挤砖机设计大学课程

1国内外挤出机发展情况
1.1国内砖机挤出机的发展情况
砌块砖机技术还需要完善；特别是10块机及以上的机型，砌块砖机依靠天然的地理优势及品种多元化优势占据了全国近一半的市场,大机型不是现在市场的主流,导致了大机型发展相对滞后，中型及中大型的机型成为了目前市场的中流砥柱。

一、砌块砖机市场良莠不齐；依据市场的规律及行业的特点,目标消费者还不能够完全把握免烧砖机市场,有的免烧砖机厂虽然建设规模很大,但生产这种机器的技术人员人才欠缺,到了免烧砖机销售旺季,主要依靠从家庭工厂订制设备高价卖给消费者.有的免烧砖机厂虽然小,但由于中小型免烧砖机技术含量并不高,质量反而还可以.更有甚者是个别个体户干脆自己建个网站，卖起了砌块砖机。

所以购买者在购买的时候一定要到厂家看看。

二、砌块砖机厂家的利润构成有多元化的趋势；为了满足广大购买者的需求一些砌块砖机厂家同时也把利润空间扩大到了销售的另外环节，一般的购买者，不会说只买砌块砖机主机这一种，为了能够让购买者顺利的完成制品的生产，砌块砖机厂家的出现的同时也带动周边相应的设备厂家的兴起。

对于广大的就业者来说这也是一件好事。

1.2 砌块挤出机在国外的发展
砌块挤出机最早由美国人发明。

1866年美国人哈契逊获得了美国第一份生产砌块挤出机的专利证书。

1874年鲁道斯获得的专利，用混凝土制成了多种形状的砌块挤出机。

1890年帕尔墨的生产技术，使混凝土砌块在世界上最先成为商品，并于1897年用30㎝&times。

8㎝&times。

10㎝的砌块挤出机建成了一幢房屋。

1900年帕尔墨发明了世界上第一台砌块挤出机成型机，为砌块挤出机的工业化生产开辟了道路。

此后，各种机械和手动的砌块挤出机成型机相继出现。

美国各地开始建立大批砌块挤出机工厂，砌块建筑开始普及。

到二战结束以后，美国的砌块挤出机产量已到5亿块。

砌块挤出机在美国的成功生产和应用，带动了欧美、亚洲、澳洲、非洲等各国砌块挤出机的发展，并逐渐成为世界性新型墙体材料，得到普遍应用。

目前，混凝土砌块挤出机已成为世界各国的主导性墙体材料。

在发达国家其应用比例已占墙体材料的70%。

美国的年产量已达45亿块、韩国27亿块，俄国9亿块、日本3亿块。

美国的砌块品种已达2000多个，大部分建筑都使用砌块挤出机建造。

从全世界发展趋势看，砌块挤出机将会得到更大规模的发展，其成为第一大墙材已是不争的事实。

2 假设工况及方案设计
2.1生产能力标砖/时 6000
2.2砖块标准 53*115*240
2.3工作时间 10小时/每日
2.4砖块成型配比泥土90%、水 10%
2.5设计方案
人工上泥经输送带到搅拌机和水配合经过搅拌机搅拌后到挤出机的入口经挤出机散泥被挤成泥条传到分条机构被分成一段一段的泥条被送到切坯机至此半成品砖坯成型，经晾晒入窑烧制
3确定主要参数
3.1又假设工况
可知每日生产用泥 6000*10*53*115*240/1000*1000*1000=87.768m3
3.2每分生产用泥 0.1463m3/min
3.3泥土的密度值为2000kg/m3
3.4额定挤出力F0= 2Mpa
3.5泥条出口尺寸为 115*240
3.6泥条挤出速度为 5.3m/min
3.7螺旋叶片的确定
螺旋叶片如图示
3.7.1外直径D=450，内直径d=180 周结长度p=370
3.7.2料槽长度应根据泥料需要达到混合的均匀程度而定，常取为1000mm
3.7.3由钣金软件计算的螺旋叶片总面积S=
4.5m2
3.7.4挤出力F=F0/S=2000000/
4.5=450000N
3.7.5叶片厚度多半为δ＝20mm。

螺旋面的高度的取值范围为（0.25～0.3）D。

挤泥螺旋取小值。

对螺旋面的材料要求是摩擦系数小，抗磨蚀性强，不易生锈，铸铁、铸钢、镀铬钢、不锈钢等都可用于制造螺旋叶片，螺旋叶片可用14mm～20mm钢板按确定的螺旋参数制成，直接焊接在轴上，并打磨光滑
3.7.6筒壁间隙一般要求在4mm左右，挤泥筒的工作长度一般取L=3H H为
挤泥筒内壁直径。

3.7.7主轴转速为ω=V/P=5.3/0.37≈15r/min
3.8泥料在机内的运动情况
3.8.1泥料是一种塑性物体，它的变形和运功不服从弹性体的虎克定律和牛顿型流体的内摩擦定律，情况比较复杂，关于练泥机设计和应用的研究，多半采用实验方法。

3.8.2通常刀片的螺旋升角λ＝23°，
3.9螺旋叶片的断面受力分析
3.9.1根据螺旋面母线倾角β的不同情况，叶片的断面形状有三种，受力分析如右图示，Pn 为正压力，P1 、P2 、P3为轴向、周向和径向分力。

