水果分選機設計含

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1、 畢業(yè)設計（論文） 題目 水果分選機?設計 二級學院 重慶汽車學?院 專 業(yè) 機械設計制?造及其自動?化 班 級 2009級?機械設計5?班 學生姓名 學號 指導教師 職稱 時 間 2013年?5月20日?

2、 目 錄 摘要…………………………………………………………………………………………1 關鍵詞………………………………………………………………………………………1 1 前言………………………………………………………………………………………2 2 總體方案的?擬定…………………………………………………………………………3 2.1 原理分析…………………………………………………………………………3 2.2 總體結構設?計……………………………………………………………………5 2.3 各執(zhí)行機構?主要參數(shù)的?計算…………………………………………………6 2.4

3、 傳動裝置的?運動和動力?參數(shù)的計算?…………………………………………13 3 主要零件的?選擇和設計?………………………………………………………………15 3.1 皮帶傳動的?設計計算…………………………………………………………15 3.2 直齒圓柱齒?輪的設計計?算……………………………………………………17 3.3 滾子鏈傳動?的設計計算?………………………………………………………20 3.4 軸的設計計?算…………………………………………………………………21 3.4.1 高速軸的設?計計算……………………………………………………21 3.4.2 低速軸

4、的設?計計算……………………………………………………24 3.5 軸承的校核?……………………………………………………………………27 3.6 鍵的設計計?算與校核…………………………………………………………27 3.7 潤滑與密封?……………………………………………………………………28 3.8 主要缺點和?有待進一步?改進的地方?…………………………………………29 4 結束語…………………………………………………………………………………29 參考文獻………………………………………………………………………………31 致謝……………………………………………………………

5、………………………32 水果分選機?的設計 學 生： 指導老師： 摘 要：本文分析了?中國國內外?水果分級分?選機的研究?和發(fā)展現(xiàn)狀?，對未來進行?了展望，設計出了一?種新型水果?分級分選機?構。該水果分級?分選機是由?分級滾筒、傳動機構和?電動機組成?。采用電動機?提供動力，通過帶輪傳?動機構，將運動和動?力傳送到直?齒圓柱齒輪?減速器，然后再通過?鏈輪傳動機?構，將所需的運?動和動力傳?送至分級滾?筒上，從而實現(xiàn)水?果的分選。整個機構簡?單且易于操?作，便于維護，提高了生產(chǎn)?效率，降低了勞動?強度，為實現(xiàn)水果?加工機械化?與規(guī)模化提?供了前提。

6、 關鍵詞：水果；形狀；分選機構；分級滾筒；  The desig?n of fruit? sorti?ng machi?ne Stude?nts: Tutor?: Abstr?act: This paper? analy?zes the prese?nt situa?tion of the Chine?se domes?tic and forei?gn fruit? sorti?ng machi?ne resea?rch and devel?opmen?t, on the futur?e prosp?ects, we desig?n a new type of frui

7、t? sorti?ng mecha?nism. The fruit? sorti?ng machi?ne is compo?sed of gradi?ng cylin?der, trans?missi?on mecha?nism and a motor?. The power? provi?ded by a motor?, throu?gh a belt pulle?y trans?missi?on mecha?nism, the movem?ent and power? is trans?mitte?d to the strai?ght tooth? cylin?drica?l gear r

8、educ?er, and then throu?gh the chain? wheel? trans?missi?on mecha?nism, the requi?red movem?ent and power? is trans?mitte?d to the class?ifica?tion on the drum, there?by we can reali?ze the separ?ation? of fruit?. The entir?e mecha?nism is simpl?e and easy to opera?te, easy to maint?ain, impro?ve pr

9、odu?ction? effic?iency?, reduc?e labor? inten?sity, which? help to achie?ve the fruit? proce?ssing? mecha?nizat?ion and scale? and to provi?de the premi?se. Key Words?: fruit?; shape?; the gradi?ng mecha?nism; gradi?ng cylin?der 1 前言 1.1 選題研究意?義 水果分選是?水果進入流?通領域的一?個重要環(huán)節(jié)?，直接關系到?水果生產(chǎn)的?效益。在市場經(jīng)濟?

10、高度發(fā)達的?今天，異地銷售、大宗農(nóng)產(chǎn)品?交易和農(nóng)產(chǎn)?品國際貿(mào)易?等均離不開?標準化。而水果分選?就是實現(xiàn)蘋?果商品標準?化的最基礎?的一步。我國是水果?生產(chǎn)大國，但絕大部分?蘋果來源于?農(nóng)村集體和?個體種植戶?，其品質差別?很大，加上采摘及?運輸過程中?不同程度的?損傷等影響?，給水果的分?選工作帶來?一定的困難?。目前蘋果分?選工作多由?人工完成，缺點是勞動?強度大，生產(chǎn)率低且?分選精度不?穩(wěn)定。采用微機控?制的機電一?體化設備來?代替人工作?業(yè)，可以實現(xiàn)蘋?果分選的自?動化，有效地提高?分選效率和?分選精度。因此，研究開發(fā)水?果采后的自?動化處理設?備，對蘋果進行?分級篩選然?后銷售或加?

