微型玉米剝皮機設計

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1、畢業(yè)設計 畢業(yè)設計 微型玉米剝皮機設計 學生姓名: 系 (部): 專 業(yè): 指導老師: 年 月 日 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，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

2、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，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棍和橡膠輥組成，鐵棍對籽粒有嚴重損傷，所以本機要求采用全橡膠輥。在滿足剝凈率≥95%以上。工作效率達到1500kg/h，動力源≤3kw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

3、合理。經計算、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，更適于在廣大農村的推廣應用。 關鍵詞：玉米剝皮機 剝皮輥 傳動系統(tǒng) 動力源 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

4、 take-off in our country, we designed the corn’s clothes take-off machine including the structure and the technical parameter design. 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

5、 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 m

6、achine 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, so this machine adoption the who

7、le rubber son of. Designed under premise that must be get go 95% of take-off rate and efficiency required no less than 1500kg/h, power no more than or equality 3kw. For get to these requirements, main take-off part makes use of rubber cylinder, and they are installed up-down. It is more reasonable t

8、han 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. Key Words： Corn’s clothes、 Take-off Machine、 Cylinder、 t

9、ransmission system、 Power resource 目 錄 前言----------------------------------------------------------------------------------------------- 4 第一章 題目來源及技術要求----------------------------------------------------- 5 第一節(jié) 任務來源--------------------------------------------------------------------------

10、------ 5 第二節(jié) 玉米剝皮機結構簡介----------------------------------------------------------------- 5 第二章 總體方案的分析--------------------------------------------------------------- 6 第一節(jié) 剝皮的工藝過程------------------------------------------- 6 第二節(jié) 方案的選擇----------------------------------------------- 6 第三節(jié) 主要工作部件形

11、式的選擇----------------------------------- 6 第三章 總體配置的確定--------------------------------------------------------------- 7 第一節(jié) 機架的配置-----------------------------------------------------------------------------8 第二節(jié) 傳動系統(tǒng)配置--------------------------------------------------------------------------9 第

12、四章 剝皮裝置的確定-------------------------------------------------------------------10 第一節(jié) 剝皮輥長度確定----------------------------------------------------------------10 第二節(jié) 剝皮輥生產能力的確定-------------------------------------------------------10 第三節(jié) 剝皮部件的設計--------------------------------------------------

13、--------------11 第五章 執(zhí)行部件及機架設計-------------------------------------------------12 第一節(jié) 果穗料斗的設計----------------------------------------------------------------12 第二節(jié) 機架、連接架的設計--------------------------------------------- ------------12 第六章 傳動部分設計----------------------------------------------

14、-- --------------13 第一節(jié) 玉米果穗在剝皮輥間的受力分析-------------------------------------------13 第二節(jié) 皮帶傳動的設計計算及校核---------------------------------------------- --15 第三節(jié) 齒輪的設計------------------------------------------------------------------ ---17 第四節(jié) 軸的強度校核與設計計算-------------------------------

15、---------------------27 第五節(jié) 鍵的選擇------------------------------------------------------------------- -----29 第六節(jié) 軸承的選擇----------------------------------------------------------------------29 第七節(jié) 電動機的選擇--------------------------------------------------------------- ---30 參考文獻--------------

16、----------------------------------------------------------------------31 致謝------------------------------------------------------------------------------------------- -32 前言 國內外玉米剝皮機的概況： （1）前蘇聯(lián)玉米剝皮機的概況 前蘇聯(lián)的玉米種植面積達1200萬hm2,僅次于美國的種植面積。由于生產需要，研制了OⅡ-4B型玉米剝皮機。隨著農業(yè)機械化的發(fā)展，又研制了OⅡ Ⅱ-5、OⅡ-15、OⅡ-

17、15C、OⅡ-15Ⅱ 和OⅡ-5等多種剝皮機。 （2）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)在已經向聯(lián)合自走的方向發(fā)展。 （3）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，中國農機院與黑龍江農業(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場管理局設計了場上玉米剝皮機。1979年，遼寧省農業(yè)機械化研究所研制的4

