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摘 要
因為花生需求的增加導致了花生種植面積增加，花生產(chǎn)量也在逐年增加。市面上的花生深加工產(chǎn)品也越來越多，將花生剝殼后深加工提高產(chǎn)品附加值。所以市面上的花生剝殼機也是越來越多。機器也是層次不齊，市面上花生剝殼機普遍存在的穩(wěn)定性不好、不能適應條件不好環(huán)境和剝率較低等問題，所以設計了刮板式花生剝殼機。
根據(jù)花生剝殼機剝殼部件的轉速和功率，選擇了皮帶傳動，電動機。然后再根據(jù)刮板半徑設計轉軸、半柵篩、箱體等零部件; 本文首先介紹了剝殼機的國內發(fā)展現(xiàn)狀及研究意義。其次，本文確定了花生剝殼機的整體方案設計，以及介紹了剝殼機的分類和主要組成，以及現(xiàn)狀存在的問題。根據(jù)現(xiàn)狀問題確定了主體結構的設計和布置。然后，本文介紹了花生剝殼機主體結構詳細設計，其中包括帶輪，主軸，刮板，電動機，等具體設計和計算。圖文并茂的討論了傳動機構以及執(zhí)行機構的結構設計。最后對整體設計過程做出總結，分析了設計過程中遇到的問題，從設計過程中總結經(jīng)驗和教訓。
關鍵詞: 花生；花生剝殼機；剝殼機械化；刮板剝殼；三維建模
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Abstract
With the continuous development of peanut farming, peanut production increased year by year. Peanut processing products available in the market, more and more, the deep processing of peanut sheller higher value added products. So the market is more and more peanut sheller. Machine is uneven levels, poor stability of the market peanut sheller exist, can not meet the conditions of the poor environment and stripping rate and other issues, the design of the scraper peanut sheller.
According sheller parts speed and power, the choice of a belt drive, electromagnetic motor, based on the design speed and radius of the shaft, half grizzly, cabinet and other components; This paper describes the current situation of domestic development Sheller and significance. Peanut Sheller is from the hopper, the guide mechanism, broken shell body, transmission and other components, is relying on the material by its own gravity to form a top-down system of pipeline operations. Secondly, we determined the overall program design peanut sheller, and introduced the existing classification sheller and main components, and the status of the problem. Finalized the design and layout of the main structure. Then, the paper describes the main structure of the peanut sheller detailed design, including pulleys, spindle, scraper, motors, and other specific design and calculation. Comprehensive and detailed discussion of the structural design of the transmission mechanism and the actuator. Finally, make a summary of the overall design process, analyzes the problems encountered in the design process, summarize experiences and lessons learned from the design process.
Keywords: Peanut; peanut sheller; peel mechanization; scraper peel; dimensional modeling
目錄
目錄 1
1緒論 1
1.1課題提出的背景 1
1.2 花生脫殼機械的發(fā)展 1
1.3 花生脫殼機械的研究應用現(xiàn)狀 3
1.3.1 當前花生剝殼機使用的脫殼技術 3
1.3.2 新型脫殼技術 3
1.3.3 花生脫殼機械的工藝研究 4
1.3.4 花生脫殼機械存在的問題 4
1.4 花生脫殼機械研究重點 5
1.4.1 研究剝殼機械的常用性和適應性 5
1.4.2 提高花生機剝殼率,降低破損率 5
1.4.3 提高剝殼自動化程度 5
2 刮板式花生剝殼機的結構及工作原理 6
