花生脫殼機(jī)(共36頁)

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1、精選優(yōu)質(zhì)文檔-----傾情為你奉上 目 錄 第1章 總體方案設(shè)計………………………………………………………………………2 1.1 方案分析……………………………………………………………………………2 1.2 材料分析及選擇……………………………………………………………………4 1.3 電動機(jī)的選擇………………………………………………………………………4 第2章 脫殼清選裝置設(shè)計…………………………………………………………………7 2.1 快慢輥皮帶傳動設(shè)計………………………………………………………………7 2.2 換向齒輪傳動設(shè)計………………………………………………………

2、…………11 2.3 清選裝置設(shè)計………………………………………………………………………16 2.4 振動篩皮帶傳動設(shè)計………………………………………………………………18 第3章 軸的設(shè)計……………………………………………………………………………20 3.1 快速輥軸設(shè)計校核…………………………………………………………………20 3.2 慢速輥軸設(shè)計校核…………………………………………………………………23 3.3 換向齒輪軸設(shè)計校核………………………………………………………………26 第4章 軸承校核、鍵校核、潤滑與裝配使用……………………………………………30 4.1

3、 軸承校核與潤滑……………………………………………………………………30 4.2 鍵校核………………………………………………………………………………30 4.3 使用說明書…………………………………………………………………………31 參考文獻(xiàn)………………………………………………………………………………………34 專心---專注---專業(yè) 第1章 總體方案設(shè)計 1.1 方案分析材 對于設(shè)計任務(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

4、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凹板結(jié)構(gòu)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(chǎn)率、脫凈率都能達(dá)到較好效果的特點。因此，本設(shè)計中采用這種原理來設(shè)計花生脫殼機(jī)。 清選機(jī)構(gòu)也是本設(shè)計中的重要部分，清選機(jī)構(gòu)多采用振動篩配合清選風(fēng)機(jī)，來達(dá)到清選的目的，最后得到清潔的花生米。 針對以上分析，設(shè)計了如圖1-1的脫殼原理示意圖。 1.電動機(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.振動篩皮帶輪 9.振動篩曲軸 10.清選

5、風(fēng)機(jī) 11.振動篩 圖1-1 花生脫殼機(jī)原理示意圖 如圖1-1所示，動力從電動機(jī)皮帶輪1傳出，快速輥3順時針轉(zhuǎn)動；在兩個換向齒輪5、7的換向作用下，慢速輥6逆時針轉(zhuǎn)動。這樣兩個轉(zhuǎn)速不一樣的滾筒就將花生帶入間隙。由于間隙較小，因此對花生有擠壓作用；而快慢輥的轉(zhuǎn)速不一樣，就產(chǎn)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的作用下做往復(fù)運動，較大的花生殼就被過濾掉，從

6、振動篩的左邊流走。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。 除此之外，設(shè)計任務(wù)書中還要求脫殼的間隙可以調(diào)整，以適應(yīng)不同品種的花生，這在上述的原理中也是可以實現(xiàn)的。由于慢速輥6上有齒輪，結(jié)構(gòu)復(fù)雜，因此本設(shè)計中調(diào)整快速輥3的水平位置，來實現(xiàn)脫殼間隙的可調(diào)性。軋輥是安裝在軸上的，軸是靠軸承和軸承座來支撐的，因此，只要調(diào)整軸承座的位置，軋輥就跟著移動，脫殼間隙也就可以調(diào)整了。 本設(shè)計中設(shè)計了可以調(diào)整位置的軸承座來調(diào)整脫殼間隙，但是，這會引起皮帶輪1和皮帶輪2的中心距的變化，皮帶的張緊力就會發(fā)生變化，從而影響脫殼的效果。可以

7、設(shè)置一個張緊輪，在調(diào)整軸承座后，對皮帶進(jìn)行張緊，這樣就不會影響到傳動的有效性。 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(jī)，不經(jīng)常移動，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，因此軋輥這幾個參數(shù)是須仔細(xì)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(yīng)該保證傳動安全可靠，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。振動篩是篩選的關(guān)鍵零件，篩選的速度、頻率、篩選孔的大

