剝豆機的總體設計.doc

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1、 剝豆機的總體設計 摘 要 本設計是關(guān)于剝豆機的設計，主要對剝豆機的運動方案設計、傳動系統(tǒng)方案的設計、傳動系統(tǒng)技術(shù)設計以及剝豆機其它零部件的設計和計算。 設計前部分詳細闡述了剝豆機傳動部分、執(zhí)行機構(gòu)的結(jié)構(gòu)設計和受力分析。 總體設計后部分所涉及的剝豆機采用了帶傳動來實現(xiàn)減速，利用平帶運送豆子。動力源則選擇Y系列Y90S—6型電機，適用于有輕微震動，正反轉(zhuǎn)且轉(zhuǎn)速不高的速，工作機的傳動部分都是利用齒輪的嚙合來完成的。齒輪材料為灰鑄鐵，并經(jīng)調(diào)質(zhì)及表面淬火。校核齒輪、軸、鍵、軸承確保了設計的實際可行性。 關(guān)鍵詞: 剝豆機、方案設計、技術(shù)設計、傳動系統(tǒng)、機構(gòu)設計

2、 ABSTRACT This design is about the design of the enginery which can divest the horsebean’s hull.Our main task is to design the movement scenario、transmission system、transmission system’s and other parts of the enginery which can divest the horsebena’s hull.The last ,we must calculate the erery las

3、t member’s size. During the front process of the design, we expatiate particularly the frame design and endure force analyse. The last part of the paper is about the enginery which can divest the horsebean’s hull that adopts the cincthre to finish the course of gear down and use calm cincture to

4、carry bean.Y type Y90S-6 motor is selected as the power source,which adapts situation such as slience quenching and light reverse velocity. The transmission part of the enginery which can divest the horsebean’s hull all makes use of the joggle of the gears to finish it. The material of gear is cast

5、 iron which has been hardening surface.The gears, axes, keys, bearings are checked, so to confirm this design is practical Key words: Program design、Technical design、Transmission system、Wheel design. 目 錄 摘要................................................................

6、....................................................................................I ABSTRACT........................................................................................................................................II 第1章 前 言 1 1.1概述 1 1.2剝豆機的工作原理和舉例 2 1.2.1 剝豆機原理 2 1.2.2 剝豆機的舉

7、例分析 2 1.3剝豆機的發(fā)展趨勢 4 第2章 機械運動方案的設計及論證 5 2.1剝豆機的形態(tài)學矩陣 5 2.2方案的論證 5 2.2.1方案1剝豆機 6 2.2.2方案2剝豆機 6 2.2.3方案3剝豆機 7 2.3方案的確定 8 第3章 傳動系統(tǒng)方案設計及電動機選擇 9 3.1傳動方案的分析 9 3.1.1 齒輪傳動 9 3.1.2V帶傳動 10 3.2 傳動系統(tǒng)的確定 10 3.2.1 工作機外部傳動系統(tǒng)的確定 10 3.2.2 選擇電動機 11 3.2.3 計算傳動裝置總傳動比和分配各級傳動比 11 3.2.4 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) 12

8、第4章 傳動系統(tǒng)技術(shù)設計 14 4.1齒輪的設計與計算 14 4.1.1齒輪3與齒輪4的設計 14 4.1.2齒輪5設計 18 4.1.3齒輪6與齒輪7的設計 18 4.1.4齒輪5與齒輪6的強度校核 19 4.2剝豆機外部V帶的設計 21 4.3軸的設計與校核 25 4.3.1軸I的設計與校核 25 4.3.2軸II的設計 29 4.3.3軸III的設計 30 4.3.4軸IV的設計 30 4.4軸承的選擇與校核 30 4.4.1軸承的選擇 31 4.4.2軸承的校核 31 4.5鍵的選擇與校核 32 4.5.1鍵的選擇 32 4.5.2鍵的校核 32 第

9、5章 其它零部件設計 33 5.1剝豆機的運動循環(huán)圖 33 5.2凸輪設計 33 5.3不完全齒輪的設計 35 5.3.1不完全齒輪形狀的設計 35 5.3.2不完全齒輪尺寸的設計 35 5.4料斗形狀和尺寸的設計 35 5.5剝豆機內(nèi)部輸送帶的設計 36 5.5.1輸送帶的選擇與尺寸 36 5.5.2計算平帶的帶速 36 5.5.3計算平帶輪的直徑 36 5.5.4計算兩帶輪的中心距 37 5.5.5設計帶輪的機構(gòu) 37 5.6剝豆機的潤滑 37 5.6.1齒輪的潤滑 37 5.6.2軸承的潤滑 37 結(jié) 論 38 致 謝 39 參考文獻 40

10、附錄……………………………………………………………………………………………41 第1章 前 言 1.1概述 隨著科學技術(shù)和工業(yè)生產(chǎn)的飛躍發(fā)展，國民經(jīng)濟各個部門迫切需要各種各樣質(zhì)量優(yōu)，性能好，效率高，耗能低，價格廉的機械產(chǎn)品。食品加工機械也在朝著這些方向不斷發(fā)展和創(chuàng)新。 由于科技的突飛猛進，現(xiàn)在市場上已經(jīng)出現(xiàn)了大量各種各樣的剝豆機，但是這些剝豆機還存在許多缺點和不足。所以為了滿足廣大用戶的要求，我們想設計一種更為簡便實用廉價的剝豆機來彌補現(xiàn)有剝豆機的不足。 產(chǎn)品設計的嚴謹性和產(chǎn)品設計水準的高低，直接影響著每種產(chǎn)品的使用性能和優(yōu)劣程度。而設計中未考慮產(chǎn)品的成本因素，又將使企業(yè)陷入深深的

11、泥潭。因此設計一種簡便有用的機器顯得尤為重要[1]。 在市場競爭激烈，產(chǎn)品更新周期短的今天，千方百計設計開發(fā)出適應市場變化的產(chǎn)品，已是企業(yè)立于不敗之地的經(jīng)營策略。隨著科學技術(shù)的不斷發(fā)展，人們對各種工作都慢慢實現(xiàn)機械化和自動化。以前人們對于一些食物的殼，諸如鏈子、花生，蠶豆等豆子的殼都是靠手工來剝殼，這樣既累又浪費時間，完全不能滿足人們對于大量豆子剝殼的要求。特別是在商業(yè)化的今天，工廠對與大量豆子的剝殼已經(jīng)不能依靠傳統(tǒng)的手工來完成，因此需要研發(fā)一種可以自動剝殼的機器，既能滿足工廠的要求，又可以節(jié)省大量的時間、人力和物力[5]。 剝豆機的研發(fā)成功實現(xiàn)了人們的這個夢想。隨著時間的推移，各種剝豆機

