花生去壳机的传动设计

自动机械设计

设计说明书题目:花生去壳机的传动设计

学生：

班级：

学号：1111034009

学院：农业工程与食品科学学院指导老师：宋井玲

目录

1 绪论 (2)

1.1 课题提出的背景 (2)

1.2 花生去壳机械的发展 (2)

1.3 花生去壳机械的研究应用现状 (6)

1．3．1 目前花生去壳机采用的脱壳原理 (6)

1．3．2 新型脱壳技术 (7)

1.4 花生去壳机械的应用前景展望 (8)

2 刮板式花生去壳机主要部件的结构设计 (8)

2.1设计前各项参数的确定 (9)

2.1.1刮板的半径及转速初定 (8)

2.1.2 刮板所需功率计算 (9)

2.1.3 传动方案拟定与比较 (10)

2.1.4 电动机的选择 (121)

2.1.5 传动装置的运动和参数计算 (11)

2.2 V带传动的设计和校核 (13)

2.3 与大带轮连接的轴的设计和校核 (17)

参考文献 (17)

附件（图纸） (17)

1 绪论

1.1 课题提出的背景

花生中富含脂肪和蛋白质，既是主要的食用植物油来源，而且又可提供丰富的植物蛋白质。利用花生或脱脂后的花生饼粕的蛋白粉，可直接用于焙烤食用，也可作为肉制品、乳制口、糖果和煎炸食品的原料或添加剂。以花生蛋白粉为原料或添加剂制成的食品，既提高了蛋白质含量，又改善了其功能特性。花生蛋白粉还可以通过高压膨化制成蛋白肉。花生是食用植物油工业的重要原料，利用花生油可制造人造奶油、起酥油、色拉油、调和油等，也可用作工业原料。花生除经简单加工就可食用外，经深加工还可以制成营养丰富，色、香、味俱佳的各种食品和保健品。花生加工副产品花生壳和花生饼粕等可以综合利用，加工增值，提高经济效益。

花生在制取油脂、制取花生蛋白、生产花生仪器以及在花生贸易出口时，都需要对花生进行预处理加工。花生的预处理主要包括花生的剥壳和分级、破碎、轧胚和蒸炒等。

传统的剥壳为人力手工剥壳，手工剥壳不仅手指易疲劳、受伤，而且工效很低，所以花生产区广大农民迫切要求用机器来代替手工剥壳。花生去壳机的诞生在很大程度上改变了这种局面，使花生产区的农民不必再采用最原始的剥壳方法进行剥壳，从而大大地减轻了农民的体力劳动，同时还提高了花生剥壳的效率。

花生去壳机是将花生荚果去掉外壳而得到花生仁的场上作业机械。由于花生本身的生理特点决定了花生去皮不能与花生的田间收获一起进行联合作业，而只能在花生荚果的含水率降到一定程度后才能进行脱壳。随着花生种植业的不断发展，花生手工去皮已无法满足高效生产的要求，实行去皮机械化迫在眉睫。

1.2 花生去壳机械的发展

我国花生去壳机的研制自1965年原八机部下达花生去壳机的研制课题以来，已有几十种花生去壳机问世。只进行单一去皮功能的花生脱壳机结构简单，价格便宜，以小型家用为主的花生去壳机在我国一些地区广泛应用，能够完成脱壳、分离、清选和分级功能的较大型花生去壳机在一些大批量花生加工的企业中应用

