水果分選機(jī)設(shè)計(jì)【2013年最新整理畢業(yè)論文】

畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） 題目 水果分選機(jī)設(shè)計(jì) 二級(jí)學(xué)院 重慶汽車(chē)學(xué)院 專 業(yè) 機(jī)械設(shè)計(jì)制造及其自動(dòng)化 班 級(jí) 2009 級(jí)機(jī)械設(shè)計(jì) 5 班 學(xué)生姓名 王鐵柱 學(xué)號(hào) 10804020127 指導(dǎo)教師 王黎明 職稱 講師 時(shí) 間 2013 年 5 月 20 日 目 錄 摘要 1 關(guān)鍵詞 1 1 前言 2 2 總體方案的擬定 3 2.1 原理分析 3 2.2 總體結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 5 2.3 各執(zhí)行機(jī)構(gòu)主要參數(shù)的計(jì)算 6 2.4 傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)的計(jì)算 13 3 主要零件的選擇和設(shè)計(jì) 15 3.1 皮帶傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算 15 3.2 直齒圓柱 齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算 17 3.3 滾子鏈傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算 20 3.4 軸的設(shè)計(jì)計(jì)算 21 3.4.1 高速軸的設(shè)計(jì)計(jì)算 21 3.4.2 低速軸的設(shè)計(jì)計(jì)算 24 3.5 軸承的校核 27 3.6 鍵的設(shè)計(jì)計(jì)算與校核 27 3.7 潤(rùn)滑與密封 28 3.8 主要缺點(diǎn)和有待進(jìn)一步改進(jìn)的地方 29 4 結(jié) 束語(yǔ) 29 參考文獻(xiàn) 31 致謝 32 - 1 - 水果分選機(jī)的設(shè)計(jì) 學(xué) 生：王鐵柱 指導(dǎo)老師：王黎明 摘 要： 本文分析了中國(guó)國(guó)內(nèi)外水果分級(jí)分選機(jī)的研究和發(fā)展現(xiàn)狀，對(duì)未來(lái)進(jìn)行了展望，設(shè)計(jì)出了一種新型水果分級(jí)分選機(jī)構(gòu)。該水果分級(jí)分選機(jī)是由分級(jí)滾筒、傳動(dòng)機(jī)構(gòu)和電動(dòng)機(jī)組成。采用電動(dòng)機(jī)提供動(dòng)力，通過(guò)帶輪傳動(dòng)機(jī)構(gòu)，將運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力傳 送到直齒圓柱齒輪減速器，然后再通過(guò)鏈輪傳動(dòng)機(jī)構(gòu)，將所需的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力傳送至分級(jí)滾筒上，從而實(shí)現(xiàn)水果的分選。整個(gè)機(jī)構(gòu)簡(jiǎn)單且易于操作，便于維護(hù)，提高了生產(chǎn)效率，降低了勞動(dòng)強(qiáng)度，為實(shí)現(xiàn)水果加工機(jī)械化與規(guī)模化提供了前提。 關(guān)鍵詞： 水果；形狀；分選機(jī)構(gòu)；分級(jí)滾筒； The design of fruit sorting machine Students: Wang Tiezhu Tutor: Wang Liming Abstract: This paper analyzes the present situation of the Chinese domestic and foreign fruit sorting machine research and development, on the future prospects, we design a new type of fruit sorting mechanism. The fruit sorting machine is composed of grading cylinder, transmission mechanism and a motor. The power provided by a motor, through a belt pulley transmission mechanism, the movement and power is transmitted to the straight tooth cylindrical gear reducer, and then through the chain wheel transmission mechanism, the required movement and power is transmitted to the classification on the drum, thereby we can realize the separation of fruit. The entire mechanism is simple and easy to operate, easy to maintain, improve production efficiency, reduce labor intensity, which help to achieve the fruit processing mechanization and scale and to provide the premise. Key Words: fruit； shape； the grading mechanism； grading cylinder - 2 - - 3 - - 4 - 1 前言 - 5 - 1.1 選題研究意義 水果分選是水果進(jìn)入流通領(lǐng)域的一個(gè)重要環(huán)節(jié)，直接關(guān)系到水果生產(chǎn)的效益。在市場(chǎng)經(jīng)濟(jì)高度發(fā)達(dá)的今天，異地銷(xiāo)售、大宗農(nóng)產(chǎn)品交易和農(nóng)產(chǎn)品國(guó)際貿(mào)易等均離不開(kāi)標(biāo)準(zhǔn)化。而水果分選就是實(shí)現(xiàn)蘋(píng)果商品標(biāo)準(zhǔn)化的最基礎(chǔ)的一步。我國(guó)是水 果生產(chǎn)大國(guó)，但絕大部分蘋(píng)果來(lái)源于農(nóng)村集體和個(gè)體種植戶，其品質(zhì)差別很大，加上采摘及運(yùn)輸過(guò)程中不同程度的損傷等影響，給水果的分選工作帶來(lái)一定的困難。 目前蘋(píng)果分選工作多由人工完成，缺點(diǎn)是勞動(dòng)強(qiáng)度大，生產(chǎn)率低且分選精度不穩(wěn)定。采用微機(jī)控制的機(jī)電一體化設(shè)備來(lái)代替人工作業(yè)，可以實(shí)現(xiàn)蘋(píng)果分選的自動(dòng)化，有效地提高分選效率和分選精度。因此，研究開(kāi)發(fā)水果采后的自動(dòng)化處理設(shè)備，對(duì)蘋(píng)果進(jìn)行分級(jí)篩選然后銷(xiāo)售或加工 。 1.2 國(guó)內(nèi)外水果機(jī)械化發(fā)展概況 我國(guó)是世界水果生產(chǎn)消費(fèi)大國(guó)，但還不是水果加工強(qiáng)國(guó)。水果的品質(zhì)還難以完全滿足國(guó)內(nèi)外消 費(fèi)者的要求，水果市場(chǎng)主要還在國(guó)內(nèi)。隨著我國(guó)加入 WTO，水果生產(chǎn)銷(xiāo)售面臨著激烈的全球市場(chǎng)競(jìng)爭(zhēng)，因此必須盡快提升我國(guó)水果種植和加工的水平，縮短與國(guó)外的差距。近幾十年來(lái)，我國(guó)的水果加工水平提高緩慢，主要是我國(guó)的水果機(jī)械加工技術(shù)水平落后造成的。 20 世紀(jì) 50 年代以前，我國(guó)幾乎沒(méi)有食品機(jī)械工業(yè)，更不用說(shuō)水果加工。水果的生產(chǎn)加工主要以手工操作為主，基本屬于傳統(tǒng)作坊生產(chǎn)方式。僅在沿海一些大城市有少量工業(yè)化生產(chǎn)方式的水果加工廠，所用設(shè)備幾乎是國(guó)外設(shè)備。進(jìn)入 20 世紀(jì) 50 70 年代，水果加工業(yè)及水果機(jī)械行業(yè)得到一定的發(fā)展，全國(guó)各 地新建了一大批水果加工工廠。但這樣依然沒(méi)有從根本上改變水果加工落后的面貌，這些加工廠尚處于半機(jī)械半手工的生產(chǎn)方式，機(jī)械加工僅用于一些主要的工序中，而其他生產(chǎn)工序仍沿用傳統(tǒng)的手工操作方式。到了 20 世紀(jì) 80 年代以后，水果工業(yè)發(fā)展迅速。這得益于 80 年代以后的改革開(kāi)放政策。隨著外資的引入，出現(xiàn)很多獨(dú)資、合資等形式的外商水果加工企業(yè)。這些企業(yè)在將先進(jìn)的水果生產(chǎn)技術(shù)引進(jìn)國(guó)內(nèi)的同時(shí)，也將大量先進(jìn)的水果機(jī)械帶入國(guó)內(nèi)。