多功能铡草机的设计.docx

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1、本科毕业设计论文通过辩论多功能铡草机的设计摘 要设计一种铡草机，它由装在同一传动轴上的裂开,切碎两种功能的机构构成。裂开机构主要由刀齿板、切刀、刮刀及辊筒构成。加工块茎类物料时,经刀齿的划割,切刀的切割,刮刀的进一步裂开, 完成加工过程;同时,可利用切碎机构加工藤蔓、秆叶类;并承受辊压轮对藤蔓进展自动进给。拆下裂开部件,换上磨碎齿板,又可作为薯类淀粉初加工机具。因此,既能满足加工要求,又能加工薯类淀粉, 适应农村养殖业的需要。关键词: 裂开;切刀;辊筒本科毕业设计论文通过辩论Hay Cutter Machine DesignAbstractThis project is to design a

2、 hay cutter machine , in the same transmission from the broken, which is chopped two functions of institution. Crushing institutions is mainly by the cutter tooth board, cutting knife, scraper and rollers material processing tubers. When the cutting knife, the knife blade, cutting the further broken

3、, it compelets machining process. At the same time, it uses chopped agencies processing vines, stem leaf,and the roller on vines automatic feeding. Removing broken parts, grinding, and toothed as potato starch is quite machines. Therefore, it can satisfy the requirements of the processing and proces

4、sing potato starch, adapt to the needs of rural breeding.Keywords ：Breakers; Cutter; Rolling wheel本科毕业设计论文通过辩论目 录摘 要IHay Cutter Machine DesignII1 前言11.1 农业机械在农业现代化中的作用11.2 铡草机的应用前景11.3 铡草机争论目的及意义12 总体设计32.1 方案的选择32.2 整体传动比的分析计算42.3 进给机构与机架的设计62.3.1 进给机构的设计62.3.2 机架的设计63 传动设计83.1 电动机的选型83.2 V 带传动的设计8

5、3.2.1 V 带轮的设计要求83.2.2 带轮的材料83.2.3 V 带轮的构造83.2.4 相关计算93.2.5 带轮的构造设计113.2.6 V 带轮的构造参数113.3 锥齿轮的设计123.3.1 选择齿轮材料123.3.2 选定齿轮精度等级123.3.3 按接触疲乏强度设计小齿轮分度直径123.3.4 计算主要尺寸与参数133.4 圆柱齿轮的设计153.4.1 选定精度等级,材料及齿数153.4.2 几何计算193.4.3 验算194 轴及其校核214.1 轴的设计214.1.1 主轴的设计214.1.2 传动轴的设计224.1.3 传动轴、的设计224.2 校核224.2.1 主轴

6、的校核234.2.2 调心球轴承的寿命计算245 裂开机构的设计26I本科毕业设计论文通过辩论5.1 切刀的设计265.1.1 切刀材料265.1.2 对切刀的要求265.1.3 选用或设计刀片时应满足的要求265.1.4 在本次设计中选用外曲线刃口刀进展滑切265.1.5 刀的滑切与正切分析265.1.6 钳住物料的条件分析285.1.7 刀的安装295.2 裂开辊筒的设计305.2.1 刀的设计305.2.2 刀在辊筒上布置的设计305.2.3 辊筒的设计30总结31参考文献31致 谢32II本科毕业设计论文通过辩论1 前言1.1 农业机械在农业现代化中的作用农业机械化是建设现代农业的重要

7、物质根底，是先进生产力的代表，是提高农业劳动生产率的主要手段。农业机械化是农业科学技术推广应用的重要载体，是农业现代化的必定过程，加快进展农业机械化是推动城镇化建设，全面建设农村小康社会的重要举措，加快进展农业机械化也是保护和提高粮食综合生产力量，增加农民收入的重要措施。一是通过农业机械，可以代替人工，使大量农村劳动力从繁重的农业劳动中解脱出来，使其投入到产业中，增加农民收入；二是通过实施精量播种、机械施肥、秸秆机械还田等机械化节本增效农业技术，降低农业生产本钱；三是通过拓宽农机修理、销售效劳市场，吸纳农村剩余劳动力。1.2 铡草机的应用前景经过市场调研觉察。很少有适合小型养殖场、专业户和个体

