微型玉米剥皮机设计说明书Word格式.docx

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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，成对使用，由于橡胶摩擦系数较大，因此不必另加压制器。

2总体方案的分析

2.1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。

2.2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。

2.3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，该装置已获得国家实用型专利（专利号：

942250133）新产品，直接利用剥皮装置专利技术，配以传动系统、机架、动力源及上下料斗等部件组成。

3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。

3.1机架的配置

机架采用角钢焊接而成，如图3-1所示：

图3-1机架

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。

图3-2总体结构图

3.2传动系统配置

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。

根据实验得出，剥皮辊的最佳转速范围在n=300r/min～350r/min,这里我们取n=333.3r/min,电动机的转速为1440r/min.==1440/333.3=4.32根据高端传动比>

低端传动比.传动系统分配

===2.4==1.8

所以总降速比i=2.4=4.32

所以直轴的转速为n===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=300—350n/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：

从动带轮基准直径：

齿轮1的分度圆直径：

齿轮2的分度圆直径：

=144mm

4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。

4.1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950mm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。

4.2剥皮辊生产能力的确定

单对剥皮辊生产能力：

/h----------------（4-1）

------------------------（4-2）

式中：

q--------剥净率果穗质量平均为0.4kgL--------果穗长度最大为250mm

------果穗沿剥皮辊移动速度m/sS---------剥皮辊螺距s=900mm

N--------剥皮辊转速333.3r/minf---------滑动综合系数试验得f=0.05-----50mm

（2）带入

（1）：

·

=

=1066kg/h

所以，两对辊计算生产率为2132kg/h

设计要求为1500kg/h,2132kg/h>

1500kg/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。

4.3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，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、4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、且>

，而使得玉米能够产生自转。

两辊中心距a=67.5mm，当果穗直径为60mm时果穗重力N与下辊压力方向角=与上辊方向压力角=，其相应摩擦力：

由于且方向相反，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度。

果穗通过间隙，根据实测果穗直径最大不超过65mm，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.

图4-1剥皮辊装置

1齿轮2皮带3带轮4垫片5螺母6带轮轴7短轴8主动轴

4.4胶片的设计

胶片就是天然橡胶组成的片，安装在轴上用于对玉米剥皮。

当周选装的同时胶片安装在轴上会对玉米产生摩擦力，从而应用这个摩擦力进行对玉米剥皮。

在此次设计中我们用到两种胶片，这两种胶片交叉安装，产生参差不齐的效果，从而产生的摩擦力更大。

5执行部件及机架设计

5.1果穗料斗的设计：

果穗料斗不但呀有暂存果穗的能力，而且嗬哟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度角，在长度上按展开950mm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度。

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。

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。

5.2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，因此物特别要求。

6传动部分设计

6.1玉米果穗在剥皮辊间的受力分析

所以：

所以：

由实验可知，撕破苞叶的抓取力大约为

同时在自转过程中撕扯力

根据实验可知，扯断苞叶所需力

每对剥皮辊消耗的功率：

kW

因此两对辊消耗的总功率：

与皮带轮同轴的齿轮所需扭矩为

6.2皮带传动的设计计算及校核

已知：

电动机转速n=1440r/minA型带P=3kW

6.2.1确定计算功率

工作情况系数，故1.1×

3=3.3kW

6.2.2选取窄V带带型

根据由《机械设计》P—152图8—9确定选用SPA型带。

6.2.3确定带轮的基准直径

由《机械设计》P—145表8—3和P—153表8—7取主动轮直径。

根据式，从动带轮直径

根据《机械设计》P—153表8—7，取d=240mm。

验算带的速度：

=7.536，所以：

带的速度合适。

6.2.4确定窄V带的基准长度和传动中心距

根据，初步定中心距

计算带所需的基准长度：

由《机械设计》P—142表8—2选带的基准长度。

计算实际中心距a

6.2.5验算主动轮上的包角

=

主动轮上的包角合适。

6.2.6计算窄V带的根数z

由，，i=2.4

查《机械设计》P—154表8—8得,查P—142表8—2得：

，则取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。

6.2.7计算预紧力

查表7得：

q=0.07kg/m，故

6.2.8计算作用在轴上的压轴力

6.2.9带轮结构设计

带轮的材料选为铸铁选HT250结构选择：

大小带轮都选用腹板式的带轮。

6.3齿轮的选用

对于d=67.5mm的齿轮模数的选取：

根据式

由上式对齿数进行试选：

选取Z=13

则

所以圆整取几何尺寸：

因为分度圆直径d=67.5mm，模数所以可知此齿为一变位齿轮Z=13

未变为中心距：

中心距变位系数：

分度圆压力角：

啮合角：

6.3.1对于齿轮分别进行校核

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》P—189表10—1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

