小型芋头去皮机的设计


     小型芋头去皮机的设计 学 生: 指导老师: 摘 要:通过对小型芋头去皮机的正确分析,设计了去皮装置。其目的是解决芋头体积小,不易清洗去皮,靠人工清洗去皮费力的技术问题主要是对茎类物质清洗去皮。对芋头去皮机的组成:波盘、带轮、齿轮、轴等的选用及设计,校核带轮、轴承及轴的寿命和使用强度,分析重要零部件的受力及载荷分布情况。用AutoCAD画出了芋头去皮机装置的零件图和装配图。 关键词:去皮机;机械传动;茎类植物 The Design of Small Taro Peeled Machine Author: Xie Feng Tutor: Tang Xingchu (Oriental Science &Technology College of Hunan Agricultural University, Changsha 410128) Abstract: The correct analysis of small taro peeled machine, designed the the peeled devices. Its purpose is to solve the taro, small size, easy to clean, peeled, labor-intensive technical problems by artificial washing peeled cleaning peeled stem substances. Selection and design of machine components: odds, pulley, gear, shaft, etc. of taro, peeled, check pulleys, bearings and shaft life and the intensity of use, analysis of the important parts of the force and load distribution. Taro peelers device parts and assembly drawings using AutoCAD to draw. Key words:Small taro peelers;Mechanical transmission;Stem of plant 1 前言 在60年代,荷兰最大的马铃薯加工企业多数是法式薯条生产商。随着生产线能力的迅速扩大,废水问题成了荷兰社会的焦点。荷兰政府不得不提高水污染税,事实上,荷兰是世界上第一批采取此措施的国家之一。结果,荷兰马铃薯加工设备制造商们不得不找到降低水污染的解决途径。所以,荷兰和美国有世界先进的去皮系统生产商。  在马铃薯加工过程中,考虑到降低成本和产品质量,蒸汽去皮已经成为最重要的一环。这也是高达人30年来致力于去皮技术的原因。把目标设在降低生产成本,高达公司在不断的发展改进中取得了成功。在过去的十年中,公司的一些机器已经履行降低去皮损失的使命。      除了已有的8个世界专利和一些专利申请,高达最新研制的分离-定子去皮机/刷加带式清皮机(Sepa-Stator/ brush-n-belt)去皮生产线已经投放市场多年。事实上,在欧洲,美国,加拿大,澳大利亚,日本,中国等国家的大型马铃薯和蔬菜加工商都在使用高达的机器,而这些机器已经达到45吨/小时的生产能力。随着科学技术的不断进步,开泰公司通过吸收国内外对根薯类加工机械的特点设计制造出了土豆去皮机,该设备采用毛刷原理广泛适用于胡萝卜、山芋、马铃薯、红薯等根薯类蔬菜的清洗、除皮。接着该公司又相继开发出了高压清洗去皮机,气泡清洗去皮机,水流清洗去皮机,滚筒清洗去皮机,毛刷清洗去皮机等,这些设备的清洗去皮技术功能完善,操作简单,而且破损率低[1]。 2 整体方案确定 2.1 确定传动方案 机器通常由原动机、传动装置和工作机三部分组成。传动装置位于原动机和工作机之间,用来传递运动和动力,并可用以改变转速、转矩的大小或运动形式,以适应工作机功能要求。传动装置的设计对整台机器的性能、尺寸、重量和成本都有很大的影响,因此应当合理地拟定传动方案。 传动方案一般用运动简图表示。拟定传动方案就是根据工作机的功能要求和工作条件,选择合适的传动机构类型,确定各类传动机构的布置顺序以及各组成部分的联接方式,绘出传动装置的运动简图。该机的工作机主要是靠波盘的转动对芋头进行去皮,所以在这里我主要的构思是利用齿轮传动来带动波盘的转动。 考虑因素如下: 1)带传动承载能力较低,传递相同转矩时,结构尺寸较大,但传动平稳,能缓冲吸振,因此应布置在高速级。 2)开式齿轮传动的工作环境一般较差,润滑条件不好,容易损,寿命短,应布置在低速级。 根据工作机的功能要求个工作条件,初步给出以下传动装置的运动简图。 图1 运动简图 Fig 1 Movement diagram 2.2 机构类型选择 选择传动机构类型时应综合考虑各有关要求和工作条件,例如工作机的功能;对尺寸、重量的限制;环境条件;制造能力;工作寿命与经济要求等。