说明书-正文

1. 引言

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我国作为历史文明古国，饮食文化源远流长，作为其中一部分的馒头更有着2000多的年的历史。长时间的手艺沉淀可以说已经将馒头的口感和美观发挥到了极致，但是这一切都建立在劳动者起早贪黑的辛苦劳作上。在社会不断发展的今天，如何解放劳动力是关键。因此，对馒头成型设备的研究急需加快。

1.1 馒头加工设备的演变

“几千年我国的馒头的生产都是手工式生产，直到了六十年代，新中国建立，才出现了机械化的馒头生产设备[1]。”当时使用的是一种将和面机构和成型机构连接在一起的连接设备。设计之初是选择螺旋轧制的方法来生产馒头，源于当时一种轧钢球的方法。“螺旋斜轧是指两根在水平面上上交叉成45°角，做反向旋转带有螺旋型槽的轧辊。使面料一方面在两闸轨之间绕着自身轴线转动的同时，又能够沿着轴线方向移动[2]。”(图1.1)

图1.1 螺旋斜扎钢球

现有馒头成型设备的加工基本原理大致于此一致，卧式螺旋馒头成型设备便是依此来设计而成。但受制于当时的生产制造水平，馒头成型设备并没有大批量投入生产应用。随着社会经济的发展，人们生活节奏加快，馒头的生产方法已无法满足城市居民区、校园区、部队生活区等人口聚居区的大量需求。于是大由机械加工代替手工加工的馒头加工点不断增生。市场对能大批量生产馒头的机械设备需求量也不断增加。并且加工技术也得以大大改善，逐步研发出盘式馒头机、卧式双螺旋成型机和滚式馒头机，三种馒头加工设备各有特点和优缺点。本次课题以现有馒头加工设备为基础，设计刚盘式圆头馒头机的传动部分。

1.2 现有刚盘式馒头机的传动系统

目前市面上所销售的盘式馒头成型机主要有传动部分、输面机构和成型机构组

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成。传动部分由电机、皮带轮、减速器和齿轮等组成（图1.3）。传动过程：电动机经两级三带减速，带动轴Ⅰ转动，轴Ⅰ将动力分两路传送给输面机构和成形机构。其传动原理如图1.4。

输面机构

三相电动机→两级V带轮传动→锥齿轮减速器 成型机构

图1.3 盘式馒头成型机 图1.4 盘式馒头机传动原理图

1.3 刚盘式馒头机传动系统设计步骤

一个完整的传动系统主要包括动力输出部分，动力传递部分和执行部分。将带传动、链传动、齿轮传动等传动机构组合在一起，不仅要实现增减速以及运动形式的改变，使执行机构能完成预期的任务要求，还要能够克服阻力做功。因此，完成预期的运动和传递动力是机械传动系统的两个主要要求。其具体步骤结合刚盘式馒头机传动设计如下：

(1) 根据盘式馒头机的生产任务拟定传动方案。

(2) 根据输面机构和成型机构的运动参数和产生阻力，选用电机，确定型号、转

速等参数。

(3) 合理选择机构类型，拟定组合方案，绘制传动系统运动简图。

(4) 由馒头机的输面机构和成型机构的运动参数以及各机构的协调要求确定传动

系统的各项参数。

(5) 由馒头机的生产阻力或电机的额定转矩计算各零件的载荷

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2. 传动方案的拟定

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盘式馒头机的执行机构由上端的输面机构和中部的成型机构组成。根据两机构的运动要求和位置绘制运动简图（图2.1），拟定传动路线。

图2.1 拟定盘式馒头机运动简图

齿轮6Ⅲ轴成型机构

齿轮7电动机1V型带轮2V型带轮4轴轴 V型带轮3V型带轮5链轮9 链轮8Ⅳ轴输送机构

2.1 一级传动的选用

选择带传动的原因主要有如下三点：

(1) 皮带轮传动是种挠性传动，不会将工作零件的震动与载荷冲击直接传递到电

动机轴端，起到了缓冲的作用，另外还可以起到过载保护的作用。 (2) 考虑到减速箱外伸轴轴向空间便于电机安装，选用带传动衔接过渡。 (3) 带传动适合配置在高速级。

(4) 此外，由于带传动的传动比的限制，在本次设计中选用两组带传动。

2.2 减速箱的设计

二级传动的要求是将水平的力矩转为垂直的力矩，满足此要求主要有：图2.2交错轴斜齿轮机构，图2.3蜗杆机构，图2.4锥齿轮机构。

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图2.2 交错轴斜齿轮机构 图2.3 蜗杆机构 图2.4 锥齿轮机构

现有盘式馒头机的减速箱由输入轴、输出轴、立轴、两对锥齿轮和一对直齿轮等组成（图1.4）。结构相对复杂，生产成本相对较高。为降低制造成本决定采用交错轴斜齿轮机构或者蜗杆机构，参考了现有馒头机减速箱的设计，发现减速箱的传动比并不是很高，而蜗杆机构适合与高传动比的减速箱，且成本相对较高。于是选用传动比较低的交错轴斜齿轮机构（图2.5）。由一对螺旋角同是45°的斜齿轮、输入轴和输出立轴组成。具体设计见

图2.5 刚盘式馒头机减速箱

2.3 三级传动的选用

这一级的任务是将动力传送输面机构，选用链传动的主要原因如下： (1) 链传动是一种介于齿轮传动和带轮传动的中间挠性传动。

(2) 相对齿轮传动，制造和安装精度较低，承载能力强，有一定的缓冲减震功能，

中心距可调，这也是选用的主要原因。

(3) 相对带传动，传动效率较高，传动比精确，结构紧凑，寿命较长，由于输面

机构是一个对传动比精确度有较高要求的装置，这也是选用链传动的原因。

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3. 电机的选择

3.1 电机转速的确定

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查阅现有刚盘式馒头机的研究资料以及查看了市面上所销售的MP30/2型盘式馒头机，螺旋输送的轴的转速大概在45r/min，成型圆盘的转速40～80r/min，取50r/min。这样既可以在保证馒头的成型大小，又可以降低功率的消耗。

查阅《机械设计课程设计指导书》表2-3，各类机构的传动比取值范围一般为

V型带轮传动: 2～4

一级齿轮减速器: 链传动:

3～6 2～6

盘式馒头机的传动系统属于分流传动，由于成型圆盘的转速和输送机构的转速相差不大，且链轮与齿轮的传动比的取值区间大致相同，在计算总传动比的时候以“电机-'成型机构”这条支路为例即可，总传动比ia和电机转速nm。

'''iai1'i2i32～42～43～612～96 'nmianw12～9650600～4800r/min

'式中： i1'、i2、i3'分别是一级带传动、二级带传动和齿轮传动的传动比取值范围；

nw为成型转盘的转速。

3.2 电机功率的确定

盘式馒头机消耗的总功率P主要由螺旋输送机构P1和盘式成型机构P2两大部分组成。

PP1P2

3.2.1 螺旋输面机构消耗的功率P1

“螺旋输面机构将和好的面团通过入料口，将过螺旋输面机构辊成圆柱型的面团，再由切刀切断掉入成型机构[3-7]。”