8、小是影響篩選效果的關(guān)鍵參數(shù)。風(fēng)機(jī)主要要確定其送風(fēng)量，來保證二次清選的有效。 綜合以上分析，畫出花生脫殼機(jī)裝配草圖如圖1-2。 1.2 材料分析及選擇 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(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，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

9、鋼調(diào)質(zhì)。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。 1.3 電動機(jī)的選擇 電動機(jī)為整個機(jī)械提供動力，必須選擇合適功率和轉(zhuǎn)速的電機(jī)，保證設(shè)計符合要求。在選擇電機(jī)之前，先確定脫殼輥的參數(shù)，以此來估計整個系統(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)計的類似產(chǎn)品的參數(shù)，初步選定參數(shù)如表1-1。 表1-1 脫殼輥相關(guān)參數(shù) 項目 代號 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/m

10、in 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 圖1-3 脫殼輥間花生占據(jù)的體積 花生所能提供的空間 V=64.650013=mm3 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=151545=10125mm3 受力花生的顆數(shù) k=VVi==42 按照每顆花生受40N的切向力計算，沿輥切線方向的力 Ft=40k=4042=1680N 徑向力按照每顆花生受60N計算，沿輥徑向

11、的力 Fr=60k=6042=2520N 那么，整個機(jī)器消耗在脫殼上的功率 P1=Ftv0=16801.5=2.5kW 另外估計振動篩所消耗的功率為P2=1kW左右，那么所設(shè)計的機(jī)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(jī)來作為整個系統(tǒng)的動力。參考手冊[2]，選擇Y系列封閉式籠型三相異步電動機(jī)電動機(jī)，其型號及參數(shù)如表1-2。 Ft=1680N Fr=2520N P=3.5kW 表1-2 主電機(jī)參數(shù)

12、 型號 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)動量GD2 / N?m2 重量/kg 2.0 2.0 6.0 0.753 118  第2章 脫殼清選裝置設(shè)計 2.1 快慢輥皮帶傳動設(shè)計 首先確定各參數(shù)的意義，方便以后的計算。如圖2-1。 D1—電動機(jī)皮帶輪直徑 D2—

13、快速輥皮帶輪直徑 D3—慢速輥大皮帶輪直徑 D4—慢速輥小皮帶輪直徑 D5—振動篩皮帶輪直徑 圖2-1 皮帶輪參數(shù)示意圖 2.1.1 電動機(jī)帶輪與快輥傳動設(shè)計 首先根據(jù)皮帶輪所傳遞的功率選擇電動機(jī)，計算功率 Pc=KAP 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=1.11.25=1.36kW 查書[3]圖11.15，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[3]表11.6，取為125mm。D2帶

14、輪直徑為 D2=1-εD1n1n2 ε —帶傳動滑動率，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=254.6mm 取標(biāo)準(zhǔn)帶輪直徑D2=250mm。 D1=125mm D2=250mm D2帶輪的實際轉(zhuǎn)速 n2=1-εD1n1D2 n2=1-1%125=356.4r/min 皮帶的長度 L=πDm

15、+2a+Δ2a 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=3.14187.5+2500+62.52500=1596.6mm 查書[3]圖11.4，取標(biāo)準(zhǔn)帶長Ld=1600mm。 則實際中心距 a=L-πDm4+14L-πDm2-8Δ2 a=1600-3.14187.54+-3.14187.52-862.52 =501.7mm D1帶輪包角 α1=180-D2-D1a60 α1=180-

16、250-.760 =165.1 α1=165.1>120，符合包角要求。 帶速 v=πD1n1601000 v=3.14125720601000 =4.71m/s 傳動比 i=n1n2 n2為 356.4r/min Ld=1600mm a=501.7mm α1>120，符合包角要求。 i=.4=2.02 V帶根數(shù) z=PcP0+ΔP0kαkl

17、 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+0.090.960.99=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 q—V帶質(zhì)量，由書[3]表11.4，取為0.10。 F0=5001.364.7112.5-0.960.96+0.14.712

