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1、目錄 摘要 1 關鍵詞 1 1 前言 2 1.1 選題意義和目的及我國發(fā)展現(xiàn)狀 2 1.2 存在的問題和主要研究內(nèi)容 3 1.3 可行性分析 3 2 紅棗分級機的組成和原理 4 3 紅棗分級機的機械系統(tǒng)設計 4 3.1滾桿 4 強度校核 5 剛度校核 6 3.2電動機的選擇 6 3.3減速器的選擇 7 3.4鏈條設計 7 結(jié)構(gòu)特點 7 鏈傳動設計計算 8 3.5高速軸設計 11 3.6低速軸設計 17 3.7分級機機架設計 22 4總結(jié) 24 5參考文獻 25 致謝 26 滾杠式紅棗分級機 摘 要：隨著

2、紅棗市場的進一步拓展，紅棗已經(jīng)成為提升農(nóng)村經(jīng)濟、增加農(nóng)民收入的 支柱性產(chǎn)業(yè)的一部分。紅棗的生產(chǎn)近年來逐漸向著基地化、規(guī)模化、產(chǎn)業(yè)化方向發(fā)展。 紅棗 產(chǎn)業(yè)化及產(chǎn)業(yè)化過程中的關鍵技術(shù)列為優(yōu)先發(fā)展主題及重大技術(shù)專項， 而紅棗分級分選技術(shù) 是其產(chǎn)業(yè)化過程中進行流通、貯藏保鮮、深加工、提高產(chǎn)品檔次和附加值的關鍵技術(shù)之一。 通過對紅棗外形尺寸的測量和統(tǒng)計，利用 MATLAB 圖像處理技術(shù)對紅棗腰徑截面的輪廓 進行特征分析， 確定紅棗按腰徑分級的合理性， 并以此為依據(jù)制定相關的分級檢測方法； 對 紅棗在分級滾筒中的導向及運動情況做受力分析， 為喂料裝置、 導向機構(gòu)方案的設計及紅棗 分級機的整體設計和相關參

3、數(shù)的選擇提供更加合理的理論依據(jù)。針對國內(nèi)紅棗分級機的現(xiàn) 狀，提出一種滾筒式紅棗分級機， 該機中分級滾筒是分級環(huán)以并排的方式構(gòu)成， 利用各分級 環(huán)之間的間隙與紅棗腰徑方向尺寸的間距差實現(xiàn)分級。 本研究闡述了分級機結(jié)構(gòu)本品用新型 的大棗分級機， 包括從前向后一次安裝在機架上的進料斗、 提升進料裝置和用于輸送及多幾 分選的雙工位滾杠鏈帶， 機架后端設有電控箱和用于整機動力驅(qū)動的調(diào)速電機； 雙工位滾杠 鏈帶的上部側(cè)下方設有若干個多級出料的分級出料裝置， 雙工位滾杠鏈帶的上部后端的側(cè)下 方設有分級末端特技出料的終端出料裝置， 機架上部位于雙工位滾杠鏈帶左右兩側(cè)設有用于 調(diào)節(jié)分級出料的懸掛階梯可調(diào)裝置。

4、本實用新型的有益效果是，生產(chǎn)效率高，無污染， 生產(chǎn) 產(chǎn)品質(zhì)量精度高且能夠?qū)Υ髼棢o損害機械分級處理。 關鍵詞 ：紅棗；分級；滾筒；階梯；無損 The Roll Bar Jujube Grade Abstract: With the further market development of jujube, jujube has become enhance the rural economy and increasing farmers' income part of the pillar industry. The jujube production in recent years gr

5、adually toward the direction of the base, scale, industrialization development. Industrialization of the key technology and industrialization process as a priority development themes and major technological special The jujube classification sorting technology is its industrialization process circula

6、tion, storage and preservation, processing, improve product quality and added value of the key technologies world. Dates Dimensions measurements and statistics using MA TLAB image processing technology the jujube waist diameter section outline feature of jujube by waist size classification, and as a

7、 basis for the development of relevant classification detection method; jujube grading roller guide and sports do stress analysis, more reasonable theoretical basis for the feeding device, the guide mechanism design of the program and dates the overall design and the choice of parameters of the clas

8、sifier. The status of domestic jujube grader, a drum jujube sorting machine, the machine grading drum is graded ring is side-by-side, the direction of the size of the gap between each grading ring with red dates waist diameter spacing difference to achieve grade . This study describes the classifier

9、 structure of this product new jujube grading machine, including front to back rack mounted into the hopper to enhance the feeding device for transportation and a little more selected duplex roller bar chain with the rear of the rack with electronic control box and for the whole power-driven speed m

10、otor; the duplex roll bar chain with the bottom of the upper side has a number of multi-stage discharge classification feeding device, the bottom of the side of the the duplex roll bar chain with the upper part of the back-end with the end of the grading stunt discharge terminal discharging device,

11、the upper part of the rack in the duplex roll bar chain with the left and right sides with the classification of the material used to adjust the suspension ladder adjustable device. The beneficial effects of the utility model, high production efficiency, no pollution, production and product quality,

12、 high precision and no damage to the mechanical grading treatment jujube. Key words: red; grading; drum; ladder; non-destructive 1 前言 1.1 選題的意義和目的及我國發(fā)展現(xiàn)狀 紅棗使我們生活中常見的水果， 當前，棗產(chǎn)業(yè)正處于蓬勃發(fā)展。 從全球角度 來看，中國棗產(chǎn)業(yè)的超強地位進一步得到鞏固。 近年來， 我國棗樹面積和產(chǎn)量每 年都以 10%以上的速度增長。據(jù)中國農(nóng)業(yè)年鑒統(tǒng)計資料， 2008 年我國棗產(chǎn)量為 171 萬噸，估計 2015 年總產(chǎn)量可達 300 多