按接触强度设计和校核：

根据式：

（1）确定公式内的各种计算数值

①载荷系数：

②计算每个齿轮传递扭矩：

④由《机械设计》P—198表10—6可查得材料的弹性影响系数：

⑤由《机械设计》P—207图10—21d按齿面硬度中间值52HRC查得齿轮接触疲劳极限

⑥由《机械设计》P—203图10—19查得疲劳寿命系数

⑦计算应力循环次数

⑧计算接触疲劳强度需用应力取失效概率1%，安全系数S=1

（2）设计计算

①试计算小齿轮分度圆直径,代入中较小的值

②计算圆周速度V：

③计算齿宽b

④计算齿宽与齿高之比b/h

模数

齿高

⑤计算载荷系数

由《机械设计》P—192图10—8查得系数：

直齿轮

由《机械设计》P—193图10—3查得由《机械设计》P—190图10—2查得使用系数由《机械设计》P—194图10—4查得

由《机械设计》P—195图10—13查得

⑥按实际载荷系数校正算得分度圆直径

⑦计算模数m

按齿根弯曲疲劳强度设计：

弯曲强度的设计公式为：

（1）确定公式内的各计算数值

①由《机械设计》P—204图10—20c查得齿轮的弯曲疲劳强度极限

②弯曲疲劳寿命系数

③计算弯曲疲劳许用应力

取弯曲疲劳安全系数S=1.4

④计算载荷系数K

⑤查取应力校正系数

由《机械设计》P—197表10—5可查得

（2）计算

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=5，算得分度圆直径d=67.5mm.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》P—189表10—1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,

按齿面接触强度设计：

由设计计算公式进行计算，即：

确定公式内的各计算数值

①试选取载荷系数：

②计算齿轮的扭矩：

③由《机械设计》P—201表10—7选取齿宽系数：

④由《机械设计》P—198表10—6查得材料弹性系数

⑤由《机械设计》P—207表10—21d按齿面硬度中间值52HRC，查得齿轮接触疲劳强度极限

①计算齿轮分度圆直径，代入中较小的值

=84.112mm

③计算齿宽b

⑤计算载荷系数：

根据V=3.44m/s，7级精度

由《机械设计》P—192图10—8动载荷系数

直齿轮，假设

由《机械设计》P—193表10—3查得

由《机械设计》P—190表10—2查得使用系数

⑥按实际载荷系数校正所行分度圆直径

⑦计算模数：

（1）由《机械设计》P—204图10—20c查得齿轮的弯曲疲劳强度极限

（2）由《机械设计》P—202图10—18查得弯曲疲劳寿命系数

（3）计算弯曲疲劳许用应力：

取弯曲疲劳安全系数

（4）计算载荷系数：

1.68

（5）查取齿形系数：

由《机械设计》P—197表10—5查得

1.671.58

（6）查取应力校正系数：

2.42.65

（7）设计计算：

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：

几何尺寸计算：

（1）计算分度圆直径：

（2）计算中心距：

6.3.2降速机构两齿轮的选用

大齿轮转速为：

小齿轮转速为：

降速比：

i=1.8传动功率：

P=664.7W

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48—55HRC。

（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

①试确定公式内的各计算数值试选载荷系数

②计算小齿轮传递的扭矩：

③由《机械设计》P—201表10—7查得选取齿宽系数：

④由《机械设计》P—198表10—6查得材料弹性影响系数：

⑤由《机械设计》P—207表10—21e查得按齿面硬度中间值52HRC查得大小轮接触疲劳强度极限：

==1170Mpa

⑥计算应力循环次数：

⑦由《机械设计》P—203图10—19查得接触疲劳寿命系数:

⑧计算接触疲劳需用应力：

取失效概率为1%，安全系数S=1

（2）计算：

①计算小齿轮分度圆直径（代小值）

==76.92

②计算圆周速度：

③计算模数：

④计算载荷系数：

根据，7级精度，由《机械设计》P—192表10—8查得动载荷系数,直齿轮,假设

由《机械设计》P—190表10—2查得使用系数

由《机械设计》P—195表10—13查得（由b/h、查取）故载荷系数

⑤按实际载荷系数校正所行分度圆直径得

按齿根弯曲强度设计：

弯曲强度设计公式：

确定公式内各计算数值：

（1）由《机械设计》P—204图10—20查得大小齿轮弯曲疲劳极限

（3）计算弯曲疲劳需用应力：

由《机械设计》P—197图10—5查得=2.45

由《机械设计》P—197表10—5查得

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：

集合尺寸计算：

（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。

6.4轴的强度校核与设计计算：

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。

轴的设计见零件图。

6.4.3轴的强度校核

轴承的传动功率：

轴的转速：

轴传递的扭矩：

初定轴的直径

由于皮带轮和齿轮在手册上查得轮孔直径必须大于20，而轴又要与轴承配合，故轴承的轴颈之间采用同一轴颈，而齿轮与齿轮及齿轮与轴承之间由于有凸沿，所以每根轴采用同一尺寸，这样可以简化轴的加工工序，更便于维修和装配，所以轴和齿轮轮孔均采用d=45mm，四个轴的轴承均采用45mm的轴承。

由于本机所能承受的弯力较小，故弯矩进行校核无必要，只需进行必要的扭矩校核。

—实心圆截面抗扭矩模量

轴的强度符合要求。

6.5键的选择

根据表6-1轴径

轴径

式中：

Q=A=26

即键的强度符合要求。

6.6轴承的选择

根据前面一系列的计算结果，要选定轴承的类型为带密封圈的单列向

心球轴承（GB279—64）轴承型号分别选为18504和18505.这种轴承主要承受径向载荷，当转速较高，轴向载荷不大时，可以代替推力球轴承承受纯轴向载荷，