-《 水果分选机设计》

了。洛）存孚It本科毕业设计（论文）论文题目：水果分选机设计专 业：机械设计制造及其自动化班 级：2015级5班学生姓名：耿梓榕学 号：03991505008指导教师：闫恒兴答辩日期：2019年5月25日黑龙江工业学院机械工程系第2章总体方案的拟定2. 1原理分析分拣机上的分选装置的穿孔的尺寸和形状必须由果实的大小，形状和产品工艺要求来确定。要特别注意的是分级数的设计计算，提高分拣质量，以保证后续过程的顺利进行。水果分拣机包括一个分选机构，传动机构和电动机。当水果进行排序,果实被输送到进料斗，然后流入分级滚筒或振动筛，从而使水果滚动并在滚筒上移动或相对移动，并流入相应的孔达到分选的目的。2. 1. 1方案选择为了达到设计目的，提高分选机的工作效率，有两种方案可供参考：（如下图2.1、方案一采用摆动筛式水果分选机图2.1方案一示意图方案二采用滚筒式进行水果分选图2.2方案二示意图2. 1.2方案的比较方案1：摇摆筛类型水果分选机。机械振动装置由带驱动以旋转偏心轮和偏心轮驱动曲柄连杆机构，实现线性往复摆动。摆动分拣机的优点是结构简单，容易制造和安装，便于调整筛面，利用率高，并且主要是在一条直线上往复运动。振动被补充，并有较少的材料损坏。缺点：难功率平衡，高噪音，不方便清洗等。方案2：滚筒式类型水果分选机。传动系统使滚筒转动。水果从进料口进入滚筒内，随着滚筒的转动水果在内部进行旋转，并且通过在该过程中相应的孔流出，实现分类的目的。滚动分拣机的优点：结构简单，高分级效率，运行稳定，并没有功率不平衡。缺点：该机器包括一个大的面积，筛面的表面的利用率低；由于在调整网眼孔上的困难，自适应原料较差。这项研究的主要目的是实现水果生产的规模化,机械化，主要归类单一材料，并为了使的在分选过程中不造成水果的浪费，通过以上两种方案的对比，方案二更合理。2. 2总体结构的设计2. 2. 1总体的结构总体结构如图2. 3所示：总体结构有传动系统，分选机机架，进料斗，收集料斗，滚筒和滚圈。传动装置醐斗图2.3水果分选机结构图2. 2.2传动路线图2.4为水果分选机的传动路线图示，从下图可以看到电动机为主要驱动装置,通过电机转动从而带动皮带运动，力被传送到5处的减速器，被减速器减速后，又被6处的链轮传到4处摩擦轮在摩擦轮的带动下，以实现对水果的分级分选。1x21 .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水果分选机的传动路线2. 3各执行机构主要参数的计算2.3.1滚筒设计滚筒的设计考虑的因素是水果的大小和形状的不同的设定为6级。在实际的分级，在相邻的两阶段料斗可以被组合成一个级，来实现各种分级的要求。本设计主要使用6级分级，5节滚筒。2. 3. 2滚筒孔眼总数的确定生产能力G可由下式计算：，1 OOO X 1 OOO（.2-1 ）上式中Z表示滚筒表面孔的总和；G表示分选机的产能；4表示单位时间内每秒从滚筒内部孔中掉落水果的系数，因为滚筒材料的不同，排序模型的不同，滚筒式分选机系数可以取1%和2.5%之间的任何数，徂表示滚筒材料的质量。参考2-1公式要求给定的参数G=12 t/h, m=400g,入=2.0%,可求出z =1000X 1000G / 3600 X m=1000X 1000X12 / 3600X0.02X400 =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的确定在给定产能数量的前提下，根据2-1公式计算滚筒表面应设孔数的多少。因为滚筒周长的不同所以各滚筒表面的过滤孔的直径也不同，所以各滚筒表面的孔数不能设置一样多，这时应该根据水果的实际大小以及工艺设定将其分厂若干个大小不一的尺寸，然后根据滚筒级数确定每一机每一排的孔数。将滚筒看成一个平面，则他们其中的关系为每个滚筒上孔数=总排数x滚筒表面每排孔数每=个滚筒（每个滚筒孔数直径X每排的孔数）（网眼间隙X孔的数目）则 滚筒的圆周长度=（行数X水平孔）+ （行数X孔径）从理论上讲，每级的孔的数量的总和等于孔Z的总数，并且每一阶段的长度之和是所设计的滚筒的长度，但每级的滚筒的直径被设计成不同的并且不能被连接在一起。因此一般取滚筒中直径较大的一级作为整个滚筒的直径。