水果分选机设计说明书

XXXX学士学位设计PAGE水果分选机设计摘要：本文分析了中国国内外水果分级分选机的研究和发展现状，对未来进行了展望，设计出了一种水果分级分选机构。该水果分选机主要由电动机、传动机构和分级滚筒等组成。采用电动机提供动力，通过链传动机构，将运动和动力传送到大链轮轴上，然后再通过该轴上的摩擦轮，将所需的运动和动力传送至各级滚筒上，从而实现水果的分选。整个机构结构简单且易于操作，便于维护，还可以通过更换各级滚筒以适应不同种类水果的需求，提高了生产效率，降低了劳动强度，为实现水果加工机械化与规模化提供了基础条件。关键词：水果分选；分选机构；分级滚筒；摩擦轮。TeDesignfFritSrigMacieAbstract:ThispaperanalyzesthepresentsituationoftheChinesedomesticandforeignfruitsortingmachineresearchanddevelopment,onthefutureprospects,wedesignafruitsortingmechanism.Thefruitsortingmachineiscomposedofamotor,transmissionmechanismandgradingcylinder.Thepowerprovidedbyamotor,throughachaindrivemechanism,themovementandpoweristransmittedtotheshaftthathaveabigchainwheel，andthenthroughthesurgewheelontheaxle,therequiredmovementandpoweristransmittedtotheclassificationonthedrum,therebywecanrealizetheseparationoffruit.Theentiremechanismissimpleandeasytooperate,easytomaintain,Youcanalsoreplacethecylinderinordertoadapttothedifferentkindsoffruitatalllevelsofdemand，improveproductionefficiency,reducelaborintensity,providethebasisfortherealizationofthefruitprocessingmechanizationandscaleconditions.KeyWords:fruitsorting;thegradingmechanism;gradingcylinder;frictionwheel.PAGEII目录1.绪论 １1.１选题研究意义 １1.２国内外水果机械化发展概况 １1.３水果机械化未来发展方向 ２1.４目前国内常见的水果分选机 ２2.总体方案的拟定 ３2.1原理及优势点分析 ３2.1.1方案选择 ３2.1.2方案比较 ４2.2总体结构设计 ４2.２.1总体节构 ４2.２.2分选流程 ４2.２.3传动路线 ４2.3各执行机构主要参数的计算 ５2.３.１滚筒的分级设计 ５2.３.２滚筒设计 ５2.３.３滚筒上筛孔分布的设计 ５2.３.４转速的确定 ６2.３.５滚轮和摩擦轮 ６2.３.６功率计算 ９2.３.７电动机选择 １０3.主要零件的选择和设计 １２3.1滚子链传动的设计计算 １２3.1.1链轮齿数选择 １２3.1.2计算功率确定 １２3.1.3链条型号和节距的选择 １２3.1.4链节数和中心距的计算 １２3.1.5计算链速，确定润滑方式 １３3.1.6对链轮轴的压力计算 １３3.2链轮几何尺寸的设计计算 １３3.2.1分度圆直径计算 １３3.2.2齿顶圆直径计算 １３3.2.3齿根圆直径计算 １４3.2.4齿侧凸缘直径与齿宽的计算 １４3.3轴的设计计算 １５3.3.1第五轴的设计计算 １５3.3.2第四轴的设计计算 １８3.4轴承的校核 ２１3.4.1第五轴轴承的校核 ２１3.4.2第四轴轴承的校核 ２１3.5键的设计计算与校核 ２２3.5.1第五轴联接平键的校核 ２２3.5.2第四轴联接平键的校核 ２２3.1.3减速电机上联接平键的校核 ２３3.6其它结构设计 ２４3.6.1推果辊轴设计 ２４3.6.2收集装置设计 ２４3.7润滑与密封 ２５3.7.1滚动轴承的润滑 ２５3.7.2链轮的润滑 ２５3.8主要缺点和有待进一步改进的地方 ２５4.