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1、1前言洗米机结构简单、占地面积小、集搓米、洗米、除去漂浮杂质、沙石等于一体，除用于洗米外，也能用于黄豆，小麦，碗豆的洗涤及输送.它还适合于米制品厂，豆类制品厂等的原料洗涤，是食堂、大型饭店、快餐中心及酿造、豆类加工作业中较为理想的粮食洗涤机械。洗米机的类型也是多种多样的，例如有水射流式，半自动式，水压式等。当然，它的发展空间也比较开阔，并有良好的发展趋势，因此，我们所做的关于洗米机的研究有很深远的意义。洗米机在我国的发展，因为起步比较低，所以应用的并不十分广泛，但随着我国机械行业的发展，洗米机有了一个很乐观的发展趋势。在一些经济比较发达的城市如广州，上海等，洗米机在餐饮业的应用还是比较普遍的。
2、近二十年来，我国带式输送机有了很大的发展，对带式输送机的关键技术研究和新产品开发都取得了可喜的成果。输送机产品系列不断增多，开发了大倾角、长距离新型带式输送机系列产品，并对带式输送机的关键技术及其主要部件进行了理论研究和产品开发，应用动态分析技术和中间驱动与智能化控制等技术，成功研制了多种软启动和制动装置及以PLe为核心的可编程电控装置。随着研究工作不断深入，带式输送机动力学性能研究积累了大量的宝贵经验和资料，利用新的设计手段研究带式输送机动力学模型的时机已经成熟。带式输送机的技术关键是动态设计与监测，它是制约带式输送机发展的核心技术。在高速科技发展的带动下，洗米机的研发和制造技术正不断的完善
3、并日益走向成熟。本文分四部分，着重介绍了水平螺旋，倾斜螺旋及与其相对应的减速器的设计校核计算等。水平与倾斜螺旋上的叶面采用实体叶面即S制法，其螺旋节距为螺旋直径的0.8倍,它适用于输送粒状物料。减速器的设计又着重于齿轮和轴的设计与校核，本设计采用的减速器是二级展开式减速器，二级展开式减速器能实现较大的传动比，应用较广。其中各级传动比的分配方案不同将影响减速器的重量及外观尺寸和润滑状况。减速器采用直齿圆柱齿轮传动，深沟球轴承，脂润滑。减速器与螺旋的联接采用联轴器进行联接。由于设计者水平有限，本设计难免存在欠妥之处，恳请读者提出批评和指正。2螺旋输送式连续洗米机设计的工作原理为适应食堂、大型饭店、
4、快餐中心等的需要，我们设计研制了一种螺旋输送式连续洗米机。图2机组结构简图I-料斗；2-水平螺旋；3-减速器1；4-电机1；5-机架；6-电机2；7-减速器2；8-沙石沉积槽；9-倾斜螺旋；10出料口；II-喷水装置；12-溢流口该机组结构如图1所示，主要由料斗、水平螺旋、倾斜螺旋、机架、动力装置、喷水装置等部分组成。其工作原理为：大米至料斗加入，经过水平螺旋的输送进行揉搓洗涤，大米中的漂浮杂质在此过程中漂出，与洗涤的浊水一起从溢流口排出。大米经过水平螺旋输送洗涤完后,进入倾斜螺旋，在倾斜螺旋的入口处，沉降速度较快的沙石则被沉降在沙石沉积槽内（小槽下有螺孔，可定时拆下进行清洗），大米则随着倾斜
5、螺旋的转动，被进一步揉搓洗涤并往上输送，最后经过喷水装置以上的沥干段沥干后从排料口排出，完成洗米操作。而洗涤水在洗米过程中从喷水装置处喷入，沿倾斜螺旋往下流动，经过水平螺旋，最后从溢流口流出。机组在整个洗米过程中水流与米成逆流流动，保证了较好的洗涤效果。为了确保水与米能成较好的逆流流动，在倾斜输送螺旋上钻小孔，并使倾斜螺旋的上盖与螺旋留有一定的间隙，水平螺旋则采用敞盖，也便于漂浮杂质浮出。机组设计主要特点：一是米在用螺旋输送过程中同时进行揉搓，使机组结构简单，运作可靠；二是米流成逆流流动保证了用水少和较好的洗涤效果；三是漂浮杂质有足够的漂浮空间，保证洗涤能较彻底地除去米中的漂浮杂质。3水平及倾
6、斜螺旋设计计算3.1水平螺旋直径，转速及长度设水平螺旋直径为3、转速为外及长度Zq螺旋直径和转速计算公式如下：(3-1)(3-2)Dl=d-PcA九1=I式中：R水平螺旋直径，单位为G生产能力，单位为7/；K物料综合特性系数；0物料充填系数，由于螺旋具有输送和揉搓洗涤作用，故应适当取小值；P物料的堆积密度，单位为77小；c与输送倾角有关的系数；小水平螺旋转速，单位为力加；A物料综合特性系数。各个参数的取值大小见表3-1表3-1水平螺旋的参数参数K6p(Timi)CA(rpm)数值0.0490.20（初选）0.81.050将上述各值代入式31、3-2,可求出D1:D1=0.123马=129r/m
7、in圆整为标准系列=15Omm；nl=12OfPm。螺旋填充系数的校核公式为：=77yG-3）用D-PnCS式中S螺距（团），此处$=0.80,其他符号意义同前。将圆整的A、值代入式3-3：必=0.13得私=0.13,小于前面的初选=0.2,为此可以考虑降低转速以减少摩擦。取n=SOrpm,则可得外=0.195v0.2,为此，最终选定水平螺旋的直径和转速为：Dl=150f?v?i11=80772m另由有关试验及经验，兼顾机体尺寸，取水平螺旋长为Zn=&X)加。3.2 倾斜螺旋直径、转速及长度为便于沥水及实现水与米形成逆流，同时也利于出料，取倾斜螺旋的倾角=30。，按3.1的计算方法，可算得倾斜
