火腿腸腸衣自動壓縮設備總體設計

1、黃河科技學院畢業(yè)設計說明書 第 54 頁1.緒論 目前，國內火腿、香腸等食品生產廠家普遍使用的是片狀PVDC膜來包裝食品。PVDC是當今世界上塑料包裝材料中綜合阻隔性能最好的一種包裝材料。 PVDC 是一種優(yōu)秀的食品包裝材料,特別是耐高溫蒸煮和對氧氣、水蒸氣、各種氣味具有很好的阻隔性。PVDC 是世界上目前惟一大工業(yè)化生產、可以承受高溫蒸煮、具有高阻隔性能的塑料。用它制造的薄膜在中國獲得廣泛的應用,其中最大用途就是用于火腿腸腸衣,這些應用充分顯示了PVDC材料的性能和無與倫比的優(yōu)勢。由于它的性能獨特,在塑料包裝材料行業(yè)特別是食品包裝行業(yè)占 據著重要位置。用它作為中間層, 制造多層復合材料,更是

2、目前塑料包裝行業(yè)技術進步和技術創(chuàng)新的前沿陣地。 我國直到1991年，伴隨著火腿腸加工技術的引入，PVDC腸衣薄膜才得到大量應用，開創(chuàng)了我國PVDC高阻隔材料應用的。在隨后的近十年中，PVDC在中國進入迅猛發(fā)展的時期，截止目前，我國PVDC材料年產量上萬噸，居美國和日本之后成為世界第三大PVDC生產的應用國。目前我國PVDC產品結構較單一，復合膜的生產牌起始階段，產量較小。前期我國只能生產加工PVDC涂敷膜，由于產品本身的特性，基應用領域受到，近年來我國先后引進和開發(fā)了PVDC共擠復合膜和層壓復合生產技術，使我國PVDC復合膜的生產、應用邁上了一個新臺階。 通過采用PVDC 共擠薄膜對肉制品進行

3、包裝,可以延長肉制品的保鮮期,大大提高了肉制品在長途運輸中的儲存期,擴展了肉類加工企業(yè)的銷售領域,可以覆蓋到國內外遠距離的市場。 2.機械系統(tǒng)方案的簡述2.1運動方案選擇 現代機械通常由動力機、傳動系統(tǒng)和執(zhí)行機構三部分組成。此外，為了保證機器的正常運轉還需要控制系統(tǒng)，用來控制機械各組成部分協(xié)調運作。由于設計的多解性和復雜性，滿足某種功能要求的機械系統(tǒng)運動方案可能會有很多種，因此，在考慮機械系統(tǒng)運動方案時，除了滿足基本的功能要求外，還應該遵循以下原則：1.機械系統(tǒng)盡可能簡單 機構運動鏈盡量簡短 在保證實現功能要求的前提下，應盡量采用構件數和運動副少的機構，這樣能夠簡化機械的構造，減輕重量，節(jié)省材

4、料，避免浪費，降低成本。此外，也可以減少由零件的制造誤差形成的運動鏈的積累誤差。 選擇運動副 高副機構可以減少構件數和運動副數，設計簡單。但是低副機構的運動副元素加工方便，容易保證配合精度以及有較高的承載能力。在一般情況下，應優(yōu)先考慮低副機構，而且盡量少用移動副；執(zhí)行構件的運動規(guī)律要求復雜，采用連桿機構很難完成精確設計時，應考慮采用高副機構。 選擇原動機 機械系統(tǒng)的運動與原動機的形式密切相關。目前，電動機、內燃機使用最廣泛，應結合具體情況靈活選擇。2.盡量縮小機構尺寸 機械的尺寸和重量隨選擇的機構類型不同而有很大差別，在相同的傳動比情況下，周轉輪系減速器的尺寸和質量比普通定軸輪系減速器要小的多

5、。在連桿機構和齒輪機構中，可利用齒輪傳動時節(jié)圓作純滾動的原理，或者利用杠桿放大或縮小的原理來縮小機構尺寸。3.機構應具有良好的動力特性 機構在機械系統(tǒng)中不僅傳遞運動，同時還要傳遞動力，因此要選擇有較好動力學特性的機構。 采用傳動角較大的機構 要盡可能選擇傳動角較大的機構，以提高機器的傳動效率，減少功耗。 采用增力機構 對于執(zhí)行構件行程不大，而短時克服工作阻力很大的機構，應采用增力的方法，即瞬時有較大機械增益的機構。 采用對稱布置的機構 對于高速運轉的機構，其作往復運動和平面一般運動的構件以及偏心的回轉構件的慣性力和慣性力矩較大，在選擇機構時，應盡可能考慮機構的對稱性，以減少運轉工程中的動載荷和

