751 水果分選機設計

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1、 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 指導教師 王黎明 職稱 講師 時 間 2013年5月20日 目 錄 摘要………………………………

2、…………………………………………………………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 總體結構設計……………………………………………………………………5 2.3 各執(zhí)行機構主要參數的計算…………………………………………………6 2.4 傳動裝置的運動和動力參數的計算………………………………………

3、…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……………

4、………………………………………………………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 結束語…………………………………………………………………………………29 參考文獻………………………………………………………………………………31 致謝……………………………………………………………………………………32 水果分選機的設計 學 生：王鐵柱 指導老師：王

5、黎明 摘 要：本文分析了中國國內外水果分級分選機的研究和發(fā)展現狀，對未來進行了展望，設計出了一種新型水果分級分選機構。該水果分級分選機是由分級滾筒、傳動機構和電動機組成。采用電動機提供動力，通過帶輪傳動機構，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，將所需的運動和動力傳送至分級滾筒上，從而實現水果的分選。整個機構簡單且易于操作，便于維護，提高了生產效率，降低了勞動強度，為實現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；分級滾筒； The design of fruit sorting machine Students: Wang T

6、iezhu 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, tr

7、ansmission 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

8、 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 premi

9、se. Key Words: fruit; shape; the grading mechanism; grading cylinder 1 前言 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的效益。在市場經濟高度發(fā)達的今天，異地銷售、大宗農產品交易和農產品國際貿易等均離不開標準化。而水果分選就是實現蘋果商品標準化的最基礎的一步。我國是水果生產大國，但絕大部分蘋果來源于農村集體和個體種植戶，其品質差別很大，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，

10、生產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 國內外水果機械化發(fā)展概況 我國是世界水果生產消費大國，但還不是水果加工強國。水果的品質還難以完全滿足國內外消費者的要求，水果市場主要還在國內。隨著我國加入WTO，水果生產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水平落后造成的。20世紀50年代以前，我國幾乎沒有食品機

11、械工業(yè)，更不用說水果加工。水果的生產加工主要以手工操作為主，基本屬于傳統(tǒng)作坊生產方式。僅在沿海一些大城市有少量工業(yè)化生產方式的水果加工廠，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方式，機械加工僅用于一些主要的工序中，而其他生產工序仍沿用傳統(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技術引進國內

12、的同時，也將大量先進的水果機械帶入國內。再加上社會對水果加工質量、品種、數量要求的不斷提高，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，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改造工程。在這一輪的技術改造工程中，許多水果加工廠對設備進行了更新換代，或直接引進全套的國外先進設備，或采用國內廠家消化吸收生產出的新型機械設備。經過兩輪的技術改造工程，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)現已形成門類齊全、品種配套的產業(yè)，已經為機械工業(yè)中的重要產業(yè)

13、之一。 1.3 國內水果機械化未來發(fā)展方向 水果在中國食品產業(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，而且對經濟起了很好的作用，而水果分選機是水果生產中的一種主要機械。 21世紀，中國將實現水果生產和加工全程機械化，以滿足水果生產規(guī)?；?、經營產業(yè)化、水果產品多元化、水果質量無公害化的要求。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)生產上使用的分選機類型很多，大小不一。根據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、外觀品質分選機和內部品質分選機。本課題主要研究

14、的是大小分選機，而根據其結構和工作原理的不同，大小分選機可分為篩子分選機、回轉帶分選機、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、形狀和產品工藝要求確定。特別注意分級級數的設計計算，提高分選質量，以保證后序工序的順利進行。水果分選機是由分選機構、傳動機構和電動機組成。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 為了實現預定的功用，有兩套方案可以實現：(參見圖1、圖2)

15、 方案一 采用擺動篩式進行水果的分選 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，偏心輪帶動曲柄連桿機構實現機體的直線往返式擺動。擺動篩分選機的優(yōu)點為：結構簡單，制造、安裝容易；篩面調整方便，利用率高；以直線往復擺動為主。振動為輔，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

16、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：結構簡單，分級效率高，工作平穩(wěn)，不存在動力不平衡現象。缺點為：機器占地面積大，篩面利用率低；由于篩孔調整困難，對原料的適應性差。本課題研究的主要目的是實現水果生產的規(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 總體結構設計 2.2.1 總體結構 總體結構分為以下主要部分（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

