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11张CAD图纸和文档所见所得 YC系列 小型 白花 切碎 改进 设计 11 CAD 图纸 文档 所得 YC 系列

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内容简介：

本科毕业论文 题 目小型白花菜切碎机改进设计姓 名学 号专 业机械设计制造及其自动化指导教师职 称V摘要整机结构主要由电动机、机架、传动带、主轴部件构成。文介绍了一种适用于白花菜切碎加工的小型切碎机的结构和性能特点, 对其切削原理及工作过程进行了分析, 阐明了盘刀式小型白花菜切碎机的工作机理。通过对主要工作部件结构的分析, 确定了最佳工作参数, 使机器性能达到最佳工作状态。由电动机产生动力通过带轮减速将需要的动力传递到带轮上，带轮带动V带，从而带动整机装置运动本论文研究内容摘要：(1) 小型白花菜切碎机总体结构设计。(2) 小型白花菜切碎机工作性能分析。(3)电动机的选择。(4)对小型白花菜切碎机的传动系统、执行部件及机架设计。(5)对设计零件进行设计计算分析和校核。 (6)绘制整机装配图及重要部件装配图和设计零件的零件图。关键词：小型白花菜切碎机，结构设计AbstractThe whole structure is mainly composed of motor, chassis, belts, spindle assembly. Paper describes the structure and performance characteristics of a suitable process for small chopped cauliflower shredder, it analyzes its cutting principle and working process, to clarify the working mechanism of the disc knife small cauliflower shredder. By analyzing the main parts of the structure to determine the optimum operating parameters of the machine performance to the best working condition.Power generated by the electric motor is transmitted to the wheels via the power pulley slowdown will need to drive V-belt pulley, so as to drive the whole device is moved.This thesis Summary:(1) small cauliflower shredder overall structure.(2) small cauliflower shredder performance analysis.(3) Select the motor.(4) Transmission for small cauliflower shredder, execution unit and rack design.(5) Calculation of design parts design and verification.(6) draws an important component of the whole assembly drawings and assembly drawings and design components parts diagram.Keywords: Small cauliflower shredder, structural design目 录第1章 绪 论11.1白花菜切碎机装置(机械)的应用及适用范围11.2切碎机(机械)的国内外发展情况11.3 食品装置(机械)研究开发的意义4第2章 小型白花菜切碎机总体参数的设计52.1基本结构52.2 设计原则62.3 白花菜产量及性能62.4 切碎机的切碎长度62.5 切碎机的功率消耗62.5.1刀切功率计算72.5.2刀盘空转消耗功率8第3章 带传动的计算103.1 带传动设计103.2选择带型113.3确定带轮的基准直径并验证带速123.4确定中心距离、带的基准长度并验算小轮包角123.5确定带的根数z133.6确定带轮的结构和尺寸143.7确定带的张紧装置14第4章 主轴组件要求与设计计算174.1 主轴的基本要求174.1.1 旋转精度174.1.2 刚度174.1.3 抗振性184.1.4 温升和热变形184.1.5 耐磨性194.2 主轴组件的布局194.3 主轴结构的初步拟定224.4 主轴的材料与热处理224.5 主轴的技术要求234.6 主轴直径的选择234.7 主轴前后轴承的选择244.8 轴承的选型及校核254.9 主轴前端悬伸量274.10 主轴支承跨距284.11 主轴结构图294.12 主轴组件的验算294.12.1 支承的简化294.12.2 主轴的挠度304.12.3 主轴倾角31第5章 键的选择与校核395.1 带轮1上键的选择与校核395.1.1键的选择395.1.2 键的校核395.2 带轮2上键的选择与校核405.2.1 键的选择405.2.2 键的校核41第6章 切碎机其他主要零件的设计与校核426.1切碎刀及刀盘的设计426.2 装置支撑体设计426.3 机壳及进料斗设计43结 论44参考文献45致 谢46第1章 绪 论1.1白花菜切碎机装置(机械)的应用及适用范围长期以来，菜花的大部分地区，削减也跟着手工劳动的传统方式，劳动强度大，生产效率低。随着市场经济的发展，菜花开始一种新型包装的绿色标志在市场上，为绿色产品便宜又美味的泡菜菜花的需求，传统的加工方法已不能满足市场的需求，所以该菜花，切碎机旨在加快生产率花椰菜，只有一个快速收获菜花切碎和加工包装，是向市场供应花椰菜的有效途径。在这项工作中，这部分的学习，菜花切碎，旨在开发一种新型碎纸机菜花，菜花切割速度的过程中，缩短菜花形成产品的周期，提高效率，降低成本。1.2切碎机(机械)的国内外发展情况切碎机，最初是由美国在1950年通过了产品开发。后来日本发展，并在20世纪60年代和70年代日本经济的快速发展，技术性能有了很大的进步。八十年代初期，引进了大批碎纸机和制造自己的产品。在日清品牌它代表，特别是支持使用该生产线方便面。