12、先后問世，現(xiàn)在市場上已經(jīng)有很多先進的剝豆機，這些剝豆機不僅滿足了工廠對于大量豆子剝殼的要求，而且效率高，能夠快速徹底的將豆子的殼去掉。隨著科技的不斷提高，各種剝豆機也在不斷得到完善，那些剝豆機的研發(fā)者們始終堅信沒有最好，只有更好，在他們的努力下將會出現(xiàn)一批更先進更完美的剝豆機。 我國食品工業(yè)在連續(xù)十余年保持上揚勢頭的同時，在今后5~10年內(nèi)仍將持續(xù)發(fā)展，食品機械工業(yè)也將隨著食品工業(yè)的發(fā)展而得到進一步發(fā)展和完善[4]， 食品機械工業(yè)的發(fā)展開始于20世紀70年代，形成于80年代，80年代末和90年代初進入高速發(fā)展階段，初步形成門類較全，品種基本配套的獨立工業(yè)體系。80年代以來，產(chǎn)值年均增長率約

13、為24%。目前我國專門從事食品機械科研和教學的科研院所超過了500多個，食品機械企業(yè)1900多家，年產(chǎn)值135億元。 在國內(nèi)，殼體農(nóng)作物果實機械化脫殼去皮生產(chǎn)采用的方法分為機械式脫殼法和非機械式脫殼法。常采用的擠壓法、撞擊法和碾搓法等稱為機械脫殼法；而非機械式脫殼法包括能量法，真空法和微波爆殼法等。在綜述殼體物對象的適應性和加工特性。為脫殼加工裝備改進及優(yōu)化設計提供參考[12]。 擠壓法：借助壓輥的擠壓作用使殼破碎，如核桃剝殼機等。 撞擊法：借助打板或壁面的高速撞擊作用使皮殼變形直至破裂，適用于殼脆而仁韌的物料如用離心式剝殼機剝松子殼等。 碾搓法：即借助粗糙面的碾搓作用

14、使皮殼疲勞破壞而破碎。除下的皮殼較為整齊，碎塊較大。這種方法適用于皮殼較脆的物料[10]。 1.2剝豆機的工作原理和舉例 1.2.1 剝豆機原理 蠶豆的食品加工 曬干的蠶豆 浸泡之后的蠶豆 去皮并炸過的蠶豆 振動送料：將干蠶豆浸胖后放在料斗內(nèi)，通過振動機構(gòu)使蠶豆成豎直排列并且能夠?qū)崿F(xiàn)間隙供給。 切皮：通過機構(gòu)切開蠶豆的側(cè)面或頭部的皮。 擠壓脫皮：將切好皮的蠶豆，送到切皮機構(gòu)，利用軋輥擠壓的方法將豆擠出。 分離：要求將剝開的皮與剝好的豆分隔開。 1.2.2 剝豆機的舉例分析 1.擠壓式剝殼機 核桃剝殼機主要由分級滾筒、導向機構(gòu)、破壞機構(gòu)、傳動機構(gòu)和動力所組

15、成，它們依靠物料自身的重力自上而下形成一個系統(tǒng)作業(yè)流水線。工作時，核桃從料斗進入錐型分級滾筒，不同尺寸大小的核桃經(jīng)錐型分級滾筒分級，核桃按從大到小沿椎體軸線從小錐向大錐排列[6]，隨錐形滾筒旋轉(zhuǎn)落到導向輥，然后進入擠壓滾筒，經(jīng)擠壓滾筒擠壓破殼后排出機外。齒盤和弧齒板的斜面倒角為45，間距為L=8mm，在倒角面上分布著一定尺寸的小齒。當核桃進入擠壓滾筒中，齒盤的旋轉(zhuǎn)帶動核桃邊旋轉(zhuǎn)邊向下擠入，一定間距的齒尖不斷得沿著殼表面滾壓，隨著擠壓變形量的增加，殼表面變平甚至出現(xiàn)坑，核桃接觸的齒數(shù)由一個增加到2、3個甚至4、5個。這樣在接觸處產(chǎn)生的初始裂紋不斷擴展，裂紋條數(shù)變得又多又長，由于核桃的旋轉(zhuǎn)使整個圓

16、周都產(chǎn)生裂紋，使殼完全均勻地裂開，碎殼和仁通過最小間隙向下掉出來。 2.撞擊式剝殼機 工作部件是轉(zhuǎn)盤（甩盤）和擋板。果實一般以0.037米每秒的速度通過可調(diào)節(jié)料門落下，從轉(zhuǎn)盤中心進入后，經(jīng)高速轉(zhuǎn)盤的擋塊或葉片的導向及加速作用，高速脫離轉(zhuǎn)盤。當果實以較大的離心力撞擊壁面時，壁面對果實產(chǎn)生一個同樣大小的反作用力，使果實外殼產(chǎn)生變形和裂紋。外殼彈性變形的恢復使果實離開壁面，而果仁因慣性力的作用繼續(xù)向前運動，并在緊靠外殼變形處產(chǎn)生了彈性變形。當果實離開壁面時，由于外殼與果仁具[9]有不同的彈其運動速度也不同，果仁將阻止外殼迅速向回移動致使外殼在裂紋處拉開破裂，完成外殼的剝離。這種撞擊式剝殼機，當轉(zhuǎn)

17、盤外緣圓周線速為30~38米每秒時，適宜于進行松子的剝殼。 3.剪切式剝殼機 板栗被提升機構(gòu)從料斗裝入后，提升至分料管，分別被導入兩個刀盤。在刀盤上，板栗受旋轉(zhuǎn)刀盤離心力的作用，向邊緣高速滾動。安裝在盤面成輪輻狀的鋸齒刀對板栗外殼進行不斷的鉤削、剪切，最終把殼剝離。一定的時間間隔后，出料口開啟，殼和仁從出料口排出，從而完成一個剝殼循環(huán)（提升、導料、剝殼和出料）。緊接著由電氣控制自動進行第二個循環(huán)、第三個循環(huán)，達到分批連續(xù)生產(chǎn)。 4.能量法 能量脫殼法，其原理是讓籽粒在一個特殊環(huán)境中經(jīng)受一定時間的高溫高壓作用，使得大量熱量或氣體聚集于籽粒殼內(nèi)。并使籽粒內(nèi)外達到氣壓平衡，然后讓籽粒瞬間脫離

18、高溫高壓環(huán)境[12]，此時，聚集在籽粒殼與仁間的壓力瞬時爆破，從而實現(xiàn)脫殼目的。已有人提出了利用CO2為氣體介質(zhì)的蕎麥壓力膨脹脫殼法，實驗得出該方法對甜蕎的脫殼率可達85%；而對苦蕎的脫殼率僅為5%—10%，脫殼率不理想。蒸汽脫殼法，是采用蒸汽作為介質(zhì)對籽粒加壓膨脹后突然減壓進行破殼，此設備脫殼率達97%，但是蒸汽容易使耔仁熟化，影響后加工產(chǎn)品的品質(zhì)。采用類似原理的有中國農(nóng)業(yè)大學工學院研制的3QCJ10-00型氣體射流沖擊板栗脫殼機，它利用高速熱氣流沖擊栗果表面，造成栗仁表層水分快速蒸發(fā)，紅衣內(nèi)部的壓力迅速增加而達到脫殼的效果。 5.真空法 真空法脫殼原理也是利用殼內(nèi)外生產(chǎn)的壓力差進行脫殼

