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本 科 毕 业 论 文（设 计） 题目： 卧式马铃薯去皮机设计 学 院： 姓 名： 学 号： 专 业： 机械设计制造及其自动化年 级： 指导教师： 职 称： 讲师 年 五 月摘 要 目前，常见马铃薯去皮机多采用立式转筒型，立式结构多通过下端输入动力，上端悬置，这就使转筒存在运动不平稳的问题，同时，马铃薯主要依靠转筒底部的圆盘来达到去皮效果，而马铃薯依靠自身重力大多堆积在圆盘上，各马铃薯与圆盘接触的不均致使马铃薯去皮不均匀，去皮效果不佳。本文论述了解决以上两大问题的方法，即将转筒制成卧式，采用两端轴承固定的方法提高转筒运动平稳性，同时通过转筒筒壁上的凸起棱部分与马铃薯的摩擦来达到去皮效果，这使得马铃薯的去皮效果达到均匀且较佳。通过对两种去皮机各方面性能的综合对比，采用传统设计方法，获取整机各零件的参数，并且通过计算，论证了该设计方案的可行性，最终结论是卧式去皮机综合性能较立式去皮机更佳。关键词：去皮机；马铃薯去皮机理；卧式马铃薯去皮机Abstract At present, the common potato peeling machine adopts the vertical drum type, vertical structure in the lower end of the input power, the upper suspension, which makes the rotary movement exists unstable problem, at the same time, potato mainly rely on the drum at the bottom of the disk to achieve the peeling effect, and potato on its own gravity mostly accumulates on the disc, the potato contact with the disk does not have led to peel the potatoes peeled uneven, poor effect. This paper discusses the method ,to solve two problems the drum made of horizontal, with both ends of bearing fixing method for improving the rotary motion stability, at the same time through the rotating barrel wall convex edge part and potato friction to achieve the peeling effect, which makes the potato peeling effect to achieve uniform and better. Through to two kind of peeling machine all aspects of the comprehensive comparison, using the traditional design method, acquiring the various parameters of parts, and through calculation, it proves the feasibility of the design, the final conclusion is that the horizontal peeling machine comprehensive performance than vertical peeling machine. Key words : peeling machine for peeling potatoes; mechanism; horizontal potato peeling machine 目录1 绪论1 1.1 马铃薯的主要特点及功用1 1.2 常用薯类去皮方法12 整机的结构设计和工作原理23 马铃薯去皮机零部件的设计3 3.1 机械传动系统总体设计3 3.1.1 传动方案的拟定3 3.1.2 电动机的选择3 3.2 传动装置运动和动力参数的计算4 