火腿肠肠衣自动压缩设备总体设计

1、黄河科技学院毕业设计说明书 第 54 页1.绪论 目前，国内火腿、香肠等食品生产厂家普遍使用的是片状PVDC膜来包装食品。PVDC是当今世界上塑料包装材料中综合阻隔性能最好的一种包装材料。 PVDC 是一种优秀的食品包装材料,特别是耐高温蒸煮和对氧气、水蒸气、各种气味具有很好的阻隔性。PVDC 是世界上目前惟一大工业化生产、可以承受高温蒸煮、具有高阻隔性能的塑料。用它制造的薄膜在中国获得广泛的应用,其中最大用途就是用于火腿肠肠衣,这些应用充分显示了PVDC材料的性能和无与伦比的优势。由于它的性能独特,在塑料包装材料行业特别是食品包装行业占 据着重要位置。用它作为中间层, 制造多层复合材料,更是

2、目前塑料包装行业技术进步和技术创新的前沿阵地。 我国直到1991年，伴随着火腿肠加工技术的引入，PVDC肠衣薄膜才得到大量应用，开创了我国PVDC高阻隔材料应用的。在随后的近十年中，PVDC在中国进入迅猛发展的时期，截止目前，我国PVDC材料年产量上万吨，居美国和日本之后成为世界第三大PVDC生产的应用国。目前我国PVDC产品结构较单一，复合膜的生产牌起始阶段，产量较小。前期我国只能生产加工PVDC涂敷膜，由于产品本身的特性，基应用领域受到，近年来我国先后引进和开发了PVDC共挤复合膜和层压复合生产技术，使我国PVDC复合膜的生产、应用迈上了一个新台阶。 通过采用PVDC 共挤薄膜对肉制品进行

3、包装,可以延长肉制品的保鲜期,大大提高了肉制品在长途运输中的储存期,扩展了肉类加工企业的销售领域,可以覆盖到国内外远距离的市场。 2.机械系统方案的简述2.1运动方案选择 现代机械通常由动力机、传动系统和执行机构三部分组成。此外，为了保证机器的正常运转还需要控制系统，用来控制机械各组成部分协调运作。由于设计的多解性和复杂性，满足某种功能要求的机械系统运动方案可能会有很多种，因此，在考虑机械系统运动方案时，除了满足基本的功能要求外，还应该遵循以下原则：1.机械系统尽可能简单 机构运动链尽量简短 在保证实现功能要求的前提下，应尽量采用构件数和运动副少的机构，这样能够简化机械的构造，减轻重量，节省材

4、料，避免浪费，降低成本。此外，也可以减少由零件的制造误差形成的运动链的积累误差。 选择运动副 高副机构可以减少构件数和运动副数，设计简单。但是低副机构的运动副元素加工方便，容易保证配合精度以及有较高的承载能力。在一般情况下，应优先考虑低副机构，而且尽量少用移动副；执行构件的运动规律要求复杂，采用连杆机构很难完成精确设计时，应考虑采用高副机构。 选择原动机 机械系统的运动与原动机的形式密切相关。目前，电动机、内燃机使用最广泛，应结合具体情况灵活选择。2.尽量缩小机构尺寸 机械的尺寸和重量随选择的机构类型不同而有很大差别，在相同的传动比情况下，周转轮系减速器的尺寸和质量比普通定轴轮系减速器要小的多

5、。在连杆机构和齿轮机构中，可利用齿轮传动时节圆作纯滚动的原理，或者利用杠杆放大或缩小的原理来缩小机构尺寸。3.机构应具有良好的动力特性 机构在机械系统中不仅传递运动，同时还要传递动力，因此要选择有较好动力学特性的机构。 采用传动角较大的机构 要尽可能选择传动角较大的机构，以提高机器的传动效率，减少功耗。 采用增力机构 对于执行构件行程不大，而短时克服工作阻力很大的机构，应采用增力的方法，即瞬时有较大机械增益的机构。 采用对称布置的机构 对于高速运转的机构，其作往复运动和平面一般运动的构件以及偏心的回转构件的惯性力和惯性力矩较大，在选择机构时，应尽可能考虑机构的对称性，以减少运转工程中的动载荷和

