蘋果分級篩選機構設計

第1章緒論1.1選題研究意義近些年來社會經濟發(fā)展迅猛，人們的消費也逐步升級，對果品消費方面有了很大變化，不再是在價格上斤斤計較，而是對品質的需求更加在意，現在很多消費者更傾向于高質量的水果，對水果的外觀比較在意，不僅要求個頭顏色等品相要好，內部品質也要兼顧，在這種條件背景下，水果分級機的需求量在不斷上漲。就我們國家而言，雖然是世界上最大的蘋果生產國，但是分級篩選這方面，我們在國際上并不占優(yōu)任何優(yōu)勢，甚至是整體稍微有些落后。這是因為我們在進行蘋果采摘后，商品技術化處理的占比相對比較小，就導致了分級差，外觀不好等缺點，競爭力不強。分級技術在水平處理上面是一個非常重要的環(huán)節(jié)，我們還有大的挑戰(zhàn)來進行各方面的提高。如果實現大眾機械化分揀是我們現在比較關注的事情。解決處理效率問可以讓我們在國際市場上有更大的競爭力，跟上其他比較先進的國家。所以本方案設計出的一種小規(guī)模蘋果分級裝置，可以解決一部分情況，同時減少勞動力，提高生產效率。具有很大的意義和推廣前景。1.2國內外水果機械化發(fā)展概況國外水果自動分級方法有很多種，比較先進的有通過把相機放在分揀線上，由于重力傳感器的作用實現對水果進行形狀上的分揀；也有采用機器視覺來進行分揀，利用快速拍照及顏色特征處理；或是經CCD攝像機采集圖像，然后利用無損檢測技術以及計算機處理技術，實現對水果的判別分析。從這些國外方案我們可以發(fā)現利用高科技技術手段來進行水果檢測分級是一個熱點話題。但這些方案對于國內小眾生產來說并不適用。從國際上看，我國在蘋果生產方面是占據首位的，但早期我們大部分使用的方法就是用過肉眼去分辨。后果就是分級能力相對降低，并且要動用大量的勞動力。后來開始發(fā)展水果自動分級機設計和研究，2016年韋衡冰,鄧小林等在沙糖桔分揀分級裝置進行了大量的研究設計；同一時期，王運祥也在哈密瓜分級上做了實驗裝置和研究；2017年時盧勇威則是基于機器視覺來研究水果分揀系統(tǒng)；到了2019年，紀娜基于PLC和MCGS的相關技術，進行稱猴桃果實稱重分級控制器設計；趙卓在2020年進行了全自動水果分揀系統(tǒng)的設計與開發(fā)。這些人為水果分級機的發(fā)展做出了重大貢獻，但也因為我國先進技術和實際環(huán)境的不同，并不能推廣這些高科技技術，還是初步分級方式比較多。我國現在大部分還是通過購買國外的一些技術和設備才能實現高水平的水果分級，但這并不適合國內小規(guī)模生產，原因是進口的分選設備主要面向大宗果品，生產能力大，設備貴，存在后期維護成本高，推廣困難的問題。第2章蘋果分級篩選機的分析與設計2.1方案選擇設計初期，選擇了兩種比較常見的方案進行分析，以下是具體情況。第一種方案準備采納的是擺動篩式方式，要想實現這種裝置，首先要通過皮帶傳動才能實現，此種方式的機械振動裝置是核心部分之一，有了皮帶和此裝置，就能使得偏心輪做回轉運動，在曲柄被帶動的情況下，做直線往返運動。整個流程下來就實現了蘋果的篩選。此種機構有比較突出的特點，那就是結構簡單，并且在制造安裝以及調整上都比較方便，有著較高的利用率。適用多種物料分級選擇。相對應的有著動力平衡能力略差，噪音大，清潔起來不方便等劣勢。第二種方案是選用滾筒式方式進行分級篩選，主要原理就是通過摩擦輪帶動水果通過進料斗進入到滾筒篩孔處，在里面進行整體相對運動，然后在對應的孔洞處流出，達到分級目的。它也有著結構簡單的特點，在分級效率方面比較突出，工作比較平穩(wěn)，不會出現動力不平衡現象。