莖類蔬菜去皮機三維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國內外研究現狀 6
1.3本課題研究的主要內容 7
第二章 機動式空心鉆筒植樹挖坑機總體方案設計 7
2.1總體設計方案 7
2.2機構類型選擇 9
2.3去皮過程分析 9
第三章 蓮藕去皮機總體方案設計與計算 10
3.1 喂料斗的設計 10
3.2 電動機的選擇 10
3.2.1 電動機類型和結構型式 11
3.2.2 電動機的額定功率Pe 11
3.2.3 電動機的轉速 11
3.2.4 電動機的技術數據和外形、安裝尺寸 11
3.3喂料輥的設計與計算 11
3.4 去皮裝置（刷輪）設計與計算 13
3.4.1 去皮裝置的組成 13
3.4.2 刷輪的組成 13
3.4.3 刷輪的設計 13
3．5 計算傳動裝置總傳動比和分配各級傳動比 14
3.5.1 傳動裝置總傳動比 14
3.5.2 配各級傳動比 14
3.6 計算傳動裝置的運動和動力參數 15
3.6.1 各軸轉速 15
3.6.2 各軸功率 15
3.6.3 各軸轉矩 15
3.7 V帶傳動的設計計算 15
3.7.1 確定計算功率Pca 15
3.7.2 選取V帶帶型 16
3.7.3 確定帶輪的基準直徑dd1并驗算帶速v 16
3.7.4 確定V帶的基準長度Ld和中心距a 16
3.7.5 驗算小帶輪上的包角α1 16
3.7.6 計算V帶的根數zqazx 17
3.7.7 計算預緊力F0 17
3.7.8 計算作用在軸上的壓軸力Fp 17
3.8 V帶輪設計 18
3.8.1 選擇帶輪的材料 18
3.8.2 確定帶輪的結構型式 18
3.8.3 計算基本結構尺寸 18
3.8.4 帶輪的其他結構尺寸 18
3.9 齒輪傳動的設計 19
3.9.1 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數 19
3.9.2 按齒面接觸強度設計 20
3.10 齒輪設計計算 23
3.10.1 幾何尺寸計算 23
3.11 軸的設計計算 24
3.11.1 輸出軸的設計 24
3.11.2 計算軸上轉矩和齒輪的作用力 24
3.11.3 初算軸的最小直徑 24
3.11.4 選擇聯軸器 24
3.12 軸的結構設計 25
3.12.1擬定軸上零件的裝配方案 25
3.12.2 根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 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 按彎扭合成應力校核軸的強度 27
3.12.7 校核軸的疲勞強度 27
3.13 輸入軸的設計 29
3.13.1 計算軸上轉矩和齒輪的作用力 29
3.13.2 初算軸的最小直徑 30
3.14 軸的結構設計 30
3.14.1 擬定軸上零件的裝配方案 30
3.14.2 根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 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 按彎扭合成應力校核軸的強度 32
3.15 鍵聯接的選擇及校核計算 33
3.15.1 齒輪鍵聯接的選擇及計算 33
3.15.2 V帶輪鍵聯接的選擇及計算 33
3.15.3 半聯軸器鍵聯接的選擇及計算 33
第四章 結論與展望 34
致謝 34
參考文獻 35
摘要
隨著生活方式的改變，人們越來越多地選擇簡單包裝的去皮蔬菜。目前，蓮藕、土豆等部分莖類蔬菜仍采用人工生產，生產效率低，浪費勞動力。通過對莖類蔬菜剝皮機的正確分析，設計了剝皮裝置。其目的是解決蔬菜不易清洗去皮的技術問題，手工清洗去皮比較費力，主要是對莖類植物進行清洗去皮。為了解決這些問題，本課題設計了一種以蓮藕為例的莖類植物的清洗和去皮機。本設計的關鍵技術是：通過對莖桿植物的物理特性分析，確定了該機的剝皮機理為動靜刷輪組合。對摩擦進行了剝皮，提高了剝皮效率，確定了送料速度、刷輪速度等參數，確定了機床的傳動方式為錐齒輪傳動和V帶傳動。剝皮機的組成：對波紋板、滑輪、齒輪、軸等的選擇和設計，滑輪、軸承和軸的壽命和強度進行了校核，并對重要部件的受力和載荷分布進行了分析。用AutoCAD繪制了削皮機的零件圖和裝配圖。
