果蔬去皮机的总体设计资料

目录
1 前言 (1)
1.1课题的来源 (2)
1.2课题内容 (2)
1.3课题要求 (2)
1.4去皮技术的国内概况 (2)
1.5本课题要解决的主要问题和设计的总体思路 (3)
2 去皮机总体设计 (5)
2.1 总体方案论证 (5)
2.1.1 工艺流程及结构特点 (5)
2.1.2零部件的选择 (5)
2.2总体结构确定 (6)
3 去皮机设计计算 (6)
3.1生产能力的计算 (6)
3.2去皮机主轴转速的理论分析 (6)
3.3去皮机的功率计算 (9)
3.4去皮机传动装置设计 (11)
3.4.1电机功率和型号的确定 (11)
3.4.2带传动的设计 (11)
3.4.3轴的设计与校核 (13)
3.4.4轴承的选择和校核 (19)
4 结论 (21)
参考文献 (22)
致谢 (23)
附录 (24)
1.前言
1.1课题的来源
课题来源于：山东诸城市开泰公司。

本课题：果蔬去皮机的总体设计及传动装置设计，该课题来源于食品生产行业对胡萝卜、马铃薯等块根类原料的去皮需要，在分析现有设备特点的基础上设计一台能实现对胡萝卜、马铃薯等块根类原料去皮的高效专用设备，选题结合工程生产实际，难度和工作量适中。

1.2课题内容
本课题的设计内容为：
要求设计出的果蔬原料去皮机功能达到规定的要求，能实现对块根类原料的去皮。

物料从加料斗装入机内，落到旋转圆盘波纹状表面时，因离心力作用而被抛向两侧，并在那里与筒壁粗糙表面摩擦，达到去皮的目的。

1、完成果蔬原料去皮机的总体设计
2、完成果蔬原料去皮机主要部件的设计
3、完成果蔬原料去皮机主要零件的设计
1.3课题要求
1、生产效率高，能满足较长工作时间的要求
2、去皮均匀，能够良好的控制去皮厚度
3、外皮等杂质能够良好排出，不堵塞
4、耗能小，体积小，重量轻，外形美观和操作安全方便
1.4去皮技术的国内概况
随着食品工业的发展，食品深加工已经越来越被世界重视，特别是便餐和方便食品的诞生，促使保鲜脱水蔬菜工业迅速发展起来，这便要求原料的深加工伴随发展。

