【溫馨提示】壓縮包內(nèi)含CAD圖有下方大圖片預(yù)覽，下拉即可直觀呈現(xiàn)眼前查看、盡收眼底縱觀。打包內(nèi)容里dwg后綴的文件為CAD圖，可編輯，無水印，高清圖，壓縮包內(nèi)文檔可直接點開預(yù)覽，需要原稿請自助充值下載，所見才能所得，請見壓縮包內(nèi)的文件及下方預(yù)覽，請細心查看有疑問可以咨詢QQ：11970985或197216396
壓縮包內(nèi)含有CAD圖紙和說明書,咨詢Q 197216396 或 11970985
摘要
本設(shè)計一種小型菠蘿削皮機，由電動機為動力源，采用正-停-反控制電路以實現(xiàn)菠蘿削皮。本機器使用齒輪減速機構(gòu)，絲杠和刀具等切削部件，同時設(shè)計了一個方便上料的卡盤作為菠蘿夾具，而且該卡盤可以有一定的退讓效果，能使刀具繞過難以切削的部分。本設(shè)計計算、校核了軸的各項數(shù)據(jù)，計算了齒輪的各項參數(shù)，設(shè)計了控制電路，繪制出了整機的裝配圖。本設(shè)計目的為：在“一果一上料”間歇工作前提下，實現(xiàn)菠蘿削皮的機械化，代替小批量加工者手動勞動，操作簡便，實用性強，可以很好的提高生產(chǎn)效率。
關(guān)鍵詞：菠蘿削皮;齒輪傳動;絲杠;電氣控制;間歇工作
Abstract
This is the design of a small pineapple peeling machine, the main source of power comes from the motor. It uses a run and stop relay circuit to efficiently peel pineapples. The machine works by using cutting tools that are powered by the gears to swiftly peel pineapples. The machine is also designed to have a mechanism that feeds in chunks of pineapple to make the process work adequately.The cutting tool can also provide more advanced maneuvers that could make harder cuts easily accessible. The pineapple peeling machine works by calculating the data of pineapple. It uses smart camera technology to calculate the pineapple’s size, shape, and the axis of how the pineapples are being placed in. That’s not all about this machine, this machine can be used on many types of fruits. The design of this machine is to help by greatly lowering the need of manual labor. This machine is easy to operate, it would also be very cost efficient, and would greatly improve production efficiency.
Key words: Pineapple peeling; gear drive; screw; electrical control; intermittent work
目 錄
1 引言 1
2.菠蘿削皮機的研究現(xiàn)狀 2
2.1 手動去皮 2
2.2 機械加工去皮 3
3.菠蘿去皮機的設(shè)計與校核 6
3.1 菠蘿的各項數(shù)據(jù) 6
3.2 菠蘿削皮機的方案確定 6
3.3 刀具設(shè)計 7
3.4 計算與校核 7
3.4.1 螺旋副 7
3.4.2 傳動系統(tǒng) 12
3.4.3 電動機功率計算和電機選擇 14
3.4.4 齒輪設(shè)計校核 14
3.4.5 聯(lián)軸器的選用 21
3.4.6 軸的設(shè)計計算 22
3.4.7 軸承的校核 28
4. 電氣控制原理闡述和電氣原理圖 30
結(jié)論 31
總結(jié) 32
致謝 33
參考資料 34
X
1 引言
菠蘿在生活中為人們所喜愛，不僅因為它外形獨特味道甜美，更因為它富含A、B、C等多種維生素，還有鈣、磷、菠蘿酶等多種對人體有益的成分。中醫(yī)認為，菠蘿可以健胃、去熱、解暑、加快酒精代謝。而現(xiàn)代醫(yī)學(xué)也證明了適量食用菠蘿對高血壓、腎炎患者有益。
