毕业设计（论文）-水果果径大小分选机设计.doc

摘要摘要 本文分析了水果分选机(分选机)的结构及功能，对其应用和发展现状进行了介绍。 在充分掌握了水果分选机(分选机)的结构及功能后，对分选机的作业环境和农艺需求 进行研究分析，进行了离合器的选型和动力输出方式的选择。因此选择分选机四驱传 动机构中链传动与齿轮传动的结构形式并拟定了传动方案。根据所确定的传动方案， 展开链传动与齿轮传动详细结构和内部零部件的设计，主要包括传动齿轮、轴和滚筒 结构的设计。该四驱传动机构主要根据我国目前分选机的发展现状而设计，为改善目 前主要生产的后轮驱动三轮式分选机，增加了牵引功率，四驱系统对深泥脚果园的农 艺适应性更强，提高劳动生产率，有利于降低劳动强度。四轮驱动分选机是今后分选 机的发展方向。 关键词:分选机；传动；结构； 全套图纸加扣全套图纸加扣 30122505823012250582 1 目录目录 摘要摘要 -0 目录 -1 1 绪论 -2 1.1 研究背景及意义-2 1.2 国内外研究与发展-3 1.3 水果分选机的类型-4 1.4 本文研究内容-6 2 总体设计-8 2.1 拟定总体设计方案-8 2.2 拟定传动形式-9 2.3 拟定总体结构-10 3 传动机构的设计-12 2.1 电机的选择-12 2.2 传动装置的总体设计-13 2.3 带传动设计-14 2.4 齿轮传动设计-16 2.5 链传动设计-19 3 主要零部件的设计-24 3.1 进料斗的设计-24 3.2 滚筒的设计-24 3.3 隔板的设计-30 3.4 低速轴的设计-31 3.5 轴承的校核-34 3.6 键的设计-35 3.7 润滑与密封-36 3.8 分级器的设计-36 3.9 出料口的设计-37 4 总结-39 参考文献 -40 2 1 1 绪论绪论 1.11.1 研究背景及意义研究背景及意义 近年来，随着农业科技的发展和人民生活水平的提高，国内外水果品种越来越多， 人们对水果的品质也有了更高的要求。为了提高水果的加工质量和出品等级，需要对 水果进行严格的质量分级和大小分级。现有的水果分选机大多结构较为复杂，一般多 以大型生产线为主，制造成本较高，分选效率也较低，分选成本较高，现有的水果分 选机又以重量分选机为主，而农产品基地的水果销售多以尺寸大小、质地为衡量标准， 重量分选机就不适合在农产品基地使用。因此有必要要设计一种成本较低，容易操作， 适合中小型企业和水果产地使用的水果分选机。 水果分选是水果进入流通领域的一个重要环节，直接关系到水果生产的效益。在 市场经济高度发达的今天，异地销售、大宗农产品交易和农产品国际贸易等均离不开 标准化。而水果分选就是实现苹果商品标准化的最基础的一步。我国是水果生产大国， 但绝大部分苹果来源于农村集体和个体种植户，其品质差别很大，加上采摘及运输过 程中不同程度的损伤等影响，给水果的分选工作带来一定的困难。目前苹果分选工作 多由人工完成，缺点是劳动强度大，生产率低且分选精度不稳定。使用微机控制的机 电一体化机器来代替人工作业，可以实现苹果分选的自动化，有效地提高分选效率和 分选精度。因此，研究开发水果采后的自动化处理机器，对苹果进行分级筛选然后销 售或加工。 目前，我国具备先进水果分选机器的企业很少，有大型生产线的企业也仅仅是对 质量和大小进行分选,装备比较落后。因此，市场上销售的水果大多数依靠机械配合人 工的方式实现分级。人工分级的主要缺点是：劳动量大、生产率低而且分选精度不稳 定；水果分选难以实现快速、准确和无损化。截止到目前为止，国内外已有不少学者 及科研人员在此领域取得了重大进展。根据水果检测指标的不同，水果分选机大致可 分为大小分选机、重量分选机、外观品质分选机和内部品质分选机。 1.21.2 国内外研究与发展国内外研究与发展 我国是世界水果生产消费大国，但还不是水果加工强国。水果的品质还难以完全 满足国内外消费者的要求，水果市场主要还在国内。随着我国加入 WTO，水果生产销售 面临着激烈的全球市场竞争，因此必须尽快提升我国水果种植和加工的水平，缩短与 国外的差距。近几十年来，我国的水果加工水平提高缓慢，主要是我国的水果机械加 工技术水平落后造成的。20 世纪 50 年代以前，我国几乎没有食品机械工业，更不用说 水果加工。水果的生产加工主要以手工操作为主，基本属于传统作坊生产方式。仅在 3 沿海一些大城市有少量工业化生产方式的水果加企业，所用机器几乎是国外机器。进 入 20 世纪 5070 年代，水果加工业及水果机械行业得到一定的发展，全国各地新建 了一大批水果加工企业。但这样仍然没有从根本上改变水果加工落后的面貌，这些加 企业尚处于半机械半手工的生产方式，机械加工仅用于一些主要的工序中，而其他生 产工序仍沿用传统的手工操作方式。到了 20 世纪 80 年代以后，水果工业发展迅速。 这得益于 80 年代以后的改革开放政策。