水果分选机机械自动化

1、摘 要在该篇文章中，主要针对我国国内和国外的水果分级分选机进行了相应的研究，并且分析了其具有的发展现状，从而设计出更为完善的水果分级分选机。其主要是由三个部分组成，首先是传动机构，其次是分级滚筒，最后一个部分是电动机。通过电动机的使用为整个机构供应动力，然后使用带轮传动机构把相应的动力与运动输送到分级滚筒中，这样就能够完成水果的分选。该水果分级分选机构不仅具有简单的特征，并且还便于操作，有利于更好地进行维护工作，从整体上增加了生产效率，改善了具体的劳动强度，为更好的达到了水果加工机械化和相应的规模化奠定了基础。关键词：水果；形状；分选机构；分级滚筒Abstract This paper ana

2、lyzes 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

3、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 re

4、alize 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; gr

5、ading cylinder2目 录摘要1Abstract2第1章 绪论11.1 选题研究意义11.2 国内外水果机械化发展概况11.3 国内水果机械化未来发展方向21.4 目前国内常见的水果分选机主要有以下几种类型2第2章 总体方案的拟定32.1 原理分析32.1.1 方案选择32.1.2 方案的比较42.2 总体结构设计52.2.1 总体结构52.2.2 传动路线52.3 各执行机构主要参数的计算62.3.1 滚筒设计62.3.2 滚筒孔眼总数的确定62.3.3 滚筒直径D、长度L以及各级排数P和各排孔数Z的确定72.3.4 各级筛孔数的计算72.3.5 转速n及水平倾角a的确定102.3

6、.6 滚轮和摩擦轮112.3.7 功率计算122.3.8 筛孔的设计122.3.9 选择电动机132.4 传动装置的运动和动力参数的计算142.4.1 各传动装置的总传动比及各轴转速的计算的计算142.4.2 各轴输入功率的计算142.4.3 各轴转矩的计算15第3章 主要零件的选择和设计163.1 皮带传动的设计计算163.1.1 确定计算功率 Pca163.1.2 选择V带的带型163.1.3 确定带轮的基准直径dd并验算带速v163.1.4 确定V带的中心距a和基准长度L d163.1.5 验算小带轮上的包角a1173.1.6 计算带的根数z173.1.7 计算单根V带的初拉力的最小值（

7、FO）min173.1.8 计算轴压力FP173.1.9 带轮的结构设计183.1.10带的张紧装置183.2 直齿圆柱齿轮的设计计算183.2.1 选择齿轮类型、精度等级、材料及齿数183.2.2 按齿面接触强度设计183.2.3 按齿根弯曲强度设计203.2.4 几何尺寸计算213.3 滚子链传动的设计计算213.3.1 选择链轮齿数213.3.2 确定计算功率223.3.3 选择链条型号和节距223.3.4 计算链节数和中心距223.3.5 计算链速v，确定润滑方式223.3.6 计算压轴力Fp223.4 轴的设计计算233.4.1 高速轴的设计计算233.4.2 低速轴的设计计算263

8、.5 轴承的校核303.5.1 高速轴轴承的校核303.5.2 低速轴轴承的校核313.6 键的设计计算与校核313.6.1 高速轴上联接的键的校核313.6.2 电机上联接的键的校核323.7 润滑与密封333.7.1 滚动轴承的润滑333.7.2 直齿圆柱齿轮的润滑333.8 主要缺点和有待进一步改进的地方33参考文献34致 谢35第1章 绪论1.1 选题研究意义 水果如果要进入流通领域，就需要经过很多个环节，其中水果分选就是一个关键性的环节，它会对水果生产产生直接性的影响。目前，市场经济已经处于高度发达的阶段，不管是异地销售还是农产品国际贸易等交易类型都在逐渐的普遍化，这就要求更好地实现

