水果分选机设计

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摘要 (1)
关键词 (1)
1 前言 (2)
2 总体方案的拟定 (3)
2.1 原理分析 (3)
2.2 总体结构设计 (5)
2.3 各执行机构主要参数的计算 (6)
2.4 传动装置的运动和动力参数的计算 (13)
3 主要零件的选择和设计 (15)
3.1 皮带传动的设计计算 (15)
3.2 直齿圆柱齿轮的设计计算 (17)
3.3 滚子链传动的设计计算 (20)
3.4 轴的设计计算 (21)
3.4.1 高速轴的设计计算 (21)
3.4.2 低速轴的设计计算 (24)
3.5 轴承的校核 (27)
3.6 键的设计计算与校核 (27)
3.7 润滑与密封 (28)
3.8 主要缺点和有待进一步改进的地方 (29)
4 结束语 (29)
参考文献 (31)
致谢 (32)
水果分选机的设计
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，设计出了一种新型水果分级分选机构。

该水果分级分选机是由分级滚筒、传动机构和电动机组成。

采用电动机提供动力，通过带轮传动机构，将运动和动力传送到直齿圆柱齿轮减速器，然后再通过链轮传动机构，将所需的运动和动力传送至分级滚筒上，从而实现水果的分选。

整个机构简单且易于操作，便于维护，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前提。

关键词：水果；形状；分选机构；分级滚筒；
The design of fruit sorting machine
Abstract:This paper analyzes the present situation of the Chinese domestic and foreign fruit sorting machine research and development, on the future prospects, we design a new type of fruit sorting mechanism. The fruit sorting machine is composed of grading cylinder, transmission mechanism and a motor. The power provided by a motor, through a belt pulley transmission mechanism, the movement and power is transmitted to the straight tooth cylindrical gear reducer, and then through the chain wheel transmission mechanism, the required movement and power is transmitted to the classification on the drum, thereby we can realize the separation of fruit. The entire mechanism is simple and easy to operate, easy to maintain, improve production efficiency, reduce labor intensity, which help to achieve the fruit processing mechanization and scale and to provide the premise.
Key Words:fruit; shape; the grading mechanism; grading cylinder
1 前言
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苹果商品标准化的最基础的一步。

我国是水果生产大国，但绝大部分苹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。

目前苹果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，可以实现苹果分选的自动化，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，对苹果进行分级筛选然后销售或加工。

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主要有以下几种类型
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 原理分析
分选机上的分级装置的孔眼的大小和形状必须根椐水果的大小、形状和产品工艺要求确定。

特别注意分级级数的设计计算，提高分选质量，以保证后序工序的顺利进行。

水果分选机是由分选机构、传动机构和电动机组成。

水果分选时将水果运送至进料斗，然后流入到分级滚筒或摆动筛中，使水果在滚筒里滚转和移动或在摆动筛中作相对运动，并在此过程中通过相应的孔流出，以达到分级目的。

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1、图2)
方案一采用摆动筛式进行水果的分选
图1方案一示意图
Fig1 The figure of program 1
方案二采用滚筒式进行水果分选
图2 方案二示意图
Fig2 The figure of program 2
2.1.2 方案的比较
方案一采用摆动筛式来进行水果的分选，其机械振动装置由皮带传动使偏心轮回转，偏心轮带动曲柄连杆机构实现机体的直线往返式摆动。

摆动筛分选机的优点为：结构简单，制造、安装容易；筛面调整方便，利用率高；以直线往复摆动为主。

振动
为辅，对物料损伤少；适用多物料及同一物料多种不同规格的分级。

缺点为：动力平衡困难，噪音大，清洗不方便等。

方案二采用滚筒式来进行水果的分选，其滚筒由摩擦轮带动，物料通过料斗流入到滚筒时，在其间滚转和移动，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；由于筛孔调整困难，对原料的适应性差。

本课题研究的主要目的是实现水果生产的规模化和机械化，而且主要针对单一物料进行分级，对水果的损伤情况不做过多要求，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3所示）：
进料斗、滚筒、收集料斗、机架、传动装置、摩擦轮等。

图3 水果分选机结构图
Fig3 The principle figure of the structure of the fruit sorter
2.2.2 传动路线
水果分选机的传动路线如图4所示，该机构是通过电动机驱动皮带传动，将运动和动力直齿圆柱齿轮减速器，通过减速器减速后，再由链轮传动机构将运动和动力传递给摩擦轮，在摩擦轮的带动下，以实现对水果的分级。

