XXXX學士學位設計PAGE水果分選機設計摘要：本文分析了中國國內外水果分級分選機的研究和發展現狀，對未來進行了展望，設計出了一種水果分級分選機構。該水果分選機主要由電動機、傳動機構和分級滾筒等組成。采用電動機提供動力，通過鏈傳動機構，將運動和動力傳送到大鏈輪軸上，然后再通過該軸上的摩擦輪，將所需的運動和動力傳送至各級滾筒上，從而實現水果的分選。整個機構結構簡單且易于操作，便于維護，還可以通過更換各級滾筒以適應不同種類水果的需求，提高了生產效率，降低了勞動強度，為實現水果加工機械化與規模化提供了基礎條件。關鍵詞：水果分選；分選機構；分級滾筒；摩擦輪。TeDesignfFritSrigMacieAbstract:ThispaperanalyzesthepresentsituationoftheChinesedomesticandforeignfruitsortingmachineresearchanddevelopment,onthefutureprospects,wedesignafruitsortingmechanism.Thefruitsortingmachineiscomposedofamotor,transmissionmechanismandgradingcylinder.Thepowerprovidedbyamotor,throughachaindrivemechanism,themovementandpoweristransmittedtotheshaftthathaveabigchainwheel，andthenthroughthesurgewheelontheaxle,therequiredmovementandpoweristransmittedtotheclassificationonthedrum,therebywecanrealizetheseparationoffruit.Theentiremechanismissimpleandeasytooperate,easytomaintain,Youcanalsoreplacethecylinderinordertoadapttothedifferentkindsoffruitatalllevelsofdemand，improveproductionefficiency,reducelaborintensity,providethebasisfortherealizationofthefruitprocessingmechanizationandscaleconditions.KeyWords:fruitsorting?thegradingmechanism?gradingcylinder?frictionwheel.PAGEII目錄1.緒論 １1.１選題研究意義 １1.２國內外水果機械化發展概況 １1.３水果機械化未來發展方向 ２1.４目前國內常見的水果分選機 ２2.總體方案的擬定 ３2.1原理及優勢點分析 ３2.1.1方案選擇 ３2.1.2方案比較 ４2.2總體結構設計 ４2.２.1總體節構 ４2.２.2分選流程 ４2.２.3傳動路線 ４2.3各執行機構主要參數的計算 ５2.３.１滾筒的分級設計 ５2.３.２滾筒設計 ５2.３.３滾筒上篩孔分布的設計 ５2.３.４轉速的確定 ６2.３.５滾輪和摩擦輪 ６2.３.６功率計算 ９2.３.７電動機選擇 １０3.主要零件的選擇和設計 １２3.1滾子鏈傳動的設計計算 １２3.1.1鏈輪齒數選擇 １２3.1.2計算功率確定 １２3.1.3鏈條型號和節距的選擇 １２3.1.4鏈節數和中心距的計算 １２3.1.5計算鏈速，確定潤滑方式 １３3.1.6對鏈輪軸的壓力計算 １３3.2鏈輪幾何尺寸的設計計算 １３3.2.1分度圓直徑計算 １３3.2.2齒頂圓直徑計算 １３3.2.3齒根圓直徑計算 １４3.2.4齒側凸緣直徑與齒寬的計算 １４3.3軸的設計計算 １５3.3.1第五軸的設計計算 １５3.3.2第四軸的設計計算 １８3.4軸承的校核 ２１3.4.1第五軸軸承的校核 ２１3.4.2第四軸軸承的校核 ２１3.5鍵的設計計算與校核 ２２3.5.1第五軸聯接平鍵的校核 ２２3.5.2第四軸聯接平鍵的校核 ２２3.1.3減速電機上聯接平鍵的校核 ２３3.6其它結構設計 ２４3.6.1推果輥軸設計 ２４3.6.2收集裝置設計 ２４3.7潤滑與密封 ２５3.7.1滾動軸承的潤滑 ２５3.7.2鏈輪的潤滑 ２５3.8主要缺點和有待進一步改進的地方 ２５4.