立式打蛋機(jī)的設(shè)計(jì)【含10張CAD圖紙+PDF圖】
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湖南農(nóng)業(yè)大學(xué)東方科技學(xué)院
全日制普通本科生畢業(yè)設(shè)計(jì)
立式打蛋機(jī)的設(shè)計(jì)
THE DESIGN OF VERTICAL EGG MIXER
學(xué)生姓名： 劉 黎
學(xué) 號(hào)： 200841914508
年級(jí)專業(yè)及班級(jí)： 2008級(jí)機(jī)械設(shè)計(jì)制造及自動(dòng)化 (5)班
指導(dǎo)老師及職稱： 高英武 教授 鄧春香 副教授
學(xué) 部： 理工學(xué)部
湖南·長(zhǎng)沙
提交日期：2012年5月
湖南農(nóng)業(yè)大學(xué)全日制普通本科生畢業(yè)設(shè)計(jì)
誠 信 聲 明
本人鄭重聲明：所呈交的本科畢業(yè)設(shè)計(jì)是本人在指導(dǎo)老師的指導(dǎo)下，進(jìn)行研究工作所取得的成果，成果不存在知識(shí)產(chǎn)權(quán)爭(zhēng)議。除文中已經(jīng)注明引用的內(nèi)容外，本論文不含任何其他個(gè)人或集體已經(jīng)發(fā)表或撰寫過的作品成果。對(duì)本文的研究做出重要貢獻(xiàn)的個(gè)人和集體在文中均作了明確的說明并表示了謝意。本人完全意識(shí)到本聲明的法律結(jié)果由本人承擔(dān)。
畢業(yè)設(shè)計(jì)作者簽名：
年 月 日
目 錄
摘要…………………………………………………………………………………………1
關(guān)鍵詞 ……………………………………………………………………………………1
1 前言 ……………………………………………………………………………………2
1.1 選題研究意義……………………………………………………………………2
1.2 國內(nèi)研究現(xiàn)狀……………………………………………………………………2
1.3 目前國內(nèi)常見的打蛋機(jī)類型……………………………………………………2
2 總體方案擬定 …………………………………………………………………………2
2.1 原理分析…………………………………………………………………………3
2.2 總體結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)……………………………………………………………………3
2.2.1 總體結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)……………………………………………………………3
2.2.2 傳動(dòng)路線…………………………………………………………………4
2.3 各執(zhí)行機(jī)構(gòu)主要參數(shù)的初步確定………………………………………………4
2.4 傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)的計(jì)算……………………………………………5
3 主要零件的選擇和設(shè)計(jì)…………………………………………………………………6
3.1 皮帶輪的設(shè)計(jì)……………………………………………………………………6
3.2 齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算…………………………………………………………………8
3.2.1 直齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算………………………………………………………8
3.2.2 斜齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算………………………………………………………11
3.2.3 錐齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算……………………………………………………14
3.3 軸的設(shè)計(jì)計(jì)算……………………………………………………………………17
3.3.1 高速軸的設(shè)計(jì)計(jì)算………………………………………………………17
3.3.2 Ⅲ軸的設(shè)計(jì)計(jì)算…………………………………………………………20 3.3.3 主軸的設(shè)計(jì)計(jì)算…………………………………………………………24
3．4 軸承的校核………………………………………………………………………27
3.4.1 高速軸軸承的校核………………………………………………………27
3.4.2 主軸軸承的校核…………………………………………………………27
3.5 鍵的設(shè)計(jì)計(jì)算與校核…………………………………………………………28
3.5.1 高速軸上的聯(lián)接鍵的校核…………………………………………28
3.5.2 電機(jī)上聯(lián)接鍵的校核………………………………………………28
4 打蛋機(jī)其他各個(gè)部分的簡(jiǎn)介…………………………………………………………29
5 潤滑與密封……………………………………………………………………………32
5.1 滾動(dòng)軸承的潤滑…………………………………………………………………32
5.2 錐齒輪的潤滑……………………………………………………………………32
5.3 攪拌頭的密封……………………………………………………………………32
6 主要缺點(diǎn)和有待進(jìn)一步改進(jìn)的地方…………………………………………………32
7 結(jié)束語…………………………………………………………………………………33
參考文獻(xiàn)……………………………………………………………………………………34
致謝………………………………………………………………………………………34
附錄…………………………………………………………………………………………35
立式打蛋機(jī)設(shè)計(jì)
學(xué) 生：劉 黎
指導(dǎo)老師：高英武
(湖南農(nóng)業(yè)大學(xué)東方科技學(xué)院，長(zhǎng)沙 410128)
摘 要：本文分析了中國國內(nèi)外立式打蛋機(jī)的現(xiàn)狀，設(shè)計(jì)出一新型立式打蛋機(jī)。該打蛋機(jī)是由攪拌器、容器、傳動(dòng)裝置、容器升降結(jié)構(gòu)和電動(dòng)機(jī)以及機(jī)架等部分組成。采用有級(jí)變速機(jī)構(gòu)：由一對(duì)三聯(lián)齒輪滑塊組成，通過手動(dòng)拔叉，使不同的齒數(shù)的直齒輪相互齒輪嚙合，形成三種不同的轉(zhuǎn)速，通過斜齒輪和錐齒輪的傳遞，使這三種不同的速度至主軸。攪拌頭在行星輪的作用下產(chǎn)生自轉(zhuǎn)，可以對(duì)容器內(nèi)的各個(gè)部位進(jìn)行攪拌。容器的升降機(jī)構(gòu)則是為了盡快的裝卸容器。機(jī)座則承受了調(diào)和時(shí)的所有負(fù)載。
關(guān)鍵詞：攪拌器；容器；傳動(dòng)裝置；容器升降機(jī)構(gòu)
The Design of Vertical Egg Mixer
Student:liuli
Tutor: Gao Yingwu
(Orient Science& Technology Collage of Hunan Agricultural University, Changsha，410128)
Abstract: This paper analyzes the Chinese domestic and foreign vertical egg machine status, to design a new type mixer.The egg breaking machine includes an agitator, container, transmission device, container lifting structure , a motor , a frame and other parts.Using the step speed change mechanism:with is consist a pair of triple gear block, through the manual fork, movement the different tooth number of gear meshing spur gears each other, them three different speed can be found, by the bevel gear and bevel gear transmission, the spindle gained three speed are diffrent.The mixing head can mixing any part in the container under the action of planet wheel,.Container lifting mechanism is designed for as soon as possible loading and unloading containers.The base is subjected to reconcile all load.
