花生剝殼分離機(jī)設(shè)計(jì) 去殼機(jī) 【雙輥筒式】

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Key words: peanut seeds; trash rack roller-type; steel tooth double cylindrical drum; cone type 1. 前言 1.1花生脫殼機(jī)的簡(jiǎn)介 我國花生脫殼機(jī)的研制自1965年原八機(jī)部下達(dá)花生脫殼機(jī)的研制課題以來，已有幾十種花生脫殼機(jī)問世。只進(jìn)行單一脫殼功能的花生脫殼機(jī)結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，價(jià)格便宜，以小型家用為主的花生脫殼機(jī)在我國一些地區(qū)廣泛應(yīng)用，能夠完成脫殼、分離、清選和分級(jí)功能的較大型花生脫殼機(jī)在一些大批量花生加工的企業(yè)中應(yīng)用較為普遍。國內(nèi)現(xiàn)有的花生脫殼機(jī)種類很多，如6BH一60型花生剝殼機(jī)、6BH一20B型花生剝殼機(jī)、6BH一20型花生脫殼機(jī)等，其作業(yè)效率為人工作業(yè)效率的2O～60倍。 花生脫殼機(jī)就是通過高速旋轉(zhuǎn)的機(jī)體，把花生外殼脫掉，而且保持花生完整的機(jī)器。 要求： 1、脫殼干凈、生產(chǎn)率高，對(duì)有清選裝置的脫殼機(jī)，還要求有較高的清潔度。 2、損失率低、破碎率小。 3、結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，使用可靠，調(diào)整方便，功率消耗少，有一定的通用性，能脫多種作物，以提高機(jī)具的利用率。 　　4、對(duì)花生(皮果)的要求?；ㄉ蓾襁m宜，太干則破碎率高，太濕則影響工作效率。農(nóng)村儲(chǔ)存的花生(皮果)一般較干，為使其干濕適宜可采用下列方法。 　?、佟⒍久摎?，脫殼前用10千克左右的溫水均勻噴灑在50千克皮果上，并用塑料薄膜覆蓋10小時(shí)左右，然后再在陽光下晾曬1小時(shí)左右即可開始脫殼，其他季節(jié)用塑料薄膜覆蓋的時(shí)間為6小時(shí)左右，其余相同。 　?、凇⒖蓪⑤^干的花生(皮果)浸在大水池內(nèi)，浸后立即撈出并用塑料薄膜覆蓋1天左右，再在陽光下晾曬，待干濕適宜后開始脫殼。 　　5、對(duì)電壓的要求及工作場(chǎng)所的選擇。單相電動(dòng)機(jī)要正常工作，電壓需達(dá)到其額定電壓。農(nóng)村一般一個(gè)村莊只有一個(gè)變壓器，而戶戶又分散，加之所用電線及電路不很標(biāo)準(zhǔn)，致使離變壓器較遠(yuǎn)的用戶電壓不足，因此，工作場(chǎng)所應(yīng)選擇離變壓器較近的地方。 1.2 花生脫殼機(jī)的工作原理 花生脫殼機(jī)有機(jī)架、風(fēng)扇、轉(zhuǎn)子、單相電機(jī)、入料斗、震動(dòng)篩、三角帶輪及其傳動(dòng)三角帶等組成。機(jī)具正常運(yùn)轉(zhuǎn)后，將花生定量、均勻、連續(xù)地投入進(jìn)料斗，花生在轉(zhuǎn)子的反復(fù)打擊、摩擦、碰撞作用下，花生殼破碎?；ㄉ＜捌扑榈幕ㄉ鷼ぴ谵D(zhuǎn)子的旋轉(zhuǎn)風(fēng)壓及打擊下，通過篩板，這時(shí)，花生殼、粒受到旋轉(zhuǎn)風(fēng)扇的吹力作用，重量輕的花生殼被吹出機(jī)體外，花生粒通過風(fēng)機(jī)的篩選達(dá)到清選的目的。 2. 花生剝殼機(jī)設(shè)計(jì)方案比較 花生剝殼的原理很多，因此產(chǎn)生了很多種不同的花生剝殼機(jī)械?；ㄉ鷦儦げ考腔ㄉ鷦儦C(jī)的關(guān)鍵工作部件，剝殼部件的技術(shù)水平?jīng)Q定了機(jī)具作業(yè)剛花生仁破碎率、花生果一次剝凈率及生產(chǎn)效率等重要的經(jīng)濟(jì)指標(biāo)。在目前的生產(chǎn)銷售中，花生仁破碎率是社會(huì)最為關(guān)心的主要指標(biāo)。 為了降低破碎率而探討新的剝殼原理，研制新式剝殼部件，便成為花生剝殼機(jī)械的重要研究課題。從六十年代初，開始在我國出現(xiàn)了封閉式紋桿滾筒，柵條凹板式花生剝殼機(jī)。自1983年以來，在已有的花生剝殼部件的研制基礎(chǔ)上，我國又相繼研制了多種不同結(jié)構(gòu)型式的新式剝殼部件，其主要經(jīng)濟(jì)技術(shù)指標(biāo)，特別是破殼率指標(biāo)大有改善。 以下介紹一下我國上個(gè)世紀(jì)幾種主要的花生剝殼原理 2．1 撞擊脫殼法 撞擊法脫殼是籽粒高速運(yùn)動(dòng)時(shí)突然受阻而受到?jīng)_擊力，使外殼破碎而實(shí)現(xiàn)脫殼的目的。其典型設(shè)備為由高速回轉(zhuǎn)甩料盤及固定在甩料盤周圍的粗糙壁板組成的離心脫殼機(jī)。甩料盤使籽粒產(chǎn)生一個(gè)較大的離心力撞擊壁面，只要撞擊力足夠大，籽粒外殼就會(huì)產(chǎn)生較大的變形，進(jìn)而形成裂縫。當(dāng)籽粒離開壁面時(shí)，由于外殼和籽仁具有不同的彈性變形而產(chǎn)生不同的運(yùn)動(dòng)速度，籽仁所受到的彈性力較小，運(yùn)動(dòng)速度也不如外殼，阻止了外殼迅速向外移動(dòng)而使其在裂縫處裂開，從而實(shí)現(xiàn)籽粒的脫殼。撞擊脫殼法適合于仁殼間結(jié)合力小，仁殼間隙較大且外殼較脆的籽粒，如葵花籽、甜蕎麥等。