圖3.1所示的是軸的初步結(jié)構(gòu)設(shè)計示意圖。圖3.1旋轉(zhuǎn)軸組件結(jié)構(gòu)示意圖各軸段參數(shù)計算：軸段1：這個軸段是為了安裝帶輪而設(shè)計的，其軸徑必須小于軸段2。根據(jù)帶輪的結(jié)構(gòu)尺寸參數(shù)，這里的直徑應(yīng)當(dāng)小于軸段2的直徑，因此軸段1的參數(shù)應(yīng)為b1=28mmd1=25mm。軸段2：這個軸段是為了安裝承力軸承元件而設(shè)計的，其軸徑必須小于軸段3?；诿摿Ｒ惑w機構(gòu)的結(jié)構(gòu)尺寸參數(shù)，我們選擇了6206深溝球軸承元件。軸承元件的尺寸參數(shù)為D*d*b=62*30*16mm，而寬度尺寸參數(shù)為b=16mm。另外，軸段2還固定了軸承座加固支架，因此，軸段2的參數(shù)設(shè)置為b2=120mm，d2=30mm。軸段3：該軸段是連接前后段軸承，中間固定軸承座加固，該軸段的直徑不能超過軸段2、4，故軸段3的參數(shù)取值是d3=36mm，b3=680mm。軸段4：該軸段用于安裝固定軸承座加固，軸徑需要小于軸段3，基于脫粒一體機構(gòu)的結(jié)構(gòu)尺寸參數(shù)，軸段4的參數(shù)取值是b4=34mm，d4=32mm。軸段5：該軸段用于安裝承力軸承元件，軸徑需要大于軸段4，基于脫粒一體機構(gòu)的結(jié)構(gòu)尺寸參數(shù)，此處選用6206深溝球軸承元件，軸承元件的尺寸參數(shù)是D*d*b=62*30*16mm，軸承元件的寬度尺寸參數(shù)取值是b=16mm,軸段2同時固定軸承座加固支架，故軸段2的參數(shù)取值是b5=30mm，d5=30mm。3.4軸承的選型軸承，作為驅(qū)動軸的核心連接部件，其使用壽命對整個裝置的使用壽命有著直接的影響。有些軸承更換起來并不方便，如果其使用壽命不滿足設(shè)計標(biāo)準(zhǔn)，那么這些裝置可能會因為選擇了不合適的軸承而被廢棄；某些軸承是可以替換的，但替換軸承時需要暫停機器。一旦機器停止運作，這將對整個設(shè)備乃至整個企業(yè)的盈利產(chǎn)生負(fù)面影響。因此，選擇一個可靠、合適且經(jīng)濟的軸承對于整個設(shè)備來說是非常關(guān)鍵的。本文通過分析某公司生產(chǎn)設(shè)備中常用軸承的性能特點和應(yīng)用情況，提出選擇合適的軸承是提高該產(chǎn)品可靠性的關(guān)鍵。在選擇軸承時，有幾個關(guān)鍵點需要特別留意:1.在選擇軸承的過程中，一個至關(guān)重要的考慮因素是軸承所能承受的載荷狀況。這意味著軸承不僅需要能夠承載裝置的最大載荷，還需要在經(jīng)濟上是合適的。由于不同類型的軸承適用于不同的載荷方向，因此在選擇軸承時，必須綜合考慮載荷的大小和方向。2.在選擇軸承時，除了考慮載荷的大小和方向外，轉(zhuǎn)速也是一個至關(guān)重要的因素。所選擇的軸承必須具備承受裝置最大轉(zhuǎn)速的能力，以確保裝置能夠穩(wěn)定運行。3.調(diào)心軸承應(yīng)根據(jù)實際工況來決定是否需要使用。4.如上所述，軸承的報廢對整個設(shè)備的影響是巨大的。因此，在設(shè)計設(shè)備時，應(yīng)盡量確保軸承的設(shè)計易于安裝和拆解，這樣在軸承出現(xiàn)故障時，可以迅速更換，從而最大限度地減少對設(shè)備的不良影響。5.計算軸承的當(dāng)量動載荷P從受力分析的結(jié)果來看，軸承能夠承受250N的徑向力，而這種軸向力與徑向力相比是相對較小的，因此它可以被視為可以忽視的。