1振動式紅薯清洗機設計學 生：胡勇勝指導老師：張 嵐（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，能很好地實現紅薯清洗的機械化。關鍵詞：傳動系統；連桿機構；振動；噴淋Design of vibrating sweet potato washing machineStudent:Hu YongshengTutor: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;Spray1 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。2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。方案二：運用步進電機和齒輪齒條來實現滑架的往返運動，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，連桿機構實現振動。經過對比，發(fā)現方案三是合理的，也是最有實際意義的，同時，經濟性也能很好的實現，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，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：3圖 1 方案示意圖Fig1 Solution diagram3 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這種要求的連桿機構卻是十分困難的。而且在多數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，4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。53.3 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 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約為 4 次/s，初定曲柄，連桿以及搖桿的長度分別為6a=134mm,b=800mm,c=b=800mm，則可根據上述無急回特性的條件，計算得出機架桿長即 d=1123mm3.5 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min? min?50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）22()arcosbdac????2280(134)r 81.80o???≥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.ABBCCDAD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CAD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，根據經驗選擇 45 鋼，有關的質量系數見下表表 1 桿件材料的質量系數Table1 The quality of the bar material coefficient材料 MPaB? MPaS %5? ?3kgmEGPa45 600 350 16 7.8 2063.6.2 桿件截面直徑的確定設計機構往復次數為 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，選取適當的長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 134./0.45/BVlmrsms????方向如圖，按參考文獻 [15]7對于平面運動的桿 BC，可以點 B 為基點：(2)CBV??由此瞬時的幾何關系，可得 C0.32/,=0.32/CBmss桿 CD 的角速度： CDV.=.5/130rsl??為點 C 相對于 B 的速度：B(3)l?CBV0.32=.5/1rsl?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)12轉矩(5)M=J??再由參考資料 [19]8(6)maxaxMW??其中圓桿：W=πd^3/32 (7)由：以及上述公式可得：max[]?(8)32[]ld????其中安全系數取 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)現象。根據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)243426crEdPll???代入數據可計算得 3342.1406068cr N??臨界載荷與實際最大壓力之比，為壓桿的穩(wěn)定安全因數，根據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)46201crFn?工況為一般中度沖擊條件，所以 4st取所以搖桿 CD 滿足穩(wěn)定要求。94 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)1W=M2t?所以功率計算為(12)P?21J=Jml?再 由 ， 可 得各桿件的功率分別為 0.89,0.12ABBCDPkWPk??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0.97??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7i?2~5i408~1020r/min。