果蔬三維切丁機的傳動系統(tǒng)分析與設(shè)計摘要 果蔬加工作為一種新興食品工業(yè)產(chǎn)品正在國內(nèi)興起，由于其具有自然、新鮮、衛(wèi)生和方便等特點，正日益受到消費者喜愛。但我國，果蔬加工機械卻遠遠滯后于發(fā)展需求，并且價格昂貴。由此我們研制了多功能果蔬加工機，一機多用，取代了部分功能單一、效率低下、價格昂貴的進口機械。傳動系統(tǒng)作為機器的重要部分，其好壞關(guān)系到果蔬切片、切丁的成品質(zhì)量和工作效率等問題。進行傳動系統(tǒng)的設(shè)計，確定推進器、圓盤刀軸、條刀軸之間的運動參數(shù)，為適應(yīng)不同物料切削，提供不同的速度及動力，使之能夠達到對塊根狀及葉菜狀果蔬進行切片、絲、丁等規(guī)格形狀的加工。同時應(yīng)用新科技，采用先進的數(shù)字調(diào)速電機，省去復(fù)雜的變速機構(gòu)與調(diào)節(jié)機構(gòu)。試驗表明，該設(shè)備出成率、效率達到進口機械水平，價格較進口設(shè)備降低 50%以上，可填補此類機械的國內(nèi)空白，取得良好的經(jīng)濟效益和社會效益。關(guān)鍵詞： 多功能, 果蔬, 加工機械, 傳動系統(tǒng)Abstract As one new kind of food industry product in the homeland, fruit vegetables have being fond of gradually by the consumer because they are natural, fresh, convenient. But in our country, fruit vegetables process machinery stagnates over later than need of development, and the price is expensive. So, we have been developing the multifunctional fruit vegetables processing machine to replace the part function single , poor efficiency , expensive price entrance machinery. Drive system is one kind of important parts of machine, its function is good or not will relate to the product mass.At the same time, it applies the new science, it adopts the advanced electrical machinery in cutting, and it omits the organization of the complicated transformation speed and adjustment. Experiment and Proved, price of equipment can reduce 50%, Compared with imported equipment, the rate of finished product and efficient can reach level of imported machine. It can stuff national blank of this kind of machine. It has obtained the good economic results and science utility.Key words: more function, vegetable, working-machine, drive system目 錄第一章 緒論 ……………………………………………………… 31.1 課題研究的目的和意義………………………………………………… 31.2 國內(nèi)外研究現(xiàn)狀………………………………………………………… 31.3 本課題主要研究內(nèi)容…………………………………………………… 3第二章 傳動方案的選擇和運動、動力參數(shù)計算………………… 52.1 總體方案的確定……………………………………………………………52.2 傳動帶的選擇………………………………………………………………62.3 電動機的選擇………………………………………………………………62.4 傳動比的分配………………………………………………………………72.5 運動和動力參數(shù)計算…………………………………………………… 8第三章 傳動系統(tǒng)的設(shè)計計算………………………………………………103.1 帶傳動的設(shè)計計算……………………………………………………… 103.2 齒輪傳動的設(shè)計計算…………………………………………………… 153.3 軸系結(jié)構(gòu)設(shè)計…………………………………………………………… 20第四章 傳動系統(tǒng)結(jié)構(gòu)設(shè)計………………………………………… 294.1 UG 軟件簡介 …………………………………………………………… 294.2 切丁機傳動系統(tǒng)零部件的建模及裝配圖……………………………… 29第五章 設(shè)計總結(jié) ………………………………………………………… 365.1 主要結(jié)論 ……………………………………………………………… 365.2 存在的問題 ………………………………………………………………365.3 進一步研究建議 …………………………………………………………36致謝…………………………………………………………………… 37參考文獻…………………………………………………………… 38 1第一章 緒 論1.1 課題研究的目的和意義切割果蔬作為一種新興食品工業(yè)產(chǎn)品正在國內(nèi)興起，由于其具有自然、新鮮、衛(wèi)生和方便等特點，正日益受到消費者喜愛。以往的果蔬鮮切加工采用模仿人工切割動作的二維切削方式，即利用機械刀片來實現(xiàn)果蔬制品的橫向和縱向切割。國外一些先進的果蔬鮮切機械普遍采用了離心切片、盤形刀或柵形刀切絲、然后條刀切丁的三維切割加工工藝。本課題設(shè)計果蔬三維切丁機采用三維切割加工工藝，通過拆卸某些工作部件，使機具既能單獨進行切片、切絲，又能切丁，做到一機多用、一機多能。隨著人們生活水平的不斷提高，生活節(jié)奏加快，對食用方便、營養(yǎng)豐富、經(jīng)過加工的精細蔬菜的需求越來越大，對產(chǎn)品的品質(zhì)要求越來越高。蔬果食品機械加工在我國起步雖晚，但由于中國蔬果富含營養(yǎng)、品種齊全、質(zhì)優(yōu)價廉，深受國內(nèi)外消費者的青睞，因而近幾年蔬果食品發(fā)展十分迅速，己成為創(chuàng)匯農(nóng)業(yè)的支柱產(chǎn)業(yè)。1.2 國內(nèi)外研究現(xiàn)狀隨著我國改革開放，蔬果食品加工的崛起，各種不同類型加工機械有了很大發(fā)展，開發(fā)研制的廠家也比較多。國內(nèi)單一功能的蔬果加工機械品種較多，功能可靠但開發(fā)多功能加工機械的廠家?guī)缀鯖]有，即使所謂的多功能蔬果加工機械其實也是生產(chǎn)同類型的產(chǎn)品，只不過是針對不同的原料而講是多功能。生產(chǎn)上除了靠昂貴的進口機械外，主要靠手工加工和醬菜機械或飲事機械來代替，加工成型不規(guī)則，成品率低，浪費大，不能滿足日益迅速發(fā)展的蔬果加工食品的需求。國內(nèi)蔬果深加工的研究尚屬起步階段，對蔬果的品質(zhì)和綜合利用的研究與應(yīng)用無成熟經(jīng)驗。對蔬果成型機械的研究尚屬空白，不能滿足日益迅速發(fā)展的蔬果加工品種的需要。國外情況: 國外蔬果生產(chǎn)機械化具有 6 個突出特點:1.蔬果機械大型化;2.機械自動化:3.使用高技術(shù);4.廣泛應(yīng)用多功能機械;5.質(zhì)量穩(wěn)定可靠，使用壽命長;6 售后服務(wù)好21.3 本課題研究的主要內(nèi)容果蔬切丁機傳動部分的分析與研究。傳動系統(tǒng)是將動力機的運動和動力傳遞給執(zhí)行機構(gòu)或執(zhí)行構(gòu)件的中間裝置，是主機設(shè)備中最關(guān)鍵的部分之一，其方案和布置的合理與否，將直接影響到整套裝備的運行，加工產(chǎn)品的質(zhì)量和生產(chǎn)效率。此果蔬食品切丁機傳動系統(tǒng)的設(shè)計即是把變頻電機的輸出動力和運動，通過齒輪傳動和同步帶傳動，將動力和運動傳遞給切丁機的推進器裝置、圓盤刀軸和條刀軸，已達到特定要求的任務(wù)和目的。傳動系統(tǒng)作為機器的重要部分，其好壞關(guān)系到果蔬切片、切丁的成品質(zhì)量和工作效率等問題。進行傳動系統(tǒng)的設(shè)計，確定推進器、圓盤刀軸、條刀軸之間的運動參數(shù)，為適應(yīng)不同物料切削，需要提供不同的速度及動力。此次設(shè)計是切丁機主傳動系統(tǒng)的設(shè)計，其中包括齒輪軸的設(shè)計，帶輪軸的設(shè)計，齒輪模數(shù)計算及校核，帶輪的確定等。傳動系統(tǒng)是主機設(shè)備中最關(guān)鍵的部分之一，但是，由于設(shè)計、制造、安裝、使用和維護等方面的因素，影響了系統(tǒng)的正常運行。因此，了解系統(tǒng)工作原理，懂得一些設(shè)計、制造、安裝、使用和維護等方面的知識，是保證系統(tǒng)能正常運行并極大發(fā)揮其作用和性能的先決條件。本文主要研究的是果蔬切丁機的傳動系統(tǒng)，傳動系統(tǒng)的設(shè)計需要與整套機器設(shè)備的總體設(shè)計同時進行。設(shè)計時，必須從實際情況出發(fā)，有機地結(jié)合各種傳動形式，力求設(shè)計出結(jié)構(gòu)簡單、工作可靠、低噪音、經(jīng)久耐用、成本低、效率高、操作簡單、維修方便的傳動系統(tǒng)。3第二章 傳動方案的選擇和運動、動力參數(shù)計算2.1 總體傳動方案的確定傳動裝置主要由傳動、支撐等零部件組成。選擇方案時，要保證工作可靠，結(jié)構(gòu)簡單緊湊，易加工，以維護，成本低，效率高。圓盤刀軸、條刀軸要求功率不大，但其轉(zhuǎn)速較高，要求傳動效率也較高，電機軸轉(zhuǎn)速也相對較高，因此，電機軸與軸 2（小齒輪軸）之間、小齒輪軸與圓盤刀軸、條刀軸之間的傳動宜選帶傳動，因為帶傳動宜布置在傳動鏈的高速端。