苹果分级筛选机构设计

第1章绪论1.1选题研究意义近些年来社会经济发展迅猛，人们的消费也逐步升级，对果品消费方面有了很大变化，不再是在价格上斤斤计较，而是对品质的需求更加在意，现在很多消费者更倾向于高质量的水果，对水果的外观比较在意，不仅要求个头颜色等品相要好，内部品质也要兼顾，在这种条件背景下，水果分级机的需求量在不断上涨。就我们国家而言，虽然是世界上最大的苹果生产国，但是分级筛选这方面，我们在国际上并不占优任何优势，甚至是整体稍微有些落后。这是因为我们在进行苹果采摘后，商品技术化处理的占比相对比较小，就导致了分级差，外观不好等缺点，竞争力不强。分级技术在水平处理上面是一个非常重要的环节，我们还有大的挑战来进行各方面的提高。如果实现大众机械化分拣是我们现在比较关注的事情。解决处理效率问可以让我们在国际市场上有更大的竞争力，跟上其他比较先进的国家。所以本方案设计出的一种小规模苹果分级装置，可以解决一部分情况，同时减少劳动力，提高生产效率。具有很大的意义和推广前景。1.2国内外水果机械化发展概况国外水果自动分级方法有很多种，比较先进的有通过把相机放在分拣线上，由于重力传感器的作用实现对水果进行形状上的分拣；也有采用机器视觉来进行分拣，利用快速拍照及颜色特征处理；或是经CCD摄像机采集图像，然后利用无损检测技术以及计算机处理技术，实现对水果的判别分析。从这些国外方案我们可以发现利用高科技技术手段来进行水果检测分级是一个热点话题。但这些方案对于国内小众生产来说并不适用。从国际上看，我国在苹果生产方面是占据首位的，但早期我们大部分使用的方法就是用过肉眼去分辨。后果就是分级能力相对降低，并且要动用大量的劳动力。后来开始发展水果自动分级机设计和研究，2016年韦衡冰,邓小林等在沙糖桔分拣分级装置进行了大量的研究设计；同一时期，王运祥也在哈密瓜分级上做了实验装置和研究；2017年时卢勇威则是基于机器视觉来研究水果分拣系统；到了2019年，纪娜基于PLC和MCGS的相关技术，进行称猴桃果实称重分级控制器设计；赵卓在2020年进行了全自动水果分拣系统的设计与开发。这些人为水果分级机的发展做出了重大贡献，但也因为我国先进技术和实际环境的不同，并不能推广这些高科技技术，还是初步分级方式比较多。我国现在大部分还是通过购买国外的一些技术和设备才能实现高水平的水果分级，但这并不适合国内小规模生产，原因是进口的分选设备主要面向大宗果品，生产能力大，设备贵，存在后期维护成本高，推广困难的问题。第2章苹果分级筛选机的分析与设计2.1方案选择设计初期，选择了两种比较常见的方案进行分析，以下是具体情况。第一种方案准备采纳的是摆动筛式方式，要想实现这种装置，首先要通过皮带传动才能实现，此种方式的机械振动装置是核心部分之一，有了皮带和此装置，就能使得偏心轮做回转运动，在曲柄被带动的情况下，做直线往返运动。整个流程下来就实现了苹果的筛选。此种机构有比较突出的特点，那就是结构简单，并且在制造安装以及调整上都比较方便，有着较高的利用率。适用多种物料分级选择。相对应的有着动力平衡能力略差，噪音大，清洁起来不方便等劣势。第二种方案是选用滚筒式方式进行分级筛选，主要原理就是通过摩擦轮带动水果通过进料斗进入到滚筒筛孔处，在里面进行整体相对运动，然后在对应的孔洞处流出，达到分级目的。它也有着结构简单的特点，在分级效率方面比较突出，工作比较平稳，不会出现动力不平衡现象。不好的地方是机器略大，需要比较大的场地，并且因为筛孔不好调换对物料筛选比较单一。根据两种方案比较，因为我们只需要针对苹果单一水果进行分级，并且需要实现厂家大规模的生产，所以方案二比较合理。2.2原理分析本次设计的苹果分级筛选机的主要原理就是根据水果的大小和筛孔的尺寸相匹配，然后从相对应的孔洞漏出达到分级目的。分级机上滚筒分级装置中的筛孔大小和形状，应能够根据水果的外形和大小进行进一步的分析和确定。在此基础上，还需要进项各项结构的计算，级数的分配等，以此来保证装置的合理有效，能提高分选的质量为目的。