不好的地方是機器略大，需要比較大的場地，并且因為篩孔不好調換對物料篩選比較單一。根據兩種方案比較，因為我們只需要針對蘋果單一水果進行分級，并且需要實現廠家大規(guī)模的生產，所以方案二比較合理。2.2原理分析本次設計的蘋果分級篩選機的主要原理就是根據水果的大小和篩孔的尺寸相匹配，然后從相對應的孔洞漏出達到分級目的。分級機上滾筒分級裝置中的篩孔大小和形狀，應能夠根據水果的外形和大小進行進一步的分析和確定。在此基礎上，還需要進項各項結構的計算，級數的分配等，以此來保證裝置的合理有效，能提高分選的質量為目的。此設計的蘋果分級機的主要部件為分選裝置、傳動裝置和電動機三大部分。主要的運轉流程分成幾個步驟。首先需要將大量剛收成的蘋果放在進料斗里面；然后通過傳動機構的運轉將水果輸送到分級滾筒里面；接下來就是讓蘋果在里面做勻速緩慢做相對運動，逐步經過不同尺寸的篩孔，當經過合適的篩孔時，從孔洞漏出；最后進入到各級收料口，通過傳送帶運走達到分級目的。2.3總體結構設計2.3.1總體結構分級機的總體結構分成了幾大部分，有進料斗、滾筒、收集料斗等結構裝置，還有帶輪、摩擦輪等傳動裝置。示意圖如圖1所示。圖1蘋果分級篩選機整體結構圖2.3.2傳動路線此分級機構的主要動力是電動機提供，其產生的動力會通過帶輪被輸送到齒輪減速器上面，經過減速之后再把動力傳給摩擦輪，到達此處之后會進一步帶動水果到分級滾筒里面，最后實現水果分級。傳動示意圖如圖2所示圖2分級篩選機的傳動路線第3章傳動裝置的設計及計算3.1傳動比及各軸轉速計算針對于傳動比，我們需要考慮以下問題：第一，各級傳動機構的配比要合理，應該在推薦值之間，這樣可以保證結構緊湊，使其充分發(fā)揮其性能。第二，在結構上參數要協(xié)調，各級傳動部件的尺寸需正確調試。傳動裝置外廓需緊湊且重量輕，就要較小的外廓尺寸；然后比如V帶傳動和齒輪之間的設計，傳動比不能出現多大的情況，不然就會造成尺寸不合適，不宜安裝；變速器中的齒輪也要進行合理配比，高低速大齒輪直徑需要相近，這樣有利于侵油潤滑。第三，防止各個零件之間出現干涉碰撞，比如當高速及傳動比過大的話，在高速大齒輪和低速軸干涉的場景出現碰撞。考慮好以上這些問題，我們就可以來計算各級的傳動比了。我們需要的輸出速率為18r/min，選擇的電動機在滿載時，轉速可達到700r/min，根據上述兩個數據可計算出總傳動比： nm/n=700/18≈38.89各級傳動比參考范圍 V帶傳動比常用范圍i≤7； 減速器傳動比的范圍i≤4～6； 鏈傳動傳動比的范圍i≤6； 摩擦輪傳動比的范圍i≤5。故設計分配傳動比如下： 第一級V帶傳動比i1=3； 第二級齒輪傳動傳動比i2=3.9； 第三級鏈傳動傳動比i3=1.9； 第二級摩擦輪傳動傳動比i4=1.7。計算各級轉速如下： 電動機軸轉速n0=nw=700r/min 減速器高速軸轉速n1=n0/i1=700/3=233r/min 低速軸轉速n2=n1/i2=233/4=59r/min 摩擦輪軸轉速n3=n2/i3=59/1.9=31r/min 輸出轉速n4=n3/i4=31/1.7=18r/min3.2皮帶傳動的設計及計算按照上面設計方案我們可以得知，皮帶輪的傳動比為3，從傳動比可以看出傳動速度是比較快的，屬于高速一端，為了保持相對的平穩(wěn)我們選用帶傳動。帶傳動的原理比較簡單，帶和帶輪之間使其產生摩擦，然后產生傳動力，便可在旋轉方向一致的情況下實現傳動。相比較而言，V帶傳動具有更大的優(yōu)勢，相同的張緊力，V帶傳動比其他產生的摩擦力更大，有利于傳動的運行。