山楂去核机的设计

湘潭大学兴湘学院毕业设计说明书题 目： 山楂去核机 专 业： 机械设计制造及其自动化 完成日期： 2014年5月29日 目录 摘要1Abstract21 引言31.1 本文研究的目的和意义31.2 国内外核果类去核机械的发展情况32山楂去核机设计42.1山楂去核机的原理设计42.1.1执行系统的方案设计52.1.2山楂去核机的功能52.1.3工艺动作分解52.1.4切刀往复直线运动的实现机构52.1.5旋转盘间歇转动的实现机构52.1.6 执行机构的协调设计52.1.7机械运动方案的的选择和判定52.2 电动机的选择52.2.1 选择电动机系列和结构形式52.2.2 确定电动机容量62.2.3确定电动机型号62.3确定传动装置的总传动比及各级传动比62.3.1带轮基准半径62.3.2传动带轮的设计63减速器的设计83.1传动比的设计83.1.1确定总的传动比83.1.2分配传动比83.1.3 计算传动装置运动和动力参数93.2 蜗轮蜗杆传动设计93.2.1选z1，z293.2.2蜗轮转矩T2103.2.3载荷系数K103.2.4材料系数ZE103.2.5许用接触应力0H103.2.6 md1103.2.7导程角103.2.8滑动速度Vs103.2.9啮合效率103.2.10传动效率103.2.11检验md1的值113.3确定传动的主要尺寸113.3.1中心距a113.3.2蜗杆尺寸113.3.3蜗轮尺寸113.3.4热平衡计算123.3.5润滑方式123.3.6蜗杆、蜗轮轴的结构设计123.4轴的设计143.4.1 蜗轮轴的设计143.4.2选择轴的材料143.4.3初步估算轴的最小直径143.4.4轴的结构设计143.4.5按弯扭合成应力校核轴的强度143.4.6轴的结构简图173.4.7 蜗杆轴的设计173.4.8 选择轴的材料173.4.9初步估算轴的最小直径173.4.10轴的结构设计173.5 蜗轮轴的轴承的选择和计算183.5.1轴承的径向载荷183.5.2轴承的轴向载荷183.5.3计算当量动载荷183.6 蜗杆轴的轴承的选择和计算193.7减速器铸造箱体的主要结构尺寸194 减速器其它零件的设计204.1键联接的选择和强度校核204.1.1高速轴键联接的选择和强度校核204.1.2 低速轴与蜗轮联接用键的选择和强度校核214.2 联轴器的选择和计算214.2.1 高速轴输入端的联轴器214.2.2 低速轴输出端的联轴器214.3 减速器的润滑215 切刀压缩弹簧的设计225.1弹簧的受力计算225.1.1计算弹簧受力225.1.2 选材料：一般选用碳素弹簧钢丝65Mn或琴钢丝225.1.3 查表计算许用用力225.1.4 选择弹簧旋绕比C225.1.5 计算钢丝直径：d225.1.6 计算弹簧中径225.1.7 计算弹簧有效圈数225.2 计算实验载荷225.2.1 自由高度235.2.2 节距计算235.2.3 弹簧螺旋角235.2.4 弹簧的稳定性计算235.2.5 弹簧的展开长度236 间歇传动结构的设计计算236.1间歇运动机构的选型236.2.棘轮机构的尺寸计算236.2.1棘轮机构的运动系数确定棘轮齿面倾斜角236.2.2确定棘轮的齿数Z236.2.3 确定da df ,及p246.3 山楂定位盘尺寸246.4 山楂定位盘主轴246.4.1选择轴的材料246.4.2 初步估算轴径246.4.3 轴的结构设计246.4.4 轴的强度验算246.4.5 求垂直面上轴承的支反力及主要截面的弯矩256.4.6 求水平面上轴承的支反力及主要截面的弯矩256.4.7 截面C处垂直和水平的合成弯矩256.4.8 按弯矩合成应力较核轴的强度25总结26致谢27参考文献28摘要 我国目前的山楂去核机械的发展状况比较落后，由于缺少良好的设备，加工手段落后，生产效率低，致使一些地区水果积压腐烂现象，给果农造成很大的经济损失。山楂去核手工作业现在在中国仍然是主要的加工手段，不仅占用大量劳动力、劳动强度大、生产效率低，而且卫生安全得不到有效的保障。去核作业是山楂加工工序中十分重要的前处理工序。以往的手工操作远不能满足现代山楂加工的需求，不仅占用大量的劳力、劳动强度大、生产效率低，且产品质量难以控制。