花生脫殼機(jī)的設(shè)計(jì)及運(yùn)動(dòng)仿真【三維PROE建模】【含16張CAD圖紙】

花生脫殼機(jī)的設(shè)計(jì)及運(yùn)動(dòng)仿真【三維PROE建?！俊竞?6張CAD圖紙】,三維PROE建模,花生,脫殼,設(shè)計(jì),運(yùn)動(dòng),仿真,三維,proe,建模,16,cad,圖紙 摘要 花生脫殼機(jī)是將花生莢果去掉外殼而得到花生仁的場(chǎng)上作業(yè)機(jī)械，由于花生本身的生理特點(diǎn)決定了花生脫殼不能與花生的田間收獲一起進(jìn)行聯(lián)合作業(yè)，而只能在花生莢果的含水率降到一定程度后才能進(jìn)行脫殼。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。本文先完成了差速輥對(duì)滾方式的脫殼機(jī)的總體設(shè)計(jì)并盡可能的進(jìn)行機(jī)構(gòu)簡(jiǎn)化，通過對(duì)脫殼、清洗動(dòng)作的研究、分解，確定了機(jī)器的運(yùn)動(dòng)形式和要求，執(zhí)行機(jī)構(gòu)進(jìn)行回轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)，機(jī)構(gòu)之間采用齒輪傳動(dòng)，以此為基礎(chǔ)設(shè)計(jì)了傳動(dòng)方案。為驗(yàn)證設(shè)計(jì)理論的合理性，利用三維建模軟件Pro/ENGINEER建立了該傳動(dòng)系統(tǒng)的三維實(shí)體模型，對(duì)傳動(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì)進(jìn)行驗(yàn)證和實(shí)現(xiàn)，通過三維模型可更直觀的了解系統(tǒng)的裝配關(guān)系以及整機(jī)尺寸等參數(shù)，為設(shè)計(jì)提供參考。 關(guān)鍵詞：花生； 脫殼機(jī)； 差速對(duì)輥； 三維建模； 傳動(dòng)設(shè)計(jì)  Abstract Peanut shelling machine peanut pod is obtained by removing the shell peanuts in field operating machinery due to their physiological characteristics of peanut peanut sheller decided not to conduct joint operations with the peanut harvest field , but only water in peanut pods shelling rate dropped to a certain extent . Through high-speed rotation of the body , the peanut shell off , and keep the peanut complete machine . This article first complete the overall design of the roll- way differential speed roll sheller and simplify the organization as much as possible , through the shelling, cleaning action research , decomposition, and requirements to determine the form of exercise machines , rotary actuators conduct between the use of gear movement , institution , as a basis for the design of the transmission scheme . To verify the reasonableness of the design theory , the use of three-dimensional modeling software Pro / ENGINEER to establish a three-dimensional solid model of the drive system , the drive system to validate the design and implementation of a three-dimensional model by fitting the relationship can be more intuitive understanding of the system and the machine size and other parameters to provide a reference design . Keywords : peanut ; sheller ; differential roll ; dimensional modeling ; drive design  目錄 第一章 前言 4 （一） 花生脫殼機(jī)的介紹及方案 4 1.1花生脫殼機(jī)的背景 4 1.2 國內(nèi)發(fā)展?fàn)顩r 4 1.3 研究的意義 5 1.4 論文研究主要內(nèi)容 5 第二章 花生脫殼機(jī)設(shè)計(jì)分析 6 （一）參數(shù)設(shè)定及工作原理 6 2.1 設(shè)計(jì)要求 6 2.2 功能分解 6 2.3 工作原理 6 2.4 工作流程圖 7 第三章 執(zhí)行功能方案設(shè)計(jì) 7 （一）總體方案擬定 7 3.1 擠壓和撕搓方案選擇 7 3.2 總體方案設(shè)計(jì) 9 3.3最終方案PROE裝配圖 10 第四章 總體設(shè)計(jì)計(jì)算 10 （一）動(dòng)力部分的設(shè)計(jì) 10 4.1材料分析及選擇 10 4.2 原動(dòng)機(jī)選擇 11 4.3電動(dòng)機(jī)帶輪與快輥傳動(dòng)設(shè)計(jì) 13 4.4電動(dòng)機(jī)帶輪與慢輥帶輪傳動(dòng)設(shè)計(jì) 17 4.5換向齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì) 19 4.6清選裝置設(shè)計(jì) 24 4.7軸的設(shè)計(jì) 28 4.8慢速輥軸設(shè)計(jì) 32 4.9換向齒輪軸設(shè)計(jì) 35 4.10軸承校核與潤(rùn)滑 40 4.11鍵校核 40 第五章 花生脫殼機(jī)的PROE建模及其仿真 41 （一）Pro/Enginee建模 41 5.1 Pro/Engineer簡(jiǎn)介 41 5.2重要零部件的三維造型 42 5.3 裝配圖 47 5.4 運(yùn)動(dòng)仿真 48 第6章 設(shè)計(jì)小結(jié) 51 致 謝 52 參考文獻(xiàn) 53 第一章 前言 （一） 花生脫殼機(jī)的介紹及方案 1.1花生脫殼機(jī)的背景 花生在制取油脂、制取花生蛋白、生產(chǎn)花生儀器以及在花生貿(mào)易出口時(shí)，都需要對(duì)花生進(jìn)行預(yù)處理加工?