机械原理及设计课程设计多功能蔬菜切丝机讲解

1、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、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-

2、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。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 P =1000N；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 K =1.05；机器运转速度不均匀系数许用值=0.05；主传动机构许用

3、压力角 主 =40，辅传动机构许用压力角 辅 =70；生产能力 3002000 kg/h；电动机转速 n 电 =1400 r/m；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： t1=8s间歇停止时间为：t2=10s

4、带总长为： L=2.4m （分为 4 段）带的运动速度为：V 带 =0.6/8 m/s=7.5 cm/s带轮的直径为：d=0.32m=32cm带轮的转速为：n1=0.075*60/(0.16*2*PI) r/min=4.48 r/min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

5、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： n2=1/18 r/s=3.33r/min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

6、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

7、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： n3=3.33r/min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

8、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

9、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： n4=30 r/min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

10、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。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

11、。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带设计计算功率 P0由参考文献 1中表11.3 得KA=1.0，故Pc KAP 1.0 4kW 4kW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

12、型带三、选取带轮基准直径 dd1d d2由文献 1 表 11.4 选取小带轮基准直径 dd1 =132mm，设滑动率 =1%dd2=（1- ） dd 1 i=392.04mm 取 dd 2 =400mm四、验算带速 vdd1n1v60 1000m/s=9.16m/s在 5-25m/s 之间，带速合适。五、确定中心距 a 和带的基准长度 Ld在0.7(dd1 dd2) a0 2(dd1 dd2) 范围，初选中心距 a=600mm。得2带长 Ld 2a0(dd1 dd2) (dd1 dd2) 2065.5924a0根据文献 1表11.10 ，选 A型带的标准长度 Ld =2000mm继而可得实际中

13、心距701.34mm2Ld(dd1 dd2)2Ld(dd1 dd2 ) 8(dd2 dd1)取 a=702mm六、验算小带轮包角 11 180 dd2 dd1 57.3 158.12 120 包角合适。a七、确定带的根数 z因d d1 =132mm，带速 v=9.16m/s ，传动比 i=3 ；由文献 1表 11.6查得 P0 2.13kW ；由表 11.8 查得 P0 0.17kW ；由表 11.10 查得 K 0.95 ；由表 11.11 查得 KL 1.03。则得zPc1.78(P0 P0)K K L取 z=2 根八、确定初拉力 F0单根普通 V 带的初拉力为Pc 2.52F0 500

14、c ( 1) qv2 186.5Nzv K九、计算带轮轴所受压力1FQ 2zF0 sin 1 732.3N2四、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 Hlim1 Hlim 2 1500MPa , Flim1 Flim 2 500 MPa ，齿面最终成形工 艺为磨齿。2）齿轮精度按 GB/T10095-1988,6 级，齿面

15、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T1 9.55 106 P1 7.77 104 N mmn1（2）确定齿数 z因为是硬齿轮，故取 z1 21,z2 iz1 151 。传动比误差 z27.1905 7.2i u 2 7.1905, i 100% 0.132% 5% 允许。 z1 7.2（3）初选齿宽系数 d按非对称布置，由文献 1 表 9.14 查得 d 0.6 。（4）初选螺旋角初定螺旋角 12 。

16、（5）载荷系数使用系数 KA 可由文献 1表9.11 查得 K A =1.0 ；动载荷系数 Kv由文献 1图 9.44 查得Kv 1.02；齿向载荷分布系数 KF预估齿宽 b=40mm，由文献 1表 9.13 查得KH 1.17,初取 b/h=6，再由图 9.46 查得 KF 1.13 ；齿间载荷分布系数 KF由文献 1 表 9.12 查得 K HKF 1.1;载荷系数 K K K AKvKF KF 1.31(6) 齿形系数 YF 和应力修正系数 YSa当量齿数zv1 z1 / cos322.44 ； zv2 z2 / cos3 161.35由文献 1图9.53、图 9.54 查得YFa1 2

17、.78,YFa2 2.1；由图 9.54 查得YSa1 1.56,YSa21.847)重合度系数 Y端面重合度近似为1.88 3.2( 1 1 cos 1.67z1 z2t arctan(tan n /cos ) 20.41031 b arctan(tan cos t) 11.26652因 v/cos2 b ，则重合度系数为Y 0.250.75cos2 b0.6818)螺旋角系数 Y轴向重合度bsin zbsind z1 tan0.081 Y 1 0.992mn120(9) 许用弯曲应力安全系数由文献 1 表 9.15 查得 SF 1.25 (按 1%失效概率考虑)小齿轮应力循环次数 N1 6

18、0nkt h 2.02 109大齿轮应力循环次数N2 N1 /u 2.81 108查文献 1图5.59 查得寿命系数 YN1 0.86,YN2 0.82;实验齿轮应力修正系数 YST 2.0;查文献 1 图 9.60 预取尺寸系数 YX 1FP1F lim YN1YSTYx许用弯曲应力SF688MPaFP2F lim YN 2YSTYxSF656MPa比较 YFa1YSa16.3 10 3 , YFa 2YSa25.89 10 3FP1 FP2(10)取 YFaYSaYFa1YSa1FPFP1计算模数mn 3 2KT21 YFaYSa Y Y cos21.4632mmdz1FP按文献 1 表

