莖類(lèi)蔬菜去皮機(jī)三維SW圖紙+文檔,蔬菜,去皮,三維,sw,圖紙,文檔
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摘要 4
Abstract 5
第一章 緒論 6
1.1本課題的研究目的與意義 6
1.2國(guó)內(nèi)外研究現(xiàn)狀 6
1.3本課題研究的主要內(nèi)容 7
第二章 機(jī)動(dòng)式空心鉆筒植樹(shù)挖坑機(jī)總體方案設(shè)計(jì) 7
2.1總體設(shè)計(jì)方案 7
2.2機(jī)構(gòu)類(lèi)型選擇 9
2.3去皮過(guò)程分析 9
第三章 蓮藕去皮機(jī)總體方案設(shè)計(jì)與計(jì)算 10
3.1 喂料斗的設(shè)計(jì) 10
3.2 電動(dòng)機(jī)的選擇 10
3.2.1 電動(dòng)機(jī)類(lèi)型和結(jié)構(gòu)型式 11
3.2.2 電動(dòng)機(jī)的額定功率Pe 11
3.2.3 電動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速 11
3.2.4 電動(dòng)機(jī)的技術(shù)數(shù)據(jù)和外形、安裝尺寸 11
3.3喂料輥的設(shè)計(jì)與計(jì)算 11
3.4 去皮裝置（刷輪）設(shè)計(jì)與計(jì)算 13
3.4.1 去皮裝置的組成 13
3.4.2 刷輪的組成 13
3.4.3 刷輪的設(shè)計(jì) 13
3．5 計(jì)算傳動(dòng)裝置總傳動(dòng)比和分配各級(jí)傳動(dòng)比 14
3.5.1 傳動(dòng)裝置總傳動(dòng)比 14
3.5.2 配各級(jí)傳動(dòng)比 14
3.6 計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù) 15
3.6.1 各軸轉(zhuǎn)速 15
3.6.2 各軸功率 15
3.6.3 各軸轉(zhuǎn)矩 15
3.7 V帶傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算 15
3.7.1 確定計(jì)算功率Pca 15
3.7.2 選取V帶帶型 16
3.7.3 確定帶輪的基準(zhǔn)直徑dd1并驗(yàn)算帶速v 16
3.7.4 確定V帶的基準(zhǔn)長(zhǎng)度Ld和中心距a 16
3.7.5 驗(yàn)算小帶輪上的包角α1 16
3.7.6 計(jì)算V帶的根數(shù)zqazx 17
3.7.7 計(jì)算預(yù)緊力F0 17
3.7.8 計(jì)算作用在軸上的壓軸力Fp 17
3.8 V帶輪設(shè)計(jì) 18
3.8.1 選擇帶輪的材料 18
3.8.2 確定帶輪的結(jié)構(gòu)型式 18
3.8.3 計(jì)算基本結(jié)構(gòu)尺寸 18
3.8.4 帶輪的其他結(jié)構(gòu)尺寸 18
3.9 齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì) 19
3.9.1 選定齒輪類(lèi)型、精度等級(jí)、材料及齒數(shù) 19
3.9.2 按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì) 20
3.10 齒輪設(shè)計(jì)計(jì)算 23
3.10.1 幾何尺寸計(jì)算 23
3.11 軸的設(shè)計(jì)計(jì)算 24
3.11.1 輸出軸的設(shè)計(jì) 24
3.11.2 計(jì)算軸上轉(zhuǎn)矩和齒輪的作用力 24
3.11.3 初算軸的最小直徑 24
3.11.4 選擇聯(lián)軸器 24
3.12 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 25
3.12.1擬定軸上零件的裝配方案 25
3.12.2 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度 25
3.12.3 軸上零件的周向定位 26
3.12.4 確定軸上圓角和倒角尺寸 26
3.12.5 求軸上的載荷 26
3.12.6 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度 27
3.12.7 校核軸的疲勞強(qiáng)度 27
3.13 輸入軸的設(shè)計(jì) 29
3.13.1 計(jì)算軸上轉(zhuǎn)矩和齒輪的作用力 29
3.13.2 初算軸的最小直徑 30
3.14 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 30
3.14.1 擬定軸上零件的裝配方案 30
3.14.2 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度 30
3.14.3 軸上零件的周向定位 31
3.14.4 確定軸上圓角和倒角尺寸 31
3.14.5 求軸上的載荷 31
3.14.6 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度 32
3.15 鍵聯(lián)接的選擇及校核計(jì)算 33
3.15.1 齒輪鍵聯(lián)接的選擇及計(jì)算 33
3.15.2 V帶輪鍵聯(lián)接的選擇及計(jì)算 33
3.15.3 半聯(lián)軸器鍵聯(lián)接的選擇及計(jì)算 33
第四章 結(jié)論與展望 34
致謝 34
參考文獻(xiàn) 35
摘要
