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机械工程类论文 一种菠萝去皮的小型装置

2018-12-19 16:49:08来源:组稿人论文网作者:婷婷

  摘要

  随着科技的进步,随着机械自动化的发展,机械化生产代替人力也将会成为时代的主流;而菠萝削皮是在菠萝可以食用前的一项重要工序,传统的菠萝去皮方法都有一定的局限性,所以研究出一种快速、安全和卫生的菠萝削皮机越来越成为人们的迫切需要。本课题设计的一种菠萝去皮的小型自动装置,以电机作为动力源,采用带传动以及齿轮传动为主要传动系统;设计合理的削皮刀具以及丝杠刀杆等零部件,同时还设计了一个即方便上下料又能牢牢固定菠萝而不使其在削皮过程中掉落的专用夹具。本设计的主要目的为:在手动去皮以及上下料的前提下满足削皮的自动化,同时此小型去皮机操作简单方便携带,能在家使用以及代替小批量菠萝加工者的手工劳动(例如零售商)。

  关键词:菠萝削皮,小型自动装置,带传动,齿轮传动,丝杠;

  前言

  1.1课题的背景及研究意义

  菠萝果实品质优良,营养丰富,是深得人们喜爱的热带水果之一。人们对菠萝的喜爱不仅仅是因为它独特的味道和口感,更多的是菠萝果肉中含有大量的果糖,葡萄糖,维生素B、C,磷,柠檬酸和蛋白酶等物质;菠萝不仅营养价值高、好吃,同时它还有很多功效例如:助消化,促进食欲;去油腻清理肠胃;利尿;消除感冒等等。现代医学也证明适量食用菠萝对个人有益而无害。

  虽然菠萝有这么多的优点,但是想要吃到美味的菠萝可得下苦功夫,菠萝有着坚硬且厚的表皮以及果眼,菠萝表皮是加工工序的最重要环节,也是最为困难的。在日常生活中,人们已经习惯了手动削皮,在削皮的过程中还会用到v字型刀具沿着螺旋线去除果眼或者使用镊子型状的刀具挖掉果眼;然而随着人们生活水平的提高以及机械化的到来,手动削皮就显得很没效率,也不卫生;手动削皮偶尔还会伤到手。菠萝加工厂有大型的流水线以及占地面积广而且设备昂贵,不适合小批量加工者以及家庭的使用,但是手动去皮又不能满足如:酒店、零售商、饭店等的加工需求。所以,本设计针对单个菠萝个体,通过机械快速对菠萝去皮,减轻人力劳动,从而设计一种小型的而且方便搬运的同时满足家用的去皮机。

  1.2课题的国内外研究和发展概况

  近年来,我国菠萝的种植以及菠萝加工工业都有显著提高。随着物流的飞速发展,有很多优质菠萝产品都已远销海外,然而菠萝加工中使用的菠萝削皮机的研究进展却不能和菠萝增长的产量成比例。下面将例举一些日常常见的菠萝加工方式。

  手动去皮

  手动去皮一般都是人手持各种去皮工具对菠萝削皮,图1-1中使用的v型刀具主要是削除果眼;v型刀主要是根据菠萝果眼呈螺旋线分布的规律走刀,挖出一条沟槽以达到去除果眼的目的,但是在削皮和去过眼的过程中都是人工在操作,如果操作不当很有可能伤到手,其次就是去果眼不均匀会把部分果肉给削掉这样会造成大量浪费。同时手工削皮耗时费力,效率极低,安全性很差。

  图1-2中的刀具主要是用来削掉果眼的,其工作原理就和镊子一样,使用者只需要刀具插入果眼的位置,然后加力捏紧外拉就可以将果眼拔出,该刀具的优点就是不会造成浪费而且美观;该刀具的主要缺点就是,每次只能拔掉一个过眼,这样也会浪费大量时间在果眼的剔除上。

  图1-3中的水果削皮刀,主要用于菠萝削皮,还可以用于其他水果的削皮,但是该刀具只能配合1-1和1-2中的刀具使用。

  图1-4中工具的使用方法很简单,比上面介绍的几种刀具的使用更方便,它的原理和红酒开瓶器的原理相似,在使用的时候只需将菠萝两头削平,再将刀刀具按逆时针方向旋进菠萝然后拔出刀具的同时也将果肉带出。这种加工方式虽然方便,但是对菠萝果肉的切削并不是很充分,会造成大量的浪费。除此之外还有很多手动加工菠萝的刀具和方式,在此就不一一介绍了。

  图1-1 V型去果眼刀和去皮后的菠萝

  图1-2镊子式去果眼刀

  图1-3水果削皮刀

  图1-4旋转式菠萝去皮工具及去皮后的菠萝

  机械加工去皮

  由于手动削菠萝皮不仅浪费时间,还需要大量的劳动力,而且手动削菠萝皮的安全性极差,同时卫生条件也很差;然而现有市场对菠萝的需求很大,手工削皮削皮的加工效率和可靠性都不能满足需求;所以各种电动菠萝削皮机应运而生,下面就介绍市场上已有的比较完善的一些加工设备,并说明加工方式。

  图1-5中的菠萝去皮通心机,通过人工上料,加工速度很快,在加工时,人将菠萝放到指定的槽内开动机器;通过旋转的刀片,根据菠萝的形状完成菠萝的去皮工序,设计的罗盘式转轮旋转推进,将菠萝的头尾去掉同时将菠萝的内心去掉,从而快速完成菠萝的加工,使得菠萝的加工不在危险,同时也大大节省了人力。但是此设备过于笨重不适合像零售商这样的加工者使用。还有就是这个去皮机是将菠萝从头通到尾,这样的加工方法也造成了一定的浪费。

  图1-6中的电动菠萝去皮机,同样采用人工上料,其加工速度大约在15s/个。加工时,工人将菠萝放到指定的位置;开动机器后,机器自动夹紧菠萝,刀具贴近菠萝进行削皮。该机器还具备通芯的功能,但是由于此设备同样较大,不方便移动,所以不适合小型加工者的使用。

