资源目录
压缩包内文档预览：(预览前20页/共36页)
编号：122575153
类型：共享资源
大小：4.31MB
格式：ZIP
上传时间：2021-04-20
上传人：221589****qq.com
认证信息
个人认证
李**（实名认证）
湖南
IP属地：湖南
40
积分
- 关 键 词：
-
小型
块茎
蔬菜
莲藕
去皮
设计
- 资源描述：
-
小型块茎类蔬菜(莲藕为例)去皮机设计,小型,块茎,蔬菜,莲藕,去皮,设计
- 内容简介：
-
图书分类号： 密级： 毕业设计说明书 小型块茎类蔬菜（莲藕为例）去皮机设计 DESIGN OF PEELING MACHINE FOR SMALL TUBER VEGETABLES (LOTUS ROOT) 学 生 姓 名 孙 禹 锋 学 号 20140601307 班 级 14 机 械 3 指 导 教 师 田 晶 专 业 名 称 机 械 设 计 制 造 及 其 自 动 化 学 院 名 称 机 电 工 程 学 院 2018 年 5 月 26 日 徐州工程学院毕业设计说明书 徐州工程学院毕业设计原创性声明 本人郑重声明：所呈交的毕业设计，是本人在导师的指导下，独立进行研究工作所取得的成果。除文中已经注明引用或参考的内容外，本设计说明书不含任何其他个人或集体已经发表或撰写过的作品或成果。对本文的研究做出重要贡献的个人和集体，均已在文中以明确方式标注。 本人完全意识到本声明的法律结果由本人承担。 论文作者签名： 日期： 年 月 日 徐州工程学院毕业设计版权协议书 本人完全了解徐州工程学院关于收集、保存、使用毕业设计的规定，即：本校学生在学习期间所完成的毕业设计的知识产权归徐州工程学院所拥有。徐州工程学院有权保留并向国家有关部门或机构送交设计说明书的纸本复印件和电子文档拷贝，允许说明书被查阅和借阅。徐州工程学院可以公布说明书的全部或部分内容，可以将说明书的全部或部分内容提交至各类数据库进行发布和检索，可以采用影印、缩印或扫描等复制手段保存和汇编本说明书。 论文作者签名： 导师签名： 日期： 年 月 日 日期： 年 月 日 徐州工程学院毕业设计说明书 I 摘要 随着生活方式的改变，简易包装的去皮蔬菜称为越来越多人的选择。目前部分莲藕的生产依然采用的是人工操作，具有生产效率低，浪费劳动力问题。旨在解决这些问题，本课题设计了一种莲藕半自动去皮机，本设计中关键技术的研究如下： 通过分析莲藕的物理特性，确定了双喂入辊旋转夹持的莲藕喂入方式；确定了本机器的去皮机理为动静刷轮结合的摩擦去皮， 具有 3 种不同的去皮方式， 并提高了去皮的效率；确定了喂入速度、刷轮转速等参数；同时确定了机器中的传动方式包括锥齿轮传动、V 带传动等。最后，本文还对关键部件进行了 ANSYS 有限元分析，结果表明各项指标符合设计要求。 关键词关键词 莲藕去皮；动静刷轮；锥齿轮传动；ANSYS 有限元分析 徐州工程学院毕业设计说明书 II Abstract With lifestyle changes, the simple packaging of peeled vegetables becomes many peoples choice. At present, some of the lotus root productions are still using manual operation, which make low production and waste of labor. Aiming at solving these problems, this paper designs a semi-automatic lotus root peeling machine, which carries out the research of key technology of machine： By analyzing the physical characteristics of lotus root, this paper determines the feeding mode of lotus root which has the radius of 10cm circular arc shape and the rotates root clamped by the double feed roll. This paper determines the mechanism of the machine is friction-removing with the combination of dynamic and static brush wheels, and has 3 kinds of different peeling ways, which improves the fault-tolerant rate of the peeling; The paper determines many important parameters such as feed speed and brush wheel speed. At the same time, the transmission mode of the machine is determined, including bevel gear transmission and v-belt transmission and so on. In this paper, the key components are analyzed by ANSYS, the results show that the strength and other indexes can meet the design requirements. Keywords Lotus root peeled dynamic brush wheel cone gear drive ANSYS Finite element analysis徐州工程学院毕业设计说明书 III 目录目录 摘要 . I Abstract . II 1 引言 . 