-《 水果分選機設計》

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1、了。洛）存孚It 本科畢業(yè)設計（論文） 論文題目：水果分選機設計 專 業(yè)：機械設計制造及其自動化 班 級：2015級5班 學生姓名：耿梓榕 學 號：03991505008 指導教師：閆恒興 答辯日期：2019年5月25日 黑龍江工業(yè)學院機械工程系 第2章總體方案的擬定 2. 1原理分析 分揀機上的分選裝置的穿孔的尺寸和形狀必須由果實的大小，形狀和產(chǎn)品工藝 要求來確定。要特別注意的是分級數(shù)的設計計算，提高分揀質量，以保證后續(xù)過程 的順利進行。水果分揀機包括一個分選機構，傳動機構和電動機。當水果進行排序, 果實被輸送到進料斗，然后流入分級滾筒或振動篩，從而使水果滾動

2、并在滾筒上移 動或相對移動，并流入相應的孔達到分選的目的。 2. 1. 1方案選擇 為了達到設計目的，提高分選機的工作效率，有兩種方案可供參考：（如下圖2.1、 方案一采用擺動篩式水果分選機 圖2.1方案一示意圖 方案二采用滾筒式進行水果分選 圖2.2方案二示意圖 2. 1.2方案的比較 方案1：搖擺篩類型水果分選機。機械振動裝置由帶驅動以旋轉偏心輪和偏心 輪驅動曲柄連桿機構，實現(xiàn)線性往復擺動。擺動分揀機的優(yōu)點是結構簡單，容易制 造和安裝，便于調整篩面，利用率高，并且主要是在一條直線上往復運動。振動被 補充，并有較少的材料損壞。

3、缺點：難功率平衡，高噪音，不方便清洗等。 方案2：滾筒式類型水果分選機。傳動系統(tǒng)使?jié)L筒轉動。水果從進料口進入滾 筒內，隨著滾筒的轉動水果在內部進行旋轉，并且通過在該過程中相應的孔流出， 實現(xiàn)分類的目的。滾動分揀機的優(yōu)點：結構簡單，高分級效率，運行穩(wěn)定，并沒有 功率不平衡。缺點：該機器包括一個大的面積，篩面的表面的利用率低；由于在調整 網(wǎng)眼孔上的困難，自適應原料較差。這項研究的主要目的是實現(xiàn)水果生產(chǎn)的規(guī)?；? 機械化，主要歸類單一材料，并為了使的在分選過程中不造成水果的浪費，通過以 上兩種方案的對比，方案二更合理。 2. 2總體結構的設計 2. 2. 1總體的結構 總體結構如

4、圖2. 3所示： 總體結構有傳動系統(tǒng)，分選機機架，進料斗，收集料斗，滾筒和滾圈。 傳動裝置 醐斗 圖2.3水果分選機結構圖 2. 2.2傳動路線 圖2.4為水果分選機的傳動路線圖示，從下圖可以看到電動機為主要驅動裝置, 通過電機轉動從而帶動皮帶運動，力被傳送到5處的減速器，被減速器減速后，又 被6處的鏈輪傳到4處摩擦輪在摩擦輪的帶動下，以實現(xiàn)對水果的分級分選。 1 x 2 1 .電機2.皮帶輪3.摩擦輪4.摩擦輪軸5.單級直齒圓柱齒輪減速器6.鏈傳動 圖2.4水果分選機的傳動路線 2. 3各執(zhí)行機構主要參數(shù)的計算 2.3.1滾

5、筒設計 滾筒的設計考慮的因素是水果的大小和形狀的不同的設定為6級。在實際的分 級，在相鄰的兩階段料斗可以被組合成一個級，來實現(xiàn)各種分級的要求。本設計主 要使用6級分級，5節(jié)滾筒。 2. 3. 2滾筒孔眼總數(shù)的確定 生產(chǎn)能力G可由下式計算： €， 1 OOO X 1 OOO （.2-1 ） 上式中Z表示滾筒表面孔的總和；G表示分選機的產(chǎn)能；4表示單位時間內每秒 從滾筒內部孔中掉落水果的系數(shù)，因為滾筒材料的不同，排序模型的不同，滾筒式 分選機系數(shù)可以取1%和2.5%之間的任何數(shù)，徂表示滾筒材料的質量。參考2-1公式 要求給定的參數(shù)G=12 t/h, m=400g,入=2.0%,

6、可求出z =1000X 1000G / 3600 X m =1000X 1000X12 / 3600X0.02X400 =417 （個） 2. 3. 3滾筒直徑D、長度L以及各級排數(shù)P和各排孔數(shù)Z的確定 在給定產(chǎn)能數(shù)量的前提下，根據(jù)2-1公式計算滾筒表面應設孔數(shù)的多少。因為 滾筒周長的不同所以各滾筒表面的過濾孔的直徑也不同，所以各滾筒表面的孔數(shù)不 能設置一樣多，這時應該根據(jù)水果的實際大小以及工藝設定將其分廠若干個大小不 一的尺寸，然后根據(jù)滾筒級數(shù)確定每一機每一排的孔數(shù)。將滾筒看成一個平面，則 他們其中的關系為 每個滾筒上孔數(shù)=總排數(shù)x滾筒表面每排孔數(shù) 每=個滾筒（每個滾筒孔數(shù)

7、直徑X每排的孔數(shù)）（網(wǎng)眼間隙X孔的數(shù)目） 則 滾筒的圓周長度=（行數(shù)X水平孔）+ （行數(shù)X孔徑） 從理論上講，每級的孔的數(shù)量的總和等于孔Z的總數(shù)，并且每一階段的長度之和 是所設計的滾筒的長度，但每級的滾筒的直徑被設計成不同的并且不能被連接在一 起。因此一般取滾筒中直徑較大的一級作為整個滾筒的直徑。 初步確定滾筒直徑和長度后，用D:L=1:4?6進行校核，如果不在這個范圍之內, 就要求重新設定每級滾筒表面孔的排數(shù)和孔的總數(shù)，一直設定到到達比例規(guī)定的范 圍內才算合格。假設￡>6。，則應該縮減每一排孔的數(shù)量，增加孔的排數(shù)；假設 L<6D,則應該減少孔的排數(shù)，反過來增加每一排上孔的數(shù)

