毕业设计（论文）-花生剥壳分离机设计

1、花生剥壳分离机设计 摘 要：碎壳损伤是影响花生籽粒品质的重要因素之一，本文通过对滚筒栅条式花生脱壳机构、钢齿双辊筒式花生脱壳装置与锥体式花生剥壳机构的机构设计进行分析研究，通过对各种不同花生去壳机的分析比较，确定并设计出滚筒式花生剥壳分离机的设计方案，对传动及重要机构进行必要的计算和说明。 关键词：花生籽粒; 辊轮; 双辊筒式; 分离全套图纸加V信 sheji1120或扣 3346389411Design of Peanut Shelling and Separating Device Abstract: The impact of broken peanut shells injury is

2、 an important factor in grain quality, the paper type through the peanut shelling drum Rack bodies, steel tooth double cylindrical drum device and the cone-type peanut shelling peanut sheller analysis of mechanism design agency Research and Experimental Research by institutions shelling shelling aga

3、inst the three kinds of performance comparison, for us to further understand the basic principles of shelling peanuts, peanut injury for the design of new low-shelling machine provides a useful reference.Key words: peanut seeds; trash rack roller-type; steel tooth double cylindrical drum; cone type1

4、. 前言1.1花生脱壳机的简介 我国花生脱壳机的研制自1965年原八机部下达花生脱壳机的研制课题以来，已有几十种花生脱壳机问世。只进行单一脱壳功能的花生脱壳机结构简单，价格便宜，以小型家用为主的花生脱壳机在我国一些地区广泛应用，能够完成脱壳、分离、清选和分级功能的较大型花生脱壳机在一些大批量花生加工的企业中应用较为普遍。国内现有的花生脱壳机种类很多，如6BH一60型花生剥壳机、6BH一20B型花生剥壳机、6BH一20型花生脱壳机等，其作业效率为人工作业效率的2O60倍。花生脱壳机就是通过高速旋转的机体，把花生外壳脱掉，而且保持花生完整的机器。要求：1、脱壳干净、生产率高，对有清选装置的脱壳机，

5、还要求有较高的清洁度。2、损失率低、破碎率小。3、结构简单，使用可靠，调整方便，功率消耗少，有一定的通用性，能脱多种作物，以提高机具的利用率。4、对花生(皮果)的要求。花生干湿适宜，太干则破碎率高，太湿则影响工作效率。农村储存的花生(皮果)一般较干，为使其干湿适宜可采用下列方法。、冬季脱壳，脱壳前用10千克左右的温水均匀喷洒在50千克皮果上，并用塑料薄膜覆盖10小时左右，然后再在阳光下晾晒1小时左右即可开始脱壳，其他季节用塑料薄膜覆盖的时间为6小时左右，其余相同。、可将较干的花生(皮果)浸在大水池内，浸后立即捞出并用塑料薄膜覆盖1天左右，再在阳光下晾晒，待干湿适宜后开始脱壳。5、对电压的要求及

6、工作场所的选择。单相电动机要正常工作，电压需达到其额定电压。农村一般一个村庄只有一个变压器，而户户又分散，加之所用电线及电路不很标准，致使离变压器较远的用户电压不足，因此，工作场所应选择离变压器较近的地方。1.2 花生脱壳机的工作原理花生脱壳机有机架、风扇、转子、单相电机、入料斗、震动筛、三角带轮及其传动三角带等组成。机具正常运转后，将花生定量、均匀、连续地投入进料斗，花生在转子的反复打击、摩擦、碰撞作用下，花生壳破碎。花生粒及破碎的花生壳在转子的旋转风压及打击下，通过筛板，这时，花生壳、粒受到旋转风扇的吹力作用，重量轻的花生壳被吹出机体外，花生粒通过风机的筛选达到清选的目的。2. 花生剥壳机

7、设计方案比较花生剥壳的原理很多，因此产生了很多种不同的花生剥壳机械。花生剥壳部件是花生剥壳机的关键工作部件，剥壳部件的技术水平决定了机具作业刚花生仁破碎率、花生果一次剥净率及生产效率等重要的经济指标。在目前的生产销售中，花生仁破碎率是社会最为关心的主要指标。为了降低破碎率而探讨新的剥壳原理，研制新式剥壳部件，便成为花生剥壳机械的重要研究课题。从六十年代初，开始在我国出现了封闭式纹杆滚筒，栅条凹板式花生剥壳机。自1983年以来，在已有的花生剥壳部件的研制基础上，我国又相继研制了多种不同结构型式的新式剥壳部件，其主要经济技术指标，特别是破壳率指标大有改善。以下介绍一下我国上个世纪几种主要的花生剥壳

