【文章內容簡介】 80Mpa, 由［ 2］中表 511 查得安全系數 Sσ =4, Sp= 故螺釘材料的許用應力［ σ ］ =? s/Sσ =480/4=120 Mpa., ［ ? ］ P=?s/Sp=480/=320 Mpa.. 因只受扭矩 T 減 作用且用螺釘聯(lián)接，所以相當于鉸制孔用螺聯(lián)接一樣，故［ 2］中式 528 有受力最大的螺釘的工作 剪力為 Fmax= rmaxT 減 /∑ r2= （ 4— 1） 式中： rmax=31mm=, ∑ r2= 根據［ 2］中式 .521 的擠壓強度條件 湖南科技大學大學本科畢業(yè)論文 16 ? p=F/ d0Lmin ≤［ ? ］ P （ 4— 2） 得 d0≥ F/［ ? ］ PLmin =（ ） = 根據［ 2］中式 .522 的剪切強度條件 σ =F/(π /4d02)≤［ σ ］ （ 4— 3） 得 d0≥ ? ?)/(4 ??F = 6101 2 ??? = 式中 F— 螺釘所受的工作剪力 ,N。 d0— 螺釘剪切面的直徑 (取為螺釘孔的直徑 ),mm。 Lmin— 螺釘桿與孔壁擠壓面的最小高度 mm, ［ ? ］ P 為螺釘或孔壁材料的許用擠壓應力 ,MPa. ［ σ ］為 — 螺釘材料的許用切應力 ,MPa . 所以按剪切強度條件設計來確定螺釘直徑 ,按粗牙普通螺紋標準（ GB19681），選用螺紋公稱直徑 d= 10 mm 綜合上面計算并根據［ 1］中表 316 選用： 螺釘 GB7085 M10X25 . 減速機上帶輪的螺釘組設計 . 螺釘組結構設計 采用如圖 2 所 示 的 結 構 , 螺 釘 數 為 Z2=10, 圓 周 分 布 。 圖 2 . 螺釘受力分析 螺 釘只受扭矩 T 減 作用 畢業(yè)設計說明書論文 1961660126 課件之家的資料精心整理好資料 . 確定螺釘直徑 選擇螺釘材料為 Q23性能等級為 的螺釘 ,由［ 2］中表 59 查的材料屈服極限 ? s=480Mpa, 由［ 2］中表 511 查得安全系數 Sσ =4, Sp= 故螺釘材料的許用應力［ σ ］ =? s/Sσ =480/4=120 Mpa., ［ ? ］ P=?s/Sp=480/=320 Mpa.. 因只受扭矩 T 減 作用且用螺釘聯(lián)接，所以相當于鉸制孔用螺聯(lián)接一樣，故［ 2］中式 528 有受力最大的螺釘的工作剪力為 Fmax= rmaxT 減 /∑ r2= 式中 : rmax=45mm=, ∑ r2= 根據［ 2］中式 .521 的擠壓強度條件 ? p=F/ d0Lmin ≤［ ? ］ P 得 d0≥ F/［ ? ］ PLmi =（ ） = 式中 : Lmin=22mm= 根據［ 2］中式 .522 的剪切強度條件 σ =F/(π /4d02)≤［ σ ］得 d0≥ ? ?)/(4 ??F = 6101 2 ??? = 式中 : F— 螺釘所受的工作剪力 ,N。 d0— 螺釘剪切面的直徑 (取為螺釘孔的直徑 ),mm。 Lmin— 螺釘桿與孔壁擠壓面的最小高度 mm。 ［ ? ］ P 為 — 螺釘或孔壁材料的許用擠壓應力 ,MPa. ［ σ ］為 — 螺釘材料的許用切應力 ,MPa . 所以按剪切強度條件設計來確定螺釘直徑 ,按粗牙普通螺紋標準（ GB19681），選用螺紋公稱直徑 d=16 mm 其標記為：螺釘 GB7085 M16X40 湖南科技大學大學本科畢業(yè)論文 18 第 五 章 聯(lián)軸節(jié)與減速機選型 聯(lián)軸節(jié)的選用 : 根據攪拌機工作需要 ,要保持兩根攪拌主軸同步，選用十字萬向聯(lián)軸節(jié) 。 減速機的選用 : 根據減速比和轉矩要求，選用 311R3 的 鼓形齒聯(lián)軸器連接， 其減速比 σ =16. 