水果去皮机的结构设计

摘要

生活中，果农在水果生长的过程中会通过农药进行灭虫杀菌，导致水果表皮有大量农

药残留。无论是人们食用水果时还是水果店，蛋糕店或饭店在使用水果做水果沙拉、做水

果蛋糕或做各种甜品时如果不削皮，水果表皮上的大量农药残留会威胁人们的身体健康，

而且水果表皮上的农药残留是用清水洗不干净，不彻底，所以在各行各业使用水果时必须

削皮。最常用的去皮方法就是手动用刀具去皮，而对于水果店、蛋糕店或饭店需要大量水

果去皮时，手动用刀具不仅不安全，而且浪费时间，所以本毕业设计针对这些水果去皮的

场景设计了一个水果去皮机。该设备主要包括动力部分、传动部分和执行机构。动力部分

由电机提供动力，传动部分由斜齿轮，圆柱直齿轮等将动力传递给执行机构，执行机构由

刀具，刀架配合完成去皮，达到了水果去皮的目的。本文通过对各部分设计以及对各零件

的校核保证了机器的安全性和可靠性。

关键词：水果去皮；安全；设计

I

ABSTRACT

Inlife,fruitgrowerswillusepesticidestokillinsectsandkillbacteriaduringthegrowthof

fruits,resultinginalargenumberofpesticideresiduesintheskinoffruits.Whetherpeopleeat

fruitsorfruitshops,cakeshopsorrestaurantsusefruitstomakefruitsalads,makefruitcakesor

makevariousdesserts.Iftheydonotpeel,alargenumberofpesticideresiduesonthefruitskin

willthreatenpeoplehealth,andthepesticideresiduesonthefruitskinarewashedwithclean

water,whichisnotthorough,soitmustbepeeledwhenusingfruitsinallwalksoflife.Themost

commonlyusedpeelingmethodismanualpeelingwithaknife.Whenafruitshop,cakeshopor

restaurantneedsalotoffruitpeeling,manualpeelingwithaknifeisnotonlyunsafe,butalsoa

wasteoftime.Therefore,thisgraduationdesigndesignsafruitpeelingmachineforthesefruit

peelingscenes.Theequipmentmainlyincludespowerpart,transmissionpartandactuator.The

powerpartispoweredbythemotor,andthetransmissionpartispoweredbythehelicalgear,the

cylindricalspurgearandsoon.Thepoweristransmittedtotheactuator,andtheactuatoris

completedbythetoolandthetoolholdertoachievethepurposeoffruitpeeling.Inthispaper,the

safetyandreliabilityofthemachineareensuredbydesigningeachpartandcheckingeachpart.

KeyWords:Peelingoffruits;Safety;Design

II

目录

第1章引言....................................................................1

1.1研究意义................................................................1

1.2国内外发展趋势..........................................................1

1.2.1国内...............................................................1

1.2.2国外...............................................................2

1.3水果加工发展趋势.......................................................2

第2章水果加工方法............................................................3

2.1机器去皮................................................................3

2.2高压蒸汽去皮...........................................................3

2.3化学夫皮................................................................3

第3章总体方案的设计.........................................................4

第4章水果去皮机传动系统的设计...............................................5

4.1电动机的选择............................................................5

4.2锥齿轮传动的设计.......................................................5

4.3高速轴的设计与校核.....................................................7

4.3.1高速轴设计........................................................7

4.3.2高速轴的受力分析..................................................8

4.3.3高速轴校核........................................................9

4.4圆柱齿轮传动设计.......................................................10

4.4.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数...............................1()

