毕业设计（论文）行星运动螺旋式混合机设计（含全套CAD图纸）.doc

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1、完整版全套CAD图纸等，联系 153893706第1章 绪 论1.1 选题背景及意义混合单元操作广泛应用于化工、医药、食品、粉末冶金、涂料、电子、军工、材料等领域及新材料技术领域，为保证固体粉末特别是对于有一定潮湿度和团聚粘结倾向的半干粉料之间的均匀混合，混合机械设备的选择至关重要。随着纳米技术的发展,粉体混合更显示出它的重要性。本次设计的行星运动螺旋式混合机，它的容器呈圆锥形，有利于粉料下滑。容器内螺旋搅拌器轴平行于容器壁母线，上端通过转臂与螺旋驱动轴连接。当驱动轴转动时，搅拌除自转外，还被转臂带着公转，这样就使被混合物料既能产生垂直方向的流动，又能产生水平方向的位移，而且搅拌器还能消除靠近

2、容器内壁附近的滞留层。因此这种混合机的混合速度快、混合效果好。很有研究的意义。1.2 国内外研究状况国产优质混合机基本上以采用上世纪80年代由合肥轻机（合肥中辰前身）引进的日本三菱技术为主，但这一技术在大产量和自动化控制上已经显出不足1。随着饮料工业的持续、健康发展，国内企业对高端设备的需求也在不断增加，且一直依赖进口。 为了改变这一局面，我国凭借多年研究、制作混合机的经验，组织技术力量在广泛学习国外最新技术的基础上，从1990年至今，混合机从无到有,并逐渐形成规模生产，已广泛应用于生产实践中并且已有少量出口2。螺旋锥形混合机是我国设计制造的固体粉粒混合的新机种，经过数十年发展，已形成系列产品

3、3。随着应用范围的扩大，1995年兰化公司化工机械厂借兰化合成橡胶厂ABS装置改扩建之际，自行开发、研制出具有目前先进技术水平的LHSY-11.5N双螺旋锥形混合机。1997年初，该机正式投入使用。截止目前，该混合机运转正常、性能稳定，整机各项指标均达到设计要求。我国混合机正向着更好更接近世界在发展3。间歇、连续进料混合机械以及单螺杆和双螺杆挤出器是十九世纪末发展起来的混合器，主要用于食品工业和润滑油的抽提，随着橡胶工业和汽车轮胎工业的发展，二十世纪初逐渐发展起密封系统的挤出机，错流双螺杆混合器也随之产生，直到1980年对于间歇和连续混合器的机理研究才逐渐发展起来。工程师们面对许多问题，如具有

4、分离功能回旋轴混合器、含有绞合回旋杆分离器等的设计。众多的连续式混合器的设计越来越复杂，这些系统可以实现单螺旋挤出、错流双螺旋杆挤出的效能，并且可以混合非常多的物种，这些混合器各有特点和优缺点，适用于不同的场合4。德国 Respecta 公司推出的 Vacu Cast 多组件混合机可进行低压排空且混合均匀，可将准确测量的混合物从一混合喷嘴喷射到模腔里，还可以直接将混合物注射到模腔内，该机与其他混合机相比其优点是，混合固体和液体物质以及排空工序均在单一组件内进行。Vacu Cast 混合机生产的混合物、填充剂和粘合剂的表面湿润度极佳特别是对粉状颗粒不但能提高成品的拉伸力而且能提高抗腐蚀性4。在美

5、国静止型混合机已经成为现在的主流。该机结果简单、无死角很适合食品加工，它再现性良好、可准确的实现均匀混合，而且省维修费用、省能源、省空间机体具有丰富的多样性4。混合机的专业厂家关东混合机工业公司，开始出售一种升降型立式混合机，该机大大改善了作业条件，符合卫生、安全标准。KTM-200处于上升位置时的全高是2,1 SOmm,运行时1. 500mm，宽为1.230mm，全长1.700mmo搅拌用电机容量是7.SKW，升降用1.SkW、采用4级调速，各种转速均在30300rpm内设定，机体为不锈钢，易于冲洗，为防灰尘，制成密封型，改善了安全、卫生、作业环境。当然，成本有所提高，该公司正在努力降低成本