8、原理21 撞击脱壳法撞击法脱壳是籽粒高速运动时突然受阻而受到冲击力，使外壳破碎而实现脱壳的目的。其典型设备为由高速回转甩料盘及固定在甩料盘周围的粗糙壁板组成的离心脱壳机。甩料盘使籽粒产生一个较大的离心力撞击壁面，只要撞击力足够大，籽粒外壳就会产生较大的变形，进而形成裂缝。当籽粒离开壁面时，由于外壳和籽仁具有不同的弹性变形而产生不同的运动速度，籽仁所受到的弹性力较小，运动速度也不如外壳，阻止了外壳迅速向外移动而使其在裂缝处裂开，从而实现籽粒的脱壳。撞击脱壳法适合于仁壳间结合力小，仁壳间隙较大且外壳较脆的籽粒，如葵花籽、甜荞麦等。影响离心式脱壳机脱壳质量的因素有：籽粒的水分含量、甩料盘的转速、甩料

9、盘的结构等。2.2碾搓脱壳法 籽粒在固定磨片和运动着的磨片间受到强烈的碾搓作用，使籽料的外壳被撕裂而实现脱壳。其典型的设备为由一个固定圆盘和一个转动圆盘组成的圆盘剥壳机。籽粒经进料口进入定磨片和动磨的间隙中，动磨片转动的离心力使籽粒沿径向向外运动，也使籽粒与定磨间产生方向相反的摩擦力；同时，磨片上的牙齿不断对外壳进行切裂，在摩擦力与剪切力的共同作用下使外壳产生裂纹直至破裂，并与籽仁脱离，达到脱壳的目的。其影响因素有：籽粒的水分含量、圆盘的直经、转速高低、磨片之间工作间隙的大小、磨片上槽纹的形状和籽粒的均匀度等。2.3剪切脱壳法籽粒在固定刀架和转鼓间受到相对运动着的刀板的剪切力的作用，外壳被切裂

10、并打开， 实现外壳与籽仁的分离。其典型设备为由刀板转鼓和刀板座为主要工作部件的刀板剥壳机。在刀板转鼓和刀板座上均装有刀板，刀板座呈凹形，带有调节机构，可根据籽颗粒的大小调节刀板座与刀板转鼓之间的间隙。当刀板转鼓旋转时，与刀板之间产生剪切作用，使物料外壳破裂和脱落。主要适用于棉籽，特别是带绒棉籽的剥壳，剥壳效果较好。由于其工作面较小，故易发生漏籽现象，重剥率较高。影响因素有：原料水分含量、转鼓转速的高低、刀板之间的间隙大小等。2.4挤压脱壳法挤压法脱壳是靠一对直径相同转动方向相反，转速相等的圆柱辊，调整到适当间隙，使籽粒通过间隙时受到辊的挤压而破壳。其典型设备是对辊式杏核脱壳机。籽粒能否顺利地进

11、入两挤压辊的间隙，取决于挤压辊及与籽粒接触的情况。要使籽粒在两挤压辊间被挤压破壳，籽粒首先必须被夹住，然后被卷入两辊间隙被挤压破壳。当籽粒质量较小可以忽略时，在： a <，a为啮入角，为挤压辊与籽粒表面间的摩擦角。此式为挤压辊夹住籽粒的条件。两挤压辊间的间隙大小是影响籽粒破碎率和脱壳率高低的重要因素。辊式剥壳机适合于具有较坚硬壳的物料的剥壳。2.5摩擦脱壳法对于粒重较大的物粒颗粒,可采用直接接触法脱壳,而对于粒重较小的物粒颗粒，即使是调节间隙也不能使物料与设备都直接接触,如谷物等。其脱壳去皮是采用碾米机。碾米机的核心部分是碾白室。糙米进入碾白室，主要靠米粒与米粒间、米粒与米机构间(铁辊、

