山楂去核機的設(shè)計

作者聲明本畢業(yè)論文（設(shè)計）是在導(dǎo)師的指導(dǎo)下由本人獨立撰寫完成的，沒有剽 竊、抄襲、造假等違反道德、學(xué)術(shù)規(guī)范和其他侵權(quán)行為。對本論文（設(shè)計） 的研究做出重要貢獻的個人和集體，均已在文中以明確方式標明。因本畢業(yè) 論文（設(shè)計）引起的法律結(jié)果完全由本人承擔(dān)。畢業(yè)論文（設(shè)計）成果歸武昌工學(xué)院所有。特此聲明作者專業(yè):作者學(xué)號: 作者簽名:年 月曰山楂去核機的設(shè)計*The desig n of nu clear hawthor n mach inery*摘要在我國，山楂去核機械的發(fā)展相對落后，因為缺乏良好的設(shè)備，再加上生產(chǎn)手段落后, 生產(chǎn)效率低，果實積壓腐爛的現(xiàn)象出現(xiàn)在一些地區(qū)，給果農(nóng)帶來了巨大的損失。以目前的 手工操作是遠遠不能滿足現(xiàn)代山楂加工的需求，不僅占用了大量的勞動力，勞動強度大， 生產(chǎn)效率低，而且難以控制產(chǎn)品質(zhì)量。山楂去核機由傳動機構(gòu)、動力機構(gòu)和執(zhí)行機構(gòu)三大 機構(gòu)組成，利用切刀的往復(fù)直線運動及旋轉(zhuǎn)工作盤的間歇轉(zhuǎn)動完成連續(xù)去核作業(yè)，其總功 能可分為送料、沖核、退回三個子功能。因要求各執(zhí)行機構(gòu)的相容性和盡量使結(jié)構(gòu)簡單和 空間布局緊湊，從而選擇旋轉(zhuǎn)盤間歇機構(gòu)為棘輪機構(gòu)。這樣的機械設(shè)計主要是為了解決山 楂去核工作勞動強度大，提高生產(chǎn)效率，降低山楂果破損，保證山楂制品的質(zhì)量。這樣一 來，設(shè)計的山楂去核機具有良好的應(yīng)用前景。關(guān)鍵詞 :去核機；機構(gòu)；旋轉(zhuǎn)盤AbstractChina's current development status of nuclear hawthorn machinery is relativelybackward, lack of good equipme nt, process ing methods backward, low productivity, result ing in a backlog of fruit rot in parts of the phenomenon, to farmers caused huge economic losses. Hawthorn nuclear manual now in China is still the main means of treatment, not only takes up a lot of labor, high labor intensity, low productivity, health and safety can not be effectively guaranteed. This nuclear machine by the drive mechanism, dynamic mechanism and actuator of three large institutions, using the reciprocating linear motion of the cutter and intermittent rotation to complete work plate rotati ng continu ous to nu clear operati on s, its fun cti on can be divided into feeding, nuclear, returned to the three child functions. Due to the requirements of each actuator compatibility and try to make simple structure and space layout is