8、农户要求的小型铡草机。并且这些青饲料铡草机还具有以下缺点：1. 大多数铡草机只能单独切割块状薯类或茎秆类物料。2. 切割刀刃为直刃、切割刚度低、对多纤维茎秆的切割性能差。3. 用手喂入茎秆类物料安全性差。4. 块料切碎时切碎均匀度差。故我们设计一种能满足小型养殖场、专业户和个体农户要求。切割性能好，操作安全的小型铡草机。1.3 铡草机争论目的及意义该型机属于一种多功能的草加工机具，特别适于对块茎，块根类物料的切碎和裂开加工，也可作为薯类淀粉加工机具使用。目前的草加工机具，一般承受一片或多片刀片，在旋转过程中将草切碎；对于块茎类草的加工，则用磨齿片将草磨碎。前者满足了藤蔓，秆叶状草的加工；后者可

9、对块茎块根1本科毕业设计论文通过辩论类草的加工。作为一般的加工，已是可行的了，但加工后的物料中，浆状体比较多，粒度细小，对块茎类物料的加工，这种状况尤为突出，不利现在推行的青储草技术的应用。青储草工艺对原料的要求，往往要使切碎或裂开后的草保持较好的粒状，特别对含淀粉高的薯类，要求在加工中尽量削减浆状体，更有利于发挥青储草的效益。本有用于型的目的是供给一种可将块茎，块根类，一次加工成块粒状的切碎机；同时具有藤蔓，秆叶类的切碎机构；还可较便利地更换上磨碎齿板，作为薯类淀粉加工的多功能机具。本有用型的优点是裂开辊筒上的齿、刀部件，协作作用，削减了对物料的挤压、碰撞的时机，降低了块茎类草加工的浆状体；

10、同时在加工藤蔓、秆叶类草时承受辊压轮进给， 大大提高了送料时的人身安全；加之同裂开机构安装在同一传动轴上的切碎机构。即可完成块茎、块根类的加工，又可同时加工藤蔓、秆叶类草。不但简化了设备，又避开了承受不同的传动轴，共用同一动力，操作使用时的麻烦。裂开辊筒上的刀齿板、切刀、刮刀可拆下，换上磨碎齿板，又具有薯类淀粉加工力量。因而它有构造简洁，适应性强的特点， 能充分满足农村，特别是山区农村推广。2本科毕业设计论文通过辩论2 总体设计2.1 方案的选择通过比较争论，选定了四种参考方案。方案一：方案一是一种最常见的卧式铡草机，切刀片装在电动机的主轴上，通过电动机供给应刀片的旋转运动来切割，但是缺点是不

11、能切割块茎类草，同时刀片为直刃砍刀， 消耗功率大，振动也大。方案二：方案二是立式铡草机，优点是构造紧凑，占用空间小，缺点与方案一一样， 对能切割草的种类有限。方案三：方案三是卧式辊筒裂开机，有点是能很好切割块茎，辊筒上的刀片拆卸也很便利，缺点是不能切割藤蔓类，所以他的使用也受到了很大的限制。方案四：方案四是卧式多功能铡草机，优点是即能切割藤蔓类，又能切割块茎类，缺点是，该设计在为了完成切割块茎的目的是，过多装入转动刀片，在拆卸刀片时，格外不便，并且过多的刀片也增加产品的本钱。通过分析以上四种方案，吸取各自优点，得到一个即能切割藤蔓类，又能切割块茎类的多功能铡草机。并在设计中，增加了藤蔓类物料的

