绞肉机设计说明书(4)

绞肉机的设计

?端面重合度 ?a=

= arccosat212?db2da2=23.9510 -tg?）+ z2(tg?at2[ z1（tg?at1-tg?)]

=1.9

齿宽 b=?a.a＝0.4*80＝32 取b2＝32mm；b1＝40mm 齿宽系数 ?d=纵向重合度 ??bd145.7bsin?32?sin10.142???mn??1.5=

32=0.7

?=1.2

当量齿数 zv1?z1/cos3?＝31.45 zv2?z2/cos3?＝78.628 4.3.3 校核齿面接触强度 （机械设计基础图8-40）

强度条件：?H?[?H]

kAKVKH?KH?Ft??1d1b 计算应力：

?H=ZHZBZEZ?Z?ZDZB2000?46.745.7?

?H2=?H1式中：名义切向力Ft=

使用系数 KA=1 动载系数 K=（

V =2044N

2000?T1d1=

A）?B

?1.95ms式中 V=

?d1n160?1000?A?200V??45.7?81860?1000

A=83.6 B=0.4 C=6.57 K=1.2

V齿向载荷分布系数 KH?=1.35（由机械设计基础表8-15，按硬齿面齿轮，装配时检修调整，6级精度KH??1.34非对称支称公式计算）

齿间载荷分配系数 KH??1.0（由机械设计基础表8-3查取） 节点区域系数 ZH=1.（由机械设计基础表8-3查取）

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重合度的系数 Z??0.77 （由机械设计基础表8-3查取） 螺旋角系数 Z??0.80 （由机械设计基础表8-3查取） 弹性系数 ZE?189.8MPa（由机械设计基础表8-13查取） 单对齿齿合系数 ZB=1

?H1= ?H2

＝1?1.5?189.8?0.77?0.801.05?1.35?1.0＝245.5MPa

2.5?12.5204445.7?32

许用应力：[?H]=

?HlimSHlimZNTZLZVZRZWZX

式中：极限应力?Hlim=1120MPa

最小安全系数SHlim=1.1（由机械设计基础表8-16查取） 寿命系数ZNT=0.92（由机械设计基础表8-18查取）

润滑剂系数ZL=1.05（由机械设计基础表8-20查取，按油粘度等于350m）

s速度系数ZV=0.96（按??1.95ms,由机械设计基础表8-12查取） 粗糙度系数ZR=0.9（由机械设计基础表8-5查取） 齿面工作硬化系数ZW=1.03（按齿面硬度45HRC） 尺寸系数ZX=1 则： [?H]=

11201.1?0.92?1.05?0.96?0.85?1.03=826MPa

满足?H?[?H] 4.3.4 校核齿根的强度

（按机械设计基础图8-40校核）

强度条件：?F1?[?F1]

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许用应力：?F1 =

?F2FtbmnYY??F1?F?2S?2

YF?1YS?1YFaYSaY?Y?KAKVKF?KF?；

式中：齿形系数YF?1=2.61， YF?2=2.2（由机械设计基础图8-43查取）

应力修正系数YSa1?1.6，YSa2?1.77（由机械设计基础图8-40查取） 重合度系数 Y?=1.9

螺旋角系数Y?=1.0（由机械设计基础表8-3查取）

齿向载荷分布系数KF?=KH?=1.3（其中N=0.94，按机械设计基础图8-38计算）

齿间载荷分配系数KF?=1.0 则 ?F1=94.8MPa

?F2=?F1N?1.77?2.22.61?1.6=88.3MPa

YSTYNTY?relTYRelTYX （按?Flim许用应力：[?F]=

?FlimSFlim值较小齿轮校核）

式中：极限应力?Flim=350MPa

安全系数SFlim=1.25（按机械设计基础表8-16查取） 应力修正系数YST=2（按机械设计基础表8-16查取） 寿命系数YST=0.9（按机械设计基础表8-16查取）