随着外资的引入，出现很多独资、合资等形式 的外商水果加工企业。这些企业在将先进的水果生产技术引进国内的同时，也将大量 先进的水果机械带入国内。再加上人们对水果加工质量、品种、数量要求的不断提高， 极大地推进了我国水果工业以及水果机械制造业的发展。通过消化吸收国外先进的水 果机械技术，使我国的水果机械工业的发展水平得到很大提高。20 世纪 80 年代中期， 我国水果工业实现了机械化和自动化。进入 20 世纪 90 年代以后，又进行了新一轮的 技术改造工程。在这一轮的技术改造工程中，许多水果加企业对机器进行了更新换代， 或直接引进全套的国外先进机器，或使用国内厂家消化吸收生产出的新型机械机器。 经过两轮的技术改造工程，极大推进了我国水果机械工业的发展，水果机械工业现已 形成门类齐全、品种配套的行业，已经为机械工业中的重要行业之一。 水果在我国食品行业占有重要地位，随着人们发展和进步，水果不但是人们生活 的必需品，而且对经济起了很好的作用，而水果分选机是水果生产中的一种主要机械。 21 世纪，我国将实现水果生产和加工全程机械化，以满足水果生产规模化、经营 行业化、水果产品多元化、水果质量无公害化的要求。水果机械将集机、电、液于一 体，向智能化、自动化跨越。 1.31.3 水果分选机的类型水果分选机的类型 目前我国水果业生产上使用的分选机类型很多，大小不一。根据水果检测指标的 不同，水果分选机大致可以分为大小分选机、重量分选机、外观品质分选机和内部品 质分选机。本文主要研究的是大小分选机，而根据其结构和工作原理的不同，大小分 选机可分为筛子分选机、回转带分选机、辊轴分选机、滚筒式分选机。 1）大小分选机 大小分选机是按照水果大小进行分选，在水果分选机中应用最为广泛。目前可用 于苹果类圆形水果分选的方法有筛子分选法、回转带分选法、辊轴分选法、滚筒式分 选法等。其中，前 3 种方法由于各自存在不同的缺点而未能推广使用。滚筒式分选法 其分选装置主要由进料机构、V 型槽导果板、分选滚筒、接果盘及传动系统组成。工作 4 时，水果由倾斜输送器提升后，先经手选装置由人工剔除伤残果，然后通过输送带送 入果箱，打开料门，输送至导果槽板。在此，水果自然分行滚动，不会出现水果堆积 和阻碍现象。分选滚筒开有孔径逐级增大的圆孔，水果从 V 型导果槽板流至滚筒外边 进行自动校径的分选。小于分选孔的水果先从第一滚筒分选孔落入接果盘，大于分选 孔的则经 V 型导果槽继续向前滚动，直至遇到相应分选孔落下，于是在不同的接果盘 解得到不同等级的水果。此分选装置结构简单，对水果损伤小，成本较低，分选精度 和效率较高，适用于球形和近似球形物料的分选，在国外应用较广。为了减少水果碰 撞，提高好果率，有的大小分选机是利用浮力、振动和网格相配合的办法进行分选， 但有关此方面的报道较少。由以上可知，水果大小机械式分选法中，滚筒式分选法是 最优的一种。另外，随着电子技术和计算机图像技术的发展，使用光电传感器或 CCD 摄像机对水果的大小进行测量判别已成为此类分选机的研究重点。由于它们是对水果 的大小进行不损伤的非接触性计量，适用于任何种类的水果。研究了一种基于计算机 视觉的水果大小检测方法，试验表明该方法检测速率快、准确率高、适用范围宽，能 够满足水果自动检测要求。 2）重量分选机 按照重量进行分选的分选机械早期是利用杠杆原理进行分选的。目前，机械式重 量分选机主要有固定衡量秤体、运动输送盘式和固定限位装置、运动衡量秤体式两种 机型。机械式重量分选对水果的损伤较小，而且具有较广的通用性，但是由于各种误 差及摩擦影响等使分选精度不是很高。近年来，随着计算机和称重传感技术的迅速发 展和现代科学技术的相互渗透，电子称重技术及应用有了新的发展。基于此，国内外 已开始研制电子称重式分选机。电子称重式分选机一般使用压力传感器称量水果，微 机系统对传感器输出信号进行采样、放大、滤波、模数转换、运算和处理，并控制机 械执行机构进行分选。在现有电子称重式水果分选台的基础上，对其测控系统进行了 重新研制，将原有的 PC 机控制替代为单片机控制。由于系统使用微机控制，可按照需 选择准确的分选基准，具有更高精度和更高的控制灵活度，在实际中具有更广的应用 前景。但是由于该机器操作较为复杂，而且机器成本较高，难以在我国推广使用。我 国对该类型水果分选机的研制尚处于起步阶段，需要科研人员充分利用国外已经取得 的研究成果，研制适合于我国实际情况的电子称重式分选机。 3）外观品质分选机 外观品质分选机是按照水果的大小、表面缺陷、色泽、形状、成熟度等进行分选 的分选机。其分选方法包括：光电式色泽分选法和计算机图像处理分选法。色泽分选 5 法是根据颜色不同反射光的波长就不同的原理对水果颜色进行区分。而计算机图像处 理分选法是利用计算机视觉技术一次性完成果梗完整性、果形、水果尺寸、果面损伤、 成熟度等检测,可以测得水果大小、果面损伤面积等具体数值,并根据其数值大小进行 分类。