12、自动进给机构，以提高工作安全性。该机主要由传动轴和装在其一端的 V 带轮，装在其中部的裂开辊筒和切碎刀盘，装在其一端的变速锥齿轮和传动轴上的变速锥齿轮和直齿轮及进给轴、，装在支撑固定它们的机架下部的电动机，主动轮及传动皮带，加之安装在机架上的喂料台，进料斗， 机壳等构成，要点是裂开辊筒的滚动面上安装了由刀齿板，切刀，刮刀组成的共同完成对块茎块根类裂开的裂开机构，切碎机构由安装在传动轴一端的切碎刀盘及其上的动刀片， 加之固定在机架相应位置上，能在刀盘转动过程中，与动片构成剪切动作的定刀片构成。为使裂开和切碎能同时进展，把裂开辊筒，切碎刀盘装在同一传动轴上。传动轴安装在机架上，动力由机架下部的电动

13、机及其主动轮，通过皮带传给安装在传动轴一端的从动轮， 驱动传动轴运转使安装在中部的裂开辊筒及其切刀盘工作。机架上靠切碎刀盘一侧，制作了切碎机构喂料台、自动进给辊压轮及刀盘罩；位于传动轴中部的裂开辊筒上，装有机壳和进料斗，二者用小螺秆连为一体；主动轮与从动轮间套有皮带防护罩；机架下部制作了切碎，裂开物料的出料斗。其中，喂料台，刀盘罩、机壳、进料斗、皮带防护罩，出料斗均连接固定在机架上。裂开辊筒上的刀齿板、切刀、刮刀等用螺钉固定在滚筒的滚动面上，3本科毕业设计论文通过辩论且使刀齿板和切刀有 5-10 度的螺旋角。这样，就够成一个切碎机。假设要作为暑类淀粉加工设备，则可将磨碎齿板替换下裂开辊筒上的刀

14、齿板，切刀和刮刀。磨碎齿板能在辊筒的旋转力带动下，将薯类打磨成浆体，到达加工淀粉的目的。使用时，将藤蔓、秆叶类放在喂料台上，由辊压轮自动将料送入刀盘罩内，动刀片随刀盘的旋转和固定在机架上的定刀片协作，将物料切碎。块茎、块根类则丛裂开辊筒机壳顶部的进料斗送入；在辊筒的旋转力作用下，物料先被刀齿板上的刀齿划割成条，随即由切刀切削下来，再经刮刀进一步裂开，切碎或裂开后的物料从出料斗送出。即可满足加工要求。传动原理如图 2-1 所示。图 2-1 传动原理简图1. 电动机 2.小v 带轮 3.v 带 4.大v 带轮 5.轴承座 6.裂开辊筒 7.主轴 8.切碎刀盘 9.动刀片 10.小锥齿轮 11.大锥

15、齿轮 12.小圆柱齿轮 13.大圆柱齿轮 14.换向圆柱齿轮 15.换向圆柱齿轮 16.传动轴 17.传动轴 18.传动轴 注：图中箭头表示各轴的转动方向2.2 整体传动比的分析计算在本设计中，考虑到实际状况，主轴转速在 400r/min 为宜。以下为具体计算分析过程。由于设计任务供给的电动机是 1500r/min、功率是 0.55kw。依据带轮传动比的要求一般传动比在 24 为宜现选传动比为 3.9。则主轴转速为n=1500r/min/3.9=384.6r/min(2-1)现初步选择辊压轮的直径为 40mm，对切削的物料长度定为 10mm。现在来分析主轴4本科毕业设计论文通过辩论到传动轴、之

16、间的传动比。由于辊压轮的转动是由轴、供给的，所以轴、的转速相等，转向相反。图 2-2 物料进给示意图参考图 2-2 现主轴转速设为n2r/s,由于刀盘上是对称安装的 2 把动刀片，所以切割次数为 2 n2次/s。进给辊压轮设为n3转/s。V=2 pn R2p n3 20125.6 n3mm/s(2-2)3V 为料的理论进给速度。则每次刀的切割长度是125.6 nnnL=2 n23 =62.8/32(2-3)由设计要求知切割长度以 10mm 为宜，则62.8 n3/ n 10mm2即n / n =10/62.832n / n =6.2823主轴与轴、的传动比为 6.28现则n =61.24r/m

