本科畢業(yè)論文（設計）
題 目: 玉米剝皮機設計 . 學 院
專 業(yè)
班 級
學 生
學 號
指導老師
- 60 -
目錄
摘要 4
Abstract 5
第 1 章 緒論 6
1.1 研究背景及研究意義 6
1.1.1 研究背景 6
1.1.2 研究意義 6
1.2 國內外發(fā)展概況 7
1.2.1 國內發(fā)展狀況 7
1.2.2 國外發(fā)展狀況 8
1.3 市場上對玉米剝皮機的基本要求 8
1.4 題目來源及技術要求 9
1.4.1 題目來源 9
1.4.2 技術要求： 9
1.5 果穗脫皮機理： 10
1.6 設計思路及其原理： 11
第 2 章 總體方案設計 12
2.1 剝皮過程工藝分析 12
2.2 總體配置的選擇 12
2.3 主要工作部件型式的選擇 13
2.4 總體配置參數確定 13
2.4.1 傳動系統(tǒng)配置 13
2.4.2 機架的配置 15
2.4.3 剝皮裝置的確定 16
2.4.4 料斗的設計： 19
2.4.5 機架、連接架的設計： 19
第 3 章 傳動部分設計 20
3.1 果穗與剝皮輥接觸時的受力分析 20
3.2 皮帶傳動的設計計算及校核： 21
3.3 齒輪的設計計算 23
3.3.1 d=60mm 的齒輪計算和校核 23
3.3.2 對于 d = 74mm 齒輪的計算及校核 27
3.3.3 對于 d = 80mm d = 140mm 齒輪的計算及校核： 30
3.4 軸的強度校核與設計計算： 34
3.5 鍵的選擇及校核 36
3.6 電動機的選擇 36
第 4 章 玉米剝皮機的使用、保養(yǎng)、調整及修復 38
4.1 每日技術保養(yǎng) 38
4.2 使用注意事項 38
4.3 傳動裝置的使用和調整 39
4.4 機器的保管 40
總 結 41
參 考 文 獻 42
外文文獻譯文和原文 43
摘要
常言道：“民以食為天”，玉米作為世界三大谷物之一，在全球人民的生活中占有非常重要的地位。玉米是我國第二大糧食作物，在我國養(yǎng)殖業(yè)蓬勃發(fā)展的今天，促進了玉米加工工業(yè)的進一步發(fā)展。因此我國國內對玉米的需求量極大，種植的面積也由此不斷擴大。
但是，在收獲的季節(jié)，由于種植面積廣，很多生產地區(qū)還是以人工收獲為主，這就導致了一系列的問題，比如說有勞動強度大，生產效率低，勞動力的利用率很低等等問題。
我國機械工業(yè)發(fā)展比較晚，農業(yè)機械發(fā)展也比較落后，盡管某些地方已經出現(xiàn)了使用剝皮機的情況，但現(xiàn)有的裝置存在很多問題，不太適合廣大的農戶使用，為此，本文對現(xiàn)已經應運的剝皮機的不足進行了分析，對該裝置進行了原理分析結構設計的改進，從而提高剝皮效率，提高剝凈率。
本文主要是通過對剝皮輥的螺旋外形的采用從而提高了剝凈率，通過對喂入裝置的分入槽設計，降低了玉米容易被卡死的問題，還增加了壓送裝置，能夠有效的防止剝不凈籽粒易破損的現(xiàn)象而且能提高剝皮效率。
關鍵詞：玉米剝皮機，剝皮輥
Abstract
As the saying goes "saying" claims, as one of the world's three big grain, corn in the world occupies very important position in people's lives. Corn is the second food crops in China, in the vigorous development of aquaculture in China today, promote the further development of corn processing industry. So our domestic demand for corn, planting area of the continuously expanding.
However, in the season of harvest, because the planting area is wide, many production is mainly artificial harvesting, this leads to a series of problems, such as labor intensity, low production efficiency, labor utilization rate is very low and so on.
Late machinery industry development in our country, the agricultural machinery development is relatively backward, although some places have appeared the use of peeling machine, but the existing device has a lot of problems, not very suitable for the general farmers to use, therefore, in this paper, now times peeling machine was analyzed, and the deficiency of the principle analysis of the structure design of the device is improved, thereby improving the efficiency of stripping, stripping the net rate.
This article mainly is through to the stripping roller spiral shape was adopted to improve the net rate, based on the points into the groove design of the feeding device, reduces the corn problems are easy to be jammed, also increased the pressure feed device, can effectively prevent the strip don't net grain easy breakage phenomenon
and can improve the efficiency of peeling.
