《2022年自动核桃脱壳机毕业设计说明书 .pdf》由会员分享,可在线阅读,更多相关《2022年自动核桃脱壳机毕业设计说明书 .pdf(34页珍藏版)》请在taowenge.com淘文阁网|工程机械CAD图纸|机械工程制图|CAD装配图下载|SolidWorks_CaTia_CAD_UG_PROE_设计图分享下载上搜索。
1、I 目录摘 要. I1 前言 . 12 绪论 . 12.1 课题研究的目的和意义 . 1 2.2 国内外研究现状 . 2 2.3 总体方案 . 6 3 电动机的选择 . 84 破壳轴的带及带轮的设计 . 94.1 传动带的设计 . 9 4.1.1 确定计算功率. 9 4.1.2 选择 V 带的型号 . 10 4.1.3 确定带轮的基准直径. 10 4.1.4 确定传动中心距a 和带长 L. 10 4.1.5 验算主动轮上的包角.11 4.1.6 确定 V 带的根数 .11 4.1.7 确定带的初拉力. 12 4.1.8 求 V 带传动作用在轴上的压力 . 12 4.2 V 带带轮的设计 . 1
2、2 4.2.1 带轮的材料选择. 12 4.2.2 结构设计 . 12 4.2.3 从动带轮的设计. 13 5 拨料轴的带及带轮的设计 . 145.1 传动带的设计 . 14 5.1.1 确定计算功率. 14 5.1.2 选择 V 带的型号 . 14 5.1.3 确定带轮的基准直径. 14 5.1.4 确定传动中心距a 和带长 L. 15 5.1.5 验算主动轮上的包角. 15 5.1.6 确定 V 带的根数 . 16 5.1.7 确定带的初拉力. 16 5.1.8 求 V 带传动作用在轴上的压力 . 17 5.2 V 带带轮的设计 . 17 5.2.1 带轮的材料选择. 17 精选学习资料
3、- - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 1 页,共 34 页II 5.2.2 结构设计 . 17 5.2.3 从动带轮的设计. 18 6 破壳轴的设计 . 196.1 轴上的功率P、转速 n、转矩 T. 19 6.2 初步确定轴的最小直径 . 19 6.3 轴的结构设计 . 20 6.3.1 拟定轴上零件的装配方案. 20 6.3.2 确定轴的各段直径和长度. 20 6.3.3 轴上零件的轴向定位. 21 6.3.4 确定轴上圆角和倒角尺寸. 21 6.3.5 轴的润滑 . 21 6.4 轴上的载荷 . 21 6.5 精确校核轴的疲劳强度 . 22 6.
4、5.1 判断危险截面. 22 6.5.2 校核截面左侧. 22 6.5.3 校核截面右侧. 23 7 破壳轴轴承的校核 . 247.1 计算轴承受到的径向载荷 . 24 7.2 计算轴承轴向力 . 25 7.3 求轴承的当量动载荷 . 25 7.4 验算轴承的寿命 . 26 8 机架的设计 . 269 输料斗的设计 . 2610 接料板的设计 . 2711 隔料机构 . 2712 调间隙机构 . 27总结与体会 . 错误 !未定义书签。致谢词 . 错误 !未定义书签。【参考文献】. 错误 !未定义书签。精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第
5、 2 页,共 34 页I 摘要核桃具有很高营养价值,不管是在国内还是在国外都具有很广阔的市场空间,人们的需求量是很大的。我国是核桃生产大国,在加工中存在的问题是核桃脱壳比较困难,核桃取仁在我国历来靠手工,效率低,破壳效果差。人工剥壳难以满足生产发展的要求,研制高效剥壳机已成当务之急。经调研和分析,设计了双齿盘齿板式核桃脱壳机。本文介绍了双齿盘齿板破壳原理,核桃脱壳机的破壳装置、隔料装置、调间隙装置、拨料装置、整体结构设计及参数设计。其中主要包括总体方案确实定,各部件的设计与计算,轴的校核,轴承的验算,完成全部设计后,并利用solid works 软件进行了三维零件设计及装配,总装配与各零件的图
6、纸设计等等。【关键词 】 :双齿盘 齿板、核桃脱壳机、调间隙装置、solid works精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 3 页,共 34 页II Abstract Walnut has a high nutritional value and has a very large market space whether at home or abroad, peoples demand is enormous. Walnut production in China is a big country in the processing
