机械设计课程设计 糕点切片机

机械设计课程设计设计说明书设计题目糕点切片机目录TOC\o"1-5"\h\z一、设计任务书3\o"CurrentDocument"二、切刀往复运动方案的选择和评价4\o"CurrentDocument"三、糕点直线间歇运动方案的选择与评价6\o"CurrentDocument"四、执行机构的简图及运动循环图8\o"CurrentDocument"五、执行系统的设计10\o"CurrentDocument"六、减速器的设计14\o"CurrentDocument"七、参考文献41一、设计任务书TOC\o"1-5"\h\z1、设计题目：糕点切片机*2、工作原理IJ糕点切片机需要完成两个执行动作：糕点的直线间歇移D滑梁II□动和切刀的往复直线运动。通过两者动作的配合进行切片，切刀通过改变直线间歇移动的距离，以满足糕点的不同切片宽:—L度的要求。输送带3、原始数据已知条件方案12345678工作机输入功(KW)2.52.32.22.12.01.91.81.7生产率(片/min)6058555250484542糕点尺寸：长度：200mm，厚度：5〜80mm，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分析切刀、输送机构的方案拟定执行机构方案，画出总体机构方案示意图画出执行机构运动循环图执行机构尺寸设计，画出总体机构方案图，并标明主要尺寸画出执行机构运动简图对执行机构进行运动分析传动装置设计选择电动机计算总传动比，并分配传动比计算各轴的运动和动力参数传动件的设计计算选择联轴器轴的结构设计绘制减速器装配图轴的强度校核滚动轴承的选择、寿命计算和组合设计键的选择和强度计算绘制轴、齿轮零件图二、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、凸轮机构、齿轮齿条、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。主动轮从助轮工作原理：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孤的作用，从动轮保持可靠停歇，从而实现从动轮的间歇转动。主动轮从助轮优缺点：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。并且不好控制进给的距离，所在此机构中不宜采用此构件。方案二: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，以其轮廓带动两齿轮孤往复运动，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。运动循环图刀具往复运动切刀每分钟得完成切割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）间款送料机构往复切刀机构分配轴转角Q'30'&0:90^12012：li»DI180-2103240c270c3001330cV1能'间款送料机构往复切刀机构分配轴转角Q'30'&0:90^12012五、执行系统的设计1、连杆凸轮的设计计算1）摆角的计算①②③先跟据①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10°，则第二个摆角为20°三个摆角为30°2）四连杆曲柄和连杆长度的确定.•…④1、根据④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2、得曲柄连杆机架根据第一步所求得的摇杆及机架长求当摆角20°时的曲柄和连杆长有作图法知2、得曲柄连杆同时由作图法得急回夹角为代入④式知3）同理当摇杆摆角为30°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，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0=60,由此可初步取：a=50mm，b=150mm，e=100mm六：减速器的设计第一部分：运动和动力参数计算p=2.5kwPd=P：p=2.5kwPd=P：w«“门=门X门2X门2a123门=0.96门=0.98门=0.97pd=0.96x0.982x0.972=0.867型号额定功率KW满载转速r/min效率％功率因数Y100L-63144086.70.81〃巧工作机输入功率p；电动机输出功率门'传动的装置总效率/带传动传动效率1七轴承传动效率门2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页结果p；-2.86选择电动机型号：Y100L-6同步转速n=1500r/•/min*页=3即分配传动比2<i<4V带8<‘二级减速器<400v带二级减速器'二级减速器i1Xi2.n/i0n工作n=60r,Jminn=1440rmin[=144060=24i0总传动比I；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12i=24〈带=2i=4.1i2=2.86则'•二级减速器=卜飞=12V带查参考文献三图12得'广4.1i2=2.86各轴转速、功率和转矩n1440==720rminin1440==720rmini2;V带n720=175.6rmini]4.1n175.6n=t==60rmin3i22.86p=px门=2.88x0.96=2.765p=px门x门2.765x0.98x0.97=2.63p=px门x门32232.63x0.98x0.97=2.5f9550xpx103T=ddn09550x2.86x103=21010Nmm1440Ti=Tdx匕xni=21010x2x0.98=40340NmmT=Txix门x门=157220Nmm1123'T=Txix门x门=427437Nmm2223'该部分公式引自参考文献三第19页到21页n1n2n3p1p2p3T1T2T3720rmin175.6rmin60r；min2.765知:2.63kw:2.5kw40340N•mm157220N•mm427437N•mm轴名功率P/kW转矩T!(N-m)转速n/(rmin)I轴2.3431.07720II轴2.23121.08175.6III轴2.12402.8450.17二：传动零件的设计计算计算说明结果一：带轮传动设计计算1、选择V带型号p=kxpk=1.1p=1.1x2.88=3.168选择A型带2、确定带轮直径dd=125d2=(1-&)叩dd=0.99x125x2=247.5圆整为d=250d23、验算带速兀dnV=d1-L60x100兀x125x1440八”.v==9.42mis60x1000在5—25m/s范围内带速合适4、确定a和Ld0.7(d+d)<a<2d+d)d1d20d1d2得：262.5<a0<750初定为a=500mmL=2a+土G+d)+'d2「""d02d1d24a0L=2x500+-x(125+250)+02(250-1252“=1596.564x500该部分公式和数据引自参考文献二242页到262页4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：kA=1.1带型号的选择：由p=3.168n=1440r;min查参考文献二第253页图11.11得选择A型带根据参考文献二第254页选择d=125d£滑动率设为1%d的圆整是根据参考d2文献二第254页表11.4选择p=3.168kw选A型带d=125mmd1d=250mmd2v=9.42m/s带速合适L=1600mmd圆整L=1600mma=[2L-兀d+d)+8+iLl-兀(d+dJ-8。-d)n^2n8a=[2x1600-兀(125+250)+8+El600-兀(125+250)1-8(250-125》

