山楂去核機的設計

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1、作者聲明 本畢業(yè)論文（設計）是在導師的指導下由本人獨立撰寫完成的，沒有剽 竊、抄襲、造假等違反道德、學術(shù)規(guī)范和其他侵權(quán)行為。對本論文（設計） 的研究做出重要貢獻的個人和集體，均已在文中以明確方式標明。因本畢業(yè) 論文（設計）引起的法律結(jié)果完全由本人承擔。 畢業(yè)論文（設計）成果歸武昌工學院所有。 特此聲明 作者專業(yè): 作者學號: 作者簽名: 年 月曰 山楂去核機的設計 *** The desig n of nu clear hawthor n mach inery ***** 摘要 在我國，山楂去核機械的發(fā)展相對落后，因為缺乏良好的設備，再加上生產(chǎn)手段落后, 生產(chǎn)效率低，果

2、實積壓腐爛的現(xiàn)象出現(xiàn)在一些地區(qū)，給果農(nóng)帶來了巨大的損失。以目前的 手工操作是遠遠不能滿足現(xiàn)代山楂加工的需求，不僅占用了大量的勞動力，勞動強度大， 生產(chǎn)效率低，而且難以控制產(chǎn)品質(zhì)量。山楂去核機由傳動機構(gòu)、動力機構(gòu)和執(zhí)行機構(gòu)三大 機構(gòu)組成，利用切刀的往復直線運動及旋轉(zhuǎn)工作盤的間歇轉(zhuǎn)動完成連續(xù)去核作業(yè)，其總功 能可分為送料、沖核、退回三個子功能。因要求各執(zhí)行機構(gòu)的相容性和盡量使結(jié)構(gòu)簡單和 空間布局緊湊，從而選擇旋轉(zhuǎn)盤間歇機構(gòu)為棘輪機構(gòu)。這樣的機械設計主要是為了解決山 楂去核工作勞動強度大，提高生產(chǎn)效率，降低山楂果破損，保證山楂制品的質(zhì)量。這樣一 來，設計的山楂去核機具有良好的應用前景。 關鍵詞 :

3、去核機；機構(gòu)；旋轉(zhuǎn)盤 Abstract China's current development status of nuclear hawthorn machinery is relativelybackward, lack of good equipme nt, process ing methods backward, low productivity, result ing in a backlog of fruit rot in parts of the phenomenon, to farmers caused huge economic losses. Hawthorn nuc

4、lear manual now in China is still the main means of treatment, not only takes up a lot of labor, high labor intensity, low productivity, health and safety can not be effectively guaranteed. This nuclear machine by the drive mechanism, dynamic mechanism and actuator of three large institutions, using

5、 the reciprocating linear motion of the cutter and intermittent rotation to complete work plate rotati ng continu ous to nu clear operati on s, its fun cti on can be divided into feeding, nuclear, returned to the three child functions. Due to the requirements of each actuator compatibility and try t

6、o make simple structure and space layout is compact, rotate for ratchet intermittent mechanism so as to chooseThe design is to solve the nuclear hawthorn labor inten sity, in crease productivity, reduce breakage rate hawthor n, to en sure product quality. Therefore, the applicati on prospect of smal

7、l hawthor n core mach ine is very good. Keywords : nuclear hawthorn machinery;structure;rotary disk 引論 1山楂去核機的原理設計 -2 - 1.1山楂去核機的設計原理 1.2執(zhí)行系統(tǒng)的方案設計 2動力機構(gòu) 3傳動機構(gòu) 3.1確定傳動裝置的總傳動比及各級傳動比 -5 - 3.2傳動比的設計 -7 - 3.3軸的設計 15 3.4蝸輪軸的軸承的選擇和計算 -19 - 3.5鍵聯(lián)接的選擇和強度校核 -21 - 3.6聯(lián)軸器的選擇和計

8、算 -22 - 3.7棘輪機構(gòu)的尺寸計算 -22 - -24 - 4執(zhí)行機構(gòu) 4.1彈簧的受力計算 -24 - 4.2山楂定位盤尺寸 -25 - 4.3山楂定位盤主軸 -25 - -28 - 主要參考文獻 -29 - -30 - 我國地域遼闊，資源豐富。獨特的良好的條件水果加工業(yè)的發(fā)展。水果加工已成為農(nóng) 民增收致富的主要途徑之一，無論是社會效益和經(jīng)濟效益十分可觀。以前的手工操作是無 法滿足現(xiàn)代果品加工的需求，占用了大量的勞動力，勞動強度大，生產(chǎn)效率低，且難以控 制產(chǎn)品質(zhì)量。但我們也看到，由于缺乏性能良好的機械，在果樹種植業(yè)發(fā)展的今天，

9、處理 手段過于落后，生產(chǎn)效率低，一些地區(qū)仍然會出現(xiàn)新鮮水果積壓腐爛的現(xiàn)象，給種植者造 成損失。在許多水果加工工廠，預處理環(huán)節(jié)，如核，去皮，清洗等，基本依靠手工或非常 簡單的工具來完成。因此，在我國發(fā)展去核的機械加工設備，以取代手工勞動作業(yè)是必然 的趨勢。根據(jù)中國含有豐富的水果資源的特點，且分布廣泛，特別適用于小型和中型去核 設備的研發(fā)，以適應中型果和小型水果加工廠的需求。 這樣以來，才會有更加豐富的食品， 以滿足人們的需求，保障人們水果種植的積極性。國內(nèi)外核果類去核機械的發(fā)展情況 國外在20世紀60年代開始發(fā)展水果去核機械，到1980年代早期美國，意大利，荷 蘭等國都推出了核桃去核機，橄欖去