由于在傳動同樣大小功率時，轉(zhuǎn)速高則轉(zhuǎn)矩小，傳動帶所受的拉力減小，外廓尺寸也隨之減小，對減小帶傳動的彈性滑動和速度損失及提高傳動帶的壽命均有利，此外還可以減小傳動系統(tǒng)的振動，有利于結(jié)構(gòu)緊湊，均勻，平穩(wěn)。推進器構(gòu)件需求大轉(zhuǎn)矩，功率高，轉(zhuǎn)速低，傳動比要求嚴格尺寸要求緊湊，充分考慮其傳動效率，選擇直齒圓柱齒輪傳動。切丁機傳動系統(tǒng)簡圖如圖 2-1 所示，源動力由電動機提供，通過同步帶、帶輪動力和運動傳遞到軸 2，其中一部分動力通過齒輪減速傳動，將動力傳遞給執(zhí)行部分—推進器，以實現(xiàn)物料的輸送，另一部分運動通過共用一根同步帶，將動力和運動傳遞給執(zhí)行部分—圓盤刀軸和條刀軸，以實現(xiàn)預(yù)期目的和要求。4圖 2-1 切丁機傳動系統(tǒng)示意圖1—電動機 2—電動機帶輪 3、6—同步帶 4—軸Ⅱ輸入帶輪 5—軸Ⅱ輸出帶輪 7—圓盤刀軸帶輪 8—條刀軸帶輪 9—小齒輪 10—大齒輪 2.2 傳動帶的選擇在切丁機設(shè)備中，其執(zhí)行部件是推進器、圓盤刀、條刀。該設(shè)備屬于農(nóng)用食品機械設(shè)備，要求轉(zhuǎn)動平穩(wěn)，效率高，無振動等。同步帶傳動把摩擦傳動改善為嚙合傳動，避免了打滑，傳動精度準確，效率高，傳動比大，功率高。現(xiàn)在已初步系列化，標準化，帶輪和同步帶可以直接購買。所以宜選圓弧齒形同步帶及與其配套同步帶輪。2.3 電動機的選擇2.3.1 選擇電動機的類型按工作要求，每天 8 小時工作制，一年 300 天。要求電動機能現(xiàn)實大范圍調(diào)速且平滑調(diào)速，應(yīng)用變速交流異步電動機，選 YVP 系列變頻調(diào)速三相異步電動機。 YVP 系列變頻調(diào)速三相異步電動機與 SPWM 變頻裝置構(gòu)成的調(diào)速系統(tǒng)具有節(jié)能效果明顯、調(diào)速性能好、調(diào)速比寬、性能價格比高等優(yōu)點。防護等級和5絕緣等級高，噪聲低，安裝尺寸及功率符合 IEC 標準，互換通用性強。本系列電動機采用獨立的冷卻結(jié)構(gòu)，采用軸流風(fēng)機強迫通風(fēng)冷卻，確保電機在低速恒轉(zhuǎn)矩下長期運行時升溫不超過允許值。2.3.2 選擇電動機容量電動機所需工作功率為 ?/wdP?按要求，工作機所需功率為 為 3.5 Kww傳動裝置總效率為 2341??根據(jù)《機械設(shè)計手冊》表 2-5 傳動效率取值范圍確定各部分效率為：帶傳動效率 ，軸承效率 ，齒輪傳動效率 ，代入得98.01??9.02?98.03?0.98 0.99 =0.9225?2?.42所需電動機功率為 kWPd79.395.0/3?因為載荷平穩(wěn)，電動機額定功率 略大于 P 即可。由 YVP 系列電動機技edd術(shù)數(shù)據(jù)，選電動機的額定功率 為 4kW。e2.3.3 確定電動機轉(zhuǎn)速大齒輪軸工作轉(zhuǎn)速 n =115r/min，通常，帶傳動的傳動比常用范圍為w,二級圓柱齒輪傳動的傳動比為 ，總傳動比范圍為 ，4~21?i 8~32?i 32~6?i故電動機轉(zhuǎn)速可選范圍為（6~32 ） 115/min=360~3686r/min?wdin?考慮電動機的尺寸、重量和價格，選擇同步轉(zhuǎn)速為 1500r/min 電機，滿載轉(zhuǎn)速 r/min，型號為 YVP 系列變頻調(diào)速三相異步電動機。140?mn2.4 傳動比的分配62.4.1 總傳動比 5.1240?wmni2.4.2 傳動裝置各級傳動比的分配此傳動部分共有 5 根傳動軸，分別為電機輸出軸 1，小齒輪軸 2，大齒輪軸3，圓盤刀軸 4 條刀軸 5 。取兩圓柱齒輪減速器傳動比 ，取圓盤刀軸與大齒輪軸的傳動4.13.2?ii比 5.4，取條刀軸與大齒輪軸的傳動比 ，求得：?3.4i 2.53.電機輸出軸 1 與小齒輪軸 2 傳動比 ；2.1i小齒輪軸 2 與圓盤刀軸 4 傳動比 （增速） ；740.?小齒輪軸與條刀軸 5 傳動比 （增速） 。65.2i以上傳動比的分配是在初步確定的，傳動裝置的實際傳動有可能在各級略有變化。2.5 運動和動力參數(shù)計算1 軸（電動機軸）：P =P =3.794kW1dr/min40?mnT 9550 =9550 =25.16?11?79.3N?m?2 軸（小齒輪軸）：P = P = P =3.794 kW 0.98=3.87 kW21.0?1r/min=460.8r/min25.34.1?inT =80.28.0795022?nmN??73 軸（大齒輪軸）：P = P = P =3.87kW 0.99 0.98=3.75kW323.?23?115.2r/min?48603.2in310.8????mNnT2.15739533 ?4 軸（圓盤刀軸）：=3.83 kW9.087.214.24 ?kWP?r/min=622.7r/min.0864.2?in=80.2.739524?nTmN??5 軸（條刀軸）：=3.83 kW5P9.087.3214.2 ???kW?r/min=606.3r/min6.05.2n=60.963.87955??TmN??