隨著生活方式的改變，人們?cè)絹?lái)越多地選擇簡(jiǎn)單包裝的去皮蔬菜。目前，蓮藕、土豆等部分莖類(lèi)蔬菜仍采用人工生產(chǎn)，生產(chǎn)效率低，浪費(fèi)勞動(dòng)力。通過(guò)對(duì)莖類(lèi)蔬菜剝皮機(jī)的正確分析，設(shè)計(jì)了剝皮裝置。其目的是解決蔬菜不易清洗去皮的技術(shù)問(wèn)題，手工清洗去皮比較費(fèi)力，主要是對(duì)莖類(lèi)植物進(jìn)行清洗去皮。為了解決這些問(wèn)題，本課題設(shè)計(jì)了一種以蓮藕為例的莖類(lèi)植物的清洗和去皮機(jī)。本設(shè)計(jì)的關(guān)鍵技術(shù)是：通過(guò)對(duì)莖桿植物的物理特性分析，確定了該機(jī)的剝皮機(jī)理為動(dòng)靜刷輪組合。對(duì)摩擦進(jìn)行了剝皮，提高了剝皮效率，確定了送料速度、刷輪速度等參數(shù)，確定了機(jī)床的傳動(dòng)方式為錐齒輪傳動(dòng)和V帶傳動(dòng)。剝皮機(jī)的組成：對(duì)波紋板、滑輪、齒輪、軸等的選擇和設(shè)計(jì)，滑輪、軸承和軸的壽命和強(qiáng)度進(jìn)行了校核，并對(duì)重要部件的受力和載荷分布進(jìn)行了分析。用AutoCAD繪制了削皮機(jī)的零件圖和裝配圖。
關(guān)鍵詞：去皮機(jī)，結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)，機(jī)械傳動(dòng)
Abstract
As lifestyle changes, simple-packed peeled vegetables are called more and more people's choices. At present, the production of some stem vegetables such as lotus roots and potatoes is still carried out manually, which has low production efficiency and wastes labor. The peeling device was designed by correct analysis of the peeling machine for stem vegetables. The purpose is to solve the technical problem that the vegetables are not easy to clean and peel, and the manual cleaning and peeling laborious, mainly to clean and peel the stem plants. In order to solve these problems, this topic designed a kind of stem plant cleaning and peeling. The key techniques in this design are as follows: By analyzing the physical properties of stem plants, the peeling mechanism of this machine is determined to be dynamic and static brush wheel combination. The friction is peeled and the efficiency of peeling is improved; the parameters such as feeding speed and brush wheel speed are determined; and the transmission modes in the machine are determined to include bevel gear transmission and V belt transmission. The composition of the peeling machine: the selection and design of the wave plate, the pulley, the gear, the shaft, etc., the life and the strength of the pulley, the bearing and the shaft are checked, and the force and load distribution of the important parts are analyzed. The parts and assembly drawings of the peeler device were drawn using AutoCAD..
Key words: Peeling machine, structural design, mechanical transmission
第一章 緒論
1.1本課題的研究目的與意義
中國(guó)是一個(gè)農(nóng)業(yè)大國(guó)，果蔬加工生產(chǎn)是一個(gè)不可缺少的環(huán)節(jié)。目前，許多根類(lèi)蔬菜在生產(chǎn)加工時(shí)，第一道工序是剝皮，剝皮方法多種多樣。在許多去皮方法中，機(jī)械去皮的去皮效果對(duì)果蔬的質(zhì)量保護(hù)效果最好。我國(guó)最常用的剝皮方法是手工操作，勞動(dòng)強(qiáng)度高，生產(chǎn)效率低，難以保證工藝質(zhì)量[1]。
20世紀(jì)60年代，荷蘭最大的馬鈴薯加工公司大多是薯?xiàng)l生產(chǎn)商。隨著生產(chǎn)線產(chǎn)能的迅速擴(kuò)大，廢水問(wèn)題已成為荷蘭社會(huì)關(guān)注的焦點(diǎn)。荷蘭政府必須提高水污染稅。事實(shí)上，荷蘭是世界上最早采取這一措施的國(guó)家之一。因此，荷蘭的馬鈴薯加工設(shè)備制造商不得不找到減少水污染的解決方案。因此，荷蘭和美國(guó)都有世界級(jí)的剝皮系統(tǒng)制造商[2-5]。
在馬鈴薯加工過(guò)程中，考慮到降低成本和提高產(chǎn)品質(zhì)量，蒸汽剝皮已成為最重要的部分。這就是Gouda 30年來(lái)一直致力于剝離技術(shù)的原因。目標(biāo)是降低生產(chǎn)成本，公司在不斷的發(fā)展和改進(jìn)中取得了成功。在過(guò)去的十年里，公司的一些機(jī)器已經(jīng)完成了減少剝皮損失的任務(wù)[6]。