結論 ２６參考文獻 ２７致謝 ２８PAGE41緒論1.1選題研究意義水果分選是水果進入流通領域的一個重要環節，直接關系到水果生產的效益。在市場經濟高度發達的今天，異地銷售、大宗農產品交易和農產品國際貿易等均離不開標準化。而水果分選就是實現水果商品標準化的最基礎的一步。我國是水果生產大國，但絕大部分水果來源于農村集體和個體種植戶，其品質差別很大，加上采摘及運輸過程中不同程度的損傷等影響，給水果的分選工作帶來一定的困難。目前許多水果的分選工作多由人工完成，缺點是勞動強度大，生產率低且分選精度不穩定。采用微機控制的機電一體化設備來代替人工作業，可以實現水果分選的自動化，有效地提高分選效率和分選精度。因此，研究開發水果采后的自動化處理設備，對水果進行分級篩選然后銷售或加工有著深遠的影響。1.2國內外水果機械化發展概況我國是世界水果生產消費大國，但還不是水果加工強國。水果的品質還難以完全滿足國內外消費者的要求，水果市場主要還在國內。隨著我國加入WTO，水果生產銷售面臨著激烈的全球市場競爭，因此必須盡快提升我國水果種植和加工的水平，縮短與國外的差距。近幾十年來，我國的水果加工水平提高緩慢，主要是我國的水果機械加工技術水平落后造成的。20世紀50年代以前，我國幾乎沒有食品機械工業，更不用說水果加工。水果的生產加工主要以手工操作為主，基本屬于傳統作坊生產方式。僅在沿海一些大城市有少量工業化生產方式的水果加工廠，所用設備幾乎是國外設備。進入20世紀50～70年代，水果加工業及水果機械行業得到一定的發展，全國各地新建了一大批水果加工工廠。但這樣依然沒有從根本上改變水果加工落后的面貌，這些加工廠尚處于半機械半手工的生產方式，機械加工僅用于一些主要的工序中，而其他生產工序仍沿用傳統的手工操作方式。到了20世紀80年代以后，水果工業發展迅速。這得益于80年代以后的改革開放政策。隨著外資的引入，出現很多獨資、合資等形式的外商水果加工企業。這些企業在將先進的水果生產技術引進國內的同時，也將大量先進的水果機械帶入國內。再加上社會對水果加工質量、品種、數量要求的不斷提高，極大地推進了我國水果工業以及水果機械制造業的發展。通過消化吸收國外先進的水果機械技術，使我國的水果機械工業的發展水平得到很大提高。20世紀80年代中期，我國水果工業實現了機械化和自動化。進入20世紀90年代以后，又進行了新一輪的技術改造工程。在這一輪的技術改造工程中，許多水果加工廠對設備進行了更新換代，或直接引進全套的國外先進設備，或采用國內廠家消化吸收生產出的新型機械設備。經過兩輪的技術改造工程，極大推進了我國水果機械工業的發展，水果機械工業現已形成門類齊全、品種配套的產業，已經為機械工業中的重要產業之一。1.3國內水果機械化未來發展方向水果在中國食品產業占有重要地位，隨著社會發展和進步，水果不但是人們生活的必需品，而且對經濟起了很好的作用，而水果分選機是水果生產中的一種主要機械。21世紀，中國將實現水果生產和加工全程機械化，以滿足水果生產規模化、經營產業化、水果產品多元化、水果質量無公害化的要求。水果機械將集機、電、液于一體，向智能化、自動化跨越。1.4目前國內常見的水果分選機目前我國水果業生產上使用的分選機類型很多，大小不一。根據水果檢測指標的不同，水果分選機大致可以分為大小分選機、重量分選機、外觀品質分選機和內部品質分選機。本課題主要研究的是一種最為常用的分選機——大小分選機，而根據其結構和工作原理的不同，大小分選機可分為篩子分選機、回轉帶分選機、輥軸分選機、滾筒式分選機。2總體方案的擬定2.1原理及優缺點分析 本課題主要研究的是滾筒式分選機，其滾筒由摩擦輪帶動，物料通過料斗流入到滾筒上時，在其上滾轉和移動，并在此過程中通過相應的孔流出，以達到分級目的。滾動式分選機的優點為：結構簡單，分級效率高，工作平穩，不存在動力不平衡現象。缺點為：機器占地面積大，篩面利用率低；只能對圓形水果進行分選。2.1.1 方案選擇為了實現預定的功用，有兩套方案可以實現：(參見圖2-1、圖2-2)方案一 采用單滾筒進行水果的分選