影響離心式脫殼機(jī)脫殼質(zhì)量的因素有：籽粒的水分含量、甩料盤的轉(zhuǎn)速、甩料盤的結(jié)構(gòu)等。 2.2碾搓脫殼法 籽粒在固定磨片和運(yùn)動(dòng)著的磨片間受到強(qiáng)烈的碾搓作用，使籽料的外殼被撕裂而實(shí)現(xiàn)脫殼。其典型的設(shè)備為由一個(gè)固定圓盤和一個(gè)轉(zhuǎn)動(dòng)圓盤組成的圓盤剝殼機(jī)。籽粒經(jīng)進(jìn)料口進(jìn)入定磨片和動(dòng)磨的間隙中，動(dòng)磨片轉(zhuǎn)動(dòng)的離心力使籽粒沿徑向向外運(yùn)動(dòng)，也使籽粒與定磨間產(chǎn)生方向相反的摩擦力；同時(shí)，磨片上的牙齒不斷對(duì)外殼進(jìn)行切裂，在摩擦力與剪切力的共同作用下使外殼產(chǎn)生裂紋直至破裂，并與籽仁脫離，達(dá)到脫殼的目的。其影響因素有：籽粒的水分含量、圓盤的直經(jīng)、轉(zhuǎn)速高低、磨片之間工作間隙的大小、磨片上槽紋的形狀和籽粒的均勻度等。 2.3剪切脫殼法 籽粒在固定刀架和轉(zhuǎn)鼓間受到相對(duì)運(yùn)動(dòng)著的刀板的剪切力的作用，外殼被切裂并打開， 實(shí)現(xiàn)外殼與籽仁的分離。其典型設(shè)備為由刀板轉(zhuǎn)鼓和刀板座為主要工作部件的刀板剝殼機(jī)。在刀板轉(zhuǎn)鼓和刀板座上均裝有刀板，刀板座呈凹形，帶有調(diào)節(jié)機(jī)構(gòu)，可根據(jù)籽顆粒的大小調(diào)節(jié)刀板座與刀板轉(zhuǎn)鼓之間的間隙。當(dāng)?shù)栋遛D(zhuǎn)鼓旋轉(zhuǎn)時(shí)，與刀板之間產(chǎn)生剪切作用，使物料外殼破裂和脫落。主要適用于棉籽，特別是帶絨棉籽的剝殼，剝殼效果較好。由于其工作面較小，故易發(fā)生漏籽現(xiàn)象，重剝率較高。影響因素有：原料水分含量、轉(zhuǎn)鼓轉(zhuǎn)速的高低、刀板之間的間隙大小等。 2.4擠壓脫殼法 擠壓法脫殼是靠一對(duì)直徑相同轉(zhuǎn)動(dòng)方向相反，轉(zhuǎn)速相等的圓柱輥，調(diào)整到適當(dāng)間隙，使籽粒通過間隙時(shí)受到輥的擠壓而破殼。其典型設(shè)備是對(duì)輥式杏核脫殼機(jī)。籽粒能否順利地進(jìn)入兩擠壓輥的間隙，取決于擠壓輥及與籽粒接觸的情況。要使籽粒在兩擠壓輥間被擠壓破殼，籽粒首先必須被夾住，然后被卷入兩輥間隙被擠壓破殼。當(dāng)籽粒質(zhì)量較小可以忽略時(shí)，在： a <φ，a為嚙入角，φ為擠壓輥與籽粒表面間的摩擦角。此式為擠壓輥夾住籽粒的條件。兩擠壓輥間的間隙大小是影響籽粒破碎率和脫殼率高低的重要因素。輥式剝殼機(jī)適合于具有較堅(jiān)硬殼的物料的剝殼。 2.5摩擦脫殼法 對(duì)于粒重較大的物粒顆粒,可采用直接接觸法脫殼,而對(duì)于粒重較小的物粒顆粒，即使是調(diào)節(jié)間隙也不能使物料與設(shè)備都直接接觸,如谷物等。其脫殼去皮是采用碾米機(jī)。碾米機(jī)的核心部分是碾白室。糙米進(jìn)入碾白室，主要靠米粒與米粒間、米粒與米機(jī)構(gòu)間(鐵輥、米篩、米機(jī)蓋、米刀)間的擦離作用剝離米皮。 2.6搓撕脫殼法 搓撕法脫殼是利用相對(duì)轉(zhuǎn)動(dòng)的橡膠輥筒對(duì)籽粒進(jìn)行搓撕作用而進(jìn)行脫殼的。兩只膠輥水平放置，分別以不同轉(zhuǎn)速相對(duì)轉(zhuǎn)動(dòng)，輥面之間存在一定的線速差，橡膠輥具有一定的彈性。其摩擦系數(shù)較大。籽粒進(jìn)入膠輥工作區(qū)時(shí)，與兩輥面相接觸，如果此時(shí)籽粒符合被輥?zhàn)訃氲臈l件，即嚙入角小于摩擦角，就能順利進(jìn)入兩輥間。此時(shí)籽粒在被拉入輥間的同時(shí)，受到兩個(gè)不同方向的摩擦力的撕搓作用；另外，籽粒又受到兩輥面的法向擠壓力的作用，當(dāng)籽粒到達(dá)輥?zhàn)又行倪B線附近時(shí)法向擠壓力最大，籽粒受壓產(chǎn)生彈性——塑性變形，此時(shí)籽粒的外殼也將在擠壓作用下破裂，在上述相反方向撕搓力的作用下完成脫殼過程。 影響脫殼性能的因素有：線速差、膠壓輥的硬度、軋入角、軋輥半徑、軋輥間間隙等。 3剝殼方案的分析和確定 對(duì)于設(shè)計(jì)任務(wù)書中所提及的要求，應(yīng)首先確定花生脫殼機(jī)的脫殼原理、清選原理，然后再擬定總體的傳動(dòng)方案和結(jié)構(gòu)方案，最后繪制裝配草圖。 目前花生脫殼機(jī)采用的脫殼結(jié)構(gòu)主要有：以打擊、揉搓為主的鋼紋桿或鋼柵條凹板結(jié)構(gòu)，以擠壓、揉搓為主的橡膠滾筒或橡膠浮動(dòng)凹板結(jié)構(gòu)兩大類。前者存在著花生破碎率高的缺點(diǎn)，后者脫殼效率與脫凈率不高。 還有一種采用差速輥對(duì)滾的脫殼方式，具有破碎率低，生產(chǎn)率、脫凈率都能達(dá)到較好效果的特點(diǎn)。因此，本設(shè)計(jì)中采用這種原理來設(shè)計(jì)花生脫殼機(jī)。 清選機(jī)構(gòu)也是本設(shè)計(jì)中的重要部分，清選機(jī)構(gòu)多采用振動(dòng)篩配合清選風(fēng)機(jī)，來達(dá)到清選的目的，最后得到清潔的花生米。 針對(duì)以上分析，設(shè)計(jì)了如圖1脫殼原理示意圖。 