毕业设计（论文）-自动断屑和排屑装置设计（全套图纸）.pdf

黑龙江工程学院本科毕业设计 1 第 1 章 绪 论 1.1 本课题研究的目的意义 自动断屑和排屑装置的主要作用是将切屑从加工区域排出到数控机床之外。 另外，切屑中往往混合着切削液，排屑装置必须将切屑从其中分离出来，送人切 屑收集箱或小车里，而将切削液回收到冷却液箱。所以，自动断屑排屑装置组要 应用于数控机床、加工中心等要求高效率的机械。 1.2 本课题国内外发展概况 自动排屑装置，是随着切削加工机床、加工中心的发展而发展的。但是长期 以来，重主机、轻配套的状况使得自动排屑装置处理技术及其设备发展迟缓。80 年代始，重主机轻配套的状况引起了机床工具行业的注意，促使自动排屑装置处 理技术及其设备在此后的 20 多年里得到长足的发展。现在常见的排屑装置有以下 几种： 1平板链式排屑装置 平板链式排屑装置以滚动链轮牵引钢质平板链带在封闭箱中运转，切屑用链 带带出机床。这种装置在数控车床使用时要与机床冷却箱合为一体，以简化机床 结构。 2刮板式排屑装置 刮板式排屑装置的传动原理与平板链式基本相同，只是链板不同，带有刮板 链板。这种装置常用于输送各种材料的短小切屑，排屑能力较强。 3螺旋式排屑装置 螺旋式排屑装置是利用电动机经减速装置驱动安装在沟槽中的一根绞笼式螺 旋杆进行工作的。螺旋杆工作时，沟槽中的切屑即由螺旋杆推动连续向前运动， 最终排入切屑收集箱。这种装置占据空间小，适于安装在机床与立柱间间隙狭小 的位置上。螺旋槽排屑结构简单、性能良好，但只适合沿水平或小角度倾斜的直 线运动排运切屑，不能大角度倾斜、提升和转向排屑。 为了使得切屑能够及时的清除，以防会对工件产生刮痕，降低生产效率，断 屑装置越来越受到现代加工工业的重视，传统的断屑方法主要是应用刀具的段屑 槽进行断屑。现在市场上还有一些新型的断屑装置如： 1 震荡断屑装置 2. 电磁断屑装置 3. 利用断屑槽断屑装置等等。 黑龙江工程学院本科毕业设计 2 1.3 自动断屑和排屑装置的发展趋势 在总结目前国内外排屑装置的发展现状的情况下，当前排屑装置还有着以下 的几点趋势： 1.复合型排屑机的需求将会大幅度增加。复合型排屑机有很多优点：（1），能 处理复合式加工所产生的任何形态之铁屑；二，不论是长短屑还是金属粉屑都能 完全处理；三，具有大量处理切屑液之过滤系统，过滤精度50 m；四，可用于各 型机床，中心加工机，钻孔机，龙门式加工机，特殊专用加工机等小屑量排屑。 未来几年内，复合型排屑机将具有广泛的应用。 2. 易维修排屑机将大量增加。由于一般排屑装置属于辅助性生产设备，不易维 修，保养维护机会较少，经常是出现小毛病时无人注意，出大毛病无法运转时才 去修理，影响整条生产线的正常工作。 故易维修排屑机将是一种趋势。 3.在环保、节能方面，今后在排屑机的设计及制造中应引起各制造企业的足够 重视。这方面要做好以下几点：（1） 排屑机的装机功率，减少工作中的能量损 失。（2） 提高密封质量，减少油垢、切削夜等对环境的污染。（3） 减少噪声， 对大的噪声源进行隔离和封闭。 全套图纸，加全套图纸，加 153893706 黑龙江工程学院本科毕业设计 3 第 2 章 系统总体方案的确定 2.1 初选电机减速器系统方案 本课题是以机器经济性好、人性化设计、环境友好性好、可靠性高、寿命长、 结构简单、易于维修等为设计思想。 系统方案如图 2.1 所示 （a）为带传动- - 涡轮涡杆减速器系统 （b）为带传动- - 二级圆柱圆锥减速器系统 （c）为联轴器- - 二级圆柱斜齿轮减速器系统 （d）为带传动- - 二级圆柱斜齿轮减速器系统 图 2.1 电机减速器系统方案 方案评价： 黑龙江工程学院本科毕业设计 4 （a）方案为整体布局最小，传动平稳，而且可以实现较大的传动比，但是由 于涡杆传动效率低，功率损失大，很不经济。 （b）方案布局比较小，但是圆锥齿 轮加工较困难，特别的是大直径，大模数的锥轮，所以一般不采用。(c) 方案中减 速器选择合理，但本设计是用于数控机床的小型排屑装置，工作速度很低，实用 联轴器不利于减速，会增加减速器的成本，不够经济。 