18、 =172.5N 軸上的載荷 FQ=2zF0sinα12 FQ=21172.5sin165.12=342.1N 軸上載荷將在軸的設(shè)計中用到，至此，該皮帶傳動設(shè)計就完成。 2.1.2 電動機(jī)帶輪與慢輥帶輪傳動設(shè)計 上一節(jié)已經(jīng)選用了A型帶，電動機(jī)皮帶輪直徑也已經(jīng)確定。 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。 D3=1-1%125=356.4mm 取標(biāo)準(zhǔn)帶輪直徑D3=355mm。 帶根數(shù) z=1

19、 FQ=342.1N D3=355mm D3帶輪的實際轉(zhuǎn)速 n3=1-εD1n1D3 n3=1-1%125=251r/min 皮帶的長度 L=πDm+2a+Δ2a Dm—Dm=D1+D32=125+3552=240mm。 Δ —Δ=D3-D12=355-1252=115mm。 a —初取中心距，考慮到整個傳動的布置，取為600mm。 L=3.14240+2600+=1975mm 查書[3]圖11.4，取標(biāo)準(zhǔn)帶長Ld=2000mm。 則實際中心距 a=L-πDm4+14L-πDm2

20、-8Δ2 a=1600-3.142404+-3.142402-81152 =612.4mm D1帶輪包角 α1=180-D3-D1a60 α1=180-355-.460 =157.5 α1=157.5>120，符合包角要求。 帶速 v=πD1n1601000 v=3.14125720601000 =4.71m/s 傳動比 i=n1n3 n3為 251r/min Ld=2000mm

21、 a=612.4mm α1>120，符合包角要求。 i==2.87 V帶根數(shù) z=PcP0+ΔP0kαkl 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[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+0.090

22、.951.06=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 F0=5002.54.7122.5-0.950.95+0.14.712 =218.7N 軸上的載荷 FQ=2zF0sinα12 FQ=22218.7sin157.52=858N 軸上載荷將在軸的設(shè)計中用到，至此，該皮帶傳動設(shè)計就完成。 2.2 換向齒輪傳動設(shè)計 此處的齒輪只用來改變慢輥的轉(zhuǎn)動方向，而不需要改變轉(zhuǎn)速，因此傳 動比i=1。此處使屬于閉式軟齒面標(biāo)準(zhǔn)直齒圓柱齒輪傳動，先以齒面接觸疲勞強(qiáng)度來確定基本

23、參數(shù)，再校核彎曲疲勞強(qiáng)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(diào)質(zhì)處理，現(xiàn)查書[3]，其硬度為229~286HB，平均取258HB。 帶根數(shù)z=2 FQ=858N i=1 2.2.1 以齒面接觸疲勞強(qiáng)度計算齒輪基本尺寸 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)計算出來為1680N。 dm—慢輥的直徑350mm。 T=

24、16803502=N?mm 許用接觸應(yīng)力 [σH]=0.9σHlim σHlim—接觸疲勞極限，由書[3]圖12.17c，為580MPa。 σH=0.9580=522MPa 初步計算齒輪直徑 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，由于傳動比為1，故齒數(shù)比也為1。 d=82.65222?1+11=125.6mm 選取直徑為d=128mm，則齒寬 b=ψdd b=0.6128=76.8mm 圓整后取齒寬b=77mm。 圓周速度

25、v=πdn601000 n—齒輪轉(zhuǎn)速，與慢輥的轉(zhuǎn)速一致，為251r/min。 v=3.14128251601000=1.68m/s 因此由書[3]表12.6,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 選取標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)m=4，則齒數(shù) z=dm=1284=32 2.2.2 校核齒輪接觸疲勞強(qiáng)度 齒輪受到的切向力 Ft=Td Ft==2296.9N 驗算 K

26、AFtb KA—使用系數(shù)，據(jù)書[3]表12.9，選1.25。 KAFtb=1.252296.977=37.3N/m<100N/m 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 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

27、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+0.82 =1.22 載荷系數(shù) K=KAKVKHαKHβ KV—動載系數(shù)，由書[3]圖12.9，取KV=1.05。 K=1.251.051.291.17=1.98 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12.1