7、problem is more difficult shelled walnut, walnut kernel in our country has always been taken by hand, low efficiency, poor broken shell. Artificial Sheller difficult to meet the requirements of the development of production, the development of efficient shelling machine has become imperative. Based
8、on this proposed designed of gear - tooth plate walnut shelling machine. Introduce a dual gear - tooth plate broken shell theory, and design of the broken shell walnut shelling machine device, every feeding device, adjust gap device, dial feeding device, the overall structural design and design para
9、meters. Which mainly include the determination of the overall program, design and calculation of the various components, check the shaft, the bearing checking, after completion of all the design and use of solid works software for the design of three-dimensional parts and assembly, final assembly an
10、d design drawings of the parts and so on. 【Key words】 :double gear - tooth plate;walnut shelling machine;adjust gap device; solid works精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 4 页,共 34 页1 1 前言核桃,是人们常见的食物。它营养丰富,具有健脑、补肾、美容、降血脂四大成效。核桃和核桃仁还是我国传统的出口商品,加工和出口的季节性比较强。核桃取仁在我国历来靠手工,一人一天平均仅能砸40 斤核桃,加工和出口
11、的时间正值三秋和农田基本建设大忙季节,任务重,时间紧,形成与农业争劳力的局面,所以,实现核桃取仁机械化,对解放劳动力,支援农业生产有重要意义。核桃出口国家较多,进口国家比较集中,国际市场斗争十分激烈,实现核桃加工机械化,有利于我们抢时间,争速度,支援外贸。从经济上说,国际市场核桃仁各质量等级的差价甚大。机械取仁有希望提高取仁质量,增加外汇,同时大规模集中加工,便于综合利用。核桃仁中约占5%的碎末可以集中榨油,大量的核桃壳是做活性炭的好原料。研制核桃破壳机的具体任务是寻找适当的、特别是保证取仁质量的破壳工艺方法,研究实现这一工艺方法所要求的机器。2 绪论2.1 课题研究的目的和意义核桃,是人们常
12、见的食物。它营养丰富,具有健脑、补肾、美容、降血脂四大成效。核桃富含脂肪 (70%以上)及蛋白质 ( 20%) ,是高热能营养食物,又是无胆固醇的绿色保健食品,有着广阔的国内外市场,历来被称为“木本油料”、“铁杆庄稼”,是中国开发山区林业生产的重要经济树种。目前,全国25 个省、市自治区都有核桃分布,面积有1000 多万亩, 2 亿多株,以云南、山西、陕西、河北、甘肃、河南、四川、北京、山东、新疆产量最多,约占全国总产量的85%以上,并且是我国传统出口物资之一。我国的核桃栽培面积约130 万2hm以上,主要种植区域在西南和西北。 在国际市场上,核桃与杏仁、腰果、榛子一起并列为世界4 大干果,核