国内外学者在利用计算机视觉技术对水果外部品质检测方面进行了大量的研究， 并取得了重大进展。 4）内部品质分选机 内部品质包括水果的糖度、硬度、酸度和内部缺陷等指标，一般水果内部品质主 要依靠破坏性检验方法。目前用于水果硬度的检测方法主要有变形法和声学法。但由 于变形法只能测量水果的局部硬度，声学法易受噪音和机械振动的影响等而限制了其 应用。而近红外法和核磁共振法可用于水果糖度、硬度的检测。近红外光谱技术在农 产品内部品质检测方面发展较快，具有检测速率快、可同时检测多种内部成分等优点。 其基本原理是当用近红外光照射水果时，不同的水果内部成分对于不同波长的光学吸 收和散射程度不同，而内部光谱也会随着水果内部成分质量分数的不同而发生变化。 利用这一特性，即可根据近红外光谱特征分析水果中的主要成分及其质量分数。何东 健等利用近红外分光法检测水果内部品质，结果表明：近红外分光法不但能检测水果 糖度、酸度，而且能检测内部缺陷，完全满足在线检测水果内部品质的要求。刘燕德 等应用近红外漫反射光谱分析技术设计了一种近红外光谱水果内部品质自动检测系统， 该系统能够快速地用于水果内部品质的无损检测和分级。核磁共振技术作为一项新的 检测技术在水果内部品质检测方面也有着较大的发展前景。 在众多场合下，大小和重量分选机应用较多。而且目前常用的大多数是机械式大 小和重量分选机。基于计算机视觉的水果大小分选机虽已用于实际生产，但是由于价 格昂贵，还未能推广使用。外部品质分选机和内部品质分选机还在进一步研究中，研 究过程还存在着一些难题：水果外部品质检测方面，水果的尺寸和颜色检测技术已比 较成熟，但是果面的缺陷检测确是水果实时分级的难点，要快速准确地测定水果表面 的各种缺陷并与梗、萼凹陷区正确区分比较困难；内部品质检测方面，多是就一种产 品某一单项项目进行检测，对果品多种内部品质的综合检测方面研究较少。同时，由 于内部品质检测的方法比较复杂，所需机器成本较高，故用于实际检测中的还很少。 另外，在水果在线检测分选机的研究中，水果品质的实时检测和分级还存在检测精度 低、速率慢等问题，这就要求图像信息的处理和识别算法必须简单而有效，以满足在 线高生产率的要求。计算机技术、数据处理技术、无损伤检测技术以及自动化控制技 术的发展为现代及未来的分级检测技术提供了广阔的空间。机器视觉技术的应用已成 6 为实现果蔬产品品质自动识别和分级的最有效的方法。可以预见，将人工智能技术和 图像处理技术相结合，是今后应用计算机视觉技术进行水果品质评价的重要发展方向。 1.41.4 本文研究内容本文研究内容 （1）了解了解目前市场上水果果径大小自动分选机的主要类型、工作原理等基本 工作 (3）分析比较各种工作原理分选机的优缺点，确定所使用的分选机类型，并进行 自动分选机的总体结构设计，确定其主要组成部分和各个部分的功能； （3）进行分选机各部件设计，绘制机械部件的零件图、装配图等； （4）撰写毕业设计论文。 本文的主要技术指标如下：（1）分选等级：4 个；(3）分选果径区间：5090 毫 米；（3）分选速率：20000 个/小时；（4）可以用来分选苹果、梨、桃、土豆、洋葱、 柿子、柑橘、橙子、山竹等各类圆形果蔬。 7 2 2 总体设计总体设计 2.12.1 拟定总体设计方案拟定总体设计方案 分选机上的分级装置的孔眼的大小和形状必须根椐水果的大小、形状和产品工艺 要求确定。特别注意分级级数的设计，提高分选质量，以保证后序工序的顺利进行。 水果分选机是由分选机构、传动机构和电动机组成。水果分选时将水果运送至进料斗， 然后流入到分级滚筒或摆动筛中，使水果在滚筒里滚转和移动或在摆动筛中作相对运 动，并在此过程中通过相应的孔流出，以达到分级目的。 为了实现预定的功用，有两套方案可以实现： 方案一使用摆动筛式进行水果的分选 图 1 方案一示意图 方案二使用滚筒式进行水果分选 8 图 2 方案二示意图 方案一使用摆动筛式来进行水果的分选，其机械振动装置由皮带传动使偏心轮回 转，偏心轮带动曲柄连杆机构实现机体的直线往返式摆动。摆动筛分选机的优点为： 结构简单，制造、安装容易；筛面调整方便，利用率高；以直线往复摆动为主。振动 为辅，对物料损伤少；适用多物料及同一物料多种不同规格的分级。缺点为：动力平 衡困难，噪音大，清洗不方便等。方案二使用滚筒式来进行水果的分选，其滚筒由摩 擦轮带动，物料通过料斗流入到滚筒时，在其间滚转和移动，并在此过程中通过相应 的孔流出，以达到分级目的。滚动式分选机的优点为：结构简单，分级效率高，工作 平稳，不存在动力不平衡现象。缺点为：机器占地面积大，筛面利用率低；由于筛孔 调整困难，对原料的适应性差。本文研究的主要目的是实现水果生产的规模化和机械 化，而且主要针对单一物料进行分级，对水果的损伤情况不做过多要求，故使用方案 二比较合理。 2.22.2 拟定传动形式拟定传动形式 常用的传动机构有带传动、链传动、摩擦轮传动、齿轮传动等，这里初选带传动 和链传动。