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目 錄
引言 3
1 水果分選機的研究現(xiàn)狀與發(fā)展狀況 3
1.1研究現(xiàn)狀 3
1.2課題研究的意義與發(fā)展 5
2 本設(shè)計的內(nèi)容與要求 5
2.1內(nèi)容 5
2.2要求與數(shù)據(jù) 5
2.3技術(shù)參數(shù) 6
3 功能原理設(shè)計 6
3.1分選機的工作方式 6
3.2分選機構(gòu)原理的設(shè)計 7
3.3隔板的設(shè)計 7
4 方案的選擇與設(shè)計 8
4.1 分選機整體裝置的設(shè)計 8
4.2電機的選擇 8
4.3傳動比及主要裝置運動參數(shù)計算 10
5 重要零件的校核與計算 11
5.1齒輪的設(shè)計與計算 11
5.2 V帶的設(shè)計 14
5.2.1 帶傳動的選擇 14
5.2.2 V帶傳動的計算 17
5.3 鏈傳動的設(shè)計 19
5.3.1 鏈傳動的選擇 20
5.3.2 鏈傳動的計算 21
5.4 輸出軸部分的設(shè)計 22
5.4.1 輸出軸的設(shè)計 22
5.4.2 平鍵的設(shè)計 27
5.5 輸入軸部分的設(shè)計 28
5.5.1 輸入軸的設(shè)計 28
5.5.2 平鍵的設(shè)計 33
5.6 滾子軸的設(shè)計與計算 34
5.7 箱體的設(shè)計 36
5.8 螺栓組的設(shè)計與計算 38
5.9 潤滑密封的設(shè)計 42
6 三維數(shù)字化建模 42
6.1分選機整體的三維建模 42
6.2帶傳動部分的三維建模 44
6.2分級機構(gòu)的三維建模 45
6.2入料斗的三維建模 46
7 總結(jié) 47
謝 辭 48
參考文獻 50
引言
近年來，隨著農(nóng)業(yè)科技的發(fā)展和人民生活水平的提高，國內(nèi)外水果品種越來越多，人們對水果的品質(zhì)也有了更高的要求。為了提高水果的加工質(zhì)量和出品等級，需要對水果進行嚴格的質(zhì)量分級和大小分級?，F(xiàn)有的水果分選機大多結(jié)構(gòu)較為復(fù)雜，一般多以大型生產(chǎn)線為主，制造成本較高，分選效率也較低，分選成本較高，現(xiàn)有的水果分選機又以重量分選機為主，而農(nóng)產(chǎn)品基地的水果銷售多以尺寸大小、質(zhì)地為衡量標準，重量分選機就不適合在農(nóng)產(chǎn)品基地使用。因此有必要要設(shè)計一種成本較低，容易操作，適合中小型企業(yè)和水果產(chǎn)地使用的水果分選機。
目前，我國具備先進水果分選設(shè)備的企業(yè)很少，有大型生產(chǎn)線的企業(yè)也僅僅是對質(zhì)量和大小進行分選,裝備比較落后。因此，市場上銷售的水果大多數(shù)依靠機械配合人工的方式實現(xiàn)分級。人工分級的主要缺點是：勞動量大、生產(chǎn)率低而且分選精度不穩(wěn)定；水果分選難以實現(xiàn)快速、準確和無損化。截止到目前為止，國內(nèi)外已有不少學者及科研人員在此領(lǐng)域取得了重大進展。根據(jù)水果檢測指標的不同，水果分選機大致可分為大小分選機、重量分選機、外觀品質(zhì)分選機和內(nèi)部品質(zhì)分選機。
1 國內(nèi)外研究現(xiàn)狀和意義
1.1研究現(xiàn)狀
（1）大小分選機
大小分選機是按照水果大小進行分選，在水果分選機中應(yīng)用最為廣泛。目前可用于蘋果類圓形水果分選的方法有篩子分選法、回轉(zhuǎn)帶分選法、輥軸分選法、滾筒式分選法等。其中，前3種方法由于各自存在不同的缺點而未能推廣使用。滾筒式分選法其分選裝置主要由喂料機構(gòu)、V型槽導果板、分選滾筒、接果盤及傳動系統(tǒng)組成。工作時，水果由傾斜輸送器提升后，先經(jīng)手選裝置由人工剔除傷殘果，然后通過輸送帶送入果箱，打開料門，輸送至導果槽板。在此，水果自然分行滾動，不會出現(xiàn)水果堆積和阻礙現(xiàn)象。分選滾筒開有孔徑逐級增大的圓孔，水果從V型導果槽板流至滾筒外邊進行自動校徑的分選。小于分選孔的水果先從第一滾筒分選孔落入接果盤，大于分選孔的則經(jīng)V型導果槽繼續(xù)向前滾動，直至遇到相應(yīng)分選孔落下，于是在不同的接果盤可得到不同等級的水果。此分選裝置結(jié)構(gòu)簡單，對水果損傷小，成本較低，分選精度和效率較高，適用于球形和近似球形物料的分選，在國外應(yīng)用較廣。為了減少水果碰撞，提高好果率，有的大小分選機是利用浮力、振動和網(wǎng)格相配合的辦法進行分選，但有關(guān)此方面的報道較少。由以上可知，水果大小機械式分選法中，滾筒式分選法是最優(yōu)的一種。另外，隨著電子技術(shù)和計算機圖像技術(shù)的發(fā)展，采用光電傳感器或CCD攝像機對水果的大小進行測量判別已成為此類分選機的研究熱點。因為它們是對水果的大小進行不損傷的非接觸性計量，適用于任何種類的水果。研究了一種基于計算機視覺的水果大小檢測方法，試驗表明該方法檢測速度快、正確率高、適用范圍寬，能夠滿足水果自動檢測要求。
（2）重量分選機
按重量進行分選的分選機械早期是利用杠桿原理進行分選的。目前，機械式重量分選機主要有固定衡量秤體、運動輸送盤式和固定限位裝置、運動衡量秤體式兩種機型。機械式重量分選對水果的損傷較小，而且具有較廣的通用性，但是由于各種誤差及摩擦影響等使分選精度不是很高。近年來，隨著計算機和稱重傳感技術(shù)的迅速發(fā)展和現(xiàn)代科學技術(shù)的相互滲透，電子稱重技術(shù)及應(yīng)用有了新的發(fā)展?；诖?，國內(nèi)外已開始研制電子稱重式分選機。電子稱重式分選機一般采用壓力傳感器稱量水果，微機系統(tǒng)對傳感器輸出信號進行采樣、放大、濾波、模數(shù)轉(zhuǎn)換、運算和處理，并控制機械執(zhí)行機構(gòu)進行分選。在現(xiàn)有電子稱重式水果分選臺的基礎(chǔ)上，對其測控系統(tǒng)進行了重新研制，將原有的PC機控制替代為單片機控制。由于系統(tǒng)采用微機控制，可按需選擇準確的分選基準，具有更高精度和更高的控制靈活度，在實際中具有更廣的應(yīng)用前景。但是由于該設(shè)備操作較為復(fù)雜，而且設(shè)備成本較高，難以在我國推廣使用。我國對該類型水果分選機的研制尚處于起步階段，需要科研人員充分利用國外已經(jīng)取得的研究成果，研制適合于我國實際情況的電子稱重式分選機。