1.电机
2.皮带轮
3.摩擦轮
4.摩擦轮轴
5.单级直齿圆柱齿轮减速器
6.链传动
图4 水果分选机的传动路线
Fig4 The transmission route of the fruit sorter
2.3 各执行机构主要参数的计算
2.3.1 滚筒设计
考虑到水果大小形状的差异，将滚筒的分级情况定为6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5节筛筒，6级分级。

2.3.2滚筒孔眼总数的确定
生产能力G可由下式计算：
G＝3600zλm／1000×1000 （2-1）式中：z为滚筒上的孔眼总数；G为生产能力；λ为在同一秒内从筛孔掉下物料的系数，因分选机型和物料性质不同而异，滚筒式可取1．0％～2．5％；m为物料的平均质量。

根据设计要求给定的参数G=12 t/h，m=400g，λ= 2.0％
可求出z =1000×1000G／3600λm =1000×1000×12／3600×0.02×400 =417（个）2.3.3滚筒直径D、长度L以及各级排数P和各排孔数Z的确定
在生产能力已知的情况下，通过式（2-1）求取的Z为滚筒上所需的孔数。

但由于各级筛孔孔径不同而滚筒直径相同，所以这个总孔数不能平均分配在各级中，而应根据工艺的要求分成不同直径的若干级别，再依级数设每级排数以确定同一级每排筛孔
数。

若把滚筒展开成平面，则其关系为
每级孔数=排数×每排孔数
每级长度=（每级筛孔直径×每排孔数）＋（筛孔间隙×各排孔数）
则 滚筒的圆周长度=（排数×各级孔径）＋（排数×孔径）
理论上，每级的孔数之和等于总孔数Z ，每级长度之和是所设计的滚筒长度，但这样设计计算各级滚筒的直径各不相同，无法连接在一起。

因此一般取滚筒中直径较大的一级作为整个滚筒的直径。

初步确定滚筒直径和长度后，用D:L=1:4～6进行校核，若不在此范围内，就应重新调整每级排数或孔数，直至达到此比例范围内为止。

一般若L ﹥6D ，则可适当增加排数，减少每排孔数；若L ﹤6D ，则应增加每排孔数，减少排数。

现在由分选所需水果的需求，对筛筒孔径作如下估计：
表1 筛孔孔径的参数
Table 2 the parameter of screen size
筛孔 孔径长×宽（mm ） 孔隙（mm ） 粒径分布比例系数
a i
轴向分布比例系数b i 第一级
80×40 15 1/8 1/2 第二级
85×45 20 1/2 1/4 第三级
90×50 25 1/4 1/8 第四级
95×55 30 1/8 1/8 第五级 100×60 35 1/8 1/8
2.3.4 各级筛孔数的计算
（1）各级筛孔的孔数
Z 1=a i b i Z 。

（2-2）
式中：Z 1—每个筛孔的个数，个；
a i —原料粒径分布比例系数；
b i —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/∑a i b i （2-3）
则 Z 。

=417 /（ 1/8×1/2＋1/2×1/4＋1/4×1/8＋1/8×1/8＋1/8×1/8）=1668（个）
则，可求
Z 1=a i b i Z 。

=1/8×1/2×1668=104
Z 2=a i b i Z 。

=1/2×1/4×1668=209
Z 3=a i b i Z 。

=1/4×1/8×1668=52
Z 4=a i b i Z 。

=1/8×1/8×1668=26
Z 5=a i b i Z 。

=1/8×1/8×1668=26
（3）筛孔排数与每排孔数的计算
已知u = L/D （2-4） 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=∑L i =1/P 0∑Z i /C i (d i ＋e i ) （2-5）
式中：P 0—基准排数，通常以第一级为基准；
d i —各级筛孔的直径，m ；
e i —个级筛孔的孔径，m ；
C i —筛孔的直径及间隙对排数的影响比例系数。

