自動機械設計

設計說明書題目:花生去殼機的傳動設計學生：班級：學號：1111034009學院：農業工程與食品科學學院指導老師：宋井玲TOC\o"1-5"\h\z\o"CurrentDocument"1緒論 2\o"CurrentDocument"1.1課題提出的背景 2\o"CurrentDocument"1.2花生去殼機械的發展 2\o"CurrentDocument"1.3花生去殼機械的研究應用現狀 6\o"CurrentDocument"3.1目前花生去殼機采用的脫殼原理 6\o"CurrentDocument"1.3.2新型脫殼技術 7\o"CurrentDocument"1.4花生去殼機械的應用前景展望 8\o"CurrentDocument"2刮板式花生去殼機主要部件的結構設計 8\o"CurrentDocument"2.1設計前各項參數的確定 9\o"CurrentDocument"2.1.1刮板的半徑及轉速初定 8\o"CurrentDocument"2.1.2刮板所需功率計算 9\o"CurrentDocument"2.1.3傳動方案擬定與比較 10\o"CurrentDocument"2.1.4電動機的選擇 121\o"CurrentDocument"2.1.5傳動裝置的運動和參數計算 11\o"CurrentDocument"2.2V帶傳動的設計和校核 13\o"CurrentDocument"2.3與大帶輪連接的軸的設計和校核 17\o"CurrentDocument"參考文獻 17\o"CurrentDocument"附件（圖紙） 171緒論1.1課題提出的背景花生中富含脂肪和蛋白質，既是主要的食用植物油來源，而且又可提供豐富的植物蛋白質。利用花生或脫脂后的花生餅粕的蛋白粉，可直接用于焙烤食用，也可作為肉制品、乳制口、糖果和煎炸食品的原料或添加劑。以花生蛋白粉為原料或添加劑制成的食品，既提高了蛋白質含量，又改善了其功能特性。花生蛋白粉還可以通過高壓膨化制成蛋白肉。花生是食用植物油工業的重要原料，利用花生油可制造人造奶油、起酥油、色拉油、調和油等，也可用作工業原料。花生除經簡單加工就可食用外，經深加工還可以制成營養豐富，色、香、味俱佳的各種食品和保健品。花生加工副產品花生殼和花生餅粕等可以綜合利用，加工增值，提高經濟效益。花生在制取油脂、制取花生蛋白、生產花生儀器以及在花生貿易出口時，都需要對花生進行預處理加工。花生的預處理主要包括花生的剝殼和分級、破碎、軋胚和蒸炒等。傳統的剝殼為人力手工剝殼，手工剝殼不僅手指易疲勞、受傷，而且工效很低，所以花生產區廣大農民迫切要求用機器來代替手工剝殼。花生去殼機的誕生在很大程度上改變了這種局面，使花生產區的農民不必再采用最原始的剝殼方法進行剝殼，從而大大地減輕了農民的體力勞動，同時還提高了花生剝殼的效率。花生去殼機是將花生莢果去掉外殼而得到花生仁的場上作業機械。由于花生本身的生理特點決定了花生去皮不能與花生的田間收獲一起進行聯合作業，而只能在花生莢果的含水率降到一定程度后才能進行脫殼。隨著花生種植業的不斷發展，花生手工去皮已無法滿足高效生產的要求，實行去皮機械化迫在眉睫。1.2花生去殼機械的發展我國花生去殼機的研制自1965年原八機部下達花生去殼機的研制課題以來，已有幾十種花生去殼機問世。只進行單一去皮功能的花生脫殼機結構簡單，價格便宜，以小型家用為主的花生去殼機在我國一些地區廣泛應用，能夠完成脫殼、分離、清選和分級功能的較大型花生去殼機在一些大批量花生加工的企業中應用較為普遍。國內現有的花生去殼機種類很多，如如6BH一60型花生剝殼機、6BH—20B型花生剝殼機、6BH一20型花生脫殼機等，其作業效率為人工作業效率的2O?60倍以上。