再加上其結構比較緊湊，并且現在的V帶已經標準化，選擇方便，最后我們選用V帶傳動做高速軸傳動。3.2.1V帶的帶型選擇查詢資料可得，需要的工作系數KA=1.1，因此我們可以算出P又小帶輪轉速n1=680r/min，根據標準化比較，最后選用A型V帶。3.2.2帶輪的基準直徑與帶速計算1.小帶輪基準直徑dd的初選查閱相關資料，取基準直徑dd1=140mm。2.驗算帶速v按式v=πdd1n1/60×1000驗算帶的速度v=因為5m/s<v<30m/s，故帶速合適。3.計算大帶輪的基準直徑根據以下公式：d又根據資料表數據所得，需要取整，則dd2=400mm3.2.3確定V帶的中心距和基準長度根據公式0.7初步選定中心距a0=750mm然后再由式：L’d=2a0+π/2×(dd1+dd2)/+(dd1-dd2)2/4a0=2×750+π/2×(140+400)+(400-140)2/4×750=2371mm查閱相關數據后，選擇選帶的基準長度Ld=2240mm。計算實際中心距a=a0+（Ld-L’d）/2=750+（2240–2371）/2=685mm3.2.4驗算小帶輪上的包角a包角a為158o3.2.5計算帶的根數z（1）計算單根V帶的額定功率Pr由dd1=140mm和n1=700r/min，得P0=1.25kW。根據n1=700r/min，i=3和A型帶，△P0=0.09kW。查數據得Ka=0.95，表8-2得KL=1.06，于是P（2）計算V帶的根數zz=取整可得為2根。3.3各軸輸入功率的計算已知各級機械效率，各軸輸入功率計算得：初始P0=PW=2.2kWV帶傳動η1=0.96，得P1=P0η1=2.2×0.96=2.11kW滾動軸承η2=0.99，齒輪傳動η3=0.97，得P2=P1η2η3=2.11×0.99×0.97=2.03kW鏈傳動η4=0.96，得P3=P2η4=2.03×0.96=1.95kW摩擦輪傳動η5=0.90，得P4=P3η2η5=1.95×0.99×0.90=1.74kW3.4各軸轉矩的計算根據相關公式計算各軸轉矩如下：電動機軸轉矩T0=9550P0/n0=9550×2.2/700=30.01N·m減速器高速軸轉矩T1=9550P1/n1=9550×2.11/233=86.48N·m低速軸轉矩T2=9550P2/n2=9550×2.03/59=325.58N·m摩擦輪軸轉矩T3=9550P3/n3=9550×1.95/31=600.73N·m第4章構造部件的設計及計算4.1滾筒設計經過查閱相關資料和到水果店實地考察后，發(fā)現蘋果大小差異略大，放棄一開始設定的4級，改為6級分級滾筒。然后我們把緊鄰的兩級料斗合并成一級，這樣就實現了不同分級的需求?，F設計方案為有5節(jié)篩筒，可分6級。4.1.1滾筒孔眼確定生產能力G可由下式計算：G＝3600zλm／1000×1000z——滾筒上的孔眼總數G——生產能力λ——同一秒內從篩孔掉下物料的系數（1．0％～2．5％）m——為物料的平均質量我們設定生產力為12t/h，平均質量為400g，系數取2.0%可求出z4.1.2滾筒各項參數的確定由于我們已經設定了生產能力，根據上述的公式可得滾筒上所需的孔數。但是因為每級的滾筒直徑一樣而各級篩孔的孔徑不一致，所以需要根據篩孔不同合理錯落分配到各級滾筒當中，根據級別確定篩孔數。為了更好的計算，把滾筒展開計算平面，可得每級孔數是排數和每排孔數的乘積。每級篩孔的直徑和每排孔數的乘積，加上篩孔間隙和各排孔數的乘積，兩者之和為每級長度。