8、量。 現(xiàn)在，通過選擇需要的水果，篩筒的孔徑規(guī)定如下： 表1篩孔孔徑的參數(shù) 篩孔 孔徑長X寬(mm) 孔隙(mm) 粒徑分布比例 系數(shù)禽 軸向分布比例 系數(shù)bi 第一級 80X40 15 1/8 1/2 第二級 85X45 20 1/2 1/4 第三級 90X50 25 1/4 1/8 第四級 95X55 30 1/8 1/8 第五級 100X60 35 1/8 1/8 2. 3. 4各級篩孔數(shù)的計算 (1) 各級篩孔的孔數(shù) Z1 = aQiZ (2-2) 式中：乙―分選機滾筒內部孔的數(shù)量，單位 個； %一水果直徑

9、比例系數(shù)； 々一水果物料與軸向分布比例系數(shù)； 乞一滾筒內基準孔個數(shù)。 (2) 基準孔數(shù)為 N 三=Wg登 (2-3) 則 Z。二417/( 1/8X1/2 + 1/2X1/4+1/4X1/8 + 1/8X1/8+1/8X1/8) =1668 （個） 則，可求 bi Ze =1/8X 1/2X1668=104 Z2=ai bi Z. =1/2X1/4X 1668=209 Z3二禽 bi Zo =1/4X1/8X1668=52 Zf bi Z. =1/8X 1/8X 1668=26 Z5二禽 bi Z° 二 1/8X1/8X1668二26 （3）篩孔排數(shù)與每排孔數(shù)的計

10、算 已知 乙 "=— （2-4） 表達式：〃一滾筒長度與篩孔直徑的比值； ￡一分選機內部滾筒長度，單位米； 。一分選機內部滾筒直徑，單位米； 分選機內部滾筒的長度表達式為 Zi fb ' G(劣 + 氣) (2-5) 上式中：*—基準排數(shù)，大于一級； 力一分選機滾筒內部各級孔的直徑大小，單位m； 弓一孔徑 G一孔徑，孔間距影響排數(shù)的比例系數(shù)。 已知 廠?一 P1 1 (2-6) 式中：P-各級篩孔的排數(shù) 因 Si= di + ei 故 已二2 JiD / Si 將以上公式結合化簡得：L = # =1/%￡乙/曲+烏) L=2 Ji D / V3

11、Si (Zi (di + ej 2+Z2 (d2+e2) 2 + Z3(d34-e3) 2 + Z4 (d4 + e4) 2 + Z5 (d5+e5) 又估計u二L/D=4貝l」D=1/4L 則L2=2V3 / Ji (104X (0. 080 + 0. 015)2+209X (0. 085 + 0. 020)2 + 52X (0. 090 + 0. 025)2+26X (0. 095 + 0. 030)2+26X (0. 100 + 0. 035)2) 解得L二2. 3 m 則D= 1/4L=0. 575 m 則由 Pi=2 n D / V3 Si，得 Pi=2 兀 X0.

12、 575 P2=2 n X0. 575 XO. 575 P4=2 兀 XO. 575 P5=2 ji 由此可得各級滾筒每排孔數(shù): 由Zpi=Zi/Pi可得 XO. 575 / V3 / V3 / V3 / V3 / V3 (0. 080 + 0. 015)=23 (0. 085 + 0. 020)=20 (0. 090 + 0. 025)=18 (0. 095 + 0. 030)=17 (0. 100 + 0. 035)=15 Zi/Pj = 104 / 23 =5 Zp2 二 Z2/P2 二 209 / 20 =10 Zp3= Z3/P3

13、= 52 / 18 =3 Zp4 二 Z4/P4 二 26 / 17 Z5/P5 = 經(jīng)圓整后，各級滾筒每排的孔數(shù)為： Zp5= 26 / 15 =2 Zpi = 4 Zp2 = 7 Zp3 = 3 Zp4 = 3 Zp5 = 2 （4）滾筒直徑的確定 各級滾筒的周長為 (2-7) 11 = ”3/2 (山 + %片］=占/2 12 = 7 3/2 (d2+e2)P2=V3/2 13 = "3/2 (d3+e3)P3=V3/2 14 = ”3/2 (d.4 + e4)P4=V3/2 15 = "3/2 (d5+e5)P5=V3/2 (0. 0

14、80 + 0.015) X 23=1. 892 m (0. 085 + 0. 020) X 20=1. 819 m (0. 090 + 0. 025)X 18=1.793 m (0. 095 + 0. 030) X 17=1. 840 m (0.100 + 0. 035)X 15=1.754 m 滾筒各級周長的計算, 通常滾筒中最大的那個為其周長，所以，=1?892仞。 （5）篩孔間隙修正 因為滾筒每級的周長和被設計的滾筒軸長度1之間的差，用以下式進行校正: ei = Pi - di V3 (2-8) ei =2X 1. 892/V3 X23-0. 080

15、=0.015 e2 =2X 1. 892/V3 X20-0. 085 e3 =2X 1. 892/V3 X 18-0. 090 e4 =2X 1. 892/V3 X 17-0. 095 e5 =2X 1.892/73 X15-0. 100 =0. 024 =0. 031 =0. 034 =0. 046 (6) 滾筒直徑 則 (7)長徑比驗算 71 D二 1.892/Ji 二0. 60 m (2-9) (2-10) 1 f.=M 2 2(《+q) 又知 總長度的確定，應將各級的一側邊緣尺寸fi計入，因此 (2-11) 則滾筒

16、的長度為 (2-12) L = ￡Z pj(dj + /) + y + /) (2-13) L = ￡Z pj(dj + Cj) + —+ 句) A L = [4X (0. 080 + 0.015) + 7X (0. 085 + 0. 020) + 3X (0. 090 + 0. 025) + 3X (0. 095 + 0. 030) + 2X (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

17、. 035) ] =2. 393 米代入計算出的滾筒的長度和直徑為長度的公式與直徑比檢查計算如果它不超過規(guī) 定長度由計算知D=0.6。m L=2.393 m 則 u = L/D=2.393/0.60=3.99 規(guī)定的u = L/D=4則相差值為4-3. 99=0. 01<5%,符合要求。 故可確定滾筒 D=0.60 m L=2.393 m 2. 3. 5轉速n及水平傾角a的確定 滾筒的旋轉速度，會影響分級效率和生產(chǎn)能力，滾筒的旋轉速度取決于直徑。 滾筒通常位于傾斜的角度，轉速可以用下列式子確定： 12 ?14 (2-14) n =——=— 根據(jù)滾筒各尺寸的參數(shù)運算得知