Key Words: Mixer；Containers；Transmission device；Container lifting mechanism
1 前言
1.1 選題研究意義
我國蛋品資源豐富，品種多樣，是生產(chǎn)和消費(fèi)大國。特別是近幾年來，隨著中國經(jīng)濟(jì)的發(fā)展，蛋品加工業(yè)也發(fā)展迅速。自1985年以來我國已連續(xù)20多年保持世界第一產(chǎn)蛋大國的地位，人均蛋品占有量達(dá)20多千克；但我國禽蛋加工卻不到蛋產(chǎn)量的1％，出口量占產(chǎn)量的2％。作為世界上最大的蛋品生產(chǎn)國，中國蛋品加工業(yè)和世界先進(jìn)水平相比還有很大的差距。加工技術(shù)的落后、品種單一、產(chǎn)業(yè)化水平低等因素已經(jīng)成為制約我國蛋品加工業(yè)發(fā)展的主要因素。同時(shí)蛋品行業(yè)的不發(fā)達(dá)，也為蛋品行業(yè)工業(yè)化的高效發(fā)展和品質(zhì)改善提供來廣闊的空間。要實(shí)現(xiàn)中國蛋品業(yè)持續(xù)、快速、協(xié)調(diào)、健康的發(fā)展，蛋品加工首先應(yīng)走產(chǎn)業(yè)化、品牌化的道路，其次注重蛋品的深加工技術(shù)的應(yīng)用如蛋品的清洗、包裝、分級(jí)、液態(tài)蛋等，最后就是引導(dǎo)消費(fèi)者的消費(fèi)觀念。而這個(gè)過程的實(shí)現(xiàn)，離不開蛋品加工企業(yè)裝備水平的提高[1]。目前，國內(nèi)大部分的蛋品加工企業(yè)仍然延續(xù)傳統(tǒng)的作坊式手工生產(chǎn)，蛋品加工企業(yè)的技術(shù)裝備大部分還停留在20世紀(jì)80年代的水平，設(shè)備陳舊老化，設(shè)備加工質(zhì)量粗糙，工藝指標(biāo)落后，設(shè)備性能和出品率低，可靠性差，生產(chǎn)自動(dòng)化程度不高，這些都嚴(yán)重阻礙了蛋品加工的發(fā)展。而一些大型現(xiàn)代禽蛋生產(chǎn)企業(yè)在引進(jìn)國外的蛋品加工設(shè)備時(shí)，考慮到蛋品原料特點(diǎn)的差異，加工方式的不同，設(shè)備維護(hù)、采購成本高，設(shè)備性能實(shí)用性等問題，往往是望而卻步。先進(jìn)的設(shè)備是否與國內(nèi)的蛋品加工規(guī)模相適應(yīng)呢，只有符合我國國情的蛋品設(shè)備才是國內(nèi)蛋品生產(chǎn)企業(yè)的最佳選擇[2]。
1.2 國內(nèi)外研究現(xiàn)狀
國外蛋品加工業(yè)比較發(fā)達(dá)，有關(guān)的機(jī)械設(shè)備種類齊全，可以根據(jù)使用者的不同使用目的進(jìn)行不同的機(jī)械組合，達(dá)到經(jīng)濟(jì)高效。在美國、日本、法國等國的蛋品自動(dòng)處理程度和水平很高[3]。
1.3 目前國內(nèi)常見的打蛋機(jī)的類型
目前國產(chǎn)打蛋機(jī)有兩種：無級(jí)變速和有級(jí)變速。無級(jí)變速可連續(xù)變速，變速范圍廣，對(duì)工藝適應(yīng)性強(qiáng)，但結(jié)構(gòu)復(fù)雜，設(shè)備成本高。國產(chǎn)的打蛋機(jī)基本上都采用齒輪換擋的有級(jí)變速機(jī)構(gòu)，作用單一的或小型的打蛋機(jī)則不變速或采用雙速電機(jī)。傳動(dòng)裝置有兩種排布形式。一種是由三根平行傳動(dòng)軸及五對(duì)齒輪構(gòu)成，齒輪箱大，傳動(dòng)構(gòu)件多，但維修調(diào)速方便，制造工藝要求的精度低。另一種是二根平行軸和四對(duì)齒輪構(gòu)成，齒輪箱小，構(gòu)件相應(yīng)減少，成本也降低[4]。
2 總體方案的擬定
2.1 原理分析
打蛋機(jī)在食品加工中采用來攪打多種蛋白液。攪拌物料主要是粘稠漿體，如各種蛋糕生產(chǎn)所需的面漿及各式花樣的裝飾乳酪等。
打蛋機(jī)操作時(shí)，攪拌器高速旋轉(zhuǎn)，強(qiáng)制攪打，被調(diào)和充分接觸并劇烈摩擦，從而實(shí)現(xiàn)混合、乳化、充氣及排除部分水分的作用[4]。
2.2 總體結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)
2.2.1 總體結(jié)構(gòu)
總體結(jié)構(gòu)分以下幾個(gè)部分（如圖1所示）
（1）電動(dòng)機(jī)：選用Y801-4三相異步電動(dòng)機(jī)。
（2）減速機(jī)構(gòu)：減速機(jī)構(gòu)主要由兩個(gè)錐齒輪、2個(gè)斜齒輪、3對(duì)直齒輪、3根軸承、悶蓋、透蓋等組成。
（3）升降結(jié)構(gòu)：同軸凸輪、連桿、滑塊
（4）機(jī)座
（5）調(diào)和容器
其結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖如圖1：
圖1 結(jié)構(gòu)示意圖
Fig.1 The figure of program 1
2.2.2 傳動(dòng)路線
1 電動(dòng)機(jī) 2 皮帶輪 3 高速軸 4 直齒輪
5 低速軸 6 斜齒輪 7 錐齒輪 8 主軸
1 electric machine 2 sheave 3 high speed shaft 4 spur gear
5 low speed shaft 6 spiral gear 7 angle gear 8 principal axes
圖2 立式打蛋機(jī)的傳動(dòng)路線
Fig.2 The transmission route of the the vertical egg mixer
2.3 各執(zhí)行機(jī)構(gòu)主要參數(shù)的初步確定
減速機(jī)構(gòu)
所需轉(zhuǎn)速n1=70r/min n2=125r/min n3=200r/min
電動(dòng)機(jī)的選擇[5]
采用臥式封閉型電動(dòng)機(jī)，根據(jù)查閱小功率電動(dòng)機(jī)手冊(cè)，綜合考慮選用Y801-4型號(hào)三相異步電動(dòng)機(jī)，其特征如表：
表1 電動(dòng)機(jī)的型號(hào)
Table 1 the type of the electromotor
電動(dòng)機(jī)型號(hào)
額定功率
輸出轉(zhuǎn)速
質(zhì)量
Y801-4
0.55KW
1390r/min
17kg
2.4 傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)的計(jì)算
電動(dòng)機(jī)的滿載轉(zhuǎn)速為1390r/min, 要求的輸出轉(zhuǎn)速為70r/min、125r/min、200r/min，通過考慮[6]：
