【正文】 ????? TMMM DDD ?左右左 () D截面的抗彎截面系數 223 3 3 3b t d t 1 0 4 3 0 4W = d = 3 0 = 2 . 2 1 0 m m3 2 2 d 3 2 2 3 0? ? ? ?? ? ? ??（ ） （ ） 式中，查 [6]P53表 41得 b=10mm， t=4mm 234 mm/????? 左左? 查 [5]P315表 ， 45鋼，σ =600N/mm2， 得 b[ ]=55MPa? Da b[]??? ， 滿足強度要求，設計合理。 4. 幾何尺寸計算 （ 1）計算分度圓直徑 1 1 1 31 4 124d d z m m m m m? ? ? ? ? （ 2）計算中心距 12 1 2 4 1 2 4 12422dda m m m m??? ? ? （ 3）計算齒輪寬度 1 124 d m m m m?? ? ? ? 取 1237B B mm?? ， 北華大學學士學位論文 30 由于齒輪的齒頂圓直徑小于 500mm，因此采用腹板式。 7） 由 [5]P226 表 計算應力循環(huán)次數。 ， ? =34，hamin=2， hfmin=7， ? min=， bp= 取 ha=3mm， hf=8mm， ? =6mm 輪緣寬度 B=4f=36mm 槽寬 b=bp+2ha tan（ ? /2） = 頂圓直徑 Dw1=D1+2ha=100mm 帶輪所配合的軸徑直徑 d=16mm 北華大學學士學位論文 27 圖 46 壓輥與喂料輥連接的帶輪 齒輪傳動的設計計算 ，精度等級，材料及齒數 1） 根據本次設計松籽剝殼機的實際情況，選用直齒圓柱齒輪傳動。 5．驗算小帶輪上的包角 1? ? ? ? ?1 2 1 6 0 6 01 8 0 1 8 0 1 0 0 7 5 1 7 1 . 2 9 0170dddd a? ? ? ? ? ? ? ? ? （ ） 北華大學學士學位論文 26 z 1)計算單根 V帶的額定功率 rp 。 2）驗算帶速 v 。 查 [5]P190 表 得 1K?? ，查 [5]P194 表 得 ?LK ，于是 kwKKPPP Lr )( 00 ?????? ? () 2）計算 V 帶的根數 z。根據式（查 [5]P188 表 ），計算大帶輪的基準直徑 2d mmidd dd 8080112 ???? () [5]P189 表 ，圓整為 mmdd 802 ? 。 pF 壓軸力的最小值為 NZFFP in12 10 ?? ? () 松籽剝殼機其功率較小，而且傳遞的載荷較小，故可以選 HT150帶輪的材料。 3）按 [5]P182 式 計算實際中心距 a 。 3．確定帶輪的基準直徑 d 并驗算帶速 v 1）初選小帶輪的基準直徑 1d 。就本次設計的剝殼機，其功率較小，而且傳遞的載荷較小，故可以選 HT150 帶輪的材料。 5．驗算小帶輪上的包角 1? ? ? 0001201 ????? ?? dd dd () z 1)計算單根 V帶的額定功率 Pr 。 2）驗算帶速 v 。因此采取帶傳動和齒輪傳動的配合傳動方式。窩眼孔設計成仿松籽形狀，由表 11來確定窩眼孔的具體尺寸，長取 20mm，寬取 12mm，深度取 10mm。其效率高，工作可靠，結構簡單，維護方便，價格低，適用于農機食品加工機械的。但擠壓力需要合適的大小，從省力方面考慮，壓輥直徑選小些好。松籽破殼加工時擠壓輥間隙與松籽厚度之間關系如圖所示。 Pny為 Pn在垂直方向上的分力．它促使松籽設脫離擠壓輥。但此種方法松籽只在同一部位受到擠壓作用，很難保證為了的有效剝離，其次，穩(wěn)定性差，剝殼率低。 破殼原理 如圖 23所示。這種方法只能單次順序的將松子一粒一粒的送入槽中，并且不能很好的保持松仁的完整性。