6、振动。4.机械系统应具有良好的人机性能任何机械系统都是有人类设计的，并且用来服务人类，而且大部分机械都是有人老操作和使用，因此在机械设计的同时，必须考虑人的生理特点，以求得人与机械系统的和谐统一。 图2-1压缩设备机构图2.2电动机类型和结构型式 根据直流电动机需直流电源，结构复杂，成本高且一般车间都接有三相交流电，所以选用三相交流电动机。又由于Y系列笼型三相异步交流电动机其效率高、工作可靠、结构简单、维护方便、起动性能较好、价格低等优点均能满足工作条件和使用条件。根据需要运送型砂，为防止型砂等杂物掉入电动机，故选用封闭式电动机。根据本装置的安装需要和防护要求，采用卧式封闭型电动机。Y(IP4

7、4)笼型封闭自扇冷式电动机,具有防止灰尘或其他杂物侵入之特点。故优先选用卧式封闭型Y系列三相交流异步电动机。2.3 选择电动机容量由于压缩设备主要靠滚轮与轴之间的摩擦力来压缩肠衣，所需要的力较小，故选择的电机Y132S-8,同时带动四台压缩设备。实现资源的最大化利用的同时也保证工人工作的安全性，提高生产效率。 表2-1电机型号及参数电动机型号额定功率kw最大转矩额定转矩N.m满载转速r/min质量kgYU80240.371.81400142.4电机的外形 图2-2电机示意图（1） 图2-3电机示意图（2） 图2-4电机示意图（3）表2-2电机的安装及外形尺寸型号尺 寸（mm）HABCDEADG

8、ADACHDLYU802480715628920907.2901001151502.5 总传动比的确定及各级传动比的分配2.5.1理论总传动比选取压缩滚轮的直径D=50 mm ； （2-1）由式2-1得 ；总传动比 ；2.5.2各级传动比的分配（1）V带传动的理论传动比 初取 （2）直齿圆柱齿轮的理论传动比 初取（3）链轮的理论传动比 2.6 各轴转速，转矩与输入功率 设定电动机轴为0轴， 减速器高速轴为1轴， 减速器低速轴为2轴， 大链轮轴为3轴。2.6.1 各轴理论转速 2.6.2 各轴的输入功率 其中V带传动的效率为0.96，滚动轴承的效率为0.99，圆柱齿轮的传动的效率为0.97，链传

9、动的效率为0.96.2.6.3 各轴的理论转矩 （2-2） 由式（2.2）得 2.6.4各轴运动和动力参数汇总表表2-3 运动和动力参数汇总表轴号理论转速（r/min）输入功率（kw）输入转矩(Nmm)理论传动比电动轴14000.370.2523第轴466.70.3520.7203第轴155.60.3412.0932.09第轴74.40.3274.1993.传动设计3.1 V带传动设计3.1.1 原始数据电动机功率 kw 电动机同步转速 r/min电动机满载转速 r/minV带理论传动比3单向运转、双班制、工作机为带式运输机3.1.2 设计计算(1)确定计算功率 （3-1） 根据双班制工作，即

10、每天工作16小时，工作机为带式运输机， 查得工作系数KA=1.1表3-1 工作情况系数工况空、轻载启动每天工作小时数/h1016载荷变动微小液体搅拌机、通风机和鼓风机、离心式水泵和压缩机、轻载荷输送机1.1=1.10.37= 0.407 kw（2）选取普通V带带型 由图3-1 根据，nd确定选用普通V带Z型。 图3-1 普通V带选型图 （3）确定带轮基准直径 和 a.初选 由参考文献【1】表8-6和表8-8，小带轮基准直径=90mm 因为5m/sv30m/s，故带速合适。 b.计算 mm 根据普通V带轮的基准直径系列标准，圆整=280mm(4)确定普V带的基准长度和传动中心距0.7（+） 2（

