毕业设计（论文）-蛋糕切片机设计.docx

目录一、设计要求31.设计题目32.工作原理及工艺动作过程33.原始数据及设计要求.3 4.设计方案提示35.进度表3二、设计部骤31.明确工作原理和工艺动作分解32.执行机构的选型及评价43.根据工艺动作顺序和协调要求拟订运动循环图7三、机构传动设计及结构尺寸设计.8 1.刀片执行机构传动设计82.输入轴到凸轮的传动设计103.传送带的间歇执行机构的设计计算104.动力输入机构设计计算155.从电动机到带传动动力输入机构设计计算186.减速器轴的设计计算19四、糕点切片机总体机构的评价及选定241.机构方案评价242.方案选定26五、机械运动方案图绘制261.运动方案图262.机构运动仿真26六、方案特点简介.28七、本次课程设计的感受28附图30附表31主要参考文献32一、设计要求1.设计题目：糕点切片机2.工作原理及工艺动作过程糕点先成型（如长方体、圆柱体等）经切片后再烘干。糕点切片机要求实现两个动作：糕点的直线间歇移动和切刀的往复运动。通过两者的动作配合进行切片。改变直线间歇移动速度或每次间歇的输送距离，以满足糕点的不同切片厚度的需要。3.原始数据及设计要求1） 糕点厚度：1020mm。2） 糕点切片长度（亦即切片高）范围：580mm。3） 切刀切片时最大作用距离（亦即切片宽度方向）：300mm。4） 切刀工作节拍：40次/min。5） 工作阻力很小。要求选用的机构简单、轻便、运动灵活可靠。6） 电机可选用，功率0.55KW（或0.75KW）、1390r/min。4.设计方案提示7） 切削速度较大时，切片刀口会整齐平滑，因此切刀运动方案的选择很关键，切口机构应力求简单适用、运动灵活和运动空间尺寸紧凑等。8） 直线间歇运动机构如何满足切片长度尺寸的变化要求，是需要认真考虑的。调整机构必须简单可靠，操作方便。是采用调速方案，还是采用调距离方案，或采用其它调速方案，均应对方案进行定性分析比较。9） 间歇机构必须与切刀运动机构工作协调，即全部送进运动应在切刀返回过程中完成。需要注意的是，切口有一定的长度（即高度），输送运动必须在切刀完全脱离切口后方能开始进行，但输送机构的返回运动则可与切刀的工作行程在时间上有一段重叠，以利提高生产率，在设计机器工作循环图时，应按照上述要求来选择间歇运动机构的设计参数。5.进度表第一阶段序号任务内容时间安排备注1明确任务10.2510.311. 准备及熟悉题目、2. 执行机构选型及评价、3.绘制机构运动循环图第二阶段2设计计算11.111.71.传动系统设计计算2.机械系统尺度计算第三阶段3机械运动方案图绘制11.811.141.方案评价、2.机械运动方案动画图绘制、3. 机构运动仿真第四阶段4编写设计说明书11.1511.21将以上几个阶段的设计内容编写成说明说二、设计部骤1.明确工作原理和工艺动作分解糕点切片机要求完成两个动作：（1）糕点的直线间歇运动；（2）刀片线往复运动。二者的动作要求配合完成切片，并能改变间歇运动的速度或间歇的输送距离，来完成糕点不同的切片厚度。2.执行机构的选型及评价切刀的往复直线移动可采用连杆机构、凸轮机构、齿轮齿条；糕点的直线间歇运动可选择不完全齿轮机构、槽轮机构等。（1）切片的往复直线运动有如下几种方案可供选择:a) 曲柄滑块机构如图1-1，利用曲柄的整周转动和固定在导轨上的滑块的直线往复运动带动刀片切割糕点。1-1 b) 凸轮机构如图1-2，利用一个型封闭或封闭的凸轮的转动带动从动件导杆的往复运动来满足刀片切割高点的要求。1-2c) 齿轮齿条机构如图1-3，圆柱齿轮来回旋转，带动齿条在导轨上的往返直线运动，进而安装在齿条上的刀片往返运动。 1-3（2）糕点的直线间歇运动机构方案：a）不完全齿轮机构如图2-1，通过不完全齿轮的转动，带动从动齿轮的转动，再把转动转变成放置糕点皮带的间歇直线运动。 2-1b)槽轮机构如图2-2，同时通过主动轮上的圆柱销进入槽轮的径向槽，从而形成间歇转动，在通过皮带转化成间歇的直线运动。 2-2（3）刀片往复直线运动三个方案的评鉴及选择。 （a）曲柄滑块机构，一般情况下，运用在曲柄作等速转动，滑块作往复直线运动，其往复运动可以是匀速，也可以不匀速。它还具有急回特性，效率高。其结构特点：其结构由简单的构件和低副组成，具有结构简单，易于制造，成本低廉的特点。构件只建力的传递是通过低副实现的，面接触的低副具有较小的单位面积承载力，故其机构的承载能力大。通过适当的设计各杆的尺寸，连杆机构可实现运动规律的多样化。