運動和動力參數(shù)的計算結(jié)果加以總匯，列出表格如下，以供以后的設(shè)計計算使用。功率 P/kW 轉(zhuǎn)矩 T/ ?軸名輸入 輸出 輸入 輸出轉(zhuǎn)速n/(r/min)傳動比 i 效率 ?電動機軸 13.794 25.16 1440小齒輪軸 23.87 3.75 80.2 79.4 460.8大齒輪軸 33.75 3.69 310.8 298.6 115.23.12540.980.978圓盤刀軸 43.83 3.67 80.2 77 622.7條刀軸53.83 3.67 60.96 59.7 606.30.740.760.960.96第三章 傳動系統(tǒng)的設(shè)計計算3.1 帶傳動的設(shè)計計算3.1.1 電機軸 1 到小齒輪軸 2 圓弧齒形同步帶 1 的設(shè)計（1）確定設(shè)計功率， （其中系數(shù) 由《機械設(shè)計手冊-帶傳動kWPkAd645.??? 5.?Ak和鏈傳動》表 14.1-86 查的） 。（2）選定帶型節(jié)距根據(jù) =6kW，n=1500r/min，查《機械設(shè)計手冊-帶傳動和鏈傳動》圖d14.1-16，選 8M 型圓弧帶。（3）確定電動機軸上小帶輪 1 的齒數(shù)由《機械設(shè)計手冊-帶傳動和鏈傳動》表 14.1-72，根據(jù) 8M 型圓弧帶，n=1500r/min,查得最少齒數(shù) 為 32，故選 =32。minZ1Z（4）確定電機軸上小帶輪節(jié)圓直徑 1d（其中 為 8M 型圓弧帶節(jié)距） ，由《機械設(shè)pZdb5.8321?????bp9計手冊-帶傳動和鏈傳動》表 14.1-71 查得其外徑為 80.115mm。查表 14.1-75 得帶輪 1 寬度 mm。7.31?fb（5） 確定小齒輪軸上與電動機傳動帶相配的大帶輪 2 齒數(shù)因為傳動比 ，所以， 100。小齒輪軸 2251i ????315.2.1Zi轉(zhuǎn)速 。確定帶輪 2 節(jié)圓直徑 ： min/480.32.1rin?2d，pZdb7.52????外徑 （其中查表 14.1-71 得md41.2537.182420)( ????=1.372）?查《機械設(shè)計手冊-帶傳動和鏈傳動》表 14.1-75 得，大帶輪 2 寬度mm。382?fb（6）確定同步帶 1 的帶速 V。smnd/4.61065.8106?????（7）初定軸距 （軸 1 到軸 2 中心距）2.1a0.7（ ）≤ ≤2（ ） ，1d?2.1a21d?即 244.207mm≤ ≤697.752mm，取 =350~400mm. .a（8）確定同步帶 1 帶長 1L=21 2.1212. 4)()(adda???= mm3959.7350??查《機械設(shè)計手冊-帶傳動和鏈傳動》表 14.1-66 選取 =1248mm，即1L。mLp1248?（9）確定同步帶 1 帶齒數(shù) ZZ= 156824?10（10）確定實際中心距 2.1a= ，2.116)(3221dM??（其中 ） ，代入數(shù)據(jù)求得 =349.3mm。80)(4???dLMp?2.1a（11）安裝量 mIa74.38.3492.1min ??（12）調(diào)整量 s2.50.12.1ax??（其中，查《機械設(shè)計手冊-帶傳動和鏈傳動》表得 I=1.78，S=1.02 ）（13）確定嚙合齒數(shù) mZ。14)65.0(2.1???Zadent（14）確定基本額定功率 0P查《機械設(shè)計手冊-帶傳動和鏈傳動》表 14.1-69 得基本額定功率=3.5kW。0P（15）確定要求帶寬 sb≥ ，s014.0PKbZLd（其中，查《機械設(shè)計手冊-帶傳動和鏈傳動》表 14.1-73 得，）,1,.,20??ZLsKb≥20 29.5mmsb??14.5.36查《機械設(shè)計手冊-帶傳動和鏈傳動》表 14.1-65 得，選帶寬 為 30mm sb。（16）確定緊邊、松邊張力 、1F211緊邊張力：=1FNvPd85.174.6250??松邊張力：=2vd375.24.650??3.1.2 小齒輪軸 2 到圓盤刀軸 4、條刀軸 5 圓弧齒形同步帶 2 的設(shè)計 查《機械設(shè)計手冊-帶傳動和鏈傳動》表 14.1-3，得同步帶的傳動效率為93%~98%，取 96%，由此算得，小齒輪軸 2 的功率 96% 4=3.84kW。?2P?（1）確定設(shè)計功率因為葉輪需要功率為 1.9kW，所以該帶要求傳遞的功率至少為 1.9kW，設(shè)計功率為： 。kWPKAd 85.291.???（2）選定帶型節(jié)距 dp小齒輪軸 2 轉(zhuǎn)速 480r/min，根據(jù)《機械設(shè)計手冊 -帶傳動和鏈傳動》圖2n14.1-16，選 8M 圓弧齒形同步帶。（3）圓盤刀軸 4 上帶輪 3 的設(shè)計由小齒輪軸 2 到圓盤刀軸 4 的傳動比 ，得74.0.2?i，查《機械設(shè)計手冊- 帶傳動和鏈傳動》表 14.1-72min/6.487.0.24rn?得，同步帶論最少齒數(shù)為 22，取 ，其節(jié)圓直徑473?Z，外徑pZdb68.1943????