11、+) （ 3-2）根据公式(3-2) 0.7（90+280）mm 2（90+280)mm 245mm a 0700mm初步确定中心距 a 0 = 500mm （3.3）根据公式（3-3）得根据V带基准长度系列标准圆整后 取= 1600 mm 计算实际中心距a 故中心距的变化范围为476548mm(5)验算主轮上的包角 = 主动轮上的包角合适(6)计算V带的根数Z由dd1=90mm和n1=1400r/min,查参考文献【1】表8-4a得根据n1=1400r/min,i=3和Z型带，查表8-4b得 查表8-5得 ，表8-2得 （3-5） 基本额定功率；额定功率的增量；包角修正系数； 长度系数； =

12、 取Z=1根 (7)确定带的初拉力 得 （3-6） V带单位长度质量 表3-2 V带的单位长度的质量带型Y ZABCDEq/(Kg/m)0.020.060.100.180.300.610.92 由表3-2 查得 =0.06 kg/m由公式（3-6）得： =54 N 应使带的实际出拉力 (8)计算作用在轴上的压轴力FP （3-7）由公式（3-7）得： =105 N3.1.3带传动主要参数汇总表表3-3 带传动主要参数汇带型mmZdd1mmdd2mmammF0NFPNZ1600190280500541053.1.4带轮材料及结构(1)带轮的材料 带轮材料常采用灰铸铁、钢、铝合金或工程塑料等。 V2

13、0-30m/S时，选用HT200， V35m/S,直径较大，功率较大时用35钢、40钢或高速小功率用工程塑料。 批量大时，可选用压铸铝合金或其它合金。 (2)带轮的结构 图3-2小带轮结构图 图3-3大带轮结构图 3.2 链轮传动设计3.2.1原始数据 输入转矩 = Nm输入功率 =0.341kW小链轮转速 =155.6 r/min传动比 =2.09 3.2.2选择链轮齿数 选取小链轮的齿数=19 ， 则大链轮的齿数为= =2.0919=39.71 取大链轮齿数=403.2.3确定计算功率查表3-4得工况系数=1.0 ,表3-4 工况系数从动机械特性主动机械特征平稳运转电动机、汽轮机和燃气轮机

14、、带有液力耦合器的内燃机平稳运转离心式的汞和压缩机、印刷机械、均匀加料的带式输送机、纸张压光机、自动扶梯、液体搅拌机和混料机、回转干燥炉、风机1.0图3-4 主动链轮齿数系数 由图3-6查得主动链轮齿数系数=1.55，单排链， 则计算功率为 =1.01.550.341 kW =0.529kW3.2.4选择链条型号和节距根据=0.529kW ，=155.6r/min ，图3-5 A系列、单排滚子链额定功率曲线由图3-7可选链号10A表3-5 滚子链规格和主要参数ISO链号节距滚子直径内链节内宽销轴直径内链板高度排距抗拉载荷单排双排15.87510.169.45.0915.0918.1121.84

15、3.6 由表3-5查得链条节距为=15.875mm 。3.2.5计算链条型号和中心距 初选中心距 =(3050)= (3050) 15.875=476.25793.75mm 取=40=500 mm 。 相应的链长节数为= （3-8） = =174取链长节数=174节。 查得表3-5 中心距计算系数4.00.248963.80.24883所以=3.86，得到中心距计算系数=0.248869 （3-9）由公式（3-9）得 =1205mm3.2.6计算链速，确定润滑方式 m/s图3-6 润滑范围选择图由图3-8查得，=0.7822m/s 链号为10A ，应采用滴油润滑。3.2.7计算压轴力 有效圆周

16、力为：=473 N 链轮水平布置时的压轴力系数 ， 则压轴力为543.95 N表3-6 滚子链链轮的主要尺寸名称计算公式小链轮大链轮分度圆96.45mm202.33mm齿顶圆76.765mm106.13mm182.645mm212.01mm齿根圆86.29mm192.17mm轮毂厚度20mm20mm3.2.8链轮材料链轮轮齿要具有足够的耐磨性和强度，由于小链轮轮齿的啮合次数比大链轮多，所受的冲击也较大，故小链轮应采用较好的材料制造。选择小链轮材料为20号钢，选择大链轮的材料为普通灰铸铁。 3.3 齿轮传动设计3.3.1原始数据 输入转矩= Nmm 小齿轮转速=466.7r/min 齿数比 由电

