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坚果破壳机说明书

作者:高考题库网
来源:https://www.bjmy2z.cn/gaokao
2021-02-09 05:52
tags:

-

2021年2月9日发(作者:soddy)


.

















.
































农业大学








.

































坚果破壳机








院:



工程技术学院




专业班级:



机械设计制造及其自动化


1301





号:


13


学生:



远帆




指导教师:



王泽河



王伟





指导教师职称:



教授



讲师



助教





O


一七






















.


































.



























目:














.

















.






























坚果破壳机



摘要:

< br>减轻人工坚果破壳的工作量繁重、


人工成本高的麻烦是我此设计的最终目的用破壳 机代替


人工来节约破壳成本和提高工厂的效益。因为坚果种类繁多


,


这里我选用榛子来作为研究对象。


开发深加工技术


,


拓宽榛子利用方法是提高榛子商品价值的主要途径

,


而解决这一问题的前提条


件就是对榛子进行去壳。榛子剥 壳机的设计是我本次的审计题目


,


以前人们的剥壳方法都是通过


用手去剥的


,


这种方法剥出来的榛子仁 虽然质量比较高但是生产率比较低


,


但我设计出来的这款


剥壳机


,


榛子得主动剥壳可以得到实现


,


而且和人工用手剥壳相比


,


生产效率得到了大大提升。然


而该产品与发达国家的榛子剥壳机相比

< p>
,


还是有很大的差距的


,


所以设计出新型的榛子剥壳机是


比较迫切的事。




关键词:


剥壳机,



通用型,加工设计



Chestnut sheller


Abstrac


t:the


purpose


of


this


design


is


to


solve


the


problem


of


artificial


and


high


cost


when


the


nut


breaks


the


shell,


and


save


the


cost


of


shell


breaking


and


improve


the


benefit


of the factory by replacing the manpower with the shell breaking machine. Because of


the variety of nuts, I choose hazelnut as the object of study here. Developing deep


processing technology and widening the utilization of hazelnut are the main ways to


improve the commodity value of hazelnut, and the precondition of solving this problem


is to shell the hazelnut. Hazelnut sheller is I design the audit subject, previously


shelling methods are adopted by hand stripping, stripping out this method although


hazelnut quality is relatively high but the productivity is relatively low, but the


shelling machine designed by me, the initiative to get hazelnut peeling, and compared


with the artificial hand peeled, the production efficiency has been greatly improved.


However,


the


hazelnut


sheller


products


compared


to


developed


countries,


there


is


still


a big gap, so the design of hazelnut sheller model is more urgent.



Keywords:



Sheller, universal design, processing




.































.


































.
































.

















.
































1




绪论



.


.. .................................................. .................


2


1.1


研究背景及意义



.

< br>............................................... ...........


2


1.2.1


国外研究现状


< p>
............................................ ...........


2



2




总体设计



.


.................................................. ...............


2


2.1


主要结构及工作原理



.


............................................. .........


3


2.1.1


主要结构



.


.................................................. ........


3


2.1.2


工作原理



.............................................. .............


3


2.2


技术参数


................................................ .................


3



3




主要零部件的设计



.


.............................................. ...........


3


3.1


电动机的选择



.............................................. ...............


3


3.1.1


选择电动机类型



........................................... ..........


4


3.1.2


电动机转速的选择



.


.............................................. ....


4


3.2


减速机构的设计



............................................. ..............


4


3.2.1


分配传动比



............................................. ............


4


3.2.3


齿轮的设计



............................................. ............


6


3.2.4


轴及轴承装置、键的设计



....................................... ......


9


3.3V


带传动的设计



............................................. ..............


13


3.3.1 V


带的基本参数



......... ...........................................


13


3.3.2


带轮结构的设计



.

< br>............................................... ....


15


3.4


主轴的设计与校核


< p>
............................................ ............


16


3.4.1


轴上的功率


P


、转速


n


、转矩


T


.......................................


16


3.4.2


初步确定轴的最小直径



.

< p>
............................................ .


16


3.4.3


轴的结构设计



.

................................................ .....


16


3.4.4


轴上的载荷



............................................. ...........