18、D = 0.60m，則根據(jù)公式分析得出本課題滾筒轉速范 圍如下式所示 n = 12?14 / JR二 12?14 / "0.60=15?18 r/min 考慮到滾筒的轉速一般為10~15 r/min, 一般不超過30 r/min。再結合實際生 產(chǎn)的需求，最終，確定滾筒的轉速n=18 r/min。 依據(jù)上述可得：〃與而成反比關系，即滾筒轉速越小則滾筒的周長越大。 另一參數(shù)滾筒的傾斜角，和滾筒本身的長度有關聯(lián)，通常取3度到5度之間，而 滾筒越長傾斜角越小，短滾筒取大值。本設計中滾筒的長度為L=2.393 m,結合實際 生產(chǎn)的需要，所以取a=4。。 2. 3.6滾輪和摩擦輪 分選

19、機內部滾輪和摩擦輪是相對運動關系，是通過摩擦力和滾圈之間產(chǎn)生的摩 擦力而相互動作的，為了提供修復和更換零件的方便性，摩擦輪被選擇為具有比滾 圈更低的耐磨損性，以便放置在摩擦輪的磨損。摩擦輪和滾圈的結構示于圖2.5。 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。為節(jié)約成本這里取滾圈的材料為Q235,分選機摩擦輪的材料選擇HT200。 由下圖可知，由于滾筒在轉動時會摩擦產(chǎn)生熱量，為了避免滾筒的熱脹冷縮 以及軸向振動過大的現(xiàn)象，通常摩擦輪的寬度b大于滾群的寬度B 30到40mm,通過 公式計算分選機摩擦輪外徑，寬度分別為375mm和90

20、mm（根據(jù)分選機滾圈寬度60mm 運算得到） 1 .滾筒2.摩擦輪3.滾圈 圖2.5摩擦輪與滾圈 (2-15) (2-16) 2. 3.7功率計算 功率計算公式如下式： Rn + 1 3^2 )g P= 6^ 上式中P一分選機電動機額定功率，單位W； R一分選機滾筒內部半徑，單位M； 〃一分選機滾筒額定轉速，單位r/min; 昭一分選機滾筒重量，單位kg ； 叫一分選機滾筒內水果重量，單位施; 本設計中取叮=0.6° 〃一分選機傳動系數(shù)，取0.6-0.7； m2 = 7iR2Lr}(/) L一分選機滾筒長度，單位”； *一分選機內部水果的密度，單位的/宏

21、 ?一水果在分選機中填充系數(shù)，取0.05-0.1之間。 因為本課題所設計分選機主要用來分選水果，所以考慮質量和水果半徑，近似 得出分選機水果密度為1?2乂1。3間矛，滾筒內部填充系數(shù)選取。=。.07,貝！j □中=3. 14X ( (0 . 60-0. 002 X 2) /2 ) 2 X 2 . 393X 1. 2X 103 X 0. 07=56 kg 將以上結果代入滾筒轉動時所需的電動機功率P的計算公式中： 黑龍江工業(yè)學院本科畢業(yè)設計（論文）原創(chuàng)性聲明 本人鄭重聲明：所呈交的畢業(yè)設計（論文），是本人在指 導教師的指導下，獨立進行研究工作所取得的成果。除文中已 經(jīng)注明引用的

22、內容外，本論文不包含任何其他個人或集體已經(jīng) 發(fā)表或撰寫過的作品成果。對本文的研究做出重要貢獻的個人 和集體，均已在文中以明確方式標明。本人完全意識到本聲明 的法律結果由本人承擔。 作者簽名： 日期：2019年 月 日 P二Rn (mi +13m2) g/60 n 二((0.60-0.002X2) /2 ) X 18X (62 + 13X56) X9. 81/60X0. 6-1155 W 2. 3. 8篩孔的設計 篩孔是分揀機的主要工作部件，以及其優(yōu)點和缺點直接影響分類效果。該網(wǎng)孔 被布置成方形，矩形，一個等邊三角形，等等。據(jù)計算，正三角形排列屏幕表面的 有效系數(shù)提高了 1

23、6%與正方形布置相比。如圖2.6所示，有效屏幕面積較大，所以 等邊三角形布置在設計中采用。 圖2.6正三角形排列 2. 3. 9選擇電動機 （1）選擇電動機類型和結構形式 一般在生產(chǎn)制造中，三相交流異步電機為使用最廣泛的一種電機，沒有特殊說 明（如需要大范圍的平滑速度調節(jié)，頻繁起動和反向旋轉等）三相異步電動機，通 常使用。Y系列，這已在中國被開發(fā)出來，是一個通用的，鼠籠型異步電動機是整 體式全封閉的電動機，廣泛應用于沒有易燃易爆物質的場合使用，適用于無造成電 機腐蝕的環(huán)境，適合機械特性無特別要求的情況，比方說物料運輸機，物料攪拌機, 農場品機械加工等。由于星型接法的

24、電動機啟動特性比較好，起動轉矩較大，所以 經(jīng)常用于一些機床、加壓機、壓縮機等對啟動轉矩要求比較高的場合。YZ型和YZR 型電動機，他們的轉動慣性小，過負荷運轉能力哦強，所以他們常用于經(jīng)常停車和 反向轉動的場合。 三相交流異步機根據(jù)其額定功率：是指電動機在額定運行(額定電壓，額定頻 率，額定負載)條件下，轉軸上輸出的機械功率。還依據(jù)其滿負荷運轉的轉速，指 的是在電機額定功率的條件下負載降低，電機的轉速增大，但會低于同步轉速。由 于上述兩者的關系科已看出，為了滿足本設計方案的各種條件我們將選擇星型三相 異步電動機。各個電動機的外形尺寸，安裝方式，每種型號的電機的功率、轉速、 星

25、三角接法等技術參數(shù)均能通過資料查詢到，通過資料書籍的查找，最終選擇出一 種適合本次設計的異步電機。 (2) 選擇電動機類型的功率 電動機出書功率通過計算得出P為： 綜出功率=l?55kw 驅動電機與皮帶的總工作效率： 3 2 n總二n皮帶n齒輪n滾動軸承n鏈輪n摩擦輪 二0. 96X0.97X0. 993X0. 96X0. 902 =0. 703 所以電動機的輸入功率為 P電動機輸入二P工作輸出/ n總 =1. 155/0. 703 =1.64 kW (3) 初選同步轉速為750r/min的電動機 由于靖入功率V玲定功率，所以根據(jù)課程設計手冊表12_1,得出電機的

