剥豆机的总体设计.doc

1、剥豆机的总体设计摘 要本设计是关于剥豆机的设计，主要对剥豆机的运动方案设计、传动系统方案的设计、传动系统技术设计以及剥豆机其它零部件的设计和计算。 设计前部分详细阐述了剥豆机传动部分、执行机构的结构设计和受力分析。总体设计后部分所涉及的剥豆机采用了带传动来实现减速，利用平带运送豆子。动力源则选择Y系列Y90S6型电机，适用于有轻微震动，正反转且转速不高的速，工作机的传动部分都是利用齿轮的啮合来完成的。齿轮材料为灰铸铁，并经调质及表面淬火。校核齿轮、轴、键、轴承确保了设计的实际可行性。关键词: 剥豆机、方案设计、技术设计、传动系统、机构设计ABSTRACTThis design is about

2、 the design of the enginery which can divest the horsebeans hull.Our main task is to design the movement scenario、transmission system、transmission systems and other parts of the enginery which can divest the horsebenas hull.The last ,we must calculate the erery last members size.During the front pro

3、cess of the design, we expatiate particularly the frame design and endure force analyse. The last part of the paper is about the enginery which can divest the horsebeans hull that adopts the cincthre to finish the course of gear down and use calm cincture to carry bean.Y type Y90S-6 motor is selecte

4、d as the power source,which adapts situation such as slience quenching and light reverse velocity.The transmission part of the enginery which can divest the horsebeans hull all makes use of the joggle of the gears to finish it. The material of gear is cast iron which has been hardening surface.The g

5、ears, axes, keys, bearings are checked, so to confirm this design is practicalKey words: Program design、Technical design、Transmission system、Wheel design.目 录摘要.IABSTRACT.II第1章 前 言11.1概述11.2剥豆机的工作原理和举例21.2.1 剥豆机原理21.2.2 剥豆机的举例分析21.3剥豆机的发展趋势4第2章 机械运动方案的设计及论证52.1剥豆机的形态学矩阵52.2方案的论证52.2.1方案1剥豆机62.2.2方案2剥

6、豆机62.2.3方案3剥豆机72.3方案的确定8第3章 传动系统方案设计及电动机选择93.1传动方案的分析93.1.1 齿轮传动93.1.2V带传动103.2 传动系统的确定103.2.1 工作机外部传动系统的确定103.2.2 选择电动机113.2.3 计算传动装置总传动比和分配各级传动比113.2.4 计算传动装置的运动和动力参数12第4章 传动系统技术设计144.1齿轮的设计与计算144.1.1齿轮3与齿轮4的设计144.1.2齿轮5设计184.1.3齿轮6与齿轮7的设计184.1.4齿轮5与齿轮6的强度校核194.2剥豆机外部V带的设计214.3轴的设计与校核254.3.1轴I的设计与

7、校核254.3.2轴II的设计294.3.3轴III的设计304.3.4轴IV的设计304.4轴承的选择与校核304.4.1轴承的选择314.4.2轴承的校核314.5键的选择与校核324.5.1键的选择324.5.2键的校核32第5章 其它零部件设计335.1剥豆机的运动循环图335.2凸轮设计335.3不完全齿轮的设计355.3.1不完全齿轮形状的设计355.3.2不完全齿轮尺寸的设计355.4料斗形状和尺寸的设计355.5剥豆机内部输送带的设计365.5.1输送带的选择与尺寸365.5.2计算平带的带速365.5.3计算平带轮的直径365.5.4计算两带轮的中心距375.5.5设计带轮的

8、机构375.6剥豆机的润滑375.6.1齿轮的润滑375.6.2轴承的润滑37结 论38致 谢39参考文献40附录41第1章 前 言1.1概述随着科学技术和工业生产的飞跃发展，国民经济各个部门迫切需要各种各样质量优，性能好，效率高，耗能低，价格廉的机械产品。食品加工机械也在朝着这些方向不断发展和创新。由于科技的突飞猛进，现在市场上已经出现了大量各种各样的剥豆机，但是这些剥豆机还存在许多缺点和不足。所以为了满足广大用户的要求，我们想设计一种更为简便实用廉价的剥豆机来弥补现有剥豆机的不足。产品设计的严谨性和产品设计水准的高低，直接影响着每种产品的使用性能和优劣程度。而设计中未考虑产品的成本因素，又

9、将使企业陷入深深的泥潭。因此设计一种简便有用的机器显得尤为重要1。在市场竞争激烈，产品更新周期短的今天，千方百计设计开发出适应市场变化的产品，已是企业立于不败之地的经营策略。随着科学技术的不断发展，人们对各种工作都慢慢实现机械化和自动化。以前人们对于一些食物的壳，诸如链子、花生，蚕豆等豆子的壳都是靠手工来剥壳，这样既累又浪费时间，完全不能满足人们对于大量豆子剥壳的要求。特别是在商业化的今天，工厂对与大量豆子的剥壳已经不能依靠传统的手工来完成，因此需要研发一种可以自动剥壳的机器，既能满足工厂的要求，又可以节省大量的时间、人力和物力5。剥豆机的研发成功实现了人们的这个梦想。随着时间的推移，各种剥豆

