水果分选机设计【2013年最新整理毕业论文】

毕业设计（论文） 题目 水果分选机设计 二级学院 重庆汽车学院 专 业 机械设计制造及其自动化 班 级 2009 级机械设计 5 班 学生姓名 王铁柱 学号 10804020127 指导教师 王黎明 职称 讲师 时 间 2013 年 5 月 20 日 目 录 摘要 1 关键词 1 1 前言 2 2 总体方案的拟定 3 2.1 原理分析 3 2.2 总体结构设计 5 2.3 各执行机构主要参数的计算 6 2.4 传动装置的运动和动力参数的计算 13 3 主要零件的选择和设计 15 3.1 皮带传动的设计计算 15 3.2 直齿圆柱 齿轮的设计计算 17 3.3 滚子链传动的设计计算 20 3.4 轴的设计计算 21 3.4.1 高速轴的设计计算 21 3.4.2 低速轴的设计计算 24 3.5 轴承的校核 27 3.6 键的设计计算与校核 27 3.7 润滑与密封 28 3.8 主要缺点和有待进一步改进的地方 29 4 结 束语 29 参考文献 31 致谢 32 - 1 - 水果分选机的设计 学 生：王铁柱 指导老师：王黎明 摘 要： 本文分析了中国国内外水果分级分选机的研究和发展现状，对未来进行了展望，设计出了一种新型水果分级分选机构。该水果分级分选机是由分级滚筒、传动机构和电动机组成。采用电动机提供动力，通过带轮传动机构，将运动和动力传 送到直齿圆柱齿轮减速器，然后再通过链轮传动机构，将所需的运动和动力传送至分级滚筒上，从而实现水果的分选。整个机构简单且易于操作，便于维护，提高了生产效率，降低了劳动强度，为实现水果加工机械化与规模化提供了前提。 关键词： 水果；形状；分选机构；分级滚筒； 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 选题研究意义 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。采用微机控制的机电一体化设备来代替人工作业，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设备，对苹果进行分级筛选然后销售或加工 。 1.2 国内外水果机械化发展概况 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。仅在沿海一些大城市有少量工业化生产方式的水果加工厂，所用设备几乎是国外设备。进入 20 世纪 50 70 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工厂。但这样依然没有从根本上改变水果加工落后的面貌，这些加工厂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。再加上社会对水果加工质量、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，许多水果加工厂对设备进行了更新换代，或直接引进全套的国外先进设备，或采用国内厂家消化吸收生产出的新型机械设备。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 - 6 - 形成门类齐全、品种配套的产业，已经为机械工业中的重要产业之一。 1.3 国内水果机械化未来发展方向 水果在中国食品 产业占有重要地位，随着社会发展和进步，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，中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、经营产业化、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。 1.4 目前国内常见的水果分选机主要有以下几种类型 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。本课题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。 2 总体方案的拟定 2.1 原理分析 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 分级级数的设计计算，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。 2.1.1 方案选择 为了实现预定的功用，有两套方案可以实现： (参见图 1、图 2) 方案一 采用摆动筛式进行水果的分选 - 7 - 图 1 方案一 示意图 Fig1 The figure of program 1 方案二 采用滚筒式进行水果分选 图 2 方案二 示意图 Fig2 The figure of program 2 2.1.2 方案的比较 方案一采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 - 8 - 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。方案二采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。本课题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，故采用方案二比较合理。 