本设计主要是为了解决山楂去核作业的劳动强度大，安全卫生，提高生产效率，降低山楂果实破损率，保证山楂产品的质量。因此，小型山楂去核机有很好的应用前景。关键词：山楂；去核机；设计。 AbstractDevelopmentsituationofChinascurrentHawthornnuclearmachineryisrelative-hlybackward,duetothelackofgoodequipment,processingmethodsarebackward,lowproductionefficiency,resultinginsomeareasappearfruitbacklogrottenphenom-enon,causedgreateconomiclossestofarmers.Hawthornnuclearmanualoperationn-owinChinaisstillthemainmeansofprocessing,notonlytakesupalotoflabor,hig-hlaborintensity,lowproductivity,andhealthandsafetyarenoteffectivelyguarantee.Pittedpretreatmentprocedureisveryimportantintheprocessofhawthornprocessing.TheoldmanualoperationcannotmeetthemodernHawthornprocessingrequirement-s,notonlytakesupalotoflabor,laborintensityishigh,theproductionefficiencyisl-ow,andtheproductqualityisdifficulttocontrol.ThisdesignismainlytosolvetheHawthornnuclearoperationlaborintensity,safetyandhealth,improveproductioneffi-ciency,reducethedamagerateofhawthornhawthornfruit,guaranteethequalityoft-heproducts.Therefore,applicationprospectofsmallHawthornnuclearmachinehasaverygood.Keywords:haw；stoner；design 1 引言1.1 本文研究的目的和意义 我国地域辽阔、资源丰富。具有得天独厚的发展水果加工业的良好条件。水果加工已成了农民致富的一条主要途径，不论是社会效益还是经济效益都是十分可观的。核果类水果主要是指桃、杏、李、山楂、红枣、及橄榄等。它们在水果总产量中占有较大比列，以它们为原材料，加工成饮料、罐头、果脯及果干制品时，去核作业是水果加工业中十分重要的前处理工序。以往的手工操作远不能满足现代水果加工的需求，不仅占用大量的劳力，劳动强度大，生产效率低，且产品质量难以控制。但是我们也看到，在果树种植业蓬勃发展的今天，由于缺少性能良好的设备，加工手段落后，生产效率低，有些地区还出现鲜果品积压腐烂现象，给果农造成不应有的经济损失。许多地区的果品加工厂，其前处理环节，如去核、去皮、清洗等，至今基本上靠手工或十分简陋的工具完成。因此在我国发展去核机械等前处理设备，取代手工作业是十分必然的趋势。针对中国水果资源丰富、分布广泛的特点，特别要加大对中小型去核机具的研制，以适应广大果农及小型果品加工厂的需求。只有这样，才会有丰富多彩的食品来满足人们的需求，才能保护果农种植的积极性。1.2 国内外核果类去核机械的发展情况 国外20世纪60年代就着手研制水果去核机，至20世纪80年代初美国、意大利、荷兰等国相继推出了粘核桃去核机、橄榄去核机等。去核机械基本上实现了自动化。经过数十年的发展，已日趋完善、成熟。目前，正向着节能型和机电一体化发展，以电脑自控为主。但中国的去核机具发展缓慢，远远落后于种植业的发展。日本生产一种刮板式去核机，去核后的果肉可达5毫米左右，由筛孔排出，核桃从尾端排出，该机适应于粘核型桃的去核加工，它具有成本较低，生产率高，去核效果好等特点。