本科畢業(yè)論文（設(shè)計）
題 目: 玉米剝皮機(jī)設(shè)計 . 學(xué) 院
專 業(yè)
班 級
學(xué) 生
學(xué) 號
指導(dǎo)老師
- 60 -
目錄
摘要 4
Abstract 5
第 1 章 緒論 6
1.1 研究背景及研究意義 6
1.1.1 研究背景 6
1.1.2 研究意義 6
1.2 國內(nèi)外發(fā)展概況 7
1.2.1 國內(nèi)發(fā)展?fàn)顩r 7
1.2.2 國外發(fā)展?fàn)顩r 8
1.3 市場上對玉米剝皮機(jī)的基本要求 8
1.4 題目來源及技術(shù)要求 9
1.4.1 題目來源 9
1.4.2 技術(shù)要求： 9
1.5 果穗脫皮機(jī)理： 10
1.6 設(shè)計思路及其原理： 11
第 2 章 總體方案設(shè)計 12
2.1 剝皮過程工藝分析 12
2.2 總體配置的選擇 12
2.3 主要工作部件型式的選擇 13
2.4 總體配置參數(shù)確定 13
2.4.1 傳動系統(tǒng)配置 13
2.4.2 機(jī)架的配置 15
2.4.3 剝皮裝置的確定 16
2.4.4 料斗的設(shè)計： 19
2.4.5 機(jī)架、連接架的設(shè)計： 19
第 3 章 傳動部分設(shè)計 20
3.1 果穗與剝皮輥接觸時的受力分析 20
3.2 皮帶傳動的設(shè)計計算及校核： 21
3.3 齒輪的設(shè)計計算 23
3.3.1 d=60mm 的齒輪計算和校核 23
3.3.2 對于 d = 74mm 齒輪的計算及校核 27
3.3.3 對于 d = 80mm d = 140mm 齒輪的計算及校核： 30
3.4 軸的強(qiáng)度校核與設(shè)計計算： 34
3.5 鍵的選擇及校核 36
3.6 電動機(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) 38
4.1 每日技術(shù)保養(yǎng) 38
4.2 使用注意事項 38
4.3 傳動裝置的使用和調(diào)整 39
4.4 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。玉米是我國第二大糧食作物，在我國養(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。因此我國國內(nèi)對玉米的需求量極大，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，比如說有勞動強(qiáng)度大，生產(chǎn)效率低，勞動力的利用率很低等等問題。
我國機(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，本文對現(xiàn)已經(jīng)應(yīng)運(yùn)的剝皮機(jī)的不足進(jìn)行了分析，對該裝置進(jìn)行了原理分析結(jié)構(gòu)設(shè)計的改進(jìn)，從而提高剝皮效率，提高剝凈率。
本文主要是通過對剝皮輥的螺旋外形的采用從而提高了剝凈率，通過對喂入裝置的分入槽設(shè)計，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
Abstract
As the saying goes "saying" claims, as one of the world's three big grain, corn in the world occupies very important position in people's 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 don't net grain easy breakage phenomenon
and 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，我國對剝皮機(jī)的需求量很大， 但是，現(xiàn)實(shí)數(shù)據(jù)顯示我國剝皮機(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)的市場潛力很大，需要加大力度開發(fā)。
在我國玉米生產(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)國家早已實(shí)現(xiàn)機(jī)械化的全過程。除少數(shù)大型農(nóng)場部分外。我國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)果就是勞動強(qiáng)度大, 效率很低, 勞動力嚴(yán)重浪費(fèi), 其中最嚴(yán)重的一個問題是由于收獲時玉米果穗水分較大, 玉米苞葉吸濕性很強(qiáng), 玉米籽粒不能及時通風(fēng)而干燥, 這就會引起籽粒發(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, 且勞動強(qiáng)度大, 對人傷害很大， 每到收獲季節(jié), 由于果穗不能及時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)村勞動力的關(guān)鍵問題。