2.2 总体结构设计 2.2.1 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 Fig3 The principle figure of the structure of the fruit sorter 2.2.2 传动路线 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。 - 9 - 1.电机 2.皮带轮 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 Fig4 The transmission route of the fruit sorter 2.3 各执行机构主要参数的计算 2.3.1 滚筒设计 考虑到水果大小形状的差异 ， 将滚筒的分级情况定为 6 级。在实际分级中 ， 可以将相邻的两级料斗合为一级 ， 以满足不同分级的需要。现在设计采用 5节筛筒 ， 6级分级。 2.3.2 滚筒孔眼总数的确定 生产能力 G可由下式计算： G 3600z m 1000 1000 （ 2-1） 式中： z为滚筒上的孔眼总数； G为生产能力； 为在同一秒内从筛孔掉下物料的系数，因分选机型和物料性质不同 而异，滚筒式可取 1 0 2 5； m为物料的平均质量。 根据设计要求给定的参数 G=12 t/h， m=400g， = 2.0 可求出 z =1000 1000G 3600 m =1000 1000 12 3600 0.02 400 =417（个） 2.3.3 滚筒直径 D、长度 L 以及各级排数 P 和各排孔数 Z 的确定 在生产能力已知的情况下，通过式 （ 2-1）求取的 Z为滚筒上所需的孔数。但由于各级筛孔孔径不同而滚筒直径相同，所以这个总孔数不能平均分配在各级中，而应根据工艺的要求分成不同直径的若干级别，再依级数设每级排数以确定同 一级每排筛孔 - 10 - 数。若把滚筒展开成平面，则其关系为 每级孔数 =排数每排孔数 每级长度 =（每级筛孔直径每排孔数）（筛孔间隙各排孔数） 则 滚筒的圆周长度 =（排数各级孔径）（排数孔径） 理论上，每级的孔数之和等于总孔数 Z，每级长度之和是所设计的滚筒长度，但这样设计计算各级滚筒的直径各不相同，无法连接在一起。因此一般取滚筒中直径较大的一级作为整个滚筒的直径。 初步确定滚筒直径和长度后，用 D:L=1:4 6进行校核，若不在此范围内，就应重新调整每级排数或孔数，直至达到此比例范围 内为止。一般若 L 6D，则可适当增加排数，减少每排孔数；若 L 6D，则应增加每排孔数，减少排数。 现在由分选所需水果的需求，对筛筒孔径作如下估计： 表 1 筛孔孔径的参数 Table 2 the parameter of screen size 筛孔 孔径长宽（ mm） 孔隙（ mm） 粒径分布比例系数ai 轴向分布比例系数bi 第一级 80 40 15 1/8 1/2 第二级 85 45 20 1/2 1/4 第三级 90 50 25 1/4 1/8 第四级 95 55 30 1/8 1/8 第五级 100 60 35 1/8 1/8 2.3.4 各级筛孔数的计算 （ 1） 各级筛孔的孔数 Z1=ai bi Z。 （ 2-2） 式中： Z1 每个筛孔的个数，个； ai 原料粒径分布比例系数； bi 原料沿滚筒轴向分布比例系 数； Z。 基准孔数，个。 （ 2） 基准孔数为 Z。 =Z/ ai bi （ 2-3） - 11 - 则 Z。 =417 /（ 1/8 1/2 1/2 1/4 1/4 1/8 1/8 1/8 1/8 1/8） =1668（个） 则，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）筛孔排数与每排孔数的计算 已知 u = L/D （ 2-4） 式中： u 长度与直径之比； L 滚筒的长度， m； D 滚筒的直径， m。 又知滚筒的长度可表示为 L= Li =1/P0 Zi/Ci(di ei) （ 2-5） 式中： P0 基准排数 ，通常以第一级为基准； di 各级筛孔的直径， m； ei 个级筛孔的孔径， m； Ci 筛孔的直径及间隙对排数的影响比例系数。 又知 CI= P1 P0 （ 2-6） 式中： P1 各级筛孔的排数 因 Si= di ei 故 Pi=2 D / 3 Si 则将这些转换式对 L= Li =1/P0 Zi/Ci(di ei)进行化简 ，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 又估计 u = L/D=4 则 D= 1/4L 则 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 则 D= 1/4L=0.575 m 则由 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 由此可得各级滚筒每排孔数： 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 经圆整后，各级滚筒每排的孔数为： ZP1=4 ZP2=7 ZP3=3 ZP4=3 ZP5=2 （ 4）滚筒直径的确定 各级滚筒的周长为 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 各级计算周长 中，最长的作为整个滚筒的周长，则 l=1.892 m。 （ 5） 筛孔间隙修正 因为各级计算周长与确定的滚筒轴长 l存在差值，则按下式修正： ei=2l/ 3 Pi di （ 2-8） 则 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） 滚筒直径 - 13 - D=l/ （ 2-9） 则 D=1.892/ =0.60 m （ 7） 长径比验算 总长度的确定，应将各级的一侧边缘尺寸 fi计入，因此 L= Li fi （ 2-10） 又知 fi= Si 2=1/2(di ei) （ 2-11） 则滚筒的长度为 L= ZPi(di ei) 1/2 (di ei) （ 2-12） 则 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 将计算出的滚筒长度和直径代入长径比公式中进行验算，若不超过规定长度比的5，则可确定长度和直径；否则要重新进行校正。 由计算知 D=0.60 m L=2.393 m 则 u = L/D=2.393/0.60=3.99 规定 的 u = L/D=4 则相差值为 4-3.99=0.01 5，符合要求。 故可确定滚筒 D=0.60 m L=2.393 m 2.3.5 转速 n及水平倾角 a的确定 滚筒的转速影响分级效率及生产能力，而滚筒的转速取决于直径。滚筒一般呈倾斜放置，则通常转速可由以下公式确定： n = 12 14 / R （ 2-14） 则由前面滚筒尺寸参数计算中，知 D=0.60 m，根据公式可得本设计中的转速范 围 n = 12 14 / R=12 14 / 0.60=15 18 r/min 又考虑滚筒的转速一般为 10 15 r/min，一般不超过 30 r/min。在结合实际生产需求，最终确定滚筒的转速 n=18 r/min。 由上式可知， n与 R成反比，即滚筒直径越大，其转速越小。 而滚筒的倾角 a与滚筒的长度有关，一般约为 3 o 5 o，长的滚筒取小值，短的取大值。本设计中滚筒的长度为 L=2.393 m，结合实际生产的需要，取 a=4 o。 2.3.6 滚轮和摩擦轮 滚轮和摩擦轮工作时，滚圈的动力是由摩擦 轮与之摩擦所产生的，她们是一对相 - 14 - 对运动的部件。通常为了维修及更换零件的方便，在设计上，摩擦轮所选择的材料要比滚圈耐磨性差，以便把磨损落在摩擦轮上。摩擦轮和滚圈的结构如图 5所示。 滚圈的常用材料为 Q235、 Q255、 40号碳素钢。摩擦轮的材料常为 HT250、 HT200等。这里取滚圈的材料为 Q235，摩擦轮的材料为 HT200。 摩擦轮的宽度 b一般比滚圈宽度 B大 30 40 mm，以补偿筒体热胀冷缩和轴向窜动的需要，经计算摩擦轮外径为 d=375 mm，宽度为 90 mm（由与滚圈宽 60 mm关系式计算得出）。 1.滚筒 2.摩擦轮 3.滚圈 图 5 摩擦轮与滚圈 Fig5 The friction wheel and the rolling ring 2.3.7 功率计算 对于摩擦轮传动式，其功率可用下式计算： P=Rn(m1 13m2)g/60 （ 2-15） 式中： P 滚筒转动所需要的电动机功率， W； R 滚筒内半径， m； n 滚筒转速， r/min； m1 滚筒本身质量， kg； m2 滚筒内原料质量， kg； 传动效率，一般取 0.6 0.7。本设计中取 =0.6。 m2= R2Lr1 （ 2-16） 式中： L 滚筒的长度， m； r1 物料的密度， kg/m3； - 15 - 物料在滚筒中的填充系数，一般为 0.05 0.10。 在本设计中，所涉及的滚筒用来筛选水果，按其平均质量和半径，估算出物料密度 1.2 103 kg/m3，填充系数选取 =0.07，则 m2= R2Lr1 =3.14（ 0.60-0.002 2） /2 2 2.393 1.2 103 0.07=56 kg 将以上结果代入滚筒转动时所需的电动机功率 P的计算公式中： 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 筛孔的设计 筛孔是分选机械的主要工作部分 ， 其优劣程度直接影响分级效果 。 筛孔有正方形 、矩形 、 正三角形等排列 。经计算， 正三角形排列筛面的有效系数比正方形排列增加 16 ，如图 6所 示， 其有效筛面面积更大，故在设计中采取正三角形排列。 图 6 正三角形排列 Fig6 The equilateral triangle arrangement 2.3.9 选择电动机 （ 1）选择电动机类型和结构形式 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 )，通常都采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，此时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 - 16 - 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。 （ 2）选择电动机类型的功率 由前面设计计算已知，工作机所需的电动机输出功率为 P工作输出 =1.155 KW 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 =0.96 0.97 0.993 0.96 0.902 =0.703 所以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 =1.64 kW （ 3）初选同步转速为 750 r/min的电动机 由 P电动机输入 P电动机额定 ，故根据机械设计课程设计手册表 12-1，选择电动机型号为 Y132S-8，其额定功率为 2.2 KW，满载转速为 710 r/min，即 P电动机额定 =2.2 kW n电动机额定 =710 r/min 2.4 传动装 置的运动和动力参数的计算 2.4.1 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。 （ 2）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过大，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。 - 17 - （ 3）应使传动装置外廓尺寸紧凑，重量轻。在相同的总中心距和总传动比情况下， 具有较小的外廓尺寸。 （ 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，当高速级传动比过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 r/min, 要求的输出为 18r/min，则总的传动比为： nm / n=710/18 39.44 V带传动比常用范围i 7； 圆柱齿轮传动单级减速器传动比的范围 i 4 6； 链传动传动比的范围i 6； 摩擦轮传动传动比的范围i 5。 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 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。各轴输入功率按电动机额定功率计算，各轴输入功率即： - 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 各轴转矩的计算 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 主要零件的选择和设计 3.1 皮带传动的设计计算 根据设计可知皮带轮传动比为 3，因传动速度较快，处于高速端，故采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，所以这里高速轴传动选用V带传动。 3.1.1 确定计算功率 Pca 由机械设计表 8-7 查得工作情况系数 K A =1.1 故 Pca = K A P = 1.1 2.2=2.42 kW 3.1.2 选择 V 带的带型 根据 Pca=2.42 KW,小带轮转速 n1=710r/min,由 机械设计图 8-11选用 A型 。 3.1.3 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 由机械设计表 8-6和表 8-8，取基准直径 dd1=140 mm。 （ 2）验算带速 v 按式 v= dd1 n1/60 1000 验算带的速度 v = dd1 n1/60 1000 = 140 710/60 1000 = 5.20 m/s - 19 - 因为 5 m/sv30 m/s，故带速合适。 （ 3）计算大带轮的基准直径 根据式 dd2= idd1=3 140=420 mm，根据 机械设计表 8-8，圆整为 dd2= 400 mm。 3.1.4 确定 V 带的中心距 a 和 基准长度 L d 根据公式 0.7（ dd1 +dd2） a0 2（ dd1 + dd2） 初步确定中心距 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 由机械设计表 8-2 选带的基准长度 Ld=2240 mm。 计算实际中心距 a =a 0 +（ L d- L d） /2=750+（ 2240 2371） /2=685 mm 3.1.5 验算小带轮上的包角 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 计算带的根数 z （ 1） 计算单根 V带的额定功率 Pr 由 dd1=140 mm和 n1=710r/min，查 机械设计表 8-4a得 P0=1.26 kW。 根据 n1=710r/min， i=3和 A型带， 查 机械设计 表 8-4b得 P0=0.09 kW。 查 机械设计表 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） 计算 V带的根数 z z= Pca/ Pr=2.42/1.36=1.78 取 2根。 3.1.7 计算单根 V带的初拉力的最小值（ FO） min 由 机械设计表 8-3得 A型带的单位长度质量 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 计算轴压力 FP 由式 （ FP） =2Z（ FO ） min sin(a1/2)=2 2 193 sin(158/2)=758N 3.1.9 带轮的结构设计 - 20 - V 带轮结构设计从略。 3.1.10 带的张紧装置 各种材质的 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。此处采用定期张紧装置。 3.2 直齿圆柱齿 轮的设计计算 3.2.1 选择齿轮类型、精度等级、材料及齿数 （ 1）按图 4所示的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。 （ 2）滚筒为一般工作机器，速度不高，故选用 7级精度（ GB 10095-88） （ 3）材料选择。 