机械毕业设计（论文）-莲子脱壳机设计【全套图纸】.doc

全日制普通本科生毕业设计 莲子脱壳机设计DESIGN OF SHELLER FOR LOTUS SEED学生姓名： 学 号： 200741914517年级专业及班级： 2007级机械设计制造及其自动化(5)班指导老师及职称：提交日期：2011年5月全日制普通本科生毕业设计诚信声明本人郑重声明：所呈交的本科毕业设计是本人在指导老师的指导下，进行研究工作所取得的成果，成果不存在知识产权争议。除文中已经注明引用的内容外，本论文不含任何其他个人或集体已经发表或撰写过的作品成果。对本文的研究做出重要贡献的个人和集体在文中均作了明确的说明并表示了谢意。本人完全意识到本声明的法律结果由本人承担。全套图纸，加153893706 毕业设计作者签名： 2011年 5月 28日目 录摘要1关键词11 前言.22 国内外研究现状23 破壳装置的总体方案的确定33.1 总体方案的选择33.2 齿辊破壳原理53.3 破壳装置的工作参数的确定和计算54 总体布局设计65 各执行机构主要参数的初步确定75.1 送料辊传递装置85.2 电机功率的选择86 主要零件的选择和设计86.1 皮带轮的设计86.1.1 确定计算功率86.1.2 选取V带带型86.1.3 确定V带的带型96.1.4 确定V带的基准长度和中心距96.1.5 演算主动轮上的包角96.1.6 计算带的根数96.1.7 计算预紧力96.1.8 计算作用在轴上的压轴力96.1.9 带轮的结构设计96.1.10 带的张紧装置 106.2 齿轮的设计计算106.2.1 传动比的设置106.2.2 选定齿轮分类、精度等级、材料及确定小齿轮齿数范围 106.2.3 齿轮副的设计计算116.3 轴的设计146.3.1 刀具轴的设计146.3.2 皮带轮轴的设计186.4 轴承的校核226.4.1 皮带轮轴轴承的校核226.4.2 小齿轮轴轴承的校核226.5 键的校核236.5.1 与皮带轮相连的键的校核236.5.2 与送料辊相连的键的校核236.5.3 与大齿轮相连的键的校核236.6 润滑与密封236.6.1 滚动轴承的润滑246.6.2 齿轮的润滑246.7 主要缺点和有待进一步改进的地方247 结束语24参考文献25致谢26 莲子脱壳机设计学 生：指导老师： 摘 要：现行的莲子脱壳技术效率太低也不太科学，还远不能满足市场的需求，所以这项新技术的出现，是非常有意义的。从古至今，人们为剥莲子这个难题困扰了几千年。一直以来人们靠人工剥，或者是最简单的工具，相当费工费力。莲子脱壳机的诞生，是手工剥莲子向机械剥莲子转变的一个伟大的发明。它能使莲子多产区的农民增加收入，降低劳动强度，还可将剥壳后外形美观的莲肉制成莲子食品，同时也能将剥壳所产生的碎壳加工成饲料中的骨粉和高纯度碳化钙。莲子脱壳机将为这一切带来方便。本设计中采用刀具切割、辊轴搓压的方式达到壳仁分离的目的，运用辊轴带动送料带进行送料，使用齿轮进行各轴之间的传动。本设计工作原理清晰明确，结构简单紧凑，有一定的实用价值。关键词：莲子；脱壳机；齿轮；刀具；送料。Design of Sheller for Lotus SeedAuthor: TutorAbstract:The current shelling technology for lotus seed is low efficency and not reasonable.It cant meet the requirements of the markets.So the emergence of this new technology is very significant.From ancient times, people are troubled by this problem about shelling lotus seeds for thousands of years.People have been shelled the lotus seeds by manual manufacture or the most simple tools