小型盤式灌木削片粉碎機機械結構設計【含CAD圖紙+文檔】

小型盤式灌木削片粉碎機機械結構設計【含CAD圖紙+文檔】,含CAD圖紙+文檔,小型,灌木,粉碎機,機械,結構設計,cad,圖紙,文檔 本科生畢業(yè)設計 題 目：小型盤式灌木削片粉碎機設計 學生姓名： 學 號： 專業(yè)班級： 指導教師： 完成時間： 目 錄 摘要 V Abstract VI 第1章 緒 論 1 1.1 灌木粉碎機裝置(機械)的應用及適用范圍 1 1.2 國內(nèi)外發(fā)展情況 1 1.3 研究開發(fā)的意義 3 第2章 小型灌木粉碎機總體參數(shù)的設計 4 2.1基本結構 4 2.2 設計原則 5 2.3 粉碎機產(chǎn)量及性能 5 2.4 灌木粉碎機的粉碎長度 5 2.5 灌木粉碎機的功率消耗 5 2.5.1螺旋槳葉功率計算 5 2.5.2螺旋槳葉盤空轉消耗功率 6 第3章 帶傳動的計算 8 3.1 帶傳動設計 8 3.2選擇帶型 9 3.3確定帶輪的基準直徑并驗證帶速 9 3.4確定中心距離、帶的基準長度并驗算小輪包角 10 3.5確定帶的根數(shù)z 11 3.6確定帶輪的結構和尺寸 11 3.7確定帶的張緊裝置 11 3.8算出壓軸力 11 第4章 主軸組件要求與設計計算 15 4.1 主軸的基本要求 15 4.1.1 旋轉精度 15 4.1.2 剛度 15 4.1.3 抗振性 16 4.1.4 溫升和熱變形 16 4.1.5 耐磨性 16 4.2 主軸組件的布局 17 4.3 主軸結構的初步擬定 19 4.4 主軸的材料與熱處理 19 4.5 主軸的技術要求 20 4.6 主軸直徑的選擇 20 4.7 主軸前后軸承的選擇 20 4.8 軸承的選型及校核 21 4.9 主軸前端懸伸量 22 4.10 主軸支承跨距 23 4.11 主軸結構圖 23 4.12 主軸組件的驗算 24 4.12.1 支承的簡化 24 4.12.2 主軸的撓度 25 4.12.3 主軸傾角 25 第5章 鍵的選擇與校核 32 5.1 帶輪1上鍵的選擇與校核 32 5.1.1鍵的選擇 32 5.1.2 鍵的校核 32 5.2 帶輪2上鍵的選擇與校核 33 5.2.1 鍵的選擇 33 5.2.2 鍵的校核 34 第6章 灌木粉碎機其他零件的設計與校核 35 6.1粉碎螺旋槳葉及螺旋槳葉盤的設計 35 6.2 裝置支撐體設計 35 6.3 機殼及進料斗設計 36 結 論 37 參考文獻 38 致 謝 39 中文摘要及關鍵詞 摘 要：灌木粉碎機設計整機結構主要由電動機、機架、傳動帶、主軸部件構成。本文介紹了一種適用于灌木粉碎機設計整機結構的結構和性能特點, 對其切削原理及工作過程進行了分析, 闡明了灌木粉碎機設計整機結構的工作機理。通過對主要工作部件結構的分析, 確定了最佳工作參數(shù), 使機器性能達到最佳工作狀態(tài)。 由電動機產(chǎn)生動力通過帶輪減速將需要的動力傳遞到帶輪上，帶輪帶動V帶，從而帶動整機裝置運動 本論文研究內(nèi)容摘要： (1) 小型灌木粉碎機總體結構設計。 (2) 小型灌木粉碎機工作性能分析。 (3)電動機的選擇。 (4)對小型灌木粉碎機設計的傳動系統(tǒng)、執(zhí)行部件及機架設計。 (5)對設計零件進行設計計算分析和校核。 (6)繪制整機裝配圖及重要部件裝配圖和設計零件的零件圖。? 關鍵詞：小型灌木粉碎機，結構設計 英文摘要及關鍵詞 Abstract：Plastic waste crusher design the whole structure is mainly composed of motor, chassis, belts, spindle assembly. This paper presents a suitable structure and performance characteristics of plastic scrap grinder machine structure design, it analyzes its working principle and the cutting process, illustrates the working mechanism of plastic waste crusher design of the whole structure. Through the analysis of the main parts of the structure to determine the optimum operating parameters of the machine performance to the best working condition. The power generated by the electric motor is transmitted to the wheels via the power pulley deceleration will need to drive V-belt pulley, so as to drive the whole movement apparatus This thesis Abstract: (1) Small plastic waste grinder overall structural design. (2) small plastic scrap grinder performance analysis. (3) Select the motor. (4) Transmission of small plastic scrap grinder design, execution unit and rack design. (5) Calculation of design parts design analysis and verification. ????