19、的。它與能量法脫殼的不同之處在于它不是使氣體進入籽粒殼內(nèi)[11]，而是在一定的范圍內(nèi)，在真空泵的抽吸作用下使殼內(nèi)外壓力降低，殼內(nèi)部處于相對較高壓力狀態(tài)，當壓力差達到一定數(shù)值時，使外殼爆裂。根據(jù)真空爆殼的原理，采用單真空源與多個裝料爆殼室相結(jié)合的配置，黨新安設計出用于工業(yè)化生產(chǎn)的自動板栗真空爆殼設備及其計算機控制系統(tǒng)。 6.微波爆殼法 微波爆殼法是利用電磁場的作用力對粒子進行破殼的。當微波作用欲需脫殼的籽粒時，籽仁內(nèi)水分子在交變電磁場的作用下將電磁能轉(zhuǎn)化為熱能。這種轉(zhuǎn)變使籽仁在短時間內(nèi)具有很高的能量，并迅速向外擴散，水分也沿著能量傳遞的方向迅速外遷，籽仁組織內(nèi)部的部分結(jié)合水分轉(zhuǎn)變?yōu)樽杂伤制?/p>

20、化逸出，導致籽仁失水而收縮。汽化逸出的自由水分以一定的壓力作用于外殼，破壞了籽仁與外殼的帖合。同時，外殼在微波的作用下，組織內(nèi)結(jié)合水分減少，使纖維組織韌性下降，強度下降。由于籽仁與外殼在微波作用下的變形不以至，導致籽仁與外殼的分離，使脫殼成為可能[7]。 1.3剝豆機的發(fā)展趨勢 國外早在20世紀60年代初，就著手研制堅果剝殼機具，至80年代初，美國、意大利、法國等已相繼推出了各種堅果剝殼機，如夏威夷果剝殼機杏仁剝殼機等，經(jīng)過數(shù)十年的發(fā)展，堅果剝殼機具已日趨成熟，目前，正朝著機電一體化方向發(fā)展[2]。 美國有一家研究機構(gòu)對夏威夷果的剝殼機進行研究時發(fā)現(xiàn)，在對這類堅果進行破

21、殼取仁時，則堅果外殼必然受到一個足夠使其破碎的力的作用，在該力的作用下，其外殼將產(chǎn)生變形，這個變形稱之為失效變形。研究發(fā)現(xiàn)，在保證能破殼的前提下，失效變形越小，破碎時獲得的整仁就越大，通過減少失效變形，將明顯提高堅果的破殼質(zhì)量和果仁的回收率。在此基礎上，通過試驗發(fā)現(xiàn)破殼前若在堅果上沿著厚度方向切上一圈V型凹槽，則將明顯減小果殼的強度，從而減小失效變形，可使獲得的整仁和半仁率從75%提高到88%，未破殼果仁比例從14%降低至6%。除此之外，他們對破殼前的果實進行冷凍預處理后再進行剝殼，經(jīng)過這種處理后，可使整仁和半仁從75%提高到90%，未破殼果仁比例從14%降低至10%。若在破殼前，同時對果實進

22、行切槽和冷凍預處理，則整仁和半仁率會上升到97%，未破殼果仁比例則降低至3.2%[14]。 美國這家研究機構(gòu)的研究為改進堅果的剝殼效果從工藝上提供了一種有效的方法，但切槽這種預處理只能對夏威夷果以及板栗等這些大的果實具有可用性，而對于杏仁白果松子等相對較小的果實則難以實現(xiàn)，對這些較小的果實只能用冷凍或以下介紹的干燥預處理[15]。 剝皮去殼機械的發(fā)展趨勢是首先不斷改進完善目前的剝皮去殼機械，達到剝皮干凈物料損失小，連續(xù)化作業(yè)，生產(chǎn)效率高，結(jié)構(gòu)簡單，操作維修方便，動力消耗少，對原料加工的適應性大的目的。其次是研制一些新的剝皮，去殼設備，以便于對一些外型不規(guī)則和內(nèi)外質(zhì)地不同的原料進行

23、剝皮，去殼。此外，應針對不同種類果實殼體在不同條件下的仁與外殼的彈塑性變形和強度極限進行研究，分析外殼和粒仁的力學性能，并尋求一些新的能量方法，為脫殼機的設計，開發(fā)和脫殼工藝的研制提供理論依據(jù)，從根本上解決殼體果實脫殼率低下和果仁破碎率高等實際工程問題[3]。 第2章 機械運動方案的設計及論證 原始數(shù)據(jù)及設計要求 蠶豆長度：20～25mm 蠶豆寬度：15～20mm 蠶豆厚度：6～8mm 生產(chǎn)率：每分鐘剝80粒。 剝豆機要求體積小，重量輕，壓緊力可調(diào)，工作可靠，外形美觀。 2.1剝豆機的功能原理分析 蠶豆是一種形狀不規(guī)則的食物。蠶豆的皮比較結(jié)實，給蠶豆加工帶來很多不便。

24、因此，剝豆機用來將蠶豆去皮。這里是利用浸泡后的蠶豆皮很容易切開，而且與蠶豆肉分離的特性來進行脫皮的。將浸胖后的蠶豆放在料斗里面，通過振動小料后使蠶豆成頭尾相接排列，通過傳送到切皮位置，用壓塊壓住蠶豆同時切皮，然后送到軋輥擠壓脫皮。因此剝豆機必須實現(xiàn)振動下料、間歇送料、壓豆切皮、擠壓脫皮四個主要工藝動作。 由以上功能分析，確定剝豆機的形態(tài)學矩陣如下： 功能元 功能元解（匹配機構(gòu)） 1 2 3 振動下料 A 凸輪機構(gòu) 槽輪機構(gòu) 棘輪機構(gòu) 間歇送料 B 不完全齒輪機構(gòu) 平帶傳動 曲柄滑塊機構(gòu) 凸輪機構(gòu) 壓豆切皮 C 凸輪機構(gòu) 導桿機構(gòu) 曲柄滑塊機構(gòu)

25、 直接將刀片固定于 滑槽上 擠壓脫皮 D 曲柄滑塊機構(gòu) 壓輥 對該形態(tài)學矩陣求解，即把實現(xiàn)每一功能的任一解法進行組合，可得到多種運動方案。理論上可球的的組合方案數(shù)為 種方案。 在這些運動方案中，必須剔除那些有明顯缺點和不能實現(xiàn)的方案。有的方案，就單個執(zhí)行結(jié)構(gòu)來說能實現(xiàn)執(zhí)行動作，但把這些執(zhí)行機構(gòu)組合成系統(tǒng)后，會發(fā)現(xiàn)在結(jié)構(gòu)安排上式不可行的，整個機器太龐大，制造成本太高。這些方案可以先加以否定，然后再列出一批可行的方案，從中優(yōu)選出好的運動方案。 2.2方案的論證 隨著科學技術(shù)和工業(yè)生產(chǎn)的飛躍發(fā)展，國民經(jīng)濟各個部門迫切需要各種各樣質(zhì)量優(yōu)、性能好、效率高、能耗低、價格廉的機械