  图1-7中的小型立式菠萝去皮机,加工菠萝时操作人员只需要将菠萝立放在指定位置,启动机器后机器自动压紧菠萝,刀具移动到菠萝附近进行削皮,切削完成后需要人工下料。此设备体积小便于搬运,耗能小,加工效率也能满足小批量加工的需求,但是需要改进的空间还很多。

  图1-5菠萝去皮通心机

  图1-6电动菠萝漆皮机

  图1-7小型立式菠萝去皮机

  1.3课题的主要研究内容及难点

  本课题研究的是一种菠萝去皮的小型自动装置的设计,在老师的指导和帮助下,运用所学的专业知识以及查阅资料,通过自主创新,借鉴其他类型的机械结构特点,设计组装新的去皮装置,该装置主要由电机带动菠萝旋转以及刀具的上下移动来完成去皮工序。本课题主要研究的内容是一种菠萝去皮的小型自动装置的设计计算以及受力分析。该去皮装置由电机、齿轮、皮带轮、丝杠、工作平台、刀架等构成;本课题的设计要求对削皮机的功能特点进行分析求解,确定削皮机的总体方案,然后对菠萝削皮机的各机构进行分析及设计计算,最后对削皮机整体机构的稳定性和可靠性的验算。本课题设计的主要难点有:

  整个削皮机的框架大小的设计计算;

  菠萝的旋转速度和刀具进给量比的计算;

  刀具的设计;

  装夹装置的设计计算;

  怎样去除菠萝身上的果眼;

  1.4本章小结

  本章主要介绍了一种菠萝去皮的小型自动装置的概念,在食品加工业中的应用情况,以及国内外的研究及发展状况。本文主要在小型自动削皮机的结构以及对菠萝削皮这两个方面去研究,在后面的几个章节中将会完成详细的设计计算,也将有关问题进行明确的解答计算。

  菠萝去皮装置的总体设计分析

  2.1设计参数

  2.1.1初步确定菠萝去皮装置的主要参数

  为保证使用者的操作安全、果皮回收方便,要求该小型菠萝去皮装置运行平稳,安全可靠以及考虑到使用环境大多为住宅区,因此设备的声功率不能太高;

  小型菠萝去皮装置的尺寸大约为(长*宽*高):mm;

  加工菠萝的工作平台的尺寸大约为(长*宽*高):mm;

  初步设定加工一个菠萝所花费的时间不大于40s;

  设备使用的电压为220v;

  2.2功能分析

  菠萝去皮装置采用PLC控制电机的正反转以及刀具的运动情况。该装置还有以下两个功能:

  菠萝去皮装置工作平台的功能:

  菠萝去皮装置的工作平台主要是提供菠萝的削皮空间,以及果皮的方便回收,工作平台上采用特殊的装夹装置,同时夹具上方还有相应的顶针,这样设计的目的是防止菠萝在削皮的过程受力而掉出工作平台。

  2)浮动镗刀的和丝杠的功能:

  由于菠萝的形状并不是直观的圆柱形,而是类似于椭圆形的圆柱,采用浮动镗刀的主要作用是保证在削皮的过程刀刃始终与菠萝紧贴,同时保证削掉的皮的厚度基本保持一致,以至于不造成过多的浪费而且还能保持菠萝原本的形状;丝杠的主要功能就是传递运动,使刀具持续的进给切削。同时还能让刀具来回运动。

  2.3工作原理

  菠萝去皮装置的主要工作原理是:一是电机正反转驱动丝杠正反转从而实现刀具的前进后退,完成切削任务;二是电机动力来源通过传动系统传动后带动菠萝旋转;三是采用顶针顶住菠萝使得在切削过程菠萝的位置不会发生变化。

  2.4设计方案的流程图

  根据要设计的方案得出总设计方案的流程图如下,这是菠萝去皮装置的简单工作流程图。

  菠萝去皮装置置

  装夹菠萝

  启动机器

  夹具带动菠萝旋转

  刀具上下移动做切削运动

  停止机器

  取下菠萝

  菠萝去皮装置的机构方案设计

  3.1方案设计的原则

  确定方案的原则:本课题主要研究针对零售商、家庭、饭店使用的一种菠萝去皮的小型自动装置方案。考虑到低噪音,而且要求安全可靠,易回收果皮等特点。设计方案应采用合理的电机以及结构的合理化设计。

  菠萝去皮装置是一个包括旋转运动,往复运动的结合;因此运用带传动机构,齿轮机构,丝杠机构等机构可以实现不同机械间的相对运动。

  3.2不同方案的对比

  方案一:采用两个电机作为动力源,分别通过皮带传动,锥齿轮改变方向传动,一个电机的动力再经直齿圆柱齿轮传递到夹具;夹具带动菠萝旋转;另一个电机的动力再经直齿圆柱齿轮传递到丝杆,丝杠则带动刀架上下往复运动。刀具则采用特的浮动削皮刀具。并且在刀架上方延伸出一条杆部件,用来安装顶针,而工作台上则设置有专门的果皮回收装置。本方案所设计的菠萝去皮机需要人工去头尾以及人工上下料。大概机构简图如图3-1:

  图3-1 1、电机;2、皮带传动;3、锥齿轮;

  4、直齿圆柱齿轮;5、夹具;6、丝杆

  方案二:整体框架类似于卧式车床但此菠萝去皮装置采用两个电机作为动力源,电机一经带传动、齿轮减速箱、主轴;电机二经带传动、齿轮传动、丝杠,丝杠带动刀杆左右往复运动;本方案设计的菠萝去皮装置同样需要人工去头尾以及人工上下料。大概机构简图如图3-2:

  图3-2 1、电机1;2、皮带传动1;3、齿轮减速器;4、主轴;

  5、电机2;6、皮带传动2;7、齿轮传动;8、丝杆;9、刀杆;

  3.3菠萝去皮装置方案的确定

  方案一的优点是在菠萝削皮的过程,菠萝不易偏离主轴而导致菠萝松动或者掉落;采用方案二的装夹方式,由于菠萝自身重力加上削皮时受到的离心力和刀具对菠萝的力,在削皮过程就很容易使菠萝偏离主轴或者掉落;经过对两个方案的对比,最后选择方案一。