当连杆和机架较长时，可实现远距离的运动和动力的传递。(b)凸轮机构，作为直动从动件盘形凸轮机构的等速转动转化为从动件的往复直线运动，其移动的位移,速度，加速度与凸轮的轮廓曲线有关。凸轮机构广泛应用于传动机构，他有其他机构无可比拟的优点：设计简单，适应性强，可实现从动件的复杂运动规律要求。结构简单紧凑，控制准确有效，运动特性好，使用方便。性能稳定，故障少，维护保养方便。缺点：凸轮与从动件为高副接触，易于磨损，可调性差。而且，由于凸轮的轮廓曲线通常比较复杂，因而加工比较困难。(c)齿轮齿条机构，其结构紧凑，冲击小，传动精确，结构比较复杂，比较难于制造，还有其形往复的直线运动，主动件要往复转动。综合上述，考虑糕点切片机的机构，效率，制造成本则刀片的直线往复运动及满足与糕点的说送配合，采用凸轮机构你，能较好的完成此过程。（4）糕点的间歇直线运动两个方案评价及选择。(a)不完全齿轮机构，是一种把连续转动转化为间歇转动的常用机构之一，其由于做间歇转动的不完全齿轮的冲击小，应用日益广泛。与其他间歇机构相比，不完全齿轮机构具有结构简单，设计灵活。主动轮每转一周，从动轮运动的角度，从动轮停歇的次数及每次停歇的时间，杜比几轮机构和槽轮机构有更宽的范围。但不完全齿轮机构中的从动齿轮在传动开始和终止时，叫速度有突变，会引起刚性冲击，一次只适用于低速轻载的工作场合。(b)槽轮机构，结构简单，工作简单，在圆柱销进入啮合和退出啮合时，传动平稳。能准确控制传动角度。由于槽轮在启动和停止时加速度变化大，有冲击，且随槽数减少，转速增高而加剧，因此不适合用于高速场合，此外，槽轮每次转过的角度与槽轮的槽数有关，欲改变转角，则需要改变槽轮槽数，重新设计槽轮机构，因此槽轮机构多用于不要求经常调整转角的转位运动中。由于制造工艺，机构尺寸等条件的限制，槽轮的槽数不宜过多，故每次的转角较大。综合上述，考虑到糕点切片长度要变化，则糕点的直线间歇传动选择不完全齿轮机构。则根据以上所选的执行机构得到如下图所示的整体机构简图2-3. 2-33.根据工艺动作顺序和协调要求拟订运动循环图。由于切刀工作节拍：40次/min，则完成一次糕点输送，然后切片，这一过程所需时间为1.5s（T=1.5s）。则其两个执行机构运动循环图如图3-1.S1=60mm为输送带的运动距离，0-t1为输送带输送过程，t2T为传送带间歇过程。S2=20mm为刀片的运动距离，0t1刀片静止，t1t2为刀片的正向运动，t2T为刀片的反向运动。(t1=1s,t2=1.25s,T=1.5s) 3-1三、机构传动设计及结构尺寸设计1.刀片执行机构传动设计 主动件为凸轮，从动件为导杆。并且此机构为直动从动盘形凸轮。切片机运动周期为T=1.5s，则其主动件的运动参数如下 1=2*/T=2*/1.5=4*/3 n1=2*/=2*/（4*/3）=40r/min 凸轮机构的机构尺寸设计计算，最大推程S=20mm。基圆半径r0=50mm，rmax=70mm怎凸轮的最大线速度 Vmax=1*rmax=4*/3*70=16800mm/s=16.8m/s emaxVmax/1=4*/3*70/4*/3=70mm e=5mm rr（0.10.5）*r0=0.2*50=10mm rr=10mm当t=00.75s时， 0，180当t=0.751.1s时 180，264当t=1.11.15s时 264，276当t=1.151.5时 276，360为了满足机构的运动要求，凸轮的推程阶段和回程阶段均采用五次多项式规律运动。并且有=84 s=12 ，=84 s，=180 如图7-1所示建立直角坐标系xoy，确定从动间的偏执方向，使凸轮在工作过程中获得较小的压力角，从而保证机构具有较好的力学性能。tan=ds-er02-e2+s=24.232，因此对应的从动件为右偏，从而该凸轮机构采用右偏从动件。 图6-1求解凸轮的理论轮廓线x=（s0+s)sin+ecosy=s0+scos-esin 其中，s0=r02-e2。S=0 0，180h1033-1544+655 180，264h-h10,33-15,44+6,55 264，27620 276，360求解凸轮的实际轮廓线。xa=x-rrcosya=y-rrsin其中，sin=dxddxd2+dyd2 cos=dyddxd2+dyd2而, dxd=s0+scos+dsdsin esin dxd=s0+ssin+dsdcos-ecos由于s与从动件所处的运动阶段有关,所以有dsd=0 0，180近休止阶段h1032-1543+654 180，264推程阶段-h10,32-15,43+6,54 264，276远休止阶段0 276，360回程阶段 将已知数据带入，并利用设计软件，得到凸轮的理论轮廓线的坐标值，如表1-2.