商丘工學(xué)院本科畢業(yè)論文（設(shè)計）多功能和面機設(shè)計誠信承諾書本人鄭重承諾和聲明：我承諾在畢業(yè)論文撰寫過程中遵守學(xué)校有關(guān)規(guī)定，恪守學(xué)術(shù)規(guī)范，此畢業(yè)論文（設(shè)計）中均系本人在指導(dǎo)教師指導(dǎo)下獨立完成，沒有剽竊、抄襲他人的學(xué)術(shù)觀點、思想和成果，沒有篡改研究數(shù)據(jù)，凡涉及其他作者的觀點和材料，均作了注釋，如有違規(guī)行為發(fā)生，我愿承擔一切責(zé)任，接受學(xué)校的處理，并承擔相應(yīng)的法律責(zé)任。畢業(yè)論文（設(shè)計）作者簽名：年月日目前國產(chǎn)的設(shè)備大多是對國外進口產(chǎn)品的簡單仿制，因此針對和面機機械關(guān)鍵部件的深入研究，對原理、結(jié)構(gòu)、運動、功能等分析，提供結(jié)構(gòu)簡單可靠、操作方便、機械化程度高、使用范圍廣的和面機機械是很有必要的。本文在分析和面機機械的工藝和使用要求的基礎(chǔ)上，通過對關(guān)鍵部件的理論分析，提出一種實用、簡單、可靠和通用的傳動系統(tǒng)，將結(jié)構(gòu)等關(guān)鍵部件的設(shè)計原理、結(jié)構(gòu)特點等做了較為詳細的研究和設(shè)計;本文分析各機構(gòu)的運動學(xué)規(guī)律，提出可行的優(yōu)化結(jié)構(gòu)滿足切割工藝;對關(guān)鍵部件提出完整的設(shè)計方法，旨在滿足市場需求，推動企業(yè)創(chuàng)新步伐。關(guān)鍵詞：和面機機械，傳動系統(tǒng)，結(jié)構(gòu)設(shè)計，計算機輔助設(shè)計AbstractCurrentdomesticequipmentmostlyonforeignimportsofsimpleimitation,soforin-depthstudyandnoodlemachinesforkeycomponents,principles,structure,movementandfunctionanalysis,providingasimpleandreliablestructure,convenientoperation,highdegreeofmechanization,theuseofawiderangeofmechanicaldoughmixerisnecessary.Basedontheanalysisandnoodlemachinemechanicalprocessesandrequirements,throughthetheoreticalanalysisofthekeycomponentsproposedapracticaldesignprinciplesofkeycomponentsissimple,reliableandversatiledrivesystem,thestructure,andotherstructuralfeaturesdoamoredetailedresearchanddesign;Thispaperanalyzesthekinematicslawagencies,thefeasibleoptimizingthestructuretomeetthecuttingprocess;keycomponentsmadecompletedesignapproachdesignedtomeetthemarketdemand,andpromotethepaceofinnovation.KeyWords:doughmixermachine,transmission,structuraldesign,computer-aideddesignTOC\o"1-5"\h\z\o"CurrentDocument"第1章緒論 1\o"CurrentDocument"食品裝置（機械）的應(yīng)用及適用范圍 1\o"CurrentDocument"食品裝置（機械）的國內(nèi)外發(fā)展情況 1\o"CurrentDocument"食品裝置（機械）研究開發(fā)的意義 3\o"CurrentDocument"第2章和面機初步設(shè)計 4\o"CurrentDocument"設(shè)計準備 4\o"CurrentDocument"和面的基本過程 4\o"CurrentDocument"和面機各部件設(shè)計 4多功能和面機設(shè)計 5確定和面機容量 5\o"CurrentDocument"總方案的設(shè)計 5\o"CurrentDocument"攪拌裝置設(shè)計 6\o"CurrentDocument"攪拌軸傳動系統(tǒng)的設(shè)計 8\o"CurrentDocument"取料裝置設(shè)計 17\o"CurrentDocument"支架設(shè)計 25\o"CurrentDocument"第3章攪拌主軸組件要求與設(shè)計計算 26\o"CurrentDocument"主軸的基本要求 26\o"CurrentDocument"旋轉(zhuǎn)精度 26\o"CurrentDocument"剛度 26\o"CurrentDocument"抗振性 27\o"CurrentDocument"溫升和熱變形 27\o"CurrentDocument"耐磨性 27\o"CurrentDocument"主軸組件的布局 27\o"CurrentDocument"主軸結(jié)構(gòu)的初步擬定 28\o"CurrentDocument"主軸的材料與熱處理 28\o"CurrentDocument"主軸的技術(shù)要求 28\o"CurrentDocument"主軸直徑的選擇 29主軸前后軸承的選擇 29\o"CurrentDocument"軸承的選型及校核 30\o"CurrentDocument"主軸前端懸伸量 31\o"CurrentDocument"主軸支承跨距 32\o"CurrentDocument"主軸結(jié)構(gòu)圖 32\o"CurrentDocument"主軸組件的驗算 32\o"CurrentDocument"支承的簡化 32\o"CurrentDocument"主軸的撓度 33\o"CurrentDocument"主軸傾角 34\o"CurrentDocument"第4章機架底座的設(shè)計計算 41\o"CurrentDocument"主梁的強度驗算 41\o"CurrentDocument"主梁危險載面的強度驗算 41\o"CurrentDocument"支腿危險載面的強度驗算 42\o"CurrentDocument"下橫梁的強度驗算 43\o"CurrentDocument"檢測架受力分析 45\o"CurrentDocument"截面強度計算 46\o"CurrentDocument"截面剪切強度計算 46\o"CurrentDocument"總結(jié)與展望 48\o"CurrentDocument"致謝 49\o"CurrentDocument"參考文獻 50?多功好0面機設(shè)計-360的r 文件壁作 工具 修助e他曾硼后同添加帳g-?55■酢 田娼包浩言會1；二In務(wù)功能和面機沒計Nip-婚包大小為5.8MB名稱壓蹲后妞Jt-Chfi目錄）文件夾AO-SME.dwg448.4KB393.5KBAutoCAD因形：、Al-g制碼第4?dwg175.7KB127.1KBAutoCAD8B形：、ALS?HtB酌4fl.dwg106.6KB80.5KBAutoCAD圖形QAl-和科傳3；。部件SB.dwg125.4KB90.9KBAutoCADB9形0A2?賄H.dwg64.3KB39.9KBAutoCADSB形3a3-^axas&.dwg123.8KB98.2KBAutoCAD陰形0A3-卻Mffi.dwg64.3KB39.8KBAutoCAD33形：、A4-姆ffJB.dwg62.5KB38.1KBAutoCADBB形虻，多功能和SB機設(shè)計開圖SiS.doc23.0KB5.9KBMicrosoftWord文檔式參功慚0面機設(shè)計.doc2.3MB974.5KBMicrosoftWord文檔財設(shè)計說明書.doc2.3MB974.5KBMicrosoftWord文檔第1章緒論食品裝置(機械)的應(yīng)用及適用范圍現(xiàn)代經(jīng)濟生活中，絕大多數(shù)產(chǎn)品都需要經(jīng)過機械加工來提高產(chǎn)品的生產(chǎn)率。而有些產(chǎn)品的包裝要借助包裝技術(shù)及裝備。所以包裝設(shè)備在包裝過程中是不可或缺的工藝手段。和面機裝置是包裝設(shè)備中較為重要的一種機械設(shè)備形式，可廣泛應(yīng)用于一般塊狀食品的包裝，尤其適用于大批量的轉(zhuǎn)移、稱重、封口、碼放等過程。利用小型自動包裝機械包裝是提高裝袋速度，減輕工人勞動強度的有效方法。食品裝置(機械)的國內(nèi)外發(fā)展情況和面機，最初是由美國于上世紀五十年代開發(fā)出來的產(chǎn)品。后來日本得到發(fā)展,并于上世紀六七十年代隨日本經(jīng)濟高速發(fā)展，技術(shù)性能得到長足的進步。上世紀八十年代初，我國大量引進和面機并生產(chǎn)出自己的產(chǎn)品。以日清品牌為代表，主要針對方便面生產(chǎn)線配套使用。上世紀九十年代，這種機型開始大量用于糧食流通，同時派生出各種各樣的類似包裝機。隨著機電一體化的應(yīng)用，粉料自動包裝也向著高速全自動模塊化的方向發(fā)展及創(chuàng)新?，F(xiàn)今國外開發(fā)的和面機已極其人性化:高速、節(jié)能、全自動、模塊化。就國內(nèi)外和面機的開發(fā)情況來看，主要從以下幾點進行：⑴不斷擴大其通用能力，以滿足多種屬性粉料的包裝。(2)高速全自動，配備微機控制系統(tǒng)，借助預(yù)先儲存的程序控制多臺伺服電機，分別驅(qū)動有關(guān)執(zhí)行機構(gòu)。(3)參數(shù)化調(diào)整和設(shè)置，對主要操作部件(供送、袋成型、牽引、封切等)作適當調(diào)整有關(guān)工作參數(shù)，便可在較寬的尺寸范圍內(nèi)，滿足不同品種不同尺寸的包裝。(4)模塊化結(jié)構(gòu)設(shè)計，對供送、牽引、封切等主要部件進行相對獨立并又能較為自由組合的結(jié)構(gòu)設(shè)計，以滿足臥式組合和立式組合的包裝機。德國與美國、日本、意大利均為世界和面機機械大國。在和面機機械設(shè)計、制造、技術(shù)性能等方面居于領(lǐng)先地位。德國和面機機械的設(shè)計是依據(jù)市場調(diào)研及市場分析結(jié)果進行的，其，目標是努力為客戶，尤其是為大型企業(yè)服務(wù)。為滿足客戶要(1)工藝流程自動化程度越來越高，以提高生產(chǎn)率和設(shè)備的柔性及靈活性。采用機械手完成復(fù)雜的動作。操作時，在由電腦控制的攝像機錄取信息和監(jiān)控下，機械(2)提高生產(chǎn)效率，降低生產(chǎn)成本，最大限度地滿足生產(chǎn)要求。德國和面機機械以飲料、啤酒灌裝機械和塑料和面機機械見長，具有高速、成套、自動化程度高和可靠性好等特點。