机械原理及设计课程设计多功能蔬菜切丝机

机械原理及 设计 领导形象设计圆作业设计ao工艺污水处理厂设计附属工程施工组织设计清扫机器人结构设计 课程设计多功能蔬菜切丝机 目录 第一章 多功能蔬菜切丝机原理简介 2 第一节 工作原理 2 第二节 原始数据 2 第三节 总体方案设计 3 一、 总体方案 3 二、 机构组合的选择 3 (一)传送带 3 (二)刀具 4 (三)挡板 7 附 10 第二章 减速器设计 11 第一节 电动机的选择 11 第二节 传动比的分配 11 第三节 V带设计 12 第四节 齿轮设计 13 一、高速啮合齿轮组 13 二、低速啮合齿轮组 18 第五节 轴的设计 22 一、高速轴 22 二、中间轴 27 三、低速轴 28 第六节 其他零件设计 30 第七节 箱体结构设计 30 第一章 多功能蔬菜切丝机原理简介 第一节 工作原理 多功能蔬菜切丝机广泛用于各种软硬根茎叶类蔬菜和海带的加工，可切制片、丝、块、丁、菱形、曲线(不同形状刀具)等各种花样。如图1-1所示，电动机D经减速系统J减速后，动力分别由传动机构?、?、?、?、?输出。传动系统?驱动(旋转式或直动式)切刀将物料切片，?驱动竖刀上下运动将物料切丝，?驱动输送带带动待切物料间歇运动(步进运动)，?驱动夹持带运动以便切菜时夹持、压紧物料，?驱动圆毛刷转动完成清带工作。要求机器运行平稳，切菜均匀。物料切菜大小及生产率可调，取决于输送带速度和切刀速度。 图1-1 第二节 原始数据 切片厚度约4mm，切丝厚度约3mm; 设切刀工作阻力=1000N; P 旋转式切刀转速300r/m; 或采用直动式切刀，工作频率300次/分; 行程速比系数=1.05; K 机器运转速度不均匀系数许用值=0.05; ,,, 主传动机构许用压力角=40?，辅传动机构许用压力角=70?; ,,,,,,主辅 生产能力300~2000 kg/h; 电动机转速=1400 r/m; n电 电动机功率储备系数=1.5。 , 第三节 总体方案设计 一、 总体方案 电动机输出原动力，通过带传动经减速箱使主轴转速达到合适范围， 主轴再经过带传动将动力输出到各个机构上(刀具，传送带等)，来实现蔬 菜切丝的功能。 二、机构组合的选择 (一)、传送带 传送带采用了间隙运动形式，具体循环为运动10s停留8s，传物带是由棘轮带动，做间歇运动。 如下图传送带由带轮和带组成，棘轮通过带轮，再带动蔬菜的运动 图 1-2 其中: 传物带运动时间为:t=8s 1 间歇停止时间为:t=10s 2 带总长为:L=2.4m (分为4段) 带的运动速度为:V=0.6/8 m/s=7.5 cm/s带 带轮的直径为:d=0.32m=32cm 带轮的转速为:n=0.075*60/(0.16*2*PI) r/min=4.48 r/min 1 图 1-3 上图及为棘轮带动带轮的转动; 其中棘轮由电机通过减速器后再通过一级减速的转速，棘轮与另一轮通过齿轮啮合由带的间 歇运动可知，其有齿的部分为:10*360/18度=200度 棘轮与另一齿轮的传动比由带轮的转速和减速后棘轮轴的转速可确定。 (二)、刀具 切刀与竖刀的运动相同，都是由槽轮和连杆机构(或曲柄滑块机构)共同和组合实现上下来 回的间歇运动和左右水平方向的往复运动。 其中间歇运动与带轮的间歇运动相配合，达到准确切菜的目的。 因为切片厚度要求为:4mm 刀具运动的频率为:300次/min 切菜的长度为:20cm=200mm 水平运动的速度为:V=2cm/s 图 1-4 如图及为保证刀具水平运动的基本机构:曲柄滑块机构 由带和切刀的运动特性可知，曲柄运动一周所需的总时间为:18s 切菜过程的时间为:10s 由于其较慢的运动速度，可假定其水平方向的运动为:匀速运动 曲柄的转动也可假定为匀速转动， 所以其转速为:n=1/18 r/s=3.33r/min 2 竖直方向上的运动是首先通过槽轮的带动，再通过齿轮和偏心轮盘让切刀做竖直的往复运动 和间歇运动。 