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1、畢業(yè)設(shè)計(jì) 畢業(yè)設(shè)計(jì) 微型玉米剝皮機(jī)設(shè)計(jì) 學(xué)生姓名: 系 (部): 專 業(yè): 指導(dǎo)老師: 年 月 日 摘 要 在玉米分段收獲時(shí)，玉米剝皮工序勞動(dòng)強(qiáng)度大，費(fèi)工時(shí)和誤農(nóng)時(shí)，且影響玉米的質(zhì)量，針對(duì)我國(guó)玉米收獲后剝皮這個(gè)重要環(huán)節(jié)，設(shè)計(jì)出場(chǎng)上玉米剝皮機(jī)，并對(duì)其結(jié)構(gòu)及技術(shù)參數(shù)予以設(shè)計(jì)。微型玉米剝皮機(jī)是收獲玉米穗外表皮的一種機(jī)具，本機(jī)為4輥機(jī)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(dòng)，減輕了人們的勞動(dòng)強(qiáng)度，提高了勞動(dòng)效率，有效地防止了因剝皮不及時(shí)而造成的玉米霉?fàn)€損失，該機(jī)結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，調(diào)整方便性能可靠，生產(chǎn)效率高，可采用電動(dòng)機(jī)、柴油機(jī)或三輪農(nóng)用運(yùn)輸車發(fā)動(dòng)機(jī)作動(dòng)力，本機(jī)采用單相交流電動(dòng)機(jī)作動(dòng)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(duì)籽粒有嚴(yán)重?fù)p傷，所以本機(jī)要求采用全橡膠輥。在滿足剝凈率≥95%以上。工作效率達(dá)到1500kg/h，動(dòng)力源≤3kw的設(shè)計(jì)要求的前提下進(jìn)行設(shè)計(jì)。為達(dá)到設(shè)計(jì)要求，主要?jiǎng)兤ぱb置采用全橡膠的玉米剝皮輥，并且兩輥高低設(shè)置，且可以根據(jù)玉米棒的大小不同調(diào)節(jié)兩輥間的距離。這避免了傳統(tǒng)設(shè)計(jì)方法中采用鑄鐵輥對(duì)玉米籽粒的損壞，而且在結(jié)構(gòu)上比傳統(tǒng)設(shè)計(jì)方法更為

3、合理。經(jīng)計(jì)算、校核，該機(jī)符合設(shè)計(jì)要求，并且在剝皮裝置與傳統(tǒng)方式上較傳統(tǒng)設(shè)計(jì)有所改進(jìn)，更適于在廣大農(nóng)村的推廣應(yīng)用。 關(guān)鍵詞：玉米剝皮機(jī) 剝皮輥 傳動(dòng)系統(tǒng) 動(dòng)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(lái)源及技術(shù)要求----------------------------------------------------- 5 第一節(jié) 任務(wù)來(lái)源--------------------------------------------------------------------------

10、------ 5 第二節(jié) 玉米剝皮機(jī)結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)介----------------------------------------------------------------- 5 第二章 總體方案的分析--------------------------------------------------------------- 6 第一節(jié) 剝皮的工藝過(guò)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(jī)架的配置-----------------------------------------------------------------------------8 第二節(jié) 傳動(dòng)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(zhǎng)度確定----------------------------------------------------------------10 第二節(jié) 剝皮輥生產(chǎn)能力的確定-------------------------------------------------------10 第三節(jié) 剝皮部件的設(shè)計(jì)--------------------------------------------------

13、--------------11 第五章 執(zhí)行部件及機(jī)架設(shè)計(jì)-------------------------------------------------12 第一節(jié) 果穗料斗的設(shè)計(jì)----------------------------------------------------------------12 第二節(jié) 機(jī)架、連接架的設(shè)計(jì)--------------------------------------------- ------------12 第六章 傳動(dòng)部分設(shè)計(jì)----------------------------------------------

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(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算及校核---------------------------------------------- --15 第三節(jié) 齒輪的設(shè)計(jì)------------------------------------------------------------------ ---17 第四節(jié) 軸的強(qiáng)度校核與設(shè)計(jì)計(jì)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(dòng)機(jī)的選擇--------------------------------------------------------------- ---30 參考文獻(xiàn)--------------