10、核機等。去核機械基本實現(xiàn)自動化，經(jīng)幾十年的發(fā)展， 已日趨完善。目前，正向著節(jié)能，機電一體化的方向發(fā)展。但是，中國的去核機械設備發(fā) 展緩慢，遠遠跟不上種植業(yè)的發(fā)展，擁有巨大的應用前景。 日本也研發(fā)了刮板式去核機，去核后的果肉可高達 5毫米左右，通過篩孔，從機器的 尾端排出核桃，該機適應于粘核型桃的去核加工，它具有成本低，高生產(chǎn)率，去核效果好 等特點。國內(nèi)也開發(fā)了橄欖去核機，它可以依靠干果，裝配在鏈或滾筒輸送機上定位，并 采用一排刀，將橄欖進行多個刀片去核操作，其生產(chǎn)效率遠遠高于使用單刀設備。 早在80年代一家美國公司向市場推出了一種自動轉(zhuǎn)矩型粘核桃去核機。每分鐘 82桃 子的加工能力，其生

11、產(chǎn)效率是約 820公斤/小時。該機采用機采用十四個小杯對桃子進行 定位和輸送。每個小杯的底部有一個凸起的小轉(zhuǎn)軸。小軸在鏈條帶動旋轉(zhuǎn)的時候，只要杯 內(nèi)桃子不在小凸起的上面，桃外環(huán)會與凸塊接觸并被驅(qū)動旋轉(zhuǎn)，直到在正確的地方。在這 一刻，桃處于直立狀態(tài)，切割刀將被桃核分成兩半后，夾緊桃果實的兩個橡膠板后半相互 旋轉(zhuǎn)150度，分離桃仁與核桃。在加工季節(jié)可以連續(xù)工作且不需檢修，調(diào)整和清洗十分方 便。它保存果肉完整，因此，也用于罐頭和果脯及干果加工廠。由于機構(gòu)的復雜導致成本 較高。國內(nèi)罐頭，干果等食品產(chǎn)品是微利，因此，在我國推廣存在很大困難。 國內(nèi)制造的核果水果去核機，根據(jù)其結(jié)構(gòu)特點和工作部件的不同，可

12、分為剖分式、對 輥式和捅桿式等幾個類別。中國目前的去核設備已經(jīng)有剖分去核機，捅桿式去核機、打漿 式去核機、刮板式去核機、凸齒滾筒分離凹版式去核機幾種形式等幾種形式。我國去核機 器存在的突出冋題式咼損失率，水果后核損率咼，穩(wěn)定性，普遍性差，運行成本咼，技術(shù) 含量較低。 1山楂去核機的原理設計 1.1山楂去核機的設計原理 圖1.1山楂去核機結(jié)構(gòu)圖 如圖所示為小型山楂，主要包括去核刀具、山楂定位盤、定位盤主軸、傳動間歇棘輪、 連桿、擋板、電動機、減速器和皮帶輪。其中，去核刀具能去掉山楂的內(nèi)核，保證山楂不 發(fā)生形變；山楂定位盤給山楂定位；確保去核刀具能準確地去掉山楂的內(nèi)核；傳動間歇棘

13、 輪，能夠在曲柄的轉(zhuǎn)動過程中，每 30度轉(zhuǎn)動一下，進而使山楂定位盤間歇傳動；曲柄， 每轉(zhuǎn)動一圈帶動棘輪轉(zhuǎn)動30度；連桿在曲柄轉(zhuǎn)動過程中，帶動去核刀具的上下運動和拉 動棘輪的轉(zhuǎn)動，當曲柄使去核刀具向下去核運動時，連桿對棘輪無作用，山楂定位圓盤不 轉(zhuǎn)動，當曲柄帶動刀具向上運動，連桿拉動棘輪轉(zhuǎn)動，棘輪與下面的山楂定位盤通過軸連 接，從而使山楂定位盤轉(zhuǎn)動到下一個待去核的山楂處，擋板能收集去核后的山楂。山楂去 核機的工作原理：電動機發(fā)動后，通過皮帶輪傳把動力傳給減速器，減速器減速后，帶動 曲柄轉(zhuǎn)動，一邊，曲柄的轉(zhuǎn)動帶動連桿的往復運動，連桿與棘輪通過圓頭拉桿連接，另一 邊，曲柄的轉(zhuǎn)動帶動去核刀具的上下運動

14、完成山楂去核的工作。曲柄轉(zhuǎn)動一周，帶動棘輪 轉(zhuǎn)動360度，主軸帶動山楂定位圓盤的轉(zhuǎn)動，進而使山楂定位圓盤帶動山楂轉(zhuǎn)動到刀具的 下面。當曲柄往下轉(zhuǎn)動時，連桿推動棘輪運動，山楂定位圓盤固定在去核刀具的下方，去 核刀具在曲柄的推動下，向下運動完成山楂的去核工作；曲柄向上運動時，連桿拉動棘輪, 山楂定位圓盤轉(zhuǎn)動到下一個待去核山楂處。山楂隨刀具向上，遇到擋板掉到山楂定位圓盤 上。 1.2執(zhí)行系統(tǒng)的方案設計 機械設計程序執(zhí)行系統(tǒng)的核心是機械系統(tǒng)的總體設計 ，它可以實現(xiàn)所需的機械特性，性 能優(yōu)勢，以及對經(jīng)濟效益有很大影響。 山楂去核機的功能：送料、沖核、退回 基于以上的分析，去核機完成該過程的幾個步

15、驟： （1） 加料：即人工加料； （2） 沖核：每當切刀自上向下運動，旋轉(zhuǎn)盤提前做一次間歇運動； （3） 操作盤間歇傳動：送料、沖核、退回三個工位的轉(zhuǎn)換。 切刀往復直線運動的實現(xiàn)機構(gòu) 選電機作為動力源，機構(gòu)的功能的實現(xiàn)如下： （1） 擺動從動件圓柱凸輪：結(jié)構(gòu)簡單、緊湊、設計方便，只要做出適當?shù)耐馆嗇喞?能使從動桿得到任意預定的運動規(guī)律。 （2） 曲柄滑塊機構(gòu)：這種低副機構(gòu)具有良好的動力特性和運動特性、運動副幾何封閉， 制造簡單。 （3） 偏置曲柄滑塊機構(gòu)：旋轉(zhuǎn)盤間歇轉(zhuǎn)動的實現(xiàn)機構(gòu)。 棘輪機構(gòu)、不完全齒輪機構(gòu)均可實現(xiàn)間歇傳動。因旋轉(zhuǎn)盤間歇轉(zhuǎn)動速度要求低速和輕 載，且需要準確

