藥材切片機的設計【含CAD圖紙、說明書】

藥材切片機的設計摘 要：本文以藥材加工為背景，針對藥材大都收工切片的現(xiàn)狀，通過查找大量相關文獻資料和觀看已有藥材切片機產(chǎn)品結(jié)構，綜合它們的優(yōu)缺點加以比較，設計出了一種適合藥材零售商和批發(fā)商的小批量加工，切生產(chǎn)率介于大型切片機和手工加工之間的小型切片機。該藥材切片機結(jié)構緊湊，重量輕巧，工作過程平穩(wěn)，價格相對較低，適合大部多數(shù)藥材加工的需求。關鍵詞：藥材飲片；設計；切片機Abstract: In this paper, the background processing of medicinal herbs, most call it a day for the medicine section of the status quo, by looking for a large number of related documents and view the product structure has medicinal slicer, integrated to compare their advantages and disadvantages, design a retail and wholesale for medicinal herbs Batch processing of small business, cut between the productivity of large sections between machine and manual processing of small slicer. The medicine slicing machine compact, lightweight, smooth work process, the price is relatively low for most of the needs of most medicinal herbs processing.Key Words:chinese herbal medicine;design;section cutter藥材切片機的設計目 錄摘要1關鍵詞11 前言11.1 選題的背景和目的51.2 圓盤式剪切機國內(nèi)外的發(fā)展現(xiàn)狀51.3 剪切機設計內(nèi)容和方法62 電動機的選擇72.1 傳動裝置總體傳動比的確定及傳動比的分配72.2 確定各軸轉(zhuǎn)速、轉(zhuǎn)矩72.2.1 轉(zhuǎn)速計算72.2.2 轉(zhuǎn)矩計算73 各齒輪的設計計算83.1 減速器內(nèi)錐齒輪的設計計算83.1.1 選定齒輪精度等級、材料熱處理方式及齒數(shù)83.1.2 按齒面接觸疲勞強度計算83.1.3 齒輪部分相關參數(shù)103.1.4 校核齒根彎曲疲勞強度113.1.5 錐齒輪轉(zhuǎn)動數(shù)據(jù)匯總123.1.6 核算轉(zhuǎn)速，轉(zhuǎn)矩133.1.7 錐齒輪結(jié)構示意圖134 軸的設計144.1 小錐齒輪軸（軸）的設計144.1.1 作用在小齒輪上的力144.1.2 小齒輪軸上的參數(shù)144.1.3 初步確定軸的最小直徑144.1.4 聯(lián)軸器的選用144.1.5 軸的結(jié)構設計154.1.6 求軸上的載荷174.1.7 按彎扭合成應力校核軸的強度184.2 大錐齒輪軸（軸）的設計184.2.1 作用在大齒輪上的力194.2.2 類似軸的設計過程194.2.3 軸的結(jié)構設計194.2.4 求軸上載荷214.2.5 按彎扭矩合成應力校核軸的強度224.2.6 精確校核軸的強度225 軸承和鍵的選擇 235.1 軸承的選取 235.2.鍵的設計和計算256 刀盤刀片設計267 總結(jié) 28參考文獻29致謝 3001.前言1.1 選題的背景和目的剪切機有各種類型，平刃剪、斜刃剪、圓盤剪和飛剪。平刃剪用于剪切方坯，斜刃剪用于剪切板材，而圓盤剪廣泛用于縱向剪切厚度小于 2030 毫米的鋼板及薄帶鋼。而飛剪用于剪切運動著的軋件，其剪刃有平刃、斜刃和圓盤式飛剪。圓盤式剪切機由于刀片是旋轉(zhuǎn)的圓盤，因而可連續(xù)縱向剪切運動鋼板和帶鋼。圓盤式剪切機通常設置在精整作業(yè)線上用于將運動著的鋼板縱向邊緣切齊和剪切或者切成窄帶鋼，根據(jù)其用途可分為剪切板邊的圓盤剪和剪切帶鋼的圓盤剪。