and these cost much time and labor.The birth of the sheller for lotus seeds is a great invention that from the hand-shelling to the machine-shelling.It can make the farmers who live in the place where have many lotus seeds increase revenue and reduce labor intensity.It can make the beautiful lotus seeds after shelling to be the lotus seeds food and process peel after shelling into the animal feed and High-purity calcium carbide.The sheller will take the convenient for this everything.It use the cut with cutter and twist press with roller to make the peel and pulp separate and the roller to drive the feeding belt,and it use gear wheel to drive among the rollers.The design has the clear and definite working principle and the easy composition ,and some practical value. Key words:lotus seed; sheller; gear wheel; cutter; transportation materiel. 1 前言莲子，是睡莲科水生草本植物莲的种子。又称莲实、莲米、莲肉。莲，又称荷芙蓉、水芝。我国大部分地区均有出产，而以江西广昌和福建建宁产者最佳。秋、冬季果实成熟时，割取莲房（莲蓬），取出果实；或取坠入水中，沉于泥内的果实，除去果壳，鲜用或晒干用，或剥去莲子的外皮和心（青色的胚芽）用，特称莲肉。莲子中的钙、磷和钾的含量非常丰富，每公斤莲子中含有蛋白质81.3克，脂肪9.8克，糖3.4毫克，钙436毫克，磷1.397毫克，铁31.4毫克，还含有其他多种维生素、微量元素、荷叶碱、金丝草甙等物质，除可以构成骨骼和牙齿的成分外，还有促进凝血，使某些酶活化，维持神经传导性，镇静神经，维持肌肉的伸缩性和心跳的节律等作用。莲子是我国人民喜爱的滋补食品，又是传统的出口商品，尤其湘白莲，中外驰名，年加工量近万吨，仅出口量就在一千吨以上。俩字历来采用手工砍壳，仅脱壳一项，每年需要24万个劳动日，花费约在60万元以上，尤其改革开放以来，国内劳动力价格相对提高，且日趋紧缺，如遇有大量的外商订货就会出现无人加工的被动局面。因此，研制机械化成批生产的莲子脱壳机具有政治和经济的双重意义。2 国内外研究现状从产品市场前景分析，莲子随着人们生活质量的替身应用的领域也越来越多。我国大部分地区均有出产，而以湖南江西福建浙江产者最佳。但莲子的深加工领域还很落后，正是这样的大环境，所以我们有了搞莲子深加工的大好时机。从古至今，人们为剥莲子这个难题困扰了几千年，一直以来人们靠人工剥，或者是最简单的工具，相当费工费力。莲子剥壳机的诞生，是手工剥莲子向机械剥莲子转变的一个伟大的发明。它不仅是人们渴望已久的好产品，也是为广大投资者提供了一个崭新的创业平台。湘潭县花石镇是国内唯一具有规模的莲子集散加工中心。目前，初加工技术逐步成熟，生产效率大幅提高。湘潭县湘莲初加工技术从最初的人工刀砍的哦啊九十年代的手摇去壳机再到现在的全自动去壳机，没工作日加工量从过去的10斤、50斤增加至现在的100斤，生产效率成倍增长，有效地推动了湘莲加工产业的快速发展。在发达国家，莲子的采收、脱壳、清洗等工序现在已经完全实现了机械自动化。