小型芋頭去皮機結構設計

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Manuf智力J備有工藝(2005):551-559 25.10.1007 / s00170-003-1843-3 Masood?b?阿巴斯懸Shayan?a?e卡拉調(diào)查設計和制造機械輸送系統(tǒng)，有食品加工。 2003年3月29日收到:2003年6月21日/接受:6月23日/發(fā)表在線:2004年，斯普林格出版社倫敦有限ó2004年 摘要：本文章介紹了開發(fā)方法和技術進行將降低成本和時間的設計、制造和裝配的機械輸送系統(tǒng)的研究的結果，應用于食品和食品飲料行業(yè)。改進后的方法來設計和生產(chǎn)的自動調(diào)節(jié)式氣力輸送的組件是基于新的材料、零件、成本、使用規(guī)則的設計制造和面向裝配的設計。結果在一個測試輸送系統(tǒng)驗證的好處——通過采用改進的技術。整體材料成本和傳統(tǒng)的方法相比降低了19%，整體裝配成本相比,降低了20%。 關鍵字：裝配.DFA?DFM.設計，機械輸送。 1介紹 輸送系統(tǒng)應用于食品和飲料行業(yè)高度自動化的定制結構組成的一個大型零件的數(shù)量和用來攜帶產(chǎn)品,如食物紙箱裝,喝的瓶子和罐子在快速生產(chǎn)和組裝線。大部分的處理和包裝的食品和飲料-在紙箱、持續(xù)經(jīng)營再保險——瓶或罐等。在一個被控制quired移動速度,對充填或者裝配墨粉壽命結束- 成為。他們的操作需要高效、可靠的我-傳送帶運輸,操作時,范圍從高架地板-類型的安裝類型的連鎖店,或者帶式輸送機滾筒驅(qū)動系統(tǒng)。近年來,極大的壓力來自客戶低成本但高效的機械輸送系統(tǒng)使得制造商重新檢查他們的當前的設計和組裝等看看另一種方法和手段來制造更多經(jīng)濟、可靠的輸送帶,為他們的客戶帶來方便，目前,懸Masood(u)?b?a?e Shayan阿巴斯卡拉工業(yè)研究所一本史文朋, 一本史文朋理工大學,墨爾本,澳大利亞3122山楂, 電子郵件：smasood@swin.edu.au: 改進后的新零件大多數(shù)物料搬運設備,硬件和軟件兩個方面,都是高度專業(yè)化,呆板的和昂貴的配置、安裝維持[1]。輸送帶,被固定在以他們的位置和根據(jù)他們的同步輸送帶速度,任何轉(zhuǎn)換的輸送系統(tǒng)非常困難和前期陷入沉思。在今天的從根本上改變工業(yè)市場,有一個需要執(zhí)行一種新的制造策略,一個新的系統(tǒng)經(jīng)營理念,并提出了一種新的系統(tǒng)控制軟件和硬-陶瓷的發(fā)展理念,可應用于設計的新一代的開放、靈活物料搬運系統(tǒng)[2]。何鴻燊和Ranky[3]模型,提出了一種新的模塊化可重構二維和三維的輸送系統(tǒng),包括一個開放的稀土-可配置的軟件體系結構的基礎上,CIM-OSA(打開 系統(tǒng)架構)模型。指出研究地區(qū)輸送系統(tǒng)的改進、完善和提高,用于飲料-焦化是非常有限的。大部分的發(fā)表的研究論文是指揮 用于改善輸送系統(tǒng)的操作和交互的系統(tǒng)非常復雜的軟件和硬件。本文提出一種研究調(diào)查，實踐證明,使用當前技術標志、制造和裝配型鏈式的地板上 驅(qū)動機械輸送設備,以減少制造這樣的運輸機的時間和成本。應用了并行工程的設計和實施的基本原則 面向裝配的設計制造和[4、5],幾個關鍵研究了輸送機零部件都是為他們的功能、材料適宜性、強度準則、成本和簡化了安裝的 整體輸送系統(tǒng)。這個關鍵零部件進行了改性用新的形狀和幾何位置重新設計,以及一些新材料。改進后的設計方法和功能 驗證了新型平零件上測試了一種新測試,系統(tǒng)設計、制造和組裝過程中使用。 設計制造和裝配DFMA) 近年來,研究在該地區(qū)的可制造性設計和裝配已成為非常有用,因為他們正在考慮提高工業(yè)設施和生產(chǎn)。