6、，抑制价格上升5。 另外，该公司还开始经营使用冷却介质、在搅拌物料过程进行冷却的世界第一台“强制冷却螺旋混合机”。至今冷却是通过喷射冷风式CO:进行的，该机通过冷却介质的流动，达到所希望的溢度，它还带有表示物料温度的温度显示装置。包括全部规格的混合机、与搅拌容器、升降装置等结合可实现自动化3。 粉研公司正在经营一种连续式喷射混合机。该机与供料器结合，在数秒内可进行粉状物料的连续加沮、混炼、溶解、乳化，称其为连续喷射混合装置。该连续喷射混合装置，采用了独特的专利结构，使气液粉三相物料通过喷射混合，比率、混合精度高，品质均匀一致，依靠物料的通过使其自洁，因在密闭环境中作业，无粉尘，无噪音。与卜机连

7、动容易实现无人化，可大幅度地提高品质，降低成本5。连续式喷射混合装置，采用独特的连续加沮方式，实现了超过手排面的味道，在食品制造过程中，加湿、混炼、溶解是必要的过程，面团等的制作左右着产品的质量、成本。面团制作的秘诀，首要的是优质的水，在不需施加力的数秒内，使一粒粒均匀湿润，使其释放出天然的芳香，这样即可作出超过手辫面的面。正确计量，均匀混是对所有坯料的要求，该机最先实现了这一理想4。第2章 机械传动装置的总体设计2.1 总体方案传动方案要满足工作可靠、结构简单、尺寸紧凑、传动效率、使用维护便利、工艺和经济性好等要求。经过分析与比较,决定采用如图2.1的运动方式： （a） （b）1-主轴 2、

8、3-圆柱齿轮 4-蜗杆 5-蜗轮 6-转臂 7-转臂体8、9、11、12、13、14-圆锥齿轮 10-转臂轴 15-搅拌器图2.1 行星运动螺旋式混合机电动机通过V带带动轮将动力输入水平传递轴，使轴转动，再由此分成两路传动，一路经1对圆柱齿轮2、3，一对蜗轮蜗杆4、5减速，带动与蜗轮连成一体的转臂6旋转，装在转臂上的螺旋搅拌器15随着沿容器内壁公转。另一路是经过三对圆锥齿轮8、9、11、12、13、14变换两次方向及减速，使螺旋搅拌器绕本身的轴自转。这样就实现了螺旋搅拌的行星运动。整个机构的运动路线如下： 齿轮2/齿轮3蜗杆4/蜗轮5转臂6螺旋搅拌器公转 轴1圆锥齿轮8/圆锥齿轮9圆锥齿轮11

9、/圆锥齿轮12圆锥齿轮13/圆锥齿轮14螺旋搅拌器自转2.2 电动机的选择电动机的容量（功率）选得是否合适，对电动机的工作和经济性都有影响。当容量小于工作要求时，电动机不能保证工作装置的正常工作，或电动机因长期过载而过早损坏；容量过大则电动机的价格高，能量不能充分利用，且因经常不在满载下运动，其效率和功率因数都较低，造成浪费。取工作机的有效功率为 Pw=5.5kW从电动机到工作机之间的总效率=0.808为V带的效率；为轴承的效率；为齿轮的效率 =6.8 kW由此选择Y1322型Y系列鼠笼三相异步电动机。 =7.5 kW。其主要技术数据、外形和安装尺寸见表2.1 表2.1 电动机主要技术数据、外