剪切板邊的圓盤剪，每個圓盤刀片均以懸臂的形式固定在單獨傳動的軸上，刀片的數(shù)目為兩對。這種圓盤剪用于厚板精整加工線。板卷的橫切機組和連續(xù)酸洗機組等作業(yè)線。剪切帶鋼的圓盤剪用于板卷的縱切機組，連續(xù)退火和渡鋅機組等作業(yè)線上。將板卷切成窄帶鋼，作為焊管坯料和車圈的坯料等。這種圓盤剪的刀片數(shù)目是多對的，一般刀片都固定在兩根公用的運動軸上，也有少數(shù)的圓盤刀片是固定在獨立的傳動軸上的。這次選圓盤式剪切機作為設計題目是在對 1700 橫切機組的調(diào)研的背景下進行的。1700 橫切機組使用多年，其中圓盤剪使用過程中存在一些問題。該廠對該剪切機也進行了多次改造。圓盤剪使用過程中傳動系統(tǒng)精度底，徑向調(diào)整機構和刀片側(cè)向調(diào)整精度低，迫切要求更新和改造設計。這次設計的目的就是通過設計對主軸傳動系統(tǒng)，刀片側(cè)向調(diào)整機構，特別是各個機構中的傳動部分進行設計。通過設計過程掌握圓盤剪單體機械設備的設計方法，使所學的理論知識和實際結(jié)合起來，提高設計能力，獨立分析能力和繪圖技術，進行規(guī)范化的的訓練為今后的工作打下有力的基礎。1.2 圓盤式剪切機國內(nèi)外的發(fā)展現(xiàn)狀1剪切機有下列幾個機構組成：刀盤旋轉(zhuǎn)傳動系統(tǒng)，刀盤徑向調(diào)整和刀片的側(cè)向調(diào)整，剪切寬度的調(diào)整等。剪切寬度的調(diào)整實際上就是對機架的距離調(diào)整。早期圓盤式剪切機速度較低，圓盤式剪切機刀片旋轉(zhuǎn)是用電機通過齒輪傳動，以及和萬向連接軸來實現(xiàn)的。刀盤徑向間隙調(diào)整用電機通過蝸桿蝸輪傳動是偏心套轉(zhuǎn)動來實現(xiàn)的。而刀片側(cè)向間隙是 用手動通過蝸輪傳動使刀片軸軸向移動來完成的。圓盤剪后設置碎邊剪，將剪切下來的板邊剪成碎段送到下面的滑槽中，也可對剪下來的薄板邊用卷取機卷起來，然后停車卸卷。為了使切下來的板邊的鋼板平直，在出圓盤剪時切邊應向下彎曲，現(xiàn)在采用上刀片軸相對下刀片軸移動一個不大的距離或者上刀片直徑比下刀片直徑小一些來實現(xiàn)。分條圓盤剪為了提高工作效率，從而采用了兩套機架，輪流使用，整體更換使設備的維修性提高，但投資費用大。1.3 剪切機設計內(nèi)容和方法1、通過靠工廠調(diào)研，了解同類圓盤剪生產(chǎn)中存在的問題，查閱相關資料掌握圓盤剪的發(fā)展現(xiàn)狀。2、制定圓盤剪設計方案，在認真研究，有創(chuàng)新和改進，方案合理，并進行方案評述。3、進行設計計算，保證機件強度和剛度，計算公式采用要有依據(jù)。4、畫出總圖，部分部件圖和零件圖，利用計算機繪圖。5、對設計中控制系統(tǒng)提出要求，選擇潤滑方法。6、試車方法和維修技術，保證維修方便。7、對設備進行經(jīng)濟分析和評價，降低設計成本。22 電動機的選擇其技術數(shù)據(jù)如下：額定功率：0.75KW，滿載轉(zhuǎn)速：1400r/min 。電機所需功率為 P=P/ =19001.3/10000.759=3.25KW。根據(jù) 2.2 轉(zhuǎn)速轉(zhuǎn)矩計算，電動機軸轉(zhuǎn)矩 Td=5.1NM 各轉(zhuǎn)動軸功率 P1=0.72KW P2=0.68KW，所以確定 Y 系列電動機。Y 系列三相異步電動機具有國際互換性特點其中， Y 系列（IP44）電動機為一般用途全封閉自扇式籠型三相異步電動機，具有防止灰塵鐵屑等雜物侵入電電動機內(nèi)部之特點，B 級絕緣，工作環(huán)境不超過40C 相對濕度不超過95，海拔不超過 1000m，額定電壓 220V，頻率 50Hz。適用于無特殊要求的機械上。這里即選用此系列電動機。查取電動機參數(shù)。比較選擇 Y 系列三項異步電動機在 2.2 節(jié)中求出工作機至少需要功率 3.25kW，在不小于此功率前提下，選取額定功率至少 4kW 的電動機，有如下備選型號 Y112M-2，Y112M-4，Y132M1-6，Y160M1-8，其中Y112M-2 型磁極少體積小，價格較低，但其轉(zhuǎn)速高會使傳動比增大；Y160M1-8 型轉(zhuǎn)速低，磁極多，重量大，成本高，這兩種電動機不宜在此處選用，通過比較選用 Y112M-4-B3 型電動機。