8、螺旋的直径、转速。22、充添系数。2及长度G，数值见表3-2o表3-2倾斜螺旋的参数参数D2(Hlm)n2(fpm)fPiL2(mm)数值1501000.26800倾斜螺旋的充填系数比水平螺旋大，但仍小于0.35,在推荐范围内。3.3 功率计算及电机的选型利用阻力系数法计算所需电机功率，水平螺旋电机所需额定功率之和倾斜螺旋电机所需额定功率52。匕尸K电%=酶黑膏(ZW)(3-4)367七=K电四=”鲁(乂+sin)kW)(3-5)367式中：K电一功率备用系数；一传动效率；螺旋长度；倾斜螺旋的倾角；唯一阻力系数；G螺旋输送机生产能力，单位为QTih)O表3-3功率计算参数参数K电W0(77)数
9、值1.40.90304.0考虑到水(介质)充满螺旋，计算阻力时除输送阻力外，还应有介质搅动阻力，由于介质阻力较难计算，此外可假设输送充填系数为1的水作为其生产能力，以此来近似计算总阻力，由此可按公式：G=3600Fvp=15D2SaPmh)(3-6)算得:GI=IO.2(T/),G2=12.7(T)o以上各数值代入公式3-4、3-5,可计算得：以=0.104(ZW),Plll=0.194(XrW).上述计算是稳定运转功率，由于计算值可看出，所需功率较小，考虑到运转中冲击等突发载荷，参考有关其它机械的经验及有关试验和电机效率，最终选取水平螺旋电机功率为250W,电机选用单向异步电机，型号为CO6
10、114(转速为1426rmin,效率为58%),倾斜螺旋电机功率为550W,为单向异步电机CO8014(转速勺2为1428rmin效率为65%)。3.4 水平及倾斜螺旋校核计算3.4.1 水平螺旋轴的较核选取轴的材料为45钢，调质处理，轴的扭转强度条件为P9550000一Tt=rr,BP:-r7Wtt0.2/l7式中：口一扭转切应力，单位为MPa；7轴所受的扭矩，单位为Nmm；%轴的抗扭截面系数，单位为mm?；n轴的转速，单位为r/min；产一轴传递的功率，单位为左W；d计算截面处轴的直径，单位为帆加；许用扭转切应力，单位为MPao由上式可得轴的直径：八产福区V0.2rrn(3-7)(3-8)
11、各参数的取值见表34表34轴的参数参数P(ZW)n(r/min)4数值0.09480112将表中数值代入式3-8可得轴的直径:t11230jm=11.8z80为了减少螺旋旋转过程中振动，提高叶片的强度由经验公式取d=40m。校核轴的强度：当米完全充满水平螺旋时，米的体积约为V=-(d2-J2X=-(152-42)600=9.85lO6mmi=9.85103m质量为根=V)9,所以重量G为G=Vg=9.85X10N63*80/加3*98Nlkg=77.22N若米的全部重力完全作用于水平螺旋轴的尾部，则弯矩为MM-GL=77.227V600”=463327Vmm水平螺旋所传递的扭矩：T水=1089
12、57Nmm按弯扭合成应力较核轴的强度，较核公式为:(3-9)jM2+(aT)2r=-进行较核时，通常只较核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面(即危险截面)的强度。根据式3-9及上面计算出的数值，并取=0.6,轴的计算应力(46332)2+(0.6x10895.7)2ea=zMPa=7.31MPaca0.1403前已选定轴的材料为45钢，调质处理，查表查得J=60MRZO因此1,故安全。3.4.2倾斜螺旋轴的较核选取轴的材料为45钢，调质处理。轴的扭转强度条件见公式3-7,由公式3-8可算得t11230.194 x 90%100mm = 13.5mm为了减少螺旋旋转过程中振动，提高叶片的强度由经验公式
13、取d=35m机。校核轴的=1.34x10-2 63强度：当米完全充满倾斜螺旋时，米的体积约为(1502352)800=1.34107mnt,质量为m=Vp,所以重量G为G=V=I.34x10,3x800%gz3*9.8Nlkg=105.06/V若米的全部重力完全作用于倾斜螺旋轴的尾部，则弯矩为“M=GLcos30=105.06NX8(X)三-=72787.7Nnun2倾斜螺旋所传递的扭矩：=16220.TNmm按弯扭合成应力较核轴的强度。进行较核时，通常只较核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面(即危险截面)的强度。根据式39及上面计算出的数值，并取。=0.6,轴的计算应力(72787.7)2+(0.