；ㄉ念A(yù)處理主要包括花生的剝殼和分級(jí)、破碎、軋胚和蒸炒等。 花生在加工或作為出口商品時(shí)，需要進(jìn)行剝殼加工?；ㄉ谥迫∮椭瑫r(shí)，剝殼的目的是為了提高出油率， 提高毛油和餅粕的質(zhì)量，利于軋胚等后續(xù)工序的進(jìn)行和皮殼的綜合利用。傳統(tǒng)的剝殼為人力手工剝殼，手工剝殼不僅手指易疲勞、受傷，而且工效很低，所以花生產(chǎn)區(qū)廣大農(nóng)民迫切要求用機(jī)器來代替手工剝殼?；ㄉ鷦儦C(jī)的誕生在很大程度上改變了這種局面，使花生產(chǎn)區(qū)的農(nóng)民不必再采用最原始的剝殼方法進(jìn)行剝殼，從而大大地減輕了農(nóng)民的體力勞動(dòng)，同時(shí)還提高了花生剝殼的效率。 花生脫殼機(jī)是將花生莢果去掉外殼而得到花生仁的場(chǎng)上作業(yè)機(jī)械。由于花生本身的生理特點(diǎn)決定了花生脫殼不能與花生的田間收獲一起進(jìn)行聯(lián)合作業(yè)，而只能在花生莢果的含水率降到一定程度后才能進(jìn)行脫殼。隨著花生種植業(yè)的不斷發(fā)展，花生手工脫殼已無法滿足高效生產(chǎn)的要求，實(shí)行脫殼機(jī)械化迫在眉睫。 1.2 國內(nèi)發(fā)展?fàn)顩r 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(技術(shù)參數(shù)見附表)，其作業(yè)效率為人工作業(yè)效率的2O～60倍以上。錦州俏牌集團(tuán)生產(chǎn)的TFHS1500型花生除雜脫殼分選機(jī)組一次能實(shí)現(xiàn)花生原料的脫殼、除皮、分選，是一種比較先進(jìn)的花生后期生產(chǎn)機(jī)械。6BK一22型花生脫殼機(jī)是一種一次喂料就可完成花生脫殼工作的機(jī)械，經(jīng)風(fēng)力初選、風(fēng)扇振動(dòng)、分層分離、復(fù)脫清選分級(jí)后的花生仁可直接裝袋入庫。6BH一1800型花生脫殼機(jī)械采用了三軋輥混合脫殼結(jié)構(gòu)，能夠進(jìn)行二次脫殼。而隨著我國花生產(chǎn)業(yè)的進(jìn)一步調(diào)整，花生產(chǎn)量逐年增加，花生的機(jī)械化脫殼程度將大幅提高，花生脫殼機(jī)械將擁有廣闊的發(fā)展前景。 1.3 研究的意義 花生在制取油脂、制取花生蛋白、生產(chǎn)花生儀器以及在花生貿(mào)易出口時(shí)，都需要對(duì)花生進(jìn)行預(yù)處理加工?；ㄉ念A(yù)處理主要包括花生的剝殼和分級(jí)、破碎、軋胚和蒸炒等。 花生生產(chǎn)機(jī)械化是農(nóng)業(yè)現(xiàn)代化的重要組成部分，是農(nóng)業(yè)和農(nóng)村經(jīng)濟(jì)持續(xù)快速發(fā)展的重要保證，近年來，花生機(jī)械裝備總量不斷穩(wěn)步增長(zhǎng)，作業(yè)水平進(jìn)一步提高，社會(huì)化服務(wù)規(guī)模不斷擴(kuò)大，雖然目前花生脫殼機(jī)械化水平較高，但是多應(yīng)用于經(jīng)濟(jì)發(fā)達(dá)地區(qū)與示范推廣區(qū)，并且小型機(jī)械多、大型機(jī)械少，低檔機(jī)械多、高性能機(jī)械少。在一些地區(qū)，用作種子和特殊用途的花生仁仍采用傳統(tǒng)的手工剝殼，勞動(dòng)生產(chǎn)率低，區(qū)域性發(fā)展不平衡。進(jìn)入21世紀(jì)，我國花生生產(chǎn)機(jī)械化開始了新的發(fā)展階段，農(nóng)業(yè)結(jié)構(gòu)調(diào)整發(fā)生了新的變化，也對(duì)花生機(jī)械的發(fā)展產(chǎn)生了積極而深遠(yuǎn)的影響，不僅拉動(dòng)了新的有效需求，而且構(gòu)筑了適合花生生產(chǎn)機(jī)械化發(fā)展的新舞臺(tái)，為花生生產(chǎn)機(jī)械化真正成為農(nóng)村經(jīng)濟(jì)發(fā)展的推動(dòng)器提供了廣闊的市場(chǎng)發(fā)展條件。在一些地區(qū)推進(jìn)花生生產(chǎn)機(jī)械化的過程中，相繼出臺(tái)了鼓勵(lì)和扶持農(nóng)民購買花生機(jī)械、開展花生機(jī)械作業(yè)服務(wù)的優(yōu)惠政策和措施，調(diào)動(dòng)了農(nóng)民購買花生機(jī)械的積極性，形成了新的市場(chǎng)需求。隨著花生種植業(yè)的不斷發(fā)展，國內(nèi)外對(duì)花生深加工產(chǎn)品的需求不斷增大，提高花生脫殼機(jī)械化作業(yè)水平成為必然?；ㄉ摎C(jī)在提高勞動(dòng)生產(chǎn)率，減輕勞動(dòng)強(qiáng)度方面起到了積極的作用，促進(jìn)了花生加工業(yè)的科技進(jìn)步，為花生脫殼機(jī)械的發(fā)展提供了空間。 1.4 論文研究主要內(nèi)容 本課題研究是以花生脫殼機(jī)傳動(dòng)系統(tǒng)為研究對(duì)象，最先完成了花生脫殼機(jī)的總體設(shè)計(jì)，闡述了設(shè)計(jì)的過程和方案的比較選擇。設(shè)計(jì)出結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、成本低、維修簡(jiǎn)單方便的卷棉機(jī)。利用Pro/e軟件設(shè)計(jì)零件實(shí)體模型，建立花生脫殼器傳動(dòng)系統(tǒng)三維實(shí)體模型，并生成二維圖。 1.主要從以下幾個(gè)方面入手： 1）根據(jù)脫殼機(jī)功能要求，分解運(yùn)動(dòng)； 2）對(duì)擠壓、撕搓、清洗三個(gè)功能的機(jī)構(gòu)的方案選擇； 3）機(jī)械運(yùn)動(dòng)參數(shù)計(jì)算，包括機(jī)械傳動(dòng)系統(tǒng)和執(zhí)行機(jī)構(gòu)進(jìn)行運(yùn)動(dòng)尺寸計(jì)算； 4）根據(jù)脫殼機(jī)整體布局，設(shè)計(jì)傳動(dòng)路線和方案； 5）畫出方案示意圖； 6）利用三維建模軟件Pro/ENGINEER建立設(shè)計(jì)的三維實(shí)體模型； 7）完成零件圖，裝配圖； 8）總結(jié)。 