6、振動。4.機械系統(tǒng)應具有良好的人機性能任何機械系統(tǒng)都是有人類設計的，并且用來服務人類，而且大部分機械都是有人老操作和使用，因此在機械設計的同時，必須考慮人的生理特點，以求得人與機械系統(tǒng)的和諧統(tǒng)一。 圖2-1壓縮設備機構圖2.2電動機類型和結構型式 根據直流電動機需直流電源，結構復雜，成本高且一般車間都接有三相交流電，所以選用三相交流電動機。又由于Y系列籠型三相異步交流電動機其效率高、工作可靠、結構簡單、維護方便、起動性能較好、價格低等優(yōu)點均能滿足工作條件和使用條件。根據需要運送型砂，為防止型砂等雜物掉入電動機，故選用封閉式電動機。根據本裝置的安裝需要和防護要求，采用臥式封閉型電動機。Y(IP4

7、4)籠型封閉自扇冷式電動機,具有防止灰塵或其他雜物侵入之特點。故優(yōu)先選用臥式封閉型Y系列三相交流異步電動機。2.3 選擇電動機容量由于壓縮設備主要靠滾輪與軸之間的摩擦力來壓縮腸衣，所需要的力較小，故選擇的電機Y132S-8,同時帶動四臺壓縮設備。實現資源的最大化利用的同時也保證工人工作的安全性，提高生產效率。 表2-1電機型號及參數電動機型號額定功率kw最大轉矩額定轉矩N.m滿載轉速r/min質量kgYU80240.371.81400142.4電機的外形 圖2-2電機示意圖（1） 圖2-3電機示意圖（2） 圖2-4電機示意圖（3）表2-2電機的安裝及外形尺寸型號尺 寸（mm）HABCDEADG

8、ADACHDLYU802480715628920907.2901001151502.5 總傳動比的確定及各級傳動比的分配2.5.1理論總傳動比選取壓縮滾輪的直徑D=50 mm ； （2-1）由式2-1得 ；總傳動比 ；2.5.2各級傳動比的分配（1）V帶傳動的理論傳動比 初取 （2）直齒圓柱齒輪的理論傳動比 初取（3）鏈輪的理論傳動比 2.6 各軸轉速，轉矩與輸入功率 設定電動機軸為0軸， 減速器高速軸為1軸， 減速器低速軸為2軸， 大鏈輪軸為3軸。2.6.1 各軸理論轉速 2.6.2 各軸的輸入功率 其中V帶傳動的效率為0.96，滾動軸承的效率為0.99，圓柱齒輪的傳動的效率為0.97，鏈傳

9、動的效率為0.96.2.6.3 各軸的理論轉矩 （2-2） 由式（2.2）得 2.6.4各軸運動和動力參數匯總表表2-3 運動和動力參數匯總表軸號理論轉速（r/min）輸入功率（kw）輸入轉矩(Nmm)理論傳動比電動軸14000.370.2523第軸466.70.3520.7203第軸155.60.3412.0932.09第軸74.40.3274.1993.傳動設計3.1 V帶傳動設計3.1.1 原始數據電動機功率 kw 電動機同步轉速 r/min電動機滿載轉速 r/minV帶理論傳動比3單向運轉、雙班制、工作機為帶式運輸機3.1.2 設計計算(1)確定計算功率 （3-1） 根據雙班制工作，即

10、每天工作16小時，工作機為帶式運輸機， 查得工作系數KA=1.1表3-1 工作情況系數工況空、輕載啟動每天工作小時數/h1016載荷變動微小液體攪拌機、通風機和鼓風機、離心式水泵和壓縮機、輕載荷輸送機1.1=1.10.37= 0.407 kw（2）選取普通V帶帶型 由圖3-1 根據，nd確定選用普通V帶Z型。 圖3-1 普通V帶選型圖 （3）確定帶輪基準直徑 和 a.初選 由參考文獻【1】表8-6和表8-8，小帶輪基準直徑=90mm 因為5m/sv30m/s，故帶速合適。 b.計算 mm 根據普通V帶輪的基準直徑系列標準，圓整=280mm(4)確定普V帶的基準長度和傳動中心距0.7（+） 2（