17、动机驱动单向运转、每天工作16小时、工作寿命为10年、工作机为带式运输机、载荷较平稳。（设每年工作日为300天）3.3.2选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1）.选择直齿圆柱齿轮传动。（2）.工作机速度不高，选择齿轮精度为7级精度（GB 1009588）.（3）.材料的选择表3-7 常用齿轮材料及其力学特性材料牌号热处理方式强度极限屈服极限硬度齿芯部齿面HT250250170240HT300300188255HT350350197269QT500-5常化500147241QT600-2600229302ZG310-570580320156217ZG340-640650350169229455

18、80290162217ZG340-640调质7003802412694565036021725530CrMnSi110090031036035SiMn75045021726938SiMnMo70055021726940Cr70050024128645调质后表面淬火2172554050HRC40Cr2412864855HRC20Cr渗碳后淬火65040030058-62HRC20CrMnTi110085012CrNi110085032020CrNi1200110035035CrAIA调质后氮化（氮化层后）950750255321850HV38CrMoAIA1000850夹布塑料1002535 选

19、择小齿轮材料为45号 (调质)，硬度为250HBS；大齿轮材料为45号钢（调质），材料硬度为220HBS，二者材料硬度差为30HBS。（4）.初选小齿轮齿数（5）.修正传动比 修正后的带轮传动比 链轮传动比 、互为质数。（6）.工作寿命计算 （小时）3.3.3按齿面接触强度设计 (3-11)（1）.确定公式内的各计算数值 1）试选载荷系数 2）计算小齿轮传递的转矩 3）由表3-8选取齿宽系数表3-8 圆柱齿轮的齿宽系数装置状况两支承相对于小齿轮做对称布置两支承相对于小齿轮做不对称布置小齿轮做悬臂布置0.91.4（1.21.9）0.71.15（1.11.65）0.40.64）由表3-9查得材料的

20、弹性影响系数。表3-9 弹性影响系数 齿轮 材料 弹性模量E/MPa 配对齿轮材料灰铸铁球墨铸铁铸钢 锻钢夹布塑胶锻钢162.0181.4188.9189.856.4铸钢161.4180.5188球墨铸铁156.6173.9灰铸铁143.75）由图3-10按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 ；大齿轮的接触疲劳强度极限。图3-7 调质处理钢的6）由公式3-12计算应力循环次数。 （3.12） 7）由图3-11取接触疲劳寿命系数图3-8 接触疲劳寿命系数（当时，可根据经验在网纹区内取值）8）计算接触疲劳许用应力。取失效率为1%，安全系数S=1，得 （3-13） 由公式（3-13）得： （2）.

21、计算1）试算小齿轮分度圆直径，带入中较小的值。代入公式3-11得： =36.192 mm 2）计算圆周速度。 m/s 3）计算齿宽 mm 4）计算齿宽与齿高之比。 模数 mm 齿高 mm 5）计算载荷系数。 根据 m/s,7级精度，由图3-9查得动载系数直齿圆柱齿轮，；图3.9 动载系数值由表3-10查得使用系数；表3-10 使用系数载荷状态工作机器原动机电动机、均匀运转的蒸汽机、燃气轮机均匀平稳发动机、均匀传送的带式输送机或板式输送机、螺旋输送机、轻型升降机、包装机、机床进给机构、通风机、均匀密度材料搅拌机等1.00由表3-11用插值法查得7级、小齿轮相对支承非对称布置时，。表3-11 接触

22、疲劳强度计算用的齿向载荷分布系数小齿轮支承位置软齿面齿轮非对称布置 b/mm 等级精度6781.0401.4041.4171.450801.4101.4261.463由，由图3-10查得；图3-10 弯曲强度计算的齿向载荷分布系数故载荷系数6）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径， （3-14）由式（3-14）得 mm 7）计算模数。 ，3.3.4按齿根弯曲强度设计得弯曲强度的设计公式为 （3-15）（1）确定公式内的各计算数值1）由图3-14查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯曲疲劳强度极限；图3-11 调质处理钢的2）取弯曲疲劳寿命系数；图3-12 弯曲疲劳寿命系数（当时，可根据经验