P1GL0 367

式中： G——馒头机的生产能力（t/h）；

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L——螺旋轴长度（m）； 0——面团的阻力系数。

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其中馒头机的预定产量G=0.261t/h，螺旋输送机L=0.5m，阻力系数0=4，代入式得：

P1=0.0014kw

3.2.2 盘式成型机构消耗的功率P2

1nP2=e6a1.f1mgF1cosf2m2e6a1f2F1sin

2974a式中： a——函数常量

n——转盘的转速（r/s） ——形变应力角 m——馒头的质量（kg）

——馒头的运动的角速度（rad/s） f1——馒头与圆盘的摩擦系数 f2——馒头在模板的摩擦系数 F1——馒头的形变压力（N）

其中a=0.07 ，圆盘的转速n=0.75r/s ，形变应力角=45°，馒头的质量

m=0.15kg，馒头运动角数度4.71rad/s，馒头与圆盘的摩擦系数f1=1.7 ，馒头在模

板的摩擦系数f2=0.36，馒头的形变压力F1=1N。代入式3-6得：

P2=0.87kw

计算得总消耗功率：

PP1P20.00140.84kw0.84kw

3.2.3 电机所需要的功率P0

P0K电P

式中：K电——功率备用系数,取1.3；

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P——计算总功率；

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——传动效率0.93。 则 P0=1.21kw

3.3 电机参数的确定

符合上述要求的电机共有三个方案，见表3.1。 表3.1 电机选择方案

方案 电机型号 额定功率 (kw) 1 2 3 Y90S-2 Y90L-4 Y100L-6 1.5 1.5 1.5 满载转速 （r/min） 2840 1400 960 电机质量 (kg) 22 27 73 参考价格 (元) 300 370 565 56.8 28 19.2 总传动比 综合考虑电机和传动机构的尺寸、重量和价格，又参照现有盘式馒头机配用的电机，取第2种方案，选用Y90L-4电机，其主要参数见表3.2。 表3.2 Y90L-4电机主要参数

电动机型号 额定功率 (kw) 转速（r/min） 满载时 电流(A) 电压(V) 堵转转矩 额定转矩2.3 最大转矩 额定转矩2.3 Y90L-4 1.4 1400 3.7 220 表3.3 Y90L-4电机安装尺寸 mm

中心高 H 90 外形尺寸 L×(AC/2+AD)×HD 340×258×195 底座安装尺寸 地脚螺栓孔直径 轴伸尺寸 A×B 140×125 K 10 D×E 24×50 键位尺寸 F×G 8×20

图3.1 电动机外形、安装尺寸

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4. 传动机构参数确定

4.1 传动比的分配

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总传动比ia=28，结合各类传动比的取值范围分配各部的传动比。由于有两组带传动，带传动适合设置在高速级，这样才能充分发挥工作能力，所以一级带传动的传动比应该设得尽量小，这样才能留有足够的转速输入到二级带传动。一级带传动比i1=2，二级带传动比i2=3.21。由于交错轴斜齿轮是一种点接触的齿轮传动，传动比不宜太大取齿轮传动i3=4.4。链轮传动比i4=4.84。

4.2 各轴的功率

发动机轴： P0=1.21kw Ⅰ轴： PP0121.210.970.99kw1.16kw Ⅱ轴：

P=P11.160.97kw1.13kw

Ⅱ轴的功率在接下来的传递过程中分成了两部分，一部分径齿轮减速器输送到成型机构P1，另一部分经链轮传递到输送机构P2。由对馒头机输送机构和成型的功率消耗计算，大致P1=1kw，P2=0.13kw。 P=P1P2

Ⅲ轴： Ⅳ轴：

PⅢP12310.980.98kw0.96kw PⅣP2240.130.990.98kw=0.12kw

式中： 1——V带轮传动效率，取0.97；

2——轴承传动效率，取0.99； 3——齿轮传动效率，取0.98；

4——链轮传动效率，取0.98。

4.3 各轴的转速

发动机轴： n01400r/min

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Ⅰ轴： n第 9 页 共 47 页

n01400r/min700r/min i12n700r/min218.07r/min i23.21n218.07r/min49.56r/min i34.4n218.07r/min45r/min i44.85

Ⅱ轴：

nⅢ轴：

nⅢⅣ轴：

nⅣ

式中： i1——一级带传动比，取2；

i2——二级带传动比，取3.21； i3——齿轮减速箱传动比，取4.4； i3——链轮传动比，取4.85。

4.4 各轴的转矩

发动机轴： T0=9550P01.219550Nm=8.25Nm n01400P1.169550Nm=15.83Nm n700P1.139550Nm=49.49Nm n218.07PⅢ0.96 9550Nm=183.36Nm

nⅢ50P0.12Ⅳ 9550Nm=27.59Nm

nⅣ45Ⅰ轴： T=9550Ⅱ轴：

T=9550Ⅲ轴：

TⅢ=9550Ⅳ轴：

TⅣ=9550

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5. 一级带传动的设计计算

由传动参数的确定章节可知一级带传动的设计要求如下：

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电机的功率P0=1.21kw ，电机输出转速n0=1400r/min ，一级带传动的传动比i1=2。

5.1 计算功率Pca

由《设计手册》表8-16查得工况系数KA1.1,则

PcaKAP01.11.21kw1.33kw5.2 V带带型的选用

根据Pca、n0，从《设计手册》图8—12理应选用Z型，但前期计算发现V带的根数过多，易造成载荷分布，部分带过载，降低工作寿命,重新选择带型A型。

5.3 带轮基准直径dd与带速v

(1) 一级小带轮的基准直径dd1的确定。

查《设计手册》表8-7和表8-9，小带轮基准直径dd1=75mm。 (2) 验算带速v。按《机械设计》式（8-14）验算的速度

v1πdd1n13.14751400 m/s5.50m/s

601000601000因为5 m/s根据《设计手册》式（8-16a），计算大带轮的基准直径dd2 dd2i1dd12.075 mm150mm 根据《设计手册》表8-9，取dd2=150mm。

5.4 V带的中心距a和基准长度Ld

(1) 依据《设计手册》式（8-21），初选a0

0.7dd1dd2≤a0≤2dd1dd2

即157.5mm≤a0≤450mm 试选a0=300mm

(2) 由《设计手册》式（8-24）确定带基准长度

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ddd1πLd0≈2a0dd1dd2+d224a02150753.14 230075150243002mm958mm