， （其 中《機械設(shè)計手冊-帶傳動和m312.7230)( ???鏈傳動》查表 14.1-71 得 2 ） ，查表 14.1-75 得帶輪 3 寬度?mm。83?fb12（4）條刀軸上小帶輪 4 的設(shè)計根據(jù)小齒輪軸 2 到條刀軸 5 的傳動比 ，有 76.05.2?i，查《機械設(shè)計手冊-帶傳動和鏈傳動》表 14.1-72min/6.317.0485.2rin?得，帶輪最少齒數(shù)為 22，取 ，節(jié)圓直徑 ，49?Z mpZdb84.12494????外徑 mm，查表 14.1-75 得帶輪 4 輪寬 38mm。1.2340)(???d 4f（5）小齒輪軸上與同步帶 2 配對的帶輪 5 的設(shè)計齒數(shù) ，取 =64，.6374.0.235?iZ5Z節(jié)圓直徑 mm，0.185???bpd外徑 mm，6.250)(??查《機械設(shè)計手冊-帶傳動和鏈傳動》表 14.1-75 得帶輪 5 輪寬 38mm。?5fb（6）確定同步帶 2 的帶速 vV= m/s 。096.4860.136025 ?????nd（7）確定同步帶帶長 2L① 初定小齒輪軸 2 到條刀軸 5 軸間距0.7（ ≤ ≤2（)4d?5.2)45d?代入數(shù)據(jù)得 201.53≤ ≤575.8.取 =450mm。5.2d② 初定圓盤刀軸 4 到條刀軸 5 的軸間距0.7（ ）≤ ≤2（ ）34d?4. 34d?13代入數(shù)據(jù)解得 197.92≤ ≤565.4884.3d取 =430mm。4.3d③ 初算同步帶 2 帶長由作圖法得=1539，參照《機械設(shè)計手冊-帶傳動4354.3542 aLL???和鏈傳動》表 14.1-66，選帶長 =1600mm。2④ 確定同步帶 2 帶寬 sb帶輪 5 嚙合齒數(shù)為 ，37895?bpa帶輪 4 嚙合齒數(shù)為 ，14b帶輪 3 嚙合齒數(shù)為 ，86.3?bpa因為 37、17、11 都大于 6，故 ,1ZK.L基本額定功率 (其中 為帶輪 4 額定功率，kWP079.34210 ???1p為帶輪 3 額定功率 )，帶寬 ≥ =20 ，2Psb14.00PZLd 36.207.8.54??故選帶寬 =30mmsb綜上述，選同步帶 1 帶長 1440mm，帶寬 30mm，規(guī)格為?1p ?1sbRPP8M-1440；選同步帶 2 帶長 1600mm，帶寬 30mm，規(guī)格為2L2sRPP8M-1600mm。為方便設(shè)計和查找，現(xiàn)將格帶輪有關(guān)數(shù)據(jù)列成表格形式：帶輪 齒數(shù) 節(jié)圓直徑d/mm外徑 /mm0d輪寬 /mmfb帶輪 1 32 81.487 80.115 31.714帶輪 2 100 254.778 253.406 38帶輪 3 47 119.684 118.312 38帶輪 4 49 124.84 123.11 38帶輪 5 64 163.06 161.68 383.2 齒輪的設(shè)計計算軸 2 到軸 3 傳動的設(shè)計（采用齒輪傳動） 。已知小齒輪軸轉(zhuǎn)速為 =480r/min，傳動比 4，功率 P=1.9kW，工作壽2n?3.2i命為 15 年，每年工作 300 天，每天 8 小時工作制。3.2.1 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)（1） 按圖示傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動（2） 果蔬食品切丁機為一般工作機器，速度不高，故選用 8 級精度（GB10095-88） 。（3） 材料選擇。由《機械設(shè)計》第八版表 10-1 選擇小齒輪材料為 40Cr（調(diào)質(zhì)處理）硬度為 280HBS，大齒輪材料為 45 鋼（調(diào)質(zhì)處理） ，硬度為 240HBS，二者材料硬度差為 40HBS。（4）該齒輪傳動為閉式傳動，小齒輪齒數(shù) 適宜取值范圍為 =20~40，取小Z小Z=27，則有大齒輪齒數(shù) = =27 ，取 =108。小Z大Z小 3.2i?1084??大3.2.2 按齒面接觸強度設(shè)計由設(shè)計計算公式進行試算，即 ??2131 )(2. HEdt ZuKTd?????（1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值① 試選載荷系數(shù) 1.3。?tK② 計算小齒輪的傳遞轉(zhuǎn)矩。15N mm45251 1078.34809.1.90.9 ??????mNnPT ?③ 由《機械設(shè)計》第八版表 10-7 選取齒寬系數(shù) 。6.?d④ 由《機械設(shè)計》第八版表 10-6 得材料彈性影響系數(shù) 。218.9MPaZE?⑤ 由《機械設(shè)計》第八版圖 10-21d 按齒面硬度查得小齒輪接觸疲勞強度極限600MPa，?1limH?大齒輪接觸疲勞強度極限 550MPa。?2limH?⑥ 計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)。 