資源目錄里展示的全都有，所見即所得。下載后全都有,請放心下載。原稿可自行編輯修改=【QQ：401339828 或11970985 有疑問可加】 徐州工程學院畢業(yè)設計(論文) 圖書分類號： 密 級： 摘要 在玉米分段收獲時，玉米剝皮工序勞動強度大，費工時和誤農時，且影響玉米的質量等問題，針對我國玉米收獲后剝皮這個重要環(huán)節(jié)，設計出玉米果穗剝皮機。玉米果穗剝皮機是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。 本機可采用電動機、柴油機或三輪農用運輸車發(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輥和橡膠輥組成，鐵輥對籽粒有嚴重損傷，所以本機采用全橡膠輥。為達到設計要求，兩輥高低設置，且可以根據(jù)玉米棒的大小不同調節(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。并且在剝皮裝置與傳統(tǒng)方式上有所改進，更適于在廣大農村的推廣應用。 本機代替了傳統(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，調整方便性能可靠，生產效率高。 關鍵詞 玉米果穗剝皮機；剝皮輥；電動機 Abstract At the devided harvest time, the labor force of corn’s clothes take-off by hard is to strong. It wastes time and decreases the quantity of the corn. To solve the problem of corn’s clothes take-off in our country, we designed the corn’s clothes take-off machine . It is a machine that take off the corn’s clothes. It has four types, respectively for single, union of several and big harvest. The machine instead of the traditional handed labor, reduce the people’s labor strength, raise the efficiency and prevent the corn’s damage. The structure of the machine is simple. The machine is easily adopted, reiable and efficiency. The power of the machine can use electric motor、diesel engine and the power of agricultural car.This machine adoption list mutually the alternate current motive makes the motive. Peel to equip to win to peel the son of to have the spiral iron casting son of and the rubber son of to constitute generally, cast iron the son of to have severity to the seed grain to hurt,. For get to these requirements, main take-off part makes use of rubber cylinder, and they are installed up-down. It is more reasonable than orthodox way. The transmission system makes use of binary level decreasing velocity. Via computed and checked, the machine is right. Specially, it is better than forming designing. Worthwhile, it is widely applied in rural. Keywords Corn’s clothes Take-off Machine Electric motor 目 錄 1 緒論 1 1.1 玉米果穗剝皮機的概述 1 1.2 國內玉米果穗剝皮機的發(fā)展概況 1 