小型芋頭去皮機結構設計,小型芋頭去皮機結構設計,小型,芋頭,去皮,結構設計 湖南農(nóng)業(yè)大學東方科技學院 全日制普通本科生畢業(yè)設計 小型芋頭去皮機的設計 THE DESIGN OF SMALL TARO PEELED MACHINE 學生姓名：謝 峰 學 號：200841914417 年級專業(yè)及班級：2008級機械設計制造及其自動化 （4）班 指導老師及職稱：湯興初 副教授 學 部：理工學部 湖南·長沙 提交日期：2012年5月 湖南農(nóng)業(yè)大學東方科技學院全日制普通本科生 畢業(yè)設計誠信聲明 本人鄭重聲明：所呈交的本科畢業(yè)論文是本人在指導老師的指導下，進行研究工作所取得的成果，成果不存在知識產(chǎn)權爭議。除文中已經(jīng)注明引用的內(nèi)容外，本論文不含任何其他個人或集體已經(jīng)發(fā)表或撰寫過的作品成果。對本文的研究做出重要貢獻的個人和集體在文中均作了明確的說明并表示了謝意。同時，本論文的著作權由本人與湖南農(nóng)業(yè)大學東方科技學院、指導教師共同擁有。本人完全意識到本聲明的法律結果由本人承擔。 畢業(yè)設計作者簽名： 年 月 日 2 小型芋頭去皮機的設計 學 生：謝峰 指導老師：湯興初 (湖南農(nóng)業(yè)大學東方科技學院，長沙 410128) 摘 要：通過對小型芋頭去皮機的正確分析，設計了去皮裝置。其目的是解決芋頭體積小，不易清洗去皮，靠人工清洗去皮費力的技術問題主要是對莖類物質(zhì)清洗去皮。對芋頭去皮機的組成：波盤、帶輪、齒輪、軸等的選用及設計，校核帶輪、軸承及軸的壽命和使用強度，分析重要零部件的受力及載荷分布情況。用AutoCAD畫出了芋頭去皮機裝置的零件圖和裝配圖。 關鍵詞：去皮機；機械傳動；莖類植物 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，荷蘭最大的馬鈴薯加工企業(yè)多數(shù)是法式薯條生產(chǎn)商。隨著生產(chǎn)線能力的迅速擴大，廢水問題成了荷蘭社會的焦點。荷蘭政府不得不提高水污染稅，事實上，荷蘭是世界上第一批采取此措施的國家之一。結果，荷蘭馬鈴薯加工設備制造商們不得不找到降低水污染的解決途徑。所以，荷蘭和美國有世界先進的去皮系統(tǒng)生產(chǎn)商。? 在馬鈴薯加工過程中，考慮到降低成本和產(chǎn)品質(zhì)量，蒸汽去皮已經(jīng)成為最重要的一環(huán)。這也是高達人30年來致力于去皮技術的原因。把目標設在降低生產(chǎn)成本，高達公司在不斷的發(fā)展改進中取得了成功。在過去的十年中，公司的一些機器已經(jīng)履行降低去皮損失的使命。? ????除了已有的8個世界專利和一些專利申請，高達最新研制的分離-定子去皮機/刷加帶式清皮機（Sepa-Stator/ brush-n-belt）去皮生產(chǎn)線已經(jīng)投放市場多年。事實上，在歐洲，美國，加拿大，澳大利亞，日本，中國等國家的大型馬鈴薯和蔬菜加工商都在使用高達的機器，而這些機器已經(jīng)達到45噸/小時的生產(chǎn)能力。隨著科學技術的不斷進步，開泰公司通過吸收國內(nèi)外對根薯類加工機械的特點設計制造出了土豆去皮機，該設備采用毛刷原理廣泛適用于胡蘿卜、山芋、馬鈴薯、紅薯等根薯類蔬菜的清洗、除皮。接著該公司又相繼開發(fā)出了高壓清洗去皮機，氣泡清洗去皮機，水流清洗去皮機，滾筒清洗去皮機，毛刷清洗去皮機等，這些設備的清洗去皮技術功能完善，操作簡單，而且破損率低[1]。 2 整體方案確定 2.1 確定傳動方案 機器通常由原動機、傳動裝置和工作機三部分組成。傳動裝置位于原動機和工作機之間，用來傳遞運動和動力，并可用以改變轉速、轉矩的大小或運動形式，以適應工作機功能要求。傳動裝置的設計對整臺機器的性能、尺寸、重量和成本都有很大的影響，因此應當合理地擬定傳動方案。 傳動方案一般用運動簡圖表示。擬定傳動方案就是根據(jù)工作機的功能要求和工作條件，選擇合適的傳動機構類型，確定各類傳動機構的布置順序以及各組成部分的聯(lián)接方式，繪出傳動裝置的運動簡圖。該機的工作機主要是靠波盤的轉動對芋頭進行去皮，所以在這里我主要的構思是利用齒輪傳動來帶動波盤的轉動。 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(jù)工作機的功能要求個工作條件，初步給出以下傳動裝置的運動簡圖。 圖1 運動簡圖 Fig 1 Movement diagram 2.2 機構類型選擇 選擇傳動機構類型時應綜合考慮各有關要求和工作條件，例如工作機的功能；對尺寸、重量的限制；環(huán)境條件；制造能力；工作壽命與經(jīng)濟要求等。選擇類型的基本原則： 1)傳遞大功率時，應充分考慮提高傳動裝置的效率，以減少能耗、降低運行費用。這時應選用傳動效率高的傳動機構，如齒輪傳動。而對小功率傳動，在滿足功能條件下，可選用結構簡單、制造方便的傳動形式，以降低初始費用（制造費用）[2] 。 2)載荷多變和可能發(fā)生過載時，應考慮緩沖吸振及過載保護問題。如帶傳動，采用彈性聯(lián)軸器或其他過載保護裝置。 3)傳動比要求嚴格、尺寸要求緊湊的場合，可選用齒輪傳動或蝸輪傳動。但應注意，蝸桿傳動效率低，故常用于中小功率、間歇工作的場合。 4)在多粉塵、潮濕、易燃、易爆的場合，宜選用鏈傳動、閉式齒輪傳動或蝸桿傳動，而不采用帶傳動或摩擦傳動。 綜上所述可采取圖1所示方案。 