花生剝殼分離機設計 去殼機 【雙輥筒式】

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? 研究方案 1.進行原理的分析及方案的比較 2.進行總體結構設計 3.進行傳動部分設計 4.進行執(zhí)行部分設計 5.進行必要的設計計算（含動力參數(shù)、運動學分析、剛度計算、強度計算等） 要求： 1.完成至少3張Ａ０圖紙 2.完成約１.５萬字的設計說明書 3.查閱參考文獻２０篇以上 ??? 4.圖紙及說明書符合規(guī)范要求并提交電子檔 ? 進程計劃 2013年1月 07日前???????? 下達任務書、查閱文獻、開題 2013年3 月30日前???????? 總體設計、零部件設計、準備中期檢查 2013年4月 30日前???????? 完成繪圖、編寫設計說明書、提交正稿 2013年5月 06日前???????? 修改、完善畢業(yè)設計、準備答辯 論證小組意見 ? ? ? ? ?????????????????????????? ???組長簽名： ??????????????????????????????????????????????? 20??? 年?? 月?? 日 專業(yè)委員會意見 ? ? ??????????????????????????????專業(yè)委員會主任簽名： ???????????????? ??????????????????????????????20?? 年?? 月?? 日 ? 目 錄 摘要·····································································1 關鍵詞···································································1 1 前言···································································1 2 花生脫殼機設計方案比較·················································2 3 剝殼方案的分析和確定···················································4 4 結構設計·······························································6 5 電動機選擇·····························································7 6 脫殼裝置設計···························································8 6.1 快慢軸輥皮帶設計·····················································8 6.1.1 電動機帶輪與快輥傳動設計···········································9 6.1.2 電動機帶輪與慢輥傳動設計··········································11 7 換向齒輪傳動設計······················································14 7.1 齒輪基本尺寸設計····················································14 7.2 齒輪接觸疲勞強度校核················································16 7.3 齒輪彎曲疲勞強度校核················································17 7.4 齒輪設計小結······················································· 18 8 清選裝置設計························································· 19 8.1 風機及裝置選擇······················································19 8.2 振動篩皮帶設計······················································20 9 軸的設計······························································23 9.1 慢速輥軸設計························································23 9.1.1 軸的結構設計······················································23 9.1.2 軸的彎扭合成校核··················································24 10 軸承校核 鍵校核 潤滑 裝配使用·····································24 10.1 軸承校核與潤滑·····················································24 10.2 