3.2.1 传动比分配4 3.2.2 各轴的转速计算5 3.2.3 各轴输入功率计算5 3.2.4 各轴输入扭矩计算5 3.3 V 带传动的设计计算5 3.4 齿轮传动的设计计算11 3.5 轴系零件的设计计算11 3.5.1 初算d12 3.5.2 计算轴上载荷12 3.5.3 绘制轴的弯扭矩图，对危险截面进行校核14 3.5.4 轴承的校核15 3.5.5 轴上键连接的选择及校核15 3.5.6 轴上螺母的选择15 3.6 滚筒及其轴系零件的设计、选择与校核15 3.6.1 滚筒的结构设计16 3.6.2 轴承的选择、校核18 3.6.3 齿轮连接键的选择及校核18 3.6.4 轴上螺母选择18 3.7 轴承座、端盖的结构设计18 3.7.1 轴承座的选材18 3.7.2 轴承座的固定方式18 3.7.3 轴承座的结构设计19 3.7.4 轴承座端盖选材、结构设计19 3.8 轴承座联接用螺栓的设计计算19 3.9 机架的结构设计21设计小结22参考文献23161 绪论1.1 马铃薯的主要特点及功用马铃薯为植物的块茎形状为圆形或椭圆形，其结构由表皮层、形成层、外果肉和内果肉四部分。马铃薯品种可分两大类，一类是淀粉含量较高的，适宜于作为生产淀粉的原料，另一类是蛋白质含量较高，适宜作为蔬果或制成多种食品。马铃薯营养丰富，除直接食用外，还可以加工成食品、全粉、淀粉等经济价值较高的食品，通过加工可以大幅度提高鲜薯的商品价值。鉴于马铃薯的很多特点，马铃薯得到了广泛的利用：a.马铃薯可鲜食，鲜食用马铃薯主要用作家庭餐馆烹调，我国主要用来制作菜肴、面点小吃等大众食品。果外除蒸烤鲜马铃薯作主食外，还有咖哩饭、炖薯快以及色拉凉拌菜。马铃薯可制成方便食品、快餐食品、休闲食品，如马铃薯粉、马铃薯全粉、脱水马铃薯片（条）、速冻薯条（薯泥）、蒸薯条、罐装和去皮马铃薯、马铃薯脆片、马铃薯膨化小食品等；b，加工成淀粉及相关产品：由于马铃薯淀粉的优良特性，不仅是制作高级方便面、面类最为理想的添加淀粉，而且还是肉制品、鱼糜制品等的添加剂或原料。马铃薯淀粉也是粉条的优质原料。出马铃薯淀粉外，也可得到相关产品，包括各种变性淀粉、饴糖、葡萄糖、膳食纤维制品等；c，其他制品：马铃薯提取淀粉后的残渣可制成马铃薯发酵饲料、提取蛋白等；1.2 常用薯类去皮方法去皮用于多种水果和蔬菜的加工中以除去不需要或不可食的物质，并改善成品的外观。主要的考虑因素包括通过尽可能减少去掉的部分以及可能降低能源、劳力和物质成本来降低总成本。这里，主要介绍以下四种去皮方法： a.机械切削去皮 是采用锋利的刀片表面皮层。去皮速度较快，但不完全，且果肉损失较多，一般需用手工加以修整，难以实现完全机械作业，适用于果大、皮薄、肉质较硬的果蔬。目前，苹果、梨、柿等常使用机械切削去皮，常用的形式为旋皮机。旋皮机是将待去皮的水果插在能旋转的插轴上，靠近水果一侧安装（或手持）一把刀口弯曲的刀，使刀口贴在果面上。插轴旋转时，刀就从旋转的水果表面将皮车去。旋皮机插轴的转动有手摇、脚踏和电动几种动力形式。在旋车去皮之前应有选果工序，以保证水果大小基本一致。b.机械磨削去皮 是利用覆有磨料的工作面除去表面皮层。可高速作业，易于实现完全机械操作，所得碎皮细小，便于用水或气流清除，但去皮后表面较粗糙，适用于质地坚硬、皮薄、外形整齐的果蔬。胡萝卜、番茄等块根类蔬菜原料去皮大多采用机械磨削去皮机。c.机械摩擦去皮 是利用摩擦因数大、接触面积大的工作构件而产生的摩擦作用使表皮发生撕裂破坏而被去除。所得产品表面质量好，碎皮尺寸大，去皮死角少，但作用强度差，适用于果大、皮薄、皮下组织松散的果蔬，一般需要首先对果蔬进行必要的预处理来弱化皮下组织。常见到的机械摩擦去皮机如采用橡胶板作为工作构件的干法去皮机。d.化学去皮 又称碱液去皮，即将果蔬在一定温度的碱液中处理适当的时间，果皮即被腐蚀，取出后，立即用清水冲洗或搓擦，外皮即脱落，并洗去碱液。此法适用于桃、李、杏、梨、苹果等的去皮及橘瓣脱囊衣。桃、李、苹果等的果皮由角质、半纤维素等组成，果肉由薄壁细胞组成，果皮与果肉之间为中胶层，富含原果胶及果胶，将果皮与果肉连接。当果蔬与碱液接触时，果皮的角质、半纤维素被碱腐蚀而变薄乃至溶解，果胶被碱水溶解而失去胶凝性，果肉薄壁细胞膜较能抗碱。因此，用碱液处理后的果实，不仅果皮容易去除，而且果肉的损伤较少，可以提高原料的利用率。但是，化学去皮用水量较大，去皮过程产生的废水多，尤其是产生大量含有碱液的废水。