11、工。 1.2 國內外水果?機械化發(fā)展?概況 我國是世界?水果生產(chǎn)消?費大國，但還不是水?果加工強國?。水果的品質?還難以完全?滿足國內外?消費者的要?求，水果市場主?要還在國內?。隨著我國加?入WTO，水果生產(chǎn)銷?售面臨著激?烈的全球市?場競爭，因此必須盡?快提升我國?水果種植和?加工的水平?，縮短與國外?的差距。近幾十年來?，我國的水果?加工水平提?高緩慢，主要是我國?的水果機械?加工技術水?平落后造成?的。20世紀5?0年代以前?，我國幾乎沒?有食品機械?工業(yè)，更不用說水?果加工。水果的生產(chǎn)?加工主要以?手工操作為?主，基本屬于傳?統(tǒng)作坊生產(chǎn)?方式。僅在沿海一?些大城市有?少量工業(yè)化

12、?生產(chǎn)方式的?水果加工廠?，所用設備幾?乎是國外設?備。進入20世?紀50～70年代，水果加工業(yè)?及水果機械?行業(yè)得到一?定的發(fā)展，全國各地新?建了一大批?水果加工工?廠。但這樣依然?沒有從根本?上改變水果?加工落后的?面貌，這些加工廠?尚處于半機?械半手工的?生產(chǎn)方式，機械加工僅?用于一些主?要的工序中?，而其他生產(chǎn)?工序仍沿用?傳統(tǒng)的手工?操作方式。到了20世?紀80年代?以后，水果工業(yè)發(fā)?展迅速。這得益于8?0年代以后?的改革開放?政策。隨著外資的?引入，出現(xiàn)很多獨?資、合資等形式?的外商水果?加工企業(yè)。這些企業(yè)在?將先進的水?果生產(chǎn)技術?引進國內的?同時，也將大量先?進的水果機?械帶入

13、國內?。再加上社會?對水果加工?質量、品種、數(shù)量要求的?不斷提高，極大地推進?了我國水果?工業(yè)以及水?果機械制造?業(yè)的發(fā)展。通過消化吸?收國外先進?的水果機械?技術，使我國的水?果機械工業(yè)?的發(fā)展水平?得到很大提?高。20世紀8?0年代中期?，我國水果工?業(yè)實現(xiàn)了機?械化和自動?化。進入20世?紀90年代?以后，又進行了新?一輪的技術?改造工程。在這一輪的?技術改造工?程中，許多水果加?工廠對設備?進行了更新?換代，或直接引進?全套的國外?先進設備，或采用國內?廠家消化吸?收生產(chǎn)出的?新型機械設?備。經(jīng)過兩輪的?技術改造工?程，極大推進了?我國水果機?械工業(yè)的發(fā)?展，水果機械工?業(yè)現(xiàn)已形成?門

14、類齊全、品種配套的?產(chǎn)業(yè)，已經(jīng)為機械?工業(yè)中的重?要產(chǎn)業(yè)之一?。 1.3 國內水果機?械化未來發(fā)?展方向 水果在中國?食品產(chǎn)業(yè)占?有重要地位?，隨著社會發(fā)?展和進步，水果不但是?人們生活的?必需品，而且對經(jīng)濟?起了很好的?作用，而水果分選?機是水果生?產(chǎn)中的一種?主要機械。 21世紀，中國將實現(xiàn)?水果生產(chǎn)和?加工全程機?械化，以滿足水果?生產(chǎn)規(guī)?；?、經(jīng)營產(chǎn)業(yè)化?、水果產(chǎn)品多?元化、水果質量無?公害化的要?求。水果機械將?集機、電、液于一體，向智能化、自動化跨越?。 1.4 目前國內常?見的水果分?選機主要有?以下幾種類?型 目前我國水?果業(yè)生產(chǎn)上?使用的分選?機類型很多?，大小

15、不一。根據(jù)水果檢?測指標的不?同，水果分選機?大致可以分?為大小分選?機、重量分選機?、外觀品質分?選機和內部?品質分選機?。本課題主要?研究的是大?小分選機，而根據(jù)其結?構和工作原?理的不同，大小分選機?可分為篩子?分選機、回轉帶分選?機、輥軸分選機?、滾筒式分選?機。 2 總體方案的?擬定 2.1 原理分析 分選機上的?分級裝置的?孔眼的大小?和形狀必須?根椐水果的?大小、形狀和產(chǎn)品?工藝要求確?定。特別注意分?級級數(shù)的設?計計算，提高分選質?量，以保證后序?工序的順利?進行。水果分選機?是由分選機?構、傳動機構和?電動機組成?。水果分選時?將水果運送?至進料斗，然后流入到?分級

16、滾筒或?擺動篩中，使水果在滾?筒里滾轉和?移動或在擺?動篩中作相?對運動，并在此過程?中通過相應?的孔流出，以達到分級?目的。 2.1.1 方案選擇 為了實現(xiàn)預?定的功用，有兩套方案?可以實現(xiàn)：(參見圖1、圖2) 方案一 采用擺動篩?式進行水果?的分選 圖1方案一? 示意圖 Fig1 The figur?e of progr?am 1 方案二 采用滾筒式?進行水果分?選 圖2 方案二 示意圖 Fig2 The figur?e of progr?am 2 2.1.2 方案的比較? 方案一采用?擺動篩式來?進行水果的?分選，其機械振動?裝置由皮帶?傳動使偏心?輪

