广泛的一种和面设备。2. 立式和面机立式和面机的搅拌容器轴线沿垂直方向布置，搅拌器垂直或倾斜安装。结构型式与立式打蛋机相似， 只是传动装置较简单。有些设备搅拌容器作回转运动，并设置了翻转或移动卸料装置。立式和面机结构简单，制造成本不高。但占空间较大，卸料、清洗不如卧式和面机方便。直立轴封 如长期工作会使润滑剂泄漏，造成食品污染。（三）和面机主要零部件和面机主要有搅拌器、搅拌

6、容器、传动装置、机架、容器翻转机构等。1 .搅拌器也称搅拌桨，式和面机最重要的部件。按搅拌轴数目分，有单轴式和双轴式两种。卧式 的与立式的也有所不同。单轴式和面机结构简单、紧凑、操作维修方便，是我国面食加工中普遍使用的机型。这种和面机只 有一个搅拌桨，每次和面机搅拌时间长，生产效率低。由于它对面团拉伸作用较小，如果投料少或操作 不当，则容易出现抱轴现象，使操作发生困难。因此单轴式和面机适用于揉制酥性面团，不宜调制韧性 面团。双轴式和面机具有卧式和面机的优点。它有两组相对反向旋转的搅拌桨，且两个搅拌桨相互独立， 转速也可不同，相当于两台单轴式和面机共同工作。运转时，两桨时而相互靠近，时而又加大距

7、离，可 加速均匀搅拌。双轴和面机对面团的压捏程度较彻底，拉伸作用强，适合揉制韧性面团。缺点是造价高 于卧式和面机，起面较困难，需附加相应装置，如果手工起面则劳动强度大。和面机搅拌器的结构形状有多种类型，对应于不同调制物料特性机工艺要求。(1) S形、z形搅拌桨 这两种搅拌器的桨叶母线与其轴线呈一定角度为的是增加物料的轴向和径 向流动，促进混合，适宜高粘度物料调制。N形应用广泛，有很好的调制作用，卸料和清洗都很方便。 z形搅拌桨调和能力比N形叶片低，但可产生高的压缩剪力，多用在细颗粒与粘滞物料的搅拌中。(2) 桨叶搅拌器 这种搅拌器结构由几个直桨叶或扭曲直桨叶与搅拌轴组成。和面过程中，桨叶搅 拌

8、对物料的剪切作用和强，拉伸作用弱，对面筋的形成具有一定破坏作用。搅拌轴装在容器中心，近轴 处物料运动速度低，若投粉量少或操作不当，易造成抱轴及搅拌不均的现象。桨叶式搅拌器结构简单， 成本低，适用与揉制酥性面团。(3) 滚笼式搅拌器它对面团有举、打、折、揉、压、拉、等多种连续操作，有助于面团的捏合。 如果搅拌器结构参数选择合理，还可利用搅拌的反转，将捏合好的面团自动抛出容器，这样就省去了一 套容器翻转机构，降低了设备成本。滚笼式搅拌器对面团作用力柔和，面团形成慢，对面筋机械作用弱， 有利于面筋网络的生成。结其构简单，制造方便，适用于调和水面团、韧性面团等经过发酵或不发酵的 面团。(4) 其他类型

9、卧式搅拌器在卧式和面机中，也使用着一些不同于上述形状的搅拌器。如花环式、 扭叶式、椭圆式、V字形。(5) 立式和面机的搅拌器立式和面机的搅拌器有桨叶式、扭环式、象鼻式等。桨叶式搅拌器与卧式和面机桨叶式结构相似，其轴线与地面垂直。扭环式搅拌器桨叶从根部至顶端逐渐扭曲90，有利于促进面筋网络的生成适用于调制韧性面团 与水面团雷面食。象鼻式搅拌器通过一套四杆机构模拟人手调粉时的动作来调制面团，有利于面筋的揉制，适于调制 发酵面团。另外搅拌容器可以从机架上推出，作为发酵使用，既减少了生产设备，又简化了搬运面团的 操作。一次调粉可达300kg以上。但这种结构复杂，搅拌器动作慢。(6) 双轴和面机的搅拌器