鍵校核·····························································24 11 結論·································································25 參考文獻································································26 致謝····································································27 湖 南 農 業(yè) 大 學 全日制普通本科生畢業(yè)設計 花生剝殼分離機設計 DESIGN OF PEANUT SHELLINGANG SEPARATING DEVICE 學生姓名：許 笑 學 號：2000940614102 年級專業(yè)及班級：2009級機械設計制造及其自動化（1）班 指導老師及職稱：張 嵐 副教授 學 院：工學院 湖南·長沙 提交日期：2013年05月 湖南農業(yè)大學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)設計是本人在指導老師的指導下，進行研究工作所取得的成果，成果不存在知識產權爭議。除文中已經(jīng)注明引用的內容外，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。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 花生剝殼分離機設計 學 生：許 笑 指導老師: 張 嵐 (湖南農業(yè)大學工學院，長沙 410128) 摘 要：碎殼損傷是影響花生籽粒品質的重要因素之一，本文通過對滾筒柵條式花生脫殼機構、鋼齒雙輥筒式花生脫殼裝置與錐體式花生剝殼機構的機構設計進行分析研究，通過對各種不同花生去殼機的分析比較，確定并設計出滾筒式花生剝殼分離機的設計方案，對傳動及重要機構進行必要的計算和說明。 關鍵詞：花生籽粒; 輥輪; 雙輥筒式; 分離 Design of Peanut Shelling and Separating Device Student: Xu Xiao Tutor: Zhang Lan (College of Engineering f, Hunan Agricultural University, Changsha 410128, China) Abstract: The impact of broken peanut shells injury is an important factor in grain quality, the paper type through the peanut shelling drum Rack bodies, steel tooth double cylindrical drum device and the cone-type peanut shelling peanut sheller analysis of mechanism design agency Research and Experimental Research by institutions shelling shelling against the three kinds of performance comparison, for us to further understand the basic principles of shelling peanuts, peanut injury for the design of new low-shelling machine provides a useful reference. Key words: peanut seeds; trash rack roller-type; steel tooth double cylindrical drum; cone type 1. 前言 1.1花生脫殼機的簡介 我國花生脫殼機的研制自1965年原八機部下達花生脫殼機的研制課題以來，已有幾十種花生脫殼機問世。只進行單一脫殼功能的花生脫殼機結構簡單，價格便宜，以小型家用為主的花生脫殼機在我國一些地區(qū)廣泛應用，能夠完成脫殼、分離、清選和分級功能的較大型花生脫殼機在一些大批量花生加工的企業(yè)中應用較為普遍。國內現(xiàn)有的花生脫殼機種類很多，如6BH一60型花生剝殼機、6BH一20B型花生剝殼機、6BH一20型花生脫殼機等，其作業(yè)效率為人工作業(yè)效率的2O～60倍。 花生脫殼機就是通過高速旋轉的機體，把花生外殼脫掉，而且保持花生完整的機器。 要求： 1、脫殼干凈、生產率高，對有清選裝置的脫殼機，還要求有較高的清潔度。 2、損失率低、破碎率小。 3、結構簡單，使用可靠，調整方便，功率消耗少，有一定的通用性，能脫多種作物，以提高機具的利用率。 　　4、對花生(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。農村儲存的花生(皮果)一般較干，為使其干濕適宜可采用下列方法。 　　①、冬季脫殼，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小時左右，然后再在陽光下晾曬1小時左右即可開始脫殼，其他季節(jié)用塑料薄膜覆蓋的時間為6小時左右，其余相同。 　?、?