compact, rotate for ratchet intermittent mechanism so as to chooseThe design is to solve the nuclear hawthorn labor inten sity, in crease productivity, reduce breakage rate hawthor n, to en sure product quality. Therefore, the applicati on prospect of small hawthor n core mach ine is very good.Keywords : nuclear hawthorn machinery;structure;rotary disk引論1山楂去核機的原理設(shè)計-2 -1.1山楂去核機的設(shè)計原理1.2執(zhí)行系統(tǒng)的方案設(shè)計2動力機構(gòu)3傳動機構(gòu)3.1確定傳動裝置的總傳動比及各級傳動比 -5 -3.2傳動比的設(shè)計 -7 -3.3軸的設(shè)計 153.4蝸輪軸的軸承的選擇和計算 -19 -3.5鍵聯(lián)接的選擇和強度校核 -21 -3.6聯(lián)軸器的選擇和計算 -22 -3.7棘輪機構(gòu)的尺寸計算 -22 -24 -4執(zhí)行機構(gòu)4.1彈簧的受力計算 -24 -4.2山楂定位盤尺寸 -25 -4.3山楂定位盤主軸 -25 -28 -主要參考文獻-29 -30 -我國地域遼闊，資源豐富。獨特的良好的條件水果加工業(yè)的發(fā)展。水果加工已成為農(nóng) 民增收致富的主要途徑之一，無論是社會效益和經(jīng)濟效益十分可觀。以前的手工操作是無 法滿足現(xiàn)代果品加工的需求，占用了大量的勞動力，勞動強度大，生產(chǎn)效率低，且難以控 制產(chǎn)品質(zhì)量。但我們也看到，由于缺乏性能良好的機械，在果樹種植業(yè)發(fā)展的今天，處理 手段過于落后，生產(chǎn)效率低，一些地區(qū)仍然會出現(xiàn)新鮮水果積壓腐爛的現(xiàn)象，給種植者造 成損失。在許多水果加工工廠，預(yù)處理環(huán)節(jié)，如核，去皮，清洗等，基本依靠手工或非常 簡單的工具來完成。因此，在我國發(fā)展去核的機械加工設(shè)備，以取代手工勞動作業(yè)是必然 的趨勢。根據(jù)中國含有豐富的水果資源的特點，且分布廣泛，特別適用于小型和中型去核 設(shè)備的研發(fā)，以適應(yīng)中型果和小型水果加工廠的需求。 這樣以來，才會有更加豐富的食品， 以滿足人們的需求，保障人們水果種植的積極性。國內(nèi)外核果類去核機械的發(fā)展情況國外在20世紀60年代開始發(fā)展水果去核機械，到1980年代早期美國，意大利，荷 蘭等國都推出了核桃去核機，橄欖去核機等。去核機械基本實現(xiàn)自動化，經(jīng)幾十年的發(fā)展， 已日趨完善。目前，正向著節(jié)能，機電一體化的方向發(fā)展。但是，中國的去核機械設(shè)備發(fā) 展緩慢，遠遠跟不上種植業(yè)的發(fā)展，擁有巨大的應(yīng)用前景。日本也研發(fā)了刮板式去核機，去核后的果肉可高達 5毫米左右，通過篩孔，從機器的 尾端排出核桃，該機適應(yīng)于粘核型桃的去核加工，它具有成本低，高生產(chǎn)率，去核效果好 等特點。國內(nèi)也開發(fā)了橄欖去核機，它可以依靠干果，裝配在鏈或滾筒輸送機上定位，并 采用一排刀，將橄欖進行多個刀片去核操作，其生產(chǎn)效率遠遠高于使用單刀設(shè)備。早在80年代一家美國公司向市場推出了一種自動轉(zhuǎn)矩型粘核桃去核機。每分鐘82桃子的加工能力，其生產(chǎn)效率是約 820公斤/小時。該機采用機采用十四個小杯對桃子進行 定位和輸送。每個小杯的底部有一個凸起的小轉(zhuǎn)軸。小軸在鏈條帶動旋轉(zhuǎn)的時候，只要杯 內(nèi)桃子不在小凸起的上面，桃外環(huán)會與凸塊接觸并被驅(qū)動旋轉(zhuǎn)，直到在正確的地方。