（3）外觀品質(zhì)分選機
外觀品質(zhì)分選機是按水果的大小、表面缺陷、色澤、形狀、成熟度等進行分選的分選機。其分選方法包括：光電式色澤分選法和計算機圖像處理分選法。色澤分選法是根據(jù)顏色不同反射光的波長就不同的原理對水果顏色進行區(qū)分。而計算機圖像處理分選法是利用計算機視覺技術(shù)一次性完成果梗完整性、果形、水果尺寸、果面損傷、成熟度等檢測,可以測得水果大小、果面損傷面積等具體數(shù)值,并根據(jù)其數(shù)值大小進行分類。國內(nèi)外學者在利用計算機視覺技術(shù)對水果外部品質(zhì)檢測方面進行了大量的研究，并取得了重大進展。
（4）內(nèi)部品質(zhì)分選機
內(nèi)部品質(zhì)包括水果的糖度、硬度、酸度和內(nèi)部缺陷等指標，通常水果內(nèi)部品質(zhì)主要依靠破壞性檢驗方法。目前用于水果硬度的檢測方法主要有變形法和聲學法。但由于變形法只能測量水果的局部硬度，聲學法易受噪音和機械振動的影響等而限制了其應(yīng)用。而近紅外法和核磁共振法可用于水果糖度、硬度的檢測。近紅外光譜技術(shù)在農(nóng)產(chǎn)品內(nèi)部品質(zhì)檢測方面發(fā)展較快，具有檢測速度快、可同時檢測多種內(nèi)部成分等優(yōu)點。其基本原理是當用近紅外光照射水果時，不同的水果內(nèi)部成分對于不同波長的光學吸收和散射程度不同，而內(nèi)部光譜也會隨著水果內(nèi)部成分質(zhì)量分數(shù)的不同而發(fā)生變化。利用這一特性，即可根據(jù)近紅外光譜特征分析水果中的主要成分及其質(zhì)量分數(shù)。何東健等利用近紅外分光法檢測水果內(nèi)部品質(zhì)，結(jié)果表明：近紅外分光法不但能檢測水果糖度、酸度，而且能檢測內(nèi)部缺陷，完全滿足在線檢測水果內(nèi)部品質(zhì)的要求。劉燕德等應(yīng)用近紅外漫反射光譜分析技術(shù)設(shè)計了一種近紅外光譜水果內(nèi)部品質(zhì)自動檢測系統(tǒng)，該系統(tǒng)能夠快速地用于水果內(nèi)部品質(zhì)的無損檢測和分級。核磁共振技術(shù)作為一項新的檢測技術(shù)在水果內(nèi)部品質(zhì)檢測方面也有著較大的發(fā)展?jié)摿Α?
1.2課題研究的意義與發(fā)展
在眾多場合下，大小和重量分選機應(yīng)用較多。而且目前常用的大多數(shù)是機械式大小和重量分選機?；谟嬎銠C視覺的水果大小分選機雖已用于實際生產(chǎn)，但是由于價格昂貴，還未能推廣使用。外部品質(zhì)分選機和內(nèi)部品質(zhì)分選機還在進一步研究中，研究過程還存在著一些難題：水果外部品質(zhì)檢測方面，水果的尺寸和顏色檢測技術(shù)已比較成熟，但是果面的缺陷檢測確是水果實時分級的難點，要快速準確地測定水果表面的各種缺陷并與梗、萼凹陷區(qū)正確區(qū)分比較困難；內(nèi)部品質(zhì)檢測方面，多是就一種產(chǎn)品某一單項項目進行檢測，對果品多種內(nèi)部品質(zhì)的綜合檢測方面研究較少。同時，由于內(nèi)部品質(zhì)檢測的方法比較復(fù)雜，所需設(shè)備成本較高，故用于實際檢測中的還很少。另外，在水果在線檢測分選機的研究中，水果品質(zhì)的實時檢測和分級還存在檢測精度低、速度慢等問題，這就要求圖像信息的處理和識別算法必須簡單而有效，以滿足在線高生產(chǎn)率的要求。計算機技術(shù)、數(shù)據(jù)處理技術(shù)、無損傷檢測技術(shù)以及自動化控制技術(shù)的發(fā)展為現(xiàn)代及未來的分級檢測技術(shù)提供了廣闊的空間。機器視覺技術(shù)的應(yīng)用已成為實現(xiàn)果蔬產(chǎn)品品質(zhì)自動識別和分級的最有效的方法。可以預(yù)見，將人工智能技術(shù)和圖像處理技術(shù)相結(jié)合，是今后應(yīng)用計算機視覺技術(shù)進行水果品質(zhì)評價的重要發(fā)展方向[1]。
2 本設(shè)計的內(nèi)容與要求
2.1 內(nèi)容
水果分選機用于將水果按需要進行分類的機械，是水果供應(yīng)企業(yè)進行水果自動化加工的關(guān)鍵設(shè)備之一。為實現(xiàn)將水果按大?。ㄖ亓浚┻M行分類的功能，設(shè)計水果分選機分選部分。具體任務(wù)如下：
1. 分析水果分選的要求，研究系統(tǒng)的工作原理；
2. 提出水果分選機分選部分的工作原理，進行結(jié)構(gòu)設(shè)計；
3. 繪制水果分選機分選部分的裝配圖及典型零件的零件圖；
4. 對水果分選機分選部分的關(guān)鍵參數(shù)進行計算和校核。
2.2要求與數(shù)據(jù)
1. 所提出水果分選的工作原理應(yīng)符合按大?。ㄖ亓浚┻M行水果分類的要求，能實現(xiàn)高效的水果分選；
2. 用Solidworks建立水果分選機分選部分的3D裝配模型；
3. 繪制水果分選機分選部分的裝配圖及典型零件的零件圖；
4．設(shè)計說明書（畢業(yè)設(shè)計說明書）應(yīng)包含中英文摘要、設(shè)計方案比較、結(jié)構(gòu)設(shè)計等內(nèi)容。
2.3技術(shù)參數(shù)
1. 按（重量）進行分選范圍：＞0.35Kg ；0.35Kg≥X＞0.3Kg ； 0.3Kg≥X＞0.25Kg
0.25Kg≥X＞0.2Kg ； ＜0.2Kg
2. 工作電壓：380V
3. 產(chǎn)品用途：按重量分選水果
4. 包裝：裸裝
5. 功率：0.75Kw
6. 分選等級：5個
7. 主要技術(shù)性能噪聲??：≤80dB（A） ??
8. 噸料電耗?：?≤0.25 kW.h/t ??
9. 純工作小時生產(chǎn)率：?≥3000kg/h ??
10. 碰壓傷率：?≤8 （%） ??