26、產(chǎn)品。食品加工機械也在朝著這些方向不斷發(fā)展和創(chuàng)新。本課題以食品加工機械中的剝豆機作為設計對象，在調(diào)查和整理現(xiàn)有設計水平和設計成果的基礎上，根椐給定的條件與參數(shù)進行剝豆機的設計，通過分析、設計和創(chuàng)新，完成剝豆機的方案設計和技術(shù)設計，從而得到一種輕便價廉、工作可靠、外觀美觀的剝豆機產(chǎn)品。 結(jié)合上章剝豆機的類型，擬訂了以下幾種方案，并進行了分析論證 2.2.1方案1剝豆機 其方案結(jié)構(gòu)如圖2.1 圖 2.1 方案一的剝豆機草圖 方案1通過振動料斗下料，料斗通過兩根連在一起的桿件以及安裝在主軸上的凸輪一起實現(xiàn)周期性振動。送料機構(gòu)是通過設計

27、一個特殊的凸輪1以及滑塊機構(gòu)來實現(xiàn)送料過程，滑塊一顆顆的推動豆子在滑槽中運動。在滑槽的末端設置了刀片和壓塊。刀子和壓塊是通過安裝在主軸上的雙凸輪2和3聯(lián)動組合機構(gòu)來實現(xiàn)將蠶豆擠壓切皮的，在滑槽末端的正下方設置了一對壓輥，當豆子從滑槽滑落到壓輥中時，壓輥通過嚙合對豆子實行擠壓脫皮，壓輥是通過一對渦輪的嚙合傳動動力的，其中一個渦輪連接在主軸上。 方案1的評價 優(yōu)點：結(jié)構(gòu)緊湊，能實現(xiàn)用一個電動機來帶動所有機構(gòu)的運動，整個剝豆機所用的構(gòu)件較少，而且較簡單。整個機器可以用一根主軸來帶動所有動作的完成。 缺點：整個機器體積較大，且外觀不漂亮，設計中多處用到凸輪，有較大的沖擊和噪聲。最重要的是上料、送

28、料、壓緊切皮、擠壓切皮四個環(huán)節(jié)先后順序容易出現(xiàn)混亂，動作很難實現(xiàn)協(xié)調(diào)一致。 2.2.2方案2剝豆機 其方案結(jié)構(gòu)如圖2.2 圖 2.2 方案二的剝豆機草圖 方案2也是通過振動料斗上料，料斗通過一根桿件和一個由單獨的電動機帶動的凸輪來實現(xiàn)振動上料的。在料斗的正下方設置了一個大圓盤，使浸泡好的蠶豆豎直進入圓盤的進料口。該大圓盤的使用可謂一大創(chuàng)新，圓盤以一定的轉(zhuǎn)速轉(zhuǎn)動，蠶豆從圓盤上方的口子進去，由于圓盤的轉(zhuǎn)動以及重力的作用下，蠶豆在下方的口子出來，并經(jīng)過曲柄滑塊機構(gòu)送到壓輥。圓盤的進料口是經(jīng)過計算之后，均勻分部在圓盤上的，該圓盤機構(gòu)能讓我們根據(jù)出料時所需的速度而調(diào)節(jié)圓盤的轉(zhuǎn)速，從而滿足了后

29、面切皮和擠壓的間歇要求。 方案2的評價 優(yōu)點：幾何形狀簡單，易于加工，傳動比較精確，可承受較大的載荷，磨損較小，可以實現(xiàn)蠶豆一顆顆進入滑槽，有較好的精度。 缺點：傳動齒輪較多，機構(gòu)尺寸較大，受沖擊比較大，機架振幅比較大，而且需要使用三個電動機來帶動所有機構(gòu)的運動。 2.2.3方案3剝豆機 其方案結(jié)構(gòu)如圖2.3 圖 2.3 方案三的剝豆機草圖 方案三的剝豆機主要通過振動料斗下料，是豆子一顆顆成橫臥頭尾排列。送料機構(gòu)為帶傳動，使豆子可以連續(xù)不斷的被運送，帶輪是通過一對不完全齒輪1和2嚙合來帶動的，而且不完全齒輪1和2的嚙合可以實現(xiàn)間歇送料。在帶子的中部設置了一個壓緊切皮聯(lián)動組合機

30、構(gòu)，為了保證壓力不至過大，木塊是通過一個剛度合適的彈簧連在桿件上的，此機構(gòu)可以很方便的將蠶豆的尾部切開一個小口，為后面的擠壓脫皮做好準備。刀具的升降是通過凸輪控制的，凸輪轉(zhuǎn)動一圈刀具可以升降三次。最后被刀子切好的豆子將被送到皮帶的末端并從皮帶上滑落，在皮帶末端的正下方設置了一對壓輥，滑落的豆子剛好落入兩壓輥之間并被壓輥擠壓脫皮。 方案3的評價 優(yōu)點：利用帶傳動，傳動比較平穩(wěn)，利用杠桿機構(gòu)，原動件輸出力小，幾何形狀簡單，體積小且經(jīng)濟. 缺點: 凸輪有剛性沖擊，刀具對傳送帶磨損大，有較大的沖擊與噪聲。 2.3方案的確定 通過上節(jié)方案的分析評價，根據(jù)各種類型剝豆機的特點，再根據(jù)剝豆機的不同

31、類型所具有的特點，方案3具有多種優(yōu)點，首先其成本低，而且其各種零件結(jié)構(gòu)簡單，便于制造，因此最后形成我的設計方案——方案3. 方案3根椐給定的條件與參數(shù)進行剝豆機的設計，通過分析、設計和創(chuàng)新，完成剝豆機的方案設計和技術(shù)設計，最終得到了方案3這種輕便價廉、工作可靠、外觀美觀的剝豆機產(chǎn)品。方案3具有前兩種方案所沒有的優(yōu)點，它的結(jié)構(gòu)簡單，所用的構(gòu)件都是大家所熟悉的，生產(chǎn)加工起來都比較容易，成本較低。而且此剝豆機的機構(gòu)比較簡單，用戶都可以看懂，即使出現(xiàn)了問題，用戶也可以自行拆開將其修好。 第3章 傳動系統(tǒng)方案設計及電動機選擇 方案3的剝豆機傳動系統(tǒng)如圖3.1所示：

