水果分選機設計(畢業(yè)論文+全套CAD圖紙)(答辯通過)

下載文檔就送全套 CAD 圖紙，扣扣 414951605 學習好資料，畢設專用，答辯優(yōu)秀 畢業(yè)設計（論文） 題目 水果分選機設計 二級學院 重慶汽車學院 專 業(yè) 機械設計制造及其自動化 班 級 2009 級機械設計 5 班 學生姓名 王鐵柱 學號 10804020127 指導教師 王黎明 職稱 講師 時 間 2013 年 5 月 20 日 下載文檔就送全套 CAD 圖紙，扣扣 414951605 學習好資料，畢設專用，答辯優(yōu)秀 目 錄 摘要 1 關鍵詞 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)設計 5 2.3 各執(zhí)行機構(gòu)主要參數(shù)的計算 6 2.4 傳動裝置的運動和動力參數(shù)的計算 13 3 主要零件的選擇和設計 15 3.1 皮帶傳動的設計計算 15 3.2 直齒圓柱 齒輪的設計計算 17 3.3 滾子鏈傳動的設計計算 20 3.4 軸的設計計算 21 3.4.1 高速軸的設計計算 21 3.4.2 低速軸的設計計算 24 3.5 軸承的校核 27 3.6 鍵的設計計算與校核 27 3.7 潤滑與密封 28 3.8 主要缺點和有待進一步改進的地方 29 4 結(jié) 束語 29 參考文獻 31 致謝 32 下載文檔就送全套 CAD 圖紙，扣扣 414951605 - 1 - 水果分選機的設計 學 生：王鐵柱 指導老師：王黎明 摘 要： 本文分析了中國國內(nèi)外水果分級分選機的研究和發(fā)展現(xiàn)狀，對未來進行了展望，設計出了一種新型水果分級分選機構(gòu)。該水果分級分選機是由分級滾筒、傳動機構(gòu)和電動機組成。采用電動機提供動力，通過帶輪傳動機構(gòu)，將運動和動力傳 送到直齒圓柱齒輪減速器，然后再通過鏈輪傳動機構(gòu)，將所需的運動和動力傳送至分級滾筒上，從而實現(xiàn)水果的分選。整個機構(gòu)簡單且易于操作，便于維護，提高了生產(chǎn)效率，降低了勞動強度，為實現(xiàn)水果加工機械化與規(guī)模化提供了前提。 關鍵詞： 水果；形狀；分選機構(gòu)；分級滾筒； 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 下載文檔就送全套 CAD 圖紙，扣扣 414951605 - 2 - 下載文檔就送全套 CAD 圖紙，扣扣 414951605 - 3 - 下載文檔就送全套 CAD 圖紙，扣扣 414951605 - 4 - 1 前言 下載文檔就送全套 CAD 圖紙，扣扣 414951605 - 5 - 1.1 選題研究意義 水果分選是水果進入流通領域的一個重要環(huán)節(jié)，直接關系到水果生產(chǎn)的效益。在市場經(jīng)濟高度發(fā)達的今天，異地銷售、大宗農(nóng)產(chǎn)品交易和農(nóng)產(chǎn)品國際貿(mào)易等均離不開標準化。而水果分選就是實現(xiàn)蘋果商品標準化的最基礎的一步。我國是水 果生產(chǎn)大國，但絕大部分蘋果來源于農(nóng)村集體和個體種植戶，其品質(zhì)差別很大，加上采摘及運輸過程中不同程度的損傷等影響，給水果的分選工作帶來一定的困難。 目前蘋果分選工作多由人工完成，缺點是勞動強度大，生產(chǎn)率低且分選精度不穩(wěn)定。采用微機控制的機電一體化設備來代替人工作業(yè)，可以實現(xiàn)蘋果分選的自動化，有效地提高分選效率和分選精度。因此，研究開發(fā)水果采后的自動化處理設備，對蘋果進行分級篩選然后銷售或加工 。 1.2 國內(nèi)外水果機械化發(fā)展概況 我國是世界水果生產(chǎn)消費大國，但還不是水果加工強國。水果的品質(zhì)還難以完全滿足國內(nèi)外消 費者的要求，水果市場主要還在國內(nèi)。隨著我國加入 WTO，水果生產(chǎn)銷售面臨著激烈的全球市場競爭，因此必須盡快提升我國水果種植和加工的水平，縮短與國外的差距。近幾十年來，我國的水果加工水平提高緩慢，主要是我國的水果機械加工技術(shù)水平落后造成的。 20 世紀 50 年代以前，我國幾乎沒有食品機械工業(yè)，更不用說水果加工。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，所用設備幾乎是國外設備。進入 20 世紀 50 70 年代，水果加工業(yè)及水果機械行業(yè)得到一定的發(fā)展，全國各 地新建了一大批水果加工工廠。