毕业设计（论文）-玉米脱粒机的设计（全套图纸）.doc

本科毕业设计（论文） 题题 目目:玉米脱粒机的设计玉米脱粒机的设计 _ 英文题目：英文题目：The design of the peanut sheller 学学 院：院：_ 专专 业业：_ 姓姓 名名：_ 学学 号：号：_ 指导教师指导教师：_ 2015 年年 11 月月 22 日日 毕业设计（论文）独创性声明毕业设计（论文）独创性声明 该毕业设计（论文）是我个人在导师指导下进行的研究工作及取得的研究成果。 文中除了特别加以标注和致谢的地方外，不包含其他人或其他机构已经发表或撰写 过的研究成果。其他同志对本研究的启发和所做的贡献均已在论文中作了明确的声 明并表示了谢意。 作者签名： 日期： 年 月 日 毕业设计（论文）使用授权声明毕业设计（论文）使用授权声明 本人完全了解青岛滨海学院有关保留、使用毕业设计（论文）的规定，即：学 校有权保留送交毕业设计（论文）的复印件，允许被查阅和借阅；学校可以公布全 部或部分内容，可以采用影印、缩印或其他复制手段保存该毕业设计（论文）。保 密的毕业设计（论文）在解密后遵守此规定。 作者签名： 导师签名： 日期： 年 月 日 I 摘要 作为农作物的一种，玉米属于人们的日常生活中常见的食物之一，它的作用很 多，可以补血，增加人体蛋白质，还可以用来煮汤，爆炒等等，食用起来非常可口， 是不可多得的美味佳肴。 本次设计的题目是玉米脱粒机的设计，传统的实现玉米脱粒的方法都是依靠人 工的方式，这样工作效率低下，质量得不到保证，而本课题所设计的玉米脱粒机， 能够实现玉米的自动脱粒，通过安装在机架上面的鼓轮和腰轮的相对运动实现玉米 的自动脱粒，此种结构的出现，在人工脱粒的基础上面大大地提高了生产效率，降 低了劳动成本，并且玉米脱粒干净，能够实现玉米粒和玉米杆的自动分离和回收。 关键词：农作物，玉米脱粒机，结构，分离 全套图纸，加全套图纸，加 153893706 II ABSTRACT As the crop of a, one of the corn belongs to peoples daily life in common foods, it has many functions, can enrich the blood, increase human proteins, can also be used for soup, stir, and so on, food is very delicious, is a rare delicacy. This design topic is the corn threshing machine design, traditional implementations of the corn threshing method are relying on artificial means, so that the working efficiency is low, quality can not be guaranteed, and the issue of the design of the corn threshing machine to corn automatic threshing, through an installed in the automatic threshing rack above the drum and round the waist of relative motion of corn, the emergence of such a structure, in manual threshing based on greatly improves the production efficiency, reduce labor costs and corn threshing clean, corn and corn stalks automatic separation and recovery can be achieved. Keywords: crop, corn thresher, structure, separation III 目目 录录 摘要 .I ABSTRACT.II 1 引言 .1 1.1 课题的来源与研究的目的和意义.1 1.2 玉米脱粒机国内外研究现状.3 1.3 本课题研究的主要内容 .3 2 玉米脱粒机总体结构的设计.5 2.1 