自動核桃脫殼機畢業(yè)設計說明書

1、摘要I1前言12緒論12.1課題研究的目的和意義12.2國外研究現(xiàn)狀12.3總體方案63電動機的選擇84破殼軸的帶及帶輪的設計94.1傳動帶的設計94.1.1確定計算功率94.1.2選擇V帶的型號104.1.3確定帶輪的基準直徑104.1.4確定傳動中心距a和帶長L104.1.5驗算主動輪上的包角114.1.6確定V帶的根數(shù)114.1.7確定帶的初拉力124.1.8求V帶傳動作用在軸上的壓力124.2 V帶帶輪的設計124.2.1帶輪的材料選擇124.2.2結(jié)構設計124.2.3從動帶輪的設計135撥料軸的帶及帶輪的設計145.1 傳動帶的設計145.1.1確定計算功率145.1.2選擇V帶的

2、型號145.1.3確定帶輪的基準直徑145.1.4確定傳動中心距a和帶長L155.1.5驗算主動輪上的包角155.1.6確定V帶的根數(shù)165.1.7確定帶的初拉力165.1.8求V帶傳動作用在軸上的壓力175.2 V帶帶輪的設計175.2.1帶輪的材料選擇175.2.2結(jié)構設計175.2.3從動帶輪的設計186破殼軸的設計196.1軸上的功率P、轉(zhuǎn)速n、轉(zhuǎn)矩T196.2初步確定軸的最小直徑196.3軸的結(jié)構設計206.3.1擬定軸上零件的裝配方案20632確定軸的各段直徑和長度206.3.3軸上零件的軸向定位216.3.4確定軸上圓角和倒角尺寸216.3.5軸的潤滑216.4軸上的載荷216.

3、5精確校核軸的疲勞強度226.5.1判斷危險截面226.5.2校核截面IV左側(cè)226.5.3校核截面IV右側(cè)237破殼軸軸承的校核247.1計算軸承受到的徑向載荷247.2計算軸承軸向力257.3求軸承的當量動載荷257.4驗算軸承的壽命268機架的設計269輸料斗的設計2610接料板的設計2611隔料機構2712調(diào)間隙機構27總結(jié)與體會錯誤!未定義書簽。致詞錯誤!未定義書簽?！緟⒖嘉墨I】錯誤!未定義書簽。摘要核桃具有很高營養(yǎng)價值，不論是在國還是在國外都具有很廣闊的市場空間，人 們的需求量是很大的。我國是核桃生產(chǎn)大國，在加工中存在的問題是核桃脫殼比 較困難，核桃取仁在我國歷來靠手工，效率低，破

4、殼效果差。人工剝殼難以滿足 生產(chǎn)發(fā)展的要求，研制高效剝殼機已成當務之急。經(jīng)調(diào)研和分析，設計了雙齒盤 齒板式核桃脫殼機。本文介紹了雙齒盤齒板破殼原理，核桃脫殼機的破 殼裝置、隔料裝置、調(diào)間隙裝置、撥料裝置、整體結(jié)構設計及參數(shù)設計。其中主 要包括總體方案的確定，各部件的設計與計算，軸的校核，軸承的驗算，完成全 部設計后，并利用solid works軟件進行了三維零件設計及裝配，總裝配與各零件 的圖紙設計等等?！娟P鍵詞】：雙齒盤齒板、核桃脫殼機、調(diào)間隙裝置、solid worksAbstractWalnut has a high nutritional value and has a veiy la

5、rge maiket space whether at home or abroad, peoples demand is enormous. Walnut production in Cluiia is a big countiy in the processing problem is more difficult shelled walnut, walnut kernel in oui countiy has always been taken by hand, low efficiency, poor broken shell Aitificial Sheller difficult

6、to meet the lequuements of the development of pioduction, the development of efficient shelling macluiie has become imperative Based on tins proposed designed of gear - tooth plate walnut shellmg machine. Introduce a dual gear - tooth plate broken shell theory, and design of the broken shell walnut

7、shelling machine device, eveiy feeding device, adjust gap device, dial feedmg device, the overall stmctuial design and design parameters. Which mainly include the deteniiniation of the overall program, design and calculation of the vanous components, check the shaft, the beaimg checkuig, after compl

8、etion of all the design and use of solid works software fbi the design of tluee-dimensional parts and assembly, final assembly and design drawings of the parts and so on.Key words： double gear - tooth plate;walnut shellmg macliuie;adjust gap device;solid works1前言核桃，是人們常見的食物。它營養(yǎng)豐富，具有健腦、補腎、美容、降血脂四 大功效