除現(xiàn)有的8項(xiàng)世界專(zhuān)利和部分專(zhuān)利申請(qǐng)外，新開(kāi)發(fā)的分離式定子剝皮機(jī)/刷帶清洗機(jī)剝皮線已投放市場(chǎng)多年。事實(shí)上，歐洲、美國(guó)、加拿大、澳大利亞、日本、中國(guó)和其他國(guó)家的大型馬鈴薯和蔬菜加工者正在消耗這臺(tái)機(jī)器，其生產(chǎn)能力已達(dá)到45噸/小時(shí)。隨著科學(xué)技術(shù)的不斷進(jìn)步，凱泰公司吸收國(guó)內(nèi)外根薯加工機(jī)械的特點(diǎn)，設(shè)計(jì)制造了一臺(tái)馬鈴薯剝皮機(jī)。該裝置廣泛應(yīng)用于胡蘿卜、山楂、土豆、紅薯等根。馬鈴薯蔬菜的清洗和去皮。公司先后研制開(kāi)發(fā)了高壓清洗剝皮機(jī)、氣泡清洗剝皮機(jī)、水流清洗剝皮機(jī)、滾筒清洗剝皮機(jī)、毛刷清洗剝皮機(jī)等，這些設(shè)備的清洗剝皮技術(shù)完善[7-9]。操作簡(jiǎn)單，破損率低。
1.2國(guó)內(nèi)外研究現(xiàn)狀
根據(jù)目前國(guó)外的研究，可以發(fā)現(xiàn)，目前機(jī)械剝皮方法在德國(guó)、美國(guó)、日本、英國(guó)等國(guó)的果蔬生產(chǎn)中的大規(guī)模應(yīng)用，這些國(guó)家的果蔬加工設(shè)備的研究起步早，成果大，幾乎全部實(shí)現(xiàn)了果蔬加工機(jī)械化生產(chǎn)。
雖然我國(guó)果蔬剝皮技術(shù)起步較晚，但經(jīng)過(guò)多年的引進(jìn)、消化、改進(jìn)和創(chuàng)新，我國(guó)果蔬加工技術(shù)水平和生產(chǎn)效率得到了很大提高，這是由于我國(guó)果蔬需求量不斷增加。對(duì)水果和蔬菜剝皮機(jī)的需求也增加了。在這樣的市場(chǎng)環(huán)境下，我國(guó)果蔬剝皮機(jī)在科研人員的努力下取得了很大的進(jìn)步[10]。
張建寧等針對(duì)目前果品加工行業(yè)的實(shí)際需要，研制了一種新型全自動(dòng)蘋(píng)果剝皮機(jī)，實(shí)現(xiàn)了蘋(píng)果剝皮的自動(dòng)化生產(chǎn)。吳剛等報(bào)道，中國(guó)包裝食品機(jī)械總公司研制的“ZQP-500型蒸汽剝皮機(jī)”與以往的剝皮方法相比，可成功應(yīng)用于馬鈴薯、胡蘿卜等塊莖果蔬的剝皮。該機(jī)脫皮損失小，脫皮率高，脫皮后馬鈴薯表面光滑，無(wú)污染。尹建國(guó)等研制了一種立式馬鈴薯剝皮機(jī)，該機(jī)主要由外筒體、第一、二層提升內(nèi)筒體、波浪形圓盤(pán)、驅(qū)動(dòng)裝置、噴頭、上下料裝置等部件組成。該機(jī)具有結(jié)構(gòu)緊湊、制造方便、馬鈴薯剝皮均勻、清潔度好、剝皮損失小于3%、生產(chǎn)效率高等優(yōu)點(diǎn)[11]。
1.3本課題研究的主要內(nèi)容
為了解決蔬菜不易清洗去皮的技術(shù)問(wèn)題，對(duì)莖類(lèi)植物進(jìn)行清洗去皮，本課題設(shè)計(jì)了一種以蓮藕為例的莖類(lèi)植物的清洗和去皮機(jī)[12]。本設(shè)計(jì)的關(guān)鍵技術(shù)是：通過(guò)對(duì)莖桿植物的物理特性分析，確定了該機(jī)的剝皮機(jī)理為動(dòng)靜刷輪組合。對(duì)摩擦進(jìn)行了剝皮，提高了剝皮效率，確定了送料速度、刷輪速度等參數(shù)，確定了機(jī)床的傳動(dòng)方式為錐齒輪傳動(dòng)和V帶傳動(dòng)。剝皮機(jī)的組成：對(duì)波紋板、滑輪、齒輪、軸等的選擇和設(shè)計(jì)，滑輪、軸承和軸的壽命和強(qiáng)度進(jìn)行了計(jì)算校核。
第二章 機(jī)動(dòng)式空心鉆筒植樹(shù)挖坑機(jī)總體方案設(shè)計(jì)
2.1總體設(shè)計(jì)方案
影響莖菜去皮性能的因素有刷寬、進(jìn)給速度和刷輪轉(zhuǎn)速。刷毛不要太長(zhǎng)。由于每種蔬菜的形狀不同，如果刷毛太長(zhǎng)，摩擦?xí)?，可能?dǎo)致同一刷輪上的刷毛數(shù)成倍增加，嚴(yán)重影響去皮效果。否則，豬鬃會(huì)與皮膚接觸。面積小，不能保證有效的剝離率；進(jìn)料速度慢會(huì)大大降低產(chǎn)品的生產(chǎn)效率，過(guò)快的速度會(huì)導(dǎo)致剝離率達(dá)不到預(yù)期的效果；動(dòng)刷輪有軸承聯(lián)鎖，影響軸承[13]。壽命，如果轉(zhuǎn)速過(guò)低，刷輪的外徑會(huì)增大，影響整體機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)。如果轉(zhuǎn)速太高，雖然豬鬃與蔬菜的接觸次數(shù)增加，但刷輪的離心力也相應(yīng)增加，勢(shì)必減少豬鬃。與蔬菜接觸的速率，導(dǎo)致脫皮率降低[14]。
機(jī)器通常由原動(dòng)機(jī)、傳動(dòng)裝置和工作機(jī)器組成。變速器位于原動(dòng)機(jī)和工作機(jī)器之間，用于傳遞運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力，并可用于改變速度、扭矩大小或運(yùn)動(dòng)形式，以滿足工作機(jī)器的功能要求。變速器的設(shè)計(jì)對(duì)整機(jī)的性能、尺寸、重量和成本都有很大的影響，因此應(yīng)合理制定變速器方案[15]。
傳輸方案通常由運(yùn)動(dòng)圖表示。提出的傳動(dòng)方案是根據(jù)工作機(jī)的功能要求和工作條件選擇合適的傳動(dòng)機(jī)構(gòu)類(lèi)型，確定各種傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的排列順序和各部件的連接方式，并繪制傳動(dòng)機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng)示意圖。分離裝置。該機(jī)的工作機(jī)構(gòu)主要是通過(guò)波片的旋轉(zhuǎn)來(lái)對(duì)鋤頭進(jìn)行削皮，所以我這里的主要想法是利用齒輪傳動(dòng)來(lái)驅(qū)動(dòng)波片的旋轉(zhuǎn)。