查參考資料 [17]，選擇電動機型號為 Y112M-6，具體參數如下表表 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)10Y112M-6 2.2 9405 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11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： =1.4AK= P=1.4×2.2=3.08kW (13)caPAK5.2.2 選擇 V 帶的帶型根據計算功率 和小帶輪轉速 ，由 P157 圖 8-11 選擇 V 帶的帶型為：A 型caP1n5.2.3 初選小帶輪的基準直徑 d查參考文獻 [18]P155 表 8-6 得： =75㎜min)(根據 ≥ 查參考文獻 [18]P157 表 8-8 取： =112㎜1dmin)( 1d驗算帶速 v：根據 P150 公式 8-13 得：13.40695.1/601d s????（14）因為 5m/s0Fmin)(5.2.9 計算壓軸力壓軸力的最小值根據參考文獻 [18]P159 式 8-28 得：=2z =8609N （21）min)(pF2si10?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13V 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 wheel6 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）3nP式中： P----表示軸所傳遞的功率，KW；n----表示軸的轉速， ；minrA----表示由軸的許用切應力所確定的系數。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 materials14材料 Q235 35 45 40Cr、 35NiSnA 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0.97??（23）02.97.134PkW???（24）14/min.6nri（25）21349500TN????根據上述公式，確定軸的最小直徑選取軸的材料為 45 鋼，調質處理，根據表 3，取 A=110，于是得：33min2.140PAmd??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 30mm6.1.2 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軸上零件的位置，配合長度及支撐結構確定，根據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15圖 6 軸上零件裝配方案Fig6 Shaft assembly6.1.3 根據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 3051dDB???（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，根據參考文獻 [18]可算得大帶輪的基本尺寸，如下： 136,27,50,6dadmm???48.5LB48ZaB?(26)331 21.90,.8320aPhhZn?(27)1 1.46,.8.bmbm??所以軸端 4 長度取為 46mm。16（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?？紤]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）不足而導致撓度或者扭轉角過大時，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vd vd位為 mm）為(28)41vziLdl??式中： —階梯軸第 i 段的長度il—階梯軸第 i 段的直徑idL—階梯軸的計算長度Z—階梯軸計算長度內的軸段數。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：yb，在 處）23lb?代入數據得 ，0.5[]0.5rad????0.175[](~.)ymyl??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 2234.8PFVN???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100hLh?軸承所需的基本額定動載荷：18(31)1010336642.80. 123hnLCPN???查參考文獻 [17]6006 型軸承的額定動載荷 Cr=13.2KN，因此 CCr，故安全。6.4 鍵的選擇和校核設計鍵聯接時，通常被聯接的材料，構造和尺寸已初步決定，聯接的載荷也已求得。因此可以根據聯接的結構特點，使用要求和工作條件來選擇鍵的類型，再根據軸的直徑從標準中選出鍵的截面尺寸，并參考轂長選出鍵的長度，然后用校合公式進行校合。選擇一般的普通平鍵(GB1096-2003)，根據擠壓強度或耐磨性條件計算,求得聯結所能傳遞的轉矩為見式T= (32)'1[]4phld?式中： h----表示鍵的高度；----表示鍵的接觸長度；'l----表示軸的直徑；d[ ]許用擠壓應力見下表 5(單位 MPa)p?表 5 材料的許用擠壓應力Table5 The material allowable compressive stress聯結的方式 材料 靜載荷 輕微沖擊載荷 沖擊載荷靜聯結 鍛鋼,鑄鋼 125-150 100-120 60-90各鍵的校核見下表 6表 6 鍵的校核Table6 Key of the check鍵名 h 鍵的高度 鍵的接觸'l長度軸的直徑d[ ]許用擠壓應p?力T= '1[]4phld?小帶輪軸 1 7 28 28 100 137.2N·M大帶輪軸 2 8 20 36 100 144.0N·M連 桿 軸 3 7 20 30 100 105.0N·M經校核，各鍵符合要求。6.5 滑動軸承19根據軸承中摩擦性質的不同，可以把軸承分為滑動摩擦軸承和滾動摩擦軸承兩大類。