此设计的苹果分级机的主要部件为分选装置、传动装置和电动机三大部分。主要的运转流程分成几个步骤。首先需要将大量刚收成的苹果放在进料斗里面；然后通过传动机构的运转将水果输送到分级滚筒里面；接下来就是让苹果在里面做匀速缓慢做相对运动，逐步经过不同尺寸的筛孔，当经过合适的筛孔时，从孔洞漏出；最后进入到各级收料口，通过传送带运走达到分级目的。2.3总体结构设计2.3.1总体结构分级机的总体结构分成了几大部分，有进料斗、滚筒、收集料斗等结构装置，还有带轮、摩擦轮等传动装置。示意图如图1所示。图1苹果分级筛选机整体结构图2.3.2传动路线此分级机构的主要动力是电动机提供，其产生的动力会通过带轮被输送到齿轮减速器上面，经过减速之后再把动力传给摩擦轮，到达此处之后会进一步带动水果到分级滚筒里面，最后实现水果分级。传动示意图如图2所示图2分级筛选机的传动路线第3章传动装置的设计及计算3.1传动比及各轴转速计算针对于传动比，我们需要考虑以下问题：第一，各级传动机构的配比要合理，应该在推荐值之间，这样可以保证结构紧凑，使其充分发挥其性能。第二，在结构上参数要协调，各级传动部件的尺寸需正确调试。传动装置外廓需紧凑且重量轻，就要较小的外廓尺寸；然后比如V带传动和齿轮之间的设计，传动比不能出现多大的情况，不然就会造成尺寸不合适，不宜安装；变速器中的齿轮也要进行合理配比，高低速大齿轮直径需要相近，这样有利于侵油润滑。第三，防止各个零件之间出现干涉碰撞，比如当高速及传动比过大的话，在高速大齿轮和低速轴干涉的场景出现碰撞。考虑好以上这些问题，我们就可以来计算各级的传动比了。我们需要的输出速率为18r/min，选择的电动机在满载时，转速可达到700r/min，根据上述两个数据可计算出总传动比： nm/n=700/18≈38.89各级传动比参考范围 V带传动比常用范围i≤7； 减速器传动比的范围i≤4～6； 链传动传动比的范围i≤6； 摩擦轮传动比的范围i≤5。故设计分配传动比如下： 第一级V带传动比i1=3； 第二级齿轮传动传动比i2=3.9； 第三级链传动传动比i3=1.9； 第二级摩擦轮传动传动比i4=1.7。计算各级转速如下： 电动机轴转速n0=nw=700r/min 减速器高速轴转速n1=n0/i1=700/3=233r/min 低速轴转速n2=n1/i2=233/4=59r/min 摩擦轮轴转速n3=n2/i3=59/1.9=31r/min 输出转速n4=n3/i4=31/1.7=18r/min3.2皮带传动的设计及计算按照上面设计方案我们可以得知，皮带轮的传动比为3，从传动比可以看出传动速度是比较快的，属于高速一端，为了保持相对的平稳我们选用带传动。带传动的原理比较简单，带和带轮之间使其产生摩擦，然后产生传动力，便可在旋转方向一致的情况下实现传动。相比较而言，V带传动具有更大的优势，相同的张紧力，V带传动比其他产生的摩擦力更大，有利于传动的运行。再加上其结构比较紧凑，并且现在的V带已经标准化，选择方便，最后我们选用V带传动做高速轴传动。3.2.1V带的带型选择查询资料可得，需要的工作系数KA=1.1，因此我们可以算出P又小带轮转速n1=680r/min，根据标准化比较，最后选用A型V带。3.2.2带轮的基准直径与带速计算1.小带轮基准直径dd的初选查阅相关资料，取基准直径dd1=140mm。2.验算带速v按式v=πdd1n1/60×1000验算带的速度v=因为5m/s<v<30m/s，故带速合适。3.计算大带轮的基准直径根据以下公式：d又根据资料表数据所得，需要取整，则dd2=400mm3.2.3确定V带的中心距和基准长度根据公式0.7初步选定中心距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查阅相关数据后，选择选带的基准长度Ld=2240mm。计算实际中心距a=a0+（Ld-L’d）/2=750+（2240–2371）/2=685mm3.2.4验算小带轮上的包角a包角a为158o3.2.5计算带的根数z（1）计算单根V带的额定功率Pr由dd1=140mm和n1=700r/min，得P0=1.25kW。