将坐标点光华连接，得到理论轮线，实际轮廓线。凸轮转角理论轮廓坐标实际轮廓坐标XYXY0549.7494439.79951013.611648.401111.77738.57082022.338746.75620.486136.92913031.668444.851429.395535.11314041.663341.873838.107532.52745051.65536.816746.138728.47586060.398429.097652.76222.64127066.58618.914457.340615.10368069.53827.184359.60426.03729069.7494-559.775-4.28510067.8017-17.032458.133-14.479811063.1658-28.311354.5566-23.22412055.3984-37.757848.7396-30.297213045.2272-44.477140.9147-35.454814034.0029-48.301731.8154-38.543915023.0082-49.851322.2967-39.876716012.9418-50.176212.8895-40.17641703.7635-50.13763.895-40.1385180-5-49.7494-4-39.7995190-13.5629-48.1253-10.8503-38.5003200-21.7137-45.039-17.371-36.0312210-29.2048-40.5842-23.3638-32.054722035.8085-34.8963-28.6468-27.917230-41.3242-28.1481-33.0593-22.5185240-45.5842-20.5446-36.4674-16.4357250-48.4592-12.3169-38.7674-9.8535260-49.8618-3.7149-39.8894-2.9719270-49.74945-39.72364.694280-48.125313.5629-38.500310.8503290-45.03951.7137-36.031217.371300-40.584229.2048-32.467423.3638310-34.896335.8085-27.917128.6468320-28.148141.3241-22.518533.0593330-20.544645.5842-16.435736.4674340-12.316948.4592-9.853538.7674350-3.714949.8618-2.971939.8894360549.7494439.7995 1-2刀杆的回程弹簧设计弹簧原长L=60mm，K=0.1，D=19mm2.输入轴到凸轮的传动设计选择链轮齿数这个传动通过链传动来完成传动比i=1，则主动链轮和从动链轮转速相同n1=n2=40r/min。主动链轮齿数z1=31 从动链轮齿数z2=31采用08B单排滚子链，节距p=12.70mm。确定中心距a和链接数Lp为了满足整体机构的运动要求，初定中心距a0=40*p，则Lp为Lp=2a0p=z1+z22+z1-z222pa0=2*40pp+31+312+31-3122p40=111取Lp=112a=p4Lp-z1+z22+Lp-z1+z222-8z1-z222=12.74112-31+312+112-31+3122-831-3122=514.35mm取a=0.009a=3.02mm 实际中心距a=a-a=541.35-3.02=510mm链轮分度圆直径设计d1=12.7sin18031=d2=125.53mm3.传送带的间歇执行机构的设计计算此执行机构用不完全齿轮，为了与刀片的执行机构配合运转，则不完全齿轮的主动轮的转速n2=40r/min。输送带滚筒设计切片长度L=60mm，输送带的滚筒直径为D=200mm，间歇时间t=0.75s，则输送带的线速度V=L/t=60/0.75=0.08m/s，滚筒转速n3= V/D/2/ 2*=0.08/0.1/2*3.14=24r/min0.75s滚筒转过的角度=V/D/2*0.75=0.08*2/0.1*0.75=34.4 主动齿轮转过144，从动齿轮转过34.4。