1.1.2 研究意義
根據(jù)目前我國玉米剝皮機(jī)發(fā)展的現(xiàn)狀以及市場上現(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 國內(nèi)外發(fā)展概況
1.2.1 國內(nèi)發(fā)展?fàn)顩r
我國在20世紀(jì)60年代開始對剝皮裝置進(jìn)行自主研究。在六七十年代主要 是對國外產(chǎn)品的仿制，到了8O年代則主要針對關(guān)鍵零部件學(xué)習(xí)，9O年代以后我 國對剝皮機(jī)的研究已經(jīng)有了長足的發(fā)展。目前市場上玉米剝皮機(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，中國農(nóng)機(jī)院首先研制出型號為6YBS一2型玉米剝皮機(jī)。其所用 的動力為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)，動力為3kW三 相電機(jī)，生產(chǎn)率1．5— 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，我國開始的對農(nóng)村地區(qū)經(jīng)濟(jì)體制進(jìn)行一系列改革，國內(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，我國對玉米剝皮機(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<1．5％，籽粒破損率
85％，破碎率、損失率<1％。
1.2.2 國外發(fā)展?fàn)顩r
世界上發(fā)達(dá)國家實(shí)現(xiàn)玉米收獲機(jī)械化比較早，美國從1936 年開始就已經(jīng)實(shí)現(xiàn)了農(nóng)業(yè)生產(chǎn)現(xiàn)代化，后來在20世界60 年代大力發(fā)展谷物聯(lián)合收割機(jī)，從而實(shí)現(xiàn)了在田間直接收獲玉米粒。蘇聯(lián)在50 年代也開始使用玉米收割機(jī),該機(jī)型主要能夠?qū)崿F(xiàn)的功能是進(jìn)行摘穗、剝皮、清選玉米果穗。法國和東歐國家，也以 摘穗剝皮玉米收割機(jī)為主。這些國家所生產(chǎn)的玉米收割機(jī)的剝皮機(jī)基本上使用 的還是傳統(tǒng)的鑄鐵螺旋釘齒和花瓣橡膠組成一對而使用，這些剝皮裝置結(jié)構(gòu)比 較復(fù)雜，而且價格較高，籽粒破碎率和落粒率也很高。除此之外，只有意大利 的一些農(nóng)機(jī)公司采用了全橡膠花瓣輥。但成對輥?zhàn)泳鶠榛ò晷?，無螺旋線，又 無壓制，剝皮過程中，果穗不轉(zhuǎn)動，因此苞葉剝凈率低，落粒率多，生產(chǎn)率低。國外玉米剝皮機(jī)輥型不符合我國國情，我國農(nóng)戶難以接受，不適于在我國推廣 使用。綜上所述，目前國外多采用聯(lián)合收割機(jī)具作業(yè)收獲玉米，單獨(dú)果穗剝皮 作業(yè)應(yīng)用不多，并且機(jī)型也不理想。
1.3 市場上對玉米剝皮機(jī)的基本要求
1. 操作簡單。產(chǎn)品設(shè)計時盡量采用標(biāo)準(zhǔn)件，便于安裝和維修，這樣降低了對使 用者自身素質(zhì)的要求，從而能夠滿足廣大農(nóng)村用戶的需求，能有效的提高銷量， 并且能夠降低成本。
2. 結(jié)構(gòu)簡單，成本低。在農(nóng)村動力來源選擇電動機(jī)，直接安裝在機(jī)架上，而不
是使用柴油機(jī)等其他動力源。
3. 高的生產(chǎn)率，低的籽粒破損率，高剝凈率。本設(shè)計采用 4 輥剝皮裝置，替代了傳統(tǒng)的手工剝皮，提高了勞動效率，大大減輕了農(nóng)民的勞動負(fù)擔(dān)，降低了勞動強(qiáng)度，有效地防止了因剝皮不及時而造成的玉米霉?fàn)€損失，并且通過壓送裝置以及玉米和一組剝皮輥的相對旋轉(zhuǎn)，提高了剝凈率。
1.4 題目來源及技術(shù)要求
1.4.1 題目來源
