核桃剥壳机设计(4)

核桃剥壳机的设计

可以把核桃分成5个尺寸的等级有（5组r’和 α3），然后画出每组的δm—R曲线图，可知δm随R增大近似看成是线性增加的。当R为最小值时，δm也最小，不能使壳完全且均匀的破碎。若R为最大值时，就可获得较好的剥核取仁性能。对每一组δm—R曲线进行分析，可知当D增大时δm也随之增大，这就要求选取的R值要对每一尺寸等级的核桃都能获得好的剥核取仁性能[11]。可取R=180mm, δm变化的范围为1.8～2.7mm。数值上接近于不使仁压碎的最大挤压变形量。

3.4主要组成部分特点

3.4.1电动机

因为核桃剥壳机的生产率为40kg/h，故优先选功率小、转速低、价格低、体积小的电动机，该电动额定功率为0.750kw，同步转速n=911r/min，即为Y90S-6型号。该电动机的额定电压为380V，频率50Hz。

3.4.2皮带传动装置

核桃剥壳机选用V带的传动装置，传动比i=5.0

3.4.3轴

轴的材料主要选45号钢，轴的固定选用角接触球轴承，采用轴肩定位[12]。

12

5

4 传动设计计算、零部件的强度刚度计算

4.1 v带的传动设计计算

4.1.1电动机的参数

选择Y系列的三相异步电动机(ZBK22007-88), 型号为Y90S-6,额定功率为0.750KW，满载转速为910r/min[13]。

4.1.2 V带轮的设计选择计算

1.确定计算功率Pca

Pca（计算功率）是根据P（传递的功率），且考虑到荷载性质及每天运转的时间长短等因素影响综合确定[14]。即

Pca=KAP (4-1) 式中 Pca-计算功率，单位为kw； P-传递的额定功率，单位为kw; KA-工作情况系数，见表8-6

查表8-7，取KA=1.18，带入公式得：

Pca=KAP=1.18*0.75=0.885kw

2.选择带型

根据Pca（计算功率）和n1（小带轮转数）根据图表8-8选带型，选普通V带：Z型。

确定带轮的基准直径dd1和dd2 初选小带轮的基准直径dd1

根据V带截型，参考表8-6及表8-8，选取dd1=63mm 验算带速V

速度计算

V??dpn1160?100060?1000??ddn11

把dd1?63mm,n1?910r/min 带入，有：

V?3.14?63?910?3m/s

60?100060?10001?dpn1? 13

核桃剥壳机的设计

3.计算从动轮的基准直径dd2 确定中心距a和带的基准长度Ld

若没有给出中心距，可以根据传递结构需要初定中心距a0,取

0.7(dd1?dd2)?a0?2(dd1?dd2)

即代入dd1?63mm,错误！未找到引用源。dd2?315mm,得：

264.6mm?a0?756mm

初取错误！未找到引用源。a0?400mm

a 0选定后，根据带传动的几何关系，计算所需带的基准长度为： 错误！未找到引用

源

。

L?d?2a0??2(dd1?dd2)?(dd2?dd2)24a0 (4-2)

把错误！未找到引用源。a0?400mm,dd1?63mm,错误！未找到引用源。dd2?315mm代入，可得：

(315-63)2L?d?2?400?(63?315)??1433.15mm

24?400?根据L’d由表8-2中选取和L’d相近的V带的基准长度Ld，取错误！未找到引用源。L?d?1600mm因为V带传动的中心距一般是可以调整的，可用下式作近似计算，为：

a?a0?Ld?L?d1600-1433.15?400??483.4mm 22考虑到安装调整及补偿预紧力的需要，中心距的变动范围为：

amin?a?0.015Ld?483.4?0.015?1600?459.4mm

amax?a?0.03Ld?483.4?0.03?1600?531.4mm

4.验算主动轮上的包角α1

为满足（8-6）和包角的要求条件，应保证 a1?180??dd2?dd1a?57.5??180??315?63?57.5??150??120? 484.3 5.确定带的根数Z

Z?pca (4-3)

