油茶籽脱壳机说明书

油茶籽脱壳机设计
学生：戚银银指导老师：江家伍
（安徽农业大学经济技术学院 10机械设计制造及其自动化合肥 230026 ）
摘要：采用离心撞击与齿圈搓擦相结合的工作原理设计开发出了油茶籽脱壳机。

本设计从油茶籽脱壳机的总体方案，工作原理以及传动系统等方向做出了比较全面的设计分析，并对各关键部件进行了分析与校核。

关键词：油茶籽；脱壳机；脱壳装置
1 前言
1.1研究的目的和意义
1.1.1 研究的目的
油茶是中国特有的木本油料，与油棕，油橄榄，椰子被誉为世界四大木本食用油料，在长江以南广泛种植。

中国是世界上最大的有茶籽油生产基地。

油茶籽油中油酸含量高达80％，脂肪酸组成与橄榄油极为相似，被誉为“东方橄榄油”，长期食用有利于防治高血压，血管硬化等疾病。

由于油茶树主要分布在江南丘陵、山区的贫穷地带，交通不发达，油茶籽加工主要是农户小作坊形式，以95型小榨油机为主，采用带壳一次压榨工艺，生产的
茶油品质差，饼粕残油率高，大多被作为肥料，造成资源浪费，严重影响了油茶籽的加工效益。

油茶籽含有35％左右的壳，壳含油量极低(小于0．5 ，而油茶籽饼粕要求残油率1 ～2％，因此带壳加工从壳中不但榨不出油，反而会吸走部分油，使出油率降低；壳中纤维素和色素含量高，带壳制油对榨油机磨损大，也影响茶油品质，油茶籽脱壳后茶皂素和蛋白含量显著增加。

因此油茶籽脱壳加工有利于提高油茶籽油的品质和得率，有利于提高油茶籽饼粕的质量，还有利于茶皂素的提取和油茶籽壳的综合利用，使油茶籽这一宝贵资源得
到合理的开发利用。

1.1.2 研究的意义
多年以来，我国油茶脱壳机械研究人员少，经济效益差一直困扰我国的油茶收获机械行业，导致了我国油茶脱壳机械化程度低。

就目前我国的总体生产状况来看，油茶籽脱壳作业除了作为油料加工以外，其他仍然主要靠人工完成，劳动力消费大，损失率低，效率低，一直困扰着农名的大难题。

如果使用高效的油茶
籽脱壳机，将大大缩短了油茶籽的脱壳时间，降低劳动强度，提高经济效益。

由于我国农业生产力相对落后，有效需求不足，再加上我国农村分散经营的生产体制和农民的消费水平，决定了在今后的一段时间里，我国仍要以小型油茶籽脱壳机为主要研究和推广方向。

1.2 研究的内容与方法
1）在分析农业物料的破壳方法及其优缺点的基础上，结合油茶籽的物理机械特性特点，选择破壳的方法；
2）在对物料粉碎机理解析的基础上，提出油茶籽破裂所需的计算方法，并得出油茶籽破壳所需功的过程；
3）确定破壳机的结构形式和总体布置，对主要工作部件进行分析，并对油茶籽在破壳机内的运动进行力学分析，得出其主要的设计参数。

主要的方法:机械脱壳一般有撞击法，碾搓法，剪切法，挤压法，搓撕法。

2 总体方案设计
2.1 方案分析
油茶籽脱壳可用多种方法实现，但不同的方法各有利弊。

1）撞击法脱壳撞击法脱壳是籽粒高速运动时突然受阻而受到冲击力，使外壳破碎而实现脱壳的目的。

其典型设备为高速回转甩料盘及固定在甩料盘周围的粗糙壁板组成的离心脱壳机，工作时甩料盘使籽粒产生一个较大的离心力，撞击壁面，只要撞击力足够大，籽粒外壳就会产生较大的变形，进而形成裂缝。

当籽粒离开壁面时，由于外壳和籽粒具有不同的弹性变形，而产生不同的运动速度，籽粒所受的弹性力较小，运动速度也不如外壳，阻止了外壳迅速向外移动使其在裂缝处裂开，从而实现籽粒的脱壳。

撞击脱壳法适合于仁壳间结合力小，间隙较大且外壳较脆的籽粒。

2）碾搓法脱壳籽粒在固定磨片和运动着的磨片间受到强烈的碾搓作用，使籽粒的外壳被撕裂而实现脱壳。

其典型的设备为由一个固定圆盘和一个转动圆盘组成的圆盘剥壳机，籽粒经进料口进入定磨片动磨片的间隙中，动磨片转动的离心力使籽粒沿径向向外运动，也使籽粒与定磨间产生方向相反的摩擦力，同时，磨片上的牙齿不断对外壳进行切裂，在摩擦力与剪切力的共同作用下使外壳产生裂纹直至破裂，并与籽粒脱离，达到脱壳的目的。

