多功能和面机设计-毕业设计论文模板

商丘工学院本科毕业论文（设计）多功能和面机设计诚信承诺书本人郑重承诺和声明：我承诺在毕业论文撰写过程中遵守学校有关规定，恪守学术规范，此毕业论文（设计）中均系本人在指导教师指导下独立完成，没有剽窃、抄袭他人的学术观点、思想和成果，没有篡改研究数据，凡涉及其他作者的观点和材料，均作了注释，如有违规行为发生，我愿承担一切责任，接受学校的处理，并承担相应的法律责任。毕业论文（设计）作者签名：年月日目前国产的设备大多是对国外进口产品的简单仿制，因此针对和面机机械关键部件的深入研究，对原理、结构、运动、功能等分析，提供结构简单可靠、操作方便、机械化程度高、使用范围广的和面机机械是很有必要的。本文在分析和面机机械的工艺和使用要求的基础上，通过对关键部件的理论分析，提出一种实用、简单、可靠和通用的传动系统，将结构等关键部件的设计原理、结构特点等做了较为详细的研究和设计;本文分析各机构的运动学规律，提出可行的优化结构满足切割工艺;对关键部件提出完整的设计方法，旨在满足市场需求，推动企业创新步伐。关键词：和面机机械，传动系统，结构设计，计算机辅助设计AbstractCurrentdomesticequipmentmostlyonforeignimportsofsimpleimitation,soforin-depthstudyandnoodlemachinesforkeycomponents,principles,structure,movementandfunctionanalysis,providingasimpleandreliablestructure,convenientoperation,highdegreeofmechanization,theuseofawiderangeofmechanicaldoughmixerisnecessary.Basedontheanalysisandnoodlemachinemechanicalprocessesandrequirements,throughthetheoreticalanalysisofthekeycomponentsproposedapracticaldesignprinciplesofkeycomponentsissimple,reliableandversatiledrivesystem,thestructure,andotherstructuralfeaturesdoamoredetailedresearchanddesign;Thispaperanalyzesthekinematicslawagencies,thefeasibleoptimizingthestructuretomeetthecuttingprocess;keycomponentsmadecompletedesignapproachdesignedtomeetthemarketdemand,andpromotethepaceofinnovation.KeyWords:doughmixermachine,transmission,structuraldesign,computer-aideddesignTOC\o"1-5"\h\z\o"CurrentDocument"第1章绪论 1\o"CurrentDocument"食品装置（机械）的应用及适用范围 1\o"CurrentDocument"食品装置（机械）的国内外发展情况 1\o"CurrentDocument"食品装置（机械）研究开发的意义 3\o"CurrentDocument"第2章和面机初步设计 4\o"CurrentDocument"设计准备 4\o"CurrentDocument"和面的基本过程 4\o"CurrentDocument"和面机各部件设计 4多功能和面机设计 5确定和面机容量 5\o"CurrentDocument"总方案的设计 5\o"CurrentDocument"搅拌装置设计 6\o"CurrentDocument"搅拌轴传动系统的设计 8\o"CurrentDocument"取料装置设计 17\o"CurrentDocument"支架设计 25\o"CurrentDocument"第3章搅拌主轴组件要求与设计计算 26\o"CurrentDocument"主轴的基本要求 26\o"CurrentDocument"旋转精度 26\o"CurrentDocument"刚度 26\o"CurrentDocument"抗振性 27\o"CurrentDocument"温升和热变形 27\o"CurrentDocument"耐磨性 27\o"CurrentDocument"主轴组件的布局 27\o"CurrentDocument"主轴结构的初步拟定 28\o"CurrentDocument"主轴的材料与热处理 28\o"CurrentDocument"主轴的技术要求 28\o"CurrentDocument"主轴直径的选择 29主轴前后轴承的选择 29\o"CurrentDocument"轴承的选型及校核 30\o"CurrentDocument"主轴前端悬伸量 31\o"CurrentDocument"主轴支承跨距 32\o"CurrentDocument"主轴结构图 32\o"CurrentDocument"主轴组件的验算 32\o"CurrentDocument"支承的简化 32\o"CurrentDocument"主轴的挠度 33\o"CurrentDocument"主轴倾角 34\o"CurrentDocument"第4章机架底座的设计计算 41\o"CurrentDocument"主梁的强度验算 41\o"CurrentDocument"主梁危险载面的强度验算 41\o"CurrentDocument"支腿危险载面的强度验算 42\o"CurrentDocument"下横梁的强度验算 43\o"CurrentDocument"检测架受力分析 45\o"CurrentDocument"截面强度计算 46\o"CurrentDocument"截面剪切强度计算 46\o"CurrentDocument"总结与展望 48\o"CurrentDocument"致谢 49\o"CurrentDocument"参考文献 50♦多功好0面机设计-360的r 文件壁作 工具 修助e他曾硼后同添加帐g-»55■酢 田娼包浩言会1；二In务功能和面机没计Nip-婚包大小为5.8MB名称压蹲后妞Jt-Chfi目录）文件夹AO-SME.dwg448.4KB393.5KBAutoCAD因形：、Al-g制码第4®dwg175.7KB127.1KBAutoCAD8B形：、ALS®HtB酌4fl.dwg106.6KB80.5KBAutoCAD图形QAl-和科传3；。部件SB.dwg125.4KB90.9KBAutoCADB9形0A2•贿H.dwg64.3KB39.9KBAutoCADSB形3a3-^axas&.dwg123.8KB98.2KBAutoCAD阴形0A3-却Mffi.dwg64.3KB39.8KBAutoCAD33形：、A4-姆ffJB.dwg62.5KB38.1KBAutoCADBB形虻，多功能和SB机设计开图SiS.doc23.0KB5.9KBMicrosoftWord文档式参功惭0面机设计.doc2.3MB974.5KBMicrosoftWord文档财设计说明书.doc2.3MB974.5KBMicrosoftWord文档第1章绪论食品装置(机械)的应用及适用范围现代经济生活中，绝大多数产品都需要经过机械加工来提高产品的生产率。而有些产品的包装要借助包装技术及装备。所以包装设备在包装过程中是不可或缺的工艺手段。和面机装置是包装设备中较为重要的一种机械设备形式，可广泛应用于一般块状食品的包装，尤其适用于大批量的转移、称重、封口、码放等过程。利用小型自动包装机械包装是提高装袋速度，减轻工人劳动强度的有效方法。食品装置(机械)的国内外发展情况和面机，最初是由美国于上世纪五十年代开发出来的产品。后来日本得到发展,并于上世纪六七十年代随日本经济高速发展，技术性能得到长足的进步。上世纪八十年代初，我国大量引进和面机并生产出自己的产品。以日清品牌为代表，主要针对方便面生产线配套使用。上世纪九十年代，这种机型开始大量用于粮食流通，同时派生出各种各样的类似包装机。随着机电一体化的应用，粉料自动包装也向着高速全自动模块化的方向发展及创新。现今国外开发的和面机已极其人性化:高速、节能、全自动、模块化。就国内外和面机的开发情况来看，主要从以下几点进行：⑴不断扩大其通用能力，以满足多种属性粉料的包装。(2)高速全自动，配备微机控制系统，借助预先储存的程序控制多台伺服电机，分别驱动有关执行机构。(3)参数化调整和设置，对主要操作部件(供送、袋成型、牵引、封切等)作适当调整有关工作参数，便可在较宽的尺寸范围内，满足不同品种不同尺寸的包装。(4)模块化结构设计，对供送、牵引、封切等主要部件进行相对独立并又能较为自由组合的结构设计，以满足卧式组合和立式组合的包装机。