【文章內容簡介】 械的通用性和兼容性，使研制的花生脫殼機械通過更換主要部件能夠同時對其他帶殼物料進行脫殼加工。研制通過變換主要工作部件即能滿足不同品種花生果脫殼作業(yè)需要的脫殼機具，并提高制造工藝水平，降低制造成本，以適應不同加工企業(yè)的需要?；ㄉ摎C械能否適應這種發(fā)展趨勢，將直接影響到花生脫殼機械能否更好的推廣應用與健康發(fā)展。對花生脫殼機械的關鍵技術與工作部件進行重點攻關，改革傳統(tǒng)結構，研究新的脫殼機理，優(yōu)化結構設計；同時在整體配置上進一步改進和完善，提高脫殼率，降低花生仁破損率。目前國內外的花生脫殼機械均存在脫殼率和破損率之間的矛盾，處理好這一關鍵技術將關系到花生脫殼機械的發(fā)展前景。 向自動控制和自動化方向發(fā)展大多數(shù)機具目前仍依賴人工喂料或定位，影響了作業(yè)速度和作業(yè)質量。因此應通過機電一體化手段，開發(fā)設計自動喂料、自動定位脫殼裝置，保證均勻喂料與有效定位，實現(xiàn)機組自動化操作，進一步提高作業(yè)精確性和作業(yè)速度，提高產品質量與生產率，滿足部分大、中型加工企業(yè)的需要，以開拓國內和國外市場。新技術原理、新結構材料、新工藝將不斷應用于花生機械的研制開發(fā)中，隨著液壓技術、電子技術、控制技術以及化工、冶金工業(yè)的發(fā)展，許多復雜的機械機構、動力傳遞、笨重的材料和落后的工藝將逐漸被取代。減輕重量，減少阻力，簡化操作，減少輔助工作時間，延長使用壽命，降低勞動使用費用等將作為主要設計目標應用于脫殼機械的設計制造。隨著國內外高新技術的進一步發(fā)展，如何將這些高新技術更好的應用到實際生產中，也是目前花生脫殼機械需要盡快解決的問題?；ㄉa機械化是農業(yè)現(xiàn)代化的重要組成部分，是農業(yè)和農村經(jīng)濟持續(xù)快速發(fā)展的重要保證，近年來，花生機械裝備總量不斷穩(wěn)步增長，作業(yè)水平進一步提高，社會化服務規(guī)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(jīng)濟發(fā)達地區(qū)與示范推廣區(qū)，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(qū)，用作種子和特殊用途的花生仁仍采用傳統(tǒng)的手工剝殼，勞動生產率低，區(qū)域性發(fā)展不平衡。進入21世紀，我國花生生產機械化開始了新的發(fā)展階段，農業(yè)結構調整發(fā)生了新的變化，也對花生機械的發(fā)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(fā)展的新舞臺，為花生生產機械化真正成為農村經(jīng)濟發(fā)展的推動器提供了廣闊的市場發(fā)展條件。在一些地區(qū)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(yè)服務的優(yōu)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(yè)的不斷發(fā)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(yè)水平成為必然?；ㄉ摎C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(yè)的科技進步，為花生脫殼機械的發(fā)展提供了空間。2總體方案設計對于設計任務書中所提及的要求，應首先確定花生脫殼機的脫殼原理、清選原理，然后再擬定總體的傳動方案和結構方案，最后繪制裝配草圖。目前花生脫殼機采用的脫殼結構主要有：以打擊、揉搓為主的鋼紋桿或鋼柵條凹板結構，以擠壓、揉搓為主的橡膠滾筒或橡膠浮動凹板結構兩大類。前者存在著花生破碎率高的缺點，后者脫殼效率與脫凈率不高。還有一種采用差速輥對滾的脫殼方式，具有破碎率低，生產率、脫凈率都能達到較好效果的特點。因此，本設計中采用這種原理來設計花生脫殼機。清選機構也是本設計中的重要部分，清選機構多采用振動篩配合清選風機，來達到清選的目的，最后得到清潔的花生米。針對以上分析，設計了如圖11的脫殼原理示意圖。 圖11 花生脫殼機原理示意圖圖21 花生脫殼機原理示意圖如圖11所示，動力從電動機皮帶輪1傳出，快速輥3順時針轉動；在兩個換向齒輪7的換向作用下，慢速輥6逆時針轉動。