(6) to draw the whole assembly drawings and assembly drawings and important parts of the design part of the part drawing. Keywords: small plastic scrap grinder, structural design 第1章 緒論 1.1 灌木粉碎機裝置(機械)的應用及適用范圍 建設節(jié)約型社會，首先要滿足人民生活水平不斷提高的需要，當然應該奉行節(jié)約和可持續(xù)利用原則，要在發(fā)展的基礎上用好。“十一五”期間，林業(yè)將在科學發(fā)展觀的指導下，緊緊圍繞建設社會主義新農(nóng)村，全面實施以生態(tài)建設為主的林業(yè)發(fā)展戰(zhàn)略，形成以生態(tài)建設為主線，重點工程為載體，發(fā)展與保護相協(xié)調的林業(yè)發(fā)展態(tài)勢,全面推動資源節(jié)約型、環(huán)境友好型的和諧社會的建設。若能成功研制出殘枝破碎機就可充分利用了我國大量的廢棄樹枝資源，變廢為寶，物盡其用，提高果園的綜合經(jīng)濟效益;為食用菌產(chǎn)業(yè)提供了廉價且優(yōu)質的生產(chǎn)原料，從而促進食用菌產(chǎn)業(yè)的發(fā)展，結合，相互促進發(fā)展，有效地增加農(nóng)民收入，將資源優(yōu)勢轉變?yōu)榻?jīng)濟、社會和生態(tài)效益，促進我國生態(tài)型農(nóng)業(yè)的可持續(xù)發(fā)展。 在很長一段時間，灌木大部分地區(qū)也跟隨人工勞動強度大，生產(chǎn)效率低的傳統(tǒng)方式。隨著市場經(jīng)濟的發(fā)展，灌木產(chǎn)品的需求越來越大，傳統(tǒng)的加工方法已不能滿足市場的需求，從而使灌木粉碎機的設計生產(chǎn)效率粉碎器的速度，對新收獲的和用于快速粉碎處理的粉碎器，急需一種能高效率的機器。 灌木產(chǎn)品不再使用廢棄之后，通常需要一定比例進行粉碎。 本文粉碎機粉碎這部分的研究旨在開發(fā)一種新型的灌木粉碎機，粉碎機加快粉碎過程，縮短產(chǎn)品粉碎機成型周期，提高效率，降低成本。 1.2 國內(nèi)外發(fā)展情況 隨著社會經(jīng)濟的發(fā)展，人們的環(huán)保意識和美化環(huán)境的要求不斷加強，園林和街道的綠化面積不斷擴大，維護園林和街道綠化而產(chǎn)生的廢殘樹枝的數(shù)量也成倍增加。傳統(tǒng)處理廢殘樹枝的方法是焚燒、填埋，這樣既造成了環(huán)境污染，又浪費了資源，因此，廢棄樹枝的處理及綜合利用成了城市園林及環(huán)衛(wèi)部門魚待解決的問題。近十幾年來，隨著食用菌產(chǎn)業(yè)的快速發(fā)展，食用菌培養(yǎng)基原料(木屑)的需求量越來越大，隨之對樹枝粉碎機的需求也日趨迫切，許多廠家和研究機構開始研制不同類型的木屑粉碎機，用來處理城市園林和街道綠化帶修剪下來的廢棄樹枝，使其回歸自然或用作生產(chǎn)食用菌培養(yǎng)基原料。目前，我國己研制的樹枝粉碎機主要有以下幾種形式1、牽引式樹枝粉碎機該類型的樹枝粉碎機主要由機架，水平強制喂料裝置，粉碎裝置和動力驅動系統(tǒng)組成。主要對園林或城市街道修剪下來的樹枝進行粉碎。由于樹枝修剪工作的作業(yè)面廣，樹枝粉碎機需跟隨修剪一起作業(yè)，因此需要拖車牽引行走流動作業(yè)。修剪下來的樹枝直徑相差較大，最粗的可達200mm以上。所以粉碎機的動力一般都在30kw以上。該類型的樹枝粉碎機工作可靠，運行平穩(wěn)，在粉碎直徑較大的樹枝時生產(chǎn)效率較高，但機器的噪音較大，適用于較粗樹枝的削片粉碎。2、SFJ-一8.0樹枝粉碎機????由北京農(nóng)業(yè)機械試驗鑒定推廣站研制開發(fā)的SFJ-8.0枝粉碎機為雙通道喂入式樹枝粉碎機，主要由驅動裝置，粉碎刀盤，雙喂料桶等組成。工作時，直徑20-75mm的樹枝條通過粗枝料筒喂入，經(jīng)過削片后進入粉碎室，被高速旋轉的錘片連續(xù)打擊成木屑，經(jīng)過篩片清選，碎木屑從出料口被高速拋出。直徑20mm們。以下的樹枝條可通過細枝料筒喂入粉碎室，樹枝被切成50mm左右的料段，然后進入粉碎室錘擊粉碎成木屑，最后經(jīng)篩片清選，碎木屑從出料口高速拋出。該粉碎機適用于中小枝條的粉碎。3、Fs型枝條粉碎機????該機是伊春林科院為粉碎林區(qū)藤條灌木研制的一種小型粉碎機，通過對藤條灌木的粉碎為生產(chǎn)食用菌培養(yǎng)基提供原料。其特點是功率小，結構簡單，移動方便。加工時，將藤條灌木投入到進料口，旋轉刀盤上的葉片轉動形成氣流，使直接推動木片作圓周運動形成氣流，木片就沿著機殼切線方向被拋到下一工序進行粉碎。4、QS一型系列枝椏粉碎機????該粉碎機適用于直徑10-140mm枝椏木材的粉碎。該機采用刀盤與錘片同軸結構，采用非強制進料，依靠本身切削力來實現(xiàn)自動進料，該粉碎機主要用于食用菌培養(yǎng)基原料的粉碎。該機除了不適合粉碎直徑小于10mm以下的枝梗以外，對一些具有較強韌性樹皮的樹枝粉碎效果很差經(jīng)常會出現(xiàn)故障。 