17


3.4.5


精确校核轴的疲劳强度


< /p>


........................................ ......


19


3.5


主轴承的选择与校核



........................................... ...........


21


3.5.1


计算轴承受到的径向载荷



....................................... .....


21


3.5.2


计算轴承轴向力



........................................... .........


21


3.5.3


求轴承的当量动载荷



......................................... .......


21


3.5.4


验算轴承的寿命



........................................... .........


22


3.6


机体部件的设计



............................................. .............


22


3.6.1


入料口、出料口



........................................... .........


22


3.6.2


旋切滚筒、滚刀



........................................... .........


23


3.6.3


栅条圆筒、栅条



........................................... .........


23


3.6.4


钢丝毛刷、筛网



........................................... .........


24


3.6.5


机架


................................................ ..............


24


参考文献


............................................. ...........................


25





.. .................................................. ......................


26







.































.


































.
































.

















.































1




绪论



1.1


研究背景及意义



坚果是一种人们生活 中不可缺少的重要资源


,


如花生就可以榨油。人体所需的微量元 素在米


蔬中很难获取


,


但食用坚果就能 很好的获取。坚果的外壳普遍坚硬有韧性。在使用人力的破壳器



,


很难掌握自身的力量来打破外壳


,


力量小会无法打破外壳


,


但是力量过大就会发生核都破坏现


象。坚果机械的初始加工称为坚果机械的第一加工。中国每年大量坚果需要处理。到目前为止


,


中国大部分坚果加工仍然遵循传统的手工加工方式现有坚果破 壳工具


,


所以坚果开发加工在破壳


上仍 然有很大的发展空间


,


对现代坚果食品加工质量水平也需要的破 壳机具来提高。



1.2


国外研究现状



1.2.1


国外研究现状


< p>
在西欧诸国的第三次工业革命时期就已经有机械破壳的方法研发出来了。


国 外利用喷洒乙烯


对坚果进行催熟


,


使果 实脱落不是用人工操作而是使用机械手臂来震动果树果木。在加上国外是


高度机械化而且 是种植坚果是密集分布


,


例如美国就分有玉米种植区、大豆种植 区、甜菜种植区


等等。他们使用对地的机械收集器来一次性收获完毕

,


然后集合大量农业车统一运输到加工厂加



,


农厂没有在储存上消耗太多的成本。


而目前


,


国由于坚果种植区不密集多坡度无法机械快速收


,


个体农厂产量少无法形成大规模的同一种植采取储存加 工的完备的生产链。


浪费了大量成本。



1.2.2


国研究现状



我国是从


20


世纪后期才开始着手坚果破壳机的研发 而且我国坚果剥壳机具发展缓慢


,


坚果


质量无法与国外的坚果加工生产链的生产质量相比。利用传统剥壳方法


,


我国积极研制和开发了


新的破壳方案。我们的母校就利用坚果壳的部有气孔


,


在密闭环境下施以高压使坚果自我爆破的


新型坚果破壳机。


在多年的研发中


,


我 们开发出数种新型破壳法


,


下面我举几个例

:(1)


利用微波加


热形成高压水汽的微波法


;(2)


利用坚果在高压室中停留适当时间后瞬间泄压的高压膨胀法


;(3)


利用坚果在高压高压室中停留适当时间后瞬间脱离高温高压环境 使坚果自我爆破的能量法。


(4)


将坚果放置于真空高温的环境 中


,


由于坚果失水使果壳变脆


,


壳部有相对外界的高压使坚果自我


爆破的高真空度法。


(5)


采用超声波产生与外在环境发生的连锁反应来破壳的超声波法。


(6)


用化


学溶剂来腐蚀坚果外壳的化学腐蚀法 。但是我国的大部分的坚果破壳机依然依靠人工喂料和定


位。在使用坚果破壳设备是使用 剪切法


,


研磨法


,

撞击法。种植业和坚果加工业缺乏合作


,


应采用

< p>
乡与乡的联合而且我国没有形成大规模的生产带


,


中间产了人力、物力的浪费。




2




总体设计





.































.


































.
































.

















