花生脱壳机

目录第1章总体方案设计 (2)1.1方案分析 (2)1.2材料分析及选择 (4)1.3电动机的选择 (4)第2章脱壳清选装置设计 (7)2.1快慢辊皮带传动设计 (7)2.2换向齿轮传动设计 (11)2.3清选装置设计 (16)2.4振动筛皮带传动设计 (18)第3章轴的设计 (20)3.1快速辊轴设计校核 (20)3.2慢速辊轴设计校核 (23)3.3换向齿轮轴设计校核 (26)第4章轴承校核、键校核、润滑与装配使用 (30)4.1轴承校核与润滑 (30)4.2键校核 (30)4.3使用说明书 (31)参考文献 (34)第1章总体方案设计1.1方案分析材对于设计任务书中所提及的要求，应首先确定花生脱壳机的脱壳原理、清选原理，然后再拟定总体的传动方案和结构方案，最后绘制装配草图。

目前花生脱壳机采用的脱壳结构主要有：以打击、揉搓为主的钢纹杆或钢栅条凹板结构，以挤压、揉搓为主的橡胶滚筒或橡胶浮动凹板结构两大类。

前者存在着花生破碎率高的缺点，后者脱壳效率与脱净率不高。

还有一种采用差速辊对滚的脱壳方式，具有破碎率低，生产率、脱净率都能达到较好效果的特点。

因此，本设计中采用这种原理来设计花生脱壳机。

清选机构也是本设计中的重要部分，清选机构多采用振动筛配合清选风机，来达到清选的目的，最后得到清洁的花生米。

针对以上分析，设计了如图1-1的脱壳原理示意图。

1.电动机皮带轮2.快速辊皮带轮3.快速辊4.慢速辊皮带轮5、7.换向齿轮 6.慢速辊 8.振动筛皮带轮9.振动筛曲轴 10.清选风机 11.振动筛图1-1 花生脱壳机原理示意图如图1-1所示，动力从电动机皮带轮1传出，快速辊3顺时针转动；在两个换向齿轮5、7的换向作用下，慢速辊6逆时针转动。