较为普遍。国内现有的花生去壳机种类很多，如6BH一60型花生剥壳机、6BH一20B 型花生剥壳机、6BH一20型花生脱壳机等，其作业效率为人工作业效率的2O～60倍以上。锦州俏牌集团生产的TFHS1500型花生除杂去皮分选机组一次能实现花生原料的脱壳、除皮、分选，是一种比较先进的花生后期生产机械。伟民牌6BH一720型花生去壳机带有复脱、分级装置，采用搓板式脱壳、风力初选、比重分离清选等装置，具有结构紧凑、操作灵活方便、脱净率高、消耗动力小等特点。6BK 一22型花生脱壳机是一种一次喂料就可完成花生脱壳工作的机械，经风力初选、风扇振动、分层分离、复脱清选分级后的花生仁可直接装袋入库。6BH一1800型花生脱壳机械采用了三轧辊混合脱壳结构，能够进行二次脱壳。而随着我国花生产业的进一步调整，花生产量逐年增加，花生的机械化脱壳程度将大幅提高，花生去壳机械将拥有广阔的发展前景。

花生剥壳的原理很多，因此产生了很多种不同的花生去壳机械。花生剥壳部件是花生剥壳机的关键工作部件，剥壳部件的技术水平决定了机具作业花生仁破碎率、花生果一次剥净率及生产效率等重要的经济指标。在目前的生产销售中，花生仁破碎率是社会最为关心的主要指标。r

八十年代以前的花生去壳机械，破碎率一般都大于8%，有时高达l5%以上。加工出的花生仁，只能用来榨油，不能作种用，也未达到出口标准。为了降低破碎率而探讨新的剥壳原理，研制新式剥壳部件，便成为花生去壳机械的重要研究课题。从六十年代初，开始在我国出现了封闭式纹杆滚筒，栅条凹板式花生剥壳机。自1983年以来，在已有的花生剥壳部件的研制基础上，我国又相继研制了多种不同结构型式的新式剥壳部件，其主要经济技术指标，特别是破碎率指标大有改善。

以下介绍一下我国上个世纪几种主要的花生去皮部件

1、封闭式纹杆滚筒，栅条凹板式花生去皮部件

六十年代初，我国在吸收国外技术的基础上，研制了TH-340型花生去壳机，其剥壳部件是在一个圆筒上镶上若干根纹杆组成的封闭式纹杆滚筒，下面装有若干根圆钢条组成的栅条式凹板，如图1—1所示。

图1—1 栅条凹板式花生去皮部件

在该机构中花生进口大(3O-50毫米)，出口小(1O-25毫米)，工作时，花生果在滚筒的推动下由进口向出口端运动，在滚筒和凹板的冲击、挤压、揉搓作用下直接脱壳，花生受到剥壳机的直接搓擦作用，系强制脱壳，故破碎率高。剥壳时，直径同凹板栅缝一样大小的单粒果及双粒果便从栅缝中分离出来，所以一次剥净率低，最高80％。为了将混在一起的花生仁和未脱果分离开来，采用栅条式凹板的去皮机一般要配置分离机构。后来研制并生产的TH-47O型，6BH-570型等型式的剥壳机，结构与其大同小异，剥壳质量均不理想。

2、封闭橡胶板滚筒，直立橡胶板式去皮部件

该机的剥壳部件是由封闭胶辊和直立胶板组成，剥壳原理系挤压式，如图1—2所示

图1—2 直立橡胶板式花生去皮部件

作业时，花生果在胶辊的推动下，通过剥壳间隙(5—20毫米)，由胶辊和胶板的挤压作用脱壳，避开了剥壳部件的揉搓作用，破碎率有所降低，但仍在5％以上。另外，因直径小于剥壳间隙的小果未经剥壳便被分离出来，故一次剥净率

很低，只有30%左右。所以不得不增设循环机构，以使花生经多次挤压脱壳，致使机器结构复杂、庞大，造价较高。

3、开式纹杆滚筒，编织凹板式花生去皮部件

剥壳部件采用了由两根金属纹杆组成的开式纹杆滚筒和用编织丝网制成的编织凹板，其结构如图1—3所示

图1—3 编织凹板式花生去皮部件

作业时，花生果在滚筒的推动下，受挤压揉搓脱壳，该结构与封闭滚筒式不同，花生果受到开式滚筒的搅拌作用，剥壳力带有柔性，故其破碎率较低，可控制在3%-5%。另外，与栅条式凹板不同，因系编织网孔凹板，剥壳时，只有直径小于网孔尺寸的单粒瘪果未脱壳而被网孔分离，双粒长果则漏不出来，仍被剥壳，故剥净率较高。

