某水果分揀機主要組成部件的結(jié)構(gòu)材料形式選取與結(jié)構(gòu)設(shè)計案例目錄TOC\o"1-3"\h\u11937主要組成部件的結(jié)構(gòu)材料形式選取與結(jié)構(gòu)設(shè)計案例 1233191.1進行皮帶傳動的設(shè)計計算 2245171.1.1確定計算功率Pca 2168881.1.2確定V帶的帶型 2244071.1.3確定每一個帶輪的滑動基準長度直徑 2156821.1.4確定v帶的中心間距a與基準線長度 3152561.1.5驗算小帶輪上的包角 325011.1.6確定帶的根數(shù)z 4203221.1.7確定帶的初拉力 428341.1.8確定傳動帶作用在軸上的力 570651.1.9帶傳動的張緊裝置 591371.2直齒圓柱齒輪的設(shè)計計算 543691.2.1選擇的傳動齒輪齒數(shù)種類、精度和齒級別、材質(zhì)及適用傳動蝸輪齒數(shù) 5245501.2.2齒面接觸強度的設(shè)計 6303941.2.3根據(jù)彎曲疲勞強度進行校核計算 840211.2.4幾何尺寸計算 10138391.3滾子鏈傳動的設(shè)計計算 1046231.1.1確定鏈輪的齒數(shù)。 10266511.1.2確定鏈的功率 10251551.1.3確定鏈條型號，確定鏈的節(jié)距。 1139881.1.4確定鏈節(jié)數(shù)和初定中心距 11169451.1.5確定鏈速v以及確定鏈的潤滑方式 1243151.1.6計算作用在軸上的壓力 12283651.4軸的設(shè)計計算 12312121.5軸承的校核 16195021.5.1進行高速軸軸承的校核 16316221.5.2進行低速軸軸承的校核 17107131.6進行鍵的設(shè)計計算與校核 1776121.6.1進行高速軸上聯(lián)接的鍵的校核 17270551.6.2進行電機上聯(lián)接的鍵的校核 18251961.7潤滑與密封 19102771.7.1進行滾動軸承的潤滑 19138541.7.2進行直齒圓柱齒輪的潤滑 19250801.8分選機主要缺點和有待進一步改進的地方 19172861.8.1缺點 19318021.8.2有待進一步改進的地方: 201.1進行皮帶傳動的設(shè)計計算皮帶傳動對于整個傳動裝置起到很重要的作用，這是因為皮帶傳動是直接與電機進行相連，是整個傳動系統(tǒng)最初始的一個傳動機構(gòu)，因此皮帶的傳動性能會對整個傳動系統(tǒng)的傳動性能起到?jīng)Q定性的作用。之所以將皮帶傳動作為與電機直接相連的傳動機構(gòu)，就是因為皮帶能夠進行大轉(zhuǎn)速的傳遞，這種功能是鏈傳動不具備的，因此鏈傳動通常是使用在低轉(zhuǎn)速的情況下。其次皮帶的傳動原理是利用皮帶的彈性特質(zhì)，可以將電機輸出的轉(zhuǎn)矩的波動進行有效的吸收，這樣就使得后續(xù)在傳動系統(tǒng)中傳遞的動力都是很平穩(wěn)的。按照曲軸槽面橫向摩擦力的傳動原理,在相同的張緊度和壓力下,v-型窄帶曲軸傳動比平帶式曲軸傳動更快并能對其部件產(chǎn)生較大的橫向摩擦。雖然V帶的尺寸相比于平帶尺寸較小，但由于其是利用側(cè)邊與帶輪進行摩擦傳遞動力的，因此其傳遞動力的能力也很強。我們建議盡量選擇使用v帶軸承傳動。1.1.1確定計算功率Pca查表可得工作系數(shù)為：1.1.2確定V帶的帶型在對V帶類型進行確定時，需要考慮到帶傳動的功率與轉(zhuǎn)速大小，這兩個參數(shù)在前文中已經(jīng)計算出來了，因此根據(jù)這兩個參數(shù)選用A型V帶。