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机械毕业设计论文
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南瓜籽剥壳机结构设计,机械毕业设计论文
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哈尔滨工业大学华德应用技术学院（论文） - I - 摘 要 目前， 南瓜籽 剥壳机采用剥壳方式，大多用单对轧辊对 南瓜籽 进行剥壳 ，并且剥壳效率低，且 籽 粒破碎率较大。针对于此， 本文 设计了 一种基于挤压振动剥壳原理，能调节 转速、间距 ，并 可对 籽 粒进行清选的 南瓜籽 剥壳机。 此剥壳机 的整体方案设计布置上采用南瓜籽分选机 ，偏心振动机构驱动的 振动筛和调节轧辊 转速 的无级变速装置 ，传动机构，电机和机架等组成 。本机以漏斗状输入物料的形式设计布置，机架支撑着可调节物料的喂料 斗，主要承担 南瓜籽 的送料功能，主电动机布置于无级变速装置的下部，传动机构在机架的两侧 ， 其剥壳过程是通过可调节转速和 间距 的剥壳轧辊对 南瓜籽进行剥壳，剥出 籽粒 沿轧辊滚落入 振动 振动筛完成清选的过程。 该 剥壳 机构的 性能技术指标：外形尺寸（长 宽 高） 490036003570（ mm）；轧辊数 6只；轧辊直径 67.5mm； 轧辊间隙 0.7 1.5mm；主电动机配套动力是 1.1kW，生产效率 200 600kg/h。其 特点是： 剥壳部分采用 可传动用钢管 ； 剥壳双辊采用啮合齿轮同步等速驱动 ； 双辊 表面附着一层橡胶 滚花 ；轧辊的 间距 通过蜗杆传动和丝杆传动 装置来实现， 能 满足不同 尺寸 的 南瓜籽荚对剥壳间隙的要求 。 关键词 南瓜籽 ； 剥壳 ； 挤压 ； 机架 ； 振 动筛 nts 哈尔滨工业大学华德应用技术学院（论文） - II - Abstract Currently ， pumpkin seeds shelling machine sheller way ， mostly with a single pair of rollers carried on pumpkin peel ， peel and low efficiency， and larger grain crushing rate. In light of this ， we designed an approach based on the principle of extrusion vibration sheller can adjust the speed ， pitch ， and carried on grain cleaning pumpkin seeds sheller . Sorter using pumpkin seeds on the design and layout of this overall program Sheller ， eccentric mechanism driving the shaker and adjust the roll speed continuously variable transmission ， transmission， motor and chassis and other components. The machine in the form of a funnel -shaped design and layout of input materials ， frame supporting adjustable material feed hopper ， is mainly responsible pumpkin feeding function ， arranged on both sides of the lower part of the main motor ， continuously variable transmission device in the rack its peel is done by adjusting the speed and pitch can be peeled pumpkin seeds carried on the rolls peel ， peel along the grain roll rolled into vibration shaker to complete the