13、萬噸，面積約 150萬公頃，占全世界 的 99%左右。我國正憑借其得天獨厚的自然條件優(yōu)勢打造世界上最大的優(yōu)質(zhì)紅棗 生產(chǎn)基地。另外，北方的鮮食棗、貯藏加工和營銷產(chǎn)業(yè)正在崛起 ! 但是，近年來 一些發(fā)達國家進軍我國棗產(chǎn)業(yè)特別是棗加工業(yè)的勢頭正在顯現(xiàn)。 紅棗屬于耐旱作物，種植簡單，收益高又便于管理。近年來，隨著農(nóng)業(yè)科技的發(fā) 展和人民生活水平的提高， 國內(nèi)外紅棗的加工品種越來越多， 人們對紅棗的的品 質(zhì)也有了更高的要求。 但紅棗的加工工業(yè)卻沒跟上時代的步伐， 紅棗的很多加工 環(huán)節(jié)還是傳統(tǒng)的手工作業(yè)。 其重要原因是我國紅棗采后處理加工技術(shù)和加工設備 落后，而紅棗分級加工和分選是采后處理加工技術(shù)中的重要環(huán)

14、節(jié)， 這一方面制約 了紅棗產(chǎn)業(yè)的快速發(fā)展， 同時也阻礙了紅棗產(chǎn)品檔次的提高。 為了提高紅棗的加 工質(zhì)量和出品等級，需要對紅棗進行嚴格的質(zhì)量分級和大小的分級。 目前，我國具備先進紅棗分選設備的企業(yè)很少， 因此市場上銷售的紅棗大多 數(shù)依靠機械配合人工的方式實現(xiàn)分選。 人工分選的主要缺點是： 勞動量大、 生產(chǎn) 率低而且分選精度不穩(wěn)定； 紅棗分選難以實現(xiàn)快速、 準確和無損壞制約了紅棗產(chǎn) 業(yè)的發(fā)展。 因此實行紅棗智能分選機機械化作業(yè)是紅棗發(fā)展的一種必然趨勢。 利 用智能機械化作業(yè)來分選紅棗大大提高了紅棗產(chǎn)品的質(zhì)量、 降低了人工分選作業(yè) 的勞動強度和提高了生產(chǎn)率分選精度。 目前可用于紅棗類圓形水果分選的

15、方法有 篩子分選法、回轉(zhuǎn)帶分選法、輥軸分選法、滾筒式分選法等。 我國是主要的棗出口國， 占有絕對的貿(mào)易主導地位。 廣闊的市場意味著高的 商品質(zhì)量與標準。 分級的意義在于使產(chǎn)品的在大小、 成熟度、 色澤和品質(zhì)等方面 基本達到一致，有利于產(chǎn)品的包裝、運輸和儲存；有利于提高產(chǎn)品市場競爭力、 減少損失。而桿式紅棗分級機具有操作簡單， 分級效果明顯， 不易順壞紅棗等優(yōu) 勢。具有很好的發(fā)展前景。 1.2 存在的問題和主要研究內(nèi)容 紅棗的加工機械有紅棗清洗機， 紅棗風干機， 紅棗分級機等等。 國內(nèi)的紅棗 分級機的分選水平還是比較高的。 國內(nèi)在分選的過程中， 通過不斷的摸索和實踐 在紅棗的分選上也有一些

16、新的想法和創(chuàng)新， 對于實現(xiàn)紅棗更優(yōu)質(zhì)的分級提供了可 靠的保證。 針對目前紅棗的分選機械研究方面存在的問題， 本設計內(nèi)容主要包括紅棗輸 送機構(gòu)、分選部分機械系統(tǒng)設計及研制。 從而最終將紅棗按大小的不同進行等級 劃分。 1.3 可行性分析 了解和知道紅棗的特點和外觀形狀， 要考慮到不同大小紅棗的需求， 為紅棗 的優(yōu)質(zhì)分級做準備。 滾杠式分級每一級的所涉及滾杠的間距尺寸， 根據(jù)紅棗的大 致形狀擬定每一級滾杠之間的間距。滾杠式分級機機構(gòu)在設計時應該考慮的因 素：（1）機構(gòu)的用電耗能。（2）機構(gòu)的層面工作的負荷。 （3）機構(gòu)的啟動的安全 性，平穩(wěn)性，持久性。（ 4）機構(gòu)的安全調(diào)速范圍。 （5）分級

17、的流利和分級的準確 性。（6）分級機構(gòu)在工作時的可靠性，安全性。 （7）系統(tǒng)的操作和維修的難易程 度。（8）紅棗分級機構(gòu)的總體成本。 紅棗在上料時喂料要均勻， 可以提高工作效率高， 振動的目的是將紅棗精確 分級，要求執(zhí)行的機構(gòu)運行平穩(wěn)，均勻。以滿足分選級別的需求。分級機構(gòu)要適 應執(zhí)行機構(gòu)的要求， 保證正常的工作。 還要重點考慮分級機構(gòu)的工作環(huán)境， 工作 負荷以及工作效率。 重點研究 ：(1) 如何更好更均勻的實現(xiàn)喂料。 (2) 分級過程中每一級的間距 大小。 (3) 喂料的重量與分級機構(gòu)的工作負荷相關性。 (4) 每一層的工作任務量 和工作時間的一致性。 本課題所涉及的關鍵問題是分選的問