（1）各級(jí)傳動(dòng)比機(jī)構(gòu)的傳動(dòng)比應(yīng)在推薦值的范圍內(nèi)，不應(yīng)超過最大值，以利于發(fā)揮其性能，并使其結(jié)構(gòu)緊湊。
（2）各級(jí)傳動(dòng)的結(jié)構(gòu)尺寸協(xié)調(diào)、勻稱。例如：由V帶傳動(dòng)和齒輪傳動(dòng)組成的傳動(dòng)裝置，V帶傳動(dòng)的傳動(dòng)比不能過大，否則會(huì)使大帶輪半徑超過變速器的中心高，造成尺寸不協(xié)調(diào)，并給機(jī)座設(shè)計(jì)和安裝帶來困難。
（3）傳動(dòng)裝置外廓尺寸緊湊，重量輕。在相同的總中心距和總傳動(dòng)比情況下，具有較小的外廓尺寸。
（4）在變速器實(shí)際中常使各級(jí)大齒輪直徑相近，使大齒輪有相近的侵油深度。高、低速兩極大齒輪直徑相近，且低速級(jí)大齒輪直徑稍大，其侵油深度也稍深些有利于侵油潤滑。
（5）避免傳動(dòng)零件之間發(fā)生干涉碰撞。高速級(jí)大齒輪與低速軸發(fā)生干涉，當(dāng)高速級(jí)傳動(dòng)比過大時(shí)就可能產(chǎn)生這種情況。除考慮上訴幾點(diǎn)還要理論聯(lián)系實(shí)際，思考機(jī)器的工作環(huán)境、安裝等特殊因素。這樣我們就可以通過實(shí)測(cè)與理論計(jì)算來分配各級(jí)的傳動(dòng)比了。
則總的傳動(dòng)比為：
傳動(dòng)比分配如下：
第一級(jí)V帶傳動(dòng)比 i1=2
第二級(jí)直齒輪傳動(dòng)比 i2=2.33 =1.307 =0.818
第三級(jí)斜齒輪傳動(dòng)比 i3=1.5
第四級(jí)錐齒輪傳動(dòng)比 i4=2.809
各軸的轉(zhuǎn)速：
n1=695r/min
n2=298r/min =531.5r/min =849r/min
n3=198.7r/min =354r/min =566r/min
n4=70.7r/min =126r/min =201r/min
各軸輸入功率的計(jì)算：
機(jī)械效率[4]如下：
V帶傳動(dòng)η1=0.96 齒輪傳動(dòng)η2=0.98 錐齒輪η3=0.97 斜齒輪η4=0.98 聯(lián)軸器η5=0.99
各軸傳遞的功率：
P1=PWη1η5=0.55×0.96×0.99＝0.5174kw
P2=P1η2=0.5174×0.98=0.507kw
P3=P2η4=0.507×0.98=0.497kw
P4= P3η3=0.497×0.97=0.48kw
各軸所傳遞的轉(zhuǎn)矩:
T1=9550=9550×=7.26N?m
T2=9550=9550×=16.58N?m =9.3N?m =5.82N?m
T3=9550=9550×=24.37N?m =13.68N?m =8.55N?m
T4=9550=9550×64.83N?m =36.38N?m =22.8N?m
3 主要零件的選擇和設(shè)計(jì)
3.1 皮帶輪的設(shè)計(jì)
根據(jù)設(shè)計(jì)可知皮帶輪傳動(dòng)比為2，因傳動(dòng)速度較快，處于高速端，故采用帶傳動(dòng)來提高傳動(dòng)的平穩(wěn)性。并旋轉(zhuǎn)方向一致 ，帶輪的傳動(dòng)是通過帶與帶輪之間的摩擦來實(shí)現(xiàn)的。帶傳動(dòng)具有傳動(dòng)平穩(wěn)，造價(jià)低廉以及緩沖吸振等特點(diǎn)[7]。根據(jù)槽面摩擦原理，在同樣的張緊力下，V帶傳動(dòng)較平帶傳動(dòng)能產(chǎn)生更大的摩擦力。再加上V帶傳動(dòng)允許傳動(dòng)比較大，結(jié)構(gòu)較緊湊，以及V帶以標(biāo)準(zhǔn)化并且大量生產(chǎn)的優(yōu)點(diǎn)，所以這里高速軸傳動(dòng)選用V帶傳動(dòng)。
(1)確定計(jì)算功率 Pca
由 K A =1.1[7] 故 Pca = K A P = 1.1×0.55=0.605KW （1）
(2) 選取帶型
窄V帶較普通V帶相比，當(dāng)寬度相同時(shí)，窄V帶的寬度約縮小1/3，而承載能力可提高1.5—2.5倍，這里選用窄V帶，根據(jù)Pca=0.605KW,小帶輪轉(zhuǎn)速n1=139r/min,可選擇Z型V帶。
（3）確定帶輪的基準(zhǔn)直徑dd1和dd2，并驗(yàn)算帶速
根據(jù)結(jié)構(gòu)及傳動(dòng)比需要，初取主動(dòng)輪基準(zhǔn)直徑 dd1 =80mm ，從動(dòng)輪基準(zhǔn)直徑dd2 =idd1=2×80=160 mm ，按式 v1 =dd1 n1/ 60×1000 =5.82,處于普通V帶vmax=5-30m/s之間,因此帶 的速度合適。
（4）確定窄V帶的基準(zhǔn)長(zhǎng)度Ld和傳動(dòng)中心a[5]
0.7（dd1 +dd2）＜a0 ＜2（dd1 + dd2）初步確定中心距a0 =240mm,由式：
(2)
由選帶的基準(zhǔn)長(zhǎng)度[8] Ld=800mm
（5）計(jì)算實(shí)際中心距
a =a 0 +（Ld-L/d）/2=240+（800–867）/2=206.5 mm
中心距的變化范圍194.5～230.5之間
（6）演算主動(dòng)輪上的包角 a1
a1 =180 o -57.3 o(dd2- dd1)/a =180 o -57.3 o(160–80)/206。5=157.8 o≥90 o
（7）計(jì)算帶的根數(shù)
由dd1=80mm 和n1=1390r/mm 查得P0=0.25kw 根據(jù)n=1390r/min i=2和Z型帶查得ΔP0=0.03kw，查得ka=0.94，查的kl=1.14于是
Pr=(P0+ΔP0) kakl=(0.35+0.33) ×1.14×0.94=0.41kw
所以V帶的根數(shù)：Z=
取Z=2[9]根
（8）計(jì)算單根V帶的初拉力的最小值
Z型帶的單位長(zhǎng)度質(zhì)量的q=0.06kg/m
(F0)min=500+qv2=500×=45.16N
應(yīng)使它的實(shí)際初拉力F0＞(F0)min
（9）計(jì)算壓軸力Fp
壓軸力最小值：
(FP)=2Z(F0)min=2×2×45.16×=177.03N
（10）帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)
V 帶帶輪選用HT200，因帶輪的軸徑較小，小皮帶輪采用腹板式帶輪結(jié)構(gòu)。由于大皮帶論的D1-d1 = 172-26 = 146≥100，所以采用孔板式。使用經(jīng)過動(dòng)平衡實(shí)驗(yàn)處理[5]。輪槽工作表面要精細(xì)加工，具體設(shè)計(jì)參數(shù)如下所示：
基準(zhǔn)寬度 bd = 8.5mm；
基準(zhǔn)線上槽深 hamin = 2.0mm；
基準(zhǔn)線下槽深 hfmin = 7.0mm；
槽間距 e = 12mm；
