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畢業(yè)設計說明書雙絞龍饅頭成型機設計學 號：姓 名： 班 級： 專 業(yè)：指導教師：學 院：年摘要摘要此論文主要講述的是雙絞龍饅頭機的設計。在原有饅頭機基礎上由單絞龍改作雙絞龍，改善了絞龍受力過大、軸承壽命低等不足，性能更穩(wěn)定。設計中根據(jù)現(xiàn)有饅頭機原型先進行整體的的結(jié)構(gòu)和制作工藝分析，確定絞龍在揉面和出面絞龍軸、軸承受到徑向力的大小，得出饅頭的加工制造過程，計算傳動裝置的運動與動力參數(shù)。除此之外，還設計了與雙絞龍相對應的齒輪箱。將所學的專業(yè)知識綜合運用到設計中，熟悉并掌握機械設計的方法，對齒輪箱的傳動系統(tǒng)，齒輪、軸、軸承等主要部件設計技術校核，最后完成齒輪箱的整體設計。關鍵詞：注塑模具，盒形件，型芯，單型腔AbstractThis paper is about the design of twin dragon Steamed buns machine. In the original Steamed buns machine based on improved auger, excessive force, bearing life is low, the performance is more stable. Analysis of structure and process the first design, determine the auger in the dough and come from radial force, the process that Steamed buns, kinematic and dynamic parameters of transmission device.In addition, also designed gear box corresponds with the twin dragon. The knowledge of the integrated use of the design, familiar with and master the methods of mechanical design, the transmission system for gear box, main parts of gear, shaft, bearing, design verification, and finally to complete the overall design of gear box.Keywords: injection mold, box shaped parts, core, single cavity引言饅頭一直以來都是我國北方地區(qū)傳統(tǒng)的主食，但它的生產(chǎn)方式一直保持著最為傳統(tǒng)方式——手工揉面、塑性的生產(chǎn)方式。然而這種傳統(tǒng)原始的生產(chǎn)方法不僅不能保證高的生產(chǎn)質(zhì)量，而且不能高效大批量生產(chǎn)，制作成本高，不能保證現(xiàn)有對食品的衛(wèi)生要求，而且會耗費大量的人力資源，物力，財力。而這對于未來食品機械工業(yè)現(xiàn)代化，提高產(chǎn)品質(zhì)量具有很大的負面影響?，F(xiàn)在制造面粉的行業(yè)的興起沒有帶起饅頭成型設備的開發(fā)與研究，饅頭制造機械設備的開發(fā)與研究都是最近十幾年才興起的，這是也適合我國民族傳統(tǒng)文化以及現(xiàn)代工業(yè)技術有關。為了滿足廣大國民尤其一饅頭為主食的北方人的需求，解決饅頭制造機械的自動化、規(guī)?