10、机先后问世，现在市场上已经有很多先进的剥豆机，这些剥豆机不仅满足了工厂对于大量豆子剥壳的要求，而且效率高，能够快速彻底的将豆子的壳去掉。随着科技的不断提高，各种剥豆机也在不断得到完善，那些剥豆机的研发者们始终坚信没有最好，只有更好，在他们的努力下将会出现一批更先进更完美的剥豆机。我国食品工业在连续十余年保持上扬势头的同时，在今后510年内仍将持续发展，食品机械工业也将随着食品工业的发展而得到进一步发展和完善4，食品机械工业的发展开始于20世纪70年代，形成于80年代，80年代末和90年代初进入高速发展阶段，初步形成门类较全，品种基本配套的独立工业体系。80年代以来，产值年均增长率约为24%。目

11、前我国专门从事食品机械科研和教学的科研院所超过了500多个，食品机械企业1900多家，年产值135亿元。在国内，壳体农作物果实机械化脱壳去皮生产采用的方法分为机械式脱壳法和非机械式脱壳法。常采用的挤压法、撞击法和碾搓法等称为机械脱壳法；而非机械式脱壳法包括能量法，真空法和微波爆壳法等。在综述壳体物对象的适应性和加工特性。为脱壳加工装备改进及优化设计提供参考12。 挤压法：借助压辊的挤压作用使壳破碎，如核桃剥壳机等。 撞击法：借助打板或壁面的高速撞击作用使皮壳变形直至破裂，适用于壳脆而仁韧的物料如用离心式剥壳机剥松子壳等。碾搓法：即借助粗糙面的碾搓作用使皮壳疲劳破坏而破碎。除下的皮壳较为整齐，碎

12、块较大。这种方法适用于皮壳较脆的物料10。1.2剥豆机的工作原理和举例1.2.1 剥豆机原理蚕豆的食品加工 晒干的蚕豆 浸泡之后的蚕豆 去皮并炸过的蚕豆振动送料：将干蚕豆浸胖后放在料斗内，通过振动机构使蚕豆成竖直排列并且能够实现间隙供给。切皮：通过机构切开蚕豆的侧面或头部的皮。挤压脱皮：将切好皮的蚕豆，送到切皮机构，利用轧辊挤压的方法将豆挤出。分离：要求将剥开的皮与剥好的豆分隔开。1.2.2 剥豆机的举例分析1.挤压式剥壳机核桃剥壳机主要由分级滚筒、导向机构、破坏机构、传动机构和动力所组成，它们依靠物料自身的重力自上而下形成一个系统作业流水线。工作时，核桃从料斗进入锥型分级滚筒，不同尺寸大小的

13、核桃经锥型分级滚筒分级，核桃按从大到小沿椎体轴线从小锥向大锥排列6，随锥形滚筒旋转落到导向辊，然后进入挤压滚筒，经挤压滚筒挤压破壳后排出机外。齿盘和弧齿板的斜面倒角为45，间距为L=8mm，在倒角面上分布着一定尺寸的小齿。当核桃进入挤压滚筒中，齿盘的旋转带动核桃边旋转边向下挤入，一定间距的齿尖不断得沿着壳表面滚压，随着挤压变形量的增加，壳表面变平甚至出现坑，核桃接触的齿数由一个增加到2、3个甚至4、5个。这样在接触处产生的初始裂纹不断扩展，裂纹条数变得又多又长，由于核桃的旋转使整个圆周都产生裂纹，使壳完全均匀地裂开，碎壳和仁通过最小间隙向下掉出来。2.撞击式剥壳机工作部件是转盘（甩盘）和挡板。

14、果实一般以0.037米每秒的速度通过可调节料门落下，从转盘中心进入后，经高速转盘的挡块或叶片的导向及加速作用，高速脱离转盘。当果实以较大的离心力撞击壁面时，壁面对果实产生一个同样大小的反作用力，使果实外壳产生变形和裂纹。外壳弹性变形的恢复使果实离开壁面，而果仁因惯性力的作用继续向前运动，并在紧靠外壳变形处产生了弹性变形。当果实离开壁面时，由于外壳与果仁具9有不同的弹其运动速度也不同，果仁将阻止外壳迅速向回移动致使外壳在裂纹处拉开破裂，完成外壳的剥离。这种撞击式剥壳机，当转盘外缘圆周线速为3038米每秒时，适宜于进行松子的剥壳。3.剪切式剥壳机板栗被提升机构从料斗装入后，提升至分料管，分别被导入