1 1.1 研究背景 . 1 1.1.1 目的意义 . 1 1.1.2 果蔬去皮技术概况 . 1 1.1.3 国内外研究现状 . 2 1.1.4 莲藕去皮机的发展前景 . 3 2 莲藕去皮机的方案与工作原理 . 4 2.1 去皮机方案确定与工作原理 . 4 2.1.1 方案 1 . 4 2.1.2 方案 2 . 4 2.1.3 确定设计方案 . 5 2.1.4 莲藕去皮机工作参数分析 . 5 2.2 莲藕特性分析 . 5 2.3 莲藕加工过程分析 . 6 2.4 去皮机设计要求与原则 . 6 2.4.1 技术要求 . 6 2.4.2 去皮机性能要求和设计原则 . 6 3 莲藕去皮机整体机构设计与强度计算 . 8 3.1 喂料斗的设计 . 8 3.2 喂料辊的设计与计算 . 8 3.3 去皮装置（刷轮）设计与计算 . 9 3.3.1 去皮装置的组成 . 9 3.3.2 刷轮的组成 . 9 3.3.3 刷轮的设计 . 9 3.3.4 刷毛的设计 . 10 3.4 传动装置的设计 . 10 3.4.1 电动机的选择 . 10 3.4.2 带传动的设计与计算 . 12 3.4.3 锥齿轮传动的设计与计算 . 17 3.5 轴系零部件的设计 . 20 3.5.1 I 轴的设计 . 20 3.5.2 II 轴的设计 . 24 徐州工程学院毕业设计说明书 IV 3.5.3 III-IV 轴的设计 . 24 3.5.4 键的强度计算 . 25 4 ANSYS 有限元分析 . 26 4.1 有限元分析的基本原理 . 26 4.2 啮合齿轮的有限元分析 . 26 结论 . 28 致谢 . 29 参考文献 . 30 徐州工程学院毕业设计说明书 1 1 引言 1.1 研究背景 1.1.1 目的意义 莲藕的使用方式多样，不仅能够给生吃，也可以蒸、炒、炖汤。同时莲藕作为一种低脂蔬菜，其营养价值十分高，含有高达 20的碳水化合物、蛋白质及各种维生素、矿物质的含量也十分丰富，既可当水果吃，也是烹饪的佳肴，莲藕含有粗纤维、钙、铁、胡萝卜素等营养物质，具有清热凉血、通便止泻、益血生肌改善血液循环，有益于身体健康1。 我国是农业生产大国，果蔬机械加工生产是必不可少的环节。目前，许多块根类蔬菜在进行生产加工时，第一道工序为去皮，去皮的方法多种多样，在众多去皮方式中，机械去皮的去皮效果对果蔬的质量保护最佳。在国内运用最为广泛的去皮方法是靠人工操作，劳动强度大，生产效率低，工艺质量难以保证。 因此，针对以上生产效率低、劳动强度大的问题，开展莲藕去皮机的研究，具有一定的研究意义和实用价值。 1.1.2 果蔬去皮技术概况 果蔬外皮通常存在粗糙不平、不方便食用、残留有害物质等问题，因此，为了提高果蔬的可食用性或加工可操作性，有必要对果蔬的外皮进行去皮处理。 按照去皮机理对去皮机的去皮方式进行分类，可以把果蔬去皮分为两种： （一）化学去皮2：主要分为热碱法和低温去皮液法两种形式，其原理分别为利用强碱性溶液或特配化学去皮液，对果蔬的外皮进行软化，使果蔬的果皮和果肉分离；利用高压冷水对果蔬进行喷射，使果蔬的果皮和果肉分离。 遇到特殊情况时， 化学去皮还需要物理去皮才能处理干净， 例如土豆去皮， 必须在 60的条件下，在去皮液中浸泡 15 分钟左右，软化后的外皮，经过人工或者机械刷动，才能有效去除皮， 如此结合化学去皮和物理去皮的土豆， 硬度以及色泽就能够达到最佳的状态，也不会丢失过多的营养。 （二）物理去皮：主要有切削去皮、摩擦去皮、辐射去皮、蒸汽去皮几种。摩擦去皮是利用毛刷，用过毛刷和果蔬之间的相对转动，使果蔬的果皮和果肉分离。 辐射去皮主要利用了辐射波与共振的原理。在果蔬的表皮吸入足量的辐射波后就会产生共振，进一步转化为热量，热量累计到一定的程度，促使果蔬表皮的水分蒸发，从而使果蔬果肉和外皮的分离。辐射去皮的优点是去皮效果好，极大的保留的原有营养物质，但是缺点是投入成本过高，不能适应大批量生产。 蒸汽去皮是在工业中常用的一种去皮方式，其工作原理是果蔬放入蒸汽中放置一段时间，当果蔬的外皮被大量的蒸汽热量软化以后，再利用毛刷的摩擦和流水的冲刷，去除果徐州工程学院毕业设计说明书 2 蔬的外皮。加热时间、蒸汽温度、蒸汽压力等参数很大程度决定了蒸汽去皮的去皮效果，但是过高的温度导致可能对果蔬的细胞造成严重破坏，从而使细胞失去活性破坏果蔬本身的营养物质，生素、纤维素、矿物质等营养物质的流逝，同时果蔬的微生物感染率大大增加，破坏果蔬的质量。 摩擦去皮则是利用毛刷或者磨轮，通过与果蔬的相对转动，将果蔬的外皮去除2。图1 是国内普遍的砂盘摩擦式去皮机，但是这类去皮机的去皮效果较差，不能去除土豆表面凹坑内的表皮，且土豆的淀粉随时量较大，去除的表皮皮屑较细，不利于二次加工。 图 1-1 砂盘摩擦式去皮机结构图 1、机盖；2 料筒；3 砂盘；4 减速器；5 电机 切削去皮的工作原理是通过利用切削刀具和果蔬之间的相对运动实现果蔬的去皮，按照自动化程度的大小，分为手摇式削皮、半自动削皮和全自动削皮三种形式。 1.1.3 国内外研究现状 根据目前国外的研究可以发现，目前大规模的应用机械去皮的方式进行果蔬的生产的国家有德国、美国、日本、英国等，这些国家果蔬加工设备的研究起步早，成果大，几乎都实现的果蔬加工的机械化生产。 