；⑦B續(xù)化的生產(chǎn)的問題，制作研發(fā)這種食品機械設備是必經(jīng)之途，這不單單是食品機械工業(yè)化所面臨的問題，而且也是對我國解放廣大基礎勞動力，從而對形成饅頭等食品制作機械的規(guī)?；?、系列化成產(chǎn)，實現(xiàn)食品制作機械自動化是非常有幫助的。相比于那些西方發(fā)達國家在食品生產(chǎn)制造方面的開發(fā)和研制相比較，我們國家的起步比較晚、起點相對低、技術和其理論方面都還不是很成熟，并且大多工廠都只是小批量家族性生產(chǎn)，相對造價會比較高，機器自動化等各方面還都達不到相應的技術指標，還都急需要待改進和提高。目前為止在市場上主要流行的饅頭制作機械大致有兩種類型：其一是輥成型機械，而另外一種是槽式型或著盤成型機械。而這兩種成型機中存在的差異是：輥成式機型生產(chǎn)的饅頭、刀口位置隨機性定量誤差比槽式成型的較大，這種機械產(chǎn)品的隨意性相對較小，有利于饅頭機的發(fā)展。相對我國饅頭制造成型機械水平來說，那些西方發(fā)達國家生產(chǎn)的饅頭制造塑形機造型合理視覺美觀，所用材料也是更能滿足食品對于生產(chǎn)的要求，但是無論是我國還是其他發(fā)達國家的機型都存在著問題：第一，不能保證定量精度；第二，不能很好保證饅頭的光潔度，尤其是在現(xiàn)在，人們都對食品要求越來越高，在保證美味的前提下，還要美觀，這樣對于制造機械的要求就要提高。引言在基于各種文化、風俗傳統(tǒng)、飲食上午習慣不同，西方發(fā)達國家很少對饅頭機進行研發(fā)與創(chuàng)新，所以這就要我們自己動手開創(chuàng)一個新的別人沒有涉足過的行業(yè)，在理論上、技術上都要自己潛心要就大膽設想，盡快實現(xiàn)中國特色食品機械的工業(yè)化和自動化。第一章 設計方案的初步確定（一）饅頭生產(chǎn)線及其工藝流程饅頭生產(chǎn)線及其工藝流程是指饅頭工業(yè)化生產(chǎn)，即揉面、出面、成型、排出等工序連續(xù)生產(chǎn)的作業(yè)方式，所有這些工序都是集中在一條饅頭生產(chǎn)線上實現(xiàn)的，這條生產(chǎn)線由兩個基本部分組成：揉面和出面：是將面粉和水按一定比例混合，同時加入酵母攪拌，放入揉面箱內(nèi)攪拌一段時間。成型：通過兩個螺旋結(jié)構(gòu)將由出料函傳送來的面團成圓形，并將已成型的饅頭有秩序地排出（二）設計主體任務本畢業(yè)設計的主要任務在該自動生產(chǎn)線的第一部分，主要使面揉均勻，解決現(xiàn)有饅頭機在揉面、出面這道工序上存在的缺陷，使產(chǎn)品壽命提高，并保證汽蒸后的產(chǎn)品具有鮮亮的色澤和一定的光潔度。該部分質(zhì)量好壞，是影響整條生產(chǎn)線最終產(chǎn)品的質(zhì)量的關鍵一環(huán)。（三）現(xiàn)有饅頭成型機存在問題及設計目的（1） 現(xiàn)有饅頭成型一體機存在的問題：揉面過程中絞龍所受到的徑向力過大，壓迫斜軸承，使斜軸承壽命較低，長時間的運作使減速機壽命較低，出料函設計不合理，增大了對面的擠壓力，也是絞龍受徑向力過大的原因之一。（2） 設計目的：由單絞龍改為雙絞龍，不僅分擔了徑向力，也提高了揉面的速度和量；同時對出料函進行改進，出面的拐角由直角改為斜角，減小了出料函內(nèi)對面的擠壓力，進而減小了絞龍受到的徑向力。第 2 章 傳動方案及總體參數(shù)設計一、傳動方案的確定１.我們這種新型饅頭制作機器采用 Y 系列的三相異步電動機（ZBK22007-88） 。電機型號 Y100L-4，額定功率 1.5KW，滿載轉(zhuǎn)速 1400r/min。引言2.本機器裝有一臺一級減速器，主要靠 V 形帶，鏈輪，齒輪傳動（見圖 1） 。