由《设计手册》表8-3选带的基准长度Ld=1000mm。 (3) 按《设计手册》式(8-23)计算实际中心距a。

a≈a0LdLd01000958300mm321mm 22考虑到带轮的加工误差、安装误差和张紧补偿。

amina0.015Ld306mm

amaxa0.03Ld351mm

5.5 小带轮包角1

57.3°57.3°°1≈180dd2dd1180-150750≈170°≥120°

a432°5.6 带的根数z

(1) 单根V带的额定功率Pr。

由dd1=75mm和n0=1400r/min，查《机械设计》表8-4a，得P1=0.67kw。根据=0.17kw。查《设计手册》n0=1400r/min，i1=2.0和A型带，查表8-4b得P1表8-5得K=0.98，表8-2得KL=0.89,则

。 PrP1P1KKL=0.670.170.980.89kw=0.73kw(2) V带的根数z。

zPca1.331.82 取2根。 Pr0.735.7 带轮传动的受力分析

(1) 计算单根V带的初拉力的最小值F0

min由《设计手册》表8-3得A型带单位长度质量q=0.10kg/m

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F0min第 12 页 共 47 页

=5002.5KPcaqv25002.50.981.330.105.502N97N

Kzv0.9825.50min应使带的实际初拉力F0F0(2) 计算带传动的压轴力Fp

。

Fpmin2zF0minsin122297sin170N386N 25.8 带轮结构设计

(1) 带轮材料选用：大带轮和小带轮材料均为 HT200。 (2) 带轮结构形式：小带轮采用实心式，大带轮采用腹板式。

表5.1 一级带轮结构尺寸 mm

参数 基准直径dd 轴径d 轮毂直径d1 外径da 带轮长度B 轮毂长度L 一级小带轮（实心式） 75 24 48 80.5 33 33 2.75 11 8.7 15 9 7 56 34° 一级大带轮（腹板式） 150 30 54 155.5 33 37 2.75 11 8.7 15 9 7 116 38° hamin bd hfmin e fmin C， D1  本科毕业设计说明书（论文）

6. 二级带传动的设计计算

由传动参数的确定章节可知一级带传动的设计要求如下：

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二级带传动输入功率P1.16kw，二级小带轮的转速n700r/min，二级带传动的传动比i2=3.21。

6.1 计算功率Pca

由《设计手册》表8-8查得工况系数KA1.2,则

Pca=KAP21.21.16kw=1.39kw

6.2 V带带型的选用

依据Pca、n1，从《设计手册》图8—12选用A型。

6.3 带轮基准直径dd与带速v

(1) 二级小带轮的基准直径dd3

由《设计手册》表8-7和表8-9，选取小带轮的基准直径dd3=100mm。 (2) 验算带速v。按式（8-14）验算的速度

100×700 v1=πdd3n1=3.14× m/s=3.67m/s

60×100060×1000因为带速选择不低于5 m/s，故带速不合适，通过增加小带轮的基准直径来提高带速，选用dd3=140mm，v=5.13m/s (3) 二级大带轮的基准直径

根据《设计手册》式（8-16a），二级大带轮的基准直径dd4 dd4i2dd33.21140 mm450mm 根据《设计手册》表8-9，取dd4=450mm。

6.4 V带的中心距a和基准长度Ld

(1) 根据《设计手册》式（8-21），试选a0

0.7dd3dd4≤a0≤2dd3dd4

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即 413mm≤a0≤1180mm 初选a0=450mm

(2) 由《设计手册》式（8-23）确定带基准长度

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ddd3πLd0≈2a0dd3dd4d424a0224501403.142450140450mm≈1879mm24450

由《设计手册》表8-3选带的基准长度Ld=1800mm。 (3) 按《设计手册》式(8-24)计算实际中心距a。

a≈a0LdLd018001879450mm≈411mm 22考虑到带轮的加工误差、安装误差和张紧补偿。

amina0.015Ld384mm

amaxa0.03Ld465mm

6.5 小带轮包角1

57.3°57.3°°1≈180dd4dd3=180-450-140≈165°≥120°

a411°6.6 带的根数z

(1) 单根V带额定功率Pr。

由dd3=140mm和n3=700r/min，查《机械设计》表8-5a得P0=1.26kw。根据

n3=700r/min，i2=3和A型带，查表8-4b得P0=0.09kw。查表《机械设计》

8-6得K=0.91，表8-2得KL=1.01,于是

PrP0P0KKL=1.260.090.871.01kw=1.19kw(2) V带的根数z。

zPca1.391.16 取2根。 Pr1.196.7 带轮传动的受力分析

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(1) 确定单根V带的初拉力的最小值F0min

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由《机械设计》表8-4得A型带单位长度质量q=0.10kg/m

F0min5002.5KPcaqv25002.50.911.390.105.132N113NKzv0.9125.13

应使带的实际初拉力F0>(F0)min。 (2) 计算带传动的压轴力Fp

（Fp）（zF0)minsinmin21222113sin165N448N 26.8 带轮结构设计

(1) 带轮材料的选择：大带轮和小带轮材料均为 HT200 (2) 选择带轮的结构形式：

查阅《设计手册》表8-7，二级小带轮采用腹板式，二级大带轮采用轮辐式。

表5.2 二级带轮结构尺寸 mm

参数 基准直径dd 轴径d 轮毂直径d1 外径da 带轮长度B 轮毂长度L 二级小带轮（腹板式） 140 30 54 145.5 33 37 2.75 11 8.7 15 二级大带轮（四椭圆轮辐式） 450 30 46 455.5 33 30 2.75 11 8.7 15 hamin bd hfmin e

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续表 5.2 二级带轮结构尺寸

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fmin 9 106 7 38° 9 416.6 7 9 7 23 18 5 4 38° D1 C， b1 b2 h1 h2 f1 f2 

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7. 盘式馒头机齿轮减速箱的设计计算

7.1 交错轴斜齿轮的设计计算

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减速箱采用一级减速，由输入轴、输出轴和一对45°斜齿轮组成。由传动参数的确定章节可知一级带传动的设计要求如下：

输入轴的功率和转速分别为P=1.0kw，n=218.06r/min。齿轮传动比i3=4.4，工作年限5年（设计任务每年工作300天），单班制，工作平稳，转向不变。 7.1.1 按齿面接触强度设计

参考《设计手册》式（10-21）即

2KtT11ZHZE3 d1tdH(1) 齿轮的类型、精度级别、材料及齿数。

a) 选用=45°斜齿圆柱齿轮来传动。

2

b) 转盘为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB-1095-88）。 c) 材料选择，由《设计手册》表10-1查得

小齿轮：40Cr（调质），硬度280HBS, 大齿轮：45钢（调质），硬度240HBS，

d) 初选取小齿轮齿数Z1=20,大齿轮的齿数Z2=4.4×20=88。 e) 螺旋角1=2=45° (2) 确定公式内的各数值

a) 选取Kt=1.6。

b) 计算小齿轮传递的转矩。

95.5105P95.510513T1Nmm4.379104Nmm

n4218.06

c) 由《设计手册》表10-7、表10-6和图10-30选取齿宽系数d=1、材料的弹

性影响系数ZE=189.8MPa1/2和区域系数ZH=1.912。

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大齿轮齿面接触疲劳强度极限Hlim2=550MPa。 e) 由《设计手册》式10-13计算应力循环次数。