又知C I = P 1／P 0 （2-6）
式中：P 1—各级筛孔的排数
因 S i = d i ＋e i
故 P i =2πD / 3 S i
则将这些转换式对L=∑L i =1/P 0∑Z i /C i (d i ＋e i )进行化简，得
L=2πD / 3 S i 〔Z 1(d 1＋e 1)2＋Z 2(d 2＋e 2)2＋Z 3(d 3＋e 3)2＋Z 4(d 4＋e 4)2＋Z 5(d 5＋e 5)2〕
又估计u = L/D=4 则D= 1/4L
则L 2=23 / 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=2.3 m
则D= 1/4L=0.575 m
则由P i =2πD / 3 S i ，得
P 1=2π×0.575 / 3 (0.080＋0.015)=23
P
2
=2π×0.575 / 3 (0.085＋0.020)=20
P
3
=2π×0.575 / 3 (0.090＋0.025)=18
P
4
=2π×0.575 / 3 (0.095＋0.030)=17
P
5
=2π×0.575 / 3 (0.100＋0.035)=15由此可得各级滚筒每排孔数：
由Z
Pi =Z
i
/P
i
可得
Z
P1
= Z
1
/P
1
= 104／23 =5
Z
P2
= Z
2
/P
2
= 209／20 =10
Z
P3
= Z
3
/P
3
= 52／18 =3
Z
P4
= Z
4
/P
4
= 26／17 =2
Z
P5
= Z
5
/P
5
= 26／15 =2
经圆整后，各级滚筒每排的孔数为：
Z P1=4 Z
P2
=7 Z
P3
=3 Z
P4
=3 Z
P5
=2
（4）滚筒直径的确定
各级滚筒的周长为
l
i = 3/2 (d
i
＋e
i
)P
i
（2-7）
l
1 = √3/
2 (d
1
＋e
1
)P
1
=3/2 (0.080＋0.015)×23=1.892 m
l 2 = √3/2 (d
2
＋e
2
)P
2
=3/2 (0.085＋0.020)×20=1.819 m
l 3 = √3/2 (d
3
＋e
3
)P
3
=3/2 (0.090＋0.025)×18=1.793 m
l 4 = √3/2 (d
4
＋e
4
)P
4
=3/2 (0.095＋0.030)×17=1.840 m
l 5 = √3/2 (d
5
＋e
5
)P
5
=3/2 (0.100＋0.035)×15=1.754 m
各级计算周长中，最长的作为整个滚筒的周长，则l=1.892 m。

（5）筛孔间隙修正
因为各级计算周长与确定的滚筒轴长l存在差值，则按下式修正：
e
i =2l/3 P
i
－d
i
（2-8）
则 e
1
=2×1.892/3×23－0.080 =0.015
e
2
=2×1.892/3×20－0.085 =0.024
e
3
=2×1.892/3×18－0.090 =0.031
e
4
=2×1.892/3×17－0.095 =0.034
e
5
=2×1.892/3×15－0.100 =0.046 （6）滚筒直径
D=l/π（2-9）则 D=1.892/π=0.60 m
（7）长径比验算
总长度的确定，应将各级的一侧边缘尺寸f
i
计入，因此
L=∑L
i ＋∑f
i
（2-10）
又知 f
i = S
i
／2=1/2(d
i
＋e
i
) （2-11）
则滚筒的长度为
L=∑Z
Pi (d
i
＋e
i
)＋1/2∑(d
i
＋e
i
) （2-12）
则 L=∑Z
Pi (d
i
＋e
i
)＋1/2∑(d
i
＋e
i
) （2-13）
L=〔4×(0.080＋0.015)＋7×(0.085＋0.020)＋3×(0.090＋0.025)＋3×(0.095＋0.030)＋2×(0.100＋0.035) 〕＋1/2〔(0.080＋0.015)＋(0.085＋0.020)＋(0.090＋0.025)＋(0.095＋0.030)＋(0.100＋0.035)〕=2.393 m
将计算出的滚筒长度和直径代入长径比公式中进行验算，若不超过规定长度比的5％，则可确定长度和直径；否则要重新进行校正。

由计算知 D=0.60 m L=2.393 m
则u = L/D=2.393/0.60=3.99
规定的u = L/D=4 则相差值为4-3.99=0.01＜5％，符合要求。

故可确定滚筒 D=0.60 m L=2.393 m
2.3.5 转速n及水平倾角a的确定
滚筒的转速影响分级效率及生产能力，而滚筒的转速取决于直径。

滚筒一般呈倾斜放置，则通常转速可由以下公式确定：
n = 12～14 /√R （2-14）则由前面滚筒尺寸参数计算中，知D=0.60 m，根据公式可得本设计中的转速范围n = 12～14 /√R=12～14 /√0.60=15～18 r/min
又考虑滚筒的转速一般为10～15 r/min，一般不超过30 r/min。

