【文章內(nèi)容簡(jiǎn)介】 =6100qsnfL+△l =6100900300+50 =1066Kg/h所以 兩對(duì)輥計(jì)算生產(chǎn)率為2132Kg/h 設(shè)計(jì)要求為1500kg/h,2132kg/h1500kg/h符合設(shè)計(jì)要求。 6 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(duì)輥的生產(chǎn)率1500Kg/h左右，這是經(jīng)過(guò)實(shí)驗(yàn)后得出結(jié)論。： 本機(jī)剝皮裝置直接利用《新型剝皮裝置》專(zhuān)利技術(shù)，其剝皮輥為高苯橡膠面，有數(shù)條螺旋相互嚙合，高低配置成對(duì)使用，每?jī)蓪?duì)輥組成一槽型，每個(gè)輥軸上有每節(jié)250mm的四節(jié)膠輥串接而成螺旋首尾相接，局部磨損后便于更換，下輥5為固定輥，上輥3可繞鉸接點(diǎn)轉(zhuǎn)動(dòng)，既兩輥嚙合間隙時(shí)可調(diào)的。保證果柄可以通過(guò)，兩輥可以調(diào)節(jié)螺栓6來(lái)調(diào)節(jié)，所以可以根據(jù)不同的品種來(lái)適當(dāng)調(diào)節(jié)螺栓，使果穗順利通過(guò)。 玉米在兩輥所形成的槽型中，輥面的凸棱對(duì)苞葉有撕裂作用，由于兩輥的螺旋相互嚙合，使玉米苞葉在自轉(zhuǎn)過(guò)程中被嵌入凹槽中，此時(shí)由于兩輥的轉(zhuǎn)動(dòng)使苞葉被扯掉，玉米的自轉(zhuǎn)主要由于兩輥對(duì)玉米摩擦力大小不同，雖然兩輥的材料不同，但卻由于兩輥與玉米之間的壓力角不同而產(chǎn)生不等的摩擦力FF2且F1F2，而使得玉米能夠產(chǎn)生自轉(zhuǎn)。 兩輥中心距a=，當(dāng)果穗直徑為∮60時(shí)果穗重力N與下輥壓力方向角a2=5176。與上輥方向壓力角a1=176。，其相應(yīng)摩擦力： F1=176。=?f由于F1F2且方向相反，因此果穗在剝皮過(guò)程中產(chǎn)生轉(zhuǎn)動(dòng)，可加速剝皮過(guò)程，為加速果穗下移速度，剝皮輥還要有一定傾角，傾角小，下滑速度慢，生產(chǎn)率低傾角大，剝凈率低，本機(jī)通過(guò)部件試驗(yàn)，確定剝皮輥傾角為12176。果穗通過(guò)間隙，根據(jù)實(shí)測(cè)果穗直徑最大不超過(guò)∮65，為防止過(guò)大的果穗卡滯現(xiàn)象通過(guò)70mm，可使果穗繞自身軸線自由轉(zhuǎn)動(dòng)，為防止在剝皮過(guò)程中產(chǎn)生果穗治理造成脫粒，在剝皮輥上方設(shè)有壓穗板，壓穗板通過(guò)間隙為70mm.執(zhí)行部件及機(jī)架設(shè)計(jì)： 果穗料斗不但呀有暫存果穗的能力，而且嗬喲能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12176。角，在長(zhǎng)度上按展開(kāi)1000mm設(shè)計(jì)，因?yàn)榭紤]到玉米進(jìn)入到剝皮輥時(shí)的方向性，所以將出口處的滑板設(shè)計(jì)成與剝皮輥組數(shù)相等的槽型， 7盡可能保證每次只能通過(guò)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(duì)剝皮輥工作，所以進(jìn)料斗必須設(shè)計(jì)成雙出口的結(jié)構(gòu)。玉米需自動(dòng)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(yàn)數(shù)據(jù)選傾斜度為12176。為保證玉米滑向剝皮輥時(shí)每次只能通過(guò)一穗玉米，可將出口設(shè)計(jì)成與剝皮輥組數(shù)相同的槽型（如下圖5）。同時(shí)為保證玉米在剝皮過(guò)程中受切向力的擠壓導(dǎo)致彈出，在剝皮輥上方增加兩個(gè)壓穗板，以防止果穗彈出。下料斗是在玉米剝皮結(jié)束后，果穗畫(huà)出的裝置，它可以設(shè)計(jì)成任何方便的形狀。、連接架的設(shè)計(jì)： 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(mǎn)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，因此物特別要求。傳動(dòng)部分設(shè)計(jì)兩輥對(duì)玉米產(chǎn)生的兩個(gè)摩擦力FF2分別為： Fb=Nbf Fa=NaF X=0Y=0 = Nbsinβ+FbcosβNasinθFacosθ=0Nacosβ+NacosθFbsinβFasinθ=0 H=23R= 8 cosγ= γ=176。 cosφ= φ=176。 θ=90φγ=176。 β=180176。2φθ=176。 δ=180176。θβ=176。 所以： Na=Qsinβsinδ= Nb=Qsinθsinδ= 所以： Fa=Naf=== Fb=Nbf=== 由實(shí)驗(yàn)可知，撕破苞葉的抓取力F1大約為 F1= 同時(shí)在自轉(zhuǎn)過(guò)程中撕扯力 F2=F1f2== 根據(jù)實(shí)驗(yàn)可知，扯斷苞葉所需力F3 F3=102N 故F=F1+F2+F3= 此時(shí)每個(gè)軸所承受的力不僅有F，而且還要有Fa與Fb。每對(duì)剝皮輥消耗的功率：N=F*V=因此兩對(duì)輥消耗的總功率：N總=2=105N?mm與皮帶輪同軸的齒輪所需扭矩為（d=144mm） 9T=105p3001000=105N?mm： 已知：電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速n=1440r/min i= A型帶 P=3kw 確定計(jì)算功率Pca： 工作情況系數(shù)KA=，故Pca=KAp=3kw= 選取窄V帶帶型： 根據(jù)Pca、n電由《機(jī)械設(shè)計(jì)》P—152圖8—9確定選用SPA型帶。