考慮因素如下：
1）帶傳動(dòng)承載能力較低，傳遞相同轉(zhuǎn)矩時(shí)，結(jié)構(gòu)尺寸較大，但傳動(dòng)平穩(wěn)，能緩沖吸振，因此應(yīng)布置在高速級(jí)。
2）開(kāi)式齒輪傳動(dòng)的工作環(huán)境一般較差，潤(rùn)滑條件不好，容易損，壽命短，應(yīng)布置在低速級(jí)。
根據(jù)工作機(jī)的功能要求和一些工作條件，初步給出以下傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)簡(jiǎn)圖。
圖1 運(yùn)動(dòng)簡(jiǎn)圖
2.2機(jī)構(gòu)類(lèi)型選擇
在選擇傳動(dòng)機(jī)構(gòu)類(lèi)型時(shí)，應(yīng)綜合考慮所有相關(guān)要求和工作條件，如工作機(jī)器的功能、尺寸和重量的限制、環(huán)境條件、制造能力、工作壽命和經(jīng)濟(jì)要求。選擇類(lèi)型的基本原則[16]：
1）大功率傳輸時(shí)，應(yīng)充分考慮提高傳輸效率，降低能耗，降低運(yùn)行成本。此時(shí)應(yīng)選用傳動(dòng)效率高的傳動(dòng)機(jī)構(gòu)，如齒輪傳動(dòng)。對(duì)于小功率輸電，在滿足其功能的條件下，可以選擇結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、制造方便的輸電形式，以降低初始成本（制造成本）。
2）當(dāng)負(fù)荷變化，可能發(fā)生過(guò)載時(shí)，應(yīng)考慮緩沖吸振和過(guò)載保護(hù)。對(duì)于皮帶傳動(dòng)，使用彈性聯(lián)軸器或其他過(guò)載保護(hù)裝置。
3）傳動(dòng)比嚴(yán)格，尺寸要求緊湊，可采用齒輪傳動(dòng)或蝸輪傳動(dòng)。但應(yīng)注意的是，蝸桿傳動(dòng)效率低，常用于中、小功率、間歇運(yùn)行的場(chǎng)合。
4）在灰塵、潮濕、易燃易爆的情況下，應(yīng)使用鏈條傳動(dòng)、閉式齒輪傳動(dòng)或蝸桿傳動(dòng)，而不是皮帶傳動(dòng)或摩擦傳動(dòng)。綜上所述，上述方案是可行的[17]。
2.3去皮過(guò)程分析
根據(jù)方案，蓮藕加工過(guò)程中可能有三種運(yùn)動(dòng)。當(dāng)蓮藕失去了喂入輥的支撐時(shí)，有三種運(yùn)動(dòng)的可能性：1。靜刷輪不動(dòng)，只起支撐作用。只有移動(dòng)刷輪用于剝皮；2.蓮藕隨刷輪移動(dòng)，靜刷輪起剝皮作用；蓮藕旋轉(zhuǎn)，但轉(zhuǎn)速低于移動(dòng)刷輪。此時(shí)，蓮藕正移向靜電刷輪[18]。存在相對(duì)運(yùn)動(dòng)，所以靜電刷輪具有剝離作用。剝離過(guò)程示意圖如圖2-4所示。：
圖 2-4 蓮藕去皮過(guò)程示意圖
已知蓮藕在刷輪中與刷毛發(fā)生摩擦?xí)r，表皮受力大小為 5N/cm2。則在喂入過(guò)程中，喂入輥會(huì)產(chǎn)生軸向扭矩，根據(jù)力矩公：
T = F ′
d
= 2p R × L × f × r
（2-1）
1
2
1
式中 T ——蓮藕所受扭矩
F ——蓮藕所受摩擦力 r ——蓮藕的半徑
算得喂入輥棍處扭矩的最大值為T(mén)1 = 23.864N ×m
當(dāng)蓮藕進(jìn)入動(dòng)刷輪時(shí)，蓮藕與動(dòng)刷輪之間產(chǎn)生相對(duì)運(yùn)動(dòng)，同樣有一個(gè)周向扭矩，大小為
T2 = 28.34N ×m
第三章 蓮藕去皮機(jī)總體方案設(shè)計(jì)與計(jì)算
3.1 喂料斗的設(shè)計(jì)
根據(jù)上文中對(duì)蓮藕外形特性的分析，本去皮機(jī)采用生活中常見(jiàn)的 V 字型喂料斗，結(jié)構(gòu)示意圖如圖3-1所示。
圖 3-1 喂料斗結(jié)構(gòu)示意圖
3.2 電動(dòng)機(jī)的選擇
一般選用同步轉(zhuǎn)速為1000r/min或1500r/min的電動(dòng)機(jī)，所需轉(zhuǎn)速為nw=400r/min～750r/min，因此傳動(dòng)裝置總傳動(dòng)比約為2或3。
3.2.1 電動(dòng)機(jī)類(lèi)型和結(jié)構(gòu)型式
因?yàn)橛箢^去皮周?chē)h(huán)境潮濕，選用一般用途的Y（IP44）系列三相異步電動(dòng)機(jī)，臥式封閉結(jié)構(gòu)。
3.2.2 電動(dòng)機(jī)的額定功率Pe
Pe=1.5kw
3.2.3 電動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速
為了便于選擇電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速，先推算電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范圍。由《機(jī)械設(shè)計(jì)》、《機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)課程設(shè)計(jì)》表2 –1查得V帶傳動(dòng)常用傳動(dòng)比范圍i1′=2～4,直齒輪傳動(dòng)比范圍i2′=2～3，則電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速可選范圍為[19]：
N=nw×i1′×i2′=1800 r/min～5400r/min （1）
可見(jiàn)只有同步轉(zhuǎn)速為3000r/min可符合上面的要求
表3.1 電機(jī)技術(shù)參數(shù)
Table 1 Motor Technical Parameters
方案
電機(jī)型號(hào)
額定功率（kw）
電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速
同步 滿載