1.3題目來源及技術要求 2 1.3.1任務來源 2 1.3.2玉米果穗剝皮機的設計要求 2 1.3.3玉米果穗剝皮機結構簡介 2 2總體方案的分析 4 2.1玉米果穗剝皮機的剝皮的工藝過程 4 2.2玉米果穗剝皮機的方案的選擇 4 2.3玉米果穗剝皮機的主要工作部件型式的選擇 4 3總體配置的確定 5 3.1機架的配置 5 3.2傳動系統(tǒng)配置 5 4剝皮裝置、執(zhí)行部件及機架設計的確定 8 4.1剝皮輥長度確定 8 4.2剝皮輥生產能力的確定 8 4.3剝皮部件的配置 9 4.4執(zhí)行部件及機架設計 9 4.4.1果穗料斗的設計 9 4.4.2機架、連接架的設計 10 5傳動部分設計 11 5.1玉米果穗在剝皮輥間的受力分析 11 5.2皮帶傳動的設計計算及校核 12 5.3齒輪的設計 15 5.4軸的強度校核與設計計算 28 5.5鍵的選擇 30 5.6軸承的選擇 31 5.7電動機的選擇 33 6玉米剝皮機的保養(yǎng)、使用、調整及修復 35 6.1每日技術保養(yǎng) 35 6.2傳動裝置的使用和調整 35 6.3機器的保管 35 6.4工作部件損壞的修復和調整 36 結論 37 致謝 38 參考文獻 39 附錄 40 附錄1 40 39 1 緒論 1.1玉米果穗剝皮機的概述 根據(jù)設計任務書的要求，微型玉米剝皮機是一種玉米表皮的專用機械。這種機械主要針對農村的廣大農民用戶使用，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)農村不同用戶的使用要求，設計了不同的類型。 在動力選擇上，采用電動機與柴油機互相通用的形式，但不同的是由于小四輪的本身特點，在一個柴油機作動力時要有一個轉向節(jié)連接，而使用電動機則可直接安裝在機架上。 在生產率方面，根據(jù)不同用戶的使用要求，現(xiàn)已有2對輥、4對輥兩種不同生產率的機型。本機為4輥機型，可滿足單戶、聯(lián)戶和種糧大戶使用。它替代了傳統(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，調整方便，性能可靠，生產效率高。此種機械的研制成功，大大減輕了農民的勞動負擔，為廣大農民節(jié)省大量時間，降低了勞動強度，也成為農民致富的途徑之一。 1.2國內玉米果穗剝皮機的發(fā)展概況 玉米是世界三大谷物之一，也是我國五大糧食作物之一。我國玉米年種植面積為2446.67萬hm2，越占全國糧食作物種植面積的25%；年總產量達1.27億t左右，約占全國糧食總產量的27%。近年來，隨著我國養(yǎng)殖業(yè)和玉米深加工業(yè)的發(fā)展，玉米需求量增長很快，種植玉米的經濟效益較高，農民種植玉米的積極性更為提高，玉米種植面積迅速擴大，產量急劇增長。 與此同時，我國玉米機械收獲率還不足，大部分地區(qū)的玉米還是人工收獲，每人每天只能完成0.067hm2的玉米收獲，僅玉米剝皮就需要10.5人/hm2。玉米果穗收獲時，由于水分較大，其苞葉吸濕性很強，籽粒不能及時通風干燥，會很快引起霉爛、變質或發(fā)芽等現(xiàn)象，而人工剝皮效率低，勞動強度大，占用勞動力也多，玉米果穗因不能及時剝皮而造成的損失相當大。 目前，國內生產的玉米果穗剝皮機大都是小型的，功能單一，安全性差，可靠性差，效率低，不能滿足大規(guī)模玉米剝皮作業(yè)的要求。 在對當前玉米剝皮機械存在的技術問題以及廣大農村機械化玉米生產的現(xiàn)實需求，在進行充分調研基礎上，通過吸取國內外先進玉米剝皮技術，對玉米剝皮工藝進行了深入研究，并研發(fā)出了一種玉米剝皮機。該機具有性能先進、效率高、損失少、安全性高和操作保養(yǎng)方便等特點。 1.3題目來源及技術要求 1.3.1任務來源 根據(jù)農村當前的生產實際情況，農業(yè)機械的使用還沒有普遍推廣，尤其是在東北這樣的產糧大區(qū)，農民收獲的糧食由于不能及時得到農業(yè)機械的支援，而只能用傳統(tǒng)的手工勞作，這樣使得農民在秋季可謂苦不堪言。特別是對于玉米這一高產穩(wěn)產的作物，在東北地區(qū)特別是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業(yè)機械已迫在眉睫，而玉米生產過程中的播種、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，又能解決農民的當務之急，使農民在玉米的收獲季節(jié)不再為玉米剝皮而犯難了。 1.3.2玉米果穗剝皮機的設計要求 1、玉米穗喂入時，其軸線的方向應與剝皮輥軸線的方向一致。為此，在喂入裝置與剝皮輥之間需設置導槽。 2、剝皮輥軸線與水平面的傾角α直接影響玉米穗的下滑速度。在裝有壓送器的情況下，常用。 