9、标准化。如果水果商品要实现标准化，那么它应该做的第一步就是进行水果分选。在水果生产领域中，中国属于大国行列，然而较大比例的水果主要是由个体种植户或者农村集体提供，产品的质量差距较大，又因为在进行采摘和相应的运输途中会出现损伤，所以在进行水果分选的时候会存在相应的困难。在现阶段的生产过程中，分选工作主要的是通过人工进行，然而不足之处就是劳动强度过高，相应的生产效率也较低，并且在进行分选时，相应的精度不能得到很好的确定。微机控制具有机电一体化的特征，用它来对相应的人工作业进行替换就能够很好的完成水果分选任务，并且具有自动化的特征，在保证分选精度的同时还可以提升分选效率。所以，设置水果采后能够进行自

10、动化处理的相关设备，就可以很好的完成分级筛选，并且有利于销售与加工工序的进行。1.2 国内外水果机械化发展概况在整个世界上，中国不仅是水果生产大国，还是水果消费大国，而中国拥有的水果加工技术却较低。除此之外，中国生产的水果还存在着品质较低的现状，所以拥有的水果市场还较小，国内市场为主。中国已经加入了WTO，所以不管是水果生产过程还是水果销售过程，都参与了全球性的市场竞争，并且竞争过程较为激烈，所以为了更好的占有市场，中国应该着力提升自我加工能力，完善整条水果生产链。在最近一段时间内，中国的水果加工技术虽然有所提升，但是速度缓慢。在1950年之前，整个中国几乎就不存在着食品机械工业，更别说进行水

11、果加工。部分水果在进行加工的时候，通常情况下都是通过手工操作进行，主要是传统作坊生产的模式。只有位于沿海发达城市中，才有一些水果加工水平较高的工厂，他们配置了国外设备，使用了工业化的生产方式。在1950年至1970年的时候，水果机械行业的发展状况较为良好，同时还促进了水果加工产业的发展，中国陆陆续续的修建了许多生产水平较高的水果加工工厂。然而这些工厂在进行生产的时候仍然是使用手工生产与机械生产相结合，只是在部分工序中使用了相应的机械加工，大部分的生产程序还是进行的手工操作，所以中国的水果加工产业仍然处于落后的状态。从1980年开始，中国的水果工业开始蓬勃发展，这主要是受到了当时改革开放带来的有

12、利影响。大量的外之流入中国市场，中国水果加工企业数量不断上升，而且大多数都属于外商投资，有投资或者融资等多种情况。他们不仅带来了更为先进的生产技术，还为我国带了技术更为先进的生产加工机械。与此同时，市场上不仅对水果的质量要求在不断上升，相应的水果数量与水果品种也在不断的增加，从而更是促进了中国水果机械制造业更好更快的发展，还得有利于中国水果工业更好的发展。在借鉴其他国家拥有的水果机械技术的基础上，我国相应的水果机械工业也获得了一定程度的发展。在1985年左右，中国水果工业进入了一个新阶段，即达到了自动化水平与相应的机械化水平。在1990年之后，中国水果工业开展了技术改造工程。在该时期内，大部分

13、的水果加工工厂都改进了原有设备，有的是从国外引进先进的加工设备，有的是自己对原有设备进行改进。在两次关键性的技术改造工程后，中国当时的水果机械工业获得了大发展，并且水果机械工业在现在已经实现了品种配套，相应的门类也较为齐全，在整个机械工业中都已经属于了重要产业。1.3 国内水果机械化未来发展方向对于我国的食品产业来说，水果拥有着较为关键的地位，当今社会正处于不断发展的阶段，人们的生活水平也在不断的提升，对水果的需求量也在不断的增长，水果产业的发展不仅能够促进经济发展，水果分选机的使用还能够促进机械产业的发展。2000以后，我国不仅水果生产逐渐发展至全程机械化水平，相应的水果加工工程也逐渐进入了

