菠萝削皮机设计.docx

编码2017-JXSJ专业代码080202-193本科毕业设计 菠萝削皮机设计 学 院机械工程学院专 业机械设计制造及其自动化学 号4113010533学生姓名薛帅指导教师孟华提交日期2017年 5 月 10 日诚 信 承 诺 书本人郑重承诺和声明:我承诺在毕业论文撰写过程中遵守学校有关规定,恪守学术规范,此毕业设计中均系本人在指导教师指导下独立完成,没有剽窃、抄袭他人的学术观点、思想和成果,没有篡改研究数据,凡涉及其他作者的观点和材料,均作了注释,如有违规行为发生,我愿承担一切责任,接受学校的处理,并承担相应的法律责任。 毕业设计作者签名： 年 月 日摘要本设计一种小型菠萝削皮机，由电动机为动力源，采用正-停-反控制电路以实现菠萝削皮。本机器使用齿轮减速机构，丝杠和刀具等切削部件，同时设计了一个方便上料的卡盘作为菠萝夹具，而且该卡盘可以有一定的退让效果，能使刀具绕过难以切削的部分。本设计计算、校核了轴的各项数据，计算了齿轮的各项参数，设计了控制电路，绘制出了整机的装配图。本设计目的为：在“一果一上料”间歇工作前提下，实现菠萝削皮的机械化，代替小批量加工者手动劳动，操作简便，实用性强，可以很好的提高生产效率。关键词：菠萝削皮;齿轮传动;丝杠;电气控制;间歇工作AbstractThis is the design of a small pineapple peeling machine, the main source of power comes from the motor. It uses a run and stop relay circuit to efficiently peel pineapples. The machine works by using cutting tools that are powered by the gears to swiftly peel pineapples. The machine is also designed to have a mechanism that feeds in chunks of pineapple to make the process work adequately.The cutting tool can also provide more advanced maneuvers that could make harder cuts easily accessible. The pineapple peeling machine works by calculating the data of pineapple. It uses smart camera technology to calculate the pineapples size, shape, and the axis of how the pineapples are being placed in. Thats not all about this machine, this machine can be used on many types of fruits. The design of this machine is to help by greatly lowering the need of manual labor. This machine is easy to operate, it would also be very cost efficient, and would greatly improve production efficiency.Key words: Pineapple peeling; gear drive; screw; electrical control; intermittent work目 录1 引言12.菠萝削皮机的研究现状22.1 手动去皮22.2 机械加工去皮33.菠萝去皮机的设计与校核63.1 菠萝的各项数据63.2 菠萝削皮机的方案确定63.3 刀具设计73.4 计算与校核73.4.1 螺旋副73.4.2 传动系统123.4.3 电动机功率计算和电机选择143.4.4 齿轮设计校核143.4.5 联轴器的选用213.4.6 轴的设计计算223.4.7 轴承的校核284. 