4、立式去皮机构

剥壳部件采用了由两根扁钢条焊接而成的立式转子，下面装着用编织丝网制成的编织平底筛，该剥壳部件如图1—4所示。

图1—4 立式花生去皮部件

在剥壳室内，花生果受立式转子的推动而相互摩擦，从而达到剥壳的目的，此方法系柔性揉搓剥壳。实践证明，该机破碎率较低，可控制在3％以下。其缺点是由于采用立式传动，故传动机构较为复杂。

5、开式扁条滚筒，编织凹板式花生去皮部件

采用了由三根扁钢条制成的开式扁条滚筒，和用编织丝网制成的凹板结构，如图

1—5

所示。

图1—5 编织凹板式花生去皮部件

作业时，花生果在扁条的推动下随滚筒转动，在滚筒和凹板之间形成一个活动层，花生果在该活动层内互相揉搓而脱壳。由于在该机构中，避开了剥壳部件的直接挤压，冲击的作用，而是花生搓花生，系柔性剥壳，故破碎率较低，该机鉴定时实测破伤率(破碎率+损伤率)为0.91，另外脱净率及生产效率等指标亦较理想。

1.3 花生去壳机械的研究应用现状

目前国内花生去壳机从其脱壳原理、结构和材料上基本可分为以打击、揉搓为主的钢纹杆——钢栅条凹板，以挤压、揉搓为主的橡胶滚筒——橡胶浮动凹板两大类，但脱壳质量均不高，破损率都大于8％，剥出的花生米只能用于榨油和食用，满足不了外贸出口和作种子的要求。探索先进的脱壳原理是解决脱壳机现存问题的重要途径。

1．3．1 目前花生去壳机采用的脱壳原理

目前应用比较广泛的花生机械脱壳原理有以下几种。

1、撞击法脱壳撞击法脱壳是物料高速运动时突然受阻而受到冲击力，使外壳破碎而实现脱壳的目的。其典型设备为由高速回转甩料盘及固定在甩料盘周围的粗糙壁板组成的离心脱壳机。甩料盘使花生荚果产生一个较大的离心力撞击壁面，只要撞击力足够大，荚果外壳就会产生较大的变形，进而形成裂缝。当荚果离开壁面时，由于外壳具有不同的弹性变形而产生不同的运动速度，荚果所受到的弹性力较小，运动速度也不如外壳，阻止了外壳迅速向外移动而使其在裂缝处裂开，从而实现籽粒的脱壳。撞击脱壳法适合于仁壳间结合力小，仁壳间隙较大且外壳较脆的荚果。影响离心式脱壳机脱壳质量的因素有，籽粒的水分含量、甩料盘的转速、甩料盘的结构特点等。

2、碾搓法脱壳花生荚果在固定磨片和运动着的磨片间受到强烈的碾搓作用，使荚果的外壳被撕裂而实现脱壳。其典型的设备为由一个固定圆盘和一个转动圆盘组成的圆盘剥壳机。荚果经进料口进入定磨片和动磨片的间隙中，动磨片转动的离心力使籽粒沿径向向外运动，也使荚果与定磨片问产生方向相反的摩擦力；同时，磨片上的牙齿不断对外壳进行切裂，在摩擦力与剪切力的共同作用下使外壳产生裂纹直至破裂，并与壳仁脱离，达到脱壳的目的。该种方法影响因素有，荚果的水分含量、圆盘的直经、转速高低、磨片之间工作间隙的大小、磨片上槽纹的形状和荚果的均匀度等。

