毕业设计（论文）-果蔬切割机的设计（全套图纸）.pdf

本科本科 毕毕 业业 设设 计计 题 目 果蔬切割机的设计果蔬切割机的设计 学 院 工业制造学院工业制造学院 专 业 机械设计制造及其自动化机械设计制造及其自动化 学生姓名 学 号 年级 11 指导教师 职称 讲师讲师 2015 年 4 月 26 日 I 果蔬切割机的设计 专 业： 学 号： 学 生： 指导教师： 摘要：本课题来源于当今社会机械工业果蔬切割设备的创新和更新换代基础之上，通过设计出 果蔬切割机，从而来满足当今社会果蔬切割设备不足的缺陷。 国内果蔬切割设备的研发及制造要与全球号召的高效经济、切割质量好，效率高等主题保持一 致。近期对机械行业中果蔬切割的使用情况进行了调查，发现在日常生活中，果蔬作为绿色食品， 是人们的生活的需要。自然而然在机械设备中它们的加工也有着严格的要求。传统的果蔬在没有自 动切割设备而需要人工切割的情况下，切割效率低下，劳动强度大，所以设计一个专用的果蔬切割 势在必行。 本文运用大学所学的知识，提出了果蔬切割机的结构组成、工作原理以及主要零部件的设计中 所必须的理论计算和相关强度校验，构建了果蔬切割机总的指导思想，从而得出了该果蔬切割机的 优点是高效，经济，并且质量高，运行平稳的结论。 关键词： 果蔬切割机；设备；结构；设计 全套图纸，加全套图纸，加 153893706 II II The design of fruit and vegetable cutting machine Specialty： Student Number： Student： Supervisor： Abstract： With the improvement of our living standard, single seat structure for baby dining table, leads to the limitation of interest in babies, which would in any country is a problem. How to solve this problem, which reflects the level of development of a society from the level of science and technology to the humanistic care and other aspects of. China attaches great importance to the status of the degree is not enough, and the baby chair to drive innovation design, to achieve a chair, to improve the above situation. Therefore, this paper carries on research on scheme selection. Through the professional knowledge of the designer to master the relevant information on the Internet, as well as the current situation at home and abroad, the design scheme, after a detailed investigation, this graduation design is to design a set of practical multifunctional baby chair. This design is begins with the argument, introduces in detail the scheme analysis, design process and calculating process, and has carried on the essential power of the overall structure of the system design. Mainly used for the realization of convenient for baby to eat, play, to further reflect the humane care. Key words：Machine manufacture;Crankshaft;Processing craft;Fixture; III 目 录 绪 论 . 