  菠萝去皮装置的设计校核

  4.1菠萝的相关数据

  菠萝果眼大致为螺旋线分布,螺旋线与水平面间夹角大致范围在40°到60°。分布的螺旋线条数为7到13条(菠萝个头不同螺旋线条数有区别),每条螺旋线所占的圆周比例约为3/5.菠萝高度与菠萝最大直径的比值约为1.5;去头后的菠萝高度在140mm至280mm之间。

  4.2刀具的设计

  根据菠萝的各项数据,首先要确定刀具的样式:刀具后端与丝杠连接以便丝杠能带动刀具上下移动,刀杆与丝杠的连接可使用弹性金属材料,这样在切削时会随着刀具的微变型而随着变动,刀片采用两头式刀刃,这样设计是为了让刀具往复运动时都能削皮。刀片与刀架采用螺钉连接,防止刀片坏时可以更换。如下图所示4-1:

  图4-1 1、螺钉;2、刀片;

  3、刀架;4螺栓;5、刀杆

  4.3丝杠的设计计算及校核

  4.3.1螺杆和螺母的材料选择

  削皮机在工作时,采用螺旋传动将回转运动转变成直线运动。从而带动刀具往复运动实现切削任务,刀具放在螺母的一侧,菠萝旋转时即可切去菠萝表皮以及果眼。

  因为本课题设计的是小型机械,而加工的对象是水果所以对精加工并无要求,因此选择结构简单、经济型、容易实现加工目的丝杠螺母作为切削部分的组成。本课题采用滑动螺旋,其螺纹类型有矩形、梯形和锯齿形;在这里选用常见的梯形螺纹,因为梯形螺纹的牙形为等腰梯形,牙形角30°。在传递运动的时候不易松动,虽然其传动效率不是优势,但是方便制造,牙根强度高。因为螺杆是竖直安装受力会更大,所以螺杆的材料要有足够的强度和耐磨性。螺母的材料除了要有足够的强度外,还要求在与螺杆的配合时摩擦系数小和耐磨。“常用的螺旋传动材料”见表4-1。

  表4-1螺旋传动常用的材料

  螺旋副材料牌号应用范围

  螺杆Q235、Q275、45、50材料不经热处理,适用于经常运动、受力不大、转速较低的传动40Cr、65Mn、T12、40WMn、20CrMnTi材料需经热处理,以提高其耐磨性,适用于重载、转速较高的重要运动9Mn2V、CrWMn、38CrMoAl材料需经热处理,以提高其尺寸的稳定性,适用于精密传导螺旋传动

  螺母ZQSn10-1、ZQSn5-5-5(铸锡青铜)材料耐磨性好适用于一般材料ZQA19-4-4-2(铸铝青铜)

  ZHA166-6-3-2(铸铝黄铜)材料耐磨性好,强度高,适用于重载、低速的传动。对于尺寸较大或告速传动,螺母可采用钢或者铸铁制造,内孔浇注青铜或巴氏合金

  因考虑到腐蚀性低,所受的力不大,低转速,并且具有加工工艺性。所以螺杆的材料选择45钢(45钢的屈服强度,抗拉强度,伸长率16%,收缩率40%,剪切强度178MPa)。螺母的材料选择为:ZQSn5-5-5(铸锡青铜)。

  4.3.2耐磨性计算

  刀具的切削宽度为15mm,设螺杆旋转一圈刀具前进12mm,而螺杆旋转一圈,刀具移动一个螺距。根据耐磨性初步计算螺纹中径,根据机械设计第九版得知,对于整体螺母的取值1.2-2.5,在此取2,螺杆所受力F等于螺母重力加刀具以及刀杆的重力假设等于300N。由公式4-3-1得:

  (4-3-1)

  带入参数可得

  (4-3-2)

  由螺杆强度计算推出螺纹小径,根据第四理论强度,其强度条件为:

  (4-3-3)

  对于中小尺寸的螺杆可认为

  则(4-3-4)

  式中:F——螺杆所受的轴向压力(或拉力),N;

  A——螺杆纹段的危险截面面积;,;

  ——螺杆螺纹小径,mm;

  T——螺杆螺纹所受的扭矩,;

  ——螺杆材料的许用应力,MPa,见机械设计第九版表5-13;

  S——螺杆稳定性安全系数,对于传力螺旋S=3.5至5.0,在此S取5。

  所以(4-3-5)

  4.3.3螺杆各项数据的确定

  综上计算,因为螺杆为竖直放置,所以应以抗压强度所计算的结果为参考选择螺纹大、中、小径,由国家标准GB/T5796.3-2005选择螺纹大、中、小径。在此选择:“公称直径:d=24mm中径;小径大径;线数n=1;螺距p=5mm”。

  4.3.4校核螺纹的自锁

  为了确保使用的安全性,螺纹传动需要有自锁能力。由于本课题螺旋传动选择的材料为钢和青铜,由机械设计手册表5-12得知,青铜和钢的摩擦系数为f=0.08-0.1,在此取f=0.09。因为选择梯形螺纹所以且梯形牙型角为:

  自锁条件为:;;满足自锁条件。

  4.3.5螺旋传动各部分长度的确定

  表4-2

  螺距P23456余程Le1012182024由表2得,当螺距P=5mm时余程Le=20mm,应为单个菠萝的高度在140mm-280mm之间,所以螺杆的工作长度为320mm较为合适,则:

  螺杆螺纹总长:Ls=320+2Le=360mm

  4-2丝杆余程与螺纹总长示意图

  4.3.6螺纹强度的校核

  因为螺杆强度为45钢螺母材料为ZQSh5-5-5(锡铸青铜),查机械设计手册第五版表12-1-10取由表12-1-4得螺纹宽度:b=0.65p,

  则对于螺杆:(4-3-6)

  由于

  所以(4-3-7)

  (4-3-8)

  (4-3-9)

  对于螺母:

  (4-3-10)

  (4-3-11)

  (4-3-12)

  式中:n——旋合圈数

  H——螺母高,mm;

  ——基本牙型高度,mm;

  ——剪切强度,MPa;

  ——弯曲强度,MPa;