3）剪切法脱壳籽粒在固定刀架和转鼓间受到相对运动着的刀板的剪切力的作用，外壳被切裂并打开，实现外壳与籽粒的分离。

其典型的设备为刀板转鼓
和刀板座为主要部件的刀板剥壳机。

在刀板转鼓和刀板座上均装有刀板，刀板座呈凹形，带有
调节装置，可根据籽颗粒的大小调节刀板座与刀板转鼓之间的间隙。

当刀板转鼓旋转时，与刀板之间产生剪切作用，使物料外壳破裂与脱落。

4)挤压法脱壳挤压法脱壳是靠一对直径形同转动方向相反，转速相等的圆柱辊，调整到适当间隙，使籽粒通过间隙时受到辊的挤压而破壳。

其典型的设备是对辊式杏核脱壳机籽粒能否顺利的进入两挤压辊的间隙，取决于挤压辊及与籽粒接触的情况。

要使籽粒在两挤压辊间被挤压破壳，籽粒首先必须被夹住，然后被卷入两辊间隙被挤压破壳。

两挤压辊的间隙大小是影响籽粒破碎率和脱壳率高低的重要因素。

5)搓撕法脱壳搓撕法脱壳是利用相对转动的橡胶辊筒对籽粒进行搓撕作用而进行脱壳的。

两只胶辊水平放置，分别以不同转速相对转动，辊面之间存在一定的线速度，橡胶辊具有一定的弹性，其摩擦系数较大，籽粒进入胶辊工作区时，与两辊面相接触，如果此时籽粒符合被辊子啮入的条件，即啮入角小于摩擦角，就能顺利进入两辊间。

此时籽粒在被拉入辊间的同时，受到两个不同方向的摩擦力的搓撕作用。

另外，籽粒有受到两辊面的法向挤压力的作用，当籽粒到达辊子中心连线附近时法向挤压力最大，籽粒受压产生弹性-塑性变形，此时籽粒的外壳也将在挤压作用下破裂，在上述相反方向搓撕力的作用下完成脱壳过程。

2.2 本脱壳设备的方案确定
首先，在脱壳原理上，拟采用离心撞击法进行油茶籽的脱壳，这样脱壳可以适应不同大小的籽粒，在脱壳前不需进行分级处理，从而提高脱壳效率；其次，在清选机构拟采用重力分选机，这样能可以有效地将茶籽与杂物分离，提高籽粒的纯净度。

实验装置如下图所示：
图1 脱壳机结构示意图
1.离心甩盘；
2.集料斗；
3.齿圈；
4.变速箱；5电动机；6.皮带轮
该机构工作时，油茶籽进入集料斗后，经下部的入料窄口形成薄层落下来进入脱壳箱内，借助高速旋转的甩盘的打击，使油茶籽破裂，并产生较大的离心速度飞出，与脱壳箱内的齿圈撞击搓擦，实现脱壳。

脱壳后的籽粒和壳通过下箱口落入振动筛面，形成一定的厚层，振动网面呈双向倾斜状态，纵向倾角为α角，横向倾角为β角，网面作往复振动，在机械振动和上升气流的作用下，物料呈半悬浮状态，对于尺寸、形状大致相同的，密度大的籽下沉，密度小的籽壳上浮，产生按密度自动分层现象。

同时，在适宜的振动、气流参数下，下层茶籽受到网面作用而沿纵向上滑，上层籽壳不与网面接触，沿物料层纵向下滑，由于网面横向倾斜β角，加之物料不断从高端喂入，使纵向分离的、不同密度的颗粒沿不同轨迹线作横向流动，实现油茶籽壳与籽粒的分离，最终茶籽沿出口流出。

1-筛面 2-油茶籽粒 3-油茶籽壳
图2 油茶籽在网面上的运动路线
2.3 研究内容和拟解决的关键问题
2.3.1 研究内容
1.采用离心撞击式脱壳原理，设计脱壳装置（离心甩盘、齿圈）；
2. 筛选分离装置的设计；
3. 传动系统与机架的设计；
4. 关键部件的计算分析。

2.3.2 关键问题
1）传动方案的设计； 2）传动带传动和动力参数的确定；
3）带传动的机构设计；4） 带轮的设计；
5）带轮轴承座的设计； 6）上箱体的设计和装配，下箱体的设计和装配
3.油茶籽脱壳机主要部件的结构设计
3.1 脱壳装置的参数设计
3.1.1 离心甩盘参数设计
离心甩盘是脱壳装置的关键部件，拟采用叶片式甩盘，在脱壳过程中，离心甩盘的作用是借助高速旋转的叶片的打击，使油茶籽破裂，并产生较大的离心速度飞出，使其与齿圈撞击搓擦，速度过小，籽粒难以撞开，脱壳率将降低，速度过大，则会增加果仁破碎率，因此，甩盘转速要根据油茶籽的外壳特性，通过实验确定。

