巴旦杏破殼機設計說明書畢業設計說明書(編輯修改稿)

　

【文章內容簡介】 （ 1） 確定公式內的各計算數值 ： 1）由 《機械設計》第八版 圖 1020c 查得 換向 齒輪的彎曲疲勞強度極限1 500FE Mpa? ? 大齒輪 的彎曲疲勞強度極限 2 380FE Mpa? ? 2） 由《機械設計》第八版 圖 1018 取 彎曲疲勞強度壽命系數 ： 1 ? 2 ? 3） 計算彎曲疲勞許用應力。 取 彎曲疲勞安全系數 ? 111 0 . 8 6 5 0 0[ ] 3 0 7 . 1 4 31 . 4F N F EF K M p aS ?? ? ?? ? ? 212 0 . 8 7 3 8 0[ ] 2 3 6 . 1 4 31 . 4F N F EF K M p aS ?? ? ?? ? ? 4）計算載荷系數 K ： 1. 75 1. 05 1 1. 37 2. 51 7A v F FK K K K K??? ? ? ? ? ? 5）查取齒形系數： 由《機械設計》第八版 表 105 查得 1 ? ； 2 ? 6）查取應力校正系數： 由《機械設計》第八版 表 105 查得 1 ? ； 2 ? 7） 計算大、 換向 齒輪的 ? ?FSFYY??? 并加以比較。 ? ?111 2 . 6 0 1 . 5 9 5 0 . 0 1 3 53 0 7 . 1 4 3FSFYY??? ??? ? ?222 2 .4 6 4 1 .6 4 5 0 .0 1 7 22 3 6 .1 4 3FSFYY??? ??? 大齒輪的數值較大。 （ 2）設計計算： ? ?1 33 2212 2 17 39 09 2 17 2 26FSn dF YYkTm mmz ???? ?? ??? ? ? ??? ??? 對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數 m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數，由于齒 輪模數的大小 主要 取決于彎曲疲勞強度所決定的承載能力，而齒面接觸強度所決定的承載能力 ， 僅與 齒輪直徑 （ 即 模數與齒數的乘積）有關，可取彎曲強度算得的模數 ，并圓整得 3m mm? ， 接觸強度算得的分度圓直徑 1 mm? ，由結構需要 1 78d mm? 11278 2 6 1 .3 0 7 7 2 6 3 43dZZm? ? ? ? ? ? 幾何尺寸計算 （ 1） 計算分度圓直徑 ： 11222 6 3 7 83 4 3 1 0 2d z m m md z m m m? ? ? ?? ? ? ? （ 2）計算中心距 : 12() 7 8 1 0 2 9022dda m m? ?? ? ? （ 3） 計算齒輪寬度： 1 0 .6 7 8 4 6 .8db d m m?? ? ? ? 取 2 40B mm? ； 1 45B mm? 結構設計 由于大齒輪直徑 為 102mm 所以結構 選擇為實心，輪轂部分由傳動軸來確定；換向 齒輪直徑為 78mm 所以結構選擇為實心，輪轂部分由換向軸來確定。 大齒輪齒圈 — 換向齒輪的設計 已知輸入的功率 2 2 2 21 1 .5 0 .9 6 0 .9 9 0 .9 8 1 .3 2 7 8P P k w? ? ?? ? ? ? ? ?電 帶 軸 承 齒 輪， 換向 齒輪轉速 1 338 .242 / m innr? ，傳動比 ? ， 受到嚴重沖擊載荷，每天工作 10～ 16 小時，使用壽命 10年（ 300 天每年） ， 轉向不變。 選擇精度等級、材料以及齒數 1）按傳送比方案，選用直齒齒輪傳動。 2）破殼機為一般工作機器，速度不高，故選用 8級精度（ GB 1009588） 3）材料選擇 換向 齒輪材料為 45Cr(調質 )， 換向 齒輪齒面的硬度為 280HBS。 材料選擇大齒輪 齒圈 材料為 45(調質 )，大齒輪 齒圈 齒面的硬度為 240HBS 二者的硬度差為 40HBS 4）初選擇 換向 齒輪齒數 1 26z? ，大齒輪 齒圈 齒數 21 5 26 170z iz? ? ? ? 取 2 170z ? 按齒面接觸強度設計 由 下式 進行計算 ? ?2131 2 ( 1 ) t EtdHK T i Zdi?????? ???? （ 1）確定公式內的各計算數值： 1） 試選載荷系數 ? 。 2）計算 換向 齒輪的傳遞扭矩： 5 511 19 5 . 