在1990年，该模型被用于大量晶粒的移动，并从中获得了各种类似的包装机的。作为机电一体化的应用，粉剂自动包装模块化全自动高速和创新的方向。今天，国外开发的碎纸机有一个非常容易使用：，节能高速，全自动，模块化。碎纸机在国内外但从发展，特别是以下几点的观点：（L）继续扩大它的多功能性，以满足各种包装的粉末特性的能力。（2）高速自动的，计算机化的控制系统，与节目控制伺服马达的多个预先存储的，分别参照的伺服电机。（3）的参数和调整设置，主要操作部件（进料，袋成形，牵引，处理等），以使相关的操作参数适当调整可以在一个宽范围的尺寸，以适应不同类型和包大小。动力，牵引，处理和其他主要组件（4）的模块化结构是相对独立的，可以更自由地组合结构设计，以满足的水平和垂直包装机的组合的组合。德国和美国，日本，意大利是世界上重要的碎纸机权力。在破碎机机械设计，制造，技术地位和主要服务的其他方面。德国碎纸机机械设计是根据市场调研和市场分析的结果，其目的是为争取客户，尤其是大型企业。为了满足客户的要求，机器制造商德国破碎机和设计部门已经采取了许多措施： （1）增加进程，以提高生产力和灵活性，敏捷性设备的自动化程度。使用机器人执行复杂的动作。在操作中，在接纳照相机的信息和由一个计算机控制的机器人的计算机的说明监视完成，以保证包装件的质量所必需的动作。 （2）提高生产效率，降低生产成本，最大限度地满足生产的需要。德国切碎机与汽水，啤酒灌装机和粉碎机塑料众所周知，高速，自动化和可靠性好完整程度高。速度饮料灌装高达120 000瓶/小时，包切碎机的包装速度可达900袋/分。 （3）的机械设备和一体化的粉碎的产品。许多产品后直接制造要求，以提高生产效率。自从德国生产的巧克力生产和包装设备，它由控制系统来完成。无论是整合，关键是要解决好在结合的能力。 （4），以适应变化的产品产量，它具有良好的柔韧性和灵活性。由于激烈的市场竞争中，产品更新换代的周期越来越短。如化妆品三年一变，甚至有四分之一的变化，生产能力和都很大，因此要求切碎机具有良好的灵活性和敏捷性，所以比产品生命撕碎机生命周期大得多，所以为了满足经济要求。 （5）广泛使用的技术来设计的计算机模拟。随着新产品的开发步伐的加快，德国碎纸机机械设计普遍使用计算机仿真设计技术，大大缩短了开发的破碎机机械的设计周期。 粉碎机设计不仅要重视其能力和效率，更要注重其经济性。所谓经济本身是不完全的机械和设备的成本，尤其是，经营成本，设备折旧成本，因为只有6至8的费用，另一种是运行成本。我们的碎纸机行业始于1970年，在20世纪80年代后期的快速发展和1990年已成为机械工业中十大行业之一，无论是生产，还是品种，他们已经取得了令人瞩目的成就，迅速中国包装工业的发展提供了有力的保障。目前，中国已成为碎纸机工业生产在世界上和消费国之一。 碎纸机作为一种产品，它不仅意味着产品本身，在物质上，但在产品的形式，包括无形的产品和延伸产品3层含义。在产品的形式，是食品本身的机器的一种具体形式，并且基本功能;隐形产品是指实际使用提供给用户机器的食品;延伸产品是食品机械的质量保证，具有指导和售后服务。所以该机的食品必须被设计成包括：市场调研，方案设计，结构设计，设计，施工，计划准备手册和服务等。 粉碎机设计类别是：测绘仿制设计，设计开发，提高设计，该系列的设计。如1.6至40,000瓶/小时，站的灌装阀数，其中灌装机啤酒48生产能力装瓶生产线，60，90-120属于该系列的设计。 带线浇啤酒普通啤酒灌装草案生产线的设计，它属于提高项目的开发。为的机器食品的低速操作，现在他们基本上可以独立地设计。和机器的食物高速运转，特别是一些先进典型，最映射，国外同类机型的仿制品，位置系列和设计的设计。其主要原因是：先进的工程方法（1）大多数设计师并不真正了解，为动态设计和方法碎纸机等高速，精密测试高速动态条件下的体制问题，不是理论有模拟解决方案，（2）产，学，研结合不够紧密，在理论上，搜索结果不能在实际设计中，缺乏及时的技术人员的培训设计，（ 3）缺乏整个行业的宏观调控力度，资源的优势不能得到合理的设置和调整。在设计碎纸机，大多数设计师仍采用以往的设计方法：（1）根据规划设计为原型，以找到类似的车型，（2）参考原型开发的技术性能和范围; （3）设计模式，地图单位，关键零件，组件（4）的设计; （5）装配图计划周期设计和管理，（6）示意图零件图，装配图和零件，（7）的关键力量，刚度控制的主要组成部分的; （8）检查示意图，施工等等。现在，一些大学设计软件内部，共同的机制，食品机械有限元分析和优化设计，连接该开发软件公司CAD凸轮机制/ CAM能够满足连杆机构的能力凸轮自行设计，但实际设计应用碎纸机并不广泛。 新的碎纸机往往是汽车，电能，燃气设备的集成。充分利用在信息产品的最新成果，采用气动致动器，伺服电机驱动和其它分离技术可以显著减少整个传输链，大大简化了结构，大大提高了精度和工作速度。其中其中的关键技术是采用了技术同步控制单元的多引擎。其实，这种技术不难掌握，但也有少数设计师并不了解这一趋势的碎纸机。如果第一个是碎纸机，学习阶段的通用设计，所以现在我们应该有设计感。技术，食品加工和机械近期中国的成绩是显著，这在上世纪70年代末开始，年产值仅仅是个开始7 8000元，仅100余种产品品种，技术水平较低。在20世纪中期到80年代中期，20世纪，十余年的时间，才得到迅猛发展，20-30，在1999年塑料粉碎机年底达40年增长率大类1700多种品种，增加至30十亿产值于2000年，上了一个新的水平技术层面，开始了规模化，自动化的趋势，传动复杂，高科技设备也开始出现，灌胶碎纸机许多流体机械等设备已开始出口。1.3 食品装置(机械)研究开发的意义对于许多人来说，行业的白花菜切碎机的国内需求，设计的重点在于该机整体结构设计和模块化建造菜花切碎，与包装速度开发上，通用性好，操作简单，可靠，易于使用，高层次新型切白花菜切碎机自动化，中国食品的发展具有积极的意义。9第2章 小型白花菜切碎机总体参数的设计2.1基本结构 破碎机其特性见下图序号（1）包括支撑件（见下图序号9）安装在一个支撑件（见下图序号9）的转子组件粉碎机和包围该转子组件壳体或桶（见下图序号13）和其它部件。同的特征（见下图序号1），电机（见下图序号8）和所述框架（见下图序号6）的碎纸机或类似物，其特征在于，所述闸刀刀片切割装备使一个平面垂直于刀片板边缘的主轴（见下图序号10）在转子法（见下图序号15），特征（见下图序号1），以使自动下载该材料匝道（a）中，桶或壳体（见下图序号13）设有所述叶片（15）的对应于叶片的运动可以防止材料没有证据底部阻碍叶片快门旋转的挡板(见下图序号16)。