玉米剝皮機(jī)設(shè)計(jì)【含CAD圖紙、說明書】

本科畢業(yè)論文（設(shè)計(jì)）題 目: 玉米剝皮機(jī)設(shè)計(jì) . 學(xué) 院專 業(yè)班 級(jí)學(xué) 生學(xué) 號(hào) 指導(dǎo)老師 -60 -目錄摘要4Abstract5第 1 章緒論61.1 研究背景及研究意義61.1.1 研究背景61.1.2 研究意義61.2 國(guó)內(nèi)外發(fā)展概況71.2.1 國(guó)內(nèi)發(fā)展?fàn)顩r71.2.2 國(guó)外發(fā)展?fàn)顩r81.3 市場(chǎng)上對(duì)玉米剝皮機(jī)的基本要求81.4 題目來源及技術(shù)要求91.4.1 題目來源91.4.2 技術(shù)要求：91.5 果穗脫皮機(jī)理：101.6 設(shè)計(jì)思路及其原理：11第 2 章 總體方案設(shè)計(jì)122.1 剝皮過程工藝分析122.2 總體配置的選擇122.3 主要工作部件型式的選擇132.4 總體配置參數(shù)確定132.4.1 傳動(dòng)系統(tǒng)配置132.4.2 機(jī)架的配置152.4.3 剝皮裝置的確定162.4.4 料斗的設(shè)計(jì)：192.4.5 機(jī)架、連接架的設(shè)計(jì)：19第 3 章傳動(dòng)部分設(shè)計(jì)203.1 果穗與剝皮輥接觸時(shí)的受力分析203.2 皮帶傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算及校核：213.3 齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算233.3.1 d=60mm 的齒輪計(jì)算和校核233.3.2 對(duì)于 d = 74mm 齒輪的計(jì)算及校核273.3.3 對(duì)于 d = 80mm d = 140mm 齒輪的計(jì)算及校核：303.4 軸的強(qiáng)度校核與設(shè)計(jì)計(jì)算：343.5 鍵的選擇及校核363.6 電動(dòng)機(jī)的選擇36第 4 章玉米剝皮機(jī)的使用、保養(yǎng)、調(diào)整及修復(fù)384.1 每日技術(shù)保養(yǎng)384.2 使用注意事項(xiàng)384.3 傳動(dòng)裝置的使用和調(diào)整394.4 機(jī)器的保管40總結(jié)41參 考 文 獻(xiàn)42外文文獻(xiàn)譯文和原文43摘要常言道：“民以食為天”，玉米作為世界三大谷物之一，在全球人民的生活中占有非常重要的地位。玉米是我國(guó)第二大糧食作物，在我國(guó)養(yǎng)殖業(yè)蓬勃發(fā)展的今天，促進(jìn)了玉米加工工業(yè)的進(jìn)一步發(fā)展。因此我國(guó)國(guó)內(nèi)對(duì)玉米的需求量極大，種植的面積也由此不斷擴(kuò)大。但是，在收獲的季節(jié)，由于種植面積廣，很多生產(chǎn)地區(qū)還是以人工收獲為主，這就導(dǎo)致了一系列的問題，比如說有勞動(dòng)強(qiáng)度大，生產(chǎn)效率低，勞動(dòng)力的利用率很低等等問題。我國(guó)機(jī)械工業(yè)發(fā)展比較晚，農(nóng)業(yè)機(jī)械發(fā)展也比較落后，盡管某些地方已經(jīng)出現(xiàn)了使用剝皮機(jī)的情況，但現(xiàn)有的裝置存在很多問題，不太適合廣大的農(nóng)戶使用，為此，本文對(duì)現(xiàn)已經(jīng)應(yīng)運(yùn)的剝皮機(jī)的不足進(jìn)行了分析，對(duì)該裝置進(jìn)行了原理分析結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)的改進(jìn)，從而提高剝皮效率，提高剝凈率。本文主要是通過對(duì)剝皮輥的螺旋外形的采用從而提高了剝凈率，通過對(duì)喂入裝置的分入槽設(shè)計(jì)，降低了玉米容易被卡死的問題，還增加了壓送裝置，能夠有效的防止剝不凈籽粒易破損的現(xiàn)象而且能提高剝皮效率。