軸流式脫粒機的研究及設計畢業論文(編輯修改稿)

　

【文章內容簡介】 安全性能高、效率高、堅固耐用、結構簡單、便于維修和保管等優點。其結構總圖分別見圖228。圖27 軸流式脫粒機簡圖主視圖1— 皮帶輪；2—鍵；3—氈圈；4—軸承擋圈；5—軸承上蓋；6—軸承下座；7—機架焊合；8～11—螺栓連接組件；12—下篩焊合；13—上罩殼焊合；14—氈圈；15—軸承；16—軸承擋圈；17—螺栓；圖28 軸流式脫粒機簡圖左視圖18—角鐵梁；19～21—螺栓連接組件；22—滾筒組件；23—螺栓；24—螺栓；25～27—螺栓連接組件；28—固定脫粒齒焊合；29～31—螺栓連接組件；32—加強鐵；至此，此軸流式脫粒機的整體方案得到大體的確定，主要由進料斗，滾筒部裝（其中包括脫粒齒和風葉板的焊合），柵格式凹板，上罩殼，螺旋導向器，出草斗，機架等組成。在軸流式脫粒機零件的組裝過程中，主要是通過焊接來進行連接，因此，此軸流式脫粒機對焊接的要求比較高，要求焊接牢固可靠，不允許有裂紋，夾渣，燒穿等缺陷，以保證脫粒機的質量和強度。整機的技術參數見表22。表23 軸流式脫粒機的主要技術參數序號項目單位規格1結構形式/軸流式2作業小時生產率千克/小時15003外尺形寸長毫米995寬1050高8484整機質量千克1155滾筒轉速轉/分85010006脫粒齒型/U型鋼板齒7滾筒直徑（直徑長度）毫米4247208脫粒齒間距毫米409脫凈率/%10破碎率/%11總損失率/%12傳動形式/V帶傳動第三章 傳動裝置的設計根據水稻脫粒機相關資料的介紹，有關脫粒機的相關參考設計數據如下：脫粒機主軸轉速為8501000r/min，柵格式凹板的直徑為518mm，其長度為790mm。在滾筒上設有6根齒條，用來固定脫粒齒，每條齒條上均布著5個U脫型粒齒，總共有30個齒呈螺旋均勻安裝。以便經脫粒的稻穗隨螺旋排列的脫粒齒的螺旋作用排出機體外。弓齒滾筒的直徑（不包括脫粒齒高度）為314mm，U型脫粒齒的齒高為55mm。同時，U型脫粒齒上焊有風葉板，方便將脫離中產生的雜物吹出機體外。 電動機的選擇根據實驗測量得知水稻脫粒機每個齒的平均受力約為20N，當脫粒機正常工作時滾筒上的齒條及脫粒齒快速旋轉。其中均有三條脫粒齒條受水稻所施加的切向力，而另外三條是空行程。因此：F=NMZ=20113=660N即脫粒機正常工作時，受到的切向力為660N。式中：N—脫粒齒的平均受力； M—參與工作的脫粒齒數； Z—參與工作的齒條數。 齒條上脫粒齒的轉速當軸流式脫粒機的滾筒快速轉動時，其上齒條上的脫粒齒同樣具有一定的轉速，這個轉速源于主軸的轉速和脫粒齒與軸心的距離，即：V===式中：V—脫粒齒的轉速； N軸—主軸轉速； D—脫粒齒距軸心的距離。 脫粒機所需功率軸流式脫粒機所需功率為PW，應由脫粒機的工作阻力和運轉參數確定，即：PW=，計算求得：PW==≈。 電動機的功率電動機功率由Pd=來計算，其中是脫粒機傳動裝置的總效率，是組成傳動裝置的各個部分運動副的效率之積，即=，其中、分別為每個傳動副的效率，選取傳動副的效率值如下：滾動軸承（每對）：～， 取=；V帶傳動： ～， 取=；滾筒轉動：因脫粒齒固定與滾筒上，取=1。所以 = =1=由此可得電動機的功率Pd：Pd===考慮到其他方面的功率損耗，取Pd= 電動機的轉速在脫粒機中，對滾筒轉速的要求是轉速適中，轉速太大容易造成谷物的破碎率增大，轉速太小使脫凈率不高。一般要求滾筒轉速在850—1000r/min之間。本機選擇的傳動方式是帶傳動，推薦的帶傳動的傳動比的合理取值范圍取i=2～4，即可滿足電動機的轉速與主軸的轉速相匹配，故電動機的轉速范圍可選為：nd=in=（2～4）（850～1000）=1700～4000r/min至此，此軸流式脫粒的中電動機的功率與轉速已經得到確定，由[1]可得滿足Pd=、nd=1700～4000r/min條件的電動機有以下兩種，其具體技術參數見表31表31 電動機的技術參數電動機型號額定功率KW滿載轉速（r/min）同步轉速（r/min）額定轉矩質量 KgY132S222900300070Y132M41440150081綜合考慮電動機的和傳動裝置的尺寸、重量以及帶傳動的傳動比，可知Y132S22型電動機較合適。所選電動機的額定功率Pd=，滿載轉速nm=2900r/min，總傳動比適中，傳動裝置結構緊湊。其具體技術參數見上表31。 傳動帶的設計根據軸流式脫粒機的具體傳動要求，可選取電動機與主軸間用V帶和帶輪的傳動方式傳動。并且V帶是一個撓性件，它具有彈性，能夠緩和沖擊，吸收震動，因而使脫粒機工作平穩，噪音小等優點。雖然在傳動過程中V帶與皮帶輪之間存在著一些摩擦，使得兩者之間的相對滑動，使傳動比不精確。