-《 水果分选机设计》

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1、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

2、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。

3、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

4、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。 1 x 2 1 .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

5、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%,

6、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

7、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=1:4〜6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 L<6D,则应该减少孔的排数，反过来增加每一排上孔的数

8、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 80X40 15 1/8 1/2 第二级 85X45 20 1/2 1/4 第三级 90X50 25 1/4 1/8 第四级 95X55 30 1/8 1/8 第五级 100X60 35 1/8 1/8 2. 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

9、比例系数； 々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=104 Z2=ai bi Z. =1/2X1/4X 1668=209 Z3二禽 bi Zo =1/4X1/8X1668=52 Zf bi Z. =1/8X 1/8X 1668=26 Z5二禽 bi Z° 二 1/8X1/8X1668二26 （3）筛孔排数与每排孔数的计

10、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 Zi fb ' 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 P1 1 (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

11、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l」D=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.

12、 575 P2=2 n X0. 575 XO. 575 P4=2 兀 XO. 575 P5=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)=15 Zi/Pj = 104 / 23 =5 Zp2 二 Z2/P2 二 209 / 20 =10 Zp3= Z3/P3

13、= 52 / 18 =3 Zp4 二 Z4/P4 二 26 / 17 Z5/P5 = 经圆整后，各级滚筒每排的孔数为： Zp5= 26 / 15 =2 Zpi = 4 Zp2 = 7 Zp3 = 3 Zp4 = 3 Zp5 = 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/2 12 = 7 3/2 (d2+e2)P2=V3/2 13 = "3/2 (d3+e3)P3=V3/2 14 = ”3/2 (d.4 + e4)P4=V3/2 15 = "3/2 (d5+e5)P5=V3/2 (0. 0

14、80 + 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，=1・892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 - di V3 (2-8) ei =2X 1. 892/V3 X23-0. 080

15、=0.015 e2 =2X 1. 892/V3 X20-0. 085 e3 =2X 1. 892/V3 X 18-0. 090 e4 =2X 1. 892/V3 X 17-0. 095 e5 =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 71 D二 1.892/Ji 二0. 60 m (2-9) (2-10) 1 f.=M 2 2(《+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

16、的长度为 (2-12) L = £Z pj(dj + /) + y + /) (2-13) L = £Z pj(dj + Cj) + —+ 句) A L = [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

17、. 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. 01<5%,符合要求。 故可确定滚筒 D=0.60 m L=2.393 m 2. 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

18、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 = 12〜14 / JR二 12〜14 / "0.60=15〜18 r/min 考虑到滚筒的转速一般为10~15 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

19、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90

20、mm（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 3^2 )g P= 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

21、 ©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1・2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

22、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 W 2. 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 1

23、6%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

24、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

25、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=l・55kw 驱动电机与皮带的总工作效率： 3 2 n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

26、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=2・2kw 〃额定转速=710 r/min 2. 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）

27、 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： n

28、u/n = 710/18«39.44 V型带传功比系数常用取值范围i<7； 分选机齿轮与减速器传动比系数取值范围iV4〜6； 链传动比系数取值范围iV6； 滚筒摩擦轮传动比系数取值范围iV5。 所以得出各级传动比： 第一级 V型带传功比系数L=3； 第二级 齿轮与减速器传动比系i2=4； 第三级 链传动比系数％ = 2； 第四级 滚筒摩擦轮传动比系数i4=6。 分选机内部机构各轴的转速分别如下，下标0到3分别为电机轴、减速器轴、 减速器低速轴、滚筒摩擦轮轴。 no二 ru二710 r/min nF n0/ 金二710/3二237 r/min n2= m/ i2=23

29、7/4=59 r/min n3= n2/ i3=59/2=30 r/min n4= n3/ i4=30/l. 6=18 r/min 2. 4. 2各轴输入功率的计算 机械输入功率即：机械效率值分别为：V型带传功,轴承传动亿=。•泌； 齿轮传动%=。・97 ；链传动74=0-96.滚筒摩擦轮传动〃5=。・90。各轴输入功率的计 算是通过电机额定功率依据，每根轴输入功率即： P0 = Pw = 2.2 kW Pi = P0ni=2. 2X0. 96=2. 11 kW P2 = P1n2n3=2. 11X0. 99X0. 97=2. 03 kW P3 = P2n4 =2. 03

30、X0. 96=1.95 kW P4 = P3 n 2 H 5=1. 95 X 0. 99 X 0. 90=1. 74 kW 2.4.3各轴转矩的计算 To = 9550 Po/ n°=9550X2. 2/710 =29. 59 N • m L = 9550 Pt/ MF9550X2. 11/237 =85. 02 N • m T2 = 9550 P2/ n2=9550X2. 03/59 =325. 58 N • m T3 = 9550 P3/ 113=9550X 1. 95/30 =620. 75 N • m 第3章 主要零部件的选择以及设计 3. 1皮带传动的设计计算 依照