然而,沒有足夠的工作完成后,在該地區(qū)輸送機的設計,特別是相關的組件是使得越來越多的圖紙數(shù)據(jù)與重組。輸送過程的設計基于傳統(tǒng)的方法。 大量的文章發(fā)表,investi -DFMA封閉的相關問題,并將其應用于各種methodolo -要達成目標,使經(jīng)濟、高效和成本證明 有效的對這些公司正在調(diào)查之中。 主要的分類知識就可以影響DFMA - 問題的一般準則為(1)、(2)特定公司的最佳 (3)進行resource-specific過程和或約束。一般指通常適用rules-of-thumb指南,到制造領域的設計師應該注意。下面的列表整理了DFM指南[6]。 ?設計最小數(shù)目的部分 ?開發(fā)一種模塊化設計 ?最小化部分變化 多功能?設計部件 multiuse?設計零件 為便于設計部分的0.9%的制造 ?避免單獨緊固件 靈活性:?最大化設計為便于裝配 處理:設計?最小化處理的簡報 ?評估的裝配方法 ?消除調(diào)整 避免靈活的組件?:他們很難對付 ?使用零件已知的能力 偏執(zhí)?允許的最高部分 使用已知的和證明?零售商和供應商 在derated?使用零件析出大量的價值觀與沒有邊際 ?最小化組件 ?強調(diào)標準化 ?使用盡可能簡單的操作 使用已知的能力?操作 啟動和干預措施。?最小化 承接的工程更改?批量生產(chǎn) 這些設計指導方針應該被認為是“最優(yōu)的建議”。他們通常會導致高質(zhì)量、低-成本,地設計。偶爾的妥協(xié)必須被做,當然。在這些情況下,如果一個指導方針,走過去了對市場營銷或性能要求,下一個最好的選擇應選擇[7]。 它是指特定公司的最佳實踐的內(nèi)部設計公司開發(fā)的條例,通常是在很長一段時間,和設計師是沿襲。這些設計規(guī)則是確定的公司等導致質(zhì)量得以改善嗎通過識別和效率的總體關系特定的過程和設計決策。公司使用這樣的培訓指導方針的一部分給設計師的產(chǎn)品需要大量的手工裝配或-維護。值得注意的是,大部分的方法論擅長任選一種被快速和容易的開始,或者是被更正式的。例如,指導方針,布斯羅伊德Dewhurst[8],在DFA被視為定量和系統(tǒng)的。 而DFM指導方針,這僅僅是法則經(jīng)驗豐富的專業(yè)人員,是源自于一些定性和不那么正式的[9]。 3．傳統(tǒng)的輸送系統(tǒng)的設計 輸送系統(tǒng)的設計和制造是一個非常復雜和費時的過程。像每個輸送系統(tǒng)一個定做的產(chǎn)品,每個項目不同于其他的項目在規(guī)模、產(chǎn)品和布局。該系統(tǒng)設計是基于客戶需求,產(chǎn)品的規(guī)格要求。該系統(tǒng)布局必須適合在空間所提供的公司。這個過程的設計規(guī)劃系統(tǒng)-輸送機瞬變電磁法(tem)涉及修改以及可能要花上數(shù)天到數(shù)月不等或某些情況下十年。一個以最低的成本和最大。 最有可能的客戶適用性得到認可。圖1顯示一個圖解的布局對一典型輸送機系統(tǒng)安裝在生產(chǎn)線用于標簽塑料瓶。輸送機系統(tǒng)的不同地區(qū)特殊的技術鑒定的名字,一般運用于類似的工業(yè)應用。美國證券交易委員會(sec)的“singlizer”-使產(chǎn)品的聲譽形成一條車道從多個車道。“經(jīng)濟放緩的速度表“降低產(chǎn)品一旦它的出口,labeller填料等。美國證券交易委員會(sec)的“大規(guī)模流動”-興是用來跟上高速過程,例如,填料,labeller等?！稗D(zhuǎn)會表”的方向發(fā)展,促進轉(zhuǎn)移-流動。這些不同的目的是輸送機部分因此為了控制產(chǎn)品,通過不同的處理流程。一個典型的機械輸送系統(tǒng)用于食品應用包括了兩百機械根據(jù)大小電器部件的系統(tǒng)。一些常見的但又極為重要的組件,可能是標準和積累了家族的輸送系統(tǒng)。側(cè)架、間隔臂的酒吧,最后板、覆蓋板、內(nèi)彎板、外板、彎曲的軌道和井(開車,尾巴和奴隸)。