结论 ２６参考文献 ２７致谢 ２８PAGE41绪论1.1选题研究意义水果分选是水果进入流通领域的一个重要环节，直接关系到水果生产的效益。在市场经济高度发达的今天，异地销售、大宗农产品交易和农产品国际贸易等均离不开标准化。而水果分选就是实现水果商品标准化的最基础的一步。我国是水果生产大国，但绝大部分水果来源于农村集体和个体种植户，其品质差别很大，加上采摘及运输过程中不同程度的损伤等影响，给水果的分选工作带来一定的困难。目前许多水果的分选工作多由人工完成，缺点是劳动强度大，生产率低且分选精度不稳定。采用微机控制的机电一体化设备来代替人工作业，可以实现水果分选的自动化，有效地提高分选效率和分选精度。因此，研究开发水果采后的自动化处理设备，对水果进行分级筛选然后销售或加工有着深远的影响。1.2国内外水果机械化发展概况我国是世界水果生产消费大国，但还不是水果加工强国。水果的品质还难以完全满足国内外消费者的要求，水果市场主要还在国内。随着我国加入WTO，水果生产销售面临着激烈的全球市场竞争，因此必须尽快提升我国水果种植和加工的水平，缩短与国外的差距。近几十年来，我国的水果加工水平提高缓慢，主要是我国的水果机械加工技术水平落后造成的。20世纪50年代以前，我国几乎没有食品机械工业，更不用说水果加工。水果的生产加工主要以手工操作为主，基本属于传统作坊生产方式。仅在沿海一些大城市有少量工业化生产方式的水果加工厂，所用设备几乎是国外设备。进入20世纪50～70年代，水果加工业及水果机械行业得到一定的发展，全国各地新建了一大批水果加工工厂。但这样依然没有从根本上改变水果加工落后的面貌，这些加工厂尚处于半机械半手工的生产方式，机械加工仅用于一些主要的工序中，而其他生产工序仍沿用传统的手工操作方式。到了20世纪80年代以后，水果工业发展迅速。这得益于80年代以后的改革开放政策。随着外资的引入，出现很多独资、合资等形式的外商水果加工企业。这些企业在将先进的水果生产技术引进国内的同时，也将大量先进的水果机械带入国内。再加上社会对水果加工质量、品种、数量要求的不断提高，极大地推进了我国水果工业以及水果机械制造业的发展。通过消化吸收国外先进的水果机械技术，使我国的水果机械工业的发展水平得到很大提高。20世纪80年代中期，我国水果工业实现了机械化和自动化。进入20世纪90年代以后，又进行了新一轮的技术改造工程。在这一轮的技术改造工程中，许多水果加工厂对设备进行了更新换代，或直接引进全套的国外先进设备，或采用国内厂家消化吸收生产出的新型机械设备。经过两轮的技术改造工程，极大推进了我国水果机械工业的发展，水果机械工业现已形成门类齐全、品种配套的产业，已经为机械工业中的重要产业之一。1.3国内水果机械化未来发展方向水果在中国食品产业占有重要地位，随着社会发展和进步，水果不但是人们生活的必需品，而且对经济起了很好的作用，而水果分选机是水果生产中的一种主要机械。21世纪，中国将实现水果生产和加工全程机械化，以满足水果生产规模化、经营产业化、水果产品多元化、水果质量无公害化的要求。水果机械将集机、电、液于一体，向智能化、自动化跨越。1.4目前国内常见的水果分选机目前我国水果业生产上使用的分选机类型很多，大小不一。根据水果检测指标的不同，水果分选机大致可以分为大小分选机、重量分选机、外观品质分选机和内部品质分选机。本课题主要研究的是一种最为常用的分选机——大小分选机，而根据其结构和工作原理的不同，大小分选机可分为筛子分选机、回转带分选机、辊轴分选机、滚筒式分选机。2总体方案的拟定2.1原理及优缺点分析 本课题主要研究的是滚筒式分选机，其滚筒由摩擦轮带动，物料通过料斗流入到滚筒上时，在其上滚转和移动，并在此过程中通过相应的孔流出，以达到分级目的。滚动式分选机的优点为：结构简单，分级效率高，工作平稳，不存在动力不平衡现象。缺点为：机器占地面积大，筛面利用率低；只能对圆形水果进行分选。2.1.1 方案选择为了实现预定的功用，有两套方案可以实现：(参见图2-1、图2-2)方案一 采用单滚筒进行水果的分选