齿根圆角敏感系数Y?relT=0.97（按机械设计基础表8-16查取） 齿根表面状况系数YRelT=1（按机械设计基础表8-16查取） 尺寸系数YX=1（按机械设计基础表8-16查取） 则 [?F]=

3501.25?2?0.9?0.97?489MPa

满足，?F2〈?F1〈[?F] 验算结果安全

4.3.5 齿轮及齿轮副精度的检验项目计算（大齿轮）

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4.3.5.1 确定齿厚偏差代号

确定齿厚偏差代号为：6KL GB10095—88（参考互换性与测量技术表9-16查取）

4.3.5.2 确定齿轮的三个公差组的检验项目及公差值 （参考互换性与测量技术表9-1查取）

第Ⅰ公差组检验切向综合公差Fi，

Fi=FP?Ff=0.063+0.009=0.072mm,(按互换性与测量技术表9-5查取)；

11第Ⅱ公差组检验齿切向综合公差fi，fi=0.6（fpt?ft）=0.6（0.009+0.011）=0.012mm，（按互换性与测量技术表9-8查取）；

第Ⅲ公差组检验齿向公差F?=0.012（由互换性与测量技术表9-12查取）。

4.3.5.3 确定齿轮副的检验项目与公差值 （参考互换性与测量技术表9-15选择）

对齿轮，检验公法线平均长度偏差?Ewm。按齿厚偏差的代号KL，根据互换性与测量技术表9-3的计算式求得齿厚的上偏差

Ess11=-12fpt=-12?0.009=-0.108mm，齿厚下偏差=Ess*cos?-0.72FTsin?=-0.108?cos200-0.72

0Esi=-16fpt=-16?0.009=-0.144mm；公法线的平均长度上偏差

Ewms?0.36?sina20Ewmi=-0.110mm,下偏差

=Esicos?+0.72FTsin?=-0.144?cos200+0.72?0.036?sin200=-0.126

K=10，则公法线长度偏差可表示为：87.652

mm；按互换性与测量技术表9-5及其表注说明求得公法线长度Wkn=87.652，跨

?0.110?0.126对齿轮传动，检验中心距极限偏差f?，根据中心距a=80mm，由互换性与测量技术表9-14查得f?=?0.023；检验接触斑点，由互换性与测量技术表9-13查得接触斑点沿齿高不小于40%，沿齿长不小于70%；检验齿轮副的切向综合公差Fic=0.05+0.072=0.125mm（根据互换性与测量技术表9-8计

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1.60.8算与查取）；检验齿切向综合公差fic=0.0228mm。 882*454.3.5.4 确定齿坯的精度公差 0.8（按互换性与测量技术表9-17查取) 根据大齿轮的功率，确定大轮的孔径为33mm，其尺寸和形状公差均为61.61.6级，即0.016mm，齿轮的径向和端面跳动公差为0.014mm。（如图4-4） 0.014A128?52.8?94.75对箱体，检验轴线的平行度公差，fx=0.012mm，f=0.006mm 图4-4 大齿轮简图

4.4 轴的设计

4.4.1 选择轴的材料，确定许用应力

由已知条件知绞肉机传递中小功率，对材料无特殊要求，故选用45钢并经调质处理。由机械设计基础表14-1查得强度极限?b= 650MPa，由机械设计基础表14-8得许用弯曲应力???1b?=60 MPa。 4.4.2 按扭转强度估算轴径

根据机械设计基础表14-7得A=118～107。又由式（10.2）得

3d?APn3??107~118?4140mm?32.7～36.1mm

考虑到轴要安装联轴器，会有键槽存在，故将估算直径加大3%～5%，取为33.86～37.91MM。由设计手册取标准直径d1=35mm。 4.4.3 设计轴的结构并绘制结构草图

(1）确定轴上零件的位置和固定方式 要确定轴的结构形状，必须先确定轴上零件的装拆顺序和固定方式。确定齿轮从轴的右端装入，齿轮的左端用轴肩（或轴环）定位，右端用套筒固定。这样齿轮在轴上的轴向位置被完全确定。齿轮的周向固定采用平键联接。轴承对称安装于齿轮的两

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