扭轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩：2.2，額定轉(zhuǎn)矩：2.32.1 傳動裝置總體傳動比的確定及傳動比的分配總傳動比 9.1i2.2 確定各軸轉(zhuǎn)速、轉(zhuǎn)矩2.2.1 轉(zhuǎn)速計算1) 小錐齒輪軸轉(zhuǎn)速 min/140rn2) 大錐齒輪轉(zhuǎn)速 i/8.7369.12ri2.2.2 轉(zhuǎn)矩計算1) 對電動機軸： mNnPTdd 1.540.502) 對各轉(zhuǎn)動軸：功率： kWd 72.98.7.4813kWP68.09.072.5712 轉(zhuǎn)矩： mNiTd 41.0.841223 各齒輪的設計計算3.1 減速器內(nèi)錐齒輪的設計計算3.1.1 選定齒輪精度等級、材料熱處理方式及齒數(shù)本運輸機工作速度、功率都不高，故選用 8 級精度。1) * 選擇小齒輪材料為 40Gr，調(diào)質(zhì)處理，硬度 270HBS，大齒輪材料為45 號鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度為 230HBS，二者硬度差為 40HBS。2) 選取小齒輪齒數(shù) Z1=20，*初步確定傳動比為 U1=1.9 則大齒輪齒數(shù) Z2= U1 Z1=1.92038 此時傳動比 9.12zu3.1.2 按齒面接觸疲勞強度計算錐齒輪以大端面參數(shù)為標準值，取齒寬中點處的當量齒輪作為強度計算依據(jù)進行計算。3.1.2.1 設計齒輪3 2121 )5.0()(9.2UTKZdRRtHET 1) 初擬載荷系數(shù) ，取齒寬系數(shù).t 3.02) 彈性影響系數(shù) EZ查得 218.9aEMP3) 應力循環(huán)次數(shù)使用期： h4806350911 1087.31hHNjLn22 574) 按齒面硬度查得齒輪的接觸疲勞強度極限為：4小齒輪： ；大齒輪：aHMP601limaHMP502lim5) 接觸疲勞強度壽命系數(shù)*，選用線型 1（允許少量點蝕）查得：；9.1HNK94.2HN6) 計算接觸疲勞許用應力取失效概率為 1%，安全系數(shù) S=1，由課本式 10-12 得aHNMPS609.1lim1aHK54.2li23.1.2.2 參數(shù)計算1) 試計算小齒輪（大端）分度圓直徑 ，代入較小的 有：1td2H32121t )5.0(9.2dUTKZRtHE）（ m65.80.)3.(.9781.3 22 ）（2) 計算平均圓周速度由*，求平均分度圓直徑 dRtmit 564.79)3.01(65.80).1( 3) 計算載荷系數(shù)使用系數(shù)：由*，取 .KA動載系數(shù)：由*，按 9 級精度查取， 1.23V齒間載荷分布系數(shù)： 取 1 HF齒向載荷分布系數(shù)： eHK5.K其中，軸承系數(shù)由*查得 2eH所以 87.15. FH5綜上，載荷系數(shù) HVAK 537.28.1023.14) 校正分度圓直徑，由*mKdt 80.25376.8031模數(shù) zm41取標準值 m=4mm3.1.3 齒輪部分相關參數(shù)1) 由分度圓直徑計算齒輪 20481mdZ389.12u2) 最終傳動比 .03812Z3) 由齒數(shù)球分度圓直徑 841md15232Z4) 錐距 R，由*mud502.912.6721 齒寬 bR650.913.圓整取 m261b825) 計算 * 2tanu則 62.41o5.tanrr64.1902163.1.4 校核齒根彎曲疲勞強度1) 確定彎曲強度載荷系數(shù)，與接觸強度載荷系數(shù)相同 537.28.1023.1FVAK2) 確定齒形系數(shù) ，應力校正系數(shù) ，*：YSY53.21F 6.1S8523) 確定彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數(shù) ，壽命系數(shù)查*1.4 S查得： 8601FNk8.02FNk疲勞極限應力，由*查得： a15MPFEaFEP32*可求出許用應力 aFENFSK86.14.08611 aFEF MP57.23.224) 校核彎曲強度輪齒所受切向力 ，由*，有tNdTFRmtt 436.80).501(.6792)5.01(212 *校核111 92.8)3.051(.2843.)5.0( FaRsaFtF MPbYK 2212 5.14).