、可將較干的花生(皮果)浸在大水池內，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、對電壓的要求及工作場所的選擇。單相電動機要正常工作，電壓需達到其額定電壓。農村一般一個村莊只有一個變壓器，而戶戶又分散，加之所用電線及電路不很標準，致使離變壓器較遠的用戶電壓不足，因此，工作場所應選擇離變壓器較近的地方。 1.2 花生脫殼機的工作原理 花生脫殼機有機架、風扇、轉子、單相電機、入料斗、震動篩、三角帶輪及其傳動三角帶等組成。機具正常運轉后，將花生定量、均勻、連續(xù)地投入進料斗，花生在轉子的反復打擊、摩擦、碰撞作用下，花生殼破碎?；ㄉ＜捌扑榈幕ㄉ鷼ぴ谵D子的旋轉風壓及打擊下，通過篩板，這時，花生殼、粒受到旋轉風扇的吹力作用，重量輕的花生殼被吹出機體外，花生粒通過風機的篩選達到清選的目的。 2. 花生剝殼機設計方案比較 花生剝殼的原理很多，因此產生了很多種不同的花生剝殼機械?；ㄉ鷦儦げ考腔ㄉ鷦儦C的關鍵工作部件，剝殼部件的技術水平?jīng)Q定了機具作業(yè)剛花生仁破碎率、花生果一次剝凈率及生產效率等重要的經(jīng)濟指標。在目前的生產銷售中，花生仁破碎率是社會最為關心的主要指標。 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。自1983年以來，在已有的花生剝殼部件的研制基礎上，我國又相繼研制了多種不同結構型式的新式剝殼部件，其主要經(jīng)濟技術指標，特別是破殼率指標大有改善。 以下介紹一下我國上個世紀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動時突然受阻而受到?jīng)_擊力，使外殼破碎而實現(xiàn)脫殼的目的。其典型設備為由高速回轉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。甩料盤使籽粒產生一個較大的離心力撞擊壁面，只要撞擊力足夠大，籽粒外殼就會產生較大的變形，進而形成裂縫。當籽粒離開壁面時，由于外殼和籽仁具有不同的彈性變形而產生不同的運動速度，籽仁所受到的彈性力較小，運動速度也不如外殼，阻止了外殼迅速向外移動而使其在裂縫處裂開，從而實現(xiàn)籽粒的脫殼。撞擊脫殼法適合于仁殼間結合力小，仁殼間隙較大且外殼較脆的籽粒，如葵花籽、甜蕎麥等。影響離心式脫殼機脫殼質量的因素有：籽粒的水分含量、甩料盤的轉速、甩料盤的結構等。 2.2碾搓脫殼法 籽粒在固定磨片和運動著的磨片間受到強烈的碾搓作用，使籽料的外殼被撕裂而實現(xiàn)脫殼。其典型的設備為由一個固定圓盤和一個轉動圓盤組成的圓盤剝殼機。籽粒經(jīng)進料口進入定磨片和動磨的間隙中，動磨片轉動的離心力使籽粒沿徑向向外運動，也使籽粒與定磨間產生方向相反的摩擦力；同時，磨片上的牙齒不斷對外殼進行切裂，在摩擦力與剪切力的共同作用下使外殼產生裂紋直至破裂，并與籽仁脫離，達到脫殼的目的。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鼓間受到相對運動著的刀板的剪切力的作用，外殼被切裂并打開， 實現(xiàn)外殼與籽仁的分離。其典型設備為由刀板轉鼓和刀板座為主要工作部件的刀板剝殼機。在刀板轉鼓和刀板座上均裝有刀板，刀板座呈凹形，帶有調節(jié)機構，可根據(jù)籽顆粒的大小調節(jié)刀板座與刀板轉鼓之間的間隙。當?shù)栋遛D鼓旋轉時，與刀板之間產生剪切作用，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、轉鼓轉速的高低、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直徑相同轉動方向相反，轉速相等的圓柱輥，調整到適當間隙，使籽粒通過間隙時受到輥的擠壓而破殼。其典型設備是對輥式杏核脫殼機。籽粒能否順利地進入兩擠壓輥的間隙，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。當籽粒質量較小可以忽略時，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。輥式剝殼機適合于具有較堅硬殼的物料的剝殼。 2.5摩擦脫殼法 對于粒重較大的物粒顆粒,可采用直接接觸法脫殼,而對于粒重較小的物粒顆粒，即使是調節(jié)間隙也不能使物料與設備都直接接觸,如谷物等。其脫殼去皮是采用碾米機。碾米機的核心部分是碾白室。糙米進入碾白室，主要靠米粒與米粒間、米粒與米機構間(鐵輥、米篩、米機蓋、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轉動的橡膠輥筒對籽粒進行搓撕作用而進行脫殼的。兩只膠輥水平放置，分別以不同轉速相對轉動，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。籽粒進入膠輥工作區(qū)時，與兩輥面相接觸，如果此時籽粒符合被輥子嚙入的條件，即嚙入角小于摩擦角，就能順利進入兩輥間。此時籽粒在被拉入輥間的同時，受到兩個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，當籽粒到達輥子中心連線附近時法向擠壓力最大，籽粒受壓產生彈性——塑性變形，此時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 對于設計任務書中所提及的要求，應首先確定花生脫殼機的脫殼原理、清選原理，然后再擬定總體的傳動方案和結構方案，最后繪制裝配草圖。 