電動(dòng)機(jī)質(zhì)量（kg）
裝置傳動(dòng)比
總比 V帶 單級(jí)圓錐齒輪減速器
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
因此選定電動(dòng)機(jī)的型號(hào)為Y90S–2臥式電動(dòng)機(jī)[5]。
3.2.4 電動(dòng)機(jī)的技術(shù)數(shù)據(jù)和外形、安裝尺寸
由《機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)課程設(shè)計(jì)》表12–1、12-3查出Y90S–2型電動(dòng)機(jī)的主要技術(shù)數(shù)據(jù)和外形、安裝尺寸，并列表備用
3.3喂料輥的設(shè)計(jì)與計(jì)算
（1）喂料輥的設(shè)計(jì)
根據(jù)上文中對(duì)蓮藕外形特性的分析得出，蓮藕外形有兩頭小，中間大的特點(diǎn)。為保證蓮藕均速、平穩(wěn)的送入，本機(jī)器中采用雙喂入輥夾持喂入的方法，當(dāng)蓮藕一頭進(jìn)入喂料輥，在摩擦的帶動(dòng)下，蓮藕逐漸夾持住，傳送進(jìn)入刷輪。喂料輥部分結(jié)構(gòu)示意圖如下圖 3-2 所示：
圖 3-2 喂料輥示意圖
由于蓮藕通過(guò)喂料輥夾持才得以進(jìn)入去皮裝置，故得到蓮藕與喂料輥之間的摩擦力大于刷輪對(duì)蓮藕的阻力，即 F摩 3 F阻 。
通過(guò)上文中對(duì)蓮藕外形特性分析得出，蓮藕一般為兩頭小中間粗大，故蓮藕在喂入輥的中間位置所受到的摩擦力、壓力最大，為了避免過(guò)大的壓力增加蓮藕的損傷率，本設(shè)計(jì)中的采用中間具有半徑為 10cm 的圓弧形狀的喂入輥，如圖 3-2 所示，這的設(shè)計(jì)能夠保證喂入輥與蓮藕充分接觸[20]。
（2）喂料輥的計(jì)算
通過(guò)查閱資料，得到物料與喂料輥的接觸厚度參考值為 d 2mm ，壓強(qiáng)為 60 N / cm3 。
對(duì)喂料輥進(jìn)行受力分析：
（1）蓮藕受到的力
F = 2p R × D × P ×
1
×0.6
（3-1）
1
6
計(jì)算得到蓮藕所受喂料輥的力 F1 = 3014.4N .
（2）蓮藕受到刷輪的力：
F2 = 2p R × 2L × P
（3-2）
利用式（3-2）得到蓮藕收到動(dòng)刷輪的力 F2 = 2512N
因此 F2 = F摩 3 F阻 = F1
故該結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)安全。
3.4 去皮裝置（刷輪）設(shè)計(jì)與計(jì)算
3.4.1 去皮裝置的組成
去皮裝置由一對(duì)刷輪組成，它們?cè)跈C(jī)構(gòu)上一樣，區(qū)別僅在于一個(gè)是靜止的，被固定在機(jī)架上，另一個(gè)在傳動(dòng)軸的帶動(dòng)下旋轉(zhuǎn)。靜刷輪在上，動(dòng)刷輪在下。刷輪裝置結(jié)構(gòu)示意圖如下圖3-3所示。
圖 3-3 刷輪結(jié)構(gòu)示意圖
3.4.2 刷輪的組成
刷輪主要由木條、刷和刷輪組成。每個(gè)移動(dòng)刷輪有六條木條和一個(gè)刷，刷輪支撐板上固定有八對(duì)螺栓螺母。
（1）木條：固定在刷輪上，不同軸徑的蓮藕，可通過(guò)改變木條的厚度來(lái)調(diào)整工作內(nèi)徑；
（2）刷毛：每個(gè)移動(dòng)刷輪有四排刷毛，刷毛底部的材料為橡膠，用于防止蓮藕直徑不均勻造成損壞；
（3）刷輪：移動(dòng)刷輪為金屬制成的圓形套筒。當(dāng)驅(qū)動(dòng)軸旋轉(zhuǎn)時(shí)，滾筒中的刷輪旋轉(zhuǎn)以執(zhí)行剝離操作[21]。
3.4.3 刷輪的設(shè)計(jì)
刷輪長(zhǎng)度，是一個(gè)影響機(jī)器去皮性能的因素，故需要根據(jù)實(shí)際去皮裝置內(nèi)的運(yùn)動(dòng)進(jìn)行設(shè)計(jì)確定。由于蓮藕在刷輪去皮效果的好壞，主要取決于刷輪刷毛與蓮藕的摩擦力大小，所以在設(shè)計(jì)刷輪的長(zhǎng)度時(shí)應(yīng)當(dāng)保證蓮藕在去皮過(guò)程中時(shí)刻保持與刷毛的接觸，其工作過(guò)程如圖 3-4 所示。
已知蓮藕的平均長(zhǎng)度為 l=12cm，設(shè)靜刷輪的長(zhǎng)度為 L1 ，動(dòng)刷輪的長(zhǎng)度為L(zhǎng)2 ，為使刷輪得以持續(xù)的有效工作，應(yīng)使：
L = L1 + L2 + 50 + 30 ￡ 2 ×l （3-3）
即： L1 + L2 ￡ 260mm
故?。?L1 =50mm，L2 =100mm
通過(guò)計(jì)算，得到刷輪的尺寸，即靜刷輪長(zhǎng)度為 50mm，動(dòng)刷輪長(zhǎng)度為 100mm，刷輪尺寸分析圖如圖 3-4 所示：
圖 3-4 刷輪尺寸分析圖
3．5 計(jì)算傳動(dòng)裝置總傳動(dòng)比和分配各級(jí)傳動(dòng)比
3.5.1 傳動(dòng)裝置總傳動(dòng)比
i總===6.31 （3-4）
式中，為電動(dòng)機(jī)滿載轉(zhuǎn)速，r/min; 為執(zhí)行機(jī)構(gòu)轉(zhuǎn)速，r/min。
3.5.2 配各級(jí)傳動(dòng)比
取V帶傳動(dòng)比i1=3，則單級(jí)圓柱齒輪減速器的傳動(dòng)比為
i2==≈2.10 （3-5）
所得i2值符合單級(jí)直齒輪減速器傳動(dòng)比的常用范圍。
3.6 計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)
3.6.1 各軸轉(zhuǎn)速
電動(dòng)機(jī)軸為0軸，減速器高速軸為Ⅰ軸，低速軸為Ⅱ軸，各軸轉(zhuǎn)速為
==2840r/min
==≈947r/min （3-6）
= =≈450r/min
式中，為高速軸Ⅰ的轉(zhuǎn)速，r/min；為低速軸Ⅱ的轉(zhuǎn)速，r/min。
3.6.2 各軸功率
按電動(dòng)機(jī)額定功率Ped計(jì)算各軸輸入功率，即
