山楂去核机的设计教材

1、作者声明本毕业论文（设计）是在导师的指导下由本人独立撰写完成的，没有剽 窃、抄袭、造假等违反道德、学术规范和其他侵权行为。对本论文（设计） 的研究做出重要贡献的个人和集体，均已在文中以明确方式标明。因本毕业 论文（设计）引起的法律结果完全由本人承担。毕业论文（设计）成果归武昌工学院所有。特此声明作者专业:作者学号: 作者签名:年 月曰山楂去核机的设计*The design of nuclear hawthorn machinery*摘要在我国，山楂去核机械的发展相对落后，因为缺乏良好的设备，再加上生产手段落后, 生产效率低，果实积压腐烂的现象出现在一些地区，给果农带来了巨大的损失。以目前的 手

2、工操作是远远不能满足现代山楂加工的需求，不仅占用了大量的劳动力，劳动强度大， 生产效率低，而且难以控制产品质量。山楂去核机由传动机构、动力机构和执行机构三大 机构组成，利用切刀的往复直线运动及旋转工作盘的间歇转动完成连续去核作业，其总功 能可分为送料、冲核、退回三个子功能。因要求各执行机构的相容性和尽量使结构简单和 空间布局紧凑，从而选择旋转盘间歇机构为棘轮机构。这样的机械设计主要是为了解决山 楂去核工作劳动强度大，提高生产效率，降低山楂果破损，保证山楂制品的质量。这样一 来，设计的山楂去核机具有良好的应用前景。关键词 :去核机；机构；旋转盘AbstractChina's curren

3、t development status of nuclear hawthorn machinery is relativelybackward, lack of good equipme nt, process ing methods backward, low productivity, result ing in a backlog of fruit rot in parts of the phenomenon, to farmers caused huge economic losses. Hawthorn nuclear manual now in China is still th

4、e main means of treatment, not only takes up a lot of labor, high labor intensity, low productivity, health and safety can not be effectively guaranteed. This nuclear machine by the drive mechanism, dynamic mechanism and actuator of three large institutions, using the reciprocating linear motion of

5、the cutter and intermittent rotation to complete work plate rotati ng continu ous to nu clear operati on s, its fun cti on can be divided into feeding, nuclear, returned to the three child functions. Due to the requirements of each actuator compatibility and try to make simple structure and space la

6、yout is compact, rotate for ratchet intermittent mechanism so as to chooseThe design is to solve the nuclear hawthorn labor inten sity, in crease productivity, reduce breakage rate hawthor n, to en sure product quality. Therefore, the applicati on prospect of small hawthor n core mach ine is very go

7、od.Keywords： nu clear hawthor n mach in ery;structure;rotary disk引论1山楂去核机的原理设计-2 -1.1山楂去核机的设计原理1.2执行系统的方案设计2动力机构3传动机构3.1确定传动装置的总传动比及各级传动比 -5 -3.2传动比的设计 -7 -3.3轴的设计 153.4蜗轮轴的轴承的选择和计算 -19 -3.5键联接的选择和强度校核 -21 -3.6联轴器的选择和计算 -22 -3.7棘轮机构的尺寸计算 -22 -24 -4执行机构4.1弹簧的受力计算 -24 -4.2山楂定位盘尺寸 -25 -4.3山楂定位盘主轴 -25 -

8、28 -主要参考文献-29 -30 -我国地域辽阔，资源丰富。独特的良好的条件水果加工业的发展。水果加工已成为农 民增收致富的主要途径之一，无论是社会效益和经济效益十分可观。以前的手工操作是无 法满足现代果品加工的需求，占用了大量的劳动力，劳动强度大，生产效率低，且难以控 制产品质量。但我们也看到，由于缺乏性能良好的机械，在果树种植业发展的今天，处理 手段过于落后，生产效率低，一些地区仍然会出现新鲜水果积压腐烂的现象，给种植者造 成损失。在许多水果加工工厂，预处理环节，如核，去皮，清洗等，基本依靠手工或非常 简单的工具来完成。因此，在我国发展去核的机械加工设备，以取代手工劳动作业是必然 的趋势

9、。根据中国含有丰富的水果资源的特点，且分布广泛，特别适用于小型和中型去核 设备的研发，以适应中型果和小型水果加工厂的需求。 这样以来，才会有更加丰富的食品， 以满足人们的需求，保障人们水果种植的积极性。国内外核果类去核机械的发展情况国外在20世纪60年代开始发展水果去核机械，到1980年代早期美国，意大利，荷 兰等国都推出了核桃去核机，橄榄去核机等。去核机械基本实现自动化，经几十年的发展， 已日趋完善。目前，正向着节能，机电一体化的方向发展。但是，中国的去核机械设备发 展缓慢，远远跟不上种植业的发展，拥有巨大的应用前景。日本也研发了刮板式去核机，去核后的果肉可高达 5毫米左右，通过筛孔，从机器