921 1037.80154860???hjLnN93.212.7?i⑦ 由《機械設(shè)計 》第八版圖 10-19 取接觸疲勞壽命系數(shù) ，1?HNK。 08.12?HNK⑧ 計算接觸疲勞許應(yīng)力。取失效概率為 1%，安全系數(shù)為 S=1，由公式 10-12 得??MPaSKHN601lim11 ????5948.2li2（2）計算① 計算小齒輪分度圓直徑 ，代入 中較小的值。td1??H?≥2.32td1=50.725mm?? 243213 )598.1(6.078.)( ??????HEdtZuTK?取 =68mm。t1② 計算圓周速度 。?16m/s708.160481602??????ndt③ 計算齒寬 b。b= mm.48.1??mdt④ 計算齒寬與齒高之比 。h模數(shù) =25.3mm2761?ztt齒高 mm67.53.5.?tmh67.840?b⑤ 計算載荷系數(shù)。根據(jù) =1.708m/s，8 級精度，由《機械設(shè)計》第八版圖 10-8 查得動載荷系?數(shù) 1.04；?VK直齒輪有，齒間載荷分配系數(shù) ；1??FHK查《機械設(shè)計》第八版表 10-2 得使用系數(shù) 1；A由《機械設(shè)計》第八版表 10-4 用指數(shù)法查得 8 級精度懸臂布置時，齒向載荷分布系數(shù) 。38.1??HK由 =7.25， 查《機械設(shè)計》第八版圖 10-13 得 ；故hb 28.1??FK載荷系數(shù)K= 43.8.104.????HAVK⑥ 按實際載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑mm.73.16831?ttd⑦ 計算模數(shù) m。mm267.01?Z3.2.3 按齒根彎曲強度設(shè)計17彎曲強度的設(shè)計公式為 ??)(213FSadYZKTm???（1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值① 由《機械設(shè)計》第八版圖 10-20c 查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限；大齒輪的彎曲疲勞強度極限 ；MPaFE501?? MPaFE3802??② 由《機械設(shè)計》第八版圖 10-18 取彎曲疲勞壽命系數(shù) ，8.01?FNK；9.2FNK③ 計算彎曲疲勞許用應(yīng)力。取彎曲疲勞安全系數(shù) S=1.4，有??MPaSKFENF 28.314.50811 ????FEF 922④ 計算載荷系數(shù) K。 312.8.104.??????FVA⑤ 查取齒形系數(shù)。由《機械設(shè)計》第八版表 10-5 查得 ； 。57.1FaY64.2Fa⑥ 查取應(yīng)力校正系數(shù)。由《機械設(shè)計》第八版表 10-5 查得 ， 。60.1?Sa87.12SaY⑦ 計算大、小齒輪的 并加以比較。??FSaY?0138.2.3146571??FSa??2FSaY?大齒輪的數(shù)值大。18（2）計算569.103.276.01953143 ????m對比結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù) m 的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力僅與齒輪直徑有關(guān)，可取由彎曲強度算得的模數(shù) 2.6 并就近圓整為標準值 m=3mm，按接觸強度算得的分度圓直徑=70.33mm，算出小齒輪齒數(shù)1d，取43.2.701?mdZ241?Z大齒輪齒數(shù) 963.21?i這樣設(shè)計的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度的要求，并做到結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費。3.2.4 幾何尺寸的計算（1）計算分度圓直徑 mZd72341???8962（2）計算中心距mda102721???（3）計算齒輪寬度.4376.01??db取 ， 。mB42?4913.3 軸系結(jié)構(gòu)的設(shè)計計算3.3.1 小齒輪軸 2 的設(shè)計19已知：軸上的功率 =3.87kW，轉(zhuǎn)速 =460.8r/min。軸的在和分析如下圖所2P2n示。3.3—1 圖 軸的載荷分析簡圖（1）確定轉(zhuǎn)矩 2T=95502 mNnP??????80258.4601739532（2）求作用在齒輪上的力已知小齒輪分度圓直徑 mZd72341???圓周力 2227.9NNTFt 7280512徑向力 Nntr 819'06costan9.cosa??????20（3）初步確定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(diào)制處理。根據(jù)《機械設(shè)計》第八版表 15-3，取 =112，于是得0AmnPd 76.28.46031230min ???輸出軸的最小直徑顯然是安裝小齒輪處軸的直徑，考慮齒輪內(nèi)孔的設(shè)計和性能要求，選 =35mm。