2.1 選擇刮板花生去殼機理由 6
2.2刮板式花生剝殼機主體結構 6
2.2.1破殼部分結構設計 7
2.2.2風機分離部分的設計 7
3 刮板式花生剝殼機關鍵部件結構設計 9
3.1設計前各項參數(shù)的確定 9
3.1.1 刮板的半徑及轉速確定 9
3．1．2 刮板所需功率計算 9
3.1.3可用傳動部件的分析 10
3.1.4可用傳動部件的選擇 10
3.1.5電動機的選擇 11
3.2 電機與軸之間的V帶傳動設計 13
3.2.1 V帶計算 13
3.2.2 V帶輪的設計 14
3.3主軸的設計及參數(shù)計算 16
3.4 軸承和鍵的選擇 19
3.4.1軸承的選擇 19
3.4.2鍵的選擇 20
3. 5刮板結構設計 20
3.6半柵篩的設計 21
3.7慣性篩分選系統(tǒng)設計 22
3.7.1慣性篩原理分析 22
3.7.2篩網(wǎng)運動部件結構 22
3.7.3、設計曲柄滑塊機構 22
3.7.3曲柄軸設計 24
3.7.4連桿設計 26
3.7.5慣性篩的曲柄軸與刮板軸間的V帶傳動設計 27
3.8篩網(wǎng) 29
3.9風機分離部分的設計 29
3.10 機架的模態(tài)分析 30
3.10.1 模態(tài)建立過程 30
3.10.2 模態(tài)分析 31
4 使用花生脫殼機的要求 35
4.1花生脫殼機操作方法與注意事項 35
4.2花生剝殼機的保存方法 35
5 總結 36
5.1 本文總結 36
5.2 設計遇到問題 36
參考文獻 37
1緒論
1.1課題提出的背景
花生含有大量的脂肪和蛋白質，它是我們日常生活當中最要的植物油來源之一。也是我們日常攝取植物植物蛋白重要來源。在平時的烘培食品當中，經(jīng)常含有使用花生或脫脂后花生餅粕蛋白質的使用。在我們日常的飲食和烹調當中可以起到原料或添加劑。現(xiàn)在我們把花生蛋白質作為原料或者食品添加劑不僅可以提高食品的蛋白質，還可以改變食物的味道和形態(tài)。日常的人造奶油、起酥油、色拉油、調和油等都是花生油重要組成?；ㄉ粌H經(jīng)過簡單加工就可食用，而且還可以加工成各種營養(yǎng)豐富、色香味俱全食品和營養(yǎng)品?；ㄉ庸こ筛碑a(chǎn)品產(chǎn)生的花生殼和花生餅粕可以用作飼料，提高花生的經(jīng)濟效益。
一般花生作為出口產(chǎn)品或深加工產(chǎn)品，都需要進行剝殼加工這道工序，花生在榨取花生油的時候，為了提高出油率。都會對花生去殼。傳統(tǒng)花生剝殼是手工剝殼，手工剝殼不僅效率低，而且手容易起水泡，長繭。因此在主產(chǎn)區(qū)的廣大農(nóng)民急需一種工具來代替他們手工剝殼。使花生生產(chǎn)地的農(nóng)民不必浪費勞動力用手工剝殼方式剝殼，提高花生剝殼的速度滿足需求。
花生剝殼機就是把花生的外殼利用擠壓剪切等方法把外殼去掉從而得到花生仁一種農(nóng)業(yè)機械。但是由于花生的物理特性決定花生不能再收獲的時候就發(fā)明一種機器把花生給去殼。只有花生的含水量降到一定程度的時候才能剝殼保證剝殼后花生質量，由于近幾年花生附加產(chǎn)品多，需求大，種植面積不斷增加。花生手工剝殼已經(jīng)無非滿足社會需要。實現(xiàn)花生剝殼機械自動化是一種大勢所趨，刻不容緩。
1.2 花生脫殼機械的發(fā)展
中國最早的花生剝殼機產(chǎn)生和研究可以追查到1965年原八部下達的花生剝殼機的課題研究，至此之后陸陸續(xù)續(xù)就有各式各樣的不同功能的花生剝殼機問世?？钍接邪üδ軉我坏幕ㄉ鷦儦C特點是結構簡單價格低，廣泛應用于家庭。具有剝殼、分離和清選功能等多種功能的的花生剝殼機特點是體積比較大，分級功能多,基本用于花生深加工企業(yè)。國產(chǎn)花生剝殼機的種類很多，比如6BH-60型、6BH-20B型等，其工作效率都可以達到為人工工作效率的2O到60倍以上。
接下來讓我介紹我國近幾年的花生剝殼產(chǎn)品:
1）封閉柵條凹板、紋桿滾筒式花生剝殼機
早期我國的花生剝殼機研發(fā)主要是借鑒國外已有的一些技術成果，在此基礎上研制出的有TH-340型的花生剝殼機，剝殼部分是將若干根紋桿鑲嵌到圓筒上來組成封閉式的紋桿滾筒，然后下面則由鋼條來組成的柵條形式的凹板。該機器的入料口比較大，出料口比較小。機器工作的時候，花生在滾筒的推動下有入口滾動到出口?；ㄉ跐L筒和凹板中收到了沖擊，擠壓下進行剝殼。因為花生主要受到揉搓的影響直接剝殼，所以花生的破損率比較高。同時為了將花生仁和未剝殼的花生分離開來，通常這種剝殼機構都需要一個分離裝置。所以在之后陸陸續(xù)續(xù)研制出TH-47O型和BH-570型等各種剝殼機都有比較的改進。
2）直立橡膠板與封閉的橡膠板滾筒組成的剝殼機
該機器的剝殼裝置是封閉膠輥和直立膠板，采用了擠壓的剝殼原理。機器運轉時，是膠輥讓花生移動，過程中通過間隙為5-20mm。由膠輥和膠板之間相互作用的擠壓作用下脫殼，這樣可以很好地避開了剝殼部件的揉搓作用,相同的破碎率就有所降低，但仍可在保持在5％以上。原因是由于直徑小的花生在還沒有剝殼的時候就已經(jīng)被分選出來了，所以剝殼的效率很低，只有30%左右。所以不得不在后面增設一個循環(huán)機構，以使花生在經(jīng)多次擠壓來提升脫殼率，但這樣機器結構就變得復雜、體型就變得很龐大。
3）開式的紋桿滾筒和編織凹板式花生剝殼機
剝殼機采用了編制的絲網(wǎng)來編制凹板和使用兩個金屬條紋桿組成的開式滾筒。作業(yè)時，滾筒的推動著花生前進，受執(zhí)行部件的擠壓揉搓來達到剝殼作用，該結構與封閉滾筒式是很不同的，花生主要是受到開式條紋滾筒的攪拌作用進行剝殼，但是有個弊端是這個力是柔性的。也因此破損率比較低，還只可控制在3%-5% 。但是他的剝凈率比較高，其原因是凹板是編制網(wǎng)孔凹板，在剝殼的時候只有直徑小于網(wǎng)孔的花生在沒有剝殼的情況下被分離出來。長果的花生則沒有別分離。
4）立式剝殼機械