23、在网纹区内取值） 3）计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数S=1.4 （3-16）由公式（3-16）得 4）计算载荷系数。 5）查取齿形系数。由表3-18查得。 6）查取应力校正系数。由表3-18查得。表3-12 齿形系数及应力校正系数171819202122232425262728292.972.912.852.802.762.722.692.652.622.602.572.552.53 1.521.531.541.551.561.571.5751.581.591.5951.601.611.623035404550607080901001502002.522.452.402.352.32

24、2.282.242.222.202.182.142.122.06 1.6251.651.671.681.701.731.751.771.781.791.831.8651.97 7)计算大、小齿轮的并加以比较。大齿轮的数值大。（2）设计计算= mm 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数的大小主要取决于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（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数0.9429就近圆整为标准值，按接触强度算得的分度圆直径， 算出小齿轮的齿数 大齿轮齿数。 这样设计出的齿轮，既满足了齿面

25、接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到了结构紧凑，避免了浪费。3.3.5几何尺寸计算（1）计算分度圆直径 （3.17）由公式（3-17）得： （2）计算中心距 （3-18）由公式（3-18）得： （3）计算齿轮宽度 （3-19）由公式（3-19）得： 取。3.3.6齿轮结构小齿轮由于分度圆直径较小，故和轴做成一体，为齿轮轴。表3-13 齿轮尺寸参数名称代号小齿轮大齿轮分度圆38mm110mm齿顶圆40mm112mm齿根圆35.5mm107.5mm3.4减速器箱体及其附件3.4.1箱体结构形式及材料 本减速器采用剖分式箱体，分别由箱座和箱盖两部分组成。用螺栓联接起来，组成一个完整箱体。剖

26、分面与减速器内传动件轴心线平面重合。 此方案有利于轴系部件的安装和拆卸。剖分接合面必须有一定的宽度，并且要求仔细加工。为了保证箱体刚度。在轴承座处设有加强肋。 箱体底座要有一定宽度和厚度，以保证安装稳定性和刚度。 减速器箱体用HT200制造。铸铁具有良好的铸造性能和切削加工性能，成本低。铸造箱体多用于批量生产。3.4.2箱体主要结构尺寸表 表3.14 箱体主要结构尺寸表名称数值(mm)箱座壁厚=8箱盖壁厚=8箱盖凸缘厚度=12箱座凸缘厚度b=12箱座底凸缘厚度b2=20地脚螺钉直径=16地脚螺钉数目n=6轴承旁联接螺栓直径M12箱盖、箱座联接螺栓直径M10轴承盖螺钉直径和数目高速轴选用M6n=

27、4低速轴选用M8n=4轴承盖（轴承座端面）外径高速轴102低速轴130观察孔盖螺钉直径M7轴承旁凸台高度和半径h由结构确定，R= C1外壁至轴承端面的距离l1=+C2+C1+(510)=403.5高速轴的设计与计算3.5.1 .初步确定轴的最小直径 这种方法是只按轴所受的扭矩来计算轴的强度；如果还受有不大的弯矩时，则用降低许用扭转切应力的方法予以考虑。在做轴的结构设计是，通常用这种方法初步估算轴径。对于不大重要的轴，也可以作为最后的计算结果。轴的扭转强度条件为 （3-20）式中：扭转切应力，； 轴所受的转矩，； 轴的抗扭截面系数，； n轴的转速， ； 轴传递的功率，； d计算截面处轴的直径，；

28、 许用扭转切应力，见下表3-21。表3-15 轴常用几种材料的及值轴的材料Q235-A、20Q275、35（1Cr18Ni9Ti）4540Cr、35SiMn、38SiMnMo、3Cr13/152520352545355514912613511212610311297注：1）表中值是考虑了弯矩影响而降低了的许用扭转切应力。2)在下述情况时， 取较大值，取较小值：弯矩较小或只受扭矩作用、载荷较平稳、无轴向载荷或只有较大的轴向载荷、减速器的低速轴、轴只做单向旋转；反之，取较小值，取较大值。由上式可得轴的直径 （3-21）选取小齿轮轴的材料为45号钢，调质处理。由上表取=110，代入公式（3-21）得

