哈密瓜削皮机的设计_毕业设计说明书(编辑修改稿)

哈密瓜削皮机的设计_毕业设计说明书(编辑修改稿)内容摘要：

, kwpca  及 min/2020 rn  查图 9－ 11，可选 08A1。 查表 9－ 1， 7 链条节距为 p=。 4． 计算链节数和中心距 初选中心距      mmpa ~3050~300 。 取 4000a。 5． 相应的链长节数： 3819400 )2(22 202212100   apzzzzpaL p  6． 取链长节数 Lp 96 节。 查表 9－ 8 得到中心距计算系数 1f ， 7． 链传动的最大中心距：       211  zzlpfa p 8． 计算链速 v，确定润滑方式 smpznv / 11   由 v=，查图 9－ 14 可知应采用滴油润滑。 9． 计算压轴力 Fp 10． 有效圆周力为： NVPF e  11． 链 轮 水 平 布 置 时 的 压 轴 力 系 数 ,FpK  ，则压轴力为NFkFp efp  8 链轮的基本参数和主要尺寸计算完后如下表 名称 符号 计算公式 结果（ mm) 分度圆直径 d 0180sin( )pdZ dd大链轮：小链轮： 齿顶圆直径 ad m in 1m a x 1(1 )aad d p dZd d p d      165,85,832m a x2m in21m a x1m in1azazazazazazdddmmddd取大链轮：取小链轮： 齿根圆直径 fd 1fd d d 021 fzfzdd大链轮：小链轮： 齿高 ah m i n 1m a x 10. 5 ( )0. 80. 62 5 0. 5aah p dph p dZ   , m a xm in  azaz hh 确定的最大轴凸 缘直径 gd 02180c o t 1 .0 4 0 .7 6gd p hZ   321 gzgzdd大链轮：小链轮： 附表： 表 4– 3 滚子链的基本参数和尺寸（摘自 – 83） 链号 节距 p 排距 pt 滚子外径 d1max 内链节内宽 b1min 销轴直径 d2max 链板高度 h2max 极限拉伸载荷 (单排 )Q min 每米质量 (单排 )q mm mm mm mm mm mm N kg/m 08A 13800 10A 21800 9 联轴器的选用 由于机器启动时的动载荷和运转中可能出现的过载现象，所以应当按轴上最大转矩作为计算转矩。 1. 类型选择 本设计中的转速较低，无冲击，轴的刚醒较大，对中性较好，因此选用。 凸缘联轴器还具有构造简单，成本低，可传递较大的转矩等优点 2. 载荷计算 公称转矩： nPT W955000 计算得 T=1061N*mm 机械设计课本表 14— 1，根据转矩变化较小，故取 aK 计算转矩 : mmNTKT aCa  3. 按照计算转矩应小于联轴器公称转矩，查机械设计手册，可以选用 GY1 型凸缘联轴器 GY1 型凸缘联轴器的标准数据如下 10 轴的设计 如下图 轴的整体设计 如上图所示，该轴一共设计为六段（从左到右依次为， d1,d2,d3,d3,d4,d6,长度为 L1,L2,L3,L4,L5,L6) （ 1）选择轴的材料，确定需用应力 由前部分计算得知，削皮机传递的功率属于中小功率，对材料无特殊要求，故选用 45 钢并经调质处理。 (2)按扭转强度估算轴径（最小直径） 根据教材 P341 页表 得 C=118~107。 又由式（ ）得 ~~107nd 33  ）（PC mm 考虑到轴的最小直径处要安装联轴器，会有键槽存在，故需将估算直径加大3%~5%，取为 ~，再根据联轴器轴径要求，由设计手册取标准直径d1min=12mm。 可供选择尺寸为 12,14,16,18,19 由于该轴的尺寸较小，加工键是比较困难，稳定性和强度有可能不足，且该轴的较长且设计的有丝杠，初步将第 11 7 段轴设计为 d6= 18 mm。 由于该段处安装半联轴器，根据半联轴器孔的长度，选取 L6=32mm,另外，此段轴上需要开键槽，方能实现连接，查机械设计手册，根据轴的周长，可以选取b*h=6*6 的 C 型键。 