其中，马铃薯的深加工就是受到人们高度重视且发展较快的产业之一。

我国是马铃薯主要生产国，年种植面积和总产量均居世界第二位。

但是我国绝大部分马铃薯被直接用作饲料或使用。

由于每年仅有百分之几用于深加工，致使鲜薯过剩，增加了越冬保鲜难度，也降低了它的营养价值。

究其原因主要是缺少加工设备，特别是去皮机械。

而从国外引进设备，价格昂贵，生产成本高致使国内该产业发展较慢。

在世界上工业发达国家，马铃薯深加工量一般都是总产量的50%~80%。

1980年，美国马铃薯加工量占鲜薯总产量的76%;1984年，荷兰马铃薯加工量占总产量的55%。

目前，美国是世界上最大的马铃薯生产国和出口国，马铃薯食品加工企业有300多家，其中子公司遍及世界十几个国家。

美国的马铃薯产品不仅畅销国内，而且大量
出口，干制食品及方便食品占据了世界大部分市场。

近20年来，继美国之后，德国、法国、英国、荷兰、瑞士及日本等国家，也在致力于发展马铃薯食品深加工业，从而使世界马铃薯食品加工业进入蓬勃发展阶段。

针对研制目的，我们采用清洗后去去皮工艺，研制出搅龙式机械清洗机和离心式机械切削去皮机，并利用可调节式刀片，达到切削量可控制的目的。

其工艺流程为：原料准备—清洗—去皮—产品清洗—皮屑收集—产品收集。

在我们国内蛟龙式清洗机为大量使用的清洗机械。

梯形洗槽内，固定着输送搅龙，搅龙通过减速器由电机驱动，洗槽内充水，在搅龙上部有喷水装置。

块茎进入洗槽浸泡在水里，由于在搅龙提升过程中，块茎相互间以及搅龙叶片间摩擦而逐渐去皮；同时清水不断地从搅龙顶部喷淋下来，冲洗块茎，故块茎越接近顶部越干净。

离心式机械切削去皮机构，在外罩内部装有由电机带动的转到工作盘，盘上均匀分布着6个长孔，长孔上布置着切削刀片，其中切削刀片相对长孔间隙可适当调节，工作盘上部的外罩上均匀分布着3块弹板，工作盘下部装有同主轴一同旋转的橡胶刮板。

工作时块茎通过贮藏室投入到工作室内，工作盘按照一定的速度旋转，在离心力，重力和摩擦力的共同作用下，利用块茎相对于工作盘上刀片间的相对速度差将马铃薯的皮屑切去；同时，在离心力的作用下块茎被甩向四周，并不断滚动；而周围外罩上分布着几块弹板，将块茎撞离外周，且不断旋转滚动。

因此，在刀片和弹板的共同作用下马铃薯块茎被均匀地切去外皮，实现马铃薯去皮的目的。

1.5本课题要解决的主要问题和设计的总体思路
1.5.1需要解决的主要问题
通过现代CAD技术对传动零件的选定，设计非标准件和设备总体结构。

运用AutoCAD绘制设备的总装配图、各个零件的零件图和传动路线图，以指导各零件的加工和设备的设计。

通过专业知识核实所设计的设备总体结构和各零部件是否合格，设计出果蔬去皮机，使之符合生产需要。

1.5.2设计的总体思路
总体思路：各级传动比的分配--传动装置的参数计算—轴的校核--轴承的寿命计算。

将通过制定总体方案，完成动力设计、运动设计、结构的设计以及热工计算，根据基本参数进行传动系统设计，绘制传动系统装配图，零件图以及滚盘组件，利用所学知识进行有关的计算和校核等。

为了完成设备的设计，首先要对零件进行工艺分析,主要是结构、尺寸精度、材
料的分析；其次要根据基本参数进行设计；最后确定各个零部件的结构和设备总体结构，画出各零部件。

所设计的设备能够准确的运动,保证传动平稳可靠，使用安全,易于维修，设计的设备应能满足去皮要求，保证产量，能源利用率应尽可能高。

本设计将为企业提供生产指导价值。

2.去皮机总体设计
2.1总体方案论证
2.1.1工艺流程及结构特点
针对研制目的，我们采用清洗后去皮工艺，研制出离心式机械切削去皮机，并利用可调节式刀片，达到切削量可控制的目的。

其工艺流程为：原料准备—清洗—去皮—产品清洗—皮屑收集—产品收集。

2.1.2零部件的选择
圆形底盘是去皮机的核心部件，圆形底盘设计的内容包括圆形底盘型式的选择、圆形底盘的强度和刚度计算，选择合适的材质后，确定相应构件的壁厚和结构尺寸，并提出制造、加工和组装的技术要求。

目前的圆形底盘按的材料和加工方法，分为铸造圆形底盘与焊接圆形底盘两类。

2.2总体结构确定
在考虑具体方案时，应遵守的基本原则是在满足使用要求的前提下，尽量降低成本。

设备在满足去皮要求的情况下，设备应结构简单、紧凑、运转平稳，工作可靠，利用率高，设备便于调试，设备应便于维修。

选用上部进料的方式。

顶紧力和滚盘的重力可以中和一部分，以减轻滚盘所受的外力，提高轴承的寿命。

3.去皮机的设计计算
3.1生产能力的计算
212336004
D H G t t t πρ=⨯++φ（kg/h ）
式中，t1为装料时间（s ），t2为擦皮时间（s ），t3为卸料时间(s)，H 为圆筒
的有效高度（m ），D 为圆筒的内径（m ），σ为物料的密度（kg/h ）,φ为圆筒内物料充填系数。