图2.1.1 立式切碎机示意图Fig.2.1.1 schematic diagram of vertical shredding machine图2.1.2 立式切碎机剖面图Fig.2.1.2 cross-section drawn of vertical shredding machine2.2 设计原则切碎机的功能部件由支承体，支撑元件安装在所述破碎机部分（包括树斩波和叶片）的转子及围绕该转子部件包括一个缸（或壳）等的。用于功能零件，发动机和所述框架（或机器英尺），如切碎机内。在铡刀转子碎纸机装有切割刀片的功能，使得在垂直于平面叶片直边的轴线的平面上，所述上部部件的加工使供给到所述筒的料斗的材料，使下内元件具有如下功能：使材料坡道卸载系统中，桶（或帧）设有相应的叶片。可以防止材料与刀刃的旋转不妨碍运动，即刀片可从相邻两挡板的间隙间切过。2.3 白花菜产量及性能白花菜密度为kg/;生产率为6000公斤/天;每天工作8个小时。2.4 切碎机的切碎长度 切碎长度是切碎机的主要性能指标之一，机器工作时，白花菜被喂入辊卷入切碎机构，该机切碎长度为3-4mm，结合实际计算，本机定切碎长度为3.5mm。2.5 切碎机的功率消耗 由 V=m/ （ 3-1）式中： V在本论文代表的意思是 切碎总体积， 单位 M在本论文代表的意思是 切割总质量，单位kg 在本论文代表的意思是 小白花菜密度，kg/由已知条件 M=6000kg, =kg/，带入3-1中，则切碎总体积V =7.5。取喂入切割截面半径 r = 7cm ，截面面积为s = = 0.015m。则切碎总长度L=V/S=500m。由每天工作8小时，则切割速度v=500/(83600)=0.017m/s。由已知条件，切碎长度为3.5mm，则圆盘刀切割频率为v/l=4.8 r/s。2.5.1刀切功率计算我们从公式看 P=Fv （3-2）其中： F在本论文代表的意思是 刀切割力，取800N V在本论文代表的意思是 刀转速，单位m/s而 v=, （3-3）其中：在本论文代表的意思是刀转角速度，单位rad/s r在本论文代表的意思是 刀的半径, 单位m又由 =2f （3-4）其中： f在本论文代表的意思是刀切割频率r/s由于刀的半径每一点速度不一样，所以用积分公式 P=3Fr dr=3 F1/2r （3-5） =380010 1010 =0.38kw2.5.2刀盘空转消耗功率我们从公式看 N= （3-6） 其中： J在本论文代表的意思是刀的转动惯量，单位kg.m 在本论文代表的意思是刀转速，单位rad/s; =10 而 J= （3-7） 其中:M在本论文代表的意思是刀片质量，单位kg r在本论文代表的意思是刀片半径，单位m 动刀采用直刃型，半径100mm,刀厚2.5mm，刀宽20mm,材料为65Mn,调质处理，刃口淬火，硬度为HRC62-65。由此可求刀片质量 M=0.39kg所以J=0.39 (0.2)=0.0013 kg.m由于带在传动过程中，存在着功率的损失，我们通过查找相关机械设计书藉可得，为V带的效率,为第一、二对轴承的效率， 为联轴器的效率。则电机所需功率为P=JW=7.436KW我们通过查找相关机械设计书藉得：选择，其铭牌如下表2-1：表2-1 Y系列三相异步电动机电动机型号额定功率 KW满载转速 r/min堵转转矩/额定转矩最大转矩/额定转矩质量 KgY132M-4 7.5同步转速1500 r/min,4级 14402.22.281（a）（b） 图2-14 电动机的安装及外形尺寸示意图表2-2 电动机的安装技术参数中心高/mm外型尺寸/mm L（AC/2+AD）HD底脚安装 尺寸AB地脚螺栓 孔直径K轴伸尺寸DE 装键部位尺寸FGD132515 345 315216 1781238 8010 43第3章 带传动的计算3.1 带传动设计输出功率P=7.5kW,转速n1=1440r/min,n2=500r/min表3-1 工作情况系数工作机原动机类类一天工作时间/h10161016载荷平稳液体搅拌机；离心式水泵；通风机和鼓风机（）；离心式压缩机；轻型运输机1.01.11.21.11.21.3载荷变动小带式运输机（运送砂石、谷物），通风机（）；发电机；旋转式水泵；金属切削机床；剪床；压力机；印刷机；振动筛1.11.21.31.21.31.4载荷变动较大螺旋式运输机；斗式上料机；往复式水泵和压缩机；锻锤；磨粉机；锯木机和木工机械；纺织机械1.21.31.41.41.51.6载荷变动很大破碎机（旋转式、颚式等）；球磨机；棒磨机；起重机；挖掘机；橡胶辊压机1.31.41.51.51.61.8根据V带的载荷平稳，两班工作制（16小时），查机械设计P296表4，取KA1.1。即3.2选择带型普通V带的带型根据传动的设计功率Pd和小带轮的转速n1按机械设计P297图1311选取。图3-1 带型图根据算出的Pd8.25kW及小带轮转速n11440r/min ，我们从图中可以看出：dd=80100可知应选取A型V带。3.3确定带轮的基准直径并验证带速我们从相关机械书藉可以查到P298表137查得，小带轮基准直径为80100mm则取dd1=90mm ddmin.=75 mm（dd1根据P295表13-4查得）表3-2 V带带轮最小基准直径槽型YZABCDE205075125200355500我们从相关机械书藉可以查到P295表13-4查“V带轮的基准直径”，得=250mm 误差验算传动比： （为弹性滑动率）误差 符合要求 带速 满足5m/sv300mm，所以宜选用E型轮辐式带轮。总之，小带轮选H型孔板式结构，大带轮选择E型轮辐式结构。带轮的材料：选用灰铸铁，HT200。3.7确定带的张紧装置 选用结构简单，调整方便的定期调整中心距的张紧装置。3.8计算压轴力我们从相关机械书藉可以查到P303表1312查得，A型带的初拉力F0133.46N，上面已得到=153.36o，z=4，则对带轮的主要要求是质量小且分布均匀、工艺性好、与带接触的工作表面加工精度要高，以减少带的磨损。转速高时要进行动平衡，对于铸造和焊接带轮的内应力要小, 带轮由轮缘、腹板（轮辐）和轮毂三部分组成。带轮的外圈环形部分称为轮缘，轮缘是带轮的工作部分，用以安装传动带，制有梯形轮槽。由于普通V带两侧面间的夹角是40，为了适应V带在带轮上弯曲时截面变形而使楔角减小，故规定普通V带轮槽角 为32、34、36、38（按带的型号及带轮直径确定），轮槽尺寸见表7-3。装在轴上的筒形部分称为轮毂，是带轮与轴的联接部分。中间部分称为轮幅（腹板），用来联接轮缘与轮毂成一整体。