3.本機器采用食品帶為輸送饅頭機構(gòu)（見圖 2） 。4.采用的折疊成型輥來實現(xiàn)面帶成型（見圖 3） 。傳 動 原 理 圖圖 1圖 2圖 3引言圖 3二、對于設計的具體要求：1.成型機的型號：FMJ-II2.本機器產(chǎn)量：4000 個/h3.工作電壓：380V4.產(chǎn)品規(guī)格：100g/個5.機器外形尺寸：1500*750*1100三、具體參數(shù)的設計與計算（一）電動機的選擇：1．電動機類型的選擇：根據(jù)實際的工作環(huán)境和各具體參數(shù)從而選擇 Y 系列電動機，2．電動機功率的選擇與確定 wPd（1） 判定工作機所需功率= KW= =0.69KWwP950Tn95072.68?（2） 判定電動機所需功率 dP＝ d?引言＝ ．．． ＝０．９６ ０．７２ ０９０ ０９６ ０９５＝０．５７?1?2n???＝ ＝ ＝１．２１ＫＷdP57.0w.69（3） 判定安全系數(shù)為１．２則 ＝１．２１ １．２＝１．４５ＫＷPd, ?（４）判定電動機的額定功率 edP按照實際所需功率小于或等于額定功率原則，選擇 ＝１．５ＫＷedP３．電動機轉(zhuǎn)速的選擇對于額定功率相同的電動機，轉(zhuǎn)速越是高，重量越是輕，尺寸越是小，其價格也越是低，相對效率也越是高?？紤]到各種各樣的因素，為了減小減速器尺寸，選擇電動機的轉(zhuǎn)速ｎ＝１４００ｒ／ｍｉｎ綜上選用電動機型號為Ｙ９０Ｌ－４（二）總傳動比的計算與分配１．總傳動比的計算根據(jù)傳動的原理圖，該機構(gòu)一共分 3 個傳動路線（１）第 1 條路線 ＝ ＝ ＝１４４．０３1iwmn72.940（２）第 2 條路線 ＝ ＝２１．６０2i8.6（３）3 條路線 ＝ ＝１８１．３５3740２．各級的傳動比合理分配：（１）①．皮帶傳動比 ＝ ＝３．６1ai52②．減速器 ＝４０：１b③．鏈輪 與 間的傳動比 ＝ ＝１．５1L21ci28④． 與 之間的傳動比 ＝ ＝０．６７34d（２）①．皮帶傳動之比 ＝３．６2ai②．齒輪 與 間的傳動比 ＝ ＝６1Z2bi1590引言③． 與 間的傳動比 ＝１5L82ci（３）①．皮帶傳動比 ＝３．６3ai②．齒輪 與 間的傳動比 ＝ ＝６1Z23bi1590③． 與 間的傳動比 ＝ ＝４．２7L0c42④．齒輪 與 間的傳動比 ＝ ＝２13di（三）傳動裝置運動與動力的參數(shù)設計１．各種轉(zhuǎn)速設計＝ ＝９．７２ｒ／ｍｉｎIn1im＝ ＝６４．８２ｒ／ｍｉｎI2i＝ ＝７．７２ｒ／ｍｉｎIn3im２．各軸輸入功率＝ ＝１．５ ０．９６ ０．７２ ０．９０ ０．９０ ０．９４＝０．７IPd1????９ＫＷ＝ ＝１．５ ０．９６ ０．９４ ０．９４＝１．２７ＫＷId2＝ ＝１．５ ０．９６ ０．９４ ０．９４ ０．９５＝１．２１ＫＷIP3???３．各軸輸入轉(zhuǎn)矩＝ ＝ ＝７７６．２ＮITIn95072.90m?＝ ＝ ＝１８７．１ＮIIP8.6415?＝ ＝ ＝１４９６．８ＮITIn9072. m?（四）減速器的選擇引言減速器是由各個獨立部件所組成的，其中包括蝸桿傳動或齒輪-蝸桿傳動、齒輪傳動。減速器由于效率相對高、結(jié)構(gòu)比較緊湊、傳遞運動比較準確可靠、使用維護很簡單便捷，所以在現(xiàn)代的機器中應用相對廣泛。在此機構(gòu)中減速器輸入轉(zhuǎn)速， 低于 500r/min.由計算輸出扭轉(zhuǎn)矩值按 的額定輸38.9/minnr? 50/minr?出扭矩選用。公稱傳動比 i=40.根據(jù)機構(gòu)要求初步選用定軸，渦輪蝸桿減速器。i=8~80。（1）蝸桿下置式：蝸桿布置在渦輪的下方，嚙合處的冷卻和潤滑較好，蝸桿軸承潤滑也方便。