圖2-1方案一示意圖方案二 采用多滾筒進行水果的分選圖2-2方案二示意圖2.1.2方案比較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積更大；方案二是可更換滾筒的而方案一不能。所以方案一一般只能對單一種類的水果進行分選，而方案二可以對多類水果進行分選；方案二比方案一傷果率更低，因為方案一中水果會在滾筒內不斷的滾動，而方案二不會，水果會隨著滾筒上的圓孔移動，不易傷果；而且方案二較方案一更簡單。故采用方案二比較合理。2.2總體結構設計2.2.1總體結構總體結構分為以下主要部分（如圖2-3所示）：進料斗、滾筒、收集料斗、機架、傳動系統、摩擦輪、電機等。圖2-3水果分選機結構圖2.2.2分選流程四個滾筒按篩孔半徑由小到大的方式排列，故在該機器工作時，是優先選出小的水果再選出大的水果，最后沒選到的都通過5號收集料斗收集。2.2.3傳動路線水果分選機的傳動路線如圖所示，該機構電動機1通過減速器2后驅動鏈輪3傳動，將運動和動力傳遞給摩擦輪軸4，摩擦輪軸帶動摩擦輪5轉動，摩擦輪通過摩擦力驅動滾筒6轉動，滾筒轉動同時驅動下一排摩擦輪轉動，再驅動下一個滾筒轉動，以實現對水果的分級。1.電機2.3鏈輪45.摩擦輪6.滾筒圖2-4水果選機的動路線2.3各執行機構主要參數的計算2.3.1滾筒的分級設計考慮到水果大小形狀的差異，將滾筒的分級情況定為5級。在實際分級中，可以將相鄰的兩級料斗合為一級，以滿足不同分級的需要。現在設計采用4節滾筒，5級分選。2.3.2滾筒設計由于該水果分選機不是對單一的水果進行分選，而是可以對不同種類不同大小的水果進行分選（只要適當調換分級滾筒），故其沒有一個固定的生產能力水平（不同種類的水果其密度不同，尺寸區間不同）。已知（2-1）式中：u—長度與直徑之比；L—滾筒的長度，；D—滾筒的直徑，。又知一般取滾筒的長度為1m，據經驗知長度與直徑之比一般為2，所以2.3.3滾筒上篩孔分布的設計篩孔是分選機械的主要工作部分，其優劣程度直接影響分級效果。篩孔有正方形、矩形、正三角形等排列。經計算可知，正三角形排列篩面的有效系數比正方形排列增加16％，如圖2-5所示，其有效篩面面積更大，故在設計中采取正三角形排列。圖2-5正三形排列設兩篩孔的間隙為μ，篩孔直徑為d，篩孔在滾筒上的占有率為β。則由圖2-5有兩篩孔X方向的距離Hx為（2-2）兩篩孔Y方向的距離Hy為（2-3）滾筒上X方向的篩孔數nx可由得（2-4）滾筒上Y方向的篩孔數ny可由得（2-5）為使滾筒有較高的強度，工作穩定，且分果率高一般取μ=20mm，d=30～100mm，β=0.9，由以上公式可知滾筒上篩孔的分布情況，見表2-1。表2-1篩孔分布表孔徑間隙X向間距Y向間距X向上分布個數Y向上分布個數30205086.63111402060103.9269502070121.2228602080138.6197702090155.91768020100173.21559020110190.514510020120207.81342.3.4轉速n的確定從提高生產率出發n值越大越好；但是從工作穩定性出發n值宜小為好。為了正確選擇n值，我們參考了滾筒式谷物選種機的設計。滾筒不會將果子拋脫的滾筒極限轉速由式子（2-6）式中：滾筒半徑重力加速度取，可得而（2-7）式中：選速系數谷物選種機一般低速選λ為0.13～0.3。考慮到水果果皮和一般的谷物摩擦力不同，為了喂入可靠，我們將λ值修正為0.2.所以本機的滾筒轉速圓整后取。2.3.5滾輪和摩擦輪摩擦輪傳動具有結構簡單、制造容易、過載時打滑能保護零件、傳動平穩、無噪聲、可用于較高轉速的傳動中、易于連續平緩地無級變速等優點，缺點在于只適宜傳遞動力不大的場合。而該機器剛好滿足其條件，故這里采用摩擦輪傳動最好。滾輪和摩擦輪工作時，滾圈的動力是由摩擦輪與之摩擦所產生的，它們是一對相對運動的部件。通常為了維修及更換零件的方便，在設計上，摩擦輪所選擇的材料要比滾圈耐磨性差，以便把磨損落在摩擦輪上。