如下图 图 1-5 图中即为刀具实现上下来回及间歇运动的基本机构。 再配合其水平的运动便实现了切菜的目的 其中刀具的运动频率为:300次/min 因此偏心轮的运动转速也同样为:300r/min 槽轮连接减速器输出后的主轴，槽轮的相关参数设计根据间歇运动的特性，及10s的运动和8s的停止特性。 中间齿轮的传动比根据槽轮的输出速度和偏心轮的速度可计算出。 竖刀的设计与切刀相同，由同样的机构和同样的运动特性组成，只需将竖刀的放置方向变为与切刀垂直的方向即可。 如图1-6，即为竖刀和切刀做整个运动的大致机构图 (三)、挡板机构 夹具系统是待切的蔬菜运动到切刀处时由夹具让蔬菜基本固定，方便切刀和竖刀对蔬菜进行 切割。蔬菜切割完成后，夹具放开，让切好的蔬菜运动到下一个目的地。 由传送带和切刀的运动可知夹具的运动也同样为间歇运动 其间歇的时间和切刀一致。 如图 1-7 该方案为一简单的凸轮机构。 及其通过凸轮的带动让挡板运动 当当版运动到最高处及其位移最大时挡板压紧蔬菜 从而切刀可切割蔬菜。 图 1-7 在该凸轮机构中 因为切菜的切割时间为10s，非切割时间为8s。 及可知挡板运到最远处的时间为:10s 凸轮的转速为:n=3.33r/min 3 如图 1-8 该方案与前一方案类似同样为一凸轮的运动，并通过对带有挡板的杆件的推送，使其压紧待 切的蔬菜，蔬菜切割完的同时运动到小凸轮部分，带有挡板的杆件课任意绕着铰接点转动， 因此蔬菜可随着物带运动到下一点。 该结构中由于其需要挡菜的时间为:10s， 下一待切菜运动来所需的时间为:8s， 所以大凸轮的部分仍占总凸轮的:5/9 及为:200度 其所需的转速与前一凸轮相同 图 1-8 这两种方案，需要在切刀处和竖刀处各设置一个。 且前一种方案由于其为一个方向上的运动，所以其会对蔬菜的运输造成阻碍，因此种方案不 合理。 图 1-9 如图 1-9 为一曲柄摇杆机构; 该方案同样是实现压紧蔬菜，与切刀和竖刀配合，保证蔬菜的准确切割。 该机构中通过连杆的带动，摇杆随着曲柄摆动而实现压紧，摇杆作往复运动，因此同样需要通过槽轮的带动使其作间歇运动。 摇杆运动到如图左边极限位置停留时间为10s，及此时槽轮圆销还未进入径向槽，由于槽轮内凹锁止弧被销轮的外凸圆弧锁住而静止。 摇杆在右边的停留时间为6s，此时状态与在右边停留基本相同。 其运动的时间为:2s 可大致计算出曲柄的运动转速:n=30 r/min 4 该方案因为只需要一个机构，便可以同时将切刀处和竖刀处的待切蔬菜进行压紧，既节省了材料资源，还减小了功率消耗，并且由于只有一个机构带动保证了夹具系统的一致性和准确度，另外由于切刀中同样用到了槽轮机构，因此，又可以同时共享一个机构，增加了合理性。因此选用此种方案。 上述的三种方案，其基本参数设计:凸轮大小，连杆的长度，曲柄的运动特性等，均可以通过其间歇运动的特性，再由其工作循环图利用作图或解析法计算。 附 传送带上已经安装好一三面有挡板的放菜板，其底板与边框的材料均可以弯曲，拉伸， 图 1-10 图 1-10 及为其简单的示意图。 待切的蔬菜放入框内，通过上面设计的挡板，挡住其另一开口面，进而切刀(或竖刀)运动，在框内切好待切的蔬菜。 整个传送带上，均匀分布着4个如上图所示的挡板机构，切菜时依次将待切的蔬菜放入框内，进行后续的切割。 另外，对于清带系统，及可改为简单的倾倒系统。当已被切成丝状的蔬菜，运动到带的末端时，带上的菜框会自动随着运动把菜倒出，只需在倒菜处事先放好一盛才的器具即可。 