国外早在20世纪60年代出，就着手研制坚果剥壳机具，至80年代，没过、意大利、法国等已相继推出了各种坚果剥壳机，如夏威夷果剥壳机、杏仁剥壳机等。美国有一家研究机构对夏威夷果的剥壳进行研究时发现，在对这类坚果进行破壳取仁时，坚果外壳必然受到一个足够使其破碎的力的作用，在该力的作用下，其外壳将发生变形，这个变形被称之为失效变形。研究发现，在保证能破壳的前提下，失效变形越小，破碎时获得的整仁就越大。通过减少失效变形，将明显提高坚果的破壳质量和果仁的回收率。在此基础上，通过实验发现破壳前若在坚果上沿着厚度方向切上一圈v型凹槽，则将明显地减少果壳的强度，从而减少失效变形，可使获得的整仁和半仁率从75%提高到88%，为破壳果仁比例从14%降低至6%。除此之外，他们对破壳前的果实进行冷冻预处理后再进行剥壳，经过这种处理后，可使整仁和半仁率从75%提高到90%，未破壳果仁比例从14%降低至10%。若在破壳前，同时对果实进行切槽和冷冻预处理，则整仁和半仁率会上升到97%，为破壳果仁比例则降低至3.2%。美国这家研究机构的研究为改进坚果的剥壳效果从工艺上提供了一种有效的方法，但切槽这种预处理只能对夏威夷果以及板栗等这些较大的果实具有可用性，而对于杏仁、白果、松子、莲子等相对较小的果实则难以实现，对这些较小的果实只能用冷冻或干燥预处理。经过数十年的发展，坚果剥壳机具以日趋成熟。目前，正朝着机电一体化方向发展。本研究结合国内外集中典型的坚果剥壳机具的结构特点与工作原理，并通过分析其现状与存在的问题，结合实验探讨改进方法，以期改善莲子剥壳效果，为莲子的加工提供性能可靠的机具！3 破壳装置的总体方案的确定由参考文献213.1 总体方案的选择为实现预定的功能，有两个方案可供选取用：方案一 采用品字形刀具对莲子进行拦腰切割，其原理图如图1所示。方案二 采用履带传送莲子切断莲壳后搓压破壳及脱壳，其原理如图2所示。方案的比较及选择：方案一采用螺旋滚动轴送料，降低了工作强度，但工作效率不高，由于其间隙不可调整，还须增加分级清选装置，增加了整机的难度；方案二采用履带传送，较方案一大大提高了其工作效率，并且由于送料带为弹性装置，对直径变化不大的莲子均能有效切割，且增加的压搓装置让莲子破壳更彻底，降低了整机的难度，故选用方案二。图1 品字形刀具切割原理图Fig1 Product form cutter cutting principle picture图2 搓压破壳原理图Fig2 The chart of lotus knead pip3.2 齿辊破壳原理该装置采用一个高速转动的刀具轴和一个托辊轴组成。刀具轴表面制造有一定参数的齿距、倾角、齿高的刀刃。当莲子从料斗下落至送料带装置，齿辊的高速旋转带动莲子边旋转边挤压，一定间隙的刀齿不断地沿着莲壳表面挤压，同时莲子在刀具轴的高速旋转的带动下自转，通过对两轴位置的正确安装，当莲子从破壳装置落下时，莲子壳表面被刻画了裂纹，裂纹不断扩展，最后完全破裂进入分离装置。莲子经过破壳装置后，进入分离装置，分离装置是由一个脱壳压辊轴和托辊轴组成。在压辊轴上均布弹性钢片，弹性钢片下有4mm厚的一层仿形弹性橡胶，以调整对莲子的夹紧力，通过合理的间隙，通过送料带输送的破壳莲子的摩擦力是分离辊转动，从而对破壳莲子揉、搓从而将莲子的肉壳分离。3.3 破壳装置的工作参数的确定和计算（1）破壳齿辊理想的破裂过程要求莲子从料斗落下进入破壳装置后，能使莲子壳整个圆周上都能产生裂纹，使壳的破裂全面而均匀且莲子肉不发生破碎，从而保证破壳质量。此刀具及参数的选择主要是依据参考文献2所作的更改。1）材料的选择考虑到齿辊的结构及工作条件，我们采用合金工具钢9SiCr，其耐磨性比一般的碳素工具钢高，淬透性也较好，且在油中淬火，热处理变形较碳素工具钢小，回火稳定性及切削速度也比碳素工具钢高，是较为理想的刀具材料。820860油中淬火硬度HRC62，能够满足滚刀既锋利又耐磨的要求。2）刀齿高h的确定一般莲子平均中经处的平均厚度0.65mm，左右壳仁间隙在0.30mm左右。如果要切穿莲壳且又不伤及莲仁，必需使h0.65mm+0.30mm，故取h=1.0mm。3）刀齿刃角根据收割机刀片试验介绍，刃角选用19切割性能最佳。