17、回轉，偏心輪帶動?曲柄連桿機?構實現(xiàn)機體?的直線往返?式擺動。擺動篩分選?機的優(yōu)點為?：結構簡單，制造、安裝容易；篩面調整方?便，利用率高；以直線往復?擺動為主。振動為輔，對物料損傷?少；適用多物料?及同一物料?多種不同規(guī)?格的分級。缺點為：動力平衡困?難，噪音大，清洗不方便?等。方案二采用?滾筒式來進?行水果的分?選，其滾筒由摩?擦輪帶動，物料通過料?斗流入到滾?筒時，在其間滾轉?和移動，并在此過程?中通過相應?的孔流出，以達到分級?目的。滾動式分選?機的優(yōu)點為?：結構簡單，分級效率高?，工作平穩(wěn)，不存在動力?不平衡現(xiàn)象?。缺點為：機器占地面?積大，篩面利用率?低；由于篩孔調?整困難，對原料

18、的適?應性差。本課題研究?的主要目的?是實現(xiàn)水果?生產(chǎn)的規(guī)模?化和機械化?，而且主要針?對單一物料?進行分級，對水果的損?傷情況不做?過多要求，故采用方案?二比較合理?。 2.2 總體結構設?計 2.2.1 總體結構 總體結構分?為以下主要?部分（如圖3所示?）： 進料斗、滾筒、收集料斗、機架、傳動裝置、摩擦輪等。 圖3 水果分選機?結構圖 Fig3 The princ?iple figur?e of the struc?ture of the fruit? sorte?r 2.2.2 傳動路線 水果分選機?的傳動路線?如圖4所示?，該機構是通?過電動機驅?動

19、皮帶傳動?，將運動和動?力直齒圓柱?齒輪減速器?，通過減速器?減速后，再由鏈輪傳?動機構將運?動和動力傳?遞給摩擦輪?，在摩擦輪的?帶動下，以實現(xiàn)對水?果的分級。 1.電機 2.皮帶輪 3.摩擦輪 4.摩擦輪軸 5.單級直齒圓?柱齒輪減速?器 6.鏈傳動 圖4 水果分選機?的傳動路線? Fig4 The trans?missi?on route? of the fruit? sorte?r 2.3 各執(zhí)行機構?主要參數(shù)的?計算 2.3.1 滾筒設計 考慮到水果?大小形狀的?差異，將滾筒的分?級情況定為?6級。在實際分級?中，可以將相鄰?的兩級料斗?合為一級，以滿足不同?分

20、級的需要??，F(xiàn)在設計采?用5節(jié)篩筒?，6級分級。 2.3.2 滾筒孔眼總?數(shù)的確定 生產(chǎn)能力G?可由下式計?算： G＝ 3600z?λm／1000×1000 （2-1） 式中：z為滾筒上?的孔眼總數(shù)?；G為生產(chǎn)能?力；λ為在同一?秒內從篩孔?掉下物料的?系數(shù)，因分選機型?和物料性質?不同而異，滾筒式可取?1．0％～2．5％；m為物料的?平均質量。 根據(jù)設計要?求給定的參?數(shù)G=12 t/h，m=400g，λ= 2.0％ 可求出z =1000×1000G?／3600λ?m =1000×1000×

21、12／3600×0.02×400 =417（個） 2.3.3 滾筒直徑D?、長度L以及?各級排數(shù)P?和各排孔數(shù)?Z的確定 在生產(chǎn)能力?已知的情況?下，通過式（2-1）求取的Z為?滾筒上所需?的孔數(shù)。但由于各級?篩孔孔徑不?同而滾筒直?徑相同，所以這個總?孔數(shù)不能平?均分配在各?級中，而應根據(jù)工?藝的要求分?成不同直徑?的若干級別?，再依級數(shù)設?每級排數(shù)以?確定同一級?每排篩孔數(shù)?。若把滾筒展?開成平面，則其關系為? 每級孔數(shù)=排數(shù)×每排孔數(shù) 每級長度=（每級篩孔直?徑×每排孔數(shù)）＋（篩孔間隙×各排孔數(shù)） 則 滾筒的圓周?長度=（排數(shù)×各級孔徑）＋（排數(shù)×

22、孔徑） 理論上，每級的孔數(shù)?之和等于總?孔數(shù)Z，每級長度之?和是所設計?的滾筒長度?，但這樣設計?計算各級滾?筒的直徑各?不相同，無法連接在?一起。因此一般取?滾筒中直徑?較大的一級?作為整個滾?筒的直徑。 初步確定滾?筒直徑和長?度后，用D:L=1:4～6進行校核?，若不在此范?圍內，就應重新調?整每級排數(shù)?或孔數(shù)，直至達到此?比例范圍內?為止。一般若L﹥6D，則可適當增?加排數(shù)，減少每排孔?數(shù)；若L﹤6D，則應增加每?排孔數(shù)，減少排數(shù)。 現(xiàn)在由分選?所需水果的?需求，對篩筒孔徑?作如下估計?： 表1 篩孔孔徑的?參數(shù) Table? 2 the param?eter of scre

23、e?n size 篩孔 孔徑長×寬（mm） 孔隙（mm） 粒徑分布比?例系數(shù)ai? 軸向分布比?例系數(shù)bi? 第一級 80×40 15 1/8 1/2 第二級 85×45 20 1/2 1/4 第三級 90×50 25 1/4 1/8 第四級 95×55 30 1/8 1/8 第五級 100×60 35 1/8 1/8 2.3.4 各級篩孔數(shù)?的計算 （1）各級篩孔的?孔數(shù) Z1=ai bi Z。

24、 （2-2） 式中：Z1—每個篩孔的?個數(shù)，個； ai—原料粒徑分?布比例系數(shù)?； bi—原料沿滾筒?軸向分布比?例系數(shù)； Z?！鶞士讛?shù)，個。 （2）基準孔數(shù)為? Z。=Z/∑ai bi （2-3） 則 Z。=417 /（ 1/8×1/2＋1/2×1/4＋1/4×1/8＋1/8×1/8＋1/8×1/8）=166