18、YB—2型玉米收獲機及吉林農業(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，微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

19、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)省了大量時間，降低了勞動強度， 成為農民致富的途徑之一。 第一章、題目來源及技術要

20、求 第一節(jié) 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，尤其是在像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

21、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。 第二節(jié) 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

22、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，成對用，由于橡膠摩擦系數(shù)較大，因此不必另加壓制器。 第二章 整體的設計與選擇 第一節(jié) 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，

23、傳動部分使用帶傳動和直齒輪傳動。 第二節(jié) 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。 第三節(jié) 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

24、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，身產率較高。 第三章 總體配置的確定 總體配置就

25、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。 第一節(jié) 機架的配置 機架采用角鋼焊接而成，如圖1所示： 圖1 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。 第二節(jié) 傳動系統(tǒng)配置： 3.2

26、.1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： 3.2.2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n電=1440r/min. i總=n電/輥=1440/333.3=4.32 根據(jù)高端傳動比>低端傳動比，初定高端傳動比i高=2.4 i總=i高i低 i低=1.8 第三節(jié) 傳動系統(tǒng)簡圖 i帶=D2D1=240100=2.4

27、 i齒=14480=1.8 所以 總降速比 i=2.41.8=4.32 所以 直軸的轉速為 n=n電動機i總=14404.32=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： D1=100mm 從動帶輪基準直徑： D2=240mm 齒輪1的分度圓直徑：d1=80mm 齒輪2的分度圓直徑：d2=144mm 齒輪3、4的分度圓直徑：d3=d4=90mm 齒

28、輪5、6、7、8的分度圓直徑：d5=d6=d7=d8=67.5mm 如圖2所示，動力由電動機傳到完成一級減速，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. 第四章 剝皮裝置的確定 剝皮裝置是由一對相向轉動

29、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。 第一節(jié) 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

30、果穗收擠壓和被抓取為準。 第二節(jié) 剝皮輥生產能力的確定： 單對剝皮輥生產能力：Q剝=3600qL+△lugkg/h ----------------① ug=sn600000f ------------------------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 ug------果穗沿剝皮輥移動速度m/s S---------剝皮輥螺距s=900mm N----

31、----剝皮輥轉速333.3r/min f---------滑動綜合系數(shù)試驗得f=0.05 ?l-----50mm ②帶入①：Q剝=3600qL+△lsn600000f =6100qsnfL+△l =61000.49003000.05250+50 =1066Kg/h 所以 兩對輥計算生產率為2132Kg/h 設計要求為1500kg/h,2132kg/h>1500kg/h符合設計要求。 由于此

32、機是由人手式喂入，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。 第三節(jié) 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，如圖所示每個輥軸上有每節(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，既兩輥嚙合間隙時可調的。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。 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

33、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F1、F2且F1>F2，而使得玉米能夠產生自轉。如圖4所示： 兩輥中心距a=67.5mm，當果穗直徑為∮60時果穗重力N與下輥壓力方向角a2=5與上輥方向壓力角a1=67.28，其相應摩擦力：F1=N1fcos67.28=0.386N?f由于F1>F2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，本機通過部

34、件試驗，確定剝皮輥傾角為12。果穗通過間隙，根據(jù)實測果穗直徑最大不超過∮65，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. 第五章 執(zhí)行部件及機架設計 第一節(jié) 果穗料斗的設計： 果穗料斗不但要有暫存果穗的能力，而且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

35、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，經參考實驗數(shù)據(jù)選傾斜度為12。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（如下圖5）。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。（如圖6）。 第二節(jié) 機架、連接架的設計 機架和

36、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，因此無特別要求。 第六章 傳動部分設計 第一節(jié) 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F1、F2分別為：Fb=Nbf Fa=NaF X=0Y=0 => Nbsinβ+Fbcosβ-Nasinθ-Facosθ=0Nacosβ+Nacosθ-Fbsinβ-Fasinθ=0 H=23R=22.5 cosγ=0.943 γ=19.47 cosφ=0.545 φ=56.94