16、----------------------------------------------------------------------31 致謝------------------------------------------------------------------------------------------- -32 前言 國(guó)內(nèi)外玉米剝皮機(jī)的概況： （1）前蘇聯(lián)玉米剝皮機(jī)的概況 前蘇聯(lián)的玉米種植面積達(dá)1200萬(wàn)hm2,僅次于美國(guó)的種植面積。由于生產(chǎn)需要，研制了OⅡ-4B型玉米剝皮機(jī)。隨著農(nóng)業(yè)機(jī)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(jī)。 （2）美國(guó)玉米剝皮機(jī)的概況 美國(guó)玉米種植面積占全世界玉米種植面積的37%由于生產(chǎn)過(guò)程對(duì)機(jī)械化得迫切要求，在1885年就研制成功了場(chǎng)上作業(yè)的玉米剝皮機(jī)；1908年又研制了田間摘穗剝皮機(jī)；現(xiàn)在已經(jīng)向聯(lián)合自走的方向發(fā)展。 （3）我國(guó)玉米剝皮機(jī)研制現(xiàn)狀 從20世紀(jì)50年代開(kāi)始，我國(guó)進(jìn)行玉米剝皮機(jī)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(jī)。60年代，中國(guó)農(nóng)機(jī)院與黑龍江農(nóng)業(yè)機(jī)械化研究所協(xié)作設(shè)計(jì)了YD—3型玉米剝皮機(jī)。70年代，黑龍江省紅興隆國(guó)營(yíng)農(nóng)場(chǎng)管理局設(shè)計(jì)了場(chǎng)上玉米剝皮機(jī)。1979年，遼寧省農(nóng)業(yè)機(jī)械化研究所研制的4

18、YB—2型玉米收獲機(jī)及吉林農(nóng)業(yè)機(jī)械化研究所研制的4QY—2型玉米收獲機(jī)都配置了剝皮機(jī)構(gòu)。 根據(jù)設(shè)計(jì)任務(wù)書的要求，微型玉米剝皮機(jī)是一種專玉米表皮的專用機(jī)械。這種機(jī)械主要針對(duì)農(nóng)村的廣大農(nóng)民用戶使用，所以此機(jī)械必須具有如下特點(diǎn)： （1）操作簡(jiǎn)單，便于廣大農(nóng)村用戶的使用，零部件盡量采用標(biāo)準(zhǔn)件，便于安裝和維修。 （2）整機(jī)安裝，結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，成本低而且動(dòng)力的選擇要符合農(nóng)村的實(shí)際情況，因此動(dòng)力盡量安裝電動(dòng)機(jī)或者柴油機(jī)。 （3）本機(jī)還要有較高的生產(chǎn)率，較低的籽粒破碎率，較高剝凈率。因此，本機(jī)的設(shè)計(jì)根據(jù)農(nóng)村不同用戶的使用要求，設(shè)計(jì)了不同的類型。 在動(dòng)力選擇

19、上，采用電動(dòng)機(jī)與柴油機(jī)互相通用的形式，但不同的是由于小四輪的本身特點(diǎn)，在一個(gè)柴油機(jī)作動(dòng)力時(shí)要有一個(gè)轉(zhuǎn)向節(jié)連接，而使用電動(dòng)機(jī)則可直接安裝在機(jī)架上。 在生產(chǎn)率方面，根據(jù)不同用戶的使用要求，現(xiàn)已有2對(duì)輥、4對(duì)輥兩種不同生產(chǎn)率的機(jī)型。本機(jī)為4輥機(jī)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(dòng)，減輕了人們的勞動(dòng)強(qiáng)度，提高了勞動(dòng)效率，有效地防止了因剝皮不及時(shí)而造成的玉米霉?fàn)€損失，該機(jī)結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，調(diào)整方便，性能可靠，生產(chǎn)效率高。此種機(jī)械的研制成功，大大減輕了農(nóng)民的勞動(dòng)負(fù)擔(dān)，為廣大農(nóng)民節(jié)省了大量時(shí)間，降低了勞動(dòng)強(qiáng)度， 成為農(nóng)民致富的途徑之一。 第一章、題目來(lái)源及技術(shù)要

20、求 第一節(jié) 任務(wù)來(lái)源： 根據(jù)農(nóng)村當(dāng)前的生產(chǎn)實(shí)際情況，農(nóng)業(yè)機(jī)械的使用還沒(méi)有普遍推廣，尤其是在像東北這樣的產(chǎn)糧大區(qū)，農(nóng)民收獲的糧食由于不能及時(shí)得到農(nóng)業(yè)機(jī)械的支援，而只能用傳統(tǒng)的手工勞作，這樣使得農(nóng)民在秋季可謂苦不堪言。特別是對(duì)于玉米這一高產(chǎn)穩(wěn)產(chǎn)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(dòng)含量較高的作物，因此，對(duì)于各種玉米所用的農(nóng)業(yè)機(jī)械已迫在眉睫，而玉米生產(chǎn)過(guò)程中的播種、耕管機(jī)械已基本解決，而收獲機(jī)械卻仍是一個(gè)空白，農(nóng)民收獲季節(jié)由于都是用傳統(tǒng)的手工勞動(dòng)，所以強(qiáng)度特別高，特別是玉米的剝皮，不但時(shí)間長(zhǎng)，且占用勞動(dòng)力多，工作效率又不高，如不及時(shí)剝皮，還易使玉米