查阅相关文献[17]，初定转速为1000r/min 。

转盘的直径可按下式确定： n πV 60D = （m ） （1） 式中V 表示转盘外缘的切线速度，油茶籽应大于11m/s ，n 表示转盘的转速，将n=1000r/min 代入上式可得 D>0.21m,此时初取D=0.3m 。

图3 离心甩盘机构
3.1.2 齿圈参数设计
齿圈是脱壳装置主要的部件，当具有一定速度的油茶籽与齿圈撞击时，与其进行搓擦，从而脱壳，为能保证脱壳率，可将齿圈内圈设计成成内螺纹形状，外圈为圆柱形状，嵌入机壳中，其结构如图1所示，齿圈外径拟定为580mm,内径为540mm ，高度为200mm ，
3.1.3 脱壳消耗功率P 根据公式t Q P =可计算出脱壳所需功率 甩盘对油茶籽的做功 p k E E Q += （2）
K E 表示甩盘改变油茶籽的动能；p E 表示甩盘改变油茶籽的势能；
22212121mv mv E k += （3） mgh p =E （4） )2(22221gR v v m Q ++=∴ （5） )2(2Q P 2221gR v v t m t ++==
（6） 根据所给产量要求500kg/h ，即0.139kg/s ，此时为油茶籽的产量，折合油茶籽果实产量为0.139/纯仁率，根据国家标准，可取纯仁率为70%，折合油茶籽果实产量为0.198kg/s ，即每秒进入脱壳箱内的的油茶籽的重量。

设刚进入脱壳箱
油茶籽的速度为0.5m/s ，方向向下，脱离甩盘时相对初位置的高度为100mm 。

加上甩盘与油茶籽撞击所需的能量，以及摩擦产生的热量，这些我们只能进行估算，通过参阅其它脱壳机械，P 也不会超过1000w ，为计算电动机所需功率，先要确定 从电动机到工作机的总效率η。

设1η、2η为滚动轴承和圆锥齿轮的传动效率，于是有：
=⋅=21ηηη0.94 此时脱壳所消耗的功率δP
d =P 不会超过1064w ，对于给定的电动机功率≤3kw ，
大于计算值，故给定的电动机的功率符合要求。

3.2 分选机构参数设计
在分选机构上，根据茶籽壳和籽粒的密度不同，可采用重力分选机，而影响重力分选机的性能因素很多，主要有振动频率、振幅、气流速度、倾角等，下面需要对各个参数进行设计。

3.2.1 筛面的运动分析
如图4，该重力分选机构拟采用偏心轮式振动筛装置，当偏心半径OA （=r ）绕固定与机架上的轴心O 以角速度ω作圆周运动，连杆AB （=L ）带动筛体在垂直面内运动，筛面上各点的运动轨迹为一完全相同的小圆弧。

因为连杆长度远远大于偏心半径（一般r ：L=1:100-150），可以认为筛面上的各点的振幅等于偏心半径r ，如果以OA 在最右位置为筛面位移的起始位置和时间的起始相位，当振动筛筛面作周期性往复运动时，则筛面的位移、速度与时间的关系可以用下列公式表示：
位移：t r ωcos S ⋅= （7） 速度：t r ωωsin V ⋅-= （8）
加速度：t r ωωcos a 2⋅-= （9）
图4 振动筛示意图
3.2.2 物料在筛面上的运动分析
由于筛面的往复振动，其加速度的变化会使物料在筛面上的受力发生变化，为保证油茶籽和壳的分离，油茶籽应能沿筛面向上滑动，此时，取单个物料M
为研究对象，物料群体之间的作用力忽略不计
如图所示，设筛面倾角为α，当物料沿筛面上滑时，物料所受的惯性力Q 为正值，方向沿水平向右，物料还受重力C 、筛面约束反力N 和摩擦力F ，其中 t r m Q ωωcos 2⋅= （10） αωωαααsin cos cos sin cos N 2⋅⋅-=-=t r m mg Q G （11） αωωαφsin cos cos (F 2⋅⋅-==t r m mg tg fN （12） 式中 m-物料质量；f 、φ-物料与筛面之间的摩擦系数和摩擦角
物料沿筛面上滑的条件是惯性力Q 和重力G 二者在筛面上分力之差大于或等于摩擦力F 。

即： F G Q ≥-ααsin cos （13） 推导后偏心轮转速 r tg r gtg n /)(30/)(302αφπαφ+≈+≥ （14）
油茶籽的摩擦角为约 10，初取α为 5，偏心轮偏心半径r 为4mm,代入上式，得：
n ≥245r/min,符合设计要求，可取偏心轮转速n 偏为300r/min,即振动频率为ω=5HZ 。