關(guān)鍵詞：玉米剝皮機(jī)，剝皮輥AbstractAs the saying goes saying claims, as one of the worlds three big grain, corn in the world occupies very important position in peoples lives. Corn is the second food crops in China, in the vigorous development of aquaculture in China today, promote the further development of corn processing industry. So our domestic demand for corn, planting area of the continuously expanding.However, in the season of harvest, because the planting area is wide, many production is mainly artificial harvesting, this leads to a series of problems, such as labor intensity, low production efficiency, labor utilization rate is very low and so on.Late machinery industry development in our country, the agricultural machinery development is relatively backward, although some places have appeared the use of peeling machine, but the existing device has a lot of problems, not very suitable for the general farmers to use, therefore, in this paper, now times peeling machine was analyzed, and the deficiency of the principle analysis of the structure design of the device is improved, thereby improving the efficiency of stripping, stripping the net rate.This article mainly is through to the stripping roller spiral shape was adopted to improve the net rate, based on the points into the groove design of the feeding device, reduces the corn problems are easy to be jammed, also increased the pressure feed device, can effectively prevent the strip dont net grain easy breakage phenomenonand can improve the efficiency of peeling.Keywords: Corn peeling machine, Peeling roller第 1 章緒論1.1 研究背景及研究意義1.1.1 研究背景玉米是極為重要的糧食作物，在我國(guó)種植面積約占總作物種植面積30%，總產(chǎn)量達(dá)1127 億噸左右，我國(guó)有三大玉米生產(chǎn)區(qū)，一是北方玉米區(qū)，二是黃淮平的玉米區(qū)，三是西南丘陵玉米區(qū)。從總體來看，我國(guó)對(duì)剝皮機(jī)的需求量很大， 但是，現(xiàn)實(shí)數(shù)據(jù)顯示我國(guó)剝皮機(jī)普及程度僅僅為5%，遠(yuǎn)遠(yuǎn)低于小麥70和水稻20的機(jī)收水平。所以，玉米剝皮機(jī)的市場(chǎng)潛力很大，需要加大力度開發(fā)。在我國(guó)玉米生產(chǎn)過程中, 耕、耙、播、管已普遍實(shí)現(xiàn)了機(jī)械化或半機(jī)械化作業(yè), 有較完善的多種型號(hào)的機(jī)具, 但機(jī)械化收獲問題至今尚未解決。而歐美等發(fā)達(dá)國(guó)家早已實(shí)現(xiàn)機(jī)械化的全過程。除少數(shù)大型農(nóng)場(chǎng)部分外。我國(guó)玉米的種植多一半是通過農(nóng)戶種植管理的, 結(jié)果導(dǎo)致土地生產(chǎn)管理不集中, 農(nóng)戶不能夠購(gòu)買大型聯(lián)合收割機(jī)，所以生產(chǎn)效率很低。通過人工玉米收割，其結(jié)果就是勞動(dòng)強(qiáng)度大, 效率很低, 勞動(dòng)力嚴(yán)重浪費(fèi), 其中最嚴(yán)重的一個(gè)問題是由于收獲時(shí)玉米果穗水分較大, 玉米苞葉吸濕性很強(qiáng), 玉米籽粒不能及時(shí)通風(fēng)而干燥, 這就會(huì)引起籽粒發(fā)霉,發(fā)芽等嚴(yán)重問題。由于人工剝皮效率及其低,每人每天最多能完成兩畝或者三畝地的工作, 且勞動(dòng)強(qiáng)度大, 對(duì)人傷害很大， 每到收獲季節(jié), 由于果穗不能及時(shí)剝皮而造成的損失相當(dāng)大。