28、8，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=5801.31.02=739.2MPa 實際接觸應(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)點區(qū)域系數(shù)，由書[3]圖12.16，應(yīng)取為2.5。 σH=189.82.50.8821.981282?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。如果此處驗算不合格，則應(yīng)該重新確定

29、齒輪的 各項參數(shù)，直到接觸疲勞校核合格才可以進(jìn)一步校核。 2.2.3 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[3]表12.10得 KFα=1Yε 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 驗算齒寬與全齒高之比 bh=772.254=8.56 因此彎曲疲勞強(qiáng)度的齒向載荷分配系數(shù)由書[3]圖12

30、.14，取KFβ=1.15。 載荷系數(shù) K =KAKVKFαKFβ K =1.251.051.441.15=2.17 許用彎曲應(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=4501.1511.25=414MPa 實際彎曲應(yīng)力 σF=2KTbdmYFaYSa

31、Yε YFa—齒形系數(shù)，由書[3]圖12.21，取為1.25。 YSa—應(yīng)力修正系數(shù)，由書[3]圖12.22，取為1.63。 σF=22.1712842.531.630.7 =93MPa σF=93MPa<σF=414MPa，故彎曲疲勞強(qiáng)度校核合格。 2.2.4 齒輪設(shè)計小結(jié) 經(jīng)過計算以及校核，可以確定齒輪的基本參數(shù)，進(jìn)而得到齒輪的尺寸 如表2-1。 表2-1 換向齒輪參數(shù) 名稱 符號 公式 數(shù)

32、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 2.3 清選裝置設(shè)計 清選裝置包括振動篩和一個有獨立電機(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驗中能夠達(dá)到很滿意的清選效果。因此，本設(shè)計中參考已有振動篩來確定參數(shù)。振動篩主要參數(shù)

33、如表2-2。 表2-2 振動篩相關(guān)參數(shù) 項目 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 300 mm 短吊桿長度 220 mm 吊桿間距 500mm 振動篩尺寸 800mm400mm 風(fēng)扇電動機(jī)選擇分馬力異步電動機(jī)CO2-7114，其參數(shù)如表 表2-3 篩選風(fēng)扇參數(shù)表 型號 功率/W 電流/ A 電壓/ V 頻率/ Hz 轉(zhuǎn)速/( r/min) CO2-

34、7114 120 1.88 220 50 1400 效率/ % 功率因數(shù)cosφ 起動轉(zhuǎn)矩額定轉(zhuǎn)矩 起動電流/ 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，以便在清選的時候可以控制風(fēng)速，從而達(dá)到較好的清選效果。 2.4 振動篩皮帶傳動設(shè)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。

35、 D4帶輪直徑為 D5=1-εD4n4n5 n5—D5帶輪的轉(zhuǎn)速，此處為振動篩曲軸轉(zhuǎn)速220r/min。 D5=1-1%125=141.2mm 取標(biāo)準(zhǔn)帶輪直徑D5=150mm。 D3帶輪的實際轉(zhuǎn)速 n5=1-εD4n4D5 n3=1-1%125=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=3.14137.5+26

36、00+12.52600=1632.2mm 查書[3]圖11.4，取標(biāo)準(zhǔn)帶長Ld=1800mm。 則實際中心距 a=L-πDm4+14L-πDm2-8Δ2 a=1800-3.14137.54+-3.14137.52-812.52 =683.9mm D1帶輪包角 α1=180-D5-D4a60 α1=180-250-.460=177.8 D4=125mm D5=150mm Ld=1800mm a=683.9mm α1=177.8<120，符合

37、包角要求。 帶速 v=πD4n4601000 v=3.14125251601000 =1.64m/s 傳動比 i=n4n5 i=.2=1.2 V帶根數(shù) z=PcP0+ΔP0kαkl 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[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.