10、的 尾端排出核桃，该机适应于粘核型桃的去核加工，它具有成本低，高生产率，去核效果好 等特点。国内也开发了橄榄去核机，它可以依靠干果，装配在链或滚筒输送机上定位，并 采用一排刀，将橄榄进行多个刀片去核操作，其生产效率远远高于使用单刀设备。早在80年代一家美国公司向市场推出了一种自动转矩型粘核桃去核机。每分钟82桃子的加工能力，其生产效率是约 820公斤/小时。该机采用机采用十四个小杯对桃子进行 定位和输送。每个小杯的底部有一个凸起的小转轴。小轴在链条带动旋转的时候，只要杯 内桃子不在小凸起的上面，桃外环会与凸块接触并被驱动旋转，直到在正确的地方。在这 一刻，桃处于直立状态，切割刀将被桃核分成两半

11、后，夹紧桃果实的两个橡胶板后半相互 旋转150度，分离桃仁与核桃。在加工季节可以连续工作且不需检修，调整和清洗十分方 便。它保存果肉完整，因此，也用于罐头和果脯及干果加工厂。由于机构的复杂导致成本 较高。国内罐头，干果等食品产品是微利，因此，在我国推广存在很大困难。国内制造的核果水果去核机，根据其结构特点和工作部件的不同，可分为剖分式、对 辊式和捅杆式等几个类别。中国目前的去核设备已经有剖分去核机，捅杆式去核机、打浆 式去核机、刮板式去核机、凸齿滚筒分离凹版式去核机几种形式等几种形式。我国去核机 器存在的突出冋题式咼损失率，水果后核损率咼，稳定性，普遍性差，运行成本咼，技术 含量较低。1山楂去

12、核机的原理设计1.1山楂去核机的设计原理图1.1山楂去核机结构图如图所示为小型山楂，主要包括去核刀具、山楂定位盘、定位盘主轴、传动间歇棘轮、 连杆、挡板、电动机、减速器和皮带轮。其中，去核刀具能去掉山楂的内核，保证山楂不 发生形变；山楂定位盘给山楂定位；确保去核刀具能准确地去掉山楂的内核；传动间歇棘 轮，能够在曲柄的转动过程中，每 30度转动一下，进而使山楂定位盘间歇传动；曲柄， 每转动一圈带动棘轮转动30度；连杆在曲柄转动过程中，带动去核刀具的上下运动和拉 动棘轮的转动，当曲柄使去核刀具向下去核运动时，连杆对棘轮无作用，山楂定位圆盘不 转动，当曲柄带动刀具向上运动，连杆拉动棘轮转动，棘轮与下

13、面的山楂定位盘通过轴连 接，从而使山楂定位盘转动到下一个待去核的山楂处，挡板能收集去核后的山楂。山楂去 核机的工作原理：电动机发动后，通过皮带轮传把动力传给减速器，减速器减速后，带动 曲柄转动，一边，曲柄的转动带动连杆的往复运动，连杆与棘轮通过圆头拉杆连接，另一 边，曲柄的转动带动去核刀具的上下运动完成山楂去核的工作。曲柄转动一周，带动棘轮 转动360度，主轴带动山楂定位圆盘的转动，进而使山楂定位圆盘带动山楂转动到刀具的 下面。当曲柄往下转动时，连杆推动棘轮运动，山楂定位圆盘固定在去核刀具的下方，去 核刀具在曲柄的推动下，向下运动完成山楂的去核工作；曲柄向上运动时，连杆拉动棘轮, 山楂定位圆盘

14、转动到下一个待去核山楂处。山楂随刀具向上，遇到挡板掉到山楂定位圆盘 上。1.2执行系统的方案设计机械设计程序执行系统的核心是机械系统的总体设计 ，它可以实现所需的机械特性，性 能优势，以及对经济效益有很大影响。山楂去核机的功能：送料、冲核、退回基于以上的分析，去核机完成该过程的几个步骤：（1）加料：即人工加料；（2）冲核：每当切刀自上向下运动，旋转盘提前做一次间歇运动；（3）操作盘间歇传动：送料、冲核、退回三个工位的转换。切刀往复直线运动的实现机构选电机作为动力源，机构的功能的实现如下：（1）摆动从动件圆柱凸轮：结构简单、紧凑、设计方便，只要做出适当的凸轮轮廓，就 能使从动杆得到任意预定的运动