2
3600
3.14
0.920.944
123 1.1267120900
120
4
G ⨯⨯=
⨯⨯⨯≈++kg/h
3.2去皮机主轴转速的理论分析
假设马铃薯为球形颗粒，且以单个马铃薯为研究对象，其质量为m ，工作时它必须相对工作盘移动。

当工作盘以角速度w 旋转时，其受力状态如图2所示。

若马铃薯相对工作盘移动，必须满足2mw R f mg >2w R fg > 25210
13000.4
w ⨯>
= 36w ≈
式中，2mw R 为马铃薯受到的离心力，f mg 为工作盘作用于马铃薯摩擦力，f 为马铃薯与工作盘摩擦系数。

又因为130
n
w π=， 所以主轴轴速1n 应为：
1n ≥
1360n ≥
≈r/min (1)
工作盘绕圆心以角速度w 旋转。

马铃薯与切刀相遇时，它在水平面的受力状态如图
3所示。

其中:1F 为马铃薯受到的离心力，2'1F mw R =,2'136F mR =;2F 为刀刃作用于马铃薯的冲力，2/F mv t =∆∆，；3F 为工作盘作用于马铃薯的冲力，3F f mg =
由于21()mv m v m v v ∆=∆=-
式中，1v 、2v 分别为马铃薯与切刀相遇前后速度，通常1
2v v
2mv mv ∴∆≈ '
2v w R
= m v m w R ∴∆= 令t ∆为马铃薯与切刀碰撞的时间，则'2/F mwR t =∆
图3是图2中垂直刀刃的剖视图，其中'21/x F F F mwR t f mg =-=∆- 为保证马铃薯去皮，应使0x F ≈，即21F F =，也就是'/wR t f g ∆≈ 工作盘主轴转速2n 应为：
230f g
n R t
π≈
∆
即为2305210
406/min 3.140.432n r ⨯≈
⨯≈⨯ (2)
图4中，速度u 的方向，即切刀推动马铃薯的运动方向，C 点为刀刃与马铃薯接触点，u 的方向即过马铃薯C 点的圆形颗粒的法线方向。

p v u u 为u 的水平分速度和垂直分速度。

为保证圆筒内上、下层马铃薯均被切刀去皮，必须使切皮后的马铃薯抛起一定高度h ，显然h 必须大于或等于圆筒内马铃薯层的厚度。

由于21
2
v mu mg h =
s i n c o s
v p u u α
α=
式中，h 为马铃薯层厚度，为碰撞角。

'
p u w R =
'2
1sin ()2cos m wR mg h αα
=
's i n c o s
w R αα=此时工作盘主轴转速为：
3'
30
cos n R π
α
=
⨯
330350/min 3.140.05cos 45
n r =
=⨯
(3)
在选择工作盘主轴转速n 时，应考虑上述公式（1）、（2）、（3），取三者中最大的一个。