立式的剝殼機是采用了由兩根扁鋼在條經(jīng)過焊接的情況下而制成立式的轉子，下面裝著用編織絲網(wǎng)而制成的具有編織平底篩網(wǎng)，在剝殼機內部，花生在立式的轉子的推動下進行相互的磨擦，因此花生就可以這樣剝殼了。該方法叫做柔性的揉搓法。經(jīng)過多次的實踐證明，該機對花生仁的破碎率很低，可以控制在3％以下的。但其所有的缺點就是因采用立式傳動則傳動機構是比較復雜的。
5）編織凹板滾筒與開式扁條滾筒組合而成的剝殼機
該機器用的是開式扁條滾筒（三根用剛制成扁條）和凹板結構（用編織絲網(wǎng)制成）。該機器在使用時候，是扁條推動花在其滾動行轉動，凹板與扁條形成活動層。花生在該運動層內進行著互相揉搓而使其達到剝殼作用。由于在該機構中，避開了剝殼部件擠壓沖擊的直接作用，使用該機器優(yōu)點是：避開了剝殼部件直接沖擊作用。是花生搓花生的作用，這樣花生破損率比較低屬于柔性剝殼。經(jīng)過實驗數(shù)據(jù)表明該機器破傷率(破碎率+損傷率)僅僅只有0.91。
1.3 花生脫殼機械的研究應用現(xiàn)狀
當前國內的花生剝殼機其的剝殼原理、材料和構造基本可分為擠壓、揉搓鋼紋桿-鋼柵條與凹板。打擊、揉搓為主的橡膠滾筒與橡膠浮動凹板兩大類。普遍存在脫殼質都不高情況，破損率大9%的情況。所以剝殼出來的花生一樣用于榨油。沒有達到出口貿易的標準?，F(xiàn)在主要是研究先進的脫殼原理來解決花生剝殼機現(xiàn)在存在主要問題的一種方法。
1.3.1 當前花生剝殼機使用的脫殼技術
當前花生脫殼機使用的脫殼技術分以下幾種。
①撞擊法脫殼：花生受到高速運轉的沖擊力的阻撓，導致花生殼產(chǎn)生破裂已達到破殼的目的。
②碾搓法脫殼：花生固定在定磨片上受到了來自動磨片碾搓的作用，導致花生外殼像是被外殼撕裂樣子可以實現(xiàn)脫殼。
③剪切法脫殼：花生固定在刀架上受到來至刀板的剪切力的作用，花生外殼瞬間被切裂打開，使花生和果仁能夠分開。
④擠壓法脫殼：在兩根輪轂中間放入花生，然后是兩個輪轂的轉速相同方向相反，期間在調整間隙。花生子在間隙收到旋轉擠壓的力使花生殼破裂。
⑤搓撕法脫殼：和擠壓脫殼有點相識是用橡膠輥筒進行搓撕作用進行脫殼
1.3.2 新型脫殼技術
①壓力膨脹法：首先用一定的壓力氣體沖入花生殼內，讓他們保持一段時間。當花生內外氣壓達到一致的時候。之后再瞬間卸壓，在內外平衡被打破的時候，殼體的氣壓因與外部差的作用下產(chǎn)生了巨大的爆破力而使得沖破殼體，從而使其達到脫殼的目的。
②真空法：它與壓力膨脹法相反，是把花生放在真空爆殼機里，然后加熱具有水分的花生到達一定程度的溫度時，再用真空泵抽吸?；ㄉ谖鼰嵬瑫r外殼的水分逐漸蒸發(fā)，其外殼的韌性和強度都在降低，但是它的脆性卻不斷在增加。在真空的作用殼外壓力也在下降，殼內的壓力還保持在較高的水平。當這樣保持到一定數(shù)值的時候，就會使外殼爆炸進行剝殼。
③激光法 使用激光切割每個花生的外殼。有數(shù)據(jù)表明，這個方法可以使花生達到100%的完整率。但是這個費用高昂，效率也不高等特點。所以不容易被使用。
1.3.3 花生脫殼機械的工藝研究
花生剝殼機我們除了在設備和原理研究外，我們也在研究剝殼工藝來提高花生剝殼的效率和剝殼質量，有以下兩種工藝。
分級處理：首先把花生按大小分級，在根據(jù)大小相同進行脫殼，可以提高脫殼率和減少破損率。
水分含量：花生果的含水量對剝殼質量有很大影響，通常花生殼含水率大，它的韌性比較大，也不容易搓破。但是花生的含水少，它剝殼的時候容易破損。所以要讓花生殼含水少而花生含水多一點。這樣有利于提高剝殼質量。也就是說讓外殼含水率低可以保證它具有最大脆性，仁不能因為水太少容易破裂，要讓仁有一定的水分。保證讓人有一定的塑性變形，減少人的破損率。
1.3.4 花生脫殼機械存在的問題
現(xiàn)在我國的花生剝殼機還是停留在90年代的階段。主要是資金投入不足，花生剝殼機的關鍵部件還是停留在以前水平。。所以基本上剝殼性能也沒有什么大的突破。因此機械剝殼對花生仁的損傷率都很高，用來作為種子的和長期保存的都用手工剝殼。機械剝殼主要存在幾點問題：① 脫殼率低，破損率大。② 性能不穩(wěn)定。③ 適應環(huán)境差④ 剝殼成本還是有點高。⑤ 沒有進行大規(guī)模的實驗，性能和商品還有待時間上考慮。
1.4 花生脫殼機械研究重點
從我過加入wto之后，剝殼機需求增多，導致國內外對花生剝殼機重視和研究，現(xiàn)在花生剝殼機存在問題，在以后發(fā)展中對花生剝殼機的生產(chǎn)產(chǎn)生的問題進行總結，不斷完善性能和功能。
1.4.1 研究剝殼機械的常用性和適應性
當前研究花生剝殼機的適應性和常用性是主要研究方向，現(xiàn)在的許多花生剝殼機專門針對一個地區(qū)或者專門的品種來設計，其通用性和兼容性比較差。所以提高花生剝殼機的通用性和兼容性可以通過更換重要部件就能對其他帶殼物料進行脫殼加工。研究通過更換重要部件就能滿足不同堅果脫殼需要，同時提高工藝水平，降低機器的生產(chǎn)成本。適應不同企業(yè)加工需求，如果花生剝殼機械能夠適應這種發(fā)展方向，可以影響該機械能否更好推廣。
1.4.2 提高花生機剝殼率,降低破損率
現(xiàn)在花生剝殼機均存在脫殼率和破損率的之間矛盾，怎么提高剝殼率，降低破損率一直都是剝殼機的關鍵技術。探討新的關鍵技術，提升結構的方便性。重點攻關這項關鍵技術可以影響花生剝殼機的發(fā)展前景。
1.4.3 提高剝殼自動化程度
和自動化方向發(fā)展的大多數(shù)機器仍然依賴于人工喂養(yǎng)和定位的自動控制，影響運行速度和運行質量，因此運動電氣，新技術等方面，進一步提高加工精度和運行速度，提高脫殼產(chǎn)品質量和效率，滿足加工企業(yè)的需求，增加國內外的市場占有率。
隨著人類社會發(fā)展，將有不斷有新的技術、結構、工藝不斷被研究出來。運用于花生剝殼機械當中。當液壓傳動技術、電子電力技術、等行業(yè)的發(fā)展。一些低效率的傳動和笨重材料將被淘汰。同時新的技術運用將會提高機械的運行效率，提高機械的使用時間，怎么使用這些新的技術運用到機械當中是我們當前研究的題目。
2 刮板式花生剝殼機的結構及工作原理
2.1 選擇刮板花生去殼機理由