根據(jù)農(nóng)村目前的實(shí)際情況，我國農(nóng)業(yè)機(jī)械仍然沒有普遍推廣使用，尤其是 在像東北地區(qū)、華北平原這樣的年產(chǎn)量比較大的地區(qū)，農(nóng)業(yè)機(jī)械應(yīng)用沒有得到 推廣，而只能用傳統(tǒng)的手工勞作，這樣使得農(nóng)民在秋季時候壓力很大。由于種 植面積大，特別是對于玉米這一高產(chǎn)穩(wěn)產(chǎn)的作物，而玉米本身是需要一種勞動 量較高的作物，因此，對于各種玉米所用的農(nóng)業(yè)機(jī)械已迫在眉睫，而玉米生產(chǎn) 過程中的播種、耕管機(jī)械已基本解決，而收獲機(jī)械卻仍是一個空白，農(nóng)民收獲 季節(jié)由于都是用傳統(tǒng)的手工勞動，所以強(qiáng)度特別高，特別是玉米的剝皮，不但 時間長，且占用勞動力多，工作效率又不高，如不及時剝皮，還易使玉米發(fā)霉、變質(zhì)。所以，玉米剝皮機(jī)不但具有廣泛市場，而且極易推廣，又能解決農(nóng)民的 當(dāng)務(wù)之急，使農(nóng)民在玉米的收獲季節(jié)不再為玉米剝皮而犯難了。
1.4.2 技術(shù)要求：
1、玉米穗喂入時，其軸線的方向應(yīng)與剝皮輥軸線的方向一致。為此，在喂入裝置與剝皮輥之間需設(shè)置導(dǎo)槽。
2、剝皮輥軸線與水平面的傾角α 會直接影響玉米果穗的下滑速度。所以在裝有壓送裝置的情況下，常選用a =10°-12°。
3、剝皮輥表面與壓送器頂端間的配置間隙應(yīng)略小于玉米穗的直徑，不要直接固
定，通過可調(diào)螺母連接，實(shí)現(xiàn)可以調(diào)節(jié)的功能。
4、性能指標(biāo)要求：苞葉剝凈率要求達(dá)到 95%以上，而在剝皮過程中脫凈率
￡ 1.5%
，并盡量減少籽粒脫落。
5、經(jīng)濟(jì)指標(biāo)：盡量降低成本，增大工作時的生產(chǎn)效率，提高剝凈率，降低籽粒的破損率，每對剝皮輥的生產(chǎn)率需大于 1500kg。
1.5 果穗脫皮機(jī)理：
玉米脫皮機(jī)是利用膠輥與安裝有柔性材料的螺旋輥相向運(yùn)動的原理，依靠 兩輥運(yùn)動時的摩擦力差異強(qiáng)迫實(shí)現(xiàn)對玉米果穗的脫皮。苞葉在運(yùn)動的過程中與 果穗旋轉(zhuǎn)不同步，苞葉受兩輥摩擦阻滯作用而呈蓬松狀態(tài)，局部的苞葉呈翹起 態(tài)，于是苞葉就會被膠皮輥與鐵輥相向運(yùn)動而沿其切線方向抓取拉下，強(qiáng)制性 使苞葉與果穗分離，多次重復(fù)性動作最終將果穗苞葉脫凈。鐵輥上安裝有螺旋 式柔性材料，在旋轉(zhuǎn)的過程中，使玉米果穗在軸線方向移送，最終落入果穗箱。玉米撕皮機(jī)由于主動軸上設(shè)有螺旋條和橡膠釘，傳動軸上裝有多個橡膠輪，主 動軸和傳動軸相互配合，剝皮裝置能夠均勻地把進(jìn)入機(jī)內(nèi)的果穗，分配到兩對 相對旋轉(zhuǎn)的剝皮軸之間，剝皮機(jī)并在果穗自身旋轉(zhuǎn)的情況下，順利向前推進(jìn)， 在行進(jìn)中，被特制的剝皮爪撕開苞葉，并在瞬間被旋轉(zhuǎn)軸輾壓住苞葉向下拉， 而完成剝離之目的。效率高，移動靈活，使用方便，最終實(shí)現(xiàn)功能。剝皮輥的 脫皮機(jī)理如圖1-1。
圖1-1 剝皮輥的作用原理
1.6 設(shè)計思路及其原理：
玉米剝皮機(jī)主動螺旋軸加粗,能夠使剝皮效率提高,剝凈率高,此外，剝皮機(jī)四軸軸管加粗,提高了軸的強(qiáng)度,降低了因夾住果穗時軸的彎曲變形,剝皮機(jī)使用高耐磨橡膠輥,用六棱軸,不致出現(xiàn)滾轉(zhuǎn),脫玉米皮機(jī)器八軸承可以通過注油孔免拆卸注油,提高了軸承的使用壽命.
剝皮機(jī)主動軸采用直齒傳動設(shè)計,而且噪音低,傳遞扭矩大,從動皮帶輪采用鋼板成型設(shè)計,較鑄鐵皮帶輪韌性好,壽命高.剝玉米皮機(jī)器動力座與機(jī)身連接, 脫玉米皮機(jī)主動軸安裝在軸承座上,主動軸通過皮帶與電機(jī)連接,主動軸上設(shè)有螺旋條和橡膠釘,主動軸通過齒輪與傳動軸相配合,多個帶凸起的橡膠輪套在傳動軸上.主動軸兩端的軸承座不在同一水平面上.由于主動軸上設(shè)有螺旋條和橡膠釘,機(jī)器傳動軸上裝有多個橡膠輪,主動軸和傳動軸相互配合,剝皮裝置能夠均勻地把已進(jìn)入機(jī)內(nèi)的果穗,分配到兩對相對旋轉(zhuǎn)的剝皮軸之間,從而使玉米脫皮機(jī)替代手工操作,提高工作效率.利用脫皮軸的旋轉(zhuǎn)力,使玉米皮與掉粒分離并將玉米皮自動拋出,,從而減少了玉米的損失率,剝玉米皮機(jī)器達(dá)到了自動出皮,減少了作業(yè)強(qiáng)度，剝玉米皮機(jī)器真正解決了玉米剝皮脫凈率低,掉粒,傷粒等技術(shù)難題。
玉米剝皮機(jī)主要有機(jī)架、進(jìn)料斗、滾筒、出料口等組成。原材料通過進(jìn)料口進(jìn)入滾筒室，由滾筒體通過旋轉(zhuǎn)、摩擦、擠壓和推進(jìn)，將玉米皮脫落，玉米皮和玉米棒自動從各自的出口排出。機(jī)身上面有一個進(jìn)料口，用來安裝電機(jī)的
動力座與機(jī)身連接，苞谷去皮機(jī)安裝在軸承座上的主動軸通過皮帶與電機(jī)連接， 主動軸是整個的核心，主動軸上設(shè)有螺旋條和橡膠釘，脫玉米皮機(jī)器主動軸通