min3.3.2 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計軸的設(shè)計圖如下圖所示：齒輪軸的設(shè)計圖（1）根據(jù)軸向定位要求確定軸的各段直徑和長度① 為了滿足兩帶輪的軸向定位要求，Ⅰ~Ⅱ軸段右端需制出一軸肩，故取 Ⅱ~ Ⅲ段的直徑 =40mm，左端用螺釘擋板定位，兩帶輪寬 都為 38mm，軸套臺ⅢⅡ ?d fb肩厚度為 18mm，故Ⅰ~ Ⅱ軸段的長度略比三者總長短一些，現(xiàn)取 =90mm。ⅡⅠ ?d② 初步選擇滾動軸承21因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù) =40mm，考慮外固定套筒的定位問題，選擇兩組軸承內(nèi)ⅢⅡ ?d徑不同的軸承，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取 0 基本游隙組、標準精度等級的單列圓錐滾子軸承， 30308 基本尺寸為 ； mmTDd25.904???30309 基本尺寸為 ，故mTDd25.7145??=45mm， =28mm，ⅣⅢ ?dⅣⅢ ?l使小齒輪軸懸臂、固定兩軸的固定套筒長為 110mm,為使固定套筒與旋轉(zhuǎn)部分留一定間隙，取 =120mm。ⅢⅡ ?d右端滾動軸承采用軸肩進行軸向定位，取 =99mm， =130mm，ⅤⅣ ?dⅥⅤ ?d=16mm。ⅥⅤ ?l小齒輪總寬 65mm，所以去取與小齒輪配合處軸段長為 65mm。（2）軸上零件的周向定位小齒輪、法蘭盤與軸的周向定位均采用普通平鍵連接。按 d=35mm,由表 6-1 查得普通平鍵截面鍵寬 b 鍵高 h= ,鍵槽用銑刀加工，與小齒輪?m810?連接處長為 =50mm，與法蘭盤連接處長為 =56mm，同時為了保證齒輪與軸1L2L配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為 ；法蘭盤與軸的配合67nH為 。滾動軸承與軸的周向定位是由過度配合來保證的，此處選軸的直徑公67kH差為 k6。（3）確定軸上圓角和倒角尺寸取軸端倒角為 ，各軸肩處的圓角半徑 R1。?452?3.3.3 求軸上的載荷首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖做出軸的計算簡圖。確定軸承的支點位置，從手冊中查取 a 值。對圓錐滾子軸承， ， mm。由ma5.19308?3.21309?a， ，求得 =1400N， =-581N；由21VrF??1783?VrFVVF22， ，求得 =3810N， -1582N。從軸的21HtF??01783??HFt 1H?2HF結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面 B 是軸的危險截面。彎矩169274N.mm， =106400N.mm，總彎矩 M=HMVMmN???7.20311649273.3.4 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度進行校核時，只需校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面 B 的強度。根據(jù)上述數(shù)據(jù)及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭矩切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力，取 0.6，軸的計算應(yīng)??力：MPaWTMca 43.12401.)8256(7203)( 3232 ???????由軸的材料為 45 鋼，調(diào)質(zhì)處理，查表《機械設(shè)計》第八版 15-1 得，因此 ，故安全。??P601? ??1???ca3.3.5 精確校核軸的疲勞強度（1）判斷危險截面截面Ⅵ雖然鍵槽、軸肩及過度配合所引起的應(yīng)力集中均將削弱軸的疲勞強度，但由于軸的最小直徑是按扭矩轉(zhuǎn)矩強度較為寬裕確定的，所以截面Ⅵ無需校核。截面Ⅲ,Ⅳ,Ⅴ相對Ⅱ較大，所以均無需校核。截面Ⅱ左右兩側(cè)應(yīng)力集中嚴重，受力較大，現(xiàn)在對其左右兩側(cè)進行校核。（2）截面Ⅱ右側(cè)抗彎截面系數(shù) 3334601.0. mdW???抗扭截面系數(shù) 333922T截面Ⅱ右側(cè)的彎矩 M 為M= mN????1475.14807.截面Ⅱ上扭矩為 23=2TmN?805截面上的彎曲應(yīng)力為MPaWMb 7.31461???截面上的扭矩切應(yīng)力為 T.892085?軸的材料為 45 鋼，調(diào)制處理。由《機械設(shè)計》第八版表 15-1 查得，抗拉強度極限 ，彎曲疲勞極限 ，剪切疲勞極限MPaB640??MPa751???。15??截面由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù) 及 按《機械設(shè)計》第八版???附 3-2 查取，因 ， ，經(jīng)插值后可查得0429.351?dr 14.350?dD=2.04， =1.60???