根据n1=700r/min，i=3和A型带，△P0=0.09kW。查数据得Ka=0.95，表8-2得KL=1.06，于是P（2）计算V带的根数zz=取整可得为2根。3.3各轴输入功率的计算已知各级机械效率，各轴输入功率计算得：初始P0=PW=2.2kWV带传动η1=0.96，得P1=P0η1=2.2×0.96=2.11kW滚动轴承η2=0.99，齿轮传动η3=0.97，得P2=P1η2η3=2.11×0.99×0.97=2.03kW链传动η4=0.96，得P3=P2η4=2.03×0.96=1.95kW摩擦轮传动η5=0.90，得P4=P3η2η5=1.95×0.99×0.90=1.74kW3.4各轴转矩的计算根据相关公式计算各轴转矩如下：电动机轴转矩T0=9550P0/n0=9550×2.2/700=30.01N·m减速器高速轴转矩T1=9550P1/n1=9550×2.11/233=86.48N·m低速轴转矩T2=9550P2/n2=9550×2.03/59=325.58N·m摩擦轮轴转矩T3=9550P3/n3=9550×1.95/31=600.73N·m第4章构造部件的设计及计算4.1滚筒设计经过查阅相关资料和到水果店实地考察后，发现苹果大小差异略大，放弃一开始设定的4级，改为6级分级滚筒。然后我们把紧邻的两级料斗合并成一级，这样就实现了不同分级的需求。现设计方案为有5节筛筒，可分6级。4.1.1滚筒孔眼确定生产能力G可由下式计算：G＝3600zλm／1000×1000z——滚筒上的孔眼总数G——生产能力λ——同一秒内从筛孔掉下物料的系数（1．0％～2．5％）m——为物料的平均质量我们设定生产力为12t/h，平均质量为400g，系数取2.0%可求出z4.1.2滚筒各项参数的确定由于我们已经设定了生产能力，根据上述的公式可得滚筒上所需的孔数。但是因为每级的滚筒直径一样而各级筛孔的孔径不一致，所以需要根据筛孔不同合理错落分配到各级滚筒当中，根据级别确定筛孔数。为了更好的计算，把滚筒展开计算平面，可得每级孔数是排数和每排孔数的乘积。每级筛孔的直径和每排孔数的乘积，加上筛孔间隙和各排孔数的乘积，两者之和为每级长度。最终可得滚筒的圆周长度是排数和各级孔径的乘积加上排数和孔径的乘积从理论上来看，需要所有孔数的总和等于总孔数Z，但实际上如果进行这样的操作，会导致计算出来的各级滚筒直径各不相同，导致的结果就是无法整齐的连接在一起。所以不能采取这种理论方案，一般是将所有滚筒里面直径比较大的一级作为标准直径。当确定下来滚筒直径和长度后，我们需要进行校核，利用公式比D:L=1:4～6来确定，如果直径和长度比不在这个范围的话，我们需要检查从新进行调整排版，使得每级排数和筛孔数符合要求为止。现在由分选苹果的需求，对筛筒孔径作如下表：表1筛孔孔径的参数筛孔孔径长×宽（mm）孔隙（mm）粒径分布比例系数ai轴向分布比例系数bi第一级80×40151/81/2第二级85×45201/21/4第三级90×50251/41/8第四级95×55301/81/8第五级100×60351/81/84.2筛孔的设计与计算4.2.1筛孔的结构设计筛孔是分级机构中比较重要的一个部分，根据筛孔的设计，可以直接影响分级效果。筛孔的形状有多种，通过计算可以了解到，正三角形排列的话，比其他几种形状的有效系数都有所增加。可以使得有效筛面的面积更大，最后选择正三角形排列方式。示意图为图3所示图3正三角形排列4.2.2各级筛孔数的计算（1）各级筛孔的孔数Z1=aibiZ。式中：Z1—每个筛孔的个数，个；ai—原料粒径分布比例系数；bi—原料沿滚筒轴向分布比例系数；Z。—基准孔数，个。（2）基准孔数为Z。=Z/∑aibi可得Z则，可求ZZZZZ（3）筛孔排数与每排孔数的计算已知u=L/D式中：u—长度与直径之比；L—滚筒的长度，m；D—滚筒的直径，m。