隨著技術的進步和海外市場的發(fā)展，中國工業(yè)應了解準確市場需求的功能作用和市場經(jīng)濟規(guī)律，發(fā)展獨特的技術和設備，以滿足特定市場需求，以高品質，高效率設備，以滿足用戶的需求。目前，低附加值的產(chǎn)品有著共同的結構性過剩，惡性價格競爭水平低，阻礙了整個行業(yè)的技術進步。最近兩年，僅德國公司克勞斯瑪菲將處理更多的中國第100條型材生產(chǎn)線的到來。未來，粉碎機械和生產(chǎn)市場將朝著提供高技術，低價格的方向發(fā)展。目前，國內(nèi)的粉碎器錐形雙螺桿粉碎器，和螺桿的基礎上，該技術是成熟的;市場上最長的銷售。但是，一般的要求是供大于求，將保留在市場高峰期的50％-60％。并行粉碎器的未來發(fā)展防止旋轉雙螺桿粉碎器，以及第六代，第七代，高速，大方向發(fā)展。 在國內(nèi)市場銷售，主要是粉碎機械L的類型見圖1-L。在L-2的下方所示的粉碎器組合物，它是一種四輪垂直設計，體積小，移動更方便。為了降低噪聲，堅固，配備有擺線減速器電機，在簡化的設計是基于不銹鋼沖壓成型，與電動機的旋轉的葉片，從而使材料在輥筒，它可以在均勻的在短時間內(nèi)粉碎時間，更有效，你可以選擇在計時器? - 選擇至50分鐘的粉碎時間，如下圖所示的結構圖。但是，這一般粉碎粉碎機至少有15斤以上，公司浪費了大量的資源，但價格相對較貴。德國和美國，日本，意大利是機械動力粉碎機世界灌木粒子。領先的灌木粉碎機機械設計，制造，技術性能等方面。根據(jù)市場調研和市場分析的結果德國灌木粉碎機機械設計的，其目標是爭奪客戶，特別是大型企業(yè)。為了滿足客戶的要求，德國灌木粉碎機廠商和設計部門已經(jīng)采取了多項措施： （1）所有法律程序和較高的自動化程度提高生產(chǎn)力和靈活性，敏捷性設備。使用機器人來執(zhí)行復雜的動作。在操作過程中，照相機在接收信息并通過由計算機與計算機指令控制來完成所需的操作，以確保包裝質量的機器人監(jiān)控。 （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。德國灌木粒子已知的機械粉碎機機，高速，綜合性，自動化程度高，可靠性好。灌木粉碎機速度可達900袋/分。 （3），使機械和灌木的產(chǎn)品粉碎器整機。許多產(chǎn)品的包裝生產(chǎn)要求后，立即提高生產(chǎn)效率。自從德國生產(chǎn)的巧克力生產(chǎn)和包裝設備由一個控制系統(tǒng)的補充。兩者一體化，關鍵是要解決好匹配對方的能力。 （4），以適應產(chǎn)品的性能的變化，具有良好的彈性和柔韌性。由于市場競爭激烈，產(chǎn)品更新?lián)Q代的周期越來越短。由于化妝品生產(chǎn)三年一變，甚至第四個變化是大批量生產(chǎn)，因此要求灌木粉碎機機械具有良好的彈性和柔韌性，產(chǎn)品的灌木粉碎機機比生命循環(huán)壽命大得多以便滿足經(jīng)濟要求。 （5）廣泛使用仿真設計技術，一臺電腦。隨著新產(chǎn)品開發(fā)速度不斷加快，德國灌木粉碎機機械設計常用的設計計算機仿真技術，顯著減少灌木機的開發(fā)和設計周期粉碎。灌木粉碎機設計粒子不僅應注重其能力和有效性，更要著眼于經(jīng)濟。所謂經(jīng)濟本身是不完全的機器和設備的成本，更重要的是，經(jīng)營成本，設備的折舊費用，費用，因為只有6％到8％，另一種是運行成本。 我們的灌木粉碎機行業(yè)始于20世紀70年代，在80年代后期的快速增長，1990年機械行業(yè)已經(jīng)成為10大行業(yè)之一，無論是生產(chǎn)，還是品種，他們已經(jīng)取得了顯著成績，中國包裝行業(yè)的快速發(fā)展提供了有力的保障。目前，中國已成為世界上灌木的一個粉碎器工業(yè)生產(chǎn)和消費國。 灌木粉碎機作為一個產(chǎn)品，這不僅意味著在物質意義上的產(chǎn)品本身，而是產(chǎn)品，包括隱形的產(chǎn)品和延伸產(chǎn)品3層意義的形式。形成產(chǎn)物本身是一個特定的機器和粉碎機械的主要功能;隱形產(chǎn)品指的是提供給用戶的實際機器粉碎器效用;延伸產(chǎn)品是指粉碎引擎質量保證，使用指導和售后服務。本機粉碎機的設計應包括：市場調研，方案設計，結構設計，建設規(guī)劃，服務計劃等等。 新的灌木常常粉碎機，設備集成氣。充分利用的信息的產(chǎn)品的最新成果，采用氣動致動器，發(fā)動機單元伺服和其它分離技術可以顯著減少整個傳輸鏈，大大簡化了結構，大大提高了精度和速度勞動。式子里，一個關鍵技術是采用多電機驅動控制技術的現(xiàn)代化。事實上，這種技術不難理解，只有一些設計師不懂灌木粒子粉碎機械的發(fā)展趨勢。如果是前者的灌木設計粉碎機糧食是模仿，學習階段，所以現(xiàn)在我們應該有創(chuàng)新的設計感。 我們的粉碎機械技術和機械行業(yè)近年來，取得了很多成就，始于20世紀70年代末，年產(chǎn)值只有啟動的時候七八萬元，只有100余種不同的產(chǎn)品，技術水平低。在20世紀中期，20世紀80年代，直到20世紀中葉，十余年來獲得了快速增長，20％-50％的年增長速度由1999年年底，灌木和橡膠粉碎器粉碎，直到40大類1700多個品種，2000年，50個十億產(chǎn)值和技術水平再上新臺階，開始了大規(guī)模，自動化機器設備，科技含量高，精良的設備，開始出現(xiàn)，許多灌木粒子，如粉碎機液體灌木等設備已開始批量出國。 