虽然我国的果蔬去皮技术起步比之国外晚，但是经过多年的引进、消化、改进、创新，我国的果蔬加工技术水平和生产效率有了很大的提升，由于国内对果蔬净果的需求日益增加，果蔬去皮机的需求也随之上涨，在这样的市场环境下，我国的果蔬去皮机在科研人员的努力下取得了较大的进步。 张建宁等3人针对现行水果加工行业的实际需要，研制了一种新型的全自动苹果去皮机，实现了苹果去皮的自动化生产。 吴刚等4报道，中国包装和食品机械总公司所研发的“ZQP-500 型蒸汽去皮机”可成功运用于土豆、胡萝卜等块茎果蔬的去皮加工，与过去的去皮方法对比得出，该机器具有徐州工程学院毕业设计说明书 3 去皮损失小，去皮率高、去皮后马铃薯表面光滑、无污染等优点。 殷建国等5研制了一种立式马铃薯去皮机，机器主要由外筒体、第一和第二两层可升降内筒体、波浪形圆盘、驱动装置、喷淋装置、加料和卸料装置等组成。该机结构具有紧凑、制造方便，马铃薯去皮均匀、清洁度好、剥离损失小于 3%，生产效率高等优点。 1.1.4 莲藕去皮机的发展前景 由于莲藕的去皮加工是随着近几年莲藕的大量出口才逐渐兴起的，起步比较晚，而不象马铃薯等农产品的加工机械比较成熟。目前，本人设计的莲藕去皮机是全国首台专门针对莲藕去皮的机械。 将来的莲藕去皮机械将有三个大的发展方向： 1.向大型机器发展。为了适应出口和生产效率的需要，会逐步提高单位产量。 2.向多功能方向发展。本机器是单功能机器，尚未设计诸如分离和清洗的机构。 3.造价低廉，使得机器得到更广泛的应用。对于扩大使用范围这一点更值得认真研究，如果一种机器可对农民来说可以降低投资，使用方便，对国家来说可以节约资源，很有益处这，是很值得推广的。 徐州工程学院毕业设计说明书 4 2 莲藕去皮机的方案与工作原理 2.1 去皮机方案确定与工作原理 2.1.1 方案 1 图 2-1 莲藕去皮机结构示意图 1 喂料斗 2 喂入辊 3 动静刷轮 4 齿轮 5 小带轮 6 蜗轮 7 蜗杆 8 大带轮 9 电机 10 导向板 将去节后的莲藕送入导藕斗，沿着导藕斗的斜面，莲藕最终将垂直进入喂入辊，在喂入辊的夹持下送入去皮装置中的动静刷轮内进行去皮工艺。考虑到莲藕的形状可能存在差异，故本次设计中，莲藕的去皮将会有 4 种可能的运动过程。首先，由于喂入辊的加持作用，最先进入刷轮的那部分，会受到动刷轮刷毛的摩擦作用。 2.1.2 方案 2 图 2-2 去皮机的工作原理示意图 1 机架 2 进料斗 3 喂入辊 4 静刷轮 5 动刷轮 6 导料斗 7 电动机 徐州工程学院毕业设计说明书 5 由于有喂入辊夹持力作用，故进入动刷轮的莲藕受到动刷轮刷毛的摩擦。当藕失去了喂人辊的夹持后，同方案 1 一样有 3 种运动的可能：静刷轮起支撑作用，藕不旋转，则动刷轮进行去皮；莲藕随动刷轮一起，旋转则静刷轮进行去皮；莲藕转动，但转速低于动刷轮此时，藕对动、静刷轮均有相对运动，故动、静刷轮均有脱皮效果。 在参照第一种方案的基础上，对不足之处做出改进。采用了紧凑的结构设计，传动方案十分简洁，并且结构上容易。整体局合理，易于机器的制造。 2.1.3 确定设计方案 通过对上述两种方案的比较论证，可以得出结论：第两种方案在结合了前两种方案的优点的同时，也克服了其不足之处。可以较好的实现对物料的夹持、送进、去皮的功能，能满足莲藕去皮机性能要求，所以选第三种方案。 2.1.4 莲藕去皮机工作参数分析 对莲藕去皮的性能影响较大的分别为刷轮毛刷宽度、喂入速度、动刷轮转动速度。刷轮的刷毛不宜过长，由于每个莲藕的形状各异，若刷毛过长导致摩擦过大，有可能会造成多个莲藕处于同一刷轮内，大大影响去皮效果，否则，刷毛与莲藕藕皮接触面积较少，不能保证有效的去皮率；喂入速度过慢会使产品的生产效率大大降低，速度过快会导致莲藕去皮率不能达到理想效果；动刷轮有轴承进行联动，影响着轴承寿命，若转速过低，刷轮的外径将要加大，影响整体机构的设计，若转速过高，虽然增加了刷毛与莲藕的接触次数，但是刷轮的离心力也相应加大，势必减少刷毛与莲藕的接触率，从而导致去皮率降低。 2.2 莲藕特性分析 莲藕形状多种多样，有圆形、扁圆形、圆筒形等形状。莲藕的直径主要在 60100mm之间，每节莲藕的节长主要在 100160mm 之间，通过搜集网上数据和实地考察，运用数理统计的方法对数据进行整理发现，莲藕的直径和节长满足正态分布。故本次设计中选择使用直径在 7090mm，节长在 100-150mm 左右的莲藕进行试验。 图 2-3 莲藕直径、节长正态分布图 徐州工程学院毕业设计说明书 6 2.3 莲藕加工过程分析 根据方案一中所述，莲藕在加工过程中可能出现 3 种运动情况，当莲藕失去喂入辊的加持后，将会有 3 种运动的可能：1、静刷轮不运动，只起到支撑作用，只由动刷轮进行去皮；2、莲藕随动刷轮一起运动，静刷轮起到去皮作用；3、莲藕进行转动但是转速低于动刷轮，这时，莲藕对动静刷轮均有相对运动，故动静刷轮都有去皮作用。去皮过程示意图如图 2-4 所示： 图 2-4 莲藕去皮过程示意图 已知莲藕在刷轮中与刷毛发生摩擦时8，表皮受力大小为 5N/cm2。则在喂入过程中，喂入辊会产生轴向扭矩，根据力矩公： 1122dTFR L f r （2-1） 式中 T莲藕所受扭矩 F莲藕所受摩擦力 r莲藕的半径 算得喂入辊棍处扭矩的最大值为123.864TN m 当莲藕进入动刷轮时，莲藕与动刷轮之间产生相对运动，同样有一个周向扭矩，大小为 228.34TN m 2.4 去皮机设计要求与原则 2.4.1 技术要求 （1）削皮对象：莲藕； （2）尺寸范围：长圆柱莲藕直径 7090mm，节长 150190mm 左右； （3）削皮速度：10 /nr s棍； （4）去皮方：摩擦去皮； （5）上料方：半自动上料。 