电气控制原理阐述和电气原理图30结论31心得体会错误!未定义书签。致谢33参考资料34III商丘工学院本科毕业设计1 引言菠萝在生活中为人们所喜爱，不仅因为它外形独特味道甜美，更因为它富含A、B、C等多种维生素，还有钙、磷、菠萝酶等多种对人体有益的成分。中医认为，菠萝可以健胃、去热、解暑、加快酒精代谢。而现代医学也证明了适量食用菠萝对高血压、肾炎患者有益。菠萝有这么多的优点，却需要削皮食用或加工，而菠萝的外皮构成比较复杂，除了硬质表皮包裹，在表面还均匀分布有深深的果眼，在日常生活中，人们已经习惯手动削皮，一般在削皮过程中，需要用特制的V型刀具沿着果眼的分布螺旋线来运动以去除果眼，或者先用削皮刀削去果皮，再用特制刀具去除果眼，而随着人们生活水平的提高，这种低效率的加工方式已经逐渐不被接纳。大型加工厂如罐头厂果脯厂有专用的菠萝加工流水线，占地面积大设备造价高昂，不适合小批量加工者使用，但手动去皮也很难满足饭店、酒店、零售商快速去皮的加工需要。因此，设计一台能快速安全削皮且方便搬运的小型菠萝削皮机，对市场而言，意义重大。2.菠萝削皮机的研究现状近年来，我国菠萝种植和加工业都取得显著成果，物流运输的发展，也为菠萝的运输销售保驾护航，更有优良产品早已远销海外，然而菠萝加工过程中使用的机器研究进展却无法与连年增长的菠萝产量与加工量相匹配，以下将列举日常生活中经常采用的菠萝加工方式。2.1 手动去皮手工去皮主要是利用各种去皮刀来进行加工，图2.1中的V型刀使用时是沿着菠萝果眼分布的螺旋线走刀，挖出一道沟槽，将果眼和连带的果肉一起挖掉，可以一次性去除果皮和毛眼但是加工用时长、效率低，稍不注意就会划伤手，安全性很差。图2.2中的刀具是用来去除果眼的，使用时，使用者只需将刀具尖端插入菠萝果眼位置，捏紧向外拉即可将果眼去除，缺点是需要逐个动作，每次只能去除一个果眼。图2.3中为水果削皮刀，不仅仅用于菠萝削皮，还可以用于其他薄皮水果的削皮，该刀具无法单一使用，一般都要配合2.1和2.2中的V型刀或者去果眼刀。图2.4中快速去皮刀使用时只需将菠萝顶端削平，再将削皮刀按照逆时针方向旋入菠萝，待切削到恰当的时候向外拉就能将切削好的果肉带出，这种加工方式对菠萝果肉的切削并不充分，浪费很大。除此之外，还有很多手动加工单个菠萝的方式和工具，都摆脱不了安全性不高、原料利用率不高、效率低、卫生条件差的缺陷。 图2.1 V型去皮刀及去皮后菠萝图2.2 菠萝去钉刀 图2.3水果削皮刀图2.4 旋转快速去皮刀及去皮后菠萝 2.2 机械加工去皮由于手工加工方式耗时长、浪费人力、卫生条件差，现有市场又发展快速，对加工的效率和可靠性要求都越来越高，而且在城市生活中，年轻的父母们都很想从繁重的家务中解脱出来，所以各种去皮机应运而生，以下将列举市场上已有的机械设备，并阐述加工方式。图2.5中电动菠萝去皮机，一果一上料，人工上料取料，加工速度在15s/个，加工时，工人手动将待加工产品横向放置在机器中部的空间中，开动机器后，机器自动夹紧原料，刀具贴近原料进行切削，该机器还兼具通芯功能，然而设备较大，不宜安放，不适合小型加工者采用，并且小型加工场景中常用的加工速度要求为100个/小时，如果采用本机器，那么多余的生产力将浪费，不符合改善生产力、提高生产效率的设计目标。图2.6中全自动菠萝去皮通芯生产线，只需管理者在上料口上料，机器会有传送带自动运输原料至加工位置，加工位置有4或5个旋转工位，可以实现不间断加工，处理能力为80个/分钟，加工效率极高，除了去皮通芯，还兼具碎皮、清洗等功能，这种全自动菠萝生产线，机器庞大，占地面积大，耗能高，适合大加工厂使用，对小批量加工者来说造价昂贵且不利于安放，故不采用此方案。图2.7中小型立式菠萝削皮机，加工者只需将原料立式放置在加工的爪盘上，开动机器后机器自动压紧原料，刀具运动至原料附近进行切削，切削完毕需要人工下料，该设备便于搬运，耗能小，加工效率基本满足小批量加工的要求，但是可改进空间也很大，可以使机器更小更方便，本设计课题也从这方面着手，设计一台方便加工、挪运的小型菠萝削皮机。图2.5 电动菠萝去皮机图2.6 全自动菠萝去皮通芯产线图2.7 立式电动菠萝去皮机3.