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d) 由《设计手册》图10-21d查得小齿轮齿面接触疲劳强度极限Hlim1=600MPa;

N160n1jLh=60218.0711830015=4.711084.71108N21.071084.4

f) 由《设计手册》图10-19取接触疲劳寿命系数KHN1=0.95；KHN2=0.98。 (3) 接触疲劳许用应力

取失效概率为1.0％，安全系数S=1.25,由式（10-13）得

KHN1lim10.95600MPa570MPaS1.25K0.98550 MPa539MPaH2HN2lim2S1.25H1H2570+539MPa554.5MPaH22H1由《设计手册》图10-26查得1=2=0.5，=1+2=1 (4) 参数计算

a) 小齿轮分度圆直径的计算

421.64.379105.41.912189.8d1t3mm=45.68mm

113.4554.52b) 圆周速度的计算。

vd1tn16010003.1443.15218.06m/s=0.49m/s

601000c) 齿宽b及模数mnt的计算。

bdd1t=145.68mm=45.68mmmnt=d1tcos45.68cos451.62mmz12045.6812.573.63h2.25mnt=2.251.62mm=3.63mmb/h

d) 重合度的计算

本科毕业设计说明书（论文）

=0.318dz1tan0.318120tan456.36

e) 载荷系数K的计算

第 19 页 共 47 页

已知使用系数KA=1.01,根据v=0.49m/s,7级精度，由《机械设计》图10-8和表10-4查得动载荷系数Kv=1.022、KHβ=1.423；

由《设计手册》图10-13和表10-3查得KFβ=1.351，KHαKFα1.41，则载荷系数

KKAKVKHαKHβ1.011.0221.411.4232.031

f) 由《设计手册》式（10-10a）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径得：

d1d1t3g) 模数mn。

mn=K2.031=45.683mm=49.45mm Kt1.65d1cos49.45cos45mm1.75mm z1207.1.2 按齿根弯曲强度设计

由《设计手册》式（10-17）

22KTY1cosYFaYSa mn3 2dz1F(1) 式中参数确定

a) 由《设计手册》图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1=555MPa；大齿

轮的弯曲强度强度极限FE2=395MPa。

b) 由《设计手册》图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.891, KFN2=0.912。 c) 计算弯曲疲劳许用应力。

取弯曲疲劳安全系数S=1.38，由《机械设计》式（10-12）得

F1F2KFN1FE10.891555MPa=317.86MPaS1.38

KFN2FE20.912395MPa=247.01MPaS1.38d) 载荷系数的确定

本科毕业设计说明书（论文）

KKAKVKFKF11.021.41.351.93

第 20 页 共 47 页

e) 由重合度=6.36,从《设计手册》图10-28查得螺旋角影响系数Y=1.01。 f) 当量齿数的确定。

z12056.5833coscos45

z288zv2248.9033coscos45zv1g) 齿形系数的确定。

由《设计手册》表10-5查得YFa1=2.791；YFa2=2.101

h) 校正系数的确定。

由《设计手册》表10-5查得YSa1=1.549；YSa2=1.893

i) 确定两齿轮的

YFaYSaF并加以比较。

YFa1YSa1F12.7911.5490.01365317.86YFa2YSa2F22.1011.8930.01607247.01

(2) 齿轮参数的计算

mn322.034.3791041cos450.01607mm=1.53mm

120212

按照两种不同强度要求的计算结果可知，取法面模数mn=2.00mm，即可满足齿轮对齿根弯曲强度要求。除此之外还要满足齿轮接触疲劳强度的要求，由接触疲劳强度取的分度圆直径d1=49.45mm来计算小齿轮的齿数。则

z1d1cos49.45cos45==17.48 mn2

取z1=18，则z2=i3z14.41879.2，取z2=80

(3) 齿轮几何尺寸计算

a) 中心距的确定

本科毕业设计说明书（论文）

a第 21 页 共 47 页

mnz1/cos1z2/cos2218/cos45+80/cos45=mm=138.59mm

22b) 两齿轮的分度圆直径

d1d2c) 两齿轮的宽度

z1mn182mm50.91mmcos1cos45z2mn802mm226.27mmcos2cos45

查机械《齿轮传动设计手册》表3-18

b13mnsin1323.14sin45=13.32b23mnsin2323.14sin45=13.32圆整后B1=B2=15mm

7.1.3 齿轮参数

表7-1 齿轮设计参数 mm

参数 模数m 齿数z 旋向 齿顶圆直径da 螺旋角 分度圆直径d 齿根圆直径df 内径dh 轮毂直径D1 轮毂长度L 齿宽B 中心距a 小齿轮 2.0 18 右 54.91 45° 50.91 45.91 36 齿轮轴结构 齿轮轴结构 15 159.81 大齿轮 2.0 80 右 230.27 45° 226.27 221.27 36 57.6 43 15 本科毕业设计说明书（论文）

7.2 齿轮减速箱体的设计计算

第 22 页 共 47 页

由于小齿轮的齿顶圆直径较小，做成齿轮轴的形式，箱体的设计参考蜗轮蜗杆减速器的设计，箱体采用一体式的设计，在箱体的底部开有孔径稍大与大齿轮齿顶圆直径的孔，卸下下底板，便可以整体取出大齿轮轴上的零件（图7.1）

图7.1 盘式馒头机的减速箱

箱体主要结构尺寸，参考《机械设计课程设计指导书》表4-1、图4-1、图4-2和图4-3的有关经验尺寸和数据，给出机体的主要尺寸和机体与零件之间的相互尺寸关系，见表7.1。