2.4.2 去皮机性能要求和设计原则 综合考虑莲藕去皮生产中，莲藕皮去净率、莲藕损伤率、莲藕生产效率为主要指标，故本次设计的莲藕去皮机应满足一下原则： 徐州工程学院毕业设计说明书 7 （1）去皮率在 95以上，莲藕损伤率在 2以下； （2）整体具有良好的强度和刚度； （3）具有良好的保护措施； （4）加工便利和良好的制造工艺性； （5）各机构加工制造成本低，拆装方便。 徐州工程学院毕业设计说明书 8 3 莲藕去皮机整体机构设计与强度计算 3.1 喂料斗的设计 根据上文中对莲藕外形特性的分析，本去皮机采用生活中常见的 V 字型喂料斗，结构示意图如图所示。 图 3-1 喂料斗结构示意图 3.2 喂料辊的设计与计算 （1）喂料辊的设计 根据上文中对莲藕外形特性的分析得出，莲藕外形有两头小，中间大的特点。为保证莲藕均速、平稳的送入，本机器中采用双喂入辊夹持喂入的方法，当莲藕一头进入喂料辊，在摩擦的带动下，莲藕逐渐夹持住，传送进入刷轮。喂料辊部分结构示意图如下图 3-2 所示： 图 3-2 喂料辊示意图 由于莲藕通过喂料辊夹持才得以进入去皮装置，故得到莲藕与喂料辊之间的摩擦力大于刷轮对莲藕的阻力，即FF阻摩。 通过上文中对莲藕外形特性分析得出，莲藕一般为两头小中间粗大，故莲藕在喂入辊的中间位置所受到的摩擦力、压力最大，为了避免过大的压力增加莲藕的损伤率，本设计中的采用中间具有半径为 10cm 的圆弧形状的喂入辊，如图 3-2 所示，这样的设计能够保证喂入辊与莲藕充分接触。 （2）喂料辊的计算 通过查阅资料9， 得到物料与喂料辊的接触厚度参考值为2dmm， 压强为360/N cm。 徐州工程学院毕业设计说明书 9 对喂料辊进行受力分析： （1）莲藕受到辊的力： 1120.66FR D P （3-1） 计算得到莲藕所受喂料辊的力13014.4FN. （2）莲藕受到刷轮的力： 222FRL P （3-2） 利用式（3-2）得到莲藕收到动刷轮的力22512FN 因此21FFFF阻摩 故该结构设计安全。 3.3 去皮装置（刷轮）设计与计算 3.3.1 去皮装置的组成 去皮装置由一对刷轮组成，它们在机构上一样，区别仅在于一个是静止的，被固定在机架上，另一个在传动轴的带动下旋转。静刷轮在上，动刷轮在下。刷轮装置结构示意图如下图所示。 图 3-3 刷轮结构示意图 3.3.2 刷轮的组成 刷轮主要由木条、毛刷以及刷轮筒组成。每个动静刷轮分别有六个木条和毛刷，并且有八对螺栓螺母固定在刷轮支撑板上。 （1）木条：固定在刷轮筒上，不同轴径的莲藕，可以通过改变木条的厚度来调整工作内径； （2）刷毛：每一个动静刷轮都有四排刷毛，刷毛底部的材料为橡胶，用于防止因为由于莲藕直径尺寸不统一造成损伤； （3）刷轮筒：动刷轮筒为由金属加工而成的圆形套筒，随着传动轴转动，进而带动桶内的刷轮转动，进行去皮操作。 3.3.3 刷轮的设计 刷轮长度，是一个影响机器去皮性能的因素，故需要根据实际去皮装置内的运动进行设计确定。由于莲藕在刷轮去皮效果的好坏，主要取决于刷轮刷毛与莲藕的摩擦力大小，徐州工程学院毕业设计说明书 10 所以在设计刷轮的长度时应当保证莲藕在去皮过程中时刻保持与刷毛的接触，其工作过程如图 3-4 所示。 已知莲藕的平均长度为 l=12cm，设静刷轮的长度为1L，动刷轮的长度为2L，为使刷轮得以持续的有效工作，应使： 12L50302LLl （3-3） 即：12260mmLL 故取：12=50mm=100mmLL， 通过计算，得到刷轮的尺寸，即静刷轮长度为 50mm，动刷轮长度为 100mm，刷轮尺寸分析图如图 3-4 所示： 图 3-4 刷轮尺寸分析图 3.3.4 刷毛的设计 毛刷决定莲藕去皮率以及莲藕损伤率的重要因素，去皮机功能原理是否合理有效，将会影响到机器能否以最小的功率完成莲藕的去皮。 毛刷与动静刷轮的设计为本机器中的一个创新点，本机器中的毛刷考虑到了莲藕的物理特性，可以实现对不同通径的莲藕进行有效去皮的功能。查阅相关资料，当有八排毛刷时已可以完全实现对物料的去皮要求，又考虑到莲藕的特殊性，采用了十二排毛刷。 刷毛的宽度，通过前人的研究发现当刷毛的宽度为 6mm 时，莲藕的去皮效果较为适宜。 3.4 传动装置的设计 3.4.1 电动机的选择 （1）喂入辊的速度确定 本文中设定莲藕的产量为中等产量，即要求能达到 1100kg/h。已知每个莲藕的重量约为 0.3kg，每节莲藕的长度有效部分平均为 15cm。故喂入辊的速度为： 徐州工程学院毕业设计说明书 11 =3600Mlvm总棍 （3-4） 式中 v棍喂入辊的速度 M总一小时莲藕总产量 m每节莲藕的平均重量（0.3kg） l每节莲藕的平均节长（15cm） 根据（3-4）得到喂入辊的速度=0.15/vm s棍。 本设计中采用喂料辊的周长为 0.14m，故得到喂入辊的转速为10 /nr s棍 由于上文中分析莲藕的 3 中运动情况中，莲藕可能同时与动静刷轮发生相对运动，故本装置去喂入辊的转速为10 /nr s棍为适宜的转速。 根据前人的研究9，在刷轮毛刷的厚度为 50mm 的情况下，考虑到藕去皮率和莲藕损伤率，动刷轮的转速设定为1000/r min左右，去皮效果最佳。 由于动刷轮筒在空间上传动方向是水平的，其下方的传动方向是竖直方向的，因此这对传动之间需要采用一对锥齿轮来实现传动变向。共有三个皮带轮，其传动比分别为为 1：1 和 1：3。 （2）电动机理论功率的计算 在整个去皮机中，耗费功率的的主要部件为喂入辊和动、静刷轮。故计算功率也应从这几部分着手。根据前人的研究，本设计中电动机的转度初步选定为 1000r/min。