(.67.).( FaRsaFtFm彎曲強度滿足要求。以上所選參數(shù)合適，至此減速器內(nèi)錐齒輪轉(zhuǎn)動設計完畢。73.1.5 錐齒輪轉(zhuǎn)動數(shù)據(jù)匯總表 3-1 齒輪的參數(shù)12Table 3-1 gear parameters 12名稱 代號 小齒輪 大齒輪分度圓直徑 d 80 152齒數(shù) z 20 38大端模數(shù) m 4節(jié)錐角 27.759o 62.241o錐距 R 85.882齒寬 b 26齒距 p 12.56工作齒高 h 6.8齒高 h 7.552齒頂高 4.528 2.272齒根高 f 3.024 5.28頂隙 c 0.725齒跟角 f2.017o 3.518o齒頂角 3.018o 1.515o頂圓錐角 30.777o 63.756o跟圓錐角 f 25.742o 58.723o齒頂圓直徑 d88.014 154.116冠頂距 kA73.891 37.989大端分度圓弧齒厚s 7.583 4.977法向側(cè)隙 nj 46齒輪材料為 20Cr 且經(jīng)滲碳淬火，接觸材料系數(shù)：KHC=0.86 8彎曲材料系數(shù) KFC=0.97。 考慮小齒輪的分度圓直徑相對于傳動軸的直徑差別并不是很大，而且為了保證更好的傳動精度，在本次設計中將小齒輪和傳動軸設計成一個齒輪軸。齒輪軸上的小齒輪與大齒輪安裝時保證它們之間存在一定的間隙，這個間隙用鉛絲檢驗，保證間隙不小于 0.16mm 并且不大于 0.64mm。3.1.6 核算轉(zhuǎn)速，轉(zhuǎn)矩表 3-2 各軸運動、動力參數(shù)表Table 3-2 of the axis, dynamic parameter list參 數(shù) 轉(zhuǎn)速 n（r/min） 功率 p(KW) 轉(zhuǎn)矩（ ）mN軸 1440 1.944 19.52軸 571.66 2.770 46.28軸 87.60 2.687 293.023.1.7 錐齒輪結(jié)構示意圖圖 3-3 錐齒輪結(jié)構示意圖Figure 3-3 Schematic diagram of bevel gear94 軸的設計4.1 小錐齒輪軸（軸）的設計4.1.1 作用在小齒輪上的力切向力：前面已求出 NFt436801徑向力： Ntr 197.23064.1cos20tan436.8cosan11 軸向力： ta ii1 4.1.2 小齒輪軸上的參數(shù)表 4-1 小齒輪軸參數(shù)表Table 4-1 Parameter Table pinion shaft功 率 kWP94.21轉(zhuǎn) 速 min/0rn扭 矩 NT5.14.1.3 初步確定軸的最小直徑先按*初步估算軸的直徑，這里選取軸的材料為 45 號鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)*，取 ，于是有15Amnpd60.149.2331min 安裝聯(lián)軸器處軸的直徑最小4.1.4 聯(lián)軸器的選用為減小傳動間的振動，使傳動更平穩(wěn)，及補償電動機軸與小齒輪軸可能存在的相對位移并根據(jù)傳遞功率、轉(zhuǎn)矩的大小這里選用彈性套柱銷聯(lián)軸器。10由課本有，連軸器的計算轉(zhuǎn)矩公式： TKAca查*，取 ，則有：5.1AKmNca 289.T根據(jù) ，查手冊（GB/T4323-2002） ，*已知電動機輸出軸直徑為 28mm，而能與 28mm 軸配合的彈性套柱銷聯(lián)軸器的最小型號為 LT4，此型聯(lián)軸器的最小孔徑為 20mm，這里就選用 LT4 型彈性套柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為 ，與小齒輪配合的半聯(lián)軸器孔徑 ，63 mdI20所以軸段-直徑為 ，半聯(lián)軸器長度 L=52mm，與軸配合的轂孔長md20度 L1=38mm。