cleaning process. The peel agency performance specifications : Dimensions ( L W H ) 4900 3600 3570 (mm); roll number 6 ; roll diameter 67.5mm; roll gap 0.7 1.5mm; main motor motive power is 1.1 kW， productivity 200 600kg / h. Its characteristics are : Sheller part is to drive with steel ; Sheller double roller gear synchronization using constant speed driving ; double roller surface with a layer of rubber knurled ; roll and pitch of the screw through the worm gear drive to achieve， can meet different size pumpkin peel pod for clearance requirements. Keywords Pumpkin seeds peel; extrusion; rack; shake nts 哈尔滨工业大学华德应用技术学院（论文） - III - 目录 摘 要 . I Abstract . II 第 1 章 绪 论 . - 1 - 1.1 研究的目的和意义 . - 1 - 1.2 南瓜籽剥壳的研究现状 . - 2 - 1.3 研究内容及方法 . - 3 - 1.3.1 研究内容 . - 3 - 1.3.2 研究方法 . - 4 - 1.3.3 南瓜籽的物理性能及参数 . - 4 - 第 2 章 南瓜籽剥壳方案及机构组成的确定 . - 5 - 2.1 剥壳方案 . - 5 - 2.2 机构组成 . - 6 - 第 3 章 南瓜籽脱皮机部分设计 . - 8 - 3.1 剥壳轧辊与滚花的设计 . - 8 - 3.1.1 南瓜籽进入工作区受力分析 . - 8 - 3.1.2 剥壳过程的分析 . - 9 - 3.2 南瓜籽分选机部分电机及动力传动设计 . - 10 - 3.2.1 电机选定 . - 10 - 3.2.2 V 带轮的设计 . - 10 - 3.2.3 轴的结构设计及计算 . - 12 - 3.2.4 轴套的设计 . - 16 - 3.2.5 斜齿轮的设计 . - 17 - 第 4 章 螺旋上料机构设计 . - 20 - 4.1 电动机的选择 . - 20 - 4.1.1 电动机类型和结构的选择 . - 20 - 4.1.2 电动机容量选择 . - 20 - 4.1.3 确定电动机转速 . - 21 - 4.2 计算传动装置的运动和动力参数 . - 23 - 4.2.1 可得传动装置总传动比为 . - 23 - 4.2.2 分配各级传动装置传动比 . - 23 - 4.3 传动装置的运动和动力设计 . - 23 - 4.3.1 运动参数及动力参数的计算 . - 24 - nts 哈尔滨工业大学华德应用技术学院（论文） - IV - 第 5 章 振动筛的设计 . - 26 - 5.1 振动筛机构的设计 . - 26 - 5.2 振动筛机构运动分析 . - 27 - 5.2.1 筛体运动分析 . - 27 - 5.2.2 被筛物受力和分析 . - 28 - 结 论 . - 31 - 致 谢 . - 33 - 参考文献 . - 34 - 附 录 1 . - 36 - 附 录 2 . - 39 - nts 哈尔滨工业大学华德应用技术学院（论文） - 1 - 第 1 章 绪 论 南瓜籽 的开发利用是一个新兴产业。大豆是植物蛋白的主要来源 ， 在我国淀粉营养供应有余、蛋白质营养供应不足的情况下 ， 发展大豆生产迫在眉睫。但长期以来人们直接摄取大豆蛋白质营养不多 ， 仅是通过豆制品、豆奶等方式 ， 约占大豆总产的 30% ， 而 70%的大豆子粒均用于榨油 ， 其豆饼通过动物加以利用。 20 世纪 80 年代以后 ， 东南亚国家由于观念更新 ， 率先通过直接食用 南瓜籽 来摄取蛋白质营养 ， 相继受到许多地区人民的响应 ， 目前发达国家对 南瓜籽 的需求量每年以 15%的速度递增 ， 次发达国家对 南瓜籽 的需求量每年以 105 的速度递增 。