图2-1方案一示意图方案二 采用多滚筒进行水果的分选图2-2方案二示意图2.1.2方案比较方案一和方案二其原理差不多相同，但是方案一比方案二占地面积更大；方案二是可更换滚筒的而方案一不能。所以方案一一般只能对单一种类的水果进行分选，而方案二可以对多类水果进行分选；方案二比方案一伤果率更低，因为方案一中水果会在滚筒内不断的滚动，而方案二不会，水果会随着滚筒上的圆孔移动，不易伤果；而且方案二较方案一更简单。故采用方案二比较合理。2.2总体结构设计2.2.1总体结构总体结构分为以下主要部分（如图2-3所示）：进料斗、滚筒、收集料斗、机架、传动系统、摩擦轮、电机等。图2-3水果分选机结构图2.2.2分选流程四个滚筒按筛孔半径由小到大的方式排列，故在该机器工作时，是优先选出小的水果再选出大的水果，最后没选到的都通过5号收集料斗收集。2.2.3传动路线水果分选机的传动路线如图所示，该机构电动机1通过减速器2后驱动链轮3传动，将运动和动力传递给摩擦轮轴4，摩擦轮轴带动摩擦轮5转动，摩擦轮通过摩擦力驱动滚筒6转动，滚筒转动同时驱动下一排摩擦轮转动，再驱动下一个滚筒转动，以实现对水果的分级。1.电机2.3链轮45.摩擦轮6.滚筒图2-4水果选机的动路线2.3各执行机构主要参数的计算2.3.1滚筒的分级设计考虑到水果大小形状的差异，将滚筒的分级情况定为5级。在实际分级中，可以将相邻的两级料斗合为一级，以满足不同分级的需要。现在设计采用4节滚筒，5级分选。2.3.2滚筒设计由于该水果分选机不是对单一的水果进行分选，而是可以对不同种类不同大小的水果进行分选（只要适当调换分级滚筒），故其没有一个固定的生产能力水平（不同种类的水果其密度不同，尺寸区间不同）。已知（2-1）式中：u—长度与直径之比；L—滚筒的长度，；D—滚筒的直径，。又知一般取滚筒的长度为1m，据经验知长度与直径之比一般为2，所以2.3.3滚筒上筛孔分布的设计筛孔是分选机械的主要工作部分，其优劣程度直接影响分级效果。筛孔有正方形、矩形、正三角形等排列。经计算可知，正三角形排列筛面的有效系数比正方形排列增加16％，如图2-5所示，其有效筛面面积更大，故在设计中采取正三角形排列。图2-5正三形排列设两筛孔的间隙为μ，筛孔直径为d，筛孔在滚筒上的占有率为β。则由图2-5有两筛孔X方向的距离Hx为（2-2）两筛孔Y方向的距离Hy为（2-3）滚筒上X方向的筛孔数nx可由得（2-4）滚筒上Y方向的筛孔数ny可由得（2-5）为使滚筒有较高的强度，工作稳定，且分果率高一般取μ=20mm，d=30～100mm，β=0.9，由以上公式可知滚筒上筛孔的分布情况，见表2-1。表2-1筛孔分布表孔径间隙X向间距Y向间距X向上分布个数Y向上分布个数30205086.63111402060103.9269502070121.2228602080138.6197702090155.91768020100173.21559020110190.514510020120207.81342.3.4转速n的确定从提高生产率出发n值越大越好；但是从工作稳定性出发n值宜小为好。为了正确选择n值，我们参考了滚筒式谷物选种机的设计。滚筒不会将果子抛脱的滚筒极限转速由式子（2-6）式中：滚筒半径重力加速度取，可得而（2-7）式中：选速系数谷物选种机一般低速选λ为0.13～0.3。考虑到水果果皮和一般的谷物摩擦力不同，为了喂入可靠，我们将λ值修正为0.2.所以本机的滚筒转速圆整后取。2.3.5滚轮和摩擦轮摩擦轮传动具有结构简单、制造容易、过载时打滑能保护零件、传动平稳、无噪声、可用于较高转速的传动中、易于连续平缓地无级变速等优点，缺点在于只适宜传递动力不大的场合。而该机器刚好满足其条件，故这里采用摩擦轮传动最好。滚轮和摩擦轮工作时，滚圈的动力是由摩擦轮与之摩擦所产生的，它们是一对相对运动的部件。