再加上社會(huì)對(duì)水果加工質(zhì)量、品種、數(shù)量要求的不斷提高，極大地推進(jìn)了我國(guó)水果工業(yè)以及水果機(jī)械制造業(yè)的發(fā)展。通過(guò)消 化吸收國(guó)外先進(jìn)的水果機(jī)械技術(shù)，使我國(guó)的水果機(jī)械工業(yè)的發(fā)展水平得到很大提高。 20 世紀(jì) 80 年代中期，我國(guó)水果工業(yè)實(shí)現(xiàn)了機(jī)械化和自動(dòng)化。進(jìn)入 20 世紀(jì) 90 年代以后，又進(jìn)行了新一輪的技術(shù)改造工程。在這一輪的技術(shù)改造工程中，許多水果加工廠對(duì)設(shè)備進(jìn)行了更新?lián)Q代，或直接引進(jìn)全套的國(guó)外先進(jìn)設(shè)備，或采用國(guó)內(nèi)廠家消化吸收生產(chǎn)出的新型機(jī)械設(shè)備。經(jīng)過(guò)兩輪的技術(shù)改造工程，極大推進(jìn)了我國(guó)水果機(jī)械工業(yè)的發(fā)展，水果機(jī)械工業(yè)現(xiàn)已 - 6 - 形成門(mén)類(lèi)齊全、品種配套的產(chǎn)業(yè)，已經(jīng)為機(jī)械工業(yè)中的重要產(chǎn)業(yè)之一。 1.3 國(guó)內(nèi)水果機(jī)械化未來(lái)發(fā)展方向 水果在中國(guó)食品 產(chǎn)業(yè)占有重要地位，隨著社會(huì)發(fā)展和進(jìn)步，水果不但是人們生活的必需品，而且對(duì)經(jīng)濟(jì)起了很好的作用，而水果分選機(jī)是水果生產(chǎn)中的一種主要機(jī)械。 21 世紀(jì)，中國(guó)將實(shí)現(xiàn)水果生產(chǎn)和加工全程機(jī)械化，以滿足水果生產(chǎn)規(guī)模化、經(jīng)營(yíng)產(chǎn)業(yè)化、水果產(chǎn)品多元化、水果質(zhì)量無(wú)公害化的要求。水果機(jī)械將集機(jī)、電、液于一體，向智能化、自動(dòng)化跨越。 1.4 目前國(guó)內(nèi)常見(jiàn)的水果分選機(jī)主要有以下幾種類(lèi)型 目前我國(guó) 水果業(yè) 生產(chǎn)上使用的 分選機(jī) 類(lèi)型很多，大小不一。 根據(jù)水果檢測(cè)指標(biāo)的不同，水果分選機(jī)大致可以分為大小分選機(jī)、重量分選機(jī)、外觀品質(zhì)分選機(jī)和內(nèi)部品質(zhì)分選 機(jī)。本課題主要研究的是大小分選機(jī)，而根據(jù)其結(jié)構(gòu)和工作原理的不同，大小分選機(jī)可分為篩子分選機(jī)、回轉(zhuǎn)帶分選機(jī)、 輥軸分選機(jī)、滾筒式分選機(jī)。 2 總體方案的擬定 2.1 原理分析 分選機(jī)上的分級(jí)裝置的孔眼的大小和形狀 必須根椐 水果的大小、形狀和產(chǎn)品工藝要求確定。 特別注意 分級(jí)級(jí)數(shù)的設(shè)計(jì)計(jì)算，提高分選質(zhì)量，以保證后序工序的順利進(jìn)行 。 水果分選機(jī)是由分選機(jī)構(gòu)、傳動(dòng)機(jī)構(gòu)和電動(dòng)機(jī)組成。水果分選時(shí)將水果運(yùn)送至進(jìn)料斗，然后流入到分級(jí)滾筒或擺動(dòng)篩中，使水果在滾筒里滾轉(zhuǎn)和移動(dòng)或在擺動(dòng)篩中作相對(duì)運(yùn)動(dòng)，并在此過(guò)程中通過(guò)相應(yīng)的孔流出，以達(dá) 到分級(jí)目的。 2.1.1 方案選擇 為了實(shí)現(xiàn)預(yù)定的功用，有兩套方案可以實(shí)現(xiàn)： (參見(jiàn)圖 1、圖 2) 方案一 采用擺動(dòng)篩式進(jìn)行水果的分選 - 7 - 圖 1 方案一 示意圖 Fig1 The figure of program 1 方案二 采用滾筒式進(jìn)行水果分選 圖 2 方案二 示意圖 Fig2 The figure of program 2 2.1.2 方案的比較 方案一采用擺動(dòng)篩式來(lái)進(jìn)行水果的分選，其機(jī)械振動(dòng)裝置由皮帶傳動(dòng)使偏心輪回轉(zhuǎn)，偏心輪帶動(dòng)曲柄連桿機(jī)構(gòu)實(shí)現(xiàn)機(jī)體的直線往返式擺動(dòng)。擺動(dòng)篩分選機(jī)的優(yōu)點(diǎn)為：結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，制造、安裝容易；篩面調(diào)整方便，利用率高；以直線往復(fù)擺動(dòng)為主。振動(dòng) - 8 - 為輔，對(duì)物料損傷少；適用多物料及同一物料多種不同規(guī)格的分級(jí)。缺點(diǎn)為：動(dòng)力平衡困難，噪音大，清洗不方便等。方案二采用滾筒式來(lái)進(jìn)行水果的分選，其滾筒由摩擦輪帶動(dòng)，物料通過(guò)料斗流入到滾筒時(shí)，在其間滾轉(zhuǎn)和移動(dòng)，并在此過(guò)程中通過(guò)相應(yīng)的孔流出，以達(dá)到分級(jí)目的。滾動(dòng)式分 選機(jī)的優(yōu)點(diǎn)為：結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，分級(jí)效率高，工作平穩(wěn)，不存在動(dòng)力不平衡現(xiàn)象。缺點(diǎn)為：機(jī)器占地面積大，篩面利用率低；由于篩孔調(diào)整困難，對(duì)原料的適應(yīng)性差。本課題研究的主要目的是實(shí)現(xiàn)水果生產(chǎn)的規(guī)?；蜋C(jī)械化，而且主要針對(duì)單一物料進(jìn)行分級(jí)，對(duì)水果的損傷情況不做過(guò)多要求，故采用方案二比較合理。 2.2 總體結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 2.2.1 總體結(jié)構(gòu) 總體結(jié)構(gòu)分為以下主要部分（如圖 3所示）： 進(jìn)料斗、滾筒、收集料斗、機(jī)架、傳動(dòng)裝置、摩擦輪等。 圖 3 水果分選機(jī)結(jié)構(gòu)圖 Fig3 The principle figure of the structure of the fruit sorter 2.2.2 傳動(dòng)路線 水果分選機(jī)的傳動(dòng)路線如圖 4 所示，該機(jī)構(gòu)是通過(guò)電動(dòng)機(jī)驅(qū)動(dòng)皮帶傳動(dòng)，將運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力直齒圓柱齒輪減速器，通過(guò)減速器減速后，再由鏈輪傳動(dòng)機(jī)構(gòu)將運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力傳遞給摩擦輪，在摩擦輪的帶動(dòng)下，以實(shí)現(xiàn)對(duì)水果的分級(jí)。 - 9 - 1.電機(jī) 2.皮帶輪 3.摩擦輪 4.摩擦輪軸 5.單級(jí)直齒圓柱齒輪減速器 6.鏈傳動(dòng) 圖 4 水果分選機(jī) 的傳動(dòng)路線 Fig4 The transmission route of the fruit sorter 2.3 各執(zhí)行機(jī)構(gòu)主要參數(shù)的計(jì)算 2.3.1 滾筒設(shè)計(jì) 考慮到水果大小形狀的差異 ， 將滾筒的分級(jí)情況定為 6 級(jí)。在實(shí)際分級(jí)中 ， 可以將相鄰的兩級(jí)料斗合為一級(jí) ， 以滿足不同分級(jí)的需要?，F(xiàn)在設(shè)計(jì)采用 5節(jié)篩筒 ， 6級(jí)分級(jí)。 2.3.2 滾筒孔眼總數(shù)的確定 生產(chǎn)能力 G可由下式計(jì)算： G 3600z m 1000 1000 （ 2-1） 式中： z為滾筒上的孔眼總數(shù)； G為生產(chǎn)能力； 為在同一秒內(nèi)從篩孔掉下物料的系數(shù)，因分選機(jī)型和物料性質(zhì)不同 而異，滾筒式可取 1 0 2 5； m為物料的平均質(zhì)量。 根據(jù)設(shè)計(jì)要求給定的參數(shù) G=12 t/h， m=400g， = 2.0 可求出 z =1000 1000G 3600 m =1000 1000 12 3600 0.02 400 =417（個(gè)） 2.3.3 滾筒直徑 D、長(zhǎng)度 L 以及各級(jí)排數(shù) P 和各排孔數(shù) Z 的確定 在生產(chǎn)能力已知的情況下，通過(guò)式 （ 2-1）求取的 Z為滾筒上所需的孔數(shù)。但由于各級(jí)篩孔孔徑不同而滾筒直徑相同，所以這個(gè)總孔數(shù)不能平均分配在各級(jí)中，而應(yīng)根據(jù)工藝的要求分成不同直徑的若干級(jí)別，再依級(jí)數(shù)設(shè)每級(jí)排數(shù)以確定同 一級(jí)每排篩孔 - 10 - 數(shù)。若把滾筒展開(kāi)成平面，則其關(guān)系為 每級(jí)孔數(shù) =排數(shù)每排孔數(shù) 每級(jí)長(zhǎng)度 =（每級(jí)篩孔直徑每排孔數(shù)）（篩孔間隙各排孔數(shù)） 則 滾筒的圓周長(zhǎng)度 =（排數(shù)各級(jí)孔徑）（排數(shù)孔徑） 理論上，每級(jí)的孔數(shù)之和等于總孔數(shù) Z，每級(jí)長(zhǎng)度之和是所設(shè)計(jì)的滾筒長(zhǎng)度，但這樣設(shè)計(jì)計(jì)算各級(jí)滾筒的直徑各不相同，無(wú)法連接在一起。