由于加工对象是莲子壳，莲壳比稻草硬，考虑锋利的同时，又要防止刃角过小，会发生崩齿的问题。故刀刃角（因素B）3个水平为：20，30，40，分别用B1，B2，B3表示。4）刀齿齿间距n齿间距过大易切开，过小易在莲壳上六环带壳。则本试验所选齿距（因素A）水平为：1.5mm，2.5mm，3mm，分别用A1，A2表示。5）剥壳力根据干壳莲子机械特性的试验研究及初步试切，本试验所选3个水平力为：42N，56N，70N。剥净率、破碎率为试验指标，环型滚刀的齿距、刀刃角、剥壳力为试验因素进行试验，找出各因素最佳组合，确定各参数。经过多次试验，得出刀具各因素的最佳组合，即刀齿刃角为30，刀齿齿间距n为2.5mm，剥壳力为70N。其详细实验数据参见2，刀具如图3所示：图3 刀具Fig3 Cutter综合考虑破壳质量、机器的尺寸、质量、制造成本，定齿辊的直径为D=42mm。根据破壳效率选定刀具轴的转速为n=2082.42r/min。为了保证在莲子壳破裂过程中对莲子肉不造成破碎，应当使辊齿切入莲子壳的深度不能太大，因此对两相对辊的安装位置精度要求较高。4 总体布局设计根据所选定的方案，该机共有12大主要部件，总体布局的原则是，各部件以破壳装置为中心，以破壳装置中送料带为基准进行布置，考虑到机械系统中物料流、运动流、信息流的均衡协调，既要保证齿轮、带轮传动的准确性，也要保证动力传动的稳定性，与此同时机械结构的动、静刚度也要保证在一个合理的范围。综合以上因素，所得的总体布置如图4所示： 图4 总体布置图Fig4 The chart of lollectivity collocation5 各执行机构主要参数的初步确定为了估计传动方案的总传动比范围，以便选择合适的传动机构和拟定传动方案，可根据剥壳效率得出齿辊的转速，从而选定电动机做为原动机，根据总传动比数值和工作要求，可初步拟定出两级传动的传动方案。莲子剥壳机的传动路线，电动机的动力首先经过皮带轮传动给皮带轴，经过皮带轴上的大齿轮与刀具轴上的小齿轮啮合把动力传递给刀具。其传动路线图如图5所示：图5 传动路线图Fig5 The chart of drive5.1 送料辊传递装置按每小时20公斤设计。一般情况下，一个莲子的重量为2克，莲子长度为16mm，假设送料带一排可放5个莲子，则带动送料带运送莲子的辊轴在此所消耗的功率为0.003336KW,消耗极小。因此，只需满足刀具轴切割莲子所消耗的功率P1即可完成每小时剥切20公斤莲子的生产任务。两辊子的直径D=100mm、辊长L=120mm。刀具轴所需功率 5.2 电机功率的选择电机所输出的功率被驱动带轮带动皮带辊子转动，皮带辊子在通过齿轮将动力输入给刀具轴。由机械设计课程设计书表1-7可知所消耗的功率总和不大，再根据机械设计课程设计书表20-1，综合考虑选用Y801 -4型号电动机，其特征如表1：表1 电动机的型号Table 1 the side of the electrical machinery电动机型号额定功率输出转速质量Y801-40.55KW1390r/min17kg 由此可知，刀具轴的实际输出功率P1的值为P1=0.40KW。其中，各机械传动的效率查机械设计课程设计书表1-7可知。6 主要零件的选择和设计6.1 皮带轮的设计预定皮带轮传动比4.08，每天运转四小时，因传动距离较远，不宜采用齿轮传动。又因传动速度较快，处于高速端，可采用带传动；并旋转方向一致，带轮的传动是通过带与带之间的摩擦来实现的，具有传动平稳，造价低廉以及缓冲吸振等特点。根据槽面摩擦原理，在同样的张紧力下，V带传动较平带传动能产生更大的摩擦力。再加上V带传动允许传动比较大，结构较紧凑，以及V带以标准化并且大量生产的优点，所以这里高速轴传动选用V带传动。6.1.1 确定计算功率由参考文献19表8-7查得KA=1.3故Pca=KAP=1.3X0.55=0.715KW。6.1.2 选取V带带型根据计算功率Pca和小带轮转速n1（n1=1390r/min）,由参考文献19图8-11选取普通V带的带型为Z。