解決玉米果穗剝皮問題已成為提高玉米產(chǎn)品質(zhì)量、降低損失、解放農(nóng)村勞動(dòng)力的關(guān)鍵問題。1.1.2 研究意義根據(jù)目前我國(guó)玉米剝皮機(jī)發(fā)展的現(xiàn)狀以及市場(chǎng)上現(xiàn)有玉米剝皮機(jī)所存在的一系列問題，從而改進(jìn)設(shè)計(jì)了目前在用的家用小型玉米剝皮機(jī)。采用兩組帶有牙齒狀突起的橡膠輥?zhàn)鳛閯兤ぽ伌嬉酝蔫F輥。從而降低了玉米籽粒的破損率，并且提高了玉米剝皮機(jī)的工作效率和剝凈率，使農(nóng)民的勞動(dòng)強(qiáng)度大大的降低了，很好地解決了由于玉米種植面積大，無法使用大型機(jī)械的地區(qū)，使那些種植面積小且零散的地區(qū)玉米機(jī)械化生產(chǎn)的一實(shí)現(xiàn)。是一款非常經(jīng)濟(jì)實(shí)用的家庭版的玉米剝皮機(jī)。1.2 國(guó)內(nèi)外發(fā)展概況1.2.1 國(guó)內(nèi)發(fā)展?fàn)顩r我國(guó)在20世紀(jì)60年代開始對(duì)剝皮裝置進(jìn)行自主研究。在六七十年代主要 是對(duì)國(guó)外產(chǎn)品的仿制，到了8O年代則主要針對(duì)關(guān)鍵零部件學(xué)習(xí)，9O年代以后我 國(guó)對(duì)剝皮機(jī)的研究已經(jīng)有了長(zhǎng)足的發(fā)展。目前市場(chǎng)上玉米剝皮機(jī)主要有兩大類 型：一是單獨(dú)小型玉米剝皮機(jī)。二是和玉米聯(lián)合收割機(jī)相組裝的玉米剝皮裝置。在6O年代，中國(guó)農(nóng)機(jī)院首先研制出型號(hào)為6YBS一2型玉米剝皮機(jī)。其所用 的動(dòng)力為3kW三相電機(jī)，生產(chǎn)率3t/h，剝凈率80，籽粒落粒率2，籽粒破碎 率1。在7O年代，山東淄博農(nóng)機(jī)所研制了6TPJ一4型玉米剝皮機(jī)，動(dòng)力為3kW三 相電機(jī)，生產(chǎn)率15 2t/h，剝凈率90，籽粒落粒率5，籽穗破碎率1。這兩種機(jī)型剝凈率都較低，玉米籽粒破碎率比較高，所以最終只生產(chǎn)了很少量， 并沒有得到大范圍的推廣。在8O年代，我國(guó)開始的對(duì)農(nóng)村地區(qū)經(jīng)濟(jì)體制進(jìn)行一系列改革，國(guó)內(nèi)各農(nóng)機(jī)研究所開始研制適合廣大農(nóng)戶使用的中、小型玉米剝皮機(jī)。大約在9O年代，我國(guó)對(duì)玉米剝皮機(jī)的研制有了較大發(fā)展，逐步實(shí)現(xiàn)了系列化。目前固定式玉米剝皮機(jī)有下列幾種：（1）白城市農(nóng)機(jī)所根據(jù)意大利種子玉米剝皮機(jī)的實(shí)現(xiàn)原理， 研制出全橡膠花瓣型輥玉米剝皮機(jī)。但是該機(jī)型由于剝皮效果較差還未能投入市場(chǎng)使用。（2）在1993年，吉林農(nóng)機(jī)研究所研制了玉米剝皮機(jī)，1994年設(shè)計(jì)出6YBJ一2型系列玉米剝皮機(jī)，投入小批生產(chǎn)。該系列共有六種機(jī)型：6YBJ一2型、6YBJ一2A型、6YBJ一2B型、6YBJ 4型、6YBJ一4A、6YBJ一4B型。6YBJ第列玉米剝皮機(jī)采用螺旋凸棱全橡膠剝皮輥，生產(chǎn)率為4t/h。剝凈率98，籽粒落粒率15，籽粒破損率85，破碎率、損失率低端傳動(dòng)比，初定高端傳動(dòng)比：i高 = 2.42i總 = i高 i低i低 = 1.83.、傳動(dòng)系統(tǒng)簡(jiǎn)圖圖 2-1傳動(dòng)系統(tǒng)簡(jiǎn)圖皮帶和齒輪的傳動(dòng)比： i= D2 = 242 = 2.42（2-2）帶D1100i= 144 =1.8總降速比：齒80（2-3）i=2.42 1.8=4.36（2-4）直軸的轉(zhuǎn)速為：n電動(dòng)機(jī)in=總1440（）= 4.32 =330n/min2-5由于依實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)得出結(jié)論，剝皮輥?zhàn)罴艳D(zhuǎn)速范圍為 n=300350n/min 所以這一轉(zhuǎn)數(shù)符合要求。這二級(jí)減速及傳動(dòng)系統(tǒng)各部件的尺寸如下：主動(dòng)帶輪基準(zhǔn)直徑：D1 = 100mm從動(dòng)帶輪基準(zhǔn)直徑：D2 = 242mm齒輪 1 的分度圓直徑：d1 = 80mm齒輪 2 的分度圓直徑：d2=140mm 齒輪 3、4 的分度圓直徑 ：d3=d4=74mm齒輪 5、6、7、8 的分度圓直徑：d5 = d6 = d7 = d8 = 60mm動(dòng)力由電動(dòng)機(jī)傳到完成一級(jí)減速，再由皮帶傳到1軸上，1軸上有一與皮帶輪同轉(zhuǎn)速的齒輪1，齒輪1與齒輪2嚙合完成二級(jí)減速。