17、3 水果分選機結構圖 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，該機構是通過電動機驅動皮帶傳動，將運動和動力直齒圓柱齒輪減速器，通過減速器減速后，再由鏈輪傳動機構將運動和動力傳遞給摩擦輪，在摩擦輪的帶動下，以實現對水果的分級。 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

18、2.3 各執(zhí)行機構主要參數的計算 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在設計采用5節(jié)篩筒，6級分級。 滾筒孔眼總數的確定 生產能力G可由下式計算： G＝ 3600zλm／1000×1000 （2-1） 式中：z為滾筒上的孔眼總數；G為生產能力；λ為在同一秒內從篩孔掉下物料的系數，因分選機型和物料性質不同而異，滾筒式可取1．0％～2．5％；m為物料的平均質量。 根據設計要求給定的參數

19、G=12 t/h，m=400g，λ％ 可求出z =1000×1000G／3600λm =1000×1000×12／3600××400 =417（個） 2.3.3 滾筒直徑D、長度L以及各級排數P和各排孔數Z的確定 在生產能力已知的情況下，通過式（2-1）求取的Z為滾筒上所需的孔數。但由于各級篩孔孔徑不同而滾筒直徑相同，所以這個總孔數不能平均分配在各級中，而應根據工藝的要求分成不同直徑的若干級別，再依級數設每級排數以確定同一級每排篩孔數。若把滾筒展開成平面，則其關系為 每級孔數=排數×每排孔數 每級長度=（每級篩孔直徑×每排孔數）＋（篩孔間隙×各排孔數） 則

20、 滾筒的圓周長度=（排數×各級孔徑）＋（排數×孔徑） 理論上，每級的孔數之和等于總孔數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，就應重新調整每級排數或孔數，直至達到此比例范圍內為止。一般若L﹥6D，則可適當增加排數，減少每排孔數；若L﹤6D，則應增加每排孔數，減少排數。 現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 Table 2 the parameter of screen siz

21、e 篩孔 孔徑長×寬（mm） 孔隙（mm） 粒徑分布比例系數ai 軸向分布比例系數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 各級篩孔數的計算 （1）各級篩孔的孔數 Z1=ai bi Z。 （2-2）

22、 式中：Z1—每個篩孔的個數，個； ai—原料粒徑分布比例系數； bi—原料沿滾筒軸向分布比例系數； Z。—基準孔數，個。 （2）基準孔數為 Z。=Z/∑ai bi （2-3） 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

23、 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）篩孔排數與每排孔數的計算 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/

24、P0∑Zi/Ci(di＋ei) （2-5） 式中：P0—基準排數，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的影響比例系數。 又知CI= P1／P0 （2-6） 式中：P1—各級篩孔的排數 因 Si= di＋ei 故 Pi=2πD / Si 則將這些轉換式對L=∑Li =1/P0∑Zi/Ci(di＋ei)進行化簡，得 L=2πD / Si〔Z1(d1＋e1)2

25、＋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 / π〔104×(0.080＋0.015)2＋209×(0.085＋0.020)2＋52×(0.090＋0.025)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=2πD / Si ，得 P1=2π×0.575 / (0.080＋0.015)=23 P2=2π×0.575 / (0.085＋0.020)=20 P3=2π×0.575

26、/ (0.090＋0.025)=18 P4=2π×0.575 / (0.095＋0.030)=17 P5=2π×0.575 / (0.100＋0.035)=15 由此可得各級滾筒每排孔數： 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 經圓整后，各級滾筒每排的孔數為： ZP1=4 ZP2=7 ZP3=3 ZP4=3 ZP5=2 （4）滾

27、筒直徑的確定 各級滾筒的周長為 li = /2 (di＋ei)Pi （2-7） l1 = √3/2 (d1＋e1)P1=/2 )×23=1.892 m l2 = √3/2 (d2＋e2)P2=/2 (0.085＋0.020)×20=1.819 m l3 = √3/2 (d3＋e3)P3=/2 (0.090＋0.025)×18=1.793 m l4 = √3/2 (d4＋e4)P4=/2 (0.095＋0.030)×17=1.840 m l5 = √3/2 (d5＋e5