21、發(fā)霉、變質(zhì)。所以，玉米剝皮機(jī)不但具有廣泛市場(chǎng)，而且極易推廣，又能解決農(nóng)民的當(dāng)務(wù)之急，使農(nóng)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(jī)結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)介 玉米剝皮機(jī)主要由剝皮機(jī)構(gòu)、壓送器和果穗分布裝置等組成。（1）剝皮機(jī)構(gòu)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(duì)旋轉(zhuǎn)的一對(duì)輥?zhàn)幼ト〔兊粼谄渖线\(yùn)動(dòng)的果穗的表皮，同時(shí)把表皮和莖葉混合物拽到輥下，剝掉表皮。剝皮輥間隙時(shí)由壓縮彈簧來(lái)保證的，不用經(jīng)常調(diào)整。（2）壓送器對(duì)改善果穗剝皮質(zhì)量，提高剝皮裝置生產(chǎn)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(duì)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(zhuǎn)動(dòng)，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(shí)翹起來(lái)，這樣有利于避免果穗端部掉粒。因本機(jī)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(duì)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(shè)計(jì)與選擇 第一節(jié) 剝皮的工藝過(guò)程 采用人工上料，人工喂入，機(jī)械剝皮，最終使果穗和表皮分離。在這過(guò)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(dòng)喂入會(huì)使機(jī)器的成本和造價(jià)會(huì)大大地提高而農(nóng)民對(duì)這種機(jī)械由于價(jià)格的增設(shè)而使購(gòu)買力下降。配套動(dòng)力源采用Y系列三相電動(dòng)機(jī)，主要工作部件選用全橡膠的玉米剝皮輥，

23、傳動(dòng)部分使用帶傳動(dòng)和直齒輪傳動(dòng)。 第二節(jié) 方案的選擇 在設(shè)計(jì)過(guò)程中也曾考慮過(guò)采用自動(dòng)喂入，但這種機(jī)械雖然在效率上有所提高，但同時(shí)它也將提高機(jī)器的成本，從而使購(gòu)買力下降。而采用人工喂入雖然不如自動(dòng)喂入效率高，但也比手工大大的提高，而且適合大多數(shù)農(nóng)民的經(jīng)濟(jì)能力。之所以采用Y系列電動(dòng)機(jī)，是因?yàn)閅系列電動(dòng)機(jī)是目前最常使用的，而且價(jià)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(huì)損傷籽粒。傳動(dòng)部分由于該機(jī)比較簡(jiǎn)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(jī)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(gè)橡膠螺旋剝皮

24、輥配對(duì)使用，兩對(duì)輥的中心距a=66.75，且兩對(duì)輥形成以個(gè)槽形，一般采用兩對(duì)或四對(duì)輥，為增加玉米穗與輥?zhàn)拥膲毫?，在剝皮輥的上方配有兩組或三組壓制器，多年來(lái)的實(shí)踐證明，這種輥型的剝凈率最高能達(dá)到85%，籽粒破碎率高達(dá)2%，這是玉米剝皮機(jī) 推廣的主要原因。 94年通過(guò)實(shí)驗(yàn)研究，設(shè)計(jì)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(duì)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(dòng)進(jìn)入下料斗，身產(chǎn)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(guān)系，確定動(dòng)力的傳動(dòng)路線，與電動(dòng)機(jī)的聯(lián)接關(guān)系，使機(jī)器工藝路線合理，并且便于使用，調(diào)整和維修，同時(shí)機(jī)器外觀造型要給人以美感。 第一節(jié) 機(jī)架的配置 機(jī)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(dòng)，在機(jī)架底部安裝有四個(gè)行走輪，且在前面的兩個(gè)行走輪需要能夠轉(zhuǎn)向，這樣使整機(jī)的移動(dòng)更加方便，更便于生產(chǎn)中的使用，考慮到成本方面的因素，行走輪及轉(zhuǎn)向輪均可外購(gòu)，因?yàn)樗](méi)什么特殊的要求，只要能達(dá)到行走及轉(zhuǎn)向要求即可，也可以本身自己制造。 第二節(jié) 傳動(dòng)系統(tǒng)配置： 3.2