442按齿面接触强度设计................................................11

4.5低速轴设计与校核.......................................................12

4.5.1低速轴的结构设计..................................................12

4.5.2低速轴的受力分析.................................................13

4.53低速轴的校核.....................................................14

4.6轴上滚动轴承的选型....................................................17

4.6.1高速轴上滚动轴承的选型...........................................17

4.6.2低速轴上滚动轴承的选型...........................................17

4.7螺纹丝杠设计...........................................................18

4.8键的选择...............................................................19

4.8.1各轴上键的选型....................................................19

III

4.8.2平键强度的校核....................................................19

第5章执行机构的设计........................................................21

5.1水果固定装置设计.......................................................21

5.2刀架及刀片设计........................................................21

5.2.1刀片设计..........................................................21

5.2.2刀架设计.........................................................22

5.3机体外壳的设计........................................................22

结论........................................................................24

参考文献......................................................................25

致谢..........................................................

IV

第1章引言

1.1研究意义

近年来，人们的生活水平提高了，人们越来越关注怎么吃最健康。随着科技的发展，

在种植行业，果农们为了给生长中的水果杀虫灭菌，果农们从施农家肥到用各种各样的农

药、化肥来为水果的生长保驾护航，但这也给人们的健康带来了威胁。当今水果加工业飞

速发展，不仅人们的水果食用量日益正增长，而且各种水果沙拉、各种水果罐头在人们的

生活中随处可见，水果蛋糕也很常见。残留在水果表皮的农药用清水洗不干净，洗不彻底，

所以必须去除水果皮。常见的水果去皮就是手动用刀具去皮，这样的去皮方式不仅不安全,

而且水果店，蛋糕店等需要大量水果做食品的场所，手动去水果皮很浪费时间C所以要针

对这些场景设计一个水果去皮机。

1.2国内外发展趋势

1.2.1国内

（1）单果手动削皮机

单果实手工剥皮机有一种插针结构，运作时，要将果实插到针上，然后用手来摇一摇

把手，让其来推动苹果旋转。另外，手工单果实去皮装置上装有切割器，当切割器驱动水