但當蝸桿圓周速度太大時，油的攪動損失較大，一般用于蝸桿圓周速度v1。引言（3） 類似于不完全的齒輪間歇的運動機構(gòu)，在鏈傳動的過程中其間歇運動要依靠不完全鏈輪和鏈條來實現(xiàn)傳動，其中不完全鏈輪機構(gòu)由普通的鏈輪機構(gòu)慢慢改變而成的另外一種間歇運動機構(gòu)。不完全的鏈輪機構(gòu)在主動輪上只做出幾個齒甚至一個齒，并且根據(jù)運動的時間和間歇的時間要求，在從動輪分段上做出若干個與鏈條互相嚙合的齒，在通過與其鏈條的嚙合就能實現(xiàn)其間歇運動六 齒輪設計校核計算6.1 低速齒輪計算已知：N1=2980r/min,P1=500KW,T1=1600N.m N2=8255r/min，P2=475KW,T2=609N.m1）確定齒輪形狀、精度級別、材料模數(shù)和螺旋角a 、以任務書和齒輪制作整體規(guī)則，大齒輪要 Z1 左旋，小齒輪 Z2 右旋。b、齒輪精度需要 4 級。c、材料為 45 井小齒輪調(diào)質(zhì)到 280 HBS大齒輪調(diào)質(zhì)到 240 HBSd、齒數(shù)：Z1 的齒數(shù)為 132，Z2 的齒數(shù)為 40e、螺旋角的度數(shù) β 為 11°.2)以齒面疲勞觸接強度的設計因為 HB 小于 350，則為軟齒面接觸，它的破壞形式大多為點蝕，所以接觸強度設計，以彎曲強度檢測。選不妨選 Kt=1.3.由圖 10-30 查表選擇系數(shù) =2.5HZ由圖 10-26 查表得 =0.8， =0.7， = + =1.52??1???12?選齒寬的系數(shù)? d 為 1.從表 10-6 查出 為 190MpEZ2/1a從圖 10-21 中以齒面硬度查出引言小齒輪接觸疲勞強度 為 600Mpa， 為 550Mpa.2lim?1lim?算出循環(huán)應力次數(shù) N2=60n 1 j L h = 3.57* 10N1= N2 / 2.8= 1.28*從圖 10-19 中可以看出 接觸疲勞壽命系數(shù) 是 0.9, 是 0.8.1HNK2HN接觸疲勞許用應力，取時效概率=1%安全系數(shù) S=1. 從 10-21 得 = /S= 500Mpa2][H??2Nlim?= /S=468Mpa11Kli= =483Mpa][H2][H?=107.9?td1??321????????????dHEut ZTk圓周的速度 V= = 47m/s06?nt?齒寬 b 和模數(shù) b= =108mmtd1??=2.2mm2cosZMtnt???h= = 5mmnt?5.b/h = 22縱向重合度 = =3.0????ta318.02dZ載荷系數(shù) K =1.375,A以 V=47m/s，4 級精度，查出 =1.0Kv從表 10.4， =1.4?H從圖 10.13， =1.4F引言從表 10.3， = =1.0?HKF則載荷系數(shù) K= =2.0Av?H從分度圓直徑用實際載荷系數(shù)校正=127.0mm31ttKd?計算模數(shù) nM= =2.6mm21cosZd?以齒根彎曲強度設計=nM32][cosFSYdZKT???????K= =2.2AvF?以縱向重合度 =3.0，從圖 10-28 查出螺旋角影響的系數(shù) =0.9.?? ?Y計算當量齒數(shù)=50.832cosZV?=1406?321V從表 10.5 看出， =2.14, =2.321?FY2?F=1.83, =1.70S1S從圖 10.20 C 小齒的彎曲疲勞強度極限 =500Mpa，2FE?算出大齒輪的彎曲疲勞強度極限 = 380Mpa1從圖 10.18，則彎曲疲勞壽命系數(shù) =0.85, =0.882FNK1FNS=1.4=303.6MpaSFENF22][??