摩擦輪和滾圈的結構如圖2-6所示。滾圈的常用材料為Q235、Q255、40號碳素鋼。摩擦輪的材料常為HT250、HT200等。這里取滾圈的材料為Q235,摩擦輪的材料為HT200，則其摩擦系數f=0.1～0.15。摩擦輪的寬度b一般比滾圈寬度B大10～20mm，以補償筒體熱脹冷縮和軸向竄動的需要，經計算摩擦輪外徑為，寬度為60（由與滾圈寬50關系式計算得出）。1.滾筒2.摩擦輪3.滾圈圖2-6摩擦輪與滾圈滾輪與摩擦輪受力情況如圖2-7所示圖2-7摩擦輪與滾圈受力示意圖由于各滾輪的長度和半徑相同，各篩孔的間隙相等，所以由表2-1可知篩孔半徑越小，篩孔數越多，篩孔間隙越多，滾筒重量越大。故可得G1＞G2＞G3＞G4由摩擦輪傳動的計算公式（2-8）式中：Ft傳遞的圓周力Nf——摩擦系數，由上知f=0.15；可靠性系數，動力傳動，儀表中，這里取；在接觸處產生的壓緊力這里。所以有可知正比于,又因為，所以，欲使該機器能平穩工作，就必須滿足。2.3.6功率計算對于摩擦輪傳動式，其功率可用下式計算：（2-9）式中：—滾筒轉動所需要的電動機功率，；—滾筒轉速，；—傳動效率，一般取，本設計中取；—滾筒所受力矩，；—摩擦輪傳動副個數，此機構中。又（2-10）所以由上面可知，所以(2-11)式中：—1號滾筒質量，,這里取=20kg；—1號滾筒上水果質量，；—如圖2-7中所示角，在這里取。而滾筒上水果的質量按下式計算（2-12）式中：L—滾筒的長度，；1—物料的密度，；1—物料在滾筒中的填充系數，一般為0.05～0.10。在本設計中，所涉及的滾筒用來篩選水果，按其平均質量和半徑，估算出物料密度大約為1.2×103kg，填充系數選取Φ=0.07將以上結果代入式2-11有2.3.7選擇電動機（1）選擇電動機類型和結構形式生產單位一般用三相交流電源，如無特殊要求(如在較大范圍內平穩地調速，經常起動和反轉等)，通常都采用三相交流異步電動機。我國已制訂統一標準的Y系列是一般用途的全封閉自扇冷鼠籠型三相異步電動機，適用于不易燃、不易爆、無腐蝕性氣體和無特殊要求的機械，如金屬切削機床、風機、輸送機、攪拌機、農業機械和食品機械等。由于Y系列電動機還具有較好的起動性能，因此也適用于某些對起動轉矩有較高要求的機械(如壓縮機等)。在經常起動，制動和反轉的場合，要求電動機轉動慣量小和過載能力大，此時宜選用起重及冶金用的YZ型或YZR型三相異步電動機。三相交流異步電動機根據其額定功率(指連續運轉下電機發熱不超過許可溫升的最大功率，其數值標在電動機銘牌上)和滿載轉速(指負荷相當于額定功率時的電動機轉速，當負荷減小時，電機實際轉速略有升高，但不會超過同步轉速——磁場轉速)的不同，具有系列型號。為適應不同的安裝需要，同一類型的電動機結構又制成若干種安裝形式。各型號電動機的技術數據(如額定功率、滿載轉速、堵轉轉矩與額定轉矩之比、最大轉矩與額定轉矩之比等)、外形及安裝尺寸可查閱產品目錄或有關機械設計手冊。按已知的工作要求和條件，選用Y型全封閉籠型三相異步電動機。（2）選擇電動機類型的功率由前面設計計算已知，工作機所需的電動機輸出功率為電動機至第五軸之間的總效率為==0.91所以電動機的輸入功率為==1.69因這里考慮到該水果分選機的結構為二級減速，初選一級減速比為2:1，二級減速比為5:1.又因為滾筒轉速為12r/min。所以需電機輸出轉速為120r/min。查表知沒有這樣的電動機，所以可直接選擇減速電動機（減速機和電機的集成體）。初選電動機的同步轉速為750r/min,由P電動機輸入≤P電動機額定，故根據參考文獻[15]中表12-1，選擇電動機型號為Y132S-8，其額定功率為2.2kW，滿載轉速為710r/min，即r/min減速機減速比為71：12。所以這里選擇三相異步電動機為Y132S-8，減速比為71:12的臥式減速電動機。3主零的擇設計3.1滾子鏈傳動的設計計算根據設計可知鏈輪傳動比為2。鏈輪傳動的傳動方式是通過鏈輪輪齒與鏈條的嚙合來傳遞運動和動力。