选择类型的基本原则: 1)传递大功率时,应充分考虑提高传动装置的效率,以减少能耗、降低运行费用。这时应选用传动效率高的传动机构,如齿轮传动。而对小功率传动,在满足功能条件下,可选用结构简单、制造方便的传动形式,以降低初始费用(制造费用)[2] 。 2)载荷多变和可能发生过载时,应考虑缓冲吸振及过载保护问题。如带传动,采用弹性联轴器或其他过载保护装置。 3)传动比要求严格、尺寸要求紧凑的场合,可选用齿轮传动或蜗轮传动。但应注意,蜗杆传动效率低,故常用于中小功率、间歇工作的场合。 4)在多粉尘、潮湿、易燃、易爆的场合,宜选用链传动、闭式齿轮传动或蜗杆传动,而不采用带传动或摩擦传动。 综上所述可采取图1所示方案。 3 小型芋头去皮机设计 3.1 原动机的选择 与被驱动的工作机械连接简单,且大多为室内作业,功率较小,维修方便,种类和型号较多等,即确定原动机为电动机[3]。 3.2 电动机的选择 一般选用同步转速为1000r/min或1500r/min的电动机,所需转速为nw=400r/min~750r/min,因此传动装置总传动比约为2或3[4]。 3.2.1 电动机类型和结构型式 因为芋头去皮周围环境潮湿,选用一般用途的Y(IP44)系列三相异步电动机,卧式封闭结构。 3.2.2 电动机的额定功率Pe Pe=1.5kw 3.2.3 电动机的转速 为了便于选择电动机转速,先推算电动机转速的可选范围。由《机械设计》、《机械设计基础课程设计》表2–1查得V带传动常用传动比范围i1′=2~4,直齿轮传动比范围i2′=2~3,则电动机转速可选范围为: N=nw×i1′×i2′=1800 r/min~5400r/min (1) 可见只有同步转速为3000r/min可符合上面的要求 表1 电机技术参数 Table 1 Motor Technical Parameters 方案 电机型号 额定功率(kw) 电动机转速 同步 满载 电动机质量(kg) 装置传动比 总比 V带 单级圆锥齿轮减速器 1 Y90S-2 1.5 3000 2840 22 6.31 3 2.10 2 Y90L-4 1.5 1500 1400 27 3.11 2.7 1.15 3 Y100L-6 1.5 1000 940 33 2.09 2 1.05 因此选定电动机的型号为Y90S–2卧式电动机[5]。 3.2.4 电动机的技术数据和外形、安装尺寸 由《机械设计基础课程设计》表12–1、12-3查出Y90S–2型电动机的主要技术数据和外形、安装尺寸,并列表备用 3.3 计算传动装置总传动比和分配各级传动比 3.3.1 传动装置总传动比 i总===6.31 (2) 式中,为电动机满载转速,r/min; 为执行机构转速,r/min。 3.3.2 配各级传动比 取V带传动比i1=3,则单级圆柱齿轮减速器的传动比为 i2==≈2.10 (3) 所得i2值符合单级直齿轮减速器传动比的常用范围。 3.4 计算传动装置的运动和动力参数 3.4.1 各轴转速 电动机轴为0轴,减速器高速轴为Ⅰ轴,低速轴为Ⅱ轴,各轴转速为 ==2840r/min (4) ==≈947r/min (5) = =≈450r/min (6)式中,为高速轴Ⅰ的转速,r/min;为低速轴Ⅱ的转速,r/min。 3.4.2 各轴功率 按电动机额定功率Ped计算各轴输入功率,即 P0=Pe=1.5kW (7) PⅠ=P0η1=1.5×0.96=1.44kW PⅡ= PⅠη2η3=1.44×0.99×0.95=1.35Kw 式中:V带传动η1=0.96;滚动轴承η2=0.99;直齿圆柱齿轮传动η3= 0.95 3.4.3 各轴转矩 T0===5.04KN.m (8) TⅠ===14.52KN.m (9) TⅡ===28.59KN.m (10) 3.5 V带传动的设计计算 3.5.1 确定计算功率Pca 由机械设计表8-6查得工作情况系数KA=1.3,故 Pca=KAP=1.3×1.5kW =1.95kW (11) 式中:Pca为计算功率,KW;KA为工作情况系数;P为所需传递的额定功率,KW。 3.5.2 选取V带带型 根据计算功率和小带轮转速由《机械设计》图8-8确定选用Z型[6]。 3.5.3 确定带轮的基准直径dd1并验算带速v 由《机械设计》表8–6和表8–8取主动轮基准直径dd1=71mm>50mm,按式(8–13)验算带的速度 v===10.552m/s<25m/s (12) 带的速度合适 根据《机械设计》dd2=idd1式,从动轮基准直径dd2 dd2=i1dd1=3×71=213mm (13) 根据《机械设计》表8–8加以适当圆整,取dd2=224mm。 