Keywords: Corn peeling machine, Peeling roller
第 1 章 緒論
1.1 研究背景及研究意義
1.1.1 研究背景
玉米是極為重要的糧食作物，在我國種植面積約占總作物種植面積30%，總產量達1127 億噸左右，我國有三大玉米生產區(qū)，一是北方玉米區(qū)，二是黃淮平的玉米區(qū)，三是西南丘陵玉米區(qū)。從總體來看，我國對剝皮機的需求量很大， 但是，現(xiàn)實數據顯示我國剝皮機普及程度僅僅為5%，遠遠低于小麥70％和水稻20％的機收水平。所以，玉米剝皮機的市場潛力很大，需要加大力度開發(fā)。
在我國玉米生產過程中, 耕、耙、播、管已普遍實現(xiàn)了機械化或半機械化作業(yè), 有較完善的多種型號的機具, 但機械化收獲問題至今尚未解決。而歐美等發(fā)達國家早已實現(xiàn)機械化的全過程。除少數大型農場部分外。我國玉米的種植多一半是通過農戶種植管理的, 結果導致土地生產管理不集中, 農戶不能夠購買大型聯(lián)合收割機，所以生產效率很低。
通過人工玉米收割，其結果就是勞動強度大, 效率很低, 勞動力嚴重浪費, 其中最嚴重的一個問題是由于收獲時玉米果穗水分較大, 玉米苞葉吸濕性很強, 玉米籽粒不能及時通風而干燥, 這就會引起籽粒發(fā)霉,發(fā)芽等嚴重問題。由于人工剝皮效率及其低,每人每天最多能完成兩畝或者三畝地的工作, 且勞動強度大, 對人傷害很大， 每到收獲季節(jié), 由于果穗不能及時剝皮而造成的損失相當大。解決玉米果穗剝皮問題已成為提高玉米產品質量、降低損失、解放農村勞動力的關鍵問題。
1.1.2 研究意義
根據目前我國玉米剝皮機發(fā)展的現(xiàn)狀以及市場上現(xiàn)有玉米剝皮機所存在的
一系列問題，從而改進設計了目前在用的家用小型玉米剝皮機。采用兩組帶有牙齒狀突起的橡膠輥作為剝皮輥代替以往的鐵輥。從而降低了玉米籽粒的破損率，并且提高了玉米剝皮機的工作效率和剝凈率，使農民的勞動強度大大的降低了，很好地解決了由于玉米種植面積大，無法使用大型機械的地區(qū)，使那些種植面積小且零散的地區(qū)玉米機械化生產的一實現(xiàn)。是一款非常經濟實用的家庭版的玉米剝皮機。
1.2 國內外發(fā)展概況
1.2.1 國內發(fā)展狀況
我國在20世紀60年代開始對剝皮裝置進行自主研究。在六七十年代主要 是對國外產品的仿制，到了8O年代則主要針對關鍵零部件學習，9O年代以后我 國對剝皮機的研究已經有了長足的發(fā)展。目前市場上玉米剝皮機主要有兩大類 型：一是單獨小型玉米剝皮機。二是和玉米聯(lián)合收割機相組裝的玉米剝皮裝置。
在6O年代，中國農機院首先研制出型號為6YBS一2型玉米剝皮機。其所用 的動力為3kW三相電機，生產率3t/h，剝凈率80％，籽粒落粒率2％，籽粒破碎 率1％。在7O年代，山東淄博農機所研制了6TPJ一4型玉米剝皮機，動力為3kW三 相電機，生產率1．5— 2t/h，剝凈率90％，籽粒落粒率5％，籽穗破碎率1％。這兩種機型剝凈率都較低，玉米籽粒破碎率比較高，所以最終只生產了很少量， 并沒有得到大范圍的推廣。
在8O年代，我國開始的對農村地區(qū)經濟體制進行一系列改革，國內各農機研究所開始研制適合廣大農戶使用的中、小型玉米剝皮機。大約在9O年代，我國對玉米剝皮機的研制有了較大發(fā)展，逐步實現(xiàn)了系列化。目前固定式玉米剝皮機有下列幾種：（1）白城市農機所根據意大利種子玉米剝皮機的實現(xiàn)原理， 研制出全橡膠花瓣型輥玉米剝皮機。但是該機型由于剝皮效果較差還未能投入市場使用。（2）在1993年，吉林農機研究所研制了玉米剝皮機，1994年設計出
6YBJ一2型系列玉米剝皮機，投入小批生產。該系列共有六種機型：6YBJ一2型、
6YBJ一2A型、6YBJ一2B型、6YBJ— 4型、6YBJ一4A、6YBJ一4B型。6YBJ第列玉米剝皮機采用螺旋凸棱全橡膠剝皮輥，生產率為4t/h。剝凈率>98％，籽粒落粒率<1．5％，籽粒破損率
85％，破碎率、損失率<1％。
1.2.2 國外發(fā)展狀況
