0045-谷物清選機設計【12張CAD圖+優(yōu)秀論文】

0045-谷物清選機設計【12張CAD圖+優(yōu)秀論文】,12張CAD圖+優(yōu)秀論文,谷物,清選機,設計,12,十二,cad,優(yōu)秀論文 題 目 谷物清選機的設計 谷物清選機的設計 當今社會，農業(yè)機械在機械工業(yè)中占據的比例越來越大，隨著農耕的生產自動化，各種各樣的農業(yè)機械將會出現(xiàn)并使用，本課題來源于當今社會機械工業(yè)谷物清選設備的創(chuàng)新和更新?lián)Q代基礎之上，通過設計出谷物清選機，從而來滿足當今社會谷物清選設備不足的缺陷。 國內谷物清選機設備的研發(fā)及制造要與全球號召的高效經濟、清選質量好，效率高等主題保持一致。近期對機械行業(yè)中谷物清選機的使用情況進行了調查，傳統(tǒng)的谷物種子在沒有谷物清選機而需要人工清選的情況下，效率低下，勞動強度大，所以設計一個專用的谷物清選機勢在必行。 本文運用大學所學的知識，提出了谷物清選機的結構組成、工作原理以及主要零部件的設計中所必須的理論計算和相關強度校驗，構建了谷物清選機總的指導思想，從而得出了該谷物清選機的優(yōu)點是高效，經濟，并且清選質量高，運行平穩(wěn)的結論。 關鍵詞： 谷物清選機 質量 設計 經濟 結論 ??????? The design of grain cleaning machine With the development of science and technology, interdisciplinary mutual infiltration, mutual exchanges between the various industry, extensive use of new structure, new materials, new technology, the sleeve pressing machine is large, efficient, reliable, energy saving.Recently, the use of machinery industry, bearing and shaft sleeve shaft were investigated, found that the shaft, bearings and bushings in the machinery industry is one of the key parts. Come very naturally in the assembly of the installation is also very simple. In the installation if the use of artificial pressure with not only the labor intensity is too large and the size of each other is not easy to ensure the shaft, bearing and shaft sleeve, so the design of a special press be imperative. Graduation project this time is a tube axial compressive loading machine. This paper introduces the theoretical calculation to design sleeve pressing machine structure, working principle and main parts of the strength check and the advantages of the sleeve, pressing machine is efficient, economical, and high safety, stable operation. The overall plan . The relative position