【文章內(nèi)容簡介】 成一個梯度的空間通道 ,這個通道 ,蓮子槽和驅(qū)動輪的壓力和切向摩擦力驅(qū)動輪的滾動狀態(tài) ,軋制過程中 ,蓮子逐漸調(diào)整滾動位置長軸方向和基本垂直滾動的方向 ,達到理想的切割位置 ,然后輸入驅(qū)動輪切割的切割幻燈片和構(gòu)成通道 ,通道蓮子 ,繼續(xù)切割方式和驅(qū)動輪和 驅(qū)動輪的壓力軋制條件下 ,切向摩擦的滑動導(dǎo)軌中間的刀片 ,當(dāng)蓮子通道減少刀片連續(xù)滾環(huán)切完成外殼。 蓮子 脫殼 機 方案確定 經(jīng)以上對比分析確定了最終的設(shè)計方案，采用兩個工位，由電機作為動力的方案進行脫殼， 方案如圖 所示。 圖 新型 蓮子 脫殼 機 本文設(shè)計的新型 蓮子 脫殼 機主要包括電動控制部分、 漲緊調(diào)節(jié) 部分、 傳送部分、彈性支撐等部分組成。 工作原理：人工將蓮子導(dǎo)入大料斗中，蓮子自動落入小料斗 ，電機通過減速機由鏈傳動將動力分別傳給兩端輸送帶輪， 從而帶動輸送帶的傳動，輸送帶的從動帶輪輪軸上面安裝鏈輪，經(jīng)鏈傳 動將動力傳給導(dǎo)向輪，隨著導(dǎo)向輪的轉(zhuǎn)動，蓮子有序的落入輸送帶上，導(dǎo)向輪側(cè)邊設(shè)有滾輪， 隨著滾輪與移動刀具的接觸，在復(fù)位彈簧的作用下，實現(xiàn)刀具的左右移動，完成蓮子的脫殼。 蓮子 定位 解決 方案 為解決現(xiàn)有 蓮子 脫殼 機器中普遍存在的 定位 等問題，進一步提高產(chǎn)品的質(zhì)量和成品率，分析了現(xiàn)有機器定位對準(zhǔn)方式，指出了產(chǎn)生上述不足的原因是由于沒有考慮 蓮子 大小不同引起 蓮子 與 導(dǎo)向輪 相對位置的變化 蓮子 脫殼 時， 導(dǎo)向輪 應(yīng)始終對準(zhǔn)棗核中心。但 由于 蓮子 的大小不同和定位不合理，使得 導(dǎo)向輪 經(jīng)常偏離 蓮子 核中心，造成 定位不準(zhǔn)確現(xiàn)象，影響質(zhì)量和成品率 。文中通過對不同大小紅 蓮子 定位后中心位置變化規(guī)律的定量分析，設(shè)計了 滾槽 對準(zhǔn)機構(gòu)，并對機構(gòu)的對準(zhǔn)誤差和主要影響因素進行了詳細分析。該機構(gòu) 能夠調(diào)整 蓮子 的位置 ，適應(yīng)不同的大小變化 。 圖 導(dǎo)向輪 本章小結(jié) 首先針對本課題提出的要求，對市面上的各種 脫殼 機進行分析比較，了解他們之間的確缺點與長處，結(jié)合各種機構(gòu)特點，設(shè)計出了新型 蓮子 脫殼 機，主要包括 電動控制部分、漲緊調(diào)節(jié)部分、傳送部分、彈性支撐等部分組成 。 第 三 章 蓮子 脫殼 機 設(shè)計 計算 鏈?zhǔn)菢?biāo)準(zhǔn)件，因而鏈傳動的設(shè)計計算主要是 根據(jù)傳動要求選擇鏈的類型、決定鏈的型號、合理地選擇參數(shù)、鏈輪設(shè)計、確定潤滑方式等。 一、鏈運動的主要失效形式 1．鉸鏈磨損 鏈節(jié)在進入和退出嚙合時，相鄰鏈節(jié)發(fā)生相對轉(zhuǎn)動，因而在鉸鏈的銷軸與套筒間有相對轉(zhuǎn)動，引起磨損，使鏈的實際節(jié)距變長，嚙合點沿鏈輪齒高方向外移。當(dāng)達到一定程度后，就會破壞鏈與鏈輪的正確嚙合，導(dǎo)致跳齒或脫鏈，使傳動失效。 鏈條磨損后節(jié)距變長的情況如圖所示。圖中 Dp 為鏈節(jié)距的平均伸長量。