其飲料灌裝速度高達12萬瓶/h,小袋和面機機的包裝速度高達900袋/min(3)使產(chǎn)品機械和和面機機械一體化。許多產(chǎn)品要求生產(chǎn)之后直接進行包裝，以提高生產(chǎn)效率。如德國生產(chǎn)的巧克力生產(chǎn)及包裝設(shè)備，就是由一個系統(tǒng)控制完成的。兩者一體化，關(guān)鍵是要解決好在生產(chǎn)能力上相互匹配的問題。(4)適應(yīng)產(chǎn)制品變化，具有良好的柔性和靈活性。由于市場的激烈競爭，產(chǎn)品更新?lián)Q代的周期越來越短。如化妝品生產(chǎn)三年一變，甚至一個季度一變，生產(chǎn)量又都很大，因此要求和面機機械具有良好的柔性和靈活性，使和面機機械的壽命遠大于(5)普遍使用計算機仿真設(shè)計技術(shù)。隨著新產(chǎn)品開發(fā)速度不斷加快，德國和面機機械設(shè)計普遍采用了計算機仿真設(shè)計技術(shù)，大大縮短了和面機機械的開發(fā)設(shè)計周期.和面機設(shè)計不僅要重視其能力和效率，還要注重其經(jīng)濟性。所謂經(jīng)濟性不完全是機械設(shè)備本身的成本，更重要的是運轉(zhuǎn)成本，因為設(shè)備折舊費只占成本的6%?8%,其他的就是運轉(zhuǎn)成本。我國和面機行業(yè)起步于20世紀70年代，在80年代末和90年代中得到迅速發(fā)展。已成為機械工業(yè)中的10大行業(yè)之一，無論是產(chǎn)量，還是品種上，都取得了令人矚目的成就，為我國包裝工業(yè)的快速發(fā)展提供了有力的保障。目前，我國已成為世界和面機工業(yè)生產(chǎn)和消費大國之一。和面機作為一種產(chǎn)品，它的含義不僅僅是產(chǎn)品本身的物質(zhì)意義，而是包括形式產(chǎn)品、隱形產(chǎn)品及延伸產(chǎn)品3層含義。形式產(chǎn)品是指和面機本身的具體形態(tài)和基本功能；隱形產(chǎn)品是指和面機給用戶提供的實際效用；延伸產(chǎn)品是指和面機的質(zhì)量保證、使用指導(dǎo)和售后服務(wù)等。所以和面機的設(shè)計應(yīng)該包括：市場調(diào)研、原理圖設(shè)計、結(jié)構(gòu)設(shè)計、施工圖設(shè)計、使用說明書編寫及售后服務(wù)預(yù)案等。和面機設(shè)計的類別主要有：測繪仿制設(shè)計、開發(fā)性設(shè)計、改進性設(shè)計、系列化設(shè)計。如啤酒灌裝生產(chǎn)線生產(chǎn)能力為1.6?4萬瓶/h,其中灌裝機的灌裝閥工位數(shù)從48個、60個、90個到120個就屬于系列化設(shè)計。由普通啤酒灌裝生產(chǎn)線到純生啤酒灌裝生產(chǎn)線的設(shè)計就屬于改進、開發(fā)性設(shè)計。對于中低速運行的和面機，目前我們基本上可以進行自主設(shè)計。而高速運行的和面機，特別是一些先進機型，大多是測繪、仿制國外的同類機型，進行國產(chǎn)化設(shè)計和系列化設(shè)計。其主要的原因是：(1)大多數(shù)設(shè)計人員還沒有真正掌握先進的設(shè)計方法,如高速和面機的動力學(xué)設(shè)計理論和方法等，對高速工況下機構(gòu)的動態(tài)精度分析等問題還不能模擬解決；(2)產(chǎn)、學(xué)、研結(jié)合不夠緊密，理論上的科研成果不能及時地在實際設(shè)計中運用，設(shè)計人員缺乏及時的技術(shù)培訓(xùn)；(3)整個行業(yè)缺乏宏觀調(diào)控的力度,優(yōu)勢資源不能得到合理的配置與調(diào)整。在和面機設(shè)計領(lǐng)域，絕大多數(shù)設(shè)計人員仍沿用以前的設(shè)計方法：（1）根據(jù)設(shè)計任務(wù)書尋找同類機型作為樣機；（2）參考樣機制定各項技術(shù)性能指標及使用范圍；（3）設(shè)計工作原理圖、傳動系統(tǒng)圖；（4）設(shè)計關(guān)鍵零件，部件；（5）設(shè)計總裝圖方案和動作循環(huán)圖；（6）設(shè)計部件圖、總裝圖和零件圖；（7）對主要部件中的關(guān)鍵零件進行強度、剛度校核；（8）而今，國內(nèi)一些大學(xué)的設(shè)計軟件，可以對和面機中常用機構(gòu)進行有限元分析和優(yōu)化設(shè)計，其開發(fā)的凸輪連桿機構(gòu)CAD/CAM軟件已經(jīng)能夠滿足企業(yè)進行凸輪連新型和面機往往是機、電、氣一體化的設(shè)備。充分利用信息產(chǎn)品的最新成果，采用氣動執(zhí)行機構(gòu)、伺服電機驅(qū)動等分離傳動技術(shù)，可使整機的傳動鏈大大縮短，結(jié)構(gòu)大為簡化，工作精度和速度大大提高。其中的關(guān)鍵技術(shù)之一是采用了多電機拖動的同步控制技術(shù)。其實掌握這種技術(shù)并不很難，只是一些設(shè)計人員不了解和面機的這一發(fā)展趨勢。如果說以前我國和面機設(shè)計是仿制、學(xué)習(xí)階段，那么現(xiàn)在我們應(yīng)該有創(chuàng)新設(shè)計的意識。我國食品行業(yè)技術(shù)與機械近些年所取得的成績是顯著的，其起步于20世紀70年代末，剛起步時年產(chǎn)值僅七、八千萬元，產(chǎn)品品種僅100余種，技術(shù)水平也較低。在20紀80年代中期至20世紀年代中期十余年的時間里，才得到快速發(fā)展，年增長率達到20%—30%,到1999年底塑料和和面機達40大類，品種達1700種，到2000年產(chǎn)值增加到300億元，且技術(shù)水平也上了個臺階，開始出現(xiàn)了規(guī)模化、自動化趨勢，傳動復(fù)雜、技術(shù)含量高的設(shè)備也開始出現(xiàn)，許多和面機如液體塑料灌裝機等設(shè)備已開始成套出口。1.3食品裝置（機械）研究開發(fā)的意義針對國內(nèi)許多部門對和面機機械的需求，本設(shè)計著重探討和面機機械的整體結(jié)構(gòu)設(shè)計和模塊化結(jié)構(gòu)，開發(fā)出具有包裝速度快，通用性好以及結(jié)構(gòu)簡單可靠、操作方便、自動化程度高的新穎和面機機械，對我國食品行業(yè)發(fā)展有著積極的意義。第2章和面機初步設(shè)計設(shè)計準備和面的基本過程和面機調(diào)制面團的基本過程是我們先添加一定量的面粉（以和面為例），然后加入適量水（根據(jù)我們需要的面團用途），啟動和面機。攪拌軸旋轉(zhuǎn)進行攪拌混合，然后面粉和水分慢慢的混合，直到兩者混合均勻，面團圓滑。步進電機反轉(zhuǎn)，翻缸，取出面團，和面完成。和面機各部件設(shè)計和面機功能介紹：功能多樣，用途廣泛，可以用來和面、打年糕、打雞蛋等。1、攪拌器攪拌器也叫攪拌槳，是和面機最重要的部件。按攪拌軸數(shù)目分，有單軸式和雙軸式兩種。臥式的與立式的也有所不同。本次設(shè)計的絞龍既適用和面粉，也可以用于打年糕，以及打雞蛋等。2、攪拌容器容器多由不銹鋼焊接而成。容器的容積由和面機的適用的面團大小決定。為了防止軸承處物料或潤滑油泄漏，污染和面機，容器與攪拌軸之間必須密封。因為和面機軸的轉(zhuǎn)速普遍低，工作載荷變化又大，密封處間隙變化無常，本設(shè)計的密封裝置采用了應(yīng)J型無滑架橡膠密封圈。當然也可以采用空氣端面密封裝置，密封效果更完美。本設(shè)計采用機動翻轉(zhuǎn)容器，由電動機，減速器及容器翻轉(zhuǎn)齒輪組成。和面完成后，打開步進電機，通過蝸輪蝸桿、減速器帶動與容器固接的齒輪轉(zhuǎn)動，使容器翻轉(zhuǎn)一定的角度，方便使用者取出面團。當攪拌軸攪拌時通過蝸輪蝸桿的自鎖原理將其鎖死。3、機架小型和面機攪拌軸轉(zhuǎn)速低，工作阻力大，振動不會很劇烈，噪音也不會很大。本設(shè)計的機架結(jié)構(gòu)采用焊接結(jié)構(gòu)。4、傳動裝置本和面機的傳動是由電動機，皮帶輪，減速器及聯(lián)軸器等組成。和面機工作轉(zhuǎn)速低，多為25-35r/min,所以應(yīng)選用較大的減速比。本設(shè)計采用行星輪減速器，其傳動效率高，結(jié)構(gòu)緊湊。表2-1和面機容量與所配電機額定功率的關(guān)系生產(chǎn)力(kg/次)12255075100主電機(千瓦)1.12.23.04.05.5多功能和面機設(shè)計確定和面機容量一般選5kg/次、10kg/次、15kg/次。設(shè)計10kg/次，和面時間為lOmino總方案的設(shè)計1、攪拌容器的總體尺寸攪拌時，攪拌容器的裝料系數(shù)可取0.5-0.6查有關(guān)資料可得我國面粉的吸水系數(shù)為15%一般面粉的密度為0.5g/ml,和面過程中加40%的水(以和面為例)，水的密度為lg/mlo面粉的質(zhì)量：10kg水的質(zhì)量：4kg計算得總體積為：10000/0.5+4000/1=7OOOOmm3所以取攪拌容器容積為200000mm'(1)寬度(B)B=2(R+5)式中R=攪拌漿半徑R的大小取決于面團性質(zhì)及生產(chǎn)(2.1)5=漿葉與容器的間隙8取為5mm8=5mmB=2(R+5)(2)高度(H)TOC\o"1-5"\h\zH=h+B式中h=(0.5-l)R取h=0.5R (2.2)(3)長度(L)L=(2-2.5)R (2.3)攪拌容器的體積為V=2Rx困2/2+i.5Rx2Rx2R=9.14R' (2.4)經(jīng)計算可取R=25cm取B=50cmH=66.5cmL=75cm選擇本設(shè)計的攪拌容器材料為lGel8Ni9Ti2、攪拌漿的選擇本設(shè)計選擇的攪拌器，攪拌軸上設(shè)置2個攪拌葉片，攪拌葉片是兩片對稱固定在攪拌軸上的弧形葉片，葉片與攪拌軸旋轉(zhuǎn)1/4圓連接，主要適用于加工小型面團。這種攪拌裝置適合多種作業(yè)，比如和面團，打雞蛋以及做蛋糕等。攪拌均勻，攪拌效率高。與容器壁間距l(xiāng)-2cm,選擇軸半徑為d=23cm。3、攪拌傳動的選擇選用三相異步電機，通過帶輪、兩級齒輪傳動，帶動攪拌裝置旋轉(zhuǎn)。4、卸料形式本設(shè)計和面量較小，因此選擇電動翻缸的方式。系統(tǒng)副電動機安裝在機座上，通過蝸桿、蝸輪、齒輪傳動帶動筒體傳動，和面過程中利用蝸輪蝸桿自鎖效應(yīng)，控制旋轉(zhuǎn)角度。攪拌裝置設(shè)計1,攪拌容器設(shè)計容器壁設(shè)計為3mm，兩側(cè)連接軸承支承處設(shè)置加強圈，厚度為2mm,每處兩個,采用焊接結(jié)構(gòu)，選擇本設(shè)計的攪拌容器材料為lGel8Ni9Ti。結(jié)構(gòu)如圖2.1所示。圖2.1攪拌容器具體尺寸及參數(shù)要求見設(shè)計圖紙2、攪拌器設(shè)計設(shè)計攪拌葉片寬度為50mm,厚度為4mm,徑向旋轉(zhuǎn)角度為1/4圓，軸向長度為450mm。攪拌葉片厚度設(shè)計為10mm，根部寬度為50mm,頂部寬度為20mm。為輪轂內(nèi)徑85mm,外徑為100mm,寬度為40mm。攪拌葉片、輪轂采用焊接方式連接，材料選用lGel8Ni9Ti。結(jié)構(gòu)簡圖如圖2.2。具體參數(shù)見設(shè)計圖紙。