3.5.4 确定V带的基准长度Ld和中心距a 根据0.7(dd1+dd2)<a0<2(dd1+dd2),初步确定中心距a0=400mm 根据《机械设计》式(8–22)计算带所需的基准长度 Ld0=2a0++ (14) =〔2×400+п×+〕mm=1278mm 由《机械设计》表8-2选带的基准长度Ld=1250mm 按《机械设计》式(8–23)计算实际中心距a a≈a0+=(400+)mm=386mm (15) 3.5.5 验算小带轮上的包角α1 由《机械设计》式(8–6)、(8–7)得 α1≈180°- (16) =180°- =157.3°≥90° 主动轮上的包角合适 3.5.6 计算V带的根数zqazx 由《机械设计》式(8–26)知 z=Pca(P0+△P0)KαKL (17) 由n0=2840r/min、dd1=71mm、=3,查《机械设计》表8–4a和表8–4b得 P0=0.5kW △P0=0.04kW 查《机械设计》表8–5得Kα=0.93,查表8–2得KL=1.11,则 z=1.95/(0.5+0.04)×0.93×1.11=3.48 取z=4根 3.5.7 计算预紧力F0 由《机械设计》式(8–6)知 F0=500Pca(2.5/Kα-1)/vz+qv2 (18) 查《机械设计》表8–4得q=0.06kg/m,故 F0=[500×1.95×(2.5/0.95-1)/10.552×4+0.06×10.5522]N =44.37N 3.5.8 计算作用在轴上的压轴力Fp 由式(8–28)得Fp=2zF0sin(α1/2)=[2×4×44.37×sin(157.3°/2)]N=347.8N (19) 3.6 V带轮设计 3.6.1 选择带轮的材料 因为带轮圆周速度<25m/s,故带轮的材料可选用HT150 3.6.2 确定带轮的结构型式 大带轮基准直径dd1<71×2.5=177.5mm,采用实心式; 3.6.3 计算基本结构尺寸 表3 V带轮的轮槽尺寸 Table 3 The size of V pulley wheel groove 项目 符号 槽型 Z 基准宽度(节宽) b(b) 8.5 基准线上槽深 h 2.0 基准线下槽深 h 7.0 槽间距 e 120.3 图2 带轮 Fig 2 Pulley 3.6.4 带轮的其他结构尺寸 小带轮的结构尺寸: Dd1=71mm d1=(1.8~2)d=(1.8~2)×24=43.2~48mm,取d1=43.2mm (20) da=dd1+2h=71+2×2=75mm (21) 大带轮的结构尺寸: d1′=(1.8~2)d′=36~40mm,取d1′=38mm (22) C′=(1/7~1/4)B=(1/7~1/4)×52=7.4~13mm,取C′=10mm 图3 大带轮 Fig 3 Large Pulley 3.7 齿轮传动的设计 3.7.1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数。 1)按图所示的传动方案,选用直齿圆柱齿轮传动。 2)去皮机是一般机械,齿轮的传送功率不大且速度不高,故大小齿轮都选择8级精度即可。 3)材料选择。有表10-1选择小齿轮材料为40Cr(调质),硬度为280HBS,大齿轮材料为40cr(调质),硬度为240HBS,二者材料硬度差为40HBS。 4)小齿轮齿数取Z1=17 大齿轮齿数Z2=2.1×17=35.7,取Z2=35 3.7.2 按齿面接触强度设计 由设计计算《机械设计》公式(10-9a)进行试算,即 d≥2.32 (23) 确定公式内的各计算数值,试选载荷系数K=1.3。 1)计算小齿轮传递的扭矩。 T=10.08×10 (24) 由《机械设计》表10-7选取齿宽系数 由《机械设计》表10-6查得材料的弹性影响系数Z=189.8MPa。 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=650MPa;大齿轮的接触疲劳强度极限=600MPa。 由《机械设计》式10-13计算应力循环次数,设工作寿命为3年,一年工作300天。 N==60×947×1×(3×300×8)=4.091×10 (25) N===1.948×10 (26) 由《机械设计》图10-19取接触疲劳寿命系数=0.90; =0.95。 (27) 2)计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1%,安全系数S=1,由《机械设计》式(10-12)得 (28) 试算小齿轮分度圆直径d,代入中最小值。 d≥2.32= =64.450mm 3)计算圆周速度V。 4)计算齿宽b。 (29) 计算齿宽与齿高之比 模数 (30) 齿高 (31) 5)计算载荷系数 根据,8级精度,由图10-8查得动载系数K=1.16,直齿轮,; 由《机械设计》表10-2查得使用系数K=1.25; 由《机械设计》表10-4用插值法查得8级精度、小齿轮相对支承非对称布置时,K。 