关于方案（d）的优缺点： 该工作机有轻微振动，由于 V 带有缓冲吸振能力，采用 V 带传动能减小振动 带来的影响，而且利于减速，还能起过载保护的作用，并且该工作机属于小功率、 载荷变化不大，可以采用 V 带这种简单的结构，并且价格便宜，标准化程度高， 大幅降低了成本。减速器部分两级展开式圆柱齿轮减速，这是两级减速器中应用 最广泛的一种。齿轮相对于轴承不对称，要求轴具有较大的刚度。高速级齿轮常 布置在远离扭矩输入端的一边，以减小因弯曲变形所引起的载荷沿齿宽分布不均 现象。原动机部分为 Y 系列三相交流 异步电动机。 总体来讲，该传动方案满足工作机的性能要求，适应工作条件、工作可靠， 此外还结构简单、成本低、传动效率高。 最终确定方案为（d）方案。 2.3 输送处传动系统的确定 （a）带传动 （b）履带传动 （c）链传动 方案评价： （a）方案成本较低，但是防腐蚀性不强。 （b）履带主要用在坦克等触地设备， 在此处用履带传动很不经济。(c) 方案中链传动选择合理。 最终确定方案为（c）方案。 该方案的优缺点： 链传动的传动比准确，传动效率较高；链传动对轴的作用力较小；链传动的 尺寸较紧凑；链传动对环境的适应能力较强；链条的磨损伸长比较缓慢，张紧调 节量较小。 2.4 系统总体方案的确定 方案为：电动机带传动减速器链传动 如图 2.2 所示： 黑龙江工程学院本科毕业设计 5 电动机 链传动 减速器 带传动 图 2.2 系统总体方案 2.5 本章小结 本章是介绍了在整体装置设计之前，对设计方案进行选定。包括基本的设计 思想和整体的结构设计。最后再对几种方案进行最后选定和验算。确定最终的设 计方案。 黑龙江工程学院本科毕业设计 6 第 3 章 主要零件的选择与设计 3.1 选择电动机类型 根据动力源和工作条件， 参考文献 9,选用交流电机， Y 系列三相异步电动机。 3.1.1 电动机功率的选择 根据原始数据，每 10m 长运输装置所需驱动功率为 1.35kw，预设运输装置长 度为 5m。 则工作机的有效功率为：Pw=0.675kW 由已知条件得：Pd= w P （3.1） 式中： 为传动系统的总传动效率。 电动机到运输带的总效率为 26 12345 = （3.2） 式中： 1 为联轴器的传动效率， 2 为闭式齿轮的传动效率， 3 为圆锥滚子轴承的 传动效率， 4 为 V 带的传动效率， ， 5 为链传动效率。 参考资料9,查表有：99 . 0 1= ，97 . 0 2 =，98 . 0 3 =， 4 =0.95， 5 =0.969 代入上式得 =0.723 所以电动机的效率 Pd= w P =0.6750.723=0.935kW 该装置必须满足 ed pp的 Y 系列三相异步电动机，额定功率 d p 应取 1.1kW。 3.1.2 确定电机转速： 根据已知条件可知本排屑装置的输送速度为： wn = 25r/min 同步转速为 1500r/min 和 1000r/min 的电动机对应的额定功率 e p 为 1.1KW，型 号分别为 Y90L- 4 和 Y90L- 6。 将两种型号的电动机有关技术及对应的总传动比 i 列下表 1- 1. 通过上诉比较方案 2 的电动机传动装置结构比较紧凑，对三级减速比较合理， 方案 1 传动装置机构比较大， 结构不紧凑， 所以查表有 选择电动机型号为 Y90L- 6， 额定功率为 1.1kW，满载转速为 910r/min，外伸轴径 D=24mm，轴外伸长度 E=50 黑龙江工程学院本科毕业设计 7 表 3.1 电动机方案对比 方案 电动机型号 额定功率 （kW） 同步转速 （r/min） 满载转速 （r/min） 总传动比 i 1 Y90L- 4 1.1 1500 1400 56 2 Y90L- 6 1.1 1000 910 36.4 3.2 V 带的设计计算 3.2.1 传动比的分配 1.计算总的传动比 i= w m n n =910 25 =36.4 2.传动比的分配取 3 1 =i, 1 i i iJ=12.133 3.双级斜齿圆柱齿轮减速器高速级的传动比为 2 4i = 4.