  由上述计算结果表明螺纹强度足够。

  4.3.7螺杆的稳定性计算

  表4-3螺杆的长度系数

  端部支撑情况长度系数两端固定0.50一端固定,一端不完全固定0.60一端绞支,一端不完全固定0.70两端不完全固定0.75两端绞支1.00一端固定一端自由2.00

  注:采用滑动支承时,以轴承长度与直径的比值来确定。时,为绞支;时,为不完全固定;时,为固定支承。

  螺杆的稳定性条件为:(4-3-13)

  式中:——螺杆稳定性的计算安全系数;

  ——螺杆稳定性安全系数,对于传力螺旋,=3.5-5.0,;对于传导螺旋=2.5-4.0;对于精密螺杆或水平螺杆,;

  ——螺杆临界载荷,N;

  因为螺杆为两端固定所以临界载荷可按欧拉公式计算得:

  (4-3-14)

  式中:E——螺杆材料的拉压弹性模量,;

  I——螺杆危险截面的惯性矩,,;

  ——螺杆螺纹的工作长度,=320mm;

  所以:=N;(4-3-15)

  带入4-3-13式得:

  (4-3-16)

  满足稳定性条件,因为螺杆一端与轴承连接,一端与齿轮相连,为了便于零件加工,螺杆与齿轮连接的一端加工为。

  4.4传动系统的设计与计算

  传动系统的功能:传动系统是将原动机和执行元件的中间装置,其根本任务是将原动机的运动和动力按执行系统的需要进行转换并传递给执行系统,传动系统的具体功能包括以下几个方面:

  减速或增速;2、变速;

  改变运动形式;4、分配运动和动力;

  增大转矩;6、实现某些操纵和控制功能;

  4.4.1电机功率的计算及电机的选定

  作为小型机械设备可以选用的传动方式有很多,比如齿轮传动、带传动链传动等,为了保证机器运作的平稳性,本次课题以齿轮为传动系统的主要部分,因为齿轮传动具有工作可靠,寿命长、传动比准确、传递功率大、效率高等优点;以带传动为辅助装置,因为带传动具有工作平稳、噪声低、结构简单、造价低、同时还具有过载保护等优点;采用螺旋传动带动刀具运动。采用上述传动方式,是因为结构简单维护方便。

  由于菠萝果肉的高度在140—280之间,菠萝最大值与高度比为1.5,为了保证一小时90个菠萝的削皮速度,则单个菠萝去皮时间不超过40s,而每个菠萝的果眼条数为7-13,所以削一条果眼的时间不能大于3.1s则丝杠螺母的运动速度为:280/3.1=93mm/s;因为螺距P=5,所以丝杆的转速约为。因为每条果眼的跨度大致为菠萝圆周的3/5,所以菠萝的转速为11.5r/min。由于该机器运行时,会产生相应的运行阻力,该运行阻力分为两个部分,一部分以丝杆螺母和刀架自重以及螺母做往复运动时产生的运行阻力,另一部分以菠萝和夹具的自重以及菠萝夹具旋转时产生的运行阻力。而且上述所说的运行阻力近似等于摩擦力和其他力的总和。

  相对于丝杆螺母部分的运行阻力:

  (4-3-17)

  式中:——轴承摩擦系数=0.02;

  K——滚动摩擦系数K=0.04;

  ——附加阻力系数=2;

  Dc——此处为螺杆直径Dc=24mm;

  ——此处为螺母和刀架的总重约为300N。

  所以相对于螺杆部分的运行阻力为:

  由于市场上遇到的菠萝个头最大的不超过6斤所以相对于菠萝夹具部分的运行阻力:

  ;(4-3-18)

  式中——为夹具和菠萝及其他零件的总重,约为120N;

  Dc——为夹具旋转轴的直径为20mm。

  由于此设备采用两个电机,但两组传动机构相似,两组机构的传动效率查机械设计得:

  联轴器——=0.98;皮带轮——0.94-0.96,此处取0.95;锥齿轮传动——0.97-0.98,此处取0.98;直齿轮——0.98-0.99,此处取0.99;轴承——0.99;

  螺旋传动——0.7。

  所以相对于螺杆这组的传动总效率为:

  ;

  相对于菠萝夹具这组的总传动效率为:

  相对于螺杆部分实际输入的最小功率:

  对于夹具部分实际输入的最小功率:

  式中:约等于113mm/s;所以所需两电机的最小功率分别为:

  ;

  表4-4 Y型异步电机数据摘录

  型号功率

  (KW)电流

  (A)转速

  (r/min)效率

  (%)额定转矩/T电压

  (V)YS63120.180.53/0.922800692.3380/220YS63220.250.67/1.162800722.3380/220YS71140.250.83/1.441400672.4380/220YS80221.12.56/4.432800772.3380/220YS90S-21.54.85/8.4280080.52.3380/220YS90L-41.53.7/6.41400792.4380/220

  由表4-4可选电机型号为:螺杆组:因为要求丝杆的转速为1110r/min,所以可选电机型号为YS90L-4;

  夹具组:因为夹具转速不是很高但是为了满足最小功率要求,可选电机型号为YS7114.

  齿轮的设计与校核

  5.1直齿圆柱齿轮的设计与校核

  设计此菠萝削皮机的工作寿命为10年,由于是小型菠萝削皮机适用范围为家庭、饭店、商贩。设每年工作280天,每天工作8小时,由上文计算可知丝杆的转速为1110r/min,夹具处的转速为11.5r/min,由此可知齿轮传动为低速级齿轮传动,所以此处可采用渐开线直齿圆柱齿轮,查机械设计手册可知单级渐开线圆柱齿轮的传动比大于6。由于两个电机的转速均为1400r/min,所以取单级齿轮传动,主动轴转速/丝杆处从动轴转速=2。主动轴转速/夹具处从动轴转速=4。由此可得以下数据:丝杆组主动轴转速约为1300r/min,夹具组主动轴转速约为940r/min。