15、两个刀盘。在刀盘上，板栗受旋转刀盘离心力的作用，向边缘高速滚动。安装在盘面成轮辐状的锯齿刀对板栗外壳进行不断的钩削、剪切，最终把壳剥离。一定的时间间隔后，出料口开启，壳和仁从出料口排出，从而完成一个剥壳循环（提升、导料、剥壳和出料）。紧接着由电气控制自动进行第二个循环、第三个循环，达到分批连续生产。4.能量法能量脱壳法，其原理是让籽粒在一个特殊环境中经受一定时间的高温高压作用，使得大量热量或气体聚集于籽粒壳内。并使籽粒内外达到气压平衡，然后让籽粒瞬间脱离高温高压环境12，此时，聚集在籽粒壳与仁间的压力瞬时爆破，从而实现脱壳目的。已有人提出了利用CO2为气体介质的荞麦压力膨胀脱壳法，实验得出该方

16、法对甜荞的脱壳率可达85%；而对苦荞的脱壳率仅为5%10%，脱壳率不理想。蒸汽脱壳法，是采用蒸汽作为介质对籽粒加压膨胀后突然减压进行破壳，此设备脱壳率达97%，但是蒸汽容易使耔仁熟化，影响后加工产品的品质。采用类似原理的有中国农业大学工学院研制的3QCJ10-00型气体射流冲击板栗脱壳机，它利用高速热气流冲击栗果表面，造成栗仁表层水分快速蒸发，红衣内部的压力迅速增加而达到脱壳的效果。5.真空法真空法脱壳原理也是利用壳内外生产的压力差进行脱壳的。它与能量法脱壳的不同之处在于它不是使气体进入籽粒壳内11，而是在一定的范围内，在真空泵的抽吸作用下使壳内外压力降低，壳内部处于相对较高压力状态，当压力差

17、达到一定数值时，使外壳爆裂。根据真空爆壳的原理，采用单真空源与多个装料爆壳室相结合的配置，党新安设计出用于工业化生产的自动板栗真空爆壳设备及其计算机控制系统。6.微波爆壳法微波爆壳法是利用电磁场的作用力对粒子进行破壳的。当微波作用欲需脱壳的籽粒时，籽仁内水分子在交变电磁场的作用下将电磁能转化为热能。这种转变使籽仁在短时间内具有很高的能量，并迅速向外扩散，水分也沿着能量传递的方向迅速外迁，籽仁组织内部的部分结合水分转变为自由水分汽化逸出，导致籽仁失水而收缩。汽化逸出的自由水分以一定的压力作用于外壳，破坏了籽仁与外壳的帖合。同时，外壳在微波的作用下，组织内结合水分减少，使纤维组织韧性下降，强度下降

18、。由于籽仁与外壳在微波作用下的变形不以至，导致籽仁与外壳的分离，使脱壳成为可能7。1.3剥豆机的发展趋势 国外早在20世纪60年代初，就着手研制坚果剥壳机具，至80年代初，美国、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，经过数十年的发展，坚果剥壳机具已日趋成熟，目前，正朝着机电一体化方向发展2。 美国有一家研究机构对夏威夷果的剥壳机进行研究时发现，在对这类坚果进行破壳取仁时，则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，其外壳将产生变形，这个变形称之为失效变形。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，

19、将明显提高坚果的破壳质量和果仁的回收率。在此基础上，通过试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，则将明显减小果壳的强度，从而减小失效变形，可使获得的整仁和半仁率从75%提高到88%，未破壳果仁比例从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%，未破壳果仁比例则降低至3.2%14。 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

20、些大的果实具有可用性，而对于杏仁白果松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以下介绍的干燥预处理15。 剥皮去壳机械的发展趋势是首先不断改进完善目前的剥皮去壳机械，达到剥皮干净物料损失小，连续化作业，生产效率高，结构简单，操作维修方便，动力消耗少，对原料加工的适应性大的目的。其次是研制一些新的剥皮，去壳设备，以便于对一些外型不规则和内外质地不同的原料进行剥皮，去壳。此外，应针对不同种类果实壳体在不同条件下的仁与外壳的弹塑性变形和强度极限进行研究，分析外壳和粒仁的力学性能，并寻求一些新的能量方法，为脱壳机的设计，开发和脱壳工艺的研制提供理论依据，从根本上解决壳体果实脱壳率低下

21、和果仁破碎率高等实际工程问题3。第2章 机械运动方案的设计及论证原始数据及设计要求蚕豆长度：2025mm 蚕豆宽度：1520mm 蚕豆厚度：68mm 生产率：每分钟剥80粒。 剥豆机要求体积小，重量轻，压紧力可调，工作可靠，外形美观。2.1剥豆机的功能原理分析蚕豆是一种形状不规则的食物。蚕豆的皮比较结实，给蚕豆加工带来很多不便。因此，剥豆机用来将蚕豆去皮。这里是利用浸泡后的蚕豆皮很容易切开，而且与蚕豆肉分离的特性来进行脱皮的。将浸胖后的蚕豆放在料斗里面，通过振动小料后使蚕豆成头尾相接排列，通过传送到切皮位置，用压块压住蚕豆同时切皮，然后送到轧辊挤压脱皮。因此剥豆机必须实现振动下料、间歇送料、压