26、.1利用電動(dòng)機(jī)作為動(dòng)力源時(shí)，只需一級(jí)皮帶傳動(dòng)，然后再由一級(jí)齒輪傳動(dòng)成降速過(guò)程 最后再由齒輪傳動(dòng)到主動(dòng)軸上。如圖所示： 3.2.2根據(jù)實(shí)驗(yàn)得出，剝皮輥的最佳轉(zhuǎn)速范圍在n=300r/min~350r/min,這里我們 取n=333.3r/min,電動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速為n電=1440r/min. i總=n電/輥=1440/333.3=4.32 根據(jù)高端傳動(dòng)比>低端傳動(dòng)比，初定高端傳動(dòng)比i高=2.4 i總=i高i低 i低=1.8 第三節(jié) 傳動(dòng)系統(tǒng)簡(jiǎn)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(zhuǎn)速為 n=n電動(dòng)機(jī)i總=14404.32=333.33n/min 由于依實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)得出結(jié)論，剝皮輥?zhàn)罴艳D(zhuǎn)速范圍為n=300—350n/min所以這一轉(zhuǎn)數(shù)符合要求。 這二級(jí)減速及傳動(dòng)系統(tǒng)各部件的尺寸如下： 主動(dòng)帶輪基準(zhǔn)直徑： D1=100mm 從動(dòng)帶輪基準(zhǔn)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(dòng)力由電動(dòng)機(jī)傳到完成一級(jí)減速，再由皮帶傳到1軸上，1軸上有一與皮帶輪同轉(zhuǎn)速的齒輪1，齒輪1與齒輪2嚙合完成二級(jí)減速。2軸為主動(dòng)軸，在其上有三個(gè)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(shí)現(xiàn)傳動(dòng)比為1的傳動(dòng)；4軸的齒輪7與5軸的齒輪8嚙合實(shí)現(xiàn)同速傳動(dòng)來(lái)實(shí)現(xiàn)最終的剝皮過(guò)程；2軸上的齒輪6與3軸上的齒輪5嚙合實(shí)現(xiàn)同速傳動(dòng)。2、3、4、5軸的最終轉(zhuǎn)速為333.3r/min. 第四章 剝皮裝置的確定 剝皮裝置是由一對(duì)相向轉(zhuǎn)動(dòng)

29、的剝皮輥?zhàn)ト『蛣兂衩姿氲陌~。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(shí)，自身應(yīng)能轉(zhuǎn)動(dòng)。在剝皮輥的上方設(shè)有壓送器，使果穗對(duì)剝皮輥穩(wěn)定地接觸而避免跳動(dòng)。 第一節(jié) 剝皮輥長(zhǎng)度確定： 傳統(tǒng)式玉米剝皮輥長(zhǎng)度為1.70mm，美國(guó)甜玉米剝皮機(jī)滾長(zhǎng)為1500mm，根據(jù)實(shí)驗(yàn)得出玉米在剝皮輥上的剝凈率在開(kāi)始400mm內(nèi)剝凈率為85%，在600mm內(nèi)剝凈率為93%，因此輥長(zhǎng)定為1000mm可使苞葉的剝凈率在93%以上。剝皮輥的長(zhǎng)度是影響剝凈率的主要參數(shù)，為保證剝凈苞葉，剝皮輥應(yīng)有足夠的長(zhǎng)度，但過(guò)長(zhǎng)會(huì)引起籽粒脫落和破碎，剝皮輥的直徑應(yīng)不使最小直徑的

30、果穗收擠壓和被抓取為準(zhǔn)。 第二節(jié) 剝皮輥生產(chǎn)能力的確定： 單對(duì)剝皮輥生產(chǎn)能力：Q剝=3600qL+△lugkg/h ----------------① ug=sn600000f ------------------------② 其中：q--------剝凈率果穗質(zhì)量平均為0.4Kg L--------果穗長(zhǎng)度最大為250mm ug------果穗沿剝皮輥移動(dòng)速度m/s S---------剝皮輥螺距s=900mm N----

31、----剝皮輥轉(zhuǎn)速333.3r/min f---------滑動(dòng)綜合系數(shù)試驗(yàn)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(duì)輥計(jì)算生產(chǎn)率為2132Kg/h 設(shè)計(jì)要求為1500kg/h,2132kg/h>1500kg/h符合設(shè)計(jì)要求。 由于此