因此一般取滾筒中直徑較大的一級(jí)作為整個(gè)滾筒的直徑。 初步確定滾筒直徑和長(zhǎng)度后，用 D:L=1:4 6進(jìn)行校核，若不在此范圍內(nèi)，就應(yīng)重新調(diào)整每級(jí)排數(shù)或孔數(shù)，直至達(dá)到此比例范圍 內(nèi)為止。一般若 L 6D，則可適當(dāng)增加排數(shù)，減少每排孔數(shù)；若 L 6D，則應(yīng)增加每排孔數(shù)，減少排數(shù)。 現(xiàn)在由分選所需水果的需求，對(duì)篩筒孔徑作如下估計(jì)： 表 1 篩孔孔徑的參數(shù) Table 2 the parameter of screen size 篩孔 孔徑長(zhǎng)寬（ mm） 孔隙（ mm） 粒徑分布比例系數(shù)ai 軸向分布比例系數(shù)bi 第一級(jí) 80 40 15 1/8 1/2 第二級(jí) 85 45 20 1/2 1/4 第三級(jí) 90 50 25 1/4 1/8 第四級(jí) 95 55 30 1/8 1/8 第五級(jí) 100 60 35 1/8 1/8 2.3.4 各級(jí)篩孔數(shù)的計(jì)算 （ 1） 各級(jí)篩孔的孔數(shù) Z1=ai bi Z。 （ 2-2） 式中： Z1 每個(gè)篩孔的個(gè)數(shù)，個(gè)； ai 原料粒徑分布比例系數(shù)； bi 原料沿滾筒軸向分布比例系 數(shù)； Z。 基準(zhǔn)孔數(shù)，個(gè)。 （ 2） 基準(zhǔn)孔數(shù)為 Z。 =Z/ ai bi （ 2-3） - 11 - 則 Z。 =417 /（ 1/8 1/2 1/2 1/4 1/4 1/8 1/8 1/8 1/8 1/8） =1668（個(gè)） 則，可求 Z1=ai bi Z。 =1/8 1/2 1668=104 Z2=ai bi Z。 =1/2 1/4 1668=209 Z3=ai bi Z。 =1/4 1/8 1668=52 Z4=ai bi Z。 =1/8 1/8 1668=26 Z5=ai bi Z。 =1/8 1/8 1668=26 （ 3）篩孔排數(shù)與每排孔數(shù)的計(jì)算 已知 u = L/D （ 2-4） 式中： u 長(zhǎng)度與直徑之比； L 滾筒的長(zhǎng)度， m； D 滾筒的直徑， m。 又知滾筒的長(zhǎng)度可表示為 L= Li =1/P0 Zi/Ci(di ei) （ 2-5） 式中： P0 基準(zhǔn)排數(shù) ，通常以第一級(jí)為基準(zhǔn)； di 各級(jí)篩孔的直徑， m； ei 個(gè)級(jí)篩孔的孔徑， m； Ci 篩孔的直徑及間隙對(duì)排數(shù)的影響比例系數(shù)。 又知 CI= P1 P0 （ 2-6） 式中： P1 各級(jí)篩孔的排數(shù) 因 Si= di ei 故 Pi=2 D / 3 Si 則將這些轉(zhuǎn)換式對(duì) L= Li =1/P0 Zi/Ci(di ei)進(jìn)行化簡(jiǎn) ，得 L=2 D / 3 Si Z1(d1 e1)2 Z2(d2 e2)2 Z3(d3 e3)2 Z4(d4 e4)2 Z5(d5 e5)2 又估計(jì) u = L/D=4 則 D= 1/4L 則 L2=2 3 / 104 (0.080 0.015)2 209 (0.085 0.020)2 52 (0.0900.025)2 26 (0.095 0.030)2 26 (0.100 0.035)2 解得 L=2.3 m 則 D= 1/4L=0.575 m 則由 Pi=2 D / 3 Si ，得 P1=2 0.575 / 3 (0.080 0.015)=23 - 12 - P2=2 0.575 / 3 (0.085 0.020)=20 P3=2 0.575 / 3 (0.090 0.025)=18 P4=2 0.575 / 3 (0.095 0.030)=17 P5=2 0.575 / 3 (0.100 0.035)=15 由此可得各級(jí)滾筒每排孔數(shù)： 由 ZPi=Zi/Pi 可得 ZP1= Z1/P1 = 104 23 =5 ZP2= Z2/P2 = 209 20 =10 ZP3= Z3/P3 = 52 18 =3 ZP4= Z4/P4 = 26 17 =2 ZP5= Z5/P5 = 26 15 =2 經(jīng)圓整后，各級(jí)滾筒每排的孔數(shù)為： ZP1=4 ZP2=7 ZP3=3 ZP4=3 ZP5=2 （ 4）滾筒直徑的確定 各級(jí)滾筒的周長(zhǎng)為 li = 3 /2 (di ei)Pi （ 2-7） l1 = 3/2 (d1 e1)P1= 3 /2 (0.080 0.015) 23=1.892 m l2 = 3/2 (d2 e2)P2= 3 /2 (0.085 0.020) 20=1.819 m l3 = 3/2 (d3 e3)P3= 3 /2 (0.090 0.025) 18=1.793 m l4 = 3/2 (d4 e4)P4= 3 /2 (0.095 0.030) 17=1.840 m l5 = 3/2 (d5 e5)P5= 3 /2 (0.100 0.035) 15=1.754 m 各級(jí)計(jì)算周長(zhǎng) 中，最長(zhǎng)的作為整個(gè)滾筒的周長(zhǎng)，則 l=1.892 m。 （ 5） 篩孔間隙修正 因?yàn)楦骷?jí)計(jì)算周長(zhǎng)與確定的滾筒軸長(zhǎng) l存在差值，則按下式修正： ei=2l/ 3 Pi di （ 2-8） 則 e1 =2 1.892/ 3 23 0.080 =0.015 e2 =2 1.892/ 3 20 0.085 =0.024 e3 =2 1.892/ 3 18 0.090 =0.031 e4 =2 1.892/ 3 17 0.095 =0.034 e5 =2 1.892/ 3 15 0.100 =0.046 （ 6） 滾筒直徑 - 13 - D=l/ （ 2-9） 則 D=1.892/ =0.60 m （ 7） 長(zhǎng)徑比驗(yàn)算 總長(zhǎng)度的確定，應(yīng)將各級(jí)的一側(cè)邊緣尺寸 fi計(jì)入，因此 L= Li fi （ 2-10） 又知 fi= Si 2=1/2(di ei) （ 2-11） 則滾筒的長(zhǎng)度為 L= ZPi(di ei) 1/2 (di ei) （ 2-12） 則 L= ZPi(di ei) 1/2 (di ei) （ 2-13） L= 4 (0.080 0.015) 7 (0.085 0.020) 3 (0.090 0.025) 3(0.095 0.030) 2 (0.100 0.035) 1/2 (0.080 0.015) (0.085 0.020)(0.090 0.025) (0.095 0.030) (0.100 0.035) =2.393 m 將計(jì)算出的滾筒長(zhǎng)度和直徑代入長(zhǎng)徑比公式中進(jìn)行驗(yàn)算，若不超過(guò)規(guī)定長(zhǎng)度比的5，則可確定長(zhǎng)度和直徑；否則要重新進(jìn)行校正。 由計(jì)算知 D=0.60 m L=2.393 m 則 u = L/D=2.393/0.60=3.99 規(guī)定 的 u = L/D=4 則相差值為 4-3.99=0.01 5，符合要求。 故可確定滾筒 D=0.60 m L=2.393 m 2.3.5 轉(zhuǎn)速 n及水平傾角 a的確定 滾筒的轉(zhuǎn)速影響分級(jí)效率及生產(chǎn)能力，而滾筒的轉(zhuǎn)速取決于直徑。滾筒一般呈傾斜放置，則通常轉(zhuǎn)速可由以下公式確定： n = 12 14 / R （ 2-14） 則由前面滾筒尺寸參數(shù)計(jì)算中，知 D=0.60 m，根據(jù)公式可得本設(shè)計(jì)中的轉(zhuǎn)速范 圍 n = 12 14 / R=12 14 / 0.60=15 18 r/min 又考慮滾筒的轉(zhuǎn)速一般為 10 15 r/min，一般不超過(guò) 30 r/min。在結(jié)合實(shí)際生產(chǎn)需求，最終確定滾筒的轉(zhuǎn)速 n=18 r/min。 由上式可知， n與 R成反比，即滾筒直徑越大，其轉(zhuǎn)速越小。 而滾筒的傾角 a與滾筒的長(zhǎng)度有關(guān)，一般約為 3 o 5 o，長(zhǎng)的滾筒取小值，短的取大值。本設(shè)計(jì)中滾筒的長(zhǎng)度為 L=2.393 m，結(jié)合實(shí)際生產(chǎn)的需要，取 a=4 o。 2.3.6 滾輪和摩擦輪 滾輪和摩擦輪工作時(shí)，滾圈的動(dòng)力是由摩擦 輪與之摩擦所產(chǎn)生的，她們是一對(duì)相 - 14 - 對(duì)運(yùn)動(dòng)的部件。通常為了維修及更換零件的方便，在設(shè)計(jì)上，摩擦輪所選擇的材料要比滾圈耐磨性差，以便把磨損落在摩擦輪上。摩擦輪和滾圈的結(jié)構(gòu)如圖 5所示。 滾圈的常用材料為 Q235、 Q255、 40號(hào)碳素鋼。摩擦輪的材料常為 HT250、 HT200等。這里取滾圈的材料為 Q235，摩擦輪的材料為 HT200。 摩擦輪的寬度 b一般比滾圈寬度 B大 30 40 mm，以補(bǔ)償筒體熱脹冷縮和軸向竄動(dòng)的需要，經(jīng)計(jì)算摩擦輪外徑為 d=375 mm，寬度為 90 mm（由與滾圈寬 60 mm關(guān)系式計(jì)算得出）。 