3、剪切法脱壳花生荚果在固定刀架和转鼓间受到相对运动着的刀板的剪切力的作用，外壳被切裂并打开，实现外壳与果仁的分离。其典型设备为由刀板转鼓和刀板座为主要工作部件的刀板剥壳机。在刀板转鼓和刀板座上均装有刀板，刀板座呈凹形，带有调节机构，可根据花生荚果的大小调节刀板座与刀板转鼓之间的间隙。当刀板转鼓旋转时，与刀板之间产生剪切作用，使物料外壳破裂和脱落。主要适用于棉籽，特别是带绒棉籽的剥壳，剥壳效果较好。由于其工作面较小，故易发生漏籽现象，重剥率较高。该种方法影响因素有，原料水分含量、转鼓转速的高低、刀板之间的间隙大小等。

4、挤压法脱壳挤压法脱壳是靠一对直径相同转动方向相反，转速相等的圆柱辊，调整到适当间隙，使花生荚果通过间隙时受到辊的挤压而破壳。荚果能否顺利地进入两挤压辊的间隙，取决于挤压辊及与荚果接触的情况。要使荚果在两挤压辊间被挤压破壳，荚果首先必须被夹住，然后被卷入两辊间隙。两挤压辊间的间隙大小是影响籽粒破损率和脱壳率高低的重要因素。

5、搓撕法脱壳搓撕法脱壳是利用相对转动的橡胶辊筒对籽粒进行搓撕作用而进行脱壳的。两只胶辊水平放置，分别以不同转速相对转动，辊面之间存在一定的线速差，橡胶辊具有一定的弹性，其摩擦系数较大，花生荚果进入胶辊工作区时，与两辊面相接触，如果此时荚果符合被辊子啮合的条件，即啮合角小于摩擦角，就能顺利进入两辊间。此时荚果在被拉入辊间的同时，受到两个不同方向的摩擦力的撕搓作用；另外，荚果又受到两辊面的法向挤压力的作用，当荚果

到达辊子中心连线附近时法向挤压力最大，荚果受压产生弹性——塑性变形，此时荚果的外壳也将在挤压作用下破裂，在上述相反方向撕搓力的作用下完成脱壳过程。影响脱壳性能的因素有，线速差、胶压辊的硬度、轧入角、轧辊半径、轧辊间间隙等。

1．3．2 新型脱壳技术

1、压力膨胀法原理是先使一定压力的气体进入花生壳内，维持一段时间，以使花生荚果内外达到气压平衡，然后瞬间卸压，内外压力平衡打破，壳体内气体在高压作用下产生巨大的爆破力而冲破壳体，从而达到脱壳的目的。主要影响因素有，充气压力、稳定压力维持时间、籽粒的含水率等。

2、真空法将花生荚果放在真空爆壳机中，在真空条件下，将具有相当水分的荚果加热到一定温度，在真空泵的抽吸下，荚果吸热使其外壳的水分不断蒸发而被移除，其韧性与强度降低，脆性大大增加；真空作用又使壳外压力降低，壳内部相对处于较高压力状态。壳内的压力达到一定数值时，就会使外壳爆裂。

3、激光法用激光逐个切割坚果外壳。试验显示，用这种方法几乎能够达到1009／6的整仁率，但因其费用昂贵、效率低下等原因，很难得到推广。

1．3．3 花生脱壳机械存在的问题

目前我国在花生脱壳技术研究方面一直没有大的突破，资金投入也不足，脱壳部件的研制仍在2O世纪90年代初的技术水平上徘徊，所以在脱壳性能上并没有很大的提高。由于机械脱壳时对花生仁的损伤率偏高，用于种子和较长期贮存的花生仁至今仍是手工剥壳。脱壳机械在技术性能和作业环节上存在以下问题：（1）脱壳率低，脱壳后的果仁破损率高，损失大。