大小和數(shù)量的變化來表明自己的這些部分的長度的自動調(diào)節(jié)式氣力輸送的對應部分的內(nèi)容和數(shù)量的軌跡-ing的寬度和類型的鏈所要求的。存在的問題及在當前的設計缺陷、制造和裝配機械輸送設備多樣化、包括: ?在設計對部分 ?高成本的一些組件 ?長時間參與總裝/維修 ?使用非標零件 圖1 4．部分的改進 為了識別領域的材料、降低成本勞動的成本分析的主要輸送部件進行了研究估計成本的百分比各部分的關系所有這類零件的總成本。這個分析的目的是為了識別關鍵零部件,主要負責在-壓痕的成本,從而探討輸送方式對于降低成本的部分。 表1顯示了一個50-section輸送機的成本分析系統(tǒng)-瞬變電磁法(tem)。通過分析可知,有12個零件組成的15達79%總材料成本的輸送系統(tǒng),在那里的進一步研究的重點改進設計,降低成本是可能的。從這些,七個部分,分別鑒定為關鍵的部位(顯示的 星號符號在表1)構成最大數(shù)量的成分-達71%的數(shù)量,并包括在整體上的資料成本。在這些人之中,三種成分(腿套,側(cè)架和支持渠道)被發(fā)現(xiàn)占總數(shù)的50%輸送機材料成本。詳細分析了每一種12考慮到零件的原則進行并行en -工程、設計制造和面向裝配的設計,和研制了一種新的改進設計,每宗[10]。德-改進設計的尾巴的一些選定的主要部件 5.腿套附件的重新設計 在一個輸送系統(tǒng),腿是安裝在側(cè)架保持整個輸送系統(tǒng)在了地板上?，F(xiàn)有的設計工作的自動調(diào)節(jié)式氣力輸送的腿,但是花費也很昂貴的制造、他們有穩(wěn)定的問題,并會造成延誤發(fā)貨。延遲 通常是造成這些部分不到位從超過- 供應商準時。最關鍵的規(guī)格要求為輸送機是: 帶式輸送機?強度負荷 ?穩(wěn)定性 ?簡化了安裝 安逸的靈活性(?調(diào)整高)。 圖2顯示的所有部件的使用現(xiàn)有的設計輸送機的腿。指定的密碼是零件編號表2中所描述的,體現(xiàn)了一種——的一個故障成本。 完整的勞動時間要求組裝系統(tǒng)性的腿?，F(xiàn)有的腿設置由塑料腿括號內(nèi)的命令來自海外,不銹鋼管,腿 切成指定的尺寸,腿管子塑料的調(diào)整,是哪一種管夾到腿是在底部,如圖2。凸耳,切成大小、鉆孔、焊接而成廣場到腿 管螺栓角度拉條和背襯板,以支持腿支架螺栓。#各部分的表2意味著這個號碼在每個部分元件的數(shù)量和質(zhì)量是特殊的。 腿各部分的設計。公司利用這個設計為許多年,但一個常見的投訴。據(jù)報導,客戶是不穩(wěn)定的腳。從最初的調(diào)查,就變得很明顯就是不銹鋼管的聲譽之間和塑料腿支架(部分 在圖1和第3部分。2)沒有剛性足夠了。連接這些零件是唯一一個6毫米螺栓。有時,當輸送系統(tǒng)正載著滿載荷、觀察發(fā)現(xiàn)產(chǎn)品 輸送機的腿是不穩(wěn)定的,并引起了機械震動。其中最主要的原因是由于一個單一的螺栓連接兩端的凸耳在第三部分和部分的——輸送機可靠性具有重要物質(zhì)和要求。 為了滿足顧客的期望立即改正?？紤]到存在的問題——輸送機腿德標志和客戶的喜好,一個新設計的輸送機腿被發(fā)展。一般的強度和穩(wěn)定性腿被認為是主要的標準。 在新的設計方案的觀點,但其他的考慮簡單的計,海外部分的安逸裝配環(huán)節(jié)的調(diào)試。圖3顯示,新設計的輸送機的腿總成,和表3給出了描述和造價的每一部分。 圖3顯示,新設計僅由五個主要的各部位為輸送機的腿比八種主要的部件舊的設計。在舊的設計、塑料腿支架,腿塑料調(diào)節(jié)和腿管子管是最貴的項目成本核算的72%的腿總成。 表1。輸送機關鍵零部件,基于部件成本分析 產(chǎn)品說明 腿*設置 *側(cè)架 支持渠道* 彎曲軌跡 *Rt.