引言=238.9MpaSKFENF11][??=0.0129942][FY?=0.0163601][FS?從此知道大齒輪的數(shù)值大計算出=2.20?nM32][cosFSYdZKT???????以 =3， =41.60nZ?cos2?以 =115， =41 。1以中心距 a = =238.40mm?cos2)(1n?通過中心距圓整出 a=240mm。修正的螺旋角 =10.50，因為 值改變少所以參數(shù) ， ,aMnZ2)(ars1??????K等不用修正。HZ算出大，小齒輪的分度圓直徑 =351.0mm?cos1nd?=125.0mm2MZ算出齒輪的寬度 b= =125.0mm2d?圓整以 =125mm， =120mm。2B16.2 高速齒輪傳動已知：N3=29718r/min,P3=447.1KW,T3=143.22N.mN2=8256r/min，P2=475.4KW,T2=609.10N.m引言1） 、選則齒輪形狀、精度級別、材料及螺旋角度a 、以任務書和齒輪制作整體規(guī)則，大齒輪要 Z3 左旋，小齒輪 Z4 右旋。b、齒輪精度需要 4 級。c、材料為 45 井小齒輪調(diào)質(zhì)到 280 HBS大齒輪調(diào)質(zhì)到 240 HBSd、齒數(shù)：Z4 的齒數(shù)為 24 齒，Z3=Z1*3.6=87 齒e、螺旋角度 β 為 12°2)以齒面疲勞觸接強度的設計因為 HB 小于 350，則為軟齒面接觸，它的破壞形式大多為點蝕，所以接觸強度設計，以彎曲強度檢測。選不妨選 Kt=1.3.由圖 10-30 查表選擇系數(shù) =2.5HZ由圖 10-26 查表得 =0.8， =0.7， = + =1.52??1???12?選齒寬的系數(shù)? d 為 1.從表 10-6 查出 為 190MpEZ2/1a從圖 10-21 中以齒面硬度查出小齒輪接觸疲勞強度 為 790Mpa， 為 760Mpa.2lim?1lim?算出循環(huán)應力次數(shù) N2=60n 1 j L h = 1.290* 10N1= N2 / 2.8 = 3.580*從圖 10-19 中可以看出 接觸疲勞壽命系數(shù) 是 0.80, 是 0.83.1HNK2HN接觸疲勞許用應力，取時效概率=1%安全系數(shù) S=1. 從 10-21 得 = /S= 632Mpa 2][H??2Nlim?= /S = 631Mpa11Kli引言= =631.4Mpa][H?2][1H??=55?td1??321???????????dHEut ZTk圓周的速度 V= = 86m/s06?nt?齒寬 b 和模數(shù) b= =54.9mmtd1??=2.24mm2cosZMtnt???h= = 5.04mmnt?5.b/h = 10.9縱向重合度 = =1.60????ta318.02dZ載荷系數(shù) K =1.375,A以 V=85m/s，4 級精度，查出 =1.0Kv從表 10.4， =1.4?H從圖 10.13， =1.4F從表 10.3， = =1.0?HK則載荷系數(shù) K= =2.0Av?H從分度圓直徑用實際載荷系數(shù)校正=故載荷系數(shù) K= =2.1031ttKd?AKv?H?按實際載荷系數(shù)校正分度圓直徑=63.2mm31ttd?計算模數(shù) nM引言= =2.6mmnM21cosZd?以齒根彎曲強度設計=n32][cosFSYdZKT???????K= =2.15AvF?以縱向重合度 =1.60，從圖 10-28 查出螺旋角影響的系數(shù) =0.9.?? ?Y計算當量齒數(shù)=25.632cosZV?