1.1.3確定每一個帶輪的滑動基準長度直徑(1)初選小帶輪的基準直徑dd1。(2)驗算帶速v帶速：因為,所以此帶速合適。(3)計算大帶輪的基準直徑依據(jù)公式mm,大帶輪基準直徑取整為。1.1.4確定v帶的中心間距a與基準線長度根據(jù)公式（4-27）：初步計算可以確定的中心間距由式(4-28):故最終兩條基準導線長度應(yīng)為=。根據(jù)書中公式（4-29）計算實際中心距=750+=716考慮安裝調(diào)整和補償拉力的需要。中心距的調(diào)整范圍一般可?。篴min=a-0.15amax=a+0.03經(jīng)驗算合格1.1.5驗算小帶輪上的包角根據(jù)書中公式==180°-=150°因為一般小帶輪包角應(yīng)不小于120°，如果設(shè)計的包角太小，可采用增大中心距，減小傳動比或加張緊輪等措施取=150°。1.1.6確定帶的根數(shù)z確定單根V帶的額定功率由于單根V帶的基準額定功率是在特定條件下由實驗得到的。所以當帶的實際工作情況與特定的條件不同時，需要對進行修正，修正后單根V帶所能傳遞的額定功率為=其中：為單根V帶基準額定功率。見圖表(4-4）取1.26為時傳遞功率的增量，kW.見圖表(4-6)取0.09為考慮包角變化時的影響系數(shù)，簡稱包角系數(shù)，由圖表（4-10）取0.92為考慮帶長變化時的影響系數(shù)，簡稱長度系數(shù)，由圖標表（4-2）取1.10確定出V帶的根數(shù)z=1.805取2根。1.1.7確定帶的初拉力對于V帶傳動，單根帶的初拉力（預緊力）為=193N考慮到新帶在使用初期容易出現(xiàn)松弛，所以對非自動張緊的帶傳動，新帶安裝預緊力可控制在上述預緊力的1.5倍。1.1.8確定傳動帶作用在軸上的力帶張緊在帶輪上，會對軸產(chǎn)生壓力，計算時忽略帶兩邊的拉力差的影響，以V帶兩邊上初拉力的合力計算在軸上的作用力，由圖表（4-20）可知另外，在設(shè)計帶傳動中也需要考慮負載率。雖然帶傳動傳動的設(shè)計工作效率可達百分之96.但傳動負載較低或超載時，其效率將降低，并產(chǎn)生熱量，這對帶的壽命是不利的。1.1.9帶傳動的張緊裝置帶傳動工作一段時間后會發(fā)生變形而松弛，使帶的張金利有所降低。為了保證帶傳動的工作能力，應(yīng)定期檢查預緊力的，發(fā)現(xiàn)不足時，需要新張緊，才能恢復正常工作狀態(tài)。故采用定期張緊裝置。1.2直齒圓柱齒輪的設(shè)計計算1.2.1選擇的傳動齒輪齒數(shù)種類、精度和齒級別、材質(zhì)及適用傳動蝸輪齒數(shù)(1)在對高速轉(zhuǎn)動根據(jù)設(shè)計如圖圖4所示的高速傳動齒輪設(shè)計方案,選擇一個帶有直齒或直角圓柱形的傳動齒輪箱來進行高速傳動。(2)滾筒作為一般的工作機器,速度不太高,故選用7級精度(GB10095-88)(3)在材料的選擇上。不同的齒輪需要選擇不同的材料進行加工，這是因為不同的齒輪的力學性能要求不同，因此如果選擇同一種材料的話，則會出現(xiàn)兩級分化的情況，如果都選擇較好的材料，則會使一部分材料的力學性能不能充分發(fā)揮，造成材料的浪費，另一方面，如果采用性能較差的材料，則很可能出現(xiàn)無法滿足相應(yīng)性能。在齒輪嚙合過程中，因為小齒輪的輪齒需要承受更大的載荷，這樣就需要小齒輪具備更大的硬度。在對齒輪的齒數(shù)進行確定時，首先是確定小齒輪的齒數(shù)，在確定之后，即可根據(jù)小齒輪的齒數(shù)與傳動比大小最終計算出大齒輪的齒數(shù)。