2.研究中所要突破的難題是: 1)結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單化； 2)零件尺寸的計(jì)算確定； 3)建立準(zhǔn)確的三維模型，方便設(shè)計(jì)。 第二章 花生脫殼機(jī)設(shè)計(jì)分析 （一）參數(shù)設(shè)定及工作原理 2.1 設(shè)計(jì)要求 脫殼輥相關(guān)參數(shù) 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(zhǎng)度 l 420mm 脫殼最小間隙 lj 10mm 快慢輥速度差 v0 1.5m/s 2.2 功能分解 擠壓:慢速輥將花生帶入間隙進(jìn)行擠壓。 撕搓: 快速輥將受擠壓的花生高速旋轉(zhuǎn)進(jìn)行撕搓。 清洗:分離的花生和花生殼在振動(dòng)篩震動(dòng)和風(fēng)機(jī)吹氣作用下分離。 2.3 工作原理 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，使花生莢果通過間隙時(shí)受到輥的擠壓而破殼。莢果能否順利地進(jìn)入兩擠壓輥的間隙，取決于擠壓輥及與莢果接觸的情況。要使莢果在兩擠壓輥間被擠壓破殼，莢果首先必須被夾住，然后被卷入兩輥間隙。兩擠壓輥間的間隙大小是影響籽粒破損率和脫殼率高低的重要因素。 慢速輥 2.4 工作流程圖 快速輥 花生殼和花生 脫殼機(jī)功能 花生 振動(dòng)篩分離 風(fēng)機(jī) 圖2-2工作流程圖 第三章 執(zhí)行功能方案設(shè)計(jì) （一）總體方案擬定 3.1 擠壓和撕搓方案選擇 方案一：如圖3-1所示，最上面是料斗，料斗下方是脫殼箱集料斗可與脫殼箱設(shè)計(jì)為一個(gè)整體。在剝殼箱內(nèi)，花生必須經(jīng)過滾筒與機(jī)箱內(nèi)壁的撞擊和擠壓作用才能進(jìn)行剝殼，因此，將刮板設(shè)計(jì)置在剝殼箱內(nèi)?；ㄉ?jīng)過滾筒的撞擊和擠壓進(jìn)行剝殼后，要經(jīng)過位于脫殼箱底部的柵格，于是可以把柵格設(shè)計(jì)成一個(gè)半圓柵籠，將其固定在剝殼箱的下半箱內(nèi)?；ㄉ┻^柵格后經(jīng)過剝殼箱底部的出口往下落，在下落過程中，設(shè)計(jì)一個(gè)風(fēng)機(jī)的吹入口，其作用是將經(jīng)過剝殼的花生殼與花生仁進(jìn)行分離，重量稍重的不被風(fēng)吹走，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，通道的底部設(shè)計(jì)成一定角度。經(jīng)過分離的花生仁往下落，落入花生仁收集通道，將此通道與花生殼收集通道的底面設(shè)計(jì)成一個(gè)整體，這樣的設(shè)計(jì)可以讓被風(fēng)吹走的花生仁通過自身的重量往下回滾到花仁收集通道。 圖3-1 1-機(jī)箱 2-滾筒 方案優(yōu)點(diǎn)：結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、操作方便 缺點(diǎn)：脫殼效率低，顆粒較小的花生容易留在機(jī)箱內(nèi)部 方案二： 圖3-2 1-快速輥 2-輥軸 3-輥軸 4-慢速輥 如圖3-2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；而快速輥的轉(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。 方案優(yōu)點(diǎn)：利用本身的結(jié)構(gòu)特點(diǎn)實(shí)現(xiàn)旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)，結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，方便操作控制，傳送穩(wěn)定，準(zhǔn)確度較高，成本低。 通過比較，采用方案二結(jié)構(gòu)更為簡(jiǎn)單。 3.2 總體方案設(shè)計(jì) 如圖3-3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；而快速輥的轉(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的作用下做往復(fù)運(yùn)動(dòng)，較大的花生殼就被過濾掉，從振動(dòng)篩的左邊流走。較小的花生殼和花生米在下落過程中受到風(fēng)機(jī)10的作用，只要控制好送風(fēng)量，較小的花生殼和粉塵就被吹走，得到清潔的花生米。 1.電動(dòng)機(jī)皮帶輪 2.快速輥皮帶輪 3.快速輥 4.慢速輥皮帶輪 5、7.換向齒輪 6.慢速輥 8.振動(dòng)篩皮帶輪 9.振動(dòng)篩曲軸 10.清選風(fēng)機(jī) 11.振動(dòng)篩 圖3-3 花生脫殼機(jī)機(jī)構(gòu)簡(jiǎn)圖 3.3最終方案PROE裝配圖 3-4 Pro/e三維模型圖 第四章 總體設(shè)計(jì)計(jì)算 （一）動(dòng)力部分的設(shè)計(jì) 4.1材料分析及選擇 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：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。 托輥軸；由于受到彎矩、扭矩的作用，所有的軸均采用45鋼調(diào)質(zhì)處理。 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：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。 4.2 原動(dòng)機(jī)選擇 由第二節(jié)可以知道快輥和慢輥的轉(zhuǎn)速和各項(xiàng)尺寸設(shè)計(jì)參數(shù)。 無論輥的轉(zhuǎn)速如何，在兩輥之間的花生總是占據(jù)著一定的空間，那么這個(gè)空間所能夠容納花生的顆數(shù)也是一定的，這樣就可以估算兩個(gè)輥的受力情況?；ㄉ趦奢佒g的空間如圖4-1。 