由,K查《机械设计》图10-13得K=1.35;故载荷系数 (32) 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径,由式(10-10a)得 (33) 6)计算模数m 按齿根弯曲强度设计 由《机械设计》式(10-5)得弯曲强度的计算公式为 (39) 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;大齿轮的弯曲强度极限; 由图10-18取弯曲疲劳寿命系数,; 7)计算弯曲疲劳许用应力[12]。 取弯曲疲劳安全系数S=1.4,由《机械设计》式(10-12)得 8)计算载荷系数K。 (40) 查取齿形系数。 由《机械设计》表10-5查得 。 查取应力校正系数。 由《机械设计》表10-5查得 。 计算大、小齿轮 的并加以比较 大齿轮的数值大。 3.8 齿轮设计计算 (41) 对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数,由于齿轮模数m的大小主要决定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,仅与齿轮直径有关,可取由弯曲强度算得的模数2.847并近圆整为标准值m=2.5,按接触强度算得的分度圆直径d=70.315mm,算出小齿轮齿数 (42) 大齿轮齿数 ,取整数60。 这样设计出的齿轮传动,即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[13]。 3.8 几何尺寸计算 计算分度圆直径 (43) 计算中心距 (44) 计算齿轮宽度 (45) 4 轴的设计计算 4.1 输出轴的设计 4.1.1 计算轴上转矩和齿轮的作用力 轴传递的转矩 TⅡ=28590N.mm 齿轮的圆周力 (46) 齿轮的径向力 Fr2= Fttanαcosδ2=381.25tan20°cos64°43′21″=60.38N (47) 齿轮的轴向力 Fa2=Fttanαsinδ2=381.2 tan20°sin64°43′21″=122.14N (48) 4.1.2 初算轴的最小直径 选取轴的材料为45钢,调质处理。由表15-3,选A0=112 则轴的最小直径为:dmin=13.44mm (49) 轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径,需开键槽,故将最小轴径增加5%,变为14.11mm,查《机械设计手册》取d=16mm[14]。 4.1.3 选择联轴器 查《机械设计》表14-1,取载荷系数KA=1.3,则联轴器的计算转矩为: Tca=KA TⅡ=1.3×28590=37167N.mm 根据计算转矩、最小轴径、轴的转速,按照计算转矩Tca应小于联轴器公称转矩的条件,查标准GB5014-85或手册,选用弹性拄销联轴器,其型号为:HL1联轴器16×42GB5014-85。半联轴器孔径dⅠ=16mm;孔径 d=16mm;半联轴器长度L=42mm, 半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=30mm。 4.2 轴的结构设计 4.2.1 拟定轴上零件的装配方案 根据轴上零件定位、加工要求参考轴的结构设计的基本要求,得出如图所示的装配方案 图4轴 Fig 4 Axis 4.2.2 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 (1)为了满足半联轴器的轴向定位要求,1-2轴段右端需制出一轴肩,故取2-3段的直径d2-3=21mm;半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=30mm,为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上,故取1-2段的长度应比L1略短些,现取l1-2=28mm (2)初步选择滚动轴承。因轴承左端仅受轴向力的作用,故选用碳钢深沟球轴承。参照工作要求并根据d2-3=21mm,由轴承产品目录中初步选取6305CS,其尺寸为d×D×T=25×62×17,故d2-5=25mm;而l3-4=17mm (3)取齿轮轮毂的宽度为L=d6-7=36mm,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮,此轴段应略短于轮毂宽度,故取l6-7=34mm。齿轮的左端采用轴肩定位,轴肩高度h>0.07d,取h=5mm,则轴环处的直径d5-6=46mm。轴环宽度b≥1.4h,取l5-6=10mm (4)轴承端盖的总宽度为20mm。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求,取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离l=30mm,故取l2-3=50mm (5)再选滚动轴承。因轴承右端受径向及轴向力的作用,故选用角接触球轴承。