22、豆切皮、挤压脱皮四个主要工艺动作。 由以上功能分析，确定剥豆机的形态学矩阵如下：功能元功能元解（匹配机构）123振动下料A凸轮机构槽轮机构棘轮机构间歇送料B不完全齿轮机构平带传动曲柄滑块机构凸轮机构压豆切皮C凸轮机构导杆机构曲柄滑块机构直接将刀片固定于滑槽上挤压脱皮D曲柄滑块机构压辊对该形态学矩阵求解，即把实现每一功能的任一解法进行组合，可得到多种运动方案。理论上可球的的组合方案数为种方案。在这些运动方案中，必须剔除那些有明显缺点和不能实现的方案。有的方案，就单个执行结构来说能实现执行动作，但把这些执行机构组合成系统后，会发现在结构安排上式不可行的，整个机器太庞大，制造成本太高。这些方案可以先

23、加以否定，然后再列出一批可行的方案，从中优选出好的运动方案。2.2方案的论证随着科学技术和工业生产的飞跃发展，国民经济各个部门迫切需要各种各样质量优、性能好、效率高、能耗低、价格廉的机械产品。食品加工机械也在朝着这些方向不断发展和创新。本课题以食品加工机械中的剥豆机作为设计对象，在调查和整理现有设计水平和设计成果的基础上，根椐给定的条件与参数进行剥豆机的设计，通过分析、设计和创新，完成剥豆机的方案设计和技术设计，从而得到一种轻便价廉、工作可靠、外观美观的剥豆机产品。结合上章剥豆机的类型，拟订了以下几种方案，并进行了分析论证2.2.1方案1剥豆机其方案结构如图2.1 图 2.1 方案一的剥豆机草

24、图方案1通过振动料斗下料，料斗通过两根连在一起的杆件以及安装在主轴上的凸轮一起实现周期性振动。送料机构是通过设计一个特殊的凸轮1以及滑块机构来实现送料过程，滑块一颗颗的推动豆子在滑槽中运动。在滑槽的末端设置了刀片和压块。刀子和压块是通过安装在主轴上的双凸轮2和3联动组合机构来实现将蚕豆挤压切皮的，在滑槽末端的正下方设置了一对压辊，当豆子从滑槽滑落到压辊中时，压辊通过啮合对豆子实行挤压脱皮，压辊是通过一对涡轮的啮合传动动力的，其中一个涡轮连接在主轴上。方案1的评价优点：结构紧凑，能实现用一个电动机来带动所有机构的运动，整个剥豆机所用的构件较少，而且较简单。整个机器可以用一根主轴来带动所有动作的完

25、成。缺点：整个机器体积较大，且外观不漂亮，设计中多处用到凸轮，有较大的冲击和噪声。最重要的是上料、送料、压紧切皮、挤压切皮四个环节先后顺序容易出现混乱，动作很难实现协调一致。2.2.2方案2剥豆机其方案结构如图2.2图 2.2 方案二的剥豆机草图方案2也是通过振动料斗上料，料斗通过一根杆件和一个由单独的电动机带动的凸轮来实现振动上料的。在料斗的正下方设置了一个大圆盘，使浸泡好的蚕豆竖直进入圆盘的进料口。该大圆盘的使用可谓一大创新，圆盘以一定的转速转动，蚕豆从圆盘上方的口子进去，由于圆盘的转动以及重力的作用下，蚕豆在下方的口子出来，并经过曲柄滑块机构送到压辊。圆盘的进料口是经过计算之后，均匀分部

26、在圆盘上的，该圆盘机构能让我们根据出料时所需的速度而调节圆盘的转速，从而满足了后面切皮和挤压的间歇要求。方案2的评价优点：几何形状简单，易于加工，传动比较精确，可承受较大的载荷，磨损较小，可以实现蚕豆一颗颗进入滑槽，有较好的精度。缺点：传动齿轮较多，机构尺寸较大，受冲击比较大，机架振幅比较大，而且需要使用三个电动机来带动所有机构的运动。2.2.3方案3剥豆机其方案结构如图2.3图 2.3 方案三的剥豆机草图方案三的剥豆机主要通过振动料斗下料，是豆子一颗颗成横卧头尾排列。送料机构为带传动，使豆子可以连续不断的被运送，带轮是通过一对不完全齿轮1和2啮合来带动的，而且不完全齿轮1和2的啮合可以实现间

