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湖 南 農 業(yè) 大 學
全日制普通本科生畢業(yè)設計
振動式紅薯清洗機設計
DESIGN OF VIBRATING SWEET POTATO WASHING MACHINE
學生姓名：
學 號：
年級專業(yè)及班級
指導老師及職稱： 副教授
學 院：工學院
湖南·長沙
提交日期：2013年05月
湖南農業(yè)大學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)設計是本人在指導老師的指導下，進行研究工作所取得的成果，成果不存在知識產權爭議。除文中已經注明引用的內容外，本論文不含任何其他個人或集體已經發(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。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
湖南農業(yè)大學全日制普通本科生
畢業(yè)論文（設計）開題報告
學生姓名
學 號
年級專業(yè)及班級
指導教師及職稱
副教授
學 院
工學院
20 13 年 01 月 07 日
畢業(yè)論文（設計）題目
振動式紅薯清洗機設計
文獻綜述（選題研究意義、國內外研究現(xiàn)狀、主要參考文獻等，不少于1000字）
一、選題研究意義
振動篩是工礦企業(yè)普遍使用的篩分機械，用作物料的篩分、干濕分級、洗滌、脫泥、脫介、脫水等。篩分設備技術水平的高低和質量的優(yōu)劣，關系到工藝效果的好壞、生產效率的高低和能源節(jié)省的程度，從而直接影響企業(yè)的經濟效益。而振動篩以它結構簡單、處理能力大、工作可靠等優(yōu)點在所有篩分設備中占有絕對優(yōu)勢。最近幾年，各國對振動篩分技術的研究很重視，如強化振動參數(shù)，設備大型化，篩機零部件的三化，自同步技術的推廣應用，新篩機的出現(xiàn)等都是圍繞著振動篩發(fā)展起來的。二、國內外研究的現(xiàn)狀及發(fā)展趨勢
國外從16世紀開始篩分機械的研究與生產，在18世紀歐洲工業(yè)革命時期，篩分機械得到迅速發(fā)展，到本世紀篩分機械發(fā)展到一個較高水平。德國申克公司可提供260多種篩分設備，STK公司生產的篩分設備系列較全，技術水平較高，KHD公司生產200多種篩分設備，通用化程度高，KUP公司和海英勒曼公司都研制DP11型雙頻率篩，采用不同速度的激振器。DRK公司研制成三路分配器給料，一臺高速電機驅動。日本東海株式會社和RXR公司等合作研制了垂直料流篩，把旋轉運動和旋回運動結合起來，對細料一次分級特別有效。英國為解決從濕原煤篩分出細粒末煤，研制成功旋流概率篩。前蘇聯(lián)研制了一種多用途兼有共振篩和直線振動篩優(yōu)點的自同步直線振動篩。國內由于工業(yè)發(fā)展緩慢，基礎比較薄弱，理論研究和技術水平落后，我國篩分機械的發(fā)展是本世紀近50年的事情，大體上可分為三個階段（1）仿制階段：這期間，仿制了前蘇聯(lián)的ГУП系列圓振動篩、BKT-11、BKT-OMZ型搖動篩；波蘭的WK-15圓振動篩、CJM-21型搖動篩和WP1、WP2型吊式直線振動篩。這些篩分機仿制成功，為我國篩分機械的發(fā)展奠定了堅實的基礎，并培養(yǎng)了一批技術人員。(2)自行研制階段：從1966年到1980年研制了一批性能優(yōu)良的新型篩分設備，1500毫米×3000毫米重型振動篩及系列，15m2、30m2共振篩及系列，煤用單軸、雙軸振動篩系列，YK和ZKB自同步直線振動篩系列，等厚、概率篩系列，冷熱礦篩系列。這些設備雖然存在著故障較多、壽命較短的問題，但是它們的研制成功基本上滿足了國內需要，標志著我國篩分機走上了獨立發(fā)展的道路。(3)提高階段：進入改革開放的80年代，我國篩分機也進入了一個新的發(fā)展階段。成功研制了振動概率篩系列、旋轉概率篩系列，完成了箱式激振器等厚篩系列、自同步重型等厚篩系列、重型冷熱礦篩系列、弛張篩、螺旋三段篩的研制，粉料直線振動篩、 琴弦振動篩、 旋流振動篩立式圓筒篩的研制也取得成功。
三、參考文獻
[1] 楊可楨,程光蘊.機械設計基礎第四版[M].高等教育出版社.1999.
