谷物清选机设计【含CAD图纸优秀毕业课程设计论文】

购买设计文档后加 购买设计文档后加 费领取图纸 本科毕业论文（设计） 题 目 谷物清选机的设计 学 院 专 业 班 级 学 号 学生姓名 指导教师 完成日期 2015 年 10 月 23 二一五年十月 谷物清选机的设计 当今社会，农业机械在机械工业中占据的比例越来越大，随着农耕的生产自动化，各种各样的农业机械将会出现并使用，本课题来源于当今社会机械工业谷物清选设备的创新和更新换代基础之上，通过设计出谷物清选机，从而来满足当今社会谷物清选设备不足的缺陷。 国内 谷物清选机 设备的研发及制造要与全球号召的高效经济、清选质量好，效率高等主题保持一致。近期对机械行业中谷物清选机的使用情况进行了调 查，传统的谷物种子在没有谷物清选机而需要人工清选的情况下，效率低下，劳动强度大，所以设计一个专用的谷物清选机势在必行。 本文运用大学所学的知识，提出了谷物清选机的结构组成、工作原理以及主要零部件的设计中所必须的理论计算和相关强度校验，构建了谷物清选机总的指导思想，从而得出了该谷物清选机的优点是高效，经济，并且清选质量高，运行平稳的结论。 关键词： 谷物清选机 质量 设计 经济 结论 of of of is of in is of in of is In if of is of is to so of a be is a to of of is of on to to a a of of in of 录 第一章 绪论 . 1 一、课题的来源与研究的目的和意义 . 1 二、谷物清选机的发展现状 . 3 第二章 谷物清选机总体方案结构的设计 . 10 一、谷物清选机的总体方案图 . 12 二、谷物清选机的工作原理 . 14 第三章 主要部件的设计 . 8 一、输送能力的计算 . 8 二、清选带宽度的确定 . 9 三、清选能力的计算 . 10 四、清选带不打滑的条件 . 10 第四章、 机械结构的设计 . 14 一、电机的选型计算 . 15 二、 . 16 三、轴承 的设计计算 . 17 第五章、各重要组成部分的强度校核 . 错误 !未定义书签。 一、 机架强度的校核 . 错误 !未定义书签。 二、 转轴强度的校核 . 错误 !未定义书签。 三、轴承强度的校核 . 30 结论 . 25 参考文献 . 26 致谢 . 27 1院本科毕业论文（设计） 谷物清选机的设计 第一章 绪论 一、课题的来源与研究的目的和意义 我国正处于社会主义初级阶段，农业生产力相对落后，有效需求不足，农民普遍收入较低。农村分散经营的生产体制 (尤其南方丘陵地区的生产特点 )决定了在今后一段时期内，仍然要以中小型清选机为主要的研究和推广对象。由于我国经济发展的不平衡性，东部、中部和西部地区对产品、技术的需求存在递进的趋势，在市场开发上有滞后的特点，这决定了经济实用、多功能、回收率高的中小型农机具有较好的发展势头。在东北、华北、西北的商品粮棉基地地区，粮食清选机生产企业较多，根据北方的区域特点，大部分研制推广大中型清选机。不论是北方还是南方，为了提高劳动力的转移速度和农民的生活水平，中小型清选机的研制与推广结合经济发展的速度和产业结构的调整，应逐步得到完善和提高。 随着农业机 械化的发展，农作物种子清选机械也日趋成熟，基于摩擦分离清选机理及筛选分级机理，设计出了适用于大豆、红小豆、绿豆等作物清选作业的 带式清选分离机 ,其生产率为 2t/h。带式清选分里机在清选带清选过程中，首先将经过初步清选的大豆、红豆、绿豆等作物种子中杂质清除，尤其是对豆类中的碎半豆，虫蚀严重粒的清除达到了很好的清选效果，其次将清选后的大豆输送到分级机构进行分级筛选，并分别筛选出大、小两种豆粒。