在我国浙江、安徽、上海等省市 ， 南瓜籽 产业已成为一个重要的新兴产业。 南瓜籽 已成为南方各省夏秋两季的主要蔬菜 ，尤其是在经济发达地区大豆鲜食比重明显上升 ， 并由南方逐步向北方扩展 ，由城市向农村扩展 ， 南瓜籽 已被人们作为保健食品摆上了餐桌。 经试验，一台普通的 南瓜籽 剥壳机能剥 南瓜籽 200kg/h ，而人工剥壳最多 4kg/h，机械化剥壳是手工剥壳效率的约 50 倍（海门市农业机械化技术推广服务站， 2005）。但现今技术水平远不能适应当前加工需要，缺乏长远竞争力。要实现对 南瓜籽 的大量加工，需要技术含量更高的一体化加工生产线。 1.1 研究的目的和意义 随着我国加入 WTO，南瓜籽仁外贸出口需求量不断增大，销售到发达国家，文明古国，发展中国家共三十个国家和地区。这样就需解决南瓜籽剥壳问题。目前采用的剥壳方法一为人工剥壳，劳动强度高，效率低；另一种方法是蒸汽爆破法或大型机械装置，设备费用高，操作复杂，中小型企业投资有困难。 市场经验表明 ， 一个产业的发展和完善必须走产业化发展道路。商品化大生产大流通的市场体系对产品的专业化、规模化要求较高 ， 仅靠农民一家一户的小规模生产经营 ， 很难在市场竞争中立足 ， 必须积极创造条件发展规模种植、规模经营 (陈仪 ， 2002)。 剥壳作为 南瓜籽 进行深加工的一个重要环节，目前 南瓜籽 的剥壳大多由人工完成。随着 南瓜籽 需求的日益增大，其工业化程度越来越高，手工剥壳难以满足其生产率的要求。并且人工剥壳生产效率低、成本高，产品质量和卫生条件得不到保证，且相当伤手。因此，研制开发一种新型、高效、适用 南瓜籽 剥壳机械，不仅可以满足 南瓜籽 剥壳机械化，把工人从繁重的劳动中解脱，对促进 南瓜籽 产业的规模化，机械化发nts 哈尔滨工业大学华德应用技术学院（论文） - 2 - 展都具有很大的现实意义。 只进行单一剥壳功能的 南瓜籽 剥壳机结构简单，价格便宜，而集剥壳、分离、清洗和分级功能为一体的豆类剥壳机 械成为了发展趋势。 现今的 南瓜籽 剥壳机械大多都采用单对 的等辊径的 轧辊进行剥壳，虽然剥壳设备对 南瓜籽 的破碎率都可以得到降低， 但采用机械的方式将豆类荚壳剥离，剥壳后的豆粒存在破皮和损伤率仍然较高，只能用于榨油、食品加工和食用，而不能用于做种子，严重 制约了其规模化和系列化 ，致使其技术水平远不能适应当前加工需要，缺乏长远竞争力。 采用对等径双轧辊剥壳机构剥壳率和破损率的影响因素很多，主要有轧辊间隙、豆荚喂入方向、轧辊直径、双辊轴线平面倾角、轧辊转速等，而破损率随辊径减小、转速增高和倾角减小而减小。 即采用高的转速、小 的辊径和倾角。可以获得较低的破损率，辊径对破损串影响很显著，倾角显著，转速不显著，提高剥壳生产率，转速应取大值。在轧辊间隙、豆荚喂入方向 的影响因素已探明的情况下，在 南瓜籽 的剥壳机的设计中通过对轧辊直径、双辊轴线平面倾角、轧辊转速设计，是可以提高 南瓜籽 剥壳机的生产率的。 1.2 南瓜籽剥壳的研究现状 我国 南瓜籽 剥壳 技术研究起步较晚，但发展较快，而且吸收了国外先进技术的优点，结合自身情况，研制出了以下一些机械 南瓜籽 脱壳机。 经过分析 南瓜籽 剥壳机， 通过研究认为， 南瓜籽 剥壳机输送工作台做成 V型倾斜导向槽 ， 可以自动完 成 南瓜籽 原料的定向分布和输送 ， 减少了人工劳动量。剥壳装置主要由夹持辊和剥壳轧辊两部分组成 ， 轧辊表面做成网格状结构。弹性夹持装置与可调间隙的轧辊共同完成了剥壳过程，剥壳原理巧妙地借助于两个工作部件的时速差 ， 并在剥壳过程中借助于 南瓜籽 荚自身壳体的保护作用 ， 降低了 南瓜籽 表面的损伤率 ， 减少了 南瓜籽 由于表面的损伤而产生的褐变。清选筛通过支架与输送装置的振动电机相连，自动完成豆荚与青豆的分离 (何瑞银 ， 2005） 。 在轧辊间距的调整上，因为其间距的调节范围较小，其采用的调整分体式滑动轴承座来位置来实现， 不能较为精确的进行调 整，而采用蜗轮、蜗杆和丝杆装置进行调节更有利于在小范围间距的调整。 经多次试验、改进，形成了双轴辊剥壳机构，剥净率达到 90%以上，籽粒破碎率为 8%，机构的适应性、稳定性、可靠性明显。该机构的特点是：剥壳双辊由啮合齿轮同步等速驱动；双辊表面滚花，夹持附着力强；轧辊间隙通过调整分体式滑动轴承座位置实现，满足了不同厚度 南瓜籽 荚对剥壳间隙nts 哈尔滨工业大学华德应用技术学院（论文） - 3 - 的要求，减少了破碎率；在送料机构到剥壳轧辊间增设一组橡胶轴辊，起着稳定夹持、送料，加速、加力作用，便于两片荚壳的分离 (陈新华 ， 2005） 。