机械设计课程设计糕点切片机

1、机械设计课程设计设计说明书设计题目 糕点切片机目录一、设计任务书 3二、 切刀往复运动方案的选择和评价 4三、 糕点直线间歇运动方案的选择与评价 6四、 执行机构的简图及运动循环图 8五、 执行系统的设计 10六、 减速器的设计 14七、参考文献41一、设计任务书1、设计题目： 糕点切片机2、工作原理糕点切片机需要完成两个执行动作： 糕点的直线间歇移 动和切刀的往复直线运动。 通过两者动作的配合进行切片， 通过改变直线间歇移动的距离，以满足糕点的不同切片宽 度的要求。3、原始数据方案已知条 件12345678工作机 输入功 （KW）2.52.3 2.22.12.01.91.81.7生产率 （片

2、/min ）6058 555250484542糕点尺寸：长度： 200mm， 厚度： 580mm， 宽度： 10、20、30mm（可调） 工作条件：载荷有轻微冲击，一班制使用期限：十年，大修期为三年 生产批量：小批量生产（少于十台）动力来源：电力，三相交流（ 220V/380V） 转速允许误差： 5%4、 设计任务 执行部分机构设计（1） 分析切刀、输送机构的方案（2） 拟定执行机构方案，画出总体机构方案示意图（3） 画出执行机构运动循环图（4） 执行机构尺寸设计，画出总体机构方案图，并标明主要尺寸（5） 画出执行机构运动简图（6） 对执行机构进行运动分析 传动装置设计（7） 选择电动机（8）

3、 计算总传动比，并分配传动比（9） 计算各轴的运动和动力参数（10）传动件的设计计算（11）选择联轴器（12）轴的结构设计（13）绘制减速器装配图（14）轴的强度校核（15）滚动轴承的选择、寿命计算和组合设计（16）键的选择和强度计算（17）绘制轴、齿轮零件图凸轮机构、 齿、切刀往复运动方案的选择与评价实现切刀往复运动的机构： 切刀的往复直线移动可采用连杆机构、轮齿条、组合机构等。方案一：凸轮机构工作原理： 由凸轮的转动带动切刀的上下往复运动， 最大行程为凸轮的相对于转 动点的最高点与最低点的差，通过增减凸轮的长度来增大或减小行程。优点：只要设计出凸轮的轮廓曲线，就可以使推杆得到各种预期的的运

4、动规律， 而且机构简单，结构紧凑，可承载较大的载荷，运动平稳。缺点：凸轮轮廓与推杆之间为点、线接触，易磨损。而且没有急回特性，不能够实现切刀下切速度快使切口平滑，也不能很好的的缩短空程的时间，影响效率。 所以该方案不能符合要求，故舍弃。方案二：连杆机构工作原理： 通过轮盘的旋转带动连杆的转动， 从而带动切刀的上下往复运动。 可 通过调节连杆的长度来增减行程。优点：结构简单，容易实现，且具有连杆的共同优点。有快慢行程之分，提高工 作效率。其运动副均为低副，两运动副连接为面接触，压强较小，可承载较大的 载荷。切形状简单易于加工， 而且连杆机构的运功轨迹是各种不同的曲线， 其形 状随着各构件相对长度

5、的改变而改变， 从而可以得到形式众多的连杆曲线， 可以 用这些曲线满足不同的曲线设计要求。缺点：这种机构所占据的空间位置较大， 传递的路线长。 而针对这部分的设计可 通过杆长的选择来解决。 能符合我们设计的切刀往复运动的要求， 故切刀的往复 运动选择该机构。方案三：正弦机构工作原理： 当曲柄以恒定角速度转动时， 通过滑块使导杆上下移动， 实现切刀的 往复直线运动。其位移的行程即为曲柄的长度。优点：能够使切刀做正弦形式的往复运动， 可承载较大的载荷， 只要适当的选取 曲柄的长度就能设计出所需要的运动的距离，原理简单易行。缺点：没有急回特性， 不能达到切刀的预运动要求。 且曲柄的与运动角度是受到

