畢業(yè)設計（論文）-轉盤式大棗紅棗去核機的設計

設計紅棗去核機的設計全套圖紙加V信153893706或扣3346389411學生姓名學號所屬學院專業(yè)機械設計制造及其自動化班級指導教師 前言新疆盛產(chǎn)紅棗，隨著新疆林果業(yè)的發(fā)展，新疆的紅棗產(chǎn)量也有了較大的生產(chǎn)規(guī)模，同時也誕生了一大批小型紅棗加工企業(yè)。紅棗擁有較高的營養(yǎng)價值和藥用價值，同時也是中國的傳統(tǒng)食才。每當紅棗收獲的季節(jié)大量的新鮮的棗將采用曬干的方式來延長存儲的期限，但這種方法并不能保證紅棗的新鮮口感，而且也不能實現(xiàn)長時間存儲。只有將紅棗通過深加工制成罐頭、飲料等產(chǎn)品才能有更長的存儲時間和更大的市場。由于棗核的存在不但影響口感和烹飪的范圍，同時老人和小孩吃帶核的紅棗也有一定的安全隱患。將紅棗去核后在進行生加工，將會提高產(chǎn)品的附加值，同時也可以獲得更廣擴的市場。核果類水果主要有桃、杏、李、山植、紅棗等。這些水果進行深加工前，先要將果核去掉。以前大部分去核都是靠人工一個一個單獨去核，不僅勞動成本高，不衛(wèi)生，生產(chǎn)效率較低，產(chǎn)品質量差。所以，水果的機械化去核將會成為未來的主要生產(chǎn)方式。國外60年代就著手去核機的研制。我國是從80年代后期開始著手對去核機進行研制的，并陸續(xù)推出一些產(chǎn)品。由于經(jīng)濟的落后，以及食品加工工業(yè)的不發(fā)達，食品加工企業(yè)較少，技術需求較少，造成了技術在實際的生產(chǎn)中沒有用武之地，在許多工廠仍然使用手工或者十分簡單的工具完成，這些工具有時還會因為操作不當而造成工傷。隨著食品加工企業(yè)的不斷增加，對相關設備也有了較大的需求。生產(chǎn)廠家也發(fā)現(xiàn)以目前的加工技術并不能滿足市場的需求，各廠家紛開始研發(fā)或者購買新的去核設備。目錄TOC\o"1-2"\h\u20639工程概況 工程概況本篇說明書介紹了一種小型家用紅棗去核機的設計。介紹了我所設計的紅棗去核機的工作原理和工作過程。主要設計了機械執(zhí)行機構的方案選擇和設計計算，傳動部分的選擇和主要參數(shù)的計算，防止運動干涉的計算，主要的幾個軸的結構設計、計算和校核。首先通過查找相關的資料和文獻，了解紅棗去核的原理和步驟。紅棗去核是利用一個壁厚很薄的空心管插入到豎立的紅棗中，并且將紅棗穿透，棗核就被留在了空心管中，然后再使用一個頂針將棗核從空心管中頂出，完成去核。紅棗去核時要求紅棗要準確的定位，而且必須是豎著放，否則將無法完成去核或去核不完整。紅棗去核時需要空心管做往復直線運動，而送料機構做間歇運動，兩者之間不能發(fā)生干涉，因此在本機的設計中采用了減速器輸出軸兩端同時輸出來防止干涉。采用兩端輸出的方式還能減少支撐點的數(shù)量，降低紅棗去核機的復雜程度，優(yōu)化了設計。本次設計的是小型家用的去核機，所以送料機構選用的是旋轉物料盤，采用手動放紅棗。通過以上要求初步選擇了紅棗去核機的工作轉速，以及傳動方式。分離空心管中的棗核也采用了簡化的設計，原因是這是一個小型的去核機，如果設計過于復雜在經(jīng)濟效益上將得不償失。1紅棗去核機的方案設計1.1執(zhí)行機構的方案設計要設計任何一個機器首先就需要對執(zhí)行機構的方案進行選擇和設計，方案選擇的合理性將決定機械的最終設計是否成功，能不能實現(xiàn)規(guī)定的動作和軌跡、機械性能的優(yōu)劣、經(jīng)濟效益的高低。