又喂入辊所受扭矩和传动轴所受扭矩均已得出，即 123.864TN m； 228.34TN m； 故可计算出喂入装置所需功率为： 139550 10n TP喂 （3-5） 根据（3-5）得到喂入装置，即喂入辊所需的功率为0.182kwP 喂。 同理，根据（3-5）得到去皮装置所需功率的功率为0.427kwP 去。 由于机器所需要的理论功率为喂入装置所需功率与去皮装置所需功率之和，因此有 P理=P喂+P去 （3-6） 根据（3-6）得到机器的理论功率P理=0.609kW。 （3）实际功率的计算 =PP理实 （3-7） 由于去皮农业机械工作环境通常较为恶劣，并请教相关设计人员，取=0.9，从而得出实际功率。 0.608/0.9 0.69PKw实 徐州工程学院毕业设计说明书 12 （4）确定电动机的额定功率P额 由于电动机的额定功率应满足PP额实，查阅机械设计手册，将P额定为 0.75kW。 （5）选定电动机型号 综合转速和额定功率，选定型号为 YD90S-8 的电动机，转速为 1000r/min，额定功率为 0.75Kw。 3.4.2 带传动的设计与计算 在日常的机械传动中，V 带传动是应用最为广泛的，其传动时 V 带与轮槽的两个侧面同时接触，在两侧面为工作面的紧力作用下，V 带产生摩擦力，带动机器运行。V 带传动具有柔性好、摩擦力大、结构简单、价格便宜等优点，因此本设计中采用 V 带传动。 3.4.2.1 皮带轮 I-II 的设计 （1）V 带工作环境：主动轮转速为 n1=1000r/min，传动比为 1：1； （2）确定计算功率 Pca 计算功率 Pca是根据传递的功率 P 以及 V 带的工作条件而确定的 caAPK P （3-7） 式中 AK工作情况系数，kW P所需传递的额定功率，见参考文献6表 8-8 工作情况系数 KA取 1.1，故 Pca=0.825kW （3）选择 V 带的带型 带型的选择根据计算功率 Pca和小带轮转速 n1。 根据参考文献6，初选小带轮的基准直径 dd1=80mm。 大带轮基准与小带轮的基准直径之间的关系为 dd2=idd1 （3-8） dd2=80mm V 带的速度为： v=1 160 1000dnd （3-9） 根据（3-9）得到 v=4m/s5m/s。 验算带速后得到，带的速度偏低，因此取小带轮的基准直径为 dd1=90mm，dd2=90mm，v=5m/s。 （4）确定中心距 a，并选择 V 带的基准长度 Ld 根据参考文献6初步确定中心距 a0 0.7(dd1+dd2)0a2(dd1+dd2) （3-10） 取0a=400mm 根据参考文献6计算相应的带长 徐州工程学院毕业设计说明书 13 Ld02a0+2(dd1+dd2)+2210(d )4ddda （3-10） Ld0=2400+3.14(dd1+dd2)/2+(dd1-dd2)3/4/a0 =800+3.14(90+90)/2+(90-90)3/4/400 =1082.6mm 故取 Ld=1100mm。 （5）计算中心距 a 及其变动范围 实际中心距近似的计算公为： aa0+02ddLL （3-10） 计算得到实际中心距 a=400+(1100-1082.6)/2=408.7mm 考虑带轮的制造误差、带长误差、带的弹性等影响因素，先给出中心距的变动范围如下： minmax0.0150.03ddaaLaaL （3-11） 计算得到中心距的最小、最大值分别为minmax392.2mm441.7mmaa， （6）验算小带轮的包角1 1=180-(dd2-dd1)57.3 （3-12） 计算得到小带轮的包角1=180，值大于 120，因此主动轮上的包角合适。 （7）确定带的根数 z V 带受力均匀，带的根数不宜过多，一般应该少于 10 根。否则，应该选择横截面积相对较大的 V 带型，以此减少带的根数。 z=00()caArLPK PPPP K K （3-13） 由 n1=1000r/min，dd1=90mm，i=1， 查阅参考文献6表 8-4、8-5，得到基本额定功率 P0=0.825kW，P0=0kW。 查阅参考文献6表 8-6、8-2 得到 Ka=1.0，KL=0.91z=1.29，取 z=2。 （8）确定带的初拉力 F0 若初拉力 F0小，那么带传动的传动能力小，容易出现打滑。反之，则带的寿命低，带对轴和轴承的压力大。因此，在确定初拉力时，既要考虑带的传动能力，又要保证带的寿命。单根 V 带的初拉力可以由下确定： F0=5002.5caKPK zv+qv2 （3-14） 取 q=0.06kg/m 计算得到单根 V 带的初拉力 F0=92.4N。 （9）计算带传动的压轴力 Fp 徐州工程学院毕业设计说明书 14 由于需要设计安装带轮的轴和轴承7，因此需要计算带传动作用在轴上的压轴力 Fp， 如果不考虑带两边的压力差，那么压轴力可以近似地按照两边的初拉力的合力来进行计算 Fp=2zF0sin12 （3-15） Fp=370N。 （10）小带轮结构设计 基准宽度节宽：bd=8.5mm; 基准线上槽深：hamin=2.0mm; 基准线下槽深：hfmin=7.0mm; 槽间距：e=12.03mm; 第一槽对称面至端面的距离：f=60mm; 带轮宽：齿轮：B=(Z-1)e+2f=28mm; 齿轮：B=(Z-1)e+2f=40mm; 外径：da=dd+2ha=80+22=84mm 轮槽角：=340; 带轮的材料选用铸铁 HT200。 