3、剝皮輥表面與壓送器頂端間的配置間隙應略小于玉米穗的直徑，并可以調節(jié)。 4、配套動力主要以電動機為主，也可以與農村廣泛使用的小四輪拖拉機配套，主要不同點是與小四輪配套有一個特殊的傳動總成。 5、性能指標要求：苞葉剝凈率要求達到95%以上，而在剝皮過程中脫凈率，并盡量減少籽粒脫落。 6、經濟指標：盡量降低成本，增大工作時的生產效率。每對剝皮輥的生產率為1500kg/h,同時根據(jù)不同用戶的需要有兩對輥、四對輥、八對輥等不同機型。 7、盡量采用通用件，提高通用化程度，降低生產成本。 1.3.3玉米果穗剝皮機結構簡介 玉米果穗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。剝皮輥間隙由壓縮彈簧來保證的，不用經常調整。（2）壓送器對改善果穗剝皮質量，提高剝皮裝置生產率是極其重要的，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，以使其能繞軸轉動，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玉米果穗剝皮機的剝皮的工藝過程 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大大地提高，而農民對這種機械由于價格的增加而使購買力下降。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玉米果穗剝皮機的方案的選擇 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)農民的經濟能力。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玉米果穗剝皮機的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，且兩對輥形成一個槽形，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，生產率較高，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 機器的全部重量將通過機架傳至基礎上。機架零件還負有承受工作時的作用力和使機器穩(wěn)定在基礎上的作用。 對于機架零件一般可提出下列基本要求：1）足夠的強度和剛度；2）形狀簡單，便于制造；3)便于在機架上安裝附件等。對于帶有缸體、導軌等的機架零件，還應有良好的耐磨性，以保證機器有足夠的使用壽命。高速機器的機架零件還應滿足振動穩(wěn)定性的要求。 機架零件形狀復雜，受外界因素的影響又很多，因而難于用數(shù)學分析方法準確計算機架中的應力和變形。設計時，通常都是先根據(jù)機器的工作要求和類型相近的機器擬定機架的結構形狀和尺寸，然后進行粗略計算以核驗其危險截面的強度。 本機機架采用角鋼焊接而成，如圖3-1所示： 圖3-1機架的樣式 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要能夠轉向，這樣使整機的移動更加方便，更便于生產中的使用，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。 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。如圖所示：根據(jù)實驗得出，剝皮輥的最佳轉速范圍在n=300r/min~350r/min，這里我們取n=333.3r/min，電動機的轉速為=1440r/min. 根據(jù)高端傳動比>低端傳動比，初定高端傳動比 傳動系統(tǒng)簡圖如圖3-2: 圖3-2電動機與帶傳動 所以總降速比: 所以直軸的轉速為: 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： 齒輪3、4的分度圓直徑： 齒輪5、6、7、8的分度圓直徑： 如圖3-2所示，動力由電動機完成一級減速，再由皮帶傳到1軸上，1軸上有一與皮帶輪同轉速的齒輪1，齒輪1與齒輪2嚙合完成二級減速。2軸為主動軸，在其上有三個齒輪。齒輪2與齒輪1嚙合完成降速；齒輪3與齒輪4嚙合實現(xiàn)傳動比為1的傳動；4軸的齒輪7與5軸的齒輪8嚙合實現(xiàn)同速傳動來實現(xiàn)最終的剝皮過程；2軸上的齒輪6與3軸上的齒輪5嚙合實現(xiàn)同速傳動。2、3、4、5軸的最終轉速為333.3r/min。 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，美國甜玉米剝皮機輥長為1500mm，根據(jù)實驗得出玉米在剝皮輥上的剝凈率在開始400mm內剝凈率為85%，在600mm內剝凈率為93%，因此輥長定為1000mm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受擠壓和被抓取為準。 