1.3 研究開發(fā)的意義 根據(jù)現(xiàn)有木材削片機與樹枝粉碎機的工作原理，結合果園殘枝的特點，確定了果園殘枝破碎機的結構與傳動方案，根據(jù)材質的特性，對木材樹枝粉碎機工作時的切削力進行了分析推導，得出了削片時切削力的計算公式，為計算削片時所需的功率提供了理論依據(jù)，也為結構有限元分析提供了力學模型。 建立園林殘枝破碎機的結構草圖，運用以參數(shù)化特征思想為基礎的CAD軟件對園林殘枝破碎機進行設計，運用相似原理完成了扇葉片的設計，并求解出扇葉片（樹枝導入）消耗的功率，從而求出整個削片粉碎機消耗的功率，根據(jù)計算功率選擇電機。 對于很多國內(nèi)工業(yè)灌木粉碎機的需求，設計著眼于整體結構設計和模塊化灌木粉碎機，協(xié)同的速度，多功能性，并制定了良好的結構簡單，工作可靠，操作方便，灌木高度的新機械自動化，工業(yè)粉碎機械的發(fā)展具有積極意義。 9 第2章 小型灌木粉碎機總體參數(shù)的設計 2.1基本結構 灌木粉碎器和功能元件包括載體，安裝在支承體的灌木廢棄物，并粉碎轉子構件包圍轉子殼體和其它部件。由于筒體，電機和所述機架，和類似物的灌木粉碎器，其特征在于，轉子配備到鍘切平面使垂直于平面螺旋直邊的主軸線的刀，功能中的材料的下部使它自動卸料斜坡中，筒體并設置有一個螺旋葉片，對應于該材料可以防止螺旋和不葉片的運動妨礙螺旋葉片可旋轉環(huán)。 圖2-1 立式灌木粉碎機示意圖 圖2-2 立式灌木粉碎機剖面圖 2.2 設計原則 灌木粉碎器轉子部分設有灌木的支撐構件的粉碎器，安裝在支撐部件（包括螺旋葉片粉碎軸）上，并通過一轉子（或殼體）和其它部件所包圍。通過功能部件，發(fā)動機和底盤和類似的灌木粉碎機。轉子的特征是配備有灌木閘刀剪切粉碎器使垂直于平面螺旋的軸線的平面直邊刀片設置有容器供給的材料的上部，使其在料斗，下部內(nèi)元件具有如下功能：自動切換材料卸載斜，桶（或柜）分別裝有刀片。與螺旋葉片運動材料可以防止不減螺旋葉片旋轉環(huán)，其可以在兩個相鄰的擋板之間被切斷從螺旋葉片差距過。 2.3 粉碎機產(chǎn)量及性能 1次加工50kg,每天按8小時計算。 2.4 灌木粉碎機的粉碎長度 粉碎長度的灌木粉碎機，作業(yè)機械的關鍵性能指標之一，涉及在進料輥機構的灌木粉碎器，在3-4mm的長度拌和機，在實際計算中，這最終粉碎長度3.5毫米。 2.5 灌木粉碎機的功率消耗 從 V=m/ （ 3-1） 式子里， V—— 粉碎總體積， M—— 切割總質量， kg —— 密度，kg/ 由M=50kg, =kg/，帶入到以上公式，算出 粉碎總體積V 為62.5立方米。 設喂入切割截面半徑 7厘米 ，截面面積算出來是s = = 0.015m。 每天工作8小時，速度算出是v=500/(83600)=0.017m/s。 因粉碎長度是135mm，螺旋槳葉頻率算得v/l=4.8 r/s。 2.5.1螺旋槳葉功率計算 從式子， P=Fv （3-2） 式子里，F(xiàn)—— 螺旋槳葉，設值800N V—— 轉速， m/s 而 v=, （3-3） 式子里，：——螺旋槳葉轉角速度，rad/s r—— 螺旋槳葉的半徑, m 從式子 =2f （3-4） 式子里： f——螺旋槳葉割頻率r/s 由于螺旋槳葉的半徑每一點速度不一樣，所以用積分公式 P=3Fr dr=3 F1/2r （3-5） =380010 1010 =4.8kw 2.5.2螺旋槳葉盤空轉消耗功率 從式子， N= （3-6） 式子里，： J——螺旋槳葉的轉動慣量， kg.m ——螺旋槳葉轉速， rad/s; =10 而 J= （3-7） 式子里，:M——螺旋漿葉質量， kg r——螺旋漿葉半徑，單位m 螺旋槳葉采用直刃型，半徑100mm,螺旋槳葉厚2.5mm，螺旋槳葉寬20mm,材料為65Mn,調質處理，刃口淬火，硬度為HRC62-65。 由此可求螺旋漿葉質量 M=0.39kg 所以J=0.39 (0.2)=0.0013 kg.m 還有，帶在傳動過程中，功率會有所損耗，找出相關引用書目得出結論是， 電機所需功率應該是P=JW=7.436KW 找出相關引用書目得： 具體參數(shù)見下表2-1： 表2-1 Y系列三相異步電動機 電動機型號 額定功率 KW 滿載轉速 r/min 堵轉轉矩/額定轉矩 最大轉矩/額定轉矩 質量 Kg 　Y132M-4 　 7.5 同步轉速1500 r/min,4級 1440 2.2 2.2 　81 （a） （b） 圖2-3 電動機的安裝及外形尺寸示意圖 表2-2 電動機的安裝技術參數(shù) 中心高/mm 外型尺寸/mm L×（AC/2+AD）×HD 底腳安裝 尺寸A×B 地腳螺栓 孔直徑K 軸伸尺寸D×E 裝鍵部位 尺寸F×GD 132 515× 345× 315 216 ×178 12 38× 80 10 ×43 第3章 帶傳動的計算 3.1 帶傳動設計 帶傳動的輸出功率P=7.5kW,轉速n1=1440r/min,n2=500r/min 表3-1 工作情況系數(shù) 工作機 原動機 ⅰ類 ⅱ類 一天工作時間/h 10~16 10~16 載荷 平穩(wěn) 液體粉碎機；離心式水泵；通風機和鼓風（）；離心式壓縮機；輕型運輸機 1.0 1.1 1.2 1.1 1.2 1.3 載荷 變動小 帶式運輸機（運送砂石、谷物），通風機（）；發(fā)電機；旋轉式水泵；金屬切削機床；剪床；壓力機；印刷機；振動篩 1.1 1.2 1.3 1.2 1.3 1.4 載荷 變動較大 螺旋式運輸機；斗式上料機；往復式水泵和壓縮機；鍛錘；磨粉機；鋸木機和木工機械；紡織機械 1.2 1.3 1.4 1.4 1.5 1.6 載荷 變動很大 破碎機（旋轉式、顎式等）；球磨機；棒磨機；起重機；挖掘機；橡膠輥壓機 1.3 1.4 1.5 1.5 1.6 1.8 根據(jù)V帶的載荷平穩(wěn)，8個鐘頭為一班，共設2班，找出相關引用書目第296頁表格4，設得KA＝1.1。