微型玉米剥皮机设计

毕业设计毕业设计微型玉米剥皮机设计学生姓名: 系 (部): 专 业: 指导老师: 年 月 日摘 要在玉米分段收获时，玉米剥皮工序劳动强度大，费工时和误农时，且影响玉米的质量，针对我国玉米收获后剥皮这个重要环节，设计出场上玉米剥皮机，并对其结构及技术参数予以设计。微型玉米剥皮机是收获玉米穗外表皮的一种机具，本机为4辊机型，可满足单户、联户和种粮大户使用。它代替了传统人工剥皮的紧张劳动，减轻了人们的劳动强度，提高了劳动效率，有效地防止了因剥皮不及时而造成的玉米霉烂损失，该机结构简单，调整方便性能可靠，生产效率高，可采用电动机、柴油机或三轮农用运输车发动机作动力，本机采用单相交流电动机作动力。剥皮装置中剥皮辊一般有螺旋铁棍和橡胶辊组成，铁棍对籽粒有严重损伤，所以本机要求采用全橡胶辊。在满足剥净率95%以上。工作效率达到1500kg/h，动力源3kw的设计要求的前提下进行设计。为达到设计要求，主要剥皮装置采用全橡胶的玉米剥皮辊，并且两辊高低设置，且可以根据玉米棒的大小不同调节两辊间的距离。这避免了传统设计方法中采用铸铁辊对玉米籽粒的损坏，而且在结构上比传统设计方法更为合理。经计算、校核，该机符合设计要求，并且在剥皮装置与传统方式上较传统设计有所改进，更适于在广大农村的推广应用。关键词：玉米剥皮机 剥皮辊 传动系统 动力源AbstractAt the devided harvest time, the labor force of corns clothes take-off by hard is to strong. It wastes time and decreases the quantity of the corn. To solve the problem of corns clothes take-off in our country, we designed the corns clothes take-off machine including the structure and the technical parameter design. It is a machine that take off the corns clothes. It has four types, respectively for single, union of several and big harvest. The machine instead of the traditional handed labor, reduce the peoples labor strength, raise the efficiency and prevent the corns damage. The structure of the machine is simple. The machine is easily adopted, reiable and efficiency. The power of the machine can use electric motor、diesel engine and the power of agricultural car.This machine adoption list mutually the alternate current motive makes the motive. Peel to equip to win to peel the son of to have the spiral iron casting son of and the rubber son of to constitute generally, cast iron the son of to have severity to the seed grain to hurt, so this machine adoption the whole rubber son of. Designed under premise that must be get go 95% of take-off rate and efficiency required no less than 1500kg/h, power no more than or equality 3kw. For get to these requirements, main take-off part makes use of rubber cylinder, and they