但這樣依然沒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械半手工的生產(chǎn)方式，機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 80 年代以后，水果工業(yè)發(fā)展迅速。這得益于 80 年代以后的改革開放政策。隨著外資的引入，出現(xiàn)很多獨資、合資等形式的外商水果加工企業(yè)。這些企業(yè)在將先進的水果生產(chǎn)技術(shù)引進國內(nèi)的同時，也將大量先進的水果機械帶入國內(nèi)。再加上社會對水果加工質(zhì)量、品種、數(shù)量要求的不斷提高，極大地推進了我國水果工業(yè)以及水果機械制造業(yè)的發(fā)展。通過消 化吸收國外先進的水果機械技術(shù)，使我國的水果機械工業(yè)的發(fā)展水平得到很大提高。 20 世紀 80 年代中期，我國水果工業(yè)實現(xiàn)了機械化和自動化。進入 20 世紀 90 年代以后，又進行了新一輪的技術(shù)改造工程。在這一輪的技術(shù)改造工程中，許多水果加工廠對設備進行了更新?lián)Q代，或直接引進全套的國外先進設備，或采用國內(nèi)廠家消化吸收生產(chǎn)出的新型機械設備。經(jīng)過兩輪的技術(shù)改造工程，極大推進了我國水果機械工業(yè)的發(fā)展，水果機械工業(yè)現(xiàn)已下載文檔就送全套 CAD 圖紙，扣扣 414951605 - 6 - 形成門類齊全、品種配套的產(chǎn)業(yè)，已經(jīng)為機械工業(yè)中的重要產(chǎn)業(yè)之一。 1.3 國內(nèi)水果機械化未來發(fā)展方向 水果在中國食品 產(chǎn)業(yè)占有重要地位，隨著社會發(fā)展和進步，水果不但是人們生活的必需品，而且對經(jīng)濟起了很好的作用，而水果分選機是水果生產(chǎn)中的一種主要機械。 21 世紀，中國將實現(xiàn)水果生產(chǎn)和加工全程機械化，以滿足水果生產(chǎn)規(guī)模化、經(jīng)營產(chǎn)業(yè)化、水果產(chǎn)品多元化、水果質(zhì)量無公害化的要求。水果機械將集機、電、液于一體，向智能化、自動化跨越。 1.4 目前國內(nèi)常見的水果分選機主要有以下幾種類型 目前我國 水果業(yè) 生產(chǎn)上使用的 分選機 類型很多，大小不一。 根據(jù)水果檢測指標的不同，水果分選機大致可以分為大小分選機、重量分選機、外觀品質(zhì)分選機和內(nèi)部品質(zhì)分選 機。本課題主要研究的是大小分選機，而根據(jù)其結(jié)構(gòu)和工作原理的不同，大小分選機可分為篩子分選機、回轉(zhuǎn)帶分選機、 輥軸分選機、滾筒式分選機。 2 總體方案的擬定 2.1 原理分析 分選機上的分級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 分級級數(shù)的設計計算，提高分選質(zhì)量，以保證后序工序的順利進行 。 水果分選機是由分選機構(gòu)、傳動機構(gòu)和電動機組成。水果分選時將水果運送至進料斗，然后流入到分級滾筒或擺動篩中，使水果在滾筒里滾轉(zhuǎn)和移動或在擺動篩中作相對運動，并在此過程中通過相應的孔流出，以達 到分級目的。 2.1.1 方案選擇 為了實現(xiàn)預定的功用，有兩套方案可以實現(xiàn)： (參見圖 1、圖 2) 方案一 采用擺動篩式進行水果的分選 下載文檔就送全套 CAD 圖紙，扣扣 414951605 - 7 - 圖 1 方案一 示意圖 Fig1 The figure of program 1 方案二 采用滾筒式進行水果分選 圖 2 方案二 示意圖 Fig2 The figure of program 2 2.1.2 方案的比較 方案一采用擺動篩式來進行水果的分選，其機械振動裝置由皮帶傳動使偏心輪回轉(zhuǎn)，偏心輪帶動曲柄連桿機構(gòu)實現(xiàn)機體的直線往返式擺動。擺動篩分選機的優(yōu)點為：結(jié)構(gòu)簡單，制造、安裝容易；篩面調(diào)整方便，利用率高；以直線往復擺動為主。振動下載文檔就送全套 CAD 圖紙，扣扣 414951605 - 8 - 為輔，對物料損傷少；適用多物料及同一物料多種不同規(guī)格的分級。缺點為：動力平衡困難，噪音大，清洗不方便等。方案二采用滾筒式來進行水果的分選，其滾筒由摩擦輪帶動，物料通過料斗流入到滾筒時，在其間滾轉(zhuǎn)和移動，并在此過程中通過相應的孔流出，以達到分級目的。