紅棗去核機的去核原理是利用沖管的往復直線運動來完成去核，利用旋轉物料盤的間歇轉動完成送棗的過程。本次所設計的紅棗去核機的動作可分解為送料、沖核、沖棗三個步驟。1.2工藝動作分解根據(jù)紅棗去核的工作過程，紅棗去核機要完成去核的動作可分為以下幾步。⑴送料：該紅棗去核機利用的是人工手動加料。⑵沖核：該動作可分為沖核和沖棗兩個部分，但兩個部分同事進行。沖針自上而下運動完成去核，同時在下一個工位頂棗針將去核后的紅棗頂入物料盤下方的出料斗中。然后旋轉物料盤做一次間歇旋轉運動，進入下一個工位。⑶旋轉物料盤的間歇轉動：以便完成送料、沖核、沖棗三個工位的轉換。1.3紅棗去核機的設計要求⑴加工的紅棗為分級后的紅棗（未分級的紅棗尺寸相差太大，對該機的設計難度太大，而且一般在市面上買的紅棗也是按大小分過級的，在工廠中紅棗加工的第一步也是對紅棗進行分級），所加工的紅棗的直徑大小為1.5cm～2.0cm。⑵要求去核管運動到物料盤之前，旋轉物料盤做一次間歇轉動，并運動到指定的位置。⑶紅棗去核機的使用壽命為10年，主要在家庭使用或在工廠中使用，有輕微沖擊載荷。1.4沖針往復直線運動的實現(xiàn)機構本次設計的紅棗去核機選用了異步電動機作為動力源，根據(jù)去核的工作原理的要求要將蝸輪軸連續(xù)的回轉運動變換為沖管的往復的直線運動和旋轉物料盤的間歇轉動。可實現(xiàn)該運動轉換的機構有以下幾種：⑴圓柱凸輪：圓柱凸輪機構具有易于設計、準確地預測所產(chǎn)生運動、工作行程、結構簡單、使用壽命長的優(yōu)點。⑵對心曲柄滑塊機構：這種凸輪機構具有良好的動力特性和運動特性、運動副幾何封閉、制造簡單等優(yōu)點。⑶偏心曲柄滑塊機構：與對心曲柄滑塊機構相比較，具有曾力、急回特性等優(yōu)點。1.5旋轉盤間歇轉動的實現(xiàn)機構棘輪機構、槽輪機構和不完全齒輪機構均可以實現(xiàn)將連續(xù)的圓周運動轉變?yōu)殚g歇運動。該紅棗去核機的旋轉物料盤的間歇轉動速度要求速度低，且需要精確地轉角，并且一次轉動后直到下一次轉動前不能再出現(xiàn)轉動，否則不能完成去核，因此用了槽輪機構。曹輪機構在完成間歇運動后，鎖止弧可以將物料盤固定防止再發(fā)生轉動。1.6執(zhí)行機構的協(xié)調設計紅棗去核機由電動機、減速器、沖壓去核機構、間歇運動機構組成。本次紅棗去核機采用蝸輪軸兩端輸出，蝸輪軸一端帶動沖壓機構，另一端帶動槽輪機構，在旋轉物料盤轉動時，沖針在物料盤上方運動不能壓到旋轉物料盤，當物料盤運動到指定位置時沖針才能沖入物料盤中完成去核，隨后當沖針向上運動離開物料盤之后，旋轉物料盤才能做下一次間歇轉動，防止出現(xiàn)干涉。沖針與旋轉盤之間的運動在時間順序和空間位置上有嚴格的協(xié)調要求。1.7機構的設計方案根據(jù)該紅棗去核機的工作條件、各種執(zhí)行機構之間的憂缺點、空間布局緊湊等要求來選擇機構組合方案，根據(jù)實際的工作要求、經(jīng)濟需求和加工制造需求來選擇機構的選擇方案。方案1：沖壓機構選用對心曲柄滑塊機構，旋轉物料盤的間歇機構選用槽輪機構。方案2：沖壓機構選用圓柱凸輪機構，旋轉物料盤的間歇機構為棘輪機構。對比：經(jīng)過對比，選擇方案1作為本次紅棗去核機的設計方案。