1）目前常用：垂直型β=0，因λ小，P1＞P2，螺旋面对泥料的主要作用力是推压泥料向前运动，小部分力使泥料有回转趋势，。

2）主轴的受力分析
根据图 1压力曲线分布图作出相应的主轴受 力分析图(图2)。

从主轴受力分析图中可以看出，主 轴承受着以下几个力:
①绞刀轴在封闭段承受着泥料的压力即径向
123cos cos cos sin sin n n n P P P P P P βλβλβ=⎧⎪
=⎨⎪=⎩
力Pn，
②沿挤出方向的轴向力Pf。

③推动泥料向前移动所需要的扭距MN。

④绞刀和轴的自重产生的重力G。

P1=500000 P2≈220000 P3=0
主轴扭矩=P2*（D+d）/2=220000*（0.45+0.18）/2=69300n/m
4.减速器的设计
4.1电机的确定
有工况条件现在选择展开式二级圆柱直齿轮减速器
4.1.1总体布置简图
1—电动机；2—联轴器；3—齿轮减速器；4—带式运输机；5—鼓轮；6—传动链
4.2电动机的选择
4.2.1电动机类型和结构的选择
因为本传动的工作状况是：载荷平稳、单向旋转。

所以选用常用的封闭式Y（IP44）系列的电动机。

4.2.2电动机容量的选择
（1）工作机所需有效功率Pw
Pw＝F v/1000=23.85kW
（2）从电动机到工作机之间的总效率η
设η
1、η
2、
η
3、
η
4
分别为v带、齿轮传动（设齿轮精度为8级）、滚动轴承、
联轴器由表2-2查得η
1=0.96 η
2
=0.98 η
3
=0.99 η
4
=0.99
从电动机到工作机之间的总效率
η＝η2
1η
2
2η
3
4η
4
=0.825
（3）电动机的输出功率
P
d
＝Pw/η
P
d
＝28.91Kw
4.2.3电动机转速的选择
初选为同步转速为1000r/min的电动机
4.2.4电动机型号的确定
由第十六章表16-1查出电动机型号为Y225M-6,其额定功率为30kw，满载转速980r/min。

基本符合题目所需的要求
4.3传动装置的总传动比及其分配
4.3.1计算总传动比
由电动机的满载转速n
m 和工作机主动轴转速n
w
可确定传动装置应有的总传
动比为：
i＝n
m /n
w
n
w
＝980/15
i＝65.4
4.3.2合理分配各级传动比
查有关手册知v带的传动比为2~4
取电动机与高速轴间的传动比为 i
=3
由于减速箱是同轴式布置，所以i
1＝i
2。

则减速器传动比为 i
j
=21.8
因为i
1=i
2=i
i
1 =i
2
=4.7
4.3.3计算传动装置的运动和动力参数
各轴转速、输入功率、输入转矩
工程电动机轴高速轴I 中间轴II 低速轴III
各轴的转速（r/min） n
Ⅰ=n
m
/i
=980/3=327r/min
n
Ⅱ=n
Ⅰ
/i
1
=(327/4.7) r/min=70 r/min
n
Ⅲ=n
Ⅱ
/i
2
=(70/4.7) r/min=15 r/min
n
Ⅳ=n
Ⅲ
=15r/min
各轴的输出功率（kW）P
Ⅰ=P
d
η
1
=（28.91×0.96）kw=27.75kw
P Ⅱ=P
Ⅰ
η
2
η
3
=(27.75×0.98×0.99)kw=26.93kw
P Ⅲ=P
Ⅱ
η
2
η
3
=(26.93×0.98×0.99)kw=26.12kw
P Ⅳ=P
Ⅲ
η
3
η
1
=(26.12×0.99×0.96)kw=23.85kw
各轴的输出转矩（N•m）
T Ⅰ=9549P
Ⅰ
/n
1
= (9549×27.75/327)N·m=810.35N·m
T Ⅱ=9549P
Ⅱ
/n
Ⅱ
=（9549×26.93/70）N·m=3673.64N·m
T Ⅲ=9549P
Ⅲ
/n
Ⅲ
=（9549×26.12/15）N·m=16627.99N·m
T Ⅳ=9549P
Ⅳ
/n
Ⅳ
=（9549×23.85/15）N·m=15182.91N·m
将上面计算结果列于表1-1中，以供查用。