軸承受到的軸向載荷是由其自身的重量決定的，基于軸承本身的質(zhì)量為0.04kg，我們可以確定軸承需要承受的軸向力是0.4N。由此可知Fr1=Fr2=250軸承的當(dāng)量動載荷由公式計算:P=通過查閱機械設(shè)計手冊可知，當(dāng)承受較大徑向力和可忽略的軸向力時，其系數(shù)X=1，Y=0,由公式計算P=查相關(guān)技術(shù)資料可知，fpP1=fpFr則計算該軸承的最短壽命由公式計算L10?=10660n（C通過計算可知軸承最短壽命為32.06×106h小時，選用型號為GB／T6206-2Z深溝球軸承，可以承受極限轉(zhuǎn)速為2000r/min，符合裝置要求。3.5初選齒輪精度等級、材料及齒數(shù)小齒輪組件選用40Cr材料加工，對其表面淬火處理，硬度可達(dá)55HRC；大齒組件選用40Cr材料加工，對其調(diào)質(zhì)處理，硬度可達(dá)270HBS；3.5.1計算齒輪參數(shù)分度圓：d齒輪厚：b1=b齒頂圓：d齒根圓：df1=d齒輪組件的精度等級確定為7級；齒數(shù)初選：Z1=20，Z2=20；螺旋角初選：β=15°；壓力角初選：α=20°；4各機構(gòu)結(jié)構(gòu)的設(shè)計4.1前罩板的設(shè)計前罩板是玉米進入剝皮脫粒機的入口，整體尺寸大約為432mmx345mmx169mm，采用Q235A材料，這種材料容易沖壓和折彎，表面再噴漆可以防銹，通過M6的螺釘與孔連接在一起，玉米從斜三角口入，做成傾斜結(jié)構(gòu)方便玉米滑入脫粒機中，前罩板與機架形成封閉結(jié)構(gòu)防止玉米粒飛濺出來，如圖2.3所示為前罩板的三視圖。圖2.3前罩板的三視圖4.2后罩板的設(shè)計后罩板防止玉米和葉子飛出，并且減少灰塵可以保護環(huán)境，減少空氣中的粉塵，整體尺寸大約為580mmx319mmx60mm，采用Q235A材料，鋼板厚度為1mm，采用沖壓和折彎工藝成型，然后在兩端進行鉆孔，表面再噴漆防銹處理，通過M6的螺釘與孔連接在一起，后罩板與機架后半部分連接形成一個封閉的結(jié)構(gòu)，如圖2.3所示分別為前罩板的主視圖、俯視圖和左視圖。圖2.4后罩板主視圖圖2.5后罩板俯視圖圖2.6后罩板左視圖4.3傳動機構(gòu)的設(shè)計如圖2.7傳動機構(gòu)主要的組成：1.電機、2.驅(qū)動帶輪、3.V帶、4.從動帶輪1、5.驅(qū)動軸、6.從動帶輪2、7.驅(qū)動齒輪。電機1負(fù)責(zé)為整個設(shè)備提供所需的動力。驅(qū)動帶輪2與電機直接相連，電機的旋轉(zhuǎn)進一步驅(qū)動帶輪進行旋轉(zhuǎn)。驅(qū)動帶輪與從動帶輪1.2之間采用V帶3進行連接。在V帶的驅(qū)動作用下，從動帶輪開始旋轉(zhuǎn)，從而實現(xiàn)電機的動力輸出到從動帶輪。V帶和帶輪之間的動力傳輸是依賴摩擦力的。驅(qū)動軸5與從動帶輪和驅(qū)動齒輪6相連接，驅(qū)動齒輪在從動帶輪的旋轉(zhuǎn)下完成轉(zhuǎn)動。其主要功能是與剝皮軸的齒輪嚙合，將動力傳輸?shù)絼兤ぽS上，從而實現(xiàn)剝皮軸的旋轉(zhuǎn)。圖2.7傳動機構(gòu)的設(shè)計如圖2.8所示，剝皮機構(gòu)主要有:1.軸承、2.驅(qū)動齒輪、3.中間剝皮輥、4.兩側(cè)剝皮輥、5.軸承2。軸承1的核心功能是為兩邊的剝皮輥提供穩(wěn)固的支持。驅(qū)動齒輪2的主要功能是將電機產(chǎn)生的動力傳遞出去。通過齒輪的嚙合傳動機制，電機的動力被傳輸?shù)街虚g剝皮輥3上。這個中間剝皮輥為玉米的剝皮轉(zhuǎn)動提供了所需的動力。