46表3-5 普通V带轮的轮槽尺寸（摘自GB/T13575.1-92）项目 符号 槽型 Y Z A B C D E 基准宽度 b p 5.3 8.5 11.0 14.0 19.0 27.0 32.0 基准线上槽深 h amin 1.6 2.0 2.75 3.5 4.8 8.1 9.6 基准线下槽深 h fmin 4.7 7.0 8.7 10.8 14.3 19.9 23.4 槽间距 e 8 0.3 12 0.3 15 0.3 19 0.4 25.5 0.5 37 0.6 44.5 0.7 第一槽对称面至端面的距离 f min 6 7 9 11.5 16 23 28 最小轮缘厚 5 5.5 67.5 10 12 15 带轮宽 B B =( z -1) e + 2 f z 轮槽数 外径 d a 轮 槽 角 32 对应的基准直径 d d 60 - - - - - - 34 - 80 118 190 315 - - 36 60 - - - - 475 600 38 - 80 118 190 315 475 600 极限偏差 1 0.5 V带轮按腹板（轮辐）结构的不同分为以下几种型式： （1） 实心带轮：用于尺寸较小的带轮(dd(2.53)d时)，如图3-2a。 （2） 腹板带轮：用于中小尺寸的带轮(dd 300mm 时)，如图3-2b。 （3） 孔板带轮：用于尺寸较大的带轮(ddd) 100 mm 时)，如图3-2c 。 （4） 椭圆轮辐带轮：用于尺寸大的带轮(dd 500mm 时)，如图3-2d。（a） （b） （c） （d）图3-2 带轮结构类型根据设计结果，可以得出结论：小带轮选择实心带轮，如图（a）,大带轮选择孔板带轮如图（c）第4章 主轴组件要求与设计计算主轴组件是是执行具体工作，它的功能是支撑和引导轮的旋转，运动形成表面，而且还由运动和扭矩，熊切割力的传递和负载的驱动力。由于该组主轴性能直接影响到特定的磨削加工的质量和效率，所以这是一个特殊的研磨的重要组成部分。大致相同的点，这两个传递运动，扭矩和承受的驱动力，我们必须确保电机的正常状态，并支撑工件，但主轴直接承受切削力，但还引导工件或工具来创建表面上形成的运动，并因此具有在主轴上更高的要求。4.1 主轴的基本要求4.1.1 旋转精度旋转主轴精度意味着手动主轴或低速，无负载时，心轴相对偏心r的径向定位表面，运行和轴向移动a或值轴向窜动值o。图5-1：连续线表示的旋转的理想轴线，一个虚线表示的旋转有效的轴线。当在工作主轴的旋转速度，主轴漂流在空间的旋转轴是运动的精度。精密装配旋转主轴取决于主要零件（如主轴，轴承和轴承座孔等）精密制造和装配，控制精度的部件;精度运动也取决于速度，性能和润滑轴承和主轴的动态特性的主轴。主轴各种类型的共同部分的旋转特殊夹头特殊精度精度的特定规则设置，旋转的专用的精度取决于工件的精度被确定。图4-1 主轴的旋转误差4.1.2 刚度主轴组件的刚度K是指其在承受外载荷时抵抗变形的能力，如图2-2所示，即K=F/y（单位为N/m），刚度的倒数y/F称为柔度。主轴单元的刚性，是主轴轴承和轴承壳体的整体刚度，这直接影响了主轴的旋转精度的反映。显然，更大的主轴组件的刚性，变形小的后主轴的力，如果缺乏刚性的加工精度，弹性变形主轴前端直接影响工件的精度，在传输质量，变形的劣化主轴弯曲齿轮啮合的情况，以及轴承压力的副产物，从而提高了这些部件的磨损，降低寿命，在工件的稳定性方面，主轴将改变的力和功率的传输，等等，已经过分振动和自激振动容易发生切削被迫，减少了工件的稳定性。图4-2 主轴组件静刚度主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。4.1.3 抗振性主轴组件的抗振性是也是由冲击载荷和交替动作的负荷，使得主轴的振动。如果主轴总成的振动性较差，受振动的工作和影响表面质量，耐用性和更少的机床主轴轴承的使用寿命，而且还产生噪音的工作环境。随着高精度，高效率的特殊的发展方向对振动的呼声越来越高。评价主轴组件抗振性，主要考虑其强迫振动和特征自激振动阻力的大小。4.1.4 温升和热变形装配工作主轴摩擦和混合油在各种相对运动和热，随着温度的随之增加，形状和主轴的失真的位置的温度，所述热变形。热变形主轴组件操作必须在一定时间后改变为测量每个部分的位置。主轴组件和热变形的温度，使特定的破坏精度的部件之间的相对位置，将影响工件的加工精度，高精度的特殊是特别严重;轴弯曲变形引起的热，从而使传输和工作条件的轴承磨损的齿轮;热变形还主轴和轴承的轴承和轴承之间的间隙和影响轴承的工作很好的改变而调整，差距的齿轮和轴承等零部件过青春期快速磨损，即使遇到严重的现象轴承轴线。熔融温度的效果，主要因素热变形是：轴承的类型和布置，轴承间隙和预压，润滑和冷却的大小。4.1.5 耐磨性主轴组件的耐磨性是保持其在长期原始精度的能力，保留的准确性。因此，该组主轴滑动表面包括主轴头定位面，锥孔，所述滑动轴承与盒的表面上，通过移动套筒主轴的外表面，它必须具有高的硬度，以确保其耐磨性。为了提高主轴组件的耐磨性应作适当地选择主轴和抗磨材料及热处理，润滑，合理调整轴承的发挥，良好的润滑和密封可靠。4.2 主轴组件的布局主轴的设计，必须满足的基本要求，以确保上述情况，所以一个全球性的，考虑主轴单元的排列。特别芯棒具有前，两个后置支持和前，中，后三支持两种类型，第一种是比较常见的。两个滚珠轴承主轴配置，包括一个主轴轴承的选择，组合和布置，尤其是在速度，负载能力，刚性和精度要求的主轴组件的设计的基础，并考虑提供轴承，经济等规格的情况下，待确定。当你选择，特别是下列要求：（1）适应的刚度和承载能力的要求选择主轴轴承必须符合规定的承载能力和刚性。径向负荷较大时，滚子轴承的选择，是小，球轴承的选择。双列径向刚度和承载滚动轴承能力，比单一的骨干更大。他所使用的轴承支撑和承载能力比使用单个大型轴承较高的同样刚性。在一般情况下，前部支承的刚度，应比后轴承大。由于主轴比大后支撑的刚性前额支撑刚性组的影响。表2-1滚动轴承和滑动轴承比较。表4-1 滚动轴承和滑动轴承的比较基本要求滚动轴承滑动轴承动压轴承静压轴承旋转精度精度一般或较差。可在无隙或预加载荷下工作。精度也可以很高，但制造困难单油楔轴承一般，多油楔轴承较高可以很高刚度仅与轴承型号有关，与转速、载荷无关，预紧后可提高一些随转速和载荷升高而增大与节流形式有关，与载荷转速无关承载能力一般为恒定值，高速时受材料疲劳强度限制随转速增加而增加，高速时受温升限制与油腔相对压差有关，不计动压效应时与速度无关抗振性能不好，阻尼系数D=0.029较好，阻尼系数D=0.055很好，阻尼系数D=0.4速度性能高速受疲劳强度和离心力限制，低中速性能较好中高速性能较好。