菠蘿有這么多的優(yōu)點，卻需要削皮食用或加工，而菠蘿的外皮構(gòu)成比較復(fù)雜，除了硬質(zhì)表皮包裹，在表面還均勻分布有深深的果眼，在日常生活中，人們已經(jīng)習(xí)慣手動削皮，一般在削皮過程中，需要用特制的V型刀具沿著果眼的分布螺旋線來運動以去除果眼，或者先用削皮刀削去果皮，再用特制刀具去除果眼，而隨著人們生活水平的提高，這種低效率的加工方式已經(jīng)逐漸不被接納。大型加工廠如罐頭廠果脯廠有專用的菠蘿加工流水線，占地面積大設(shè)備造價高昂，不適合小批量加工者使用，但手動去皮也很難滿足飯店、酒店、零售商快速去皮的加工需要。因此，設(shè)計一臺能快速安全削皮且方便搬運的小型菠蘿削皮機，對市場而言，意義重大。
2.菠蘿削皮機的研究現(xiàn)狀
近年來，我國菠蘿種植和加工業(yè)都取
得顯著成果，物流運輸?shù)陌l(fā)展，也為菠蘿的運輸銷售保駕護航，更有優(yōu)良產(chǎn)品早已遠銷海外，然而菠蘿加工過程中使用的機器研究進展卻無法與連年增長的菠蘿產(chǎn)量與加工量相匹配，以下將列舉日常生活中經(jīng)常采用的菠蘿加工方式。
2.1 手動去皮
手工去皮主要是利用各種去皮刀來進行加工，圖2.1中的V型刀使用時是沿著菠蘿果眼分布的螺旋線走刀，挖出一道溝槽，將果眼和連帶的果肉一起挖掉，可以一次性去除果皮和毛眼但是加工用時長、效率低，稍不注意就會劃傷手，安全性很差。
圖2.2中的刀具是用來去除果眼的，使用時，使用者只需將刀具尖端插入菠蘿果眼位置，捏緊向外拉即可將果眼去除，缺點是需要逐個動作，每次只能去除一個果眼。
圖2.3中為水果削皮刀，不僅僅用于菠蘿削皮，還可以用于其他薄皮水果的削皮，該刀具無法單一使用，一般都要配合2.1和2.2中的V型刀或者去果眼刀。
圖2.4中快速去皮刀使用時只需將菠蘿頂端削平，再將削皮刀按照逆時針方向旋入菠蘿，待切削到恰當(dāng)?shù)臅r候向外拉就能將切削好的果肉帶出，這種加工方式對菠蘿果肉的切削并不充分，浪費很大。除此之外，還有很多手動加工單個菠蘿的方式和工具，都擺脫不了安全性不高、原料利用率不高、效率低、衛(wèi)生條件差的缺陷。
圖2.1 V型去皮刀及去皮后菠蘿
圖2.2 菠蘿去釘?shù)? 圖2.3水果削皮刀
圖2.4 旋轉(zhuǎn)快速去皮刀及去皮后菠蘿
2.2 機械加工去皮
由于手工加工方式耗時長、浪費人力、衛(wèi)生條件差，現(xiàn)有市場又發(fā)展快速，對加工的效率和可靠性要求都越來越高，而且在城市生活中，年輕的父母們都很想從繁重的家務(wù)中解脫出來，所以各種去皮機應(yīng)運而生，以下將列舉市場上已有的機械設(shè)備，并闡述加工方式。
圖2.5中電動菠蘿去皮機，一果一上料，人工上料取料，加工速度在15s/個，加工時，工人手動將待加工產(chǎn)品橫向放置在機器中部的空間中，開動機器后，機器自動夾緊原料，刀具貼近原料進行切削，該機器還兼具通芯功能，然而設(shè)備較大，不宜安放，不適合小型加工者采用，并且小型加工場景中常用的加工速度要求為100個/小時，如果采用本機器，那么多余的生產(chǎn)力將浪費，不符合改善生產(chǎn)力、提高生產(chǎn)效率的設(shè)計目標(biāo)。
圖2.6中全自動菠蘿去皮通芯生產(chǎn)線，只需管理者在上料口上料，機器會有傳送帶自動運輸原料至加工位置，加工位置有4或5個旋轉(zhuǎn)工位，可以實現(xiàn)不間斷加工，處理能力為80個/分鐘，加工效率極高，除了去皮通芯，還兼具碎皮、清洗等功能，這種全自動菠蘿生產(chǎn)線，機器龐大，占地面積大，耗能高，適合大加工廠使用，對小批量加工者來說造價昂貴且不利于安放，故不采用此方案。
圖2.7中小型立式菠蘿削皮機，加工者只需將原料立式放置在加工的爪盤上，開動機器后機器自動壓緊原料，刀具運動至原料附近進行切削，切削完畢需要人工下料，該設(shè)備便于搬運，耗能小，加工效率基本滿足小批量加工的要求，但是可改進空間也很大，可以使機器更小更方便，本設(shè)計課題也從這方面著手，設(shè)計一臺方便加工、挪運的小型菠蘿削皮機。
圖2.5 電動菠蘿去皮機
圖2.6 全自動菠蘿去皮通芯產(chǎn)線
圖2.7 立式電動菠蘿去皮機
3.菠蘿去皮機的設(shè)計與校核
3.1 菠蘿的各項數(shù)據(jù)
圖3.1 菠蘿果眼分布
如圖3.1所示，菠蘿果眼為螺旋線分布，分布螺旋與水平面夾角范圍為40°-60°,分布條數(shù)為7-13條，每條螺旋線所占圓周的比例為3/5，而菠蘿的高度H與直徑D的比例關(guān)系一般為H/D=1.5，菠蘿高度范圍在160毫米至280毫米之間。
3.2 菠蘿削皮機的方案確定