9、。核桃和核桃仁還是我國傳統(tǒng)的出口商品，加工和出口的季節(jié)性比較強。 核桃取仁在我國歷來靠手工，一人一天平均僅能砸40斤核桃，加工和出口的時間 正值三秋和農(nóng)田基本建設大忙季節(jié)，任務重，時間緊，形成與農(nóng)業(yè)爭勞力的局面, 所以，實現(xiàn)核桃取仁機械化，對解放勞動力，支援農(nóng)業(yè)生產(chǎn)有重要意義。核桃出 口國家較多，進口國家比較集中，國際市場斗爭十分激烈，實現(xiàn)核桃加工機械化, 有利于我們搶時間，爭速度，支援外貿(mào)。從經(jīng)濟上說，國際市場核桃仁各質(zhì)量等 級的差價其大。機械取仁有希望提高取仁質(zhì)量，增加外匯，同時大規(guī)模集中加工, 便于綜合利用。核桃仁中約占5%的碎末可以集中榨油，大量的核桃殼是做活性炭 的好原料。研制核桃破

10、殼機的具體任務是尋找適當?shù)摹⑻貏e是保證取仁質(zhì)量的破 殼工藝方法，研究實現(xiàn)這一工藝方法所要求的機器。2緒論2.1課題研究的目的和意義核桃，是人們常見的食物。它營養(yǎng)豐富，具有健腦、補腎、美容、降血脂四 大功效。核桃富含脂肪(70%以上)及蛋白質(zhì)(20%),是高熱能營養(yǎng)食物，乂是無膽 固醇的綠色保健食品，有著廣闊的國外市場，歷來被稱為“木本油料”、“鐵桿 莊稼”，是中國開發(fā)山區(qū)林業(yè)生產(chǎn)的重要經(jīng)濟樹種。目前，全國25個省、市自治 區(qū)都有核桃分布，面積有1000多萬畝，2億多株，以產(chǎn)量最多，約占全國總產(chǎn)量的85%以上，并且是我國傳統(tǒng)出口物資之一。我國的核桃栽培面積約130萬hnf以上，主要種植區(qū)域在西南

11、和西北。在國際 市場上，核桃與杏仁、腰果、榛子一起并列為世界4大干果，核桃作為保健食品 早己被國外所認識。針對核桃加工存在的問題和市場的需求，確定核桃加工工藝, 除脫青皮、分級、清洗、脫水、烘干、去殼、仁殼分離與包裝外，還可進一步深 加工。在加工中，存在的問題是核桃脫殼比較困難，主要由人工完成。人工剝殼 難以滿足生產(chǎn)發(fā)展的要求，故研制高效剝殼機己成當務之急。2.2國外研究現(xiàn)狀目前，國機械方面核桃破殼取仁的方法有以下幾種：離心碰撞式破殼法，化 學腐蝕法，真空破殼取仁法，超聲波破殼法，定間隙擠壓破殼法。第一種碎仁太 多，第二種實際操作不好控制，仁易受腐蝕，在一定程度上還會造成環(huán)境污染。 第三四種設

12、備昂貴，破殼成本高，且破殼效果不夠理想。第五種值得探索。國市 場上常見的核桃破殼機如下：（1）核桃剝殼機采用擠搓原理擠搓原理剝殼取仁石礒半徑120nmio凹板形狀曲線由圓弧段和直線段聯(lián)接而 成，圓弧半徑140nmio直線長度即工作行程為30nmic由于石礒以50i7nuii轉(zhuǎn)動， 凹板固定，核桃本身將產(chǎn)生轉(zhuǎn)動。這樣，核桃不是在一點而是在一條線或一個區(qū) 域上受到擠搓作用，有利于殼的完全破裂。如圖2-1所示。圖21核桃剝殼機示意圖（2）核桃剝殼機采用定向?qū)Φ稊D切原理由于核桃結(jié)合線截面與兩半仁的結(jié)合面交叉成90度，殼上溝紋方向與縱徑方 向一致。因此，釆用兩把刀頭沿縱徑兩端作用（擠壓兼切割），刀頭形狀