關鍵詞：去皮機，結構設計，機械傳動
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
中國是一個農業(yè)大國，果蔬加工生產是一個不可缺少的環(huán)節(jié)。目前，許多根類蔬菜在生產加工時，第一道工序是剝皮，剝皮方法多種多樣。在許多去皮方法中，機械去皮的去皮效果對果蔬的質量保護效果最好。我國最常用的剝皮方法是手工操作，勞動強度高，生產效率低，難以保證工藝質量[1]。
20世紀60年代，荷蘭最大的馬鈴薯加工公司大多是薯條生產商。隨著生產線產能的迅速擴大，廢水問題已成為荷蘭社會關注的焦點。荷蘭政府必須提高水污染稅。事實上，荷蘭是世界上最早采取這一措施的國家之一。因此，荷蘭的馬鈴薯加工設備制造商不得不找到減少水污染的解決方案。因此，荷蘭和美國都有世界級的剝皮系統(tǒng)制造商[2-5]。
在馬鈴薯加工過程中，考慮到降低成本和提高產品質量，蒸汽剝皮已成為最重要的部分。這就是Gouda 30年來一直致力于剝離技術的原因。目標是降低生產成本，公司在不斷的發(fā)展和改進中取得了成功。在過去的十年里，公司的一些機器已經完成了減少剝皮損失的任務[6]。
除現有的8項世界專利和部分專利申請外，新開發(fā)的分離式定子剝皮機/刷帶清洗機剝皮線已投放市場多年。事實上，歐洲、美國、加拿大、澳大利亞、日本、中國和其他國家的大型馬鈴薯和蔬菜加工者正在消耗這臺機器，其生產能力已達到45噸/小時。隨著科學技術的不斷進步，凱泰公司吸收國內外根薯加工機械的特點，設計制造了一臺馬鈴薯剝皮機。該裝置廣泛應用于胡蘿卜、山楂、土豆、紅薯等根。馬鈴薯蔬菜的清洗和去皮。公司先后研制開發(fā)了高壓清洗剝皮機、氣泡清洗剝皮機、水流清洗剝皮機、滾筒清洗剝皮機、毛刷清洗剝皮機等，這些設備的清洗剝皮技術完善[7-9]。操作簡單，破損率低。
1.2國內外研究現狀
根據目前國外的研究，可以發(fā)現，目前機械剝皮方法在德國、美國、日本、英國等國的果蔬生產中的大規(guī)模應用，這些國家的果蔬加工設備的研究起步早，成果大，幾乎全部實現了果蔬加工機械化生產。
雖然我國果蔬剝皮技術起步較晚，但經過多年的引進、消化、改進和創(chuàng)新，我國果蔬加工技術水平和生產效率得到了很大提高，這是由于我國果蔬需求量不斷增加。對水果和蔬菜剝皮機的需求也增加了。在這樣的市場環(huán)境下，我國果蔬剝皮機在科研人員的努力下取得了很大的進步[10]。
張建寧等針對目前果品加工行業(yè)的實際需要，研制了一種新型全自動蘋果剝皮機，實現了蘋果剝皮的自動化生產。吳剛等報道，中國包裝食品機械總公司研制的“ZQP-500型蒸汽剝皮機”與以往的剝皮方法相比，可成功應用于馬鈴薯、胡蘿卜等塊莖果蔬的剝皮。該機脫皮損失小，脫皮率高，脫皮后馬鈴薯表面光滑，無污染。尹建國等研制了一種立式馬鈴薯剝皮機，該機主要由外筒體、第一、二層提升內筒體、波浪形圓盤、驅動裝置、噴頭、上下料裝置等部件組成。該機具有結構緊湊、制造方便、馬鈴薯剝皮均勻、清潔度好、剝皮損失小于3%、生產效率高等優(yōu)點[11]。
1.3本課題研究的主要內容
為了解決蔬菜不易清洗去皮的技術問題，對莖類植物進行清洗去皮，本課題設計了一種以蓮藕為例的莖類植物的清洗和去皮機[12]。本設計的關鍵技術是：通過對莖桿植物的物理特性分析，確定了該機的剝皮機理為動靜刷輪組合。對摩擦進行了剝皮，提高了剝皮效率，確定了送料速度、刷輪速度等參數，確定了機床的傳動方式為錐齒輪傳動和V帶傳動。剝皮機的組成：對波紋板、滑輪、齒輪、軸等的選擇和設計，滑輪、軸承和軸的壽命和強度進行了計算校核。
第二章 機動式空心鉆筒植樹挖坑機總體方案設計
2.1總體設計方案