表1-1 各轴的运动及动力参数
4.4传动件设计计算
4.4带轮的设计
4.4.1
P，并考虑到载荷性质和每天运转时间长短等因素的影响而确定的。

即
因为滚筒式干燥机是软起动，载荷变动小，每天工作的时间设定为
10小时，查机械设计（第七版）P151页中表8-6可得。

4.4.2选择带型
根据计算功率和小带轮转速选定带型。

根据机械设计（第七版）P152页中图8-9选择C型窄V带。

4.4.3
初选小带轮的基准直径
根据V带截型，参考机械设计（第七版）P145页中表8-3及P153
页中表8-7选取。

●验算带的速度v
●计算从动轮的基准直径
查V带轮的基准直径系列加以圆整，取
●确定中心距和带的基准长度
根据
初步确定700。

根据公式计算带所需的基准长度
选带的基准长度为，计算实际中心距a
考虑安装调整和补偿预紧力的需要，中心距的变动范围为：
●计算主动轮上的包角
因此，包角合适。

●确定带的根数
由式4-5知，由查表得
由查表得
由V带的额定功率查表由比例法得
由传动比查表并由比例法得
取z=9。

●确定带的预紧力
单根V带所需的预紧力为
查表得，故
计算作用在轴上的压轴力
4.4.4带轮的基本参数（见表4-1）
表4-1
0.4
4.5.1设计参数
传递功率 P=27.75(kW)
传递转矩 T=810.35(N·m)
齿轮1转速 n1=327(r/min)
齿轮2转速 n2=70(r/min)
传动比 i=4.67
原动机载荷特性 SF=轻微振动
工作机载荷特性 WF=均匀平稳
预定寿命 H=10000(小时)
齿轮1材料及热处理 Met1=45<表面淬火> 齿轮1硬度取值范围 HBSP1=45～50
齿轮1硬度 HBS1=48
齿轮2材料及热处理 Met2=45<表面淬火> 齿轮2硬度取值范围 HBSP2=45～50
齿轮2硬度 HBS2=48
4.5.2齿轮基本参数
模数(法面模数) Mn=7(2)(mm)
端面模数 Mt=7.00000(mm)
齿轮1齿数 Z1=19
齿轮1齿宽 B1=58.387(mm)
齿轮2齿数 Z2=89
标准中心距 A0=378.00000(mm)
实际中心距 A=378.00000(mm)
齿数比 U=4.68421
齿轮1分度圆直径 d1=133.00000(mm)
齿轮1齿顶圆直径 da1=147.00000(mm) 齿轮1齿根圆直径 df1=115.50000(mm) 齿轮1基圆直径 db1=124.97912(mm)
齿轮1齿顶高 ha1=7.00000(mm)
齿轮1齿根高 hf1=8.75000(mm)
齿轮1全齿高 h1=15.75000(mm)
齿轮1齿顶压力角αat1=31.766780(度) 齿轮2分度圆直径 d2=623.00000(mm)
齿轮2齿顶圆直径 da2=637.00000(mm) 齿轮2齿根圆直径 df2=605.50000(mm) 齿轮2基圆直径 db2=585.42850(mm)
齿轮2齿顶高 ha2=7.00000(mm)
齿轮2齿根高 hf2=8.75000(mm)
齿轮2全齿高 h2=15.75000(mm)
齿轮2齿顶压力角αat2=23.213857(度) 齿轮1分度圆弦齿厚 sh1=10.98305(mm) 齿轮1分度圆弦齿高 hh1=7.22713(mm) 齿轮1固定弦齿厚 sch1=9.70934(mm) 齿轮1固定弦齿高 hch1=5.23290(mm) 齿轮1公法线跨齿数 K1=3
齿轮1公法线长度 Wk1=53.52504(mm) 齿轮2分度圆弦齿厚 sh2=10.99500(mm) 齿轮2分度圆弦齿高 hh2=7.04852(mm) 齿轮2固定弦齿厚 sch2=9.70934(mm) 齿轮2固定弦齿高 hch2=5.23290(mm) 齿轮2公法线跨齿数 K2=10
齿轮2公法线长度 Wk2=205.04219(mm) 齿顶高系数 ha*=1.00
顶隙系数 c*=0.25
压力角α*=20(度)
端面齿顶高系数 ha*t=1.00000
端面顶隙系数 c*t=0.25000
端面压力角α*t=20.0000000(度)
端面啮合角αt'=20.0000001(度)
4.6二级减速齿轮设计
4.6.1设计信息
设计者 Name=王维晏
设计单位 Comp=民大
设计日期 Date=2012/5/18
设计时间 Time=14:57:54
4.6.2设计参数
传递功率 P=26.93(kW)
传递转矩 T=3673.64(N·m)
齿轮1转速 n1=70(r/min)
齿轮2转速 n2=15(r/min)
传动比 i=4.67
原动机载荷特性 SF=轻微振动
工作机载荷特性 WF=均匀平稳
预定寿命 H=10000(小时)
4.6.3材料及热处理
齿面啮合类型 GFace=硬齿面
热处理质量级别 Q=ML
齿轮1材料及热处理 Met1=45<表面淬火>
齿轮1硬度取值范围 HBSP1=45～50
齿轮1硬度 HBS1=48
齿轮2材料及热处理 Met2=45<表面淬火>
齿轮2硬度取值范围 HBSP2=45～50
齿轮2硬度 HBS2=48
4.6.4齿轮精度
齿轮1第Ⅰ组精度 JD11=7
齿轮1第Ⅱ组精度 JD12=7
齿轮1第Ⅲ组精度 JD13=7
齿轮1齿厚上偏差 JDU1=F
齿轮1齿厚下偏差 JDD1=L
齿轮2第Ⅰ组精度 JD21=7
齿轮2第Ⅱ组精度 JD22=7
齿轮2第Ⅲ组精度 JD23=7
齿轮2齿厚上偏差 JDU2=F
齿轮2齿厚下偏差 JDD2=L
4.6.5齿轮基本参数
模数(法面模数) Mn=11(2)(mm)
端面模数 Mt=11.00000(mm)
螺旋角β=0.00000(度)
基圆柱螺旋角βb=0.0000000(度)
齿轮1齿数 Z1=19
齿轮1变位系数 X1=0.00
齿轮1齿宽 B1=91.751(mm)
齿轮1齿宽系数Φd1=0.439
齿轮2齿数 Z2=89
齿轮2变位系数 X2=0.00
齿轮2齿宽 B2=91.751(mm)
齿轮2齿宽系数Φd2=0.094
总变位系数 Xsum=0.000
标准中心距 A0=594.00000(mm)
实际中心距 A=594.00000(mm)
中心距变动系数 yt=0.00000
齿高变动系数△yt=0.00000
齿数比 U=4.68421
端面重合度εα=1.69140
纵向重合度εβ=0.00000
总重合度ε=1.69140
齿轮1分度圆直径 d1=209.00000(mm)
齿轮1齿顶圆直径 da1=231.00000(mm) 齿轮1齿根圆直径 df1=181.50000(mm) 齿轮1基圆直径 db1=196.39576(mm)
齿轮1齿顶高 ha1=11.00000(mm)
齿轮1齿根高 hf1=13.75000(mm)
齿轮1全齿高 h1=24.75000(mm)
齿轮1齿顶压力角αat1=31.766780(度) 齿轮2分度圆直径 d2=979.00000(mm)
齿轮2齿顶圆直径 da2=1001.00000(mm)
