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黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計(jì)
目 錄
第1章 緒論 3
1.1選題背景及意義 3
1.2國(guó)內(nèi)外研究狀況 3
1.3研究方法 4
第2章 機(jī)械傳動(dòng)裝置的總體設(shè)計(jì) 6
2.1 總體方案 6
2.2 電動(dòng)機(jī)的選擇 7
2.3 分配各級(jí)傳動(dòng)比 7
2.3.1 自轉(zhuǎn)部分 7
2.3.2 計(jì)算自轉(zhuǎn)部分傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù) 8
2.3.3 公轉(zhuǎn)部分 9
2.3.4 計(jì)算公轉(zhuǎn)部分傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù) 9
2.4 本章小結(jié) 10
第3章 機(jī)械傳動(dòng)件的設(shè)計(jì) 11
3.1 帶輪的設(shè)計(jì)和校核 11
3.2 齒輪的設(shè)計(jì)和強(qiáng)度校核 13
3.2.1 自轉(zhuǎn)部分高速級(jí)齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算 13
3.2.2 齒輪的校核 16
3.2.3 自轉(zhuǎn)部分低速級(jí)齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算 17
3.2.4 齒輪的校核 21
3.2.5 公轉(zhuǎn)部分直齒輪設(shè)計(jì)與計(jì)算 21
3.2.6 齒輪的校核 24
3.3 公轉(zhuǎn)部分蝸桿傳動(dòng)設(shè)計(jì)與計(jì)算 25
3.3.1 蝸桿的校核 26
3.4 軸的設(shè)計(jì)和校核 27
3.4.1 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 27
3.4.2 軸的最小直徑估算 27
3.4.3 各軸段直徑和長(zhǎng)度的確定 29
3.4.4 軸承的選擇 31
3.4.5 鍵的選擇 31
3.4.6 軸的受力分析和剛度校核 31
3.4.7. 軸承壽命核算 33
3.4.8. 鍵校核 34
3.4.9轉(zhuǎn)臂的校核 34
3.5 本章小結(jié) 35
第4章 尺寸公差與配合的選用 36
4.1 配合制的選擇 36
4.2 公差等級(jí)的選擇 36
4.3 配合的選擇 36
4.4 本章小結(jié) 37
第5章 箱體的設(shè)計(jì) 38
5.1 零件的位置尺寸 38
5.2 軸承端蓋 38
5.3 鑄鐵減速箱的結(jié)構(gòu)尺寸 39
5.4本章小結(jié) 40
第6章 設(shè)計(jì)結(jié)果 41
6.1 各零件參數(shù)表 41
6.2 本章小結(jié) 43
結(jié) 論 44
參考文獻(xiàn) 45
第1章 緒 論
1.1 選題背景及意義
混合單元操作廣泛應(yīng)用于化工、醫(yī)藥、食品、粉末冶金、涂料、電子、軍工、材料等領(lǐng)域及新材料技術(shù)領(lǐng)域，為保證固體粉末特別是對(duì)于有一定潮濕度和團(tuán)聚粘結(jié)傾向的半干粉料之間的均勻混合，混合機(jī)械設(shè)備的選擇至關(guān)重要。隨著納米技術(shù)的發(fā)展,粉體混合更顯示出它的重要性。本次設(shè)計(jì)的行星運(yùn)動(dòng)螺旋式混合機(jī)，它的容器呈圓錐形，有利于粉料下滑。容器內(nèi)螺旋攪拌器軸平行于容器壁母線(xiàn)，上端通過(guò)轉(zhuǎn)臂與螺旋驅(qū)動(dòng)軸連接。當(dāng)驅(qū)動(dòng)軸轉(zhuǎn)動(dòng)時(shí)，攪拌除自轉(zhuǎn)外，還被轉(zhuǎn)臂帶著公轉(zhuǎn)，這樣就使被混合物料既能產(chǎn)生垂直方向的流動(dòng)，又能產(chǎn)生水平方向的位移，而且攪拌器還能消除靠近容器內(nèi)壁附近的滯留層。因此這種混合機(jī)的混合速度快、混合效果好。很有研究的意義。
1.2 國(guó)內(nèi)外研究狀況
國(guó)產(chǎn)優(yōu)質(zhì)混合機(jī)基本上以采用上世紀(jì)80年代由合肥輕機(jī)（合肥中辰前身）引進(jìn)的日本三菱技術(shù)為主，但這一技術(shù)在大產(chǎn)量和自動(dòng)化控制上已經(jīng)顯出不足[1]。隨著飲料工業(yè)的持續(xù)、健康發(fā)展，國(guó)內(nèi)企業(yè)對(duì)高端設(shè)備的需求也在不斷增加，且一直依賴(lài)進(jìn)口。 為了改變這一局面，我國(guó)憑借多年研究、制作混合機(jī)的經(jīng)驗(yàn)，組織技術(shù)力量在廣泛學(xué)習(xí)國(guó)外最新技術(shù)的基礎(chǔ)上，從1990年至今，混合機(jī)從無(wú)到有,并逐漸形成規(guī)模生產(chǎn)，已廣泛應(yīng)用于生產(chǎn)實(shí)踐中并且已有少量出口[2]。螺旋錐形混合機(jī)是我國(guó)設(shè)計(jì)制造的固體粉?；旌系男聶C(jī)種，經(jīng)過(guò)數(shù)十年發(fā)展，已形成系列產(chǎn)品[3]。隨著應(yīng)用范圍的擴(kuò)大，1995年蘭化公司化工機(jī)械廠(chǎng)借蘭化合成橡膠廠(chǎng)ABS裝置改擴(kuò)建之際，自行開(kāi)發(fā)、研制出具有目前先進(jìn)技術(shù)水平的LHSY-11.5N雙螺旋錐形混合機(jī)。1997年初，該機(jī)正式投入使用。截止目前，該混合機(jī)運(yùn)轉(zhuǎn)正常、性能穩(wěn)定，整機(jī)各項(xiàng)指標(biāo)均達(dá)到設(shè)計(jì)要求。我國(guó)混合機(jī)正向著更好更接近世界在發(fā)展[3]。