11. 分級合格率?質(zhì)量分級：≥95（%）
3功能原理設(shè)計
3.1分選機的工作方式
如圖1所示。杠桿式水果分級卸載裝置直接安裝在滾子式水果輸送裝置上，分選杠桿的分選臂正好處于、支撐在相鄰滾子之間水果的正下方?？v向水平軸固定在輸送鏈上，分選杠桿套裝在縱向水平軸上并可繞其自由旋轉(zhuǎn)，分級執(zhí)行機構(gòu)則固定在輸送線上方的基體框架上。當輸送鏈運轉(zhuǎn)時，滾子、水果、縱向水平軸和分選杠桿隨著輸送鏈一起向運動。當水果經(jīng)過分選機構(gòu)時，杠桿臂上翹使得水果被翻轉(zhuǎn)到相應(yīng)的入料斗[2]。
圖1 分選卸載裝置的結(jié)構(gòu)示意圖
（a）主視圖 （b）俯視圖
其動作邏輯關(guān)系圖如下：
清洗后的水果 → 滾輪傳送 → 分級機構(gòu) 翻轉(zhuǎn) → 進入料斗
↑ ↓
← 不符合
3.2 分級機構(gòu)原理的設(shè)計
杠桿式水果分級卸料機構(gòu)的具體結(jié)構(gòu)如圖2所示。分選杠桿的中部有一個水平套筒，其一端為承壓壁，另一端為分選臂。分選杠桿通過其水平套筒套裝在縱向水平軸上并可繞其自由轉(zhuǎn)動，上下限位銷則用于限制其轉(zhuǎn)動范圍[3]。
圖2 分級機構(gòu)原理示意圖
1、水果 2、分選杠桿 3、上限位銷 4、下限位銷
5、縱向水平軸 6、套筒 7、滾子
3.3 隔板的設(shè)計
水果從料斗進入機體后，通過隔板12導入分級器，為了使水果能順利滾入分級器，設(shè)定隔板的傾角為。隔板左右兩端應(yīng)向上進行一定尺寸折邊，保證水果順利進入下一級分級器而不會從隔板兩端掉落。并且，隔板靠近分級器一端應(yīng)向下進行一定尺寸的折邊，這樣可避免損傷物料，同時是為了防止所需分選的物料未經(jīng)分選直接進入下一分級器[9]。結(jié)構(gòu)如圖3
圖3
4方案選擇與設(shè)計
4.1分選機整體裝置設(shè)計[4]
(1) 組成:電動機、減速器、傳動部分、分級部分、入料斗部分。
(2) 特點:齒輪相對于軸承不均勻分布，故沿軸向載荷分布不均勻，要求軸有較大的剛度。
(3)分選機機構(gòu)簡圖:（如圖4）
圖4 分選機機構(gòu)運動簡圖
1、電動機 2、帶輪1 3、皮帶 4、齒輪 5、輸送鏈
6、滾子 7、分選杠桿 8、縱向水平軸 9、滾子軸 10、收集箱
4.2電機的選擇
由本設(shè)計的技術(shù)要求和具體傳動部分配合知:電動機的功率初定為0.75Kw，額定電壓為380V。具體配合如圖5所示:
圖5 電動機帶動下的傳動配合
選擇Y90S—6型籠型異步電動機
電動機采用B級絕緣，外殼防護等級IP44，冷卻方式為I（014）即全封閉自扇冷卻。額定電壓為380V，額定功率為50HZ[5]。
如表1 Y90S—6型籠型異步電動機技術(shù)數(shù)據(jù)所示：(附圖1)
型號
額定功率
KW
滿載時
電流
A
轉(zhuǎn)速
r/min
效率
％
功率因素
Y90S—6
0.75
15.54
1000
87％
0.85
由機械手冊知:L=340mm ，AC=195mm ，E=500.310mm ，C=561.5mm
B=125mm
4.3傳動比及主要裝置運動參數(shù)的計算
由本設(shè)計的技術(shù)參數(shù)知:減速器的傳動比選擇為＝2.5，即一級減速器。帶傳動部分的傳動比為： 。因為兩鏈輪尺寸相同，即＝1。電動機的額定功率為Kw。根據(jù)要求知，減速器所用的直齒輪精度如下，查機械設(shè)計手冊知[6]，
9級精度直齒輪的效率值:η直齒輪=0.96，
所以，減速器的傳遞效率為:
本設(shè)計為普通V帶傳動，由機械設(shè)計手冊手冊知，開式傳動效率為：:
由機械設(shè)計手冊知，鏈傳動與帶傳動相似，其主要特點是借助于中間撓性件——鏈，在距離較遠的軸之間傳遞運動和動力，結(jié)構(gòu)簡單、價格低廉。鏈傳動的常用功率范圍為100kW以下，傳動比≤6（滾子鏈），開式鏈傳動效率為：
（1） 各軸轉(zhuǎn)速
減速器部分的傳動比為＝2.5，則＝＝1000/2.5＝400r/min
帶傳動部分的傳動比為＝2.6，則＝＝400 /2.6＝154r/min
鏈傳動部分的傳動比為＝1，則＝?/?＝154/1=154r/min=2.6r/s.