德国与美国、日本、意大利均为世界和面机机械大国。在和面机机械设计、制造、技术性能等方面居于领先地位。德国和面机机械的设计是依据市场调研及市场分析结果进行的，其，目标是努力为客户，尤其是为大型企业服务。为满足客户要(1)工艺流程自动化程度越来越高，以提高生产率和设备的柔性及灵活性。采用机械手完成复杂的动作。操作时，在由电脑控制的摄像机录取信息和监控下，机械(2)提高生产效率，降低生产成本，最大限度地满足生产要求。德国和面机机械以饮料、啤酒灌装机械和塑料和面机机械见长，具有高速、成套、自动化程度高和可靠性好等特点。其饮料灌装速度高达12万瓶/h,小袋和面机机的包装速度高达900袋/min(3)使产品机械和和面机机械一体化。许多产品要求生产之后直接进行包装，以提高生产效率。如德国生产的巧克力生产及包装设备，就是由一个系统控制完成的。两者一体化，关键是要解决好在生产能力上相互匹配的问题。(4)适应产制品变化，具有良好的柔性和灵活性。由于市场的激烈竞争，产品更新换代的周期越来越短。如化妆品生产三年一变，甚至一个季度一变，生产量又都很大，因此要求和面机机械具有良好的柔性和灵活性，使和面机机械的寿命远大于(5)普遍使用计算机仿真设计技术。随着新产品开发速度不断加快，德国和面机机械设计普遍采用了计算机仿真设计技术，大大缩短了和面机机械的开发设计周期.和面机设计不仅要重视其能力和效率，还要注重其经济性。所谓经济性不完全是机械设备本身的成本，更重要的是运转成本，因为设备折旧费只占成本的6%〜8%,其他的就是运转成本。我国和面机行业起步于20世纪70年代，在80年代末和90年代中得到迅速发展。已成为机械工业中的10大行业之一，无论是产量，还是品种上，都取得了令人瞩目的成就，为我国包装工业的快速发展提供了有力的保障。目前，我国已成为世界和面机工业生产和消费大国之一。和面机作为一种产品，它的含义不仅仅是产品本身的物质意义，而是包括形式产品、隐形产品及延伸产品3层含义。形式产品是指和面机本身的具体形态和基本功能；隐形产品是指和面机给用户提供的实际效用；延伸产品是指和面机的质量保证、使用指导和售后服务等。所以和面机的设计应该包括：市场调研、原理图设计、结构设计、施工图设计、使用说明书编写及售后服务预案等。和面机设计的类别主要有：测绘仿制设计、开发性设计、改进性设计、系列化设计。如啤酒灌装生产线生产能力为1.6〜4万瓶/h,其中灌装机的灌装阀工位数从48个、60个、90个到120个就属于系列化设计。由普通啤酒灌装生产线到纯生啤酒灌装生产线的设计就属于改进、开发性设计。对于中低速运行的和面机，目前我们基本上可以进行自主设计。而高速运行的和面机，特别是一些先进机型，大多是测绘、仿制国外的同类机型，进行国产化设计和系列化设计。其主要的原因是：(1)大多数设计人员还没有真正掌握先进的设计方法,如高速和面机的动力学设计理论和方法等，对高速工况下机构的动态精度分析等问题还不能模拟解决；(2)产、学、研结合不够紧密，理论上的科研成果不能及时地在实际设计中运用，设计人员缺乏及时的技术培训；(3)整个行业缺乏宏观调控的力度,优势资源不能得到合理的配置与调整。在和面机设计领域，绝大多数设计人员仍沿用以前的设计方法：（1）根据设计任务书寻找同类机型作为样机；（2）参考样机制定各项技术性能指标及使用范围；（3）设计工作原理图、传动系统图；（4）设计关键零件，部件；（5）设计总装图方案和动作循环图；（6）设计部件图、总装图和零件图；（7）对主要部件中的关键零件进行强度、刚度校核；（8）而今，国内一些大学的设计软件，可以对和面机中常用机构进行有限元分析和优化设计，其开发的凸轮连杆机构CAD/CAM软件已经能够满足企业进行凸轮连新型和面机往往是机、电、气一体化的设备。充分利用信息产品的最新成果，采用气动执行机构、伺服电机驱动等分离传动技术，可使整机的传动链大大缩短，结构大为简化，工作精度和速度大大提高。其中的关键技术之一是采用了多电机拖动的同步控制技术。其实掌握这种技术并不很难，只是一些设计人员不了解和面机的这一发展趋势。如果说以前我国和面机设计是仿制、学习阶段，那么现在我们应该有创新设计的意识。我国食品行业技术与机械近些年所取得的成绩是显著的，其起步于20世纪70年代末，刚起步时年产值仅七、八千万元，产品品种仅100余种，技术水平也较低。在20纪80年代中期至20世纪年代中期十余年的时间里，才得到快速发展，年增长率达到20%—30%,到1999年底塑料和和面机达40大类，品种达1700种，到2000年产值增加到300亿元，且技术水平也上了个台阶，开始出现了规模化、自动化趋势，传动复杂、技术含量高的设备也开始出现，许多和面机如液体塑料灌装机等设备已开始成套出口。1.3食品装置（机械）研究开发的意义针对国内许多部门对和面机机械的需求，本设计着重探讨和面机机械的整体结构设计和模块化结构，开发出具有包装速度快，通用性好以及结构简单可靠、操作方便、自动化程度高的新颖和面机机械，对我国食品行业发展有着积极的意义。第2章和面机初步设计设计准备和面的基本过程和面机调制面团的基本过程是我们先添加一定量的面粉（以和面为例），然后加入适量水（根据我们需要的面团用途），启动和面机。搅拌轴旋转进行搅拌混合，然后面粉和水分慢慢的混合，直到两者混合均匀，面团圆滑。步进电机反转，翻缸，取出面团，和面完成。和面机各部件设计和面机功能介绍：功能多样，用途广泛，可以用来和面、打年糕、打鸡蛋等。1、搅拌器搅拌器也叫搅拌桨，是和面机最重要的部件。按搅拌轴数目分，有单轴式和双轴式两种。卧式的与立式的也有所不同。本次设计的绞龙既适用和面粉，也可以用于打年糕，以及打鸡蛋等。2、搅拌容器容器多由不锈钢焊接而成。容器的容积由和面机的适用的面团大小决定。为了防止轴承处物料或润滑油泄漏，污染和面机，容器与搅拌轴之间必须密封。因为和面机轴的转速普遍低，工作载荷变化又大，密封处间隙变化无常，本设计的密封装置采用了应J型无滑架橡胶密封圈。当然也可以采用空气端面密封装置，密封效果更完美。本设计采用机动翻转容器，由电动机，减速器及容器翻转齿轮组成。和面完成后，打开步进电机，通过蜗轮蜗杆、减速器带动与容器固接的齿轮转动，使容器翻转一定的角度，方便使用者取出面团。当搅拌轴搅拌时通过蜗轮蜗杆的自锁原理将其锁死。3、机架小型和面机搅拌轴转速低，工作阻力大，振动不会很剧烈，噪音也不会很大。本设计的机架结构采用焊接结构。4、传动装置本和面机的传动是由电动机，皮带轮，减速器及联轴器等组成。和面机工作转速低，多为25-35r/min,所以应选用较大的减速比。本设计采用行星轮减速器，其传动效率高，结构紧凑。表2-1和面机容量与所配电机额定功率的关系生产力(kg/次)12255075100主电机(千瓦)1.12.23.04.05.5多功能和面机设计确定和面机容量一般选5kg/次、10kg/次、15kg/次。设计10kg/次，和面时间为lOmino总方案的设计1、搅拌容器的总体尺寸搅拌时，搅拌容器的装料系数可取0.5-0.6查有关资料可得我国面粉的吸水系数为15%一般面粉的密度为0.5g/ml,和面过程中加40%的水(以和面为例)，水的密度为lg/mlo面粉的质量：10kg水的质量：4kg计算得总体积为：10000/0.5+4000/1=7OOOOmm3所以取搅拌容器容积为200000mm'(1)宽度(B)B=2(R+5)式中R=搅拌浆半径R的大小取决于面团性质及生产(2.1)5=浆叶与容器的间隙8取为5mm8=5mmB=2(R+5)(2)高度(H)TOC\o"1-5"\h\zH=h+B式中h=(0.5-l)R取h=0.5R (2.2)(3)长度(L)L=(2-2.5)R (2.3)搅拌容器的体积为V=2Rx困2/2+i.5Rx2Rx2R=9.14R' (2.4)经计算可取R=25cm取B=50cmH=66.5cmL=75cm选择本设计的搅拌容器材料为lGel8Ni9Ti2、搅拌浆的选择本设计选择的搅拌器，搅拌轴上设置2个搅拌叶片，搅拌叶片是两片对称固定在搅拌轴上的弧形叶片，叶片与搅拌轴旋转1/4圆连接，主要适用于加工小型面团。这种搅拌装置适合多种作业，比如和面团，打鸡蛋以及做蛋糕等。搅拌均匀，搅拌效率高。与容器壁间距l-2cm,选择轴半径为d=23cm。3、搅拌传动的选择选用三相异步电机，通过带轮、两级齿轮传动，带动搅拌装置旋转。4、卸料形式本设计和面量较小，因此选择电动翻缸的方式。系统副电动机安装在机座上，通过蜗杆、蜗轮、齿轮传动带动筒体传动，和面过程中利用蜗轮蜗杆自锁效应，控制旋转角度。搅拌装置设计1,搅拌容器设计容器壁设计为3mm，两侧连接轴承支承处设置加强圈，厚度为2mm,每处两个,采用焊接结构，选择本设计的搅拌容器材料为lGel8Ni9Ti。结构如图2.1所示。图2.1搅拌容器具体尺寸及参数要求见设计图纸2、搅拌器设计设计搅拌叶片宽度为50mm,厚度为4mm,径向旋转角度为1/4圆，轴向长度为450mm。搅拌叶片厚度设计为10mm，根部宽度为50mm,顶部宽度为20mm。为轮毂内径85mm,外径为100mm,宽度为40mm。搅拌叶片、轮毂采用焊接方式连接，材料选用lGel8Ni9Ti。结构简图如图2.2。具体参数见设计图纸。