小齒輪,大齒輪1.2.2齒面接觸強度的設(shè)計齒面接觸疲勞強度為：其中:為選載系數(shù)，見表（2-7）。為端面內(nèi)分度圓上的名義轉(zhuǎn)矩，。為齒寬系數(shù)，見表（2-14）。為齒數(shù)比。為節(jié)點區(qū)域系數(shù)。用于考慮節(jié)點處齒廓曲率對接觸應(yīng)力的影響，見圖（2-18）為彈性系數(shù)，用于修正材料的彈性模量和泊松比對接觸應(yīng)力的影響，見表（2-15）為齒面接觸強度計算重合系數(shù)，用于考慮重合度對單位齒寬載荷的影響。(1)確定上式內(nèi)的各計算數(shù)值試選載荷系數(shù)。小齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩：由公式=其中：T1為小齒輪傳遞的名義轉(zhuǎn)矩，;為小齒輪所傳遞的功率，kW;為小齒輪轉(zhuǎn)速，。確定齒寬系數(shù)，由《機械設(shè)計》中表2-14查取齒寬系數(shù)=1.2。查閱資料可得。確定大小齒輪的接觸疲勞強度極限，由《機械設(shè)計》中圖2-24查得，小齒輪疲勞極限為;大齒輪強度極限為。確定循環(huán)次數(shù)：通過《機械設(shè)計》中的表2-19，得。機械失效系數(shù)概率2%,再得安全系數(shù)s=1,得其中較較小，故取522(2)計算計算待修后小齒輪直徑（3）確定實際計算載荷K，并修正所計算的分度圓直徑。確定使用系數(shù)，查表2-7得使用系數(shù)=1.5。確定動載荷系數(shù)計算圓周速度查表2-1，取7級精度合理。查圖2-6得動載荷系數(shù)=1.17確定齒間載荷分配系數(shù)。齒寬單位載荷查表2-8得=1.1。確定齒向載荷分配系數(shù)，查表2-9。其中，對稱支承、調(diào)質(zhì)齒輪精度等級7級。計算載荷系數(shù)，有修正小齒輪分度圓直徑。根據(jù)實際計算載荷系數(shù)，有計算模數(shù)確定傳動主要幾何尺寸確定分度圓直徑中心距齒高h=2.25m=2.25×2.394=5.39mmb/h=68.951/5.39=12.791.2.3根據(jù)彎曲疲勞強度進行校核計算由《機械設(shè)計》式2-11確定上式中各計算數(shù)值如下確定彎曲應(yīng)力極限值，由圖2-30查得=300Mpa,270Mpa。確定彎曲強度壽命系數(shù)，由圖2-32（應(yīng)力循環(huán)數(shù)確定同接觸疲勞強度校核）查得。確定彎曲強度最小安全系數(shù)，由表2-17查得=1.25（一般可靠度）。確定彎曲強度尺寸系數(shù)，由圖2-33查得。應(yīng)力修正系數(shù)。相對齒根圓角敏感及表面狀況系數(shù)為。確定齒形系數(shù)，由圖2-20（非應(yīng)變）查得YFa1=2.55;YFa2=2.2。確定應(yīng)力修正系數(shù)，由圖2-21查得計算大、小齒輪的齒形修正系數(shù)、應(yīng)力修正系數(shù)和彎曲應(yīng)力并加以比較。小齒輪的值為0.01379；大齒輪的值為0.01642大齒輪的數(shù)值大。計算得彎曲疲勞強度的校核：合格。(2)設(shè)計計算在我們本科階段所學習到的關(guān)于齒根彎曲疲勞強度計算的知識，對于齒根彎曲強度進行計算時，其計算公式中，與模數(shù)的三次方成反比，因此就可以看出模數(shù)對于齒根彎曲強度的影響很大，其次在對齒面接觸強度進行計算時，我們同樣可以根據(jù)齒面接觸強度的計算公式看出，整個計算公式中，其主要是與齒輪的直徑的三次方呈反比，這就意味著在齒輪的各個參數(shù)中，對于齒輪的表面接觸強度影響最大的因素是齒輪的直徑。