  5.1.1选择齿轮传动类型、齿数、材料

  因为齿轮传动类型为渐开线直齿圆柱齿轮传动,其压力角为20°。

  精度等级确定:因为该机器为小型家用机械,查机械设计书第九版表10-6可选择精度等级为8级。

  初选主动轮齿数:因为为半开式齿轮传动所以丝杆组的主动齿轮齿数,;夹具组的齿轮齿数为=17,。

  材料的选择由机械设计第九版表10-1得:两组齿轮均选45号钢,调质后表面淬火,齿面硬度为40-50HRC。

  5.1.2丝杆组齿轮的相关计算

  (1)查机械设计书图10-24和10-25得弯曲疲劳极限;接触疲劳极限为。

  (2)应力循环次数由公式:

  (5-1-1)

  式中:N——应力循环次数;

  n——齿轮转速;

  j——齿轮每转一圈时,同一齿面啮合的次数;

  ——齿轮的工作寿命(单位为h)。

  带入数值得:

  (3)查机械设计书图10-22得,;查图10-23得,;

  (4)取接触疲劳强度,取弯曲疲劳强度。

  (5)许用应力的计算由公式:(5-1-2)

  按齿面接触疲劳强度计算

  由公式5-1-3计算小齿轮分度圆直径:

  (5-1-3)

  初选=1.3;

  3)计算小齿轮转矩:

  ;(5-1-4)

  齿宽系数:此处齿轮为非对称分布,且为硬齿面,查机械设计手册第五版表14-1-69得=0.5;

  查机械设计书第九版图10-20得区域系数=2.5;由表10-5查得材料的弹性影响系数=189.8MPa

  由公式5-1-5计算接触疲劳强度用重合度系数:

  (5-1-5)

  (5-1-6)

  计算齿顶圆压力角:

  31.8

  27.1

  因为啮合角所以可计算圆柱齿轮的重合度为:

  =

  由此可得:

  (5-1-7)

  许用应力由前文计算可知,;取较小者为该齿轮副的接触疲劳的许用应力,即:=

  将上述参数带入式5-1-3得:

  =30.5mm(5-1-8)

  调整小齿轮分度圆直径

  圆周速度v:

  (5-1-9)

  计算齿宽b:

  计算实际载荷:

  由机械设计书表10-2查得使用系数=1;根据v=2.07m/s、8级精度查图10-8得动载系数=1.12;齿轮的圆周力为:

  由表10-3查得齿间载荷分配系数=1.2;由表10-4用插值法查得8级精度、小齿轮相对支承非对称布置时,得齿向载荷分布系数=1.425;由此可计算实际载荷系数:;

  由式5-1-10可得按实际载荷系数求得的分度圆直径:

  (5-1-10)

  算得相应的模数:

  (7)按齿根弯曲疲劳强度设计

  由公式5-1-3计算模数

  (5-1-10)

  式中——弯曲疲劳强度计算的载荷系数;

  ——齿型系数;

  ——载荷作用于齿顶时的应力修正系数;

  ——弯曲疲劳强度计算的重合度系数,,为直齿圆柱齿轮的重合度;

  ——小齿轮传递的扭矩;

  确定各参数值:

  初选载荷系数=1.3;

  计算弯曲疲劳强度重合度系数:

  =

  查机械设计书图10-17得齿型系数=2.65,=2.21;查图10-18得应力修正系数=1.56,1.76;由此可计算

  ;

  由此可知小齿轮的大于大齿轮,所以取;

  试算模数

  (5-1-11)

  5)调整齿轮模数

  计算实际载荷系数前的数据准备

  圆周速度v:

  计算齿宽b:

  计算宽高比b/h:

  所以b/h=10.28/2.31=4.45。

  计算实际载荷系数根据V=1.4m/s,8级精度查图10-8得动载系数由

  查表10-3得齿间载荷分配系数=1.2;由表10-4用插值法查得=1.426,结合图10-13查得=1.28,则实际载荷系数为:

  由式5.1.12,可得按实际载荷系数算得的齿轮模数:

  综上计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数,由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲疲劳强度所决定的承载能力,而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力,仅与齿轮直径有关,可取弯曲疲劳强度算得的模数1.096,取其标准值1.5,按接触疲劳强度算得的分度圆直径,算出小齿轮齿数,取24,则=48。

  几何尺寸的计算

  计算分度圆直径:

  mm

  计算中心距:

  计算齿轮宽度:

  考虑到安装误差的存在,将小齿轮的齿宽略加宽(5-10)mm,即:

  取=30mm;使大齿轮的齿宽等于设计齿宽即:。

  此处中心距符合要求,无需再通过变位加工或改变齿数等方法实现凑配中心距。

  变位齿轮设计

  变位系数:此处中心距数据符合要求,所以变位系数

  2)计算齿轮的几何尺寸

  齿顶圆直径:

  式中——齿顶圆直径;

  ——齿顶高系数;

  ——变位系数;

  ——降低齿顶高系数;

  带入数据可得:

  齿根圆直径由公式:得

  式中——齿根圆直径;

  C——顶隙系数;

  代入数据可得:

  因为没有使用齿轮变位的方式校核中心距,所以不需要重新校核齿轮强度。

  计算结果

  采用圆柱齿轮传动,两个齿轮均选用45号钢调质淬火,8级精度,齿数=24、=48、模数m=2mm、压力角=20°,无变位、中心距a=72mm、齿宽、。

  5.1.3夹具组齿轮的相关计算

  (1)查机械设计书图10-24和10-25得弯曲疲劳极限;接触疲劳极限为。

  (2)应力循环次数由公式:

  (5-1-12)

  式中:N——应力循环次数;

  n——齿轮转速;

  j——齿轮每转一圈时,同一齿面啮合的次数;

  ——齿轮的工作寿命(单位为h)。

  带入数值得:

  (3)查机械设计书图10-22得,;查图10-23得,;

  (4)取接触疲劳强度,取弯曲疲劳强度。

  (5)许用应力的计算由公式:(5-1-13)

  (6)按齿面接触疲劳强度计算

  1)由公式5.1.14计算小齿轮分度圆直径:

  (5-1-14)

  2)初选=1.3;

  3)计算小齿轮转矩:

  ;(5-1-15)

  4)齿宽系数:此处齿轮为非对称分布,且为硬齿面,查机械设计手册第五版表14-1-69得=0.5;