果旋转时，切割器通过一个弹簧将切割器紧紧地压在水果上。机器的内部有齿轮带动切割

器，切割器绕水果旋转，果皮被去掉⑴。

特点：结构隐蔽性好，采用了真空塑料吸盘来保持机械稳定，既方便又坚固。整个机

器由多种材质构成，如：铝、铁等。另外，零件经特殊工艺处理，把果实的表皮和核去除，

处理后的果实吃起来脆而不伤齿龈，为老人和婴幼儿能够吃到新鲜水果提供了方便。因为

圆弧削皮的支架上有可拉伸的弹簧，剥皮的时候，不管苹果有多大，都会紧贴果实的表皮

上，根本不用担心没有被削掉。缺点：这类剥皮机器需要手工检查，剥好后需要手工取下，

所以容易伤到手，而且既费力又危险，而且效果不佳。苹果经过加工后变成了梯田的形状

⑸，原因是这种去皮机的去皮的宽度比较大。

（2）单果自动去皮机

这个水果去皮机有一个圆盘，它上面有插针，均匀设置在圆盘的盘面上。去皮机工作

时，工人先把水果插在针上，盘面转过某个角度后，经过一定的处理后水果被圆盘转到去

皮的工位，去皮完成后，盘面接着转动，水果切片完成后，盘面接着转动，水果转到去核，

去核完成后，结束的一个全部工序。

（3）多果自动削皮机

首先手动把果实放在与果实柄垂直的位置上，把苹果抬到切皮器的水平面上，然后用

马达带动针果实转动，直至把果实的表皮剥掉，然后手动把果实下来。这类脱皮设备，每

个设备上都有一到二人以上的工作人员，主要用于采、卸果品。劳动密集度高，但是产量

比较少。该刀具安装在弹力刀具座上，可与被切削面相贴合，因此，即使是曲面形状不均

匀的苹果，也可得到较好的切削效果。这种机械的缺点是：剥下来的果皮都撒在地上，所

以会对周围的环境造成很大的影响。这种机械虽然是多果子切割，但工作能力较低，工人

的劳动握度较大⑵。

1.2.2国外

十九世纪二十世纪初，某外国科学家制造了一个和水果去皮机类似的机器，它的整个

机体是用齿轮连接杆组装的，二十世纪初某位科学家利用齿轮和连接杆建造出和水果去皮

机大致相同的机器。同时，又有两位科学家，一位叫麦吉，一位叫弗兰科，他们制造处理

一种全新的水果去皮机，这种水果去皮机完全是用计算机控制的。大约在1979年，有一位

叫席罗限的人，在水果去皮机上安装了操纵水平行走的仪器。

1.3水果加工发展趋势

在今后的5到10年中，在确保水果生产充足的前提下，我们要致力于改善水果加工

的质量，并对其进行优化°大力发展果品龙头企业，实现果品规模化生产；依照国际的标

准和要求对加工行业进行规范化管理，在“原料一一加工一一流通”的每一个环节，构建

出一套完整的品质管理系统，利用信息、生物对加工水平进行改造和提高。

2

第2章水果加工方法

2.1机器去皮

机械剥落是我国常用的剥落方式，有人工剥落和特殊的机械剥落两种。苹果，梨，柿

子等大型水果可以人工剥壳，而大型工业产品可以使用旋转机械剥壳。柑橘的外果皮，如

荔枝等，一般都是用人工，这种方法虽然比较复杂，但是工作效率很低⑶。

2.2高压蒸汽去皮

高压蒸汽去皮的工作原理是：在一个密闭的容器中把需要去皮的水果放入其中，再向

其中通入高压蒸汽，当密闭容器中的压力达220磅/平方，水果表面的温度在人为设定的时

间内升到201摄氏度，这个时间通常是15秒到20秒，时间结束后，密闭容器中的压力下

降到大气值以下，使得压力骤降，因为释压会导致变得热，并在表皮下瞬间形成蒸汽，从

而使得外皮开裂，易于剥除⑷。

2.3化学去皮

淋碱去皮法是一种可以快速去除水果皮的传统方法。这种方法是通过使用碱性溶液将

水果浸泡一段时间，然后将水果拿出来清洗皮层，以达到去皮的目的。淋碱去水果皮一般

适用于柑橘类水果、石榴等水果的去皮⑶。

碱液浸泡去皮法是将水果浸泡于碱性溶液中一段时间，然后将外层皮层去除。这种方

法常被用于去除柑橘类水果、芒果、桃子、樱桃、李子等水果的外皮。

综上所述，木毕业设计用机械去皮，就家庭、水果店、蛋糕店或饭店来说使用刀削去

皮不仅安全，还便宜。所以本设计是为家庭、水果店、蛋糕店或饭店等场所所使用的小型

水果去皮机的结构设计和参数计算。

3

第3章总体方案的设计

本次设计的水果去皮机主要包括水果固定装置、机架、去皮刀、电机以及传动齿轮等,

见下图3-1。

1.电机2.固定架3.去皮刀4.圆柱齿轮传动5.低速轴6.锥齿轮传动

图3-1水果去皮机去皮机简图

水果去皮机的去皮方式主要是由刀具的直线运动和水果的转动来完成的。机器运转时

时，动力源是电机，一对大小锥齿轮啮合，电机带动这对锥齿轮旋转，插在圆盘上的水果