菠萝去皮机的设计与校核3.1 菠萝的各项数据图3.1 菠萝果眼分布如图3.1所示，菠萝果眼为螺旋线分布，分布螺旋与水平面夹角范围为40-60,分布条数为7-13条，每条螺旋线所占圆周的比例为3/5，而菠萝的高度H与直径D的比例关系一般为H/D=1.5，菠萝高度范围在160毫米至280毫米之间。3.2 菠萝削皮机的方案确定本方案设计的小型菠萝去皮机，以电动机作为动力源，链转动或皮带传动、齿轮传动结合作为传动系统，仿行刀具作为切削工具，丝杠和菠萝装夹部分通过齿轮传动作为刀具运动的动力，用多用夹具来固定原料，需要手工上下料。其中仿行刀具后端与丝杠螺母部分相连，以这种方式来实现加工时刀具的上下运动，切削刀具的仿行运动来源于刀具的刀杆，刀杆采用弹性材料，这样在加工原料时，刀具就会根据原料的外形自动调整，减少加工时原材料的浪费。切削时因为螺纹丝杠副上丝杠螺母的运动带动刀具，只要切削时的速度选用得当，去皮刀就会沿着菠萝上果眼分布的螺旋线来切削，最大限度的利用原料，在两者运动到上限或下限时，需要按动按钮使电机往初始旋转方向的相反方向旋转，以便完整的为菠萝削皮、去毛眼。原料的装夹部分，可以设计一个多用夹具，初步方案是使用一个有插齿的圆形转盘来作为原料加工时的放置位置，且该装置由两部分组成，上下部分都带有插齿，上半部分为可以上下活动的弹性机构，以达到自动夹紧的目的，并且两部分都需要在加工时可以旋转。使用本机器时，上料过程，需要人工将菠萝两端削平，提起菠萝夹具的上半部分，再插在插齿上，上半部分会在松开时自动压紧菠萝，削皮刀具的位置应处于最上端或最下端，切削时放置菠萝的转盘旋转运动，带动与其相连的螺纹丝杠，丝杠转动又带动（推动）丝杠螺母上下运动，连带的刀具也会运动，在菠萝旋转的同时刀具上下运动在菠萝上留下的轨迹即为一条螺旋线，这种加工方式可以最大程度的减少果肉的浪费。3.3 刀具设计首先确定菠萝削皮机所用削皮刀具的样式：刀具后端和螺纹丝杠螺母相连，以便于让螺母运动带动刀具运动，切削部分与丝杠螺母连接可以使用弹性金属材料，这样在进行切削时，X轴方向上的作用力推动刀具左右摇摆，而中段连接部分的弹性材料使刀杆形变维持在一定范围内，这也是刀具等仿行能力的来源。如下图所示图3.2 切削刀具3.4 计算与校核3.4.1 螺旋副削皮机工作时，丝杠螺母在丝杠上运动带动刀具上下运动，刀具位置在菠萝一侧，刀具只做上下运动，菠萝旋转时即可完成切削。因为是小型机械，对于加工精度并无太大要求，选择滚珠丝杠代价高昂，没有必要，因此选择结构简单成本低廉加工方便的螺纹丝杠作为切削部分的组成。螺杆的螺纹类型有梯形、矩形、锯齿形等，在此选用常用的梯形螺纹，梯形螺纹的牙型为等腰梯形，牙型角30，其内外螺纹以锥面贴近不易松动，与其它牙形相比虽然传动效率不占优势，但是易于制造，牙根强度很高，工艺性好，比其它类型的螺纹更耐磨，是一种非常常用的传动螺纹。1.螺旋传动材料的选择螺旋传动的常用螺杆材料有Q235、Q275、45、50、42Cr、65Mn、T1、18CrMnTi等，考虑到本机械工作场景腐蚀性较低，受力不大，转速较低，兼具加工工艺性，故选择45钢作为螺杆材料。螺母材料常用的有ZCu10P1、ZCuA19Mn2等，这两种材料适用于一般传动，在此选择ZCuA19Mn2作为螺母材料。45钢屈服强度s355MPa，抗拉强度b600MPa,抗剪强度为178MPa（剪切力=178D22，单位为N），螺母材料ZCuA19Mn2的许用压强P=15MPa。2.螺杆相关的计算刀具的切削宽度为10mm，意为菠萝转过一周，刀具的移动距离应为10mm，而螺杆旋转一圈刀具移动一个螺距的距离。根据耐磨性计算数据初步确定螺纹中径，的值查机械设计手册表12-1-4得剖分式螺母的取值范围为2.53.5，故在此取=2.5，故螺母所受力F=刀具重量和螺母重量之和=40N，由公式d20.8FP （31）代入数值可得d20.8FP=0.8402.5152.6mm按照螺杆抗压强度数据选择螺纹内径。根据莫尔强度理论，其强度条件为ca=2+32=1AF2+34Td12 （32）因为对于中尺寸或小尺寸的螺杆，可认为0.5，故ca=F2+34Td12=1.3=1.3QA=SS （33）由上文计算数据所示A=d124mm （34）d2 -螺纹中径ca -复合应力，包含拉伸和扭转应力 -常数值F -作用于丝杠上的力A -螺纹段危险截面积S - 螺杆稳定性安全系数传力螺旋S=3.55.0，传导螺旋S=2.54.0，调整螺旋(精密或水平螺杆)S4，所以在此取值S=5，所以螺杆螺纹小径：d241.3SQS=41.354003.143003.32mm （35）3.