图2.2搅拌器结构简图3、搅拌装置支座设计材料取为铸铁HT150,基本结构如图2.34-QLJT]图2.3搅拌装置支座具体尺寸、参数见设计图纸4、其它零件设计材料取为45钢，搅拌轴左、右支撑，如图2.4

图2.4搅拌轴支撑左、右盖装配关系见装配图5、搅拌系统部件图图2.14搅拌装置部件图搅拌轴传动系统的设计1、主电机选择表2-2和面机容量与所配电机额定功率的关系生产力（kg/次）12255075100主电机（千瓦）1.12.23.04.05.5根据表格2-2中和面机容量与所配电机额定功率的关系，选用3kw的电机，查设计手册选用通用异步电机Y132S-6型号，转速960r/s。2、传动系统中传动链的设计及各传动比的分配设计(1)搅拌浆转速n=14-35rpm各种面团所需的转速不同现取n~20rpmo(2)电机转速％=960rpm同步转速(3)传动链总传动比 i总=5乜/n桨=1带xi齿=48 (2.5)(4)传动比分配：①皮带传动i带"3取i带=3②齿轮传动i齿1=2,%2=83、皮带传动设计⑴电机功率p=3kw,k“=l.l,计算功率p,.=k“xp=3.3kw (2.6)(2)选择v带型号根据Pc=3.3kw,ni=960r/min,查图得选用A型v带(3)求大、小带轮基准直径d,“、dd2①取dm=100mm②验算带速v=㈤小〃1=5.02 (2.7)60x10005<5.02<30,符合要求③%2=>带x*[=300 (2.8)由i=3得112=320r/min圆整后得%2=315mm④求v带基准长度Ld和中心距a由0.7(ddl+*2)<a0<2(dw+42)取a()=450mm带长ldo=2a()+7t(dd]+%)/2+(dd2~drf])2/(4a0)=1577.2mm (2.9)由长度系列表查得选用带长)=1600mm计算实际中心距a=a0+j~ld0=4500+(1600-1577.2)/2=461 (2.10)o2⑤验算小带轮包角a (2.11)a=180°-(d(/2- )/ax57.3o=153.8o>9O°合适⑥求V带根数z计算单根v带的额定功率p,查表8-4a,Po=O.97kw查表8-4b,Ap0=0.12kw查表8-5,k“=0.93查表8-2,k,=0.99图2.6大带轮具体结构参数、尺寸见设计图纸4,齿轮传动设计采用两级齿轮传动i齿i=2,ifi2=8(1)一级齿轮传动设计p=3kwn,=320r/mini齿।=21)选精度等级、齿轮类型、材料、齿数①直齿轮传动②一般工作机器，速度不高，故选用7级精度③材料大齿轮硬度为240HBs的45钢小齿轮硬度为280HBs的40cr钢④选小齿轮齿数Z1=24大齿轮齿平z=48 为熊”3据•詈岛产 <2.14)①选载荷系蹑k,=1.3 1」②小齿轮传递转矩

(2.15)t95.5x105.p95.5x105x3(2.15)T.= = =8.952x10N-mmn, 320③由表10-7,取为=1 ।④由表10-6,材料弹性影响系数年=189.8加产出⑤由图10-21,按硬度查得⑺小齿轮接触疲劳强度极限bmim^GOOMPa大齿轮接触疲劳强度极限。H加?=550MPa⑥应力循环次数N,=60n1-j-Lh=1.382xlO9 (2.16)N,='=0.6912x1()922⑦由图10-19,接触疲劳寿命系数k珈尸0.9 k“N2=095⑧计算接触疲取劳许用应力取失效概率为1%安全系数为s=l[crH],=2110.9x600=5401^r,kS.(y□h],=蛇II"0.95x550=522,5MPa ”小「ccc$L3x8.952x1(/ 3 189.873)①d”>2.321 x-x( )2=66.01mmV77Hn1 2 5225②圆周速度v=k1=L105m/s (2.18)60x1000③齿宽b=0d,4/=66.01mm(2.17)④齿宽与齿高之比2