鉸鏈磨損后實際上只是外鏈節(jié)節(jié)距伸長了 2Dp，即 p2=p+2Dp。而內(nèi)鏈節(jié)距是不變的，即 p1=p。 如圖所示，可 知鏈輪節(jié)圓直徑的增量為 Dd=Dp/sin(180176。/z) 。由此可見，若 Dp 一定（通常許用伸長率 Dp/p≤ 3%），則 Dd隨鏈輪齒數(shù) z的增多而增大。因此，為了保證鏈的使用壽命，不致過早產(chǎn)生跳齒或脫鏈，除應(yīng)滿足規(guī)定的潤滑狀態(tài)外，還有必要限制鏈輪的最大齒數(shù)。 a) b) 圖 鏈條磨損 鉸鏈磨損，過去是鏈傳動的主要失效形式。近年來，由于鏈和鏈輪的材料、熱處理工藝、防護與潤滑狀況都有了很大的改進，鏈因鉸鏈磨損而失效的形式已經(jīng)退居次要地位。只有那些不能保證所要求的潤滑狀態(tài)或防護裝置不當(dāng)?shù)膫鲃?，磨損才會成為主要的失效原因。 2．疲勞破壞 由于鏈在運轉(zhuǎn)過程中所受載荷不斷改變，因而鏈?zhǔn)窃谧儜?yīng)力狀態(tài)下工作的。經(jīng)過一定 循環(huán)次數(shù)后，鏈的元件將產(chǎn)生疲勞破壞。滾子鏈在中 、低速時，鏈板首先疲勞斷裂；高速時，由于套筒或滾子嚙合時所受沖擊載荷急劇增加，因而套筒或滾子先于鏈板產(chǎn)生沖擊疲勞破壞。在潤滑充分和設(shè)計、安裝正確的條件下，疲勞強度是決定鏈傳動承載能力的主要因素。 3．鉸鏈膠合 鉸鏈在進入主動輪和離開從動輪時，都要承受較大的載荷和產(chǎn)生相對轉(zhuǎn)動，當(dāng)鏈輪轉(zhuǎn)速超過一定數(shù)值時，銷軸與套筒之間的承載油膜破裂，使金屬表面直接接觸并產(chǎn)生很大的摩擦，由摩擦產(chǎn)生的熱量足以使銷軸和套筒膠合。在這種情況下，或者銷軸被剪斷，或者導(dǎo)致銷軸、套筒與鏈板的緊配合松動，從而造成鏈傳動迅速失效。試驗表明，鉸鏈膠合與鏈輪轉(zhuǎn)速關(guān)系極大，因此，鏈輪的轉(zhuǎn)速應(yīng)受膠合失效的限制。 4．鏈被拉斷 在低速（ v）、重載或尖峰載荷過大時，鏈會被拉斷。鏈傳動的承載能力受鏈元件靜拉力強度的限制。少量的輪齒磨損或塑性變形并不產(chǎn)生嚴(yán)重問題。但當(dāng)鏈輪輪齒的磨損和塑性變形超過一定程度后，鏈的壽命將顯著下降。通常，鏈輪的壽命為鏈條壽命的 2~3 倍以上。故鏈傳動的承載能力是以鏈的強度和壽命為依據(jù)的。 二、鏈傳動的承載能力 傳動在不同的工作情況下，其主要的失效形式也不同，如圖 8– 13 所示就是鏈在一定壽命下，小鏈輪在不同轉(zhuǎn)速下由于各種失效 形式限定的極限功率曲線。 1 是在良好而充分潤滑條件下由磨損破壞限定的極限功率曲線； 2 是在變應(yīng)力作用下鏈板疲勞破壞限定的極限功率曲線； 3 是由滾子套筒沖擊疲勞強度限定的極限功率曲線； 4 是由銷軸與套筒膠合限定的極限功率曲線； 5 是良好潤滑情況下的額定功率曲線，它是設(shè)計時實際使用的功率曲線； 6 是潤滑條件不好或工作環(huán)境惡劣情況下的極限功率曲線，在這種情況下鏈磨損嚴(yán)重，所能傳遞的功率比良好潤滑情況下的功率低得多。 三、鏈傳動主要參數(shù)的選擇 1．鏈的節(jié)距和排數(shù) 鏈的節(jié)距大小反映了鏈節(jié)和鏈輪齒的各部分尺寸的大小，在一定條件下， 鏈的節(jié)距越大，承載能力越高，但傳動不平穩(wěn)性、動載荷和噪聲越嚴(yán)重，傳動尺寸也增大。因此設(shè)計時，在承載能力足夠的條件下，盡量選取較小節(jié)距的單排鏈，高速重載時可采用小節(jié)距的多排鏈。