通常为了维修及更换零件的方便，在设计上，摩擦轮所选择的材料要比滚圈耐磨性差，以便把磨损落在摩擦轮上。摩擦轮和滚圈的结构如图2-6所示。滚圈的常用材料为Q235、Q255、40号碳素钢。摩擦轮的材料常为HT250、HT200等。这里取滚圈的材料为Q235,摩擦轮的材料为HT200，则其摩擦系数f=0.1～0.15。摩擦轮的宽度b一般比滚圈宽度B大10～20mm，以补偿筒体热胀冷缩和轴向窜动的需要，经计算摩擦轮外径为，宽度为60（由与滚圈宽50关系式计算得出）。1.滚筒2.摩擦轮3.滚圈图2-6摩擦轮与滚圈滚轮与摩擦轮受力情况如图2-7所示图2-7摩擦轮与滚圈受力示意图由于各滚轮的长度和半径相同，各筛孔的间隙相等，所以由表2-1可知筛孔半径越小，筛孔数越多，筛孔间隙越多，滚筒重量越大。故可得G1＞G2＞G3＞G4由摩擦轮传动的计算公式（2-8）式中：Ft传递的圆周力Nf——摩擦系数，由上知f=0.15；可靠性系数，动力传动，仪表中，这里取；在接触处产生的压紧力这里。所以有可知正比于,又因为，所以，欲使该机器能平稳工作，就必须满足。2.3.6功率计算对于摩擦轮传动式，其功率可用下式计算：（2-9）式中：—滚筒转动所需要的电动机功率，；—滚筒转速，；—传动效率，一般取，本设计中取；—滚筒所受力矩，；—摩擦轮传动副个数，此机构中。又（2-10）所以由上面可知，所以(2-11)式中：—1号滚筒质量，,这里取=20kg；—1号滚筒上水果质量，；—如图2-7中所示角，在这里取。而滚筒上水果的质量按下式计算（2-12）式中：L—滚筒的长度，；1—物料的密度，；1—物料在滚筒中的填充系数，一般为0.05～0.10。在本设计中，所涉及的滚筒用来筛选水果，按其平均质量和半径，估算出物料密度大约为1.2×103kg，填充系数选取Φ=0.07将以上结果代入式2-11有2.3.7选择电动机（1）选择电动机类型和结构形式生产单位一般用三相交流电源，如无特殊要求(如在较大范围内平稳地调速，经常起动和反转等)，通常都采用三相交流异步电动机。我国已制订统一标准的Y系列是一般用途的全封闭自扇冷鼠笼型三相异步电动机，适用于不易燃、不易爆、无腐蚀性气体和无特殊要求的机械，如金属切削机床、风机、输送机、搅拌机、农业机械和食品机械等。由于Y系列电动机还具有较好的起动性能，因此也适用于某些对起动转矩有较高要求的机械(如压缩机等)。在经常起动，制动和反转的场合，要求电动机转动惯量小和过载能力大，此时宜选用起重及冶金用的YZ型或YZR型三相异步电动机。三相交流异步电动机根据其额定功率(指连续运转下电机发热不超过许可温升的最大功率，其数值标在电动机铭牌上)和满载转速(指负荷相当于额定功率时的电动机转速，当负荷减小时，电机实际转速略有升高，但不会超过同步转速——磁场转速)的不同，具有系列型号。为适应不同的安装需要，同一类型的电动机结构又制成若干种安装形式。各型号电动机的技术数据(如额定功率、满载转速、堵转转矩与额定转矩之比、最大转矩与额定转矩之比等)、外形及安装尺寸可查阅产品目录或有关机械设计手册。按已知的工作要求和条件，选用Y型全封闭笼型三相异步电动机。（2）选择电动机类型的功率由前面设计计算已知，工作机所需的电动机输出功率为电动机至第五轴之间的总效率为==0.91所以电动机的输入功率为==1.69因这里考虑到该水果分选机的结构为二级减速，初选一级减速比为2:1，二级减速比为5:1.又因为滚筒转速为12r/min。所以需电机输出转速为120r/min。查表知没有这样的电动机，所以可直接选择减速电动机（减速机和电机的集成体）。初选电动机的同步转速为750r/min,由P电动机输入≤P电动机额定，故根据参考文献[15]中表12-1，选择电动机型号为Y132S-8，其额定功率为2.2kW，满载转速为710r/min，即r/min减速机减速比为71：12。所以这里选择三相异步电动机为Y132S-8，减速比为71:12的卧式减速电动机。3主零的择设计3.1滚子链传动的设计计算根据设计可知链轮传动比为2。链轮传动的传动方式是通过链轮轮齿与链条的啮合来传递运动和动力。