错误！未定义书签。错误！未定义书签。 1. 课题来源及研究目的和意义 . 错误！未定义书签。错误！未定义书签。 2. 果蔬切割机的发展历程 . 1 3. 果蔬切割机的方案分析 . 3 3.1 结构分析 . 6 3.2 机械结构总体方案和布局 . 10 4. 机械结构的设计 . 14 4.1 链传动的设计计算 . 16 4.2 电机的选用 . 18 4.3 轴的设计计算 . 18 4.4 轴承的设计计算 . 18 4.5 键的选择 . 20 4.6 轴的校核 . 21 4.7 轴承的校核 . 22 5. 机架的设计. 24 6. 结构设计及三维建模 . 26 6.1 结构中用到的非标准件建模 . 26 7. 三维软件设计总结 . 27 结 论 . 28 参 考 文 献. 29 致 谢 . 30 1 绪论 1 课题来源及研究目的和意义 我们吃果蔬的时候最麻烦的要数去果蔬皮了。 尤其是果蔬尾部和侧面的果蔬 皮是非常让我们头疼的。每次用刀具削蔬皮的时候，不断容易伤到手，效率还低 下，甚至一不小心会刮伤自己的手。不仅如此，在刮果蔬皮的时候，果蔬皮会飞 溅到脸上，衣服上，也就是说想吃一顿美味果蔬，你至少要多洗一次脸，多洗一 套衣服， 清扫果蔬皮更是件麻烦的事， 看着到处飞溅到地上的果蔬皮， 让人闹心。 不过现在不用愁了，因为有了去果蔬皮机了。它不仅在做果蔬的时候轻快，吃果 蔬的时候更悠哉。果蔬皮机相对于传统的剥果蔬皮工具：如，水果刀来说，它的 结构简单，操作方便，价格低廉，高效实用 该机器利用旋转效应，使果蔬在运 动中去皮，去皮干净，对果蔬体无损伤。去皮后果蔬皮将自动流出，果蔬可在出 果蔬口放出。 去果蔬皮机广泛应用于果蔬类销售市场、 饭店、 果蔬类加工厂等等， 对果蔬的加工去皮。该机器的去皮机理属国内外首创，主要指标达到国际先进水 平。 本论文主要研究运用 SolidWorks 对果蔬切割机进行设计。在设计过程中， 了解 SolidWorks 的各种功能。 SolidWorks 公司成立于 1993 年，由 PTC 公司的技术副总裁与 CV 公司的副 总裁发起，总部位于马萨诸州的康克尔郡（Concord,Massachusetts）内。当初 的目标是希望在每一个工程师的桌面上提供一套具有生产力的实体模型设计系 统。 从 1995 年推出第一套 SolidWorks 三维机械设计软件至今已经拥有位于全球 的办事处，并经由 300 家经销商在全球 140 个国家进行销售与分销该产品。1997 年，Solidworks 被法国达索（Dassault Systemes）公司收购，作为达索中端主 流市场的主打品牌。SolidWorks 软件是世界上第一个基于 Windows 开发的三维 CAD 系统。由于技术创新符合 CAD 技术的发展潮流和趋势，SolidWorks 公司于两 年间成为 CAD/CAM 产业中获利最高的公司。良好的财务状况和用户支持使得 SolidWorks 每年都有数十乃至数百项的技术创新，公司也获得了很多荣誉。该 系统在 1995-1999 年获得全球微机平台 CAD 系统评比第一名。从 1995 年至今， 已经累计获得十七项国际大奖。其中仅从 1999 年起，美国权威的 CAD 专业杂志 CADENCE 连续 4 年授予 SolidWorks 最佳编辑奖，以表彰 SolidWorks 的创新、活 力和简明。至此，SolidWorks 所遵循的易用、稳定和创新三大原则得到了全面 的落实和证明，使用它，设计师大大缩短了设计时间，产品快速、高效地投向了 市场。 由于 SolidWorks 出色的技术和市场表现， 不仅成为 CAD 行业的一颗耀眼的 2 明星，也成为华尔街青睐的对象。终于在 1997 年由法国达索公司以三亿一千 万美元的高额市值将 SolidWorks 全资并购。公司原来的风险投资商和股东，以 一千三百万美元的风险投资，获得了高额的回报，创造了 CAD 行业的世界纪录。 