压缩包内含有CAD图纸和说明书,咨询Q 197216396 或 11970985 全日制普通本科生毕业设计 立式打蛋机的设计 THE DESIGN OF VERTICAL EGG MIXER 学生姓名： 学 号： 年级专业及班级：设计制造及自动化 指导老师及职称： 学 部： 理工学部 全日制普通本科生毕业设计 诚 信 声 明 本人郑重声明：所呈交的本科毕业设计是本人在指导老师的指导下，进行研究工作所取得的成果，成果不存在知识产权争议。除文中已经注明引用的内容外，本论文不含任何其他个人或集体已经发表或撰写过的作品成果。对本文的研究做出重要贡献的个人和集体在文中均作了明确的说明并表示了谢意。本人完全意识到本声明的法律结果由本人承担。 毕业设计作者签名： 年 月 日 目 录 摘要…………………………………………………………………………………………1 关键词 ……………………………………………………………………………………1 1 前言 ……………………………………………………………………………………2 1.1 选题研究意义……………………………………………………………………2 1.2 国内研究现状……………………………………………………………………2 1.3 目前国内常见的打蛋机类型……………………………………………………2 2 总体方案拟定 …………………………………………………………………………2 2.1 原理分析…………………………………………………………………………3 2.2 总体结构设计……………………………………………………………………3 2.2.1 总体结构设计……………………………………………………………3 2.2.2 传动路线…………………………………………………………………4 2.3 各执行机构主要参数的初步确定………………………………………………4 2.4 传动装置的运动和动力参数的计算……………………………………………5 3 主要零件的选择和设计…………………………………………………………………6 3.1 皮带轮的设计……………………………………………………………………6 3.2 齿轮的设计计算…………………………………………………………………8 3.2.1 直齿轮的设计计算………………………………………………………8 3.2.2 斜齿轮的设计计算………………………………………………………11 3.2.3 锥齿轮的设计计算……………………………………………………14 3.3 轴的设计计算……………………………………………………………………17 3.3.1 高速轴的设计计算………………………………………………………17 3.3.2 Ⅲ轴的设计计算…………………………………………………………20 3.3.3 主轴的设计计算…………………………………………………………24 3．4 轴承的校核………………………………………………………………………27 3.4.1 高速轴轴承的校核………………………………………………………27 3.4.2 主轴轴承的校核…………………………………………………………27 3.5 键的设计计算与校核…………………………………………………………28 3.5.1 高速轴上的联接键的校核…………………………………………28 3.5.2 电机上联接键的校核………………………………………………28 4 打蛋机其他每个部分的简介…………………………………………………………29 5 润滑与密封……………………………………………………………………………32 5.1 滚动轴承的润滑…………………………………………………………………32 5.2 锥齿轮的润滑……………………………………………………………………32 5.3 搅拌头的密封……………………………………………………………………32 6 主要缺点和有待进一步改善的地方…………………………………………………32 7 结束语…………………………………………………………………………………33 参考文献……………………………………………………………………………………34 致谢………………………………………………………………………………………34 附录…………………………………………………………………………………………35 立式打蛋机设计 学 生：刘 黎 指导老师：高英武 (湖南农业大学东方科技学院，长沙 410128) 摘 要：本文分析了中国国内外立式打蛋机的现状，设计出一新型立式打蛋机。该打蛋机是由搅拌器、容器、传动装置、容器升降结构和电动机以及机架等部分所组成。