滾子軸 尾軸 間隔條* 支持*穿帶 支持一端穿條* 終板 蓋板 彎板 轉(zhuǎn)矩臂支架 槽蓋 彎板內(nèi) 總 關鍵零部件 數(shù)量 68 80 400 8 139 39 135 400 132 39 39 8 18 97 8 材料應用 塑料腿+ SS管 2 5.m m SS C 信道SS 塑料 20直徑的S軸 35直徑不銹鋼 50X50X6 SS 40×10毫米塑料 塑料 2 5.m m / SS 1 6.m m S / S 2 5.m m / SS 6毫米的飛船空間站板 不銹鋼2 5.m m / SS 花費(%) 20.22 16.07 15.00 14.36 6.70 6.27 5.43 5.36 3.01 1.88 1.57 1.29 1.21 0.97 0.66 100.00 改進的可能 是的 是的 是的 沒有 是的 沒有 是的 是的 是的 是的 沒有 是的 是的 是的 是的 是的 *表2。成本分析對老腿設計組裝 部分描述。 1 塑料腿支架 5 腿管子塑料調(diào)整 6 凸 4 角度拉條 7 背襯板 2 腿管 3 螺栓 8 總裝配成本(焊接) 圖2 圖3 表3。成本分析對新設計的腿總成 （部分描述） 1 不銹鋼角(50×50×3毫米) 3 腿塑料調(diào)整 4 交叉brassing 5 螺栓 2 背襯板 結果,那些部分都已經(jīng)被一種不銹鋼角的影響并提出了一種新的塑料腿調(diào)整降低生產(chǎn)成本的腿assem -bly由接近50%。因此零件的總數(shù)量的腿從19日已減少到15和總成本為每回合的設置 減少了55美元的新設計。新輸送機腿設計、測試時,被發(fā)現(xiàn) 更為安全、穩(wěn)定的比舊的設計。消除零件號1個月和5從老式輸送機設計作出了新的設計更加穩(wěn)定和剛性的。此外,寬度,釘在十字架上支撐也有提高,而不是兩個螺栓的山一個在舊的設計。這樣就提供了整個輸送機腿的設置額外的力量。 6側(cè)架的重塑 邊框架是首要支持輸送系統(tǒng)提供體力輸送機及幾乎所有的 零件安裝在它。側(cè)架的預計也會有一個剛性的力量來提供必要的支持給所有的荷載進行了輸送機。它也可適應所有相關的輸送機 組件的裝配。關鍵的考慮的一面框架設計是: 側(cè)架的大小(?深度) ?強度的材料 ?易于裝配 ?易于制造 圖4顯示了側(cè)架尺寸和參數(shù)。 側(cè)架的使用,在現(xiàn)有的設計深度尺寸(尺寸H在圖4)調(diào)查時,發(fā)現(xiàn)之間的距離間隔的酒吧，軸(孔尺寸和回報G和F,如圖4)降低的時候,就像有了一些不必要的兩個人之間的距離。更為重要的一點,定義之前先檢查一下設計參數(shù),以確保帶來另外兩份關系更加密切,返回鏈不會趕上間隔條而輸送機在運行。該模型的新球隊的框架設計畫在計算機輔助設計(CAD),以確保所有的規(guī)格是聲音部分是放置在位置和檢查的間隙很適合。通過這一原則的可制造性設計的新球隊的框架設計是對稱的,以便它適用于所有類型 側(cè)架的。這個變化將減小尺寸的一邊所有通徑的框架顯著鏈。 表4顯示的維度上的比較舊的設計和新設計的側(cè)架為同一鏈類型。 圖4 表4。新的和舊的側(cè)架尺寸參數(shù) 它指出整體規(guī)模(深度)的輸送機有什么期望減少241 mm 199毫米(尺寸H),節(jié)約了42毫米不銹鋼在每側(cè)架馬努-factured。因此,從一個不銹鋼薄板×毫米,1500 3000股老設計參數(shù)只允許六3米長的側(cè)架但隨著新的設計參數(shù),現(xiàn)在它是可能的生產(chǎn)7側(cè)架3米長從同樣的表大小。用于的資料數(shù)量也是再保險——側(cè)架認為為更深入的研究。據(jù)估計,約55%總成本的輸送系統(tǒng)都花在材料。 目前的資料用于側(cè)架是2.5毫米厚污點-304鋼的等級食物少。目前,還有其他的材料市場上可以買到的厚度,可以選擇作為一個選項。為此,一位撓度分析進行了預測,如果有任何其他類型的資料西裝能夠取代現(xiàn)有的資料,這樣它才不會沒有通過它的 強度標準。分析6.1撓度側(cè)架圖5給出了確定的實驗系統(tǒng)實踐新球隊的框架下,在X,Y方向不同加載條件。