.






























2.1


主要结构及工作原理



2.1.1


主要结构



坚果破壳机是由出料口、入 料口、电动机、大带轮、减速器、传动轴、滚筒、机架等部件组


成。


2.1.2


工作原理



榛子从入料口进入滚筒


,


榛子因自身重力进入滚 筒上与水平方向上


20


°的外槽并沿滚筒的

带动下相互摩擦机架上的壁


,


可以使榛子仁与榛子外壳剥离 。因滚筒上有螺旋形的槽使剥离后果


仁和破碎的外壳可自行在滚筒的带动下进入栅网。< /p>


榛子进入筛网


,


在钢丝毛刷的作用下


,


使未完全


脱去外壳的榛子仁完全脱离。在 钢丝毛刷的旋转作用下果仁从出料口排出。



2.2


技术参数


外形尺寸(


mm




1000×700×900



配套动力 (


kW



1.1


生产率(


kg/h


< br> 70



3




主要零部件的设计



3.1


电动机的选择



滚筒的旋转必需保障能将部分榛子壳剪切开,当榛子果的弹性模量为


120mp a


,破榛子壳所


需的力约为


7-9N< /p>


,达到榛子壳破碎的效果。通过资料查找可知,每个叶片间距的约


10cm


,根据


此依据设计旋切滚筒的转速与半径。

< p>


由于榛子破壳受力比较复杂,所以取理想情况,根据动能定理,则有:< /p>





1


mv


2


?


0


?


F


?


S




2


< br>v


?


n


π


D




60


上式中:


m-


单个榛子平均质量(


kg


);



v-


滚筒线速度(


m/s



;


n-


滚筒转速(


r/min



;


D-


滚筒直径(


m



;


F-


滚筒对榛子的打击力(


N



;



.































.


































.
































.

















.
































S-


榛子受刀具冲击相对位移(


m



;


由此计算榛子破壳所必要的滚筒 的转速


185-216r/min


,因而取主轴转速

< p>
200r/min




因 此单个榛子脱壳所需的功率为


p


?


Fv



由以上公式可得滚筒线速度


v




v


?

< p>
n


π


D


200

< p>
?


3


.


14


?


0


.


5

< br>?


60


60


< br>?


5


.


23

m


/


s




所以功率为


:


P

?


Fv


?


5


?


5


.


23


?


26


.


16


w



参考相关资料可知道该机具的生产率为

:


70


kg


/

h



可知单位时间可对


0


.


02


kg


的榛子进行


破壳,所以所需总功率


P


为:



P



?


32


.


71


?


3


?


98


.


13


w


?


0

< br>.


1


kw




3.1.1


选择电动机类型



因为室工作运动,所以选择系列三相异步电动机。



3.1.2


电动机转速的选择



对比查阅坚果破壳机主轴工作转速为


185r/min~215r/ min


,初步选取主轴工作转速:



n


w


?


200


r


/


m


in


展开 式单级齿轮荐的传动比为:


i


?


2


~


6



V


带的传动比为:


i



?


2


~


4



得总推荐传动比为:


i



?


i



i

< br>带


?


4


~


24




所以电动机实际转速的推荐值为:



n


?


n


w


i


?


800


~


480 0


r


/


m


in


符合这一围的同步转速为。



综合考虑选用同步转速的电机。



综上 述选择型号为


Y


90


s


?


4


,满载转速


n

< p>
m


?


1400


r


/


m


in


,额定功率为


1


.


1


kw< /p>




3.2


减速机构的设计



3.2.1


分配传动比




1


)总传动比



满载转速


n


m


?


1400


r


/


m


in


。故总传动比为:




.































.


































.
































.

















.






























i


?



2


)分配传动比



n


n< /p>


m


w


?


1400


?


7



200



使


传动


装置 尺寸


协调





匀称、


不发生



现象




V


带传动




则减速器的传动比为:


i



?


i


i



?

< p>
7


?


2


.


8




2

.


5


3.2.2


运动和动力参数计 算




1


)各 轴



转速



1




n< /p>


1


?


n


m


?


14000


r


/< /p>


m


in




n


1


1400


?< /p>


?