4.2剝皮輥生產能力的確定 單對剝皮輥生產能力： 式(4.1) 式(4.2) 其中：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333.3r/min f——滑動綜合系數(shù)試驗得f=0.05 ——50mm 式(4.2)帶入式(4.1)： 所以，兩對輥計算生產率為2132Kg/h，設計要求為： 符合設計要求。 由于此機是由人手工喂入，故實際生產能力大約在每對輥的生產率1500Kg/h左右，這是經過實驗后得出結論。 4.3剝皮部件的配置 本機剝皮裝置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)250mm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、5為固定輥，上輥1、3可繞鉸接點轉動，既兩輥嚙合間隙可調的。保證果柄可以通過，兩輥可以調節(jié)螺栓6來調節(jié)，所以可以根據(jù)不同的品種來適當調節(jié)螺栓，使果穗順利通過。見剝皮棍裝配圖。 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生不等的摩擦力、且>，而使得玉米能夠產生自轉。兩輥中心距a=67.5mm，當果穗直徑為時果穗重力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，生產率低；傾角大，剝凈率低，確定剝皮輥傾角為。果穗通過間隙，根據(jù)實測果穗直徑最大不超過，為防止過大的果穗卡滯現(xiàn)象通過70mm，可使果穗繞自身軸線自由轉動，為防止在剝皮過程中產生果穗脫粒，在剝皮輥上方設有壓穗板，壓穗板通過間隙為70mm。 4.4執(zhí)行部件及機架設計 4.4.1果穗料斗的設計 果穗料斗不但有暫存果穗的能力，而且還能使果穗沿剝皮輥軸向方向上進入兩輥所形成的槽中，在配置上與剝皮輥的傾角相同，均與水平面成角，在長度上按展開1000mm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，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的傾斜度，經參考實驗數(shù)據(jù)選傾斜度為。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。 下料斗是畫出的入料裝置，它可以設計成任何方便的形狀，如圖4-1所示： 圖4-1爐料斗與壓穗板 4.4.2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，提高通用程度，因此物沒特別要求。 5傳動部分設計 5.1玉米果穗在剝皮輥間的受力分析 兩輥對玉米產生的兩個摩擦力、分別為： 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為： 根據(jù)實驗可知，扯斷苞葉所需力為： 故 ，此時每個軸所承受的力不僅有F，而且還要有與。 每對剝皮輥消耗的功率： 式(5.1) 因此兩對棍消耗的總功率： 式(5.2) 與皮帶輪同軸的齒輪所需扭矩為: 式(5.3) 5.2帶傳動的設計計算及校核 帶傳動是具有中間撓性件的一種傳動，所以： 1) 能緩和載荷沖擊； 2）運行平穩(wěn)，無噪聲； 3）制造和安裝精度不像嚙合傳動那樣嚴格； 4）過載時將引起帶在帶輪上的打滑，因而可防止其他零件的損壞； 5）可增加帶長以適應中心距較大的工作條件（可達15m）。 帶傳動和摩擦輪傳動一樣，也有下列缺點： 1） 有彈性滑動和打滑，使效率降低和不能保持準確的傳動比（同步帶傳動是嚙合傳動的，所以可保證傳動同步）； 2） 傳遞同樣大的圓周力時，輪廓尺寸和軸上的壓力都比嚙和傳動大； 3)帶的壽命較短。 已知：電動機轉速n=1440r/min，，A型帶，P=3kw。 1、確定計算功率： 工作情況系數(shù)，故。 式(5.4) 2、選取窄V帶帶型： 根據(jù)、由表5—1確定選用SPA型帶。 表5—1V帶截面尺寸和帶輪輪緣尺寸 尺寸 型號 Y Z A SPZ SPA V帶尺寸 頂寬b 6 10 13 節(jié)寬bp 5.3 8.5 11.3 高度h 4 6 8 （8）① （10） 輪緣尺寸 hamin 1.6 2 2.75 hfmin 4.7 7 8.7 (9) (11) ①h、hf尺寸中未帶（）為普通V帶的數(shù)字；帶（）為窄V帶的數(shù)字；其余尺寸普通V帶、窄帶通用。 3、確定帶輪的基準直徑： 由表5—2取主動輪直徑： 。 