并购后的 SolidWorks 以原来的品牌和管理技术队伍继续独立运作，成为 CAD 行 业一家高素质的专业化公司。SolidWorks 三维机械设计软件也成为达索企业中 最具竞争力的 CAD 产品。 由于使用了 Windows OLE 技术、直观式设计技术、先进的 parasolid 内核 （由剑桥提供）以及良好的与第三方软件的集成技术。SolidWorks 成为全球装 机量最大、最好用的软件。资料显示，目前全球发放的 SolidWorks 软件使用许 可约 28 万，涉及航空航天、机车、食品、机械、国防、交通、模具、电子通讯、 医疗器械、娱乐工业、日用品/消费品、离散制造等分布于全球 100 多个国家的 约 3 万 1 千家企业。在教育市场上，每年来自全球 4，300 所教育机构的近 145， 000 名学生通过 SolidWorks 的培训课程。 据世界上著名的人才招聘网站检索，与其它 3D CAD 软件相比，SolidWorks 相关的招聘广告比其它软件的总合还要多， 这一事实说明了越来越多的工程师和 设计者使用 SolidWorks 三维软件，越来越多的企业需要 SolidWorks 人才。 Solidworks 软件功能强大，易于操作，界面人性化，技术创新，组件繁多是 SolidWorks的五大特点。 使得SolidWorks三维软件成为目前全球领先的三维CAD 解决方案。SolidWorks 在设计时能够为用户提供不同的设计方案，通过方案的 筛选， 工程师能从中选择合适的方案，从而在设计过程中降低设计的错误以及提 高产品质量。在目前市场上所见到的三维 CAD 解决方案中，SolidWorks 是设计 过程比较简便又通俗易懂的软件之一。它不仅提供如此人性化的系统，同时对每 个工程师和设计者，乃至整个机械行业提供了良好的发展基础。SolidWorks 软 件是世界上第一个基于 Windows 开发的三维 CAD 系统，由于技术创新符合 CAD 技术的发展潮流和趋势，SolidWorks 公司于两年间成为 CAD/CAM 产业中获利最 高的公司。良好的财务状况和用户支持使得 SolidWorks 每年都有数十乃至数百 项的技术创新，公司也获得了很多荣誉。该系统在 1995-1999 年获得全球微机平 台 CAD 系统评比第一名；从 1995 年至今，已经累计获得十七项国际大奖，其中 仅从 1999 年起，美国权威的 CAD 专业杂志 CADENCE 连续 4 年授予 SolidWorks 最佳编辑奖，以表彰 SolidWorks 的创新、活力和简明。至此，SolidWorks 所遵 循的易用、稳定和创新三大原则得到了全面的落实和证明，使用它，设计师大大 缩短了设计时间，产品快速、高效地投向了市场。由于 SolidWorks 出色的技术 和市场表现，不仅成为 CAD 行业的一颗耀眼的明星，也成为华尔街青睐的对象。 终于在1997年由法国达索公司以三亿一千万美元的高额市值将SolidWorks全资 3 并购。公司原来的风险投资商和股东，以一千三百万美元的风险投资，获得了高 额的回报，创造了 CAD 行业的世界纪录。并购后的 SolidWorks 以原来的品牌和 管理技术队伍继续独立运作，成为 CAD 行业一家高素质的专业化公司， SolidWorks 三维机械设计软件也成为达索企业中最具竞争力的 CAD 产品。 由于使用了 Windows OLE 技术、直观式设计技术、先进的 parasolid 内（由 剑桥提供）以及良好的与第三方软件的集成技术，SolidWorks 成为全球装机量 最大、最好用的软件。资料显示，目前全球发放的 SolidWorks 软件使用许可约 28 万，涉及航空航天、机车、食品、机械、国防、交通、模具、电子通讯、医 疗器械、娱乐工业、日用品/消费品、离散制造等分布于全球 100 多个国家的约 3 万 1 千家企业。 在教育市场上， 每年来自全球 4， 300 所教育机构的近 145， 000 名学生通过 SolidWorks 的培训课程。 据世界上著名的人才网站检索，与其它 3D CAD 系统相比，与 SolidWorks 相关的招聘广告比其它软件的总和还要多， 这比较客观地说明了越来越多的工程 师使用 SolidWorks，越来越多的企业雇佣 SolidWorks 人才。