初步确定滚筒直径和长度后，用D:L=1:46进行校核，如果不在这个范围之内,就要求重新设定每级滚筒表面孔的排数和孔的总数，一直设定到到达比例规定的范围内才算合格。假设6。，则应该缩减每一排孔的数量，增加孔的排数；假设L6D,则应该减少孔的排数，反过来增加每一排上孔的数量。现在，通过选择需要的水果，筛筒的孔径规定如下：表1筛孔孔径的参数筛孔孔径长X宽(mm)孔隙(mm)粒径分布比例系数禽轴向分布比例系数bi第一级80X40151/81/2第二级85X45201/21/4第三级90X50251/41/8第四级95X55301/81/8第五级100X60351/81/82. 3. 4各级筛孔数的计算(1) 各级筛孔的孔数Z1 = aQiZ(2-2)式中：乙分选机滚筒内部孔的数量，单位 个；%一水果直径比例系数；一水果物料与轴向分布比例系数；乞一滚筒内基准孔个数。(2) 基准孔数为N三=Wg登(2-3)则 Z。二417/( 1/8X1/2 + 1/2X1/4+1/4X1/8 + 1/8X1/8+1/8X1/8) =1668（个）则，可求bi Ze =1/8X 1/2X1668=104Z2=ai bi Z. =1/2X1/4X 1668=209Z3二禽 bi Zo =1/4X1/8X1668=52Zf bi Z. =1/8X 1/8X 1668=26Z5二禽 bi Z 二 1/8X1/8X1668二26（3）筛孔排数与每排孔数的计算已知乙=（2-4）表达式：一滚筒长度与筛孔直径的比值；一分选机内部滚筒长度，单位米；。一分选机内部滚筒直径，单位米；分选机内部滚筒的长度表达式为Zifb G(劣 + 气)(2-5)上式中：*基准排数，大于一级；力一分选机滚筒内部各级孔的直径大小，单位m；弓一孔径G一孔径，孔间距影响排数的比例系数。已知厂一 P11(2-6)式中：P-各级筛孔的排数因Si= di + ei故已二2 JiD /Si将以上公式结合化简得：L = # =1/%乙/曲+乌)L=2 Ji D / V3 Si (Zi (di + ej 2+Z2 (d2+e2) 2 + Z3(d34-e3) 2 + Z4 (d4 + e4) 2 + Z5 (d5+e5)又估计u二L/D=4贝lD=1/4L则L2=2V3 / Ji (104X (0. 080 + 0. 015)2+209X (0. 085 + 0. 020)2 + 52X (0. 090+ 0. 025)2+26X (0. 095 + 0. 030)2+26X (0. 100 + 0. 035)2)解得L二2. 3 m则D= 1/4L=0. 575 m则由 Pi=2 n D / V3 Si，得Pi=2 兀X0. 575P2=2 nX0. 575XO. 575P4=2 兀XO. 575P5=2 ji由此可得各级滚筒每排孔数:由Zpi=Zi/Pi可得XO. 575/ V3/ V3/ V3/ V3/ V3(0. 080 + 0. 015)=23(0. 085 + 0. 020)=20(0. 090 + 0. 025)=18(0. 095 + 0. 030)=17(0. 100 + 0. 035)=15Zi/Pj =104 / 23 =5Zp2 二Z2/P2 二209 / 20 =10Zp3=Z3/P3 =52 / 18=3Zp4 二Z4/P4 二26 / 17Z5/P5 =经圆整后，各级滚筒每排的孔数为：Zp5=26 / 15=2Zpi = 4Zp2 = 7Zp3 = 3Zp4 = 3Zp5 = 2（4）滚筒直径的确定各级滚筒的周长为(2-7)11 = ”3/2 (山 + %片=占/212 = 7 3/2 (d2+e2)P2=V3/213 = 3/2 (d3+e3)P3=V3/214 = ”3/2 (d.4 + e4)P4=V3/215 = 3/2 (d5+e5)P5=V3/2(0. 080 + 0.015) X 23=1. 892 m(0. 085 + 0. 020) X 20=1. 819 m(0. 090 + 0. 025)X 18=1.793 m(0. 095 + 0. 030) X 17=1. 840 m(0.100 + 0. 035)X 15=1.754 m滚筒各级周长的计算,通常滚筒中最大的那个为其周长，所以，=1892仞。