由《機械設(shè)計》第八版附圖 3-1 可得軸的材料的敏性系數(shù)為，82.0??q5.?故有效應(yīng)力集中系數(shù)為85.1)04.2(8.1)(1?????????k.)6.(5.)(????q由《機械設(shè)計》第八版附圖 3-2，軸直徑為 35mm 得，尺寸系數(shù) ，85.0???由《機械設(shè)計》第八版附圖 3-3 得，扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù) 。8.0???按精車，由《機械設(shè)計》第八版附圖 3-4 得必愛面質(zhì)量系數(shù) .???軸未經(jīng)表面強化處理，即 ，1?q?由此計算綜合系數(shù)35.218.05.?????????kK2489.15.08.1??????????kK取碳鋼的特性系數(shù) ，1.0???計算安全系數(shù) 的值caS69.301.735.21 ??????maK???4.828911????aSS=1.3~1.56.34.6.322???????Sca故可知其安全。（3）截面Ⅱ左側(cè)抗彎截面系數(shù) 333 5.428751.0. mdW???抗扭截面系數(shù) 2T截面Ⅱ左側(cè)的彎矩 M 及彎曲應(yīng)力為M= N????14375.14807.3MPaWb .2??截面Ⅱ上扭矩及扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為 =2TmN?805PaT35.97???過盈配合處的 ，由《機械設(shè)計》第八版附表 3-8 用插值法求出并取??k得8.0???k?25=2.06， ??k68.1???k按磨削加工，由《機械設(shè)計》第八版附圖 3-4 查得表面質(zhì)量系數(shù)為92.0???故得綜合系數(shù)為15.29.06.1???????????kK78.??所以軸在截面Ⅱ左側(cè)的安全系數(shù)為79.301.735.21 ???????maKS???2.85.2.911???aS=1.3~1.563487.3222????????SSca故該軸在截面Ⅱ左側(cè)的強度也是足夠的。3.3.6 鍵的選擇及校核已知小齒輪與軸的連接時通過鍵連接，齒輪等級精度為 8 級，裝齒輪處的軸徑 d=35mm，已知齒輪寬度為 60mm，需傳遞扭矩 T=80205 ，設(shè)計此鍵mN?連接。（1）選擇鍵連接的類型和尺寸一般 8 級以上精度的齒輪有定心要求，此時應(yīng)選用圓頭普通平鍵（A 型） 。根據(jù) d=35mm，從《機械設(shè)計》第八版表 6-1 中查得鍵的截面尺寸為：寬度b=10mm，高度 h=8mm。根據(jù)鍵的長度系列和齒輪寬度，選鍵長 L=50mm。（2）校核鍵連接的強度26鍵、軸、輪轂的材料都是鋼，由《機械設(shè)計》第八版表 6-2 查得許用擠壓應(yīng)力 ，取其平均值， 。鍵與輪轂鍵槽的接觸??MPap150~2????MPap135??高度 k=0.5h=4mm?？傻??PaPakldT pp 1359.2503412.81023 ????????故連接鍵的擠壓強度足夠。3.3.7 軸承的設(shè)計計算根據(jù)工作條件，軸承所受的徑向力和軸向力分別為 ，NFr140?=620N，小齒輪轉(zhuǎn)速 n=460.8r/min，運轉(zhuǎn)中有中等沖擊載荷，軸承預(yù)期壽命aF為 15 年，每年 300 天，每天 8 小時工作制。初選軸承型號為 30308，校核hL'軸承能否到達預(yù)期壽命要求。（1）查標準軸承表得，軸承 30308 的基本額定載荷 C=90800N，e=0.35（2）球軸承當量動載荷 P因為 35.04.1062???eFra由《機械設(shè)計》第八版表 13-5 分別進行查表和插值計算得徑向載荷系數(shù)和軸向載荷系數(shù)為0.4， ?X7.1?Y因為軸承運轉(zhuǎn)中有中等沖擊載荷，按《機械設(shè)計》第八版表 13-6，取 。5.1?pf則有NYFXPar 241607.14.0?????（3）驗算軸承的壽命 hCnLh 531066 6.)2498(.0)(01??hh1.385' ?27因為 ，故所選軸承滿足壽命要求。hL'?第四章 傳動系統(tǒng)結(jié)構(gòu)的設(shè)計由于三維立體圖直觀、形象，通過對傳動系統(tǒng)結(jié)構(gòu)模型來分析系統(tǒng)的運動和性能比較方便。因此，把握好零件的模型建立，對整個設(shè)計過程乃至今后的工作都至關(guān)重要。而 UG 是比較常用的結(jié)構(gòu)建模軟件之一。4.1 UG 軟件簡介Unigraphics（簡稱 UG）是 EDC 公司推出的集 CAD/CAM/CAE 于一體的三維參數(shù)化軟件，是當今世界最先進的計算機輔助設(shè)計、分析和制造軟件之一。它為為用戶的產(chǎn)品設(shè)計以及加工過程提供了數(shù)字化造型和驗證手段。自從 1990年進入中國市場，并很快以其先進的理論基礎(chǔ)、強大的工程背景、完善的功能和專業(yè)化的技術(shù)服務(wù)贏得了廣大 CAM/CAD 用戶的好評，并已廣泛應(yīng)用于航空、