1.滾筒 2.摩擦輪 3.滾圈 圖 5 摩擦輪與滾圈 Fig5 The friction wheel and the rolling ring 2.3.7 功率計(jì)算 對(duì)于摩擦輪傳動(dòng)式，其功率可用下式計(jì)算： P=Rn(m1 13m2)g/60 （ 2-15） 式中： P 滾筒轉(zhuǎn)動(dòng)所需要的電動(dòng)機(jī)功率， W； R 滾筒內(nèi)半徑， m； n 滾筒轉(zhuǎn)速， r/min； m1 滾筒本身質(zhì)量， kg； m2 滾筒內(nèi)原料質(zhì)量， kg； 傳動(dòng)效率，一般取 0.6 0.7。本設(shè)計(jì)中取 =0.6。 m2= R2Lr1 （ 2-16） 式中： L 滾筒的長(zhǎng)度， m； r1 物料的密度， kg/m3； - 15 - 物料在滾筒中的填充系數(shù)，一般為 0.05 0.10。 在本設(shè)計(jì)中，所涉及的滾筒用來(lái)篩選水果，按其平均質(zhì)量和半徑，估算出物料密度 1.2 103 kg/m3，填充系數(shù)選取 =0.07，則 m2= R2Lr1 =3.14（ 0.60-0.002 2） /2 2 2.393 1.2 103 0.07=56 kg 將以上結(jié)果代入滾筒轉(zhuǎn)動(dòng)時(shí)所需的電動(dòng)機(jī)功率 P的計(jì)算公式中： P=Rn(m1 13m2)g/60 =（ 0.60-0.002 2） /2 18 (62 13 56) 9.81/60 0.6=1155 W 2.3.8 篩孔的設(shè)計(jì) 篩孔是分選機(jī)械的主要工作部分 ， 其優(yōu)劣程度直接影響分級(jí)效果 。 篩孔有正方形 、矩形 、 正三角形等排列 。經(jīng)計(jì)算， 正三角形排列篩面的有效系數(shù)比正方形排列增加 16 ，如圖 6所 示， 其有效篩面面積更大，故在設(shè)計(jì)中采取正三角形排列。 圖 6 正三角形排列 Fig6 The equilateral triangle arrangement 2.3.9 選擇電動(dòng)機(jī) （ 1）選擇電動(dòng)機(jī)類(lèi)型和結(jié)構(gòu)形式 生 產(chǎn)單位一般用三相交流電源，如無(wú)特殊要求 (如在較大范圍內(nèi)平穩(wěn)地調(diào)速，經(jīng)常起動(dòng)和反轉(zhuǎn)等 )，通常都采用三相交流異步電動(dòng)機(jī)。我國(guó)已制訂統(tǒng)一標(biāo)準(zhǔn)的 Y系列是一般用途的全封閉自扇冷鼠籠型三相異步電動(dòng)機(jī)，適用于不易燃、不易爆、無(wú)腐蝕性氣體和無(wú)特殊要求的機(jī)械，如金屬切削機(jī)床、風(fēng)機(jī)、輸送機(jī)、攪拌機(jī)、農(nóng)業(yè)機(jī)械和食品機(jī)械等。由于 Y 系列電動(dòng)機(jī)還具有較好的起動(dòng)性能，因此也適用于某些對(duì)起動(dòng)轉(zhuǎn)矩有較高要求的機(jī)械 (如壓縮機(jī)等 )。在經(jīng)常起動(dòng)，制動(dòng)和反轉(zhuǎn)的場(chǎng)合，要求電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)動(dòng)慣量小和過(guò) 載能力大，此時(shí)宜選用起重及冶金用的 YZ 型或 YZR 型三相異步電動(dòng)機(jī)。 三相交流異步電動(dòng)機(jī)根據(jù)其額定功率 (指連續(xù)運(yùn)轉(zhuǎn)下電機(jī)發(fā)熱不超過(guò)許可溫升的 - 16 - 最大功率，其數(shù)值標(biāo)在電動(dòng)機(jī)銘牌上 )和滿載轉(zhuǎn)速 (指負(fù)荷相當(dāng)于額定功率時(shí)的電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速，當(dāng)負(fù)荷減小時(shí)，電機(jī)實(shí)際轉(zhuǎn)速略有升高，但不會(huì)超過(guò)同步轉(zhuǎn)速 磁場(chǎng)轉(zhuǎn)速 )的不同，具有系列型號(hào)。為適應(yīng)不同的安裝需要，同一類(lèi)型的電動(dòng)機(jī)結(jié)構(gòu)又制成若干種安裝形式。各型號(hào)電動(dòng)機(jī)的技術(shù)數(shù)據(jù) (如額定功率、滿載轉(zhuǎn)速、堵轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩與額定轉(zhuǎn)矩之比、最大轉(zhuǎn)矩與額定轉(zhuǎn)矩之比等 )、外形及安裝尺寸可查閱產(chǎn)品目錄或有 關(guān) 機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)。 按已知的工作要求和條件，選用 Y型全封閉籠型三相異步電動(dòng)機(jī)。 （ 2）選擇電動(dòng)機(jī)類(lèi)型的功率 由前面設(shè)計(jì)計(jì)算已知，工作機(jī)所需的電動(dòng)機(jī)輸出功率為 P工作輸出 =1.155 KW 電動(dòng)機(jī)至運(yùn)輸帶之間的總效率為 總 = 皮帶 齒輪 3滾動(dòng)軸承 鏈輪 2摩擦輪 =0.96 0.97 0.993 0.96 0.902 =0.703 所以電動(dòng)機(jī)的輸入功率為 P電動(dòng)機(jī)輸入 = P工作輸出 / 總 =1.155/0.703 =1.64 kW （ 3）初選同步轉(zhuǎn)速為 750 r/min的電動(dòng)機(jī) 由 P電動(dòng)機(jī)輸入 P電動(dòng)機(jī)額定 ，故根據(jù)機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)手冊(cè)表 12-1，選擇電動(dòng)機(jī)型號(hào)為 Y132S-8，其額定功率為 2.2 KW，滿載轉(zhuǎn)速為 710 r/min，即 P電動(dòng)機(jī)額定 =2.2 kW n電動(dòng)機(jī)額定 =710 r/min 2.4 傳動(dòng)裝 置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)的計(jì)算 2.4.1 各傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比及各軸轉(zhuǎn)速的計(jì)算的計(jì)算 分配各級(jí)傳動(dòng)比時(shí)應(yīng)考慮的問(wèn)題： （ 1）各級(jí)傳動(dòng)比機(jī)構(gòu)的傳動(dòng)比應(yīng)在推薦值的范圍內(nèi)，不應(yīng)超過(guò)最大值，已利于發(fā)揮其性能，并使其結(jié)構(gòu)緊湊。 （ 2）應(yīng)使各級(jí)傳動(dòng)的結(jié)構(gòu)尺寸協(xié)調(diào)、勻稱。例如：由 V 帶傳動(dòng)和齒輪傳動(dòng)組成的傳動(dòng)裝置， V帶傳動(dòng)的傳動(dòng)比不能過(guò)大，否則會(huì)使大帶輪半徑超過(guò)變速器的中心高，造成尺寸不協(xié)調(diào)，并給機(jī)座設(shè)計(jì)和安裝帶來(lái)困難。 - 17 - （ 3）應(yīng)使傳動(dòng)裝置外廓尺寸緊湊，重量輕。在相同的總中心距和總傳動(dòng)比情況下， 具有較小的外廓尺寸。 （ 4） 在變速器實(shí)際中常使各級(jí)大齒輪直徑相近，使大齒輪有相近的侵油深度。高、 低速兩極大齒輪直徑相近，且低速級(jí)大齒輪直徑稍大，其侵油深度也稍深些有利于侵油潤(rùn)滑。 （ 5）應(yīng)避免傳動(dòng)零件之間發(fā)生干涉碰撞。高速級(jí)大齒輪與低速軸發(fā)生干涉，當(dāng)高速級(jí)傳動(dòng)比過(guò)大時(shí)就可能產(chǎn)生這種情況。除考慮上訴幾點(diǎn)還要理論聯(lián)系實(shí)際，思考機(jī)器的工作環(huán)境、安裝等特殊因素。這樣我們就可以通過(guò)實(shí)測(cè)與理論計(jì)算來(lái)分配各級(jí)的傳動(dòng)比了。 電動(dòng)機(jī)的滿載轉(zhuǎn)速為 710 r/min, 要求的輸出為 18r/min，則總的傳動(dòng)比為： nm / n=710/18 39.44 V帶傳動(dòng)比常用范圍i 7； 圓柱齒輪傳動(dòng)單級(jí)減速器傳動(dòng)比的范圍 i 4 6； 鏈傳動(dòng)傳動(dòng)比的范圍i 6； 摩擦輪傳動(dòng)傳動(dòng)比的范圍i 5。 故設(shè)計(jì)分配傳動(dòng)比如下： 第一級(jí) V帶傳動(dòng)比 i1=3； 第二級(jí)齒輪傳動(dòng)傳動(dòng)比 i2=4； 第三級(jí)鏈傳動(dòng)傳動(dòng)比 i3=2； 第二級(jí)摩擦輪傳動(dòng)傳動(dòng)比 i4=1.6。 電動(dòng)機(jī)軸為 0 軸，減 速器高速軸為 1 軸，低速軸為 2 軸，摩擦輪軸為 3 軸，各軸轉(zhuǎn)速為： n0= nw=710 r/min n1= n0/ i1=710/3=237 r/min n2= n1/ i2=237/4=59 r/min n3= n2/ i3=59/2=30 r/min n4= n3/ i4=30/1.6=18 r/min 2.4.2 各軸輸入功率的計(jì)算 機(jī)械效率分布如下： V帶傳動(dòng) 1=0.96；滾動(dòng)軸承 2=0.99；圓柱齒輪傳動(dòng) 3=0.97；鏈傳動(dòng) 4=0.96；摩擦 輪傳動(dòng) 5=0.90。