of two axle sleeve on the plane, the motor reducer to provide power through belt drives the screw rod to rotate, and drives the head movement, a nut, a rotary motion of the linear motion of press. Block type safety clutch overload protection with teeth, pressure distribution in the corresponding position of the pipe after drilling through the drilling template. Key words：Machine manufacture Crankshaft Processing craftFixture 目錄 第一章 緒論 1 一、課題的來源與研究的目的和意義 1 二、谷物清選機的發(fā)展現(xiàn)狀 3 第二章 谷物清選機總體方案結構的設計 10 一、谷物清選機的總體方案圖 12 二、谷物清選機的工作原理 14 第三章 主要部件的設計 8 一、輸送能力的計算 8 二、清選帶寬度的確定 9 三、清選能力的計算 10 四、清選帶不打滑的條件 10 第四章、機械結構的設計 14 一、電機的選型計算 15 二、V帶傳動的設計計算 16 三、軸承的設計計算 17 第五章、各重要組成部分的強度校核 27 一、機架強度的校核 28 二、轉軸強度的校核 29 三、軸承強度的校核 30 結論 25 參考文獻 26 致謝 27 14 谷物清選機的設計 第一章 緒論 一、課題的來源與研究的目的和意義 我國正處于社會主義初級階段，農業(yè)生產力相對落后，有效需求不足，農民普遍收入較低。農村分散經營的生產體制(尤其南方丘陵地區(qū)的生產特點)決定了在今后一段時期內，仍然要以中小型清選機為主要的研究和推廣對象。由于我國經濟發(fā)展的不平衡性，東部、中部和西部地區(qū)對產品、技術的需求存在遞進的趨勢，在市場開發(fā)上有滯后的特點，這決定了經濟實用、多功能、回收率高的中小型農機具有較好的發(fā)展勢頭。在東北、華北、西北的商品糧棉基地地區(qū)，糧食清選機生產企業(yè)較多，根據北方的區(qū)域特點，大部分研制推廣大中型清選機。不論是北方還是南方，為了提高勞動力的轉移速度和農民的生活水平，中小型清選機的研制與推廣結合經濟發(fā)展的速度和產業(yè)結構的調整，應逐步得到完善和提高。 隨著農業(yè)機械化的發(fā)展，農作物種子清選機械也日趨成熟，基于摩擦分離清選機理及篩選分級機理，設計出了適用于大豆、紅小豆、綠豆等作物清選作業(yè)的5XD-2.0 型帶式清選分離機,其生產率為2t/h。帶式清選分里機在清選帶清選過程中，首先將經過初步清選的大豆、紅豆、綠豆等作物種子中雜質清除，尤其是對豆類中的碎半豆，蟲蝕嚴重粒的清除達到了很好的清選效果，其次將清選后的大豆輸送到分級機構進行分級篩選，并分別篩選出大、小兩種豆粒。本設計主要用于清選分級豆類作物，設計中簡述了該機的工作原理，主要的技術參數(shù)及各部件的設計。 二、谷物清選機的發(fā)展現(xiàn)狀 谷物清選機是農業(yè)生產中關鍵作業(yè)環(huán)節(jié)，必須在較短的農時內，根據農業(yè)技術要求，將收割好的稻谷放入谷物清選機內，通過是谷物清選機的清選，從而從中剔除掉土塊，石頭，以及稻谷葉子。清選質量的好壞，將直接影響到該谷物清選機的產量。 由于精密清選可以保證谷物的提取達到很純的地步，因此，現(xiàn)代農業(yè)對精密清選機械的要求越來越迫切。近期對機械行業(yè)中谷物清選機的使用情況進行了調查，發(fā)現(xiàn)在高速發(fā)展的現(xiàn)代化農業(yè)生產中，谷物的清選作業(yè)從以往的傳統(tǒng)的人工清選逐漸被自動化清選所替代，其自動化程度越來越高，自然而然與它們的清選相關的設備的研發(fā)和創(chuàng)新也愈加頻繁。 