18、題。 因紅棗自身的特點的不同， 品種的 不同，直徑的不同。 本課題針對各種紅棗的種類以及尺寸進行分析研究。 根據(jù)不 同的紅棗尺寸調(diào)節(jié)分級的間距。 在降低成本方面： 首先通過組裝想辦法， 盡量用 較少種類的部件生產(chǎn)更多種類的組合件。其次是優(yōu)化生產(chǎn)流程，降低生產(chǎn)損耗， 降低人工設備成本。 最后采用新工藝， 降低材料動力的使用。 在選擇分級柵欄的 時候盡量選擇質(zhì)量輕， 價格適中的合金材料。 為了使安裝方便， 在安裝方面盡量 減少齒輪的使用， 在設計機構(gòu)的時候盡量對一些重要的參數(shù)要計算準確， 有焊接 的部位要保證焊接的牢固性研究紅棗的運動機理。 在紅棗喂料的過程中盡量保證 喂料的均勻性。 考慮到紅棗的

19、品種和大小的不同， 要精確的計算每一級的間距以 及每一層柵欄的間距。 在分選時采用振動， 要采用工作穩(wěn)定， 工作效率高的電機。 所選用的電機要時也要考慮喂料的質(zhì)量。保證電機的正常工作。 2 紅棗分級機的組成和原理 該分選機主要由紅棗機架、 滾杠分級機構(gòu)、 接料裝置、 傳動系統(tǒng)和控制系統(tǒng) 等幾部分構(gòu)成。分選紅棗的重量范圍 10g-50g，橫徑大約范圍為30mm-40m,紅 棗輸送速度為 0.38m/s 。分選機的原理如圖所示： L ? 食品豔料 階樣 圖1工作原理 Fig 1 prin ciple 紅棗分級機工作原理簡圖如圖1所示.分級部分由上下兩層桿（為減少紅棗

20、 在運送過程與滾杠的碰撞、夾傷，滾杠表面包覆柔性較好的食品級塑料 ）組成， 并安裝在鏈條上，由鏈條帶動前行，上層桿在鏈條帶動下既可水平移動也可滾動， 相鄰兩桿的距離恒定為L下排桿在水平移動過程中處在不同階梯上時， 與上桿之 間的距離H不同，即距離H是可調(diào)的，從而使上下兩滾杠之間的中心距 a可變.下 排桿在階梯上既可水平移動也可滾動?分級機工作時，紅棗由傾斜進料板 （為 了避免紅棗下滑速度過大而損傷， 暫設進料板傾斜角度為5 。）到達滾杠，在滾 杠的承托下向前運送.當紅棗到達不同階梯層時，由于中心距a不同，相應級別 的紅棗便會通過上下兩桿之間的間隙而落人對應的分級卸料斗中. 分級級別從小

21、到大，從而實現(xiàn)紅棗按其大小進行分級，階梯設計為 5級，中心距a漸變大.紅 棗掉人卸料斗后經(jīng)傳送帶送出。 3 紅棗分級機的機械系統(tǒng)設計 傳動系統(tǒng)主要由電動機、減速器、鏈輪和一條封閉的循環(huán)輸送鏈組成。 循環(huán) 輸送鏈布置在與地面垂直的平面內(nèi)，在輸送鏈緊邊的下面設置有支承導板，以保 持輸送鏈緊邊處于水平狀態(tài)，從而為紅棗的、輸送、圖像采集、重量大小檢測以 及分級卸料提供一個包括圖像采集區(qū)、 重量大小檢測區(qū)和分級卸料區(qū)三部分的水 平工作表面。傳動系統(tǒng)主要采用三級傳動：電動機驅(qū)動減速器輸入軸為第一級， 減速器輸入、輸出軸之間為第二級，減速器輸出軸驅(qū)動輸送鏈主動輪為第三級。 第一級采用聯(lián)軸器傳動；第二級就

22、采用標準的圓柱齒輪傳動；第三級由于轉(zhuǎn)速較 低（減速器輸出軸轉(zhuǎn)速約為60 r/min ）采用鏈傳動。 3.1 滾杠 滾杠的在機構(gòu)中起承載紅棗及形成中心距 a的作用，同時要求在水平移動 中能夠轉(zhuǎn)動?紅棗近似橢圓形，為使紅棗運動更平穩(wěn)，滾杠應設計成圓柱形?在 選材方面，農(nóng)業(yè)機械通常使用常用材料以降低成本，同時考慮到紅棗的質(zhì)量和對 滾杠的擠壓作用，可選擇經(jīng)調(diào)制處理的 4 5號鋼，其許用應力[o - ] =6 0 MP a，彈性模量E=2 1 0 G P a ?由于紅棗皮質(zhì)較薄，在傳送過程中極易以滾杠 相互碰撞，使其表皮損壞，降低紅棗的商用價值，所以滾杠表面應包裹一層食品 Fig 2

23、 the rolli ng roll 根據(jù)現(xiàn)實要求，每條滾杠長度 a=1400mm直徑d=26mm （包含表皮塑料）假 設紅棗質(zhì)量m =30g/個，直徑do=4Omm上層滾杠之間的距離L=40 .理想情況 下，3桿之間可放兩排紅棗，每排為30個，共60個，其擺放效果如圖3所示 圖3擺放示意圖 Fig 3 placed schematic 3.1.1 強度校核 下層每根滾杠所受到紅棗的作用力為: W : 60X 0.03 X (1) 9.8=17.64N . 單位載荷 此處省略 nnnnnnnnnnNn。如需要完整說明書和設計 圖紙等.請聯(lián)系 扣扣：九七一九二零八零零 另提

24、供全套機 械畢業(yè)設計下載！該論文已經(jīng)通過答辯 3.1.2 剛度校核 可將滾杠視為一般用途的軸選取其許用撓度， =0.003-0.005，L0 0.7mm因 q引起的最大撓度位于滾杠的中點. 滾杠的慣性矩為: D4 64 4 3.14 26 64 4 22420mm 最大撓度 5qL0 384EIZ 0.1338mm 5 0.0126 14004 384 210 103 22420 所以剛度符合要求。 3.2 電動機的選擇 進過查閱《機械設計》,確定鏈輪的轉(zhuǎn)速為50-70r/min ,選擇60r/min,確定 鏈輪所需功率