最終確定,直徑,算出小齒輪齒數(shù)為29，大齒輪的齒數(shù)為116。在上述的計算過程結(jié)束之后，整個齒輪傳動的設(shè)計就已經(jīng)完成，在對其進行設(shè)計的過程中，充分對其彎曲強度以及表面接觸強度進行計算，這樣就使得最終設(shè)計出的齒輪傳動能夠很好的滿足相應(yīng)的力學性能要求。1.2.4幾何尺寸計算齒輪寬度：取，。1.3滾子鏈傳動的設(shè)計計算1.1.1確定鏈輪的齒數(shù)。在對鏈傳動的鏈輪進行設(shè)計時，不能將鏈輪的輪齒數(shù)設(shè)計的過少，因為鏈傳動雖然具有著固定的平均傳動比，但是其在瞬時的傳動比是會發(fā)生變化的，因此這就使得其在傳動過程中很容易出現(xiàn)波動的情況。齒數(shù)會對鏈傳動的穩(wěn)定性產(chǎn)生很大的影響。齒數(shù)越少，則鏈傳動的穩(wěn)定性會大大下降，其運行過程中的波動性大大增加。所以取小鏈輪的齒數(shù)為=19，初取傳動比i=2，則大鏈輪的齒數(shù)1.1.2確定鏈的功率通過下表確定工況系數(shù)載荷種類工作機動力機內(nèi)燃機—液力傳動電動機或汽輪機內(nèi)燃機—機械傳動平穩(wěn)載荷液體攪拌機；中小型離心式鼓風機；離心式壓縮機；輕型輸送機；離心泵；均勻載荷的一般機械1.01.01.2中等沖擊大型或不均勻載荷的輸送機；中型起重機和提升機；農(nóng)用機械；木工機械；干燥機；粉碎機1.21.31.4較大沖擊工程機械；礦山機械；石油機械；石油鉆井機械；鍛壓機械；沖床；剪床；重型起重機械；振動機械1.41.51.7確定=1.0,通過《機械設(shè)計》表7-6，得=1.52,暫定為單排鏈,則計算功率為=P=1.0×1.52×2.2=1.34kW1.1.3確定鏈條型號，確定鏈的節(jié)距。因為和，鏈條選用選用20A-1,鏈條節(jié)距為。1.1.4確定鏈節(jié)數(shù)和初定中心距選擇中心距，選取為1000mm。相應(yīng)的鏈長節(jié)數(shù)為取整鏈長節(jié)數(shù)L=92節(jié)。確定實際中心距，可表示為≈987mm1.1.5確定鏈速v以及確定鏈的潤滑方式因為鏈節(jié)距以及v=0.6m/s,查得《機械設(shè)計》圖7-13可得應(yīng)采用滴油潤滑。1.1.6計算作用在軸上的壓力鏈輪在一個水平運動位置上受力布設(shè)時,的力矢量系數(shù)設(shè)為1.15則壓軸上力1.4軸的設(shè)計計算1.4.1高速軸的設(shè)計計算選擇軸的材料和熱處理根據(jù)軸的使用條件，選擇45號鋼，調(diào)質(zhì)，硬度HB=170~217按照扭轉(zhuǎn)強度估算軸徑查表1-3取C=122，則由式（1-2）得，其中：通過前面的計算可知數(shù)據(jù)P=2.11KW，n=237r/min.計算，取整。（4）軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計1)擬定軸上零件的裝配方案根據(jù)設(shè)計要求,現(xiàn)選用圖7所示的裝配方案。