式(5.5) 根據(jù)式： 式(5.6) 表5—2V帶傳動的功率 型號 小帶輪計算直徑D1/mm 小帶輪轉速n1/(r/min) 1200 1460 1600 2000 2400 2800 3200 3600 4000 5000 A 75 0.60 0.68 0.73 0.84 0.92 1.00 1.04 1.08 1.09 1.02 90 0.93 1.07 1.15 1.34 1.50 1.64 1.75 1.83 1.87 1.82 100 1.14 1.32 1.42 1.66 1.87 2.05 2.19 2.28 2.34 2.25 125 1.66 1.93 2.07 2.44 2.74 2.98 3.16 3.26 3.28 2.91 160 2.36 2.74 2.94 3.42 3.80 4.06 4.19 4.17 3.98 2.67 從動帶輪直徑： 由式： 式(5.7) 取。 驗算帶的速： 式(5.8) 所以：帶的速度適合。 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—179圖11.4選帶的基準長度。 計算實際中心距a： 式(5.9) 5、驗算主動輪上的包角： = 主動輪上的包角合適。 6、計算窄V帶的根數(shù)z： 由，，i=2.4查《機械設計》表11.8,11.9得： 查《機械設計》P—190表11.7得,查P.194表11.12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。 7、計算預緊力： 查表7得：q=0.07kg/m,故 8、計算作用在軸上的壓軸力: 9、帶輪結構設計 （1）帶輪的材料選為鑄鐵HT250 （2）結構選擇：大小帶輪都選用腹板式的帶輪。 （3）結構尺寸見零件圖（大帶輪） 10、皮帶采用張緊輪進行張進。 5.3齒輪的設計 齒輪傳動的使用范圍很廣，傳遞功率可高達數(shù)萬千瓦，圓周速度可達150m/s（最高300m/s），直徑能做到10m以上，單級傳動比可達8或更大，因此在機器中應用很廣。 和其他機械傳動比較，齒輪傳動的主要優(yōu)點是：工作可靠，使用壽命長；瞬時傳動比為常數(shù)；傳動效率高；結構緊湊；功率和速度使用范圍很廣等。 齒輪傳動應滿足下列兩項基本要求：1)傳動平穩(wěn)—要求瞬時傳動比不變，盡量減小沖擊、振動和噪聲；2)承載能力高—要求在尺寸小、重量輕的前提下，齒輪的強度高、耐磨性好，在預定的使用期限內不出現(xiàn)斷齒等失效現(xiàn)象。 對于d=67.5mm的齒輪模數(shù)的選?。? 根據(jù)式： 式中 ——表示計算載荷系數(shù)； ——表示扭矩； ——表示齒寬系數(shù)； ——表示的平方； ——表示彎曲應力； ——表示齒形系數(shù)； ——表示應力修正系數(shù)； 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： 總變位系數(shù)： 根據(jù)齒數(shù)比u=1 按線圖分配變位系數(shù)得： 齒輪變動系數(shù)： 齒頂圓直徑： 對于的齒輪分別進行校核： a.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?？紤]此齒輪振動沖擊較大，選大小齒輪材料為40Cr(調質)硬度為240HBS，表面淬火，齒形變形不大，不需磨削。 表5-3齒輪常用材料及力學性能 材料 熱處理 截面尺寸/mm 材料力學性能/MPa 硬度 直徑d 壁厚S HB HRC(表面淬火） 45 正火 調質 588 294 169-217 40-50 101-300 51-150 569 284 162-217 647 373 229-286 101-300 51-150 628 343 217-255 42SiMn 調質 784 510 229-286 45-55 101-200 51-100 735 461 217-269 201-300 101-150 686 441 217-255 40MnB 調質 750 500 241-286 45-55 201-300 101-150 686 441 241-286 35CrMo 調質 750 550 207-269 40-45 101-300 51-150 700 500 207-269 40Cr 調質 750 550 241-286 48-55 101-300 51-150 700 500 241-286 20Cr 滲碳淬火+低溫回火 637 392 56-62 （4）選齒數(shù) b.按接觸強度設計和校核： 根據(jù)式： （1） 確定公式內的各種計算數(shù)值: ①載荷系數(shù)： ②計算每個齒輪傳遞扭矩： ③由表5-4選取齒輪寬系數(shù)。 