滾動式分 選機的優(yōu)點為：結(jié)構(gòu)簡單，分級效率高，工作平穩(wěn)，不存在動力不平衡現(xiàn)象。缺點為：機器占地面積大，篩面利用率低；由于篩孔調(diào)整困難，對原料的適應性差。本課題研究的主要目的是實現(xiàn)水果生產(chǎn)的規(guī)?；蜋C械化，而且主要針對單一物料進行分級，對水果的損傷情況不做過多要求，故采用方案二比較合理。 2.2 總體結(jié)構(gòu)設計 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）： 進料斗、滾筒、收集料斗、機架、傳動裝置、摩擦輪等。 圖 3 水果分選機結(jié)構(gòu)圖 Fig3 The principle figure of the structure of the fruit sorter 2.2.2 傳動路線 水果分選機的傳動路線如圖 4 所示，該機構(gòu)是通過電動機驅(qū)動皮帶傳動，將運動和動力直齒圓柱齒輪減速器，通過減速器減速后，再由鏈輪傳動機構(gòu)將運動和動力傳遞給摩擦輪，在摩擦輪的帶動下，以實現(xiàn)對水果的分級。 下載文檔就送全套 CAD 圖紙，扣扣 414951605 - 9 - 1.電機 2.皮帶輪 3.摩擦輪 4.摩擦輪軸 5.單級直齒圓柱齒輪減速器 6.鏈傳動 圖 4 水果分選機 的傳動路線 Fig4 The transmission route of the fruit sorter 2.3 各執(zhí)行機構(gòu)主要參數(shù)的計算 2.3.1 滾筒設計 考慮到水果大小形狀的差異 ， 將滾筒的分級情況定為 6 級。在實際分級中 ， 可以將相鄰的兩級料斗合為一級 ， 以滿足不同分級的需要?，F(xiàn)在設計采用 5節(jié)篩筒 ， 6級分級。 2.3.2 滾筒孔眼總數(shù)的確定 生產(chǎn)能力 G可由下式計算： 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)設計要求給定的參數(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） 2.3.3 滾筒直徑 D、長度 L 以及各級排數(shù) P 和各排孔數(shù) Z 的確定 在生產(chǎn)能力已知的情況下，通過式 （ 2-1）求取的 Z為滾筒上所需的孔數(shù)。但由于各級篩孔孔徑不同而滾筒直徑相同，所以這個總孔數(shù)不能平均分配在各級中，而應根據(jù)工藝的要求分成不同直徑的若干級別，再依級數(shù)設每級排數(shù)以確定同 一級每排篩孔下載文檔就送全套 CAD 圖紙，扣扣 414951605 - 10 - 數(shù)。若把滾筒展開成平面，則其關系為 每級孔數(shù) =排數(shù)每排孔數(shù) 每級長度 =（每級篩孔直徑每排孔數(shù)）（篩孔間隙各排孔數(shù)） 則 滾筒的圓周長度 =（排數(shù)各級孔徑）（排數(shù)孔徑） 理論上，每級的孔數(shù)之和等于總孔數(shù) Z，每級長度之和是所設計的滾筒長度，但這樣設計計算各級滾筒的直徑各不相同，無法連接在一起。因此一般取滾筒中直徑較大的一級作為整個滾筒的直徑。 初步確定滾筒直徑和長度后，用 D:L=1:4 6進行校核，若不在此范圍內(nèi)，就應重新調(diào)整每級排數(shù)或孔數(shù)，直至達到此比例范圍 內(nèi)為止。一般若 L 6D，則可適當增加排數(shù)，減少每排孔數(shù)；若 L 6D，則應增加每排孔數(shù)，減少排數(shù)。 現(xiàn)在由分選所需水果的需求，對篩筒孔徑作如下估計： 表 1 篩孔孔徑的參數(shù) Table 2 the parameter of screen size 篩孔 孔徑長寬（ 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 80 40 15 1/8 1/2 第二級 85 45 20 1/2 1/4 第三級 90 50 25 1/4 1/8 第四級 95 55 30 1/8 1/8 第五級 100 60 35 1/8 1/8 2.3.4 各級篩孔數(shù)的計算 （ 1） 各級篩孔的孔數(shù) Z1=ai bi Z。 （ 2-2） 式中： Z1 每個篩孔的個數(shù)，個； 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。 基準孔數(shù)，個。 （ 2） 基準孔數(shù)為 Z。 =Z/ ai bi （ 2-3） 下載文檔就送全套 CAD 圖紙，扣扣 414951605 - 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） 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)的計算 已知 u = L/D （ 2-4） 式中： u 長度與直徑之比； L 滾筒的長度， m； D 滾筒的直徑， m。 又知滾筒的長度可表示為 L= Li =1/P0 Zi/Ci(di ei) （ 2-5） 式中： P0 基準排數(shù) ，通常以第一級為基準； di 各級篩孔的直徑， m； ei 個級篩孔的孔徑， m； Ci 篩孔的直徑及間隙對排數(shù)的影響比例系數(shù)。 又知 CI= P1 P0 （ 2-6） 式中： P1 各級篩孔的排數(shù) 因 Si= di ei 故 Pi=2 D / 3 Si 則將這些轉(zhuǎn)換式對 L= Li =1/P0 Zi/Ci(di ei)進行化簡 ，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 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 下載文檔就送全套 CAD 圖紙，扣扣 414951605 - 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 各級滾筒的周長為 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 各級計算周長 中，最長的作為整個滾筒的周長，則 l=1.892 m。 （ 5） 篩孔間隙修正 因為各級計算周長與確定的滾筒軸長 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 下載文檔就送全套 CAD 圖紙，扣扣 414951605 - 13 - D=l/ （ 2-9） 則 D=1.892/ =0.60 m （ 7） 長徑比驗算 總長度的確定，應將各級的一側(cè)邊緣尺寸 fi計入，因此 L= Li fi （ 2-10） 又知 fi= Si 2=1/2(di ei) （ 2-11） 則滾筒的長度為 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 將計算出的滾筒長度和直徑代入長徑比公式中進行驗算，若不超過規(guī)定長度比的5，則可確定長度和直徑；否則要重新進行校正。 由計算知 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)計算中，知 D=0.60 m，根據(jù)公式可得本設計中的轉(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 30 r/min。在結(jié)合實際生產(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與滾筒的長度有關，一般約為 3 o 5 o，長的滾筒取小值，短的取大值。本設計中滾筒的長度為 L=2.393 m，結(jié)合實際生產(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，滾圈的動力是由摩擦 輪與之摩擦所產(chǎn)生的，她們是一對相下載文檔就送全套 CAD 圖紙，扣扣 414951605 - 14 - 對運動的部件。通常為了維修及更換零件的方便，在設計上，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，以補償筒體熱脹冷縮和軸向竄動的需要，經(jīng)計算摩擦輪外徑為 d=375 mm，寬度為 90 mm（由與滾圈寬 60 mm關系式計算得出）。 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 功率計算 對于摩擦輪傳動式，其功率可用下式計算： P=Rn(m1 13m2)g/60 （ 2-15） 式中： P 滾筒轉(zhuǎn)動所需要的電動機功率， 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； 傳動效率，一般取 0.6 0.7。本設計中取 =0.6。 m2= R2Lr1 （ 2-16） 式中： L 滾筒的長度， m； r1 物料的密度， kg/m3； 下載文檔就送全套 CAD 圖紙，扣扣 414951605 - 15 - 物料在滾筒中的填充系數(shù)，一般為 0.05 0.10。 