国内也研制了橄榄去核机，它可以依靠果脯组装在链条或滚筒上，形成输送和定位，并采用一排刀具，对橄榄进行多刀去核作业，其生产效率比使用单刀的设备高得多。美国FMC公司80年代初向市场推出了一种自动转矩式粘核桃去核机。每分钟可加工80个桃子，其生产率约为800kg/h左右。该机采用十四个小杯对桃子进行定位和输送。每个杯子底部有一个凸起的小转轴。小轴在链条带动下始终旋转着，只要杯内桃子的凹部不在小凸起的上方，桃子外圈就会与凸起接触并被带动旋转着，直到正确的位置为止。这时，桃子保持直立状态，劈刀将果内劈成两半后夹持桃子的两个橡胶夹板相向转动150度，使果肉与桃核分离。该机可以加工季节连续工作而不必停机润滑，调节和清洗也十分方便。由于它保持了去核果肉后的完整性，因此，比较适合于罐头、果脯和果干加工厂使用。由于该机机构复杂成本较高，而国内罐头、果脯等视频均属于微利产品，因此，在我国推广起来存在一些难度。中国研制的核果水果去核机具，按其结构特点和工作部件的不同，大体可分为剖分式、对辊式和捅杆式等几大类。中国目前的去核机械有剖分式去核机、对辊式去核机、捅杆式去核机、打浆式去核机、刮板式去核机、凸齿滚筒分离凹版式去核机几种形式。中国去核机械存在突出的问题有果肉损失率较高、去核后果实破损率高、机械性能不稳定、通用性差、作业成本高、科技含量低等。2山楂去核机设计2.1山楂去核机的原理设计2-1山楂去核机结构图 如图所示为小型山楂，主要包括去核刀具、山楂定位盘、定位盘主轴、传动间歇棘轮、曲柄、传动轴、连杆、挡板、电动机、减速器、皮带轮。其中，去核刀具能够去掉山楂的内核，且保证山楂不变形；山楂定位盘能够给山楂定位；确保去核刀具能准确地去掉山楂的内核；传动间歇棘轮，能够在曲柄的转动过程中，每30度转动一下，进而使山楂定位盘间歇传动；曲柄，每转动一圈带动棘轮转动30度；连杆在曲柄转动过程中，带动去核刀具的上下运动和拉动棘轮的转动，当曲柄使去核刀具向下去核运动时，连杆对棘轮无作用，山楂定位圆盘不转动，当曲柄带动刀具向上运动时，连杆拉动棘轮转动，棘轮与下面的山楂定位盘通过轴连接，从而使山楂定位盘转动到下一个待去核的山楂处，挡板的作用是收集去核后的山楂。山楂去核机的工作原理是：发动机发动后，通过皮带轮传把动力传给减速器，减速器减速后，带动曲柄转动，一边，曲柄的转动带动连杆的往复运动，连杆与棘轮通过圆头拉杆连接，另一边，曲柄的转动带动去核刀具的上下运动完成山楂去核的工作，曲柄每转动一周，带动棘轮转动个角度，在主轴的转动下带动山楂定位圆盘的转动，进而使山楂定位圆盘带动山楂转动到刀具的下方，当曲柄往下转动时，连杆不推动棘轮运动，山楂定位圆盘固定在去核刀具的下方，去核刀具在曲柄的推动下，向下运动完成山楂的去核工作，曲柄向上运动时，连杆拉动棘轮，山楂定位圆盘转动到下一个待去核山楂处。山楂随刀具向上时，遇到挡板脱落到山楂定位圆盘上随盘转动，随后掉落到收集处。2.1.1执行系统的方案设计 机械执行系统的方案设计是机械系统总体方案设计的核心，它对机械能否实现预期的功能、性能的优势、经济效益的好坏都起着决定性的作用。2.1.2山楂去核机的功能山楂去核机是利用切刀的往复直线运动及旋转工作盘的间歇传动来完成连续去核作业处理，其总功能可分为送料、冲核、退回三个分功能。2.1.3工艺动作分解根据上述分析，山楂去核机要求完成的工艺动作有一下几个动作：（1） 加料：这一动作可以进行人工加料；（2） 冲核：要求切刀自上向下运动前，旋转盘做一次间歇传动；（3） 操作盘间歇传动：以完成送料、冲核、退回三个工位的转换。2.1.4切刀往复直线运动的实现机构选择电动机为动力源，此机构是具有将连续的回转运动变换为往复直线运动的功能。实现该功能的机构如下：（1） 摆动从动件圆柱凸轮：凸轮具有易设计的特点，它还能准确有效地预测所产生的基本趋势、工作行为、结构和寿命等，具有良好的运动性能和动力性能；（2） 对心曲柄滑块机构：这种低副机构具有良好的动力特性和运动特性、运动副几何封闭，制造简单等优点。（3） 偏置曲柄滑块机构：与对心曲柄滑块机构相比较，具有增力、急回特性等特点。2.1.5旋转盘间歇转动的实现机构棘轮机构、槽轮机构、不完全齿轮机构均可实现间歇传动。