[2] 孫桓,陳作模.機械原理第7版[M].高等教育出版社.2006.
[3] 王昆,何小柏,汪信遠.機械設計課程設計[M].高等教育出版社.1996:117～196
[4] 濮良貴，紀名剛.機械設計(第8版) [M].北京：機械工業(yè)出版社.2006,5:140～318
[5] 黃平.常用機械零件及機構圖冊[M] .上?？茖W技術出版社.1979.
[6] 孔凌嘉，張春林.機械基礎綜合課程設計[M].北京理工大學出版社.2004
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[10] 史美堂.金屬材料[M].上?？茖W技術出版社.2003
[11] 陳侍良.農產品加工機械與設備[M].北京:北京農業(yè)工程大學出版社.1998.
[12] 朱冬梅,胥北瀾主編.畫法幾何及機械制圖[M].高等教育出版社.1999
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[14] Busono S． Studies on the mechanical harvesting of peanuts，4：Peanut harvester improvement[N]，1990．
研究方案（研究目的、內容、方法、預期成果、條件保障等）
研究目的: 振動式紅薯清洗機設計，是機、氣知識的一次綜合運用。振動式紅薯清洗機的應用廣泛，可以把人從繁重和重復的勞動中解脫出來。
設計內容:在規(guī)定時間內，按設計要求完成振動篩清洗機各部分的設計。
方法:根據(jù)現(xiàn)有振動篩的基本形式設計整體機構，然后根據(jù)要求逐步設計各個部分，設計中盡量標準件。
預計成果: 此設計的振動式紅薯清洗機具有相當?shù)耐ㄓ眯浴?
條件保障: 振動篩的設計精度
進程計劃（各研究環(huán)節(jié)的時間安排、實施進度、完成程度等）
2012.11.06～2012.12.02 選題
2012.12.03～2012.12.05 接受任務書
2012.12.06～2013.01.13 開題報告、開題論證記錄
2013.03.30～2013.04.01 中期檢查表
2013.05.01～2013.05.06 提交畢業(yè)設計初稿和所有書、表
2013.05.07～2013.05.13 修改完成正稿和書、表以及交學院預審
2013.05.14～2013.05.26 答辯、成績評定冊
論證小組意見
組長簽名：
20 年 月 日
專業(yè)委員會意見
專業(yè)委員會主任簽名：
20 年 月 日
注：1.此表可用黑色簽字筆填寫，也可打印，但意見欄必須相應責任人親筆填寫。
2. 此表可從教務處網(wǎng)站下載中心下載。
3.此表如不夠填寫，可另加頁。
湖南農業(yè)大學全日制普通本科生畢業(yè)論文（設計）
開題論證記錄
學 院： 工學院 記錄人：
學生姓名
學 號
年級專業(yè)及班級
2009級機械設計制造及其自動化專業(yè)（一）班
指導教師姓名
指導教師職稱
副教授
論文（設計）題目
振動式紅薯清洗機設計
論證小組質疑：
1、前人做過哪些相關或者相近的研究？
2、機具主要結構和工作原理是怎樣的？
3、準備采取哪些方法和步驟來完成你的畢業(yè)設計？
學生回答簡要記錄：
論證小組
成員簽名
論證地點： 論證日期：20 年 月 日
注：此表可從教務處網(wǎng)站下載中心下載。記錄、簽名欄必須用黑色筆手工填寫。
湖南農業(yè)大學全日制普通本科生畢業(yè)論文（設計）
中 期 檢 查 表
學 院： 工學院
學生姓名
學 號
年級專業(yè)及班級
2009級機械設計制造及其自動化專業(yè)（一）班
指導教師姓名
指導教師職稱
副教授