過齒輪與傳動軸相配合，玉米剝皮機(jī)傳動軸也就是膠軸。
第 2 章 總體方案設(shè)計
2.1 剝皮過程工藝分析
剝皮的工作過程一般是通過人工進(jìn)行填料、喂入玉米，利用剝皮機(jī)構(gòu)和果 穗分布裝置進(jìn)行機(jī)械剝皮，最終使果穗和玉米穗的苞葉分離，玉米脫皮機(jī)是利 用膠輥與安裝有柔性材料的螺旋輥相向運(yùn)動的原理，依靠兩輥運(yùn)動時的摩擦力 差異強(qiáng)迫實(shí)現(xiàn)對玉米果穗的脫皮。苞葉在運(yùn)動的過程中與果穗旋轉(zhuǎn)不同步，苞 葉受兩輥摩擦阻滯作用而呈蓬松狀態(tài)，局部的苞葉呈翹起態(tài)，于是苞葉就會被 膠皮輥與鐵輥相向運(yùn)動而沿其切線方向抓取拉下，強(qiáng)制性使苞葉與果穗分離， 多次重復(fù)性動作最終將果穗苞葉脫凈。鐵輥上安裝有螺旋式柔性材料，在旋轉(zhuǎn) 的過程中，使玉米果穗在軸線方向移送，最終落入果穗箱。玉米撕皮機(jī)由于主 動軸上設(shè)有螺旋條和橡膠釘，傳動軸上裝有多個橡膠輪，主動軸和傳動軸相互 配合，剝皮裝置能夠均勻地把進(jìn)入機(jī)內(nèi)的果穗，分配到兩對相對旋轉(zhuǎn)的剝皮軸 之間，剝皮機(jī)并在果穗自身旋轉(zhuǎn)的情況下，順利向前推進(jìn)，在行進(jìn)中，被特制 的剝皮爪撕開苞葉，并在瞬間被旋轉(zhuǎn)軸輾壓住苞葉向下拉，而完成剝離之目的。效率高，移動靈活，使用方便，最終實(shí)現(xiàn)功能
2.2 總體配置的選擇
總體配置就是合理安排各部件位置和連接關(guān)系，以便于使用調(diào)整和維修。本設(shè)計的機(jī)架采用角鋼焊接而成，給人以舒適耐用的感覺。為了便于作業(yè)后的移動，在機(jī)架底部安裝有 4 個行走輪。因為 Y 系列電動機(jī)是目前最常使用的電動機(jī)，而且價格合理，所以動力裝置采用 Y 系列三相異步電動機(jī)，而主要的工作部分剝皮組件選用全橡膠的剝皮輥，主要原因是其剝凈率高而且橡膠有彈性比較好不會損傷籽粒。傳動部分主要使用直齒傳動和帶傳動。
2.3 主要工作部件型式的選擇
針對已有產(chǎn)品的所存在的缺點(diǎn)，對其進(jìn)行改進(jìn)設(shè)計。本設(shè)計主要由喂入裝置、壓送裝置 、剝皮裝置、傳送裝置幾部分組成。
（1） 喂入裝置: 主要由喂入料斗組成。本設(shè)計進(jìn)料斗采用分槽、光滑傾斜結(jié)構(gòu)， 在把果穗送到兩對相向旋轉(zhuǎn)的剝皮輥之間的過程中，可使果穗盡可能按要求擺 正位置，減輕了剝皮輥被果穗卡住的可能性。
（2） 剝皮裝置: 由原來的光滑剝皮輥改為具有螺旋結(jié)構(gòu)的剝皮輥，增加了其推進(jìn)作用，減輕了果穗脫粒和玉米籽粒破損的程度。兩對相向旋轉(zhuǎn)的剝皮輥?zhàn)ト〔內(nèi)ス氲陌~的過程中，可使果穗在被推進(jìn)過程中自轉(zhuǎn)，提高果穗的剝凈率。另外由于壓送器的作用，果穗與剝皮輥之間始終保持穩(wěn)定接觸，
提高了剝皮機(jī)的剝皮效率。
（3） 壓送器: 壓送器由原來的滾輪式改為壓片式，成本大大降低，且壓伏效果更好。其主要由壓板、壓緊彈簧和調(diào)節(jié)螺母組成，壓送器在整個剝皮機(jī)構(gòu)中的作用是增加玉米穗與剝皮輥之間的摩擦力，并控制玉米穗下滑的速度，進(jìn)一步提高剝皮機(jī)構(gòu)的生產(chǎn)率和剝凈率。
（4） 傳動裝置: 通過帶傳動將電動機(jī)所提供的動力傳到剝皮輥，第一螺旋剝皮輥通過齒輪的嚙合，帶動另一螺旋剝皮輥轉(zhuǎn)動，螺旋剝皮棍通過摩擦帶動上剝皮棍轉(zhuǎn)動。另外，第一剝皮棍經(jīng)過帶傳動將動力傳至滾筒。
2.4 總體配置參數(shù)確定
2.4.1 傳動系統(tǒng)配置
1、由于電動機(jī)作為動力源，只需一級皮帶傳動，然后再由一級齒輪傳動成降速過程，最后再由齒輪傳動到主動軸上。
2、剝皮輥的最佳轉(zhuǎn)速范圍在 n=300r/min-350r/min,這里我們?nèi)?n=330r/min,電
動機(jī)的轉(zhuǎn)速為：
n
= 1440r / min
i總=n電
n =1440 330 =4.36
輥
電 ， （2-1）
根據(jù)高端傳動比>低端傳動比，初定高端傳動比：
i高 = 2.42
i總 = i高 ′i低
i低 = 1.8
3.、傳動系統(tǒng)簡圖
圖 2-1 傳動系統(tǒng)簡圖
皮帶和齒輪的傳動比： i
= D2 = 242 = 2.42
（2-2）
帶
D1 100
i = 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電動機(jī)
i
n=
總
1440
（ ）
= 4.32 =330n/min 2-5
由于依實(shí)驗數(shù)據(jù)得出結(jié)論，剝皮輥?zhàn)罴艳D(zhuǎn)速范圍為 n=300—350n/min 所以這一轉(zhuǎn)數(shù)符合要求。