圖1花生脫剝殼機(jī)原理示意圖 Figure 1 Schematic of peanut shelling 如圖1所示，動(dòng)力從電動(dòng)機(jī)皮帶輪1傳出，快速輥3順時(shí)針轉(zhuǎn)動(dòng)；在兩個(gè)換向齒輪5、7的換向作用下，慢速輥6逆時(shí)針轉(zhuǎn)動(dòng)。這樣兩個(gè)轉(zhuǎn)速不一樣的滾筒就將花生帶入間隙。由于間隙較小，因此對(duì)花生有擠壓作用；而快慢輥的轉(zhuǎn)速不一樣，就產(chǎn)生對(duì)花生的撕搓作用。在擠壓和撕搓的共同作用下，花生殼就會(huì)被除去。 去殼后，花生和花生殼的混合物就落在振動(dòng)篩11上，振動(dòng)篩在振動(dòng)篩曲軸9及風(fēng)機(jī)的作用下做往復(fù)運(yùn)動(dòng)，花生殼就被過濾掉，花生仁從振動(dòng)篩的左邊流走?；ㄉ鷼ね鶑?fù)過程中受到風(fēng)機(jī)10的作用，只要控制好送風(fēng)量，花生殼和粉塵就被吹走，得到清潔的花生米。 這樣，脫殼原理和傳動(dòng)方案就基本確定了。以下分析對(duì)各個(gè)主要零件的要求。 由于是加工站用花生脫殼機(jī)，不經(jīng)常移動(dòng)，脫殼量大，利用率也較高。因此，脫殼機(jī)機(jī)體可以采用鑄造。在保證強(qiáng)度的前提下，應(yīng)盡量結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，節(jié)省材料，減輕重量。軋輥是最關(guān)鍵的脫殼零件，軋輥的間距、轉(zhuǎn)速、直徑、材料都直接影響到脫殼的效果，因此軋輥這幾個(gè)參數(shù)是須仔細(xì)確定的。皮帶輪主要是傳遞動(dòng)力，其尺寸將由皮帶傳動(dòng)的計(jì)算給出。除此之外，還應(yīng)該保證傳動(dòng)安全可靠，布置合理。各軸受到循環(huán)交變應(yīng)力，應(yīng)保證其疲勞強(qiáng)度。振動(dòng)篩是篩選的重要零件。風(fēng)機(jī)主要要確定其送風(fēng)量，來保證清選的有效。 綜合以上分析，畫出花生脫殼機(jī)裝配簡(jiǎn)圖如圖2。 圖2 花生脫殼機(jī)裝配簡(jiǎn)圖 Figure2 Diagram of device peanut shelling 4結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 雙輥花生脫殼裝置的（如下圖所示)由機(jī)架、雙輥筒、輸送板、進(jìn)料斗、動(dòng)力輸入裝置、扭矩測(cè)試裝置等組成。其核心部件為雙輥筒及動(dòng)力輸入裝置?；ㄉ麖倪M(jìn)料斗喂入，進(jìn)入旋轉(zhuǎn)的雙輥筒軋距上方，并以慢輥轉(zhuǎn)速喂入，在快輥的擠壓、撕搓下脫殼。脫殼后的花生由輸送板送出。電動(dòng)機(jī)為調(diào)速電機(jī)，可以調(diào)節(jié)雙輥筒的轉(zhuǎn)速。動(dòng)力傳動(dòng)部分由電機(jī)和帶傳動(dòng)組成。 圖3 雙輥筒花生脫殼裝置的簡(jiǎn)圖 Figure3 Diagram of double-roll device peanut sheller 4.1材料的分機(jī)及選擇 前文中已經(jīng)列出了主要零件，在此將對(duì)各個(gè)零件的選材進(jìn)行分析和選擇。 機(jī)體的材料，考慮是加工站用，使用率很高，不經(jīng)常移動(dòng)，可以采用HT200。脫殼輥采用Q235，承受的力較大，有一定的剛度。軸受到彎矩、扭矩的作用，所有的軸均采用45鋼調(diào)質(zhì)處理。兩個(gè)齒輪由于只起到換向作用，不需要采用不同的材料，因此都采用同一種材料，均使用45鋼調(diào)質(zhì)。軸承蓋無特殊要求，采用HT200。張緊輪采用HT200。振動(dòng)篩連桿采用45鋼，承受一定的沖擊載荷，振動(dòng)篩采用45鋼。 這樣基本的零件材料就選定了。 5.電動(dòng)機(jī)的選擇 電動(dòng)機(jī)為整個(gè)機(jī)械提供動(dòng)力，必須選擇合適功率和轉(zhuǎn)速的電機(jī)，保證設(shè)計(jì)符合要求。在選擇電機(jī)之前，先確定脫殼輥的參數(shù)，以此來估計(jì)整個(gè)系統(tǒng)需要的功率。經(jīng)過查閱相關(guān)文獻(xiàn)和參照以往所設(shè)計(jì)的類似產(chǎn)品的參數(shù)，初步選定參數(shù)如表1。 表1脫殼輥相關(guān)參數(shù) Table1 Husking roll related parameters 項(xiàng)目 代號(hào) 參數(shù)值 快輥直徑 dk 350mm 慢輥直徑 dm 350mm 快輥轉(zhuǎn)速 nk 350r/min 慢輥轉(zhuǎn)速 nm 250r/min 快慢輥長度 l 500mm 脫殼最小間隙 lj 10mm 快慢輥速度差 v0 1.5m/s 花生所能提供的空間 V=64.6×500×13=419900mm3 每顆花生的體積，根據(jù)所做的花生尺寸統(tǒng)計(jì)數(shù)據(jù) Vi=15×15×45=10125mm3 受力花生的顆數(shù) 按照每顆花生受40N的切向力計(jì)算，沿輥切線方向的力 Ft=40k=40×42=1680N 徑向力按照每顆花生受60N計(jì)算，沿輥徑向的力 Fr=60k=60×42=2520N 那么，整個(gè)機(jī)器消耗在脫殼上的功率 P1=Ft×v0=1680×1.5=2.5kW （1） 另外估計(jì)振動(dòng)篩所消耗的功率為P2=1kW左右，那么所設(shè)計(jì)的機(jī)器總功率估計(jì)值P=P1+P2=2.5+1=3.5kW 考慮功率傳遞的損失及估算的誤差，選擇功率為4 kW的電動(dòng)機(jī)來作為整個(gè)系統(tǒng)的動(dòng)力。