本设计主要用于清选分级豆类作物，设计中简述了该机的工作原理，主要的技术参数及各部件的设计。 二、谷物清 选机的发展现状 谷物清选机是农业生产中关键作业环节，必须在较短的农时内，根据农业技术要求，将收割好的稻谷放入谷物清选机内，通过是谷物清选机的清选，从而从中剔除掉土块，石头，以及稻谷叶子。清选质量的好坏，将直接影响到该谷物清选机的产量。 由于精密清选可以保证谷物的提取达到很纯的地步，因此，现代农业对精密清选机械的要求越来越迫切。近期对机械行业中谷物清选机的使用情 2院本科毕业论文（设计） 况进行了调查，发现在高速发展的现代化农业生产中，谷物的清选作业从以往的传统的人工清选逐渐被自动化清选所替代，其自动化程度越来越高，自然而然与它 们的清选相关的设备的研发和创新也愈加频繁。 我国从 80年代末便开始研制谷物清选机械。由于种子质量、整地条件、机械制造水平及机器价格等因素制约， 我国 80年代主要是推广半精量清选。为适应农村生产责任制的要求，大量推广了小型单体清选机。 90年代以来， 我国逐步推广精密清选机，有 10多个企业生产了 20多种型号的谷物清选机。 谷物清选机以作物种类分为玉米及大豆精密清选机、谷物（小麦）精密清选机、蚕豆精密清选机；以配套动力分为小型（ 中型（ 大型清选机（ 精密清选机。 比重式清选机 比重式清选机主要利用物料中各成分的比重不同进行分离。当具有一定压力的空气流过种子时，种子因与空气质量不同而进行升降分层，筛面的振动推动与筛面接触的较重种子从进料端至排料端向高处走，而较轻的种子向低处走，从而达到分离目的。比重式清选机主要用于清选种子中外形尺寸与其相同而比重不同的各类轻杂和重杂。如虫害的种子，发霉、空心、无胚的种子，以及碎砖、土、石块、砂粒等。比重式清选机既可单机使用，也可为种子加工厂及种子处理中心配套。比重式清选机又分正压式（如 负压式（如 大类。代表机型有 100/150/200）、 、重力分选机微型系列 4225列种子加工车和 5列种子加工车。 窝眼筒清选机 窝眼筒清选机主要利用种子在窝眼筒做旋转运动时，种子、杂质长度尺寸和运动途径不同来达到分离长杂、短杂的目的。喂入筒内的种子进入窝眼筒底部时，要清除的草籽、碎种子等短杂陷入窝眼内并随旋转的筒上升被排出。而未入窝眼的种子则 沿筒内壁呈螺旋线轨迹向后滑移从另一端流出，要清除的长杂沿窝眼筒轴方向移动从另一端排出。在种子加工流程中，窝眼筒清选机既可作为分离长短杂的精选主机，又可作精选中的种子分级机使用。代表机型有 3院本科毕业论文（设计） 复式清选机 复式清选机主要是利用种子的外形尺寸和空气动力学特征进行精选。首先，通过改变吸风道截面积的大小，得到不同的气流速度分离轻重杂质；然后，利用种子和混杂物几何尺寸的差别，通过一定规格的筛孔来分离杂质和瘦弱籽粒；最后，通过窝眼筒按种子的长度不同分离长杂、短杂，达到 分离的目的。代表机型有 ）、 5 54/15）和 第二章 谷物清选机总体方案结构的设计 一、谷物清选机的总体方案图 本次设计的谷物清选机采取的方案是：电机通过 V 带传动实现偏心轮机构转动，然后谷物清选机的筛体左端与偏心轮机构的摇杆通过关节轴承连接，这样，当电机通过 V 带传动带动偏 心轮转动时，从而带动偏心轮摇杆机构动作，而筛体是与偏心轮摇杆机构连接，所以会在这个执行机构的作用下做往复直线式动作，筛体里面装有上筛体和下筛体，上面分别开有针对石头，杂物自由落下的孔并且两个筛体分别与地面呈一定的夹角，由于筛体是一直做的往复直线运动，所以石头，杂物在筛体摆动的情况下，经过两层筛体的过滤，会自由落体到筛体底部，由安装在筛体末端的滑槽里面拍出来。对于一些杂屑，该谷物清选机右侧安装的风机通过负压吸收那些杂物从谷物清选机的右端的滑槽排出，从而达到了对谷物进行层层清选的目的。