14、机械化生产。与此同时，相应的水果产品在逐渐实现多元化、水果生产在步入规模化阶段、水果质量拥有的无公害化程度也在不断的上升等等。水果机械的发展趋向于融合液、机和电三元素，相应的自动化程度和智能化水平也在不断的上升。1.4 目前国内常见的水果分选机主要有以下几种类型我国当前情况下拥有的水果分选机款式较为丰富，并且大小类型不等。以水果检测指标为判断依据，能够对水果分选机进行分类，主要有四种类型，一是外观品质分选机，二是大小分选机，三是内部品质分选机，四是重量分选机。在本篇文章中主要是针对分选机的大小类型进行了相应的研究，通过其拥有的工作原理和相应的结构进行区分，主要可以化分为四种类型，即滚筒式和筛子

15、型，还有辊轴型和回转带型。第2章 总体方案的拟定2.1 原理分析在分选机上会存在着相应的分级装置，其拥有的孔眼的形状选择和大小配置都应该根据水果的具体情况进行设定，因为不同的水果在形状上或者相应的大小上都会存在着差异，所以选择的产品工艺也会有所不同。在进行设计计算的时候，应该重视相应的分级级数，以更好地保证分选质量，促进更好地进行后续工序。所有的水果分选机主要是有三个部分构成，首先是传动机构，其次是分选机构，最后是电动机。在进行水果分选的过程中，应该先将水果输送到对应的进料斗，接着使其被传送到分级滚筒，也可以是相应的摆动筛中，这时水果会在固定的滚筒里进行移动、滚动，并且于相应的摆动筛里进行相对

16、运动，然后再从对应的孔中逐渐输出，最终实现分级目的。2.1.1 方案选择下面列举了两种能够完成预测功用的具体方案(如图1和图2所示)方案一 采用摆动筛式进行水果的分选图2-1方案一示意图Fig2-1 The figure of program 1方案二 采用滚筒式进行水果分选图2-2 方案二 示意图Fig2-2 The figure of program 22.1.2 方案的比较在方案一中，主要是通过摆动筛式的方法来对相应的水果进行分选，他安装的机械振动装置通常情况下都是通过皮带传动来达到让偏心轮进行回转的目的，然后再通过偏心轮使相应的曲柄连杆机构进行运转，最终使整个机体进行直线往返式的摆动。

17、安装的摆动筛分选机拥有几个较为明显的优点，它不仅将有较为简单的结构，整个机械的制造与安装程序都相对较为容易，而且其筛面调整也非常的方便，同时拥有较高的利用率，其相应的摆动方式更多情况下使用的都是直线往复。以振动作为辅助，能够降低物料损伤情况；通常情况下都是在多物料或者是同一类型的物料具有着较多规格的不同分级时进行使用。但是它也会存在着相应的缺点，如噪音大、难以达到动力平衡，还有不便于进行清洗等等。在方案二中，主要是通过滚筒式来实现相应的水果分选，利用摩擦轮促使滚筒运转，然后再通过料斗使使用的物料进入到相应的滚筒中，此时通过移动或者相应的滚转让物料从对应的孔中逐渐的流出，最终实现分级处理。此类分

18、选机的结构具有以下几个优点，同样是拥有较为简单的结构，并且分级效率也较高，与前一种分选机结构相比，它能够平稳地进行工作，达到动力平衡的状态。但是它仍然存在着一定的缺陷，机器的体积较大需要更为广阔的空间用于放置，并且筛面具有的利用率也不高；其使用的在进行调整的时候会遇到一些困难，所以不能很好的适应使用的原料。在该篇论文中进行的研究，主要是为了让水果生产更好地达到机械化和相应的规模化要求，在进行分级的时候也是更为重视单一物料，也不会受到水果自身带有的损伤情况的影响，所以通常情况下都应该选择方案二。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2-3所示）：进料斗、滚筒、收集料