10、 双轴式和面机有两组相对反向旋转的搅拌桨。按其相对位置分为切分式 和重叠式。2.搅拌容器卧式和面机的搅拌容器(也称搅拌槽)的典型结构见图1多由不锈钢焊接而成。和面操作时，面团质量的好坏与温度有着很大的关系，而不同性质的面团又对温度有不同的要求。 高功效和面机常用带夹套的换热式搅拌容器。为降低成本，使用普通单层容器，可降低物料调和前的温 度来达到加工工艺的要求。为防止工作时物料或润滑油从轴承处泄漏污染食品，容器与搅拌轴之间的密 封要好。转速低、工作载荷变化大，轴封处间间隙变化频繁，因此密封装置应选用型无滑架橡胶密封 圈等大变形弹性元件。新型卧式和面机采用空气端面密封装置，密封效果很好。搅拌容器的

11、翻转机构分为机动和手动两种。机动翻转容器机构由电动机、减速器及容器翻转齿轮组 成。这种机构操作方便，降低人工劳动强度，但结构复杂，整个设备成本高，适宜在大型或高效和面机 上使用。手动翻转容器机构适用于小型和面机或简易型和面机。立式和面机的搅拌容器有可移式和固定 式两种。3. 机架小型和面机转速低，工作阻力大，产生的振动及噪声都较小，因此不用固定的基础。机架结构有的采 用整体铸造，有的采用型材焊接框架结构，还有底座铸造而上部用型材焊接的。4. 传动装置和面机的传动装置由电动机、减速器及联轴器等组成，也有的用皮带传动。和面机工作转速低，多为 2550r/min，故要求大减速比，常用蜗轮蜗杆减速器或

12、行星减速器。目前国内面食生产企业在和面工序中大多采用单板式和面机。单板式和面机包括主轴传动装置、面 箱翻转装置、面箱、真空抽管、密封垫，且单板式浆叶的叶顶为弧型，主轴以一定角度穿过单板式桨叶 的中心。此结构虽可和出整体面团，且致密性和弹性也可满足要求，但此结构在和面时，单板式桨叶在 半周内轴向只一个方向受力，下半周则受相反方向的力。而面团和成时，阻力大，运转时振动剧烈，寿 命短。现在市场上比较高档的是真空和面机，可根据工艺要求设定和面时间、真空度。缸体具有密封性能 好，面粉无跑冒现象。真空和面机是在真空状态下模拟手工和面的原理，使面筋网络快速形成，和面配 水量在常规工艺基础上可适量增加约20%

13、。快速拌合，使小麦蛋白质在最短的时间内吸收水份，比常 规状态下和制的面团熟化程度提高2倍以上，且不损伤已形成的蛋白质面筋网络结构。使得蛋白组织 结构均衡，使面的筋性、咬劲、拉力都远远优于其他形式和面机的和面效果。加工出来的面品，面团 均匀、弹性好、面制品滑爽、可口、有咬劲、面筋力高、透明度高。V字形板式桨叶在面箱中绕主轴 的轴线作回转运动，由于桨叶向两边推动面团，所以可以解决受力不均现象，使机器运转平稳。这样 可保证固定于主轴上的桨叶在转动时运转轨迹为一圆柱体。同时又抵消了推动面团而产生的轴向力。能 够使机器在运转时更加稳定，提高整机使用寿命。真空系统采用水环式真空泵，安全卫生，还有真空表、

14、真空电磁阀及管路。操作面板由中英文对照按钮和PLC电脑显示屏组成，操作方便。1.2和面机设计选择我们组设计的和面机生产能力为：调和面粉重量25kg/次。机型：卧式和面机搅拌型式采用桨叶式，转速在4050rpm范围内，制作酥性面团。因为食品卫生要求，容器采用不锈钢材料。由于和面机的主轴回转速低，需要较大的减速比，故 本次设计中采用带轮及蜗轮蜗杆减速传动。序号设计内容计算过程结果2.12.1.12.1.2传动系统 中传动链 的设计及 各传动比 的分配设计搅拌浆转 速电动机的 主要技术 参数选择型号额定功率浆=47r/minY100L1-4P=2.2kwn . , 浆=47r/minP=2.2kwn

15、 . ,.电=1500r/minV=1430 r min-1T=2.2N MM=34 kg4上面是机构简第，二章通过三角动参数蜗杆动另参数的是设计电机同步转速n. 一，一 ，一电二1500r/min,四极电机。满载转速最大转矩V=1430 r min-1额定转矩T=2.2N M重量外形尺寸M=34 kg380 mm x 282.5 mm x 245mmn 八.1=1430r/min中心高H=100mm“2=953 r/min安装尺寸轴伸尺寸160mm x 140mm28mm x 56mmn=47 r/min2.2计算各轴的转速1 =电=1430r/minn-电2 =带=1430/1.5953