参照工作要求并根据d2-3=27mm,由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的单列角接触球轴承7206C,其尺寸为d×D×B=30×62×16,故d4-5= 30mm。 4.2.3 轴上零件的周向定位 齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键联接。由机械设计表6-1查得平键截面半联轴器与轴的联接b×h=5mm×5mm,长为25mm;齿轮与轴配的联接b×h=10mm×8mm;半联轴器与轴的配合为H7/k6,滚动轴承与轴的周向定位是借过渡配合来保证的,此处选轴的直径尺寸公差为 m6。 4.2.4 确定轴上圆角和倒角尺寸 参考《机械设计》表15-2,取轴端倒角为0.8×45°,各轴肩处的圆角半径见图轴2[17]。 4.2.5 求轴上的载荷 首先根据轴的结构图作出轴的计算简图。在确定轴承的支点位置时,应从手册中查取a值。对于7206C型角接触球轴承,由手册中查得a=12.9mm。因此,作为简支梁的轴的支承跨距L2+L3=46mm+55mm=101mm。根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图。 图5受力图 Fig 5 Axis diagram 从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面C是轴的危险截面。先将计算出的截面C处的MH、MV及M的值列于下表 表4 轴的危险截面 Table 4 Dangerous section of the shaft 载荷 水平面H 垂直面V 支反力F FNH1=227.17N,FNH2=520.28N FNV1=33.07N,FNV2=75.75N 弯矩M MH=17741.977N.mm MV1=2582.767N.mm,MV2=2583.075N.mm 总弯矩 17928.98N.mm 17929.03N.mm 扭矩T TⅡ=28590N.mm 4.2.6 按弯扭合成应力校核轴的强度 根据《机械设计》式(15-5)及上表中的数值,并取α=0.6,轴的计算应力 σca===5.32MPa (50) 前已选定轴的材料为45钢,调质处理,由表15-1查得[σ-1]=60MPa[18]。因此σca<[σ-1],故安全 4.2.7 校核轴的疲劳强度 1)判断危险截面 只需要校核截面Ⅶ的左右两侧 2)截面Ⅶ右侧 抗弯截面系数 w=0.1d3=0.1×303=2700mm3 (51) 抗扭截面系数 wT=0.2 d3=0.2×303=5400mm3 (52) 截面Ⅶ右侧的弯矩M为 M=17929.03×=10042.4N.mm 截面Ⅶ上的扭矩为TⅡ=28590N.mm 截面上的弯曲应力 σb===3.72MPa (53) 截面上的扭转矩应力 τT===5.29 MPa (54) 轴的材料为45钢,调质处理。由表15-1查得σB=640MPa,σb-1=275MPa,τT=155MPa 截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数ασ及ατ按《机械设计》附表3-2查取。因为==0.033,==1.2,经插值后可查得 ασ=2.10,ατ=1.67 又由《机械设计》附图3-1可得轴的材料的敏感系数为 qσ=0.75,qτ=0.77 故有效应力集中系数按式(附3-4)为 kσ=1+ qσ(ασ-1)=1+0.75×(2.10-1)=1.825 (55) kτ=1+ qτ(ατ-1)=1+0.77×(1.67-1)=1.5159 (56) 由《机械设计》附图3-2查得尺寸系数εσ=0.85;由附图3-3得扭转尺寸系数ετ=0.87 轴按磨削加工,由附图3-4得表面质量系数为 βσ=βτ=0.92 轴未经表面强化处理,即βq=1,则按式(3-12)及(3-12a)得综合系数值为 Kσ=+-1=+-1=2.23 (58) Kτ=+-1=+-1=1.83 (59) 又由参考文献得碳钢的特性系数 Ψσ=0.1~0.2,取Ψσ=0.1 Ψτ=0.05~0.1,取Ψτ=0.05 于是,计算安全系数Sca值,得 Sσ===33.15 (60) Sτ===31.17 (61) Sca===22.7>>S=1.5 (62) 故可知其安全。 3)截面Ⅶ左侧 抗弯截面系数 w=0.1d3=0.1×363=4665.6mm3 (63) 抗扭截面系数 wT=0.2 d3=0.2×363=9331.2mm3 (64) 截面Ⅶ右侧的弯矩M为 M=17929.03×=10042.4N.mm 截面Ⅶ上的扭矩为TⅡ=28590N.mm 截面上的弯曲应力 σb===3.72MPa (65) 截面上的扭转矩应力 τT===3.06 MPa (66) ασ=2.10,ατ=1.67 过盈配合处的,由附表3-8用插入法求出,并取 =0.8,于是得 =1.90 =0.8×1.90=1.52 轴按磨削加工,由附图3-4得表面质量系数为 βσ=βτ=0.92 故得综合系数值为 Kσ=+-1=1.90+-1=1.987 (67) Kτ=+-1=1.52+-1=1.607 (68) 又由参考文献得碳钢的特性系数 Ψσ=0.1~0.2,取Ψσ=0.1 Ψτ=0.05~0.1,取Ψτ=0.05 于是,计算安全系数Sca值,得 Sσ===64.37 (69) Sτ===61.14 (70) Sca===44.33>>S=1.5 (71) 故该轴在截面Ⅶ左侧的强度也是够的[20]。 