圖4-1 脫殼輥間花生占據(jù)的體積 花生所占用的體積 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) k=VVi=41990010125=42 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 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)[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4-1。 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 圖4-2 電動(dòng)機(jī)安裝尺寸及外形尺寸圖 表4-2尺寸數(shù)據(jù) 中心高 H 外型輪廓尺寸 安裝尺寸A×B 軸伸尺寸 D×E 裝鍵部位尺寸 F×G 160 L=600 AC=325 AD=255 HD=385 254×210 42×110 12×37 4.3電動(dòng)機(jī)帶輪與快輥傳動(dòng)設(shè)計(jì) 1）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 kA—工作情況系數(shù)，據(jù)書[3]表11.5，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 2）選用V帶型號(hào): 查書[3]圖11.15，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。 3）大、小帶輪直徑： D1帶輪的直徑由書[3]表11.6，取為125mm。D2帶輪直徑為 D2=1-εD1n1n2 ε —帶傳動(dòng)滑動(dòng)率，根據(jù)書[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。 4）求V帶基準(zhǔn)長(zhǎng)度Ld和中心距a D2帶輪的實(shí)際轉(zhuǎn)速 n2=1-εD1n1D2 n2=1-1%×125×720250=356.4r/min 皮帶的長(zhǎng)度 L=πDm+2a+Δ2a 其中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[3]，取為500mm。 L=3.14×187.5+2×500+62.52500=1596.6mm 查書[3]圖11.4，取標(biāo)準(zhǔn)帶長(zhǎng)Ld=1600mm。 則實(shí)際中心距 a=L-πDm4+14L-πDm2-8Δ2 a=1600-3.14×187.54+141600-3.14×187.52-8×62.52 =501.7mm 5）驗(yàn)算小帶輪包角 α1=180°-D2-D1a×60° α1=180°-250-125501.7×60° =165.1° α1=165.1°>120°，符合包角要求。 6）驗(yàn)算帶速 帶速 v=πD1n160×1000 v=3.14×125×72060×1000 =4.71m/s 在5～20m/s內(nèi)，所以帶輪直徑是合適的。 7）求V帶根數(shù)： 傳動(dòng)比 i=n1n2=720356.4=2.02 V帶根數(shù)z=PcP0+ΔP0kαkl P0—單根V帶傳遞的功率，由書[3]表11.8，取為1.56。 ΔP0—單根V帶傳遞的功率增量，由書[3]表11.10，取為0.09。 kα—包角系數(shù)，由書[3]表11.7，取為0.96。 kl—包角系數(shù)，由書[3]表11.12，取為0.99。 z=1.361.56+0.09×0.96×0.99=0.87 因此，取V帶根數(shù)z=1根 8）求作用在帶輪上的預(yù)緊力和壓力 張緊力F0=500Pcvz2.5-kαkα+qv2 q—V帶質(zhì)量，由書[3]表11.4，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=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，各參數(shù)如下表所示 名稱 結(jié)果 名稱 結(jié)果 名稱 結(jié)果 帶型 A型 傳動(dòng)比 i帶=2.05 根數(shù) 1 基準(zhǔn)直徑 dd1=125mm 基準(zhǔn)長(zhǎng)度 Ld=1600mm 預(yù)緊力 172.5N dd2=250mm 中心距 a=500mm 壓軸力 342.1N 8）V帶結(jié)構(gòu)參數(shù) 由書【3】149頁表12-3得選用板孔式帶輪如圖 圖4-3 皮帶輪的結(jié)構(gòu)尺寸 4.4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。 1）大、小帶輪直徑： D3帶輪直徑為D3=1-εD1n1n3 n3—D3帶輪的轉(zhuǎn)速，此處為慢速輥轉(zhuǎn)速250r/min。 取標(biāo)準(zhǔn)帶輪直徑D3=355mm。 輪的實(shí)際轉(zhuǎn)速n3=1-εD1n1D3=1-1%×125×720355=251r/min 2）求V帶基準(zhǔn)長(zhǎng)度Ld和中心距a 皮帶的長(zhǎng)度L=πDm+2a+Δ2a 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[3]圖11.4，取標(biāo)準(zhǔn)帶長(zhǎng)Ld=2000mm。 則實(shí)際中心距 a=L-πDm4+14L-πDm2-8Δ2 =1600-3.14×2404+141600-3.14×2402-8×1152 =612.4mm 3）驗(yàn)算小帶輪包角 D1帶輪包角 α1=180°-D3-D1a×60°180°-355-125612.4×60° =157.5° 帶速v=πD1n160×1000=3.14×125×72060×1000=4.71m/s 4）求V帶根數(shù)： 傳動(dòng)比 i=n1n3=720251=2.87 V帶根數(shù) z=PcP0+ΔP0kαkl 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[3]表11.8，取為1.56。 ΔP0—單根V帶傳遞的功率增量，由書[3]表11.10，取為0.09 kα—包角系數(shù)，由書[3]表11.7，取為0.95。 