（5）筛孔间隙修正因为滚筒每级的周长和被设计的滚筒轴长度1之间的差，用以下式进行校正:ei = Pi - diV3(2-8)ei =2X 1. 892/V3 X23-0. 080 =0.015e2 =2X 1. 892/V3 X20-0. 085e3 =2X 1. 892/V3 X 18-0. 090e4 =2X 1. 892/V3 X 17-0. 095e5 =2X 1.892/73 X15-0. 100=0. 024=0. 031=0. 034=0. 046(6) 滚筒直径则(7)长径比验算71D二 1.892/Ji 二0. 60 m(2-9)(2-10)1f.=M22(+q)又知总长度的确定，应将各级的一侧边缘尺寸fi计入，因此(2-11)则滚筒的长度为(2-12)L = Z pj(dj + /) + y+ /)(2-13)L = Z pj(dj + Cj) + + 句)AL = 4X (0. 080 + 0.015) + 7X (0. 085 + 0. 020) + 3X (0. 090 + 0. 025)+ 3X (0. 095 + 0. 030) + 2X (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米代入计算出的滚筒的长度和直径为长度的公式与直径比检查计算如果它不超过规定长度由计算知D=0.6。m L=2.393 m则 u = L/D=2.393/0.60=3.99规定的u = L/D=4则相差值为4-3. 99=0. 015%,符合要求。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的确定滚筒的旋转速度，会影响分级效率和生产能力，滚筒的旋转速度取决于直径。滚筒通常位于倾斜的角度，转速可以用下列式子确定：12 14(2-14)n =根据滚筒各尺寸的参数运算得知D = 0.60m，则根据公式分析得出本课题滚筒转速范围如下式所示n = 1214 / JR二 1214 / 0.60=1518 r/min考虑到滚筒的转速一般为1015 r/min, 一般不超过30 r/min。再结合实际生产的需求，最终，确定滚筒的转速n=18 r/min。依据上述可得：与而成反比关系，即滚筒转速越小则滚筒的周长越大。另一参数滚筒的倾斜角，和滚筒本身的长度有关联，通常取3度到5度之间，而滚筒越长倾斜角越小，短滚筒取大值。本设计中滚筒的长度为L=2.393 m,结合实际生产的需要，所以取a=4。2. 3.6滚轮和摩擦轮分选机内部滚轮和摩擦轮是相对运动关系，是通过摩擦力和滚圈之间产生的摩擦力而相互动作的，为了提供修复和更换零件的方便性，摩擦轮被选择为具有比滚圈更低的耐磨损性，以便放置在摩擦轮的磨损。摩擦轮和滚圈的结构示于图2.5。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。为节约成本这里取滚圈的材料为Q235,分选机摩擦轮的材料选择HT200。由下图可知，由于滚筒在转动时会摩擦产生热量，为了避免滚筒的热胀冷缩以及轴向振动过大的现象，通常摩擦轮的宽度b大于滚群的宽度B 30到40mm,通过公式计算分选机摩擦轮外径，宽度分别为375mm和90mm（根据分选机滚圈宽度60mm运算得到）1 .滚筒2.摩擦轮3.滚圈图2.5摩擦轮与滚圈(2-15)(2-16)2. 3.7功率计算功率计算公式如下式：Rn+ 1 32 )gP= 6上式中P一分选机电动机额定功率，单位W；R一分选机滚筒内部半径，单位M；一分选机滚筒额定转速，单位r/min;昭一分选机滚筒重量，单位kg ；叫一分选机滚筒内水果重量，单位施;本设计中取叮=0.6 一分选机传动系数，取0.6-0.7；m2 = 7iR2Lr(/)L一分选机滚筒长度，单位”；*一分选机内部水果的密度，单位的/宏一水果在分选机中填充系数，取0.05-0.1之间。因为本课题所设计分选机主要用来分选水果，所以考虑质量和水果半径，近似得出分选机水果密度为12乂1。3间矛，滚筒内部填充系数选取。=。.07,贝！j中=3. 14X ( (0 . 60-0. 002 X 2) /2 ) 2 X 2 . 393X 1. 2X 103 X 0. 