在這 一刻，桃處于直立狀態(tài)，切割刀將被桃核分成兩半后，夾緊桃果實的兩個橡膠板后半相互 旋轉(zhuǎn)150度，分離桃仁與核桃。在加工季節(jié)可以連續(xù)工作且不需檢修，調(diào)整和清洗十分方 便。它保存果肉完整，因此，也用于罐頭和果脯及干果加工廠。由于機構(gòu)的復(fù)雜導(dǎo)致成本 較高。國內(nèi)罐頭，干果等食品產(chǎn)品是微利，因此，在我國推廣存在很大困難。國內(nèi)制造的核果水果去核機，根據(jù)其結(jié)構(gòu)特點和工作部件的不同，可分為剖分式、對 輥式和捅桿式等幾個類別。中國目前的去核設(shè)備已經(jīng)有剖分去核機，捅桿式去核機、打漿 式去核機、刮板式去核機、凸齒滾筒分離凹版式去核機幾種形式等幾種形式。我國去核機 器存在的突出冋題式咼損失率，水果后核損率咼，穩(wěn)定性，普遍性差，運行成本咼，技術(shù) 含量較低。1山楂去核機的原理設(shè)計1.1山楂去核機的設(shè)計原理圖1.1山楂去核機結(jié)構(gòu)圖如圖所示為小型山楂，主要包括去核刀具、山楂定位盤、定位盤主軸、傳動間歇棘輪、 連桿、擋板、電動機、減速器和皮帶輪。其中，去核刀具能去掉山楂的內(nèi)核，保證山楂不 發(fā)生形變；山楂定位盤給山楂定位；確保去核刀具能準確地去掉山楂的內(nèi)核；傳動間歇棘 輪，能夠在曲柄的轉(zhuǎn)動過程中，每 30度轉(zhuǎn)動一下，進而使山楂定位盤間歇傳動；曲柄， 每轉(zhuǎn)動一圈帶動棘輪轉(zhuǎn)動30度；連桿在曲柄轉(zhuǎn)動過程中，帶動去核刀具的上下運動和拉 動棘輪的轉(zhuǎn)動，當曲柄使去核刀具向下去核運動時，連桿對棘輪無作用，山楂定位圓盤不 轉(zhuǎn)動，當曲柄帶動刀具向上運動，連桿拉動棘輪轉(zhuǎn)動，棘輪與下面的山楂定位盤通過軸連 接，從而使山楂定位盤轉(zhuǎn)動到下一個待去核的山楂處，擋板能收集去核后的山楂。山楂去 核機的工作原理：電動機發(fā)動后，通過皮帶輪傳把動力傳給減速器，減速器減速后，帶動 曲柄轉(zhuǎn)動，一邊，曲柄的轉(zhuǎn)動帶動連桿的往復(fù)運動，連桿與棘輪通過圓頭拉桿連接，另一 邊，曲柄的轉(zhuǎn)動帶動去核刀具的上下運動完成山楂去核的工作。曲柄轉(zhuǎn)動一周，帶動棘輪 轉(zhuǎn)動360度，主軸帶動山楂定位圓盤的轉(zhuǎn)動，進而使山楂定位圓盤帶動山楂轉(zhuǎn)動到刀具的 下面。當曲柄往下轉(zhuǎn)動時，連桿推動棘輪運動，山楂定位圓盤固定在去核刀具的下方，去 核刀具在曲柄的推動下，向下運動完成山楂的去核工作；曲柄向上運動時，連桿拉動棘輪, 山楂定位圓盤轉(zhuǎn)動到下一個待去核山楂處。山楂隨刀具向上，遇到擋板掉到山楂定位圓盤 上。1.2執(zhí)行系統(tǒng)的方案設(shè)計機械設(shè)計程序執(zhí)行系統(tǒng)的核心是機械系統(tǒng)的總體設(shè)計 ，它可以實現(xiàn)所需的機械特性，性 能優(yōu)勢，以及對經(jīng)濟效益有很大影響。山楂去核機的功能：送料、沖核、退回基于以上的分析，去核機完成該過程的幾個步驟：（1）加料：即人工加料；（2）沖核：每當切刀自上向下運動，旋轉(zhuǎn)盤提前做一次間歇運動；（3）操作盤間歇傳動：送料、沖核、退回三個工位的轉(zhuǎn)換。切刀往復(fù)直線運動的實現(xiàn)機構(gòu)選電機作為動力源，機構(gòu)的功能的實現(xiàn)如下：（1）擺動從動件圓柱凸輪：結(jié)構(gòu)簡單、緊湊、設(shè)計方便，只要做出適當?shù)耐馆嗇喞?能使從動桿得到任意預(yù)定的運動規(guī)律。（2）曲柄滑塊機構(gòu)：這種低副機構(gòu)具有良好的動力特性和運動特性、運動副幾何封閉， 制造簡單。（3）偏置曲柄滑塊機構(gòu)：旋轉(zhuǎn)盤間歇轉(zhuǎn)動的實現(xiàn)機構(gòu)。棘輪機構(gòu)、不完全齒輪機構(gòu)均可實現(xiàn)間歇傳動。因旋轉(zhuǎn)盤間歇轉(zhuǎn)動速度要求低速和輕 載，且需要準確地轉(zhuǎn)位，故選用棘輪機構(gòu)。