该谷物清选机其具体方案布局 图如下： 4院本科毕业论文（设计） 二、谷物清选机的工作原理 本次设计的谷物清选机的工作原理为： 电机通过 V 带传动实现偏心轮机构转动，然后谷物清选机的筛体左端与偏心轮机构的摇杆通过关节轴承连接，这样，当电机通过 V 带传动带动偏心轮转动时，从而带动偏心轮摇杆机构动作，而筛体是与偏心轮摇杆机构连接，所以会在这个执行机构的作用下做往复直线式动作，筛体里面装有上筛体和下筛体，上面分别开有针对石头，杂物自由落下的孔并且两个筛体分别与地面呈一定的夹角，由于筛体是一直做的往复直线运动，所以石头，杂物在筛体摆动的情况下， 经过两层筛体的过滤，会自由落体到筛体底部，由安装在筛体末端的滑槽里面拍出来，从而完成谷物的清选的作业。 第三章 主要部件的设计 一、输送能力的计算 分选带是带选机的主要部件之一，其质量与性能的好坏直接影响着分选质量。经试 5院本科毕业论文（设计） 验设计出具有网状粗糙表面的环形橡胶带，耐低温，在 能正常工 作。本机分选结构为七联式，即原粮大豆经过七层传送带清选，以达到最佳清选效果。七联清选带倾斜角度由角度调整机构完成。 用连续运输机的质量生产率的计算公式来导出管式皮带输送机输送能力的计算公式。连续运输机的质量生产率公式为 : 0 03 6 0 0 （ 3 式中 : Q 输送量 , t/h v 输送带运行速度 , m /s q 每米长度上物料的质量 , kg/m 设物料在圆管内堆积的断面面积为 F ( 物料的堆积密度为 (t/, 则 000 （ 3 圆管的断面面积 20 4 ，装料充满系数为 , 则 20 4 ，代入上式中得 241000 （ 3 将（ 3代入（ 3中 , 得到带式输送机输送能力计算公式为： 2900 （ 3 式中： Q 输送量 ,t/h d 管径 ,m 充满系数 , =50% 75% 一物料的堆积密度 ,t/m3 v 输送带运行速度 ,m/s 二、 清选带宽度的确定 橡胶输送带是一种弹性体 , 卷成管状后，如果带的两边缘不重迭起来 , 则在没有托辊支承的部位 , 圆管就会张开口 , 物料就要从开口处飞散、撒落和泄漏 , 达不到密封运行的目的。因此输送带形成管状后 , 两边缘必须要有一定的重合长度 , 称为重合量。重合量的大小对输送带卷成管状、密 封性能以及弯曲运行都将会有很大影响。重合量过小 , 圆管在运行中容易张开 , 密封不严。重合量过大 , 给输送带形成管状造成困难 , 甚至会无法形成管状。因此 , 重合量大小一定要合适。输送带宽可用下式表示： 6院本科毕业论文（设计） （ 3 式中： A 圆周长 ,A= d B 带宽 , 重合量 ,据弓形图形求弧长的计算公式 , 找出重合量与管径的关系。求弓形弧长的计算公式： （ 3 式中： C 弧长 ,mm r 圆弧半径 , 圆弧对应的圆心角 ,（ o） 将最小重合量和最大重合量所对应的圆心角值代入 (3式得： 201745.0 m i nm i n （ 3 m a xm a x （ 3 则重合量与管径的 关系 (即重合量取值范围 ) 为 d 代入 3 . （ 3 令 464.3 （ 3 为了保证正常清选条件下不撒料，清选带上允 许的最大物料的横截面积 S 按下式计算： 6t a nc o s （ 3 式中： b 清选带可用宽度， m， B 2 m 时， b=m； l 中间辊长度， m，对于一辊、二辊的托辊组， l=0； 物料的运行堆积角，查表机械设计手册：运行堆积角 =5 ； 托辊槽角， b=m，选定 =8； t a o s （ 3 解得 S=全符合 式清选机设计要求。 