由于旋转盘间歇转动速度要求低速，轻载，且需要准确地转位，故选用棘轮机构。2.1.6 执行机构的协调设计 山楂去核机由减速传动装置、冲压机构、间歇运动机构组成。在送料期间，切刀不能压到操作盘上，显然，切刀自上向下运动前，操作盘做一次间歇传动，所以切刀与操作盘之间的运动，在时间顺序和空间位置上有严格的协调配合要求。2.1.7机械运动方案的的选择和判定现在可以按给定条件、各执行机构的相容性和尽量使结构简单、空间布局紧凑等要求来选择方案，由此可选择两个结构比较简单的方案：方案1：冲压机构为偏置曲柄滑块机构，旋转盘间歇机构为棘轮机构。方案2：冲压机构为摆动从动件圆柱凸轮机构，旋转盘间歇机构为槽轮机构。评定：偏置曲柄滑块机构的往复直线运动具有增力、急回特性等功能，故最后选择方案1为山楂去核机的机械运动方案。2.2 电动机的选择2.2.1 选择电动机系列和结构形式电动机选择应保证：PoPr式中：Po电动机额定功率，KW； Pr工作机所需电动机功率，KW。所需电动机功率由下式计算： Pr=Pw/式中：Pr工作机所需有效功率，由工作机的工艺阻力及运行参数确定； 电动机到工作机的总效率，。本电机主要为山楂定位圆盘提供动力，操作盘的转速设定为48r/min，这样的速度适合人工放置山楂的便捷，并且效率最高。按工作要求和工作条件，选用一般用途的Y系列三相异步电动机。它为卧式封闭结构，具有防止灰尘、铁屑或其他杂物侵入电动机内部的特点。2.2.2 确定电动机容量 切刀的输出功率Pw根据实验分析：设定切刀的工作力F=2500N，设定切刀的速度为0.7m/s，则切刀的输出功率为：Pw=FV/1000=25000.7/1000=1.77KW 电动机的输出功率为Pd 传动装置的总效率为：=1323425 式中，1、2、3、4、5为电动机至切刀各传动机构的效率；由机械设计课程设计手册：查表得：V带传动：1=0.96，滚动轴承2=0.98，减速器3=0.95，棘摩擦轮传动=12324=0.85 电动机的额定功率Pd=PW/=1.1/0.8=1.38 由机械设计手册表12-1 选取电动机的额定功率为Ped=1.5KW2.2.3确定电动机型号通过查表可知，可选电动机Y9132M-8型电动机。 Y1001-6型电动机的主要性能电动机型号额定功率（/KW）同步转速（r/min）满载转速（r/min）质量（KG）Y100L-6 1.5 1000 940 332.3确定传动装置的总传动比及各级传动比2.3.1带轮基准半径电动机带轮基准半径为75mm减速器带轮基准半径为177.5mm可知带传动传动比为i1=2.5若要使操作盘转速保持在48r/min，则电动机转速应为（900-1000）r/min。查表可知，选择Y100L-6，其功率为1.5KW。2.3.2传动带轮的设计（1）计算功率Pca=KP=11.5=1.5KW（工作情况系数=K=1.0）（2） 皮带轮的带型选取根据np =940r/min,pca=1.5KW确定使用Z型普通V带电动机带轮基准直径：取主动轮基准直径D1=150mm减速器带轮基准直径：D2=iD1=2177.5=355mm（传动比i=2.5）（3） 验算带的速度 V=D1n/601000=1501400/601000=1125m/s合适 初步选取中心距 a0=1.5（d1d2）=1.5(150355)=757.5mm a0取760mm，符合0.7（D1D2)a02（D1D2), L0=2a0/2（d2+d1）+（d2d1)2/4a0=2760/2(350+150)+(350-150)2/4 760 =2318.56mm 则实际中心距： aa0(Ld-L0)/2=760+(2500-2318.56)/2=848.22.mm 验算电动机带轮上的包角： 1=1800-（d2-d1)57.30167.8501200，合适。 （4）计算Z型普通V带根数 令d1=50mm,n1=940r/min 查表式中：p0为单根V带的基本额定功率，取0.14KW p0为单根V带额定功率的增量，取0.02KW KL长度系数， 取0.99 K为包角系数，取0.98 Z=，取z=1根 （5）求作用在带轮轴上的压力 可知q=0.06kg/m, 带所能传递的最大有效拉力，当考虑离心力的不利影响时， 单根带所需的预紧力，用带入 前式，并考虑包角对所需预紧力的影响，可将F0的计算式子写为： 式中：q为v带单位长度质量，0.06kg/m 故由 可得 计算带传动在轴上的力（简称压轴力）FQ 为了设计安装带轮的轴和轴承，必须确定带传动作用在轴上的力FQ，如果不 考虑带两边的拉力差，则压轴力可以近似的按带的两边的预紧力F0的合力 来计算： （6）各带轮的结构设计 设计V带轮时应满足的要求有：质量小，结构工艺好，无过大的铸造内应力， 转速高时要经过平衡，轮槽工作面要精细加工，（表面粗糙度一般为3.2m），以 减少带的磨损，各槽的尺寸应保持一定的精度，以使载荷分布较为均匀等。依照此要求 电动机相连的主动轮 其带轮基准直径d=38mm 因为与电动机相连的主动轮和从动轮的传动比为i=1.5，因此与电机带轮相连的减速器带轮直径d=355mm 3减速器的设计3.1传动比的设计3.1.1确定总的传动比由选定的电动机满载转速nm和工作机的总转速n，可得传动装置的总传动比是： i在6-24范围内可以选用故采用耳机展开式此轮传动减速器，为使两大齿轮浸油深度相近，故取3.1.2分配传动比 较核实际传动比： 传动比误差：3.1.3 计算传动装置运动和动力参数 减速箱内三根轴的转速如下： I轴： nI= II轴： nII=轴： n=各轴的输入功率为： I轴： II轴：p=轴：3.2 蜗轮蜗杆传动设计一.选择蜗轮蜗杆类型、材料、精度根据GB/T10085-1988的推荐，采用渐开线蜗杆（ZI）蜗杆材料选用45钢，整体调质，表面淬火，齿面硬度4550HRC。蜗轮齿圈材料选用ZCuSn10Pb1，金属模铸造，滚铣后加载跑合，8级精度，标准保证侧隙c。3.1 计算步骤1.按接触疲劳强度设计设计公式mm 3.2.1选z1，z2：查表7.2取z1=2，z2= z1n1n2=2144073.96=38.9439. z2在3064之间，故合乎要求。初估=0.82 3.2.2蜗轮转矩T2： T2=T1i=9.551065.819.470.821440=614113.55 Nmm 3.2.3载荷系数K：因载荷平稳，查表7.8取K=1.1 3.2.4材料系数ZE查表7.9，ZE=156 3.2.5许用接触应力0H查表7.10，0H=220 Mpa N=60jn2Lh=6073.96112000=5.325107ZN=0.81135338H=ZN0H= 0.81135338220=178.5 Mpa 3.2.6 md1：md1 =1.1614113.55=2358.75mm初选m，d1的值：查表7.1取m=6.3，d1=63md1=2500.472358.753.2.7导程角 tan= =0.2 =arctan0.2=11.33.2.8滑动速度VsVs= =4.84m/s3.2.9啮合效率由Vs=4.84 m/s查表得 =1161 =0.2/0.223=0.8963.2.10传动效率取轴承效率 2=0.99 ，搅油效率3=0.98=123=0.8960.990.98=0.87T2=T1i=9.551065.819.470.871440=651559.494Nmm3.2.11检验md1的值md1=0.651559.494=18202500.47原选参数满足齿面接触疲劳强度要求.3.3确定传动的主要尺寸m=6.3mm，=63mm，z1=2，z2=393.3.1中心距aa=154.35mm3.3.2蜗杆尺寸分度圆直径d1 d1=63mm齿顶圆直径da1 da1=d1+2ha1=(63+26.3)=75.6mm齿根圆直径df1 df1=d12hf=6326.3(1+0.2)=47.88mm导程角 tan=11.30993247 右旋轴向齿距 Px1=m=3.146.3=19.78mm齿轮部分长度b1 b1m(11+0.06z2)=6.3(11+0.0639)=84.04mm取b1=90mm3.3.3蜗轮尺寸分度圆直径d2 d2=mz2=6.339=245.7mm齿顶高 ha2=ha*m=6.31=6.3mm齿根高 hf2= (ha*+c*)m=(1+0.2)6.3=7.56mm齿顶圆直径da2 da2=d2+2ha2=245.7+26.31.2=230.58mm齿根圆直径df2 df2=d22m(ha*+c*)=38419.2=364.8mm导程角 tan=11.30993247 右旋轴向齿距 Px2=Px1= m=3.146.3=19.78mm蜗轮齿宽b2 b2=0.75da1=0.7575.6=56.7mm齿宽角 sin(/2)=b2/d1=56.763=0.9蜗轮咽喉母圆半径 rg2=ada22=154.35129.15=25.2mm3.3.4热平衡计算估算散热面积A A=验算油的工作温度ti室温：通常取。