  5)查机械设计书第九版图10-20得区域系数=2.5;由表10-5查得材料的弹性影响系数=189.8MPa

  6)由公式5-1-16计算接触疲劳强度用重合度系数:

  (5-1-16)

  (5-1-17)

  计算齿顶圆压力角:

  因为啮合角所以可计算圆柱齿轮的重合度为:

  =

  由此可得:

  (5-1-18)

  许用应力由前文计算可知,;取较小者为该齿轮

  副的接触疲劳的许用应力,即:=

  7)将上述参数带入式5-1-3得:

  =22.4mm(5-1-19)

  8)调整小齿轮分度圆直径

  圆周速度v:

  (5-1-20)

  计算齿宽b:

  9)计算实际载荷:

  由机械设计书表10-2查得使用系数=1;根据v=1.1m/s、8级精度查图10-8得动载系数=1.06;齿轮的圆周力为:

  由表10-3查得齿间载荷分配系数=1.2;由表10-4用插值法查得8级精度、小齿轮相对支承非对称布置时,得齿向载荷分布系数=1.415;由此可计算实际载荷系数:;

  10)由式5-1-21可得按实际载荷系数求得的分度圆直径:

  (5-1-21)

  算得相应的模数:

  (7)按齿根弯曲疲劳强度设计

  由公式5-1-22计算模数

  (5-1-22)

  式中——弯曲疲劳强度计算的载荷系数;

  ——齿型系数;

  ——载荷作用于齿顶时的应力修正系数;

  ——弯曲疲劳强度计算的重合度系数,,为直齿圆柱齿轮的重合度;

  ——小齿轮传递的扭矩;

  确定各参数值:

  1)初选载荷系数=1.3;

  2)计算弯曲疲劳强度重合度系数:

  =

  3)查机械设计书图10-17得齿型系数=2.7,=2.25;查图10-18得应力修正系数=1.53,1.73;由此可计算

  ;

  由此可知小齿轮的大于大齿轮,所以取;

  4)试算模数

  (5-1-23)

  5)调整齿轮模数

  计算实际载荷系数前的数据准备

  圆周速度v:

  计算齿宽b:

  计算宽高比b/h:

  所以b/h=10.28/2.31=4.45。

  计算实际载荷系数根据V=1.23m/s,8级精度查图10-8得动载系数由

  查表10-3得齿间载荷分配系数=1.2;由表10-4用插值法查得=1.426,结合图10-13查得=1.28,则实际载荷系数为:

  由式5-1-24,可得按实际载荷系数算得的齿轮模数:

  (5-1-24)

  综上计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数,由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲疲劳强度所决定的承载能力,而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力,仅与齿轮直径有关,可取弯曲疲劳强度算得的模数1.61,取其标准值2,按接触疲劳强度算得的分度圆直径,算出小齿轮齿数,取14,则=56。

  (8)几何尺寸的计算

  1)计算分度圆直径:

  mm

  2)计算中心距:

  计算齿轮宽度:

  考虑到安装误差的存在,将小齿轮的齿宽略加宽(5-10)mm,即:

  取=24mm;使大齿轮的齿宽等于设计齿宽即:。

  此处中心距符合要求,无需再通过变位加工或改变齿数等方法实现凑配中心距。

  (9)变位齿轮设计

  1)变位系数:此处中心距数据符合要求,所以变位系数

  2)计算齿轮的几何尺寸

  齿顶圆直径:

  式中——齿顶圆直径;

  ——齿顶高系数;

  ——变位系数;

  ——降低齿顶高系数;

  带入数据可得:

  齿根圆直径由公式:得

  式中——齿根圆直径;

  C——顶隙系数;

  代入数据可得:

  因为没有使用齿轮变位的方式校核中心距,所以不需要重新校核齿轮强度。

  (10)计算结果

  采用圆柱齿轮传动,两个齿轮均选用45号钢调质淬火,8级精度,齿数=14、=56、模数m=2mm、压力角=20°,无变位、中心距a=70mm、齿宽、。

  5.2直齿圆锥齿轮的设计与校核

  设计此菠萝削皮机的工作寿命为10年,由于是小型菠萝削皮机适用范围为家庭、饭店、商贩。设每年工作280天,每天工作8小时,由上文计算可知丝杆的转速为1110r/min,夹具处的转速为11.5r/min,由此可知齿轮传动为低速级齿轮传动,所以此处可采用渐开线直齿圆柱齿轮,查机械设计手册可知单级渐开线圆柱齿轮的传动比大于6。由于两个电机的转速均为1400r/min,所以取单级齿轮传动,主动轴转速/丝杆处从动轴转速=2。主动轴转速/夹具处从动轴转速=4。由此可得以下数据:丝杆组主动轴转速约为1330r/min,夹具组主动轴转速约为960r/min。

  5.2.1选择齿轮传动类型、齿数、材料、精度等级

  选用标准直齿圆锥齿轮传动,压力角取为20°,因为是正交传动所以轴交角为90°;

  精度等级选和前文直齿圆柱齿轮一样为8级;

  初选主动轮齿数:和前文直齿圆柱齿轮设计时初选齿数一样,丝杆组为,;夹具组为,;

  材料选择:由表10-1得,选择小齿轮的材料为40Cr(调质),齿面硬度280HBS,大齿轮材料为45钢(调质),齿面硬度为240HBS。

  5.2.2丝杆组锥齿轮的设计与校核

  1、按齿面接触疲劳强度设计

  由式(5-2-1)试算小齿轮分度圆直径,即:

  (5-2-1)

  确定各参数值:

  初选=1.3;

  计算小齿轮传递的转矩:

  N

  选取齿宽系数

  由机械设计书图10-20查得区域系数;

  由机械设计书表10-5查得材料的弹性影响系数=189.8MPa;

  计算接触疲劳许用应力:

  由图10-25d查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为,,由式(5-2-2)计算应力循环次数:

  (5-2-2)

  带入数值得:

  由机械设计书图10-23查取接触疲劳寿命系数=0.95,=0.98;取接触疲劳强度安全系数由式5-2-3得:(5-2-3)

