南瓜籽剝殼機結構設計

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In light of this ， we designed an approach based on the principle of extrusion vibration sheller can adjust the speed ， pitch ， and carried on grain cleaning pumpkin seeds sheller .Sorter using pumpkin seeds on the design and layout of this overall program Sheller ， eccentric mechanism driving the shaker and adjust the roll speed continuously variable transmission ， transmission， motor and chassis and other components. The machine in the form of a funnel -shaped design and layout of input materials ， frame supporting adjustable material feed hopper ， is mainly responsible pumpkin feeding function ， arranged on both sides of the lower part of the main motor ， continuously variable transmission device in the rack its peel is done by adjusting the speed and pitch can be peeled pumpkin seeds carried on the rolls peel ， peel along the grain roll rolled into vibration shaker to complete the cleaning process.The peel agency performance specifications : Dimensions ( L W H ) 4900 3600 3570 (mm); roll number 6 ; roll diameter 67.5mm; roll gap 0.7 1.5mm; main motor motive power is 1.1 kW， productivity 200 600kg / h. Its characteristics are : Sheller part is to drive with steel ; Sheller double roller gear synchronization using constant speed driving ; double roller surface with a layer of rubber knurled ; roll and pitch of the screw through the worm gear drive to achieve， can meet different size pumpkin peel pod for clearance requirements.KeywordsPumpkin seeds peel; extrusion; rack; shake目錄摘要IAbstractII第1章緒 論1 1.1 研究的目的和意義11.2南瓜籽剝殼的研究現狀2 1.3 研究內容及方法3 1.3.1 研究內容31.3.2 研究方法41.3.3 南瓜籽的物理性能及參數4 第2章 南瓜籽剝殼方案及機構組成的確定52.1 剝殼方案5 2.2 機構組成6 第3章 南瓜籽脫皮機部分設計8 3.1 剝殼軋輥與滾花的設計8 3.1.1 南瓜籽進入工作區(qū)受力分析8 3.1.2 剝殼過程的分析9 3.2 南瓜籽分選機部分電機及動力傳動設計10 3.2.1 電機選定10 3.2.2 V帶輪的設計10 3.2.3 軸的結構設計及計算12 3.2.4軸套的設計16 3.2.5斜齒輪的設計17 第4章 螺旋上料機構設計204.1電動機的選擇20 4.1.1電動機類型和結構的選擇20 4.1.2電動機容量選擇20 4.1.3確定電動機轉速21 4.2計算傳動裝置的運動和動力參數234.2.1可得傳動裝置總傳動比為23 4.2.2分配各級傳動裝置傳動比234.3傳動裝置的運動和動力設計234.3.1運動參數及動力參數的計算24 第5章 振動篩的設計26 5.1 振動篩機構的設計26 5.2 振動篩機構運動分析27 5.2.1篩體運動分析27 5.2.2被篩物受力和分析28 結 論31致 謝33 參考文獻34 附 錄136 附 錄239 - IV -第1章緒 論南瓜籽的開發(fā)利用是一個新興產業(yè)。