13、見圖2-2。 每把刀頭均勻地鑲?cè)胛鍓K刀片，刀片做成弧形輪廓.以盡可能接觸核桃外殼。擠切 的兩刀頭，其刀片相對錯開，使得碎殼瓣小而數(shù)多，有利于殼的完全破裂，提高 剝殼質(zhì)量。圖2-2核桃脫殼機刀頭形狀示意圖（3）農(nóng)業(yè)機械學院研制的核桃剝殼機核桃剝殼機原理如圖2-3。當綿核桃喂入到克剝裝置中，齒盤的旋轉(zhuǎn)帶動綿核 桃邊旋轉(zhuǎn)邊向里擠入。間距的齒尖不斷地沿著殼表面克壓，使得裂紋不擴展部分 殼和仁掉離出來。最后殼基本上完全裂，碎殼和仁通過最小間隙向下掉出。圖2-3北農(nóng)機械學院綿核桃剝殼取仁原理示意圖（4）農(nóng)業(yè)大學史建新老師等設計的6HP-150型核桃破殼機該機釆用擠壓破殼原理，如圖2-4,當兩對法向集中力作

14、用在核桃上時較有利 于殼的均勻完全破裂，而多對集中力作用在核桃上因提高了核桃的剛度，降低了 力值。核桃反而不易破裂。為了在破殼時能滿足上述原理上的要求，在破殼裝置 結(jié)構上采用帶有多級凹槽及齒紋的擠壓轆，弧齒板釆用雙弧板結(jié)構，該結(jié)構符合 “四點加壓”原理，因而有利于殼的完全破裂。1核桃2擠壓轆3弧齒板圖24擠壓破簡示意圖由農(nóng)業(yè)大學機械交通學院研制的6HP-150型核桃破殼機由分級裝置、導向裝 置、破殼機構組成如圖2-5。該機能依次自動完成分級、導向、破殼，無需人工參 與。提高了勞動生產(chǎn)率和降低了生產(chǎn)成本。分級采用的是錐型滾筒柵式分級機構。 該機構具有功耗低、振動小、可實現(xiàn)無級分級、對工位數(shù)的適應

15、性強等特點。破 殼裝置果用滾筒-弧齒板式結(jié)構，釆用這種結(jié)構更有利于得到完整的核桃仁。1料斗2分級滾筒3傳動鏈條4支撐輪5導向槻6傳動齒傳動7弧齒板8擠壓轆9電機圖25 6HP-150核桃破殼機的結(jié)構簡圖（5）農(nóng)業(yè)大學史建新老師所設計的多轆擠壓式核桃破殼機該機主要由機架、喂料斗、破殼轆、輔助破殼轆（數(shù)量35）、擠壓間距調(diào)節(jié)機 構、擋板、出料斗、帶傳動、電機等，其結(jié)構見圖2-6。破殼轆與輔助破殼轆為破殼 機的主要部件，兩轆構成間斷性的擠壓破殼工作區(qū)，核桃在該區(qū)受到間斷性的擠 壓，受擠壓的核桃沒有很快進行二次擠壓，核桃仁損傷程度小；伸進喂料斗的輔 助破殼轆有助于均勻單層喂料；當兩轆以一定速度相對旋轉(zhuǎn)

16、，工作時核桃受力方 向一致，不會造成核桃的兩半破裂，擠壓間距調(diào)節(jié)機構可改變擠壓破殼工作區(qū)的 大小，以適應不同大小的核桃。破殼轆與輔助破殼眾形成由大到小間斷性的多工 位擠壓破殼工作區(qū)，當兩轆以一定速度相對旋轉(zhuǎn)時，伸進喂料斗的輔助破殼轆帶 動料斗的核桃均勻的單層進入擠壓破殼工作區(qū)，由于該區(qū)大于核桃橫徑，核桃沒 有受到擠壓；此時破殼眾帶動核桃做勻速轉(zhuǎn)動和均勻平動到下一工作區(qū)，核桃在 該區(qū)受到微量擠壓，被擠壓的核桃由破殼轆再次帶動到下一工作區(qū)，如此循環(huán)往 復，被擠壓程度逐漸加深，當核桃被擠壓到核桃殼最大擠壓變形量最大時，核桃破 裂，破裂的核桃從出料口排出。1輔助破殼轆2擋板3破殼棍4機架5帶傳動6電機

17、7出料斗8擠壓間距調(diào)整機構9喂料斗圖2-6新農(nóng)大史建新多輻擠壓式核桃破殼機結(jié)構簡圖2.3總體方案核桃和核桃仁是我國傳統(tǒng)的出口商品，外貿(mào)部門根據(jù)核桃仁的完整程度將其 分為一路仁、二路仁和碎仁。一路仁是指半仁及大半仁，二路仁是指四分仁以及 比1/4大的三角仁，比1/4還小的仁稱為碎仁。二路仁與二路之和統(tǒng)稱為高路仁。 高路仁重與仁總重的比值稱為高路仁率，這是評價核桃脫核機的一個重要指標， 另一個指標是：剝核率二（核桃總量-含仁的核重）/核桃總重圖2-7核桃的部結(jié)構核桃的總類：核桃劃分為四個品種群，如表2-1。表2-1核桃品種群單位（mm）品種群核桃殼厚度含仁率（%）橫膈膜褶壁取出仁紙皮核桃65退化退