7院本科毕业论文（设计） 三、 清选能力的计算 计算清选能力： （ 3 式中 :v 带速， m 选带速要求在 0.5 m 间，我们选择的数据是 m 是被清选散状物料的堆积密度， = k 倾斜清选机面积折减系数，按（ 17119 1991）计算； 11 11 ； （ 3 上部截面 减小系数； 2221 c o o sc o sk （ 3 式中： 清选机在运行方向上的倾斜角，当 =0时，上部截面积 存在。 被清选 物料的运行堆积角。当 =0 时， K =1。 根据 Q=得 Q=t 四、 清选带不打滑的条件 圆周驱动力 过摩擦传递到清选带上，为保证清选带工作时不打滑，需要在回程带上保持最小张力 下式进行计算： 11m a xm pU ， （ 3 经计算的 式中： 清选机满载启动或制动时出现的最大圆周驱动力； 清选机所有阻力之和测算得出： 传动滚筒与带人字形沟槽的清选带间的摩擦系数，干态时， = 8院本科毕业论文（设计） 第四章 机械结构的设计 一、电机的选型计算 已知整个谷物清选机中零件重量与其他零部件的重量，我们取总重量为 300机额定转速为 1440r/m。即： 0 0 010300 具体的电机 设计计算如下 : N= W) G电机的负载 传动效率，取 以根据 N n 1500r/ 0112查 0112 二、 V 带传动的设计计算 （一）设计功率 工况系数，查 1 22 ，取 传递的功率 （二） 选定带型 根据 1n 查 8 1 2选取普通 型， 1n 小带轮转速，为 1440r/三）传动比 0i 2n m 1 8 0 1 4 0 r （四）小带轮基准直径 1 由 1 12和表 8 1 14选定 1 100 75r/ 9院本科毕业论文（设计） （五）大带轮基准直径 2 7 61 0 由 7 得 2180六）带速验算 d /3025/ 0 060 1 4 4 01 0 01 0 0 060 m a （七）初定轴间距 0a （ 80)(2 210 （八）所需带的基准长度 0 020 4)()(22 12210 2 8 04 802 8 022 8 022 886 1 8取 900带型为 A 900 （九）实际轴间距 a 8 72 8 8 69 0 02 8 02 00 （十）小带轮包角 1 0 121 a dd = = 164 10 院本科毕业论文（设计） （十一）单根 V 带的基本额定功率 1p 根据带型号、 1 1n 普通 1 表 8 1 27（ c） 取 十二） 1i 时单根 V 带型额定功率增量 1P 根据带型号、 1n 和 i 查 1 27（ c） 取 十三） V 带的根数 Z Z = 11 小带轮包角修正系数查 1 23,取 带长修正系数查 1 8，取 十四）单根 V 带的预紧力 0F 20 ) 0 0 = 00 =134（ N） m kg/m）查 1 24，取 十五）作用在轴上的力 F )(106182s i i 0 )(159282s i i 0m a x 考虑新带初预紧力为正常预紧力的 （十六）带轮的结构和尺寸 带轮应既有足够的强度，又应使其结构工艺性好，质量分布均匀，重量轻，并避免由于铸造而产生过大的应力。 11 院本科毕业论文（设计） 轮槽工作表面应光滑（表面粗糙度 ）以减轻带的磨损。 带轮的材料为 8 1 10 得基准宽度制 V 带轮轮槽尺寸，根据带轮的基准直径查 8 1 16 确定轮辐。 V 带轮（大） V 带轮（小） 12 院本科毕业论文（设计） 三、轴承 的设计计算 根据根据条件，轴承预计寿命 16 365 8=48720 小时； 1、 计算输入轴承 （ 1）已知 n =轴承径向反力： 初先两轴承为角接触球轴承 7206。 根据课本 11轴承内部轴向力 (2) a= 故任意取一端为压紧端，现取 1 端为压紧端 (4)计算当量载荷 据课本 （ 11 f P=据课本 11得P1=fP(1 )= P2=fp(1 )= 2 故取 P= 角接触 球轴承 =3 ； 轴承运动和换向时承受过大的冲击负荷，或当轴承静止时，由于机器振动等因素都会使接触处形成凹坑。