圖2.2攪拌器結(jié)構(gòu)簡圖3、攪拌裝置支座設(shè)計材料取為鑄鐵HT150,基本結(jié)構(gòu)如圖2.34-QLJT]圖2.3攪拌裝置支座具體尺寸、參數(shù)見設(shè)計圖紙4、其它零件設(shè)計材料取為45鋼，攪拌軸左、右支撐，如圖2.4

圖2.4攪拌軸支撐左、右蓋裝配關(guān)系見裝配圖5、攪拌系統(tǒng)部件圖圖2.14攪拌裝置部件圖攪拌軸傳動系統(tǒng)的設(shè)計1、主電機選擇表2-2和面機容量與所配電機額定功率的關(guān)系生產(chǎn)力（kg/次）12255075100主電機（千瓦）1.12.23.04.05.5根據(jù)表格2-2中和面機容量與所配電機額定功率的關(guān)系，選用3kw的電機，查設(shè)計手冊選用通用異步電機Y132S-6型號，轉(zhuǎn)速960r/s。2、傳動系統(tǒng)中傳動鏈的設(shè)計及各傳動比的分配設(shè)計(1)攪拌漿轉(zhuǎn)速n=14-35rpm各種面團所需的轉(zhuǎn)速不同現(xiàn)取n~20rpmo(2)電機轉(zhuǎn)速％=960rpm同步轉(zhuǎn)速(3)傳動鏈總傳動比 i總=5乜/n槳=1帶xi齒=48 (2.5)(4)傳動比分配：①皮帶傳動i帶"3取i帶=3②齒輪傳動i齒1=2,%2=83、皮帶傳動設(shè)計⑴電機功率p=3kw,k“=l.l,計算功率p,.=k“xp=3.3kw (2.6)(2)選擇v帶型號根據(jù)Pc=3.3kw,ni=960r/min,查圖得選用A型v帶(3)求大、小帶輪基準直徑d,“、dd2①取dm=100mm②驗算帶速v=㈤小〃1=5.02 (2.7)60x10005<5.02<30,符合要求③%2=>帶x*[=300 (2.8)由i=3得112=320r/min圓整后得%2=315mm④求v帶基準長度Ld和中心距a由0.7(ddl+*2)<a0<2(dw+42)取a()=450mm帶長ldo=2a()+7t(dd]+%)/2+(dd2~drf])2/(4a0)=1577.2mm (2.9)由長度系列表查得選用帶長)=1600mm計算實際中心距a=a0+j~ld0=4500+(1600-1577.2)/2=461 (2.10)o2⑤驗算小帶輪包角a (2.11)a=180°-(d(/2- )/ax57.3o=153.8o>9O°合適⑥求V帶根數(shù)z計算單根v帶的額定功率p,查表8-4a,Po=O.97kw查表8-4b,Ap0=0.12kw查表8-5,k“=0.93查表8-2,k,=0.99圖2.6大帶輪具體結(jié)構(gòu)參數(shù)、尺寸見設(shè)計圖紙4,齒輪傳動設(shè)計采用兩級齒輪傳動i齒i=2,ifi2=8(1)一級齒輪傳動設(shè)計p=3kwn,=320r/mini齒?=21)選精度等級、齒輪類型、材料、齒數(shù)①直齒輪傳動②一般工作機器，速度不高，故選用7級精度③材料大齒輪硬度為240HBs的45鋼小齒輪硬度為280HBs的40cr鋼④選小齒輪齒數(shù)Z1=24大齒輪齒平z=48 為熊”3據(jù)?詈島產(chǎn) <2.14)①選載荷系躡k,=1.3 1」②小齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩

(2.15)t95.5x105.p95.5x105x3(2.15)T.= = =8.952x10N-mmn, 320③由表10-7,取為=1 ?④由表10-6,材料彈性影響系數(shù)年=189.8加產(chǎn)出⑤由圖10-21,按硬度查得⑺小齒輪接觸疲勞強度極限bmim^GOOMPa大齒輪接觸疲勞強度極限。H加?=550MPa⑥應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N,=60n1-j-Lh=1.382xlO9 (2.16)N,='=0.6912x1()922⑦由圖10-19,接觸疲勞壽命系數(shù)k珈尸0.9 k“N2=095⑧計算接觸疲取勞許用應(yīng)力取失效概率為1%安全系數(shù)為s=l[crH],=2110.9x600=5401^r,kS.(y□h],=蛇II"0.95x550=522,5MPa ”小「ccc$L3x8.952x1(/ 3 189.873)①d”>2.321 x-x( )2=66.01mmV77Hn1 2 5225②圓周速度v=k1=L105m/s (2.18)60x1000③齒寬b=0d,4/=66.01mm(2.17)④齒寬與齒高之比2

一…dh

模數(shù)m,=—==2.75Z]齒高h=2.25m,=6.19(2.19)(2.20)(2.21)b_66.01h~6.19⑤載荷系數(shù)=10.66(=0.675kHa=kFa=\kA=\k砂=1.315k/=L24(2.22)k=(kHakFakA%k產(chǎn)0.8870(2.22)⑥分度圓直徑d1=d“芻=58.113mm2kT\,2⑦計算?！耙?誓=2,4)根據(jù)齒根彎曲媼度計算設(shè)計2kT\,2①小齒輪彎曲強度極限cr同=500MPa大齒輪彎曲強度極限cr*=380MPa②彎曲疲勞壽命系數(shù)k'=0.85 kfN2=0.88③取彎曲疲勞安全系數(shù)s=1.4^FE\④k=3kvkFak“=1x0.675x1x1.24=0.837⑤齒形系數(shù) 丫印=2.65Y%2=2.33應(yīng)力校正系數(shù) y&j=1.581^2=1.69⑥計算比較0.85x500 =3O3.57MPqO.8K438O?。。/"“八 =23&86A7P1.4(2.23)、午=0.01379

里威侖值較大=0.16495)設(shè)計詐篁 (2.24)=1.625mm(2.24)“姐為2.0mmd1=58.113mmz,=—=29

mz2=2x29=586)幾何尺寸計算分度圓直徑d,=Z|?m=58mm圖2.圖2.8?級大齒輪具體尺寸、參數(shù)見設(shè)計圖紙5、二級齒輪傳動設(shè)計⑹使用最大功率3kw計算p=3kwn,=160r/min i齒2=81）選精度等級、齒輪類型、材料、齒數(shù)①直齒輪傳動②一般工作機器，速度不高，故選用7級精度③材料大齒輪硬度為240HBS的45鋼小齒輪硬度為280HBs的40cr鋼④選小齒輪齒數(shù)Z1=20大齒輪齒數(shù),Z2=16O 2)d”N2.32停三唔,①選載荷系*21.3 I,②小齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩T95.5x10sP .KT7；= =1.79x105N?mm③由表10-7,-取為=0.5④由表10-6,材料彈性影響系數(shù)Ze=189.8MR/2⑤由圖10-21,按硬度查得小齒輪接觸疲勞強度極限(rWiml=600MPa大齒輪接觸疲勞強度極限＜rHlim2=550MPa⑥應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N,=60n,-j-Lh=6.912x1(/N,=叢=0.864x1(/22⑦由圖10-19,接觸疲勞壽命系數(shù)。產(chǎn)0.9k^,=0.93⑧計算接觸疲取勞許用應(yīng)力取失效概率為1%安全系數(shù)為s=l[o-H]=im=0.9x600=540MPa=空2 U|n20.95x550=522.5MPa-=75.5mmcc、扎3x1.79x10s9J89.8x23)①％"3邛 x-x(——)2=75.5mmTOC\o"1-5"\h\z②圓周速度V1加=o.6322m/s' '_ 60x1000③齒寬b=^df/k=75.5mm④齒寬與齒高之比B…， d h模數(shù)m,=—=3.775mm一 句齒高h=2.25 =8.494mm=8.89b_75.5=8.89IT-8.494⑤載荷系數(shù)1=1.02kHa=kFa=\kA=\火即=L425k,=1.375k=^kHa^Fa的女孫卜)=1.4535

⑥分度圓直徑d]=dlz-3/—=79.83mm⑦計算模m=—=4mm'4)根據(jù)酋根彎4強度計算設(shè)計.匕乂,①小齒輪彎曲強度極限。的=500MPa大齒輪彎曲強度極限=380MPa②彎曲疲勞壽命系數(shù)k'=。85 kFJV2=0.88③取彎曲疲勞安全系數(shù)s=L4彎曲許用應(yīng)力[%]=0陽=303.57Ma□f1=L；fe2=238.86MPa④k=kAkvkFak0=1.4025⑤齒形系數(shù)Yrh=2.8YFa2=2.138應(yīng)力校正系數(shù) 及“=L55^2=1.835千卞=0.01430千卞=0.01430及需土值較大^-^-=0.01642o-fj25）設(shè)計計算[2kT,E-?Em23/ 圓超自3.2出后=2.7418mmd1=79.83mmz{=—=25mz2=8x25=2006)分度圓直徑d[=Z]?機=80mmd?=z2?m=640mm中心距a=(80+640)/2=360mm齒寬b=^d-dI=lx58=80mm取B(=85mm32=80mm7)結(jié)構(gòu)設(shè)計⑼小齒輪采用實心結(jié)構(gòu)大齒輪400mm<d2Vl000,采用輪輻式結(jié)構(gòu)具體結(jié)構(gòu)參數(shù)、尺寸見設(shè)計圖紙6、傳動軸設(shè)計1)一級傳動軸V型皮帶傳動的效率為0.96,電機功率為3kw,轉(zhuǎn)速320r/s,

圖2.10一級傳動軸未注倒角為C1,未注圓角為RL5軸材料選用45鋼按扭弼腳強度D.015A-B々0.005料0.0050.010.01-0D.015A-B々0.005料0.0050.010.01-0-^-0-=31MPa0.2不|/|Q,S54-BIDOJ圖2.11二級傳動軸未注倒角為CL5,未注圓角為RL5軸材料選用45鋼按扭嬲樹物強度rT= 1=30.87MPa0.2-3[rT]=45MPa,因此7T<[%],故安全3)攪拌軸V型皮帶傳動的效率為0.96,齒輪傳動效率為0.97轉(zhuǎn)速20r/s,電機功率為3kw確定軸的單小直徑，取(3=0.75d-=A.3 =58.3mmm,n，必(I-/74)取最小處背徑為80mma軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計，如圖2.12所示