大豆是植物蛋白的主要來源，在我國淀粉營養(yǎng)供應有余、蛋白質營養(yǎng)供應不足的情況下，發(fā)展大豆生產迫在眉睫。但長期以來人們直接攝取大豆蛋白質營養(yǎng)不多，僅是通過豆制品、豆奶等方式，約占大豆總產的30% ，而70%的大豆子粒均用于榨油，其豆餅通過動物加以利用。20 世紀80年代以后，東南亞國家由于觀念更新，率先通過直接食用南瓜籽來攝取蛋白質營養(yǎng)，相繼受到許多地區(qū)人民的響應，目前發(fā)達國家對南瓜籽的需求量每年以15%的速度遞增，次發(fā)達國家對南瓜籽的需求量每年以105的速度遞增。在我國浙江、安徽、上海等省市，南瓜籽產業(yè)已成為一個重要的新興產業(yè)。南瓜籽已成為南方各省夏秋兩季的主要蔬菜，尤其是在經濟發(fā)達地區(qū)大豆鮮食比重明顯上升，并由南方逐步向北方擴展，由城市向農村擴展，南瓜籽已被人們作為保健食品擺上了餐桌。經試驗，一臺普通的南瓜籽剝殼機能剝南瓜籽200kg/h ，而人工剝殼最多4kg/h，機械化剝殼是手工剝殼效率的約50倍（海門市農業(yè)機械化技術推廣服務站，2005）。但現今技術水平遠不能適應當前加工需要，缺乏長遠競爭力。要實現對南瓜籽的大量加工，需要技術含量更高的一體化加工生產線。 1.1 研究的目的和意義隨著我國加入WTO，南瓜籽仁外貿出口需求量不斷增大，銷售到發(fā)達國家，文明古國，發(fā)展中國家共三十個國家和地區(qū)。這樣就需解決南瓜籽剝殼問題。目前采用的剝殼方法一為人工剝殼，勞動強度高，效率低；另一種方法是蒸汽爆破法或大型機械裝置，設備費用高，操作復雜，中小型企業(yè)投資有困難。市場經驗表明，一個產業(yè)的發(fā)展和完善必須走產業(yè)化發(fā)展道路。商品化大生產大流通的市場體系對產品的專業(yè)化、規(guī)?；筝^高，僅靠農民一家一戶的小規(guī)模生產經營，很難在市場競爭中立足，必須積極創(chuàng)造條件發(fā)展規(guī)模種植、規(guī)模經營(陳儀，2002)。剝殼作為南瓜籽進行深加工的一個重要環(huán)節(jié)，目前南瓜籽的剝殼大多由人工完成。隨著南瓜籽需求的日益增大，其工業(yè)化程度越來越高，手工剝殼難以滿足其生產率的要求。并且人工剝殼生產效率低、成本高，產品質量和衛(wèi)生條件得不到保證，且相當傷手。因此，研制開發(fā)一種新型、高效、適用南瓜籽剝殼機械，不僅可以滿足南瓜籽剝殼機械化，把工人從繁重的勞動中解脫，對促進南瓜籽產業(yè)的規(guī)模化，機械化發(fā)展都具有很大的現實意義。只進行單一剝殼功能的南瓜籽剝殼機結構簡單，價格便宜，而集剝殼、分離、清洗和分級功能為一體的豆類剝殼機械成為了發(fā)展趨勢。現今的南瓜籽剝殼機械大多都采用單對的等輥徑的軋輥進行剝殼，雖然剝殼設備對南瓜籽的破碎率都可以得到降低，但采用機械的方式將豆類莢殼剝離，剝殼后的豆粒存在破皮和損傷率仍然較高，只能用于榨油、食品加工和食用，而不能用于做種子，嚴重制約了其規(guī)模化和系列化，致使其技術水平遠不能適應當前加工需要，缺乏長遠競爭力。采用對等徑雙軋輥剝殼機構剝殼率和破損率的影響因素很多，主要有軋輥間隙、豆莢喂入方向、軋輥直徑、雙輥軸線平面傾角、軋輥轉速等，而破損率隨輥徑減小、轉速增高和傾角減小而減小。 即采用高的轉速、小的輥徑和傾角?？梢垣@得較低的破損率，輥徑對破損串影響很顯著，傾角顯著，轉速不顯著，提高剝殼生產率，轉速應取大值。在軋輥間隙、豆莢喂入方向的影響因素已探明的情況下，在南瓜籽的剝殼機的設計中通過對軋輥直徑、雙輥軸線平面傾角、軋輥轉速設計，是可以提高南瓜籽剝殼機的生產率的。1.2南瓜籽剝殼的研究現狀我國南瓜籽剝殼技術研究起步較晚，但發(fā)展較快，而且吸收了國外先進技術的優(yōu)點，結合自身情況，研制出了以下一些機械南瓜籽脫殼機。經過分析南瓜籽剝殼機，通過研究認為，南瓜籽剝殼機輸送工作臺做成V型傾斜導向槽，可以自動完成南瓜籽原料的定向分布和輸送，減少了人工勞動量。剝殼裝置主要由夾持輥和剝殼軋輥兩部分組成，軋輥表面做成網格狀結構。彈性夾持裝置與可調間隙的軋輥共同完成了剝殼過程，剝殼原理巧妙地借助于兩個工作部件的時速差，并在剝殼過程中借助于南瓜籽莢自身殼體的保護作用，降低了南瓜籽表面的損傷率，減少了南瓜籽由于表面的損傷而產生的褐變。