8=505.6mm圆整为a=506mm5、验算小带轮包角a=180。-dd2-dd1x57.31a=180。-250-125x57.3

506=165.84°>120。包角合适6、确定带的根数七(p+Ap》k_3.168一G.91+0.17)x0.965x0.99=1.59圆整取z=27、确定初拉力F0F=500Pc0zv(2-5\7—1+qv2"F=500工[圣02x9.42"0.965-1、+0.1x9.422=142.6Na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L为1600mm因d=125mm，d]v=9.42m-s，i=2查参考文献二第256页表11.6得p=1.9kw由0参考文献第258页表11.8得普通v带i丰1时额定功率的增量Ap=0.17kw，由参考文献二第259页表11.10查得包角修正系数ka=0.965，由参考文献二第259页表11.11查得带长修正系数«=0.99a=506mma1=165.84。包角合适带轮根数F=142.6N二、齿轮传动的设计计算A:高速级齿轮传动设计计算1、设计小齿轮直径接触疲劳强度设计公式：,ccc'2kTu+1d>2.3231-卜]=380+1.2HBSHv=0.6Ze=189.8MPaT=40340N•mm1k=1.0k=1.08k=1.1Fak=1.13FPk=1.0x1.08x1.1x1.13=1.34k=1.0k=1.08k=1.1Fak=1.13FPk=1.0x1.08x1.1x1.13=1.34u=4.1HBS=250MPaIn]=380+1.2x250=800MPaHd1>\2x1.34x430404.1+1(189.8^22.323130.64.1"800)=53mm2、确定中心距a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"］为齿面接触许用H应力选择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=250MPa卜］=380+1.2HBSH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k,=1.08，根据k^=1.08查参考文献二第一95页表9.13得k°=1.17再查参考文Hp献二第196页图9.46得到k=1.13，由参考文邱献二第194页表9.12可以得到k=1.1由参考Fa按齿面接触强度计算得小齿轮直径：d>53mm中心距:a>—1(1+i)253a>~2(1+4.1)=135.15圆整为a=140mm3、选定模数、齿数和螺旋角一般17<气<30,8°<p<15°气=25z2=iz1=4.1X25=103p=12°m=2aC0Sp=2.139nz1+z2查表圆整为m=2.52acospZ1+%=mn2x140xcospz+z=y5=109.55圆整为z1+z2=110z=^^4=110=21.5611+i5.1取z1=21,z2=89i=z=87=4.23z121与i=4.1相比误差为3.17%<5%可用m\z+z)p=cos-1n*z2=10.844°2a4、计算分度圆直径小齿轮d=当0=53.4541cosp大齿轮d=竺丰=226.5462cosp5、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m=2.5a=140mmm=2.5大小齿轮齿数；z1=21z2=89螺旋角：p=10.844°大小齿轮分度圆直径：d1=53.454d2=226.546r11\1.88-3.2—+—cosP查参考文献二第195页表9.13得vd=0.6r11Y£—1.88-3.2+ak21函J_=1.686acos10.844。kz1z2yv=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9.59、图9.60得=0.92=0.92Y=19.58bsinPvz—=—d1tanP丸m丸n0.6x25xtan10.844—1.015兀—arctan(tanPcosat)=11.265bFlim=200MPa查参考文献二第200页=0.25+0.75COSP=0.678图9.53得七=2.66,第201页图9.56得YT58120x£p=YT58Sf=1.25N=60Nkt60x720x10x360x8=1.67x109Yn=0.92Yt=2.0Y=1bf「=200MPabYYYb——FlimNSTXSF200x0.92x2x11.25—294.4MPa1.25I2kTYYFaSaYYCOS2Pb£pFPY^=2.66YSa=1.58代入得:.'2x1.34x430401.58x2.66按齿根接触应力校核m>m、许合适0.6x212294.4.0.678x0.898cos10.844x0.6x212x294.4=1.69m=2.5>1.69合适2、齿轮宽度b=wd《=0.6x53.454=32。0724高速级齿轮齿数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)53.454.226.546圆整为b2=35b1=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：2kTu+1d>2.32o—\Ku大小齿轮宽度%=40b2=35主要参数a=170mm《=84.998d2=255.002z1=21&=8.79。b=50mm2b=55mmIn]=380+1.2HBSHw=0.6气=189.8MPaT=157220N•mm1k=1.0k=1.08k=1.1Fak=1.13FPk=1.0x1.08x1.1x1.13=1.34k=1.0k=1.08k=1.1Fak=1.13FPk=1.0x1.08x1.1x1.13=1.34u=2.86HBS=250MPaInh]=380+1.2x250=800MPa2232'2x1.34x1572202.86+1(189.8，2.30.62.86[800)=87.336mm2、确定中心距aa>；(1+i)a>87；36(1+2.86)=168.66圆整为a=170mm4、选定模数、齿数和螺旋角一般17<z1<30,8°<P<15°z1=25z2=iz1=4.1x25=103P=12°m=2aC0SP=3.446nZ]+z2查表圆整为mn=42acospZ1+Z2=mn

