花生脱壳机(共36页)

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1、精选优质文档-----倾情为你奉上 目 录 第1章 总体方案设计………………………………………………………………………2 1.1 方案分析……………………………………………………………………………2 1.2 材料分析及选择……………………………………………………………………4 1.3 电动机的选择………………………………………………………………………4 第2章 脱壳清选装置设计…………………………………………………………………7 2.1 快慢辊皮带传动设计………………………………………………………………7 2.2 换向齿轮传动设计………………………………………………………

2、…………11 2.3 清选装置设计………………………………………………………………………16 2.4 振动筛皮带传动设计………………………………………………………………18 第3章 轴的设计……………………………………………………………………………20 3.1 快速辊轴设计校核…………………………………………………………………20 3.2 慢速辊轴设计校核…………………………………………………………………23 3.3 换向齿轮轴设计校核………………………………………………………………26 第4章 轴承校核、键校核、润滑与装配使用……………………………………………30 4.1

3、 轴承校核与润滑……………………………………………………………………30 4.2 键校核………………………………………………………………………………30 4.3 使用说明书…………………………………………………………………………31 参考文献………………………………………………………………………………………34 专心---专注---专业 第1章 总体方案设计 1.1 方案分析材 对于设计任务书中所提及的要求，应首先确定花生脱壳机的脱壳原理、 清选原理，然后再拟定总体的传动方案和结构方案，最后绘制装配草图。 目前花生脱壳机采用的脱壳结构主要有：以打击、揉搓

4、为主的钢纹杆或钢栅条凹板结构，以挤压、揉搓为主的橡胶滚筒或橡胶浮动凹板结构两大类。前者存在着花生破碎率高的缺点，后者脱壳效率与脱净率不高。 还有一种采用差速辊对滚的脱壳方式，具有破碎率低，生产率、脱净率都能达到较好效果的特点。因此，本设计中采用这种原理来设计花生脱壳机。 清选机构也是本设计中的重要部分，清选机构多采用振动筛配合清选风机，来达到清选的目的，最后得到清洁的花生米。 针对以上分析，设计了如图1-1的脱壳原理示意图。 1.电动机皮带轮 2.快速辊皮带轮 3.快速辊 4.慢速辊皮带轮 5、7.换向齿轮 6.慢速辊 8.振动筛皮带轮 9.振动筛曲轴 10.清选

5、风机 11.振动筛 图1-1 花生脱壳机原理示意图 如图1-1所示，动力从电动机皮带轮1传出，快速辊3顺时针转动；在两个换向齿轮5、7的换向作用下，慢速辊6逆时针转动。这样两个转速不一样的滚筒就将花生带入间隙。由于间隙较小，因此对花生有挤压作用；而快慢辊的转速不一样，就产生对花生的撕搓作用。在挤压和撕搓的共同作用下，花生壳就会被除去。 去壳后，花生和花生壳的混合物就落在振动筛11上，振动筛在振动筛曲轴9的作用下做往复运动，较大的花生壳就被过滤掉，从

6、振动筛的左边流走。较小的花生壳和花生米在下落过程中受到风机10的作用，只要控制好送风量，较小的花生壳和粉尘就被吹走，得到清洁的花生米。 除此之外，设计任务书中还要求脱壳的间隙可以调整，以适应不同品种的花生，这在上述的原理中也是可以实现的。由于慢速辊6上有齿轮，结构复杂，因此本设计中调整快速辊3的水平位置，来实现脱壳间隙的可调性。轧辊是安装在轴上的，轴是靠轴承和轴承座来支撑的，因此，只要调整轴承座的位置，轧辊就跟着移动，脱壳间隙也就可以调整了。 本设计中设计了可以调整位置的轴承座来调整脱壳间隙，但是，这会引起皮带轮1和皮带轮2的中心距的变化，皮带的张紧力就会发生变化，从而影响脱壳的效果。可以

7、设置一个张紧轮，在调整轴承座后，对皮带进行张紧，这样就不会影响到传动的有效性。 这样，脱壳原理和传动方案就基本确定了。以下分析对各个主要零件的要求。 由于是加工站用花生脱壳机，不经常移动，脱壳量大，利用率也较高。因此，脱壳机机体可以采用铸造。在保证强度的前提下，应尽量结构简单，节省材料，减轻重量。轧辊是最关键的脱壳零件，轧辊的间距、转速、直径、材料都直接影响到脱壳的效果，因此轧辊这几个参数是须仔细确定的。皮带轮主要是传递动力，其尺寸将由皮带传动的计算给出。除此之外，还应该保证传动安全可靠，布置合理。各轴受到循环交变应力，应保证其疲劳强度。振动筛是筛选的关键零件，筛选的速度、频率、筛选孔的大