錦州俏牌集團生產的TFHS1500型花生除雜去皮分選機組一次能實現花生原料的脫殼、除皮、分選，是一種比較先進的花生后期生產機械。偉民牌6BH一720型花生去殼機帶有復脫、分級裝置，采用搓板式脫殼、風力初選、比重分離清選等裝置，具有結構緊湊、操作靈活方便、脫凈率高、消耗動力小等特點。6BK一22型花生脫殼機是一種一次喂料就可完成花生脫殼工作的機械，經風力初選、風扇振動、分層分離、復脫清選分級后的花生仁可直接裝袋入庫。6BH一1800型花生脫殼機械采用了三軋輥混合脫殼結構，能夠進行二次脫殼。而隨著我國花生產業的進一步調整，花生產量逐年增加，花生的機械化脫殼程度將大幅提高，花生去殼機械將擁有廣闊的發展前景。花生剝殼的原理很多，因此產生了很多種不同的花生去殼機械。花生剝殼部件是花生剝殼機的關鍵工作部件，剝殼部件的技術水平決定了機具作業花生仁破碎率、花生果一次剝凈率及生產效率等重要的經濟指標。在目前的生產銷售中，花生仁破碎率是社會最為關心的主要指標。r八十年代以前的花生去殼機械，破碎率一般都大于8%，有時高達15%以上。加工出的花生仁，只能用來榨油，不能作種用，也未達到出口標準。為了降低破碎率而探討新的剝殼原理，研制新式剝殼部件，便成為花生去殼機械的重要研究課題。從六十年代初，開始在我國出現了封閉式紋桿滾筒，柵條凹板式花生剝殼機。自1983年以來，在已有的花生剝殼部件的研制基礎上，我國又相繼研制了多種不同結構型式的新式剝殼部件，其主要經濟技術指標，特別是破碎率指標大有改善。以下介紹一下我國上個世紀幾種主要的花生去皮部件1、封閉式紋桿滾筒，柵條凹板式花生去皮部件六十年代初，我國在吸收國外技術的基礎上，研制了TH-340型花生去殼機，其剝殼部件是在一個圓筒上鑲上若干根紋桿組成的封閉式紋桿滾筒，下面裝有若干根圓鋼條組成的柵條式凹板，如圖1—1所示。疇琥:圖1—i柵條凹板式花生去皮部件在該機構中花生進口大（30-50毫米），出口小（1O-25毫米），工作時，花生果在滾筒的推動下由進口向出口端運動，在滾筒和凹板的沖擊、擠壓、揉搓作用下直接脫殼，花生受到剝殼機的直接搓擦作用，系強制脫殼，故破碎率高。剝殼時,直徑同凹板柵縫一樣大小的單粒果及雙粒果便從柵縫中分離出來，所以一次剝凈率低，最高80%。為了將混在一起的花生仁和未脫果分離開來，采用柵條式凹板的去皮機一般要配置分離機構。后來研制并生產的TH-470型，6BH-570型等型式的剝殼機，結構與其大同小異，剝殼質量均不理想。2、封閉橡膠板滾筒，直立橡膠板式去皮部件該機的剝殼部件是由封閉膠輥和直立膠板組成，剝殼原理系擠壓式，如圖1—2所示圖1—2直立橡膠板式花生去皮部件作業時，花生果在膠輥的推動下，通過剝殼間隙（5—20毫米），由膠輥和膠板的擠壓作用脫殼，避開了剝殼部件的揉搓作用，破碎率有所降低，但仍在5%以上。另外，因直徑小于剝殼間隙的小果未經剝殼便被分離出來，故一次剝凈率

很低，只有30%左右。所以不得不增設循環機構，以使花生經多次擠壓脫殼，致使機器結構復雜、龐大，造價較高。3、開式紋桿滾筒，編織凹板式花生去皮部件剝殼部件采用了由兩根金屬紋桿組成的開式紋桿滾筒和用編織絲網制成的編織凹板，其結構如圖1—3所示刃鍛欄簡圖1—3編織凹板式花生去皮部件作業時，花生果在滾筒的推動下，受擠壓揉搓脫殼，該結構與封閉滾筒式不同，花生果受到開式滾筒的攪拌作用，剝殼力帶有柔性，故其破碎率較低，可控制在3%-5%。另外，與柵條式凹板不同，因系編織網孔凹板，剝殼時，只有直徑小于網孔尺寸的單粒癟果未脫殼而被網孔分離，雙粒長果則漏不出來，仍被剝殼,故剝凈率較高。