1.8傳動系統(tǒng)的方案設計按照選定的兩個執(zhí)行機構，工作原理如圖1示：電動機經(jīng)過帶傳動帶動渦輪蝸桿簡述器運動，渦輪蝸桿減速器的蝸輪軸采取兩端輸出的方式，蝸輪軸一端帶動曲柄滑塊機構，另一端帶動槽輪機構。曲柄滑塊機構將蝸輪軸的連續(xù)選擇運動轉化為往復直線運動帶動沖核管和沖棗針，完成去棗和沖棗。蝸輪軸的另一端帶動槽輪機構使旋轉物料盤實現(xiàn)間歇轉動，以便進入下一個工位。圖11.9核心方案的設計1橡膠條2小電動機3去核管4頂棗針5頂核針6自定心套筒傳動部分由帶傳動、蝸輪蝸桿減速器、槽輪機構、錐齒輪和曲柄滑塊構成。電動機經(jīng)過帶傳動蝸輪蝸桿傳動減速后帶動槽輪機構和曲柄滑塊機構，槽輪機構和曲柄滑塊機構都由蝸輪軸帶動，蝸輪軸轉一周曲柄滑塊機構轉動一周，而槽輪機構的從動槽輪轉動90度。從動槽輪帶動錐齒輪轉動，從而使物料盤轉動22.5度。曲柄滑塊機構帶動去核管向下運動完成去核，當曲柄滑塊機構上移時棗核在去核管被帶出紅棗，在擋板的作用下紅棗被留在自定心套筒中。去核管繼續(xù)向上運動當遇到頂針時棗核被頂出，在小電動機帶動的橡膠刷的作用下棗核被從出核口拋出。槽輪機構帶動錐齒輪使物料盤轉動進入下一個工位。去過核的紅棗在下一個工位被頂棗針頂出，掉到出棗口。自定心套筒自定心套筒由塑料制成，內(nèi)壁的突出的部分有一定的彈性，當紅棗放在套筒中時會自動被定在套筒中心，以便去核。主視圖俯視圖2傳動裝置的設計2.1選擇電動機根據(jù)工作場合和工作條件，選用一般常用的Y(IP44)系列三相異步電動機，它為臥式封閉結構。通過上網(wǎng)查詢紅棗去核機的電機容量為2.2～3kw左右，去核效率為1200枚/每分鐘左右。本次設計的紅棗去核機的加工效率為120枚/每分鐘左右，所以選擇的電動機容量為0.75kw。由于本次設計的紅棗去核機采用手動放紅棗工作臺轉速不能太快，所以選取額定轉速為1390r/min的電機。查機械設計課程設計手冊表12-1，選得電機型號為Y80M2-4。電動機型號額定功率（KW）電動機同步轉速（r/min）電動機滿載轉速（r/min）傳動裝置傳動比Y80M2-40.7515001390212.2確定傳動裝置的傳動比根據(jù)設計方案，紅棗采用手動放置，所以轉速不能太快，初步定為60r/min左右。根據(jù)電動機的額定轉述可求得總傳動比id==23.16，為了設計方便選取id==21。由于該機在工作過程中有輕微沖擊，并且?guī)鲃泳哂幸欢ǖ木彌_、吸震和過載保護的作用，可以保護電動機。故第一級選用帶傳動，分給1.5的傳動比。為了憂化設計減少不必要的零件，選用渦輪蝸桿減速器，輸出軸蝸輪軸采取兩端輸出，分給14的傳動比。⑴各軸的輸入功率電動機軸為1軸，蝸桿軸為2軸，蝸輪軸為3軸，槽輪軸為4軸，轉盤軸為5軸各轉速為⑵各軸的輸入功率查詢《機械設計課程設計手冊》查表1-5查得傳動機構中有能量損耗的部部位的效率。帶傳動、軸承、蝸桿減速器0.8～0.85、錐齒輪傳動0.88～0.97根據(jù)所選擇的電動機參數(shù)和傳動各個環(huán)節(jié)的效率計算每個軸上的輸入功率：⑶各軸的轉矩2.3普通V帶傳動的設計計算⑴確定計算功率：查機械設計8-7查得工作情況系數(shù)KA=1.1，故⑵選取窄V帶帶型根據(jù)、nⅠ由圖8-11確定選用Z型帶⑶確定帶輪的基準直徑由表8-7取主動輪基準直徑dd1=80mm根據(jù)式8-15，從動輪基準直徑dd2dd2=i?dd1=1.5ⅹ80=120mm⑷按式8-13驗算帶的速度：故帶的速度合適⑸確定