參考手冊(cè)機(jī)械課程設(shè)計(jì)手冊(cè)[2]，選擇Y系列封閉式籠型三相異步電動(dòng)機(jī)電動(dòng)機(jī)，其型號(hào)及參數(shù)如表2。 表2 主電機(jī)參數(shù) Table2 Motor Drive system 型號(hào) 額定功率/kW 轉(zhuǎn)速/( r/min) 電流/ A 效率/ % 功率因數(shù)cosφ Y160M1-8 4.0 720 9.91 84 0.73 最大轉(zhuǎn)矩/ 額定轉(zhuǎn)矩 堵轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩/ 額定轉(zhuǎn)矩 堵轉(zhuǎn)電流/ 額定電流 轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)動(dòng)量GD2 / N?m2 重量/kg 2.0 2.0 6.0 0.753 118 6 剝殼裝置設(shè)計(jì) 6.1快慢輥皮帶設(shè)計(jì) 首先確定各參數(shù)的意義，方便以后的計(jì)算。如圖4。 圖4 皮帶輪示意圖 Figure4 Pulley sketches 6.1.1 電動(dòng)機(jī)帶輪與快輥傳動(dòng)設(shè)計(jì) 首先根據(jù)皮帶輪所傳遞的功率選擇電動(dòng)機(jī)，計(jì)算功率 Pc=KA×P (2) kA—工作情況系數(shù)，據(jù)書機(jī)械設(shè)計(jì)[3]，取為1.1。 P —傳遞的功率，此處為電機(jī)傳遞到快輥的功率，約為1.25kW。 因此 Pc=1.1×1.25=1.36kW 查書機(jī)械設(shè)計(jì)[3]，選為A型帶，為了保持一致性，整個(gè)帶傳動(dòng)均采用A型帶。 D1帶輪的直徑由書機(jī)械設(shè)計(jì)[3]，取為125mm。D2帶輪直徑為 D2=1-εD1n1n2 （3） ε —帶傳動(dòng)滑動(dòng)率，根據(jù)書機(jī)械設(shè)計(jì)[3]，取為1%。 n1—D1帶輪的轉(zhuǎn)速，此處為電機(jī)轉(zhuǎn)速720r/min。 n2—D2帶輪的轉(zhuǎn)速，此處為快速輥轉(zhuǎn)速350r/min。 D2=1-1%×125×720350=254.6mm 取標(biāo)準(zhǔn)帶輪直徑D2=250mm D2帶輪的實(shí)際轉(zhuǎn)速 n2=1-εD1n1D2 (4) n2=1-1%×125×720250=356.4r/min 皮帶的長度 L=πDm+2a+Δ2a (4) Dm—Dm=D1+D22=125+2502=187.5mm。 Δ —Δ=D2-D12=250-1252=62.5mm。 a —初取中心距，據(jù)書機(jī)械設(shè)計(jì)[3]，取為500mm。 L=3.14×187.5+2×500+62.52500=1596.6mm 查書機(jī)械設(shè)計(jì)[3]，取標(biāo)準(zhǔn)帶長Ld=1600mm。 則實(shí)際中心距 a=L-πDm4+14L-πDm2-8Δ2 (5) a=1600-3.14×187.54+141600-3.14×187.52-8×62.52 =501.7mm D1帶輪包角 α1=180°-D2-D1a×60° (6) α1=180°-250-125501.7×60° =165.1° α1=165.1°>120°，符合包角要求。 帶速 v=πD1n160×1000 (6) v=3.14×125×72060×1000 =4.71m/s 傳動(dòng)比 i=n1n2 (7) n2為 356.4r/min Ld=1600mm a=501.7mm α1>120°，符合包角要求。 i=720356.4=2.02 V帶根數(shù) z=PcP0+ΔP0kαkl (7) P0—單根V帶傳遞的功率，由書機(jī)械設(shè)計(jì)[3]，取為1.56。 ΔP0—單根V帶傳遞的功率增量，由書機(jī)械設(shè)計(jì)[3]，取為0.09。 kα—包角系數(shù)，由書機(jī)械設(shè)計(jì)[3]，取為0.96。 kl—包角系數(shù)，由書機(jī)械設(shè)計(jì)[3]，取為0.99。 z=1.361.56+0.09×0.96×0.99=0.87 因此，只用1根V帶就可以滿足要求 張緊力 F0=500Pcvz2.5-kαkα+qv2 (8) q—V帶質(zhì)量，由書機(jī)械設(shè)計(jì)[3]，取為0.10。 F0=500×1.364.71×12.5-0.960.96+0.1×4.712 =172.5N 軸上的載荷 FQ=2zF0sinα12 (9) FQ=2×1×172.5×sin165.1°2=342.1N 軸上載荷將在軸的設(shè)計(jì)中用到，至此，該皮帶傳動(dòng)設(shè)計(jì)就完成。 6.1.2電動(dòng)機(jī)帶輪與慢輥帶輪傳動(dòng)設(shè)計(jì) 上一節(jié)已經(jīng)選用了A型帶，電動(dòng)機(jī)皮帶輪直徑也已經(jīng)確定。 D3帶輪直徑為 D3=1-εD1n1n3 (10) n3—D3帶輪的轉(zhuǎn)速，此處為慢速輥轉(zhuǎn)速250r/min。 D3=1-1%×125×720250=356.4mm 取標(biāo)準(zhǔn)帶輪直徑 D3=355mm。 