P0=Pe=1.5kW （3-7） PⅠ=P0η1=1.5×0.96=1.44kW
PⅡ= PⅠη2η3=1.44×0.99×0.95=1.35Kw
式中：V帶傳動(dòng)η1=0.96；滾動(dòng)軸承η2=0.99；直齒圓柱齒輪傳動(dòng)η3= 0.95
3.6.3 各軸轉(zhuǎn)矩
T0===5.04KN.m （3-8）
TⅠ===14.52KN.m （3-9）
TⅡ===28.59KN.m （3-10）
3.7 V帶傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算
3.7.1 確定計(jì)算功率Pca
由機(jī)械設(shè)計(jì)表8-6查得工作情況系數(shù)KA=1.3,故
Pca=KAP=1.3×1.5kW =1.95kW （3-11）
式中：Pca為計(jì)算功率，KW；KA為工作情況系數(shù)；P為所需傳遞的額定功率，KW。
3.7.2 選取V帶帶型
根據(jù)計(jì)算功率和小帶輪轉(zhuǎn)速由《機(jī)械設(shè)計(jì)》圖8-8確定選用Z型[22]。
3.7.3 確定帶輪的基準(zhǔn)直徑dd1并驗(yàn)算帶速v
由《機(jī)械設(shè)計(jì)》表8–6和表8–8取主動(dòng)輪基準(zhǔn)直徑dd1=71mm＞50mm,按式（8–13）驗(yàn)算帶的速度
v===10.552m/s<25m/s （3-12）帶的速度合適
根據(jù)《機(jī)械設(shè)計(jì)》dd2=idd1式，從動(dòng)輪基準(zhǔn)直徑dd2
dd2=i1dd1=3×71=213mm （3-13）
根據(jù)《機(jī)械設(shè)計(jì)》表8–8加以適當(dāng)圓整，取dd2=224mm。
3.7.4 確定V帶的基準(zhǔn)長(zhǎng)度Ld和中心距a
根據(jù)0.7(dd1+dd2)
0.07d，取h=5mm，則軸環(huán)處的直徑d5-6=46mm。軸環(huán)寬度b≥1.4h，取l5-6=10mm
(4)軸承端蓋的總寬度為20mm。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對(duì)軸承添加潤(rùn)滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離l=30mm，故取l2-3=50mm
(5)再選滾動(dòng)軸承。因軸承右端受徑向及軸向力的作用，故選用角接觸球軸承。參照工作要求并根據(jù)d2-3=27mm，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組、標(biāo)準(zhǔn)精度級(jí)的單列角接觸球軸承7206C，其尺寸為d×D×B=30×62×16，故d4-5= 30mm。
3.12.3 軸上零件的周向定位
齒輪、半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵聯(lián)接。由機(jī)械設(shè)計(jì)表6-1查得平鍵截面半聯(lián)軸器與軸的聯(lián)接b×h=5mm×5mm，長(zhǎng)為25mm；齒輪與軸配的聯(lián)接b×h=10mm×8mm；半聯(lián)軸器與軸的配合為H7/k6，滾動(dòng)軸承與軸的周向定位是借過(guò)渡配合來(lái)保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。
3.12.4 確定軸上圓角和倒角尺寸
參考《機(jī)械設(shè)計(jì)》表15-2，取軸端倒角為0.8×45°，各軸肩處的圓角半徑見(jiàn)圖軸2[17]。
3.12.5 求軸上的載荷
首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖作出軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖。在確定軸承的支點(diǎn)位置時(shí)，應(yīng)從手冊(cè)中查取a值。對(duì)于7206C型角接觸球軸承，由手冊(cè)中查得a=12.9mm。因此，作為簡(jiǎn)支梁的軸的支承跨距L2+L3=46mm+55mm=101mm。根據(jù)軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖。
圖3-8受力圖
從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面C是軸的危險(xiǎn)截面。先將計(jì)算出的截面C處的MH、MV及M的值列于下表
表3-3軸的危險(xiǎn)截面
載荷
水平面H
垂直面V
支反力F
FNH1=227.17N,FNH2=520.28N
FNV1=33.07N，F(xiàn)NV2=75.75N
彎矩M
MH=17741.977N.mm
MV1=2582.767N.mm,MV2=2583.075N.mm
總彎矩
17928.98N.mm
17929.03N.mm
扭矩T
TⅡ=28590N.mm
3.12.6 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度
根據(jù)《機(jī)械設(shè)計(jì)》式（15-5）及上表中的數(shù)值，并取α=0.6，軸的計(jì)算應(yīng)力
σca===5.32MPa （3-45）
前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由表得[σ-1]=60MPa[18]。因此σca<[σ-1]，故安全
3.12.7 校核軸的疲勞強(qiáng)度
1）判斷危險(xiǎn)截面
只需要校核截面Ⅶ的左右兩側(cè)
2）截面Ⅶ右側(cè)
抗彎截面系數(shù) w=0.1d3=0.1×303=2700mm3 （3-46）
抗扭截面系數(shù) wT=0.2 d3=0.2×303=5400mm3
截面Ⅶ右側(cè)的彎矩M為
M=17929.03×=10042.4N.mm （3-47）
截面Ⅶ上的扭矩為T(mén)Ⅱ=28590N.mm
截面上的彎曲應(yīng)力
σb===3.72MPa （3-48）