但在实际工作中，圆筒工作盘上面马铃薯并非个体球形颗粒，而是群体非球体的马铃薯，我们在上述定性的理论分析的指导下，经试验认为工作盘主轴转速应为n=350—400r/min 3.3去皮机的功率计算
去皮机的功率消耗包括：克服物料对工作圆盘的摩擦所消耗的功率1N ，克服物料对切削时所消耗的功率2N ，克服物料对圆筒壁摩擦力所消耗的功率3N ，传动机构因摩擦而消耗的功率4N ，以上功率分别用下面的公式计算：
1MP CP N m w =…………………………………………………………………….（4） 式中，MP m 为处于圆筒内物料的摩擦力矩（N M ）,
2
mP R
M Gf
= 0.4
0.1105210.42
mp M N M =⨯⨯⨯
= 式中，G 为物料重力（N ），f 为物料与工作盘摩擦系数，
2
R
为摩擦臂矩（m ），取半径一半，CP w 为物料于与圆盘的平均相对角速度，取最大角速度的1/2
1()23060CP n n w ππ==
3.14360
18060
cp w ⨯=
≈ 所以1260120
R n Gf R n
N Gf ππ=⨯=
110.41801872N =⨯=……............... ……...... ……........................................（5） 2112()N F u u =-………………………………………….……………………（6） 式中12u u 分别为马铃薯与切刀相遇后、相遇前速度，通常
21121,u u u u u ∴-≈
2/N muf t ∴=∆
即20.1360.452/32 2.34N =⨯⨯⨯= (7)
3y C P N M w =………………….….……………….…..……….………………（8） 式中，y M 为在离心力的作用下物料与侧壁的瞬间摩擦力矩
2
'y mu M f R R
= 2
0.1(360.4)520.0553913.60.4
y M ⨯⨯=⨯⨯=
式中，u 为物料圆周速度（m/s ）,'R 摩擦臂矩，通常取'8
R
R =
所以，22'360480
mv n mv f n N f R R ππ== 353913.6180970444.8N =⨯=…..................................................................
（9） 4N 是传动损失，用传动效率η表示： 则消耗的总功率为： 1234
N N N N N η
+++=
(10)
经过理论分析得出功率计算理论公式（10），但在实际应用上，上次较为复杂，
因此，基本采用粗略估算，可用下面近似公式：
M n
N η
=式中，M 为工作盘转矩，M=f G R,R 为摩擦臂矩（即工作盘半径），n
为工作盘转速
1872 2.34970444.8
353.79/min 520.1100.30.4406
n r ++=
=⨯⨯⨯⨯⨯
根据计算得转速应该在350r/min 左右。

3.4传动装置设计
3.4.1电机功率和型号的确定
按工作机的工作条件河要求，选用三相异步电动机，立式，机座带底脚，端盖上无凸缘。

总效率：122ηηηη∑= （1）
=0.95×0.98×0.98 =0.91238
考虑到负荷的变化和滚盘操作的特殊情况，取设备系数k=1.5 电机功率: 1
D KN P η=∑
（2） 0.750.9
0.91238⨯=
=0.74kw
选取Y802-4电动机，技术性能参数：0.75D P kw =；1390/min D r n =
3.4.2带传动的设计
A.选择V 带型号 a)确定计算功率ca P
查文献资料[18]表4-6得工作情况系数 1.1A K = 1.5 5.50.825ca A D P K P kW ==⨯= b)选择V 带型号
按0.825ca P kW =，11390/min n r =，查文献资料[18]图4-1得, 选择Z 型V 带
B.确定带轮直径1d d 、2d d a)选取小带轮直径1d d
查文献资料[8]图4-11及表4-4，选取小带轮直径180d d mm = b)验算带速
11/(601000)d v d n π=⨯ （3） 由式（3-22）得801390/(601000) 5.82/v m s π=⨯⨯=
v 在5～25m/s 内，合适。

c)确定从动带轮直径2d d
211390/35080317.7d d d id mm ==⨯=
查文献资料[18]表4-4 选取2315d d mm = d)确定从动轮转速
考虑到带的滑动系数0.02ε=
()21121/d d n n d d ε=-=1390/4=350r/min
e ）实际传动比
112/i n n ==315/80=4
C.确定中心距a 和带长d L a)初选中心距0a
120120.7()2()d d d d d d a d d +≤≤+ （4） 由式（3-23）得 0276.5790mm a mm ≤≤
取0500a mm =
b)求带的计算基准长度0L
2
210120
()2()24d d o d d d d L a d d a π-=+++ （5）
由式（3-24）得()2
0[2500(80315)/231580/(4500)]L π=⨯++⋅+-⨯ 1896.275mm =
查文献资料[18]表4-2 选取1800d L mm = c)计算中心距a
02
d o
L L a a -=+ (6)
由式（3-25）得 18001896.275
5004522
a mm -=+
= d)确定中心距调整范围
max 0.034520.031800506d a a L mm =+=+⨯≈
min 0.034520.0151800425d a a L mm =-=-⨯≈ d.验算小带轮包角1α
21
118060d d o o d d a
α-≈-⨯ （7）
由式（3-26）得
131580
18060148.8120452
o o o o α-=-⨯=>
故1148.8o α=，合适。