4、立式去皮機構剝殼部件采用了由兩根扁鋼條焊接而成的立式轉子，下面裝著用編織絲網制成的編織平底篩，該剝殼部件如圖1—4所示。圖1一4立式花生去皮部件在剝殼室內，花生果受立式轉子的推動而相互摩擦，從而達到剝殼的目的，此方法系柔性揉搓剝殼。實踐證明，該機破碎率較低，可控制在3%以下。其缺點是由于采用立式傳動，故傳動機構較為復雜。5、開式扁條滾筒，編織凹板式花生去皮部件采用了由三根扁鋼條制成的開式扁條滾筒，和用編織絲網制成的凹板結構，如圖1—5所示。圖1—5編織凹板式花生去皮部件作業時，花生果在扁條的推動下隨滾筒轉動，在滾筒和凹板之間形成一個活動層，花生果在該活動層內互相揉搓而脫殼。由于在該機構中，避開了剝殼部件的直接擠壓，沖擊的作用，而是花生搓花生，系柔性剝殼，故破碎率較低，該機鑒定時實測破傷率（破碎率+損傷率）為0.91，另外脫凈率及生產效率等指標亦較理想。1.3花生去殼機械的研究應用現狀目前國內花生去殼機從其脫殼原理、結構和材料上基本可分為以打擊、揉搓為主的鋼紋桿——鋼柵條凹板，以擠壓、揉搓為主的橡膠滾筒——橡膠浮動凹板兩大類，但脫殼質量均不高，破損率都大于8%，剝出的花生米只能用于榨油和食用，滿足不了外貿出口和作種子的要求。探索先進的脫殼原理是解決脫殼機現存問題的重要途徑。1.3.1目前花生去殼機采用的脫殼原理目前應用比較廣泛的花生機械脫殼原理有以下幾種。1、 撞擊法脫殼撞擊法脫殼是物料高速運動時突然受阻而受到沖擊力，使外殼破碎而實現脫殼的目的。其典型設備為由高速回轉甩料盤及固定在甩料盤周圍的粗糙壁板組成的離心脫殼機。甩料盤使花生莢果產生一個較大的離心力撞擊壁面，只要撞擊力足夠大，莢果外殼就會產生較大的變形，進而形成裂縫。當莢果離開壁面時，由于外殼具有不同的彈性變形而產生不同的運動速度，莢果所受到的彈性力較小，運動速度也不如外殼，阻止了外殼迅速向外移動而使其在裂縫處裂開，從而實現籽粒的脫殼。撞擊脫殼法適合于仁殼間結合力小，仁殼間隙較大且外殼較脆的莢果。影響離心式脫殼機脫殼質量的因素有，籽粒的水分含量、甩料盤的轉速、甩料盤的結構特點等。2、 碾搓法脫殼花生莢果在固定磨片和運動著的磨片間受到強烈的碾搓作用，使莢果的外殼被撕裂而實現脫殼。其典型的設備為由一個固定圓盤和一個轉動圓盤組成的圓盤剝殼機。莢果經進料口進入定磨片和動磨片的間隙中，動磨片轉動的離心力使籽粒沿徑向向外運動，也使莢果與定磨片問產生方向相反的摩擦力；同時，磨片上的牙齒不斷對外殼進行切裂，在摩擦力與剪切力的共同作用下使外殼產生裂紋直至破裂，并與殼仁脫離，達到脫殼的目的。該種方法影響因素有，莢果的水分含量、圓盤的直經、轉速高低、磨片之間工作間隙的大小、磨片上槽紋的形狀和莢果的均勻度等。3、 剪切法脫殼花生莢果在固定刀架和轉鼓間受到相對運動著的刀板的剪切力的作用，外殼被切裂并打開，實現外殼與果仁的分離。其典型設備為由刀板轉鼓和刀板座為主要工作部件的刀板剝殼機。在刀板轉鼓和刀板座上均裝有刀板，刀板座呈凹形，帶有調節機構，可根據花生莢果的大小調節刀板座與刀板轉鼓之間的間隙。當刀板轉鼓旋轉時，與刀板之間產生剪切作用，使物料外殼破裂和脫落。主要適用于棉籽，特別是帶絨棉籽的剝殼，剝殼效果較好。由于其工作面較小，故易發生漏籽現象，重剝率較高。該種方法影響因素有，原料水分含量、轉鼓轉速的高低、刀板之間的間隙大小等。4、 擠壓法脫殼擠壓法脫殼是靠一對直徑相同轉動方向相反，轉速相等的圓柱輥，調整到適當間隙，使花生莢果通過間隙時受到輥的擠壓而破殼。莢果能否順利地進入兩擠壓輥的間隙，取決于擠壓輥及與莢果接觸的情況。要使莢果在兩擠壓輥間被擠壓破殼，莢果首先必須被夾住，然后被卷入兩輥間隙。