8、小是影响筛选效果的关键参数。风机主要要确定其送风量，来保证二次清选的有效。 综合以上分析，画出花生脱壳机装配草图如图1-2。 1.2 材料分析及选择 前文中已经列出了主要零件，在此将对各个零件的选材进行分析和选择。 机体的材料，考虑是加工站用，使用率很高，不经常移动，可以采用HT200。脱壳辊采用Q235，承受的力较大，有一定的刚度。轴受到弯矩、扭矩的作用，所有的轴均采用45钢调质处理。两个齿轮由于只起到换向作用，不需要采用不同的材料，因此都采用同一种材料，均使用45

9、钢调质。轴承盖无特殊要求，采用HT200。张紧轮采用HT200。振动筛连杆采用45钢，承受一定的冲击载荷，振动筛采用45钢。 这样基本的零件材料就选定了。 1.3 电动机的选择 电动机为整个机械提供动力，必须选择合适功率和转速的电机，保证设计符合要求。在选择电机之前，先确定脱壳辊的参数，以此来估计整个系统需要的功率。经过查阅相关文献和参照以往所设计的类似产品的参数，初步选定参数如表1-1。 表1-1 脱壳辊相关参数 项目 代号 参数值 快辊直径 dk 350mm 慢辊直径 dm 350mm 快辊转速 nk 350r/min 慢辊转速 nm 250r/m

10、in 快慢辊长度 l 500mm 脱壳最小间隙 lj 10mm 快慢辊速度差 v0 1.5m/s 图1-3 脱壳辊间花生占据的体积 花生所能提供的空间 V=64.650013=mm3 每颗花生的体积，根据所做的花生尺寸统计数据 Vi=151545=10125mm3 受力花生的颗数 k=VVi==42 按照每颗花生受40N的切向力计算，沿辊切线方向的力 Ft=40k=4042=1680N 径向力按照每颗花生受60N计算，沿辊径向

11、的力 Fr=60k=6042=2520N 那么，整个机器消耗在脱壳上的功率 P1=Ftv0=16801.5=2.5kW 另外估计振动筛所消耗的功率为P2=1kW左右，那么所设计的机器总功率估计值 P=P1+P2=2.5+1=3.5kW 考虑功率传递的损失及估算的误差，选择功率为4 kW的电动机来作为整个系统的动力。参考手册[2]，选择Y系列封闭式笼型三相异步电动机电动机，其型号及参数如表1-2。 Ft=1680N Fr=2520N P=3.5kW 表1-2 主电机参数

12、 型号 额定功率/kW 转速/( r/min) 电流/ A 效率/ % 功率因数 cosφ Y160M1-8 4.0 720 9.91 84 0.73 最大转矩额定转矩 堵转转矩额定转矩 堵转电流额定电流 转子转动量GD2 / N∙m2 重量/kg 2.0 2.0 6.0 0.753 118  第2章 脱壳清选装置设计 2.1 快慢辊皮带传动设计 首先确定各参数的意义，方便以后的计算。如图2-1。 D1—电动机皮带轮直径 D2—

13、快速辊皮带轮直径 D3—慢速辊大皮带轮直径 D4—慢速辊小皮带轮直径 D5—振动筛皮带轮直径 图2-1 皮带轮参数示意图 2.1.1 电动机带轮与快辊传动设计 首先根据皮带轮所传递的功率选择电动机，计算功率 Pc=KAP kA—工作情况系数，据书[3]表11.5，取为1.1。 P —传递的功率，此处为电机传递到快辊的功率，约为1.25kW。 因此 Pc=1.11.25=1.36kW 查书[3]图11.15，选为A型带，为了保持一致性，整个带传动均采用A型带。 D1带轮的直径由书[3]表11.6，取为125mm。D2带

14、轮直径为 D2=1-εD1n1n2 ε —带传动滑动率，根据书[3]，取为1%。 n1—D1带轮的转速，此处为电机转速720r/min。 n2—D2带轮的转速，此处为快速辊转速350r/min。 D2=1-1%125=254.6mm 取标准带轮直径D2=250mm。 D1=125mm D2=250mm D2带轮的实际转速 n2=1-εD1n1D2 n2=1-1%125=356.4r/min 皮带的长度 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，据书[3]，取为500mm。 L=3.14187.5+2500+62.52500=1596.6mm 查书[3]图11.4，取标准带长Ld=1600mm。 则实际中心距 a=L-πDm4+14L-πDm2-8Δ2 a=1600-3.14187.54+-3.14187.52-862.52 =501.7mm D1带轮包角 α1=180-D2-D1a60 α1=180-

16、250-.760 =165.1 α1=165.1>120，符合包角要求。 带速 v=πD1n1601000 v=3.14125720601000 =4.71m/s 传动比 i=n1n2 n2为 356.4r/min Ld=1600mm a=501.7mm α1>120，符合包角要求。 i=.4=2.02 V带根数 z=PcP0+ΔP0kαkl