玉米脱粒机的结构设计.7 2.2 玉米脱粒机的工作原理 .9 2.3 玉米脱粒机的工艺研究 .11 2.4 机械传动部分的设计计算 .13 2.4.1 电机的选型计算 .14 2.4.2 V 带传动的设计计算 .16 2.4.3 传轴的设计计算 .18 3 各主要零部件强度的校核.20 3.1 机架强度的校核与计算 .22 3.2 轴承强度的校核计算 .24 4 设计总结 .28 结论 .29 致谢 .30 参考文献 .31 1 1 绪论 1.1 课题的来源与研究的目的和意义 随着国际标准化（SIO）的实施，世界玉米脱粒机以采用新材料、新技术、新工 艺、新结构为基础,19 世纪 80 年代，美国一家专业生产玉米脱粒机的公司将新开发 的玉米脱粒机应用到欧美市场，经过几年的运行，为该公司创造了不菲的利润。继 美国的这家生产玉米脱粒机的公司之后，日本的古来森公司也看到了玉米脱粒机的 利润所在，投入了相当大的人力和精力来开发研制玉米脱粒机，并且与二十世纪中 期投入到了北美等市场。当前，全世界各大机械人厂商为了提高产品的竞争力，都 大力进行玉米脱粒机的研发工作。现在国外等著名玉米脱粒机的品牌中，都有玉米 脱粒机的销售，全世界玉米脱粒机的应用越来越广泛。有一点值得注意的是，玉米 脱粒机的市场，由最初的日本，欧洲，已经渗透到北美市场，因此玉米脱粒机是当 今棒料生产加工企业比配的设备已经成为主要趋势。西方资本主义国家有巨大的玉 米脱粒机销售市场，机械人工业是西方资本主义国家的机械工业之一。 机械研究领域的发展与时俱进，一些专业知识是必不可少的。但是过度的专业 知识分割，使视野狭隘，可以多多参加技术交流，和参加科研项目，缩小范围，提 升新技术的进步和整个块的技术，提高外部条件变化的适应能力。封闭的专业知识 的太狭隘，考虑的问题太特殊，在工作中协调困难，不利于自我提高。因此，自上 世纪第二十年代末，出现了一体化的趋势。人们越来越重视基础理论，拓宽领域， 对专业合并的分化。机械工程可以增加产量，提高劳动生产率，提高生产的经济效 益为目标，并研制和发展新的机械产品。在未来，新产品的开发，降低资源消耗， 清洁的可再生能源，成本的控制，减少或消除环境污染作为一个超级经济目标和任 务。 玉米脱粒机自从上世纪九十年代开始就陆续地被应用在农业方面，但传统的玉 米脱粒机由于脱粒精度不高，速度缓慢，有好多工厂仍然采用人工脱粒的方式，这 种人工脱粒的方式劳动效率低下，所以此次设计的玉米脱粒机，在传统的玉米脱粒 机的基础上进行改进创新，应用合理的结构以及动力机构，从而来克服以往的玉米 脱粒机所不能克服的问题，对后续的玉米脱粒机的设计制造有一定的参考意义和价 值。 2 1.2 玉米脱粒机国内外研究现状 国外的玉米脱粒机技术始于六十年代，到七十年代已经发展成熟，八十年代中 期，大部分玉米脱粒机都可以实现对玉米的全自动脱粒，泰国金衫公司的卧式圆玉 米脱粒机，脱粒直径可调。八十年代中期后的一、两年，脱粒技术发展到了鼎盛时 期，从而诞生了世界上一些著名的玉米脱粒机厂家，1987 年，日本最大的玉米壳加 工公司把玉米脱粒机投放市场，获得成功。美洲的 BDJE 公司也将新开发的玉米脱 粒机投入亚洲市场取得了巨大的成功。玉米脱粒机自 1795 年被发明以来，经过两个 世纪的发展，已被世界各国的肉类加工行业广泛采用。特别是第三次工业革命带来 了新材料、新技术的应用，使玉米脱粒机的发展步入了一个新纪元。随着时代的发 展，玉米脱粒机在国外将会得到越来越广泛的应用和发展。目前国内外常见的玉米 脱粒机有以下几种，其产品图片如下图 1、2 所示： 图 1 3 图 2 1.3 本课题研究的主要内容 本次设计主要针对玉米脱粒机进行设计，从玉米脱粒机的整体方案出发，然后 具体细化出具体内部结构，其具体内部结构主要包括以下几个方面： 1、到图书馆里查阅大量相关知识的资料，搜集出各类玉米脱粒机的原理及结构， 挑选相关内容记录并学习。 2、分析玉米脱粒机的结构与参数。 3、确定设计总体方案。 4、确定具体设计方案。 5、玉米脱粒机的装配图、零件图的绘制。 6、说明书的整理。 4 2 玉米脱粒机总体结构的设计 2.1 玉米脱粒机的结构设计 为了更优化玉米脱离机的机型和结构设计，此玉米脱粒机采用电力拖动，而且 电动机也同样采取节能式，电动机安装在玉米脱粒机的下部，与脱粒机的机架的下 机梁固定连接，这样可以节省电动机所占用的空间。