19、9.3 圆整模数，取 mn 2mm11）初算主要尺寸初算中心距修正螺旋角分度圆直径a mn(z1 z2 ) /(2 cos ) 131.88 ，取 a=132mm mn (z1 z2 )arccos 12.242ad1 mnz1 /cos42.94mmd2 mnz2 /cos308.75mm齿宽 b d d1 25.76mm ，取 b1 55mm, b2 45mm 齿宽系数 d b2 /d1 0.6512)验算载荷系数 K圆周速度 vd1n1 0.788m/s60 1000由文献 1 图 9.44 查得 Kv 1.02 ，不变。按 d 0.65, b 21mm,由表 9.13 查得 KH 1.

20、17;又因b/h b /( 2.25mn ) 6.22 ，查得 KF 1.13, 不变。又KA 1.0和 KH KF 1.1不变，则 K 1.27也不变 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 KK A 1.0, K v 1.02, K H 1.17, K HKH 1.1K K AKv KH KH1.38(2)确定各系数材料弹性系数 ZE 由文献 1 表 9.14 查得 ZE 189.8 MPa节点区域系数 ZH 由文献 1 图 9.48 查得 ZH 2.45重合度系数 Z 由文献 1图9.49 查得Z 0.775螺旋角系数 Z Z cos 0.9883）

21、许用接触应力试验齿轮的齿面接触疲劳极限 H lim1 H lim2 1500MPa寿命系数 ZN 由文献 1 图 9.56 查得 ZN 0.87,ZN1 0.89 ；工作硬化系数 Zw 1尺寸系数 Zx 由文献1图9.57查得Z x 1；安全系数 SH由表9.15查得 SH 1.05HP1则许用接触应力H lim ZN1ZwZxSH1242.86MPaHP2H limZN2ZwZSH1271.43MPa取 HP HP1 1242.86MPa4）校核齿面接触强度ZEZH Z ZbKdF1t uu11197.91 1242.86MPa4.满足齿面接触强度。各项齿轮参数m 2,d1 42.94,d2

22、 308.75z1 21,z2 151ha 2,hf 1.25 2 2.5da1d12ha46.94, da 2d22ha312.75d f1d12hf37.94, d f 2d22hf303.75db1 d1 cos 40.94, db2 d2 cos 290.13 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

23、 和图 9.58取 Hlim1 Hlim2 1500MPa , Flim1 Flim2 500MPa ，齿面最终成形工 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T1 9.55 106 P1 5.32 105 N mmn1（ 2）确定齿数 z因为是硬齿轮，故取 z1 19,z2 iz1 83 。传动比误差z 4.3158 4.3i u 2

24、 4.3158, i 100% 0.132% 5%允许。z14.33）初选齿宽系数 d按非对称布置，由文献 1 表 9.14 查得 d 0.6 。(4) 载荷系数使用系数 KA 可由文献 1表9.11 查得 K A =1.0 ；动载荷系数 Kv由文献 1图9.44 查得Kv 1.02；齿向载荷分布系数 KF预估齿宽 b=40mm，由文献 1表9.13 查得KH 1.17,初取 b/h=6，再由图 9.46 查得 KF 1.13 ； 齿间载荷分布系数 KF由文献 1 表 9.12 查得 K H KF 1.1;载荷系数 K K K AKvKF KF 1.31(5) 齿形系数 YF 和应力修正系数

25、YSa由文献 1 图 9.53 、图 9.54 查得 YFa1 2.85,YFa2 2.2 ；由图 9.54 查得YSa11.54,YSa21.776)重合度系数 Y端面重合度近似为1.88 3.2( 1 1 ) cos 1.4z1 z2因v/cos2 b ，则重合度系数为Y 0.25 0.75cos b 0.786修正系数 YST 2.0;查文献 1 图 9.60 预取尺寸系数 YX 1FP1许用弯曲应力Flim YN1YSTYxSF688MPaFP2Flim YN 2YSTYxSF704MPaYFaYSaFPYFa2YSa2FP2(10)计算模数mn 3 2dKzT121 YFaFYPSa

26、YY cos23.11mm按文献 1 表 9.3 圆整模数，取 mn 4mm11)初算主要尺寸初算中心距 a=204mm分度圆直径d1 mnz1 76mm d2 mnz2 332mm齿宽 b dd1 45.6mm ，取 b1 52mm,b2 42mm齿宽系数 d b2 /d1 0.6212)验算载荷系数 K圆周速度 vd1n10.2581m/ s60 1000由文献 1 图 9.44 查得 Kv 1.02 ，不变。按 d 0.65, b 21mm,由表 9.13 查得 KH 1.17;又因 b/h b /( 2.25mn ) 6.22 ，查得 KF 1.13, 不变。又 K A 1.0 和 K