但不會影響到脫粒機的傳動，因為谷物脫粒機不需要精確的傳動比，只要傳動比比較準確就能滿足要求，而且V帶的彈性滑動對脫粒機的一些重要部件會起到一種過載保護，不會造成機體部件的嚴重損壞。所以，在電動機和脫粒機中采用帶輪傳動是比較合理的。因此，此次軸流式脫粒機的設計中采用V帶傳動的方式。選擇V帶和帶輪應當從其傳動參數入手，來確定V帶的型號、長度和根數，再來確定皮帶輪的材料，結構和尺寸（輪寬、直徑、槽數及槽的尺寸），傳動中心距（安裝尺寸），帶輪作用在軸上的壓力。 確定單根V帶的功率單根V帶的基本功率是在規定的實驗條件下得到的，實際工作條件下帶傳動的傳動比、V帶長度和帶輪包角與實驗條件不同，因此，需要對單根V帶的基本額定功率予以修正，從而得到單根V帶的額定功率Pr的計算公式：Pr=KAP式中：KA—工作情況系數； P—電動機的功率。由[2]得：KA=，所以單根V帶的額定功率可得：Pca=KAP==。 確定單根V帶的型號前面已經計算出單根V帶的額定功率和電動機上小帶輪的轉速（與電動機的轉軸速度一樣），由[2]中的圖811可得所選V帶型號為A型。 確定帶輪的基準直徑（1）初選主動帶輪的基準直徑所選的V帶型號為A型，由[2]表86可得：A型帶的V帶最小基準直徑（dd）mim=75mm，所以小帶輪的基準直徑dd1≥75mm。取dd1=90mm。（2）計算V帶的速度vv===V帶帶速不宜過高或過低，一般要求在5～25m/s，此處v=，符合要求。（3）計算大帶輪的基準直徑大帶輪的直徑計算公式dd2=idd1。此處i為傳動比。i=n1/n2=2900/850=式中nn2分別為電動機和主軸的轉速。所以：dd2=idd1=90=根據[2]表88普通帶輪的基準直徑系列確定V帶帶輪的基準直徑dd2=300mm。 確定傳動中心距和帶長（1）初定中心距兩帶輪間的中心距直接影響到傳動的平穩性和傳動效率，中心距大，可以增加帶輪的包角，減少單位時間內帶的循環次數，有利于提高帶的壽命。但中心距過大，則會加劇帶的波動，降低帶傳動的平穩性，同時增大帶傳動的整體尺寸。中心距小，則有相反的利弊。一般選帶傳動的中心距為：（dd1＋dd2）≤a0≤2（dd1＋dd2）所以：273≤a0≤780取：a0=500（2）計算帶長Ld0帶長即：=帶的基準長度Ld是根據Ld0來確定的，查表82[2]帶的基準長度系列可得Ld取相近系列，即：Ld=1600mm。（3）計算中心距a及其變動范圍傳動的實際中心距近似為：==考慮到帶輪的制造誤差、盤長誤差、帶的彈性以及因帶的松弛而產生的補充張緊的需要，常給出中心距的變動范圍如下：所以，amin=，amax =。（4）驗算主動輪上的包角α1小帶輪的包角α1小于大帶輪的包角α2，故小帶輪上的總摩擦力相應的小于大帶輪上的總摩擦力。因此，打滑只可能在小帶輪上發生，所以只需驗算小帶輪上的包角，使其滿足條件即可，為提高帶傳動的工作能力，應使小帶輪上的包角滿足以下條件：即：176。﹥90176。故滿足v帶傳動的包角要求。（5）確定帶的根數zV帶的根數由下列公式確定：式中：△P0—當傳動比不等于1時，單根V帶額定功率的增量； Kα—當包角不等于180176。時的修正系數； KL—當帶長不等于試驗規定的特定帶長時的修正系數。所以：為了使各根V帶受力均勻，帶的根數不宜過多，一般應少于10根，否則應選擇橫截面較大的帶型，以減少帶的根數。此處選擇帶的根數為5根。（6）確定帶的初拉力F0單根V帶所需的最小的初拉力的計算公式為：式中：Kα—當包角不等于180176。時的修正系數； z—帶的根數； v—帶的速度； q—傳動帶單位長度的質量，kg/m。可查[2]表83，得q=。所以：安裝時，應保證初拉力F0大于上述計算出是數值，但也不應過大。（7）計算傳動帶的壓軸力FP為了設計帶輪軸的軸承，需要計算帶傳動作用在軸上的壓軸力FP。其計算公式如下：式中：α1為小帶輪的包角。所以： 帶輪的設計V帶輪的設計內容包括帶輪材料、結構形式、輪槽、輪輻和輪轂的幾何尺寸的確定，公差和表面粗糙度的確定等。上述內容都是在已知帶輪的基準直徑和帶輪轉速的基礎上進行的。此處主要介紹脫粒機上大帶輪的設計及基本數據，對于主動小帶輪的設計過程略去。 帶輪材料的選擇常用的帶輪材料為HT150或HT200。當帶輪的轉速較高時，可以采用鑄鋼或用鋼板沖壓后焊接而成。小功率時可用鑄鋁或塑料。此次設計的軸流式脫粒機帶輪轉速不是很高，所以選擇材料為HT200。不僅能夠滿足強度等條件，還具有很好的減震作用。 帶輪的結構形式V帶輪由輪緣、輪輻和輪轂組成。根據輪輻結構的不同，V帶輪可以分為實心式、腹板式、孔板式、橢圓輪輻式幾種。V帶輪的結構形式與基準直徑有關。當帶輪基準直徑為dd≤（d為安裝帶輪的軸的直徑，mm）時，可采用實心式；當dd＜300mm時，可采用腹板式；當dd＜300mm，同時D1d1≥100m