玉米脱粒机的从入料到脱粒到 分离玉米粒和玉米芯，最后将玉米粒和玉米芯排出机体之外，是玉米脱粒机一体完 成的，它最大的优点是在短时间内可以完成几个人的劳动强度，从而提高了工作效 率，节省了劳动时间。此玉米脱粒机有这些优点之外，还有安全性能高、效率高、 坚固耐用、结构简单便于维修和保管。下图 3 即为该玉米脱粒机的结构简图： 5 图 3 2.2 玉米脱粒机的工作原理 该玉米脱粒机的工作原理为：电动机安装在玉米脱粒机的下部，与脱粒机的机 架的下机梁固定连接，然后通过链传动带动玉米脱粒机的鼓轮和腰轮转动，当玉米 脱粒机经过腰轮和鼓轮之间时，在腰轮和鼓轮相对运动的情况下，实现玉米的脱粒。 然后玉米在重力的作用下，由出料兜排出来。 2.3 玉米脱粒机的工艺研究 该玉米脱粒机采用焊接机架作为主体，这样一来，设备的成本比较低，且易于 加工。各个执行机构都通过螺栓安装在焊接机架上面，相对来说，对于后续的维护 和保养工作以及零部件的更换工作都容易得多。 2.4 机械传动部分的设计计算 2.4.1 电机的选型计算 玉米脱粒机是通过电机通过 V 带传动带动与链轮联动在一起的鼓轮和腰轮做相 对运动，从而实现玉米的脱粒功能，具体的电机选型计算过程如下： 6 N=1.5(KW) WG G玉米脱粒机的生产能力，1000kg/h W0.0030kw.h/kg。 传动效率，取 0.75 所以根据 N4kw，n1500r/min，查 B1 表 10-4-1 选用 Y112M-4，再查表 10- 4-2 得 Y112L-6 电机的结构。下图 4 即为电机的外观图。 图 4 电动机的外观图 2.4.2 V 带传动的设计计算 1 设计功率 d P kwP A K d P5 . 142 . 1 1.2 A K P传递的功率 2 选定带型 选取普通 V 带 A 型，小带轮转速，为 1440r/min 1 n 3 传动比 1.76 0 i 2 n i n1 min/818018 76 . 1 1440 r 4 小带轮基准直径（mm） 1 d d 由 B1 表 8112 和表 8114 选定 100mm75r/min 1 d d min d d 5 大带轮基准直径（mm） 2 d d cmdid dd 17610076 . 1 12 由 B3 表 87 得=180mm 2 d d 6 带速验算 7 smvsm nd v d /3025/54 . 7 100060 1440100 100060 max 1 1 7 初定轴间距（mm） 0 a mmdda dd 280)(2 21 0 8 所需带的基准长度（mm） 0 d L 0 2 0 4 )( )( 2 2 12 210 a dd ddaL dd ddd 2804 80 280 2 2802 2 886mm 带型为 A900 9 实际轴间距 a mm LL aa dd 287 2 886900 280 2 0 0 10 小带轮包角 1 3 . 57180 12 1 a dd dd = 3 . 57 287 80 180 = 164 11 单根 V 带的基本额定功率 1 p 根据带型号、和普通 V 取 1.32kw 1 d d 1 n 12 时单根 V 带型额定功率增量 1i 1 P 根据带型号、和 取 0.15kw 1 ni 13 V 带的根数 Z Z =49 . 3 87 . 0 96 . 0 )15 . 0 32. 1 ( 8 . 4 )( 11 La d kkpp P =0.96 a k =0.87 L k 8 14 单根 V 带的预紧力 0 F 2 0 ) 1 5 . 2 (500mv Zv P k F d a = 2 54. 71 . 0 54 . 7 4 8 . 4 ) 1 96. 0 5 . 2 (500 =134（N） M=0.1k/gm 15 作用在轴上的力 F )(106182sin41342 2 sin2 1 0 NZFF )(159282sin41343 2 sin3 1 0max NZFF 16 带轮的结构和尺寸 轮槽工作表面应光滑（表面粗糙度）以减轻带的磨损。mRa2 . 3 带轮的材料为 HT200。确定轮辐为如下图 5、6 所示： 图 5 小带轮 9 图 6 大带轮 2.4.3 传轴的设计计算 本次设计的玉米脱粒机的转轴主要是起到对完好的玉米进行脱粒的功能，所以 它的各个轴肩直径的确定和强度的校核计算非常重要。 （1）初步确定轴的直径 mm （3.32） 3 . 81 3 379 55 1303 0 0 0 n p Ad 根据工作条件，取mm80d （2）传动轴受力分析 N （3.33） 44.5144 360 1026. 