由于當前花生剝殼機都存在性能不穩(wěn)定，脫殼率與破損率想矛盾，環(huán)境適應能力差通用性和利用率低等問題，所以設計了刮板式花生剝殼機，通過改進花生剝殼機的技術方案，使它的穩(wěn)定性和通用性利用率提高。
設計的刮板式花生去殼機具備撞擊法，碾搓法，剪切法和擠壓法的特點，所以脫殼效率很高，效果好.［1］
2.2刮板式花生剝殼機主體結構
刮板式花生脫殼機主要由進料箱脫殼轉軸部件（包括刮板架和刮板） 慣性篩、風機、電機、支 架、花生殼收集斗等組成。如圖2-1所示。
圖2-1
1剝殼箱 2.風機 3.花生仁出口 4.電機 5.機架 6.花生殼收集箱7.傳動裝置
運行過程是從上往下，從花生收集開始，花生進入剝殼箱。經(jīng)過刮板的擠壓和撞擊后才能進行剝殼，有些沒有被剝殼的花生留在柵格上面再次經(jīng)過刮板碾搓和擠壓進行剝殼。刮板和柵格間隙稱為剝殼間隙，剝殼間隙影響破碎率和生產(chǎn)率。半籠篩柵條與柵條間隙影響破碎率和脫凈率。把柵條做成半籠篩固定在剝殼箱內，剝殼后花生殼和花生仁經(jīng)過半籠篩下落，同時受到風機吹來的風，把花生殼吹到收集斗?；ㄉ突ㄉ室驗楸容^重下落到慣性篩上，慣性篩把花生和花生仁分開。花生仁在慣性篩的作用下從過濾網(wǎng)一邊收集起來。收集起來的花生在換一次間距小一點的半籠篩進行剝殼。其結構簡圖如圖2-2所示。
圖2-2
2.2.1破殼部分結構設計
破殼機構是使用刮板與花生的撞擊來實現(xiàn)花生的破碎工作的，如下示意圖就很清楚地表達了花生在工作機構中是如何被破除外殼的。（圖2-2）這個結構很充分地利用了柵籠和刮板之間的配合，柵籠中兩鐵棒之間的距離經(jīng)過很合理的設計，這樣柵籠就可以當做花生破殼的支撐點，而且還未破殼的花生就不會從柵籠之間掉下，同時刮板與柵籠之間的距離也是經(jīng)過合理的設計使得不同尺寸的花生都可以被刮板敲擊到而達到破殼的目的，而在破殼完成后花生在刮板旋轉情況下達到殼仁分離同時也因為尺寸的減少而可以順利通過柵籠進入下一道工藝。
圖1 柵籠與刮板的配合進行花生的破殼
2.2.2風機分離部分的設計
在上一部分花生與仁分離后經(jīng)過柵籠進入了風力分離部分，其利用花生殼與花生仁的質量不同則，則選擇適當型號的風機將花生殼吹離（風力太小則沒效果，風力過大會將花生仁也吹走），從下圖（圖2-3）的示意圖就可以看出由風機直接送風將花生殼吹離，但是從中也能看出風機并不能完全的解決花生殼雜質問題，還是有些不能清除。
圖2-3 花生剝殼機風機部分示意圖
3 刮板式花生剝殼機關鍵部件結構設計
刮板式花生剝殼機能否正常運行，關鍵是要看重要部件的設計。如果設計的合理規(guī)范，機器才能正常運行。假如設計不合理，機器是不能正常運行，設計出來就是一堆廢品，所以花生剝殼機的關鍵部件設計起到重中之重，規(guī)范人性化設計可以給我們使用機器帶來許多方便。
3.1設計前各項參數(shù)的確定
3.1.1 刮板的半徑及轉速確定
根據(jù)期刊可以知道當刮板轉軸的旋轉速度要達到確保能夠將花生殼通過打擊作用撞碎。從實驗數(shù)據(jù)中可以看出，當刮板和花生果的相對速度達到4-5m/s時候，能夠比較好的破碎花生殼的效果。根據(jù)這個實驗結果來設計刮板軸的轉速和刮板旋轉半徑。[1]
如圖3-1，當花生下落的位置基本都在板軸半徑的0.5R至R之間。設計是用0.5R的最小半徑設計標準設計。
為了有較高的生產(chǎn)效率，取半徑R=260mm ，v=4-5m/s由
，r=0.5R，
得n=294~367.5 r/min；
圖3-1
3．1．2 刮板所需功率計算
因為刮板式花生剝殼機剝殼原理是高速旋轉的轉軸帶動刮板，對花生果進行反復打擊與碰撞以及刮板和半籠篩對花生果產(chǎn)生摩擦和碾搓，剪切，擠壓下進行的。所以脫殼功率不是簡單的動能能夠計算。還要考慮到空氣阻力和摩擦對剝殼的功率的影響。所以在就算功率的時候不能忽略。應該按照以下公式計算。
Rd——每脫1kg物料所需功（N.m/kg）
K ——花生與刮板的摩擦系數(shù)；
A——運轉消耗的功率系數(shù)
Q——脫殼機的加工量（kg/h）
——機械效率；
P=(KW)
首先根據(jù)設計要求取Q=1000kg/h，根據(jù)實驗數(shù)據(jù)取K=2，A=1.4 ，Rd=300 N.m/kg， =0.7計算出結果功率等于1.2kw，所以刮板花生剝殼機的需要的功率應該不低于1.2kw。[2］。
3.1.3可用傳動部件的分析
花生剝殼機在電機動力出來后的傳送過程中可以通過的方式有直齒輪、斜齒輪、帶輪和渦輪蝸桿傳動等的傳送方發(fā)。如下表（表3-1）所示的常用傳動機構比較分析：如表3-1
表3-1目前可供選擇的常用傳動機構
帶傳動
特點是：傳動平穩(wěn)、噪聲低、有利于清潔，同時具備有緩沖減振和過載保護的作用，維修方便。而且與鏈傳動和齒輪傳動相比較，帶傳動的強度較低還有就是及疲勞壽命較短
齒輪傳動
效率高、傳動比穩(wěn)定、工作可靠、壽命長、結構緊湊、比帶、鏈傳動
所需的空間尺寸小
渦輪蝸桿傳動
傳動比較大，且體積小，單頭的渦輪蝸桿還具有的能自鎖，不需要另加制動裝置就羅任意德停在任意位置，但其不足之處就是它的效率太低
3.1.4可用傳動部件的選擇
1、 齒輪的傳動
電動機通過一個有保護作用的聯(lián)軸器將扭距帶出引入，并傳入一個帶有分配著傳動比的減速器，接著通過聯(lián)軸器傳人開式的齒輪副，這樣同時帶動兩軸的傳動。如下圖（圖3-2）所示。
圖3-2 齒輪式傳動的系統(tǒng)圖
用齒輪傳動的特點是：工作很是可靠，壽命也比較長，傳動精確且具備著效率高和結構緊湊的特點，還有就是功率和速度適用范圍廣等，但是其成本相對地來說是較高的，對于制造這種小型的花生剝殼機是很不合算的。
2、 V帶傳動
由電動機的轉距通過如下圖所示（圖3.6），皮帶使用皮帶輪傳人了沖壓機并直接傳人主動軸。
圖3-3 皮帶式傳動系統(tǒng)圖
這種帶輪的傳動方式就是傳動平穩(wěn)，噪音低的特點，同時還可以起到過載保護的作用。帶傳動的成本是比較低的，對于刮板式花生剝殼機這種對傳動比的要求并不是很高的機器就可以選擇使用帶傳動來達到減速作用，帶的傳動方式還可以使制造更方便且達到比較經(jīng)濟。
3.1.5電動機的選擇