本方案設(shè)計的小型菠蘿去皮機，以電動機作為動力源，鏈轉(zhuǎn)動或皮帶傳動、齒輪傳動結(jié)合作為傳動系統(tǒng)，仿行刀具作為切削工具，絲杠和菠蘿裝夾部分通過齒輪傳動作為刀具運動的動力，用多用夾具來固定原料，需要手工上下料。其中仿行刀具后端與絲杠螺母部分相連，以這種方式來實現(xiàn)加工時刀具的上下運動，切削刀具的仿行運動來源于刀具的刀桿，刀桿采用彈性材料，這樣在加工原料時，刀具就會根據(jù)原料的外形自動調(diào)整，減少加工時原材料的浪費。切削時因為螺紋絲杠副上絲杠螺母的運動帶動刀具，只要切削時的速度選用得當(dāng)，去皮刀就會沿著菠蘿上果眼分布的螺旋線來切削，最大限度的利用原料，在兩者運動到上限或下限時，需要按動按鈕使電機往初始旋轉(zhuǎn)方向的相反方向旋轉(zhuǎn)，以便完整的為菠蘿削皮、去毛眼。
原料的裝夾部分，可以設(shè)計一個多用夾具，初步方案是使用一個有插齒的圓形轉(zhuǎn)盤來作為原料加工時的放置位置，且該裝置由兩部分組成，上下部分都帶有插齒，上半部分為可以上下活動的彈性機構(gòu)，以達到自動夾緊的目的，并且兩部分都需要在加工時可以旋轉(zhuǎn)。
使用本機器時，上料過程，需要人工將菠蘿兩端削平，提起菠蘿夾具的上半部分，再插在插齒上，上半部分會在松開時自動壓緊菠蘿，削皮刀具的位置應(yīng)處于最上端或最下端，切削時放置菠蘿的轉(zhuǎn)盤旋轉(zhuǎn)運動，帶動與其相連的螺紋絲杠，絲杠轉(zhuǎn)動又帶動（推動）絲杠螺母上下運動，連帶的刀具也會運動，在菠蘿旋轉(zhuǎn)的同時刀具上下運動在菠蘿上留下的軌跡即為一條螺旋線，這種加工方式可以最大程度的減少果肉的浪費。
3.3 刀具設(shè)計
首先確定菠蘿削皮機所用削皮刀具的樣式：刀具后端和螺紋絲杠螺母相連，以便于讓螺母運動帶動刀具運動，切削部分與絲杠螺母連接可以使用彈性金屬材料，這樣在進行切削時，X軸方向上的作用力推動刀具左右搖擺，而中段連接部分的彈性材料使刀桿形變維持在一定范圍內(nèi)，這也是刀具等仿行能力的來源。如下圖所示
圖3.2 切削刀具
3.4 計算與校核
3.4.1 螺旋副
削皮機工作時，絲杠螺母在絲杠上運動帶動刀具上下運動，刀具位置在菠蘿一側(cè)，刀具只做上下運動，菠蘿旋轉(zhuǎn)時即可完成切削。
因為是小型機械，對于加工精度并無太大要求，選擇滾珠絲杠代價高昂，沒有必要，因此選擇結(jié)構(gòu)簡單成本低廉加工方便的螺紋絲杠作為切削部分的組成。螺桿的螺紋類型有梯形、矩形、鋸齒形等，在此選用常用的梯形螺紋，梯形螺紋的牙型為等腰梯形，牙型角30°，其內(nèi)外螺紋以錐面貼近不易松動，與其它牙形相比雖然傳動效率不占優(yōu)勢，但是易于制造，牙根強度很高，工藝性好，比其它類型的螺紋更耐磨，是一種非常常用的傳動螺紋。
1.螺旋傳動材料的選擇
螺旋傳動的常用螺桿材料有Q235、Q275、45、50、42Cr、65Mn、T1、18CrMnTi等，考慮到本機械工作場景腐蝕性較低，受力不大，轉(zhuǎn)速較低，兼具加工工藝性，故選擇45鋼作為螺桿材料。螺母材料常用的有ZCu10P1、ZCuA19Mn2等，這兩種材料適用于一般傳動，在此選擇ZCuA19Mn2作為螺母材料。45鋼屈服強度σs≥355MPa，抗拉強度σb≥600MPa,抗剪強度為178MPa（剪切力=178×D22π，單位為N），螺母材料ZCuA19Mn2的許用壓強P=15MPa。
2.螺桿相關(guān)的計算
刀具的切削寬度為10mm，意為菠蘿轉(zhuǎn)過一周，刀具的移動距離應(yīng)為10mm，而螺桿旋轉(zhuǎn)一圈刀具移動一個螺距的距離。
根據(jù)耐磨性計算數(shù)據(jù)初步確定螺紋中徑，φ的值查機械設(shè)計手冊表12-1-4得剖分式螺母的取值范圍為2.5~3.5，故在此取φ=2.5，故螺母所受力F=刀具重量和螺母重量之和=40N，由公式
d2≥0.8FφP （3·1）
代入數(shù)值可得
d2≥0.8FφP=0.8402.5×15≈2.6mm
按照螺桿抗壓強度數(shù)據(jù)選擇螺紋內(nèi)徑。根據(jù)莫爾強度理論，其強度條件為
σca=σ2+3τ2=1AF2+34Td12≤σ （3·2）
因為對于中尺寸或小尺寸的螺桿，可認為τ≈0.5σ，故
σca=F2+34Td12=1.3σ=1.3QA≤σ=σSS （3·3）
由上文計算數(shù)據(jù)所示
A=πd124mm （3·4）
d2 ----------------------螺紋中徑
σca ---------------------復(fù)合應(yīng)力，包含拉伸和扭轉(zhuǎn)應(yīng)力
τ ------------------------常數(shù)值
F ----------------------作用于絲杠上的力
A ----------------------螺紋段危險截面積
S ---------------------- 螺桿穩(wěn)定性安全系數(shù)
傳力螺旋S=3.5~5.0，傳導(dǎo)螺旋S=2.5~4.0，調(diào)整螺旋(精密或水平螺桿)S>4，所以在此取值S=5，所以螺桿螺紋小徑：
d2≥4×1.3SQπσS=4×1.3×5×4003.14×300≈3.32mm （3·5）