第二章 减速器的设计 一、电动机选择 根据该机器运行要求选择型号为Y112M，其功率为4kW,转速为 1400r/min。 二、传动比的计算与分配 根据电动机1400r/min和设计的主轴15r/min，确定了总传动比为 93，减速分三级，第一级为带传动，二、三级为齿轮减速箱减速。选 定带传动传动比为3，减速箱为二级减速，根据查表得第一级传动比 为7.2，第二级为4.3。 三、V带设计 一. 计算功率P0 由参考文献1中表11.3得KA=1.0，故 P,KP,1.0，4kW,4kWcA 二、选择带型号 根据Pc=4kW，n1=1400r/min,由文献1图11.11初步选用A型带。 三、选取带轮基准直径 ddd1d2 由文献1表11.4选取小带轮基准直径=132mm，设滑动率ε=1% dd1 =(1-ε)i=392.04mm 取=400mm dddd2d1d2 四、验算带速v dn,d11v, m/s=9.16m/s 60，1000 在5-25m/s之间，带速合适。 L 五、确定中心距a和带的基准长度 d 在0.7(d，d),a,2(d，d)范围，初选中心距a=600mm。得d1d20d1d2 2(d，d),12dd带长L,2a，(d，d)，,2065.59 012ddd24a0 L 根据文献1表11.10，选A型带的 标准 excel标准偏差excel标准偏差函数exl标准差函数国标检验抽样标准表免费下载红头文件格式标准下载 长度=2000mm d 继而可得实际中心距 222L,(d，d)，2L,(d，d),8(d,d),,,,dddddddd121221a,,701.34mm8 取a=702mm 六、验算小带轮包角α1 dd,d2d1 包角合适。 ,,180:,，57.3:,158.12:,120:1a 七、确定带的根数z 因=132mm，带速v=9.16m/s，传动比i=3;由文献1表11.6 dd1 查得;由表11.8查得;由表11.10查 P,2.13kW,P,0.17kW00 得;由表11.11查得。则得 K,0.95K,1.03,L Pcz ,,1.78PPKK(，,)00,L 取z=2根 F 八、确定初拉力 0 单根普通V带的初拉力为 P2.52c F,500(,1)，qv,186.5N0zvK, 九、计算带轮轴所受压力 ,1F,2zFsin,732.3N Q02 四、齿轮设计 一、高速啮合齿轮组 1.选定齿轮材料、热处理及精度 考虑此减速器的功率等因素，故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮。 (1)齿轮材料及热处理 大小齿轮(整体结构)材料为20CrMoTi。齿面渗碳淬火，齿面硬 度为58-62HRC，有效硬化层深0.5-0.9mm。根据文献1图9.55和图9.58 取，齿面最终成形工 ,,,,1500MPa,,,,,500MPaHlim1Hlim2Flim1Flim2 艺为磨齿。 (2)齿轮精度 按GB/T10095-1988,6级，齿面粗糙度Ra=0.8m，齿根喷丸强化。 装配后齿面接触率70%。 2.初步设计齿轮传动的主要尺寸 因为为硬齿面齿轮传动，具有较强的齿面抗点蚀能力，故先按齿 根弯曲疲劳强度设计，再校核齿面接触疲劳强度。 (1)计算小齿轮传递的转矩 P641 T,9.55，10,7.77，10N,mm1n1 )确定齿数z (2 因为是硬齿轮，故取。 z,21,z,iz,151121 传动比误差 z7.1905,7.22i,u,,7.1905,,i,，100%,0.132%,5%允许。 