水果分选机的设计【毕业论文、cad全套图纸】.zip水果分选机的设计【毕业论文、cad全套图纸】.zip

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编号:20200206205739623    类型:共享资源    大小:609.25KB    格式:ZIP    上传时间:2020-02-06
  
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1 毕 业 设 计 题目: 水果分选机的设计 系 (部): 机电信息系 专 业: 机械制造与自动化 班 级: 学 号: 姓 名: 指导 老师: 日 期; 2 目 录 摘要 ∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙ 5 第 1 章 ∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙ 、绪论 ∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙ 5 1.1、设计背景及意义 ∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙ 5 1.2、方案选择 ∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙ 5 1.3、总体结构设计 ∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙ 6 1.4、设计任务 ∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙ 6 第 2 章 ∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙ 、 确定传送方案 ∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙ 6 2.1、传动方式在布局上的要求 ∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙ 7 2.2、 选择机械传动类型的依据 ∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙ 7 2.3、 选择机械传动的类型的基本原则 ∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙ 7 第 3 章 ∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙ 、 选择电动机 ∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙ 7 3.1、 选择电动机的类型 ∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙ 8 3.2、 选择电动机功率 ∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙ 8 3.3、 确定电动机的转速 ∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙ 8 第四章、计算总传动比、计算各轴的转速、功率和转矩 ∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙ 9 4.1、 计算总总传动比 ∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙ 9 4.2、 各轴转速 ∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙ 9 4.3、 各轴的输入功率 ∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙ 9 4.4、 各轴输入转矩 ∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙ 10 第五章、带传动设计 ∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙ 10 5.1、 确定计算功率 ∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙ 10 3 5.2、 选取普通 V 带的型号 ∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙ 10 5.3、 确定带轮基准直径 ∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙ 10 5.4、 验算带速 ∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙ 10 5.5、 确定带的基准长度和实际中心距 ∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙ 10 5.6、 校验小带轮包角 ∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙ 11 5.7、 确定 V 带根数 ∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙ 11 5.8、 求初拉力及带轮轴上的拉力 ∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙ 11 5.9、 带轮设计 ∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙ 11 5.10、 带的张紧装置 ∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙ 11 第六章、齿轮传动设计 ∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙ 12 6.1、 齿轮传动的特点 ∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙ 12 6.2、 齿轮传动的类型 ∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙ 12 6.3、 选择齿轮类型、精度等级、材料及齿数 ∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙ 12 6.4、 按齿轮齿面接触疲劳强度设计 ∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙ 12 6.5、 校核齿轮齿根弯曲疲劳强度 ∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙ 13 第七章、滚子链传动设计 ∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙ 13 7.1、选择链轮齿数 ∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙ 13 7.2、确定计算功率 ∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙ 14 7.3、选择链条型号和节距 ∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙ 14 7.4、计算链节数和中心距 ∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙ 14 7.5、计算压轴力 Fp ∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙ 14 第八章、轴的设计计算 ∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙ 14 8.1、高速轴的设计计算 ∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙ 14 8.2、低速轴的设计计算 ∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙ 17 第九章、轴承的校核 ∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙ 20 9.1、高速轴轴承的校核 ∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙ 20 9.2、低速轴轴承的校核 ∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙ 21 第十章、键的设计与校核 ∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙ 21 10.1、高速轴上联接的键的校核 ∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙ 21 4 10.2、电机上联接的键的校核 ∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙ 22 第十一章、润滑与密封 ∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙ 22 11.1、滚动轴承的润滑 ∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙ 22 11.2、直齿圆柱齿轮的润滑 ∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙ 23 第十二章、箱体结构尺寸 ∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙ 23 12.1、滚筒设计 ∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙ 23 12.2、转速 n 及水平倾角 a 的确定 ∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙ 23 12.3、滚轮和摩擦轮 ∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙ 23 12.4、筛孔的设计 ∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙ 23 结论与致谢 ∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙ 24 参考文献 ∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙ 24 5 水果分选机的设计 摘要:本文分析了国内水果分级分选机的研究和发展现状,对三华李的未来进 行了展望,设计出三华李分级分选机构、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,然后可通过链轮传动机构,将所需的运动和动力 传送至分级滚简上,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,为实现三华李的出口质量和提高果农 的收入提供了前提。 