即。 3.2選擇帶型 往往來說，我們是要按照功率以及小帶輪的轉速這二個方面來設定整形類型的，看圖3-1。 圖3-1 帶型圖 綜合各因素，同步帶設定dd=80～100，A型。 3.3確定帶輪的基準直徑并驗證帶速 從相關引用書目第298頁表格找出，小帶輪基準尺寸80～100mm， 現(xiàn)我取dd1=90mm> ddmin.=75 mm 表3-2 V帶帶輪最小基準直徑 槽型 Y Z A B C D E 20 50 75 125 200 355 500 從相關引用書目第295頁表格13-4找出“V帶輪的基準直徑”，設=250mm ① 誤差驗算傳動比： 誤差 滿足條件。 ② 帶速 驗證帶速合適。 3.4確定中心距離、帶的基準長度并驗算小輪包角 從式子， 得出結論是0.7（90+250）2（90+250） 即238680，設定=340mm 所以有： 從相關引用書目第293頁表格13-2中找出，Ld＝1250mm 實際中心距 滿足條件。 表3-3. 包角修正系數(shù) 包角 220 210 200 190 180 150 170 160 140 150 120 110 100 90 1.20 1.15 1.10 1.05 1.00 0.92 0.98 0.95 0.89 0.86 0.82 0.78 0.73 0.68 表3-4. 彎曲影響系數(shù) 帶型 Z A B C D E 3.5確定帶的根數(shù)z 根據(jù)三角帶根數(shù) 式子里，N1為—根三角帶傳動的功率； N0為單根三角帶在、功率，相到表格設得，N0=2.70； C1為包角系數(shù)，相到表格設得，C1=0.98 三角帶傳遞的功率算得N1=7.5 KW 代到式子得， 結果是需要4根帶輪 3.6確定帶輪的結構和尺寸 根據(jù)皮帶輪式Ⅴ的選擇，主軸馬達的直徑為d =28毫米; 從P293的“機械設計”，“結構帶輪V”來判斷：當3D 500毫米應該用車輪E型射線。 總之，選自H小帶輪孔板式結構，選擇E型大皮帶輪輪輻結構。 帶輪材料：鑄鐵，HT200。 3.7確定帶的張緊裝置 選用結構簡單的張緊裝置。 3.8算出壓軸力 從相關引用書目第503找到表格13-12找出，A型帶的初拉力是F0＝133.46N，上面已得到=153.36o，z=4，計算得 對于帶輪的主要條件是小而均勻的質量分布，該技術是好的，并且在與準確性接觸的工作表面要高，以便減少磨損帶。對于高速動平衡，鑄造和焊接到內(nèi)應力較小帶輪，帶輪從輪緣，所述幅（射線）和三部分的中心。稱為皮帶輪輪緣的外環(huán)形部分，所述輪輞是帶輪用于與梯形槽輪形成在安裝區(qū)的工作部分。因為皮帶的兩側之間的角度為40°，以適應當彎曲成V形皮帶輪部變形而使楔角減小，從而使普通V角槽帶輪32°的規(guī)定，34°， 36°，38°（取決于模型并確定皮帶輪的直徑），圍繞罐表7-3的大小。安裝在軸的圓柱形部分被稱為一個焦點，是聯(lián)接帶輪和軸的一部分。中間部分被稱為射線的（web），用于連接所述輪緣和中央積分。 45 表3-5 普通V帶輪的輪槽尺寸（摘自GB/T13575.1-92） 項目 符號 槽型 Y Z A B C D E 基準寬度 b p 5.3 8.5 11.0 14.0 19.0 27.0 32.0 基準線上槽深 h amin 1.6 2.0 2.75 3.5 4.8 8.1 9.6 基準線下槽深 h fmin 4.7 7.0 8.7 10.8 14.3 19.9 23.4 槽間距 e 8 ± 0.3 12 ± 0.3 15 ± 0.3 19 ± 0.4 25.5 ± 0.5 37 ± 0.6 44.5 ± 0.7 第一槽對稱面至端面的距離 f min 6 7 9 11.5 16 23 28 最小輪緣厚 5 5.5 6 7.5 10 12 15 帶輪寬 B B =( z -1) e + 2 f ? z —輪槽數(shù) 外徑 d a 輪 槽 角 32° 對應的基準直徑 d d ≤ 60 - - - - - - 34° - ≤ 80 ≤ 118 ≤ 190 ≤ 315 - - 36° 60 - - - - ≤ 475 ≤ 600 38° - ＞ 80 ＞ 118 ＞ 190 ＞ 315 ＞ 475 ＞ 600 極限偏差 ± 1 ± 0.5 V帶輪按腹板（輪輻）結構的不同分為以下幾種型式： （1） 實心帶輪：帶輪尺寸是(dd≤(2.5～3)d時)適用，見下圖3-2a。 （2） 腹板帶輪：帶輪尺寸是(dd≤ 500mm 時) 適用，見下圖3-2b。 （3） 孔板帶輪：帶輪尺寸是((dd－d)＞ 100 mm 時) 適用，見下圖3-2c 。 （4） 橢圓輪輻帶輪：帶輪尺寸是(dd＞ 500mm 時) 適用，見下圖3-2d。 （a） （b） （c） （d） 圖3-2 帶輪結構類型 現(xiàn)在我們可以得出結果：小帶輪選實心，見圖（a）,大帶輪選孔板帶輪見圖（c） 第4章 主軸組件要求與設計計算 主軸部件是機器的一個重要的組成部分，它的功能是支持和促進刀具在表面形成的運動，而且運動和傳遞扭矩的旋轉截斷抵抗切削力和驅動力負載。通過主軸單元上的一個特殊的加工質量和生產(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，應確保致動器的正常運行和被支撐工件，但直接切削力，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。 