在结合实际生产需求，最终确定滚筒的转速n=18 r/min。

由上式可知，n与√R成反比，即滚筒直径越大，其转速越小。

而滚筒的倾角a与滚筒的长度有关，一般约为3o～5o，长的滚筒取小值，短的取大值。

本设计中滚筒的长度为L=2.393 m，结合实际生产的需要，取a=4 o。

2.3.6 滚轮和摩擦轮
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，她们是一对相
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5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。

摩擦轮的宽度b 一般比滚圈宽度B 大30～40 mm ，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d=375 mm ，宽度为90 mm （由与滚圈宽60 mm 关系式计算得出）。

1.滚筒
2.摩擦轮
3.滚圈 图5 摩擦轮与滚圈
Fig5 The friction wheel and the rolling ring
2.3.7 功率计算
对于摩擦轮传动式，其功率可用下式计算：
P=Rn(m 1＋13m 2)g/60η （2-15） 式中：P —滚筒转动所需要的电动机功率，W ；
R —滚筒内半径，m ； n —滚筒转速，r/min ； m 1—滚筒本身质量，kg ； m 2—滚筒内原料质量，kg ；
η—传动效率，一般取0.6～0.7。

本设计中取η=0.6。

m 2=πR 2Lr 1Φ （2-16） 式中：L —滚筒的长度，m ；
r 1—物料的密度，kg/m 3；
Φ—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1.2×103 kg/m3，填充系数选取Φ=0.07，则
m 2=πR2Lr
1
Φ=3.14×﹙（0.60-0.002×2）/2﹚2×2.393×1.2×103×0.07=56 kg
将以上结果代入滚筒转动时所需的电动机功率P的计算公式中：
P=Rn(m
1＋13m
2
)g/60η
=﹙（0.60-0.002×2）/2﹚×18×(62＋13×56) ×9.81/60×0.6=1155 W
2.3.8 筛孔的设计
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，正三角形排列筛面的有效系数比正方形排列增加16％，如图6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6 正三角形排列
Fig6 The equilateral triangle arrangement
2.3.9 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
P
工作输出
=1.155 KW
电动机至运输带之间的总效率为
η总=η皮带η齿轮η3滚动轴承η链轮η2摩擦轮
=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=1.155/0.703
=1.64 kW （3）初选同步转速为750 r/min的电动机
由P
电动机输入≤P
电动机额定
，故根据《机械设计课程设计手册》表12-1，选择电动机型号
为Y132S-8，其额定功率为2.2 KW，满载转速为710 r/min，即
P
电动机额定
=2.2 kW
n
电动机额定
=710 r/min
2.4 传动装置的运动和动力参数的计算
2.4.1 各传动装置的总传动比及各轴转速的计算的计算
分配各级传动比时应考虑的问题：
（1）各级传动比机构的传动比应在推荐值的范围内，不应超过最大值，已利于发挥其性能，并使其结构紧凑。

（2）应使各级传动的结构尺寸协调、匀称。

例如：由V带传动和齿轮传动组成的传动装置，V带传动的传动比不能过大，否则会使大带轮半径超过变速器的中心高，造成尺寸不协调，并给机座设计和安装带来困难。

（3）应使传动装置外廓尺寸紧凑，重量轻。

在相同的总中心距和总传动比情况下，具有较小的外廓尺寸。

（4）在变速器实际中常使各级大齿轮直径相近，使大齿轮有相近的侵油深度。

高、低速两极大齿轮直径相近，且低速级大齿轮直径稍大，其侵油深度也稍深些有利于侵油润滑。

（5）应避免传动零件之间发生干涉碰撞。

高速级大齿轮与低速轴发生干涉，当高速级传动比过大时就可能产生这种情况。

除考虑上诉几点还要理论联系实际，思考机器的工作环境、安装等特殊因素。

这样我们就可以通过实测与理论计算来分配各级的传动比了。

电动机的满载转速为710 r/min, 要求的输出为18r/min，则总的传动比为：
n
m
/ n=710/18≈39.44
V带传动比常用范围
``i≤7；
圆柱齿轮传动单级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 i
1
=3；
第二级齿轮传动传动比 i
2
=4；
第三级链传动传动比 i
3
=2；
第二级摩擦轮传动传动比 i
4
=1.6。