28、)P5=/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/ Pi－di （2-8） 則 e1 =2×× e2 =2×× e3 =2×× e4 =2×× e5 =2×× （6）滾筒直徑 D=l/π

29、 （2-9） 則 π=0.60 m （7）長徑比驗算 總長度的確定，應將各級的一側邊緣尺寸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＋e

30、i) （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％，

31、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 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 轉速n及水平傾角a的確定 滾筒的轉速影響分級效率及生產能力，而滾筒的轉速取決于直徑。滾筒一般呈傾斜放置，則通常轉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計算中，知D=0.60 m

32、，根據公式可得本設計中的轉速范圍 n = 12～14 /√R=12～14 /√0.60=15～18 r/min 又考慮滾筒的轉速一般為10～15 r/min，一般不超過30 r/min。在結合實際生產需求，最終確定滾筒的轉速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，結合實際生產的需要，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生的，她們是一對相對運動的部件。

33、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。摩擦輪和滾圈的結構如圖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）。 圖5 摩擦輪與滾圈 Fig5 The friction wheel and the rolling ring 2.

34、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/60η （2-15） 式中：P—滾筒轉動所需要的電動機功率，W； R—滾筒內半徑，m； n—滾筒轉速，r/min； m1—滾筒本身質量，kg； m2—滾筒內原料質量，kg； η—～0.7。本設計中取η=0.6。 m2=πR2Lr1Φ （2-16） 式中：L—滾筒的

35、長度，m； r1—物料的密度，kg/m3； Φ—～0.10。 在本設計中，所涉及的滾筒用來篩選水果×103 kg/m3，填充系數選取Φ=0.07，則 m2=πR2Lr1Φ×﹙×2）/2﹚2×××103×0.07=56 kg 將以上結果代入滾筒轉動時所需的電動機功率P的計算公式中： P=Rn(m1＋13m2)g/60η =﹙×2）/2﹚×18×(62＋13×56) ××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。經計算，正三角形排列篩面的有效

36、系數比正方形排列增加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構形式 生產單位一般用三相交流電源，如無特殊要求(如在較大范圍內平穩(wěn)地調速，經常起動和反轉等)，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

37、動性能，因此也適用于某些對起動轉矩有較高要求的機械(如壓縮機等)。在經常起動，制動和反轉的場合，要求電動機轉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其額定功率(指連續(xù)運轉下電機發(fā)熱不超過許可溫升的最大功率，其數值標在電動機銘牌上)和滿載轉速(指負荷相當于額定功率時的電動機轉速，當負荷減小時，電機實際轉速略有升高，但不會超過同步轉速——磁場轉速)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構又制成若干種安裝形式。各型號電動機的技術數據(如額定功率、滿載轉速、堵轉轉矩與額定轉矩之比、最大轉矩與額定轉矩之比等)

38、、外形及安裝尺寸可查閱產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 η總=η皮帶η齒輪η3滾動軸承η鏈輪η2摩擦輪 ××3××2 所以電動機的輸入功率為 P電動機輸入=

39、 P工作輸出/η總 =1.64 kW （3）初選同步轉速為750 r/min的電動機 由P電動機輸入≤P電動機額定，故根據《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的計算 2.4.1 各傳動裝置的總傳動比及各軸轉速的計算的計算 分配各級傳動比時應考慮的問題： （1）各級傳動比機構的傳動比應在推薦值的范圍內，不應超過最大值，

40、已利于發(fā)揮其性能，并使其結構緊湊。 （2）應使各級傳動的結構尺寸協(xié)調、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，并給機座設計和安裝帶來困難。 （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生這種

41、情況。除考慮上訴幾點還要理論聯系實際，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。 電動機的滿載轉速為710 r/min, 要求的輸出為18r/min，則總的傳動比為： nm / n=710/18≈ 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。

42、 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η1；滾動軸承η2；圓柱齒輪傳動η3=0.97；鏈傳動η4=0.96；摩擦輪傳動η5。各軸輸入功率按電動機額定功