因为轧辊线水平倾角对其剥壳效果影响不是显著 ，采用单对轧辊水平放置，其生产率对于较大规模的生产将得不到满足，因此，采用多对轧辊倾斜一定的倾角放置，既可更大的提高生产率，还可以通过人工调节满足各种生产规模的需要。 骆娅君等对 南瓜籽 剥壳机质量影响因素进行了研究，通过对其工作原理的分析，得出该 南瓜籽 剥壳机主要有一下特点：一是振动式自动送料装置能可靠、自动地将清 南瓜籽 荚定向送入剥壳部件；二是弹性夹持装置与轧辊之间的空间组合和参数的合理配置使豆荚喂入科学、可靠；三是挤压剥壳轧辊间的间隙可调，以适应不同规格 南瓜籽 荚的剥壳加工，减少 南瓜籽 籽 粒的破碎率；四是联动式清 选机构使加工的 南瓜籽 籽 粒清洁度高，避免了二次清洗，节省了人工。提出了 南瓜籽 剥壳机剥壳性能的优劣关键在于结构配置和参数的选择，并得出了影响剥壳机性能的因素有三个方面，即轧辊直径、转速及轧辊间的间隙对剥壳性能的影响，剥壳轧辊和夹持轧辊之间的位置和转速对剥壳性能的影响和结构配置对剥壳清洁度的影响 (骆娅君等 ， 2006） 。 王铮的新鲜豆类脱壳机的研究，介绍了新鲜豆类挤压剥壳原理。即通过一对有一定间距的圆形橡胶轧辊，以不同的速度相对旋转，挤压撕剥豆荚，豆类受挤压脱出并落在轧辊一侧，外壳则通过轧辊间隙由另一侧脱出。为了使 更快破裂及豆粒顺利挤出， 同时 采用了二轧辊差速装置，使豆荚除受挤压外还受到剪切力作用，这样可使豆荚更快撕裂 (王铮 ， 1993） 。 轧辊用不同的速度相对旋转， 有其局限性，虽然可以产生一定的剪切力，但用齿轮啮合等速驱动也可以达到相同的效果，同时采用等速驱动将使机构简单化，降低成本。 江文在每月纵横介绍了一种被研制的 南瓜籽 剥壳机，它采用柔性夹持、差速破壳原理创新设计的夹持辊和剥壳辊等核心技术 (江文 ， 2005） 。 1.3 研究内容及方法 1.3.1 研究内容 （ 1） 对 南瓜籽 剥壳的工作方式分析并确定剥壳机工作原理； （ 2） 剥壳机总体方案的确定与总体结构的设计 ； nts 哈尔滨工业大学华德应用技术学院（论文） - 4 - （ 3） 主要工作部件的设计，包括 南瓜籽脱皮机 、 分级分离机、运输给料机的设计； （ 4） 南瓜籽产量： Q=200kg/h； （ 5）破碎率： 5%。 1.3.2 研究方法 通过类比的方法，比较分析国内外相关的南瓜籽剥壳机械机以及其他相似作物的剥壳机械，结合南瓜籽剥壳中的特殊性，确定剥壳机的设计方案及机构组成，而后具体完成剥壳部分、分离筛选调速部分、螺旋上料部分的设计。 1.3.3 南瓜籽 的物理性能及参数 南瓜籽 为扁长椭圆状，中间宽，两头窄，南瓜籽 长度在 10 15mm， 每荚含籽粒 1 4个，其中 2 3粒的占 85%以上，籽粒在壳内纵向排列，籽粒间有一定间隙，受外力挤压时会移动；豆荚外壳比较柔韧，两片荚壳结合力较紧，无一定的外力作用，籽粒不可能脱出；籽粒和荚壳的含水率较高，壳韧籽脆，籽粒易受伤 关于 南瓜籽 几何尺寸和基本力学性质 ， 杭州地区产量高、品质好的当家品种大青豆给出数据如 表 2-1(卢盛超 ， 1991） 。 nts 哈尔滨工业大学华德应用技术学院（论文） - 5 - 第 2 章 南瓜籽 剥壳方案及机构组成的确定 南瓜籽 品种繁杂，形状较为规则，壳和仁间 隙小，在一定的角度上对 南瓜籽 用力是可以有效的剥壳的。目前剥壳工艺通常为：首先将 南瓜籽 分级，可 分为饱满、干瘪两级；然后使 南瓜籽 保持一定的湿度，使 南瓜籽 壳变软，增大壳籽的润滑；而后挤压，剥壳、；最后是南瓜籽 清选。本设计亦参照此工艺进行。 2.1 剥壳方案 机械剥壳常用方法有借助粗糙表面碾搓作用的碾搓剥壳，借助撞击作用的撞击剥壳，利用剪切作用的剪切剥壳和利用成对轧辊挤压作用的挤压剥壳。鲜大豆粒相当娇嫩，表面极易损伤，不能采用常规的挤压，碾搓法剥壳。据试验分析（卢盛超， 1991），随着轧辊间隙的增大，剥壳率下降而破损率增加，适当的间隙，即 0.7 1.5mm，破损率低于 5%，符合质量要求，剥壳率达 95%以 上所以鲜大豆荚的剥壳轧辊间要求为小间隙，其值以鲜大豆荚厚度的 l l0 1 5为宜从剥壳效率及实现工艺考虑，选择小间隙轧辊挤压的方案。 分析小间隙轧辊挤压的运动可知，影响双轧辊剥壳机构剥壳率和破损率的影响因素有：轧辊间隙、豆荚喂入方向、轧辊直径、双辊轴线平面倾角、轧辊转速等。由试验结果表明剥壳率很高，接近 100% ，可认为基本上不受三因素的影响，而破损率随辊径减小、转速增高和倾角减小而减小。 即采用高的转速、小的辊径和倾角 。 