26、具體型號 Y132S-8,電機額定功率為2.2kw,額定轉速為710r/min. 4定功率=2?2kw 〃額定轉速=710 r/min 2. 4傳動裝置的運動和動力參數(shù)的計算 2. 4. 1各傳動裝置的總傳動比及各軸轉速的計算的計算 計算傳動比所需要考慮的因素： (1) 每個級的變速比機構的變速比應的建議范圍內，直到它的性能和它的緊湊 性是有利的不應超過的最大值。傳輸?shù)母骷壍慕Y構尺寸應該協(xié)調的和對稱的。例如, 由V型皮帶驅動和齒輪傳動裝置的傳輸，V型皮帶傳動的傳動比不應過大，否則大帶輪的半徑將超過傳輸?shù)闹行母叨?，造成不協(xié)調的大小和設計和安裝基座的。這是 困難的。 （2）

27、 傳輸應是尺寸緊湊和重量輕。具有相同的總中心的距離和總傳動比，有一 個更小的輪廓尺寸。 （3） 在實際傳輸中，大齒輪的直徑是類似的，從而使大齒輪具有相似油穿透深 度。在高速和低速兩個大齒輪的直徑相似，和低速齒輪具有稍大的直徑，并且所述 油穿透深度也略深，這時油潤滑有利。 （5）應該避免傳動部件之間的干擾碰撞。高速大齒輪與所述低速軸，當高速齒 輪比過大時可能發(fā)生干涉。除了考慮上訴的問題，有必要在理論結合實際情況進行 連接，并考慮特殊因素，如機器的工作環(huán)境和安裝。以這種方式，我們可以通過實 際測量和理論計算將傳動比逐級分配。 已知電機額定轉速710,輸出轉速18,求傳動比： n

28、u/n = 710/18?39.44 V型帶傳功比系數(shù)常用取值范圍i<7； 分選機齒輪與減速器傳動比系數(shù)取值范圍iV4?6； 鏈傳動比系數(shù)取值范圍iV6； 滾筒摩擦輪傳動比系數(shù)取值范圍iV5。 所以得出各級傳動比： 第一級 V型帶傳功比系數(shù)L=3； 第二級 齒輪與減速器傳動比系i2=4； 第三級 鏈傳動比系數(shù)％ = 2； 第四級 滾筒摩擦輪傳動比系數(shù)i4=6。 分選機內部機構各軸的轉速分別如下，下標0到3分別為電機軸、減速器軸、 減速器低速軸、滾筒摩擦輪軸。 no二 ru二710 r/min nF n0/ 金二710/3二237 r/min n2= m/ i2=23

29、7/4=59 r/min n3= n2/ i3=59/2=30 r/min n4= n3/ i4=30/l. 6=18 r/min 2. 4. 2各軸輸入功率的計算 機械輸入功率即：機械效率值分別為：V型帶傳功,軸承傳動億=。?泌； 齒輪傳動%=。?97 ；鏈傳動74=0-96.滾筒摩擦輪傳動〃5=。?90。各軸輸入功率的計 算是通過電機額定功率依據(jù)，每根軸輸入功率即： P0 = Pw = 2.2 kW Pi = P0ni=2. 2X0. 96=2. 11 kW P2 = P1n2n3=2. 11X0. 99X0. 97=2. 03 kW P3 = P2n4 =2. 03

30、X0. 96=1.95 kW P4 = P3 n 2 H 5=1. 95 X 0. 99 X 0. 90=1. 74 kW 2.4.3各軸轉矩的計算 To = 9550 Po/ n°=9550X2. 2/710 =29. 59 N ? m L = 9550 Pt/ MF9550X2. 11/237 =85. 02 N ? m T2 = 9550 P2/ n2=9550X2. 03/59 =325. 58 N ? m T3 = 9550 P3/ 113=9550X 1. 95/30 =620. 75 N ? m 第3章 主要零部件的選擇以及設計 3. 1皮帶傳動的設計計算 依照

31、前面的相關設計與計算，我們得知道皮帶傳動部分滑輪的傳動比是3,這 就表明了該分選機的物體傳送因速度不低，算高速運轉設備，帶傳動是用來改善傳 輸?shù)姆€(wěn)定性。旋轉的方向是相同的，并且?guī)л喌膫鬏斢善c皮帶輪之間的摩擦來 實現(xiàn)。皮帶傳動裝置具有穩(wěn)定的傳輸，成本低和減震的特性。根據(jù)溝槽表面摩擦原 理，相同的張力的作用下，V型帶驅動器可以產(chǎn)生比平皮帶驅動更多的摩擦。此外, V形皮帶傳輸允許變速器是相對大的，結構是相對緊湊的，并且V形帶具有流水化 和批量化加工制造的優(yōu)勢，所以，對該分選設備的傳輸功能，將通過V型帶來實現(xiàn)。 3. 1. 1確定計算功率Pea 由《機械設計》表8-7查得工作情況系

32、數(shù)Ka =1.1故Pea = KaP= 1.1X2.2=2.42 kW 3. 1.2選擇V帶的帶型 依照Pea的值為2.42 KW,以及小帶的輪轉速m是710r/min,那么根據(jù)《機械設計》 中的圖8-11,設計里將擇取A型的V帶。 3. 1.3確定帶輪的基準直徑dd并驗算帶速v （1） 小帶輪基準直徑的初步核算 對于小帶輪的直徑核算，將采用查表法獲得，通過《機械設計》中的表8-6與 表8-8,這里將小帶輪的基準直徑ddi初步定為140毫米。 （2） 驗算帶速v 按式v=7cddi ni/60X 1000驗算帶的速度 v =7iddi ni/60X 1000 =7tX1

33、40 X710/60X1000 =5.20 m/s 從帶速的計算結果來看，在5 -30m/s的范圍內，符合相關規(guī)定，所以這里的帶速選擇準確。 (3) 計算大帶輪的基準直徑 依照公式計算大帶輪的基準直徑為dd2 = iddl =3x140 = 420mm,依照《機械設 計》中的表8-8的整定規(guī)定，這里的直徑dd2選擇為400毫米。 3. 1.4確定V帶的中心距a和基準長度Ld 根據(jù)公式0.7 (ddi+dd2)Wao根2 (dai + dd2)初步確定中心距ao =750mm 由式： L d=2a()+7c/2 X (d(ii+ dd2)/+ (ddi- dd2)2/4ao