間歇、連續(xù)進(jìn)料混合機(jī)械以及單螺桿和雙螺桿擠出器是十九世紀(jì)末發(fā)展起來(lái)的混合器，主要用于食品工業(yè)和潤(rùn)滑油的抽提，隨著橡膠工業(yè)和汽車(chē)輪胎工業(yè)的發(fā)展，二十世紀(jì)初逐漸發(fā)展起密封系統(tǒng)的擠出機(jī)，錯(cuò)流雙螺桿混合器也隨之產(chǎn)生，直到1980年對(duì)于間歇和連續(xù)混合器的機(jī)理研究才逐漸發(fā)展起來(lái)。工程師們面對(duì)許多問(wèn)題，如具有分離功能回旋軸混合器、含有絞合回旋桿分離器等的設(shè)計(jì)。眾多的連續(xù)式混合器的設(shè)計(jì)越來(lái)越復(fù)雜，這些系統(tǒng)可以實(shí)現(xiàn)單螺旋擠出、錯(cuò)流雙螺旋桿擠出的效能，并且可以混合非常多的物種，這些混合器各有特點(diǎn)和優(yōu)缺點(diǎn)，適用于不同的場(chǎng)合[4]。
德國(guó) Respecta 公司推出的 Vacu Cast 多組件混合機(jī)可進(jìn)行低壓排空且混合均勻，可將準(zhǔn)確測(cè)量的混合物從一混合噴嘴噴射到模腔里，還可以直接將混合物注射到模腔內(nèi)，該機(jī)與其他混合機(jī)相比其優(yōu)點(diǎn)是，混合固體和液體物質(zhì)以及排空工序均在單一組件內(nèi)進(jìn)行。Vacu Cast 混合機(jī)生產(chǎn)的混合物、填充劑和粘合劑的表面濕潤(rùn)度極佳特別是對(duì)粉狀顆粒不但能提高成品的拉伸力而且能提高抗腐蝕性[4]。
在美國(guó)靜止型混合機(jī)已經(jīng)成為現(xiàn)在的主流。該機(jī)結(jié)果簡(jiǎn)單、無(wú)死角很適合食品加工，它再現(xiàn)性良好、可準(zhǔn)確的實(shí)現(xiàn)均勻混合，而且省維修費(fèi)用、省能源、省空間機(jī)體具有豐富的多樣性[4]。
混合機(jī)的專(zhuān)業(yè)廠(chǎng)家關(guān)東混合機(jī)工業(yè)公司，開(kāi)始出售一種升降型立式混合機(jī)，該機(jī)大大改善了作業(yè)條件，符合衛(wèi)生、安全標(biāo)準(zhǔn)。KTM-200處于上升位置時(shí)的全高是2,1 SOmm,運(yùn)行時(shí)1. 500mm，寬為1.230mm，全長(zhǎng)1.700mmo攪拌用電機(jī)容量是7.SKW，升降用1.SkW、采用4級(jí)調(diào)速，各種轉(zhuǎn)速均在30~300rpm內(nèi)設(shè)定，機(jī)體為不銹鋼，易于沖洗，為防灰塵，制成密封型，改善了安全、衛(wèi)生、作業(yè)環(huán)境。當(dāng)然，成本有所提高，該公司正在努力降低成本，抑制價(jià)格上升[5]。
另外，該公司還開(kāi)始經(jīng)營(yíng)使用冷卻介質(zhì)、在攪拌物料過(guò)程進(jìn)行冷卻的世界第一臺(tái)“強(qiáng)制冷卻螺旋混合機(jī)”。至今冷卻是通過(guò)噴射冷風(fēng)式CO:進(jìn)行的，該機(jī)通過(guò)冷卻介質(zhì)的流動(dòng)，達(dá)到所希望的溢度，它還帶有表示物料溫度的溫度顯示裝置。包括全部規(guī)格的混合機(jī)、與攪拌容器、升降裝置等結(jié)合可實(shí)現(xiàn)自動(dòng)化[3]。
粉研公司正在經(jīng)營(yíng)一種連續(xù)式噴射混合機(jī)。該機(jī)與供料器結(jié)合，在數(shù)秒內(nèi)可進(jìn)行粉狀物料的連續(xù)加沮、混煉、溶解、乳化，稱(chēng)其為連續(xù)噴射混合裝置。該連續(xù)噴射混合裝置，采用了獨(dú)特的專(zhuān)利結(jié)構(gòu)，使氣液粉三相物料通過(guò)噴射混合，比率、混合精度高，品質(zhì)均勻一致，依靠物料的通過(guò)使其自潔，因在密閉環(huán)境中作業(yè)，無(wú)粉塵，無(wú)噪音。與卜機(jī)連動(dòng)容易實(shí)現(xiàn)無(wú)人化，可大幅度地提高品質(zhì)，降低成本[5]。
連續(xù)式噴射混合裝置，采用獨(dú)特的連續(xù)加沮方式，實(shí)現(xiàn)了超過(guò)手排面的味道，在食品制造過(guò)程中，加濕、混煉、溶解是必要的過(guò)程，面團(tuán)等的制作左右著產(chǎn)品的質(zhì)量、成本。面團(tuán)制作的秘訣，首要的是優(yōu)質(zhì)的水，在不需施加力的數(shù)秒內(nèi)，使一粒粒均勻濕潤(rùn)，使其釋放出天然的芳香，這樣即可作出超過(guò)手辮面的面。正確計(jì)量，均勻混是對(duì)所有坯料的要求，該機(jī)最先實(shí)現(xiàn)了這一理想[4]。
1.3 研究方法
本次設(shè)計(jì)主要工作內(nèi)容如下：
1、 進(jìn)行設(shè)計(jì)計(jì)劃
在設(shè)計(jì)前進(jìn)行相關(guān)知識(shí)的系統(tǒng)學(xué)習(xí)。
2、 準(zhǔn)備設(shè)計(jì)
由于缺乏經(jīng)驗(yàn)和水平欠缺所以在設(shè)計(jì)以前找出要學(xué)習(xí)的相關(guān)知識(shí)從方法到具體技術(shù)參考資料依次為設(shè)計(jì)手冊(cè)、規(guī)范、專(zhuān)題借鑒及以前的工程。
3、 設(shè)計(jì)計(jì)算
（1）擬訂總體設(shè)計(jì)方案。
（2）關(guān)于設(shè)計(jì)參數(shù)的選擇
設(shè)計(jì)參數(shù)的選擇原則以安全為目的。
參考其它工程在其條件下選擇的原則。
（3）關(guān)于計(jì)算公式的選擇
計(jì)算公式必須符合規(guī)范的要求。
在多種公式中選擇更安全、更合理的公式。
（4）公式計(jì)算
計(jì)算的步驟可以參照以往的計(jì)算書(shū)或者其它資料。
計(jì)算的每一步結(jié)果都要確保正確計(jì)算，減少返工時(shí)間。
（5）自校
自校的原則是等同于重新再做一遍。
4、 制圖
按照機(jī)械制圖標(biāo)準(zhǔn)準(zhǔn)確繪圖。
5、 編寫(xiě)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)。
最后基本達(dá)到設(shè)計(jì)要求。
第2章 機(jī)械傳動(dòng)裝置的總體設(shè)計(jì)
2.1 總體方案
傳動(dòng)方案要滿(mǎn)足工作可靠、結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、尺寸緊湊、傳動(dòng)效率、使用維護(hù)便利、工藝和經(jīng)濟(jì)性好等要求。