37、θ=90-φ-γ=13.59 β=180-2φ-θ=52.53 δ=180-θ-β=113.88 所以：Na=Qsinβsinδ=0.868Q Nb=Qsinθsinδ=0.257Q 所以：Fa=Naf=0.868Q0.87=0.76Q=4.55N Fb=Nbf=0.2570.87Q=0.208Q=1.69N 由實驗可知，撕破苞葉的抓取力F1大約為 F1=20.05N 同時在自轉過程中撕扯力F2=F1f2=20.250.35=7.02 根據(jù)實驗可知，扯斷苞葉所需力F3=102N 故F=F1+F2+F3=129.07N 此時每個軸所承受的力不僅有F，而且還要有

38、Fa與Fb。 每對剝皮輥消耗的功率：N=F*V=1.5855kw 因此兩對輥消耗的總功率：N總=21.2855=0.462105N?mm 與皮帶輪同軸的齒輪所需扭矩為（d=144mm） T=95.5105p3001000=1.85105N?mm 第二節(jié) 皮帶傳動的設計計算及校核 已知：電動機轉速n=1440r/min i=2.4 A型帶 P=3kw 1、確定計算功率Pca： 工作情況系數(shù)KA=1.1，故Pca=KAp=1.13kw=3.3kw 2、選取窄V帶帶型： 根據(jù)Pca、n電由《機械設計》P—152圖8—9確定選用SPA型帶。 3、確定帶

39、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 dd1=100mm。根據(jù)式i=n1n2=dd2dd1， 從動帶輪直徑dd2=idd1=2.4100=240mm 根據(jù)《機械設計》P—153表8—7，取dd2=250mm。 驗算帶的速度：V=πdd1n電601000=π1001440601000=7.536ms<35ms 所以帶的速度合適。 4、確定窄V帶的基準長度和傳動中心距： 根據(jù)0.7dd1+dd2

40、dd2+(dd1-dd2)2=1351mm 由《機械設計》P—142表8—2選帶的基準長度Ld=1400mm。 計算實際中心距a=a0+(Ld-Ld1)2=400+(1400-1351)2=425mm 5、驗算主動輪上的包角a1=180-dd2-dd1a57.5 =180-250-100425 57.5 =159.71>120 所以主動輪上的包角合適。 6、計算窄V帶的根數(shù)z=pca(P0+?P0)kak1 由n電=1440rmin，dd1=100mm，i=2.4查表4和5得

41、： P0=1.6kw ?P0=0.23kw 查《機械設計》P—154表8—8得kα=0.96,查P—142表8—2得： kL=0.89，則z=3.3[(1.6+0.23)0.960.89]≈2 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F0=500PcaVz2.5kα-1+qV2 查表7得：q=0.07kg/m,故F0=5003.322.50.96-1+0.077.532N=225.25N 8、計算作用在軸上的壓軸力Fp=2zsinα2=[22sin159.71/

42、2]N=301.93N 9、帶輪結構設計 （1）帶輪的材料選為鑄鐵選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。 10、皮帶采用自動張緊或定期張緊。 第三節(jié) 齒輪的設計 6.3.1 對于d=67.5mm的齒輪模數(shù)的選取： 根據(jù)式m≥32KT1φdz12?YFaYSa[σ]F 式中： T=0.462105N?mm Kt=1.3 φd=0.4 YFa=2.3 YSa=1.1 [δ]F=KFNδS=0.96801.4=437.14Mpa 由上式對齒數(shù)進行試選：選取Z=13 則m≥32KT1φdz12?YFa

43、YSa[σ]F=321.30.4620.4132?2.31.1105437.14=4.7mm 所以m≥4.7mm m圓整取m=5 幾何尺寸：因為分度圓直徑d=67.5mm，模數(shù)m=5，所以可知此齒為一變位齒輪Z=13 Z1=Z2=13 a=67.5mm m=5 ha*=1 c*=0.25 α=20 d1=d2=mz1=65mm 未變?yōu)橹行木啵篴=12(d1+d2)=1265+65=65mm 中心距變位系數(shù)：y=a-am0.5 YZ=a-aa=y2z1+z2=0.5226=0.03864 分度圓壓力角：α=20 嚙合角α‘