表5-4齒寬系數(shù) 齒輪相對于軸承的位置 齒面硬度 軟齒面（大輪或大、小輪硬度) 硬齒面(大、小輪硬度） 對稱布置 0.8-1.4 0.4-0.9 非對稱布置 0.6-1.2 0.3-0.6 懸臂布置 0.3-0.4 0.2-0.25 齒寬b和小齒輪分度圓直徑的比值稱為齒寬系數(shù)。在一定 載荷作用下，增大齒寬可減小齒輪直徑和傳動中心距，從而降低圓周速度。但齒寬愈大，載荷分布愈不均勻，因此必須合理的選擇齒寬系數(shù)，由表5-4得。 ④由表5-5彈性系數(shù)ZE可查得材料的彈性影響系數(shù)：材料彈性模量E和泊松比對接觸應力的影響用彈性系數(shù)ZE修正，不同材料組合的齒輪副，其彈性系數(shù)可由表5-5查得。泊松比除尼龍取為0.5外，其余材料均取0.3。由表5-5得ZE: 表5-5彈性系數(shù)ZE 小齒輪材料 大齒輪材料 鋼 鑄鋼 球墨鑄鐵 灰鑄鐵 鑄錫青銅 錫青銅 尼龍7805① 鋼 189.8 188.9 181.4 162.0165.4 155.0 159.8 56.4 鑄鋼 — 188.0 180.5 161.4 — — — 球墨鑄鐵 — — 173.9 156.6 — — — 灰鑄鐵 — — — 143.7146.7 — — — ⑤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—224圖12.18查得疲勞壽命系數(shù)： ⑦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） 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： 式(5.10) ③計算齒寬b： 式(5.11) ④計算齒寬與齒高之比b/h 模數(shù)： ，取整 式(5.12) 齒高： 式(5.13) ⑤計算載荷系數(shù)： 圖5-1計算載荷系數(shù) 由圖5-1得系數(shù)： 直齒輪： 由表5-6齒間載荷分配系數(shù)KHa和KFa查得： 表5-6齒間載荷分配系數(shù)KHa和KFa KAFt/b精度等級（Ⅱ級） N/mm 5 6 7 8 9 經表明硬化的直齒輪 KHa 1.0 1.0 1.1 1.2 KFa 1.0 1.0 1.1 未經表明硬化的直齒輪 KHa 1.0 1.0 1.0 1.1 1.2 KFa 1.0 1.0 1.0 1.1 1.2 使用系數(shù)是用以考慮動力機和工作機的運轉特性、聯(lián)軸器的緩沖性能等外部因素引起的動載荷而引入的系數(shù)。由《機械設計》P—215圖12.9查得使用系數(shù)=1。 傳動工作時，由于軸的彎曲變形和扭轉變形、軸承的彈性位移以及傳動裝置的制造和安裝誤差等原因，將導致齒輪副相互傾斜及齒輪扭曲。齒向載荷分布系數(shù)就是考慮使輪齒沿接觸線產生載荷分布不均勻現(xiàn)象的影響。 表5-7齒向載荷分布系數(shù) 調質齒輪精度等級 裝配時不作檢驗調整 裝配時檢驗調整或對研跑合 A B C A B C 5 1.07 0.16 0.23 1.03 0.16 0.12 6 1.09 0.16 0.30 1.O4 0.16 0.15 7 1.11 0.16 0.47 1.05 0.16 0.23 8 1.17 0.16 0.61 1.09 0.16 0.31 由表5-7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： 取整： c.按齒根彎曲疲勞強度設計： 彎曲強度的設計公式為： 應該注意：同一對齒輪傳動，大、小齒輪的齒形系數(shù)、應力修正系數(shù)和許用彎曲應力是不相同的。因此，應對大、小齒輪的進行比較，并按兩者中的較大值進行計算。模數(shù)應圓整成標準值。對于傳遞動力的齒輪，模數(shù)一般應大于1.5mm-2mm。 （1）確定公式內的各計算數(shù)值 ①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—230表12.22可查得： (2)設計計算 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承載能力，僅與齒輪直徑有關，可取由彎曲強度算的模數(shù)4.7，就近圓整，算得分度圓直徑. 對于齒輪的計算及校核。 a.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。選大小齒輪材料均為40Cr（調質），并經調質表面淬火，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), b.