10、形和安装尺寸表型号额定功率/ kW满载转速r/min最大转矩（额定转矩）Y132-27.529202.2外形尺寸/ mmmmmmL(AB/2+AD)+HD中心高/mmH安装尺寸/mmAB轴伸尺寸/ mmmmmmDE47535031513221614038802.3 分配各级传动比2.3.1 自转部分电动机选定后，根据电动机的满载转速n m及工作轴的转速n w即可确定传动装置的总传动比i=n m /n w =2930/70=41.8具体分配传动比时，应注意以下几点：（1）各级传动的传动比最好在推荐范围内选取，对减速传动尽可能不超过允许的最大值。（2）应注意使传动级数少传动机构数少传动系统简单，以

11、提高和减少精度的降低。（3）应使各级传动的结构尺寸协调匀称利于安装，绝不能造成互相干涉。（4）应使传动装置的外轮廓尺寸尽可能紧凑。为了使主轴箱结构紧凑，齿轮传动的外轮廓尺寸不宜过大，因而取传动比i带 =3则i减 = i/i带 =41.8/3 =13.95按展开式布置，取i1齿 =1.4i2齿计算得齿=4.42齿=3.162.3.2 计算自转部分传动装置的运动和动力参数 I轴 = /minP1 = Po带= 7.50.96 = 7.2 kWT1 = NmII轴 由公式（2.4） n2= /min由公式（2.5） P2 =轴承 齿轮= 7.20.970.98 = 6.84 kW由公式（2.6） T

12、2 = Nm轴 n3=n2=221r/min由公式（2.5） P3= P2轴承齿轮=16.840.970.98=6.5 kW由公式（2.6） T3=280.97Nm轴 由公式（2.4） n4=/min由公式（2.5） P4 = P3轴承 轴承 齿轮= 18.460.970.98 = 6.2 kW由公式（2.6） T4 = Nm2.3.3 公转部分根据I轴转速n 1及公转轴的转速n 6即可确定传动装置的总传动比i=n 1 /n 6 =976.7/3 =325.57=325.57单级圆柱齿轮传动比8 取i=5.3单级蜗杆传动比=10-80所以=325.575.3=61.4计算得=5.3=61.42

13、.3.4 计算公转部分传动装置的运动和动力参数 I轴 n1 = /minP1 =7.2 kWT1 = 70.4Nm蜗杆轴 由公式（2.4） n蜗= /min由公式（2.5） P蜗 =轴承 齿轮= 7.20.970.98 = 6.84 Kw由公式（2.6） = Nm公转轴 由公式（2.4） =3r/min由公式（2.5） = 轴承蜗杆=6.840.720.98=4.83 kW由公式（2.6） =15375.5Nm2.4 本章小结 分析并拟定了混合机传动装置的运动过程，根据设计要求计算并选择了电动机的类型与型号，合理的分配了各级传动比，通过计算得出了公转部分和自转部分各传动轴的传递扭矩、功率和转速

14、。第3章 机械传动件的设计3.1 带轮的设计和校核1、 选择V带的型号取工作系数Ka=1.3 Pca=KaP=1.37.2=9.36 kW查参考文献6得按Pca=9.36 kW，=2920r/min选B型V带2、 确定带轮的直径选取小带轮的直径=132mm验算带速V= = =20.25m/s为小带轮直径 为电动机转速V在525m/s内，合适。dd2 =i(1-)dd1 =3(1-0.001)=392.4mm为带的滑动率，通常取（1%-2%）dd2=375mm3、 确定中心距a和带长Ld0初选中心距a0 0.7(dd1+dd2)a0 2(dd1+dd2)a0 =700mm求D带轮的计算长度L0L

15、0=2a+ =2217.5mm取L0=2240mm4、 计算中心距aa= = =689mm 5、 确定中心距的调整范围=a+0.03ld =689+0.032217.5 =755mm=a-0.015 ld =700-0.0152217.5=667mm 6、 验算小带轮的包角11=180- (dd2 -dd1 )57.3/a =160.4120 符合要求 7、 确定V带的根数Zdd1=132mm 带速V=20.25m/s 传动比i=3 查表得P0=3.83kW 功率增量=1.04kW =4.63 符合取Z=5 8、 计算V带的初拉力Q=0.10/m = =2232.71N=25232.71 =2