經(jīng)過(guò)分析與比較,決定采用如圖2.1的運(yùn)動(dòng)方式：
（a） （b）
1-主軸 2、3-圓柱齒輪 4-蝸桿 5-蝸輪 6-轉(zhuǎn)臂 7-轉(zhuǎn)臂體
8、9、11、12、13、14-圓錐齒輪 10-轉(zhuǎn)臂軸 15-攪拌器
圖2.1 行星運(yùn)動(dòng)螺旋式混合機(jī)
電動(dòng)機(jī)通過(guò)V帶帶動(dòng)輪將動(dòng)力輸入水平傳遞軸，使軸轉(zhuǎn)動(dòng)，再由此分成兩路傳動(dòng)，一路經(jīng)1對(duì)圓柱齒輪2、3，一對(duì)蝸輪蝸桿4、5減速，帶動(dòng)與蝸輪連成一體的轉(zhuǎn)臂6旋轉(zhuǎn)，裝在轉(zhuǎn)臂上的螺旋攪拌器15隨著沿容器內(nèi)壁公轉(zhuǎn)。另一路是經(jīng)過(guò)三對(duì)圓錐齒輪8、9、11、12、13、14變換兩次方向及減速，使螺旋攪拌器繞本身的軸自轉(zhuǎn)。這樣就實(shí)現(xiàn)了螺旋攪拌的行星運(yùn)動(dòng)。整個(gè)機(jī)構(gòu)的運(yùn)動(dòng)路線(xiàn)如下：
齒輪2/齒輪3→蝸桿4/蝸輪5→轉(zhuǎn)臂6→螺旋攪拌器公轉(zhuǎn)
軸1→
圓錐齒輪8/圓錐齒輪9→圓錐齒輪11/圓錐齒輪12→圓錐齒輪13/圓錐
齒輪14→螺旋攪拌器自轉(zhuǎn)
2.2 電動(dòng)機(jī)的選擇
電動(dòng)機(jī)的容量（功率）選得是否合適，對(duì)電動(dòng)機(jī)的工作和經(jīng)濟(jì)性都有影響。當(dāng)容量小于工作要求時(shí)，電動(dòng)機(jī)不能保證工作裝置的正常工作，或電動(dòng)機(jī)因長(zhǎng)期過(guò)載而過(guò)早損壞；容量過(guò)大則電動(dòng)機(jī)的價(jià)格高，能量不能充分利用，且因經(jīng)常不在滿(mǎn)載下運(yùn)動(dòng)，其效率和功率因數(shù)都較低，造成浪費(fèi)。
取工作機(jī)的有效功率為
Pw=5.5kW
從電動(dòng)機(jī)到工作機(jī)之間的總效率
==0.808
為V帶的效率；為軸承的效率；為齒輪的效率
==6.8 kW
由此選擇Y132－2型Y系列鼠籠三相異步電動(dòng)機(jī)。 =7.5 kW。其主要技術(shù)數(shù)據(jù)、外形和安裝尺寸見(jiàn)表2.1
表2.1 電動(dòng)機(jī)主要技術(shù)數(shù)據(jù)、外形和安裝尺寸表
型號(hào)
額定功率/ kW
滿(mǎn)載轉(zhuǎn)速r/min
最大轉(zhuǎn)矩（額定轉(zhuǎn)矩）
Y132-2
7.5
2930
2.2
外形尺寸/ mm×mm×mm
L×(AB/2+AD)+HD
中心高/mm
H
安裝尺寸/mm
A×B
軸伸尺寸/ mm×mm×mm
D×E
475×350×315
132
216×140
38×80
2.3 分配各級(jí)傳動(dòng)比
2.3.1 自轉(zhuǎn)部分
電動(dòng)機(jī)選定后，根據(jù)電動(dòng)機(jī)的滿(mǎn)載轉(zhuǎn)速n m及工作軸的轉(zhuǎn)速n w即可確定傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比
i=n m /n w
=2930/70
=41.8
具體分配傳動(dòng)比時(shí)，應(yīng)注意以下幾點(diǎn)：
（1）各級(jí)傳動(dòng)的傳動(dòng)比最好在推薦范圍內(nèi)選取，對(duì)減速傳動(dòng)盡可能不超過(guò)允許的最大值。
（2）應(yīng)注意使傳動(dòng)級(jí)數(shù)少﹑傳動(dòng)機(jī)構(gòu)數(shù)少﹑傳動(dòng)系統(tǒng)簡(jiǎn)單，以提高和減少精度的降低。
（3）應(yīng)使各級(jí)傳動(dòng)的結(jié)構(gòu)尺寸協(xié)調(diào)﹑勻稱(chēng)利于安裝，絕不能造成互相干涉。
（4）應(yīng)使傳動(dòng)裝置的外輪廓尺寸盡可能緊湊。
為了使主軸箱結(jié)構(gòu)緊湊，齒輪傳動(dòng)的外輪廓尺寸不宜過(guò)大，因而取傳動(dòng)比i帶 =3則
i減 = i/i帶
=41.8/3
=13.95
按展開(kāi)式布置，取i1齒 =1.4i2齒
計(jì)算得
齒=4.42
齒=3.16
2.3.2 計(jì)算自轉(zhuǎn)部分傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)
I軸
= /min
P1 = Po·η帶= 7.50.96 = 7.2 kW
T1 = N·m
II軸
由公式（2.4） n2= /min
由公式（2.5） P2 =·η軸承 ·η齒輪= 7.2×0.97×0.98 = 6.84 kW
由公式（2.6） T2 = N·m
Ⅲ軸
n3=n2=221r/min
由公式（2.5） P3= P2·η軸承·η齒輪=16.84×0.97×0.98=6.5 kW
由公式（2.6） T3==280.97N·m
Ⅳ軸
由公式（2.4） n4=/min
由公式（2.5） P4 = P3·η軸承 ·η軸承 ·η齒輪= 18.46×0.97×0.98 = 6.2 kW
由公式（2.6） T4 = N·m
2.3.3 公轉(zhuǎn)部分
根據(jù)I軸轉(zhuǎn)速n 1及公轉(zhuǎn)軸的轉(zhuǎn)速n 6即可確定傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比
i=n 1 /n 6
=976.7/3
=325.57
=325.57
單級(jí)圓柱齒輪傳動(dòng)比8 取i=5.3
單級(jí)蝸桿傳動(dòng)比=10-80
所以
==325.575.3=61.4
計(jì)算得
=5.3
=61.4
2.3.4 計(jì)算公轉(zhuǎn)部分傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)
I軸
n1 = /min
P1 =7.2 kW
T1 = 70.4N·m
蝸桿軸
由公式（2.4） n蝸= /min
由公式（2.5） P蝸 =·η軸承 ·η齒輪= 7.2×0.97×0.98 = 6.84 Kw