are installed up-down. It is more reasonable than orthodox way. The transmission system makes use of binary level decreasing velocity. Via computed and checked, the machine is right. Specially, it is better than forming designing. Worthwhile, it is widely applied in rural.Key Words：Corns clothes、 Take-off Machine、 Cylinder、 transmission system、 Power resource 目 录前言- 4第一章 题目来源及技术要求- 5第一节 任务来源- 5第二节 玉米剥皮机结构简介- 5第二章 总体方案的分析- 6第一节 剥皮的工艺过程- 6第二节 方案的选择- 6第三节 主要工作部件形式的选择- 6第三章 总体配置的确定- 7第一节 机架的配置-8第二节 传动系统配置-9第四章 剥皮装置的确定-10第一节 剥皮辊长度确定-10 第二节 剥皮辊生产能力的确定-10第三节 剥皮部件的设计-11第五章 执行部件及机架设计-12第一节 果穗料斗的设计-12 第二节 机架、连接架的设计- -12第六章 传动部分设计- -13 第一节 玉米果穗在剥皮辊间的受力分析-13 第二节 皮带传动的设计计算及校核- -15 第三节 齿轮的设计- -17 第四节 轴的强度校核与设计计算-27 第五节 键的选择- -29 第六节 轴承的选择-29 第七节 电动机的选择- -30参考文献-31致谢- -32前言国内外玉米剥皮机的概况：（1）前苏联玉米剥皮机的概况 前苏联的玉米种植面积达1200万hm2,仅次于美国的种植面积。由于生产需要，研制了O-4B型玉米剥皮机。随着农业机械化的发展，又研制了O -5、O-15、O-15C、O-15 和O-5等多种剥皮机。（2）美国玉米剥皮机的概况 美国玉米种植面积占全世界玉米种植面积的37%由于生产过程对机械化得迫切要求，在1885年就研制成功了场上作业的玉米剥皮机；1908年又研制了田间摘穗剥皮机；现在已经向联合自走的方向发展。（3）我国玉米剥皮机研制现状 从20世纪50年代开始，我国进行玉米剥皮机的研制工作。如丰收2卧、丰收2立和4YBJ2型的田间玉米摘穗剥皮机。60年代，中国农机院与黑龙江农业机械化研究所协作设计了YD3型玉米剥皮机。70年代，黑龙江省红兴隆国营农场管理局设计了场上玉米剥皮机。1979年，辽宁省农业机械化研究所研制的4YB2型玉米收获机及吉林农业机械化研究所研制的4QY2型玉米收获机都配置了剥皮机构。根据设计任务书的要求，微型玉米剥皮机是一种专玉米表皮的专用机械。这种机械主要针对农村的广大农民用户使用，所以此机械必须具有如下特点： （1）操作简单，便于广大农村用户的使用，零部件尽量采用标准件，便于安装和维修。（2）整机安装，结构简单，成本低而且动力的选择要符合农村的实际情况，因此动力尽量安装电动机或者柴油机。（3）本机还要有较高的生产率，较低的籽粒破碎率，较高剥净率。因此，本机的设计根据农村不同用户的使用要求，设计了不同的类型。 在动力选择上，采用电动机与柴油机互相通用的形式，但不同的是由于小四轮的本身特点，在一个柴油机作动力时要有一个转向节连接，而使用电动机则可直接安装在机架上。在生产率方面，根据不同用户的使用要求，现已有2对辊、4对辊两种不同生产率的机型。本机为4辊机型，可满足单户、联户和种粮大户使用。它替代了传统人工剥皮的紧张劳动，减轻了人们的劳动强度，提高了劳动效率，有效地防止了因剥皮不及时而造成的玉米霉烂损失，该机结构简单，调整方便，性能可靠，生产效率高。此种机械的研制成功，大大减轻了农民的劳动负担，为广大农民节省了大量时间，降低了劳动强度， 成为农民致富的途径之一。 第一章、题目来源及技术要求第一节 任务来源：根据农村当前的生产实际情况，农业机械的使用还没有普遍推广，尤其是在像东北这样的产粮大区，农民收获的粮食由于不能及时得到农业机械的支援，而只能用传统的手工劳作，这样使得农民在秋季可谓苦不堪言。特别是对于玉米这一高产稳产的作物，在东北地区特别是我省由于有大量的播种面积，而这种作物的本身又是一种劳动含量较高的作物，因此，对于各种玉米所用的农业机械已迫在眉睫，而玉米生产过程中的播种、耕管机械已基本解决，而收获机械却仍是一个空白，农民收获季节由于都是用传统的手工劳动，所以强度特别高，特别是玉米的剥皮，不但时间长，且占用劳动力多，工作效率又不高，如不及时剥皮，还易使玉米发霉、变质。