18、化全仁薄殼核桃1 1.550 64呈膜質(zhì)退化半仁中殼核桃1.6 2.041 49呈革質(zhì)不發(fā)達1/4仁后殼核桃2.141呈骨質(zhì)發(fā)達碎仁注：1.橫隔膜是指分隔開兩半仁的十字架式的薄膜。2.褶壁是指凹凸不平的壁。因此，此種核桃脫核機所剝核的對象是指核桃殼厚度小于2111111,橫膈膜退化 或呈膜質(zhì)、革質(zhì)，褶壁退化或不發(fā)達，較易于用機械剝殼取仁，包括紙皮、薄殼 和中殼核桃品種群。目前，此種核桃占全部核桃的85%90%,隨著無性繁殖的推 廣和品種的進一步改良，夾核桃將逐漸被淘汰。故本文著重研究品種純度較高的、 等西南地區(qū)產(chǎn)的薄殼核桃作為本機械研究對象。用游標卡尺測量出100個綿核桃的三維尺寸，統(tǒng)計處理后

19、得出均值、方差等見表2-2,直方圖如圖2-8,對三維尺寸進行方差分析見表2-3。圖2-8三維尺寸直方圖表2-2綿核桃的三維尺寸統(tǒng)計表單位（nun）位置均差均方差變異系數(shù)近似球體直徑球度縱徑32.332.648.1%31.860.979橫徑31.822.648.3%棱徑31.242.357.5%表2-3綿核桃三維尺寸方差分析方差來源平方和白由度均方F值臨界值位置之間84.2242. 106406. 91誤差19522976. 57總和20362996. 81對測量結(jié)果進行分析，可得出如下結(jié)論:（1）絕大多數(shù)綿核桃的三維尺寸都在2737之間,其數(shù)量占總綿核桃量的95% 左右。（2）綿核桃的三維尺寸

20、存在縱徑、橫徑、棱徑,但在&二0.001水平下三維尺 寸有高度顯著變化，可近似簡化為球。（3）綿核桃外形近似為球，近似程度用球度來表示，球度的定義為： 球度二絲DC式中，DE-是與物體體積相同的球體直徑。DC-最小外接球體直徑。假定綿核桃的體積等于截距為A、B、C的三維尺寸橢球的體積，外接球的直 徑是橢球的最大截距A,則球度表達式為：球度二他工二兒何平均直徑/最大直徑二近似球體直徑/最大直徑。1齒盤2齒板3核桃 圖2-9破殼結(jié)構示意圖本次設計采用常見的異步電動機作動力源，利用V帶減速和傳遞功率。利用 軸旋轉(zhuǎn)帶動齒盤的轉(zhuǎn)動，齒板固定在機架上，利用齒盤與齒板破殼(如圖2-9), 設計了調(diào)間隙機構可

21、以生產(chǎn)不同尺寸的核桃，設計了撥料機構防止核桃在輸料斗 里懸空和卡住，從而使機器能夠連續(xù)的工作，大大提高了生產(chǎn)率，基本性能如下。外形尺寸(長寬高):590x480x945齒盤的軸轉(zhuǎn)速：182min功率：0.75KW生產(chǎn)率：150Kg/b未破殼率：5%10%3電動機的選擇根據(jù)資料得主軸的轉(zhuǎn)速在180轉(zhuǎn)/分，按機械設計手冊推薦的傳動比合理 取值圍，取V帶的傳動比為25,即可滿足電動機的轉(zhuǎn)速與主軸的轉(zhuǎn)速相匹配。 由機械設計課程設計手冊查出三種適宜的電動機型號，如表3-1。表3-1電動機的型號和技術參數(shù)及傳動比方案電動機型號額定功 率 P/kW同步轉(zhuǎn)速r/min滿載轉(zhuǎn)速r/min效率(%)電動機重量(K