z7.21 ,(3)初选齿宽系数 d ,,0.6 按非对称布置，由文献1表9.14查得。 d (4)初选螺旋角 初定螺旋角 。 ,,12: )载荷系数 (5 KK 使用系数 可由文献1表9.11查得=1.0; AA KK,1.02 动载荷系数 由文献1图9.44查得; vv K 齿向载荷分布系数 预估齿宽b=40mm，由文献1表9.13查得 F, K,1.17,K,1.13 初取b/h=6，再由图9.46查得; H,F, 齿间载荷分布系数 由文献1表9.12查得; KK,K,1.1F,H,F, 载荷系数 K,KKKK,1.31KAvF,F, (6)齿形系数和应力修正系数 YYF,Sa 33 当量齿数 ; z,z/cos,,22.44z,z/cos,,161.35vv1122 由文献1图9.53、图9.54查得;由图9.54查得 Y,2.78,Y,2.1Fa1Fa2 。 Y,1.56,Y,1.84Sa1Sa2 (7)重合度系数 Y, 端面重合度近似为 ，，11 ,,1.88,3.2(，cos,,1.67,,,zz12，， ,,,,arctan(tan/cos),20.41031:tn ,,arctan(tan,cos,),11.26652:bt 2 因，则重合度系数为 ,,,/cos,,v,b 2,0.75cosb Y,0.25，,0.681,,, Y (8)螺旋角系数 , 轴向重合度 ,,sin,bzd1Y,1,,0.992 ,,,tan,,0.081 ,,,,120:,m,n (9)许用弯曲应力 安全系数由文献1表9.15查得S,1.25(按1%失效概率考虑) F 9 小齿轮应力循环次数 N,60nkt,2.02，10h1 8 大齿轮应力循环次数 N,N/u,2.81，1021 Y,0.86,Y,0.82; 查文献1图5.59查得寿命系数实验齿轮应力 N1N2 Y,2.0 修正系数; ST 查文献1图9.60预取尺寸系数 Y,1X ,YYYFNSTxlim1,,,688MPaFP1SF 许用弯曲应力 YYY,FNSTxlim2,,656MPa,FP2SF YYYY,3,3FaSaFaSa1122 比较 ,6.3，10,,5.89，10,,FPFP12 YYYYFaSaFa1Sa1 取 ,,,FPFP1 (10)计算模数 2KTYY2FaSa13 m,YYcos,,1.4632mm,,n2z,,dFP1 按文献1表9.3圆整模数，取。 m,2mmn )初算主要尺寸 (11 初算中心距 ，取a=132mm a,m(z，z)/(2cos,),131.88n12 mzz(，)n12,,arccos,12.24: 修正螺旋角 a2 ,d,mz/cos,42.94mm1n1 分度圆直径 d,mz/cos,,308.75mm2n2 齿宽 b,,d,25.76mm，取 b,55mm,b,45mmd112 齿宽系数 ,,b/d,0.65 d21 (12)验算载荷系数K dn,11v,,0.788m/s 圆周速度 60，1000 K,1.02 由文献1图9.44查得 ，不变。 v K,1.17,,0.65,b,21mm, 按由表9.13查得;又因 H,d K,1.13b/h,b/(2.25m),6.22 ，查得,不变。 F,n K,1.27K,K,1.1K,1.0 又和不变，则也不变 H,F,A 故无须校核大小齿轮齿根弯曲疲劳强度。 3.