25、為1.5KW符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速為：查機械設計課程設計手冊 第167頁表12-1可知有： 表1電動機的類型 Table 1 motor select ion 電動機 萬案 型號 額定功率 kw 同步轉(zhuǎn)速 r min 滿載轉(zhuǎn)速 r min 電動機 質(zhì)量kg 參考價 格 傳動裝 置 傳動比 1 Y90S-2 1.5 3000 2840 22 5.00 47 2 Y90L-4 1.5 1500 1400 27 3.48 23 3 Y100L- 1.5 1000 940 25 2.22 15 23 ia 綜合考

26、慮電動機和傳動裝置的尺寸， 質(zhì)量，價格以及傳動比，可見第二種方 案比較合適，因此選定電動機的型號是 丫90L-4。該電動機的安裝尺寸如下表2： 表2電動機主要外形尺寸 Table 2 motor Dime nsions 中心高 外形尺寸 地腳安裝尺寸 地腳螺栓孔直徑 軸伸尺寸 裝鍵部 位尺寸 90 335X 180X 190 125X 140 10 50 X 24 8 3.3減速器的選擇 確定總的傳動比： 由選疋的電動機滿載轉(zhuǎn)速nm=1400r/min和工作機的主軸 的轉(zhuǎn)速n=60r/min，可得傳動裝置的總的傳動比是: nm 1400 "60

27、" (8) 由于傳動比為23,大于8,故初步選擇減速器為展開式二級圓柱齒輪減速器， 由于該類型減速器h 1.3~1.5i2, 口2 16，故確定減速器的h、 i2分別為5、 3.2。 減速器選用JZQ型系列減速器，型號為JZQ20Q速比為23。由于電動機輸 出軸的直徑為24mm故選擇減速器高速軸的直徑為 24mm此時低速軸的直徑為 30mm 3.4鏈條設計 結(jié)構(gòu)特點 本設計一部分滾杠固定在鏈條上，另一部分滾杠可在鏈條中滑動.則須有兩 種鏈條：一種用來放置定滾杠，另一種放置動滾杠?定滾杠安裝于鏈板上，本身 只可以轉(zhuǎn)動，動滾杠在不同階梯上則可以沿著鏈條滑槽上下滑動和滾動. 其結(jié)構(gòu)

28、 5如圖所示 圖5鏈條結(jié)構(gòu)簡圖 Fig5 sketch of the cha in structure 根據(jù)輥桿的上下調(diào)節(jié)距離，如圖 6，可知LMax =59.9mm設定鏈板上放桿的 槽的高度h=65mm鏈板總長L鏈板=，鏈板厚度=2mm,兩輥桿之間的中心距 a 76mm .在此數(shù)值的基礎上，根據(jù)機械手冊查表選擇鏈條的為滾子鏈 ISO48A 修正為 p 76.2mm? 47.63mm,b| 47.35mm, d2 23.81,h2 72.39mm。再將滾 子鏈外鏈板該造成圖7所示鏈板。 圖6分級示意圖 Fig. 6 schematic diagram of gradi

29、 ng 3.4.2 鏈傳動的設計計算 輸送鏈鏈條型號的選擇 由于輸送鏈主要是傳遞運動，而不是傳遞動力，所受阻力只有鏈條與導板間的摩 擦力和鏈條在鏈輪上轉(zhuǎn)彎時的慣性力，所以對鏈條的載荷要求較小，所以選擇 A 系列雙節(jié)距大滾子輸送鏈，由于鏈條在輸送過程中，鏈條滾子可在支承導板上滾 動，從而減少摩擦和磨損 （1）鏈輪公差 查文獻［8］表13-16與表13-19有： 齒表面粗糙度：Ra 6.3 m 齒根圓極限偏差 量柱測量距極限偏差: 由于： df 125.23mm，查文獻［8］表13-6有：上偏差0,下偏差-0.25。 量柱測量距：查文獻［8］表13-17得, 90°

30、M r d cos d1 Z 90° 69.4 cos 7.92 77.02mm 17 （9） 式中：dR —量柱直徑，dR dr，量柱的技術(shù)要求為：極限偏差為：上偏差 +0.01，下偏差0;表面粗糙度Ra 1.6 m；表面硬度為：55--60HRC 鏈輪孔和根圓直徑之間的跳動量： 不能超過 max{0.008df +0.08mm,0.15mm}=0.15mm （10） 軸孔到鏈輪齒側(cè)平直部分的端面跳動量： 不能超過 max{0.009df +0.08mm,0.14mm}=0.14mm (11) 孔徑：H8 齒頂圓直徑：h11 齒寬：h14 （2） 選擇鏈輪齒

31、數(shù) 取傳動比為i=1 參照鏈速和傳動比查文獻［11］表8-2-5取乙=21 （3） 選擇大鏈輪齒數(shù) z2=i乙=1X 2仁21<120故合理 已知鏈傳動工作平穩(wěn)，設計功率為: pd kAP 1.0 3.8 kZkm 1.114 1.0 （12） 式中：P—傳遞功率KW kA —工況系數(shù)，查文獻［11］表11-3，取kA=1.0 kz —鏈輪齒數(shù)系數(shù)，查文獻［12］表13-13，取kz=1.114 km多排鏈系數(shù)，查文獻［12］表13-14，取km 1.0 （5） 鏈條節(jié)距選用 根據(jù)設計功率Pd （取Pd = P ）和小鏈輪轉(zhuǎn)速m，由文獻［11］表11-1選用40A