采用有级变速机构：由一对三联齿轮滑块组成，通过手动拔叉，使不同的齿数的直齿轮相互齿轮啮合，形成三种不同的转速，通过斜齿轮和锥齿轮的传递，使这三种不同的速度至主轴。搅拌头在行星轮的作用下产生自转，可以对容器内的各个部位进行搅拌。容器的升降机构则是为了尽快的装卸容器。机座则承受了调和时的所有负载。 关键词：搅拌器；容器；传动装置；容器升降机构 The Design of Vertical Egg Mixer Student:liuli Tutor: Gao Yingwu (Orient Science& Technology Collage of Hunan Agricultural University, Changsha，tainer lifting mechanism is designed for as soon as possible loading and unloading containers.The base is subjected to reconcile all load. Key Words: Mixer；Containers；Transmission device；Container lifting mechanism 1 前言 1.1 选题研究意义 我国蛋品资源丰富，品种多样，是生产和消费大国。特别是近几年来，随着中国经济的发展，蛋品加工业也发展迅速。自1985年以来我国已连续20多年保持世界第一产蛋大国的地位，人均蛋品占有量达20多千克；但我国禽蛋加工却不到蛋产量的1％，出口量占产量的2％。作为世界上最大的蛋品生产国，中国蛋品加工业和世界领先水平相比还有很大的差距。加工技术的落后、品种单一、产业化水平低等因素慢慢的变成了制约我国蛋品加工业发展的重要的因素。同时蛋品行业的不发达，也为蛋品行业工业化的高效发展和品质改善提供来广阔的空间。要实现中国蛋品业持续、快速、协调、健康的发展，蛋品加工首先应走产业化、品牌化的道路，其次注重蛋品的深加工技术的应用如蛋品的清洗、包装、分级、液态蛋等，最后就是引导消费者的消费观念。而这样的一个过程的实现，离不开蛋品加工公司装备水平的提高[1]。目前，国内大部分的蛋品加工公司仍然延续传统的作坊式手工生产，蛋品加工公司的技术装备大部分还停留在20世纪80年代的水平，设备陈旧老化，设备加工质量粗糙，工艺指标落后，设备性能和出品率低，可靠性差，生产自动化程度不高，这些都严重阻碍了蛋品加工的发展。而一些大型现代禽蛋生产企业在引进国外的蛋品加工设施时，考虑到蛋品原料特点的差异，加工方式的不同，设备维护、采购成本高，设备性能实用性等问题，往往是望而却步。先进的设备是否与国内的蛋品加工规模相适应呢，只有符合我国国情的蛋品设备才是国内蛋品生产企业的最佳选择[2]。 1.2 国内外研究现状 国外蛋品加工业比较发达，有关的机械设备种类齐全，能够准确的通过使用者的不同使用目的进行不同的机械组合，达到经济高效。在美国、日本、法国等国的蛋品自动处理程度和水平很高[3]。 1.3 目前国内常见的打蛋机的类型 目前国产打蛋机有两种：无级变速和有级变速。无级变速可连续变速，变速范围广，对工艺适应能力强，但结构较为复杂，设备成本高。国产的打蛋机大多数都采用齿轮换挡的有级变速机构，作用单一的或小型的打蛋机则不变速或采用双速电机。传动装置有两种排布形式。一种是由三根平行传动轴及五对齿轮构成，齿轮箱大，传动构件多，但维修调速方便，制造工艺要求的精度低。另一种是二根平行轴和四对齿轮构成，齿轮箱小，构件相应减少，成本也降低[4]。 2 总体方案的拟定 2.1 原理分析 打蛋机在食品加工中采用来搅打多种蛋白液。搅拌物料主要是粘稠浆体，如各种蛋糕生产所需的面浆及各式花样的装饰乳酪等。 打蛋机操作时，搅拌器非常快速地旋转，强制搅打，被调和充分接触并剧烈摩擦，以此来实现混合、乳化、充气及排除部分水分的作用[4]。 2.2 总体结构设计 2.2.1 总体结构 总体结构分以下几个部分（如图1所示） （1）电动机：选用Y801-4三相异步电动机。 （2）减速机构：减速机构主要由两个锥齿轮、2个斜齿轮、3对直齿轮、3根轴承、闷盖、透盖等组成。 （3）升降结构：同轴凸轮、连杆、滑块 （4）机座 （5）调和容器 其结构简图如图1： 图1 结构示意图 Fig.1 The figure of program 1 2.2.2 传动路线 低速轴 6 斜齿轮 7 锥齿轮 8 主轴 1 electric machine 2 sheave 3 high speed shaft 4 spur gear 5 low speed shaft 6 spiral gear 7 angle gear 8 principal axes 图2 立式打蛋机的传动路线 The transmission route of the the vertical egg mixer 2.3 各执行机构主要参数的初步确定 减速机构 所需转速n1=70r/min n2=125r/min n3=200r/min 电动机的选择[5] 采用卧式封闭型电动机，根据查阅小功率电动机手册，考虑选用Y801-4型号三相异步电动机，其特征如表： 表1 电动机的型号 Table 1 the type of the electromotor 电动机型号 额定功率 输出转速 质量 Y801-4 0.55KW 1390r/min 17kg 2.4 传动装置的运动和动力参数的计算 电动机的满载转速为1390r/min, 要求的输出转速为70r/min、125r/min、200r/min，通过考虑[6]： （1）各级传动比机构的传动比应在推荐值的范围内，不应超过最大值，以利于发挥其性能，并使其结构紧凑。 （2）各级传动的结构尺寸协调、匀称。例如：由V带传动和齿轮传动组成的传动装置，V带传动的传动比不能过大，否则会使大带轮半径超过变速器的中心高，造成尺寸不协调，并给机座设计和安装带来困难。 （3）传动装置外廓尺寸紧凑，重量轻。在相同的总中心距和总传动比情况下，具有较小的外廓尺寸。 （4）在变速器实际中常使各级大齿轮直径相近，使大齿轮有相近的侵油深度。高、低速两极大齿轮直径相近，且低速级大齿轮直径稍大，其侵油深度也稍深些有利于侵油润滑。 （5）避免传动零件之间发生干涉碰撞。高速级大齿轮与低速轴发生干涉，当高速级传动比过大时就可能会产生这种情况。除考虑上诉几点还要理论联系实际，思考机器的工作环境、安装等特殊因素。这样我们就能够最终靠实测与理论计算来分配各级的传动比了。 则总的传动比为： 传动比分配如下： 第一级V带传动比 i1=2 第二级直齿轮传动比 i2=2.33 =1.307 =0.818 第三级斜齿轮传动比 i3=1.5 第四级锥齿轮传动比 i4=2.809 各轴的转速： n1=695r/min n2=298r/min =531.5r/min =849r/min n3=198.7r/min =354r/min =566r/min n4=70.7r/min =126r/min =201r/min 各轴输入功率的计算： 机械效率[4]如下： V带传动η1=0.96 齿轮传动η2=0.98 锥齿轮η3=0.97 斜齿轮η4=0.98 联轴器η5=0.99 各轴传递的功率： P1=PWη1η5=0.55×0.96×0.99＝0.5174kw P2=P1η2=0.5174×0.98=0.507kw P3=P2η4=0.507×0.98=0.497kw P4= P3η3=0.497×0.97=0.48kw 各轴所传递的转矩: T1=9550=9550×=7.26N•m T2=9550=9550×=16.58N•m =9.3N•m =5.82N•m T3=9550=9550×=24.37N•m =13.68N•m =8.55N•m T4=9550=9550×64.83N•m =36.38N•m =22.8N•m 3 主要零件的选择和设计 3.1 皮带轮的设计 根据设计可知皮带轮传动比为2，因传动速度较快，处于高速端，故采用带传动来提高传动的平稳性。并旋转方向一致 ，带轮的传动是通过带与带轮之间的摩擦来实现的。带传动具有传动平稳，造价低廉以及缓冲吸振等特点[7]。根据槽面摩擦原理，在同样的张紧力下，V带传动较平带传动能产生更大的摩擦力。再加上V带传动允许传动比较大，结构较紧凑，以及V带以标准化并且大量生产的优点，所以这里高速轴传动选用V带传动。 (1)确定计算功率 Pca 由 K A =1.1[7] 故 Pca = K A P = 1.1×0.55=0.605KW （1） (2) 选取带型 窄V带较普通V带相比，当宽度相同时，窄V带的宽度约缩小1/3，而承载能力可提高1.5—2.5倍，这里选用窄V带，根据Pca=0.605KW,小带轮转速n1=139r/min,可选择Z型V带。 （3）确定带轮的基准直径dd1和dd2，并验算带速 依照结构及传动比需要，初取主动轮基准直径 dd1 =80mm ，从动轮基准直径dd2 =idd1=2×80=160 mm ，按式 v1 =dd1 n1/ 60×1000 =5.82,处于普通V带vmax=5-30m/s之间,因此带 的速度合适。 （4）确定窄V带的基准长度Ld和传动中心a[5] 0.7（dd1 +dd2）＜a0 ＜2（dd1 + dd2）初步确定中心距a0 =240mm,由式： (2) 由选带的基准长度[8] Ld=800mm （5）计算实际中心距 a =a 0 +（Ld-L/d）/2=240+（800–867）/2=206.5 mm 中心距的变化范围194.5～230.5之间 （6）演算主动轮上的包角 a1 a1 =180 o -57.3 o(dd2- dd1)/a =180 o -57.3 o(160–80)/206。5=157.8 o≥90 o （7）计算带的根数 由dd1=80mm 和n1=1390r/mm 查得P0=0.25kw 根据n=1390r/min i=2和Z型带查得ΔP0=0.03kw，查得ka=0.94，查的kl=1.14于是 Pr=(P0+ΔP0) kakl=(0.35+0.33) ×1.14×0.94=0.41kw 所以V带的根数：Z= 取Z=2[9]根 （8）计算单根V带的初拉力的最小值 Z型带的单位长度质量的q=0.06kg/m (F0)min=500+qv2=500×=45.16N 应使它的实际初拉力F0＞(F0)min （9）计算压轴力Fp 压轴力最小值： (FP)=2Z(F0)min=2×2×45.16×=177.03N （10）带轮的结构设计 V 带带轮选用HT200，因带轮的轴径较小，小皮带轮采用腹板式带轮结构。由于大皮带论的D1-d1 = 172-26 = 146≥100，所以采用孔板式。使用经过动平衡实验处理[5]。轮槽工作表面要精细加工，具体设计参数如下所示： 基准宽度 bd = 8.5mm； 基准线上槽深 hamin = 2.0mm； 基准线下槽深 hfmin = 7.0mm； 槽间距 e = 12mm； 第一槽对称面至端面的距离 f min=7mm； 带轮宽 = 26mm； 外径 mm； mm； 轮槽角 φ1 = 34°；φ2 = 38° 图3 皮带轮结构图 Fig.3 The assembl programe of the belt pulley （11） 带的张紧装置 各种材质的V 带都不是完全的弹性体，在预紧力的作用下，经过一段时间的运转后，就会由于塑性变形而松弛。使预紧力FO 降低。为保证带传动的能力，应定期张紧。此处采用定期张紧装置[9]。 3.2 直齿轮的设计计算 3.2.1 直齿轮的设计计算 （1）选择齿轮材料 考虑到齿轮传动载荷一般，参考类似减速器的结构，选择小齿轮材料为40Cr（调制）,硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调制）硬度为240HBS。二者材料硬度相差40HBS 选小齿轮的齿数Z1=18,大齿轮数的齿数Z2=42。 （2）确定齿轮的主要参数 按齿面接触强度计算： d1t≥2.32 (4) 确定公式内的个计算数值 初选载荷系数 kt=1.3 小齿轮传递的转矩T1=7.26×N·mm 选取齿宽系数φd=1,弹行系数ZE=189.8,小齿轮的接触疲劳强度极限大齿轮的接触疲劳强度极限σHlim2=550MPa 。 计算应力循环次数 N1=60n1jLh=60×695×1×（1×8×300×15）=1.5× N2==0.46 接触疲劳寿命系数KHN1=0.9 KHN2=0.95 计算接触疲劳许应力，取失效概率为1%，安全系数S=1 [H]1==0.9600MPa=540MPa [H]1==0.95550MPa=522.5MPa 计算小齿轮分度圆直径d1t ,代入[H]中较小的值 =2.32=28.15mm 计算圆周速度V V==1.02m/s 计算齿宽： b==28.15mm 计算齿宽与齿高之比 模数：mm 齿高：h=2.25=2.251.564=3.52 齿宽与齿高之比： = 计算载荷系数 取动载系数[1] kv=1.05, KHA=kFa=1, 使用系数KA=1 假设为单齿对啮合，取齿间载荷分配系数[10]Khβ=1.423 KFβ=1.35 故载荷系数:K=KAKHβKVKHα=1.05×1×1×1.423＝1.494 按实际载荷系数校正所算得圆的分度直径 =29.55 （5） 计算模数：= 按齿根强度计算 m≥ （6） 确定公式内的计算数值 小齿轮的弯曲疲劳强度极限σFE1=500MPa；大齿轮的弯曲强度极限 σFE2=380MPa；取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.85；KFN2=0.88；弯曲疲劳安全系数S=1.4。 