目前花生脫殼機采用的脫殼結構主要有：以打擊、揉搓為主的鋼紋桿或鋼柵條凹板結構，以擠壓、揉搓為主的橡膠滾筒或橡膠浮動凹板結構兩大類。前者存在著花生破碎率高的缺點，后者脫殼效率與脫凈率不高。 還有一種采用差速輥對滾的脫殼方式，具有破碎率低，生產率、脫凈率都能達到較好效果的特點。因此，本設計中采用這種原理來設計花生脫殼機。 清選機構也是本設計中的重要部分，清選機構多采用振動篩配合清選風機，來達到清選的目的，最后得到清潔的花生米。 針對以上分析，設計了如圖1脫殼原理示意圖。 圖1花生脫剝殼機原理示意圖 Figure 1 Schematic of peanut shelling 如圖1所示，動力從電動機皮帶輪1傳出，快速輥3順時針轉動；在兩個換向齒輪5、7的換向作用下，慢速輥6逆時針轉動。這樣兩個轉速不一樣的滾筒就將花生帶入間隙。由于間隙較小，因此對花生有擠壓作用；而快慢輥的轉速不一樣，就產生對花生的撕搓作用。在擠壓和撕搓的共同作用下，花生殼就會被除去。 去殼后，花生和花生殼的混合物就落在振動篩11上，振動篩在振動篩曲軸9及風機的作用下做往復運動，花生殼就被過濾掉，花生仁從振動篩的左邊流走?；ㄉ鷼ね鶑瓦^程中受到風機10的作用，只要控制好送風量，花生殼和粉塵就被吹走，得到清潔的花生米。 這樣，脫殼原理和傳動方案就基本確定了。以下分析對各個主要零件的要求。 由于是加工站用花生脫殼機，不經(jīng)常移動，脫殼量大，利用率也較高。因此，脫殼機機體可以采用鑄造。在保證強度的前提下，應盡量結構簡單，節(jié)省材料，減輕重量。軋輥是最關鍵的脫殼零件，軋輥的間距、轉速、直徑、材料都直接影響到脫殼的效果，因此軋輥這幾個參數(shù)是須仔細確定的。皮帶輪主要是傳遞動力，其尺寸將由皮帶傳動的計算給出。除此之外，還應該保證傳動安全可靠，布置合理。各軸受到循環(huán)交變應力，應保證其疲勞強度。振動篩是篩選的重要零件。風機主要要確定其送風量，來保證清選的有效。 綜合以上分析，畫出花生脫殼機裝配簡圖如圖2。 圖2 花生脫殼機裝配簡圖 Figure2 Diagram of device peanut shelling 4結構設計 雙輥花生脫殼裝置的（如下圖所示)由機架、雙輥筒、輸送板、進料斗、動力輸入裝置、扭矩測試裝置等組成。其核心部件為雙輥筒及動力輸入裝置?；ㄉ麖倪M料斗喂入，進入旋轉的雙輥筒軋距上方，并以慢輥轉速喂入，在快輥的擠壓、撕搓下脫殼。脫殼后的花生由輸送板送出。電動機為調速電機，可以調節(jié)雙輥筒的轉速。動力傳動部分由電機和帶傳動組成。 圖3 雙輥筒花生脫殼裝置的簡圖 Figure3 Diagram of double-roll device peanut sheller 4.1材料的分機及選擇 前文中已經(jīng)列出了主要零件，在此將對各個零件的選材進行分析和選擇。 機體的材料，考慮是加工站用，使用率很高，不經(jīng)常移動，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鋼調質處理。兩個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鋼調質。軸承蓋無特殊要求，采用HT200。張緊輪采用HT200。振動篩連桿采用45鋼，承受一定的沖擊載荷，振動篩采用45鋼。 這樣基本的零件材料就選定了。 5.電動機的選擇 電動機為整個機械提供動力，必須選擇合適功率和轉速的電機，保證設計符合要求。在選擇電機之前，先確定脫殼輥的參數(shù)，以此來估計整個系統(tǒng)需要的功率。經(jīng)過查閱相關文獻和參照以往所設計的類似產品的參數(shù)，初步選定參數(shù)如表1。 表1脫殼輥相關參數(shù) Table1 Husking roll related parameters 項目 代號 參數(shù)值 快輥直徑 dk 350mm 慢輥直徑 dm 350mm 快輥轉速 nk 350r/min 慢輥轉速 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計算，沿輥徑向的力 Fr=60k=60×42=2520N 那么，整個機器消耗在脫殼上的功率 P1=Ft×v0=1680×1.5=2.5kW （1） 另外估計振動篩所消耗的功率為P2=1kW左右，那么所設計的機器總功率估計值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的電動機來作為整個系統(tǒng)的動力。參考手冊機械課程設計手冊[2]，選擇Y系列封閉式籠型三相異步電動機電動機，其型號及參數(shù)如表2。 表2 主電機參數(shù) Table2 Motor Drive system 型號 額定功率/kW 轉速/( r/min) 電流/ A 效率/ % 功率因數(shù)cosφ Y160M1-8 4.0 720 9.91 84 0.73 最大轉矩/ 額定轉矩 堵轉轉矩/ 額定轉矩 堵轉電流/ 額定電流 轉子轉動量GD2 / N?m2 重量/kg 2.0 2.0 6.0 0.753 118 6 剝殼裝置設計 6.1快慢輥皮帶設計 首先確定各參數(shù)的意義，方便以后的計算。如圖4。 圖4 皮帶輪示意圖 Figure4 Pulley sketches 6.1.1 電動機帶輪與快輥傳動設計 首先根據(jù)皮帶輪所傳遞的功率選擇電動機，計算功率 Pc=KA×P (2) kA—工作情況系數(shù)，據(jù)書機械設計[3]，取為1.1。 