4.3 输入轴的设计 4.3.1 计算轴上转矩和齿轮的作用力 轴传递的转矩 TⅠ=14520N.mm 齿轮的圆周力 Ft1== =803.88N (72) 齿轮的径向力 Fr1= Fa2=249.34N 齿轮的轴向力 Fa1= Fr2=108.82N 4.3.2 初算轴的最小直径 选取轴的材料为45钢,调质处理。由表15-3,选A0=112则轴的最小直径为:dmin= A0=112×=12.8mm (73) 轴的最小直径显然是安装大带轮的直径,需开键槽,故将最小轴径增加5%,变为13.44mm,查《机械设计手册》取d=15mm,V带轮与轴配合的毂孔长度L1=52mm。 4.4 轴的结构设计 4.4.1 拟定轴上零件的装配方案 根据轴上零件定位、加工要求参考轴的结构设计的基本要求,得出如图所示的装配方案。 图6 轴 Fig 6 Axis 4.4.2 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 (1)为了满足V带轮的轴向定位要求,1-2轴段右端需制出一轴肩,故取2-3段的直径d2-3=30mm;V带轮与轴配合的毂孔长度L7-8=52mm,因此可取l7-8=52mm。 (2)初步选择滚动轴承。因轴承同时受径向力和轴向力的作用,故选用角接触球轴承。由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的单列角接触球轴承7206C,其尺寸为d×D×B=30×62×16,故d5-6= 30mm。 (3)两滚动轴承之间采用套筒定位,为了使套筒端面可靠地压紧两滚动轴承的端面,故安装轴承处的轴段应略短于两轴承的宽度,取l5-6=l1-2=17mm。 (4)轴承端盖的总宽度为20mm。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求,取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离l=30mm,故取l6-7=20mm (5)右端轴承的右端面采用轴肩定位,轴肩高度h>0.07d,取h=3mm,则轴环处的直径d5-6=45mm。轴环宽度b≥1.4h,取l3-4=10mm。 4.4.3 轴上零件的周向定位 V带轮与轴的周向定位采用平键联接。按d1-2由手册查得平键截面b×h=6mm×6mm,键槽用键槽铣刀加工,长为45mm,同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性,故选择齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6。滚动轴承与轴的周向定位是借过渡配合来保证的,此处选轴的直径尺寸公差为m6。 4.4.4 确定轴上圆角和倒角尺寸 参考《机械式设计》表15-2,取轴端倒角为1×45°,各轴肩处的圆角半径见图6。 4.4.5 求轴上的载荷 首先根据轴的结构图作出轴的计算简图。在确定轴承的支点位置时,应从手册中查取a值。对于7206C型角接触球轴承,由手册中查得a=12.9mm。因此,作为简支梁的轴的支承跨距L2=L3-4-2a=58mm-2×12.9mm=45.1mm。根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图 图7受力图 Fig 7 Axis diagram 从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面C是轴的危险截面。先将计算出的截面C处的MH、MV及M的值列于下表。 表4 轴的危险截面 Table 4 Dangerous section of the shaft 载荷 水平面H 垂直面V 支反力F FNH1=218.65N,FNH2=585.23N FNV1=67.82N,FNV2=181.52N 弯矩M MH=15742.8N.mm MV1=4883.04N.mm,MV2=4882.89N.mm 总弯矩 16482.7N.mm 16482.7N.mm 扭矩T TⅠ=14520N.mm 4.4.6 按弯扭合成应力校核轴的强度 根据《机械式设计》式(15-5)及上表中的数值,并取α=0.6,轴的计算应力 σca===2.43MPa (74) 前已选定轴的材料为45钢,调质处理,由《机械式设计》表15-1查得[σ-1]=60MPa。