丝杠各项数据的确定综上所述，比较两种计算结果，本课题应以抗压强度所计算的结果为准选择大、中、小径，查机械设计手册5-22页GB/T5796.3-2005选择，螺纹小径d3=20.5mm，螺纹中径d2=23.5mm，螺纹大径D4=26.5mm，螺纹公称直径d=26mm，螺纹线数n=1，螺距p=5mm。4.校核该螺旋副自锁能力图3.3 螺旋副受力示意图如图3.4所示，传力螺旋需要确保自锁性，以避免事故发生。在此我选择的螺杆材料为45钢，螺母材料为青铜，由机械设计手册表12-1-7得两者的摩擦系数f=0.080.10，此处选取f=0.09。且梯形螺纹的牙型角为=30，=2=15螺杆自锁条件：v=arctannp/d2=arctan63.1423.5=3.904 （36）v=arctanfv=arctanv=5.1428 （37） - 螺纹升角v - 螺纹的当量摩擦角v -螺杆的当量摩擦系数因此满足自锁要求。5.螺杆各部分长度确定表3.1 丝杆螺距表11标准规格（mm）M45M48M52M56M64螺距4.5 45 45 45.5 46 4表3.2丝杆公称直径表11螺距34568公称直径10-6016-8022-10030-10032-100表3.3 丝杆的余程11螺距P23456余程Le（mm）1012162024因为螺距P=5mm，螺纹总长度Ls，余程为LeLs=Lu+2Le （38）查表3.1表3.2表3.3中各数据可得P=5mm时，余程为20mm。因为单个菠萝高度在160mm-280mm，所以工作长度Lu为320mm较合适，则：Ls=320mm+40mm=360mm图3.4 丝杠余程与螺纹总长示意6.螺纹强度校核因为螺母材料为青铜，查机械设计手册表12-1-10取p=30MPa，bp=40MPa，b=0.65p=0.655=3.25mm，D4=d+2acd=26.5mm，查表12-1-4得剪切强度:=FD4bn=4003.1426.53.2580=1.26MPa （39） -剪切强度F -螺母承受的力D4-螺纹中径弯曲应力11：b=3FH1D4b2n=34002.53.14283.25280=2.907MPa （310）b -螺母螺纹所承受的弯曲应力H111-常数结果p、b=bp，且因为螺杆材料强度远大于螺母材料强度，所以只校核螺母即可，螺纹强度足够。7.螺杆的稳定性计算表3.4 螺杆稳定性系数11螺杆端部结构1两端固定0.5（如一端为不完全固定时为0.6）4.730一端固定，一端铰支0.73.927两端铰支13.142一端固定，一端自由21.875采用滑动支承时，若令l0为支承长度，d0为支承直径，则当l0/d03时，是固定端。采用滚动支承是，当只有径向约束是，是铰支；当径向和轴向都有约束时，是固定端。螺杆危险面惯性半径i=d14=5.625mm （311）螺杆两端固定，根据表3.4可得=0.5 1=4.730螺杆柔度：因为螺杆材料为45钢，由表3.5可得a=461MPa，b=0.2568MPa，=1i=102.85因1所以采用欧拉公式求实际稳定性系数SC：Fc=3Ed346412=1927KN （312）SC=FCF=19270.5=3854S=3.55.0满足稳定性要求。因为螺杆的一端要连接齿轮，另一端要连接轴承，为便于选择零件和加工，螺杆和齿轮连接段加工成=20mm。查机械设计基础表14-1选择齿轮连接端的键为A型键bh=66。表3.5材料直线公式系数11材料（b、a的单位为N/cm2）ab12Ncm-2Q235b37200 b=235003040011210561优质碳钢b47100 a=3060046100256.810060硅钢b51000 a=3530057800374.410060铬钼钢98070529.655铸铁33220145.4硬铝3730021550松木387019593.4.2 传动系统作为小型机械，可选的传动方式很多，比如齿轮传动带传动链传动等，为了保证传动平稳，本人决定以齿轮传动作为传动系统的主要组成，齿轮传动的传动速度和功率可调节性大，传动平稳且效率高，和螺旋副组成刀具传动的部分非常合适，装配和更换零件都极为方便，所需空间比带传动、链传动少，平稳性也比其它传动方式好，能够在削皮机的制造、使用、维修过程中发挥重要作用。