32、機(jī)是由人手式喂入，故實(shí)際生產(chǎn)能力大約在每對(duì)輥的生產(chǎn)率1500Kg/h左右，這是經(jīng)過(guò)實(shí)驗(yàn)后得出結(jié)論。 第三節(jié) 剝皮部件的配置： 本機(jī)剝皮裝置直接利用《新型剝皮裝置》專利技術(shù)，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(duì)使用，每?jī)蓪?duì)輥組成一槽型，如圖所示每個(gè)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(diǎn)轉(zhuǎn)動(dòng)，既兩輥嚙合間隙時(shí)可調(diào)的。保證果柄可以通過(guò)，兩輥可以調(diào)節(jié)螺栓6來(lái)調(diào)節(jié)，所以可以根據(jù)不同的品種來(lái)適當(dāng)調(diào)節(jié)螺栓，使果穗順利通過(guò)。 玉米在兩輥所形成的槽型中，輥面的凸棱對(duì)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(zhuǎn)過(guò)程中被嵌入凹槽中，此時(shí)由于兩輥的轉(zhuǎn)動(dòng)使苞葉被扯掉，玉米的自轉(zhuǎn)主要由于兩輥對(duì)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(chǎn)生不等的摩擦力F1、F2且F1>F2，而使得玉米能夠產(chǎn)生自轉(zhuǎn)。如圖4所示： 兩輥中心距a=67.5mm，當(dāng)果穗直徑為∮60時(shí)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(yīng)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(guò)程中產(chǎn)生轉(zhuǎn)動(dòng)，可加速剝皮過(guò)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(chǎn)率低傾角大，剝凈率低，本機(jī)通過(guò)部

34、件試驗(yàn)，確定剝皮輥傾角為12。果穗通過(guò)間隙，根據(jù)實(shí)測(cè)果穗直徑最大不超過(guò)∮65，為防止過(guò)大的果穗卡滯現(xiàn)象通過(guò)70mm，可使果穗繞自身軸線自由轉(zhuǎn)動(dòng)，為防止在剝皮過(guò)程中產(chǎn)生果穗治理造成脫粒，在剝皮輥上方設(shè)有壓穗板，壓穗板通過(guò)間隙為70mm. 第五章 執(zhí)行部件及機(jī)架設(shè)計(jì) 第一節(jié) 果穗料斗的設(shè)計(jì)： 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(jìn)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(zhǎng)度上按展開(kāi)1000mm設(shè)計(jì)，因?yàn)榭紤]到玉米進(jìn)入到剝皮輥時(shí)的方向性，所以

35、將出口處的滑板設(shè)計(jì)成與剝皮輥組數(shù)相等的槽型，盡可能保證每次只能通過(guò)一穗玉米。進(jìn)料斗是送入玉米的裝置，由于本機(jī)采用兩對(duì)剝皮輥工作，所以進(jìn)料斗必須設(shè)計(jì)成雙出口的結(jié)構(gòu)。玉米需自動(dòng)滑到剝皮輥的方向上進(jìn)入兩輥形成的槽型中進(jìn)行剝皮，這就要求料斗具有一定得傾斜度，經(jīng)參考實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)選傾斜度為12。為保證玉米滑向剝皮輥時(shí)每次只能通過(guò)一穗玉米，可將出口設(shè)計(jì)成與剝皮輥組數(shù)相同的槽型（如下圖5）。同時(shí)為保證玉米在剝皮過(guò)程中受切向力的擠壓導(dǎo)致彈出，在剝皮輥上方增加兩個(gè)壓穗板，以防止果穗彈出。 下料斗是在玉米剝皮結(jié)束后，果穗畫出的裝置，它可以設(shè)計(jì)成任何方便的形狀。（如圖6）。 第二節(jié) 機(jī)架、連接架的設(shè)計(jì) 機(jī)架和

36、連接架均由角鋼焊接而成，兩種機(jī)型結(jié)構(gòu)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(chǎn)，提高通用程度，因此無(wú)特別要求。 第六章 傳動(dòng)部分設(shè)計(jì) 第一節(jié) 玉米果穗在剝皮輥間的受力分析 兩輥對(duì)玉米產(chǎn)生的兩個(gè)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(shí)驗(yàn)可知，撕破苞葉的抓取力F1大約為 F1=20.05N 同時(shí)在自轉(zhuǎn)過(guò)程中撕扯力F2=F1f2=20.250.35=7.02 根據(jù)實(shí)驗(yàn)可知，扯斷苞葉所需力F3=102N 故F=F1+F2+F3=129.07N 此時(shí)每個(gè)軸所承受的力不僅有F，而且還要有

38、Fa與Fb。 每對(duì)剝皮輥消耗的功率：N=F*V=1.5855kw 因此兩對(duì)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(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算及校核 已知：電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速n=1440r/min i=2.4 A型帶 P=3kw 1、確定計(jì)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(jī)械設(shè)計(jì)》P—152圖8—9確定選用SPA型帶。 3、確定帶

39、輪的基準(zhǔn)直徑： 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》P—145表8—3和P—153表8—7取主動(dòng)輪直徑 dd1=100mm。根據(jù)式i=n1n2=dd2dd1， 從動(dòng)帶輪直徑dd2=idd1=2.4100=240mm 根據(jù)《機(jī)械設(shè)計(jì)》P—153表8—7，取dd2=250mm。 驗(yàn)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(zhǔn)長(zhǎng)度和傳動(dòng)中心距： 根據(jù)0.7dd1+dd2