34、 =2 X 750+71/2 X( 140+400)+(400-140)2/4 X 750 =2371 mm 由《機械設計》表8-2選帶的基準長度Ld=2240mm。 計算實際中心距 a=ao+ (Ld- Ld) /2=750+ (2240-2371) /2=685 mm 3. 1.5驗算小帶輪上的包角印 ai =180° -57.5 °(dd2- ddi)/a =180°-57.5 °(400-140)/685=158 °3120° 取a=158°。 3. 1.6計算帶的根數(shù)z (1) 計算單根V帶的額定功率Pr 由ddi=140mm和ni=710r/min,查《機械設計

35、》表8-4a得Po=l.26kW。 根據(jù)ni=710r/min, i=3和A型帶，查《機械設計》表8-4b得△P()=0.09kW。 查《機械設計》表8-5得Ka=0.95,表8-2得Kl=1.06,于是 Pr=( Po+ APo) ? Ka ? Kl=( 1.26+0.09) X 0.95 X 1.06= 1.36 kW (2) 計算V帶的根數(shù)z z= Pca/Pr=2.42/l.36=l.78 取2根。 3. 1.7計算單根V帶的初拉力的最小值(F。)min 該值先要通過查表法獲得其單位長度的重量，通過《機械設計》中的表8-3,我 們可以獲知A型帶相關質量，這里q取0.

36、1 kg/m,那么拉力計算則為 (Fo)rnin=500 X (2.5-Ka) Pea / Ka ZV +qV2 =500X (2.5-0.95) X2.42/ (0.95X2X5.20) +0.1 X5.202=193N 3. 1.8計算軸壓力Fp 由式(Fp) =2Z (Fo ) min sin(ai/2)=2X2X 193Xsin(158/2)=758N 3.1.9帶輪的結構設計 該部分的設計在此簡略。 3. 1. 10帶的張緊裝置 由于不同材質的傳送帶具有的彈力大小不同，那么因為其工作中預緊力的影響, 傳送帶使用一定的時間后它的塑性會發(fā)生變形，從而導致松弛并讓彈性發(fā)生

37、改變， 最終影響到預緊力Fo會逐步的減小。因此為了確保傳送帶的輸送能力滿足使用要 求，需定期對其采取張緊操作，設計時必須考慮到張緊裝置的設計。 3.2直齒圓柱齒輪的設計計算 3. 2. 1選擇齒輪類型、精度等級' 材料及齒數(shù) (1) 依照上面的傳動方案，設計中齒輪將澤卻直齒的圓柱齒輪來實現(xiàn)傳動功能。 (2) 雖然滾筒為轉動部件，但因為它的轉速很低，所以此處的精度將選擇7級 精度。 (3) 材質選型。通過《機械設計》里表10-1的規(guī)定，這里的小齒輪用材選取材 調質處理后的40Cr,其硬度是280 HBS,另外對于大齒輪，其加工材質選擇調質處理 后的45#鋼，其硬度是240 H

38、BS,在此大小齒輪的加工用材的硬度差是40HBS。 (4) 齒輪齒數(shù)的設計選擇。本設計里的小齒輪齒數(shù)zi選擇為24,那么對于大齒 輪的齒數(shù)選擇將為z2 = 4x24 = 96。 3.2.2按齒面接觸強度設計 根據(jù)設計中的計算公式(10-9a),經(jīng)過計算，結果為 (3-17) (1) 相關參數(shù)的數(shù)值確定 在此，先將載荷系數(shù)Kt按照1.3進行計算。 計算小齒輪傳遞的轉矩。 Ti = 9550 Pi/ni=9550X2.11/237 =85.02 N ? m=8.502X 104 N ? mm 通過《機械設計》中的表10-7,這里的齒寬系數(shù)6d定為1.2。 通過《機械設計》中

39、的表10-6,查表獲得該材料的彈性影響系數(shù)Ze是189.8 MPa"。 通過《機械設計》中的圖10-21,獲得小齒輪的接觸疲勞強度極限OHliml，這里選 取600MPa；另外對于大齒輪的。Hiim2選取550MPa進行相關計算。 由《機械設計》式10-13計算應力循環(huán)次數(shù) Ni=60mjLh=60 X237XlX(2X8X300X 15)=1.024 X 109 Ni=1.024X 109/4=0.256X IO。 另外，根據(jù)《機械設計》中的圖10-19,先將其抗疲勞壽命系數(shù)Khni定為0.90； Khni定為0.95來進行相關計算。 在對其接觸疲勞許用應力進行計算。 這里

40、的失效概率取值是百分之一，它的安全系數(shù)S則定為1,那么通過《機械設 計》里的計算公式(10-12),我們計算出以下的結果， 〔oh) i= KHNioiimi/S=0.9X600 MPa=540 MPa 〔OH) 2= KHN2Oiim2/S=0.95 X 550 MPa=522.5 MPa (2) 計算 試算小齒輪分度圓直徑dn,代入〔oh)中較小的值 dn 3 2.32 3 V KTi/。d ?(u+l)/u ?(ZE/ ( oh )尹=2.32 3 V 1.3 X 8.502 X 104/1.2 ?(4+1)/4 ?(189.8/522.5)2=57.459 mm 計算圓

41、周速度v v =7idit ni/60X 1000 =7rX 57.459 X 237/60 X 1000 =0.71 m/s 計算齒寬b b = 4>d ? dit= 1.2X57.459=68.951 mm 計算齒寬與齒高之比b/h 模數(shù) mt= du/ zi =57.459/24=2.394 mm 齒高 h= 2.25 mt=2.25 X 2.394=5.39 mm b/h=68.951/5.39=12.79 齒輪的負載常數(shù)計算： 首選查表獲取載荷系數(shù)Kv,這里查表獲取Kv是1.04,然后依照v取值0.71 m/s, 7 級精度等相關數(shù)據(jù)進行計算。 在此，由于

42、是直齒輪，那么KHa、KFa的值相同，都取1； 另外使用系數(shù)Ka通過《機械設計》里的表10-2查閱得知其值為1；另外根據(jù)《機 械設計》里的表10-4,查表得知其精度為7級，并在布置形式為相對支撐的時候，其 Khb=1.315 由b/h=12.79, Khb=1.315查《機械設計》圖10-13得Kfb=1.28；故載荷系數(shù) K= Ka Kv KHa Khb=1 X 1.04X1X 1.315=1.368 接下來的計算要注意根據(jù)實際的載荷系數(shù)在校正后獲取的分度圓直徑進行計算， 那么，利用《機械設計》里的計算公式（10-10a）,就可以計算出 di=dit3 VK/ Kt=57.4