散热系数：Ks=20 W/()。73.4580油温未超过限度 3.3.5润滑方式根据Vs=4.84m/s，查表7.14，采用浸油润滑，油的运动粘度V40=35010-6/s3.3.6蜗杆、蜗轮轴的结构设计(单位：mm)蜗轮轴的设计最小直径估算dminc c查机械设计表11.3得 c=120 dmin=120 =47.34根据机械设计表11.5，选dmin=48d1= dmin+2a =56 a(0.070.1) dmin=4.084d2=d1+ (15)mm=56+4=60d3=d2+ (15)mm=60+5=65d4=d3+2a=65+26=77 a(0.070.1) d3=5.5256h由机械设计表11.4查得 h=5.5b=1.4h=1.45.5=7.78d5=d42h=7725.5=66d6=d2=60l1=70+2=72蜗杆轴的设计最小直径估算dminc = 120=19.09 取dmin=30d1=dmin+2a=20+22.5=35 a=(0.070.1)dmind2=d1+(15)=35+5=40d3=d2+2a=40+22=44 a=(0.070.1)d2d4=d2=40h查机械设计表11.4蜗杆和轴做成一体，即蜗杆轴。蜗轮采用轮箍式，青铜轮缘与铸造铁心采用H7/s6配合，并加台肩和螺钉固定，螺钉选6个 几何尺寸计算结果列于下表：名 称代号计算公式结 果蜗杆中 心 距=a=154.35传 动 比i=19.47蜗杆分度圆柱的导程角蜗杆轴向压力角标准值齿 数z1=2分度圆直径齿顶圆直径齿根圆直径=47.88蜗杆螺纹部分长度 名 称代号计算公式结 果蜗轮中 心 距=a=154.35传 动 比i=19.47蜗轮端面压力角标准值蜗轮分度圆柱螺旋角齿 数=39分度圆直径齿顶圆直径=258.3齿根圆直径蜗轮最大外圆直径3.4轴的设计3.4.1 蜗轮轴的设计3.4.2选择轴的材料选取45钢，调质，硬度HBS=230，强度极限=600 Mpa，由表查得其许用弯曲应力=55Mpa 查机械设计基础（表10-1、10-3）3.4.3初步估算轴的最小直径取C=120，得dmin=120 =47.34mm根据机械设计表11.5，选dmin=633.4.4轴的结构设计 轴上零件的定位、固定和装配单级减速器中，可将齿轮按排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面由轴肩定位，右面用套筒轴向固定，周向固定靠平键和过渡配合。两轴承分别以轴肩和套筒定位，周向则采用过渡配合或过盈配合固定。联轴器以轴肩轴向定位,右面用轴端挡，圈轴向固定.键联接作周向固定。轴做成阶梯形，左轴承 从做从左面装入，齿轮、套筒、右轴承和联轴器依次右面装到轴上。 确定轴各段直径和长度段d1=50mm L1=70mm段选30212型圆锥滚子轴承，其内径为60mm，宽度为22mm。故段直径d2=60mm。段考虑齿轮端面和箱体内壁、轴承端盖与箱体内壁应有一定距离，则取套筒长为38mm。故L3=40mm，d3=65mm。段d4=77mm,L4=70mm段d5=d4+2h=77+25.5=88mm,L5=8mm段d6=65mm,L6=22mm段 d7=d2=760mm,L7=253.4.5按弯扭合成应力校核轴的强度 绘出轴的结构与装配图 (a)图绘出轴的受力简图 (b)图绘出垂直面受力图和弯矩图 （c）图NNN 轴承支反力：NFRBV=Fr+FRAV =33.88+16.94=50.82N计算弯矩：截面C右侧弯矩 截面C左侧弯矩 绘制水平面弯矩图 (d)图 轴承支反力：截面C处的弯矩 绘制合成弯矩图 (e)图 Nm低速轴的弯矩和转矩(a)轴的结构与装配 (b)受力简图 (c)水平面的受力和弯矩图d)垂直面的受力和弯矩图 (e)合成弯矩图 (f)转矩图 (g)计算弯矩图 Nm（6） 绘制转矩图 (f)图 105 Nmm=586 Nm绘制当量弯矩图 (g)图转矩产生的扭剪应力按脉动循环变化，取0.6，截面C处的当量弯矩为 Nm校核危险截面C的强度 ， 安全。 