D.确定V 带根数Z a)确定额定功率o P
由180d d mm =、11200/min n r =及11390/min n r =根据文献资料[8]表4-5，得单根A 型V 带的额定功率分别为0.68kw 和0.6kw ，用线性插值法求11390/min n r =时的额定功率0P 值
()00.680.60.61390120013901200P kW -⎡⎤
=+⨯-⎢⎥-⎣⎦
0.66kW =
b)确定V 带根数z
00()ca
L
P z P P K K α≥
+∆ （8）
查文献资料[18]表4-7得 00.17P kW ∆=
表4-8得 0.69K α≈，
表4-2得 1.18L K =
由式（3-27）得 6.05
1.22(0.660..17)0.69 1.18
z ≥
≈+⨯⨯根根
取Z=2根，合适
E.计算单根V 带初拉力0F
查文献资料[8]表4-1得 0.061/q kg m =
22.5
500(1)ca o P F qv vZ K α
=⨯-+ （9）
由式（3-28）得20.0825 2.5500(1)0.06 5.825.8220.69o F ⎡⎤
=⨯⨯-+⨯⎢⎥⨯⎣⎦95N =
F.计算对轴的压力Q F
1
02sin 2
Q F ZF α≈ （10）
由式（3-29）得 149
2295sin 2
Q F =⨯⨯⨯367N = G.确定带轮的结构尺寸
180d d mm =，采用实心轮结构 2315d d mm =，采用四孔板轮结构
3.4.3轴的设计与校核
根据以上计算的筒体长度和直径、传动件的外形尺寸(直径和轮壳宽度)、钢丝网作用位置，可预先进行滚盘组件受力的轴向和径向位置的布置设计。

A.轴的结构设计
轴的结构设计就是要确定轴的合理外形和结构，以及包括各轴段长度、直径及其它细小尺寸在内的全部结构尺寸。

轴的结构主要取决以下因素：轴在机器中的安装位置及形式；轴的毛坯种类；轴上作用力的大小和分布情况；轴上零件的布置及固定方式；轴承类型及位置；轴的加工工艺以及其它一些要求。

由于影响因素很多，且其结构形式又因具体情况的不同而异，所以轴没有标准的结构形式，设计具有较大的灵活性和多样性。

但是，不论具体情况如何，轴的结构一般应满足以下几个方面的要求：
a.轴和轴上零件要有准确的工作位置；
b.轴上零件应便于装拆和调整；
c.轴应具有良好的制造工艺性；
d.轴的受力合理，有利于提高强度和刚度；
e.节省材料，减轻重量；
f.形状及尺寸有利于减小应力集中。

考虑到轴是和滚盘配合在一起，为便于安装和维修，把轴要设计成阶梯轴。

先初步计算轴的孔径0d 计算
44.53
d≥==mm 设.计取
d=45mm
先按实心轴的最小直径'd的计算公式进行计算，然后在估算
2
d，进行校核。

查文献[18]第291页公式
'
d≥（11）由式（3-47）得'
d≥≈64.46mm，设计取
2
65
d mm
=
图3-1 主轴结构
根据传动件的宽度和传动件不能相互干涉，确定个传动件见的轴向距离为200mm 左右，具体的见图3-1
B.确定轴的受力
确定滚盘组件的受力参数对应按实际配置的电动机功率作为依据。