第一章 绪论 1.1 设计背景及意义 茂名市信宜钱排三华李,又称银妃三华李,成熟期在 5 月下旬到 6 月中旬 期间,有“岭南夏令果王 “之称。钱排三华李以其果大、甜脆、质优迅速进入市 场,深受顾客青睐,银妃三华李更是信宜市的一带一路产品,经网上一带一路 飞向全中国、全世界。随着银妃三华李名声的打响,价格也是一路上升,不同 品质,不同大小的果,价格相差非常之大。为了提高三华李的出口质量,同时 提高果农的收入,需要对三华李进行严格的质量分级和大小分级。目前,据了 解,信宜钱排三华李的分选大多还是靠人工进行分选,但是,人工分选劳动量 大、生产率低,分选精度不稳定,对三华李的出口质量产生的很大影响。因此, 有必要设计一种成本较低,容易操作,适合水果产地及小型水果加工企业使用 的水果分选装置。 1.2 方案选择 大小分选机是按照水果大小进行分选,在水果分选机中应用最为广泛。目 前可用于苹果类圆形水果分选的方法有筛子分选法、回转带分选法、辊轴分选 法、滚简式分选法等。其中,前种方法由于各自存在不同的缺点而未能推广使 用。滚筒式分选法其分选装置主要由喂料机构、V 型槽导果板、分选滚筒、接 果盘及传动系统组成。工作时,水果由倾斜输送器提升后,先经手选装置由人 工剔除伤残果,然后通过输送带送入果箱,打开料门,输送至导果槽板。在此, 水果自然分行滚动,不会出现水果堆积和阻碍现象。分选滚简开有孔径逐级增 大的圆孔,水果从 V 型导果槽板流至滚筒外边进行自动校径的分选。小于分选 孔的水果先从第一滚筒分选孔落入接果盘,大于分选孔的则经 V 型导果槽继续 6 向前滚动,直至遇到相应分选孔落下,于是在不同的接果盘可得到不同等级的 水果。此分选装置结构简单,对水果损伤小,成本较低,分选精度和效率较高, 适用于球形和近似球形物料的分选,在国外应用较广。为了减少水果碰撞,提 高好果率,有的大小分选机是利用浮力、振动和网格相配合的办法进行分选。 由以上可知,水果大小机械式分选法中,滚筒式分选法是最优的一种,所以以 下我会采用滚筒式分选法。 1.3 总体结构设计 总体结构分为以下组成部分(如图 1 所示); 进料斗、滚筒、收集料斗、机架、传动装置、摩擦轮等。 图 1 水果分选机结构图 1.4 设计任务 水果分选机设计 设计任务要求。 1、独立完成自己的设计,各个同学都要单独答辩; 2、设计的装置要有效解决三华李的分选问题(答辩时要详细阐述设计的理念, 分选装置的结构,预期达到的效果等等); 3、灵活运用大学所学的知识; 4、说明书要 5~8 千字;5、A1 图纸 1 张(装配图),A4 图纸 2~3 张(主要零 件图),并进行简单的三维建模。 第二章确定传送方案 该水果分选机适合电动机驱动带传动,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。 7 图 2 2.1、传动方式在布局上的要求 (1)带传动平稳性好,能缓冲吸振,但承载能力小,宜布局在高速区; (2)蜗杆传动放在高速级时涡轮材料应选用锡青铜,否则可选用铝铁青铜; (3)链传动平稳性差,且有冲击、振动,宜布局在低速区; (4)开式齿轮传动的润滑条件差,磨损严重,应布置在低速级; (5)锥齿轮.斜齿轮宜放在高速级。 2.2、 选择机械传动类型的依据 (1)工作机构的性能参数和工况要求; (2)原动机的机械特性和调速性能; (3)机械传动系统的工作条件(如温度、湿度、粉尘、腐蚀、易燃、易爆、噪 音等)和设计要求(性能、尺寸、重量和布置安装等); (4)制造工艺性和经济性要求(如工作寿命、传动效率、制造及维修等费用)。 2.3、 选择机械传动的类型的基本原则 (1)采用尽可能简短的运动链。 (2)优先选用基本机构。 (3)应使机械有较高的机械效率。 (4)合理安排不同类型传动机构的顺序。 (5)合理分配传动比 运动链的总传动比应合理地分配给各级传动机构,具体 分配时应注意以下几点: 1)每一级传动的传动比应在常用的范围内选取。 2)一般情况下,按照“前小后大”的原则分配传动比。 (6)保证机械的安全运转。 第三章 选择电动机 8 电动机已经标准化、系列化,应按照工作机的要求,根据选择的传动方案 选择电动机的类型、容量和转速,并在产品目录中查出其型号和尺寸。 3.1 选择电动机的类型 电动机有交流电动机和直流电动机之分,一般工厂都采用三相交流电,因 而多采用交流电动机。交流电动机有异步电机和同步电机两类,异步电机又分 为笼型和绕线型两种,其中以普通笼型异步电机应用最多。目前应用最广的是 Y 系列自扇冷式笼型三相异步电机,其结构简单、起动性能好、工作可靠、价格 低廉维护方便,适用于不易燃、不易爆、无腐蚀性气体、无特殊要求的场合, 如运输机、机床、风机、农机、轻工机械等。在经常需要起动,制动和正、反 转的场合(如起重机),--则要求电动机转动惯量小、过载能力大,应选用起重 及冶金用三相异步电机 YZ 型(笼型)或 YZR 型(绕线型)。 在连续运转的条件下,电动机发热不超过许可温升的最大功率称为额定功 率。负荷达到额定功率时的电动机转速称为满载转速。三相交流异步电机的铭 牌上都标有额定功率和满载转速。为满足不同的输出轴要求和安装需要,同一 类型的电动机可制成几种安装结构形式,并以不同的机座号来区别。各型号电 动机的技术数据,如额定功率、满载转速、起动转矩和额定转矩之比、最大转 矩和额定转矩之比、外形及安装尺寸等,可查阅有关机械设计手册或电动机产 品目录。 按已知的设计要求,我选择 Y 系列自扇冷式笼型三相异步电机。 3.2 选择电动机功率 3.2.1 电动机至工作机之间的总功率为: η 总=η 皮带 η 齿轮 η³滚动轴承 η 链轮 η²摩擦轮 =0.96×0.98×0.99³×0.96×0.90² = 0.710 3.2.1 选择电动机功率 工作机所需的电动机输出功率为: Pd=Pw/η PW=Fv/1000ηW Pd=Fv/1000ηWη 设运输带的有效拉力(F)为:F=1000N,运输带速度(v)为:v=1m/s 根据上式得出 Pd 的值(x)为:x=1.408KW 3.3 确定电动机的转速 初选同步转速为 750r/min 的电动机。 