截面上的扭轉(zhuǎn)矩應(yīng)力
τT===5.29 MPa （3-49）
軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。由表15-1查得σB=640MPa，σb-1=275MPa，τT=155MPa
截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)ασ及ατ按《機(jī)械設(shè)計(jì)》附表3-2查取。因?yàn)?=0.033，==1.2，經(jīng)插值后可查得
ασ=2.10，ατ=1.67
又由《機(jī)械設(shè)計(jì)》附圖3-1可得軸的材料的敏感系數(shù)為
qσ=0.75，qτ=0.77
故有效應(yīng)力集中系數(shù)按式（附3-4）為
kσ=1+ qσ(ασ-1)=1+0.75×(2.10-1)=1.825 （3-50）
kτ=1+ qτ(ατ-1)=1+0.77×(1.67-1)=1.5159 （3-51）
由《機(jī)械設(shè)計(jì)》附圖3-2查得尺寸系數(shù)εσ=0.85；由附圖3-3得扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)ετ=0.87
軸按磨削加工，由附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為
βσ=βτ=0.92
軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理，即βq=1，則按式（3-12）及（3-12a）得綜合系數(shù)值為
Kσ=+-1=+-1=2.23 （3-52）
Kτ=+-1=+-1=1.83 （3-53）
又由參考文獻(xiàn)得碳鋼的特性系數(shù)
Ψσ=0.1~0.2，取Ψσ=0.1
Ψτ=0.05~0.1，取Ψτ=0.05
于是，計(jì)算安全系數(shù)Sca值，得
Sσ===33.15 （3-54）
Sτ===31.17 （3-55）
Sca===22.7>>S=1.5 （3-56）
故可知其安全。
3）截面Ⅶ左側(cè)
抗彎截面系數(shù) w=0.1d3=0.1×363=4665.6mm3 （3-57）
抗扭截面系數(shù) wT=0.2 d3=0.2×363=9331.2mm3 （3-58）
截面Ⅶ右側(cè)的彎矩M為
M=17929.03×=10042.4N.mm
又由參考文獻(xiàn)得碳鋼的特性系數(shù)
Ψσ=0.1~0.2，取Ψσ=0.1
Ψτ=0.05~0.1，取Ψτ=0.05
于是，計(jì)算安全系數(shù)Sca值，得
Sσ===64.3 （3-59）
Sτ===61.1（3-60） Sca===44.33>>S=1.5 （3-61）
故該軸在截面Ⅶ左側(cè)的強(qiáng)度也是夠的。
3.13 輸入軸的設(shè)計(jì)
3.13.1 計(jì)算軸上轉(zhuǎn)矩和齒輪的作用力
軸傳遞的轉(zhuǎn)矩
TⅠ=14520N.mm
齒輪的圓周力
Ft1== =803.88N （3-62）
齒輪的徑向力
Fr1= Fa2=249.34N
齒輪的軸向力
Fa1= Fr2=108.82N
3.13.2 初算軸的最小直徑
選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。由表15-3，選A0=112則軸的最小直徑為：dmin= A0=112×=12.8mm （3-63）
軸的最小直徑顯然是安裝大帶輪的直徑，需開(kāi)鍵槽，故將最小軸徑增加5%，變?yōu)?3.44mm，查《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》取d=15mm，V帶輪與軸配合的轂孔長(zhǎng)度L1=52mm。
3.14 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)
3.14.1 擬定軸上零件的裝配方案
根據(jù)軸上零件定位、加工要求參考軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)的基本要求，得出如圖3-9所示的裝配方案。
圖3-9 軸
3.14.2 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度
(1)為了滿足V帶輪的軸向定位要求，1-2軸段右端需制出一軸肩，故取2-3段的直徑d2-3=30mm；V帶輪與軸配合的轂孔長(zhǎng)度L7-8=52mm，因此可取l7-8=52mm。
(2)初步選擇滾動(dòng)軸承。因軸承同時(shí)受徑向力和軸向力的作用，故選用角接觸球軸承。由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組、標(biāo)準(zhǔn)精度級(jí)的單列角接觸球軸承7206C，其尺寸為d×D×B=30×62×16，故d5-6= 30mm。
(3)兩滾動(dòng)軸承之間采用套筒定位，為了使套筒端面可靠地壓緊兩滾動(dòng)軸承的端面，故安裝軸承處的軸段應(yīng)略短于兩軸承的寬度，取l5-6=l1-2=17mm。
(4)軸承端蓋的總寬度為20mm。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對(duì)軸承添加潤(rùn)滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離l=30mm，故取l6-7=20mm
(5)右端軸承的右端面采用軸肩定位，軸肩高度h>0.07d，取h=3mm，則軸環(huán)處的直徑d5-6=45mm。軸環(huán)寬度b≥1.4h，取l3-4=10mm。
3.14.3 軸上零件的周向定位
V帶輪與軸的周向定位采用平鍵聯(lián)接。按d1-2由手冊(cè)查得平鍵截面b×h=6mm×6mm，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長(zhǎng)為45mm，同時(shí)為了保證齒輪與軸配合有良好的對(duì)中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為H7/n6。滾動(dòng)軸承與軸的周向定位是借過(guò)渡配合來(lái)保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。