输送带滚筒设计切片长度L=60mm，输送带的滚筒直径为D=200mm，间歇时间t=0.75s，则输送带的线速度V=L/t=60/0.75=0.08m/s，滚筒转速n3= V/D/2/ 2*=0.08/0.1/2*3.14=24r/min0.75s滚筒转过的角度=V/D/2*0.75=0.08*2/0.1*0.75=34.4 主动齿轮转过144，从动齿轮转过34.4。间歇不完全齿轮设计不完全齿轮选用渐开线齿形， n1=40r/min，则传动比i=n1/n3=40/24=1.67 取主动齿轮分度圆直径d1=60mm则从动齿轮分度圆直径d2=d1*i=60*1.67=100mmz1,=20 z2,=i1*z1,=21*1.67=35 d1=m*z1, m=d1z1,=60 21=3mma=m2*z1,+z2,=32*(21+35)=84mm d=0.6 b=d*d1=0.6*60=36mm，取B2=36mm, B1=41mm名称符号计算公式主、从动轮满齿时的假象齿数z1 、z2i=n1/n3=40/24=1.67z1,=20 z2,=35齿轮模数m3（mm）压力角=20o主、从动轮的标准齿顶高系数h1*、h2*h1*=h2*=1.0中心距aa=m2（z1 +z2）=32*(21+35)=84mm从动轮在每转中的停歇次数N11从动轮在一个动停周期中的运动角=360o11=34.40从动轮在两锁止弧间的齿数z2z2=z2-NKN=35-11*111=2.2 取z2=3主动轮在两锁止弧间的齿数z1z1=z2,N-K+1=3511-1+1=3.2 取z1=4在一次间歇运动中主动轮仅有一个齿时，拨动从动轮转过一定角度内所包含的周节数（一般取整数）K K=22-2360oZ2=2*360035=22-11.60360035=12360oz1K+2*2-11.610.3=1h2*=1时从动轮齿槽两侧顶点所对中心角22=z2+2（inva2-inv）=35+2（inv270-inv200)= 35-0.025=50h2*=1、hm*=hs*时主动轮首末齿具有修正齿顶高系数时，其齿顶圆与从动轮齿顶圆交点F、G在从动轮上所对中心半角22=arccosz2z2+z1+2h2*z2+h2*-2hm*z1+hm*z2+z1z2+2h2*2=12（360oz1K+2）=10.3*1+50=150从动轮顶圆压力角a2a2=arccosz2cosz2+2h2*= arccos35*cos20035+2*1=arccos0.889=270主动轮首末齿齿顶高修正后的系数hs*、hm*一般使hs*=hm*=0.9主动轮首末齿齿顶圆压力角as1as1=arccosz2cosz2+2hs*=35*cos20035+2*0.9=32.8936.8= arccos0.89=270主动轮首齿齿顶高削减后和第二对齿间的重合度=z12tanas1-tan+z22tana2-tan=206.28tan270-tan200+356.28tan270-tan200=0.46+0.81=1.3从动轮上具有0.5 m顶圆齿厚所对的中心角22=1z2+2h2*=135+2*1=0.0270锁止弧的半径RR=2+22-22cos（2-2-2）=202+22-2*202cos（150-50-0.0270）主动轮凸锁止弧终点s和首齿齿厚中线间的夹角ss=Kz1180o, 当(2-2)（2a2-）时(150-50)（2*270-200）s=120180o=90主动齿轮上首齿始啮点E的向径O1E与中心线O1s间的夹角11=arcsin（z2+2h*）sin(2-2)（z2+2h2*）2+（z2+z1）2-2（z2+2h2*）（z2+z1）cos(2-2)=arcsin(35+2*0.9)sin(150-50)35+2*12+35+202-2*35+2*1*35+20cos(150-50)=arcsin6.41369+3025-74*55*0.99=arcsin6.44394-4029.3=arcsin6.419.1= arcsin 0.34=200主动轮首齿始啮点E的压力角E1E1=arcsinz1cos（z2+2h2*）2+（z2+z1）2-2（z2+2h2*）（z2+z1）cos(2-2)=arcsin35*cos20035+2*12+35+202-2*35+2*135+20cos(150-50)=arcsin32.881369+3025-4008= arcsin0.09=50主动轮首齿始啮点E的向径O1E与中心线O1E间的夹角11=90oz1-invE1+inv=90020-4+0.05=0.450E1=50 