待剝皮的玉米在此輥上旋轉(zhuǎn)，而剝皮輥上覆蓋著不平整的橡膠皮。在剝皮輥4的旋轉(zhuǎn)作用下，玉米葉被擠壓，從而將尚未剝皮的玉米皮剝離出去，達(dá)到玉米剝皮的目的。這個剝皮機構(gòu)利用電機產(chǎn)生的力量作為驅(qū)動力，通過剝皮輥的相對轉(zhuǎn)動和玉米產(chǎn)生的摩擦力，實現(xiàn)了玉米皮的剝離。圖2.8傳動機構(gòu)的設(shè)計4.4脫粒機構(gòu)的設(shè)計這個脫粒一體化機構(gòu)是由四個軸組成的。這四個軸利用脫粒傳動軸作為其動力輸出軸，并通過帶輪的傳動方式，電機將這些動力傳輸?shù)矫摿］S帶輪上。在帶輪的旋轉(zhuǎn)作用下，脫粒傳動軸與帶輪同步旋轉(zhuǎn)，而軸承則為整個脫粒一體機構(gòu)提供了必要的支撐力。軸承加強座被固定在脫粒傳動軸上，其功能是固定脫粒板固定軸。脫粒板固定軸上固定了各種形狀的脫粒板，通過脫粒板與玉米的碰撞接觸，實現(xiàn)了玉米粒的有效脫落，如圖2.9所示。圖2.9脫粒機構(gòu)的設(shè)計4.6剝皮輥的設(shè)計剝皮輥是剝皮的重要零件，剝皮輥上覆蓋著不平整的橡膠皮。在剝皮輥的旋轉(zhuǎn)作用下，玉米葉被擠壓，從而將尚未剝皮的玉米皮剝離出去，達(dá)到玉米剝皮的目的，設(shè)計的總長為855mm，橡膠長度為746mm，軸部分采用40Cr材料，橡膠部分套在軸上，兩端通過軸承支撐，軸端與齒輪連接實現(xiàn)轉(zhuǎn)動，如圖2.10所示為剝皮輥的設(shè)計。圖2.10剝皮輥的設(shè)計4.7機架的設(shè)計機架是整個剝皮脫粒機的基礎(chǔ)機構(gòu)，起到支撐的作用，采用Q235A材料焊接在一起，機架的高度為464mm，符合人體工程學(xué)的尺寸要求，采用方通和鋼板焊接成型，在機架的中間位置焊接有半圓形槽，槽上設(shè)計有許多網(wǎng)孔，這樣便于玉米從網(wǎng)孔中掉出，設(shè)計的機架的長度為1000mm，如圖2.11所示為機架的主視圖、2.12為機架的俯視圖、圖2.13為機架的左視圖。圖2.11機架的主視圖圖2.12機架的俯視圖圖2.12機架的左視圖4.8小帶輪的設(shè)計4.8.1計算小帶輪包角小帶輪包角為：α1表3-5小帶輪包角修正系數(shù)包角/°180170160150140Kα1.000.980.950.920.894.8.2計算預(yù)緊力和壓軸力預(yù)緊力計算公式為：F0壓軸力計算公式為：Fr其中：z：V帶根數(shù)；Pca：設(shè)計功率；Kα：小帶輪修正系數(shù)，取1.0；α1：小帶輪包角；v：帶速。計算可得：F0如圖3.5和3.6所示分別為小帶輪和大帶輪的設(shè)計。圖3.5小帶輪的設(shè)計圖3.6大帶輪的設(shè)計5強度校核5.1脫粒軸的強度校核5.1.1計算脫粒軸上作用力圓周力：Ft=2000*T2/d2=199.65N；脫粒軸的受力分析圖如圖3.2所示。圖3.2脫粒軸受力分析圖豎直平面（V面）的受力分析并計算支反力豎直平面內(nèi)脫粒軸受到兩端軸承支反力，中部為主軸和軸上零件自重及軸承座加固重量，按照500N計算，豎直平面的受力分析如圖3.3所示。