16、293.1NFmax=1.5Fq=3439.65N9、 带轮采用孔板式结构3.2 齿轮的设计和强度校核3.2.1 自转部分高速级齿轮传动的设计计算1、 选择齿轮的材料、热处理、精度(1) 齿轮材料及热处理大小齿轮材料均为20CrMnTi。齿面渗碳淬火，齿面硬度为5862HRC，有效硬化深度0.50.9mm。经参考文献9查得MPa=900MPa(2) 齿轮精度按GB/T10095-1998，选择8级精度，齿跟喷丸强化。2、 初步设计齿轮传动的主要尺寸因为硬齿面齿轮传动，具有较强的齿面抗点蚀能力，故先按齿跟弯曲疲劳强度设计，再校核齿面接触疲劳强度。(1) 计算小齿轮传递的扭矩=0.704Nmm(2

17、) 确定齿数因为是硬齿面，故取=20，=204.41=88传动比误差 i=4.4=0.3%5% 允许。(3) 初选齿宽系数 =b/R 设计时通常取= 又取b为锥齿轮工作宽度R为锥距(4) 确定分锥角 小齿轮分锥角=12.93 大齿轮分锥角=90=77.07(5) 载荷系数 试选载荷系数=1.44 (6) 齿形系数和应力修正系数当量齿数 =17.5=335查参考文献9得 =2.97 =1.52=2.06 =1.97(7) 许用弯曲应力 安全系数=1.6 一般=1.41.8 工作寿命为1班制，三年，每年工作300天。 则小齿轮应力循环次数=8.439 则大齿轮应力循环次数=1.194 查参考文献9

18、得 寿命系数 许用弯曲应力MPa 所以=505.625MPa=517.5MPa(8) 计算模数式中：载荷系数K=1.44 齿数比u=4.41 扭矩=1.998N 齿形系数=2.97 齿宽系数=1/3 应力修正系数=1.52 查参考文献9得，圆整标准模数取m=4.5。(9) 初算主要尺寸初算中心距 a=205mm分度圆直径 =4.520=90mm=4.588=391mm齿宽 (取整)=203=65mm=0.32(10) 验算载荷系数K 圆周速度=3.48m/s查参考文献9得 动载系数=1.25=0.32 65mm 查参考文献9得 =1.074 又b/h=6.57 查参考文献9得 齿向载荷分布系数

19、1.095 使用系数 工作机轻微冲击，原动机均匀平稳，所以查参考文献9得=1.25。 齿间载荷分布系数1.0载荷系数则引用公式（3.17）m=4.0所以满足齿跟弯曲疲劳强度。3.2.2 齿轮的校核设计的齿轮传动在具体工作情况下，必须有足够的工作能力，以保证在整个寿命期间不致失效，所以要对齿轮进行校核。校核大齿轮=由参考文献9确定式中各系数：节点区域系数=2.5 弹性系数=189.8 载荷系数K=1.44 转矩=0.704N mm齿宽系数=0.33 分度圆直径=391mm 齿数比=4.41 计算得=538.5MPa =15001.151.24=1391.1 MPa 所以齿轮完全达到要求。3.2.

20、3 自转部分低速级齿轮传动的设计计算1、 选择齿轮的材料、热处理、精度(1) 齿轮材料及热处理大小齿轮材料均为20CrMnTi。齿面渗碳淬火，齿面硬度为5862HRC，有效硬化深度0.50.9mm。经参考文献9查得MPa=900MPa(2) 齿轮精度按GB/T10095-1998，选择8级精度，齿跟喷丸强化。2、 初步设计齿轮传动的主要尺寸因为硬齿面齿轮传动，具有较强的齿面抗点蚀能力，故先按齿跟弯曲疲劳强度设计，再校核齿面接触疲劳强度。(1) 计算小齿轮传递的扭矩=8.43Nmm(2) 确定齿数因为是硬齿面，故取=17，=173.16=54传动比误差 i=3.176由公式（3.11）=0.5%