也随之旋转，上支架的针插入水果，水果被固定的更加紧，小齿轮也随之转动，一对大小

圆柱齿轮啮合，大圆柱齿轮随之转动，丝杠在大圆柱齿轮的旋转下向下移动，刀架和刀具

会被丝杠带着向下移动，刀片与水果的表皮接触，就像人手拿着水果刀削水果皮一样把水

果皮削下。当水果去皮结束后，先关闭电源，之后再把水果从固定架上拿下来C

4

第4章水果去皮机传动系统的设计

4.1电动机的选择

根据实际情况，取单个水果的重量为300克到50()克，直径为15厘米，去皮机其他重

量为2千克，取总重量为3千克，水果的转动速度为每秒0.6米，g取10N/Kg,则：

G=mg=30/V

电机输出功率为：

Pw=FV/1000=0.018/<w

查机械传动效率表得，锥齿轮传动效率为n1=0.98,滚动轴承传动效率为12=0.98,

直齿轮传动效率为n3=0.99,丝杠传动效率为n4=0.6,所以总效率为〃=力X小4XgX%=

0.53,所以Pd=^=鬻々0.035/cW

心0.53

查交流同步电机参数表取电动机额定功率为Pm=0.04kw

经查阅资料，有一般的一级减速器的传动比范围为&=(2-3)x(3-6)=6-18,所以

电机的转速可选范围为乐=nwxii®52-155r/min,由于本设计的水果去皮机适用于家庭、

城市水果店或蛋糕店等电压为220V的场所，所以选用型号为70KYZ的交流同步电机，额

定功率为40W,转速为每分钟120转，最大转矩为0.8。

传动装置的总传动比为以=^=14

后nw

分配传动比，取ii为3作为斜齿轮的传动比，所以直齿轮传动比计算的=4.6

高速轴的转速为由=华=40r/min

低速轴的转速为九2=N=8.69r/mi7i

*2

各轴输入功率为(kW)

高速轴I的输入功率尸i=4•九1=0.04x0.98=0.03/cw

低速轴H的输入功率22=Pl-n2-n3=0.03x0.98x0.99=0.029/cw

4.2锥齿轮传动的设计

按照方案图，选用斜齿齿轮作为传动零件。由于用在转速不高的去皮机上面，所以7

级精度就够用。选择材料为正火40Cr的小斜齿齿轮，硬度为169-2I7HBS,选用材料为正

火40Cr的大斜齿齿轮，选择和小斜齿齿轮硬度一样。初选Z1=22为小斜齿齿轮齿数，取

i2=4.6是齿轮传动比,所以大齿轮Z2=4.6X22=101.2,取Z2=102O

5

首先，依据齿面接触疲劳强度计算，贝I」：

一：詈•誓（誓）2式（4-1）

取K为1.2,ZH为2.5,经计算得小斜齿齿轮传递转矩T是7.9牛米，取小a为1。

ZE=189.8M屋

查得大齿轮的接触疲劳强度极限。H.2为580兆帕小齿轮的接触疲劳强度极限。Hliml

为650兆帕。

9

计算应力循环次数:M=6QnJLh=60x40x1x4800=1.327X10

1.327x109

=2.74x108

4.854.85

取Zn1=0.9,Zn2=l

计算接触疲劳许用应力，安全系数S=l,则

廿H]==0.9X650=605MPQ

S

Zn26im2

如]==1x580=SSOMPa

~S~

试算小齿轮分度圆直径代人［。H］中较小的值。

2KTU+

d>2

10du

经计算d>45.477im

(1)计算圆周速度:

7rdit九1nX45.4x4U

v---------=-----------=l.lm/s

60x100060x1000

(2)齿宽：b=(pd-dtl=1.1x45.4=49.947mn，b2=55mm,bi=b2+5=60mm

(3)模数:叫=么=等=2.27mm,取标准值"2.5.

22

(4)分度圆直径由二,m=22x2.5=55mm?d2=z2,m=102x2.5=138mm

(5)中心距:a=(%：)=96.5mm

按弯曲疲劳强度计算

大齿轮齿形系数YFS2是4.38,小齿轮齿形系数YFSI是4.31,

弯曲疲劳许用应力［即］=嘤％

按齿面硬度中间值得。F1inil=240,。Flim2=220

弯曲疲劳安全系数YNI是1,YN2是1

取SF是1

Simlv

SFYNI240MPa

6

空注加=220MPQ

校核

2KT2x1.2x9700r

X435=133MPa<

”=由FSL55x2.5x55瓦

©=^^yFsi=13.3M尸Q<[aF1]