11、+) （ 3-2）根據公式(3-2) 0.7（90+280）mm 2（90+280)mm 245mm a 0700mm初步確定中心距 a 0 = 500mm （3.3）根據公式（3-3）得根據V帶基準長度系列標準圓整后 取= 1600 mm 計算實際中心距a 故中心距的變化范圍為476548mm(5)驗算主輪上的包角 = 主動輪上的包角合適(6)計算V帶的根數Z由dd1=90mm和n1=1400r/min,查參考文獻【1】表8-4a得根據n1=1400r/min,i=3和Z型帶，查表8-4b得 查表8-5得 ，表8-2得 （3-5） 基本額定功率；額定功率的增量；包角修正系數； 長度系數； =

12、 取Z=1根 (7)確定帶的初拉力 得 （3-6） V帶單位長度質量 表3-2 V帶的單位長度的質量帶型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 應使帶的實際出拉力 (8)計算作用在軸上的壓軸力FP （3-7）由公式（3-7）得： =105 N3.1.3帶傳動主要參數匯總表表3-3 帶傳動主要參數匯帶型mmZdd1mmdd2mmammF0NFPNZ1600190280500541053.1.4帶輪材料及結構(1)帶輪的材料 帶輪材料常采用灰鑄鐵、鋼、鋁合金或工程塑料等。 V2

13、0-30m/S時，選用HT200， V35m/S,直徑較大，功率較大時用35鋼、40鋼或高速小功率用工程塑料。 批量大時，可選用壓鑄鋁合金或其它合金。 (2)帶輪的結構 圖3-2小帶輪結構圖 圖3-3大帶輪結構圖 3.2 鏈輪傳動設計3.2.1原始數據 輸入轉矩 = Nm輸入功率 =0.341kW小鏈輪轉速 =155.6 r/min傳動比 =2.09 3.2.2選擇鏈輪齒數 選取小鏈輪的齒數=19 ， 則大鏈輪的齒數為= =2.0919=39.71 取大鏈輪齒數=403.2.3確定計算功率查表3-4得工況系數=1.0 ,表3-4 工況系數從動機械特性主動機械特征平穩(wěn)運轉電動機、汽輪機和燃氣輪機

14、、帶有液力耦合器的內燃機平穩(wěn)運轉離心式的汞和壓縮機、印刷機械、均勻加料的帶式輸送機、紙張壓光機、自動扶梯、液體攪拌機和混料機、回轉干燥爐、風機1.0圖3-4 主動鏈輪齒數系數 由圖3-6查得主動鏈輪齒數系數=1.55，單排鏈， 則計算功率為 =1.01.550.341 kW =0.529kW3.2.4選擇鏈條型號和節(jié)距根據=0.529kW ，=155.6r/min ，圖3-5 A系列、單排滾子鏈額定功率曲線由圖3-7可選鏈號10A表3-5 滾子鏈規(guī)格和主要參數ISO鏈號節(jié)距滾子直徑內鏈節(jié)內寬銷軸直徑內鏈板高度排距抗拉載荷單排雙排15.87510.169.45.0915.0918.1121.84

15、3.6 由表3-5查得鏈條節(jié)距為=15.875mm 。3.2.5計算鏈條型號和中心距 初選中心距 =(3050)= (3050) 15.875=476.25793.75mm 取=40=500 mm 。 相應的鏈長節(jié)數為= （3-8） = =174取鏈長節(jié)數=174節(jié)。 查得表3-5 中心距計算系數4.00.248963.80.24883所以=3.86，得到中心距計算系數=0.248869 （3-9）由公式（3-9）得 =1205mm3.2.6計算鏈速，確定潤滑方式 m/s圖3-6 潤滑范圍選擇圖由圖3-8查得，=0.7822m/s 鏈號為10A ，應采用滴油潤滑。3.2.7計算壓軸力 有效圓周