齿轮2齿根圆直径 df2=951.50000(mm)
齿轮2基圆直径 db2=919.95908(mm)
齿轮2齿顶高 ha2=11.00000(mm)
齿轮2齿根高 hf2=13.75000(mm)
齿轮2全齿高 h2=24.75000(mm)
齿轮2齿顶压力角αat2=23.213857(度) 齿轮1分度圆弦齿厚 sh1=17.25908(mm)
齿轮1分度圆弦齿高 hh1=11.35692(mm)
齿轮1固定弦齿厚 sch1=15.25753(mm)
齿轮1固定弦齿高 hch1=8.22313(mm)
齿轮1公法线跨齿数 K1=3
齿轮1公法线长度 Wk1=84.11077(mm)
齿轮2分度圆弦齿厚 sh2=17.27786(mm)
齿轮2分度圆弦齿高 hh2=11.07624(mm)
齿轮2固定弦齿厚 sch2=15.25753(mm)
齿轮2固定弦齿高 hch2=8.22313(mm)
齿轮2公法线跨齿数 K2=10
齿轮2公法线长度 Wk2=322.20915(mm)
齿顶高系数 ha*=1.00
顶隙系数 c*=0.25
压力角α*=20(度)
端面齿顶高系数 ha*t=1.00000
端面顶隙系数 c*t=0.25000
端面压力角α*t=20.0000000(度)
端面啮合角αt'=20.0000001(度)
4.6.6检查工程参数
齿轮1齿距累积公差 Fp1=0.07332
齿轮1齿圈径向跳动公差 Fr1=0.06074
齿轮1公法线长度变动公差 Fw1=0.03704
齿轮1齿距极限偏差 fpt(±)1=0.02435
齿轮1齿形公差 ff1=0.02161
齿轮1一齿切向综合公差 fi'1=0.02758
齿轮1一齿径向综合公差 fi''1=0.03427
齿轮1齿向公差 Fβ1=0.01827
齿轮1切向综合公差 Fi'1=0.09493
齿轮1径向综合公差 Fi''1=0.08503
齿轮1基节极限偏差 fpb(±)1=0.02288
齿轮1螺旋线波度公差 ffβ1=0.02758
齿轮1轴向齿距极限偏差 Fpx(±)1=0.01827 齿轮1齿向公差 Fb1=0.01827
齿轮1x方向轴向平行度公差 fx1=0.01827 齿轮1y方向轴向平行度公差 fy1=0.00914 齿轮1齿厚上偏差 Eup1=-0.09741
齿轮1齿厚下偏差 Edn1=-0.38964
齿轮2齿距累积公差 Fp2=0.14821
齿轮2齿圈径向跳动公差 Fr2=0.09373
齿轮2公法线长度变动公差 Fw2=0.05757
齿轮2齿距极限偏差 fpt(±)2=0.02814
齿轮2齿形公差 ff2=0.03124
齿轮2一齿切向综合公差 fi'2=0.03563
齿轮2一齿径向综合公差 fi''2=0.03953
齿轮2齿向公差 Fβ2=0.00630
齿轮2切向综合公差 Fi'2=0.17945
齿轮2径向综合公差 Fi''2=0.13122
齿轮2基节极限偏差 fpb(±)2=0.02644
齿轮2螺旋线波度公差 ffβ2=0.03563
齿轮2轴向齿距极限偏差 Fpx(±)2=0.00630
齿轮2齿向公差 Fb2=0.00630
齿轮2x方向轴向平行度公差 fx2=0.00630
齿轮2y方向轴向平行度公差 fy2=0.00315
齿轮2齿厚上偏差 Eup2=-0.11256
齿轮2齿厚下偏差 Edn2=-0.45024
中心距极限偏差 fa(±)=0.05320
4.6.7强度校核数据
齿轮1接触强度极限应力σHlim1=960.0(MPa)
齿轮1抗弯疲劳基本值σFE1=480.0(MPa)
齿轮1接触疲劳强度许用值 [σH]1=1157.9(MPa) 齿轮1弯曲疲劳强度许用值 [σF]1=666.7(MPa)
齿轮2接触强度极限应力σHlim2=960.0(MPa)
齿轮2抗弯疲劳基本值σFE2=480.0(MPa)
齿轮2接触疲劳强度许用值 [σH]2=1157.9(MPa) 齿轮2弯曲疲劳强度许用值 [σF]2=666.7(MPa)
接触强度用安全系数 SHmin=1.00
弯曲强度用安全系数 SFmin=1.40
接触强度计算应力σH=685.5(MPa)
接触疲劳强度校核σH≤[σH]=满足
齿轮1弯曲疲劳强度计算应力σF1=130.8(MPa)
齿轮2弯曲疲劳强度计算应力σF2=117.0(MPa)
齿轮1弯曲疲劳强度校核σF1≤[σF]1=满足
齿轮2弯曲疲劳强度校核σF2≤[σF]2=满足
4.6.8强度校核相关系数
齿形做特殊处理 Zps=特殊处理
齿面经表面硬化 Zas=表面硬化
齿形 Zp=一般
润滑油粘度 V50=120(mm^2/s)
有一定量点馈 Us=不允许
小齿轮齿面粗糙度 Z1R=Rz＞6μm(Ra≤1μm) 载荷类型 Wtype=静强度
齿根表面粗糙度 ZFR=Rz≤16μm (Ra≤2.6μm) 刀具基本轮廓尺寸
圆周力 Ft=35154.450(N)
齿轮线速度 V=0.766(m/s)
使用系数 Ka=1.100
动载系数 Kv=1.012
齿向载荷分布系数 KHβ=1.000
综合变形对载荷分布的影响 Kβs=1.000
安装精度对载荷分布的影响 Kβm=0.000
齿间载荷分布系数 KHα=1.100
节点区域系数 Zh=2.495
材料的弹性系数 ZE=189.800
接触强度重合度系数 Zε=0.877
接触强度螺旋角系数 Zβ=1.000
重合、螺旋角系数 Zεβ=0.877
接触疲劳寿命系数 Zn=1.30000
润滑油膜影响系数 Zlvr=0.97000
工作硬化系数 Zw=1.00000
接触强度尺寸系数 Zx=0.95652
齿向载荷分布系数 KFβ=1.000
齿间载荷分布系数 KFα=1.100
抗弯强度重合度系数 Yε=0.693
抗弯强度螺旋角系数 Yβ=1.000
抗弯强度重合、螺旋角系数 Yεβ=0.693
寿命系数 Yn=2.06859
齿根圆角敏感系数 Ydr=1.00000
齿根表面状况系数 Yrr=1.00000
尺寸系数 Yx=0.94000
齿轮1复合齿形系数 Yfs1=4.42487 齿轮1应力校正系数 Ysa1=1.53717 齿轮2复合齿形系数 Yfs2=3.95863 齿轮2应力校正系数 Ysa2=1.78313
4.7联轴器的设计 4.7.1轴的初步计算：
轴选用45钢，由轴的设计公式得： d 1≥3
n P
A ＝mm 32775.271263=55.37mm d 2≥3
n P
A ＝37093.26126mm=91.64mm d 3≥3
n P
A ＝31512.26126mm=151.59mm d 4≥3
n P
A ＝315
85.23126mm=147.06mm 考虑到在输入轴和输出轴的最外端要开键槽，连接联轴器，故该端要加大3%~5%，
中间的轴要用键连接齿轮，故该端要加大3%~5%，从而上述三个轴计算取整，输入轴的直径为56mm ，输出轴的直径为92mm 中间轴的直径为152mm ，设计中，只要满足轴的最小直径大于等于它们即可。