（2）机具性能不稳定，适应性差。

（3）通用性差，利用率低。

（4）作业成本偏高，多数是单机制造，制造的工艺水平较低，同时能耗较高。

（5）有些产品仅进行了样机试制或少量试生产，未进行大量生产性考核和示范应用，作业性能及商品性等方面还存在不少问题。

1.4 花生去壳机械的应用前景展望

花生生产机械化是农业现代化的重要组成部分，是农业和农村经济持续快速

发展的重要保证，近年来，花生机械装备总量不断稳步增长，作业水平进一步提

高，社会化服务规模不断扩大，虽然目前花生脱壳机械化水平较高，但是多应用

于经济发达地区与示范推广区，并且小型机械多、大型机械少，低档机械多、高

性能机械少。在一些地区，用作种子和特殊用途的花生仁仍采用传统的手工剥壳，

劳动生产率低，区域性发展不平衡。进入21世纪，我国花生生产机械化开始了新

的发展阶段，农业结构调整发生了新的变化，也对花生机械的发展产生了积极而

深远的影响，不仅拉动了新的有效需求，而且构筑了适合花生生产机械化发展的

新舞台，为花生生产机械化真正成为农村经济发展的推动器提供了广阔的市场发

展条件。在一些地区推进花生生产机械化的过程中，相继出台了鼓励和扶持农民

购买花生机械、开展花生机械作业服务的优惠政策和措施，调动了农民购买花生

机械的积极性，形成了新的市场需求。随着花生种植业的不断发展，国内外对花

生深加工产品的需求不断增大，提高花生脱壳机械化作业水平成为必然。花生脱

壳机在提高劳动生产率，减轻劳动强度方面起到了积极的作用，促进了花生加工

业的科技进步，为花生脱壳机械的发展提供了空间。

2 刮板式花生去壳机主要部件的结构设计

2.1设计前各项参数的确定

2.1.1刮板的半径及转速初定

刮板的旋转速度必须确保能将部分花生壳撞碎，根据设计经验当花生果与钢

质物体的相对速度达到5s m /时，可使花生壳破碎而不会破坏到花生仁，可根据

此依据设计刮板的转速与半径。

如图3-1所示，花生下落位置在刮板的

R R 2

之间，设计时采用最小碰撞

半径2R 为计算半径。

图2-1 料斗处花生下落位置简图

根据公式

nr v π2= 式（2.1）

根据设计经验取半径R=250mm ，v=5m/s,则r=125mm ， n=382.2r/min

结论：n=382.2r/min

2.1.2 刮板所需功率计算 根据公式t

Q P =可计算出刮板所需的功率 刮板对花生做功

p k E E Q +=

式（2.2）

式中 k E ——表示刮板改变花生的动能

Ep ——表示刮板改变花生的势能

Q ——表示刮板所做的总功

2221212

121mv mv E E E k +=+= 式（2.3）

m g R

m g h Ep 2== 式（2.4）

∴ )4(2

2221gR v v m Q ++= 式（2.5）

)4(22221gR v v t

m t Q P ++== 式（2.6）

式中1v ——表示花生接触刮板时的初速度

2v ——表示花生脱离刮板式的速度

R ——表示花生刮板的碰撞半径

m ——表示花生果的重量

根据所给产量要求为1500kg/h 左右，即0.417kg/s ，此为花生仁的产量，

折合成花生果产量为0.417/纯仁率，根据国家标准，可取花生的纯仁率为69%，

折合花生果产量为0.604kg/s ，此即每秒进入剥壳箱内被破碎的花生果的重量。

花生接触刮板时初速度V1设为1m/s ，方向向下，脱离刮板时速度V2为15m/s ，

方向向左，花生果脱离刮板时相对初始位置高度为500mm 。

t=1s ，m=0.604kg ，1v =1m/s ，2v =15m/s ，R=0.25m

)4(22221gR v v t

m t Q P ++===71.212w 加上刮板与花生在栅格中挤压所需要的能量，P 也不会超过500w 。为计算电动机

的所需工率Pd ，先要确定从电动机到工作机之间的总效率η。设1η=0.98、

2η=0.95分别为滚动轴承和V 带传动的效率，于是有

2221ηηη?==0.8668 式（2.7）

式中1η——表示滚动轴承的传动效率

2η——表示V 带传动的效率 电动机所需功率ηP