25、8（個） 則，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）篩孔排數(shù)與?每排孔數(shù)的?計算 已知u = L/D （2-4） 式中：u—長度與直徑?之比； L—滾筒的長度?，m； D—滾筒的直徑?，m。

26、 又知滾筒的?長度可表示?為 L=∑Li =1/P0∑Zi/Ci(di＋ei) （2-5） 式中：P0—基準排數(shù)，通常以第一?級為基準； di—各級篩孔的?直徑，m； ei—個級篩孔的?孔徑，m； Ci—篩孔的直徑?及間隙對排?數(shù)的影響比?例系數(shù)。 又知CI= P1／P0 （2-6） 式中：P1—各級篩孔的?排數(shù) 因 Si= di＋ei 故 Pi=2πD / Si 則將這些轉?換式對L=∑Li =1/P0∑Zi/Ci(di

27、＋ei)進行化簡，得 L=2πD / Si〔Z1(d1＋e1)2＋Z2(d2＋e2)2＋Z3(d3＋e3)2＋Z4(d4＋e4)2＋Z5(d5＋e5)2〕 又估計u = L/D=4 則D= 1/4L 則L2=2 / π〔104×(0.080＋0.015)2＋209×(0.085＋0.020)2＋52×(0.090＋0.025)2＋26×(0.095＋0.030)2＋26×(0.100＋0.035)2〕 解得L=2.3 m 則D= 1/4L=0.575 m 則由Pi=2πD / Si ，得 P1=2π×0.575 / (0.080＋0.015)=23 P2=2π×0.575

28、 / (0.085＋0.020)=20 P3=2π×0.575 / (0.090＋0.025)=18 P4=2π×0.575 / (0.095＋0.030)=17 P5=2π×0.575 / (0.100＋0.035)=15 由此可得各?級滾筒每排?孔數(shù)： 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 經(jīng)圓整后，各級滾筒每?排的孔數(shù)為?： ZP1=4

29、 ZP2=7 ZP3=3 ZP4=3 ZP5=2 （4）滾筒直徑的?確定 各級滾筒的?周長為 li = /2 (di＋ei)Pi （2-7） l1 = √3/2 (d1＋e1)P1=/2 (0.080＋0.015)×23=1.892 m l2 = √3/2 (d2＋e2)P2=/2 (0.085＋0.020)×20=1.819 m l3 = √3/2 (d3＋e3)P3=/2 (0.090＋0.025)×18=1.793 m l4 = √3/2 (d4

30、＋e4)P4=/2 (0.095＋0.030)×17=1.840 m l5 = √3/2 (d5＋e5)P5=/2 (0.100＋0.035)×15=1.754 m 各級計算周?長中，最長的作為?整個滾筒的?周長，則l=1.892 m。 （5）篩孔間隙修?正 因為各級計?算周長與確?定的滾筒軸?長l存在差?值，則按下式修?正： ei=2l/ Pi－di （2-8） 則 e1 =2×1.892/×23－0.080 =0.015 e2 =2×1.89

31、2/×20－0.085 =0.024 e3 =2×1.892/×18－0.090 =0.031 e4 =2×1.892/×17－0.095 =0.034 e5 =2×1.892/×15－0.100 =0.046 （6）滾筒直徑 D=l/π （2-9） 則 D=1.892/π=0.60 m （7）長徑比驗算? 總長度的確?定，應將各級的?一側邊緣尺?寸fi計入?，因此

32、 L=∑Li＋∑fi （2-10） 又知 fi= Si ／2=1/2(di＋ei) （2-11） 則滾筒的長?度為 L=∑ZPi(di＋ei)＋1/2∑(di＋ei) （2-12） 則 L=∑ZPi(di＋ei)＋1/2∑(di＋ei) （2-13） L=〔4×(0.080＋0.015)＋7×(0.085

33、＋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 將計算出的?滾筒長度和?直徑代入長?徑比公式中?進行驗算，若不超過規(guī)?定長度比的?5％，則可確定長?度和直徑；否則要重新?進行校正。 由計算知 D=0.60 m L=2.393 m 則u = L/D=2.393/0.60=3.99 規(guī)定的u = L/D=4 則相差值為?4-3.99=0.01＜5％，符合要

34、求。 故可確定滾?筒 D=0.60 m L=2.393 m 2.3.5 轉速n及水?平傾角a的?確定 滾筒的轉速?影響分級效?率及生產(chǎn)能?力，而滾筒的轉?速取決于直?徑。滾筒一般呈?傾斜放置，則通常轉速?可由以下公?式確定： n = 12～14 /√R （2-14） 則由前面滾?筒尺寸參數(shù)?計算中，知D=0.60 m，根據(jù)公式可?得本設計中?的轉速范圍? n = 12～14 /√R=12～14 /√0.60=15～18 r/min 又考慮滾筒?的轉速一般?為1

35、0～15 r/min，一般不超過?30 r/min。在結合實際?生產(chǎn)需求，最終確定滾?筒的轉速n?=18 r/min。 由上式可知?，n與√R成反比，即滾筒直徑?越大，其轉速越小?。 而滾筒的傾?角a與滾筒?的長度有關?，一般約為3? o～5 o，長的滾筒取?小值，短的取大值?。本設計中滾?筒的長度為?L=2.393 m，結合實際生?產(chǎn)的需要，取a=4 o。 2.3.6 滾輪和摩擦?輪 滾輪和摩擦?輪工作時，滾圈的動力?是由摩擦輪?與之摩擦所?產(chǎn)生的，她們是一對?相對運動的?部件。通常為了維?修及更換零?件的方便，在設計上，摩擦輪所選?擇的材料要?比滾圈耐磨?性差，以便把磨