鏈輪傳動與摩擦型的帶傳動相比，鏈傳動無彈性滑動和整體打滑現象，因此能保持準確的平均傳動比，傳動效率較高；又因鏈條不像帶那樣張得很緊，所以作用于軸上的徑向壓力較小；鏈條采用金屬材料制造，在同樣的使用條件下，鏈傳動的整體尺寸較小，結構較為緊湊；同時，鏈傳動能在高溫和潮濕的環境中工作。故這里選擇鏈傳動。3.1.1鏈輪齒數選擇由可取推薦值，則由計算大鏈輪齒數3.1.2計算功率確定由參考文獻[12]中表9-6查得工作情況系數KA=1.0，由圖9-13查得KZ=0.93，單排鏈，則計算功率為3.1.3鏈條型號和節距的選擇根據K,小鏈輪轉速,由圖9-11選用12A型。查表9-1，確定鏈條節距為。3.1.4鏈節數和中心距的計算初選中心距mm。取。則相應的鏈長節數為取鏈長節數節。查參考文獻[12]表9-7得中心距計算系數，則鏈傳動的最大中心距為3.1.5計算鏈速v，確定潤滑方式由和鏈號12A，查參考文獻[12]中圖9-14可知應采用滴油潤滑。3.1.6對鏈輪軸的壓力計算有效圓周力為：鏈輪水平布置時的壓軸力系數，則傳動對鏈輪軸的壓力為3.2鏈輪幾何尺寸的設計計算由以上計算可知該鏈條型號為12A，所以其滾子直徑為，鏈條節距為3.2.1分度圓直徑計算由（3-1）所以小鏈輪分度圓直徑大鏈輪分度圓直徑3.2.2齒頂圓直徑計算，對于三圓弧-直線齒形所以小鏈輪齒頂圓=173.27取整，大鏈輪齒頂圓=337.36取整。3.2.3齒根圓直徑計算小鏈輪齒根圓直徑=164.1-11.91=152.19，取152.2大鏈輪齒根圓直徑=327.6-11.91=315.69，取315.73.2.4齒側凸緣直徑與齒寬的計算由圖9-11選用12A型。查表9-1，可知內鏈板高度h2=18.08mm，內鏈節內寬b1=12.57mm。由公式（3-2）知對于小鏈輪有=143.42對于大鏈輪有=307.5因為，所以3.3軸的設計計算3.3.1第五軸的設計計算（1）由參考文獻[12]中式（15-2）初步估算軸的最小軸徑：（3-3）確定公式內的各種計算數值選軸的材料為45鋼（調質），由參考文獻[12]中表15—3，取A0=104。由前面的設計算得P5=1.54kW，n5=60r/min。所以有=30.68所以軸的最小直徑=34.97，圓整后取（2）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3-1所示的裝配方案。圖3-1軸的結構2）根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度a、為滿足滾動軸承的軸向定位要求，Ⅴ-Ⅵ段的左端需制出一軸肩，故取Ⅴ-Ⅵ段的直徑dⅤ–Ⅵ=35mm。初步選擇滾動軸承。因軸承只受有徑向力的作用，故選用深溝球軸承。參照工作要求并根據dⅤ–Ⅵ=35mm，由參考文獻[15]中初步選取0基本游隙組、標準精度級的深溝球軸承6207，其尺寸為d×D×T=35mm×72mm×17mm，故LⅤ–Ⅵ=18.5mm；滾動軸承右端采用軸承座作定位。b、為了滿足大鏈輪的軸向定位要求，Ⅳ-Ⅴ段的左端需制出一軸肩，故取Ⅳ-Ⅴ段的直徑dⅣ–Ⅴ=40mm；大鏈輪與軸配合的轂孔長度L1=34mm，摩擦輪與軸的配合長度L2=60mm，還有過渡段長度L3=7.5mm，故LⅣ–Ⅴ=L1+L2+L3=34+60+7.5=101.5mmc、因為滾筒的工作區間為900mm，左端的滾圈與摩擦輪相配合，所以軸的過渡段LⅢ–Ⅳ=900mm，dⅢ–Ⅳ=50mm。d、由該水果分選機所設計的結構可知，摩擦輪為對稱配置。所以該軸的右端也是對稱的。所以有LⅡ–Ⅲ=101.5mm，dⅡ–Ⅲ=40mm；LⅠ–Ⅱ=18.5mm，dⅠ–Ⅱ=35mm。至此，已經確定了軸5各段的直徑和長度。（3）軸上零件的周向定位摩擦輪、大鏈輪的周向定位采用平鍵連接。按dⅣ–Ⅴ=40mm，由參考文獻[12]表6-1查得平鍵截面b×h=12mm×8mm，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為70mm，同時為了保證摩擦輪與軸配合良好的對中性，所以此處軸的直徑尺寸公差為h6；為了使加工更簡單，并且能夠達到相同的效果，所以這里將摩擦輪與大鏈輪裝在同一節軸上。滾動軸承與軸的周向定位是由過度配合來保證的，此處軸的直徑尺寸公差為m6。