下面比较链传动和带传动的优缺点： 1）带传动 带传动是具有中间挠性件的一种传动，其优点有 1)缓和载荷冲击；2）运行平稳，无噪 音；3）过载时引起带轮打滑，可防止其他零件的损坏；4）适应中心距较大的工作条 件。 其缺点在于：1）有弹性滑动和打滑，效率较低不能保持准确的传动比；2）带寿 命较短 9 2）链传动 与带传动相比较，链传动的主要优点是：1）没有滑动；2）工况相同时，传动尺 寸比较紧凑；3）不需要很大的张紧力，作用在轴上的载荷较小；4）效率较高；5）能 在温度较高、湿度较大的环境中使用等。因链传动有中间元件(链)，需要时轴间距离 可以很大。 链传动的缺点是：1）只能用于平行轴之间的传动；2）瞬时速率不均匀，高速运 转时不如带传动平稳；3）不宜在载荷很大和急促反向的传动中应用；4)工作时有噪音； 5）制造费用比带传动高。 这里考虑到分选机的工作效率和使用寿命，综合决定选用链传动机构。 2.32.3 拟定总体结构拟定总体结构 总体结构分为以下主要部分（如图3所示）： 进料斗、滚筒、收集料斗、机架、传动装置、摩擦轮等。 图 3 水果分选机结构图 水果分选机的传动路线如图 4 所示，该机构是通过电动机驱动皮带传动，将运动 和动力直齿圆柱齿轮减速器，通过减速器减速后，再由链轮传动机构将运动和动力传 递给摩擦轮，在摩擦轮的带动下，以实现对水果的分级。 10 1.电机 2.带轮 3.摩擦轮 4.摩擦轮轴 5.单级直齿圆柱齿轮减速器 6.链传动 图 4 水果分选机的传动路线 11 3 3 传动机构的设计传动机构的设计 2.12.1 电机的选择电机的选择 生产单位一般用三相交流电源，如无特殊要求(如在较大范围内平稳地调速，经常 起动和反转等)，一般都使用三相交流异步电动机。我国已制订统一标准的 Y 系列是一 般用途的全封闭自扇冷鼠笼型三相异步电动机，适用于不易燃、不易爆、无腐蚀性气 体和无特殊要求的机械，如金属切削机床、风机、输送机、搅拌机、农业机械和食品 机械等。由于 Y 系列电动机还具有较好的起动性能，因此也适用于某些对起动转矩有 较高要求的机械(如压缩机等)。在经常起动，制动和反转的场合，要求电动机转动惯 量小和过载能力大，因此宜选用起重及冶金用的 YZ 型或 YZR 型三相异步电动机。 三相交流异步电动机根据其额定功率(指连续运转下电机发热不超过许可温升的最大功 率，其数值标在电动机铭牌上)和满载转速(指负荷相当于额定功率时的电动机转速， 当负荷减小时，电机实际转速略有升高，但不会超过同步转速磁场转速)的不同， 具有系列型号。为适应不同的安装需要，同一类型的电动机结构又制成若干种安装形 式。各型号电动机的技术数据(如额定功率、满载转速、堵转转矩与额定转矩之比、最 大转矩与额定转矩之比等)、外形及安装尺寸可查阅产品目录或有关机械设计手册。 按照已知的工作要求和条件，选用 Y 型全封闭笼型三相异步电动机。 (3）选择电动机类型的功率 根据前述设计已知，工作机所需的电动机输出功率为 P工作输出=1.155KW 电动机至运输带之间的总效率为 总=皮带齿轮3滚动轴承链轮2摩擦轮 =0.960.970.9930.960.902=0.703 因此电动机的输入功率为 P电动机输入=P工作输出/总=1.155/0.703=1.64kW （3）初选同步转速为750转/分的电动机 由P电动机输入P电动机额定，故根据机械设计手册表12-1，选择电动机型号为 Y132S-8，其额定功率为2.2KW，满载转速为710转/分，即 P电动机额定=2.2kW n电动机额定=710转/分 12 2.22.2 传动装置的总体设计传动装置的总体设计 各传动装置的总传动比及各轴转速的计算的计算 分配各级传动比时应考虑的问题： （1）各级传动比机构的传动比应在推荐值的范围内，不应超过最大值，已利于发 挥其性能，并使其结构紧凑。 (3）应使各级传动的结构尺寸协调、匀称。例如：由 V 带传动和齿轮传动组成的 传动装置，V 带传动的传动比不能太大，否则会使大带轮半径超过变速器的中心高，造 成尺寸不协调，并给机座设计和安装带来困难。 （3）应使传动装置外形尺寸紧凑，重量轻。在相同的总中心距和总传动比情况下， 具有较小的外形尺寸。 （4）在变速器实际中常使各级大齿轮直径相近，使大齿轮有相近的侵油深度。高、 低速两极大齿轮直径相近，且低速级大齿轮直径稍大，其侵油深度也稍深些有利于侵 油润滑。 （5）应避免传动零件之间发生干涉碰撞。高速级大齿轮与低速轴发生干涉，当高 速级传动比太大时就可能产生这种情况。除考虑上诉几点还要理论联系实际，思考机 器的工作环境、安装等特殊因素。这样我们就可以通过实测与理论计算来分配各级的 传动比了。 电动机的满载转速为 710 转/分,要求的输出为 18 转/分，则总的传动比为： nm/n=710/1839.44 V 带传动比常用范围i7； 圆柱齿轮传动单级减速器传动比的范围 i46； 链传动传动比的范围i6； 摩擦轮传动传动比的范围i5。 