執(zhí)行機構(gòu)的協(xié)調(diào)設(shè)計山楂去核機由傳動機構(gòu)、動力機構(gòu)和執(zhí)行機構(gòu)三大機構(gòu)組成。在送料的期間，切刀不 能接觸到轉(zhuǎn)盤上，切刀與操作盤之間的運動，在時間順序和空間位置上都有嚴格的配合要 求。機械運動方案的的選擇和判定現(xiàn)在按照給定條件，要求各執(zhí)行機構(gòu)的相容性、結(jié)構(gòu)簡單和空間布局緊湊等要求來選 擇方案，產(chǎn)生兩個結(jié)構(gòu)比較簡單的方案：方案1:旋轉(zhuǎn)盤間歇機構(gòu)為棘輪機構(gòu)，沖壓機構(gòu)為偏置曲柄滑塊機構(gòu) 方案2:沖壓機構(gòu)為擺動從動件圓柱凸輪機構(gòu)，旋轉(zhuǎn)盤間歇機構(gòu)為槽輪機構(gòu)。評定：偏置曲柄滑塊機構(gòu)的往復(fù)直線運動能增力和急回的特性，選擇方案12動力機構(gòu)選擇電動機系列和結(jié)構(gòu)形式 電動機選擇應(yīng)保證：Po= Pr式中：Po電動機額定功率 KV；Pr工作機所需電動機功率 KW所需電動機功率由下式計算：Pr=Pw/?（式 1.1）式中：Pr工作機構(gòu)所需有效功率，由工作機的工藝阻力及運行參數(shù)確定；?電動機到工作機的總效率。因電機主要為山楂定位圓盤提供動力，操作盤的轉(zhuǎn)速取值45r/min，這樣的速度比較適合人工放置山楂，且效率較高。由工作的要求和條件，選用比較常見的 丫系列三相異步電動機。臥式封閉結(jié)構(gòu)具較其 他結(jié)構(gòu)有防止灰塵、鐵屑或其他雜物侵入電動機內(nèi)部的優(yōu)點，更能適應(yīng)市場需求。確定電動機容量切刀的輸出功率Pw根據(jù)實驗分析：設(shè)定切刀的工作力 F=2502N設(shè)定切刀的速度為0.72m/s，則切刀的 輸出功率為：Pw=FV1000=2500X 0.7/1000=1.78KW電動機的輸出功率為Pd傳動裝置的總效率為：？=?1?32?3?4?25（式1.2）式中，？1、？2、？3、？4、?5為電動機至切刀各傳動機構(gòu)的效率；由機械設(shè)計課程設(shè)計手冊：查表得：V帶傳動：？1=0.98，滾動軸 承？2=0.96,減速器 ？3=0.95，棘摩擦輪 傳動 ?=?1?2?3?24=0.85電動機的額定功率 Pd=PW/?=1.1/0.8=1.38由機械設(shè)計手冊表12-1選取電動機的額定功率為Ped=1.5KW確定電動機型號通過查表可知，可選電動機 丫9132M-8型電動機。表2.1Y1001-6型電動機的主要性能表電動機型號額定功率（/KW）同步轉(zhuǎn)速（r/min）滿載轉(zhuǎn)速（r/min）質(zhì)量（KG）Y100L-61.51000940333傳動機構(gòu)3.1確定傳動裝置的總傳動比及各級傳動比帶輪基準半徑電動機帶輪基準半徑75mm減速器帶輪基準半徑177.5mm可知帶傳動傳動比i 1=2.5若要使操作盤轉(zhuǎn)速保持在48r/min左右，則電動機轉(zhuǎn)速（900-1100） r/min。查表可知, 選擇Y100L-6，其功率1.5KW。傳動帶輪的設(shè)計（1）計算功率Pca=KP=1 X 1.5=1.5KW（工作情況系數(shù)=K=1.0）（2）皮帶輪的帶型選取根據(jù)np =940r/min,pca=1.5KW，確定使用Z型普通V帶電動機帶輪基準直徑：主動輪基準直徑D1=150mm減速器帶輪基準直徑：D2=i X D仁2X 177.5=355mm （傳動比i=2.5）（3）驗算帶的速度V= n D1n/60X 1000=nX 150X 1400/60 X 1000 =11 v 25m/s 合適初步選取中心距 30=1.5 (d1 + d2)=1.5X (150+ 355)=757.5mma0取 760mm,符合 0.7 (D1 + D2) va0V2 (D1 + D2),2L0=2a0+n /2 (d2+d1)+ (d2 d1)/4a0=2X 760+n /2(350+150)+(350-150)2/4X 760=2318.56mm則實際中心距：a a0+ (Ld-L0)/2=760+(2500-2318.56)/2=848.mm驗算電動機帶輪上的包角：(式 3.1)(式 3.2)(式 3.3)(式 3.3)(式 3.4)a=1800- （d2-d1）X 57.30167.85°>120°，合適。