這樣兩個轉速不一樣的滾筒就將花生帶入間隙。由于間隙較小，因此對花生有擠壓作用；而快慢輥的轉速不一樣，就產生對花生的撕搓作用。在擠壓和撕搓的共同作用下，花生殼就會被除去。去殼后，花生和花生殼的混合物就落在振動篩11上，振動篩在振動篩曲軸9的作用下做往復運動，較大的花生殼就被過濾掉，從振動篩的左邊流走。較小的花生殼和花生米在下落過程中受到風機10的作用，只要控制好送風量，較小的花生殼和粉塵就被吹走，得到清潔的花生米。除此之外，設計任務書中還要求脫殼的間隙可以調整，以適應不同品種的花生，這在上述的原理中也是可以實現(xiàn)的。由于慢速輥6上有齒輪，結構復雜，因此本設計中調整快速輥3的水平位置，來實現(xiàn)脫殼間隙的可調性。軋輥是安裝在軸上的，軸是靠軸承和軸承座來支撐的，因此，只要調整軸承座的位置，軋輥就跟著移動，脫殼間隙也就可以調整了。本設計中設計了可以調整位置的軸承座來調整脫殼間隙，但是，這會引起皮帶輪1和皮帶輪2的中心距的變化，皮帶的張緊力就會發(fā)生變化，從而影響脫殼的效果。可以設置一個張緊輪，在調整軸承座后，對皮帶進行張緊，這樣就不會影響到傳動的有效性。這樣，脫殼原理和傳動方案就基本確定了。以下分析對各個主要零件的要求。圖22 花生脫殼機裝配簡圖由于是加工站用花生脫殼機，不經(jīng)常移動，脫殼量大，利用率也較高。因此，脫殼機機體可以采用鑄造。在保證強度的前提下，應盡量結構簡單，節(jié)省材料，減輕重量。軋輥是最關鍵的脫殼零件，軋輥的間距、轉速、直徑、材料都直接影響到脫殼的效果，因此軋輥這幾個參數(shù)是須仔細確定的。皮帶輪主要是傳遞動力，其尺寸將由皮帶傳動的計算給出。除此之外，還應該保證傳動安全可靠，布置合理。各軸受到循環(huán)交變應力，應保證其疲勞強度。振動篩是篩選的關鍵零件，篩選的速度、頻率、篩選孔的大小是影響篩選效果的關鍵參數(shù)。風機主要要確定其送風量，來保證二次清選的有效。綜合以上分析，畫出花生脫殼機裝配草圖如圖12。前文中已經(jīng)列出了主要零件，在此將對各個零件的選材進行分析和選擇。機體的材料，考慮是加工站用，使用率很高，不經(jīng)常移動，可以采用HT200。脫殼輥采用Q235，承受的力較大，有一定的剛度。軸受到彎矩、扭矩的作用，所有的軸均采用45鋼調質處理。兩個齒輪由于只起到換向作用，不需要采用不同的材料，因此都采用同一種材料，均使用45鋼調質。軸承蓋無特殊要求，采用HT200。張緊輪采用HT200。振動篩連桿采用45鋼，承受一定的沖擊載荷，振動篩采用45鋼。這樣基本的零件材料就選定了。表21脫殼輥相關參數(shù)項目代號參數(shù)值快輥直徑dk350mm慢輥直徑dm350mm快輥轉速nk350r/min慢輥轉速nm250r/min快慢輥長度l500mm脫殼最小間隙lj10mm快慢輥速度差v0電動機為整個機械提供動力，必須選擇合適功率和轉速的電機，保證設計符合要求。在選擇電機之前，先確定脫殼輥的參數(shù)，以此來估計整個系統(tǒng)需要的功率。經(jīng)過查閱相關文獻和參照以往所設計的類似產品的參數(shù)，初步選定參數(shù)如表21。無論輥的轉速如何，在兩輥之間的花生總是占據(jù)著一定的空間，那么這個空間所能夠容納花生的顆數(shù)也是一定的，這樣就可以估算兩個輥的受力情況?；ㄉ趦奢佒g的空間如圖13。圖23 脫殼輥間花生占據(jù)的體積花生所能提供的空間V=50013=419900mm3每顆花生的體積，根據(jù)所做的花生尺寸統(tǒng)計數(shù)據(jù)Vi=151545=10125mm3受力花生的顆數(shù)k=VVi=41990010125=42按照每顆花生受40N的切向力計算，沿輥切線方向的力Ft=40k=4042=1680N徑向力按照每顆花生受60N計算，沿輥徑向的力Fr=60k=6042=2520N那么，整個機器消耗在脫殼上的功率P1=Ftv0=1680=另外估計振動篩所消耗的功率為P2=1kW左右，那么所設計的機器總功率估計值P=P1+P2=+1=考慮功率傳遞的損失及估算的誤差，選擇功率為4 kW的電動機來作為整個系統(tǒng)的動力。參考手冊[2]，選擇Y系列封閉式籠型三相異步電動機電動機，其型號及參數(shù)如表22。