3.4.6轴的结构简图3.3所示 蜗轮轴的结构图3.4.7 蜗杆轴的设计3.4.8 选择轴的材料选取45钢，调质处理，硬度HBS=230，强度极限=650 Mpa，屈服极限=360 Mpa，弯曲疲劳极限=300 Mpa，剪切疲劳极限=155 Mpa，对称循环变应力时的许用应力=60 Mpa。3.4.9初步估算轴的最小直径最小直径估算dmincx= 120x=19.09 取dmin=20 3.4.10轴的结构设计按轴的结构和强度要求选取轴承处的轴径d=35mm，初选轴承型号为30207圆锥滚子轴承（GB/T29794），采用蜗杆轴结构，其中，齿根圆直径mm分度圆直径mm，齿顶圆直径mm，长度尺寸根据中间轴的结构进行具体的设计，校核的方法与蜗轮轴相类似，经过具体的设计和校核，得该蜗杆轴结构是符合要求的，是安全的，轴的结构见图3.4 轴承的选择和计算 3.5 蜗轮轴的轴承的选择和计算按轴的结构设计，初步选用30212（GB/T29794）圆锥滚子轴承，内径d=60mm,外径D=110mm,B=22mm. 计算轴承载荷3.5.1轴承的径向载荷 轴承A：轴承B：3.5.2轴承的轴向载荷 轴承的派生轴向力 查表得：30212轴承153832所以，=17.173N=23.89N无外部轴向力。因为，轴承A被“压紧”，所以，两轴承的轴向力为3.5.3计算当量动载荷由表查得圆锥滚子轴承30211的取载荷系数，轴承A：e取X=1，Y=0，则轴承B：e取X=1，Y=0，则3.6 蜗杆轴的轴承的选择和计算按轴的结构设计，选用30207圆锥滚子轴承（GB/T29794），经校核所选轴承能满足使用寿命，合适。具体的校核过程略。3.7减速器铸造箱体的主要结构尺寸（单位：mm）(1) 箱座（体）壁厚：=8，取=15，其中=154.35；(2) 箱盖壁厚：=0.858，取=12；(3) 箱座、箱盖、箱座底的凸缘厚度：，；(4) 地脚螺栓直径及数目：根据=154.35，得，取df=18,地脚螺钉数目为4个；(5) 轴承旁联结螺栓直径：(6) 箱盖、箱座联结螺栓直径：=914.4，取=12；(7) 表2.5.1轴承端盖螺钉直径：高速轴低速轴轴承座孔（外圈）直径100130轴承端盖螺钉直径1216螺 钉 数 目66(8) 检查孔盖螺钉直径：本减速器为一级传动减速器，所以取=10；(9) 轴承座外径：，其中为轴承外圈直径，把数据代入上述公式，得数据如下：高速轴：，取，低速轴：，取；(10) 表2.5.2螺栓相关尺寸：18=12锪孔直径363026至箱外壁的距离242018至凸缘边缘的距离201816(11) 轴承旁联结螺栓的距离：以螺栓和螺钉互不干涉为准尽量靠近，一般取；(12) 轴承旁凸台半径：20，根据而得；(13) 轴承旁凸台高度：根据低速轴轴承外径和扳手空间的要求，由结构确定；(14) 箱外壁至轴承座端面的距离：，取=48；(15) 箱盖、箱座的肋厚：0.85，取=12，0.85，取=14；(16) 大齿轮顶圆与箱内壁之间的距离：，取=16；(17) 铸造斜度、过渡斜度、铸造外圆角、内圆角：铸造斜度=1：10，过渡斜度=1：20，铸造外圆角=5，铸造内圆角=3。 4 减速器其它零件的设计 4.1键联接的选择和强度校核 4.1.1高速轴键联接的选择和强度校核高速轴采用蜗杆轴结构，因此无需采用键联接。 4.1.2 低速轴与蜗轮联接用键的选择和强度校核 (1) 选用普通平键（A型）按低速轴装蜗轮处的轴径d=77mm，以及轮毂长 =73mm，查表，选用键221463 GB10962003。(2) 强度校核键材料选用45钢，查表知，键的工作长度mm，mm，按公式的挤压应力小于，故键的联接的强度是足够的。4.2 联轴器的选择和计算4.2.1 高速轴输入端的联轴器计算转矩，查表取，有，查表选用TL5型弹性套柱销联轴器，材料为35钢，许用转矩，许用转速r/min，标记：LT5联轴器3050 GB432384。