07=56 kg将以上结果代入滚筒转动时所需的电动机功率P的计算公式中：黑龙江工业学院本科毕业设计（论文）原创性声明本人郑重声明：所呈交的毕业设计（论文），是本人在指导教师的指导下，独立进行研究工作所取得的成果。除文中已经注明引用的内容外，本论文不包含任何其他个人或集体已经发表或撰写过的作品成果。对本文的研究做出重要贡献的个人和集体，均已在文中以明确方式标明。本人完全意识到本声明的法律结果由本人承担。作者签名：日期：2019年 月 日P二Rn (mi +13m2) g/60 n二(0.60-0.002X2) /2 ) X 18X (62 + 13X56) X9. 81/60X0. 6-1155 W2. 3. 8筛孔的设计筛孔是分拣机的主要工作部件，以及其优点和缺点直接影响分类效果。该网孔被布置成方形，矩形，一个等边三角形，等等。据计算，正三角形排列屏幕表面的有效系数提高了 16%与正方形布置相比。如图2.6所示，有效屏幕面积较大，所以等边三角形布置在设计中采用。图2.6正三角形排列2. 3. 9选择电动机（1）选择电动机类型和结构形式一般在生产制造中，三相交流异步电机为使用最广泛的一种电机，没有特殊说明（如需要大范围的平滑速度调节，频繁起动和反向旋转等）三相异步电动机，通常使用。Y系列，这已在中国被开发出来，是一个通用的，鼠笼型异步电动机是整体式全封闭的电动机，广泛应用于没有易燃易爆物质的场合使用，适用于无造成电机腐蚀的环境，适合机械特性无特别要求的情况，比方说物料运输机，物料搅拌机,农场品机械加工等。由于星型接法的电动机启动特性比较好，起动转矩较大，所以经常用于一些机床、加压机、压缩机等对启动转矩要求比较高的场合。YZ型和YZR型电动机，他们的转动惯性小，过负荷运转能力哦强，所以他们常用于经常停车和反向转动的场合。三相交流异步机根据其额定功率：是指电动机在额定运行(额定电压，额定频率，额定负载)条件下，转轴上输出的机械功率。还依据其满负荷运转的转速，指的是在电机额定功率的条件下负载降低，电机的转速增大，但会低于同步转速。由于上述两者的关系科已看出，为了满足本设计方案的各种条件我们将选择星型三相异步电动机。各个电动机的外形尺寸，安装方式，每种型号的电机的功率、转速、星三角接法等技术参数均能通过资料查询到，通过资料书籍的查找，最终选择出一种适合本次设计的异步电机。(2) 选择电动机类型的功率电动机出书功率通过计算得出P为：综出功率=l55kw驱动电机与皮带的总工作效率：32n总二n皮带n齿轮n滚动轴承n链轮n摩擦轮二0. 96X0.97X0. 993X0. 96X0. 902=0. 703所以电动机的输入功率为P电动机输入二P工作输出/ n总=1. 155/0. 703=1.64 kW(3) 初选同步转速为750r/min的电动机由于靖入功率V玲定功率，所以根据课程设计手册表12_1,得出电机的具体型号Y132S-8,电机额定功率为2.2kw,额定转速为710r/min.4定功率=22kw额定转速=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计算传动比所需要考虑的因素：(1) 每个级的变速比机构的变速比应的建议范围内，直到它的性能和它的紧凑性是有利的不应超过的最大值。传输的各级的结构尺寸应该协调的和对称的。例如,由V型皮带驱动和齿轮传动装置的传输，V型皮带传动的传动比不应过大，否则大带轮的半径将超过传输的中心高度，造成不协调的大小和设计和安装基座的。这是困难的。（2）传输应是尺寸紧凑和重量轻。具有相同的总中心的距离和总传动比，有一个更小的轮廓尺寸。（3）在实际传输中，大齿轮的直径是类似的，从而使大齿轮具有相似油穿透深度。在高速和低速两个大齿轮的直径相似，和低速齿轮具有稍大的直径，并且所述油穿透深度也略深，这时油润滑有利。（5）应该避免传动部件之间的干扰碰撞。高速大齿轮与所述低速轴，当高速齿轮比过大时可能发生干涉。除了考虑上诉的问题，有必要在理论结合实际情况进行连接，并考虑特殊因素，如机器的工作环境和安装。以这种方式，我们可以通过实际测量和理论计算将传动比逐级分配。