rFSl

所以弯曲强度足够

4.3高速轴的设计与校核

在设计轴的时候不能只看轴本身，还要和轴上的零件联系起来，可以把轴上的零件和

轴看作是一个组合体⑹。一般情况下选用阶梯轴，选用调质或正火处理的45号钢作为轴的

材料•，要保证它的力学性能，它的切应力为40兆帕c

4.3.1高速轴设计

(1)轴的设计

估算轴的最小直径，按扭转强度估算，强2我需=啡=10.75mm

计算d的最小值是10.75毫米，因为由其他因素的影响，要增大轴的直径。所以增大

后轴的直径取d是11毫米。通常情况下选2到3毫米作为轴肩处的直径差，此处取2毫

米作为轴肩出的直径差，初定各段轴的长度。

图4-1高速轴

有3个键槽在高速轴上，所以要将轴的直径增大15%o所以最小轴径心51=11x(1+

0.15)=12.65mm,取为13mm。

轴上各段直径的初步确定：

1段:山二13,由最小直径算出。

2段:刈=17,与轴承(深沟球轴承6003)配合

3段:虑=20

4段:〃=22,设计轴肩高度h=1mm

5段4=24

6段:〃=28,轴肩高4mm。

7

7段:电=26

8段::熊=20,与轴承（深沟球轴承6004）配合

轴上各段所对应的长度：

1段长度为刀=28

2段长度为G=21；

3段长度为L3=32;

4段长度为〃=31;

5段长度为人=18；

6段长度为及=2；

7段长度为j=4;

8段长度为人=16o

轴的设计如上图4-1。

4.3.2高速轴的受力分析

画出高速轴的受力图,

图4-2高速轴受力图

图4-3高速轴水平面受力图

8

Ft

图4-4高速轴垂直面受力图

4.3.3高速轴校核

作出轴的弯矩图。T=77.34/V-mm

(1)水平面内的支点反力为

1-1截面处和2-2截面处的弯矩

M“i=329xSON-mm=16458/V•mm

MH2=329x26N•mm=8558N-mm

（2）在垂直平面内支点反力为

FFxd/1166835x54\

%送一r5a=（丁一f）=357.55N

FVB=Fr-FVA=1161-（357.55）=803.45/V

1-1截面左侧弯矩为

I

M夕=Fx-=357.55x50=17877.5N-mm

vxVA乙

M截面右侧弯矩为

9

MV}=FVBx-=803.45x50=40175.5/V•mm

2-2截面处的弯矩为

Mvz=FVBx32=803.45x32=25710.4/V-mm

(3)已知弯矩图4-5

M=[M2H+M2y式(4-2)

M截面

Mi6=.+M.=V(-17877.5)2+(77350)2=63056/V•mm

M]/,=+Mfc=440175.5)2+(77350)2=87012N•mm

2-2截面

M2=JM.+M“2=J(25710)2+(40222)2=45246/V•mm

(4)求当量弯矩

因单向运转，修正系数为0.6

Mei=JM2].+(盯)2=7(87012)2+(0.6x77340)2=92268/V-mm

22

Me2=JM孑+("/=7(45246)4-(0.6x77340)=82014/V•mm

(5)确定危险截面及校核强度

截面1・1、2・2所受的转矩相同,但弯矩，并且轴上还有键槽，故1-1可能为危险截面。但

由于也应该对截面2-2校核

1-1截面

2-2截面

许用弯曲应力，满足条件，故设计的轴有足够的强度，并有一定余量。

4.4圆柱齿轮传动设计

4.4.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数

(1)选直齿圆柱齿轮传动。

(2)水果去皮机中齿轮的转速低而且传送的功率不高⑺，选精度为8级的大小齿轮。

(3)选择经调质处理的40Cr为小齿轮材料，用经调质处理的40Cr制造的小齿轮硬

度为280HBS,选经调质处理的40Cr为大齿轮材料，用经调质处理的40Cr制造的大齿轮

的硬度为240HBSo

(4)小齿轮齿数取Zi=17,大齿轮齿数Z2=2.1X17=35.7,取ZZ=35

10

4.4.2按齿面接触强度设计

由设计计算《机械设计》公式(10-9a)⑻进行试算，即

九32.32解百面

式(4-3)