(p0??p0)KaKL式中：Kα— 考虑包角不同时的影响系数，简称包角系数，查表8-5; KL — 考虑到长度不同时的影响系数，简称长度系数，查表8-2； P0 — 单根V带的基本额定功率，查表8-4a或8-4b；

△P0 — 记入传动比时影响是，单根V带额定功率的增量，其值见表8-4b或

14

5

8-5d以上均查表的：Pca=0.885,P0=0.18,△P0=0.02，Kα=0.92，KL=1.16

Z?pca0.885??4

(P0??P0)KaKL(0.18?0.02)?0.92?1.16取Z=4

6.带的预紧力F0的确定

由式（8-7）及离心力的影响，单根V带所需的预紧力为：

1efva?1?qv2 (4-4) 错误！未找到引用源。 F0?Fecfva2e?1把错误！未找到引用源。 Fec?可将F0的计算式写为

F0?500pca2.5(?1)?qv2 zvKa1000pca代入及考虑到包角对所需预紧力的影响，zv将Pca=0.885kw，Z=4，V=3m/s，Kα=0.92,q=0.06kg/m 得：

F0?500pca2.50.8852.5(?1)?qv2?500?(?1)?0.06?32?64N zvKa4?30.927.计算压力轴（Fp）

为设计和安装带轮的轴及轴承，需确定带传动作用在轴上的力Fp。如不考虑带两边的拉力差，则压轴力近似按带的两边的预紧力F0的合力来计算，为

????Fp?2ZF0cos?2ZF0cos(?1)?2ZF0sin1

2222把Z=4，α1=150°，F0=64N代入，得：

?150?Fp?2ZFsin1?2?4?sin?64?494.5N

224.1.3 轴的设计计算

1.求轴上功率P2、转速n2及转矩T2 如果取每级传动效率为η=0.97,则

p2?p??0.75?0.97?0.7275kw

11n2?n1?910??182r/min

i5p0.7275T2?95500002?9550000?N?mm?3.8?104?mm

n2182 15

核桃剥壳机的设计

2.初步确定轴的最小直径

先按式（15-2）初步估算轴的最小直径。选取轴材料为45钢，进行调质处理。根据表15-3，取A0=120，可得：

dmin?A0sp20.7275?112?s?20mm e2182轴最小的直径是安装在V带以及动轮处的直径dⅠ-Ⅱ=35mm 3.确定轴上零件的装配方案

此轴的装配方案可用如图所示的装配方案

图4-1 轴的结构与装配

Figure4 Structure and assembly of the axis

初步选用角接触球轴承。根据工作要求及

dⅡ-Ⅲ=42mm,轴承初步选取标注精度级的角接触轴承7209AC，尺寸为错误！未找到引用源。d?D?B?45mm?85mm?19mm,估算：dⅢ-Ⅳ=dⅦ-Ⅷ=45mm。然而lⅦ-Ⅷ=19mm右端滚动轴承用轴肩进行轴向定位。根据手册查得7209AC型轴承的定位轴肩高度h=17mm，故dⅣ-Ⅶ=52mm。

选取安装齿盘处的轴段Ⅳ-Ⅴ段直径dⅥ-Ⅶ=52mm，右齿盘的左端左轴承之间用套筒定位，右齿盘的右端与右轴承之间可用套筒定位。

齿盘宽度为23mm，为使套筒端面有效地压紧齿盘，故此轴段应略短于轮毂宽度，因此可取Ⅳ-Ⅴ=20mm。而两齿盘的间可用轴肩定位，轴肩高度为h?0.07d错误！未找到引用源。,选h=6mm,则轴环处直径为dⅤ-Ⅳ=58mm。

轴环的宽度为b=12mm，则lⅤ-Ⅵ=12mm。

轴承端盖总宽度应为20mm。为满足对轴承端盖的装卸和对轴承添加润滑的要求，选择端面的外端面与从动轮右端间的距离为l=30mm，故lⅡ-Ⅲ为=50mm.

选齿盘和箱体内壁的距离为a=16mm,想到箱体的铸造存在误差，故确定滚动轴承

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