电动机轴为0轴，减速器高速轴为1轴，低速轴为2轴，摩擦轮轴为3轴，各轴转速为：
n 0= n
w
=710 r/min
n
1= n
/ i
1
=710/3=237 r/min
n
2= n
1
/ i
2
=237/4=59 r/min
n
3= n
2
/ i
3
=59/2=30 r/min
n
4= n
3
/ i
4
=30/1.6=18 r/min
2.4.2各轴输入功率的计算
机械效率分布如下：V带传动η
1=0.96；滚动轴承η
2
=0.99；圆柱齿轮传动η
3
=0.97；
链传动η
4=0.96；摩擦轮传动η
5
=0.90。

各轴输入功率按电动机额定功率计算，各轴
输入功率即：
P 0 = P
W
= 2.2 kW
P 1 = P
η
1
=2.2×0.96=2.11 kW
P 2 = P
1
η
2
η
3
=2.11×0.99×0.97=2.03 kW
P
3
= P
2
η
4
=2.03×0.96=1.95 kW
P 4 = P
3
η
2
η
5
=1.95×0.99×0.90=1.74 kW
2.4.3 各轴转矩的计算
T 0 = 9550 P
/ n
=9550×2.2/710 =29.59 N·m
T 1 = 9550 P
1
/ n
1
=9550×2.11/237 =85.02 N·m
T 2 = 9550 P
2
/ n
2
=9550×2.03/59 =325.58 N·m
T 3 = 9550 P
3
/ n
3
=9550×1.95/30 =620.75 N·m
3 主要零件的选择和设计
3.1 皮带传动的设计计算
根据设计可知皮带轮传动比为3，因传动速度较快，处于高速端，故采用带传动来提高传动的平稳性。

并旋转方向一致，带轮的传动是通过带与带轮之间的摩擦来实现的。

带传动具有传动平稳，造价低廉以及缓冲吸振等特点。

根据槽面摩擦原理，在同样的张紧力下，V带传动较平带传动能产生更大的摩擦力。

再加上V带传动允许传动比较大，结构较紧凑，以及V带以标准化并且大量生产的优点，所以这里高速轴传动选用V带传动。

3.1.1 确定计算功率 Pca
由《机械设计》表8-7 查得工作情况系数K A=1.1 故P ca= K A P = 1.1×2.2=2.42 kW
3.1.2 选择V带的带型
根据P
ca
=2.42 KW,小带轮转速n1=710r/min,由《机械设计》图8-11选用A型。

3.1.3 确定带轮的基准直径d
d
并验算带速v
（1）初选小带轮的基准直径d
d
由《机械设计》表8-6和表8-8，取基准直径d
d1
=140 mm。

（2）验算带速v
按式v=πd
d1 n
1
/60×1000验算带的速度
v =πd
d1
n
1
/60×1000
=π×140 ×710/60×1000 = 5.20 m/s
因为5 m/s<v<30 m/s ，故带速合适。

（3）计算大带轮的基准直径
根据式d d2= id d1=3×140=420 mm ，根据《机械设计》表8-8，圆整为d d2= 400 mm 。

3.1.4 确定V 带的中心距a 和基准长度L d
根据公式0.7（d d1 +d d2）≤a 0 ≤2（d d1 + d d2）初步确定中心距a 0 =750mm 由式：
L ’d =2a 0+π/2×(d d1+ d d2)/+ (d d1- d d2)2/4a 0
= 2×750+π/2×(140+400)+(400-140)2/4×750 = 2371 mm
由《机械设计》表8-2 选带的基准长度 L d =2240 mm 。

计算实际中心距
a =a 0 +（L d - L ’
d ）/2=750+（2240–2371）/2=685 mm
3.1.5 验算小带轮上的包角a 1
a 1 =180 o -57.5 o (d d2- d d1)/a =180 o -57.5 o (400–140)/685=158 o ≥120 o 取a=158 o 。

3.1.6 计算带的根数z
（1）计算单根V 带的额定功率P r
由d d1=140 mm 和n 1=710r/min ，查《机械设计》表8-4a 得 P 0=1.26 kW 。

根据n 1=710r/min ，i=3和A 型带，查《机械设计》表8-4b 得 △P 0=0.09 kW 。

查《机械设计》表8-5得K a =0.95，表8-2得K L =1.06，于是
P r =( P 0+ △P 0)·K a ·K L =(1.26+0.09)×0.95×1.06=1.36 kW
（2）计算V 带的根数z
z= P ca / P r =2.42/1.36=1.78
取2根。