链轮传动与摩擦型的带传动相比，链传动无弹性滑动和整体打滑现象，因此能保持准确的平均传动比，传动效率较高；又因链条不像带那样张得很紧，所以作用于轴上的径向压力较小；链条采用金属材料制造，在同样的使用条件下，链传动的整体尺寸较小，结构较为紧凑；同时，链传动能在高温和潮湿的环境中工作。故这里选择链传动。3.1.1链轮齿数选择由可取推荐值，则由计算大链轮齿数3.1.2计算功率确定由参考文献[12]中表9-6查得工作情况系数KA=1.0，由图9-13查得KZ=0.93，单排链，则计算功率为3.1.3链条型号和节距的选择根据K,小链轮转速,由图9-11选用12A型。查表9-1，确定链条节距为。3.1.4链节数和中心距的计算初选中心距mm。取。则相应的链长节数为取链长节数节。查参考文献[12]表9-7得中心距计算系数，则链传动的最大中心距为3.1.5计算链速v，确定润滑方式由和链号12A，查参考文献[12]中图9-14可知应采用滴油润滑。3.1.6对链轮轴的压力计算有效圆周力为：链轮水平布置时的压轴力系数，则传动对链轮轴的压力为3.2链轮几何尺寸的设计计算由以上计算可知该链条型号为12A，所以其滚子直径为，链条节距为3.2.1分度圆直径计算由（3-1）所以小链轮分度圆直径大链轮分度圆直径3.2.2齿顶圆直径计算，对于三圆弧-直线齿形所以小链轮齿顶圆=173.27取整，大链轮齿顶圆=337.36取整。3.2.3齿根圆直径计算小链轮齿根圆直径=164.1-11.91=152.19，取152.2大链轮齿根圆直径=327.6-11.91=315.69，取315.73.2.4齿侧凸缘直径与齿宽的计算由图9-11选用12A型。查表9-1，可知内链板高度h2=18.08mm，内链节内宽b1=12.57mm。由公式（3-2）知对于小链轮有=143.42对于大链轮有=307.5因为，所以3.3轴的设计计算3.3.1第五轴的设计计算（1）由参考文献[12]中式（15-2）初步估算轴的最小轴径：（3-3）确定公式内的各种计算数值选轴的材料为45钢（调质），由参考文献[12]中表15—3，取A0=104。由前面的设计算得P5=1.54kW，n5=60r/min。所以有=30.68所以轴的最小直径=34.97，圆整后取（2）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3-1所示的装配方案。图3-1轴的结构2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度a、为满足滚动轴承的轴向定位要求，Ⅴ-Ⅵ段的左端需制出一轴肩，故取Ⅴ-Ⅵ段的直径dⅤ–Ⅵ=35mm。初步选择滚动轴承。因轴承只受有径向力的作用，故选用深沟球轴承。参照工作要求并根据dⅤ–Ⅵ=35mm，由参考文献[15]中初步选取0基本游隙组、标准精度级的深沟球轴承6207，其尺寸为d×D×T=35mm×72mm×17mm，故LⅤ–Ⅵ=18.5mm；滚动轴承右端采用轴承座作定位。b、为了满足大链轮的轴向定位要求，Ⅳ-Ⅴ段的左端需制出一轴肩，故取Ⅳ-Ⅴ段的直径dⅣ–Ⅴ=40mm；大链轮与轴配合的毂孔长度L1=34mm，摩擦轮与轴的配合长度L2=60mm，还有过渡段长度L3=7.5mm，故LⅣ–Ⅴ=L1+L2+L3=34+60+7.5=101.5mmc、因为滚筒的工作区间为900mm，左端的滚圈与摩擦轮相配合，所以轴的过渡段LⅢ–Ⅳ=900mm，dⅢ–Ⅳ=50mm。d、由该水果分选机所设计的结构可知，摩擦轮为对称配置。所以该轴的右端也是对称的。所以有LⅡ–Ⅲ=101.5mm，dⅡ–Ⅲ=40mm；LⅠ–Ⅱ=18.5mm，dⅠ–Ⅱ=35mm。至此，已经确定了轴5各段的直径和长度。（3）轴上零件的周向定位摩擦轮、大链轮的周向定位采用平键连接。按dⅣ–Ⅴ=40mm，由参考文献[12]表6-1查得平键截面b×h=12mm×8mm，键槽用键槽铣刀加工，长为70mm，同时为了保证摩擦轮与轴配合良好的对中性，所以此处轴的直径尺寸公差为h6；为了使加工更简单，并且能够达到相同的效果，所以这里将摩擦轮与大链轮装在同一节轴上。