17、 P0—单根V带传递的功率，由书[3]表11.8，取为1.56。 ΔP0—单根V带传递的功率增量，由书[3]表11.10，取为0.09。 kα—包角系数，由书[3]表11.7，取为0.96。 kl—包角系数，由书[3]表11.12，取为0.99。 z=1.361.56+0.090.960.99=0.87 因此，只用1根V带就可以满足要求 张紧力 F0=500Pcvz2.5-kαkα+qv2 q—V带质量，由书[3]表11.4，取为0.10。 F0=5001.364.7112.5-0.960.96+0.14.712

18、 =172.5N 轴上的载荷 FQ=2zF0sinα12 FQ=21172.5sin165.12=342.1N 轴上载荷将在轴的设计中用到，至此，该皮带传动设计就完成。 2.1.2 电动机带轮与慢辊带轮传动设计 上一节已经选用了A型带，电动机皮带轮直径也已经确定。 D3带轮直径为 D3=1-εD1n1n3 n3—D3带轮的转速，此处为慢速辊转速250r/min。 D3=1-1%125=356.4mm 取标准带轮直径D3=355mm。 带根数 z=1

19、 FQ=342.1N D3=355mm D3带轮的实际转速 n3=1-εD1n1D3 n3=1-1%125=251r/min 皮带的长度 L=πDm+2a+Δ2a Dm—Dm=D1+D32=125+3552=240mm。 Δ —Δ=D3-D12=355-1252=115mm。 a —初取中心距，考虑到整个传动的布置，取为600mm。 L=3.14240+2600+=1975mm 查书[3]图11.4，取标准带长Ld=2000mm。 则实际中心距 a=L-πDm4+14L-πDm2

20、-8Δ2 a=1600-3.142404+-3.142402-81152 =612.4mm D1带轮包角 α1=180-D3-D1a60 α1=180-355-.460 =157.5 α1=157.5>120，符合包角要求。 带速 v=πD1n1601000 v=3.14125720601000 =4.71m/s 传动比 i=n1n3 n3为 251r/min Ld=2000mm

21、 a=612.4mm α1>120，符合包角要求。 i==2.87 V带根数 z=PcP0+ΔP0kαkl Pc—传递到慢辊带轮的功率的计算功率，由于振动筛经过此皮带轮传动，故包含振动筛功率，按2.5 kW计。 P0—单根V带传递的功率，由书[3]表11.8，取为1.56。 ΔP0—单根V带传递的功率增量，由书[3]表11.10，取为0.09。 kα—包角系数，由书[3]表11.7，取为0.95。 kl—包角系数，由书[3]表11.12，取为1.06。 z=2.51.11+0.090

22、.951.06=2.07 因此，选用2根V带就可以满足要求 张紧力 F0=500Pcvz2.5-kαkα+qv2 F0=5002.54.7122.5-0.950.95+0.14.712 =218.7N 轴上的载荷 FQ=2zF0sinα12 FQ=22218.7sin157.52=858N 轴上载荷将在轴的设计中用到，至此，该皮带传动设计就完成。 2.2 换向齿轮传动设计 此处的齿轮只用来改变慢辊的转动方向，而不需要改变转速，因此传 动比i=1。此处使属于闭式软齿面标准直齿圆柱齿轮传动，先以齿面接触疲劳强度来确定基本

23、参数，再校核弯曲疲劳强度。 由于比i=1，因此两个齿轮的受力情况一致，故只需计算一个齿轮，另一个齿轮的参数完全一样。在1.2节中分析了齿轮的材料为45钢调质处理，现查书[3]，其硬度为229~286HB，平均取258HB。 带根数z=2 FQ=858N i=1 2.2.1 以齿面接触疲劳强度计算齿轮基本尺寸 齿轮受到的转矩来自于慢辊，因此齿轮转矩 T=Ftdm2 Ft —慢辊的切向力，1.3节中已经计算出来为1680N。 dm—慢辊的直径350mm。 T=

24、16803502=N∙mm 许用接触应力 [σH]=0.9σHlim σHlim—接触疲劳极限，由书[3]图12.17c，为580MPa。 σH=0.9580=522MPa 初步计算齿轮直径 d=Ad3TψdσH2∙u+1u Ad—Ad值据书[3]表12.16，取82。 ψd—齿宽系数，由书[3]表12.13，取0.6。 u —齿数比，由于传动比为1，故齿数比也为1。 d=82.65222∙1+11=125.6mm 选取直径为d=128mm，则齿宽 b=ψdd b=0.6128=76.8mm 圆整后取齿宽b=77mm。 圆周速度

25、v=πdn601000 n—齿轮转速，与慢辊的转速一致，为251r/min。 v=3.14128251601000=1.68m/s 因此由书[3]表12.6,选8级精度。 闭式软齿面传动齿数宜为20~40，此处初选齿数为30，则模数 m=dz m=12830=4.26 选取标准模数m=4，则齿数 z=dm=1284=32 2.2.2 校核齿轮接触疲劳强度 齿轮受到的切向力 Ft=Td Ft==2296.9N 验算 K