36、損?落在摩擦輪?上。摩擦輪和滾?圈的結構如?圖5所示。 滾圈的常用?材料為Q2?35、Q255、40號碳素?鋼。摩擦輪的材?料常為HT?250、HT200?等。這里取滾圈?的材料為Q?235，摩擦輪的材?料為HT2?00。 摩擦輪的寬?度b一般比?滾圈寬度B?大30～40 mm，以補償筒體?熱脹冷縮和?軸向竄動的?需要，經(jīng)計算摩擦?輪外徑為d?=375 mm，寬度為90? mm（由與滾圈寬?60 mm關系式?計算得出）。 1.滾筒 2.摩擦輪 3.滾圈 圖5 摩擦輪與滾?圈 Fig5 The frict?ion wheel? and the rolli?ng ring

37、2.3.7 功率計算 對于摩擦輪?傳動式，其功率可用?下式計算： P=Rn(m1＋13m2)g/60η （2-15） 式中：P—滾筒轉動所?需要的電動?機功率，W； R—滾筒內半徑?，m； n—滾筒轉速，r/min； m1—滾筒本身質?量，kg； m2—滾筒內原料?質量，kg； η—傳動效率，一般取0.6～0.7。本設計中取?η=0.6。 m2=πR2Lr?1Φ

38、 （2-16） 式中：L—滾筒的長度?，m； r1—物料的密度?，kg/m3； Φ—物料在滾筒?中的填充系?數(shù)，一般為0.05～0.10。 在本設計中?，所涉及的滾?筒用來篩選?水果，按其平均質?量和半徑，估算出物料?密度1.2×103 kg/m3，填充系數(shù)選?取Φ=0.07，則 m2=πR2Lr?1Φ=3.14×﹙（0.60-0.002×2）/2﹚2×2.393×1.2×103×0.07=56 kg 將以上結果?代入滾筒轉?動時所需的?電動機功率?P的計算公?式中： P=Rn(m1＋13m2)g/60η =﹙（0.60-0.0

39、02×2）/2﹚×18×(62＋13×56) ×9.81/60×0.6=1155 W 2.3.8 篩孔的設計? 篩孔是分選?機械的主要?工作部分，其優(yōu)劣程度?直接影響分?級效果。篩孔有正方?形、矩形、正三角形等?排列。經(jīng)計算，正三角形排?列篩面的有?效系數(shù)比正?方形排列增?加16％，如圖6所示?，其有效篩面?面積更大，故在設計中?采取正三角?形排列。 圖6 正三角形排?列 Fig6 The equil?atera?l trian?gle arran?gemen?t 2.3.9 選擇電動機? （1）選擇電動機?類型和結構?形式 生產(chǎn)單位一?般用三相交?流電源，如無特殊要?求

40、(如在較大范?圍內平穩(wěn)地?調速，經(jīng)常起動和?反轉等)，通常都采用?三相交流異?步電動機。我國已制訂?統(tǒng)一標準的?Y系列是一?般用途的全?封閉自扇冷?鼠籠型三相?異步電動機?，適用于不易?燃、不易爆、無腐蝕性氣?體和無特殊?要求的機械?，如金屬切削?機床、風機、輸送機、攪拌機、農(nóng)業(yè)機械和?食品機械等?。由于Y系列?電動機還具?有較好的起?動性能，因此也適用?于某些對起?動轉矩有較?高要求的機?械(如壓縮機等?)。在經(jīng)常起動?，制動和反轉?的場合，要求電動機?轉動慣量小?和過載能力?大，此時宜選用?起重及冶金?用的YZ型?或YZR型?三相異步電?動機。 三相交流異?步電動機根?據(jù)其額定功

41、?率(指連續(xù)運轉?下電機發(fā)熱?不超過許可?溫升的最大?功率，其數(shù)值標在?電動機銘牌?上)和滿載轉速?(指負荷相當?于額定功率?時的電動機?轉速，當負荷減小?時，電機實際轉?速略有升高?，但不會超過?同步轉速——磁場轉速)的不同，具有系列型?號。為適應不同?的安裝需要?，同一類型的?電動機結構?又制成若干?種安裝形式?。各型號電動?機的技術數(shù)?據(jù)(如額定功率?、滿載轉速、堵轉轉矩與?額定轉矩之?比、最大轉矩與?額定轉矩之?比等)、外形及安裝?尺寸可查閱?產(chǎn)品目錄或?有關機械設?計手冊。 按已知的工?作要求和條?件，選用Y型全?封閉籠型三?相異步電動?機。 （2）選擇電動機?類型的功率? 由

42、前面設計?計算已知，工作機所需?的電動機輸?出功率為 P工作輸出?=1.155 KW 電動機至運?輸帶之間的?總效率為 η總=η皮帶η齒?輪η3滾動?軸承η鏈輪?η2摩擦輪? =0.96×0.97×0.993×0.96×0.902 =0.703 所以電動機?的輸入功率?為 P電動機輸?入= P工作輸出?/η總 =1.155/0.703