又知滚筒的长度可表示为L=∑Li=1/P0∑Zi/Ci(di＋ei)式中：P0—基准排数；di—各级筛孔的直径，m；ei—个级筛孔的孔径，m；Ci—影响比例系数。又知CI=P1／P0式中：P1—各级筛孔的排数因Si=di＋ei故Pi=2πD/Si将转换式进行化简，得L+又估计u=L/D=4则D=1/4L则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则D=1/4L=0.575m则由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由此可得各级滚筒每排孔数：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经圆整后，各级滚筒每排的孔数为：ZP1=4ZP2=7ZP3=3ZP4=3ZP5=2（4）滚筒直径的确定各级滚筒的周长公式为l带入数据得lllll根据上面讨论，需要最长周长，则l=1.892m。（5）筛孔间隙修正从计算可知，计算周长是存在一定的差值，因为需要进行数据修正：e则eeeee（6）滚筒直径D=l/π则D=1.892/π=0.60m（7）长径比验算将各级的一侧边缘尺寸fi计入，可得L=∑Li＋∑fi又知fi=Si／2=1/2(di＋ei)则滚筒的长度为L=∑ZPi(di＋ei)＋1/2∑(di＋ei)则L=∑ZPi(di＋ei)＋1/2∑(di＋ei)L=把计算出的结果带入长径比公式中进行验算看一下是否符合要求。由计算知执行D=0.60m长度L=2.393m则u=L/D=2.393/0.60=3.99按照规定，u取整数为4，差值为4-3.99=0.01，是符合要求的。故可确定滚筒D=0.60mL=2.393m4.3滚轮和摩擦轮设计滚轮和摩擦轮是一对相对运动的部件，是通过两者之间产生摩擦，然后产生动力带动运转。考虑到维修以及更换等原因，在选择的时候，我们一般选择摩擦轮的耐磨性差一些，滚轮的材料要好一些，这样就可以避免两个都产生大的磨损，这种情况下，单独让摩擦轮进行更多的磨损即可，结构图如图5所示。根据方案设计，滚轮的材料选择常用的Q235，然后用HT200作为摩擦轮的材料，这样就可以产生耐磨性的差别。由于管体会产生热涨冷缩的作用，导致出现轴向窜动现象。针对于这样的情况，滚轮的宽度要小一些，大概比摩擦轮小30～40mm。经过讨论，滚轮的宽度设为60mm，与此同时摩擦轮宽度选85mm，外径为d=360mm。1.滚筒2.摩擦轮3.滚轮图4摩擦轮与滚圈4.4滚筒功率计算滚筒功率可用下式计算：P=Rn(m1＋13m2)g/60η式中：P—滚筒转动所需功率，W；R—滚筒内半径，m；n—滚筒转速，r/min；m1—滚筒本身质量，kg；m2—滚筒内原料质量，kg；η—传动效率m2=πR2Lr1Φ式中：L—滚筒的长度，m；r1—物料的密度，kg/m3；Φ—物料填充系数根据我们所筛选的苹果参数，设置0.95×103kg/m3为物料密度，选取Φ=0.06作为填充系数，则m2=πR2Lr1Φ=3.14×﹙（0.6-0.002×2）/2﹚2×0.96×0.95×103×0.06=15kg传动效率η取0.6，将数据带入公式中：P=Rn(m1＋13m2)g/60η=﹙（0.60-0.002×2）/2﹚×18×(16＋13×15)×9.81/60×0.6=315W4.5滚筒转速及水平倾角分级机的分级效率和生产能力与滚筒的转速密切相关，而滚筒的直径直接影响了滚筒的转速。按照设计方案，我们的滚筒是呈倾斜放置的，这样的话转速可以由下面公式确定：n=12～14/√R通过上文计算可得，滚筒尺寸D=0.24m，代入公式n=12～14/√R=12～14/√0.24=24～29r/min因在实际生产中，滚轮的转速在15～25r/min之间，根据此标准我们确定滚筒的转速n=25r/min。同样我们可知，倾角的角度一般为3o～5o，滚筒越长的话反而角度西药越小，本设计方案中长度L=0.96m，根据实际经验，我们选定a=4o。