a.传动大带轮对主动端轴的作用力
按配置的电机．允许传递的最大功率：
'
1123
D
P
Pηηη
=(12)
由式（3-48）得'
1
P=0.75×0.96×0.98=0.7056kw
大带轮传递的最大扭矩2
T
6
9.5510P
n
T=⨯（13）
由式（3-49）
2
T60.7056
9.5510
6
=⨯⨯
=1.114×6
10N·mm
圆周力(直径0265mm
d=):
Ft=2T/d (14) 由式（3-50）得1t F=2×1.114×6
10/65≈0.343×5
10N
作用于轴上的径向力
r t F Ftg α= （15） 由式（3-51）得1r F =34300×tg20°≈12481N 径向水平分力；
cos rx r F F θ= （16）
由式（3-52）得1r x F =1r F cos 2θ=12481×cos50°≈8022N 径向垂直分力
sin ry r F F θ= （17）
由式（3-53）得1r y F =1r F sin 2θ=12481×sin50°≈9557N b.果蔬去皮机带传动对主动端轴的作用力
s P ='s P /s η＝0.7056×310-/0.93=0.759×310- kw
s η---带传动的效率，取0.93
传递的扭矩：
由式（3-48）得1T 4
6
0.759109.55106
-⨯=⨯⨯=120N ·mm
带条工作拉力：
610s
s N v p = （18）
由式（3-54）64
10 2.45100.0741000
s p -⨯⨯=⨯=3.3N
径向作用力：2r F =1.15s P =1.15×3.3=3.8N 水平径向分力：
由式（3-52）得2r x F =3.8×cos60°≈1.9N 垂直径向分力：
由式（3-53）2r y F =6.9×sin60°≈3.3N c.对带轮的受力计算
由式（3-48）得
600.44
9.55107003336
T N mm =⨯=⋅
圆周力：由式（3-49）得32700333/730t F =⨯=1919N 作用在轴上的径向力：由式（3-50）得3191920r F tg =︒=689N 向径水平力：由式（3-52）得3689r x F N =
d.按实际配置电机功率计算允许寸板对筒体的作用力
按配置电机的最大输入功率，除去消耗于从动滚盘和去皮机的功率，则均可作为钢丝网对筒体摩擦阻力的消耗。

钢丝网对筒体允许的最大阻力矩：
4max 21330A B T T T T T T =----
1T --大带轮输出的扭矩，1
M =418N ·mm
3B T ，3A T --支承轴承处的摩擦阻力矩，33B A T T + ≈0.052T
4max T =214875-418-0.05×214875-700333=1.4134×610 N ·mm 可估算寸板对筒体允许的顶紧力：
421max 1T P R
P f R
∙-=
（19） 由式（3-56）1max 1413400 1.51500365
0.15365
P -⨯⨯=
⨯=6454N
在此种状态下，筒体单位长度的顶紧力为：
1max 1max 06454 4.3N/mm 1500
P q L ==≈
相当于设计确定的操作条件下，1 1.5/q N mm =的2.43倍。