（2） 各軸輸入功率
Kw
＝
＝×＝0.690.94=0.6486Kw
＝×==0.5837kW
（3） 各主要軸轉(zhuǎn)矩
電動機的轉(zhuǎn)矩：=9550 =9550×0.75/1000=7.1625N·m
所以，電動機經(jīng)過減速器輸入軸的轉(zhuǎn)矩：
＝××=7.1625×2.5×0.92=16.4738N·m
帶輪帶動下輸出軸的轉(zhuǎn)矩
＝××=16.4738×2.6×0.94=40.2620N·m
鏈輪傳動中從動輪上鏈輪軸的轉(zhuǎn)矩：
5重要零件的校核與計算
5.1齒輪的設(shè)計計算
已知減速器所用到的齒輪齒數(shù)分別為:,。下面以加速器所用的低速直齒輪為例[7]:
(一)標準直齒輪的計算
1、齒輪材料，熱處理及精度
① 材料選擇由教材表10-1可知：大小齒輪材料均為鋼調(diào)質(zhì)。小齒輪齒面硬度為 250HBS ，取小齒齒數(shù)=17
大齒輪齒面硬度為 220HBS ，則大齒輪齒數(shù)為: Z=i×Z=2.5×17=42.5 取:Z=42
② 齒輪精度
芯片拾取機構(gòu)為一般機器,速度不高，按GB/T10095－1998，選精度等級為7級
２．初步設(shè)計齒輪傳動的主要尺寸
（1）按齒面接觸強度設(shè)計
確定各參數(shù)的值:
①試選載荷系數(shù)為=1.8
②計算小齒輪的轉(zhuǎn)矩
T=9.55×10×=9.55×10×0.75/1000
=7162.5N.mm
③確定齒寬系數(shù) 小齒輪做不對稱布置，查教材表10-7選取=1.0
④確定彈性影響系數(shù) 查教材表10-6得 =189.8MP
⑤確定區(qū)域載荷系數(shù)
按標準直齒圓柱齒輪傳動設(shè)計Z=2.5
⑥齒數(shù)比 μ==42/17=2.47
⑦根據(jù)循環(huán)次數(shù)公式N=60nj 計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)
N=60nj =60×1000×1×12000
=0.72×10h
N2=60n2j =60×1000×42/17×1×12000
=1.78×10h
⑧取接觸疲勞壽命系數(shù)
查教材圖10-19中曲線1得
K=0.93 K=0.96
⑨計算接觸疲勞許用應(yīng)力
查教材圖10-21(d)得
=600，=570
取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1
[]==0.93×600=558
[]==0.96×570=547.2
許用接觸應(yīng)力
（2）設(shè)計計算
①由接觸強度計算小齒輪的分度圓直徑
=2.32
②計算齒輪的圓周速度
③計算齒寬
b==1.0×30=30mm
④計算齒寬和齒高比
=
= ==7.56
⑤計算載荷系數(shù)
齒輪的使用系數(shù)載荷狀況以輕微沖擊為依據(jù)查教材表10-2得KA=1.25。
由教材圖10-8查得KV=1.12。
對于軟齒面輪，假設(shè)KAFt/b<100N/mm，由教材表10-3得K==1.2。
由教材表10-4得K=1.32，由教材圖10-13得K=1.28。
接觸強度載荷系數(shù)
K＝K K K K =1.25×1.12×1.2×1.32=2.22
⑥按實際的載荷系數(shù)校正分度圓直徑
d=d=30×=32.17
⑦計算齒輪的相關(guān)參數(shù)
=
取標準值m=2mm
d=mz1=2×17=34mm
d2=mz2=2×42=84mm
a=( d+ d2)/2=59mm
⑧進行圓整并最終確定齒寬
b
=
=15.78mm
圓整后，取b2=15mm，b1=20mm。
(3)校核齒根彎曲疲勞強度
①確定彎曲強度載荷系數(shù)
K＝K K K K =1.25×1.16×1.1×1.12=1.7864
②查取齒形系數(shù)和盈利校正系數(shù)查教材表10-5得
齒形系數(shù)Y＝2.97 Y＝2.37
?應(yīng)力校正系數(shù)Y＝1.52? Y＝1.675
③計算彎曲疲勞許用應(yīng)力
由教材圖10-18得。
取安全系數(shù),由教材圖10-20（c）得， 。
按對稱循環(huán)變應(yīng)力確定許用彎曲應(yīng)力
④校核彎曲強度
根據(jù)彎曲強度公式條件進行校核
108MPa<
如圖6所示標準直齒輪零件圖[8]
圖6 直齒輪
5.2 V帶的設(shè)計
5.2.1帶傳動的選擇
傳動的重要性:工作機一般都要靠原動機提供給一定的能量(絕大多數(shù)是機械能)才能工作。但是，把原動機和工作機直接連接起來的情況是很少的，往往需要在二者之間加入傳遞動力或者改變運動狀態(tài)的傳動裝置。其主要原因是:
1） 工作機所要求的速度，一般與原動機的最優(yōu)速度不相符合，故需增速或減速（實用中多為減速）。此外，原動機的輸出軸通常只作勻速回轉(zhuǎn)運動，但工作機所要求的運動形式卻是多種多樣的，如直線運功、間歇運動等。
2） 很多工作機都需要根據(jù)生產(chǎn)要求而進行速度調(diào)整，但依靠調(diào)整原動機的速度來達到這一目的往往是不經(jīng)濟的，甚至是不可能的。
3） 在有些情況下，需要用一臺原動機帶動若干個工作速度不同的工作機。
4） 為了工作安全及維護方便，或因機器的外廓尺寸受到限制等其他原因，有時不能把原動機和工作機直接連接在一起。
由此可見，傳動裝置是大多數(shù)機器或機組的主要組成部分。實踐證明，傳動裝置在整臺機器的質(zhì)量和成本中都占有很大的比例。機器的工作性能和運轉(zhuǎn)費用也很大程度上取決于傳動裝置的優(yōu)劣。因此，不斷提高傳動裝置的設(shè)計和制造水平就具有極其重大的意義。
傳動分電傳動和機械傳動，本設(shè)計選擇機械傳動中的摩擦型傳動，摩擦型帶傳動中，根據(jù)帶傳動的橫截面的形狀的不同，又可以分為：平帶傳動、圓帶傳動、V帶傳動和多楔帶傳動[13]。
平帶傳動各設(shè)計參數(shù)附表
1、平帶傳動傳遞功率的范圍及效率概值
傳動類型
功率P/kW
效率（未計入軸承中摩檫損失）
V帶
使用范圍
常用范圍
閉式傳動
開式傳動
可達1000
50-100
----
0.92-0.97
平帶
1-3500
20-30
----
0.94-0.98
表2
2、平帶傳動的最大允許速度、轉(zhuǎn)速與傳動比
傳動類型
最大允許速度/(m/s)
最大允許轉(zhuǎn)速/(r/min)
減速傳動比
普通平帶傳動
(30)
-----
（5）
普通V帶
25-30
12000