16、r/minn .2n3 =蜗杆=953/2047 r/minp电机=2.2kw2.3计算各轴的功率门查机械零件设计手册，效率取 电机=0.85,头蜗杆蜗杆=0.8,滚动轴承球轴承=0.99门V带=0.96,单,弹性联轴器p1 =1.87kw门联轴器=0.99。 p电机的额定功率电机=2.2kw电机的输出的有效功率p = p电机 x门电机=2.2 x 0.85 = 1.87kwp2 =1.795kw第二根轴功率P3 = 1.4kwp = p1 x门V带 x门球轴承=1.87 x 0.96 x 0.99 =1.795 kw第三根轴功率2.4计算各轴的转矩P3 = P X门X门门2蜗杆球轴承联轴器=

17、1.795 x 0.8 x 0.99 x 0.99 = 1.4知电动机的输出转矩T = 9.55 x 106 xp电=9.55 x 106 xl.87/1430 = 12488.5N mm第二根轴转矩T =T i 门 门2 1 带V带球轴承=12488.5 X1.5 x 0.96 x 0.99 = 17983.4N mm第三根轴转矩T = T - i门门 门3 2 蜗杆 蜗杆 球轴承 联轴器=17983.4 x 20 x 0.8 x 0.99 x 0.99 = 316583N mmT = = 12488.5 1N mmT = = 17983.4N mmT = =316583 3N mm第三章结

18、构设计序号设计内容计算过程结果3.1皮带传动设 计3.1.1计算功率Pc每天工作小时为1016h,载荷变动很小，查表得Ka 1-1，故P _ Ka x /电机=1.1 x 2.2 = 2.42kwPc= 2.42kw3.1.2V带选型根据P =2.42kw, 1=1430,面七选A型。选A型3.1.3带轮设计大，小带轮基准直径d1 , d 23.1.43.1.53.1.6验算带速V求V带基准 长度Ld和中 心距小包角的计 算由表得、广75心，现取=80 mm，nd = -(1。) = 1430/953x80(1-0.02) = 117.64mm2取 d = 118mm验算带速VV = = 3.

19、14 x80 x1430 = 5.99m / s 60x100060x1000带速在525m/s范围内，合适。初步选取中心距% = 1.5(+ d 2) = 1.5(80 +117) = 297 mm口。 300亿亿 好人 0.7(d + d ) a 120。，合适。344d = 80mmd = 118mma0 = 300mmL 0=912.221mma = 344mm3.1.7求带根数Zn = 143 r /mind = 8mm 查表得 P - .8kwi = d2 = 1.5d1(1-s)AP = 0.128 而查表得 =173.67。由1查表得J -98查表得V.893.1.8计算作用在

20、带轮轴上的压力Fq3.1.9带轮结构设 计2.42=2.9898(.8 + .128) x .98 x .98F =冥(矣-1) + 2 ZV Ka5 x 2.42 ,2.5=x (1) + .1x 5.9923 x 5.99.98=18.25N作用在轴上的压力F = 2Z - F x sin % = 647.161N 173 一67=2 x 3 x 18.25 x sin 里 2=647.161N小带轮几何尺寸计算：由Y100L1-4型电动机可知：轴身直径D=28mm，长度L = 56mm取3根。F =Q647.161NL = (1.5 2)D = (1.5 2) x 28 = (42 56

21、)mm，D=28mmL = 56mm取 56 mm，由表查得：a min=2.75mm h= 8.7 mm1Z/ = 147MP 2f . = 9mm 中 = 34。B = (Z - 1)e + 2 f = 48mmB = 48mm3.23.2.13.2.23.2.33.2.4蜗轮蜗杆传 动结构设计选择材料选择蜗杆头数乙1,并估计 传动效率计算蜗轮转矩T2确定使用系d d + 2h = 86 mm大带轮几何尺寸计算：D = 38mmL = (1.5 2)D = (1.5 2) x 38 = (57 76)mm取 76mm，工士*f h= 2.75mm由表查得：a minh 十.min = 8.