kl—包角系數(shù)，由書[3]表11.12，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 5）求作用在帶輪上的預(yù)緊力和壓力 F0=500Pcvz2.5-kαkα+qv2=500×2.54.71×22.5-0.950.95+0.1×4.712 =218.7N 軸上的載荷 FQ=2zF0sinα12=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 4.5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[3]，其硬度為229~286HB，平均取258HB。 （1）以齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算齒輪基本尺寸 ①齒輪受到的轉(zhuǎn)矩來自于慢輥，因此齒輪轉(zhuǎn)矩 T=Ftdm2 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=Ftdm2=1680×3502=294000N?mm 許用接觸應(yīng)力公式 [σH]=0.9σHlim σHlim—接觸疲勞極限，由書[3]圖12.17c，為580MPa。 σH=0.9σHlim=0.9×580=522MPa ②初步計(jì)算齒輪直徑和齒寬 計(jì)算齒輪的分度圓直徑d，由計(jì)算公式得 d=Ad3TψdσH2?u+1u Ad—Ad值據(jù)書[3]表12.16，取82。 ψd—齒寬系數(shù)，由書[3]表12.13，取0.6。 u —齒數(shù)比，由于傳動(dòng)比為1，故齒數(shù)比也為1 代入數(shù)據(jù) d=82×32940000.6×5222?1+11=125.6mm 選取直徑為d=128mm， 則齒寬b=ψdd=0.6×128=76.8mm 圓整后取齒寬b=77mm。 圓周速度v=πdn60×1000=3.14×128×25160×1000=1.68m/s ③模數(shù)和齒數(shù)計(jì)算 因此由書[3]表12.6,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=12830=4.26 選取標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)m=4，則齒數(shù) z=dm=1284=32 （2）校核齒輪接觸疲勞強(qiáng)度 ①齒輪受到的切向力 Ft=Td=294000128=2296.9N 轉(zhuǎn)矩T=29.4N.mm 齒輪分度圓直徑 d=128mm ②因此查書[3]表12.10，齒間載荷分配系數(shù) KHα=1Zε2（zε—接觸疲勞強(qiáng)度重合度系數(shù)） Zε=4-εα3 （ εα—端面重合度） 代入計(jì)算 εα=1.88-3.21z1+1z2=1.88-3.2132+132=1.68 則接觸疲勞強(qiáng)度重合度系數(shù)為 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[3]表12.11得 KHβ=A+B1+0.6bd2bd2 A、B—由書[3]表12.11，分別取為1.09和0.16。 KHβ=1.09+0.161+0.6771282771282 =1.22 ③載荷系數(shù) 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》表10-2查得使用系數(shù)取 根據(jù)，7級(jí)精度，由《機(jī)械設(shè)計(jì)》圖10-8（P194）得 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》表10-3查得齒間載荷分配系數(shù) 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》表10-4查得齒向載荷分配系數(shù) 載荷系數(shù)=1.25*1.05*1.29*1.17=1.98 ④許用接觸應(yīng)力[σH]=σHlimZNSHmin ZN —接觸壽命系數(shù)，由于無特殊要求，由書[3]圖12.18，取為1.3。 SHmin—接觸最小安全系數(shù)，由書[3]表12.14，取為1.02 σH=580×1.31.02=739.2MPa ⑤實(shí)際接觸應(yīng)力σH=ZEZHZε2KTbd2?u+1u ZE—彈性系數(shù)，由書[3]表12.12，取為189.8MPa。 ZH—節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)，由書[3]圖12.16，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。 （3）校核齒輪接彎曲疲勞強(qiáng)度 ①彎曲疲勞強(qiáng)度的齒間載荷分配系數(shù)由書[3]表12.10得 KFα=1Yε(Yε—彎曲強(qiáng)度重合度系數(shù)) Yε=0.25+0.75εα=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 ②齒寬與全齒高之比 bh=772.25×4=8.56 ③載荷系數(shù) 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》表10-2查得使用系數(shù)取 根據(jù)，7級(jí)精度，由《機(jī)械設(shè)計(jì)》圖10-8（P194）得 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》表10-3查得齒間載荷分配系數(shù) 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》表10-4查得齒向載荷分配系數(shù) 載荷系數(shù)=1.25*1.05*1.44*1.15=2.17 彎曲應(yīng)力[σF]=σFlimYNYXSFmin σFlim—彎曲疲勞極限，由書[3]圖12.13c，取為450MPa。 YN —彎曲壽命系數(shù)，由書[3]圖12.24，取為1.15。 YX —尺寸系數(shù)，由書[3]圖12.25，取為1。 SFmin —彎曲最小安全系數(shù)，由書[3]表12.14，取為1.25。 σF=450×1.15×11.25=414MPa 實(shí)際彎曲應(yīng)力σF=2KTbdmYFaYSaYε YFa—齒形系數(shù)，由書[3]圖12.21，取為1.25。 [3]圖12.22，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。 （四）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。 