圖7高速軸的裝配方案Fig7Theassembleprogramofhighspeedshaft2)按照國際標準技術(shù)要求，來設(shè)計確定方向軸的各分段運行直徑和運動方向和各軸分段長度a、為了充分考慮滿足對于小型通用皮帶傳動車輪的輪承軸向直徑定位技術(shù)要求,Ⅰ段和Ⅱ段輪主軸的兩個軸承右端都必須將其制造成具有一個大的軸承端負肩,故分別選擇Ⅱ到Ⅲ段的軸承直徑應(yīng)為d11=34mm;左個右端必須采用帶有軸承端兩個擋圈方式進行軸向定位,根據(jù)兩個軸承端的軸向直徑分別選擇兩個擋圈的軸承直徑為d22=37mm。小于大皮帶輪和輪與軸端相配合的擋圈輪轂孔道長度方法,為了保證能夠充分保證輪和軸端的傳動擋圈僅將小于大皮帶輪的輪轂擋圈孔道壓到輪和軸的兩端而不是擋圈壓到輪和軸的兩個傳動端面上,故Ⅰ段和Ⅱ段段的輪轂擋圈孔道長度一般相對于方法略短一些,現(xiàn)在多采用方法Ⅰ-Ⅱ=46mm。b、初選滾動軸承的型號。在對軸承的型號進行選擇時，首先需要確定軸承的承受載荷的方向與大小，因為不同類型的軸承，其所能承受的軸承的載荷是有限制的，有的軸承不能承受軸向力，例如圓柱柜子軸承。本文在對軸承的受力情況進行分析之后，最終確定選用軸承型號為30208,其尺寸為,故mm;而。因為在右端的軸承需要承受很大的軸向載荷，這就需要軸承具備良好的軸向固定方式。因此本文選擇軸肩固定的方式對軸承進行固定。c、安裝在小齒輪處的主軸Ⅳ端到Ⅴ端，d=50mm,此處所安裝的齒輪其直徑與軸的直徑大小相處不大，因此在對其進行加工時，可以考慮將齒輪與軸一起加工，即我們常說的齒輪軸，這樣可以減少對于齒輪的固定，而且齒輪也能承受很大的載荷。d、在對軸承蓋進行固定時，因為在后續(xù)對傳動裝置進行維護時，需要向軸承上不斷涂抹潤滑油，這時就需要經(jīng)常對軸承蓋進行拆卸，因此在設(shè)計時，就需要對此處的拆卸進行考慮，確保在后續(xù)的維護中，能夠很方便的將軸承蓋進行拆卸。內(nèi)側(cè)軸承蓋和端蓋外部的內(nèi)側(cè)軸承端面和小型高速皮帶傳動車輪右側(cè)軸承端面之間的固定連接點和距離,即,故。e、齒輪距箱體內(nèi)壁的距離?。?。因為整個箱體的尺寸很大，這就使在對箱體進行制造時，很多情況下都是采用鑄造的方式進行加工，這就是的其存在加工誤差。因此在對軸承位置進行確定時，需要將其與相比之間留有一段距離則Ⅲ-ⅤⅢ-Ⅴ至此,軸的每段直徑和長度均已確定。(4)軸上零件的周向定位為了能夠?qū)S上零件進行更為穩(wěn)定的周向固定，本文將采用兩個平鍵對其進行固定。因為軸的四段和五端的直徑，通過《機械設(shè)計》的表5-3查得,該型平鍵的鍵槽橫向直截為,選用一個平鍵槽銑刀，直接對鍵槽進行銑削加工,長為55mm,同時為了保證能夠充分保證小軸型皮帶輪和扁平軸之間連接具有良好的對稱集中性,故我們選取了小軸型皮帶輪的扁平軸承及其配合比為。在對軸承進行周向固定時，由于軸承與軸之間是采用過盈配合的方式對其進行配合，這就使其的周向定位難以進行。(5)圓角尺寸和倒角尺寸軸左右端倒角均為為,,圓角半徑見表12-7。(6)計算軸上的載荷按照(參見如下圖和表)要求來設(shè)計制作一個傳動軸的精度計算圖和精度簡化框圖。滾動軸承的各個連接支點與零部件的連接位置，都在正確地直接確定時,應(yīng)從設(shè)計手冊中直接找到圖表a中的值。因為本文采用的是30208型圓錐滾子軸承,因此其。在該數(shù)值確定之后就可以計算出支承跨距。進而繪制出軸的彎矩圖和扭矩圖,如圖所示。通過對上述彎矩和扭轉(zhuǎn)力圖,我們可以確定危險截面為B截面。截面C處的取值如下(參見下圖和表)。