19、斗、机架、传动装置、摩擦轮等。 图2-3 水果分选机结构图Fig 2-3 The principle figure of the structure of the fruit sorter2.2.2 传动路线在图2-4中，对水果分选机具有的详细的传动路线进行了展示，在该机械中，使用的电动机来达到使皮带进行运转的目的，并且安装了运动与相应的动力直齿圆柱齿轮减速器，利用该减速器实现减速的目的，然后通过链轮传动机构对相应的动力输送至摩擦轮，利用摩擦轮的运转达到带动目的，最终对所有的水果进行分级处理。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2-4 水果

20、分选机的传动路线Fig 2-4 The transmission route of the fruit sorter2.3 各执行机构主要参数的计算2.3.1 滚筒设计因为不同的水果在形状和相应的大小上也会存在着不同，所以一般情况下都会把滚筒具有的分级功能设置成6级。然而在进行分级的过程中，能够把较近的两级料斗进行整合，使其成为一级，这样就能够更好的完成不同分级目的。目前在进行设计的过程中主要选择的是5节筛筒，同时分级情况为6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 3600zm10001000 （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

21、料的系数，不同的分选机具有的类型不一样，相应的物料性质也是存在差异的，如果是滚筒式类型为1025；同时相应的m应该是物料具有的平均质量。根据设计要求给定的参数G=12 t/h，m=400g，= 2.0可求出z =10001000G3600m =100010001236000.02400 =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的确定如果生产能力已经确定，那么参考式（2-1）就可以得出相应的Z，即在滚筒上应该设置的具体孔数。因为筛孔的等级情况会存在着差异，所以对应的孔径大小也会不同，但是滚筒的直径却是一样的，因此在对总孔数进行分配的时候，不能在各级中实现平均分配，

22、通常情况下都会参考工艺要求进行相应的分配，形成多个级别，再以相应的级数为基础预设所有级别的排数，从而估测同一级中每排应该设置的筛孔数。在对滚筒具有的长度与直径进行了确定后，应该通过D:L=1:46展开相应的校核，如果超出了该范围，那么就需要对每级排数和对应的气孔进行相应的调整，一直到实现要求的比例目标。通常情况下如果L6D，那么就应该增加一定的排数，但是每排具有孔数却会被减少；如果L6D，那相反就应该增添每排具有的孔数，并且同时减少排数。当前以现分选过程中需要的水果需求为基础，可以将筛筒具有的孔径大小进行预估：表2.1 筛孔孔径的参数Table 2.1 the parameter of scr

23、een 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8040151/81/2第二级8545201/21/4第三级9050251/41/8第四级9555301/81/8第五级10060351/81/82.3.4 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；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）则 Z。=417 /（ 1/81/21/21/41/41/81/81/81/81/8）=1668（个）则，可求 Z1=ai

24、 bi Z。=1/81/21668=104 Z2=ai bi Z。=1/21/41668=209Z3=ai bi Z。=1/41/81668=52Z4=ai bi Z。=1/81/81668=26Z5=ai bi Z。=1/81/81668=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/P0Zi/Ci(diei) （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= P1P0 （2-

25、6）式中：P1各级筛孔的排数因 Si= diei故 Pi=2D / Si则将这些转换式对L=Li =1/P0Zi/Ci(diei)进行化简，得L=2D / SiZ1(d1e1)2Z2(d2e2)2Z3(d3e3)2Z4(d4e4)2Z5(d5e5)2又估计u = L/D=4 则D= 1/4L则L2=2 / 104(0.0800.015)2209(0.0850.020)252(0.0900.025)226(0.0950.030)226(0.1000.035)2解得L=2.3 m则D= 1/4L=0.575 m则由Pi=2D / Si ，得P1=20.575 / (0.0800.015)=23P2