（4）計算Z型普通V帶根數(shù)令 di=50mm,ni=940r/min查表式中：po為單根V帶的基本額定功率 取1.4KW?po為單根V帶額定功率的增量取0.2KWKl長度系數(shù)取0.98Ka為包角系數(shù)取0.99(式 3.5)Z=Pea(P°P)K Kl 15(0.14 0.02) 0.98 0.990.97取 z=1 根(5) 求作用在帶輪軸上的壓力可知 q=0.06kg/m帶所能傳遞的最大有效拉力1Fec2F011/efa（式 3-5）,當考慮離心力的不利影響時,單根帶所需的預(yù)緊力F。1FecefV qv2，用F。500PC（2 1） qv2帶入2 e 1zv k前式，并考慮包角對所需預(yù)緊力的影響，可將 F0的計算式子寫為:F° 50吟(* 1) qv2式中：q為v帶單位長度質(zhì)量，0.06kg/m500Pc 2.52 故由F°-（1） qv可得zv kF0500 0.18( 2.52 3.67(0.981)0.06 3.67219.83N計算帶傳動在軸上的力（簡稱壓軸力）Fq設(shè)計安裝帶輪的軸和軸承，先確定帶傳動作用在軸上的力Fq,壓軸力可以近似的按照的兩邊的預(yù)緊力F0的合力來計算:1Fq 2zFoSin -22 2 19.83 sin167.85278.87N（6）各帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計設(shè)計V帶輪時應(yīng)滿足的要求有：質(zhì)量較小、結(jié)構(gòu)工藝較好、無過大的鑄造內(nèi)應(yīng)力、轉(zhuǎn)速高時要經(jīng)過平衡以及輪槽工作面要精細加工（表面粗糙度一般為3.2?m），以減少帶的磨損，每個槽的尺寸應(yīng)保持一定的精度，使載荷分布較為均勻等。依照此要求電動機相連的主動輪其帶輪基準直徑d=38mmbd8.5mmba min 2mme 12 0.3mmfmin7mm hfmin 7.9mmmin 5.5mm38由于與電動機相連的主動輪和從動輪的傳動比為i=1.5，由此知，與電機帶輪相連的減速器帶輪直徑d=355mmbd 8.5mmbamin 2mme 12 0.3mmfmin 7mm h f min 7.9mmmin 5.5mm363.2傳動比的設(shè)計確定總的傳動比由選定的電動機滿載轉(zhuǎn)速nm和工作機的總轉(zhuǎn)速n,由此知，傳動裝置的總傳動比是:jn mn（式 3.6）9404819 .5i在6-24范圍內(nèi)可以選用采用耳機展開式此輪傳動減速器，為使兩大齒輪浸油深度相近即i11.3i2分配傳動比i2i/1.3.26.73/1.3 4.53| iiI226.734.535.90較實際傳動比:I 4.53 5.90 36.73傳動比誤差:29.952 29.9529.95100%0.06%計算傳動裝置運動和動力參數(shù)減速箱內(nèi)三根軸的轉(zhuǎn)速如下:I軸:ni=nm 1470r / minII軸：山 1470nii= 242.37r/mini15.90川軸：nJi253.50r / min4.804.53各軸的輸入功率為:I軸：p Pd 1 20.5 0.995 20.4KWII軸:pn = pn 2 320.4 0.98 0.97 19.4KW川軸：pmpn 1 2 19.4 0.995 0.97 18.7KW蝸輪蝸桿傳動設(shè)計選擇蝸輪蝸桿類型、材料、精度依據(jù)GB/T10085-1988，采用漸開線蝸桿（ZI）蝸桿材料選用45鋼，蝸輪齒圈材料選 用ZCuSn10Pb1,8級精度標準保證側(cè)隙。計算步驟 按接觸疲勞強度設(shè)計2KT2設(shè)計公式m d1 >選 z1, z2: 查表7.2取z1=2, z2= z1 x n1/n2=2X 1440/ 73.96=38.94" 39.z2在3064之間，故合乎要求。