（15）
窄V帶
35-40
15000
（15）
摩擦輪傳動
15-25
-----
（15）
表3
3、平帶傳動(功率P=75Kw，傳動比i=n1 /n2=1000/250=4)的尺寸、質(zhì)量和成本對比
傳動類型
【圓周速度/（m/s）】
中心距/mm
輪寬/mm
質(zhì)量概值/kg
相對成本
/%
平帶傳動
(23.6)
5000
350
500
106
有張緊輪的平帶傳動（23.6）
2300
250
550
125
普通V帶傳動（23.6）
1800
130
500
100
滾子鏈傳動（7）
830
360
500
140
齒輪傳動（5.85）
280
160
600
165
表4
帶傳動是一種撓性傳動。帶傳動的基本組成零件為帶輪（主動輪和從動輪）和傳動帶如圖2。當主動輪轉(zhuǎn)動時，利用帶輪和傳動帶間的摩擦或嚙合作用，將運動和動力通過傳動帶傳遞給從動帶。帶傳動具有結(jié)構(gòu)簡單、傳動平穩(wěn)、價格低廉和緩沖吸震等特點，在機械設(shè)計中應(yīng)用廣泛。
圖7 帶傳動機構(gòu)運動示意圖
因為，平帶傳動結(jié)構(gòu)簡單，傳動效率高，帶輪也容易制造，在傳動中心距較大的情況下應(yīng)用比較多。
圓帶結(jié)構(gòu)簡單，但是多用于小功率傳動。
多楔帶兼有平帶和V帶的摩擦力大的優(yōu)點，并解決了多根V帶長短不一而使得各帶受力不均勻的問題。但要求傳遞功率大，結(jié)構(gòu)緊湊的場合。
V帶的橫截面呈等腰梯形，帶輪上也做出相應(yīng)的輪槽。傳動時，V帶的兩側(cè)面和輪槽接觸。橫面摩擦可以提供更大的摩擦力。另外，V帶傳動允許的傳動比大，結(jié)構(gòu)緊湊，大多數(shù)V帶已標準化。V帶傳動的上述特點使它獲得了廣泛的應(yīng)用。
所以，由本設(shè)計的技術(shù)參數(shù)及零件配合尺寸知，我們選擇平通V帶傳動。
由機械設(shè)計手冊知：選擇普通V帶的帶型為C型。具體截面尺寸如下表5：（附圖2）
普通V帶的帶型
節(jié)寬
頂寬
高度
h/mm
橫截面積
A/
楔角
C
19.0
22.0
14.0
237
表5 V帶的橫截面積
5.2.2 V帶傳動的計算
本設(shè)計的帶式傳送裝置，其齒輪減速器與鏈輪軸之間用普通V帶傳動，電動機的功率為P=0.75Kw，減速器的傳動比i=2.5,傳動效率為：。減速器輸出軸的轉(zhuǎn)速為：262 r/min ，鏈輪的輸入軸的轉(zhuǎn)速為：100 r/min 。允許誤差為，運輸裝置工作時有輕度沖擊，兩班制工作。
則此帶傳動的設(shè)計如下：
（1）確定計算功率 。
查教材表8-7得工作情況系數(shù)=1.2。又因為＝×＝0.750.92=0.69kW
計算功率
===0.828Kw
（2）選取V帶型號。
根據(jù)=0.828Kw，262 r/min，查教材圖8-11選用A型
（3）確定帶輪的基準直徑并驗算帶速。
由教材表8-4a取主動輪計算直徑=90mm ,從動輪直接
查教材表8-8取。
從動輪的實際的轉(zhuǎn)速
轉(zhuǎn)速合適。
驗算帶的速度
帶速合適。
（4）確定帶的長度和中心距
根據(jù)0.7（）<< 2(),初步確定中心距=650mm，根據(jù)帶長公式，帶的長度為
=2+（）+
=2+（236+90）+mm
=1820.02mm
查教材表8-2選節(jié)線長度，實際中心距為
（5）驗算主動輪上的包角。
包角合適。
（6）計算帶的根數(shù)z。
由和262 r/min查教材表8-4a得
由262 r/min 和 A型帶，查教材表8-4b得
查教材表8-5,8-2，得，。根據(jù)帶數(shù)公式，得帶數(shù)為
取z=3根。
（7）計算初拉力
查教材表8-3得A型帶的單位長度q=0.10 kg/m 。
=
=178.54 N
(8)計算軸壓力。
=1064.67 N.
(9)帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計
由帶輪的基準直徑和帶輪的轉(zhuǎn)速等條件知，帶輪選擇材料為HT150，又由于V帶的結(jié)構(gòu)形式與基準直徑有關(guān)。當帶輪的基準直徑為（d為安裝帶輪軸的直徑，mm）時，可采用實心式；當時，可采用腹板式；當，同時時，采用孔板式；當時，可采用實心式。
由以上分析知，本設(shè)計選擇實心式V帶傳動。
其V帶傳動、小帶輪、大帶輪的三維示意圖如下：
圖8 傳動三維示意圖
圖9 小帶輪
圖10 大帶輪
5.3 鏈傳動的設(shè)計
5.3.1鏈傳動的選擇
本設(shè)計的主要傳動部分是鏈傳動，水果隨著滾輪運動，而滾輪杠桿臂都是安裝在鏈條上，隨著鏈輪帶動而周而復(fù)始的傳動，從而與分級機構(gòu)配合，從而達到分選水果的目的。如圖11所示:
圖11 鏈傳動示意圖
鏈傳動是一種撓性傳動，它是由鏈條和鏈輪（小鏈輪和大連輪）組成。通過鏈輪輪齒與鏈條鏈節(jié)的嚙合來傳遞運動和動力。鏈傳動在機械制造中應(yīng)用廣泛。
與摩擦型的帶傳動相比，鏈傳動無彈性滑動和整體打滑現(xiàn)象，因而能保持準確的平均傳動比，傳動效率比較高；又因鏈條不需要像帶那樣長得很緊，所以作用于軸上的 徑向壓力較??；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(jié)構(gòu)較為緊湊；同時，鏈傳動能在高溫和潮濕的環(huán)境中工作。
與齒輪傳動相比，鏈傳動的制造與安裝精度要求較低，成本也低。在遠距離傳動時，其結(jié)構(gòu)比齒輪傳動輕便的多。
總之，鏈傳動主要用在要求工作可靠，兩軸相距較遠，低速重載，工作環(huán)境惡劣，以及其它不宜采用齒輪傳動的場合。當然，鏈傳動也有一些缺點：只能實現(xiàn)平行軸間的鏈輪的同向傳動；運轉(zhuǎn)時不能保持恒定的瞬時傳動比；磨損后易發(fā)生跳齒；工作時有噪聲；不宜用在載荷變化很大、高速和急速反向的傳動中。因此，在使用中應(yīng)該注意避免和保護。
根據(jù)本設(shè)計的具體情況我們選擇：常用于傳動系統(tǒng)為低速級，一般傳動功率在100Kw以下，鏈速不超過15m/sd的滾子鏈傳動（圖12）最合適。
圖12 滾子鏈的機構(gòu)示意圖
5.3.2鏈傳動的計算
此設(shè)計部分鏈傳動傳遞效率P=0.6486Kw，主動輪的轉(zhuǎn)速＝?/?＝154/1=154r/min。載荷平穩(wěn)，定期人工潤滑。則具體設(shè)計如下步驟[14]：
（1）選擇鏈輪齒數(shù)。