21、5% 允许。(3) 初选齿宽系数=b/R 设计时通常取= 又取b为锥齿轮工作宽度R为锥距(4) 确定分锥角小齿轮分锥角由公式（3.12） =17.47 大齿轮分锥角=70=52.53(5) 载荷系数 试选载荷系数=1.4 (6) 齿形系数和应力修正系数当量齿数 由公式（3.13） =17.82=179.876查参考文献9得 =2.97 =1.52=2.12 =1.97(7) 许用弯曲应力安全系数=1.6 一般=1.41.8工作寿命为1班制，三年，每年工作300天。则小齿轮应力循环次数由公式（3.14） =4.032则大齿轮应力循环次数由公式（3.15） =1.28 查参考文献9得 寿命系数 许

22、用弯曲应力MPa 所以由公式（3.16） =562.5MPa=562.5MPa(8) 计算模数由公式（3.17） 式中：载荷系数K=1.4 齿数比u=3.16 扭矩=2.393 齿形系数=2.97 齿宽系数=1/3 应力修正系数=1.52 查参考文献9得 圆整标准模数 取m=6(9) 初算主要尺寸初算中心距 由公式（3.18） a=213mm分度圆直径 由公式（3.19） =617=102mm=654=324mm齿宽 (取整)由公式（3.20） =169.83=55mm=0.333(10) 验算载荷系数K圆周速度由公式（3.21） =0.376m/s 查参考文献9得 动载系数=1.02=0.3

23、33 55mm 查参考文献9得 =1.074又b/h=9.5 查参考文献9得 齿向载荷分布系数1.081 使用系数 工作机轻微冲击，原动机均匀平稳，所以查参考文献9得=1.25。 齿间载荷分布系数1.0载荷系数由公式（3.22） 则由公式（3.17） m=5.41所以满足齿跟弯曲疲劳强度。3.2.4 齿轮的校核设计的齿轮传动在具体工作情况下，必须有足够的工作能力，以保证在整个寿命期间不致失效，所以要对齿轮进行校核。大齿轮的数值大，取大齿轮校核。大齿轮的弯曲强度由公式（3.23） =由参考文献9确定式中各系数节点区域系数=2.5 弹性系数=189.8 载荷系数K=1.4 转矩=8.43N 齿宽系

24、数=0.333 分度圆直径=324mm 齿数比=3.16计算得=435.5Mpa =15001.131.24=1366.9 MPa 所以齿轮完全达到要求。3.2.5 公转部分直齿轮设计与计算1、 选择齿轮的材料、热处理、精度(1) 齿轮材料及热处理大小齿轮材料均为20CrMnTi。齿面渗碳淬火，齿面硬度为5862HRC，有效硬化深度0.50.9mm。经参考文献10图MPa=900MPa(2) 齿轮精度按GB/T10095-1998，选择8级精度，齿跟喷丸强化。2、 初步设计齿轮传动的主要尺寸因为硬齿面齿轮传动，具有较强的齿面抗点蚀能力，故先按齿跟弯曲疲劳强度设计，再校核齿面接触疲劳强度。(1)

25、 计算小齿轮传递的扭矩=0.704Nmm(2) 确定齿数因为是硬齿面，故取=20，=205.3=106。传动比误差 i=5.29由公式（3.11） =0.2%5% 允许。(3) 初选齿宽系数=0.9(4) 载荷系数试选载荷系数=1.3(5) 齿形系数和应力修正系数查参考文献10得 =2.97 =1.52 =2.20 =1.78(6) 许用弯曲应力 安全系数=1.6 一般=1.41.8 工作寿命为1班制，三年，每年工作300天。 则小齿轮应力循环次数由公式（3.14） =8.439 则大齿轮应力循环次数=1.592 查参考文献10得 寿命系数 SH=1.0 许用弯曲应力 MPa 所以由公式（3.