500


r


/< /p>


min




i< /p>



2


.


8


n


2


500


?


?


200


r


/


min



i



2


.


5


2

< p>



n


2


?


主轴



n


3


?



2

)各轴的输入功率



1




P< /p>


1


2




P


2


主轴



P


3


?


P


0


?


?


1


?


1


.


1


?


0


.


99


?


1


.


089


kw




?

< br>P


1


?


?


2


?


?


3


?


1


.


089


?


0


.


97


?< /p>


0


.


99


?


1


.


046


kw< /p>




?


P


2


?


?


2

< p>
?


?


4


?


1


.


046


?


0


.


99


?

< br>0


.


96


?

0


.


994


kw

< br>;



P


1


.


089


1


?


9550


?


?


7

.


43


N


?


m




n


1


1400



3


)各轴的输入转矩



1




T


1


?


9550


2




T

2


?


9550


P

< br>2


1


.


046

< br>?


9550


?


?


19


.


98


N


?


m



n


2


500


P

3


0


.


994

?


9550


?


?

< br>47


.


46


N

< br>?


m




n


3


200


主轴


T


3


?

< br>9550



4


)整理列表



各轴的主要数据列表



轴名



1




功率< /p>


P


/


kw



转矩


T


/


N


?


m



转速


n


/(


r


?

< p>
min)



传动比



1.089


7.43


1400


1



.































.


































.
































.

















.






























2




主轴



1.046


0.994


19.98


47.46


500


200


2.8


2.5


3.2.3


齿轮的设计




1


)选精度等级、材料和齿数


采用级精度由表选择小齿轮材料为钢


(调质)

< p>


硬度为,


大齿轮材料为钢


(调质)



硬度为。



选小齿轮齿数


Z


1


?


20




大齿轮齿数


Z


2


?


i


2


Z


1


?


28


?


20


?


56


,取




2


)按齿面接触疲劳强度设计



由设计计算公式进行试算,即



k


T


u


?


1


Z


E


2


d


1


t


?


2

< br>.


32


3


t

1


?


(


)


?


d


u


[


?< /p>


H


]


1




确定公式各计算数值



a


)试选载荷系数


K

< p>
t


?


1


.


6




b

)计算小齿轮传递的转矩




T< /p>


1


?


7


.


43


N


?


m




c


)小齿轮相对两 支承对称分布,选取齿宽系数


?


d


?< /p>


1


.


0




d


)由表


6.3< /p>


查得材料的弹性影响系数


Z


E

< p>
?


189


.


8

< p>
MPa



e


)由图


6.14


按齿面硬度查得


< br>小齿轮的接触疲劳强度极限


?


H


lim


1


?


550

MPa



大齿轮的接触疲劳强度极限


?


H


lim


2


?


500


MPa


< br>(


f


)由式


6.11

< p>
计算应力循环次数



1


/


2



N


1


?


60


n


1


jL


h


?


60


?


1400


?


1


?


(


8


?


300


?


8


?


1


)


?


1


.


61


?


10


9


< br>1


.


61


?

10


9


N


2


?


?


5


.


7 6


?


10


8



2


.


8



g


)由图


6.16


查得接触疲劳强度寿命系数



Z


N


1


?


0


.


87



Z


N


2


?


0


.


0


.


9




h


)计算接触疲劳强度许用应力

< br>


取失效概率为


1


%,安全系数 为


S=1


,由式


10-12

< p>



?


?


H


1


?


?

Z


N


1


?


H


lim


1


S


?


0


.


87


?


550


MPa


?


478


.


5


MPa

< br>


?


?


H


2


?


?


Z


N


2


?


H


lim


2


S



i


)计算



?


0


.


9


?


500


MPa


?


450


M Pa




.































.


































.
































.

















.






























试算小齿轮分度圆直径


d

< p>
1


t


,代入


[

< p>
?


H


]


中的较小值



3


1


.

< p>
6


?


7


.


43


?


10


3


.


8


189


.


8


2


d


1

t


?


2


.


32


3


?


?


(


)


?


32


.< /p>


97


mm



1< /p>


.