由于本設(shè)計的鏈輪的主要用途就是輸送水果，則兩個配合鏈輪為相同參數(shù)。所以，取前鏈輪齒數(shù)為，則后齒輪也是 。
（2）確定計算功率。
由教材表9-6得,由教材圖9-13查得，單排鏈，則計算功率為：
（3）選擇鏈條型號和節(jié)距。
根據(jù)及，查教材圖9-11得，可選10A，則由教材表9-1得，鏈條的節(jié)距為p=15.875 mm 。
（4） 計算鏈節(jié)數(shù)和中心距。
初選中心距
由于中心距過小，單位時間內(nèi)鏈條的繞轉(zhuǎn)次數(shù)增多，鏈條曲伸次數(shù)和應(yīng)力循環(huán)次數(shù)增多，因而加劇了鏈的磨損和疲勞。同時，由于中心距小，鏈條在小鏈輪上的包角變小，每個輪齒所受的載荷增大，易出現(xiàn)跳齒和脫鏈現(xiàn)象；中心距太大垂度過大，傳動比造成的松邊顫動。因此在此設(shè)計時，若中心距不受其他條件的限制時，一般可取：
，
最大80P 。但此設(shè)計要求的距離遠比此常用距離大，在加上此設(shè)計有托板，則可大于80P。
取 ，相應(yīng)的鏈節(jié)數(shù)為：
=
=400.6
取鏈長節(jié)數(shù)節(jié)。
（5） 計算鏈速，確定潤滑方式。
由和鏈號10A，查教材圖9-14得，應(yīng)采用滴油潤滑。
（6）計算壓軸力。
有效圓周力為
假設(shè)鏈輪的水平布置時的壓軸力系數(shù)，則壓軸力為
(7)鏈輪的張緊設(shè)計。
鏈傳動張緊的目的是，主要是為了避免在鏈條的松邊垂度過大時產(chǎn)生嚙合不良和鏈條的振動現(xiàn)象，同時也是為了增加鏈條和鏈輪的嚙合包角。張緊的辦法很多，本設(shè)計選用壓板和托板張緊，如圖13所示：
圖13 壓板和托板張緊裝置示意圖
5.4 輸出軸部分的設(shè)計
5.4.1輸出軸的設(shè)計
圖14 輸出軸的設(shè)計圖[10]
該輸出軸用于連接大帶輪及兩個鏈齒輪，由電動機通過減速器，從而減速器帶動輸入軸，帶動小帶輪轉(zhuǎn)動，通過V帶傳動大帶輪跟著從動，因而引起輸出軸的轉(zhuǎn)動。如圖15所示。
圖 15 輸出軸軸段設(shè)計圖
已知：
電動機的額定功率為P=0.75Kw，減速器的傳動比為：＝2.5，減速器的傳遞效率為: 。
普通V帶傳動，由機械設(shè)計手冊手冊知，開式傳動效率為：。
＝＝400 /2.6＝154r/min
兩齒輪參數(shù)分別為：，；
，
（1）求輸出軸上的功率和轉(zhuǎn)矩。
＝×＝0.690.94=0.6486Kw
＝××=16.4738×2.6×0.94=40.2620N·m
（2）求作用在齒輪上的力。
圓周力
徑向力
軸向力
（3）初步確定軸的最小直徑。
根據(jù)工作條件選擇軸材料45號鋼，調(diào)質(zhì)處理，由教材表15-3查得 。
考慮軸與聯(lián)軸器連接有鍵槽，軸頸增加3%，。
由教材表14-1查得 。
聯(lián)軸器計算扭矩
N·mm。
（4）軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計。
圖16 軸段示意圖
首先，軸段設(shè)計及軸承的選擇。
軸端為大帶輪，通過小帶輪帶動與用平鍵連接，帶輪可隨軸轉(zhuǎn)動，中部兩端為直齒輪，其也和平鍵連接，并且其上分別帶動鏈條傳動，根據(jù)較少選用標準件型號的原則，兩端的軸段直徑做成與軸的承載軸端一致為，初步選擇滾動軸承.因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用,故選用深溝球軸承.參照工作要求并根據(jù),由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取軸承型號為6215。如表6所示，結(jié)構(gòu)如圖17所示
D
B
軸承代號
75
130
25
94.0
115.0
6215
75
160
37
101.3
133.7
6315
75
190
45
112.1
155.9
6415
80
100
10
86.1
93.9
61816
80
110
16
89.3
100.7
61916
80
125
14
95.8
109.2
16016
表6 軸承尺寸數(shù)據(jù)及代號
圖17 6215深溝球軸承
其次，徑向尺寸的確定，如圖18所示為軸的初步設(shè)計。
圖18 軸結(jié)構(gòu)設(shè)計
如上草圖所示，從軸段=60㎜開始，逐段選取相鄰軸段的直徑。與軸承內(nèi)徑相配合，考慮安裝方便，結(jié)合軸的標準直徑系列并符合軸承內(nèi)徑系列，取=75 mm，選定軸承代號為61818。逐段選取相鄰軸段的直徑。即為直齒輪部分，將多為分度圓直徑，即=80 mm ,起定位固定作用，定位軸肩高度h可在（2～3）C范圍內(nèi)經(jīng)驗選?。–為大鏈輪內(nèi)孔倒角尺寸，取C=2.5㎜），故= +2h≥80+2×(2.5×2.5)=90 mm, 起定位作用，取=100mm。
所以，根據(jù)對稱原理知： ，
。
最后，軸向尺寸的確定
直齒輪齒寬=50㎜, =50㎜。同理mm。與軸承和套筒相配合，查軸承安裝尺寸寬度=13mm,于是取=100 mm。由于帶輪寬度為90mm,考慮安裝方便端蓋至帶輪距離=30，初步取=180 mm。
則由其對稱性知: ==100mm, ==50 mm，由設(shè)計的原始數(shù)據(jù)要求知總高度為740mm。則有=。。
兩軸承中心間的跨距：L=360mm 。
(5)軸強度的計算校核。
I．按彎矩強度計算：
由教材表15-3軸常用幾種材料的及值得，
=25~45Mpa
故符合要求。
II．按彎矩強度校核:
因為，由教材表15-1軸的常用材料及其主要力學性能知：
故符合要求。
（6）軸承的設(shè)計計算。
I型號為6215的軸承，其中B=25mm,d=75mm。
由機械手冊常用滾動軸承的基本尺寸與數(shù)據(jù)——深溝球軸承列表知：
基本額定動載荷
基本額定靜載荷
因為，軸承所受徑軸向載荷遠大于徑向載荷，所以P= =366.34N
＝＝400 /2.6＝154r/min
所以，
（10年）
故軸承符合要求。
5.4.2平鍵的設(shè)計
(1)與直齒輪配合的平鍵的輕度校核如下:
根據(jù)公式
式中：T——傳遞的轉(zhuǎn)矩，N·m
k——鍵與輪轂鍵槽的接觸高度，k=0.5h，此處h為鍵的高度，mm。
l——鍵的工作長度，mm，圓頭平鍵l=L-b，平頭平鍵l=L，這里L為鍵的公稱長度，mm；b為鍵的寬度，mm。
d——軸的直徑，mm。
——鍵、軸、輪轂三者中最弱材料的許用擠壓應(yīng)力，Mpa見教材表6-2。.