圖2.12攪拌軸未注倒角為C2,未注圓角為R2軸材料選用lCrl8Ni9Ti按扭矩校核軸的強度9550000/07T= °2；""=9550000x3x0.96x0.97/(160x0.6836x0.2x30x30x30)=23.1MPa[rT]=35MPa,因此T<[%]，故安全7,軸承座設(shè)計⑹材料取為鑄鐵HT150,基本結(jié)構(gòu)如圖2.13所示?||①圖2.13軸承座具體尺寸、參數(shù)見設(shè)計圖紙8、攪拌傳動部件圖2.14所示圖2.14攪拌傳動部件圖2.2.5取料裝置設(shè)計一級減速采用蝸桿傳動二級減速采用齒輪傳動，大齒輪與筒體固定在一起。電動機轉(zhuǎn)速為nl=800r/min取容器轉(zhuǎn)速n3-10r/min取ii=32i2=2.5貝ijn3=800/2.5/32=10r/min1、電動機的選擇選擇步進電動機步進電機最大速度一般在600-1000r/min之間。取BF系列反應(yīng)式步進電動機型號為110BF02 3相數(shù)電壓為80V最大靜轉(zhuǎn)距為80kgf.cm=50x9.8x10=7840Nmm負載轉(zhuǎn)距一般為靜轉(zhuǎn)距的30%-50%,取個中間值40%則負載轉(zhuǎn)距為7840x0.4=3136Nmm2、蝸桿傳動設(shè)計⑴選擇蝸桿頭數(shù)Z\與蝸輪齒數(shù)Z2查表得傳動比i在14-30之間時⑹ zi取229Vz2<82取Z|=l由i=ni/n2=32=Z2/z\藥Z2=32合適(2)求蝸桿、蝸輪直徑％、d2,取m=2.5 則查表得d|=28mmq=di/m=l1.2 d2=mZ2=80mmDi=d|+m=30.5mm D2=d2+m=82.5mm蝸桿長度LN(11+0.06z2)m=57.375mm取為60mm由表11?4,設(shè)計渦輪寬度B=25mm,de2=87.5mm⑶蝸桿導(dǎo)程角ytgy=zi/q=2/10=0.087則尸5.525°蝸桿與蝸輪的交錯角取為90°蝸輪螺旋角P=y=5.525°(4)傳動的中心距a=54mm⑸選擇蝸輪蝸桿材料蝸桿材料采用40Cr淬火到45-55HRC并磨削 齒圈用青銅制造蝸輪輪芯材料采用45鋼，齒圈用青銅制造齒圈和輪芯間采用過盈配合(6)結(jié)構(gòu)設(shè)計蝸桿、渦輪直徑較小，采用蝸桿軸的結(jié)構(gòu)如圖2.15所示。圖2.15蝸桿軸渦輪結(jié)構(gòu)如圖2.16圖2.15蝸桿軸渦輪結(jié)構(gòu)如圖2.16所示圖2.16蝸輪軸3、齒輪計算設(shè)計聯(lián)軸器的傳動效率取為0.99,雙頭蝸桿傳動的機械效率為0.75-0.82取為0.80,Po=O.263kw則齒輪傳遞的功率為:n=25r/si=2.5P=0.263kwx0.80x0.99=0.2kw則齒輪傳遞的功率為:n=25r/si=2.51）初步確定齒輪幾何尺寸及參數(shù)模數(shù)m=4mm齒數(shù)z,=40z2=100分度圓直徑：d|=160mm d2=400mm齒寬B]=30mmB2=28mm2）材料大齒輪硬度為240HBs的45鋼。小齒輪硬度為280HBs的40cr鋼。3）結(jié)構(gòu)設(shè)計齒輪直徑較大，設(shè)計成腹板式結(jié)構(gòu)，如圖2.17和2.18所示。O.D￡￡A-tzz|D0B2|a]圖2.17小齒輪結(jié)構(gòu)圖l/^lo.oea|圖2.18大齒輪結(jié)構(gòu)圖4)校核按齒面接觸強度校核：山,N2.32：［竺①選載荷系數(shù)k,=1.3②小齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩T=95-5x10'P=5.74x101N-mm③取力=星=0.1875di④查得材料彈性影響系數(shù)Ze=189.8MP”⑤由材料硬度查得小齒輪接觸疲勞強度極限bmM=600MPa大齒輪接觸疲勞強度極限cTwgnSSOMPa⑥應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N,=60-n,-jLh=0.216xltfN,=4=0.108x1(/22

⑦由圖10-19,接觸疲勞壽命系數(shù)釀產(chǎn)1-03 k郎2=198⑧計算接觸疲取勞許用應(yīng)力取失效概率為1%安全系數(shù)為s=l]=例'?5im=1.03x600=618MPas[cth],=k些=i.08x550=594MPa」s"X”』L3x5.74x1()4 35 189.8、, .n_.計算，，>2.32 x—x( 1=49.74mmV1 2.5 618所設(shè)計齒輪d|=160mm遠大于d”，所以合格4、軸的計算設(shè)計1)蝸桿軸設(shè)計聯(lián)軸器傳動的效率為0.99,電機功率為0.243kw,轉(zhuǎn)速800r/s,確定軸的最小直徑<in=A)^|-=7.72mmVn取最小處直徑為16mm。軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計，如圖2.19所示~~。血5~~。血5A-B|X/|0.005圖2.19蝸桿軸軸材料選用40cr按扭矩校核軸的強度955000(f0.2/2=3.79MPa[rT]=45MPa,因此7T〈[臼]，故安全2)蝸輪軸計算設(shè)計聯(lián)軸器傳動的效率為0.99,蝸桿傳動效率為0.80電機功率為0.243kw,轉(zhuǎn)速800r/s,i=32確定軸的最小直徑dmin=dmin=A)=18.7mVn取最小處直徑為25mm。軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計，如圖2.20所示圖2.20圖2.20蝸輪軸軸材料選用45鋼按扭矩校核軸的強度955000(?rT= 1=25.46MPa0.2"3[rT]=45MPa,因此故安全5、其它零件設(shè)計蝸桿軸承座設(shè)計，材料選用鑄鐵，結(jié)構(gòu)如圖2.21所示。

圖2.21蝸桿軸承座具體見設(shè)計圖紙2）蝸輪軸承座設(shè)計材料選用鑄鐵，結(jié)構(gòu)如圖2.223）其它步進電機座設(shè)計，根據(jù)電機安裝要求確定機座高度及各定位尺寸，材料選用鑄鐵。各標準件如鍵、螺栓等見裝配圖6、卸料系統(tǒng)部件圖圖2.23卸料傳動系統(tǒng)部件圖2.2.6支架設(shè)計機架采用角鋼，底板用圖2.23卸料傳動系統(tǒng)部件圖2.2.6支架設(shè)計機架采用角鋼，底板用10mm鋼板。尺寸依結(jié)構(gòu)而定，焊接方式連接。結(jié)構(gòu)簡圖如圖2.24所示。圖2.24支架第3章攪拌主軸組件要求與設(shè)計計算主軸部件是整個機器當中一個重要的組成部分，它的功能是支持和促進攪龍裝置，表面形成的運動，而且運動和傳遞扭矩的旋轉(zhuǎn)截斷抵抗切削力和驅(qū)動力負載。通過主軸單元上的一個特殊的加工質(zhì)量和生產(chǎn)力有直接影響的執(zhí)行，所以它是特別重要的組成部分。主軸和相同的一般的一點是，施加力都傳遞運動和扭矩傳遞，應(yīng)確保致動器的正常運行和被支撐工件，但攜帶灰燼直接切削力，還能獲得工件或工具表面浮子運動的形式，使主軸更高的要求。主軸的基本要求旋轉(zhuǎn)精度精度是指主軸手動或低速的旋轉(zhuǎn)軸無負載，主軸間隙和軸向間隙面的徑向定位表面和搖擺值。圖4-1：用實線的曲線表示旋轉(zhuǎn)的理想軸線，虛線，有效樞軸軸線。當工作軸旋轉(zhuǎn)速度，主軸旋轉(zhuǎn)軸在空間中的漂移是運動精度?；剞D(zhuǎn)精度主軸單元取決于主要部件（軸，軸承和軸承座等），制造精度和組裝精度的調(diào)整，設(shè)計精度還依賴于速度，性能和軸承的潤滑和主軸動力學(xué)的軸組件。各類常見的特殊主軸的旋轉(zhuǎn)精度是準確的特殊標準，特別是主軸精度的特定成員的工件精度決定。、 ArI O' 1 A Ao圖3.1主軸的旋轉(zhuǎn)誤差剛度主軸剛度是指的是當受到外部負載所能承受的能力，如圖3.2所示在K=F/Y,剛度相互丫/°F簡稱為符合抗變形。軸組件的剛性，是軸，軸承和軸承座的剛性，這直接影響旋轉(zhuǎn)組件的軸線的精確度的擴展圖。顯然，心軸組件的較高的剛度，因為較小的后變形力，缺乏剛性的必須是在操作中精確地，前部軸的彈性變形直接影響工件的精度，在傳輸質(zhì)量，主軸驅(qū)動裝置的變形劣化接合條件軸承和側(cè)壓，造成遠這些部件的磨損，壽命短，在光滑工件主軸方面將根據(jù)功率和功率傳輸?shù)刃Ч淖兓?，由于過度的強迫振動，而且容易自切削振動，使得工件的穩(wěn)定性。