43、 =1.64 kW （3）初選同步轉?速為750? r/min的電?動機 由P電動機?輸入≤P電動機額?定，故根據(jù)《機械設計課?程設計手冊?》表12-1，選擇電動機?型號為Y1?32S-8，其額定功率?為2.2 KW，滿載轉速為?710 r/min，即 P電動機額?定=2.2 kW n電動機額?定=710 r/min 2.4 傳動裝置的?運動和動力?參數(shù)的計算? 2.4.1 各傳動裝置?的總傳動比?及各軸轉速?的計算的計?算 分配各級傳?動比時應考?慮的問題： （1）各級傳動比?機構的傳動?比應在推薦?值的范圍內?，不應超

44、過最?大值，已利于發(fā)揮?其性能，并使其結構?緊湊。 （2）應使各級傳?動的結構尺?寸協(xié)調、勻稱。例如：由V帶傳動?和齒輪傳動?組成的傳動?裝置，V帶傳動的?傳動比不能?過大，否則會使大?帶輪半徑超?過變速器的?中心高，造成尺寸不?協(xié)調，并給機座設?計和安裝帶?來困難。 （3）應使傳動裝?置外廓尺寸?緊湊，重量輕。在相同的總?中心距和總?傳動比情況?下， 具有較小的?外廓尺寸。 （4）在變速器實?際中常使各?級大齒輪直?徑相近，使大齒輪有?相近的侵油?深度。高、 低速兩極大?齒輪直徑相?近，且低速級大?齒輪直徑稍?大，其侵油深度?也稍深些有?利于侵油潤?滑。 （5）應避免傳動?零件之

45、間發(fā)?生干涉碰撞?。高速級大齒?輪與低速軸?發(fā)生干涉，當高速級傳?動比過大時?就可能產(chǎn)生?這種情況。除考慮上訴?幾點還要理?論聯(lián)系實際?，思考機器的?工作環(huán)境、安裝等特殊?因素。這樣我們就?可以通過實?測與理論計?算來分配各?級的傳動比?了。 電動機的滿?載轉速為7?10 r/min, 要求的輸出?為18r/min，則總的傳動?比為： nm / n=710/18≈39.44 V帶傳動比?常用范圍i?≤7； 圓柱齒輪傳?動單級減速?器傳動比的?范圍i≤4～6； 鏈傳動傳動?比的范圍i?≤6； 摩擦輪傳動?傳動比的范?圍i≤5。 故設計分配?傳動比如下?： 第一級V帶?傳動比

46、i1=3； 第二級齒輪?傳動傳動比? i2=4； 第三級鏈傳?動傳動比 i3=2； 第二級摩擦?輪傳動傳動?比 i4=1.6。 電動機軸為?0軸，減速器高速?軸為1軸，低速軸為2?軸，摩擦輪軸為?3軸，各軸轉速為?： 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

47、 2.4.2 各軸輸入功?率的計算 機械效率分?布如下：V帶傳動η?1=0.96；滾動軸承η?2=0.99；圓柱齒輪傳?動η3=0.97；鏈傳動η4?=0.96；摩擦輪傳動?η5=0.90。各軸輸入功?率按電動機?額定功率計?算，各軸輸入功?率即： P0 = PW = 2.2 kW P1 = P0η1=2.2×0.96=2.11 kW P2 = P1η2η?3=2.11×0.99×0.97=2.03 kW P3 = P2η4 =2.03×0.96=1.95 kW P4 = P3η2η?5=1.95×0.99×0.90=1.74 kW 2.4.3 各軸轉矩的?計算 T0 =

48、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?選擇和設計? 3.1 皮帶傳動的?設計計算 根據(jù)設計可?知皮帶輪傳?動比為3，因傳動速度?較快，處于高速端?，故采用帶傳?動來提高傳?動的平穩(wěn)性?。并旋轉方向?一致 ，帶輪的傳動?是通過帶與?帶輪之間的?摩擦來實現(xiàn)?的。帶傳動具有?傳動平穩(wěn)，造

49、價低廉以?及緩沖吸振?等特點。根據(jù)槽面摩?擦原理，在同樣的張?緊力下，V帶傳動較?平帶傳動能?產(chǎn)生更大的?摩擦力。再加上V帶?傳動允許傳?動比較大，結構較緊湊?，以及V帶以?標準化并且?大量生產(chǎn)的?優(yōu)點，所以這里高?速軸傳動選?用V帶傳動?。 3.1.1 確定計算功?率 Pca 由《機械設計》表8-7 查得工作情?況系數(shù)K A =1.1 故 Pca = K A P = 1.1×2.2=2.42 kW 3.1.2 選擇V帶的?帶型 根據(jù)Pca?=2.42 KW,小帶輪轉速?n1=710r/min,由《機械設計》圖8-11選用A?型。 3.1.3 確定帶輪的?基準直徑d?d并驗算帶

50、?速v （1）初選小帶輪?的基準直徑?dd 由《機械設計》表8-6和表8-8，取基準直徑?dd1=140 mm。 （2）驗算帶速v? 按式v=πdd1 n1/60×1000驗?算帶的速度? v =πdd1 n1/60×1000 =π×140 ×710/60×1000 = 5.20 m/s 因為5 m/s

51、圓整為dd?2= 400 mm。 3.1.4 確定V帶的?中心距a和?基準長度L? d 根據(jù)公式0?.7（dd1 +dd2）≤a0 ≤2（dd1 + dd2）初步確定中?心距a0 =750mm? 由式： L’d=2a0+π/2×(dd1+ dd2)/+ (dd1- dd2)2/4a0 = 2×750+π/2×(140+400)+(400-140)2/4×750 = 2371 mm 由《機械設計》表8-2 選帶的基準?長度 Ld=2240 mm。 計算實際中?心距 a =a 0 +（L d- L’d）/2=750+（2240–2371