我國從80年代末便開始研制谷物清選機械。由于種子質量、整地條件、機械制造水平及機器價格等因素制約， 我國80年代主要是推廣半精量清選。為適應農村生產責任制的要求，大量推廣了小型單體清選機。90年代以來， 我國逐步推廣精密清選機，有10多個企業(yè)生產了20多種型號的谷物清選機。 谷物清選機以作物種類分為玉米及大豆精密清選機、谷物（小麥）精密清選機、蠶豆精密清選機；以配套動力分為小型（5.8～13.2kw）、中型（16.2～36.8kw）和大型清選機（40.4kw以上）精密清選機。 比重式清選機 比重式清選機主要利用物料中各成分的比重不同進行分離。當具有一定壓力的空氣流過種子時，種子因與空氣質量不同而進行升降分層，篩面的振動推動與篩面接觸的較重種子從進料端至排料端向高處走，而較輕的種子向低處走，從而達到分離目的。比重式清選機主要用于清選種子中外形尺寸與其相同而比重不同的各類輕雜和重雜。如蟲害的種子，發(fā)霉、空心、無胚的種子，以及碎磚、土、石塊、砂粒等。比重式清選機既可單機使用，也可為種子加工廠及種子處理中心配套。比重式清選機又分正壓式（如5XZ-3.0）和負壓式（如5XZ1.0）兩大類。代表機型有TFQX66、TQSX70（100/150/200）、5XZ-0.5（1.0/1.6/2.5）、5XZ-3.0（5.0）、5XD-1.0(2.5)型、重力分選機微型系列422-SS、5XZC 系列種子加工車和5XZC-10 系列種子加工車。 窩眼筒清選機 窩眼筒清選機主要利用種子在窩眼筒做旋轉運動時，種子、雜質長度尺寸和運動途徑不同來達到分離長雜、短雜的目的。喂入筒內的種子進入窩眼筒底部時，要清除的草籽、碎種子等短雜陷入窩眼內并隨旋轉的筒上升被排出。而未入窩眼的種子則沿筒內壁呈螺旋線軌跡向后滑移從另一端流出，要清除的長雜沿窩眼筒軸方向移動從另一端排出。在種子加工流程中，窩眼筒清選機既可作為分離長短雜的精選主機，又可作精選中的種子分級機使用。代表機型有5XWS-1.5 和5XW-3.0(2.5)。 復式清選機 復式清選機主要是利用種子的外形尺寸和空氣動力學特征進行精選。首先，通過改變吸風道截面積的大小，得到不同的氣流速度分離輕重雜質；然后，利用種子和混雜物幾何尺寸的差別，通過一定規(guī)格的篩孔來分離雜質和瘦弱籽粒；最后，通過窩眼筒按種子的長度不同分離長雜、短雜，達到分離的目的。代表機型有5XF-1.5（/0.5/0.7/1.3A）、5XF -5.0(3.0)、5X-2.0、5XQ-3.0、5XFZ-5（4/15）和TSQZ100。 第二章 谷物清選機總體方案結構的設計 一、谷物清選機的總體方案圖 本次設計的谷物清選機采取的方案是：電機通過V帶傳動實現(xiàn)偏心輪機構轉動，然后谷物清選機的篩體左端與偏心輪機構的搖桿通過關節(jié)軸承連接，這樣，當電機通過V帶傳動帶動偏心輪轉動時，從而帶動偏心輪搖桿機構動作，而篩體是與偏心輪搖桿機構連接，所以會在這個執(zhí)行機構的作用下做往復直線式動作，篩體里面裝有上篩體和下篩體，上面分別開有針對石頭，雜物自由落下的孔并且兩個篩體分別與地面呈一定的夾角，由于篩體是一直做的往復直線運動，所以石頭，雜物在篩體擺動的情況下，經過兩層篩體的過濾，會自由落體到篩體底部，由安裝在篩體末端的滑槽里面拍出來。對于一些雜屑，該谷物清選機右側安裝的風機通過負壓吸收那些雜物從谷物清選機的右端的滑槽排出，從而達到了對谷物進行層層清選的目的。該谷物清選機其具體方案布局圖如下： 二、谷物清選機的工作原理 本次設計的谷物清選機的工作原理為：電機通過V帶傳動實現(xiàn)偏心輪機構轉動，然后谷物清選機的篩體左端與偏心輪機構的搖桿通過關節(jié)軸承連接，這樣，當電機通過V帶傳動帶動偏心輪轉動時，從而帶動偏心輪搖桿機構動作，而篩體是與偏心輪搖桿機構連接，所以會在這個執(zhí)行機構的作用下做往復直線式動作，篩體里面裝有上篩體和下篩體，上面分別開有針對石頭，雜物自由落下的孔并且兩個篩體分別與地面呈一定的夾角，由于篩體是一直做的往復直線運動，所以石頭，雜物在篩體擺動的情況下，經過兩層篩體的過濾，會自由落體到篩體底部，由安裝在篩體末端的滑槽里面拍出來，從而完成谷物的清選的作業(yè)。 