P —傳遞的功率，此處為電機傳遞到快輥的功率，約為1.25kW。 因此 Pc=1.1×1.25=1.36kW 查書機械設計[3]，選為A型帶，為了保持一致性，整個帶傳動均采用A型帶。 D1帶輪的直徑由書機械設計[3]，取為125mm。D2帶輪直徑為 D2=1-εD1n1n2 （3） ε —帶傳動滑動率，根據(jù)書機械設計[3]，取為1%。 n1—D1帶輪的轉速，此處為電機轉速720r/min。 n2—D2帶輪的轉速，此處為快速輥轉速350r/min。 D2=1-1%×125×720350=254.6mm 取標準帶輪直徑D2=250mm D2帶輪的實際轉速 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)書機械設計[3]，取為500mm。 L=3.14×187.5+2×500+62.52500=1596.6mm 查書機械設計[3]，取標準帶長Ld=1600mm。 則實際中心距 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，由書機械設計[3]，取為1.56。 ΔP0—單根V帶傳遞的功率增量，由書機械設計[3]，取為0.09。 kα—包角系數(shù)，由書機械設計[3]，取為0.96。 kl—包角系數(shù)，由書機械設計[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帶質量，由書機械設計[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計中用到，至此，該皮帶傳動設計就完成。 6.1.2電動機帶輪與慢輥帶輪傳動設計 上一節(jié)已經(jīng)選用了A型帶，電動機皮帶輪直徑也已經(jīng)確定。 D3帶輪直徑為 D3=1-εD1n1n3 (10) n3—D3帶輪的轉速，此處為慢速輥轉速250r/min。 D3=1-1%×125×720250=356.4mm 取標準帶輪直徑 D3=355mm。 帶根數(shù) z=1 FQ=342.1N D3=355mm D3帶輪的實際轉速 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，考慮到整個傳動的布置，取為600mm。 L=3.14×240+2×600+1152600=1975mm 查書機械設計[3]，取標準帶長Ld=2000mm。 則實際中心距 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算功率，由于振動篩經(jīng)過此皮帶輪傳動，故包含振動篩功率，按2.5 kW計。 P0—單根V帶傳遞的功率，由書機械設計[3]，取為1.56。 ΔP0—單根V帶傳遞的功率增量，由書機械設計[3]，取為0.09。 kα—包角系數(shù)，由書機械設計[3]，取為0.95。 kl—包角系數(shù)，由書機械設計[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計中用到，至此，該皮帶傳動設計就完成。 7 換向齒輪傳動設計 此處的齒輪只用來改變慢輥的轉動方向，而不需要改變轉速，因此傳動比i=1。此處使屬于閉式軟齒面標準直齒圓柱齒輪傳動，先以齒面接觸疲勞強度來確定基本參數(shù)，再校核彎曲疲勞強度。 由于比i=1，因此兩個齒輪的受力情況一致，故只需計算一個齒輪，另一個齒輪的參數(shù)完全一樣。在1.2節(jié)中分析了齒輪的材料為45鋼調質處理，現(xiàn)查書機械設計[3]，其硬度為229~286HB，平均取258HB。 帶根數(shù)z=2 FQ=858N i=1 7．1 齒輪基本尺寸設計 齒輪受到的轉矩來自于慢輥，因此齒輪轉矩 T=Ftdm2 (19) Ft —慢輥的切向力，1.3節(jié)中已經(jīng)計算出來為1680N。 dm—慢輥的直徑350mm。 T=1680×3502=294000N?mm 許用接觸應力 [σH]=0.9σHlim (20) σHlim—接觸疲勞極限，由書機械設計[3]，為580MPa。 σH=0.9×580=522MPa 初步計算齒輪直徑 d=Ad3TψdσH2?u+1u Ad—Ad值據(jù)書機械設計[3]，取82。 ψd—齒寬系數(shù)，由書機械設計[3]，取0.6。 u —齒數(shù)比，由于傳動比為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—齒輪轉速，與慢輥的轉速一致，為251r/min。 v=3.14×128×25160×1000=1.68m/s 因此由書機械設計[3],選8級精度。 閉式軟齒面?zhèn)鲃育X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） 選取標準模數(shù)m=4，則齒數(shù) z=dm=1284=32 7.2齒輪接觸疲勞強度校核 齒輪受到的切向力 Ft=Td Ft=294000128=2296.9N （23） 驗算 KAFtb （24） KA—使用系數(shù)，據(jù)書機械設計[3]，選1.25。 