這二級減速及傳動系統(tǒng)各部件的尺寸如下：
主動帶輪基準(zhǔn)直徑： D1 = 100mm
從動帶輪基準(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
動力由電動機(jī)傳到完成一級減速，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嚙合完成二級減速。2軸為主動軸，在其上有三個齒輪。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)傳動比為1的傳動；4軸的齒輪7與5軸的齒輪8嚙合實(shí)現(xiàn)同速傳動來實(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。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，在機(jī)架底部安裝有四個行走輪，這樣使整機(jī)的移動更加方便，更便于生產(chǎn)中的使用。
2.4.3 剝皮裝置的確定
剝皮裝置是由一對相向轉(zhuǎn)動的剝皮輥?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，自身應(yīng)能轉(zhuǎn)動。在剝皮輥的上方設(shè)有壓送器，使果穗對剝皮輥穩(wěn)定地接觸而避免跳動。壓送器示意圖如圖 2-3：
圖 2-3 壓送器的示意圖
1、剝皮輥長度確定：
傳統(tǒng)式玉米剝皮輥長度為 1700 美國甜玉米剝皮機(jī)滾長為 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%，因此輥長定為 1000mm 可使苞葉的剝凈率在 93%以上。剝皮輥的長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)有足夠的長度，但過長會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：
單對剝皮輥生產(chǎn)能力：
Q剝=3600′
q u
L + Dl g
（2-6）
ug =
s · n · f
600000
（2-7）
其中：q 剝凈率果穗質(zhì)量平均為 0.5Kg
L 果穗長度最大為 250mm
ug 果穗沿剝皮輥移動速度 m/s
S 剝皮輥螺距 s=900mm
N 剝皮輥轉(zhuǎn)速 330r/min
f 滑動綜合系數(shù)試驗得 f=0.05
?l 50mm
（3-7）帶入（3-6）有：
Q剝=3600′
q
L + Dl
· s · n · f
600000
= 6 s · n
· f · q
100 L + Dl
= 6 ′ 900 · 330 · 0.05 · 0.5
100 250 + 50
=1680Kg/h
所以兩對輥計算生產(chǎn)率為 3360Kg/h ； 設(shè)計要求為 1500kg/h, 由于1680kg/h>1500kg/h 符合設(shè)計要求。
由于此機(jī)是由人手式喂入， 故實(shí)際生產(chǎn)能力大約在每對輥的生產(chǎn)率1500Kg/h 左右，這是經(jīng)過實(shí)驗后得出結(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) 兩對或兩對以上的剝皮輥裝置，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，一般橡膠輥在上，鑄鐵輥在下。
圖2-4 槽型排列方式 圖2-5 V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：
max
g g s
Dg —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：
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， 在長度上按展開 1000mm 設(shè)計，因為考慮到玉米進(jìn)入到剝皮輥時的方向性，所以將出口處的滑板設(shè)計成與剝皮輥組數(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)采用兩對剝皮輥工作，所以進(jìn)料斗必 須設(shè)計成雙出口的結(jié)構(gòu)。玉米需自動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)驗數(shù)據(jù)選傾斜度為11 。為保證玉米滑向剝皮輥時每次只能通過一穗玉米，可將出口設(shè)計成與剝皮輥組 數(shù)相同的槽型。同時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：