表22 主電機參數(shù)型號額定功率/kW轉速/( r/min)電流/A效率/ %功率因數(shù)cosφY160M18720843脫殼清選裝置設計首先確定各參數(shù)的意義，方便以后的計算。如圖21。D1—電動機皮帶輪直徑 D2—快速輥皮帶輪直徑D3—慢速輥大皮帶輪直徑 D4—慢速輥小皮帶輪直徑D5—振動篩皮帶輪直徑圖31 皮帶輪參數(shù)示意圖首先根據(jù)皮帶輪所傳遞的功率選擇電動機，計算功率Pc=KAPkA—工作情況系數(shù)，據(jù)書[3]。P —傳遞的功率，此處為電機傳遞到快輥的功率。 因此Pc== 查書[3]，選為A型帶，為了保持一致性，整個帶傳動均采用A型帶。D1帶輪的直徑由書[3]，取為125mm。D2帶輪直徑為D2=1εD1n1n2ε —帶傳動滑動率，根據(jù)書[3]，取為1%。n1—D1帶輪的轉速，此處為電機轉速720r/min。n2—D2帶輪的轉速，此處為快速輥轉速350r/min。D2=11%125720350= 取標準帶輪直徑D2=250mm。D2帶輪的實際轉速n2=1εD1n1D2n2=11%125720250=皮帶的長度L=πDm+2a+Δ2aDm—Dm=D1+D22=125+2502=。Δ —Δ=D2D12=2501252=。a—初取中心距，據(jù)書[3]，取為500mm。L=+2500+=查書[3]，取標準帶長Ld=1600mm。則實際中心距a=LπDm4+14LπDm28Δ2a=+=D1帶輪包角α1=180176。D2D1a60176。α1=180176。60176。=176。α1=176。120176。，符合包角要求。帶速v=πD1n1601000v=125720601000= 傳動比i=n1n2i==V帶根數(shù)z=PcP0+ΔP0kαklP0—單根V帶傳遞的功率，由書[3]。ΔP0—單根V帶傳遞的功率增量，由書[3]。kα—包角系數(shù)，由書[3]。kl—包角系數(shù)，由書[3]。z=+= 因此，只用1根V帶就可以滿足要求 張緊力F0=+qv2q—V帶質量，由書[3]。F0=500+=軸上的載荷FQ=2zF0sinα12FQ=21176。2= 軸上載荷將在軸的設計中用到，至此，該皮帶傳動設計就完成。上一節(jié)已經(jīng)選用了A型帶，電動機皮帶輪直徑也已經(jīng)確定。D3帶輪直徑為D3=1εD1n1n3n3—D3帶輪的轉速，此處為慢速輥轉速250r/min。D3=11%125720250= 取標準帶輪直徑D3=355mm。D3帶輪的實際轉速n3=1εD1n1D3n3=11%125720355=251r/min皮帶的長度L=πDm+2a+Δ2aDm—Dm=D1+D32=125+3552=240mmΔ —Δ=D3D12=3551252=115mma—初取中心距，考慮到整個傳動的布置，取為600mm。L=240+2600+1152600=1975mm查書[3]，取標準帶長Ld=2000mm。則實際中心距a=LπDm4+14LπDm28Δ2a=2404+240281152=D1帶輪包角α1=180176。D3D1a60176。α1=180176。60176。=176。α1=176。120176。，符合包角要求。 帶速v=πD1n1601000v=125720601000=傳動比i=n1n3i=720251= V帶根數(shù)z=PcP0+ΔP0kαklPc—傳遞到慢輥帶輪的功率的計算功率，由于振動篩經(jīng)過此皮帶輪傳動，故包含振動篩功率， kW計。P0—單根V帶傳遞的功率，由書[3]。ΔP0—單根V帶傳遞的功率增量，由書[3]。kα—包角系數(shù)，由書[3]。kl—包角系數(shù)，由書[3]。z=+= 因此，選用2根V帶就可以滿足要求 張緊力F0=+qv2F0=500+=軸上的載荷FQ=2zF0sinα12FQ=22176。2=858N軸上載荷將在軸的設計中用到，至此，該皮帶傳動設計就完成。此處的齒輪只用來改變慢輥的轉動方向，而不需要改變轉速，因此傳動比i=1。此處使屬于閉式軟齒面標準直齒圓柱齒輪傳動，先以齒面接觸疲勞強度來確定基本參數(shù)，再校核彎曲疲勞強度。由于比i=1，因此兩個齒輪的受力情況一致，故只需計算一個齒輪，另一個齒輪的參數(shù)完全一樣。，現(xiàn)查書[3]，其硬度為229~286HB，平均取258HB。齒輪受到的轉矩來自于慢輥，因此齒輪轉矩T=Ftdm2Ft—慢輥的切向力。