2軸為主動(dòng)軸，在其上有三個(gè)齒輪。齒輪2與齒輪1嚙合完成降速；齒輪3與齒輪4嚙合實(shí)現(xiàn)傳動(dòng)比為1的傳動(dòng)；4軸的齒輪7與5軸的齒輪8嚙合實(shí)現(xiàn)同速傳動(dòng)來實(shí)現(xiàn)最終的剝皮過程；2軸上的齒輪6 與3 軸上的齒輪5 嚙合實(shí)現(xiàn)同速傳動(dòng)。2 、3 、4 、5 軸的最終轉(zhuǎn)速為330r/min.2.4.2 機(jī)架的配置本設(shè)計(jì)的機(jī)架采用角鋼焊接而成，如圖 2-2 所示：圖 2-2機(jī)架為了便于作業(yè)后的移動(dòng)，在機(jī)架底部安裝有四個(gè)行走輪，這樣使整機(jī)的移動(dòng)更加方便，更便于生產(chǎn)中的使用。2.4.3 剝皮裝置的確定剝皮裝置是由一對(duì)相向轉(zhuǎn)動(dòng)的剝皮輥?zhàn)ト『蛣兂衩姿氲陌~。剝皮輥與苞葉間的摩擦力必須大于苞葉與穗輥間的鏈接力，為了使苞葉剝凈，在玉米穗沿剝皮輥下滑的同時(shí)，自身應(yīng)能轉(zhuǎn)動(dòng)。在剝皮輥的上方設(shè)有壓送器，使果穗對(duì)剝皮輥穩(wěn)定地接觸而避免跳動(dòng)。壓送器示意圖如圖 2-3：圖 2-3壓送器的示意圖1、剝皮輥長(zhǎng)度確定：傳統(tǒng)式玉米剝皮輥長(zhǎng)度為 1700 美國(guó)甜玉米剝皮機(jī)滾長(zhǎng)為 1500mm，玉米在剝皮輥上的剝凈率在開始 400mm 內(nèi)剝凈率為 85%，在 600mm 內(nèi)剝凈率為 93%，因此輥長(zhǎng)定為 1000mm 可使苞葉的剝凈率在 93%以上。剝皮輥的長(zhǎng)度是影響剝凈率的主要參數(shù)，為保證剝凈苞葉，剝皮輥應(yīng)有足夠的長(zhǎng)度，但過長(zhǎng)會(huì)引起籽粒脫落和破碎，剝皮輥的直徑應(yīng)不使最小直徑的果穗收擠壓和被抓取為準(zhǔn)。2 剝皮輥生產(chǎn)能力的確定：?jiǎn)螌?duì)剝皮輥生產(chǎn)能力：Q剝=3600quL + Dl g（2-6）ug =s n f600000（2-7）其中：q剝凈率果穗質(zhì)量平均為 0.5KgL果穗長(zhǎng)度最大為 250mmug果穗沿剝皮輥移動(dòng)速度 m/sS剝皮輥螺距 s=900mmN剝皮輥轉(zhuǎn)速 330r/minf滑動(dòng)綜合系數(shù)試驗(yàn)得 f=0.05l50mm（3-7）帶入（3-6）有：Q剝=3600qL + Dl s n f600000= 6s n f q100 L + Dl= 6 900 330 0.05 0.5 100250 + 50=1680Kg/h所以兩對(duì)輥計(jì)算生產(chǎn)率為 3360Kg/h ； 設(shè)計(jì)要求為 1500kg/h, 由于1680kg/h1500kg/h 符合設(shè)計(jì)要求。由于此機(jī)是由人手式喂入， 故實(shí)際生產(chǎn)能力大約在每對(duì)輥的生產(chǎn)率1500Kg/h 左右，這是經(jīng)過實(shí)驗(yàn)后得出結(jié)論。3.剝皮輥的配置剝皮輥的配置可以從剝皮輥的排列形式、剝皮輥配置度和剝皮輥表面與壓送器頂端配置間隙考慮。1) 兩對(duì)或兩對(duì)以上的剝皮輥裝置，采用V 型排列和槽型排列兩種方案( 如圖2- 4,2-5所示) 。本機(jī)采用槽型排列結(jié)構(gòu)。當(dāng)采用鑄鐵輥橡膠輥組合時(shí)，一般橡膠輥在上，鑄鐵輥在下。圖2-4槽型排列方式圖2-5V型排列方式2) 為使玉米果穗在剝皮機(jī)構(gòu)上更利于繞自身軸線回轉(zhuǎn)將苞葉全部剝凈，兩剝皮輥的配置度應(yīng)有一高度差H( 如圖3-5 所示) 。如果H 值過大，則果穗易從輥上滑掉，減少與上剝皮輥的接觸面積; 如果H 過小，則會(huì)增大果穗脫粒、破粒的可能性。其極限位置為果穗的中心與下剝皮輥的中心在同一垂直面上，此時(shí)最大高度差為Hmax。圖2-6為剝皮輥排列圖，圖2-7為剝皮輥實(shí)物圖：H H圖 2-6剝皮輥排列圖= (D )2 / (D + D )其中：maxggsDg 剝皮輥直徑(mm) ;Ds 帶皮玉米穗直徑(mm)圖2-7剝皮輥實(shí)物圖3) 剝皮輥表面與壓送器頂端配置間隙應(yīng)略小于玉米果穗直徑，并可調(diào)節(jié)。2.4.4 料斗的設(shè)計(jì)：果穗料斗不但有暫存果穗的能力，而且也夠使果穗沿剝皮輥的軸向方向上 進(jìn)入兩輥所形成的槽型中，在配置上與剝皮輥的傾角相同，均與水平面成11 角， 在長(zhǎng)度上按展開 1000mm 設(shè)計(jì)，因?yàn)榭紤]到玉米進(jìn)入到剝皮輥時(shí)的方向性，所以將出口處的滑板設(shè)計(jì)成與剝皮輥組數(shù)相等的槽型，可能保證每次只能通過一穗 玉米。