世界上發(fā)達國家實現(xiàn)玉米收獲機械化比較早，美國從1936 年開始就已經實現(xiàn)了農業(yè)生產現(xiàn)代化，后來在20世界60 年代大力發(fā)展谷物聯(lián)合收割機，從而實現(xiàn)了在田間直接收獲玉米粒。蘇聯(lián)在50 年代也開始使用玉米收割機,該機型主要能夠實現(xiàn)的功能是進行摘穗、剝皮、清選玉米果穗。法國和東歐國家，也以 摘穗剝皮玉米收割機為主。這些國家所生產的玉米收割機的剝皮機基本上使用 的還是傳統(tǒng)的鑄鐵螺旋釘齒和花瓣橡膠組成一對而使用，這些剝皮裝置結構比 較復雜，而且價格較高，籽粒破碎率和落粒率也很高。除此之外，只有意大利 的一些農機公司采用了全橡膠花瓣輥。但成對輥子均為花瓣型，無螺旋線，又 無壓制，剝皮過程中，果穗不轉動，因此苞葉剝凈率低，落粒率多，生產率低。國外玉米剝皮機輥型不符合我國國情，我國農戶難以接受，不適于在我國推廣 使用。綜上所述，目前國外多采用聯(lián)合收割機具作業(yè)收獲玉米，單獨果穗剝皮 作業(yè)應用不多，并且機型也不理想。
1.3 市場上對玉米剝皮機的基本要求
1. 操作簡單。產品設計時盡量采用標準件，便于安裝和維修，這樣降低了對使 用者自身素質的要求，從而能夠滿足廣大農村用戶的需求，能有效的提高銷量， 并且能夠降低成本。
2. 結構簡單，成本低。在農村動力來源選擇電動機，直接安裝在機架上，而不
是使用柴油機等其他動力源。
3. 高的生產率，低的籽粒破損率，高剝凈率。本設計采用 4 輥剝皮裝置，替代了傳統(tǒng)的手工剝皮，提高了勞動效率，大大減輕了農民的勞動負擔，降低了勞動強度，有效地防止了因剝皮不及時而造成的玉米霉爛損失，并且通過壓送裝置以及玉米和一組剝皮輥的相對旋轉，提高了剝凈率。
1.4 題目來源及技術要求
1.4.1 題目來源
根據農村目前的實際情況，我國農業(yè)機械仍然沒有普遍推廣使用，尤其是 在像東北地區(qū)、華北平原這樣的年產量比較大的地區(qū)，農業(yè)機械應用沒有得到 推廣，而只能用傳統(tǒng)的手工勞作，這樣使得農民在秋季時候壓力很大。由于種 植面積大，特別是對于玉米這一高產穩(wěn)產的作物，而玉米本身是需要一種勞動 量較高的作物，因此，對于各種玉米所用的農業(yè)機械已迫在眉睫，而玉米生產 過程中的播種、耕管機械已基本解決，而收獲機械卻仍是一個空白，農民收獲 季節(jié)由于都是用傳統(tǒng)的手工勞動，所以強度特別高，特別是玉米的剝皮，不但 時間長，且占用勞動力多，工作效率又不高，如不及時剝皮，還易使玉米發(fā)霉、變質。所以，玉米剝皮機不但具有廣泛市場，而且極易推廣，又能解決農民的 當務之急，使農民在玉米的收獲季節(jié)不再為玉米剝皮而犯難了。
1.4.2 技術要求：
1、玉米穗喂入時，其軸線的方向應與剝皮輥軸線的方向一致。為此，在喂入裝置與剝皮輥之間需設置導槽。
2、剝皮輥軸線與水平面的傾角α 會直接影響玉米果穗的下滑速度。所以在裝有壓送裝置的情況下，常選用a =10°-12°。
3、剝皮輥表面與壓送器頂端間的配置間隙應略小于玉米穗的直徑，不要直接固
定，通過可調螺母連接，實現(xiàn)可以調節(jié)的功能。
4、性能指標要求：苞葉剝凈率要求達到 95%以上，而在剝皮過程中脫凈率
￡ 1.5%
，并盡量減少籽粒脫落。
5、經濟指標：盡量降低成本，增大工作時的生產效率，提高剝凈率，降低籽粒的破損率，每對剝皮輥的生產率需大于 1500kg。
1.5 果穗脫皮機理：
玉米脫皮機是利用膠輥與安裝有柔性材料的螺旋輥相向運動的原理，依靠 兩輥運動時的摩擦力差異強迫實現(xiàn)對玉米果穗的脫皮。苞葉在運動的過程中與 果穗旋轉不同步，苞葉受兩輥摩擦阻滯作用而呈蓬松狀態(tài)，局部的苞葉呈翹起 態(tài)，于是苞葉就會被膠皮輥與鐵輥相向運動而沿其切線方向抓取拉下，強制性 使苞葉與果穗分離，多次重復性動作最終將果穗苞葉脫凈。鐵輥上安裝有螺旋 式柔性材料，在旋轉的過程中，使玉米果穗在軸線方向移送，最終落入果穗箱。玉米撕皮機由于主動軸上設有螺旋條和橡膠釘，傳動軸上裝有多個橡膠輪，主 動軸和傳動軸相互配合，剝皮裝置能夠均勻地把進入機內的果穗，分配到兩對 相對旋轉的剝皮軸之間，剝皮機并在果穗自身旋轉的情況下，順利向前推進， 在行進中，被特制的剝皮爪撕開苞葉，并在瞬間被旋轉軸輾壓住苞葉向下拉， 而完成剝離之目的。效率高，移動靈活，使用方便，最終實現(xiàn)功能。剝皮輥的 脫皮機理如圖1-1。
圖1-1 剝皮輥的作用原理
1.6 設計思路及其原理：
玉米剝皮機主動螺旋軸加粗,能夠使剝皮效率提高,剝凈率高,此外，剝皮機四軸軸管加粗,提高了軸的強度,降低了因夾住果穗時軸的彎曲變形,剝皮機使用高耐磨橡膠輥,用六棱軸,不致出現(xiàn)滾轉,脫玉米皮機器八軸承可以通過注油孔免拆卸注油,提高了軸承的使用壽命.