最終可得滾筒的圓周長度是排數和各級孔徑的乘積加上排數和孔徑的乘積從理論上來看，需要所有孔數的總和等于總孔數Z，但實際上如果進行這樣的操作，會導致計算出來的各級滾筒直徑各不相同，導致的結果就是無法整齊的連接在一起。所以不能采取這種理論方案，一般是將所有滾筒里面直徑比較大的一級作為標準直徑。當確定下來滾筒直徑和長度后，我們需要進行校核，利用公式比D:L=1:4～6來確定，如果直徑和長度比不在這個范圍的話，我們需要檢查從新進行調整排版，使得每級排數和篩孔數符合要求為止?，F在由分選蘋果的需求，對篩筒孔徑作如下表：表1篩孔孔徑的參數篩孔孔徑長×寬（mm）孔隙（mm）粒徑分布比例系數ai軸向分布比例系數bi第一級80×40151/81/2第二級85×45201/21/4第三級90×50251/41/8第四級95×55301/81/8第五級100×60351/81/84.2篩孔的設計與計算4.2.1篩孔的結構設計篩孔是分級機構中比較重要的一個部分，根據篩孔的設計，可以直接影響分級效果。篩孔的形狀有多種，通過計算可以了解到，正三角形排列的話，比其他幾種形狀的有效系數都有所增加?？梢允沟糜行ШY面的面積更大，最后選擇正三角形排列方式。示意圖為圖3所示圖3正三角形排列4.2.2各級篩孔數的計算（1）各級篩孔的孔數Z1=aibiZ。式中：Z1—每個篩孔的個數，個；ai—原料粒徑分布比例系數；bi—原料沿滾筒軸向分布比例系數；Z?！鶞士讛?，個。（2）基準孔數為Z。=Z/∑aibi可得Z則，可求ZZZZZ（3）篩孔排數與每排孔數的計算已知u=L/D式中：u—長度與直徑之比；L—滾筒的長度，m；D—滾筒的直徑，m。又知滾筒的長度可表示為L=∑Li=1/P0∑Zi/Ci(di＋ei)式中：P0—基準排數；di—各級篩孔的直徑，m；ei—個級篩孔的孔徑，m；Ci—影響比例系數。又知CI=P1／P0式中：P1—各級篩孔的排數因Si=di＋ei故Pi=2πD/Si將轉換式進行化簡，得L+又估計u=L/D=4則D=1/4L則L2=2/π〔104×(0.080＋0.015)2＋209×(0.085＋0.020)2＋52×(0.090＋0.025)2＋26×(0.095＋0.030)2＋26×(0.100＋0.035)2〕解得L=2.3m則D=1/4L=0.575m則由Pi=2πD/Si，得P1=2π×0.575/(0.080＋0.015)=23P2=2π×0.575/(0.085＋0.020)=20P3=2π×0.575/(0.090＋0.025)=18P4=2π×0.575/(0.095＋0.030)=17P5=2π×0.575/(0.100＋0.035)=15由此可得各級滾筒每排孔數：由ZPi=Zi/Pi可得ZP1=Z1/P1=104／23=5ZP2=Z2/P2=209／20=10ZP3=Z3/P3=52／18=3ZP4=Z4/P4=26／17=2ZP5=Z5/P5=26／15=2經圓整后，各級滾筒每排的孔數為：ZP1=4ZP2=7ZP3=3ZP4=3ZP5=2（4）滾筒直徑的確定各級滾筒的周長公式為l帶入數據得lllll根據上面討論，需要最長周長，則l=1.892m。（5）篩孔間隙修正從計算可知，計算周長是存在一定的差值，因為需要進行數據修正：e則eeeee（6）滾筒直徑D=l/π則D=1.892/π=0.60m（7）長徑比驗算將各級的一側邊緣尺寸fi計入，可得L=∑Li＋∑fi又知fi=Si／2=1/2(di＋ei)則滾筒的長度為L=∑ZPi(di＋ei)＋1/2∑(di＋ei)則L=∑ZPi(di＋ei)＋1/2∑(di＋ei)L=把計算出的結果帶入長徑比公式中進行驗算看一下是否符合要求。