在本設計中，所涉及的滾筒用來篩選水果，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)動時所需的電動機功率 P的計算公式中： 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 篩孔的設計 篩孔是分選機械的主要工作部分 ， 其優(yōu)劣程度直接影響分級效果 。 篩孔有正方形 、矩形 、 正三角形等排列 。經(jīng)計算， 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，故在設計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 選擇電動機 （ 1）選擇電動機類型和結(jié)構(gòu)形式 生 產(chǎn)單位一般用三相交流電源，如無特殊要求 (如在較大范圍內(nèi)平穩(wěn)地調(diào)速，經(jīng)常起動和反轉(zhuǎn)等 )，通常都采用三相交流異步電動機。我國已制訂統(tǒng)一標準的 Y系列是一般用途的全封閉自扇冷鼠籠型三相異步電動機，適用于不易燃、不易爆、無腐蝕性氣體和無特殊要求的機械，如金屬切削機床、風機、輸送機、攪拌機、農(nóng)業(yè)機械和食品機械等。由于 Y 系列電動機還具有較好的起動性能，因此也適用于某些對起動轉(zhuǎn)矩有較高要求的機械 (如壓縮機等 )。在經(jīng)常起動，制動和反轉(zhuǎn)的場合，要求電動機轉(zhuǎn)動慣量小和過 載能力大，此時宜選用起重及冶金用的 YZ 型或 YZR 型三相異步電動機。 三相交流異步電動機根據(jù)其額定功率 (指連續(xù)運轉(zhuǎn)下電機發(fā)熱不超過許可溫升的下載文檔就送全套 CAD 圖紙，扣扣 414951605 - 16 - 最大功率，其數(shù)值標在電動機銘牌上 )和滿載轉(zhuǎn)速 (指負荷相當于額定功率時的電動機轉(zhuǎn)速，當負荷減小時，電機實際轉(zhuǎn)速略有升高，但不會超過同步轉(zhuǎn)速 磁場轉(zhuǎn)速 )的不同，具有系列型號。為適應不同的安裝需要，同一類型的電動機結(jié)構(gòu)又制成若干種安裝形式。各型號電動機的技術(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 機械設計手冊。 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機。 （ 2）選擇電動機類型的功率 由前面設計計算已知，工作機所需的電動機輸出功率為 P工作輸出 =1.155 KW 電動機至運輸帶之間的總效率為 總 = 皮帶 齒輪 3滾動軸承 鏈輪 2摩擦輪 =0.96 0.97 0.993 0.96 0.902 =0.703 所以電動機的輸入功率為 P電動機輸入 = 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的電動機 由 P電動機輸入 P電動機額定 ，故根據(jù)機械設計課程設計手冊表 12-1，選擇電動機型號為 Y132S-8，其額定功率為 2.2 KW，滿載轉(zhuǎn)速為 710 r/min，即 P電動機額定 =2.2 kW n電動機額定 =710 r/min 2.4 傳動裝 置的運動和動力參數(shù)的計算 2.4.1 各傳動裝置的總傳動比及各軸轉(zhuǎn)速的計算的計算 分配各級傳動比時應考慮的問題： （ 1）各級傳動比機構(gòu)的傳動比應在推薦值的范圍內(nèi)，不應超過最大值，已利于發(fā)揮其性能，并使其結(jié)構(gòu)緊湊。 （ 2）應使各級傳動的結(jié)構(gòu)尺寸協(xié)調(diào)、勻稱。例如：由 V 帶傳動和齒輪傳動組成的傳動裝置， V帶傳動的傳動比不能過大，否則會使大帶輪半徑超過變速器的中心高，造成尺寸不協(xié)調(diào)，并給機座設計和安裝帶來困難。 下載文檔就送全套 CAD 圖紙，扣扣 414951605 - 17 - （ 3）應使傳動裝置外廓尺寸緊湊，重量輕。在相同的總中心距和總傳動比情況下， 具有較小的外廓尺寸。 （ 4） 在變速器實際中常使各級大齒輪直徑相近，使大齒輪有相近的侵油深度。高、 低速兩極大齒輪直徑相近，且低速級大齒輪直徑稍大，其侵油深度也稍深些有利于侵油潤滑。 （ 5）應避免傳動零件之間發(fā)生干涉碰撞。高速級大齒輪與低速軸發(fā)生干涉，當高速級傳動比過大時就可能產(chǎn)生這種情況。除考慮上訴幾點還要理論聯(lián)系實際，思考機器的工作環(huán)境、安裝等特殊因素。這樣我們就可以通過實測與理論計算來分配各級的傳動比了。 