各軸輸入功率按電動(dòng)機(jī)額定功率計(jì)算，各軸輸入功率即： - 18 - P0 = PW = 2.2 kW P1 = P0 1=2.2 0.96=2.11 kW P2 = P1 2 3=2.11 0.99 0.97=2.03 kW P3 = P2 4 =2.03 0.96=1.95 kW P4 = P3 2 5=1.95 0.99 0.90=1.74 kW 2.4.3 各軸轉(zhuǎn)矩的計(jì)算 T0 = 9550 P0/ n0=9550 2.2/710 =29.59 N m T1 = 9550 P1/ n1=9550 2.11/237 =85.02 N m T2 = 9550 P2/ n2=9550 2.03/59 =325.58 N m T3 = 9550 P3/ n3=9550 1.95/30 =620.75 N m 3 主要零件的選擇和設(shè)計(jì) 3.1 皮帶傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算 根據(jù)設(shè)計(jì)可知皮帶輪傳動(dòng)比為 3，因傳動(dòng)速度較快，處于高速端，故采用帶傳動(dòng)來(lái)提高傳動(dòng)的平穩(wěn)性。并旋轉(zhuǎn)方向一致 ，帶輪的傳動(dòng)是通過(guò)帶與帶輪之間的摩擦來(lái)實(shí)現(xiàn)的。帶傳動(dòng)具有傳動(dòng)平穩(wěn)，造價(jià)低廉以及緩沖吸振等特點(diǎn)。根據(jù)槽面摩擦原理，在同樣的張緊力下， V帶傳 動(dòng)較平帶傳動(dòng)能產(chǎn)生更大的摩擦力。再加上 V帶傳動(dòng)允許傳動(dòng)比較大，結(jié)構(gòu)較緊湊，以及 V帶以標(biāo)準(zhǔn)化并且大量生產(chǎn)的優(yōu)點(diǎn)，所以這里高速軸傳動(dòng)選用V帶傳動(dòng)。 3.1.1 確定計(jì)算功率 Pca 由機(jī)械設(shè)計(jì)表 8-7 查得工作情況系數(shù) K A =1.1 故 Pca = K A P = 1.1 2.2=2.42 kW 3.1.2 選擇 V 帶的帶型 根據(jù) Pca=2.42 KW,小帶輪轉(zhuǎn)速 n1=710r/min,由 機(jī)械設(shè)計(jì)圖 8-11選用 A型 。 3.1.3 確定帶輪的基準(zhǔn)直徑 dd并驗(yàn)算帶速 v （ 1）初選小帶輪的基準(zhǔn)直徑 dd 由機(jī)械設(shè)計(jì)表 8-6和表 8-8，取基準(zhǔn)直徑 dd1=140 mm。 （ 2）驗(yàn)算帶速 v 按式 v= dd1 n1/60 1000 驗(yàn)算帶的速度 v = dd1 n1/60 1000 = 140 710/60 1000 = 5.20 m/s - 19 - 因?yàn)?5 m/sv30 m/s，故帶速合適。 （ 3）計(jì)算大帶輪的基準(zhǔn)直徑 根據(jù)式 dd2= idd1=3 140=420 mm，根據(jù) 機(jī)械設(shè)計(jì)表 8-8，圓整為 dd2= 400 mm。 3.1.4 確定 V 帶的中心距 a 和 基準(zhǔn)長(zhǎng)度 L d 根據(jù)公式 0.7（ dd1 +dd2） a0 2（ dd1 + dd2） 初步確定中心距 a0 =750mm 由式： L d=2a0+ /2 (dd1+ dd2)/+ (dd1- dd2)2/4a0 = 2 750+ /2 (140+400)+(400-140)2/4 750 = 2371 mm 由機(jī)械設(shè)計(jì)表 8-2 選帶的基準(zhǔn)長(zhǎng)度 Ld=2240 mm。 計(jì)算實(shí)際中心距 a =a 0 +（ L d- L d） /2=750+（ 2240 2371） /2=685 mm 3.1.5 驗(yàn)算小帶輪上的包角 a1 a1 =180 o -57.5 o(dd2- dd1)/a =180 o -57.5 o(400 140)/685=158 o 120 o 取 a=158 o。 3.1.6 計(jì)算帶的根數(shù) z （ 1） 計(jì)算單根 V帶的額定功率 Pr 由 dd1=140 mm和 n1=710r/min，查 機(jī)械設(shè)計(jì)表 8-4a得 P0=1.26 kW。 根據(jù) n1=710r/min， i=3和 A型帶， 查 機(jī)械設(shè)計(jì) 表 8-4b得 P0=0.09 kW。 查 機(jī)械設(shè)計(jì)表 8-5得 Ka=0.95，表 8-2得 KL=1.06，于是 Pr=( P0+ P0) Ka KL=(1.26+0.09) 0.95 1.06=1.36 kW （ 2） 計(jì)算 V帶的根數(shù) z z= Pca/ Pr=2.42/1.36=1.78 取 2根。 3.1.7 計(jì)算單根 V帶的初拉力的最小值（ FO） min 由 機(jī)械設(shè)計(jì)表 8-3得 A型帶的單位長(zhǎng)度質(zhì)量 q=0.1 kg/m，所以 （ FO ） min=500 (2.5 Ka) Pca / Ka zv +qv2 =500（ 2.5-0.95） 2.42/（ 0.95 2 5.20） +0.1 5.202 =193N 3.1.8 計(jì)算軸壓力 FP 由式 （ FP） =2Z（ FO ） min sin(a1/2)=2 2 193 sin(158/2)=758N 3.1.9 帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) - 20 - V 帶輪結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)從略。 3.1.10 帶的張緊裝置 各種材質(zhì)的 V 帶都不是完全的彈性體，在預(yù)緊力的作用下，經(jīng)過(guò)一段時(shí)間的運(yùn)轉(zhuǎn)后，就會(huì)由于塑性變形而松弛。使預(yù)緊力 FO 降低。為保證帶傳動(dòng)的能力，應(yīng)定期張緊。此處采用定期張緊裝置。 3.2 直齒圓柱齒 輪的設(shè)計(jì)計(jì)算 3.2.1 選擇齒輪類(lèi)型、精度等級(jí)、材料及齒數(shù) （ 1）按圖 4所示的傳動(dòng)方案，選用直齒圓柱齒輪傳動(dòng)。 （ 2）滾筒為一般工作機(jī)器，速度不高，故選用 7級(jí)精度（ GB 10095-88） （ 3）材料選擇。 由 機(jī)械設(shè)計(jì)表 10-1選擇小齒輪材料為 40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280 HBS，大齒輪材料為 45鋼（調(diào)質(zhì)）硬度為 240 HBS，二者材料硬度差為 40 HBS。 （ 4）選小齒輪齒數(shù) z1=24，大齒輪齒數(shù) z2=4 24=96 3.2.2 按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì) 由 設(shè)計(jì)計(jì)算公式（ 10-9a）進(jìn)行試算，即 d1t 2.32 3 KT1/ d (u 1)/u (ZE/ H )2 （ 3-17） （ 1）確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值 試選載荷系數(shù) Kt=1.3。 計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩。 T1 = 9550 P1/ n1=9550 2.11/237 =85.02 N m=8.502 104 N mm 由 機(jī)械設(shè)計(jì)表 10-7選取齒寬系數(shù) d=1.2。 由 機(jī)械設(shè)計(jì)表 10-6查得材料的彈性影響系數(shù) ZE=189.8 MPa1/2。 由 機(jī)械設(shè)計(jì)圖 10-21d按齒面硬度 查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限 Hlim1=600MPa；大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限 Hlim2=550MPa。 由 機(jī)械設(shè)計(jì)式 10-13計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) N1=60n1jLh=60 237 1 (2 8 300 15)=1.024 109 N1=1.024 109/4=0.256 109 由 機(jī)械設(shè)計(jì)圖 10-19取接觸疲勞壽命系數(shù) KHN1=0.90； KHN1=0.95。 計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力。 取失效概率為 1，安全系數(shù) S=1，由 由 機(jī)械設(shè)計(jì)式（ 10-12）得 H 1= KHN1 lim1/S=0.9 600 MPa=540 MPa H 2= KHN2 lim2/S=0.95 550 MPa=522.5 MPa - 21 - （ 2）計(jì)算 試算小齒輪分度圓直徑 d1t，代入 H中較小的值。 