精選優(yōu)質文檔-傾情為你奉上目 錄第1章 總體方案設計21.1 方案分析21.2 材料分析及選擇41.3 電動機的選擇4第2章 脫殼清選裝置設計72.1 快慢輥皮帶傳動設計72.2 換向齒輪傳動設計112.3 清選裝置設計162.4 振動篩皮帶傳動設計18第3章 軸的設計203.1 快速輥軸設計校核203.2 慢速輥軸設計校核233.3 換向齒輪軸設計校核26第4章 軸承校核、鍵校核、潤滑與裝配使用304.1 軸承校核與潤滑304.2 鍵校核304.3 使用說明書31參考文獻34專心-專注-專業(yè)第1章 總體方案設計1.1 方案分析材對于設計任務書中所提及的要求，應首先確定花生脫殼機的脫殼原理、清選原理，然后再擬定總體的傳動方案和結構方案，最后繪制裝配草圖。目前花生脫殼機采用的脫殼結構主要有：以打擊、揉搓為主的鋼紋桿或鋼柵條凹板結構，以擠壓、揉搓為主的橡膠滾筒或橡膠浮動凹板結構兩大類。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，生產率、脫凈率都能達到較好效果的特點。因此，本設計中采用這種原理來設計花生脫殼機。清選機構也是本設計中的重要部分，清選機構多采用振動篩配合清選風機，來達到清選的目的，最后得到清潔的花生米。針對以上分析，設計了如圖1-1的脫殼原理示意圖。1.電動機皮帶輪 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.清選風機 11.振動篩圖1-1 花生脫殼機原理示意圖如圖1-1所示，動力從電動機皮帶輪1傳出，快速輥3順時針轉動；在兩個換向齒輪5、7的換向作用下，慢速輥6逆時針轉動。這樣兩個轉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；而快慢輥的轉速不一樣，就產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的作用下做往復運動，較大的花生殼就被過濾掉，從振動篩的左邊流走。較小的花生殼和花生米在下落過程中受到風機10的作用，只要控制好送風量，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，設計任務書中還要求脫殼的間隙可以調整，以適應不同品種的花生，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，結構復雜，因此本設計中調整快速輥3的水平位置，來實現(xiàn)脫殼間隙的可調性。軋輥是安裝在軸上的，軸是靠軸承和軸承座來支撐的，因此，只要調整軸承座的位置，軋輥就跟著移動，脫殼間隙也就可以調整了。本設計中設計了可以調整位置的軸承座來調整脫殼間隙，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。可以設置一個張緊輪，在調整軸承座后，對皮帶進行張緊，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，不經常移動，脫殼量大，利用率也較高。因此，脫殼機機體可以采用鑄造。在保證強度的前提下，應盡量結構簡單，節(jié)省材料，減輕重量。軋輥是最關鍵的脫殼零件，軋輥的間距、轉速、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，還應該保證傳動安全可靠，布置合理。各軸受到循環(huán)交變應力，應保證其疲勞強度。振動篩是篩選的關鍵零件，篩選的速度、頻率、篩選孔的大小是影響篩選效果的關鍵參數(shù)。風機主要要確定其送風量，來保證二次清選的有效。綜合以上分析，畫出花生脫殼機裝配草圖如圖1-2。1.2 材料分析及選擇前文中已經列出了主要零件，在此將對各個零件的選材進行分析和選擇。機體的材料，考慮是加工站用，使用率很高，不經常移動，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鋼調質處理。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鋼調質。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 電動機的選擇電動機為整個機械提供動力，必須選擇合適功率和轉速的電機，保證設計符合要求。在選擇電機之前，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。經過查閱相關文獻和參照以往所設計的類似產品的參數(shù)，初步選定參數(shù)如表1-1。