故设计分配传动比如下： 第一级 V 带传动比 i1=3； 第二级齿轮传动传动比 i2=4； 第三级链传动传动比 i3=2； 第二级摩擦轮传动传动比 i4=1.6。 电动机轴为 0 轴，减速器高速轴为 1 轴，低速轴为 2 轴，摩擦轮轴为 3 轴，各轴 转速为： n0=nw=710 转/分 13 n1=n0/i1=710/3=237 转/分 n2=n1/i2=237/4=59 转/分 n3=n2/i3=59/2=30 转/分 n4=n3/i4=30/1.6=18 转/分 各轴输入功率的计算 机械效率分布如下：V 带传动 1=0.96；滚动轴承 2=0.99；圆柱齿轮传动 3=0.97；链传动 4=0.96；摩擦轮传动 5=0.90。各轴输入功率按照电动机额定功 率计算，各轴输入功率即： P0=PW=2.2kW P1=P01=2.20.96=2.11kW P2=P123=2.110.990.97=2.03kW P3=P24=2.030.96=1.95kW P4=P325=1.950.990.90=1.74kW 各轴转矩的计算 T0=9550P0/n0=95502.2/710=29.59Nm T1=9550P1/n1=95502.11/237=85.02Nm T2=9550P2/n2=95502.03/59=325.58Nm T3=9550P3/n3=95501.95/30=620.75Nm 2.32.3 带传动设计带传动设计 根据设计可知带轮传动比为 3，因传动速率较快，处于高速端，故使用带传动来提 高传动的平稳性。并旋转方向一致，带轮的传动是通过带与带轮之间的摩擦来实现的。 带传动具有传动平稳，造价低廉以及缓冲吸振等特点。根据槽面摩擦原理，在同样的 张紧力下，V 带传动较平带传动能产生更大的摩擦力。再加上 V 带传动允许传动比较大， 结构较紧凑，以及 V 带以标准化并且大量生产的优点，因此这里高速轴传动选用 V 带 传动。 1）确定计算功率 Pca 根据机械设计手册表 8-7 查得工作情况系数 KA=1.1 故 Pca=KAP=1.12.2=2.42kW 2）选择 V 带的带型 根据 Pca=2.42KW,小带轮转速 n1=710 转/分,根据机械设计手册图 8-11 选用 A 型。 14 3）确定带轮的基准直径 dd 并验算带速 v （1）初选小带轮的基准直径 dd 根据机械设计手册表 8-6 和表 8-8，取基准直径 dd1=140 毫米。 (3）验算带速 v 按照式 v=dd1n1/601000 验算带的速率 v=dd1n1/601000 =140710/601000 =5.20m/s 由于 5m/sv30m/s，故带速合理。 （3）计算大带轮的基准直径 根据式 dd2=idd1=3140=420 毫米，根据机械设计手册表 8-8，圆整为 dd2=400 毫米。 4）确定 V 带的中心距 a 和基准长度 Ld 根据公式 0.7（dd1+dd2）a02（dd1+dd2）初步确定中心距 a0=750 毫米 由式： Ld=2a0+/2(dd1+dd2)/+(dd1-dd2)2/4a0 =2750+/2(140+400)+(400-140)2/4750 =2371 毫米 根据机械设计手册表 8-2 选带的基准长度 Ld=2240 毫米。 计算实际中心距 a=a0+（Ld-Ld）/2=750+(3-2402371）/2=685 毫米 5）验算小带轮上的包角 a1 a1=180o-57.5o(dd2-dd1)/a=180o-57.5o(400140)/685=158o120o 取 a=158o。 6）计算带的根数 z （1）计算单根 V 带的额定功率 Pr 由 dd1=140 毫米和 n1=710 转/分，查机械设计手册表 8-4a 得 P0=1.26kW。 根据 n1=710 转/分，i=3 和 A 型带，查机械设计手册表 8-4b 得P0=0.09kW。 查机械设计手册表 8-5 得 Ka=0.95，表 8-2 得 KL=1.06，于是 Pr=(P0+P0)KaKL=(1.26+0.09)0.951.06=1.36kW (3）计算 V 带的根数 z 15 z=Pca/Pr=2.42/1.36=1.78 取 2 根。 7）计算单根 V 带的初拉力的最小值（FO）min 根据机械设计手册表 8-3 得 A 型带的单位长度质量 q=0.1kg/m，因此 （FO）min=500(2.5Ka)Pca/Kazv+qv2 =500(3.5-0.95）2.42/（0.9525.20）+0.15.202=193N 8）计算轴压力 FP 由式（FP）=2Z（FO）minsin(a1/2)=22193sin(158/2)=758N 9）带轮的结构设计 V 带轮结构设计从略。 