滚动轴承与轴的周向定位是由过度配合来保证的，此处轴的直径尺寸公差为m6。（4）确定轴上圆角和倒角尺寸参考参考文献[12]中表15-2，取轴端倒角为C1，各轴肩处的圆角半径为1.2mm和1.6mm。（5）求轴上的载荷首先根据轴的结构图（图3-1）做出轴的计算简图。在确定轴承的支点位置时，应从手册中查取a值（参看参考文献[12]中图15-23）对于6207型深沟球轴承来说将其分布载荷简化集中在轴承中点上，而且该轴没有轴向力作用，所以可根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图，如图3-2所示。从轴弯矩和扭矩图中可以看出截面B和C是轴的危险截面。现将计算出的截面B处的、及的值列于下表（参看图3-2）。表3-1截面B支反力及矩数值载荷 水平面H 垂直面V 支反力F FNH1=217.9N,FNH2=217.9N FNV1=79.4N,FNV2=79.4N弯矩M MH1=18848.35N·mm MV1=6868.1N·mmMH2=18848.35N·mmMV2=6868.1N·mm总弯矩 M1=M2=√(18848.352+6868.12)=20060.7N·mm扭矩T T=65570N·mm图3-2轴的荷分图（6）按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时通常只校核轴上承受最大弯矩扭矩的截（即危险截面的强度。根据参考文献[12]中式（15-5）和表15-4及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力=8.02前面已选定轴的材料为45钢调质处理参考文献[12]中表15-1查得〔σ1〕=60MPa，因此有σca<〔σ1〕,故安全。3.3.1第四轴的设计计算1）由参考文献[12]中式（15-2）初步估算轴的最小轴径：（3-3）确定公式内的各种计算数值。选轴的材料为45钢（调质），由参考文献[12]中表15—3，取A0=104。由前面的设计算得P4=0.75kW，n4=60r/min。所以有=24.14所以轴的最小直径（2）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3-3所示的装配方案。图3-3轴的结构2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度a、为满足滚动轴承的轴向定位要求，Ⅴ-Ⅵ段的左端需制出一轴肩，故取Ⅴ-Ⅵ段的直径dⅤ–Ⅵ=25mm。初步选择滚动轴承。因轴承只受有径向力的作用，故选用深沟球轴承。参照工作要求并根据dⅤ–Ⅵ=25mm，由参考文献[15]中初步选取0基本游隙组、标准精度级的深沟球轴承6205，其尺寸为d×D×T=25mm×52mm×15mm，故LⅤ–Ⅵ=17.5mm；滚动轴承右端采用轴承座作定位。b、为了满足大链轮的轴向定位要求，Ⅳ-Ⅴ段的左端需制出一轴肩，故取Ⅳ-Ⅴ轴段的直径dⅣ–Ⅴ=30mm；大链轮与轴配合的毂孔长度L1=34mm，摩擦轮与轴的配合长度L2=60mm，还有过渡段长度L3=8.5mm，故LⅣ–Ⅴ=L1+L2+L3=34+60+8.5=102.5mm。c、因为滚筒的工作区间为900mm，左端的滚圈与摩擦轮相配合，所以轴的过渡段LⅢ–Ⅳ=900mm，dⅢ–Ⅳ=40mm。d、由该水果分选机所设计的结构可知，摩擦轮为对称配置。所以该轴的右端也是对称的。所以有LⅡ–Ⅲ=102.5mm，dⅡ–Ⅲ=30mm；LⅠ–Ⅱ=17.5mm，dⅠ–Ⅱ=25mm。至此，已经确定了轴5各段的直径和长度。（3）轴上零件的周向定位摩擦轮、大链轮的周向定位采用平键连接。按dⅣ–Ⅴ=30mm，由参考文献[12]表6-1查得平键截面b×h=8mm×7mm，键槽用键槽铣刀加工，长为68mm，同时为了保证摩擦轮与轴配合良好的对中性，所以此处轴的直径尺寸公差为h6；为了使加工更简单，并且能够达到相同的效果，所以这里将摩擦轮与大链轮装在同一节轴上。滚动轴承与轴的周向定位是由过度配合来保证的，此处轴的直径尺寸公差为m6。