一…dh

模数m,=—==2.75Z]齿高h=2.25m,=6.19(2.19)(2.20)(2.21)b_66.01h~6.19⑤载荷系数=10.66(=0.675kHa=kFa=\kA=\k砂=1.315k/=L24(2.22)k=(kHakFakA%k产0.8870(2.22)⑥分度圆直径d1=d“刍=58.113mm2kT\,2⑦计算模“吟=誓=2,4)根据齿根弯曲媪度计算设计2kT\,2①小齿轮弯曲强度极限cr同=500MPa大齿轮弯曲强度极限cr*=380MPa②弯曲疲劳寿命系数k'=0.85 kfN2=0.88③取弯曲疲劳安全系数s=1.4^FE\④k=3kvkFak“=1x0.675x1x1.24=0.837⑤齿形系数 丫印=2.65Y%2=2.33应力校正系数 y&j=1.581^2=1.69⑥计算比较0.85x500 =3O3.57MPqO.8K438O»。。/"“八 =23&86A7P1.4(2.23)、午=0.01379

里威仑值较大=0.16495)设计诈篁 (2.24)=1.625mm(2.24)“姐为2.0mmd1=58.113mmz,=—=29

mz2=2x29=586)几何尺寸计算分度圆直径d,=Z|•m=58mm图2.图2.8•级大齿轮具体尺寸、参数见设计图纸5、二级齿轮传动设计⑹使用最大功率3kw计算p=3kwn,=160r/min i齿2=81）选精度等级、齿轮类型、材料、齿数①直齿轮传动②一般工作机器，速度不高，故选用7级精度③材料大齿轮硬度为240HBS的45钢小齿轮硬度为280HBs的40cr钢④选小齿轮齿数Z1=20大齿轮齿数,Z2=16O 2)d”N2.32停三唔,①选载荷系*21.3 I,②小齿轮传递转矩T95.5x10sP .KT7；= =1.79x105N•mm③由表10-7,-取为=0.5④由表10-6,材料弹性影响系数Ze=189.8MR/2⑤由图10-21,按硬度查得小齿轮接触疲劳强度极限(rWiml=600MPa大齿轮接触疲劳强度极限＜rHlim2=550MPa⑥应力循环次数N,=60n,-j-Lh=6.912x1(/N,=丛=0.864x1(/22⑦由图10-19,接触疲劳寿命系数。产0.9k^,=0.93⑧计算接触疲取劳许用应力取失效概率为1%安全系数为s=l[o-H]=im=0.9x600=540MPa=空2 U|n20.95x550=522.5MPa-=75.5mmcc、扎3x1.79x10s9J89.8x23)①％"3邛 x-x(——)2=75.5mmTOC\o"1-5"\h\z②圆周速度V1加=o.6322m/s' '_ 60x1000③齿宽b=^df/k=75.5mm④齿宽与齿高之比B…， d h模数m,=—=3.775mm一 句齿高h=2.25 =8.494mm=8.89b_75.5=8.89IT-8.494⑤载荷系数1=1.02kHa=kFa=\kA=\火即=L425k,=1.375k=^kHa^Fa的女孙卜)=1.4535

⑥分度圆直径d]=dlz-3/—=79.83mm⑦计算模m=—=4mm'4)根据酋根弯4强度计算设计.匕乂,①小齿轮弯曲强度极限。的=500MPa大齿轮弯曲强度极限=380MPa②弯曲疲劳寿命系数k'=。85 kFJV2=0.88③取弯曲疲劳安全系数s=L4弯曲许用应力[%]=0阳=303.57Ma□f1=L；fe2=238.86MPa④k=kAkvkFak0=1.4025⑤齿形系数Yrh=2.8YFa2=2.138应力校正系数 及“=L55^2=1.835千卞=0.01430千卞=0.01430及需土值较大^-^-=0.01642o-fj25）设计计算[2kT,E-„Em23/ 圆超自3.2出后=2.7418mmd1=79.83mmz{=—=25mz2=8x25=2006)分度圆直径d[=Z]•机=80mmd?=z2•m=640mm中心距a=(80+640)/2=360mm齿宽b=^d-dI=lx58=80mm取B(=85mm32=80mm7)结构设计⑼小齿轮采用实心结构大齿轮400mm<d2Vl000,采用轮辐式结构具体结构参数、尺寸见设计图纸6、传动轴设计1)一级传动轴V型皮带传动的效率为0.96,电机功率为3kw,转速320r/s,

图2.10一级传动轴未注倒角为C1,未注圆角为RL5轴材料选用45钢按扭弼脚强度D.015A-B々0.005料0.0050.010.01-0D.015A-B々0.005料0.0050.010.01-0-^-0-=31MPa0.2不|/|Q,S54-BIDOJ图2.11二级传动轴未注倒角为CL5,未注圆角为RL5轴材料选用45钢按扭嬲树物强度rT= 1=30.87MPa0.2-3[rT]=45MPa,因此7T<[%],故安全3)搅拌轴V型皮带传动的效率为0.96,齿轮传动效率为0.97转速20r/s,电机功率为3kw确定轴的单小直径，取(3=0.75d-=A.3 =58.3mmm,n，必(I-/74)取最小处背径为80mma轴的结构设计，如图2.12所示

图2.12搅拌轴未注倒角为C2,未注圆角为R2轴材料选用lCrl8Ni9Ti按扭矩校核轴的强度9550000/07T= °2；""=9550000x3x0.96x0.97/(160x0.6836x0.2x30x30x30)=23.1MPa[rT]=35MPa,因此T<[%]，故安全7,轴承座设计⑹材料取为铸铁HT150,基本结构如图2.13所示♦||①图2.13轴承座具体尺寸、参数见设计图纸8、搅拌传动部件图2.14所示图2.14搅拌传动部件图2.2.5取料装置设计一级减速采用蜗杆传动二级减速采用齿轮传动，大齿轮与筒体固定在一起。电动机转速为nl=800r/min取容器转速n3-10r/min取ii=32i2=2.5贝ijn3=800/2.5/32=10r/min1、电动机的选择选择步进电动机步进电机最大速度一般在600-1000r/min之间。取BF系列反应式步进电动机型号为110BF02 3相数电压为80V最大静转距为80kgf.cm=50x9.8x10=7840Nmm负载转距一般为静转距的30%-50%,取个中间值40%则负载转距为7840x0.4=3136Nmm2、蜗杆传动设计⑴选择蜗杆头数Z\与蜗轮齿数Z2查表得传动比i在14-30之间时⑹ zi取229Vz2<82取Z|=l由i=ni/n2=32=Z2/z\药Z2=32合适(2)求蜗杆、蜗轮直径％、d2,取m=2.5 则查表得d|=28mmq=di/m=l1.2 d2=mZ2=80mmDi=d|+m=30.5mm D2=d2+m=82.5mm蜗杆长度LN(11+0.06z2)m=57.375mm取为60mm由表11・4,设计涡轮宽度B=25mm,de2=87.5mm⑶蜗杆导程角ytgy=zi/q=2/10=0.087则尸5.525°蜗杆与蜗轮的交错角取为90°蜗轮螺旋角P=y=5.525°(4)传动的中心距a=54mm⑸选择蜗轮蜗杆材料蜗杆材料采用40Cr淬火到45-55HRC并磨削 齿圈用青铜制造蜗轮轮芯材料采用45钢，齿圈用青铜制造齿圈和轮芯间采用过盈配合(6)结构设计蜗杆、涡轮直径较小，采用蜗杆轴的结构如图2.15所示。图2.15蜗杆轴涡轮结构如图2.16图2.15蜗杆轴涡轮结构如图2.16所示图2.16蜗轮轴3、齿轮计算设计联轴器的传动效率取为0.99,双头蜗杆传动的机械效率为0.75-0.82取为0.80,Po=O.263kw则齿轮传递的功率为:n=25r/si=2.5P=0.263kwx0.80x0.99=0.2kw则齿轮传递的功率为:n=25r/si=2.51）初步确定齿轮几何尺寸及参数模数m=4mm齿数z,=40z2=100分度圆直径：d|=160mm d2=400mm齿宽B]=30mmB2=28mm2）材料大齿轮硬度为240HBs的45钢。小齿轮硬度为280HBs的40cr钢。3）结构设计齿轮直径较大，设计成腹板式结构，如图2.17和2.18所示。O.D££A-tzz|D0B2|a]图2.17小齿轮结构图l/^lo.oea|图2.18大齿轮结构图4)校核按齿面接触强度校核：山,N2.32：［竺①选载荷系数k,=1.3②小齿轮传递转矩T=95-5x10'P=5.74x101N-mm③取力=星=0.1875di④查得材料弹性影响系数Ze=189.8MP”⑤由材料硬度查得小齿轮接触疲劳强度极限bmM=600MPa大齿轮接触疲劳强度极限cTwgnSSOMPa⑥应力循环次数N,=60-n,-jLh=0.216xltfN,=4=0.108x1(/22