由公式（2.6） = N·m
公轉(zhuǎn)軸
由公式（2.4） ==3r/min
由公式（2.5） = ·η軸承·η蝸桿=6.84×0.72×0.98=4.83 kW
由公式（2.6） ==15375.5N·m
2.4 本章小結(jié)
分析并擬定了混合機(jī)傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)過(guò)程，根據(jù)設(shè)計(jì)要求計(jì)算并選擇了電動(dòng)機(jī)的類(lèi)型與型號(hào)，合理的分配了各級(jí)傳動(dòng)比，通過(guò)計(jì)算得出了公轉(zhuǎn)部分和自轉(zhuǎn)部分各傳動(dòng)軸的傳遞扭矩、功率和轉(zhuǎn)速。
第3章 機(jī)械傳動(dòng)件的設(shè)計(jì)
3.1 帶輪的設(shè)計(jì)和校核
1、 選擇V帶的型號(hào)
取工作系數(shù)Ka=1.3
Pca=KaP=1.3×7.2=9.36 kW
查參考文獻(xiàn)[6]得按Pca=9.36 kW，=2920r/min
選B型V帶
2、 確定帶輪的直徑
選取小帶輪的直徑=132mm
驗(yàn)算帶速
V=
=
=20.25m/s
為小帶輪直徑 為電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速
V在5～25m/s內(nèi)，合適。
dd2 =i(1-)dd1 =3×(1-0.001)=392.4mm
為帶的滑動(dòng)率，通常?。?%-2%）
dd2=375mm
3、 確定中心距a和帶長(zhǎng)Ld0
初選中心距a0
0.7(dd1+dd2)≤a0 ≤2(dd1+dd2)
a0 =700mm
求D帶輪的計(jì)算長(zhǎng)度L0
L0=2a+
=2217.5mm
取L0=2240mm
4、 計(jì)算中心距a
a=
=
=689mm
5、 確定中心距的調(diào)整范圍
=a+0.03ld
=689+0.03×2217.5
=755mm
=a-0.015 ld
=700-0.015×2217.5
=667mm
6、 驗(yàn)算小帶輪的包角α1
α1=180°- (dd2 -dd1 )×57.3°/a
=160.4°﹥120°
符合要求
7、 確定V帶的根數(shù)Z
dd1=132mm 帶速V=20.25m/s 傳動(dòng)比i=3 查表得
P0=3.83kW 功率增量=1.04kW
=4.63 符合
取Z=5
8、 計(jì)算V帶的初拉力
Q=0.10㎏/m
=
=2232.71N
=2×5×232.71×
=2293.1N
Fmax=1.5Fq=3439.65N
9、 帶輪采用孔板式結(jié)構(gòu)
3.2 齒輪的設(shè)計(jì)和強(qiáng)度校核
3.2.1 自轉(zhuǎn)部分高速級(jí)齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算
1、 選擇齒輪的材料、熱處理、精度
(1) 齒輪材料及熱處理
大小齒輪材料均為20CrMnTi。齒面滲碳淬火，齒面硬度為58~62HRC，有效硬化深度0.5~0.9mm。經(jīng)參考文獻(xiàn)[9]查得
MPa
=900MPa
(2) 齒輪精度
按GB/T10095-1998，選擇8級(jí)精度，齒跟噴丸強(qiáng)化。
2、 初步設(shè)計(jì)齒輪傳動(dòng)的主要尺寸
因?yàn)橛昌X面齒輪傳動(dòng)，具有較強(qiáng)的齒面抗點(diǎn)蝕能力，故先按齒跟彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)，再校核齒面接觸疲勞強(qiáng)度。
(1) 計(jì)算小齒輪傳遞的扭矩
==0.704Nmm
(2) 確定齒數(shù)
因?yàn)槭怯昌X面，故取=20，==204.41=88
傳動(dòng)比誤差
i==4.4
=0.3%5% 允許。
(3) 初選齒寬系數(shù)
=b/R 設(shè)計(jì)時(shí)通常取= 又取
b為錐齒輪工作寬度
R為錐距
(4) 確定分錐角
小齒輪分錐角
==12.93
大齒輪分錐角
=90=77.07
(5) 載荷系數(shù)
試選載荷系數(shù)=1.44
(6) 齒形系數(shù)和應(yīng)力修正系數(shù)
當(dāng)量齒數(shù)
=17.5
=335
查參考文獻(xiàn)[9]得
=2.97 =1.52
=2.06 =1.97
(7) 許用彎曲應(yīng)力
安全系數(shù)=1.6 一般=1.4~1.8
工作壽命為1班制，三年，每年工作300天。
則小齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)
===8.439
則大齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)
==1.194
查參考文獻(xiàn)[9]得 壽命系數(shù)
許用彎曲應(yīng)力
MPa
所以
==505.625MPa
==517.5MPa
(8) 計(jì)算模數(shù)
式中：
載荷系數(shù)K=1.44 齒數(shù)比u=4.41
扭矩=1.998N 齒形系數(shù)=2.97
齒寬系數(shù)=1/3 應(yīng)力修正系數(shù)=1.52
查參考文獻(xiàn)[9]得，圓整標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)取m=4.5。
(9) 初算主要尺寸
初算中心距
a===205mm
分度圓直徑
=4.520=90mm
=4.588=391mm
齒寬
(取整)
=203
=65mm
==0.32
(10) 驗(yàn)算載荷系數(shù)K
圓周速度
=3.48m/s
查參考文獻(xiàn)[9]得 動(dòng)載系數(shù)=1.25
=0.32 65mm
查參考文獻(xiàn)[9]得 =1.074
又b/h==6.57
查參考文獻(xiàn)[9]得 齒向載荷分布系數(shù)1.095
使用系數(shù) 工作機(jī)輕微沖擊，原動(dòng)機(jī)均勻平穩(wěn)，所以查參考文獻(xiàn)[9]得=1.25。
齒間載荷分布系數(shù)1.0
載荷系數(shù)
則
引用公式（3.17）m
=4.0
所以滿(mǎn)足齒跟彎曲疲勞強(qiáng)度。
3.2.2 齒輪的校核