帶根數(shù) z=1 FQ=342.1N D3=355mm D3帶輪的實(shí)際轉(zhuǎn)速 n3=1-εD1n1D3 (11) n3=1-1%×125×720355=251r/min 皮帶的長度 L=πDm+2a+Δ2a （12） Dm—Dm=D1+D32=125+3552=240mm。 Δ —Δ=D3-D12=355-1252=115mm。 a —初取中心距，考慮到整個(gè)傳動(dòng)的布置，取為600mm。 L=3.14×240+2×600+1152600=1975mm 查書機(jī)械設(shè)計(jì)[3]，取標(biāo)準(zhǔn)帶長Ld=2000mm。 則實(shí)際中心距 a=L-πDm4+14L-πDm2-8Δ2 (13) a=1600-3.14×2404+141600-3.14×2402-8×1152 =612.4mm D1帶輪包角 α1=180°-D3-D1a×60° （14） α1=180°-355-125612.4×60° =157.5° α1=157.5°>120°，符合包角要求。 帶速 v=πD1n160×1000 （15） v=3.14×125×72060×1000 =4.71m/s 傳動(dòng)比 i=n1n3 n3為 251r/min Ld=2000mm a=612.4mm α1>120°，符合包角要求。 i=720251=2.87 V帶根數(shù) z=PcP0+ΔP0kαkl (16) Pc—傳遞到慢輥帶輪的功率的計(jì)算功率，由于振動(dòng)篩經(jīng)過此皮帶輪傳動(dòng)，故包含振動(dòng)篩功率，按2.5 kW計(jì)。 P0—單根V帶傳遞的功率，由書機(jī)械設(shè)計(jì)[3]，取為1.56。 ΔP0—單根V帶傳遞的功率增量，由書機(jī)械設(shè)計(jì)[3]，取為0.09。 kα—包角系數(shù)，由書機(jī)械設(shè)計(jì)[3]，取為0.95。 kl—包角系數(shù)，由書機(jī)械設(shè)計(jì)[3]，取為1.06。 z=2.51.11+0.09×0.95×1.06=2.07 因此，選用2根V帶就可以滿足要求 張緊力 F0=500Pcvz2.5-kαkα+qv2 (17) F0=500×2.54.71×22.5-0.950.95+0.1×4.712 =218.7N 軸上的載荷 FQ=2zF0sinα12 (18) FQ=2×2×218.7×sin157.5°2=858N 軸上載荷將在軸的設(shè)計(jì)中用到，至此，該皮帶傳動(dòng)設(shè)計(jì)就完成。 7 換向齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì) 此處的齒輪只用來改變慢輥的轉(zhuǎn)動(dòng)方向，而不需要改變轉(zhuǎn)速，因此傳動(dòng)比i=1。此處使屬于閉式軟齒面標(biāo)準(zhǔn)直齒圓柱齒輪傳動(dòng)，先以齒面接觸疲勞強(qiáng)度來確定基本參數(shù)，再校核彎曲疲勞強(qiáng)度。 由于比i=1，因此兩個(gè)齒輪的受力情況一致，故只需計(jì)算一個(gè)齒輪，另一個(gè)齒輪的參數(shù)完全一樣。在1.2節(jié)中分析了齒輪的材料為45鋼調(diào)質(zhì)處理，現(xiàn)查書機(jī)械設(shè)計(jì)[3]，其硬度為229~286HB，平均取258HB。 帶根數(shù)z=2 FQ=858N i=1 7．1 齒輪基本尺寸設(shè)計(jì) 齒輪受到的轉(zhuǎn)矩來自于慢輥，因此齒輪轉(zhuǎn)矩 T=Ftdm2 (19) Ft —慢輥的切向力，1.3節(jié)中已經(jīng)計(jì)算出來為1680N。 dm—慢輥的直徑350mm。 T=1680×3502=294000N?mm 許用接觸應(yīng)力 [σH]=0.9σHlim (20) σHlim—接觸疲勞極限，由書機(jī)械設(shè)計(jì)[3]，為580MPa。 σH=0.9×580=522MPa 初步計(jì)算齒輪直徑 d=Ad3TψdσH2?u+1u Ad—Ad值據(jù)書機(jī)械設(shè)計(jì)[3]，取82。 ψd—齒寬系數(shù)，由書機(jī)械設(shè)計(jì)[3]，取0.6。 u —齒數(shù)比，由于傳動(dòng)比為1，故齒數(shù)比也為1。 d=82×32940000.6×5222?1+11=125.6mm 選取直徑為d=128mm，則齒寬 b=ψdd b=0.6×128=76.8mm 圓整后取齒寬b=77mm。 圓周速度 v=πdn60×1000 （21） n—齒輪轉(zhuǎn)速，與慢輥的轉(zhuǎn)速一致，為251r/min。 v=3.14×128×25160×1000=1.68m/s 因此由書機(jī)械設(shè)計(jì)[3],選8級(jí)精度。 閉式軟齒面?zhèn)鲃?dòng)齒數(shù)宜為20~40，此處初選齒數(shù)為30，則模數(shù) m=dz m=12830=4.26 （22） 選取標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)m=4，則齒數(shù) z=dm=1284=32 7.2齒輪接觸疲勞強(qiáng)度校核 齒輪受到的切向力 Ft=Td Ft=294000128=2296.9N （23） 驗(yàn)算 KAFtb （24） KA—使用系數(shù)，據(jù)書機(jī)械設(shè)計(jì)[3]，選1.25。 