17、in3n 384.6r/min2则理论上每秒进料为V128.2mm/s考虑到在实际中料在传送过成中的打滑，所以上述进料速度在现实中是可以做到的。5本科毕业设计论文通过辩论在主轴与轴、之间有一对锥齿轮的减速和一对直齿轮的减速，考虑到各对齿轮传动比的适宜范围，现取锥齿轮的传动比 i=2,圆柱齿轮的传动比 i=3(考虑到计算和设计时的便利)。2.3 进给机构与机架的设计2.3.1 进给机构的设计本设计中承受辊压轮对藤蔓类物料进展进给，辊压轮的外缘直径为 F40 ，转速由前面的总体设计计算可知n= 61.24r / minV128.2mm/s3在本设计中，承受双槽重叠设计，外面钢槽由 3mm 厚的钢板

18、焊成，在槽的两侧用厚钢板加厚，然后镗孔，轴、穿过孔而被支撑，轴、与辊压轮用平键连接。在钢槽内再插一个薄壁进料槽，槽的底面与水平面成 10倾斜。便于送料。具体见图 2-3图 2-3 进料槽及其进给辊压轮1. 外钢槽2.辊压轮 3.薄壁插槽 4.定刀片2.3.2 机架的设计在机架设计中，主体承受 40403 的等边对角钢，均通过用手工电弧焊将其连接。在6本科毕业设计论文通过辩论机架上外表放置一块 10mm 厚的铁板以便固定各零件，在机架的 4 个角上各加焊一块 40 4010 的厚铁板，以便获得足够的强度来安装运动轮。依据各零件的设计尺寸，总观全局对机架进展设计，最终机架整体尺寸为 6285404

19、37。7本科毕业设计论文通过辩论3 传动设计3.1 电动机的选型设计的铡草机适用对象为小型养殖场、专业户和个体农户,故电动机电压应选用 220V. 再考虑到所受的载荷不大,所需动力不是很大,选用小功率的电动机。综合各方面因素,选用 YL 系列电动机。YL 系列电动机是型高效节能产品,具有体积小、容量大,起动及运转性能优越等特点, 符合国际标准IEC 的有关规定,并实现同一机座号单、三相异步电动机等级一样,提高了单、三相电动机的互换性和通用性,被广泛应用于冷冻机、泵、风机、,小型机床以及农副业和家用电器等方面.电动机的主要参数：型号:YL801-4；电压:220V；功率:0.55KW；同步转速:

20、1500r/min； 频率:50HZ；效率:68%；功率因数:0.92 外形尺寸:295 165 200电动机的安装方式：选择 IBM3 型3.2 V 带传动的设计 电动机 V 带轮的设计 主轴 V 带轮的设计3.2.1 V 带轮的设计要求设计 V 带轮时应满足的要求有：质量小；构造工艺性好，无过大的铸造内应力，质量分布均匀，转速高时要经过动平衡，轮槽工作面要经过精细加工外表粗糙度一般应为3.2 以减带的磨损，各槽的尺寸和角度应保持肯定的精度，以使载荷分布较为均匀等。3.2.2 带轮的材料此处带轮的材料，承受铸铁，材料牌号为 HT200。3.2.3 V 带轮的构造铸铁制V 带轮的典型构造有以下