（4）確定軸上圓角和倒角尺寸參考參考文獻[12]中表15-2，取軸端倒角為C1，各軸肩處的圓角半徑為1.2mm和1.6mm。（5）求軸上的載荷首先根據軸的結構圖（圖3-1）做出軸的計算簡圖。在確定軸承的支點位置時，應從手冊中查取a值（參看參考文獻[12]中圖15-23）對于6207型深溝球軸承來說將其分布載荷簡化集中在軸承中點上，而且該軸沒有軸向力作用，所以可根據軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖，如圖3-2所示。從軸彎矩和扭矩圖中可以看出截面B和C是軸的危險截面。現將計算出的截面B處的、及的值列于下表（參看圖3-2）。表3-1截面B支反力及矩數值載荷 水平面H 垂直面V 支反力F FNH1=217.9N,FNH2=217.9N FNV1=79.4N,FNV2=79.4N彎矩M MH1=18848.35N·mm MV1=6868.1N·mmMH2=18848.35N·mmMV2=6868.1N·mm總彎矩 M1=M2=√(18848.352+6868.12)=20060.7N·mm扭矩T T=65570N·mm圖3-2軸的荷分圖（6）按彎扭合成應力校核軸的強度進行校核時通常只校核軸上承受最大彎矩扭矩的截（即危險截面的強度。根據參考文獻[12]中式（15-5）和表15-4及上表中的數據，以及軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環變應力，取，軸的計算應力=8.02前面已選定軸的材料為45鋼調質處理參考文獻[12]中表15-1查得〔σ1〕=60MPa，因此有σca<〔σ1〕,故安全。3.3.1第四軸的設計計算1）由參考文獻[12]中式（15-2）初步估算軸的最小軸徑：（3-3）確定公式內的各種計算數值。選軸的材料為45鋼（調質），由參考文獻[12]中表15—3，取A0=104。由前面的設計算得P4=0.75kW，n4=60r/min。所以有=24.14所以軸的最小直徑（2）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3-3所示的裝配方案。圖3-3軸的結構2）根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度a、為滿足滾動軸承的軸向定位要求，Ⅴ-Ⅵ段的左端需制出一軸肩，故取Ⅴ-Ⅵ段的直徑dⅤ–Ⅵ=25mm。初步選擇滾動軸承。因軸承只受有徑向力的作用，故選用深溝球軸承。參照工作要求并根據dⅤ–Ⅵ=25mm，由參考文獻[15]中初步選取0基本游隙組、標準精度級的深溝球軸承6205，其尺寸為d×D×T=25mm×52mm×15mm，故LⅤ–Ⅵ=17.5mm；滾動軸承右端采用軸承座作定位。b、為了滿足大鏈輪的軸向定位要求，Ⅳ-Ⅴ段的左端需制出一軸肩，故取Ⅳ-Ⅴ軸段的直徑dⅣ–Ⅴ=30mm；大鏈輪與軸配合的轂孔長度L1=34mm，摩擦輪與軸的配合長度L2=60mm，還有過渡段長度L3=8.5mm，故LⅣ–Ⅴ=L1+L2+L3=34+60+8.5=102.5mm。c、因為滾筒的工作區間為900mm，左端的滾圈與摩擦輪相配合，所以軸的過渡段LⅢ–Ⅳ=900mm，dⅢ–Ⅳ=40mm。d、由該水果分選機所設計的結構可知，摩擦輪為對稱配置。所以該軸的右端也是對稱的。所以有LⅡ–Ⅲ=102.5mm，dⅡ–Ⅲ=30mm；LⅠ–Ⅱ=17.5mm，dⅠ–Ⅱ=25mm。至此，已經確定了軸5各段的直徑和長度。（3）軸上零件的周向定位摩擦輪、大鏈輪的周向定位采用平鍵連接。按dⅣ–Ⅴ=30mm，由參考文獻[12]表6-1查得平鍵截面b×h=8mm×7mm，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為68mm，同時為了保證摩擦輪與軸配合良好的對中性，所以此處軸的直徑尺寸公差為h6；為了使加工更簡單，并且能夠達到相同的效果，所以這里將摩擦輪與大鏈輪裝在同一節軸上。滾動軸承與軸的周向定位是由過度配合來保證的，此處軸的直徑尺寸公差為m6。（4）確定軸上圓角和倒角尺寸參考參考文獻[12]中表15-2，取軸端倒角為C1，各軸肩處的圓角半徑為1.0mm。