38、12，取為1.01。 z=10.94+0.090.991.01=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=50011.6412.5-0.990.99+0.11.642 =465.3N 軸上的載荷 FQ=2zF0sinα12 FQ=21465.3sin177.82=930.4N 按照傳動布置的要求，此力在平面內(nèi)的角度為293。 軸上載荷將在軸的設(shè)計中用到，至此，該皮帶傳動設(shè)計就完成。 α1<120，符合包角要求。

39、 帶根數(shù) z=1 FQ=930.4N  第3章 軸的設(shè)計 3.1 快速滾軸設(shè)計 軸的設(shè)計中，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 軸的結(jié)構(gòu)，最后校核軸。 3.1.1 軸的最小尺寸的確定 在1.2節(jié)中已經(jīng)確定軸的材料45鋼調(diào)質(zhì)。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，估計為1.25kW。 n —快輥轉(zhuǎn)速，為350 r/min。 dmin=12031.25350=21.3mm 由于軸上開有鍵槽，加大軸的直徑15%。 d

40、min=21.3115%=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，為25 mm。 3.1.2 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 軸上零件擬定裝配圖如圖3-1。 Ⅰ-Ⅱ軸段，改為螺栓加擋圈固定。 Ⅱ-Ⅲ軸段，已經(jīng)確定dⅡ-Ⅲ=25mm。其長度由安裝的皮帶輪的輪轂長度決定，取皮帶輪輪轂長度為40 mm，則該軸段應(yīng)該短2~3 mm，故取lⅡ-Ⅲ=37mm。 Ⅲ-Ⅳ軸段，為皮帶輪定位，定位軸肩高應(yīng)為0.07~0.1d，故取dⅢ-Ⅳ=42mm。該軸段跨過軸承蓋，取其長度為lⅢ-Ⅳ=50mm。

41、 取最小軸徑為 25 mm 圖3-1 快輥軸裝配方案圖 Ⅳ-Ⅴ軸段，安放深溝球軸承，查手冊[5]，選取深溝球軸承6209，其尺寸為458519，定位軸肩直徑為51mm。故dⅣ-Ⅴ=45mm，lⅣ-Ⅴ=21mm。 Ⅴ-Ⅵ軸段，為軸承定位dⅤ-Ⅵ=51mm。此軸穿過軸承座外殼與脫殼機(jī)殼體，取其長度為lⅤ-Ⅵ=27mm。 Ⅵ-Ⅶ軸段，為安裝脫殼輥，應(yīng)比前一軸段高出一些，長度比輪轂短一些。故取dⅥ-Ⅶ=55mm，該段輪轂長度為90mm，取lⅥ-Ⅶ=87mm。 Ⅷ-Ⅸ軸段，與Ⅵ-Ⅶ軸段一樣dⅧ-Ⅸ=55mm，lⅧ-Ⅸ=87mm。 Ⅶ-

42、Ⅷ軸段，為減少加工的長度和使輥的裝配更方便，所以直徑應(yīng)小些，dⅦ-Ⅷ=51mm。其長度為脫殼輥的長度減去輪轂的長度，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。 3.1.3 軸的彎扭合成校核 軸的彎扭圖如圖3-2。 圖3-2 快輥彎扭合成圖

43、 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)計算該截面的合成彎矩為.4N?mm σca=.40.1513=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。 4.1 慢速輥軸設(shè)計 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)計慢輥軸的結(jié)構(gòu)。 3.

44、2.1 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 軸上零件擬定裝配圖如圖3-3。 圖3-3 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。 σca<σ-1 彎扭合成合格 齒輪處用彈性擋圈定位，查手冊[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

45、，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，長度為84 mm，因此取dⅤ-Ⅵ=55mm，lⅤ-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-

46、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。 3.2.2 軸的彎扭合成校核 軸的彎扭合成圖如圖3-4。 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)計算該截面的合成彎矩為.3N?mm σca=.30.1513=37.8MPa

47、 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3-4 慢輥彎扭合成圖 σca<σ-1 彎扭合成合格 4.1 換向齒輪軸設(shè)計 4.1.1 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，估計為2.5kW。 n —軸轉(zhuǎn)速，與慢速輥轉(zhuǎn)速相同，為251 r/min。