21、几种形式：实心式腹板式孔板式椭圆轮辐式。8本科毕业设计论文通过辩论当带轮的基准直径d 2.5d(d 为轴的直径，单位为 mm)时，可承受实心式；d d300mmd时，可承受腹板式当 D1- d 100mm 时，可承受孔板式；d2 300mm 时，可承受轮辐d式。3.2.4 相关计算电动机的额定功率为 0.55KW,转速 n1=1500r/min,选取传动比为 i=3.9,承受一般 V 带传动。1. 确定计算功率 PcaP =KA1 P=1.1 0.55=0.605KW(3-1)ca2. 选取带型依据 Pca3. 确定带轮基准直径，n 1 确定选用 Z 型取主动轮基准直径d=71mmd 1则从动

22、轮基准直径d=i d =3.9 71=276.9mm(3-2)d 2d 1取d验算带的速度=280mm1d 2p dnV=d1 11 =60 1000p 711500 60 1000m/s=5.5735m/s(3-3)可知带的速度适宜4. 确定 V 带的基准长度和传动中心距依据0.7(dd1+dd2)a02(dd1+dd2),即245.7 a0120caPz = (P + DP )KK00dl1(3-7)a由 n1=1500r/min, dd1=71mm, i=3.9 P =0.31kw1 , P =0.03kw1 ，K =0.92 100K =1.14 1l则z =0.605=1.697(3

23、-8)取 z=2(0.31 + 0.030) 0.92 1.147. 计算预紧力 F0-+caF = 500 P( 2.51)qv 2 1(3-9)0zvKaq=0.06kg/m1 ,故8. 计算作用在轴上的压轴力 F 1pF =49.687584N0F = 2zFpdsin 1 = =192.3N(3-10)0210本科毕业设计论文通过辩论3.2.5 带轮的构造设计带轮的构造设计，主要是依据带轮的基准直径选择构造形式，依据带的截型确定轮槽尺寸1 ，带轮的其它构造尺寸1 所列阅历公式计算，确定了带轮的各局部尺寸后，即可绘制出零件图，并按工艺要求注出相应的技术条件等。由以上的计算可知：电动机的

24、V 带轮选实心式；主轴 V 带轮选腹板式。3.2.6 V 带轮的构造参数V 带轮的构造参数如表 3-1表 3-1 V 带轮的构造参数注：电动机V 带轮L=(1.52)d,B1.5d 时，L=B，此处L=28d1=(1.82)d,d 为轴的直径，此处d 1 =2d主轴V 带轮11本科毕业设计论文通过辩论L= 1.52d,当 B=1(3-11)(2) 齿数比T=9550P/n=9550 0.5225/384.6=12.97Nmu=i=2(3-12)(3) 配对材料系数 Cm(4) 载荷系数C=1 2m12本科毕业设计论文通过辩论依据载荷状况,齿轮精度和齿轮构造位置取 K=1.5 (5)许用应力sH

25、psHp1=0.9sH lim1=509MPa(3-13)sHp2=0.9sH lim 2=491MPas取小值,所以sHpHp=sHp2=491MPa6计算小齿轮分度圆直径 d11575 1.0022 + 131.5 12.97(22 + 1)4 9 12d=1=52mm(3-14)3.3.4 计算主要尺寸与参数(1) 选定小齿轮齿数 z1依据小齿轮直径,齿面硬度选定 z 1 =20,则 z 11= z u=4021(2) 确定模数 mdm = 1z=2.6mm(3-15)取标准值 m=2.5mm (3)计算分度圆直径d , d121d =m z =50mm11(4) 计算分锥角d , d1

26、2d=m z2=100mm2d =arc tan(z11/ z )=arc tan(20/40)=26.5652(3-16)(5) 计算锥距 Rd=90- d21m2z 2 + z 2122.5=63.435R=(6) 计算轮齿宽度 b=202 + 402 =55.9mm2(3-17)13本科毕业设计论文通过辩论取f=0.33R取 b=20mmb=Rf=55.9 0.33=18.447mm(3-18)R(7) 计算齿顶圆直径d,da1a 2h = h* m =1 2.5=2.5mm(3-19)aa(8) 计算平均圆周速度vmd= d+ 2hcosd=54.59mma11a1da 2 + 2ha