名稱 符號(hào) 公式 數(shù)值 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 b=ψdd1 77 4.6清選裝置設(shè)計(jì) 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)，由于清選的效果由諸 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4-2。 表4-2 振動(dòng)篩相關(guān)參數(shù) 項(xiàng)目 值 曲軸轉(zhuǎn)速 220r/min 曲柄偏心距 40mm 連桿長(zhǎng)度 200 mm 長(zhǎng)吊桿長(zhǎng)度 300 mm 短吊桿長(zhǎng)度 220 mm 吊桿間距 500mm 振動(dòng)篩尺寸 800mm×400mm 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4-3 篩選風(fēng)扇參數(shù)表 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 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。 （1）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。 D4帶輪直徑為D5=1-εD4n4n5 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 n3=1-1%×125×251150=209.2r/min 皮帶的長(zhǎng)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[3]圖11.4，取標(biāo)準(zhǔn)帶長(zhǎng)Ld=1800mm。 則實(shí)際中心距 a=L-πDm4+14L-πDm2-8Δ2 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°，符合包角要求。 帶速 v=πD4n460×1000 v=3.14×125×25160×1000 =1.64m/s 傳動(dòng)比 i=n4n5 i=251209.2=1.2 V帶根數(shù)z=PcP0+ΔP0kαkl 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[3]表11.8，取為0.94。 ΔP0—單根V帶傳遞的功率增量，由書[3]表11.10，取為0.04。 kα—包角系數(shù)，由書[3]表11.7，取為0.99。 kl—包角系數(shù)，由書[3]表11.12，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 F0=500×11.64×12.5-0.990.99+0.1×1.642 =465.3N 軸上的載荷FQ=2zF0sinα12 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。 α1<120°，符合包角要求。 4.7軸的設(shè)計(jì) （1）電機(jī)軸的設(shè)計(jì) 軸的設(shè)計(jì)中，先估算軸的最小直徑，再根據(jù)軸的安裝的零件等來設(shè)計(jì) 軸的結(jié)構(gòu)，最后校核軸。 ①軸的最小軸徑的確定 根據(jù)軸的最小直徑，已知電機(jī)的額定功率電機(jī)轉(zhuǎn)速 根據(jù)最小軸徑公式 =20.5考慮到三個(gè)個(gè)鍵的存在軸徑應(yīng)該擴(kuò)大15%～21%， 已選用45鋼， C=118～107。取C=118 選擇ML3型梅花形彈性聯(lián)軸器?，根據(jù)聯(lián)軸器型號(hào)，故取 根據(jù)軸上零件的安裝和固定要求，將軸分為七段 軸段1-2：安裝聯(lián)軸器，根據(jù)聯(lián)軸器型號(hào)得知孔長(zhǎng)度為42mm，電機(jī)軸長(zhǎng)比孔短2-3mm，取 軸段2-3：這段是對(duì)帶輪進(jìn)行定位，取 軸段3-4段：此段是安裝后小帶輪，前面算出帶輪寬度B=40mm，帶輪孔徑d=25mm取 軸段4-5：此軸段是裝套筒進(jìn)行固定前后皮帶輪，取 軸段5-6段：此段是安裝前小帶輪，前面算出帶輪寬度B=40mm，帶輪孔徑d=25mm加上擋圈長(zhǎng)度取 由于此軸段受力較小，故此軸段校核暫不考慮。 （2）快輥軸的設(shè)計(jì) 軸的最小直徑 dmin=A03Pn A0—由書[4]表15-3，取為120。 P —快輥所傳遞的功率，估計(jì)為1.25kW。 n —快輥轉(zhuǎn)速，為350 r/min。 dmin=120×31.25350=21.3mm 由于軸上開有鍵槽，加大軸的直徑15%，dmin=21.3×115%=24.5mm因此，取最小軸徑為25 mm。顯然，此處的安裝皮帶輪處的軸徑應(yīng)為最小軸徑，取為25 mm。 軸上零件擬定裝配圖如圖4-4。 Ⅰ-Ⅱ軸段，改為螺栓加擋圈固定。 Ⅱ-Ⅲ軸段，已經(jīng)確定。其長(zhǎng)度由安裝的皮帶輪的輪轂長(zhǎng)度決定，取取皮帶輪輪轂長(zhǎng)度為40 mm，則該軸段應(yīng)該短2~3 mm，故取。 Ⅲ-Ⅳ軸段，為皮帶輪定位，定位軸肩高應(yīng)為0.07~0.1d故取。該軸段跨過軸承蓋，取其長(zhǎng)度為。 圖4-4 快輥軸裝配方案圖 Ⅳ-Ⅴ軸段，安放深溝球軸承，查手冊(cè)[5]，選取深溝球軸承6209，其尺寸為45×85×19，定位軸肩直徑為51mm。故dⅣ-Ⅴ=45mm，lⅣ-Ⅴ=21mm。 Ⅵ-Ⅶ軸段，為安裝脫殼輥，應(yīng)比前一軸段高出一些，長(zhǎng)度比輪轂短一些。故取dⅥ-Ⅶ=55mm，該段輪轂長(zhǎng)度為90mm，取lⅥ-Ⅶ=87mm。Ⅷ-Ⅸ軸段，與Ⅵ-Ⅶ軸段一樣dⅧ-Ⅸ=55mm，lⅧ-Ⅸ=87mm。Ⅶ-Ⅷ軸段，為減少加工的長(zhǎng)度和使輥的裝配更方便，所以直徑應(yīng)小些，dⅦ-Ⅷ=51mm。其長(zhǎng)度為脫殼輥的長(zhǎng)度減去輪轂的長(zhǎng)度，再短2~3 mm，故lⅦ-Ⅷ=317mm。 Ⅸ-Ⅹ軸段，安裝與Ⅴ-Ⅵ軸段相同， dⅨ-Ⅹ=51mm，lⅨ-Ⅹ=27mm。 Ⅹ-Ⅺ軸段，安裝與同型號(hào)軸承，dⅩ-Ⅺ=45mm，lⅩ-Ⅺ=21mm。 查閱書[4]表15-2，軸各處倒角或倒圓為1.2 mm。 （3）軸的彎扭合成校核 。 圖4-5 快輥彎扭合成圖 由圖中可以看出，在截面C承受最大彎矩，因此校核截面C的強(qiáng)度 σca=McaW經(jīng)計(jì)算該截面的合成彎矩為457447.4N?mm，σca=457447.40.1×513=34.5MPa 前已選定軸的材料為45鋼調(diào)質(zhì)，查書[4]表15-1，σ-1=60MPa。