KAFtb=1.25×2296.977=37.3N/m<100N/m 因此查書機械設計[3]，齒間載荷分配系數(shù) KHα=1Zε2 (25) zε—接觸疲勞強度重合度系數(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)由書機械設計[3]得 KHβ=A+B1+0.6bd2bd2 （27） A、B—由書機械設計[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—動載系數(shù)，由書機械設計[3]，取KV=1.05。 K=1.25×1.05×1.29×1.17=1.98 許用接觸應力 [σH]=σHlimZNSHmin （29） ZN —接觸壽命系數(shù)，由于無特殊要求，由書機械設計[3]，取為1.3。 SHmin—接觸最小安全系數(shù)，由書機械設計[3]，取為1.02。 σH=580×1.31.02=739.2MPa 實際接觸應力 σH=ZEZHZε2KTbd2?u+1u （30） ZE—彈性系數(shù)，由書機械設計[3]，取為189.8MPa。 ZH—節(jié)點區(qū)域系數(shù)，由書機械設計[3]，應取為2.5。 σH=189.8×2.5×0.88×2×1.98×29400077×1282?1+11 =567.3MPa σH=567.3MPa<σH=739.2MPa，故接觸疲勞強度校核合格，可以接著校核彎曲疲勞強度。 如果此處驗算不合格，則應該重新確定齒輪的各項參數(shù)，直到接觸疲勞校核合格才可以進一步校核。 7.3校核齒輪接彎曲疲勞強度 彎曲疲勞強度的齒間載荷分配系數(shù)由書機械設計[3]得 KFα=1Yε （31） Yε—彎曲強度重合度系數(shù) Yε=0.25+0.75εα Yε=0.25+0.751.68=0.7 那么彎曲疲勞強度的齒間載荷分配系數(shù) KFα=10.7=1.44 驗算齒寬與全齒高之比 bh=772.25×4=8.56 因此彎曲疲勞強度的齒向載荷分配系數(shù)由書機械設計[3]，取KFβ=1.15。 載荷系數(shù) K =KAKVKFαKFβ （32） K =1.25×1.05×1.44×1.15=2.17 許用彎曲應力 [σF]=σFlimYNYXSFmin （33） σFlim—彎曲疲勞極限，由書機械設計[3]，取為450MPa。 YN —彎曲壽命系數(shù)，由書機械設計[3]，取為1.15。 YX —尺寸系數(shù)，由書機械設計[3]，取為1。 SFmin —彎曲最小安全系數(shù)，由書機械設計[3]，取為1.25。 σF=450×1.15×11.25=414MPa 實際彎曲應力 σF=2KTbdmYFaYSaYε （34） YFa—齒形系數(shù)，由書機械設計[3]，取為1.25。 YSa—應力修正系數(shù)，由書機械設計[3]，取為1.63。 σF=2×2.17×29400077×128×4×2.53×1.63×0.7 =93MPa σF=93MPa<σF=414MPa，故彎曲疲勞強度校核合格。 5.4齒輪設計小結 經(jīng)過計算以及校核，可以確定齒輪的基本參數(shù)，進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 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 清選裝置設計 花生經(jīng)過箱體內的剝殼過程后，將由此裝置對其進行殼仁分離，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，用氣流對其進行分離。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機吹來的氣流帶入到花生殼收集通道。具體結構見裝配圖。 8.1風機及裝置選擇 清選機構也是本設計中的重要部分，清選機構多采用振動篩配合清選風機，來達到清選的目的，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篩上，振動篩在振動篩曲軸及風機的作用下做往復運動，花生殼就被過濾掉，花生仁從振動篩的左邊流走。花生殼往復過程中受到風機的作用，只要控制好送風量，花生殼和粉塵就被吹走，得到清潔的花生米。 清選裝置包括振動篩和一個有獨立電機的風機，由于清選效果由諸多因素決定，因此只能在有條件的實驗中能夠達到很滿意的清選效果。因此，本設計中參考已有振動篩來確定參數(shù)。振動篩主要參數(shù)如表4。 表4 振動篩相關參數(shù) Table4 Vibrating screen related parameters 項目 值 曲軸轉速 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 振動篩尺寸 490mm×290mm 風扇電動機選擇分馬力異步電動機CO2-7114，其參數(shù)如表 表5 篩選風扇參數(shù)表 Table5 Filter fan parameter table 型號 功率/W 電流/ A 電壓/ V 頻率/ Hz 轉速/( r/min) CO2-7114 120 1.88 220 50 1400 效率/% 功率因數(shù) 啟動轉矩/額定轉矩 啟動電流/A 最大轉矩/額定轉矩 50 0.58 3 9 1.8 該風扇電機安裝可以調速的裝置，以便在清選的時候可以控制風速，從而達到較好的清選效果。 8.2 振動篩皮帶傳動設計 振動篩的動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帶輪的轉速，此處為振動篩曲軸轉速220r/min。 