16、地轉(zhuǎn)位，故選用棘輪機構(gòu)。 執(zhí)行機構(gòu)的協(xié)調(diào)設計 山楂去核機由傳動機構(gòu)、動力機構(gòu)和執(zhí)行機構(gòu)三大機構(gòu)組成。在送料的期間，切刀不 能接觸到轉(zhuǎn)盤上，切刀與操作盤之間的運動，在時間順序和空間位置上都有嚴格的配合要 求。 機械運動方案的的選擇和判定 現(xiàn)在按照給定條件，要求各執(zhí)行機構(gòu)的相容性、結(jié)構(gòu)簡單和空間布局緊湊等要求來選 擇方案，產(chǎn)生兩個結(jié)構(gòu)比較簡單的方案： 方案1:旋轉(zhuǎn)盤間歇機構(gòu)為棘輪機構(gòu)，沖壓機構(gòu)為偏置曲柄滑塊機構(gòu) 方案2:沖壓機構(gòu)為擺動從動件圓柱凸輪機構(gòu)，旋轉(zhuǎn)盤間歇機構(gòu)為槽輪機構(gòu)。 評定：偏置曲柄滑塊機構(gòu)的往復直線運動能增力和急回的特性，選擇方案 1 2動力機構(gòu) 選擇電動機系列和結(jié)構(gòu)

17、形式 電動機選擇應保證： Po= Pr 式中：Po 電動機額定功率 KV； Pr 工作機所需電動機功率 KW所需電動機功率由下式計算： Pr=Pw/? （式 1.1） 式中：Pr 工作機構(gòu)所需有效功率，由工作機的工藝阻力及運行參數(shù)確定； ? 電動機到工作機的總效率％。 因電機主要為山楂定位圓盤提供動力，操作盤的轉(zhuǎn)速取值 45r/min，這樣的速度比較 適合人工放置山楂，且效率較高。 由工作的要求和條件，選用比較常見的 丫系列三相異步電動機。臥式封閉結(jié)構(gòu)具較其 他結(jié)構(gòu)有防止灰塵、鐵屑或其他雜物侵入電動機內(nèi)部的優(yōu)點，更能適應市場需求。 確定電動機容量 切刀的輸出功率Pw 根

18、據(jù)實驗分析：設定切刀的工作力 F=2502N設定切刀的速度為0.72m/s，則切刀的 輸出功率為：Pw=FV1000=2500X 0.7/1000=1.78KW 電動機的輸出功率為Pd 傳動裝置的總效率為：？=?1?32?3?4?25 （式1.2） 式中，？1、？2、？3、？4、?5為電動機至切刀各傳動機構(gòu)的效率； 由機械設計課程設計手冊： 查表得：V帶傳動：？1=0.98，滾動軸 承？2=0.96,減速器 ？3=0.95，棘摩擦輪 傳動 ?=?1?2?3?24=0.85 電動機的額定功率 Pd=PW/?=1.1/0.8=1.38 由機械設計手冊表12-1 選取電動機的額定功率為

19、Ped=1.5KW 確定電動機型號 通過查表可知，可選電動機 丫9132M-8型電動機。 表2.1 Y1001-6型電動機的主要性能表 電動機型號 額定功率（/KW） 同步轉(zhuǎn)速 （r/min） 滿載轉(zhuǎn)速 （r/min） 質(zhì)量（KG） Y100L-6 1.5 1000 940 33  3傳動機構(gòu) 3.1確定傳動裝置的總傳動比及各級傳動比 帶輪基準半徑 電動機帶輪基準半徑75mm 減速器帶輪基準半徑177.5mm 可知帶傳動傳動比i 1=2.5 若要使操作盤轉(zhuǎn)速保持在48r/min左右，則電動機轉(zhuǎn)速（900-1100） r/min。查表可知, 選擇Y

20、100L-6，其功率1.5KW。 傳動帶輪的設計 （1） 計算功率 Pca=KP=1 X 1.5=1.5KW （工作情況系數(shù)=K=1.0） （2） 皮帶輪的帶型選取 根據(jù)np =940r/min,pca=1.5KW，確定使用Z型普通V帶 電動機帶輪基準直徑：主動輪基準直徑 D1=150mm 減速器帶輪基準直徑：D2=i X D仁2X 177.5=355mm （傳動比i=2.5） （3） 驗算帶的速度 V= n D1n/60X 1000 =nX 150X 1400/60 X 1000 =11 v 25m/s 合適 初步選取中心距 30=1.5 (d1 + d2) =1.

21、5X (150+ 355) =757.5mm a0取 760mm,符合 0.7 (D1 + D2) va0V2 (D1 + D2), 2 L0=2a0+n /2 (d2+d1)+ (d2 — d1)/4a0 =2X 760+n /2(350+150)+(350-150)2/4X 760 =2318.56mm則實際中心距： a~ a0+ (Ld-L0)/2 =760+(2500-2318.56)/2 =848.mm 驗算電動機帶輪上的包角： (式 3.1) (式 3.2) (式 3.3) (式 3.3) (式 3.4) a=1800- （d2-d1）X 57.30

22、 ?167.85°>120°，合適。 （4）計算Z型普通V帶根數(shù) 令 di=50mm,ni=940r/min 查表式中：po為單根V帶的基本額定功率 取1.4KW ?po為單根V帶額定功率的增量取0.2KW Kl長度系數(shù)取0.98 Ka為包角系數(shù)取0.99 (式 3.5) Z= Pea (P°~~P)K Kl 1^5 (0.14 0.02) 0.98 0.99 0.97 取 z=1 根 (5) 求作用在帶輪軸上的壓力 可知 q=0.06kg/m 帶所能傳遞的最大有效拉力 1 Fec2F01 1/efa （式 3-5）,當考慮離心力的不利影響時,