32、 號鏈條，查表11-1節(jié)距P=63.50 （6） 驗算鏈輪輪轂孔徑 dk 31mm dkmax 34mm （13） dk 60mm dkmax 310 （14） 式中：dk —由支承軸的設計確定 dkmax —鏈輪輪轂孔的最大許用直徑，查文獻［11］表11-4得dkmax =310mm 故鏈輪輪轂孔徑滿足設計要求。 （7） 計算鏈輪尺寸 圖7鏈輪的結(jié)構(gòu)簡圖 Fig 7 a schematic structure of a cha in 分度圓的直徑: ,p 180° d sin z 76.2 1800 414.69mm 齒頂圓直徑： d

33、amax d 1.25p d1=462.31mm (15) 齒根圓直徑： df d d1 367.06mm 分度圓的弦齒咼：hamax 0.625 P 0.5小1 0.8p 27.396mm a13 X8 4 (d1 d3) ■■ 18002 1(70 63.5)2 1800mm d3) 、.2063.242 1 (70 63.5)2 4 2863.24mm z (16) (8)初定中心距 X1 X5 1 d1 74.78mm 2 X3 X7 60 d2 12.467mm 360 X

34、8 X6 1 -(8000 2 2 )3912.75mm 取： x8 1800mm Xj 2112.75mm 則可得中心距: (17) (9)鏈條長度及鏈長節(jié)數(shù) 鏈長：L x〔 x?…x 8000mm 629.92 , L 8000 L P p 12.7 圓整成偶數(shù)節(jié)’取Lp 630節(jié) 由文獻［11］表 8-2-5 有 a' a a，通常，a (0.002 0.004)a。 因中心距可調(diào)，取 a 0.004a，則a' a 0.004a a；3 1800 0.004 1800 1792.8mm (19) a；4 2063.25 0.00

35、4 2063.25 2055mm (20) (11) 鏈速 V Z1n1P 17 14 12.7 0.0504m/s 0.6m / s 60 1000 60000 (21) 屬于低速傳動。 (12) 有效圓周力 F 皿 1000 °.°7 1388N V 0.0504 (22) (13) 作用于軸上的拉力 對于傾斜傳動有： Fq (1.15 1.20)KaF 1.15 1 1388 1596.2N (23) (14) 潤滑方式 根據(jù)p = 12.7mm、v = 0.0504m /s由文獻［11］圖8-2-4查出宜用油刷或油壺人工定期潤 滑。 3.5高速軸設計

36、及校核 3.5.1 材料及熱處理 考慮到是高速軸以及材料后，選此軸材料為 Q235-A，調(diào)質(zhì)處理。 初步確定軸的最小直徑 按式15 2［15］初步估算軸的最小直徑。根據(jù)軸的材料和表15 3［15］，取 A 149，所以根據(jù)公式有: dmin 149 33.47 910 23.278 mm (24) 由于此軸上開有一個鍵槽，所以應增大軸徑以考慮鍵槽對軸的強度的削弱； 再者直徑小于100 mm，因此 di min dimin (1 7%) 24.91 mm。 輸入軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的直徑 d1 (圖5.1)。為了使所選的軸 徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應，故需同時選取聯(lián)軸

37、器型號。 聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩Tea KaT,，查表14 1[15]，考慮到轉(zhuǎn)矩變化和沖擊載荷大 (如織布機、挖掘機、起重機、碎石機)，故取Ka 2.3，貝U： Tea 2.3 36.42 83.766 N m (25) 按照計算轉(zhuǎn)矩Tea應小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件并且考慮到補償兩軸綜合位 移，查表8 3[14]，選用GICL1鼓形齒式聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為800 N m。半聯(lián) 軸器的孔徑為30 mm，故取d, 30 mm，半聯(lián)軸器與軸配合的長度為 82 mm。 軸的結(jié)構(gòu)設計 由于此軸是裝有聯(lián)軸器的齒輪軸，所以結(jié)構(gòu)采用外伸梁布局，外伸部分裝聯(lián) 軸器，兩軸承布置在齒輪的兩端，軸系米用兩端單

38、向固定布置，為避免因溫度升 高而卡死，軸承端蓋與軸承外圈端面留出 的熱補償間隙，軸的初步 結(jié)構(gòu)如下圖所示 圖8軸的結(jié)構(gòu)設計 根據(jù)軸向定位要求確定各軸段直徑和長度 1） di段裝GICL1聯(lián)軸器，因此 di 30 mm。半聯(lián)軸器與軸配合的孔徑長度為 82 mm，為了保證軸端擋圈只壓在 半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，因此 d1 段的長度應比 82 略小一些，現(xiàn)取 li 80 mm。2）為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求， di段的左端需要制出一軸 肩，軸肩高度 h 0.07d，即 h 0.07 30 2.1，取 h 2.5 mm，因此 d2 35 mm。 軸承端蓋的總寬度為20 mm

39、（由減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設計而定）。根據(jù)軸承 端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求， 取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面 間的距離I 30 mm，故取12 50 mm。3）初步選擇滾動軸承。因軸承主要承受 徑向載荷作用，故選用深溝球軸承。根據(jù) 6 i[i4] ，選擇 6308 型軸承其尺寸為 d D B 40 mm 90 mm 23 mm ，因此 d3 40 mm ?？紤]到軸承與齒輪潤滑方 式不一樣，因此需要以擋油環(huán)將其隔開，可取擋油環(huán)的寬度為 20 mm，因此 I3 43 mm。4）為了滿足擋油環(huán)的軸向定位要求， ds段的左邊需制出一軸肩， 軸肩高度h 0.07d，即h 0.07 4

40、0 2.8，取h 4 mm，因此d4 48 mm ;考慮 到箱體和箱座的結(jié)構(gòu)設計，可取 l4 93.5 mm。 5）根據(jù)齒輪傳動的設計可知， d5 54 mm， l5 60 mm 6）根據(jù) 4）可知，d6 48 mm ;軸環(huán)寬度 b 1.4h，即 b 1.4 4 5.6 mm，取 b 8 mm，則有 l6 8 mm。7）根據(jù) 3）可知，d7 40 mm ； 考慮到軸承與齒輪潤滑方式不一樣， 因此需要以擋油環(huán)將其隔開， 可取擋油環(huán)的 寬度為 14.5 mm,因此 l3 37.5 mm。 求軸上載荷并做出軸的彎矩圖和扭矩圖 根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖做出軸的計算簡圖，如下圖所示。 圖9軸的載荷分析