根據(jù)此處平鍵連接時靜連接，齒面經(jīng)過熱處理，制造和使用狀況為良好，及所用材料為45鋼，查表得=120Mpa。
將以上數(shù)據(jù)代入公式計算得
=。
故符合要求。
（2）與帶輪配合的平鍵的輕度校核如下;
根據(jù)公式
根據(jù)此處平鍵連接時靜連接，齒面經(jīng)過熱處理，制造和使用狀況為良好，及所用材料為45鋼，查表得=120Mpa。
將以上數(shù)據(jù)代入公式計算得
=。
故符合要求。
5.5輸入軸部分的設(shè)計。
5.5.1輸入軸的設(shè)計。
圖19 輸入軸的設(shè)計圖
該輸出軸用于電動機轉(zhuǎn)動，通過減速器以一定的傳動比減速后，帶動其直齒輪從而帶輸入軸轉(zhuǎn)動，進而，帶動小帶輪轉(zhuǎn)動，通過V帶傳動輸出功率。如圖20所示。
圖 20 輸入軸軸段設(shè)計圖
已知：
電動機的額定功率為P=0.75Kw，減速器的傳動比為：＝2.5，減速器的傳遞效率為: 。
已知減速器所用到的齒輪參數(shù)分別如下:
,
d=34mm ， =84mm
。
又因為加速器的傳動比為：。電動機的轉(zhuǎn)速為：n=1000r/min 。
所以, ＝＝1000/2.5＝400r/min 。
（1）求輸入軸上的功率和轉(zhuǎn)矩。
＝
＝××=7.1625×2.5×0.92=16.4738N·m
（2）求作用在齒輪上的力。
圓周力
徑向力
軸向力
（3）初步確定軸的最小直徑。
根據(jù)工作條件選擇軸材料45號鋼，調(diào)質(zhì)處理，由教材表15-3查得 。
考慮軸與聯(lián)軸器連接有鍵槽，軸頸增加5%，
。
由教材表14-1查得 。
聯(lián)軸器計算扭矩
N·mm 。
（4）軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計。
圖21 軸段示意圖
首先，軸段設(shè)計及軸承的選擇。
軸端為小帶輪，小帶輪和平鍵連接，可隨軸轉(zhuǎn)動，從而帶動大帶輪。左端為減速器的大直齒輪，其也是和平鍵連接，并與系那個配合的傳動比的小齒輪嚙合。根據(jù)較少選用標準件型號的原則，兩端的軸段直徑做成與軸的承載軸端一致為，初步選擇滾動軸承.因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用,故選用深溝球軸承.參照工作要求并根據(jù),由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取軸承型號為6213。如表7所示，結(jié)構(gòu)如圖21所示
D
B
軸承代號
65
120
23
82.5
102.5
6213
65
140
33
88.1
116.9
6313
65
160
37
94.5
130.6
6413
70
90
10
76.1
83.9
61814
70
100
16
79.3
90.7
61914
70
110
13
83.8
96.2
16014
表7 軸承尺寸數(shù)據(jù)及代號
圖21 6213深溝球軸承
其次，徑向尺寸的確定，如圖22所示為軸的初步設(shè)計。
圖22 軸結(jié)構(gòu)設(shè)計
如上草圖所示，從軸段=36㎜開始，逐段選取相鄰軸段的直徑。與軸承內(nèi)徑相配合，考慮安裝方便，結(jié)合軸的標準直徑系列并符合軸承內(nèi)徑系列，取=65 mm，選定軸承代號為6213。逐段選取相鄰軸段的直徑。即為直齒輪部分，將多為分度圓直徑，即=75 mm ,起定位固定作用，定位軸肩高度h可在（2～3）C范圍內(nèi)經(jīng)驗選取（C為大鏈輪內(nèi)孔倒角尺寸，取C=2㎜），故= +h≥75+×(2×2)=80 mm,
同理，為軸肩，則 。
起定位作用，取=60mm。
所以，根據(jù)對稱原理知： 。
最后，軸向尺寸的確定
直齒輪齒寬=55㎜, =60㎜。同理可知，小帶輪寬度，mm。與軸承和套筒相配合，查軸承安裝尺寸寬度=23mm,于是取=35mm。由于帶輪寬度為90mm,考慮安裝方便端蓋至帶輪距離=30，初步取。
由設(shè)計的原始數(shù)據(jù)要求知總高度為590mm。則有=。
，
兩軸承中心間的跨距：L=90mm 。
(5)軸強度的計算校核。
I．按彎矩強度計算：
由教材表15-3軸常用幾種材料的及值得，
=25~45Mpa
故符合要求。
II．按彎矩強度校核:
因為，由教材表15-1軸的常用材料及其主要力學性能知：
故符合要求。
（6）軸承的設(shè)計計算。
I型號為6213的軸承，其中B=23mm,d=65mm。
由機械手冊常用滾動軸承的基本尺寸與數(shù)據(jù)——深溝球軸承列表知：
基本額定動載荷
基本額定靜載荷
因為，軸承所受徑軸向載荷遠大于徑向載荷，所以P= =159.89N
＝＝1000/2.5＝400r/min
所以，
（10年）
故軸承符合要求。
5.5.2平鍵的設(shè)計
(1)與直齒輪配合的平鍵的輕度校核如下:
根據(jù)公式
式中：T——傳遞的轉(zhuǎn)矩，N·m
k——鍵與輪轂鍵槽的接觸高度，k=0.5h，此處h為鍵的高度，mm。
l——鍵的工作長度，mm，圓頭平鍵l=L-b，平頭平鍵l=L，這里L為鍵的公稱長度，mm；b為鍵的寬度，mm。
d——軸的直徑，mm。
——鍵、軸、輪轂三者中最弱材料的許用擠壓應(yīng)力，Mpa見教材表6-2。.
根據(jù)此處平鍵連接時靜連接，齒面經(jīng)過熱處理，制造和使用狀況為良好，及所用材料為45鋼，查表得=120Mpa。
將以上數(shù)據(jù)代入公式計算得
=。
故符合要求。
（2）與帶輪配合的平鍵的輕度校核如下;
根據(jù)公式
根據(jù)此處平鍵連接時靜連接，齒面經(jīng)過熱處理，制造和使用狀況為良好，及所用材料為45鋼，查表得=120Mpa。
將以上數(shù)據(jù)代入公式計算得
=。
故符合要求。
5.6滾子軸的設(shè)計與計算。
如圖23所示，即為，滾子軸。
圖23 滾子軸示意圖
該滾子軸主要用于承載滾輪，從而承載滾輪上的水果。它與滾輪、套筒連接，套筒固定在鏈條上，隨鏈輪向前傳動。同時滾輪可以在滾子軸上自傳，以向人們展示水果的各個角度品質(zhì)。具體配合如下圖24所示，
圖 24 滾子軸三維模型圖
（1）徑向尺寸的確定，如圖25所示為軸的初步設(shè)計。
圖25 軸結(jié)構(gòu)設(shè)計
如上草圖所示，從軸段=40㎜開始，逐段選取相鄰軸段的直徑。與軸承內(nèi)徑相配合，考慮安裝方便，結(jié)合軸的標準直徑系列并符合軸承內(nèi)徑系列，取=35 mm。逐段選取相鄰軸段的直徑，。即為滾輪部分，將多為滾輪內(nèi)孔直徑，即=40 mm ,起定位固定作用，定位沉頭槽深度h可在（2～5）范圍內(nèi)經(jīng)驗選取，=28mm。