2x140xcosPz+z=4=83.142圆整为Z]+z2=84z=^■^=110=21.56i1+i5.1取式广21,z2=63i=仝=竺=3z121与i=2.86相比误差为4.39%<5%可用P=cos-1mn"1+z2)=8.79。2a4、计算分度圆直径小齿轮d=当0=84.9981cosP大齿轮d=竺^=255.0022cosP5、按齿根接粗疲劳强度校核8=1.88-3.2^—+—1cosPaL"z1z2力8=1.88-3.2仁+—)cos8.79。aLI2163力=1.657wd=0-68p=碧=『anPn0.6x21c”八-c=xtan8.79=0.62兀P)=arctan(tanPcosat)=11.265%=0.25+0.7：osP=0.697a

%=-|-x%=0.0454S%=-|-x%=0.0454Sf=1.25N=60Nkt=60x157.6x10x360x8=1.67x109Yn=0.92Yt=2.0Y=1qf].=200MPaqYYYQ=—FlimNSTXSF200x0.92x2x1=294.4MPa1.25-2kTYY3：LJFaSaYYC0S2。FPYf=2.66=1.58代入得:；2x1.34x1572201.58x2.66m=3■n30.6x212294.4.'0.697x0.0454cos8.79x0.6x212x294.4=3.43m=4>3.43合适3、齿轮宽度b=wd《=0.6x84.998=50圆整为大齿轮宽度b2=50小齿轮宽度4=55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、轴的设计计算结果计算及说明结果一：高速轴的计算1、选择轴的材料45号调质钢、217<HBS<255t]=180MPa由参考文献二第398页表19.1-1查取2、初步计算轴径d=公式引自参考文献二第403页式(19.3)2.765d=1103,=17.304mmmin\720选取d=20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=15mm安装尺寸16mm齿轮1直径d=40mm安装尺寸38mm4、按弯扭合成校核轴的强度轴空间受力简图FrTA《44Vc[足忸乳』％轴上受力分析