所以，玉米剥皮机不但具有广泛市场，而且极易推广，又能解决农民的当务之急，使农民在玉米的收获季节不再为玉米剥皮而犯难了。第二节 玉米剥皮机结构简介玉米剥皮机主要由剥皮机构、压送器和果穗分布装置等组成。（1）剥皮机构主要部件为剥皮辊，其作用是清除茎叶混合物和剥掉果穗表皮。其原理是相对旋转的一对辊子抓取并剥掉在其上运动的果穗的表皮，同时把表皮和茎叶混合物拽到辊下，剥掉表皮。剥皮辊间隙时由压缩弹簧来保证的，不用经常调整。（2）压送器对改善果穗剥皮质量，提高剥皮装置生产率是极其重要的，它把果穗压向剥皮辊表面，从而增大剥皮辊对果穗的摩擦力，并促使表皮蓬松和使剥皮辊更好地抓取表皮，而后周期性地放松压向剥皮辊上的果穗，以使其性能绕自轴转动，从而使果穗向四周的表皮与剥皮辊接触，促使果穗在剥皮时翘起来，这样有利于避免果穗端部掉粒。因本机采用全橡胶剥皮辊，辊面带有螺旋凸棱，左右辊互相啮合，成对用，由于橡胶摩擦系数较大，因此不必另加压制器。第二章 整体的设计与选择第一节 剥皮的工艺过程采用人工上料，人工喂入，机械剥皮，最终使果穗和表皮分离。在这过程中之所以采用人工上料和人工喂入主要是如果采用自动喂入会使机器的成本和造价会大大地提高而农民对这种机械由于价格的增设而使购买力下降。配套动力源采用Y系列三相电动机，主要工作部件选用全橡胶的玉米剥皮辊，传动部分使用带传动和直齿轮传动。第二节 方案的选择在设计过程中也曾考虑过采用自动喂入，但这种机械虽然在效率上有所提高，但同时它也将提高机器的成本，从而使购买力下降。而采用人工喂入虽然不如自动喂入效率高，但也比手工大大的提高，而且适合大多数农民的经济能力。之所以采用Y系列电动机，是因为Y系列电动机是目前最常使用的，而且价格合理。剥皮部件采用全橡胶的剥皮辊，不但不影响剥净率而且由于橡胶比较有弹性不会损伤籽粒。传动部分由于该机比较简单所以选用直齿轮既可。第三节 主要工作部件型式的选择剥皮机主要核心部件是剥皮装置，传统式剥皮装置采用一支铸铁螺旋齿辊和一个橡胶螺旋剥皮辊配对使用，两对辊的中心距a=66.75，且两对辊形成以个槽形，一般采用两对或四对辊，为增加玉米穗与辊子的压力，在剥皮辊的上方配有两组或三组压制器，多年来的实践证明，这种辊型的剥净率最高能达到85%，籽粒破碎率高达2%，这是玉米剥皮机 推广的主要原因。94年通过实验研究，设计出一种全橡胶的玉米剥皮辊，这种辊采用橡胶制成，辊面带有螺旋凸棱，左右辊互相啮合，成对使用，由于橡胶摩擦系数较大，因此不必另加压制器，且橡胶面有弹性布损伤籽粒，并在轴线方向上布置有螺距为2m的螺旋线，果穗能沿线向下滑，再加上与支架本身的倾角，使果穗能自动进入下料斗，身产率较高。第三章 总体配置的确定总体配置就是合理安排各部件位置和联接关系，确定动力的传动路线，与电动机的联接关系，使机器工艺路线合理，并且便于使用，调整和维修，同时机器外观造型要给人以美感。第一节 机架的配置机架采用角钢焊接而成，如图1所示： 图1为了便于作业后的移动，在机架底部安装有四个行走轮，且在前面的两个行走轮需要能够转向，这样使整机的移动更加方便，更便于生产中的使用，考虑到成本方面的因素，行走轮及转向轮均可外购，因为它并没什么特殊的要求，只要能达到行走及转向要求即可，也可以本身自己制造。第二节 传动系统配置：3.2.1利用电动机作为动力源时，只需一级皮带传动，然后再由一级齿轮传动成降速过程最后再由齿轮传动到主动轴上。如图所示：3.2.2根据实验得出，剥皮辊的最佳转速范围在n=300r/min350r/min,这里我们取n=333.3r/min,电动机的转速为n电=1440r/min.i总=n电/辊=1440/333.3=4.32根据高端传动比低端传动比，初定高端传动比i高=2.4i总=i高i低 i低=1.8第三节 传动系统简图 i带=D2D1=240100=2.4 i齿=14480=1.8所以 总降速比 i=2.41.8=4.32所以 直轴的转速为 n=n电动机i总=14404.32=333.33n/min由于依实验数据得出结论，剥皮辊最佳转速范围为n=300350n/min所以这一转数符合要求。