6、限制的，摆角必须严格控制，这会增加机构设计的难度，故该方案舍弃。三、糕点直线间歇运动方案的选择与评价糕点的直线间歇运动机构 ： 糕点的直线间歇运动可选择连杆机构、齿轮机构、 凸轮机构、棘轮机构、槽轮机构等。方案一：利用棘轮的间歇传动特点达到目的工作原理： 曲柄转动一定的角度范围时带动连杆的运动， 与连杆相连的棘爪插入 齿轮内， 带动从动棘轮转过一定的角度。 当曲柄转过另一个角度， 另一侧的棘爪 阻止棘轮反向转动， 与连杆相连的棘爪在棘轮齿上滑过。 从而实现曲柄的连续转 动带动棘轮的单向间歇运动。优缺点：齿式棘轮机构结构简单， 制造方便； 动与停的时间比可通过选择合适的 驱动机构实现。该机构的缺

7、点是动程只能作有级调节；噪音、冲击和磨损较大， 故不宜用于高速。 因为其噪声大， 并且大多数人的设计基本选择该机构， 因此经 过讨论我们决定舍弃该机构。方案二：运用非完整齿轮与完整齿轮间歇啮合传动来达到目的。工作原理：主动齿轮作连续转动，当主动轮的吃齿进入啮合，从动轮转动；主动 轮退出啮合时， 由于两齿轮的的凸凹锁止弧的作用， 从动轮保持可靠停歇， 从而 实现从动轮的间歇转动。优缺点：不完全齿轮机构设计灵活、 从动轮的运动角范围大， 很容易实现一个周 期中的多次动、 停时间不等的间歇运动。 但加工复杂； 在进入和退出啮合时速度 有突变，引起刚性冲击，不宜用于高速转动；主、从动轮不能互换。并且不

8、好控 制进给的距离，所在此机构中不宜采用此构件。方案三：工作原理： 摩擦轮实现单向间歇移动 （凸轮主轴顺时针转动， 轮上的突出圆弧廓 线与工件接触时， 使皮带滚筒与凸轮对滚， 轮间的摩擦力使皮带移动进料。 当凸 轮的凸出廓线与皮带脱离接触后， 皮带则静止。凸轮转动一周， 工件完成一个周 期的送进和停歇动作） 。优缺点：摩擦轮机构，这是步进式的单向送进机构，适合与板条形状工件输送， 且机构设计简单，成本低，但很难实现改变切片的长度。而且为了可靠的送料， 还需要加轴向的预紧力。故该方案舍弃。方案四：连杆凸轮机构工作原理： 主动曲柄连续转动， 通过连杆带动行星轮往复运动， 与曲柄固联的凸 轮，以其轮

9、廓带动两齿轮弧往复运动，从而控制行星轮中的中心轮做间歇转动， 达到间歇传动的要求。优缺点：传动平稳、精确度好，通过改变曲柄的长度就可以改变中心轮的转角。 容易控制所需的进给量， 实物操作便捷。 只是结构稍显复杂， 不过综合考虑各方 面的因素，其做为糕点的间歇移动是比较理想的选择。四、执行机构的简图及运动循环图1、执行机构的简图：备注：这是我们设计的整体的机构的简图， 由连杆凸轮机构带动糕点的间歇移动， 用连杆机构实现切刀的往复运动。连杆的急回特性能使糕点的切口平滑、美观， 整体的设计思路符合任务书所给的要求。 且经过设计能够实现糕点间歇和刀具往 复运动的协调性能。2.运动循环图刀具往复运动切刀

10、每分钟得完成切割 55 次的工作节拍。所以连接曲柄的齿轮的转速为 55 次 /min ，切刀做竖直面内的往复直线运动，当其往下运动到与最低点相距约 5mm 至 80mm（这是糕点的厚度）时开始切割糕点，此时糕点静止不动，切割完毕切 刀往上运动到距离最低点约 80mm时糕点运动起来，把切好的糕点片带走并把糕 点送进待切，切刀继续往上运动，直到最高点，之后再往下运动，直到最低点相 距约 5mm至 80mm（这是糕点的厚度）时又开始切割糕点，此时糕点又静止。如 此往复循环。1）糕点切片机运动循环图（同心圆式）2）糕点切片机运动循环图（直角坐标式）五、执行系统的设计1、连杆凸轮的设计计算1)摆角的计算