齿轮上的圆周力F=艾=2*40340-1508Ntd53.454i齿轮上的径向力F=箜祟=1508xtan20°=559NrcosPcos10.844°齿轮上的轴向力F=FtanP=1508xtan10.844。=289N3）计算作用于轴上的支反力水平面内的支反力-Fxl+Fl-Fl=0HAABtCBqBDF+F-F+F=0HAHBtq-FhA*150+1508x106-660x90=0Fha=670NFB=F-Fha-F=1508-670-660=178N垂直面内的支反力F=—[FxL-F幺）似、"r2a2）=上[559x即-289巴1176N150122）Fvb=F-FA=289-176=113N4）计算轴的弯矩并画弯矩图Mhc=、xFha=44x670=29480N•mmMhb=Fxy=660x90=59400N•mmMC左=、xFA=44x176=7744Nd44M=lF-Fx—=7744-289x——=1386NVC右ACVAa22Mb1=加端+M&=M捆=59400N•mmMc1=』M；c+M：c左=J298402+77442=30827N•mm危险截面弯矩：M1=59400M1=30827合成弯矩最大值：M1=59400M1=MB^=59400•mm安全q50MPa<<lni]单位N•mm公式引自参考文献二第403页式(19.3)_JmJ+Gt》_J‘59400M1=MB^=59400•mm安全q50MPa<<lni]二：中间轴的设计计算1、选择轴的材料45号调质钢、217<HBS<255"〔］=180MPa由参考文献二第398页表19.1查取2、初步计算轴径.2.63d=110r=27.1145mmmin\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,一445155FaiFnlAV少CF试lFa2'Fr2B2）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F]=1508N1齿轮上的径向力F]=559N1齿轮上的轴向力F广289NB）低速级小齿轮齿轮上的圆周力F=奚=2*157220=3699N12d84.9982齿轮上的径向力F=Fr=3699Xtan20O=1346Nr2cosPcos10.844°

齿轮上的轴向力F2=F2tanp=3699xtan8.79。=572N3）轴上支反力计算-Fl+Fl+F幺-Fl+F幺=0VAABr1CBal2r2DBa22Fva+F2-F1+Fvb=°226546-Fvax151+1508x106.5+559x—2—84.998八-1346x51.5+572x=02解得：FA=1192N1192+1346-559+FB=0解得：Fvb=-1979N-Fl+Fl-Fl=0HAABt1CB12DBF-F+F+F=0HAt112HB-Fhax151+1508x106.5-3699x51.5=0解得：Fha=-192N-192-1508+3699+FB=0解得：Fhb=-1992N4）计算轴的弯矩并画弯矩图MC左=FvJac=1192x44.5=52448N•mmM=Fl-Fd=52448-289x226.546=19718N•mmVC右VAACa12M^D右=FvJbd=-1979x51.5=-100929N•mmd84.998MVD左=FVBlDB-F2寸=-100929-572x—寺=-125238N•mmMC1=』Mh2+Mvc左2=（84492+524482=53124N•mm危险截面最大M2=^Mhc2+MVC右2=J84492+197182=21451N•mm

MD1=«Mhd2+MD左2=%j'1015922+1252382=161262N•mmM班MD2+MD右2=、“015922+1009292=143204N•mmMdi>MD2>Mci>MC2FqFrlA』眺危险截面最大FqFrlA』眺1FqFri.Fra:B52448FTQ」—Fas.8F蹄1wsaw009涟8449一一.1--「日1『■*Ft2i1FhbXJI57ppn-1015?a弯矩值：MC=53124Md=-125238合成弯矩最大值在D截面上：Mg=161262寸M2+Gr》1612622+(0.7X1572202“「]气=「0.1心="州巧<<^_i]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<255L]=180MPa由参考文献二第398页表19.1查取-12、初步计算轴径