15、规律。（2）曲柄滑块机构：这种低副机构具有良好的动力特性和运动特性、运动副几何封闭， 制造简单。（3）偏置曲柄滑块机构：旋转盘间歇转动的实现机构。棘轮机构、不完全齿轮机构均可实现间歇传动。因旋转盘间歇转动速度要求低速和轻 载，且需要准确地转位，故选用棘轮机构。执行机构的协调设计山楂去核机由传动机构、动力机构和执行机构三大机构组成。在送料的期间，切刀不 能接触到转盘上，切刀与操作盘之间的运动，在时间顺序和空间位置上都有严格的配合要 求。机械运动方案的的选择和判定现在按照给定条件，要求各执行机构的相容性、结构简单和空间布局紧凑等要求来选 择方案，产生两个结构比较简单的方案：方案1:旋转盘间歇机构为

16、棘轮机构，冲压机构为偏置曲柄滑块机构 方案2:冲压机构为摆动从动件圆柱凸轮机构，旋转盘间歇机构为槽轮机构。评定：偏置曲柄滑块机构的往复直线运动能增力和急回的特性，选择方案12动力机构选择电动机系列和结构形式电动机选择应保证：Po= Pr式中：Po电动机额定功率 KV；Pr工作机所需电动机功率 KW所需电动机功率由下式计算：Pr=Pw/?（式 1.1）式中：Pr工作机构所需有效功率，由工作机的工艺阻力及运行参数确定；?电动机到工作机的总效率。因电机主要为山楂定位圆盘提供动力，操作盘的转速取值45r/min，这样的速度比较适合人工放置山楂，且效率较高。由工作的要求和条件，选用比较常见的 丫系列三相

17、异步电动机。卧式封闭结构具较其 他结构有防止灰尘、铁屑或其他杂物侵入电动机内部的优点，更能适应市场需求。确定电动机容量切刀的输出功率Pw根据实验分析：设定切刀的工作力 F=2502N设定切刀的速度为0.72m/s，则切刀的输出功率为：Pw=FV1000=2500X 0.7/1000=1.78KW电动机的输出功率为Pd传动装置的总效率为：？=?1?32?3?4?25（式1.2）式中，？1、？2、？3、？4、?5为电动机至切刀各传动机构的效率；由机械设计课程设计手册：查表得：V带传动：？1=0.98，滚动轴 承？2=0.96,减速器 ?3=0.95，棘摩擦轮 传动2?=?1?2?3? 4=0.85

18、电动机的额定功率 Pd=PW/?=1.1/0.8=1.38由机械设计手册表12-1选取电动机的额定功率为Ped=1.5KW确定电动机型号通过查表可知，可选电动机 丫9132M-8型电动机。表2.1Y1001-6型电动机的主要性能表电动机型号额定功率（/KW）同步转速（r/min）满载转速（r/min）质量（KG）Y100L-61.51000940333传动机构3.1确定传动装置的总传动比及各级传动比带轮基准半径电动机带轮基准半径75mm减速器带轮基准半径177.5mm可知带传动传动比i 1=2.5若要使操作盘转速保持在48r/min左右，则电动机转速(900-1100) r/min。查表可知,

19、 选择Y100L-6，其功率1.5KW。传动带轮的设计(1) 计算功率Pca=KP=1 x 1.5=1.5KW(工作情况系数=K=1.0)(2) 皮带轮的带型选取根据np =940r/min,pca=1.5KW，确定使用Z型普通V带电动机带轮基准直径：主动轮基准直径D1=150mm减速器带轮基准直径：D2=i x D仁2X 177.5=355mm (传动比i=2.5)(3) 验算带的速度V= n D1 n/60X 1000(式 3.1)=n X 150X 1400/60X 1000=11 v 25m/s 合适初步选取中心距 a0=1.5 (d1 + d2)(式3.2)=1.5X (150+ 3

20、55)=757.5mma0取 760mm,符合 0.7 (D1 + D2)va°v2 (D1 + D2), L0=2a0+ n /2 (d2+d1)+ (d2 d”2/4a0(式 3.3)2=2X 760+ n /2(350+150)+(350-150)2/4X 760=2318.56mm则实际中心距：a0+ (Ld-L0)/2(式 3.3)=760+(2500-2318.56)/2=848.mm验算电动机带轮上的包角：a=1800- (d2-d1)X 57.30(式 3.4)167.85120°，合适。（4）计算Z型普通V带根数令 di=50mm,ni=940r/min查