11、 先跟据式设计摆角的大小：根据实际情况送料带轮半径一般不小于60mm，得9.55 ，所以去第一个摆角 为 10o，则第二个摆角为 20，第 三个摆角为 302)四连杆曲柄和连杆长度的确定1、根据使可求行程系数， 取 1 =15，摇杆 长 400mm，则由作图法求曲柄 及 连杆 的长度 及 机架 的长度得 曲柄 连杆 机架2、根据第一步所求得的摇杆及机架长求当摆角 20o时的曲柄和连杆长 有作图法知得曲柄 连杆 同时由作图法得急回夹角 为代入式知3)同理当摇杆摆角为 30o时由作图法知曲柄 连杆 可调节长度的曲柄和连杆的设计等轴视图正视图2、刀具往复运动的设计计算刀具的往复运动要求有急回特性，

12、因此用连杆来设计刀具的往复运动。 如图为所 设计的机构：由图可得 ， 其中 e 为偏距， a轮盘的半径， b 为连杆的长度。即为极位夹角。根据切割时糕点的高度 的要求 C1C2 的长度要大于 80mm。即：C1C2=C1D-C2D根据切刀与皮带间歇运动的协调性要求取极位夹角 =60，o 由此可初步取：a=50mm ，b=150mm ，e=100mm：电机的选择3 0.97pd 0.96 0.982 0.972 0.867型号额定 功率 KW满载转速 r/min效率%功率因数Y100L-63144086.70.81i0 24 iv带 2i1 4.1i2 2.86六：减速器的设计第一部分：运动和动

13、力参数计算pw工作机输入功率 pd电动机输出功率 a传动的装置总效率 1带传动传动效率 2轴承传动效率 3齿轮传动效率该计算部分公式和有关数据皆引自参 考文献三第 12 页到14 页pd 2.86 选择电动机 型号： Y100L6 同步转速 n 1500 r minp额 3kw：分配传动比2 iv 带 48 i 二级减速器 40i 0 iv 带 i 二级减速器i二级减速器i1 i2n工作 60r minn0 1440r mini0 144060 24选 iv带 2i0 总传动比i1 减速器 高速级传动比i2 减速器低速级传动比该部分公式及数据 引自参考文献三第 7 页表一和第 17 页 图 1

14、2计算说明结果pw 2.5kw则 i 二级减速器0224 12iv带i 4.1 查参考文献三图 12 得 i1 4.1i2 2.86三、各轴转速、功率和转矩n1 n01440 720r minv带n2n3p1720 175.6r min4.1175.660r mini2 2.86 pd 1n1i1n22.88 0.96 2.765p2 p1 2 32.765 0.98 0.97 2.63 p3 p2 2 32.63 0.98 0.97 2.539550 pd 103n039550 2.86 10 21010N mm1440T1 Td iv带 121010 2 0.98 40340N mmT2

15、T1 i1 2 3 157220N mmT3 T2 i2 2 3 427437N mm轴名功率 P kW转矩 T (N m)转速 n (r min)I轴2.3431.07720II 轴2.23121.08175.6III 轴2.12402.8450.17该部分公式引自参 考文献三第 19 页到 21 页n1 720r min n2 175.6 r min n3 60r min p1 2.765kw p2 2.63kw p3 2.5kw T1 40340N mm T2 157220N mm T3 427437N mm：传动零件的设计计算计算说明结果一：带轮传动设计计算该部分公式和数 据引1、选择