可以获得较低的破损率。通过对已有的理论分析结果表明：辊径对破损率影响很显著，倾角显 著，转速不显著。针对于这三方面对剥壳程度的不同影响，设计此剥壳机时把辊径控制在 70mm以下，为了保持 南瓜籽 能够顺利的下滑，参考相关资料，选择轧辊轴线的平面倾角为 20，同时为了最大程度的提高剥壳效率，采用无级变速装置控制轧辊的转数。 nts 哈尔滨工业大学华德应用技术学院（论文） - 6 - 表 2-1 南瓜籽特性 名称 数值 长度 （ L） 13.985mm 宽度 （ B） 8.906mm 厚度 （ T） 0.785mm 弯曲半轻（ r) 15.115mm 重心 (C)距顶端 12.050mm 偏距 (e) 1.4433mm 摩擦角 ( ) 2335 摩擦系数 ( ) 0.473 极限拉伸力 (P) 38.024N 屈服极限 ( ) 1.753N/ 2mm 极限弯曲力 (W) 45.835N 极限挤压力 (Q) 5.953N 2.2 机构组成 由上述方案可将整个 剥 壳机设计成三部分机构，即： 传动系统和机架总成 部分， 轴辊 剥壳 部分，清选部分。从机械装配方面考虑，可将 轴 辊剥壳 部分和 传动系统 部分设计成一体， 清选系统 部分为另一体， 为了保持整个装置在剥壳过程中保持稳定，不发生因振动而影响了剥壳效率，将两部分固定于同一平台， 。设计 剥壳 机结构如图 2-1 所示： nts 哈尔滨工业大学华德应用技术学院（论文） - 7 - 图 2-1 脱壳机结构示意图 nts 哈尔滨工业大学华德应用技术学院（论文） - 8 - 第 3 章 南瓜籽脱皮机 部分设计 3.1 剥壳轧辊 与 滚花 的设计 对 南瓜籽 因挤压 作用而实现 剥壳 的主要部件为 轧辊 与 滚花 。 为探求合适的辊径，参考卢盛超的鲜大豆剥壳元件的试验研究，其在不考虑轧辊间隙、豆荚喂入方向、轧辊直径、轧辊轴线平面倾角、轧辊转速等因素间的交互作用的情况下，得出轧辊直径、轧辊轴 线平面倾角、轧辊转速三者的最优组合分别为 40、 37.5mm和 60r/min。由于倾角对破损率影响不很显著， 且倾角过小则豆荚喂入困难， 为了使 南瓜籽 在轧辊上充分的和轧辊接触， 故取倾角为20。转速取 60r min 40r min，同时考虑到在较大规模的剥壳需要和不同品质 南瓜籽 间对最优速度的不同，因此转速取在 60r/min到 460r/min之间 ；轧辊 间距 根据 南瓜籽 的特性设计为可调在 0.7mm之间 1.5mm。 辊径根据所选的传动用电焊 钢管 及附着在其上的橡胶可以达到 67.5mm，虽然较最优组合中辊径大，但 从 已有的理 论分析 看出， 此范围内不同 辊径 所造成的 破损率相差不大， 且 较小的辊径会出现咬入 困难 的现象， 同时 考虑到安装 轧辊上安装齿轮，轴套和轧辊质量不能太大的需要，因此取这个值。 3.1.1 南瓜籽 进入 工作区受力分析 图 3-1 南瓜籽 进入 工作区受力分析图 nts 哈尔滨工业大学华德应用技术学院（论文） - 9 - 在两轧辊相对旋转、转速相同的条件下， 南瓜籽 进入两辊之间被夹住时受到的正压力 1P 与 2P 、摩擦力 1F 与 2F 的作用，接触点1A和2A为起扎点，其与辊中心的连接构成角1a与2a，1a与2a成为起扎角。此时 1P = 2P ， 1F = 2F ，1a=2a，其受力图如图 3-1。 2 sinpp合(3.1) 2 c o s 2 c o sF F f p合(3.2) f tg (3.3) 式中 f 、 胶辊与 清 南瓜籽 的摩擦系数及摩擦角。 要是 南瓜籽 进入轧辊工作区，必须满足下列条件： 合合 PF (3.4) (3.5) 3.1.2 剥壳过程的分析 因为 两轧辊的速度相等，则 1P = 2P ， 1F = 2F 。 1P 与 2F 的合力为 1R ， 2P 与2F 的合力为 2R 。 1R 与 2R 分别沿 x、 y轴分解为 XR1 、 yxy RRR 221 、及 。 XR1 = yR2 ，两力方向相反，作用在同一直线，使 南瓜籽 受到挤压，但 没有剥壳作用。XR1 = yR2 ，二力方向相同，只能使 南瓜籽 进入轧辊扎区，也不能剥壳力 。 