清選篩通過支架與輸送裝置的振動電機相連，自動完成豆莢與青豆的分離(何瑞銀，2005）。在軋輥間距的調整上，因為其間距的調節(jié)范圍較小，其采用的調整分體式滑動軸承座來位置來實現，不能較為精確的進行調整，而采用蝸輪、蝸桿和絲桿裝置進行調節(jié)更有利于在小范圍間距的調整。經多次試驗、改進，形成了雙軸輥剝殼機構，剝凈率達到90%以上，籽粒破碎率為8%，機構的適應性、穩(wěn)定性、可靠性明顯。該機構的特點是：剝殼雙輥由嚙合齒輪同步等速驅動；雙輥表面滾花，夾持附著力強；軋輥間隙通過調整分體式滑動軸承座位置實現，滿足了不同厚度南瓜籽莢對剝殼間隙的要求，減少了破碎率；在送料機構到剝殼軋輥間增設一組橡膠軸輥，起著穩(wěn)定夾持、送料，加速、加力作用，便于兩片莢殼的分離(陳新華，2005）。因為軋輥線水平傾角對其剝殼效果影響不是顯著，采用單對軋輥水平放置，其生產率對于較大規(guī)模的生產將得不到滿足，因此，采用多對軋輥傾斜一定的傾角放置，既可更大的提高生產率，還可以通過人工調節(jié)滿足各種生產規(guī)模的需要。駱婭君等對南瓜籽剝殼機質量影響因素進行了研究，通過對其工作原理的分析，得出該南瓜籽剝殼機主要有一下特點：一是振動式自動送料裝置能可靠、自動地將清南瓜籽莢定向送入剝殼部件；二是彈性夾持裝置與軋輥之間的空間組合和參數的合理配置使豆莢喂入科學、可靠；三是擠壓剝殼軋輥間的間隙可調，以適應不同規(guī)格南瓜籽莢的剝殼加工，減少南瓜籽籽粒的破碎率；四是聯動式清選機構使加工的南瓜籽籽粒清潔度高，避免了二次清洗，節(jié)省了人工。提出了南瓜籽剝殼機剝殼性能的優(yōu)劣關鍵在于結構配置和參數的選擇，并得出了影響剝殼機性能的因素有三個方面，即軋輥直徑、轉速及軋輥間的間隙對剝殼性能的影響，剝殼軋輥和夾持軋輥之間的位置和轉速對剝殼性能的影響和結構配置對剝殼清潔度的影響(駱婭君等，2006）。王錚的新鮮豆類脫殼機的研究，介紹了新鮮豆類擠壓剝殼原理。即通過一對有一定間距的圓形橡膠軋輥，以不同的速度相對旋轉，擠壓撕剝豆莢，豆類受擠壓脫出并落在軋輥一側，外殼則通過軋輥間隙由另一側脫出。為了使更快破裂及豆粒順利擠出，同時采用了二軋輥差速裝置，使豆莢除受擠壓外還受到剪切力作用，這樣可使豆莢更快撕裂(王錚，1993）。軋輥用不同的速度相對旋轉，有其局限性，雖然可以產生一定的剪切力，但用齒輪嚙合等速驅動也可以達到相同的效果，同時采用等速驅動將使機構簡單化，降低成本。江文在每月縱橫介紹了一種被研制的南瓜籽剝殼機，它采用柔性夾持、差速破殼原理創(chuàng)新設計的夾持輥和剝殼輥等核心技術(江文，2005）。1.3 研究內容及方法1.3.1 研究內容（1）對南瓜籽剝殼的工作方式分析并確定剝殼機工作原理；（2）剝殼機總體方案的確定與總體結構的設計；（3）主要工作部件的設計，包括南瓜籽脫皮機、分級分離機、運輸給料機的設計；（4）南瓜籽產量：Q=200kg/h；（5）破碎率：5%。1.3.2 研究方法通過類比的方法，比較分析國內外相關的南瓜籽剝殼機械機以及其他相似作物的剝殼機械，結合南瓜籽剝殼中的特殊性，確定剝殼機的設計方案及機構組成，而后具體完成剝殼部分、分離篩選調速部分、螺旋上料部分的設計。1.3.3 南瓜籽的物理性能及參數南瓜籽為扁長橢圓狀，中間寬，兩頭窄，南瓜籽長度在1015mm，每莢含籽粒14個，其中23粒的占85%以上，籽粒在殼內縱向排列，籽粒間有一定間隙，受外力擠壓時會移動；豆莢外殼比較柔韌，兩片莢殼結合力較緊，無一定的外力作用，籽粒不可能脫出；籽粒和莢殼的含水率較高，殼韌籽脆，籽粒易受傷關于南瓜籽幾何尺寸和基本力學性質，杭州地區(qū)產量高、品質好的當家品種大青豆給出數據如表2-1(盧盛超，1991）。第2章 南瓜籽剝殼方案及機構組成的確定南瓜籽品種繁雜，形狀較為規(guī)則，殼和仁間隙小，在一定的角度上對南瓜籽用力是可以有效的剝殼的。目前剝殼工藝通常為：首先將南瓜籽分級，可分為飽滿、干癟兩級；然后使南瓜籽保持一定的濕度，使南瓜籽殼變軟，增大殼籽的潤滑；而后擠壓，剝殼、；最后是南瓜籽清選。本設計亦參照此工藝進行。2.1 剝殼方案機械剝殼常用方法有借助粗糙表面碾搓作用的碾搓剝殼，借助撞擊作用的撞擊剝殼，利用剪切作用的剪切剝殼和利用成對軋輥擠壓作用的擠壓剝殼。鮮大豆粒相當嬌嫩，表面極易損傷，不能采用常規(guī)的擠壓，碾搓法剝殼。據試驗分析（盧盛超，1991），隨著軋輥間隙的增大，剝殼率下降而破損率增加，適當的間隙，即0.71.5mm，破損率低于5%，符合質量要求，剝殼率達95%以上所以鮮大豆莢的剝殼軋輥間要求為小間隙，其值以鮮大豆莢厚度的ll015為宜從剝殼效率及實現工藝考慮，選擇小間隙軋輥擠壓的方案。