据统计，全世界用 户每年使用 SolidWorks 的时间已达 5500 万小时。在美国，包括麻省理工学院 （MIT）、斯坦福大学等在内的著名大学已经把 SolidWorks 列为制造专业的必修 课，国内的一些大学（教育机构）如哈尔滨工业大学、清华大学、浙江工业大学、 浙江大学、华中科技大学、北京航空航天大学、大连理工大学、北京理工大学、 武汉理工大学等也在应用 SolidWorks 进行教学。Solidworks 软件功能强大，组 件繁多。 Solidworks 有功能强大、易学易用和技术创新三大特点，这使得 SolidWorks 成为领先的、主流的三维 CAD 解决方案。SolidWorks 能够提供不同 的设计方案、减少设计过程中的错误以及提高产品质量。SolidWorks 不仅提供 如此强大的功能，而且对每个工程师和设计者来说，操作简单方便、易学易用。 SolidWorks 在现今社会阶段逐渐广泛应用，并且 SolidWorks 公司对中国 市场重点开发，日后 SolidWorks 应用将会更加完善，更加普遍。通过前文对 SolidWorks 的深入了解后， 往后会对 SolidWorks 进行个别应用的分析， 如建模， 装配，工程图，力学分析等。 2 果蔬切割机的发展历程 由于机械工程的知识总量已扩大到远非个人所能全部掌握，一定的专业化 是必不可少的。但是过度的专业化造成知识过分分割，视野狭窄，不能统观和统 筹稍大规模的工程的全貌和全局，并且缩小技术交流的范围，阻碍新技术的出现 4 和技术整体的进步，对外界条件变化的适应能力很差。封闭性专业的专家们掌握 的知识过狭，考虑问题过专，在协同工作时配合协调困难，也不利于继续自学提 高。因此自 20 世纪中、后期开始，又出现了综合的趋势。人们更多地注意了基 础理论，拓宽专业领域，合并分化过细的专业。综合-专业分化-再综合的反复循 环， 是知识发展的合理的和必经的过程。不同专业的专家们各具有精湛的专业知 识，又具有足够的综合知识来认识、理解其他学科的问题和工程整体的面貌，才 能形成互相协同工作的有力集体。综合与专业是多层次的。在机械工程内部有综 合与专业的矛盾；在全面的工程技术中也同样有综合和专业问题。在人类的全部 知识中，包括社会科学、自然科学和工程技术，也有处于更高一层、更宏观的综 合与专业问题。当今社会，随着机械工业的蓬勃发展，各行各业的机械设备也在 不断地更新，不断地完善，果蔬切割机同样在发展着，传统的果蔬切割机是采用 临时的切割设备，劳动效率低，加工精度低下，不适合批量生产的场合。现代果 蔬切割机是用来代替传统的多样的果蔬切割设备。随着机械行业的大发展，人们 生活水平的提高，果蔬的应用也越来越多样化越来越广泛，根据不同的环境，所 需果蔬切割机切割的果蔬的大小规格也有区别。 如果使用传动的临时的果蔬切割 机的话， 不但劳动强度大、 效率低、 定位精度低， 而且满足不了大批量生产要求。 所以使用一个专用的果蔬切割机以成为发展趋势。 本课题主要是果蔬切割机的设计，要求果蔬在进入切割体后，可以自动把果 蔬皮去除得干干净净，同时可以减少劳动力成本。目前在家庭中还是采用手工模 式，即人工去皮，这种模式生产效率很低，既浪费劳动力也会让工人很疲倦，而 且不适合批量生产时采用。为了解决这些问题，减少生产成本，结合国内外去果 蔬皮机构的特点，采用摆线针轮减速电机与链轮机构配合的主要装置。设计了具 有推广意义的果蔬切割机。 3 果蔬切割机的方案分析 3.1 结构分析 根据课题，我们要设计的果蔬切割机，是针对果蔬的数量很多，并且需要常 常变换大小的，我们采用人工放果蔬进去，当果蔬放进去果蔬皮的那个切割体的 时候，就会随着切割体一起旋转，果蔬在气割体里面转动，由于切割体里面有刀 5 片，随着切割体的旋转，就实现了果蔬的切割，人工把果蔬一下子全部倒入切割 体，电机通过链传动带动切割体旋转，当旋转到一定的时候，果蔬皮就会自己去 除干净，达到了我们需要的目的。 3.2 机械结构总体方案和布局 根据该课题，设计出的果蔬去皮机总体布局图如下图 3.2 所示： 图 3-2 4 机械结构的设计 4.1 链传动的设计计算 已知 p=0.37KW，小链轮的转速 n1=720r/min，传动比 i=2.8，载荷平 稳，两班工作制，两链轮中心距 a=500600mm 范围，中心距可调，两轮 中心连线与水平面夹角近于 35o，小链轮孔径。 