圖 4-2 聯(lián)軸器示意圖Figure4-2 Coupling diagram4.1.5 軸的結(jié)構設計4.1.5.1 擬定軸上零件的裝配方案通過對軸及軸系零件的安裝的可行性，難易程度的比較，對軸上零件的定位，軸的結(jié)構工藝性優(yōu)劣的分析，以及對現(xiàn)有方案的類比，現(xiàn)使用如下裝配方案： 11圖 4-3 裝配方案圖Figure 4-3 Figure assembly scheme4.1.5.2 根據(jù)軸向定位的要求，硬度軸各段直徑和長度1) 前已得到 ，半聯(lián)軸器右端以軸肩定位，所以取md20，連軸器左端用軸端擋圈定位，型號為：擋圈 GB/T891 628，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度 L1=38mm，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故-段的長度應比 L1略短，現(xiàn)取。L32) 初步選擇滾動軸承因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用單列圓錐滾子軸承，參照工作要求并根據(jù) ，查取手冊表 6-7，由軸承產(chǎn)品目錄md26中初步取基本游隙組，標準精度級的單列圓錐滾子軸承 30206，其尺寸。故， ，TDd5.1730 md30，mL16L43) 軸承端蓋的總寬度為 25mm，根據(jù)軸承端蓋的裝拆，取端蓋的外端面與半 聯(lián)軸器右端面間的距離 L=30mm 故取 L64) *由軸承的軸向定位需求取 ，長度初步取為md3 L805) 安裝小錐齒輪處軸段的直徑 2由*，齒輪輪轂長計算式 L=(11.2)d，即 L=1.222=26.4mm。但，小齒輪齒寬已為 32mm，所以輪轂長應大于 32mm，于是取輪轂長為 40mm也由手冊表 11-7，可求出輪轂外徑： 。圓md2.356.1.1整取 。md361小齒輪與箱體內(nèi)壁應有一定距離避免干擾，同時小齒輪與軸承的距離應盡量小，以改善受力，綜合考慮，取 ，小齒輪右端伸L0出軸右端 2mm，小齒輪與軸承間用一擋油環(huán)定位。至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。126) 軸上零件的周向定位齒輪、半聯(lián)軸器于軸的周向定位全采用平鍵連接。*，軸-段使用鍵位 GB/T 1096 鍵 6625，半聯(lián)軸器與軸向配合為 ；軸-67KH段使用鍵為 GB/T 1096 鍵 C6636，為保證齒輪與軸配合有良好的對中性，選擇齒輪轂與軸的配合為 ；滾動軸承周向定位由過渡配合保67nH證，選用軸直徑的公差為 m6。4.1.6 求軸上的載荷圖 4-4 小齒輪軸上載荷圖Figure 4-4 pinion shaft load diagram13對于 30206 型圓錐滾子軸承，由*查得 a=13.8mm。固此可求得作為筒與梁的軸的支撐跨距 L2+L3=87mm+49mm=136mm。根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖，即如上圖（b）(c) (d)所示。從軸的結(jié)構圖以及彎矩圖和扭矩圖中可以看出截面 C 是軸的危險截面。截面 C 處的各種受力值列表如下：表 4-2 截面 C 處的受力參數(shù)列表Table 4-2 cross-section C at the force parameter list載 荷 垂直面 V 水平面 H支反力F（N） 234.81N6702V 531.91NF7282H彎矩 ）（ mM 358.4119.652M總彎矩 ）（ N 4.372HVC扭矩 ）（T 50.19T4.1.7 按彎扭合成應力校核軸的強度這里只校核危險截面 C 的強度。*及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應力為脈動循動循環(huán)變應力，取折合系數(shù) 6.0首先計算截面 C 的抗彎截面系數(shù) W333719.26502mdWc軸的計算應力aacca MPTM726.13719.2650)2(4.3)(212 該軸材料為 45 號鋼，調(diào)質(zhì)處理，由*查得許用應力 因此，a01，故安全。