计算弯曲疲劳许应力： [σF]1=MPa=303.57MPa [σF]2=MPa=238.86MPa 计算载荷系数K： K=KAKVKαKFβ=1×1.05×1×1.35＝1.4175 齿形系数[11] YFa1=2.91 YFa2=2.38 应力校正系数 YSa1=1.53 YSa2=1.674 计算大小齿轮的并加以比较 ==0.0147 ==0.0167 设计计算：m≥=1.03mm 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数的m的大小主要根据弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关。取模数为1.49，并就近取模数为1.5，按接触强度算得的分度圆直径d1=29.55mm，则齿轮数为： Z1=18 Z2=42 （3）几何尺寸的计算： 分度圆直径： d1=Z1m=18×1.5=27mm =39mm =49.5mm d2=Z2m=42×1.5=63mm =51mm =40.5mm 中心距： a=mm 3.2.2 斜齿轮的设计计算 （1）材料的选择及热处理 斜齿轮与直齿轮的材料及热处理一样，精度为七级，选小齿轮数Z1=36, Z2=54,初选螺旋角β=14º。 （2）确定齿轮的主要参数 按齿面接触强度计算 d1t≥ （7） 确定公式内的各计算值 试选Kt=1.6；区域系数ZH=2.433； =0.86；＝0.67；=+=1.53 小齿轮传递的转矩： T1=16.58×103N·mm T2=9.3×103 N·mm T3=5.82×103 N·mm 选取最大的转矩为齿轮需传递的转矩 T1=16.58×103N·mm 选取与直齿轮相同的Фd=0.5；ZE=189.8MPa1/2；取σHlim1=600MPa；σHlim2=550MPa 计算应力循环次数，选取最大的转速n=849r/min N1=60n1jLh=60×849×1×（1×8×300×15）=1.8× N2==1.2 取接触疲劳寿命系数KHN1=0.9 ；KHN2=0.95 取失效概率为1%，安全系数S=1 [H]1==0.9600MPa=540MPa [H]1==0.95550MPa=522.5MPa [H]==MPa=531.25MPa 试计算小齿轮的分度圆直径d1t由计算公式得： d1t≥=35.21mm 计算圆周速度：V===1.56m/s 计算齿宽b及模数m b=Фdd1t=35.21mm mnt===0.952mm h=2.25mnt=2.25×0.951=2.14mm ==16.46mm 计算纵向重合度=0.318dZ1=2.854 计算载荷系数K: 使用系数[12]KA=1；动载系数KV=1.11;KHβ=1.42;KFβ=1.35;KHα=KFα=1.4；故动载系数K为： K=KAKV KHαKHβ=1.1×1×1.4×1.42=2.21 按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径 =35.21×=39.2mm 计算模数： mn==1.06mm 按齿根强度计算 m≥ （8） 计算载荷系数： K=KAKV KFαKFβ=1×1.11×1.4×1.35=2.1 纵向重合度εα=1.903；螺旋角影响系数Yβ=0.88 计算当量齿数; Zv1===39.43 Zv2===59.14 取齿形系数：YFa1=2.41; YFa2=2.28 应力校正系数: YSa1=1.668 YSa2=1.73 小齿轮的弯曲疲劳强度极限σFE1=500MPa；大齿轮的弯曲强度极限σFE2=380MPa；取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.85；KFN2=0.88；取安全系数S=1.4。 计算疲劳许应力： [σF]1=MPa=303.57MPa [σF]2=MPa=238.86MPa 计算大小齿轮的并加以比较 ==0.01324 ==0.01651 设计计算： m≥=0.78mm 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m大于齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取mn=2.25已可满足，但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=84.5mm来计算应有齿数： Z1===35.88 取Z1=36 Z2=54 （3）几何尺寸的计算： 计算中心距： a=mm 将中心距圆整取a=116mm 按圆整后的中心距修正螺旋角： =arccos=14.12 因值改变不大，故参数εα，kβ , ZH等不必修正 计算大小齿轮的分度圆直径： d1===83.5mm d2===125.3mm 取d1=84 d2=148 计算齿轮宽度： b=φdd1=0.5×83.5=83.5mm 圆整后去齿宽：b1=42mm b2=39mm 3.2.3 锥齿轮的设计计算 （1）材料及齿数的选择： 圆锥齿轮工作为闭式的，齿轮传动轴夹角为90，小齿轮悬臂支撑，大齿轮两端支撑，小齿轮选用40Cr，调质处理，平均硬度为270HBS，大齿轮选用45钢,调质处理，平均硬度为230HBS。 