電機的選擇包括的類型，選擇結構，功率和速度，并確定類型的。最常用為三相交流異步電動機。所以一般來說盡量選擇Y系列類型的三相異步交流電動機。特點是啟動性能好，所以一般應用于要求較高的啟動轉矩機械。最主要的是它價格低廉，工作效率也高，可靠性好且穩(wěn)定。結構簡單有利于維修。但是不適合在易燃易爆有腐蝕的場所。
根據(jù)計算的轉軸需要的功率和轉速，可以確定兩種電機型號:
分別是Y90L-4型 和Y100L-6型
根據(jù)電機全負荷的速度和刮板速度可以計算總傳動比，在下表3-2中的數(shù)據(jù)和兩個電機傳動比。
表3-2 傳動比
方案號
電機型號
額定功率kw
同步轉速r/min
滿載轉速r/min
總傳動比 i
1
Y100L-6
1．5
1000
940
2．459
2
Y90L-4
1．5
1500
1400
3.81
從表中可以看出方案一：總傳動比小，但價格高，不適用于家庭小農(nóng)業(yè)機械，所以方案選擇2，電機型號Y90L-4。結構如圖3-4。
圖3-4 電機
查看機械手冊可知電機的中心距H=90mm，軸外徑為24mm，軸的外伸長度為50mm?？倢挒?80mm
軸的轉速：，，
軸的輸入功率：
軸的轉矩：
3.2 電機與軸之間的V帶傳動設計
3.2.1 V帶計算
通過上面電動機的選擇和一些相關值的計算并確定了本機械的電動機運用Y90L-4型的電動機，在上面我們已知的它的額定功率為1.5kw；同步轉速為1500r/min；滿載轉速為1400r/min；傳動比=3.81。由此將這些數(shù)據(jù)運用到通過查手冊所得的計算公式，可以得到：
1、確定計算功率Pca：查手冊得知=工況系數(shù) KA=1.1則Pca=KAP=1.1×1.5=1.65kw
2．V帶輪的型號選擇
V帶分有普通的V帶和窄V帶，這些帶的型號都是已經(jīng)標準化了。其中普通的V帶含有7中不同的型號分別是：Y、Z、A、B、C、D、E七種；而另一種窄的V帶輪標準的型號就只有四種他們分別是：SPZ、SPA、SPB、SPC，根據(jù) Pc、n1查機械設計手冊的書的找到最適合的帶為A型。
3.確定帶輪基準直徑
為了減小帶在工作時的彎曲應力應集中過大而采用較大的帶輪直徑，從而使主帶輪和從帶輪的尺寸都偏大些。一般我們都取≥dmin，根據(jù)主動輪的基準直徑系中進行選取帶輪直徑=75mm[3]，則根據(jù)傳動比可以算出從動輪基準直徑為：
從動輪直徑:
由已知的功率公式P=Fv/1000可道，當要傳遞的功率P達到一定值時，帶的速度v就會越高，根據(jù)公式可以看出所需要的圓周力F則越小，因而V帶的根數(shù)就不需要那么多。由公式
所以符合設計要求
4．確定中心距a和帶的基準長度：
初取中心距a0=700m符合0.7（d1+d2）
120°
6.計算V帶的根數(shù)z:
已知,,=3.81 查表得：，，，代入公式，計算得:Z=1.99.所以根數(shù)取2
7. 通過計算求出帶作用在帶輪軸上的壓力FQ
查文獻[3]表得
8.計算作用在軸上的壓軸力
代入數(shù)值計算得=678.04N。
3.2.2 V帶輪的設計
1、V帶輪的材料：
在V型帶輪的材料選用時，最經(jīng)常用的是HT150和HT200這兩種，當電機的轉速較高時（也就是帶輪的尺寸較大時）可以采用鑄鋼或者用鋼板沖壓加工后再焊接而成。當功率不那么大的時候材料的選擇上就比較松，可以使用鑄鋁或者塑料來進行。關于刮板式花生剝殼機的設計所需要的載荷不大，所以可以選擇HT150來作為帶輪的材料。
2、帶輪的結構形式：
根據(jù)所使用帶輪的結構尺寸的不同，V帶輪通常使用的形式有：石心式、孔板式、腹板式以及橢圓輪廓的形式。小帶輪由于d1<2.5d，其中d為帶輪實際安裝時的軸的軸徑，因為尺寸偏小所以可采用實心式。當然看大帶輪，由于大帶輪由于d2<400mm。則要采取措施降低其重量，所以可以可采用腹板式的帶輪。
3、V帶輪的輪槽設計
V帶輪的輪槽尺寸是與前面所選用的V帶的型號相互對應得起來的，大小帶輪的輪槽與V帶輪的A型相應的尺寸如下表所示（表3-3）。
表3-3 輪槽尺寸
尺寸類型
小帶輪
大帶輪
輪槽類型
A
A
d（mm)
75
286
基準寬度bd（mm)
11.0
11.0
基準線上槽深hamin（mm)
2.75
2.75
基準線下槽深hfmin（mm)
8.7
8.7
槽間距e（mm)
15±0.3
15±0.3
第一槽對稱面到端面距離
fmin（mm)
輪緣厚d（mm)
12
12
4、V帶輪的技術要求：
V帶輪的各部分鑄造時（輪、腹板、輪輻及輪轂）不允許有氣泡、縮孔、裂縫和砂眼，在鑄造過程中允許在應力不提高的前提下可以加一些凸臺、腹板等部件等表面有缺陷的部件進行修補。
5、V帶的張緊、安裝及維護：
V型帶輪的膠帶層在工作一段時間后，就會因為塑性變形和工作磨損使得V型帶松弛開來，從而使張緊力變小，帶輪的傳動能力也隨之下降，所以要定期地對膠帶層進行檢查，如果發(fā)現(xiàn)其中有一根的松緊帶有損壞，則應該將全部帶輪都換上新的，不能只換其中一根，因為新舊帶的張緊不一會使得帶輪傳動不平穩(wěn)。如果舊帶還可以使用，應測量其長度，然后再選擇與其長度相同的帶進行組合使用。此處應該注意的還有帶不能與礦物油酸堿等物質接觸，免得使帶變質；也不要把教導放在陽光下暴曬。
3.3主軸的設計及參數(shù)計算
在花生剝殼機殼部分設計中最主要的部分就是軸的設計，這軸的作用是用來支撐刮板，并使其旋轉起來的機械零件同時還具有傳遞轉矩的功能。軸在設計時組要要考慮的設計因素有力學需求和制造工藝等，其中要做的事有選擇可用的合適材料，對軸的各個部分的形狀尺寸進行合理的設計。并使用前面已經(jīng)得出的結果主軸的參數(shù)：轉速n=367.5r/min、輸入功率為P2=1.35kw、轉矩為35.08N.m來進行設計。
1、選擇主軸的材料
通常的軸選材上多用碳素鋼與合金鋼。因為這軸沒有其余特殊的要求，因此根據(jù)機械設計手冊可以選用調制處理的45號鋼，并在其中的性能參數(shù)如下表3-4所示
表3-4材料的性能參數(shù)
毛坯直徑mm
硬度
HBS
強度極限
σB