5 1 0 9 5 . 5 1 0 1 . 3 2 7 8 3 7 5 5 5 . 1 3 13 3 7 . 6 5PT N mn? ??? ? ? ? 3）查《機械設計》第八版 表 107由于 換向 齒輪是做懸臂布置選取齒寬系數 ? ? 。 4) 查《機械設計》第八版 表 106查得 材料 的彈性影響系數 MPa? 5）由《機械設計》第八版 圖 1021d 按齒面硬度查 換向 齒輪的接觸疲勞強度極限： lim 1 600H MPa? ? ；大齒輪 齒圈 的接觸疲勞強度極限 lim 2 550H MPa? ? 6）由下 式計算應力循環次數： 81160 60 33 7. 65 1 ( 2 8 30 0 10 ) 9. 72 4 10hN n jL? ? ? ? ? ? ? ? ? ? 8 812 1 9 .7 2 4 1 0 1 .4 8 7 2 1 06 .5 3 8 5NN i ?? ? ? ? 7）由《機械設計》第八版 圖 1019 取接觸疲勞壽命系數 1 ? 2 ? 。 8）計算接觸疲勞許用應力： 取失效概率為 1％，安全系數 S=1；由下式得： ? ? 1 l i m11 0 .9 2 6 0 0 5521HNH K M p aS?? ?? ? ? ? ? 2 l i m 22 0 . 9 3 5 5 0 5 1 1 . 51HNH K M p aS?? ?? ? ? （ 2）計算 1）試算 換向 齒輪分度圓直徑 1td ，代入 ? ?H? 中較小的值： ? ?2 21 331 ( 1 ) ( 5 1 ) 375 1 189 . 51 5 511 .5t EtdHK T i Zd m mi????? ? ? ? ??? ? ? ? ??? ??? ???? 2）計算圓周速度 V ： 11 4 8 . 1 5 5 3 3 7 . 6 5 0 . 8 5 16 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0tdnv m s? ?? ??? ? ??? 3) 計算齒寬 b ： 1 0 .6 4 8 .1 5 5 2 8 .8 9 3dtb d m m?? ? ? ? 4) 計算齒寬與齒高之比 bh 。 模數 114 8 .1 5 5 1 .8 5 226tt dm m mz? ? ? 齒高 2 .2 5 2 .2 5 1 .8 5 2 4 .1 6 7th m m m? ? ? ? 93 67bh ?? 5）計算載荷系數 根據 m s? ， 8 級精度，由《機械設計》第八版 圖 108查得動載荷系數 ? ； 直齒輪， 1HFKK????。 由《機械設計》第八版 表 102 查得使用系數 ? ； 由《機械設計》第八版 表 104用插值法查 得 8級精度、 換向 齒輪 懸臂 布置時 ， ? ? 。 由 ? ， ? ? 查《機械設計》第八版 圖 1013 得 ? ? 。故載荷系數 1 .7 5 1 .0 5 1 1 .3 9 5 3 5 2 .5 6 4A v H HK K K K K??? ? ? ? ? ? 6）根據實際的載荷系數校正所算得的分度圓直徑，由下式得： 3311 2 . 5 6 45 6 . 2 4 7 6 7 . 2 51 . 5ttKd d m mK? ? ? 7）計算模數 m ： 116 7 .2 5 2 .5 926n dm m mz? ? ? 按齒根彎曲強度設計 彎曲強度的設計公式為 ? ?13 212 FSn dFYYkTm z ??????? ???? （ 1） 確定公式內的各計算數值 ： 1）由《機械設計》第八版 圖 1020c 查得 換向 齒輪的彎曲疲勞強度極限1 500FE Mpa? ? 大齒輪 齒圈 的彎曲疲勞強度極限 2 380FE Mpa? ? 2）由《機械設計》第八版 圖 1018 取彎曲疲勞強度壽命系數： 1 ? 2 ? 3）計算彎曲疲勞許用應力。 取彎曲疲勞安全系數 ? 111 0 . 8 6 5 0 0[ ] 3 0 7 . 1 4 31 . 4F N F EF K M p aS ?? ? ?? ? ? 212 0 . 8 7 3 8 0[ ] 2 3 6 . 1 4 31 . 4F N F EF K M p aS ?? ? ?? ? ? 4）計算載荷系數 K ： 1. 75 1. 05 1 1. 37 2. 51 7A v F FK K K K K??? ? ? ? ? ? 