43、率計算，各軸輸入功率即： P0 = PW = 2.2 kW P1 = P0η1×0.96=2.11 kW P2 = P1η2η3××0.97=2.03 kW P3 = P2η4×0.96=1.95 kW P4 = P3η2η5××0.90=1.74 kW 2.4.3 各軸轉矩的計算 T0 = 9550 P0/ n0=9550×·m T1 = 9550 P1/ n1=9550×·m T2 = 9550 P2/ n2=9550×·m T3 = 9550 P3/ n3=9550×·m 3 主要零件的選擇和設計 3.1 皮帶傳動的設計計算 根據設計可知皮帶輪傳動比為3，

44、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。并旋轉方向一致 ，帶輪的傳動是通過帶與帶輪之間的摩擦來實現的。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生更大的摩擦力。再加上V帶傳動允許傳動比較大，結構較緊湊，以及V帶以標準化并且大量生產的優(yōu)點，所以這里高速軸傳動選用V帶傳動。 3 確定計算功率 Pca 由《機械設計》表8-7 查得工作情況系數K A =1.1 故 Pca = K A P = ×2.2=2.42 kW 3.1.2 選擇V帶的帶型 根據Pca=2.42 KW,小帶輪轉速n1=710r/min,

45、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=πdd1 n1/60×1000驗算帶的速度 v =πdd1 n1/60×1000 =π×140 ×710/60×1000 = 5.20 m/s 因為5 m/s

46、dd1=3×140=420 mm，根據《機械設計》表8-8，圓整為dd2= 400 mm。 3 確定V帶的中心距a和基準長度L d 根據公式（dd1 +dd2）≤a0 ≤2（dd1 + dd2）初步確定中心距a0 =750mm 由式： L’d=2a0+π/2×(dd1+ dd2)/+ (dd1- dd2)2/4a0 = 2×750+π/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=

47、750+（2240–2371）/2=685 mm 3.1.5 驗算小帶輪上的包角a1 a1 =180 o o(dd2- dd1)/a =180 o o(400–140)/685=158 o≥120 o　　　 取a=158 o。 3.1.6 計算帶的根數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=(

48、P0+ △P0)·Ka·KL=(1.26+0.09)××1.06=1.36 kW （2）計算V帶的根數z z= Pca/ Pr 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型帶的單位長度質量q=0.1 kg/m，所以 （FO ）min=500×–Ka) Pca / Ka zv +qv2 =500×（-0.95）×/×2×5.20）+0.1×2 =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 帶輪的結構設計 V 帶

49、輪結構設計從略。 3 帶的張緊裝置 各種材質的V 帶都不是完全的彈性體，在預緊力的作用下，經過一段時間的運轉后，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 選擇齒輪類型、精度等級、材料及齒數 （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（調質），硬度為280 HBS，大齒輪材料為45鋼（調質）硬度為240 HBS，二者材料硬度差為40

50、 HBS。 （4）選小齒輪齒數z1=24，大齒輪齒數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/φd·(u±1)/u·(ZE/〔σH〕)2 （3-17） （1）確定公式內的各計算數值 試選載荷系數Kt=1.3。 計算小齒輪傳遞的轉矩。 T1 = 9550 P1/ n1=9550×·×104 N·mm 由《機械設計》表10-7選取齒寬系數φd=1.2。 由《機械設計》表10-6查得材料的彈性影響系數ZE=189.8 MPa1/2。

51、 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σHlim1=600MPa；大齒輪的接觸疲勞強度極限σHlim2=550MPa。 由《機械設計》式10-13計算應力循環(huán)次數 N1=60n1jLh=60×237×1×(2×8×300××109 N1×109×109 由《機械設計》圖10-19取接觸疲勞壽命系數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S=1，由由《機械設計》式（10-12）得 〔σH〕1= KHN1σlim1×600 MPa=540 MPa 〔σH〕2= KHN2σlim2×550 MPa=52

52、2.5 MPa （2）計算 試算小齒輪分度圓直徑d1t，代入〔σH〕中較小的值。 d1t≥2.32 3√KT1/φd·(u+1)/u·(ZE/〔σH〕)2=2.32 3√××104/·(4+1)/4·(189.8/522.5)2=57.459 mm 計算圓周速度v。 v =πd1t n1/60×1000 =π××237/60×1000 = 0.71 m/s 計算齒寬b。 b =φd·d1t×57.459=68.951 mm 計算齒寬與齒高之比b/h。 模