校核齿面接触疲劳强度 (1)确定载荷系数K K,1.0,K,1.02,K,1.17,K,K,1.1,,,AvHHH 载荷系数 K,KKKK,1.38AvH,H, (2) 确定各系数 材料弹性系数 由文献1表9.14查得 ZZ,189.8MPaEE 节点区域系数 由文献1图9.48查得 ZZ,2.45HH 重合度系数 由文献1图9.49查得 ZZ,0.775,, 螺旋角系数 ZZ,cos,,0.988,, (3)许用接触应力 试验齿轮的齿面接触疲劳极限 ,,,,1500MPaHlim1Hlim2 寿命系数 由文献1图9.56查得;工作 ZZ,0.87,Z,0.89NNN1 硬化系数 Z,1w 尺寸系数Z 由文献1图9.57查得;安全系数由表9.15 Z,1SxxH 查得 S,1.05H ,ZZZHNwxlim1,,,1242.86MPaHP1SH 则许用接触应力 ZZZ,HNwxlim2,,1271.43MPa,HP2SH 取 ,,,,1242.86MPaHPHP1 (4)校核齿面接触强度 KFu，1t,,ZZZZ,,1197.91,1242.86MPa HEH,,bdu1 满足齿面接触强度。 4.各项齿轮参数 m,2,d,42.94,d,308.7512 z,21,z,15112 h,2,h,1.25，2,2.5af d,d，2h,46.94,d,d，2h,312.75a11aa22a d,d,2h,37.94,d,d,2h,303.75f11ff22f ,,d,dcos,40.94,d,dcos,290.13b11b22 p,,m,6.18,s,,m/2,3.14 二、低速啮合齿轮组 1.选定齿轮材料、热处理及精度 考虑此减速器的功率等因素，故大小齿轮都选用硬齿面渐开线直齿轮。 (1)齿轮材料及热处理 大小齿轮(整体结构)材料为20CrMoTi。齿面渗碳淬火，齿面硬 度为58-62HRC，有效硬化层深0.5-0.9mm。根据文献1图9.55和图9.58 ，齿面最终成形工 取,,,,1500MPa,,,,,500MPaHlim1Hlim2Flim1Flim2 艺为磨齿。 (2)齿轮精度 按GB/T10095-1988,6级，齿面粗糙度Ra=0.8m，齿根喷丸强化。 装配后齿面接触率70%。 3.初步设计齿轮传动的主要尺寸 因为为硬齿面齿轮传动，具有较强的齿面抗点蚀能力，故先按齿 根弯曲疲劳强度设计，再校核齿面接触疲劳强度。 (1)计算小齿轮传递的转矩 P651 T,9.55，10,5.32，10N,mm 1n1 )确定齿数z (2 因为是硬齿轮，故取z,19,z,iz,83。 121 传动比误差 z4.3158,4.32i,u,,4.3158,,i,，100%,0.132%,5%允许。 z4.31 , (3)初选齿宽系数 d 按非对称布置，由文献1表9.14查得。 ,,0.6d (4)载荷系数 使用系数 可由文献1表9.11查得=1.0; KKAA 动载荷系数 由文献1图9.44查得; KK,1.02vv 齿向载荷分布系数 预估齿宽b=40mm，由文献1表9.13查得 KF, 初取b/h=6，再由图9.46查得; K,1.17,K,1.13H,F, 齿间载荷分布系数 由文献1表9.12查得; KK,K,1.1F,H,F, 载荷系数 K,KKKK,1.31KAvF,F, (5)齿形系数和应力修正系数 YYF,Sa 由文献1图9.53、图9.54查得;由图9.54查得 Y,2.85,Y,2.2Fa1Fa2 。 