窄V帶的基準長度和傳動中心距根據(jù)0.7(dd1+dd2)≤a0≤2(dd1+dd2)，中心距取值范圍為150mm～400mm初步確定中心距a0=200mm根據(jù)公式8-22計算帶所需要的基準長度：由表8-2選帶的基準長度：L=700mm按式8-23計算實際中心距a由式（8—24）知中心距的變化范圍是182.5～214mm⑹驗算主動輪上的包角α1由式8-25得α≈180°–=180°-（120-80）≈168.12°﹥120°故主動輪上的包角合適⑺計算窄V帶的根數(shù)：計算單根v帶的而定功率由=80mm和n=1390r/min，查表8—4得=0.35kw。根據(jù)n=1390/min，=1.5和z型帶，查表8—5得△=0.02kw。查表8—6得=0.96表8—2得=0.99，于是=（+△）··=（0.35+0.02）×0.96×0.99kw=0.3516kw計算v帶的根數(shù)z。z===2.346取3根。⑻計算單根v帶的初拉力的最小值由表8—3得z型帶的單位長度質量q=0.060所以=500+=N.=38.254N應使帶的實際拉力＞。⑼計算壓軸力壓軸的最小值為⑽帶輪的結構設計由于、，兩帶輪較小適宜采用實心式結構，繪制帶輪的零件圖2.4普通圓柱蝸桿傳動的設計計算⑴材料選擇根據(jù)蝸桿傳動的功率較小，蝸桿與蝸輪的相對滑動運動速度較低，所以蝸桿選用45鋼制造；為了提高，蝸桿螺旋齒面進行淬火，淬火后硬度為45～55HRC，提高硬度、效率和耐磨性；蝸輪材料選用鑄造青銅（ZCuSn10P1）,采用砂型鑄造；由于蝸輪尺寸較小，蝸輪輪胚全部采用有色金屬制造，然后在進行機械加工。⑵按齒面接觸強度設計⑶確定作用在蝸輪上的轉矩⑷確定載荷系數(shù)因工作機為紅棗去核機，所以載荷不均勻系數(shù)=1；由表11-5選取使用系數(shù)=1；由于轉速較低，有輕微沖擊，所以取動載系數(shù)=1.05⑸確定彈性影響系數(shù)由于選用的是鑄錫青銅蝸輪與鋼蝸桿相配對，所以⑹確定蝸輪齒數(shù)⑺確定許用應力蝸輪的制造材料為鑄造青銅，輪胚采用砂型鑄造，蝸桿螺旋齒面進行淬火處理。查表11-7查得許用應力應力循環(huán)次數(shù)壽命系數(shù)則⑻計算值因，所以從表11-2中取模數(shù),蝸桿分度圓直徑⑼蝸桿與蝸輪的主要參數(shù)及幾何尺寸蝸桿尺寸分度圓直徑：齒頂高：齒根高：軸向齒距：直徑系數(shù)齒頂圓直徑：齒根圓直徑：蝸桿齒寬：分度圓導程角：蝸輪尺寸蝸輪分度圓直徑：；齒頂高：齒根高：蝸輪喉圓直徑：蝸輪齒根圓直徑：蝸輪咽喉母圓半徑：蝸輪輪緣寬度：⑽校核齒根彎曲疲勞強度蝸輪的齒形系數(shù):=從《機械設計基礎》圖11-7中可查得齒形系數(shù)2.55螺旋角系數(shù)許用彎曲應力查表11-8查得鑄錫青銅（ZCuSn10P1）制造的蝸輪的基本許用彎曲應力壽命系數(shù)==<綜上所述，彎曲強度校核滿足要求。⑾驗算效率η已知=11.31°;查表11-8查得大于原先的效率估計值，符合設計要求，因此不用重新計算。⑿熱平衡計算初定工作油溫室溫箱體表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)取12所需散熱面積不需要需要加散熱片。2.5直齒圓錐齒輪傳動設計計算⑴選擇齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)按圖1所示的傳動方案，可選用標準直齒圓錐齒輪傳動，齒輪的傳動無特殊要求所以精度等級選用8級即可。