44、：cosα‘=αα‘cosα=6567.5cos20=0.963cos20=0.9049 α‘=25.186 總變位系數(shù)：XΣ=Z1+Z22tanαinvα-invα=262tan20inv25.186-inv20 =0.030935-0.014904262tan20=1.1466 根據(jù)齒數(shù)比u=1 按線圖分配變位系數(shù)得x1=x2=0.57 齒輪變動系數(shù)：?y=xΣ-y=0.9049-0.5=0.4049 齒頂圓直徑：dm=d+2mha*+x1-?g=78mm da1=da2=78mm

45、 df1=d1-2mha*+c-x1=55mm df2=df1=55mm 6.3.2對于d=67.5mm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。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(調質)硬度為240HBS，表面淬火，齒形變形不大，不需磨削。 （4）選齒數(shù)z2=13 z1=z2=13 b.按接觸強度設計和校核： 根據(jù)式：dt≥2.32KtT

46、1?du+1u(zE[σH])2mm (1)確定公式內的各種計算數(shù)值 ①載荷系數(shù)：kt=1.3 ②計算每個齒輪傳遞扭矩：T1=95.5105PN=0.462105N?mm ③由《機械設計》P—201表10—7選取齒輪寬系數(shù)?d=0.5 ④由《機械設計》P—198表10—6可查得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8Mpa12 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σHlim1=σHlim2=1170Mpa ⑥由《機械設計》P—203圖10—19查得疲勞壽命系數(shù)kHN1=0.88 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

47、 [σ]H1=kHN1σHlim1s=1030Mpa (2) 計算 ①試計算小齒輪分度圓直徑d1t ,代入[σ]H中較小的值 d1t≥2.323KtT1?du+1u(zE[σH])2=2.3231.30.4621050.41+11(189.81030)2=61.36mm ②計算圓周速度V=π67.5333.3601000=1.18m/s ③計算齒寬b b=?dd1t=0.561.36=30.68mm ④計算齒寬與齒高之比b/h 模數(shù) mt=d1tz1=61.3613=4.72mm 齒高 h=2.25mt=2.254.72=10.62 由③和④可得 bh=3

48、0.6810.62=2.89 ⑤計算載荷系數(shù) 由《機械設計》P—192圖10—8查得系數(shù)：kv=1.12 直齒輪kAFtb≥100N?mm 由《機械設計》P—193圖10—3查得kHα=kFα=1.1 由《機械設計》P—190圖10—2查得使用系數(shù)kA=1 由《機械設計》P—194圖10—4查得kHβ=1.43 由《機械設計》P—195圖10—13查得kFβ=1.37 k=kAkVkαkHβ=11.121.11.43=1.72 ⑥按實際載荷系數(shù)校正算得分度圓直徑：d1=d1t3kkt=61.3631.721.3=67.5 ⑦計算模數(shù)m=d1z1=67.513=5.19mm

49、 取整m=5mm c.按齒根彎曲疲勞強度設計： 彎曲強度的設計公式為：m≥32KT1φdz12?YFaYSa[σ]F (1)確定公式內的各計算數(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σFE=450Mpa ②彎曲疲勞壽命系數(shù)YFα=2.3 ③計算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4 σF=kFN?σS=0.96801.4=437.14Mpa ④計算載荷系數(shù)k=kAkVkαkFβ=11.121.12.3=2.83 ⑤查取應力校正系數(shù) 由《機械設計》P—197表10—5可查得 YSα=1.1

50、 T=0.462105N?mm φa=0.4 z=13 (2)設計計算 m≥32KT1?dz12?YFaYSa[σ]F=4.7 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=5mm，算得分度圓直徑d1=67.5mm. 6.3.3 對于d=90mm齒輪的計算及校核：（d=90mm初定） 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。 由《機械設計》