26、AFtb KA—使用系数，据书[3]表12.9，选1.25。 KAFtb=1.252296.977=37.3N/m<100N/m 因此查书[3]表12.10，齿间载荷分配系数 KHα=1Zε2 zε—接触疲劳强度重合度系数 Zε=4-εα3 εα—端面重合度 εα=1.88-3.21z1+1z2 εα=1.88-3.2132+132=1.68 则接触疲劳强度重合度系数 Zε=4-1.683=0.88

27、那么齿间载荷分配系数 KHα=10.882=1.29 齿向载荷分配系数由书[3]表12.11得 KHβ=A+B1+0.6bd2bd2 A、B—由书[3]表12.11，分别取为1.09和0.16。 KHβ=1.09+0.161+0.82 =1.22 载荷系数 K=KAKVKHαKHβ KV—动载系数，由书[3]图12.9，取KV=1.05。 K=1.251.051.291.17=1.98 许用接触应力 [σH]=σHlimZNSHmin ZN —接触寿命系数，由于无特殊要求，由书[3]图12.1

28、8，取为1.3。 SHmin—接触最小安全系数，由书[3]表12.14，取为1.02。 σH=5801.31.02=739.2MPa 实际接触应力 σH=ZEZHZε2KTbd2∙u+1u ZE—弹性系数，由书[3]表12.12，取为189.8MPa。 ZH—节点区域系数，由书[3]图12.16，应取为2.5。 σH=189.82.50.8821.981282∙1+11 =567.3MPa σH=567.3MPa<σH=739.2MPa，故接触疲劳强度校核合格，可以接着校核弯曲疲劳强度。如果此处验算不合格，则应该重新确定

29、齿轮的 各项参数，直到接触疲劳校核合格才可以进一步校核。 2.2.3 校核齿轮接弯曲疲劳强度 弯曲疲劳强度的齿间载荷分配系数由书[3]表12.10得 KFα=1Yε Yε—弯曲强度重合度系数 Yε=0.25+0.75εα Yε=0.25+0.751.68=0.7 那么弯曲疲劳强度的齿间载荷分配系数 KFα=10.7=1.44 验算齿宽与全齿高之比 bh=772.254=8.56 因此弯曲疲劳强度的齿向载荷分配系数由书[3]图12

30、.14，取KFβ=1.15。 载荷系数 K =KAKVKFαKFβ K =1.251.051.441.15=2.17 许用弯曲应力 [σF]=σFlimYNYXSFmin σFlim—弯曲疲劳极限，由书[3]图12.13c，取为450MPa。 YN —弯曲寿命系数，由书[3]图12.24，取为1.15。 YX —尺寸系数，由书[3]图12.25，取为1。 SFmin —弯曲最小安全系数，由书[3]表12.14，取为1.25。 σF=4501.1511.25=414MPa 实际弯曲应力 σF=2KTbdmYFaYSa

31、Yε YFa—齿形系数，由书[3]图12.21，取为1.25。 YSa—应力修正系数，由书[3]图12.22，取为1.63。 σF=22.1712842.531.630.7 =93MPa σF=93MPa<σF=414MPa，故弯曲疲劳强度校核合格。 2.2.4 齿轮设计小结 经过计算以及校核，可以确定齿轮的基本参数，进而得到齿轮的尺寸 如表2-1。 表2-1 换向齿轮参数 名称 符号 公式 数

32、值 齿数 z —— 32 分度圆直径 d d=mz 128 齿顶高 ha ha=ha*m 4 齿根高 hf hf=ha*+c*m 5 齿顶圆直径 da da=d+2ha 136 齿根圆直径 df df=d-2hf 118 中心距 a a=12mz1+z2 256 孔径 d0 55 齿宽 b b=ψdd1 77 2.3 清选装置设计 清选装置包括振动筛和一个有独立电机的风机，由于清选的效果由诸 多因素决定，因此只能在有条件的实验中能够达到很满意的清选效果。因此，本设计中参考已有振动筛来确定参数。振动筛主要参数

33、如表2-2。 表2-2 振动筛相关参数 项目 值 曲轴转速 220r/min 曲柄偏心距 40mm 连杆长度 200 mm 长吊杆长度 300 mm 短吊杆长度 220 mm 吊杆间距 500mm 振动筛尺寸 800mm400mm 风扇电动机选择分马力异步电动机CO2-7114，其参数如表 表2-3 筛选风扇参数表 型号 功率/W 电流/ A 电压/ V 频率/ Hz 转速/( r/min) CO2-