联轴器1：
由于弹性联轴器的诸多优点，所以考虑选用它。

4.7.2联轴器的计算转矩e T KT =。

由工作要求，查表后取K=3.1。

则计算转矩e T KT ==3.1×15182.91=47067.021n.m
4.7.3由联轴器的计算与轴的连接选用挠性杆联轴器。

采用其许用最大扭矩为2810000N ·m ，许用最高转速为10700 r/min 。

轴直径选为无限制,轴长度待定
4.8轴的强度计算
4.8.1 1轴的结构设计
1）、拟定轴上的零件的装配方案
2）、根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
(1) 轴1各段直径
Ⅰ-Ⅱ段：由于联轴器一端连接减速器，另一端连接输入轴，所以该段直径尺寸受到减速器外伸轴直径尺寸的限制，选为56mm。

Ⅱ-Ⅲ段：考虑到联轴器的轴向定位可靠，定位轴肩高度应达2mm，所以该段直径选为60mm。

Ⅲ-Ⅳ段：该段轴要安装轴承，考虑到轴肩要有2.5mm的圆角，则轴承选用深沟球轴承 61913 型，即该段直径定为65mm。

Ⅳ-Ⅴ段：该段轴要安装齿轮，考虑到轴肩要有2mm的圆角，经标准化，直径定为69mm。

Ⅴ-Ⅵ段：轴肩固定轴承，直径为73mm。

Ⅵ-Ⅶ段：过度轴，直径为 69mm
Ⅶ-Ⅷ段：该段轴要安装轴承，直径定为65mm。

（2）各段长度的确定
各段长度的确定从左到右分述如下：
Ⅰ-Ⅱ段由联轴器孔长决定为44mm
Ⅱ-Ⅲ段综合考虑箱体突缘厚度、调整垫片厚度、端盖厚度等，定为57mm。