⑦由图10-19,接触疲劳寿命系数酿产1-03 k郎2=198⑧计算接触疲取劳许用应力取失效概率为1%安全系数为s=l]=例'•5im=1.03x600=618MPas[cth],=k些=i.08x550=594MPa」s"X”』L3x5.74x1()4 35 189.8、, .n_.计算，，>2.32 x—x( 1=49.74mmV1 2.5 618所设计齿轮d|=160mm远大于d”，所以合格4、轴的计算设计1)蜗杆轴设计联轴器传动的效率为0.99,电机功率为0.243kw,转速800r/s,确定轴的最小直径<in=A)^|-=7.72mmVn取最小处直径为16mm。轴的结构设计，如图2.19所示~~。血5~~。血5A-B|X/|0.005图2.19蜗杆轴轴材料选用40cr按扭矩校核轴的强度955000(f0.2/2=3.79MPa[rT]=45MPa,因此7T〈[臼]，故安全2)蜗轮轴计算设计联轴器传动的效率为0.99,蜗杆传动效率为0.80电机功率为0.243kw,转速800r/s,i=32确定轴的最小直径dmin=dmin=A)=18.7mVn取最小处直径为25mm。轴的结构设计，如图2.20所示图2.20图2.20蜗轮轴轴材料选用45钢按扭矩校核轴的强度955000(?rT= 1=25.46MPa0.2"3[rT]=45MPa,因此故安全5、其它零件设计蜗杆轴承座设计，材料选用铸铁，结构如图2.21所示。

图2.21蜗杆轴承座具体见设计图纸2）蜗轮轴承座设计材料选用铸铁，结构如图2.223）其它步进电机座设计，根据电机安装要求确定机座高度及各定位尺寸，材料选用铸铁。各标准件如键、螺栓等见装配图6、卸料系统部件图图2.23卸料传动系统部件图2.2.6支架设计机架采用角钢，底板用图2.23卸料传动系统部件图2.2.6支架设计机架采用角钢，底板用10mm钢板。尺寸依结构而定，焊接方式连接。结构简图如图2.24所示。图2.24支架第3章搅拌主轴组件要求与设计计算主轴部件是整个机器当中一个重要的组成部分，它的功能是支持和促进搅龙装置，表面形成的运动，而且运动和传递扭矩的旋转截断抵抗切削力和驱动力负载。通过主轴单元上的一个特殊的加工质量和生产力有直接影响的执行，所以它是特别重要的组成部分。主轴和相同的一般的一点是，施加力都传递运动和扭矩传递，应确保致动器的正常运行和被支撑工件，但携带灰烬直接切削力，还能获得工件或工具表面浮子运动的形式，使主轴更高的要求。主轴的基本要求旋转精度精度是指主轴手动或低速的旋转轴无负载，主轴间隙和轴向间隙面的径向定位表面和摇摆值。图4-1：用实线的曲线表示旋转的理想轴线，虚线，有效枢轴轴线。当工作轴旋转速度，主轴旋转轴在空间中的漂移是运动精度。回转精度主轴单元取决于主要部件（轴，轴承和轴承座等），制造精度和组装精度的调整，设计精度还依赖于速度，性能和轴承的润滑和主轴动力学的轴组件。各类常见的特殊主轴的旋转精度是准确的特殊标准，特别是主轴精度的特定成员的工件精度决定。、 ArI O' 1 A Ao图3.1主轴的旋转误差刚度主轴刚度是指的是当受到外部负载所能承受的能力，如图3.2所示在K=F/Y,刚度相互丫/°F简称为符合抗变形。轴组件的刚性，是轴，轴承和轴承座的刚性，这直接影响旋转组件的轴线的精确度的扩展图。显然，心轴组件的较高的刚度，因为较小的后变形力，缺乏刚性的必须是在操作中精确地，前部轴的弹性变形直接影响工件的精度，在传输质量，主轴驱动装置的变形劣化接合条件轴承和侧压，造成远这些部件的磨损，寿命短，在光滑工件主轴方面将根据功率和功率传输等效果的变化，由于过度的强迫振动，而且容易自切削振动，使得工件的稳定性。

图3.2主轴组件静刚度轴组件的刚度是综合刚度，影响主轴组件刚度的因素很多，主要有：主轴的结构尺寸、轴承的类型及其配置型式、轴承的间隙大小、传动件的布置方式、主轴组件的制造与装配质量等。抗振性主轴单元集成刚度，许多因素轴的刚性组件包括：主轴大小，类型和制造和装配构造型轴承间隙尺寸，传动齿轮，主轴组件等的安置质量的结构。主轴单元的振动是指对受迫振动和通过自振动的阻力，并保持稳定的操作的能力。在切割过程中，主轴组件不仅静载荷的效果，而且还受到冲击应力和交流负载的动作，从而使振动的轴线。如果主轴总成的振动性较差，在工作中振动非常敏感,从而影响降低表面质量，耐用性和机床主轴轴承的寿命，同时也生产声环境。随着特殊精度高，效率高对抗的要求越来越高的振动方向发展。振动的主轴单元时，主要考虑通过对强迫振动和自振能力电阻的大小的评价。温升和热变形主轴组件工作时因各种相对运动处的摩擦和搅油等而发热，产生了温升，温升使主轴组件的形状和位置发生畸变，称为热变形。热变形应以主轴组件运转一定时间后各部分位置的变化来度量。耐磨性主轴组件的耐磨损性是保留其原始长期精确度，即保留的精度的能力。因此每个主轴单元滑动面，包括主轴支撑表面的端部，锥孔，与轴颈表面的滑动轴承，移动主轴套筒外表面具有很高的硬度，以提供性耐磨性。主轴组件的布局主轴组件的设计中，我们必须确保的基本要求，如上所述，并且因此保持全球,并考虑到轴组件的布局。与前部和后部，以及两个支持之前，中，后三个支持两个经过特殊主轴，第一个是更频繁。两个轴承主轴轴承类型的配置包括的主轴转速，载荷能力，刚度和精度要求设计主要是基于主轴轴承的选择，组合和配置，并考虑设置较低的供应，经济等具体情况。主轴结构的初步拟定主轴结构主要由主轴工具，夹具，传动件，如轴承和密封件，数量，位置和安装定位方法的类型来确定，同时还考虑到加工和装配过程，通常安装在特殊与在轴多种组分，以满足硬度和足够的压力水平的要求，并便于组装的，主轴设计往往台阶从前面杂志降序顺序播放车轴直径。主轴中空或实心，这取决于特定的类型。主轴的设计，也被设计为在同一时间的前提下的刚度要求，设计成空心轴满足毕业，为了固定工具手柄。这意味着，在主轴鼻主轴端。它的形状将取决于在夹具或工具的形状的特定类型的安装，并保证装置或工具进行安装，可靠，准确定位，操作简单，并可以通过一定的转矩。主轴的材料与热处理主轴材料主要取决于刚度，负荷特性，耐磨损性和热变形，以及其他因素。当主轴轴承，滚动轴承，轴颈无法淬硬，而是提高接触刚度，敲防止碰撞损坏杂志配合面，钢轴颈45仍然是很多的高频淬火处理（HRC48〜54）的。表3.2中关于45钢主轴热处理如下：表3.2使用滚动轴承的45钢主轴热处理等参数材料牌工作条使用机号热处硬度件床常代理用用车、钻、HB220〜轻中负载4550调质铳、磨床主轴250轻中负载局磨床的截HRC52〜4550高频淬火部要求高硬度断刀具轴58HRC42〜轻中负载PV车、钻、淬火回火50W40铳、磨床的主45502高频淬火HRC52〜(N•m/cm•s)轴58设计碳钢的选择（45钢）。作为光的结果，穿适中的工作量，并且它需要局部高硬度，因此，利用高频的淬火热处理，HRC52〜58。主轴的技术要求精密主轴直接影响主轴组件的旋转精度。主轴和轴承，齿轮和相连的其它部件相关的刚性接触，所述接触表面部分的形状更精确地说，下表面粗糙度，接触变形由力较小的后，这是接触刚度越高表面几何形状和表面粗糙度的错误。因此，主轴