兩齒輪材料的選擇：兩齒輪制造材料均選用45鋼，進行調質處理，處理后齒面硬度為240HBS。⑵選齒輪齒數(shù)Z1=20、⑶按齒面接觸強度設計試選載荷系數(shù)Kt=1.6計算齒輪傳遞的轉矩：TⅠ=9550ⅹPⅠ/nⅠ=9550ⅹ0.443/16.547=225.67N?m齒寬系數(shù)，取由機械設計教材表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)由圖10-25d按齒面硬度查得兩齒輪的接觸疲勞強度極限由式10-13計算應力循環(huán)次數(shù)：N1=0.5N2=60n1Jlh=60ⅹ16.547ⅹ1ⅹ(8ⅹ300ⅹ10)=由圖10-23查得接觸疲勞壽命系數(shù)、計算接觸疲勞許用應力取失效概率為1%，安全系數(shù)s=1，由式10-12得和中取較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應力，即720MPa試算齒輪分度圓直徑d1t，代入中較小值計算圓周速度計算齒寬⑷計算載荷系數(shù)根據(jù)v=0.0708m/s，8級精度，動載荷系數(shù)KV可按圖10-8中低一級精度線查得KV=1.05,取齒間載荷分配系數(shù)由表10-2查得使用系數(shù)KA=1.25由表10-4查得齒間載荷分布系數(shù)故載荷系數(shù)為：⑿按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑計算模數(shù)m=d1/Z1=101.25/20=5.062mm⑸按齒根彎曲疲勞強度設計由式10-24得彎曲疲勞強度的設計公式：確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值：試選計算由分錐角可得當量齒數(shù)由圖10-17查的齒型系數(shù)由圖10-18查的應力修正系數(shù)由圖10-24查的兩齒輪齒根彎曲疲勞強度極限為由圖10-22取彎曲疲勞壽命系數(shù)取彎曲疲勞安全系數(shù)為應為大齒輪的大于小齒輪，所以取0.01341試計算模數(shù)調整齒輪模數(shù)圓周速度V計算齒寬b⑷計算動載荷系數(shù)根據(jù)，8級精度，由圖10-8查得動載系數(shù)由于采用開式傳動，取齒間載荷分配系數(shù)由表10-4查得則載荷系數(shù)為由試（10-13），可得由實際載荷系數(shù)算的齒輪模數(shù)為選取標準模數(shù)m=4.5⑹幾何尺寸的計算⑴計算分度圓直徑：d1=mZ1=20ⅹ4.5=90mmd2=mZ2=80ⅹ4.5=360mm⑵計算分錐角：計算齒輪寬度：、取62mm⑶設計結論：齒數(shù)，，模數(shù)m=4.5，壓力角，變位系數(shù)，分錐角°°,齒寬,材料都為45號鋼調質處理,8級精度。⑸結構設計及繪制零件圖因為錐齒輪的齒頂圓直徑大于150mm但小于500mm，所以錐齒輪毛胚采用鍛造毛胚，結構選用腹板式結構。3執(zhí)行機構的設計計算3.1沖壓機構的設計可以使連續(xù)旋轉運動轉變?yōu)橥鶑椭本€運動的機構有：凸輪機構、齒輪齒條機構，對心曲柄滑塊機構和偏置曲柄滑塊機構。按圖2所示的傳動方案，選擇對心曲柄滑塊機構。設計參數(shù)，曲柄回轉半徑R=45mm，連桿長度L=75mm。