Ⅲ-Ⅳ段轴安装轴承和挡油盘、轴环，轴环宽度不得小于8mm，定为20mm，轴承宽13mm，该段长度定为33mm。

Ⅳ-Ⅴ段安装齿轮，要求长度要比轮毂短2mm，齿轮宽为59mm，定为
57mm。

Ⅴ-Ⅵ段：轴肩固定轴承，其宽度为39
Ⅵ-Ⅶ段: 过度轴其宽度为90
Ⅶ-Ⅷ段：该段轴要安装轴承,轴承宽13mm，该段长度定为20mm。

4.8.2轴2各段直径
Ⅰ-Ⅱ段：该段轴要安装轴承，考虑到轴肩要有2.5mm的圆角，则轴承选用深沟球轴承 61920 型，即该段直径定为100mm。

Ⅱ-Ⅲ段：该段轴要安装齿轮，考虑到轴肩要有2mm的圆角，经标准化，直径定为104mm。

Ⅲ-Ⅳ段：轴肩固定轴承，直径为109mm。

Ⅳ-Ⅴ段：该段轴要安装齿轮，考虑到轴肩要有2mm的圆角，经标准化，直径定为104mm。

Ⅴ-Ⅵ段：该段轴要安装轴承，直径定为100mm。

（2）各段长度的确定
各段长度的确定从左到右分述如下：
Ⅰ-Ⅱ段轴安装轴承和挡油盘、轴环，轴环宽度不得小于8mm，定为20mm，轴承宽20mm，该段长度定为40mm。

Ⅱ-Ⅲ段安装齿轮，要求长度要比轮毂短2mm，齿轮宽为59mm，定为57mm。

Ⅲ-Ⅳ段：轴肩固定轴承，其宽度为39
Ⅳ-Ⅴ安装齿轮，要求长度要比轮毂短2mm，齿轮宽为92mm，定为90mm。

Ⅴ-Ⅵ该段轴要安装轴承,轴承宽20mm，该段长度定为40mm。

4.8.3 轴3各段直径
Ⅰ-Ⅱ段：由于联轴器一端连接减速器，另一端连接输入轴，所以该段直径尺寸受到减速器外伸轴直径尺寸的限制，选为152mm。

Ⅱ-Ⅲ段：考虑到联轴器的轴向定位可靠，定位轴肩高度应达2mm，所以该段直径选为156mm。

Ⅲ-Ⅳ段：该段轴要安装轴承，考虑到轴肩要有2mm的圆角，则轴承选用深沟球轴承 61932 型，即该段直径定为160mm。

Ⅳ-Ⅴ段：该段轴要安装齿轮，考虑到轴肩要有2mm的圆角，经标准化，直径定为164mm。

Ⅴ-Ⅵ段：轴肩固定轴承，直径为168mm。

Ⅵ-Ⅶ段：过度轴，直径为164mm
Ⅶ-Ⅷ段：该段轴要安装轴承，直径定为160mm。

（2）各段长度的确定
各段长度的确定从左到右分述如下：
Ⅰ-Ⅱ段由联轴器孔长决定为60mm
Ⅱ-Ⅲ段综合考虑箱体突缘厚度、调整垫片厚度、端盖厚度等，定为40mm。

Ⅲ-Ⅳ段轴安装轴承和挡油盘、轴环，轴环宽度不得小于8mm，定为20mm，轴承宽28mm，该段长度定为48mm。

Ⅳ-Ⅴ段安装齿轮，要求长度要比轮毂短2mm，齿轮宽为92mm，定为90mm。

Ⅴ-Ⅵ段：轴肩固定轴承，其宽度为39
Ⅵ-Ⅶ段: 过度轴其宽度为59
Ⅶ-Ⅷ段：该段轴要安装轴承,轴承宽28mm，该段长度定为48mm。

4.9轴的强度计算
（1）画出轴的空间受力简图将齿轮上受力简化为集中力通过轮毂中点
作用于轴上，轴的支点反力也简化为集中力通过轴承载荷中心O作用
于轴上，轴的受力简图上图。

4.9.1画出水平面受力图,计算支点反力,画水平面弯矩图,考虑到C和D处为可能的危险面，计算出C和D处的弯矩。

支点反力
F AH =F
BH
=F
t
/2=T
1
/d
1
=810.35*1000/133=6092.9N
由题知：l
c =62.5mm l
d
=158.5mm
C点弯矩 M
CH =F
AH
× l
c
=6092.9×62.5=380806.25N·mm
D点弯矩 M
DH =F
AH
×l
d
=6092.9*158.5=965661.25N·mm
4.9.2画出垂直面受力图，计算支点反力和C、D两处的弯矩，画出垂直面弯矩图如图
支点反力F
AV =F
r·
L
d
/(L
c
+L
d
)=85.06N
F BV =F
AV
－F
r
=-33N
C点弯矩M
CV =F
AV ·
L
C
=5316.25N.mm
D点弯矩M
DV =F
AV ·
(L
c
+L
d
)=18713.2N.mm
C点合成弯矩M
C =CV
2
CH
2M
M+=8093.17N.mm
D点合成弯矩M
D =DV
2
DH
2M
M+=9072.77N.mm
4.9.3画出转矩T图，如图。

把以上数据列表如下
4.9.4计算C、D处当量弯矩，画出当量弯矩图，由表查得α=0.6mm
M c ’=2
C
2T)
(
Mα
+=6201815.6mm
M d ’=2
d
2T)
(
Mα
+=10939702.9N..mm
4.9.5校核轴的强度根据弯矩大小及轴的直径选定C、D两面进行强度校核。