31、前面的相关设计与计算，我们得知道皮带传动部分滑轮的传动比是3,这 就表明了该分选机的物体传送因速度不低，算高速运转设备，带传动是用来改善传 输的稳定性。旋转的方向是相同的，并且带轮的传输由皮带与皮带轮之间的摩擦来 实现。皮带传动装置具有稳定的传输，成本低和减震的特性。根据沟槽表面摩擦原 理，相同的张力的作用下，V型带驱动器可以产生比平皮带驱动更多的摩擦。此外, V形皮带传输允许变速器是相对大的，结构是相对紧凑的，并且V形带具有流水化 和批量化加工制造的优势，所以，对该分选设备的传输功能，将通过V型带来实现。 3. 1. 1确定计算功率Pea 由《机械设计》表8-7查得工作情况系

32、数Ka =1.1故Pea = KaP= 1.1X2.2=2.42 kW 3. 1.2选择V带的带型 依照Pea的值为2.42 KW,以及小带的轮转速m是710r/min,那么根据《机械设计》 中的图8-11,设计里将择取A型的V带。 3. 1.3确定带轮的基准直径dd并验算带速v （1） 小带轮基准直径的初步核算 对于小带轮的直径核算，将采用查表法获得，通过《机械设计》中的表8-6与 表8-8,这里将小带轮的基准直径ddi初步定为140毫米。 （2） 验算带速v 按式v=7cddi ni/60X 1000验算带的速度 v =7iddi ni/60X 1000 =7tX1

33、40 X710/60X1000 =5.20 m/s 从带速的计算结果来看，在5 -30m/s的范围内，符合相关规定，所以这里的带速选择准确。 (3) 计算大带轮的基准直径 依照公式计算大带轮的基准直径为dd2 = iddl =3x140 = 420mm,依照《机械设 计》中的表8-8的整定规定，这里的直径dd2选择为400毫米。 3. 1.4确定V带的中心距a和基准长度Ld 根据公式0.7 (ddi+dd2)Wao根2 (dai + dd2)初步确定中心距ao =750mm 由式： L d=2a()+7c/2 X (d(ii+ dd2)/+ (ddi- dd2)2/4ao

34、 =2 X 750+71/2 X( 140+400)+(400-140)2/4 X 750 =2371 mm 由《机械设计》表8-2选带的基准长度Ld=2240mm。 计算实际中心距 a=ao+ (Ld- Ld) /2=750+ (2240-2371) /2=685 mm 3. 1.5验算小带轮上的包角印 ai =180° -57.5 °(dd2- ddi)/a =180°-57.5 °(400-140)/685=158 °3120° 取a=158°。 3. 1.6计算带的根数z (1) 计算单根V带的额定功率Pr 由ddi=140mm和ni=710r/min,查《机械设计

35、》表8-4a得Po=l.26kW。 根据ni=710r/min, i=3和A型带，查《机械设计》表8-4b得△P()=0.09kW。 查《机械设计》表8-5得Ka=0.95,表8-2得Kl=1.06,于是 Pr=( Po+ APo) • Ka • Kl=( 1.26+0.09) X 0.95 X 1.06= 1.36 kW (2) 计算V带的根数z z= Pca/Pr=2.42/l.36=l.78 取2根。 3. 1.7计算单根V带的初拉力的最小值(F。)min 该值先要通过查表法获得其单位长度的重量，通过《机械设计》中的表8-3,我 们可以获知A型带相关质量，这里q取0.

36、1 kg/m,那么拉力计算则为 (Fo)rnin=500 X (2.5-Ka) Pea / Ka ZV +qV2 =500X (2.5-0.95) X2.42/ (0.95X2X5.20) +0.1 X5.202=193N 3. 1.8计算轴压力Fp 由式(Fp) =2Z (Fo ) min sin(ai/2)=2X2X 193Xsin(158/2)=758N 3.1.9带轮的结构设计 该部分的设计在此简略。 3. 1. 10带的张紧装置 由于不同材质的传送带具有的弹力大小不同，那么因为其工作中预紧力的影响, 传送带使用一定的时间后它的塑性会发生变形，从而导致松弛并让弹性发生

37、改变， 最终影响到预紧力Fo会逐步的减小。因此为了确保传送带的输送能力满足使用要 求，需定期对其采取张紧操作，设计时必须考虑到张紧装置的设计。 3.2直齿圆柱齿轮的设计计算 3. 2. 1选择齿轮类型、精度等级' 材料及齿数 (1) 依照上面的传动方案，设计中齿轮将泽却直齿的圆柱齿轮来实现传动功能。 (2) 虽然滚筒为转动部件，但因为它的转速很低，所以此处的精度将选择7级 精度。 (3) 材质选型。通过《机械设计》里表10-1的规定，这里的小齿轮用材选取材 调质处理后的40Cr,其硬度是280 HBS,另外对于大齿轮，其加工材质选择调质处理 后的45#钢，其硬度是240 H