12、米筛、米机盖、米刀)间的擦离作用剥离米皮。2.6搓撕脱壳法搓撕法脱壳是利用相对转动的橡胶辊筒对籽粒进行搓撕作用而进行脱壳的。两只胶辊水平放置，分别以不同转速相对转动，辊面之间存在一定的线速差，橡胶辊具有一定的弹性。其摩擦系数较大。籽粒进入胶辊工作区时，与两辊面相接触，如果此时籽粒符合被辊子啮入的条件，即啮入角小于摩擦角，就能顺利进入两辊间。此时籽粒在被拉入辊间的同时，受到两个不同方向的摩擦力的撕搓作用；另外，籽粒又受到两辊面的法向挤压力的作用，当籽粒到达辊子中心连线附近时法向挤压力最大，籽粒受压产生弹性塑性变形，此时籽粒的外壳也将在挤压作用下破裂，在上述相反方向撕搓力的作用下完成脱壳过程。影响

13、脱壳性能的因素有：线速差、胶压辊的硬度、轧入角、轧辊半径、轧辊间间隙等。3剥壳方案的分析和确定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

14、，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脱壳原理示意图。图1花生脱剥壳机原理示意图Figure 1 Schematic of peanut shelling如图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及风机的作用下做往复运动，花生壳就被过滤掉，花生仁从振动筛的左边流走

15、。花生壳往复过程中受到风机10的作用，只要控制好送风量，花生壳和粉尘就被吹走，得到清洁的花生米。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。振动筛是筛选的重要零件。风机主要要确定其送

16、风量，来保证清选的有效。综合以上分析，画出花生脱壳机装配简图如图2。图2 花生脱壳机装配简图Figure2 Diagram of device peanut shelling4结构设计双辊花生脱壳装置的（如下图所示)由机架、双辊筒、输送板、进料斗、动力输入装置、扭矩测试装置等组成。其核心部件为双辊筒及动力输入装置。花生果从进料斗喂入，进入旋转的双辊筒轧距上方，并以慢辊转速喂入，在快辊的挤压、撕搓下脱壳。脱壳后的花生由输送板送出。电动机为调速电机，可以调节双辊筒的转速。动力传动部分由电机和带传动组成。图3 双辊筒花生脱壳装置的简图Figure3 Diagram of double-roll de

17、vice peanut sheller4.1材料的分机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。5.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

18、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。表1脱壳辊相关参数Table1 Husking roll related parameters项目代号参数值快辊直径dk350mm慢辊直径dm350mm快辊转速nk350r/min慢辊转速nm250r/min快慢辊长度l500mm脱壳最小间隙lj10mm快慢辊速度差v01.5m/s花生所能提供的空间V=64.6×500×13=419900mm3每颗花生的体积，根据所做的花生尺寸统计数据Vi=15×15

19、5;45=10125mm3受力花生的颗数按照每颗花生受40N的切向力计算，沿辊切线方向的力 Ft=40k=40×42=1680N径向力按照每颗花生受60N计算，沿辊径向的力Fr=60k=60×42=2520N 那么，整个机器消耗在脱壳上的功率P1=Ft×v0=1680×1.5=2.5kW （1）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。参考手册机械课程设计手册2，选择Y系列封闭式笼型三相异步电动机电动机，其

20、型号及参数如表2。表2 主电机参数Table2 Motor Drive system型号额定功率/kW转速/( r/min)电流/ A效率/ %功率因数cosY160M1-84.07209.91840.73 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/ Nm2重量/kg2.02.06.00.7531186 剥壳装置设计6.1快慢辊皮带设计首先确定各参数的意义，方便以后的计算。如图4。图4 皮带轮示意图Figure4 Pulley sketches6.1.1 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=KA×P (2) kA

21、工作情况系数，据书机械设计3，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=1.1×1.25=1.36kW 查书机械设计3，选为A型带，为了保持一致性，整个带传动均采用A型带。 D1带轮的直径由书机械设计3，取为125mm。D2带轮直径为 D2=1-D1n1n2 （3） 带传动滑动率，根据书机械设计3，取为1%。 n1D1带轮的转速，此处为电机转速720r/min。 n2D2带轮的转速，此处为快速辊转速350r/min。 D2=1-1%×125×720350=254.6mm 取标准带轮直径D2=250mm D2带轮的实际