隨著新的設計參數(shù)的一組側(cè)架的生產(chǎn)調(diào)查撓度等1 6.m米厚的不銹鋼側(cè)架。一段側(cè)架螺栓與間隔條和回歸測試-軸是組裝做這個實驗。獲得的結果撓度運用可變荷載側(cè)架的一個區(qū)段通過一個液壓。顯示在圖5,撓度表 放置在垂直(Y)和橫向(X)軸來測量嗎任何閱讀上觀察到的側(cè)架。應用的負荷是通過對側(cè)架的液壓機向下方向。 側(cè)架的支持上從同樣的位置那里的腿是安裝在側(cè)架。 8的軌跡輸送機路段觀察任何異常在大負載。負載的應用于實驗輸送機部分在估算和高于實際負荷欺詐-在真正輸送機系統(tǒng)條件應用。輸送設備的通常用來攜帶下的荷載一公噸,每米 工業(yè)應用于食品和飲料行業(yè)。掣普珥-應用大量的輪廓點是估計偏轉(zhuǎn)對側(cè)架在高負載下。數(shù)字6和7取得成果的 通過實驗對輸送機的四個進程和部分六軌,分別。 從獲得的結果,觀察2 KN下?lián)隙戎档暮奢d作用下,幾乎是在2毫米 圖5 圖6 圖7 類型的部分。在一定情況下,1.6毫米不銹鋼側(cè)架的設計,可以一種可能的選擇在現(xiàn)有的輸送機側(cè)架的設計。據(jù)預計,有更大的部分,對輸送帶撓度的側(cè)架的意志呆在允許范圍內(nèi),也就是說,±5毫米。主要的是為什么這個試驗是確保側(cè)架裂紋不扣在高負載下。因此沒有 對于任何證據(jù)屈曲發(fā)生的各種類型的部分使用。但預計也,經(jīng)驗教訓的基礎上工程師和調(diào)查研究,在當前完整的總成后,輸送設備想像的力量,這將進一步額外減少可靠性偏斜對側(cè)架。例如,撓度,對于每一套測量實驗的意義。與安裝在側(cè)架腿,部隊將行為相反的方向,將極大推動側(cè)架里面。完整的觀察可見特發(fā)性肺纖維化-保護的這個假設當一個完整可以得出結論 輸送機是內(nèi)制造和測試試驗的基礎上的新設計參數(shù)。 所有的實驗結果,得到了令人滿意的結果,它是騙人的-那1.6毫米不銹鋼304側(cè)架品位是專為輸送帶,對于食物和飲料行業(yè) 指定的指導方針下負載。制造的成本節(jié)約這個地區(qū)有顯著的自預計80%的材料的用量在一個輸送系統(tǒng)是不銹鋼做的。 6.2側(cè)架成本分析 物料檢討和撓度的分析表明了現(xiàn)有2.5毫米不銹鋼薄板設計是一個在身邊的時候我是誰框架的食品和飲料輸送機應用。alysis也顯示,1.6毫米厚的不銹鋼薄板即可作為一種替代性材料為側(cè)架,這將履行令人滿意。表5顯示一個比較成本的舊的,新設計的側(cè)架,哪個 表明,節(jié)約每側(cè)架在新設計是37億美元(例如:一個儲蓄的50.1%)。除此之外,節(jié)約成本,減少側(cè)架從尺寸241 mm 199 mm也將允許生產(chǎn)一個額外側(cè)架的3000×1500毫米不銹鋼。 在圖紙上。新設計的改善是開展了好幾個其他關鍵的部位,如支持渠道,還滾子軸上,穿條間隔的酒吧,支持和支持,一端穿帶 導致更多的成本和勞動的儲蓄和緩解肌肉吉諾比利-成和組裝等。例如,新的設計的支持總成(包括支持渠道穿帶和一端穿條)要求降低若干進程,減少磨損的紙條厚度、使用一個新的M截面通道和規(guī)定使用不同種類的鏈給人們提供了一種節(jié)約成本的33.7%實驗結果表明,改進的設計。這種新設計的輥軸的回報-用一種節(jié)約成本和減少50% 44.5%的勞動力時間。這種新設計間隔酒吧提供費用估計從節(jié)省25%的舊的設計。 7 一個在測試設計實施的輸送系統(tǒng) 設計改進的實施零件和部件進行設計,圖靈測試和組裝的一個較為完整的輸送系統(tǒng)。這新的和改進的測試和驗證輸送機當時性能與實際產(chǎn)品(塑膠瓶)。分析了成本——還進行了比較sis是整體成本的儲蓄,在這個測試輸送機與所涉及的費用與一個相同的輸送機 基于陳舊的設計[7]。新的考試輸送機是一種類型(圖8),共有三個不同的部分的總長度5米。