34、7114 120 1.88 220 50 1400 效率/ % 功率因数cosφ 起动转矩额定转矩 起动电流/ A 最大转矩额定转矩 50 0.58 3 9 1.8 该风扇电机安装可以调速的装置，以便在清选的时候可以控制风速，从而达到较好的清选效果。 2.4 振动筛皮带传动设计 振动筛的动力是从换向齿轮轴上的皮带轮传出来的，在2.1节已经选用了A型带，初取换向齿轮轴小皮带轮直径D4=125mm。

35、 D4带轮直径为 D5=1-εD4n4n5 n5—D5带轮的转速，此处为振动筛曲轴转速220r/min。 D5=1-1%125=141.2mm 取标准带轮直径D5=150mm。 D3带轮的实际转速 n5=1-εD4n4D5 n3=1-1%125=209.2r/min 皮带的长度 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，考虑到整个传动的布置，取为600mm。 L=3.14137.5+26

36、00+12.52600=1632.2mm 查书[3]图11.4，取标准带长Ld=1800mm。 则实际中心距 a=L-πDm4+14L-πDm2-8Δ2 a=1800-3.14137.54+-3.14137.52-812.52 =683.9mm D1带轮包角 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。 带速 v=πD4n4601000 v=3.14125251601000 =1.64m/s 传动比 i=n4n5 i=.2=1.2 V带根数 z=PcP0+ΔP0kαkl Pc—传递到振动筛的功率的计算功率，按1 kW计。 P0—单根V带传递的功率，由书[3]表11.8，取为0.94。 ΔP0—单根V带传递的功率增量，由书[3]表11.10，取为0.04。 kα—包角系数，由书[3]表11.7，取为0.99。 kl—包角系数，由书[3]表11.

38、12，取为1.01。 z=10.94+0.090.991.01=1.02 因此，选用1根V带就可以满足要求 张紧力 F0=500Pcvz2.5-kαkα+qv2 F0=50011.6412.5-0.990.99+0.11.642 =465.3N 轴上的载荷 FQ=2zF0sinα12 FQ=21465.3sin177.82=930.4N 按照传动布置的要求，此力在平面内的角度为293。 轴上载荷将在轴的设计中用到，至此，该皮带传动设计就完成。 α1<120，符合包角要求。

39、 带根数 z=1 FQ=930.4N  第3章 轴的设计 3.1 快速滚轴设计 轴的设计中，先估算轴的最小直径，再根据轴的安装的零件等来设计 轴的结构，最后校核轴。 3.1.1 轴的最小尺寸的确定 在1.2节中已经确定轴的材料45钢调质。轴的最小直径 dmin=A03Pn A0—由书[4]表15-3，取为120。 P —快辊所传递的功率，估计为1.25kW。 n —快辊转速，为350 r/min。 dmin=12031.25350=21.3mm 由于轴上开有键槽，加大轴的直径15%。 d

40、min=21.3115%=24.5mm 因此，取最小轴径为25 mm。显然，此处的安装皮带轮处的轴径应为最小轴径，为25 mm。 3.1.2 轴的结构设计 轴上零件拟定装配图如图3-1。 Ⅰ-Ⅱ轴段，改为螺栓加挡圈固定。 Ⅱ-Ⅲ轴段，已经确定dⅡ-Ⅲ=25mm。其长度由安装的皮带轮的轮毂长度决定，取皮带轮轮毂长度为40 mm，则该轴段应该短2~3 mm，故取lⅡ-Ⅲ=37mm。 Ⅲ-Ⅳ轴段，为皮带轮定位，定位轴肩高应为0.07~0.1d，故取dⅢ-Ⅳ=42mm。该轴段跨过轴承盖，取其长度为lⅢ-Ⅳ=50mm。

41、 取最小轴径为 25 mm 图3-1 快辊轴装配方案图 Ⅳ-Ⅴ轴段，安放深沟球轴承，查手册[5]，选取深沟球轴承6209，其尺寸为458519，定位轴肩直径为51mm。故dⅣ-Ⅴ=45mm，lⅣ-Ⅴ=21mm。 Ⅴ-Ⅵ轴段，为轴承定位dⅤ-Ⅵ=51mm。此轴穿过轴承座外壳与脱壳机壳体，取其长度为lⅤ-Ⅵ=27mm。 Ⅵ-Ⅶ轴段，为安装脱壳辊，应比前一轴段高出一些，长度比轮毂短一些。故取dⅥ-Ⅶ=55mm，该段轮毂长度为90mm，取lⅥ-Ⅶ=87mm。 Ⅷ-Ⅸ轴段，与Ⅵ-Ⅶ轴段一样dⅧ-Ⅸ=55mm，lⅧ-Ⅸ=87mm。 Ⅶ-