設(shè)計(jì)的齒輪傳動(dòng)在具體工作情況下，必須有足夠的工作能力，以保證在整個(gè)壽命期間不致失效，所以要對(duì)齒輪進(jìn)行校核。校核大齒輪
=
由參考文獻(xiàn)[9]確定式中各系數(shù)：
節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)=2.5 彈性系數(shù)=189.8
載荷系數(shù)K=1.44 轉(zhuǎn)矩=0.704N mm
齒寬系數(shù)=0.33 分度圓直徑=391mm
齒數(shù)比=4.41
計(jì)算得=538.5MPa
==15001.151.24=1391.1 MPa
<
所以齒輪完全達(dá)到要求。
3.2.3 自轉(zhuǎn)部分低速級(jí)齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算
1、 選擇齒輪的材料、熱處理、精度
(1) 齒輪材料及熱處理
大小齒輪材料均為20CrMnTi。齒面滲碳淬火，齒面硬度為58~62HRC，有效硬化深度0.5~0.9mm。經(jīng)參考文獻(xiàn)[9]查得
MPa
=900MPa
(2) 齒輪精度
按GB/T10095-1998，選擇8級(jí)精度，齒跟噴丸強(qiáng)化。
2、 初步設(shè)計(jì)齒輪傳動(dòng)的主要尺寸
因?yàn)橛昌X面齒輪傳動(dòng)，具有較強(qiáng)的齒面抗點(diǎn)蝕能力，故先按齒跟彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)，再校核齒面接觸疲勞強(qiáng)度。
(1) 計(jì)算小齒輪傳遞的扭矩
=8.43Nmm
(2) 確定齒數(shù)
因?yàn)槭怯昌X面，故取=17，==173.16=54
傳動(dòng)比誤差 i==3.176
由公式（3.11）=0.5%5% 允許。
(3) 初選齒寬系數(shù)
=b/R 設(shè)計(jì)時(shí)通常取= 又取
b為錐齒輪工作寬度
R為錐距
(4) 確定分錐角
小齒輪分錐角
由公式（3.12） ==17.47
大齒輪分錐角
=70=52.53
(5) 載荷系數(shù)
試選載荷系數(shù)=1.4
(6) 齒形系數(shù)和應(yīng)力修正系數(shù)
當(dāng)量齒數(shù)
由公式（3.13） =17.82
=179.876
查參考文獻(xiàn)[9]得
=2.97 =1.52
=2.12 =1.97
(7) 許用彎曲應(yīng)力
安全系數(shù)=1.6 一般=1.4~1.8
工作壽命為1班制，三年，每年工作300天。
則小齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)
由公式（3.14） ===4.032
則大齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)
由公式（3.15） ==1.28
查參考文獻(xiàn)[9]得 壽命系數(shù)
許用彎曲應(yīng)力
MPa
所以
由公式（3.16） ==562.5MPa
==562.5MPa
(8) 計(jì)算模數(shù)
由公式（3.17）
式中：
載荷系數(shù)K=1.4 齒數(shù)比u=3.16
扭矩=2.393 齒形系數(shù)=2.97
齒寬系數(shù)=1/3 應(yīng)力修正系數(shù)=1.52
查參考文獻(xiàn)[9]得 圓整標(biāo)準(zhǔn)模數(shù) 取m=6
(9) 初算主要尺寸
初算中心距
由公式（3.18） a===213mm
分度圓直徑
由公式（3.19） =617=102mm
=654=324mm
齒寬
(取整)
由公式（3.20） =169.83
=55mm
==0.333
(10) 驗(yàn)算載荷系數(shù)K
圓周速度
由公式（3.21） =0.376m/s
查參考文獻(xiàn)[9]得 動(dòng)載系數(shù)=1.02
=0.333 55mm
查參考文獻(xiàn)[9]得
=1.074
又b/h==9.5
查參考文獻(xiàn)[9]得 齒向載荷分布系數(shù)1.081
使用系數(shù) 工作機(jī)輕微沖擊，原動(dòng)機(jī)均勻平穩(wěn)，所以查參考文獻(xiàn)[9]得=1.25。
齒間載荷分布系數(shù)1.0
載荷系數(shù)
由公式（3.22）
則
由公式（3.17） m
=5.41
所以滿(mǎn)足齒跟彎曲疲勞強(qiáng)度。
3.2.4 齒輪的校核
設(shè)計(jì)的齒輪傳動(dòng)在具體工作情況下，必須有足夠的工作能力，以保證在整個(gè)壽命期間不致失效，所以要對(duì)齒輪進(jìn)行校核。
大齒輪的數(shù)值大，取大齒輪校核。
大齒輪的彎曲強(qiáng)度
由公式（3.23） =
由參考文獻(xiàn)[9]確定式中各系數(shù)
節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)=2.5 彈性系數(shù)=189.8
載荷系數(shù)K=1.4 轉(zhuǎn)矩=8.43N
齒寬系數(shù)=0.333 分度圓直徑=324mm
齒數(shù)比=3.16
計(jì)算得=435.5Mpa
==15001.131.24=1366.9 MPa
<
所以齒輪完全達(dá)到要求。
3.2.5 公轉(zhuǎn)部分直齒輪設(shè)計(jì)與計(jì)算
1、 選擇齒輪的材料、熱處理、精度
(1) 齒輪材料及熱處理
大小齒輪材料均為20CrMnTi。齒面滲碳淬火，齒面硬度為58~62HRC，有效硬化深度0.5~0.9mm。經(jīng)參考文獻(xiàn)[10]圖
MPa
=900MPa
(2) 齒輪精度
按GB/T10095-1998，選擇8級(jí)精度，齒跟噴丸強(qiáng)化。
2、 初步設(shè)計(jì)齒輪傳動(dòng)的主要尺寸
因?yàn)橛昌X面齒輪傳動(dòng)，具有較強(qiáng)的齒面抗點(diǎn)蝕能力，故先按齒跟彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)，再校核齒面接觸疲勞強(qiáng)度。
(1) 計(jì)算小齒輪傳遞的扭矩
==0.704Nmm
(2) 確定齒數(shù)
因?yàn)槭怯昌X面，故取=20，==205.3=106。
傳動(dòng)比誤差 i==5.29
由公式（3.11） =0.2%5% 允許。
(3) 初選齒寬系數(shù)