第三章 主要部件的設計 一、輸送能力的計算 分選帶是帶選機的主要部件之一，其質量與性能的好壞直接影響著分選質量。經試驗設計出具有網狀粗糙表面的環(huán)形橡膠帶，耐低溫，在-30 ℃能正常工 作。本機分選結構為七聯(lián)式，即原糧大豆經過七層傳送帶清選，以達到最佳清選效果。七聯(lián)清選帶傾斜角度由角度調整機構完成。 用連續(xù)運輸機的質量生產率的計算公式來導出管式皮帶輸送機輸送能力的計算公式。連續(xù)運輸機的質量生產率公式為: （3-1） 式中: Q—輸送量, t/h v—輸送帶運行速度, m /s q—每米長度上物料的質量, kg/m 設物料在圓管內堆積的斷面面積為F (m2), 物料的堆積密度為ρ(t/m3) , 則 （3-2） 圓管的斷面面積，裝料充滿系數(shù)為φ, 則，代入上式中得 （3-3） 將（3-3）式代入（3-1）式中, 得到帶式輸送機輸送能力計算公式為： （3-4） 式中：Q—輸送量,t/h d—管徑,m φ—充滿系數(shù),φ=50%～75% ρ一物料的堆積密度,t/m3 v—輸送帶運行速度,m/s 2、 清選帶寬度的確定 橡膠輸送帶是一種彈性體, 卷成管狀后，如果帶的兩邊緣不重迭起來, 則在沒有托輥支承的部位, 圓管就會張開口, 物料就要從開口處飛散、撒落和泄漏, 達不到密封運行的目的。因此輸送帶形成管狀后, 兩邊緣必須要有一定的重合長度, 稱為重合量。重合量的大小對輸送帶卷成管狀、密封性能以及彎曲運行都將會有很大影響。重合量過小, 圓管在運行中容易張開, 密封不嚴。重合量過大, 給輸送帶形成管狀造成困難, 甚至會無法形成管狀。因此, 重合量大小一定要合適。輸送帶寬可用下式表示： （3-5） 式中：A—圓周長,mm，A=πd B—帶寬,mm C—重合量,mm 根據弓形圖形求弧長的計算公式, 找出重合量與管徑的關系。求弓形弧長的計算公式： （3-6） 式中：C—弧長,mm r—圓弧半徑,mm α—圓弧對應的圓心角,（o） 將最小重合量和最大重合量所對應的圓心角值代入(3-6) 式得： （3-7） （3-8） 則重合量與管徑的關系(即重合量取值范圍) 為代入3-5式得： （3-9） 令則 （3-10） 為了保證正常清選條件下不撒料，清選帶上允許的最大物料的橫截面積S 按下式計算： （3-11） 式中：b—清選帶可用寬度，m，B≤2 m 時，b=0.9B-0.05 m； l—中間輥長度，m，對于一輥、二輥的托輥組，l=0； θ—物料的運行堆積角，查表《機械設計手冊》：運行堆積角θ=5 °； λ—托輥槽角，b=0.9B-0.05=0.85 m，選定λ=8°； （3-12） 解得S=0.93 m2≤Smax，完全符合5XD-2.0 帶式清選機設計要求。 3、 清選能力的計算 計算清選能力： （3-13） 式中:v—帶速，m·s-1，清選帶速要求在0.25～0.5 m·s-1 之間，我們選擇的數(shù)據是0.33 m·s-1； ρ—是被清選散狀物料的堆積密度，ρ=0.125 kg·m-3； k—傾斜清選機面積折減系數(shù)，按（GB/T17119—1991）計算； ； （3-14） k1—上部截面s1 的減小系數(shù)； （3-15） 式中：δ—清選機在運行方向上的傾斜角，當δ=0時，上部截面積s1 不存在。 θ—被清選物料的運行堆積角。當δ=0 時，K =1。 根據Q=3.6IVρ，解得Q=2.03 t·h-1。 4、 清選帶不打滑的條件 圓周驅動力FU 通過摩擦傳遞到清選帶上，為保證清選帶工作時不打滑，需要在回程帶上保持最小張力F2min，按下式進行計算： ， （3-16） 經計算的F2min≥376.4N。 式中：FUmax—清選機滿載啟動或制動時出現(xiàn)的最大圓周驅動力； FUmax=KAFU，KA=1.3～1.7，F(xiàn)U 經清選機所有阻力之和測算得出：FU=892.6N； μ—傳動滾筒與帶人字形溝槽的清選帶間的摩擦系數(shù)，干態(tài)時，μ=0.4～0.45。 