10）带的张紧装置 各种材料的 V 带都不是完全的弹性体，在预紧力的作用下，经过一段时间的运转 后，就会由于塑性变形而松弛。使预紧力 FO 降低。为保证带传动的能力，应定期张紧。 此处使用定期张紧装置。 2.42.4 齿轮传动设计齿轮传动设计 1）选择齿轮类型、精度等级、材料及齿数 （1）按照图 4 所示的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。 (3）滚筒为一般工作机器，速率不高，故选用 7 级精度（GB10095-88） （3）材料选择。根据机械设计手册表 10-1 选择小齿轮材料为 40Cr（调质） ， 硬度为 280HBS，大齿轮材料为 45 钢（调质）硬度为 240HBS，二者材料硬度差为 40HBS。 （4）选小齿轮齿数 z1=24，大齿轮齿数 z2=424=96 2）按照齿面接触强度设计 由设计公式（10-9a）进行试算，即 d1t2.323KT1/d(u1)/u(ZE/H)2（3-17） （1）确定公式内的各计算数值 初选载荷系数 Kt=1.3。 计算小齿轮传递的转矩。 T1=9550P1/n1=95502.11/237=85.02Nm=8.502104N毫米 根据机械设计手册表 10-7 选取齿宽系数 d=1.2。 根据机械设计手册表 10-6 查得材料的弹性影响系数 ZE=189.8MPa1/2。 16 根据机械设计手册图 10-21d 按照齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 Hlim1=600MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限 Hlim2=550MPa。 根据机械设计手册式 10-13 计算应力循环次数 N1=60n1jLh=602371(2830015)=1.024109 N1=1.024109/4=0.256109 根据机械设计手册图 10-19 取接触疲劳寿命系数 KHN1=0.90；KHN1=0.95。 计算接触疲劳许用应力。 取失效概率为 1，满足要求系数 S=1，由根据机械设计手册式（10-12）得 H1=KHN1lim1/S=0.9600MPa=540MPa H2=KHN2lim2/S=0.95550MPa=522.5MPa (3）计算 试算小齿轮分度圆直径 d1t，代入H中较小的值。 d1t2.323KT1/d(u+1)/u(ZE/H)2=2.3231.38.502104/1.2 (4+1)/4(189.8/522.5)2=57.459 毫米 计算圆周速率 v。 v=d1tn1/601000 =57.459237/601000 =0.71m/s 计算齿宽 b。 b=dd1t=1.257.459=68.951 毫米 计算齿宽与齿高之比 b/h。 模数 mt=d1t/z1=57.459/24=2.394 毫米 齿高 h=2.25mt=2.252.394=5.39 毫米 b/h=68.951/5.39=12.79 计算载荷系数。 根据 v=0.71m/s，7 级精度，根据机械设计手册图 10-8 查得动载荷系数 Kv=1.04； 直齿轮，KHa=KFa=1； 根据机械设计手册表 10-2 查得使用系数 KA=1； 根据机械设计手册表 10-4 用插值法查得 7 级精度、小齿轮相对支承对称布置 时，KHB=1.315。 17 由 b/h=12.79，KHB=1.315 查机械设计手册图 10-13 得 KFB=1.28；故载荷系数 K=KAKvKHaKHB=11.0411.315=1.368 按照实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，根据机械设计手册式（10- 10a）得 d1=d1t3K/Kt=57.45931.368/1.3=58.436 毫米 计算模数 m。 m=d1/z1=58.436/24=3.43 毫米 5）按照齿根弯曲强度设计 根据机械设计手册式（10-5）得弯曲强度的设计公式为 m32KT1/dz12(YFaYSa/F)（3-18） （1）确定公式内的各计算数值 根据机械设计手册图 10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1=500MPa； 大齿轮的弯曲强度极限 FE2=380MPa； 根据机械设计手册图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数 KFN1=0.85，KFN1=0.88； 计算弯曲疲劳许用应力。 取弯曲疲劳满足要求系数 S=1.4，根据机械设计手册式（10-12）得 F1=KFN1FE1/S=0.85500/1.4MPa=303.57MPa F2=KFN2FE2/S=0.88380/1.4MPa=238.86MPa 计算载荷系数 K。 