d1t 2.32 3 KT1/ d (u+1)/u (ZE/ H )2=2.32 3 1.3 8.502104/1.2 (4+1)/4 (189.8/522.5)2=57.459 mm 計(jì)算圓周速度 v。 v = d1t n1/60 1000 = 57.459 237/60 1000 = 0.71 m/s 計(jì)算齒寬 b。 b = d d1t=1.2 57.459=68.951 mm 計(jì)算齒寬與齒高之比 b/h。 模數(shù) mt= d1t/ z1=57.459/24=2.394 mm 齒高 h= 2.25 mt=2.25 2.394=5.39 mm b/h=68.951/5.39=12.79 計(jì)算載荷系數(shù)。 根據(jù) v=0.71 m/s， 7級(jí)精度， 由 機(jī)械設(shè)計(jì) 圖 10-8查得動(dòng)載荷系數(shù) Kv=1.04； 直齒輪， KHa= KFa=1； 由 機(jī)械設(shè)計(jì)表 10-2查得使用系數(shù) KA=1； 由 機(jī)械設(shè)計(jì)表 10-4用插值法查得 7級(jí)精度、小齒輪相對(duì)支承對(duì)稱布置時(shí)，KHB=1.315。 由 b/h=12.79， KHB=1.315查機(jī)械設(shè)計(jì)圖 10-13得 KFB=1.28；故載荷系數(shù) K= KA Kv KHa KHB=1 1.04 1 1.315=1.368 按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由機(jī)械設(shè)計(jì)式（ 10-10a）得 d1= d1t 3 K/ Kt=57.459 3 1.368/ 1.3=58.436 mm 計(jì)算模數(shù) m。 m = d1/ z1=58.436/24=3.43 mm 3.2.3 按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì) 由 機(jī)械設(shè)計(jì)式（ 10-5）得彎曲強(qiáng)度的設(shè)計(jì)公式為 m 3 2KT1/ d z12 (YFa YSa / F ) （ 3-18） （ 1） 確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值 由 機(jī)械設(shè)計(jì)圖 10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限 FE1=500 MPa；大齒輪的 - 22 - 彎曲強(qiáng)度極限 FE2=380 MPa； 由 機(jī) 械設(shè)計(jì)圖 10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù) KFN1=0.85， KFN1=0.88； 計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力。 取彎曲疲勞安全系數(shù) S=1.4， 由 機(jī)械設(shè)計(jì)式（ 10-12）得 F 1= KFN1 FE1/S=0.85 500/1.4 MPa=303.57 MPa F 2= KFN2 FE2/S=0.88 380/1.4 MPa=238.86 MPa 計(jì)算載荷系數(shù) K。 K= KA Kv KFa KFB=1 1.04 1 1.28=1.331 查取齒形系數(shù)。 由 機(jī)械設(shè)計(jì)表 10-5查得 YFa1=2.65； YFa2=2.196。 查取應(yīng)力校正系數(shù)。 由 機(jī)械設(shè)計(jì)表 10-5查得 YSa1=1.58； YSa2=1.786。 計(jì)算大、小齒輪的 YFa YSa / F并加以比較。 YFa1 YSa1 / F =2.65 1.58/303.57=0.01379 YFa2 YSa2 / F =2.196 1.786/238.86=0.01642 大齒輪的數(shù)值大。 （ 2） 設(shè)計(jì)計(jì)算 m 3 2 1.331 8.502 104 /1.2 242 (0.01642)=1.75 mm 對(duì)于計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸強(qiáng)度計(jì)算的 模數(shù) m大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù) m的大小主要取決于彎曲強(qiáng)度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關(guān)，可取由彎曲強(qiáng)度算得的模數(shù) 1.75并就圓整為標(biāo)準(zhǔn)值 m= 2.0 mm，按接觸強(qiáng)度算得的分度圓直徑 d1=58.436 mm，算出小齒輪齒數(shù) z1 = d1/ m=58.436/2 29 大齒輪齒數(shù) z2 = 4 29=116 這樣設(shè)計(jì)出的齒輪傳動(dòng)，既滿足了齒面接觸疲勞強(qiáng)度，又滿足了齒根彎曲疲勞強(qiáng)度，并做到 結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費(fèi)。 3.2.4 幾何尺寸計(jì)算 （ 1）計(jì)算分度圓直徑 d1= z1m=29 2=58 mm d2= z2m=116 2=232 mm - 23 - （ 2）計(jì)算中心距 a = (d1+ d2)/2=(58+232)/2=145 mm （ 3）計(jì)算齒輪寬度 b = d d1=1.2 58=69.6 mm 取 B2=70 mm， B1=75 mm。 （ 4）機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)及繪制齒輪零件圖（從略）。 3.3 滾子鏈傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算 3.3.1 選擇鏈輪齒數(shù) 取小鏈輪齒數(shù) z1=19，大鏈輪的齒數(shù)為 z1=i z2=2 19=38。 3.3.2 確定計(jì)算功率 由 機(jī)械設(shè)計(jì)表 9-7查得 KA=1.0， 由 機(jī)械設(shè)計(jì)圖 9-13查得 KZ=1.52，單排鏈，則計(jì)算功率為 Pca= KAKzP=1.0 1.52 2.2=3.34 kW 3.3.3 選擇鏈條型號(hào)和節(jié)距 根據(jù) Pca=3.34 kW及 n2=59 r/min查 機(jī)械設(shè)計(jì)圖 9-11，可選 20A-1。查機(jī)械設(shè)計(jì)表 9-1，鏈條節(jié)距為 p=31.75 mm。 3.3.4 計(jì)算鏈節(jié)數(shù)和中心距 初選中心距 a0=(30 50)p=(30 50) 31.75=952.5 1587.5 mm。取 a0=1000 mm。相應(yīng)的鏈長(zhǎng)節(jié)數(shù)為 Lp0=2 a0/p+( z1+ z2)/2+ ( z2-z1)/2 2 p/ a0=2 1000/31.75 + ( 19+38)/2 + ( 38-19)/2 2 31.75/ 1000 91.78 取鏈長(zhǎng)節(jié)數(shù) L=92節(jié)。 查 機(jī)械設(shè)計(jì)表 9-7得到中心距計(jì)算系數(shù) fi=0.24883，則鏈傳動(dòng)的最大中心距為 a = fip 2 Lp-( z1+ z2) =0.24883 31.75 2 92-( 19+ 38) 987 mm 3.3.5 計(jì)算鏈速 v，確定潤(rùn)滑方式 v = n2z1p /60 1000 =59 19 31.75/60 1000 0.6 m/s 由 v=0.6 m/s 和鏈號(hào) 20A-1， 查 機(jī)械設(shè)計(jì)圖 9-14 可知應(yīng)采用滴油潤(rùn)滑。 3.3.6 計(jì)算壓軸力 Fp 有效圓周力為： Fe=1000P/v=1000 2.2/0.6 3667 N - 24 - 鏈輪水平布置時(shí)的壓軸力系數(shù) KFp=1.15，則壓軸力為 Fp KFpFe =1.15 3667 4217 N。 3.4 軸的設(shè)計(jì)計(jì)算 3.4.1 高速軸的設(shè)計(jì)計(jì)算 （ 1）由機(jī)械設(shè)計(jì)式（ 15-2） 初步估算軸的最小軸徑： dmin= A03 P1/n1 （ 3-19） 確定公式內(nèi)的各種計(jì)算數(shù)值 選軸的材料為 45 鋼 （調(diào)質(zhì)） ，由機(jī)械設(shè)計(jì)表 15 3，取oA=112 由前面的設(shè)計(jì)算得 P1=2.11 kW， n1=237 r/min （ 2）設(shè)計(jì)計(jì)算： dmin= A03 P1/n1=112 3 2.11/237=23.3 mm 軸的最小軸徑為 d=mind (1+0.14)=26.6mm 圓整后取 27mm。 （ 3）軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 1）擬定軸上零件的裝配方案 根據(jù)設(shè)計(jì)要求，現(xiàn)選用圖 7所示的裝配方案。 