41、 Figure 9 Axial load an alysis 其中 h I2 B2 80 50 232 141.5 mm (26) L2 20 B 2 l4 B^ 2 20 23 2 93.5 60 2 155 mm (27) B仁2 16 14.5 B 2 60 2 8 14.5 232 64 mm (28) L4 B2 232 11.5 mm (29) 1）求水平面支反力 如上圖所示有： FNH 1 FNH 2 斤；FNH 2 Ft L2 代入數(shù)據(jù)有: F NH1 2）繪制水平面的彎矩圖 式中：Ft 2T1 d 2 36.42 10

42、3 50 1456.8 N 425.732 N FNH2 1031.068 N Me 圖10軸的水平面彎矩 Figure 10 The level of the shaft bending mome nt 其中mh FNH1 L2 65988.46 N mm 3) 求垂直面支反力 如上圖所示有： FNV1 FNV 2 Fr ； FNV 2 (L2

43、 L3) Fr L2 式中：Fr Ft tan 1456.8 tan20 530.232 N (31) 代入數(shù)據(jù)有： Fnv1 154.954 N Fnv2 375.278 N (32) 4) 繪制垂直面的彎矩圖 圖11軸的垂直面彎矩 Fig 11 Axis vertical bending mome nt 其中 MV FNV1 L2 24017.87 N mm (33) 5) 求總彎矩 6) 繪制扭矩圖 T 圖12軸的扭矩 Fig 12 Shaft torque 其中 T T, 36.42 103 36420 N mm (35) (8)按彎

44、扭合成應力校核軸的強度 進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面 (即齒輪的中心截 面)的強度。根據(jù)式15 5[15]及上述數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應力為脈動 循環(huán)應力，取 0.6，軸的計算應力 ca , M2 ( T1)2 W .70223.462 (0.6 36420)2 0.1 503 5.88 MPa (36) 前已選定軸的材料為Q235-A，調(diào)質(zhì)處理，由表15 1[15]查得[1] 40 MPa， 因此ca [ 1]，故安全。 2)齒輪右端的截面左側(cè) 抗彎截面系數(shù) W 0.1d3 0.1 503 12500 mm3 (37) 抗牛截面系數(shù) W 0.2

45、d3 0.2 503 25000 mm3 (38) 截面左側(cè)的彎矩為 60 30 M 70223.46 35111.73 N mm 60 (39) 截面上的扭矩為 T1 36420 N mm 截面上的彎曲應力 M 35111.73 2.81 MPa W 12500 (41) 截面上的扭轉(zhuǎn)切應力 T1 WT 36420 25000 1.46 MPa (42) 軸的材料為Q235-A，調(diào)質(zhì)處理。由表15 1[15]查得： B 410 MPa 1 170 MPa 1 105 MPa (43) 截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數(shù) 及 按附表3 2[

46、15]查取。由 于 r.. d 1.6 48 0.033，D . d 50 48 1.04，經(jīng)插值后可查得 1.84 1.32 (44) 又由附圖3 1［15］可得軸的材料敏性系數(shù)為 q 0.75 q 0.8 (45) 故有效應力集中系數(shù)按式附表3 4［15］為 k 1 q ( 1) 1 0.75 (1.84 1) 1.63 (46) k 1 q ( 1) 1 0.8 (1.32 1) 1.26 (47) 0.92 由附圖3 2［15］的尺寸系數(shù) 0.73;由附圖3 315］的扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù) 0.75。 軸按磨削加工，由附圖3 4[15]得表面質(zhì)量系數(shù)為 軸未經(jīng)表面

47、強化處理，即強化系數(shù) q 1,則按式3 12[15]及式3 14b[15]得綜 合系數(shù)為: 1)— q 1.63 0.73 1 0.92 2.32 (48) 1)— q 1.26 0.75 1 0.92 1.77 (49) 據(jù)軸的材料，得鋼的特性系數(shù) 0.17.2，取 0.2，而 0.5 ，則 0.1 于是，計算安全系數(shù)Sca值，按式15 6[15] 15 嚴] 15 8[15]則得 170 2.32 2.81 0.2 0 26.08 (50) Sca S S ■ S 2 S2 _26.08 26.0

48、82 105 1.77 1.46 0.1 2 哼 24.70 76.922 1.46 2 76.92 (51) S 13T.5 (52) 故可知其安全。 3）齒輪右端的截面右側(cè) 抗彎截面系數(shù) 3 3 0.1d 0.1 48 3 11059.2 mm 抗牛截面系數(shù) 0.2d3 0.2 483 (53) 22118.4 mm3 (54) 彎矩M及彎曲應力為 （55） M 35111.73 b 3.17 MPa W 11059.2 （56） 35111.73 N mm 60 M 702

49、23.46 扭矩T,及扭轉(zhuǎn)切應力 T 36420 N mm T1 W 36420 22118.4 1.65 MPa (57) 過盈配合處的—，由附表3 815］，用插值法求出，并取 -0.4，則有 2.17 —0.8^ 0.8 2.17 1.74 (58) 軸按磨削加工，由附圖3 4［15］得表面質(zhì)量系數(shù)為 0.92 故得綜合系數(shù)為: 1)— q 2.仃丄 0.92 2.26 (59) 1)— q 1.74 — 0.92 1.83 (60) 所以軸在截面右側(cè)的安全系數(shù)為: 23.73 2.26 3.17 0.