6.1.3 确定V带的带型根据结构及传动比需要，取主动轮基准直径dd1=75mm，从动轮基准直径dd2=75X4.08=306mm，按式v=3.14dd1n1/60X1000=5.46满足5v25m/s的要求，带的速度合适。6.1.4 确定V带的基准长度和中心距根据公式0.7（dd1+dd2）a02（dd1+dd2）初步确定中心距a0=500mm，由式 =由参考文献19表8-2选带的基准长度Ld=1400mm。计算实际中心距：a=a0+（Ld-Ld0）/2=500+（1400-1389.3505）/2=505.32mm。6.1.5 演算主动轮上的包角6.1.6 计算带的根数 6.1.7 计算预紧力由参考文献19式（8-6），并计入离心力和包角的影响，可得单根V带所需的最小初拉力为6.1.8 计算作用在轴上的压轴力Fp为了设计带轮轴的轴承，需要计算带轮传动作用在轴上的压轴力Fp。由式Fp=2zF0sin（ /2）=2X2X57.53Xsin（153.8/2）=230N。6.1.9 带轮的结构设计V带带轮选用HT200，因带轮的轴径较大，采用椭圆轮辐式带轮结构。使用经过动平衡实验处理，轮槽工作表面要精细加工。带轮的尺寸可参见图6，详图见零件图。6.1.10 带的张紧装置各种材质的V带都不是完全的弹性体，在预紧力的作用下，经过一段时间的运转后，就会由于塑性变形而松弛。使预紧力F0降低。为保证带传动的能力，应定期张紧。此处采用定期张紧装置。6.2 齿轮的设计计算6.2.1 传动比的设置根据破壳刀具与莲子相对速度的要求以及所需要的功率，考虑到皮带辊的位置以及齿轮的结构要求，选取大传动比i=6.11图6 皮带轮结构图Fig6 The assemble programe of the belt pulley6.2.2 选定齿轮类型、精度等级、材料及确定小齿轮齿数范围1）由于整个机构为一个工作机，速度不高，且零件更换和调整方便，选用7级精度开式圆柱齿轮传动。2）材料选择，参考文献19表10-1，选择小齿轮的材料为40Gr（调质），硬度为280HBS，大齿轮的材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度相差为40HBS。3）开式齿轮传动，由于齿轮主要是磨损失效，为使齿轮不致于过小，故小齿轮不宜选用过多齿数，一般取Z=1720。开式齿轮传动，应根据保证齿面磨损及齿根折断能力两准则进行设计，为了保证开式齿轮传动的寿命，可视具体需要而将所得模数适当增大。6.2.3 齿轮副的设计计算取小齿轮的齿数为做Z1=19，大齿轮齿数为Z2=19X6.11=116.09，取Z2=116。1.按齿面接触强度设计由参考文献19式（10-9a）进行试算，即（1） 确定公式内的各计算数值1） 是选载荷系数Kt=1.3。2） 计算小齿轮传递的转矩。=18463） 由参考文献19表10-7选取齿轮系数。4） 由参考文献19表10-6查得材料的弹性影响系数。5） 由参考文献19图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限。6） 由参考文献19式10-13计算应力循环次数（按10年，每年300天，每天4小时工作）。7） 由参考文献19图10-19取接触疲劳寿命系数KHN1=0.90；KHN2=0.95。8） 计算接触疲劳许用应力。取失效概率为1%，安全系数S=1，由由参考文献19式10-12得（2）计算1）试算小齿轮分度圆直径d1t，代入中较小的值。根据实际设计需要，取d1t=46.4mm。2）计算圆周速度v。3）计算齿宽。4）计算齿宽与齿高之比。模数 齿高 =6.765) 计算载荷系数。根据=5.06m/s，七级精度，由参考文献19图10-8查得动载系数Kv=1.15；直齿轮，;由参考文献19表10-2查得使用系数KA=1；由参考文献19表10-4用插值法查得七级精度、小齿轮相对支承非对称位置时，。由 6.76，查参考文献19图10-13得；故载荷系数 6)按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由参考文献19式（10-10a）得7）计算模数m。2.