=0.9
(4) 載荷系數(shù)
試選載荷系數(shù)=1.3
(5) 齒形系數(shù)和應(yīng)力修正系數(shù)
查參考文獻(xiàn)[10]得
=2.97 =1.52
=2.20 =1.78
(6) 許用彎曲應(yīng)力
安全系數(shù)=1.6 一般=1.4~1.8
工作壽命為1班制，三年，每年工作300天。
則小齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)
由公式（3.14） ===8.439
則大齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)
==1.592
查參考文獻(xiàn)[10]得 壽命系數(shù) SH=1.0
許用彎曲應(yīng)力
MPa
所以
由公式（3.16） ==500.625MPa
==517.5MPa
(7) 計(jì)算模數(shù)
式中：
載荷系數(shù)K=1.3 扭矩=2.393
齒形系數(shù)=2.97 齒寬系數(shù)=0.9
應(yīng)力修正系數(shù)=1.52 =20
查參考文獻(xiàn)[10]得 圓整標(biāo)準(zhǔn)模數(shù) 取m=3
(8) 初算主要尺寸
初算中心距
由公式（3.18） a===160.5mm
分度圓直徑
由公式（3.19） =320=60mm
=3106=318mm
齒寬
=0.960=54mm
(9) 驗(yàn)算載荷系數(shù)K
圓周速度
由公式（3.21） =2.60m/s
查參考文獻(xiàn)[10]得 動(dòng)載系數(shù)=1.17
=0.9 54mm
查參考文獻(xiàn)[10]得 =1.074
又b/h==8.5
查參考文獻(xiàn)[10]得 齒向載荷分布系數(shù)1.09
使用系數(shù)工作機(jī)輕微沖擊，原動(dòng)機(jī)均勻平穩(wěn)，所以查參考文獻(xiàn)[10]得=1.25。
齒間載荷分布系數(shù)1.0
載荷系數(shù)
由公式（3.22）
則
m
=2.68
所以滿(mǎn)足齒跟彎曲疲勞強(qiáng)度。
3.2.6 齒輪的校核
設(shè)計(jì)的齒輪傳動(dòng)在具體工作情況下，必須有足夠的工作能力，以保證在整個(gè)壽命期間不致失效，所以要對(duì)齒輪進(jìn)行校核。
大齒輪的數(shù)值大，取大齒輪校核。
大齒輪的彎曲強(qiáng)度
=
由參考文獻(xiàn)[10]確定式中各系數(shù)
節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)=2.5 彈性系數(shù)=189.8
載荷系數(shù)K=1.3 圓周力=3330N
分度圓直徑=318mm 齒數(shù)比=5.3
齒寬b=54
計(jì)算得=260.5MPa
==15001.21.24=1451.7 MPa
<
所以齒輪完全達(dá)到要求。
3.3 公轉(zhuǎn)部分蝸桿傳動(dòng)設(shè)計(jì)與計(jì)算
1、 選擇齒輪的材料、熱處理、精度
(1) 齒輪材料及熱處理
考慮到傳遞的功率不大轉(zhuǎn)速較抵，選用ZA蝸桿。
蝸桿選用45鋼，芯部調(diào)質(zhì)，表面滲碳淬火，硬度大于45HRC。
蝸輪選用ZCuZn10P1，金屬模鑄造。
(2) 齒輪精度
按GB/T10095-1998，選擇8級(jí)精度。
2、 初步設(shè)計(jì)齒輪傳動(dòng)的主要尺寸
因?yàn)橛昌X面齒輪傳動(dòng)，具有較強(qiáng)的齒面抗點(diǎn)蝕能力，故先按齒跟彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)，再校核齒面接觸疲勞強(qiáng)度。
(1) 計(jì)算小齒輪傳遞的扭矩
=1.53Nmm
(2) 確定齒數(shù)
因?yàn)槭怯昌X面，故取=1，
==161.5=62
(3) 載荷系數(shù)
查參考文獻(xiàn)[10]得 =1，
由于載荷平穩(wěn) 取=1，取=1.05。
K==10.5
(4) 確定彈性系數(shù)
=155
(5) 許用彎曲應(yīng)力
安全系數(shù)=1.6 一般=1.4~1.8
工作壽命為1班制，三年，每年工作300天。
===2.59
==1.58220=347.3MPa
(6) 計(jì)算確定m和、q
9k（）
=561.5
查參考文獻(xiàn)[10]得 取m=4 =71 （=1136）
(7) 確定中心距
初算中心距
a==159.5mm
3.3.1 蝸桿的校核
設(shè)計(jì)的齒輪傳動(dòng)在具體工作情況下，必須有足夠的工作能力，以保證在整個(gè)壽命期間不致失效，所以要對(duì)齒輪進(jìn)行校核。
(1) 計(jì)算蝸桿的倒程角
==3.22
(2) 計(jì)算蝸桿當(dāng)量齒數(shù)
==62.60
(3) 確定齒形系數(shù)
由已知條件 查參考文獻(xiàn)[10]得 =2.26
(4) 確定螺旋角系數(shù)
==0.9619
(5) 計(jì)算許用應(yīng)力
查參考文獻(xiàn)[10]得 =56MPa
=0.8878
=49.72MPa
(6) 校核強(qiáng)度
==36.37MPa小于
齒跟彎曲強(qiáng)度合格。
3.4 軸的設(shè)計(jì)和校核
3.4.1 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)
軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)就是要確定軸的合理外形和結(jié)構(gòu)，以及包括各軸段長(zhǎng)度、直徑及其他細(xì)小尺寸在內(nèi)的全部結(jié)構(gòu)尺寸。
軸的結(jié)構(gòu)主要取決以下因素：軸在機(jī)器中的安裝位置及形式；軸的毛坯種類(lèi)；軸上作用力的大小和分布情況；軸上零件的布置及固定方式；軸承類(lèi)型及位置；軸的加工工藝以及其他一些要求。由于影響因素很多，且其結(jié)構(gòu)形式又因具體情況的不同而異，所以軸沒(méi)有標(biāo)準(zhǔn)的結(jié)構(gòu)形式，設(shè)計(jì)具有較大的靈活性和多樣性。但是，不論具體情況人如何，軸的結(jié)構(gòu)一般應(yīng)滿(mǎn)足以下幾個(gè)方面的要求：
（1）軸和軸上零件要有準(zhǔn)確的工作位置。