13、桃作为保健食品早已被国内外所认识。针对核桃加工存在的问题和市场的需求,确定核桃加工工艺,除脱青皮、分级、清洗、脱水、烘干、去壳、仁壳别离与包装外,还可进一步深加工。在加工中,存在的问题是核桃脱壳比较困难,主要由人工完成。人工剥壳难以满足生产发展的要求,故研制高效剥壳机已成当务之急。精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 5 页,共 34 页2 2.2 国内外研究现状目前,国内机械方面核桃破壳取仁的方法有以下几种:离心碰撞式破壳法,化学腐蚀法,真空破壳取仁法,超声波破壳法,定间隙挤压破壳法。第一种碎仁太多,第二种实际操作不好控制,仁易受腐蚀,
14、在一定程度上还会造成环境污染。第三四种设备昂贵,破壳成本高,且破壳效果不够理想。第五种值得探索。国内市场上常见的核桃破壳机如下:1陕西核桃剥壳机采用挤搓原理挤搓原理剥壳取仁石磙半径120mm。凹板形状曲线由圆弧段和直线段联接而成,圆弧半径 140mm。直线长度即工作行程为30mm。由于石磙以 50r/min 转动,凹板固定,核桃本身将产生转动。这样,核桃不是在一点而是在一条线或一个区域上受到挤搓作用,有利于壳的完全破裂。如图2-1 所示。1调节机构2凸版3石磙4喂入斗5核桃图 2-1 陕西核桃剥壳机示意图2山西核桃剥壳机采用定向对刀挤切原理由于核桃结合线截面与两半仁的结合面交叉成90 度,壳上
15、沟纹方向与纵径方向一致。因此,采用两把刀头沿纵径两端作用( 挤压兼切割 ) ,刀头形状见图 2-2。每把刀头均匀地镶入五块刀片,刀片做成弧形轮廓. 以尽可能接触核桃外壳。挤切的两刀头,其刀片相对错开,使得碎壳瓣小而数多,有利于壳的完全破裂,提高剥壳质量。精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 6 页,共 34 页3 图 2-2 山西核桃脱壳机刀头形状示意图3北京农业机械学院研制的核桃剥壳机核桃剥壳机原理如图2-3。当绵核桃喂入到克剥装置中,齿盘的旋转带动绵核桃边旋转边向里挤入。间距的齿尖不断地沿着壳外表克压,使得裂纹不扩展部分壳和仁掉离出来
16、。最后壳基本上完全裂,碎壳和仁通过最小间隙向下掉出。图 2-3 北农机械学院绵核桃剥壳取仁原理示意图4新疆农业大学史建新老师等设计的6HP-150型核桃破壳机该机采用挤压破壳原理,如图2-4,当两对法向集中力作用在核桃上时较有利于壳的均匀完全破裂,而多对集中力作用在核桃上因提高了核桃的刚度,降低了内力值。核桃反而不易破裂。为了在破壳时能满足上述原理上的要求,在破壳装置结构上采用带有多级凹槽及齿纹的挤压辊,弧齿板采用双弧板结构,该结构符合“四点加压”原理,因而有利于壳的完全破裂。精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 7 页,共 34 页4
17、1核桃2挤压辊3弧齿板图 2-4 挤压破简示意图由新疆农业大学机械交通学院研制的6HP-150 型核桃破壳机由分级装置、导向装置、破壳机构组成如图2-5。该机能依次自动完成分级、导向、破壳,无需人工参与。提高了劳动生产率和降低了生产成本。分级采用的是锥型滚筒栅式分级机构。该机构具有功耗低、振动小、可实现无级分级、对工位数的适应性强等特点。破壳装置果用滚筒 -弧齿板式结构, 采用这种结构更有利于得到完整的核桃仁。精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 8 页,共 34 页5 1料斗2分级滚筒3传动链条4支撑轮5导向辊6传动齿传动7弧齿板8挤压
18、辊9电机图 2-5 6HP-150 核桃破壳机的结构简图5新疆农业大学史建新老师所设计的多辊挤压式核桃破壳机该机主要由机架、喂料斗、破壳辊、 辅助破壳辊 (数量35) 、挤压间距调节机构、挡板、出料斗、带传动、电机等 , 其结构见图 2-6。破壳辊与辅助破壳辊为破壳机的主要部件,两辊构成间断性的挤压破壳工作区,核桃在该区受到间断性的挤压,受挤压的核桃没有很快进行二次挤压,核桃仁损伤程度小;伸进喂料斗内的辅助破壳辊有助于均匀单层喂料;当两辊以一定速度相对旋转,工作时核桃受力方向一致,不会造成核桃的两半破裂,挤压间距调节机构可改变挤压破壳工作区的大小,以适应不同大小的核桃。破壳辊与辅助破壳辊形成由
19、大到小间断性的多工位挤压破壳工作区,当两辊以一定速度相对旋转时,伸进喂料斗内的辅助破壳辊带动料斗内的核桃均匀的单层进入挤压破壳工作区,由于该区大于核桃横径,核桃没有受到挤压;此时破壳辊带动核桃做匀速转动和均匀平动到下一工作区,核桃在该区受到微量挤压,被挤压的核桃由破壳辊再次带动到下一工作区,如此精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 9 页,共 34 页6 循环往复 , 被挤压程度逐渐加深,当核桃被挤压到核桃壳最大挤压变形量最大时,核桃破裂,破裂的核桃从出料口排出。1辅助破壳辊2挡板3破壳棍4机架5带传动6电机7出料斗8挤压间距调整机构9喂