32、 圖 3.1 剝豆機的傳動方案 它是以一個小齒輪和一個不完全齒輪為主動輪，由主動機、聯(lián)軸器、帶傳動二級減速器驅(qū)動。工作時，主軸帶動小齒輪和不完全齒輪轉(zhuǎn)動，一對不完全齒輪通過嚙合帶動帶輪的轉(zhuǎn)動，從而使傳送帶的運動進而帶動帶上的豆子的運動。小齒輪的轉(zhuǎn)動帶動大齒輪的轉(zhuǎn)動，從而使和大齒輪連在一起的凸輪轉(zhuǎn)動。大齒輪的轉(zhuǎn)動還帶動過度齒輪的運動，過度齒輪傳遞動力給壓輥，從而使壓輥轉(zhuǎn)動將豆子擠壓切皮。 3.1傳動方案的分析 剝豆機的傳動系統(tǒng)分為兩種方式： 3.1.1 齒輪傳動 電動機傳出的扭距通過一個有保護作用的聯(lián)軸器，傳人一個有分配傳動比的減速器，然后通過聯(lián)軸器傳人開

33、式齒輪副，進入帶動兩軸的傳動。如圖3.2所示。 圖3.2 齒輪式傳動系統(tǒng)圖 這種傳動方式的特點是：工作可靠，使用壽命長，傳動準確，效率高，結(jié)構(gòu)緊湊，功率和速度適用范圍廣等，但是其成本較高，對于制造這種小型的剝豆機不劃算。 3.1.2V帶傳動 由電動機的轉(zhuǎn)距通過如圖3.3所皮帶傳人沖壓機直接傳人主動軸。示： 圖3.3 皮帶式傳動系統(tǒng)圖 這種傳動方式具有傳動平穩(wěn)，噪音下的特點，同時以起過載保護的作用。帶傳動的成本較低，對于剝豆機這種對傳動比要求不是很高的機器可以選擇帶傳動來減速，制造方便且比較經(jīng)濟。 3.2 傳動系統(tǒng)的確定 鑒于上節(jié)的分析，考慮到所設計的是剝豆機，因此

34、我們可以選擇帶傳動來達到減速的目的。且齒輪減速器一般體積較大，造價較高，不符合剝豆機輕便價廉的宗旨。 3.2.1 工作機外部傳動系統(tǒng)的確定 傳動系統(tǒng)如圖3.4所示： 圖 3.4 工作機外部帶傳動圖 所以選用了帶傳動來降低電動機的轉(zhuǎn)速，減速比i=5.62. 3.2.2 選擇電動機 電動機選擇包括選擇類型，結(jié)構(gòu)模式，容量（功率）和轉(zhuǎn)速，并確定型號。 工業(yè)上一般用三相交流電源，無特殊要求一般應選三相交流異步電動機。最長用的電動機是Y系列龍型三相異步交流電動機。其效率高，工作可靠，結(jié)構(gòu)簡單，維護方便，價格低，適用于不

35、易燃，不易爆，無腐蝕性氣體和無特殊要求的場合。由于啟動性能好，也適用于某些要求較高啟動轉(zhuǎn)矩的機械。 按照剝豆機的工作要求和工作條件，選用一般用途的Y90S-6三相異步電動機。它為臥式封閉結(jié)構(gòu)。這種電動機質(zhì)量輕，轉(zhuǎn)速適中，且造價不是很高，比較適用于剝豆機這種小型的食品機械。Y90S-6電動機的圖形如3.5： 圖3.5 Y90S-6電動機的草圖 電動機尺寸記錄如下： H A B C D E FXGD G 90 140 100 56 24 50 8X7 20 K A

36、B AD AC HD AA BB HA L 10 180 155 90 190 36 130 12 310 電動機的額定功率為0.75kW，滿載轉(zhuǎn)速為910r/min，質(zhì)量為23kg，堵轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩為2.0，最大轉(zhuǎn)矩為2.2。 3.2.3 計算傳動裝置總傳動比和分配各級傳動比 1）傳動裝置總傳動比 是連接壓輥的那兩根軸的轉(zhuǎn)速，由于剝豆機的生產(chǎn)率為每分鐘剝80粒，所以我們設計壓輥每轉(zhuǎn)一圈恰好剝一顆豆子，因此其轉(zhuǎn)速為81 。 2）分配各級傳動比 取V帶傳動的傳動比=5.62，則其余幾對齒輪傳動比以此如下： 3.2.4 計算傳動

37、裝置的運動和動力參數(shù) 1）各軸的轉(zhuǎn)數(shù) 電動機軸為0軸，大帶輪軸為I軸，凸輪軸為II軸，過度齒輪軸為III軸，軋輥軸為IV軸，各軸的轉(zhuǎn)速為 2）各軸的輸入功率 按照電動機的額定功率計算各軸的輸入功率，即 式中，為從電動機至壓輥之間各傳動機構(gòu)的效率。由機械設計手冊可查得：V帶傳動；圓柱齒輪傳動， 3）各軸的轉(zhuǎn)矩 將以上計算結(jié)果整理后列于下表，供以后設計計算時使用。 項目 功率(kw) 轉(zhuǎn)矩T(Nm ) 轉(zhuǎn)速n(r/min) 傳動比i 效率η 電動機軸 0.75 7.87 910 5.6

38、2 0.99 Ⅰ軸 0.73 43.03 162 0.96 6 Ⅱ軸 0.70 247.6 27 0.96 1 Ⅲ軸 0.67 237 27 0.96 0.33 Ⅳ軸 0.64 75.46 81 0.96 第4章 傳動系統(tǒng)技術(shù)設計 4.1齒輪的設計與計算 4.1.1齒輪3與齒輪4的設計 1選定齒輪類型，精度等級，材料及齒數(shù) 1） 根據(jù)本次設計剝豆機的實際情況，選用直齒圓柱齒輪傳動。 2） 剝豆機為一般工作機械，速度不高，故選用7級精度（GB 10095--88）. 3） 材料選擇。由于剝豆機的功率不是很高，故由表10-1選擇齒輪

39、3材料為HT350,硬度為240HBS，齒輪4材料為HT250，硬度為200 HBS，二者材料硬度差為40HBS。 4） 選擇齒輪3的齒數(shù)Z3=17，齒輪4齒數(shù)。 2按齒面接觸強度設計 由設計計算公式（10-9a）進行計算，即 1） 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 2） 試選載荷系數(shù)Kt=1.2. 3） 計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩。 4） 由表10-7選取齒寬系數(shù)。 5） 由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)。 6） 由圖10-21d按齒面硬度查得齒輪3的接觸疲勞強度極限；齒輪4的接觸疲勞強度極限。 7） 由式10-13計算應力循環(huán)次數(shù)。 8）

40、由圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)。 9）計算接觸疲勞許用應力 取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，由式（10-12）得 (1) 計算 1）試算齒輪3分度圓直徑,帶入中較小的值。 2）計算圓周速度v。 3）計算尺寬。 4)計算尺寬與齒高之比 模數(shù) 齒高 5） 計算載荷系數(shù) 根據(jù)V=0.4m/s，7級精度，由圖10-8查得動載系數(shù)=1.05 直齒輪，； 由表10-2查得使用系數(shù)； 由表10-4用插值法查得7級精度，齒輪3相對支承非對稱布置時，。 由，查圖10-13得；故載荷系數(shù)