40、dd2+(dd1-dd2)2=1351mm 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》P—142表8—2選帶的基準(zhǔn)長(zhǎng)度Ld=1400mm。 計(jì)算實(shí)際中心距a=a0+(Ld-Ld1)2=400+(1400-1351)2=425mm 5、驗(yàn)算主動(dòng)輪上的包角a1=180-dd2-dd1a57.5 =180-250-100425 57.5 =159.71>120 所以主動(dòng)輪上的包角合適。 6、計(jì)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(jī)械設(shè)計(jì)》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(jī)器在高速、強(qiáng)沖、強(qiáng)振動(dòng)下工作，為了使皮帶能夠安全工作，而且有時(shí)可能會(huì)有玉米卡入兩對(duì)剝皮輥中，所以取z=2。 7、計(jì)算預(yù)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(jì)算作用在軸上的壓軸力Fp=2zsinα2=[22sin159.71/

42、2]N=301.93N 9、帶輪結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) （1）帶輪的材料選為鑄鐵選HT250。 （2）結(jié)構(gòu)選擇：大小帶輪都選用腹板式的帶輪。 （3）結(jié)構(gòu)尺寸見(jiàn)零件圖。 10、皮帶采用自動(dòng)張緊或定期張緊。 第三節(jié) 齒輪的設(shè)計(jì) 6.3.1 對(duì)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(duì)齒數(shù)進(jìn)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?yàn)榉侄葓A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(dòng)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(duì)于d=67.5mm的齒輪分別進(jìn)行校核： a.選定齒輪類型、精度、材料及齒數(shù) （1）按傳動(dòng)方案，選用直齒輪傳動(dòng)。 （2）剝皮機(jī)為一般工作，速度不高，故選用7級(jí)精度傳動(dòng)（GB10095-8） （3）材料選擇。由《機(jī)械設(shè)計(jì)》P—189表10—1考慮此齒輪振動(dòng)沖擊較大，選大小齒輪材料為40Cr(調(diào)質(zhì))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(qiáng)度設(shè)計(jì)和校核： 根據(jù)式：dt≥2.32KtT

46、1?du+1u(zE[σH])2mm (1)確定公式內(nèi)的各種計(jì)算數(shù)值 ①載荷系數(shù)：kt=1.3 ②計(jì)算每個(gè)齒輪傳遞扭矩：T1=95.5105PN=0.462105N?mm ③由《機(jī)械設(shè)計(jì)》P—201表10—7選取齒輪寬系數(shù)?d=0.5 ④由《機(jī)械設(shè)計(jì)》P—198表10—6可查得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8Mpa12 ⑤由《機(jī)械設(shè)計(jì)》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(jī)械設(shè)計(jì)》P—203圖10—19查得疲勞壽命系數(shù)kHN1=0.88 ⑦計(jì)算接觸疲勞強(qiáng)度需用應(yīng)力取失效概率1%，安全系數(shù)S=1

47、 [σ]H1=kHN1σHlim1s=1030Mpa (2) 計(jì)算 ①試計(jì)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(jì)算圓周速度V=π67.5333.3601000=1.18m/s ③計(jì)算齒寬b b=?dd1t=0.561.36=30.68mm ④計(jì)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(jì)算載荷系數(shù) 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》P—192圖10—8查得系數(shù)：kv=1.12 直齒輪kAFtb≥100N?mm 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》P—193圖10—3查得kHα=kFα=1.1 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》P—190圖10—2查得使用系數(shù)kA=1 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》P—194圖10—4查得kHβ=1.43 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》P—195圖10—13查得kFβ=1.37 k=kAkVkαkHβ=11.121.11.43=1.72 ⑥按實(shí)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(jì)算模數(shù)m=d1z1=67.513=5.19mm

49、 取整m=5mm c.按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)： 彎曲強(qiáng)度的設(shè)計(jì)公式為：m≥32KT1φdz12?YFaYSa[σ]F (1)確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值 ①由《機(jī)械設(shè)計(jì)》P—204圖10—20c查得齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限σFE=450Mpa ②彎曲疲勞壽命系數(shù)YFα=2.3 ③計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4 σF=kFN?σS=0.96801.4=437.14Mpa ④計(jì)算載荷系數(shù)k=kAkVkαkFβ=11.121.12.3=2.83 ⑤查取應(yīng)力校正系數(shù) 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》P—197表10—5可查得 YSα=1.1

50、 T=0.462105N?mm φa=0.4 z=13 (2)設(shè)計(jì)計(jì)算 m≥32KT1?dz12?YFaYSa[σ]F=4.7 對(duì)此計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)，由于齒輪模m的大小主要取決于彎曲強(qiáng)度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強(qiáng)度所決定承載能力，僅與齒輪直徑有關(guān)，可取由彎曲強(qiáng)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(duì)于d=90mm齒輪的計(jì)算及校核：（d=90mm初定） a.選定齒輪類型、精度等級(jí)、材料及齒數(shù) （1）按傳動(dòng)方案選用直齒輪傳動(dòng)。 （2）考慮齒輪較大，故大小齒輪都選用硬齒面。 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》