0


2


.


8


450


计算圆周速度


v


v


?


计算齿宽

< br>b


?


d


1

t


n


1


60


?


1000


?


3

.


14


?


32

.


97


?


1400


?


2


.


42

< br>m


/


s



600000


b


?


?


d


d


1


t

?


1


.


0


?


32


.


97


?


32


.


97


mm



计算齿宽与齿高之比


b/h < /p>


模数


m


nt


?< /p>


d


1


t


32


.


97


?


?


1


.


649


mm



Z


1


20


< /p>


齿高


h


?


2


.


25


m


nt


?


2


.


25


?


1


.


649


?


3


.


71


mm


b


/


h

< p>
?


32


.


97

< p>
/


3


.


71


?


8


.


89


计算载荷系数


K


根据


v


?


1


.


82


m


/


s


< p>
7


级精度,查得动载荷系数


K

V


?


1


.


1



假设


K


A


F


t


/


b


?


100


N


/


mm


,由表查得



K


H


?


?


K< /p>


F


?


?


1


.


0



由表


5.2


查得使用系数


K


A


?


1


.


3< /p>



由表查得


K


H


?


?


1


.


293



查得


K< /p>


F


?


?


1


.


28



故载荷系数


K


?


K


A


K


V


K


H


?


K


H


?


?


1


.


3

< br>?


1


.


1


?


1


.


0


?


1


.


293


?


1


.


849




j


)按实际的载荷系数校正所算得的 分度圆直径,由式可得



d


1


?


d


1


t


3


K


/


K

< br>t


?


32


.

97


?


3


1


.


849


/


1


.


6


?


34


.


6


mm




11


)计算模数m


< br>m


?


d


1


/


Z


1


?


3 4


.


6


/


20


?


1


.


73< /p>


mm




3


)按齿根弯曲强度设计



弯曲强度的设计公式为



m

< p>
n


?


3



a


)确定公式的计算数值



由 图


6.15


查得


Y


Y


?


F


?


S


?



2< /p>


[


?


F


]


?


d


Z


1

< p>
2


KT


1


小齿轮的弯曲疲 劳强度极限


?


FE


1

< br>?


380


MPa



大齿轮的弯曲疲劳强度极限


?


FE

< br>2


?


360


MPa



由图


6.16


查得弯曲疲 劳寿命系数





Z


N


1


?


0


.


83



Z


N


2


?

< br>0


.


86




.































.


































.
































.

















.






























计算弯曲疲劳许用应力



取失效概率为


1


%,安全系数为


S=1.3


,由式得



?


?


F


1


?


?

< p>
Z


N


1


?


FE


1


S


?

< br>0


.


83


?

380


?


242


.


62


MPa



1


.


3


0


.

< br>86


?


360


?


238


.


15


MPa



1


.


3


?


?


F


2

< br>?


?


Z


N


2


?


FE


2


S


计算载荷系数



?

< br>K


?


K


A


K


V


K


F


?


K


F


?


?


1


.


3


?


1


.


1


?


1


.


0


?

< br>1


.


28


?

1


.


83




b


)查取齿形系数



由表


6.4


查得


Y


Fa


1


?


2

< p>
.


8



Y


Fa


2


?


2

< br>.


42



c


)查取应力校正系数



由表


6.4


查得



Y< /p>


Sa


1


?


1


.


55




Y


Sa


2


?


1


.


65


< p>
Y


Y



d


)计算大小齿轮的


Fa


Sa


, 并比较



[


?


F


]


Y


Fa


1


Y


Sa


1


2< /p>


.


8


?


1


.


55


?


?


0


.


01789


[


?


F


]


1


242


.


62


Y


Fa


2


Y


Sa


2


2


.


42


?


1


.


65

< p>
?


?


0


.


01677


[


?


F

< p>
]


2


238


.

< p>
15



小齿轮的数据大



< br>e


)设计计算



3


2


?


1


.

< br>83


?


7


.

43


?


10


m

?


3


?


0


.


01789


?


1

.


07


mm


1


?