進(jìn)料斗是送入玉米的裝置，由于本機(jī)采用兩對(duì)剝皮輥工作，所以進(jìn)料斗必 須設(shè)計(jì)成雙出口的結(jié)構(gòu)。玉米需自動(dòng)滑到剝皮輥的方向上進(jìn)入兩輥形成的槽型 中進(jìn)行剝皮，這就要求料斗具有一定得傾斜度，經(jīng)參考實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)選傾斜度為11 。為保證玉米滑向剝皮輥時(shí)每次只能通過一穗玉米，可將出口設(shè)計(jì)成與剝皮輥組 數(shù)相同的槽型。同時(shí)為保證玉米在剝皮過程中受切向力的擠壓導(dǎo)致彈出，在剝 皮輥上方增加壓送裝置，以防止果穗彈出。下料斗是在玉米剝皮結(jié)束后，果穗 畫出的裝置，它可以設(shè)計(jì)成任何方便的形狀。圖 2-8 為進(jìn)料斗的模擬圖：圖 2-8 進(jìn)料斗2.4.5 機(jī)架、連接架的設(shè)計(jì)：機(jī)架和連接架均由角鋼焊接而成，兩種機(jī)型結(jié)構(gòu)相同，僅寬度不同。在滿足要求的前提下具有一定得抗壓能力既可，主要目的是便于組織生產(chǎn)，提高通用程度，因此無特別要求。第 3 章傳動(dòng)部分設(shè)計(jì)3.1 果穗與剝皮輥接觸時(shí)的受力分析玉米果穗在剝皮輥間的受力，如圖7所示。玉米在兩輥間由于受到兩輥磨擦力Fa，F(xiàn)b而使玉米可以發(fā)生自轉(zhuǎn)，在自轉(zhuǎn)的過程中使苞葉進(jìn)入兩輥互相嚙合的凹槽中，使得苞葉被撕開。玉米果穗的受力分析如圖3-1：圖 3-1玉米果穗受力分析兩輥對(duì)玉米產(chǎn)生的兩個(gè)摩擦力Fa Fb分別為： Fa = Na fX =0 Nb sin b +Fb cos b -Fa sinq -Fa cosq =0Fb = Nb fY =0Nb cos b +Fb cosq -Fa sin b -Fa sinq =0（3-1）H = 2 R = 22.53cosg = 0.943g = 19.59。 cosj = 0.545j = 56.94。q = 90。- g -j=13.59d = 180。-q - b =113.88b = 180。- 2j -q =52.53Na = Q sin bsin d= 0.868QNb = Q sinqsin d= 0.257Q所以： Fa = Na f= 4.55NFb = Nb f= 1.69N撕破苞葉的抓取力 Fa 大約為F1 = 20同時(shí)在自轉(zhuǎn)過程中撕扯力 F 2 = F1 f 2 = 7N而扯斷苞葉所需力 F3 = 100N故 F = F1 + F2 + F3 = 27N ，此時(shí)每個(gè)軸所承受的力不僅有 F，而且還要有 Fa 與 Fb總P = 21.58=3.16kw 每對(duì)剝皮輥消耗的功率： P = F V =1.58kw因此兩對(duì)輥消耗的總功率：T = 9.55106=0.46105 N mm（3-2）與皮帶輪同軸的齒輪所需扭矩為（d = 140mm）T = 9.55106=1.85105 N mm（3-3）3.2 皮帶傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算及校核：已知：電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速 n=1440r/mini高 =2.42P=3kw1、確定計(jì)算功率 pca ：工作情況系數(shù) KA = 1.1，所以:pca = KAP = 1.13kw = 3.3kw(3-4)2、選取窄 V 帶帶型：根據(jù) pcan電 由參考文獻(xiàn)10確定選用 SPA 型帶。3、確定帶輪的基準(zhǔn)直徑：1試取主動(dòng)輪直徑 dd= 100mm高由i= n1= dd21n2dd則從動(dòng)輪的直徑為：dd 2 = i高 dd1 = 2.42100 = 242mm4、驗(yàn)算帶的速度：V = dn電 1000= p 100 1440 1000 = 7.54 35m/sd1 6060所以：帶的速度符合要求。5、確定窄 V 帶的基準(zhǔn)長(zhǎng)度 Ld 和傳動(dòng)中心距 a ：0.7(dd1 + dd2 ) a0 120主動(dòng)輪上的包角符合設(shè)計(jì)要求。