确定公式内的各计算数值，试选载荷系数Ki=1.3。

(1)计算小齿轮传递的扭矩。

95.5x105?,95.5x105x10

Nmm—10.08x104Nmm

4-947

由《机械设计》表1()-7选取齿宽系数加=1；

由《机械设计》表10-6查得材料的弹性影响系数。

查阅《机械设计》，按齿面硬度查得大齿轮的接触疲劳强度极限*min是650兆帕；小

齿轮的接触疲劳强度极限。是600兆帕。

按照《机械设计》中式10-13计算应力循环次数，按三年的工作寿命，每年工作三百

天。

由《机械设计》图10-19取接触疲劳寿命系数KHM=0.90；KHN2=0.95O

(2)计算接触疲劳许用应力

取失效概率为1%,安全系数S=l,由《机械设计》式得

试算小齿轮分度圆直径d1a，代入中最小值。

Ma=64.4507H771

(3)计算圆周速度V。

7rdia几17T64.45x947

v=--------------=-------------------m/s=3.19m/s

60x100060x1000//

(4)计算齿宽b。

b=（f）d•dia=1x64.45inm=64.450rnm

计算齿宽与齿高之比

模数：

d_64.45

la=3.791mm

Zi17

齿高:

h=2.25mt=2.25x3.791=8.530mm

b

-=7.556

n.

(5)计算载荷系数

11

按照精度为8级，V取每分钟8.69转，查得动载系数Kv是1.16,直齿轮，；

查阅《机械设计》得使用系数KA是1.25；

查阅《机械设计》得精度是8级、小齿轮的相对支承非对称布置时，。

由4=7.555,5=1423查《机械设计》图10-13得分6=1.35;故载荷系数

按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式(10-10a)得

K11.697

d]=d]a—=64.45X«.=70.315tnin

1.3

(6)计算模数m

(L70.315

mx=—=-m--m---=4.14mm

17

设计按照齿根弯曲强度

查阅《机械设计》中式(10-5)得弯曲强度的计算公式为

式(4-4)

由《机械设计》中图10-20C查得大齿轮的弯曲强度极限o>E2=380MPa；小齿轮的弯曲

疲劳强度极限OFEI=500MPa;

(7)计算弯曲疲劳许用应力。

取S=1.4,由《机械设计》中式(10-12)得

(8)计算载荷系数K。

查取齿形系数，由《机械设计》表1()-5查得=2.97；。

查取应力校正系数，由《机械设计》表10-5查得=1.52；o

4.5低速轴设计与校核

4.5.1低速轴的结构设计

(1)作用在大齿轮上的力，这两个齿轮之间的作用力的正相关关系。

Fa2=Fri=230.197?/

Fr2=F0i=91.346/V

F(2=Ftl=680.436N

大齿轮上运动动力参数：

功率「2=0.029KW转速n2=8.69r/minT2=46.28N•mm

(2)低速轴的设计过程

最小直径的初步估计

12

d啡幅式(4-5)