48、dmin=12032.5251=25.8mm 由于軸上開有鍵槽，加大軸的直徑15%。 dmin=25.8115%=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。 4.1.2 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 軸上零件擬定裝配圖如圖3-5。 圖3-5換向齒輪軸裝配圖 最小軸徑為35 mm 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。其長度由安裝的皮帶輪的輪轂長度決定，由于此處有三根V帶，取皮帶輪輪轂長度為

49、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，取其長度為lⅢ-Ⅳ=40mm。 Ⅳ-Ⅴ軸段，安放深溝球軸承，型號如前所選。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，取其長度為lⅤ-Ⅵ=30mm。 Ⅵ-Ⅶ軸段，與慢輥軸對應(yīng)軸段一致，dⅥ-Ⅶ=55mm，取lⅥ-Ⅶ=5mm。 Ⅶ-Ⅷ軸段，與慢輥軸對應(yīng)軸段一致，dⅦ-Ⅷ=50.8mm，lⅦ-Ⅷ=2.2mm。 Ⅷ-Ⅸ軸段，與慢輥軸對應(yīng)軸段一致， dⅧ-Ⅸ=55mm，lⅧ-Ⅸ=83.8mm

50、。 Ⅸ-Ⅹ軸段，與慢輥軸對應(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。 4.1.3 軸的彎扭合成校核 軸的彎扭合成圖如圖3-6。 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)計算該截面的合成彎矩為.9N?mm σca=.90.1553=14.0MPa

51、 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3-6換向齒輪軸彎扭合成圖 σca<σ-1 由于振動篩軸受載荷不大，因此不做校核，至此軸的設(shè)計校核部分就完成了。

52、  第4章 軸承校核、鍵校核、潤滑與裝配使用 這一章將對前幾章所選用的軸承進(jìn)行校核，選用鍵聯(lián)接中鍵的型號并進(jìn)行校核，選用潤滑方式，裝配和使用說明。 4.1 軸承校核與潤滑 本設(shè)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=45356

53、.4=16038mm? r/min 根據(jù)書[3]表18.17，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。 4.2 鍵校核 本設(shè)計中選擇了三種鍵?？燧亷л喤c振動篩是同樣的鍵，b=8mm， h=7mm，l=28mm： 鍵 828GB/T1906-1997 慢輥帶輪鍵，b=10mm，h=8mm，l=70mm： 鍵 1070GB/T1906-1997 脫殼輥鍵，b=16mm，h=10mm，l=80mm： 鍵 1680GB/T1906-1997 齒輪鍵，b=16mm，h=10mm，l=70mm： 鍵 1670GB/T19

54、06-1997 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=2.5728-825=67MPa 許用擠壓應(yīng)力σp，由書[3]表7.1，選用110MPa，σp1=67MPa<σp。 慢輥帶輪鍵承受應(yīng)力 σp2=2.5870-1055=14.25MP<σp 校核合格。 脫殼輥鍵承受應(yīng)力

55、 σp3=2.51080-1655=5.3MP<σp 校核合格。 齒輪鍵承受應(yīng)力 σp4=2.51070-1655=6.3MP<σp 校核合格。 4.3 使用說明書 4.3.1 使用前的準(zhǔn)備 使用前接好380伏三相電源，然后將電機(jī)啟動，看運轉(zhuǎn)方向是否與指示箭頭方向一致，如不一致應(yīng)將電源中任意兩接頭對調(diào)一下，即可達(dá)到與指示箭頭方向一致。 經(jīng)過試車，如果機(jī)器各部分運轉(zhuǎn)正常且無異常聲響，即可投料生產(chǎn)。 在投料生產(chǎn)前，最好先將準(zhǔn)備脫殼的花生果分選，將不同品種、大小懸殊的花生果分開，這樣可以大大提高生產(chǎn)效率，減少破碎率。 花生晾曬合適的時間，保持適當(dāng)?shù)暮士梢越档推扑槁省?