27、歇送料。在带子的中部设置了一个压紧切皮联动组合机构，为了保证压力不至过大，木块是通过一个刚度合适的弹簧连在杆件上的，此机构可以很方便的将蚕豆的尾部切开一个小口，为后面的挤压脱皮做好准备。刀具的升降是通过凸轮控制的，凸轮转动一圈刀具可以升降三次。最后被刀子切好的豆子将被送到皮带的末端并从皮带上滑落，在皮带末端的正下方设置了一对压辊，滑落的豆子刚好落入两压辊之间并被压辊挤压脱皮。方案3的评价优点：利用带传动，传动比较平稳，利用杠杆机构，原动件输出力小，几何形状简单，体积小且经济.缺点: 凸轮有刚性冲击，刀具对传送带磨损大，有较大的冲击与噪声。2.3方案的确定通过上节方案的分析评价，根据各种类型剥豆

28、机的特点，再根据剥豆机的不同类型所具有的特点，方案3具有多种优点，首先其成本低，而且其各种零件结构简单，便于制造，因此最后形成我的设计方案方案3.方案3根椐给定的条件与参数进行剥豆机的设计，通过分析、设计和创新，完成剥豆机的方案设计和技术设计，最终得到了方案3这种轻便价廉、工作可靠、外观美观的剥豆机产品。方案3具有前两种方案所没有的优点，它的结构简单，所用的构件都是大家所熟悉的，生产加工起来都比较容易，成本较低。而且此剥豆机的机构比较简单，用户都可以看懂，即使出现了问题，用户也可以自行拆开将其修好。第3章 传动系统方案设计及电动机选择方案3的剥豆机传动系统如图3.1所示： 图 3.1 剥豆机的

29、传动方案它是以一个小齿轮和一个不完全齿轮为主动轮，由主动机、联轴器、带传动二级减速器驱动。工作时，主轴带动小齿轮和不完全齿轮转动，一对不完全齿轮通过啮合带动带轮的转动，从而使传送带的运动进而带动带上的豆子的运动。小齿轮的转动带动大齿轮的转动，从而使和大齿轮连在一起的凸轮转动。大齿轮的转动还带动过度齿轮的运动，过度齿轮传递动力给压辊，从而使压辊转动将豆子挤压切皮。3.1传动方案的分析 剥豆机的传动系统分为两种方式：3.1.1 齿轮传动电动机传出的扭距通过一个有保护作用的联轴器，传人一个有分配传动比的减速器，然后通过联轴器传人开式齿轮副，进入带动两轴的传动。如图3.2所示。 图3.2 齿轮式传动系

30、统图这种传动方式的特点是：工作可靠，使用寿命长，传动准确，效率高，结构紧凑，功率和速度适用范围广等，但是其成本较高，对于制造这种小型的剥豆机不划算。3.1.2V带传动由电动机的转距通过如图3.3所皮带传人冲压机直接传人主动轴。示： 图3.3 皮带式传动系统图这种传动方式具有传动平稳，噪音下的特点，同时以起过载保护的作用。带传动的成本较低，对于剥豆机这种对传动比要求不是很高的机器可以选择带传动来减速，制造方便且比较经济。3.2 传动系统的确定鉴于上节的分析，考虑到所设计的是剥豆机，因此我们可以选择带传动来达到减速的目的。且齿轮减速器一般体积较大，造价较高，不符合剥豆机轻便价廉的宗旨。3.2.1

31、工作机外部传动系统的确定传动系统如图3.4所示： 图 3.4 工作机外部带传动图 所以选用了带传动来降低电动机的转速，减速比i=5.62. 3.2.2 选择电动机电动机选择包括选择类型，结构模式，容量（功率）和转速，并确定型号。工业上一般用三相交流电源，无特殊要求一般应选三相交流异步电动机。最长用的电动机是Y系列龙型三相异步交流电动机。其效率高，工作可靠，结构简单，维护方便，价格低，适用于不易燃，不易爆，无腐蚀性气体和无特殊要求的场合。由于启动性能好，也适用于某些要求较高启动转矩的机械。按照剥豆机的工作要求和工作条件，选用一般用途的Y90S-6三相异步电动机。它为卧式封闭结构。这种电动机质量轻

32、，转速适中，且造价不是很高，比较适用于剥豆机这种小型的食品机械。Y90S-6电动机的图形如3.5： 图3.5 Y90S-6电动机的草图电动机尺寸记录如下：HABCDEFXGDG901401005624508X720KABADACHDAABBHAL10180155901903613012310电动机的额定功率为0.75kW，满载转速为910r/min，质量为23kg，堵转转矩为2.0，最大转矩为2.2。3.2.3 计算传动装置总传动比和分配各级传动比1）传动装置总传动比 是连接压辊的那两根轴的转速，由于剥豆机的生产率为每分钟剥80粒，所以我们设计压辊每转一圈恰好剥一颗豆子，因此其转速为81 。2

33、）分配各级传动比取V带传动的传动比=5.62，则其余几对齿轮传动比以此如下： 3.2.4 计算传动装置的运动和动力参数1）各轴的转数电动机轴为0轴，大带轮轴为I轴，凸轮轴为II轴，过度齿轮轴为III轴，轧辊轴为IV轴，各轴的转速为 2）各轴的输入功率 按照电动机的额定功率计算各轴的输入功率，即式中，为从电动机至压辊之间各传动机构的效率。由机械设计手册可查得：V带传动；圆柱齿轮传动，3）各轴的转矩 将以上计算结果整理后列于下表，供以后设计计算时使用。项目功率(kw)转矩T(Nm )转速n(r/min)传动比i效率电动机轴0.757.879105.620.99轴0.7343.031620.966轴