電動機的滿載轉(zhuǎn)速為 710 r/min, 要求的輸出為 18r/min，則總的傳動比為： nm / n=710/18 39.44 V帶傳動比常用范圍i 7； 圓柱齒輪傳動單級減速器傳動比的范圍 i 4 6； 鏈傳動傳動比的范圍i 6； 摩擦輪傳動傳動比的范圍i 5。 故設計分配傳動比如下： 第一級 V帶傳動比 i1=3； 第二級齒輪傳動傳動比 i2=4； 第三級鏈傳動傳動比 i3=2； 第二級摩擦輪傳動傳動比 i4=1.6。 電動機軸為 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 各軸輸入功率的計算 機械效率分布如下： V帶傳動 1=0.96；滾動軸承 2=0.99；圓柱齒輪傳動 3=0.97；鏈傳動 4=0.96；摩擦 輪傳動 5=0.90。各軸輸入功率按電動機額定功率計算，各軸輸入功率即： 下載文檔就送全套 CAD 圖紙，扣扣 414951605 - 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計 3.1 皮帶傳動的設計計算 根據(jù)設計可知皮帶輪傳動比為 3，因傳動速度較快，處于高速端，故采用帶傳動來提高傳動的平穩(wěn)性。并旋轉(zhuǎn)方向一致 ，帶輪的傳動是通過帶與帶輪之間的摩擦來實現(xiàn)的。帶傳動具有傳動平穩(wěn)，造價低廉以及緩沖吸振等特點。根據(jù)槽面摩擦原理，在同樣的張緊力下， V帶傳 動較平帶傳動能產(chǎn)生更大的摩擦力。再加上 V帶傳動允許傳動比較大，結(jié)構(gòu)較緊湊，以及 V帶以標準化并且大量生產(chǎn)的優(yōu)點，所以這里高速軸傳動選用V帶傳動。 3.1.1 確定計算功率 Pca 由機械設計表 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 機械設計圖 8-11選用 A型 。 3.1.3 確定帶輪的基準直徑 dd并驗算帶速 v （ 1）初選小帶輪的基準直徑 dd 由機械設計表 8-6和表 8-8，取基準直徑 dd1=140 mm。 （ 2）驗算帶速 v 按式 v= dd1 n1/60 1000 驗算帶的速度 v = dd1 n1/60 1000 = 140 710/60 1000 = 5.20 m/s 下載文檔就送全套 CAD 圖紙，扣扣 414951605 - 19 - 因為 5 m/sv30 m/s，故帶速合適。 （ 3）計算大帶輪的基準直徑 根據(jù)式 dd2= idd1=3 140=420 mm，根據(jù) 機械設計表 8-8，圓整為 dd2= 400 mm。 3.1.4 確定 V 帶的中心距 a 和 基準長度 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 由機械設計表 8-2 選帶的基準長度 Ld=2240 mm。 計算實際中心距 a =a 0 +（ L d- L d） /2=750+（ 2240 2371） /2=685 mm 3.1.5 驗算小帶輪上的包角 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 計算帶的根數(shù) z （ 1） 計算單根 V帶的額定功率 Pr 由 dd1=140 mm和 n1=710r/min，查 機械設計表 8-4a得 P0=1.26 kW。 根據(jù) n1=710r/min， i=3和 A型帶， 查 機械設計 表 8-4b得 P0=0.09 kW。 查 機械設計表 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） 計算 V帶的根數(shù) z z= Pca/ Pr=2.42/1.36=1.78 取 2根。 3.1.7 計算單根 V帶的初拉力的最小值（ FO） min 由 機械設計表 8-3得 A型帶的單位長度質(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)設計 下載文檔就送全套 CAD 圖紙，扣扣 414951605 - 20 - V 帶輪結(jié)構(gòu)設計從略。 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，在預緊力的作用下，經(jīng)過一段時間的運轉(zhuǎn)后，就會由于塑性變形而松弛。使預緊力 FO 降低。為保證帶傳動的能力，應定期張緊。此處采用定期張緊裝置。 