27、 H K F 1.1 不变，则 K 1.27也不变 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 ZE 由文献 1 表 9.14 查得 ZE 189.8 MPa 节点区域系数 ZH 由文献 1 图 9.48 查得 ZH 2.45 重合度系数 Z由文献 1图 9.49 查得 Z 0.775螺旋角系数 Z Z cos 0.9883)许用接触应力试验齿轮的齿面接触疲劳极限 H lim1 H lim2 1500MPa 寿命系数 ZN 由文献 1 图 9.56 查得 ZN 0.87,ZN1 0.89 ；工作 硬化系数

28、 Zw 1尺寸系数 Zx 由文献 1图9.57 查得Zx 1；安全系数 SH 由表 9.15查得 SH 1.05HP1H lim ZN1ZwZx则许用接触应力SH1242.86MPaHP2H lim ZN2ZwZxSH1271.43MPa取 HP HP1 1242.86MPa4)校核齿面接触强度H ZEZH Z Z KFt u 1 1197.91 1242.86MPabd1 u满足齿面接触强度。(5) 齿轮各项参数m 4,d1 76,d2 332z1 19,z2 83ha 4,hf 1.25 4 5da1d12ha84,da2d22ha240df1d12hf66,df 2d22hf322db1

29、 d1 cos 71.42, db 2 d2 cos 311.98 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1 =180MPa。2. 初步计算轴径取 =0，并由文献表 19.3 选系数 A=108，得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 22mm3. 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

30、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 Tc 转矩为T 9.55 106P/n 77708N mmTc KT 77708N mm根据 Tc 值，查国标 GB/T5014-1985，选用 ML3型梅花形弹性联轴器 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 25m（m 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，

31、 选取 7206C轴承，其尺寸 d D B 30 62 16 mm与, 其配合轴 段的轴径 d3 d6 30mm 。根据箱体结构设计，取L2 50mm, L4 96mm, L6 27 mm, d 2 26mm, d 4 d6 38mm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。4.1） b） 点。2）按弯扭合成校核的强度 画轴空间受力简图（ 和水平面受力（ d）。a），将轴上作用力分解为垂直面受力 取集中力作用于齿轮和轴承宽度的中3）轴上受力分析F 2T1t d1 zmn /costanFr Ft tan n 1347NcosFa Ft tan 1266NFQ 732.

32、3N计算作用于轴上的支反力2T13477N194 66FHA Ft2294N194FHB Ft FHA 1183N水平面内垂直面内194FVB 66Fr 278FQFVA 572NFVB 1507N4）计算轴的弯矩，并画弯矩图计算截面 C 处的弯矩M H l ACFHA 151404 N mmM V1 lAC FVA 37752N mmMV2 l BDFQ 61488 N mm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） 。M1 M H2 MV21 156039 N（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，通常只需对该截面

33、进行强度校核。取0.7；0 ；考虑键槽影响， d1乘以0.94 ，则有M12 ( T)20.1d325.02352MPa 1则强度合适。所用轴承位 7206C d*D*B=30*62*16 由机械零件手册得 Cr 23000N,C0 15000N 由文献 1 表 17.8 得 f p 1.01 ）计算附加轴向力 FS1,FS2FS 0.5Fr则可得轴承 1,2 的附加轴向力为FS1 0.5Fr1 1182NFS2 0.5Fr2 1916N2)计算轴承所受轴向载荷Fa FS1 2448N FS2 得知，轴承 2被压紧，轴承 1 放松。可得Fa2 FS1 Fa 2448NFa1 FS1 1182N

34、3) 计算当量载荷轴承 1： Fa1 0.0788C0由文献 1表 17.7 ，用线性插值法可求得 e1 0.40Fa1 0.5 0.4Fr1可得 X1 0.44,Y1 0.40P1 fP(X1Fr1 Y1Fa1) 1512.96N轴承 2： Fa2 0.63883 e2Fr 2由 e2，可得 X2 0.44,Y2 1.30P2 fP (X2Fr2 Y2Fa2) 2420.48N轴承寿命计算因 P2 P1 ,故按轴承 2 计算轴承寿命：6Lh 10 (C) 30642h 4500hh 60n P所以 7206C合适。、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 21

35、7-255HBS。由文献 1 表 19.1 查得对称循环弯曲许用应力 1 =180MPa。2.初步计算轴径取 =0，并由文献表 19.3 选系数 A=108，得dmin A3 P 41.23mm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 45mm3. 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， 选取 7209C轴承，其尺寸 d D B 45 85 19 mm与, 其配合轴 段的轴径 d

36、1 d5 45mm 。取齿轮安装轴直径 d2 d4 50mm ， 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 b1 52mm, b2 45mm选择这两段轴长为L2 52mm, L4 43mm由此可得平键尺寸为 14 9 36mm 选取齿轮间距为 10mm，齿轮间轴径选定为 55mm。、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 1 =180MPa。2. 初步计算轴径取 =0，并由文献表 19.3 选系数 A=108，得dminA3 n 67.17mm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 68