載荷水平面H垂直面V彎矩MMH=85263N·mmMV1=31041.25N·mmMV2=-31041.25N·mm支反力FFNH1=1401.5N,FNH2=1401.5NFNV1=511N,FNV2=-511N扭矩TT1=325580N·mm總彎矩M1=M2=√852632+31041.252=90738N·mm橫截面c的支反力、彎矩及其扭轉(zhuǎn)力的數(shù)值ThecrosssectionCofthereactingreaction,bendingmomentandtorquevalue軸的載荷分析圖Theanalysisofthesmallgearwheelshaftloading(7)按彎扭軸的合成應(yīng)力校核軸的強度因為軸上的載荷分布不均勻，因此在對軸上的載荷進行校核時，不需要將整個軸上的每一個界面都進行校核，因為在軸上發(fā)生強度失效的情況大多都是在危險截面處，即受力最大的地方。由于扭轉(zhuǎn)應(yīng)力與彎曲應(yīng)力之間存在著循環(huán)方式的差別，因此需要將其進行轉(zhuǎn)換，取A=0.6,軸的計算應(yīng)力查得。因為,所以安全。1.5軸承的校核1.5.1進行高速軸軸承的校核在對軸承進行校核時，不是直接校核其強度是否滿足相應(yīng)的強度要求，而是校核軸承的使用壽命是否能夠達到設(shè)計所要求的壽命，因為本文的兩個軸承是采用對稱的安裝方式進行安裝的，這就使得軸承的受力情況相似，因此只需要對一個軸承進行壽命校核即可。。軸承預期使用壽命,則有:右軸承基本額定動載荷=6455N根據(jù)《機械設(shè)計課程設(shè)計》圖表見下文（附表15-6）,由下表圖3-8可得,30208型箱式滾動徑向軸承的額定徑向傳動扭矩載荷值為。因為,故右側(cè)傳動軸承安全!同理左側(cè)傳動軸承,也安全!1.5.2進行低速軸軸承的校核在對低速軸上的軸承進行校核時，其校核方式與高速軸軸承的校核方式十分相似，因此在對低速軸上的軸承進行校核時，可以完全按照對高速軸上的軸承進行校核的校核方式對低速軸上的軸承進行校核。故其為。軸承預期使用壽命，則有:右軸承基本額定動載荷30208型滾動軸承的額定動載荷=90.8kN。因為,所以安全!故軸承校核完畢。1.6進行鍵的設(shè)計計算與校核1.6.1進行高速軸上聯(lián)接的鍵的校核在前述章節(jié)中已經(jīng)將小帶輪處軸徑計算出來,在高速軸上的轉(zhuǎn)矩大約是。(1)選擇鍵聯(lián)結(jié)的類型和尺寸一般8級以上的高精度的都應(yīng)該是滿足具有較高定心和轉(zhuǎn)動精度的連接要求,宜盡量不要選擇相同平的鍵進行連接。由于圓頭帶輪軸的位置在圓頭軸端,因此A型圓頭平鍵最適合在此處進行周向固定。根據(jù),該鍵尺寸為:。由于輪轂的寬度和參考按鍵長度選取,取按鍵的長為40mm.(2)校核鍵聯(lián)接的強度許用擠壓應(yīng)力為（屬于輕微沖擊）,其平均值,。鍵的工作長度,。得:<110MPa故合適。1.6.2進行電機上聯(lián)接的鍵的校核在對此處連接的平鍵進行校核之前，首先需要對安裝大帶輪處的軸的直徑進行確定，在前述中，已經(jīng)將此處的直徑確定為,轉(zhuǎn)矩,載荷有輕微沖擊。(1)選擇鍵聯(lián)結(jié)的類型和尺寸一般8級以上的高精度的攜帶輪都應(yīng)該是滿足具有較高定心和轉(zhuǎn)動精度的連接要求,宜盡量不要選擇相同水平的按鍵進行連接。由于圓頭帶輪軸的位置在圓頭軸端,故我們選擇了單獨的A型圓頭帶軸水鍵。因為,由《機械設(shè)計》圖表5-1查得該按鍵的橫截面大小公式為中的圖表5-1查得該鍵的主要尺寸為:。由于輪轂的寬度和參考按鍵長度選取,取按鍵的長為