影響莖菜去皮性能的因素有刷寬、進給速度和刷輪轉速。刷毛不要太長。由于每種蔬菜的形狀不同，如果刷毛太長，摩擦會太大，可能導致同一刷輪上的刷毛數成倍增加，嚴重影響去皮效果。否則，豬鬃會與皮膚接觸。面積小，不能保證有效的剝離率；進料速度慢會大大降低產品的生產效率，過快的速度會導致剝離率達不到預期的效果；動刷輪有軸承聯鎖，影響軸承[13]。壽命，如果轉速過低，刷輪的外徑會增大，影響整體機構的設計。如果轉速太高，雖然豬鬃與蔬菜的接觸次數增加，但刷輪的離心力也相應增加，勢必減少豬鬃。與蔬菜接觸的速率，導致脫皮率降低[14]。
機器通常由原動機、傳動裝置和工作機器組成。變速器位于原動機和工作機器之間，用于傳遞運動和動力，并可用于改變速度、扭矩大小或運動形式，以滿足工作機器的功能要求。變速器的設計對整機的性能、尺寸、重量和成本都有很大的影響，因此應合理制定變速器方案[15]。
傳輸方案通常由運動圖表示。提出的傳動方案是根據工作機的功能要求和工作條件選擇合適的傳動機構類型，確定各種傳動機構的排列順序和各部件的連接方式，并繪制傳動機構運動示意圖。分離裝置。該機的工作機構主要是通過波片的旋轉來對鋤頭進行削皮，所以我這里的主要想法是利用齒輪傳動來驅動波片的旋轉。
考慮因素如下：
1）帶傳動承載能力較低，傳遞相同轉矩時，結構尺寸較大，但傳動平穩(wěn)，能緩沖吸振，因此應布置在高速級。
2）開式齒輪傳動的工作環(huán)境一般較差，潤滑條件不好，容易損，壽命短，應布置在低速級。
根據工作機的功能要求和一些工作條件，初步給出以下傳動裝置的運動簡圖。
圖1 運動簡圖
2.2機構類型選擇
在選擇傳動機構類型時，應綜合考慮所有相關要求和工作條件，如工作機器的功能、尺寸和重量的限制、環(huán)境條件、制造能力、工作壽命和經濟要求。選擇類型的基本原則[16]：
1）大功率傳輸時，應充分考慮提高傳輸效率，降低能耗，降低運行成本。此時應選用傳動效率高的傳動機構，如齒輪傳動。對于小功率輸電，在滿足其功能的條件下，可以選擇結構簡單、制造方便的輸電形式，以降低初始成本（制造成本）。
2）當負荷變化，可能發(fā)生過載時，應考慮緩沖吸振和過載保護。對于皮帶傳動，使用彈性聯軸器或其他過載保護裝置。
3）傳動比嚴格，尺寸要求緊湊，可采用齒輪傳動或蝸輪傳動。但應注意的是，蝸桿傳動效率低，常用于中、小功率、間歇運行的場合。
4）在灰塵、潮濕、易燃易爆的情況下，應使用鏈條傳動、閉式齒輪傳動或蝸桿傳動，而不是皮帶傳動或摩擦傳動。綜上所述，上述方案是可行的[17]。
2.3去皮過程分析
根據方案，蓮藕加工過程中可能有三種運動。當蓮藕失去了喂入輥的支撐時，有三種運動的可能性：1。靜刷輪不動，只起支撐作用。只有移動刷輪用于剝皮；2.蓮藕隨刷輪移動，靜刷輪起剝皮作用；蓮藕旋轉，但轉速低于移動刷輪。此時，蓮藕正移向靜電刷輪[18]。存在相對運動，所以靜電刷輪具有剝離作用。剝離過程示意圖如圖2-4所示。：
圖 2-4 蓮藕去皮過程示意圖
已知蓮藕在刷輪中與刷毛發(fā)生摩擦時，表皮受力大小為 5N/cm2。則在喂入過程中，喂入輥會產生軸向扭矩，根據力矩公：
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T1 = 23.864N ×m
當蓮藕進入動刷輪時，蓮藕與動刷輪之間產生相對運動，同樣有一個周向扭矩，大小為
T2 = 28.34N ×m
第三章 蓮藕去皮機總體方案設計與計算
3.1 喂料斗的設計
根據上文中對蓮藕外形特性的分析，本去皮機采用生活中常見的 V 字型喂料斗，結構示意圖如圖3-1所示。
圖 3-1 喂料斗結構示意圖
3.2 電動機的選擇
一般選用同步轉速為1000r/min或1500r/min的電動機，所需轉速為nw=400r/min～750r/min，因此傳動裝置總傳動比約為2或3。
3.2.1 電動機類型和結構型式
因為芋頭去皮周圍環(huán)境潮濕，選用一般用途的Y（IP44）系列三相異步電動機，臥式封閉結構。
3.2.2 電動機的額定功率Pe
Pe=1.5kw
3.2.3 電動機的轉速
為了便于選擇電動機轉速，先推算電動機轉速的可選范圍。由《機械設計》、《機械設計基礎課程設計》表2 –1查得V帶傳動常用傳動比范圍i1′=2～4,直齒輪傳動比范圍i2′=2～3，則電動機轉速可選范圍為[19]：