分析小間隙軋輥擠壓的運動可知，影響雙軋輥剝殼機構剝殼率和破損率的影響因素有：軋輥間隙、豆莢喂入方向、軋輥直徑、雙輥軸線平面傾角、軋輥轉速等。由試驗結果表明剝殼率很高，接近100% ，可認為基本上不受三因素的影響，而破損率隨輥徑減小、轉速增高和傾角減小而減小。 即采用高的轉速、小的輥徑和傾角?？梢垣@得較低的破損率。通過對已有的理論分析結果表明：輥徑對破損率影響很顯著，傾角顯著，轉速不顯著。針對于這三方面對剝殼程度的不同影響，設計此剝殼機時把輥徑控制在70mm以下，為了保持南瓜籽能夠順利的下滑，參考相關資料，選擇軋輥軸線的平面傾角為20，同時為了最大程度的提高剝殼效率，采用無級變速裝置控制軋輥的轉數。表2-1 南瓜籽特性名稱數值長度 （L）13.985mm寬度 （B）8.906mm厚度 （T）0.785mm彎曲半輕（r)15.115mm重心(C)距頂端12.050mm偏距(e)1.4433mm摩擦角()2335摩擦系數()0.473極限拉伸力(P)38.024N屈服極限()1.753N/極限彎曲力(W)45.835N極限擠壓力(Q)5.953N2.2 機構組成由上述方案可將整個剝殼機設計成三部分機構，即：傳動系統和機架總成部分，軸輥剝殼部分，清選部分。從機械裝配方面考慮，可將軸輥剝殼部分和傳動系統部分設計成一體，清選系統部分為另一體，為了保持整個裝置在剝殼過程中保持穩(wěn)定，不發(fā)生因振動而影響了剝殼效率，將兩部分固定于同一平臺，。設計剝殼機結構如圖2-1所示：圖 2-1 脫殼機結構示意圖第3章 南瓜籽脫皮機部分設計3.1 剝殼軋輥與滾花的設計對南瓜籽因擠壓作用而實現剝殼的主要部件為軋輥與滾花。為探求合適的輥徑，參考盧盛超的鮮大豆剝殼元件的試驗研究，其在不考慮軋輥間隙、豆莢喂入方向、軋輥直徑、軋輥軸線平面傾角、軋輥轉速等因素間的交互作用的情況下，得出軋輥直徑、軋輥軸線平面傾角、軋輥轉速三者的最優(yōu)組合分別為40、37.5mm和60r/min。由于傾角對破損率影響不很顯著， 且傾角過小則豆莢喂入困難，為了使南瓜籽在軋輥上充分的和軋輥接觸，故取傾角為20。轉速取60rmin40rmin，同時考慮到在較大規(guī)模的剝殼需要和不同品質南瓜籽間對最優(yōu)速度的不同，因此轉速取在60r/min到460r/min之間；軋輥間距根據南瓜籽的特性設計為可調在0.7mm之間1.5mm。輥徑根據所選的傳動用電焊鋼管及附著在其上的橡膠可以達到67.5mm，雖然較最優(yōu)組合中輥徑大，但從已有的理論分析看出，此范圍內不同輥徑所造成的破損率相差不大， 且較小的輥徑會出現咬入困難的現象，同時考慮到安裝軋輥上安裝齒輪，軸套和軋輥質量不能太大的需要，因此取這個值。3.1.1 南瓜籽進入工作區(qū)受力分析圖3-1 南瓜籽進入工作區(qū)受力分析圖在兩軋輥相對旋轉、轉速相同的條件下，南瓜籽進入兩輥之間被夾住時受到的正壓力與、摩擦力與的作用，接觸點和為起扎點，其與輥中心的連接構成角與，與成為起扎角。此時=，=，=，其受力圖如圖3-1。 (3.1) (3.2) = (3.3)式中 、 膠輥與清南瓜籽的摩擦系數及摩擦角。要是南瓜籽進入軋輥工作區(qū)，必須滿足下列條件： (3.4) (3.5)3.1.2 剝殼過程的分析因為兩軋輥的速度相等，則=，=。與的合力為，與的合力為。與分別沿x、y軸分解為、。=，兩力方向相反，作用在同一直線，使南瓜籽受到擠壓，但沒有剝殼作用。=，二力方向相同，只能使南瓜籽進入軋輥扎區(qū)，也不能剝殼力。在南瓜籽是單層進入剝殼區(qū)時，南瓜籽剝殼機的生產率可用下式計算（黃和祥，2005） (3.6)式中Q=生產率（kg/h）南瓜籽的平均速度，（、為剝殼兩軋輥的線速度）b軋輥長度（m）；南瓜籽長度；南瓜籽寬度；南瓜籽入輥的連續(xù)性系數，一般為0.5；南瓜籽入輥的充滿系數，可取0.70.8；剝殼率（%）；物料密度（kg/m3）；剝殼軋輥設計成3組，為了增強夾持力每組軋輥上布滿帶一定斜度的滾花，滾花之間的距離為1mm，每個滾花其沿軸線方向的為1.5mm，采用邵氏硬度為6065的橡膠包裹于鋼管外層（查爾斯.A.哈博，2004），這樣對南瓜籽在剝殼過程中的夾持更有力，從而保證南瓜籽能被充分擠壓剝殼；在分布上采用內凹的同向滾花，并且兩軋輥上在夾持時滾花是相對應的，以保證南瓜籽能進入軋輥工作區(qū)，即，。為了最大程度的適應不同幾何尺寸南瓜籽剝殼的需要，將剝殼軋輥間距設計為可調的。通過蝸輪和蝸桿裝置調節(jié)和可調軋輥的軸承座相連的帶細螺紋的長桿，同時調節(jié)三組軋輥各自的間距。本設計中調節(jié)軋輥間距裝置采用雙向調節(jié)，通過操作分布于軋輥兩端的調節(jié)裝置對剝殼間距進行調節(jié)。