带轮基本参数如下表所示： 表 3-1 带轮基本参数表 项目 符号 主动轮 从动轮 基准宽度 bd(bP) 8.5 8.5 基准线上槽深 hamin 2.0 2.0 基准线下槽深 hfmin 7.0 7.0 槽间距 e 12.03 12.03 第一槽对称面至端面的距离 F 8.1 8.1 最小轮缘厚 min 5.5 5.5 带轮宽 B 30 40 外径 da 124 124 相应的基准直径 dd 80 80 轮槽角 34 34 3.4.2.2 皮带轮 III 的设计 （1）V 带工作环境8：主动轮转速为 n1=1000r/min，传动比为 i=1； （2）确定计算功率 Pca 计算功率 Pca是根据传递的功率 P 以及“V 带”的工作条件而确定的 徐州工程学院毕业设计说明书 15 caAPK P 工作情况系数 KA取 1.1，故 Pca=0.22kW （3）选择“V 带”的带型 带型的选择根据计算功率 Pca和小带轮转速 n1，结合参考文献6选取9。 选主动带轮的基准直径 dd1=90mm 故，从动带轮基准为 dd2=idd1=270mm 取 dd2=280mm V 带的速度为：v=1 160 1000dnd=5m/s120;参考文献6（8-6） 主动轮上的包角合适。 （7）确定带的根数 z z=00()caArLPK PPPP K K 由 n1=1000r/min，dd1=90mm，i=3， 基本额定功率 P0=0.22kW，P0=0.05kW。 徐州工程学院毕业设计说明书 16 Ka=0.95，KL=0.99 参考文献6表 8-6、8-2 z=0.95，取 z=1。 （8）确定带的初拉力 F0 单根 V 带的初拉力可以由下确定： F0=5002.5caKPK zv+qv2=92.4N 取 q=0.06kg/m （9）计算带传动的压轴力 Fp Fp=2zF0sin12=370N （10）大带轮的结构设计： 基准宽度节宽：bd=8.5mm; 基准线上槽深：hamin=2.0mm; 基准线下槽深：hfmin=7.0mm; 槽间距：e=120.3mm; 第一槽对称面至端面的距离：f=121mm; 最小轮缘厚：min=5.5mm; 带轮宽：B=(Z-1)e+2f=(-1)6+28=16mm; 外径：da=dd+2ha=250+22=254mm 轮槽角：=340; 带轮的材料选用铸铁 HT200。 大带轮基本参数如下表所示： 表 3-2 带轮基本参数表 项目 符号 主动轮 从动轮 基准宽度 bd(bP) 8.5 8.5 基准线上槽深 hamin 2.0 2.0 基准线下槽深 hfmin 7.0 7.0 槽间距 e 12.03 12.03 第一槽对称面至端面的距离 f 8.01 8.01 最小轮缘厚 min 5.5 5.5 带轮宽 B 4.0 20 外径 da 8.4 25.4 相应的基准直径 dd 80 250 轮槽角 34 34 徐州工程学院毕业设计说明书 17 3.4.3 锥齿轮传动的设计与计算 由于在本设计中电动机输出轴传出方向是水平的，而执行机构是竖直的，因此需要一种传动机构将动力在矢量空间转变 90 ，因此可选用较小的锥齿轮传动可以实现这一功能，此外齿轮传动具有很多的优点： （1）结构紧凑：在相同的运行环境下，齿轮传动所需要的空间较小； （2）效率高：在常用的机械传动中，齿轮传动的效率最高，可达 99%； （3）运行可靠，寿命长：对于设计制造正确合理，使用维护良好的齿轮传动，工作寿命可长达一、二十年； （4）传动比稳定：传动比稳定往往是对传动性能的基本要求. 同时由于齿轮传动的制造几安装精度要求高，价格较贵，所以设计选用锥齿轮时应尽量选择小的尺寸，来减少制造成本。 3.4.3.1 按接触强度初定主要参数 根据机械设计师手册 ，选取 KA=1； 接触强度的齿向载荷分布系数：KH=1.85; 试验齿轮的接触疲劳极限：Hmin=140Mpa; 齿数比：i=1; 初定小齿轮分度圆直径：d1=86.6mm; 齿数：Z1=25; 确定大端模数：m=d1/Z1=3.45 取 m=3.5 复算小齿轮大端分度圆直径： d1=mZ1=3.525=87.5mm 分锥角：1=arctan(Z1/Z2)=450; 2=900-1=450; 锥矩：R=d1/(2sin450)=61.9mm; 齿宽：b=RR; 查设计手册得：R=0.3； 所以：b=18.56mm; 齿形制：选用直齿锥齿轮，齿形选择 GB/T 12369-1990 齿形制，即： a=200，m=00，ha*=0，c*=0.2; 选择变位系数：由于 u=1，故 x1=x2=0; 3.4.3.2 齿轮基础尺寸计算 分锥角：1=450;2=450; 徐州工程学院毕业设计说明书 18 分度圆直径：d1=mZ1=3.525=87.5mm; d2=mZ2=3.525=87.5mm; 锥矩：R=d1/2sin1=87.5/(2sin450)=61.9mm; 齿顶高：ha1=ha2=(ha*+x1)m=(01+0)3.5=3.5mm; 齿高：h=(2ha*+c*)m=(21+0.2)3.5=7.7mm; 齿根高：hf1=hf=h-ha1=7.7-3.5=4.2mm; 齿顶圆直径：da1=d1+2ha1cos1=87.5+22.975cos450=92.45mm; da2=d2+2ha2cos2=87.5+22.975cos450=92.45mm; 齿根角：f1=arctan hf1/R=3.880; f2= arctan hf2/R =3.880; 顶锥角：a1=1+f1=48.880;a2=2+f2=48.880; 根锥角：f1=1-f1=41.120;f2=2-f2=41.120; 3.4.3.3 齿轮接触强度校核 查参考文献8中表和图，选出合适的参数进行直齿锥齿轮的强度计算11。 