3.1.7 计算单根V 带的初拉力的最小值（F O ）min
由《机械设计》表8-3得A 型带的单位长度质量q=0.1 kg/m ，所以
（F O ）min =500×(2.5–K a ) P ca / K a zv +qv 2
=500×（2.5-0.95）×2.42/（0.95×2×5.20）+0.1×5.202 =193N
3.1.8 计算轴压力F P
由式（F P ）=2Z （F O ）min sin(a 1/2)=2×2×193×sin(158/2)=758N 3.1.9 带轮的结构设计
V 带轮结构设计从略。

3.1.10 带的张紧装置
各种材质的V 带都不是完全的弹性体，在预紧力的作用下，经过一段时间的运转后，就会由于塑性变形而松弛。

使预紧力F
O
降低。

为保证带传动的能力，应定期张紧。

此处采用定期张紧装置。

3.2 直齿圆柱齿轮的设计计算
3.2.1 选择齿轮类型、精度等级、材料及齿数
（1）按图4所示的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。

（2）滚筒为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB 10095-88）
（3）材料选择。

由《机械设计》表10-1选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280 HBS，大齿轮材料为45钢（调质）硬度为240 HBS，二者材料硬度差为40 HBS。

（4）选小齿轮齿数z
1=24，大齿轮齿数z
2
=4×24=96
3.2.2 按齿面接触强度设计
由设计计算公式（10-9a）进行试算，即
d
1t ≥2.32 3√KT
1
/φ
d
·(u±1)/u·(Z
E
/〔σ
H
〕)2（3-17）
（1）确定公式内的各计算数值试选载荷系数K
t
=1.3。

计算小齿轮传递的转矩。

T
1 = 9550 P
1
/ n
1
=9550×2.11/237 =85.02 N·m=8.502×104 N·mm
由《机械设计》表10-7选取齿宽系数φ
d
=1.2。

由《机械设计》表10-6查得材料的弹性影响系数Z
E
=189.8 MPa1/2。

由《机械设计》图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σ
Hlim1
=600MPa；
大齿轮的接触疲劳强度极限σ
Hlim2
=550MPa。

由《机械设计》式10-13计算应力循环次数
N 1=60n
1
jL
h
=60×237×1×(2×8×300×15)=1.024×109
N
1
=1.024×109/4=0.256×109
由《机械设计》图10-19取接触疲劳寿命系数K
HN1=0.90；K
HN1
=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，由由《机械设计》式（10-12）得
〔σ
H 〕
1
= K
HN1
σ
lim1
/S=0.9×600 MPa=540 MPa
〔σ
H 〕
2
= K
HN2
σ
lim2
/S=0.95×550 MPa=522.5 MPa
（2）计算
试算小齿轮分度圆直径d
1t ，代入〔σ
H
〕中较小的值。

d 1t ≥2.32 3√KT
1
/φ
d
·(u+1)/u·(Z
E
/〔σ
H
〕)2=2.32 3√1.3×8.502×104/1.2·(4+1)/4·(189.8/522.5)2=57.459 mm
计算圆周速度v。

v =πd
1t n
1
/60×1000
=π×57.459×237/60×1000 = 0.71 m/s
计算齿宽b。

b =φ
d ·d
1t
=1.2×57.459=68.951 mm
计算齿宽与齿高之比b/h。

模数 m
t = d
1t
/ z
1
=57.459/24=2.394 mm
齿高 h= 2.25 m
t
=2.25×2.394=5.39 mm
b/h=68.951/5.39=12.79
计算载荷系数。

根据v=0.71 m/s，7级精度，由《机械设计》图10-8查得动载荷系数K
v
=1.04；
直齿轮，K
Ha = K
Fa
=1；
由《机械设计》表10-2查得使用系数K
A
=1；
由《机械设计》表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承对称布置时，
K
HB
=1.315。