N=nw×i1′×i2′=1800 r/min～5400r/min （1）
可見只有同步轉速為3000r/min可符合上面的要求
表3.1 電機技術參數
Table 1 Motor Technical Parameters
方案
電機型號
額定功率（kw）
電動機轉速
同步 滿載
電動機質量（kg）
裝置傳動比
總比 V帶 單級圓錐齒輪減速器
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
因此選定電動機的型號為Y90S–2臥式電動機[5]。
3.2.4 電動機的技術數據和外形、安裝尺寸
由《機械設計基礎課程設計》表12–1、12-3查出Y90S–2型電動機的主要技術數據和外形、安裝尺寸，并列表備用
3.3喂料輥的設計與計算
（1）喂料輥的設計
根據上文中對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。為保證蓮藕均速、平穩(wěn)的送入，本機器中采用雙喂入輥夾持喂入的方法，當蓮藕一頭進入喂料輥，在摩擦的帶動下，蓮藕逐漸夾持住，傳送進入刷輪。喂料輥部分結構示意圖如下圖 3-2 所示：
圖 3-2 喂料輥示意圖
由于蓮藕通過喂料輥夾持才得以進入去皮裝置，故得到蓮藕與喂料輥之間的摩擦力大于刷輪對蓮藕的阻力，即 F摩 3 F阻 。
通過上文中對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，為了避免過大的壓力增加蓮藕的損傷率，本設計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，這的設計能夠保證喂入輥與蓮藕充分接觸[20]。
（2）喂料輥的計算
通過查閱資料，得到物料與喂料輥的接觸厚度參考值為 d 2mm ，壓強為 60 N / cm3 。
對喂料輥進行受力分析：
（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）得到蓮藕收到動刷輪的力 F2 = 2512N
因此 F2 = F摩 3 F阻 = F1
故該結構設計安全。
3.4 去皮裝置（刷輪）設計與計算
3.4.1 去皮裝置的組成
去皮裝置由一對刷輪組成，它們在機構上一樣，區(qū)別僅在于一個是靜止的，被固定在機架上，另一個在傳動軸的帶動下旋轉。靜刷輪在上，動刷輪在下。刷輪裝置結構示意圖如下圖3-3所示。
圖 3-3 刷輪結構示意圖
3.4.2 刷輪的組成
刷輪主要由木條、刷和刷輪組成。每個移動刷輪有六條木條和一個刷，刷輪支撐板上固定有八對螺栓螺母。
（1）木條：固定在刷輪上，不同軸徑的蓮藕，可通過改變木條的厚度來調整工作內徑；
（2）刷毛：每個移動刷輪有四排刷毛，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：移動刷輪為金屬制成的圓形套筒。當驅動軸旋轉時，滾筒中的刷輪旋轉以執(zhí)行剝離操作[21]。
3.4.3 刷輪的設計
刷輪長度，是一個影響機器去皮性能的因素，故需要根據實際去皮裝置內的運動進行設計確定。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，所以在設計刷輪的長度時應當保證蓮藕在去皮過程中時刻保持與刷毛的接觸，其工作過程如圖 3-4 所示。
已知蓮藕的平均長度為 l=12cm，設靜刷輪的長度為 L1 ，動刷輪的長度為L2 ，為使刷輪得以持續(xù)的有效工作，應使：
L = L1 + L2 + 50 + 30 ￡ 2 ×l （3-3）
即： L1 + L2 ￡ 260mm
故?。?L1 =50mm，L2 =100mm
通過計算，得到刷輪的尺寸，即靜刷輪長度為 50mm，動刷輪長度為 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 計算傳動裝置總傳動比和分配各級傳動比
3.5.1 傳動裝置總傳動比
i總===6.31 （3-4）
式中，為電動機滿載轉速，r/min; 為執(zhí)行機構轉速，r/min。
3.5.2 配各級傳動比
取V帶傳動比i1=3，則單級圓柱齒輪減速器的傳動比為