已知电机额定转速710,输出转速18,求传动比：nu/n = 710/1839.44V型带传功比系数常用取值范围id dit= 1.2X57.459=68.951 mm计算齿宽与齿高之比b/h模数mt= du/ zi =57.459/24=2.394 mm齿高h= 2.25 mt=2.25 X 2.394=5.39 mmb/h=68.951/5.39=12.79齿轮的负载常数计算：首选查表获取载荷系数Kv,这里查表获取Kv是1.04,然后依照v取值0.71 m/s, 7级精度等相关数据进行计算。在此，由于是直齿轮，那么KHa、KFa的值相同，都取1；另外使用系数Ka通过机械设计里的表10-2查阅得知其值为1；另外根据机械设计里的表10-4,查表得知其精度为7级，并在布置形式为相对支撑的时候，其Khb=1.315由b/h=12.79, Khb=1.315查机械设计图10-13得Kfb=1.28；故载荷系数K= Ka Kv KHa Khb=1 X 1.04X1X 1.315=1.368接下来的计算要注意根据实际的载荷系数在校正后获取的分度圆直径进行计算，那么，利用机械设计里的计算公式（10-10a）,就可以计算出di=dit3 VK/ Kt=57.459X3V1.368/ 1.3=58.436 mm计算模数mm = di/ zi=58.436/24=3.43 mm3. 2. 3按齿根弯曲强度设计根据机械设计中的计算公式（10-5）,这里的弯曲强度计算方法与过程如下，（1）对相关参数的数值进行确定。通过机械设计里的图10-20C,能够知道小齿轮它的弯曲疲劳强度上限范围OFEI是500 MPa；另外大齿轮的该参数的上限范围WE2为380 MPa；摘要论文对中国国内和国外水果分级分选机的研究和发展现状进行了详细分析并且对中国未来水果分级分选技术进行了预测和分析，根据当前大部分已有的水果分选机存在的问题，对其开展了优化与改进，以此实现分选精度增强、分选效率提升；另外从整个的分选设备在加工制造中的规模化生产上出发，对其的制造，使用过程中的维护等进行相关改进。该水果分选机属于新型的分选设备。该分选装置在工作中会依照水果形状大小设计由6级分级5节滚筒、两个传动机构和一个电动机组成。采用电动机作为机构的动力源，通过带轮传动机构，该动力通过直齿圆柱齿轮的减速后，把工作中需要的动力利用链轮传递机构传递到分类滚轮从而实现水果的分类和排序。该机构操作简单，生产成本不高，维修方便，有望于市场推广普及。关键词：水果；形状大小；传动机构；6级分级5节滚筒；通过机械设计里的图10-18,这里的弯曲抗疲劳Kfni是0.85,而Kfni则为0.88；在上述相关参数的取值确定后，下来就进行相关计算，在此，其安全系数S取值1.4,那么通过机械设计里的公式(10-12),我们计算得出of) i= KfniOfei/S=0.85X500/1.4 MPa=303.57 MPaof) 2= Kfn2Ofe2/S=0.88X 380/1.4 MPa=238.86 MPa计算载荷系数K。K= Ka Kv KFa Kfb=1 x 1.04X 1 X 1.28=1.331齿形系数通过查表法获得，通过相应规范的查表，这里的系数YFal取值2.65；而系数YFa2取值2.196o应力校正系数也是通过查表法获得，这里，通过机械设计中的表10-5获知Ysal = 1.58； Ysa2=1.786。计算大、小齿轮的Y Fa Ysa / (of)并加以比较。YFal Ysai / (of) =2.65X 1.58/303.57=0.01379YFa2YSa2/ oF= 2.196x1.786/23886 = 0.01642通过计算结果的对比，这里大齿轮的数值最大。(2) 设计计算m3 2X 1.331 X8.502X 104/1.2 X 242 (0.01642)=1.75 mm通过对计算结果的分析可以看出，因为其齿面接触强度的模数m比齿根弯曲疲劳强度的模数大，再因为齿轮模数m主要受弯曲强度表现出来的承载能力大小的影响，以及齿面受力能力只和齿轮的直径有关系，那么这里的模数要进行整定，1.75毫米整定后取2.0毫米，另外分度圆的直径di按照58.436毫米来计算小齿轮的齿数，其结果为zi = di/ m=58.436/229大齿轮齿数Z2 = 4X29=1163.2.4几何尺寸计算(1) 计算分度圆直径di= zim=29 X 2=58 mmd2= Z2Hi= 116X2=232 mm(2) 计算中心距a =(di+ d2)/2=(58+232)/2=145 mm(3) 计算齿轮宽度b = 4d di=1.2 X 58=69.6 mm取B2=70 mm, Bi=75 mm。