2 整机的结构设计和工作原理 图1 整机结构设计图整机的机构设计如上图所示：1电动机； 2带轮传动； 3齿轮传动；4滚筒马铃薯去皮机工作原理：如上图所示，电动机通过皮带传动和齿轮传动两级降速，将动力传至滚筒，滚筒以一定转速旋转，马铃薯由进料漏斗通过滚筒右侧的空心轴进入滚筒，滚筒转度限制在一定范围内，以使马铃薯在随滚筒旋转时在滚筒的最高点以前与筒壁分离，从而达到去皮效果，同时，滚筒的半径左大右小，具有一定锥度，马铃薯受到向左的轴向分力，在轴向分力的作用下，马铃薯在滚筒内作翻转运动的同时沿轴向运动至滚筒左侧，从滚筒左侧筒壁上开的小口落下，完成去皮运动。马铃薯在滚筒内作翻转运动，为了达到去皮效果，滚筒转速不得大于临转速否则，马铃薯在滚筒内随滚筒一起转动，马铃薯与滚筒没有相对运动速度，起不到去皮效果。 。 图2 马铃薯在滚筒内的运动图 3 马铃薯去皮机零部件的设计3.1 机械传动系统总体设计3.1.1 传动方案的拟定：常用传动机构的一般布置原则如下： （1）带传动承载能力较低，但传动平稳，缓冲吸振能力强，宜布置在高速级。 （2）对于开式齿轮的传动，由于其工作环境较差，润滑不良，为减少磨损，宜布置在低速级。3.1.2 电动机的选择给定去皮机的工作条件：滚筒工作功率=3.2kw，直径D=300mm，稍有震动，在室温下连续运转，工作环境多尘，电源为三相交流，电压为380V。（1）选择电动机类型和结构形式 系统无特殊需求，一般选用Y系列三相交流异步电动机。选用全封闭自扇冷式笼型，电压380V。（2）选择电动机容量 为电动机的功率； 为工作及功率； 为传动装置的总效率； 为滑动轴承的效率，查表取0.97（一对） 为带传动的效率，查表取0.96 为齿轮传动的效率，查表取0.9求解得：=0.960.9 =0.813 kw ，差电动机参数表选取电动机额定功率=4kw。（3）选择电动机转速、确定滚筒转速、总传动比 （a）根据动力源和工作条件，电机的转速选择常用的两种同步转速：1500r/min和1000r/min。选用1000r/min。 查表选用Y132M1-6型号的电机，其参数如表1： 表1 所选电动机的相关参数电机型号额定功率 （kw）同步转速(r/min) 满载转速（r/min）电机重量 （kw）参考价格（元）Y132M1-6 4 1000 960 73 823 （b）先求取滚筒临界转速由临界状态得： m为马铃薯质量，R为滚筒半径R= 令总传动比为i，则滚筒转速为n=，因此： V= 化解得i12.39，取i=14。3.2 传动装置运动和动力参数的计算3.2.1 传动比分配 根据常用传动机构的主要特征及适用范围： 取V带传动的传动比为3.5，则圆柱齿轮传动比3.2.2 各轴的转速计算： =960r/min r/min r/min3.2.3 各轴输入功率计算： 3.2.4 各轴输入扭矩计算 将上述结果列入表2，以供查用。表2 各轴的的运动参数轴号转速n/(r/min)功率Pkw扭矩T（Nm）I960439.8II274.33.7248129.68III68.573.25452.643.3 V带传动的设计计算 选用普通V带传动，动力机位Y系列三相异步电动机，功率P=4kw，转n=960r/min，每天工作16h，中心距小于600mm。计算项目 计算内容 计算结果 定V带型号和带轮直径工作情况系数 由表 =1.2计算功率 选带型号 由图 A型小带轮直径 由表 取大带轮直径 选 (为滑动率，取=2%)大带轮转速 以上所选参数合理 计算带长求 求 = =109mm初取中心距 a=500mm带长 L=+2a+=199+2500+ L=1648.6mm基准长度 由图 =1800mm 求中心距和包角中心距 = a=577.28mm 600mm小轮包角 = = 求带根数带速 v=4.52m/s传动比 i= i=3.5带根数 由表 =0.78kw；0.94 ；1.01； ； Z= = =3.68 取z=4根 求轴上载荷张紧力 =500+q 500+0.10 =148.9N（由表 q=0.10kg/m）轴上载荷 =2z =26148.9 =1752N带轮结构设计 由于带速v30m/s，带轮用HT200制造。小带轮采用整体式结构，大带轮采用轮辐式结构，且D500mm，轮辐数目取为4.具体结构参数见零件图。综上整理带传动参数如表3：表3 带传动的相关参数小带轮直径 大带轮直径 传动比i带基准长度根数Z中心距a90mm308mm3.51800mm4577.28mm3.4 齿轮传动的设计计算 使用要求：预期使用寿命10年，每年300个工作日，在使用期限内，工作时间占20%。