低速时形不成油漠，无承载能力适应于各种转速摩擦功耗一般较小，润滑调整不当时则较大f=0.0020.008较小f=0.0010.08本身功耗小，但有相当大的泵功耗f=0.00050.001噪声较大无噪声本身无噪声，泵有噪声寿命受疲劳强度限制在不频繁启动时，寿命较长本身寿命无限，但供油系统的寿命有限（2）适应转速要求由于结构和制造各种型号和允许的最大速度的轴承的规格是不同的。采取具体，精度水平下，较低的最大允许速度。在承受径向负荷，极限转速圆柱滚子轴承，比圆锥滚子轴承高。在把轴向载荷，对心脏推力最大限速;其次推力轴承;圆锥滚子轴承的低，但传输容量过相反的顺序。因此，我们必须考虑特定的速度和负荷能力两方面来选择轴承的类型。（3）适应精度的要求启动和推力轴承的行动在三个方面系统的结尾：前端定位 - 集中愿意驱动的前轴承支撑;后端定位 - 浓放置在背部支撑;定位端部 - 被布置在前面，后支撑。当使用前端定位，主轴热变形向后延伸，基本不影响轴向的定位精度，但是第一个复杂的支持结构，调整比缺点的轴承间隙，热头发的前支撑更高;与上述特点相反后端定位，二当最终位置，所述主轴的后部热膨胀，轴承轴向间隙变化大，如果止推轴承被设置在帽径向内轴承主轴可能弯曲，由于热膨胀。（4）适应结构的要求当问及主轴组件的性能具有高刚性和一定的负载能力，并且在径向维度的结构是紧凑的时候可以在一个支撑件（特别是前支撑）来配置两个或更多的轴承。轴多主轴间距有点特别，因为结构的限制的，滚子轴承必须用于承受径向载荷，推力球轴承的轴向载荷来承担，而两个轴承交错。（5）适应经济性要求确定主轴类型轴承结构，其应包括除被视为满足性能和结构的要求，而且对经济分析，经济效果。在高速和高负载的平均条件下，使用的圆锥滚子轴承它与径向轴承和配置的以低成本推力轴承型，由于第一保存两个轴承，壳体和技术更好。考虑到上述因素，在设计主轴前，后主轴轴承两个轴承，轴承采用圆柱滚子轴承，双和组合推力球，D-精度等级支援前线，配套轴承的使用后，圆柱滚子，并在准确度等级。在该圆柱滚子轴承，双列的前支撑，滚轴直径小，多个（50-60）具有更大刚性的数目;二列滚交错排列，刚度的变化量;外壁容易的工作，考虑到锥形钻孔，锥1:12，内圈的轴向运动，使得一个径向变形，调节径向间隙和预加载;黄铜实体保持架，这将有利于轴承的散热。前支撑的一般特性是：主轴的静态刚性，高车削，温升小，径向通道可以容易地调整，以保持主轴的准确性，但第一支撑结构是更复杂的，支持不同的前部和后部温度，热变形大，而且，安装，调整是太麻烦了。4.3 主轴结构的初步拟定主轴的结构主要取决于装在主轴工具，夹具，传动部件，轴承和密封件等，数量，位置和安装位置的方法的类型，但也考虑到芯棒的加工和组装的处理，一般在特别配备了磨削的主轴上更多的部分，为了满足刚性的要求，并不能得到足够的推力表面，并易于组装，通常是设计主轴阶梯轴，轴的直径前报纸从后降。主轴是空心的或实心的，这取决于特殊的研磨的类型。主轴的设计，也被设计成步骤，而，在满足的前提下，设计成空心轴取工具的杆的刚度要求。这意味着主轴头主轴头。其形状取决于研磨，夹具或特殊的安装工具形式的类型，并应确保所述装置或工具来安装可靠，准确，容易操作，并且可以通过一定扭矩。4.4 主轴的材料与热处理主轴材料主要根据刚度、载荷特点、耐磨性和热处理变形大小等因素选择。主轴的刚度与材料的弹性模量E值有关，钢的E值较大（2.110N/cm左右），因此，熔融材料先考虑钢。如果钢和钢和在该热处理的弹性模量，如果该值是普通钢或合金的类型，这是基本上弹性的相同模量因此，当选择第一选择碳钢成本低（例如，钢45），仅当负荷特别重，并有较大的影响，或特殊精密主轴必须降低热处理，或主轴轴向移动变形以采取必要的帐户，以确保在选择仅当钢耐磨性。当轴承主轴轴承，报纸没有硬化，但为了提高接触的刚性，以防止损坏杂志节拍的旋转轴45相接触的表面仍然是非常高的高频淬火钢（HRC4854）。对于接下来的45列在钢心轴上的表5.2热处理：表4-2 使用滚动轴承的45钢主轴热处理等参数工 作 条 件使 用 机 床材 料 牌 号热 处 理硬 度常 用代 用轻中负载车、钻、铣、磨床主轴4550调质HB220250轻中负载局部要求高硬度磨床的砂轮轴4550高频淬火HRC5258轻中负载PV40（Nm/cms）车、钻、铣、磨床的主轴4550淬火回火高频淬火HRC4250HRC5258此次设计的特殊主轴，考虑到主轴材料的选择原则，选用价格便宜的中碳钢（45钢）。查表2-2中，因工作中承受轻、中负荷，且要求局部高硬度，故热处理采用高频淬火，HRC5258。4.5 主轴的技术要求对主轴组件产生直接影响精密主轴回转精度。和主轴轴承，齿轮和其它部件被连接在误差表面的几何形状和表面粗糙度，与接触的刚度，该部分的接触表面的更精确的形状，较低的表面粗糙度，与力接触的变形后最小的，即接触是更大的刚性。因此，主轴的设计必须作出一定的技术要求。（1）轴颈 主轴的设计，论文应首先考虑。主轴轴承轴颈工作基面，所述基面和测量的技术基础。工作主轴的杂志作为运动的旋转的工作基础;工作主轴锥孔中心，以确保同轴度和中心的杂志，一般以该杂志作为最后的磨锥孔的技术基础;当主轴控制精度到报社作为衡量检查每个党和垂直的根据地的同心度。当使用滚动轴承，精度和轴颈轴承的精度必须适应。轴颈表面粗糙度和硬度，影响与滚动轴承合作的质量。对于总体精度特殊心轴的水平，它的轴颈轴承IT5的尺寸精度，公差几何杂志（圆度，圆柱状等）的通常比1/4直径的1/2的公差更小。（2）内锥孔 该工具安装在圆锥或顶部低的定位的内部。期间的特殊精度的测试，这是代表参数的中心线主轴验证的主轴和其它部件，如主轴和平行轨道度的相互位置的精度。由于该仪器并导致频繁的拆装，必须是锥孔的磨损之内。锥孔的同轴和滑动轴承，一般锥端，并在100至300mm的径向跳动正式代表的距离，其圆锥形状误差控制标准测试的大小的接触面积，以检查的颜色，这是一个综合性指标，还需要一定程度的表面粗糙度和硬度的。4.6 主轴直径的选择主轴直径主轴组件的刚性，一个显著影响越大引起的较小的芯棒前部变形的心轴轴承的变形和位移的直径，即，主轴组件的刚性就越大。但正面主轴直径轴颈D1时，最大尺寸与轴承等部件对应，以获得相同的制造公差都比较困难，重量增大。同时，增加的速度极限是由承载能力的直径，甚至特殊结构不可接受的限制。通常，主轴前轴颈直径D1可根据传递功率，并参考现有同类特殊的主轴轴颈尺寸确定。