i2==≈2.10 （3-5）
所得i2值符合單級直齒輪減速器傳動比的常用范圍。
3.6 計算傳動裝置的運動和動力參數
3.6.1 各軸轉速
電動機軸為0軸，減速器高速軸為Ⅰ軸，低速軸為Ⅱ軸，各軸轉速為
==2840r/min
==≈947r/min （3-6）
= =≈450r/min
式中，為高速軸Ⅰ的轉速，r/min；為低速軸Ⅱ的轉速，r/min。
3.6.2 各軸功率
按電動機額定功率Ped計算各軸輸入功率，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η1=0.96；滾動軸承η2=0.99；直齒圓柱齒輪傳動η3= 0.95
3.6.3 各軸轉矩
T0===5.04KN.m （3-8）
TⅠ===14.52KN.m （3-9）
TⅡ===28.59KN.m （3-10）
3.7 V帶傳動的設計計算
3.7.1 確定計算功率Pca
由機械設計表8-6查得工作情況系數KA=1.3,故
Pca=KAP=1.3×1.5kW =1.95kW （3-11）
式中：Pca為計算功率，KW；KA為工作情況系數；P為所需傳遞的額定功率，KW。
3.7.2 選取V帶帶型
根據計算功率和小帶輪轉速由《機械設計》圖8-8確定選用Z型[22]。
3.7.3 確定帶輪的基準直徑dd1并驗算帶速v
由《機械設計》表8–6和表8–8取主動輪基準直徑dd1=71mm＞50mm,按式（8–13）驗算帶的速度
v===10.552m/s<25m/s （3-12）帶的速度合適
根據《機械設計》dd2=idd1式，從動輪基準直徑dd2
dd2=i1dd1=3×71=213mm （3-13）
根據《機械設計》表8–8加以適當圓整，取dd2=224mm。
3.7.4 確定V帶的基準長度Ld和中心距a
根據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。根據軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯軸器右端面間的距離l=30mm，故取l2-3=50mm
(5)再選滾動軸承。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d2-3=27mm，由軸承產品目錄中初步選取0基本游隙組、標準精度級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、半聯軸器與軸的周向定位均采用平鍵聯接。由機械設計表6-1查得平鍵截面半聯軸器與軸的聯接b×h=5mm×5mm，長為25mm；齒輪與軸配的聯接b×h=10mm×8mm；半聯軸器與軸的配合為H7/k6，滾動軸承與軸的周向定位是借過渡配合來保證的，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《機械設計》表15-2，取軸端倒角為0.8×45°，各軸肩處的圓角半徑見圖軸2[17]。
3.12.5 求軸上的載荷
首先根據軸的結構圖作出軸的計算簡圖。在確定軸承的支點位置時，應從手冊中查取a值。對于7206C型角接觸球軸承，由手冊中查得a=12.9mm。因此，作為簡支梁的軸的支承跨距L2+L3=46mm+55mm=101mm。根據軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖。
圖3-8受力圖
從軸的結構圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面C是軸的危險截面。先將計算出的截面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，FNV2=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 按彎扭合成應力校核軸的強度
根據《機械設計》式（15-5）及上表中的數值，并取α=0.6，軸的計算應力
σca===5.32MPa （3-45）