工作有中等振动，传动不逆转，齿轮对称布置。传动尺寸无严格限制，无严重过载。传动比i=4,。 因传动尺寸无严格限制，且为开式传动，故小齿轮用45钢，调质处理，硬度241HB286HB，平均取为260HB，大齿轮用球墨铸铁QT500-7，硬度170HB230HB，平均取为200HB。开式传动的齿轮，主要失效形式是弯曲疲劳折断和磨粒磨损，磨损尚无完善的计算方法，故只进行弯曲疲劳强度计算。计算项目 计算内容 计算结果1.初步计算转矩 由前表查得 =129.68齿宽系数 由表，取=1.0 =1.0弯曲疲劳极限 由图 =500Mpa =350Mpa初步计算的许用弯曲应力 =0.7 =0.7500 =350Mpa =0.7 =0.7350 =245Mpa 值 由表，取=1.45 =1.45初取齿轮齿数 取小齿轮齿数=25 =25齿形系数 由图 =2.63 =2.18应力修正系数 由图 =1.58 =1.81初步计算的齿轮模数m m =1.96 m=3初步宽度b b= =75mm =65mm2.校核计算圆周速度v v= v=1.08m/s精度等级 由表 选9级等级齿数z和模数m 由前计算，m=3； =25，=i=100 =25 =100使用系数 由表 =1.25动载系数 由表 =1.1重合度 = =1.88-3.2（）=1.72 =1.72重合度系数 =0.25+=0.25+ =0.69齿间载荷分配系数 由表，= =1.4齿向载荷分配系数 =9.63 由图 =1.25载荷系数K =1.251.11.41.25 K=2.4弯曲最小安全系数 由表 =1.2应力循环次数 =60=601274.3 14400 = =60=60168.57 14400 =0.6弯曲寿命系数 由图 =0.92 =0.98尺寸系数 由图 =1.0许用弯曲应力 = =368Mpa = =274.4Mpa验算 = =158.6Mpa =158.6 150.60Mpa 因传动无严重过载，故不作静强度校核齿轮的结构的设计：小齿轮制成实心式，大齿轮制成圆盘式，具体结构参数见零件图。综上整理齿轮传动的参数如表4：表4 齿轮传动的相关参数模数m小齿轮齿数压力角大齿轮齿数传动比32510043.5 轴系零件的设计计算轴材料选用45钢调质，=650Mpa，=360Mpa。轴的设计计算步骤如下：计算项目 计算内容 计算结果3.5.1 初算轴径d 由表，C=112 =112 =26.72mm 取d=40mm3.5.2 初步计算轴上各段长度 轴承选6208，宽度B=18mm； 小齿轮齿宽b=75mm； 由表： 大带轮宽度B=（Z-1）e+2f =（6-1）15+ 210=95mm轴的结构设计如图3：图3 轴II的结构设计图计算轴上载荷：由前计算：带轮作用轴上载荷=1752N，T=129.68Nm齿轮作用在轴上载荷： =3458N，=129.68Nm3.5.3 绘制轴的弯扭矩图，对危险截面进行校核简化轴上载荷如图4：图4 轴II所受的载荷图其中， =1752N，T=129.68Nm， =3458cos=3249.5N =3458=1182.7N画轴的弯矩图，扭矩图图5 轴II的弯矩图、扭矩图由弯矩图、扭矩图可知B点为危险截面。对B点进行校核计算：M=276.64Nm查表得：=215Mpa，=102.5Mpa，=60Mpa 对于不变的转矩，取 =278N.m所以： =43.43Mpa=60Mpa满足强度要求。轴承选用6208，带轮和齿轮结构见零件图。3.5.4 轴承的校核（1）计算轴承的当量动载荷P： 由式：P=X+Y知， 对不承受轴向载荷的深沟球轴承，X=1，Y=0 由力学相关知识解得：=2599.6N； ；=728.46N =3409.6N =5894.3N 得：=3409.6N；=5894.3N （2）校核计算 轴承的计算额定动载荷，它与所选用轴承型号的基本额定载荷C值必须满足下式要求： C； 为轴承的预期使用寿命， 查表，取=6000h 解得=3409.6=15.76KwC=29.5Kw =5894.3=27.24KwC=29.5Kw 综上：轴承满足使用要求，选用合理3.5.5 轴上键连接的选择及校核 因无特殊要求，选用圆头普通平键，键108，通常（1.61.8）d因此，L（1.61.8）34=54.461.2mm，取L=50mm； 校核计算如下：键的接触长度=L-b=50-10=40mm。