σca=34.5MPa<σ-1=60MPa，故彎扭合成校核合格。 4.8慢速輥軸設(shè)計(jì) 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)。 （1）軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 軸上零件擬定裝配圖如圖4-6。 圖4-6 慢輥軸裝配圖 Ⅰ-Ⅱ軸段，安裝深溝球軸承，尺寸為故dⅠ-Ⅱ=45mm，lⅠ-Ⅱ=21mm。 Ⅱ-Ⅲ軸段，為軸承定位，dⅡ-Ⅲ=51mm，為了保持齒輪與殼體之間的間隙，取lⅡ-Ⅲ=30mm。 齒輪處用彈性擋圈定位，查手冊(cè)[2]選用： 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。 Ⅲ-Ⅳ軸段，為擋圈定位，根據(jù)擋圈安裝要求，取dⅢ-Ⅳ=55mm，lⅢ-Ⅳ=5mm。 Ⅳ-Ⅴ軸段，安放擋圈，根據(jù)擋圈安裝要求，取dⅣ-Ⅴ=50.8mm，lⅣ-Ⅴ=2.2mm。 Ⅴ-Ⅵ軸段，安裝齒輪，齒輪輪轂取為55 mm，長(zhǎng)度為84 mm，因此取dⅤ-Ⅵ=55mmlⅤ-Ⅵ=83.8mm。 Ⅵ-Ⅶ軸段，為齒輪定位，根據(jù)定位要求，故取dⅥ-Ⅶ=64mm， lⅥ-Ⅶ=12mm。 以下幾個(gè)軸段均與快輥相應(yīng)的軸段參數(shù)一致。 Ⅶ-Ⅷ軸段， dⅦ-Ⅷ=51mm， lⅦ-Ⅷ=27mm。 Ⅷ-Ⅸ軸段， dⅧ-Ⅸ=55mm，lⅧ-Ⅸ=87mm。 Ⅸ-Ⅹ軸段， dⅨ-Ⅹ=51mm，lⅨ-Ⅹ=317mm。 Ⅹ-Ⅺ軸段， dⅩ-Ⅺ=55mm，lⅩ-Ⅺ=87mm。 Ⅺ-Ⅻ軸段， dⅪ-Ⅻ=51mm， lⅪ-Ⅻ=27mm。 Ⅻ-ⅫⅠ軸段， dⅫ-Ⅻ Ⅰ=45mm，lⅫ-Ⅻ Ⅰ=21mm。 查閱書[4]表15-2，軸各處倒角或倒圓為1.2 mm。 （2）軸的彎扭合成校核 軸的彎扭合成圖如圖4-7。 由圖中可以看出，在截面C承受最大彎矩，因此校核截面C的強(qiáng)度 σca=McaW 經(jīng)計(jì)算該截面的合成彎矩為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[4]表15-1，σ-1=60MPa。σca=37.8MPa<σ-1=60MPa，故彎扭合成校核合格。 圖4-7 慢輥彎扭合成圖 4.9換向齒輪軸設(shè)計(jì) （1）軸最小直徑的確定 軸的最小直徑 dmin=A03Pn A0—由書[4]表15-3，取為120。 P —換向齒輪軸所傳遞的功率，估計(jì)為2.5kW。 n —軸轉(zhuǎn)速，與慢速輥轉(zhuǎn)速相同，為251 r/min。 dmin=120×32.5251=25.8mm 由于軸上開有鍵槽，加大軸的直徑15%。 dmin=25.8×115%=27.6mm 取最小軸徑為35 mm。此處的安裝皮帶輪處的軸徑應(yīng)為最小軸徑，為35 mm。 （2）軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 軸上零件擬定裝配圖如圖3-5。 圖4-8換向齒輪軸裝配圖 Ⅰ-Ⅱ軸段，改為螺栓加擋圈固定 Ⅱ-Ⅲ軸段，已經(jīng)確定dⅡ-Ⅲ=35mm。其長(zhǎng)度由安裝的皮帶輪的輪轂長(zhǎng)度決定，由于此處有三根V帶，取皮帶輪輪轂長(zhǎng)度為80 mm，則該軸段應(yīng)該短2~3 mm，故取lⅡ-Ⅲ=77mm。 Ⅲ-Ⅳ軸段，為皮帶輪定位，取dⅢ-Ⅳ=42mm。該軸段跨過軸承蓋，取其長(zhǎng)度為lⅢ-Ⅳ=40mm。 Ⅳ-Ⅴ軸段，安放深溝球軸承，型號(hào)如前所選。故dⅣ-Ⅴ=45mm，lⅣ-Ⅴ=21mm。 Ⅴ-Ⅵ軸段，為軸承定位dⅤ-Ⅵ=51mm。為保持齒輪與箱體之間的間隙，取其長(zhǎng)度為lⅤ-Ⅵ=30mm。 Ⅵ-Ⅶ軸段，與慢輥軸對(duì)應(yīng)軸段一致，dⅥ-Ⅶ=55mm，取lⅥ-Ⅶ=5mm。 Ⅶ-Ⅷ軸段，與慢輥軸對(duì)應(yīng)軸段一致，dⅦ-Ⅷ=50.8mm，lⅦ-Ⅷ=2.2mm。 Ⅷ-Ⅸ軸段，與慢輥軸對(duì)應(yīng)軸段一致， dⅧ-Ⅸ=55mm，lⅧ-Ⅸ=83.8mm。 Ⅸ-Ⅹ軸段，與慢輥軸對(duì)應(yīng)軸段一致，， dⅨ-Ⅹ=64mm，lⅨ-Ⅹ=12mm。 Ⅹ-Ⅺ軸段，考慮齒輪與箱體的間隙，dⅩ-Ⅺ=51mm，lⅩ-Ⅺ=10mm。 Ⅺ-Ⅻ軸段，安放軸承， dⅪ-Ⅻ=45mm， lⅪ-Ⅻ=21mm。 查閱書[4]表15-2，軸各處倒角或倒圓為1.2 mm。 （3）軸的彎扭合成校核 軸的彎扭合成圖如圖4-9。 由圖中可以看出，在截面C承受最大彎矩，因此校核截面C的強(qiáng)度 σca=McaW 經(jīng)計(jì)算該截面的合成彎矩為232853.9N?mm σca=232853.90.1×553=14.0MPa 前已選定軸的材料為45鋼調(diào)質(zhì)，查書[4]表15-1，σ-1=60MPa σca=14MPa<σ-1=60MPa，故彎扭合成校核合格。 圖4-9換向齒輪軸彎扭合成圖 由于振動(dòng)篩軸受載荷不大，因此不做校核，至此軸的設(shè)計(jì)校核部分就完成了。 4.10軸承校核與潤(rùn)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)軸承壽命無特殊要求，并且軸承受力較小，故滿足一般使用要求，不進(jìn)行校核。 滾動(dòng)軸承的潤(rùn)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[3]表18.17，選擇脂潤(rùn)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(rùn)滑即可。采用氈封圈密封。 4.11鍵校核 本設(shè)計(jì)中選擇了三種鍵。快輥帶輪與振動(dòng)篩是同樣的鍵，b=8mm， h=7mm，： 慢輥帶輪鍵，，h=8mm，： 脫殼輥鍵，，h=10mm，l=80mm： 齒輪鍵，，h=10mm， 鍵聯(lián)接所承受的應(yīng)力，參考書[4]6-1式 σp=2Tkld l —接觸有效長(zhǎng)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 許用擠壓應(yīng)力σp，由書[3]表7.1，選用110MPa。 慢輥帶輪鍵承受應(yīng)力 校核合格。 脫殼輥鍵承受應(yīng)力 校核合格。 齒輪鍵承受應(yīng)力 校核合格。 