20、料斗图 2-6 新农大史建新多辊挤压式核桃破壳机结构简图2.3 总体方案核桃和核桃仁是我国传统的出口商品,外贸部门根据核桃仁的完整程度将其分为一路仁、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 还小的仁称为碎仁。二路仁与二路之和统称为高路仁。高路仁重与仁总重的比值称为高路仁率,这是评价核桃脱核机的一个重要指标,另一个指标是:剥核率 =核桃总量 - 含仁的核重 / 核桃总重图 2-7 核桃的内部结构核桃的总类:核桃划分为四个品种群,如表2-1。表2-1核桃品种群单位 mm 品种群核桃壳厚度含仁率 % 横膈膜内褶壁取出仁纸皮核桃 65 退化退化全仁
21、薄壳核桃11.5 5064 呈膜质退化半仁中壳核桃1.62.0 4149 呈革质不发达1/4 仁后壳核桃 2.1 41 呈骨质发达碎仁注:1. 横隔膜是指分隔开两半仁的十字架式的薄膜。2. 内褶壁是指凹凸不平的内壁。因此,此种核桃脱核机所剥核的对象是指核桃壳厚度小于2mm,横膈膜退化或呈膜质、革质,内褶壁退化或不发达,较易于用机械剥壳取仁,包括纸皮、薄壳和中壳核桃品种群。 目前,此种核桃占全部核桃的85%90%,随着无性繁殖的推广和品种的进一步改进,夹核桃将逐渐被淘汰。故本文着重研究品种纯度较高的四川、云南等西南地区产的薄壳核桃作为本机械研究对象。用游标卡尺测量出100 个绵核桃的三维尺寸,统
22、计处理后得出均值、方差等精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 10 页,共 34 页7 见表 2-2,直方图如图 2-8,对三维尺寸进行方差分析见表2-3。图 2-8 三维尺寸直方图表 2-2 绵核桃的三维尺寸统计表单位mm位置均差均方差变异系数近似球体直径球度纵径32.332.648.1%31.860.979横径31.822.648.3%棱径31.242.357.5%表 2-3 绵核桃三维尺寸方差分析方差来源平方和自由度均方F值临界值位置之间84.224210640691误差1952 297657总和2036299681对测量结果进行分
23、析,可得出如下结论:1 绝大多数绵核桃的三维尺寸都在2737之间, 其数量占总绵核桃量的95%左右。2绵核桃的三维尺寸存在纵径、横径、棱径,但在=0.001 水平下三维尺寸有高度显著变化,可近似简化为球。3绵核桃外形近似为球,近似程度用球度来表示,球度的定义为:球度=DEDC式中, DE- 是与物体体积相同的球体直径。DC- 最小外接球体直径。假定绵核桃的体积等于截距为A、B、C 的三维尺寸椭球的体积,外接球的直径是椭球的最大截距A,则球度表达式为:球度=1/ 2ABCA=几何平均直径 / 最大直径 =近似球体直径 / 最大直径。1齿盘2齿板3核桃精选学习资料 - - - - - - - -
24、- 名师归纳总结 - - - - - - -第 11 页,共 34 页8 图 2-9 破壳结构示意图本次设计采用常见的异步电动机作动力源,利用V 带减速和传递功率。利用轴旋转带动齿盘的转动,齿板固定在机架上,利用齿盘与齿板破壳如图2-9 ,设计了调间隙机构可以生产不同尺寸的核桃,设计了拨料机构防止核桃在输料斗里悬空和卡住,从而使机器能够连续的工作,大大提高了生产率,基本性能如下。外形尺寸长宽高:590 480 945 齿盘的轴转速: 182r/min 功率 :0.75KW 生产率: 150Kg/h 未破壳率: 5%10% 3 电动机的选择根据资料得主轴的转速在180 转/ 分,按机械设计手册推
25、荐的传动比合理取值范围,取 V带的传动比为 25,即可满足电动机的转速与主轴的转速相匹配。由机械设计课程设计手册查出三种适宜的电动机型号,如表3-1。表3-1电动机的型号和技术参数及传动比方案电动机型号额定功率 P/kW 同步转速r/min 满载转速r/min 效率% 电动机重量Kg功率因数1 Y100L-4 2.21500 142078 220.85 2 Y90S-4 1.1 3000 1400 79 27 0.79 3 Y90S-6 0.75 1000 910 82 25 0.86 综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量以及带传动的传动比,可知方案3比较适合 , 因此选定电动机型号为Y90S