低速级传动比： 33.033i = 3.2.2 各轴的转速和功率及转矩 转速： 1 910/3303.33 /minnr= 2 303.33/475.83 /minnr= 3 75.83/3.03325 /minnr= 43 25 /minnnr= 功率： = 41 d PP0.935 0.950.888=kW 844 . 0 98 . 0 97 . 0 888 . 0 3212 =PPkW 803 . 0 98 . 0 97 . 0 844 . 0 3223 =ppkW 4315 PP=0.803763. 096. 099. 0=kW 扭矩： 958.27 33.303 888 . 0 95509550 1 1 1 = = n P Tnm 2 2 2 9550 n P T =293.106 84.75 844 . 0 9550 = nm 764.306 25 803 . 0 95509550 3 3 3 = = n P Tnm 466.291 25 736 . 0 95509550 4 4 4 = = n P Tnm 黑龙江工程学院本科毕业设计 8 表 3.2 各轴的运动与动力参数 轴号 转速（r/min） 功 率 (kW) 扭 矩 （Nm） 1 303.33 0.888 27.958 2 75.83 0.844 106.293 3 25 0.803 306.746 4 25 0.763 291.466 3.2.3 带传动方案的确定 外传动带选为普通 V 带传动 1. 确定计算功率： caP 查阅文献10 （1） 、查得工作情况系数 1.1 AK = （2） 、查得 1.1 0.9351.0285 caAw P kPK = （3.3） 2、选择 V 带型号 查得：选 A 型 V 带。 3.2.4 带传动计算设计 1、确定带轮直径 1ad 2ad （1） 、查得文献10,选取小带轮直径 75 1 = a dmm 1 2 ad H （电机中心高符合要求） （2） 、验算带速，查得： 25.57 . 3 100060 75910 100060 111 1 = = sm dn V a mm （3.4） （3） 、从动带轮直径 2ad 225753 12 = aa didmm 查文献10得 取224 2 = a dmm 2、确定中心距 （1） 、初选中心距 a 和带长 dL ()() 12012 0.72 aaaaddadd + （3.5） 0 209298 a 取400 0 =amm （2） 、查文献10得带的计算基础准长度 0L （4.4） 由文献10表 8- 2，取带的基准长度 Ld =1250mm 黑龙江工程学院本科毕业设计 9 (3)、按文献10表 8- 21 计算中心距:a 390) 2 1270_1250 400( 2 _ 0 0 =+=+= LL aa d mm （3.6） (4)、确定中心距调整范围 5 . 427)125003 . 0 390(03 . 0 max =+=+= d Laamm （3.7） 25.371)1250015 . 0 _390(015 . 0 _ min = d Laamm 3、验算小带轮包角 1 由文献 10式 8- 6 21 1 18057.5158.6120 dddd a = （3.8） 4、确定 V 带根数 Z (1)、由 n=910/min, d=60mm,i=3,查文献10表 8- 5a 和表 8- 5b 得：5 . 0 0 =pkW (2)、由表 8- 8b 查得P0=0.11kW (3)、由表查得 8- 8 查得包角系数0.94 k (4)、由表 8- 2 查得长度系数 KL=0.96 (5)、计算 V 带根数 Z，由文献10式 8- 22 00 () 1.0285 (0.50.11) 0.94 0.96 1.87 ca L P Z PP K K + = + （3.9） 取 Z=2 根 3.2.5 带轮的结构设计 1、小带轮设计 因为小带轮基准直径 dd1=75mm300mm，故可采用实心式结构。 