14、616220J)21.1.pca-7MPa=7.13MP“0.1353前已选定轴的材料为45钢，调质处理，查表查得Gj=60Mp4。因此.7nVdu(lV15470.4=17.568(2)计算圆周速度UMlml乃X17.568x1426.,V=1.3Iw/5601000601000(3)计算齿宽b=ddu=117.568=17.568/w?(4)计算齿宽与齿高之比模数mt=4,Z=17.568/24twn-0.732nvnxfct.,.h=2.25叫=2.25X0.132mm=1.641mm齿高，,=17.561.647=10.67(5)计算载荷系数根据u=1.3lms,7级精度,查图查得动载
15、系数KV=I.08;直齿轮嘏设长八耳/武加曲表查得。=/=12;由表查得使用系数K八=1.00;由表查得7级精度,小齿轮相对支承非对称布置时，K期=1.12+0.18(1+0.62)/+0.23103Z?将数据代入后得KHp=1.12+0.18(l+0.6l2)l2+0.2310317.568=1.412;= 1.35;故载荷系数由bh=10.67,K班=1.412查图查得KFBK=KAKVKHaK必=lxl.08xl.2xl.412=1.830（6）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径,由式子44,可知4-4ddlql将数据代入后得IlQQA17.5683-=19.69相加V13(7)计算
16、模数加in=djZ=19.69/24=0.82aw?4.2.3 按齿根弯曲强度设计弯曲强度的设计公式为(4-5)1）确定公式内的各计算数值（1）查图查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限b田=380M为；大齿轮的弯曲疲劳强度极限b团=320MP；（2）查图查得弯曲疲劳寿命系数K*=086,Kfn2=0.9（）（3）计算弯曲疲劳许用应力(4-6)取弯曲疲劳安全系数S=1.4,由式子4-6。可知将数据代入，得心号叫甯2m*23343K FN，FEZ0.90x3201.4（4）计算载荷系数KK=KAKVKFaKFP=l1.081.21.35=1.750（5）查取齿形系数由表查得L=2.65；L2=2.164。
17、（6）查取应力校正系数由表可查得L=I.58；v2=1.8（）6o（7）计算大、小齿轮的幺逐；并加以比较r一=醇少8=001794f1233.43j=2.164x1.806=0019Q0r2205.71大齿轮的数值大。2）设计计算J2 1.750x6.898x1()2 V 1242X 0.0190Omm = 0.430加机对比计算结果，由于齿面接触疲劳强度计算的模数根大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数”的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可以取由弯曲强度算得的模数0.430并就近圆整为标准值m=0.5
18、皿%，按接触强度算得的分度圆直径4=19.69mm,算出小齿轮齿数419.69z1=39m0.5大齿轮齿数z2=Mz1=5x39=195,取z2=195这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。4.2.4 几何尺寸计算各个几何尺寸见表42表42齿轮的几何参数4(JTUTl)d2(trim)b(mm)a(mm)19.5097.5019.5058.5取生=20nvn,Bl=28/Wn。425验算k2(26.898102._n_.Ff=-L=N=70.7N419.5l=1；ZNlntn=3.63Nlmtn1OON/tntn,合适4.3水平螺旋减
19、速器低速级齿轮设计4.3.1 选择齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1）因为齿轮传动功率不大，转速不太高，所以选用直齿圆柱齿轮传动。（2）螺旋输送机为一般工作的机器，转速不高，故齿轮选用7级精度（GB10095-88）O（3）材料选择。查表选择小齿轮：45钢（调质），硬度为：240a8S,大齿轮：45钢（常化），硬度为：2008S,二者材料差为403S0（4）选择齿数。小齿轮齿数z=24,大齿轮齿数Zz=咐=3.57x24=85.7,取z1286o（5）因选用闭式软齿面传动，故按齿面接触强度设计，用齿根弯曲强度校核的设计方法。4.3.2 齿面接触疲劳强度计算由设计计算公式进行试算，参考式子4-1
20、o1）确定公式内的各计算参数值（1）试选载荷系数K,=1.3（2）计算小齿轮传递的转矩p005T.=9.55IO6-i-=9.55IO6-7V三?=3.181IO3?/-三z4285.2(3)查表选取齿宽系数猴=1(4)由表查得材料的弹性影响系数=189.8MP/(5)按齿面硬度查图查得小齿轮的接触疲劳强度极限=550；大齿轮的接触疲劳强度极限=480MR/；(6)参考式子4-2计算应力循环次数，(工作寿命为10年，每年300工作日，单班值)Nl=60X285.21(18300X10)=0.412109N2=Nju=0.412X1093.57=O.1151O9(7)由图查得接触疲劳强度寿命系数