確定帶輪的基準(zhǔn)直徑： 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》P—145表8—3和P—153表8—7取主動(dòng)輪直徑 dd1=100mm。根據(jù)式i=n1n2=dd2dd1，從動(dòng)帶輪直徑dd2=idd1=100=240mm根據(jù)《機(jī)械設(shè)計(jì)》P—153表8—7，取dd2=250mm。驗(yàn)算帶的速度：V=πdd1n電601000=π1001440601000=35ms所以：帶的速度合適。 確定窄V帶的基準(zhǔn)長(zhǎng)度和傳動(dòng)中心距： +dd2a02dd1+dd2，初步定中心距a0=400mm 計(jì)算帶所需的基準(zhǔn)長(zhǎng)度： Ld，=2a0+π2dd1+dd2+(dd1dd2)2=1351mm 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》P—142表8—2選帶的基準(zhǔn)長(zhǎng)度Ld=1400mm。 計(jì)算實(shí)際中心距a： a=a0+(LdLd1)2=400+(14001351)2=425mm 驗(yàn)算主動(dòng)輪上的包角α1： a1=180176。dd2dd1a176。 10 =180176。250100425 176。 =176。120176。 主動(dòng)輪上的包角合適。 計(jì)算窄V帶的根數(shù)z： z=pca(P0+?P0)kak1 由n電=1440rmin，dd1=100mm，i=： P0= ?P0= 查《機(jī)械設(shè)計(jì)》P—154表8—8得kα=,查P—142表8—2得： kL=，則z=[(+)]≈2 取z=2根。 由于此機(jī)器在高速、強(qiáng)沖、強(qiáng)振動(dòng)下工作，為了使皮帶能夠安全工作，而且有時(shí)可能會(huì)有玉米卡入兩對(duì)剝皮輥中，所以取z=2。 計(jì)算預(yù)緊力F0： F0=+qV2 查表7得：q=,故 F0=500+= 計(jì)算作用在軸上的壓軸力Fp: Fp=2zsinα2=[22176。/2]N= 帶輪結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) (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。 皮帶采用自動(dòng)張緊或定期張緊。 對(duì)于d=： 根據(jù)式m≥32KT1φdz12?YFaYSa[σ]F 式中： T=105N?mm Kt= φd= 11 YFa= YSa= [δ]F=KFNδS== 由上式對(duì)齒數(shù)進(jìn)行試選：選取Z=13 則m≥32KT1φdz12?YFaYSa[σ]F=32132?= 所以m≥ m圓整取m=5 幾何尺寸：因?yàn)榉侄葓A直徑d=，模數(shù)m=5 所以可知此齒為一變位齒輪Z=13 Z1=Z2=13 a39。= m=5 ha*=1 c*= α=20176。 d1=d2=mz1=65mm 未變?yōu)橹行木啵篴=12(d1+d2)=1265+65=65mm 中心距變位系數(shù)：y=a39。 YZ=a39。aa=y2z1+z2=226= 分度圓壓力角：α=20176。 嚙合角α‘：cosα‘=αα‘cosα=cos20176。=cos20176。= α‘=176。 總變位系數(shù)： XΣ=Z1+Z22tanαinvα39。invα=262tan20176。176。inv20176。 =262tan20176。= 根據(jù)齒數(shù)比u=1 按線圖分配變位系數(shù)得x1=x2= 齒輪變動(dòng)系數(shù)：?y=xΣy== 齒頂圓直徑：dm=d+2mha*+x1?g=78mm da1=da2=78mm df1=d12mha*+cx1=55mm df2=df1=55mm=： 、精度、材料及齒數(shù) （1）按傳動(dòng)方案，選用直齒輪傳動(dòng)。 （2）剝皮機(jī)為一般工作，速度不高，故選用7級(jí)精度傳動(dòng)（GB100958） （3）材料選擇。由《機(jī)械設(shè)計(jì)》P—189表10—1考慮此齒輪振動(dòng)沖擊較大，選大小齒輪材料為40Cr(調(diào)質(zhì))硬度為240HBS，表面淬火，齒形變形不大，不需磨削。 （4）選齒數(shù)z2=13 z1=z2=13 12 ： 根據(jù)式：dt≥?du+1u(zE[σH])2mm (1)確定公式內(nèi)的各種計(jì)算數(shù)值 ①載荷系數(shù)：kt= ②計(jì)算每個(gè)齒輪傳遞扭矩：T1=105PN=105N?mm ③由《機(jī)械設(shè)計(jì)》P—201表10—7選取齒輪寬系數(shù)?d= ④由《機(jī)械設(shè)計(jì)》P—198表10—6可查得材料的彈性影響系數(shù)： ZE= ⑤由《機(jī)械設(shè)計(jì)》P—207圖10—21d按齒面硬度中間值52HRC查得齒輪接觸疲勞極限 σHlim1=σHlim2=1170Mpa ⑥由《機(jī)械設(shè)計(jì)》P—203圖10—19查得疲勞壽命系數(shù)kHN1= ⑦計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)： N1=60n1jLh=6096012830015=109⑧計(jì)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 [σ]H1=kHN1σHlim1s=1030Mpa (2) 計(jì)算 ①試計(jì)算小齒輪分度圓直徑d1t