16、 V 带型号自参考文献二 242 页到pckA pd262 页pc 3.168kwkA 1.1pc 1.1 2.88 3.168选择 A 型带pc 计算功率 kA工况系 数，根据参考文献二第 254 页表 11.3 选择得：选A 型带2、确定带轮直径kA 1.1dd1 125带型号的选择：由dd2 (1- )dd1ipc 3.168dd1 125mmdd 0.99 125 2 247.5n0 1440r min 查参考dd2 250mm圆整为 dd 2502文 献 二 第 253 页 图3、验算带速11.11得选择 A 型带dd1n1v60 100根据参考文献二第 254125 1440页选择

17、 dd 125v 9.42m sv 9.42m s60 1000滑动率设为 1%带速合适在5 25m s 范围内带速合适dd2 的圆整是根据参考4、确定 a和 Ld文献二第 254 页表 11.40.(7 dd1 dd2) a0 2 dd1 dd2选择得： 262.5 a0 750初定为 a0 500mmdd -dd 2Ld2a0dd1 dd2d2d12 1 24a0Ld 1600mmL0 2 500 (125 250) +2250 - 125 21596.564 500圆整 Ld 1600mma 2 Ld - d d1 d d2 82Ld - (dd1 dd2) 2-8 dd2-dd1 28

18、a 2 1600 - 125 250 821600- (125 250) 2 -8 250-125 28505.6mma为带轮中心距Ld 为带轮基准直径Ld 的圆整根据参考文 献二第 251 页图 11.10 选取 A 型带的标准基准 长度 Ld 为 1600mma 506mm圆整为 a 506mm5、验算小带轮包角dd 2 - dd11 180 - d 2 d1 57.3 a 250-125180 - 57.3506165.84 120包角合适6、确定带的根数pczp0p k kL3.1681.91 0.17 0.965 0.991.59圆整取 z 27、确定初拉力 F0F0 500 pc

19、2.5 -1 qv2zv k3.168 2.5F0 500 - 1 0 2 9.42 0.96520.1 9.422 142.6N因dd1 125mmv 9.42 m s ， i 2 查参考文献二第 256 页 表 11.6 得 p0 1.9kw 由 参考文献第 258 页表 11.8得普通 v 带i 1时 额定功率的增量p 0.17 kw ，由参考文 献二第 259 页表 11.10 查得包角修正系数 k 0.965 ，由参考文 献二第 259 页表 11.11 查得带长修正系数kL 0.991 165.84包角合适带轮根数z2F0 142.6N二、齿轮传动的设计计算A : 高速级齿轮传动设

20、计计算 1、设计小齿轮直径接触疲劳强度设计公式：H 380 1.2HBSk k AkvkF kF uid 0.6zE 189.8MPaT1 40340 N mmk A 1.0kv 1.08k F 1.1kF 1.13k 1.0 1.08 1.1 1.13 1.34 k A 1.0 kv 1.08 kF 1.1 kF 1.13k 1.0 1.08 1.1 1.13 1.34u 4.1HBS 250 MPaH 380 1.2 250 800MPa该部分公式及数 据引 自参考文献二 186 到 212 页、参考文献三 32 到 35 页以及参考文献 四第 97到 98页H 为 齿面接触许用 应力选择

21、齿轮为 软齿 面材料为碳素调 质刚 热处理方式为调质、正 火，由参考文献四第 96 页表 7.11查得齿面硬度 170 HBS 270 ， 取 HBS 250MPaH 380 1.2HBS 由参考文献二第 193 页 表 9.11 查得 kA 1.0 ， 由参考文献二第 193 页 图 9.44 查得 kv 1.08 ， 根 据kv 1.08 查参考文献二 第一 95 页表 9.13 得d12 1.34 43040 4.1 1 189.8 2 2.3230.6 4.1 80053mm2、确定中心距 akH 1.17 再查参考文 献二第 196 页图 9.46 得 到 kF 1.13 ，由参考文

22、 献二第 194 页表 9.12 可 以得到 kF 1.1 由参考按齿面接触强 度计算得小齿 轮直径： d1 53mm中心距：a d1 (1 i)253a (1 4.1) 135.152 圆整为 a 140mm 3、选定模数、齿数和螺旋角一般17 z1 30， 815z1 25z2 iz1 4.1 25 103 122acosmn2.139z1 z2查表圆整为 mn 2.52acos z1 z2 mn2 140 cos z1 z2109.552.5圆整为 z1 z2 110z1 z2 110z1 1 2 21.561 i 5.1取 z1 21 ， z2 89z2 87i 2 4.23z1 21