22、转速 n2=1-D1n1D2 (4) n2=1-1%×125×720250=356.4r/min 皮带的长度 L=Dm+2a+2a (4) DmDm=D1+D22=125+2502=187.5mm。 =D2-D12=250-1252=62.5mm。 a 初取中心距，据书机械设计3，取为500mm。 L=3.14×187.5+2×500+62.52500=1596.6mm 查书机械设计3，取标准带长Ld=1600mm。 则实际中心距 a=L-Dm4+14L-Dm2-82 (5) a=1600-3.14×187.54+141600-3.14

23、5;187.52-8×62.52 =501.7mmD1带轮包角 1=180°-D2-D1a×60° (6) 1=180°-250-125501.7×60° =165.1° 1=165.1°>120°，符合包角要求。 带速 v=D1n160×1000 (6) v=3.14×125×72060×1000 =4.71m/s 传动比 i=n1n2 (7) n2为 356.4r/min Ld=1600mm a=501.7mm1>120°，符合包

24、角要求。 i=720356.4=2.02 V带根数 z=PcP0+P0kkl (7) P0单根V带传递的功率，由书机械设计3，取为1.56。 P0单根V带传递的功率增量，由书机械设计3，取为0.09。 k包角系数，由书机械设计3，取为0.96。 kl包角系数，由书机械设计3，取为0.99。 z=1.361.56+0.09×0.96×0.99=0.87 因此，只用1根V带就可以满足要求 张紧力 F0=500Pcvz2.5-kk+qv2 (8) qV带质量，由书机械设计3，取为0.10。 F0=500×1.364.71×12.5-0.960.96+0.1&#

25、215;4.712 =172.5N轴上的载荷 FQ=2zF0sin12 (9) FQ=2×1×172.5×sin165.1°2=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。6.1.2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-D1n1n3 (10)n3D3带轮的转速，此处为慢速辊转速250r/min。 D3=1-1%×125×720250=356.4mm 取标准带轮直径 D3=355mm。带根数 z=1FQ=342.1N D3=355mmD3带轮

26、的实际转速 n3=1-D1n1D3 (11) n3=1-1%×125×720355=251r/min 皮带的长度 L=Dm+2a+2a （12） DmDm=D1+D32=125+3552=240mm。 =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=3.14×240+2×600+1152600=1975mm 查书机械设计3，取标准带长Ld=2000mm。 则实际中心距 a=L-Dm4+14L-Dm2-82 (13) a=1600-3.14×2404+141600-3.14×2

27、402-8×1152 =612.4mm D1带轮包角 1=180°-D3-D1a×60° （14） 1=180°-355-125612.4×60° =157.5° 1=157.5°>120°，符合包角要求。 带速 v=D1n160×1000 （15） v=3.14×125×72060×1000 =4.71m/s 传动比 i=n1n3 n3为 251r/min Ld=2000mm a=612.4mm1>120°，符合包角要求。 i=72

28、0251=2.87 V带根数 z=PcP0+P0kkl (16) 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，由书机械设计3，取为1.56。 P0单根V带传递的功率增量，由书机械设计3，取为0.09。 k包角系数，由书机械设计3，取为0.95。 kl包角系数，由书机械设计3，取为1.06。 z=2.51.11+0.09×0.95×1.06=2.07 因此，选用2根V带就可以满足要求 张紧力 F0=500Pcvz2.5-kk+qv2 (17) F0=500×2.54.71×2

29、2.5-0.950.95+0.1×4.712 =218.7N轴上的载荷 FQ=2zF0sin12 (18) FQ=2×2×218.7×sin157.5°2=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。7 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

30、机械设计3，其硬度为229286HB，平均取258HB。带根数z=2 FQ=858N i=171 齿轮基本尺寸设计齿轮受到的转矩来自于慢辊，因此齿轮转矩 T=Ftdm2 (19) 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=1680×3502=294000Nmm许用接触应力 H=0.9Hlim (20) Hlim接触疲劳极限，由书机械设计3，为580MPa。 H=0.9×580=522MPa初步计算齿轮直径 d=Ad3TdH2u+1u AdAd值据书机械设计3，取82。 d齿宽系数，由书机械设计3，取0.6。 u 齿数比，由于传