由b/h=12.79，K
HB =1.315查《机械设计》图10-13得K
FB
=1.28；故载荷系数
K= K
A
K
v
K
Ha
K
HB
=1×1.04×1×1.315=1.368
按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由《机械设计》式（10-10a）得
d 1= d
1t
3√K/ K
t
=57.459×3√1.368/ 1.3=58.436 mm
计算模数 m。

m = d
1/ z
1
=58.436/24=3.43 mm
3.2.3 按齿根弯曲强度设计
由《机械设计》式（10-5）得弯曲强度的设计公式为
m≥3√2KT
1/φ
d
z
1
2· (Y
Fa
Y
Sa
/〔σ
F
〕) （3-18）
（1）确定公式内的各计算数值
由《机械设计》图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限σ
FE1
=500 MPa；大齿轮的
弯曲强度极限σ
FE2
=380 MPa；
由《机械设计》图10-18取弯曲疲劳寿命系数K
FN1=0.85，K
FN1
=0.88；
计算弯曲疲劳许用应力。

取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由《机械设计》式（10-12）得
〔σ
F 〕
1
= K
FN1
σ
FE1
/S=0.85×500/1.4 MPa=303.57 MPa
〔σ
F 〕
2
= K
FN2
σ
FE2
/S=0.88×380/1.4 MPa=238.86 MPa
计算载荷系数K。

K= K
A K
v
K
Fa
K
FB
=1×1.04×1×1.28=1.331
查取齿形系数。

由《机械设计》表10-5查得 Y
Fa1=2.65；Y
Fa2
=2.196。

查取应力校正系数。

由《机械设计》表10-5查得 Y
Sa1=1.58；Y
Sa2
=1.786。

计算大、小齿轮的Y
Fa Y
Sa
/〔σ
F
〕并加以比较。

Y Fa1 Y
Sa1
/〔σ
F
〕=2.65×1.58/303.57=0.01379
Y Fa2 Y
Sa2
/〔σ
F
〕=2.196×1.786/238.86=0.01642
大齿轮的数值大。

（2）设计计算
m≥3√2×1.331×8.502×104 /1.2×242· (0.01642)=1.75 mm 对于计算结果，由齿面接触强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数1.75并就圆整为标准值m= 2.0 mm，按接触强度算得的分度圆直径d
1
=58.436 mm，算出小齿轮齿数
z 1 = d
1
/ m=58.436/2≈29
大齿轮齿数 z
2
= 4×29=116
这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。

3.2.4 几何尺寸计算
（1）计算分度圆直径
d 1= z
1
m=29×2=58 mm
d 2= z
2
m=116×2=232 mm
（2）计算中心距
a = (d
1+ d
2
)/2=(58+232)/2=145 mm
（3）计算齿轮宽度
b =φ
d d
1
=1.2×58=69.6 mm
取B
2=70 mm，B
1
=75 mm。

（4）机构设计及绘制齿轮零件图（从略）。

3.3 滚子链传动的设计计算
3.3.1 选择链轮齿数
取小链轮齿数z
1=19，大链轮的齿数为z
1
=i·z
2
=2×19=38。

3.3.2 确定计算功率
由《机械设计》表9-7查得K
A =1.0，由《机械设计》图9-13查得K
Z
=1.52，单排链，
则计算功率为
P ca = K
A
K
z
P=1.0×1.52×2.2=3.34 kW
3.3.3 选择链条型号和节距
根据P
ca =3.34 kW及n
2
=59 r/min查《机械设计》图9-11，可选20A-1。

查《机械设计》
表9-1，链条节距为p=31.75 mm。

3.3.4 计算链节数和中心距
初选中心距a
0=(30～50)p=(30～50) ×31.75=952.5～1587.5 mm。

取a
=1000 mm。

相应的链长节数为
L p0=2 a
/p+( z
1
+ z
2
)/2+〔( z
2
-z
1
)/2π〕2 p/ a
=2×1000/31.75 + ( 19+38)/2 +
( 38-19)/2π〕2×31.75/ 1000≈91.78
取链长节数L=92节。

查《机械设计》表9-7得到中心距计算系数f
i
=0.24883，则链传动的最大中心距为
a = f
i p〔2 L
p
-( z
1
+ z
2
)〕=0.24883×31.75×〔2 ×92-( 19+ 38)〕≈987 mm
3.3.5 计算链速v，确定润滑方式
v = n
2z
1
p /60×1000
=59×19×31.75/60×1000
≈0.6 m/s
由v=0.6 m/s和链号20A-1，查《机械设计》图9-14可知应采用滴油润滑。

3.3.6 计算压轴力F
p
有效圆周力为：F
e
=1000P/v=1000×2.2/0.6≈3667 N。