26、=20.575 / (0.0850.020)=20P3=20.575 / (0.0900.025)=18P4=20.575 / (0.0950.030)=17P5=20.575 / (0.1000.035)=15由此可得各级滚筒每排孔数：由ZPi=Zi/Pi 可得 ZP1= Z1/P1 = 10423 =5 ZP2= Z2/P2 = 20920 =10ZP3= Z3/P3 = 5218 =3ZP4= Z4/P4 = 2617 =2ZP5= Z5/P5 = 2615 =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

27、 li = /2 (diei)Pi （2-7） l1 = 3/2 (d1e1)P1=/2 (0.0800.015)23=1.892 ml2 = 3/2 (d2e2)P2=/2 (0.0850.020)20=1.819 ml3 = 3/2 (d3e3)P3=/2 (0.0900.025)18=1.793 ml4 = 3/2 (d4e4)P4=/2 (0.0950.030)17=1.840 ml5 = 3/2 (d5e5)P5=/2 (0.1000.035)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

28、值，则按下式修正： ei=2l/ Pidi （2-8）则 e1 =21.892/230.080 =0.015e2 =21.892/200.085 =0.024e3 =21.892/180.090 =0.031e4 =21.892/170.095 =0.034e5 =21.892/150.100 =0.046（6）滚筒直径 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=Lifi （2-10）又知 fi= Si 2=1/2(diei) （2-11）则滚筒的长度为 L=ZPi(diei)1/2(diei) （2-12）则

29、 L=ZPi(diei)1/2(diei) （2-13）L=4(0.0800.015)7(0.0850.020)3(0.0900.025)3(0.0950.030)2(0.1000.035) 1/2(0.0800.015)(0.0850.020)(0.0900.025)(0.0950.030)(0.1000.035)=2.393 m如果在规定的长度比范围内，即低于5，那么这时就能够得到相应的直径与长度；不需要再一次进行校正。通过计算能够得到 D=0.60 m L=2.393 m则u = L/D=2.393/0.60=3.99其中选择的u = L/D=4 ，并且是固定值，而此时的相差值则应该是4

30、-3.99=0.015，能够满足条件。故可确定滚筒 D=0.60 m L=2.393 m2.3.5 转速n及水平倾角a的确定此时的滚筒具有的转速会对相应的分级效率产生影响，同时相应的生产能力也会受到影响，此时滚筒具有的转速则会受到直径大小的影响，并且该影响具有决定性的特征。通常情况下都会将滚筒进行倾斜式的放置，并且此时的转速能够通过下列公式进行运算得到： n = 1214 /R （2-14）从已有的滚筒尺寸参数能够得到，此时的D=0.60 m，并且通过公式能够了解到此次设计中存在着的转速范围大小n = 1214 /R=1214 /0.60=1518 r/min因为滚筒具有的转速通常情况下都处于

31、范围1015r/min之间，并且通常情况下都是低于30 r/min。那么此时再参考实际生产条件或要求，就能够确定滚筒具有的转速值应该为n=18 r/min。通过上述式子能够了解到，n和R呈现反比关系，表述为如果滚筒拥有的直径值较低，那么此时其具有的转速则相对较高。滚筒具有的倾角a的大小会在很大程度上受到滚筒长度值的影响 通常情况下都处于范围3 o5 o内，如果滚筒较长，那么此时滚筒则应该较小，反之亦然。在该次设计里，滚筒具有的长度值被设定为L=2.393 m，再根据实际生产过程中的需要,能够推断出a=4 o。2.3.6 滚轮和摩擦轮此时滚圈使用的材料类型应该为Q235，而相应的摩擦轮选择的材料

32、则应该是HT200。此时摩擦轮具有的宽度值b通常情况下都会高于滚圈宽度B，范围大概处于3040 mm之间，因为筒体会出现热胀冷缩的情况，而且还会产生轴向窜动，这就需要进行补偿，同时结合摩擦轮外径值的实际情况，即d=375 mm，还有相应的宽度应该为90 mm（此时参考滚圈宽60 mm的相关关系式能够得出结果）。1.滚筒 2.摩擦轮 3.滚圈图2-5 摩擦轮与滚圈Fig2-5 The friction wheel and the rolling ring2.3.7 功率计算如果摩擦轮属于传动式类型，那么它带有的功率计算应该如下所示： P=Rn(m113m2)g/60 （2-15） 式中：P滚筒转