21、表式中：po为单根V带的基本额定功率 取1.4KW?po为单根V带额定功率的增量取0.2KWKl长度系数取0.98Ka为包角系数取0.99(式 3.5)Z=Pea(P0 P)K：Kl15-(0.14 0.02) 0.98 0.99= 0.97取 z=1 根(5) 求作用在带轮轴上的压力可知 q=0.06kg/m带所能传递的最大有效拉力1-1/efa Fa。口（式 3-5）,当考虑离心力的不利影响时,单根带所需的预紧力F。二1 Feeqv2，用F。二500PC（2-1） qv2带入2 e -1zv ©前式，并考虑包角对所需预紧力的影响，可将F0的计算式子写为：F0 =500电（空 -1

22、） qv2zv K;.式中：q为v带单位长度质量，0.06kg/m故由F5£J3C(2.5 _1) qv2 可得 zvka500 0.18/ 2.52F0（1） 0.06 3.672 3.67 0.98：19.83N计算带传动在轴上的力（简称压轴力）Fq设计安装带轮的轴和轴承，先确定带传动作用在轴上的力Fq,压轴力可以近似的按照的两边的预紧力F0的合力来计算：ot1Fq =2zF°sin -2167.85=2 2 19.83 Sin2-78.87N（6）各带轮的结构设计设计V带轮时应满足的要求有：质量较小、结构工艺较好、无过大的铸造内应力、转速高时要经过平衡以及轮槽工作面要

23、精细加工（表面粗糙度一般为3.2?m），以减少带的磨损，每个槽的尺寸应保持一定的精度，使载荷分布较为均匀等。依照此要求电动机相连的主动轮其带轮基准直径d=38mmbd = 8.5mmba min =2mme = 12 士 0.3mmfmin =7mm hfmin =7.9mm：min = 5.5mm二 380由于与电动机相连的主动轮和从动轮的传动比为i=1.5，由此知，与电机带轮相连的减速器带轮直径d=355mmbd = 8.5mmbamin = 2mme = 12 士 0.3mmfmin 7 mmh f min = 7.9mm min 5.5mm> =36°3.2传动比的设计

24、确定总的传动比由选定的电动机满载转速j n mnm和工作机的总转速n,由此知，传动装置的总传动比是：n940（式 3.6）48=19 .5i在6-24范围内可以选用采用耳机展开式此轮传动减速器，为使两大齿轮浸油深度相近即h =132分配传动比i2 二 i/1.326.73/1.3 =4.53iii八i226.734.53= 5.90较实际传动比:i =4.53 5.90 =36.73传动比误差:29.952 -29.9529.95100% =0.06%计算传动装置运动和动力参数减速箱内三根轴的转速如下:I轴：ni= nm =1470r / minII轴：山 1470nii= 242.37r/m

25、in11 5.90川轴：n242.37-.nm=53.50r/min12各轴的输入功率为：I轴：Pl = pd 讦20.5 0.995 = 20.4KWII轴：pn = pn 2 3 =20.4 0.98 0.97 =19.4KW川轴：p皿二 pn 1 2 =19.4 0.995 0.97 =18.7KW蜗轮蜗杆传动设计选择蜗轮蜗杆类型、材料、精度依据GB/T10085-1988，采用渐开线蜗杆（ZI）蜗杆材料选用45钢，蜗轮齿圈材料选 用ZCuSn10Pb1,8级精度标准保证侧隙。计算步骤按接触疲劳强度设计22KT2i 3.25Ze）设计公式m di >h匕mm选 z1, z2: 查表

26、7.2取z1=2, z2= z1 x n1/n2=2X 1440/ 73.96=38.94" 39.z2在3064之间，故合乎要求。初估 =0.82蜗轮转矩T2:T2=T1X i X=9.55X 106X 5.8X 19.47X 0.82/1440=614113.55 N mm载荷系数K:因载荷平稳，查表7.8取K=1.1材料系数ZE查表 7.9, ZE=156 MPa许用接触应力二0H查表 7.10, L 0H=220 MpaN=60X jn2X Lh=60 X 73.96X 1 X 12000（式 3.7）（式 3.8）=5.325X 107ZN=8 1075.325 10=0.

27、81135338H=ZN二 0H= 0.81135338X 220=178.5 Mpa2m di >勺.25Ze=1.1X 614113.55X3.25 灯56220 疋 39=2358.75mm2初选m , di的值:查表7.1取m=6.3, d仁632m di=2500.472358.75导程角mz 6.3汉2tan =可二育=0.2=arcta n0.2=ii.3°滑动速度Vs利（式 3.9）60xi000><cosY Vs=630440 兀60 1000 cos11.3=4.84m/s啮合效率由 Vs=4.84 m/s 查表得 v =1 ° 16&