这二级减速及传动系统各部件的尺寸如下：主动带轮基准直径： D1=100mm从动带轮基准直径： D2=240mm 齿轮1的分度圆直径：d1=80mm齿轮2的分度圆直径：d2=144mm齿轮3、4的分度圆直径：d3=d4=90mm齿轮5、6、7、8的分度圆直径：d5=d6=d7=d8=67.5mm如图2所示，动力由电动机传到完成一级减速，再由皮带传到1轴上，1轴上有一与皮带轮同转速的齿轮1，齿轮1与齿轮2啮合完成二级减速。2轴为主动轴，在其上有三个齿轮。齿轮2与齿轮1啮合完成降速；齿轮3与齿轮4啮合实现传动比为1的传动；4轴的齿轮7与5轴的齿轮8啮合实现同速传动来实现最终的剥皮过程；2轴上的齿轮6与3轴上的齿轮5啮合实现同速传动。2、3、4、5轴的最终转速为333.3r/min.第四章 剥皮装置的确定 剥皮装置是由一对相向转动的剥皮辊抓取和剥除玉米穗的苞叶。剥皮辊与苞叶间的摩擦力必须大于苞叶与穗辊间的链接力，为了使苞叶剥净，在玉米穗沿剥皮辊下滑的同时，自身应能转动。在剥皮辊的上方设有压送器，使果穗对剥皮辊稳定地接触而避免跳动。第一节 剥皮辊长度确定：传统式玉米剥皮辊长度为1.70mm，美国甜玉米剥皮机滚长为1500mm，根据实验得出玉米在剥皮辊上的剥净率在开始400mm内剥净率为85%，在600mm内剥净率为93%，因此辊长定为1000mm可使苞叶的剥净率在93%以上。剥皮辊的长度是影响剥净率的主要参数，为保证剥净苞叶，剥皮辊应有足够的长度，但过长会引起籽粒脱落和破碎，剥皮辊的直径应不使最小直径的果穗收挤压和被抓取为准。第二节 剥皮辊生产能力的确定： 单对剥皮辊生产能力：Q剥=3600qL+lugkg/h - ug=sn600000f - 其中：q-剥净率果穗质量平均为0.4Kg L-果穗长度最大为250mm ug-果穗沿剥皮辊移动速度m/s S-剥皮辊螺距s=900mm N-剥皮辊转速333.3r/min f-滑动综合系数试验得f=0.05 l-50mm 带入：Q剥=3600qL+lsn600000f =6100qsnfL+l =61000.49003000.05250+50 =1066Kg/h所以 两对辊计算生产率为2132Kg/h 设计要求为1500kg/h,2132kg/h1500kg/h符合设计要求。 由于此机是由人手式喂入，故实际生产能力大约在每对辊的生产率1500Kg/h左右，这是经过实验后得出结论。第三节 剥皮部件的配置：本机剥皮装置直接利用新型剥皮装置专利技术，其剥皮辊为高苯橡胶面，有数条螺旋相互啮合，高低配置成对使用，每两对辊组成一槽型，如图所示每个辊轴上有每节250mm的四节胶辊串接而成螺旋首尾相接，局部磨损后便于更换，下辊2、5为固定辊，上辊1、3可绕铰接点转动，既两辊啮合间隙时可调的。保证果柄可以通过，两辊可以调节螺栓6来调节，所以可以根据不同的品种来适当调节螺栓，使果穗顺利通过。玉米在两辊所形成的槽型中，辊面的凸棱对苞叶有撕裂作用，由于两辊的螺旋相互啮合，使玉米苞叶在自转过程中被嵌入凹槽中，此时由于两辊的转动使苞叶被扯掉，玉米的自转主要由于两辊对玉米摩擦力大小不同，虽然两辊的材料不同，但却由于两辊与玉米之间的压力角不同而产生不等的摩擦力F1、F2且F1F2，而使得玉米能够产生自转。如图4所示：两辊中心距a=67.5mm，当果穗直径为60时果穗重力N与下辊压力方向角a2=5与上辊方向压力角a1=67.28，其相应摩擦力：F1=N1fcos67.28=0.386Nf由于F1F2且方向相反，因此果穗在剥皮过程中产生转动，可加速剥皮过程，为加速果穗下移速度，剥皮辊还要有一定倾角，倾角小，下滑速度慢，生产率低倾角大，剥净率低，本机通过部件试验，确定剥皮辊倾角为12。果穗通过间隙，根据实测果穗直径最大不超过65，为防止过大的果穗卡滞现象通过70mm，可使果穗绕自身轴线自由转动，为防止在剥皮过程中产生果穗治理造成脱粒，在剥皮辊上方设有压穗板，压穗板通过间隙为70mm.第五章 执行部件及机架设计第一节 果穗料斗的设计： 果穗料斗不但要有暂存果穗的能力，而且能够使果穗沿剥皮辊的轴向方向上进入两辊所形成的槽型中，在配置上与剥皮辊的倾角相同，均与水平面成12角，在长度上按展开1000mm设计，因为考虑到玉米进入到剥皮辊时的方向性，所以将出口处的滑板设计成与剥皮辊组数相等的槽型，尽可能保证每次只能通过一穗玉米。进料斗是送入玉米的装置，由于本机采用两对剥皮辊工作，所以进料斗必须设计成双出口的结构。玉米需自动滑到剥皮辊的方向上进入两辊形成的槽型中进行剥皮，这就要求料斗具有一定得倾斜度，经参考实验数据选倾斜度为12。为保证玉米滑向剥皮辊时每次只能通过一穗玉米，可将出口设计成与剥皮辊组数相同的槽型（如下图5）。同时为保证玉米在剥皮过程中受切向力的挤压导致弹出，在剥皮辊上方增加两个压穗板，以防止果穗弹出。