16、力為：=473 N 鏈輪水平布置時的壓軸力系數 ， 則壓軸力為543.95 N表3-6 滾子鏈鏈輪的主要尺寸名稱計算公式小鏈輪大鏈輪分度圓96.45mm202.33mm齒頂圓76.765mm106.13mm182.645mm212.01mm齒根圓86.29mm192.17mm輪轂厚度20mm20mm3.2.8鏈輪材料鏈輪輪齒要具有足夠的耐磨性和強度，由于小鏈輪輪齒的嚙合次數比大鏈輪多，所受的沖擊也較大，故小鏈輪應采用較好的材料制造。選擇小鏈輪材料為20號鋼，選擇大鏈輪的材料為普通灰鑄鐵。 3.3 齒輪傳動設計3.3.1原始數據 輸入轉矩= Nmm 小齒輪轉速=466.7r/min 齒數比 由電

17、動機驅動單向運轉、每天工作16小時、工作壽命為10年、工作機為帶式運輸機、載荷較平穩(wěn)。（設每年工作日為300天）3.3.2選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數（1）.選擇直齒圓柱齒輪傳動。（2）.工作機速度不高，選擇齒輪精度為7級精度（GB 1009588）.（3）.材料的選擇表3-7 常用齒輪材料及其力學特性材料牌號熱處理方式強度極限屈服極限硬度齒芯部齒面HT250250170240HT300300188255HT350350197269QT500-5常化500147241QT600-2600229302ZG310-570580320156217ZG340-640650350169229455

18、80290162217ZG340-640調質7003802412694565036021725530CrMnSi110090031036035SiMn75045021726938SiMnMo70055021726940Cr70050024128645調質后表面淬火2172554050HRC40Cr2412864855HRC20Cr滲碳后淬火65040030058-62HRC20CrMnTi110085012CrNi110085032020CrNi1200110035035CrAIA調質后氮化（氮化層后）950750255321850HV38CrMoAIA1000850夾布塑料1002535 選

19、擇小齒輪材料為45號 (調質)，硬度為250HBS；大齒輪材料為45號鋼（調質），材料硬度為220HBS，二者材料硬度差為30HBS。（4）.初選小齒輪齒數（5）.修正傳動比 修正后的帶輪傳動比 鏈輪傳動比 、互為質數。（6）.工作壽命計算 （小時）3.3.3按齒面接觸強度設計 (3-11)（1）.確定公式內的各計算數值 1）試選載荷系數 2）計算小齒輪傳遞的轉矩 3）由表3-8選取齒寬系數表3-8 圓柱齒輪的齒寬系數裝置狀況兩支承相對于小齒輪做對稱布置兩支承相對于小齒輪做不對稱布置小齒輪做懸臂布置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、彈性影響系數。表3-9 彈性影響系數 齒輪 材料 彈性模量E/MPa 配對齒輪材料灰鑄鐵球墨鑄鐵鑄鋼 鍛鋼夾布塑膠鍛鋼162.0181.4188.9189.856.4鑄鋼161.4180.5188球墨鑄鐵156.6173.9灰鑄鐵143.75）由圖3-10按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限 ；大齒輪的接觸疲勞強度極限。圖3-7 調質處理鋼的6）由公式3-12計算應力循環(huán)次數。 （3.12） 7）由圖3-11取接觸疲勞壽命系數圖3-8 接觸疲勞壽命系數（當時，可根據經驗在網紋區(qū)內取值）8）計算接觸疲勞許用應力。取失效率為1%，安全系數S=1，得 （3-13） 由公式（3-13）得： （2）.

21、計算1）試算小齒輪分度圓直徑，帶入中較小的值。代入公式3-11得： =36.192 mm 2）計算圓周速度。 m/s 3）計算齒寬 mm 4）計算齒寬與齒高之比。 模數 mm 齒高 mm 5）計算載荷系數。 根據 m/s,7級精度，由圖3-9查得動載系數直齒圓柱齒輪，；圖3.9 動載系數值由表3-10查得使用系數；表3-10 使用系數載荷狀態(tài)工作機器原動機電動機、均勻運轉的蒸汽機、燃氣輪機均勻平穩(wěn)發(fā)動機、均勻傳送的帶式輸送機或板式輸送機、螺旋輸送機、輕型升降機、包裝機、機床進給機構、通風機、均勻密度材料攪拌機等1.00由表3-11用插值法查得7級、小齒輪相對支承非對稱布置時，。表3-11 接觸