圖 7 高速軸的裝配方案 Fig 7 The assemble program of high speed shaft 2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度 a、為了滿足小皮帶輪的軸向定位要求， -軸的右端需制出一軸肩，故取 -段的直徑 d - =34 mm；左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑 D=37 mm。小皮帶輪與軸配合的轂孔長(zhǎng)度 L1=48 mm，為了保證軸端擋圈只壓在小皮帶輪上而不壓在軸的端面上，故 -段的長(zhǎng)度應(yīng)比 L1略短一些，現(xiàn)取 l - =46 mm。 - 25 - b、初步選擇滾動(dòng)軸承。應(yīng)軸承同時(shí)受有徑向力和軸向力的作用，故選用單列圓 錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù) d - =34 mm，由機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)手冊(cè)初步選取 0基本游隙組、標(biāo)準(zhǔn)精度級(jí)的單列滾錐軸承 30208，其尺寸為 d D T=40 mm 80 mm19.75 mm，故 d - = d - =40 mm；而 l - =19.75 mm。 右端滾動(dòng)軸承采用軸肩定位。由機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)手冊(cè)查得 30208 型軸承的定位軸肩高度 h=4.5 mm，因此，取 d - =49 mm。 c、取安裝齒輪處的軸端段 -的直徑 d - =50 mm，經(jīng)計(jì)算，由于小齒輪的齒根圓到鍵槽底部的距離 e2mt(mt為端面模數(shù) )，故將齒輪和軸做成一體，即齒輪軸的形式。 d、軸承蓋的總寬度為 20 mm（由減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)而定）。根據(jù)軸承蓋的拆裝及便于對(duì)軸承添加潤(rùn)滑脂的要求，取端蓋的外端面與小皮帶輪右端面的距離l=30 mm，故 l - =50 mm。 e、取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離 a=16 mm?？紤]到箱體的鑄造誤差，在確定滾動(dòng)軸承位置時(shí)，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離 s，取 s=8 mm，已知滾動(dòng)軸承寬度 T=19.75 mm， 則 l - =T+s+a=19.75+8+16=43.75 mm l - = s+a=8+16=24 mm 至此，已經(jīng)確定了軸的各段直徑和長(zhǎng)度。 （ 4）軸上零件的周向定位 小皮帶輪的周向定位采用平鍵連接。按 d - 由機(jī)械設(shè)計(jì)表 6-1查得平鍵截面 b h=8 mm 7 mm，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長(zhǎng)為 40 mm，同時(shí)為了保證小皮帶輪與軸配合良好的對(duì)中性，故選擇小皮帶輪輪轂與軸的配合為 H7/ k6。滾動(dòng)軸承與軸的周向定位是由過(guò)度配合來(lái)保證的，此處軸的直徑尺寸公差為 m6。 （ 5）確定軸上圓角和倒角尺寸 參考機(jī)械設(shè)計(jì)表 15-2，取軸左端倒角為 1.0 45 o，軸右端倒角為 1.6 45 o，各軸肩處的圓角半 徑見(jiàn) 表 15-2。 （ 6）求軸上的載荷 首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖（圖 7）做出軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖。在確定軸承的支點(diǎn)位置時(shí)，應(yīng)從手冊(cè)中查取 a值（參看機(jī)械設(shè)計(jì)圖 15-23）。對(duì)于 30208 型圓錐滾子軸承，由機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)手冊(cè)查得 a= 16.9 mm。因此，作為簡(jiǎn)支梁的軸的支承跨距64.35+64.35=128.7 mm。根據(jù)軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖，如圖 7所示。 從軸彎矩和扭矩圖中可以看出截面 C 是軸的危險(xiǎn)截面。現(xiàn)將計(jì)算出的截面 C 處的MH、 MV及 M 的值列與下表（參看圖 8）。 - 26 - 表 2 截面 C的支反力、彎矩及扭矩?cái)?shù) 值 Table 2 the section C of the reacting force, bending moment and torque value 載荷 水平面 H 垂直面 V 支反力 F FNH1=1466N, FNH2=1466N FNV1=533.5N, FNV2=-533.5N 彎矩 M MH=94557 N mm MV1=34410.75N mm MV2=-34410.75 N mm 總彎矩 M1= M2= 945572+34410.752=100624 N m 扭矩 T T1=85020 N mm 圖 8 軸的載荷分析圖 Fig8 The analysis of the small gear wheel axle load （ 7）按彎扭合 成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度 進(jìn)行校核時(shí)，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險(xiǎn)截面 C）的強(qiáng)度。根據(jù)機(jī)械設(shè)計(jì)式（ 15-5）及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動(dòng) - 27 - 循環(huán)變應(yīng)力，取 a=0.6，軸的計(jì)算應(yīng)力 ca= M12+(aT1)2 /W= 1006242+(0.6 85020)2 /0.1 703=3.3 MPa 前已選定軸的材料為 45 鋼，調(diào)質(zhì)處理，由機(jī)械設(shè)計(jì)表 15-1查得 -1 =60 MPa。因此 ca0.07d，故取 h=6 mm，則軸環(huán)處的直徑 d - =82 mm。軸環(huán)寬度 b 1.4h，取 l - =12 mm。 d、軸承蓋的總寬度為 20 mm（由減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)而定）。根據(jù)軸承蓋的拆裝及便于對(duì)軸承添加 潤(rùn)滑脂的要求，取端蓋的外端面與小鏈輪左端面的距離 l=30 mm，故 l - =50 mm。 e、取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離 a=16 mm?？紤]到箱體的鑄造誤差，在確定滾動(dòng)軸承位置時(shí)，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離 s，取 s=8 mm，已知滾動(dòng)軸承寬度 T=22.75 mm， 則 l - =T+s+a+（ 70-66） =22.75+8+16+4=50.75 mm l - =s+a=8+16=24 mm 至此，已經(jīng)確定了軸的各段直徑和長(zhǎng)度。 （ 4）軸上零件的周向定位 齒輪、小鏈輪的周向定位采用平鍵連接。按 d - 由機(jī)械設(shè)計(jì)表 6-1 查得平鍵截面 b h=20 mm 12 mm，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長(zhǎng)為 56 mm，同時(shí)為了保證齒輪與軸配合良好的對(duì)中性，故選擇小皮帶輪輪轂與軸的配合為 H7/ n6；同樣，小鏈輪與軸的連接，選用平鍵 12 mm 8 mm 22 mm，小鏈輪與軸配合為 H7/k6。滾動(dòng)軸承與軸的周向定位是由過(guò)度配合來(lái)保證的，此處軸的直徑尺寸公差為 m6。 （ 5）確定軸上圓角和倒角尺寸 參考機(jī)械設(shè)計(jì)表 15-2，取軸 端倒角為 1.6 45 o，各軸肩處的圓角半徑見(jiàn) 表 15-2。 （ 6）求軸上的載荷 首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖（圖 9）做出軸的計(jì)算簡(jiǎn) 圖。在確定軸承的支點(diǎn)位置時(shí)，應(yīng)從手冊(cè)中查取 a值（參看機(jī)械設(shè)計(jì)圖 15-23）。對(duì)于 30211 型圓錐滾子軸承，由機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)手冊(cè)查得 a= 21 mm。因此，作為簡(jiǎn)支梁的軸的支承跨距 - 29 - 60.75+60.75=121.5 mm。根據(jù)軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖，如圖 10 所示。 從軸彎矩和扭矩圖中可以看出截面 B 是軸的危險(xiǎn)截面?，F(xiàn)將計(jì)算出的截面 C 處的MH、 MV及 M 的值列與下表（參看圖 10）。 