剝皮機主動軸采用直齒傳動設計,而且噪音低,傳遞扭矩大,從動皮帶輪采用鋼板成型設計,較鑄鐵皮帶輪韌性好,壽命高.剝玉米皮機器動力座與機身連接, 脫玉米皮機主動軸安裝在軸承座上,主動軸通過皮帶與電機連接,主動軸上設有螺旋條和橡膠釘,主動軸通過齒輪與傳動軸相配合,多個帶凸起的橡膠輪套在傳動軸上.主動軸兩端的軸承座不在同一水平面上.由于主動軸上設有螺旋條和橡膠釘,機器傳動軸上裝有多個橡膠輪,主動軸和傳動軸相互配合,剝皮裝置能夠均勻地把已進入機內的果穗,分配到兩對相對旋轉的剝皮軸之間,從而使玉米脫皮機替代手工操作,提高工作效率.利用脫皮軸的旋轉力,使玉米皮與掉粒分離并將玉米皮自動拋出,,從而減少了玉米的損失率,剝玉米皮機器達到了自動出皮,減少了作業(yè)強度，剝玉米皮機器真正解決了玉米剝皮脫凈率低,掉粒,傷粒等技術難題。
玉米剝皮機主要有機架、進料斗、滾筒、出料口等組成。原材料通過進料口進入滾筒室，由滾筒體通過旋轉、摩擦、擠壓和推進，將玉米皮脫落，玉米皮和玉米棒自動從各自的出口排出。機身上面有一個進料口，用來安裝電機的
動力座與機身連接，苞谷去皮機安裝在軸承座上的主動軸通過皮帶與電機連接， 主動軸是整個的核心，主動軸上設有螺旋條和橡膠釘，脫玉米皮機器主動軸通
過齒輪與傳動軸相配合，玉米剝皮機傳動軸也就是膠軸。
第 2 章 總體方案設計
2.1 剝皮過程工藝分析
剝皮的工作過程一般是通過人工進行填料、喂入玉米，利用剝皮機構和果 穗分布裝置進行機械剝皮，最終使果穗和玉米穗的苞葉分離，玉米脫皮機是利 用膠輥與安裝有柔性材料的螺旋輥相向運動的原理，依靠兩輥運動時的摩擦力 差異強迫實現(xiàn)對玉米果穗的脫皮。苞葉在運動的過程中與果穗旋轉不同步，苞 葉受兩輥摩擦阻滯作用而呈蓬松狀態(tài)，局部的苞葉呈翹起態(tài)，于是苞葉就會被 膠皮輥與鐵輥相向運動而沿其切線方向抓取拉下，強制性使苞葉與果穗分離， 多次重復性動作最終將果穗苞葉脫凈。鐵輥上安裝有螺旋式柔性材料，在旋轉 的過程中，使玉米果穗在軸線方向移送，最終落入果穗箱。玉米撕皮機由于主 動軸上設有螺旋條和橡膠釘，傳動軸上裝有多個橡膠輪，主動軸和傳動軸相互 配合，剝皮裝置能夠均勻地把進入機內的果穗，分配到兩對相對旋轉的剝皮軸 之間，剝皮機并在果穗自身旋轉的情況下，順利向前推進，在行進中，被特制 的剝皮爪撕開苞葉，并在瞬間被旋轉軸輾壓住苞葉向下拉，而完成剝離之目的。效率高，移動靈活，使用方便，最終實現(xiàn)功能
2.2 總體配置的選擇
總體配置就是合理安排各部件位置和連接關系，以便于使用調整和維修。本設計的機架采用角鋼焊接而成，給人以舒適耐用的感覺。為了便于作業(yè)后的移動，在機架底部安裝有 4 個行走輪。因為 Y 系列電動機是目前最常使用的電動機，而且價格合理，所以動力裝置采用 Y 系列三相異步電動機，而主要的工作部分剝皮組件選用全橡膠的剝皮輥，主要原因是其剝凈率高而且橡膠有彈性比較好不會損傷籽粒。傳動部分主要使用直齒傳動和帶傳動。
2.3 主要工作部件型式的選擇
針對已有產品的所存在的缺點，對其進行改進設計。本設計主要由喂入裝置、壓送裝置 、剝皮裝置、傳送裝置幾部分組成。
（1） 喂入裝置: 主要由喂入料斗組成。本設計進料斗采用分槽、光滑傾斜結構， 在把果穗送到兩對相向旋轉的剝皮輥之間的過程中，可使果穗盡可能按要求擺 正位置，減輕了剝皮輥被果穗卡住的可能性。
（2） 剝皮裝置: 由原來的光滑剝皮輥改為具有螺旋結構的剝皮輥，增加了其推進作用，減輕了果穗脫粒和玉米籽粒破損的程度。兩對相向旋轉的剝皮輥抓取并剝去果穗的苞葉的過程中，可使果穗在被推進過程中自轉，提高果穗的剝凈率。另外由于壓送器的作用，果穗與剝皮輥之間始終保持穩(wěn)定接觸，
提高了剝皮機的剝皮效率。
（3） 壓送器: 壓送器由原來的滾輪式改為壓片式，成本大大降低，且壓伏效果更好。其主要由壓板、壓緊彈簧和調節(jié)螺母組成，壓送器在整個剝皮機構中的作用是增加玉米穗與剝皮輥之間的摩擦力，并控制玉米穗下滑的速度，進一步提高剝皮機構的生產率和剝凈率。
（4） 傳動裝置: 通過帶傳動將電動機所提供的動力傳到剝皮輥，第一螺旋剝皮輥通過齒輪的嚙合，帶動另一螺旋剝皮輥轉動，螺旋剝皮棍通過摩擦帶動上剝皮棍轉動。另外，第一剝皮棍經過帶傳動將動力傳至滾筒。
2.4 總體配置參數確定
2.4.1 傳動系統(tǒng)配置
1、由于電動機作為動力源，只需一級皮帶傳動，然后再由一級齒輪傳動成降速過程，最后再由齒輪傳動到主動軸上。
2、剝皮輥的最佳轉速范圍在 n=300r/min-350r/min,這里我們取 n=330r/min,電
動機的轉速為：
n
= 1440r / min
i總=n電
n =1440 330 =4.36
輥
電 ， （2-1）
根據高端傳動比>低端傳動比，初定高端傳動比：
i高 = 2.42
i總 = i高 ′i低
i低 = 1.8
3.、傳動系統(tǒng)簡圖
圖 2-1 傳動系統(tǒng)簡圖
皮帶和齒輪的傳動比： i
= D2 = 242 = 2.42
（2-2）
帶
D1 100
i = 144 =1.8
總降速比：
齒 80
（2-3）
i=2.42 × 1.8=4.36 （2-4）
直軸的轉速為：
n電動機
i
n=
總
1440
（ ）
= 4.32 =330n/min 2-5
由于依實驗數據得出結論，剝皮輥最佳轉速范圍為 n=300—350n/min 所以這一轉數符合要求。
這二級減速及傳動系統(tǒng)各部件的尺寸如下：
主動帶輪基準直徑： D1 = 100mm
從動帶輪基準直徑： D2 = 242mm
齒輪 1 的分度圓直徑： d1 = 80mm
齒輪 2 的分度圓直徑： d2=140mm 齒輪 3、4 的分度圓直徑 ： d3=d4=74mm
齒輪 5、6、7、8 的分度圓直徑： d5 = d6 = d7 = d8 = 60mm
動力由電動機傳到完成一級減速，再由皮帶傳到1軸上，1軸上有一與皮帶輪同轉速的齒輪1，齒輪1與齒輪2嚙合完成二級減速。2軸為主動軸，在其上有三個齒輪。齒輪2與齒輪1嚙合完成降速；齒輪3與齒輪4嚙合實現(xiàn)傳動比為1的傳動；4軸的齒輪7與5軸的齒輪8嚙合實現(xiàn)同速傳動來實現(xiàn)最終的剝皮過程；2軸上的齒輪6 與3 軸上的齒輪5 嚙合實現(xiàn)同速傳動。2 、3 、4 、5 軸的最終轉速為330r/min.