22、7 mm e = 15mm fmin = 9mm 中 0 = 34。B =(Z - 1)e + 2 f = 50mm 2 = %+ 2h广 224mm。蜗杆采用45钢，表面硬度45HRC以上。蜗轮材料采用ZCA10P1，砂型铸造。选S，查表取大值，u =0 045o =2 5。当量摩擦系数 r 0,045，当量摩擦角0 v人5、F”d /a任八 cll 尸=13。/ Z = 2 门=0.88 初选 1值=0.355，r =13 ( 1)，1一 一PT=叫=9.55 x 106 们21.795=9.55 x106x 20 x 0.88953=316583N - mm查表知使用系数Ka 1.1d

23、= 86mm e1D = 38mmL = 76mmB = = 50mmd =e 2224mmZ1 = 2T2=316583N - m3.2.53.2.63.2.73.2.83.2.9数KA计算转速系 数n 19531Z = (-8 +1) - 8 =(会飞 +1) - 8 = 0.785确定弹性系查表知弹性系数ZE I MPa 2 数计算寿命系 数确定接触系 数Z p确定接触疲劳极限和接触疲劳最小安全系数3.2.1计算中心距a0Z=25000 =迎=1.13 v 1.6 h 6 匕 612000接触系数由图查得气=2,85接触疲劳极限查表得。Hlim = 265MPa接触疲劳最小安全系数S m

24、in T2K T (ZEZP - Hmin a 2 Z Z b .r!(n一r)!1.1X 316583 X ( 147 X 2,85 X M)2 x10.785 x 1.13 2.65=116.79mm取 a =125mma = 125 mm3.2.11n 一传动比i =f = 20蜗杆 n确定各类参2数Z 一齿数比=20Z1蜗轮齿数Z - 40齿形角以H - 20模数 m = m = 5mm变位系数X = 0.5法向模数m = m xcosy=5 x cos11.31。=4.9蜗杆直径系数q =二 = “Me =10 m tan ytan11.31。蜗杆轴向齿距P =兀m = 5兀=15.

25、7x1x1蜗杆导程Pz 1 = PZ=兀Zm=10 = 31.4mm蜗杆导程角 y = arctan( Z+) = 11.31。11 z蜗杆节圆柱导程角y = arctan(一 ) = 12.5。1q + 2 x齿顶高系数ha1顶隙系数C * = 0.2蜗杆分度圆直径d1 = mq顷皿蜗杆节圆直径=m(q + 2X) = 45mm蜗杆顶圆直径吃=d1 +2mhj= 60 mm蜗杆齿根圆直径气广d - 2(y+C *)m=38mm蜗杆齿顶高广mha: = 5mm蜗杆齿根高h广吧;+C *)=6mm蜗杆全齿高 h1=m (2 h+C *)=11mmZ 2 = 40m = m = 5mq = 103

26、.2.12蜗杆的各轴段的直径和长度确定蜗杆齿宽十(12.5 + .吃而T3心蜗杆模数m - 6时增加20 mm蜗轮分度圆直径2 = mZ2 = 200mm蜗轮节圆直径d2 = d2 = 200mm 蜗轮喉圆直径d = m(Z + 2h * + 2x) = 205mm蜗轮根圆直径 d2 = d2 - 2(ha2* + C*)m + 2mX = 183皿 蜗轮齿顶圆直径d 2=d 2 + (1L5) m = 212 mm蜗轮喉圆半径12=.5 A1 + C = 20蜗轮齿宽?注0.7 y42mm- b 蜗轮齿宽角9 - 2sin -1甘一 114.3。1顶隙 C 0.2m - 1mm蜗轮齿顶高42

27、 m(ha2X) 7.5mm蜗轮齿根高七2 *乂2* E 危皿 蜗轮中径 hm 2 d 2 + mx 二5 mm蜗轮轴向齿厚W = 0.5兀m 7.9mm蜗轮法向齿厚X = Sx c” - 0.5兀mc。町1 - 7.7mm 蜗杆轮齿法向测量齿高h - h * + 0.5S tan(0.5sin-1七血，】)an1amn1d1-1.02mm详细尺寸见零件图3.2.13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。V = i3 = 0.49m / s2 1000 X 60V = (2 = 2.49m / si 1000 x 60参照表选定