33、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0.60.7。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； 物料在滚筒中的填充系数，一般为0.050.10。 在该篇论文中，研究了能够用于水果筛选的滚筒，通过它具有的平均半径与平均质量，能够得到物料密度，即实际为1.2103 kg/m3，对应的填充系数则应该为=0.07，因此m2=R2Lr1=3.14（0.60-0.0022）/222.3931.21030.07=56 kg 把上述所得到结果用于滚筒转

34、动过程中需要使用的电动机的实际功率P的相关计算中：P=Rn(m113m2)g/60=（0.60-0.0022）/218(621356) 9.81/600.6=1155 W2.3.8 筛孔的设计通过计算，能够得出在正三角形中，此时的排列筛面会存在着相应的有效系数，它会在正方形排列的基础上高出16，在图6中能够发现，它拥有的有效筛面面积值实际上更大，所以在进行设计的时候，通常情况下都会选择正三角形排列。图2-6 正三角形排列Fig 2-6 The equilateral triangle arrangement2.3.9 选择电动机（1）选择电动机类型和结构形式根据已经确定工作条件与相关要求，能够

35、确定电动机的类型应该选择Y型全封闭笼型三相异。（2）选择电动机类型的功率通过已有的设计计算结果能够了解到，工作机中安装的电动机具有的输出功率应该达到P工作输出=1.155 KW 此时电动机和相应的运输带两者之间存在的总效率应该表示为总=皮带齿轮3滚动轴承链轮2摩擦轮 =0.960.970.9930.960.902 =0.703 此时的电动机具有的输入功率应该表示为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的电动机因为P电动机输入P电动机额定，再参考机械设计课程设计手册中的表12-1，应该采用型号标准为Y132S-8的电动机，它

36、拥有的额定功率值是2.2 KW，其含有的满载转速应该是710 r/min，P电动机额定=2.2 kWn电动机额定=710 r/min2.4 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电动机拥有的满载转速应该是710 r/min, 其中要求的输出量应该是18r/min，所以最后总的传动比应该是：nm / n=710/1839.44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。 电动机轴应该是0轴，其拥有的减速器高速轴应该是1轴，而其低速轴应该是2轴，

37、并且其摩擦轮轴应该是3轴，整体上每轴拥有的转速应该是：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/min2.4.2 各轴输入功率的计算机械效率情况的介绍：V带传动，即1应该为0.96；而相应的滚动轴承，即2则应该为0.99；3表示圆柱齿轮传动，应该为0.97；而4表示链传动，应该为0.96；此时的摩擦轮传动，即5应该为0.90。所有轴具有的输入功率在进行计算的时候应该以电动机额定功率为标准，最终得到的各轴

38、具有的输入功率为：P0 = PW = 2.2 kWP1 = P01=2.20.96=2.11 kWP2 = P123=2.110.990.97=2.03 kWP3 = P24 =2.030.96=1.95 kWP4 = P325=1.950.990.90=1.74 kW2.4.3 各轴转矩的计算T0 = 9550 P0/ n0=95502.2/710 =29.59 NmT1 = 9550 P1/ n1=95502.11/237 =85.02 NmT2 = 9550 P2/ n2=95502.03/59 =325.58 NmT3 = 9550 P3/ n3=95501.95/30 =620.75

39、 Nm第3章 主要零件的选择和设计3.1 皮带传动的设计计算通过设计能够得到皮带轮具有的传动比应该是3，但此时的传动速度值很高，属于高速端，所以能够通过带传动促进整体传动的平稳性，保持旋转过程中具有一致的方向，因此此时的高速传动应该选择使用V带进行传动。3.1.1 确定计算功率 Pca通过机械设计中的表8-7 能够确定工作情况系数，即K A 值应该为1.1 ，因此Pca = K A P = 1.12.2=2.42 kW3.1.2 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