按筒体允许的最大阻力矩状况下计算，最大径向力为：
max Q =1max P =6454N 径向水平分力：
1max cos x Q P θ= （20） 由式（3-57）得x Q =6454×cos30°≈5589N 径向垂直分力 :
1max sin y Q P θ= （21） 由式（3-58）得y Q =6454×sin30°=3227N
f.轴承支承处支反力计算与弯矩 主动端轴的支座反力和作用力力向:
支座反力
:R N = （22）
()()()()
21011021020
Ay 1043 R =
2r y r y F l l F l l G l l G l l l -+++-+--+
()()()
'
11012121
10/22+
2y
Q G G l l G l G l l l --+-⋅-⋅-+
()()()()
3.34200150014603200150030415002003041500
=22001500-⨯⨯++⨯⨯+-+-⨯-⨯+
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3227261117401500/2200304220030420022001500--+-⨯⨯-⨯+
-⨯+
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21112121
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2y
Q G G l l G l G l l l l -+++++⋅+-+
3.3220014602003042002304200
=
22001500
-⨯⨯+⨯+⨯+⨯⨯⨯+
()()()
3227261117401500/220030415003041500200+
22001500
-++++⨯++⨯+
≈1323N
()()()()
2101101031
1043/22r x r x x r x Ax F l l F l l Q l l F l R l l -+-++++=
+
(
)()()1.94200150
01380320
01500
22001500
-⨯
+-⨯+=
⨯+
()()55892001500/2689200
22001500++⨯+
⨯+ ≈1473N
()()
()
211110310102/232r x r x x r x Bx F l F l Q l l F l l R l l +++-+=
+
2 1.92200138020055899506892100
=
1900
⨯⨯⨯+⨯+⨯-⨯
≈776N
由式（3-59
）得A R =
1537N
B R =≈1534N
a) 大带轮安装处的轴断面 弯矩：
2n M =
≈761N
扭矩：：2T =2.14875×
6
10N ·mm
当量弯矩：p M = （23） 由式（
3-60）得2p M =1860872 N ·mm b) 主动端轴承处的轴断面： 弯矩：
3n M =
=
401444 N ·mm
扭矩：3T =21T T -=2148750-418=2148332 N ·
mm 当量弯矩：
由式（3-60）得3p M =2627553 N ·mm
C.轴的校核
a ）传动带轮安装处的轴径2d ：
45钢的许用扭转应力为[]25T MPa τ= ，许用的弯曲应力[]140MPa σ-= 轴的内孔径 065d mm =， 强度校核：
查文献[18]第291页公式T T
T
W τ=
（24）
由式（3-61）得()
2
24
34
23
2148750
0.21250.265180T T d τβ=
=⎛⎫-⎛⎫⨯- ⎪
⎪ ⎪⎝⎭⎝⎭
≈21.18MPa ＜[]25T MPa τ=，满足要求。

查文献[18]第307页公式=
ca
M W σ （25） 由式（3-62）得()22434
231860872
=0.11250.180180P M d σβ=⎡⎤-⎛⎫⨯-⎢⎥ ⎪⎝⎭⎢⎥⎣⎦
≈36.7MPa ＜[]140MPa σ-=，满足要求
轴承支承处的强度校核：3100d mm =，03/65/1000.65d d β=== 由式（3-61）得()
3
344
34
33313799881379988
0.2125250.29010.29019090T T d τβ=
==⎛⎫⎛⎫
-⎛⎫⎛⎫⨯-⨯- ⎪ ⎪
⎪ ⎪ ⎪ ⎪⎝⎭⎝⎭⎝⎭⎝⎭
≈9.5MPa ＜[]25T MPa τ==25，满足要求 由式（3-62）得()
3
34
34231304911
=
0.11250.1100190ca P M M W d σβ==⎡⎤
-⎛⎫⨯-⎢⎥
⎪⎝⎭⎢⎥⎣
⎦ ≈18MPa ＜[]140MPa σ-=，满足要求。

3.4.4轴承的选择和校核
选择滚动轴承的类型，一般从载荷的大小、方向和性质三方面进行考虑。

在外廓尺寸相同的条件下，滚子轴承比球轴承承载能力大，适用于载荷较大或有冲击的场合。

球轴承适用于载荷较小、振动和冲击力较小的场合。

当承受纯径向载荷时，通常选用径向接触轴承或深沟球轴承；当承受纯轴向载荷时，通常选用推力轴承；当承受较大径向载荷和一定轴向载荷时，可选用角接触球轴承，或者将向心轴承和推力轴承进行组合，分别承受径向和轴向载荷。

根据轴的应用场合可知，轴主要受到的径向力和轴向力。

查询常用滚动轴承的性能和特点，选择角接触球轴承。

角接触球轴承的性能特点：可同时承受径向负荷和轴向负荷，也可承受纯轴向负荷。

应用场合：适用于刚性较大跨距不大的轴及须在工作中调整游隙时。

主动端受力较大，校核此轴承。

参数：73.8r C KN =
071.5r C KN =。

轴承只承受径力。

计算寿命：查文献得式：
3
16667t h p f C L n f P ⎛⎫
= ⎪ ⎪⎝⎭ （26） 由式（3-63）得166660.865.91000612013h L ⨯⨯⎛⎫
= ⎪⨯⎝⎭
=103472256h 寿命满足要求。