（4）确定轴上圆角和倒角尺寸参考参考文献[12]中表15-2，取轴端倒角为C1，各轴肩处的圆角半径为1.0mm。（5）求轴上的载荷首先根据轴的结构图（图3-3）做出轴的计算简图。在确定轴承的支点位置时，应从手册中查取a值（参看参考文献[12]中图15-23）对于6205型深沟球轴承来说将其分布载荷简化集中在轴承中点上，而且该轴没有轴向力作用，所以可根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图，如图3-4所示。从轴弯矩和扭矩图中可以看出截面和是轴的险截面。现将计算出的截面处的、及T的值列于表3-2（参看图3-4）。表3-2截面B支反力及矩数值载荷 水平面H 垂直面V支反力F FH112.1N,N2=N FV1154.4,N2154.4N弯矩M MH1=Nmm M1=13124·mmMH2=NmmM2=13124N·m总矩 M1=M=√(+=Nmm扭矩T T=32129.3·mm图3-4轴的荷分图（6）按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时通常只校核轴上承受最大弯矩扭矩的截（即危险截面B的强度。根据参考文献[12]中式（15-5）和表15-4轴的抗弯截面系数计算公式及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力=10.19前面已选定轴的材料为45钢调质处理参考文献[12]中表15-1得〔σ1〕=60，因此σca<〔σ1〕,故安全。由以上可知、、，且1、2、3、4轴材料相同，转速相同。据式3-3。所以、、。为了使加工简单，可实行批量化生产故这里使1轴、2轴、3轴与4轴相同，也能保证其工作需要。3.4轴承的校核3.4.1第五轴轴承的校核由于只受径向力的作用，且左右轴承受力大小相同，所以在这里仅需校核其中任意一个轴承即可，现取右轴承进行校核，故。预期计算轴承寿命（按工作10年，年工作200天，9小时工作制），则有：据参考文献[12]中式13-6知右轴承的基本额定动载荷=932.24查参考文献[15]中表6-1可知，6027型深沟球轴承的基本额定动载荷。因此有，故安全。同理左边轴承，也安全。3.4.1第四轴轴承的校核由于只受径向力的作用，且左右轴承受力大小相同，所以在这里仅需校核其中任意一个轴承即可，现取右轴承进行校核，故预期计算轴承寿命（按工作10年，年工作200天，9小时工作制），则有：据参考文献[12]中式13-6知右轴承的基本额定动载荷=622.58查参考文献[15]中表6-1可知，6025型深沟球轴承的基本额定动载荷。因此有，故安全。同理左边轴承，也安全。3.5键的设计计算与校核3.5.1第五轴联接平键的校核已知装大链轮处的轴径，第五轴上转矩是65.57，载荷有轻微冲击。（1）选择键联结的类型和尺寸一般8级以上精度的链轮有定心精度要求，应选用平键联接。由于链轮不在轴端，而且与摩擦轮共用同一段，故选用圆头普通平键（型）。根据，由参考文献[12]中表6-1查得键的截面尺寸为：宽度，高度mm。由轮毂宽度并参考键的长度系列，所以取键长（比轮毂宽度小）。（2）校核键连接的强度键轴、摩擦轮和大链轮的材料都是钢，由参考文献[12]中表6-2查得许用挤压应力，取平均值。键工作长度l=L－b=70－12=58键与轮毂键槽的接触高度。由参考文献[12]中式（6-1）可得：14.1故合适。键的标记为：键12×70GB/T1096－2003。3.5.2第四轴联接平键的校核已知装大链轮处的轴径，第四轴上转矩是32.13，载荷有轻微冲击。（1）选择键联结的类型和尺寸一般8级以上精度的摩擦轮有定心精度要求，应选用平键联接。由于摩擦轮不在轴端，故选用圆头普通平键（型）。根据，由参考文献[12]中表6-1查得键的截面尺寸为：宽度，高度。由轮毂宽度并参考键的长度系列，所以取键长L=50（比轮毂宽度小）。（2）校核键连接的强度键轴和摩擦轮的材料都是钢，由参考文献[12]中表6-2查得许用挤压应力，取平均值=110。键的工作长度=42，键与轮毂键槽的接触高度。