前已選定軸的材料為45鋼，調質處理，由表得[σ-1]=60MPa[18]。因此σca<[σ-1]，故安全
3.12.7 校核軸的疲勞強度
1）判斷危險截面
只需要校核截面Ⅶ的左右兩側
2）截面Ⅶ右側
抗彎截面系數 w=0.1d3=0.1×303=2700mm3 （3-46）
抗扭截面系數 wT=0.2 d3=0.2×303=5400mm3
截面Ⅶ右側的彎矩M為
M=17929.03×=10042.4N.mm （3-47）
截面Ⅶ上的扭矩為TⅡ=28590N.mm
截面上的彎曲應力
σb===3.72MPa （3-48）
截面上的扭轉矩應力
τT===5.29 MPa （3-49）
軸的材料為45鋼，調質處理。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力集中系數ασ及ατ按《機械設計》附表3-2查取。因為==0.033，==1.2，經插值后可查得
ασ=2.10，ατ=1.67
又由《機械設計》附圖3-1可得軸的材料的敏感系數為
qσ=0.75，qτ=0.77
故有效應力集中系數按式（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《機械設計》附圖3-2查得尺寸系數εσ=0.85；由附圖3-3得扭轉尺寸系數ετ=0.87
軸按磨削加工，由附圖3-4得表面質量系數為
βσ=βτ=0.92
軸未經表面強化處理，即βq=1，則按式（3-12）及（3-12a）得綜合系數值為
Kσ=+-1=+-1=2.23 （3-52）
Kτ=+-1=+-1=1.83 （3-53）
又由參考文獻得碳鋼的特性系數
Ψσ=0.1~0.2，取Ψσ=0.1
Ψτ=0.05~0.1，取Ψτ=0.05
于是，計算安全系數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
抗彎截面系數 w=0.1d3=0.1×363=4665.6mm3 （3-57）
抗扭截面系數 wT=0.2 d3=0.2×363=9331.2mm3 （3-58）
截面Ⅶ右側的彎矩M為
M=17929.03×=10042.4N.mm
又由參考文獻得碳鋼的特性系數
Ψσ=0.1~0.2，取Ψσ=0.1
Ψτ=0.05~0.1，取Ψτ=0.05
于是，計算安全系數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左側的強度也是夠的。
3.13 輸入軸的設計
3.13.1 計算軸上轉矩和齒輪的作用力
軸傳遞的轉矩
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，調質處理。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，需開鍵槽，故將最小軸徑增加5%，變?yōu)?3.44mm，查《機械設計手冊》取d=15mm，V帶輪與軸配合的轂孔長度L1=52mm。
3.14 軸的結構設計
3.14.1 擬定軸上零件的裝配方案
根據軸上零件定位、加工要求參考軸的結構設計的基本要求，得出如圖3-9所示的裝配方案。
圖3-9 軸
3.14.2 根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度
(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度L7-8=52mm，因此可取l7-8=52mm。
(2)初步選擇滾動軸承。因軸承同時受徑向力和軸向力的作用，故選用角接觸球軸承。由軸承產品目錄中初步選取0基本游隙組、標準精度級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軸承的端面，故安裝軸承處的軸段應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。根據軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯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接。