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小型玉米剝皮機設計
1緒論
在玉米分段收獲時，玉米剝皮工序勞動強度大，費工時和誤農(nóng)時，且影響玉米的質量和完整性等問題，針對我國玉米收獲后剝皮這個重要環(huán)節(jié)，設計出場上玉米剝皮機，并對其結構及技術參數(shù)予以設計。微型玉米剝皮機是收獲玉米穗外表皮的一種機具，本機為4輥機型，可滿足單戶、聯(lián)戶和種糧大戶使用。它代替了傳統(tǒng)人工剝皮的緊張勞動，減輕了人們的勞動強度，提高了勞動效率，有效地防止了因剝皮不及時而造成的玉米霉爛損失，該機結構簡單，調(diào)整方便性能可靠，生產(chǎn)效率高，可采用電動機、柴油機或三輪農(nóng)用運輸車發(fā)動機作動力，本機采用單相交流電動機作動力。剝皮裝置中剝皮輥一般有螺旋鐵棍和橡膠輥組成，達到1500 kg/h，動力源3 kW的設計要求的前提下進行設計。為達到設計要求，主要剝皮裝置采用全橡膠的玉米剝皮輥，并且兩輥高低設置，且可以根據(jù)玉米棒的大小不同調(diào)節(jié)兩輥間的距離。這避免了傳統(tǒng)設計方法中采用鑄鐵輥對玉米籽粒的損壞，而且在結構上比傳統(tǒng)設計方法更為合理。經(jīng)計算、校核，該機符合設計要求，并且在剝皮裝置與傳統(tǒng)方式上較傳統(tǒng)設計有所改進，更適于在廣大農(nóng)村的推廣應用。國內(nèi)外玉米剝皮機的概況：（1）美國玉米剝皮機的概況美國玉米種植面積占全世界玉米種植面積的37%，由于生產(chǎn)過程對機械化得迫切要求，在1885年就研制成功了場上作業(yè)的玉米剝皮機；1908年又研制了田間摘穗剝皮機；現(xiàn)在已經(jīng)向聯(lián)合自走的方向發(fā)展。（2）我國玉米剝皮機研制現(xiàn)狀從20世紀50年代開始，我國進行玉米剝皮機的研制工作。如豐收—2臥、豐收—2立和4YBJ—2型的田間玉米摘穗剝皮機。60年代，中國農(nóng)機院與黑龍江農(nóng)業(yè)機械化研究所協(xié)作設計了YD—3型玉米剝皮機。70年代，黑龍江省紅興隆國營農(nóng)場管理局設計了場上玉米剝皮機。1979年，遼寧省農(nóng)業(yè)機械化研究所研制的4YB—2型玉米收獲機及吉林農(nóng)業(yè)機械化研究所研制的4QY—2型玉米收獲機都配置了剝皮機構。
根據(jù)設計任務書的要求，小型玉米剝皮機是一種專玉米表皮的專用機械。這種機械主要針對農(nóng)村的廣大農(nóng)民用戶使用，所以此機械必須具有如下特點：（1）操作簡單，便于廣大農(nóng)村用戶的使用，零部件盡量采用標準件，便于安裝和維修。（2）整機安裝，結構簡單，成本低而且動力的選擇要符合農(nóng)村的實際情況，因此動力盡量安裝電動機或者柴油機。（3）本機還要有較高的生產(chǎn)率，較低的籽粒破碎率，較高剝凈率。因此，本機的設計根據(jù)農(nóng)村不同用戶的使用要求，設計了不同的類型。此種機械的研制成功，大大減輕了農(nóng)民的勞動負擔，為了廣大農(nóng)民節(jié)省大量時間，降低了勞動強度，也成為農(nóng)民致富的途徑之一。
1.1 任務來源