3.絲杠各項數(shù)據(jù)的確定
綜上所述，比較兩種計算結(jié)果，本課題應(yīng)以抗壓強度所計算的結(jié)果為準(zhǔn)選擇大、中、小徑，查機械設(shè)計手冊5-22頁GB/T5796.3-2005選擇，螺紋小徑d3=20.5mm，螺紋中徑d2=23.5mm，螺紋大徑D4=26.5mm，螺紋公稱直徑d=26mm，螺紋線數(shù)n=1，螺距p=5mm。
4.校核該螺旋副自鎖能力
圖3.3 螺旋副受力示意圖
如圖3.4所示，傳力螺旋需要確保自鎖性，以避免事故發(fā)生。在此我選擇的螺桿材料為45鋼，螺母材料為青銅，由機械設(shè)計手冊表12-1-7得兩者的摩擦系數(shù)f=0.08~0.10，此處選取f=0.09。
且梯形螺紋的牙型角為
α=30°，β=α2=15°
螺桿自鎖條件：
ψ<ρv
ψ=arctannp/πd2=arctan63.14×23.5=3.904° （3·6）
ρv=arctanfv=arctanμv=5.1428° （3·7）
ψ -------------------- 螺紋升角
ρv -------------------- 螺紋的當(dāng)量摩擦角
μv ------------------螺桿的當(dāng)量摩擦系數(shù)
因此滿足自鎖要求。
5.螺桿各部分長度確定
表3.1 絲桿螺距表[11]
標(biāo)準(zhǔn)規(guī)格（mm）
M45
M48
M52
M56
M64
螺距
4.5 4
5 4
5 4
5.5 4
6 4
表3.2絲桿公稱直徑表[11]
螺距
3
4
5
6
8
公稱直徑
10-60
16-80
22-100
30-100
32-100
表3.3 絲桿的余程[11]
螺距P
2
3
4
5
6
余程Le（mm）
10
12
16
20
24
因為螺距P=5mm，螺紋總長度Ls，余程為Le
Ls=Lu+2Le （3·8）
查表3.1表3.2表3.3中各數(shù)據(jù)可得P=5mm時，余程為20mm。因為單個菠蘿高度在160mm-280mm，所以工作長度Lu為320mm較合適，則：
Ls=320mm+40mm=360mm
圖3.4 絲杠余程與螺紋總長示意
6.螺紋強度校核
因為螺母材料為青銅，查機械設(shè)計手冊表12-1-10取τp=30MPa，σbp=40MPa，b=0.65p=0.65×5=3.25mm，D4=d+2ac≈d=26.5mm，查表12-1-4得剪切強度:
τ=FπD4bn=4003.14×26.5×3.25×80=1.26MPa （3·9）
τ --------------剪切強度
F --------------螺母承受的力
D4--------------螺紋中徑
彎曲應(yīng)力[11]：
σb=3FH1πD4b2n=3×400×2.53.14×28×3.252×80=2.907MPa （3·10）
σb -------------螺母螺紋所承受的彎曲應(yīng)力
H1[11]-------------常數(shù)
結(jié)果τ≤τ’p、σb=σbp，且因為螺桿材料強度遠大于螺母材料強度，所以只校核螺母即可，螺紋強度足夠。
7.螺桿的穩(wěn)定性計算
表3.4 螺桿穩(wěn)定性系數(shù)[11]
螺桿端部結(jié)構(gòu)
μ
μ1
兩端固定
0.5
（如一端為不完全固定時為0.6）
4.730
一端固定，一端鉸支
0.7
3.927
兩端鉸支
1
3.142
一端固定，一端自由
2
1.875
采用滑動支承時，若令l0為支承長度，d0為支承直徑，則當(dāng)l0/d0<1.5時，認為是鉸支；l0/d0=1.5~3時，是不完全固定；l0/d0>3時，是固定端。采用滾動支承是，當(dāng)只有徑向約束是，是鉸支；當(dāng)徑向和軸向都有約束時，是固定端。
螺桿危險面慣性半徑
i=d14=5.625mm （3·11）
螺桿兩端固定，根據(jù)表3.4可得μ=0.5 μ1=4.730
螺桿柔度：
因為螺桿材料為45鋼，由表3.5可得
a=461MPa，b=0.2568MPa，λ=μ1i=102.85
因
λ≥λ1
所以采用歐拉公式求實際穩(wěn)定性系數(shù)SC：
Fc=π3Ed3464μ12=1927KN （3·12）
SC=FCF=19270.5=3854>S=3.5~5.0
滿足穩(wěn)定性要求。
因為螺桿的一端要連接齒輪，另一端要連接軸承，為便于選擇零件和加工，螺桿和齒輪連接段加工成?=20mm。查機械設(shè)計基礎(chǔ)表14-1選擇齒輪連接端的鍵為A型鍵b×h=6×6。
表3.5材料直線公式系數(shù)[11]
材料
（σb、σa的單位為N/cm2）
a
b
λ1
λ2
N?cm-2
Q235
σb≥37200 σb=23500
30400
112
105
61
優(yōu)質(zhì)碳鋼σb≥47100 σa=30600
46100
256.8
100
60
硅鋼
σb≥51000 σa=35300