41、 6） 按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由（10-10a）得 7） 計算模數(shù)m。 3按齒根彎曲強度設計 由式（10-5）得彎曲強度的設計公式為 （1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 1）由圖10-20a查得齒輪3的彎曲疲勞強度極限；齒輪4的彎曲強度極限； 2）由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)，； 3）計算彎曲疲勞許用應力。 取彎曲疲勞安全系數(shù)，由式（10-12）得 4）計算載荷系數(shù)。 5）查取齒形系數(shù)。 由表10-5查得 ； 6） 查取應力校正系數(shù)。 由表10-5查得 ； 7） 計算輪3，輪4的并加以

42、比較。 輪3的數(shù)值大。 （2）設計計算 對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)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(shù)與齒數(shù)的乘積）有關(guān)，可取由彎曲強度算得的模數(shù)2.4并就近圓整為標準值m=2.5mm,按接觸強度算得的分度圓直徑=50.316mm，算出齒輪3齒數(shù) 齒輪4的齒數(shù) 這樣設計出來的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費。 4 幾何尺寸計算 （1）計算分度圓直徑

43、 （2）計算中心距 （3）計算齒輪寬度 取， 5結(jié)構(gòu)設計及繪制齒輪零件圖 齒輪3的齒頂圓直徑小于160mm，所以做成實心結(jié)構(gòu)。齒輪4的齒頂圓直徑大于160mm，而又小于500mm，因此采用腹板式。 下面繪出齒輪4的形狀草圖如圖4.1 圖4.1齒輪4的草圖 4.1.2齒輪5設計 1）材料的選擇。由表10-1選擇齒輪5材料為HT250，硬度為200 HBS。 2）計算齒輪5的模數(shù) 由于齒輪5為一個連接齒輪4和齒輪6的過度齒輪，根據(jù)正確嚙合的條件，齒輪4、齒輪5以及齒輪6的壓力角和模數(shù)必須分別相等這樣才可保證這三個

44、齒輪能夠順利的嚙合傳動。又由于在上一節(jié)里面已經(jīng)求出了齒輪4的模數(shù)為m=2.5mm，所以齒輪5的模數(shù)也應為2.5mm。 3）計算齒輪5的齒數(shù) 4）計算分度圓直徑 5）計算中心距 6）計算齒輪的尺寬 7）結(jié)構(gòu)設計及繪制齒輪零件圖 齒輪5的機構(gòu)和尺寸與齒輪4的完全相同，參照圖4.1 4.1.3齒輪6與齒輪7的設計 1）選擇的材料。由表10-1選擇齒輪6與齒輪7的材料為HT350,硬度為240HBS。 2）計算齒輪的模數(shù) 由于齒輪6和齒輪7均為連接壓輥的齒輪，它們要帶動壓輥的轉(zhuǎn)動，所以它們的轉(zhuǎn)速和外形尺寸應該設計為完全一樣，這樣才可以保證擠壓脫皮的順利進行。于是

45、在這里我們把齒輪6和齒輪7一起設計。同理根據(jù)正確嚙合的條件，齒輪6做為連接齒冷5和齒輪7的過渡齒輪，為了保證嚙合的平穩(wěn)，這三個齒輪的模數(shù)和壓力角應該分別一樣才行。故有 3）計算齒輪的齒數(shù) 4）計算分度圓直徑 5）計算中心距 6）計算齒輪的尺寬 7）結(jié)構(gòu)設計及繪制齒輪零件圖 由于齒輪6和齒輪7的齒頂圓直徑都小于160mm，故都做成實心結(jié)構(gòu)的齒輪。 4.1.4齒輪5與齒輪6的強度校核 1.按齒面接觸強度校核 由計算公式（10-9a）進行試算，即 （1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 1）試選載荷系數(shù)K

46、t=1.2. 2)計算齒輪5傳遞的轉(zhuǎn)矩。 3)由表10-7選取齒寬系數(shù)。 4)由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)。 5)由圖10-21d按齒面硬度查得齒輪5的接觸疲勞強度極限；齒輪4的接觸疲勞強度極限。 6)由式10-13計算應力循環(huán)次數(shù)。 （2）校核計算 1）由圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)。 2）計算接觸疲勞許用應力 取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，由式（10-12）得 3）按以上數(shù)據(jù)帶入式（10-9a）得出齒輪5和齒輪6的實際接觸疲勞應力 故<，<，因此按照齒面接觸強度校核齒輪5和齒輪6是安全的。 3.按齒

47、根彎曲強度校核 由式（10-5）得彎曲強度的校核公式為 （1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 1）計算載荷系數(shù)。 2）查取齒形系數(shù)。 由表10-5查得 ； 3）查取應力校正系數(shù)。 由表10-5查得 ； （2）校核計算 1）由圖10-20c查得齒輪5的彎曲疲勞強度極限；齒輪4的彎曲強度極限； 2）由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)，； 3）計算彎曲疲勞許用應力。 取彎曲疲勞安全系數(shù)，由式（10-12）得 4）按以上數(shù)據(jù)帶入式（10-5）得出齒輪5和齒輪6的實際齒根彎曲應力 故<，<因此按照齒根彎曲強度校核齒輪5和

48、齒輪6是安全的。 將以上計算結(jié)果整理后列于下表，供以后設計計算時使用 表4.1 齒輪的參數(shù) 項目 齒輪3 齒輪4 齒輪5 齒輪6 齒輪7 壓輥 模數(shù) 2.5 2.5 2.5 2.5 2.5 --- 齒數(shù) 20 120 120 40 40 --- 直徑 50 300 300 100 100 95 4.2剝豆機外部V帶的設計 4.2.1已知條件和設計內(nèi)容 設計V帶傳動時的已知條件包括；帶傳動的工作條件；傳動位置與總體尺寸限制；所需傳遞的額定功率P；小帶輪的轉(zhuǎn)速n1；大帶輪轉(zhuǎn)速n2或傳動比i。 設計內(nèi)容包括選擇帶的型號、確定基準長度

49、、根數(shù)、中心距、帶輪的材料、基準直徑以及結(jié)構(gòu)尺寸、初拉力和壓軸力、張緊裝置等。 4.2.2設計步驟和方法 1.確定計算功率 由表8-7查得工作情況系數(shù)，故 2．選擇V帶的帶型 根據(jù)、由圖8-11選用A型。 3．確定帶輪的基準直徑并驗算帶速 1）初選小帶輪的基準直徑。由表8-6和表8-8，取小帶輪的基準直徑。 2）驗算帶速。按式（8-13）驗算帶的速度 因為，故帶速合適。 3）計算大帶輪的基準直徑。根據(jù)式（8-15a），計算大帶輪的基準直徑 根據(jù)表8-8，圓整為。 4．確定V帶的

50、中心距和基準長度 1）根據(jù)式（8-20），初定中心距。 2）由式（8-22）計算帶輪所需的基準長度 由表8-2選帶的基準長度。 3）按式（8-23）計算實際中心距。 中心距的變化范圍為324~400mm。 5．驗算小帶輪上的包角 6.計算帶的根數(shù)z 1)計算單根V帶的額定功率。 由和，查表8-4a得。 根據(jù)，和Z型帶，查表8=4b得。 查表8-5得，查8-2得，于是 2）計算V帶的根數(shù)z。 取6根。 7.計算單根V帶的初拉力的最小值 由表8-3得Z