2.4.2 機架的配置
本設計的機架采用角鋼焊接而成，如圖 2-2 所示：
圖 2-2 機架
為了便于作業(yè)后的移動，在機架底部安裝有四個行走輪，這樣使整機的移動更加方便，更便于生產中的使用。
2.4.3 剝皮裝置的確定
剝皮裝置是由一對相向轉動的剝皮輥抓取和剝除玉米穗的苞葉。剝皮輥與苞葉間的摩擦力必須大于苞葉與穗輥間的鏈接力，為了使苞葉剝凈，在玉米穗沿剝皮輥下滑的同時，自身應能轉動。在剝皮輥的上方設有壓送器，使果穗對剝皮輥穩(wěn)定地接觸而避免跳動。壓送器示意圖如圖 2-3：
圖 2-3 壓送器的示意圖
1、剝皮輥長度確定：
傳統(tǒng)式玉米剝皮輥長度為 1700 美國甜玉米剝皮機滾長為 1500mm，玉米在剝皮輥上的剝凈率在開始 400mm 內剝凈率為 85%，在 600mm 內剝凈率為 93%，因此輥長定為 1000mm 可使苞葉的剝凈率在 93%以上。剝皮輥的長度是影響剝凈率的主要參數，為保證剝凈苞葉，剝皮輥應有足夠的長度，但過長會引起籽粒脫落和破碎，剝皮輥的直徑應不使最小直徑的果穗收擠壓和被抓取為準。
2 剝皮輥生產能力的確定：
單對剝皮輥生產能力：
Q剝=3600′
q u
L + Dl g
（2-6）
ug =
s · n · f
600000
（2-7）
其中：q 剝凈率果穗質量平均為 0.5Kg
L 果穗長度最大為 250mm
ug 果穗沿剝皮輥移動速度 m/s
S 剝皮輥螺距 s=900mm
N 剝皮輥轉速 330r/min
f 滑動綜合系數試驗得 f=0.05
?l 50mm
（3-7）帶入（3-6）有：
Q剝=3600′
q
L + Dl
· s · n · f
600000
= 6 s · n
· f · q
100 L + Dl
= 6 ′ 900 · 330 · 0.05 · 0.5
100 250 + 50
=1680Kg/h
所以兩對輥計算生產率為 3360Kg/h ； 設計要求為 1500kg/h, 由于1680kg/h>1500kg/h 符合設計要求。
由于此機是由人手式喂入， 故實際生產能力大約在每對輥的生產率1500Kg/h 左右，這是經過實驗后得出結論。
3.剝皮輥的配置
剝皮輥的配置可以從剝皮輥的排列形式、剝皮輥配置度和剝皮輥表面與壓送器頂端配置間隙考慮。
1) 兩對或兩對以上的剝皮輥裝置，采用V 型排列和槽型排列兩種方案( 如圖2- 4,2-5所示) 。本機采用槽型排列結構。當采用鑄鐵輥—橡膠輥組合時，一般橡膠輥在上，鑄鐵輥在下。
圖2-4 槽型排列方式 圖2-5 V型排列方式
2) 為使玉米果穗在剝皮機構上更利于繞自身軸線回轉將苞葉全部剝凈，兩剝皮輥的配置度應有一高度差H( 如圖3-5 所示) 。如果H 值過大，則果穗易從輥上滑掉，減少與上剝皮輥的接觸面積; 如果H 過小，則會增大果穗脫粒、破粒的可能性。其極限位置為果穗的中心與下剝皮輥的中心在同一垂直面上，此時最大高度差為Hmax。圖2-6為剝皮輥排列圖，圖2-7為剝皮輥實物圖：
H < H
圖 2-6 剝皮輥排列圖
= (D )2 / (D + D )
其中：
max
g g s
Dg —剝皮輥直徑(mm) ;
Ds —帶皮玉米穗直徑(mm)
圖2-7 剝皮輥實物圖
3) 剝皮輥表面與壓送器頂端配置間隙應略小于玉米果穗直徑，并可調節(jié)。
2.4.4 料斗的設計：
果穗料斗不但有暫存果穗的能力，而且也夠使果穗沿剝皮輥的軸向方向上 進入兩輥所形成的槽型中，在配置上與剝皮輥的傾角相同，均與水平面成11 角， 在長度上按展開 1000mm 設計，因為考慮到玉米進入到剝皮輥時的方向性，所以將出口處的滑板設計成與剝皮輥組數相等的槽型，可能保證每次只能通過一穗 玉米。
進料斗是送入玉米的裝置，由于本機采用兩對剝皮輥工作，所以進料斗必 須設計成雙出口的結構。玉米需自動滑到剝皮輥的方向上進入兩輥形成的槽型 中進行剝皮，這就要求料斗具有一定得傾斜度，經參考實驗數據選傾斜度為11 。為保證玉米滑向剝皮輥時每次只能通過一穗玉米，可將出口設計成與剝皮輥組 數相同的槽型。同時為保證玉米在剝皮過程中受切向力的擠壓導致彈出，在剝 皮輥上方增加壓送裝置，以防止果穗彈出。下料斗是在玉米剝皮結束后，果穗 畫出的裝置，它可以設計成任何方便的形狀。圖 2-8 為進料斗的模擬圖：
圖 2-8 進料斗
2.4.5 機架、連接架的設計：
機架和連接架均由角鋼焊接而成，兩種機型結構相同，僅寬度不同。在滿足要求的前提下具有一定得抗壓能力既可，主要目的是便于組織生產，提高通用程度，因此無特別要求。