在 南瓜籽 是单层进入剥壳区时， 南瓜籽 剥壳机的生产率可用下式计算 （黄和祥， 2005） 100022360011 bdBvQ cp (3.6) 式中 Q=生产率（ kg/h） cpv南瓜籽 的平均速度，2cp vvv 12（1v、 v2为剥壳两轧辊的线速度） b轧辊长度（ m）； 1d 南瓜籽 长度； nts 哈尔滨工业大学华德应用技术学院（论文） - 10 - 1b 南瓜籽 宽度； 南瓜籽 入辊的连续性系数，一般为 0.5； 南瓜籽 入辊的充满系数，可取 0.7 0.8； 剥壳率（ %）； 物料密度（ kg/m3）； 剥壳轧辊 设计成 3 组， 为了增强夹持力 每组 轧辊 上布满 带一定斜度 的滚花 ， 滚花之间的距离为 1mm， 每个滚花其沿轴线方向的为 1.5mm， 采用邵氏硬度为 60 65 的橡胶包裹于钢管外层 （ 查尔斯 .A.哈博， 2004）， 这样对 南瓜籽 在 剥壳 过程中的 夹持更有力，从而保证 南瓜籽 能被充分挤压剥壳 ；在分布上 采用 内凹 的同向滚花 ，并且两轧辊上在夹持时 滚花 是相对应的，以保证 南瓜籽 能进入轧辊工作区，即，合合 PF 。 为了最大程度的适应不同几何尺寸 南瓜籽 剥壳的需要，将剥壳轧辊 间距设计为可调的 。 通过蜗轮和蜗杆装置调节和可调轧辊的轴承座相连的带细螺纹的长杆， 同时调节三组轧辊各自的 间距 。 本设计中调 节轧辊间距 装置采用双向 调节， 通过操作分布于轧辊两端的调节装置对剥壳间距进行调节 。 3.2 南瓜籽分选机 部分电机及动力传动设计 3.2.1 电机选定 此设计主要针对于 南瓜籽 剥壳机，根据剥壳机的电动机的功率分配比的特点，结合电动机的工作特性，我们可以选择主电动机为额定转速 2840 r/min 额定功率为 1.5 kW 的三 相异步电动机， 振动 振动筛电动机为额定转速 2825r/min额定功率为 0.75 kW 的三相异步电动机。 3.2.2 V 带轮 的 设计 此部分的动力传动比为 i=1，传送要求在此传动比情况下能平稳传动，且能满足一定的动载荷，考虑带传动 以标准化且 具有结构简单、造价低廉以及缓冲吸振等特点，可以采用此种传动形式中的 V 带传动。 V 带设计如下： nts 哈尔滨工业大学华德应用技术学院（论文） - 11 - 1.所传送的计算功率caP= PKA ，参考工作条件：载荷变动较大，软起动， 每天工作小时数为 10 16h。故工况系数 AK 取 1.4，传递的额定功率 P即为所选电动机的额定功率 1.1kW，于是caP=1.41.1 = 1.5kW。 2.根据计算功率caP和小带轮转速 1n （即为电动机额定转速 2825rpm）选定带型为普通 V 带 B 型。 3.确定带轮的基准直径1dd和2dd。 (1)初选小带轮的基准直径1dd为 125mm。 (2)验算带的速度 v 。由 v =100060 11 ddn= 18.48 m/s， 对于 普通 V 带5m/s18.48m/smaxv=30 m/s， 并且也接近于 v =20m/s， 因此 是比较合适的。 (3)计算从动轮基准 直径2dd。由传动比 i=1，故2dd= i1dd=125mm。 (4)确定中心距 a 和带的基准长度dL。根据传动的结构需要初定中心距0a， 由 0.7（1dd+2dd）0a 2（1dd+2dd），取0a=425mm。带基准长度dL =2 0a +2 （ 1dd + 2dd ） +041a 221 )( dd =1242 mm，取 dL =1250mm，则实际中心距 a =0a+ 2 dd LL =429mm。考虑安装调整和补偿预紧力的需要，中心距变动范围为： mina =a - 0.015dL=447.75mm (3.7) maxa=a + 0.015dL=410.25mm (3.8) (5)验算主动轮上的包角 1 。 1 =180 - 21()dda57.5=180 120 ，故是合适的。 nts 哈尔滨工业大学华德应用技术学院（论文） - 12 - (6)确定带的根数为 z， z = Lca KKpp p)( 00 (3.9) 式 中 K包角系数，查表取 0.95； LK 长度系数，查表取 1.13； 0p单根 V 带的额定功率，取 4.5； 0p单根 V 带的增量，取 0.38。 算得 z =0.93，故取 z =1。 (7)确定带的预紧力0F。 0F= 500 2)15.2( qvKzvp ca =471.55N。 (3.10) (8)带传动作用在轴上的力pF（压轴力）。 pF= 2z0Fsin21=620.19N。 (3.11) 带轮的材料选择 HT150 铸铁， 其基准直径为2dd=429mm 3dmm，采用实心 式；对电机上主动轮， 因其 基准直径 也为1dd=2dd=429mm， 因此也 选实心 式。 3.2.3 轴的结构设计及计算 1.初选最小直径。 