23、 單根帶所需的預緊力F。1FecefV^^ qv2，用F。500PC（2^ 1） qv2帶入 2 e 1 zv k 前式，并考慮包角對所需預緊力的影響，可將 F0的計算式子寫為: F° 50吟(* 1) qv2 式中：q為v帶單位長度質(zhì)量，0.06kg/m 500Pc 2.5 2 — 故由 F° -（ 1） qv可得 zv k F0 500 0.18( 2.5 2 3.67(0.98 1) 0.06 3.672 19.83N 計算帶傳動在軸上的力（簡稱壓軸力）Fq 設計安裝帶輪的軸和軸承，先確定帶傳動作用在軸上的力 Fq,壓軸力可以近似的按 照

24、的兩邊的預緊力F0的合力 來計算: 1 Fq 2zFoSin - 2 2 2 19.83 sin 167.85 2 78.87N （6）各帶輪的結(jié)構(gòu)設計 設計V帶輪時應滿足的要求有：質(zhì)量較小、結(jié)構(gòu)工藝較好、無過大的鑄造內(nèi)應力、轉(zhuǎn) 速高時要經(jīng)過平衡以及輪槽工作面要精細加工（表面粗糙度一般為 3.2?m），以減少帶的 磨損，每個槽的尺寸應保持一定的精度，使載荷分布較為均勻等。依照此要求 電動機相連的主動輪 其帶輪基準直徑d=38mm bd 8.5mm ba min 2mm e 12 0.3mm fmin 7mm hfmin 7.9mm min 5.5mm

25、 38 由于與電動機相連的主動輪和從動輪的傳動比為 i=1.5，由此知，與電機帶輪相連的減 速器帶輪直徑d=355mm bd 8.5mm bamin 2mm e 12 0.3mm fmin 7mm h f min 7.9mm min 5.5mm 36 3.2傳動比的設計 確定總的傳動比 由選定的電動機滿載轉(zhuǎn)速nm和工作機的總轉(zhuǎn)速n,由此知，傳動裝置的總傳動比是: j n m n （式 3.6） 940 48 19 .5 i在6-24范圍內(nèi)可以選用 采用耳機展開式此輪傳動減速器，為使兩大齒輪浸油深度相近即 i1 1.3i2 分配傳動比 i2 i/1

26、.3 .26.73/1.3 4.53 | ii I2 26.73 4.53 5.90 較實際傳動比: I 4.53 5.90 36.73 傳動比誤差: 29.952 29.95 29.95 100% 0.06% 計算傳動裝置運動和動力參數(shù) 減速箱內(nèi)三根軸的轉(zhuǎn)速如下: I軸: ni=nm 1470r / min II軸： 山 1470 nii= — 242.37r/min i1 5.90 川軸： nJ i2 53.50r / min 4.804.53 各軸的輸入功率為: I軸： p Pd 1 20.5 0.995 20

27、.4KW II軸: pn = pn 2 3 20.4 0.98 0.97 19.4KW 川軸： pm pn 1 2 19.4 0.995 0.97 18.7KW 蝸輪蝸桿傳動設計 選擇蝸輪蝸桿類型、材料、精度 依據(jù)GB/T10085-1988，采用漸開線蝸桿（ZI）蝸桿材料選用45鋼，蝸輪齒圈材料選 用ZCuSn10Pb1, 8級精度標準保證側(cè)隙。 計算步驟 按接觸疲勞強度設計 2 KT2 設計公式m d1 > 選 z1, z2: 查表7.2取z1=2, z2= z1 x n1/n2 =2X 1440/ 73.96 =38.94" 39. z2在30

28、?64之間，故合乎要求。 初估 =0.82 蝸輪轉(zhuǎn)矩T2: 2 3.25Ze h Z2 （式 3.7） T2=T1X i X =9.55X 106X 5.8X 19.47X 0.82/1440 =614113.55 N?mm 載荷系數(shù)K: 因載荷平穩(wěn)，查表7.8取K=1.1 材料系數(shù)ZE （式 3.8） 查表 7.9, ZE=156 MPa 許用接觸應力[0H] 查表 7.10, [ 0H]=220 Mpa N=60X jn2X Lh =60 X 73.96X 1 X

29、 12000 =5.325X 107 ZN= =0.81135338 [H]=ZN[ 0H]= 0.81135338X 220=178.5 Mpa kt2 2 m di > 2 3.25ze h Z2 3.25 156 220 39 =1.1X 614113.55X =2358.75mm 2 初選m , d1的值： 查表7.1取m=6.3, d仁63 2 m d1=2500.47〉2358.75 導程角 mz 6.3 2 tan = d1 63 =0.2 =arcta n0.2=11.3° 滑動速度

30、Vs dg （式 3.9） ..60 1000 cos Vs= 63 1440 60 1000 cos11.3 =4.84m/s 嚙合效率 由 Vs=4.84 m/s 查表得 v =1 ° 16 tan （式 3.10） tan 1 = tan 11.3 tan 11.3 2 =0.2/0.223=0.896 傳動效率 取軸承效率 2=0.99，攪油效率 3=0.98 =1X 2X 3 =0.896X 0.99X 0.98 =0.87 T2=T1 Xi X =9.55X 106X 5.8X 19.47X 0.87/1440 =651559.494N?