1ca144.2 大錐齒輪軸（軸）的設計4.2.1 作用在大齒輪上的力 由前對小齒輪受力的計算結(jié)果及兩齒輪間的作用與反作用對應關系有： NFra197.23012r46tt .812大齒輪上運動動力參數(shù)功率 轉(zhuǎn)速 KWP70.2min2571rmNT28.464.2.2 類似軸的設計過程初步估算最小直徑AdNP47.19537.23min2安裝輸出聯(lián)軸器的直徑最小4.2.3 軸的結(jié)構設計4.2.3.1 擬定軸上零件的裝配方案（見圖 4-3）4.2.3.2 根據(jù)軸向定位要求確定軸的各段直徑和長度1) 為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，軸右端制出一軸肩，故取段的直徑 左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直md26徑 D28mm，段 的長度應比 略短，取 。1Lm502) 初步選擇滾動軸承因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用單列圓錐滾動軸承，參照工作要求并根據(jù) ，查*初步選?。夯居蜗督M，標準精度級的單列md26圓錐滾動軸承 30206，其尺寸 ，故mTDd25.17630；滾動軸承采用長為 10mm 的擋油環(huán)右端定位，取d30。由手冊查詢，取l183) 取安裝齒輪處的軸段的直徑 ，齒輪左端以軸套定位，d34軸肩的高度 h0.07d，取 h=4mm，則軸環(huán)直徑 。軸環(huán)寬度m215，取 。hb4.1ml84) 軸段參考前一根軸設計原則，取 ml655) 考慮齒輪與箱體壁間距，與軸承的安裝，取 ，齒輪軸與3軸承間的擋油環(huán)長度取 15mm，外徑取 40mm6) 綜合考慮，減速器的對稱及空間需求取 l80至此，以初步確定了軸的各段直徑和長度。圖 4-5 大齒輪軸結(jié)構示意圖Figure 4-5 Schematic diagram of the gear shaft7) 軸上零件的周向定位齒輪，半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接。由手*得所選平鍵尺寸，半聯(lián)軸器與軸的配合為 。滾動軸承與軸的周mlhb406 67KH向定位由過渡配合來保證，選取軸的直徑尺寸公差為 m8) 確定軸上圓角和倒角尺寸,參考課本表 15-2取軸端倒角為 ，軸肩 圓角均為 R1.6,其余為 R1。4514.2.4 求軸上載荷16圖 4-6 大齒輪軸上載荷圖Figure 4-6 the gear shaft load diagram對于 30206 型圓錐滾子軸承，由*a=13.8mm。因此可求得作為筒與梁的軸的支撐跨距 L2+L3=52mm+104mm=156mm，根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖，即如上圖所示。從軸的機構圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面 C 是軸的危險截面。C 處各面的彎矩值列表如下17表 4-3 截面 C 處彎矩值列表Table 4-3 lists the value of cross-section C at the moment載 荷 垂直面 V 水平面 H支反力 F（N） 624.531N82V 51.671NF2H彎 矩 ）（ mNM 4.35V .801M6792H總彎矩 ）（ 35.4211V822H扭 矩 ）（ mNT 60T4.2.5 按彎扭矩合成應力校核軸的強度這里只校核危險截面 C 的強度，根據(jù)課本式（15-5）及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應力為脈動循環(huán)變應力，取 =0.6，軸的計算應力其中抗彎截面aca MPWTM561.279.340)680()5.21()( 22 系數(shù) W 由式 計算dtb)(32前已選定軸的材料為 45 號鋼，調(diào)質(zhì)處理，由課本表 15-1 查得，因此 ，故安全。aMP6011ca4.2.6 精確校核軸的強度4.2.6.1 判斷危險截面考查圖 a、圖 b、圖 d 可知，從應力集中且 M、T 又較大考慮，截面和C 截面都有較大的合彎矩，但 C 截面處鍵槽引起的應力集中較小，鍵槽引起的應力集中是在鍵槽兩側(cè)，鍵槽引起的應力集中小于軸肩和過盈配合，故把危險斷面定在處，在處左側(cè)是軸肩應力集中，在處右側(cè)是過盈應力集中由于截面 IV 處受的載荷較大，直徑較小，所以判斷為危險截面。