第一槽對(duì)稱面至端面的距離 f min=7mm；
帶輪寬 = 26mm；
外徑 mm；
mm；
輪槽角 φ1 = 34°；φ2 = 38°
圖3 皮帶輪結(jié)構(gòu)圖
Fig.3 The assembl programe of the belt pulley
（11） 帶的張緊裝置
各種材質(zhì)的V 帶都不是完全的彈性體，在預(yù)緊力的作用下，經(jīng)過一段時(shí)間的運(yùn)轉(zhuǎn)后，就會(huì)由于塑性變形而松弛。使預(yù)緊力FO 降低。為保證帶傳動(dòng)的能力，應(yīng)定期張緊。此處采用定期張緊裝置[9]。
3.2 直齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算
3.2.1 直齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算
（1）選擇齒輪材料
考慮到齒輪傳動(dòng)載荷一般，參考類似減速器的結(jié)構(gòu)，選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)制）,硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)制）硬度為240HBS。二者材料硬度相差40HBS
選小齒輪的齒數(shù)Z1=18,大齒輪數(shù)的齒數(shù)Z2=42。
（2）確定齒輪的主要參數(shù)
按齒面接觸強(qiáng)度計(jì)算：
d1t≥2.32 (4)
確定公式內(nèi)的個(gè)計(jì)算數(shù)值
初選載荷系數(shù) kt=1.3
小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩T1=7.26×N·mm
選取齒寬系數(shù)φd=1,彈行系數(shù)ZE=189.8,小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限σHlim2=550MPa 。
計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)
N1=60n1jLh=60×695×1×（1×8×300×15）=1.5×
N2==0.46
接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1=0.9 KHN2=0.95
計(jì)算接觸疲勞許應(yīng)力，取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1
[H]1==0.9600MPa=540MPa
[H]1==0.95550MPa=522.5MPa
計(jì)算小齒輪分度圓直徑d1t ,代入[H]中較小的值
=2.32=28.15mm
計(jì)算圓周速度V
V==1.02m/s
計(jì)算齒寬：
b==28.15mm
計(jì)算齒寬與齒高之比
模數(shù)：mm
齒高：h=2.25=2.251.564=3.52
齒寬與齒高之比： =
計(jì)算載荷系數(shù)
取動(dòng)載系數(shù)[1] kv=1.05, KHA=kFa=1, 使用系數(shù)KA=1
假設(shè)為單齒對(duì)嚙合，取齒間載荷分配系數(shù)[10]Khβ=1.423 KFβ=1.35
故載荷系數(shù):K=KAKHβKVKHα=1.05×1×1×1.423＝1.494
按實(shí)際載荷系數(shù)校正所算得圓的分度直徑
=29.55 （5）
計(jì)算模數(shù)：=
按齒根強(qiáng)度計(jì)算
m≥ （6）
確定公式內(nèi)的計(jì)算數(shù)值
小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限σFE1=500MPa；大齒輪的彎曲強(qiáng)度極限 σFE2=380MPa；取彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1=0.85；KFN2=0.88；彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4。
計(jì)算彎曲疲勞許應(yīng)力：
[σF]1=MPa=303.57MPa
[σF]2=MPa=238.86MPa
計(jì)算載荷系數(shù)K：
K=KAKVKαKFβ=1×1.05×1×1.35＝1.4175
齒形系數(shù)[11] YFa1=2.91 YFa2=2.38
應(yīng)力校正系數(shù) YSa1=1.53 YSa2=1.674
計(jì)算大小齒輪的并加以比較
==0.0147
==0.0167
設(shè)計(jì)計(jì)算：m≥=1.03mm
對(duì)比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)m大于齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)的m的大小主要取決于彎曲強(qiáng)度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑有關(guān)。取模數(shù)為1.49，并就近取模數(shù)為1.5，按接觸強(qiáng)度算得的分度圓直徑d1=29.55mm，則齒輪數(shù)為：
Z1=18 Z2=42
（3）幾何尺寸的計(jì)算：
分度圓直徑：
d1=Z1m=18×1.5=27mm =39mm =49.5mm
d2=Z2m=42×1.5=63mm =51mm =40.5mm
中心距：
a=mm
3.2.2 斜齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算
（1）材料的選擇及熱處理
斜齒輪與直齒輪的材料及熱處理一樣，精度為七級(jí)，選小齒輪數(shù)Z1=36, Z2=54,初選螺旋角β=14o。
（2）確定齒輪的主要參數(shù)
按齒面接觸強(qiáng)度計(jì)算
d1t≥ （7）
確定公式內(nèi)的各計(jì)算值
試選Kt=1.6；區(qū)域系數(shù)ZH=2.433； =0.86；＝0.67；=+=1.53
小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩：
T1=16.58×103N·mm T2=9.3×103 N·mm T3=5.82×103 N·mm
選取最大的轉(zhuǎn)矩為齒輪需傳遞的轉(zhuǎn)矩 T1=16.58×103N·mm
選取與直齒輪相同的Фd=0.5；ZE=189.8MPa1/2；取σHlim1=600MPa；σHlim2=550MPa
計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)，選取最大的轉(zhuǎn)速n=849r/min
N1=60n1jLh=60×849×1×（1×8×300×15）=1.8×
N2==1.2