43、59X3V1.368/ 1.3=58.436 mm 計算模數(shù)m m = di/ zi=58.436/24=3.43 mm 3. 2. 3按齒根彎曲強度設計 根據(jù)《機械設計》中的計算公式（10-5）,這里的彎曲強度計算方法與過程如 下， （1）對相關參數(shù)的數(shù)值進行確定。 通過《機械設計》里的圖10-20C,能夠知道小齒輪它的彎曲疲勞強度上限范圍OFEI 是500 MPa；另外大齒輪的該參數(shù)的上限范圍WE2為380 MPa； 摘要 論文對中國國內和國外水果分級分選機的研究和發(fā)展現(xiàn)狀進行了詳細分析并且 對中國未來水果分級分選技術進行了預測和分析，根據(jù)當前大部分已有的水

44、果分選 機存在的問題，對其開展了優(yōu)化與改進，以此實現(xiàn)分選精度增強、分選效率提升； 另外從整個的分選設備在加工制造中的規(guī)?；a(chǎn)上出發(fā)，對其的制造，使用過程 中的維護等進行相關改進。該水果分選機屬于新型的分選設備。該分選裝置在工作 中會依照水果形狀大小設計由6級分級5節(jié)滾筒、兩個傳動機構和一個電動機組成。 采用電動機作為機構的動力源，通過帶輪傳動機構，該動力通過直齒圓柱齒輪的減 速后，把工作中需要的動力利用鏈輪傳遞機構傳遞到分類滾輪從而實現(xiàn)水果的分類 和排序。該機構操作簡單，生產(chǎn)成本不高，維修方便，有望于市場推廣普及。 關鍵詞：水果；形狀大??；傳動機構；6級分級5節(jié)滾筒； 通過

45、《機械設計》里的圖10-18,這里的彎曲抗疲勞Kfni是0.85,而Kfni則為0.88； 在上述相關參數(shù)的取值確定后，下來就進行相關計算，在此，其安全系數(shù)S取 值1.4,那么通過《機械設計》里的公式(10-12),我們計算得出 〔of) i= KfniOfei/S=0.85X500/1.4 MPa=303.57 MPa 〔of) 2= Kfn2Ofe2/S=0.88X 380/1.4 MPa=238.86 MPa 計算載荷系數(shù)K。 K= Ka Kv KFa Kfb=1 x 1.04X 1 X 1.28=1.331 齒形系數(shù)通過查表法獲得，通過相應規(guī)范的查表，這里的系數(shù)YFal取

46、值2.65；而 系數(shù)YFa2取值2.196o 應力校正系數(shù)也是通過查表法獲得，這里，通過《機械設計》中的表10-5獲知 Ysal = 1.58； Ysa2=1.786。 計算大、小齒輪的Y Fa Ysa / (of)并加以比較。 YFal Ysai / (of) =2.65X 1.58/303.57=0.01379 YFa2YSa2/[ oF〕= 2.196x1.786/23886 = 0.01642 通過計算結果的對比，這里大齒輪的數(shù)值最大。 (2) 設計計算 m》3 " 2X 1.331 X8.502X 104/1.2 X 242 ?(0.01642)=1.75 mm

47、通過對計算結果的分析可以看出，因為其齒面接觸強度的模數(shù)m比齒根彎曲疲 勞強度的模數(shù)大，再因為齒輪模數(shù)m主要受彎曲強度表現(xiàn)出來的承載能力大小的影 響，以及齒面受力能力只和齒輪的直徑有關系，那么這里的模數(shù)要進行整定，1.75 毫米整定后取2.0毫米，另外分度圓的直徑di按照58.436毫米來計算小齒輪的齒數(shù)， 其結果為 zi = di/ m=58.436/2^29 大齒輪齒數(shù) Z2 = 4X29=116 3.2.4幾何尺寸計算 (1) 計算分度圓直徑 di= zim=29 X 2=58 mm d2= Z2Hi= 116X2=232 mm (2) 計算中心距 a =(di+

48、d2)/2=(58+232)/2=145 mm (3) 計算齒輪寬度 b = 4>d di=1.2 X 58=69.6 mm 取B2=70 mm, Bi=75 mm。 (4) 本設計里的相關機構設計與齒輪零件圖在此省略。 3. 3滾子鏈傳動的設計計算 3.3.1選擇鏈輪齒數(shù) 根據(jù)上述的計算，如果小鏈輪的齒數(shù)zi是19,那么大鏈輪的齒數(shù)則通過計算是 zl = zlx2 = 2x19 = 38 3.3.2確定計算功率 通過《機械設計》規(guī)范里的表9-7,首先查取Ka取值1.0,而Kz取值1.52,單排鏈, 那么功率是 Pca= KaKzP=1.0X 1.52X2.2=3.3

49、4 kW 3.3.3選擇鏈條型號和節(jié)距 利用Pea計算結果是3.34 kW. 8是59r/min,通過《機械設計》中的圖9-11可以知 道，鏈條的型號選擇是20A-1,再通過查閱《機械設計》里的表9-1,就能確定改鏈 條的每節(jié)間隔p為31.75毫米。 3.3.4計算鏈節(jié)數(shù)和中心距 先對鏈節(jié)的中心距離進行初步計算，計算結果為 a0 = (3g50)p = (30-50)x31.75 = 952. Al 587.5mm 這里取ao為1000毫米，那么其節(jié)數(shù)計算結果是 Lp()=2 a()/p+( zi+ z2)/2+ (( Z2-zi)/2兀)2 p/ a()=2X 1000/3

50、1.75 + ( 19+38)/2 + (38-19)/2兀)2 X 31.75/ 1000^91.78 結合上面的計算結果，本設計里鏈長的節(jié)數(shù)L定為92節(jié)。 通過《機械設計》中的表9-7,就得獲知到得其有關系數(shù)￡的值為0.24883,那么 它的中心距離上限值是 a = ￡p (2Lp-(zi+z2)) =0.24883X31.75X (2 X92-( 19+ 38)) ^987 mm 3.3.5計算鏈速v,確定潤滑方式 v = n2zip/60X 1000=59 X 19 X 31.75/60 X 1000^0.6 m/s 利用鏈速與鏈號的數(shù)值，通過《機械設計》中圖9-14