nts 哈尔滨工业大学华德应用技术学院（论文） - 13 - 轴的扭转强度条件为： TTT dnPWT 32.09550000(3.12) 式中 T 扭转切应力，单位为 MPa； T 轴所受的扭矩，单位为 Nmm； rW 轴所受的扭转截面系数，单位为 mm3 ； n 轴的转速，单位为 r/min； P 轴传递的功率，单位为 kW； d 计算截面处轴的直径，单位为 mm； T 许用扭转切应力，单位为 MPa； 以上公式所要用到的数据中 T和所选材料有关，现在确定材料为 45钢，调质处理，查阅相关资料得到 45 钢的许用扭转切应力 T为 25 45，现在取 T 30。 由上式可得轴的直径 33 9 5 5 0 0 0 0 / 0 . 2 /rd p n=26.89mm (3.13) 由于轴上开有键槽，故应增大轴径以考虑键槽对轴的强度的削弱，可以将轴径圆整为标准直径 30。 2.装配方案。 如图 3-2 所示： 1、 3 处安装轴承，此处轴径 d =35mm； 5 处安装与 轧辊 带连接和电机带连接的带轮，此处轴径 d =30mm； 4 处安装齿轮，此处轴径 d =32mm； 2 处安装 轧辊 ，此处轴径 d = 63.5mm； 3.结构设计。 1， 3 处轴长度由 轴套 确定， L= 23mm； 2 处轴长度 由轧辊确定， L= 1200mm； 4 处轴长度由齿轮确定， L= 60mm； 5 处轴长度由带轮确定， L= 56mm； 其余轴段由整体结构定。 nts 哈尔滨工业大学华德应用技术学院（论文） - 14 - 图 3-2 轴 说明 图 4.按弯扭合成强度条件较核。 (1)轴的功率 P，转速 n，转矩 T P=1.1kW， n = 60r/min ， T 252.2Nm (2)轧辊 上的力 轧辊 径向受力主要为 齿轮 运动时所产生的力 ； 齿轮的运动 对 轧辊也产生轴向力 ， 但由于 与水平成一定倾角的 档块支撑 ， 其所产生的 沿轴向的反作用分力， 抵消了此轴向力 ，故整体上 传动轴 轴向受力为 0。于是： 切向力tF=6554N； 径向力 ：rF= 20tFtg o=2385.46N； 轴向力 ；aF=0N； (3)带轮上的力 带轮 5 上压轴力： 28.14595 PFN； （ 4）计算支反力 H 平面支反力 12: N H N H tF F F F=0 (3.14) 1 2 2 1: ( )t N HM F l l F l =0 (3.15) 解得：NH1F=6898.73N，NH2F=-344.73N (负号表示方向相反 ) V 平面支反力 nts 哈尔滨工业大学华德应用技术学院（论文） - 15 - 0)()(:0:12213215521lFllFlllFMFFFFFNVrPPrNVNV 解得：NV1F=2472.20N，NV2F=2832.77N 其中：1l 1285.20mm， 2l=67.60mm， 3l=64.03mm (5)求弯矩，画弯矩图： H 平面与 V 平面的弯矩图分别如图 3-3 所 示： 11H NHM F l=-443046.40Nmm (3.16) 1 1 1V NVM F l=3117707.87Nmm (3.17) 2 2 3V NVM F l=181382.26Nmm (3.18) 32V V aM M M=181449.86Nmm (3.19) 总弯矩： 22HVM M M=681000Nmm (3.20) (6)校核 32()3 2 2d b t d tW d =21195 3mm (3.21) 22()caMTW =32.91MPa 60MPa (3.22) 式中 折合系数。这里，由于扭转切应力为脉动循环变应力，取为 0.6； w 轴的抗弯截面系数； d轴直径； b轴上键槽宽度； t轴上键槽深度； 弯曲应力满足要求，所以安全。由于轴的受力情况与结构决定了其强度和刚度将远高于其工作要求，故不需要对轴进行精确校核。 nts 哈尔滨工业大学华德应用技术学院（论文） - 16 - F N H 2F N V 2MVTF N H 1654321FrF N V 1Ma2 5 2 2 0 0F N V 2FrFtF N H 1F N V 1F p 5TMHF N H 21 8 1 4 4 9 . 8 63 1 7 7 0 7 . 8 7F p 5图 3-3 轴的载荷分布图 3.2.4 轴套 的 设计 由于剥壳轧辊的转数不大 、 轻载 ，因此 根据剥壳轧辊的直径配备 选用结构简单的 轴套 。