51、型帶的單位長度質(zhì)量，所以 應使帶的實際初拉力。 8.計算壓軸力 壓軸力的最小值為 9.V帶輪的設計 1）帶輪的材料 常用帶輪的材料為HT150或HT200.轉(zhuǎn)速較高時可采用鑄鋼或用鋼板沖壓后焊接而成。小功率時可以采用鑄鋁或塑料。就本次設計的剝豆機，其功率較小，而且傳遞的載荷較小，故可以選HT150帶輪的材料。 2）帶輪的結(jié)構(gòu)形式 V帶輪由輪緣、輪輻和輪轂組成。 根據(jù)輪輻結(jié)構(gòu)的不同，V帶輪可以分為實心式、腹板式、孔板式、橢圓輪輻式。對于小帶輪由于（為實際安裝帶輪的軸的直徑），可采用實心式。 對于大帶輪由于?？刹捎酶拱迨?。 下面繪出小帶輪和大帶輪的結(jié)構(gòu)草圖 圖4

52、.2小帶輪的結(jié)構(gòu)設計草圖 圖4.3大帶輪的結(jié)構(gòu)設計草圖 3）V帶輪的輪槽 V帶輪的輪槽與所選用的V帶的型號想對應，現(xiàn)將其草圖和尺寸列如下 圖4.4 V帶輪的輪槽截面圖 槽型 bd hamin hfmin e fmin dd A 11.0 2.75 8.7 15+0.3 9 100 4）V帶輪的技術(shù)要求 鑄造的帶輪在輪、腹板、輪輻及輪轂上不允許有砂眼、裂縫、縮孔及氣泡；鑄造帶輪在不提高內(nèi)部應力的前提下，允許對輪緣、凸臺、腹板及輪轂的表面缺陷進行修補。 4.3軸的設計與校核 4.3.1軸I的設計與校核 1.軸的結(jié)構(gòu)設計 軸的結(jié)構(gòu)設計包

53、括定出軸的合理外形和全部結(jié)構(gòu)尺寸。第一要擬定軸上零件的裝配方案；第二要完成軸上零件的定位；第三要定出各軸段的直徑和長度。 對于軸1的設計首先從齒輪3的安裝開始，由于齒輪3的直徑過小，所以我們把它直接加工在軸上，做成齒輪軸，齒輪3的齒頂圓直徑為55mm，在齒輪3的左側(cè)軸段要裝軸承，根據(jù)尺寸上的要求選擇了深溝球軸承6028，因此這段軸徑定為40mm。在齒輪3的右側(cè)要裝一個不完全齒輪，因此在不完全齒輪和齒輪3中間要加工一個長為10mm的軸肩，其軸徑可以根據(jù)結(jié)構(gòu)設計；安裝不完全齒輪的這段軸可以按照不完全齒輪的孔徑及其輪轂寬度來設計，軸長度應該略短于不完全齒輪的輪轂寬度，這樣可以便于套筒對其進行軸向定

54、位。接下來的這段軸要安裝軸承，由于軸的兩端軸承必須一樣，因此這段軸的軸徑定位為40mm，又由于在這段軸的上方還需要安裝一個平帶傳動，因此從各個構(gòu)件的安裝位置來考慮，這段軸要比較長，這里選為80mm；下段軸要安裝軸承蓋，因此按照機械設計課本里的設計原則，定這段軸的長度為50mm，軸徑為38mm；最后一段軸在剝豆機的箱體外部，其上要接V帶的帶輪，因此其長度和軸徑按照大帶輪來設計，其長度為50mm，軸徑為35mm；對于兩個鍵槽可以按照機械設計課程設計書上的根據(jù)此段軸徑的大小來設計鍵的公稱尺寸，其長度可以根據(jù)這段軸的長度和鍵的長度系列來定。對于剝豆機中所有軸的材料均采用40Cr，調(diào)質(zhì)處理。 下面給出

55、軸I的結(jié)構(gòu)方案草圖。 圖4.5 軸I的結(jié)構(gòu)圖 2．軸的強度校核 由于不完全齒輪的嚙合是斷斷續(xù)續(xù)的，所以在對軸1的校核中我們采用一個簡化算法，即不記不完全齒輪，而只算齒輪3對軸的影響。 1）軸的彎矩計算 由于軸I作為輸入軸其轉(zhuǎn)速最大，故只對軸I進行校核計算。軸I的支承跨距L=80+55+10+40+50-18=217mm。由軸結(jié)構(gòu)圖4.2和彎距的計算得出截面B是軸的危險截面，根據(jù)受力圖繪出軸的彎矩、扭矩圖和當量彎矩圖4.3。 B面受力分析： a) 轉(zhuǎn)矩：T＝43.03 Nmm b) 直徑：已知d=50mm c) 求圓周力: d) 求徑向力:

56、 e) 求支反力：RV1 、 RV2 、 RH1 、 RH2 RV1＝342.1N RV2＝284.4N RH1＝939.9N RH2＝781.3N f)彎矩： MH=9.258104 N.mm MV= 3.3697104 Nmm g)總彎矩： Nmm h)扭矩： Nmm （?。? i) 計算當量彎矩： Nmm 圖4.6軸I的載荷分析圖 將上述結(jié)果列表4.2： 表4.2 軸彎扭距計算結(jié)果 載荷 水平面H 垂直面 支反力R(N) RH1=

57、939.9N RH2=781.3N RV1=342.1N RV2＝284.4N 彎矩M(Nmm) MH=9.258104 N.mm MV= 3.3697104 Nmm 總彎矩(Nmm) M＝9.851104Nmm 扭矩T(Nmm) αT＝25.818Nmm 當量彎矩Mca Mca＝9.852104 Nmm MPa [σ-1]=70MPa，因<[σ-1]=70MPa，所以安全。 3．軸的疲勞強度校核 1) 確定危險截面 因截面兩端所受的扭矩和彎矩比、處小，所以截面、、 、、、、無需校核。安裝不完全齒輪的

58、截面雖然應力最大，但應力集中不大（過盈配合及鍵槽引起的應力集中均在兩端），而且此處軸徑比較大，故此截面也不需要校核。截面處雖受力很大，但應力集中明顯較截面小，軸徑也比截面大，所以截面不需校核。 2）截面左側(cè) a．抗彎截面系數(shù)：mm3 b．抗扭截面系數(shù)：mm3 c．左側(cè)彎矩： d．扭矩： T＝43.03 e．彎曲應力：MPa f．剪切應力：MPa g．軸材為40，調(diào)質(zhì)處理。由表15-1及附表3-2查得： 應力集中系數(shù)：（ 插值） 材料敏感系數(shù)： 尺寸系數(shù)： 軸表面質(zhì)量系數(shù)： 軸未經(jīng)表面強化處理： 材料特征系數(shù)，

59、 則： 故安全。 2）截面右側(cè) a．抗彎截面系數(shù)： mm3 b．抗扭截面系數(shù)： mm3 c．右側(cè)彎矩： d．扭矩： T＝43.03 e．彎曲應力： MPa f．剪切應力： MPa g．由附表3-8用插值法求出，并取，于是得 ， h．軸按磨削加工，由附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)： i．軸IV右截面處的安全系數(shù)為： 則： 故安全。 因在傳動時無較大的瞬間過載和嚴重的應力循環(huán)不對稱，故無須靜強度校核。 4.