查金属切削特殊设计第506页表5-12中，几种常见的通用特殊钢质主轴前轴颈的直径D1，可供参考，如下表4-3所示：特殊，查上表中对应项，初取D1= D2=30：表4-3 主轴前轴颈直径D1的选择机床机床功率 （千瓦）1.472.52.63.63.75.55.67.37.4111114.7车床608070907010595130110145140165铣床5090609060957510090105100115外圆磨床5090557070807590751004.7 主轴前后轴承的选择根据前述关于轴承的选择原则，查金属切削设计简明手册第375页，选取主轴前支承的36206是旧型号，新型号是7206C，即接触角为15的角接触球轴承。图4-6 轴承结构参数及安装尺寸4.8 轴承的选型及校核选择滚动轴承包括轴承的选择，选择精度等级轴承和轴承尺寸的类型。轴承类型选择适当与否，将直接影响到轴承和机器寿命的性能。当您选择轴承分析功能应该比较各类轴承，并参照同类机器的轴承经验的类型。在轴承的类型的选择时，首先考虑的大小，方向和负载的速度。在一般情况下，球轴承便宜，当负荷较小时，应优先选用。流速大尺寸的球轴承的负荷辊，并能承受冲击负荷，也因此受到沉重的负荷或振动，冲击载荷时，你应该考虑使用滚子轴承。但滚子轴承看起来倾斜角更敏感。当主径向载荷，轴承应使用。当轴向负荷和速度不高，推力的选择轴承，如高速，斜轴承的选择。当径向和轴向支撑的切割，如果轴向负荷较小时，径向轴承或角接触球轴承下的接触角的选择;如果大的轴向载荷，速度不高，它可以推力轴承的选择和径向轴承，轴向和径向载荷，分别“当轴向负荷较大时，时间和速度高，接触角必须组合选择角接触轴承大。各类轴承的速度范围是不一样的，在手动机械设计列出了各种类型的速度限制轴承。一般应使轴承运行在低于极限速度。深沟球轴承，角接触球轴承，高速轴承极限圆柱形乌合之众。适用于高速应用。速度限制轴向轴承。它只能用于在较低速度下的应用中。其次，需要选择时，轴承的限制要求安装尺寸类型考虑拆除和对齐轴承部件的轴承和风度一般尺寸较大的球轴承，滚子轴承，滚针较小的最小尺寸的径向更大的轴向尺寸，此外，多套轴承，其尺寸是不一样的。选择轴承一般应根据机械的类型、工作条件、可靠性要求及轴承的工作转速n，预先确定一个适当的使用寿命Lb (用工作小时表示)，再进行额定动裁荷和额定静载荷的计算。对于转速较高的轴承(n10rmin),可按基本额定动载荷计算值选择轴承，然后校核其额定静载荷是否满足要求。当轴承可靠性为90、轴承材料为常规材料并在常规条件下运转时，取500h作为额定寿命的基准，同时考虑温度、振动、冲击等变化，则轴承基本额定动载荷可按下式进行简化计算。C在本论文代表的意思是基本额定动载荷计算值，N；P在本论文代表的意思是当量动载荷，N；fh在本论文代表的意思是寿命因数；1fn在本论文代表的意思是速度因数；0.822fm在本论文代表的意思是力矩载荷因数，力矩载荷较小时取1.5，较大时取2；fd在本论文代表的意思是冲击载荷因数；1.5fT在本论文代表的意思是温度因数；1CT在本论文代表的意思是轴承尺寸及性能表中所列径向基本额定动载荷，N；查文献3中的表6-2-8至6-2-12，得，fh=1；fn=0.822；fm=1.5；fd=1.5；fT=1。在本输送装置中，可以假设轴承只承受径向载荷，则当量动载荷为：P=XFr+YFa查文献3的表6-2-18，得，X=1，Y=0；所以，P=Fr=1128N。由以上可得：本输送机中的轴承承受的载荷多为径向载荷，所以选取深沟球轴承，查文献6的附表6-1，并考虑轴的外径，选取轴承6305-RZ，其具体参数为：内径d=25mm，外径D=62mm，基本额定载荷，基本额定静载荷，极限速度为10000r/min，质量为0.219kg。然后校核该轴承的额定静载荷。额定静载荷的计算公式为：式中：在本论文代表的意思是基本额定静载荷计算值，N; 在本论文代表的意思是当量静载荷，N；在本论文代表的意思是安全因数在本论文代表的意思是轴承尺寸及性能表中所列径向基本额定静载荷，N。查文献3的表6-2-14知，对于深沟球轴承，其当量静载荷等于径向载荷。查文献3的表6-2-14知，安全系数则轴承的基本额定静载荷为：由上式可知，选取的轴承符合要求。4.9 主轴前端悬伸量主轴前端悬伸量a是指第一支反力作用点支承芯轴从点之间的主轴前端，在装配芯轴的刚度影响最大的力的作用。该突起越小越好主轴的刚性。一种形式，主轴前悬和大小取决于主轴鼻的结构，一般应是标准选择，有时为了根据接纳标准提高的主轴或定心精度的刚性或没有。此外，突部前缘主轴的另一类型的锁定和类型，片或设备与前面轴承支承组合和前支承件的结构等相关的润滑和密封装置的尺寸。因此，在满足结构要求的前提下，应尽可能减小悬伸量a，以利于提高主轴组件的刚度。初算时，可查金属切削特殊磨头设计第158页，如下表2-4所示：表4-4 主轴的悬伸量与直径之比类型机 床 和 主 轴 的 类 型a/ D1通用和精密车床，自动车床和短主轴端铣床，用滚动轴承支承，适用于高精度和普通精度要求0.61.5中等长度和较长主轴端的车床和铣床，悬伸量不太长（不是细长）的精密镗床和内圆磨，用滚动和滑动轴承支承，适用于绝大部分普通生产的要求1.252.5孔加工特殊磨头，专用加工细长深孔的特殊磨头，由加工技术决定需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精度要求的特殊磨头2.5根据上表所列，所设计的特殊磨头属于型，所以取a/ D1为1.252.5，即：a=（1.252.5）D1=（1.252.5）30=37.575初取a=45。4.10 主轴支承跨距主轴支承跨距L是指主轴前、后支承支承反力作用点之间的距离。合理确定主轴轴承的持续时间可以提高主轴的静态部的刚性。可以证明跨度较小，心轴的刚性，较低的弯曲变形，但前推力轴承变形会增加的位移量;由主轴小的前端支撑的跨度大的位移变形，但主轴倍。可见，足弓支撑过大或过小都会降低主轴的刚度。有关资料对合理跨距选择的推荐值可作参考：（1） L=（45）D1（2） L=（35）a，用于悬伸长度较小时；（3） L=（12）a，用于悬伸长度较大时。根据此次设计的特殊磨头刚性主轴的悬伸量较大，取L2.5a为宜。即此次设计的主轴两支承的合理跨距L2.5a=2.5120=300初取L=280。4.11 主轴结构图根据以上的分析计算，可初步得出主轴的结构如图4-7所示：图4-7 主轴结构图4.12 主轴组件的验算主轴在工作中的受力情况严重，而允许的变形则很微小，决定主轴尺寸的基本因素是所允许的变形的大小，因此主轴的计算主要是刚度的验算，与一般轴着重于强度的情况不一样。通常能满足刚度要求的主轴也能满足强度的要求。刚度乃是载荷与弹性变形的比值。当载荷一定时，刚度与弹性变形成反比。因此，算出弹性变形量后，很容易得到静刚度。