计算： 6 （1）小链轮齿数 z1 z1=29- 2i=29- 2*2.8=23.4 取整数 z1=23 i 12 23 34 45 56 6 z1 3127 2725 2523 2321 2117 1715 优先选用齿数：17，19，21，23，25，38，57，76， 95，114 z1、z2 取奇数，则链条节数为偶数时，可使链条和链轮轮齿磨损均匀。 在高速或有冲击载荷的情况下，小链轮齿最小应有 25 齿。 （2）大链轮齿数 z2 Z2=iz1=2.8*23=64.4 取整 z2=65 （3）实际传动比 i= （4）设计功率 工况系数，查表 5.4- 3， （5）单排链条传递功率，查表 5.4- 4 和 5.4- 5，齿数系数， 排数系数=1 =8.13kw （6）链节距 p 根据，n1=720r/min，查图 5.4- 1 功率曲线和 n1 确定的点，应在所 选型号链的功率曲线下方附近（不超过直线）。结果为 10A，节距 p=15.875mm， （7）验算小链轮轴直径 查 5.4- 7 链轮中心孔最大许用直径 （8）初定中心距 7 为优，无张紧轮时取 i 4 4 0.2z1（i+1）p 0.33z1(i- 1)p （9）确定链条节数 =115.3 取 （10）链条长度 （11）计算（理论）中心距 当时， 当时， 根据，查表 5.4- 9，若有必要可使用插值。 (12)实际中心距 a ，一般 (13)链速 8 (14)有效圆周率 (15)作用在轴上的力 F 水平或倾斜的传动 接近垂直的传动 工况系数，见表 5.4- 3 F=1.212283.1=2739.7N (16)润滑方式。 (17)链条标记：10A- 1- 116 GB 1243- 1997 1 表示排数，116 表示节数 (18)链轮的几何尺寸 滚子直径 p=15.875mm 1）分度圆直径 小链轮，大链轮 2）齿顶圆 ， 对于三圆弧- 直线齿形 小链轮齿顶圆=124.072mm，取整 124mm 9 大链轮齿顶圆=336.773mm，取整 337mm 3）齿根圆直径 小链轮齿根圆直径= 116.585- 10.16=106.425mm，取 106.43mm 大链轮齿根圆直径= 328.584- 10.16=318.424mm，取 318.42 mm 4)节距多变形以上的齿高=0.2715.875=4.286mm（对于三圆弧- 直线齿形） 5)最大齿根距 奇数齿 偶数齿 小链轮=106.153mm 大链轮=318.328mm 6)轴凸缘直径 小链轮=99.045mm 大链轮=311.746mm 7)轮毂厚度 h ，孔的直径 d 150 10 K 3.2 4.8 6.4 9.5 小链轮=14.232，取整 14mm 大链轮=22.7858，取整数 22mm 8)轮毂长度 l l=3.3h 小链轮 l=3.314=46.2mm，取整 46mm 大链轮 l=3.322=72.6mm，取整 72mm 9)轮毂直径， 小链轮=68mm 大链轮=104mm 10)齿宽 单排 单排=0.959.4=8.93mm 11)齿侧半径 12)倒角宽 ，取 2.1mm 13)倒角深 h=0.5p=0.515.875=7.9375mm 14)齿侧凸缘圆角半径=0.635mm 11 (19)链轮公差 1)齿根圆直径和量柱测量距极限偏差 项 目 极限偏差 孔径 H8 齿顶圆 h11 齿根圆直径极限偏差 h11 齿宽 h14 量柱测量距极限偏 差 h11 小链轮齿根圆直径= 116.585- 10.16=106.425mm，取 106.43mm 大链轮齿根圆直径= 328.584- 10.16=318.424mm，取 318.42 mm ， 小链轮量柱测量距 大链轮量柱测量距 2)径向圆跳动 小链轮径向圆跳动=min0.0008df+0.008,0.76=0.0008 106.43+0.008=0.093144 端面跳动=min0.0009df+0.008,1.14 4.2 电机的选用 已知整个切割机的总重量 150KG,其他重量 50KG，我们取总重量为 200Kg， 12 果蔬转动速度为 12r/min。