57800
374.4
100
60
鉻鉬鋼
98070
529.6
≥55
鑄鐵
33220
145.4
硬鋁
37300
215
≥50
松木
3870
19
≥59
3.4.2 傳動系統(tǒng)
作為小型機械，可選的傳動方式很多，比如齒輪傳動帶傳動鏈傳動等，為了保證傳動平穩(wěn)，本人決定以齒輪傳動作為傳動系統(tǒng)的主要組成，齒輪傳動的傳動速度和功率可調(diào)節(jié)性大，傳動平穩(wěn)且效率高，和螺旋副組成刀具傳動的部分非常合適，裝配和更換零件都極為方便，所需空間比帶傳動、鏈傳動少，平穩(wěn)性也比其它傳動方式好，能夠在削皮機的制造、使用、維修過程中發(fā)揮重要作用。
因為菠蘿最高為280mm，為了保證課題要求的100個/小時的切削速度，單個菠蘿的切削時長不能超過36s，則絲杠螺母的運動速度為：
280mm36s=7.78mm/s
取整數(shù)值運動速度為8mm/s，螺距P=5mm，所以在切削時，螺桿的轉(zhuǎn)速為96r/min，因為刀具的切削部分寬度為10mm，那么刀具每運動10mm，菠蘿至少要旋轉(zhuǎn)一圈，所以可以算出菠蘿裝夾部分旋轉(zhuǎn)一周的時間不得多于10÷8=1.25s，即轉(zhuǎn)速至少為48r/min。在此我選擇角接觸球軸承作為菠蘿夾具的所用軸承，因為該處轉(zhuǎn)速低，角接觸球軸承也可以少量承受軸向力，并且摩擦阻力小、轉(zhuǎn)動效率高、成本低。螺桿和菠蘿裝夾部分的傳動比：
i=9648=2
此處傳動比數(shù)據(jù)意為，按照菠蘿果眼分布的螺旋線切削果眼，絲杠轉(zhuǎn)速和原料裝夾處的轉(zhuǎn)速比為2。
該機械運行時，菠蘿夾具的旋轉(zhuǎn)軸會有較大的運行靜阻力，這個運行阻力可以近似的等于
摩擦的總阻力。
運行靜阻力Pm[11]。
Pm=2βG0K+μ2Dc （3·13）
G0---------------- 菠蘿+旋轉(zhuǎn)軸重量前文計算得出為400N
K----------------- 滾動摩擦系數(shù)， K=0.04
μ----------------- 軸承摩擦系數(shù) μ=0.02
β------------------附加阻力系數(shù)，β=2
Pm=2×2×400×（0.04+0.02×0.022）0.15=1130N
發(fā)動機和主動軸的動力傳輸采用聯(lián)軸器，減速器和菠蘿裝夾部分、菠蘿裝夾部分和螺桿之間都為齒輪傳動，并且因為傳動需要在一個平面內(nèi)，所以應(yīng)該選擇圓柱形齒輪。
傳動原理圖如下：
圖3.5 齒輪傳動裝配關(guān)系
各傳動部分效率查機械設(shè)計基礎(chǔ)表2-4得：
聯(lián)軸器
η1=0.99
開式圓柱齒輪傳動
η2=0.94-0.96,此處取0.95
傳動系統(tǒng)總效率：
η=η1η2=0.99×0.95=0.9405
3.4.3 電動機功率計算和電機選擇
求實際輸入總功率Nc
Nc=PmV1000η （3·14）
Nc=1130×11000×0.9405≈1.063KW
所需的最小電機功率
Pd=Ncη=1.063KW0.9405=1.13KW （3·15）
表3.6 Y型異步電動機數(shù)據(jù)摘錄[11]
型號
功率
（kW）
馬力（hp）
電流（A）
轉(zhuǎn)速（r/min）
效率η（%）
功率因數(shù)（cosφ）
堵轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩
額定轉(zhuǎn)矩
堵轉(zhuǎn)電流
額定電流
Y90S-6
0.75
1
2.2
910
72.5
0.70
2.0
6.8
Y90L-6
1.1
1.5
3.2
910
73.5
0.72
2.0
6.9
Y100L-6
1.5
2
4.0
940
77.5
0.74
2.0
5.5
Y112M-6
2.2
3
5.6
940
80.5
0.74
2.0
5.5
Y132S-6
3
4
7.2
960
83
0.76
2.0
6.0
Y132M2-6
4
5.5
9.4
960
84
0.77
2.0
6.0
由表6可選擇電機型號為Y100L-6
3.4.4 齒輪設(shè)計校核
菠蘿削皮機齒輪傳動系統(tǒng)主動軸輸入功率為1.5×0.99=1.485kW，設(shè)計工作壽命10年，每年工作300天，每天工作時間10小時。已知單級齒輪減速器總傳動比為8-60。上文已計算得出絲桿轉(zhuǎn)速為n2 =96r/min，原料裝夾處轉(zhuǎn)速為n3=48r/min。因為所需的減速器為低速級，所以可以采用直齒輪，總傳動比范圍較大，結(jié)構(gòu)簡單，適應(yīng)性廣。而Y100L-6電動機轉(zhuǎn)速n=940r/min。取單級齒輪減速,原料裝夾處轉(zhuǎn)速/主動軸轉(zhuǎn)速=4，絲杠處轉(zhuǎn)速/主動軸轉(zhuǎn)速=2。