9 由于 Pd≤P 额,故根据《课程设计指导书》附表 8.1,选择电动机型号为 Y132S- 8,其额定功率为 2.2KW,满载转速为 710r/min,即 P 额=2.2KW N 额=710r/min 第四章 计算总传动比、计算各轴的转速、功率和转矩 4.1、计算总传动比 电机的满载转速为 710r/min,假设要求输出为 18r/min,则总传动比为: i=nm/nW =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。 4.2 各轴转速 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=710r/min n1=n0/i1=710/3=237r/min n2=nl/i2=237/4=59r/min n3=n2/i3=59/2=30r/min n4=n3/i4=30/1.6=18r/min 10 4.3 各轴的输入功率 机械效率分布如下:V 带传动 η1=0. 96;滚动轴承 η2=0. 99;圆柱齿轮传动 η3=0.98;链传动 η4=0.96;摩擦轮传动 η5=0.90。各轴输入功率按照电动机 额定功率计算,各轴输入功率即: P0=PW=2.2kW P1=P0η1=2.2×0.96=2.11kW P2=P1η2η3=2.11×0.99×0.98=2.05kW P3=P2η4=2.03×0.96=1.95kW P4=P3η2η5=1.95×0.99×0.90=1.74kW 4.4 各轴输入转矩 T0=9550P0/n0=9550×2.2/710=29.59N.m T1=9550P1/n1=9550×2.11/237=85.02N.m T2=9550P2/n2=9550×2.03/59=325.58N.m T3=9550P3/n3=9550×1.95/30=620.75N.m 第五章 带传动设计 5.1、确定计算功率 查教材《机械设计基础》P217 表 14-7 得 KA=1.1;Pc 为计算功率,单位 KW、KA 为 工作情况系数、P 为传递的额定的额定功率,单位 KW: Pc=KAP=1×2.2=2.42KW 5.2、选取普通 V 带的型号 由 Pc=2.42KW,nw=710r/min,由《机械设计基础》P218 图 14-6 选用 A 型带。 5.3、确定带轮基准直径 由 P218表 14-8,选取 dd1=140mm,由式(14-6)得: dd2=i 带 dd1=3×140=420mm 由表 14-8 取 dd2=400mm 5.4、验算带速 由式(14-7)得 v=πdd1/600×1000 =π×140×710/60×1000 =5.20m/s 带速在 5m/s~25m/s 之间合适 5.5、确定带的基准长度和实际中心距 (1)初步确定中心距 a0=750mm,符合 0.7(dd1+dd2)≤a0≤2(dd1+dd2)。 11 (2)确定 V 带的基准长度 Ld,由式(14-9)得: Ld0=2a0+π(dd1+dd2)/2+(dd2-dd1)²/4a0 =2×750+540π/2+260²/4×750 =2371mm 查《机械设计基础》表 14-2,对 A 型带取 Ld=2240mm (3)计算实际中心距,由式(14-10)得: a≈a0+(Ld-Ld0)/2=750+(2240-2371)/2=685mm 5.6、验证小带轮包角 由《机械设计基础》P219 式(14-11)得: a1=180⁰-57.3⁰×(dd2-dd1)/a =180⁰-57.3⁰×260/685 =158⁰≥120 ⁰ 包角合适 5.7、确定 V 带根数 查《机械设计基础》14-4 得 P0=1.26KW,查表 14-5 得△P0=0.09KW,查表 14-6 得 Ka=0.95,查表 14-2 得 KL=1.06,由《机械设计基础》式(14-12)得: z=Pc/[P0]=Pc/(P0+△P0)KaKL =2.42/1.36 =1.78 故 z 取 2 5.8、求初拉力及带轮轴上的拉力 查《机械制造基础》表 14-1 得 q=0.10kg/m,由式(14-13)得出拉力为: F0=500X(2.5-Ka)Pc/Kazv+qv² =500×(2.5-0.95)×2.42/0.95×2×5.20+0.10×5.20² =193N 轴上的压力为 FQ,由式(14-14)得: FQ=2zF0sin(a1/2) =2×2×193×sin(158/2) =758N 5.9、带轮设计 因带速为 v=5.20m/s,两带轮材料均用 HT200,根据带轮是基准直径 dd1=140、dd2=400 小带轮拟采用实心式结构,大带轮拟采用轮辐式结构。 12 5.10、带的张紧装置 各种材料的 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 F0 降低。为保证带传动的能力,应 定期张紧。此处使用定期张紧装置。 第六章、齿轮传动设计 6.1、齿轮传动的特点 齿轮传动是应用极为广泛的传动形式之一。其主要优点是能够传递任意两 轴间的运动和动力,传动平稳、可靠,效率高,寿命长,结构紧凑,传动速度 和功率范围广;缺点是需要专门设备制造,加工精度和安装精度较高,且不适宜 远距离传动。 6.2、齿轮传动类型 齿轮传动的类型很多,按照两齿轮传动时的相对运动为平面运动或空间运 动,可将其分为平面齿轮传动和空间齿轮传动两大类。 6.3、选泽齿轮类型、精度等级、材料及齿数 (1)按照图 2 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,速率不高,故选用 7 级精度(GB10095-88) (3)材料选择。