56、 4.3.2 工作中的管理 操作過程中，投料應(yīng)保持均勻。 使用過程中如發(fā)現(xiàn)破碎率高，可以停機(jī)，調(diào)整快速輥的軸承座，從而調(diào)整脫殼輥之間的間隙，使之適應(yīng)不同的花生品種，調(diào)整間隙后調(diào)整張緊輪再開機(jī)工作。 清選風(fēng)機(jī)的葉片轉(zhuǎn)速時可以調(diào)整的，如發(fā)現(xiàn)清選不徹底或有過度清選現(xiàn)象，可以調(diào)整風(fēng)機(jī)轉(zhuǎn)速旋鈕來控制清選程度。 4.3.3 維護(hù)與保養(yǎng) 本機(jī)采用三角帶傳動，在長時間使用后如需更換皮帶，一定要選擇型號一致的三角帶。 各部位有潤滑的，應(yīng)定期查看潤滑脂的情況，如有變質(zhì)現(xiàn)象，需更換潤滑脂。

57、 機(jī)器在使用時，應(yīng)經(jīng)常注意各部位運轉(zhuǎn)情況，檢查各部位緊固螺栓是否松動，如發(fā)現(xiàn)松動應(yīng)隨時緊固。特別是高轉(zhuǎn)速部位。 加工季節(jié)結(jié)束后，應(yīng)將機(jī)器進(jìn)行一次大檢查，然后清理機(jī)器內(nèi)的雜物，添加潤滑脂，最后用牛皮紙遮蓋好，以備下一季使用。 4.3.4 機(jī)械安全操作規(guī)程 剝殼作業(yè)前應(yīng)對所有參加剝殼作業(yè)人員進(jìn)行安全教育，熟悉剝殼的結(jié)構(gòu)、性能和操作方法。 參加剝殼作業(yè)人員應(yīng)穿工作衣，女同志應(yīng)把長發(fā)戴入工作帽內(nèi)，不準(zhǔn)佩帶圍巾作業(yè)，閑雜人員或未成年人不準(zhǔn)靠近作業(yè)區(qū)域。 開機(jī)前，操作人員應(yīng)對剝殼機(jī)技術(shù)狀態(tài)全面檢查一遍，特別是對各安全防護(hù)部件的檢查，要求不松、不缺，嚴(yán)禁違章使用。 剝殼機(jī)所用一切工具、金屬物等

58、嚴(yán)禁放在機(jī)器上。 開機(jī)前應(yīng)發(fā)出各自規(guī)定的信號，待剝殼機(jī)空轉(zhuǎn)3—5分鐘，確無異常情況后方可均勻連續(xù)喂料進(jìn)行作業(yè)。停機(jī)前應(yīng)有3—5分鐘空轉(zhuǎn)時間，將花生仁、殼清理干凈。 剝殼機(jī)運轉(zhuǎn)中應(yīng)經(jīng)常注意其轉(zhuǎn)速、聲音、軸承溫升，發(fā)現(xiàn)異常應(yīng)立即 停機(jī)檢查，待排除后，方可繼續(xù)作業(yè)。 每連續(xù)工作一天，應(yīng)停機(jī)檢查滾筒、風(fēng)扇、篩箱及風(fēng)送機(jī)及各軸承座等部件緊固件是否松動，并隨時加以緊固。 嚴(yán)禁在剝殼機(jī)運轉(zhuǎn)時進(jìn)行檢修和調(diào)試，嚴(yán)禁身體和其他異物靠近傳動部位。 剝殼機(jī)運轉(zhuǎn)時，嚴(yán)禁將手或其他異物伸入機(jī)

59、器內(nèi)。  參考文獻(xiàn) [1] 中國農(nóng)業(yè)機(jī)械化科學(xué)研究院.實用機(jī)械設(shè)計手冊下冊.北京：中國農(nóng)業(yè)機(jī)械出版社，1985. [2] 成大先.機(jī)械設(shè)計手冊單行本機(jī)構(gòu).北京：化學(xué)工業(yè)出版社，2004. [3] 邱宣懷.機(jī)械設(shè)計.北京：高等教育出版社，1997. [4] 濮良貴.機(jī)械零件.北京：高等教育出版社，1982. [5] 楊黎明，楊智勤.機(jī)械手機(jī)簡明手冊.北

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