28、#39;tan（式 3.10） tan（丫 ）1 = tan 11.3°tan 11.32=0.2/0.223=0.896n传动效率取轴承效率 2=0.99，搅油效率3=0.98n n n n=1X 2X 3 =0.896X 0.99X 0.98=0.87T2=T1 Xi X =9.55X 106X 5.8X 19.47X 0.87/1440 =651559.494N mm2检验m di的值占、23.25zel°h 匕丿=0.x 651559.494X、23.25S56220 x 39丿=1820v 2500.47原选参数满足齿面接触疲劳强度要求确定传动的主要尺寸m=6.3

29、mm， di =63mm，z1=2, z2=3963 6.3 39- 2=154.35mm蜗杆尺寸分度圆直径d1d仁 63mm齿顶圆直径da1da仁d1+2ha仁(63+2X 6.3)=75.6mm齿根圆直径df1df1=d1 - 2hf=63 - 2X 6.3(1+0.2)=47.88mm导程角tan =11.30993247° 右旋轴向齿距Px1= n m=3.14X 6.3=19.78mm齿轮部分长度b1b1> m(11+0.06X z2)中心距a=di mz22(式 3.10)=6.3X (11+0.06X 39)=84.04mm取b仁90mm蜗轮尺寸分度圆直径d2d2

30、=mX z2=6.3X 39=245.7mm齿顶高ha2=ha*x m齿根高齿顶圆直径da2=6.3X 1=6.3mmhf2= (ha*+c*) x m=(1+0.2)x 6.3=7.56mm da2=d2+2ha2齿根圆直径df2导程角=245.7+2X 6.3 x 1.2=230.58mmdf2=d2 - 2m(ha*+c*)=384 - 19.2=364.8mmtan =11.30993247° 右旋轴向齿距Px2=Px1=n m=3.14X 6.3=19.78mm蜗轮齿宽b2b2=0.75da1=0.75X 75.6=56.7mm齿宽角蜗轮咽喉母圆半径 热平衡计算估算散热面积

31、sin (a /2)=b2/d1=56.7/ 63=0.9rg2=a da2/2=154.35- 129.15=25.2mmA=0.33r a f =0.33订00丿>a1.75154.35、2=0.7053m< 100 丿(式 3.11) 验算油的工作温度ti室温to，取20 。散热系数ks : Ks=20 W/(卅C )。,1000(1-"P ,tito(式 3.12)ksA1000 "1-0.87 卜 5.8 “J=+20 !=、_20 97053丿73.45CV 80C油温未超过限度。润滑方式由Vs=4.84m/s,查表7.14，采用浸油润滑，油的运动粘

32、度 V40 C =350x 10-6 m2/s蜗杆、蜗轮轴的结构设计（单位：mm）蜗轮轴的设计最小直径估算dmin > cx（式 3.10）3产c查机械设计表 11.3得 c=120 dmin> =120x ，7396 =47.34 根据机械设计表11.5 选dmin=48d1= dmi n+2a =56a> （0.07 0.1） dmi n=4.08 4d2=d1+ （1 5）mm=56+4=60d3=d2+ （1 5）mm=60+5=65d4=d3+2a=65+2x 6=77a> （0.070.1） d3=5.525 6h由机械设计表11.4查得h=5.5b=1.4

33、h=1.4x 5.5=7.7 8d5=d4- 2h=77- 2x 5.5=66d6=d2=60l仁70+2=72蜗杆轴的设计最小直径估算dmin >cx : n=120X=19.09 取 dmin=30d1=dmin+2a=20+2x 2.5=35a=（0.070.1）dmind2=d1+（1 5）=35+5=40d3=d2+2a=40+2x 2=44a=（0.07 0.1）d2d4=d2=40h查机械设计表2H7/S6 配蜗杆和轴做成一体，即蜗杆轴。蜗轮采用轮箍式，青铜轮缘与铸造铁心采用 合，并加台肩和螺钉固定，螺钉选 6个 几何尺寸计算结果列于下表：表3.1几何尺寸计算表名称代号计算

34、公式结果蜗杆中心距aa/g +Z2 )a=154.35传动比iBii=19.47蜗杆分度圆柱的导程角YY = arctan 彳qY =11.31 °蜗杆轴向压力 角«x1标准值oxi = 20齿数Ziz1=2分度圆直径did1 = m qdi = 63齿顶圆直径daldai =m(q + 2 )dai =75.6齿根圆直径d f idf1 =m(q -2.4)df1=47.88蜗杆螺纹部分长度bia (ii +o.o6z2 md =90表3.2 几何尺寸计算表名称代号计算公式结果蜗轮中心距aa = (q +Z2 )a=154.35传动比ii=19.47蜗轮端面压力角ttt2