按齒面接觸強度設計： 由設計計算公式進行計算，即： （1）確定公式內的各計算數(shù)值 ①試選取載荷系數(shù)： ②計算齒輪的扭矩： ③由表5-4選取齒寬系數(shù)： ④由表5-5查得材料彈性系數(shù)： ⑤由《機械設計》P—224表12.17按齒面硬度中間值52HRC，查得齒輪接觸疲勞強度極限： ⑥計算應力循環(huán)次數(shù)： ⑦由《機械設計》P—220表12.15得接觸疲勞強度壽命系數(shù)： ⑧計算接觸疲勞許用應力： 取失效概率1%，安全系數(shù)S=1 （2）計算 ①計算齒輪分度圓直徑 ，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)：根據(jù)V=3.44m/s,7級精度 由圖4得動載荷系數(shù)： 直齒輪，假設： 由表5-6查得： 由表5-7查得： 由《機械設計》P—215表12.9查得使用系數(shù): 所以： ⑥按實際載荷系數(shù)校正所行分度圓直徑： ⑦計算模數(shù)： c.按齒根彎曲疲勞強度設計： 彎曲強度的設計公式為： （1）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 （4）計算載荷系數(shù)： （5）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： d.幾何尺寸計算： （1）計算分度圓直徑： （2）計算中心距： 第二級降速機構兩齒輪的設計： 大齒輪轉速為： 小齒輪轉速為： 降速比： 傳動功率：p=664.7瓦 a.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節(jié)桿調節(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)： b.按齒面接觸強度設計： （1）由 ①試確定公式內的各計算數(shù)值 試選載荷系數(shù)： ②計算小齒輪傳遞的扭矩： ③由表5-4查得選取齒寬系數(shù)： ④由表5-5查得材料彈性影響系數(shù)： ⑤由《機械設計》P—224表12.17查得按齒面硬度中間值52HRC查得大小齒輪接觸疲勞強度極限： ⑥計算應力循環(huán)次數(shù)： ⑦由《機械設計》P—220表12.15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)： 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，由圖4得動載荷系數(shù)： 直齒輪,假設： 由表5-6查得： 由表5-7查得： 由《機械設計》P—215表12.9查得使用系數(shù)： (6級精度硬齒面齒輪查得適當加大) 由表5-6查得： （由b/h、查?。? 故載荷系數(shù)： ⑤按實際載荷系數(shù)校正所行分度圓直徑得： c.按齒根彎曲強度設計： 彎曲強度設計公式： 確定公式內各計算數(shù)值： （1）大小齒輪彎曲疲勞極限： （2） 彎曲疲勞壽命系數(shù)： （3）計算彎曲疲勞需用應力： 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4 （4）計算載荷系數(shù)： （5）查取齒形系數(shù)：由《機械設計》P—229圖12.21查得： （6）查取應力校正系數(shù)：由《機械設計》P—230圖12.22查得： （7）計算大小齒輪比較： 所以： 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，可取由彎曲強度算的模數(shù)3.94mm，并圓整為4mm，按接觸強度算得分度圓直徑： d.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?。糊X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。 5.4軸的強度校核與設計計算 作回轉運動的零件都要裝在軸上來實現(xiàn)其回轉運動，大多數(shù)軸還起著傳遞轉矩的作用。軸要用滑動軸承或滾動軸承來支撐。 軸的材料主要采用碳素鋼和合金鋼。碳素鋼比合金鋼廉價，對應力集中的敏感性較小，所以應用較為廣泛。 常用的碳素鋼有30-50鋼，最常用的是45鋼。為保證其力學性能，應進行調制或正火處理。合金鋼具有較高的機械強度，可淬性也較好，可以在傳遞大功率并要求減少質量和提高軸頸耐磨性時采用。常用的合金鋼有12CrNi2、12CrNi3、20Cr、40Cr、和38SiMnMo等。 軸的材料也可采用合金鑄鐵或球墨鑄鐵。軸的毛坯是鑄造成型的，所以易于得到更合理的形狀。這些材料吸振性較高，可用熱處理方法獲得所需的耐磨性，對應力集中敏感性也較低。