K=KAKvKFaKFB=11.0411.28=1.331 查取齿形系数。 根据机械设计手册表 10-5 查得 YFa1=2.65；YFa2=2.196。 查取应力校正系数。 根据机械设计手册表 10-5 查得 YSa1=1.58；YSa2=1.786。 计算大、小齿轮的 YFaYSa/F并加以比较。 YFa1YSa1/F=2.651.58/303.57=0.01379 YFa2YSa2/F=2.1961.786/238.86=0.01642 大齿轮的数值大。 (3）设计 m321.3318.502104/1.2242(0.01642)=1.75 毫米 对于计算结果，由齿面接触强度计算的模数 m 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模 18 数，由于齿轮模数 m 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 1.75 并就圆整为标准值 m=2.0 毫米，按照接触强度算得的分度圆直径 d1=58.436 毫米，算出小齿轮齿数 z1=d1/m=58.436/229 大齿轮齿数z2=429=116 这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强 度，并做到结构紧凑，避免浪费。 6）几何尺寸计算 （1）计算分度圆直径 d1=z1m=292=58毫米 d2=z2m=1162=232毫米 (3）计算中心距 a=(d1+d2)/2=(58+232)/2=145毫米 （3）计算齿宽 b=dd1=1.258=69.6毫米 取B2=70毫米，B1=75毫米。 （4）机构设计及绘制齿轮零件图。 2.52.5 链传动设计链传动设计 1）选择链轮齿数 取小链轮齿数z1=19，大链轮的齿数为z1=iz2=219=38。 2）确定计算功率 根据机械设计手册表9-7查得KA=1.0，根据机械设计手册图9-13查得 KZ=1.52，单排链，则计算功率为 Pca=KAKzP=1.01.522.2=3.34kW 3）选择链条型号和节距 根据Pca=3.34kW及n2=59转/分查机械设计手册图9-11，可选20A-1。查机械 设计手册表9-1，链条节距为p=31.75毫米。 4）计算链节数和中心距 初选中心距a0=(3050)p=(3050)31.75=952.51587.5毫米。取a0=1000毫米。 相应的链长节数为 19 Lp0=2a0/p+(z1+z2)/2+(z2-z1)/22p/a0=21000/31.75+(19+38)/2+ (38-19)/2231.75/100091.78 取链长节数L=92节。 查机械设计手册表9-7得到中心距计算系数fi=0.24883，则链传动的最大中心 距为 a=fip2Lp-(z1+z2)=0.2488331.75292-(19+38)987毫米 5）计算链速v，确定润滑方式 v=n2z1p/601000 =591931.75/601000 0.6m/s 由v=0.6m/s和链号20A-1，查机械设计手册图9-14可知应使用滴油润滑。 6）计算压轴力Fp 有效圆周力为：Fe=1000P/v=10002.2/0.63667N 链轮水平布置时的压轴力系数KFp=1.15，则压轴力为 FpKFpFe=1.1536674217N。 3.4 轴的设计 1）高速轴的设计 （1）根据机械设计手册式（15-2）初步估算轴的最小轴径： dmin=A03P1/n1（3-19） 确定公式内的各种计算数值 选轴的材料为45钢（调质） ，根据机械设计手册表153，取=112 o A 根据前述的设计算得P1=2.11kW，n1=237转/分 (3）设计：dmin=A03P1/n1=11232.11/237=23.3毫米 轴的最小轴径为d=(1+0.14)=26.6毫米圆整后取27毫米。 min d （3）轴的结构设计 1）拟定轴上零件的装配方案 根据设计要求，现选用图7所示的装配方案。 20 图7高速轴的装配方案 2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 a、为了满足小带轮的轴向定位要求，-轴的右端需制出一轴肩，故取-段 的直径d-=34毫米；左端用轴端挡圈定位，按照轴端直径取挡圈直径D=37毫米。小 带轮与轴配合的毂孔长度L1=48毫米，为了保证轴端挡圈只压在小带轮上而不压在轴的 端面上，故-段的长度应比L1略短一些，现取l-=46毫米。 b、初步选择滚动轴承。应轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥 滚子轴承。参照工作要求并根据d-=34毫米，根据机械设计手册初步选取0基 本游隙组、标准精度级的单列圆锥轴承30208，其尺寸为dDT=40毫米80毫米 19.75毫米，故d-=d-=40毫米；而l-=19.75毫米。 