可得出如下數(shù)據(jù)：
①主動齒輪轉(zhuǎn)速n1=940r/min
⒈選擇齒輪傳動類型、精度等級、齒數(shù)和材料，并確定許用應(yīng)力。
⑴齒輪傳動類型 使用正常齒制直齒圓柱齒輪傳動，壓力角α=20 °。
⑵精度等級確定 該機械為小型農(nóng)用機械，查《機械設(shè)計》表10-3可知應(yīng)選擇精度等級為8
⑶選擇齒數(shù) 初選主動齒輪齒數(shù)z1=20，則可得z2=80，z3=40
⑷選擇材料 由機械設(shè)計書表10-1選擇各齒輪均用40Cr調(diào)質(zhì)后淬火，齒面硬度為48~55HRC
⑸許用應(yīng)力的確定
①查機械設(shè)計書圖10-23d和圖10-25d得齒輪彎曲疲勞極限σFlim=600MPa，接觸疲勞極限σHlim=1100MPa。
②應(yīng)力循環(huán)次數(shù)由公式
N1=60n1jLh （3·16）
N1------------------應(yīng)力循環(huán)次數(shù)
n1------------------轉(zhuǎn)速
j-------------------每年工作天數(shù)
Lh------------------每天工作時長
代入數(shù)值求得
N1=60n1jLh=60×940×10×300×10=1.692×109
N2=z1z2N1=16×1.692×109=2.82×108
③查機械設(shè)計書圖10-24得KFN1=0.91,KFN2=0.94。
查圖10-26得KHN1=0.92,KHN2=0.98。
④彎曲疲勞強度安全系數(shù)SF、接觸疲勞強度安全系數(shù)SH，取SF=1.3，SH=1。
⑤許用應(yīng)力[σ]計算，由公式
σF1=KFN1σFlimSF （3·17）
σH1=KHN1σHlimSH （3·18）
σF1、σH1-----------許用應(yīng)力
KFN1、KHN2-----------常數(shù)
SF、SH---------------常數(shù)
代入數(shù)值計算可得：
σF1=KFN1σFlimSF=0.91×6001.3MPa=546MPa
σF2=KFN2σFlimSF=0.94×6001.3MPa=564MPa
σH1=KHN1σHlimSH=0.92×11001=1012MPa
σH2=KHN2σHlimSH=0.98×11001MPa=1078MPa
1. 按照齒根彎曲疲勞強度計算
⑴計算模數(shù)
m≥32KT1Y??dz12?YFaYSa[σF] （3·19）
m------------------齒輪模數(shù)
Y?------------------重合度系數(shù)
T1------------------齒輪轉(zhuǎn)矩
?d-----------------齒寬系數(shù)
z1------------------齒數(shù)
YFa-----------------齒形系數(shù)
YSa-----------------應(yīng)力修正系數(shù)
⑵確定各數(shù)值
①載荷系數(shù)初選Kt=1.3
②主動輪轉(zhuǎn)矩T1。
T1=9.55×106P1n1=9.55×106×1.485940N?mm=1.5087×104N?mm
③齒寬系數(shù)?d，該處齒輪為非對稱分布，硬齒面，查機械設(shè)計手冊表14-1-69得?d=0.5
④彎曲疲勞強度重合度系數(shù)Yε
Yε=0.25+0.75εα （3·20）
εα=12π[z1（tan∝a1-tanα，）+z2（tanαa2-tanα，）] （3·21）
計算齒頂圓壓力角，由公式
αa=arccosmzcosαmz+2ha*m （3·22）
代入數(shù)值：
αa1=arccosmz1cosαmz1+2ha*m=arccos20×cos20°20+2=31.325°
αa2=arccosmz2cosαmz2+2ha*m=arccos120×cos20°120+2=22.438°
αa3=arccosmz3cosαmz3+2ha*m=arccos60×cos20°60+2=24.580°
嚙合角 α,=α=20°
重合度系數(shù)，由公式
εα1=12πz1tanαa1-tanα,+z2tanαa2-tanα, （3·23）
代入數(shù)值計算可得：
εα1=12πz1tanαa1-tanα,+z2tanαa2-tanα,
=12π20tan31.325°-tan20°+80tan22.438°-tan20°
=1.7141
εα2=12πz1tanαa1-tanα,+z3tanαa3-tanα,=12π20tan31.325°-tan20°+40tan24.580°-tan20°
=1.6710
重合度系數(shù)
Yε1=0.25+0.75εα1=0.25+0.751.7141=0.6875