23、与 i 4.1相比误差为 3.17% 5%可用cos-1 mn z1 z2 10.8442a 4、计算分度圆直径小齿轮 d1 mn z1 53.454 cos大齿轮 d2 mnz2 226.546 cos5、按齿根接粗疲劳强度校核文献二第由参考 文献 二第 199 页表 9.14 得 zE 189.8MPa查参考文献二第 166 页 表 9.3 的圆整 mn 2.5a 140mmmn 2.5大小齿轮齿数 ; z1 21z2 89螺旋角：10.844 大小齿轮分度 圆直径：d1 53.454d2 226.546a 1.88- 3.2z1 z21.88-3.2 21 891.686d 0.6b s

24、ind z1mncoscos10.844tan0.6 25 tan10.844 1.015b arctan tan cos t 11.265Y 0.25 0.75 cos 0.678查参考文献二第 195 页 表 9.13 得 d 0.6 查参考文献二第 204 页 表 9.15 得 sF 1.25 ， 查参考文献二第 206 页 图 9.59 、 图 9.60 得 YN 0.92 Yx 1 图 9.58 得F lim 200 MPa 查参考文献二第 200 页 图 9.53 得 YFa 2.66 ， 第 201 页 图 9.56 得Y 0.898120sF 1. 25N1 60 Nktn96

25、0 720 10 360 8 1.67 109YN 0.92YST2.0 Yx 1F lim 200 MPaFpF lim YN YST YX200 0.92 2 11.25294.4MPamnYSa 1.582kT1 YFaYSaY Y cos23d z12FpYFa 2.66 YSa 1.58代入得：mn 32 1.34 43040 1.58 2.66按齿根接触应 力校核 mn mn许 合适20.6 212294.40.678 0.898cos10.8440.6 212 294.41.69mn 2.5 1.69 合适2、齿轮宽度bd d1 0.6 53.454 32。0724高速级齿轮齿数

26、 z2189中心距 a(mm)140模数 m(mm)2.5传动比 i4.1齿宽 b(mm)4035螺旋角11.265分度圆直径 d(mm)53.454226.546圆整为 b2 35 b1 40B: 低速级齿轮传动的设计2、设计小齿轮直径接触疲劳 强度设 计公式 初 步设计：d1 2.3232kT1 u 1H 380 1.2HBSk kAkvkF kFuid 0.6zE 189.8MPaT1 157220 N mm大小齿轮宽度主要参数a 170mmd1 84.998d2 255.002z1 21z2 63mn 4b2 50mmb1 55mmdub1 40b2 358.79k A 1.0kv 1

27、.08k F 1.1kF 1.13k 1.0 1.08 1.1 1.13 1.34k A 1.0kv 1.08kF 1.1kF 1.13k 1.0 1.08 1.1 1.13 1.34u 2.86HBS 250 MPaH 380 1.2 250 800MPad12 1.34 157220 2.86 1 189.8 2 32.320.6 2.86 80087.336mm2、确定中心距 aa d1 (1 i)287.336a (1 2.86) 168.662圆整为 a 170mm 4、选定模数、齿数和螺旋角 一般17 z1 30 ，815z1 25z2 iz1 4.1 25 103 122a co

28、smn3.446nz1 z2查表圆整为 mn 42a cosz1 z2mn2 140 cosz1 z283.1424圆整为 z1 z2 84z1z1z211021.5611 i5.1取 z1 21 ， z2 63iz2633z1 21与 i 2.86 相 比 误 差 为4.39% 5%可用-1 mn z1 z2cos 8. 792a4、计算分度圆直径小齿轮 d1 mn z1 84.998cos大齿轮 d2 mn z2 255.002cos5、按齿根接粗疲劳强度校核a 1.88- 3.2 1 1 cosz1 z2a 1.88 -3.2 1 1 cos8.79a 21 631.657d 0.6b