初估 =0.82蝸輪轉(zhuǎn)矩T2:23.25Zeh Z2（式 3.7）T2=T1X i X=9.55X 106X 5.8X 19.47X 0.82/1440=614113.55 N?mm載荷系數(shù)K:因載荷平穩(wěn)，查表7.8取K=1.1材料系數(shù)ZE（式 3.8）查表 7.9, ZE=156 MPa許用接觸應(yīng)力0H查表 7.10, 0H=220 MpaN=60X jn2X Lh=60 X 73.96X 1 X 12000=5.325X 107ZN=0.81135338H=ZN 0H= 0.81135338X 220=178.5 Mpakt22m di >23.25zeh Z23.25 156220 39=1.1X 614113.55X=2358.75mm2初選m , d1的值：查表7.1取m=6.3, d仁632m d1=2500.472358.75導(dǎo)程角mz 6.3 2tan = d163=0.2=arcta n0.2=11.3°滑動速度Vsdg（式 3.9）.60 1000 cos Vs=63 144060 1000 cos11.3=4.84m/s嚙合效率由 Vs=4.84 m/s 查表得 v =1 ° 16tan（式 3.10）tan1 =tan 11.3tan 11.32=0.2/0.223=0.896傳動效率取軸承效率 2=0.99，攪油效率3=0.98=1X 2X 3 =0.896X 0.99X 0.98=0.87T2=T1 Xi X=9.55X 106X 5.8X 19.47X 0.87/1440 =651559.494N?mm2檢驗m di的值KT22m di >23.25ze=0.X 651559.494X23.25 156220 39=1820v 2500.47原選參數(shù)滿足齒面接觸疲勞強度要求確定傳動的主要尺寸 m=6.3mm， di =63mm，zi=2, z2=3963 6.3 392=154.35mm蝸桿尺寸分度圓直徑d1d仁 63mm齒頂圓直徑da1da仁d1+2ha仁(63+2X 6.3)=75.6mm齒根圓直徑df1df1=d1 - 2hf=63 - 2X 6.3(1+0.2)=47.88mm導(dǎo)程角tan =11.30993247° 右旋軸向齒距Px1= n m=3.14X 6.3=19.78mm齒輪部分長度b1b1> m(11+0.06X z2)中心距a= di mz?2(式 3.10)=6.3X (11+0.06X 39)=84.04mm取b仁90mm蝸輪尺寸分度圓直徑d2d2=mX z2=6.3X 39=245.7mm齒頂高ha2=ha*X m齒根高齒頂圓直徑da2=6.3X 1=6.3mmhf2= (ha*+c*) x m=(1+0.2)x 6.3=7.56mm da2=d2+2ha2齒根圓直徑df2=245.7+2X 6.3 x 1.2=230.58mmdf2=d2 - 2m(ha*+c*)=384 - 19.2=364.8mm導(dǎo)程角tan =11.30993247° 右旋軸向齒距蝸輪齒寬b2齒寬角蝸輪咽喉母圓半徑熱平衡計算估算散熱面積A(式 3.11)Px2=Px1=n m=3.14x 6.3=19.78mmb2=0.75da1=0.75x 75.6=56.7mmsin (a /2)=b2/d1=56.7/ 63=0.9rg2=a da2/2=154.35- 129.15=25.2mm1.751.75a154.352A= 0.330.330.7053m2100 100 驗算油的工作溫度ti室溫t0，取20散熱系數(shù)ks : Ks=20 W/(川C )ti10001 PksAto1000 1 0.875.820 0.705320(式 3.12)73.45CV 80C油溫未超過限度。