27、 c o ds2 = 102.2m(3-20)dm1 = d1(1 - 0.5fR ) = 41.75mm(3-21)v=pdm1n1= =0.84m/s(3-22)m601000锥齿轮传动参数见表 3-2表3-2锥齿轮传动参数参数值参数代号小齿轮大齿轮齿形角a2020大端面模数m2.52.5传动比i22齿数z2040分锥角d26.56563.435分度圆直径d50100锥距R55.955.9齿宽系数fR0.330.33齿宽b202014齿顶高ha齿高h齿根高hf齿顶圆直径da齿根角qf齿顶角qa顶锥角da根锥角df安装距A外锥角高Ak本科毕业设计论文通过辩论2.52.55.55.53354.

28、5102.23.073.073.073.0729.63566.50523.49560.365725348.8822.763.4 圆柱齿轮的设计选取传动比 i=3,工作寿命 10 年,每天工作 1 小时,每年工作 300 天,小齿轮转速n =384.6/2=192.3r/min,传动效率h =0.95,则功率 P11=0.5225 0.95=0.496375kW。3.4.1 选定精度等级,材料及齿数1 选 8 级精度（1） 选取小齿轮材料1 为 45 钢(调质),齿面硬度为 200-230HBS.选取大齿轮材料1 为 45 钢(调质),齿面硬度为 170-200HBS（2） 选小齿轮齿数 z =

29、241选大齿轮齿数 z= iz= 3 24 = 72212 按齿面接触强度设计15本科毕业设计论文通过辩论K Tu + 1zK接触强度的设计公式为d= 2.3231 1 ()2 1(3 -22)1tfdusH（1） 确定公式内的各计算数值1） 取载荷Kt=1.3 12） 小齿轮传递的转矩，由(4-12)=P0.496375T955019550=24.65Nm=2.465104Nmm1n192.313） 尺宽系数fd=0.5 14） 材料的弹性系数Z=189.8MPa1E5） 齿面度中值查得小齿轮的接疲乏强度极限为sH lim1=565MPa, 大齿轮的接疲乏强度极限为sH lim 2=545M

30、Pa.6) 计算应力循环次数 N1= 60n jL1h= 60 192.31 (1 300 10) = 3.46 1073-23N= 3.46 107 / 3 = 1.15 10727） 疲乏寿命系数8） 接触疲乏许用应力KHN1=0.95 1 ;KHN 2=1.0 1取失效概率为 1%,安全系数 S=1Ks0.95 5 6 5s=HN1H lim1 =536.75MPa13-24H 1S1sH2Ks=HN 2SH lim 2= 545 1.01=545MPa1(2) 计算1小齿轮分度圆直径 d,代入s 中较小值1tH1.2 2.465 1043 + 1 1 8 .98d= 2.323()2

31、=50.58mm1t0.535 4 516本科毕业设计论文通过辩论2圆周速度 v3-22p dn3.14 50.58 192.3v =1t1=60 100060 1000=0.51m/s3齿宽 b3-184)计算齿宽与齿高这比 b/hb = f d= 0.5 50.58=25.29mmd1t模数m= d/ z =50.58/24=2.1mmt1t1齿高h = 2.25m= 2.25 2.1=4.725mmtb/h=25.29/4.725=5.355计算载系数依据 v=0.51m/s,8 级精度,动载荷系数 Kv = 1.08 1 。假设 KFAt/ b =3-26)（1） 确定公式内的各种计算

32、数值17本科毕业设计论文通过辩论FE11） 查的小齿轮的弯曲疲乏强度极限s= 550MPa ,FE 2大齿轮的弯曲疲乏强度极限s= 520MPa2） 查得弯曲疲乏寿命系数1 , K3） 计算弯曲疲乏许用应力取弯曲疲乏安全系数 S=1.4FN 2= 0.98 1Ks0.95 550s=FN1FE1 =373.2MPa13-27F 1S1.4Ks0.98 520s=FN 2FE 2 =364MPa1F2S1.44） 计算载荷系数 KK = KKKK= 11.08 1.2 1.22 =1.581123-28AVFaFb5） 查取齿形系数查得Y= 2.65 1 ， Y= 2.236 1Fa1Fa 26