26、16） =500.625MPa =517.5MPa(7) 计算模数式中：载荷系数K=1.3 扭矩=2.393 齿形系数=2.97 齿宽系数=0.9 应力修正系数=1.52 =20 查参考文献10得 圆整标准模数 取m=3(8) 初算主要尺寸初算中心距 由公式（3.18） a=160.5mm分度圆直径 由公式（3.19） =320=60mm =3106=318mm齿宽 =0.960=54mm(9) 验算载荷系数K 圆周速度由公式（3.21） =2.60m/s 查参考文献10得 动载系数=1.17 =0.9 54mm 查参考文献10得 =1.074 又b/h=8.5 查参考文献10得 齿向载荷分布

27、系数1.09 使用系数工作机轻微冲击，原动机均匀平稳，所以查参考文献10得=1.25。 齿间载荷分布系数1.0载荷系数由公式（3.22） 则m=2.68 所以满足齿跟弯曲疲劳强度。3.2.6 齿轮的校核设计的齿轮传动在具体工作情况下，必须有足够的工作能力，以保证在整个寿命期间不致失效，所以要对齿轮进行校核。大齿轮的数值大，取大齿轮校核。大齿轮的弯曲强度=由参考文献10确定式中各系数节点区域系数=2.5 弹性系数=189.8 载荷系数K=1.3 圆周力=3330N 分度圆直径=318mm 齿数比=5.3 齿宽b=54 计算得=260.5MPa =15001.21.24=1451.7 MPa100

28、mm时，单键槽增大3，双键槽增大7；d100mm时，单键槽增大57，双键槽增大1015。最后对d进行圆整。（1）高速轴材料选用45钢，经调质处理硬度为217-255HBS。按扭矩强度计算，初步计算直径查表A=110。dA=30.3mm由于轴开键槽会削弱轴的强度，故需增大轴径5%-7% 所以最小轴径mm。取=35mm 。（2）轴材料选用45钢，经调质处理硬度为217-255HBS。按扭矩强度计算，初步计算直径查表A=110。dA=48.9mm由于轴开键槽会削弱轴的强度，故需增大轴径5%-7% 所以最小轴径mm。取=55mm 。（3）轴材料选用45钢，经调质处理硬度为217-255HBS。按扭矩强

29、度计算，初步计算直径查表A=110。dA=48.1mm由于轴开键槽会削弱轴的强度，故需增大轴径5%-7% 所以最小轴径mm。取=52mm 。（4）轴材料选用45钢，经调质处理硬度为217-255HBS。按扭矩强度计算，初步计算直径查表A=110。dA=68mm由于轴开键槽会削弱轴的强度，故需增大轴径5%-7% 所以最小轴径mm取=75mm。 3.4.3 各轴段直径和长度的确定1、 各轴段的直径阶梯轴各轴段直径的变化应遵循下列原则：（1）配合性质不同的表面（包括配合表面与非配合表面），直径应有所不同。（2）加工精度、粗糙度不同的表面，一般直径亦应有所不同。（3）应便于轴上零件的装拆。通常从初步估

30、算的轴段最小直径d开始，考虑轴上配合零部件的标准尺寸、结构特点和定位、固定、装拆、受力情况等对轴结构的要求，一次确定轴段的直径。具体操作时还应注意以下几个方面问题：（1）与轴承配合的轴颈，其直径必须符合滚动轴承内径的标准系列。（2）轴上螺纹部分必须符合螺纹标准。（3）轴肩定位是轴上零件最方便可靠的定位方法。轴肩分定位轴肩和非定位轴肩，定位轴肩通常用于轴向力较大的场合。（4）定位轴肩是为加工和装配方便而设置的，其高度没有严格的规定。与轴上传动零件配合的轴头直径，应尽可能圆整成标准直径尺寸系列。（5）非配合的轴身直径，可不取标准值，但一般应取成整数。2、 各轴段的长度各轴段的长度决定于轴上零件的宽