圖3.2主軸組件靜剛度軸組件的剛度是綜合剛度，影響主軸組件剛度的因素很多，主要有：主軸的結(jié)構(gòu)尺寸、軸承的類型及其配置型式、軸承的間隙大小、傳動件的布置方式、主軸組件的制造與裝配質(zhì)量等?？拐裥灾鬏S單元集成剛度，許多因素軸的剛性組件包括：主軸大小，類型和制造和裝配構(gòu)造型軸承間隙尺寸，傳動齒輪，主軸組件等的安置質(zhì)量的結(jié)構(gòu)。主軸單元的振動是指對受迫振動和通過自振動的阻力，并保持穩(wěn)定的操作的能力。在切割過程中，主軸組件不僅靜載荷的效果，而且還受到?jīng)_擊應(yīng)力和交流負載的動作，從而使振動的軸線。如果主軸總成的振動性較差，在工作中振動非常敏感,從而影響降低表面質(zhì)量，耐用性和機床主軸軸承的壽命，同時也生產(chǎn)聲環(huán)境。隨著特殊精度高，效率高對抗的要求越來越高的振動方向發(fā)展。振動的主軸單元時，主要考慮通過對強迫振動和自振能力電阻的大小的評價。溫升和熱變形主軸組件工作時因各種相對運動處的摩擦和攪油等而發(fā)熱，產(chǎn)生了溫升，溫升使主軸組件的形狀和位置發(fā)生畸變，稱為熱變形。熱變形應(yīng)以主軸組件運轉(zhuǎn)一定時間后各部分位置的變化來度量。耐磨性主軸組件的耐磨損性是保留其原始長期精確度，即保留的精度的能力。因此每個主軸單元滑動面，包括主軸支撐表面的端部，錐孔，與軸頸表面的滑動軸承，移動主軸套筒外表面具有很高的硬度，以提供性耐磨性。主軸組件的布局主軸組件的設(shè)計中，我們必須確保的基本要求，如上所述，并且因此保持全球,并考慮到軸組件的布局。與前部和后部，以及兩個支持之前，中，后三個支持兩個經(jīng)過特殊主軸，第一個是更頻繁。兩個軸承主軸軸承類型的配置包括的主軸轉(zhuǎn)速，載荷能力，剛度和精度要求設(shè)計主要是基于主軸軸承的選擇，組合和配置，并考慮設(shè)置較低的供應(yīng)，經(jīng)濟等具體情況。主軸結(jié)構(gòu)的初步擬定主軸結(jié)構(gòu)主要由主軸工具，夾具，傳動件，如軸承和密封件，數(shù)量，位置和安裝定位方法的類型來確定，同時還考慮到加工和裝配過程，通常安裝在特殊與在軸多種組分，以滿足硬度和足夠的壓力水平的要求，并便于組裝的，主軸設(shè)計往往臺階從前面雜志降序順序播放車軸直徑。主軸中空或?qū)嵭?，這取決于特定的類型。主軸的設(shè)計，也被設(shè)計為在同一時間的前提下的剛度要求，設(shè)計成空心軸滿足畢業(yè)，為了固定工具手柄。這意味著，在主軸鼻主軸端。它的形狀將取決于在夾具或工具的形狀的特定類型的安裝，并保證裝置或工具進行安裝，可靠，準確定位，操作簡單，并可以通過一定的轉(zhuǎn)矩。主軸的材料與熱處理主軸材料主要取決于剛度，負荷特性，耐磨損性和熱變形，以及其他因素。當主軸軸承，滾動軸承，軸頸無法淬硬，而是提高接觸剛度，敲防止碰撞損壞雜志配合面，鋼軸頸45仍然是很多的高頻淬火處理（HRC48?54）的。表3.2中關(guān)于45鋼主軸熱處理如下：表3.2使用滾動軸承的45鋼主軸熱處理等參數(shù)材料牌工作條使用機號熱處硬度件床常代理用用車、鉆、HB220?輕中負載4550調(diào)質(zhì)銃、磨床主軸250輕中負載局磨床的截HRC52?4550高頻淬火部要求高硬度斷刀具軸58HRC42?輕中負載PV車、鉆、淬火回火50W40銃、磨床的主45502高頻淬火HRC52?(N?m/cm?s)軸58設(shè)計碳鋼的選擇（45鋼）。作為光的結(jié)果，穿適中的工作量，并且它需要局部高硬度，因此，利用高頻的淬火熱處理，HRC52?58。主軸的技術(shù)要求精密主軸直接影響主軸組件的旋轉(zhuǎn)精度。主軸和軸承，齒輪和相連的其它部件相關(guān)的剛性接觸，所述接觸表面部分的形狀更精確地說，下表面粗糙度，接觸變形由力較小的后，這是接觸剛度越高表面幾何形狀和表面粗糙度的錯誤。因此，主軸

的設(shè)計必須作出一定的技術(shù)要求。主軸直徑的選擇軸徑在主軸單元的剛性的顯著影響，前軸變形和位移主軸變形的直徑較大的較小的自支撐，即，所述軸組件的剛度越高。情況特殊，查上表，預(yù)設(shè)D產(chǎn)D2=30o表3.3主軸前軸頸直徑Di的選擇機床功率（千瓦）機床1.47?2.6機床功率（千瓦）機床1.47?2.63.75.67.42.5?3.6?5.5-7,3~113.7主軸前后4按選擇原則，承。11?14.7140?165100―11575~100豈15°的角接觸球軸軸承代號基本尺寸裝箱數(shù)量新代號原代號dmmDmmBmm7010C361105080167012C361126095187013C3611365100187014C3611470110207015C361157511520247016C361168012522167017C361178522167018C36118902487019C36119952487020C361201002487022C361221102867024C361241201802867026C361261302003337028C361281402103337030C361301502253537206C36206306216487205C36205255215607207C36207357217407208C3620840801840圖3.6軸承結(jié)構(gòu)參數(shù)及安裝尺寸軸承的選型及校核當選擇軸承的類型，我們必須先看看負載軸的規(guī)模，方向和速度。在一般情況下，廉價的球軸承中，當負載為低，是優(yōu)選的。滾子軸承的承載能力比滾珠軸承大,并能承受沖擊負荷，因而重載或振動載荷，當沖擊載荷，你應(yīng)該考慮的課題軸承的選擇。但要注意輯對角線斜敏感。f?frP<Cf?frP<CrC一額定動載荷值，N；一當量動載荷，N；￡一壽命因數(shù)；1￡一速度因數(shù);0.822。一力矩載荷因數(shù)，該值若小就選L5,右大就選2；￡一沖擊載荷因數(shù)：1.56—溫度因數(shù)：1G一軸承尺寸及性能表中所列徑向基本額定動載荷，N；

找出相關(guān)引用書目中表格6-2-8至6-2-12,設(shè)值，4=1：4=0,822；4=1.5；^=1.5；/t=1o假設(shè)軸承僅承徑向載荷，當量動載荷的計算式子就是：片XFr+YFa找出相關(guān)引用書目中表格6-2-18,取，X=l,Y=0；所以，P=Fr=1128No公式：C=力,P="L5xL5*1128=3O876Nfnfr0.822x1校對軸承的額定靜載荷。額定靜載荷的式子是：G=s（）4<COr式子里，：c。一基本額定靜載荷計算值，N;外一當量靜載荷，N；S。一安全因數(shù)C”一軸承尺寸及性能表中所列徑向基本額定靜載荷，No找出相關(guān)引用書目中表格6-2T4了解到，對于深溝球軸承，其當量靜載荷等值徑向載荷。找出相關(guān)引用書目中表格6-2T4了解到，安全系數(shù)是邑=1.2則軸承的基本額定靜載荷為：Q=S0/?=1.2xll28=135367V<COr=U.2jW從以上式子看出，預(yù)設(shè)的軸承符合要求。主軸前端懸伸量為了提高主軸組件的剛度，選擇時可以的減少懸伸量a。初算時，見表3.4所示：表3.4主軸的懸伸量與直徑之比TOC\o"1-5"\h\z類型 機床和主軸的類型 a/D1I通用和精密車床，自動車床和短主軸端銃床，用滾動軸承支 0.6承，適用于高精度和普通精度要求 ?1.5中等長度和較長主軸端的車床和銃床，懸伸量不太長（不是1.25I細長）的精密鏈床和內(nèi)圓磨，用滾動和滑動軸承支承，適用于絕?25大部分普通生產(chǎn)的要求孔加工特殊，專用加工細長深孔的特殊，由加工技術(shù)決定需II要有長的懸伸刀桿或主軸可移動，由于切削較重而不適用于有高 >2.5精度要求的特殊