3.2 南瓜籽分選機部分電機及動力傳動設計3.2.1 電機選定此設計主要針對于南瓜籽剝殼機，根據剝殼機的電動機的功率分配比的特點，結合電動機的工作特性，我們可以選擇主電動機為額定轉速2840 r/min額定功率為1.5 kW的三相異步電動機，振動振動篩電動機為額定轉速2825r/min額定功率為0.75 kW的三相異步電動機。3.2.2 V帶輪的設計 此部分的動力傳動比為i=1，傳送要求在此傳動比情況下能平穩(wěn)傳動，且能滿足一定的動載荷，考慮帶傳動以標準化且具有結構簡單、造價低廉以及緩沖吸振等特點，可以采用此種傳動形式中的V帶傳動。V帶設計如下：1.所傳送的計算功率=，參考工作條件：載荷變動較大，軟起動，每天工作小時數為1016h。故工況系數取1.4，傳遞的額定功率P即為所選電動機的額定功率1.1kW，于是=1.41.1 = 1.5kW。2.根據計算功率和小帶輪轉速（即為電動機額定轉速2825rpm）選定帶型為普通V帶B型。3.確定帶輪的基準直徑和。(1)初選小帶輪的基準直徑為125mm。(2)驗算帶的速度。由= 18.48 m/s，對于普通V帶5m/s18.48m/s=30 m/s，并且也接近于=20m/s，因此是比較合適的。(3)計算從動輪基準直徑。由傳動比i=1，故= i =125mm。(4)確定中心距和帶的基準長度。根據傳動的結構需要初定中心距，由0.7（+）2（+），取=425mm。帶基準長度=2+（+）+=1242 mm，取=1250mm，則實際中心距=+ =429mm?？紤]安裝調整和補償預緊力的需要，中心距變動范圍為： =- 0.015=447.75mm (3.7) =+ 0.015=410.25mm (3.8)(5)驗算主動輪上的包角。=180- 57.5=180120，故是合適的。(6)確定帶的根數為z， z = (3.9)式中包角系數，查表取0.95；長度系數，查表取1.13； 單根V帶的額定功率，取4.5； 單根V帶的增量，取0.38。算得z =0.93，故取z =1。(7)確定帶的預緊力。 = 500=471.55N。 (3.10)(8)帶傳動作用在軸上的力（壓軸力）。 = 2zsin=620.19N。 (3.11)帶輪的材料選擇HT150鑄鐵，其基準直徑為=429mm3dmm，采用實心式；對電機上主動輪，因其基準直徑也為=429mm，因此也選實心式。3.2.3 軸的結構設計及計算1.初選最小直徑。軸的扭轉強度條件為： (3.12) 式中 扭轉切應力，單位為MPa；T 軸所受的扭矩，單位為Nmm；軸所受的扭轉截面系數，單位為mm；n 軸的轉速，單位為r/min；P 軸傳遞的功率，單位為kW；d 計算截面處軸的直徑，單位為mm；許用扭轉切應力，單位為MPa；以上公式所要用到的數據中和所選材料有關，現在確定材料為45鋼，調質處理，查閱相關資料得到45鋼的許用扭轉切應力為2545，現在取30。由上式可得軸的直徑 =26.89mm (3.13)由于軸上開有鍵槽，故應增大軸徑以考慮鍵槽對軸的強度的削弱，可以將軸徑圓整為標準直徑30。2.裝配方案。如圖3-2所示：1、3處安裝軸承，此處軸徑d =35mm；5處安裝與軋輥帶連接和電機帶連接的帶輪，此處軸徑d =30mm；4處安裝齒輪，此處軸徑d =32mm；2處安裝軋輥，此處軸徑d = 63.5mm；3.結構設計。1，3處軸長度由軸套確定，L= 23mm；2處軸長度由軋輥確定，L= 1200mm；4處軸長度由齒輪確定，L= 60mm；5處軸長度由帶輪確定，L= 56mm；其余軸段由整體結構定。圖3-2 軸說明圖4.按彎扭合成強度條件較核。(1)軸的功率P，轉速n，轉矩TP=1.1kW， n = 60r/min ， T252.2Nm(2)軋輥上的力軋輥徑向受力主要為齒輪運動時所產生的力；齒輪的運動對軋輥也產生軸向力，但由于與水平成一定傾角的檔塊支撐，其所產生的沿軸向的反作用分力，抵消了此軸向力，故整體上傳動軸軸向受力為0。于是：切向力=6554N；徑向力：=2385.46N；軸向力；=0N；(3)帶輪上的力帶輪5上壓軸力：N；（4）計算支反力H平面支反力=0 (3.14) =0 (3.15)解得：=6898.73N，=-344.73N (負號表示方向相反)V平面支反力 解得：=2472.20N，=2832.77N其中：1285.20mm， =67.60mm， =64.03mm(5)求彎矩，畫彎矩圖：H平面與V平面的彎矩圖分別如圖3-3所示： =-443046.40Nmm (3.16)=3117707.87Nmm (3.17)=181382.26Nmm (3.18)=181449.86Nmm (3.19)總彎矩：=681000Nmm (3.20)(6)校核 =21195 (3.21) =32.91MPa60MPa (3.22)式中折合系數。