（5）求軸上的載荷首先根據軸的結構圖（圖3-3）做出軸的計算簡圖。在確定軸承的支點位置時，應從手冊中查取a值（參看參考文獻[12]中圖15-23）對于6205型深溝球軸承來說將其分布載荷簡化集中在軸承中點上，而且該軸沒有軸向力作用，所以可根據軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖，如圖3-4所示。從軸彎矩和扭矩圖中可以看出截面和是軸的險截面。現將計算出的截面處的、及T的值列于表3-2（參看圖3-4）。表3-2截面B支反力及矩數值載荷 水平面H 垂直面V支反力F FH112.1N,N2=N FV1154.4,N2154.4N彎矩M MH1=Nmm M1=13124·mmMH2=NmmM2=13124N·m總矩 M1=M=√(+=Nmm扭矩T T=32129.3·mm圖3-4軸的荷分圖（6）按彎扭合成應力校核軸的強度進行校核時通常只校核軸上承受最大彎矩扭矩的截（即危險截面B的強度。根據參考文獻[12]中式（15-5）和表15-4軸的抗彎截面系數計算公式及上表中的數據，以及軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環變應力，取，軸的計算應力=10.19前面已選定軸的材料為45鋼調質處理參考文獻[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軸材料相同，轉速相同。據式3-3。所以、、。為了使加工簡單，可實行批量化生產故這里使1軸、2軸、3軸與4軸相同，也能保證其工作需要。3.4軸承的校核3.4.1第五軸軸承的校核由于只受徑向力的作用，且左右軸承受力大小相同，所以在這里僅需校核其中任意一個軸承即可，現取右軸承進行校核，故。預期計算軸承壽命（按工作10年，年工作200天，9小時工作制），則有：據參考文獻[12]中式13-6知右軸承的基本額定動載荷=932.24查參考文獻[15]中表6-1可知，6027型深溝球軸承的基本額定動載荷。因此有，故安全。同理左邊軸承，也安全。3.4.1第四軸軸承的校核由于只受徑向力的作用，且左右軸承受力大小相同，所以在這里僅需校核其中任意一個軸承即可，現取右軸承進行校核，故預期計算軸承壽命（按工作10年，年工作200天，9小時工作制），則有：據參考文獻[12]中式13-6知右軸承的基本額定動載荷=622.58查參考文獻[15]中表6-1可知，6025型深溝球軸承的基本額定動載荷。因此有，故安全。同理左邊軸承，也安全。3.5鍵的設計計算與校核3.5.1第五軸聯接平鍵的校核已知裝大鏈輪處的軸徑，第五軸上轉矩是65.57，載荷有輕微沖擊。（1）選擇鍵聯結的類型和尺寸一般8級以上精度的鏈輪有定心精度要求，應選用平鍵聯接。由于鏈輪不在軸端，而且與摩擦輪共用同一段，故選用圓頭普通平鍵（型）。根據，由參考文獻[12]中表6-1查得鍵的截面尺寸為：寬度，高度mm。由輪轂寬度并參考鍵的長度系列，所以取鍵長（比輪轂寬度小）。（2）校核鍵連接的強度鍵軸、摩擦輪和大鏈輪的材料都是鋼，由參考文獻[12]中表6-2查得許用擠壓應力，取平均值。鍵工作長度l=L－b=70－12=58鍵與輪轂鍵槽的接觸高度。由參考文獻[12]中式（6-1）可得：14.1故合適。鍵的標記為：鍵12×70GB/T1096－2003。3.5.2第四軸聯接平鍵的校核已知裝大鏈輪處的軸徑，第四軸上轉矩是32.13，載荷有輕微沖擊。（1）選擇鍵聯結的類型和尺寸一般8級以上精度的摩擦輪有定心精度要求，應選用平鍵聯接。由于摩擦輪不在軸端，故選用圓頭普通平鍵（型）。根據，由參考文獻[12]中表6-1查得鍵的截面尺寸為：寬度，高度。由輪轂寬度并參考鍵的長度系列，所以取鍵長L=50（比輪轂寬度小）。（2）校核鍵連接的強度鍵軸和摩擦輪的材料都是鋼，由參考文獻[12]中表6-2查得許用擠壓應力，取平均值=110。鍵的工作長度=42，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度。由參考文獻[12]中式（6-1）可得：14.57故合適。