33、） 查取应力校正系数查得Y= 1.58 1 ,Y= 1.754 1Sa1Fa 27） 计算大、小齿轮的YYFaSa ,并加以比较sFYY2.65 1.58 Fa1 Sa1 = 0.011229sF 1373.2YYFa 2Sa 2= 2.236 1.754 = 0.01077sF2364小齿轮的数值大,用小齿轮的数值（2） 设计计算32 1.58112 2.465 104 0.0 1 1 20.5 242m =119.448mm比照计算结果,由齿面接触疲乏强度计算的模数大于由齿根弯曲疲乏强度计算的模数,由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲强度所打算的承载力量 ,而齿面接触疲乏强度所打算的承载力量,

34、仅与齿轮直径有关,可取由弯曲强度算得的模数 1.448 并就近圆整为标18本科毕业设计论文通过辩论准值 1.5,按接触强度算得的分度圆直径 54.83mm 算出小齿轮齿数z= d/ m =54.83/1.5=36.53-2911取 z= 361大齿轮齿数z= uz= 3 36 = 10821这样设计出的齿轮传动 ,既满足了齿面接触疲乏强度 ,又满足了齿根疲乏强度 ,并做到构造紧凑,避开铺张.3.4.2 几何计算1计算分度圆直径d= z m = 36 1.5 = 54mm11d= z m = 108 1.5 = 162mm222计算中心距a = (d+ d 2) / 2 = (54 + 162)

35、 / 2 = 108mm13-303计算齿轮宽度b = fd= 0.5 54 = 27mmd1考虑到实际需要，取B2= 15mm ,B1= 20mm3.4.3 验算2TF =1td1= 2 2.465104 = 9 1 N354KF1 913 At =b27= 33.8N / mm 100N / mm适宜.圆柱齿轮传动参数见表 3-3表 3-3 圆柱齿轮传动参数19参数值参数代号小齿轮大齿轮模数m1.51.5压力角2020传动比i33齿数z36108分度圆直径d54162齿顶高ha1.51.5齿根高hf1.8751.875齿顶圆直径da57165齿根圆直径df50.25158.25本科毕业设计

36、论文通过辩论齿距p4.714.71齿厚s2.3552.355齿槽宽e2.3552.355顶隙c0.3750.375标准中心距a10820本科毕业设计论文通过辩论4 轴及其校核4.1 轴的设计4.1.1 主轴的设计1. 求主轴上的功率 P2,转速n2和转矩T2取皮带轮传动的效率=0.95 4则P2 = P1n = 0 .5 5 0 .9 5 = 0 .5 2 2 5 kW4-1n= n 1 = 1500 1= 384.6 r/min4-2于是T1 i3.9P0.5225= 9550000 2 = 9550000 = 12794.19 Nmm4-32n22. 初步确定轴的最小直径384.6初步估算

37、轴的最小直径 2 .选取轴的材料为 45 钢,调质处理. ,取 A30.5226384.60= 112 1 ,于是得P3n22d= Amin0= 112 = 12.4 mm4-4主轴的最小直径明显在轴的两端.3. 轴的构造设计(1) 依据最小直径 d，考虑到轴的刚度和震惊，现取 dminI - II= 30 mm.为了满足皮带轮上的轴向定位要求,I-II 轴段右端需制一轴肩,故取 II-III 段直径为d= 35 mm.由于皮带II - III轮的尺寸 L=28,现取 L= 27 mmI -II(2) 初步选取轴承座型号为 SN508 4 (摘自 GB/T7813-1998)其主要参数如表 4-1。d1dDagA3540803368表 4-1由于 A=68,现取LI