34、0.70247.6270.961轴0.67237270.960.33轴0.6475.46810.96第4章 传动系统技术设计4.1齿轮的设计与计算4.1.1齿轮3与齿轮4的设计1选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数1） 根据本次设计剥豆机的实际情况，选用直齿圆柱齿轮传动。2） 剥豆机为一般工作机械，速度不高，故选用7级精度（GB 10095-88）.3） 材料选择。由于剥豆机的功率不是很高，故由表10-1选择齿轮3材料为HT350,硬度为240HBS，齿轮4材料为HT250，硬度为200 HBS，二者材料硬度差为40HBS。4） 选择齿轮3的齿数Z3=17，齿轮4齿数。2按齿面接触强度设计由设计

35、计算公式（10-9a）进行计算，即 1） 确定公式内的各计算数值2） 试选载荷系数Kt=1.2.3） 计算小齿轮传递的转矩。 4） 由表10-7选取齿宽系数。5） 由表10-6查得材料的弹性影响系数。6） 由图10-21d按齿面硬度查得齿轮3的接触疲劳强度极限；齿轮4的接触疲劳强度极限。7） 由式10-13计算应力循环次数。8）由图10-19取接触疲劳寿命系数。9）计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数S=1，由式（10-12）得(1) 计算1）试算齿轮3分度圆直径,带入中较小的值。2）计算圆周速度v。3）计算尺宽。4)计算尺宽与齿高之比模数 齿高 5） 计算载荷系数根据V=0.4m/

36、s，7级精度，由图10-8查得动载系数=1.05直齿轮，；由表10-2查得使用系数；由表10-4用插值法查得7级精度，齿轮3相对支承非对称布置时，。由，查图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（10-10a）得7） 计算模数m。3按齿根弯曲强度设计由式（10-5）得弯曲强度的设计公式为 （1）确定公式内的各计算数值1）由图10-20a查得齿轮3的弯曲疲劳强度极限；齿轮4的弯曲强度极限；2）由图10-18取弯曲疲劳寿命系数，；3）计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数，由式（10-12）得4）计算载荷系数。5）查取齿形系数。由表10-5查得 ； 6） 查取应

37、力校正系数。由表10-5查得 ； 7） 计算轮3，轮4的并加以比较。轮3的数值大。（2）设计计算对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲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，可取由弯曲强度算得的模数2.4并就近圆整为标准值m=2.5mm,按接触强度算得的分度圆直径=50.316mm，算出齿轮3齿数 齿轮4的齿数 这样设计出来的齿轮传动，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。4 几何尺寸计算（1）计算分度圆直径 （2）计算中心

38、距（3）计算齿轮宽度取， 5结构设计及绘制齿轮零件图齿轮3的齿顶圆直径小于160mm，所以做成实心结构。齿轮4的齿顶圆直径大于160mm，而又小于500mm，因此采用腹板式。下面绘出齿轮4的形状草图如图4.1图4.1齿轮4的草图4.1.2齿轮5设计1）材料的选择。由表10-1选择齿轮5材料为HT250，硬度为200 HBS。 2）计算齿轮5的模数由于齿轮5为一个连接齿轮4和齿轮6的过度齿轮，根据正确啮合的条件，齿轮4、齿轮5以及齿轮6的压力角和模数必须分别相等这样才可保证这三个齿轮能够顺利的啮合传动。又由于在上一节里面已经求出了齿轮4的模数为m=2.5mm，所以齿轮5的模数也应为2.5mm。3

39、）计算齿轮5的齿数4）计算分度圆直径5）计算中心距6）计算齿轮的尺宽7）结构设计及绘制齿轮零件图齿轮5的机构和尺寸与齿轮4的完全相同，参照图4.14.1.3齿轮6与齿轮7的设计1）选择的材料。由表10-1选择齿轮6与齿轮7的材料为HT350,硬度为240HBS。2）计算齿轮的模数由于齿轮6和齿轮7均为连接压辊的齿轮，它们要带动压辊的转动，所以它们的转速和外形尺寸应该设计为完全一样，这样才可以保证挤压脱皮的顺利进行。于是在这里我们把齿轮6和齿轮7一起设计。同理根据正确啮合的条件，齿轮6做为连接齿冷5和齿轮7的过渡齿轮，为了保证啮合的平稳，这三个齿轮的模数和压力角应该分别一样才行。故有 3）计算齿