因鑄造品質不易控制，故可靠性不如鋼質軸。 如圖5-2所示，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。 （1）軸的材料 軸的材料選用45鋼。材料系數(shù)C=126。 圖5-2軸的分布情況 （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12，25，32，35，40不等。由于軸頸為40的部分最長，所以只需校核該處即可。 主動軸上有三個相互并排的齒輪，所以軸的長度如下： 軸承（GB279—64）帶密封圈的單列向軸承的寬度：B=18mm軸承與右端蓋的距離： 所以：d=25mm軸長度 因為齒輪與軸的配合均采用的平鍵配合，故在軸端應用螺栓進行軸向定位，在軸承的右端應有一個軸肩，即，而且剝皮輥的橡膠就是套在此段上，所以此段長度，軸的設計見零件圖。 （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，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，四個軸的軸承均采用的軸承。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(5.14) 式中：—實心圓截面抗扭矩模量： 所以： 所以：軸的強度符合要求。 5.5鍵的選擇 鍵是標準零件，分為兩大類：1）平鍵和半圓鍵，構成松聯(lián)接；2）斜鍵，構成緊聯(lián)接。 設計鍵連接時，通常被聯(lián)接件的材料、構造和尺寸已初步決定，聯(lián)接的載荷也已求得。因此，可根據(jù)聯(lián)接的結構特點、使用要求和工作條件來選擇鍵的類型，再根據(jù)軸徑從標準中選出鍵的截面尺寸，并參考轂長選出鍵的長度，然后用適當?shù)男：擞嬎愎阶鰪姸闰炈恪? 對于平鍵聯(lián)接，可能的失效有：較弱零件（通常為轂）的工作面被壓潰（靜聯(lián)接）或磨損(動聯(lián)接，特別是在載荷作用下移動時）和鍵的剪斷等。 軸徑： 軸徑： 根據(jù)式： 式(5.15) 式中： 所以： 即鍵的強度符合要求。 5.6軸承的選擇 典型的滾動軸承由內圈、外圈、滾動體和保持架組成。內圈、外圈分別與軸徑及軸承座孔裝配在一起。多數(shù)情況是內圈隨軸回轉，外圈不動；但也有外圈回轉、內圈不轉或內、外圈分別按不同轉速回轉等使用情況。滾動體是滾動軸承中的核心元件，它使相對遠動表面間的滑動摩擦變?yōu)闈L動摩擦。根據(jù)不同軸承結構的要求，滾動體有球、圓柱滾子、圓錐滾子、球面滾子等。滾動體的大小和數(shù)量直接影響軸承的承載能力。 在球軸承內、外圈上都有凹槽滾道，它起著降低接觸應力和限制滾動體軸向移動的作用。保持架使?jié)L動體等距離分布并減少滾動體間的摩擦和磨損。如果沒有保持架，相鄰滾動體將直接接觸，且相對摩擦速度是表面速度的兩倍，發(fā)熱和磨損都較大。 與滑動軸承相比較，滾動軸承有下列優(yōu)點： 1）在一般工作條件下，摩擦阻力矩大體和液體動力潤滑軸承相當，比混合潤滑軸承要小很多倍。滾動軸承效率（0.98-0.99）比液體動力潤滑軸承（0.95）要高一些。采用滾動軸承的機器啟動力矩小，有利于在負載下啟動。 2）徑向游隙比較小，向心角接觸軸承可用預緊方法消除游隙，運轉精度高。 3）對于同尺寸的軸頸，滾動軸承的寬度比滑動軸承小，可使機器的軸向結構緊湊。 4）大多數(shù)滾動軸承能同時受徑向和軸向載荷，故軸承組合結構簡單。 5）消耗潤滑劑少，便于密封，易于維護。 6）不需要用有色金屬。 7）標準化程度高，成批生產，成本較低。 滾動軸承存在下列缺點： 1） 承受沖擊載荷能力差。 2） 高速重載荷下軸承壽命較低。 3） 振動及噪聲較大。 4）徑向尺寸比滑動軸承大。 滾動軸承因有專門工廠大量生產，能保證質量，在使用、安裝、更換等方面又很方便，故在中速、中載和一般工作條件下運轉的機器中應用非常普遍。在特殊工作條件下如高速、重載、精密、高溫、低溫、防腐、防磁、微型、特大型等場合，也可以采用滾動軸承，但需要在結構、材料、加工工藝、熱處理等方面，采用一些特殊的技術措施。 選擇滾動軸承類型時，必須了解軸承的工作載荷（大小、方向、性質）、轉速及其他使用要求。轉速較高、載荷較小、要求旋轉精度高時宜選用球軸承；轉速較低、載荷較大或有沖擊載荷時則選用滾子軸承。軸承上同時受徑向和軸向聯(lián)合載荷，一般選用角接觸球軸承或圓錐滾子軸承；若徑向載荷較大、軸向載荷小，可選用深溝球軸承；而當軸向載荷較大、徑向載荷小時，可采用推力角接觸球軸承、四點接觸球軸承或選用推力球軸承和深溝球軸承的組合結構。 根據(jù)前面一系列的計算結果和研究說明，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