20


2



对比计算结果由,


齿面接触疲劳强度计算的模数

< p>
m


大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数,



取有弯曲强度算得的模数,于是取齿轮模数第一标准系列值。



并按接触强度算得的分度圆直径


d


?


34


.


6


mm



1


算出小齿轮齿数


Z


1


?


d


1


/


m


?


34


.


6


/


1

< p>
.


5


?


23


.


07




Z


1


?


24

< br>


大齿轮齿数


Z


2


?


i


2


Z

< br>1


?


2


.


8


?


24


?


67


.


2




Z


2


?


67< /p>




4


)几何尺 寸计算




a


)计算分度圆直径



d


1


?


Z


1


m

< br>?


24


?


1

.


5


?


36


mm


d


2


?


Z


2


m


?


67


?


1


.


5


?


100


.


5


mm



c


)计算齿 宽宽度


b


?


?


d


d


1


?


1< /p>


.


0


?


36


?


36


mm



35mm





b


)计算 中心距



a


?

(


d


1


?


d


2


)


/


2< /p>


?


(


36


?


100


.


5


)


/


2


?


68


.


25


mm




.































.


































.
































.

















.






























齿轮主要参数列表



1


2


3


4


5


6


7


8


9


10


11


齿数



模数



分度圆直径



齿顶高



齿根高



全齿高



顶隙



齿顶圆直径



齿根圆直径



齿宽度



中心距



Z


m


24


.


67



1


.


5


mm< /p>



d


1


d


2



h


a



36< /p>


mm,


100


.


5


mm



1


.


5


mm



1< /p>


.


875


mm



3


.


375


m m



0


.


37 5


mm



39


mm


,


103


.


5


mm




h


f



h



c



d


?


1


d


?


2



d


f


1


d


f

< br>2



32


.

25


mm


,


96

< br>.


75


mm


B

< br>1


,


B


2



40


mm


,


35


mm



a



68


.< /p>


25


mm



3.2.4


轴及轴承装置、键的设计




1


)轴


1< /p>


的设计



1


)尺寸与结构设计计算


< p>


a


)高速轴上的数据



P


1


?


1


.


089


kw


,< /p>


n


1


?


1440


r


/


m


in< /p>





b


)初步确定轴的最小直径



先按式初步估算轴 的最小直径。选用钢,调质处理。根据机械设计表,取


C


?


112


,于是


得:




P


1


.


089


d


?


C


?


3


2


?


112


?


3


?


10


.


3


mm


n


2


1400



c


)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度


该处开有键槽故轴径加大


10


% ~


15


%,且这是安装联轴器的直径,取。


轴的结构设计:



为了满足带轮 的轴向定位,轴段右端要有一轴肩,故取段直径为。



因轴承径 向和轴向上不受力,根据,取用型深沟球轴承,其尺寸为,则有


,


,轴承中间处用


轴肩定位,这段取直径。



右端轴承与齿轮之间应有一套同固定,长应为:取套同长,则。



齿轮为齿轮轴此轴段长。




.































.


































.
































.

















.






























取轴承端盖总宽为,外端面与联轴器右端面间距离为,故取。



结合箱体结构,取。




d


)轴上零件的周向定位



联轴器与轴的周向定位均用平键联接。按查得平键截面,键槽用铣刀加工,长,同时为了保


证齿轮与轴配合有良好的对中性,故选择齿轮轮毂与轴配合为


H6/n5




2


)强度校核计算




a


)求作用在轴上的力



已知 高速级齿轮的分度圆直径为


d


=


36< /p>


mm



,根据《机械设计》(轴的设计计 算部分未作


说明皆查此书)式


(10


-


14)


,则



2


T


2


?


7< /p>


.


43


?


?


412


.


8


N


d


36


?


10


?


3


F


tan


?


n


F


r


?


t


?


412


.


8


?


tg

< p>
20


?


?


150


.


2


N


cos


?


F


?


0


N



a



F


t


?



b


)求轴上的 载荷(详细过程以轴


2


为例,其他轴类似不一一复述)



首先根据轴的结构图作出计算简图并明确轴承支点位置


,


对于型深沟球轴承


,


查得。 因此


,



的支撑跨距为。计算出截面< /p>


C


处的


MH


、< /p>


MV



M


的值列 于下表。



截面


C


处的


MH


MV



M


的值列表



载荷



水平面


H


垂直面


V


支反



F


F


NH


1


?