由文献9图 8- 12 中带轮结构参数经验公式： 带轮宽： B=(Z- 1)e+2f= （2- 1） 15+2 10=35mm （3.10） 式中：e 为槽间距，查文献9表 8- 10取 e=15mm f为第一槽对称面至端面的距离， 查文献9表8- 10取e=10m z 为轮槽数，由前面设计可知道取 Z=2 轮毂宽：L=（1.52）d=1.8d=1.8 24=43.2mm ( 3.11） 轮毂外直径： 1d =1.9d=1.924=45.6mm 黑龙江工程学院本科毕业设计 10 带轮外径： ad = dd +2 ah =60+22.75=65.5mm （3.12） 式中 ah 为基准线下槽深，查文献9表 8- 10 得 ah =2.75 轮缘宽： =8mm 基准线下槽深： hf=10mm 由以上数据，小带轮结构如图 3.1： 图 3.1 小带轮结构简图 2、大带轮设计 因为基准直径 dd1=224mm300mm， 故可采用腹板式结构。 查文献9图 8- 12 中带轮结构参数经验公式： 带轮宽：B=(Z- 1)e+2f=（2- 1）15+2 10=35mm 式中：e 为槽间距，查文献9表 8- 10取 e=15mm f为第一槽对称面至端面的距离， 查文献9表8- 10取e=10m z 为轮槽数，由前面设计可知道取 Z= 轮毂宽： L=（1.52）d=1.8d=1.8 17=30.6mm 轮毂外直径： 1d =1.9=1.9d17=32.3mm 带轮外径： ad = dd +2 ah =224+22.75=229.5mm 式中 ah 为基准线下槽深，查文献9表 8- 10 得 ah =2.75 轮缘宽： =8mm 基准线下槽深： hf=10mm 由以上数据，大带轮结构简图如 3.2： 黑龙江工程学院本科毕业设计 11 图 3.2 大带轮结构简 3.3 减速器的选择 根据已知条件，电机的额定功率为 1.1kW，满载转速为 910min/r,链板的传送 速度为 1.21.4m/min，所以选择 ZD10 型齿轮型减速器，减速器外型尺寸为 H*B*L=170*74*230。中心距为 70。如图 3.3 所示 图 3.3 减速器构造图 黑龙江工程学院本科毕业设计 12 3.4 链传动设计的计算 3.4.1 链传动方案的确定 如图 3.4 所示 从 动 轮 主 动 轮 惰 轮 图 3.4 链传动布置图 3.4.2 链传动的设计计算 1、选择小链轮齿数 取传动比为 i=1 参照链速和传动比查文献11表 13- 2 取 Z1=17 2、选择大链轮齿数 4Z =iz1=117=17 =9 取 23 13 zz = 4、确定计算功率 已知链传动工作平稳，设计功率为： 89 . 0 1887 . 0 79 . 0 1 = = mZ A d KK PK Pkw 式中：P传递功率 kW Ak 工况系数，查文献表 13- 3，取 Ak =1.0 zk 小链轮齿数系数，查文献表 13- 4，取 zk =0.887 mk 多排链排数系数，查文献表 13- 5，取 mk =1 5、链条节距选用 黑龙江工程学院本科毕业设计 13 根据设计功率 pd（取 pd= p）和小链轮转速 1 n ，由文献11图 13- 1 选用 16A 号链条，查文献11表 13- 1 节距 P=25.4. 6、验算小链轮轮毂孔径 45= k dmm 式中： Kd 由支承轴的设计确定，现取减速器输出轴的 12d 段直径 maxKd 链轮轮毂孔的最大许用直径，查文献11表 13- 6 得 maxKd =80mm 故小链轮轮毂孔径满足设计要求。 7、计算链轮尺寸 11.141 )17/180sin( 4 . 25 )/180sin( 0 1 0 41 = z p ddmm 83.105 )13/180sin( 4 . 25 )/180sin( 0 2 0 32 = z p ddmm 8、初定中心距 54.221 2 1 151 =dxxmm 38.55 360 60 253 =dxxmm 54.2861 64 = xxmm 08.37231000 76543182 =+xxxxxxxxmm 则可得中心距： 33.1953 14 =amm 59.2861 34 =amm 9、链条长度及链长节数 链长： L=10000.01mm 链长节数： 10000.01 393.70 25.4 L Lp p = 圆整成偶数节，取Lp= 394 节。 