29、sind z1d 1 tanmn0.6 21tan8.79 0.62b arctan tan cos t 11.2650.75 cosY 0.25 0.697aY 0.0454120sF 1.25N1 60 Nktn960 157.6 10 360 8 1.67 109YN 0.92 YST 2.0 Yx 1F lim 200 MPaF lim YN YST YXFp F lim N ST X sF200 0.92 2 1294.4MPa1.25mn 3 2kT12 YFaYSa Y Y cos2 n 3 dz12 FpYFa 2.66 YSa 1.58代入得：2 1.34 157220 1.

30、58 2.66 mn 3 2n 0.6 212294.40.697 0.0454cos8.7920.6 212 294.43.43mn 4 3.43 合适3、齿轮宽度bd d1 0.6 84.998 50圆整为 大齿轮宽度 b2 50小齿轮宽度 b1 55结果高速级齿轮齿数 z21633中心距 a(mm)170模数 m(mm)4齿宽 b(mm)5550分度圆直径 d(mm)84.998255.002三、轴的设计计算计算及说明一：高速轴的计算1、选择轴的材料45 号调质钢、 217 HBS 255-1 180MPa 由参考文献二第 398 页表 19.1 查取2、初步计算轴径dmin A3 p

31、公式引自参考文献二第 403 页式 19.3 ndmin 110 720 17.304mm考虑键槽的影响，轴径增加3、轴上零件的定位及轴的主要尺寸的确定 其中：轴承 1 宽度 B 15mm 安装尺寸 齿轮 1 直径 d 40mm 安装尺寸 38mm4、按弯扭合成校核轴的强度1)轴空间受力简图选取 d 204% 5%并圆整16mm2)轴上受力分析齿轮上的径向力齿轮上的轴向力Fa Ft tan1508 tan10.844l ABFr lA2B -Fa d211150559 1502- 28953.4542176N危险截面弯 矩：M B1 59400M c1 30827 合成弯矩最大 值：M 1 5

32、9400齿轮上的圆周力 Ft 2T1 2 40340 1508 Nt d153 .454Fr Ft tan1508 tan20 559Ncos cos10.844289N3）计算作用于轴上的支反力水平面内的支反力 -FHA lAB FtlCB -FqlBD 0FHA FHB - Ft Fq 0- FHA 150 1508 106- 660 90 0FHA670 NFHBFt -FHA -Fq 1508-670-660 178N垂直面内的支反力FVB Fr - FVA 289-176 113N4）计算轴的弯矩并画弯矩图M HC l AC FHA 44 670 29480N mmM HB Fq l

33、BD 660 90 59400N mmMVC左l AC FVA 44 176 7744NMVC右 l AC FVA -Fa d21 7744 - 289 424 1386NM B1 M H2B M V2B M HB 59400 N mmMC1M H2C MV2C左298402 77442 30827 N mm1、2、M 1 M B1 59400 mm单位 N mm5）校核轴的强度M12 T 2 594002 0.7 40340 2 50MPa -10.1 0.94 25 3 二：中间轴的设计计算 选择轴的材料0.1d345 号调质钢、 217 HBS 255 -1 180MPa由参考文献二第

34、398 页表 19.1 查取 初步计算轴径dmin安全公式引自参考 文献二第 403页式 19 .3齿轮上的圆周力Ft22T2 2 157220d284.998 3699N齿轮上的径向力Fr2Ft2 tan3699 tan20cos1346Ncos10.8442.63dmin 110327.1145mmmin 175.6选取 d 30考虑键槽的影响，轴径增加 4% 5%并圆整 4、 按弯扭合成校核轴的强度1）轴空间受力简图2）轴上受力分析a）高速级大齿轮 高速级大齿轮为高速级的从动轮，因此受力与高速级小 齿轮刚好大小相等、方向相反，即与第一根轴齿轮受力大小相 等方向相反所以：1 齿轮上的圆周力