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 傳動部分設(shè)計
3.1 果穗與剝皮輥接觸時的受力分析
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
兩輥對玉米產(chǎn)生的兩個摩擦力Fa Fb分別為： Fa = Na · f
{?X =0 T{Nb sin b +Fb cos b -Fa sinq -Fa cosq =0
Fb = Nb · f
?Y =0
Nb cos b +Fb cosq -Fa sin b -Fa sinq =0
（3-1）
H = 2 R = 22.5
3
cosg = 0.943
g = 19.59。 cosj = 0.545
j = 56.94。
q = 90。- g -j=13.59
d = 180。-q - b =113.88
b = 180。- 2j -q =52.53
Na = Q sin b
sin d
= 0.868Q
Nb = Q sinq
sin d
= 0.257Q
所以： Fa = Na · f
= 4.55N
Fb = Nb · f
= 1.69N
撕破苞葉的抓取力 Fa 大約為
F1 = 20
同時在自轉(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 ，
此時每個軸所承受的力不僅有 F，而且還要有 Fa 與 Fb
總
P = 2′1.58=3.16kw 每對剝皮輥消耗的功率： P = F ·V =1.58kw
因此兩對輥消耗的總功率：
T = 9.55′106
=0.46′105 N ·mm
（3-2）
與皮帶輪同軸的齒輪所需扭矩為（d = 140mm）
T = 9.55′106
=1.85′105 N ·mm
（3-3）
3.2 皮帶傳動的設(shè)計計算及校核：
已知：電動機(jī)轉(zhuǎn)速 n=1440r/min i高 =2.42 P=3kw
1、確定計算功率 pca ：
工作情況系數(shù) KA = 1.1，所以:
pca = KAP = 1.1′3kw = 3.3kw
(3-4)
2、選取窄 V 帶帶型：
根據(jù) pca n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
試取主動輪直徑 dd
= 100mm
高
由i = n1
= dd2
1
n2 dd
則從動輪的直徑為：
dd 2 = i高 dd1 = 2.42′100 = 242mm
4、驗算帶的速度：V = π d n電 ′1000= p ′100′ 1440 ′1000 = 7.54 <35m/s
d1 60 60
所以：帶的速度符合要求。
5、確定窄 V 帶的基準(zhǔn)長度 Ld 和傳動中心距 a ：
0.7(dd1 + dd2 ) < a0 < 2(dd + dd )
( 3-5 )
1 2
初步定中心距a0 = 400mm
計算帶所需的基準(zhǔn)長度：
d
1
L, = 2a0 + π 2 dd
+ dd2
+ (dd1
? dd2
)2 = 1351mm （3-6）
由參考文獻(xiàn)[3]選帶的基準(zhǔn)長度 Ld = 1400 mm
計算實(shí)際中心距 a ：
( L - L1 ) (1400 -1351)
a = a + d d = 400 + = 425 mm （ 3-7）
0 2 2
6、驗算主動輪上的包角a1 ：
a1
= 180° - dd2 - d 1
d
a
′ 57.5°
= 180° - 242 -100 ′ 57.5° 425
=159.52>120°
主動輪上的包角符合設(shè)計要求。
7、計算窄 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：
1
P0 =1.6kw DP0 = 0.23kw
查參考文獻(xiàn)[3]取 ka = 0.96
kl = 0.89
z = pca
( p0 + Dp0 ) kakl
3.3
=
?
(1.6 + 0.23)′ 0.96′ 0.89 2
（3-9）
所以取 v 帶根數(shù) z=2
8、計算預(yù)緊力 F0 ：
P ? 2.5 -1?
ca ? k ÷
F = qV 2 + 500 è a ?
0 z
（3-10）
查表知 q=0.07 kg / m
0
F = 0.07 ′ 7.532 + 500′
3.3
è ?
? 2.5
? = 225.25N
9、計算作用在軸上的壓軸力 Fp :
2′? 0.96 -1÷
（3-11）
F = 2z sin a = 2′ 2′sin
p 2
159.52°
2
= 302N
（3-12）
10、帶輪結(jié)構(gòu)設(shè)計
(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、皮帶采用自動張緊或定期張緊。
3.3 齒輪的設(shè)計計算
3.3.1 d=60mm 的齒輪計算和校核
d=60mm 的齒輪模數(shù)的選?。?