P d =不会超过700W ，因此可选取电动机的功率为1.5kw ，远

大于此计算值，故所选电动机的功率完全符合要求。

2.1.3 传动方案拟定与比较

由于刮板式花生去壳机的工作轴旋转速度较高，达到n=382.2r/min ，因此

可有两种选择，第一种是采用一级V 带传动，第二种是采用两级混合传动，而很

明显的，若采用两级传动方案，将会致使机器的结构复杂，而且制造成本升高，

所以选用一级V 带传动不仅结构简单，而且成本也较低，此外采用一级V 带传动

还可以减少功率的消耗，使得传动的效率进一步得到了提高。

2.1.4 电动机的选择

根据所选的电动机功率及花生去壳机的工作轴的同步转速，可选用的电机型

号有两种

Y90L-4型和Y100L-6型

根据电动机的满载转速和刮板转速可算出总传动比，现将此两种电动机的数

据和传动比列于下表3—1

表2—1 不同型号的电动机的各项参数 方案号

电机型号 额定功率kw 同步转速r/min 满载转速r/min 总传动比 i 1

Y100L-6 1．5 1000 940 2．459 2 Y90L-4 1．5 1500 1400 3．663

由上表可知：方案1总传动比虽小，转速低，但价格高，作为家用机械的电

机不是太合算，故选择方案2，即电机型号为Y90L-4。

查表得此种电动机的中心高H=90mm ，外伸轴径为24mm ，轴的外伸长度为

50mm 。

2.1.5 传动装置的运动和参数计算

轴的转速

min /14001r n =

min /2.382/12r i n n == 式

（2.8）

式中1n ——表示与电动机相连的轴的转速

2n ——表示与大带轮相连的轴的转速

i ——表示总传动比，i =3.663

轴的输入功率

222η?=d P P =1.35kw 式

（2.9）

式中d P ——表示电动机的额定功率

2η——表示V 带传动的效率

轴的转矩

m N n P T ?==732.33/9550222

式（2.10）

2.2 V 带传动的设计和校核

首先列出设计的基本条件

电机型号：Y90L-4；额定功率：1.5kw ；转速：1n =1400r/min ；传动比：i =3.663

假设每天运转时间t<10h

1．确定计算功率ca P

查表得工作情况系数 A K =1.1

ca P =P K A =1.65kw 式

（2.11）

式中P ——表示额定功率

A K ——表示工作情况系数

2．选择V 带带型

根据ca P 、1n 查得最适合的带型为A 型

3．确定带轮基准直径

由主动轮小带轮的基准直径系中选取mm d d 751=，从动轮大带轮的基准直

径为

mm d i d d d 725.27412=?= 式

（2.12）

验算带的速度 s m n d v d /498.51000601

1=?=π 式

（2.13）

由于v =s m /498.5

因此所选带的速度合适

4．确定中心距a 和带的基准长度

根据)(2)(7.021021d d d d d d a d d +<<+初步确定中心距mm a 7000=，计算带

的基准长度

02

12210'4)()(22a d d d d a d L d d d d -+++=π=1972.36mm 式

（2.14）

由V 带的基准长度系中选取基准长度mm Ld 2000=

计算实际中心距a

mm d L Ld a a 82.7132

'0=-+= 式（2.15）

5．验算主动轮上的包角1α

o o 12068.1601>=α

所以主动轮包角合适

6．计算V 带的根数z

l

ca k k P P P z α)(00?+= 式（2.16）

式中0P ——表示单根V 带所能传递的功率

0P ?——表示考虑i ≠1时传动功率的增量

αk ——表示包角系数

l k ——表示长度系数

由min /14001r n =,mm d d 751=,i =3.663查表得

kw P 68.00=，kw P 17.00=?，95.0=αK ，03.1=l K

代入数值，经计算

z =1.804

取z =2

7．计算预紧力0F N qv K vz P F ca 436.125)15.2(50020=+-=α