最小直径安装输出耦合器

(3)低速轴的结构设计

为了使轴向位置的定位更精确，在轴的方向上，在I级到n级中，在每一个相同的时

刻，单个只能确定单个轴肩。所以用轴端挡环去定位n到HI段的册力=26所的左端，挡

环的直径D取28亳米是用轴端直径得出的，取LT为50毫米作为I到II段的长度。

这样的轴承起两个作用，一是轴向力的传导作用，二是传递出作用。所以选用单向双

排锥滚动轴承，按册-〃=26mm,查阅机械设计手册，选用型号为30206的单、双排圆锥

滚动止推轴承，它的尺寸是dx。XT=30m?nx62nunx17.25mm,所以设置直径10毫米的

挡边油圈在滚动止推轴承的右边，选"〃­〃/=18mm。由轴承手册查询，取=36m77i

取安装在齿轮上的轴段N~V的直径dw〜=34mm,安装一个套筒在齿轮轴的左边，轴

肩的h>0.07d,取4毫米作为轴肩的高度h,则想_打=42mnu轴环宽度b工1.4h，取"_以二

8mmo

UJI轴段参照上一条轴线的设计原理，取5一〃=65mm

根据齿轮轴和支座的壁间距和支座之间的安装，取，〃=357mn,取外径是40mm,内

径是15mm的挡板忧患安在支座和齿轮箱之间。

%一〃=8。加根是减速器的对称性，也是空间要求。

通过初步的方法，得到了低速轴各段的直径和总长度。

图4-6低速轴结构示意图

轴系上各零件间的周向定位：

选择的平面按键大小bxhxl=6mmx6mmx40mm,半接触接头和轴套的过渡间隙的

匹配因数是台。选频为轴套的直径尺寸公差。

K6

查表格决定轴中线和斜面大小V

取IX45。为一般轴端倒角，轴肩VI的圆角是R1.5,其他的都是R1。

4.5.2低速轴的受力分析

(1)画轴的受力分析图和载荷图

轴的最小弯矩曲线图和最大扭矩图是由轴的受力计算和简化图得到的。

13

十%n。

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巴

7(e)扭距图

图4-7受力分析图和载荷图

选取的轴承是单排双锥形滚子轴承，型号是30206型，它的宽度是13.8mm。所以，得

出圆柱形支座与梁连线的有效支撑跨度是L2+L3=52+104=156mm。

4.5.3低速轴的校核

从图中可以得出，另一个最危险的截面是C节。C节每个面板的截面弯矩值如下表4-

1所示。

表4-1截面C处弯矩值列表

载荷垂直面V水平面H

14

支反力F(N)FNVZ=226.812FNH2=-76.165

弯矩M(N-mm)Mv=-23588.448MH2=7921.16

总弯矩(N-mm)Mi村+喝=25145.356+M/=24882.919

扭矩TT2=46280

(1)按弯扭矩合成应力校核轴的强度

检查危险可以从截面系数C和轴的单向弯曲强度考虑。脉动周期的应力包含轴向旋转

和扭转切应力。取火=0.6,轴的单向计算力是

JM2+(⑺2425145.356)2+(。6x46280)

=11.56SM匕

W3240.279

抗弯截面系数W是由罄-半产式计算的。

322d

经过调质的45号奥氏体是轴承的材料，表15-1所示J=60M七，因此"a<[j]，

故其使用较为安全。

(2)精确校核轴的强度

从图4-4中可以观察分析，最危险的部分很容易认为是第四剖面。

在截面的IV左侧计算抗弯的截面系数和抗扭的截面系数

抗弯的截面系数：

W=O.ld3=0.1x353=4287.57nm3

抗扭的截面系数：

33

WT=0.2d=0.2x353=8575mm

截面IV左侧的弯矩M为：

52.28

M=25145.356X。=11605.549N-mm

截面IV上的扭矩T2为:

T2=46280N-mm

截面上的弯曲应力：

M11605.549

MP°=2.707MP

诙=布=4287.5a

截面上的扭转切应力：

T46280

“京2=诙喳=5-379%

选用经过调质处理的45号刚作为所有轴的主要材料，查得益=640M也是抗拉强度极

限，抗弯击疲劳性能极限L】=275M%,剪切冲击疲劳特性极限J】=155M%截面上的由于

轴肩拉伸而所形成应力的理论应力集中系数外,%,按机械设计手册附表3-2查取。

13^=-^=0.033,*1=1.2,经带值后查得:%=2.3,%=1.7。

查机械设计手册可得轴向的材料的刚性系数为：q.=0.73,%=0.8。

故有效的应力集中系数，由课本式得到有

15

K。=1+qa(aff-1)=1+0.73x[23-1)=1.949

七=1+qx(ax-1)=1+0.8x(1.7-1)=1.56

查得尺寸系数％=0.81,扭转尺寸系数％=0.88

表面质量系数都是隹=肉=092在这三个点上。

轴末径表面经强化处理，即为=1，那么，该组合系数可以由公式得到。

1.9491

-1=-T--4--1=2.493

J=针瓦-0.810.92

k11.561

T-1=+-1=1.860

%=£+瓦.0.880.92

又有碳钢的特性系数，

取0b=0.10r=0.05

计算安全系数Sa值，按课本式(15-6)~(15-8)得

rj_275

=Kaaa4-(paam=2.493x2.7074-0.1x0

(T-1155

s=______：____=30.07

S397S379

K』a+九Tm1.86X+0.05X

SB40.75x30.07

S,。=,=/==24.20»S=1.5

JS]+S.V40.752+30.072

故可知其安全

截IV右侧

弯曲断面系数是w,按照卜.列所示的公式计算。

W=O.ld3=0.1x383=5487.2m?n3

抗扭系数

333

WT=0.2d=0.2x38=10974.4mm

弯矩M及弯曲应力为

M=11605.549N-mm

M11605.549

=2.115M以

W5487.2

扭矩T2及扭转切应力为

T2=46280/V•mm

T2_46280

W^r=10974.4=4.217M%

过盈配合处哗用插值法求出，并唠

轴按磨削方式加工，表面质量系数为

=仇=0.92

故得综合系数为

16

k11

尤丁a+匹T=2"屈-1=2.587

kT11

KT=—+—-1=2+——-1=2.087

eTpT0.92

因此，在断面IV的右边，轴的安全系数是

275

S。=--------=-------------------=50.260

°Kaaa+4>aom2.587x2.115+0.1x0

因此，面IV处，抗拉强度在轴的方向上也有，而且是很强的。不检验轴向应力一静力,

应力一循环应力在轴向上是不对称。

4.6轴上滚动轴承的选型

4.6.1高速轴上滚动轴承的选型

(1)求比值

@=±21=044

Fn10.98

从表13-5可以看出，角接触球轴承的最大e值是0.56,因此胃<e

(2)初步计算当量动载荷P

依据《机械式设计》中式(13-8a)得P=/p(XFr+yFa)

依据表13-6,得fp=10~1.2,选择fp=1.2

依据表13-5,X=l,Y=0,则

P=1.2x(1x10.98+0x4,79)=13.18N

(3)求轴承应有的基本额定载荷值

根据《机械式设计》式(13-6)

C==13.18X1。笑；。。。=50.6N

(4)验算轴承的寿命

查阅设计手册选7000AC轴承，它的C=29.33KN。C0r=43.18KN是它的标称基本静载

荷。

依据《机械式设计》中式(13-5)

Lh第(§)s=^x(迎)3»5000h

7

60nP60X19013.18

满足7000AC型角接触球轴承要求。

4.6.2低速轴上滚动轴承的选型

(I)求比值

F2_10.98

a=2.29

瓦二7用

17

按照机械设计表13-5,e=0.56是角接触球轴承的最大e值，因此铲＞e

卜r2

(2)初步计算当量动载荷P

依据《机械设计》中式(13-8a)得P=/p(X/r+V/a)

依据表13-6,得fp=LO〜1.2,选择fp=1.2

依据表135得XR.44,按照机械设计要求，要在已知型号和已知基本额定CO静载

荷的情况下才能计算Y值。先取Y=1.2是近似中间值，然后