键与縠的接触高度=4mm；许用挤压应力查表取=150Mpa；所以键连接所能传递的转矩为：T=0.0040.040.034150=408Nm=129.68Nm。所以，以上选择的参数满足强度要求。合理。3.5.6 轴上螺母的选择因螺母只需一般的固定作用，并无特殊要求，所以选用普通六角螺母M30。3.6 滚筒及其轴系零件的设计、选择与校核。3.6.1 滚筒的结构设计考虑到系统结构的简单，及方便安装，将滚筒与其上的轴制成整体式。轴选用45钢，调质处理。滚筒可以采用由圆钢焊接框架并用细薄铁皮包裹。轴与滚筒焊接成一体。其结构如图6：图6 滚筒及相连轴的结构设计图具体参数见零件图。滚筒的内壁制成内径左大右小的圆锥形，马铃薯由右端入口放入，在滚筒内随滚筒翻转的同时，沿滚筒轴向运动，在滚筒内去皮后，由滚筒左端筒壁上的开口落下。即完成马铃薯的去皮过程。其内壁剖面结构如图7： 图7 滚筒剖视图3.6.2 轴承的选择、校核考虑到滚筒的体积、质量较大，并且不受轴向载荷，选用滚动轴承6218，其内径d=90mm。（1） 求解各轴承受力图8 滚筒轴所受载荷图其中，3017.6N；=3017.6=1098.3N由力学相关知识解得：=3436.13N；=418.53N； =1202.9N； =104.6N；（2）计算轴承的当量动载荷P： 由式：知：对不承受轴向载荷的深沟球轴承，X=1，Y=0 =3640.6N =431.4N 得： =3640.6N； =431.4N （3）校核计算 轴承的计算额定动载荷，它与所选用轴承型号的基本额定载荷C值必须满足下式要求： C=； 为轴承的预期使用寿命， 查表，取=6000h 解得=3640.6=10.6KwC=95.8Kw =431.4=1.256Kw=452.64Nm。所以，以上选择的参数满足强度要求。合理。3.6.4 轴上螺母选择因螺母只需一般的固定作用，并无特殊要求，所以选用普通六角螺母M42。3.7 轴承座、端盖的结构设计3.7.1 轴承座的选材 由于机构运转过程中并无较大冲击载荷，且轴承外径较大，考虑到节约成本，故选用灰铸铁HT300，=290Mpa，硬度190240HB。3.7.2 轴承座的固定方式 轴承座与机架用螺栓联接。3.7.3 轴承座的结构设计 具体结构参数见零件图。3.7.4 轴承座端盖选材、结构设计 端盖选用灰铸铁HT300，=290Mpa，硬度190240HB。用螺栓与轴承座联接。端盖用于限制轴承在轴承座内的轴向位移，且在端盖与轴承座之间加用垫圈，通过换用不同厚度的垫圈即可调整轴承在轴承座内的轴向位置，如图9所示： 图9 轴承与内孔及端盖的转配关系图具体结构参数见零件图。3.8 轴承座联接用螺栓的设计计算 螺栓材料选用45钢，材料的许用拉应力=350Mpa。螺栓直径d的设计计算：（1） 轴左右两轴承座受力如图10所示； 图10 轴II上的两轴承座的受力分析图 对于固定左轴承座的螺栓，预紧力只须满足： ； z螺栓个数，z=2； 螺栓预紧力； 接触面间的摩擦系数，查表取=0.135 ； m接合面数目 ，m=1； 考虑摩擦传力的可靠系数，取=1.3 =8023.4N 螺栓直径d=6.16mm 对于固定右轴承座得螺栓，预紧力必须满足： ; 残余预紧力；其余符号含意同上； =3507.4N 同时螺栓所受总拉力F=+=3507.4+5849.1=9356.5N 螺栓直径d=6.65mm综上，轴上轴承座选用螺栓M8. （2）滚筒左右两轴承座受力如图11所示： 图11 滚筒轴上两轴承座的受力分析图 对于固定左轴承座的螺栓，预紧力只须满足： ； z螺栓个数，z=2； 螺栓预紧力； 接触面间的摩擦系数，查表取=0.135 m接合面数目 ，m=1； 考虑摩擦传力的可靠系数，取=1.3 =2355.6N 螺栓直径d=3.34mm 对于固定右轴承座得螺栓，预紧力必须满足： ； 残余预紧力；其余符号含意同上； =503.6N 同时螺栓所受总拉力F=503.6+5849.1=6352.7N 螺栓直径d=6.5mm综上，滚筒轴上轴承座选用螺栓M8.3.9 机架的结构设计 机架材料选用型钢，由型钢焊接成机架。在机架的结构设计中，主要考虑便于轴承座的安装，以及方便机架上零件间相对距离的调整，具体结构参数见零件图。参考文献 1邱宣怀、郭可谦、吴宗泽等.机械设计M.4版.北京：高等教育出版社.2010.2刘混举、赵河明、王春燕.机械可靠性设计M.北京：国防工业出版社.2010.3杨光、席伟光、