键长为 25mm. （ 3） 轴的第六段 此处安装链轮，该段同时还可以起到联轴器的定位，故可以把该段的直径定为 205 d mm,结合所设计的链轮的轮毂宽度为 20mm，此外该段还需安装GBT885— 86 带锁圈的螺钉锁紧挡圈对链轮进行轴向定位，查 GBT885— 86 带锁圈的螺钉锁紧挡圈的尺寸，可只该挡圈宽度为 14mm,因此该段轴的最小长度 为34 mm，同时结合另一链轮的安装结构，综合考虑 L5=38mm. 另外，此段轴上需要开键槽，方能实现连接，查机械设计手册，根据轴的周长，可以选取 b*h=6*的 A 型键。 键长为 16mm. (4) 轴的第五段 无安装零件，其作用是与 2 轴的安装尺寸配合，该段同时起到链轮的轴肩定位，可取该段周长 d4=23mm，同时还能保证轴承的方便安装， L4=57mm. (5)轴的第四段 此处安装轴承，结合选择的轴承为 7005AC 型角接触轴承，其内径周长25，宽度 12，外径 47(单位 mm）。 因此，可以设计 d3=25mm,L3=12mm. 第一段处安装轴承，因此 d1=25mm，为了使轴承易于安装，该轴段应略长于轴承宽度，可以取 L1=13mm. (6)轴的第二段 此段是轴承的定位轴肩，查阅机械设计，定位轴肩的周长不应小于 30mm，因此，此段 d2=30mm,长度 L2=10mm . (7)轴的第三段 此处为丝杠，查阅梯形螺纹，结合设计的丝杠取 d3=32mm,L3=560 以足 够的移动长度去进行削皮。 丝杠轴的设计 丝杆是一种螺旋传动的典型代表，它是将螺旋运动转变为直线运动，或者反过来将直线运动转换为螺旋传动，并同时进行能量和力的转换。 丝杆的螺旋传动分为滑动螺旋，滚动螺旋和静压螺旋，本设计所选择的是滑动螺旋，因为其具备一下特点： ① 结构简单，加工方便，从而其成本低。 12 ② 当螺纹升角小于摩擦角时能实现自锁。 ③ 传动平稳。 摩擦阻力较小，传动效率一般。 对于一般的螺旋传动，其主要失效形式是丝杆表面的螺旋的磨损，螺杆的拉断或是 剪断以及螺纹牙根部的剪断或是弯断。 设计时常以耐磨性和强度的计算确定螺纹传动的主要尺寸。 对于丝杆螺旋传动，其失效主要是由于磨损而产生的过大间隙或是变形造成的运动精度下降，设计时应以螺纹的耐磨性计算和丝杆的刚度计算来确定传动的主要尺寸参数。 本次设计采用的是梯形螺纹。 （ 1）牙型材料的选择和许用应力 采用梯形螺纹，单线 n=1。 螺杆采用 45 钢。 查机械设计手册表 45 钢的,360MPas    取,120~725~3 MP as     MPa100 螺母的材料和许用应力。 选材料为 ZQAL94，查表 436，     M P aM P ab 40~30,60~40   （ 2） 螺杆强度计算 本次设计中螺杆所受的轴向力为螺母及刀架的总重，还有切削瓜的力，总体上比较小。 假设螺杆受到的轴向力为 1000N 时， 根据自锁性要求，螺杆小径     Fd 因此，本次设计所选的螺杆直径远远满足要求，根据所需的轴承定位轴肩至少 30mm,再结合梯形螺纹的参数，可以选择合理的规格。 （ 3） 螺旋副螺纹的主要参数 螺距 P=3mm,螺纹直径 d=32mm,外螺纹小径 d1=,内外螺纹中经d2=,内螺纹大径， d3=33mm,螺纹工作高度 h==,螺纹根部宽度b== 13 (4)螺母尺寸 螺母高度： 采用整体式螺母时，选取 2dH 故螺母高度 H=*= 螺母螺纹圈数 z=H/P=18。 本次设计的螺母单个螺母的焊接，中间用销轴连接起来，故每个螺母的高度可为 25mm. （ 5） 螺纹表面工作压强  ss phzdFp 2 (6)螺母的轴向位移 L 为： PXSL  22   丝杆的转角， rad S导程， mm P螺距， mm x螺纹线数 由此可计算： L=7mm 螺母的轴向移动速度 v 为：  swv  mm/s  丝杆的角速度， rad/s （ 7） 验算耐磨性 导。