3 小型芋頭去皮機設計 3.1 原動機的選擇 與被驅動的工作機械連接簡單，且大多為室內(nèi)作業(yè)，功率較小，維修方便，種類和型號較多等，即確定原動機為電動機[3]。 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[4]。 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： 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1 電機技術參數(shù) 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(zhì)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(shù)據(jù)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(shù)據(jù)和外形、安裝尺寸，并列表備用 3．3 計算傳動裝置總傳動比和分配各級傳動比 3.3.1 傳動裝置總傳動比 i總===6.31 （2） 式中，為電動機滿載轉速，r/min; 為執(zhí)行機構轉速，r/min。 3.3.2 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） 所得i2值符合單級直齒輪減速器傳動比的常用范圍。 3.4 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) 3.4.1 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 （4） ==≈947r/min （5） = =≈450r/min （6）式中，為高速軸Ⅰ的轉速，r/min；為低速軸Ⅱ的轉速，r/min。 3.4.2 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 （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 3.4.3 各軸轉矩 T0===5.04KN.m （8） TⅠ===14.52KN.m （9） TⅡ===28.59KN.m （10） 3.5 V帶傳動的設計計算 3.5.1 確定計算功率Pca 由機械設計表8-6查得工作情況系數(shù)KA=1.3,故 Pca=KAP=1.3×1.5kW =1.95kW （11） 式中：Pca為計算功率，KW；KA為工作情況系數(shù)；P為所需傳遞的額定功率，KW。 3.5.2 選取V帶帶型 根據(jù)計算功率和小帶輪轉速由《機械設計》圖8-8確定選用Z型[6]。 3.5.3 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 （12）帶的速度合適 根據(jù)《機械設計》dd2=idd1式，從動輪基準直徑dd2 dd2=i1dd1=3×71=213mm （13） 根據(jù)《機械設計》表8–8加以適當圓整，取dd2=224mm。 3.5.4 確定V帶的基準長度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軸承添加潤滑脂的要求，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。 4.2.3 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。由機械設計表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。 4.2.4 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]。 4.2.5 求軸上的載荷 首先根據(jù)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(jù)軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖。 圖5受力圖 Fig 5 Axis diagram 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4 軸的危險截面 Table 4 Dangerous section of the shaft 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 4.2.6 按彎扭合成應力校核軸的強度 根據(jù)《機械設計》式（15-5）及上表中的數(shù)值，并取α=0.6，軸的計算應力 σca===5.32MPa （50） 前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由表15-1查得[σ-1]=60MPa[18]。因此σca<[σ-1]，故安全 4.2.7 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(shù) w=0.1d3=0.1×303=2700mm3 （51） 抗扭截面系數(shù) wT=0.2 d3=0.2×303=5400mm3 （52） 截面Ⅶ右側的彎矩M為 M=17929.03×=10042.4N.mm 截面Ⅶ上的扭矩為TⅡ=28590N.mm 截面上的彎曲應力 σb===3.72MPa （53） 截面上的扭轉矩應力 τT===5.29 MPa （54） 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力集中系數(shù)ασ及ατ按《機械設計》附表3-2查取。