Yε2=0.25+0.75εα2=0.25+0.751.6710=0.6988
⑤齒形系數(shù)YFa1、應(yīng)力修正系數(shù)YSa。查機械設(shè)計書圖10-17得YFa1=2.65，YFa2=2.18，YFa3=2.22；查圖10-18得YSa1=1.55，YSa2=1.78，YSa3=1.75。
YFa1YSa1[σF1]=2.65×1.55546=0.00752>YFa2YSa2[σF2]=2.18×1.78564=0.00688
可知主動齒輪和螺桿處齒輪相比，數(shù)值較大，彎曲疲勞強度低，應(yīng)代入計算；而主動齒輪和絲杠處齒輪相比數(shù)值較小，所以也應(yīng)將絲杠處齒輪彎曲疲勞強度代入計算。
⑶初算模數(shù)
mt≥32KtT1Yε1?dz12?YFa1YSa1σF1=32×1.3×1.5087×104×0.68750.5×202×0.00752=1.0046mm
⑷修正模數(shù)，計算載荷系數(shù)所需的數(shù)據(jù)。
①根據(jù)上述數(shù)據(jù)計算主動齒輪分度圓直徑
d1t=mtz1=1.0046×20=20.092mm
②圓周速度υ
υ=πd1tn160×1000=π×20.092×94060×1000m/s=0.9889m/s
⑸計算載荷系數(shù)。
①查機械設(shè)計書表10-4得使用系數(shù)KA=1。
②由圖10-11可得，速度0.9889m/s，8級精度，動載系數(shù)KV=1.06。
③由公式
KAFtb=2KAT1?ddt12 （3·24）
KA-----------------使用系數(shù)
b------------------齒寬
Ft-----------------分度圓上的圓周力
計算可得
KAFtb=2KAT1?ddt12=2×1×1.5087×1040.5×20.0922N/mm=149.49N/mm>100N/mm
可查機械設(shè)計書表10-5得，8級精度，直齒輪齒面硬化應(yīng)選齒間載荷分配系數(shù)Kα=1.2。
④由公式
bd1t （3·25）
計算可得：
bd1t=?d=0.5
齒輪非對稱布置，硬齒面，軸的剛度較小，由圖10-14b可得齒向載荷分布系數(shù)Kβ=1.03。
計算載荷系數(shù)公式
K=KAKvKαKβ （3·26）
代入數(shù)值計算：
K=KAKvKαKβ=1×1.06×1.2×1.03=1.310
K--------------------載荷系數(shù)
KA-------------------使用系數(shù)
Kv-------------------動載系數(shù)
Kα-------------------齒間載荷分配系數(shù)
Kβ-------------------齒向載荷分配系數(shù)
⑹按照實際載荷系數(shù)修正模數(shù)。
按照公式
m=mt3KKt （3·27）
代入數(shù)值求得
m=mt3KKt=1.004631.311.3mm=1.0072mm
查機械設(shè)計手冊表14-1-5取標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)m=2mm
⑺小齒輪分度圓直徑。
d1=mz1=2×20=40mm
4．按齒面接觸疲勞強度計算
⑴計算式
d1≥32KT1?d?u+1uZHZEZεσH2 （3·28）
d1------------------分度圓直徑
u-------------------常數(shù)
ZH------------------節(jié)點區(qū)域系數(shù)
ZE------------------彈性影響系數(shù)
Zε------------------接觸疲勞強度的重合度系數(shù)
⑵確定各值 T1數(shù)據(jù)同前所述，齒寬系數(shù)?d=0.5。
①計算載荷系數(shù)K。
查機械設(shè)計書表10-4得使用系數(shù)KA=1
②速度
υ=πd1tn160×1000=π×40×94060×1000m/s=1.969m/s
8級精度，查機械設(shè)計書圖10-11可得動載系數(shù)Kv=1.13
③由
KAFtb=2KAT1?ddt12=2×1×1.5087×1040.5×402N/mm=37.7175N/mm<100N/mm
可查機械設(shè)計書表10-5得，8級精度，直齒輪齒面硬化應(yīng)選齒間載荷分配系數(shù)Kα=1.2。
④
bd1t=?d=0.5
齒輪非對稱布置，硬齒面，軸的剛度較小，由圖10-14b可得齒向載荷分布系數(shù)Kβ=1.03。
計算載荷系數(shù)：K=KAKvKαKβ=1×1.13×1.2×1.03=1.3967
⑶材料的彈性影響系數(shù)ZE。查機械設(shè)計書表10-6得ZE=189.8MPa。
⑷節(jié)點區(qū)域系數(shù)ZH。由圖10-20得ZH=2.5。.