鍵的標記為：鍵8×50GB/T1096－2003。3.5.3減速電機聯接平鍵的校核已知裝小鏈輪處的軸徑，小鏈輪輪轂寬度為30，需傳遞的轉矩是，載荷有輕微沖擊。（1）選擇鍵聯結的類型和尺寸一般8級以上精度的鏈輪有定心精度要求，應選用平鍵聯接。由于鏈輪在軸端，故選用單圓頭平鍵（A型）。根據，由參考文獻[12]中表6-1查得鍵的截面尺寸為：寬度，高度h=8。由輪轂寬度并參考鍵的長度系列，所以取鍵長L=25（比輪轂寬度小）。（2）校核鍵連接的強度鍵、減速電機軸和鏈輪的材料都是鋼，由參考文獻[12]中表6-2查得許用擠壓應力，取平均值=110。鍵工作長度，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度。由參考文獻[12]中式（6-1）可得：21.57故合適。鍵的標記為：鍵12×25 GB/T1096－2003。3.6其它結構設計3.6.1推果輥軸設計為了使果子不卡在滾筒的篩孔里，從而影響到整個機器的工作和傷果，這里采用一種推果輥軸的設計，如下圖3-5。就是一根軸通過軸承固定在軸承座上。為了得到很好的推果效率和節約材料，這里可采用直徑為40mm的空心軸。圖3-5推果輥軸的設計3.6.2收集裝置設計為了使收集方便，這里對收集槽采用斜面設計。這樣就可以使果子落到收集槽里后可以順著斜面滾向出口。為了達到此種目的，而又不破壞該機器的整體結構，這里使斜面的傾角為5。。為了使出口開口大小方便調節，這里采用滑槽設計，左端加一顆螺釘作定位固定。如圖3-6。圖3-6收集斗出口的設計3.7潤滑與密封因運動副間存在摩擦，摩擦是一種不可逆的過程，其結果必會存在能量的的損耗和摩擦表面物質的喪失和遷移，為了更好的控制摩擦、磨損，減少能量的損失，降低材料的消耗，這里采用潤滑，下面是各運動副的潤滑方式：3.7.1滾動軸承的潤滑因為本設計所涉及的滾動軸承全是安裝在軸承座上的，所以這里選擇油潤滑中的滴油潤滑較為合適。查參考文獻[15]中中表7-1，選用全損耗系統用油代號為L-AN15，適用于小型機床齒輪箱、傳動裝置軸承，中小型電機，風動工具等。3.7.2鏈輪的潤滑為了改善鏈輪和鏈條的工作狀況，確保運轉正常及預期的壽命，且鏈輪副為開式鏈輪，通常用人工周期性加潤滑油脂，這里選用通用鋰基潤滑脂，代號選用1號。3.8主要缺點和有待進一步改進的地方缺點:（1）還需人工調節，勞動強度較大（2）更換滾筒時還有點麻煩（3）該機是間歇性工作，生產連續性不高有待進一步改進的地方:（1）采用自動控制裝置（2）采用自動送料機構４結論這次畢業設計是我對大學的全部基礎課、技術基礎課以及大部分專業課的一次深入的綜合性的總復習,也是一次理論聯系實際的訓練,因此,它在我們四年的大學生活中占有重要的地位。通過這次設計實踐，使我逐步樹立了正確的設計思想，增強了創新意識，熟悉并掌握了機械設計中的一般規律和方法，培養了我的分析問題和解決問題能力。通過設計計算、繪圖以及運用技術標準、規范、設計手冊等有關設計資料，使我進行了較全面的機械設計基本技能訓練。另外通過本次設計使我領悟出機械設計的一般進程：設計準備、傳動裝置總體設計、傳動零件設計計算、裝配圖設計、零件工作圖設計、編寫設計說明書。如果隨意打亂這個過程則在設計過程中定會多走彎路。在設計過程中在獨立完成的同時，還要及時跟指導老師溝通和請教。每個階段完成后要認真檢查，有錯誤要認真修改，精益求精。畢業設計的各個階段是相互聯系的。設計時，零、部件的結構尺寸不是完全由計算確定的，還要考慮結構、工藝性、經濟性以及標準化、系列化等要求。由于影響零、部件尺寸的因素很多，隨著設計的進展，考慮的問題要更全面和合理，故后階段設計要對前階段設計中的不合理結構尺寸進行必要的修改。所以，設計要邊計算、邊繪圖，反復修改，設計計算和繪圖交替進行。在設計中要貫徹標準化、系列化與通用化可以保證互換性、減低成本、縮短設計周期，這是機械設計應遵循的原則之一，也是設計質量的一項評價指標。在設計中應熟悉和正確采用各種有關技術標準與規格，盡量采用標準件，并應注意一些尺寸需圓整為標準尺寸。同時設計中應減少材料的品種和標準件的規格。畢業設計是每一位大學生的必修課,它要求學生獨立的思考問題