这样两个转速不一样的滚筒就将花生带入间隙。

由于间隙较小，因此对花生有挤压作用；而快慢辊的转速不一样，就产生对花生的撕搓作用。

在挤压和撕搓的共同作用下，花生壳就会被除去。

去壳后，花生和花生壳的混合物就落在振动筛11上，振动筛在振动筛曲轴9的作用下做往复运动，较大的花生壳就被过滤掉，从振动筛的左边流走。

较小的花生壳和花生米在下落过程中受到风机10的作用，只要控制好送风量，较小的花生壳和粉尘就被吹走，得到清洁的花生米。

除此之外，设计任务书中还要求脱壳的间隙可以调整，以适应不同品种的花生，这在上述的原理中也是可以实现的。

由于慢速辊6上有齿轮，结构复杂，因此本设计中调整快速辊3的水平位置，来实现脱壳间隙的可调性。

轧辊是安装在轴上的，轴是靠轴承和轴承座来支撑的，因此，只要调整轴承座的位置，轧辊就跟着移动，脱壳间隙也就可以调整了。

本设计中设计了可以调整位置的轴承座来调整脱壳间隙，但是，这会引起皮带轮1和皮带轮2的中心距的变化，皮带的张紧力就会发生变化，从而影响脱壳的效果。

可以设置一个张紧轮，在调整轴承座后，对皮带进行张紧，这样就不会影响到传动的有效性。

这样，脱壳原理和传动方案就基本确定了。

以下分析对各个主要零件的要求。

由于是加工站用花生脱壳机，不经常移动，脱壳量大，利用率也较高。

因此，脱壳机机体可以采用铸造。

在保证强度的前提下，应尽量结构简单，节省材料，减轻重量。

轧辊是最关键的脱壳零件，轧辊的间距、转速、直径、材料都直接影响到脱壳的效果，因此轧辊这几个参数是须仔细确定的。

皮带轮主要是传递动力，其尺寸将由皮带传动的计算给出。

除此之外，还应该保证传动安全可靠，布置合理。

各轴受到循环交变应力，应保证其疲劳强度。

振动筛是筛选的关键零件，筛选的速度、频率、筛选孔的大小是影响筛选效果的关键参数。

风机主要要确定其送风量，来保证二次清选的有效。

综合以上分析，画出花生脱壳机装配草图如图1-2。

1.2材料分析及选择前文中已经列出了主要零件，在此将对各个零件的选材进行分析和选择。

机体的材料，考虑是加工站用，使用率很高，不经常移动，可以采用HT200。

脱壳辊采用Q235，承受的力较大，有一定的刚度。

轴受到弯矩、扭矩的作用，所有的轴均采用45钢调质处理。

两个齿轮由于只起到换向作用，不需要采用不同的材料，因此都采用同一种材料，均使用45钢调质。

轴承盖无特殊要求，采用HT200。

张紧轮采用HT200。

振动筛连杆采用45钢，承受一定的冲击载荷，振动筛采用45钢。

这样基本的零件材料就选定了。

1.3电动机的选择电动机为整个机械提供动力，必须选择合适功率和转速的电机，保证设计符合要求。

在选择电机之前，先确定脱壳辊的参数，以此来估计整个系统需要的功率。

经过查阅相关文献和参照以往所设计的类似产品的参数，初步选定参数如表1-1。

无论辊的转速如何，在两辊之间的花生总是占据着一定的空间，那么这个空间所能够容纳花生的颗数也是一定的，这样就可以估算两个辊的受力情况。

花生在两辊之间的空间如图1-3。

花生所能提供的空间V=64.6×500×13=419900mm3每颗花生的体积，根据所做的花生尺寸统计数据V i=15×15×45=10125mm3受力花生的颗数k=VV i=41990010125=42按照每颗花生受40N的切向力计算，沿辊切线方向的力F t=40k=40×42=1680N径向力按照每颗花生受60N计算，沿辊径向的力F r=60k=60×42=2520N那么，整个机器消耗在脱壳上的功率P1=F t×v0=1680×1.5=2.5kW另外估计振动筛所消耗的功率为P2=1kW左右，那么所设计的机器总功率估计值P=P1+P2=2.5+1=3.5kW考虑功率传递的损失及估算的误差，选择功率为4 kW的电动机来作为整个系统的动力。

参考手册[2]，选择Y系列封闭式笼型三相异步电动机电动机，其型号及参数如表1-2。

F t=1680N F r=2520N P=3.5kW 图1-3 脱壳辊间花生占据的体积第2章脱壳清选装置设计2.1快慢辊皮带传动设计首先确定各参数的意义，方便以后的计算。

如图2-1。

2.1.1电动机带轮与快辊传动设计首先根据皮带轮所传递的功率选择电动机，计算功率P c=K A×Pk A—工作情况系数，据书[3]表11.5，取为1.1。

P—传递的功率，此处为电机传递到快辊的功率，约为1.25kW。

因此P c=1.1×1.25=1.36kW查书[3]图11.15，选为A型带，为了保持一致性，整个带传动均采用A型带。

D1带轮的直径由书[3]表11.6，取为125mm。

D2带轮直径为D2=(1−ε)D1n1 n2ε—带传动滑动率，根据书[3]，取为1%。

n1—D1带轮的转速，此处为电机转速720r/min。

n2—D2带轮的转速，此处为快速辊转速350r/min。

D2=(1−1%)×125×720350=254.6mm取标准带轮直径D2=250mm。

D1=125mmD 2=250mmD1—电动机皮带轮直径D2—快速辊皮带轮直径D3—慢速辊大皮带轮直径D4—慢速辊小皮带轮直径D5—振动筛皮带轮直径图2-1 皮带轮参数示意图D2带轮的实际转速n2=(1−ε)D1n1 D2n2=(1−1%)×125×720250=356.4r/min皮带的长度L=πD m+2a+Δ2 aD m—D m=D1+D22=125+2502=187.5mm。

Δ—Δ=D2−D12=250−1252=62.5mm。

a—初取中心距，据书[3]，取为500mm。

L=3.14×187.5+2×500+62.52500=1596.6mm查书[3]图11.4，取标准带长L d=1600mm。

则实际中心距a=L−πD m4+14√(L−πD m)2−8Δ2a=1600−3.14×187.54+14√(1600−3.14×187.5)2−8×62.52=501.7mm D1带轮包角α1=180°−D2−D1a×60°α1=180°−250−125 501.7×60°=165.1°α1=165.1°>120°，符合包角要求。

带速v=πD1n1 60×1000v=3.14×125×72060×1000=4.71m/s 传动比i=n1n2n2为356.4r/minL d=1600mma=501.7mmα1>120°，符合包角要求。

i=720356.4=2.02V带根数z=P c(P0+ΔP0)kαk lP0—单根V带传递的功率，由书[3]表11.8，取为1.56。

ΔP0—单根V带传递的功率增量，由书[3]表11.10，取为0.09。

kα—包角系数，由书[3]表11.7，取为0.96。

k l—包角系数，由书[3]表11.12，取为0.99。

z=1.36(1.56+0.09)×0.96×0.99=0.87因此，只用1根V带就可以满足要求张紧力F0=500P cvz(2.5−kαkα)+qv2q—V带质量，由书[3]表11.4，取为0.10。

F0=500×1.364.71×1(2.5−0.960.96)+0.1×4.712=172.5N 轴上的载荷F Q=2zF0sin α1 2F Q=2×1×172.5×sin 165.1°2=342.1N轴上载荷将在轴的设计中用到，至此，该皮带传动设计就完成。

2.1.2电动机带轮与慢辊带轮传动设计上一节已经选用了A型带，电动机皮带轮直径也已经确定。

D3带轮直径为D3=(1−ε)D1n1 n3n3—D3带轮的转速，此处为慢速辊转速250r/min。

D3=(1−1%)×125×720250=356.4mm取标准带轮直径D3=355mm。

带根数z=1F Q=342.1ND3=355mmD3带轮的实际转速n3=(1−ε)D1n1 D3n3=(1−1%)×125×720355=251r/min皮带的长度L=πD m+2a+Δ2 aD m—D m=D1+D32=125+3552=240mm。

Δ—Δ=D3−D12=355−1252=115mm。

a—初取中心距，考虑到整个传动的布置，取为600mm。

L=3.14×240+2×600+1152600=1975mm查书[3]图11.4，取标准带长L d=2000mm。

则实际中心距a=L−πD m4+14√(L−πD m)2−8Δ2a=1600−3.14×2404+14√(1600−3.14×240)2−8×1152=612.4mm D1带轮包角α1=180°−D3−D1a×60°α1=180°−355−125 612.4×60°=157.5°α1=157.5°>120°，符合包角要求。