31、mm 2 檢驗m di的值 KT2 2 m di > 2 3.25ze =0.X 651559.494X 2 3.25 156 220 39 =1820v 2500.47 原選參數(shù)滿足齒面接觸疲勞強度要求 確定傳動的主要尺寸 m=6.3mm， di =63mm，zi=2, z2=39 63 6.3 39 2 =154.35mm 蝸桿尺寸 分度圓直徑d1 d仁 63mm 齒頂圓直徑da1 da仁d1+2ha仁(63+2X 6.3)=75.6mm 齒根圓直徑df1 df1=d1 - 2hf=63 - 2X 6.3 (1+0.2)

32、=47.88mm 導程角 tan =11.30993247° 右旋 軸向齒距 Px1= n m=3.14X 6.3=19.78mm 齒輪部分長度b1 b1> m(11+0.06X z2) 中心距a= di mz? 2 (式 3.10) =6.3X (11+0.06X 39) =84.04mm 取b仁90mm 蝸輪尺寸 分度圓直徑d2 d2=mX z2 =6.3X 39=245.7mm 齒頂高 ha2=ha*X m 齒根高 齒頂

33、圓直徑da2 =6.3X 1=6.3mm hf2= (ha*+c*) x m =(1+0.2)x 6.3=7.56mm da2=d2+2ha2 齒根圓直徑df2 =245.7+2X 6.3 x 1.2=230.58mm df2=d2 - 2m(ha*+c*)=384 - 19.2=364.8mm 導程角 tan =11.30993247° 右旋 軸向齒距 蝸輪齒寬b2 齒寬角 蝸輪咽喉母圓半徑 熱平衡計算 ①估算散熱面積A (式 3.11) Px2=Px1 =n m=3.14x 6.3=19.78mm

34、b2=0.75da1 =0.75x 75.6=56.7mm sin (a /2)=b2/d1 =56.7/ 63=0.9 rg2=a— da2/2=154.35- 129.15=25.2mm 1.75 1.75 a 154.35 2 A= 0.33 0.33 0.7053m2 100 100 ② 驗算油的工作溫度ti 室溫t0，取20 散熱系數(shù)ks : Ks=20 W/(川「C ) ti 10001 P ksA to 1000 1 0.87 5.8 20 0.7053 20 (式 3.12) 73.45CV 80C 油溫

35、未超過限度。 潤滑方式 由Vs=4.84m/s,查表7.14，采用浸油潤滑，油的運動粘度 V40 C =350x 10-6 m2/s 蝸桿、蝸輪軸的結(jié)構(gòu)設計（單位：mm） ①蝸輪軸的設計 最小直徑估算 dmin > cx （式 3.10） 3戶 c查《機械設計》表 11.3得 c=120 dmin> =120x ，7396 =47.34 根據(jù)《機械設計》表11.5 選dmin=48 d1= dmi n+2a =56 a> （0.07 ?0.1） dmi n=4.08~ 4 d2=d1+ （1 ?5）mm=56+4=60 d3=d2+ （1 ?5）mm=60+5=6

36、5 d4=d3+2a=65+2x 6=77 a> （0.07?0.1） d3=5.525~ 6 h由《機械設計》表11.4查得h=5.5 b=1.4h=1.4x 5.5=7.7~ 8 d5=d4- 2h=77- 2x 5.5=66 d6=d2=60 l仁70+2=72 ②蝸桿軸的設計 最小直徑估算 dmin > cx 3忌 =120X =19.09 取 dmin=30 d1=dmin+2a=20+2x 2.5=35 a=（0.07?0.1）dmin d2=d1+（1 ?5）=35+5=40 d3=d2+2a=40+2x 2=44 a=（

37、0.07 ?0.1）d2 d4=d2=40 h查《機械設計》表2 H7/S6 配 蝸桿和軸做成一體，即蝸桿軸。蝸輪采用輪箍式，青銅輪緣與鑄造鐵心采用 合，并加臺肩和螺釘固定，螺釘選 6個 幾何尺寸計算結(jié)果列于下表： 表3.1 幾何尺寸計算表 名稱 代號 計算公式 結(jié)果 蝸桿 中心距 a a = m2 q z2 a=154.35 傳動比 i i % i=19.47 蝸桿分度圓 柱的導程角 arctan 彳 q 11.31 蝸桿軸向壓力 角 x1 標準值 x1 20 齒 數(shù) Zi z1=2 分度圓直徑 di d1 m q

38、 d1 63 齒頂圓直徑 dal dai m q 2 da1 75.6 齒根圓直徑 d f i d f1 m q 2.4 df1=47.88 蝸桿螺紋部分 長度 bi b 11 0.06z2 m b1 90 表3.2 幾何尺寸計算表 名稱 代號 計算公式 結(jié)果 蝸輪 中心距 a a 二駭 q z2 a=154.35 傳動比 i i % i=19.47 蝸輪端面 壓力角 t2 標準值 t2 20 蝸輪分度圓柱 螺旋角 11.31。 齒 數(shù) 乙 Z2JZ1 乙=39 分度圓直徑 d2 d2 m Z2

39、 d2 245.7 齒頂圓直徑 da2 da2 m Z2 2 da2=258.3 齒根圓直徑 d f 2 d f 2 m z2 2.4 d f 2 230.58 蝸輪最大 外圓直徑 de2 de2 da2 1.5m da2 267.75 3.3軸的設計 蝸輪軸的設計 選擇軸的材料 選取45鋼，經(jīng)調(diào)質(zhì)，硬度HBS=230,由表查得其許用彎曲應力[l]b=55Mpa查《機 械設計基礎》（表10-1、10-3） 初步估算軸的最小直徑 3庠 取 C=120，得 dmin> =120X ? 73.96 =47.34mm 根據(jù)《機械設計》表11.5

40、,選dmin=63 軸的結(jié)構(gòu)設計 ① 軸上零件的定位、固定和裝配 在單級減速器中，將齒輪放在箱體正中間，相對于兩軸承對稱分布，齒輪右面由軸肩 定位，左面用套筒軸向固定，其周向固定靠平鍵和軸的過渡配合。右面用軸端擋，擋圈作 軸向固定.鍵聯(lián)接作周向固定，軸做成階梯形，左軸承從左面裝入，齒輪、套筒、右軸承和 聯(lián)軸器依次右面裝到軸上。 ② 確定軸各段直徑和長度 I 段 d仁50mm L仁70mm U段選30212型圓錐滾子軸承，其內(nèi)徑為 60mm，寬度為22mm°U段直徑d2=60mm。 川段考慮齒輪端面和箱體內(nèi)壁、軸承端蓋與箱體內(nèi)壁應有一定距離， 則取套筒長為38mm。 故 L3=40mm