根據(jù)農(nóng)村當前的生產(chǎn)實際情況，農(nóng)業(yè)機械的使用還沒有普遍推廣，尤其是在像東北這樣的產(chǎn)糧大區(qū)，農(nóng)民收獲的糧食由于不能及時得到農(nóng)業(yè)機械的支援，而只能用傳統(tǒng)的手工勞作，這樣使得農(nóng)民在秋季可謂苦不堪言。特別是對于玉米這一高產(chǎn)穩(wěn)產(chǎn)的作物，在東北地區(qū)特別是我省由于有大量的播種面積，而這種作物的本身又是一種勞動含量較高的作物，因此，對于各種玉米所用的農(nóng)業(yè)機械已迫在眉睫，而玉米生產(chǎn)過程中的播種、耕管機械已基本解決，而收獲機械卻仍是一個空白，農(nóng)民收獲季節(jié)由于都是用傳統(tǒng)的手工勞動，所以強度特別高，特別是玉米的剝皮，不但時間長，且占用勞動力多，工作效率又不高，如不及時剝皮，還易使玉米發(fā)霉、變質。所以，玉米剝皮機不但具有廣泛市場，而且極易推廣，又能解決農(nóng)民的當務之急，使農(nóng)民在玉米的收獲季節(jié)不再為玉米剝皮而犯難了。
1.2 玉米剝皮機結構簡介
玉米剝皮機主要由剝皮機構、壓送器和果穗分布裝置等組成。（1）剝皮機構主要部件為剝皮輥，其作用是清除莖葉混合物和剝掉果穗表皮。其原理是相對旋轉的一對輥子抓取并剝掉在其上運動的果穗的表皮，同時把表皮和莖葉混合物拽到輥下，剝掉表皮。剝皮輥間隙時由壓縮彈簧來保證的，不用經(jīng)常調(diào)整。（2）壓送器對改善果穗剝皮質量，提高剝皮裝置生產(chǎn)率是極其重要的，它把果穗壓向剝皮輥表面，從而增大剝皮輥對果穗的摩擦力，并促使表皮蓬松和使剝皮輥更好地抓取表皮，而后周期性地放松壓向剝皮輥上的果穗，以使其性能繞自軸轉動，從而使果穗向四周的表皮與剝皮輥接觸，促使果穗在剝皮時翹起來，這樣有利于避免果穗端部掉粒。因本機采用全橡膠剝皮輥，輥面帶有螺旋凸棱，左右輥互相嚙合，成對使用，由于橡膠摩擦系數(shù)較大，因此不必另加壓制器。
2總體方案的分析
2.1剝皮的工藝過程
采用人工上料，人工喂入，機械剝皮，最終使果穗和表皮分離。在這過程中之所以采用人工上料和人工喂入主要是如果采用自動喂入會使機器的成本和造價會大大地提高而農(nóng)民對這種機械由于價格的增設而使購買力下降。配套動力源采用Y系列三相電動機，主要工作部件選用全橡膠的玉米剝皮輥，傳動部分使用帶傳動和直齒輪傳動。
2.2方案的選擇
在設計過程中也曾考慮過采用自動喂入，但這種機械雖然在效率上有所提高，但同時它也將提高機器的成本，從而使購買力下降。而采用人工喂入雖然不如自動喂入效率高，但也比手工大大的提高，而且適合大多數(shù)農(nóng)民的經(jīng)濟能力。之所以采用Y系列電動機，是因為Y系列電動機是目前最常使用的，而且價格合理。剝皮部件采用全橡膠的剝皮輥，不但不影響剝凈率而且由于橡膠比較有彈性不會損傷籽粒。傳動部分由于該機比較簡單所以選用直齒輪既可。
2.3主要工作部件型式的選擇
剝皮機主要核心部件是剝皮裝置，傳統(tǒng)式剝皮裝置采用一支鑄鐵螺旋齒輥和一個橡膠螺旋剝皮輥配對使用，兩對輥的中心距a=66.75，且兩對輥形成以個槽形，一般采用兩對或四對輥，為增加玉米穗與輥子的壓力，在剝皮輥的上方配有兩組或三組壓制器，多年來的實踐證明，這種輥型的剝凈率最高能達到85%，籽粒破碎率高達2%，這是玉米剝皮機 推廣的主要原因。
94年通過實驗研究，設計出一種全橡膠的玉米剝皮輥，這種輥采用橡膠制成，輥面帶有螺旋凸棱，左右輥互相嚙合，成對使用，由于橡膠摩擦系數(shù)較大，因此不必另加壓制器，且橡膠面有彈性布損傷籽粒，并在軸線方向上布置有螺距為2m的螺旋線，果穗能沿線向下滑，再加上與支架本身的傾角，使果穗能自動進入下料斗，身產(chǎn)率較高，該裝置已獲得國家實用型專利（專利號：942250133）新產(chǎn)品，直接利用剝皮裝置專利技術，配以傳動系統(tǒng)、機架、動力源及上下料斗等部件組成。
3總體配置的確定
總體配置就是合理安排各部件位置和聯(lián)接關系，確定動力的傳動路線，與電動機的聯(lián)接關系，使機器工藝路線合理，并且便于使用，調(diào)整和維修，同時機器外觀造型要給人以美感。
3.1機架的配置
機架采用角鋼焊接而成，如圖3-1所示：
圖3-1機架