52、）/2=685 mm 3.1.5 驗算小帶輪?上的包角a?1 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 計算帶的根?數(shù)z （1）計算單根V?帶的額定功?率Pr 由dd1=140 mm和n1?=710r/min，查《機械設計》表8-4a得 P0=1.26 kW。 根據(jù)n1=710r/min，i=3和A型帶?，查《機械設計》表8-4b得 △P0=0.09 kW。 查《機械設計》表8-5得Ka=0.95，表8-2得KL=1.06，于是 Pr

53、=( P0+ △P0)·Ka·KL=(1.26+0.09)×0.95×1.06=1.36 kW （2）計算V帶的?根數(shù)z z= Pca/ Pr=2.42/1.36=1.78 取2根。 3.1.7 計算單根V?帶的初拉力?的最小值（FO）min 由《機械設計》表8-3得A型帶?的單位長度?質量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 計算軸壓力?FP 由式（FP）=2Z（FO ）min sin(a1

54、/2)=2×2×193×sin(158/2)=758N 3.1.9 帶輪的結構?設計 V 帶輪結構設?計從略。 3.1.10 帶的張緊裝?置 各種材質的?V 帶都不是完?全的彈性體?，在預緊力的?作用下，經(jīng)過一段時?間的運轉后?，就會由于塑?性變形而松?弛。使預緊力F?O 降低。為保證帶傳?動的能力，應定期張緊?。此處采用定?期張緊裝置?。 3.2 直齒圓柱齒?輪的設計計?算 3.2.1 選擇齒輪類?型、精度等級、材料及齒數(shù)? （1）按圖4所示?的傳動方案?，選用直齒圓?柱齒輪傳動?。 （2）滾筒為一般?工作機器，速度不高，故選用7級?精度（GB 10095?-88）

55、 （3）材料選擇。由《機械設計》表10-1選擇小齒?輪材料為4?0Cr（調質），硬度為28?0 HBS，大齒輪材料?為45鋼（調質）硬度為24?0 HBS，二者材料硬?度差為40? HBS。 （4）選小齒輪齒?數(shù)z1=24，大齒輪齒數(shù)?z2=4×24=96 3.2.2 按齒面接觸?強度設計 由設計計算?公式（10-9a）進行試算，即 d1t≥2.32 3√KT1/φd·(u±1)/u·(ZE/〔σH〕)2 （3-17） （1）確定公式內?的各計算數(shù)?值 試選載荷系?數(shù)Kt=1.3。 計算小齒輪?傳遞的轉矩?。 T

56、1 = 9550 P1/ n1=9550×2.11/237 =85.02 N·m=8.502×104 N·mm 由《機械設計》表10-7選取齒寬?系數(shù)φd=1.2。 由《機械設計》表10-6查得材料?的彈性影響?系數(shù)ZE=189.8 MPa1/2。 由《機械設計》圖10-21d按齒?面硬度查得?小齒輪的接?觸疲勞強度?極限σHl?im1=600MP?a；大齒輪的接?觸疲勞強度?極限σHl?im2=550MP?a。 由《機械設計》式10-13計算應?力循環(huán)次數(shù)? N1=60n1j?Lh=60×237×1×(2×8×300×15)=1.024×109 N1=1.024×109/4=0.

57、256×109 由《機械設計》圖10-19取接觸?疲勞壽命系?數(shù)KHN1?=0.90；KHN1=0.95。 計算接觸疲?勞許用應力?。 取失效概率?為1﹪，安全系數(shù)S?=1，由由《機械設計》式（10-12）得 〔σH〕1= KHN1σ?lim1/S=0.9×600 MPa=540 MPa 〔σH〕2= KHN2σ?lim2/S=0.95×550 MPa=522.5 MPa （2）計算 試算小齒輪?分度圓直徑?d1t，代入〔σH〕中較小的值?。 d1t≥2.32 3√KT1/φd·(u+1)/u·(ZE/〔σH〕)2=2.32 3√1.3×8.502×104/1.2·(4+1)/

58、4·(189.8/522.5)2=57.459 mm 計算圓周速?度v。 v =πd1t n1/60×1000 =π×57.459×237/60×1000 = 0.71 m/s 計算齒寬b?。 b =φd·d1t=1.2×57.459=68.951 mm 計算齒寬與?齒高之比b?/h。 模數(shù) mt= d1t/ z1=57.459/24=2.394 mm 齒高 h= 2.25 mt=2.25×2.39

59、4=5.39 mm b/h=68.951/5.39=12.79 計算載荷系?數(shù)。 根據(jù)v=0.71 m/s，7級精度，由《機械設計》圖10-8查得動載?荷系數(shù)Kv?=1.04； 直齒輪，KHa= KFa=1； 由《機械設計》表10-2查得使用?系數(shù)KA=1； 由《機械設計》表10-4用插值法?查得7級精?度、小齒輪相對?支承對稱布?置時，KHB=1.315。 由b/h=12.79，KHB=1.315查《機械設計》圖10-13得KF?B=1.28；故載荷系數(shù)? K= KA Kv KHa KHB=1×1.04×1×1.315=1.368 按實際的載?荷系數(shù)校正?所算得的分?度圓直

60、徑，由《機械設計》式（10-10a）得 d1= d1t 3√K/ Kt=57.459×3√1.368/ 1.3=58.436 mm 計算模數(shù) m。 m = d1/ z1=58.436/24=3.43 mm 3.2.3 按齒根彎曲?強度設計 由《機械設計》式（10-5）得彎曲強度?的設計公式?為 m≥3√2KT1/φd z12· (YFa YSa /〔σF〕) （3-18） （1）確定公式內?的各計算數(shù)?值 由《機械設計》圖10-20c查得?小齒輪的彎?曲疲勞強度?極限σFE?1=500 MPa；大齒輪的彎?曲強度極限?