其中，锥齿轮的接触强度校核计算公分为正交传动接触应力和许用接触应力两个计算公： 正交传动接触应力为： 222lim1(N/mm )AvHHtmHHEKHK K KKFuZ Z Z Z Zuu （3-16） 许用接触应力： limlimHHpLvRXHZ Z Z ZS （3-17） 强度条件：HHp，即当接触应力小于等于许用接触强度时，该齿轮的强度合格。 分度圆上的圆周力：Ft=112000Td （3-18） 计算得到 Ft= =773.2N; 分度圆圆周速度：V=1 119 100d n （3-19） 计算得到 V =5.38m/s; 节点区域系数：ZH=2.13; 端面重合度：va=1.2; 齿线重合度：v=1.8; 接触强度重合度系数Z：1=vZ （3-20） 计算得到Z=0.91； 动载系数：Kv=1.4(7 级精度)； 齿向载荷分布系数 KH、KF=1.85 齿间载荷分配系数 KHa、KFa=1.2 徐州工程学院毕业设计说明书 19 粗糙度系数：ZR=1003zRCzR （3-21） 式中 zRC指数：根据limH的大小选择； 100zR相对微观不平度十点高度。 计算后得到粗糙度系数 ZR =0.92; 接触强度计算的尺寸系数：ZX=1； 接触强度：齿宽影响系数：Z=1.17； 齿数比系数：Zi=1.01； 弹性系数：ZE=60.6； 接触应力：H=(FtKvKAKH/bd1)1/2ZHZpZhZEZ =124Mpa； 接触强度的寿命系数：ZN1=ZN2=1； 速度系数：Zv=0.98； 工作硬化系数：Zw=1； 齿轮的接触疲劳极限： Hlim=HlimZNZlZvZRZw =127.5Mpa； 接触强度的最小安全系数：SHlim=1； 接触强度的安全系数： SH=Hlim/H=127.5/124=1.03SHlim； 通过计算得出，该对锥齿轮符合强度要求。 3.4.3.3 齿轮弯曲强度校核 弯曲强度的齿向载荷分布系数：KF=1.6； 当量齿数计算公：Zv1=11cosZ； （3-25） 计算得到该锥齿轮的当量齿数 Zv1=13； 同理，由于啮合齿轮相同 Zv2 =13； 齿形系数： YF01=2.34；YF02=2.22； C1=0.91；C2=1.1； YF1=C1YF01=0.912.34=2.13： YF2=C2YF02=1.12.2=2.44； 弯曲强度的重合度系数：Y=0.87； 螺旋角系数：Y=0.75； 刀盘直径影响系数：Yoj=0.95； 弯曲应力计算公为 徐州工程学院毕业设计说明书 20 F1=FtKvKAKFYYF1YYYo （3-25） 计算得到 F1=9.8Mpa； 同理 F2 =22.7Mpa； 查阅机械设计师手册图 8-47， 取试验齿轮的弯曲疲劳极限：Flim=37Mpa； 弯曲强度的寿命系数：YN1=YN2=1； 尺寸系数：Yx=0.72； 计算齿轮的弯曲疲劳极限： Flom=FlomYNYx=3710.72=26.6Mpa； 弯曲强度的最小安全系数：SFlim=1； 弯曲强度的安全系数： SF1=Flom/F1=26.6/19.8=1.34SFlim； SF2=Flom/F2=1.17SFlim； 弯曲疲劳强度通过。 齿轮的材料为 45 号钢，经调质处理，耐冲击，韧性好，价格便宜。 3.4.3.4 锥齿轮的润滑 机器中设计的锥齿轮属于半开传动，且圆周速度 v=2.3m/s；速度较低，通常用人 工周期性加油润滑，润滑油为 SY1232-85 牌号 68。 3.5 轴系零部件的设计 3.5.1 I 轴的设计 （1）拟定轴上零件的装配方案 图 3-5 轴 I 零件分配图 （2）根据轴向定位的要确定轴的各段直径和长度 为了满足锥齿轮的定位要求-轴段右端需制出一轴肩，即取轴的-部分，直径为 22mm。 由于轴承受一定的轴向力和径向力， 因此选择圆锥滚子轴承12， 由设计手册选用 32204型 d=20mm， D=52mm， B=14mm。 右端滚动轴承同样采用轴肩进行定位， 由手册查得 32204徐州工程学院毕业设计说明书 21 型轴承的定位轴肩为 d=22mm，因此，取 d-=22mm. 最右端安装皮带轮，皮带轮左端用轴肩定位，由于 d皮=20mm，取 d-=22mm. （3）轴上零件的周向定位 齿轮、皮带轮的周向定位均采用普通平键联接，按 d-取 b h=6 6mm，L=20mm，皮带轮处，根据 d-=20mm，由设计手册查得截面 b h=6 6mm，L=20mm. （4）确定轴上圆角和倒角尺寸 取轴端的倒角为 2 45o，各轴肩处的圆半径为 R2。 （5）轴上的载荷 扭矩的计算公： 9550=pTn （3-26） 计算得到扭矩 T=1352N mm； 锥齿轮受力：Ft=835.4N； 径向力：Fr1=Fttan200cos450=367N； （3-27） 轴向力： Fa1= Fttan200sin450=285.3N； 轴的受力分析如下图所示： （垂直面内） 图 3-6 轴 I 载荷图 将轴简化为如上图所示的简支梁，受力如上图所示： 支反力：Fr1=367N ，F0=285.3N； 轴受力平衡，列平衡方程得： F1+F2=Fr1+F0=652.3N； （3-28） M0=0 40F1+127F2-167Fo=0； 所以可得： F1=283.6N； F2=254.7N； 徐州工程学院毕业设计说明书 22 （6）作弯矩图 图 3-7 轴 I 弯矩图 （7）作扭矩图 图 3-8 轴 I 扭矩图 进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面）的强度。 