取接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1=0.9 ；KHN2=0.95
取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1
[H]1==0.9600MPa=540MPa
[H]1==0.95550MPa=522.5MPa
[H]==MPa=531.25MPa
試計(jì)算小齒輪的分度圓直徑d1t由計(jì)算公式得：
d1t≥=35.21mm
計(jì)算圓周速度：V===1.56m/s
計(jì)算齒寬b及模數(shù)m
b=Фdd1t=35.21mm
mnt===0.952mm
h=2.25mnt=2.25×0.951=2.14mm
==16.46mm
計(jì)算縱向重合度=0.318dZ1=2.854
計(jì)算載荷系數(shù)K:
使用系數(shù)[12]KA=1；動(dòng)載系數(shù)KV=1.11;KHβ=1.42;KFβ=1.35;KHα=KFα=1.4；故動(dòng)載系數(shù)K為：
K=KAKV KHαKHβ=1.1×1×1.4×1.42=2.21
按實(shí)際載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑
=35.21×=39.2mm
計(jì)算模數(shù)：
mn==1.06mm
按齒根強(qiáng)度計(jì)算
m≥ （8）
計(jì)算載荷系數(shù)：
K=KAKV KFαKFβ=1×1.11×1.4×1.35=2.1
縱向重合度εα=1.903；螺旋角影響系數(shù)Yβ=0.88
計(jì)算當(dāng)量齒數(shù);
Zv1===39.43
Zv2===59.14
取齒形系數(shù)：YFa1=2.41; YFa2=2.28
應(yīng)力校正系數(shù): YSa1=1.668 YSa2=1.73
小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限σFE1=500MPa；大齒輪的彎曲強(qiáng)度極限σFE2=380MPa；取彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1=0.85；KFN2=0.88；取安全系數(shù)S=1.4。
計(jì)算疲勞許應(yīng)力：
[σF]1=MPa=303.57MPa
[σF]2=MPa=238.86MPa
計(jì)算大小齒輪的并加以比較
==0.01324
==0.01651
設(shè)計(jì)計(jì)算：
m≥=0.78mm
對(duì)比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)m大于齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)，取mn=2.25已可滿足，但為了同時(shí)滿足接觸疲勞強(qiáng)度，需按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑d1=84.5mm來計(jì)算應(yīng)有齒數(shù)：
Z1===35.88
取Z1=36 Z2=54
（3）幾何尺寸的計(jì)算：
計(jì)算中心距：
a=mm
將中心距圓整取a=116mm
按圓整后的中心距修正螺旋角：
=arccos=14.12
因值改變不大，故參數(shù)εα，kβ , ZH等不必修正
計(jì)算大小齒輪的分度圓直徑：
d1===83.5mm d2===125.3mm
取d1=84 d2=148
計(jì)算齒輪寬度：
b=φdd1=0.5×83.5=83.5mm
圓整后去齒寬：b1=42mm b2=39mm
3.2.3 錐齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算
（1）材料及齒數(shù)的選擇：
圓錐齒輪工作為閉式的，齒輪傳動(dòng)軸夾角為90，小齒輪懸臂支撐，大齒輪兩端支撐，小齒輪選用40Cr，調(diào)質(zhì)處理，平均硬度為270HBS，大齒輪選用45鋼,調(diào)質(zhì)處理，平均硬度為230HBS。
初選齒數(shù)：小齒輪數(shù)為Z1=21 大齒輪數(shù)為Z2=59
（2）確定齒輪的主要參數(shù)
按齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算：
d1t≥2.92 （9）
確定設(shè)計(jì)公式中各個(gè)參數(shù)
初選載荷系數(shù)Kt=1.3；小齒輪所轉(zhuǎn)遞的轉(zhuǎn)矩：T1=2.437×104；選取齒寬系數(shù)φR，為防止齒向載荷分布不均勻，應(yīng)限制齒寬，取φR=0.3，彈性系數(shù)ZE=189.8MPa1/2；大小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度為：σHlim1=713MPa；σHlim2=568.4MPa。
應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：
N1=60n1jLh=60×566×1×（1×8×300×15）=1.2×
N2==1.2=3.37×109
接觸壽命系數(shù)ZN1=0.91；ZN2=0.96；取失效概率為1%；最小安全系數(shù)[2]SHlim=1
計(jì)算許用接觸力：
[H]1==0.91740MPa=673MPa
[H]2==0.96680MPa=652MPa
計(jì)算端面重合度εα，當(dāng)量齒數(shù)Z1m==22 Z2m==150
εα=[1.88－3.2(]cos=1.69
分度圓直徑：
d1t≥2.92=49.77mm
計(jì)算圓周速度：
dm1t=(1－0.5φR)d1t=（1－0.5×0.3）×49.47=42.05mm
V===0.545m/s
因V＜10m/s，選7級(jí)精度合格
計(jì)算載荷系數(shù)：取使用系數(shù)kA=1，kv=1.13，單齒對(duì)嚙合，取齒間載荷系數(shù)kα=1，載荷分布系數(shù)kβ=1.2
K= kA kvkαkβ=1.36
校正分度圓直徑：
d1=d1t=14.42×=14.6mm
按齒根彎曲強(qiáng)度計(jì)算[2]：
大小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限分別為：σFlim1=620MPa；σFlim2=580MPa
彎曲壽命系數(shù)YN1=0.91；YN2=0.9
尺寸系數(shù)YX=1
計(jì)算許用彎曲應(yīng)力[δF1]，[δF2]。取失效率為1%，安全系數(shù)SFmin=1.25
[δ]=計(jì)算可知，[δF1]=451MPa；[δF2]=417MPa
重合度系數(shù)Yε: Yε=0.25+=0.25+=0.69
取齒形系數(shù)：YFa1=2.65; YFa2=2.1