21、KHW=O.98；KHN2=LO(8)计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%,安全系数S=I,参考式子43,得15500.98.qo.dg,hJ1=j=539MPa14801.0z1QAADf1J2=j=4S0MPa2)设计计算(1)试算小齿轮分度圆直径公代入中较小值d” 2.323KtTi ul Ze际)2 =2.32 31.33.181103 3.57 + 13.5789.8、X ()mm480=29.677(2)计算圆周速度y=0.44m/ sdun_X29.677X285.2601000601000(3)计算齿宽bb=ddt=129.677=29.677W(4)计算齿宽与齿高之比模数tn
22、l=duzx-29.677/24iron=1.237mmi人上h=2.25ml-2.251.231mm=2.7Smm齿高,.=29.677/2.78=10.67(5)计算载荷系数根据y=0.44/22/5,7级精度,由图查得动载系数KV=I.04;直齿轮,假设KFtbI(X)N三.查表查得KHa=K-.=1.2;由表查得使用系数KA=L(X);由表查得7级精度,小齿轮相对支承非对称布置时，=1.12+0.18(1+0.6为2)2+0.23103将数据代入后得=1.12+0.18(l+0.6l2)I2+0.2310329.677=1.415;由b/h=10.67,%=1.415查图查得K,=1.
23、35;故载荷系数K=KAKyKHaK砂=lxl.04xl.2xl.415=1.766（6）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径,参考式子44,得4=duKKt=29.677X=32.87ww（7）计算模数加m=djz=32.87/24=1.37三4.3.3 按齿根弯曲强度设计弯曲强度的设计公式参考式子4-5o1）确定公式内的各计算数值（1）由图查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限b.=380MP;大齿轮的弯曲疲劳强度极限oVei=320MPa;(2)由图查得弯曲疲劳寿命系数KFM=O.90,Kfn2=0.92（3）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4,参考式子4-6,得K 分| =EFN
24、lbFEI0.90x380 “n，nMPcl= 244.29Mpa1.4of2 =KFN2FE2 _0.92320 . CSCCMPa = 210.29MPa1.4（4）计算载荷系数KK=KAKVKFaKFfi=lxl.(MXI.2x1.35=1.685（5）查取齿形系数由表查得=2.65；/“2=2.208。（6）查取应力校正系数由表查得YSal=1.58；Ysa2=1.776o（7）计算大、小齿轮的空L；并加以比较ofl=2.65X1.58=001714244.29=2.208x1.776=001865210.29大齿轮的数值大。2）设计计算、。2l.6853.181x1（）3mI；0.0
25、1865加7=0.703，加V1242对比计算结果，由于齿面接触疲劳强度计算的模数加大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数相的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数0.703并就近圆整为标准值n=l加，按接触强度算得的分度圆直径&=32.87加，算出小齿轮齿数432.87.zl=33m1.（）大齿轮齿数z2=Mz1=3.5733=117.8,MZz2=118这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。4.3.4 几何尺寸计算各个几何
26、尺寸见表4-3表小3齿轮的几何参数4(mm)d2Cnvn)b(mm)a(IWn)33.00118.0033.0075.5取约=33wn,Bi=40tnm。马佥算1.27；2x3.181x103F1=L=N=192.79N433.0Ka=IX192.79Mmm=5.84Nlmm100Nlmm合适b33.04.4各轴的结构设计与较核4.4.1 输入轴的设计1 .求输入轴上的功率4、转速和转矩（由表4-1可知：6=0.103AW;ni=1426r/min；7；=689.5N三?2 .求作用在齿轮上的力因已知高速齿轮的分度圆直径为4=mz0.5X3977=9.5nvn故圆周力耳=2=2x689.5yv