26、-6。所选电动机的额定功率 P0.75kw,满载转速 n=910rmin,总传动比适中,传动装置结构较紧凑。如表3-2。精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 12 页,共 34 页9 表3-2 Y90S-6主要参数如下表型号额定功率 KW 转速r/min 电流/A 效率% 功率因数额定电流额定转矩最大转矩Y90S-4 0.75 910 3.65 82 0.86 6.5 2.0 2.0 表3-3电动机尺寸列表单位mm中心高(H) 外形尺寸HDADACL)2(底脚安装尺寸BA地脚螺栓孔直径K轴伸尺寸ED装键部位尺寸GF90 1905 .242
27、31012514010 50242084 破壳轴的带及带轮的设计根据核桃破壳机的具体传动要求,可选取电动机和主轴之间用V 带和带轮的传动方式传动,因为在破壳机的工作过程中,传动件V 带是一个挠性件,它赋有弹性,能缓和冲击,吸收震动,因而使破壳机工作平稳,噪音小等优点。虽然在传动过程中V 带与带轮之间存在着一些摩擦,导致两者的相对滑动,使传动比不精确但不会影响破壳机的传动,因为破壳机不需要精确的传动比,只要传动比比较准确就可以满足要求,而且V 带的弹性滑动对破壳机的一些重要部件是一种过载保护,不会造成机体部件的严重损坏,还有V 带及带轮的结构简单、制造成本底、容易维修和保养、便于安装,所以,在电
28、动机与核桃破壳机之间选用V 带与带轮的传动配合是很合理的。4.1 传动带的设计4.1.1确定计算功率caAPKP (4-1) 其中:AK工作情况系数P 电动机的功率查机械设计一书中的表8-7 可知:AK=1.1 精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 13 页,共 34 页10 1.1 0.750.825caPkw4.1.2选择 V 带的型号取传动比为 5 时转速合适。 根据计算得知的功率caP和电动机上带轮 小带轮的转速1n与电动机一样的速度 ,查机械设计图8-10,可以选择 V带的型号为 Z 型。4.1.3确定带轮的基准直径1初选主动带
29、轮的基准直径1d:根据机械设计一书,可选择V 带的型号参考表 8-6 和表 8-8,选取小带轮直径1dd=71mm 。2计算 V带的速度 V:113.14 71 9103.460 100060 1000ddnmvs4-23计算从动轮的直径2dd2191071359180dddidmm4-3根据表 8-8 取2dd=355mm 实际传动比5i。4.1.4确定传动中心距 a和带长 L 取:12120.7()2 ()ddddddadd即:10.7(71355)2 (71355)a得:1298.2852mmamm取:1400amm带长:211121()2()24dDDLaDDa4-4即:3.14(35
30、571)2400(71355)24400dL精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 14 页,共 34 页11 得:1470dLmm按 机械设计一书中查表 8-2, 选择相近的基本长度dL可查得:1400dLmm。实际的中心距可按以下公式求得:011400146940036522ddLLaa4-5minmax0.0153600.03376ddaaLaaL中心距范围 360376 mm。4.1.5验算主动轮上的包角0021118053.7dda4-6即:00013557118053.7365138求得 :001138120满足 V带传动的包角
31、要求。4.1.6确定 V 带的根数V带的根数由以下公式确定:00()cacarLppZpppkk (4-7) 其中:0p单根普通 V带的许用功率值)(0kwp。k包角系数。lkV带的基准长度系数,此处取1.18lk。0p计入传动比的影响时,单根普通V带所能传递的功率增量。由910/ minnr和171ddmm查表 8-4a 得00.23pkw。由910/ minnr和 i=5 查表 8-4b0.02pkw。查表取值:0.92k,1.18lk。00()0.272rLpppkk (4-8) 精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 15 页,共
32、34 页12 所以:3.03carpZp。即:3.03Z,取3Z根。4.1.7确定带的初拉力单根 V带适当的初拉力0F由以下公式求得20k-5 .2500qvvzkpFca)( (4-9) 其中: q 传动带单位长度的质量,kgm即:20500(2.50.92)0.8250.103.470.60.923 3.4FN。4.1.8求 V 带传动作用在轴上的压力为了设计安装带轮轴和轴承,比需确定V带作用在轴上的压力 Q,它等于 V带两边的初拉力之和,忽略V带两边的拉力差,则 Q值可以近似由下式算出:即:min0()2sin4062PFZFN (4-10) 4.2 V 带带轮的设计4.2.1带轮的材料