的设计必须作出一定的技术要求。主轴直径的选择轴径在主轴单元的刚性的显著影响，前轴变形和位移主轴变形的直径较大的较小的自支撑，即，所述轴组件的刚度越高。情况特殊，查上表，预设D产D2=30o表3.3主轴前轴颈直径Di的选择机床功率（千瓦）机床1.47〜2.6机床功率（千瓦）机床1.47〜2.63.75.67.42.5〜3.6〜5.5-7,3~113.7主轴前后4按选择原则，承。11〜14.7140〜165100―11575~100岂15°的角接触球轴轴承代号基本尺寸装箱数量新代号原代号dmmDmmBmm7010C361105080167012C361126095187013C3611365100187014C3611470110207015C361157511520247016C361168012522167017C361178522167018C36118902487019C36119952487020C361201002487022C361221102867024C361241201802867026C361261302003337028C361281402103337030C361301502253537206C36206306216487205C36205255215607207C36207357217407208C3620840801840图3.6轴承结构参数及安装尺寸轴承的选型及校核当选择轴承的类型，我们必须先看看负载轴的规模，方向和速度。在一般情况下，廉价的球轴承中，当负载为低，是优选的。滚子轴承的承载能力比滚珠轴承大,并能承受冲击负荷，因而重载或振动载荷，当冲击载荷，你应该考虑的课题轴承的选择。但要注意辑对角线斜敏感。f„frP<Cf„frP<CrC一额定动载荷值，N；一当量动载荷，N；£一寿命因数；1£一速度因数;0.822。一力矩载荷因数，该值若小就选L5,右大就选2；£一冲击载荷因数：1.56—温度因数：1G一轴承尺寸及性能表中所列径向基本额定动载荷，N；

找出相关引用书目中表格6-2-8至6-2-12,设值，4=1：4=0,822；4=1.5；^=1.5；/t=1o假设轴承仅承径向载荷，当量动载荷的计算式子就是：片XFr+YFa找出相关引用书目中表格6-2-18,取，X=l,Y=0；所以，P=Fr=1128No公式：C=力,P="L5xL5*1128=3O876Nfnfr0.822x1校对轴承的额定静载荷。额定静载荷的式子是：G=s（）4<COr式子里，：c。一基本额定静载荷计算值，N;外一当量静载荷，N；S。一安全因数C”一轴承尺寸及性能表中所列径向基本额定静载荷，No找出相关引用书目中表格6-2T4了解到，对于深沟球轴承，其当量静载荷等值径向载荷。找出相关引用书目中表格6-2T4了解到，安全系数是邑=1.2则轴承的基本额定静载荷为：Q=S0/»=1.2xll28=135367V<COr=U.2jW从以上式子看出，预设的轴承符合要求。主轴前端悬伸量为了提高主轴组件的刚度，选择时可以的减少悬伸量a。初算时，见表3.4所示：表3.4主轴的悬伸量与直径之比TOC\o"1-5"\h\z类型 机床和主轴的类型 a/D1I通用和精密车床，自动车床和短主轴端铳床，用滚动轴承支 0.6承，适用于高精度和普通精度要求 〜1.5中等长度和较长主轴端的车床和铳床，悬伸量不太长（不是1.25I细长）的精密链床和内圆磨，用滚动和滑动轴承支承，适用于绝〜25大部分普通生产的要求孔加工特殊，专用加工细长深孔的特殊，由加工技术决定需II要有长的悬伸刀杆或主轴可移动，由于切削较重而不适用于有高 >2.5精度要求的特殊

根据上表，设计是II型，因此设值a/Di为1.25〜2.5,就是:a=(1.25~2.5)D尸(1.25~2.5)X30=37.5-75预设a=450主轴支承跨距本节是说主轴前后支承反力作用点的距离。设L合理W2.5a为宜。合理跨距式子如下：L合理W2.5a=2.5X120=300初取L=280o主轴结构图按所有上面的式子分析出，主轴结构可初做如图3.5所示：图3.5主轴结构图主轴组件的验算主轴在受力情况严重，而变形是很小的，它确定该区域的大小是允许的变形大小的基本元素，所以该时间的计算是与轴尤其刚度检杳涉及的整体强度不一样的东西。它通常是足够刚性的主轴要求可满足强度要求。但负载的刚度和弹性变形率。当负载是恒定的，僵硬，并且反比于弹性变形。因此，它被计算的弹性变形量，容易控制静刚度。主轴的弹性变形的计算包括：计算主轴鼻角和偏转轴线。支承的简化两个轴承轴，只有一个单一的或双列球轴承或滚子和两个轴组件可以被简化为简单的支梁，如图3.8每个支撑，首先支持两个或更多的轴承，可以被看作是前轴滚时弯曲，可以简化为梁的固定端在图3.9：图3.8主轴组件简化为简支梁0 000 00Q QQ图3.9主轴组件简化为固定端梁轴设计，一个双列圆柱滚子轴承和两个滚珠轴承作为载体前支撑的选择，它可以被认为是在前面的主轴线无弯曲变形，这可在图2-9被简化。主轴的挠度从相关引用书目的表6.1,进一步的分析图3.9,如下图3.10所示：按图2-10,得出结论是此时的最大挠度-3EI其中，F—主轴前端受力。此处，F=F=1213.1N1—A、B之间的距离。此处，l=a=12cm图3.10固定端梁在载荷作用下的变形E—主轴材料的弹性模量。45钢的E=2.1xl0N/cm1一主轴截面的平均惯性矩。当主轴平均直径为D,内孔直径为d时，ttt(D4-d4) „I oul9D-3564所以计算出，主轴端部的最大挠度结果算出来就是：%max=_i.87xlO'mm主轴倾角主轴上安装主轴和齿轮部安装角度的安装，称为外倾角。最重要的弯度来考虑设计，支持前桥。如果安装程序角度过大，它会破坏正常操作的轴承，缩短轴承的寿命。从图3.10,算出最大倾角式子是：F12=^2EI式子里，F—主轴前端受力。此处，F=Fz=1213.1N1—A、B之间的距离。此处，仁a=12cmE—主轴材料的弹性模量。45钢的E=2.1xl07N/cm2I—主轴截面的平均惯性矩。当主轴平均直径为D,内孔直径为d时，J"七)。此处，d=2处二⑶64 2所以主轴倾角算出来为：0«=-2.3xlO6rad找出相关引用书目，知道：当x最大W0.0002Lmm^<0.001rad时，刚性主轴的刚度被证明是符合所需的。此处的x最大，。最大即为最大挠度和最大倾角，L为主轴支承跨距。将已知数据08max和为代进去，算出：初步设计的主轴满足刚度要求。1求作用在带轮上的力因为低速级带轮的直径是：d2=500mm