論文（設計）題目
振動式紅薯清洗機設計
畢業(yè)論文（設計）工作進度
已完成的主要內容
尚需解決的主要問題
1、總體設計
2、零部件設計
3、進行必要的設計計算
1.完成至少3張Ａ０圖紙
2.完成約１.５萬字的設計說明書
3、技術參數(shù)的校核
指導教師意見
簽 名： 年 月 日
檢查小組意見
組長簽名： 年 月 日
注：1.此表可用黑色簽字筆填寫，也可打印，但意見欄必須相應責任人親筆填寫。
2.此表可從教務處網(wǎng)站下載中心下載。
振動式紅薯清洗機設計
學 生：
指導老師：
（湖南農業(yè)大學工學院，長沙 410128）
摘 要：振動式紅薯清洗機的基本工作原理是利用篩箱的振動，使紅薯在其中不斷地碰撞和摩擦，同時用高壓水沖洗，以達到去泥沙和清洗的效果。本文包括原動部分，傳動部分，執(zhí)行部分以及各零部件的設計計算。本設計的主要特點是：結構簡單，節(jié)省投資，工作高效，能很好地實現(xiàn)紅薯清洗的機械化。
關鍵詞：傳動系統(tǒng)；連桿機構；振動；噴淋
Design of vibrating sweet potato washing machine
Student:Hu Yongsheng
Tutor:Zhang Lan
(College of engineering,Hunan Agricultural University,Changsha,410128)
Abstract: In order to achieve to sediment and cleaning effect,basic working principle of vibrating sweet potato washing machine is the use of the vibration of the sieve box, making sweet potato in constant collision and friction, rinsing with high pressure water at the same time.In this paper, including the original part, transmission part, execute part and the design and calculation of components. The design of the main features are: simple structure, saving investment, working efficient, it can well realize sweet potato mechanization cleaning.
Key word: The transmission system; Linkage; Vibration;Spray
1 前言
紅薯含有豐富的淀粉、膳食纖維、胡蘿卜素、維生素A、維生素B、維生素C、維生素E以及鉀、鐵、銅、硒、鈣等10余種微量元素和亞油酸等，營養(yǎng)價值很高，被營養(yǎng)學家們稱為營養(yǎng)最均衡的保健食品。
但紅薯不可避免地與泥土相粘連。這些泥土、雜質的存在,將會對產品的加工質量帶來極為不利的影響，所以必須將這些泥沙、雜質洗滌除去。
在設計清洗工藝及清洗設備時，主要從以下幾個方面進行考慮：
1. 可靠性 要求選用的清洗工藝及設備有穩(wěn)定的清洗質量，能達到所要求的洗凈程度；
2. 對待清洗對象的影響 要求在清洗過程中對待清洗對象造成的損傷盡可能小，并且不能對待清洗對象產生新的二次污染；
3. 利于自然環(huán)境的保護 要求清洗工藝及設備能夠防止或盡可能減少清洗廢液、噪聲、廢氣等對自然環(huán)境造成的破壞；