根据《机械设计基础》P182 表 12-3 选择小齿轮材料为 40Cr(调质) ,硬度为 241~286HBS,大齿轮材料为 45 钢(调质)硬度为 217~255HBS,二者材 料硬度差为 21~31HBS。 (4)选小齿轮齿数 z1=24,大齿轮齿数 z2=4×24=96 6.4、按齿轮齿面接触疲劳强度设计 齿面接触接触疲劳强度校核公式为 σH=3.52ZE KT1(u±1)bd2 1u ≤[σH] 齿面接触疲劳强度的设计公式为 d1≥ 3 KT1(u±1)ψdu (3.52ZE[σH])2 (1)、确定公式中的各计算数值。 小齿轮传递的转矩: T1=9.55×10 6Pn1=9.55×1062.11237=85023N⋅mm 选 K=1.3,取齿宽系数 ψd=1.2,由表 12-3 查得[бH1]=540MPa,[б H2]=522.5MPa。 (2)、计算小齿轮分度圆直径: d1≥ 3 KT1(u±1)ψdu (3.52ZE[σH])2=3 1.3×85023×(4+1)1.2×4 (3.52×189.8522.5)2=57.5mm 13 选择小齿轮齿数 z1=24;大齿轮齿数 z2=uz1=4×24=96 计算模数: m=d1z1=57.524=2.4mm 取模数为标准值:m=2.5mm (3)、计算主要尺寸。 分度圆直径: d 1=mz1=2.5×24=60mmd 2=mz2=2.5×96=240mm 中心距: a=d1+d22 =60+2402 =270mm 齿轮宽度: b=ψ d 1=1.2×60=72mm 圆整该数值,并取 b=B2=70mm,B1=75mm。 6.5、校核齿根弯曲疲劳强度。 查《机械设计基础》式 12-13 得齿根弯曲疲劳强度的校核公式为 σF=2KT1bmd1⋅YF⋅YS=2KT1bm2z1⋅YF⋅YS≤[σF] 查《机械设计基础》式 12-14 得齿根弯曲疲劳强度的设计公式为 m≥1.263 KT1⋅YF⋅FSψd⋅z21⋅[σF] 查表 12-5 得 YF1=2.65,YF2=2.18。 查表 12-6 得 YS1=1.59,YS2=1.80。 根据齿轮材料和齿轮硬度,由表 12-3 查得:[бF1]=399MPa,[б F2]=301MPa。 σF1=2KT1bm2z1⋅YF1⋅YS1=2×1.3×8502370×2.42×24×2.65×1.59=96.1MPa0.07d,故取 h=6 mm,则轴环处的直径 dⅢ-Ⅳ =82 mm。 轴环宽度 b≥1.4h,取 lⅢ-Ⅳ =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 lⅥ-Ⅶ =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 lⅤ-Ⅵ =T+s+a+(70-66)=22.75+8+16+4=50.75 mm lⅡ-Ⅲ =s+a=8+16=24 mm 至此,已经确定了轴的各段直径和长度。 确定轴上圆角和倒角尺寸○ 3 参考《机械设计》表 16-2,取轴端倒角为 1.6×45 o,各轴肩处的圆角半径 见表 16-2。 (6)求轴上的载荷 首先根据轴的结构图(图 5)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。对于 30211 型圆锥滚子轴承,由《机械设计手册》 查得 a= 21 mm。因此,作为简支梁的轴的支承跨距 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 6 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、M V及 M 的值列与下表(参看图 6)。 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=√85263 2+31043.252=90738 N·mm 扭矩 T T1=325580 N·mm 截面 B 的支反力、弯矩及扭矩数值 20 图 6、轴的载荷分析图 按弯扭合成应力校核轴的强度○ 4 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(16-4)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 σ e=√M 2+(aMT)2 /0.1d²=√90738 2+(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 16-4 查得〔σ - 1〕=60 MPa。因此 σ ca〔σ -1〕,故安全。 第九章、轴承的效核 9.1、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=√F NH22+FNV22 =√1466 2+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/ (60n[ ]/ ) =1494 10/3√60×59× 8000/10 6=4074 NfT Lh 106 1∈ 21 查《机械设计手册》 表 10.4 可知,30208 型滚动轴承的额定动载荷 Cr=63.0 kN。所以,C , 故安全!同理左边轴承 C ,也安全!Cr Cr 9.2、 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=√F NH22+FNV22 =√1403.5 2+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/ (60n[ ]/ ) =1494 10/3√60×59× 8000/106=4074 NfT Lh 106 1∈ 查《机械设计手册》 表 10.4 可知,30211 滚动轴承的额定动载荷 Cr=90.8 kN。所以,C , 故安全!