4.结论
毕业设计是对我们大学四年学习的成果进行综合性的考核，在本次的毕业设计中，查阅了许多的相关资料，通过对现有去皮设备的结构进行分析，对每个结构进行了系统的研究，掌握了设备的工作原理和总体的结构。

得知了现有去皮设备的不足，运用现有的知识，对滚盘的结构进行了改进，使滚盘在去皮过程中筒体表面的去皮厚度相差不大。

确定了设计方案，对果蔬去皮进行了结构设计，对传动装置进行了设计和校核，保证了该设备工作的可靠性，效率高，安全。

但长期以来尚存在一个不足就是拨料盘容易磨损，还需要对拨料盘进一步改进。

参考文献
[1] 岑军健主编. 新编非标准设备设计手册[M]. 北京: 国防工业出版社, 1999.
[2] 胡宗武等主编.非标准机械设备设计手册[M]. 北京: 机械工业出版社, 2003.
[3] 徐灏主编. 新编机械设计师手册[M]. 北京: 机械工业出版社, 1995.
[4] 叶伟昌主编. 机械工程及自动化筒明设计手册(上册)[M]. 北京: 机械工业出版社, 2001.
[5] 李益民主编. 机械制造工艺设计手册[M]. 北京: 机械工业出版社, 1995
[6] <<中国轴承新旧型号对照手册>>编写组编. 中国轴承新旧型号对照手册[M]. 北京: 兵器工
业出版社，1995.
[7] 徐锦康.机械设计[M].北京：高等教育出版社，2004.
[8]濮良贵主编．机械设计[M]．（第五版）．沈阳：西北工业大学,1994.
[9]许林发.建筑材料机械设计[M]. 第一版. 武汉：武汉工业大学出版社，1997.
[10]朱昆泉．建材机械工程手册[M]．武汉：武汉理工大学出版社，2000.
[11]吴宗泽.机械结构设计[M]. 第一版. 北京：机械工业出版社，1988.
[12]章棣.分离机械选型与使用手册[M]. 第一版. 北京：机械工业出版社，1998.
[13]范祖尧．现代机械设备设计手册[M] ．北京：机械工业出版社，1996.
为期四个月的毕业设计即将结束。

我首先要感谢孙俊兰老师，在她精心辅导下，对我的设计方向提出了许多宝贵意见，还纠正了一些不合理的错误，我从中学到很多东西；还要感谢同组同学对我的支持和帮助。

本次毕业设计课题是果蔬去皮机的总体设计。

通过这次毕业设计，使我基本上掌握了机器的设计的方法和步骤，以及如何运用CAD绘图软件来画零件，装配图，对AutoCAD绘图进行了回顾。

并且也掌握了如何查阅各种文献和相关的手册等。

总的来说，这次设计使我在基本理论的综合运用以及正确解决实际问题等方面得到了一次较好的锻炼，提高了我独立思考问题、发现问题以及解决问题的能力，为以后的工作奠定了坚实的基础。

本次设计任务虽然已顺利完成，但由于本人水平有限，缺乏经验，一些更深奥的问题没有得到解决的机会，以后仍要学习。

再此恳请各位老师、同学不吝赐教。

在此，我忠心地向他表示诚挚的感谢和敬意！
1、去皮机装配图 QP00-00 A0
2、顶盖 QP00-01A1
3、箱体 QP00-02 A1
4、拨料盘 QP00-05 A3
5、垫板 QP00-06 A1
6、支座 QP00-07 A1
7、主轴 QP00-09 A2
8、带轮 QP00-10 A2
9、电机衬板 QP00-11 A2。