选用代号 Q/ZB84.5. nts 哈尔滨工业大学华德应用技术学院（论文） - 17 - 3.2.5 斜 齿轮的 设计 (1) 选择材料和精度等级 考虑到轧辊的转速和功率不是很高 ， 对传动的精度要求不是很高 ， 故大、小齿轮均采用 45 钢，调质处理，硬 度 HB=229 286， 取其平均值 240HB，精度等级 7 级精度。 (2) 初步估计小齿轮直径 1d 按齿面接触强度初步估计小齿轮分度圆直径。 由机械设计图 10-13，查得区域系数 HZ =2.433。 试选载荷系数 tK =1.6。 由机械设计图 10-26 查得 1a =0.78， 2a =0.87， 则 a = 1a + 2a =1.65。 计算小齿轮传递的转矩519 5 . 5 1 0 1 . 160T =51.051 10 N.mm。 查表 10-7 选取齿宽系数 d =1。 查表 10-6 查得材料 的弹性影响系数 EZ =189.8 12MPa 。 由图 10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 lim1H =600MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限 lim2H =550MPa； 由图 10-19 查得接触疲劳强度寿命系数 1HNK =0.90； 2HNK =0.95； 计算接触疲劳许用应力，由式（ 10-12）得 SK HHNH 1lim11 =0.9600MPa=540MPa (3.23) SK HHNH 2lim22 =0.95550MPa=522.5MPa (3.24) nts 哈尔滨工业大学华德应用技术学院（论文） - 18 - 可知 2/)( 21 HHH =531.25MPa (3.25) 由式 得 3211 )(12HEHadt ZZuuTKd =54.36mm (3.26) 初步定为 1d =55.93mm (3) 确定基本参数 初定模数 m=2mm，选取螺旋角 =14，可得 mdz cos1 =27.12。取1z =27，则 12 uzz =1.4427=39 (4)确定传动主要尺寸 大齿轮直径为 2d ， 2d = cos2mz =（ 392） /0.97=80.4mm 中心距 a， a=（ 1d + 2d ） /2=(55.93+80.4)/2=68.165mm 齿宽 b， b= 1dd =155.93mm=55.93mm；圆整后取 21 BB =60mm (5) 齿轮的强度计算 由非标准设备设计手册查得圆柱齿轮的强度计算公式 (岑军健等，1984) 3 12)3 1 0 0 0()1(Af iKMiA = 321.04.8044.13.12.2 5 2)1 6 0 03 3 5 0 0()144.1(=2.014 11.346mm， 因为 A=67.5mm，齿轮可以合理选用。 式中 A两齿轮中心距（毫米）； i传动比； 1M 小齿轮所传递的扭距（公斤 .厘米） K齿轮系数，查表 11-5-2； nts 哈尔滨工业大学华德应用技术学院（论文） - 19 - f 许用接触应力，查表 11-5-3； A =b/A齿宽系数（ b 为齿宽），对滑动变速齿轮，可取 A =0.1 0.2；w 许用弯曲应力，见表 11-5-3；nts 哈尔滨工业大学华德应用技术学院（论文） - 20 - 第 4 章 螺旋上料 机构设计 4.1 电 动机的选择 4.1.1 电动机类型和结构的选择 选择 Y 系列三相异步电动机，此系列电动机属于一般用途的全封闭自扇冷电动机，其结构简单，工作可靠，价格低廉，维护方便，适用于不易燃，不易爆，无腐蚀性气体和无特殊要求的机械。 4.1.2 电动机容量选择 电动机所需工作功率为： Pd PW/a(kw) (4.1) 由电动机至输送 机的传动总效率为： 总 = 24 5 (4.2) 式中 1联轴器 1； 2滚动轴承（一对）； 3圆柱直齿轮传动； 4联轴器 2； 5圆锥齿轮传动的传动效率； 取 =0.99， 0.99， 0.97， . 9、 5 0.93 则： 总 =0.990.9940.970.990.93 =0.85 所以：电机所需的工作功率： Pd = / 总 (4.3) =4.5/ 0.85 =5.3 (kw) nts 哈尔滨工业大学华德应用技术学院（论文） - 21 - 4.1.3 确定电动机转速 输送机工作轴转速为： n （ 1-5%）（ 1+5%） 90r/min 85.5
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