22、g)功率因數(shù)1Y100L-42.21500142078220.852Y90S-41. 13000140079270. 793Y90S-60. 75100091082250. 86綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量以及帶傳動的傳動比，可知方案3 比較適合，因此選定電動機型號為Y90S-6o所選電動機的額定功率P = 0.75kw,滿 載轉(zhuǎn)速n=910r / min，總傳動比適中，傳動裝置結(jié)構較緊湊。如表32。表3-2 Y90S-6主要參數(shù)如下表型號額定功率KW轉(zhuǎn)速 r/min電流/A效率(%)功率因數(shù)額定電流額定轉(zhuǎn)矩最大轉(zhuǎn)矩Y90S-40. 759103. 65820. 866.52.02.0

23、表3-3電動機尺寸列表單位(mm)中心 高(H)外形尺寸底腳安裝尺寸AxB地腳螺栓孔直徑K軸伸尺寸DxE裝鍵部位尺寸FxG90310x242.5x190140x1251024x508x204破殼軸的帶及帶輪的設計根據(jù)核桃破殼機的具體傳動要求，可選取電動機和主軸之間用V帶和帶輪的 傳動方式傳動，因為在破殼機的工作過程中，傳動件V帶是一個撓性件，它賦有 彈性，能緩和沖擊，吸收震動，因而使破殼機工作平穩(wěn)，噪音小等優(yōu)點。雖然在 傳動過程中V帶與帶輪之間存在著一些摩擦，導致兩者的相對滑動，使傳動比不 精確但不會影響破殼機的傳動，因為破殼機不需要精確的傳動比，只要傳動比比 較準確就可以滿足要求，而且V帶的

24、彈性滑動對破殼機的一些重要部件是一種過 載保護，不會造成機體部件的嚴重損壞，還有V帶及帶輪的結(jié)構簡單、制造成本 底、容易維修和保養(yǎng)、便于安裝，所以，在電動機與核桃破殼機之間選用V帶與 帶輪的傳動配合是很合理的。4.1傳動帶的設計4.1.1確定計算功率P/K/P(4-D其中：K八一工作情況系數(shù)P電動機的功率査機械設計一書中的表8-7可知：Ka=1. 1& =1 1x0.75 = 0825曲 4丄2選擇V帶的型號取傳動比為5時轉(zhuǎn)速合適。根據(jù)計算得知的功率巴“和電動機上帶輪（小帶輪） 的轉(zhuǎn)速卩（與電動機一樣的速度），查機械設計圖8-10,可以選擇V帶的型號 為Z型。4.1.3確定帶輪的基準直徑（1）

25、初選主動帶輪的基準直徑/：根據(jù)機械設計一書，可選擇V帶的型 號參考表8-6和表8-8,選取小帶輪直徑二71mm。（2）計算V帶的速度V：(4-2)龍xdX _ 3.14x71x91060x1000 60x1000（3）計算從動輪的直徑而X75枷n(4-3)根據(jù)表8-8取廣355mm實際傳動比心5。4.1.4確定傳動中心距a和帶長L取：0.7x(d + dd2)ci2x(ddl + dd2)即：0.7x(71 + 355)2x(71 + 355)得:298.27/7/7? aY120滿足V帶傳動的包角要求。4.1.6確定V帶的根數(shù)V帶的根數(shù)由下列公式確定：Z = h =業(yè) (4-7)Pr (Po

26、+APo)XX其中：p。一單根普通V帶的許用功率值P?；锉?。饑一包角系數(shù)。V帶的基準長度系數(shù)，此處取=1.18o幾一計入傳動比的影響時，單根普通V帶所能傳遞的功率增量。由 7? = 910/7 min 和 ddl = 7Imm 查表 8-4a 得 pQ = 0.23皿。由 n = 910/7 niui 和 i=5 查表 8-4b Ap = 0.02hv。(4-8)査表取值:ka = 0.92 ,匕= 1.18。Pr = (Po + APoM kaxkL = 0.272所以：z = Zq303。Pr即：Z = 3.03,取Z = 3 根。4.1.7確定帶的初拉力單根V帶適當?shù)某趵?由下列公式

27、求得500 x(2.5-kg)x.+(4-9)其中：彳一傳動帶單位長度的質(zhì)量，R%0|1 口 500x(2.5 0.92)x0.825? ”乙沁H|J： 你 =+ 0.10x3.4 70.6/V 0.92x3x3.44.1.8求V帶傳動作用在軸上的壓力為了設計安裝帶輪軸和軸承，比需確定V帶作用在軸上的壓力0,它等于V帶兩邊的初拉力之和，忽略V帶兩邊的拉力差，則0值可以近似由下式算出：aB|J： (/7)min=2xZxf0x sin- = 406N(4-10)42V帶帶輪的設計4.2.1帶輪的材料選擇因為帶輪的轉(zhuǎn)速* = 3.4，%,即25，%,轉(zhuǎn)速比較底，所以材料選定為灰鑄鐵，硬度為HT20