KAFtb=1.25×2296.977=37.3N/m<100N/m 因此查書機(jī)械設(shè)計(jì)[3]，齒間載荷分配系數(shù) KHα=1Zε2 (25) zε—接觸疲勞強(qiáng)度重合度系數(shù) Zε=4-εα3 （26） εα—端面重合度 εα=1.88-3.21z1+1z2 εα=1.88-3.2132+132=1.68 則接觸疲勞強(qiáng)度重合度系數(shù) Zε=4-1.683=0.88 那么齒間載荷分配系數(shù) KHα=10.882=1.29 齒向載荷分配系數(shù)由書機(jī)械設(shè)計(jì)[3]得 KHβ=A+B1+0.6bd2bd2 （27） A、B—由書機(jī)械設(shè)計(jì)[3]，分別取為1.09和0.16。 KHβ=1.09+0.161+0.6771282771282 =1.22 載荷系數(shù) K=KAKVKHαKHβ （28） KV—?jiǎng)虞d系數(shù)，由書機(jī)械設(shè)計(jì)[3]，取KV=1.05。 K=1.25×1.05×1.29×1.17=1.98 許用接觸應(yīng)力 [σH]=σHlimZNSHmin （29） ZN —接觸壽命系數(shù)，由于無特殊要求，由書機(jī)械設(shè)計(jì)[3]，取為1.3。 SHmin—接觸最小安全系數(shù)，由書機(jī)械設(shè)計(jì)[3]，取為1.02。 σH=580×1.31.02=739.2MPa 實(shí)際接觸應(yīng)力 σH=ZEZHZε2KTbd2?u+1u （30） ZE—彈性系數(shù)，由書機(jī)械設(shè)計(jì)[3]，取為189.8MPa。 ZH—節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)，由書機(jī)械設(shè)計(jì)[3]，應(yīng)取為2.5。 σH=189.8×2.5×0.88×2×1.98×29400077×1282?1+11 =567.3MPa σH=567.3MPa<σH=739.2MPa，故接觸疲勞強(qiáng)度校核合格，可以接著校核彎曲疲勞強(qiáng)度。 如果此處驗(yàn)算不合格，則應(yīng)該重新確定齒輪的各項(xiàng)參數(shù)，直到接觸疲勞校核合格才可以進(jìn)一步校核。 7.3校核齒輪接彎曲疲勞強(qiáng)度 彎曲疲勞強(qiáng)度的齒間載荷分配系數(shù)由書機(jī)械設(shè)計(jì)[3]得 KFα=1Yε （31） Yε—彎曲強(qiáng)度重合度系數(shù) Yε=0.25+0.75εα Yε=0.25+0.751.68=0.7 那么彎曲疲勞強(qiáng)度的齒間載荷分配系數(shù) KFα=10.7=1.44 驗(yàn)算齒寬與全齒高之比 bh=772.25×4=8.56 因此彎曲疲勞強(qiáng)度的齒向載荷分配系數(shù)由書機(jī)械設(shè)計(jì)[3]，取KFβ=1.15。 載荷系數(shù) K =KAKVKFαKFβ （32） K =1.25×1.05×1.44×1.15=2.17 許用彎曲應(yīng)力 [σF]=σFlimYNYXSFmin （33） σFlim—彎曲疲勞極限，由書機(jī)械設(shè)計(jì)[3]，取為450MPa。 YN —彎曲壽命系數(shù)，由書機(jī)械設(shè)計(jì)[3]，取為1.15。 YX —尺寸系數(shù)，由書機(jī)械設(shè)計(jì)[3]，取為1。 SFmin —彎曲最小安全系數(shù)，由書機(jī)械設(shè)計(jì)[3]，取為1.25。 σF=450×1.15×11.25=414MPa 實(shí)際彎曲應(yīng)力 σF=2KTbdmYFaYSaYε （34） YFa—齒形系數(shù)，由書機(jī)械設(shè)計(jì)[3]，取為1.25。 YSa—應(yīng)力修正系數(shù)，由書機(jī)械設(shè)計(jì)[3]，取為1.63。 σF=2×2.17×29400077×128×4×2.53×1.63×0.7 =93MPa σF=93MPa<σF=414MPa，故彎曲疲勞強(qiáng)度校核合格。 5.4齒輪設(shè)計(jì)小結(jié) 經(jīng)過計(jì)算以及校核，可以確定齒輪的基本參數(shù)，進(jìn)而得到齒輪的尺寸如表3。 換向齒輪參數(shù) 表3 換向齒輪參數(shù) Table3 The reversing gear parameters 名稱 符號(hào) 公式 數(shù)值mm 齒數(shù) z —— 32 分度圓直徑 d d=mz 128 齒頂高 ha ha=ha*m 4 齒根高 hf hf=ha*+c*m 5 齒頂圓直徑 da da=d+2ha 136 齒根圓直徑 df df=d-2hf 118 中心距 a a=12mz1+z2 256 孔徑 d0 55 齒寬 b 77 8 清選裝置設(shè)計(jì) 花生經(jīng)過箱體內(nèi)的剝殼過程后，將由此裝置對(duì)其進(jìn)行殼仁分離，分離的基本原理是利用花生殼與花生仁的重量及受力面積的不同，用氣流對(duì)其進(jìn)行分離。重量稍重的不被氣流吹走，直接下落到花生仁收集通道，而重量較輕的花生殼將被風(fēng)機(jī)吹來的氣流帶入到花生殼收集通道。具體結(jié)構(gòu)見裝配圖。 8.1風(fēng)機(jī)及裝置選擇 清選機(jī)構(gòu)也是本設(shè)計(jì)中的重要部分，清選機(jī)構(gòu)多采用振動(dòng)篩配合清選風(fēng)機(jī)，來達(dá)到清選的目的，最后得到清潔的花生米。