由計算知執(zhí)行D=0.60m長度L=2.393m則u=L/D=2.393/0.60=3.99按照規(guī)定，u取整數為4，差值為4-3.99=0.01，是符合要求的。故可確定滾筒D=0.60mL=2.393m4.3滾輪和摩擦輪設計滾輪和摩擦輪是一對相對運動的部件，是通過兩者之間產生摩擦，然后產生動力帶動運轉?？紤]到維修以及更換等原因，在選擇的時候，我們一般選擇摩擦輪的耐磨性差一些，滾輪的材料要好一些，這樣就可以避免兩個都產生大的磨損，這種情況下，單獨讓摩擦輪進行更多的磨損即可，結構圖如圖5所示。根據方案設計，滾輪的材料選擇常用的Q235，然后用HT200作為摩擦輪的材料，這樣就可以產生耐磨性的差別。由于管體會產生熱漲冷縮的作用，導致出現軸向竄動現象。針對于這樣的情況，滾輪的寬度要小一些，大概比摩擦輪小30～40mm。經過討論，滾輪的寬度設為60mm，與此同時摩擦輪寬度選85mm，外徑為d=360mm。1.滾筒2.摩擦輪3.滾輪圖4摩擦輪與滾圈4.4滾筒功率計算滾筒功率可用下式計算：P=Rn(m1＋13m2)g/60η式中：P—滾筒轉動所需功率，W；R—滾筒內半徑，m；n—滾筒轉速，r/min；m1—滾筒本身質量，kg；m2—滾筒內原料質量，kg；η—傳動效率m2=πR2Lr1Φ式中：L—滾筒的長度，m；r1—物料的密度，kg/m3；Φ—物料填充系數根據我們所篩選的蘋果參數，設置0.95×103kg/m3為物料密度，選取Φ=0.06作為填充系數，則m2=πR2Lr1Φ=3.14×﹙（0.6-0.002×2）/2﹚2×0.96×0.95×103×0.06=15kg傳動效率η取0.6，將數據帶入公式中：P=Rn(m1＋13m2)g/60η=﹙（0.60-0.002×2）/2﹚×18×(16＋13×15)×9.81/60×0.6=315W4.5滾筒轉速及水平傾角分級機的分級效率和生產能力與滾筒的轉速密切相關，而滾筒的直徑直接影響了滾筒的轉速。按照設計方案，我們的滾筒是呈傾斜放置的，這樣的話轉速可以由下面公式確定：n=12～14/√R通過上文計算可得，滾筒尺寸D=0.24m，代入公式n=12～14/√R=12～14/√0.24=24～29r/min因在實際生產中，滾輪的轉速在15～25r/min之間，根據此標準我們確定滾筒的轉速n=25r/min。同樣我們可知，傾角的角度一般為3o～5o，滾筒越長的話反而角度西藥越小，本設計方案中長度L=0.96m，根據實際經驗，我們選定a=4o。4.6電動機的選擇根據我們的設計方案，通常選用Y型的封閉性三相異步電動機。然后計算電動機輸出功率：P工作輸出=0.315KW電動機至運輸帶之間的總效率為η=0.96×0.97×0.993×0.96×0.902=0.703所以電動機的輸入功率為P電動機輸入=P工作輸出/η總=0.315/0.703=0.45kW根據設計方案，我們選用的電機型號為Y315S-2，此款電機可以滿足我們的需求，因為其額定功率可達1.8KW，滿載轉速能至680r/min，即P電動機額定=1.8kWn電動機額定=680r/min第5章其他零件的選擇和設計5.2直齒圓柱齒輪的設計計算5.2.1齒輪的選擇根據我們的設計方案，傳動部分的齒輪選用直齒圓柱齒輪，從材料上的選定的話，我們選用40Cr材料來作為小齒輪的材料，280HBS的硬度足夠滿足要求；在大齒輪的材料選取上，我們選擇了硬度為240HBS的45號鋼，小齒輪為24的齒輪數，大齒輪是小齒輪的4倍，為96個。