小型芋头去皮机的设计

小型芋头去皮机的设计学 生：谢峰指导老师：汤兴初(湖南农业大学东方科技学院，长沙 410128) 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 diagram2.2 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/min750r/min，因此传动装置总传动比约为2或34。 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=1.5kw3.2.3 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21查得V带传动常用传动比范围i1=24,直齿轮传动比范围i2=23，则电动机转速可选范围为： N=nwi1i2=1800 r/min5400r/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1Y90S-21.53000 2840226.31 3 2.102Y90L-41.51500 1400273.11 2.7 1.153Y100L-61.51000 940332.09 2 1.05因此选定电动机的型号为Y90S2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121、12-3查出Y90S2型电动机的主要技术数据和外形、安装尺寸，并列表备用33 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，减速器高速轴为轴，低速轴为轴，各轴转速为=2840r/min （4）=947r/min （5）= =450r/min （6）式中，为高速轴的转速，r/min；为低速轴的转速，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） P=P01=1.50.96=1.44kW P= P23=1.440.990.95=1.35Kw式中：V带传动1=0.96；滚动轴承2=0.99；直齿圆柱齿轮传动3= 0.953.4.3 各轴转矩 T0=5.04KN.m （8） T=14.52KN.m （9） T=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=1.31.5kW =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86和表88取主动轮基准直径dd1=71mm50mm,按式（813）验算带的速度v=10.552m/s25m/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=371=213mm （13）根据机械设计表88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)a00.07d，取h=5mm，则轴环处的直径d5-6=46mm。轴环宽度b1.4h，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dDB=306216，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bh=5mm5mm，长为25mm；齿轮与轴配的联接bh=10mm8mm；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0.845，各轴肩处的圆角半径见图轴217。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FFNH1=227.17N,FNH2=520.28NFNV1=33.07N，FNV2=75.75N弯矩MMH=17741.977N.mmMV1=2582.767N.mm,MV2=2583.075N.mm总弯矩17928.98N.mm 17929.03N.mm扭矩TT=28590N.mm4.2.6 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=0.6，轴的计算应力ca=5.32MPa （50）前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由表15-1查得-1=60MPa18。因此caS=1.5 （62）故可知其安全。3）截面左侧抗弯截面系数 w=0.1d3=0.1363=4665.6mm3 （63）抗扭截面系数 wT=0.2 d3=0.2363=9331.2mm3 （64）截面右侧的弯矩M为M=17929.03=10042.4N.mm截面上的扭矩为T=28590N.mm截面上的弯曲应力b=3.72MPa （65）截面上的扭转矩应力 T=3.06 MPa （66） =2.10，=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 =0.81.90=1.52轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为 =0.92故得综合系数值为K=+-1=1.90+-1=1.987 （67） K=+-1=1.52+-1=1.607 （68）又由参考文献得碳钢的特性系数 =0.10.2，取=0.1 =0.050.1，取=0.05于是，计算安全系数Sca值，得 S=64.37 （69） S=61.14 （70） Sca=44.33S=1.5 （71）故该轴在截面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 T=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=108.82N4.3.2 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 Axis4.4.2 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dDB=306216，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h0.07d，取h=3mm，则轴环处的直径d5-6=45mm。轴环宽度b1.4h，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bh=6mm6mm，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145，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-212.9mm=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FFNH1=218.65N,FNH2=585.23NFNV1=67.82N，FNV2=181.52N弯矩MMH=15742.8N.mmMV1=4883.04N.mm,MV2=4882.89N.mm总弯矩16482.7N.mm16482.7N.mm扭矩TT=14520N.mm4.4.6 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=0.6，轴的计算应力ca=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-1=60MPa。因此ca-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e5.2.2 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=1.01.2，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(0.44108.82+1.2249.34)=416.5N5.2.3 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0.0150.029之间，对应的e值为0.380.40，Y值为1.471.40。2）用线性插值法求Y值 Y=1.40+=1.47故 X=0.44 Y=1.473）求当量动载荷P P=1.2(0.44108.82+1.47249.34)=497N4）验算7206C轴承的寿命，根据式（13-5）Lh=()=()3 （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p=100120MPa，取其平均值，p=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=0.58=4mm，由式机械式设计（6-1）可得p=26.5 MPap （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p=100120MPa，取其平均值，p=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=0.56=3mm，由式（6-1）可得p=12.4 MPap （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p=100120MPa，取其平均值，p=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=0.56=3mm，由式（6-1）可得p=48.1p （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1/31/2，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90C。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=450500转/分，本设计中转速为450转/分。 图8波盘形状Fig 8 Odds shape9 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