應(yīng)力校正系數(shù): YSa1=1.67 YSa2=1.97
校核計(jì)算：
YFa YSaYε=153.4MPa≤[σF1]
=143.4MPa≤[σF2]
（3）主要幾何尺寸計(jì)算：
大端模數(shù)：m=d1t/z1=4977/21=2.37，查參考文獻(xiàn)[3]表10-1取m=2.58
大端分度圓直徑：d1=mz1=21×2.5=52.5mm d2= mz2=59×2.5=147.5mm
錐距R及齒寬b:
R==0.4=25mm
b=φbR=0.3×25=7.5mm
分錐角：
==19.57 o
==70.43o
齒根角按等頂隙計(jì)算：
θf1=θf2=arctan=arctan2.29 o
頂錐角: δa1=δ1+θf1=19.57 o+2.29 o=21.86 o
δa2=δ2+θf2=70.43o+2.29 o=72.71 o
齒高[3]：h=(2=1.8mm
大端頂圓直徑da
da1=d1+2hacosδ1=16.8+2×0.8×1×cos19.57 o=57.21mm
da2=d2+2hacosδ2=47.2+2×0.8×1×cos70.43 o=147.5mm
3.3 軸的設(shè)計(jì)計(jì)算
3.3.1 高速軸的設(shè)計(jì)計(jì)算
（1）由參考文獻(xiàn)[1],初步估算軸的最小軸徑：
dmin=A0 （10）
確定公式內(nèi)的各種計(jì)算數(shù)值
選軸的材料為45（調(diào)質(zhì)），根據(jù)參考文獻(xiàn)[1]，取=103
由前面的設(shè)計(jì)算得 P1=0.5174kw n1= n2=298r/min
（2）設(shè)計(jì)計(jì)算： mm
軸的最小軸徑為d=(1+0.14)=14.11mm 圓整后取15mm
輸出軸的最小直徑用來安裝聯(lián)軸器[13]，為了使所選軸的直徑d1-2與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故需同時(shí)選取聯(lián)軸器型號(hào)。
聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩Tca=KAT1，考慮轉(zhuǎn)矩變化取KA=1.3
Tca=KAT1=1.3×7.26×103N·mm=9434N·mm
按照計(jì)算聯(lián)軸器的轉(zhuǎn)矩選擇HL1型聯(lián)軸器,聯(lián)軸器的孔徑為16mm，故取d1-2的直徑為16mm,半聯(lián)軸器的長(zhǎng)度L=32mm，與軸配合的彀長(zhǎng)度為：L1=27。
（3）軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)
擬定軸上各零件的裝配方案
圖4 高速軸的裝配方案
Fig. 4 The assembl programe of high speed shaft
根據(jù)軸向定位要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度[14]
為了滿足大V帶輪的軸向定位要求，1-2軸段的右端需制出一軸肩，故取d2-3的直徑為19mm，左端采用軸段擋圈定位，按軸段直徑取擋圈直徑為20mm,大V帶輪與軸配合的彀孔長(zhǎng)度為27mm，為了保證軸段擋圈只壓在大V帶輪上而不壓在軸的端面上，故l1-2-段的長(zhǎng)度應(yīng)比L1略短，取l1-2=25mm；
初步選擇滾動(dòng)軸承。因軸承同時(shí)受到軸向力與徑向力的共同作用，故選深溝球軸承軸承[4]。參照工作要求并根據(jù)d2-3=19mm，選取6003型號(hào)。其尺寸為d×D×T＝17×40×13.25，故取d3-4=20mm；l9-10=20.5mm。
右端滾動(dòng)軸承采用軸肩定位，定位軸承軸肩高度為2mm。
取安裝齒輪1的軸段直徑d4-5=23mm，齒輪的左端與軸承采用套筒定位，由上以求的齒輪1的齒寬為39mm，為了使套筒端面可靠的壓緊齒輪，此軸段的長(zhǎng)度應(yīng)略短于齒寬的長(zhǎng)度，故取l4-5=37mm，齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度h＞0.06d，故取h=1.5mm，則軸環(huán)的直徑d5-6=26mm，軸環(huán)寬度b≥1.4h，為了配合拔叉換擋取l5-6=40mm，齒輪2為軸齒輪，分度圓直徑d6-7=27mm，l6-7=27mm,d7-8=26mm，l7-8=42mm齒輪3左端采用套筒定位，齒寬為40.5mm，為了使套筒端面可靠的壓緊齒輪，此軸段的長(zhǎng)度應(yīng)略短于齒寬的長(zhǎng)度，故取l8-9=39mm，d8-9=26mm齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度為2mm，軸環(huán)的直徑為3 mm。
軸承端蓋的總寬度為10mm.取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離l=15mm,故取l2-3=25mm。
取齒輪距箱體內(nèi)壁之間的距離為8mm，考慮到箱體鑄造誤差，在確定滾動(dòng)軸承位置時(shí)，應(yīng)距箱體一定距離s，取s=4mm，已知軸承寬度為13.5mm，所以l3-4=T+s+a+(39-37)=13.5+4+8+2=27.5mm。
軸上零件的周向定位
齒輪，半聯(lián)軸器采用的周向定位均采用平鍵連接，按d4-5=23mm查得平鍵截面[1]b×h=8×7，鍵槽的長(zhǎng)為25mm，同時(shí)為了保證齒輪與軸配合有良好的對(duì)中性，故選擇輪轂與軸的配合為，同樣半聯(lián)軸器與軸的連接，選用平鍵5mm×5mm×12mm，半聯(lián)軸器與軸的配合為，滾動(dòng)軸承與軸的定位采用過渡配合來保證，此處選軸的尺寸公差為m6。
確定軸上圓角和倒角尺寸[2]，取軸段倒角為1×45°
（3）求軸上的載荷：
作出軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖,及求軸的支反力和彎矩：
把軸當(dāng)做簡(jiǎn)支梁，支點(diǎn)取在軸承中點(diǎn)處，即去軸承寬度的1/2為支撐，由于軸所受的力為空間力系，將作用在軸上的力分解為垂直面和水平面。畫出扭矩圖圖5（e）：
轉(zhuǎn)矩:T=7260N·mm
圓周力：Ft=2T/d=2×7260/27=537.8N
徑向力：Fr=Fttan20o=195.7N
求水平支反力：
平衡條件ΣMc=0：FHN1(118+90) －537.8×104=0
ΣFz=0：FHN1＋FHN2－Fr=0
FNv1＝FNv2=268.9N
圖5 軸的載荷分析圖
Fig.5 The analysis of the small gear wheel axle load
水平面6~7段的彎矩彎矩圖5（b）：
MH1=268.9×118=31730.2N·mm MHV2=268.9×90=24201N·mm