27、=7iN419.53 .初步估算轴的最小直径，选取联轴器先按式4-7初步估算轴的最小直径，公式为=（4-7）选取轴的材料为45钢，调质处理。根据表选取A=Il2,于是得J/0.103百in=112XV-刖=47制该段轴上有键槽将计算值加大3%4%,dn面应为4.9mm。输入轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选联轴器型号。联轴器的计算转矩&=KAT3,考虑到转矩变化很小，查表选取KA=I.3,则：Tca=KaT1=1.3x689.5三1=1379/V-nun按照计算转矩却应小于联轴器公称转矩条件,查标准GB5843-1986或手册,选用YL凸缘
28、联轴器，其公称转矩为IO(X)ONmm半联轴器的孔径&=10加，故取=IOzm?；半联轴器长度L1=Tlnvn,半联轴器与轴配合的毂孔长度L=24mm。4 .轴的结构设计1)拟定轴上零件的装配方案图4.2轴1的装配方式现选用如图所示的装配方案。2)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度(1)为了满足半联轴器的轴向定位要求，i-n轴段右端需制出一轴肩，故取11-11I段的直径4hu=12；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径O=14WW。半联轴器与轴配合的毂孔长度L=24Wn,为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故I-11段的长度应比L略短些，现取心”=22加九。(2)初步
29、选择滚动轴承。因轴承只承受径向力的作用，故选用单列深沟球轴承。参照工作要求并根据4hh=12加”，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的单列深沟球轴承6202,其尺寸为JZ)B=15mm35mm1bn,故4一IV=八一Vl=於削o右端滚动轴承采用挡油板进行轴向定位。由手册查得6202型轴承的定位轴肩高度力=2.5w%,因此，挡油板的轴肩高为2.5%。选挡油板的宽度为12mm,所以/.投=/V-W=2Itww（3）根据轴段Ill-IV的直径411.1v=15m,考虑到齿轮的分度圆直径为4=19.5“，可把安装齿轮处的轴段IV-V设计成齿轮轴，选直径47=17?“。考虑到中间轴的长度和
30、内壁间的距离，取轴段IV-V的长度Lv=86削。（4）轴承端盖的凸缘厚度为6卯（由减速器及轴承端盖的结构设计而定）。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离I=2Stnm，故取一川=68刀。至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。3）轴上零件的周向定位半联轴器与轴的周向定位采用平键联接。按由手册查得平键截面bXh=4mm4mm（GB1095-1979）,键槽用键槽铳刀加工，长为20机加（标准键长见GBZT1096-1979）,半联轴器与轴的配合为H7k6o滚动轴承与轴的周向定位是借过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6o4）确定轴上的圆角和倒
31、角尺寸参考表选取轴端倒角为0.6x45,各轴肩处的圆角半径见图所示。5 .求轴上的载荷首先根据轴的结构图作出轴的计算简图。根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图。图4.3轴I的弯矩图T从轴的结构简图以及弯矩图和扭矩图中可以判断出齿轮的左右端面是危险截面。计算出危险截面处的弯矩和扭矩。弯矩MH=T837Nmm扭矩T=689.5Nmm6 .按弯扭合成应力较核轴的强度进行较核时，通常只较核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面(即危险截面)的强度。弯扭较核公式为根据式子与8及上面计算出的数值，并取=0.3,轴的计算应力18372(0.3689.5)2ca=-MPa=3.8MPaCa0.1173前已选定轴的材料
32、为45钢，调质处理，查表查得。-=60MP4.因此故安全。7 .验算平键的强度键和联轴器的材料都是钢，由表查得许用挤压应力p=100120MPa,取平均值p=11OMPm键的工作长度I=L一b=20mm-4nun=16mm,键与轮毂键槽的接触高k=0.5=0.54mm=2tnmo由式4-9可知2T=(4-9)PkId将数据代入式49得2x6895n=-MPa=4.31MPa1=11OMPaP21610P联接的挤压强度满足要求。8 .4.2中间轴的设计1 .求中间轴上的功率尸2、转速“2和转矩G由表4-1可知：P2=0.095；n2=285.2r/in；T2=3276.57Vrun2 .求作用在