=92.96?321V從表 10.5 看出， =2.61, =2.191?FY2?F=1.59, =1.78S1S從圖 10.20 C 小齒的彎曲疲勞強度極限 =550Mpa，2FE?算出大齒輪的彎曲疲勞強度極限 = 480Mpa1從圖 10.18，則彎曲疲勞壽命系數(shù) =0.78, =0.802FNK1FNS=1.4=306.4MpaSFENF22][??=274.3Mpa KFEF11][=0.013582][FSY??=0.01421][FS從此知道大齒輪的數(shù)值大引言計算出=2.0?nM32][cosFSYdZKT???????以 =2， =31nZ?cos2?以 =111， =31 。1以中心距 a = =145.17mm?cos2)(1n?通過中心距圓整出 a=145mm。修正的螺旋角 =11.68，因為 值改變少所以參數(shù) ， ,aMnZ2)(ars1??????K等不用修正。HZ算出大，小齒輪的分度圓直徑 =226.7mm?cos1nd?=63.3mm2MZ算出齒輪的寬度 b= =63.3mm2d?圓整以 =65mm， =70mm。2B1七 軸承的校核設計7.1 低速軸的軸承低速軸因為轉(zhuǎn)速很低，且受到軸向力的影響，因此選用圓錐滾子軸承33115，D=125,T=37,B=37,C=29。軸承需要受到的載荷為： =5945N, =3330N, =3190N, =51N1NHF1NV2NHF2NV=6745N2C??=3330N22NVH引言21C?于是僅僅需要校核 即可?)(60PnLh?因為 P=500KW, ,n=2980r/min，可以得出31?=32684hh通過表 13-3 查出 =20000-30000'L?h'所以軸承滿足要求。7.2 中速軸軸承此軸因為轉(zhuǎn)速很高，為了消減摩擦應選擇滑動軸承，而且因為軸向載荷大，需要在軸的一端選擇用一個止推軸承。1）.止推軸承的設計和計算：因為軸徑 d=45mm，軸的工作轉(zhuǎn)速 n 為 8255r/min，工作載荷 F 為 9800N。選擇軸承內(nèi)徑 =50mmiD油膜厚度的最小安全值選擇 =0.4?m，從表 21.6-1 得出 h=6.2?maR油膜厚度最小的極限值 =13.50?mdhs 3in2 10)25.~.0(????潤滑油選擇 L-FD46進瓦油溫 設定為i?C?40附溫升初值 ???8?有效油溫 Cje?4潤滑油得粘度 =0.0210Pa.siy?粘度比 =1.34ei/=?PC)/(107.6kmJ??引言載荷 42107.??ienDyF油膜最小厚度數(shù) =0.0980ih2溫升數(shù) =8.8FCpi??2??內(nèi)外徑比 =1.30icD/瓦塊數(shù) Z=20瓦面的升高比 =3.02/h?軸承的外徑 =118mmi)/(0?軸承的中徑 =84mmimD?軸瓦的寬度 =34mm2/)(0iB?軸瓦的中徑周長 L=B=34校核的填充因子 =1.3 合適)/(mkZLK??校核計算：瓦載荷 =490NFP/瓦載荷數(shù) 3106.2??menBDy溫度的修正因子 =0.97?k瓦溫的升數(shù) =12.5p?溫升 =6.9 與初值差不多??kCBFpP2?瓦油膜最小厚度數(shù) =0.50h2油膜最小厚度 =41.60?m?pF?li2h最高的油溫 Ci ????1075.1max???引言瓦面積 =1134ZBAp042.?靜載荷 NmgFst1?靜載的壓力 =0.60MpapsttP/瓦面升高 =0.130mm2)/(h?瓦功耗數(shù) =13.7p?瓦功耗 =0.42KWPDmPFn?總功耗 =8.40KWpZ?瓦端泄漏的流量數(shù) 1.?spq瓦端泄漏量 =0.0370L/SpsmsFqDnB2需要的供油量 =44.60L/minsZq?2）.