為了便于作業(yè)后的移動，在機架底部安裝有四個行走輪，且在前面的兩個行走輪需要能夠轉向，這樣使整機的移動更加方便，更便于生產(chǎn)中的使用，考慮到成本方面的因素，行走輪及轉向輪均可外購，因為它并沒什么特殊的要求，只要能達到行走及轉向要求即可，也可以本身自己制造。
圖3-2 總體結構圖
3.2傳動系統(tǒng)配置
利用電動機作為動力源時，只需一級皮帶傳動，然后再由一級齒輪傳動成降速過程，最后再由齒輪傳動到主動軸上。根據(jù)實驗得出，剝皮輥的最佳轉速范圍在n=300r/min～350r/min,這里我們?nèi)=333.3r/min,電動機的轉速為1440r/min. ==1440/333.3=4.32根據(jù)高端傳動比>低端傳動比.傳動系統(tǒng)分配
===2.4==1.8
所以 總降速比 i=2.4=4.32
所以 直軸的轉速為 n===333.33n/min
由于依實驗數(shù)據(jù)得出結論，剝皮輥最佳轉速范圍為n=300—350n/min所以這一轉數(shù)符合要求。這二級減速及傳動系統(tǒng)各部件的尺寸如下：
主動帶輪基準直徑： 從動帶輪基準直徑：
齒輪1的分度圓直徑： 齒輪2的分度圓直徑：=144 mm
4剝皮裝置的確定
剝皮裝置是由一對相向轉動的剝皮輥抓取和剝除玉米穗的苞葉。剝皮輥與苞葉間的摩擦力必須大于苞葉與穗輥間的鏈接力，為了使苞葉剝凈，在玉米穗沿剝皮輥下滑的同時，自身應能轉動。在剝皮輥的上方設有壓送器，使果穗對剝皮輥穩(wěn)定地接觸而避免跳動。
4.1剝皮輥長度確定
傳統(tǒng)式玉米剝皮輥長度為1.70mm，美國甜玉米剝皮機滾長為1500mm，根據(jù)實驗得出玉米在剝皮輥上的剝凈率在開始400mm內(nèi)剝凈率為85%，在600mm內(nèi)剝凈率為93%，因此輥長定為950mm可使苞葉的剝凈率在93%以上。剝皮輥的長度是影響剝凈率的主要參數(shù)，為保證剝凈苞葉，剝皮輥應有足夠的長度，但過長會引起籽粒脫落和破碎，剝皮輥的直徑應不使最小直徑的果穗收擠壓和被抓取為準。
4.2剝皮輥生產(chǎn)能力的確定
單對剝皮輥生產(chǎn)能力：/h ----------------（4-1）
------------------------（4-2）
式中：q--------剝凈率果穗質量平均為0.4kg L--------果穗長度最大為250mm
------果穗沿剝皮輥移動速度m/s S---------剝皮輥螺距s=900mm
N--------剝皮輥轉速333.3 r/min f---------滑動綜合系數(shù)試驗得f=0.05 -----50mm
（2）帶入（1）：·
=
=
=1066 kg/h
所以，兩對輥計算生產(chǎn)率為2132 kg/h
設計要求為1500kg/h,2132kg/h>1500kg/h符合設計要求。由于此機是由人手式喂入，故實際生產(chǎn)能力大約在每對輥的生產(chǎn)率1500Kg/h左右，這是經(jīng)過實驗后得出結論。
4.3剝皮部件的配置
本機剝皮裝置直接利用《新型剝皮裝置》專利技術，其剝皮輥為高苯橡膠面，有數(shù)條螺旋相互嚙合，高低配置成對使用，每兩對輥組成一槽型，每個輥軸上有每節(jié)250 mm的四節(jié)膠輥串接而成螺旋首尾相接，局部磨損后便于更換，下輥2、4為固定輥，上輥1、3可繞鉸接點轉動，既兩輥嚙合間隙時可調(diào)的。保證果柄可以通過，兩輥可以調(diào)節(jié)螺栓6來調(diào)節(jié)，所以可以根據(jù)不同的品種來適當調(diào)節(jié)螺栓，使果穗順利通過。
玉米在兩輥所形成的槽型中，輥面的凸棱對苞葉有撕裂作用，由于兩輥的螺旋相互嚙合，使玉米苞葉在自轉過程中被嵌入凹槽中，此時由于兩輥的轉動使苞葉被扯掉，玉米的自轉主要由于兩輥對玉米摩擦力大小不同，雖然兩輥的材料不同，但卻由于兩輥與玉米之間的壓力角不同而產(chǎn)生不等的摩擦力、且>，而使得玉米能夠產(chǎn)生自轉。兩輥中心距a=67.5mm，當果穗直徑為60 mm時果穗重力N與下輥壓力方向角=與上輥方向壓力角=，其相應摩擦力：