因为菠萝最高为280mm，为了保证课题要求的100个/小时的切削速度，单个菠萝的切削时长不能超过36s，则丝杠螺母的运动速度为：280mm36s=7.78mm/s取整数值运动速度为8mm/s，螺距P=5mm，所以在切削时，螺杆的转速为96r/min，因为刀具的切削部分宽度为10mm，那么刀具每运动10mm，菠萝至少要旋转一圈，所以可以算出菠萝装夹部分旋转一周的时间不得多于108=1.25s，即转速至少为48r/min。在此我选择角接触球轴承作为菠萝夹具的所用轴承，因为该处转速低，角接触球轴承也可以少量承受轴向力，并且摩擦阻力小、转动效率高、成本低。螺杆和菠萝装夹部分的传动比：i=9648=2此处传动比数据意为，按照菠萝果眼分布的螺旋线切削果眼，丝杠转速和原料装夹处的转速比为2。该机械运行时，菠萝夹具的旋转轴会有较大的运行静阻力，这个运行阻力可以近似的等于摩擦的总阻力。运行静阻力Pm11。Pm=2G0K+2Dc （313）G0- 菠萝+旋转轴重量前文计算得出为400NK- 滚动摩擦系数， K=0.04- 轴承摩擦系数 =0.02-附加阻力系数，=2Pm=22400（0.04+0.020.022）0.15=1130N发动机和主动轴的动力传输采用联轴器，减速器和菠萝装夹部分、菠萝装夹部分和螺杆之间都为齿轮传动，并且因为传动需要在一个平面内，所以应该选择圆柱形齿轮。传动原理图如下：图3.5 齿轮传动装配关系各传动部分效率查机械设计基础表2-4得：联轴器1=0.99开式圆柱齿轮传动2=0.94-0.96,此处取0.95传动系统总效率：=12=0.990.95=0.94053.4.3 电动机功率计算和电机选择求实际输入总功率NcNc=PmV1000 （314）Nc=1130110000.94051.063KW所需的最小电机功率Pd=Nc=1.063KW0.9405=1.13KW （315）表3.6 Y型异步电动机数据摘录11型号功率（kW）马力（hp）电流（A）转速（r/min）效率（%）功率因数（cos）堵转转矩额定转矩堵转电流额定电流Y90S-60.7512.291072.50.702.06.8Y90L-61.11.53.291073.50.722.06.9Y100L-61.524.094077.50.742.05.5Y112M-62.235.694080.50.742.05.5Y132S-6347.2960830.762.06.0Y132M2-645.59.4960840.772.06.0由表6可选择电机型号为Y100L-63.4.4 齿轮设计校核菠萝削皮机齿轮传动系统主动轴输入功率为1.50.99=1.485kW，设计工作寿命10年，每年工作300天，每天工作时间10小时。已知单级齿轮减速器总传动比为8-60。上文已计算得出丝杆转速为n2=96r/min，原料装夹处转速为n3=48r/min。因为所需的减速器为低速级，所以可以采用直齿轮，总传动比范围较大，结构简单，适应性广。而Y100L-6电动机转速n=940r/min。取单级齿轮减速,原料装夹处转速/主动轴转速=4，丝杠处转速/主动轴转速=2。可得出如下数据：主动齿轮转速n1=940r/min选择齿轮传动类型、精度等级、齿数和材料，并确定许用应力。齿轮传动类型 使用正常齿制直齿圆柱齿轮传动，压力角=20。精度等级确定 该机械为小型农用机械，查机械设计表10-3可知应选择精度等级为8选择齿数 初选主动齿轮齿数z1=20，则可得z2=80，z3=40选择材料 由机械设计书表10-1选择各齿轮均用40Cr调质后淬火，齿面硬度为4855HRC许用应力的确定查机械设计书图10-23d和图10-25d得齿轮弯曲疲劳极限Flim=600MPa，接触疲劳极限Hlim=1100MPa。应力循环次数由公式N1=60n1jLh （316）N1-应力循环次数n1-转速j-每年工作天数Lh-每天工作时长代入数值求得N1=60n1jLh=609401030010=1.692109 N2=z1z2N1=161.692109=2.82108查机械设计书图10-24得KFN1=0.91,KFN2=0.94。