28、蜗轮第I公差数组为9。蜗杆第I公差组为7。第I公差组比第I公差组低一级，选蜗轮第I公差组为10,蜗杆第I公差组为8.对齿的接触精 度有一定的要求，通过与第I公差组同级，蜗轮第I公差组 为9,蜗杆第m公差组为9,蜗杆第m公差为7.故该蜗轮精度 为 10-9-9b GB/T 10089-1988，蜗杆精度为 8-7-7d GB/T 10089-1988。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中=0.014 px蜗杆轴的向齿距累积偏差中=0.024 pxl蜗杆齿槽径向跳动公差W = 0.017 r蜗杆齿形公差W = 0.022 甲1蜗轮齿距极限偏差Af = 0.0

29、40蜗轮齿形公差Af = 0.036f2蜗轮轴的尺据蜗轮孔直径d = 45mm，由检验公式确定轴颈，3.33.43.4.1寸的确定主轴的结构尺寸计算主轴和轴类零件的材料选择及尺寸d = d + (24)c，具体尺寸见零件图。主轴选用45钢，具体尺寸见零件图。轴承型号的选择：左端轴承选用6008型身沟球轴承，右端轴承均选用6009型 深沟球轴承。确定轴承的润滑：轴承的润滑采用脂润滑密封件的选择：轴承的密封采用接触式的毡圈密封。选用毡圈40 JB/ZQ4606-1997.主要尺寸如下：b1 = 7mm，b=12mm,B=12mm,8= 15mm联轴器的选择：由于蜗轮轴转矩T = 316.83N.M

30、 ,故选择金属弹簧元件挠性 3联轴器，型号为JM16。3.5主要传动轴 受力分析，画 出其弯矩图， 并且进行相 关的校核计3.5.1蜗杆轴受力分析及校核计算蜗杆轴的弯矩图:F = F tan a = tan ar1笊d22 x 316583“v=tan 20。= 1152.3 N200_以 72.5 F225.5vb345647.2 x 72.5 1152.3 x 225.5 八,=617.2 N345Rva = Fq +F1 - Rvb=647.2N + 1152.3N 617.2N = 1182.3NRa=Fq +F1 - Rvb=647.2N + 1152.3N 617.2N = 118

31、2.3NF =奚=2 x17983.4 = 719 n，1 d50R = F1(72.5 +153) = 719 x 225.5 = 470Nhb345345RA = F Rhb = 719 470 = 249NMC = Ra 72.5 = 85717 N - mmMvf = 85717 + 535.1 x 153 = 16758 N - mmM，= R A 72.5 = 18052.5 N mmM = R A - 225.5 = 56150N mm合成弯矩：M E =Mve2 + Me 2=J857172 +180532 = 87598N mmM f =伽虾2 + M抒2= 167582 +

32、 561502 = 58597N mm3.5.2蜗轮轴受力分析及校核计算蜗轮轴弯矩图R = F 257.5 = 192N vd 345RC = F 2 - Rvd = 1152 -192 = 960NM = -960 x 57.5 = -55200N .mmRHDF 57.5719 x 57.5R HD=120 N 345RHC=719 -120 = 599NHDMhh = -Rhc - 57.5 = -599 x 57.5 = -34452N.mmMh = Mvh 2+Mhh 2= 552002 + 344522 = 65069N .mm3.5.3蜗轮轴疲劳 主要校核蜗轮轴截面处，强度的校核

33、假设该轴的转矩按脉动循环规律变化。抗弯截面模量可查新编机械设计手册P761 表 1531兀 d3 bt(d -1)2Z =322d_兀 X 453 _14 X5.5 X (45 -5.5)2322 x 45=8942 -1334 = 7607mm3抗扭截面模量：P761表1531Z =兀 d 3 bt (d-t )2 p 162d_兀 x 453 _ 14 x5.5 x (45 -5.5)3162 x 45=16557mm3弯曲应力幅：M 65069 *。Z合 = 7611 = &5MPa弯曲平均应力：q = 0 MP扭转应力幅：二=21658L=9.6 mpa 2Zp 2 X16557a扭转

34、平均应力：T = 9.6 MP因为所选轴的相关数据为：轴45钢正火，HBS 200,气=600MPa,Q = 240Pa,T = 140 MPa -1-1故而，可查表1534得到键槽引起的应力集中系数：K = 1.76, K = 1.54查表1540表面质量系数p = 0.95查表1538绝对尺寸影响系数：e b = 0.84,8 = 0.783.5.4蜗轮齿根弯 曲疲劳强度 的校核扭剪强度极限t b = 0.6，气=0.6 x 600 = 360MP寿命系数：Km = 1 (无限寿命)S =KN=i。Ke e& U e 1。m Neb_2401.760 _ 240 八x 8.5 +x 0 0