下料斗是在玉米剥皮结束后，果穗画出的装置，它可以设计成任何方便的形状。（如图6）。第二节 机架、连接架的设计机架和连接架均由角钢焊接而成，两种机型结构相同，仅宽度不同。在满足要求的前提下具有一定得抗压能力既可，主要目的是便于组织生产，提高通用程度，因此无特别要求。第六章 传动部分设计第一节 玉米果穗在剥皮辊间的受力分析两辊对玉米产生的两个摩擦力F1、F2分别为：Fb=Nbf Fa=NaFX=0Y=0 = Nbsin+Fbcos-Nasin-Facos=0Nacos+Nacos-Fbsin-Fasin=0H=23R=22.5cos=0.943 =19.47 cos=0.545 =56.94=90-=13.59 =180-2-=52.53=180-=113.88所以：Na=Qsinsin=0.868Q Nb=Qsinsin=0.257Q所以：Fa=Naf=0.868Q0.87=0.76Q=4.55N Fb=Nbf=0.2570.87Q=0.208Q=1.69N由实验可知，撕破苞叶的抓取力F1大约为 F1=20.05N同时在自转过程中撕扯力F2=F1f2=20.250.35=7.02根据实验可知，扯断苞叶所需力F3=102N故F=F1+F2+F3=129.07N 此时每个轴所承受的力不仅有F，而且还要有Fa与Fb。每对剥皮辊消耗的功率：N=F*V=1.5855kw因此两对辊消耗的总功率：N总=21.2855=0.462105Nmm与皮带轮同轴的齿轮所需扭矩为（d=144mm） T=95.5105p3001000=1.85105Nmm第二节 皮带传动的设计计算及校核已知：电动机转速n=1440r/min i=2.4 A型带 P=3kw1、确定计算功率Pca：工作情况系数KA=1.1，故Pca=KAp=1.13kw=3.3kw2、选取窄V带带型：根据Pca、n电由机械设计P152图89确定选用SPA型带。3、确定带轮的基准直径：由机械设计P145表83和P153表87取主动轮直径 dd1=100mm。根据式i=n1n2=dd2dd1，从动带轮直径dd2=idd1=2.4100=240mm根据机械设计P153表87，取dd2=250mm。验算带的速度：V=dd1n电601000=1001440601000=7.536ms35ms所以带的速度合适。 4、确定窄V带的基准长度和传动中心距：根据0.7dd1+dd2a0120所以主动轮上的包角合适。6、计算窄V带的根数z=pca(P0+P0)kak1由n电=1440rmin，dd1=100mm，i=2.4查表4和5得：P0=1.6kw P0=0.23kw查机械设计P154表88得k=0.96,查P142表82得：kL=0.89，则z=3.3(1.6+0.23)0.960.892取z=2根。由于此机器在高速、强冲、强振动下工作，为了使皮带能够安全工作，而且有时可能会有玉米卡入两对剥皮辊中，所以取z=2。7、计算预紧力F0=500PcaVz2.5k-1+qV2查表7得：q=0.07kg/m,故F0=5003.322.50.96-1+0.077.532N=225.25N8、计算作用在轴上的压轴力Fp=2zsin2=22sin159.71/2N=301.93N9、带轮结构设计（1）带轮的材料选为铸铁选HT250。（2）结构选择：大小带轮都选用腹板式的带轮。（3）结构尺寸见零件图。10、皮带采用自动张紧或定期张紧。第三节 齿轮的设计6.3.1 对于d=67.5mm的齿轮模数的选取：根据式m32KT1dz12YFaYSaF式中： T=0.462105Nmm Kt=1.3 d=0.4 YFa=2.3 YSa=1.1F=KFNS=0.96801.4=437.14Mpa由上式对齿数进行试选：选取Z=13则m32KT1dz12YFaYSaF=321.30.4620.41322.31.1105437.14=4.7mm所以m4.7mm m圆整取m=5几何尺寸：因为分度圆直径d=67.5mm，模数m=5，所以可知此齿为一变位齿轮Z=13Z1=Z2=13 a=67.5mm m=5ha*=1 c*=0.25 =20 d1=d2=mz1=65mm未变为中心距：a=12(d1+d2)=1265+65=65mm中心距变位系数：y=a-am0.5 YZ=a-aa=y2z1+z2=0.5226=0.03864分度圆压力角：=20啮合角：cos=cos=6567.5cos20=0.963cos20=0.9049 =25.186总变位系数：X=Z1+Z22taninv-inv=262tan20inv25.186-inv20 =0.030935-0.014904262tan20=1.1466根据齿数比u=1 按线图分配变位系数得x1=x2=0.57齿轮变动系数：y=x-y=0.9049-0.5=0.4049齿顶圆直径：dm=d+2mha*+x1-g=78mm da1=da2=78mm df1=d1-2mha*+c-x1=55mm df2=df1=55mm6.3.2对于d=67.5mm的齿轮分别进行校核：a.