42、Ⅷ轴段，为减少加工的长度和使辊的装配更方便，所以直径应小些，dⅦ-Ⅷ=51mm。其长度为脱壳辊的长度减去轮毂的长度，再短2~3 mm，故lⅦ-Ⅷ=317mm。 Ⅸ-Ⅹ轴段，安装与Ⅴ-Ⅵ轴段相同， dⅨ-Ⅹ=51mm，lⅨ-Ⅹ=27mm。 Ⅹ-Ⅺ轴段，安装与同型号轴承，dⅩ-Ⅺ=45mm，lⅩ-Ⅺ=21mm。 查阅书[4]表15-2，轴各处倒角或倒圆为1.2 mm。 3.1.3 轴的弯扭合成校核 轴的弯扭图如图3-2。 图3-2 快辊弯扭合成图

43、 由图中可以看出，在截面C承受最大弯矩，因此校核截面C的强度 σca=McaW 经计算该截面的合成弯矩为.4N∙mm σca=.40.1513=34.5MPa 前已选定轴的材料为45钢调质，查书[4]表15-1，σ-1=60MPa。σca=34.5MPa<σ-1=60MPa，故弯扭合成校核合格。 4.1 慢速辊轴设计 由于慢辊轴与快辊轴承受的扭矩大小基本一样，所以慢辊轴选定与快 辊轴相同的轴承，是满足最小直径要求的，因此根据选定的轴承来设计慢辊轴的结构。 3.

44、2.1 轴的结构设计 轴上零件拟定装配图如图3-3。 图3-3 慢辊轴装配图 Ⅰ-Ⅱ轴段，安装深沟球轴承，尺寸为故dⅠ-Ⅱ=45mm，lⅠ-Ⅱ=21mm。 Ⅱ-Ⅲ轴段，为轴承定位，dⅡ-Ⅲ=51mm，为了保持齿轮与壳体之间的间隙，取lⅡ-Ⅲ=30mm。 σca<σ-1 弯扭合成合格 齿轮处用弹性挡圈定位，查手册[2]选用： 轴径为55 mm，材料为65Mn，热处理44-51HRC，经表面氧化处理的A型轴用弹性挡圈。挡圈GB-T 894.1-1986。 Ⅲ-Ⅳ轴段

45、，为挡圈定位，根据挡圈安装要求，取dⅢ-Ⅳ=55mm，lⅢ-Ⅳ=5mm。 Ⅳ-Ⅴ轴段，安放挡圈，根据挡圈安装要求，取dⅣ-Ⅴ=50.8mm，lⅣ-Ⅴ=2.2mm。 Ⅴ-Ⅵ轴段，安装齿轮，齿轮轮毂取为55 mm，长度为84 mm，因此取dⅤ-Ⅵ=55mm，lⅤ-Ⅵ=83.8mm。 Ⅵ-Ⅶ轴段，为齿轮定位，根据定位要求，故取dⅥ-Ⅶ=64mm， lⅥ-Ⅶ=12mm。 以下几个轴段均与快辊相应的轴段参数一致。 Ⅶ-Ⅷ轴段， dⅦ-Ⅷ=51mm， lⅦ-Ⅷ=27mm。 Ⅷ-Ⅸ轴段， dⅧ-Ⅸ=55mm，lⅧ-Ⅸ=87mm。 Ⅸ-Ⅹ轴段， dⅨ-Ⅹ=51mm，lⅨ-Ⅹ=317mm。 Ⅹ-

46、Ⅺ轴段， dⅩ-Ⅺ=55mm，lⅩ-Ⅺ=87mm。 Ⅺ-Ⅻ轴段， dⅪ-Ⅻ=51mm， lⅪ-Ⅻ=27mm。 Ⅻ-ⅫⅠ轴段， dⅫ-Ⅻ Ⅰ=45mm，lⅫ-Ⅻ Ⅰ=21mm。 查阅书[4]表15-2，轴各处倒角或倒圆为1.2 mm。 3.2.2 轴的弯扭合成校核 轴的弯扭合成图如图3-4。 由图中可以看出，在截面C承受最大弯矩，因此校核截面C的强度 σca=McaW 经计算该截面的合成弯矩为.3N∙mm σca=.30.1513=37.8MPa

47、 前已选定轴的材料为45钢调质，查书[4]表15-1，σ-1=60MPa。σca=37.8MPa<σ-1=60MPa，故弯扭合成校核合格。 图3-4 慢辊弯扭合成图 σca<σ-1 弯扭合成合格 4.1 换向齿轮轴设计 4.1.1 轴最小直径的确定 轴的最小直径 dmin=A03Pn A0—由书[4]表15-3，取为120。 P —换向齿轮轴所传递的功率，估计为2.5kW。 n —轴转速，与慢速辊转速相同，为251 r/min。

48、dmin=12032.5251=25.8mm 由于轴上开有键槽，加大轴的直径15%。 dmin=25.8115%=27.6mm 取最小轴径为35 mm。此处的安装皮带轮处的轴径应为最小轴径，为35 mm。 4.1.2 轴的结构设计 轴上零件拟定装配图如图3-5。 图3-5换向齿轮轴装配图 最小轴径为35 mm Ⅰ-Ⅱ轴段，改为螺栓加挡圈固定 Ⅱ-Ⅲ轴段，已经确定dⅡ-Ⅲ=35mm。其长度由安装的皮带轮的轮毂长度决定，由于此处有三根V带，取皮带轮轮毂长度为