因此σca<[σ-1],故安全 。 5 轴上滚动轴承的设计计算 5.1 输入轴上滚滚动轴承的设计 5.1.1 求比值 ==0.44 根据表13-5,角接触球轴承的最大e值为0.56,故此时<e 5.1.2 初步计算当量动载荷P 根据《机械式设计》式(13-8a) P=fp(XFr+YFa) (75) 按照《机械式设计》表13-6,fp=1.0~1.2,取fp=1.2 按照《机械式设计》表13-5,X=1,Y=0,则 P=1.2×(1×249.34+0×108.82)=299.2N 5.1.3 求轴承应有的基本额定载荷值 根据《机械式设计》式(13-6) C=P==1967N (76) 5.1.4 验算轴承的寿命 按照轴承样本或设计手册选择C=17800N的7206C的轴承。此轴承的基本额定静载荷C0r=12800N 根据《机械式设计》式(13-5) Lh=()ε=×()3=3705732h>>5000h (77) 故角接触球轴承7206C符合要求。 5.2 输入轴上滚动轴承的设计计算 5.2.1 求比值 ==2.29 根据《机械式设计》表13-5,角接触球轴承的最大e值为0.56,故此时>e 5.2.2 初步计算当量动载荷P 根据《机械式设计》式(13-8a) P=fp(XFr+YFa) (78) 按照《机械式设计》表13-6,fp=1.0~1.2,取fp=1.2 按照《机械式设计》表13-5,X=0.44,Y值需要在已知型号和基本额定静载荷C0后才能求出。先暂选一近似中间值,取Y=1.2,则 P=1.2×(0.44×108.82+1.2×249.34)=416.5N 5.2.3 求轴承应有的基本额定载荷值 根据《机械式设计》式(13-6) C=P==2137N (79) 5.2.4 验算轴承的寿命 按照轴承样本或设计手册选择C=17800N的7206C的轴承。此轴承的基本额定静载荷C0r=12800N,验算如下: 1)求相对轴向载荷对应的e值与Y值。按表13-5,相对轴向载荷==0.019,在表中介于0.015~0.029之间,对应的e值为0.38~0.40,Y值为1.47~1.40。 2)用线性插值法求Y值 Y=1.40+=1.47 故 X=0.44 Y=1.47 3)求当量动载荷P P=1.2×(0.44×108.82+1.47×249.34)=497N 4)验算7206C轴承的寿命,根据式(13-5) Lh=()ε=×()3=1701480>>5000h (80) 故角接触球轴承7206C符合要求。 6 键联接的选择及校核计算 6.1 齿轮键联接的选择及计算 键、轴和齿轮的材料都是钢,由《机械式设计》表6-2查得许用挤压应力[σp]=100~120MPa,取其平均值,[σp]=110MPa。键的工作长度l=L-b=25-10=15mm,键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=0.5×8=4mm,由式《机械式设计》(6-1)可得 σp===26.5 MPa<[σp] (81) 可见联接强度足够。 6.2 V带轮键联接的选择及计算 键、轴和轮毂的材料都是钢,由《机械式设计》表6-2查得许用挤压应力[σp]=100~120MPa,取其平均值,[σp]=110MPa。键的工作长度l=L-b=45-6=39mm,键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=0.5×6=3mm,由式(6-1)可得 σp===12.4 MPa<[σp] (82) 可见联接强度足够。 6.3 半联轴器键联接的选择及计算 键、轴和联轴器的材料都是钢,由表6-2查得许用挤压应力[σp]=100~120MPa,取其平均值,[σp]=110MPa。键的工作长度l=L-b=22-6=16mm,键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=0.5×6=3mm,由式(6-1)可得 σp===48.1<[σp] (83) 可见联接强度足够。 7 啮合件及轴承的润滑 在摩擦面间加入润滑剂不仅可以降低摩擦,减轻磨损,保护零件不遭锈蚀,而且在采用循环润滑时还能起到散热降温的作用。由于液体的不可压缩性,润滑油膜还具有缓冲、吸振的能力。使用膏状的润滑脂,既可防止内部的润滑剂外泄,又可阻止外部杂质侵入,避免加剧零件的磨损,起到密封作用。 润滑剂可分为气体、液体、半固体和固体四种基本类型。在液体润滑剂中应用最广泛的是润滑油,包括矿物油、动植物油、合成油和各种乳剂。半固体润滑剂主要是指各种润滑脂。它是润滑油和稠化剂的稳定混合物。固体润滑剂是任何可以形成固体膜以减少摩擦阻力的物质,如石墨、二硫化钼、聚四氟乙烯等。任何气体都可作为气体润滑剂,其中用得最多的是空气,它主要用在气体轴承中。 在本设计中轴承采用脂润滑。润滑脂的润滑膜强度高,能承受较大的载荷,不易流失,容易密封,一次加脂可以维持相当长的一段时间。