29、考虑到轴的最小直径要连接V带，会有键槽存在故将估算直径加大35。取为14.9915.28mm 由设计手册知标准直径为16mm3.5.2.设计轴的直径及绘制草图（1）轴承部件的结构设计 为方便轴承部件的装拆，减速器的机体采用剖分式结构。该减速器发热小，轴不长，故采用两端固定方式。然后，可按轴上零件的安装顺序，从dmin处开始设计。（2）轴段1的设计 轴段1上安装带轮，此段设计应与带轮设计同步进行。有最小直径d1=16mm,带轮轮毂的宽度为（1.5-2.0）d1=（1.5-2.0）16mm=24-32mm,取为30mm,则轴段1的长度略小于毂孔宽度，取L1=28mm（3）轴段2轴径设计 考虑带轮的

30、轴向固定及密封圈的尺寸，带轮用轴肩定位，轴肩高度为h=(0.07-0.1)d1=(0.07-0.1) 16mm=1.12-1.6mm.轴段2的轴径d2=d1+2(1.12-1.6)mm=18.4-19.2mm,该处轴的圆周速度 可选用毡圈油封。由表8-27，选取毡圈30JB/ZQ46061997，则d2=20mm.由于轴段2的长度L2涉及的因素较多，稍后再确定。（4）轴段3和7的设计 轴段3和7安装轴承，考虑齿轮只受径向力和圆周力，所以选用球轴承即可，其直径应既便于轴承安装，又符合轴承内径系列。现取轴承为6005，由表8-28查得轴承内径d=25mm,外径D=47mm,宽度B=12mm,内圈定

31、位轴肩直径da=30mm,外圈定位凸肩内径Da=42mm,故d3=25mm,该减速器齿轮的圆周速度小于2m/s，故轴承采用脂润滑，需要挡油环，取挡油环端面到内壁距离B1=2mm,为补偿箱体的铸造误差和安装挡油环，靠近箱体内壁的距离取=14mm,则L3=B+B1=12+14+2mm=28mm。通常一根轴上的两个轴承取相同型号，则d7=25mm,L7=L3=28mm(5)轴段2的长度设计 轴段2的长度L2除与轴上零件有关。由表4-1知下箱座壁厚=8mm,上箱座壁厚1=8mm,由于中心距a1=74mm300mm,可确定轴承旁连接螺栓直径M12，相应的c1=20mm,c2=16mm,箱体凸缘连接螺栓直

32、径M10，地脚螺栓直径M16，轴承端盖连接螺栓直径M8，由表8-29取螺栓GB/T57812000 M825。由表8-30可计算轴承端盖e=1.2d端螺=1.28mm=9.6mm,取e=10mm。轴承座宽度为L=+C1+C2+(5-8)mm=8+20+16+(5-8)mm=49-52mm。取L=50mm,取端盖与轴承座间的调整垫片厚度为t =2mm，为了在不拆卸带轮的条件下，方便装拆轴承端盖连接螺栓，取带轮凸缘端面至轴承端盖表面的距离K=28mm,带轮采用实体式，螺栓的拆装空间足够，则有L2=L+e+K+t-B=50mm+10mm+28mm+2mm-14mm-12mm=64mm(6)轴段4和6

33、的设计 该轴段间接为轴承定位，可取d4=d6=30mm,齿轮两端面与箱体内壁距离为1=10mm,则轴段4和6的长度为L4=L6=1-B1=10mm-2mm=8mm(7)轴段5的设计 轴段5上安装齿轮，为便于安装，d5应略小于d4,可初定d5=32mm,则由表8-31查得该处键的截面尺寸为10mm8mm,轮毂键槽深度为t1=3.3mm,该处齿轮轮毂键槽到齿根的距离为小于2.5m=2.51=2.5mm故该轴应设计成齿轮轴，L5=b1=45mm(8)箱体内壁之间的距离为Bx=21+b1=210+45mm=65mm(9)力作用点间的距离 轴承力作用点距外圈距离a=B/2=12/2=6mm,则X1=50