第四章 機械結構的設計 一、電機的選型計算 已知整個谷物清選機中零件重量與其他零部件的重量，我們取總重量為300Kg，電機額定轉速為1440r/m。即： 具體的電機設計計算如下: N=＝0.75(KW) G－電機的負載 －傳動效率，取0.75 所以根據N＝0.75kw，n＝1500r/min，查B1表10-4-1選用Y112M-4，再查B1表10-4-2得Y112M-4電機的結構。 二、V帶傳動的設計計算 （一）設計功率 －工況系數(shù)，查B1表8－1－22 ，?。?.2 P－傳遞的功率 （二） 選定帶型 根據和查B1圖8－1－2選取普通V帶A型，－小帶輪轉速，為1440r/min （三）傳動比 1.76 ＝＝ （四）小帶輪基準直徑（mm） 由B1表8－1－12和表8－1－14選定 ＝100mm>＝75r/min （五）大帶輪基準直徑（mm） 由B3表8－7得=180mm （六）帶速驗算 （七）初定軸間距（mm） （八）所需帶的基準長度（mm） ＝ ＝886mm 依B1表8－1－8?。?00mm，即帶型為A－900 （九）實際軸間距? （十）小帶輪包角 = = （十一）單根V帶的基本額定功率 根據帶型號、和普通V帶查B1表8－1－27（c） 取1.32kw （十二）時單根V帶型額定功率增量 根據帶型號、和查B1表8－1－27（c） 取0.15kw （十三）V帶的根數(shù)Z Z = －小帶輪包角修正系數(shù)查B1表8－1－23,取0.96 －帶長修正系數(shù)查B1表8－1－8，取0.87 （十四）單根V帶的預緊力 = =134（N） m－V帶每米長的質量（kg/m）查B1表8－1－24，取0.1k/gm （十五）作用在軸上的力 －考慮新帶初預緊力為正常預緊力的1.5倍 （十六）帶輪的結構和尺寸 帶輪應既有足夠的強度，又應使其結構工藝性好，質量分布均勻，重量輕，并避免由于鑄造而產生過大的應力。 輪槽工作表面應光滑（表面粗糙度）以減輕帶的磨損。 帶輪的材料為HT150。查B1表8－1－10得基準寬度制V帶輪輪槽尺寸，根據帶輪的基準直徑查B1表8－1－16確定輪輻。 V帶輪（大） V帶輪（?。? 三、軸承的設計計算 根據根據條件，軸承預計壽命16×365×8=48720小時； 1、 計算輸入軸承 （1）已知nⅡ=458.2r/min?兩軸承徑向反力：FR1=FR2=500.2N?； 初先兩軸承為角接觸球軸承7206AC型。 根據課本P265（11-12）得軸承內部軸向力FS=0.63FR則FS1=FS2=0.63FR1=315.1N?； (2)∵FS1+Fa=FS2；Fa=0?故任意取一端為壓緊端，現(xiàn)取1端為壓緊端 FA1=FS1=315.1N?FA2=FS2=315.1N； (4)計算當量載荷 P1、P2根據課本P263表（11-9）取f?P=1.5;根據課本P262（11-6）式得P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×500.2+0)=750.3N;? P2=fp(x2FR1+y2FA2)=1.5×(1×500.2+0)=750.3N;? ∵P1=P2故取P=750.3N；? ∵角接觸球軸承 ε=3?； 軸承運動和換向時承受過大的沖擊負荷，或當軸承靜止時，由于機器振動等因素都會使接觸處形成凹坑。外界硬粒進入軸承內，也可在接觸表面形成壓痕，這種永久變形量超過一定限度，就會防礙直線運動平穩(wěn)性，引起振動和噪音，振動會進一步沖擊凹坑周圍材料，造成惡性循環(huán)，使凹坑面積擴大，這種永久變形量用基本額定靜載荷限定。鋼球和套圈接觸點兩者永久變形量之和等于鋼球直徑的萬分之一時的靜載荷，定義為基本額定靜載荷C0。 軸承使用時，沖擊力很難測定，常用選取適當?shù)撵o載荷安全系統(tǒng)來保證軸承靜載荷不超過基本額定靜載荷。選型時使軸承承受的靜載荷P0 C0/FS，不受振動和沖擊場合FS取1.0 1.5，受振動和沖擊工作場合FS取2.0~7.0。 軸承由于反復承受工作載荷，首先在表面下一定深度處，強度較弱部分形成裂紋，繼而發(fā)展到接觸表面，使金屬成片狀剝落下來，這種剝落稱為疲勞剝落。