表1-1 脫殼輥相關參數(shù)項目代號參數(shù)值快輥直徑dk350mm慢輥直徑dm350mm快輥轉速nk350r/min慢輥轉速nm250r/min快慢輥長度l500mm脫殼最小間隙lj10mm快慢輥速度差v01.5m/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，沿輥徑向的力Fr=60k=6042=2520N那么，整個機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，那么所設計的機器總功率估計值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電動機，其型號及參數(shù)如表1-2。Ft=1680NFr=2520NP=3.5kW表1-2 主電機參數(shù)型號額定功率/kW轉速/( r/min)電流/ A效率/ %功率因數(shù)cosY160M1-84.07209.91840.73最大轉矩額定轉矩堵轉轉矩額定轉矩堵轉電流額定電流轉子轉動量GD2/ Nm2重量/kg2.02.06.00.753118第2章 脫殼清選裝置設計2.1 快慢輥皮帶傳動設計首先確定各參數(shù)的意義，方便以后的計算。如圖2-1。D1電動機皮帶輪直徑 D2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 電動機帶輪與快輥傳動設計首先根據(jù)皮帶輪所傳遞的功率選擇電動機，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帶輪直徑為D2=1-D1n1n2 帶傳動滑動率，根據(jù)書3，取為1%。 n1D1帶輪的轉速，此處為電機轉速720r/min。 n2D2帶輪的轉速，此處為快速輥轉速350r/min。D2=1-1%125=254.6mm 取標準帶輪直徑D2=250mm。D1=125mmD2=250mm D2帶輪的實際轉速n2=1-D1n1D2 n2=1-1%125=356.4r/min 皮帶的長度L=Dm+2a+2a DmDm=D1+D22=125+2502=187.5mm。 =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，取標準帶長Ld=1600mm。 則實際中心距a=L-Dm4+14L-Dm2-82a=1600-3.14187.54+-3.14187.52-862.52 =501.7mm D1帶輪包角1=180-D2-D1a601=180-250-.760 =165.1 1=165.1>120，符合包角要求。 帶速v=D1n1601000v=3.14125720601000 =4.71m/s 傳動比i=n1n2n2為356.4r/minLd=1600mma=501.7mm1>120，符合包角要求。i=.4=2.02 V帶根數(shù)z=PcP0+P0kkl P0單根V帶傳遞的功率，由書3表11.8，取為1.56。 P0單根V帶傳遞的功率增量，由書3表11.10，取為0.09。 k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-kk+qv2 qV帶質量，由書3表11.4，取為0.10。F0=5001.364.7112.5-0.960.96+0.14.712 =172.5N軸上的載荷FQ=2zF0sin12FQ=21172.5sin165.12=342.1N 軸上載荷將在軸的設計中用到，至此，該皮帶傳動設計就完成。2.1.2 電動機帶輪與慢輥帶輪傳動設計上一節(jié)已經選用了A型帶，電動機皮帶輪直徑也已經確定。 D3帶輪直徑為D3=1-D1n1n3 n3D3帶輪的轉速，此處為慢速輥轉速250r/min。D3=1-1%125=356.4mm 取標準帶輪直徑D3=355mm。帶根數(shù) z=1FQ=342.1ND3=355mm D3帶輪的實際轉速n3=1-D1n1D3 n3=1-1%125=251r/min 皮帶的長度L=Dm+2a+2a DmDm=D1+D32=125+3552=240mm。 =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，取標準帶長Ld=2000mm。 則實際中心距a=L-Dm4+14L-Dm2-82a=1600-3.142404+-3.142402-81152 =612.4mm D1帶輪包角1=180-D3-D1a601=180-355-.460 =157.5 1=157.5>120，符合包角要求。 帶速v=D1n1601000v=3.14125720601000 =4.71m/s 傳動比i=n1n3n3為251r/minLd=2000mma=612.4mm1>120，符合包角要求。i=2.87 V帶根數(shù)z=PcP0+P0kkl Pc傳遞到慢輥帶輪的功率的計算功率，由于振動篩經過此皮帶輪傳動，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。 P0單根V帶傳遞的功率增量，由書3表11.10，取為0.09。 