這里，由于扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，取為0.6； 軸的抗彎截面系數；d軸直徑；b軸上鍵槽寬度；t軸上鍵槽深度；彎曲應力滿足要求，所以安全。由于軸的受力情況與結構決定了其強度和剛度將遠高于其工作要求，故不需要對軸進行精確校核。 圖3-3 軸的載荷分布圖3.2.4軸套的設計由于剝殼軋輥的轉數不大、輕載，因此根據剝殼軋輥的直徑配備選用結構簡單的軸套。選用代號Q/ZB84.5.3.2.5斜齒輪的設計(1) 選擇材料和精度等級考慮到軋輥的轉速和功率不是很高，對傳動的精度要求不是很高，故大、小齒輪均采用45鋼，調質處理，硬度HB=229286，取其平均值240HB，精度等級7級精度。(2) 初步估計小齒輪直徑按齒面接觸強度初步估計小齒輪分度圓直徑。由機械設計圖10-13，查得區(qū)域系數=2.433。試選載荷系數=1.6。由機械設計圖10-26查得=0.78，=0.87，則=+=1.65。計算小齒輪傳遞的轉矩=N.mm。查表10-7選取齒寬系數=1。查表10-6查得材料的彈性影響系數=189.8。由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限=600MPa；大齒輪的接觸疲勞強度極限=550MPa； 由圖10-19查得接觸疲勞強度壽命系數=0.90；=0.95；計算接觸疲勞許用應力，由式（10-12）得=0.9600MPa=540MPa (3.23)=0.95550MPa=522.5MPa (3.24)可知 =531.25MPa (3.25)由式得 =54.36mm (3.26)初步定為=55.93mm(3) 確定基本參數 初定模數m=2mm，選取螺旋角=14，可得=27.12。取=27，則=1.4427=39(4)確定傳動主要尺寸大齒輪直徑為，=（392）/0.97=80.4mm中心距a，a=（+）/2=(55.93+80.4)/2=68.165mm齒寬b，b=155.93mm=55.93mm；圓整后取=60mm(5) 齒輪的強度計算由非標準設備設計手冊查得圓柱齒輪的強度計算公式(岑軍健等，1984)=2.01411.346mm，因為A=67.5mm，齒輪可以合理選用。式中A兩齒輪中心距（毫米）； 傳動比； 小齒輪所傳遞的扭距（公斤.厘米）K齒輪系數，查表11-5-2； 許用接觸應力，查表11-5-3；=b/A齒寬系數（b為齒寬），對滑動變速齒輪，可取=0.10.2；許用彎曲應力，見表11-5-3；第4章 螺旋上料機構設計4.1電動機的選擇4.1.1電動機類型和結構的選擇選擇Y系列三相異步電動機，此系列電動機屬于一般用途的全封閉自扇冷電動機，其結構簡單，工作可靠，價格低廉，維護方便，適用于不易燃，不易爆，無腐蝕性氣體和無特殊要求的機械。 4.1.2電動機容量選擇電動機所需工作功率為： PdPW/a(kw) (4.1)由電動機至輸送機的傳動總效率為： 總=245 (4.2)式中1聯軸器1；2滾動軸承（一對）； 3圓柱直齒輪傳動；4聯軸器2；5圓錐齒輪傳動的傳動效率；取=0.99，0.99，0.97，.9、50.93則：總=0.990.9940.970.990.93 =0.85所以：電機所需的工作功率：Pd=/總 (4.3) =4.5/ 0.85 =5.3 (kw)4.1.3確定電動機轉速輸送機工作軸轉速為：n（1-5%）（1+5%）90r/min 85.594.5 r/min根據機械設計課程設計10表2-3推薦的傳動比合理范圍，取圓柱齒輪傳動一級減速器傳動比范圍=36。取開式圓錐齒輪傳動的傳動比=23 。則總傳動比理論范圍為：a =618。故電動機轉速的可選范為 Nd=a nw (4.4)=(618)90 =5401620 r/min則符合這一范圍的同步轉速有：750、1000和1500r/min根據容量和轉速，由相關手冊查出三種適用的電動機型號：（如下表）表4-1 電動機型號方案電動機型號額定功率電動機轉速 (r/min)電動機重量(N)參考價格傳動裝置傳動比同步轉速滿載轉速總傳動比V帶傳動減速器1Y132S-45.515001440650120018.6 3.5 5.322Y132M2-65.51000960800150012.4 2.8 4.443Y160M2-85.5750720124021009.31 2.5 3.72綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、價格和圓錐齒輪帶傳動、減速器傳動比，可見第2方案比較適合。