在安裝、潤滑、密封正常的情況下，絕大多數(shù)軸承的破壞是疲勞破壞，一般所說的軸承壽命就是指軸承的疲勞壽命。直線軸承額定壽命規(guī)定為5萬米， 通過限定基本額定動載荷C來保證。由于軸承壽命具有分散性，即同一批材料、相同工藝生產、相同使用條件下的軸承壽命不相同，所以軸承基本額定動載荷C定義為一批相同的軸承在相同條件下運行5萬米，軸承不生任何疲勞剝落現(xiàn)象所能承受的動載荷。 第五章 各重要組成部分的強度校核 一、機架強度的校核 機架的選擇根據整條輸送帶上面的所有滾筒，槽鋼的重量來定，槽鋼機架受力分析得出，由分析得出底座在平衡狀態(tài)下只受地面對其的支撐力和在其表面上物體所給的壓力。見下圖： 即物料和輸送帶滾筒以及軸承等等給的壓力為G(輸送帶滾筒重量)+G（零部件重量）=20000N（10000Kg）+(1000X20N)=30000N; 根據槽鋼承載力計算公式： M=Pac/L(M：彎矩，P集中力，a集中力距支座距離，c集中力距另一支座距離，L跨度，L=a+c) （僅用于截面) f=M/W≤材料的許用應力（彈性抗拉強度/安全系數(shù)）。 M=Pac/L=11960xL，本次設計初定L為1000mm 則M=13456N.M ，初定槽鋼為140x58x6。計算W得出 折算后位270Mpa 查的普通碳素結構鋼Q235A的抗拉強度為375~500Mpa，由于270Mpa遠遠小于375Mpa，所以初定槽鋼滿足要求。 二、轉軸強度的校核 軸的強度計算一般可分為三種： 1）按扭轉強度或剛度計算；2）按彎扭合成強度計算；3）精確強度校核計算。 當軸的支撐位置和軸所受的載荷大小、方向、作用點及載荷種類均已確定，支撐反力及彎矩可求得時，可按照彎曲或者彎扭合成強度進行軸的強度計算。作用在軸上的載荷一般按集中載荷考慮，如本設計中的帶傳動對軸的力，其作用點取在輪緣寬度的中點。計算時，通常把軸當作置于鉸鏈支座上的雙支點梁，一般軸的支點近似取為軸承寬度中點。 由于本設計所用軸主要是受彎曲強度，很少的扭轉強度，是根據扭轉強度設計，應校核軸的彎曲強度，首先分析軸的受力，左端受的是圓錐篩的重力，右端是帶輪對軸的力，中間是軸承座的兩個支撐力。 軸徑是按扭轉強度初步設計的，所以要校核軸的彎曲強度，軸的強度校核也就是找出危險截面，看危險截面是否滿足軸徑條件，如果危險截面滿 足，那么別的軸徑肯定滿足；根據軸的實際尺寸，承受的彎矩、扭矩圖考慮應力集中，表面狀態(tài)，尺寸影響等因素，及軸材料的疲勞極限，計算危險截面的情況是否滿足條件。我所校核的軸是根據許用彎曲應力校核的，即由彎矩產生的彎曲應力不超過許用彎曲應力，一般計算順序是先畫出軸的空間受力圖，將軸上作用力分解為水平面受力圖和垂直面受力圖，并求出水平面上和垂直面上的支承點反作用力。然后作出水平面上的彎矩和垂直面上的彎矩圖，作出合成彎矩圖和轉矩圖應用公式繪出當量彎矩圖，式中是根據轉矩性質而定的應力校正系數(shù)。對于不變的轉矩，?。粚τ诿}動的轉矩，取；對于對稱循環(huán)的轉矩取。 是材料在對稱循環(huán)應力狀態(tài)下的許用彎曲應力； 是材料在靜應力狀態(tài)下的許用彎曲應力； 是材料在脈動循環(huán)應力狀態(tài)下的許用彎曲應力； 在錐篩的設計過程中，軸的材料為45#鋼，其基本參數(shù)為，，，；應滿足 下列條件： 或 W為軸的抗彎截面系數(shù)； 軸的受力，軸左端是錐篩對軸的力也就是錐篩的重力，右端是帶輪對軸的壓力。 具體受力情況如下圖： 由材料力學的相關知識可得： 解得： 由 得： 可得軸的彎矩圖則如下： 軸所受的轉矩如下： 轉矩圖如下： =； 所以，= 所以當量彎矩圖為： 可知軸承的危險截面在左邊軸承支撐處，根據軸的校核條件可以算出： ； 即： 所以：根據校核，截面強度足夠，其它截面也是足夠安全的。 三、軸承強度的校核 根據根據條件，軸承預計壽命16×365×8=48720小時； （1）已知nⅡ=458.2r/min?兩軸承徑向反力：FR1=FR2=500.2N?； 初先兩軸承為角接觸球軸承7206AC型。 