4. 效率 要求清洗工藝及設備具有效率高、節(jié)約勞動力的特點。
2 方案比較
查閱相關資料，根據(jù)振動式紅薯清洗機的工況要求，有以下三種方案：
方案一：直接運用步進電動機和帶傳動來實現(xiàn)滑架的往復運動，通過步進電動機的正反轉程序控制往返運動，用單片機控制驅動電路來設置相關的運動參數(shù)。
方案二：運用步進電機和齒輪齒條來實現(xiàn)滑架的往返運動，通過步進電機的正反轉，齒條固定在滑架上，利用齒輪齒條間的傳動來實現(xiàn)往返運動。
方案三：運用普通電動機，帶傳動，連桿機構。通過電動機可以獲得運動需要的動力，帶傳動提供相應的速度，連桿機構實現(xiàn)振動。
經過對比，發(fā)現(xiàn)方案三是合理的，也是最有實際意義的，同時，經濟性也能很好的實現(xiàn)，方案一中步進電機的功率和工況要求中的中度沖擊問題對步進電機的影響不能很好的解決，雖然步進電機已被廣泛地應用，但步進電機并不能象普通的直流電機，交流電機在常規(guī)下使用。而必須由雙環(huán)形脈沖信號、功率驅動電路等組成控制系統(tǒng)方可使用。因此用好步進電機卻非易事，它涉及到機械、電機、電子及計算機等許多專業(yè)知識。方案二也存在類似的問題，而方案三都能很好的實現(xiàn)，而且普通電動機容易選擇，帶傳動和連桿機構，結構可靠，穩(wěn)定性高,可以允許有一定的沖擊，故此方案較合理。
在整個設計過程中，帶傳動部分和連桿機構的設計和分析應是本課題的重點，運用機械設計和機械原理的相關內容來設計。
方案示意圖如下：
圖1 方案示意圖
Fig1 Solution diagram
3 執(zhí)行機構
3.1 連桿機構的特點
連桿機構是一種應用十分廣泛的機構，機械手的傳動機構，折疊傘的收放機構以及人體假肢的設計等，都是連桿機構。連桿機構具有以下特點:
1)連桿機構中的運動副一般均為低副，低副兩元素為面接觸，故在傳遞同樣載荷的條件下，兩元素間的壓強較小，可以承受較大的載荷。低副兩元素間便于潤滑，所以兩元素不易產生大的磨損。這些條件都能較好的滿足重型機械的要求。此外,低副兩元素的幾何形狀也比較簡單，便于制造。
2)在連桿機構中，當原動件以同樣的運動規(guī)律運動時，如果改變各構件的相對長度關系，便可以使從動件得到不同的運動規(guī)律。
3)在連桿機構中，連桿上各不同點的軌跡是各種不同形狀的曲線，稱為連桿曲線，而且隨著各構件相對長短關系的改變，這些連桿曲線的形狀也將發(fā)生改變，從而可以得到各種不同形狀的曲線，我們可以利用這些曲線來滿足不同的軌跡要求。由于連桿機構有了上述優(yōu)點，所以在各種機械和儀表中得到了廣泛的應用。
4)此外，利用連桿機構可以滿足各種運動規(guī)律和運動軌跡的設計要求，但要設計一種能夠準確實現(xiàn)這種要求的連桿機構卻是十分困難的。而且在多數(shù)情況下一般只能近似地得以滿足。正因為如此，所以如何根據(jù)最優(yōu)化要求來設計四桿機構,使其能夠最佳地滿足設計要求，一直是連桿機構研究的一個重要課題。近年來對平面連桿機構的研究，不論從研究范圍上還是方法上都有很大的進展。從研究范圍來說，已不再局限于單自由度四連桿機構的研究,也已注意到對多桿，多自由度平面連桿機構的研究，并且已提出了一些有關這類機構的分析與綜合的方法。
3.2 連桿機構的選擇
另一方面,在設計要求上也不再局限于運動學要求的范圍內，而且已注意到考慮機構的動力特性。根據(jù)構成連桿機構的各構件間的相對運動為平面運動還是空間運動，連桿機構可分為平面連桿機構和空間連桿機構兩大類，在一般機械中采用的多數(shù)是平面連桿機構
經分析，參考方案中給出的工作機構是鉸鏈四連桿機構。
圖2 鉸鏈四桿機構
Fig2 Enchain four rod organization