徑向滑動軸承計算：軸承的幾何尺寸 B=D=48mm因為 b=12mm， ， ， ，l=6.60mm，供油壓力??6021??6.842??3.72m?=31.50Mpa，壓力比 =0.50，最大的偏心率 =0.5sPPax?油墊的位置角 ， ， ，?451??132?53??4偏心率 ， ， ，6.0max??6.0max???356.0max3???356.0max4??油墊曲度因子 =0.600lbDBm?????cossin壓力比因子 =10/)1(Pa??=0.210max??=-0.2102引言=-0.210max3??=0.2104載荷數(shù) =0.6720])1(/[3max1????F=0.36022?=0.360])(/[3max3?=0.670144???F有效的承載面積 3109.sin)(???mebBDA?軸承的承載能力=2033N4321 coscoscoscos ????FAPFPAF eseseses ????因為中速軸的軸承處所受的支承力 =1797N?F=2033N,因此該軸承滿足要求。NV7.3 高速軸軸承該軸因為轉(zhuǎn)速比較高，為了減小它的摩擦，因此需采用滑動軸承，而且因為軸向載荷比較大，所以需在軸的一端選用一個止推軸承。1）.止推軸承的計算：因為軸徑 d=40mm，軸工作轉(zhuǎn)速 n 為 29717r/min，它的工作載荷 F=3323N。因此選則軸承內(nèi)徑為 =45mmiD油膜厚度最小安全值取 =0.40，從表 21.6.1 得出 h=6.20?maR油膜最小厚度的極限值 =13.50?mdhs 3min2 10)25.~.0(????潤滑油應選擇 L-FD46進瓦油溫 設定為i?C?40附溫升的初值 ???8?有效的油溫 Cje?4潤滑油的粘度 =0.0210Pa.siy?引言粘度比 =1.330eiy/=?PC)/(107.6kmJ??載荷 42.?ienDyF油膜最小厚度數(shù) =0.0980ih2溫升數(shù) =8.71FCpi??2??內(nèi)外徑比 =1.30icD/瓦塊數(shù) Z=20瓦面的升高比 =3.02/h?軸承的外徑 =77mmi)(0?軸承的中徑 =61mm/imD?軸瓦的寬度 =16mm2)(0iB?軸瓦中徑周長 L=B=16校核填充因子 =1.3 合適)/(mkZLK??校核計算：瓦載荷 =166NFP/瓦載荷數(shù) 3106.2??menBDy溫度的修正因子 =0.970?k瓦溫升數(shù) =12.50p?溫升 =7.0 與初值很接近??kCBFpP2?瓦油膜最小厚度數(shù) =0.50h2引言最小的油膜厚度 =41.60?m?pFBh2?li2h最高油溫 Ci ???1075.1max???瓦面積 =936ZBAp042?靜載荷 NgFst?靜載壓力 =0.47MpapsttP/瓦面升高 =0.106mm2)(h?瓦功耗數(shù) =11.31p?瓦功耗 =0.32KWPDmPFn?總功耗 =6.4KWpZ?瓦端泄漏流量數(shù) 1.?spq瓦端泄漏量 =0.0252L/SpsmsFqDnB2需要供油量 =36.6L/minspZq?2）.徑向滑動軸承計算：軸承幾何尺寸 B=D=44mm已知 b=11mm， ， ， ，l=6.4mm，供油壓力??6021??6.842??3.72m?=31.52Mpa，壓力比 =0.50，最大偏心率 =0.50sPPax?油墊位置角 ， ， ，?451??32?53??4偏心率 ， ， ，6.0max??6.0max2???356.0max3???356.0max4??油墊曲度因子 =0.6lbDBm?????cossin壓力比因子 =10/)1(Pa??