51、P—189表10—1選得大小齒輪材料均為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)z1=18,z2=18 b.按齒面接觸強度設計： 由設計計算公式進行計算，即：d1t≥2.32KtT1?du+1u(zE[σH])2 確定公式內的各計算數(shù)值 ①試選取載荷系數(shù)：kt=1.3 ②計算齒輪的扭矩： T1=95.5105P1n1=95.51050.161333=0.924105N?mm ③由《機械設計》P—201

52、表10—7選取齒寬系數(shù)：φd=0.4 ④由《機械設計》P—198表10—6查得材料彈性系數(shù) zE=189.8Mpa12 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σHlim1=σHlim21170Mpa ⑥由《機械設計》P—203圖10—19查得接觸疲勞強度壽命系數(shù)：kHN1=kHN2=0.90 ⑦計算接觸疲勞許用應力： 取失效概率1%，安全系數(shù)S=1 [σ]H1=[σ]H2=kHN1σlim1S=1030Mpa （2）計算 ①計算齒輪分

53、度圓直徑d1t ，代入[σ]H中較小的值 d1t≥2.323KtT1?du+1u(zE[σH])2=2.3231.30.9241050.41+11(189.81030)2 =84.112mm ②計算圓周速度V=πd1n1601000=π84.112333.360100=1.47m/s ③計算齒寬b=?dd1t=0.484.112=33.64mm ④計算齒寬與齒高之比b/h 模數(shù) mt1=d1tz1=64.1121

54、8=4.67mm 齒高 h=2.25mt=2.254.67=10.51mm bh=33.6410.51=9.23 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)kv=1.12 直齒輪，假設kAFtb≥100Nmm 由《機械設計》P—193表10—3查得kHα=kFα=1.1 由《機械設計》P—193表10—3查得kHβ=1.37 由《機械設計》P—190表10—2查得使用系數(shù)kA=1 所以k=kAkVkαkHβ=11.121.11.43=1.72 ⑥按實際載荷系數(shù)校正所行分度圓直徑： d1=d1t3kkt=

55、84.11231.721.3=90mm ⑦計算模數(shù)：m=dz=9018=5mm c.按齒根彎曲疲勞強度設計： 彎曲強度的設計公式為：m≥32KT1?dz12?YFaYSa[σ]F （1）由《機械設計》P—204圖10—20c查得齒輪的彎曲疲勞強度極限 σFE1=σFE2=680Mpa （2）由《機械設計》P—202圖10—18查得彎曲疲勞壽命系數(shù) kFN1=kFN2=0.88 （3）計算彎曲疲勞許用應力： 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4 [σ]F1=[σ]F2=kFN1σFES=427.4Mpa （4

56、）計算載荷系數(shù)：k=kAkVkαkFβ=11.121.11.37=1.69 （5）查取齒形系數(shù)：由《機械設計》P—197表10—5查得 Ysa1=1.58 Ysa2=1.58 （6）查取應力校正系數(shù)：由《機械設計》P—197表10—5查得 YFa1=2.65 YFa1=2.65 （7）設計計算：m≥321.690.9241050.41820.0098=4.86mm 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

57、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：d1=d2=90mm z1=d1m=905=18 d.幾何尺寸計算： （1）計算分度圓直徑：d1=d2=mz=90mm （2） 計算中心距： a=d1+d22=90mm 6.3.4 第二級降速機構兩齒輪的設計： 大齒輪轉速為：n1=600r/min 小齒輪轉速為：n2=6001.8=333.3r/min 降速比： i=1.8 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）

58、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)z1=20 z2=i?z1=36 b.按齒面接觸強度設計： （1）由 d1t≥2.323KtT1?du+1u(zE[σH])2 ①試確定公式內的各計算數(shù)值 試選載荷系數(shù)kt=1.3 ②計算小齒輪傳遞的扭矩：