10、实际中心距 由文献11表 13- 2 有 aaa=，通常，a=（0.002 0.004）a。 因中心距可调，取a=0.004a，则0.004 aaa= 52.1945 13 =amm 14.2850 34 =amm 黑龙江工程学院本科毕业设计 14 11、链速 V=0.1799m/s0.6m/s 属于低速传动。 12、作用于轴上的拉力 对于倾斜传动有： 370.162= Q FkN 13、润滑方式 根据 p25.4mm、v =0.1799m/s由文献11图 13- 3 查出宜用油刷或油壶人工定期 润滑。 3.4.3 链轮的结构设计 1、链轮材料和工艺 由文献9表 13- 8 可查得：材料用 45 钢，硬度为 4050HBS。 工艺为： （1）锻：按照锻件毛坯图锻制成品； （2）热处理：正火； （3）粗车：钻内孔，外廓及内孔按各部留量 23 车轮廓； （4）调质：达到图纸硬度要求； （5）精车：各部车成品； （6）滚：滚齿按图成品； （7）倒角； （8）拉：内键成品； （9）电镀：按要求镀锌，72 小时盐浴实验。 2、链轮结构和尺寸 由前面设计可知， = 41 dd141.11mm， P=25.4mm， 17 14 ZZ=, 根据文献11表 13- 9 中第 1 中链轮结构， 结构如图 3.5： 黑龙江工程学院本科毕业设计 15 图 3.5 链轮结构简图 轮毂厚度： 58 0.016.40.01 141.11=17.48mm 66 k d hKd=+=+ 由 d=141.11mm,取 K=6.4 轮毂长度： 68.5748. 73 . 33 . 3=hLmm 轮毂直径： 96.9248.172582=+=+=hdd kh mm 05.110 gh ddmm 合理。 式中： g d 齿轮凸缘直径，根据文献11表 13- 12： 05.110 76 . 0 13.2404 . 1 17 180 cot 4 . 25 76 . 0 04 . 1 180 cot 0 = = h z pd o g 式中：h 内链板高度，查文献11表 13- 1，h=24.13mm 齿宽：根据文献11表 13- 15 可知： 65.1475.1593 . 0 93 . 0 1 1 =bbfmm 式中： 1 b内链节宽度，查阅文献11表 13- 1， 1 b=15.75mm 齿侧倒角： 30 . 3 4 . 2513 . 0 13 . 0 =pbamm 齿侧半径： 4 . 25= prxmm 3、基本参数和主要尺寸 分度圆直径： 11.141 41 = ddmm 黑龙江工程学院本科毕业设计 16 齿顶圆直径：98.15688.15 4 . 2525 . 1 11.14125 . 1 max =+=+= ra dpdd 式中：rd滚子外径，查文献11表 13- 1 有rd=15.88mm 24.148 88.15) 4 . 25 17 6 . 1 1 (11.141) 6 . 1 1 ( min = +=+= ra dp z dd 取152= a dmm 齿根圆直径： 23.12588.1511.141= rf dddmm 分度圆弦齿高： ra dp z h5 . 0) 8 . 0 625 . 0 ( max += =9.13mm )(5 . 0 minra dph=4.76mm 取： 7= a hmm 最大齿根距高： 63.12488.15 17 90 cos11.141 90 cos 00 = rx d z dLmm 齿轮凸缘直径：05.11076 . 0 04 . 1 180 cot 0 =h z pdgmm 4、链轮公差 查文献11表 13- 16 与表 13- 19 有： 齿表面粗糙度：3 . 6= a Rum 齿根圆极限偏差 量柱测量距极限偏差：由于：23.125= f dmm，查文献11表 13- 6 有：上偏差 0，下偏差- 0.25。 量柱测量距：查表 13- 1711得， 39.15688.15 17 90 cos11.141 90 cos 00 =+=+= RR d z dMmm 式中： R d 量柱直径， Rr dd=，量柱的技术要求为：极限偏差为：上偏差 +0.01， 下偏差 0； 表面粗糙度6 . 