屈服極限
σS
彎曲疲勞極限
σ-1
[σ0b]
[σ-1b]
≤200
217~255
650
360
300
102.5
60
2、初步估算最小軸徑
由公式查書得知取A0=105，于是得
3、主軸的結構設計
軸的設計包含了輸出軸結構設計的合理性和全部尺寸參數(shù)的設計。首先要確定的是軸上各個零件的專配方案；其次是要對軸上零件的定位方式進行確定；接著第三步是要計算并選定各個軸段的直徑和長度尺寸。
軸的設計首先從V帶輪的安裝開始的，取d1=22。為了滿足帶輪的安裝帶輪需要固定則可以使用一端軸肩定位，此處的直徑可以選擇d2=28mm，V帶輪的大小尺寸為50，要考慮到軸端擋圈跟V帶配合而不是軸端面配合，可以減少一些尺寸故取第一段長度l1=49mm；第二段要經(jīng)過軸承端蓋，軸承端蓋的總長度為25mm，此時端蓋外端與V帶輪間的距離為32.5mm，故l2=57.5mm；第三段安裝軸承，根據(jù)尺寸要求選擇深溝球軸承6207，故取d3=35mm， l3=17mm，第四段為軸承和刮板軸向定位，取d4=60mm，考慮刮板與壁厚距離所以取l4=28。第五段主軸上安裝執(zhí)行機構刮板，去刮板的直徑d5=60mm，刮板架安裝長度l5=500mm，因為軸的兩端軸承必須一樣軸承，且滿足軸承的定位需要所以第6段取d6=35mm，l6=30mm。如圖3-3和表3-5所示。
圖3-3 主軸簡圖
表3-5 主軸各段的尺寸設計
軸端名
軸I
軸II
軸III
軸IV
軸V
軸VI
直徑（mm）
22
28
35
65
60
35
長度（mm）
34
57.5
27
18
500
30
3、軸強度的校核
由結構圖和彎矩的計算得出第五段軸是危險截面，載荷分析如圖3-5所示，則受力計算：轉矩：T＝35.081 N.mm ，直徑：已知d=60mm。
圓周力Ft：Ft=2T/d=35.081×2/0.06=1169.37N
徑向力Fr：Fa=Ft×tanα/cosβ=1415.2N
軸向力Fa：Fa =Ft×tanβ=634.4N
已知AB=271.50mm，BC=286.50mm，CD=115.00mm。
水平面上支撐反力：RH1=Ft×LBC/LAC=2367.7×286.5/558=1215.7N
RH2=Ft×LAB/LAC=2367.7×271.5/558=1152.0N
垂直面上支撐反力：
RV1=(Fr×LBC+Fa×d/2)/LAC=(1415.2×286.5+634.4×60/2)/558=760.7N
RV2=(Fr×LAB-Fa×d/2)/LAC=(1415.2×271.5-634.4×60/2)/558=654.4N
水平面上的彎矩： MH=660.0N.m
垂直面上的彎矩： MV=394.0N.m
總彎矩： = =768.7N.m
扭矩： αT=0.6×71.03=42.618 N.mm
計算當量彎矩： ==768.7N.m
校核軸的強度，由公式
σe=Me/W=768.7×103/（0.1×603）=35.59Mpa<[σ-1b]=75Mpa
所以符合要求。
圖3-5載荷分析
3.4 軸承和鍵的選擇
3.4.1軸承的選擇
主軸上軸承的最主要作用就是對軸和軸上零件起到支撐作用，用軸承來保持軸承旋轉的旋轉精度和減少軸與支撐件之間因摩擦和磨損而降低軸的使用壽命，而是用滾動軸承因其實滾動摩擦，所以摩擦系數(shù)很低，其中阻力很小等特點，這類軸承在精度要求不太高的性價比好的機器中得到了廣泛的運用。
軸承的選擇是根據(jù)軸上與軸承配合處的軸直徑以及軸承所承受的載荷大小與載荷的方向，此外還有考慮到軸向的定位方式：如固定式，調心式的性能要求，其他的還有剛度、轉速、工作環(huán)境的要求等。當然在這里主軸的軸承只承受徑向力，所以可以直接選用深溝球軸承即可，根據(jù)上面所提到的軸承選擇翻閱機械設計手冊查得使用6207軸承。（GB/T276-1994）查閱的軸承具體參數(shù)看下表3-6。
表 3-6 軸承參數(shù)
6207
基本尺寸/mm
安裝尺寸/mm
極限轉速/(r/min)
基本額定動載荷Cr
基本額定靜載荷C0r
d
D
B
ramin
da
min
Da
max
ra
max
脂潤滑
油潤滑
/kN
35
72
17
1.1
42
65
1
8500
11000
25.5
15.2
軸承的校核：由上表可知深溝球軸承6207的基本參數(shù)：Cr=25.5kN Cor=15.2kN
由前面計算可知n=367.5r/min T=35.081 N·mm P=1.35kw
軸承受到的徑向力：
= =1434.08N
= =1324.89N
因Fr1>Fr2，所以只要對左側的軸承校核即可。查書得，fp=1.0~1.2，取中間值fp=1.1。
則有當量載荷：p=fp×Fr2=1.1×1434.08N
軸承預期壽命：Lh′=10×360×8=28800h
軸承壽命計算：Lh=106/60n×(Cr/p)3=106/（60×183.73）×(25.5/1.43408)3=509998h>28800
由上面的計算可以看出6027深溝球軸承是可以滿足要求的
3.4.2鍵的選擇
鍵的作用是將軸和軸上零件之間進行轉矩的傳遞。有些軸的作用還有使得零件的軸向固定與移動。
此處我們選用平鍵來將帶輪的轉矩傳遞到軸上。平鍵的工作面試在兩側面上，鍵的上表面與輪轂槽的下表面之間留有一定的間隙。由于前面我們設計的軸的直徑d1=22mm，根據(jù)查GB/T 1096-2003，所以取鍵尺寸：b×h=8×7，L=18~90mm。
根據(jù)軸的直徑我們取鍵長度L=25mm。
3. 5刮板結構設計
考慮到花生剝殼機是利用打擊和擠壓脫殼原理，所以對刮板的要求比較嚴格，需要一定剛度和強度。況且刮板式收到斷斷續(xù)續(xù)的沖擊。經(jīng)常磨損。［1］根據(jù)期刊實驗結果表明，刮板使用木板和橡膠板的剝殼效果差，剝凈率在70%左右。使用鋼板的剝凈率可以控制在95%以上。所以刮板的零件都是使用45鋼制造然后用m10螺栓和刮板架相連接，讓刮板有利于調整和更換。刮板結構是采用四個直鋼板組合成十字型并與連接桿用螺栓連接，而連接桿則是焊接固定在旋轉筒上其三維如圖3-6.