Y,1.54,Y,1.77Sa1Sa2 (6)重合度系数Y , 端面重合度近似为 ，，11,,1.88,3.2(，)cos,,1.4 ,,,zz12，， 2 因，则重合度系数为 ,,,/cos,,v,b 2,0.75cosb Y,0.25，,0.786 ,,, (7)许用弯曲应力 S,1.25 安全系数由文献1表9.15查得(按1%失效概率考虑) F 8 小齿轮应力循环次数 N,60nkt,2.8，10 h1 7 大齿轮应力循环次数 N,N/u,6.5，10 21 Y,0.86,Y,0.88; 查文献1图5.59查得寿命系数实验齿轮应力 N1N2 修正系数; Y,2.0ST 查文献1图9.60预取尺寸系数 Y,1X ,YYYFNSTxlim1,,,688MPaFP1SF 许用弯曲应力 YYY,FNSTxlim2,,704MPa,FP2SF YYYYFaSaFa2Sa2 取 ,,,FPFP2 (10)计算模数 2KTYY2FaSa13 m,YYcos,,3.11mm,,n2z,,dFP1 按文献1表9.3圆整模数，取。 m,4mmn (11)初算主要尺寸 初算中心距 a=204mm d,mz,76mm1n1 分度圆直径 d,mz,332mm2n2 齿宽 ，取 b,,d,45.6mmb,52mm,b,42mmd112 齿宽系数 ,,b/d,0.62 d21 (12)验算载荷系数K dn,11v,,0.2581m/s 圆周速度 60，1000 K,1.02 由文献1图9.44查得 ，不变。 v K,1.17,,0.65,b,21mm, 按由表9.13查得;又因 H,d K,1.13b/h,b/(2.25m),6.22 ，查得,不变。 F,n K,1.27K,K,1.1K,1.0 又和不变，则也不变 H,F,A 故无须校核大小齿轮齿根弯曲疲劳强度。 3.校核齿面接触疲劳强度 (1)确定载荷系数K 载荷系数 K=1.31 (2) 确定各系数 材料弹性系数 由文献1表9.14查得 ZZ,189.8MPaEE 节点区域系数 由文献1图9.48查得 ZZ,2.45HH 重合度系数 由文献1图9.49查得 ZZ,0.775,, 螺旋角系数 ZZ,cos,,0.988,, (3)许用接触应力 试验齿轮的齿面接触疲劳极限 ,,,,1500MPaHlim1Hlim2 寿命系数 由文献1图9.56查得;工作 ZZ,0.87,Z,0.89NNN1 硬化系数 Z,1w 尺寸系数 由文献1图9.57查得;安全系数由表9.15 ZZ,1SxxH 查得 S,1.05H ,ZZZHNwxlim1,,,1242.86MPaHP1SH 则许用接触应力 ZZZ,HNwxlim2,,1271.43MPa,HP2SH 取 ,,,,1242.86MPaHPHP1 (4)校核齿面接触强度 KFu，1t,,ZZZZ,,1197.91,1242.86MPa HEH,,bdu1 满足齿面接触强度。 (5)齿轮各项参数 m,4,d,76,d,33212 z,19,z,8312 h,4,h,1.25，4,5af d,d，2h,84,d,d，2h,240a11aa22a d,d,2h,66,d,d,2h,322f11ff22f ,,d,dcos,71.42,d,dcos,311.98b11b22 p,,m,12.56,s,,m/2,6.18 四、轴的设计 一、高速轴 1.选择轴的材料 选择轴的材料为45钢，经调质处理，硬度为217-255HBS。由 文献1表19.1查得对称循环弯曲许用应力=180MPa。 ,,,,1 2.初步计算轴径 =0，并由文献表19.3选系数A=108，得 取, P3d,A,21.3mm minn 因为轴端联轴器需开键槽，会削弱轴的强度。故将轴径增加 4%-5%，取轴的直径为22mm 3.轴的机构设计 (1)拟定轴上零件的布置方案 根据轴上齿轮、轴承盖、半联轴器等零件的装配方向、顺序和相 互关系，轴上零件的布置如图 (2)轴上零件的定位及轴的主要尺寸的确定 1)轴端联轴器选用和定位 由文献1表18.1查取联轴器 T 工作情况系数K=1.3，计算转矩转矩为 c 6T,9.55，10P/n,77708N,mm T,KT,77708N,mmc T 根据值，查国标GB/T5014-1985，选用ML3型梅花形弹性联 c 轴器Y型轴孔，其孔径为24mm，与轴配合为H7/k6;联轴器的 彀孔长为38mm，故轴与其配合长的为36mm按轴径选用平键截 面尺寸b*h=6*6mm，键长为25mm(GB/T1095-1990);按轴径选用 轴端挡圈直径为32mm。 