公式引自参考文献二第403页式（19.3）dmin=1103:25%60=38.13mm选取d=40mm考虑键槽的影响，轴径增加4%—公式引自参考文献二第403页式（19.3）dmin=1103:25%60=38.13mm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F]=3699N齿轮上的径向力F=1346Nr1齿轮上的轴向力F=572Na13）轴上支反力：水平面内支反力-Fl+Fl=0HAABtCB-FhaX152+3699x55=0解得：Fh^=1338N「燮+「提-F=01338+F^-3699=0垂直面内支反力解得：Fhb=2311N-Fl+F-+Fl=0VAABa2rCB255.002-Fx152+572x2+1346x55=0解得：FvA=966Nfa+Fvb+F=0解得：FB=470N4）计算轴的弯矩并画弯矩图Mhc=FhJac=1338x100=133800N•mmMvc左=FAlC=966x100=96600N•mmM=Fl-Fd=96600-572x竺=23670N•mmVC右VAACa22M1=\Mc2+Mvc2=''1338002+966002=165027N•mmM2=Whb2+Mvc右2=*''1338002+236702=135877N•mm危险截面合成弯矩最大值：M1=1650275）危险截面合成弯矩最大值：M1=165027四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=28mmb=40mm选择圆头普通平键：8x35GB10961979数据引自参考文献其主要参数：bXXh8x7一第90页2）校核

按挤压强度校核，轴传递扭矩T=40340N•mm4T4x40340I"1。=__=28735牝25MPa<b」=110MPa故安全二：中间轴上键的选择及计算b1引自参考文献p二第328页表15.10校核公式引自参考文献二第327页1）选择d=b1引自参考文献p二第328页表15.10校核公式引自参考文献二第327页选择圆头普通平键：键110x30GB1096—1979键210x50GB1096—1979其主要参数键1：bxh键2：bxh10x810x82）校核按挤压强度校核，轴传递扭矩T=157220N•mm4T4x157220\1,键1：^=dhi=33~8~30总79MPa<b」=110MPa4T4x157220"1,键2：b=-d—=—-_8_5—机47MPa<b」=110MPa故安全三低速级轴的校核1）选择d=48mmb=50mm其主要参数:bxh14x9选择圆头普通平键：14其主要参数:bxh14x92）校核按挤压强度校核，轴传递扭矩T=427437N•mm4T4x427437「1。=dhd=48945总38MPa<b」=110MPa故安全五滚动轴承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

因为斜齿轮传动，所以选择角接触球轴承d=25mmn-720rmin选择角接触轴承型号为：7205C其基本尺寸dDBCrCo25521516500105002）校核1、计算附加轴向力F］、F2F=0.5FF]=^FA2+FA2=^6702+1762=692N数据引自参考文献一第114页表9-5公式引自参考文献二第368页表17.5F1=^FB2+七2■1782+1132=210NF=289N则可得轴承1、2的附加轴向力F=0.5F]=346F=0.5F=105N数据引自参考文献一第114页表9-5公式引自参考文献二第368页表17.52、简图3、计算轴承所受轴向载荷因为F/F=346+289=635N>F2所以轴承2被“压紧”轴承1被“放松”由此可得F2=F1+F=346+289=635NF]=F]=346N4、计算当量动载荷轴承1土=关爻=0.0328C10500利用插值法求得：匕=0.404F—alF—alFr1346692=0.5>ei再次利用插值法可求得：X1=0.44、匕=1.413由此可得：P=f(XF+YF)=1x(0.44x692+1.413x346)=793N插值法所用数据引自参考文献二第370页表17.71p1r11a1…一F635轴承2f=插值法所用数据引自参考文献二第370页表17.7利用插值法可求得：e2=0.43255公式引自参考文献二第373页再由e2=0.43255公式引自参考文献二第373页X2=0.44、Y=1.2942由此可得P=f(XF+YF)=1x(0.44x210+1.2942x635)=914N2p2r22a25、轴承寿命Lh校核因P2>P，故按轴承2计算轴承寿命106(CY106(16500)3———=x60〃"p)60x720"914)=126185h>360x3x8=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d=25mmn=720r.min选择角接触轴承型号为：7205C其基本尺寸dDBCrC025521516500105002）校核1、计算附加轴向力F1、F2F=0.5FF1=处心2+Fva2=\,1922+11922=1207NF2=崩皿2+七2=J19792+19922=2878NFa=Fa2齿-七广283N则可得轴承1、2的附加轴向力F1=0.5F1=603.5NF=0.5F=1439Ns2r22、简图3、计算轴承所受轴向载荷因为F1+F=603+283=886N<F2所以轴承1被“压紧”轴承2被“放松”由此可得F=F-F=1493-283=1210NF2=F2=1439N4、计算当量动载荷轴承1土=也0=0.08067C15000利用插值法求得：匕=0.45345七=1210=1>可—1