去殼后，花生和花生殼的混合物就落在振動(dòng)篩上，振動(dòng)篩在振動(dòng)篩曲軸及風(fēng)機(jī)的作用下做往復(fù)運(yùn)動(dòng)，花生殼就被過濾掉，花生仁從振動(dòng)篩的左邊流走。花生殼往復(fù)過程中受到風(fēng)機(jī)的作用，只要控制好送風(fēng)量，花生殼和粉塵就被吹走，得到清潔的花生米。 清選裝置包括振動(dòng)篩和一個(gè)有獨(dú)立電機(jī)的風(fēng)機(jī)，由于清選效果由諸多因素決定，因此只能在有條件的實(shí)驗(yàn)中能夠達(dá)到很滿意的清選效果。因此，本設(shè)計(jì)中參考已有振動(dòng)篩來確定參數(shù)。振動(dòng)篩主要參數(shù)如表4。 表4 振動(dòng)篩相關(guān)參數(shù) Table4 Vibrating screen related parameters 項(xiàng)目 值 曲軸轉(zhuǎn)速 220r/min 曲柄偏心距 40mm 連桿長度 200 mm 長吊桿長度 130 mm 短吊桿長度 120 mm 吊桿間距 280mm 振動(dòng)篩尺寸 490mm×290mm 風(fēng)扇電動(dòng)機(jī)選擇分馬力異步電動(dòng)機(jī)CO2-7114，其參數(shù)如表 表5 篩選風(fēng)扇參數(shù)表 Table5 Filter fan parameter table 型號(hào) 功率/W 電流/ A 電壓/ V 頻率/ Hz 轉(zhuǎn)速/( r/min) CO2-7114 120 1.88 220 50 1400 效率/% 功率因數(shù) 啟動(dòng)轉(zhuǎn)矩/額定轉(zhuǎn)矩 啟動(dòng)電流/A 最大轉(zhuǎn)矩/額定轉(zhuǎn)矩 50 0.58 3 9 1.8 該風(fēng)扇電機(jī)安裝可以調(diào)速的裝置，以便在清選的時(shí)候可以控制風(fēng)速，從而達(dá)到較好的清選效果。 8.2 振動(dòng)篩皮帶傳動(dòng)設(shè)計(jì) 振動(dòng)篩的動(dòng)力是從換向齒輪軸上的皮帶輪傳出來的，在2.1節(jié)已經(jīng)選用了A型帶，初取換向齒輪軸小皮帶輪直徑D4=125mm。 D5帶輪直徑為 D5=1-εD4n4n5 （35） n5—D5帶輪的轉(zhuǎn)速，此處為振動(dòng)篩曲軸轉(zhuǎn)速220r/min。 D5=1-1%×125×251220=141.2mm 取標(biāo)準(zhǔn)帶輪直徑D5=150mm。 D3帶輪的實(shí)際轉(zhuǎn)速 n5=1-εD4n4D5 (35) n3=1-1%×125×251150=209.2r/min 皮帶的長度 L=πDm+2a+Δ2a Dm—Dm=D4+D52=125+1502=137.5mm。 Δ —Δ=D5-D42=250-1252=12.5mm。 a —初取中心距，考慮到整個(gè)傳動(dòng)的布置，取為600mm。 L=3.14×137.5+2×600+12.52600=1632.2mm 查書機(jī)械設(shè)計(jì)[3]，取標(biāo)準(zhǔn)帶長Ld=1800mm。 則實(shí)際中心距 a=L-πDm4+14L-πDm2-8Δ2 (36) a=1800-3.14×137.54+141800-3.14×137.52-8×12.52 =683.9mm D1帶輪包角 α1=180°-D5-D4a×60° α1=180°-250-125612.4×60°=177.8° α1=177.8°<120°，α1<120°，符合包角要求。 帶速 v=πD4n460×1000 (37) v=3.14×125×25160×1000 =1.64m/s 傳動(dòng)比 i=n4n5 i=251209.2=1.2 (38) V帶根數(shù) z=PcP0+ΔP0kαkl (39) Pc—傳遞到振動(dòng)篩的功率的計(jì)算功率，按1 kW計(jì)。 P0—單根V帶傳遞的功率，由書機(jī)械設(shè)計(jì)[3]，取為0.94。 ΔP0—單根V帶傳遞的功率增量，由書機(jī)械設(shè)計(jì)[3]，取為0.04。 kα—包角系數(shù)，由書機(jī)械設(shè)計(jì)[3]，取為0.99。 kl—包角系數(shù)，由書機(jī)械設(shè)計(jì)[3]，取為1.01。 z=10.94+0.09×0.99×1.01=1.02 因此，選用1根V帶就可以滿足要求 張緊力 F0=500Pcvz2.5-kαkα+qv2 (40) F0=500×11.64×12.5-0.990.99+0.1×1.642 =465.3N 軸上的載荷 FQ=2zF0sinα12 (41) FQ=2×1×465.3×sin177.8°2=930.4N 按照傳動(dòng)布置的要求，此力在平面內(nèi)的角度為293°。 軸上載荷將在軸的設(shè)計(jì)中用到，至此，該皮帶傳動(dòng)設(shè)計(jì)就完成。 9 軸的設(shè)計(jì) 9.1 慢速輥軸設(shè)計(jì) 輥輪轉(zhuǎn)動(dòng)是花生脫殼的主要設(shè)計(jì)部件，輥輪軸選用直軸中的階梯軸。 由于慢輥軸與快輥軸承受的扭矩大小基本一樣，所以慢輥軸選定與快 輥軸相同的軸承，是滿足最小直徑要求的，因此根據(jù)選定的軸承來設(shè)計(jì)慢輥軸的結(jié)構(gòu)。 