部分six-track C1是一段截面C2輸送機,加入是一個six-track彎曲90?輸送機。這是連接到輸送機補體C3,它是一段eight-track輸送機的部分,稱為雜合- 國家的兩種不同類型的枷鎖,標簽和力量。測試輸送含有共有26主要部分。圖9所示的是用于測試的測試輸送機在合作產(chǎn)品開發(fā)流程 公司。性能和效率的新測試方法的輸送機和它的重要的新零件進行了光滑、無噪音的表演-通過觀察極佳的產(chǎn)品開發(fā)流程的空的塑膠喝瓶輸送鏈條。所有的器官和輸送系統(tǒng)發(fā)現(xiàn)良好的靜動態(tài)性能充分展示功能。一個完整的成本分析在測試輸送機進行了研究 為了衡量不同新與舊的設計也在組裝評價緩解和減少勞動expendi -真正的。部件數(shù)量,所用的原材料、生產(chǎn)成本進行了計算和百分比等各個部分的存款每一部分和整體系統(tǒng)進行測定。 圖8 圖9 8結果和討論 最關鍵的面積來查看是否考慮是新的支持通道的設置和滴盤中加入已經(jīng)執(zhí)行用較少的勞動消耗。注意的是,也已經(jīng)向 確保勞動者已經(jīng)工作有效地工作。 《紐約時報》用于組裝的輸送系統(tǒng)是在意料之中的對取決于心情的工人和其他外部前沿空中管制官-工具。但是努力達到盡可能密切的時間制造的輸送設備。一項研究揭示了證明成本分析的事實:生產(chǎn)成本節(jié)約?40%或更多達到了 八改良設計部分節(jié)約成本實現(xiàn)了26%,34%在其他三個部分組成。 ?在高成本部分,最大的儲蓄為實現(xiàn)軸側(cè)架,還輥,腿集和支持穿條紋的。 ?的總費用降低了19%的輸送機。 ?整體勞動力成本在裝配的輸送機降低了20%。 研究表明,該儲蓄完成主要輸送機的零件,達到或超過設計 不是設計專業(yè)。其中最主要的變化,這些變化輸送機系統(tǒng)的影響是設計的修訂側(cè)架的設計參數(shù),這也會影響到這些變化在其他地方,都是同盟。其次,發(fā)展支持新的M剖面的通道隨著標準磨損 條添加到巨大的成就在新的輸送機的設計。完成從全新的設計減少了勞動也做出了重大影響成本和流水線上提高了產(chǎn)品設計和制造。同時也注意到,它是由categorising間隔棒不同數(shù)量的軌跡im - 證明了選拔程序的設計。新輸送機制度已成為更經(jīng)濟且有效的成本和需求使用額外的增強材料被淘汰出局。 9結論 在設計和制造機械輸送系統(tǒng)-等方面,有相當不足的研究工作的輸送機設計優(yōu)化,特別是缺乏應用技術來設計改進在這樣的系統(tǒng)。在為了提高成本和訂貨至交貨的時間——在輸送系統(tǒng) 瞬變電磁法(tem)、一個完整的故障分析,這也是一種試輸送機等久了進行評估的高消費地區(qū)于輸送機馬努-成。分析運用原則的支持 可制造性設計,為提高面向裝配的設計在不犧牲的功能設計和運行的系統(tǒng)。一種新的式輸送機設計提出了一種基于所有 建議的修改的自動調(diào)節(jié)式氣力輸送的組件。該建議驗證了輸送系統(tǒng)以及在考試的時候所采用的合作公司。結果證明見sub - cessful與整體的儲蓄,在成本和19%下降20%總勞動成本。研究結果顯示,應用DFMA的規(guī)則,設計和組裝的費用的一個情結 像機械輸送系統(tǒng)為食品加工即可戲劇性的減少。 參考 1. 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Disser- tation, Swinburne University of Technology, Hawthorn, Australia 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(zhuǎn)速、轉(zhuǎn)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(zhuǎn)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(zhuǎn)動。 