22、疲勞強度計算用的齒向載荷分布系數小齒輪支承位置軟齒面齒輪非對稱布置 b/mm 等級精度6781.0401.4041.4171.450801.4101.4261.463由，由圖3-10查得；圖3-10 彎曲強度計算的齒向載荷分布系數故載荷系數6）按實際的載荷系數校正所算得的分度圓直徑， （3-14）由式（3-14）得 mm 7）計算模數。 ，3.3.4按齒根彎曲強度設計得彎曲強度的設計公式為 （3-15）（1）確定公式內的各計算數值1）由圖3-14查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限；大齒輪的彎曲疲勞強度極限；圖3-11 調質處理鋼的2）取彎曲疲勞壽命系數；圖3-12 彎曲疲勞壽命系數（當時，可根據經驗

23、在網紋區(qū)內取值） 3）計算彎曲疲勞許用應力。取彎曲疲勞安全系數S=1.4 （3-16）由公式（3-16）得 4）計算載荷系數。 5）查取齒形系數。由表3-18查得。 6）查取應力校正系數。由表3-18查得。表3-12 齒形系數及應力校正系數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)計算大、小齒輪的并加以比較。大齒輪的數值大。（2）設計計算= mm 對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數，由于齒輪模數的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數與齒數的乘積）有關，可取由彎曲強度算得的模數0.9429就近圓整為標準值，按接觸強度算得的分度圓直徑， 算出小齒輪的齒數 大齒輪齒數。 這樣設計出的齒輪，既滿足了齒面

25、接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到了結構緊湊，避免了浪費。3.3.5幾何尺寸計算（1）計算分度圓直徑 （3.17）由公式（3-17）得： （2）計算中心距 （3-18）由公式（3-18）得： （3）計算齒輪寬度 （3-19）由公式（3-19）得： 取。3.3.6齒輪結構小齒輪由于分度圓直徑較小，故和軸做成一體，為齒輪軸。表3-13 齒輪尺寸參數名稱代號小齒輪大齒輪分度圓38mm110mm齒頂圓40mm112mm齒根圓35.5mm107.5mm3.4減速器箱體及其附件3.4.1箱體結構形式及材料 本減速器采用剖分式箱體，分別由箱座和箱蓋兩部分組成。用螺栓聯接起來，組成一個完整箱體。剖

26、分面與減速器內傳動件軸心線平面重合。 此方案有利于軸系部件的安裝和拆卸。剖分接合面必須有一定的寬度，并且要求仔細加工。為了保證箱體剛度。在軸承座處設有加強肋。 箱體底座要有一定寬度和厚度，以保證安裝穩(wěn)定性和剛度。 減速器箱體用HT200制造。鑄鐵具有良好的鑄造性能和切削加工性能，成本低。鑄造箱體多用于批量生產。3.4.2箱體主要結構尺寸表 表3.14 箱體主要結構尺寸表名稱數值(mm)箱座壁厚=8箱蓋壁厚=8箱蓋凸緣厚度=12箱座凸緣厚度b=12箱座底凸緣厚度b2=20地腳螺釘直徑=16地腳螺釘數目n=6軸承旁聯接螺栓直徑M12箱蓋、箱座聯接螺栓直徑M10軸承蓋螺釘直徑和數目高速軸選用M6n=

27、4低速軸選用M8n=4軸承蓋（軸承座端面）外徑高速軸102低速軸130觀察孔蓋螺釘直徑M7軸承旁凸臺高度和半徑h由結構確定，R= C1外壁至軸承端面的距離l1=+C2+C1+(510)=403.5高速軸的設計與計算3.5.1 .初步確定軸的最小直徑 這種方法是只按軸所受的扭矩來計算軸的強度；如果還受有不大的彎矩時，則用降低許用扭轉切應力的方法予以考慮。在做軸的結構設計是，通常用這種方法初步估算軸徑。對于不大重要的軸，也可以作為最后的計算結果。軸的扭轉強度條件為 （3-20）式中：扭轉切應力，； 軸所受的轉矩，； 軸的抗扭截面系數，； n軸的轉速， ； 軸傳遞的功率，； d計算截面處軸的直徑，；

28、 許用扭轉切應力，見下表3-21。表3-15 軸常用幾種材料的及值軸的材料Q235-A、20Q275、35（1Cr18Ni9Ti）4540Cr、35SiMn、38SiMnMo、3Cr13/152520352545355514912613511212610311297注：1）表中值是考慮了彎矩影響而降低了的許用扭轉切應力。2)在下述情況時， 取較大值，取較小值：彎矩較小或只受扭矩作用、載荷較平穩(wěn)、無軸向載荷或只有較大的軸向載荷、減速器的低速軸、軸只做單向旋轉；反之，取較小值，取較大值。由上式可得軸的直徑 （3-21）選取小齒輪軸的材料為45號鋼，調質處理。由上表取=110，代入公式（3-21）得