4.2.6.2 截面左側(cè)18抗彎截面系數(shù) 3335.42871.0. mdW抗扭截面系數(shù) 2T截面左側(cè)的彎矩 M 為 N549.16058.36.214截面上的扭矩 T2 為： m2截面上的彎曲應力 aab MPW70.25.487截面上的扭轉(zhuǎn)切應力 aaTb 39.602軸的材料為 45 號鋼，調(diào)質(zhì)處理，由*15-1 查得抗拉強度極限 ，aBP640抗彎疲勞極限 ，剪切疲勞極限 截面上由于軸肩而形成aMP2751aMP15的理論應力集中系數(shù) ，按*附表 3-2 查取。因 ， ，經(jīng)帶值后查得。03.dr2.106dD.271又由*附圖 3-1 可得軸的材料的剛性系數(shù)為3.0q8.0q故有效應力集中系數(shù)，由課本式（附 3-4）有 94.1)3.2(7.1)(1K5680zq由附圖 3-2 的尺寸系數(shù) ；.由附圖 3-3 的扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù) 軸按磨削加工，由附圖 3-4 的 3 表面質(zhì)量系數(shù)為92.0軸末徑表面強化處理，即 ，則按式（3-12）及式（3-12a）得綜合系數(shù)為1q493.2.08.41kK19860.192.08.561kK又有碳鋼的特性系數(shù)，取.0.計算安全系數(shù) 值，按課本式（15-6）（15-8）得caS 750.41.07.2493.51 maK .32986.1Sa 5.10.47.35.40222 Sca故可知其安全4.2.6.3 截右側(cè)抗彎截面系數(shù) W 按表 15-4 中的公式計算 3332.54871.0. md抗扭系數(shù) 333.092T彎矩 M 及彎曲應力為 N54.160ab MPW15.2.87扭矩 T2及扭轉(zhuǎn)切應力為 mN460aTP217.41982過盈配合處的 ，由*附表 3-8 用插值法求出，并取k k5.2 25.80軸按磨削加工，由*附圖 3-4 得表面質(zhì)量系數(shù)為2092.0故得綜合系數(shù)為 587.219.051kK2所以軸在截面右側(cè)的安全系數(shù)為 260.51.0.2587.1 maKS 4.327.52.40.1a 5.1836.5222 SSrca故該軸在截面右側(cè)的強度也是足夠的。該軸無大的瞬時過載及嚴重的應力循環(huán)不對稱性，故不對軸進行靜強度校核。5 軸承和鍵的選擇215.1 軸承的選取a 作為機座的支承原件，必須能夠承受較大的軸向載荷。在這里選用推力球軸承11 ，軸承的型號為 51209。表 5-1 軸承 51209 的主要技術參數(shù)Table5-1 bearing the main technical parameters of 51209基本額定 極限轉(zhuǎn)速 r/min軸承代號 動載荷 Ca/KN靜載荷 Coa/KN脂潤滑 油潤滑51209 47.8 105 2200 3400b 齒輪軸上軸承的選?。嚎紤]到齒輪軸上兩個軸承的安裝問題，在軸的齒輪端安裝直徑稍大的軸承。選取圓錐滾子軸承，型號為 30206 和 30207。表 5-2 齒輪軸上軸承的主要技術參數(shù)Table5-2 gear shaft bearing the main technical parameters基本額定 極限轉(zhuǎn)速 r/min軸承代號 動載荷 Cr/KN靜載荷 Cor/KN脂潤滑 油潤滑30206 43.2 50.5 6000 750030207 54.2 63.5 5300 6700c 傳動軸上軸承的選取：傳動軸上已經(jīng)有一個推力球軸承來承受軸向載荷，在這里在選取一對軸承支撐傳動軸的轉(zhuǎn)動。選取滾子軸承，型號為 30210，表 5-3 傳動軸上軸承的主要技術參數(shù)Table5-3 shaft bearing the main technical parameters基本額定 極限轉(zhuǎn)速 r/min軸承代號 動載荷 靜載荷 脂潤滑 油潤滑22Cr/KN Cor/KN30210 73.2 92.0 4300 5300軸承的校核由圓錐滾子軸承的工作條件可知其失效形式是，接觸應力過大，產(chǎn)生永久性的過大的凹坑（即材料發(fā)生了不允許的永久變形） ，按軸承靜載能力選擇的公式為：機械設計13-17 0PSC其中 為當量靜載荷， 為軸承靜強度安全系數(shù)，取決于軸承的使用條件。