按齿根弯曲强度设计由参考文献19式10-5得弯曲强度设计公式（1）确定公式内的计算值1）由参考文献19图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1=500MP；大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE2=380MP2）由参考文献19图10-18查得弯曲疲劳寿命系数KPN1=0.85，KPN2=0.78。3）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.3，由参考文献19式（10-12）得1） 计算载荷系数K由参考文献19查表10-7小齿轮作不对称布置，齿宽系数d=0.82） 查取齿型系数由参考文献19表10-5查得YFa1=2.85 YFa2=2.183） 查去应力校正系数K由参考文献19表10-5查得Ysa1=1.54 Ysa2=1.794） 计算大、小齿轮的YFaYSa/F并加以比较= 显然大齿轮数值大些（1） 设计计算 对比计算结果，有齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，并根据实际需要取标准值m=2.5mm，按接触强度算得的分度圆直径d1=47.5mm，算出小齿轮的齿数 大齿轮齿数 这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。3.几何尺寸计算（1）计算分度圆直径d1=mz1=2.5X19=47.5 mmd2=mz2=2.5X116=290mm（2）计算中心距a=（d1+ d2）/2=168.75mm（3）计算齿轮宽度b=dXd1=0.8X47.5=38mm取 B2=35 mm， B1=40 mm4.结构设计及绘制齿轮零件图（从略）6.3 轴的设计6.3.1 刀具轴的设计（1）有参考文献19式15-2初步估算轴的最小轴径 dmin=A0确定公式内的各种计算数值已选轴的材料为90SiGr（调质），根据参考文献19表15-3参照40Cr，取A0=112。由前面的设计算得P1=0.40kw n1=2082.42r/min（2）设计计算 dmin= 112轴的最小轴径是为了安装轴承和小齿轮，参照工作要求并根据轴的最小直径，取该工作段的直径d=25mm。（3）轴的结构设计1）根据轴向定位要求确定轴的各段直径和长度a 为满足齿轮的轴向定位要求，齿轮左边采用螺母定位，尺寸为M12X20，右边采用轴套定位。b 轴承采用轴肩定位，由于框架的总宽度不能太宽，这里取200mm，故这里先定轴长为260mm。c 初选轴承，因轴承据胡无轴向力，只需要考虑所受径向力，故选深沟球轴承，参照工作要求并根据轴承段的直径d=25mm，有轴承产品目录中初步选取6205GB276-1994，其尺寸为dXDXB=25X52X15，有手册查得6205的定位轴肩高度为2mm，考虑到经济性及轴的强度要求，轴承轴肩高度采取标准值2mm。有已知的刀具的直径为42mm，轴向距离为90mm，轴承两端布置，故可计算出轴的总长为260mm，刀具轴的装配简图如图7所示：图7 刀具轴装配简图Fig7 The chart of assenblage falchion shaft（4）轴的弯曲强度校核1）计算简图见图6（a）所示2）分析轴所受的水平分力情况轴上所受的水平分力如图8（b）所示前面已算得小齿轮分度圆直径为d1=47.5mm,那么作用在齿轮上的圆周力Ft=2T/d1=2X1846/47.5=78N有静力平衡方程F=0 FH1+FH2=Ft+FH3M1=0 FtX213+FH3X82=FH1X170又已知FH3=350N可求得FH1=267N ， FH2 =161N。MH MVMT图8 轴的载荷分析图Fig8 The analysis of the small gear wheel axle load弯矩图如图8（c）所示显然有MH1=3354Nmm,MH2=9512 Nmm。3）分析轴所受的垂直分力情况轴上所受的水平方向的分力如图8（d）所示前面已算得小齿轮分度圆直径为d2=47.5mm，那么作用在齿轮上的径向力Fr=FtXtan20=174.5N。