41、， d3=65mm。 W段 d4=77mm,L4=70mm V段 d5=d4+2h=77+2X 5.5=88mm,L5=8mm 切段 d6=65mm,L6=22mm 叫段 d7=d2=760mm,L7=25 按彎扭合成應力校核軸的強度 ① 繪出軸的結(jié)構(gòu)與裝配圖（a）圖 ② 繪出軸的受力簡圖 （b）圖 ③ 繪出垂直面受力圖和彎矩圖 （c）圖 Fa 2T1 749.18 /77 19.46 N Fr 2 Ft d1 Ft tan 11437.°2245.7 93.1 tan20 93.1 N 33.88 n

42、 軸承支反力: F RAV 好88 55 16.94 N 110 FRBV=Fr+FRAV =33.88+16.94=50.82N 計算彎矩： 截面C右側(cè)彎矩 Mcv Frbv l2 50.82 551000 2.795N m 截面C左側(cè)彎矩 Mcv Frav L2 16.94 551000 0.932N m ④ 繪制水平面彎矩圖 （d）圖 軸承支反力： Frah Frbh Ft2 93.12 46.55N m 截面C處的彎矩 Mch Frah L2 46.55 551000 2.56N m ⑤ 繪制合成彎矩圖 2 2

43、: 2 2 M c v'M cv Mch （2.795 2.56 3.79 Kl o N ?m (b) (c) (d) ⑹ (f) (g) i32 26 Fa Ft B A ? Fa ABH F RAV M CV F RAV ■ L -ABH M CH M c 「|| 1 M ec 圖3.1低速軸的力矩圖 低速軸的彎矩和轉(zhuǎn)矩 （a）軸的結(jié)構(gòu)與裝配 （b）受力簡圖 d）垂直面的受力和彎矩圖 （e）合成彎矩圖 （c）水平面的受力和彎矩圖 （f

44、）轉(zhuǎn)矩圖（g）計算彎矩圖 0 丿 0 O MC Ecv Mch 山932 256 2.72 N?m (6)繪制轉(zhuǎn)矩圖 6 T 9.55 10 ⑴圖 Pn 9.55 106 4?54 73.96 5.86 X 105 N?mm=586 N?m ⑦繪制當量彎矩圖 （g）圖 取0.6，截面C處的當量彎矩： 351.62 N?m M EC Me2 T 2 . 3.792 0.6 586 ⑧校核危險截面C的強度 351.62 103 0.1 773 7.7MPa / [55MPa 因此安全。 蝸桿軸的設計 選擇軸的材料 選

45、用45鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度HBS=230,強度極限B=650 Mpa，屈服極限s=360 Mpa， 彎曲疲勞極限 1=300 Mpa，對稱循環(huán)變應力時的許用應力[1]b=60 Mpa。 初步估算軸的最小直徑 最小直徑估算 取 dmin=20 d=35mm,選軸承圓錐滾子軸承（GB/T297 軸的結(jié)構(gòu)設計 根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)和強度要求選取軸承處的軸徑 —94）,采用蝸桿軸結(jié)構(gòu)。其中，齒根圓直徑 *1 47B8mm 分度圓直徑d1 63mm，齒頂圓直徑da1 桿軸結(jié)構(gòu)符合安全要求。 75.6mm,經(jīng)過具體的設計和校

46、核，得該蝸 3.4蝸輪軸的軸承的選擇和計算 d=60mm,外徑 按軸的結(jié)構(gòu)設計，選用 30212( GB/T297 — 94)圓錐滾子軸承，內(nèi)徑 D=110mm,B=22mm. 軸承的徑向載荷 軸承B 軸承A Ra Rah 46.552 16.942 rb rbh rbv ,46.552 50.822 軸承的軸向載荷 軸承的派生軸向力 49.54 N 68.92N R0.8ctg （式 3.11） （式 3.12） 查表得：30212軸承 15° 38' 32〃 所以，Sa ^O&tg15 3832 =17.173N SB Rb /0

47、.8ctg15 38 32 =23.89N 無外部軸向力 因為Sa v Sb，軸承a被“壓緊”，所以，兩軸承的軸向力為 AA Sa 17.173N AB 計算當量動載荷 由表查得圓錐滾子軸承 30211 的 e 0.4 取載荷系數(shù)fp 1.2， 處咋0.347 軸承 A: RA 49.54 v e （式 3.14） 取 X=1，Y=0，則 PrA fP（XRA "A 1.2 （1 49.54 0） 59.448N ab 軸承B: RB 17.173 68.92 0.25 v e 取 X=1 , Y=0，則 PrB

48、 fp(XRB YAb) 1.2 (1 68.92 0) 82.7N 蝸桿軸的軸承的選擇和計算 由軸的結(jié)構(gòu)設計，選30207圓錐滾子軸承(GB/T297—94),具體的校核過程略 減速器鑄造箱體的主要結(jié)構(gòu)尺寸(單位：mrj) (1)箱座(體)壁厚： =0.04a 3 >8,取 =15,其中 a=154.35 ⑵ 箱蓋壁厚：1=0.85 > 8,取1=12 ⑶箱座、箱蓋、箱座底的凸緣厚度：b 「5 4 22.5 , b2 25 37.5 ⑷ 地腳螺栓直徑及數(shù)目：根據(jù)a=154.35,得df 0.036a 12 15.76，取df=18,地腳螺釘 數(shù)目為4個 (5)軸承旁聯(lián)結(jié)螺

49、栓直徑: d1 0.75df 14 ⑹箱蓋、箱座聯(lián)結(jié)螺栓直徑：d2 (0.5~0.6)df =9?14.4,取d2=12 (7) 表3.3 軸承端蓋螺釘直徑表 高速軸 低速軸 軸承座孔(外圈)直 徑 100 130 軸承端蓋螺釘直徑d3 12 16 螺釘數(shù)目 6 6 (8) 檢查孔蓋螺釘直徑：本減速器為一級傳動減速器，所以取 d4=10 (9) 軸承座外徑：D2 D (5~5.5)d3，其中D為軸承外圈直徑， 把數(shù)據(jù)代入上述公式，得數(shù)據(jù)如下： 高速軸：D2 80(5~5.5) 12 140~144，取 D2 140 , 低速軸.D2 110