由圖2可知滑塊的行程槽輪機構的槽數(shù)為4。圖2蝸輪軸轉一圈，槽輪從動曹輪轉動90度，然后從動槽輪鎖止，物料盤轉動22.5度。以曲柄上曲柄銷孔的最低點定為轉角起始點，即0度。以蝸輪軸線為中心線，槽輪主動撥盤上圓銷與曲柄銷孔的夾角為0度。蝸輪軸同事帶動槽輪主動撥盤和曲柄轉動。在135度到225度期間圓銷與輪槽嚙合帶動從動槽輪轉動90度，之后從動槽輪被外凸鎖止弧鎖止。運用三角函數(shù)可計算出在135度到225度期間滑塊運動的行程為20mm，在180度時滑塊運動到最高點。滑塊在最高點時距離轉盤上表面23mm，而行程為20mm。所以不會發(fā)生干涉。3.2間歇運動機構的設計計算可以使連續(xù)旋轉運動轉變?yōu)殚g歇旋轉運動的機構有：棘輪機構、槽輪機構和不完全齒輪機構等。根據(jù)前面已選好的傳動方案，選用槽輪機構為旋轉物料盤的間歇運動機構。槽輪機構具有結構簡單、制造容易、可以精確控制每次轉動的角度等優(yōu)點，在轉速較低且要求有間歇運動的場合得到了廣泛的運用。⑴槽輪機構的運動系數(shù)因為運動系數(shù)應大于零，所以外槽徑向槽數(shù)目應大于或等于3，一般設計中槽數(shù)的正常選用值為4～8。⑵確定槽輪機構的槽數(shù)根據(jù)紅棗去核機的工作流程可知：旋轉物料盤的工作時需要間歇運動，物料盤上均布著16個物料孔，物料盤和槽輪從動槽輪軸的傳動比為4，故槽輪選用4個槽，即槽輪主動撥盤轉動360o，從動槽輪轉動90o。因此取槽數(shù)Z=4。⑶確定主動撥盤的圓銷數(shù)由該式可得圓銷數(shù)n與槽數(shù)Z的關系，由機械原理教材表12-1，確定圓銷數(shù)n=1⑷根據(jù)其它機構設計后留下的結構尺寸，中心距定為，圓銷的半徑為r=6mm。⑸確定槽輪槽間角可得⑹圓銷中心回轉半徑槽輪外圓半徑⑺確定槽輪槽長取h=55.7mm⑻撥盤軸，槽輪軸。⑼槽輪輪葉齒頂厚度b，一般取～10mm，取10mm。4軸系零件的設計計算4.1蝸桿軸的設計蝸桿軸上的功率、轉速和轉矩：，⑴初步確定軸的最小直徑蝸輪軸主要作用是用來傳遞扭矩和承受一定的軸向力，并且也沒有特殊要求。根據(jù)蝸輪軸傳遞的功率和轉速，選擇常用的45鋼為軸的制造材料，調質處理。查《機械設計基礎》（表14-1）硬度HBS=217~255HBS，取230。強度極限=640MPa，=355MPa，=275Mpa由《機械設計》15-3，先初步校核估算軸的最小直徑：取C=110,則，考慮到有鍵槽，將直徑擴大7﹪,考慮到軸承的選取，最小軸徑定為25mm。⑵蝸桿的結構設計從左向右依次為第一段軸、第二段軸、第三段軸……第一段軸徑第二段軸與帶輪配合(軸頸段)第二段軸與帶輪配合，并且與第一段軸之間的軸肩為過渡軸肩，所以取24mm。第三段軸第三段軸與軸承端蓋配合。第四段軸軸徑第三段軸與軸承配合，軸承已經(jīng)計算得出，軸承內(nèi)徑為30mm，所以第三段軸軸徑為30mm第五段軸軸徑由于第四段軸與第五段軸間的軸肩要定位軸承，為定位軸肩，查表查的第六段軸軸徑因為第六段軸為蝸桿的螺旋部分，且蝸桿齒頂圓直徑為60mm，所以第六段軸為蝸桿的螺旋部分，第七段軸軸徑第七段軸作用與第五段軸作用相同，并且蝸桿螺旋部分剛好也在軸的兩支撐點的中心處，所以軸徑相同。第七段軸與軸承配合，長度為第八段軸軸徑第八段軸上與第四段軸作用相同，都是用來安裝軸承的，故軸徑為。4.2滾動軸承的選擇及計算滾動軸承的選用要根據(jù)軸給軸承的載荷和軸的轉速通過計算得出。