由于且方向相反，因此果穗在剝皮過程中產(chǎn)生
轉動，可加速剝皮過程，為加速果穗下移速度，剝皮輥還要有一定傾角，傾角小，下滑速度慢，生產(chǎn)率低傾角大，剝凈率低，本機通過部件試驗，確定剝皮輥傾角為12度。果穗通過間隙，根據(jù)實測果穗直徑最大不超過65mm，為防止過大的果穗卡滯現(xiàn)象通過70 mm，可使果穗繞自身軸線自由轉動，為防止在剝皮過程中產(chǎn)生果穗治理造成脫粒，在剝皮輥上方設有壓穗板，壓穗板通過間隙為70mm.
圖4-1 剝皮輥裝置
1齒輪 2皮帶 3帶輪 4墊片 5螺母 6帶輪軸 7短軸 8主動軸
4.4膠片的設計
膠片就是天然橡膠組成的片，安裝在軸上用于對玉米剝皮。當周選裝的同時膠片安裝在軸上會對玉米產(chǎn)生摩擦力，從而應用這個摩擦力進行對玉米剝皮。在此次設計中我們用到兩種膠片，這兩種膠片交叉安裝，產(chǎn)生參差不齊的效果，從而產(chǎn)生的摩擦力更大。
5執(zhí)行部件及機架設計
5.1果穗料斗的設計：
果穗料斗不但呀有暫存果穗的能力，而且嗬喲能夠使果穗沿剝皮輥的軸向方向上進入兩輥所形成的槽型中，在配置上與剝皮輥的傾角相同，均與水平面成12度角，在長度上按展開950mm設計，因為考慮到玉米進入到剝皮輥時的方向性，所以將出口處的滑板設計成與剝皮輥組數(shù)相等的槽型，盡可能保證每次只能通過一穗玉米。進料斗是送入玉米的裝置，由于本機采用兩對剝皮輥工作，所以進料斗必須設計成雙出口的結構。玉米需自動滑到剝皮輥的方向上進入兩輥形成的槽型中進行剝皮，這就要求料斗具有一定得傾斜度，經(jīng)參考實驗數(shù)據(jù)選傾斜度為12度。為保證玉米滑向剝皮輥時每次只能通過一穗玉米，可將出口設計成與剝皮輥組數(shù)相同的槽型。同時為保證玉米在剝皮過程中受切向力的擠壓導致彈出，在剝皮輥上方增加兩個壓穗板，以防止果穗彈出。下料斗是在玉米剝皮結束后，果穗畫出的裝置，它可以設計成任何方便的形狀。
5.2機架、連接架的設計：
機架和連接架均由角鋼焊接而成，兩種機型結構相同，僅寬度不同。在滿足要求的前提下具有一定得抗壓能力既可，主要目的是便于組織生產(chǎn)，提高通用程度，因此物特別要求。
6傳動部分設計
6.1玉米果穗在剝皮輥間的受力分析
所以：
所以：
由實驗可知，撕破苞葉的抓取力大約為
同時在自轉過程中撕扯力
根據(jù)實驗可知，扯斷苞葉所需力
每對剝皮輥消耗的功率： kW
因此兩對輥消耗的總功率：
與皮帶輪同軸的齒輪所需扭矩為
6.2皮帶傳動的設計計算及校核
已知：電動機轉速n=1440r/min A型帶 P=3kW
6.2.1 確定計算功率
工作情況系數(shù)，故1.1×3=3.3kW
6.2.2 選取窄V帶帶型
根據(jù)由《機械設計》P—152圖8—9確定選用SPA型帶。
6.2.3 確定帶輪的基準直徑
由《機械設計》P—145表8—3和P—153表8—7取主動輪直徑。根據(jù)式， 從動帶輪直徑
根據(jù)《機械設計》P—153表8—7，取d=240mm。 驗算帶的速度：
=7.536，所以：帶的速度合適。
6.2.4 確定窄V帶的基準長度和傳動中心距
根據(jù)，初步定中心距
計算帶所需的基準長度：
由《機械設計》P—142表8—2選帶的基準長度。計算實際中心距a
6.2.5 驗算主動輪上的包角
=
主動輪上的包角合適。
6.2.6 計算窄V帶的根數(shù)z
由，，i=2.4
查《機械設計》P—154表8—8得,查P—142表8—2得：，則 取z=2根。
由于此機器在高速、強沖、強振動下工作，為了使皮帶能夠安全工作，而且有時可能會有玉米卡入兩對剝皮輥中，所以取z=2。