潤滑方式由Vs=4.84m/s,查表7.14，采用浸油潤滑，油的運動粘度 V40 C =350x 10-6 m2/s蝸桿、蝸輪軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計（單位：mm）蝸輪軸的設(shè)計最小直徑估算dmin > cx（式 3.10）3戶c查機械設(shè)計表 11.3得 c=120 dmin> =120x ，7396 =47.34 根據(jù)機械設(shè)計表11.5 選dmin=48d1= dmi n+2a =56a> （0.07 0.1） dmi n=4.08 4d2=d1+ （1 5）mm=56+4=60d3=d2+ （1 5）mm=60+5=65d4=d3+2a=65+2x 6=77a> （0.070.1） d3=5.525 6h由機械設(shè)計表11.4查得h=5.5b=1.4h=1.4x 5.5=7.7 8d5=d4- 2h=77- 2x 5.5=66d6=d2=60 l仁70+2=72蝸桿軸的設(shè)計 最小直徑估算dmin > cx3忌=120X=19.09 取 dmin=30d1=dmin+2a=20+2x 2.5=35a=（0.070.1）dmind2=d1+（1 5）=35+5=40d3=d2+2a=40+2x 2=44a=（0.07 0.1）d2d4=d2=40h查機械設(shè)計表2H7/S6 配蝸桿和軸做成一體，即蝸桿軸。蝸輪采用輪箍式，青銅輪緣與鑄造鐵心采用 合，并加臺肩和螺釘固定，螺釘選 6個 幾何尺寸計算結(jié)果列于下表：表3.1幾何尺寸計算表名稱代號計算公式結(jié)果蝸桿中心距aa = m2 qz2a=154.35傳動比ii %i=19.47蝸桿分度圓柱的導(dǎo)程角arctan 彳q11.31蝸桿軸向壓力 角x1標準值x120齒數(shù)Ziz1=2分度圓直徑did1 m qd163齒頂圓直徑daldai m q 2da1 75.6齒根圓直徑d f id f1 m q 2.4df1=47.88蝸桿螺紋部分長度bib 11 0.06z2 mb190表3.2 幾何尺寸計算表名稱代號計算公式結(jié)果蝸輪中心距aa 二駭 qz2a=154.35傳動比ii %i=19.47蝸輪端面壓力角t2標準值t220蝸輪分度圓柱螺旋角11.31。齒數(shù)乙Z2JZ1乙=39分度圓直徑d2d2 m Z2d2245.7齒頂圓直徑da2da2 m Z22da2=258.3齒根圓直徑d f 2d f 2m z22.4d f 2230.58蝸輪最大外圓直徑de2de2da2 1.5mda2267.753.3軸的設(shè)計蝸輪軸的設(shè)計選擇軸的材料選取45鋼，經(jīng)調(diào)質(zhì)，硬度HBS=230,由表查得其許用彎曲應(yīng)力lb=55Mpa查機 械設(shè)計基礎(chǔ)（表10-1、10-3）初步估算軸的最小直徑3庠取 C=120，得 dmin> =120X 73.96 =47.34mm 根據(jù)機械設(shè)計表11.5,選dmin=63 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 軸上零件的定位、固定和裝配在單級減速器中，將齒輪放在箱體正中間，相對于兩軸承對稱分布，齒輪右面由軸肩 定位，左面用套筒軸向固定，其周向固定靠平鍵和軸的過渡配合。右面用軸端擋，擋圈作 軸向固定.鍵聯(lián)接作周向固定，軸做成階梯形，左軸承從左面裝入，齒輪、套筒、右軸承和 聯(lián)軸器依次右面裝到軸上。 確定軸各段直徑和長度I 段 d仁50mmL仁70mmU段選30212型圓錐滾子軸承，其內(nèi)徑為 60mm，寬度為22mm°U段直徑d2=60mm。 川段考慮齒輪端面和箱體內(nèi)壁、軸承端蓋與箱體內(nèi)壁應(yīng)有一定距離， 則取套筒長為38mm。 故 L3=40mm， d3=65mm。W段 d4=77mm,L4=70mmV段 d5=d4+2h=77+2X 5.5=88mm,L5=8mm切段 d6=65mm,L6=22mm 叫段 d7=d2=760mm,L7=25按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度 繪出軸的結(jié)構(gòu)與裝配圖（a）圖 繪出軸的受力簡圖（b）圖 繪出垂直面受力圖和彎矩圖（c）圖Fa2T1749.18/7719.46NFr2Ftd1Ft tan11437.