第五章 花生脫殼機(jī)的PROE建模及其仿真 （一）Pro/Enginee建模 5.1 Pro/Engineer簡(jiǎn)介 Pro/Engineer是一款操作軟件，該軟件以參數(shù)化著稱，是參數(shù)化技術(shù)的最早應(yīng)用者，在目前的三維造型軟件領(lǐng)域中占有著重要地位，是美國參數(shù)技術(shù)公司（PTC)旗下的CAD/CAM/CAE一體化的三維軟件。作為當(dāng)今世界機(jī)械CAD/CAE/CAM領(lǐng)域的新標(biāo)準(zhǔn)而得到業(yè)界的認(rèn)可和推廣。是現(xiàn)今主流的CAD/CAM/CAE軟件之一，特別是在國內(nèi)產(chǎn)品設(shè)計(jì)領(lǐng)域占據(jù)重要位置。 本次設(shè)計(jì)通過對(duì)花生脫殼機(jī)的三維設(shè)計(jì)，利用PROE軟件對(duì)其進(jìn)行三維建模。在建模過程中對(duì)原先草擬的尺寸進(jìn)行了修改，使用PROE軟件設(shè)計(jì)方便快捷， 并對(duì)其進(jìn)行了仿真，對(duì)有干涉的地方進(jìn)行了更正并出了工程圖。 5.2重要零部件的三維造型 （1） 齒輪 本次設(shè)計(jì)的齒輪在整個(gè)花生脫殼機(jī)的工作中只是起到換向的作用，并未起到減速的作用，因此對(duì)齒輪的精度要求不是很高，利用PROE對(duì)其參數(shù)化的設(shè)計(jì)并對(duì)其結(jié)構(gòu)進(jìn)行了簡(jiǎn)化。圓柱直齒輪的參數(shù)已在上述章節(jié)已經(jīng)確認(rèn)，故此不再贅述。 ①進(jìn)入PROE零件建模界面，新建齒輪文件，進(jìn)入草繪界面，在坐標(biāo)點(diǎn)畫四個(gè)同心圓，直徑任意。如圖5-1 圖5-1 ②、進(jìn)入工具-參數(shù)，將直齒輪的相關(guān)參數(shù)輸入進(jìn)去，例如齒數(shù)、模數(shù)、齒頂高系數(shù)。 圖5-2 齒輪參數(shù) ③.利用曲線方程生成漸開線輪齒廓。 ④利用鏡像拉伸命令生成輪齒，然后利用陣列特征生成32個(gè)輪齒。如圖5-3所示 圖5-3 輪齒生成 ⑤利用拉伸命令對(duì)齒輪進(jìn)行軸孔和鍵槽的生成。這樣完成了齒輪的生成。最終的齒輪造型如圖5-4所示 圖5-4 齒輪 （2） 脫殼軸上帶輪 本次設(shè)計(jì)的帶輪起到傳遞動(dòng)力的作用和減速的作用，花生脫殼機(jī)是屬于農(nóng)業(yè)機(jī)械，對(duì)其脫殼的精度不高，最重要的是要保證其效率高，這也是本次設(shè)計(jì)為什么選擇帶輪傳動(dòng)的重要原因。 ①首先草繪出帶輪外輪廓及V型槽利用旋轉(zhuǎn)命令生成帶輪外形。 ②利用拉伸切除命令畫出減重孔軸孔及鍵槽。如圖5-5所示。 圖5-5 帶輪造型 （3）其余零件的三維建模 風(fēng)機(jī)造型 脫殼軸造型 5.3 裝配圖 利用裝配命令對(duì)整個(gè)花生脫殼機(jī)進(jìn)行裝配，對(duì)干涉的地方進(jìn)行了約束檢查。 5.4 運(yùn)動(dòng)仿真 （1）仿真要求： 利用電機(jī)將動(dòng)力傳遞到快輥、慢輥、振動(dòng)篩上，其傳遞流程如下： 電機(jī)帶動(dòng)前后小帶輪，后小帶輪帶動(dòng)快輥軸，通過快輥軸帶動(dòng)快輥；前小帶輪帶動(dòng)換向軸，從而帶動(dòng)換向齒輪1，換向齒輪1和換向齒輪2嚙合，帶動(dòng)慢輥軸，從而帶動(dòng)慢輥，慢輥軸的速度和換向軸的轉(zhuǎn)速一樣是電機(jī)軸的一半；換向軸利用同步帶輪帶動(dòng)脫殼軸，脫殼軸通過帶動(dòng)曲柄機(jī)構(gòu)帶動(dòng)振動(dòng)篩往復(fù)運(yùn)動(dòng)。 （2）各部分的仿真定義 ①.電機(jī)組件的仿真定義 1）新建電機(jī)組件裝配，將電機(jī)導(dǎo)入，選擇缺省命令，默認(rèn)電機(jī)放置位置 2）由于聯(lián)軸器在電機(jī)帶動(dòng)下需要旋轉(zhuǎn)，把動(dòng)力軸選在聯(lián)軸器上，利用“銷釘”命令，將電機(jī)軸線與聯(lián)軸器大段軸線對(duì)齊，接觸面距離電機(jī)10mm，如圖5-6 圖5-6 聯(lián)軸器的約束 3）確定動(dòng)力軸以后，下面就開始定義其他零件，對(duì)小帶輪軸進(jìn)行端面對(duì)齊和軸線對(duì)齊，兩個(gè)小帶輪定義也是如此，這樣，電機(jī)組件定義就完成了，如圖5-7所示。 圖5-7電機(jī)組件 ②、機(jī)體組件仿真定義 1）新建機(jī)體組件，將機(jī)體“缺省”放置，由于每個(gè)軸需要旋轉(zhuǎn)因此將各軸與機(jī)體利用銷釘約束，完成各軸的定義。 2）由于仿真過程中，機(jī)體是不動(dòng)的，對(duì)于軸承端蓋的約束需要利用與機(jī)體的配合約束，不能與軸進(jìn)行定義連接，否則仿真過程中會(huì)出現(xiàn)端蓋也會(huì)跟著旋轉(zhuǎn)，相比而言，齒輪，軸承及帶輪由于需要做旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)因此定義約束時(shí)要和軸進(jìn)行配合。 ③、運(yùn)動(dòng)仿真 1）將電機(jī)組件和機(jī)體組件進(jìn)行配合，完成整個(gè)仿真前的定義。 2）連接皮帶，利用插入命令和對(duì)齊命令將皮帶對(duì)齊，完成皮帶的定義。 3）定義伺服電機(jī)，將聯(lián)軸器的軸線作為伺服電機(jī)的中心，定義速度值為720r/min。 4）定義帶傳動(dòng)，將每對(duì)帶輪的起始面與終止面選上，完成帶輪的定義。 5）定義齒輪，選擇每對(duì)齒輪的軸線，輸入節(jié)圓尺寸128mm，完成齒輪的嚙合。 6）設(shè)定仿真時(shí)間為30s，然后點(diǎn)確定播放。 7）利用回放工具，捕捉視頻，然后保存視頻格式為AVI格式，至此整個(gè)仿真就做好了。  第6章 設(shè)計(jì)小結(jié) 花生脫殼機(jī)一直是個(gè)老題目，為了避開和別的花生脫殼機(jī)重復(fù)，自己做了一些改進(jìn)，比如將脫殼機(jī)的形式改為滾筒擠壓，然后利用PROE對(duì)其經(jīng)行建模仿真，特別是仿真這一塊，在仿真的過程中遇到許多困難，例如對(duì)皮帶輪和齒輪仿真這一塊，開始無從下手，然后上網(wǎng)查資料，知道了皮帶輪和齒輪仿真的步驟，進(jìn)行了幾天的調(diào)試終于完成，現(xiàn)在對(duì)于仿真自己有些得心應(yīng)手了。從開始的查詢資料到設(shè)計(jì)計(jì)算再到三維建模仿真到出工程圖修改，到最終的論文，可以說一步一個(gè)腳印，以前對(duì)于PROE