53、數 mt= d1t/ z1 mt×2.394=5.39 mm 計算載荷系數。 根據v=0.71 m/s，7級精度，由《機械設計》圖10-8查得動載荷系數Kv=1.04； 直齒輪，KHa= KFa=1； 由《機械設計》表10-2查得使用系數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 K= KA Kv KHa KHB=1××1× 按實際的載荷系數校正所算得的分度圓直徑，由《機械設計》式（

54、10-10a）得 d1= d1t 3√K/ Kt×3√ 計算模數 m。 m = d1/ z1 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/φd z12· (YFa YSa /〔σF〕) （3-18） （1）確定公式內的各計算數值 由《機械設計》圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限σFE1=500 MPa；大齒輪的彎曲強度極限σFE2=380 MPa； 由《機械設計》圖10-18取彎曲疲勞壽命系數KFN1=0.85，KFN1=0.88； 計算彎曲疲勞許用

55、應力。 取彎曲疲勞安全系數S=1.4，由《機械設計》式（10-12）得 〔σF〕1= KFN1σFE1×500/1.4 MPa=303.57 MPa 〔σF〕2= KFN2σFE2×380/1.4 MPa=238.86 MPa 計算載荷系數K。 K= KA Kv KFa KFB=1××1× 查取齒形系數。 由《機械設計》表10-5查得 YFa1=2.65；YFa2=2.196。 查取應力校正系數。 由《機械設計》表10-5查得 YSa1=1.58；YSa2=1.786。 計算大、小齒輪的YFa YSa /〔σF〕并加以比較。 YFa1 YSa1 /〔σF× YFa2

56、 YSa2 /〔σF× 大齒輪的數值大。 （2）設計計算 m≥3√2×××104 /×242· (0.01642)=1.75 mm 對于計算結果，由齒面接觸強度計算的模數m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數，由于齒輪模數m的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數與齒數的乘積）有關，可取由彎曲強度算得的模數1.75并就圓整為標準值m= 2.0 mm，按接觸強度算得的分度圓直徑d1=58.436 mm，算出小齒輪齒數 z1 = d1/≈29 大齒輪齒數 z2 = 4×29=116 這樣設計出

57、的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到結構緊湊，避免浪費。 3.2.4 幾何尺寸計算 （1）計算分度圓直徑 d1= z1m=29×2=58 mm d2= z2m=116×2=232 mm （2）計算中心距 a = (d1+ d2)/2=(58+232)/2=145 mm （3）計算齒輪寬度 b =φd d1×58=69.6 mm 取B2=70 mm，B1=75 mm。 （4）機構設計及繪制齒輪零件圖（從略）。 3.3 滾子鏈傳動的設計計算 3.3.1 選擇鏈輪齒數 取小鏈輪齒數z1=19，大鏈輪的齒數為z1=i·z2=2×19=3

58、8。 3.3.2 確定計算功率 由《機械設計》表9-7查得KA=1.0，由《機械設計》圖9-13查得KZ=1.52，單排鏈，則計算功率為 Pca= KAKz××2.2=3.34 kW 3.3.3 選擇鏈條型號和節(jié)距 根據Pca=3.34 kW及n2=59 r/min查《機械設計》圖9-11，可選20A-1。查《機械設計》表9-1，鏈條節(jié)距為p=31.75 mm。 3.3.4 計算鏈節(jié)數和中心距 初選中心距a0=(30～50)p=(30～50) ×31.75=952.5～1587.5 mm。取a0=1000 mm。相應的鏈長節(jié)數為 Lp0=2 a0/p+( z1+ z2)/

59、2+〔( z2-z1)/2π〕2 p/ a0=2×1000/31.75 + ( 19+38)/2 + ( 38-19)/2π〕2 ×≈91.78 取鏈長節(jié)數L=92節(jié)。 查《機械設計》表9-7得到中心距計算系數fi=0.24883，則鏈傳動的最大中心距為 a = fip〔2 Lp-( z1+ z2××〔2 ×92-( 19+ 38)〕≈987 mm 3.3.5 計算鏈速v，確定潤滑方式 v = n2z1p /60×1000 =59×19××1000 ≈0.6 m/s 由v=0.6 m/s和鏈號20A-1