表7.1 盘式馒头机减速箱主要结构尺寸 mm

名称 机体壁厚 下底板壁厚 下底板直径 符号 计算依据 0．025a+1≥8 0．025a+1≥8 由大齿轮的齿顶圆直径确定 地脚螺钉直径 地脚螺钉数目

计算结果 10 32 240  1 d1 d2 0．036a+10 a≤250时，n=4 20 4 n 本科毕业设计说明书（论文）

续表 表7.1 盘式馒头机减速箱主要结构尺寸

轴承端盖螺钉直径 通气孔螺钉直径 轴承旁凸台半径 凸台高度 大齿轮顶圆与内及壁距离 齿轮端面与内机壁距离 注：a为齿轮的中心距

第 23 页 共 47 页

d3 d4 R1 h 1 由选用的轴承确定 （0.3~0.4）d5 由选用轴承确定 由选用轴承确定 >1.2 > 6 8 90 28 15 15 2

本科毕业设计说明书（论文）

8. 链传动的设计计算

由传动参数的确定章节可知链传动的设计要求如下：

第 24 页 共 47 页

小链轮输入轴的功率P0.13kw，n218.06r/min，链轮传动比i34.84，

8.1 选择链轮的齿数

试取小链轮齿数z1=17

大链轮z2i3z14.841782.28，取83。 实际传动比为i3z2834.88 z1178.2 确定计算功率

由《设计手册》表9-6、图9-13查的KA=1.01，KZ=1.51，单排链，计算功率Pca：

P196kw ca=KAKZP1.01.510.13kw=0.8.3 选择链轮型号及节距

根据Pca=0.196kw及n1=218.06r/min查《机械设计》图9-11，可选8A-1型链轮。查《设计手册》表9-1，链条的节距为p=12.7mm。

8.4 链节数和中心距

理论中心距a030～50p30～5012.7mm=381～635mm，取a0=600mm。相应的链长节数为

azzzzp4001783831712.7Lp0=2012212113.55，取p212.7223.144002a022整，链长节数Lp=114节。

查《设计手册》表9-7得到中心距计算系数f1=0.23566，则链传动的中心距为

af1p2Lp(z1z2)0.2356612.72119(1783)mm=413mm

8.5 链数与润滑方式

vn1z1p218.071712.7m/s=0.78m/s

601000601000 本科毕业设计说明书（论文）

8.6 链传动的受力分析

有效圆周力为

Fe=1000第 25 页 共 47 页

由v=0.72m/和链号8A-1，查《设计手册》图9-14可知应采用定期润滑。

P0.131000166.67Nv0.78

由于链轮是垂直布置不存在压轴力

8.7 链轮结构设计

(1) 链轮材料的选择：大小链轮材料均为HT200。 (2) 链轮的结构形式：

查阅《设计手册》表10-7，小链轮采用整体式钢制，大链轮采用腹板式铸造。

表8.1 链轮结构尺寸 mm

参数 齿数z 分度圆直径d 齿顶圆直径da 内径dk 轮毂厚度h 轮毂长度l 轮毂直径dh 齿根圆直径df 分度圆弦齿高ha 齿侧凸缘直径dg 齿宽bf 齿侧倒角ba 齿侧半径rx 节距p 小链轮（整体式钢制） 17 69.12 72.11 20 7.22 23.82 34.44 61.2 2.4 54.63 8.0 1.65 12.7 12.7 大链轮（腹板式铸造） 83 335.61 340.12 30 15.76 34.65 61.52 327.69 2.4 322.06 8.0 1.65 12.7 12.7 本科毕业设计说明书（论文）

9. 轴类零件的设计与校核

9.1 减速箱输入轴的设计与校核

9.1.1 已知条件

第 26 页 共 47 页

齿轮轴的传递的功率P=1.13kw，转速n=218.07r/min，轴的结构尺寸如图9.1。

图9.1 减速箱输入轴的结构尺寸 9.1.2 轴材料的选择

选用45号钢，调质处理，由《设计手册》表19.1-1查得材料力学性能数据为：

b=650MPa s=360MPa -1=270MPa -1=155MPa E=2.15×105MPa

8.1.3 轴径确定

初选轴径的大小DA03P1.131203mm8.63mm。 n218.07d11：安装小链轮，d11=20mm。

d12：安装轴承,由于交错轴齿轮传动在承受径向载荷的同时还要承受轴向载荷，故采用一对反装的角接触球轴承。查《机械设计课程设计手册》表6-1（GB/T 292-2007），选用一对7006B角接触球轴承，d12=30mm。

d13：过渡轴，由减速器的尺寸决定，d13=34mm。 d14：齿轮齿顶圆直径，d14=55mm。

d15：过渡轴，由减速器的尺寸决定，d15=34mm。

本科毕业设计说明书（论文）

d16：安装轴承，选用7006B深沟轴承d16=30mm。 d17：安装大带轮，d17=25mm。 9.1.4 轴长确定

第 27 页 共 47 页

l11：安装小链轮，l11=30mm。

l12：过渡轴，同时装有轴承，由馒头机的整体决定，l12=99mm。 l13：由减速器箱体的大小决定，l13=100mm。 l14：小齿轮的定位轴肩，l14=10mm。

l15：由减速器的箱体的大小决定，l15=125mm。

l16：由馒头机的整体大小决定，同时安装有轴承，l16=50mm。 l17：安装大带轮，l17=30mm。 9.1.5 输入轴的强度校核 (1) 轴上的受力分析 轴传递的转矩

T=9550P1.139550Nm=49.49Nm n218.07齿轮的圆周力 Ft=2TⅢ2T1000249.49=N=1959N dZmn/cos182/cos45齿轮的径向力 Fr=Fttann0.3640=1959N=1008N cos0.7071齿轮的轴向力

Fx=Fttan=1959N 大带轮产生的圆周力，其大小由上文的6.7带轮的受力分析章节可知。

F0min2.5KPca2.50.911.3922500qv5000.105.13N113NKzv0.9125.13

小链轮产生的圆周力

本科毕业设计说明书（论文）

Fe=1000第 28 页 共 47 页

P0.131000166.67Nv0.78

由于大带轮和小链轮产生的作用力相对齿轮所齿轮的作用力较小，可不以考虑。

(2) 求支反力

1) 在水平平面内的支反力（图9.3b） 由MA0得

RBzab-Fra+FxFraFxd=02

RBz=

d0.05110080.14819592=2N335Na+b0.148+0.148由Z0得

RAz=FrRBz=1008335N=673N 2) 在垂直平面内的支反力（图9.3c）

RAy=RBy1Ft=980N 2

(3) 做出弯矩和转矩图

1) 齿轮的作用力在水平平面的弯矩图（图9.3d）

MCz=RAza=6730.148Nm=100NmM'Cz d0.051MCzFx1001959Nm=50Nm22

2) 齿轮的作用力在水平平面的弯矩图（图9.3e）

MCy=RAya=9800.148Nm=145Nm

3) 齿轮作用力的合成弯矩图（图9.3f） 由于齿轮作用力在C截面做出的最大合成弯矩

22MCMCzMCy=1002+1452Nm=176Nm

本科毕业设计说明书（论文）

第 29 页 共 47 页

图9.2 减速箱输入轴的扭矩图 (4) 安全系数校核计算

1) 确定危险截面

由轴的结构、尺寸、弯矩图和转矩图得知截面C处的弯矩最大，另外齿轮配合和 键槽产生的应力集中，所以属危险截面。 2) 弯曲应力幅

MC176106Pa=14MPa a=W13.01式中 W——抗弯断系数，由表19.3-15查得 W=13.01cm3 由于是对称循环弯曲应力，故平均应力m=0 根据式(19.3-2）