33、选择因为带轮的转速3.4mvs,即smv25,转速比较底,所以材料选定为灰铸铁,硬度为200HT。4.2.2结构设计带轮的结构设计主要是根据带轮的基准直径,选择带轮的结构形式,根据带的型号来确定带论轮槽的尺寸,设计如下:主动带轮的结构选择因为根据主动带轮的基准直径尺寸171ddmm, 而与主动带轮配合的电动机轴的直径是24dmm,因此根据经验公式ddd)(35 .21,精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 16 页,共 34 页13 所以主动带轮采用实心式。带轮参数的选择:通过查机械设计一书,可以确定主动带轮的结构参数,结构参数如下表,其
34、他的相关尺寸可以根据相应的经验公式计算求得。表 4-1 主动带轮的结构参数单位 mm 槽型dbminahminfhe minfZ 8.5 2 7 120.3 7 13 o34主动带轮的厚度可以由机械设计手册查得:40Bmm,40Lmm。主动带轮的结构如图4-1:图 4-1 主动带轮的结构示意图4.2.3从动带轮的设计从动带轮的结果选择因为根据主动带轮的基准直径和传动比来确定,即2355ddmm,2300ddmm,所以从动带轮采用轮辐式。从动带轮的参数选择: 通过查机械设计 一书,可查得带轮的结构参数间表,其他一些相关尺寸可以根据相应的经验公式计算求得:表4-2从动带轮的结构参数单位mm槽型db
35、minahminfh e minfZ 8.5 2 7 120.3 7 13 o34o34从动带轮的厚度可以查机械设计手册得:40Bmm,50Lmm。精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 17 页,共 34 页14 从动带轮的结构如图4-2。图 4-2 从动带轮的结构示意图5 拨料轴的带及带轮的设计5.1 传动带的设计5.1.1确定计算功率根据拨料轴速度很低,大概是30ms,受力大概是 10N 。可知:30 10 3000.3PFVWKW5-15.1.2选择 V 带的型号取传动比为 5 时转速合适。 根据计算得知的功率P和破壳轴的转速1n,
36、查机械设计手册图 8-10,可以选择 V带的型号为 Z 型。5.1.3确定带轮的基准直径1初选主动带轮的基准直径1d:根据机械设计一书,可选择V 带的型号参考表 8-6 和表 8-8,选取小带轮直径3dd=50mm 。2计算 V带的速度 V:113.460 1000ddnmvs5-23计算从动轮的直径2dd精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 18 页,共 34 页15 43550250dddidmm5-3根据表 8-8 取4dd=250mm 。实际传动比 i=5 。拨料轴实际转速2182536.4/nm s。实际功率36.4 10 0.
37、364PFVKW。5.1.4确定传动中心距 a和带长 L 取:34340.7 ()2()ddddddadd即:20.7 (50250)2(50250)a得:2210600mmamm取:2300amm带长:422(3)2(34)24dDDLaDDa5-4即:3.14(25050)2300(50250)24250dL得:1072dLmm按 机械设计一书中查表 8-2, 选择想近的基本长度dL可查得:1000dLmm。实际的中心距可按以下公式求得:021000107230026422ddLLaa5-5minmax0.0152600.03272ddaaLaaL中心距范围 260272mm 。5.1.5
38、验算主动轮上的包角00432218053.7dda5-6即:00022505018053.7264139精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 19 页,共 34 页16 求得:001139120满足 V带传动的包角要求。5.1.6确定 V 带的根数V带的根数由以下公式确定:00()cacarLppZpppkk (5-7) 其中:0p单根普通 V带的许用功率值)(0kwpk包角系数lkV带的基准长度系数,此处取1.2lk。0p计入传动比的影响时,单根普通V带所能传递的功率增量。由182 / minnr和350ddmm查表 8-4a 得00.