31、动比为1，故齿数比也为1。 d=82×32940000.6×52221+11=125.6mm选取直径为d=128mm，则齿宽 b=dd b=0.6×128=76.8mm圆整后取齿宽b=77mm。圆周速度 v=dn60×1000 （21） n齿轮转速，与慢辊的转速一致，为251r/min。 v=3.14×128×25160×1000=1.68m/s 因此由书机械设计3,选8级精度。闭式软齿面传动齿数宜为2040，此处初选齿数为30，则模数 m=dz m=12830=4.26 （22）选取标准模数m=4，则齿数 z=dm=128

32、4=327.2齿轮接触疲劳强度校核齿轮受到的切向力 Ft=Td Ft=294000128=2296.9N （23）验算 KAFtb （24）KA使用系数，据书机械设计3，选1.25。 KAFtb=1.25×2296.977=37.3N/m<100N/m因此查书机械设计3，齿间载荷分配系数 KH=1Z2 (25)z接触疲劳强度重合度系数 Z=4-3 （26）端面重合度 =1.88-3.21z1+1z2 =1.88-3.2132+132=1.68则接触疲劳强度重合度系数 Z=4-1.683=0.88那么齿间载荷分配系数 KH=10.882=1.29齿向载荷分配系数由书机械设计3得K

33、H=A+B1+0.6bd2bd2 （27） A、B由书机械设计3，分别取为1.09和0.16。KH=1.09+0.161+0.6771282771282 =1.22载荷系数 K=KAKVKHKH （28）KV动载系数，由书机械设计3，取KV=1.05。 K=1.25×1.05×1.29×1.17=1.98许用接触应力 H=HlimZNSHmin （29）ZN 接触寿命系数，由于无特殊要求，由书机械设计3，取为1.3。SHmin接触最小安全系数，由书机械设计3，取为1.02。 H=580×1.31.02=739.2MPa实际接触应力 H=ZEZHZ2KTb

34、d2u+1u （30）ZE弹性系数，由书机械设计3，取为189.8MPa。ZH节点区域系数，由书机械设计3，应取为2.5。 H=189.8×2.5×0.88×2×1.98×29400077×12821+11 =567.3MPaH=567.3MPa<H=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。7.3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机械设计3得 KF=1Y （31）Y弯曲强度重合度系数 Y=0.

35、25+0.75 Y=0.25+0.751.68=0.7那么弯曲疲劳强度的齿间载荷分配系数 KF=10.7=1.44验算齿宽与全齿高之比 bh=772.25×4=8.56因此弯曲疲劳强度的齿向载荷分配系数由书机械设计3，取KF=1.15。载荷系数 K =KAKVKFKF （32）K =1.25×1.05×1.44×1.15=2.17许用弯曲应力 F=FlimYNYXSFmin （33）Flim弯曲疲劳极限，由书机械设计3，取为450MPa。YN 弯曲寿命系数，由书机械设计3，取为1.15。YX 尺寸系数，由书机械设计3，取为1。SFmin 弯曲最小安全系数

36、，由书机械设计3，取为1.25。 F=450×1.15×11.25=414MPa实际弯曲应力 F=2KTbdmYFaYSaY （34）YFa齿形系数，由书机械设计3，取为1.25。YSa应力修正系数，由书机械设计3，取为1.63。 F=2×2.17×29400077×128×4×2.53×1.63×0.7 =93MPaF=93MPa<F=414MPa，故弯曲疲劳强度校核合格。5.4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3。换向齿轮参数表3 换向齿轮参数Table

37、3 The reversing gear parameters 名称符号公式数值mm齿数z32分度圆直径dd=mz128齿顶高haha=ha*m4齿根高hfhf=ha*+c*m5齿顶圆直径dada=d+2ha136齿根圆直径dfdf=d-2hf118中心距aa=12mz1+z2256孔径d055齿宽b778 清选装置设计花生经过箱体内的剥壳过程后，将由此装置对其进行壳仁分离，分离的基本原理是利用花生壳与花生仁的重量及受力面积的不同，用气流对其进行分离。重量稍重的不被气流吹走，直接下落到花生仁收集通道，而重量较轻的花生壳将被风机吹来的气流带入到花生壳收集通道。具体结构见装配图。8.1风机及装置选