59、 T=95.5105Pn=95.51050.647333.3=1.85105N?mm ③由《機械設計》P—201表10—7查得選取齒寬系數(shù)：φd=0.4 ④由《機械設計》P—198表10—6查得材料彈性影響系數(shù) zE=189.8Mpa12 ⑤由《機械設計》P—207表10—21e查得按齒面硬度中間值52HRC查得大小齒輪接觸疲勞強度極限：σHlim1=σHlim2=1170Mpa ⑥由《機械設計》P—203圖10—19查得接觸疲勞壽命系數(shù): kHN1=0.88 kHN2=0

60、.90 ⑦計算接觸疲勞需用應力：取失效概率為1% ，安全系數(shù)S=1 [σ]H1=kHN1σlim1S=1030Mpa [σ]H2=kHN2σlim2S=1053Mpa (2)計算： ①計算小齒輪分度圓直徑d1t(代σH小值) d1t≥2.323KtT1?du+1u(zE[σH])2=3KtT1?du+1u(189.81030)2=76.92 ②計算圓周速度：V=πd1n1601000=π76.92333.3601000=1.34m/s ③計算模數(shù)：mt1=d1tz1=76.9220=3.85mm ④計算載荷系數(shù)：根據(jù)V=1.34m/s,7級精度

61、，由《機械設計》P—192 表10—8查得動載荷系數(shù)kv=1.12,直齒輪,假設kAFt/b≥100N/mm 由《機械設計》P—193表10—3查得kHα=kFα=1.1 由《機械設計》P—190表10—2查得 使用系數(shù)kA=1 kHβ=1.43 (6級精度硬齒面齒輪查得kHβ適當加大) 由《機械設計》P—195表10—13查得kFβ=1.37（由b/h、kHβ查取） 故載荷系數(shù)k=kAkVkαkHβ=11.121.11.43=1.72 ⑤按實際載荷系數(shù)校正所行分度圓直徑得： d1=d1t3kkt=76.9231.721.3=80mm c.按齒根彎曲強度設計： 彎曲強度設計

62、公式：m≥32KT1?dz12?YFaYSa[σ]F 確定公式內各計算數(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： σFE1=σFE2=680Mpa （2）由《機械設計》P—202圖10—18查得彎曲疲勞壽命系數(shù) kFN1=0.88 kFN2=0.90 （3）計算彎曲疲勞需用應力：取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4 [σ]F1=kFN1σFE1S=427.4Mpa [σ]F2=kFN2σFE2S=437.14Mpa （4）計算載荷系數(shù)：k=kAkVkαkFβ=11.121.11.3

63、7=1.69 （5）查取齒形系數(shù)：由《機械設計》P—197圖10—5查得 YFa1=2.80 YFa2=2.45 （6）查取應力校正系數(shù)：由《機械設計》P—197表10—5查得 YSa1=1.55 YSa1=1.65 （7）計算大小齒輪YFa?YSaσF比較：YFa1?YSa1σF=2.801.55427.4=0.01044 YFa2?YSa2σF=2.451.65437.14=0.009247 所以：m≥32KT1?dz12?YFa

64、YSa[σ]F=3.94 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：d1=80mm z1=d1m=20 d.集合尺寸計算： （1）計算分度圓直徑：d1=mz1=80mm d2=mz2=144mm （2）計算中心距：a=d1+d22=112mm （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

65、軸的直徑d后才能選擇孔徑。 第四節(jié) 軸的強度校核與設計計算 如圖8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。 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

66、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：?=6mm 所以：d=25mm軸長度l=l1+l2+l3+l4+?=149mm 因為齒輪與軸的配合均采用8726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d=40mm，而且 剝皮輥的橡膠就是套在此段上，所以此段長度l=1000mm，軸的設計見零件圖。 6.4.3 軸的強度校核 軸承的傳動功率：P=1601.2w 軸的轉速：n=333.3r/min 軸傳遞的扭矩：T=0.924105N?mm 初定軸的直徑dmin=3p3n3=12631601.2333.3=15.7mm 由于皮帶輪和齒輪在手冊上查得輪孔直徑必