5.2.2按齒面接觸強度設計由設計計算公式（10-9a）進行試算，即d1t≥2.323√KT1/φd·(u±1)/u·(ZE/〔σH〕)2（1）確定公式內的各計算數值試選載荷系數Kt=1.3。計算小齒輪傳遞的轉矩。T1=9550P1/n1=9550×2.11/237=85.02N·m=8.502×104N·mm取齒寬系數φd=1.2。材料的彈性影響系數ZE=189.8MPa1/2。又得知小齒輪強度極限σHlim1=600Mpa和大齒輪強度極限σHlim2=550Mpa。計算應力循環(huán)次數N1=60n1jLh=60×237×1×(2×8×300×15)=1.024×109N1=1.024×109/4=0.256×109接觸疲勞壽命系數KHN1=0.90；KHN1=0.95。計算接觸疲勞許用應力。取失效概率為1﹪，安全系數S=1，由相關公式得〔σH〕1=KHN1σlim1/S=0.9×600MPa=540MPa〔σH〕2=KHN2σlim2/S=0.95×550MPa=522.5MPa（2）計算把〔σH〕中的較小值代入公式，可得：d計算圓周速度v。v=πd1tn1/60×1000=π×57.459×237/60×1000=0.71m/s計算齒寬b。b=φd·d1t=1.2×57.459=68.951mm計算齒寬與齒高之比b/h。模數mt=d1t/z1=57.459/24=2.394mm齒高h=2.25mt=2.25×2.394=5.39mmb/h=68.951/5.39=12.79計算載荷系數。速度v=0.71m/s精度為7級載荷系數Kv=1.04；直齒輪，KHa=KFa=1；使用系數KA=1；算的KHB=1.315。由b/h=12.79，KHB=1.315得KFB=1.28；故載荷系數K=KAKvKHaKHB=1×1.04×1×1.315=1.368根據公式計算，得d1=d1t3√K/Kt=57.459×3√1.368/1.3=58.436mm計算模數m。m=d1/z1=58.436/24=3.43mm5.2.3按齒根彎曲強度設計彎曲強度的設計公式為m≥3√2KT1/φdz12·(YFaYSa/〔σF〕)（1）確定公式內的各計算數值小齒輪強度極限σFE1=500MPa；大齒強度極限σFE2=380MPa；彎曲疲勞壽命系數KFN1=0.85，KFN1=0.88；計算彎曲疲勞許用應力。取彎曲疲勞安全系數S=1.4，得〔σF〕1=KFN1σFE1/S=0.85×500/1.4MPa=303.57MPa〔σF〕2=KFN2σFE2/S=0.88×380/1.4MPa=238.86MPa計算載荷系數K。K=KAKvKFaKFB=1×1.04×1×1.28=1.331查取齒形系數。YFa1=2.65；YFa2=2.196。查取應力校正系數。YSa1=1.58；YSa2=1.786。比較計算：YFa1YSa1/〔σF〕=2.65×1.58/303.57=0.01379YFa2YSa2/〔σF〕=2.196×1.786/238.86=0.01642大齒輪的數值大。（2）設計計算m根據相應參數算出小齒輪齒數z1=d1/m=58.436/2≈29大齒輪齒數z2=4×29=1165.2.4幾何尺寸計算（1）計算分度圓直徑d1=z1m=29×2=58mmd2=z2m=116×2=232mm（2）計算中心距a=(d1+d2)/2=(58+232)/2=145mm（3）計算齒輪寬度b=φdd1=1.2×58=69.6mm取B2=70mm，B1=75mm。5.3滾子鏈傳動的設計計算5.3.1鏈輪的選擇與功率計算按照設計方案小齒輪有19個齒數，大齒輪是小齒輪的兩倍為38個。