38、择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。去壳后，花生和花生壳的混合物就落在振动筛上，振动筛在振动筛曲轴及风机的作用下做往复运动，花生壳就被过滤掉，花生仁从振动筛的左边流走。花生壳往复过程中受到风机的作用，只要控制好送风量，花生壳和粉尘就被吹走，得到清洁的花生米。清选装置包括振动筛和一个有独立电机的风机，由于清选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。振动筛主要参数如表4。表4 振动筛相关参数Table4 Vibrating screen related pa

39、rameters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130 mm短吊杆长度120 mm吊杆间距280mm振动筛尺寸490mm×290mm风扇电动机选择分马力异步电动机CO2-7114，其参数如表表5 筛选风扇参数表Table5 Filter fan parameter table型号功率/W电流/ A电压/ V频率/ Hz转速/( r/min)CO2-71141201.88220501400 效率/%功率因数启动转矩/额定转矩启动电流/A最大转矩/额定转矩500.58391.8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

40、到较好的清选效果。8.2 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。 D5带轮直径为D5=1-D4n4n5 （35） n5D5带轮的转速，此处为振动筛曲轴转速220r/min。D5=1-1%×125×251220=141.2mm 取标准带轮直径D5=150mm。 D3带轮的实际转速n5=1-D4n4D5 (35)n3=1-1%×125×251150=209.2r/min 皮带的长度L=Dm+2a+2a DmDm=D4+D52=125+1502=137.5mm。

41、 =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=3.14×137.5+2×600+12.52600=1632.2mm 查书机械设计3，取标准带长Ld=1800mm。 则实际中心距a=L-Dm4+14L-Dm2-82 (36)a=1800-3.14×137.54+141800-3.14×137.52-8×12.52 =683.9mm D1带轮包角1=180°-D5-D4a×60°1=180°-250-125612.4×60°=

42、177.8° 1=177.8°<120°，1<120°，符合包角要求。 带速v=D4n460×1000 (37)v=3.14×125×25160×1000 =1.64m/s 传动比i=n4n5 i=251209.2=1.2 (38)V带根数z=PcP0+P0kkl (39) 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，由书机械设计3，取为0.94。 P0单根V带传递的功率增量，由书机械设计3，取为0.04。 k包角系数，由书机械设计3，取为0.99。 kl包角系数，由书机械

43、设计3，取为1.01。z=10.94+0.09×0.99×1.01=1.02 因此，选用1根V带就可以满足要求 张紧力F0=500Pcvz2.5-kk+qv2 (40)F0=500×11.64×12.5-0.990.99+0.1×1.642 =465.3N轴上的载荷FQ=2zF0sin12 (41)FQ=2×1×465.3×sin177.8°2=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。9 轴的设计9.1 慢速辊轴设计辊

44、轮转动是花生脱壳的主要设计部件，辊轮轴选用直轴中的阶梯轴。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。当轴的支承距离未定时，无法由强度确定轴径，要用初步估算的办法，即按纯扭矩并降低许用扭转切应力确定轴径d，参考文献18计算公式：dA （22）式中： P-表示轴所传递的功率，KW； n-表示轴的转速，；A-表示由轴的许用切应力所确定的系数。 （23） （24） （25）根据上述公式，确定轴的最小直径选取轴的材料为45钢，调质处理，根据表3，取A=110，于是得：9.1.1 轴的结构设计轴上零件拟定装配图如

45、图4。图4 慢辊轴示意图Figure4 Slow roll shaft assembly drawing1轴段，安装深沟球轴承，尺寸为故d-=45mm，l-=21mm。2轴段，为轴承定位，直径为51，为了保持齿轮与壳体之间的间隙，l-=30mm。齿轮处用弹性挡圈定位，查手册机械课程设计手册2选用：3段轴径为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。直径55mm,长550mm4轴段，为齿轮定位，根据定位要求，故取直径51mm, l-=12mm。5轴段，安装深沟球轴承，尺寸为故d-=45mm，l-=21mm。查阅书机械设计3，轴各处倒角或倒圆为1.2 mm。9.1.2轴的弯扭合成校核。轴在载荷作用下，将产生弯曲或扭转变形。轴的弯曲刚度以挠度或偏转