35、标准值% =20°蜗轮分度圆柱螺旋角PP = VP=11.31。齿数乙Z2 = iZi乙=39分度圆直径d2d2 = m Z2d2 =245.7齿顶圆直径da2da2 =m(z2 + 2)da2=258.3齿根圆直径d f 2d f2 = m(z2 2.4 )d f 2= 230.58蜗轮最大外圆直径de2de2 兰 da2 +1.5mda2=267.753.3轴的设计蜗轮轴的设计选择轴的材料选取45钢，经调质，硬度HBS=230,由表查得其许用弯曲应力_b=55Mpa查机 械设计基础（表10-1、10-3） 初步估算轴的最小直径3圧取 C=120，得 dmin> =120X

36、73.96 =47.34mm根据机械设计表11.5,选dmin=63轴的结构设计 轴上零件的定位、固定和装配在单级减速器中，将齿轮放在箱体正中间，相对于两轴承对称分布，齿轮右面由轴肩 定位，左面用套筒轴向固定，其周向固定靠平键和轴的过渡配合。右面用轴端挡，挡圈作 轴向固定.键联接作周向固定，轴做成阶梯形，左轴承从左面装入，齿轮、套筒、右轴承和 联轴器依次右面装到轴上。 确定轴各段直径和长度I 段 d仁50mmL仁70mmU段选30212型圆锥滚子轴承，其内径为 60mm，宽度为22mm°U段直径d2=60mm。 川段考虑齿轮端面和箱体内壁、轴承端盖与箱体内壁应有一定距离，则取套筒长为

37、38mm。故 L3=40mm， d3=65mm。W段 d4=77mm,L4=70mmV段 d5=d4+2h=77+2X 5.5=88mm,L5=8mm切段 d6=65mm,L6=22mm 叫段 d7=d2=760mm,L7=25按弯扭合成应力校核轴的强度 绘出轴的结构与装配图（a）图 绘出轴的受力简图（b）图 绘出垂直面受力图和弯矩图（c）图Fa= 19.46NFt/ 1143?.02245.7= 93.1Fr = Ft ta n： = 93.1 tan 20 = 33.88 n轴承支反力：F RAV33.88 55110= 16.94NFRBV=Fr+FRAV =33.88+16.94=50

38、.82N计算弯矩：截面C右侧弯矩M cv 二 Frbv L2 = 50.82 551000 =2.795N m截面C左侧弯矩Mcv =Frav L2 =16.94 551000 =0.932N m 绘制水平面弯矩图（d）图轴承支反力：Frah = Frbh =93.% "6.55N m截面C处的弯矩M ch = Frah L 2 =46.55 '打。=2.56N m 绘制合成弯矩图M c= Jm CV + M CH = J2.7952 +2.562 =3.79 “N *m(a)(b)(c)(d)(g)-u.FteA-FaFF RAV_ 132267ABHg AFaF RAV-

39、ABHt11M ec图3.1低速轴的力矩图低速轴的弯矩和转矩（a）轴的结构与装配（b）受力简图（c）水平面的受力和弯矩图（f）转矩图（g）计算弯矩图d）垂直面的受力和弯矩图（e）合成弯矩图mC = J(Mj )+mCh；0.93222.562 =2.72N *m（6）绘制转矩图 图T =9.55 106 Pn6= 9.55 104.5473.96=5.86X 105 N « mm=586 N * m绘制当量弯矩图（g）图取0.6，截面C处的当量弯矩：N *mM EC = <M f + (aT f = 3.79(0.586 f = 351.62校核危险截面C的强度351.62 1

40、0330.1 77= 7.7MPa.二b = 55MPaJ因此安全。 蜗杆轴的设计 选择轴的材料选用45钢，调质处理，硬度HBS=230,强度极限二B=650 Mpa,屈服极限匚s=360 Mpa,弯曲疲劳极限二=300 Mpa,对称循环变应力时的许用应力 匸b=60 Mpa。初步估算轴的最小直径最小直径估算dmin > ex3 pT=120x '1440 =19.09 取 dmin=20轴的结构设计d=35mm,选轴承圆锥滚子轴承（GB/T297根据轴的结构和强度要求选取轴承处的轴径94）,采用蜗杆轴结构。其中，齿根圆直径df1 = 47.88 mm分度圆直径d 63mm，齿顶

41、圆直径da1 75.6mm,经过具体的设计和校核，得该蜗杆轴结构符合安全要求3.4蜗轮轴的轴承的选择和计算d=60mm,外径按轴的结构设计，选用30212( GB/T297 94)圆锥滚子轴承，内径D=110mm,B=22mm.轴承的径向载荷轴承B轴承A=46.55216.942 = 49.54 N（式 3.11）二 46.55250.822 =68.92N轴承的轴向载荷轴承的派生轴向力查表得：30212轴承=15S =%.8ctga38' 32（式 3.12）所以，'二氐0.815 3832 =17.173NRb70.8ctg15E832123.89N无外部轴向力因为Sa v