40、轮的齿数 4）计算分度圆直径5）计算中心距6）计算齿轮的尺宽7）结构设计及绘制齿轮零件图由于齿轮6和齿轮7的齿顶圆直径都小于160mm，故都做成实心结构的齿轮。4.1.4齿轮5与齿轮6的强度校核1.按齿面接触强度校核由计算公式（10-9a）进行试算，即（1）确定公式内的各计算数值1）试选载荷系数Kt=1.2.2)计算齿轮5传递的转矩。 3)由表10-7选取齿宽系数。4)由表10-6查得材料的弹性影响系数。5)由图10-21d按齿面硬度查得齿轮5的接触疲劳强度极限；齿轮4的接触疲劳强度极限。6)由式10-13计算应力循环次数。（2）校核计算1）由图10-19取接触疲劳寿命系数。2）计算接触疲劳许

41、用应力取失效概率为1%，安全系数S=1，由式（10-12）得3）按以上数据带入式（10-9a）得出齿轮5和齿轮6的实际接触疲劳应力故，因此按照齿面接触强度校核齿轮5和齿轮6是安全的。3.按齿根弯曲强度校核由式（10-5）得弯曲强度的校核公式为 （1）确定公式内的各计算数值1）计算载荷系数。2）查取齿形系数。由表10-5查得 ； 3）查取应力校正系数。由表10-5查得 ； （2）校核计算1）由图10-20c查得齿轮5的弯曲疲劳强度极限；齿轮4的弯曲强度极限；2）由图10-18取弯曲疲劳寿命系数，；3）计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数，由式（10-12）得4）按以上数据带入式（10-5）得

42、出齿轮5和齿轮6的实际齿根弯曲应力故，因此按照齿根弯曲强度校核齿轮5和齿轮6是安全的。将以上计算结果整理后列于下表，供以后设计计算时使用表4.1 齿轮的参数项目齿轮3齿轮4齿轮5齿轮6齿轮7压辊模数2.52.52.52.52.5-齿数201201204040-直径50300300100100954.2剥豆机外部V带的设计4.2.1已知条件和设计内容设计V带传动时的已知条件包括；带传动的工作条件；传动位置与总体尺寸限制；所需传递的额定功率P；小带轮的转速n1；大带轮转速n2或传动比i。设计内容包括选择带的型号、确定基准长度、根数、中心距、带轮的材料、基准直径以及结构尺寸、初拉力和压轴力、张紧装置

43、等。4.2.2设计步骤和方法1.确定计算功率由表8-7查得工作情况系数，故 2选择V带的带型根据、由图8-11选用A型。3确定带轮的基准直径并验算带速1）初选小带轮的基准直径。由表8-6和表8-8，取小带轮的基准直径。2）验算带速。按式（8-13）验算带的速度 因为，故带速合适。3）计算大带轮的基准直径。根据式（8-15a），计算大带轮的基准直径 根据表8-8，圆整为。4确定V带的中心距和基准长度1）根据式（8-20），初定中心距。2）由式（8-22）计算带轮所需的基准长度 由表8-2选带的基准长度。3）按式（8-23）计算实际中心距。 中心距的变化范围为324400mm。5验算小带轮上的包角

44、 6.计算带的根数z1)计算单根V带的额定功率。由和，查表8-4a得。根据，和Z型带，查表8=4b得。查表8-5得，查8-2得，于是2）计算V带的根数z。 取6根。7.计算单根V带的初拉力的最小值由表8-3得Z型带的单位长度质量，所以应使带的实际初拉力。8.计算压轴力压轴力的最小值为9.V带轮的设计1）带轮的材料常用带轮的材料为HT150或HT200.转速较高时可采用铸钢或用钢板冲压后焊接而成。小功率时可以采用铸铝或塑料。就本次设计的剥豆机，其功率较小，而且传递的载荷较小，故可以选HT150带轮的材料。2）带轮的结构形式V带轮由轮缘、轮辐和轮毂组成。根据轮辐结构的不同，V带轮可以分为实心式、腹

45、板式、孔板式、椭圆轮辐式。对于小带轮由于（为实际安装带轮的轴的直径），可采用实心式。对于大带轮由于。可采用腹板式。下面绘出小带轮和大带轮的结构草图图4.2小带轮的结构设计草图图4.3大带轮的结构设计草图3）V带轮的轮槽V带轮的轮槽与所选用的V带的型号想对应，现将其草图和尺寸列如下 图4.4 V带轮的轮槽截面图槽型bdhaminhfminefminddA11.02.758.715+0.391004）V带轮的技术要求铸造的带轮在轮、腹板、轮辐及轮毂上不允许有砂眼、裂缝、缩孔及气泡；铸造带轮在不提高内部应力的前提下，允许对轮缘、凸台、腹板及轮毂的表面缺陷进行修补。4.3轴的设计与校核4.3.1轴I的