構件之間都是用轉動副連接的四桿機構，成為鉸鏈四桿機構。如圖所示：其中，固定不動的桿4稱為機架，與機架相連的桿1和桿3稱為連架桿，而連接兩連架桿的桿2稱為連桿。連桿2通常做平面運動，而連架桿1和3則繞各自回轉中心A和D轉動。其中能做整周回轉運動的連架桿稱為曲柄，僅能在小于360的某一角度范圍內往復擺動的連架桿稱為搖桿。
在鉸鏈四桿機構中，按照連架桿是曲柄還是搖桿，將其分為三種基本形式：曲柄搖桿機構；雙曲柄機構和雙搖桿機構。
1．）曲柄搖桿機構
在鉸鏈四桿機構中，若兩連架桿中，有一桿為曲柄，另一桿為搖桿。
2．）雙曲柄機構
具有兩個曲柄的鉸鏈四桿機構稱為雙曲柄機構。雙曲柄機構中，通常主動曲柄做等速運動，從動曲柄做變速轉動。
3．）雙搖桿機構
若兩連桿均為搖桿，則成為雙搖桿機構。
根據(jù)設計要求，機器工作時，振動箱支承擺桿CD繞垂面左右做對稱擺動。我們可以判斷連架桿CD為搖桿，連架桿AB可做整周回轉運動，因此它是曲柄。
綜上所述，選擇方案（1）中的曲柄搖桿機構。
3.3 平面四桿機構有曲柄的條件
1.）最短桿與最長桿的長度和應小于或等于其他兩桿的長度和,此條件通常為桿長條件。
2.）組成該周轉副的兩桿中必有一桿為四桿中的最短桿。
上述條件表明:當四桿機構各桿的長度滿足桿長條件時,其最短桿參與構成的轉動副都是周轉副。由此可知,上述四桿機構中的轉動副亦為周轉副,而轉動副則只能的擺轉副。于是,四桿機構有曲柄的條件是各桿的長度需要滿足桿長條件,且其最短桿為連架桿或機架。當最短桿為連架桿時,該四桿機構將成為曲柄搖桿機構。
3.4 無急回特性桿長的設計
曲柄搖桿機構在機械中應用很廣泛，急回特性是曲柄搖桿機構的重要特性之一。為縮短空行程時間，提高生產效率，通常要利用曲柄搖桿機構的急回特性。事物也是一分為二的，急回特性雖然對搖桿去程為工作行程，回程為空行程的機械有利，但對搖桿去程和回程均為工作行程的機械卻有害。近年來出現(xiàn)了越來越多的搖桿去程和回程均是工作行程的機械，如風扇的搖頭機構，有株距要求的播種機，空調擺風機構，故對曲柄搖桿機構的設計提出了新要求。
目前許多文獻介紹的用于設計具有給定急回特性的曲柄搖桿機構的圖解法似乎也能用于無急回特性的曲柄搖桿設計，實際上不僅無急回特性時圖解法所用圓半徑趨于無限大而使圖解法失效，而且當系數(shù)K較小時圖解法所用半徑變很大而使圖解法不好用。
查閱相關文獻[20]
曲柄搖桿機構無急回特性的充分必要條件是曲柄與機架的長度平方和等于連桿與搖桿長度平方和。
而且無急回特性的曲柄搖桿機構具備以下性質：
第一，特殊位置上四桿兩兩正交，即無急回特性的曲柄搖桿機構運行時，存在一個特殊位置：當搖桿與連桿垂直時曲柄與機架亦必定垂直。
第二，機架是最長桿，若一個曲柄搖桿機構的機架不是最長桿，則該機構一定有急回特性；若機架是最長桿，則該機構才有可能無急回特性。
第三，搖桿擺角僅與曲柄和搖桿長度比有關，
根據(jù)振動式紅薯清洗機的工作原理，即不需要曲柄搖桿機構具有急回特性。按照上述理論以及參考相關資料[16]
已知搖桿往復運動次數(shù)約為4次/s，初定曲柄，連桿以及搖桿的長度分別為a=134mm,b=800mm,c=b=800mm，則可根據(jù)上述無急回特性的條件，計算得出機架桿長即d=1123mm
3.5 校核最小傳動角
在機構運動過程中,傳動角的大小是變化的,為了保證機構的傳動性能要求,設計時應使≥40°傳遞力矩較大時，則應使≥°；對于一些受力很小或不常使用的操縱機構，則可允許傳動角小些，只要不發(fā)生自鎖即可。最小傳動角與機構中的各桿的長度有關，按參考文獻[2]
（1）
≥40°
故滿足最小傳動角的要求。
所以：L=a=134mm,L=b=800mm,L=c=b=800mm,L=d=1123mm.