即： mm s G = mg = 200 10 = 2000N V = 1 - 2m/min = 16.6 - 33.3/ 具体的电机设计计算如下: 1、确定运行时间 本次设计加速时间 01 (t - t ) 60 = Vl l Vl负载速度（m/min） 有速度可知每秒上升 50mm， 0.033 1.2=1.2 360 = ls 电机转速 电机 = Vl n PB 2 400 /min 0.005 电机 = Vl nr PB 3.负载转矩 0.3 10 200 0.005 1.73 . 220.9 = B gMP TLN m 式中： 4.电机转矩 启动转矩 1 2()2636.9(0.00032) 1.25 . 6060 1.2 + = S NM JMJLJM TN m t 必须转矩 ()2.36.=+=TMTLTS SN m S 为安全系数，这里取 1.0。 根据以上得出数据，我们选用电机型号为 160BL-A，此无电机厂家为机电产 品。根据计算和特性曲线以及电机基本参数表，我们选用电机型 13 160BL-4030H1-LK-B，电机额定功率为 0.37KW，额定转矩为 7.62N.m，最大转矩 为 9N.m， 4.3 轴的设计计算 轴是组成机械的重要零件之一，它是安装各种传动零件，使之绕其轴线转动 传动转矩或回转运动，并通过轴承与机座相联接。轴与其上的零件组成一个组合 体轴系部件，在轴的设计中不能只考虑轴本身，必须和轴系零、不见的整个结 构密切联系起来。 由于振动输送所用的轴即传递扭矩又承受弯矩， 所以我所设计的阶梯轴为转 轴，由于小带轮已经设计好，大带轮的尺寸也就定了，只剩下轴径的确定，轴的 初步设计是根据扭转强度，校核弯曲强度，由于轴的材料很多，主要根据轴的使 用条件，对轴的强度、刚度、和其他机械性能等的要求，采用热处理方式，同时 考虑制造加工工艺并力求经济合理，通过设计计算来选择轴的材料，选用最常见 的 45#钢作为轴的材料,且其需用切应力为 40MPa 轴与其上的零件组合成一个组合体，在轴的设计中不能只考虑轴本身，必须 和轴系零部件的整个结构密切联系起来。 轴的结构设计是在初算轴径的基础上进 行的。为满足轴上零件的定位、紧固要求和便于轴的加工和轴上零件的装拆，通 常将轴设计成阶梯轴。 轴的结构设计的任务是合理确定阶梯轴的形状和全部结构 尺寸。轴的材料选用 45 号钢，为保证其力学性能，进行调质或正火处理。 1、初步计算轴的直径 按照扭转强度估算轴的最小直径，写成设计公式，轴的最小直径 6 3 3 min 9.55 10 0.2 Pp dc nn =mm，查表 16.2，c=112, p=20.35, n=851,代入设计 公式得 min d=32.26mm。考虑到轴上有键槽以及其他因素的影响，应适当增加轴径 以补偿键槽对轴强度的削弱。取轴的直径 d 为 40mm，即最右端装带轮处的直径 为 40mm。装有密封元件和滚动轴承处的直径，应与密封元件和轴承的内孔径尺 寸保持一致。轴上两个支点的轴承，应尽量采用相同的型号，便于轴承座孔的加 工。相临轴段的直径不同形成轴肩。当轴肩用于轴上零件定位和承受轴向力时， 应具有一定的高度，轴肩处的直径差一般取 510mm，这里轴肩出的直径差选择 5mm，然后协调各段轴的长度，考虑到要装轴承座和机构的合理性，还有螺钉等 14 的长度及其他各方面的因素，初步确定轴的各段长度。 4.4 轴承的设计计算 轴承的选择并不是只考虑轴径一个因素，还要考虑到轴承的性能，一般要考 虑到其寿命、可靠度（指该轴承达到或超过规定寿命的概率） 、静载荷、动载荷、 额定寿命、基本额定寿命、基本额定载荷等等很多因素。最主要的是允许空间、 载荷的大小和方向、轴承工作转速、旋转精度、轴承的刚性（一般磙子轴承的刚 性大于球轴承） 、轴向游动、安装和拆卸。因为在本设计的轴上径向载荷大，轴 向载荷小，而且存在轴或壳体变形大以及安装对中性差的问题，所以选用调心滚 子轴承， 因为调心磙子轴承主要承受径向载荷， 也可同时承受少量的双轴向载荷， 而圆锥磙子轴承有打的锥角可承受大的径、 轴向联合载荷。 