1>按弯矩合成应力校核轴的强度，进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面D）。

根据公式计算得：
σda= M d’/W=10939702.9/﹙0.1×d ³﹚=6.2MP a
前面已经确定了轴的材料为45钢，调质处理，由表15-1查得[σ
-1
]
=60MPa。

因此，σ
da ＜[σ
-1
],顾安全。

2>精确校核轴的疲劳强度
1）判断危险截面
由于截面IV处受的载荷较大，直径较小，所以判断为危险截面2）截面IV右侧的
M
m
=6092.9×﹙220-62.5﹚/220=959631.75N.mm
W=0.1d3=0.1×563=17561.6mm3
MPa W
M m
b 54.0==
σ 截面上的转切应力为T
T W T =
τ
抗扭截面系数W t =0.2d 3=35123.2mm 3
T
T W T =
τ=810.35×10³/35123.2=2.3MPa
扭转切应力为：MPa T m b 15.12
.322====τττ 由于轴选用45钢，调质处理，所以由表15-1查得
MPa B 640=σ，MPa 2751=-σ，MPa 1551=-τ。

综合系数的计算 由
5.00402==d r ，14.1=d
D
经附表3-2插值法知道因轴肩而形成的理论应力集中为241.2=σα，44.1=τα，
由附图3-1知轴的材料敏感系数为85.0=σq ，87.0=τq ， 故有效应力集中系数为
055..2)1(1=-+=σσσαq k 383.1)1(1=-+=ττταq k
由附图3-2和附图3-3查得尺寸系数为72.0=σε，扭转尺寸系数为76.0=τε， 轴采用磨削加工，由附图3-4查得表面质量系数为92.0==τσββ， 轴表面未经强化处理，即1=q β，则综合系数值为
941.211
=-+
=
σ
σ
σ
σβεk K
91.111
=-+
=
τ
τ
τ
τβεk K
a) 碳钢系数的确定
由机械设计课本知道碳钢的特性系数取为1.0=σϕ，05.0=τϕ b) 安全系数的计算 轴的疲劳安全系数为
08.231
=+=-m
a K S σϕσσσσσ
8.681
=+=
-m
a K S τϕτττττ
S S S S S S ca =>=+=
5.19.212
2
τ
στσ
故轴的选用安全。