60、，查《機械設計》圖9-14可知應采用滴油潤滑。 3.3.6 計算壓軸力Fp 有效圓周力為：Fe=1000P/v=1000×≈3667 N 鏈輪水平布置時的壓軸力系數KFp=1.15，則壓軸力為Fp≈KFpFe×3667≈4217 N。 3.4 軸的設計計算 3.4.1 高速軸的設計計算 （1）由《機械設計》式（15-2）初步估算軸的最小軸徑： dmin= A03√P1/n1

61、 （3-19） 確定公式內的各種計算數值 選軸的材料為45鋼（調質），由《機械設計》表15—3，取=112 由前面的設計算得 P1=2.11 kW，n1=237 r/min （2）設計計算：dmin= A03√P1/n1=112×3√237=23.3 mm 軸的最小軸徑為d=(1+0.14)=26.6mm 圓整后取27mm。 （3）軸的結構設計 1）擬定軸上零件的裝配方案 根據設計要求，現選用圖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 s

62、peed shaft 2）根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 a、為了滿足小皮帶輪的軸向定位要求，Ⅰ-Ⅱ軸的右端需制出一軸肩，故取Ⅱ-Ⅲ段的直徑dⅡ-Ⅲ=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Ⅰ-Ⅱ段的長度應比L1略短一些，現取lⅠ-Ⅱ=46 mm。 b、初步選擇滾動軸承。應軸承同時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dⅡ-Ⅲ=34 mm，由《機械設計課程設計手冊》初步選取0基本游隙組、標準精度級的單列滾錐軸承30208，其

63、尺寸為d×D×T=40 mm×80 mm×19.75 mm，故dⅢ-Ⅳ= dⅦ-Ⅷ=40 mm；而lⅦ-Ⅷ=19.75 mm。 右端滾動軸承采用軸肩定位。由《機械設計課程設計手冊》查得30208型軸承的定位軸肩高度h=4.5 mm，因此，取dⅣ-Ⅴ=49 mm。 c、取安裝齒輪處的軸端段Ⅴ-Ⅵ的直徑dⅤ-Ⅵ=50 mm，經計算，由于小齒輪的齒根圓到鍵槽底部的距離e<2mt(mt為端面模數)，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構設計而定）。根據軸承蓋的拆裝及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與小皮帶輪右端面的距離l=30

64、mm，故lⅡ-Ⅲ=50 mm。 e、取齒輪距箱體內壁之距離a=16 mm?？紤]到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應距箱體內壁一段距離s，取s=8 mm，已知滾動軸承寬度T=19.75 mm，則 lⅢ-Ⅴ=T+s+a=19.75+8+16=43.75 mm lⅥ-Ⅶ= s+a=8+16=24 mm 至此，已經確定了軸的各段直徑和長度。 （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dⅠ-Ⅱ由《機械設計》表6-1查得平鍵截面b×h=8 mm×7 mm，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為40 mm，同時為了保證小皮帶輪與軸配合良好的對中性，故選擇小皮帶輪輪轂與軸的配合為H7/

65、k6。滾動軸承與軸的周向定位是由過度配合來保證的，此處軸的直徑尺寸公差為m6。 （5）確定軸上圓角和倒角尺寸 ×45 o，軸右端倒角為×45 o，各軸肩處的圓角半徑見表15-2。 （6）求軸上的載荷 首先根據軸的結構圖（圖7）做出軸的計算簡圖。在確定軸承的支點位置時，應從手冊中查取a值（參看《機械設計》圖15-23）。對于30208型圓錐滾子軸承，由《機械設計課程設計手冊》查得a= 16.9 mm。因此，作為簡支梁的軸的支承跨距64.35+64.35=128.7 mm。根據軸的計算簡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是軸的危險截面。現將計算出的截

66、面C處的MH、MV及M的值列與下表（參看圖8）。 表2 截面C的支反力、彎矩及扭矩數值 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 彎矩M MH=94557 N·mm MV1·mm MV2=-34410.75 N·mm 總彎矩 M1= M2=√9455722=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）按彎扭合成應力校核軸的強度 進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險截面C）的強度。根據《機械設計》式（15-5）及上表中的數據，以及軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，取a=0.6，軸的計算應力 σca=√M12+(aT1)2 /W=√10062