KA=1.0，KZ=1.52，單排鏈，則計算功率為Pca=KAKzP=1.0×1.52×2.2=3.34kW根據上式結果和之前計算，選擇20A-1型號鏈條，之間節(jié)距p為31.70mm5.3.2鏈節(jié)數和中心距的計算取a0=1000mm。相應的鏈長節(jié)數為L取鏈長節(jié)數L=92節(jié)。按照系數fi=0.2488計算最大中心距a5.3.3確定鏈速及潤滑方式v=n2z1p/60×1000=59×19×31.75/60×1000≈0.6m/s從上式計算結果以及型號得出采用滴油潤滑的方式。5.4軸的設計計算5.4.1高速軸的設計計算（1）初步估算軸的最小軸徑：dmin=A03√P1/n1確定公式內的各種計算數值選軸的材料為45鋼（調質），取=112由前面的設計可知P1=2.11kW，n1=233r/min（2）設計計算：d軸的最小軸徑為d=(1+0.14)=26.6mm圓整后取27mm。（3）軸的結構設計1.擬定軸上零件的裝配方案根據設計要求，現選用圖5所示的裝配方案。圖5高速軸的裝配方案2.確定軸的各段直徑和長度設計小皮帶輪軸向Ⅱ-Ⅲ段的直徑為34mm，對擋圈直徑的要求為37mm，取48mm作為軸配合的轂孔長度，滾動軸承的尺寸為40mm×80mm×19.75mm，我們把齒輪處的軸端段Ⅴ-Ⅵ的直徑dⅤ-Ⅵ定為50mm，按照要求，軸承蓋的寬度需要設置成20mm，整體數據基本選定，，在確定滾動軸承位置時，應距箱體內壁取8mm的一段距離，滾動軸承寬度取值T=19.75mm，計算得lⅢ-Ⅴ=T+s+a=19.75+8+16=43.75mmlⅥ-Ⅶ=s+a=8+16=24mm至此，已經確定了軸的各段直徑和長度。（4）求軸上的載荷簡支梁的軸的支承跨距64.35+64.35=128.7mm。根據計算得到彎矩和扭矩圖，如圖6.從圖中可以看出軸的危險截面是截面C。相關數據見下表表2截面C相關數據載荷水平面H垂直面V支反力FFNH1=1466N,FNH2=1466NFNV1=533.5N,FNV2=-533.5N彎矩MMH=94557N·mmMV1=34410.75N·mmMV2=-34410.75N·mm總彎矩M1=M2=√945572+34410.752=100624N·m扭矩TT1=85020N·mm圖6軸的載荷分析圖（7）按彎扭合成應力校核軸的強度取a=0.6，軸的計算應力σ我們選擇是45號鋼材料，所以符合規(guī)定。5.4.2低速軸的設計計算（1）初步估算軸的最小軸徑：dmin=A03√P1/n1確定公式內的各種計算數值選軸的材料為45鋼（調質），取=112由前面的設計算得P2=2.03kW，n1=59r/min（2）設計計算：d軸的最小軸徑為d=(1+0.14)=41.5mm圓整后取42mm。（3）軸的結構設計1.擬定軸上零件的裝配方案裝配方案如下圖。圖7低速軸的裝配方案2.確定軸的各段直徑和長度設計小皮帶輪軸向Ⅱ-Ⅲ段的直徑為49mm，對擋圈直徑的要求為52mm，取48mm作為軸配合的轂孔長度，滾動軸承的尺寸為55mm×100mm×22.75mm，我們把齒輪處的軸端段Ⅴ-Ⅵ的直徑dⅤ-Ⅵ定為70mm，按照要求，軸承蓋的寬度需要設置成20mm，整體數據基本選定，在確定滾動軸承位置時，應距箱體內壁取8mm的一段距離，滾動軸承寬度取值T=22.75mm，計算得lⅤ-Ⅵ=T+s+a+（70-66）=22.75+8+16+4=50.75mmlⅡ-Ⅲ=s+a=8+16=24mm至此，已經確定了軸的各段直徑和長度。（4）求軸上的載荷簡支梁的軸的支承跨距60.75+60.75=121.5mm。