以上L為桿件AB的長度，L為桿件BC的長度，L為桿件CD的長度，L為桿件AD的長度。
3.6 桿件的設計
3.6.1 桿件材料的選擇
桿件是四連桿機構，綜合性能要求比較高，根據(jù)經驗選擇45鋼，有關的質量系數(shù)見下表
表1 桿件材料的質量系數(shù)
Table1 The quality of the bar material coefficient
材料
MPa
MPa
%
E
45
600
350
16
7.8
206
3.6.2 桿件截面直徑的確定
設計機構往復次數(shù)為3.4/s，即曲柄的轉速為204r/min。取特殊位置的機構進行分析，如下圖所示
桿AB繞A轉動，桿CD繞D擺動，桿BC作平面運動，選取適當?shù)拈L度比例尺和速度比例尺作出相應的桿件的速度平行四邊形如圖，有
方向如圖，按參考文獻[15]
對于平面運動的桿BC，可以點B為基點：
(2)
由此瞬時的幾何關系，可得
桿CD的角速度：
為點C相對于B的速度：
(3)
圖3 速度平行四邊形
Fig3 parallelogram of velocities
由參考資料[15]
桿件的轉動慣量
J=ml㎏·㎡ (4)
轉矩
(5)
再由參考資料[19]
(6)
其中圓桿：W=πd^3/32 (7)
由：
以及上述公式可得：
(8)
其中安全系數(shù)取1.1；由上式可求得各桿件的最小直徑如下：
AB桿：28mm；BC桿和CD桿均為：27mm,圓整后各桿直徑均取30mm。
3.6.3 穩(wěn)定性校核
當作用在細長桿的軸向力到達或超過一定限度時，桿件可能突然彎曲，即產生失穩(wěn)現(xiàn)象。根據(jù)紅薯清洗機實際工作情況，當機器工作時，CD桿受壓最大，所以對于搖桿CD，還應對其進行穩(wěn)定性校核。
臨界載荷的計算
該連桿為兩端鉸支細長壓桿，由參考文獻[19]
可知其臨界載荷為
(9)
代入數(shù)據(jù)可計算得
臨界載荷與實際最大壓力之比，為壓桿的穩(wěn)定安全因數(shù)，根據(jù)振動式紅薯清洗機的實際工作需求，每次清洗紅薯質量最大為40kg，即壓桿所受的最大壓力約為F=400N。
由
(10)
工況為一般中度沖擊條件，所以
所以搖桿CD滿足穩(wěn)定要求。
4 原動部分
參考《機械設計課程設計手冊》表13-1（常用原動機特點），分析比較各類原動機的特點，發(fā)現(xiàn)電動機功率較大，驅動效率高，調速性能好，對環(huán)境影響小，并且與被驅動的工作機械連接簡便，其種類和型號較多，可滿足不同類型機械的工作要求，因此選用電動機作為原動部分：
Y系列三相異步電動機是按照國際電工委員會（IEC）標準設計的，具有國際互換性的特點。其中，Y系列（IP44）電動機為一般用途全封閉自扇冷式籠型三相異步電動機，具有防止灰塵、鐵屑或其他雜物侵入電動機內部的特點，B級絕緣，工作環(huán)境溫度不超過+40°，相對濕度不超過95％，海拔高度不超過1000m，額定電壓380V，頻率50Hz。適用于無特殊要求的機械上，如機床、泵、風機、運輸機、攪拌機、農業(yè)機械等。而且Y系列電動機具有高效、節(jié)能、性能好、振動小、噪音低、壽命長、可靠性高、維護方便、啟動轉巨大等優(yōu)點。
查閱相關資料，可知曲柄搖桿機構桿件做功為
(11)
所以功率計算為
(12)
各桿件的功率分別為
所以曲柄搖桿機構的總功率為1.13kW，查參考資料[18]
帶傳動的效率概值為0.92~0.97，取，計算得電動機所需最小功率為1.2kW。
再已知曲柄轉速為3.4r/s,即204r/min，查參考資料[18]
帶傳動的傳動比一般為，推薦值為，則電動機的轉速范圍為408~1020r/min。查參考資料[17]，選擇電動機型號為Y112M-6，具體參數(shù)如下表
表2 電動機的型號
Table 2 the side of the electrical machinery
電動機型號
額定功率/kW
滿載轉速/(r/min)
Y112M-6
2.2
940
5 傳動部分
5.1 傳動方案對比