4.6电动机的选择根据我们的设计方案，通常选用Y型的封闭性三相异步电动机。然后计算电动机输出功率：P工作输出=0.315KW电动机至运输带之间的总效率为η=0.96×0.97×0.993×0.96×0.902=0.703所以电动机的输入功率为P电动机输入=P工作输出/η总=0.315/0.703=0.45kW根据设计方案，我们选用的电机型号为Y315S-2，此款电机可以满足我们的需求，因为其额定功率可达1.8KW，满载转速能至680r/min，即P电动机额定=1.8kWn电动机额定=680r/min第5章其他零件的选择和设计5.2直齿圆柱齿轮的设计计算5.2.1齿轮的选择根据我们的设计方案，传动部分的齿轮选用直齿圆柱齿轮，从材料上的选定的话，我们选用40Cr材料来作为小齿轮的材料，280HBS的硬度足够满足要求；在大齿轮的材料选取上，我们选择了硬度为240HBS的45号钢，小齿轮为24的齿轮数，大齿轮是小齿轮的4倍，为96个。5.2.2按齿面接触强度设计由设计计算公式（10-9a）进行试算，即d1t≥2.323√KT1/φd·(u±1)/u·(ZE/〔σH〕)2（1）确定公式内的各计算数值试选载荷系数Kt=1.3。计算小齿轮传递的转矩。T1=9550P1/n1=9550×2.11/237=85.02N·m=8.502×104N·mm取齿宽系数φd=1.2。材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa1/2。又得知小齿轮强度极限σHlim1=600Mpa和大齿轮强度极限σHlim2=550Mpa。计算应力循环次数N1=60n1jLh=60×237×1×(2×8×300×15)=1.024×109N1=1.024×109/4=0.256×109接触疲劳寿命系数KHN1=0.90；KHN1=0.95。计算接触疲劳许用应力。取失效概率为1﹪，安全系数S=1，由相关公式得〔σH〕1=KHN1σlim1/S=0.9×600MPa=540MPa〔σH〕2=KHN2σlim2/S=0.95×550MPa=522.5MPa（2）计算把〔σH〕中的较小值代入公式，可得：d计算圆周速度v。v=πd1tn1/60×1000=π×57.459×237/60×1000=0.71m/s计算齿宽b。b=φd·d1t=1.2×57.459=68.951mm计算齿宽与齿高之比b/h。模数mt=d1t/z1=57.459/24=2.394mm齿高h=2.25mt=2.25×2.394=5.39mmb/h=68.951/5.39=12.79计算载荷系数。速度v=0.71m/s精度为7级载荷系数Kv=1.04；直齿轮，KHa=KFa=1；使用系数KA=1；算的KHB=1.315。由b/h=12.79，KHB=1.315得KFB=1.28；故载荷系数K=KAKvKHaKHB=1×1.04×1×1.315=1.368根据公式计算，得d1=d1t3√K/Kt=57.459×3√1.368/1.3=58.436mm计算模数m。m=d1/z1=58.436/24=3.43mm5.2.3按齿根弯曲强度设计弯曲强度的设计公式为m≥3√2KT1/φdz12·(YFaYSa/〔σF〕)（1）确定公式内的各计算数值小齿轮强度极限σFE1=500MPa；大齿强度极限σFE2=380MPa；弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.85，KFN1=0.88；计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数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计算载荷系数K。K=KAKvKFaKFB=1×1.04×1×1.28=1.331查取齿形系数。YFa1=2.65；YFa2=2.196。查取应力校正系数。