因為==0.033，==1.2，經(jīng)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(shù)為 qσ=0.75，qτ=0.77 故有效應力集中系數(shù)按式（附3-4）為 kσ=1+ qσ(ασ-1)=1+0.75×(2.10-1)=1.825 （55） kτ=1+ qτ(ατ-1)=1+0.77×(1.67-1)=1.5159 （56） 由《機械設計》附圖3-2查得尺寸系數(shù)εσ=0.85；由附圖3-3得扭轉尺寸系數(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 （58） Kτ=+-1=+-1=1.83 （59） 又由參考文獻得碳鋼的特性系數(shù) Ψσ=0.1~0.2，取Ψσ=0.1 Ψτ=0.05~0.1，取Ψτ=0.05 于是，計算安全系數(shù)Sca值，得 Sσ===33.15 （60） Sτ===31.17 （61） Sca===22.7>>S=1.5 （62） 故可知其安全。 3）截面Ⅶ左側 抗彎截面系數(shù) w=0.1d3=0.1×363=4665.6mm3 （63） 抗扭截面系數(shù) wT=0.2 d3=0.2×363=9331.2mm3 （64） 截面Ⅶ右側的彎矩M為 M=17929.03×=10042.4N.mm 截面Ⅶ上的扭矩為TⅡ=28590N.mm 截面上的彎曲應力 σb===3.72MPa （65） 截面上的扭轉矩應力 τT===3.06 MPa （66） ασ=2.10，ατ=1.67 過盈配合處的，由附表3-8用插入法求出，并取 =0.8，于是得 =1.90 =0.8×1.90=1.52 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 故得綜合系數(shù)值為 Kσ=+-1=1.90+-1=1.987 （67） Kτ=+-1=1.52+-1=1.607 （68） 又由參考文獻得碳鋼的特性系數(shù) Ψσ=0.1~0.2，取Ψσ=0.1 Ψτ=0.05~0.1，取Ψτ=0.05 于是，計算安全系數(shù)Sca值，得 Sσ===64.37 （69） Sτ===61.14 （70） Sca===44.33>>S=1.5 （71） 故該軸在截面Ⅶ左側的強度也是夠的[20]。 4.3 輸入軸的設計 4.3.1 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 （72） 齒輪的徑向力 Fr1= Fa2=249.34N 齒輪的軸向力 Fa1= Fr2=108.82N 4.3.2 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 （73） 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。 4.4 軸的結構設計 4.4.1 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構設計的基本要求，得出如圖所示的裝配方案。 圖6 軸 Fig 6 Axis 4.4.2 根據(jù)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(chǎn)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(jù)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(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。 4.4.3 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。 4.4.4 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。 4.4.5 求軸上的載荷 首先根據(jù)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(jù)軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖 圖7受力圖 Fig 7 Axis diagram 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4 軸的危險截面 Table 4 Dangerous section of the shaft 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 4.4.6 按彎扭合成應力校核軸的強度 根據(jù)《機械式設計》式（15-5）及上表中的數(shù)值，并取α=0.6，軸的計算應力 σca===2.43MPa （74） 前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由《機械式設計》表15-1查得[σ-1]=60MPa。因此σca<[σ-1]，故安全 。 5 軸上滾動軸承的設計計算 5.1 輸入軸上滾滾動軸承的設計 5.1.1 求比值 ==0.44 根據(jù)表13-5，角接觸球軸承的最大e值為0.56，故此時>5000h （77） 故角接觸球軸承7206C符合要求。 