有静力平衡方程F=0 Fv1+Fv2 =FrM1=0 FrX213=Fv1X1702可求得Fv1=219N Fv2=-44.5N 弯矩图如图8（e）所示显然有Mv1=9503.5Nmm，Mv2=-9478.5Nmm4）总弯矩见图8（f）M1=M2= 5）作扭矩图总的扭矩图如图8（g）所示6）按弯扭矩合成应力校核轴的强度进行校核时，通常之校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面）的度故轴的危险截面在轴承处，根据参考文献19式（15-5）及以上所算的数据，取=0.6，轴的计算应力 易知8.623-1=40Mpa故安全！同理易知其它托辊、脱壳压辊也安全！6.3.2 皮带轮轴的设计（1）辊轴1的设计计算1）轴的设计由参考文献19式15-2初步估算轴的最小轴径dmin= A02）确定公示内的各种计算数值选轴的材料为45钢，根据参考文献19表15-3，取A0=120。由前面的设计算得P2=0.75X0.96=0.72kw，n2=340.8r/min。3）设计计算dmin=120轴的最小轴径是为了安装皮带轮、轴承和大齿轮，参照工作要求并根据轴的最小直径，取该工作段的直径d=32mm。（2）轴的机构设计1）根据轴向定位要求确定轴的各段直径和长度a 为满足大齿轮的轴向定位要求，带轮左边采用套筒定位，尺寸为D=41mm、L=15.4mm，右边采用螺母定位，规格为M12X20。b 轴承采用套筒定位，h左=13.5mm、h右=15.4mm。由于框架的总宽不能太宽，这里取300mm，故这里先定轴长为350mm。c 因轴承几乎无轴向力，只需要考虑所受径向力，故选深沟球轴承，参照工作要求并根据轴承段的直径d=35mm，由轴承产品目录中初步选取6205GB2761994，其尺寸为Dxdxb=35X72X17，由手册查得6207的定位轴肩高度为3mm，考虑到经济性及轴的强度要求，以及送料辊的直径，故轴的结构设计及轴上各零件的装配关系如图9所示：图9 皮带轴的装配图Fig9 Thart of assemblage strap shaft(3)轴的校核1)计算简图见图10（a）所示：MHMVMMMM T图10 轴的载荷分析图Fig10 The analysis of the small gear wheel axle load2)分析轴所受的水平分力情况 轴上所受的水平分力如图10（b）所示前面已算得大带轮分度圆直径为d2=200mm，那么作用在带轮上的圆周力F3=2T/d2=2X20176/306=132N, FZ=2T/d=2X20176/100=404N。前面已算得小齿轮上所得的力，则大齿轮与小齿轮所受力为作用力与反作用力，那么作用在齿轮上的水平力为Ft=78N。由静力平衡方程F=0 Ft+FZ+FS= FH1+FH2M1=0 FtX43.5-FZX88+FH1X170-FSX218=0可求得FH2=269N FH1=345N 做弯矩图如图10（c）所示显然有MH1=3393Nmm, MH2=28290Nmm。3）分析轴所受的垂直分力情况轴上所受的垂直方向的分力如图10（d）所示作用在齿轮上的垂直力为Fr=FtXtan20=174N由静力平衡方程F=0 Fr-FV2-FV1 =0M1=0 213.5X Fr= 170 FV22可求得 FV1=-45N FV2=219N作弯矩图如图10（e）所示显然有MV1=7569Nmm ，MV2=-7650Nmm 4) 总弯矩见图10（f）M1=M2=5）做扭矩图总的扭矩图如图10（g）所示T=95.5X105 =95.5x105x =20176N/mm6）按弯扭矩合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面）的强度，故危险截面在带轮轴处，根据参考文献19式（155）及以上所算的数据，并取=0.6，轴的计算应力为易知 7.40-1=40Mpa（-1Q235A）=40） 故安全！同理易知固定辊轴2也安全！