29、考慮到軸的最小直徑要連接V帶，會有鍵槽存在故將估算直徑加大35。取為14.9915.28mm 由設計手冊知標準直徑為16mm3.5.2.設計軸的直徑及繪制草圖（1）軸承部件的結構設計 為方便軸承部件的裝拆，減速器的機體采用剖分式結構。該減速器發(fā)熱小，軸不長，故采用兩端固定方式。然后，可按軸上零件的安裝順序，從dmin處開始設計。（2）軸段1的設計 軸段1上安裝帶輪，此段設計應與帶輪設計同步進行。有最小直徑d1=16mm,帶輪輪轂的寬度為（1.5-2.0）d1=（1.5-2.0）16mm=24-32mm,取為30mm,則軸段1的長度略小于轂孔寬度，取L1=28mm（3）軸段2軸徑設計 考慮帶輪的

30、軸向固定及密封圈的尺寸，帶輪用軸肩定位，軸肩高度為h=(0.07-0.1)d1=(0.07-0.1) 16mm=1.12-1.6mm.軸段2的軸徑d2=d1+2(1.12-1.6)mm=18.4-19.2mm,該處軸的圓周速度 可選用氈圈油封。由表8-27，選取氈圈30JB/ZQ46061997，則d2=20mm.由于軸段2的長度L2涉及的因素較多，稍后再確定。（4）軸段3和7的設計 軸段3和7安裝軸承，考慮齒輪只受徑向力和圓周力，所以選用球軸承即可，其直徑應既便于軸承安裝，又符合軸承內徑系列?，F取軸承為6005，由表8-28查得軸承內徑d=25mm,外徑D=47mm,寬度B=12mm,內圈定

31、位軸肩直徑da=30mm,外圈定位凸肩內徑Da=42mm,故d3=25mm,該減速器齒輪的圓周速度小于2m/s，故軸承采用脂潤滑，需要擋油環(huán)，取擋油環(huán)端面到內壁距離B1=2mm,為補償箱體的鑄造誤差和安裝擋油環(huán)，靠近箱體內壁的距離取=14mm,則L3=B+B1=12+14+2mm=28mm。通常一根軸上的兩個軸承取相同型號，則d7=25mm,L7=L3=28mm(5)軸段2的長度設計 軸段2的長度L2除與軸上零件有關。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,可確定軸承旁連接螺栓直徑M12，相應的c1=20mm,c2=16mm,箱體凸緣連接螺栓直

32、徑M10，地腳螺栓直徑M16，軸承端蓋連接螺栓直徑M8，由表8-29取螺栓GB/T57812000 M825。由表8-30可計算軸承端蓋e=1.2d端螺=1.28mm=9.6mm,取e=10mm。軸承座寬度為L=+C1+C2+(5-8)mm=8+20+16+(5-8)mm=49-52mm。取L=50mm,取端蓋與軸承座間的調整墊片厚度為t =2mm，為了在不拆卸帶輪的條件下，方便裝拆軸承端蓋連接螺栓，取帶輪凸緣端面至軸承端蓋表面的距離K=28mm,帶輪采用實體式，螺栓的拆裝空間足夠，則有L2=L+e+K+t-B=50mm+10mm+28mm+2mm-14mm-12mm=64mm(6)軸段4和6

33、的設計 該軸段間接為軸承定位，可取d4=d6=30mm,齒輪兩端面與箱體內壁距離為1=10mm,則軸段4和6的長度為L4=L6=1-B1=10mm-2mm=8mm(7)軸段5的設計 軸段5上安裝齒輪，為便于安裝，d5應略小于d4,可初定d5=32mm,則由表8-31查得該處鍵的截面尺寸為10mm8mm,輪轂鍵槽深度為t1=3.3mm,該處齒輪輪轂鍵槽到齒根的距離為小于2.5m=2.51=2.5mm故該軸應設計成齒輪軸，L5=b1=45mm(8)箱體內壁之間的距離為Bx=21+b1=210+45mm=65mm(9)力作用點間的距離 軸承力作用點距外圈距離a=B/2=12/2=6mm,則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)畫出軸的結構及相應尺寸，如圖1所示。圖13.5.3.鍵連接 帶輪與軸段間采用A型普通平鍵連接，由表8-31得鍵的型號為鍵518 GB/T 1096-19903.5.4.軸的受力分析（1）畫軸的受力簡圖 軸的受力簡圖如圖2所示（2）支承反力 在水平面上為 RBH=-Q-RAH+Fr1=-105N+268.96N+137.92N=301.88N在垂直平面上為 軸承A的總支承反力為 軸承B的總支承反力為(3)彎矩的計算=10595N.mm=9975N.mm