42、 Sb，轴承A被“压紧”，所以，两轴承的轴向力为AA = SA T7.173N = AB计算当量动载荷由表查得圆锥滚子轴承30211的e = 0.4取载荷系数fP =1.2，咋 “347轴承 A: Ra49.54v e取X=1，Y=0，则卩“怙疋Y阳=1.2X（1X49.54 +0）=59.448N（式 3.14）轴承B:AbRb17.17368.92-0.25v e取 X=1 , Y=0，则 PrB =fp(XRB YAb)1.2 (1 68.92 0) =82.7N蜗杆轴的轴承的选择和计算由轴的结构设计，选30207圆锥滚子轴承(GB/T29794)，具体的校核过程略减速器铸造箱体的主要结

43、构尺寸(单位：mrj)(1)箱座(体)壁厚：;=0.04a 3 >8,取: =15,其中 a =154.35箱盖壁厚：r=0.85、： >8,取"=12箱座、箱盖、箱座底的凸缘厚度：b "5. f =22.5，6 =25. = 37.5地脚螺栓直径及数目：根据a=154.35,得df = 0.036a 1 15.76，取df=18,地脚螺钉数目为4个 轴承旁联结螺栓直径：d1 =0.75df4(6)箱盖、箱座联结螺栓直径：d2 =(0.50.6)df =914.4,取d2=12(7)表3.3轴承端盖螺钉直径表高速轴低速轴轴承座孔(外圈)直 径100130轴承端盖

44、螺钉直径d31216螺钉数目66(8) 检查孔盖螺钉直径：本减速器为一级传动减速器，所以取d4=10(9) 轴承座外径：DD (5 5.5)d3，其中D为轴承外圈直径， 把数据代入上述公式，得数据如下：高速轴：D2 =80+(5 5.5) "2=140144，取 D140 ,低速轴.D2 =110+(5 5.5)汉 16 = 190 198 取 D2 =190 ；(10)表3.4 螺栓相关尺寸表d f =丿 cf 18d = 14d2=12锪孔直径D0363026至箱外壁的距离242018至凸缘边缘的距离201816(10) 轴承旁联结螺栓的距离：S以di螺栓和d3螺钉互不干涉为准尽

45、量靠近，一般取S' D2 ；(11) 轴承旁凸台半径：Rl =6 =20，根据dl而得(12) 轴承旁凸台高度：h根据低速轴轴承外径D2和dl扳手空间Cl的要求，由结构确定(13) 箱外壁至轴承座端面的距离：L二G c, 5 22 20 5 47 50，取l =48(14) 箱盖、箱座的肋厚：m1 >0.85 1，取 m1=12，m >0.85：,取 m=14(15) 大齿轮顶圆与箱内壁之间的距离："'：1 »，取亠=16(16) 铸造斜度、过渡斜度、铸造外圆角、内圆角：铸造斜度x=1： 10，过渡斜度y=1: 20，铸造外圆角Ro=5，铸造内圆

46、角r=3。3.5键联接的选择和强度校核高速轴键联接的选择和强度校核低速轴与蜗轮联接用键的选择和强度校核(1) 选用普通平键(A型)按低速轴装蜗轮处的轴径d=77mm，以及轮毂长丨=73mm，查表，选用键 22X 14X 63 GB10962003。(2) 强度校核键材料选用45钢，查表知Gp =100120MPa，键的工作长度丨=L - b = 63 - 22 = 41 mm,"切+ 7mm，按公式的挤压应力32T 103p kld7 41 63= 64.84MPa(式3.佝2 586.22 103Cp小于P，故键的联接的强度是足够的。3.6联轴器的选择和计算高速轴输入端的联轴器计算

47、转矩 0=心丁 杳表得 Ka=1.5 有a = KaT =1.5x 38.46 = 57.69N m 杳表 选用TL5型弹性套柱销联轴器,材料为 35钢,许用转矩T=125Nm,许用转速n= 4600 r/min。LT5 联轴器 30 X 50 (GB4323 84)选键，装联轴器处的轴径为 30mm,选用键8X 7X45 GB1096-79,对键的强度进行校核，键同样采用45钢，有关性能指标见(),键的工作长度l = L - b = 45 - 8 = 37 mmk="=7=3.522 mm,按公式的挤压应力32T 103kld32 38.46 1033.5 37 30= 19.8M