4.1 主軸的基本要求 4.1.1 旋轉精度 精度是指主軸手動或低速的旋轉軸無負載，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的理想軸線，虛線，有效樞軸軸線。當工作軸旋轉速度，主軸旋轉軸在空間中的漂移是運動精度。 回轉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整，設計精度還依賴于速度，性能和軸承的潤滑和主軸動力學的軸組件。各類常見的特殊主軸的旋轉精度是準確的特殊標準，特別是主軸精度的特定的工件精度決定。 圖4-1 主軸的旋轉誤差 4.1.2 剛度 主軸剛度指的是抵抗受到外部負載的能力，在K = F / Y，剛度相互Y /?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，在傳輸質量，主軸驅動裝置的變形劣化接合條件軸承和側壓，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捎谶^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4-2 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：主軸的結構尺寸、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量等。 4.1.3 抗振性 主軸單元集成剛度，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造型軸承間隙尺寸，傳動齒輪，主軸組件等的安置質量的結構。 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。 4.1.4 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。熱變形應以主軸組件運轉一定時間后各部分位置的變化來度量。 4.1.5 耐磨性 主軸組件的耐磨損性是保留其原始長期性能的精確度，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。 4.2 主軸組件的布局 主軸組件的設計中，我們必須確保的基本要求，如上所述，并且因此保持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速，載荷能力，剛度和精度要求設計主要是基于主軸軸承的選擇，組合和配置，并考慮設置較低的供應，經(jīng)濟等具體情況。 在選擇時，具體有以下要求： （1）以調整剛度和負荷能力的要求 主軸軸承的選擇必須符合所要求的剛度和承載能力。徑向負荷較大時，滾子軸承的選擇，是小，球軸承的選擇。雙列徑向剛度和承載的滾動軸承，其比單個列更大的容量。同樣是在比較與單個大的影響更推力軸承的剛度和承載能力使用。在一般情況下，載體的前支撐剛度應大于后者。因為前者對主軸軸承的剛度的剛度比后部的效果支承大。下表顯示的滾動軸承和滑動軸承2-1的比較。 表4-1 滾動軸承和滑動軸承的比較 基本要求 滾動軸承 滑動軸承 動壓軸承 靜壓軸承 旋轉精度 精度一般或較差。可在無隙或預加載荷下工作。精度也可以很高，但制造困難 單油楔軸承一般，多油楔軸承較高 可以很高 剛度 僅與軸承型號有關，與轉速、載荷無關，預緊后可提高一些 隨轉速和載荷升高而增大 與節(jié)流形式有關，與載荷轉速無關 承載能力 一般為恒定值，高速時受材料疲勞強度限制 隨轉速增加而增加，高速時受溫升限制 與油腔相對壓差有關，不計動壓效應時與速度無關 抗振性能 不好，阻尼系數(shù)D=0.029 較好，阻尼系數(shù)D=0.055 很好，阻尼系數(shù)D=0.4 速度性能 高速受疲勞強度和離心力限制，低中速性能較好 中高速性能較好。低速時形不成油漠，無承載能力 適應于各種轉速 摩擦功耗 一般較小，潤滑調整不當時則較大f=0.002～0.008 較小f=0.001~0.08 本身功耗小，但有相當大的泵功耗f=0.0005～0.001 噪聲 較大 無噪聲 本身無噪聲，泵有噪聲 壽命 受疲勞強度限制 在不頻繁啟動時，壽命較長 本身壽命無限，但供油系統(tǒng)的壽命有限 （2）調整速度的要求 對于結構上的原因，與制造，不同型號和規(guī)格在其上的最大速度是不同的?？紤]到規(guī)格，準確性的較低水平，較低的最大可允許速度。徑向軸承，圓柱滾子軸承極限轉速，比滾珠軸承高。在軸向軸承他們，對心臟推力軸承最大速度;推力球軸承使用;圓錐滾子軸承最低，但在相反的順序的承載能力。因此，我們必須通過選擇軸承類型考慮的速度和承載能力要求的兩個方面。 （3），以適應精度要求 起止推軸承的作用方式有三種：和解 - 集中推力軸承配套的前，后定位 - 集中安裝在后支架;兩端的定位 - 分別布置在前，后支撐。 當使用在前端的定位，主軸的熱變形延伸到后方，具有在軸向的定位精度沒有影響，但在第一支撐結構復雜，鍵軸承間隙相對困難，對前支撐更大的熱作出;相反的方向后側設置有前面所述，當后面主軸熱伸長的兩個端位置，在軸向間隙的大變化時的壓力軸承僅由于熱膨脹布置在徑向內(nèi)側軸承心軸彎曲。 要求（4），以適應于結構 上的較高的剛性的主軸單元和一定的負載承載能力，性能和在緊湊的結構的徑向尺寸的問題，在一個（特別是前支持）載體配置有兩個或多個軸承。 對于多主軸軸間距小的特殊研磨，由于結構限制，我們必須采取的滾針軸承承受徑向載荷，推力球軸承承受軸向負荷，以及兩個較低處擴散。 （5）符合經(jīng)濟性要求 OK軸軸承型式，應該除了性能和結構要求考慮，也對經(jīng)濟分析的經(jīng)濟影響。 在中速及高負載時，使用的球軸承或滾子軸承的徑向和推力軸承低成本類型的配置的組合，因為第一存儲兩個軸承，外殼和更好的技術。 考慮到上述因素，前橋的設計，兩個承重主軸軸承后，前軸承雙列向心圓柱滾子軸承和推力球組合軸承，精密D級，配套使用的圓柱滾子軸承，E-后精度的水平。式子里，，前低雙列圓柱滾子軸承滾直徑小，多重的（50-60）的數(shù)量，是錯開具有高剛性，兩列滾子，以減少在所述剛性的變化量，容易處理沒有外壁;軸承孔和錐孔，錐形1:12，徑向畸變的內(nèi)圈的軸向移動，調整徑向間隙和預張力;黃銅實體保持架，這將有助于升溫的影響。支持一般特性之前：主軸靜剛度，旋轉精度高，溫升小，徑向游隙可方便調整持有主軸軸承，但由于前部支承結構比較復雜，前后軸承不同的溫度升高，熱變形大后還安裝，調整太麻煩。 4.3 主軸結構的初步擬定 主軸結構主要由主軸工具，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。主軸中空或實心，這取決于特定的類型。主軸的設計，也被設計為在同一時間的前提下的剛度要求，設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矩。 4.4 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4.2中關于45鋼主軸熱處理如下： 表4-2 使用滾動軸承的45鋼主軸熱處理等參數(shù) 工 作 條 件 使 用 機 床 材 料 牌 號 熱 處 理 硬 度 常 用 代 用 輕中負載 車、鉆、銑、磨床主軸 45 50 調質 HB220～250 輕中負載局部要求高硬度 磨床的砂輪軸 45 50 高頻淬火 HRC52～58 輕中負載PV≤40（N·m/cm·s） 車、鉆、銑、磨床的主軸 45 50 淬火回火高頻淬火 HRC42～50 HRC52～58 設計碳鋼的選擇（45鋼）。作為光的結果，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。 4.5 主軸的技術要求 精密主軸直接影響主軸組件的旋轉精度。主軸和軸承，齒輪和相連的其它部件相關的剛性接觸，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，主軸的設計必須作出一定的技術要求。 4.6 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，預設D1= D2=50。 表4-3 主軸前軸頸直徑D1的選擇 機床 機床功率 （千瓦） 1.47～2.5 2.6～3.6 3.7～5.5 5.6～7.3 7.4～11 11～14.7 車床 60～80 70～90 70～105 95～150 110～145 140～165 銑床 50～90 60～90 60～95 75～100 90～105 100～115 外圓磨床 — 50～90 55～70 70～80 75～90 75～100 4.7 主軸前后軸承的選擇 按選擇原則，預設主軸前支承新型號是7206C， 接觸角是 15°的角接觸球軸承。 圖4-6 軸承結構參數(shù)及安裝尺寸 4.8 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，你應該考慮的課題軸承的選擇。但要注意輥對角線斜敏感。 C—額定動載荷值，N； P—當量動載荷，N； fh—壽命因數(shù)；1 fn—速度因數(shù)；0.822 fm—力矩載荷因數(shù)，該值若小就選1.5，右大就選2； fd—沖擊載荷因數(shù)；1.5 fT—溫度因數(shù)；1 CT—軸承尺寸及性能表中所列徑向基本額定動載荷，N； 找出相關引用書目中表格6-2-8至6-2-12，設值，fh=1；fn=0.822；fm=1.5；fd=1.5；fT=1。 假設軸承僅承徑向載荷，當量動載荷的計算式子就是： P=XFr+YFa 找出相關引用書目中表格6-2-18，取，X=1，Y=0； 所以，P=Fr=1128N。公式： 校對軸承的額定靜載荷。額定靜載荷的式子是： 式子里，： —基本額定靜載荷計算值，N; —當量靜載荷，N； —安全因數(shù) —軸承尺寸及性能表中所列徑向基本額定靜載荷，N。 找出相關引用書目中表格6-2-14了解到，對于深溝球軸承，其當量靜載荷等值徑向載荷。 找出相關引用書目中表格6-2-14了解到，安全系數(shù)是 則軸承的基本額定靜載荷為： 從以上式子看出，預設的軸承符合要求。 4.9 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4-4所示： 表4-4 主軸的懸伸量與直徑之比 類型 機 床 和 主 軸 的 類 型 a/ D1 Ⅰ 通用和精密車床，自動車床和短主軸端銑床，用滾動軸承支承，適用于高精度和普通精度要求 0.6～1.5 Ⅱ 中等長度和較長主軸端的車床和銑床，懸伸量不太長（不是細長）的精密鏜床和內(nèi)圓磨，用滾動和滑動軸承支承，適用于絕大部分普通生產(chǎn)的要求 1.25～2.5 Ⅲ 孔加工特殊磨頭，專用加工細長深孔的特殊磨頭，由加工技術決定需要有長的懸伸螺旋槳葉桿或主軸可移動，由于切削較重而不適用于有高精度要求的特殊磨頭 >2.5 根據(jù)上表，設計是Ⅱ型，因此設值a/ D1為1.25～2.5，就是： a=（1.25～2.5）D1=（1.25～2.5）×50=37.5～75 預設a=45。 