28、0。4.2.2結(jié)構設計帶輪的結(jié)構設計主要是根據(jù)帶輪的基準直徑，選擇帶輪的結(jié)構形式，根據(jù)帶的 型號來確定帶論輪槽的尺寸，設計如下：主動帶輪的結(jié)構選擇 因為根據(jù)主動帶輪的基準直徑尺寸心】=71/7/;/,而與主動 帶輪配合的電動機軸的直徑是d =24?加，因此根據(jù)經(jīng)驗公式禹 300加加，所以從動帶輪采用輪輻式。從動帶輪的參數(shù)選擇：通過查機械設計一書，可查得帶輪的結(jié)構參數(shù)間表, 其他一些相關尺寸可以根據(jù)相應的經(jīng)驗公式計算求得：表42從動帶輪的結(jié)構參數(shù)單位（mm）槽型5“mmh了 mineSz8.52712 土 0.371334。從動帶輪的厚度可以查機械設計手冊得:B =L = 50m/ o34從動帶

29、輪的結(jié)構如圖4-2。圖4-2從動帶輪的結(jié)構示意圖5撥料軸的帶及帶輪的設計5.1傳動帶的設計5.1.1確定計算功率根據(jù)撥料軸速度很低，大概是30%,受力大概是10N?？芍簆 二 fV = 30x 10 二 300W 二 0.3KVV（5-1）5丄2選擇V帶的型號取傳動比為5時轉(zhuǎn)速合適。根據(jù)計算得知的功率P和破殼軸的轉(zhuǎn)速心，查機 械設計手冊圖8-10,可以選擇V帶的型號為Z型。5丄3確定帶輪的基準直徑（1）初選主動帶輪的基準直徑根據(jù)機械設計一書，可選擇V帶的型 號參考表8-6和表8-8,選取小帶輪直徑cld. =50/Z2o（2）計算V帶的速度V：心皿宀*（5-2）60x1000 人（3）計算從

30、動輪的直徑心，=/x J, = 5x50 = 250/77/7?根據(jù)表8-8取二250mm。實際傳動比i=5o撥料軸實際轉(zhuǎn)速=182-5 = 36Am/ s。實際功率 P = FV = 36.4xlO二0.364/CW。5.1.4確定傳動中心距a和帶長L取:0.7x(ddi + dd4)a2x(ddi + dd4)即:0.7 x (50 + 250) a2 2 x (50 + 250)得：210mm a2 120滿足V帶傳動的包角要求。5.1.6確定V帶的根數(shù)V帶的根數(shù)由下列公式確定：Z = % Pea (5-7)Pr (Po+APo)XXL其中：pQ 一單根普通V帶的許用功率值p?；飪绅囈话?/p>

31、角系數(shù)傷一V帶的基準長度系數(shù)，此處取4.2。幾一計入傳動比的影響時，單根普通V帶所能傳遞的功率增量。由 n = 182/7mill 和 ddi = 50mm 查表 8-4a 得 p。= 0.25皿。由 n = 910/7 nmi 和 i = 5 查表 8-4b 得/? = 0.02M。查表取值：ka = 0.92 ,匕=1.2。(5-8)pr=(pQ + /po)xkaxkL = 033所以：z = l1.07o 取Z = 1 根。Pr5.1.7確定帶的初拉力單根V帶適當?shù)某趵?由下列公式求得(5-9)F。= 500 x(2.5-k/x 入 + qv，ka xzxv其中：彳一傳動帶單位長度

32、的質(zhì)量，%口口500x(2.5 0.92)x0.364”即：=+ 0.10x3.4- 3N0.92x1x3.45.1.8求V帶傳動作用在軸上的壓力為了設計安裝帶輪軸和軸承，必須確定V帶作用在軸上的壓力0,它等于V帶 兩邊的初拉力之和，忽略V帶兩邊的拉力差，則0值可以近似由下式算出：Qf即：（）nun = 2xZxfoxsmy = 106?/（5-10）5.2 V帶帶輪的設計521帶輪的材料選擇因為帶輪的轉(zhuǎn)速1，= 3.4%,即25，%,轉(zhuǎn)速比較底，所以材料選定為灰鑄 鐵，硬度為HT200。522結(jié)構設計帶輪的結(jié)構設計主要是根據(jù)帶輪的基準直徑，選擇帶輪的結(jié)構形式，根據(jù)帶的 型號來確定帶論輪槽的尺