圖3-6 刮板
鋼板的長和寬分別是500和130，刮板的內徑和外徑分別是60和70，旋轉中心距是260。
3.6半柵篩的設計
半柵籠作用有兩點，一是讓剝殼的花生掉落，而是讓未剝殼花生繼續(xù)留在剝殼箱繼續(xù)剝殼。但是我國的品種比較多，尺寸大小不相同。一般來說花生仁的尺寸在7-14mm之間。所以為了提高花生剝殼機的通用性，所以我們設計的時候可以設計不同尺寸的半籠篩來適應不同品種花生。在剝殼的時候可以根據(jù)不同的花生選擇合適的花生。
脫殼時，刮板和半籠篩形成一個活動層，該層的厚度就是刮板和半龍篩之間的距離，稱為剝殼間隙。剝殼間隙越小,破碎率和生產(chǎn)效率越高。為了降低破碎率,應適當增大剝殼間隙。經(jīng)試驗證明,剝殼間隙最佳值30mm左右?？紤]到不同品種的花生果大小的差異,我們將剝殼間隙定為25-40mm可調,脫小果時調為25-30mm,脫大果時可調為30-35mm。［4］
半籠篩的柵條是用兩塊墻板進行固定的。柵條的材料是HT150墻板材料是HT200，柵條的直徑為10，長度為576mm，因為特殊作用，還需對其表面進行表面處理，可以滲碳和熱處理，組成半圓籠篩，間距為。這樣可以使剝出來的花生仁能夠過柵格，為剝花生繼續(xù)留在剝殼箱繼續(xù)剝殼。半籠柵的內徑為。如圖3-7
圖3-7 半籠柵
3.7慣性篩分選系統(tǒng)設計
3.7.1慣性篩原理分析
當設計慣性篩的時候，為了使花生沿工作表面不斷的來回運動，必須是篩網(wǎng)用一定頻率來振動。慣性篩的動力源是電機的轉速經(jīng)過兩次帶輪減速后傳遞到曲柄軸，然后曲柄軸通過連桿連接篩網(wǎng)，組成曲柄滑塊機構作為慣性篩執(zhí)行機構。
3.7.2篩網(wǎng)運動部件結構
這部分結構是通過曲柄滑塊機構讓讓電機旋轉力變成前后擺動，從而使得花生仁和剩余的花生果在不斷震動的情況下分離開來（因為在震動情況下大顆粒的花生會到最上面來）如圖3-8.
圖3-8篩網(wǎng)運動曲柄滑塊機構
3.7.3、設計曲柄滑塊機構
先依照給定的運動參數(shù)和尺寸參數(shù)來建立出機構的方程。根據(jù)不同的運動要求建立的方程式也是不一樣的，接著再用不同的數(shù)學方法和解法來對其進行求解并得到需要的尺寸。
確定曲柄長a和連桿長b現(xiàn)給定滑塊行程h=1，導路偏距e=0.3，而機構的最大壓力角amax=[a]=30o，接下來使用解析法來設計設計計算偏置曲柄滑塊機構，來確定曲柄長a和連桿長b，如圖3-9所示。
圖3-9 曲柄滑塊簡圖
在上圖中作出曲柄滑塊機構的兩個極限位置及機構具有最大壓力角的位置。從圖中就可以做出滑塊在兩極限位置的坐標為x1和x2。即可得到以下三個方程：
再看上圖中最大壓力角的位置，還可得到以下關的系式：
為方便設m=，則上式可簡化為
以上的四個方程就可以解出所需的參數(shù)：a、b、x1、x2。
用校園發(fā)簡化上面的公式得：
但由于以上為二元二次方程組要計算的話就比較困難，所以就使用近似的計算方法來求解a和x1。
①選定a的初始值=0.5h，a的變化步長=0.002，設定允許的誤差值d=0.001；
②第一次迭代，先選擇一個a的初始值，代入式(3.6.1-4)中求得第一次近似值。然后將和代入式(3.6.1-3)中，一般不能滿足此式，會出現(xiàn)誤差，即?