第 3 章 傳動部分設計
3.1 果穗與剝皮輥接觸時的受力分析
玉米果穗在剝皮輥間的受力，如圖7所示。玉米在兩輥間由于受到兩輥磨擦力Fa，F(xiàn)b而使玉米可以發(fā)生自轉，在自轉的過程中使苞葉進入兩輥互相嚙合的凹槽中，使得苞葉被撕開。玉米果穗的受力分析如圖3-1：
圖 3-1 玉米果穗受力分析
兩輥對玉米產生的兩個摩擦力Fa Fb分別為： Fa = Na · f
{?X =0 T{Nb sin b +Fb cos b -Fa sinq -Fa cosq =0
Fb = Nb · f
?Y =0
Nb cos b +Fb cosq -Fa sin b -Fa sinq =0
（3-1）
H = 2 R = 22.5
3
cosg = 0.943
g = 19.59。 cosj = 0.545
j = 56.94。
q = 90。- g -j=13.59
d = 180。-q - b =113.88
b = 180。- 2j -q =52.53
Na = Q sin b
sin d
= 0.868Q
Nb = Q sinq
sin d
= 0.257Q
所以： Fa = Na · f
= 4.55N
Fb = Nb · f
= 1.69N
撕破苞葉的抓取力 Fa 大約為
F1 = 20
同時在自轉過程中撕扯力 F 2 = F1· f 2 = 7N
而扯斷苞葉所需力 F3 = 100N
故 F = F1 + F2 + F3 = 27N ，
此時每個軸所承受的力不僅有 F，而且還要有 Fa 與 Fb
總
P = 2′1.58=3.16kw 每對剝皮輥消耗的功率： P = F ·V =1.58kw
因此兩對輥消耗的總功率：
T = 9.55′106
=0.46′105 N ·mm
（3-2）
與皮帶輪同軸的齒輪所需扭矩為（d = 140mm）
T = 9.55′106
=1.85′105 N ·mm
（3-3）
3.2 皮帶傳動的設計計算及校核：
已知：電動機轉速 n=1440r/min i高 =2.42 P=3kw
1、確定計算功率 pca ：
工作情況系數 KA = 1.1，所以:
pca = KAP = 1.1′3kw = 3.3kw
(3-4)
2、選取窄 V 帶帶型：
根據 pca n電 由參考文獻[10]確定選用 SPA 型帶。
3、確定帶輪的基準直徑：
1
試取主動輪直徑 dd
= 100mm
高
由i = n1
= dd2
1
n2 dd
則從動輪的直徑為：
dd 2 = i高 dd1 = 2.42′100 = 242mm
4、驗算帶的速度：V = π d n電 ′1000= p ′100′ 1440 ′1000 = 7.54 <35m/s
d1 60 60
所以：帶的速度符合要求。
5、確定窄 V 帶的基準長度 Ld 和傳動中心距 a ：
0.7(dd1 + dd2 ) < a0 < 2(dd + dd )
( 3-5 )
1 2
初步定中心距a0 = 400mm
計算帶所需的基準長度：
d
1
L, = 2a0 + π 2 dd
+ dd2
+ (dd1
? dd2
)2 = 1351mm （3-6）
由參考文獻[3]選帶的基準長度 Ld = 1400 mm
計算實際中心距 a ：
( L - L1 ) (1400 -1351)
a = a + d d = 400 + = 425 mm （ 3-7）
0 2 2
6、驗算主動輪上的包角a1 ：
a1
= 180° - dd2 - d 1
d
a
′ 57.5°
= 180° - 242 -100 ′ 57.5° 425
=159.52>120°
主動輪上的包角符合設計要求。
7、計算窄 V 帶的根數 z：
z = pca
( p0 + Dp0 ) kakl
（3-8）
根據條件
n電=1440r / min ， dd
= 100 mm, i高=2.42
查表得：
1
P0 =1.6kw DP0 = 0.23kw
查參考文獻[3]取 ka = 0.96
kl = 0.89
z = pca
( p0 + Dp0 ) kakl
3.3
=
?
(1.6 + 0.23)′ 0.96′ 0.89 2
（3-9）
所以取 v 帶根數 z=2
8、計算預緊力 F0 ：
P ? 2.5 -1?
ca ? k ÷
F = qV 2 + 500 è a ?
0 z
（3-10）
查表知 q=0.07 kg / m
0
F = 0.07 ′ 7.532 + 500′
3.3
è ?