不同的軸承對于不同載荷的承載能力是不同的。要想合理的是選用軸承，就需要對軸上的載荷進行準確的分析，然后通過參數(shù)的計算來證明軸承的使用壽命是滿足設計要求的即可。由于蝸桿軸上具有一定的軸向載荷，所以選擇可以承受一定軸向載荷的角接觸球軸承。⑴蝸桿軸軸承的選擇及承載能力計算由課本249頁圖11-16可得蝸桿軸上的受力情況為⑵軸承的選擇由于同時有軸向力和徑向力，并且軸向力不太大（因為傳遞的功率不是太大）所以選用角接觸軸承，查機械設計課程設計手冊表6-8查得：推力球軸承7206，基本額定動載荷：基本額定靜載荷：極限轉速（油）：由于蝸桿螺旋部分正好在軸的兩支撐點間的中點處，可計算得當量動載荷：＜112KN軸承7206合適當量靜載荷：查課本表13-8查得取2軸承7206合適4.3蝸桿軸的校核求作用在蝸桿及蝸輪上的力圓周力軸向力徑向力其中⑴垂直面的支承反力⑵水平面的支承反力⑶繪垂直面的彎矩圖（如圖B）⑷繪水平面的彎矩圖(如圖C)⑸求合成彎矩（如圖D）⑹該軸所受扭矩為⑺求危險截面的當量彎矩從圖可得，彎矩，扭矩的最大處截面最危險，其當量彎矩為（其中查表可得）⑻按彎扭合成應力校核軸的強度由《機械設計基礎》14-5式，軸的計算應力前已選定軸的材料為45鋼，調質處理，查得。因此<，故安全。⑼由于在對軸進行校核時是以最小軸徑來計算的，而實際的軸徑都比這段軸徑大，在一開始確定最小軸徑時為了方便軸承的選取直接將最小軸徑從計算值的9.8mm定為25mm，因此蝸輪軸有很大的安全系數(shù)。對蝸桿軸進行受力分析可知截面C處的應力最大，因為安全系數(shù)很大，故蝸桿軸疲勞強度滿足要求。4.4高速軸鍵聯(lián)接的選擇和強度校核輸入軸與帶輪采用平鍵連接，根據(jù)軸徑,,查手冊選用A型平鍵，得，，，即鍵GB/T1096鍵10×8×30，又軸和帶輪材料一個為鋼，另一個為鑄鐵，由《機械設計基礎》6-2得，許用應力，取110Mpa，鍵的工作長度，由6-1得，綜上所述，所選用的鍵的強度滿足設計強度要求。4.5直齒圓錐齒輪傳動的潤滑根據(jù)直齒圓錐齒輪的轉述和分度圓直徑可以計算出直齒圓錐齒輪的圓周速度小于12m/s，故可以采用潤滑脂進行潤滑。槽輪也采用脂潤滑。渦輪蝸桿簡述器為了方便散熱采用油潤滑。因為蝸輪的傳動效率較其它傳動方式較低，損耗的功率轉變?yōu)闊崃?，所以為了散熱和蝸輪蝸桿嚙合處得到充分的潤滑，并且降低攪油損耗，蝸桿輪齒浸入潤滑油中的深度不易太深，浸入一個齒的高度即可。4.6軸伸出端的密封軸的輸入端和輸出端要伸出箱體或者軸承座，目的為了防止外部環(huán)境中的灰塵、水及其它雜質進入箱體或者軸承，造成軸承或其他零部件的非正常磨損和腐蝕，并且防止?jié)櫥托孤夹枰诙松w的軸孔內(nèi)安裝密封件，從而達到一定的密封效果。根據(jù)軸的轉速、工作溫度以及工作的環(huán)境，選用氈圈油封進行密封，可以滿足中、低速運轉條件下的軸承和減速器端蓋處軸孔的密封。5設計總結本次畢業(yè)設計是在指導老師丁老師指導下完成的，通過這次畢業(yè)設計，讓我對自己所學的知識有了進一步鞏固和理解，同時也讓我明白了我們在大學期間所學的知識知識冰山的一角，在以后的工作中還有更多的知識需要學習。這次畢業(yè)設計讓我了解了設計機械的方法和流程，通過本次畢業(yè)設計讓我把所學的多門機械設計的專業(yè)課（機械原理、機械設計、機械制圖、理論力學、互換性、材料成型、機械工程材料及機械制造工藝學）所學的理論知識和實踐知識結合了起來，讓我對