6.2.7 計算預緊力
查表7得：q=0.07kg/m，故
6.2.8 計算作用在軸上的壓軸力
6.2.9 帶輪結構設計
帶輪的材料選為鑄鐵選HT250 結構選擇：大小帶輪都選用腹板式的帶輪。
6.3齒輪的選用
對于d=67.5mm的齒輪模數(shù)的選取：根據(jù)式
式中：
由上式對齒數(shù)進行試選：選取Z=13
則
所以 圓整取幾何尺寸：因為分度圓直徑d=67.5mm，模數(shù) 所以可知此齒為一變位齒輪Z=13
未變?yōu)橹行木啵?
中心距變位系數(shù)：
分度圓壓力角：
嚙合角：
6.3.1 對于齒輪分別進行校核
選定齒輪類型、精度、材料及齒數(shù)
（1）按傳動方案，選用直齒輪傳動。
（2）剝皮機為一般工作，速度不高，故選用7級精度傳動（GB10095-8）
（3）材料選擇。由《機械設計》P—189表10—1考慮此齒輪振動沖擊較大，選大小齒輪材料為40Cr(調(diào)質)硬度為240HBS，表面淬火，齒形變形不大，不需磨削。
（4）選齒數(shù)
按接觸強度設計和校核：
根據(jù)式：
(1)確定公式內(nèi)的各種計算數(shù)值
①載荷系數(shù)：
②計算每個齒輪傳遞扭矩：
④由《機械設計》P—198表10—6可查得材料的彈性影響系數(shù)：
⑤由《機械設計》P—207圖10—21d按齒面硬度中間值52HRC查得齒輪接觸疲勞極限
⑥由《機械設計》P—203圖10—19查得疲勞壽命系數(shù)
⑦計算應力循環(huán)次數(shù)
⑧計算接觸疲勞強度需用應力 取失效概率1%，安全系數(shù)S=1
(2)設計計算
①試計算小齒輪分度圓直徑 ,代入中較小的值
②計算圓周速度V：
③計算齒寬b
④計算齒寬與齒高之比b/h
模數(shù)
齒高
⑤計算載荷系數(shù)
由《機械設計》P—192圖10—8查得系數(shù)：
直齒輪
由《機械設計》P—193圖10—3查得由《機械設計》P—190圖10—2查得使用系數(shù) 由《機械設計》P—194圖10—4查得
由《機械設計》P—195圖10—13查得
⑥按實際載荷系數(shù)校正算得分度圓直徑
⑦計算模數(shù)m
按齒根彎曲疲勞強度設計：
彎曲強度的設計公式為：
(1)確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值
①由《機械設計》P—204圖10—20c查得齒輪的彎曲疲勞強度極限
②彎曲疲勞壽命系數(shù)
③計算彎曲疲勞許用應力
取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4
④計算載荷系數(shù)K
⑤查取應力校正系數(shù)
由《機械設計》P—197表10—5可查得
(2)計算
對此計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模m的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定承載能力，僅與齒輪直徑有關，可取由彎曲強度算得模數(shù)4.7，就近圓整m=5，算得分度圓直徑d=67.5mm.選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)。
（1）按傳動方案選用直齒輪傳動。
（2）考慮齒輪較大，故大小齒輪都選用硬齒面。由《機械設計》P—189表10—1選得大小齒輪材料均為40Cr（調(diào)質），并經(jīng)調(diào)質表面淬火，
齒面硬度240HBS。
（3）選取精度等級，因采用表面淬火，輪齒變形不大，不需磨削，故初選7級精度。
（4）選齒數(shù),
按齒面接觸強度設計：
由設計計算公式進行計算，即：