922 5 1 1 m t d T F N （3.34） 54.1731062222cos2044.5144cos 1 tgtgFF tr N （3.35）57.712062222sin2044.5144062222sin tgtgFF ta （3）绘制传动轴的受力简图，求支座反力 垂直面支反力： 图 4.1 传动轴的受力简图 10 由，得： 0 C M （3.36）0 2 570 32 arBY FLFLR N L FLF R ar BY 13.629 5 .761 2/36057.712 5 . 20254.17312/360 2 3 由，得： 0Y N （3.37）67.236013.62954.1731 BYrCY RFR 水平面支反力： 由，得： 0 C M （3.38）0 32 LFLR tBZ N02.1368 5 . 761 5 . 20244.5144 2 3 L LF R t BZ 由，得： 0Z N （3.39） 56.309902.136854.1731 BZrCZ RFR （4）作弯矩图： 垂直面弯矩图： Y M C 点 Nmm （3.40）495.4790825 .76113.629 2 LRM BYCY 水平面弯矩图： Z M C 点 Nmm （3.41）675.478035 5 . 20267.2360 2 LRM BZCZ 合成弯矩图：M C 点 Nmm （3.42）153.676785675.478035495.479082 2222 CZCY MMM （5）作转矩 T 图： 11 Nmm 6 102 . 3T （6）校核轴的强度： 按弯扭合成应力校核轴的强度 校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面 C）的强度。取，轴的6 . 0 计算应力 MPa （3.43） 3 . 14 1501 . 0 )1026 . 9 6 . 0(153.676785 )( 3 252 2 3 2 W TM c 选定轴的材料为 45 钢，调质处理，由文献1表可知，MPa。因此，11560 1 ，故安全。 1 ca （7）精确校核轴的疲劳强度 判断危险截面 从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面 IV 和 V 引起的应力集中最严重， 而 V 受的弯矩较大；从受载的情况来看，截面 C 的应力最大，但应力集中不大，故 C 面不用校核。只需校核截面 V。 截面 V 左侧 抗弯截面系数 mm （3.44）2744001401 . 01 . 0 33 dW 3 抗扭截面系数 mm （3.45）5488001402 . 02 . 0 33 dWT 3 截面 V 左侧的弯矩 M 为 Mpa （3.46）628.626570 5 . 761 705 153.676785M 截面 V 上的扭矩 T 为 MPa 3200000 1 T 截面上的弯曲应 Mpa （3.47）28 . 2 274400 628.626570 W M b 截面上的扭转切应力MPa （3.48）83 . 5 548800 3200000 1 T T W T 轴的材料为 45 钢，调质处理，MPa，MPa，MPa。640 B 275 1 155 1 可知，用插入法求出 12 ，8 . 2 k 24 . 2 8 . 28 . 0 k 轴按精车加工，表面质量系数为： 84 . 0 轴未经表面强化处理，1 q 固得综合系数为 （3.49）99 . 2 1 84 . 0 1 8 . 21 1 k K 43 . 2 1 84 . 0 1 24 . 2 1 1 k K 碳钢的特性系数 取2 . 01 . 0 1 . 0 取1 . 005 . 0 05 . 0 所以轴在截面 V 左侧的安全系数为 （3.50）34.40 01 . 028. 299 . 2 275 1 mb K S （3.51）02.19 2 83 . 5 05 . 0 2 83. 5 43 . 2 275 1 ma K S （3.52）5 . 122.17 02.1934.40 02.1934.40 2222 S SS SS Sca 故该轴在截面 V 左侧的强度是足够的。 截面 V 右侧 抗弯截面系数 mm2197001301 . 01 . 0 33 dW 3 抗扭截面系数 mm4394001302 . 02 . 