所以选用 （双列向心） 圆锥磙子轴承，有双内圈，并是可分离的轴承，根据 d=80mm,由参考资料 2P7 356 表 7 2 78 带 紧 定 套 的 调 心 滚 子 轴 承 （ GB/T288-1994 ） ， 选 用 22218CK/W33+H318 轴承，其基本额定载荷为 r C =240KN, 0r C =322KN, 根据轴承选 用配套的轴承座，参考资料 2P7-43 表 7-2-105 适用圆锥孔的异径孔滚动轴承座 (GB/T7813-1998) SNK 型轴承座，可选用 SNK316 型的轴承座。 4.5 键的选择 键联结是通过键实现轴和轴上零件的周向固定以传递运动和转矩。其中有 类型也可以实现轴向固定和传递轴向力，有些类型并能实现轴向动联结， 于在圆锥筛的轴上主要通过键来实现传递转矩和轴向固定所以，只需选用 常见的普通平键，键的类型可根据使用要求、工作条件和联结的结构特点 表 5-3-15 选定，键的长度根据轴毂的长度从标准中选取，键的 bh 根据 径来确定。 轴和带轮的联结，d=70mm, 参考资料 2P5-194 表 5-3-18 (GB/T1095-1979) 选用 B2012，B1811 和 B128 的普通 A 型平键，键长分别为 90 ， 70 ，30 。 4.6 轴的校核 轴的强度计算一般可分为三种：1）按扭转强度或刚度计算；2）按弯扭合 成强度计算；3）精确强度校核计算。 当轴的支撑位置和轴所受的载荷大小、方向、作用点及载荷种类均已确定， 15 支撑反力及弯矩可求得时，可按照弯曲或者弯扭合成强度进行轴的强度计算。作 用在轴上的载荷一般按集中载荷考虑，如本设计中的带传动对轴的力，其作用点 取在轮缘宽度的中点。计算时，通常把轴当作置于铰链支座上的双支点梁，一般 轴的支点近似取为轴承宽度中点。 由于本设计所用轴主要是受弯曲强度，很少的扭转强度，是根据扭转强度设 计，应校核轴的弯曲强度，首先分析轴的受力，左端受的是圆锥筛的重力，右端 是带轮对轴的力，中间是轴承座的两个支撑力。 轴径是按扭转强度初步设计的，所以要校核轴的弯曲强度，轴的强度校核也就是 找出危险截面，看危险截面是否满足轴径条件，如果危险截面满 足，那么别的 轴径肯定满足；根据轴的实际尺寸，承受的弯矩、扭矩图考虑应力集中，表面状 态， 尺寸影响等因素， 及轴材料的疲劳极限， 计算危险截面的情况是否满足条件。 我所校核的轴是根据许用弯曲应力校核的，即由弯矩产生的弯曲应力 b 不超过 许用弯曲应力 b ，一般计算顺序是先画出轴的空间受力图，将轴上作用力分解 为水平面受力图和垂直面受力图，并求出水平面上和垂直面上的支承点反作用 力。 然后作出水平面上的弯矩和垂直面上的弯矩图，作出合成弯矩图和转矩图应 用公式 22 ()MMT=+ 绘出当量弯矩图， 式中是根据转矩性质而定的应力果 蔬切割系数。对于不变的转矩，取 1 1 = b b + ；对于脉动的转矩，取 1 0 b b = ； 对于对称循环的转矩取 1 = 。 1 b + 是材料在对称循环应力状态下的许用弯曲应力； 1 b 是材料在静应力状态下的许用弯曲应力； 0 b 是材料在脉动循环应力状态下的许用弯曲应力； 在设计过程中，轴的材料为 45#钢，其基本参数为 600 B MPa= ， 1 200 b MPa+= ， 1 55 b MPa= ， 0 95 b MPa= ；应满足 下列条件： 1 3 0.1 bb MM Wd = 或 16 3 1 0.1 b M d W 为轴的抗弯截面系数； 轴的受力，轴左端是锥筛对轴的力也就是锥筛的重力，右端是带轮对轴的压力。 具体受力情况如下图： 由材料力学的相关知识可得： ()2955 .1872955 .328 2 +=+FRG 5 .48334.31002955 .3285 .3846 2 =+R 解得： NR6 .787 2 = 由 21 RRFG+=+ 得： NR24.6159 1 = 可得轴的弯矩图则如下： 17 轴所受的转矩如下： MN n P T=257300 980 4 .26 95499549 转矩图如下： 1 1 = b b + = 55 0.275 200 = ； 所以， 22 ()MMT=+ = 2 (0.275 257300)M=+ 所以当量弯矩图为： 18 可知轴承的危险截面在左边轴承支撑处，根据轴的校核条件可以算出： bb MPa W M 1 3 7 . 24 801 . 0 8 .1265475 = = ；