7、計(jì)算窄 V 帶的根數(shù) z：z =pca( p0 + Dp0 ) kakl（3-8）根據(jù)條件n電=1440r / min ， dd= 100 mm, i高=2.42查表得：1P0 =1.6kwDP0 = 0.23kw查參考文獻(xiàn)3取 ka = 0.96kl = 0.89z =pca( p0 + Dp0 ) kakl3.3=(1.6 + 0.23) 0.96 0.892（3-9）所以取 v 帶根數(shù) z=28、計(jì)算預(yù)緊力 F0 ：P 2.5 -1ca kF = qV 2 + 500 a0z（3-10）查表知q=0.07 kg / m0F = 0.07 7.532 + 5003.3 2.5 = 225.25N9、計(jì)算作用在軸上的壓軸力 Fp :2 0.96 -1（3-11）F = 2z sin a = 2 2sinp2159.522= 302N（3-12）10、帶輪結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)(1) 帶輪的材料選為鑄鐵選 HT250（2）結(jié)構(gòu)選擇：大小帶輪都選用腹板式的帶輪。11、皮帶采用自動(dòng)張緊或定期張緊。3.3 齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算3.3.1 d=60mm 的齒輪計(jì)算和校核d=60mm 的齒輪模數(shù)的選?。簃 其中： T = 0.462105 N mmKt = 1.3jd = 0.4YFa = 2.3（3-13）YSa = 1.1Fs = KFN dS= 0.9 680 = 437.14Mpa1.4由上式對(duì)齒數(shù)進(jìn)行試選：選取 Z=24m = 2.2mm由m 2.2mm圓整后可取 m=2.5幾何尺寸：因?yàn)榉侄葓A直徑 d=60mm，模數(shù) m=2.5h* = 1c* = 0.25a = 20d = d= mz= 60mma中心距:a = 1 (d22 + d2121) = 1 (60 + 60) = 60mm 2ma齒頂圓直徑： d= d + 2mh* = 65mmda = da = 65mm12d= d= d - 2m(h* + c* ) = 53.75mmf1f21a對(duì)于d = 60mm 的齒輪進(jìn)行校核：a. 按要求選該齒輪材料、齒輪精度、齒輪類型、及齒數(shù)（1） 材料選擇?？紤]此齒輪振動(dòng)沖擊較大，選大小齒輪材料為 45 鋼（調(diào)質(zhì))硬度為 240HBS，表面淬火，齒形變形不大，不需磨削。（2） 由于剝皮機(jī)為一般性工作，轉(zhuǎn)動(dòng)速度不高，所以對(duì)精度要求不高，故選用8 級(jí)精度傳動(dòng)（GB10095-8）（3） 按傳動(dòng)方案，選用直齒輪傳動(dòng)。（4）選齒數(shù) z1 = z2 = 24b. 按接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)和校核：（1）根據(jù)公式：2kT u +1 zdt 2.323 t 1 E （3-14）jdu s H 選取公式內(nèi)數(shù)值：載荷系數(shù)： Kt = 1.3計(jì)算扭矩：T1 = 95.5 105P N = 0.462 105 N mm由參考文獻(xiàn)13選取齒輪寬系數(shù)jd =0.5由參考文獻(xiàn)9選取材料的彈性影響系數(shù)： zE = 190MPa由參考文獻(xiàn) 13 按齒面硬度中間值 52HRC 查得齒輪接觸疲勞極限1s H lim= 1210MPa1由參考文獻(xiàn)13查得疲勞壽命系數(shù) KHN = 0.88計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)： N = 60n jL= 609601(2830015) = 4.1510911h計(jì)算接觸疲勞強(qiáng)度需用應(yīng)力 取失效概率 1%，安全系數(shù) S=1Hs 1= KHN s H lim11s= 1064MPa(2) 計(jì)算試計(jì)算齒輪分度圓直徑dt1 ：2kT u +1 z1.3 0.462105 1+1 190 2d 2.323 t 1 E = 2.323 = 59.32mmtjdu s H 0.51 1064 計(jì)算圓周速度 v： v = p dn60v = p 60330 = 1.04m / s 601000計(jì)算齒寬 b ：b = jd dt1 = 0.559.32 = 29.66mm 取 b=30mm計(jì)算齒寬與齒高之比 b/h：模 數(shù) mt = 2.5kv = 1.12 齒高h(yuǎn) = 2.25mt = 2.25 2.5 = 5.625齒寬齒高之比 b = 29.66 = 5.27h5.625計(jì)算載荷系數(shù)：由參考文獻(xiàn)13查得系數(shù)： kv = 1.12直齒輪kA Ft b 100N m由參考文獻(xiàn)13查得 kHa= kFa= 1.1由參考文獻(xiàn)13查得使用系數(shù) kA = 1由參考文獻(xiàn)13查得 kH b = 1.43由參考文獻(xiàn)13查得 kF b = 1.37k = kAkvka kH b= 11.121.11.13 = 1.72（3-15）按實(shí)際載荷系數(shù)校正算得分度圓直徑：kkd1 = dt1 3t= 59.32= 60mm（3-16）計(jì)算模數(shù) m：m = d1z1= 60 = 2.5mm 24c. 