270106S==7.3

K2.08141060a+m0.930.81-1

式中 -1—— 45号钢弯曲对称循环应力时的疲劳极限，由表19.1-1查得

-1=270MPa；

K——正应力集中系数，由表19.3-6按配合查得K=2.08； ——表面质量系数，轴经车削加工，按表19.3-8查得=0.93；

——尺寸系数，由表19.3-11查得=0.81。

本科毕业设计说明书（论文）

T49.5106 m===MPa=0.87MPa

2Wp226.02第 30 页 共 47 页

式中 Wp——抗扭断面系数，由表19.3-16查得Wp=26.02cm3 根据式《设计手册》（19.3-3） S=-1K=1551062.250.871060.210.871060.930.8156

+m式中 -1—— 45号钢扭转疲劳极限，由表19.1-1查得-1=270MPa；

K——切应力有效应力集中系数，由表19.3-6按配合查得K=2.25,故取

K=2.25；

,——同正应力情况；

——平均引力折算系数，由表19.3-13查得，=0.21。

轴C截面的安全系数由式（19.3-1）确定

SSSSS227.3567.356227.2

由《设计手册》表19.3-4可知，[S] =1.3~2.5,故S>[S],该轴C截面安全。

9.2 减速箱输出轴的设计与校核

9.2.1 已知条件

齿轮轴的传递的功率P=1.02kw，转速n=49.56r/min，轴的结构尺寸如图9.3。

图9.3 减速箱输出轴的结构尺寸

9.2.2 轴材料的选择

本科毕业设计说明书（论文）

第 31 页 共 47 页

选用45号钢，调质处理。由机械设计手册表19.1-1查得材料力学性能数据为：

b=650MPa s=360MPa -1=270MPa -1=155MPa E=2.15×105MPa

9.2.3 轴径确定

初选轴径的大小DA03P1.131203mm8.63mm。 n218.07d21：与馒头机的转盘连接，有圆盘结构决定，d21=26mm。

d22：由于输出轴承受的轴向载荷较大，故采用圆锥滚子轴承，查查《机械设计课程

设计手册》表6-7（GB/T 296-1994），选用一对7006C角接触球轴承，d22=30mm。

d23：定位轴承轴肩处，d23=34mm。

d24：大齿轮的定位轴肩，d24=40mm。 d25：安装大齿轮，d25=34mm。

d26：过渡轴由减速器的尺寸大小决定，d26=32mm。 d27：安装轴承，d27=30mm。

9.2.4 轴长确定

l21：由馒头机的转盘决定，l21=20mm。

l22：由馒头机的整体尺寸决定，同时安装7006C角接触球轴承，l22=70mm。 l23：过渡轴，由减速箱的整体大小决定，l23=159mm。 l24：大齿轮轴肩，l24=10mm。

l25：由减速器箱体的尺寸决定，安装有大齿轮，l25=41mm。 l26：过渡轴，由减速器箱体决定，l26=46mm。 l27：安装7006C角接触球轴承，l27=14mm。

9.2.5 输出轴的强度校核 (1) 轴上的受力分析 轴传递的转矩

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TⅢ=9550齿轮的圆周力 Ft=第 32 页 共 47 页

PⅢ0.969550Nm=183.36Nm nⅢ502TⅢ2TⅢ10002183.36=N=1620N dⅢZmn/cos802/cos45齿轮的径向力 Fr=Fttann0.3640=1620N=834N cos0.7071齿轮的轴向力

Fx=Fttan=1620N (2) 求支反力

a) 在水平平面内的支反力（图9.4a） 由MA0得

RBza+bFra+Fx dⅢ0.226FraFx8430.074162022N447N RBz==a+b0.0740.196 由Z0得

RAzFrRBz843(447)N1290N b) 在垂直平面内的支反力（图9.4b）

RAy=RBy1Ft=810N 2dⅢ=02

(3) 做出弯矩和转矩图

a) 齿轮的作用力在水平平面的弯矩图（图9.4c）

MCz=RAza=12900.074Nm=95Nm'MCzMCzFx dⅢ0.226951620Nm=-87.8Nm22b) 齿轮的作用力在水平平面的弯矩图

MCy=RAya=8100.074Nm=60Nm

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c) 齿轮作用力的合成弯矩图（9-4d）

由于齿轮作用力在C截面做出的最大合成弯矩

第 33 页 共 47 页

22MCMCzMCy=952+602Nm=117Nm

图9.4 减速箱输出轴的扭矩图

(4) 安全系数校核计算

a) 确定危险截面

根据轴的结构、尺寸、弯矩图和转矩图得知截面C处的弯矩最大，且有齿轮配合与键槽引起的应力集中，故属危险截面。 b) 弯曲应力幅

MC117106Pa=36.1MPa a=W3.24式中 W——抗弯断系数，由表19.3-16查得 W=3.14cm3 由于循环弯曲应力对称分布，则平均应力m=0 根据式(19.3-2）

S=-1K=2701062.0636.110600.930.882.97

a+m式中 -1—— 45号钢弯曲对称循环应力时的疲劳极限，由表19.1-1查得

-1=270MPa；

本科毕业设计说明书（论文）

K=2.06,故取K=2.06；

第 34 页 共 47 页

K——正应力集中系数，由表19.3-6按键槽查得K=1.6,按配合查得

——表面质量系数，轴经车削加工，按表19.3-8查得=0.93；

——尺寸系数，由表19.3-11查得=0.88。

TⅢ183106 m===MPa=12.9MPa

2Wp27.10式中 Wp——抗扭断面系数，由表19.3-16查得Wp=7.1cm3 根据式《设计手册》（19.3-3）

S=-1K=1551061.6912.91060.2112.91060.930.885.28

+m式中 -1—— 45号钢扭转疲劳极限，由表19.1-1查得-1=270MPa；

K——切应力有效应力集中系数，由表19.3-6按键槽查得K=1.6,按配

合查得K=1.69,故取K=1.69；

,——同正应力情况；

——平均引力折算系数，由表19.3-13查得，=0.21。

轴C截面的安全系数由式《设计手册》（19.3-1）确定

SSSSS222.975.282.975.28222.59

由表19.3-4可知，[S]=1.3～2.5,故S>[S],该轴C截面安全。

9.3 馒头机过桥轴的设计与校核

9.3.1 已知条件

过桥轴是连接一级大带轮和二级小带轮的轴，由于段的带轮基准直径相差不大，故过桥的设计也相对简单，用带滑块的轴承座固定，方便带轮的张紧。轴的传递的功率P=1.16kw，转速n=700r/min，轴的结构尺寸如图9.5。