兩擠壓輥間的間隙大小是影響籽粒破損率和脫殼率高低的重要因素。5、 搓撕法脫殼搓撕法脫殼是利用相對轉動的橡膠輥筒對籽粒進行搓撕作用而進行脫殼的。兩只膠輥水平放置，分別以不同轉速相對轉動，輥面之間存在一定的線速差，橡膠輥具有一定的彈性，其摩擦系數較大，花生莢果進入膠輥工作區時，與兩輥面相接觸，如果此時莢果符合被輥子嚙合的條件，即嚙合角小于摩擦角，就能順利進入兩輥間。此時莢果在被拉入輥間的同時，受到兩個不同方向的摩擦力的撕搓作用；另外，莢果又受到兩輥面的法向擠壓力的作用，當莢果到達輥子中心連線附近時法向擠壓力最大，莢果受壓產生彈性一一塑性變形，此時莢果的外殼也將在擠壓作用下破裂，在上述相反方向撕搓力的作用下完成脫殼過程。影響脫殼性能的因素有，線速差、膠壓輥的硬度、軋入角、軋輥半徑、軋輥間間隙等。1.3.2新型脫殼技術1、 壓力膨脹法原理是先使一定壓力的氣體進入花生殼內，維持一段時間,以使花生莢果內外達到氣壓平衡，然后瞬間卸壓，內外壓力平衡打破，殼體內氣體在高壓作用下產生巨大的爆破力而沖破殼體，從而達到脫殼的目的。主要影響因素有，充氣壓力、穩定壓力維持時間、籽粒的含水率等。2、 真空法將花生莢果放在真空爆殼機中，在真空條件下，將具有相當水分的莢果加熱到一定溫度，在真空泵的抽吸下，莢果吸熱使其外殼的水分不斷蒸發而被移除，其韌性與強度降低，脆性大大增加；真空作用又使殼外壓力降低，殼內部相對處于較高壓力狀態。殼內的壓力達到一定數值時，就會使外殼爆裂。3、 激光法用激光逐個切割堅果外殼。試驗顯示，用這種方法幾乎能夠達到1009/6的整仁率，但因其費用昂貴、效率低下等原因，很難得到推廣。1.3.3花生脫殼機械存在的問題目前我國在花生脫殼技術研究方面一直沒有大的突破，資金投入也不足，脫殼部件的研制仍在2O世紀90年代初的技術水平上徘徊，所以在脫殼性能上并沒有很大的提高。由于機械脫殼時對花生仁的損傷率偏高，用于種子和較長期貯存的花生仁至今仍是手工剝殼。脫殼機械在技術性能和作業環節上存在以下問題：脫殼率低，脫殼后的果仁破損率高，損失大。機具性能不穩定，適應性差。通用性差，利用率低。作業成本偏高，多數是單機制造，制造的工藝水平較低，同時能耗較高。有些產品僅進行了樣機試制或少量試生產，未進行大量生產性考核和示范應用，作業性能及商品性等方面還存在不少問題。

1.4花生去殼機械的應用前景展望花生生產機械化是農業現代化的重要組成部分，是農業和農村經濟持續快速發展的重要保證，近年來，花生機械裝備總量不斷穩步增長，作業水平進一步提高，社會化服務規模不斷擴大，雖然目前花生脫殼機械化水平較高，但是多應用于經濟發達地區與示范推廣區，并且小型機械多、大型機械少，低檔機械多、高性能機械少。在一些地區，用作種子和特殊用途的花生仁仍采用傳統的手工剝殼,勞動生產率低，區域性發展不平衡。進入21世紀，我國花生生產機械化開始了新的發展階段，農業結構調整發生了新的變化，也對花生機械的發展產生了積極而深遠的影響，不僅拉動了新的有效需求，而且構筑了適合花生生產機械化發展的新舞臺，為花生生產機械化真正成為農村經濟發展的推動器提供了廣闊的市場發展條件。在一些地區推進花生生產機械化的過程中，相繼出臺了鼓勵和扶持農民購買花生機械、開展花生機械作業服務的優惠政策和措施，調動了農民購買花生機械的積極性，形成了新的市場需求。隨著花生種植業的不斷發展，國內外對花生深加工產品的需求不斷增大，提高花生脫殼機械化作業水平成為必然。花生脫殼機在提高勞動生產率，減輕勞動強度方面起到了積極的作用，促進了花生加工業的科技進步，為花生脫殼機械的發展提供了空間。