一般載荷大、中心距小、傳動比大時，選小節(jié)距多排鏈；中心距大、傳 動比小，而速度不太高時，選大節(jié)距單排鏈。 鏈條所能傳遞的功率 P0 可由下式確定 ≥ Pc=KAP 式中 P0––– 在特定條件下，單排鏈所能傳遞的功率 (kW)； Pc–––– 鏈傳動的計算功率 (kW)； KA–––– 工況系數(shù)，若工作情況特別惡劣時， KA值應(yīng)比表值大得多； 工況系數(shù) KA 載荷種類 輸 入 動 力 種 類 內(nèi)燃機－液力傳動 電動機或汽輪機 內(nèi)燃機－機械傳動 平穩(wěn)載荷 中等沖擊載荷 較大沖擊載荷 KZ––– 小鏈輪齒數(shù)系數(shù) KP––– 多排鏈系數(shù)； KL––– 鏈長系數(shù)，鏈板疲勞查曲線 1，滾子套筒沖擊疲勞查曲線 2。 根據(jù)式求出所需傳遞的功率，再由查出合適的鏈號和鏈節(jié)距。 小鏈輪齒數(shù)系數(shù) KZ Z1 9 10 11 12 13 14 15 16 17 KZ K162。Z Z1 19 21 23 25 27 29 31 33 35 KZ K162。Z 多排鏈系數(shù) KP 排數(shù) 1 2 3 4 5 6 KP 1 圖 鏈長系數(shù) 2．傳動比 i 鏈傳動的傳動比一般應(yīng)小于 6，在低速和外廓尺寸不受限制的地方允許到 10，推薦i=2~。傳動比過大將使鏈在小鏈輪上的包角過小，因而使同時嚙合的齒數(shù)少，這將加速鏈條和輪齒的磨損，并使傳動外廓尺寸增大。 3．鏈輪齒數(shù) z 鏈輪齒數(shù)不宜過 多或過少。齒數(shù)太少時， 1）增加傳動的不均勻性和動載荷； 2）增加鏈節(jié)間的相對轉(zhuǎn)角，從而增大功率消耗； 3）增加鏈的工作拉力（當(dāng)小鏈輪轉(zhuǎn)速 n轉(zhuǎn)矩 T1 和節(jié)距 p一定時，齒數(shù)少時鏈輪直徑小，鏈的工作拉力增加），從而加速鏈和鏈輪的損壞。但鏈輪的齒數(shù)太多，除增大傳動尺寸和重量外，還會因磨損而實際節(jié)距增長后發(fā)生跳齒或脫鏈現(xiàn)象機率增加，從而縮短鏈的使用壽命。通常限定最大齒數(shù) ≤120。 按靜強度校核鏈條： 由于鏈條處于低速重載傳動中，其靜強度占主要地位。 由參考文獻 [5]知，鏈條靜強度計算式： pfctA nFFFK Qn ???? 式中： n —— 靜強度安全系數(shù)； AK —— 工況系數(shù)， 由機械手冊 取 ?AK ； Q —— 鏈條極限拉伸載荷， 347KNQ? ； tF —— 有效圓周力， 10001000 tPFv???? cF —— 離心力引起的力， 2 cF qv????， 其中 q 為鏈條質(zhì)量，可由 機械手冊 ： mq ??； fF —— 懸垂力， 100 )s in( qgaKF ff ??? 其中 fK 為系數(shù)， 1?fK ， a 為中心距， ? 為兩輪中心線對水平面的傾角 ， ?90?? ，則 ( s in ) 6 NffK qgaF ???? pn —— 許用安全系數(shù)， 8~4?pn 。 代入數(shù)據(jù)得： A t c fpQnK F F Fn? ???? 符合強度要求。 （ 3） 鏈輪結(jié)構(gòu)尺寸的設(shè)計計算 鏈輪主要由齒圈、輪轂、輪輻和加強筋組成。鏈輪齒形的設(shè)計必須遵循以下原則： ○1 保證鏈條順利的嚙入和嚙出； ○2 具有足夠的容納鏈條節(jié)距伸長的能力； ○3 防止鏈條跳動而掉鏈； ○4 具有合理的作用角； ○5 齒廓曲線與鏈傳動的工況相適應(yīng)； ○6 加工