54 3


N



F


NH


2


?


262


N



F


NV


1< /p>


?


?


237


N< /p>



F


NV


2


?


516


N



C



面弯矩


M


总弯




M< /p>


V


?


F


NV


2


?


L


3


?


M


a


M


H


?


F


NH


2


?


L


3

?


5185


N


?

< br>mm


?


45551


N

< p>
?


mm




2


2


M


max


?


M


H


?

< br>M


V


?


5185


2


?


45551


2

< p>
?


68646


N


?


mm



扭矩



T


?


7430


N


?


mm




.































.


































.
































.

















.










































3-1



1


弯矩图和扭矩图

< br>



c


)按弯扭合成应力校核轴 的强度



根据式


(15-5)


及上表中的数据,以及轴单向旋转,扭转切应力,取


?

< br>?


0


.


6


,轴的计算应力



M


2


?


(


?


T

< br>)


2


68646


2


?


?


0


.

< br>6


?


7430


?


?


ca



?

< br>Mpa


?


18


.


61


Mpa



3


W


0


.


1

< br>?


16


2


已选定轴的材料为,调 质处理。由表查得


[


?


-


1


]


?


70MPa


。因此


?


ca


?


[


?


-


1

< p>
]


,故安全。




2


)轴


2


的设计



1





2


的转速和功率转矩:



P


2


=1.046Kw

< p>


n


2


=500r/mi n



T


2


=1 9.98N.m


2




求作用在齿轮上的力




a


)求作用在低速级齿轮上的力


< br>2


T


2


2


?


19


.


98


?


10


3








圆周力:


F


t


3< /p>


?


?


?


397< /p>


.


6


N



d


1


100


.


5








径向力 :


F


r


3


?< /p>


F


t


3


?


tan


?


n


?


397


.


6


?


tan


20


?


?


144


.


72


N< /p>









轴向力 :


F


a


3


?< /p>


0



3


)初步确定轴的最小直径



先按式


d


?


C


?


3


P


初步估算轴的最 小直径。选取


45


钢,调质处理。根据机械设计


-


表,取


n


C


?


112


,于是得:




.































.


































.
































.

















.






























d


?


C


?


3


P


2


1


.


046


?


112


?


3


?


14

< p>
.


32


mm


< p>
n


2


500


该轴有两处键 槽,


轴径应增加


10%~15%



Ⅱ轴的最小直径显然是安装带轮处轴的直径


d


?


?


?


和,



d


?


?


?< /p>


?


18


mm



4


)轴的结构设计


< br>(


a


)拟定轴上零件的装配方案




b


)根据轴向定位的要求确定轴的各 段直径和长度及轴上零件的周向定位见图纸。



5


)求轴上的载荷


< br>对于


6205


型深沟球轴承


a< /p>


?


15


mm


,< /p>



计得:


L


1< /p>


?


73


mm


,< /p>


L


2


?


170< /p>


mm



L


3


?


84


mm


根据轴 的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩


图。如下图所示



轴的载荷列表



载荷



水平面



垂直面



F


N H


1


?


2230


.


5


N



支反力


F


F


NV


1


?


732


.


3


N



F


NV


2


?


55 7


N



M


V< /p>


1


?


47010


N


?


mm



M


V


2


?


123 13


.


5


N


?


mm



2


F< /p>


NH


2


?


226 9


.


5


N


< /p>


M


H


1


?


62245


N


?


mm



弯矩


M


M


H


2


?


194 21


.


3


N


?


mm



总弯矩



扭矩


T


2


M


1


?


M


H


1


?


M


V


1


?


7056


.


4


N


?


mm



T


2


?


10460


N


?


mm




.































.


































.































-


-


-


-


-


-


-


-



本文更新与2021-02-09 05:52,由作者提供,不代表本网站立场,转载请注明出处:https://www.bjmy2z.cn/gaokao/619277.html

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