2刮板式花生去殼機主要部件的結構設計2.1設計前各項參數的確定2.1.1刮板的半徑及轉速初定刮板的旋轉速度必須確保能將部分花生殼撞碎，根據設計經驗當花生果與鋼質物體的相對速度達到5m/s時，可使花生殼破碎而不會破壞到花生仁，可根據此依據設計刮板的轉速與半徑。如圖3-1所示，花生下落位置在刮板的R R之間，設計時采用最小碰撞半徑R為計算半徑。半徑R為計算半徑。圖2-1料斗處花生下落位置簡圖根據公式式（2.1）根據設計經驗取半徑R=250mm,v=5m/s，則r=125mm, n=382.2r/min結論：n=382.2r/min2.1.2刮板所需功率計算根據公式P二Q可計算出刮板所需的功率t刮板對花生做功式（2.2）式中E——表示刮板改變花生的動能kEp 表示刮板改變花生的勢能表示刮板所做的總功1=mv2+mv2122式（2.3）Ep=mgh2mgR式（2.4）m?IQMH（V212式（2.5）QmP=一=—（v2+v2+4gR）t2t1 2式（2.6）式中v 表示花生接觸刮板時的初速度1v 表示花生脫離刮板式的速度2R——表示花生刮板的碰撞半徑m 表示花生果的重量根據所給產量要求為1500kg/h左右，即0.417kg/s，此為花生仁的產量，折合成花生果產量為0.417/純仁率，根據國家標準，可取花生的純仁率為69%，折合花生果產量為0.604kg/s，此即每秒進入剝殼箱內被破碎的花生果的重量。花生接觸刮板時初速度V1設為1m/s，方向向下，脫離刮板時速度V2為15m/s，方向向左，花生果脫離刮板時相對初始位置高度為500mm。t二Is,m=0.604kg,v=lm/s,v=15m/s,R=0.25m12P=Q=m(v2+v2+4gR)=71.212wt2t1 2加上刮板與花生在柵格中擠壓所需要的能量，P也不會超過500w。為計算電動機的所需工率Pd，先要確定從電動機到工作機之間的總效率耳。設耳=0.98、1耳=0.95分別為滾動軸承和V帶傳動的效率，于是有2耳二耳2 2=0.8668 式(2.7)12式中耳——表示滾動軸承的傳動效率1耳 表示V帶傳動的效率2P電動機所需功率P=P不會超過700W，因此可選取電動機的功率為1.5kw，遠d耳大于此計算值，故所選電動機的功率完全符合要求。2.1.3傳動方案擬定與比較由于刮板式花生去殼機的工作軸旋轉速度較高，達到n=382.2r/min，因此可有兩種選擇，第一種是采用一級V帶傳動，第二種是采用兩級混合傳動，而很明顯的，若采用兩級傳動方案，將會致使機器的結構復雜，而且制造成本升高，所以選用一級V帶傳動不僅結構簡單，而且成本也較低，此外采用一級V帶傳動還可以減少功率的消耗，使得傳動的效率進一步得到了提高。2.1.4電動機的選擇根據所選的電動機功率及花生去殼機的工作軸的同步轉速，可選用的電機型號有兩種Y90L-4型和Y100L-6型根據電動機的滿載轉速和刮板轉速可算出總傳動比，現將此兩種電動機的數據和傳動比列于下表3—1表2—1不同型號的電動機的各項參數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i1Y100L-61.510009402.4592Y90L-41.5150014003.663由上表可知：方案1總傳動比雖小，轉速低，但價格高，作為家用機械的電機不是太合算，故選擇方案2,即電機型號為Y90L-4。查表得此種電動機的中心高H=90mm，外伸軸徑為24mm，軸的外伸長度為50mm。