滾動軸承由于摩擦系數小，起動阻力小，而且它已經標準化，選用、潤滑、維護都很方便，因此在一些機械中應用較廣。但由于滑動軸承本身具有的一些獨特的優(yōu)點，是的它在某些不能、不便或使用滾動軸承沒有優(yōu)勢的場合，如在高速轉動、特大沖擊與振動、徑向尺寸受到限制或必須剖分安裝、以及需在水或腐蝕性介質場合等，仍占有重要地位。本設計為振動式紅薯清洗機，而且屬于有水潮濕場合和振動場合，因此對于曲柄搖桿機構中搖桿的底座選用滑動摩擦軸承。根據實際情況，查參考文獻 [18]選用整體式徑向滑動軸承，這種軸承的優(yōu)點是結構簡單，成本低廉。具體尺寸和結構參見零件圖。6.6 軸端擋圈為保證軸上零件的軸向定位，查參考文獻 [18]，選擇軸端擋圈，軸端擋圈適用于固定軸端零件，可以承受較大的軸向力。軸端擋圈可采用單螺釘固定，為了防止軸端擋圈轉動造成螺釘松脫，可加圓柱銷鎖定軸端擋圈，也可以采用雙螺釘加止動墊片防松等固定方法。綜合比較，本設計采用雙螺釘加止動墊片的方案，參見裝配圖。6.7 支架穩(wěn)定性校核滾動軸承座支架采用熱軋等邊角鋼與底座焊接，角鋼號數 3.0，邊寬 b=30mm，長度為 l=712mm。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)現象。根據紅薯清洗機實際工作情況，當機器工作時，會產生輕微振動，應對支架桿進行穩(wěn)定性校核。臨界載荷的計算該支架可以簡化成兩端固定端的壓桿，由參考文獻 [19]可知其臨界載荷為(9)2()crEIpl??代入數據可計算得 23423.1406.81027697()crp N????20臨界載荷與實際最大壓力之比，為壓桿的穩(wěn)定安全因數，已知最大壓軸力為8609N由(10)2076948crFn?工況為一般中度沖擊條件，所以 4st取所以搖桿 CD 滿足穩(wěn)定要求。7 振動清洗箱考慮實際生產效率，查參考文獻 [17]，清洗振動箱的四周采用 5mm 厚的冷軋鋼板焊接而成，其內壁可固定毛刷，便于更干凈地清洗紅薯，底部則采用直徑 5.5mm 的熱軋圓鋼，與四壁呈柵欄式焊接，間距為 3cm，振動箱的尺寸為：603lhm???清洗振動箱的具體結構參見零件圖。8 箱體機架的確定機座和箱體等零件，在一臺機器中很大程度上影響著機器中各部分的裝配精度，工作精度和抗振性能。所以正確選擇機座等零件的材料和正確設計其結構形式及尺寸，是減小機器質量、節(jié)約金屬材料、提高工作精度、增強機器剛度及耐磨性等的重要途徑?？紤]到紅薯清洗機的實際工作情況，查參考文獻 [17]，選用灰鑄鐵作為箱體的材料?；诣T鐵牌號為 HT200（GB/T 9439-1988） 。為了加固箱體，可用地腳螺栓固定箱體四角；箱體的具體結構和尺寸見零件圖。9 清洗噴頭紅薯在清洗振動箱中振動的同時，采用高壓水泵通過噴頭供水沖洗，根據實際設計噴頭為圓弧面，上面均勻分布直徑為 5mm 的孔，具體結構見裝配圖。10 出水槽為了節(jié)約材料，以及不需要考慮污水的再循環(huán)利用，所以采用塑料槽置于振動箱的下方直接將泥沙污水排出。11 潤滑由于轉速不是很高，且也不好設計油溝，所以采用脂潤滑，查參考文獻 [17]，選用21鈣基潤滑脂代號 1 號，因其有較好的抗水性，適用于工業(yè)、農業(yè)等機械設備軸承的潤滑，特別是有水或潮濕的場合。12 結論民以食為天，隨著人們生活水平的提高，大家對食品的要求也越來越高，食品機械就是為了提高食品質量安全程度而生的，所以現在越來越多的人們開始關注食品生產加工機械這一產業(yè)，面對其廣闊的市場，我們有必要進行研究和發(fā)現。振動式紅薯清洗機就是在這個背景下產生的，作為一個大學生用時刻關注社會民生，努力學習開拓創(chuàng)新，將自己的所學應用到生活中。在振動式紅薯清洗機的設計過程中，我學到，一種生產方法工藝，可以根據原理通過改進之后應用到生產加工中。設計的時候，給我最深刻的感覺就是，一切機械都是由哪些基礎的結構，如通過多種組合方式，從而形成各種各樣的機構和機械，這些都是我在大二學的知識，我認識到基礎的重要性，以后我要繼續(xù)學習并溫習以前的知識，不斷提高自己。 “紙上得來終覺淺，絕知此事要躬行” ，這次畢業(yè)設計對我來說是一次洗禮，四年的時間也不算短，一路走來覺得自己學到的東西很多，可以用起來才發(fā)現自己還有很多東西要學習，機械設計、機械制造、加工工藝、技術要求、精度要求，各種零件，傳動方式等等，這些東西要想靈活運用，就必須進行實踐，因此這次設計就是一次大練兵，是我在溫習過去的知識的同時，發(fā)現了自己過去以往的知識，也加深了對所學知識的理解。這次畢業(yè)設計與以往的每學期做的課程設計有很大不同，以往的課程設計所要完成的任務較少，用到的知識也是局限于當學期剛剛學習的課程，屬于趁熱打鐵，而這次畢業(yè)設計是將過去幾年來學的東西進行綜合應用。以前的設計都是大家一起做一種東西，即使有所不同，也只是某些設計參數的不同，原理上都是一樣的本次設計則完全不同，每個人設計的都不一樣，甚至有些機械設備比較復雜的都需要幾個人共同完成，這就需要很好協作、討論，不然的話，就有可能每個人設計出來的東西裝配不到一塊去。這在以前從來沒有過，此次畢業(yè)設計用到了多方面的知識，并且根據課題的要求首先要確定整體方案，然后是如何具體實現，用什么方法實現，這就要求我們有設計一個課題的整體思路和解決問題、分析問題的能力，是對我們綜合實力的考察。通過這次的畢業(yè)設計，我發(fā)現我自身的很多問題。首先就是基礎知識的掌握情況，在這次設計的過程中，我發(fā)現我對過去的知識有些都淡忘了，但通過這次畢業(yè)設計就像重新學習了一次大學課程，使我鞏固了以往的知識，又發(fā)現很多心知識。相信這次畢業(yè)設計對我今后的工作會有一定的幫助。所以，我很用心的把它完成了。在設計中體味艱辛，在艱辛中體味快樂。22參考文獻[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. 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