按d1-2由手冊查得平鍵截面b×h=6mm×6mm，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為45mm，同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為H7/n6。滾動軸承與軸的周向定位是借過渡配合來保證的，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《機械式設計》表15-2，取軸端倒角為1×45°，各軸肩處的圓角半徑見圖6。
3.14.5 求軸上的載荷
首先根據軸的結構圖作出軸的計算簡圖。在確定軸承的支點位置時，應從手冊中查取a值。對于7206C型角接觸球軸承，由手冊中查得a=12.9mm。因此，作為簡支梁的軸的支承跨距L2=L3-4-2a=58mm-2×12.9mm=45.1mm。根據軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖
圖3-10受力圖
從軸的結構圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面C是軸的危險截面。先將計算出的截面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，FNV2=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 按彎扭合成應力校核軸的強度
根據《機械式設計》式（15-5）及上表中的數值，并取α=0.6，軸的計算應力
σca===2.43MPa （3-64）
前已選定軸的材料為45鋼，調質處理，由《機械式設計》表15-1查得[σ-1]=60MPa。因此σca<[σ-1]，故安全 。
3.15 鍵聯接的選擇及校核計算
3.15.1 齒輪鍵聯接的選擇及計算
鍵、軸和齒輪的材料都是鋼，由《機械式設計》表6-2查得許用擠壓應力[σp]=100～120MPa，取其平均值，[σp]=110MPa。鍵的工作長度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《機械式設計》（6-1）可得
σp===26.5 MPa<[σp] （3-65）
可見聯接強度足夠。
3.15.2 V帶輪鍵聯接的選擇及計算
鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，由《機械式設計》表6-2查得許用擠壓應力[σp]=100～120MPa，取其平均值，[σp]=110MPa。鍵的工作長度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）
可見聯接強度足夠。
3.15.3 半聯軸器鍵聯接的選擇及計算
鍵、軸和聯軸器的材料都是鋼，由表6-2查得許用擠壓應力[σp]=100～120MPa，取其平均值，[σp]=110MPa。鍵的工作長度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）
可見聯接強度足夠。
第四章 結論與展望
這次對蔬菜去皮機的設計，以蓮藕為例，從設計的初始階段到設計的最后階段，都需要仔細認真。計算應準確，圖紙應注意細節(jié)，手冊應與設計統(tǒng)一等。計算軸時，意外計算錯誤會導致后續(xù)設計數據出錯。當找到圖紙時，會發(fā)現錯誤，因此需在最終繪制圖片之前重新更正數據。在許多情況下，設計數據在計算過程中由于小誤差而發(fā)生變化。主要是市場上剝皮機不多，書也不多?？晒﹨⒖嫉臅邢蓿W絡上的詳細信息不全面。這大大增加了我的設計，給我的課題的設計制造了許多障礙。在老師和同學的幫助下，我通過閱讀相關資料，糾正了一些設計和圖紙上的錯誤以及不合理的地方。畢業(yè)設計是每個大學生必修的課程。它要求學生獨立思考，對他們在大學期間學到的知識進行分類和深化。他們可以在許多方面提高學生的能力，為進入社會做準備。同時，我發(fā)現自己有很多不足之處，還有很多方面我以前沒有