51、的數(shù)值查閱，確定改分選 設備的給油脂方式為滴油形式。 3. 3. 6計算壓軸力Fp 首先，這里的有效圓周力計算結果是； Fe = 1000P/v= lOOOx 2.2/0.6=3667 N 另外，由于鏈輪以水平形式布置后它壓軸力的系數(shù)Kfp是1.15,那么其壓軸力 計算結果是 Fp^KFpFe=l.15X3667^4217 No 3. 4軸的設計計算 3.4.1高速軸的設計計算 (1) 利用《機械設計》的公式(15-2),高速軸的初步最小軸徑計算公式是： ^nin = (3-19) 首選對上面計算方法里涉及的相關參數(shù)取值進行確定。軸加工選用材質是調質 處理后的45#鋼，

52、再通過《機械設計》里的表15-3,取4=112 由前面的設計算得Pi=2.11kW, ni=237 r/min (2) 設計計算：dmin= Ao3 VPi/m=112X3 72.11/237=23.3 mm 軸最小軸的直徑計算則是d = (1 + 0.14)= 26.6mm,對其數(shù)據(jù)進行圓整處理后取 27毫米。 (3) 軸的結構設計 1)初步確定軸上相關零件的裝配圖 按照設計的相關要求與規(guī)定，在此將采取如圖3.1描述的方案完成軸的裝配。 so 75 24 - 19.75 * \8x7x4。 A 89,9 s Iff B 64.5 c_ VI 5 4.

53、 6 圖3.1局速軸的裝配方案 2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 a、 為了確保小皮帶輪在軸向定位符合要求，在加工中I-II軸的右端部分應有 軸肩，因此對于所II-III段來說，其直徑將定為34毫米；在其左端部位將選取 擋圈對軸端完成定位，擋圈直徑D規(guī)格按照37毫米的要求選擇制作。另外用于小 皮帶輪和軸之間的配合轂，它的孔長度Li規(guī)格應為48毫米，在此需注意在使用中 軸端擋圈不會壓在小皮帶輪的軸端面之上，因此對I-II段的長度來說，必須滿足和 Li相比要短一點，在此15的數(shù)值取為46毫米。 b、 滾動軸承的初步選型?；谳S承在工作中受到徑向力與軸向力共同影響，

54、因 此要注意，在應用上必須具有一個單列的圓錐滾子形式的軸承。所以根據(jù)dzi的取 值是34毫米，通過對《機械設計課程設計手冊》里的相關要求，初步采用了基本 游隙組為零，并且具備標準精度級的單列形式的滾錐軸承30208型號，其外形規(guī)格 大小是dxDxT = 40mmx80mmxl9.75mm,所以這里的血小與血一訓相同，都是40 毫米，另外而Ivm-伽則為19.75毫米。 這里選擇軸肩定位的方式實現(xiàn)軸承右端的定位。通過《機械設計課程設計手冊》 可以獲知30208型軸承其定位軸肩的高度h大小是4.5毫米，所以這里的山…取值 為49毫米。 c、 對齒輪裝配位置的軸端分段IV-V的直徑

55、d\f取值為50毫米進行測算驗證 后，因為小齒輪的齒根部位與鍵槽的底部之間的長度e小于端面的模數(shù)，那么此設 計里齒輪與軸在制作時應按照一體的要求進行加工，也就是常說的齒輪軸。 d、 軸承蓋的總寬度取值為20毫米，參照軸承蓋與潤滑給油處對于軸承要具備 便于拆裝的性能，那么端帽的外端表面和所述小鏈輪的左端兩部分間的長度1取值 為30毫米，那么Imw的長度計算則為50毫米。 e、 在此，對齒輪與箱體內部的間隔距離a取值為16毫米。在此要注意箱體在 加工中存在的誤差因素，對滾動軸承的位置進行確立定位時，還要放有一定的余量 s,在此s數(shù)值定為8毫米，先前我們對滾動軸承的寬度T已經(jīng)明確，

56、是19.75毫米, 則 hi-v=T+s+a= 19.75+8+16=43.75 mm lvi-vn= s+a=8+16=24 mm 經(jīng)過上面的查表與計算，軸的相關規(guī)格尺寸已經(jīng)明確。 (4) 軸上零件的周向定位 本設計里，分選機的小皮帶輪圓周定位是利用平鍵來實現(xiàn)的。這里的d頃是通 過查閱《機械設計》中的表6-1獲知，數(shù)值大小為bxh = 8mmx7mni,選用的鍵槽 是通鍵槽專用的銃刀來實現(xiàn)制作，它的長度是40毫米，另外為了確保齒輪和軸在, 在進行滾動軸承和軸的周向定位的裝配時，應當有過度配部件，這里軸的直徑尺大 小的允許公差應控制在m6范圍。 (5) 確定軸上圓角和倒角

57、尺寸 通過《機械設計》中的表15-2提供數(shù)據(jù)，這里的軸左端的倒角應是1.0X45°, 對于軸右端的倒角應是1.6X45。另外相關的各軸的軸肩位置的圓角半徑要求如表 15-2所示。 (6) 求軸上的載荷 首先利用軸的結構圖3.1對軸的計算簡圖進行繪制。對于軸承的支點具體定位, 通過查表法獲得，具體參照《機械設計》里的圖15-23。通過查表，獲知a的數(shù)值為 16.9毫米。所以其支撐的間距是64.35+64.35= 128.7mmo在依照繪制好的軸計算 簡圖進行軸彎矩圖以及扭矩圖的繪制，繪制完成后的圖見圖7.1o 通過圖7.1,我們能夠得出軸的危險截面為C截面部分。下來對截面C處的

58、Mh 等相關參數(shù)進行計算等，整理后如表2。 表2截面C的支反力、彎矩及扭矩數(shù)值 載荷 水平面H 垂直面V 支反力F Fnhi=1466N, Fxh2=1466N Fnvi=533. 5N, FW2=-533. 5N Mh=94557 N ? mm Mvi=34410. 75N ? min Mv2=-34410. 75 N ? nun 總彎矩 Mi= M2= V945572+34410. 752=100624 N - m 扭矩T Ti=85020 N ? mm （7）按彎扭合成應力校核軸的強度 進行該性能的計算核對時，常規(guī)的做法就是對該軸上的C危險截面