2)轴承、齿轮的定位及轴段主要尺寸 根据轴的受力， d，D，B,30，62，16 选取7206C轴承，其尺寸mm,与其配合轴 段的轴径。根据箱体结构设计，取 d,d,30mm36 L,50mm,L,96mm,L,27mm,d,26mm,d,d,38mm246246 由于齿轮直径与轴直径之差符合齿轮轴的要求，所以选用齿轮 轴设计方案。 4.按弯扭合成校核的强度 (1)画轴空间受力简图(a)，将轴上作用力分解为垂直面受力 (b)和水平面受力(d)。取集中力作用于齿轮和轴承宽度的中 点。 (2)轴上受力 分析 定性数据统计分析pdf销售业绩分析模板建筑结构震害分析销售进度分析表京东商城竞争战略分析 2T2T11F,,,3477Nt,dzm/cos1n ,tannF,F,1347N rt,cos ,F,Ftan,1266Nat F,732.3NQ (3) 计算作用于轴上的支反力 194,66F,F,2294NHAt 水平面内 194 F,F,F,1183NHBtHA F，F,F，FVAVBrQ 194F,66F，278FVBrQ 垂直面内 F,572NVA F,1507NVB (4)计算轴的弯矩，并画弯矩图 计算截面C处的弯矩 M,lF,151404N,mmHACHA M,lF,37752N,mmV1ACVA M,lF,61488N,mmV2BDQ 分别画出垂直面和水平面的弯矩图(c、e);求合成弯矩并画其 弯矩图(f)。 22M,M，M,156039N HV11 (5)画扭矩图(g) (6)校核轴的强度 危险截面多为承受最大弯矩和扭矩的截面，通常只需对该截 ,,0.7 面进行强度校核。取;;考虑键槽影响，d1乘以 ,,0 0.94，则有 22M，(T),1 《 ,,,,25.02352MPa,,c,130.1d 则强度合适。 (7)轴承校核 所用轴承位7206C d*D*B=30*62*16 C,23000N,C,15000N 由机械零件手册得 r0 f,1.0 由文献1表17.8得 p F,F 1)计算附加轴向力 S1S2 F,0.5F Sr 则可得轴承1,2的附加轴向力为 F,0.5F,1182NS1r1 F,0.5F,1916NS2r2 2)计算轴承所受轴向载荷 F，F,2448N,FaS1S2 得知，轴承2被压紧，轴承1放松。可得 F,F，F,2448Na2S1a F,F,1182Na1S1 3)计算当量载荷 F1a 轴承1: ,0.0788C0 由文献1表17.7，用线性插值法可求得 e,0.401 Fa1 ,0.5,0.4Fr1 可得 X,0.44,Y,0.4011 P,f(XF，YF),1512.96N1P1r11a1 Fa2 轴承2: ,0.63883,e2Fr2 由e2，可得 X,0.44,Y,1.3022 P,f(XF，YF),2420.48N 2P2r22a2 轴承寿命计算 因,故按轴承2计算轴承寿命: P,P21 610C,L,(),30642h,,4500h h60nP 所以7206C合适。 二、中间轴 1.选择轴的材料 选择轴的材料为45钢，经调质处理，硬度为217-255HBS。由 ,,, 文献1表19.1查得对称循环弯曲许用应力=180MPa。 ,1 2.初步计算轴径 取=0，并由文献表19.3选系数A=108，得 , P3 d,A,41.23mm minn 因为轴端联轴器需开键槽，会削弱轴的强度。