m 3
其中： T = 0.462′105 N ·mm
Kt = 1.3
jd = 0.4
YFa = 2.3
（3-13）
YSa = 1.1
F
[s ]
= KFN ′d
S
= 0.9′ 680 = 437.14Mpa
1.4
由上式對齒數(shù)進(jìn)行試選：選取 Z=24
m 3 = = 2.2mm
由m 3 2.2mm
圓整后可取 m=2.5
幾何尺寸：因為分度圓直徑 d=60mm，模數(shù) m=2.5
h* = 1
c* = 0.25
a = 20°
d = d
= mz
= 60mm
a
中心距:
a = 1 (d
2
2 + d2
1 2 1
) = 1 (60 + 60) = 60mm 2
m a
齒頂圓直徑： d
= d + 2mh* = 65mm
da = da = 65mm
1 2
d = d = d - 2m(h* + c* ) = 53.75mm
f1 f2 1 a
對于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。考慮此齒輪振動沖擊較大，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)動速度不高，所以對精度要求不高，故選用8 級精度傳動（GB10095-8）
（3） 按傳動方案，選用直齒輪傳動。
（4）選齒數(shù) z1 = z2 = 24
b. 按接觸強(qiáng)度設(shè)計和校核：
（1）根據(jù)公式：
2
kT u +1? z ?
dt 3 2.323 t 1 ? ?E ÷
（3-14）
jd u è [s H ] ?
選取公式內(nèi)數(shù)值：
①載荷系數(shù)： Kt = 1.3
②計算扭矩：T1 = 95.5 × 105P N = 0.462 × 105 N ? mm
③由參考文獻(xiàn)[13]選取齒輪寬系數(shù)jd =0.5
④由參考文獻(xiàn)[9]選取材料的彈性影響系數(shù)： zE = 190MPa
⑤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
1
s H lim
= 1210MPa
1
⑥由參考文獻(xiàn)[13]查得疲勞壽命系數(shù) KHN = 0.88
⑦計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)： N = 60n jL
= 60′960′1′(2′8′300′15) = 4.15′109
1 1 h
⑧計算接觸疲勞強(qiáng)度需用應(yīng)力 取失效概率 1%，安全系數(shù) S=1
H
[s ]
1
= KHN s H lim
1 1
s
= 1064MPa
(2) 計算
①試計算齒輪分度圓直徑dt1 ：
2
kT u +1? z ? 1.3′ 0.462′105 1+1? 190 ?2
]
d 3 2.323 t 1 ? ?E ÷ = 2.323
= 59.32mm
è
è ?
?
t jd u
? [s H ÷
0.5 1
? 1064 ÷
②計算圓周速度 v： v = p dn
60
v = p ′ 60′330 = 1.04m / s 60′1000
③計算齒寬 b ：
b = jd ′ dt1 = 0.5′59.32 = 29.66mm 取 b=30mm
④計算齒寬與齒高之比 b/h：
模 數(shù) mt = 2.5
kv = 1.12 齒高
h = 2.25mt = 2.25′ 2.5 = 5.625
齒寬齒高之比 b = 29.66 = 5.27
h 5.625
⑤計算載荷系數(shù)：
由參考文獻(xiàn)[13]查得系數(shù)： kv = 1.12
直齒輪kA Ft b 3 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 = 1.37
k = kAkvka kH b
= 1′1.12′1.1′1.13 = 1.72
（3-15）
⑥按實(shí)際載荷系數(shù)校正算得分度圓直徑：
k
k
d1 = dt1 3
t
= 59.32′ = 60mm
（3-16）
⑦計算模數(shù) m：
m = d1
z1
= 60 = 2.5mm 24
c. 按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計：
m 3
彎曲強(qiáng)度的設(shè)計公式為：
（3-17）
(1) 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值：
①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
②彎曲疲勞壽命系數(shù)YFa = 2.3
③計算彎曲疲勞許用應(yīng)力
取彎曲疲勞安全系數(shù) S=1.4
④計算載荷系數(shù) K：
o = kFN s
F S
= 0.9′ 680 = 437.14MPa 1.4
k = kAkvka kFb
= 1′1.12′1.1′ 2.3 = 2.83
⑤查取應(yīng)力校正系數(shù)
由參考文獻(xiàn)[11]可查得
YSa = 1.1 ja = 0.4
T = 0.462 × 105 N ? mm
ja = 0.4
z = 24
(2) 設(shè)計計算
m 3 = 2.38
（3-18）
對此計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計算的模數(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，計算分度圓
直徑為d1 = 60
3.3.2 對于d = 74mm 齒輪的計算及校核
a. 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)
（1） 按傳動方案選用直齒輪傳動。
（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，因采用表面淬火，輪齒變形不大，不需磨削，故初選 8 級精度。
（4）選齒數(shù) z1 = 31 z2 = 31
b. 按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計：
由設(shè)計計算公式進(jìn)行計算，即：
2
kT u +1? z ?
dt 3 2.323 t 1 ? ?E ÷
jd u è [s H ] ? （3-19）
（1） 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值：
①載荷系數(shù)： Kt = 1.3
② T1
= 9.55′106
= 9.55′106 ′ 0.161
330
= 0.9′105 N ×mm
③由參考文獻(xiàn)[13]選取齒輪寬系數(shù)jd =0.5
④由參考文獻(xiàn)[13]選取材料的彈性影響系數(shù)： zE = 190MPa
⑤ 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
1
s H lim
= 1210MPa
⑥計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)： N = 60n jL
= 60′960′1′(2′8′300′15) = 4.15′109
1 1 h
⑦由參考文獻(xiàn)[13]查得接觸疲勞強(qiáng)度壽命系數(shù)：
kHN
= kHN 2 = 0.9
1
⑧計算接觸疲勞許用應(yīng)力： 取失效概率 1%，安全系數(shù) S=1
H
[s ]
1
= KHN s H lim
1 1
s
= 1064MPa
（2） 計算
①計算齒輪分度圓直徑dt1 ：
2
kT u +1? z ?