根据上面的数据，取 a=0.6 轴的计算应力为： ca =M1+(aT3)21/2/W=316642+(0.6 28650)1/2/0.1 303 （3-28） =13.34Mpa； 由于轴承受一定的弯矩，扭矩，和压力，因此需要综合性能好的材料，而 45#钢则具有较好的承受弯矩，扭矩的能力，而且价格比较便宜，因此选用 45#钢；调质处理，查得 -1=60Mpa， 因此：ca1.5 故可知安全。 3.5.2 II 轴的设计 （1）拟定轴上零件的装配方案 图 3-9 轴 II 零件分配图 （2）根据轴向定位的要确定轴的各段直径和长度 为了满足锥齿轮的定位要求-轴段右端需制出一轴肩，故取-的 直径为 22mm. 由于轴承受一定的轴向力和径向力，所以选择圆锥滚子轴承，由设计手册选用 32204 型 d=20mm，D=52mm，B=14mm.右端滚动轴承采用轴肩进行定位，由手册查得 32204 型轴承的定位轴肩为 d=22mm，因此，取 d-=22mm. 最右端安装皮带轮，皮带轮左端用轴肩定位，由于 d皮=20mm，取 d-=22mm. （3）轴上零件的周向定位 齿轮、皮带轮的周向定位均采用普通平键联接，按 d-取 bh=6 6mm，L=20mm，皮带轮处，根据 d-=20mm，由设计手册查得截面 bh=6 6mm，L=20mm. （4）确定轴上圆角和倒角尺寸 取轴端的倒角为 2 450，各轴肩处的圆半径为 R2。 3.5.3 III-IV 轴的设计 图 3-10 轴 III 零件分配图 徐州工程学院毕业设计说明书 25 由于传动轴和只承受较小的来自喂入辊的力，故可以参照相关机器的类似设计。轴和轴结构相似，只是轴多出用于安装皮带轮的-部分。 3.5.4 键的强度计算 键联接传递转矩时，主要的失效形是工作面被压溃，因此通常只按工作面上的挤压应力来进行校核 1、首先校核最危险键的强度 由于键失效形是被压溃，所以最危险键为尺寸最小受力最大的键即轴右端的键13。 1）选择键联接的尺寸 一般皮带轮有定心精度要求应选用平键联接14，选用圆头普通平键(A)型；由参考文献6表 6-1 根据 d=20mm，查得，键的截面尺寸：宽度 b=6mm，高 h=6mm，由轮毂宽度并参考键的长度系列，取键长为 L=20mm； 2）校核键联接的强度 键、轴和轮毂的材料都是钢； 许用挤压应力为p=100120Mpa； 取其平均值为：p=110Mpa； 键的工作长度为 l=L-b=20-10=10mm； 键和轮毂键槽的接触高度为： k=0.5h=0.5 6=3.0mm， p=2T/(kld)=1 7308/(3.5 10 20)=12.76 Mpap， 因此键联接的挤压强度足够，且相差不大。 因此选用键型号为：6 6mm，GB/T1096-1979。 2、由于最危险键强度已满足，所以其他的键都满足强度条件。 徐州工程学院毕业设计说明书 26 4 ANSYS 有限元分析 4.1 有限元分析的基本原理 有限元分析方法是求解数学物理问题的一种数值计算方法，其作用是求解具有边界值以及初值条件的微分方程所描述的各种物理场合中，是对固体力学结构分析矩阵位移法的一种发展，采用近似数学的方法对真实的物理系统进行模拟的过程。有限元的求解方法是利用简单并且相互作用的小单元，采用有限数量的未知量来逼近趋于无线未知量的真实物理系统。其中，简单的二维弹性问题的有限元分析模型，求解方法如图 4-1 所示，利用了结构的对称性，采用了三节点的三角形单元进行离散，各单元之间用节点相连。 图 4-1 有限元分析模型 4.2 啮合齿轮的有限元分析 本次设计中，用到了齿轮传动以及轴传动，其中齿轮传动最为关键。若本机器中齿轮传动失效会造成运转停止等一系列问题。 齿轮的失效分为齿轮折断、齿轮磨损、齿面点蚀、齿面胶合、塑性变形这几类情况。其中齿轮折断与齿面磨损是生产中最为常见的齿轮失效形。本文以校核齿轮是否会产生齿轮折断，利用 ANSYS 软件对啮合齿轮进行有限元分析。 在Pro/E建立一对渐开线啮合齿轮的三维模型，其中齿轮基本参数模数 m=4，齿数z=20，其他参数如下表 4-1 所示，将完成的模型导入 ANSYS 软件中。 表 4-1 齿轮基本参数表 参数 模数/m mm 齿数z 压力角/( ) 齿顶高系数*ah 顶隙系数*c 数值 5.5 20 20 1 0.25 齿轮动态瞬时接触分析基本参数设置如下，齿轮材料为结构刚、使用默认的网格划分方法，并对齿轮啮合面处使用 sizing 进行网格细化。 1）边界条件进行设置：设定转动副载荷，主动轮转动副载荷设置为转速；从动轮转徐州工程学院毕业设计说明书 27
- 温馨提示:
1: 本站所有资源如无特殊说明，都需要本地电脑安装OFFICE2007和PDF阅读器。图纸软件为CAD,CAXA,PROE,UG,SolidWorks等.压缩文件请下载最新的WinRAR软件解压。
2: 本站的文档不包含任何第三方提供的附件图纸等，如果需要附件，请联系上传者。文件的所有权益归上传用户所有。
3.本站RAR压缩包中若带图纸，网页内容里面会有图纸预览，若没有图纸预览就没有图纸。
4. 未经权益所有人同意不得将文件中的内容挪作商业或盈利用途。
5. 人人文库网仅提供信息存储空间，仅对用户上传内容的表现方式做保护处理，对用户上传分享的文档内容本身不做任何修改或编辑，并不能对任何下载内容负责。
6. 下载文件中如有侵权或不适当内容，请与我们联系，我们立即纠正。
7. 本站不保证下载资源的准确性、安全性和完整性, 同时也不承担用户因使用这些下载资源对自己和他人造成任何形式的伤害或损失。
人人文库网所有资源均是用户自行上传分享，仅供网友学习交流，未经上传用户书面授权，请勿作他用。
川公网安备: 51019002004831号