查图10-26得KHN1=0.92,KHN2=0.98。弯曲疲劳强度安全系数SF、接触疲劳强度安全系数SH，取SF=1.3，SH=1。许用应力计算，由公式F1=KFN1FlimSF （317）H1=KHN1HlimSH （318）F1、H1-许用应力KFN1、KHN2-常数SF、SH-常数代入数值计算可得：F1=KFN1FlimSF=0.916001.3MPa=546MPaF2=KFN2FlimSF=0.946001.3MPa=564MPaH1=KHN1HlimSH=0.9211001=1012MPaH2=KHN2HlimSH=0.9811001MPa=1078MPa1. 按照齿根弯曲疲劳强度计算计算模数m32KT1Ydz12YFaYSaF （319）m-齿轮模数Y-重合度系数T1-齿轮转矩d-齿宽系数z1-齿数YFa-齿形系数YSa-应力修正系数确定各数值载荷系数初选Kt=1.3主动轮转矩T1。T1=9.55106P1n1=9.551061.485940Nmm=1.5087104Nmm齿宽系数d，该处齿轮为非对称分布，硬齿面，查机械设计手册表14-1-69得d=0.5弯曲疲劳强度重合度系数YY=0.25+0.75 （320）=12z1（tana1-tan，）+z2（tana2-tan，） （321）计算齿顶圆压力角，由公式a=arccosmzcosmz+2ha*m （322）代入数值：a1=arccosmz1cosmz1+2ha*m=arccos20cos2020+2=31.325a2=arccosmz2cosmz2+2ha*m=arccos120cos20120+2=22.438a3=arccosmz3cosmz3+2ha*m=arccos60cos2060+2=24.580啮合角 ,=20重合度系数，由公式1=12z1tana1-tan,+z2tana2-tan, （323）代入数值计算可得：1=12z1tana1-tan,+z2tana2-tan,=1220tan31.325-tan20+80tan22.438-tan20=1.71412=12z1tana1-tan,+z3tana3-tan,=1220tan31.325-tan20+40tan24.580-tan20=1.6710重合度系数Y1=0.25+0.751=0.25+0.751.7141=0.6875Y2=0.25+0.752=0.25+0.751.6710=0.6988齿形系数YFa1、应力修正系数YSa。查机械设计书图10-17得YFa1=2.65，YFa2=2.18，YFa3=2.22；查图10-18得YSa1=1.55，YSa2=1.78，YSa3=1.75。YFa1YSa1F1=2.651.55546=0.00752YFa2YSa2F2=2.181.78564=0.00688可知主动齿轮和螺杆处齿轮相比，数值较大，弯曲疲劳强度低，应代入计算；而主动齿轮和丝杠处齿轮相比数值较小，所以也应将丝杠处齿轮弯曲疲劳强度代入计算。初算模数mt32KtT1Y1dz12YFa1YSa1F1=321.31.50871040.68750.52020.00752=1.0046mm修正模数，计算载荷系数所需的数据。根据上述数据计算主动齿轮分度圆直径d1t=mtz1=1.004620=20.092mm圆周速度=d1tn1601000=20.092940601000m/s=0.9889m/s计算载荷系数。查机械设计书表10-4得使用系数KA=1。由图10-11可得，速度0.9889m/s，8级精度，动载系数KV=1.06。由公式KAFtb=2KAT1ddt12 （324）KA-使用系数b-齿宽Ft-分度圆上的圆周力计算可得KAFtb=2KAT1ddt12=211.50871040.520.0922N/mm=149.49N/mm100N/mm可查机械设计书表10-5得，8级精度，直齿轮齿面硬化应选齿间载荷分配系数K=1.2。由公式bd1t （325）计算可得：bd1t=d=0.5齿轮非对称布置，硬齿面，轴的刚度较小，由图10-14b可得齿向载荷分布系数K=1.03。计算载荷系数公式K=KAKvKK （326）代入数值计算：K=KAKvKK=11.061.21.03=1.310K-载荷系数KA-使用系数Kv-动载系数K-齿间载荷分配系数K-齿向载荷分配系数按照实际载荷系数修正模数。