按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)：m 彎曲強(qiáng)度的設(shè)計(jì)公式為：（3-17）(1) 確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值：彎曲疲勞強(qiáng)度極限：由參考文獻(xiàn)11查得齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限s FE = 450MPa彎曲疲勞壽命系數(shù)YFa = 2.3計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù) S=1.4計(jì)算載荷系數(shù) K：o= kFN sFS= 0.9 680 = 437.14MPa 1.4k = kAkvka kFb= 11.121.1 2.3 = 2.83查取應(yīng)力校正系數(shù)由參考文獻(xiàn)11可查得YSa = 1.1 ja = 0.4T = 0.462 105 N mmja = 0.4z = 24(2) 設(shè)計(jì)計(jì)算m = 2.38（3-18）對(duì)此計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù) 的大小主要取決于彎曲強(qiáng)度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強(qiáng)度所決定承載能力，僅與齒輪直徑有關(guān)，可取由彎曲強(qiáng)度算得模數(shù) 2.38，就近圓整 m=2.5，計(jì)算分度圓直徑為d1 = 603.3.2 對(duì)于d = 74mm 齒輪的計(jì)算及校核a. 選定齒輪類型、精度等級(jí)、材料及齒數(shù)（1） 按傳動(dòng)方案選用直齒輪傳動(dòng)。（2） 考慮齒輪較大，故大小齒輪都選用硬齒面。由參考文獻(xiàn)3選得大小齒輪材料均為 45 鋼（調(diào)質(zhì)），并經(jīng)調(diào)質(zhì)表面淬火，齒面硬度 240HBS。（3） 選取精度等級(jí)，因采用表面淬火，輪齒變形不大，不需磨削，故初選 8 級(jí)精度。（4）選齒數(shù) z1 = 31 z2 = 31b. 按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)：由設(shè)計(jì)計(jì)算公式進(jìn)行計(jì)算，即：2kT u +1 zdt 2.323 t 1 E jdu s H （3-19）（1） 確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值：載荷系數(shù)： Kt = 1.3 T1= 9.55106= 9.55106 0.161330= 0.9105 N mm由參考文獻(xiàn)13選取齒輪寬系數(shù)jd =0.5由參考文獻(xiàn)13選取材料的彈性影響系數(shù)： zE = 190MPa 由參考文獻(xiàn) 13 按齒面硬度中間值 52HRC 查得齒輪接觸疲勞極限1s H lim= 1210MPa計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)： N = 60n jL= 609601(2830015) = 4.1510911h由參考文獻(xiàn)13查得接觸疲勞強(qiáng)度壽命系數(shù)：kHN= kHN 2 = 0.91計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力： 取失效概率 1%，安全系數(shù) S=1Hs 1= KHN s H lim11s= 1064MPa（2） 計(jì)算計(jì)算齒輪分度圓直徑dt1 ：2kT u +1 z1.3 0.9105 1+1 190 2d 2.323 t 1 E = 2.323 = 69.45mmtjdu s H 0.51 1064 計(jì)算圓周速度 V： v = p dn60v = p 69.45 330 = 1.199m / s 601000計(jì)算齒寬 b：b = jd dt1 = 0.5 69.45 = 34.725mm計(jì)算齒寬與齒高之比 b/h：模數(shù)mt1= dt1z1= 2.24kv = 1.12齒高h(yuǎn) = 2.25mt = 2.25 2.24 = 5.04mm齒寬齒高之比 b = 34.725 = 6.89h5.04計(jì)算載荷系數(shù)：根據(jù) V=3.44m/s,8 級(jí)精度由參考文獻(xiàn)13查得系數(shù)： kv = 1.12直齒輪kA Ft b 100N m由參考文獻(xiàn)13查得 kHa= kFa= 1.1由參考文獻(xiàn)13查得使用系數(shù) kA = 1由參考文獻(xiàn)13查得 kH b = 1.43由參考文獻(xiàn)13查得 kF b = 1.37k = kAkvka kH b= 11.121.11.13 = 1.72按實(shí)際載荷系數(shù)校正所行分度圓直徑：=kkd1dt1 3t= 69.45 31.721.3= 74mm（3-20）計(jì)算模數(shù)： m = d1z1= 74 = 2.5mm 31c.