表 3 截面 B的支反力、彎矩及扭矩?cái)?shù)值 Table 3 the section B of the reacting force, bending moment and torque value 載荷 水平面 H 垂直面 V 支反力 F FNH1=1403.5N, FNH2=1403.5N FNV1=511N, FNV2=-511N 彎矩 M MH=85263 N mm MV1=31043.25N mm MV2=-31043.25 N mm 總彎矩 M1= M2= 852632+31043.252=90738 N mm 扭矩 T T1=325580 N mm 圖 10 軸的載荷分析圖 Fig10 The analysis of the small gear wheel axle load - 30 - （ 7）按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度 進(jìn)行校核時(shí)，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險(xiǎn)截面 C）的強(qiáng)度。根據(jù)機(jī)械設(shè)計(jì)式（ 15-5）及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力，取 a=0.6，軸的計(jì)算應(yīng)力 ca= M12+(aT1)2 /W= 907382+(0.6 325580)2 /0.1 703=1.4 MPa 前已選定軸的材料為 45 鋼，調(diào)質(zhì)處理，由機(jī)械設(shè)計(jì)表 15-1查得 -1 =60 MPa。因此 ca -1 ,故安全。 3.5 軸承的校核 3.5.1 高速軸軸承的校核 由于同時(shí)承受軸向力和徑向力的作用，且左右軸承受力大小相同，所以在這里僅需校核其中任意一個(gè)軸承即可，現(xiàn)取右軸承進(jìn)行校核，故 P= FNH22+FNV22 = 14662+533.52 = 1560 N。 預(yù)期計(jì)算軸承壽命（按工作 10 年，年工作 200 天， 4 小時(shí)工作制），則有： Lh =10 200 4=8000h 右軸承所需的 基本額定動(dòng)載荷 C = P 60 n L h/106=1560 10/3 60 237 8000/106=6455 N 查 機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì) 表 15-6可知， 30208型滾動(dòng)軸承的額定動(dòng)載荷 Cr=63.0 kN。此， CrC, 故安全！同理左邊軸承 CrC ，也安全！ 3.5.2 低速軸軸承的校核 由于同時(shí)承受軸向力和徑向力的作用，且左右軸承受力大小相同，所以在這里僅需校核其中任意一個(gè)軸承即可，現(xiàn)取左軸承進(jìn)行 校核，故 P= FNH22+FNV22 = 1403.52+5112 = 1494 N。 預(yù)期計(jì)算軸承壽命（按工作 10 年，年工作 200 天， 4 小時(shí)工作制），則有： Lh =10 200 4=8000h 右軸承所需的基本額定動(dòng)載荷 C = P 60 n L h/106=1494 10/3 60 59 8000/106=4074 N 查 機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì) 表 15-6可知， 30208型滾動(dòng)軸承的額定動(dòng)載荷 Cr=90.8 kN。此， CrC, 故安全！同理右邊軸承 CrC ，也安全！ 3.6 鍵的設(shè)計(jì)計(jì)算與校核 3.6.1 高速軸上聯(lián)接的鍵的校核 已知裝小帶輪處的軸徑 d = 27，高速軸上的轉(zhuǎn)矩是 85.02 N m，載荷有輕微沖 - 31 - 擊。 （ 1）選擇鍵聯(lián)結(jié)的類(lèi)型和尺寸 一般 8級(jí)以上精度的帶輪有定心精度要求，應(yīng)選用平鍵聯(lián)接。由于帶輪在軸端，故選用單圓頭平鍵（ A型）。 根據(jù) d = 27， 由 機(jī)械設(shè)計(jì) 表 6-1查得鍵的截面尺寸為：寬度 b = 8，高度 h = 7。由輪轂寬度并參考鍵的長(zhǎng)度系列，取鍵長(zhǎng) L = 40（比輪轂寬度要小些）。 （ 2）校核鍵聯(lián)接的強(qiáng)度 鍵、軸和輪轂的材料都是鋼， 由 機(jī)械設(shè)計(jì) 表 6-2查得許用擠壓應(yīng)力 p = 100 120MPa，取其平均值， p = 110 MPa。鍵的工作長(zhǎng)度 l = L b/2 = 40 8/2 =36 ,鍵與輪轂鍵槽的接觸高度 k=0.5h=0.5 7=3.5mm。 由 機(jī)械設(shè)計(jì) 式（ 6-1）可得： p =2T 103/kld=2 85.02 103/3.5 36 27=49.982 MPa p = 110 MPa 故合適。 鍵的標(biāo)記為：鍵 8 40 GB/T 1096-2003。 3.6.2 電機(jī)上聯(lián)接的鍵的校核 已知裝大帶輪處的軸徑 d =38 ,皮帶輪輪轂寬度為 46，需傳遞的轉(zhuǎn)矩T=29.59N m，載荷有輕微沖擊。 （ 1）選擇鍵聯(lián)結(jié)的類(lèi)型和尺寸 一般 8級(jí)以上精度的帶輪有定心精度要求，應(yīng)選用平鍵聯(lián)接。由于帶輪在軸端，故選用單圓頭平鍵（ A型）。 根據(jù) d = 38， 由 機(jī)械設(shè)計(jì) 表 6-1查得鍵的截面尺寸為：寬度 b = 10，高度 h = 8。由輪轂寬度并參考鍵的長(zhǎng)度系列，取鍵長(zhǎng) L = 40（比輪轂寬度要小些）。 （ 2）校核鍵聯(lián)接的強(qiáng)度 鍵、電機(jī)軸和輪轂的材料都是鋼， 由 機(jī)械設(shè)計(jì) 表 6-2查得許用擠壓應(yīng)力 p = 100 120MPa，取其平均值， p = 110 MPa。鍵的工作長(zhǎng)度 l = L b/2 = 40 10/2 =35 ,鍵與輪轂鍵槽的接觸高度 k=0.5h=0.5 8=4mm。 由 機(jī)械設(shè)計(jì) 式（ 6-1）可得： p =2T 103/kld=2 29.59 103/4 35 38=11.124 MPa p = 110 MPa 故合適。 鍵的標(biāo)記為：鍵 10 40 GB/T 1096-2003。 3.7 潤(rùn)滑與密封 因運(yùn)動(dòng)副間存在摩擦，摩擦是一種不可逆的過(guò)程，其結(jié)果必會(huì)存在能量的的損耗 - 32 - 和摩擦表面物質(zhì)的喪失和遷移，為了更好的控制摩擦、磨損，減少能量的損失，降低材料的消耗，這里采用潤(rùn)滑，下面是各運(yùn)動(dòng)副的潤(rùn)滑方式： 3.7.1 滾動(dòng)軸承的潤(rùn)滑 高速軸上的滾動(dòng)軸承由于轉(zhuǎn)速相對(duì)來(lái)說(shuō)比較高，由 dn=40 237=9480 25 104，且此軸承安裝在閉式齒輪傳動(dòng)裝置中，因 此選用油潤(rùn)滑中的飛濺潤(rùn)滑較為合適，查 機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)手冊(cè)中表 7 1，選用全損耗系統(tǒng)用油代號(hào)為 L-AN15，適用于小型機(jī)床齒輪箱、傳動(dòng)裝置軸承，中小型電機(jī)，風(fēng)動(dòng)工具等。低速軸上的軸承 由于轉(zhuǎn)速都不太高，由 dn=55 59=32455 104 ，且也不好設(shè)計(jì)油溝，在此，采用脂潤(rùn)滑，查 機(jī)械設(shè)計(jì) 表 7 2，選用鈣基潤(rùn)滑脂代號(hào)為 1 號(hào)，因其有較好的抗水性，適用于工業(yè)、農(nóng)業(yè)等機(jī) 械設(shè)備軸承的潤(rùn)滑，特別是有水或潮濕的 場(chǎng)合。 3.7.2 直齒圓柱齒輪的潤(rùn)滑 為了改善齒輪的工作狀況，確保運(yùn)轉(zhuǎn)正常及預(yù)期的壽命，且齒輪副為開(kāi)式齒輪，通常用人工周期性加潤(rùn)滑油，選用全損耗系統(tǒng)用油，牌號(hào)選用 L-AN100。 3.8 主要缺點(diǎn)和有待進(jìn)一步改進(jìn)的地方 缺點(diǎn) : （ 1）還需人工調(diào)節(jié)，勞動(dòng)強(qiáng)度較大 （ 2）該機(jī)是間歇性工作，生產(chǎn)連續(xù)性不高 有待進(jìn)一步改進(jìn)的地方 : （ 1）采用自動(dòng)控制裝置 （ 2）采用自動(dòng)送料機(jī)構(gòu) （ 3）分機(jī)滾筒還需進(jìn)一步的改進(jìn) 4 結(jié)束語(yǔ) 這次畢業(yè)設(shè)計(jì)是我對(duì)大學(xué)的全部基礎(chǔ)課、技術(shù)基礎(chǔ)課以及大部分專業(yè)課的一次深入 的綜合性的總復(fù)習(xí) ,也是一次理論聯(lián)系實(shí)際的訓(xùn)練 ,因此 ,它在我們四年的大學(xué)生活中占有重要的地位。通過(guò)這次畢業(yè)設(shè)計(jì)對(duì)自己的四年的大學(xué)生活做出總結(jié) ,同時(shí)為將來(lái)工作進(jìn)行一次適應(yīng)性訓(xùn)練，從中鍛煉了自己分析問(wèn)題、解決問(wèn)題的能力，為今后自己的工作和生活打下一個(gè)良好的基礎(chǔ)。 這次設(shè)計(jì)其實(shí)是綜合運(yùn)用本專業(yè)知識(shí)，分析并解決設(shè)計(jì)中遇到的問(wèn)題，進(jìn)一步鞏