33、寸，設計如下：主動帶輪的結(jié)構選擇：因為根據(jù)主動帶輪的基準直徑尺寸=50訕,而與主 動帶輪配合的電動機軸的直徑是d =24切，因此根據(jù)經(jīng)驗公式（2.53） d, 所以主動帶輪采用實心式。帶輪參數(shù)的選擇：通過查機械設計一書，可以確定主動帶輪的結(jié)構參數(shù)， 結(jié)構參數(shù)如下表，其他的相關尺寸可以根據(jù)相應的經(jīng)驗公式計算求得。表5-1主動帶輪的結(jié)構參數(shù)單位（mm）槽型5a minefJ mmS（PZ8.527120. 371334主動帶輪的厚度可以由機械設計手冊查得：B = 16 , L = 2877777? o 主動帶輪的結(jié)構如圖5-1：22圖51主動帶輪的結(jié)構示意圖523從動帶輪的設計從動帶輪的結(jié)果選擇因

34、為根據(jù)主動帶輪的基準直徑和傳動比來確定，即dd2 = 250/?/?, dd2 300mm ,所以從動帶輪采用孔板式。從動帶輪的參數(shù)選擇：通過查機械設計一書，可查得帶輪的結(jié)構參數(shù)間表, 其他一些相關尺寸可以根據(jù)相應的經(jīng)驗公式計算求得：表5-2從動帶輪的結(jié)構參數(shù)單位（mm）槽型bd“mme8 nun心1826.2初步確定軸的最小直徑先按機械設計式(152)初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料45號鋼，調(diào)制處理。根據(jù)表153,取A。二120,于是得d = A J = 120 x 總 1&9mm(6-2 )a V182軸的最小直徑顯然是安裝V帶從動輪處的直徑d.-n,為了使所選的軸的直徑d it與從動

35、輪的直徑相配合，故取di-ii=24mm, V帶輪的長度L二50mm, V帶輪與軸配合的轂孔長度Li=48mmo6.3軸的結(jié)構設計6.3.1擬定軸上零件的裝配方案本軸的裝配方案釆用如下圖所示的裝配方案圖61軸的結(jié)構與裝配6.3.2確定軸的各段直徑和長度（1）為了滿足V帶輪的軸向定位要求，1-11軸段左端需制出一軸肩，故取d n-I1F28mm： V帶輪與軸配合的轂孔長度L二50mm,為了保證軸擋圈只壓在V帶輪 上而不壓在軸的端面上，故1-11段的長度應比4略短些，現(xiàn)取1,-,. =48nmio（2）初步選擇角接觸球軸承。參照工作要求并根據(jù)du_m=2811U11,由（見機 械設計課程設計）軸承

36、產(chǎn)品目錄中初步選用標準精度級角接觸球軸承7206AC, 其尺寸為dX Dx B = 30m/nx 62mmx 16nvn。左端滾動軸承釆用軸肩進行軸向定位。 由手冊上查得7206AC型軸承的定位軸肩高度h二5mm,因此，取山、二35mm。（3）取安裝雙齒盤的軸段IV-V的直徑dB-v=35mm,齒盤右端與右軸承之間 采用套筒定位，已知齒盤的厚度為23nmi,為了使套筒端面可靠地壓緊齒轆，此軸段略短于輪轂長度，故取1 iv_二44mm, 1冋二44mm。左 端與左軸承之間用軸肩定位，軸肩高度h二7mm則周環(huán)處的直徑dv-vi=42nmi,周環(huán) 的寬度 bl. 4h,取 lv-vFlOnmic（4

37、）軸承端蓋的總寬度為20mm （由機械及軸承端蓋的結(jié)構設計而定）。根據(jù) 軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與從動輪右端 間的距離 1 二30mm,故取 1 n-in=50nmi, li-ix=50nmio（5）由于支架總長度為500nmi,在確定滾動軸承位置時，已知軸承寬度B二20mm, 且支架齒盤對稱，則liii_iv=80nun; lUi-vn=80nmio軸的最左端固定帶輪，己知帶輪的 L二30mm,軸端釆用的擋板固定，為了保證軸擋圈只壓在V帶輪上而不壓在軸的端 面上，故IX-X段的長度應比L略短些，現(xiàn)取lix-x=28mmo至此，初步確定了軸的各段直徑和長度。6