根據(jù)上表，設(shè)計是II型，因此設(shè)值a/Di為1.25?2.5,就是:a=(1.25~2.5)D尸(1.25~2.5)X30=37.5-75預(yù)設(shè)a=450主軸支承跨距本節(jié)是說主軸前后支承反力作用點的距離。設(shè)L合理W2.5a為宜。合理跨距式子如下：L合理W2.5a=2.5X120=300初取L=280o主軸結(jié)構(gòu)圖按所有上面的式子分析出，主軸結(jié)構(gòu)可初做如圖3.5所示：圖3.5主軸結(jié)構(gòu)圖主軸組件的驗算主軸在受力情況嚴重，而變形是很小的，它確定該區(qū)域的大小是允許的變形大小的基本元素，所以該時間的計算是與軸尤其剛度檢杳涉及的整體強度不一樣的東西。它通常是足夠剛性的主軸要求可滿足強度要求。但負載的剛度和彈性變形率。當負載是恒定的，僵硬，并且反比于彈性變形。因此，它被計算的彈性變形量，容易控制靜剛度。主軸的彈性變形的計算包括：計算主軸鼻角和偏轉(zhuǎn)軸線。支承的簡化兩個軸承軸，只有一個單一的或雙列球軸承或滾子和兩個軸組件可以被簡化為簡單的支梁，如圖3.8每個支撐，首先支持兩個或更多的軸承，可以被看作是前軸滾時彎曲，可以簡化為梁的固定端在圖3.9：圖3.8主軸組件簡化為簡支梁0 000 00Q QQ圖3.9主軸組件簡化為固定端梁軸設(shè)計，一個雙列圓柱滾子軸承和兩個滾珠軸承作為載體前支撐的選擇，它可以被認為是在前面的主軸線無彎曲變形，這可在圖2-9被簡化。主軸的撓度從相關(guān)引用書目的表6.1,進一步的分析圖3.9,如下圖3.10所示：按圖2-10,得出結(jié)論是此時的最大撓度-3EI其中，F(xiàn)—主軸前端受力。此處，F(xiàn)=F=1213.1N1—A、B之間的距離。此處，l=a=12cm圖3.10固定端梁在載荷作用下的變形E—主軸材料的彈性模量。45鋼的E=2.1xl0N/cm1一主軸截面的平均慣性矩。當主軸平均直徑為D,內(nèi)孔直徑為d時，ttt(D4-d4) ?I oul9D-3564所以計算出，主軸端部的最大撓度結(jié)果算出來就是：%max=_i.87xlO'mm主軸傾角主軸上安裝主軸和齒輪部安裝角度的安裝，稱為外傾角。最重要的彎度來考慮設(shè)計，支持前橋。如果安裝程序角度過大，它會破壞正常操作的軸承，縮短軸承的壽命。從圖3.10,算出最大傾角式子是：F12=^2EI式子里，F(xiàn)—主軸前端受力。此處，F(xiàn)=Fz=1213.1N1—A、B之間的距離。此處，仁a=12cmE—主軸材料的彈性模量。45鋼的E=2.1xl07N/cm2I—主軸截面的平均慣性矩。當主軸平均直徑為D,內(nèi)孔直徑為d時，J"七)。此處，d=2處二⑶64 2所以主軸傾角算出來為：0?=-2.3xlO6rad找出相關(guān)引用書目，知道：當x最大W0.0002Lmm^<0.001rad時，剛性主軸的剛度被證明是符合所需的。此處的x最大，。最大即為最大撓度和最大傾角，L為主軸支承跨距。將已知數(shù)據(jù)08max和為代進去，算出：初步設(shè)計的主軸滿足剛度要求。1求作用在帶輪上的力因為低速級帶輪的直徑是：d2=500mm

而 F,=^=2X14955X103=8926.93Nd2 500l?tana”" tan20°F,=F, =8926.93x =3356.64Ncos0 cos13.54°F?=F,tanP=4348.16xtan13.54°=2315.31N圓周力，徑向力,及軸向力的方向圖見圖3.11。圖3.11軸的載荷分布圖2 設(shè)出軸的最小直徑(1)根據(jù)相關(guān)教科書預(yù)算軸的最小直徑。確定軸用45鋼,調(diào)質(zhì)。根據(jù)課本P370表15-3,取4=112,于是得3軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(1)定義按照第直徑和長度的要求的軸的軸向定位②預(yù)選的滾動軸承。談到工作要求，并按照4uu=80mm,80毫米，軸承目錄在第一次安裝0基本通關(guān)組，單列圓錐滾子軸承的精度標準(GB/T297-1994)30217型，尺寸dxDxT=85mmxl50mmx30.5mm,所以公印=“-皿=85mm；圓錐滾子軸承采用套筒進行軸向定位，設(shè)出套筒寬尺寸是14mm,那么/vu-3=44.5mm。③設(shè)出安裝帶輪處的軸段4\-v=90mm；已知為90mm帶輪寬度，從而使插座的端面被按壓到可靠滑輪，軸段應(yīng)比輪的寬度梢短，從而使他們選擇4wv=86mm。帶輪的右端用正確的姿勢，肩部高度，軸肩高h>0.07d,所以取h=7mm,那么四-叫=104mm。軸環(huán)寬度“2設(shè)出b=12mm。④軸承端蓋的總寬度為37.5mm軸承蓋（接頭設(shè)計和下眼瞼而定）的總寬度。該組輯，并從外端蓋添加蓋和拆卸容易潤滑脂向軸承的要求與之間的耦合部的右側(cè)的面/=30/wn，所以設(shè)/][_?]67.5mm。在這一點上，這是原始直徑和慢軸的各段的長度。表3.1低速軸結(jié)構(gòu)設(shè)計參數(shù)參數(shù)I-IIII-IIIIII-IVIV-VV-VIVI-VD直徑/mm65H7/k68085m690H7/n610485m6長度/mm10567.546861244.5鍵bxhxL/mm20x12x9025x14x70C或R/mmI處2x45oII處R2III處R2.5IV處R2.5V處R2.5VI處R2.5vn處2.5x45o6、軸上的零件的周向定位皮帶輪，聯(lián)軸器半和軸從周邊定位平鍵連接的。壓力=從表手冊90毫米6-1理查德?平鍵部分寬X高=25毫米X14毫米帶鍵槽銃床鍵槽螺旋槳葉片，長70亳米，并保證滑輪和很好的結(jié)合中性軸，所以選擇與輪轂的軸和滑輪連接相同的例下與離合器半軸，為20亳米X12平方毫米X90亳米的選擇平鍵，與連接和軸k60滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6o確定軸上圓周和倒角尺寸參考表15-2的教科書，取左側(cè)軸錐2X2.5X權(quán)倒角。各軸肩半徑：R2的H系,其余為R2.5。4求軸上的載荷

首先，計算圖表軸結(jié)構(gòu)（圖7.1）（圖7.2）。在確定軸承的支點位置時,應(yīng)從手冊中查得a值。關(guān)于30217型圓錐滾子軸承，從相關(guān)書本找出a為29.9mm。因此,如果簡支梁支撐軸跨度=57,171.6=128.7毫米。根據(jù)軸的軸線彎矩圖和扭矩圖表（圖7.1）的計算中。如可以從該圖和彎矩和該軸的軸線C危險部分的橫截面的轉(zhuǎn)矩可以看到。計算公式如下：：￡,2+4=57.1+71.6=128.7mm71.657.71.657.1+71.6X8926.93=4966.34NFnhz-hFnhz-h_F=———X8926.93=3960.59NL2+L.' 57.1+71.63356.64x71.6+2315.31x316.1253356.64x71.6+2315.31x316.125257.1+71.6=2676.96NFnv2=Fr-FW2=3356.63.2676.96=679.68NMu=FnhiL2=4966.34x57.1=283578.014NmmMvx=Ew也=2676.96x57.1=152854.416NmmMv2=kJ=679.68x71.6=48665.09Nmm3+M：i=V283578.0142+152854.4162=322150.53NmmM2= +M；2=V283578.0142+48665.092=287723.45Nmm表3.2低速軸設(shè)計受力參數(shù)載荷水平面H垂直面V支反力片小=4966.34N,FNH2=?)960.59N加i=2676.96N,%^=679.68N彎矩MM=283578.014NmmHMvl=152 854.416NmmMy?=48665.09Nmm總彎矩M,=322150.53Nmm.M2=287723.45Nmm扭矩T1410990Nmm按彎曲扭轉(zhuǎn)合成應(yīng)力校核軸的強度5