3.2.3 风速
为保证油茶籽壳的分离，应使茶籽壳和籽粒出现分层，即使油茶壳悬浮，而籽粒下沉。

参阅相关文献，油茶籽的悬浮速度为14.16m/s,而其壳的悬浮速度为11.52m/s,因此，可取风机的风流速度为13m/s 。

3.2.4 分选机构所需功率计算
（1）筛体所需功率：由于筛体是主要工作部件，首先从由筛体消耗的功率算起，设筛体的重量m 筛=20kg ，由筛体速度t r ωωsin V ⋅-= （15） 可得其最大运动速度为wr v =max = 0.02m/s (16）
则一个运动周期内所做的功为：2max 214mv w ⨯==0.016J （17） 可推出 功率T
w P ==0.08kw （2）物料所需功率：清选筛上物料所需的功率N 可按以下估算：
)(kw N Q N p p η
= 式中p Q 表示单位时间进入筛体装置的物料混合物（kg/s ），p N 表示每单位生产率所需功率)//(s kg kw 上筛取0.4-0.55；下筛取0.25-0.3；η表示系数，取0.9
根据脱壳装置，可得p Q 为0.198kg/s ； 取p N 为0.5)//(s kg kw ；
代入上式可得N =0.11kw 。

（3）总功率：清选机构的功率不仅用于筛体的消耗，还有很多一部分用于克服摩擦，转化为热能，还包括风机的功率，我们只有进行简单的估计，同时参照其它清选机构的设计进行计算，通过借鉴5XZ-3重力清选机的参数，我们主要
从消耗功率加上一个调节系数，并取k=3，可得出清选机构的总功率消耗为：
)(N P k P +=总=0.33kw （19）
综上所述，可得出该分选机构的基本参数见下表：
表一 各工作部件的参数
振动幅度A
振动频率f 筛面纵向倾角α 气流速度v 消耗功率 4mm 5HZ 5
13m/s 0.33kw
3.3 电动机的选择
根据脱壳和分选所需的功率，清脱总P P P +==1.39kw ，查课程设计手册可选
取电动机额定动率P=1.5kw,加上脱壳时转速1000r/min 分选时偏心轮转速为300r/min ，此时应选用电动机型号Y100L-6，如下表
表二 电动机的主要参数
电动机型号 额定功率（KW ） 电动机转速（r/min ） 电动机质量（kg ）
同步
满载 Y100L-6 1.5
1000 940 33
3.4 机架
机架在脱壳机中用于容纳和支承各种零部件。

本设计机架材料采用5mm 厚三角钢。

由于整机工作过程中会出现比较大的抖动，对机架的强度要求比较大，所以对焊接的要求比较大，本机架采用角焊。

角焊中，焊缝高度指直角三角形的直角点到斜边的距离，这个距离已经比较适合用于整机震动比较大的部件上。

其壳体为覆盖件，对设计强度要求不大，采用5mm 厚的薄钢板冲压或卷制折弯，各个部件间的的衔接主要采用焊接和螺栓紧固。

4. 传动机构设计
该油茶籽脱壳机的传动机构分为两个部分，第一部分是电动机先通过V 带传动再通过圆椎齿轮变速箱将动力传递到脱壳装置，第二部分是电动机通过V 带传动将动力传递给清选机构，需分别对其进行设计。

其传动示意图如下：
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图6 传动机构示意图
4.1 运动参数及动力参数计算
4.1.1 计算传动比及传动分配
从电动机到脱壳装置的传动比 1==
脱脱n n i d ；即圆锥齿轮和V 带Ⅰ传动的传动比都为1，从电动机到清选装置的传动比 1.3300940===清清n n i d ，即V 带Ⅱ传动的传动比为3.1。

4.1.2 计算各轴转速
n Ⅱ=n Ⅰ=n m =940r/min （20）
n Ⅲ===清i n d 300r/min （21） 4.1.3 计算各轴的输入功率
此时，需根据脱壳装置和清选机构工作所需功率，分配电机的输出功率，现拟定传递到V 带Ⅰ的功率为P d 脱=1.1KW ，则传动到V 带Ⅱ的功率为P d 清=0.4KW 。