本科毕业设计说明书（论文）

第 35 页 共 47 页

图9.5 过桥轴结构图

9.3.2 轴材料的选择

因轴传递的功率不大，对结构没有特殊的要求，选用45号钢，调质处理。由机械设计手册表19.1-1查得材料力学性能数据为：

b=650MPa s=360MPa -1=270MPa -1=155MPa E=2.15×105MPa

9.3.3 轴径确定

初选轴径的大小DA03P1.161203mm14.20mm。 n700d31：安装一级大带轮，d31=30mm。

d32：安装轴承，查《机械设计课程设计手册》表6-7（GB/T 276-1994），选用一对6008深沟球轴承，d32=35mm。

d33：定位轴承轴肩处，d33=40mm。 d34：安装6007轴承，d24=35mm。 d35：安装二级小带轮，d35=30mm。 9.3.4 轴长确定

l31：由一级大带轮的轮毂长度决定，l31=40mm。

l32：由馒头机的整体尺寸决定，同时安装6007深沟球轴承，l22=60mm。 l33：过渡轴，由减速箱的整体大小决定，l33=200mm。

l34：由馒头机的整体尺寸决定，同时安装6008深沟球轴承，l34=60mm。 l35：由二级小带轮的轮毂长度决定，l35=40mm。 9.3.5 输出轴的强度校核

由于过桥轴受到的转矩较小，且受力比较单一，在此就不做具体的验算。

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10. 轴承的选用与校核

10.1 减速器输入轴轴承的选用与校核

10.1.1 已知条件

第 36 页 共 47 页

由于交错轴斜齿轮的轴向载荷较大，于是选用一对反装的角接触球轴承。

齿轮的轴向力： Fae=1959N； 齿轮的切向力： Fte=1959N； 齿轮的径向力： Fre=1008N； 大带轮的压轴力： Fpe=448N； 轴承转速： n=184r/min。

由于该轴将齿轮与轴设计为整体，齿轮的分度圆直径d=51mm，运转时有轻微冲进，预期的计算寿命L'h=15000h。初选两个轴承型号均为7206Ｂ。查7206Ｂ角接触球轴承的基本额定动载荷C=21200N,基本额定静载荷C0=13900N。轴承的受力图如下：

图10.1a 轴承受力 图10.1b 轴承垂直受力

图10.1b 轴承水平受力

10.1.2 求两轴承受到的径向载荷Fr1和Fr1

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平面力系组成。由受力分析可知：

Fpe(148+148+76)+Fre148Fae148148448372+10081481959 Fr2vFre+FpeFr1vFr1HFr2H512N898.26Nd2第 37 页 共 47 页

将输出轴受到的力分解为由垂直平面（图10.1b）和水平平面（图10.1c）两个

Fr1v=296448N1008N898.26N=557.74N148148Fte=1959N979.5N148148296FteFr1H1959N979.5N979.5N

22Fr1Fr1vFr1H898.262979.52N1329N22Fr2Fr2vFr2H557.742979.52N1127N10.1.3 求两轴承的计算轴向力Fa1和Fa2

对于轴承7006C轴承，按《设计手册》表13-7，轴承派生轴向力Fd=1.14Fr

Fd1=1.14Fr1=1515.06NFd2=1.14Fr2=1284.78N按《设计手册》式（13-11）得

Fa1=Fae+Fd2=1959N+1284.78N=3243.78NFa2Fd2=1284.78NFa13243.78==0.130C025000Fa21284.78==0.051C025000

由《机械设计》表13-5差值法得e1=e1=1.14。 10.1.4 求轴承当量动载荷P1和P2

Fa13243.78==2.44>e1Fr11329Fa21284.78==1.14=e2Fr21127

查《机械设计》表13-5得径向载荷系数和轴向载荷系数为：

轴承1 X10.35 Y10.57

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轴承2 X21 Y20

因轴承运转中有轻微冲击载荷，查表13-6得fp=1.2。

第 38 页 共 47 页

P1fp(X1Fr1Y1Fa1)1.20.351329+0.573243.78N=2777NP2fp(X2Fr2Y2Fa2)1.21112701284.78N1352.4N

10.1.5 验算轴承寿命

P1P2，故按轴承1的受力大小验算

10C10621200'Lh=40300h>Lh

60nP601842777163则所选轴承满足要求。

10.2 减速器输出轴轴承的选用与校核

10.2.1 已知条件

由于减速箱的输出轴是垂直布置，且轴上装有交错轴斜齿轮，受到的轴向载荷较大，故选用一对反装的角接触球轴承。

轴向力： Fae=1620N； 切向力： Fte=1620N； 径向力： Fre=834N； 轴承转速： n=50r/min。

齿轮的分度圆直径d=34mm，运转时有轻微冲进，预期的计算寿命L'h=15000h。初选两个轴承型号均为7006C。查7006C角接触球轴承的基本额定动载荷C=15200N,基本额定静载荷C0=10200N。受力图如下：

10.2a 轴承受力 10.2b 轴承垂直受力

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10.2c 轴承水平受力

10.2.2 求两轴承受到的径向载荷Fr1和Fr2

将输出轴的受到的力分解为由垂直平面（图10.2b）和水平平面（图10.2c）两个平面力系组成。由受力分析可知：

d3483474162022N75.58NFr1v=74196270Fr2vFreFr1v834N75.58N=758.42NFre74FaeFr1HFr2H7474Fte=1620N444N74196270FteFr1H1620N444N1176N

22Fr1Fr1vFr1H75.5824442N450.39N22Fr2Fr2vFr2H758.42211762N1399.34N10.2.3 求两轴承的计算轴向力Fa1和Fa2

对于轴承7006C轴承，按表13-7，轴承派生轴向力Fd=eFr，e为表13-5中的判断系数，其值由

Fa来决定，由于现在轴向力Fa的大小未知，故先初取e=0.4, 估算： C0Fd1=0.4Fr1=180.16NFd2=0.4Fr2=559.72N按式《设计手册》（13-11）得

Fa1=Fae+Fd2=1620N+559.72N=2179.72NFa2Fd2=559.72NFa12179.72==0.2136C010200Fa2559.72==0.0549C010200

由《设计手册》表13-5差值法得e1=0.422，e2=0.401。

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10.2.4 求轴承当量动载荷P1和P2

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Fa12179.72==4.84>e1Fr1450.39Fa2559.72==0.401=e2Fr21399.34

查《设计手册》表13-5得径向载荷系数和轴向载荷系数为：

轴承1 X10.44 Y11.10 轴承2 X21 Y20

因轴承运转中有轻微冲击载荷，查表13-6得fp=1.2。

P1fp(X1Fr1Y1Fa1)1.20.44450.39+1.102179.72N=3115NP2fp(X2Fr2Y2Fa2)1.211399.340559.72N1680N

10.2.5 验算轴承寿命

因为P1P2，所以按轴承1的受力大小验算

106C10615200'Lh=38729h>Lh

60nP6050311513故所选轴承满足要求。

10.3 过桥轴轴轴承的选用与校核

过桥轴是连接一级带传动和二级带传动的轴，轴的两段分别装有一级大带轮和二级小带轮，考虑到轴的工作环境，只受径向载荷为主，决定选用深沟球轴承。轴承径向载荷主要是带轮的压轴力，在带轮的设计计算中可知径向载荷Fr=386N,轴向载荷