此選定電動機型號為Y132M2-6，其主要性能：表4-2電動機Y132M2-6性能中心高H外形尺寸L(AC/2+AD)HD底角安裝尺寸 AB地腳螺栓孔直徑 K軸 伸 尺 寸DE裝鍵部位尺寸 FGD1325203453152161781228801041電動機主要外形和安裝尺寸圖4-1電動機外形和安裝尺寸圖4.2計算傳動裝置的運動和動力參數4.2.1可得傳動裝置總傳動比為 ia= nm/ n （4.4）=960/90=10.67總傳動比等于各傳動比的乘積分配傳動裝置傳動比ia=i0i （4.5）式中i0開式圓錐齒輪傳動i減速器的傳動比4.2.2分配各級傳動裝置傳動比因為： iai0I （4.6）所以： iiai0 （4.7）10.67/33.564.3傳動裝置的運動和動力設計將傳動裝置各軸由高速至低速依次定為軸，軸，.以及i0，i1，為相鄰兩軸間的傳動比01，12，為相鄰兩軸的傳動效率P，P，為各軸的輸入功率 （kW）T，T，為各軸的輸入轉矩 （Nm）n，n，為各軸的輸入轉矩 （r/min）可按電動機軸至工作運動傳遞路線推算，得到各軸的運動和動力參數圖4-2螺旋輸送機4.3.1運動參數及動力參數的計算（1）計算各軸的轉速：軸：n= nm=960（r/min）軸：n= n/ i=960/3.56=269.66r/min軸：n= n 螺旋輸送機：nIV= n/i 0=269.66/3=89.89 r/min（2）計算 P=Pd01 =Pd1 （4.8）=5.30.99=5.247（kW）軸： P= P12= P23 （4.9） =5.2470.990.97=5.04（kW）軸： P=P23= P24 （4.10） =5.040.990.99=4.94（kW） 螺旋輸送機軸： PIV= P25=4.54（kW） （4.11）（3）計算各軸的輸入轉矩：電動機軸輸出轉矩為： Td=9550Pd/nm=95505.3/960 （4.12）=52.72 Nm軸： T= Td01= Td1 （4.13）=52.720.99=52.2 Nm 軸： T= Ti12= Ti2 （4.14） =52.23.560.990.97=178.45NmIII軸： T= T24 （4.15）=174.9 Nm螺旋輸送機軸： TIV=Ti025 （4.16）=483.1Nm（4）計算各軸的輸出功率：由于軸的輸出功率分別為輸入功率乘以軸承效率：故：P=P軸承=5.2470.99=5.2kWP= P軸承=5.040.99=5.0kWP = P軸承=4.940.99=4.9kW（5）計算各軸的輸出轉矩：由于軸的輸出功率分別為輸入功率乘以軸承效率：則：T= T軸承=52.20.99=51.68 NmT = T軸承=178.450.99= 176.67NmT = T軸承=174.90.99= 173.15Nm第5章 振動篩的設計5.1 振動篩機構的設計通過對金屬編織篩(網)、棉織物篩(網)、圓孔、長孔沖制篩等多種氣流篩進行比較，物料雖然有上下分層，但輕質、重質物料雙向差速分離不明顯，即達不到理想的分選效果，效率低，經過仔細觀察分析認為若想達到理想的速度差，必須給下層物料及浮在上表面的輕雜質施以外力，增加其它結構太繁鎖，效果也不一定好，理想的方式就是從篩面孔型入手。經過對各種篩形比較，最后選擇了振動篩。它對下層物料，不僅施以摩擦力，而且還增加一個上推動力。如此形成了重輕物料的雙向差速快速分離，同時，豆粒和雜余（豆殼或未剝凈豆莢）在沿篩面向上移動的過程中，豆粒逐漸因為子粒較小，就通過篩孔落入箱中，雜余則最終從上方排出。在通過試驗振動篩孔開孔傾角對差速分離影響較大，15不如30效果好，30不如60效果明顯，75時效果不如60，最后確定為60（王艷豐等，2004）。振動篩開度越大，豆粒損失率越低，但清潔度也越低，在滿足清潔度的要求下，應增大振動篩開度。參考小麥、谷粒和玉米等作物在關于振動篩開度的選擇和南瓜籽子粒的尺寸特性，開啟高度取12mm (見圖6-1)，開孔率13%20%，本設計采用其中間范圍的值16%。（尹文慶， H.D.Kutzbach2，P.Wacker，2002）圖5-1 振動篩孔型圖5.2 振動篩機構運動分析5.2.1篩體運動分析圖6-2為振動篩振動機構簡圖。曲柄中心O與連桿在篩體上的鉸接點C的連線，即篩子的振動方向， 其與水平的夾角叫振動方向角。篩面MN與水平面的夾角為篩面傾角。OA為曲柄(OA=r)。連桿，BF/DE 且BFDE， ， 則分選篩各點的運動軌跡均相同，近似認為篩子是作振幅為2r的簡諧直線運動。圖5-2 振動篩機構簡圖篩面的相對運動以沿篩面向上為正，則振動篩運動可用下式表示：位移x，速度和加速度分別為（沈在春等，1993） （5.1） （5.2） （5.3）式中r曲柄半徑；曲柄角速度；t時間。