60、3.2軸II的設計 圖4.7 軸II的結(jié)構(gòu)圖 從軸的左端向右邊看，第一段是安裝深溝球軸承6208，其長度是根據(jù)軸上需要安裝的各零件的位置要求而定的，第二段軸是安裝凸輪的，其長度和軸徑是根據(jù)凸輪的孔和輪轂來定的，第三段式軸肩，其長度按原則定為10mm，軸肩定位5mm,第四段是安裝齒輪4，這段軸的長度和直徑也是根據(jù)齒輪4的孔和輪轂長度來定的，第五段軸的軸徑要安裝軸承，因此其值和第一段一樣為40mm,其長度根據(jù)軸I的長度來定。 4.3.3軸III的設計 圖4.8 軸III的結(jié)構(gòu)圖 從左向右看，第一段裝深溝球軸承6209 ，其軸徑根據(jù)軸承來定為45mm，其長度也是根據(jù)軸上要安裝的其它

61、零件的位置而定，這里定位80mm，第二段裝齒輪5，這段軸的長度和軸徑根據(jù)齒輪5的孔和輪轂來定；第三段為過度軸肩，其作用是為齒輪5進行軸向定位，其軸徑和長度按原則定位寬10mm,高為60mm；第四段安裝軸承，其軸徑和第一段一樣為45mm，其長度根據(jù)軸I來定位125mm。 4.3.4軸IV的設計 圖4.9 軸IV的結(jié)構(gòu)圖 從左向右看，第一段軸安裝深溝球軸承6207 ，其軸徑為35mm，長度根據(jù)軸上其它需要安裝的零件的要求來定位75mm，第二段軸需要安裝齒輪6，因此其軸徑和長度根據(jù)齒輪6的孔和輪轂寬度來定，第三段是軸肩，其作用是實現(xiàn)齒輪6的軸向定位，其寬度和高度按原則來定；最后一段安裝軸承

62、，軸徑和第一段一樣為35mm，長度 4.4軸承的選擇與校核 4.4.1軸承的選擇 選擇軸承類型的依據(jù)：安裝軸承處的最小直徑和軸承所受負荷的大小、方向及性質(zhì)；軸向固定形式；調(diào)心性能要求；剛度要求；轉(zhuǎn)速與工作環(huán)境等。軸I、軸II、軸Ⅲ、軸IV軸承選擇為深溝球軸承（GB276-89）?，F(xiàn)將各軸承的參數(shù)列表如下，為后面畫圖及計算做準備。 表4.2 軸承參數(shù) 軸號 軸承型號（新） 外形尺寸 （mm） 安裝尺寸 （mm） 額定動載荷（kN） 額定靜載荷（kN） D B (min) (max) (max) 軸I 6208 40 80 18 47

63、 73 1 22.8 15.8 軸II 6208 40 80 18 47 73 1 22.8 15.8 軸Ⅲ 6209 45 85 19 52 78 1 24.5 17.5 軸IV 6207 35 72 17 42 65 1 19.8 13.5 4.4.2軸承的校核 因為高速軸I傳遞的扭矩、受力比其它軸大，所以只對與高速軸I配合的軸承進行校核即可。 1. 查表15-3可知深溝球軸承6208的基本參數(shù)如下： Cr=22.8kN Cor=15.8kN 由前面計算可知n=162r/min Nmm P=0.7

64、3kw 2. 求軸承受到的徑向力 因，所以只對軸承左側(cè)校核即可。 因軸承運轉(zhuǎn)中沖擊載荷較小，按表13-6，，取。 則有當量載荷： 軸承預期壽命： 3. 驗算軸承壽命： 故可達到預計壽命要求，安全。 4.5鍵的選擇與校核 4.5.1鍵的選擇 根據(jù)軸的公稱直徑，可以定出各軸上鍵的尺寸，所有的鍵均選擇A型平鍵（16x100GB1096-79），且材料為45鋼。 表4.3鍵的參數(shù) 與鍵配合的輪 齒輪3 不完全齒輪 凸輪 齒輪4 齒輪5 齒輪6 公稱尺寸 bxh 16x10 14x9 14x9 1

65、6x10 16x10 12x8 鍵長度 L 40 28 28 45 40 45 4.5.2鍵的校核 平鍵傳遞扭矩時，其主要失效形式是工作面壓潰，因此，通過計算工作面上的壓力進行條件性強度校核。下面校核與齒輪4連接的鍵為例。 鍵的材料是45鋼，軸的材料是45Cr，輪轂的材料是灰鑄鐵，由表6-2可知，取三者中最弱材料的許用擠壓應力為=70~80Mpa，取其最大值，=80Mpa。鍵的工作長度，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度。由式（6-1）可得 故鍵是安全的。 第5章 其它零部件設計 5.1剝豆機的運動循環(huán)圖

66、 圖5.1運動循環(huán)圖 運動循環(huán)圖是以凸輪的運動規(guī)律即轉(zhuǎn)角為基準來繪制的。振動下料機構(gòu)和壓緊切皮機構(gòu)的運動循環(huán)圖為一條直線，代表它們在整個過程中都處于勻速運動狀態(tài)。送料不完全齒輪的運動循環(huán)圖為四條直線段，每一條直線段代表其在這段區(qū)間內(nèi)處于勻速運動狀態(tài)，空白處表示其處于間歇狀態(tài)，此時正是壓豆切皮機構(gòu)執(zhí)行切皮過程。壓豆切皮凸輪的運動循環(huán)圖為三段完全相同的折線，每個折線表示壓豆切皮機構(gòu)在這段時間內(nèi)完成一個切皮過程，三段折線表示其在凸輪轉(zhuǎn)動一圈的過程中完成3次切皮。上升的線段表示刀片向下運動完成切皮過程，下降的線段表示刀片向上運動完成空程返回過程，其余的直線段表示刀片處于停歇狀態(tài)。 5.2凸輪設計 圖5.2凸輪結(jié)構(gòu)草圖 凸輪是用來控制壓塊和刀片的運動的，由于剝豆機的生產(chǎn)率為每分鐘80粒，因此本方案中我們所設計的凸輪是個非常對稱的圖形。凸輪運動一周可帶動刀片上下往復運動三次，即凸輪轉(zhuǎn)一圈刀片可以切三顆豆子。由此我們也可以確定軸2的轉(zhuǎn)速為27r/min.由上圖我們可以看出，凸輪在0～15，