Fx=0，轴承转速n=700r/min运转时有轻微的冲击，预期寿命L'h=15000h。由于过桥轴上的零件相对简单，设计校核过程如上文轴的校核一样，不再做具体的演算，按照《机械设计手册》的6008深沟球轴承，基本额定静载荷C0=10500N，Cr=16200N。 验算轴承寿命

106C10613200'Lh=551019h>Lh

60nP60700463.23则选用轴承满足选用要求。

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11. 键的选用与校核

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盘式馒头机的共需要选用8个键，分别是电机轴1个，过桥轴2个，输入轴2个，输出轴2个，大链轮轴1个，由于选用的键仅圆头普通平键和单圆头普通平键两种，只对两种具有代表性的键就行验算，分别是电机轴和大齿轮轴上的键。

11.1 电动机轴的键（单圆头普通平键）

11.1.1 选择键连接的类型和尺寸

一级小带轮的精度为7级，安装一级小带轮的电动机轴径d0=24mm，一级小带轮的轮毂宽度为33mm，需要传递的转矩T08.25Nm，带轮有定心精度要求，选用单圆头普通平键（C型）平键连接。

根据d0=24mm和轮毂宽度，从《设计手册》表6-1查得键的截面尺寸为：宽度b=8mm，高度h=7mm，键长L=28mm。 11.1.2 校核键连接的强度

键、轴和轮毂的材料全是钢，由《设计手册》表6-2查得许用挤压应力：

p=110MPa

轴的工作长度lLb=28mm-8mm=20mm，键与轮毂键槽的接触高：

k=0.5h=3.5mm

由式《设计手册》（6-1）计算得：

2T010328.25103p=MPa10MPa<p=110MPa kld03.52024所以连接的挤压强度足够。

键的标记为：键C8×7×28 GB/T 1096-2003

11.2 减速箱输出轴的键（圆头普通平键）

11.2.1 选择键连接的类型和尺寸

大齿轮的精度为7级，装齿轮处的轴径d=34mm，齿轮轮毂宽度为42mm，需要传递的转矩T183Nm，齿轮有定心精度要求，选用圆头普通平键平键（A型）连接。

根据d=34mm和轮毂宽度，从《设计手册》表6-1查得键的截面尺寸为：宽度

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b=10mm，高度h=8mm，取键长L=36mm。

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11.2.2 校核键连接的强度

键、轴和轮毂的材料全是钢，由表6-2查得许用挤压应力

p=110MPa

轴的工作长度lLb=36mm-10mm=26mm，键与轮毂键槽的接触高度

k=0.5h=4mm

由《设计手册》式（6-1）计算得：

2T1032183103p=MPa103MPa<p=110MPa kld42634故连接的挤压强度足够。

键的标记为：键10×8×36 GB/T 1096-2003。

11.3 其余键的选用

表11.1 盘式馒头机键的选用

键位 发动机轴 过桥轴 键C8×7×32 GB/T 1096-2003（二级小带轮） 键C10×8×32 GB/T 1096-2003（二级大带轮） 减速箱输入轴 键C10×8×20 GB/T 1096-2003（小链轮） 键C8×7×18 GB/T 1096-2003（成型圆盘） 减速箱输出轴 键10×8×36 GB/T 1096-2003（大齿轮） 大链轮轴 键C10×8×20 GB/T 1096-2003（大链轮） 键型 键C8×7×28 GB/T 1096-2003（一级小带轮） 键C8×7×32 GB/T 1096-2003（一级大带轮)

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12. 刚盘式馒头机传动系统的维护

12.1 带轮的维护

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由于V带的皮带在工作一段时间后会因为磨损出现塑性变形，从而造成传递功率下降，导致馒头机的生产能力低于额定产量。为保证带轮的正常工作，需要对带的松弛情况进行定期维护，为方便带传动的张紧，本设计设计了一套定期张紧装置。对于一级带传动，本设计将电机安装在导轨上如图12.1，通过调节电机两侧的螺栓，调节一级小带轮的位置，从而对一级带传动进行张紧。

图12.1 一级带轮张紧 图12.2 二级带轮张紧

图12.3 带滑块的轴承座 图12.4 带滑块的轴承座

对于二级带传动的张紧，参考了《机械设计课程设计图册》的链式推爪驱动装置，过桥轴的固定轴承座的采用带滑块的轴承(图12.3)。参考了带轮输送机的张紧装置(图12.4)，通过调节轴承两端的螺栓，调节二级小带轮的位置，来实现对二级带传动的张紧。当皮带出现严重磨损已无法通过张紧装置进行调节，此时需要更换皮带，以保证机器的正常运行。

12.2 减速箱的维护

由于减速箱采用的是交错轴斜齿轮，是一种点接触的啮合传动，齿轮的磨损相较平行轴齿轮传动大，要适时更换润滑油，及时清理减速箱的参杂，保护齿轮。一般每

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半年更换一次，选用HJ-20齿轮油。

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12.3 链轮的维护

链传动此级的传递的功率相对较小，对链轮的磨损相对较小，且空间上不适合安装张紧装置，中心距又不可调，查阅《机械设计手册》采用缩短链长（即去掉链节）的方法对因磨损而伸长的链条重新张紧，图12.5a是偶数节链条缩短方法，图12.5b奇数节链条缩短方法。

图12.5 链条的缩短方法

由链轮计算一节得知链传动采用定期人工润滑，打开馒头机的后盖定期用油壶在链条间隙注油，一般每一个月加注一次。

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结束语

本文阐述了刚盘式馒头机传动系统的设计过程，与目前市面上所销售的盘式馒头机在减速箱设方面做了略微的改变优化，减少了传动零部件，简化了减速箱结构，从而降低了生产成本，有利于在市场中取得竞争有势。本馒头机减速箱的特点是采用了一对交错轴45°斜齿轮传动，一体式箱体。类是了蜗轮蜗杆减速器，传动效率高，结构简单，同时降低了能耗。当然，传动系统设计过程中肯定错在一些不足之处，在今后产品的开发设计过程中将进行优化和改进。

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致谢

历时三个多月的毕业设计终告一段落，首先感谢李立新老师在百忙之中给予我悉心和细致的指导，教导我们一款机械产品的设计开发到最终成型需要经历的种种步骤，要有耐心，更要有细心。大到一个齿轮，小到一枚螺母都要通过查阅《机械设计手册》。另外还要感谢同组的成员，我们是一个团队，各自分工，互相讨论学习，在讨论学习的过程中得到了我们的最终设计方案，让我意识到团队合作在产品设计开发中的重要性。

通过大学最后一次毕业设计的这个过程，让我再次温故了大学四年所学的课程，尤其是《机械设计》这门课，大学的最后一次设计，也为日后走上了工作岗位积累了一定的经验，大致了解了产品的设计开发流程。

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