按照公式m=mt3KKt （327）代入数值求得m=mt3KKt=1.004631.311.3mm=1.0072mm查机械设计手册表14-1-5取标准模数m=2mm小齿轮分度圆直径。d1=mz1=220=40mm4按齿面接触疲劳强度计算计算式d132KT1du+1uZHZEZH2 （328）d1-分度圆直径u-常数ZH-节点区域系数ZE-弹性影响系数Z-接触疲劳强度的重合度系数确定各值 T1数据同前所述，齿宽系数d=0.5。计算载荷系数K。查机械设计书表10-4得使用系数KA=1速度=d1tn1601000=40940601000m/s=1.969m/s8级精度，查机械设计书图10-11可得动载系数Kv=1.13由KAFtb=2KAT1ddt12=211.50871040.5402N/mm=37.7175N/mm100N/mm可查机械设计书表10-5得，8级精度，直齿轮齿面硬化应选齿间载荷分配系数K=1.2。bd1t=d=0.5齿轮非对称布置，硬齿面，轴的刚度较小，由图10-14b可得齿向载荷分布系数K=1.03。计算载荷系数：K=KAKvKK=11.131.21.03=1.3967材料的弹性影响系数ZE。查机械设计书表10-6得ZE=189.8MPa。节点区域系数ZH。由图10-20得ZH=2.5。.齿面接触疲劳强度的重合度系数Z。由公式Z=4-3 （329）代入数值可得：Z=4-3=4-1.71413=0.8729许用应力H=minH1，H2=1012MPa主动齿轮分度圆直径d132KT1du+1uZHZEZH2=321.39671.50871040.53.1905+13.19052.5189.80.872910122=26.46mm5.确定齿数既满足弯曲疲劳强度的模数m=2mm，同时又满足接触疲劳强度的主动齿轮分度圆直径d1=26.46mm，可确定主动齿轮齿数z1=d1m=26.462=13.23取z1=24，z2=uz1=424=96，z3=224=486.计算传动比误差i1=4-96244100%=03%i2=2-48242100%=03%7.计算几何尺寸分度圆直径 d1=mz1=224mm=48mm，因为48mm大于接触疲劳强度计算出的26.46mm，故满足接触疲劳强度。d2=mz2=296mm=192mmd3=mz3=248mm=96mm齿宽 b=dd1=0.548mm=24mm取b2=b3=25mm，b1=b2+510mm=2934mm，取b1=30mm齿数大于初选值，齿形系数和应力修正系数的乘积YFaYSa减小、重合度增大其系数YZ减小、齿宽圆整后实际齿宽系数增大，这些因素均有利于传动，关于分度圆致敬增大引起圆周速度增大对动载系数Kv的影响很小，可以忽略不计。故无需修正计算。中心距 a1=m2z1+z2=2224+96mm=120mma2=m2z1+z3=2224+48mm=72mm根据中心距确定的方案，优先选用0、5作为个位数，或就近选择2、4、6、8，此处两组中心距数据均符合要求，无需通过变位加工或改变齿数等方式实现凑配中心距。8.计算圆周速度=d1tn1601000=48940601000m/s=2.3625m/s参照机械设计书表10-2可得直齿圆柱齿轮圆周速度6m/s选用8级精度是合适的。9.变位齿轮设计变位系数此处两组中心距数据均符合要求，无需通过齿轮变位或改变齿数等方式实现凑配中心距。所以变位系数x1=x2=0计算几何尺寸齿顶圆直径由公式da=mz1+2ha*+x1-ym （330）da-齿顶圆直径ha*-齿顶高系数x1-变位系数y-降低齿顶高系数代入数据可得：da1=mz1+2ha*+x1-ym=224+21+0-0mm=52mmda2=mz2+2ha*+x2-ym=296+21+0-0mm=196mmda3=mz3+2ha*+x3-ym=248+21+0-0mm=100mm齿根圆直径由公式df1=mz1-2ha*+c*-x1m （331）df-齿根圆直径c*-顶隙系数代入数据可得：df1=mz1-2ha*+c*-x1m=224-21+0.25-0mm=43mmdf2=mz2-2ha*+c*-x2m=296-21+0.25-0mm=187mmdf3=mz3-2ha*+c*-x3m=248-21+0.25-0mm=91mm因为没用使用齿轮变位的方式凑配中心距，也没有改变啮合参数、几何尺寸等，因此不需要重新校核齿轮强度。