外界硬粒进入轴承内，也可在接触表面形成压痕，这种永久变形量超过一定限度，就会防碍直线运动平稳性，引起振动和噪音，振动会进一步冲击凹坑周围材料，造成恶性循环，使凹坑面积扩大，这种永久变形量用基本额定静载荷限定。钢球和套圈接触点两者永久变形量之和等于钢球直径的万分之一时的静载荷，定义为基本额定静载荷 轴承使用时，冲击力很难测定，常用选取适当的静载荷安全系统来保证轴承静载荷不超过基本额定静载荷。 选型时使轴承承受的静载荷 0/受振动和冲击场合 振动和冲击工作场合 轴承由于反复承受工作载荷，首先在表面下一定深度处，强度较弱部分形成裂纹，继而发展到接触表面，使金属成片状剥落下来，这种剥落称为疲劳剥落。在安装、润滑、密封正常的情况下，绝大多数轴承的破坏是疲劳破坏，一般所说的轴承寿命就是指轴承的疲劳寿命。直线轴承额定寿命规定为 5 万米， 通过限定基本额定动载荷 C 来保证。由于轴承寿命具有分散性，即同一批材料、相同工艺 13 院本科毕业论文（设计） 生产、相同使用条件下的轴承寿命不相同， 所以轴承基本额定动载荷 C 定义为一批相同的轴承在相同条件下运行 5 万米，轴承不生任何疲劳剥落现象所能承受的动载荷。 第五章 各重要组成部分的强度校核 一、 机架强度的校核 机架的选择根据整条输送带上面的所有滚筒，槽钢的重量来定，槽钢机架受力分析得出，由分析得出底座在平衡状态下只受地面对其的支撑力和在其表面上物体所给的压力。见下图： 即物料和输送带滚筒以及轴承等等给的压力为 G(输送带滚筒重量 )+G（零部件重量） =20000N（ 10000+(100030000N; 根据槽钢承载力计算公式： M=(M：弯矩， P 集中力， a 集中力距支座距离， c 集中力距另一支座距离， L=a+c) b h h 12（ 仅用于截面 ) f=M/W 材料的许用应力（弹性抗拉强度 /安全系数）。 M=11960次设计初定 L 为 1000 M=13456N.M b h h 12，初定槽钢为 140算 W 462M 1 3 4 5 6f = = = 1 2 1 2 . 3 5 1 0 a = 1 2 . 1 2 1 0 0 . 4 2 c N 算后位 270的普通碳素结构钢 抗拉强度为 375500于 270远小于375以初定槽钢满足要求。 二、转轴强度的校核 14 院本科毕业论文（设计） 轴的强度计算一般可分为三种： 1）按扭转强度或刚度计算； 2）按弯扭合成强度计算； 3）精确强度校核计算。 当轴的支撑位置和轴所受的载荷大小、方向、作用点及载荷种类均已确定，支撑反力及弯矩可求得时，可按照弯曲或者弯扭合成强度进行轴的强度计算。作用 在轴上的载荷一般按集中载荷考虑，如本设计中的带传动对轴的力，其作用点取在轮缘宽度的中点。计算时，通常把轴当作置于铰链支座上的双支点梁，一般轴的支点近似取为轴承宽度中点。 由于本设计所用轴主要是受弯曲强度，很少的扭转强度，是根据扭转强度设计，应校核轴的弯曲强度，首先分析轴的受力，左端受的是圆锥筛的重力，右端是带轮对轴的力，中间是轴承座的两个支撑力。 轴径是按扭转强度初步设计的，所以要校核轴的弯曲强度，轴的强度校核也就是找出危险截面，看危险截面是否满足轴径条件，如果危险截面满 足，那么别的轴径肯定满足；根据轴的 实际尺寸，承受的弯矩、扭矩图考虑应力集中，表面状态，尺寸影响等因素，及轴材料的疲劳极限，计算危险截面的情况是否满足条件。我所校核的轴是根据许用弯曲应力校核的，即由弯矩产生的弯曲应力b不超过许用弯曲应力 b，一般计算顺序是先画出轴的空间受力图，将轴上作用力分解为水平面受力图和垂直面受力图，并求出水平面上和垂直面上的支承点反作用力。