⑸齒面接觸疲勞強度的重合度系數(shù)Zε。由公式
Zε=4-εα3 （3·29）
代入數(shù)值可得：
Zε=4-εα3=4-1.71413=0.8729
⑹許用應(yīng)力σH=minσH1，σH2=1012MPa
⑺主動齒輪分度圓直徑
d1≥32KT1?d?u+1uZHZEZεσH2
=32×1.3967×1.5087×1040.5×3.1905+13.19052.5×189.8×0.872910122
=26.46mm
5.確定齒數(shù)
既滿足彎曲疲勞強度的模數(shù)m=2mm，同時又滿足接觸疲勞強度的主動齒輪分度圓直徑d1=26.46mm，可確定主動齒輪齒數(shù)
z1=d1m=26.462=13.23
取z1=24，z2=uz1=4×24=96，z3=2×24=48
6.計算傳動比誤差
?i1=4-96244×100%=0<3%
?i2=2-48242×100%=0<3%
7.計算幾何尺寸
⑴分度圓直徑 d1=mz1=2×24mm=48mm，因為48mm大于接觸疲勞強度計算出的26.46mm，故滿足接觸疲勞強度。
d2=mz2=2×96mm=192mm
d3=mz3=2×48mm=96mm
⑵齒寬 b=?dd1=0.5×48mm=24mm
取b2=b3=25mm，b1=b2+5~10mm=29~34mm，取b1=30mm
齒數(shù)大于初選值，齒形系數(shù)和應(yīng)力修正系數(shù)的乘積YFa?YSa減小、重合度增大其系數(shù)YεZε減小、齒寬圓整后實際齒寬系數(shù)增大，這些因素均有利于傳動，關(guān)于分度圓致敬增大引起圓周速度增大對動載系數(shù)Kv的影響很小，可以忽略不計。故無需修正計算。
⑶中心距
a1=m2z1+z2=2224+96mm=120mm
a2=m2z1+z3=2224+48mm=72mm
根據(jù)中心距確定的方案，優(yōu)先選用0、5作為個位數(shù)，或就近選擇2、4、6、8，此處兩組中心距數(shù)據(jù)均符合要求，無需通過變位加工或改變齒數(shù)等方式實現(xiàn)湊配中心距。
8.計算圓周速度
υ=πd1tn160×1000=π×48×94060×1000m/s=2.3625m/s
參照機械設(shè)計書表10-2可得直齒圓柱齒輪圓周速度≤6m/s選用8級精度是合適的。
9.變位齒輪設(shè)計
⑴變位系數(shù)
此處兩組中心距數(shù)據(jù)均符合要求，無需通過齒輪變位或改變齒數(shù)等方式實現(xiàn)湊配中心距。所以變位系數(shù)
x1=x2=0
⑵計算幾何尺寸
①齒頂圓直徑
由公式
da=mz1+2ha*+x1-?ym （3·30）
da-------------------齒頂圓直徑
ha*-------------------齒頂高系數(shù)
x1-------------------變位系數(shù)
?y-------------------降低齒頂高系數(shù)
代入數(shù)據(jù)可得：
da1=mz1+2ha*+x1-?ym=2×24+2×1+0-0mm=52mm
da2=mz2+2ha*+x2-?ym=2×96+2×1+0-0mm=196mm
da3=mz3+2ha*+x3-?ym=2×48+2×1+0-0mm=100mm
②齒根圓直徑
由公式
df1=mz1-2ha*+c*-x1m （3·31）
df---------------------齒根圓直徑
c*---------------------頂隙系數(shù)
代入數(shù)據(jù)可得：
df1=mz1-2ha*+c*-x1m=2×24-2×1+0.25-0mm=43mm
df2=mz2-2ha*+c*-x2m=2×96-2×1+0.25-0mm=187mm
df3=mz3-2ha*+c*-x3m=2×48-2×1+0.25-0mm=91mm
因為沒用使用齒輪變位的方式湊配中心距，也沒有改變嚙合參數(shù)、幾何尺寸等，因此不需要重新校核齒輪強度。
10.齒輪設(shè)計計算結(jié)果
采用直齒圓柱齒輪傳動，三個齒輪均選用40Cr調(diào)質(zhì)后淬火；精度等級為8級；齒數(shù)z1=24，z2=96，z3=48；模數(shù)為m=2mm,壓力角α=20°；無變位；中心距a1=120mm，a2=72mm；齒寬b1=30mm，b2=b3=25mm。
11.結(jié)構(gòu)設(shè)計及制圖
由機械設(shè)計書圖10-32a可知，da<160mm的適合選用實心式結(jié)構(gòu)，160mm
收藏