35、 Ft1 1508N1 齿轮上的径向力 Fr1 559N1 齿轮上的轴向力 Fa1 289NB）低速级小齿轮FHA l ABFt1lCBFt2l DB0危险截面最大齿轮上的轴向力Fa2 Ft2 tan3699 tan8.79572N3）轴上支反力计算d1 d 2- FVAl ABFr1lCBFa1- Fr2l DBFa 20VA AB r1 CB a1 2 r2 DB a 2 2FVAFr 2 - Fr 1 FVB0- FVA 151 1508 106 .5 559 226.546- 1346 51.5 572 84.998 02解得： FVA 1192N1192 1346- 559 FVB

36、0解得： FVB -1979NFHA - Ft1Ft 2FHB0- FHA 151 1508 106.5 - 3699 51.5 0解得： FHA -192 N-192 -1508 3699 FHB 0 解得： FHB -1992N4）计算轴的弯矩并画弯矩图MVC左 FVAl AC 1192 44.5 52448N mmMVC右 FVA l AC - Fa1 d1 52448 - 289 226.546 19718 N mm 2MVD右 FVBl BD -1979 51.5 -100929N mmd2 84.998MVD左 FVB lDB -Fa2 2 -100929 - 572 -12523

37、8 N mm 左 2 2MC1M H2 M VC左284492 52448 2 53124N mmM c2M HC M VC 右8449 2 197182 21451N mm弯矩值：M C 53124M D -125238 合成弯矩最大 值 在 D 截面 上：M D1 161262M C12 T 20.1d322161262 2 0.7 157220 20.1 0.94 33 365MP a -1-1 180MPa由参考文献二第 398页表 19.1 查取M D1M HD2M VD左2101592 21252382161262NmmM D2M HD 2M VD右2101592 2100929

38、2143204NmmM D1 M D2 MC1 M C2所以 D 截面为危险截面故安全 三、低速轴的设计计算 1、选择轴的材料45 号调质钢、 217 HBS 2552、初步计算轴径dmin A3 p 公式引自参考文献二第 403 页式 19.3 n2.5dmin 1103 26.05 38.13mm选取 d 40mm 考虑键槽的影响，轴径增加 4% 5% 并圆整3、轴上零件的定位及轴的主要尺寸的确定其中：轴承 1 宽度 B 19mm 安装尺寸 20mm 齿轮 1 直径 d 40mm 安装尺寸 38mm4、按弯扭合成校核轴的强度1）轴受力简图2）轴上受力分析低速速级大齿轮为低速级的从动轮， 因

39、此受力与低速级小齿 轮刚好大小相等、方向相反，即与第二根轴低速级小齿轮受力大 小相等、向相反所以：齿轮上的圆周力 Ft1 3699N齿轮上的径向力Fr1 1346N齿轮上的轴向力Fa1 572N3）轴上支反力：水平面内支反力- FHAl AB Ftl CB 0- FHA 152 3699 55 0 解得： FHA 1338NFHA F HB - Fr 01338 FHB - 3699 0垂直面内支反力危险截面合成弯矩最大值：M 1 165027解得： FHB 2311Nd- FVAl AB FaFr l CB 02255.002- FVA 152 572 1346 55 0解得： FVA 96

40、6NFVAFVBFr0解得： FVB 470N4）计算轴的弯矩并画弯矩图M HCFHA l AC 1338 100 133800N mmM VC左FVAl AC 966 100 96600N mmd 255M VC右 FVAl AC - Fa96600 - 57223670N mmVC 2 2M 1M HC2 M VC21338002 966002 165027 N mmM 2M HB2 M VC右21338002 236702 135877N mm5）画弯矩图cM C12T 2161262 2 0.7 157220 20.1d30.1 0.94 3365MP a -16）校核轴的强度故 安全