49、80 mm，则该轴段应该短2~3 mm，故取lⅡ-Ⅲ=77mm。 Ⅲ-Ⅳ轴段，为皮带轮定位，取dⅢ-Ⅳ=42mm。该轴段跨过轴承盖，取其长度为lⅢ-Ⅳ=40mm。 Ⅳ-Ⅴ轴段，安放深沟球轴承，型号如前所选。故dⅣ-Ⅴ=45mm，lⅣ-Ⅴ=21mm。 Ⅴ-Ⅵ轴段，为轴承定位dⅤ-Ⅵ=51mm。为保持齿轮与箱体之间的间隙，取其长度为lⅤ-Ⅵ=30mm。 Ⅵ-Ⅶ轴段，与慢辊轴对应轴段一致，dⅥ-Ⅶ=55mm，取lⅥ-Ⅶ=5mm。 Ⅶ-Ⅷ轴段，与慢辊轴对应轴段一致，dⅦ-Ⅷ=50.8mm，lⅦ-Ⅷ=2.2mm。 Ⅷ-Ⅸ轴段，与慢辊轴对应轴段一致， dⅧ-Ⅸ=55mm，lⅧ-Ⅸ=83.8mm

50、。 Ⅸ-Ⅹ轴段，与慢辊轴对应轴段一致，， dⅨ-Ⅹ=64mm，lⅨ-Ⅹ=12mm。 Ⅹ-Ⅺ轴段，考虑齿轮与箱体的间隙，dⅩ-Ⅺ=51mm，lⅩ-Ⅺ=10mm。 Ⅺ-Ⅻ轴段，安放轴承， dⅪ-Ⅻ=45mm， lⅪ-Ⅻ=21mm。 查阅书[4]表15-2，轴各处倒角或倒圆为1.2 mm。 4.1.3 轴的弯扭合成校核 轴的弯扭合成图如图3-6。 由图中可以看出，在截面C承受最大弯矩，因此校核截面C的强度 σca=McaW 经计算该截面的合成弯矩为.9N∙mm σca=.90.1553=14.0MPa

51、 前已选定轴的材料为45钢调质，查书[4]表15-1，σ-1=60MPa。 σca=14MPa<σ-1=60MPa，故弯扭合成校核合格。 图3-6换向齿轮轴弯扭合成图 σca<σ-1 由于振动筛轴受载荷不大，因此不做校核，至此轴的设计校核部分就完成了。

52、  第4章 轴承校核、键校核、润滑与装配使用 这一章将对前几章所选用的轴承进行校核，选用键联接中键的型号并进行校核，选用润滑方式，装配和使用说明。 4.1 轴承校核与润滑 本设计中只选用了 深沟球轴承 6209 GB/T276-1994 故只考虑该轴承，但由于对轴承寿命无特殊要求，并且轴承受力较小，故满足一般使用要求，不进行校核。 滚动轴承的润滑根据速度因数进行选择，速度因数 dn d—与轴承配合轴径的直径，所有轴均为45 mm。 n—工作转速，四根轴中最大转速为356.4 r/min。 dn=45356

53、.4=16038mm∙ r/min 根据书[3]表18.17，选择脂润滑，考虑其工作情况，不属于高速和高温场合，因此选用一般的轴承脂润滑即可。采用毡封圈密封。 4.2 键校核 本设计中选择了三种键。快辊带轮与振动筛是同样的键，b=8mm， h=7mm，l=28mm： 键 828GB/T1906-1997 慢辊带轮键，b=10mm，h=8mm，l=70mm： 键 1070GB/T1906-1997 脱壳辊键，b=16mm，h=10mm，l=80mm： 键 1680GB/T1906-1997 齿轮键，b=16mm，h=10mm，l=70mm： 键 1670GB/T19

54、06-1997 键联接所承受的应力，参考书[4]6-1式 σp=2Tkld l —接触有效长度。 k—键与轮毂键槽接触高度，k=0.5h。 d—该段轴轴径。 快辊带轮键承受应力 σp1=2.5728-825=67MPa 许用挤压应力σp，由书[3]表7.1，选用110MPa，σp1=67MPa<σp。 慢辊带轮键承受应力 σp2=2.5870-1055=14.25MP<σp 校核合格。 脱壳辊键承受应力