P I =P d 脱η1×η2=1.1×0.99×0.96=1.05KW （22）
P II =P I ×32η×η3=1.05×0.993×0.96=0.98KW （23）
P III =P I 清×η1×η2=0.4×0.99×0.96=0.37KW （24）
4.1.4 计算各轴扭矩
电动机输出轴转矩:
T d =9550P d /n d =9.55×106
×1.5/940=15.2 N ·m (25) 各轴输入转矩
T I =9550P Ⅰ/n Ⅰ= 10.7 N ·m (26) T II = 9550P Ⅱ/n Ⅱ=9.9 N ·m (27) T III =9550P III /n III =3.8 N ·m (28)
4.2 普通V 带传动的计算
4.2.1 V 带Ⅰ传动
（1）确定计算功率C P ：根据工作情况，查表得工况系数2.1=A K ，则
kw P K P d A C 3.11.12.1=⨯==脱 (29) （2）选择Z 带的带型：根据kw P C 3.1=和min 9601r n = 查图，选用A 型三角带。

（3）确定带轮的基准直径d d 并验算带速v ：
1）初选主带轮的基准直径1d d ：查表和查图，取主动带轮的基准直径
1d d =125mm 。

2）验算带速v ： s m n d v d 1.61000
60940
1251000
601
1=⨯⨯⨯=
⨯=
ππ(30)
因为在s m v s m 305<<，在规定的范围内，故合理。

（4）计算被动带轮的基准直径2d d ： mm id d d d 125125112=⨯==(31) （5） 确定V 带的中心距α和基准长度d L ： 1）初定中心距0α:
)(2)(7.021021d d d d d d d d +≤≤+α (32) 即)125125(2)125125(7.00+<<+α 中心距变化范围 mm mm 5001750≤≤α
取mm 1800=α
2）初选带所需的基准长度0d L ：
2
1221004)()(22απ
αd d d d d d d d d L -+++≈ (33)
=752.5mm
查表找到与752.5mm 相近的数据，取d L =800mm 。

3） 计算实际中心距α： mm mm L L d d 75.203)2
5
.752800180(200=-+=-+
≈αα (34） （6）验算主动带轮上的包角： 1α: 000
120
11201803.57)(180>=--≈α
αd d d d (35)
（7）计算带的根数z ： L
C
K K P P P z α)(00∆+=
(36)
根据01180=α查表，得1=αK ；根据mm L d 800=，查表，得85.0=L K ；由
m r n 9401=，1=i ，mm d d 1251=，查表，得kw P 37.10=，kw P 00.00=∆，则由
上式得Z=0.98，可取z=1根。

（8）确定单根V 带的预紧力0F :
N qv zv K P K F C 5.1631.61.01
.6113
.1)15.2(500)5.2(500
220=⨯+⨯⨯⨯-⨯=+-=αα(37)
式中q —普通A 型V 带每米长度质量，1.1.0-=m Kg q
（9） 计算轴力p F ： N zF F p 32790sin 5.163122
sin 201
0=⨯⨯⨯==α (38)
4.2.2 V 带Ⅱ传动
（1）确定计算功率C P ：根据工作情况，查表得工况系数2.1=A K ，则
kw P K P A C 46.0385.02.11=⨯==脱 (39) （2）选择Z 带的带型：根据kw P C 46.0=和min 9601r n = 查图，选用A 型三角带。

（3）确定带轮的基准直径d d 并验算带速v ：
1）初选小带轮的基准直径1d d ：查表和查图，取小带轮的基准直径
1d d =125mm 。

2）验算带速v ： s m n d v d 1.61000
60940
1251000
601
1=⨯⨯⨯=
⨯=
ππ (40)
因为在s m v s m 305<<，在规定的范围内，故合理。

（4）计算被动带轮的基准直径2d d ：
mm id d d d 5.3871251.312=⨯== (41) （5）确定V 带的中心距α和基准长度d L ： 1）初定中心距0α：
)(2)(7.021021d d d d d d d d +≤≤+α (42) 即)5.387125(2)5.387125(7.00+<<+α (43) 即：中心距变化范围 mm mm 102575.3580≤≤α 取mm 4000=α
2）初选带所需的基准长度0d L ：
21221004)()(22απ
αd d d d d d d d d L -+++≈ (44)
=1647.7mm
查表找到与1647.7相近的数据，取d L =1800mm 。

3）计算实际中心距α：
mm
mm L L d d 2.476)2
7
.16471800400(200=-+=-+≈αα (45) （6）验算主动带轮上的包角1α： 000
120
1905.1483.57)(180≥=--≈α
αd d d d (46)
（7）计算带的根数z ：
L
C
K K P P P z α)(00∆+=
(47)
根据01180=α，查表，得89.0=αK ；根据mm L d 1800=，查表，得01.1=L K ；由
m r n 9401=，1.3=i ，mm d d 1251=，查表，得kw P 37.10=，kw P 02.00=∆，则由
上式得Z=0.36，取Z=1根。