润滑脂的装填量不应超过轴承空间的1/3~1/2,可通过轴承座上的注油孔及通道注入。采用滚动轴承脂(SY1514-82*),它适用于各种机械设备的滚动轴承润滑。适用工作温度≤90°C。 8 波盘的设计 根据设计要求波盘直径为350mm,采用1mm厚不锈钢材料,为更好的达到去皮效果波盘转速n=450~500转/分,本设计中转速为450转/分。 图8波盘形状 Fig 8 Odds shape 9 总结 虽然在大学里有过多次课程设计的经历,但那些跟这次比起来实在是小巫见大巫了。以前的课程设计可以说都有参照,我们可照着前人的思路走。但毕业设计就完全不同,要自己想象构思,从开始阶段的方案确定,到最后阶段的设计说明书的编写,没有哪一样不要靠自己来完成:计算要准确,画图要注意细节,说明书要与设计统一等等。在计算轴时因不小心算错一个数据,导致后面的设计数据都出错,当在绘图时才发现错误,所以只得重新将数据改正后,才最终将图画好。那还有在计算过程中因为发现小错误而改变设计数据的情况举不胜举。最主要的是现在市面上芋头去皮机不是很多,也不够完善,能够参考的书籍有限,网络上的详细资料也不全面,那样更加加重了我的设计,给我的课题设计形成很多的阻碍。但在指导老师和同学的帮助下,我通过翻阅相关资料改正了设计和图纸上的一些错误以及不合理的地方。 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,并将在大学期间所学的知识进行归类和深化;能够多方面的提高学生的能力,为进入社会做足准备。同时,我发现了自己很多不足的地方,还有很多以前没掌握牢固的知识和未从涉及的领域。希望在以后的时间里,我能不断的学习新知识,提升自己的能力。不能说这次设计是非常圆满的完成的,因为还有一些考虑欠妥的地方,希望老师批评指教,但至少可视为一个进步,以后还能因此有更大的进步!经过三个月的努力,我相信这次毕业设计一定能为四年的大学生涯划上一个圆满的句号。 参考文献 [1] 西北工业大学机械原理及机械零件教研室编,孙恒,陈作模主编《机械原理》第6版 北京:高等教育出版社,2001(2004重印). [2] 孟宪源《现代机构手册》[M] 北京:机械工业出版社,1994. [3] 藤森洋三.《机构设计——实用构思图册》[M] 北京:机械工业出版社,1989. [4] 郁明山.《现代机械传动手册》[M] 北京:机械工业出版社,1996. [5] 刘瑞新.赵淑萍.朱世同《AutoCAD2000应用教程》[M] 北京:机械工业出版社,2000.10. [6] 《机械设计手册(软件版)》V3.0 [7] 王振华.《实用轴承手册》[M] 上海科学技术文献出版社,1991. [8] 邹慧君.《机构系统设计》[M] 上海科学技术出版社. [9] 李季庆,陈作模.《机械设计基础》[M] 北京:高等教育出版社,1999. [10] 郑文纬,吴克坚.《机械原理》[M]第7版 北京:高等教育出版社,1997. [11] 郭应龙.《机械动力学》[M] 武汉:水利电力出版社,1993. [12] 西北工业大学机械原理及机械零件教研室编,孙恒,傅则绍主编《机械原理》[M]第4版 北京:高等教育出版社,1989. [13] 唐锡宽.金德闻《机械动力学》[M] 北京:高等教育出版社,1993. [14] 齿轮手册编委会《齿轮手册》[M] . 北京:机械工业出版社,1990. [15] 吴宗泽.《机械结构设计》[M] 北京:机械工业出版社,1988. [16] 吴宗泽.罗圣国《机械设计课程设计手册》[M](第二版) 北京:高等教育出版社,1999. [17] 周开勤.《机械零件手册》[M]第四版 北京:高等教育出版社,1994. [18] 余俊《机械设计》[M]第二版 北京:高等教育出版社,1986. [19] 章日晋.《机械零件的结构设计》[M] 北京:机械工业出版社,1987. [20] 汝元功.唐照民《机械设计手册》[M] 北京:高等教育出版社,1995. [21] 濮良贵.纪名刚《机械设计》[M] 北京:高等教育出版社,2001. 致 谢 论文是在汤兴初老师的悉心指导和热情关怀下完成的。可以说没有汤老师的悉心指导就没有此次设计的圆满完成,老师严谨的治学态度、渊博的学识和活跃的思维方式使我收益终生。在导师身上我不仅学到了知识,更重要的是学会了许多做人的道理,再次表示对汤老师衷心感谢,还有帮助过我的同学们。在论文的研究工作中,得到了太多人的关心、支持和帮助,再次对各位老师、学长、朋友、同事及家人表示衷心的感谢。 本文档由香当网(https://www.xiangdang.net)用户上传

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    文档贡献者

    平***苏

    贡献于2020-11-09

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