41、四 键连接的选择和计算计算及说明结果一：高速级轴上键的选择及计算1）选择d 28mm b 40 mm选择圆头普通平键： 8 35 GB1096 1979bh其主要参数： b h872）校核数据引自参考文献一第 90 页按挤压强度校核，轴传递扭矩 T 40340N mmp 4T 4 40340 25MPap 110MPadhl 28 7 35故安全二：中间轴上键的选择及计算1）选择d 33mm b1 35mm b2 55mm选择圆头普通平键：键 1 10 30 GB1096 1979键 2 10 50 GB1096 1979其主要参数键 1：b h 键 2：b h10 8 10 82）校核按挤压

42、强度校核，轴传递扭矩 T 157220N mm键 1：p4T4 15722079MPap110MPapdhl 33 8 30p键 2：p4T4 15722047MPap110MPapdhl 33 8 50p故安全三 低速级轴的校核1）选择d 48mm b 50mm选择圆头普通平键： 14 45 GB1096 1979bh其主要参数： b h14 92）校核按挤压强度校核，轴传递扭矩 T 427437N mm p 4T 4 427437 38MPap 110MPap dhl 48 9 45p故安全p 引自 参考文献 二第 328 页表 15.10 校核公式引自参考 文献二第 327 页五滚动轴承

43、的选择和校核计算及说明结果一、高速轴上轴承的选择和校核1）选择公式引自参考文献 二第 368 页表 17.52）校核1 、计算附加轴向力 Fs1、 Fs2Fs 0.5FrFr1FHA2FVA267021762692NFr1FHB 2FVB217821132210NFa 289N则可得轴承 1、2 的附加轴向力Fs1 0.5Fr1 346Fs2 0.5Fr 2 105N2、简图3、计算轴承所受轴向载荷因为 Fs1 Fa 346 289 635N Fs2所以轴承 2 被“压紧”轴承 1 因为斜齿轮传动，所以选择角接触球轴承 d 25mm n 720 r min 选择角接触轴承型号为： 7205C其

44、基本尺寸d D B25 52 15CrC0数据引自参考文献 一第 114 页表 9-516500 10500被“放松”由此可得Fa2 Fs1 Fa 346 289 635NFa1 Fs1 346N4、计算当量动载荷轴承 1Fa1 346 0.0328Co 10500Fa1Fr13466920.5 e1插值法所用数据引 自参考文献二第 370 页表 17.7公式引自参考文献二第 373 页其基本尺寸CrC025 52 1516500 10500利用插值法求得： e1 0.404再次利用插值法可求得： X1 0.44 、 Y1 1.413由 此可得：P1 f p X1Fr1 Y1Fa1 1 0.4

45、4 692 1.413 346 793N轴承 2Fa2 635 0.06047Co 10500利用插值法可求得： e2 0.43255再由 e2 0.43255 用线性插值法可求得：X2 0.44 、 Y2 1.2942 由此可得P2f p X2Fr2 Y2Fa21 0.44 210 1.2942 635 914N5、轴承寿命 Lh 校核因P2 P1 ，故按轴承 2 计算轴承寿命106 C10616500 3Lhh 60n p 60 720 914 126185h 360 3 8 8640h 故所选轴承 7205C 合格二、中间轴上轴承的选择和校核1）选择 因为斜齿轮传动，所以选择角接触球轴承

46、 d 25mm n 720 r min选择角接触轴承型号为： 7205C2）校核1 、计算附加轴向力 Fs1、 Fs2Fs 0.5FrFr1FHA2 FVA21922 11922 1207NFr2FHB 2 FVB219792 19922 2878NFa Fa2齿 -Fa1齿 283N则可得轴承 1、2 的附加轴向力Fs1 0.5Fr1 603.5NFs2 0.5Fr 2 1439N2、简图3、计算轴承所受轴向载荷因为 Fs1 Fa 603 283 886N Fs2所以轴承 1 被“压紧”轴承 2 被“放松”由此可得Fa1 Fs2 -Fa 1493- 283 1210NFa2 Fs2 1439N4、计算当量动载荷F 1210轴承 1Fa1 1210 0.08067Co 15000利用插值法求得： e1 0.45345Fa1 12101 e1Fr1 1207再次利用插值法可求得： X1 0.44 、Y1 1.2453由此可得：P1 f p