一臺完整的機器，總是由原動部分，傳動部分，和執(zhí)行部分所組成，而傳動部分的功能是將原動機的動力或運動形式傳遞給執(zhí)行部分或轉換成執(zhí)行機構預期的動作。實踐證明，傳動部分的質量和成本在整個機器中所占的比例很大，傳動方案的選擇及布局是否合理在很大程度上決定了機器的工作性能和運轉費用。因此，合理擬定與選擇傳動方案具有十分重要的意義。
合理的傳動方案，除應滿足工作機的性能要求，使用條件和工作可靠外，還應使結構簡單、尺寸緊湊、加工方便、成本低廉、傳動效率高及使用維護便利等。要同時滿足這許多要求，常常是困難的，實際上只能照顧重點要求。
綜合考慮紅薯清洗機的傳動比和效益問題，優(yōu)先選擇帶傳動：
帶傳動具有結構簡單、傳動平穩(wěn)、能緩沖吸振、可以在大的軸間距和多軸間傳遞動力，且其造價低廉、不需潤滑、維護容易等特點，在近代機械傳動中應用十分廣泛。
主要類型與應用
a.平型帶傳動——最簡單，適合于中心距a較大的情況
b. V 帶傳動——三角帶
c.多楔帶傳動——適于傳遞功率較大要求結構緊湊場合
d.同步帶傳動——嚙合傳動，高速、高精度，適于高精度儀器裝置中帶比較薄，比較輕
圖4帶的類型
Fig 4 The type of belt
而其中的V帶傳動是靠V帶的兩側面與輪槽側面壓緊產生摩擦力進行動力傳遞的。與平帶傳動比較，V帶傳動的摩擦力大，因此可以傳遞較大功率。V帶較平帶結構緊湊，而且V帶是無接頭的傳動帶，所以傳動較平穩(wěn)，是帶傳動中應用最廣的一種傳動。故選用V帶。
5.2 V帶傳動的設計計算
5.2.1 確定計算功率
查參考文獻[18]P156表8-7得工作情況系數(shù)：=1.4
=P=1.4×2.2=3.08kW (13)
5.2.2 選擇V帶的帶型
根據(jù)計算功率和小帶輪轉速，由P157圖8-11選擇V帶的帶型為：A型
5.2.3 初選小帶輪的基準直徑
查參考文獻[18]P155表8-6得：=75㎜
根據(jù)≥查參考文獻[18]P157表8-8?。?112㎜
驗算帶速v：根據(jù)P150公式8-13得：
（14）
因為5m/s
5.2.9 計算壓軸力
壓軸力的最小值根據(jù)參考文獻[18]P159式8-28得：
=2z=8609N （21）
5.3 V帶輪的設計
5.3.1 確定小帶輪的材料
本設計中，小帶輪轉速要求不高，材料可采用HT200。
5.3.2 確定小帶輪結構形式
由電動機型號，查參考文獻[18]P168表12-3可知，電動機外伸軸直徑d=28mm，長度為60mm。小帶輪直徑106mm采用腹板式，大帶輪直徑500mm則采用輪輻式。輪轂和輪輻的尺寸參見參考文獻[18]中P160圖8-14中的經驗公式，小帶輪的具體尺寸參見零件圖。
5.4 V帶傳動的張緊
V帶傳動一段時間后，會因為帶的塑性變形和磨損而松弛。為了保證傳動正常工作，應定期檢查帶的松弛程度，本方案中采用定期張緊裝置滑道式；
詳見裝配圖。
圖5 三角帶輪的結構
Fig5 The structure of the triangle belt wheel
6 零部件的結構和尺寸的確定
6.1 大帶輪軸的設計
6.1.1 軸的強度校核計算
當軸的支承距離未定時，無法由強度確定軸徑，要用初步估算的辦法，即按純扭矩并降低許用扭轉切應力確定軸徑d，參考文獻[18]計算公式：
d≥A ㎜ （22）
式中： P----表示軸所傳遞的功率，KW；
n----表示軸的轉速，；
A----表示由軸的許用切應力所確定的系數(shù)。
軸常用材料及A的關系見下表
表3 軸常用材料表
Table3 Axis table commonly used materials
材料
Q235
35
45
40Cr、35NiSn
A
160~135
135~118
118~107
107~98
求出大帶輪軸上的功率P，轉速n和轉矩T
查參考文獻[18]P141表2，取，則
（23）
（24）
（25）
根據(jù)上述公式，確定軸的最小直徑
選取軸的材料為45鋼，調質處理，根據(jù)表3，取A=110，于是得：
考慮到鍵槽的影響，軸的最小直徑為24（1+0.15）=27.6mm，圓整后取30mm
6.1.2 擬定軸上零件的裝配方案