61、σFE2=380 MPa； 由《機械設計》圖10-18取彎曲?疲勞壽命系?數(shù)KFN1?=0.85，KFN1=0.88； 計算彎曲疲?勞許用應力?。 取彎曲疲勞?安全系數(shù)S?=1.4，由《機械設計》式（10-12）得 〔σF〕1= KFN1σ?FE1/S=0.85×500/1.4 MPa=303.57 MPa 〔σF〕2= KFN2σ?FE2/S=0.88×380/1.4 MPa=238.86 MPa 計算載荷系?數(shù)K。 K= KA Kv KFa KFB=1×1.04×1×1.28=1.331 查取齒形系?數(shù)。 由《機械設計》表10-5查得 YFa1=2.65；YFa2=2.

62、196。 查取應力校?正系數(shù)。 由《機械設計》表10-5查得 YSa1=1.58；YSa2=1.786。 計算大、小齒輪的Y?Fa YSa /〔σF〕并加以比較?。 YFa1 YSa1 /〔σF〕=2.65×1.58/303.57=0.01379? YFa2 YSa2 /〔σF〕=2.196×1.786/238.86=0.01642? 大齒輪的數(shù)?值大。 （2）設計計算 m≥3√2×1.331×8.502×104 /1.2×242· (0.01642?)=1.75 mm 對于計算結?果，由齒面接觸?強度計算的?模數(shù)m大于?由齒根彎曲?疲勞強度計?算的模數(shù)，由于齒輪模?數(shù)m的

63、大小?主要取決于?彎曲強度所?決定的承載?能力，而齒面接觸?疲勞強度所?決定的承載?能力，僅與齒輪直?徑（即模數(shù)與齒?數(shù)的乘積）有關，可取由彎曲?強度算得的?模數(shù)1.75并就圓?整為標準值?m= 2.0 mm，按接觸強度?算得的分度?圓直徑d1?=58.436 mm，算出小齒輪?齒數(shù) z1 = d1/ m=58.436/2≈29 大齒輪齒數(shù)? z2 = 4×29=116 這樣設計出?的齒輪傳動?，既滿足了齒?面接觸疲勞?強度，又滿足了齒?根彎曲疲勞?強度，并做到結構?緊湊，避免浪費。 3.2.4 幾何尺寸計?算 （1）計算分度圓?直徑 d1=

64、 z1m=29×2=58 mm d2= z2m=116×2=232 mm （2）計算中心距? a = (d1+ d2)/2=(58+232)/2=145 mm （3）計算齒輪寬?度 b =φd d1=1.2×58=69.6 mm 取B2=70 mm，B1=75 mm。 （4）機構設計及?繪制齒輪零?件圖（從略）。 3.3 滾子鏈傳動?的設計計算? 3.3.1 選擇鏈輪齒?數(shù) 取小鏈輪齒?數(shù)z1=19，大鏈輪的齒?數(shù)為z1=i·z2=2×19=38。 3.3.2 確定計算功?率 由《機械設計》表9-7查得KA?=1.0，由《機械設計》圖9-13查得K?Z=1.52，

65、單排鏈，則計算功率?為 Pca= KAKzP?=1.0×1.52×2.2=3.34 kW 3.3.3 選擇鏈條型?號和節(jié)距 根據(jù)Pca?=3.34 kW及n2?=59 r/min查《機械設計》圖9-11，可選20A?-1。查《機械設計》表9-1，鏈條節(jié)距為?p=31.75 mm。 3.3.4 計算鏈節(jié)數(shù)?和中心距 初選中心距?a0=(30～50)p=(30～50) ×31.75=952.5～1587.5 mm。取a0=1000 mm。相應的鏈長?節(jié)數(shù)為 Lp0=2 a0/p+( z1+ z2)/2+〔( z2-z1)/2π〕2 p/ a0=2×1000/31.75 + ( 19

66、+38)/2 + ( 38-19)/2π〕2 ×31.75/ 1000≈91.78 取鏈長節(jié)數(shù)?L=92節(jié)。 查《機械設計》表9-7得到中心?距計算系數(shù)?fi=0.24883?，則鏈傳動的?最大中心距?為 a = fip〔2 Lp-( z1+ z2)〕=0.24883?×31.75×〔2 ×92-( 19+ 38)〕≈987 mm 3.3.5 計算鏈速v?，確定潤滑方?式 v = n2z1p? /60×1000 =59×19×31.75/60×1000 ≈0.6 m/s 由v=0.6 m/s和鏈號2?0A-1，查《機械設計》圖9-14可知應?采用滴油潤?滑。 3.3.6 計算壓軸力?Fp 有效圓周力?為：Fe=1000P?/v=1000×2.2/0.6≈3667 N 鏈輪水平布?置時的壓軸?力系數(shù)KF?p=1.15，則壓軸力為?Fp≈KFpFe? =1.15×3667≈4217 N。