39、25pkw。由910/ minnr和5i查表 8-4b 得0.02pkw。查表取值:0.92k,1.2lk。00()0.33rLpppkk (5-8) 所以:1.07carpZp。取1Z根。5.1.7确定带的初拉力单根 V带适当的初拉力0F由以下公式求得20k-5.2500qvvzkpFca)( (5-9) 其中: q 传动带单位长度的质量,kgm即:20500(2.50.92)0.3640.103.4930.92 1 3.4FN精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 20 页,共 34 页17 5.1.8求 V 带传动作用在轴上的压力为了
40、设计安装带轮轴和轴承,必须确定V带作用在轴上的压力 Q,它等于 V带两边的初拉力之和,忽略V带两边的拉力差,则 Q值可以近似由下式算出:即:min0()2sin1062PFZFN (5-10) 5.2 V 带带轮的设计5.2.1带轮的材料选择因为带轮的转速3.4mvs,即smv25,转速比较底,所以材料选定为灰铸铁,硬度为200HT。5.2.2结构设计带轮的结构设计主要是根据带轮的基准直径,选择带轮的结构形式,根据带的型号来确定带论轮槽的尺寸,设计如下:主动带轮的结构选择:因为根据主动带轮的基准直径尺寸350ddmm,而与主动带轮配合的电动机轴的直径是24dmm, 因此根据经验公式ddd)(3
41、5 .21,所以主动带轮采用实心式。带轮参数的选择:通过查机械设计一书,可以确定主动带轮的结构参数,结构参数如下表,其他的相关尺寸可以根据相应的经验公式计算求得。表 5-1 主动带轮的结构参数单位mm槽型dbminahminfhe minfZ 8.5 2 7 120.3 7 13 o34主动带轮的厚度可以由机械设计手册查得:16Bmm,28Lmm。主动带轮的结构如图5-1:精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 21 页,共 34 页18 图 5-1 主动带轮的结构示意图5.2.3从动带轮的设计从动带轮的结果选择因为根据主动带轮的基准直径和
42、传动比来确定,即2250ddmm,2300ddmm,所以从动带轮采用孔板式。从动带轮的参数选择: 通过查机械设计 一书,可查得带轮的结构参数间表,其他一些相关尺寸可以根据相应的经验公式计算求得:表 5-2 从动带轮的结构参数单位mm槽型dbminahminfhe minfZ 8.5 2 7 120.3 7 13 o34从动带轮的厚度可以查机械设计手册得:16Bmm,32Lmm。从动带轮的结构如图5-2。精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 22 页,共 34 页19 图 5-2 从动带轮的结构示意图6 破壳轴的设计6.1 轴上的功率 P、
43、转速 n、转矩 T 5330.96 0.98 0.750.71182 / min0.71955000095500000.3726 10182PkWnrPTNmmn?6-16.2 初步确定轴的最小直径先按机械设计式 152初步估算轴的最小直径。选取轴的材料45 号钢,调制处理。根据表 153,取 A0=120,于是得33min00.7112018.9182PdAmmn6-2轴的最小直径显然是安装V带从动轮处的直径 d,为了使所选的轴的直径d与从动轮的直径相配合,故取d=24mm,V 带轮的长度 L=50mm ,V带轮与轴配合的毂孔长度 L1=48mm 。精选学习资料 - - - - - - -
44、- - 名师归纳总结 - - - - - - -第 23 页,共 34 页20 6.3 轴的结构设计6.3.1拟定轴上零件的装配方案本轴的装配方案采用如以下图所示的装配方案图 6-1 轴的结构与装配6.3.2确定轴的各段直径和长度1为了满足 V带轮的轴向定位要求, - 轴段左端需制出一轴肩,故取d=28mm;V带轮与轴配合的毂孔长度L=50mm,为了保证轴挡圈只压在V带轮上而不压在轴的端面上,故- 段的长度应比 L1略短些,现取 l=48mm。2初步选择角接触球轴承。参照工作要求并根据d=28mm,由见机械设计课程设计轴承产品目录中初步选用标准精度级角接触球轴承7206AC,其尺寸为30621