50、2 0 170 (61) 105 1.83 佟 0.1 何 65.94 23.73 65.94 22.33 S 1.3 ?1.5 23.73 65.94 (63) 故該軸在截面右側(cè)的強度也是足夠的 3.6 低速軸設計 3.6.1 材料及熱處理 考慮到是高速軸以及材料后，選此軸材料為 45鋼，調(diào)質(zhì)處理。 初步確定軸的最小直徑 按式15 2何初步估算軸的最小直徑。根據(jù)軸的材料和表15 3[15]，取 A 103，所以根據(jù)公式有: d1min Ao3P3 n3 即 d1min 103 3 3.33 45.5 43.08 mm （64） 由于此

51、軸上開有三個鍵槽，所以應增大軸徑以考慮鍵槽對軸的強度的削弱； 再者直徑小于100 mm，因此d1min小伽山（1 15%） 49.55 mm。 輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的直徑 d1 （圖5.7）。為了使所選的軸 徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應，故需同時選取聯(lián)軸器型號。 聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩T. KATa，查表14 1[15]，考慮到轉(zhuǎn)矩變化和沖擊載荷大 （如織布機、挖掘機、起重機、碎石機），故取Ka 2.3，貝U： Tea 2.3 698.93 1607.54 N m （65） 按照計算轉(zhuǎn)矩Tea應小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件并且考慮到補償兩軸綜合位 移，查表8 3[14]，選用GI

52、CL4鼓形齒式聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為5000 N m。半聯(lián) 軸器的孔徑為50 mm，故取d1 50 mm，半聯(lián)軸器與軸配合的長度為 84 mm。 3.6.3 軸的結(jié)構(gòu)設計 由于此軸是裝有聯(lián)軸器和齒輪的軸， 所以結(jié)構(gòu)采用外伸梁布局，外伸部分裝 聯(lián)軸器，兩軸承布置在齒輪的兩端，軸系采用兩端單向固定布置，為避免因溫度 升高而卡死，軸承端蓋與軸承外圈端面留出 0.2-0.4 mm的熱補償間隙，軸的初 步結(jié)構(gòu)如下圖所示 圖13軸的結(jié)構(gòu)設計 Figure 13 Structure desig n of shaft 如圖：1） a段裝GICL4聯(lián)軸器，因此a 50 mm。半聯(lián)軸器與軸配合的孔

53、徑長度為84 mm，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上， 因 此d段的長度應比84略小一些，現(xiàn)取l1 82 mm ;同樣d9 50 mm , l9 82 mm。 2）為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求， a段的左端需要制出一軸肩，軸肩高度 h 0.07d，取h 2.5 mm，因此d2 55 mm。軸承端蓋的總寬度為 20 mm （由 減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設計而定）。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤 滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離 丨30 mm，故取 I2 50 mm ;同樣d8 55 mm , I* 50 mm。3）初步選擇滾動軸承。因軸承主要

54、 承受徑向載荷作用，故選用深溝球軸承。根據(jù) 6 1[14]，選擇6312型軸承其尺寸 為d D B 60 mm 130 mm 31 mm，因此d3 60 mm?？紤]到軸承與齒輪潤 滑方式不一樣，因此需要以擋油環(huán)將其隔開，可取擋油環(huán)的寬度為 16.5 mm，因 此l3 47.5 mm ,;同樣d7 60 mm， l7 56.5 mm4）為了滿足擋油環(huán)的軸向定位 要求，d3段的左邊需制出一軸肩，軸肩高度h 0.07d，即h 0.07 60 4.2，取 h 5 mm，因此d4 70 mm ;考慮到箱體和箱座的結(jié)構(gòu)設計，可取 I4 63 mm ; 同樣d6 65 mm，根據(jù)齒輪傳動設計可知齒

55、輪輪轂的寬度為,85mm，為了使 擋 油環(huán)端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，故取 16 83 mm。5）齒 輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度h 0.07d，即h 0.07 65 4.55，取 h 5.5 mm，因此 d5 76 mm ;軸環(huán)寬度 b 1.4h，即 b 1.4 5.5 7.7 mm，取 b 10 mm，則有 15 10 mm 3.6.4 軸上零件的周向定位 齒輪與軸的周向定位采用平鍵連接。根據(jù) d1 50 mm，查表4 1[14]，有平鍵 截面b h 14 mm 9 mm，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長度為 70 mm,同時為了保證 齒輪與軸配合有良好的對中性，故選

56、擇齒輪輪轂與軸的配合為 H7n6;根據(jù) d6 65 mm，查表4 1[14]，有平鍵截面b h 18 mm 11 mm，鍵槽用鍵槽銑刀 加工，長度為70 mm,同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪 輪轂與軸的配合為H 7 n6 ;滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的， 此處選軸的直徑尺寸公差為m6。 求軸上載荷并做出軸的彎矩圖和扭矩圖 根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖做出軸的計算簡圖，如下圖所示 圖14軸的載荷分析 Figure 14 Axial load an alysis 其 中 L1 l9 l8 B 2 82 50 312 147.5 mm (66) L2 l

57、7 B2 B；'2 2 56.5 312 85,2 2 81.5 mm L3 B4； 2 l5 l4 l3 B 2 85 2 47.5 10 63 312 147.5 mm (68) L4 B 2 li I2 23 2 82 50 147.5 mm (69) 1）求水平面支反力 如上圖所示有： F NH 1 FNH 2 Ft ； FNH 2 (L2 L3) Ft L2 2T2 d3 2 195.53 103 85 4600.71N (70) 代入數(shù)據(jù)有： Fnh1 2963.34 N Fnh2 1637.37 N （71） 2）繪制水平面的彎矩圖 圖15