38、.3.3軸上零件的軸向定位齒盤與軸的徑向定位采用平鍵連接。按由手冊查得平鍵截面Z?xAx/ = 10x8x36 （GB/T1095-1979）,鍵槽用鍵槽銃刀加工,長為36mm （標準鍵 長見GB/T1096-1979）,同時為了保證齒盤與軸配合有良好的對中性，故選擇齒盤 與軸的配合為H7/m6：同樣，V帶輪與軸的連接，選用平鍵位x/?x/ = 8x7x30, V 帶輪與軸的配合為H7/m6c軸承與軸的周向定位是借過渡配合來保證的，此處選軸 的直徑尺寸公差為k6。6.3.4確定軸上圓角和倒角尺寸參考表15-2,取軸端倒角為1.2x45。，各軸肩處的圓角半徑見圖紙。6.3.5軸的潤滑采用涂黃油的

39、方式進行。6.4軸上的載荷首先根據(jù)軸的結(jié)構圖（圖6-1）作出軸的計算簡圖。從軸的結(jié)構圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面D是軸的危險截面。現(xiàn)將計算 出的截面D處的M“、My及M的值列于下表（參看圖6-2）表6-1截面C處的MH、MV、M值載荷水平面H垂直面v支反力FFW1 = 8217VFVH2 =567FVV1 = 1378/V FVV2 = 987/V彎矩MM” = 59112/V mmMv = 1129967V mm總彎矩M 127500N*扭矩T7； =37260AT圖62軸的載荷分析圖進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（危險截面D）的強 度。根據(jù)式（15-5）及以上所算得

40、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, VV0.W3 = 0.1x353 = 4287.5 ,軸的計算應力 = 7 = J127500,+（0.6x37260 =彳。如（6-3）gW0.1x35前己選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由表151查得a_l = 60MP.因此故安全。6.5精確校核軸的疲勞強度6.5.1判斷危險截面截面A, II, III, B, E, F, VIII, IX只受扭矩作用，雖然鍵槽，軸肩及過渡配合 所引起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矩強度較寬 裕地確定的，所以上述的截面均不需校核。從應力集中對軸的疲勞強度的影響來看

41、，截面IV和V處過盈配合引起的應力 集中最嚴重；從受載的情況來看，截面D上的應力最大。截面V的應力集中的影 響和截面IV的相近，但截面V軸徑較大，故不必強度校核。截面D也不必校核。 由于軸基本是對稱結(jié)構，剩余截面顯然不必校核。因而該軸只需校核截面IV左右 兩側(cè)即可。6.5.2校核截面IV左側(cè)(6-4)(6-5)W = 0.1x353inin3 = 4287.58(mm)WT = 0.2 x 3 53 nun3 = 8575 (lim?)左側(cè)的彎矩327皿爾截面的扭矩T = 37260（N.nmi）交接處左側(cè)的彎曲應力:298404287.5= 6.9(MPa)(6-6)交接處左側(cè)的扭轉(zhuǎn)切應力:

42、WT = 4.35(MPa)(6-7)軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。由表15-1查得：。截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數(shù)a，和a 按附表3-2查取。因 有效應力集中系數(shù) 由 = 2_ = 0.057, - = = 1.17 od 35d 30經(jīng)查值后查得：aG = 1.74,a： = 1.51o乂由附圖3-1可得軸的材料的敏性系數(shù)為：qc = 0.81, q = 0.76故有效應力集中系數(shù)按式(附3-4)為(6-9)Kg = 1 + qa (aa 1) = 1 + 0.8 lx (1.74 1) = 1.6(6-8)KT=l + qT(aT-1) = 1 + 0.76x(1.51-1) =

43、 139由附圖3-2得尺寸系數(shù)= 0.72 ；由附圖3-3得扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)6 =0.84 軸按磨削加工，由附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為代=A = 0.92 o計算安全系數(shù):275S = 24.9Kaca +S = 1.5故安全。653校核截面IV右側(cè)W = O.ld3=O.lx3O3 = 2700 (mm3)(6-13)= 0.2d3 = 0.2 X 30 = 5400 (mm3)(6-14)交接處的右側(cè)彎矩M = 29840( Nmm)彎矩 T = 37260(N.nmi)彎曲應力冷298402700扭轉(zhuǎn)切應力。t =372605400= 6.9(MPa)(6-15)(6-16)過盈配合的應力集中系數(shù)插值法查得:60 = 1.8務r查表得絕對尺寸影響系數(shù)為:& = 0.81, & = 0.76表面質(zhì)量系數(shù)p = 0.93疲勞強度的