k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+0.090.951.06=2.07 因此，選用2根V帶就可以滿足要求 張緊力F0=500Pcvz2.5-kk+qv2F0=5002.54.7122.5-0.950.95+0.14.712 =218.7N軸上的載荷FQ=2zF0sin12FQ=22218.7sin157.52=858N 軸上載荷將在軸的設計中用到，至此，該皮帶傳動設計就完成。2.2 換向齒輪傳動設計此處的齒輪只用來改變慢輥的轉動方向，而不需要改變轉速，因此傳動比i=1。此處使屬于閉式軟齒面標準直齒圓柱齒輪傳動，先以齒面接觸疲勞強度來確定基本參數(shù)，再校核彎曲疲勞強度。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鋼調質處理，現(xiàn)查書3，其硬度為229286HB，平均取258HB。帶根數(shù)z=2FQ=858Ni=12.2.1 以齒面接觸疲勞強度計算齒輪基本尺寸齒輪受到的轉矩來自于慢輥，因此齒輪轉矩T=Ftdm2 Ft 慢輥的切向力，1.3節(jié)中已經計算出來為1680N。 dm慢輥的直徑350mm。T=16803502=Nmm許用接觸應力H=0.9Hlim Hlim接觸疲勞極限，由書3圖12.17c，為580MPa。H=0.9580=522MPa初步計算齒輪直徑d=Ad3TdH2u+1uAdAd值據(jù)書3表12.16，取82。 d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=82.652221+11=125.6mm選取直徑為d=128mm，則齒寬b=ddb=0.6128=76.8mm 圓整后取齒寬b=77mm。圓周速度v=dn601000 n齒輪轉速，與慢輥的轉速一致，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2040，此處初選齒數(shù)為30，則模數(shù)m=dzm=12830=4.26選取標準模數(shù)m=4，則齒數(shù)z=dm=1284=322.2.2 校核齒輪接觸疲勞強度齒輪受到的切向力Ft=TdFt=2296.9N 驗算KAFtb 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)KH=1Z2 z接觸疲勞強度重合度系數(shù)Z=4-3 端面重合度=1.88-3.21z1+1z2=1.88-3.2132+132=1.68 則接觸疲勞強度重合度系數(shù)Z=4-1.683=0.88 那么齒間載荷分配系數(shù)KH=10.882=1.29 齒向載荷分配系數(shù)由書3表12.11得KH=A+B1+0.6bd2bd2 A、B由書3表12.11，分別取為1.09和0.16。KH=1.09+0.161+0.82 =1.22載荷系數(shù)K=KAKVKHKH KV動載系數(shù)，由書3圖12.9，取KV=1.05。K=1.251.051.291.17=1.98 許用接觸應力H=HlimZNSHmin 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。H=5801.31.02=739.2MPa實際接觸應力H=ZEZHZ2KTbd2u+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，應取為2.5。H=189.82.50.8821.9812821+11 =567.3MPa H=567.3MPa<H=739.2MPa，故接觸疲勞強度校核合格，可以接著校核彎曲疲勞強度。如果此處驗算不合格，則應該重新確定齒輪的各項參數(shù)，直到接觸疲勞校核合格才可以進一步校核。2.2.3 校核齒輪接彎曲疲勞強度彎曲疲勞強度的齒間載荷分配系數(shù)由書3表12.10得KF=1Y Y彎曲強度重合度系數(shù)Y=0.25+0.75Y=0.25+0.751.68=0.7 那么彎曲疲勞強度的齒間載荷分配系數(shù)KF=10.7=1.44驗算齒寬與全齒高之比bh=772.254=8.56 因此彎曲疲勞強度的齒向載荷分配系數(shù)由書3圖12.14，取KF=1.15。 載荷系數(shù)K =KAKVKFKFK =1.251.051.441.15=2.17 許用彎曲應力F=FlimYNYXSFmin Flim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。F=4501.1511.25=414MPa 實際彎曲應力F=2KTbdmYFaYSaY YFa齒形系數(shù)，由書3圖12.21，取為1.25。 YSa應力修正系數(shù)，由書3圖12.22，取為1.63。F=22.1712842.531.630.7 =93MPa F=93MPa<F=414MPa，故彎曲疲勞強度校核合格。