38、BS,在此大小齿轮的加工用材的硬度差是40HBS。 (4) 齿轮齿数的设计选择。本设计里的小齿轮齿数zi选择为24,那么对于大齿 轮的齿数选择将为z2 = 4x24 = 96。 3.2.2按齿面接触强度设计 根据设计中的计算公式(10-9a),经过计算，结果为 (3-17) (1) 相关参数的数值确定 在此，先将载荷系数Kt按照1.3进行计算。 计算小齿轮传递的转矩。 Ti = 9550 Pi/ni=9550X2.11/237 =85.02 N • m=8.502X 104 N • mm 通过《机械设计》中的表10-7,这里的齿宽系数6d定为1.2。 通过《机械设计》中

39、的表10-6,查表获得该材料的弹性影响系数Ze是189.8 MPa"。 通过《机械设计》中的图10-21,获得小齿轮的接触疲劳强度极限OHliml，这里选 取600MPa；另外对于大齿轮的。Hiim2选取550MPa进行相关计算。 由《机械设计》式10-13计算应力循环次数 Ni=60mjLh=60 X237XlX(2X8X300X 15)=1.024 X 109 Ni=1.024X 109/4=0.256X IO。 另外，根据《机械设计》中的图10-19,先将其抗疲劳寿命系数Khni定为0.90； Khni定为0.95来进行相关计算。 在对其接触疲劳许用应力进行计算。 这里

40、的失效概率取值是百分之一，它的安全系数S则定为1,那么通过《机械设 计》里的计算公式(10-12),我们计算出以下的结果， 〔oh) i= KHNioiimi/S=0.9X600 MPa=540 MPa 〔OH) 2= KHN2Oiim2/S=0.95 X 550 MPa=522.5 MPa (2) 计算 试算小齿轮分度圆直径dn,代入〔oh)中较小的值 dn 3 2.32 3 V KTi/。d ・(u+l)/u ・(ZE/ ( oh )尹=2.32 3 V 1.3 X 8.502 X 104/1.2 ・(4+1)/4 ・(189.8/522.5)2=57.459 mm 计算圆

41、周速度v v =7idit ni/60X 1000 =7rX 57.459 X 237/60 X 1000 =0.71 m/s 计算齿宽b b = 4>d • 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 mm b/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

42、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=57.4

43、59X3V1.368/ 1.3=58.436 mm 计算模数m m = di/ zi=58.436/24=3.43 mm 3. 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

44、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

45、《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 MPa 〔of) 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

46、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=0.01379 YFa2YSa2/[ 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 m》3 " 2X 1.331 X8.502X 104/1.2 X 242 ・(0.01642)=1.75 mm

47、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=58.436/2^29 大齿轮齿数 Z2 = 4X29=116 3.2.4几何尺寸计算 (1) 计算分度圆直径 di= zim=29 X 2=58 mm d2= Z2Hi= 116X2=232 mm (2) 计算中心距 a =(di+

48、d2)/2=(58+232)/2=145 mm (3) 计算齿轮宽度 b = 4>d 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 = 38 3.3.2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=3.3

49、4 kW 3.3.3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 1000/3

50、1.75 + ( 19+38)/2 + (38-19)/2兀)2 X 31.75/ 1000^91.78 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 mm 3.3.5计算链速v,确定润滑方式 v = n2zip/60X 1000=59 X 19 X 31.75/60 X 1000^0.6 m/s 利用链速与链号的数值，通过《机械设计》中图9-14

51、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 Fp^KFpFe=l.15X3667^4217 No 3. 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，

52、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。 so 75 24 - 19.75 * \8x7x4。 A 89,9 s Iff B 64.5 c_ VI 5 4.

53、 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，

54、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

55、d\f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，

56、是19.75毫米, 则 hi-v=T+s+a= 19.75+8+16=43.75 mm lvi-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

57、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

58、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F Fnhi=1466N, Fxh2=1466N Fnvi=533. 5N, FW2=-533. 5N Mh=94557 N • mm Mvi=34410. 75N • min Mv2=-34410. 75 N • nun 总弯矩 Mi= M2= V945572+34410. 752=100624 N - m 扭矩T Ti=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

59、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

60、)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15—3,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。 m SS 0

61、 H -4- g 0 0 VI 9 夜 0 5 20x12x56 A 60.75 B 60.75 85 12x8x2  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

62、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

63、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

64、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 mm 1 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

65、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

66、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 F Fni11=1403. 5N, Fmi2=1403. 5N Fnvi=511N, FW2=-511N 弯矩 M Mh=85263 N - mm Mvi=31043. 25N • mm Mv2=-31043. 25 N • mm 总弯矩 Mi= M2= V852632+31