（2）軸向尺寸的確定
滾輪寬度=150㎜, =150㎜。與軸承和套筒相配合，查軸承安裝尺寸寬度=13mm,于是取=90 mm。沉頭槽寬度=5mm?？紤]安裝方便端蓋至帶輪距離=30，初步取=40 mm。
由設(shè)計的原始數(shù)據(jù)要求知總高度為310mm。則有。
（3）鍵尺寸設(shè)計。
由于滾輪上的鍵槽參數(shù)如下：
， ，
鍵深度：。
所以與之配合的軸的鍵槽尺寸如下：
，
由機械設(shè)計手冊知，平鍵厚度為： 。
所以，軸上的鍵槽深度為： 。
5.7 箱體的設(shè)計。
(一)減速器的箱體采用鑄造（HT200）制成，采用整體式箱體[15]。
1、 機體有足夠的剛度
在機體為加肋，外輪廓為長方形，增強了軸承座剛度。
2、 考慮到機體內(nèi)零件的潤滑，密封散熱。
因其傳動件速度小于12m/s，故采用侵油潤油，同時為了避免油攪得沉渣濺起，齒頂?shù)接统氐酌娴木嚯xH為40mm。
為保證機蓋與機座連接處密封，聯(lián)接凸緣應(yīng)有足夠的寬度，聯(lián)接表面應(yīng)精創(chuàng)，其表面粗糙度為。
3、 機體結(jié)構(gòu)有良好的工藝性。
鑄件壁厚為8，圓角半徑為R=3。機體外型簡單，拔模方便。
4、 對附件設(shè)計
A 視孔蓋和窺視孔
在機蓋頂部開有窺視孔，能看到 傳動零件齒合區(qū)的位置，并有足夠的空間，以便于能伸入進行操作，窺視孔有蓋板，機體上開窺視孔與凸緣一塊，有便于機械加工出支承蓋板的表面并用墊片加強密封，蓋板用鑄鐵制成，用M6緊固。
B 油螺塞：
放油孔位于油池最底處，并安排在減速器不與其他部件靠近的一側(cè)，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔處的機體外壁應(yīng)凸起一塊，由機械加工成螺塞頭部的支承面，并加封油圈加以密封。
C 油標：
油標位在便于觀察減速器油面及油面穩(wěn)定之處。
油尺安置的部位不能太低，以防油進入油尺座孔而溢出。
D 通氣孔：
由于減速器運轉(zhuǎn)時，機體內(nèi)溫度升高，氣壓增大，為便于排氣，在機蓋頂部的窺視孔改上安裝通氣器，以便達到體內(nèi)為壓力平衡。
E 蓋螺釘：
啟蓋螺釘上的螺紋長度要大于機蓋聯(lián)結(jié)凸緣的厚度。
釘桿端部要做成圓柱形，以免破壞螺紋。
F 位銷：
為保證剖分式機體的軸承座孔的加工及裝配精度，在機體聯(lián)結(jié)凸緣的長度方向各安裝一圓錐定位銷，以提高定位精度。
G 吊鉤：
在機蓋上直接鑄出吊鉤和吊環(huán)，用以起吊或搬運較重的物體。
小型圓柱齒輪，為了使結(jié)構(gòu)緊湊，重量較輕，采用整體式箱體，它的材料為HL150。
表8
名稱
符號
減速器形式及尺寸關(guān)系/mm
本次設(shè)計取值/mm
齒 輪
箱體壁厚
=8
箱蓋壁厚
=8
箱蓋凸緣厚度
=12
箱座凸緣厚度
=12
箱座底凸緣厚度
=20
地腳螺栓直徑及數(shù)目
、n
時，n=4
=18,n=4
軸承旁聯(lián)接螺栓直徑
0.75
=13
蓋與座聯(lián)接螺栓直徑
=10
聯(lián)接螺栓的間距
=180
檢查孔蓋螺釘直徑
=6
定位銷直徑
=7
、、至外箱壁距離
由螺栓確定
=16
、至凸緣距離
由螺栓確定
=14
軸承旁凸臺半徑
=14
凸臺高度
根據(jù)低速級軸承座外徑確定
=30
外箱壁至軸承座端面的距離
=50
齒輪頂圓與內(nèi)箱壁間的距離
>
=20
齒輪端面與內(nèi)箱壁間的距離
>
=10
箱蓋、箱座肋厚
、
,
=7
=7
軸承座外徑
=125/90
軸承端蓋螺釘直徑
=6
軸承旁聯(lián)接螺栓距離
S
一般取
S=150
5.8 螺栓的設(shè)計與計算。
圖26 箱體底板螺栓組連接示意圖
由設(shè)計要求的經(jīng)驗數(shù)據(jù)可知箱體固定在鑄鐵支架上，已知螺栓所受軸向載荷,徑向載荷為。具體尺寸如上圖26圖所示。
（1）螺栓組結(jié)構(gòu)的設(shè)計
采用如圖所示結(jié)構(gòu)，螺栓數(shù)目z=4，對稱布置。
（2）螺栓的受力分析
①在總載荷的作用下，螺栓組受以下各力和傾覆力矩的作用：
由于帶輪的軸壓力為：
=1064.67 N.
所以，作用于軸上的總載荷1064.67N 。
橫向力（的垂直分力，作用于接合面垂直向下）
==1064.67N 。
傾覆力矩(順時針方向)，又因為=0N 。
M=
②在傾覆力矩的作用下，下面兩個螺栓受到加載作用，而上面兩螺栓受到減載作用，故下面兩個螺栓受到的力較大，則所受到的載荷為
故下面的螺栓所受的軸向工作載荷為
③在橫向載荷的作用下，底板接合面可能產(chǎn)生滑移，根據(jù)底板接合面不滑移條件
由表5-5查得接合面間的摩擦系數(shù)f=0.16，并取,則=1-=0.8，取防滑系數(shù)Ks=1.2，則各螺栓所需要的預(yù)緊力為
④下面每個螺栓所受的總拉力
（3）確定螺栓直徑
選擇螺栓材料為Q235、性能等級為4.6的螺栓，由表5-8查得材料的屈服極限，由表5-10查得安全系數(shù)S=1.5，故螺栓材料的許用應(yīng)力。
則求得螺栓的危險截面直徑為
查手冊知，如下表9
公稱直徑d
10
12
14
16
18
小徑d1
8.376
10.106
11.835
13.835
15.294
表9
則應(yīng)選用螺紋公稱直徑d=12mm。
（4）校核螺栓組連接接合面的工作能力
①連接接合面下端的擠壓應(yīng)力不超過許用值，以防止接合面壓碎。
=
=502.96=5.0296
由表查得>>5.0296MPa,故連接接合面下端不致被壓碎。
②連接接合面上端應(yīng)保持一定的殘余預(yù)緊力，以防止機架產(chǎn)生間隙，即則有
故接合面上端受壓最小處不會產(chǎn)生間隙。
（5）校核螺栓所需的預(yù)緊力是否合適
由教材知，對碳素鋼螺栓，要求
又因為，取預(yù)緊力下限即
要求的預(yù)緊力小于上值，故滿足要求。
確定螺栓的公稱直徑后，螺栓的類型、長度、精度以及相應(yīng)的螺母、墊片等的結(jié)構(gòu)尺寸，可根據(jù)板厚、螺栓在機架的固定方法以及防松裝置定出[16]。
5.9 潤滑密封的設(shè)計。
（1）傳動件的潤滑
浸油潤滑：浸油潤滑適用于齒輪圓周速度V≤12m/s的減速器。為了減小齒輪的阻力和油的升溫，齒輪浸入油中的深度以1∽2個齒高為宜，速度高時還應(yīng)淺些，在0.7個齒高上下，但至少要有10mm,速度低時，允許浸入深度達1/6∽1/3的大齒輪頂圓半徑。油池保持一定深度，一般大齒輪齒頂圓