畢業(yè)設計說明書論文 1961660126 課件之家的資料精心整理好資料 第 六 章 聯(lián)軸器選型和攪拌 軸的設計與校核 軸的相關設計內容 軸是組成機器的主要零件之一，一切作回轉運動的傳動零件（例如齒輪、蝸輪等），都必須安裝在軸上才能進行運動及動力的傳遞。因此軸的主要功能是支承 回轉零件及傳遞運動及動力。 軸按照承受載荷的不同，可分為轉軸、心軸和傳動軸三類。工作中既承受彎矩又承受扭矩的軸稱為轉軸，只承受彎矩而不承受扭矩的軸稱為心軸，心軸又分為轉動心軸和固定心軸兩種。只承受扭矩而不承受彎矩的軸稱為傳動軸。 軸按軸線形狀的不同，可分為曲軸和直軸兩大類。曲軸通過連桿可以將旋轉運動改變?yōu)橥鶑椭本€運動，或作相反的運動變換。直軸根據外形的不同，可分為光軸和階梯軸兩種。光軸形狀簡單，加工容易，應力集中源少，但軸上的零件不容易裝配及定位；階梯軸則正好與光軸相反。因此光軸主要用于心軸和傳動軸，階梯軸 則常用于轉軸。 直軸可做成實心或空心，在那些由于機器結構的要求而需在軸中裝設其他零件或者減小軸的質量具有特別重大做用的場合，軸可作成空心。空心軸內徑與外徑的比值通常為 ~,以保證軸的剛度和扭轉穩(wěn)定性 . 此外 ,還有一種鋼絲軟軸又稱鋼絲撓性軸，它是由多組鋼絲分層卷成的，具有良好的撓性，可以把回轉運動靈活地傳到不開敞的空間位置。 軸的設計包括軸的結構設計和工作能力設計。 1） 軸的結構設計是根據軸上零件的安裝定位以及軸的制造工藝等方面的要求，合理地確定軸的結構形式和尺寸。軸的結構設計不合理，會影響軸 的工作能力和軸上零件的工作可靠性，還會增加軸的制造成本和軸上零件裝配的困難等，因此，軸的結構設計是軸設計的重要內容。 2） . 軸的工作能力計算是指軸的強度剛度和穩(wěn)定性等方面的計算 .多數情況下 ,軸的工作能力主要取決于軸的強度 .這時對軸進行強度計算 ,以防止軸的斷裂或塑性變形。而對剛度要求高的軸（如車床主軸）和受力大的細長軸，還應進行剛度計算，以防止工作時產生過大的彈性變形，對于高速運轉的軸，還應進行振動穩(wěn)定性計算，以防止發(fā)生共振而破壞。 軸設計： 初步確定軸的最小直徑 先按［ 2］中式 152 初步估計軸的最小直徑。選取軸的材料為 45 號鋼，調質處 根據［ 2］中表 153，取 A0=108，于是有 湖南科技大學大學本科畢業(yè)論文 20 dmin= 30 主主nPA （ 6— 1） = 3 ? = 又因為對于軸徑大于 100mm 的軸 ,有兩個鍵槽時 ,軸徑應增大 7%,故 dmin=(1+7%)=, 輸入軸的最小直徑要取決于安裝聯(lián)軸器處軸的直徑 dⅠ Ⅱ ,為了使所選的軸直徑 dⅠ Ⅱ 與聯(lián)軸器的孔徑相適應 ,故需同時選取聯(lián)軸器的型號。 聯(lián)軸器的計算轉矩 Tca Tca=KAT 主 （ 6— 2） 式中 : KA 可查［ 2］中表 141,考慮到轉矩變化中等 ,故取 KA=, 則 Tca=KA主 == 按照計算轉矩 Tca應小聯(lián)軸公稱轉矩的條件，查標準 GB501485或機械設計手冊第三版第二卷表 6229，選用 GⅡ CL10型鼓形齒式聯(lián)軸器（ JB/ZQ437986），其公稱轉矩為 , 半聯(lián)軸器Ⅰ的孔徑 dⅠ =130mm,故取 dⅠ Ⅱ = 130mm,半聯(lián)軸器長度 L=128mm,其標記示例： GⅡ CL10型鼓形齒式聯(lián)軸器： 主動端： Y 型軸孔， A型鍵槽 ， dⅠ =130mm， L=128mm 裝配方案比較與設計 . 軸上零件的裝配方案對軸的結構形式起著決定性的作用 ,所謂裝配方 案 ,就是預定出軸上主要零件的裝配方向 ,順序和相互關系 . 