確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值
①試選取載荷系數(shù)：
②計算齒輪的扭矩：
③由《機械設計》P—201表10—7選取齒寬系數(shù)：
④由《機械設計》P—198表10—6查得材料彈性系數(shù)
⑤由《機械設計》P—207表10—21d按齒面硬度中間值52HRC，查得齒輪接觸疲勞強度極限
（2）計算
①計算齒輪分度圓直徑 ，代入中較小的值
=84.112mm
②計算圓周速度V：
③計算齒寬b
④計算齒寬與齒高之比b/h
模數(shù)
齒高
⑤計算載荷系數(shù)：根據(jù)V=3.44m/s，7級精度
由《機械設計》P—192圖10—8動載荷系數(shù)
直齒輪，假設
由《機械設計》P—193表10—3查得
由《機械設計》P—193表10—3查得
由《機械設計》P—190表10—2查得使用系數(shù)
⑥按實際載荷系數(shù)校正所行分度圓直徑
⑦計算模數(shù)：
按齒根彎曲疲勞強度設計：
彎曲強度的設計公式為：
(1)由《機械設計》P—204圖10—20c查得齒輪的彎曲疲勞強度極限
（2）由《機械設計》P—202圖10—18查得彎曲疲勞壽命系數(shù)
(3)計算彎曲疲勞許用應力：
取彎曲疲勞安全系數(shù)
(4)計算載荷系數(shù)：1.68
（5）查取齒形系數(shù)：由《機械設計》P—197表10—5查得
1.67 1.58
(6)查取應力校正系數(shù)：由《機械設計》P—197表10—5查得
2.4 2.65
(7)設計計算：
對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m略大于齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力僅與直徑有關，可取由彎曲強度算得模數(shù)4.86mm，就近圓整為5mm,按接觸強度算得分度圓直徑：
幾何尺寸計算：
（1）計算分度圓直徑：
（2）計算中心距：
6.3.2 降速機構兩齒輪的選用
大齒輪轉速為： 小齒輪轉速為：
降速比：i=1.8 傳動功率：P=664.7 W
選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)
（1）選用直齒輪傳動。
（2）考慮減速機構振動較大，且剝皮輥上小齒輪有可能通過調(diào)節(jié)桿調(diào)節(jié)兩剝皮輥的中心距，故在滿足設計強度前提下，盡量選大一些模數(shù)，大小齒輪的齒面材料也盡可能選取硬度大一些。所在大小齒輪均為40Cr,并調(diào)質及表面淬火，齒面硬度48—55HRC。
（3）選取精度等級：
因采用表面淬火，輪齒的變形不大，不需磨削，故選7級精度。
（4）試選小齒輪齒數(shù)
①試確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 試選載荷系數(shù)
②計算小齒輪傳遞的扭矩：
③由《機械設計》P—201表10—7查得選取齒寬系數(shù)：
④由《機械設計》P—198表10—6查得材料彈性影響系數(shù)：
⑤由《機械設計》P—207表10—21e查得按齒面硬度中間值52HRC查得大小輪接觸疲勞強度極限：==1170Mpa
⑥計算應力循環(huán)次數(shù)：
⑦由《機械設計》P—203圖10—19查得接觸疲勞壽命系數(shù):
⑧計算接觸疲勞需用應力：
取失效概率為1% ，安全系數(shù)S=1
（2）計算：
①計算小齒輪分度圓直徑(代小值)
==76.92
②計算圓周速度：
③計算模數(shù)：
④計算載荷系數(shù)：根據(jù)，7級精度，由《機械設計》P—192表10—8查得動載荷系數(shù),直齒輪,假設