2.2.4 齒輪設計小結經過計算以及校核，可以確定齒輪的基本參數(shù)，進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)值齒數(shù)z32分度圓直徑dd=mz128齒頂高haha=ha*m4齒根高hfhf=ha*+c*m5齒頂圓直徑dada=d+2ha136齒根圓直徑dfdf=d-2hf118中心距aa=12mz1+z2256孔徑d055齒寬bb=dd1772.3 清選裝置設計清選裝置包括振動篩和一個有獨立電機的風機，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到很滿意的清選效果。因此，本設計中參考已有振動篩來確定參數(shù)。振動篩主要參數(shù)如表2-2。表2-2 振動篩相關參數(shù)項目值曲軸轉速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風扇電動機選擇分馬力異步電動機CO2-7114，其參數(shù)如表表2-3 篩選風扇參數(shù)表型號功率/W電流/ A電壓/ V頻率/ Hz轉速/( r/min)CO2-71141201.88220501400效率/ %功率因數(shù)cos起動轉矩額定轉矩起動電流/ A最大轉矩額定轉矩500.58391.8 該風扇電機安裝可以調速的裝置，以便在清選的時候可以控制風速，從而達到較好的清選效果。2.4 振動篩皮帶傳動設計 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-D4n4n5 n5D5帶輪的轉速，此處為振動篩曲軸轉速220r/min。D5=1-1%125=141.2mm 取標準帶輪直徑D5=150mm。 D3帶輪的實際轉速n5=1-D4n4D5 n3=1-1%125=209.2r/min 皮帶的長度L=Dm+2a+2a DmDm=D4+D52=125+1502=137.5mm。 =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+2600+12.52600=1632.2mm 查書3圖11.4，取標準帶長Ld=1800mm。 則實際中心距a=L-Dm4+14L-Dm2-82a=1800-3.14137.54+-3.14137.52-812.52 =683.9mm D1帶輪包角1=180-D5-D4a601=180-250-.460=177.8D4=125mmD5=150mmLd=1800mma=683.9mm 1=177.8<120，符合包角要求。 帶速v=D4n4601000v=3.14125251601000 =1.64m/s 傳動比i=n4n5i=.2=1.2 V帶根數(shù)z=PcP0+P0kkl 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。 P0單根V帶傳遞的功率增量，由書3表11.10，取為0.04。 k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+0.090.991.01=1.02 因此，選用1根V帶就可以滿足要求 張緊力F0=500Pcvz2.5-kk+qv2F0=50011.6412.5-0.990.99+0.11.642 =465.3N軸上的載荷FQ=2zF0sin12FQ=21465.3sin177.82=930.4N按照傳動布置的要求，此力在平面內的角度為293。軸上載荷將在軸的設計中用到，至此，該皮帶傳動設計就完成。1<120，符合包角要求。帶根數(shù)z=1FQ=930.4N第3章 軸的設計3.1 快速滾軸設計軸的設計中，先估算軸的最小直徑，再根據(jù)軸的安裝的零件等來設計軸的結構，最后校核軸。3.1.1 軸的最小尺寸的確定在1.2節(jié)中已經確定軸的材料45鋼調質。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%。dmin=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為最小軸徑，為25 mm。3.1.2 軸的結構設計軸上零件擬定裝配圖如圖3-1。-軸段，改為螺栓加擋圈固定。-軸段，已經確定d-=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，則該軸段應該短23 mm，故取l-=37mm。-軸段，為皮帶輪定位，定位軸肩高應為0.070.1d，故取d-=42mm。該軸段跨過軸承蓋，取其長度為l-=50mm。取最小軸徑為25 mm圖3-1 快輥軸裝配方案圖-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d-=45mm，l-=21mm。-軸段，為軸承定位d-=51mm。此軸穿過軸承座外殼與脫殼機殼體，取其長度為l-=27mm。-軸段，為安裝脫殼輥，應比前一軸段高出一些，長度比輪轂短一些。