2.1.5傳動裝置的運動和參數計算軸的轉速n二1400r/min1n二n/i二382.2r/min 式21（2.8）式中n 表示與電動機相連的軸的轉速1n——表示與大帶輪相連的軸的轉速2 表示總傳動比，i=3.663軸的輸入功率P=Pxq2=1.35kw 式2d2（2.9）式中P——表示電動機的額定功率dq 表示V帶傳動的效率2軸的轉矩T二9550P/n二33.732N-m222式（2.10）2.2V帶傳動的設計和校核首先列出設計的基本條件電機型號：Y90L-4；額定功率：1.5kw；轉速：n=1400r/min；傳動比：:=3.6631假設每天運轉時間t<10h確定計算功率Pca查表得工作情況系數K=1.1AP=KP=1.65kw 式caA式中P——表示額定功率K——表示工作情況系數A選擇V帶帶型根據P、n查得最適合的帶型為A型ca 1?確定帶輪基準直徑由主動輪小帶輪的基準直徑系中選取d二75mm，從動輪大帶輪的基準直d1徑為d二ixd二274.725mmd2 d1(2.12)驗算帶的速度兀dnv= 1=5.498m/s60x1000(2.13)由于v=5.498m/s<v =25m/smax因此所選帶的速度合適4.確定中心距a和帶的基準長度根據0.7(d+d)<a<2(d+d)初步確定中心距a=700mm，計算帶d1 d2 0 d1d2 0的基準長度兀 (d—d)2Ld=2a+(d+d)+血 d1 =1972.36mm式02d1d2 4a0(2.14)由V帶的基準長度系中選取基準長度Ld=2000mm計算實際中心距a

=713.82mmLd=713.82mma=a+02式(2.15)5?驗算主動輪上的包角a】a=160.68。＞120oi所以主動輪包角合適6?計算V帶的根數zPZ= ca(P+AP)kk0oai式(2.16)式中P 表示單根V帶所能傳遞的功率0AP 表示考慮iH1時傳動功率的增量0k——表示包角系數ak 表示長度系數i由n=1400r/mind=75mm,i=3.663查表得1 d1P=0.68kw,AP=0.17kw,K=0.95,K=1.030 0 a i代入數值，經計算z=1.804取z=27.計算預緊力F0P25F=500乂(一—1)+qv2=125.436N 式0vzKa(2.17)8?計算作用在軸上的壓軸力Fa 「、Fp=2巴血牙 式(2.18)代入數值計算得F=482.7N9.V帶輪的結構尺寸計算及選用帶輪材料選用HT200根據基準直徑的大小選用不同的帶輪類型，小徑帶輪采用實心式，大徑帶輪采用輪輻式，主要結構尺寸單位：mm如表2 —2表2—2帶輪的參數表尺寸類型小帶輪大帶輪dd75280基準寬度bd11.011.0基準線上槽深hamin2.752.75基準線下槽深hfmin&7&7槽間距e15±0.315±0.3第一槽對稱面至端面距離f10+2-110+2-1輪緣厚61212帶輪寬B3535外徑da80.5285.5輪槽角9極限偏差38。±1。38。±1。孔徑d02616輪轂長5035d14832輪輻厚b8hi20h216D1230.5小帶輪的結構簡圖如圖2—3所示圖2—3小帶輪結構簡圖大帶輪的結構簡圖如圖2—4所示-J圖2—3大帶輪結構簡圖具體結構設計見大帶輪零件圖和小帶輪零件圖。2.3與大帶輪連接的軸的設計和校核軸的轉速n=n/i=38.2r/min21式(2.19)軸的輸入功率軸的轉矩P=Pxq2=1.5x0.952=1.35kw2 d 2式(2.20)T=9550P/n=33.73Nm222式(2.21)初步確定軸的最小直徑先按經驗公式計算軸的最小直徑，選取軸的材料為45鋼，調質處理。查表選取A0二105，于是得

式（2.22）1p I式（2.22）d=A3：—=1053 =15.99mmmin0Vn 382.22擬定軸上零件的裝配方案通過對各種方案的比