5.2 輸入軸上滾動軸承的設計計算 5.2.1 求比值 ==2.29 根據(jù)《機械式設計》表13-5，角接觸球軸承的最大e值為0.56，故此時>e 5.2.2 初步計算當量動載荷P 根據(jù)《機械式設計》式（13-8a） P=fp(XFr+YFa) （78） 按照《機械式設計》表13-6，fp=1.0～1.2，取fp=1.2 按照《機械式設計》表13-5，X=0.44，Y值需要在已知型號和基本額定靜載荷C0后才能求出。先暫選一近似中間值，取Y=1.2，則 P=1.2×(0.44×108.82+1.2×249.34)=416.5N 5.2.3 求軸承應有的基本額定載荷值 根據(jù)《機械式設計》式（13-6） C=P==2137N （79） 5.2.4 驗算軸承的壽命 按照軸承樣本或設計手冊選擇C=17800N的7206C的軸承。此軸承的基本額定靜載荷C0r=12800N，驗算如下： 1）求相對軸向載荷對應的e值與Y值。按表13-5，相對軸向載荷==0.019，在表中介于0.015～0.029之間，對應的e值為0.38～0.40，Y值為1.47～1.40。 2）用線性插值法求Y值 Y=1.40+=1.47 故 X=0.44 Y=1.47 3）求當量動載荷P P=1.2×(0.44×108.82+1.47×249.34)=497N 4）驗算7206C軸承的壽命，根據(jù)式（13-5） Lh=()ε=×()3=1701480>>5000h （80） 故角接觸球軸承7206C符合要求。 6 鍵聯(lián)接的選擇及校核計算 6.1 齒輪鍵聯(lián)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] （81） 可見聯(lián)接強度足夠。 6.2 V帶輪鍵聯(lián)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] （82） 可見聯(lián)接強度足夠。 6.3 半聯(lián)軸器鍵聯(lián)接的選擇及計算 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] （83） 可見聯(lián)接強度足夠。 7 嚙合件及軸承的潤滑 在摩擦面間加入潤滑劑不僅可以降低摩擦，減輕磨損，保護零件不遭銹蝕，而且在采用循環(huán)潤滑時還能起到散熱降溫的作用。由于液體的不可壓縮性，潤滑油膜還具有緩沖、吸振的能力。使用膏狀的潤滑脂，既可防止內(nèi)部的潤滑劑外泄，又可阻止外部雜質(zhì)侵入，避免加劇零件的磨損，起到密封作用。 潤滑劑可分為氣體、液體、半固體和固體四種基本類型。在液體潤滑劑中應用最廣泛的是潤滑油，包括礦物油、動植物油、合成油和各種乳劑。半固體潤滑劑主要是指各種潤滑脂。它是潤滑油和稠化劑的穩(wěn)定混合物。固體潤滑劑是任何可以形成固體膜以減少摩擦阻力的物質(zhì)，如石墨、二硫化鉬、聚四氟乙烯等。任何氣體都可作為氣體潤滑劑，其中用得最多的是空氣，它主要用在氣體軸承中。 在本設計中軸承采用脂潤滑。潤滑脂的潤滑膜強度高，能承受較大的載荷，不易流失，容易密封，一次加脂可以維持相當長的一段時間。潤滑脂的裝填量不應超過軸承空間的1/3～1/2，可通過軸承座上的注油孔及通道注入。采用滾動軸承脂（SY1514-82*），它適用于各種機械設備的滾動軸承潤滑。適用工作溫度≤90°C。 8 波盤的設計 根據(jù)設計要求波盤直徑為350mm，采用1mm厚不銹鋼材料，為更好的達到去皮效果波盤轉速n=450～500轉/分，本設計中轉速為450轉/分。 圖8波盤形狀 Fig 8 Odds shape 9 總結 雖然在大學里有過多次課程設計的經(jīng)歷，但那些跟這次比起來實在是小巫見大巫了。以前的課程設計可以說都有參照，我們可照著前人的思路走。但畢業(yè)設計就完全不同，要自己想象構思，從開始階段的方案確定，到最后階段的設計說明書的編寫，沒有哪一樣不要靠自己來完成：計算要準確，畫圖要注意細節(jié)，說明書要與設計統(tǒng)一等等。在計算軸時因不小心算錯一個數(shù)據(jù)，導致后面的設計數(shù)據(jù)都出錯，當在繪圖時才發(fā)現(xiàn)錯誤，所以只得重新將數(shù)據(jù)改正后，才最終將圖畫好。那還有在計算過程中因為發(fā)現(xiàn)小錯誤而改變設計數(shù)據(jù)的情況舉不勝舉。最主要的是現(xiàn)在市面上芋頭去皮機不是很多，也不夠完善，能夠參考的書籍有限，網(wǎng)絡上的詳細資料也不全面，那樣更加加重了我的設計，給我的課題設計形成很多的阻礙。但在指導老師和同學的幫助下，我通過翻閱相關資料改正了設計和圖紙上的一些錯誤以及不合理的地方。 畢業(yè)設計是每一位大學生的必修課，它要求學生獨立的思考問題，并將在大學期間所學的知識進行歸類和深化；能夠多方面的提高學生的能力，為進入社會做足準備。同時，我發(fā)現(xiàn)了自己很多不足的地方，還有很多以前沒掌握牢固的知識和未從涉及的領域。希望在以后的時間里，我能不斷的學習新知識，提升自己的能力。不能說這次設計是非常圓滿的完成的，因為還有一些考慮欠妥的地方，希望老師批評指教，但至少可視為一個進步，以后還能因此有更大的進步！經(jīng)過三個月的努力，我相信這次畢業(yè)設計一定能為四年的大學生涯劃上一個圓滿的句號。 參考文獻 [1] 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