(4) 本设计里的相关机构设计与齿轮零件图在此省略。3. 3滚子链传动的设计计算3.3.1选择链轮齿数根据上述的计算，如果小链轮的齿数zi是19,那么大链轮的齿数则通过计算是zl = zlx2 = 2x19 = 383.3.2确定计算功率通过机械设计规范里的表9-7,首先查取Ka取值1.0,而Kz取值1.52,单排链,那么功率是Pca= KaKzP=1.0X 1.52X2.2=3.34 kW3.3.3选择链条型号和节距利用Pea计算结果是3.34 kW. 8是59r/min,通过机械设计中的图9-11可以知道，链条的型号选择是20A-1,再通过查阅机械设计里的表9-1,就能确定改链条的每节间隔p为31.75毫米。3.3.4计算链节数和中心距先对链节的中心距离进行初步计算，计算结果为a0 = (3g50)p = (30-50)x31.75 = 952. Al 587.5mm这里取ao为1000毫米，那么其节数计算结果是Lp()=2 a()/p+( zi+ z2)/2+ ( Z2-zi)/2兀)2 p/ a()=2X 1000/31.75 + ( 19+38)/2 +(38-19)/2兀)2 X 31.75/ 100091.78结合上面的计算结果，本设计里链长的节数L定为92节。通过机械设计中的表9-7,就得获知到得其有关系数的值为0.24883,那么它的中心距离上限值是a = p (2Lp-(zi+z2) =0.24883X31.75X (2 X92-( 19+ 38) 987 mm3.3.5计算链速v,确定润滑方式v = n2zip/60X 1000=59 X 19 X 31.75/60 X 10000.6 m/s利用链速与链号的数值，通过机械设计中图9-14的数值查阅，确定改分选设备的给油脂方式为滴油形式。3. 3. 6计算压轴力Fp首先，这里的有效圆周力计算结果是；Fe = 1000P/v= lOOOx 2.2/0.6=3667 N另外，由于链轮以水平形式布置后它压轴力的系数Kfp是1.15,那么其压轴力计算结果是 FpKFpFe=l.15X36674217 No3. 4轴的设计计算3.4.1高速轴的设计计算(1) 利用机械设计的公式(15-2),高速轴的初步最小轴径计算公式是：nin =(3-19)首选对上面计算方法里涉及的相关参数取值进行确定。轴加工选用材质是调质处理后的45#钢，再通过机械设计里的表15-3,取4=112由前面的设计算得Pi=2.11kW, ni=237 r/min(2) 设计计算：dmin= Ao3 VPi/m=112X3 72.11/237=23.3 mm轴最小轴的直径计算则是d = (1 + 0.14)= 26.6mm,对其数据进行圆整处理后取27毫米。(3) 轴的结构设计1)初步确定轴上相关零件的装配图按照设计的相关要求与规定，在此将采取如图3.1描述的方案完成轴的装配。so7524 - 19.75* 8x7x4。A89,9sIffB 64.5c_VI54.6图3.1局速轴的装配方案2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度a、为了确保小皮带轮在轴向定位符合要求，在加工中I-II轴的右端部分应有轴肩，因此对于所II-III段来说，其直径将定为34毫米；在其左端部位将选取挡圈对轴端完成定位，挡圈直径D规格按照37毫米的要求选择制作。另外用于小皮带轮和轴之间的配合毂，它的孔长度Li规格应为48毫米，在此需注意在使用中轴端挡圈不会压在小皮带轮的轴端面之上，因此对I-II段的长度来说，必须满足和Li相比要短一点，在此15的数值取为46毫米。b、滚动轴承的初步选型。基于轴承在工作中受到径向力与轴向力共同影响，因此要注意，在应用上必须具有一个单列的圆锥滚子形式的轴承。所以根据dzi的取值是34毫米，通过对机械设计课程设计手册里的相关要求，初步采用了基本游隙组为零，并且具备标准精度级的单列形式的滚锥轴承30208型号，其外形规格大小是dxDxT = 40mmx80mmxl9.75mm,所以这里的血小与血一训相同，都是40毫米，另外而Ivm-伽则为19.75毫米。