YSa1=1.58；YSa2=1.786。比较计算：YFa1YSa1/〔σF〕=2.65×1.58/303.57=0.01379YFa2YSa2/〔σF〕=2.196×1.786/238.86=0.01642大齿轮的数值大。（2）设计计算m根据相应参数算出小齿轮齿数z1=d1/m=58.436/2≈29大齿轮齿数z2=4×29=1165.2.4几何尺寸计算（1）计算分度圆直径d1=z1m=29×2=58mmd2=z2m=116×2=232mm（2）计算中心距a=(d1+d2)/2=(58+232)/2=145mm（3）计算齿轮宽度b=φdd1=1.2×58=69.6mm取B2=70mm，B1=75mm。5.3滚子链传动的设计计算5.3.1链轮的选择与功率计算按照设计方案小齿轮有19个齿数，大齿轮是小齿轮的两倍为38个。KA=1.0，KZ=1.52，单排链，则计算功率为Pca=KAKzP=1.0×1.52×2.2=3.34kW根据上式结果和之前计算，选择20A-1型号链条，之间节距p为31.70mm5.3.2链节数和中心距的计算取a0=1000mm。相应的链长节数为L取链长节数L=92节。按照系数fi=0.2488计算最大中心距a5.3.3确定链速及润滑方式v=n2z1p/60×1000=59×19×31.75/60×1000≈0.6m/s从上式计算结果以及型号得出采用滴油润滑的方式。5.4轴的设计计算5.4.1高速轴的设计计算（1）初步估算轴的最小轴径：dmin=A03√P1/n1确定公式内的各种计算数值选轴的材料为45钢（调质），取=112由前面的设计可知P1=2.11kW，n1=233r/min（2）设计计算：d轴的最小轴径为d=(1+0.14)=26.6mm圆整后取27mm。（3）轴的结构设计1.拟定轴上零件的装配方案根据设计要求，现选用图5所示的装配方案。图5高速轴的装配方案2.确定轴的各段直径和长度设计小皮带轮轴向Ⅱ-Ⅲ段的直径为34mm，对挡圈直径的要求为37mm，取48mm作为轴配合的毂孔长度，滚动轴承的尺寸为40mm×80mm×19.75mm，我们把齿轮处的轴端段Ⅴ-Ⅵ的直径dⅤ-Ⅵ定为50mm，按照要求，轴承盖的宽度需要设置成20mm，整体数据基本选定，，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁取8mm的一段距离，滚动轴承宽度取值T=19.75mm，计算得lⅢ-Ⅴ=T+s+a=19.75+8+16=43.75mmlⅥ-Ⅶ=s+a=8+16=24mm至此，已经确定了轴的各段直径和长度。（4）求轴上的载荷简支梁的轴的支承跨距64.35+64.35=128.7mm。根据计算得到弯矩和扭矩图，如图6.从图中可以看出轴的危险截面是截面C。相关数据见下表表2截面C相关数据载荷水平面H垂直面V支反力FFNH1=1466N,FNH2=1466NFNV1=533.5N,FNV2=-533.5N弯矩MMH=94557N·mmMV1=34410.75N·mmMV2=-34410.75N·mm总弯矩M1=M2=√945572+34410.752=100624N·m扭矩TT1=85020N·mm图6轴的载荷分析图（7）按弯扭合成应力校核轴的强度取a=0.6，轴的计算应力σ我们选择是45号钢材料，所以符合规定。5.4.2低速轴的设计计算（1）初步估算轴的最小轴径：dmin=A03√P1/n1确定公式内的各种计算数值选轴的材料为45钢（调质），取=112由前面的设计算得P2=2.03kW，n1=59r/min（2）设计计算：d轴的最小轴径为d=(1+0.14)=41.5mm圆整后取42mm。（3）轴的结构设计1.拟定轴上零件的装配方案装配方案如下图。图7低速轴的装配方案2.