选定齿轮类型、精度、材料及齿数（1）按传动方案，选用直齿轮传动。（2）剥皮机为一般工作，速度不高，故选用7级精度传动（GB10095-8）（3）材料选择。由机械设计P189表101考虑此齿轮振动冲击较大，选大小齿轮材料为40Cr(调质)硬度为240HBS，表面淬火，齿形变形不大，不需磨削。（4）选齿数z2=13 z1=z2=13b.按接触强度设计和校核：根据式：dt2.32KtT1du+1u(zEH)2mm(1)确定公式内的各种计算数值载荷系数：kt=1.3计算每个齿轮传递扭矩：T1=95.5105PN=0.462105Nmm由机械设计P201表107选取齿轮宽系数d=0.5由机械设计P198表106可查得材料的弹性影响系数ZE=189.8Mpa12由机械设计P207图1021d按齿面硬度中间值52HRC查得齿轮接触疲劳极限Hlim1=Hlim2=1170Mpa由机械设计P203图1019查得疲劳寿命系数kHN1=0.88计算接触疲劳强度需用应力取失效概率1%，安全系数S=1H1=kHN1Hlim1s=1030Mpa(2) 计算试计算小齿轮分度圆直径d1t ,代入H中较小的值d1t2.323KtT1du+1u(zEH)2=2.3231.30.4621050.41+11(189.81030)2=61.36mm计算圆周速度V=67.5333.3601000=1.18m/s计算齿宽b b=dd1t=0.561.36=30.68mm计算齿宽与齿高之比b/h模数 mt=d1tz1=61.3613=4.72mm齿高 h=2.25mt=2.254.72=10.62由和可得 bh=30.6810.62=2.89计算载荷系数由机械设计P192图108查得系数：kv=1.12直齿轮kAFtb100Nmm由机械设计P193图103查得kH=kF=1.1由机械设计P190图102查得使用系数kA=1由机械设计P194图104查得kH=1.43由机械设计P195图1013查得kF=1.37k=kAkVkkH=11.121.11.43=1.72按实际载荷系数校正算得分度圆直径：d1=d1t3kkt=61.3631.721.3=67.5 计算模数m=d1z1=67.513=5.19mm 取整m=5mmc.按齿根弯曲疲劳强度设计：弯曲强度的设计公式为：m32KT1dz12YFaYSaF(1)确定公式内的各计算数值由机械设计P204图1020c查得齿轮的弯曲疲劳强度极限FE=450Mpa弯曲疲劳寿命系数YF=2.3计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4 F=kFNS=0.96801.4=437.14Mpa计算载荷系数k=kAkVkkF=11.121.12.3=2.83查取应力校正系数由机械设计P197表105可查得 YS=1.1 T=0.462105Nmm a=0.4 z=13(2)设计计算 m32KT1dz12YFaYSaF=4.7对此计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数，由于齿轮模m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定承载能力，仅与齿轮直径有关，可取由弯曲强度算得模数4.7，就近圆整m=5mm，算得分度圆直径d1=67.5mm.6.3.3 对于d=90mm齿轮的计算及校核：（d=90mm初定）a.选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1）按传动方案选用直齿轮传动。（2）考虑齿轮较大，故大小齿轮都选用硬齿面。由机械设计P189表101选得大小齿轮材料均为40Cr（调质），并经调质表面淬火，齿面硬度240HBS。（3）选取精度等级，因采用表面淬火，轮齿变形不大，不需磨削，故初选7级精度。（4）选齿数z1=18,z2=18 b.