由《機械設計》P—193表10—3查得
由《機械設計》P—190表10—2查得 使用系數(shù)
由《機械設計》P—195表10—13查得（由b/h、查?。┕瘦d荷系數(shù)
⑤按實際載荷系數(shù)校正所行分度圓直徑得
按齒根彎曲強度設計：
彎曲強度設計公式：
確定公式內(nèi)各計算數(shù)值：
（1）由《機械設計》P—204圖10—20查得大小齒輪彎曲疲勞極限
（2）由《機械設計》P—202圖10—18查得彎曲疲勞壽命系數(shù)
（3）計算彎曲疲勞需用應力：
(4)計算載荷系數(shù)：
（5）查取齒形系數(shù)：由《機械設計》P—197圖10—5查得 =2.45
（6）查取應力校正系數(shù)：由《機械設計》P—197表10—5查得
對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m略大于齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力僅與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)乘機有關），可取由彎曲強度算得模數(shù)3.94mm,并圓整為4mm，按接觸強度算得分度圓直徑：
集合尺寸計算：
（1）計算分度圓直徑：
（2）計算中心距：
（3）齒輪中心孔的選取：
齒輪中心孔選取主要取決于與之能配套的軸的直徑，因此必須在選擇軸的直徑d后才能選擇孔徑。
6.4軸的強度校核與設計計算：
軸2所需扭矩最大，因為它作為主動軸來帶動其余三個軸，所以只需校核2軸，只要2強度夠用，其余三個軸就不用校核了，自然符合設計要求。
6.4.1 軸的材料
軸的材料選用45#
6.4.2 軸的結構設計
各零件在軸2上的裝配順序為從左到右，剝皮輥左端為軸承，齒輪6齒輪3齒輪2，右端裝剝皮裝置，軸承端蓋，由此選擇階梯軸，這樣可以避免對配合表面的破壞。由齒輪手冊上查得輪孔直徑必須大于20，由于選用的是階梯軸，所以取軸頸為32，35，40不等。由于軸頸為40的部分最長，所以只需校核該處即可。軸的設計見零件圖。
6.4.3 軸的強度校核
軸承的傳動功率： 軸的轉速：
軸傳遞的扭矩：
初定軸的直徑
由于皮帶輪和齒輪在手冊上查得輪孔直徑必須大于20，而軸又要與軸承配合，故軸承的軸頸之間采用同一軸頸，而齒輪與齒輪及齒輪與軸承之間由于有凸沿，所以每根軸采用同一尺寸，這樣可以簡化軸的加工工序，更便于維修和裝配，所以軸和齒輪輪孔均采用d=45mm，四個軸的軸承均采用45mm的軸承。由于本機所能承受的彎力較小，故彎矩進行校核無必要，只需進行必要的扭矩校核。
根據(jù)式：式中：—實心圓截面抗扭矩模量
所以：
所以：軸的強度符合要求。
6.5鍵的選擇
根據(jù)表6-1 軸徑
軸徑
根據(jù)式： 式中：Q= A=26
所以：
即鍵的強度符合要求。
6.6軸承的選擇
根據(jù)前面一系列的計算結果，要選定軸承的類型為帶密封圈的單列向
心球軸承（GB279—64）軸承型號分別選為18504和18505.這種軸承主要承受徑向載荷，當轉速較高，軸向載荷不大時，可以代替推力球軸承承受純軸向載荷，密封圈能較嚴密地防止污物從一面侵入軸承，因為另一面設計加了軸承嵌蓋，可通過油潤滑及脂潤滑降低摩擦力，減小接觸應力、吸收振動、防止銹蝕、散熱等，此類軸承主要用在密封要求較高的部件中。
6.7電動機的選擇
每對剝皮輥消耗的功率： 兩對剝皮輥所需的功率：
三角帶傳遞效率： 直齒輪傳遞效率： 滾動軸承傳遞效率：
所以：所需電動機功率為3kW。
而電動機的轉速要求應為1440r/min，且要考慮農(nóng)村現(xiàn)有情況，要選用單相交流電，而三相交流相對來說不方便，所以采用Y100L1—4型單相電動機。
7總結