51、P—189表10—1選得大小齒輪材料均為40Cr（調(diào)質(zhì)），并經(jīng)調(diào)質(zhì)表面淬火，齒面硬度240HBS。 （3）選取精度等級(jí)，因采用表面淬火，輪齒變形不大，不需磨削，故初選7級(jí)精度。（4）選齒數(shù)z1=18,z2=18 b.按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)： 由設(shè)計(jì)計(jì)算公式進(jìn)行計(jì)算，即：d1t≥2.32KtT1?du+1u(zE[σH])2 確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值 ①試選取載荷系數(shù)：kt=1.3 ②計(jì)算齒輪的扭矩： T1=95.5105P1n1=95.51050.161333=0.924105N?mm ③由《機(jī)械設(shè)計(jì)》P—201

52、表10—7選取齒寬系數(shù)：φd=0.4 ④由《機(jī)械設(shè)計(jì)》P—198表10—6查得材料彈性系數(shù) zE=189.8Mpa12 ⑤由《機(jī)械設(shè)計(jì)》P—207表10—21d按齒面硬度中間值52HRC，查得齒輪接觸疲勞強(qiáng)度極限σHlim1=σHlim21170Mpa ⑥由《機(jī)械設(shè)計(jì)》P—203圖10—19查得接觸疲勞強(qiáng)度壽命系數(shù)：kHN1=kHN2=0.90 ⑦計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力： 取失效概率1%，安全系數(shù)S=1 [σ]H1=[σ]H2=kHN1σlim1S=1030Mpa （2）計(jì)算 ①計(jì)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(jì)算圓周速度V=πd1n1601000=π84.112333.360100=1.47m/s ③計(jì)算齒寬b=?dd1t=0.484.112=33.64mm ④計(jì)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(jì)算載荷系數(shù)：根據(jù)V=3.44m/s,7級(jí)精度 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》P—192圖10—8動(dòng)載荷系數(shù)kv=1.12 直齒輪，假設(shè)kAFtb≥100Nmm 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》P—193表10—3查得kHα=kFα=1.1 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》P—193表10—3查得kHβ=1.37 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》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(shí)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(jì)算模數(shù)：m=dz=9018=5mm c.按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)： 彎曲強(qiáng)度的設(shè)計(jì)公式為：m≥32KT1?dz12?YFaYSa[σ]F （1）由《機(jī)械設(shè)計(jì)》P—204圖10—20c查得齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限 σFE1=σFE2=680Mpa （2）由《機(jī)械設(shè)計(jì)》P—202圖10—18查得彎曲疲勞壽命系數(shù) kFN1=kFN2=0.88 （3）計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力： 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4 [σ]F1=[σ]F2=kFN1σFES=427.4Mpa （4

56、）計(jì)算載荷系數(shù)：k=kAkVkαkFβ=11.121.11.37=1.69 （5）查取齒形系數(shù)：由《機(jī)械設(shè)計(jì)》P—197表10—5查得 Ysa1=1.58 Ysa2=1.58 （6）查取應(yīng)力校正系數(shù)：由《機(jī)械設(shè)計(jì)》P—197表10—5查得 YFa1=2.65 YFa1=2.65 （7）設(shè)計(jì)計(jì)算：m≥321.690.9241050.41820.0098=4.86mm 對(duì)比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)m略大于齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強(qiáng)度所決定的承

57、載能力，而齒面接觸疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力僅與直徑有關(guān)，可取由彎曲強(qiáng)度算得模數(shù)4.86mm，就近圓整為5mm,按接觸強(qiáng)度算得分度圓直徑：d1=d2=90mm z1=d1m=905=18 d.幾何尺寸計(jì)算： （1）計(jì)算分度圓直徑：d1=d2=mz=90mm （2） 計(jì)算中心距： a=d1+d22=90mm 6.3.4 第二級(jí)降速機(jī)構(gòu)兩齒輪的設(shè)計(jì)： 大齒輪轉(zhuǎn)速為：n1=600r/min 小齒輪轉(zhuǎn)速為：n2=6001.8=333.3r/min 降速比： i=1.8 傳動(dòng)功率： p=664.7瓦 a.選定齒輪類型、精度等級(jí)、材料及齒數(shù) （1）