3.14.4 確定軸上圓角和倒角尺寸
參考《機(jī)械式設(shè)計(jì)》表15-2，取軸端倒角為1×45°，各軸肩處的圓角半徑見(jiàn)圖6。
3.14.5 求軸上的載荷
首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖作出軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖。在確定軸承的支點(diǎn)位置時(shí)，應(yīng)從手冊(cè)中查取a值。對(duì)于7206C型角接觸球軸承，由手冊(cè)中查得a=12.9mm。因此，作為簡(jiǎn)支梁的軸的支承跨距L2=L3-4-2a=58mm-2×12.9mm=45.1mm。根據(jù)軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖
圖3-10受力圖
從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面C是軸的危險(xiǎn)截面。先將計(jì)算出的截面C處的MH、MV及M的值列于下表。
表3-4 軸的危險(xiǎn)截面
載荷
水平面H
垂直面V
支反力F
FNH1=218.65N,FNH2=585.23N
FNV1=67.82N，F(xiàn)NV2=181.52N
彎矩M
MH=15742.8N.mm
MV1=4883.04N.mm,MV2=4882.89N.mm
總彎矩
16482.7N.mm
16482.7N.mm
扭矩T
TⅠ=14520N.mm
3.14.6 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度
根據(jù)《機(jī)械式設(shè)計(jì)》式（15-5）及上表中的數(shù)值，并取α=0.6，軸的計(jì)算應(yīng)力
σca===2.43MPa （3-64）
前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由《機(jī)械式設(shè)計(jì)》表15-1查得[σ-1]=60MPa。因此σca<[σ-1]，故安全 。
3.15 鍵聯(lián)接的選擇及校核計(jì)算
3.15.1 齒輪鍵聯(lián)接的選擇及計(jì)算
鍵、軸和齒輪的材料都是鋼，由《機(jī)械式設(shè)計(jì)》表6-2查得許用擠壓應(yīng)力[σp]=100～120MPa，取其平均值，[σp]=110MPa。鍵的工作長(zhǎng)度l=L-b=25-10=15mm，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.5×8=4mm，由式《機(jī)械式設(shè)計(jì)》（6-1）可得
σp===26.5 MPa<[σp] （3-65）
可見(jiàn)聯(lián)接強(qiáng)度足夠。
3.15.2 V帶輪鍵聯(lián)接的選擇及計(jì)算
鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，由《機(jī)械式設(shè)計(jì)》表6-2查得許用擠壓應(yīng)力[σp]=100～120MPa，取其平均值，[σp]=110MPa。鍵的工作長(zhǎng)度l=L-b=45-6=39mm，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.5×6=3mm，由式（6-1）可得
σp===12.4 MPa<[σp] （3-66）
可見(jiàn)聯(lián)接強(qiáng)度足夠。
3.15.3 半聯(lián)軸器鍵聯(lián)接的選擇及計(jì)算
鍵、軸和聯(lián)軸器的材料都是鋼，由表6-2查得許用擠壓應(yīng)力[σp]=100～120MPa，取其平均值，[σp]=110MPa。鍵的工作長(zhǎng)度l=L-b=22-6=16mm，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.5×6=3mm，由式（6-1）可得
σp===48.1<[σp] （3-67）
可見(jiàn)聯(lián)接強(qiáng)度足夠。
第四章 結(jié)論與展望
這次對(duì)蔬菜去皮機(jī)的設(shè)計(jì)，以蓮藕為例，從設(shè)計(jì)的初始階段到設(shè)計(jì)的最后階段，都需要仔細(xì)認(rèn)真。計(jì)算應(yīng)準(zhǔn)確，圖紙應(yīng)注意細(xì)節(jié)，手冊(cè)應(yīng)與設(shè)計(jì)統(tǒng)一等。計(jì)算軸時(shí)，意外計(jì)算錯(cuò)誤會(huì)導(dǎo)致后續(xù)設(shè)計(jì)數(shù)據(jù)出錯(cuò)。當(dāng)找到圖紙時(shí)，會(huì)發(fā)現(xiàn)錯(cuò)誤，因此需在最終繪制圖片之前重新更正數(shù)據(jù)。在許多情況下，設(shè)計(jì)數(shù)據(jù)在計(jì)算過(guò)程中由于小誤差而發(fā)生變化。主要是市場(chǎng)上剝皮機(jī)不多，書(shū)也不多?？晒﹨⒖嫉臅?shū)籍有限，網(wǎng)絡(luò)上的詳細(xì)信息不全面。這大大增加了我的設(shè)計(jì)，給我的課題的設(shè)計(jì)制造了許多障礙。在老師和同學(xué)的幫助下，我通過(guò)閱讀相關(guān)資料，糾正了一些設(shè)計(jì)和圖紙上的錯(cuò)誤以及不合理的地方。畢業(yè)設(shè)計(jì)是每個(gè)大學(xué)生必修的課程。它要求學(xué)生獨(dú)立思考，對(duì)他們?cè)诖髮W(xué)期間學(xué)到的知識(shí)進(jìn)行分類(lèi)和深化。他們可以在許多方面提高學(xué)生的能力，為進(jìn)入社會(huì)做準(zhǔn)備。同時(shí)，我發(fā)現(xiàn)自己有很多不足之處，還有很多方面我以前沒(méi)有