由 机械设计表 10-1选择小齿轮材料为 40Cr（调质），硬度为280 HBS，大齿轮材料为 45钢（调质）硬度为 240 HBS，二者材料硬度差为 40 HBS。 （ 4）选小齿轮齿数 z1=24，大齿轮齿数 z2=4 24=96 3.2.2 按齿面接触强度设计 由 设计计算公式（ 10-9a）进行试算，即 d1t 2.32 3 KT1/ d (u 1)/u (ZE/ H )2 （ 3-17） （ 1）确定公式内的各计算数值 试选载荷系数 Kt=1.3。 计算小齿轮传递的转矩。 T1 = 9550 P1/ n1=9550 2.11/237 =85.02 N m=8.502 104 N mm 由 机械设计表 10-7选取齿宽系数 d=1.2。 由 机械设计表 10-6查得材料的弹性影响系数 ZE=189.8 MPa1/2。 由 机械设计图 10-21d按齿面硬度 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。 由 机械设计式 10-13计算应力循环次数 N1=60n1jLh=60 237 1 (2 8 300 15)=1.024 109 N1=1.024 109/4=0.256 109 由 机械设计图 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，安全系数 S=1，由 由 机械设计式（ 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）计算 试算小齿轮分度圆直径 d1t，代入 H中较小的值。 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 计算圆周速度 v。 v = d1t n1/60 1000 = 57.459 237/60 1000 = 0.71 m/s 计算齿宽 b。 b = d d1t=1.2 57.459=68.951 mm 计算齿宽与齿高之比 b/h。 模数 mt= d1t/ z1=57.459/24=2.394 mm 齿高 h= 2.25 mt=2.25 2.394=5.39 mm b/h=68.951/5.39=12.79 计算载荷系数。 根据 v=0.71 m/s， 7级精度， 由 机械设计 图 10-8查得动载荷系数 Kv=1.04； 直齿轮， KHa= KFa=1； 由 机械设计表 10-2查得使用系数 KA=1； 由 机械设计表 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。 由 b/h=12.79， KHB=1.315查机械设计图 10-13得 KFB=1.28；故载荷系数 K= KA Kv KHa KHB=1 1.04 1 1.315=1.368 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由机械设计式（ 10-10a）得 d1= d1t 3 K/ Kt=57.459 3 1.368/ 1.3=58.436 mm 计算模数 m。 m = d1/ z1=58.436/24=3.43 mm 3.2.3 按齿根弯曲强度设计 由 机械设计式（ 10-5）得弯曲强度的设计公式为 m 3 2KT1/ d z12 (YFa YSa / F ) （ 3-18） （ 1） 确定公式内的各计算数值 由 机械设计图 10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 FE1=500 MPa；大齿轮的 - 22 - 弯曲强度极限 FE2=380 MPa； 由 机 械设计图 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。 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4， 由 机械设计式（ 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 计算载荷系数 K。 K= KA Kv KFa KFB=1 1.04 1 1.28=1.331 查取齿形系数。 由 机械设计表 10-5查得 YFa1=2.65； YFa2=2.196。 查取应力校正系数。 由 机械设计表 10-5查得 YSa1=1.58； YSa2=1.786。 计算大、小齿轮的 YFa YSa / F并加以比较。 YFa1 YSa1 / F =2.65 1.58/303.57=0.01379 YFa2 YSa2 / F =2.196 1.786/238.86=0.01642 大齿轮的数值大。 （ 2） 设计计算 m 3 2 1.331 8.502 104 /1.2 242 (0.01642)=1.75 mm 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 mm，按接触强度算得的分度圆直径 d1=58.436 mm，算出小齿轮齿数 z1 = d1/ m=58.436/2 29 大齿轮齿数 z2 = 4 29=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。 3.2.4 几何尺寸计算 （ 1）计算分度圆直径 d1= z1m=29 2=58 mm d2= z2m=116 2=232 mm - 23 - （ 2）计算中心距 a = (d1+ d2)/2=(58+232)/2=145 mm （ 3）计算齿轮宽度 b = d d1=1.2 58=69.6 mm 取 B2=70 mm， B1=75 mm。 （ 4）机构设计及绘制齿轮零件图（从略）。 3.3 滚子链传动的设计计算 3.3.1 选择链轮齿数 取小链轮齿数 z1=19，大链轮的齿数为 z1=i z2=2 19=38。 3.3.2 确定计算功率 由 机械设计表 9-7查得 KA=1.0， 由 机械设计图 9-13查得 KZ=1.52，单排链，则计算功率为 Pca= KAKzP=1.0 1.52 2.2=3.34 kW 3.3.3 选择链条型号和节距 根据 Pca=3.34 kW及 n2=59 r/min查 机械设计图 9-11，可选 20A-1。查机械设计表 9-1，链条节距为 p=31.75 mm。 3.3.4 计算链节数和中心距 初选中心距 a0=(30 50)p=(30 50) 31.75=952.5 1587.5 mm。取 a0=1000 mm。相应的链长节数为 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 取链长节数 L=92节。 查 机械设计表 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 = fip 2 Lp-( z1+ z2) =0.24883 31.75 2 92-( 19+ 38) 987 mm 3.3.5 计算链速 v，确定润滑方式 v = n2z1p /60 1000 =59 19 31.75/60 1000 0.6 m/s 由 v=0.6 m/s 和链号 20A-1， 查 机械设计图 9-14 可知应采用滴油润滑。 3.3.6 计算压轴力 Fp 有效圆周力为： Fe=1000P/v=1000 2.2/0.6 3667 N - 24 - 链轮水平布置时的压轴力系数 KFp=1.15，则压轴力为 Fp KFpFe =1.15 3667 4217 N。 3.4 轴的设计计算 3.4.1 高速轴的设计计算 （ 1）由机械设计式（ 15-2） 初步估算轴的最小轴径： dmin= A03 P1/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） ，由机械设计表 15 3，取oA=112 由前面的设计算得 P1=2.11 kW， n1=237 r/min （ 2）设计计算： dmin= A03 P1/n1=112 3 2.11/237=23.3 mm 轴的最小轴径为 d=mind (1+0.14)=26.6mm 圆整后取 27mm。 （ 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。 图 7 高速轴的装配方案 Fig 7 The assemble program of high speed shaft 2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 a、为了满足小皮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 mm；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径 D=37 mm。小皮带轮与轴配合的毂孔长度 L1=48 mm，为了保证轴端挡圈只压在小皮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 mm。 - 25 - 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 mm，由机械设计课程设计手册初步选取 0基本游隙组、标准精度级的单列滚锥轴承 30208，其尺寸为 d D T=40 mm 80 mm19.75 mm，故 d - = d - =40 mm；而 l - =19.75 mm。 右端滚动轴承采用轴肩定位。由机械设计课程设计手册查得 30208 型轴承的定位轴肩高度 h=4.5 mm，因此，取 d - =49 mm。 c、取安装齿轮处的轴端段 -的直径 d - =50 mm，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 mm（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皮带轮右端面的距离l=30 mm，故 l - =50 mm。 e、取齿轮距箱体内壁之距离 a=16 mm。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 mm，已知滚动轴承宽度 T=19.75 mm， 则 l - =T+s+a=19.75+8+16=43.75 mm l - = s+a=8+16=24 mm 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 小皮带轮的周向定位采用平键连接。按 d - 由机械设计表 6-1查得平键截面 b h=8 mm 7 mm，键槽用键槽铣刀加工，长为 40 mm，同时为了保证小皮带轮与轴配合良好的对中性，故选择小皮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 参考机械设计表 15-2，取轴左端倒角为 1.0 45 o，轴右端倒角为 1.6 45 o，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（图 7）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（参看机械设计图 15-23）。