E1=50200=0.25主动轮上始啮点F的向径O1F与O1T间的夹角=arcsin（z2+cos）sin2z1+2hm*= arcsin35+cos200sin15020+2*0.9=arcsin9.321.8= arcsin 0.43=250主动轮上锁止弧起点Tde向径O1T与末齿中线间的夹角TT=+1=250+4.40=29.40主动轮末齿顶圆压力角m1m1=arccosz1cosz1+2hm*= arccos35cos20035+2*0.9=arccos0.894=270主动轮上末齿齿顶圆齿厚所对中心角之半11=90oz1-invm1+inv=90o20-inv270+inv200=4.40从动轮在一个动停周期中的运动时间tdtd=（s+T360o+Z1z1）60n1=90+29.403600+420=0.31s从动轮在一个动停周期中的停歇时间tjtj=60n1N-td=6040*11-0.31=0.17s从动轮一次间歇运动所需时间tt=60n1N=6040*11=0.136（s）主动轮转速r/minn140r/min4.动力输入机构设计计算此执行机构用不完全齿轮，为了与刀片的执行机构配合运转，则不完全齿轮的主动轮的转速n2=40r/min。减速器设计计算a.工作及所需的功率： Pw =FV1000nw=75000.0810001=0.6Kw 电动机的输出功率: Pn=Pw 式中的为电动机至工作机轴的传动装置的总效率，则=bg2r3c。取V带效 率b=0.95；滚动轴承效率r=0.97；8级精度齿轮传动（稀机油润滑）效率g=0.97； 联轴器效率c=0.99。则 =bg2r3c=0.950.970.970.970.970.970.99=0.81因此 Pn=0.60.81=0.74Kwb.计算传动装置总传动比传动装置总传动比 i=nmnw=139040=34.75分配传动装置各级传动比： ig1 为高速级，ig2为低速级，ib=（24）为带传动比 ig1=（1.31.4）ig2i=ibig1ig2，为时代传动的外廓尺寸不致过大，取传动比ib=2.1，ig1=（35）ig1=35 i=2.11.3ig2ig2 ig2=3.31 ig1=1.513.12=5c.计算传动装置的运动和动力参数各轴的转速 中间轴轴转速 n1=nmib=13902.1=661.905r/min 低速轴轴转速 n2=n1ig1=661.9055=132.38r/min低速轴轴转速 n3=n2ig2=132.283.31=41.09r/min各轴功率 高速轴轴功率 P1=Pnb=0.740.95=0.71Kw中间轴轴功率 P2=P1rg=0.710.970.97=0.67Kw低速轴轴功率 P3=P2rg=0.670.970.97=0.63Kw工作机轴功率 Pw=P3rc=0.630.970.97=0.43Kw各轴转矩电动机轴转矩 T0=9550Pnnm=95500.741390=5.08Nm高速轴轴转矩 T1=9550P1n1=95500.71661.905=10.24Nm中间轴轴转矩 T2=9550P2n2=95500.67132.38=48.33Nm低速轴轴转矩 T3=9550P3n3=95500.6341.01=146.71Nm工作机轴转矩 Tw=9550Pwnw=95500.640=143.25Nm计算结果填入下表，以便设计传动零件时使用 轴名参数 电动机轴1轴2轴3轴工作机轴转速n/（rmin）1390661.905 132.38 41.01 40功率P/Kw 0.74 0.71 0.67 0.63 0.43转矩T/(Nm)5.08 10.24 48.33 146.71 143.25转动比i 2.1 5 3.31 效率 0.95 0.94 0.94 0.94d.传动齿轮的设计计算选择齿轮的材料、热处理方法以及精度等级和齿轮齿数考虑到传递功率不大，两班制工作，连续单向运转，载荷平稳，室内工作，温度和粉尘含量为正常状态，使用寿命为10年，则主动轮选用材料为45钢，表面淬火，齿面硬度4050HRC，从动齿轮选用材料45钢，调质处理，硬度217255HBS,齿轮精度8级，壁式硬齿面齿轮。