式（2.17）

8．计算作用在轴上的压轴力p F 2sin 21

0αzF F p = 式

（2.18）

代入数值计算得

p F =482.7N

9．V 带轮的结构尺寸计算及选用

带轮材料选用HT200

根据基准直径的大小选用不同的带轮类型，小径带轮采用实心式，大径带轮

采用轮辐式，主要结构尺寸如表2— 2 单位：mm

表2—2 带轮的参数表 尺寸类型 小带轮

大带轮 d d 75

280 基准宽度d b 11.0

11.0 基准线上槽深min a h 2.75

2.75 基准线下槽深min f h 8.7

8.7 槽间距e 15±0.3

15±0.3 第一槽对称面至端面距离f

2110+

- 2110+

- 轮缘厚δ

12 12 带轮宽B

35 35 外径a d

80.5 285.5 轮槽角?

极限偏差 38 1±

38

1± 孔径0d

26 16 轮毂长 50

35 1d 48

32 轮辐厚1b

8 1h

20 2h

16 1D

230.5 小带轮的结构简图如图2—3所示

图2—3 小带轮结构简图

大带轮的结构简图如图2—4所示

图2—3 大带轮结构简图

具体结构设计见大带轮零件图和小带轮零件图。

2.3 与大带轮连接的轴的设计和校核

轴的转速

m i n /.382/12r i n n == 式（2.19）

轴的输入功率

222295.05.1?=?=ηd P P =1.35kw 式（2.20）

轴的转矩

m N

n P T .732.33/9550222== 式（2.21） 1．初步确定轴的最小直径

先按经验公式计算轴的最小直径，选取轴的材料为45钢，调质处理。查表选取1050=A ，于是得

mm n P A d 99.152

.38235.110533

220min === 式（2.22） 2．拟定轴上零件的装配方案 通过对各种方案的比较，现选用图2-5所示装配方案

图2-5 与大带轮连接的轴的装配结构简图

3． 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度

（1）为满足V 带轮的轴向定位，1-2轴右端制一轴肩，故取2—3段直径23d =22mm ，左端用轴端挡圈定位，取直径D=22mm 。V 带轮与轴配合的毂孔长度为35mm ，为保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴端面上，故1-2段长度取为mm l 3212=

（2）初步选择滚动轴承 因轴承只承受径向力，没有受到轴向力，故选用深沟球轴承。参照工作要求并根据mm d 2223=，初步选取深沟球轴承6205,其基本参数如下表2—3

表2—3 深沟球轴承的各项参数 6205 基本尺寸 安装尺寸 极限转速

d D B min s r

a d a D as r 脂润滑 油润滑 25 52 15

1 31 46 1 12000 16000 （3）安装刮板架段轴直径mm d 6045=。刮板架段安装宽度取mm l 54245=，

（4） 轴承端盖总厚度20mm ，取端盖外端与V 带轮右端面间的距离mm l 40=，故取mm l 6023=

（5）取刮板距箱体内壁mm a 20=，取mm l 4034=，mm l 2656=。

至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。

（6）轴上零件的周向固定

V 带轮与轴的周向定位采用平键联接，按其直径查手册得平键截面如表2—4

表2—4 平键联接的各项参数

mm d 1612= 55?=?h b 长度l 取22mm

V 带轮与轴的配合为6/7n H ，滚动轴承与轴的周向定位是借过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为6k 。

（7）确定轴上圆角和倒角尺寸

取轴端倒角 452?，各轴肩处圆角半径见轴的零件图。

参考文献

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