如果選中，通常只檢查最大彎矩和扭矩截面（即危險的C部分）抵抗軸的強度。根據(jù)教科書式（15-5）和表7.2,以及單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)剪切應(yīng)力脈動周期交替壓力的,取=0.6計算的應(yīng)力軸公式如F，a=0.6,軸的計算應(yīng)力：雙產(chǎn) V322150.532+（0.6x1410990）2i…「a,,=-_! = ； MPa=12.4MPaW 0.1x903驗證此軸安全。6精確校核軸的疲勞強度（1）判斷危險截面雖然電壓花鍵軸引起的過渡適合軸的兩個集中疲勞強度，但是因為該軸的最小直徑由削弱多了，所以橫截面A的抗扭強度確定，ii,iii,B,無需檢查。在軸上，橫截面IV和V壓配合截面C.剖視圖相似的應(yīng)力集中和橫截面IV的V影響的最大載荷的載荷下所造成的最嚴重的應(yīng)力集中，從點，V剖面的疲勞強度的應(yīng)力集中的但不是轉(zhuǎn)矩的作用，而在軸直徑大，這是沒有必要的強度的檢查。雖然上的最大應(yīng)力，而且應(yīng)力集中的橫截而C為不是，并且在這里所述柄的最大直徑（應(yīng)力通過干涉配合和鍵槽都集中在兩端引起的），因此，不需要截面C中，部分VI和VD顯然較少的控制必要的控制。附件教科書章3示出了應(yīng)力集中比系數(shù)比鍵槽壓配合小從而容易地確認該軸的左側(cè)和右側(cè)部分IV。（2）截面IV左側(cè)抗彎截面系數(shù)式子是: W=0.1d3=0.1x853=61412.5mnt1抗扭截面系數(shù)工1子是： Wj=0.2d'=0.2x85*=122825tnnt截面vn的右側(cè)的彎矩m為t-41 571-41M=M, 322150.53x^—^=90834.04Nmm1L, 57.1截面IV上的扭矩T,式子是： r3=l410990Nmm截面上的彎曲應(yīng)力式子是:90834.0461412.590834.0461412.51.48MPa截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力式子是:1410990122825141099012282511.49MPa軸材質(zhì)45#鋼，調(diào)質(zhì)。從相關(guān)書本找出%=640MP, =275M2 T-\=155M?,理論應(yīng)力集中系數(shù)4及%，由：f25-=—=0.029,f25-=—=0.029,d859085=1.06經(jīng)插值后查得cxa=1.9,ctT=1.29從相關(guān)書本找出圖3-1得出結(jié)論是軸的材料的敏性系數(shù)為qCT=0.84,qr=0.88所以，有效應(yīng)力集中系數(shù)式子算出K<t=1+%?(%>'—1)=1+0.84x(1.9—1)~1.756&=1+%(%-1)=1+0.88x(1.29-1)=1.545從相關(guān)書本找出尺寸系數(shù)分=0.64；從相關(guān)書本找出扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)j=0.77軸按磨削加工，表面質(zhì)量系數(shù)式子是：4=4=0.92軸，表面處理后得4=1,按式子(3-12)和式子(3-12a)算出綜合系數(shù)是K=^.+—-1=^^+--1=2.83〃用0.640.92〃% 1,1.545 1 ,0由K,=」■+ 1= + 1=2.09eT及0.770.92從相關(guān)書本找出§3-1及§3-2,設(shè)出碳鋼的特性系數(shù)：%=0.10.2,取8b=0.1=0.050.1.取外=0.05于是，計算安全系數(shù)J“值，從相關(guān)書本找出式子(15-6) (15-8)則得2752.83x1.48+0.1x0=65.661551.545x11.492+2752.83x1.48+0.1x0=65.661551.545x11.492+0.05x11.492=16.923+(p,T,?65.66x16.92V65.662+16.922=16.38生=1.5故可知其安全。(3)截面IV右側(cè)抗彎截面系數(shù)W=0.1dy=0.1x903=72900mW抗扭截面系數(shù) wT=0.2/=0.2x903=145800mni截面卯的右側(cè)的彎矩M為I-41 571-41M=M,x%~=322150.53x? =90834.04Nmm1L2 57.1截面IV上的扭矩心為 ^=1410990Nnun

截面上的彎曲應(yīng)力M截面上的彎曲應(yīng)力M=90834.04=125MpaW72900截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力1410990=968MpaTWT145800過盈配合處的工，從相關(guān)書本找出表3-8用插值法求出，設(shè)&=0.8土，于是k*=3.24k*=3.24k=0.8x3.24=2.59k.軸從相關(guān)書本找出圖3-4,得出表面質(zhì)量系數(shù)式子是:"=4=0.92軸為經(jīng)表面強化處理，即4=1,從相關(guān)書本找出式了?（3-12）及式憶（3-12a）得綜合系數(shù)為^+---1=3.24+——-1=3.33% 092

/C=-^+--1=2.59+——一1=2.68rJA 0.92從相關(guān)書本找出§3-1及§3-2,設(shè)出碳鋼的特性系數(shù)（po=0.10.2,設(shè)外=0.1儀=0.050.1,設(shè)”=0.05275=66.07于是，計算安全系數(shù)S,“值，從相關(guān)書本找出式子（15-6） 275=66.07K(T(ra+(p'0”, 3.33x1.25+0.1x0155左-23等+。嶺^8=155左-23等+。嶺^8=，6-9265.66x16.92卮+S；a/65.662+16.922=11.73>S=1.5故該軸的截面IV右側(cè)的強度也是足夠的。第4章機架底座的設(shè)計計算主梁的強度驗算主梁材料的選擇：選用Q235,其力學(xué)性能好。橋式主梁結(jié)構(gòu)形式及截面尺寸的確定：根據(jù)標準選用后，驗算是否符合要求。本設(shè)計選用箱形結(jié)構(gòu)主梁，其組成由上下蓋板及左右腹板焊接而成，斷面為封閉的箱形.主梁危險載面的強度驗算1)正應(yīng)力的驗算根據(jù)公式計算的垂直彎矩同時作用在主梁上，并考慮約束彎曲和約束扭轉(zhuǎn)的影響,主梁再面上的正應(yīng)力可按下式疊加：主梁跨中：MM36=("x+^^)x1151向?也w、.主梁支承載面：式中“zmax、——主梁跨中的最大垂直彎矩和水平彎矩;“cmax、一一主梁支承載面的最大垂直彎矩和水平彎矩;卬二、叫工一一主梁跨中和支承載面對*軸的載面摸數(shù)；%——主梁對丁軸的載面摸數(shù)。強度許用應(yīng)力為：空=18Q45MP。1.33^Nmin150001)確定應(yīng)力循環(huán)特性'max150000(Q235A鋼的強度許用應(yīng)力為：[%[%=—=18Q45MP?1.33式中“n為載荷組合的安全系數(shù)。2)剪應(yīng)力的驗算箱形載面主梁支承載面處的剪力2在腹板上引起的剪應(yīng)力按下式計算:

式中sx——主梁載面的一部分對中性軸的靜矩;人一一主梁載面對x軸的慣性矩;可、2一一主梁的主、副腹板的厚度。在水平載荷作用下，蓋板上的剪應(yīng)力：QSr= -'218yo式中Qs——支承處的水平剪力；S,一—主梁載面的一部分對y軸的靜矩；/，一一主梁載面對y軸的慣性矩；8O 上、下蓋板厚度。主梁受扭的影響。則按純扭轉(zhuǎn)計算，計算式為:主腹板上7Mk主腹板上7Mk2Qt）,325

2x196x30=216.3M375副腹板上q=--=———=312.02%2x196x36M325蓋板上％==———=416.0

"2Q22x196x39式中M長 作用與主梁支承載面的扭矩；Q——主梁封閉載面的輪廓面積，Q=bh。在主梁載面上，各種載荷在同一點引起的剪應(yīng)力予疊加。支腿危險載面的強度驗算對于單主梁箱形結(jié)構(gòu)門架的支腿應(yīng)分別選取幾個載面進行強度計算。強度驗算式為：(7= 1 1 <(TWvW,FLJ式中-一門架平面，支腿驗算載面的最大彎矩；一一支腿平面，支腿驗算載面的最大彎矩；N：ax一一支腿平面，支腿驗算載面的軸向力；Wx,W、, 驗算載面對x軸和y軸的載面模數(shù)；F一一驗算載面的面積。根據(jù)靜強度和疲勞強度條件計算截面需要的面積：

毒經(jīng)=幽幽11。834荷[% 180.45=1500000=207324w后M7235由計算結(jié)構(gòu)知，桿件應(yīng)根據(jù)疲勞強度條件確定截面積。桿件需要的最小截面積為20732.55mnT。下橫梁的強度驗算將各種載荷作用在門架上引起的下橫梁的彎矩疊加，然后按下式驗算其強度，即彎曲應(yīng)力：式中——作用在下橫梁載面的總彎矩；Wx 驗算載面對x軸的載面模數(shù)。近年來，橋式有采用寬翼緣箱形梁，這時薄壁箱形梁受彎曲時，在剪應(yīng)力作用下,翼緣板和腹板產(chǎn)生了翹曲，梁的截面不在保持平面，而有翹曲（圖b中虛線所示）。由于這種翹曲受到了約束，因而破壞了正應(yīng)力按平面分布的規(guī)律，這時正應(yīng)力沿梁寬的分布不再是一個常數(shù)，沿著梁高的分布也不再符合線性分布規(guī)律（圖），其中虛線表示自由彎曲應(yīng)力。根據(jù)理論分析和實驗驗證，在薄壁箱型梁的角點上，最大約束彎曲正應(yīng)力可近似取為：5=/（1+0）式中 自由彎曲正應(yīng)力；^>=1.75—L一一考慮約束彎曲而使應(yīng)力增大的系數(shù)；B一—翼緣板寬度。初選箱形截面腹板厚度S=5+&；=6+6=12cm=0.（）12m1.4x10003x2.1xl083x0.012x28=1.4x10003x2.1xl083x0.012x28=8.82[e]=1.4x105(1.4+1.2x0.4)xl=27YN>Q=16QWV,剛度是控制條件。3）主梁載荷的組合情況：由于主梁受力情況復(fù)雜，在分析計算過程中，應(yīng)合

理處理。4)主梁強度以及剛度的計算：主梁中間截面的最大彎曲應(yīng)力:cr="3+""max.<㈤

明弘T」式中：叫一主梁中間截面對水平重心軸線XP的抗彎截面模數(shù)，其近似值:(h8DS,Y(90x0.6ruAcc. 3=I kBb]l/z=1 f35x1lx90=540Gbmw,一主梁中間截面對垂直重心軸線尸y的抗彎截面模數(shù)，其近似值：%=(與+ =(音^+90x0.6)x30=2040c/因此可得：=1775kg/cm=1775kg/cm2 1