50、(5 ~ 5.5) 16 190 ~ 198 取 D2 190 ； (10) 表3.4 螺栓相關尺寸表 df 18 d1 14 d2=12 锪孔直徑D0 36 30 26 至箱外壁的距離 24 20 18 至凸緣邊緣的距 離 20 18 16 (10) 軸承旁聯(lián)結(jié)螺栓的距離：S以di螺栓和d3螺釘互不干涉為準盡量靠近，一般取S D2 ； (11) 軸承旁凸臺半徑：Rl 6 20，根據(jù)dl而得 (12) 軸承旁凸臺高度：h根據(jù)低速軸軸承外徑D2和di扳手空間&的要求，由結(jié)構(gòu)確定 (13) 箱外壁至軸承座端面的距離：L C1 c2 5~8 22

51、 20 5 ~8 47~50,取L =48 (14) 箱蓋、箱座的肋厚：m1 >0.85 1，取 m1=12, m >0.85 ，取 m=14 (15) 大齒輪頂圓與箱內(nèi)壁之間的距離： 1 > ，取1=16 (16) 鑄造斜度、過渡斜度、鑄造外圓角、內(nèi)圓角：鑄造斜度 x=1： 10， 過渡斜度y=1: 20,鑄造外圓角Ro=5，鑄造內(nèi)圓角r=3。 3.5鍵聯(lián)接的選擇和強度校核 高速軸鍵聯(lián)接的選擇和強度校核 低速軸與蝸輪聯(lián)接用鍵的選擇和強度校核 (1)選用普通平鍵(A型) 按低速軸裝蝸輪處的軸徑d=77mm，以及輪轂長丨=73mm， 查表，選用鍵 22X 14X 63 GB10

52、96—2003。 (2)強度校核 鍵材料選用45鋼，查表知[]p 10°~12°MPa，鍵的工作長度l L b 63 22 41 mm， h 14 7 7 41 63 64.84MPa (式3.佝 2 2 mm，按公式的擠壓應力 P小于[]p，故鍵的聯(lián)接的強度是足夠的。 3.6聯(lián)軸器的選擇和計算 高速軸輸入端的聯(lián)軸器 計算轉(zhuǎn)矩 Tea Kat 杳表得 K a 1.5 有「a K ATi 1 -5 38.46 57.69N?m 杳表 選用TL5型彈性套柱銷聯(lián)軸器,材料為 35鋼,許用轉(zhuǎn)矩[T] 125N?m ,許用轉(zhuǎn)速 [n] 4600 r/min。 LT5 聯(lián)軸器

53、 30 X 50 (GB4323— 84) 選鍵，裝聯(lián)軸器處的軸徑為 30mm,選用鍵8X 7X45 GB1096-79, 對鍵的強度進行校核，鍵同樣采用 45鋼，有關性能指標見(),鍵的工作長度 l L b 45 8 37 mm," 3.5 mm,按公式的擠壓應力 3 2T 103 kld 3 2 38.46 103 3.5 37 30 19.8MPa [] V [ ]p，合格。所以高速級選用的聯(lián)軸器為 LT5 聯(lián)軸器 30X 50 (GB4323—84)，所用的聯(lián)結(jié)鍵為 8X 7X 45 ( GB1096— 79) 低速軸輸出端的聯(lián)軸器 由低速軸

54、的結(jié)構(gòu)尺寸以及轉(zhuǎn)矩，選用聯(lián)軸器 LT8聯(lián)軸器50X 70 (GB4323—84)，所 用的聯(lián)結(jié)鍵為14X 9X 60 (GB1096—79),具體的計算過程與上同，因此省略。 減速器的潤滑 減速器中蝸輪和軸承都需要良好的潤滑，這是為了減少摩擦磨損和提高傳動效率，并 起冷卻和散熱的作用。 間歇運動機構(gòu)的選型 可完成機構(gòu)間歇運動的有：棘輪機構(gòu)，槽輪機構(gòu)和不完全齒輪機構(gòu)。在前面的傳輸方 案中，選擇棘輪機構(gòu)，其棘輪機構(gòu)具有結(jié)構(gòu)簡單，易于制造和相對穩(wěn)定的運動，可以比較 精確地控制旋轉(zhuǎn)角度以及較高機械效率等，常用在轉(zhuǎn)速不高和間歇傳動裝置中。 3.7棘輪機構(gòu)的尺寸計算 棘輪機構(gòu)的運動系數(shù)確定棘

55、輪齒面傾斜角 。 為了讓棘爪推動棘輪時能始終保持緊壓狀態(tài)，齒面滑向齒根部，棘輪齒面傾斜角必須 大于棘輪與棘爪之間的摩擦角，即 ，取 10。 確定棘輪的齒數(shù)Z 棘輪的最小轉(zhuǎn)角 min為 min=s/l 360° 36° 所以 Z= 360° / 36° =12 確定da df ,及p da mz 6 30mm 180mm 171mm df=da-2h= (180 2 0.75 6)mm P= n m=3.14 6mm 18.85mm L=2p=2 18.85mm 37.70mm 4執(zhí)行機構(gòu) 4.1彈簧的受力計算 計算彈簧受力 設彈簧端克服果核的力，則彈簧受力為：F

56、PA 1 105N/mm n d12/4， 其中山楂核dl 彈簧還需克服山楂下降重力： 2 G=mv?= m 4 n R /4 其中R為山楂核半徑 則彈簧受合力：F合=F+G 考慮制造加工藝術(shù)，增加1.2倍系數(shù)F' F G 選材料：一般選用碳素彈簧鋼絲 65Mn或琴鋼絲 選取65Mn,鋼絲直徑d=1.5mm。 查表計算許用用力： 查表I類載荷的彈簧考慮 材料的抗拉強度 b與鋼絲直徑d有關 查表 b=2150~2450Mpa 安全系數(shù) K=1.1~1.3，取 K=1.2，則 b=1791.7~2041.7Mpa 因此 b=1791.7Mpa 查表，取切變模量 G=