求垂直支反力：
由平衡條件ΣMc=0：FNv1(118+90) －195.7×104=0
ΣFy=0：FNv1＋FNv2－Fr=0
FNv1＝FNv2=97.85N
垂直面6~7段的彎矩圖5（c）：
MV1=97.85×118=11546.3N·mm MV2=97.85×90=8806.5N·mm
計(jì)算合成彎矩，畫出彎矩圖5（d）
M1==33765 N·mm M2==25753 N·mm
計(jì)算危險(xiǎn)截面的當(dāng)量彎矩：
由合成彎矩圖可知軸的6~7段為危險(xiǎn)截面，取扭矩校正系數(shù)[15]為α=0.6
MB==34230 N·mm
危險(xiǎn)截面的校核：
[σe]==17.4MPa<[σe]w
式中[σe]w是根據(jù)軸的材料為45鋼，調(diào)制處理[σ-1]w=60，所以該軸安全。
3.3.2 Ⅲ軸的設(shè)計(jì)計(jì)算
Ⅲ軸所傳遞的扭矩T=24370N·mm
（1）求作用在斜齒輪上的力：
Ft===388.99N
Fr=Ft=264.6×=145.99N
Fα= Fttanβ=97.85N
圓周力Ft，徑向力Fr，及軸向力Fα的方向如圖6所示。
（2）初步確定軸的最小直徑
選軸的材料為45（調(diào)質(zhì)），根據(jù)參考文獻(xiàn)[1]，取=112
dmin=A0=112×=15.2mm
輸出軸的最小直徑用來安裝聯(lián)軸器，為了使所選軸的直徑d1-2與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故需同時(shí)選取聯(lián)軸器型號(hào)。
聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩Tca=KAT1，考慮轉(zhuǎn)矩變化取KA=1.3
Tca=KAT=1.3×24.37×103N·mm=31681N·mm
按照計(jì)算聯(lián)軸器的轉(zhuǎn)矩選擇HL1型聯(lián)軸器,聯(lián)軸器的孔徑為16mm，故取d1-2的直徑為16mm,半聯(lián)軸器的長(zhǎng)度L=32mm，與軸配合的彀長(zhǎng)度為：L1=27。
（3）軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)
擬定軸上各零件的裝配方。根據(jù)軸向定位要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度[16]
為了滿足錐齒輪的軸向定位要求，1-2軸段的右端需制出一軸肩，故取d2-3的直徑為19mm，左端采用軸段擋圈定位，按軸段直徑取擋圈直徑為20mm,錐齒輪與軸配合的彀孔長(zhǎng)度為27mm，為了保證軸段擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故l1-2-段的長(zhǎng)度應(yīng)比L1略短，取l1-2=25mm;
圖6 Ⅲ軸的裝配方案
Fig.6 The assembl programe ofⅢshaft
初步選擇滾動(dòng)軸承[17]。因軸承同時(shí)受到軸向力與徑向力的共同作用，故選單列圓錐滾子軸承[4]。參照工作要求并根據(jù)d2-3=25mm，選取30205型號(hào)。其尺寸為d×D×T＝25×52×16.25，故取d3-4=25.5mm；
右端滾動(dòng)軸承采用軸肩定位，定位軸承軸肩高度為4mm
取安裝齒輪的軸段直徑d4-5=29mm，齒輪的左端與軸承采用套筒定位，由上以求的齒輪的齒寬為80mm，為了使套筒端面可靠的壓緊齒輪，此軸段的長(zhǎng)度應(yīng)略短于齒寬的長(zhǎng)度，故取l4-5=78mm，齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度h＞0.06d，故取h=2mm，則軸環(huán)的直徑d5-6=32mm，軸環(huán)寬度b≥1.4h，取l5-6=3mm
軸承端蓋的總寬度為10mm.取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離l=15mm,故取l2-3=25mm。
取齒輪距箱體內(nèi)壁之間的距離為8mm，考慮到箱體鑄造誤差，在確定滾動(dòng)軸承位置時(shí)，應(yīng)距箱體一定距離s，取s=4mm，已知軸承寬度為13.5mm，所以l3-4=T+s+a+(80-78)=13.5+4+8+2=27.5mm
軸上零件的周向定位
齒輪，半聯(lián)軸器采用的周向定位均采用平鍵連接，按d4-5=25mm查得平鍵截面[1]b×h=8×7，鍵槽的長(zhǎng)50mm，同時(shí)為了保證齒輪與軸配合有良好的對(duì)中性，故選擇輪轂與軸的配合為，同樣半聯(lián)軸器與軸的連接，選用平鍵5mm×5mm×12mm，半聯(lián)軸器與軸的配合為，滾動(dòng)軸承與軸的定位采用過渡配合來保證，此處選軸的尺寸公差為m6。
確定軸上圓角和倒角尺寸[2]，取軸段倒角為2×45°
求軸上載荷：
把軸當(dāng)做簡(jiǎn)支梁，支點(diǎn)取在軸承中點(diǎn)處，即去軸承寬度的1/2為支撐，由于軸所受的力為空間力系，將作用在軸上的力分解為垂直面和水平面
求水平支反力：
平衡條件ΣMc=0：FHN1(59.75+57.75) －388.99×117.5=0
ΣFz=0：FHN1＋FHN2－Fr=0
FNv1＝FNv2=194.5N
水平面4~5段的彎矩彎矩圖5（b）：
MH1=194.5×59.75=11621.4N·mm MHV2=194.5×57.75=11232.4N·mm
求垂直支反力：
由平衡條件ΣMc=0：FNv1(59.75+57.75) －145.99×117.5=0
ΣFy=0：FNv1＋FNv2－Fr=0
FNv1＝FNv2=73N
垂直面4~5段的彎矩圖5（c）：
MV1=73×59.75=4361.75N·mm MV2=73×57.75=4215.75N·mm
計(jì)算合成彎矩，畫出彎矩圖5（d）
M1==12412.9N·mm M2==11997.5 N·mm
計(jì)算危險(xiǎn)截面的當(dāng)量彎矩：
由合成彎矩圖可知軸的4~5段為危險(xiǎn)截面，去扭矩校正系數(shù)為α=0.6
MB==22708.6 N·mm
危險(xiǎn)截面的校核：
[σe]==9.3MPa<[σe]w
式中[σe]w是根據(jù)軸的材料為45鋼，調(diào)制處理[σ-1]w=60，所以該軸安全。
圖7 Ⅲ軸的載荷分析圖
Fig.7 The analysis of the Ⅲshaft
3.3.3 主軸的設(shè)計(jì)計(jì)算
（1）主軸的設(shè)計(jì)計(jì)算
軸的設(shè)計(jì)
由參考文獻(xiàn)[4] 式15—2 初步估算軸的最小軸徑
(11)
確定公式內(nèi)的各種計(jì)算數(shù)值
選軸的材料為45鋼，取=103,由前面的設(shè)計(jì)算得
P4=0.23kw 、n3=70r/min