55、 σp3=2.51080-1655=5.3MP<σp 校核合格。 齿轮键承受应力 σp4=2.51070-1655=6.3MP<σp 校核合格。 4.3 使用说明书 4.3.1 使用前的准备 使用前接好380伏三相电源，然后将电机启动，看运转方向是否与指示箭头方向一致，如不一致应将电源中任意两接头对调一下，即可达到与指示箭头方向一致。 经过试车，如果机器各部分运转正常且无异常声响，即可投料生产。 在投料生产前，最好先将准备脱壳的花生果分选，将不同品种、大小悬殊的花生果分开，这样可以大大提高生产效率，减少破碎率。 花生晾晒合适的时间，保持适当的含水率可以降低破碎率。

56、 4.3.2 工作中的管理 操作过程中，投料应保持均匀。 使用过程中如发现破碎率高，可以停机，调整快速辊的轴承座，从而调整脱壳辊之间的间隙，使之适应不同的花生品种，调整间隙后调整张紧轮再开机工作。 清选风机的叶片转速时可以调整的，如发现清选不彻底或有过度清选现象，可以调整风机转速旋钮来控制清选程度。 4.3.3 维护与保养 本机采用三角带传动，在长时间使用后如需更换皮带，一定要选择型号一致的三角带。 各部位有润滑的，应定期查看润滑脂的情况，如有变质现象，需更换润滑脂。

57、 机器在使用时，应经常注意各部位运转情况，检查各部位紧固螺栓是否松动，如发现松动应随时紧固。特别是高转速部位。 加工季节结束后，应将机器进行一次大检查，然后清理机器内的杂物，添加润滑脂，最后用牛皮纸遮盖好，以备下一季使用。 4.3.4 机械安全操作规程 剥壳作业前应对所有参加剥壳作业人员进行安全教育，熟悉剥壳的结构、性能和操作方法。 参加剥壳作业人员应穿工作衣，女同志应把长发戴入工作帽内，不准佩带围巾作业，闲杂人员或未成年人不准靠近作业区域。 开机前，操作人员应对剥壳机技术状态全面检查一遍，特别是对各安全防护部件的检查，要求不松、不缺，严禁违章使用。 剥壳机所用一切工具、金属物等

58、严禁放在机器上。 开机前应发出各自规定的信号，待剥壳机空转3—5分钟，确无异常情况后方可均匀连续喂料进行作业。停机前应有3—5分钟空转时间，将花生仁、壳清理干净。 剥壳机运转中应经常注意其转速、声音、轴承温升，发现异常应立即 停机检查，待排除后，方可继续作业。 每连续工作一天，应停机检查滚筒、风扇、筛箱及风送机及各轴承座等部件紧固件是否松动，并随时加以紧固。 严禁在剥壳机运转时进行检修和调试，严禁身体和其他异物靠近传动部位。 剥壳机运转时，严禁将手或其他异物伸入机

59、器内。  参考文献 [1] 中国农业机械化科学研究院.实用机械设计手册下册.北京：中国农业机械出版社，1985. [2] 成大先.机械设计手册单行本机构.北京：化学工业出版社，2004. [3] 邱宣怀.机械设计.北京：高等教育出版社，1997. [4] 濮良贵.机械零件.北京：高等教育出版社，1982. [5] 杨黎明，杨智勤.机械手机简明手册.北

60、京：国防工业出版社，2008. [6] 廖念禾.AutoCAD2008中文版全接触.北京：中国水利水电出版社，2008. [7] 吴宗泽.机械零件设计手册.北京：机械工业出版社，2007. [8] 李建东.花生脱壳装置的试验研究[D].青岛：青岛农业大学,2007. [9] 刘红力.花生脱壳特性与损伤机理研究[D].沈阳：沈阳农业大学,2007. [10] 尚书旗,刘曙光,王方燕.花生生产机械的应用现状与进展分析[J].花生学报,2003,(增刊)：509～517. [11] 李建东,梁宝忠,郝新明,李洋,尚书旗.钢齿双辊筒式花生脱壳装置的试验研究[J].,2008,(6)

61、：35～37. [12] 刘红力，张永丽，高连兴，杨玉芬，佟玲.花生脱壳力学特性试验[J].沈阳农业大学学报. 2006,(6)：104～106. [13] 林怀蔚,罗来贵,蒋天弟,王新章.人力花生脱壳机的设计[J].农机化研究.2008,(11)：113～115. [14] 周瑞宝.花生加工技术[M].北京：化学工业出版社,2003. [15] 崔建云.食品机械[M].北京：化学工业出版社,2006. 致谢 本次毕业设计开始较早，却一直无进展，主要是我对开题报告的难度的苦恼。经过与张黎骅导师的多次交流，才最后确定和开始。 感谢张黎骅老师在这次毕业设计过程中的大力指导，使这次设计得以顺利完成。感谢四年以来各位老师对我们无私的传授知识，我们系的老师都很优秀，是我们专业的福气。 感谢本班同学在学习上与生活中的帮助，我们班是个优秀的班集体，无论学风还是生活作风，我们多次荣获优秀班集体与团支部称号，是我们共同努力的结果。 农机2006届的各位老师、同学，我永远记得你们。