D5=1-1%×125×251220=141.2mm 取標準帶輪直徑D5=150mm。 D3帶輪的實際轉速 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，考慮到整個傳動的布置，取為600mm。 L=3.14×137.5+2×600+12.52600=1632.2mm 查書機械設計[3]，取標準帶長Ld=1800mm。 則實際中心距 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 傳動比 i=n4n5 i=251209.2=1.2 (38) V帶根數(shù) z=PcP0+ΔP0kαkl (39) Pc—傳遞到振動篩的功率的計算功率，按1 kW計。 P0—單根V帶傳遞的功率，由書機械設計[3]，取為0.94。 ΔP0—單根V帶傳遞的功率增量，由書機械設計[3]，取為0.04。 kα—包角系數(shù)，由書機械設計[3]，取為0.99。 kl—包角系數(shù)，由書機械設計[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 按照傳動布置的要求，此力在平面內的角度為293°。 軸上載荷將在軸的設計中用到，至此，該皮帶傳動設計就完成。 9 軸的設計 9.1 慢速輥軸設計 輥輪轉動是花生脫殼的主要設計部件，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)選定的軸承來設計慢輥軸的結構。 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） 式中： P----表示軸所傳遞的功率，KW； n----表示軸的轉速，； A----表示由軸的許用切應力所確定的系數(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，調質處理，根據(jù)表3，取A=110，于是得： 9.1.1 軸的結構設計 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，查手冊機械課程設計手冊[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。 查閱書機械設計[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，將產生彎曲或扭轉變形。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： (28) 式中：—階梯軸第i段的長度 —階梯軸第i段的直徑 L—階梯軸的計算長度 Z—階梯軸計算長度內的軸段數(shù)。 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：y<[y] 偏轉角：a<[a] 式中：[y]為軸的允許撓度，mm；[a]為軸的允許偏轉角，見參考資料 代入相關軸的數(shù)據(jù)： 由帶輪的傳動，作用在帶輪軸的壓力為F=4162.5N， 軸的受力簡圖如下 圖5 軸的受力簡圖 Fig5 Axial force diagram 根據(jù)軸的長度以及參考文獻[19] 公式： 端截面轉角 (29) 最大撓度 (30) （設a>b，在處） 代入數(shù)據(jù)得， 經(jīng)校核，軸的設計符合要求。 校核受力面的強度 σca=McaW (42) 經(jīng)計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鋼調質，查書機械設計[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 這一章對前幾章所使用的軸承進行校核，選用鍵連接中鍵的型號并進行校核，選用潤滑方式，裝配合使用說明 10.1軸承校核與潤滑 本設計中只選用了深溝球軸承6209 GB|T276-1994故只考慮該軸承，但由于對軸承壽命無要求，并且軸承受力較小，故滿足一般要求，不進行校核。 滾動軸承的潤滑根據(jù)速度因數(shù)進行選擇，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—工作轉速，四根軸中最大轉速為356.4 r/min。 dn=45×356.4=16038mm? r/min 根據(jù)書機械設計[3]，選擇脂潤滑，考慮其工作情況，不屬于高速和高溫場合，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 本設計中選擇了三種鍵。快輥帶輪與振動篩是同樣的鍵，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)接所承受的應力，參考書機械課程設計手冊[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。 快輥帶輪鍵承受應力 σp1=2×466490.5×7×28-8×25=67MPa ( 43) 許用擠壓應力σp，由書機械設計[3]，選用110MPa，σp1=67MPa<σp。 慢輥帶輪鍵承受應力 σp2=2×932980.5×8×70-10×55=14.25MP<σp 校核合格。 脫殼輥鍵承受應力 σp3=2×466490.5×10×80-16×55=5.3MP<σp 校核合格。 齒輪鍵承受應力 σp4=2×466490.5×1