40、轮的基准直径dd通过机械设计中具有的表8-6与表8-8，能够确定基准直径，即dd1应该为140 mm。（2）验算带速v按式v=dd1 n1/601000验算带的速度v =dd1 n1/601000 =140 710/601000 = 5.20 m/s 因为5 m/sv30 m/s，故带速合适。（3）计算大带轮的基准直径相应的根据式应该表示为dd2= idd1=3140=420 mm，通过机械设计中的表8-8能够得到，圆整应该是dd2= 400 mm。3.1.4 确定V带的中心距a和基准长度L d通过式子0.7（dd1 +dd2）a0 2（dd1 + dd2）能够得出其中心距，即a0 应该为75

41、0mm由式：Ld=2a0+/2(dd1+ dd2)/+ (dd1- dd2)2/4a0 = 2750+/2(140+400)+(400-140)2/4750 = 2371 mm通过机械设计中的表8-2 能够得出选带具有的基准长度应该表示为 Ld=2240 mm。实际的中心距具有的计算表示为a =a 0 +（L d- Ld）/2=750+（22402371）/2=685 mm3.1.5 验算小带轮上的包角a1 a1 =180 o -57.5 o(dd2- dd1)/a =180 o -57.5 o(400140)/685=158 o120 o取a=158 o。3.1.6 计算带的根数z（1）对单

42、根V带具有的额定功率Pr进行计算已经知道dd1=140 mm，而此时的n1=710r/min，通过机械设计中具有的表8-4a能够确定 P0=1.26 kW。已经知道n1=710r/min，i=3，并且是A型带，再通过机械设计中的表8-4b能够确定 P0=0.09 kW。通过机械设计中具有的表8-5能够确定Ka=0.95，同时通过表8-2能够确定KL=1.06，所以Pr=( P0+ P0)KaKL=(1.26+0.09)0.951.06=1.36 kW（2）计算V带的根数zz= 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

43、8-3得A型带的单位长度质量q=0.1 kg/m，所以（FO ）min=500(2.5Ka) Pca / Ka zv +qv2=500（2.5-0.95）2.42/（0.9525.20）+0.15.202 =193N3.1.8 计算轴压力FP由式（FP）=2Z（FO ）min sin(a1/2)=22193sin(158/2)=758N3.1.9 带轮的结构设计V 带轮结构设计从略。3.1.10 带的张紧装置在所有的材质中都会使用V 带，但是全部属于非完全性的弹性体，使用预紧力，再进行固定时间的运转，通常情况下都会出现因塑性变形导致松弛的情况。此时应该让预紧力FO 出现下降现象。为了确保带传动

44、具有的实际能力，需要进行定期的张紧。这时应该安装定期性的张紧装置。 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）根据图4中展示的传动方案，再通过直齿圆柱齿轮进行传动。（2）选用的滚筒应该为一般工作机器，其工作速度较低，所以配置的精度（GB 10095-88）也应该为7级。（3）选择合适的材料。通过机械设计中的表10-1能够明确需要的小齿轮材料类型应该为40Cr（调质），其相应的硬度则应该是280 HBS，而对应的大齿轮材料也应该是45钢（调质），而硬度则应该是240 HBS，此时选择的两种材料硬度之差应该明确为40 HBS。（4）这时选择的小齿轮具有的齿数