故取d-=55mm，該段輪轂長度為90mm，取l-=87mm。-軸段，與-軸段一樣d-=55mm，l-=87mm。-軸段，為減少加工的長度和使輥的裝配更方便，所以直徑應小些，d-=51mm。其長度為脫殼輥的長度減去輪轂的長度，再短23 mm，故l-=317mm。-軸段，安裝與-軸段相同， d-=51mm，l-=27mm。-軸段，安裝與同型號軸承，d-=45mm，l-=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的強度ca=McaW經計算該截面的合成彎矩為.4Nmmca=.40.1513=34.5MPa 前已選定軸的材料為45鋼調質，查書4表15-1，-1=60MPa。ca=34.5MPa<-1=60MPa，故彎扭合成校核合格。4.1 慢速輥軸設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)選定的軸承來設計慢輥軸的結構。3.2.1 軸的結構設計軸上零件擬定裝配圖如圖3-3。圖3-3 慢輥軸裝配圖-軸段，安裝深溝球軸承，尺寸為故d-=45mm，l-=21mm。-軸段，為軸承定位，d-=51mm，為了保持齒輪與殼體之間的間隙，取l-=30mm。ca<-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，經表面氧化處理的A型軸用彈性擋圈。擋圈GB-T 894.1-1986。-軸段，為擋圈定位，根據(jù)擋圈安裝要求，取d-=55mm，l-=5mm。-軸段，安放擋圈，根據(jù)擋圈安裝要求，取d-=50.8mm，l-=2.2mm。-軸段，安裝齒輪，齒輪輪轂取為55 mm，長度為84 mm，因此取d-=55mm，l-=83.8mm。-軸段，為齒輪定位，根據(jù)定位要求，故取d-=64mm， l-=12mm。以下幾個軸段均與快輥相應的軸段參數(shù)一致。-軸段， d-=51mm， l-=27mm。-軸段， d-=55mm，l-=87mm。-軸段， d-=51mm，l-=317mm。-軸段， d-=55mm，l-=87mm。-軸段， d-=51mm， l-=27mm。-軸段， d- =45mm，l- =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的強度ca=McaW經計算該截面的合成彎矩為.3Nmmca=.30.1513=37.8MPa 前已選定軸的材料為45鋼調質，查書4表15-1，-1=60MPa。ca=37.8MPa<-1=60MPa，故彎扭合成校核合格。圖3-4 慢輥彎扭合成圖ca<-1彎扭合成合格4.1 換向齒輪軸設計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 軸轉速，與慢速輥轉速相同，為251 r/min。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為最小軸徑，為35 mm。4.1.2 軸的結構設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-軸段，改為螺栓加擋圈固定-軸段，已經確定d-=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80 mm，則該軸段應該短23 mm，故取l-=77mm。-軸段，為皮帶輪定位，取d-=42mm。該軸段跨過軸承蓋，取其長度為l-=40mm。-軸段，安放深溝球軸承，型號如前所選。故d-=45mm，l-=21mm。-軸段，為軸承定位d-=51mm。為保持齒輪與箱體之間的間隙，取其長度為l-=30mm。-軸段，與慢輥軸對應軸段一致，d-=55mm，取l-=5mm。-軸段，與慢輥軸對應軸段一致，d-=50.8mm，l-=2.2mm。-軸段，與慢輥軸對應軸段一致， d-=55mm，l-=83.8mm。-軸段，與慢輥軸對應軸段一致， d-=64mm，l-=12mm。-軸段，考慮齒輪與箱體的間隙，d-=51mm，l-=10mm。-軸段，安放軸承， d-=45mm， l-=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的強度ca=McaW經計算該截面的合成彎矩為.9Nmmca=.90.1553=14.0MPa前已選定軸的材料為45鋼調質，查書4表15-1，-1=60MPa。ca=14MPa<-1=60MPa，故彎扭合成校核合格。圖3-6換向齒輪軸彎扭合成圖ca<-1由于振動篩軸受載荷不大，因此不做校核，至此軸的設計校核部分就完成了。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行校核，選用鍵聯(lián)接中鍵的型號并進行校核，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，不進行校核。 