? 2.5
? = 225.25N
9、計算作用在軸上的壓軸力 Fp :
2′? 0.96 -1÷
（3-11）
F = 2z sin a = 2′ 2′sin
p 2
159.52°
2
= 302N
（3-12）
10、帶輪結構設計
(1) 帶輪的材料選為鑄鐵選 HT250
（2）結構選擇：大小帶輪都選用腹板式的帶輪。11、皮帶采用自動張緊或定期張緊。
3.3 齒輪的設計計算
3.3.1 d=60mm 的齒輪計算和校核
d=60mm 的齒輪模數的選?。?
m 3
其中： T = 0.462′105 N ·mm
Kt = 1.3
jd = 0.4
YFa = 2.3
（3-13）
YSa = 1.1
F
[s ]
= KFN ′d
S
= 0.9′ 680 = 437.14Mpa
1.4
由上式對齒數進行試選：選取 Z=24
m 3 = = 2.2mm
由m 3 2.2mm
圓整后可取 m=2.5
幾何尺寸：因為分度圓直徑 d=60mm，模數 m=2.5
h* = 1
c* = 0.25
a = 20°
d = d
= mz
= 60mm
a
中心距:
a = 1 (d
2
2 + d2
1 2 1
) = 1 (60 + 60) = 60mm 2
m a
齒頂圓直徑： d
= d + 2mh* = 65mm
da = da = 65mm
1 2
d = d = d - 2m(h* + c* ) = 53.75mm
f1 f2 1 a
對于d = 60mm 的齒輪進行校核：
a. 按要求選該齒輪材料、齒輪精度、齒輪類型、及齒數
（1） 材料選擇?？紤]此齒輪振動沖擊較大，選大小齒輪材料為 45 鋼（調質)硬度為 240HBS，表面淬火，齒形變形不大，不需磨削。
（2） 由于剝皮機為一般性工作，轉動速度不高，所以對精度要求不高，故選用8 級精度傳動（GB10095-8）
（3） 按傳動方案，選用直齒輪傳動。
（4）選齒數 z1 = z2 = 24
b. 按接觸強度設計和校核：
（1）根據公式：
2
kT u +1? z ?
dt 3 2.323 t 1 ? ?E ÷
（3-14）
jd u è [s H ] ?
選取公式內數值：
①載荷系數： Kt = 1.3
②計算扭矩：T1 = 95.5 × 105P N = 0.462 × 105 N ? mm
③由參考文獻[13]選取齒輪寬系數jd =0.5
④由參考文獻[9]選取材料的彈性影響系數： zE = 190MPa
⑤由參考文獻 [13] 按齒面硬度中間值 52HRC 查得齒輪接觸疲勞極限
1
s H lim
= 1210MPa
1
⑥由參考文獻[13]查得疲勞壽命系數 KHN = 0.88
⑦計算應力循環(huán)次數： N = 60n jL
= 60′960′1′(2′8′300′15) = 4.15′109
1 1 h
⑧計算接觸疲勞強度需用應力 取失效概率 1%，安全系數 S=1
H
[s ]
1
= KHN s H lim
1 1
s
= 1064MPa
(2) 計算
①試計算齒輪分度圓直徑dt1 ：
2
kT u +1? z ? 1.3′ 0.462′105 1+1? 190 ?2
]
d 3 2.323 t 1 ? ?E ÷ = 2.323
= 59.32mm
è
è ?
?
t jd u
? [s H ÷
0.5 1
? 1064 ÷
②計算圓周速度 v： v = p dn
60
v = p ′ 60′330 = 1.04m / s 60′1000
③計算齒寬 b ：
b = jd ′ dt1 = 0.5′59.32 = 29.66mm 取 b=30mm
④計算齒寬與齒高之比 b/h：
模 數 mt = 2.5
kv = 1.12 齒高
h = 2.25mt = 2.25′ 2.5 = 5.625
齒寬齒高之比 b = 29.66 = 5.27
h 5.625
⑤計算載荷系數：
由參考文獻[13]查得系數： kv = 1.12
直齒輪kA Ft b 3 100N · m
由參考文獻[13]查得 kHa
= kFa
= 1.1
由參考文獻[13]查得使用系數 kA = 1
由參考文獻[13]查得 kH b = 1.43
由參考文獻[13]查得 kF b = 1.37
k = kAkvka kH b
= 1′1.12′1.1′1.13 = 1.72
（3-15）
⑥按實際載荷系數校正算得分度圓直徑：
k
k
d1 = dt1 3
t
= 59.32′ = 60mm
（3-16）
⑦計算模數 m：
m = d1
z1
= 60 = 2.5mm 24
c. 按齒根彎曲疲勞強度設計：
m 3
彎曲強度的設計公式為：
（3-17）
(1) 確定公式內的各計算數值：
①彎曲疲勞強度極限：
由參考文獻[11]查得齒輪的彎曲疲勞強度極限
s FE = 450MPa
②彎曲疲勞壽命系數YFa = 2.3
③計算彎曲疲勞許用應力
取彎曲疲勞安全系數 S=1.4
④計算載荷系數 K：
o = kFN s
F S
= 0.9′ 680 = 437.14MPa 1.4
k = kAkvka kFb
= 1′1.12′1.1′ 2.3 = 2.83
⑤查取應力校正系數
由參考文獻[11]可查得
YSa = 1.1 ja = 0.4
T = 0.462 × 105 N ? mm
ja = 0.4
z = 24
(2) 設計計算
m 3 = 2.38
（3-18）
對此計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數，由于齒輪模數 的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定承載能力，僅與齒輪直徑有關，可取由彎曲強度算得模數 2.38，就近圓整 m=2.5，計算分度圓
直徑為d1 = 60
3.3.2 對于d = 74mm 齒輪的計算及校核
a. 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數
（1） 按傳動方案選用直齒輪傳動。
（2） 考慮齒輪較大，故大小齒輪都選用硬齒面。由參考文獻[3]選得大小齒輪材料均為 45 鋼（調質），并經調質表面淬火，齒面硬度 240HBS。
（3） 選取精度等級，因采用表面淬火，輪齒變形不大，不需磨削，故初選 8 級精度。
（4）選齒數 z1 = 31 z2 = 31
b. 按齒面接觸強度設計：
由設計計算公式進行計算，即：
2
kT u +1? z ?