右端滚动轴承使用轴肩定位。根据机械设计手册查得30208型轴承的定位轴肩 高度h=4.5毫米，因此，取d-=49毫米。 c、取安装齿轮处的轴端段-的直径d-=50毫米，经计算，由于小齿轮的齿 根圆到键槽底部的距离e2mt(mt为端面模数)，故将齿轮和轴做成一体，即齿轮轴的形 式。 d、轴承盖的总宽度为20毫米（由减速器及轴承端盖的结构设计而定） 。根据轴承 盖的拆装及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与小带轮右端面的距离 l=30毫米，故l-=50毫米。 e、取齿轮距箱体内壁之距离a=16毫米。考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承 位置时，应距箱体内壁一段距离s，取s=8毫米，已知滚动轴承宽度T=19.75毫米，则 l-=T+s+a=19.75+8+16=43.75毫米 21 l-=s+a=8+16=24毫米 至此，已经确定了轴的各段直径和长度。 （4）轴上零件的周向定位 小带轮的周向定位使用平键连接。按照d-根据机械设计手册表6-1查得平 键截面bh=8毫米7毫米，键槽用键槽铣刀加工，长为40毫米，同时为了保证小带轮 与轴配合良好的对中性，故选择小带轮轮毂与轴的配合为H7/k6。滚动轴承与轴的周向 定位是由过度配合来保证的，此处轴的直径尺寸公差为m6。 （5）确定轴上圆角和倒角尺寸 参考机械设计手册表 15-2，取轴左端倒角为 1.045o，轴右端倒角为 1.645o，各轴肩处的圆角半径见表 15-2。 （6）求轴上的载荷 首先根据轴的结构图做出轴的计算简图。在确定轴承的支点位置时，应从手册中 查取 a 值（参看机械设计手册图 15-23） 。对于 30208 型圆锥滚子轴承，根据机 械设计手册查得 a=16.9 毫米。因此，作为简支梁的轴的支承跨距 64.35+64.35=128.7 毫米。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图，如图 7 所示。 从轴弯矩和扭矩图中可以看出截面 C 是轴的危险截面。现将计算出的截面 C 处的 MH、MV 及 M 的值列与下表（参看图 8） 。 表 2 截面 C 的支反力、弯矩及扭矩数值 载荷水平面 H垂直面 V 支反力 FFNH1=1466N,FNH2=1466NFNV1=533.5N,FNV2=-533.5N 弯矩 MMH=94557N毫米MV1=34410.75N毫米 MV2=-34410.75N毫米 总弯矩M1=M2=945572+34410.752=100624Nm 扭矩 TT1=85020N毫米 22 图 8 轴的载荷分析图 Fig8Theanalysisofthesmallgearwheelaxleload （7）按照弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核时，一般只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面C）的强度。 根据机械设计手册式（15-5）及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为 脉动循环变应力，取a=0.6，轴的计算应力 ca=M12+(aT1)2/W=1006242+(0.685020)2/0.1703=3.3MPa 如前所述，选择轴的材料为45钢，调质处理，根据机械设计手册表15-1查得 -1=60MPa。因此ca0.07d，故取 h=6 毫米，则轴环处的直径 d-=82 毫米。轴环宽度 b1.4h， 取 l-=12 毫米。 d、轴承盖的总宽度为20毫米（由减速器及轴承端盖的结构设计而定） 。根据轴承 盖的拆装及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与小链轮左端面的距离 l=30毫米，故l-=50毫米。 e、取齿轮距箱体内壁之距离a=16毫米。考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承 32 位置时，应距箱体内壁一段距离s，取s=8毫米，已知滚动轴承宽度T=22.75毫米，则 l-=T+s+a+（70-66）=22.75+8+16+4=50.75毫米 l-=s+a=8+16=24毫米 至此，已经确定了轴的各段直径和长度。 （4）轴上零件的周向定位 齿轮、小链轮的周向定位使用平键连接。按照d-根据机械设计手册表6-1 查得平键截面bh=20毫米12毫米，键槽用键槽铣刀加工，长为56毫米，同时为了保 证齿轮与轴配合良好的对中性，故选择小带轮轮毂与轴的配合为H7/n6；同样，小链轮 与轴的连接，选用平键