35、 =301.8852.5N,mm=15848.7N.mm在垂直平面上為=-189.4852.5N.mm=15848.7N.mm合成彎矩，有MA=MAH=9975N.mm(4)畫轉矩和彎矩圖 如圖3所示3.5.5.校核軸的強度齒輪軸與點A處彎矩較大，且軸頸較小，故點A剖面為危險剖面。其抗彎截面系數為 抗扭截面系數為 最大彎曲應力為 扭剪應力為 抗彎扭合成強度進行校核計算，對于單向轉動的轉軸，轉矩按脈動循環(huán)處理，故取折合系數 ，則當量應力為由表8-26查得45鋼調質處理抗拉強度極限，由表8-32用插值法查得軸的許用彎曲應力=60MPa，強度滿足要求。3.5.6.校核鍵連接的強度帶輪處鍵連接的擠壓應

36、力為取鍵、軸及帶輪的材料都為鋼，由表8-33查得=125150MPa, ,強度足夠3.5.7.校核軸承壽命(1)當量動載荷 由表8-28查6005軸承得C=10000N,C0=5850N,軸承受力圖如圖8-16所示。因為軸承不受軸向力，軸承A、B當量動載荷為PA=RA=329N,PB=RB=356.42N(2)軸承壽命 因PAPB,故只需校核軸承A,P=PB.軸承在100度以下工作，由表8-34查得fT=1.對于減速器，由表8-35查得載荷系數fP=1.2. 減速器預期壽命為 ,故軸承壽命足夠3.6.低速軸的設計3.6.1 .初步確定軸的最小直徑選取小齒輪軸的材料為45號鋼，調質處理。由上表取

37、=120，代入公式（3-21）得考慮到軸的最小直徑要連接V帶，會有鍵槽存在故將估算直徑加大35。取為18.7319.09mm 由設計手冊知標準直徑為20mm3.6.2.設計軸的直徑及繪制草圖（1）軸承部件的結構設計 為方便軸承部件的裝拆，減速器的機體采用剖分式結構。該減速器發(fā)熱小，軸不長，故采用兩端固定方式。然后，可按軸上零件的安裝順序，從dmin處開始設計。（2）軸段1的設計 軸段1上安裝鏈輪，此段設計應與鏈輪的設計同步進行。有最小直徑=25mm,帶輪輪轂的寬度為（1.5-2.0）=（1.5-2.0）25mm=37.5-50mm,取為50mm,則軸段1的長度略小于轂孔寬度，取L1=48mm（

38、3）軸段2軸徑設計 考慮鏈輪的軸向固定及密封圈的尺寸，鏈輪用軸肩定位，軸肩高度為h=(0.07-0.1) =(0.07-0.1) 25mm=1.75-2.5mm.軸段2的軸徑=+2(1.12-1.6)mm=28.5-30mm,該處軸的圓周速度 可選用氈圈油封。由表8-27，選取氈圈30JB/ZQ46061997，則d2=30mm.由于軸段2的長度L2涉及的因素較多，稍后再確定。（4）軸段3和7的設計 軸段3和7安裝軸承，考慮齒輪只受徑向力和圓周力，所以選用球軸承即可，其直徑應既便于軸承安裝，又符合軸承內徑系列?，F取軸承為6007，由表8-28查得軸承內徑d=35mm,外徑D=62mm,寬度B=