确定轴的各段直径和长度设计小皮带轮轴向Ⅱ-Ⅲ段的直径为49mm，对挡圈直径的要求为52mm，取48mm作为轴配合的毂孔长度，滚动轴承的尺寸为55mm×100mm×22.75mm，我们把齿轮处的轴端段Ⅴ-Ⅵ的直径dⅤ-Ⅵ定为70mm，按照要求，轴承盖的宽度需要设置成20mm，整体数据基本选定，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁取8mm的一段距离，滚动轴承宽度取值T=22.75mm，计算得lⅤ-Ⅵ=T+s+a+（70-66）=22.75+8+16+4=50.75mmlⅡ-Ⅲ=s+a=8+16=24mm至此，已经确定了轴的各段直径和长度。（4）求轴上的载荷简支梁的轴的支承跨距60.75+60.75=121.5mm。根据轴的计算得到弯矩和扭矩，示意图如图8所示。从图中可以看出轴的危险截面是截面B。相关数据见下表表3截面B的相关数据载荷水平面H垂直面V支反力FFNH1=1403.5N,FNH2=1403.5NFNV1=511N,FNV2=-511N弯矩MMH=85263N·mmMV1=31043.25N·mmMV2=-31043.25N·mm总弯矩M1=M2=√852632+31043.252=90738N·mm扭矩TT1=325580N·mm图8轴的载荷分析图（7）按弯扭合成应力校核轴的强度轴的计算应力σ我们选择是45号钢材料，所以符合规定。5.5轴承的校核5.5.1高速轴轴承的校核因为两边轴承受力是相同的，所以只计算一个即可。P=按照分级机能够一天工作四小时，每年工作天数两百天，足足能工作八年，则计算使用寿命为：Lh`=82004=6400h右轴承所需的基本额定动载荷C=P＆√60nL’h/106=156010/3√60×233×6400/106=5076N根据计算结果可以看出，数据符合要求，安全。5.5.2低速轴轴承的校核与高速轴相同，因为两边轴承受力是相同的，所以只计算一个即可。P=按照分级机能够一天工作四小时，每年工作天数两百天，足足能工作八年，则计算使用寿命为：Lh’=82004=6400h右轴承所需的基本额定动载荷C=P＆√60nL’h/106=149410/3√60×59×6400/106=3259N根据计算结果可以看出，数据符合要求，安全。5.6键的设计与校核5.6.1高速轴上联接的键的校核根据方案，我们装带轮处的轴径d为27毫米，高速轴的转矩为85.02N·m，这样对载荷会造成轻微冲击。1.键联结的类型和尺寸由于精度偏高的带轮都要求定心精度，尤其是8级以上，所以我们采用平键连接。根据要求，选择A型单圆头平键。平键截面宽度b=8㎜，高度h=7㎜。取键长L=40㎜2.校核键联接的强度根据查询的许用挤压应力范围，取一个平均值[σp]=110Mpa，规定键的长度l为36mm，高度k=3.5mm，然后计算可得：σ由上式可得，小于平均值。故符合要求。5.6.2电机上联接的键的校核跟高速轴不同，电机处装大带轮处的轴径d为38㎜,皮带轮的轮毂宽度为46㎜，需传递的转矩为29.59N·m㎜，也会对载荷造成轻微冲击。选择键联结的类型和尺寸由于精度偏高的带轮都要求定心精度，尤其是8级以上，所以我们采用平键连接。根据要求，选择A型单圆头平键。平键截面宽度b=10㎜，高度h=8㎜。取键长L=40㎜校核键联接的强度根据查询的许用挤压应力范围，取一个平均值[σp]=110Mpa，规定键的长度l为35mm，高度k=4mm，然后计算可得：σ由上式可得，小于平均值。故符合要求。

总结本次设计是对我这几年来学习知识的总结，让我能够在实践中分析问题，解决问题。进一步巩固了自己的知识面，开拓了我的视野。通过此次苹果分级机的设计，能够实现机器合理的运行，实现苹果的6级分级，初步达到设计目的。但是还存有一些缺陷，对于苹果破损情况，无法控制在一个稳定的范围，需要在放入进料口的时候就摆好，可以大大减少破损率。通过这次设计，也让我树立了正确的设计思想，学习了机械设计中的一些方法规律，对我以后很有帮助。也进一步提高了我对机械设计的技能，在计算、绘图等方面都有了一定的提高。此次设计也让我明白，任何设计都是相互关联的，缺少任何一步都是不行的，不管是从设计准备上，还是到传动装置、零件、装配图等，都