圖一 畢業(yè)設計說明書論文 1961660126 課件之家的資料精心整理好資料 圖二 從以上攪拌軸的兩種裝配方案比較中，圖一比圖二多了緊定螺釘，它可使套筒隨軸一起旋轉，當由于摩擦損害軸徑時，便于替換，這樣就沒有必要換整根軸，節(jié)省了材料和成本，所以決定采用第一種方案 。 根據軸向定位的要求確定各段軸徑和長度 . Ⅱ Ⅲ 段長度和直徑的確定 為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求 ,Ⅰ Ⅱ段右端需制出一軸肩 ,故?、?Ⅲ的直徑 dⅡ Ⅲ =140mm 。左端用減速器的輸出軸端定位 , 半聯(lián)軸器與軸的配合長度 L1=128mm,為了不與悶蓋接觸 ，故可取 lⅠ Ⅱ =126mm. 初步選擇滾動軸承 a. 從負荷大小和方向考慮 , 既受到徑向又有軸向還存在軸或殼體變形較大以及安裝對中性差的情況且要求具有調心功能 ,故選用調心軸承 . b. 從軸 承的剛性考慮 ,一般滾子軸承大于球軸承 , 故選用滾子軸承 . c. 從軸向游動考慮 ,一是可選用內或外圈無擋邊的軸承 ,二是在內圈與軸或外圈與軸座孔之間用間隙配合 . d. 從安裝與拆卸角度考慮 ,裝卸頻繁時 ,可選用分離型軸承或選用內圈為圓錐孔的、帶緊定套或退卸套的調心軸承 . 綜上 ,采用 裝在緊定套上的調心滾子軸承 . 參照工作要求并根據 dⅠ Ⅱ = 130mm,由軸承產品目錄中初步選取 0 基本游隙組 ,標準精度等級的調心滾子軸承 ,從［ 3］中表 7269 中找到 裝在緊定套上的調心滾子軸承 .,其型號為 3013728,尺寸為 d x D x B=140x270x86,基本額定負荷 Cr=1530kN Cor=1854KN,計算系數為 e=,Y1= Y2= Y0= 故 dⅡ Ⅲ =140mm,相應地查的緊定套長度 B1=119mm,考慮到拆卸軸承和安裝軸上零件的方便性及參考經驗尺寸 ,取 lⅡ Ⅲ =217mm. (3). 根據軸間的高度要求單邊軸肩取 5mm 故取 dⅢ Ⅳ =150, 為滿足安裝軸端密封的長度要求和參考滑轂等零件長度尺寸，取 lⅢ Ⅳ =198mm. (4). 安裝攪拌臂的軸徑暫取 dⅣ Ⅴ =180mm,其長 度 lⅣ Ⅴ =8x195=1560mm,由于安裝和制造的誤差 ,故取 lⅣ Ⅴ =1582mm. (5). 由安裝零件對稱性，故尺寸設計可用對稱法取 dⅤ Ⅵ =150mm, lⅤ Ⅵ=198mm,dⅥ Ⅶ =140mm, lⅥ Ⅶ =120mm. 確定軸上圓角和倒角尺寸 參考 ［ 2］中表 152,取軸端倒角為 3 x 45176。 ,各軸肩處的圓半徑見圖 . 求軸上載荷 湖南科技大學大學本科畢業(yè)論文 22 按彎扭合成強度條件計算，通過軸的結構設計，軸的主要結構尺寸，軸上零件的位置，以及外載荷和支反力的作用位置均已確定。軸上載荷（彎矩和扭 矩）已可以求得，因而可按彎扭合成強度條件對軸進行強度校核計算。 作出軸的計算簡圖（即力學模型） 根據軸的結構圖作出軸的計算簡圖如下：在作計算簡圖時，應先求出軸上受力零件的載荷，并將其分解為水平分力和垂直分力，然后求出各支承處的水平反力和垂直反力。 根據總計算簡圖，作出 XOY 面上的受力圖如下： 求出水平面（ XOY 面）上各力 由扭矩平衡得，且由分析的 Fx1 = Fx3 = Fx5 = Fx7, 有 Fx1 x x 4 = T = (Nm) （ 6— 3） 畢業(yè)設計說明書論文 1961660126 課件之家的資料精心整理好資料 得 Fx1 = Fx3 = Fx5 = Fx7=≈ (KN) 由 y 方向平衡有： FAX + FBX = 4 x Fx1 = (KN) (6— 4) 由對 A點力矩平衡有： FBX（ L1+L2+L3+L4+L5） + Fx7（ L1+L2+L3+L4） + Fx5（ L1+L2+L3） + Fx3（ L1+L2） + Fx1 x L