对于 30208 型圆锥滚子轴承，由机械设计课程设计手册查得 a= 16.9 mm。因此，作为简支梁的轴的支承跨距64.35+64.35=128.7 mm。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）。 - 26 - 表 2 截面 C的支反力、弯矩及扭矩数 值 Table 2 the section C of the reacting force, bending moment and torque value 载荷 水平面 H 垂直面 V 支反力 F FNH1=1466N, FNH2=1466N FNV1=533.5N, FNV2=-533.5N 弯矩 M MH=94557 N mm MV1=34410.75N mm MV2=-34410.75 N mm 总弯矩 M1= M2= 945572+34410.752=100624 N m 扭矩 T T1=85020 N mm 图 8 轴的载荷分析图 Fig8 The analysis of the small gear wheel axle load （ 7）按弯扭合 成应力校核轴的强度 进行校核时，通常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 - 27 - 循环变应力，取 a=0.6，轴的计算应力 ca= M12+(aT1)2 /W= 1006242+(0.6 85020)2 /0.1 703=3.3 MPa 前已选定轴的材料为 45 钢，调质处理，由机械设计表 15-1查得 -1 =60 MPa。因此 ca0.07d，故取 h=6 mm，则轴环处的直径 d - =82 mm。轴环宽度 b 1.4h，取 l - =12 mm。 d、轴承盖的总宽度为 20 mm（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 mm，故 l - =50 mm。 e、取齿轮距箱体内壁之距离 a=16 mm。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 mm，已知滚动轴承宽度 T=22.75 mm， 则 l - =T+s+a+（ 70-66） =22.75+8+16+4=50.75 mm l - =s+a=8+16=24 mm 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、小链轮的周向定位采用平键连接。按 d - 由机械设计表 6-1 查得平键截面 b h=20 mm 12 mm，键槽用键槽铣刀加工，长为 56 mm，同时为了保证齿轮与轴配合良好的对中性，故选择小皮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 12 mm 8 mm 22 mm，小链轮与轴配合为 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 参考机械设计表 15-2，取轴 端倒角为 1.6 45 o，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（图 9）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（参看机械设计图 15-23）。对于 30211 型圆锥滚子轴承，由机械设计课程设计手册查得 a= 21 mm。因此，作为简支梁的轴的支承跨距 - 29 - 60.75+60.75=121.5 mm。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图，如图 10 所示。 从轴弯矩和扭矩图中可以看出截面 B 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 10）。 表 3 截面 B的支反力、弯矩及扭矩数值 Table 3 the section B of the reacting force, bending moment and torque value 载荷 水平面 H 垂直面 V 支反力 F FNH1=1403.5N, FNH2=1403.5N FNV1=511N, FNV2=-511N 弯矩 M MH=85263 N mm MV1=31043.25N mm MV2=-31043.25 N mm 总弯矩 M1= M2= 852632+31043.252=90738 N mm 扭矩 T T1=325580 N mm 图 10 轴的载荷分析图 Fig10 The analysis of the small gear wheel axle load - 30 - （ 7）按弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核时，通常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= 907382+(0.6 325580)2 /0.1 703=1.4 MPa 前已选定轴的材料为 45 钢，调质处理，由机械设计表 15-1查得 -1 =60 MPa。因此 ca -1 ,故安全。 3.5 轴承的校核 3.5.1 高速轴轴承的校核 由于同时承受轴向力和径向力的作用，且左右轴承受力大小相同，所以在这里仅需校核其中任意一个轴承即可，现取右轴承进行校核，故 P= FNH22+FNV22 = 14662+533.52 = 1560 N。 