故将轴径增加 4%-5%，取轴的直径为45mm 3.轴的机构设计 (1)拟定轴上零件的布置方案 根据轴上齿轮、轴承盖、半联轴器等零件的装配方向、顺序和相 互关系，轴上零件的布置如图 (2)轴上零件的定位及轴的主要尺寸的确定 轴承、齿轮的定位及轴段主要尺寸 根据轴的受力， d，D，B,45，85，19 选取7209C轴承，其尺寸mm,与其配合轴 段的轴径。取齿轮安装轴直径， d,d,45mmd,d,50mm1524 根据轴的直径和齿轮的直径的关系，选择高速啮合的大齿轮为 键连接，低速啮合小齿轮为齿轮轴。由2个齿轮的齿宽 b,52mm,b,45mm12 选择这两段轴长为 L,52mm,L,43mm24 14，9，36 由此可得平键尺寸为mm 选取齿轮间距为10mm，齿轮间轴径选定为55mm。 三、低速轴 1.选择轴的材料 选择轴的材料为45钢，经调质处理，硬度为217-255HBS。由 文献1表19.1查得对称循环弯曲许用应力=180MPa。 ,,,,1 2.初步计算轴径 取=0，并由文献表19.3选系数A=108，得 , P3d,A,67.17mm minn 因为轴端联轴器需开键槽，会削弱轴的强度。故将轴径增加 4%-5%，取轴的直径为68mm 3.轴的机构设计 (1)拟定轴上零件的布置方案 根据轴上齿轮、轴承盖、半联轴器等零件的装配方向、顺序和相 互关系，轴上零件的布置如图 (2)轴上零件的定位及轴的主要尺寸的确定 1)轴端联轴器选用和定位 由文献1表18.1查取联轴器 工作情况系数K=1.3，计算转矩转矩为 Tc 66T,9.55，10P/n,2.3，10N,mm 6T,KT,2.3，10N,mmc T 根据值，查国标GB/T5014-1985，选用ML10型梅花形弹性联 c 轴器Z型轴孔，其孔径为70mm，与轴配合为H7/k6;联轴器的 彀孔长为107mm，故轴与其配合长的为105mm按轴径选用平键 截面尺寸b*h=12*8mm，键长为70mm(GB/T1095-1990);按轴径 选用轴端挡圈直径为80mm。根据齿轮齿宽确定了根 L,40mm4 L 据所选轴承，确定了=26mm。 6 2)轴承、齿轮的定位及轴段主要尺寸 根据轴的受力， d，D，B,80，140，26 选取7216C轴承，其尺寸mm,与其配合轴 d,d,80mm 段的轴径。根据箱体结构设计，取 36 L,49mm,L,71mm,L,92mm235 d,70mm,d,80mm,d,90mm235 齿轮配合轴上平键尺寸为22*14*28 第六节 其他零件 其他零件包括螺栓组、螺钉、垫片、套筒、销。 d,M6 螺栓组包括规格为公称长度为18mm性能等级为8.8级表面氧 化A级的六角头螺栓 d,M8 规格为公称长度为22mm性能等级为8.8级表面氧 化A级的六角头螺栓 d,M12公称长度为36mm性能等级为8.8级表面氧 规格为 化A级的六角头螺栓 d,M24 规格为公称长度为54mm性能等级为8.8级表面氧 化A级的六角头螺栓 d,M8 螺钉包括规格为,公称长度为10mm性能等级为4.8级不经处 理A级 d,M10 规格为,公称长度为20mm性能等级为4.8级不经处 理A级 销为公称直径为d,7.94mm,d,8mm公称长度为35mm材料为钢 minmax 普通淬火表面氧化处理的圆锥销 第七节 箱体结构设计 机座壁厚8.1mm 机盖壁厚8mm 机座凸缘厚度12.15mm 机盖凸缘厚度12mm 机座底凸缘厚度20.25mm 地脚螺钉数目4 机盖、机座肋厚6.8mm、6.885mm 参考文献: 文献1:吴克坚主编.机械设计.高等教育出版社，2003.