0 33 dWT 3 截面 V 左侧的弯矩 M 为 13 MPa628.626570 5 .761 705 153.676785M 截面 V 上的扭矩 T 为 MPa 3200000T 截面上的弯曲应力 MPa85 . 2 219700 628.626570 W M b 截面上的扭转切应力 MPa28 . 7 439400 3200000 1 T T W T 截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及，因， 023 . 0 130 3 d r ，08 . 1 130 140 d D ，05. 2 3 . 1 轴的材料的敏感系数为 ，83. 0 q87 . 0 q 故有效应力集中系数为 （3.53）87 . 1 ) 105 . 2 (83 . 0 1) 1(1 qk 26 . 1 ) 13 . 1 (87 . 0 1) 1(1 qk 轴的截面形状系数为58. 0 轴的材料的敏感扭转剪切尺寸系数为76 . 0 综合系数为 41 . 3 1 84 . 0 1 58 . 0 87 . 1 1 1 k K 84 . 1 1 84 . 0 1 76 . 0 26 . 1 1 1 k K 所以轴在截面 V 左侧的安全系数为 29.28 01 . 085 . 2 41 . 3 275 1 ma K S 96.24 2 83 . 5 05 . 0 2 83 . 5 84 . 1 275 1 ma K S 14 5 . 172.18 96.2429.28 96.2429.28 2222 S SS SS Sca 轴作为机器的一个关键组成部分，其为各类传动部件的安装，传动的扭矩和旋 转运动围绕轴进行，而且经过轴承和机架连接。为了满足定位轴上的紧固件和容易 加工和装配的轴类零件和拆卸，通常轴设计成阶梯轴。轴系的零件是由轴和它上边 的零部件构成一个装配体系，研究轴的过程中不仅要研究轴体自己的数据，还要将 系统里的全部零碎部件融合在一起。 因为用于振动的传递的轴体不仅要传送扭矩，还得经受住弯矩，是以本人研究 的阶梯性轴是转动轴。因为确定了小带轮的参数，相应的大带轮随之确定。接下来 的工作就是计算轴体的直径了。轴体的研究需要凭借扭转强度来调整弯曲的强度， 因为可用作轴的原料比较多，所以必须得明确轴的应用环境，还有规定诸如刚度， 强度以及别的机构机能。可以使用热处理这种方法，当然也要琢磨怎样使加工简单 并且花费较少，用研究计算所得的数据以确定轴体的用料，故采取 45 号钢当成轴体 的原料，它需要 40MPa 的切应力。然后需要做正火或者调质处理来确保它的力学性 能。 考虑键槽等要素对轴的影响，轴的直径应增加以弥补轴的键槽强度减弱。取轴直 径 d=20mm，就是最右边装带轮处直径等于 20mm。装有密封元件和滚动轴承处的直径， 应与密封元件和轴承的内孔径尺寸保持一致。轴体上面存在两支点的轴承要选用一 样的标准，方便加工轴承的座孔。挨着的轴段，应使直径不一样构成轴肩，轴肩在 轴体上部件定位以及承受轴向力时要提供相应的高度，轴肩的直径差通常选 5 到 10mm，本文轴肩处采取 5 毫米的直径差，接着把每段轴体的长度尺寸匹配到一块， 还要注意轴承座的安装以及结构是否合理，同样，螺钉等部件的长度和别的的因素， 这样即可确定出轴的各段长度了，故该轴在截面 V 左侧的强度是足够的。 2.4.4 链传动的设计计算 已知 p=1.5KW，小链轮的转速 n1=720r/min，传动比 i=2.8，载荷平稳，两班工 作制，两链轮中心距 a=500600mm 范围，中心距可调，两轮中心连线与水平面夹角 近于 35o，小链轮孔径 dk=30; 计算： 15 （1）小链轮齿数 z1 z1=29-2i=29-2*2.8=23.4 取整数 z1=23 i 12 23 34 45 56 6 z1 3127 2725 2523 2321 2117 1715 优先选用齿数： 17，19，21，23，25，38，57，76，95，114 z1、z2 取奇数，则链条节数为偶数时，可使链条和链轮轮齿磨损均匀。在高速或 有冲击载荷的情况下，小链轮齿最小应有 25 齿。 （2）大链轮齿数 z2 Z2=iz1=2.8*23=64.4 取整 z2=65 （3）实际传动比 i=83 . 2 23 65 1 2 z z （4）设计功率 Z1=Z2 工况系数，查表 5.4-3 Ka=1， KaXPPd KWKAPPd4 . 0 （5）单排链条传递功率，查表 5.4-4 和 5.4-5，齿数系数，排 KzXKa Pd Pa 23 . 