由参考文献[12]中式（6-1）可得：14.57故合适。键的标记为：键8×50GB/T1096－2003。3.5.3减速电机联接平键的校核已知装小链轮处的轴径，小链轮轮毂宽度为30，需传递的转矩是，载荷有轻微冲击。（1）选择键联结的类型和尺寸一般8级以上精度的链轮有定心精度要求，应选用平键联接。由于链轮在轴端，故选用单圆头平键（A型）。根据，由参考文献[12]中表6-1查得键的截面尺寸为：宽度，高度h=8。由轮毂宽度并参考键的长度系列，所以取键长L=25（比轮毂宽度小）。（2）校核键连接的强度键、减速电机轴和链轮的材料都是钢，由参考文献[12]中表6-2查得许用挤压应力，取平均值=110。键工作长度，键与轮毂键槽的接触高度。由参考文献[12]中式（6-1）可得：21.57故合适。键的标记为：键12×25 GB/T1096－2003。3.6其它结构设计3.6.1推果辊轴设计为了使果子不卡在滚筒的筛孔里，从而影响到整个机器的工作和伤果，这里采用一种推果辊轴的设计，如下图3-5。就是一根轴通过轴承固定在轴承座上。为了得到很好的推果效率和节约材料，这里可采用直径为40mm的空心轴。图3-5推果辊轴的设计3.6.2收集装置设计为了使收集方便，这里对收集槽采用斜面设计。这样就可以使果子落到收集槽里后可以顺着斜面滚向出口。为了达到此种目的，而又不破坏该机器的整体结构，这里使斜面的倾角为5。。为了使出口开口大小方便调节，这里采用滑槽设计，左端加一颗螺钉作定位固定。如图3-6。图3-6收集斗出口的设计3.7润滑与密封因运动副间存在摩擦，摩擦是一种不可逆的过程，其结果必会存在能量的的损耗和摩擦表面物质的丧失和迁移，为了更好的控制摩擦、磨损，减少能量的损失，降低材料的消耗，这里采用润滑，下面是各运动副的润滑方式：3.7.1滚动轴承的润滑因为本设计所涉及的滚动轴承全是安装在轴承座上的，所以这里选择油润滑中的滴油润滑较为合适。查参考文献[15]中中表7-1，选用全损耗系统用油代号为L-AN15，适用于小型机床齿轮箱、传动装置轴承，中小型电机，风动工具等。3.7.2链轮的润滑为了改善链轮和链条的工作状况，确保运转正常及预期的寿命，且链轮副为开式链轮，通常用人工周期性加润滑油脂，这里选用通用锂基润滑脂，代号选用1号。3.8主要缺点和有待进一步改进的地方缺点:（1）还需人工调节，劳动强度较大（2）更换滚筒时还有点麻烦（3）该机是间歇性工作，生产连续性不高有待进一步改进的地方:（1）采用自动控制装置（2）采用自动送料机构４结论这次毕业设计是我对大学的全部基础课、技术基础课以及大部分专业课的一次深入的综合性的总复习,也是一次理论联系实际的训练,因此,它在我们四年的大学生活中占有重要的地位。通过这次设计实践，使我逐步树立了正确的设计思想，增强了创新意识，熟悉并掌握了机械设计中的一般规律和方法，培养了我的分析问题和解决问题能力。通过设计计算、绘图以及运用技术标准、规范、设计手册等有关设计资料，使我进行了较全面的机械设计基本技能训练。另外通过本次设计使我领悟出机械设计的一般进程：设计准备、传动装置总体设计、传动零件设计计算、装配图设计、零件工作图设计、编写设计说明书。如果随意打乱这个过程则在设计过程中定会多走弯路。在设计过程中在独立完成的同时，还要及时跟指导老师沟通和请教。每个阶段完成后要认真检查，有错误要认真修改，精益求精。毕业设计的各个阶段是相互联系的。设计时，零、部件的结构尺寸不是完全由计算确定的，还要考虑结构、工艺性、经济性以及标准化、系列化等要求。由于影响零、部件尺寸的因素很多，随着设计的进展，考虑的问题要更全面和合理，故后阶段设计要对前阶段设计中的不合理结构尺寸进行必要的修改。所以，设计要边计算、边绘图，反复修改，设计计算和绘图交替进行。在设计中要贯彻标准化、系列化与通用化可以保证互换性、减低成本、缩短设计周期，这是机械设计应遵循的原则之一，也是设计质量的一项评价指标。在设计中应熟悉和正确采用各种有关技术标准与规格，尽量采用标准件，并应注意一些尺寸需圆整为标准尺寸。同时设计中应减少材料的品种和标准件的规格。毕业设计是每一位大学生的必修课,它要求学生独立的思考问题