（2）軸上零件應(yīng)便于裝拆和調(diào)整。
（3）軸應(yīng)具有良好的制造工藝性。
（4）軸的受力合理，有利于提高強(qiáng)度和剛度。
（5）節(jié)省材料，減輕重量。
（6）形狀及尺寸有利于減小應(yīng)力集中。
3.4.2 軸的最小直徑估算
軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)時(shí)，一般已知裝配簡(jiǎn)圖、軸的轉(zhuǎn)速、傳遞的功率及傳動(dòng)零件的類(lèi)型和尺寸等。
轉(zhuǎn)軸受彎扭組合作用，在軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)前，其長(zhǎng)度、跨距、支反力及其作用點(diǎn)的位置等都未知，尚無(wú)法確定軸上彎矩的大小和分布情況，因此也無(wú)法按彎扭組合來(lái)確定轉(zhuǎn)軸上各段的直徑。為此應(yīng)先按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度條件估算轉(zhuǎn)軸上僅受轉(zhuǎn)矩作徑。
d=A
式中：
A——計(jì)算常數(shù)，取決于軸的材料和受載情況。
當(dāng)軸段上開(kāi)有鍵槽時(shí)，應(yīng)適當(dāng)增大直徑以考慮鍵槽對(duì)軸的削弱：d>100mm時(shí)，單鍵槽增大3％，雙鍵槽增大7％；d100mm時(shí)，單鍵槽增大5％～7％，雙鍵槽增大10％～15％。最后對(duì)d進(jìn)行圓整。
（1）高速軸材料選用45鋼，經(jīng)調(diào)質(zhì)處理硬度為217-255HBS。按扭矩強(qiáng)度計(jì)算，初步計(jì)算直徑查表A=110。
dA=30.3mm
由于軸開(kāi)鍵槽會(huì)削弱軸的強(qiáng)度，故需增大軸徑5%-7% 所以最小軸徑mm。取=35mm 。
（2）軸Ⅱ材料選用45鋼，經(jīng)調(diào)質(zhì)處理硬度為217-255HBS。按扭矩強(qiáng)度計(jì)算，初步計(jì)算直徑查表A=110。
dA=48.9mm
由于軸開(kāi)鍵槽會(huì)削弱軸的強(qiáng)度，故需增大軸徑5%-7% 所以最小軸徑mm。取=55mm 。
（3）軸Ⅲ材料選用45鋼，經(jīng)調(diào)質(zhì)處理硬度為217-255HBS。按扭矩強(qiáng)度計(jì)算，初步計(jì)算直徑查表A=110。
dA=48.1mm
由于軸開(kāi)鍵槽會(huì)削弱軸的強(qiáng)度，故需增大軸徑5%-7% 所以最小軸徑mm。取=52mm 。
（4）軸Ⅳ材料選用45鋼，經(jīng)調(diào)質(zhì)處理硬度為217-255HBS。按扭矩強(qiáng)度計(jì)算，初步計(jì)算直徑查表A=110。
dA=68mm
由于軸開(kāi)鍵槽會(huì)削弱軸的強(qiáng)度，故需增大軸徑5%-7% 所以最小軸徑mm取=75mm。
3.4.3 各軸段直徑和長(zhǎng)度的確定
1、 各軸段的直徑
階梯軸各軸段直徑的變化應(yīng)遵循下列原則：
（1）配合性質(zhì)不同的表面（包括配合表面與非配合表面），直徑應(yīng)有所不同。
（2）加工精度、粗糙度不同的表面，一般直徑亦應(yīng)有所不同。
（3）應(yīng)便于軸上零件的裝拆。
通常從初步估算的軸段最小直徑d開(kāi)始，考慮軸上配合零部件的標(biāo)準(zhǔn)尺寸、結(jié)構(gòu)特點(diǎn)和定位、固定、裝拆、受力情況等對(duì)軸結(jié)構(gòu)的要求，一次確定軸段的直徑。具體操作時(shí)還應(yīng)注意以下幾個(gè)方面問(wèn)題：
（1）與軸承配合的軸頸，其直徑必須符合滾動(dòng)軸承內(nèi)徑的標(biāo)準(zhǔn)系列。
（2）軸上螺紋部分必須符合螺紋標(biāo)準(zhǔn)。
（3）軸肩定位是軸上零件最方便可靠的定位方法。軸肩分定位軸肩和非定位軸肩，定位軸肩通常用于軸向力較大的場(chǎng)合。
（4）定位軸肩是為加工和裝配方便而設(shè)置的，其高度沒(méi)有嚴(yán)格的規(guī)定。與軸上傳動(dòng)零件配合的軸頭直徑，應(yīng)盡可能圓整成標(biāo)準(zhǔn)直徑尺寸系列。
（5）非配合的軸身直徑，可不取標(biāo)準(zhǔn)值，但一般應(yīng)取成整數(shù)。
2、 各軸段的長(zhǎng)度
各軸段的長(zhǎng)度決定于軸上零件的寬度和零件固定的可靠性，設(shè)計(jì)時(shí)應(yīng)注意以下幾點(diǎn)：
（1）軸頸的長(zhǎng)度通常于軸承的寬度相同。
（2）軸頭的長(zhǎng)度取決于與其相配合的傳動(dòng)輪轂的寬度。
（3）軸身長(zhǎng)度的確定應(yīng)考慮軸上各零件之間的相互位置關(guān)系和拆裝工藝要求，各零件間的間距查參考文獻(xiàn)[10]。
軸Ⅰ軸Ⅱ軸Ⅲ軸Ⅳ及蝸桿軸的布置方案與具體尺寸分別如圖所示
圖3.1 Ⅰ軸
圖3.2 Ⅱ軸
圖3.3 Ⅲ軸
圖3.4 Ⅳ軸
圖3.5 蝸桿軸
3.4.4 軸承的選擇
選擇滾動(dòng)軸承的類(lèi)型，一般從載荷的大小、方向和性質(zhì)入手。在外廓尺寸相同的條件下，滾子軸承比球軸承承載能力大，時(shí)用于載荷較大或有沖擊的場(chǎng)合。當(dāng)承受純徑向載荷時(shí)，通常選用徑向接觸軸承或深溝球軸承；當(dāng)承受純軸向載荷時(shí)，通常選用推力軸承；當(dāng)承受較大徑向載荷和一定軸向載荷時(shí)，可選用角接觸球軸承。
根據(jù)軸的應(yīng)用場(chǎng)合可知，軸主要既受到的徑向力又受到軸向力。查詢(xún)常用滾動(dòng)軸承的性能和特點(diǎn)，選擇角接觸球軸承。角接觸球軸承的性能特點(diǎn)：當(dāng)量摩擦系數(shù)較小，高轉(zhuǎn)速時(shí)可用來(lái)承受較大的軸向負(fù)荷。
Ⅰ軸選擇7010AC Ⅱ軸選擇7011AC Ⅲ軸選擇7012AC
Ⅳ軸選擇7015AC 蝸桿軸選擇7010AC
3.4.5 鍵的選擇
Ⅰ軸選擇A型鍵，公稱(chēng)尺寸為分別為10x90、12x40。
Ⅱ軸選擇鍵的公稱(chēng)尺寸為分別為A18x60、C16x28。
Ⅲ軸選擇鍵的公稱(chēng)尺寸為分別為C16x25、16x32。
Ⅳ軸選擇A型鍵，公稱(chēng)尺寸為22x70。
蝸桿軸選擇A型鍵，公稱(chēng)尺寸為16x36。