1 Kz 数系数 =0.4kw1排K 123 . 1 10 X d Pa （6）链节距 p 根据 Pa=0.4kw，n1=720r/min，查图 5.4-1 功率曲线和 n1 确定的点，应在所 选型号链的功率曲线下方附近（不超过直线）。结果为 10A，节距 p=15.875mm， （7）验算小链轮轴直径 链轮中心孔最大许用直径 4065 d （8）初定中心距 为优，无张紧轮时取 pa5030pa 25 i 4 4 0.2z1（i+1）p 0.33z1(i-1)p pa80max0 16 mmXpa 6 . 555875.1535350 （9）确定链条节数=115.3 0 2 ) 12 ( 2 2102 a p z zzzz p a Lp 取; 116Lp （10）链条长度 （11）计算（理论）中心距 当时， 21 zz kazzLppa) 212( 当时， 21 zz ZL p a 2 查表 5.4-9，若有必要可使用插值 24559 . 0 Ka (12)实际中心距 a aaa (13)链速sm X XX X nzpz V/38 . 4 100060 875.1572023 100060 1 (14)有效圆周率N X V p F1 .2283 38. 4 1010001000 (15)作用在轴上的力 F 水平或倾斜的传动 KaFaF 2 . 115 . 1 接近垂直的传动 KaFaF05 . 1 Ka 工况系数，见表 5.4-3 F=1.212283.1=2739.7N; (16)润滑方式。 (17)链条标记：10A-1-116 GB 1243-1997; 1 表示排数，116 表示节数 (18)链轮的几何尺寸 1) 滚子直径 p=15.875mm 2）齿顶圆 17 对于三圆弧-直线齿形072.124 23 180 tan 1 54 . 0 pda 小链轮齿顶圆mm，取整 124mm;072.124 23 180 tan 1 54 . 0 pda 大链轮齿顶圆，取整 337mm;773.336 65 180 tan 1 54 . 0 875.15 da 3)齿根圆直径 df=d-d1； 小链轮齿根圆直径 df=d-d1；= 116.585-10.16=106.425mm，取 106.43mm; 大链轮齿根圆直径 df=d-d1；= 328.584-10.16=318.424mm，取 318.42 mm; 4)节距多变形以上的齿高 ha=0.27p=0.2715.875=4.286mm（对于三圆弧-直线齿形） 5)最大齿根距 奇数齿1 90 cosd z dLz 。 偶数齿 1dddfLz 小链轮;mmLz153.10616.10 23 90 cos585.116 大链轮mmLz328.31816.10 65 90 cos584.328 6)轴凸缘直径 76 . 0 04 . 1 180 cothz z pdf 。 小链轮=99.045mm; 76 . 0 09.1504. 1 23 180 cot875.15Xdf 。 大链轮 746.31176 . 0 09.1504 . 1 65 180 cot875.15Xdf 。 7)轮毂厚度 h ，孔的直径 d dk Kh01 . 0 6 dk 18 d150 K3.24.86.49.5 小链轮取整 14mm232.14585.11601 . 0 6 40 4 . 6Xh 大链轮取整数 22mm7858.22584.32801 . 0 6 60 5 . 9Xh 8)轮毂长度 l l=3.3h HL6 . 2min 小链轮 l=3.314=46.2mm，取整 46mm 大链轮 l=3.322=72.6mm，取整 72mm 9)轮毂直径 hk d k d 2 小链轮=68mm 2440 k d 大链轮=104mm 4460 k d 10)齿宽bf 单排 b 单=0.959.4=8.93mm 11)齿侧半径 pr mmr 20 12)倒角宽,取 2.1mm 0637 . 2 875.1513 . 0 Xa b 13)倒角深 h=0.5p=0.515.875=7.9375mm 14)齿侧凸缘圆角半径=0.635mm Pra01 . 0 (9)链轮公差 1)齿根圆直径和量柱测量距极限偏差 项 目极限偏差 孔径 H8 齿顶圆 h11 齿根圆直径极限偏差 h11 齿宽 h14 19 量柱测量距极限偏差h11 小链轮齿根圆直径= 116.585-1