（8）确定单根V 带的预紧力0F ：
N qv zv K P K F C 6.711.61.01
.6189.046.0)89.05.2(500)5.2(500
220=⨯+⨯⨯⨯-⨯=+-=αα(48)
式中q —普通A 型V 带每米长度质量，1.1.0-=m Kg q （9）计算轴力p F ：
N zF F p 8.1373.74sin 6.71122
sin
201
0=⨯⨯⨯==α (49)
4.3
圆锥齿轮传动的设计计算
4.3.1
选择齿轮材料及精度等级
考虑该传递功率不大，所以齿轮采用软齿面。

由于传动比为1，两齿轮都选用40Cr 调质，齿面硬度为280HBS 。

脱壳机为农业机械，查表，选用8级精度。

4.3.2 按齿面接触疲劳强度设计
根据2
1322.92(
)(10.5)E
H
R R Z KT d u
σ≥Φ-Φ进行计算 (50)
确定有关参数如下：
（1）传动比i 齿=1
取小齿轮齿数Z 1=24。

则大齿轮齿数：Z 2=iZ 1=24实际传动比i 0=24/24=1 传动比误差：i-i 0/I=1-1/1=0%<2.5% 可用 齿数比：u=i 0=1 （2）由教材取φR =0.3
（3） 转矩T1：T 1=10.7N ·m=1.07×104N ·mm （4）载荷系数k t 取k t =1.3
（5）许用接触应力[σH ]： [σH ]=σHlim
kH N /SH (51)
查得： σ
HlimZ2
=σ
HlimZ1
=560Mpa
计算应力循环次数N ：
N 1=60njL h =60×940×1×(16×60×10)=5.4×108（设定工作16年，每年工作100天，每天工作10小时）
N 2=N 1/i=5.4×108 查得接触疲劳的寿命系数： KH N2=KH N1=1.07
通用齿轮和一般工业齿轮，按一般可靠度要求，选取安全系数S H =1.0 [σH ]1=σHlim1
KH N1/S H =560×1.07/1.0Mpa=599.2Mpa (52) [σH ]2=σ
Hlim2
KH N2/S H =560×1.07/1.0Mpa=599.2Mpa (53)
σH =（[σH ]1+[σH ]2）/2=599.2Mpa (54) （6）弹性影响系数Z E ：由教材P201表10-6查得Z E =189.8MP a 1/2 故得： 2
1
32
2.92(
)(10.5)E
H
R R Z KT d u
σ≥Φ-Φ=54.6mm (55) （7）计算平均分度圆处的圆周速度v m ： 分锥角 ： δ1=arctan(Z 1/Z 2)=45o
当量齿数 ： Z v1= Z 1/cos δ1=34.3 Z v2= Z 2/cos δ1=34.3 平均分度圆处的圆周速度：=⨯⋅=
1000
602cos 111π
δn d v t m 7.7m/s (56) （8）计算载荷系数：根据v=7.7/s 锥齿轮为8级精度由教材查得：动载系数K V =1.25, 使用系数K A =1, 齿间啮合系数K a =1,轴承系数K H βbe =1.10。

故载荷系数K=K A K V K Ha K H β=1.375 (57)
按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径根据：
==3
11t
t K K
d d 55.6mm (58) 计算模数：m n =d 1/Z 1=55.6/24=2.3mm 取标准模数：m=2.5mm 4.3.3 校核齿根弯曲疲劳强度
根据：[](10.5)
t Fa Sa
F F R KFY Y bm σσ=
≤-Φ (59)
确定有关参数和系数
（1）分度圆直径：d 1=mZ 1=2.5×24=60mm d 2=mZ 2=2.5×24=60mm
齿宽：2
12
1+=u d b R φ=18mm (60)
（2）齿形系数Y Fa 和应力修正系数Y Sa ：根据教材得： Y Fa1=2.645 Y Sa1=1.58 Y Fa2=2.65 Y Sa2=1.58 （3）许用弯曲应力[σF ]： 根据公式：[σF ]= σFLim2
/S F
根据教材得 σ
FLim2
=σ
FLim1
=420Mpa
按一般可靠度选取安全系数S F =1.25 计算两轮的许用弯曲应力： [σF ]1=σFLim1
/S F =420/1.25=336Mpa [σF ]2=σ
FLim2
/S F =330/1.25=336Mpa
（4）圆周力： 1
1
2m t d T F =
其中，)5.01(11R m d d φ-=求得： t F =400N 将求得的各参数代入式 =-=
)
5.01(1
11R Sa Fa t F bm Y Y KF φσ59.7[]1F σ≤a MP (61)
=-=
)
5.01(2
22R Sa Fa t F bm Y Y KF φσ59.7[]1F σ≤a MP (62)
故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够。