46、设计与校核1.轴的结构设计轴的结构设计包括定出轴的合理外形和全部结构尺寸。第一要拟定轴上零件的装配方案；第二要完成轴上零件的定位；第三要定出各轴段的直径和长度。对于轴1的设计首先从齿轮3的安装开始，由于齿轮3的直径过小，所以我们把它直接加工在轴上，做成齿轮轴，齿轮3的齿顶圆直径为55mm，在齿轮3的左侧轴段要装轴承，根据尺寸上的要求选择了深沟球轴承6028，因此这段轴径定为40mm。在齿轮3的右侧要装一个不完全齿轮，因此在不完全齿轮和齿轮3中间要加工一个长为10mm的轴肩，其轴径可以根据结构设计；安装不完全齿轮的这段轴可以按照不完全齿轮的孔径及其轮毂宽度来设计，轴长度应该略短于不完全齿轮的轮毂

47、宽度，这样可以便于套筒对其进行轴向定位。接下来的这段轴要安装轴承，由于轴的两端轴承必须一样，因此这段轴的轴径定位为40mm，又由于在这段轴的上方还需要安装一个平带传动，因此从各个构件的安装位置来考虑，这段轴要比较长，这里选为80mm；下段轴要安装轴承盖，因此按照机械设计课本里的设计原则，定这段轴的长度为50mm，轴径为38mm；最后一段轴在剥豆机的箱体外部，其上要接V带的带轮，因此其长度和轴径按照大带轮来设计，其长度为50mm，轴径为35mm；对于两个键槽可以按照机械设计课程设计书上的根据此段轴径的大小来设计键的公称尺寸，其长度可以根据这段轴的长度和键的长度系列来定。对于剥豆机中所有轴的材料均

48、采用40Cr，调质处理。下面给出轴I的结构方案草图。图4.5 轴I的结构图2轴的强度校核由于不完全齿轮的啮合是断断续续的，所以在对轴1的校核中我们采用一个简化算法，即不记不完全齿轮，而只算齿轮3对轴的影响。1）轴的弯矩计算由于轴I作为输入轴其转速最大，故只对轴I进行校核计算。轴I的支承跨距L=80+55+10+40+50-18=217mm。由轴结构图4.2和弯距的计算得出截面B是轴的危险截面，根据受力图绘出轴的弯矩、扭矩图和当量弯矩图4.3。B面受力分析： a) 转矩：T43.03 Nmm b) 直径：已知d=50mmc) 求圆周力: d) 求径向力: e) 求支反力：RV1 、 RV2 、

49、RH1 、 RH2 RV1342.1N RV2284.4N RH1939.9N RH2781.3Nf)弯矩： MH=9.258104 N.mm MV= 3.3697104 Nmmg)总弯矩： Nmmh)扭矩： Nmm （取） i) 计算当量弯矩： Nmm图4.6轴I的载荷分析图将上述结果列表4.2： 表4.2 轴弯扭距计算结果载荷水平面H垂直面支反力R(N)RH1= 939.9N RH2=781.3NRV1=342.1N RV2284.4N弯矩M(Nmm) MH=9.258104 N.mm MV= 3.3697104 Nmm总弯矩(Nmm)M9.851104Nmm扭矩T(Nmm)T25.818

50、Nmm当量弯矩McaMca9.852104 Nmm MPa -1=70MPa，因-1=70MPa，所以安全。3轴的疲劳强度校核1) 确定危险截面因截面两端所受的扭矩和弯矩比、处小，所以截面、 、无需校核。安装不完全齿轮的截面虽然应力最大，但应力集中不大（过盈配合及键槽引起的应力集中均在两端），而且此处轴径比较大，故此截面也不需要校核。截面处虽受力很大，但应力集中明显较截面小，轴径也比截面大，所以截面不需校核。2）截面左侧a抗弯截面系数：mm3b抗扭截面系数：mm3c左侧弯矩：d扭矩： T43.03 e弯曲应力：MPaf剪切应力：MPag轴材为40，调质处理。由表15-1及附表3-2查得： 应力

51、集中系数：（ 插值）材料敏感系数： 尺寸系数： 轴表面质量系数： 轴未经表面强化处理： 材料特征系数， 则： 故安全。2）截面右侧a抗弯截面系数： mm3b抗扭截面系数： mm3c右侧弯矩： d扭矩： T43.03 e弯曲应力： MPaf剪切应力： MPag由附表3-8用插值法求出，并取，于是得， h轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数：i轴IV右截面处的安全系数为： 则： 故安全。因在传动时无较大的瞬间过载和严重的应力循环不对称，故无须静强度校核。4.3.2轴II的设计图4.7 轴II的结构图从轴的左端向右边看，第一段是安装深沟球轴承6208，其长度是根据轴上需要安装的各零件的位置要求而定的，第二段轴是安装凸轮的，其长度和轴径是根据凸轮的孔和轮毂来定的，第三段式轴肩，其长度按原则定为10mm，轴肩定位5mm,第四段是安装齿轮4，这段轴的长度和直径也是根据齿轮4的孔和轮毂长度来定的，第五段轴的轴径要安装轴承，因此其值和第一段一样为40mm,其长度根据轴I的长度来定。4.3.3轴I