39、14mm,內圈定位軸肩直徑da=41mm,外圈定位凸肩內徑Da=56mm,故d3=35mm,通常一根軸上的兩個軸承取相同型號，則d6=35mm。（5）軸段4的設計 軸段4上安裝齒輪，為便于安裝，d3應略小于d4,可初定d4=40mm,齒輪2的輪轂的寬度范圍為（1.21.5）d4=4860mm,取其輪轂寬度等于齒輪寬度，其左端采用軸肩定位，右端采用套筒固定。為使套筒端面能夠頂到齒輪端面，軸段4長度應比輪轂略短，由于b2=38mm,故取L4=36mm。(6)軸段2的長度設計 軸段2的長度L2除與軸上零件有關。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、可確定軸承旁連接螺栓直徑M12，相應的c1=20mm,c2=16mm,箱體凸緣連接螺栓直徑M10，地腳螺栓直徑M16，軸承端蓋連接螺栓直徑M8，由表8-29取螺栓GB/T57812000 M825。由表8-30可計算軸承端蓋e=1.2d端螺=1.28mm=9.6mm,取e=10mm。軸承座寬度為L=+C1+C2+(5-8)mm=8+20+16+(5-8)mm=49-52mm。取L=50mm,取端蓋與軸承座間的調整墊片厚度為t =2mm，為了在不拆卸帶輪的條件下，方便裝拆軸承端蓋連接螺栓，取帶輪凸緣端面至軸承端蓋表面的距離K=28mm,帶輪采用實體式，螺栓的拆裝空間足夠，則有L2=L+e+K+t

41、-B=50mm+10mm+28mm+2mm-14mm-14mm=62mm(7)軸段5的設計 該軸段為齒輪提供定位作用，定位軸肩的高度為h=(0.070.1)d4=(0.070.1)40mm=2.84mm,可取h=4mm,則d5=48mm,齒輪端面距箱體內壁距離為，取擋油環(huán)端面到內壁距離為 4=2.5mm,則軸段5的長度為L5=3-4=13.5-2.5mm=11mm(8)軸段3和軸段6的長度設計軸段6的長度L6=B+4=14mm+14mm+2.5mm=30.5mm圓整，取L3=43mm(9)力作用點間的距離 軸承反力作用點距軸承外圈距離a=B/2=14/2=7mm,則由圖2得軸的支點及受力點間的

42、距離為X1=50/2+L2+a=25+62+7mm=95mm X2=L6+L5+b/2-a=(30+11+38/2-7)=53mmX3=X2=53mm(10)畫出軸的結構及相應尺寸，如圖2所示。圖23.6.3.鍵連接 鏈輪與軸段1及齒輪與軸段4間采用A型普通平鍵連接，由表8-31得鍵的型號為鍵840 GB/T 10961990和鍵1228 GB/T 109619903.6.4.軸的受力分析（1）畫軸的受力簡圖 軸的受力簡圖如圖2所示（2）支承反力 在水平面上為 在垂直平面上為 軸承A、B的總支承反力為 (3)彎矩的計算在水平面上，齒輪所在軸截面為在垂直平面上齒輪所在軸截面為合成彎矩，齒輪所在軸

43、截面為(4)畫轉矩和彎矩圖T2=-20930N.mm 如圖3所示 圖33.6.5.校核軸的強度因齒輪處所在軸截面彎矩較大，同時截面還作用有轉矩，故此截面為危險面。其抗彎截面系數為 抗扭截面系數為 最大彎曲應力為 扭剪應力為 抗彎扭合成強度進行校核計算，對于單向轉動的轉軸，轉矩按脈動循環(huán)處理，故取折合系數 ，則當量應力為由表8-26查得45鋼調質處理抗拉強度極限，由表8-32用插值法查得軸的許用彎曲應力=60MPa，強度滿足要求。3.6.6.校核鍵連接的強度鏈輪處鍵連接的擠壓應力為取鍵、軸及帶輪的材料都為鋼，由表8-33查得【】p=125150MPa, ,強度足夠。鏈輪處的鍵的擠壓應力為故其強度也足夠3.6.7.校核軸承壽命(1)當量動載荷 由表8-28查6007軸承得C=16200N,C0=10500N,軸承受力圖如圖8-16所示。因為軸承不受軸向力，軸承A、B當量動載荷為PA=RB=RA=201.64N.(2)軸承壽命 軸承在100度以下工作，由表8-34查得fT=1.對于減速器，由表8-35查得載荷系數fp=1.2. 減速器預期壽命為 ,故軸承壽命足夠4.壓縮滾輪部件的設計 4.1 壓縮滾輪部件總體設計根據測量得腸衣周長為L=70mm ,壓縮后的外徑25mm ,內徑12mm 。由此可以求得未壓縮前腸衣的半徑