4.10 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L≤2.5a為宜。合理跨距式子如下： L≤2.5a=2.5×120=500 初取L=280。 4.11 主軸結構圖 按所有上面的式子分析出，主軸結構可初做如圖4-7所示： 圖4-7 主軸結構圖 4.12 主軸組件的驗算 主軸因受力影響，而變形是很小的，這將允許基本因素的變形的大小確定主軸的尺寸，從而使主軸的剛度的計算監(jiān)視一般中心線聚焦的情況下的基礎上是不一樣的。通常主軸剛性足夠的需求，能滿足強度的要求。 4.12.1 支承的簡化 兩個軸承主軸，當每個僅支持單個或雙列滾動軸承或兩個單列球軸承，主軸單元可以簡化為一個簡支梁，如圖4-8，如果前者支持兩個或更多的軸承，可視為無失真的前主軸軸承可以簡化為梁的固定端，在圖4-9所示： 圖4-8 主軸組件簡化為簡支梁 圖4-9 主軸組件簡化為固定端梁 前支承選雙列角接觸球軸承作為支承，就判定主軸無變形，如上面簡圖4-9所示。 4.12.2 主軸的撓度 從相關引用書目第188頁的表格6.1，對圖4-9進一步分析，如下圖4-10所示固定端梁在載荷作用下的變形：按此圖，得出最大撓度為 = 圖4-10 固定端梁在載荷作用下的變形 主軸端部的最大撓度結果算出來就是： =-1.87×10 mm 4.12.3 主軸傾角 按圖4-10，得出結論是此時的最大傾角 = 主軸傾角計算出來是： =-2.3×10 rad 找出磨頭設計書的第670頁，得到： 當值 x≤0.0002L mm ≤0.001 rad 時，主軸的剛度就可滿足要求。 將已知數(shù)據(jù)和代入，得到以下結果： 初步設計的主軸滿足剛度要求。 1 求作用在帶輪上的力＝500 而 F＝＝＝8926.93 N F＝F＝＝3356.64 N F＝Ftan＝4348.16×＝2315.31 N 圓周力F，徑向力F及軸向力F的方向見下圖5.1所示。 圖4-11 軸的載荷分布圖 2 初步確定軸的最小直徑 （1）先按課本式（15-2）初步估算軸的最小直徑。設定軸的材料為45鋼,調質處理。根據(jù)課本，取，于是得 ＝112×＝60.36 3 軸的結構設計 （1）定義按照第直徑和長度的要求的軸的軸向定位 ②預選的滾動軸承。同時下部徑向和軸向力，從而使單列圓錐滾子軸承的選擇。談到工作要求，并按照= 80毫米，軸承目錄在第一次安裝0基本通關組，單列圓錐滾子軸承的精度標準（GB / T 297-1994）50217型，尺寸深× T =e×85毫米×150毫米×50.5毫米，使得=≥85毫米;軸向定位正確的圓錐滾子軸承套，取14毫米袖寬，則=44.5毫米。 ③安裝采取軸承軸部= 90毫米，與位于左側和左下軸承之間的套筒。已知為90mm帶輪寬度，從而使插座的端面被按壓到可靠軸承，軸段應比輪的寬度稍短，從而使他們選擇= 86毫米。用正確的姿勢，肩部高度h> 0.07d寬度，所以取H = 7毫米，那么104例毫米，b = 12毫米。 ④幫助他們支付37.5毫米，總寬度（減速器和軸承蓋的設計而定）。下蓋和容易地組裝和軸承潤滑脂的拆卸，要求，采取的外端帽到半聯(lián)軸器的右端面之間的距離，因此，他們選擇=67.5毫米。 在這一點上，這是原始直徑和慢軸的各段的長度。 Ⅰ Ⅱ Ⅲ Ⅳ Ⅴ Ⅵ Ⅶ 圖4-12 低速軸的結構設計示意圖 表4-1 低速軸結構設計參數(shù) 段名 參數(shù) Ⅰ-Ⅱ Ⅱ-Ⅲ Ⅲ-Ⅳ Ⅳ-Ⅴ Ⅴ-Ⅵ Ⅵ-Ⅶ 直徑/mm 65 H7/k6 80 85 m6 90 H7/n6 104 85 m6 長度/mm 105 67.5 46 86 12 44.5 鍵b×h×L/mm 20 ×12 ×90 25×14×70 C或R/mm Ⅰ處 2×45o Ⅱ處 R2 Ⅲ處R2.5 Ⅳ處R2.5 Ⅴ處R2.5 Ⅵ處R2.5 Ⅶ處 2.5×45o （2）軸部外周的定位 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×高= 25毫米×14毫米帶鍵槽銑床鍵槽螺旋槳葉片，長70毫米，并保證軸承和很好的結合中性軸，所以選擇與輪轂的軸和軸承連接相同的條件下與離合器半軸，為20毫米×12平方毫米×90毫米的選擇平鍵，與連接和軸的一半。圓周方向定位滾子軸承和軸，確保過渡配合軸的直徑公差在此選擇M6。 在軸和斜角尺寸的圓周（3）計算 參考表15-2的教科書，取左側軸錐2×2.5×權倒角。各軸肩半徑：R2的Ⅱ系，其余為R2.5。 4-軸重需求 首先，計算圖表軸結構（圖7.1）（圖7.2）。樞轉點軸承的位置的確定必須是一個手動控制值。對于50 217圓錐滾子軸承中，手動理查德=29.9毫米。因此，如果簡支梁支撐軸跨度= 57.1 + 71.6 =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矩可以看到。計算公式如下： ＝57.1+71.6＝128.7 mm ＝＝＝4 966.34 N ＝＝＝3 960.59 N ＝＝＝2 676.96 N ＝＝3 356.64-2 676.96＝679.68 N ＝＝4 966.34×57.1＝283 578.014 ＝＝2 676.96×57.1＝152 854.416 ＝＝679.68×71.6＝486 65.09 ＝＝＝322 150.53 ＝＝＝287 723.45 表4-2 低速軸設計受力參數(shù) 載 荷 水平面H 垂直面V 支反力 ＝4 966.34 N，＝3 960.59 N ＝2 676.96 N，＝679.68 N 彎矩M ＝283 578.014 ＝152 8