故這種方法沒有用于大量生產中 。就目前 市場上 投入使用的剝殼機 ,其主要還是以保證其脫殼的高效率及其完整性為主。 N1AN2 、 N1BN2是相貫線，兩者構成第二分型面。刀棍 的 速度 是可調 結其快慢 ，沿軸向喂入的松籽在 高速旋轉的組合刀具下逐漸分離破碎 。 北華大學學士學位論文 2 國內外松籽剝殼技術的研究 常溫機械及高壓氣流聯(lián)合脫殼法 該方法是 先 將 新 鮮 的 松籽在高速旋轉 的 輥刀和高速打擊片 中進行破殼 ，在刀棍的作用下 先 將松籽外皮 初步 破 碎 ，再由高速 旋轉的 鋼片將松籽外殼 去 掉，然后松籽進 入高壓氣流脫皮機，在這里松籽被近一步脫殼。目前，松籽加工產品開發(fā)面臨的關鍵技術難題就是脫殼及護色。因此極為珍貴。總結該機具有正機工作平穩(wěn)安全，結構簡單緊湊，剝殼效率高，完整性高，生產效率高等特點。北華大學學士學位論文 第二章 總方案的確定 摘要 由于松籽具有體積小、表面光滑的特性，所以目前現有的對松籽剝殼方法存在著很多的缺陷和不足。不僅是技術上的突破，具有更高的實用價值，可以大大滿足市場對松籽的需求，實現對松籽的機械化大規(guī)模生產。其種子 粒大，種仁味美，被譽為“長生果”、“長壽果”，并以較高的營養(yǎng)價值受到人們的青睞 。保證松仁原有形狀、成分和色、味、形狀不變的條件下，去除松籽堅硬的外殼和軟薄的紅皮 就成為了目前需要解決克服的技術難題 。這種設備剝殼率較小，但紅衣去凈低，一般要配置專門的紅衣二次去除設備。這種方法雖然脫殼率較高，但 對 松仁 的完整性不能很好地保證 ，經脫殼后需進一步加工處理 來獲得松仁 ，同時增設了松籽的篩選工序，造價較高 ，不宜大面 積推廣使用。直線N1N2是相貫線公共弦。這也是我們研究的主要內容。試驗臺如圖 。故不適宜大量高效的投入生產 。數據得出：采用適當的分級和松籽喂入方式，對輥擠壓方式基本滿足生產實際要求。 總體方案的選定 本次課題設計的對軸式松籽脫殼機采用的是雙軸梯形槽碾壓式去殼，機械機構簡圖如圖 所示。 Pry為 Pr在垂直方向上的分力，它將松籽拉入擠壓輥間。 松籽厚度 H = 杏仁厚 + 兩邊棱皮厚 + 核殼內表面與杏仁之間間隙； 又：松仁厚 + 兩邊棱皮厚 = 兩擠壓輥間最小間隙 ( mine )。因此確定擠壓輥直徑時要綜合考慮上述幾種情況，在滿足導 入條件的前提下，兼顧考慮設計要求的生產率，而后盡量選擇小些。由于啟動性能好，也適用于某些要求較高啟動轉矩的機械。 圖 37 喂料輥示意圖 分離 裝置的設計 農業(yè)機械和食品機械中，分離裝置是根據物料尺寸的差異，更具一層或數層靜止或運動的篩面對物料進行篩選。 其動力傳遞示意圖如 圖 41所示。驗算帶的速度 ,因為 30 /v m s? ，故帶速合適。 由 mmdd 551 ? 和 1 100 / minnr? ，查 [5]P192 表 得 kwP ? 。 北華大學學士學位論文 19 2）帶輪的結構形式 V帶輪由輪緣、輪輻和輪轂組成。由表 [5]P189，取小帶輪的基準直徑 mmdd 551 ? 。 mmLLLa ddd 0 ???? () 中心距的變化范圍 ~750mm。 查 [5]P179表 [7]P379附表 7確定輪緣尺寸， f=9mm， E=12177。 4．確定 V 帶的中心距 a 和基準長度 dL 北華大學學士學位論文 23 1）初定中心距 mma 3500 ? 。 由 上述 式 得 3 ??? rcaPPz （ ） 取 6根。驗算帶的速度 11 7 5 1 2 0 / 0 . 