45、6dDBmmmmmm。左端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。由手册上查得 7206AC型轴承的定位轴肩高度h=5mm,因此,取 d=35mm。3取安装双齿盘的轴段 - 的直径 d=35m m,齿盘右端与右轴承之间采用套筒定位,已知齿盘的厚度为23mm,为了使套筒端面可靠地压紧齿辊,此轴段略短于轮毂长度,故取l=44mm,l- =44mm。左端与左轴承之间用轴肩定位, 轴肩高度 h=7mm 则周环处的直径 d=42mm,周环的宽度 b1.4h ,取 l=10mm。4轴承端盖的总宽度为20mm由机械及轴承端盖的结构设计而定 。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求,取端盖的外端面与从动轮右端间
46、的距离 l=30mm ,故取 l=50mm,l-=50mm。5 由于支架总长度为 500mm, 在确定滚动轴承位置时, 已知轴承宽度 B=20mm,且支架内齿盘对称,则l=80mm;l- =80mm。轴的最左端固定带轮,已知带轮的 L=30mm,轴端采用的挡板固定, 为了保证轴挡圈只压在V带轮上而不压在轴的端面上,故 -段的长度应比 L 略短些,现取 l- =28mm。至此,初步确定了轴的各段直径和长度。精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 24 页,共 34 页21 6.3.3轴上零件的轴向定位齿盘与轴的径向定位采用平键连接。按d由手册
47、查得平键截面10836bhlGB/T1095-1979),键槽用键槽铣刀加工,长为36mm标准键长见 GB/T1096-1979 ,同时为了保证齿盘与轴配合有良好的对中性,故选择齿盘与轴的配合为 H7/m6 ;同样,V带轮与轴的连接,选用平键位8 730bhl,V带轮与轴的配合为H7/m6 。轴承与轴的周向定位是借过渡配合来保证的,此处选轴的直径尺寸公差为k6。6.3.4确定轴上圆角和倒角尺寸参考表 152,取轴端倒角为1.245,各轴肩处的圆角半径见图纸。6.3.5轴的润滑采用涂黄油的方式进行。6.4 轴上的载荷首先根据轴的结构图图6-1作出轴的计算简图。从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看
48、出截面D是轴的危险截面。现将计算出的截面 D处的HM、VM 及 M的值列于下表参看图6-2 。表6-1截面 C处的 MH 、 MV 、M值载荷水平面 H 垂直面 V 支反力 F 1821NHFN2567NHFN11378NVFN2987NVFN弯矩 M 59112HMN mm112996VMN mm总弯矩127500MN mm扭矩 T 137260TN mm图 6-2 轴的载荷分析图精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 25 页,共 34 页22 进行校核时,通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面危险截面D 的强度。根据式 15-5及以上
49、所算得数据,以及轴单向旋转,扭转切应力为脉动循 环 应 力 , 取,6.0330.10.1 354287.5Wd, 轴 的 计 算 应 力222213()127500(0.637260)30.20.1 35caMTMPaW6-3前已选定轴的材料为45 钢,调质处理,由表151 查得160MP 。因此1ca,故安全。6.5 精确校核轴的疲劳强度6.5.1判断危险截面截面 A, B,E,F,只受扭矩作用,虽然键槽,轴肩及过渡配合所引起应力集中均将削弱轴的疲劳强度,但由于轴的最小直径是按扭矩强度较宽裕地确定的,所以上述的截面均不需校核。从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看,截面和处过盈配合引起的应力集
50、中最严重;从受载的情况来看,截面D上的应力最大。截面的应力集中的影响和截面的相近,但截面轴径较大,故不必强度校核。截面D也不必校核。由于轴基本是对称结构,剩余截面显然不必校核。因而该轴只需校核截面左右两侧即可。6.5.2校核截面左侧333W0.1 35 mm4287.58 mm6-4333TW0.235 mm8575 mm6-5左侧的弯矩M127500N.mm222984094截面的扭矩T37260 N.mm交接处左侧的弯曲应力:M298406.9 MPaW4287.56-6交接处左侧的扭转切应力:精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 2