è ?
1.3′ 0.9′105 1+1? 190 ?2
]
d 3 2.323 t 1 ? ?E ÷
= 2.323
= 69.45mm
è
?
t jd u
? [s H ÷
0.5 1
? 1064 ÷
②計算圓周速度 V： v = p dn
60
v = p ′ 69.45′ 330 = 1.199m / s 60′1000
③計算齒寬 b：
b = jd ′ dt1 = 0.5′ 69.45 = 34.725mm
④計算齒寬與齒高之比 b/h：
模數(shù) mt1
= dt1
z
1
= 2.24
kv = 1.12
齒高 h = 2.25mt = 2.25′ 2.24 = 5..04mm
齒寬齒高之比 b = 34.725 = 6.89
h 5.04
⑤計算載荷系數(shù)：根據(jù) V=3.44m/s,8 級精度由參考文獻(xiàn)[13]查得系數(shù)： kv = 1.12
直齒輪kA Ft b 3 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 = 1.37
k = kAkvka kH b
= 1′1.12′1.1′1.13 = 1.72
⑥按實(shí)際載荷系數(shù)校正所行分度圓直徑：
= k
k
d1 dt1 3
t
= 69.45′ 3
1.72
1.3
= 74mm
（3-20）
⑦計算模數(shù)： m = d1
z1
= 74 = 2.5mm 31
c.按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計：
彎曲強(qiáng)度的設(shè)計公式為：
m 3
（3-21）
① 由參考文獻(xiàn)[6]查得齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限：
s FE
= 680MPa
② 由參考文獻(xiàn)[6]查得彎曲疲勞壽命系數(shù)：
kFN1 = kFN 2 = 0.88
③ 計算彎曲疲勞許用應(yīng)力：
F1
取彎曲疲勞安全系數(shù)S = 1.4 [s ]
= kFN1 s FE
S
= 0.88′ 680 = 427.41MPa 1.4
④ 計算載荷系數(shù)： k = kAkvka kFb
= 1′1.12′1.1′1.37 = 1.69
⑤ 查取齒形系數(shù)：參考文獻(xiàn)[7]查得：
YSa1 = YSa2 = 1.55
⑥ 查應(yīng)力校正系數(shù)：由《機(jī)械設(shè)計》P—197 表 10—5 查得：
YFa1 = YFa2 = 2.63
⑦計算： m 3 =
= 2.38
對比計算結(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)度計算的模數(shù) m 略小齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計算的模數(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 = 74mm
1
z = d1 m
= 74
2.5
= 31
3.3.3 對于d = 80mm d = 140mm 齒輪的計算及校核：
第二級降速機(jī)構(gòu)兩齒輪的設(shè)計：
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/min
2 1.8
傳動功率：
p = 665w
a. 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)
（1） 選用直齒輪傳動。
（2） 考慮減速機(jī)構(gòu)振動較大，在設(shè)計強(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 48—55HRC。
（3） 選取精度等級：因采用表面淬火，輪齒的變形不大，故選 8 級精度。
（4） 試選小齒輪齒數(shù) z1 = 29 z2 = i
b. 按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計：
2
kT u +1? z ?
dt 3 2.323 t 1 ? ?E ÷
jd u è [s H ] ? （3-22）
（1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 ：
① 試選載荷系數(shù) Kt = 1.3
②計算扭矩： T = 9.55′106 P n = 9.55′106 ′ 0.665300 = 2.1′105 N · mm
③由參考文獻(xiàn)[7]選取齒輪寬系數(shù)jd =0.5
④由參考文獻(xiàn)[7]選取材料的彈性影響系數(shù)： zE = 190MPa
⑤ 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
1
s H lim
= 1210MPa
⑥應(yīng)力循環(huán)次數(shù)： N = 60n jL = 60′960′1′(2′8′300′15) = 4.15′109
1 1 h
N 4.15′109 9
N2 = 1 = = 2.31′10
i 1.8
⑦參考文獻(xiàn)[7]查得接觸疲勞壽命系數(shù):
1
KHN = 0.88 KHN 2 = 0.89
⑧計算接觸疲勞需用應(yīng)力： 取失效概率為 1% ，安全系數(shù) S=1
H
[s ]
1
= KHN s H lim
1 1
s