而 F,=^=2X14955X103=8926.93Nd2 500l„tana”" tan20°F,=F, =8926.93x =3356.64Ncos0 cos13.54°F„=F,tanP=4348.16xtan13.54°=2315.31N圆周力，径向力,及轴向力的方向图见图3.11。图3.11轴的载荷分布图2 设出轴的最小直径(1)根据相关教科书预算轴的最小直径。确定轴用45钢,调质。根据课本P370表15-3,取4=112,于是得3轴的结构设计(1)定义按照第直径和长度的要求的轴的轴向定位②预选的滚动轴承。谈到工作要求，并按照4uu=80mm,80毫米，轴承目录在第一次安装0基本通关组，单列圆锥滚子轴承的精度标准(GB/T297-1994)30217型，尺寸dxDxT=85mmxl50mmx30.5mm,所以公印=“-皿=85mm；圆锥滚子轴承采用套筒进行轴向定位，设出套筒宽尺寸是14mm,那么/vu-3=44.5mm。③设出安装带轮处的轴段4\-v=90mm；已知为90mm带轮宽度，从而使插座的端面被按压到可靠滑轮，轴段应比轮的宽度梢短，从而使他们选择4wv=86mm。带轮的右端用正确的姿势，肩部高度，轴肩高h>0.07d,所以取h=7mm,那么四-叫=104mm。轴环宽度“2设出b=12mm。④轴承端盖的总宽度为37.5mm轴承盖（接头设计和下眼睑而定）的总宽度。该组辑，并从外端盖添加盖和拆卸容易润滑脂向轴承的要求与之间的耦合部的右侧的面/=30/wn，所以设/][_„]67.5mm。在这一点上，这是原始直径和慢轴的各段的长度。表3.1低速轴结构设计参数参数I-IIII-IIIIII-IVIV-VV-VIVI-VD直径/mm65H7/k68085m690H7/n610485m6长度/mm10567.546861244.5键bxhxL/mm20x12x9025x14x70C或R/mmI处2x45oII处R2III处R2.5IV处R2.5V处R2.5VI处R2.5vn处2.5x45o6、轴上的零件的周向定位皮带轮，联轴器半和轴从周边定位平键连接的。压力=从表手册90毫米6-1理查德•平键部分宽X高=25毫米X14毫米带键槽铳床键槽螺旋桨叶片，长70亳米，并保证滑轮和很好的结合中性轴，所以选择与轮毂的轴和滑轮连接相同的例下与离合器半轴，为20亳米X12平方毫米X90亳米的选择平键，与连接和轴k60滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6o确定轴上圆周和倒角尺寸参考表15-2的教科书，取左侧轴锥2X2.5X权倒角。各轴肩半径：R2的H系,其余为R2.5。4求轴上的载荷

首先，计算图表轴结构（图7.1）（图7.2）。在确定轴承的支点位置时,应从手册中查得a值。关于30217型圆锥滚子轴承，从相关书本找出a为29.9mm。因此,如果简支梁支撑轴跨度=57,171.6=128.7毫米。根据轴的轴线弯矩图和扭矩图表（图7.1）的计算中。如可以从该图和弯矩和该轴的轴线C危险部分的横截面的转矩可以看到。计算公式如下：：£,2+4=57.1+71.6=128.7mm71.657.71.657.1+71.6X8926.93=4966.34NFnhz-hFnhz-h_F=———X8926.93=3960.59NL2+L.' 57.1+71.63356.64x71.6+2315.31x316.1253356.64x71.6+2315.31x316.125257.1+71.6=2676.96NFnv2=Fr-FW2=3356.63.2676.96=679.68NMu=FnhiL2=4966.34x57.1=283578.014NmmMvx=Ew也=2676.96x57.1=152854.416NmmMv2=kJ=679.68x71.6=48665.09Nmm3+M：i=V283578.0142+152854.4162=322150.53NmmM2= +M；2=V283578.0142+48665.092=287723.45Nmm表3.2低速轴设计受力参数载荷水平面H垂直面V支反力片小=4966.34N,FNH2=?)960.59N加i=2676.96N,%^=679.68N弯矩MM=283578.014NmmHMvl=152 854.416NmmMy?=48665.09Nmm总弯矩M,=322150.53Nmm.M2=287723.45Nmm扭矩T1410990Nmm按弯曲扭转合成应力校核轴的强度5

如果选中，通常只检查最大弯矩和扭矩截面（即危险的C部分）抵抗轴的强度。根据教科书式（15-5）和表7.2,以及单向旋转，扭转剪切应力脉动周期交替压力的,取=0.6计算的应力轴公式如F，a=0.6,轴的计算应力：双产 V322150.532+（0.6x1410990）2i…「a,,=-_! = ； MPa=12.4MPaW 0.1x903验证此轴安全。6精确校核轴的疲劳强度（1）判断危险截面虽然电压花键轴引起的过渡适合轴的两个集中疲劳强度，但是因为该轴的最小直径由削弱多了，所以横截面A的抗扭强度确定，ii,iii,B,无需检查。在轴上，横截面IV和V压配合截面C.剖视图相似的应力集中和横截面IV的V影响的最大载荷的载荷下所造成的最严重的应力集中，从点，V剖面的疲劳强度的应力集中的但不是转矩的作用，而在轴直径大，这是没有必要的强度的检查。虽然上的最大应力，而且应力集中的横截而C为不是，并且在这里所述柄的最大直径（应力通过干涉配合和键槽都集中在两端引起的），因此，不需要截面C中，部分VI和VD显然较少的控制必要的控制。附件教科书章3示出了应力集中比系数比键槽压配合小从而容易地确认该轴的左侧和右侧部分IV。（2）截面IV左侧抗弯截面系数式子是: W=0.1d3=0.1x853=61412.5mnt1抗扭截面系数工1子是： Wj=0.2d'=0.2x85*=122825tnnt截面vn的右侧的弯矩m为t-41 571-41M=M, 322150.53x^—^=90834.04Nmm1L, 57.1截面IV上的扭矩T,式子是： r3=l410990Nmm截面上的弯曲应力式子是:90834.0461412.590834.0461412.51.48MPa截面上的扭转切应力式子是:1410990122825141099012282511.49MPa轴材质45#钢，调质。从相关书本找出%=640MP, =275M2 T-\=155M?,理论应力集中系数4及%，由：f25-=—=0.029,f25-=—=0.029,d859085=1.06经插值后查得cxa=1.9,ctT=1.29从相关书本找出图3-1得出结论是轴的材料的敏性系数为qCT=0.84,qr=0.88所以，有效应力集中系数式子算出K<t=1+%•(%>'—1)=1+0.84x(1.9—1)~1.756&=1+%(%-1)=1+0.88x(1.29-1)=1.545从相关书本找出尺寸系数分=0.64；从相关书本找出扭转尺寸系数j=0.77轴按磨削加工，表面质量系数式子是：4=4=0.92轴，表面处理后得4=1,按式子(3-12)和式子(3-12a)算出综合系数是K=^.+—-1=^^+--1=2.83〃用0.640.92〃% 1,1.545 1 ,0由K,=」■+ 1= + 1=2.09eT及0.770.92从相关书本找出§3-1及§3-2,设出碳钢的特性系数：%=0.10.2,取8b=0.1=0.050.1.取外=0.05于是，计算安全系数J“值，从相关书本找出式子(15-6) (15-8)则得2752.83x1.48+0.1x0=65.661551.545x11.492+2752.83x1.48+0.1x0=65.661551.545x11.492+0.05x11.492=16.923+(p,T,„65.66x16.92V65.662+16.922=16.38生=1.5故可知其安全。(3)截面IV右侧抗弯截面系数W=0.1dy=0.1x903=72900mW抗扭截面系数 wT=0.2/=0.2x903=145800mni截面卯的右侧的弯矩M为I-41 571-41M=M,x%~=322150.53x・ =90834.04Nmm1L2 57.1截面IV上的扭矩心为 ^=1410990Nnun