已知传动比 ig1=5 ig2=3.31第一级传动 选择小齿轮齿数Z1=21 则，Z2= ig1Z1=521=105则取Z2=105 i=10521=5a=m（Z1+Z2）2=3（21+105）2=189mmb=dd1=0.563=31.5mm B1=40mm B2=35mm 第二级传动主动齿轮选用45钢，表面淬火，齿面硬度4050HRC，从动齿轮选用材料45钢，调质处理，硬度217255HBS,齿轮精度8级，壁式硬齿面齿轮。 Z1=25 Z2=ig2 Z1=3.3125=82.75 则取Z2=82 i=8225=3.31a=mZ1+Z22=425+822=214mmb=dd1=0.7100=70mm B1=75mm B2=70mm 高速级齿轮与低速级齿轮基本尺寸如下表。级数 高速级 低速级项目 齿轮号1号2号 3号4号 齿数Z 21 105 25 82模数m/(mm) 3 34 4分度圆直径d/(mm) 63315100 328齿宽B/(mm) 40 3575 70中心距a/(mm) 189 2145.从电动机到带传动动力输入机构设计计算选择V带型号 根据Pd和nm，取用B型V带选择带轮D1,D2 B型V带Dmin=125mm，应使D1Dmin，考虑小带轮转速不是很高，结构尺寸又无特别限制故选D1=150mm验算带速 V=D1n601000=3.141501390601000=10.91m/s带速在525m/s之间，也不过低，则D1选择合适。 D2=ibD1=2脳150=300mm 取标准值D2=315mm确定中心距a和带长Ld在此设计中没有限定中心距a，故可初选中心距为a0，则 0.7（D1+D2）a02（D1+D2） 0.7（150+315）a02（150+315） 325.5mma0930mm初选a0=628mm带长 Ld2a0+2（D1+D2）D2D124a0=1255.5+730.5+10.84=1996mm取Ld=2000mm的标准值。中心距 aa0+Ld-Ld2=628+2000-19962=632mm验算小带轮包角11=1800D2-D1a57.30=180016563257.30=16501200 则1合适确定V带的根数zZ=PdP0P0KKL P0=2.37Kw P0=0.31Kw K=0.92 KL=0.98Z=11.11（2.37+0.31）0.920.98=4.59 则取Z=5，符合推荐的轮槽数6.减速器轴的设计计算及校合由机械传动方案可以知道整体布局。中间轴材料选择45钢，进行调质处理，其力学性能如下表 b/MPa s/MPa -1/MPa 1/MPa -1/MPa 640 355 275 155 60则，A0=105根据前面的设计计算，可知中间轴的功率P2,转速n2以及转矩T2，则 P2=8.48KW n2=170.82r/min T2=474.09103NmmA.初步计算中间轴的直径 dmin=A03P2n2=11038.48170.82=40.43mm 由于轴的最小直径要与标准轴承配合安装来确定，则中间轴的最小直径d2=45mm。 图1-2B.轴的结构设计a.确定中间轴的各段直径和长度（图1-2）此轴上一个浸油齿轮线速度V=m1Z2n2601000=3.14385170.8260000=2.28m/s由于此线速度V2m/s，所以轴承的润滑采用有润滑。b.根据轴上的受力，选用深沟球轴承，则安装轴承处的轴段直径d1-2=45mm，L1-2=46mm，23段安装齿轮，齿轮宽度B=35mm，则L2-3=33mm，d2-3=49mm，34段为一个轴环对齿轮进行轴向定位则L3-4=20，d3-4=60mm，45段安装齿轮,齿轮宽度B=75则L4-5=73mm，d4-5=49mm，56段与轴承装配则d5-6=45mm，L5-6=51mm。取轴承型号6409。至此轴上各段轴的直径和长度已初步确定。c.轴上零件的周向定位，安装2号齿轮出的周向定位采用双A型普通平键连接，根据d2-3=49mm则平键截面尺寸bhL=14mm9mm30mm，3号齿轮周向定位选用A型普通平键连接，平键截面bhL=14mm9mm70mm同时为了保证齿轮与轴的配合具有良好的对中性，故选齿轮轮毂与轴的配合为H7/r6，滚动轴承与轴的周向定位由过渡配合来保证，此处轴的直径尺寸公差为k6。d.确定轴上的圆角半径R=1.2mm，轴端倒角C=1.2mm45o。轴的弯扭合成强度条件校核 由图1-1的结构可确定出简支梁的支撑距离，L1=72.4mm，L2 =74.2mm，L3=47.4mm，据此计算截面B和C的MH、MV、M、Mca的值。