45、应该是z1=24，对应的大齿轮具有的齿数应该为z2=424=963.2.2 按齿面接触强度设计根据设计计算公式（10-9a）展开相应的试算，能够得到 d1t2.32 3KT1/d(u1)/u(ZE/H)2 （3-1）（1）确定公式内的各计算数值先设定载荷系数标准为Kt=1.3。 通过计算得出小齿轮传递具有的转矩。T1 = 9550 P1/ n1=95502.11/237 =85.02 Nm=8.502104 Nmm通过机械设计中的表10-7能够确定齿宽系数应该为d=1.2。通过机械设计中的表10-6能够了解到材料具有的弹性度会对系数ZE=189.8 MPa1/2产生影响。在机械设计中的图10-

46、21d根据齿面具有的硬度能够确定小齿轮具有的接触疲劳强度极限，即Hlim1=600MPa；此时大齿轮带有的接触疲劳强度极限应该表示为Hlim2=550MPa。以机械设计中具有的式10-13为基础进行计算能够得到应力循环次数为N1=60n1jLh=602371(2830015)=1.024109N1=1.024109/4=0.256109通过机械设计中的图10-19能够确定接触疲劳寿命系数值应该为KHN1=0.90；KHN1=0.95。在对接触疲劳进行测算的时候可以使用应力。此时的失效概率应该是1，而相应的安全系数则应该为S=1，通过机械设计中的式（10-12）能够发现H1= KHN1lim1/

47、S=0.9600 MPa=540 MPaH2= KHN2lim2/S=0.95550 MPa=522.5 MPa（2）计算在对小齿轮具有的分度圆直径d1t进行计算时，代入的值应该在H中属于较小。d1t2.32 3KT1/d(u+1)/u(ZE/H)2=2.32 31.38.502104/1.2(4+1)/4(189.8/522.5)2=57.459 mm对圆周速度v进行计算。v =d1t n1/601000 =57.459237/601000 = 0.71 m/s计算齿宽b。b =dd1t=1.257.459=68.951 mm计算齿宽与齿高之比b/h。模数 mt= d1t/ z1=57.45

48、9/24=2.394 mm齿高 h= 2.25 mt=2.252.394=5.39 mmb/h=68.951/5.39=12.79对载荷系数进行计算。因为v=0.71 m/s，而同时精度为7级，通过机械设计中的图10-8能够了解到动载荷系数应该表示为Kv=1.04；直齿轮，KHa= KFa=1；通过机械设计中的表10-2能够确定使用系数应该为KA=1；根据机械设计中的表10-4，再结合插值法能够了解到当精度为7级时，相应的小齿轮属于相对支承对称布置情况，此时的KHB=1.315。因为b/h=12.79，同时KHB=1.315，参照机械设计中的图10-13能够确定KFB=1.28；所以相应的载荷

49、系数应该为K= KA Kv KHa KHB=11.0411.315=1.368对于分度圆直径，应该以实际情况下载荷系数为基础进行调整，通过机械设计中的式（10-10a）能够得到d1= d1t 3K/ Kt=57.45931.368/ 1.3=58.436 mm计算模数 m。m = d1/ z1=58.436/24=3.43 mm3.2.3 按齿根弯曲强度设计通过机械设计中的式（10-5）能够确定弯曲强度值的相关设计公式表示为 m32KT1/d z12 (YFa YSa /F) （3-2）（1）确定公式内的各计算数值在机械设计中的图10-20c能够了解到小齿轮具有的弯曲疲劳强度极限应该为FE1=

50、500 MPa；而相应的大齿轮具有的弯曲强度极限则应该为FE2=380 MPa；通过机械设计中的图10-18能够得到取弯曲疲劳寿命系数值，即KFN1=0.85，KFN1=0.88；在对弯曲疲劳进行计算的时候可以使用应力。取弯曲疲劳安全系数值应该为S=1.4，通过机械设计中的式（10-12）能够了解到F1= KFN1FE1/S=0.85500/1.4 MPa=303.57 MPaF2= KFN2FE2/S=0.88380/1.4 MPa=238.86 MPa载荷系数K通过计算能够得到。K= KA Kv KFa KFB=11.0411.28=1.331查取齿形系数。由机械设计表10-5查得 YFa1=2