1= a Rum； 表面硬度为： 55- - 60HRC。 链轮孔和根圆直径之间的跳动量： 不能超过 f max0.008d +0.08mm,0.15mm=0.15mm 轴孔到链轮齿侧平直部分的端面跳动量： 不能超过 f max0.009d +0.08mm,0.14mm=0.14mm 孔径：H8 齿顶圆直径：h11 黑龙江工程学院本科毕业设计 17 齿宽：h14 5、惰轮材料和工艺 由文献11表 13- 8 可查得：材料用 45 钢，硬度为 4050HBS。 工艺为： （1）锻：按照锻件毛坯图锻制成品； （2）热处理：正火； （3）粗车：钻内孔，外廓及内孔按各部留量 23 车轮廓； （4）调质：达到图纸硬度要求； （5）精车：各部车成品； （6）滚：滚齿按图成品； （7）倒角； （8）拉：内键成品； （9）电镀：按要求镀锌，72 小时盐浴实验。 6、惰轮结构和尺寸 由前面设计可知，83.105 32 = ddmm，P=25.4mm，2 3 13ZZ=,根据文献1113- 9 中第 1 中链轮结构，结构简图如 3.6： 图 3.6 惰轮结构简图 轮毂厚度： 58 0.016.40.01 105.83=17.12mm 66 k d hKd=+=+ 轮毂长度： 51.5612.173 . 33 . 3=hLmm 轮毂直径： 24.9212.172582=+=+=hdd kh mm 黑龙江工程学院本科毕业设计 18 齿宽： 65.1475.1593 . 0 93 . 0 1 1 =bbfmm 齿侧倒角： 30 . 3 4 . 2513 . 0 13 . 0 =pbamm 齿侧半径： 4 . 25= prxmm 齿全宽： 65.14) 1( 1 =+= ftf bpmb m mm 7、基本参数和主要尺寸 分度圆直径： 83.105 32 = ddmm 齿顶圆直径： 1 . 12188.15 4 . 2525 . 1 83.10525 . 1 max =+=+= ra dpddmm 23.112 88.15) 4 . 25 13 6 . 1 1 (83.105) 6 . 1 1 ( min = +=+= ra dp z dd 取117= a dmm 齿根圆直径： 95.8988.1583.105= rf dddmm 分度圆弦齿高： max 0.8 (0.625)0.5r a p Z hd=+ 05 . 9 88.155 . 0 4 . 25) 13 8 . 0 625 . 0 (=+=mm 76 . 4 )88.15 4 . 25(5 . 0 )(5 . 0 min = = ra dph 取：7= a hmm 最大齿根距高： 18.8988.15 13 90 cos83.105 90 cos 00 = rX d z dLmm 齿轮凸缘直径： 33.9976 . 0 04 . 1 180 cot 0 =h z pdgmm 8、链轮公差 查文献11表 13- 16 至表 13- 19 有： 齿表面粗糙度：3 . 6= a Rum 齿根圆极限偏差 量柱测量距极限偏差： 由于：95.89= f dmm， 查文献11表 13- 6 有：上偏差 0，下偏差- 0.25。 量柱测量距：查文献11表 13- 17 得， 94.12088.15 13 90 cos83.105 90 cos 00 =+=+= RR d z dMmm 量柱的技术要求为：极限偏差为：上偏差+0.01，下偏差 0；表面 粗糙度6 . 1= a Rum；表面硬度为：55:60HRC。 黑龙江工程学院本科毕业设计 19 链轮孔和根圆直径之间的跳动量： 不能超过 f max0.008d +0.08mm,0.15mm=0.15mm 轴孔到链轮齿侧平直部分的端面跳动量： 不能超过 f max0.009d +0.08mm,0.14mm=0.14mm 孔径：H8 齿顶圆直径：h11 齿宽：h14 3.4.4 链的校核 1.链的静强度计算 在低速重载传动中， 链传动的静强度占主要地位。 