5.2.2被篩物受力和分析物料在篩面上的運動是很復雜的，為簡單起見不考慮籽粒的群體，而以單粒為對象做如下分析。由于分選篩選用的篩面是振動篩，物料在篩片上有滑行和跳躍，當物料處于振動孔位置時(如圖6-3)， 對于物料既是特殊的，又是普遍的現象。其特殊性是因為子粒在此處要掉落篩孔，只有飽滿物料才能到達此處，同時雜余和未篩出的豆粒要繼續(xù)上行必須躍過振動孔；而其普遍性是雜余和子粒均經歷多次，才能達到上方排出，經過下一次的篩選。因此把這一位置的雜余和子粒作為受力分析的對象當曲柄AO位于、象限時，加速度為正值，慣性力為負值，方向沿x軸向左，被篩物有沿篩面向前滑的趨勢。當曲柄AO位于、象限時，加速度為負值，慣性力為正值，方向沿x軸向右，被篩物有沿篩面向后滑的趨勢。當被篩物沿篩面滑動時，作用在被篩物上力量，除重力mg外，還有篩面的法向反力N、摩擦力F和作用于被篩物的氣流力。當分析被篩物沿篩面的相對運動時，可根據動態(tài)靜力分析方法，將被篩物的慣性力I加于被篩物上，和作用在被篩物上的力一起考慮。這樣， 只有當這5個力達到平衡時，被篩物才有沿篩面滑動的可能。受力分析如下圖7：（王艷豐等，2004） （5.4） （5.5）式中f摩擦系數；摩擦角；作用于被篩物的氣流力；魚眼篩開孔角度；篩面與水平面夾角；振動方向角；k阻力系數；空氣密度；A被篩物在垂直于相對速度方向上的最大截面積；v被篩物對氣流的相對速度。圖5-3 被篩物沿篩面后滑時的受力情況圖5-4 被篩物沿篩面前滑時的受力情況在振動篩工作臺面上，要求雜余和沒被篩處的南瓜籽產生向后滑移兼有向后上方跳起的運動，振動篩孔本身結構防止重質物料向前滑移，從而使物料保持向后運動而不停留在篩面上。被篩物沿篩面后滑的極限條件為 （5.6）法向反力： (5.7)將I和F值代入后得： (5.8)整理上式得 (5.9) 因為欲使被篩物向后滑動， 必須 (5.10) 被篩物沿篩面向前滑的條件為 (5.11)法向反力： (5.12)將I和F值代入簡化后得 (5.13)當慣性力沿x軸向右時，篩子對被篩物的法向反力為 (5.14) 當增至某一值時N =0， 被篩物將拋離篩面。所以被篩物拋離的條為： (5.14) 結 論1.設計南瓜籽剝殼機械的主要性能結構參數如表6-1：表6-1 南瓜籽剝殼機械的主要性能結構參數生產量:/h200600軋輥轉速：60460rpm軋輥直徑：63.5mm軋輥的扎距:0.71.5mm軋輥傾斜角：20剝殼部分功率：大約1.1kW篩選部分功率：大約0.75kW2.對剝殼效果影響較大的軋輥與滾花的結構設計中，軋輥直徑大小要考慮到齒輪，軸套等傳動裝置的安裝問題，同時還要考慮到軋輥直徑的大小對南瓜籽的夾持所產生的影響。為了使整個剝殼機械的重量不至于過于笨重，選用傳動用的焊接鋼管作為軋輥。在盡可能的使軋輥直徑，軋輥轉速和傾斜角保持理論實驗得到的最優(yōu)的組合下，通過對軋輥剝殼的運動分析，對南瓜籽進入軋輥的剝殼工作區(qū)的條件進行分析。最終確定軋輥。3.蝸桿傳動調節(jié)軋距裝置單極傳動便可獲得很高的傳動比，這對于同時調節(jié)三組軋輥的剝殼軋距，降低工作量，同時采用的絲桿裝置，其傳功精度較高，解決了軋距在幾毫米之間調節(jié)出現的誤差問題。4.無極變速裝置的選用，可以較好的調節(jié)軋輥轉速，對于滿足不同特性的南瓜籽剝殼和調節(jié)剝殼效率，降低破碎率等方面有一定的保證。采用的V帶傳動，可通過人工的調整選擇一組，兩組或三組軋輥進行剝殼，同時通過進料口的插板和分流作用的三角架調節(jié)南瓜籽的進料量，雖然會有一定的勞動量，但對于保持機械的充分利用和剝殼效率的提高都有著更為現實的作用。5.振動篩要求籽粒和雜余能沿篩面向上滑動，當傾角增大時，籽粒雜余向上移動速度較小，料層加厚，篩選質量下降；當傾角過小時，物料移動速度加快，物料在篩面上分布不均勻。相對密度大的物料，沿篩面向上運動是篩選的必要條件，為了使相對密度大的物料沿工作臺面向高端移動，工作臺可以具有較大的振動方向角。振動方向角過大，籽粒在篩面上產生跳動，物料分布不均勻；如振動方向角小于20，則籽物料移動速度低，料層較厚，篩選質量下降。致 謝光陰似箭，日月如梭，不知不覺中我已在哈爾濱華德學院度過了美好的四年大學時光，在這四年的學習生活中，在老師和同學們的關懷和幫助下，我豐富了知識、擴大了視野、提高了能力，為今后的學習與在社會中的工作能力與發(fā)展奠定了良好的基礎。 在此我首先要特別的感謝我的畢業(yè)設計老師，王杰老師，他們給予了我無私教誨與細心的指導，幾位導員和畢業(yè)導師嚴謹的治學態(tài)度和淵博的專業(yè)知識深深的感染著我，他們給予我的教導我將深深的牢記。同時，感謝所有教導過、關心過、幫助過我的哈爾濱華德學授們，是他們使我有更多的機會嘗試著站在理論和