擬定軸上零件的裝配方案是進行軸的結構設計的前提，它決定著軸的基本形式。軸的結構設計時,既要滿足強度的要求,又要保證軸上零件的定位,固定和裝配方便,并有良好的加工工藝性,所以軸的結構一般都做成階梯形。
階梯軸的徑向尺寸的變化是根據(jù)軸上零件的受力情況，安裝，固定及對表面粗糙度，加工精度等要求而定的。階梯軸軸向尺寸則根據(jù)軸上零件的位置，配合長度及支撐結構確定，根據(jù)振動式紅薯清洗機的實際工作情況，擬定大帶輪軸的裝配方案如下圖
圖6 軸上零件裝配方案
Fig6 Shaft assembly
6.1.3 根據(jù)軸向定位確定軸的各段直徑和長度
（1）為了滿足曲柄桿件的軸向定位要求，如上圖所示右端采用軸端擋圈定位，保證軸端擋圈直接壓在軸的斷面上，按軸端直徑取擋圈直徑D=40mm。
（2）初步選擇滾動軸承。
因軸承幾乎無軸向力，只需要考慮所受徑向力，參照軸的直徑和參考文獻[17]
由軸承產品目錄中選取6006 GB/T 276-1994，其尺寸為
（3）滾動軸承與曲柄桿件之間，以及滾動軸承與帶輪之間采用套筒定位，套筒厚度取4mm，長度取10mm；那么5段的軸的長度為78mm。
（4）取安裝帶輪的軸段4的直徑為36mm，帶輪左端采用軸肩定位，定位軸肩的高度h一般取為h=(0.07~0.1)d，所以左端軸肩直徑為42mm；帶輪右端采用套筒定位，套筒厚度選為4mm，長度為10mm，為了使套筒斷面可靠地壓緊帶輪，此軸段應略短于輪轂寬度。在此，根據(jù)參考文獻[18]
可算得大帶輪的基本尺寸，如下：
(26)
(27)
所以軸端4長度取為46mm。
（5）軸的左端依次安裝軸承端蓋，滾動軸承。滾動軸承右端采用軸肩定位，同理軸肩高度取為3mm，軸段1的長度為15mm。
考慮到加工情況，軸段2,3 的長度均取為5mm。
至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。
（6）軸端倒角為1.6*45°，各軸肩的圓角半徑見零件圖。
6.2 軸的校核
軸在載荷作用下，將產生彎曲或扭轉變形。若變形量超過允許的限度，就會影響軸上零件的正常工作，甚至會喪失機器應有的工作性能。例如，安裝齒輪的軸，若彎曲剛度（或扭轉剛度）不足而導致?lián)隙然蛘吲まD角過大時，將會影響齒輪的正確嚙合，使齒輪沿著齒寬和齒高方向接觸不良，造成載荷在齒面上嚴重分布不均。同理。因此在設計時應進行剛度的校核計算。
軸的彎曲剛度以撓度或偏轉角來度量；扭轉剛度以扭轉角來度量。軸的剛度校核計算通常是計算出軸在受載時的變形量，并控制其不大于允許值。
軸的彎曲剛度校核計算：
常見的軸大多數(shù)可視為簡支梁。若是光軸，可直接用材料力學中的公式計算其撓度或偏轉角；若是階梯軸，如果對計算精度要求不高，則可用當量直徑法作近似計算。即把階梯軸看成是當量直徑為的光軸，然后再按材料力學中的公式計算。當量直徑（單位為mm）為
(28)
式中：—階梯軸第i段的長度
—階梯軸第i段的直徑
L—階梯軸的計算長度
Z—階梯軸計算長度內的軸段數(shù)。
當載荷作用于兩軸承之間時，L=l（l）為支撐跨距；
軸的彎曲剛度條件為
撓度：y<[y]
偏轉角：a<[a]
式中：[y]為軸的允許撓度，mm；[a]為軸的允許偏轉角，見參考資料
代入相關軸的數(shù)據(jù)：
由帶輪的傳動，作用在帶輪軸的壓力為F=4162.5N，
軸的受力簡圖如下
圖7 軸的受力簡圖
Fig7 Axial force diagram
根據(jù)軸的長度以及參考文獻[19]
公式：
端截面轉角 (29)
最大撓度 (30)
（設a>b，在處）
代入數(shù)據(jù)得，
經校核，軸的設計符合要求。
6.3 軸承的校核
由于承受徑向力作用，且右邊軸承受力大于左邊軸承，所以僅校核右邊軸承，故
預期計算軸承壽命（按工作10年，年工作200天，4小時工作制），則有
軸承所需的基本額定動載荷：
(31)
查參考文獻[17]
6006型軸承的額定動載荷Cr=13.2KN，因此C
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