A.画出轴的计算简图，为了方便将轴上的作用力分解到水平面和垂直面内进行计算，取集中力作用在轴上零件宽度中点，对于支反力，此处采用深沟球轴承其支反力如图1-3所示。B.计算轴上的外力齿轮的周向力 Ft1=2T2d2=2474.0925510-3=3718N Ft2=2T2d3=2474.0910010-3=9482N齿轮的径向力 Fr1= Ft1tan200=3718tan200=1354N Fr2=Fr2tan200=9482tan200=3451NC.求支反力水平面内 FH1(L1+L2+L3)- Ft1(L2+L3)- Ft2L3=0 FH1=371874.2+47.4+94825372.4+74.2+47.4=4879N Ft1L1+ Ft2(L1+L2)- FH2(L1+L2+L3)=0 FH2=371872.4+9482(72.4+74.2)72.4+74.2+47.4=8321N垂直面内 -FV1(L1+L2+L3)+Fr1(L2+L3)- Fr2L3=0 FV1=135474.2+5347.4-345147.472.4+74.2+47.4=-62N (与假设方向相反) FV2(L1+L2+L3)- Fr1L1+Fr2(L1+L2)=0 FV2=-345172.4+74.2+135472.472.4+74.2+47.4=-2035N (与假设方向相反)D.计算轴的弯矩并画出弯矩图 水平面弯矩 MHB- Ft2L2+FH2(L2+L3)=0 MHB=9482脳74.2-8321脳(74.2+47.4)=-356260Nmm MHC+ FH2L3=0 MHC=-8321脳47.4=-441013Nmm垂直面弯矩 -MVB-Fr2L2-FV2(L2+L3)=0 MVB=-3451脳74.2+203574.2+47.4=4487Nmm MVC-FV2L3=0 MVC=-2035Nmm合成弯矩 MB=MHB2+MVB2=3562602+44872=356288Nmm MC=MHC2+MVC2=44010132+1078552=454010 NmmE.画扭矩图（图1-3）计算并画当量弯矩图，转矩按静载荷计算，取=0.3 T2=0.3脳474.09脳103=142227Nmm MeB=3562882+1422272=383627 Nmm MeC=MC=454010 Nmm 图1-3轴的校核在进行轴的校核时，通常校核轴上承受最大弯矩及扭矩的截面强度，则侧轴校核C截面处 蟽ca=MecW=38.59MPa =60MPa输出轴A.输出轴材料与中间轴材料相同45钢，其力学性能如下表/MPa /MPa /MPa MPa /MPa 640 355 275 155 60则，A0=120B.根据前面的设计计算，可知中间轴的功率P3,转速n3以及转矩T3，则 P3=7.79KW n3=54.75r/min T2=1385.80NmmC.初步计算输出轴的直径（结构图1-4） 图1-4 dmin=A03P3n3=11037.7954.75=62.65mm 由于轴的最小直径要与标准键联轴器配合安装，在与联轴器配合处有一键槽，则其最小直径增加%5%7,因此取d=65mm，查的有这个直径。 D.输出轴的结构设计（采油有润滑） a.确定输出轴的各段直径和长度（采油有润滑）根据轴上的受力，选用深沟球轴承，则安装联轴器的轴段直径d1-2=65mm，L1-2=105mm，23与密封圈配合，则L2-3=61mm，d2-3=75mm，34与标准轴承配合则定位则L3-4=26mm，d3-4=80mm，45段为过渡轴段，且这一段L4-5=57.5mm，d4-5=90mm，56过渡轴段则d5-6=94mm，L5-6=15mm，67为段安装齿轮d6-7=84mm，L6-7=68mm，78段安装轴承，=80mm，.取轴承型号6216，基本尺寸d脳D脳B=80mm140mm26mm。至此轴上各段轴的直径和长度已初步确定。b.轴上零件的周向定位，安装齿轮出的周向定位采用A型普通平键连接，根据d6-7=84mm则平键截面尺寸b脳h脳L=2265mm，在安装联轴器出选用A型普通平键连接，据同时为了保证齿轮与轴的配合具有良好的对中性，故选齿轮轮毂与轴的配合为H7/r6，滚动轴承与轴的周向定位由过渡配合来保证，此处轴的直径尺寸公差为k6。c.确定轴上的圆角半径R=2.0mm，轴端倒角C=2.0mm。输入轴A.输入轴材料与中间轴材料相同45钢，其力