35、.84 x 0.95600=12.8S 、t 比+ LtK8 P T mN_1401.54 亦 140 x 9.6 +x 60.78 x 0.95360=9.45S = _x S y/S2 + S 2_ 12.8 x 9.45J12.82 + 9.452=7.56查表 15-30 可取: S = 1.4 v S = 7.56蜗杆圆周速度：匕=兀 叩2 /(60 x 1000)=兀 x 50 x 953/ 6000=2.49m / s相对滑动速度：“ V2.49今,V = 2.54m / ss cos ycos11.31。当量摩擦系数，由表查得：R = 0.03 P = 1.67。3.5.5蜗杆

36、刚度的 校核许用接触应力：b = ZZ HfemHn h SH lim=0.785 x1.13 x 至1.2=195.89MPa最大接触应力：_Z Z KTb H= ZEZpVeg /1.1x316583=147 x 2.85 x JV1253=176.9 4许用弯曲疲劳应力：b = Fiim = 82 MPF S1.4aF lim齿轮最大弯曲应力：b = 2 K?2F mb d2 2=2 x1.1x316583=5 x 40 x 200=17.41 82 MP合格。a轴惯性矩I =k4/64 =兀 x504/64 = 306795.9mm4蜗杆挠度：b = F l J tan 2 d + t

37、an2（r + P） / 48EI12tv3.5.63.63.6.1相关的其他 计算主要传动轴 承受力分析， 强度及轴的 寿命演算轴承受力分 析及寿命计 算_ 2 x 316583 何皿20。+七4电（11.31。+1.67。） 乂 2003 2003 48 x 206 x103 x 30679593=0.0048蜗杆的许用挠度：Y=d1/1000=0.05。Y，故而蜗杆的刚度符合要求，合格。蜗杆传动的总效率：叩=叩叩叩=0.8散热面积估算：A = 9 x 10 - 5 a1.88 = 0.788m 2工作温度：t = 1000（1门）+1w=1000 x 1.795 x（1 085） + 2

38、0o一15 x 0.788+=42.72。合格。润滑油黏度根据：V = 2.54 m / s由表选取：V。= 420mm2 / s40C。蜗杆两端的轴承：结构简图如下：由于蜗杆上受到蜗轮施加的轴向力 F1故轴承受到轴向力F= 3166 N，其受到支架的力为径向力：F =R2似 + R2A =11822 + 2492 = 1208N。转速 n = 953r / min查新编机械设计手册P : 514选 6406 型轴承，C = 47500NC0 = 24500N,nlim = 10000r/min （脂润滑） 因其工作温度t 0.31R 1208查表 149，取 Kp =1.1可得:P = Kp

39、( XR + YA)=1.1x (0.56 x 1208 +1.46 x 3166)=5829N计算轴承寿命：L = 10 (-) =106X (竺00)3 = 9464h10h 60n P60 X 9535829因为另一端轴承所承受的径向力小于此轴上的径向力，故其 上的轴承寿命理应为大一些轴承，故不另计算。蜗轮轴端轴承：轴承承受轴向力为：F = F2 = 3166N轴承承受径向力为：F =R 2 侄 + R 2 HC = J9602 + 5992 = 1132N 转速 n = 47 r / min查新编机械设计手册p14表1010，选取6308型轴承。C = 40800N, C0 = 240

40、00N, n lim = 8500r / min (脂润滑)其工作温度t v 100OC，取K = 1，故：其额定动载荷C = K x 40800 = 40800N查机械设计基础九，表14103166=0.13，得 e = 0.31C0 24000A 3166=2.87 e = 0.31R 1132得 X = 0.56, Y = 1.46查表149( P56)因和面机载荷性质为平稳，且有轻微冲击，故取K p = 1-1可得P = Kp( XR + YA)=1.1 x (0.56 x 1132 +1.46 x 3166)=5782N106 ,40800、()3 = 124594h60 x 47 5782计算轴承寿命：,106L =10 h 60n3.7浆叶容器及 机体的总体 结构设计容器的结构设计容器的宽度B=2 (R +5 )=442mm容器的高度H = h + 2 R=611mm容器的长度就L =(2 2.5)R=572mm详细尺寸见零件图。容器与输出口的结构设计输