  取和中的较小者为该齿轮副的接触疲劳许用应力即:==539MPa

  试算小齿轮分度圆直径

  =45mm

  调整小齿轮分度圆直径

  计算实际载荷系数前的数据准备

  圆周速度V。

  当量齿轮的齿宽系数。

  =20.16mm

  计算实际载荷系数

  由机械设计书表10-2查得使用系数=1,根据v=2.5m/s、8级精度,由图10-8查得动载系数=1.13,取齿间载荷分配系数=1,由表10-4用插值法查得8级精度、小齿轮悬臂时得齿向载荷分配系数=1.386,由此得到实际载荷系数:

  由式(5-2-4)可得按实际载荷系数算得的分度圆直径为

  (5-2-4)

  及相应模数:

  按齿根弯曲疲劳强度设计

  由式5-2-5试算模数,即:

  (5-2-5)

  确定公式中的各参数值

  初选=1.3;

  计算。由分锥角和可得当量齿数,

  。由机械设计书图10-17查得齿型系数=2.75,=2.23;由图10-18查得应力修正系数=1.56,=1.78;由图10-24c查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为=500MPa,=400MPa;由图10-22取弯曲疲劳寿命系数=0.85,=0.88。取弯曲疲劳安全系数=1.5,由式5-2-3得:

  因为大齿轮的较大所以取=

  3)试算模数

  ==0.99(5-2-6)

  调整齿轮模数

  计算实际载荷前的数据准备

  计算圆周速度V。

  计算齿宽

  计算实际载荷系数

  根据V=1.1m/s,8级精度,由机械设计书图10-8查得动载系数=1.08,取齿间载荷分配系数,由表10-4用插值法查得=1.36,于是=1.24,则实际载荷系数为:

  由此可计算齿轮模数

  (5-2-7)

  在此取齿轮模数m=2mm,按接触疲劳强度算得的分度圆直径为=47.97mm,则小齿轮齿数为取,则大齿轮齿数为。

  几何尺寸计算

  计算分度圆直径

  ;

  计算分锥角

  ;

  计算齿轮宽度

  ;取

  设计结论

  齿数,,模数m=2,压力角为20°,分锥角,;

  齿宽。小齿轮选用40cr(调质),大齿轮选用45号钢(调质),8级精度。

  5.2.3夹具组齿轮的设计与校核

  1、按齿面接触疲劳强度设计

  (1)由式(5-2-1)试算小齿轮分度圆直径,即:

  (5-2-8)

  确定各参数值:

  1)初选=1.3;

  2)计算小齿轮传递的转矩:

  N

  3)选取齿宽系数

  4)由机械设计书图10-20查得区域系数;

  5)由机械设计书表10-5查得材料的弹性影响系数=189.8MPa;

  6)计算接触疲劳许用应力:

  由图10-25d查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为,,由式(5-2-9)计算应力循环次数:

  (5-2-9)

  带入数值得:

  由机械设计书图10-23查取接触疲劳寿命系数=0.95,=0.98;取接触疲劳强度安全系数由式5-2-3得:(5-2-10)

  取和中的较小者为该齿轮副的接触疲劳许用应力即:==539MPa

  7)试算小齿轮分度圆直径

  =21.86mm

  (2)调整小齿轮分度圆直径

  1)计算实际载荷系数前的数据准备

  圆周速度V。

  当量齿轮的齿宽系数。

  =18mm

  2)计算实际载荷系数

  由机械设计书表10-2查得使用系数=1,根据v=0.89m/s、8级精度,由图10-8查得动载系数=1.03,取齿间载荷分配系数=1,由表10-4用插值法查得8级精度、小齿轮悬臂时得齿向载荷分配系数=1.386,由此得到实际载荷系数:

  3)由式(5-2-4)可得按实际载荷系数算得的分度圆直径为

  (5-2-11)

  及相应模数:

  2按齿根弯曲疲劳强度设计

  (1)由式5-2-5试算模数,即:

  (5-2-12)

  确定公式中的各参数值

  1)初选=1.3;

  2)计算。由分锥角和可得当量齿数,

  。由机械设计书图10-17查得齿型系数=2.95,=2.13;由图10-18查得应力修正系数=1.54,=1.86;由图10-24c查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为=500MPa,=400MPa;由图10-22取弯曲疲劳寿命系数=0.85,=0.88。取弯曲疲劳安全系数=1.5,由式5-2-3得:

  因为大齿轮的较大所以取=

  3)试算模数

  ==0.56(5-2-13)

  (2)调整齿轮模数

  1)计算实际载荷前的数据准备

  计算圆周速度V。

  计算齿宽

  2)计算实际载荷系数

  根据V=0.4m/s,8级精度,由机械设计书图10-8查得动载系数=1.02,取齿间载荷分配系数,由表10-4用插值法查得=1.36,于是=1.24,则实际载荷系数为:

  3)由此可计算齿轮模数

  (5-2-14)

  在此取齿轮模数m=1.5mm,按接触疲劳强度算得的分度圆直径为=22.52mm,则小齿轮齿数为取,则大齿轮齿数为。

  3几何尺寸计算

  (1)计算分度圆直径

  ;

  (2)计算分锥角

  ;

  (3)计算齿轮宽度

  ;取

  4设计结论

  齿数,,模数m=1.5,压力角为20°,分锥角,;

  齿宽。小齿轮选用40cr(调质),大齿轮选用45号钢(调质),8级精度。

  皮带轮及相关轴的设计

  6.1两组皮带轮的设计

  6.1.1夹具组带传动设计

  确定功率

  因为输入转速n=1400r/min,输出转速由前文计算得1330r/min;所以传动比i=1.05;由机械设计书表8-8查得工作情况系数=1.1

  故(6-1-1)

  式中P为带轮的输入功率;

  选择V带带型

  根据、n,由机械设计书图8-11选用Z型。

  确定带轮的基准直径并验算带速v

  初选小带轮的基准直径,由机械设计书表8-7和表8-9,取小带轮的基准直径=90mm。

  验算带速v。

  (6-1-2)

  因为5m/s,故带速合适。

  计算大带轮的基准直径

  (6-1-3)

  根据机械设计书表8-9,取标准值=100mm.