预期计算轴承寿命（按工作 10 年，年工作 200 天， 4 小时工作制），则有： Lh =10 200 4=8000h 右轴承所需的 基本额定动载荷 C = P 60 n L h/106=1560 10/3 60 237 8000/106=6455 N 查 机械设计课程设计 表 15-6可知， 30208型滚动轴承的额定动载荷 Cr=63.0 kN。此， CrC, 故安全！同理左边轴承 CrC ，也安全！ 3.5.2 低速轴轴承的校核 由于同时承受轴向力和径向力的作用，且左右轴承受力大小相同，所以在这里仅需校核其中任意一个轴承即可，现取左轴承进行 校核，故 P= FNH22+FNV22 = 1403.52+5112 = 1494 N。 预期计算轴承寿命（按工作 10 年，年工作 200 天， 4 小时工作制），则有： Lh =10 200 4=8000h 右轴承所需的基本额定动载荷 C = P 60 n L h/106=1494 10/3 60 59 8000/106=4074 N 查 机械设计课程设计 表 15-6可知， 30208型滚动轴承的额定动载荷 Cr=90.8 kN。此， CrC, 故安全！同理右边轴承 CrC ，也安全！ 3.6 键的设计计算与校核 3.6.1 高速轴上联接的键的校核 已知装小带轮处的轴径 d = 27，高速轴上的转矩是 85.02 N m，载荷有轻微冲 - 31 - 击。 （ 1）选择键联结的类型和尺寸 一般 8级以上精度的带轮有定心精度要求，应选用平键联接。由于带轮在轴端，故选用单圆头平键（ A型）。 根据 d = 27， 由 机械设计 表 6-1查得键的截面尺寸为：宽度 b = 8，高度 h = 7。由轮毂宽度并参考键的长度系列，取键长 L = 40（比轮毂宽度要小些）。 （ 2）校核键联接的强度 键、轴和轮毂的材料都是钢， 由 机械设计 表 6-2查得许用挤压应力 p = 100 120MPa，取其平均值， p = 110 MPa。键的工作长度 l = L b/2 = 40 8/2 =36 ,键与轮毂键槽的接触高度 k=0.5h=0.5 7=3.5mm。 由 机械设计 式（ 6-1）可得： p =2T 103/kld=2 85.02 103/3.5 36 27=49.982 MPa p = 110 MPa 故合适。 键的标记为：键 8 40 GB/T 1096-2003。 3.6.2 电机上联接的键的校核 已知装大带轮处的轴径 d =38 ,皮带轮轮毂宽度为 46，需传递的转矩T=29.59N m，载荷有轻微冲击。 （ 1）选择键联结的类型和尺寸 一般 8级以上精度的带轮有定心精度要求，应选用平键联接。由于带轮在轴端，故选用单圆头平键（ A型）。 根据 d = 38， 由 机械设计 表 6-1查得键的截面尺寸为：宽度 b = 10，高度 h = 8。由轮毂宽度并参考键的长度系列，取键长 L = 40（比轮毂宽度要小些）。 （ 2）校核键联接的强度 键、电机轴和轮毂的材料都是钢， 由 机械设计 表 6-2查得许用挤压应力 p = 100 120MPa，取其平均值， p = 110 MPa。键的工作长度 l = L b/2 = 40 10/2 =35 ,键与轮毂键槽的接触高度 k=0.5h=0.5 8=4mm。 由 机械设计 式（ 6-1）可得： p =2T 103/kld=2 29.59 103/4 35 38=11.124 MPa p = 110 MPa 故合适。 键的标记为：键 10 40 GB/T 1096-2003。 3.7 润滑与密封 因运动副间存在摩擦，摩擦是一种不可逆的过程，其结果必会存在能量的的损耗 - 32 - 和摩擦表面物质的丧失和迁移，为了更好的控制摩擦、磨损，减少能量的损失，降低材料的消耗，这里采用润滑，下面是各运动副的润滑方式： 3.7.1 滚动轴承的润滑 高速轴上的滚动轴承由于转速相对来说比较高，由 dn=40 237=9480 25 104，且此轴承安装在闭式齿轮传动装置中，因 此选用油润滑中的飞溅润滑较为合适，查 机械设计课程设计手册中表 7 1，选用全损耗系统用油代号为 L-AN15，适用于小型机床齿轮箱、传动装置轴承，中小型电机，风动工具等。低速轴上的轴承 由于转速都不太高，由 dn=55 59=32455 104 ，且也不好设计油沟，在此，采用脂润滑，查 机械设计 表 7 2，选用钙基润滑脂代号为 1 号，因其有较好的抗水性，适用于工业、农业等机 械设备轴承的润滑，特别是有水或潮湿的 场合。 3.7.2 直齿圆柱齿轮的润滑 为了改善齿轮的工作状况，确保运转正常及预期的寿命，且齿轮副为开式齿轮，通常用人工周期性加润滑油，选用全损耗系统用油，牌号选用 L-AN100。 3.8 主要缺点和有待进一步改进的地方 缺点 : （ 1）还需人工调节，劳动强度较大 （ 2）该机是间歇性工作，生产连续性不高 有待进一步改进的地方 : （ 1）采用自动控制装置 （ 2）采用自动送料机构 （ 3）分机滚筒还需进一步的改进 4 结束语 这次毕业设计是我对大学的全部基础课、技术基础课以及大部分专业课的一次深入 的综合性的总复习 ,也是一次理论联系实际的训练 ,因此 ,它在我们四年的大学生活中占有重要的地位。通过这次毕业设计对自己的四年的大学生活做出总结 ,同时为将来工作进行一次适应性训练，从中锻炼了自己分析问题、解决问题的能力，为今后自己的工作和生活打下一个良好的基础。 这次设计其实是综合运用本专业知识，分析并解决设计中遇到的问题，进一步巩