第二次迭代，先確定a的變化步長，從而獲得第二次迭代的a值為將代入式(3.6.1-4)中求得。然后將和代入式(3.6.1-3)中得第二次迭代的誤差。
第三次迭代……（后面依次循環(huán)計算）得出的數(shù)據(jù)整理后如下表所示（表3-7）
表3-7 五次迭代的結果
迭代次數(shù)
a
x1
dx
1
0.3
0.968246
-0.06351
2
0.298
0.96618
-0.04767
3
0.296
0.964114
-0.0319
4
0.294
0.962048
-0.01619
5
0.292
0.959981
-0.00055
③由計算結果可以看出，第5次迭代結束d就小于給定的誤差值了。由此可將和值代入式得b=1.98,? x2=1.9599812 。
而我們這兒實際的滑塊運動距離為h=100mm， 則按照比例計算得偏心距為e=0.3×10=30mm， 曲柄長度a=0.292×100=29.2mm，連桿長度為 b=1.98×100=198mm。
3.7.3曲柄軸設計
軸的轉速：
軸的輸入功率：
軸的輸入轉矩：
1. 查書估算最小的軸徑算出軸的最小直徑，查機械手冊選取。
2.根據(jù)計算確認主軸結構如圖3-10所示。
圖3-10
（1）由于曲軸的設計從v帶輪開始，V帶輪軸配合的轂孔長34。根據(jù)計算軸的最小直徑取d7=22由于定位要求，應在5-7段之間加一段軸肩，故d6=24，綜合考慮花生剝殼機支架的長度由于v帶輪的專配需要，所以L6=28.5。
（2）曲柄滑塊機構配合在支架的中間，取曲柄的偏心距為30、 L3=40，中間曲軸直徑去d3=20。
（3）曲軸跟軸承座之間有段距離，軸承座也需要軸向定位，所以d4=28，根據(jù)專配的需要保證曲軸在專配的中間，所以L4=240。
（4）曲軸需要兩個軸承座固定，且保準安裝的穩(wěn)定，所以d1=25，L1=37，軸承座也需要一個定位，也需要滿足對稱需要，所以d2=28，所以L2=240。如
表3-8主軸各段的尺寸設計
軸端名
軸I
軸II
軸III
軸IV
軸V
軸VI
軸VI
直徑（mm）
22
24
25
28
20
28
25
長度（mm）
34
28.5
38
40
40
240
37
3.選擇滾動軸承
根據(jù)軸的結構設計，由于該軸沒有受軸向載荷的作用，考慮到軸承的性價比較高，選用軸承座來固定曲柄軸是最經(jīng)濟劃算的方案。外球面球軸承實際上是深溝球軸承的一種變型，特點是它的外圈外徑表面為球面，可以配入軸承座相應的凹球面內起到調心的作用。根據(jù)曲柄軸d1和d5=25，初步選用UCP205外球面軸承。具體參數(shù)如圖3-11和表3-9
圖3-11 軸承座
表3-9 參數(shù)表
帶座軸承型號Bearing Unit
No.
軸徑
Shaft Dia
外型尺寸Dimensions(mm)
重量
Weight
(kg)
d
mm
h
a
e
b
S1
S2
g
w
n
Bi
UCP205
25
36.5
140
105
38
13
19
15
71
14.3
34.1
0.80
（4）軸上零件的周向固定
V帶輪與軸7的周向定位采用平鍵聯(lián)接，
表平鍵參數(shù)如下：
長度取25mm
3.7.4連桿設計
連桿在連桿機構中兩端分別與主動和從動構件連接以傳遞運動和力的桿件，為了保證連桿在結構輕巧的條件下有足夠的剛度和強度，連桿材料采用精選含碳量的優(yōu)質中碳結構鋼45模鍛，表面噴丸強化處理，提高強度。剛制連桿的毛坯一般都是鍛造，其毛坯形式有兩種；一種是體、蓋分開鍛造；另一種是將體、蓋鍛成一體，在加工過程中再切開或采用脹斷工藝將其脹斷。采用整體模鍛的加工方式，具有原材料消耗少，勞動生產(chǎn)率高、成本低等優(yōu)點。其圖3-12
圖3-12 連桿
根據(jù)曲軸設計出連桿，連桿的大端孔內徑為Φ20外徑為Φ25，小端孔內孔為Φ10外徑為Φ15。兩個中心距為200。
3.7.5慣性篩的曲柄軸與刮板軸間的V帶傳動設計
首先列出設計的基本條件：
曲柄軸輸入功率 P=1.323KW，轉速：=150r/min傳動比：，假設每天運轉時間t<10h
1.確定計算功率
工作情況系數(shù) =1.1得
2.選擇V帶帶型
根據(jù)功率和轉速查文獻確定帶型為A型
3.確定帶輪基準直徑
由主動輪直徑選取，
從動輪直徑為：，取得
驗證v帶的速度
有
得=<=所以選的v帶合適
4.計算中心距a和帶的基準長度
初步確定中心距 根據(jù)
帶的基準長度：
=1820mm
選取基準長度
實際中心距a：
由式得
5.驗算主動輪上包角
由式得
得出合適
6.計算V帶的根數(shù)z：
有參數(shù),,=2.45查表得
，，，代入數(shù)值，
得Z=1.56，取z=2。
7.計算預緊力
，得
8.計算作用在軸上的壓軸力
=896.9N
9.V帶輪的結構參數(shù)如下表
表3-10 結構參數(shù)
尺寸類型
小帶輪
大帶輪
輪槽類型
A
A
d（mm)
75
184
基準寬度bd（mm)
11.0
11.0
基準線上槽深hamin（mm)
2.75
2.75
基準線下槽深hfmin（mm)
8.7
8.7
槽間距e（mm)
15±0.3
15±0.3
第一槽對稱面至端面距離fmin（mm)
輪緣厚d（mm)
12
12
3.8篩網(wǎng)
此花生剝殼機的篩網(wǎng)主要作用是把未剝殼的花生和花生仁分離出來。一般花生仁的尺寸一般是7-14mm，所以設計的篩網(wǎng)的孔的尺寸大小我設計為10mm。
花生剝殼機中選用鋼絲編織篩網(wǎng)，因為它的篩分效果較好，而且花生因自重較小故對它的損壞較小，故使用壽命較長在這里使用比較合適。結構如圖3-13。
圖3-13 篩網(wǎng)
3.9風機分離部分的設計
這部分的結構設計比較簡單，就是利用花生仁與花生殼的重量相差很大所以就是用風的作用把質量較輕的花生殼從下圖所標的花生殼出口吹出，可以看到這里設置了個當板，把飛馳而出的花生殼擋住，使其落在一定方位內，也可以在出口裝上麻袋，這樣方便打掃。工作時步驟也是使得花生殼與花生仁分離，即只要設計出合理的管道使得風可以通過通道傳到花生與花生殼下落的位置，如下圖所示就可以很好的表示去其結構如圖3-14。
圖3-14 風機結構圖
3.10 機架的模態(tài)分析
機架在花生剝殼機當中承受著復雜的載荷，使用有限元分析可以了解機架的頻率和振型，從而更好地的設計機架。使用的機架是用焊接而成，專配比較簡單。跟鑄件相比有一定的內應力，使用傳統(tǒng)的設計和分析難以保證其安全性。所以要對它進行模態(tài)分析以了解其結構，提高安全性。
3.10.1 模態(tài)建立過