10.齿轮设计计算结果采用直齿圆柱齿轮传动，三个齿轮均选用40Cr调质后淬火；精度等级为8级；齿数z1=24，z2=96，z3=48；模数为m=2mm,压力角=20；无变位；中心距a1=120mm，a2=72mm；齿宽b1=30mm，b2=b3=25mm。11.结构设计及制图由机械设计书图10-32a可知，da160mm的适合选用实心式结构，160mmda500mm的，适合选用腹板式结构。相关零件图请见图纸齿轮零件图。3.4.5 联轴器的选用上文计算得出适用的电机型号为Y100L-6，查机械设计基础表20-2得Y100L型电机，伸出端长度E=60,伸出端直径为D=28，因为电动机轴和高速轴转速较高，联接两者的联轴器应选用具有缓冲吸震作用的弹性联轴器，如弹性柱销联轴器或弹性套柱销联轴器，对比两者可得，弹性柱销联轴器适用于载荷平稳、启动频繁、对缓冲要求不高的中低速轴系传动，弹性套柱销联轴器一般用于高速级中小功率轴系传动，适合经常正反转的场合，菠萝削皮机在使用过程中，经常会停止上料后再启动，在一次切削不干净的情况下，还需反转再次切削，所以适合使用弹性套柱销联轴器。查机械设计基础表17-2选用联轴器型号为TL5，公称扭矩Tn=125Nm，许用转速n=3600r/min，Y型轴孔，轴孔直径主动端dz=28mm，从动端d2=25mm，轴孔长度L=62mm。3.4.6 轴的设计计算1.轴的材料轴并无特殊要求，因此选用45钢，调质处理，机械设计书表12-1可得，轴的表面硬度为217HBW，b=650MPa。2.初算轴径按照扭转强度估算轴的最小轴径。根据公式P1=P可计算出主动轴输入功率：为联轴器的效率，=0.99。则P1=1.5kW0.99=1.485kW；输入轴转速n=940r/min表3.7 常用材料的A0值和T摘录11轴的材料Q235/20Q235、354540Cr、35SiMnTMPa1220203030404052A016013513511811810710798查表可取45钢的A0=110，所以由公式dminA03P1n1 (332)dmin-最小轴径A0-常数P1-轴的输入功率n1-轴的转速代入计算可得dminA03P1n1=11031.485940=12.81mm得出此处轴径最小为12.81mm，因为已经确定电动机和联轴器型号，且已知联轴器从动端孔径d2=25mm，满足dminA03P1n1的条件，所以可以确定安装联轴器处轴径d=25mm。2. 轴的结构设计根据需要安装的零件，以及上文算出的最小轴径d，确定各轴段的轴径和轴长。因为本设计中菠萝削皮机采用立式结构，在轴的放置位置上，应选用竖直放置的方式，因为原定齿轮安装处轴径为38mm，齿根圆直径43mm，选用键bh=108,43mm-h2=39mm，e2mt故应采用齿轮轴方案。轴的竖直方向定位，上端轴承只承受很少的径向载荷，不承受轴向载荷，轴的下端承受轴向载荷和少量径向载荷，所以选用角接触球轴承。各轴段直径 如图所示，按照机械设计书中所述，定位轴肩h35mm、非定位轴肩h=12mm，以及标准件如键、轴承、轴承座、联轴器的选取原则，从下至上轴径由小变大，轴径最小端为25mm（标准件联轴器从动端孔径）33mm（联轴器上部轴肩）35mm（轴承安装处，孔径35mm）43mm（轴承座上部轴肩、齿轮齿根圆、角接触球轴承轴肩）35mm（角接触球轴承孔径35mm）。各轴段长度 25mm轴段，因为安装TL5型联轴器，此联轴器L=62mm，所以取此轴段长度60mm。35mm轴段，中间隔板厚度30mm，隔板和联轴器从动端端面空隙留6mm，轴承安装处凸台高度50mm，取此段长度86mm。43mm齿轮轴段，齿宽30mm，齿面和上部箱体壁间距取30mm，和下部轴承端面间距取43mm，取此段长度103mm。35mm轴段，角接触球轴承安装段，选用7207C型轴承，B=17mm，故此段轴长19mm。轴上各零件的周向定位 各零件与轴的周向定位，均选用平键连接。联轴器与轴连接，选用C型平键，查机械设计手册表14-1得bh=87，长度L=50mm。为兼顾平稳传动和方便安装等方面的因素，联轴器与轴的配合选用H7/k6。轴的结构工艺性 取轴的轴端倒角为C2