圖3.3豎直平面內(nèi)脫粒軸受力分析圖由受力分析易知：R根據(jù)軸承支反力可計算出主軸中部所受彎矩為：M畫豎直平面內(nèi)彎曲圖如圖3.4所示：圖3.4豎直平面內(nèi)主軸彎矩圖水平面（H面）的受力分析并計算支反力水平面內(nèi)主軸受兩側(cè)軸承支反力，大帶輪圓周力，受力分析圖如圖3.5所示：圖3.5水平面內(nèi)脫粒軸受力分析圖根據(jù)大帶輪基準(zhǔn)直徑df2=100mm和帶輪傳遞轉(zhuǎn)矩T2=9.98N·m計算可得大帶輪圓周力為Ft=2000T2/df2=199.65N根據(jù)右端支點處力矩守恒可計算出左側(cè)支點支反力為：R根據(jù)左端支點處力矩守恒可計算出右側(cè)支點支反力為：R根據(jù)軸承支反力可計算出主軸中部所受彎矩為：MM畫水平面內(nèi)彎曲圖如圖3.6所示：圖3.6水平面內(nèi)主軸彎矩圖5.1.2計算合成彎矩根據(jù)合成彎矩的計算公式：M=計算可得：M畫合成彎矩圖和扭矩圖3.7所示：圖3.7主軸合成彎矩圖5.1.3按彎矩合成應(yīng)力校核軸的強度由前述可知，軸的危險截面在軸上安裝錘盤、間隔套等零件的中部，此處承受了最大彎矩和扭矩。取α=0.6，則脫粒軸的計算應(yīng)力為：W=σ根據(jù)軸選用材料及熱處理制度即45鋼采用調(diào)質(zhì)處理可查得[σ-1]=60MPa，而σca<[σ-1]，即脫粒軸的校核通過。5.2齒輪的校核根據(jù)齒輪傳動機構(gòu)的基礎(chǔ)設(shè)計標(biāo)準(zhǔn)，小齒輪組件和大齒輪組件之間的硬度差異需要被限制在30HBS范圍內(nèi)。在該齒輪傳動機構(gòu)的運行過程中，原動機和工作機都可能受到輕度的沖擊影響[910]。5.2.1按照齒面接觸疲勞強度計算基于《機械設(shè)計》設(shè)計手冊，試算齒輪組件的分度圓直徑尺寸參數(shù)：d式中：K——載荷系數(shù)取1；d1——小齒輪分度圓直徑；u——齒數(shù)比，u=z2/z1；Φd——齒寬系數(shù)，取0.5；σH——許用接觸應(yīng)力。螺旋角系數(shù)：Z區(qū)域系數(shù)：ZH=2.43齒寬系數(shù)：φd=0.6材料的彈性影響系數(shù)：Z接觸疲勞強度用重合度系數(shù)Zε參數(shù)計算：αααεε接觸疲勞強度用重合度系數(shù)Zε參數(shù)計算：Z接觸疲勞許用應(yīng)力[σH]參數(shù)計算：基于材料和熱處理制度，取小齒輪組件和大齒輪組件的接觸疲勞極限參數(shù)是σHlim1=1460MPa，σHlim2=899.8MPa，安全系數(shù)取值是1.1；則[σH]1=σHlim1/SHlim=1230/1.1=1327.3MPa，[σH]2=σHlim2/SHlim=750/1.1=818MPa，因此,[σH]=min{[σH]1，[σH]2}=818MPa。小齒輪組件分度圓直徑參數(shù)計算：d模數(shù)初算：m基于齒輪模數(shù)第一系列取整處理得：mn=3，計算可得a=基于計算所得參數(shù)將中心距尺寸參數(shù)圓整處理得61mm，則：cosβ=m小齒輪組件分度圓直徑尺寸參數(shù)計算：d5.2.2按照齒根彎曲疲勞強度校核通過下式計算齒根彎曲疲勞強度：σ齒輪組件當(dāng)量齒數(shù)參數(shù)計算：zz基于當(dāng)量齒數(shù)查圖（10-17、10-18）能夠得知：YFa1=2.9，YFa2=2.28；YSa1=1.54，YSa2=1.825；取YFa=2.9，YSa=1.825。齒輪組件厚度尺寸參數(shù)計算：b基于材料和熱處理制度，取小齒輪組件和大齒輪組件的彎曲疲勞極限參數(shù)是：σFlim1=1145.2MPa，σFlim2=913MPa，，安全系數(shù)取值是1.4；則[σF]1≈σFlim1/SHlim=1145.2/1.4=818MPa，[σF]2≈σFlim2/SHlim=913/1.4=652.5MPa，因此[σF]=min{[σF]1，[σF]2}=652.5MPa。齒根彎曲疲勞強度σF參數(shù)σ基于上述參數(shù)計算所得結(jié)果可知，齒輪傳動機構(gòu)設(shè)計合理。