58、選用直齒輪傳動(dòng)。 （2）考慮減速機(jī)構(gòu)振動(dòng)較大，且剝皮輥上小齒輪有可能通過(guò)調(diào)節(jié)桿調(diào)節(jié)兩剝皮輥的中心距，故在滿足設(shè)計(jì)強(qiáng)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(diào)質(zhì)及表面淬火，齒面硬度48—55HRC。 （3）選取精度等級(jí)：因采用表面淬火，輪齒的變形不大，不需磨削，故選7級(jí)精度 （4）試選小齒輪齒數(shù)z1=20 z2=i?z1=36 b.按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)： （1）由 d1t≥2.323KtT1?du+1u(zE[σH])2 ①試確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值 試選載荷系數(shù)kt=1.3 ②計(jì)算小齒輪傳遞的扭矩：

59、 T=95.5105Pn=95.51050.647333.3=1.85105N?mm ③由《機(jī)械設(shè)計(jì)》P—201表10—7查得選取齒寬系數(shù)：φd=0.4 ④由《機(jī)械設(shè)計(jì)》P—198表10—6查得材料彈性影響系數(shù) zE=189.8Mpa12 ⑤由《機(jī)械設(shè)計(jì)》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(qiáng)度極限：σHlim1=σHlim2=1170Mpa ⑥由《機(jī)械設(shè)計(jì)》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(jì)算接觸疲勞需用應(yīng)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(jì)算： ①計(jì)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(jì)算圓周速度：V=πd1n1601000=π76.92333.3601000=1.34m/s ③計(jì)算模數(shù)：mt1=d1tz1=76.9220=3.85mm ④計(jì)算載荷系數(shù)：根據(jù)V=1.34m/s,7級(jí)精度

61、，由《機(jī)械設(shè)計(jì)》P—192 表10—8查得動(dòng)載荷系數(shù)kv=1.12,直齒輪,假設(shè)kAFt/b≥100N/mm 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》P—193表10—3查得kHα=kFα=1.1 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》P—190表10—2查得 使用系數(shù)kA=1 kHβ=1.43 (6級(jí)精度硬齒面齒輪查得kHβ適當(dāng)加大) 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》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(shí)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(qiáng)度設(shè)計(jì)： 彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)

62、公式：m≥32KT1?dz12?YFaYSa[σ]F 確定公式內(nèi)各計(jì)算數(shù)值： （1）由《機(jī)械設(shè)計(jì)》P—204圖10—20查得大小齒輪彎曲疲勞極限： σFE1=σFE2=680Mpa （2）由《機(jī)械設(shè)計(jì)》P—202圖10—18查得彎曲疲勞壽命系數(shù) kFN1=0.88 kFN2=0.90 （3）計(jì)算彎曲疲勞需用應(yīng)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(jì)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(jī)械設(shè)計(jì)》P—197圖10—5查得 YFa1=2.80 YFa2=2.45 （6）查取應(yīng)力校正系數(shù)：由《機(jī)械設(shè)計(jì)》P—197表10—5查得 YSa1=1.55 YSa1=1.65 （7）計(jì)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(duì)比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)m略大于齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強(qiáng)度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強(qiáng)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(jī)有關(guān)），可取由彎曲強(qiáng)度算得模數(shù)3.94mm,并圓整為4mm，按接觸強(qiáng)度算得分度圓直徑：d1=80mm z1=d1m=20 d.集合尺寸計(jì)算： （1）計(jì)算分度圓直徑：d1=mz1=80mm d2=mz2=144mm （2）計(jì)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(qiáng)度校核與設(shè)計(jì)計(jì)算 如圖8所示，軸2所需扭矩最大，因?yàn)樗鳛橹鲃?dòng)軸來(lái)帶動(dòng)其余三個(gè)軸，所以只需校核2軸，只要2強(qiáng)度夠用，其余三個(gè)軸就不用校核了，自 然符合設(shè)計(jì)要求。 6.4.1 軸的材料 軸的材料選用45# 6.4.2 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 各零件在軸2上的裝配順序?yàn)閺淖蟮接?，剝皮輥?zhàn)蠖藶檩S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(duì)配合表面的破壞。由齒輪手冊(cè)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(zhǎng)，所以只需校核該處即可。 主動(dòng)

66、軸上有三個(gè)相互并排的齒輪，所以軸的長(zhǎng)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(zhǎng)度l=l1+l2+l3+l4+?=149mm 因?yàn)辇X輪與軸的配合均采用8726的平鍵配合，故在軸端應(yīng)用 螺栓進(jìn)行軸向定位，在軸承的右端應(yīng)有一個(gè)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(zhǎng)度l=1000mm，軸的設(shè)計(jì)見(jiàn)零件圖。 6.4.3 軸的強(qiáng)度校核 軸承的傳動(dòng)功率：P=1601.2w 軸的轉(zhuǎn)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(cè)上查得輪孔直徑必