选键，装联轴器处的轴径为30mm，选用键8745 GB109679，对键的强度进行校核，键同样采用45钢，有关性能指标见（2.6.2），键的工作长度mm，mm，按公式的挤压应力，合格。所以高速级选用的联轴器为LT5联轴器3050 GB432384，所用的联结键为8745 GB109679。4.2.2 低速轴输出端的联轴器根据低速轴的结构尺寸以及转矩，选用联轴器LT8联轴器5070 GB432384，所用的联结键为14960 GB109679，经过校核计算，选用的键是符合联结的强度要求的，具体的计算过程与上面相同，所以省略。4.3 减速器的润滑减速器中蜗轮和轴承都需要良好的润滑，起主要目的是减少摩擦磨损和提高传动效率，并起冷却和散热的作用。另外，润滑油还可以防止零件锈蚀和降低减速器的噪声和振动等。5 切刀压缩弹簧的设计5.1弹簧的受力计算5.1.1计算弹簧受力 假设弹簧端克服果核的力，则弹簧受力为: 其中山楂核dl 弹簧还需克服山楂下降重力： G=mv=/4 其中R为山楂核半径 弹簧受合力：F合=F+G 考虑制造加工艺术，增加1.2倍系数5.1.2 选材料：一般选用碳素弹簧钢丝65Mn或琴钢丝 选取65Mn，钢丝直径d=1.5mm5.1.3 查表计算许用用力： 查表I类载荷的弹簧考虑 材料的抗拉强度b与钢丝直径d有关 查表b=21502450Mpa 安全系数K=1.11.3，可取K=1.2，则b=1791.72041.7Mpa 因此b=1791.7Mpa 查表，取切变模量G= 查表，取许用用力5.1.4 选择弹簧旋绕比C： 根据表初步选C=205.1.5 计算钢丝直径：d 其中K为曲度系数，取K=1.11.3 F为弹簧受力5.1.6 计算弹簧中径 D=cd5.1.7 计算弹簧有效圈数 则总圈数n总=n+nl5.2 计算实验载荷 5.2.1 自由高度 H0=nt+1.5d=55 其中：t为初步估算节距 系列值H0取整值5.2.2 节距计算 t=(H0-1.5d)/n=2.35.2.3 弹簧螺旋角 5.2.4 弹簧的稳定性计算 5.2.5 弹簧的展开长度： L=Dnl/cos=80mm6 间歇传动结构的设计计算6.1间歇运动机构的选型 能实现间歇运动的机构有：棘轮机构、槽轮机构、不完全齿轮机构。如前面的传动方案，选择棘轮机构，其棘轮机构具有结构简单、制造容易、运动较为平稳，能准确控制转动的角度、机械效率高等优点，一般应用在转速不高和要求间歇的传动装置中。6.2.棘轮机构的尺寸计算6.2.1棘轮机构的运动系数确定棘轮齿面倾斜角。 为了使棘爪推动棘轮时能始终紧压，齿面滑向齿根部，要求棘轮齿面倾斜角必须大于棘轮与棘爪之间的摩擦角，即 。6.2.2确定棘轮的齿数Z棘轮的最小转角min为min=s/l所以Z=126.2.3 确定da df ,及pdf=da-2h=P=m=L=2p=26.3 山楂定位盘尺寸考虑到人工放置山楂的舒适度问题以及作业的工作效率，本设计采用直径300mm的圆盘作为定位盘，圆盘上分布12个直径为10mm的山楂定位孔，为了使定位盘工作稳定可靠不产生倾斜，本设计采用双键连接轴，基孔制配合为H7。6.4 山楂定位盘主轴6.4.1选择轴的材料该轴武特殊要求，选用45号钢调质处理230-280，查表得6.4.2 初步估算轴径 取轴d=20mm6.4.3 轴的结构设计 根据估算轴径和轴上零件的布置，进行轴的机构设计，确定轴上与定位盘联结键截面尺寸为bh=8mm7mm配合为H7/r6。滚动轴承内圈与轴的配合采用基孔制，轴的尺寸公差为m6。在轴的两端均制成2倒角。6.4.4 轴的强度验算（1） 主轴上间歇轮上的作用力大小转矩： 圆作用直径： 圆周力： 径向力： 轴向力： 6.4.5 求垂直面上轴承的支反力及主要截面的弯矩 界面C处弯矩为： 6.4.6 求水平面上轴承的支反力及主要截面的弯矩 截面C处弯矩为： 6.4.7 截面C处垂直和水平的合成弯矩 6.4.8 按弯矩合成应力较核轴的强度进行较核时，只较核轴上的最大弯矩和扭矩的截面强度，由公式： 式中a为应力折算系数：M-轴上危险截面处的当量弯矩，W轴上危险截面处的抗弯矩截面系数，取a=0.6，计算截面上的应力： 前面已选定轴的材料为45号钢，调质处理，查表得，由 总结设计毕业设计十五周时间，在这