6結(jié)論與展望本研究項目專注于小型玉米脫粒一體機的研究，該機器的核心組件包括驅(qū)動電機和帶輪傳動等。在完成關(guān)鍵部件的設(shè)計后，我們進行了強度校核，以確保所有組件都符合安全標(biāo)準(zhǔn)，并通過詳細(xì)的設(shè)計方案、原理和關(guān)鍵部件的選型設(shè)計來實現(xiàn)這一目標(biāo)。6.1結(jié)論在研究的初步階段，我們首先要明確這次研究的目標(biāo)和背景，以及需要解決的核心問題是什么？其次在此基礎(chǔ)上分析了國內(nèi)外玉米脫粒機技術(shù)現(xiàn)狀及發(fā)展趨勢。通過對近期國內(nèi)玉米脫粒一體機的發(fā)展?fàn)顩r進行了解，我們總結(jié)了未來的研究方向和設(shè)計方案，并對關(guān)鍵組件進行了嚴(yán)格的校驗，以確保其在使用過程中的安全性和使用壽命都能滿足工作條件的需求。在對關(guān)鍵部件進行校驗時，我們需要根據(jù)計算公式進行精確的計算，并根據(jù)這些計算結(jié)果來選擇合適的部件，以確保滿足標(biāo)準(zhǔn)并增強其經(jīng)濟效益。通過對玉米脫粒機整體設(shè)計方案的研究與優(yōu)化，結(jié)合相關(guān)理論及實際情況，制定出合理有效的解決方案，并將其應(yīng)用到產(chǎn)品中。在完成總體設(shè)計方案的規(guī)劃后，我們對其工作原理進行了持續(xù)的分析和總結(jié)，并對結(jié)構(gòu)進行了優(yōu)化，以確保設(shè)計出的玉米脫粒一體機具有更高的性價比。6.2展望在研究的初步階段，我們首先要明確這次研究的目標(biāo)和背景，以及需要解決的核心問題是什么？其次在此基礎(chǔ)上分析了國內(nèi)外玉米脫粒機技術(shù)現(xiàn)狀及發(fā)展趨勢。通過對近期國內(nèi)玉米脫粒一體機的發(fā)展?fàn)顩r進行了解，我們總結(jié)了未來的研究方向和設(shè)計方案，并對關(guān)鍵組件進行了嚴(yán)格的校驗，以確保其在使用過程中的安全性和使用壽命都能滿足工作條件的需求。在對關(guān)鍵部件進行校驗時，我們需要根據(jù)計算公式進行精確的計算，并根據(jù)這些計算結(jié)果來選擇合適的部件，以確保滿足標(biāo)準(zhǔn)并增強其經(jīng)濟效益。通過對玉米脫粒機整體設(shè)計方案的研究與優(yōu)化，結(jié)合相關(guān)理論及實際情況，制定出合理有效的解決方案，并將其應(yīng)用到產(chǎn)品中。在完成總體設(shè)計方案的規(guī)劃后，我們對其工作原理進行了持續(xù)的分析和總結(jié)，并對結(jié)構(gòu)進行了優(yōu)化，以確保設(shè)計出的玉米脫粒一體機具有更高的性價比。參考文獻(xiàn)[1]王廷福.低破碎玉米脫粒一體機的設(shè)計與分析[D].蘭州:甘肅農(nóng)業(yè)大學(xué),2008.[2]TastraIK.Designingandtestinganimprovedmaizesheller[J].AMA,AgriculturalMechanizationinAsia,AfricaandLatinAmerica,2009,40(1):12-17.[3]SrisoNW，Chuan-UdomS，SaengprachatanarugK．Designfactorsaffectinglossandpowercons