4 7 /6 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0ddnv m s m s?? ??? ? ??? () 因為 30 /v m s? ，故帶速合適。 由 1 75dd mm? 和 1 60 / minnr? ，查 [5]P192 表 得 0 kw? 。 2） 剝殼機為一般工作機械，速度不高，故選用 7 級精度（ GB 1009588） . 3） 材料選擇：由于剝殼機的功率不是很高， 故由 [5]P211 表 選擇齒輪材料為 40Cr,硬度為 260HBS。 ? ? 8116 0 6 0 6 0 1 2 8 3 0 0 1 5 2 .5 9 2 1 0hN n jL? ? ? ? ? ? ? ? ? ? () 8 812 2 .5 9 2 1 0 2 .5 9 2 1 01NN i ?? ? ? ? () 8）由 [5]P224 圖 取接觸疲勞壽命系數 。 下面繪出齒輪的形狀草圖如圖 47。 北華大學學士學位論文 33 北華大學學士學位論文 34 第五章 軸承和鍵的選擇和校核 軸承的選擇和校核 齒輥軸軸承的選擇與校核 選用深溝球軸承 6005 [6]P64 表 可知深溝球軸承 6005 的基本參數如下： Cr=10kN 由 [5]P375 查得 ?=10/3 NFFF AZAYrA 2222 ????? () NFFF BZBYrB 2222 ????? () 因 ABrrFF? ，所以只對 A 軸承校核即可。 ????? 右左右左 DZDZDD MMMM () 按脈動循環(huán)變化，查 [5]P315表 1 b 0 b= 55MP a = 95MP a??? ， 應力校正系數 1 b 0 b=[ ] /[ ] =55/95= ? ? ?? mmNT ?????? 35 ? D點彎矩： ? ? 42239。 33137( ) 1 0 1 . 1 1 0 . 1 6 ( ) 0 . 4 7 1 0 3 7 1 . 1 7 5124H bK A B C bd? ??? ? ? ? ? ? ? ? ? ? 由 ? ， ? ? ；故載荷系數 1 1 V H HK K K K K??? ? ? ? ? ? 6） 按實際的載荷系數校正所得的分度圓直徑，得 3 31 2 1 1 . 2 3 41 2 4 1 2 41 . 2t tKd d d m mK? ? ? ? ? () 設計計算 ? ? 41 33 2212 2 34 58 10 34 62 7 31FSFdK T Y Y Ym mmz ? ? ??? ?? ? ? ?? ? ? ? ??? ??? () 由計算結果知，齒面接觸疲勞強度計算的模數 m大于由齒根 彎曲疲勞強度計算的模數，由于齒輪模數 m的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數與齒數的乘積）有關，可取由彎曲強度算得的模數 4并就近圓整為標準值 m=4mm,按接觸強度算得的分度圓直徑 1d =124mm，算出齒輪 1齒數 : 11 124 314dz m? ? ? 1 1 31 31z? ? ? 這樣設計出來的齒輪傳動，既滿足了齒根彎曲疲勞強度，又滿足了齒面接觸疲勞強度，并做到結構緊湊，避免浪費。 6） 由 [5]P221 表 查得材料的彈性影響系數 MPa? 。 查 [5]P179表 [7]P379附表 7確定輪緣尺寸， f=9mm， E=12177。 00 6 3 0 6 1 5 . 81 7 0 1 7 7 . 122ddLLa a m m m m????? ? ? ? ????? （ ） 中心距的變化范圍為 170~。由表 [5]P189，取小帶輪的基準直徑 1 75dd mm? 。 根據 1 60 / minnr? ， 1i? 和