这里选择轴肩定位的方式实现轴承右端的定位。通过机械设计课程设计手册可以获知30208型轴承其定位轴肩的高度h大小是4.5毫米，所以这里的山取值为49毫米。c、对齿轮装配位置的轴端分段IV-V的直径df取值为50毫米进行测算验证后，因为小齿轮的齿根部位与键槽的底部之间的长度e小于端面的模数，那么此设计里齿轮与轴在制作时应按照一体的要求进行加工，也就是常说的齿轮轴。d、轴承盖的总宽度取值为20毫米，参照轴承盖与润滑给油处对于轴承要具备便于拆装的性能，那么端帽的外端表面和所述小链轮的左端两部分间的长度1取值为30毫米，那么Imw的长度计算则为50毫米。e、在此，对齿轮与箱体内部的间隔距离a取值为16毫米。在此要注意箱体在加工中存在的误差因素，对滚动轴承的位置进行确立定位时，还要放有一定的余量s,在此s数值定为8毫米，先前我们对滚动轴承的宽度T已经明确，是19.75毫米,则hi-v=T+s+a= 19.75+8+16=43.75 mmlvi-vn= s+a=8+16=24 mm经过上面的查表与计算，轴的相关规格尺寸已经明确。(4) 轴上零件的周向定位本设计里，分选机的小皮带轮圆周定位是利用平键来实现的。这里的d顷是通过查阅机械设计中的表6-1获知，数值大小为bxh = 8mmx7mni,选用的键槽是通键槽专用的铳刀来实现制作，它的长度是40毫米，另外为了确保齿轮和轴在,在进行滚动轴承和轴的周向定位的装配时，应当有过度配部件，这里轴的直径尺大小的允许公差应控制在m6范围。(5) 确定轴上圆角和倒角尺寸通过机械设计中的表15-2提供数据，这里的轴左端的倒角应是1.0X45,对于轴右端的倒角应是1.6X45。另外相关的各轴的轴肩位置的圆角半径要求如表15-2所示。(6) 求轴上的载荷首先利用轴的结构图3.1对轴的计算简图进行绘制。对于轴承的支点具体定位,通过查表法获得，具体参照机械设计里的图15-23。通过查表，获知a的数值为16.9毫米。所以其支撑的间距是64.35+64.35= 128.7mmo在依照绘制好的轴计算简图进行轴弯矩图以及扭矩图的绘制，绘制完成后的图见图7.1o通过图7.1,我们能够得出轴的危险截面为C截面部分。下来对截面C处的Mh等相关参数进行计算等，整理后如表2。表2截面C的支反力、弯矩及扭矩数值载荷水平面H垂直面V支反力FFnhi=1466N, Fxh2=1466NFnvi=533. 5N, FW2=-533. 5NMh=94557 N mmMvi=34410. 75N minMv2=-34410. 75 N nun总弯矩Mi= M2= V945572+34410. 752=100624 N - m扭矩TTi=85020 N mm（7）按弯扭合成应力校核轴的强度进行该性能的计算核对时，常规的做法就是对该轴上的C危险截面的强度就行核算。通过机械设计里的公式（15.5）与上表里的相关数值，以及轴在单向旋转时，其扭转的切应力就是脉动循环的变应力情况下，对系数a取值为0.6后进行计算，那么它的应力大小为Jca= VMi2+(aTi)2 /W= V 1006242+(0.6X85020)2 /0.1X70M.3 MPa在前面的计算与确定过程里，轴的选材为调质后的45#钢，那么根据机械设计里的表15-1,就能知道 Si)的数值是60 MPao由于此时的。ca不大于(61),那么该抽的强度能满足使用要求。3. 4. 2低速轴的设计计算(1)通过机械设计中的计算公式(15-2)初步估算轴的最小轴径:(3-20)确定公式内的各种计算数值选轴的材料为45钢(调质),由机械设计表153,取4=112由前面的设计算得P2=2.03kW, m=59 r/min(2) 设计计算：dmin= Ao3 VPi/ni=l 12X3 V2.03/59=36.4 mm该低速轴的最小轴径计算是d=min x(1+0.14)=41.5 mm ,对计算结果按照相关要求进行圆整处理，其数值为42毫米。(3) 轴的结构设计1)初步确立拟轴上相关构件的装配方案按照设计有关规定，在此将采取现图3.3所描述的方案实施轴的装配操作。