59、的強度就行 核算。通過《機械設計》里的公式（15.5）與上表里的相關數(shù)值，以及軸在單向旋轉時，其扭轉的切應力就是脈動循環(huán)的變應力情況下，對系數(shù)a取值為0.6后進行計 算，那么它的應力大小為

60、)初步估算軸的最小軸徑: (3-20) 確定公式內的各種計算數(shù)值 選軸的材料為45鋼(調質),由《機械設計》表15—3,取4=112 由前面的設計算得P2=2.03kW, m=59 r/min (2) 設計計算：dmin= Ao3 VPi/ni=l 12X3 V2.03/59=36.4 mm 該低速軸的最小軸徑計算是d=』min x(1+0.14)=41.5 mm ,對計算結果按照相關 要求進行圓整處理，其數(shù)值為42毫米。 (3) 軸的結構設計 1)初步確立擬軸上相關構件的裝配方案 按照設計有關規(guī)定，在此將采取現(xiàn)圖3.3所描述的方案實施軸的裝配操作。 m SS 0

61、 H -4- g 0 0 VI 9 夜 0 5 20x12x56 A 60.75 B 60.75 85 12x8x2  圖3.3低速軸的裝配方案 2）參考軸向的定位有關規(guī)范實現(xiàn)其每段的直徑與長度的確立。 a、 按照設計規(guī)范對于軸向定位的規(guī)定，應當確保VII-VIII軸的左端為與肩部制 造，所以VII-VIII截面的直徑是DVII-VIII =49毫米;右端通過軸端保持環(huán)定位時，根 據(jù)軸端的直徑以保持環(huán)直徑d =52毫米。小鏈輪和所述軸的所述輪轂孔的長度為L1 =28毫米。為了確保該軸端保持環(huán)僅在小鏈輪壓不按壓在軸的端面上，所述VII-VIII 截

62、面的長度應比L1稍短?，F(xiàn)在采取LI-II =26毫米。 b、 滾動軸承的初步選型?；谳S承在工作中受到徑向力與軸向力共同影響，因 此要注意，在應用上必須具有一個單列的圓錐滾子形式的軸承。所以根據(jù)DVII-VIII =49毫米，所述單排滾動錐形軸承的基本游隙組和標準精度等級的30211最初由機 械設計課程設計手冊選擇，并且其大小為dXdXT=55毫米X 100毫米X22.75毫米, 所以DI-II = DV-VII = 55毫米;和Li-II =22.75毫米。左端滾動軸承采用軸肩定位。對 《機械設計課程設計手冊》進行查表，就可以確定30211型的軸承相關參數(shù)，這里 定位軸肩的高度

63、h取值4.5毫米，那么的數(shù)值將為64毫米。 c、 對齒輪裝配位置的軸端分段IV-V的直徑山5取值為70毫米進行測算驗證 后，該設計里齒輪的右端和右軸承兩者間的定位方法選取套筒定位形式。在此，齒 輪的輪轂寬大小是70毫米，為了確保裝配后套筒的端面能后和齒輪緊密的接觸， 要讓次軸段的寬度稍微小一些，所以這里的lw_v取值為66毫米，對于齒輪的右端裝 配，將選取軸肩定位方法，因為軸肩的高度h比0.07d大一些，所以這里的高度h 取值為6毫米，另外其軸環(huán)處的直徑由質規(guī)格大小為82毫米。同時由于軸環(huán)的寬 度b大于1.4個h,那么Iiimv取值為12 mm。 d、 軸承蓋的總寬度取值為20

64、毫米，參照軸承蓋與潤滑給油處對于軸承要具備 便于拆裝的性能，那么端帽的外端表面和所述小鏈輪的左端兩部分間的長度1取值 為30毫米，那么Iwn的長度計算則為50毫米。 e、 在此，對齒輪與箱體內部的間隔距離a取值為16毫米。在此要注意箱體在 加工中存在的誤差因素，對滾動軸承的位置進行確立定位時，還要放有一定的余量 s,在此s數(shù)值定為8毫米，先前我們對滾動軸承的寬度T己經(jīng)明確，是22.75毫米, 則 lv-vi=T+s+a+ （70-66） =22.75+8+16+4=50.75 mm 1 ii .in=s+a=8+16=24 mm 經(jīng)過上面的查表與計算，軸的相關規(guī)格尺寸已經(jīng)明

65、確。 (4) 軸上零件的周向定位 本設計里，分選機的齒輪與小鏈輪之間的圓周定位是利用平鍵來實現(xiàn)的。這里 的dw-v是通過查閱《機械設計》中的表6-1獲知，數(shù)值大小為b*h = 20rnrnxl2mrn, 選用的鍵槽是通鍵槽專用的銃刀來實現(xiàn)制作，它的長度是56毫米，另外為了確保 齒輪和軸在裝配過程里的對中性滿足要求，這里的小皮帶輪的輪轂和軸的吻合比最 好是H7/n6；另外在小鏈輪和軸的裝配連接里，應采取規(guī)格12mmX8mmX22 mm 的平鍵進行連接，其溫和比控制在H7/k6o同時，在進行滾動軸承和軸的周向定位 的裝配時，應當有過度配部件，這里軸的直徑尺大小的允許公差應控制在m6

66、范圍。 (5) 確定軸上圓角和倒角尺寸 通過《機械設計》中的表15-2提供數(shù)據(jù)，這里的軸端倒角應是1.6X45。，另外 相關的各軸的軸肩位置的圓角半徑要求如表15-2所示。 (6) 求軸上的載荷 首先利用軸的結構圖3.3對軸的計算簡圖進行繪制。對于軸承的支點具體定位, 通過查表法獲得，具體參照《機械設計》里的圖15-23o通過查表，獲知a的數(shù)值大 小是21毫米。所以其支撐的間距是60.75+60.75= 121.5mmo在依照繪制好的軸計 算簡圖進行軸彎矩圖以及扭矩圖的繪制，繪制完成后的圖見圖3.4O 通過圖3.4,我們能夠得出軸的危險截面為B截面部分。下來對截面C處的Mh 等相關參數(shù)進行計算等，整理后如表3。 表3截面B的支反力、彎矩及扭矩數(shù)值 載荷 水平面II 垂直面V 支反力 F Fni11=1403. 5N, Fmi2=1403. 5N Fnvi=511N, FW2=-511N 彎矩 M Mh=85263 N - mm Mvi=31043. 25N ? mm Mv2=-31043. 25 N ? mm 總彎矩 Mi= M2= V852632+31