根據課本P265（11-12）得軸承內部軸向力FS=0.63FR則FS1=FS2=0.63FR1=315.1N?； (2)∵FS1+Fa=FS2；Fa=0?故任意取一端為壓緊端，現(xiàn)取1端為壓緊端 FA1=FS1=315.1N?FA2=FS2=315.1N； (4)計算當量載荷 P1、P2根據課本P263表（11-9）取f?P=1.5;根據課本P262（11-6）式得P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×500.2+0)=750.3N;? P2=fp(x2FR1+y2FA2)=1.5×(1×500.2+0)=750.3N;? ∵P1=P2故取P=750.3N；? ∵角接觸球軸承 ε=3?； 軸承運動和換向時承受過大的沖擊負荷，或當軸承靜止時，由于機器振動等因素都會使接觸處形成凹坑。外界硬粒進入軸承內，也可在接觸表面形成壓痕，這種永久變形量超過一定限度，就會防礙直線運動平穩(wěn)性，引起振動和噪音，振動會進一步沖擊凹坑周圍材料，造成惡性循環(huán)，使凹坑面積擴大，這種永久變形量用基本額定靜載荷限定。鋼球和套圈接觸點兩者永久變形量之和等于鋼球直徑的萬分之一時的靜載荷，定義為基本額定靜載荷C0。 軸承使用時，沖擊力很難測定，常用選取適當?shù)撵o載荷安全系統(tǒng)來保證軸承靜載荷不超過基本額定靜載荷。選型時使軸承承受的靜載荷P0 C0/FS，不受振動和沖擊場合FS取1.0 1.5，受振動和沖擊工作場合FS取2.0~7.0。 軸承由于反復承受工作載荷，首先在表面下一定深度處，強度較弱部分形成裂紋，繼而發(fā)展到接觸表面，使金屬成片狀剝落下來，這種剝落稱為疲勞剝落。在安裝、潤滑、密封正常的情況下，絕大多數(shù)軸承的破壞是疲勞破壞，一般所說的軸承壽命就是指軸承的疲勞壽命。直線軸承額定壽命規(guī)定為5萬米， 通過限定基本額定動載荷C來保證。由于軸承壽命具有分散性，即同一批材料、相同工藝生產、相同使用條件下的軸承壽命不相同，所以軸承基本額定動載荷C定義為一批相同的軸承在相同條件下運行5萬米，軸承不生任何疲勞剝落現(xiàn)象所能承受的動載荷。 結論 參考文獻 1.張福學編著.谷物清選機技術及其應用.北京：電子工業(yè)出版社，2000。 2.何發(fā)昌著，邵遠編著.谷物清選機的原理及應用.北京：高等教育出版社，1996。 3.張利平著. 清選機實用技術速查手冊. 北京：化學工業(yè)出版社，2006.12。 4.李寶仁著. 氣動技術—低成本綜合自動化. 北京：機械工業(yè)出版社，1999.9。 5.宋學義著. 谷物清選機速查手冊. 北京：機械工業(yè)出版社，1995.3。 6.陳奎生著. 氣與氣壓傳動. 武漢：武漢理工大學出版社，2008.5。 7.SMC（中國）有限公司. 谷物清選機實用技術. 北京：機械工業(yè)出版社，2003.10 8.徐文燦著. 谷物清選機系統(tǒng)設計. 北京：機械工業(yè)出版社，1995。 9.曾孔庚.谷物清選機的發(fā)展趨勢. 機器人技術與應用論壇。 10.壽慶豐.一種多指多關節(jié)機器手爪. 機械設計1999年第3期，第3卷。 11.高微,楊中平,趙榮飛等.谷物清選機結構優(yōu)化設計. 機械設計與制造2006.1。 12.孫兵,趙斌,施永輝.谷物清選機的研制. 中國期刊全文數(shù)據庫。 13.馬光,申桂英.工業(yè)機器人的現(xiàn)狀及發(fā)展趨勢. 中國期刊全文數(shù)據庫2002年。 14.李如松.谷物清選機的應用現(xiàn)狀與展望. 中國期刊全文數(shù)據庫1994年第4期。 15.李明.谷物清選機設計.制造技術與機床2005年第7期。 16.李杜莉，武洪恩，劉志海.谷物清選機的運動學分析. 煤礦機械2007年2月 17.成大先主編.機械設計手冊（第三版）.北京：化學工業(yè)出版社，1994。 18.Hirohiko Arai, Kazuo Tanie, and Susumu Tachi. 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