4.3.4 几何尺寸计算
（1）分度圆直径：d 1=mZ 1=2.5×24=60mm d 2=mZ 2=2.5×24=60mm
（2）当量齿数： 45cos cos z
z z v =
=δ=34.3 (63) （3）齿宽： 2
121+=u d b R
φ=18mm (64)
则：2351=+=b b mm ，==b b 218mm
4.4 轴的结构尺寸设计
4.4.1 传动轴Ⅰ的设计
已知 P I =1.05KW ，T I = 10.7 N ·m ，n Ⅰ=960r/min
（1）选择材料，初步确定轴的最小直径min d ：
选取轴的材料为45钢，调质处理。

查表，取C=112，于是得 mm n P C d 6.11940
05.111233
11
min =⨯=≥ (65) 最小轴径显然是安装带轮处轴的直径，由于此处开键槽故将直径加大，取
mm d 14min =。

（2）确定轴各段直径和长度：
图7 输入轴Ⅰ的结构示意图
如图所示：
I 段：该段安装圆椎齿轮，取d 1=14mm ，则圆锥齿轮宽度为20mm, 可取L 1=20mm
II 段：∵h=2c c=2mm
d 2=d 1+2h=18mm ，该段加一套筒对轴承进行定位，取L 2=20mm III 段：参照工作要求并根据d 3=18mm ，,初步选取0基本游隙组、标准精度等级的单列圆锥滚子轴承30204，其内径为20mm ，宽度为12mm 。

故
==53d d 20mm 。

为使套筒端面可靠地压紧轴承，此轴段应略短于轴承宽度
L 3=10mm 。

Ⅴ段：装有轴承，=5d 20mm,L 5=10mm Ⅵ段：=6d 18mm,L 6=20mm
Ⅶ段：该段为安装带轮处的轴段，取直径为=7d 14mm ，带轮的宽度为18mm ，则可取该段长度为L 7=18mm
Ⅳ段：最后确定，根据安装尺寸，可取d 4=26mm ，L 4=188mm
至此，已初步确定了轴的各段直径和距离。

（3） 轴上载荷计算：
在圆椎齿轮一端（A 端），已知圆周力：τF =400N 转矩：T 1=10700N ·mm 可求其径向力F r1和轴向力F a1
F r =F t ·tan αcos δ1=101.9N (66) F a =F t ·tan αsin δ1=101.9N (67)
而在皮带轮一端（D 端），已知皮带轮对轴的压力N F p 327=，方向为水平方向 mm N T ⋅=107002，暂忽略带轮及圆椎齿轮的重力。

（4) 判断轴的危险截面（见图7）：
1）求支反力：
铅垂面 0=∑z F 0=++Cz Az Bz F F F N
Az 9.101F -= (68)
∑=0)(B F M 0
37-202A C =z z F F (69) 得：N F Cz 7.18-=；N F Bz 6.120=
水平面 0=∑y F 0=++Cy Dy By F F F N
Dy 327F = (70)
∑=0
)(C F M 014-202D B =y y F F (71) 得：N F N F Cy By 4.3934.66-==； 2）求弯矩M 的弯矩方程和弯矩： 铅垂面
mm N F Az ⋅⨯==3Bz 108.3-37M (72) 水平面
mm F y y ⋅⨯==N 103.141M 4C C (73) 则合成弯矩为：
mm N M Cz Cy
C ⋅⨯=+=42
2103.1M M (74) mm N M Bz y ⋅⨯=+=3
22B B 108.3M M (75)
3）求转矩：
由已知可得：T=10700N ·mm
4）求当量弯矩：
()22
e T M M α+= (76) 由当量弯矩图和轴的结构图可知，C 处可能是危险截面，应计算其当量弯矩。

此处可将轴的扭转剪应力看做脉动循环，取6.0≈α，则
()mm T M M ⋅⨯=+=N 105.142
2
C
Ce α (77)
5）截面强度校核：
页
()Mpa
MPa d M W M b ce c
ce ce 55][7.251.0136
=≤===-σσ (78)
故传动轴Ⅰ的强度满足要求。

图8 轴Ⅰ的载荷分析图
4.4.2输出轴Ⅱ的设计
已知 P 2=0.98KW ，T 2= 9.9 N ·m ，n Ⅰ=940r/min
（1）选择材料，初步确定轴的最小直径min d ：
选取轴的材料为45钢，调质处理。

查表，取C=112，于是得
mm n P C d 4.11940
98.011233
11
min =⨯=≥ (79)
最小轴径显然是安装锥齿轮轴的直径，由于此处开键槽故将直径加大，取
页
mm d 14min =。

（2）确定轴各段直径和长度：
图9 输出轴II 的结构示意图
如图8所示：
I 段：该段安装圆椎齿轮，取d 1=14mm ，则圆锥齿轮宽度为20mm, 可取L 1=20mm
II 段：∵h=2c c=2mm
d2=d1+2h=18mm ，该段加一套筒对轴承进行定位，取L 2=20mm
III 段：参照工作要求并根据d 3=18mm ，,初步选取0基本游隙组、标准精度等级的单列圆锥滚子轴承30204，其内径为20mm ，宽度为12mm 。