設(shè)計(jì)計(jì)算
d =(1+ 0.14)=17.26mm
圓整后取軸的最小軸徑為d=18mm
（2）軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)
擬定軸上各零件的裝配方案
圖8 主軸的裝配方案
Fig.8 The assembl programe of principal axes
根據(jù)軸向定位要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度
a、為完成攪拌作業(yè)，根據(jù)實(shí)際情況，合理分配主軸的各段尺寸以及軸徑，實(shí)現(xiàn)其曲柄的運(yùn)動(dòng)，滿足大錐齒輪及各滾動(dòng)軸承軸向定位要求，先定軸長(zhǎng)為266.5mm初定尺寸如圖8所示。軸徑具體尺寸見零件圖所示。
b、因軸承要同時(shí)承受軸向力和徑向力，故選角接觸球軸承，參照工作要求并根據(jù)軸承段的直徑d=45mm,由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取GB/T 292—1994 7009C，其尺寸為dDB=457516。
同樣角接觸球軸承支點(diǎn)取中點(diǎn)，齒輪取輪轂寬度中點(diǎn)，因此，作為簡(jiǎn)支梁的軸的支撐跨距L=203.5mm。
（3）軸的校核
作出軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖即力學(xué)模型（圖9）
前面已算得高速軸的轉(zhuǎn)矩為T4 = 64.83N. m，根據(jù)小圓錐齒輪的相關(guān)數(shù)：Ft1=699.5N Fr1=240N Fa1=84.3N
可以得到大圓錐齒輪的相關(guān)數(shù)據(jù)：
Ft2=699.5N Fr2=84.3N Fa2=240N
由靜力平衡方程
可求得FNH1 = 777.77N FNH2 = 78.27N
作彎矩圖：
集中力FNH1作用于B點(diǎn)，梁在AB和BE段的彎矩
AB段 取距A點(diǎn)距離為 X1則彎矩
MAB = - Ft2X1 = - 699.5X1
BC段 取距B點(diǎn)距離為 X2, 則彎矩
MBC = Ft2(X2+16)+FNH1X2
彎矩圖如圖7（c）所示：顯然有MH = 11192.61
分析軸所受的垂直分力情況
軸上所受的垂直方向的分力如圖7（d）所示
由靜力平衡方程
其中
可求得 FNV1 = 3.1N FNV2 = 81.19N
作彎矩圖如圖7（d）所示：
集中力FNV1作用于A點(diǎn)，梁在AB和BC段的彎矩
AB段 取距A點(diǎn)距離為X1，則彎矩
MAB = FrX1 + Ma
BC段 取距B點(diǎn)距離為X2，則彎矩
MBC = - Fr(X2+16) +FNH1X2 + Ma
彎矩圖如圖7（e）所示：顯然有MV1=12958.81 MV2=11610.17
總彎矩 見圖6（f）
圖9 軸的載荷分析圖
Fig.9 The analysis of the roller axls load
作扭矩圖
總的扭矩圖如圖7（g）所示：T=36.31=36310
按彎扭矩合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度
進(jìn)行校核時(shí)，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險(xiǎn)截面B）的強(qiáng)度。取，軸的計(jì)算應(yīng)力[1]
前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，查得=60Mpa。因此，故安全。
3.4 軸承的校核
3.4.1 高速軸軸承的校核
由于同時(shí)承受軸向力和徑向力的作用，且右軸承受力大于左軸承，所以在這里僅校核右軸承，故P=
預(yù)期計(jì)算軸承壽命（按工作15年，年工作300天，8小時(shí)工作制），則有：
Lh’ =153008=36000h
右軸承所需的基本額定動(dòng)載荷
6003深溝球軸承軸承的額定動(dòng)載荷[18]。此，C<, 故安全，同理左邊軸承C< ，安全。
3.4.2 主軸軸承的校核
由于要同時(shí)承受軸向力和徑向力的作用，左軸承承受的力作用明顯大于右軸承，在此只校核左軸承，故P=，預(yù)期計(jì)算軸承壽命（按工作15年，年工作300天，8小時(shí)工作制）則有：
Lh’ =153008=36000h
其所需的基本額定動(dòng)載荷
角接觸球軸承7009C型軸承的額定動(dòng)載荷[19]。因此，C<, 故安全。同理右邊軸承C<，安全。
3.5 鍵的設(shè)計(jì)計(jì)算與校核
3.5.1 高速軸上聯(lián)接的鍵的校核
已知裝小圓錐齒輪處的軸徑 d = 16mm，主軸上的轉(zhuǎn)矩是64.83N·m，載荷有輕微沖擊。
（1）選擇鍵聯(lián)結(jié)的類型和尺寸
一般8級(jí)以上精度的齒輪有定心精度要求，應(yīng)選用平鍵聯(lián)接。由于輪齒不在軸端，故選用普通圓頭平鍵（A型）。
根據(jù) d = 22mm，查得鍵的截面尺寸為：寬度 b = 6mm，高度 h = 6mm。由輪轂寬度并參考鍵的長(zhǎng)度系列，取鍵長(zhǎng) L = 20mm（比輪轂寬度要小些）。
（2）校核鍵聯(lián)接的強(qiáng)度
鍵、齒輪、軸的材料都是鋼，用擠壓應(yīng)力[20][σp] = 100～120MPa，取其平均值，[σp] = 110 MPa。鍵的工作長(zhǎng)度 l = L – b/2 = 20 – 6/2 =17mm,鍵與輪轂鍵槽的接觸高度mm?？傻茫?
MPa < [σp] = 110 MPa
鍵的標(biāo)記為：鍵 GB/T 1096-1979。
3.5.2 電機(jī)上聯(lián)接的鍵的校核
已知裝皮帶輪處的軸徑d =13mm,皮帶輪輪轂寬度為26㎜，需傳遞的轉(zhuǎn)矩T=3.73N·mm，載荷有輕微沖擊。
（1）選擇鍵聯(lián)結(jié)的類型和尺寸
選用普通單圓頭平鍵[21]（C型）。
根據(jù) d = 13mm，中查得鍵的截面尺寸為：寬度 b = 5mm，高度 h = 5mm。由輪轂寬度并參考鍵的長(zhǎng)度系列，取鍵長(zhǎng) L = 22mm（比輪轂寬度要小些）。
（2）校核鍵聯(lián)接的強(qiáng)度
鍵、電機(jī)軸和帶輪輪轂的材料都是鋼，許用擠壓應(yīng)力[22][σp] = 100～120MPa，取其平均值，[σp] = 110 MPa。鍵的工作長(zhǎng)度l = L – b/2 = 22 – 5/2 = 19.5mm,鍵與輪轂鍵槽的接觸高度?？傻茫?
MPa < [σp] = 110 MPa
鍵的標(biāo)記為：鍵 C 522 GB/T 1096-1979。
4 打蛋機(jī)
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