截面上的弯曲应力M截面上的弯曲应力M=90834.04=125MpaW72900截面上的扭转切应力1410990=968MpaTWT145800过盈配合处的工，从相关书本找出表3-8用插值法求出，设&=0.8土，于是k*=3.24k*=3.24k=0.8x3.24=2.59k.轴从相关书本找出图3-4,得出表面质量系数式子是:"=4=0.92轴为经表面强化处理，即4=1,从相关书本找出式了•（3-12）及式忆（3-12a）得综合系数为^+---1=3.24+——-1=3.33% 092

/C=-^+--1=2.59+——一1=2.68rJA 0.92从相关书本找出§3-1及§3-2,设出碳钢的特性系数（po=0.10.2,设外=0.1仪=0.050.1,设”=0.05275=66.07于是，计算安全系数S,“值，从相关书本找出式子（15-6） 275=66.07K(T(ra+(p'0”, 3.33x1.25+0.1x0155左-23等+。岭^8=155左-23等+。岭^8=，6-9265.66x16.92卮+S；a/65.662+16.922=11.73>S=1.5故该轴的截面IV右侧的强度也是足够的。第4章机架底座的设计计算主梁的强度验算主梁材料的选择：选用Q235,其力学性能好。桥式主梁结构形式及截面尺寸的确定：根据标准选用后，验算是否符合要求。本设计选用箱形结构主梁，其组成由上下盖板及左右腹板焊接而成，断面为封闭的箱形.主梁危险载面的强度验算1)正应力的验算根据公式计算的垂直弯矩同时作用在主梁上，并考虑约束弯曲和约束扭转的影响,主梁再面上的正应力可按下式叠加：主梁跨中：MM36=("x+^^)x1151向•也w、.主梁支承载面：式中“zmax、——主梁跨中的最大垂直弯矩和水平弯矩;“cmax、一一主梁支承载面的最大垂直弯矩和水平弯矩;卬二、叫工一一主梁跨中和支承载面对*轴的载面摸数；%——主梁对丁轴的载面摸数。强度许用应力为：空=18Q45MP。1.33^Nmin150001)确定应力循环特性'max150000(Q235A钢的强度许用应力为：[%[%=—=18Q45MP«1.33式中“n为载荷组合的安全系数。2)剪应力的验算箱形载面主梁支承载面处的剪力2在腹板上引起的剪应力按下式计算:

式中sx——主梁载面的一部分对中性轴的静矩;人一一主梁载面对x轴的惯性矩;可、2一一主梁的主、副腹板的厚度。在水平载荷作用下，盖板上的剪应力：QSr= -'218yo式中Qs——支承处的水平剪力；S,一—主梁载面的一部分对y轴的静矩；/，一一主梁载面对y轴的惯性矩；8O 上、下盖板厚度。主梁受扭的影响。则按纯扭转计算，计算式为:主腹板上7Mk主腹板上7Mk2Qt）,325

2x196x30=216.3M375副腹板上q=--=———=312.02%2x196x36M325盖板上％==———=416.0

"2Q22x196x39式中M长 作用与主梁支承载面的扭矩；Q——主梁封闭载面的轮廓面积，Q=bh。在主梁载面上，各种载荷在同一点引起的剪应力予叠加。支腿危险载面的强度验算对于单主梁箱形结构门架的支腿应分别选取几个载面进行强度计算。强度验算式为：(7= 1 1 <(TWvW,FLJ式中-一门架平面，支腿验算载面的最大弯矩；一一支腿平面，支腿验算载面的最大弯矩；N：ax一一支腿平面，支腿验算载面的轴向力；Wx,W、, 验算载面对x轴和y轴的载面模数；F一一验算载面的面积。根据静强度和疲劳强度条件计算截面需要的面积：

毒经=幽幽11。834荷[% 180.45=1500000=207324w后M7235由计算结构知，杆件应根据疲劳强度条件确定截面积。杆件需要的最小截面积为20732.55mnT。下横梁的强度验算将各种载荷作用在门架上引起的下横梁的弯矩叠加，然后按下式验算其强度，即弯曲应力：式中——作用在下横梁载面的总弯矩；Wx 验算载面对x轴的载面模数。近年来，桥式有采用宽翼缘箱形梁，这时薄壁箱形梁受弯曲时，在剪应力作用下,翼缘板和腹板产生了翘曲，梁的截面不在保持平面，而有翘曲（图b中虚线所示）。由于这种翘曲受到了约束，因而破坏了正应力按平面分布的规律，这时正应力沿梁宽的分布不再是一个常数，沿着梁高的分布也不再符合线性分布规律（图），其中虚线表示自由弯曲应力。根据理论分析和实验验证，在薄壁箱型梁的角点上，最大约束弯曲正应力可近似取为：5=/（1+0）式中 自由弯曲正应力；^>=1.75—L一一考虑约束弯曲而使应力增大的系数；B一—翼缘板宽度。初选箱形截面腹板厚度S=5+&；=6+6=12cm=0.（）12m1.4x10003x2.1xl083x0.012x28=1.4x10003x2.1xl083x0.012x28=8.82[e]=1.4x105(1.4+1.2x0.4)xl=27YN>Q=16QWV,刚度是控制条件。3）主梁载荷的组合情况：由于主梁受力情况复杂，在分析计算过程中，应合

理处理。4)主梁强度以及刚度的计算：主梁中间截面的最大弯曲应力:cr="3+""max.<㈤

明弘T」式中：叫一主梁中间截面对水平重心轴线XP的抗弯截面模数，其近似值:(h8DS,Y(90x0.6ruAcc. 3=I kBb]l/z=1 f35x1lx90=540Gbmw,一主梁中间截面对垂直重心轴线尸y的抗弯截面模数，其近似值：%=(与+ =(音^+90x0.6)x30=2040c/因此可得：=1775kg/cm=1775kg/cm2 1