58、軸的水平面彎矩 Figure 15 The level of the shaft bending mome nt 其中 Mh FNH1 L2 241512.16N mm 3) 求水平面支反力 如上圖所示有： FNV1 FNV2 Fr ； FNV2 (L2 (72) 式中：Fr Ft tan 1456.8 tan20 530.232 N 代入數(shù)據(jù)有： FNV1 1078.57 N FNV2 595.95 N (73) 4) 繪制垂直面的彎矩圖 圖16軸的垂直面彎矩 Figure16 Axis vertical bending mome nt 其中 MV FNV

59、1 L2 87903.16 N mm 5) 求總彎矩 M Mh2 Mv2 257011.85 N mm (74) 6) 繪制扭矩圖 T 圖17軸的扭矩 Figure 17 Shaft torque 其 中 T T^ 2 698.93 10‘ 2 349465 N mm (75) 按彎扭合成應力校核軸的強度 進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面 (即齒輪的中心截 面)的強度。根據(jù)式15 5[15]及上述數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應力為脈動 循環(huán)應力，取 0.6，軸的計算應力 ca , M2 ( T)2 W , 257011.852 (0.6

60、 349465)2 0.1 653 12.08 MPa (76) 前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由表15 1[15]查得[1] 60 MPa， 因此 ca [1]，故安全 (9)精確校核軸的疲勞強度 1)判斷危險截面 Li段和L4段只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過渡配合所引起的應力集中均 將削弱軸的疲勞強度，但由于軸的最小直徑是按扭轉(zhuǎn)強度較為寬裕確定的， 因此 此段均無需校核。 從應力集中對軸的疲勞強度的影響來看，齒輪兩端處過盈配合引起的應力集 中最嚴重；從受載的情況來看，齒輪中心處的應力最大。齒輪兩端的應力集中影 響相近，但靠近軸承端蓋的截面受扭矩較小， 同時

61、軸徑也較大，故不必做強度校 核。齒輪中心上雖然應力最大，但應力集中不大，而且這里軸的直徑最大，因此 此處也不必校核，因此該軸只需校核齒輪右端的截面左右兩側(cè)即可。 2)齒輪左端的截面左側(cè) 抗彎截面系數(shù) W 0.1d3 0.1 603 21600 mm 3 (77) 抗牛截面系數(shù) W 0.2d3 0.2 603 43200 mm3 (78) 截面左側(cè)的彎矩為 257011.85 81.5 40.5 81.5 129294.30 N mm 截面上的扭 (80) 截面上的彎曲應力 (79) 97765 N mm 129294.3

62、0 21600 5.99 MPa 截面上的扭轉(zhuǎn)切應力 349465 Wr 43200 8.09 MPa 軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。由表15 1[15]查得： b 640 MPa i 275 MPa 1 (83) 截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數(shù) 及按附表3 2[15] 于r d 2 60 0.033，D d 65 60 1.08，經(jīng)插值后可查得 1.95 155 MPa 查取。由 1.32 (84) 又由附圖3 1[15]可得軸的材料敏性系數(shù)為

63、q 0.75 q 0.85 (85) 故有效應力集中系數(shù)按式附表3 4[15]為 k 1 q ( 1) 1 0.85 (1.95 1) 1.81 (86) k 1 q ( 1) 1 0.75 (1.32 1) 1.24 (87) 由附圖3 ￡5]的尺寸系數(shù) 0.69;由附圖3 3[15]的扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù) 0.8 o 0.92 軸按磨削加工，由附圖3 4[15]得表面質(zhì)量系數(shù)為 14b[15]得 軸未經(jīng)表面強化處理，即強化系數(shù) q 1,則按式3 1215]及式3 綜合系數(shù)為: (k 1 q 1.81 0.69 1 0.92 1 2.71

64、 (88) q 1.24 0.8 1 0.92 1 1.64 據(jù)軸的材料，得鋼的特性系數(shù) 0?仁0.2,取 0.2,而 0.5 ，則 0.1 于是，計算安全系數(shù)Sca值，按式15 6[15] 、15 嚴] 15 8[15]則得 275 2.71 5.99 0.2 0 16.94 (100) 155 1.64 也 2 0.1型 2 22.02 (101) Sca hs2 16.94 22.02 .16.942 22.022 1

65、3.43 S 13-1.5 (102) 故可知其安全。 3）齒輪左端的截面右側(cè) 抗彎截面系數(shù) 0.1d3 0.1 653 27462.5 mm 3 (103) 抗牛截面系數(shù) 0.2d3 0.2 653 54925 mm3 (104) 彎矩M及彎曲應力為 M 257011.85 81.5 40.5 129294.30 N mm 81.5 (105) 129294.30 4.71 MPa 27462.5 (106) 扭矩T,及扭轉(zhuǎn)切應力 349465 N mm 竺便 6.36 MPa W

66、 54925 (107) 過盈配合處的—，由附表3 815］，用插值法求出，并取 -0.8^，貝y有 —2.68 k k 0.8 0.8 2.68 2.14 (108) 軸按磨削加工，由附圖3 4［15］得表面質(zhì)量系數(shù)為 0.92 故得綜合系數(shù)為： K (匕丄1)丄 q 2.68 2.77 (109) k 1 1 K ( 1) 2.14 q 1 0.92 2.05 所以軸在截面右側(cè)的安全系數(shù)為: (110) 275 2.77 4.71 0.2 0 21.08 (111) 155 2.05 空6 2 0.1 業(yè) 22.67 2 Sca J2；2 (112) 21.08_22.67_ 21.082 22.672 15.44 S 1.3~1.5 (113) 故該軸在截面右側(cè)的強度也是足夠的。 3.7 分級機支架的設計 3.7.1 支架結(jié)構(gòu)的設計 考慮到軸的安裝，故機體壁的一邊從和軸中心上下分成兩半，軸裝上以后， 用一個端蓋通過螺栓連接再連接到一起。為減少機體的重量，故只在與軸配合的