按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)：彎曲強(qiáng)度的設(shè)計(jì)公式為：m （3-21） 由參考文獻(xiàn)6查得齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限：s FE= 680MPa 由參考文獻(xiàn)6查得彎曲疲勞壽命系數(shù)：kFN1 = kFN 2 = 0.88計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力：F1取彎曲疲勞安全系數(shù)S = 1.4s = kFN1 s FES= 0.88 680 = 427.41MPa 1.4計(jì)算載荷系數(shù)： k = kAkvka kFb= 11.121.11.37 = 1.69 查取齒形系數(shù)：參考文獻(xiàn)7查得：YSa1 = YSa2 = 1.55 查應(yīng)力校正系數(shù)：由機(jī)械設(shè)計(jì)P197 表 105 查得：YFa1 = YFa2 = 2.63計(jì)算： m = 2.38對(duì)比計(jì)算結(jié)果，由于齒輪模數(shù) m 的大小主要取決于彎曲強(qiáng)度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力僅與直徑有關(guān)，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù) m 略小齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)，可取由彎曲強(qiáng)度算得模數(shù) 2.38mm，就近圓整為 2.5mm,按接觸強(qiáng)度算得分度圓直徑： d1 = d2 = 74mm1z = d1 m= 742.5= 313.3.3 對(duì)于d = 80mm d = 140mm 齒輪的計(jì)算及校核：第二級(jí)降速機(jī)構(gòu)兩齒輪的設(shè)計(jì)：降速比： i = 1.8大齒輪轉(zhuǎn)速為： n1 = 594r / min小齒輪轉(zhuǎn)速為：n = 594 = 330r/min21.8傳動(dòng)功率：p = 665wa. 選定齒輪類型、精度等級(jí)、材料及齒數(shù)（1） 選用直齒輪傳動(dòng)。（2） 考慮減速機(jī)構(gòu)振動(dòng)較大，在設(shè)計(jì)強(qiáng)度滿足的前提下，盡量選較大一些模數(shù)， 齒面材料也選取硬度稍微大一些。大小齒輪均為 45 鋼,并調(diào)質(zhì)及表面淬火，齒面硬度 4855HRC。（3） 選取精度等級(jí)：因采用表面淬火，輪齒的變形不大，故選 8 級(jí)精度。（4） 試選小齒輪齒數(shù) z1 = 29z2 = ib. 按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)：2kT u +1 zdt 2.323 t 1 E jdu s H （3-22）（1）確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值 ： 試選載荷系數(shù) Kt = 1.3計(jì)算扭矩： T = 9.55106 P n = 9.55106 0.665300 = 2.1105 N mm由參考文獻(xiàn)7選取齒輪寬系數(shù)jd =0.5由參考文獻(xiàn)7選取材料的彈性影響系數(shù)： zE = 190MPa 由參考文獻(xiàn) 7 按齒面硬度中間值 52HRC 查得齒輪接觸疲勞極限1s H lim= 1210MPa應(yīng)力循環(huán)次數(shù)： N = 60n jL = 609601(2830015) = 4.1510911hN4.151099N2 = 1 = 2.3110i1.8參考文獻(xiàn)7查得接觸疲勞壽命系數(shù):1KHN = 0.88KHN 2 = 0.89計(jì)算接觸疲勞需用應(yīng)力： 取失效概率為 1% ，安全系數(shù) S=1Hs 1= KHN s H lim11s