同理左边轴承 C ,也安全!Cr Cr 第十章、键的设计与校核 10.1、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 轻微冲击。 10.1.1、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(C型)。 根据 d=27㎜,由《机械设计》表15-1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)。 10.1.2、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15-2查得许用挤压应力 [σ p] = 100~120MPa,取其平均值,[σ 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h=0.5h=0.5×7=3.5mm。(式百度) 可得: σ p=2T×103/hld=2×85.02×103/3.5×36×27=49.982MPa[σ p] =110 MPa 故合适。 22 键的标记为:键 8×40 GB/T 1096-2003。 10.2、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(C型)。 根据 d = 38㎜,由《机械设计》 表15-1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15-2查得许用挤压应 力[σ p]=100~120MPa,取其平均值,[σ 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。(式百度)可得: σ p =2T×103/hld=2×29.59×103/4×35×38=11.124 MPa [σ p] = 110 MPa 故合适。 键的标记为:键 10×40 GB/T 1096-2003。 第十一章、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: 11.1、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〈25×10 4,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,适用于不加或加少量添加剂,质量不高,适用 于一次性润滑和某些要求较低、换油周期较短的油浴式润滑。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 L-XAAMHA1 号, 23 主要用途,有耐水性能,用于工作温度低于 55~60℃的各种工农业交通运输机 械设备的轴承润滑,特别是有水或者潮湿处。 11.2、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。 第十二章、箱体结构尺寸 12.1、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。 12.2、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 设滚筒尺寸直径为0.6m,根据公式可得本设计中的转速范围 n = 12~14/√R=12~14/√0.60=15~18r/min 又考虑滚筒的转速一般为10~15r/min一般不超过30r/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。本设计中滚筒的假设长度为L=2.4 m,结合实际生产的需要,取 a=4 o。 12.3、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,它们是 一对相对运动的部件。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。 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。 24 12.4、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。 12.4.1、滚筒孔眼总数的确定 生产能力 G 可由下式计算: G= 3600zλm/1000×1000 式中:z为滚筒上的孔眼总数;G为生产能力;λ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,λ= 2.0% 可求出z =1000×1000G/3600λm =1000×1000×12/3600×0.02×400 =417(个) 结论与致谢 经过一个多两个月的学习与工作,我终于完成了《水果分选机》的毕业设 计,虽然我从开始接到设计题目到系统的实现,再到说明书的完成,每走一步 对我来说都是新的尝试与挑战,这也是我在大学期间独立完成的最大的项目。 虽然我的设计作品还不是很成熟,还有很多不足之处。 感谢老师的辛勤教导,大学这两年老师所传授的知识让我受益匪浅,在两 年前,我怀着对大一满怀期待的踏进校园。两年后,“文以治国、工以立国、 商以富国”的信念,让我满怀使命坚信“我们,以及我们正在把握和即将把握 的企业,理应成为中国经济崛起的脊梁。” 两年充实的生活告诉我,民族需要掌握先进理念、具有国际视野、熟悉具 体环境的实战先锋;也告诉我,只有不断经历考验、挫折、甚至失败,才能逼 近我们最终的理想。 参考文献 [1]宋敏主编.机械设计基础.西安:西安电子科技大学出版社,2012.8(2012.8 重印) [2]陈立德主编.机械设计基础课程设计指导书.北京:高等教育出版社, 2013.7(2017.1重印) 25 [3]张永智主编.机械零部件与传动结构.北京:机械工业出版社,2011.1.1
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