33、齿轮上的力因已知中速小齿轮的分度圆直径为J1=nzl=1.0Itinvn=33.Onvn故圆周力耳=也=23X65N=快Nd333.03 .初步估算轴的最小直径先按式子与7初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据表选取A)=Il2,于是得/0.095a-=1123/mm=7.8/wmmmV285.2中间轴的最小直径是安装轴承处轴的直径47和dv，但不应小于高速轴安装轴承处的直径，所以选轴的直径du=v-Vi=15，?VrIo4.轴的结构设计1)拟定轴上冬件的装配方案图4.4轴II的装配方式现选用如图所示的装配方案。2)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度(1)初步选择滚动
34、轴承。因轴承只承受径向力的作用，故选用单列深沟球轴承。参照工作要求并根据&_=155，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的单列深沟球轴承6202,其尺寸为dXDxB=I5mmX35mmIImm。右端滚动轴承采用挡油板和套筒进行轴向定位。由手册查得6200型轴承的定位轴肩高度=2.5”机。挡油板的宽度为12mm,轴肩高为2.5m机。根据齿轮端面与内机壁的距离为8相机则左端套筒的宽度为10,初72,右端套筒的宽度为6m加，所以根据装配要求确定/川=33，/一*=29。(2)取安装齿轮处的轴段H-IIl和IV-V的直径dg=4v八=17机”；齿轮的左端或右端采用套筒定位，两个齿轮间的轴
35、环取其直径4川小=20削，则轴段III-W的长度111.v=IOmmO轴段11-IH和IV-V的长度。.川=18,x,v=38mm。至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。3)轴上零件的周向定位齿轮与轴的周向定位均采用平键联接。按由手册查得平键截面bxz=5mmx5w7(GB1095-1979),键槽用键槽铳刀加工，安装大齿轮的键长为166山，安装小齿轮的键长为36制(标准键长见GB1096-1979),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的配合为H7n6o滚动轴承与轴的周向定位是借过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6o4)确定轴上的圆角和倒角尺寸参考表选取轴端倒
36、角为0.8X45,各轴肩处的圆角半径见图所示。5 .求轴上的载荷首先根据轴的结构图作出轴的计算简图。根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图。图4.5轴II的弯矩图从轴的结构简图以及弯矩图和扭矩图中可以判断出小齿轮的右端面是危险截面。计算出危险截面处的弯矩和扭矩。弯矩MH=-5544Nnn扭矩T=Tn65Nmm6 .按弯扭合成应力较核轴的强度进行较核时，通常只较核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面）的强度。根据式子4-8及上面计算出的数值，并取。=0.3,轴的计算应力MPa= 6.7 MPa55442+(0.33276.5)20.1153前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由表查得。_J=
37、60M/Z。因此BJ,故安全。7 .验算平键的强度1）验算小齿轮的平键强度键和齿轮的材料都是钢，由表查得许用挤压应力bJ=100120MP4,取平均值p=11OMPa,键的工作长度I=L-b=36wn-5mm=3mm，键与轮毂键槽的接触高度氏=0.5=0.55mm=2.5mm。由式子4-9可得P =2x3276.52.5x31x17MPa= 4.97 M Pa p = WOMPa联接的挤压强度满足要求。2）验算大齿轮的平键强度键和齿轮的材料都是钢，查表查得许用挤压应力J=IOo120MP4,取平均值p=W0MPa,键的工作长度/=L-/?=16/初九一56加=11m切，键与轮毂键槽的接触高度左=0.5=0.55mm=2.5mm。由式子4-9可得=2x3276.5MPa=14.02MPa1=11OMPa2.51117联接的挤压强度满足要求。8 .4.3输出轴的设计1 .求输出轴上的功率5、转速内和转矩”由表4-1可知：Py=0.090Z:W；n3=80r/min；T3=11116.9N-mtn2 .求作用在齿轮上的力因已知低速大齿轮的分度圆直径为d2=tnz2=1.0118wt?=nn在同国