考慮因素如下： 1）帶傳動承載能力較低，傳遞相同轉(zhuǎn)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(qū)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(zhuǎn)速為1000r/min或1500r/min的電動機，所需轉(zhuǎn)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(zhuǎn)速 為了便于選擇電動機轉(zhuǎn)速，先推算電動機轉(zhuǎn)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(zhuǎn)速可選范圍為： N=nw×i1′×i2′=1800 r/min～5400r/min （1） 可見只有同步轉(zhuǎn)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(zhuǎn)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(zhuǎn)速，r/min; 為執(zhí)行機構轉(zhuǎn)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(zhuǎn)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(zhuǎn)速為 ==2840r/min （4） ==≈947r/min （5） = =≈450r/min （6）式中，為高速軸Ⅰ的轉(zhuǎn)速，r/min；為低速軸Ⅱ的轉(zhuǎn)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(zhuǎn)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(zhuǎn)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(cè) 2）截面Ⅶ右側(cè) 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(cè)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(zhuǎn)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(zhuǎn)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(cè) 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(cè)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(zhuǎn)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(cè)的強度也是夠的[20]。 4.3 輸入軸的設計 4.3.1 計算軸上轉(zhuǎn)矩和齒輪的作用力 軸傳遞的轉(zhuǎn)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(zhuǎn)速n=450～500轉(zhuǎn)/分，本設計中轉(zhuǎn)速為450轉(zhuǎn)/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] 西北工業(yè)大學機械原理及機械零件教研室編，孫恒，陳作模主編《機械原理》第6版 北京：高等教育出版社，2001（2004重印）. 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