當(dāng)軸的支承距離未定時(shí)，無法由強(qiáng)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(zhuǎn)切應(yīng)力確定軸徑d，參考文獻(xiàn)[18]計(jì)算公式： d≥A ㎜ （22） 式中： P----表示軸所傳遞的功率，KW； n----表示軸的轉(zhuǎn)速，； A----表示由軸的許用切應(yīng)力所確定的系數(shù)。 （23） （24） （25） 根據(jù)上述公式，確定軸的最小直徑 選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，根據(jù)表3，取A=110，于是得： 9.1.1 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 軸上零件擬定裝配圖如圖4。 圖4 慢輥軸示意圖 Figure4 Slow roll shaft assembly drawing 1軸段，安裝深溝球軸承，尺寸為故dⅠ-Ⅱ=45mm，lⅠ-Ⅱ=21mm。 2軸段，為軸承定位，直徑為51，為了保持齒輪與殼體之間的間隙，lⅡ-Ⅲ=30mm。 齒輪處用彈性擋圈定位，查手冊(cè)機(jī)械課程設(shè)計(jì)手冊(cè)[2]選用： 3段軸徑為55 mm，材料為65Mn，熱處理44-51HRC，經(jīng)表面氧化處理的A型軸用彈性擋圈。擋圈GB-T 894.1-1986。直徑55mm,長550mm 4軸段，為齒輪定位，根據(jù)定位要求，故取直徑51mm, lⅥ-Ⅶ=12mm。 5軸段，安裝深溝球軸承，尺寸為故dⅠ-Ⅱ=45mm，lⅠ-Ⅱ=21mm。 查閱書機(jī)械設(shè)計(jì)[3]，軸各處倒角或倒圓為1.2 mm。 9.1.2軸的彎扭合成校核。 軸在載荷作用下，將產(chǎn)生彎曲或扭轉(zhuǎn)變形。軸的彎曲剛度以撓度或偏轉(zhuǎn)角來度量；扭轉(zhuǎn)剛度以扭轉(zhuǎn)角來度量。軸的剛度校核計(jì)算通常是計(jì)算出軸在受載時(shí)的變形量，并控制其不大于允許值。 軸的彎曲剛度校核計(jì)算： (28) 式中：—階梯軸第i段的長度 —階梯軸第i段的直徑 L—階梯軸的計(jì)算長度 Z—階梯軸計(jì)算長度內(nèi)的軸段數(shù)。 當(dāng)載荷作用于兩軸承之間時(shí)，L=l（l）為支撐跨距； 軸的彎曲剛度條件為 撓度：y<[y] 偏轉(zhuǎn)角：a<[a] 式中：[y]為軸的允許撓度，mm；[a]為軸的允許偏轉(zhuǎn)角，見參考資料 代入相關(guān)軸的數(shù)據(jù)： 由帶輪的傳動(dòng)，作用在帶輪軸的壓力為F=4162.5N， 軸的受力簡(jiǎn)圖如下 圖5 軸的受力簡(jiǎn)圖 Fig5 Axial force diagram 根據(jù)軸的長度以及參考文獻(xiàn)[19] 公式： 端截面轉(zhuǎn)角 (29) 最大撓度 (30) （設(shè)a>b，在處） 代入數(shù)據(jù)得， 經(jīng)校核，軸的設(shè)計(jì)符合要求。 校核受力面的強(qiáng)度 σca=McaW (42) 經(jīng)計(jì)算受力面的合成彎矩為500868.3N?mm σca=500868.30.1×513=37.8MPa 前已選定軸的材料為45鋼調(diào)質(zhì)，查書機(jī)械設(shè)計(jì)[3]，σ-1=60MPa。σca=37.8MPa<σ-1=6 10 軸承校核、鍵校核、潤滑與裝配使用 這一章對(duì)前幾章所使用的軸承進(jìn)行校核，選用鍵連接中鍵的型號(hào)并進(jìn)行校核，選用潤滑方式，裝配合使用說明 10.1軸承校核與潤滑 本設(shè)計(jì)中只選用了深溝球軸承6209 GB|T276-1994故只考慮該軸承，但由于對(duì)軸承壽命無要求，并且軸承受力較小，故滿足一般要求，不進(jìn)行校核。 滾動(dòng)軸承的潤滑根據(jù)速度因數(shù)進(jìn)行選擇，速度因數(shù)dn d—與軸承配合軸徑的直徑，所有軸均為45 mm。 n—工作轉(zhuǎn)速，四根軸中最大轉(zhuǎn)速為356.4 r/min。 dn=45×356.4=16038mm? r/min 根據(jù)書機(jī)械設(shè)計(jì)[3]，選擇脂潤滑，考慮其工作情況，不屬于高速和高溫場(chǎng)合，因此選用一般的軸承脂潤滑即可。采用氈封圈密封。 10.2鍵校核 本設(shè)計(jì)中選擇了三種鍵?？燧亷л喤c振動(dòng)篩是同樣的鍵，b=8mm， h=7mm，l=28mm：鍵 8×28GB/T1906-1997 慢輥帶輪鍵，b=10mm，h=8mm，l=70mm：鍵 10×70GB/T1906-1997 脫殼輥鍵，b=16mm，h=10mm，l=80mm：鍵 16×80GB/T1906-1997 齒輪鍵，b=16mm，h=10mm，l=70mm：鍵 16×70GB/T1906-1997 鍵聯(lián)接所承受的應(yīng)力，參考書機(jī)械課程設(shè)計(jì)手冊(cè)[2] σp=2Tkld l —接觸有效長度。 k—鍵與輪轂鍵槽接觸高度，k=0.5h。 d—該段軸軸徑。 快輥帶輪鍵承受應(yīng)力 σp1=2×466490.5×7×28-8×25=67MPa ( 43) 許用擠壓應(yīng)力σp，由書機(jī)械設(shè)計(jì)[3]，選用110MPa，σp1=67MPa<σp。 慢輥帶輪鍵承受應(yīng)力 σp2=2×932980.5×8×70-10×55=14.25MP<σp 校核合格。 脫殼輥鍵承受應(yīng)力 σp3=2×466490.5×10×80-16×55=5.3MP<σp 校核合格。 齒輪鍵承受應(yīng)力 σp4=2×466490.5×1