34、/2+L2+a=25+64+6mm=95mm X2=L3+L4+L5/2-a=28+8+45/2-6=52.5mmX3=X2=52.5mm(10)画出轴的结构及相应尺寸，如图1所示。图13.5.3.键连接 带轮与轴段间采用A型普通平键连接，由表8-31得键的型号为键518 GB/T 1096-19903.5.4.轴的受力分析（1）画轴的受力简图 轴的受力简图如图2所示（2）支承反力 在水平面上为 RBH=-Q-RAH+Fr1=-105N+268.96N+137.92N=301.88N在垂直平面上为 轴承A的总支承反力为 轴承B的总支承反力为(3)弯矩的计算=10595N.mm=9975N.mm

35、 =301.8852.5N,mm=15848.7N.mm在垂直平面上为=-189.4852.5N.mm=15848.7N.mm合成弯矩，有MA=MAH=9975N.mm(4)画转矩和弯矩图 如图3所示3.5.5.校核轴的强度齿轮轴与点A处弯矩较大，且轴颈较小，故点A剖面为危险剖面。其抗弯截面系数为 抗扭截面系数为 最大弯曲应力为 扭剪应力为 抗弯扭合成强度进行校核计算，对于单向转动的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系数 ，则当量应力为由表8-26查得45钢调质处理抗拉强度极限，由表8-32用插值法查得轴的许用弯曲应力=60MPa，强度满足要求。3.5.6.校核键连接的强度带轮处键连接的挤压应

36、力为取键、轴及带轮的材料都为钢，由表8-33查得=125150MPa, ,强度足够3.5.7.校核轴承寿命(1)当量动载荷 由表8-28查6005轴承得C=10000N,C0=5850N,轴承受力图如图8-16所示。因为轴承不受轴向力，轴承A、B当量动载荷为PA=RA=329N,PB=RB=356.42N(2)轴承寿命 因PAPB,故只需校核轴承A,P=PB.轴承在100度以下工作，由表8-34查得fT=1.对于减速器，由表8-35查得载荷系数fP=1.2. 减速器预期寿命为 ,故轴承寿命足够3.6.低速轴的设计3.6.1 .初步确定轴的最小直径选取小齿轮轴的材料为45号钢，调质处理。由上表取

37、=120，代入公式（3-21）得考虑到轴的最小直径要连接V带，会有键槽存在故将估算直径加大35。取为18.7319.09mm 由设计手册知标准直径为20mm3.6.2.设计轴的直径及绘制草图（1）轴承部件的结构设计 为方便轴承部件的装拆，减速器的机体采用剖分式结构。该减速器发热小，轴不长，故采用两端固定方式。然后，可按轴上零件的安装顺序，从dmin处开始设计。（2）轴段1的设计 轴段1上安装链轮，此段设计应与链轮的设计同步进行。有最小直径=25mm,带轮轮毂的宽度为（1.5-2.0）=（1.5-2.0）25mm=37.5-50mm,取为50mm,则轴段1的长度略小于毂孔宽度，取L1=48mm（

38、3）轴段2轴径设计 考虑链轮的轴向固定及密封圈的尺寸，链轮用轴肩定位，轴肩高度为h=(0.07-0.1) =(0.07-0.1) 25mm=1.75-2.5mm.轴段2的轴径=+2(1.12-1.6)mm=28.5-30mm,该处轴的圆周速度 可选用毡圈油封。由表8-27，选取毡圈30JB/ZQ46061997，则d2=30mm.由于轴段2的长度L2涉及的因素较多，稍后再确定。（4）轴段3和7的设计 轴段3和7安装轴承，考虑齿轮只受径向力和圆周力，所以选用球轴承即可，其直径应既便于轴承安装，又符合轴承内径系列。现取轴承为6007，由表8-28查得轴承内径d=35mm,外径D=62mm,宽度B=

39、14mm,内圈定位轴肩直径da=41mm,外圈定位凸肩内径Da=56mm,故d3=35mm,通常一根轴上的两个轴承取相同型号，则d6=35mm。（5）轴段4的设计 轴段4上安装齿轮，为便于安装，d3应略小于d4,可初定d4=40mm,齿轮2的轮毂的宽度范围为（1.21.5）d4=4860mm,取其轮毂宽度等于齿轮宽度，其左端采用轴肩定位，右端采用套筒固定。为使套筒端面能够顶到齿轮端面，轴段4长度应比轮毂略短，由于b2=38mm,故取L4=36mm。(6)轴段2的长度设计 轴段2的长度L2除与轴上零件有关。由表4-1知下箱座壁厚=8mm,上箱座壁厚1=8mm,由于中心距a1=74mm300mm,