3.4.6 軸的受力分析和剛度校核
對(duì)Ⅳ軸來(lái)說(shuō)所受轉(zhuǎn)矩最大所以對(duì)它進(jìn)行校合。
1、做出軸的空間受力簡(jiǎn)圖（圖3.6 a）
2、做出垂直面受力、彎矩圖（圖3.6 b）。
RV1=7107.7N , RV2=3551.8N。
3、做出水平面受力、彎矩圖(圖3.6 c)。
RH1=17511N, RH2=17511N。
4、求出合成彎矩，并畫(huà)出合成彎矩圖（圖3.6 d）。
m
5、做出扭矩圖（圖3.6 e）
T=2256.6N.m
6、求出當(dāng)量彎矩Memax 取
m
7、校核軸的強(qiáng)度
查參考文獻(xiàn)[10]得
圖3.6 軸的載荷和彎矩分布圖
所以軸合格。
3.4.7. 軸承壽命核算
1、 初選軸承型號(hào)
由工作條件初選軸承7015AC，由參考文獻(xiàn)[8]查得該軸承的Cor=46500N，Cr=49500N。
2、 求Fr1,Fr2
由
得 Fr1= =11156N
Fr2= =7885N
3、 計(jì)算Fa
由參考文獻(xiàn)[10]得，軸承內(nèi)部軸向力
S=0.68Fr
=0.68x Fr=7586N
=0.68x F=5361.8N
==7586N =-3516=4070N
4、 計(jì)算軸承當(dāng)量動(dòng)載荷P
（1）查參考文獻(xiàn)[10]得 e=0.68
（2） , 由參考文獻(xiàn)[10]查表，則=1， =0。
（3）求P1,P2
由參考文獻(xiàn)[10]，fp=1.2~1.8，取fp=1.2,所以
13387.2N
9462N
5、 計(jì)算軸承的基本額定壽命
（取=10000小時(shí)，P取大值）
=11905h>
所以，初選軸承7015AC符合要求，可以確定。
3.4.8. 鍵校核
齒輪傳遞的扭矩為2256Nm，對(duì)應(yīng)的轉(zhuǎn)矩為2256Nm。直徑、鍵高及鍵長(zhǎng)分別為：d1=75mm,h=14mm,b=22，l1=70mm根據(jù)鍵連接的擠壓強(qiáng)度公式，它的擠壓應(yīng)力為
61.4MPa
=60~90MPa,故所選鍵均滿(mǎn)足強(qiáng)度條件。
3.4.9轉(zhuǎn)臂的校核
由于轉(zhuǎn)臂承受徑向力所以對(duì)轉(zhuǎn)臂校核彎曲應(yīng)力進(jìn)行校核和彎曲剛度進(jìn)行校核。
彎曲應(yīng)力的計(jì)算公式為
=
式中：
為彎矩 為極慣性矩 為距中心軸最遠(yuǎn)的表面
確定式中各參數(shù)
9.5
=72.9kg
=729N
FL
=21900MPa
=85
=0.8
經(jīng)計(jì)算得157.6MPa
有參考文獻(xiàn)[6]得=290MPa
< 所以合格。
彎曲剛度用軸的撓度w或偏轉(zhuǎn)角來(lái)度量，其計(jì)算公式為
w≤[w]
≤[]
查文獻(xiàn)[10]得軸的變形許用值 ，得[y]=0.0002L ，[]=0.005rad
≤[w]=0.0002L=0.066mm
[]=0.005 rad
所以強(qiáng)度剛度合格。
3.5 本章小結(jié)
本章著重說(shuō)明了混合機(jī)傳動(dòng)機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)的主要內(nèi)容。對(duì)V帶、帶輪、各級(jí)齒輪、蝸輪蝸桿、各傳動(dòng)軸以及軸承的設(shè)計(jì)過(guò)程進(jìn)行了詳細(xì)的說(shuō)明。
第4章 尺寸公差與配合的選用
公差與配合的選擇是機(jī)械設(shè)計(jì)與制造中至關(guān)重要的一環(huán)。公差與配合的選用是否恰當(dāng)，對(duì)機(jī)械的使用性能和制造成本都有很大的影響，有時(shí)甚至起決定性的作用。因此，公差和配合的選擇，實(shí)際上是尺寸的精度設(shè)計(jì)。
在設(shè)計(jì)工作中，公差和配合的選用主要包括配合制、公差等級(jí)和配合種類(lèi)。
4.1 配合制的選擇
選用配合制時(shí)，應(yīng)從零件的結(jié)構(gòu)、工藝、經(jīng)濟(jì)幾方面來(lái)綜合考慮，權(quán)衡利弊。
一般情況下，設(shè)計(jì)時(shí)應(yīng)優(yōu)先采用基孔制配合。因?yàn)榭淄ǔＳ枚ㄖ档毒撸ㄈ玢@頭、絞刀、拉刀等）加工，用極限量規(guī)檢查，所以采用基孔制配合可以減少孔公差帶的數(shù)量，大大減少用定值刀具和極限量規(guī)的規(guī)格和數(shù)量，顯然是經(jīng)濟(jì)和合理的。
有些情況下應(yīng)采用基軸制配合比較合理。例如：
（1）在農(nóng)業(yè)機(jī)械、建筑機(jī)械等制造中，有時(shí)采用具有一定公差等級(jí)的冷拉鋼材，外徑不需要加工，可直接做軸。在此情況下，應(yīng)選用基軸制配合。
（2）在同一基本尺寸的軸上需要裝配幾個(gè)具有不同配合性質(zhì)的零件時(shí)，應(yīng)選用基軸制配合。
（3）與標(biāo)準(zhǔn)件相配合的孔和軸，應(yīng)以標(biāo)準(zhǔn)件為基準(zhǔn)件來(lái)確定配合制。
切斷軸的軸徑由于與滾動(dòng)軸承（標(biāo)準(zhǔn)件）的內(nèi)圈相配合，應(yīng)選用基孔制的配合，而和滾動(dòng)軸承外圓配合的孔則應(yīng)選用基軸制配合。
4.2 公差等級(jí)的選擇
選用公差等級(jí)時(shí)，要正確處理使用要求、制造工藝和成本之間的關(guān)系。因此，選用公差等級(jí)的基本原則：在滿(mǎn)足使用要求的前提下，盡量選用低等級(jí)的公差等級(jí)。選用公差等級(jí)時(shí)，還因考慮以下問(wèn)題：
（1）相關(guān)件和配合件的精度。
（2）加工成本。
4.3 配合的選擇
選擇配合主要是為了解決結(jié)合零件孔與軸在工作時(shí)相互關(guān)系，以保證機(jī)器正常工作。
間隙配合主要用于結(jié)合件有相對(duì)運(yùn)動(dòng)的配合（包括旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)和軸向滑動(dòng)），也可用于一般的定位配合。
過(guò)盈配合主要用于結(jié)合件沒(méi)有相對(duì)運(yùn)動(dòng)的配合，過(guò)盈配合不能拆卸。