主轴组件的弹性变形计算包括：主轴端部挠度和主轴倾角的计算。4.12.1 支承的简化对于两支承主轴，若每个支承中仅有一个单列或双列滚动轴承，或者有两个单列球轴承，则可将主轴组件简化为简支梁，如下图2-8所示；若前支承有两个以上滚动轴承，可认为主轴在前支承处无弯曲变形，可简化为固定端梁，如图2-9所示：图4-8 主轴组件简化为简支梁图4-9 主轴组件简化为固定端梁此次设计的主轴，前支承选用了一个双列向心短圆柱滚子轴承和两个推力球轴承作为支承，即可认为主轴在前支承处无弯曲变形，可简化为上图2-9所示。4.12.2 主轴的挠度查材料力学I第188页的表6.1，对图2-9作更进一步的分析，如下图2-10所示：根据图2-10，可得此时的最大挠度=其中，F在本文中代表的意思是主轴前端受力。此处，F=F=1213.1Nl在本文中代表的意思是A、B之间的距离。此处，l=a=12cm图4-10 固定端梁在载荷作用下的变形E在本文中代表的意思是主轴材料的弹性模量。45钢的E=2.110N/cmI在本文中代表的意思是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，I=。此处，D=35故可计算出，主轴端部的最大挠度：=-1.8710 mm4.12.3 主轴倾角主轴上安装主轴和安装传动齿轮处的倾角，称为主轴的倾角。此次设计的主轴主要考虑主轴前支承处的倾角。若安装轴承处的倾角太大，会破坏轴承的正常工作，缩短轴承的使用寿命。根据图2-10，可得此时的最大倾角=其中，F在本文中代表的意思是主轴前端受力。此处，F=Fz=1213.1Nl在本文中代表的意思是A、B之间的距离。此处，l=a=12cmE在本文中代表的意思是主轴材料的弹性模量。45钢的E=2.110N/cmI在本文中代表的意思是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，I=。此处，D=133故可计算出，主轴倾角为：=-2.310 rad查特殊磨头设计第一册中机械部分的第670页，可知：当x0.0002L mm0.001 rad时，刚性主轴的刚度满足要求。此处的x，即为最大挠度和最大倾角，L为主轴支承跨距。将已知数据和代入，即可得：初步设计的主轴满足刚度要求。1 求作用在带轮上的力因已知低速级带轮的直径为500 而 F8926.93 N FF3356.64 N FFtan4348.162315.31 N圆周力F，径向力F及轴向力F的方向如图5.1所示。图4-11 轴的载荷分布图2 初步确定轴的最小直径（1）先按课本式（15-2）初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢,调质处理。根据课本，取，于是得11260.363 轴的结构设计（1）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用,故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据80 mm，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承（GB/T 2971994）30217型，其尺寸为dDT85 mm150 mm30.5 mm，故85 mm；右端圆锥滚子轴承采用套筒进行轴向定位，取套筒宽为14 mm，则44.5 mm。 取安装带轮处的轴段90 mm；带轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。已知带轮的宽度为90 mm，为了使套筒端面可靠地压紧带轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取86 mm。带轮的右端采用轴肩定位，轴肩高h0.07d，故取h7 mm，则104 mm。轴环宽度,取b12 mm。 轴承端盖的总宽度为37.5 mm(由减速器及轴承端盖的结构设计而定)。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求,取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离,故取67.5 mm。至此，已初步确定了低速轴的各段直径和长度。 图4-12 低速轴的结构设计示意图表4-1 低速轴结构设计参数 段名参数-直径/mm65 H7/k68085 m690 H7/n610485 m6长度/mm10567.546861244.5键bhL/mm20 12 90251470C或R/mm处245o处R2处R2.5处R2.5处R2.5处R2.5处2.545o（2） 轴上的零件的周向定位带轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。按90 mm由课本表6-1查得平键截面bh25 mm14 mm，键槽用键槽铣刀加工，长为70 mm，同时为了保证带轮与轴配合有良好的对中性，故选择带轮毂与轴的配合为；同样，半联轴器与轴的连接，选用平键为20 mm12 mm90 mm，半联轴器与轴的配合为。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m6。（3） 确定轴上圆周和倒角尺寸参考课本表15-2，取轴左端倒角为2，右端倒角为2.5。各轴肩处的圆角半径为:处为R2，其余为R2.5。4 求轴上的载荷 首先根据结构图(图7.2）作出轴的计算简图（图7.1）。在确定轴承的支点位置时,应从手册中查得a值。对于30217型圆锥滚子轴承，由手册中查得a29.9 mm。因此，作为简支梁的轴的支承跨距57.1+71.6128.7 mm。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图（图7.1）。从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面是轴的危险截面。计算步骤如下：57.1+71.6128.7 mm4 966.34 N3 960.59 N2 676.96 N3 356.64-2 676.96679.68 N4 966.3457.1283 578.014 2 676.9657.1152 854.416 679.6871.6486 65.09 322 150.53 287 723.45 表4-2 低速轴设计受力参数 载 荷水平面H垂直面V支反力4 966.34 N，3 960.59 N2 676.96 N，679.68 N弯矩M283 578.014 152 854.416 486 65.09 总弯矩322 150.53 ,287 723.45扭矩T1 410 990 5 按弯曲扭转合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面C）的强度。