31、度和零件固定的可靠性，设计时应注意以下几点：（1）轴颈的长度通常于轴承的宽度相同。（2）轴头的长度取决于与其相配合的传动轮毂的宽度。（3）轴身长度的确定应考虑轴上各零件之间的相互位置关系和拆装工艺要求，各零件间的间距查参考文献10。轴轴轴轴及蜗杆轴的布置方案与具体尺寸分别如图所示 图3.1 轴图3.2 轴图3.3 轴图3.4 轴图3.5 蜗杆轴3.4.4 轴承的选择选择滚动轴承的类型，一般从载荷的大小、方向和性质入手。在外廓尺寸相同的条件下，滚子轴承比球轴承承载能力大，时用于载荷较大或有冲击的场合。当承受纯径向载荷时，通常选用径向接触轴承或深沟球轴承；当承受纯轴向载荷时，通常选用推力轴承；当承

32、受较大径向载荷和一定轴向载荷时，可选用角接触球轴承。根据轴的应用场合可知，轴主要既受到的径向力又受到轴向力。查询常用滚动轴承的性能和特点，选择角接触球轴承。角接触球轴承的性能特点：当量摩擦系数较小，高转速时可用来承受较大的轴向负荷。轴选择7010AC 轴选择7011AC 轴选择7012AC轴选择7015AC 蜗杆轴选择7010AC 3.4.5 键的选择轴选择A型键，公称尺寸为分别为10x90、12x40。轴选择键的公称尺寸为分别为A18x60、C16x28。轴选择键的公称尺寸为分别为C16x25、16x32。轴选择A型键，公称尺寸为22x70。蜗杆轴选择A型键，公称尺寸为16x36。3.4.6

33、 轴的受力分析和刚度校核对轴来说所受转矩最大所以对它进行校合。1、做出轴的空间受力简图（图3.6 a） 2、做出垂直面受力、弯矩图（图3.6 b）。 RV1=7107.7N , RV2=3551.8N。3、做出水平面受力、弯矩图(图3.6 c)。 RH1=17511N, RH2=17511N。 4、求出合成弯矩，并画出合成弯矩图（图3.6 d）。m5、做出扭矩图（图3.6 e） T=2256.6N.m6、求出当量弯矩Memax 取m7、校核轴的强度查参考文献10得 图3.6 轴的载荷和弯矩分布图所以轴合格。 3.4.7. 轴承寿命核算1、 初选轴承型号由工作条件初选轴承7015AC，由参考文献

34、8查得该轴承的Cor=46500N，Cr=49500N。2、 求Fr1,Fr2由 得 Fr1= =11156NFr2= =7885N3、 计算Fa由参考文献10得，轴承内部轴向力S=0.68Fr=0.68x Fr=7586N =0.68x F=5361.8N=7586N =-3516=4070N4、 计算轴承当量动载荷P（1）查参考文献10得 e=0.68（2） , 由参考文献10查表，则=1， =0。（3）求P1,P2 由参考文献10，fp=1.21.8，取fp=1.2,所以13387.2N9462N5、 计算轴承的基本额定寿命（取=10000小时，P取大值）=11905h所以，初选轴承7015AC符合要求，可以确定。3.4.8. 键校核齿轮传递的扭矩为2256Nm，对应的转矩为2256Nm。直径、键高及键长分别为：d1=75mm,h=14mm,b=22，l1=70mm根据键连接的挤压强度公式，它的挤压应力为61.4MPa=6090MPa,故所选键均满足强度条件。3.4.9转臂的校核由于转臂承受径向力所以对转臂校核弯曲应力进行校核和弯曲刚度进行校核。弯曲应力的计算公式为=式中：为弯矩 为极惯性矩 为距中心轴最远的表面确定式中各参数9.5 =72.9kg