雖然在設計中還存在很多不完善的地方，但在整個設計過程中，我的收獲很大，學到了很多。在這幾個月的時間中，在老師的耐心指導下，經(jīng)過反復修改，終于完成了設計。四年的大學生活即將結束，這次設計部僅僅是一次完成學業(yè)的重要環(huán)節(jié)，也是系統(tǒng)學習的好機會。因此畢業(yè)設計是綜合運用所學知識和技能，理論聯(lián)系實際，獨立分析、解決實際問題，從事專業(yè)工程技術和科學研究工作基本訓練的過程。畢業(yè)設計為我走出校園進入工作崗位打下了良好的基礎，畢業(yè)設計不像以前的各科課程設計那樣只是按照一定得樣本區(qū)模仿，它是展現(xiàn)自我才智，發(fā)揮見解和創(chuàng)造能力的機會。在鞏老師的精心指導和耐心講解下，我所學的基礎知識和專業(yè)知識得到了充分的運用，同時我的基礎知識掌握的也不是很牢固，范老師也指出了我基本思想中存在的很多錯誤。以后我要更加的努力學習我的專業(yè)知識，在自己今后的工作生活中多運用所學的知識，使自己得到更多鍛煉機會。
在這幾個月的時間中，我在網(wǎng)上查閱了一些有關的設計資料，而且參閱了大量有關期刊，從中了解到了許多相關信息及設計所需的數(shù)據(jù)，從而使我順利的完成了畢業(yè)設計。我所做的畢業(yè)設計是小型玉米剝皮機，該機結構簡單，調(diào)整方便，性能可靠，生產(chǎn)效率高，主要剝皮裝置采用全橡膠的玉米剝皮輥，這避免了傳統(tǒng)設計方法中采用鑄鐵輥對玉米籽粒的損壞，而且在結構上比傳統(tǒng)設計方法更為合理。并且在剝皮裝置與傳動方式上較傳統(tǒng)設計有所改進，更適于在廣大農(nóng)村的推廣應用。在整個設計過程中，我的CAD操作也日漸熟練，這對我日后的工作來說也有著莫大的好處。
通過這次設計，我對機械設計的各個環(huán)節(jié)有了更加深刻的了解，對所學的專業(yè)知識有了更好的掌握，對四年所學的基本知識都系統(tǒng)的回顧并掌握了，使我充分動腦，充分發(fā)揮想象力，經(jīng)老師知道最后確定了設計方案，這次設計是一次很好的學習與思考的過程，在本次設計過程中所獲得這些將在今后的工作中發(fā)揮基礎和平臺的作用。
由于我的知識水平有限，在設計中存在一定得問題，請評閱老師見諒，并懇請各位老師批評指正。
致 謝
對于這次畢業(yè)設計的完成，首先感謝我的母校-塔里木大學的辛勤培育，感謝學校給了我又一次如此難得的學習機會，使我將以前學到的科學文化知識又重新回顧了一遍，明白了學習的可貴與獲取知識的辛勤。在此感謝我的指導老師范修文老師的耐心指導，使我順利地完成了畢業(yè)設計。在此，深深地感謝我的指導老師，給予了我耐心的指導和幫助，體現(xiàn)出了他對工作高度負責的精神。在整個設計的過程中，他耐心的指導，才使我的設計順利完成，同時也感謝在這幾年中傳授我知識的各位老師。謝謝你們！
對于這次畢業(yè)設計，由于時間倉促和自己所學軟件掌握熟練程度等因素，使這次畢業(yè)設計的平面圖沒有達到預期效果，這點是我的錯誤。不過，它至少啟發(fā)了我的思維，提高了我的動手能力，使我應用了以前Solidworks軟件中沒有用到的工具，同時，使我將以前所學的書本知識又重新復習了一遍，這為我在今后的工作崗位上發(fā)揮自己的才能奠定了堅實的基礎。最后，再一次衷心的感謝學校能夠給予我這次機會，使我將所學理論知識與實踐相結合，以及在這次設計中給予我指導的所有老師。你們傳授的知識使我受用一生，你們的教育之情我會永遠記住的，我也會永遠記住塔里木大學給了我難得的學習機會給了我知識，老師的辛勤培育使我能順利走出學校進入社會，在人才濟濟的社會中生存，正是有了無私奉獻的老師們這個社會才更加繁榮和諧，在此我再次感謝我的老師，老師們你們辛苦了！
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