初选齿数：小齿轮数为Z1=21 大齿轮数为Z2=59 （2）确定齿轮的主要参数 按齿面接触疲劳强度计算： d1t≥2.92 （9） 确定设计公式中各个参数 初选载荷系数Kt=1.3；小齿轮所转递的转矩：T1=2.437×104；选取齿宽系数φR，为防止齿向载荷分布不均匀，应限制齿宽，取φR=0.3，弹性系数ZE=189.8MPa1/2；大小齿轮的接触疲劳强度为：σHlim1=713MPa；σHlim2=568.4MPa。 应力循环次数： N1=60n1jLh=60×566×1×（1×8×300×15）=1.2× N2==1.2=3.37×109 接触寿命系数ZN1=0.91；ZN2=0.96；取失效概率为1%；最小安全系数[2]SHlim=1 计算许用接触力： [H]1==0.91740MPa=673MPa [H]2==0.96680MPa=652MPa 计算端面重合度εα，当量齿数Z1m==22 Z2m==150 εα=[1.88－3.2(]cos=1.69 分度圆直径： d1t≥2.92=49.77mm 计算圆周速度： dm1t=(1－0.5φR)d1t=（1－0.5×0.3）×49.47=42.05mm V===0.545m/s 因V＜10m/s，选7级精度合格 计算载荷系数：取使用系数kA=1，kv=1.13，单齿对啮合，取齿间载荷系数kα=1，载荷分布系数kβ=1.2 K= kA kvkαkβ=1.36 校正分度圆直径： d1=d1t=14.42×=14.6mm 按齿根弯曲强度计算[2]： 大小齿轮的弯曲疲劳强度极限分别为：σFlim1=620MPa；σFlim2=580MPa 弯曲寿命系数YN1=0.91；YN2=0.9 尺寸系数YX=1 计算许用弯曲应力[δF1]，[δF2]。取失效率为1%，安全系数SFmin=1.25 [δ]=计算可知，[δF1]=451MPa；[δF2]=417MPa 重合度系数Yε: Yε=0.25+=0.25+=0.69 取齿形系数：YFa1=2.65; YFa2=2.1 应力校正系数: YSa1=1.67 YSa2=1.97 校核计算： YFa YSaYε=153.4MPa≤[σF1] =143.4MPa≤[σF2] （3）主要几何尺寸计算： 大端模数：m=d1t/z1=4977/21=2.37，查参考文献[3]表10-1取m=2.58 大端分度圆直径：d1=mz1=21×2.5=52.5mm d2= mz2=59×2.5=147.5mm 锥距R及齿宽b: R==0.4=25mm b=φbR=0.3×25=7.5mm 分锥角： ==19.57 º ==70.43º 齿根角按等顶隙计算： θf1=θf2=arctan=arctan2.29 º 顶锥角: δa1=δ1+θf1=19.57 º+2.29 º=21.86 º δa2=δ2+θf2=70.43º+2.29 º=72.71 º 齿高[3]：h=(2=1.8mm 大端顶圆直径da da1=d1+2hacosδ1=16.8+2×0.8×1×cos19.57 º=57.21mm da2=d2+2hacosδ2=47.2+2×0.8×1×cos70.43 º=147.5mm 3.3 轴的设计计算 3.3.1 高速轴的设计计算 （1）由参考文献[1],初步估算轴的最小轴径： dmin=A0 （10） 确定公式内的各种计算数值 选轴的材料为45（调质），根据参考文献[1]，取=103 由前面的设计算得 P1=0.5174kw n1= n2=298r/min （2）设计计算： mm 轴的最小轴径为d=(1+0.14)=14.11mm 圆整后取15mm 输出轴的最小直径用来安装联轴器[13]，为了使所选轴的直径d1-2与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。 联轴器的计算转矩Tca=KAT1，考虑转矩变化取KA=1.3 Tca=KAT1=1.3×7.26×103N·mm=9434N·mm 按照计算联轴器的转矩选择HL1型联轴器,联轴器的孔径为16mm，故取d1-2的直径为16mm,半联轴器的长度L=32mm，与轴配合的彀长度为：L1=27。 （3）轴的结构设计 拟定轴上各零件的装配方案 图4 高速轴的装配方案 Fig. 4 The assembl programe of high speed shaft 根据轴向定位要求确定轴的各段直径和长度[14] 为满足大V带轮的轴向定位要求，1-2轴段的右端需制出一轴肩，故取d2-3的直径为19mm，左端采用轴段挡圈定位，按轴段直径取挡圈直径为20mm,大V带轮与轴配合的彀孔长度为27mm，为了能够更好的保证轴段挡圈只压在大V带轮上而不压在轴的端面上，故l1-2-段的长度应比L1略短，取l1-2=25mm； 初步选择滚动轴承。因轴承同时受到轴向力与径向力的共同作用，故选深沟球轴承轴承[4]。参照工作要求并根据d2-3=19mm，选取6003型号。其尺寸为d×D×T＝17×40×13.25，故取d3-4=20mm；l9-10=20.5mm。 右端滚动轴承采用轴肩定位，定位轴承轴肩高度为2mm。 取安装齿轮1的轴段直径d4-5=23mm，齿轮的左端与轴承采用套筒定位，由上以求的齿轮1的齿宽为39mm，为了使套筒端面可靠的压紧齿轮，此轴段的长度应略短于齿宽的长度，故取l4-5=37mm，齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度h＞0.06d，故取h=1.5mm，则轴环的直径d5-6=26mm，轴环宽度b≥1.4h，为了配合拔叉换挡取l5-6=40mm，齿轮2为轴齿轮，分度圆直径d6-7=27mm，l6-7=27mm,d7-8=26mm，l7-8=42mm齿轮3左端采用套筒定位，齿宽为40.5mm，为了使套筒端面可靠的压紧齿轮，此轴段的长度应略短于齿宽的长度，故取l8-9=39mm，d8-9=26mm齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度为2mm，轴环的直径为3 mm。 轴承端盖的总宽度为10mm.取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离l=15mm,故取l2-3=25mm。 取齿轮距箱体内壁之间的距离为8mm，考虑到箱体铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体一定距离s，取s=4mm，已知轴承宽度为13.5mm，所以l3-4=T+s+a+(39-37)=13.5+4+8+2=27.5mm。 轴上零件的周向定位 齿轮，半联轴器采用的周向定位均采用平键连接，按d4-5=23mm查得平键截面[1]b×h=8×7，键槽的长为25mm，同时为了能够更好的保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择轮毂与轴的配合为，同样半联轴器与轴的连接，选用平键5mm×5mm×12mm，半联轴器与轴的配合为，滚动轴承与轴的定位采用过渡配合来保证，此处选轴的尺寸公差为m6。 确定轴上圆角和倒角尺寸[2]，取轴段倒角为1×45° （3）求轴上的载荷： 作出轴的计算简图,及求轴的支反力和弯矩： 把轴当做简支梁，支点取在轴承中点处，即去轴承宽度的1/2为支撑，由于轴所受的力为空间力系，将作用在轴上的力分解为垂直面和水平面。画出扭矩图图5（e）： 转矩:T=7260N·mm 圆周力：Ft=2T/d=2×7260/27=537.8N 径向力：Fr=Fttan20º=195.7N 求水平支反力： 平衡条件ΣMc=0：FHN1(118+90) －537.8×104=0 ΣFz=0：FHN1＋FHN2－Fr=0 FNv1＝FNv2=268.9N 图5 轴的载荷分析图 Fig.5 The analysis of the small gear wheel axle load 水平面6~7段的弯矩弯矩图5（b）： MH1=268.9×118=31730.2N·mm MHV2=268.9×90=24201N·mm 求垂直支反力： 由平衡条件ΣMc=0：FNv1(118+90) －195.7×104=0 ΣFy=0：FNv1＋FNv2－Fr=0 FNv1＝FNv2=97.85N 垂直面6~7段的弯矩图5（c）： MV1=97.85×118=11546.3N·mm MV2=97.85×90=8806.5N·mm 计算合成弯矩，画出弯矩图5（d） M1==33765 N·mm M2==25753 N·mm 计算危险截面的当量弯矩： 由合成弯矩图可知轴的6~7段为危险截面，取扭矩校正系数[15]为α=0.6 MB==34230 N·mm 危险截面的校核： [σe]==17.4MPa

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