57、78.8 103Mpa 查表，取許用用力 s 0.5 b 0.3 1791.7 537.51Mpa 選擇彈簧旋繞比C: 根據(jù)表初步選C=20 計算鋼絲直徑：d 1.6. KFC / K為曲度系數(shù)，F(xiàn)為彈簧受力 取 K=1.1~1.3 計算彈簧中徑 D=cd 計算彈簧有效圈數(shù) n Gd4f 8FD3， 則總?cè)?shù)n總二門+nl 計算實驗載荷 3 Fs n d s/8D 自由高度 H0=nt+1.5d=55 t為初步估算節(jié)距t d f /n l( l 0.1d) 系列值H0取整值 節(jié)距計算 t=(H0-1.5d)/n=2.3 彈簧螺旋角 arctan(t /n

58、 d) 彈簧的穩(wěn)定性計算 b 5.3,即可滿足穩(wěn)定性要求 b H0/d 彈簧的展開長度： L= n Dnl/cos =80mm 4.2山楂定位盤尺寸 因考慮人工工作的效率和人性化的作業(yè)，所以本設計采用直徑 300mm的圓盤作定位 盤，圓盤上分布12個直徑為10mm的山楂定位孔。為了讓定位盤工作期間性能穩(wěn)定可靠， 不產(chǎn)生傾斜，本設計采用雙鍵連接軸，基孔制配合為 H7。 4.3山楂定位盤主軸 選擇軸的材料 該軸由于特殊要求，選用45號鋼調(diào)質(zhì)處理230-280,查表得b 640Mpa初步估算軸 徑 dmin 110 3 0.34mm 19mm V 20 取軸d=2

59、0mm 軸的結(jié)構(gòu)設計 由軸上零件的布置和估算得到的軸徑，進行軸的機構(gòu)設計，確定軸上與定位盤聯(lián)結(jié)鍵 截面尺寸為b h=8mm 7mm，配合為H7/r6。滾動軸承內(nèi)圈與軸的配合使用基孔制，軸的 尺寸公差m6。在軸的兩端均有2 45°倒角。 軸的強度驗算 (1)主軸上間歇輪上的作用力大小 轉(zhuǎn)矩： 5 P T 95.5 10 n 95.5 105 034 81170(N ?m) 20 圓作用直徑： df 39.9mm 圓周力： Ft 2T/d1 2 81170/39.9 4069N 徑向力： Ft Fv/2.653 1534 N 軸向力： Fa Fv/3.734 1

60、090 N 求垂直面上軸承的支反力及主要截面的彎矩 Fbv (Ft 29.5 Fa dj/210.5 29.5 279N FDV Ft Fbv 1534 279 1255N 界面C處彎矩為： Mcv左 Fbv 210.5 58730(N?M) Mcv右 Fdv 29.5 3702(N?M) 求水平面上軸承的支反力及主要截面的彎矩 Fbh Ft 29.5/(210.5 29.5) 4069 29.5/240 500N Fdh Ft Fbh 4069 500 3569N 截面C處彎矩為: Mch Fbh 210.5 500 210.5 105250N?M 截面C處垂直和水平

61、的合成彎矩 M c左.M cv左 M ck 587302 1052502 120527N ? M 丨 2 2 Mc右 M cv 右 Mck 370232 1052502 111572(N?M) 按彎矩合成應力較核軸的強度 較核時，只較核軸上的最大彎矩和扭矩的截面強度，由公式: （式 4.1） ,M2 ( T)2 v —W 1 式中a——應力折算系數(shù) —— 軸上危險截面處的當量彎矩，單位： N?mm W-—— 軸上危險截面處的抗彎矩截面系數(shù)，單位：mm3 取a=0.6，計算截面上的應力 r 37.56Mpa 前面已選定軸的材料為45號鋼，調(diào)質(zhì)處理，查表得 1 60

62、Mpa，由“ 1 總結(jié) 在這十五周畢業(yè)設計的時間里讓我學習到了很多的知識，使我收獲頗豐。這次設計主 要是使用現(xiàn)有的設計標準設計，嚴格按照設計標準和有關規(guī)范設計與計算。嚴格的使用各 種標準，讓我對本專業(yè)的設計作業(yè)有了更加清楚的認識。本次的畢業(yè)設計讓我學到了以下 三占： 八、、? 1運用機械設計、機械原理和裝備設計制造等主修課及選修課的知識，進行設計， 鞏固、加深和擴展已學知識； 2、 學習和掌握常見機械零部件和機械機構(gòu)的設計方法，并能解決設計中出現(xiàn)的問 3、 提高在計算，繪圖，運用技術(shù)資料進行機械設計及使用 AutoCAD軟件等方面的能 力。因本次畢業(yè)設計，時間較為倉促、標準的不熟

63、悉和對繪圖軟件的使用不熟練等因素， 讓我的畢業(yè)設計并未達到極致，這是本設計的莫大遺憾。但它至少啟迪了我的思維，開闊 了我的視野，提高自己的應變能力，讓我應用了以前在AutoCAD軟件上沒有使用過的工具， 這對我的未來工作奠定了一定的基礎。未來，各種機械設備一般要實現(xiàn)生產(chǎn)工藝和操作流 程的自動化甚至是智能化，這就需要對各種機構(gòu)進行大膽的創(chuàng)新設計和組合應用。因此， 本專業(yè)畢業(yè)設計對培養(yǎng)學生的機械運動的構(gòu)思和設計能力有很重要的作用。 時光荏苒，畢業(yè)設計就要結(jié)束了。雖然在這段時間里，我有過抱怨，有過焦躁，但是 畢業(yè)設計最終按計劃順利完成。我相信，這段時間的經(jīng)歷將會令我終生受益。 主要參考文獻

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