0P按機械設計表 3-8 作連續(xù)旋轉(zhuǎn)軸承,普通載荷,So=1-2 此處取 1.5.上軸承受純徑向載荷, 015()FN所以 0 015.273.2()SPCK因此軸承合適.下軸承受徑向和軸向載荷, AYRXP00R 為徑向載荷A 為軸向載荷X Y 分別為徑向軸向載荷系數(shù)，其值按機械設計表 135 查取因為 所以 10XY0015PXRYAN所以 5.25()73.2()SNCK因此軸承合適齒輪軸上軸承受力很小，所以不用教核。軸承摩擦力矩的計算：如果 （C 為基本額定動載荷，P 為所受當量動載荷） ，可按機械設計手冊第二版 (16.1-13)公式:80.12.35eR1023估算FdT5.0其中: 為滾動軸承摩擦因數(shù)，F(xiàn) 為軸承載荷，d 為軸承內(nèi)徑。查表機械設計手冊第二版 表 16.1-29 得 01.，所以也可以用此公式估算所以 10.5.0150.2.165(.)TFdNM5.2.鍵的設計和計算選擇鍵聯(lián)接的類型和尺寸一般 8 級以上精度的尺寸的齒輪有定心精度要求，應用平鍵.根據(jù) d =55 d =6523查表 6-1 取： 鍵寬 b =16 h =10 =36222Lb =20 h =12 =50333校和鍵聯(lián)接的強度查表 6-2 得 =110MPpa工作長度 36-16=2022bLl50-20=3033鍵與輪轂鍵槽的接觸高度K =0.5 h =522K =0.5 h =633由式（6-1）得： 23210dlTp20.551.4p 33lKp .36. p兩者都合適72.4CP24取鍵標記為：鍵 2：1636 A GB/T1096-1979鍵 3：2050 A GB/T1096-19796 刀盤和刀片的設計本設計刀盤刀片圖如下所示：圖 6-1 刀盤示意圖Figure 6-1 Schematic cutter25圖 6-2 刀片示意圖Figure 6-2 Schematic diagram of the blade刀片選材和動平衡性說明：因 為 相 同 直 徑 的 不 同 刀 具 的 破 裂 極 限 與 刀 體 質(zhì) 量 、 刀 具 構 件 數(shù) 和 構 件 接觸 面 數(shù) 之 間 的 關 系 ， 經(jīng) 比 較 發(fā) 現(xiàn) ， 刀 具 質(zhì) 量 越 輕 ， 構 件 數(shù) 量 和 構 件 接 觸 面 越少 ， 刀 具 破 裂 的 極 限 轉(zhuǎn) 速 越 高 。 研 究 發(fā) 現(xiàn) ， 用 鈦 合 金 作 為 刀 體 材 料 減 輕 了構 件 的 質(zhì) 量 ， 可 提 高 刀 具 的 破 裂 極 限 和 極 限 轉(zhuǎn) 速 。 但 由 于 鈦 合 金 對 切 口 的 敏感 性 ， 不 適 宜 制 造 刀 體 ， 因 此 刀 片 采 用 高 強 度 鋁 合 金 來 制 造 刀 體 。在 刀 體 結(jié) 構 上 ， 應 注 意 避 免 和 減 小 應 力 集 中 ， 藥 材 上 的 凹 槽 會 引 起 應力 集 中 ， 降 低 刀 體 的 強 度 ， 因 此 應 盡 量 避 免 藥 材 表 面 的 不 平 整 。 同 時 ， 刀體 的 結(jié) 構 應 對 稱 于 回 轉(zhuǎn) 軸 ， 使 重 心 通 過 刀 片 的 軸 線 。 刀 片 和 刀 座 的 夾 緊 、調(diào) 整 結(jié) 構 應 盡 可 能 消 除 游 隙 ， 并 且 要 求 重 復 定 位 性 好 。提 高 刀 片 的 動 平 衡 性 對 提 高 刀 片 的 安 全 性 有 很 大 的 幫 助 。 因 為 刀 具 的 不 平衡 量 會 對 主 軸 系 統(tǒng) 產(chǎn) 生 一 個 附 加 的 徑 向 載 荷 ， 其 大 小 與 轉(zhuǎn) 速 的 平 方 成 正 比 。按 照 標 準 草 案 要 求 ， 用 于 高 速 切 削 的 刀 片 必 須 經(jīng) 過 動 平 衡 測 試 ， 并 應 達 到ISO1940 1 規(guī) 定 的 G4.0 平 衡 質(zhì) 量 等 級 以 上 要 求 。