滾動軸承的潤滑根據(jù)速度因數(shù)進行選擇，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工作轉速，四根軸中最大轉速為356.4 r/min。dn=45356.4=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/T1906-1997鍵聯(lián)接所承受的應力，參考書46-1式 p=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?？燧亷л嗘I承受應力p1=2.5728-825=67MPa許用擠壓應力p，由書3表7.1，選用110MPa，p1=67MPa<p。慢輥帶輪鍵承受應力p2=2.5870-1055=14.25MP<p校核合格。 脫殼輥鍵承受應力p3=2.51080-1655=5.3MP<p校核合格。齒輪鍵承受應力p4=2.51070-1655=6.3MP<p校核合格。4.3 使用說明書4.3.1 使用前的準備使用前接好380伏三相電源，然后將電機啟動，看運轉方向是否與指示箭頭方向一致，如不一致應將電源中任意兩接頭對調一下，即可達到與指示箭頭方向一致。經過試車，如果機器各部分運轉正常且無異常聲響，即可投料生產。在投料生產前，最好先將準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效率，減少破碎率?；ㄉ罆窈线m的時間，保持適當?shù)暮士梢越档推扑槁省?.3.2 工作中的管理操作過程中，投料應保持均勻。使用過程中如發(fā)現(xiàn)破碎率高，可以停機，調整快速輥的軸承座，從而調整脫殼輥之間的間隙，使之適應不同的花生品種，調整間隙后調整張緊輪再開機工作。清選風機的葉片轉速時可以調整的，如發(fā)現(xiàn)清選不徹底或有過度清選現(xiàn)象，可以調整風機轉速旋鈕來控制清選程度。4.3.3 維護與保養(yǎng)本機采用三角帶傳動，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，應定期查看潤滑脂的情況，如有變質現(xiàn)象，需更換潤滑脂。機器在使用時，應經常注意各部位運轉情況，檢查各部位緊固螺栓是否松動，如發(fā)現(xiàn)松動應隨時緊固。特別是高轉速部位。加工季節(jié)結束后，應將機器進行一次大檢查，然后清理機器內的雜物，添加潤滑脂，最后用牛皮紙遮蓋好，以備下一季使用。4.3.4 機械安全操作規(guī)程剝殼作業(yè)前應對所有參加剝殼作業(yè)人員進行安全教育，熟悉剝殼的結構、性能和操作方法。參加剝殼作業(yè)人員應穿工作衣，女同志應把長發(fā)戴入工作帽內，不準佩帶圍巾作業(yè)，閑雜人員或未成年人不準靠近作業(yè)區(qū)域。開機前，操作人員應對剝殼機技術狀態(tài)全面檢查一遍，特別是對各安全防護部件的檢查，要求不松、不缺，嚴禁違章使用。剝殼機所用一切工具、金屬物等嚴禁放在機器上。開機前應發(fā)出各自規(guī)定的信號，待剝殼機空轉35分鐘，確無異常情況后方可均勻連續(xù)喂料進行作業(yè)。停機前應有35分鐘空轉時間，將花生仁、殼清理干凈。剝殼機運轉中應經常注意其轉速、聲音、軸承溫升，發(fā)現(xiàn)異常應立即停機檢查，待排除后，方可繼續(xù)作業(yè)。每連續(xù)工作一天，應停機檢查滾筒、風扇、篩箱及風送機及各軸承座等部件緊固件是否松動，并隨時加以緊固。嚴禁在剝殼機運轉時進行檢修和調試，嚴禁身體和其他異物靠近傳動部位。剝殼機運轉時，嚴禁將手或其他異物伸入機器內。 參考文獻1 中國農業(yè)機械化科學研究院.實用機械設計手冊下冊.北京：中國農業(yè)機械出版社，1985.2 成大先.機械設計手冊單行本機構.北京：化學工業(yè)出版社，2004.3 邱宣懷.機械設計.北京：高等教育出版社，1997.4 濮良貴.機械零件.北京：高等教育出版社，1982.5 楊黎明，楊智勤.機械手機簡明手冊.北京：國防工業(yè)出版社，2008.6 廖念禾.AutoCAD2008中文版全接觸.北京：中國水利水電出版社，2008.7 吳宗澤.機械零件設計手冊.北京：機械工業(yè)出版社，2007.8 李建東.花生脫殼裝置的試驗研究D.青島：青島農業(yè)大學,2007.9 劉紅力.花生脫殼特性與損傷機理研究D.沈陽：沈陽農業(yè)大學,2007.10 尚書旗,劉曙光,王方燕.花生生產機械的應用現(xiàn)狀與進展分析J.花生學報,2003,(增刊)：509517.11 李建東,梁寶忠,郝新明,李洋,尚書旗.鋼齒雙輥筒式花生脫殼裝置的試驗研究J.,2008,(6)：3537.12 劉紅力，張永麗，高連興，楊玉芬，佟玲.花生脫殼力學特性試驗J.沈陽農業(yè)大學學報. 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