减速器其他轴照此算法均满足此要求故轴选用合理
5压泥板齿轮的设计
5.1压泥板1 渐开线圆柱齿轮传动设计报告 5.1.1设计信息 设计者 Name=王维晏 设计单位 Comp=民大 设计日期 Date=2012/5/23 设计时间 Time=17:30:17 5.1.2材料及热处理
齿面啮合类型 GFace=软齿面
热处理质量级别 Q=ML
齿轮1材料及热处理 Met1=34CrNi3Mo<调质> 齿轮1硬度取值范围 HBSP1=269～341 齿轮1硬度 HBS1=305
齿轮2材料及热处理 Met2=45<正火> 齿轮2硬度取值范围 HBSP2=162～217 齿轮2硬度 HBS2=190 5.1.3齿轮精度
齿轮1第Ⅰ组精度 JD11=8
齿轮2第Ⅰ组精度 JD21=8
5.1.4齿轮基本参数
模数(法面模数) Mn=6(mm)
端面模数 Mt=6.00000(mm)
螺旋角β=0.000000(度)
基圆柱螺旋角βb=0.0000000(度)
齿轮1齿数 Z1=50
齿轮1变位系数 X1=0.00
齿轮1齿宽 B1=25.00(mm)
齿轮1齿宽系数Φd1=0.083
齿轮2齿数 Z2=50
齿轮2变位系数 X2=0.00
齿轮2齿宽 B2=20.00(mm)
齿轮2齿宽系数Φd2=0.067
总变位系数 Xsum=0.000
标准中心距 A0=300.00000(mm)
实际中心距 A=300.00000(mm)
齿轮1分度圆直径 d1=300.00000(mm)
齿轮1齿顶圆直径 da1=312.00000(mm)
齿轮1齿根圆直径 df1=285.00000(mm)
齿轮1基圆直径 db1=281.90779(mm)
齿轮1齿顶高 ha1=6.00000(mm)
齿轮1齿根高 hf1=7.50000(mm)
齿轮1全齿高 h1=13.50000(mm)
齿轮1齿顶压力角αat1=25.371225(度) 齿轮2分度圆直径 d2=300.00000(mm)
齿轮2齿顶圆直径 da2=312.00000(mm)
齿轮2齿根圆直径 df2=285.00000(mm)
齿轮2基圆直径 db2=281.90779(mm)
齿轮2齿顶高 ha2=6.00000(mm)
齿轮2齿根高 hf2=7.50000(mm)
齿轮2全齿高 h2=13.50000(mm)
齿轮2齿顶压力角αat2=25.371225(度)
齿轮1分度圆弦齿厚 sh1=9.42323(mm)
齿轮1分度圆弦齿高 hh1=6.07402(mm)
齿轮1固定弦齿厚 sch1=8.32229(mm)
齿轮1固定弦齿高 hch1=4.48534(mm)
齿轮1公法线跨齿数 K1=6
齿轮1公法线长度 Wk1=101.62200(mm)
齿轮2分度圆弦齿厚 sh2=9.42323(mm)
齿轮2分度圆弦齿高 hh2=6.07402(mm)
齿轮2固定弦齿厚 sch2=8.32229(mm)
齿轮2固定弦齿高 hch2=4.48534(mm)
齿轮2公法线跨齿数 K2=6
齿轮2公法线长度 Wk2=101.62200(mm)
齿顶高系数 ha*=1.00
顶隙系数 c*=0.25
压力角α*=20(度)
端面齿顶高系数 ha*t=1.00000
端面顶隙系数 c*t=0.25000
端面压力角α*t=20.0000000(度)
端面啮合角αt'=20.0000001(度)
5.1.5强度校核数据
齿轮1接触强度极限应力σHlim1=594.4(MPa)
齿轮1抗弯疲劳基本值σFE1=465.6(MPa)
齿轮1接触疲劳强度许用值 [σH]1=734.1(MPa) 齿轮1弯曲疲劳强度许用值 [σF]1=826.4(MPa)
齿轮2接触强度极限应力σHlim2=427.1(MPa)
齿轮2抗弯疲劳基本值σFE2=311.1(MPa)
齿轮2接触疲劳强度许用值 [σH]2=527.5(MPa)
齿轮2弯曲疲劳强度许用值 [σF]2=552.2(MPa)
接触强度用安全系数 SHmin=1.00
弯曲强度用安全系数 SFmin=1.40
接触强度计算应力σH=174.0(MPa)
接触疲劳强度校核σH≤[σH]=满足
齿轮1弯曲疲劳强度计算应力σF1=13.5(MPa)
齿轮2弯曲疲劳强度计算应力σF2=13.5(MPa)
齿轮1弯曲疲劳强度校核σF1≤[σF]1=满足
齿轮2弯曲疲劳强度校核σF2≤[σF]2=满足
5.2压泥板2 介齿轮渐开线圆柱齿轮传动设计报告
5.2.1设计信息
设计者 Name=王维晏
设计单位 Comp=民大
设计日期 Date=2012/5/23
设计时间 Time=17:34:34
5.2.2材料及热处理
齿面啮合类型 GFace=软齿面
热处理质量级别 Q=ML
齿轮1材料及热处理 Met1=34CrNi3Mo<调质>
齿轮1硬度取值范围 HBSP1=269～341
齿轮1硬度 HBS1=305
齿轮2材料及热处理 Met2=45<正火>
齿轮2硬度取值范围 HBSP2=162～217
齿轮2硬度 HBS2=190
5.2.3齿轮精度
齿轮1第Ⅰ组精度 JD11=8
齿轮2第Ⅰ组精度 JD21=8
5.2.4齿轮基本参数
模数(法面模数) Mn=6(mm)
端面模数 Mt=6.00000(mm)
螺旋角β=0.000000(度)
基圆柱螺旋角βb=0.0000000(度)
齿轮1齿数 Z1=25
齿轮1变位系数 X1=0.00
齿轮1齿宽 B1=25.00(mm)
齿轮1齿宽系数Φd1=0.167
齿轮2齿数 Z2=50
齿轮2变位系数 X2=0.00
齿轮2齿宽 B2=20.00(mm)
齿轮2齿宽系数Φd2=0.067
总变位系数 Xsum=0.000
标准中心距 A0=225.00000(mm)
实际中心距 A=225.00000(mm)
中心距变动系数 yt=0.00000
齿高变动系数△yt=0.00000
齿数比 U=2.00000
端面重合度εα=1.68316
纵向重合度εβ=0.00000
总重合度ε=1.68316
齿轮1分度圆直径 d1=150.00000(mm)
齿轮1齿顶圆直径 da1=162.00000(mm)
齿轮1齿根圆直径 df1=135.00000(mm)
齿轮1基圆直径 db1=140.95389(mm)
齿轮1齿顶高 ha1=6.00000(mm)
齿轮1齿根高 hf1=7.50000(mm)
齿轮1全齿高 h1=13.50000(mm)
齿轮1齿顶压力角αat1=29.531394(度) 齿轮2分度圆直径 d2=300.00000(mm)
齿轮2齿顶圆直径 da2=312.00000(mm) 齿轮2齿根圆直径 df2=285.00000(mm) 齿轮2基圆直径 db2=281.90779(mm)
齿轮2齿顶高 ha2=6.00000(mm)
齿轮2齿根高 hf2=7.50000(mm)
齿轮2全齿高 h2=13.50000(mm)
齿轮2齿顶压力角αat2=25.371225(度) 齿轮1分度圆弦齿厚 sh1=9.41858(mm) 齿轮1分度圆弦齿高 hh1=6.14800(mm) 齿轮1固定弦齿厚 sch1=8.32229(mm) 齿轮1固定弦齿高 hch1=4.48534(mm) 齿轮1公法线跨齿数 K1=3
齿轮1公法线长度 Wk1=46.38280(mm)
齿轮2分度圆弦齿厚 sh2=9.42323(mm) 齿轮2分度圆弦齿高 hh2=6.07402(mm) 齿轮2固定弦齿厚 sch2=8.32229(mm) 齿轮2固定弦齿高 hch2=4.48534(mm) 齿轮2公法线跨齿数 K2=6
齿轮2公法线长度 Wk2=101.62200(mm) 齿顶高系数 ha*=1.00
顶隙系数 c*=0.25
压力角α*=20(度)
端面齿顶高系数 ha*t=1.00000
端面顶隙系数 c*t=0.25000
端面压力角α*t=20.0000000(度)。