mSS0H-4-g00VI9夜0520x12x56A 60.75B 60.758512x8x2图3.3低速轴的装配方案2）参考轴向的定位有关规范实现其每段的直径与长度的确立。a、按照设计规范对于轴向定位的规定，应当确保VII-VIII轴的左端为与肩部制造，所以VII-VIII截面的直径是DVII-VIII =49毫米;右端通过轴端保持环定位时，根据轴端的直径以保持环直径d =52毫米。小链轮和所述轴的所述轮毂孔的长度为L1=28毫米。为了确保该轴端保持环仅在小链轮压不按压在轴的端面上，所述VII-VIII截面的长度应比L1稍短。现在采取LI-II =26毫米。b、滚动轴承的初步选型。基于轴承在工作中受到径向力与轴向力共同影响，因此要注意，在应用上必须具有一个单列的圆锥滚子形式的轴承。所以根据DVII-VIII=49毫米，所述单排滚动锥形轴承的基本游隙组和标准精度等级的30211最初由机械设计课程设计手册选择，并且其大小为dXdXT=55毫米X 100毫米X22.75毫米,所以DI-II = DV-VII = 55毫米;和Li-II =22.75毫米。左端滚动轴承采用轴肩定位。对机械设计课程设计手册进行查表，就可以确定30211型的轴承相关参数，这里定位轴肩的高度h取值4.5毫米，那么的数值将为64毫米。c、对齿轮装配位置的轴端分段IV-V的直径山5取值为70毫米进行测算验证后，该设计里齿轮的右端和右轴承两者间的定位方法选取套筒定位形式。在此，齿轮的轮毂宽大小是70毫米，为了确保装配后套筒的端面能后和齿轮紧密的接触，要让次轴段的宽度稍微小一些，所以这里的lw_v取值为66毫米，对于齿轮的右端装配，将选取轴肩定位方法，因为轴肩的高度h比0.07d大一些，所以这里的高度h取值为6毫米，另外其轴环处的直径由质规格大小为82毫米。同时由于轴环的宽度b大于1.4个h,那么Iiimv取值为12 mm。d、轴承盖的总宽度取值为20毫米，参照轴承盖与润滑给油处对于轴承要具备便于拆装的性能，那么端帽的外端表面和所述小链轮的左端两部分间的长度1取值为30毫米，那么Iwn的长度计算则为50毫米。e、在此，对齿轮与箱体内部的间隔距离a取值为16毫米。在此要注意箱体在加工中存在的误差因素，对滚动轴承的位置进行确立定位时，还要放有一定的余量s,在此s数值定为8毫米，先前我们对滚动轴承的宽度T己经明确，是22.75毫米,则lv-vi=T+s+a+ （70-66） =22.75+8+16+4=50.75 mm1 ii .in=s+a=8+16=24 mm经过上面的查表与计算，轴的相关规格尺寸已经明确。(4) 轴上零件的周向定位本设计里，分选机的齿轮与小链轮之间的圆周定位是利用平键来实现的。这里的dw-v是通过查阅机械设计中的表6-1获知，数值大小为b*h = 20rnrnxl2mrn,选用的键槽是通键槽专用的铳刀来实现制作，它的长度是56毫米，另外为了确保齿轮和轴在装配过程里的对中性满足要求，这里的小皮带轮的轮毂和轴的吻合比最好是H7/n6；另外在小链轮和轴的装配连接里，应采取规格12mmX8mmX22 mm的平键进行连接，其温和比控制在H7/k6o同时，在进行滚动轴承和轴的周向定位的装配时，应当有过度配部件，这里轴的直径尺大小的允许公差应控制在m6范围。(5) 确定轴上圆角和倒角尺寸通过机械设计中的表15-2提供数据，这里的轴端倒角应是1.6X45。，另外相关的各轴的轴肩位置的圆角半径要求如表15-2所示。(6) 求轴上的载荷首先利用轴的结构图3.3对轴的计算简图进行绘制。对于轴承的支点具体定位,通过查表法获得，具体参照机械设计里的图15-23o通过查表，获知a的数值大小是21毫米。所以其支撑的间距是60.75+60.75= 121.5mmo在依照绘制好的轴计算简图进行轴弯矩图以及扭矩图的绘制，绘制完成后的图见图3.4O通过图3.4,我们能够得出轴的危险截面为B截面部分。下来对截面C处的Mh等相关参数进行计算等，整理后如表3。表3截面B的支反力、弯矩及扭矩数值载荷水平面II垂直面V支反力 FFni11=1403. 5N, Fmi2=1403. 5NFnvi=511N, FW2=-511N弯矩 MMh=85263 N - mmMvi=31043. 25N mmMv2=-31043. 25 N mm总弯矩Mi= M2= V852632+31