通常 V轴环处直径， 34 d =68mm。 （2）确定各段的长度 链轮的右端与右轴承之间采用套筒定位，已知链轮的轮毂宽度为 56.51mm， 为了使套筒端面可靠地压紧链轮，故取52 4523 = LLmm。 68 5612 = LLmm 装配总长：L=238.5mm 黑龙江工程学院本科毕业设计 27 125 34 =Lmm ( 3 ) 链轮的的周向定位采用平键，按58 4523 = ddmm，查文献9表 9- 14 （GB/T1095- 1979）取得：401016=LhB。 3.4.7 轴的校核 1.轴 4 的校核 链在工作过程中，紧边和松边的拉力不相等。如不计算传动过程中的动载荷， 则链的紧边受到的拉力 1 F 是由链传动的有效圆周力 e F ，链的离心力引起的拉力 c F 以及链条松垂度引起的悬重拉力 f F 三部分组成的。 由文献10式 9- 9 有： 14126619.760141190 1 =+=+= fce FFFFN （3.13） 由文献10式 9- 10 有： 19.76 2 =+= fC FFFN 则经受力分析有： 14119076141266 2121 =FFFFF ttt N （3.14） 14134276141266 2121 =+=+=FFFFF ttt N （3.15） ( 1 )画轴的空间受力图 将链轮所受载荷简化为集中力，并通过轮毂中截面作用于轴上。轴的支点反力 也简化为集中力通过载荷中心作用于轴上； ( 2 )作垂直平面受力图和水平平面受力图求出作用于轴上的载荷。 并确定可能 的危险截面。 图 3.10 轴 4 各危险面的载荷图 黑龙江工程学院本科毕业设计 28 rNVNV FFF= 21 =141342N 35264829)68.5782.191(14132=+=xFM rH N.m 291466=TN.m (3)按弯扭合成应力校核轴的强度 已知材料为 45 钢调质，由文献11表 151 查得MPa60 1 = ，由已知条件， 对轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（链轮截面）的强度进行校核。 根据文献10式 15- 5 以上表中的数据，并取6 . 0=，轴的计算应力： 22 22 13 3 ()35264829(0.6 291466) 0.1 60 58.7860 ca MT W MPaMPa + = = 结论：按弯矩合成应力校核轴的强度，轴的强度足够。 2.轴 5 的校核 由文献10式 9- 9 有： 14126619.760141190 1 =+=+= fce FFFFN 由文献10式 9- 10 有： 19.76 2 =+= fC FFFN 则经受力分析有： 14119076141266 2121 =FFFFF ttt N 14134276141266 2121 =+=+=FFFFF ttt N ( 1 )画轴的空间受力图 将链轮所受载荷简化为集中力，并通过轮毂中截面作用于轴上。轴的支点反 力也简化为集中力通过载荷中心作用于轴上； ( 2 )作垂直平面受力图和水平平面受力图求出作用于轴上的载荷。 并确定可能 的危险截面。 黑龙江工程学院本科毕业设计 29 图 3.11 轴 5 各危险面的载荷图 141342 21 = rNVNV FFFN 35264829 5 . 249141342 1 =xFMHN.m T=205373N.m ( 3 )按弯扭合成应力校核轴的强度 已知材料为 45 钢调质，由文献10表 151 查得MPa60 1 = ，由已知条件，对 轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（链轮截面）的强度进行校核。 根据文献10式 15- 5 以上表中的数据，并取6 . 0=，轴的计算应力： 22 22 13 3 ()35264829(0.6 205373) 0.1 60 58.7860 ca MT W MPaMPa + = = 结论：按弯矩合成应力校核轴的强度，轴的强度足够。 3. 轴 6 的校核 由文献10式 9- 9 有： 14126619.760141190 1