48、Pa<；p合格。所以高速级选用的联轴器为LT5联轴器 30X 50 (GB432384)，所用的联结键为 8X 7X 45 ( GB1096 79)。低速轴输出端的联轴器由低速轴的结构尺寸以及转矩，选用联轴器LT8联轴器50X 70 (GB432384)，所用的联结键为14X 9X 60 (GB109679),具体的计算过程与上同，因此省略。减速器的润滑减速器中蜗轮和轴承都需要良好的润滑，这是为了减少摩擦磨损和提高传动效率，并 起冷却和散热的作用。间歇运动机构的选型可完成机构间歇运动的有：棘轮机构，槽轮机构和不完全齿轮机构。在前面的传输方 案中，选择棘轮机构，其棘轮机构具有结构简单，易于

49、制造和相对稳定的运动，可以比较 精确地控制旋转角度以及较高机械效率等，常用在转速不高和间歇传动装置中。3.7棘轮机构的尺寸计算棘轮机构的运动系数确定棘轮齿面倾斜角一：。为了让棘爪推动棘轮时能始终保持紧压状态，齿面滑向齿根部，棘轮齿面倾斜角必须 大于棘轮与棘爪之间的摩擦角，即1：-,取1 =10。确定棘轮的齿数Z棘轮的最小转角71 min为71 min=s/l 360° =36°所以 Z= 360° / 36° =12确定da df ,及pda=mz=6 30mm = 180mmdf=da-2h= (180 -2 0.75 6)mm=171mmP= n m

50、=3.14 6mm = 18.85mmL=2p=2 18.85mm = 37.70mm4执行机构4.1弹簧的受力计算计算弹簧受力设弹簧端克服果核的力，则弹簧受力为：F=PA=1 105N/mm n d12/4，其中山楂核dl弹簧还需克服山楂下降重力：2G=mv?= m 4n R /4其中R为山楂核半径则弹簧受合力：F合=F+G考虑制造加工艺术，增加1.2倍系数FF G选材料：一般选用碳素弹簧钢丝 65Mn或琴钢丝选取65Mn,钢丝直径d=1.5mm。查表计算许用用力：查表I类载荷的弹簧考虑材料的抗拉强度二b与钢丝直径d有关查表二 b=21502450Mpa安全系数 K=1.11.3，取 K=1

51、.2，贝，二 b=1791.72041.7Mpa因此二 b=1791.7Mpa查表，取切变模量 G=78.8 103Mpa查表，取许用用力 s =0.56 =0.3 1791.7 =537.51Mpa选择弹簧旋绕比C:根据表初步选C=20计算钢丝直径：d 一 16. KFC /!. 1K为曲度系数，F为弹簧受力取 K=1.11.3计算弹簧中径D=cd计算弹簧有效圈数n二Gd4f =8FD3， 则总圈数n总二门+nl 计算实验载荷3Fs d s/8D自由高度H0=nt+1.5d=55t为初步估算节距t =d - f/n V(=：0.1d)系列值H0取整值节距计算t=(H0-1.5d)/n=2.3

52、弹簧螺旋角:-a r c t a/Tt(d)弹簧的稳定性计算b :5.3,即可满足稳定性要b求 H0/d弹簧的展开长度：L= n Dnl/cos ： =80mm4.2山楂定位盘尺寸因考虑人工工作的效率和人性化的作业，所以本设计采用直径300mm的圆盘作定位盘，圆盘上分布12个直径为10mm的山楂定位孔。为了让定位盘工作期间性能稳定可靠， 不产生倾斜，本设计采用双键连接轴，基孔制配合为H7。4.3山楂定位盘主轴选择轴的材料该轴由于特殊要求，选用45号钢调质处理230-280,查表得；b=640Mpa初步估算轴d min =110 30.34mm = 19mm取轴d=20mm轴的结构设计由轴上零件

53、的布置和估算得到的轴径，进行轴的机构设计，确定轴上与定位盘联结键 截面尺寸为b h=8mm 7mm，配合为H7/r6。滚动轴承内圈与轴的配合使用基孔制，轴的 尺寸公差m6。在轴的两端均有2 45°倒角。轴的强度验算(1)主轴上间歇轮上的作用力大小转矩：5 PT =95.5 10n0.34 = 95.5 1081170(N m)20圆作用直径：df = 39.9mm圆周力：Ft=2T/a=2 81170/39.9 =4 0 62径向力：Ft 二 Fv/2.653 =1534N轴向力：Fa 二 Fv /3.734 h 0 9ND求垂直面上轴承的支反力及主要截面的弯矩Fbv =(Ft 29.5 Fa d1)/210.5 29.5 = 279NFdv = Ft - Fbv = 1534 - 279 = 1255N界面C处弯矩为：Me站二Fbv 2 1 3=5 8 7 3N)M)Mm = Fdv "9.