5）查取齒形系數： 由《機械設計》第八版 表 105 查得 1 ? ； 2 ? 6）查取應力校正系數： 由《機械設計》第八版 表 105 查得 1 ? ； 2 ? 7）計算大 齒輪齒圈、換向 齒輪的 ? ?FSFYY??? 并加以比較。 ? ?111 2 . 6 0 1 . 5 9 5 0 . 0 1 3 53 0 7 . 1 4 3FSFYY??? ??? ? ?222 2 .4 6 4 1 .6 4 5 0 .0 1 7 22 3 6 .1 4 3FSFYY??? ??? 大齒輪 齒圈 的數值較大。 （ 2）設 計計算： ? ?1 33 2212 2 26FSn dF YYkTm mmz ???? ?? ??? ? ? ??? ??? 對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數 m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數，由于齒輪模數的大小主要取決于彎曲疲勞強度所決定的承載能力，而齒面接觸強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數與齒數的乘積）有關，可取彎曲強度算得的模數 ，并圓整得 3m mm? ，接觸強度算得的分度圓直徑 1 mm? ，由于 換向 齒輪前面已經設計所有 1 78d mm? 11278 2 6 6 . 5 3 8 5 2 6 1 7 03dZZm? ? ? ? ? ? 幾何尺寸計算 （ 1）計算分度圓直徑： 11222 6 3 7 81 7 0 3 5 1 0d z m m md z m m m? ? ? ?? ? ? ? （ 2）計算中心距 : 12() 7 8 5 1 0 29422dda m m? ?? ? ? （ 3）計算齒輪寬度： 1 0 .6 7 8 4 6 .8db d m m?? ? ? ? 取 2 40B mm? ； 1 45B mm? 結構設計 由于大齒輪 齒圈 直徑為 510mm由于結構需要大 齒輪設計成齒圈， 齒圈內直徑由大滾筒決定 ； 換向 齒輪直徑為 78mm 所以結構選擇為實心，輪轂部分由換向軸來確定。 小滾筒 軸的設計及校核 設計 小滾筒 的軸，已知輸入功率 1. 5 0. 96 1. 44P P k w?? ? ? ?電 帶 ，轉速1 258 .2 minnr? ， 轉矩11 . 4 49 5 5 0 0 0 0 9 5 5 0 0 0 0 5 3 2 6 1 . 0 42 5 8 . 2PT N m mn? ? ? ? ?帶輪直徑為 1 140d mm? ， 2 150d mm? ，受到嚴重沖擊載荷，每天工作 10～ 16 小時，使用 壽命 10年（ 300 天每年），轉向不變。 初步確定小滾筒軸的最小直徑 先按下式初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為 45鋼，調質處理。根據《機械設計》第八版 表 153，取 0 126A? ，于是得 33011 . 4 41 2 6 2 2 . 3 42 5 8 . 2Pd A m mn? ? ? ? ? 小滾筒軸的結構設計 圖 41 小輥筒軸 根據實際情況要求，選擇圖 41 所示方案。 （ 1） 根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 1） 為了滿足帶輪的軸向定位要求，Ⅰ Ⅱ軸段右端需制出 軸肩，左端采用帶輪端面定位；同理為了滿足另一帶輪的軸向定位要求， Ⅶ Ⅷ 軸段左端需制出一軸肩，右端采用帶輪端面定位；為了滿足軸承的軸向定位要求， Ⅱ Ⅲ 軸段右端需制出一軸肩，左端采用軸承端蓋定位；為了滿足另一軸承的軸向定位要求， ⅥⅦ 軸段左端需制出一軸肩，右端采用軸承端蓋定位；為了滿足小滾筒兩端蓋的軸向定位要求， Ⅲ Ⅳ 軸段右端需制出軸肩，左端采用 承套 端面定位； Ⅴ Ⅵ 軸段左端需制出一軸肩，右端采用 承套 端面定位。 2） 初步選擇軸承，考慮到主要承受徑向載荷，同時也承受不小的軸向載荷，故選用深溝球軸承，參照工作要求并根 據 30d mm?Ⅱ Ⅲ ， 30d mm?Ⅵ Ⅶ ，由軸承產品目錄中初步選取深溝球軸承 6306，其尺寸為 30 19d B mm? ? ? ；80l mm?Ⅱ Ⅲ ， 80l mm?Ⅵ Ⅶ 。 3)取安裝小帶輪的軸段的直徑 25d mm?Ⅰ