  确定带的中心距a和带的基准长度。

  公式(6-1-4)

  得,初选=240

  由公式

  (6-1-5)

  由机械设计表8-2选带的基准长度=780mm

  由公式(6-1-6)

  由公式(6-1-7)

  得中心距变化范围为229.3-264.4mm。

  验算小带轮上的包角。

  (6-1-8)

  计算带的根数Z。

  计算单根V带的额定功率。

  由=90mm,n=1400r/min,查机械设计书表8-4得=0.36KW;根据n=1400r/min,i=1.05和z带型查表8-5得=0.01KW;查表8-6得=0.99;查表8-2得=1;于是(6-1-9)

  2)计算带的根数z:(6-1-10)

  取z=4。

  计算皮带的初拉力

  由机械设计书表8-3得z型带的单位长度质量

  故(6-1-11)

  计算压轴力

  (6-1-12)

  设计结论

  选用z型普通v带4根,带的基准长度为780;带轮的基准直径=90mm,=100mm;中心距范围为a=229.3-264.4mm;带的初拉力=50。

  6.1.2夹具组的带轮设计

  1、确定功率

  因为输入转速n=1400r/min,输出转速由前文计算得960r/min;所以传动比i=1.5;由机械设计书表8-8查得工作情况系数=1.1

  故(6-1-13)

  式中P为带轮的输入功率;

  2、选择V带带型

  根据、n,由机械设计书图8-11选用Z型。

  3、确定带轮的基准直径并验算带速v

  1)初选小带轮的基准直径,由机械设计书表8-7和表8-9,取小带轮的基准直径=90mm。

  2)验算带速v。

  (6-1-14)

  因为5m/s,故带速合适。

  3)计算大带轮的基准直径

  (6-1-15)

  根据机械设计书表8-9,取标准值=140mm.

  4、确定带的中心距a和带的基准长度。

  1)由公式(6-1-16)

  得,初选=240

  2)由公式

  (6-1-17)

  由机械设计表8-2选带的基准长度=920mm

  3)由公式(6-1-18)

  4)由公式(6-1-19)

  得中心距变化范围为266.2-307.6mm。

  5、验算小带轮上的包角。

  (6-1-20)

  6、计算带的根数Z。

  1)计算单根V带的额定功率。

  由=90mm,n=1400r/min,查机械设计书表8-4得=0.36KW;根据n=1400r/min,i=1.5和z带型查表8-5得=0.02KW;查表8-6得=0.98;查表8-2得=1.04;于是(6-1-21)

  2)计算带的根数z:(6-1-22)

  取z=1。

  7、计算皮带的初拉力

  由机械设计书表8-3得z型带的单位长度质量

  故

  8、计算压轴力

  9、设计结论

  选用z型普通v带1根,带的基准长度为920;带的基准直径=90mm,=140mm;中心距范围为a=266.2-307.6mm;带的初拉力=34.2。

  6.2轴的设计

  轴的材料的选择

  由于本设计用到的轴较多所以此处只列举一根轴的计算过程,其余的轴均只给出计算结果。轴并无太多要求所以轴的材料选用45钢,调质处理,由机械设计第九版表15-1可得,轴的表面硬度为220-250HBS。抗拉强度极限=640MPa。

  初算轴径

  由机械设计书表15-3可得扭矩切应力为,所以可以确定各轴的值。确定丝杆组的A值:由机械设计书表15-3可取;

  则各轴的最小直径为:(6-2-1)

  考虑到联轴器的规格,在此取最小轴径为;各轴的最小轴径分别为,

  确定夹具组的A值:由于夹具组选用的轴的材料和丝杆组一样所以A值相同。

  则各轴的最小直径分别为:

  (6-2-2)

  考虑到联轴器和轴承的规格,在此取各轴的最小直径为,,,。

  初选轴承

  各轴承的参数如表6-1所示:

  表6-1

  轴承代号基本尺寸/mm安装尺寸/mm基本额定/kNdDTBdaDa动载荷Cr静载荷Cor30206204715.2514264128.230.530205255216.2515314632.23730209357218.251742655463.56202EN153514.251119317.83.75

  轴结构的设计

  丝杆组轴结构的设计:根据轴的装配和定位确定轴的各段直径和长度(从左到右)。

  因为轴的左端连接联轴器,所以该段的直径为20mm,长度为30mm;第二段轴的直径为30mm,长度为20mm;第三段轴的直径为26mm,长度为30mm;第四段因为与带轮连接考虑到端盖的安装,所以此处轴的直径为20mm,长度为46mm。

  6.3键的选用

  表6-2

  代号工作长度(mm)工作高度(mm)转矩(N.mm)极限应力(MPa)键130526.26370.23键220526.26330.46键31852428.55键410523.2446.34键512421.3636.13键612523.2433.84键712523.2473.06

  总结

  毕业设计是每位大学生在经过大学四年的学习后,是用来考察学生四年来所学知识是否牢固,以及在实践设计中是否熟练运用理论知识来设计实用性产品的综合性题目。大学四年的时间说短不短,说长也不长;但是经历这四年的时间我学到了很多东西,也培养了一些个人兴趣爱好。在这四年时间我学习了很多与机械相关的基础知识例如机械制图、机械设计、机械原理、材料力学等等。这些基础性的知识在我的毕业设计中也起到了不小的作用,把所学的知识运用到毕设中,会慢慢的融会贯通,也让我明白需要学习的知识还有很多很多。

  在这次设计中,段家现老师给予了我很大的帮助,在刚接触到毕业设计时有很多问题不清楚,每一次段老师都会给我们耐心的讲解从不感到厌烦。能完成这次设计首先必须感谢段老师不厌其烦的给我们指点,当然这过程当中也受到很多老师的指导以及同学间的互相帮助,这也说明了在遇到困难时一个人的力量是有限的,同学间互相帮助不仅可以把事做好还可以增进同学间的友情。

  由于本次设计是本人独自完成的,因为受个人所学知识以及其他因素的影响,所以在设计中会有很多的缺陷和不足。比如设计的尺寸精度以及不小心输错公式等,如果老师发现由什么不足的地方,还希望老师能够指正,我一定努力修正,不辜负老师良苦用心。

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