6.4 轴承的校核 由于在此机械中，皮带轴与小齿轮轴所受的径向力最大，所以轴承主要校核这两根轴上的轴承。6.4.1 皮带轮轴轴承的校核由于承受纯径向力作用，且前后轴承受力相差不多，所以在这里任选前轴承校核。故P=预期计算轴承寿命（按工作10年，年工作300天，4小时工作制），则有Lh=10X300X4=12000h前轴承所需的基本额定动载荷C=查参考文献18表61可知，6207型轴承的额定动载荷Cr=25.2KN,因此，CCr，故安全！同理后轴承CCr，也安全！6.4.2 小齿轮轴轴承的校核由于承受纯径向力作用，且前轴承受力明显比后轴承大，所以在这里选择前轴承校核。故P=预期计算轴承寿命（按工作10年，年工作300天，4小时工作制），则有Lh=10X300X4=8000h前轴承所需的基本额定动载荷C=查参考文献18表61可知，6205型轴承的额定动载荷Cr=14.0KN,因此，CCr，故安全！同理后轴承CCr，也安全！6.5 键的校核平键联接传递转矩时，其主要的失效形式是工作面被压溃。因此，通常只按工作面上的挤压力进行强度校核计算。在此机械中传递力较大的键为皮带轴上的三个键。因此，主要校核这三个键。6.5.1 与皮带轮相连的键的校核假定载荷在键的工作面上均匀分布，普通平键联接的强度条件为：即：查参考文献19表62可知，P=120150MP因此，PP，故安全！6.5.2 与送料辊相连的键的校核假定载荷在键的工作面上均匀分布，普通平键联接的强度条件为：即：查参考文献19表62可知，P=120150MP因此，PP，故安全！6.5.3 与大齿轮相连的键的校核假定载荷在键的工作面上均匀分布，普通平键联接的强度条件为：即：查参考文献19表62可知，P=120150MP因此，PP，故安全！6.6 润滑与密封因运动副间存在摩擦，摩擦是一种不可逆的过程，其结果必会存在能量的损耗和摩擦表面物质的丧失和迁移，为了更好的控制摩擦、磨损，减少能量的损失，降低材料的消耗，这里采用润滑，下面是各运动副的润滑方式：6.6.1 滚动轴承的润滑由于转速都不太高，且也不好设计油沟，在此，采用脂润滑，查参考文献18表71，选用钙基润滑脂代号L-XAAMHA1，因其有较好的抗水性，适用于工业、农业等机械设备轴承的润滑，特别是有水或潮湿的场合。6.6.2 齿轮的润滑为了改善齿轮的工作状况，确保运转正常及预期的寿命，且齿轮副为开式齿轮，通常用人工周期性加润滑油，选用全损耗系统用油，牌号选用L-AN100。6.7 主要缺点和有待进一步改进的地方 缺点：（1） 还需人工添加莲子，劳动强度较大：（2） 整体布置结构不够紧凑，振动，噪音在设计中没有得到充分的重视。有待进一步改进的地方：（1） 齿轮进行密封；（2） 采用优化设计的原则对系统的整体设计进行有限元分析；（3） 对整个装置进行三维模拟仿真。7 结束语毕业设计是我们从大学毕业生走向未来工程师的重要一步。本设计是针对减轻湖区莲农劳动强度而做的一种新型搓压式的莲子剥壳机。其机构的优点是操作简单，适用性强，能耗低；并且能够实现高的生产效率，也能在以后的生产中，加大送料带尺寸及刀具尺寸就能实现更高的生产效率。此次设计从最初选题、开题到计算、绘画直到完成设计，其中需要综合运用这四年来我们所学到的专业知识，分析并解决在设计中遇到的问题，是一次理论联系实践的训练，同时也进一步巩固、加深和拓宽了我们所学的专业知识，对于我们大学四年的学习起到了总结的作用。通过这次的设计实践，让我逐步树立了正确的设计思想，增强了创新意识，熟悉并掌握了机械设计中的一般规律和方法，培养了我的分析问题和解决问题能力。通过设计计算、绘图以及运用技术标准、规范、设计手册等有关设计资料，我进行了较全面的机械设计基本技能训练。另外通过本次设计使我领悟出了机械设计的一般进程：设计准备、传动装置总体设计、传动零件设计计算、装配图设计、零件工作图设计、编写设计说明书。如果随意打乱这个进程，则难免会在设计中走弯路。同时在整个设计过程中，我们虽然要独立完成，但是也要及时的与指导老师沟通和请教，避免在设计过程中走弯路。设计中每一个环节都是相互联系的，因此，每个环节完成后我们都要认真检查，对于任何一个错误我们都不要放过，认真修改，精益求精。同时在每个零