dt 3 2.323 t 1 ? ?E ÷
jd u è [s H ] ? （3-19）
（1） 確定公式內的各計算數值：
①載荷系數： Kt = 1.3
② T1
= 9.55′106
= 9.55′106 ′ 0.161
330
= 0.9′105 N ×mm
③由參考文獻[13]選取齒輪寬系數jd =0.5
④由參考文獻[13]選取材料的彈性影響系數： zE = 190MPa
⑤ 由參考文獻 [13] 按齒面硬度中間值 52HRC 查得齒輪接觸疲勞極限
1
s H lim
= 1210MPa
⑥計算應力循環(huán)次數： N = 60n jL
= 60′960′1′(2′8′300′15) = 4.15′109
1 1 h
⑦由參考文獻[13]查得接觸疲勞強度壽命系數：
kHN
= kHN 2 = 0.9
1
⑧計算接觸疲勞許用應力： 取失效概率 1%，安全系數 S=1
H
[s ]
1
= KHN s H lim
1 1
s
= 1064MPa
（2） 計算
①計算齒輪分度圓直徑dt1 ：
2
kT u +1? z ?
è ?
1.3′ 0.9′105 1+1? 190 ?2
]
d 3 2.323 t 1 ? ?E ÷
= 2.323
= 69.45mm
è
?
t jd u
? [s H ÷
0.5 1
? 1064 ÷
②計算圓周速度 V： v = p dn
60
v = p ′ 69.45′ 330 = 1.199m / s 60′1000
③計算齒寬 b：
b = jd ′ dt1 = 0.5′ 69.45 = 34.725mm
④計算齒寬與齒高之比 b/h：
模數 mt1
= dt1
z
1
= 2.24
kv = 1.12
齒高 h = 2.25mt = 2.25′ 2.24 = 5..04mm
齒寬齒高之比 b = 34.725 = 6.89
h 5.04
⑤計算載荷系數：根據 V=3.44m/s,8 級精度由參考文獻[13]查得系數： kv = 1.12
直齒輪kA Ft b 3 100N · m
由參考文獻[13]查得 kHa
= kFa
= 1.1
由參考文獻[13]查得使用系數 kA = 1
由參考文獻[13]查得 kH b = 1.43
由參考文獻[13]查得 kF b = 1.37
k = kAkvka kH b
= 1′1.12′1.1′1.13 = 1.72
⑥按實際載荷系數校正所行分度圓直徑：
= k
k
d1 dt1 3
t
= 69.45′ 3
1.72
1.3
= 74mm
（3-20）
⑦計算模數： m = d1
z1
= 74 = 2.5mm 31
c.按齒根彎曲疲勞強度設計：
彎曲強度的設計公式為：
m 3
（3-21）
① 由參考文獻[6]查得齒輪的彎曲疲勞強度極限：
s FE
= 680MPa
② 由參考文獻[6]查得彎曲疲勞壽命系數：
kFN1 = kFN 2 = 0.88
③ 計算彎曲疲勞許用應力：
F1
取彎曲疲勞安全系數S = 1.4 [s ]
= kFN1 s FE
S
= 0.88′ 680 = 427.41MPa 1.4
④ 計算載荷系數： k = kAkvka kFb
= 1′1.12′1.1′1.37 = 1.69
⑤ 查取齒形系數：參考文獻[7]查得：
YSa1 = YSa2 = 1.55
⑥ 查應力校正系數：由《機械設計》P—197 表 10—5 查得：
YFa1 = YFa2 = 2.63
⑦計算： m 3 =
= 2.38
對比計算結果，由于齒輪模數 m 的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力僅與直徑有關，由齒面接觸疲勞強度計算的模數 m 略小齒根彎曲疲勞強度計算的模數，，可取由彎曲強度算得模
數 2.38mm，就近圓整為 2.5mm,按接觸強度算得分度圓直徑： d1 = d2 = 74mm
1
z = d1 m
= 74
2.5
= 31
3.3.3 對于d = 80mm d = 140mm 齒輪的計算及校核：
第二級降速機構兩齒輪的設計：
降速比： i = 1.8
大齒輪轉速為： n1 = 594r / min
小齒輪轉速為：
n = 594 = 330r/min
2 1.8
傳動功率：
p = 665w
a. 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數
（1） 選用直齒輪傳動。
（2） 考慮減速機構振動較大，在設計強度滿足的前提下，盡量選較大一些模數， 齒面材料也選取硬度稍微大一些。大小齒輪均為 45 鋼,并調質及表面淬火，齒面硬度 48—55HRC。
（3） 選取精度等級：因采用表面淬火，輪齒的變形不大，故選 8 級精度。
（4） 試選小齒輪齒數 z1 = 29 z2 = i
b. 按齒面接觸強度設計：
2
kT u +1? z ?
dt 3 2.323 t 1 ? ?E ÷
jd u è [s H ] ? （3-22）
（1）確定公式內的各計算數值 ：
① 試選載荷系數 Kt = 1.3
②計算扭矩： T = 9.55′106 P n = 9.55′106 ′ 0.665300 = 2.1′105 N · mm
③由參考文獻[7]選取齒輪寬系數jd =0.5
④由參考文獻[7]選取材料的彈性影響系數： zE = 190MPa
⑤ 由參考文獻 [7] 按齒面硬度中間值 52HRC 查得齒輪接觸疲勞極限
1
s H lim
= 1210MPa
⑥應力循環(huán)次數： N = 60n jL = 60′960′1′(2′8′300′15) = 4.15′109
1 1 h
N 4.15′109 9
N2 = 1 = = 2.31′10
i 1.8
⑦參考文獻[7]查得接觸疲勞壽命系數:
1
KHN = 0.88 KHN 2 = 0.89
⑧計算接觸疲勞需用應力： 取失效概率為 1% ，安全系數 S=1
H
[s ]
1
= KHN s H lim
1 1
s