按齿面接触强度设计：由设计计算公式进行计算，即：d1t2.32KtT1du+1u(zEH)2确定公式内的各计算数值试选取载荷系数：kt=1.3计算齿轮的扭矩： T1=95.5105P1n1=95.51050.161333=0.924105Nmm由机械设计P201表107选取齿宽系数：d=0.4由机械设计P198表106查得材料弹性系数 zE=189.8Mpa12由机械设计P207表1021d按齿面硬度中间值52HRC，查得齿轮接触疲劳强度极限Hlim1=Hlim21170Mpa由机械设计P203图1019查得接触疲劳强度寿命系数：kHN1=kHN2=0.90计算接触疲劳许用应力：取失效概率1%，安全系数S=1 H1=H2=kHN1lim1S=1030Mpa（2）计算计算齿轮分度圆直径d1t ，代入H中较小的值 d1t2.323KtT1du+1u(zEH)2=2.3231.30.9241050.41+11(189.81030)2 =84.112mm计算圆周速度V=d1n1601000=84.112333.360100=1.47m/s计算齿宽b=dd1t=0.484.112=33.64mm计算齿宽与齿高之比b/h 模数 mt1=d1tz1=64.11218=4.67mm齿高 h=2.25mt=2.254.67=10.51mm bh=33.6410.51=9.23计算载荷系数：根据V=3.44m/s,7级精度由机械设计P192图108动载荷系数kv=1.12直齿轮，假设kAFtb100Nmm由机械设计P193表103查得kH=kF=1.1由机械设计P193表103查得kH=1.37由机械设计P190表102查得使用系数kA=1所以k=kAkVkkH=11.121.11.43=1.72按实际载荷系数校正所行分度圆直径：d1=d1t3kkt=84.11231.721.3=90mm计算模数：m=dz=9018=5mmc.按齿根弯曲疲劳强度设计：弯曲强度的设计公式为：m32KT1dz12YFaYSaF （1）由机械设计P204图1020c查得齿轮的弯曲疲劳强度极限 FE1=FE2=680Mpa（2）由机械设计P202图1018查得弯曲疲劳寿命系数 kFN1=kFN2=0.88（3）计算弯曲疲劳许用应力： 取弯曲疲劳安全系数S=1.4 F1=F2=kFN1FES=427.4Mpa（4）计算载荷系数：k=kAkVkkF=11.121.11.37=1.69（5）查取齿形系数：由机械设计P197表105查得 Ysa1=1.58 Ysa2=1.58（6）查取应力校正系数：由机械设计P197表105查得 YFa1=2.65 YFa1=2.65（7）设计计算：m321.690.9241050.41820.0098=4.86mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m略大于齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力仅与直径有关，可取由弯曲强度算得模数4.86mm，就近圆整为5mm,按接触强度算得分度圆直径：d1=d2=90mm z1=d1m=905=18d.几何尺寸计算：（1）计算分度圆直径：d1=d2=mz=90mm（2） 计算中心距： a=d1+d22=90mm6.3.4 第二级降速机构两齿轮的设计：大齿轮转速为：n1=600r/min小齿轮转速为：n2=6001.8=333.3r/min降速比： i=1.8传动功率： p=664.7瓦a.选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1）选用直齿轮传动。（2）考虑减速机构振动较大，且剥皮辊上小齿轮有可能通过调节杆调节两剥皮辊的中心距，故在满足设计强度前提下，尽量选大一些模数，大小齿轮的齿面材料也尽可能选取硬度大一些。所在大小齿轮均为40Cr,并调质及表面淬火，齿面硬度4855HRC。（3）选取精度等级：因采用表面淬火，轮齿的变形不大，不需磨削，故选7级精度（4）试选小齿轮齿数z1=20 z2=iz1=36b.