然后作出水平面上的弯矩和垂直面上的弯矩图，作出合成弯矩图和转矩图应用公式 2 2()M M T绘出当量弯矩图，式中 是根据转矩性质而定的应力校正系数。对于不变的转矩，取11= ；对于脉动的转矩，取10 ；对于对称循环的转矩取 1 。 1b是材料在对称循环应力状态下的许用弯曲应力； 1b是材料在静应力状态下的许用弯曲应力； 0b是材料在脉动循环应力状态下的许用弯曲应力； 在锥筛的设计过程中，轴的材料为 45#钢，其基本参数为 600B M ，1 2 0 0b M P a ， 1 5 5b M P a ， 0 9 5b M ；应满足 下列条件： 院本科毕业论文（设计） 19 13 0 . 1 或 310 轴的受力，轴左端是锥筛对轴的力也就是锥筛的重力，右端是带轮对轴的压力。 具体受力情况如下图： 由材料力学的相关知识可得： R 解得： 由 21 得： 可得轴的弯矩图则如下： 院本科毕业论文（设计） 20 轴所受的转矩如下： 2 5 7 3 00980 转矩图如下： 11= = 55 所以， 2 2()M M T= 2 ( 0 . 2 7 5 2 5 7 3 0 0 )M 所以当量弯矩图为： 院本科毕业论文（设计） 21 可知轴承的危险截面在左边轴承支撑处，根据轴的校核条件可以算出： P 3 6 5 4 7 5 ； 即： b 6 5 4 7 3 1 所以：根据校核，截面强度足够，其它截面也是足够安全的。 三、轴承强度的校核 根据根据条件，轴承预计寿命 16 365 8=48720 小时； （ 1）已知 n =轴承径向反力： 初先两轴承为角接触球轴承 7206。 根据课本 11轴承内部轴向力 (2) a= 故任意取一端为压紧端，现取 1 端为 压紧端 (4)计算当量载荷 据课本 （ 11 f P=据课本 11得 院本科毕业论文（设计） 22 P1=fP(1 )= P2=fp(1 )= 2 故取 P= 角接触球轴承 =3 ； 轴承运动和换向时承受过大的冲击负荷，或当轴承静止时，由于机器振动等因素都会使接触处形成凹 坑。外界硬粒进入轴承内，也可在接触表面形成压痕，这种永久变形量超过一定限度，就会防碍直线运动平稳性，引起振动和噪音，振动会进一步冲击凹坑周围材料，造成恶性循环，使凹坑面积扩大，这种永久变形量用基本额定静载荷限定。钢球和套圈接触点两者永久变形量之和等于钢球直径的万分之一时的静载荷，定义为基本额定静载荷 轴承使用时，冲击力很难测定，常用选取适当的静载荷安全系统来保证轴承静载荷不超过基本额定静载荷。选型时使轴承承受的静载荷 0/受振动和冲击场合 振动和冲击工作场合 轴承由于反复承受工作载荷，首先在表面下一定深度处，强度较弱部分形成裂纹，继而发展到接触表面，使金属成片状剥落下来，这种剥落称为疲劳剥落。在安装、润滑、密封正常的情况下，绝大多数轴承的破坏是疲劳破坏，一般所说的轴承寿命就是指轴承的疲劳寿命。直线轴承额定寿命规定为 5 万米， 通过限定基本额定动载荷 C 来保证。由于轴承寿命具有分散性，即同一批材料、相同工艺生产、相同使用条件下的轴承寿命不相同，所以轴承基本额定动载荷 C 定义为一批相同的轴承在相同条件下运行 5 万米，轴承不生任何疲劳剥落现象所能承受的动载荷。 院本科毕业论文（设计） 23 结论 在最近的一段时间的毕业设计，使我们充分把握的设计方法和步骤，不仅复习所学的知识，而且还获得新的经验与启示，在各种软件的使用找到的资料或图纸设计，会遇到不清楚的作业，老师和学生都能给予及时的指导，确保设计进度。本文所设计的题目是谷物清选机的设计，通过初期的定稿，查资料和开始正式做毕设，让我系统地了解到了所学知识的重要性，从而让我更加深刻地体会到做一