故==53d d 20mm 。

为使套筒端面可靠地压紧轴承，此轴段应略短于轴承宽度L 3=10mm 。

Ⅴ段：装有轴承，=5d 20mm,L 5=10mm Ⅵ段：=6d 18mm,L 6=20mm
Ⅶ段：该段为安装离心甩盘处的轴段，取直径为=7d 14mm ，离心甩盘的宽度为40mm ，则可取该段长度为L 7=40mm
Ⅳ段：该段最后确定，根据安装尺寸，取d 4=26mm ，L 4=228mm 至此，已初步确定了该轴的各段直径和距离。

4.4.3 输出轴Ⅲ的设计
已知 P 3=0.37KW ，T 2=3.8N ·m ，n Ⅰ=310/min
（1）选择材料，初步确定轴的最小直径min d ：
选取轴的材料为45钢，调质处理。

查表，取C=112，于是得
mm n P C d 2.11310
37.011233
11
min =⨯=≥ (80)
最小轴径显然是安装锥齿轮轴的直径，由于此处开键槽故将直径加大，取
mm d 14min =。

（2）确定轴各段直径和长度：
才
图10 输出轴III 的结构示意图
如图9所示：
I 段：该段安装偏心轮，取d 1=14mm ，则偏心轮宽度为20mm, 可取L 1=25mm II 段：∵h=2c c=2mm
d 2=d 1+2h=18mm ，该段加一套筒对轴承进行定位，取L2=20mm
III 段：参照工作要求并根据d 3=18mm ，,初步选取深沟球轴承6004，其内径为20mm ，宽度为==53d d 12mm 。

故20mm 。

L 3=12mm 。

Ⅴ段：装有轴承，=5d 20mm,L 5=12mm Ⅵ段：=6d 18mm,L 6=20mm
Ⅶ段：该段为安装皮带轮处的轴段，取直径为=7d 14mm ，皮带轮的宽度为28mm ，则可取该段长度为L 7=30mm
Ⅳ段：最后确定，根据安装尺寸，取d 4=26mm ，L 4=66mm 至此，已初步确定了轴的各段直径和距离。

4.5 轴承的设计计算
已知装在传动轴Ⅰ轴承处轴径mm d 14=，转速min /940r n =，F a =Ft ·tan α
sin
δ1=
101.9N ，选用圆锥滚子轴承30204，轴承支座反力
N F N F N F N F Cy By Bz Cz 4.393;4.66;6.1207.18-===-=；。

4.5.1 计算径向载荷
求出装配在轴B 、C 处两个轴承所承受的径向载荷Cr F 、Dr F
N F F z Cy Cr 8.393F 2C 2
=+= (81)
N
F F F Bz y r 7.13722B B =+= (82)
4.5.2 计算轴承内部轴向力
根据Y
F F r
d 2=
得轴承内部轴向力,查机械手册知Y=1.6,e=0.35，C=28200N 。

N Y F F Br
dB 1.1232==
,N Y F F Cr dC 432== (83)
显然dC dB a F F F ≥+ ，固N F F dB aB 1.123==，N F F F a dB aC 225=+=(84) 4.5.3 计算当量动载荷
由
e F F rB
aB
>=89.0，查表得：6.1,4.011==Y X ； 由
e F F rC
aC
>=57.0，查表得：6.1,4.022==Y X ； 由于在工作中有中等冲击，并且工作温度小于120℃，查表得，
0.1,5.1==t p f f
两轴承当量载荷分别为：
N
F Y F X f P aB Br p B 04.252)(11=+= (85)
N
F Y F X f P aC Cr p D 52.517)(12=+= (86)
4.5.4 计算轴承寿命
由于D B P P <，故按D P 进行计算，可得该轴承的寿命（对于滚子轴承，3/10=ε）
h P C f n L t h 7101.1)(16670⨯==
ε
(87)
而预期寿命工作期限h L h 61084.51010036516⨯=⨯⨯⨯=预
由寿命校核结果可以看出两轴承的寿命均大于设计寿命，故所选轴承合格，同理在轴Ⅱ处选用圆锥滚子轴承30204，在轴Ⅲ处选用深沟球轴承6004。

4.6 平键的选择与计算
4.6.1 带轮与轴连接的键
轴径d 1=14mm ，L 1=18mm
查机械设计手册 选用A 型平键，得：b=5 h=5 L=12 l=L-b=12-5=7mm T 1=10700N ·mm
σp =4T 1/dhl=87.35Mpa<[σp ](110Mpa) (88)。