3.2 直齒圓柱齒 輪的設計計算 3.2.1 選擇齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) （ 1）按圖 4所示的傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動。 （ 2）滾筒為一般工作機器，速度不高，故選用 7級精度（ GB 10095-88） （ 3）材料選擇。 由 機械設計表 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 按齒面接觸強度設計 由 設計計算公式（ 10-9a）進行試算，即 d1t 2.32 3 KT1/ d (u 1)/u (ZE/ H )2 （ 3-17） （ 1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 試選載荷系數(shù) Kt=1.3。 計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩。 T1 = 9550 P1/ n1=9550 2.11/237 =85.02 N m=8.502 104 N mm 由 機械設計表 10-7選取齒寬系數(shù) d=1.2。 由 機械設計表 10-6查得材料的彈性影響系數(shù) ZE=189.8 MPa1/2。 由 機械設計圖 10-21d按齒面硬度 查得小齒輪的接觸疲勞強度極限 Hlim1=600MPa；大齒輪的接觸疲勞強度極限 Hlim2=550MPa。 由 機械設計式 10-13計算應力循環(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 機械設計圖 10-19取接觸疲勞壽命系數(shù) KHN1=0.90； KHN1=0.95。 計算接觸疲勞許用應力。 取失效概率為 1，安全系數(shù) S=1，由 由 機械設計式（ 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 下載文檔就送全套 CAD 圖紙，扣扣 414951605 - 21 - （ 2）計算 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 計算圓周速度 v。 v = d1t n1/60 1000 = 57.459 237/60 1000 = 0.71 m/s 計算齒寬 b。 b = d d1t=1.2 57.459=68.951 mm 計算齒寬與齒高之比 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 計算載荷系數(shù)。 根據(jù) v=0.71 m/s， 7級精度， 由 機械設計 圖 10-8查得動載荷系數(shù) Kv=1.04； 直齒輪， KHa= KFa=1； 由 機械設計表 10-2查得使用系數(shù) KA=1； 由 機械設計表 10-4用插值法查得 7級精度、小齒輪相對支承對稱布置時，KHB=1.315。 由 b/h=12.79， KHB=1.315查機械設計圖 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 按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由機械設計式（ 10-10a）得 d1= d1t 3 K/ Kt=57.459 3 1.368/ 1.3=58.436 mm 計算模數(shù) m。 m = d1/ z1=58.436/24=3.43 mm 3.2.3 按齒根彎曲強度設計 由 機械設計式（ 10-5）得彎曲強度的設計公式為 m 3 2KT1/ d z12 (YFa YSa / F ) （ 3-18） （ 1） 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 由 機械設計圖 10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限 FE1=500 MPa；大齒輪的下載文檔就送全套 CAD 圖紙，扣扣 414951605 - 22 - 彎曲強度極限 FE2=380 MPa； 由 機 械設計圖 10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù) KFN1=0.85， KFN1=0.88； 計算彎曲疲勞許用應力。 取彎曲疲勞安全系數(shù) S=1.4， 由 機械設計式（ 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 計算載荷系數(shù) K。 K= KA Kv