根據軸的計算得到彎矩和扭矩，示意圖如圖8所示。從圖中可以看出軸的危險截面是截面B。相關數據見下表表3截面B的相關數據載荷水平面H垂直面V支反力FFNH1=1403.5N,FNH2=1403.5NFNV1=511N,FNV2=-511N彎矩MMH=85263N·mmMV1=31043.25N·mmMV2=-31043.25N·mm總彎矩M1=M2=√852632+31043.252=90738N·mm扭矩TT1=325580N·mm圖8軸的載荷分析圖（7）按彎扭合成應力校核軸的強度軸的計算應力σ我們選擇是45號鋼材料，所以符合規(guī)定。5.5軸承的校核5.5.1高速軸軸承的校核因為兩邊軸承受力是相同的，所以只計算一個即可。P=按照分級機能夠一天工作四小時，每年工作天數兩百天，足足能工作八年，則計算使用壽命為：Lh`=82004=6400h右軸承所需的基本額定動載荷C=P＆√60nL’h/106=156010/3√60×233×6400/106=5076N根據計算結果可以看出，數據符合要求，安全。5.5.2低速軸軸承的校核與高速軸相同，因為兩邊軸承受力是相同的，所以只計算一個即可。P=按照分級機能夠一天工作四小時，每年工作天數兩百天，足足能工作八年，則計算使用壽命為：Lh’=82004=6400h右軸承所需的基本額定動載荷C=P＆√60nL’h/106=149410/3√60×59×6400/106=3259N根據計算結果可以看出，數據符合要求，安全。5.6鍵的設計與校核5.6.1高速軸上聯(lián)接的鍵的校核根據方案，我們裝帶輪處的軸徑d為27毫米，高速軸的轉矩為85.02N·m，這樣對載荷會造成輕微沖擊。1.鍵聯(lián)結的類型和尺寸由于精度偏高的帶輪都要求定心精度，尤其是8級以上，所以我們采用平鍵連接。根據要求，選擇A型單圓頭平鍵。平鍵截面寬度b=8㎜，高度h=7㎜。取鍵長L=40㎜2.校核鍵聯(lián)接的強度根據查詢的許用擠壓應力范圍，取一個平均值[σp]=110Mpa，規(guī)定鍵的長度l為36mm，高度k=3.5mm，然后計算可得：σ由上式可得，小于平均值。故符合要求。5.6.2電機上聯(lián)接的鍵的校核跟高速軸不同，電機處裝大帶輪處的軸徑d為38㎜,皮帶輪的輪轂寬度為46㎜，需傳遞的轉矩為29.59N·m㎜，也會對載荷造成輕微沖擊。選擇鍵聯(lián)結的類型和尺寸由于精度偏高的帶輪都要求定心精度，尤其是8級以上，所以我們采用平鍵連接。根據要求，選擇A型單圓頭平鍵。平鍵截面寬度b=10㎜，高度h=8㎜。取鍵長L=40㎜校核鍵聯(lián)接的強度根據查詢的許用擠壓應力范圍，取一個平均值[σp]=110Mpa，規(guī)定鍵的長度l為35mm，高度k=4mm，然后計算可得：σ由上式可得，小于平均值。故符合要求。

總結本次設計是對我這幾年來學習知識的總結，讓我能夠在實踐中分析問題，解決問題。進一步鞏固了自己的知識面，開拓了我的視野。通過此次蘋果分級機的設計，能夠實現機器合理的運行，實現蘋果的6級分級，初步達到設計目的。但是還存有一些缺陷，對于蘋果破損情況，無法控制在一個穩(wěn)定的范圍，需要在放入進料口的時候就擺好，可以大大減少破損率。通過這次設計，也讓我樹立了正確的設計思想，學習了機械設計中的一些方法規(guī)律，對我以后很有幫助。也進一步提高了我對機械設計的技能，在計算、繪圖等方面都有了一定的提高。此次設計也讓我明白，任何設計都是相互關聯(lián)的，缺少任何一步都是不行的，不管是從設計準備上，還是到傳動裝置、零件、裝配圖等，都