根据课本式(15-5)及表7.2中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取0.6，轴的计算应力 MPa12.4 MPa前已选轴材料为45钢，调质处理，查课本表15-1得60MP。因此 ，故此轴安全。6 精确校核轴的疲劳强度（1）判断危险截面截面A,B只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起的应力集中均将消弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕确定的，所以截面A,B均无需校核。从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面和处过盈配合引起的应力集中最严重，从受载来看，截面C上的应力最大。截面的应力集中的影响和截面的相近，但是截面不受扭矩作用，同时轴径也较大，故不必做强度校核。截面C上虽然应力最大，但是应力集中不大（过盈配合及键槽引起的应力集中均在两端），而且这里轴的直径最大,故截面C也不必校核，截面和显然更不必要校核。由课本第3章的附录可知，键槽的应力集中较系数比过盈配合的小，因而，该轴只需校核截面左右两侧即可。（2）截面左侧抗弯截面系数 W0.10.161 412.5 抗扭截面系数 0.20.2122 825 截面的右侧的弯矩M为 90 834.04 截面上的扭矩为 1 410 990 截面上的弯曲应力1.48 MPa截面上的扭转切应力 11.49 MPa轴的材料为45钢，调质处理。由课本表15-1查得 截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按课本附表3-2查取。因，经插值后查得1.9，1.29又由课本附图3-1可得轴的材料的敏性系数为，0.88故有效应力集中系数按式(课本附表3-4）为1.756由课本附图3-2的尺寸系数；由课本附图3-3的扭转尺寸系数。轴按磨削加工，由课本附图3-4得表面质量系数为轴为经表面强化处理，即，则按课本式（3-12）及式（3-12a）得综合系数为又由课本及3-2得碳钢的特性系数，取，取于是，计算安全系数值，按课本式（15-6）(15-8)则得S65.66S16.9216.38S1.5 故可知其安全。（3） 截面右侧抗弯截面系数 W0.10.172 900 抗扭截面系数 0.20.2145 800 截面的右侧的弯矩M为 90 834.04 截面上的扭矩为 1 410 990 截面上的弯曲应力1.25 MPa截面上的扭转切应力 9.68 MPa过盈配合处的，由课本附表3-8用插值法求出，并取0.8，于是得3.24 0.83.242.59轴按磨削加工，由课本附图3-4得表面质量系数为轴为经表面强化处理，即，则按课本式（3-12）及式（3-12a）得综合系数为3.332.68又由课本及3-2得碳钢的特性系数，取，取于是，计算安全系数值，按课本式（15-6）(15-8)则得S66.07S16.9211.73S1.5 故该轴的截面右侧的强度也是足够的。本轴因无大的瞬时过载及严重的应力循环不对称性，故可略去静强度校核。至此，低速轴的设计计算即告结束。第5章 键的选择与校核5.1 带轮1上键的选择与校核5.1.1键的选择在本设计中，所选择的键的类型均为A型圆头普通平键，其材料为45钢，在带轮1上键的尺寸如下表所示：轴键键槽半径r公称直径d公称尺寸bh宽度b深度公称尺寸b极限偏差轴t毂一般键联结轴N9毂9公称尺寸极限偏差公称尺寸极限偏差最小最大288780-0.0360.0184.0+0.203.30.200.250.40表5-1 带轮1上键的尺寸5.1.2 键的校核1.键的剪切强度校核键在传递动力的过程中，要受到剪切破坏，其受力如下图所示：图5-1 键剪切受力图键的剪切受力图如图5-1所示，其中b=8 mm,L=25 mm.键的许用剪切应力为=30 ，由前面计算可得，轴上受到的转矩T=55 Nm ，由键的剪切强度条件： （其中D为带轮轮毂直径） （5-1） =10 M30 （结构合理）2.键的挤压强度校核键在传递动力过程中，由于键的上下两部分之间有力偶矩的作用，迫使键的上下部分产生滑移，从而使键的上下两面交界处产生破坏，其受力情况如下图所示：（初取键的许用挤压应力=100 ）图5-2 键挤压受力图由 （5-2） =2000 N又有 （5-3）8 结构合理5.2 带轮2上键的选择与校核5.2.1 键的选择同上所述，带轮2上所选择的键的类型均为A型圆头普通平键，其材料为45钢，键的尺寸如下表所示：轴键键槽半径r公称直径d公称尺寸bh宽度b深度公称尺寸b极限偏差轴t毂一般键联结轴N9毂9公称尺寸极限偏差公称尺寸极限偏差最小最大35108100-0.0360.0184.0+0.203.3+0.200.250.40表5-2 带轮2上键的尺寸5.2.2 键的校核键的剪切受力图如图5-6所示，其中b=10 mm,L=50 mm.键的许用剪切应力为=30 ，由前面计算可得，轴上受到的转矩T=110 Nm ，由键的剪切强度条件： （其中D为带轮轮毂直径） （5-4） =6.3 M30 （结构合理）同理校核键的挤压强度，其受力如图5-7，初取键的许用挤压应力=100 。由 （5-5） =3150 N又有 （5-6）6.3 结构合理第6章 切碎机其他主要零件的设计与校核6.1切碎刀及刀盘的设计由切割宽度200mm,高度约50mm, 设计刀的参数如下： 刀采用直刃型，半径100mm，刀厚2.5mm，刀宽20mm，材料为65Mn,调质处理，刃口淬火，硬度为HRC62-65。65MN钢的强度，硬度，弹性和淬透性的前65钢，具有过热敏感性和回火脆性倾向，水淬有一种倾向开裂。可加工性退火可能还是冷变形塑性低，焊接性差。因此，刀片左均匀这里安排了3螺纹孔，因为没有与螺栓切割的连接选择直接焊接到叶片上的叶片。因为树碎纸装固定切刀通过键的方式，这取决于研磨部为20mm的直径，指的是平键BH =6毫米6毫米（GB1096-79），平键长度为12毫米手动部，键槽与键槽铣削14毫米长度，以便确保小齿轮和具有良好的轴，与小齿轮和轴被选择为最H7 / N6，于是，如此选择的盘环40毫米直径的外径为10毫米的内径，厚