按齿面接触强度设计： （1）由 d1t2.323KtT1du+1u(zEH)2试确定公式内的各计算数值 试选载荷系数kt=1.3计算小齿轮传递的扭矩：T=95.5105Pn=95.51050.647333.3=1.85105Nmm由机械设计P201表107查得选取齿宽系数：d=0.4由机械设计P198表106查得材料弹性影响系数 zE=189.8Mpa12由机械设计P207表1021e查得按齿面硬度中间值52HRC查得大小齿轮接触疲劳强度极限：Hlim1=Hlim2=1170Mpa由机械设计P203图1019查得接触疲劳寿命系数: kHN1=0.88 kHN2=0.90 计算接触疲劳需用应力：取失效概率为1% ，安全系数S=1 H1=kHN1lim1S=1030Mpa H2=kHN2lim2S=1053Mpa(2)计算：计算小齿轮分度圆直径d1t(代H小值) d1t2.323KtT1du+1u(zEH)2=3KtT1du+1u(189.81030)2=76.92计算圆周速度：V=d1n1601000=76.92333.3601000=1.34m/s计算模数：mt1=d1tz1=76.9220=3.85mm 计算载荷系数：根据V=1.34m/s,7级精度，由机械设计P192表108查得动载荷系数kv=1.12,直齿轮,假设kAFt/b100N/mm由机械设计P193表103查得kH=kF=1.1由机械设计P190表102查得 使用系数kA=1 kH=1.43(6级精度硬齿面齿轮查得kH适当加大)由机械设计P195表1013查得kF=1.37（由b/h、kH查取）故载荷系数k=kAkVkkH=11.121.11.43=1.72按实际载荷系数校正所行分度圆直径得：d1=d1t3kkt=76.9231.721.3=80mmc.按齿根弯曲强度设计：弯曲强度设计公式：m32KT1dz12YFaYSaF确定公式内各计算数值：（1）由机械设计P204图1020查得大小齿轮弯曲疲劳极限：FE1=FE2=680Mpa（2）由机械设计P202图1018查得弯曲疲劳寿命系数 kFN1=0.88 kFN2=0.90（3）计算弯曲疲劳需用应力：取弯曲疲劳安全系数S=1.4 F1=kFN1FE1S=427.4Mpa F2=kFN2FE2S=437.14Mpa（4）计算载荷系数：k=kAkVkkF=11.121.11.37=1.69（5）查取齿形系数：由机械设计P197图105查得 YFa1=2.80 YFa2=2.45（6）查取应力校正系数：由机械设计P197表105查得 YSa1=1.55 YSa1=1.65（7）计算大小齿轮YFaYSaF比较：YFa1YSa1F=2.801.55427.4=0.01044 YFa2YSa2F=2.451.65437.14=0.009247所以：m32KT1dz12YFaYSaF=3.94对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m略大于齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力仅与齿轮直径（即模数与齿数乘机有关），可取由弯曲强度算得模数3.94mm,并圆整为4mm，按接触强度算得分度圆直径：d1=80mm z1=d1m=20d.集合尺寸计算：（1）计算分度圆直径：d1=mz1=80mm d2=mz2=144mm（2）计算中心距：a=d1+d22=112mm（3）齿轮中心孔的选取：齿轮中心孔选取主要取决于与之能配套的轴的直径，因此必须在选择轴的直径d后才能选择孔径。第四节 轴的强度校核与设计计算如图8所示，轴2所需扭矩最大，因为它作为主动轴来带动其余三个轴，所以只需校核2轴，只要2强度够用，其余三个轴就不用校核了，自 然符合设计要求。6.4.1 轴的材料轴的材料选用45#6.4.2 轴的结构设计各零件在轴2上的装配顺序为从左到右，剥皮辊左端为轴承，齿轮6齿轮3齿轮2，右端装剥皮装置，轴承端盖，由此选择阶梯轴，这样可以避免对配合表面的破坏。由齿轮手册上查得轮孔直径必须大于20，由于选用的是阶梯轴，所以取轴颈为12，25，32，35，40不等。由于轴颈为40的部分最长，所以只需校核该处即可。主动轴上有三个相互并排的齿轮，所以轴的长度如下：轴承（GB27964）带密封圈的单列向轴承的宽度：B=18mm轴承与右端盖的距离：=6mm所以：d=25mm轴长度l=l1+l2+l3+l4+=149mm因为齿轮与轴的配合均采用8726的平键配合，故在轴端应用螺栓进行轴向定位，在轴承的右端应有一个轴肩，即d=40mm，而且剥皮辊的橡胶就是套在此段上，所以此段长度l=1000mm，轴的设计见零件图。6.4.3 轴的强度校核轴承的传动功率：P=1601.2w 轴的转速：n=333.3r/min轴传递的扭矩：T=0.924105Nmm初定轴的直径dmin=3p3n3=12631601.2333.3=15.7mm由于皮带轮和齿轮在手册上查得轮孔直径必