40、可确定轴承旁连接螺栓直径M12，相应的c1=20mm,c2=16mm,箱体凸缘连接螺栓直径M10，地脚螺栓直径M16，轴承端盖连接螺栓直径M8，由表8-29取螺栓GB/T57812000 M825。由表8-30可计算轴承端盖e=1.2d端螺=1.28mm=9.6mm,取e=10mm。轴承座宽度为L=+C1+C2+(5-8)mm=8+20+16+(5-8)mm=49-52mm。取L=50mm,取端盖与轴承座间的调整垫片厚度为t =2mm，为了在不拆卸带轮的条件下，方便装拆轴承端盖连接螺栓，取带轮凸缘端面至轴承端盖表面的距离K=28mm,带轮采用实体式，螺栓的拆装空间足够，则有L2=L+e+K+t

41、-B=50mm+10mm+28mm+2mm-14mm-14mm=62mm(7)轴段5的设计 该轴段为齿轮提供定位作用，定位轴肩的高度为h=(0.070.1)d4=(0.070.1)40mm=2.84mm,可取h=4mm,则d5=48mm,齿轮端面距箱体内壁距离为，取挡油环端面到内壁距离为 4=2.5mm,则轴段5的长度为L5=3-4=13.5-2.5mm=11mm(8)轴段3和轴段6的长度设计轴段6的长度L6=B+4=14mm+14mm+2.5mm=30.5mm圆整，取L3=43mm(9)力作用点间的距离 轴承反力作用点距轴承外圈距离a=B/2=14/2=7mm,则由图2得轴的支点及受力点间的

42、距离为X1=50/2+L2+a=25+62+7mm=95mm X2=L6+L5+b/2-a=(30+11+38/2-7)=53mmX3=X2=53mm(10)画出轴的结构及相应尺寸，如图2所示。图23.6.3.键连接 链轮与轴段1及齿轮与轴段4间采用A型普通平键连接，由表8-31得键的型号为键840 GB/T 10961990和键1228 GB/T 109619903.6.4.轴的受力分析（1）画轴的受力简图 轴的受力简图如图2所示（2）支承反力 在水平面上为 在垂直平面上为 轴承A、B的总支承反力为 (3)弯矩的计算在水平面上，齿轮所在轴截面为在垂直平面上齿轮所在轴截面为合成弯矩，齿轮所在轴

43、截面为(4)画转矩和弯矩图T2=-20930N.mm 如图3所示 图33.6.5.校核轴的强度因齿轮处所在轴截面弯矩较大，同时截面还作用有转矩，故此截面为危险面。其抗弯截面系数为 抗扭截面系数为 最大弯曲应力为 扭剪应力为 抗弯扭合成强度进行校核计算，对于单向转动的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系数 ，则当量应力为由表8-26查得45钢调质处理抗拉强度极限，由表8-32用插值法查得轴的许用弯曲应力=60MPa，强度满足要求。3.6.6.校核键连接的强度链轮处键连接的挤压应力为取键、轴及带轮的材料都为钢，由表8-33查得【】p=125150MPa, ,强度足够。链轮处的键的挤压应力为故其强度也足够3.6.7.校核轴承寿命(1)当量动载荷 由表8-28查6007轴承得C=16200N,C0=10500N,轴承受力图如图8-16所示。因为轴承不受轴向力，轴承A、B当量动载荷为PA=RB=RA=201.64N.(2)轴承寿命 轴承在100度以下工作，由表8-34查得fT=1.对于减速器，由表8-35查得载荷系数fp=1.2. 减速器预期寿命为 ,故轴承寿命足够4.压缩滚轮部件的设计 4.1 压缩滚轮部件总体设计根据测量得肠衣周长为L=70mm ,压缩后的外径25mm ,内径12mm 。由此可以求得未压缩前肠衣的半径