°2245.793.1 tan2093.1N33.88 n軸承支反力:F RAV好88 5516.94N110FRBV=Fr+FRAV =33.88+16.94=50.82N計算彎矩：截面C右側(cè)彎矩McvFrbvl250.825510002.795N m截面C左側(cè)彎矩McvFravL216.945510000.932N m 繪制水平面彎矩圖（d）圖軸承支反力：FrahFrbhFt2 93.12 46.55N m截面C處的彎矩MchFrah L2 46.55 551000 2.56N m 繪制合成彎矩圖2 2 : 2 2M c v'M cv Mch（2.7952.563.79 Kl oN ?m(b)(c)(d)(f)(g)i3226FaFtBA FaABHF RAVM CVF RAV L-ABHM CHM c|1M ec圖3.1低速軸的力矩圖低速軸的彎矩和轉(zhuǎn)矩（a）軸的結(jié)構(gòu)與裝配（b）受力簡圖d）垂直面的受力和彎矩圖（e）合成彎矩圖（c）水平面的受力和彎矩圖（f）轉(zhuǎn)矩圖（g）計算彎矩圖0丿0OMC Ecv Mch 山932 2562.72 N?m(6)繪制轉(zhuǎn)矩圖6T 9.55 10圖Pn 9.55 106 454 73.965.86X 105 N?mm=586 N?m繪制當量彎矩圖（g）圖取0.6，截面C處的當量彎矩：351.62N?mM EC Me2T 2. 3.7920.6 586校核危險截面C的強度351.62 1030.1 7737.7MPa/ 55MPa因此安全。 蝸桿軸的設(shè)計 選擇軸的材料選用45鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度HBS=230,強度極限B=650 Mpa，屈服極限s=360 Mpa，彎曲疲勞極限1=300 Mpa，對稱循環(huán)變應(yīng)力時的許用應(yīng)力1b=60 Mpa。初步估算軸的最小直徑最小直徑估算取 dmin=20d=35mm,選軸承圓錐滾子軸承（GB/T297軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)和強度要求選取軸承處的軸徑94）,采用蝸桿軸結(jié)構(gòu)。其中，齒根圓直徑*147B8mm分度圓直徑d163mm，齒頂圓直徑da1桿軸結(jié)構(gòu)符合安全要求。75.6mm,經(jīng)過具體的設(shè)計和校核，得該蝸3.4蝸輪軸的軸承的選擇和計算d=60mm,外徑按軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計，選用30212( GB/T297 94)圓錐滾子軸承，內(nèi)徑D=110mm,B=22mm.軸承的徑向載荷軸承B軸承ARaRah46.55216.942rbrbhrbv,46.55250.822軸承的軸向載荷軸承的派生軸向力49.54 N68.92NR0.8ctg（式 3.11）（式 3.12）查表得：30212軸承 15° 38' 32所以，Sa O&tg15 3832 =17.173NSBRb/0.8ctg15 38 32 =23.89N無外部軸向力 因為Sa v Sb，軸承a被“壓緊”，所以，兩軸承的軸向力為AA Sa 17.173N AB計算當量動載荷由表查得圓錐滾子軸承30211 的 e 0.4取載荷系數(shù)fp 1.2，處咋0.347 軸承 A: RA49.54v e（式 3.14）取 X=1，Y=0，則 PrAfP（XRA "A1.2 （1 49.540）59.448Nab軸承B: RB17.17368.920.25v e取 X=1 , Y=0，則 PrBfp(XRB YAb)1.2 (1 68.92 0)82.7N蝸桿軸的軸承的選擇和計算由軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計，選30207圓錐滾子軸承(GB/T29794),具體的校核過程略減速器鑄造箱體的主要結(jié)構(gòu)尺寸(單位：mrj)(1)箱座(體)壁厚： =0.04a 3 >8,取 =15,其中 a=154.35 箱蓋壁厚：1=0.85 > 8,取1=12箱座、箱蓋、箱座底的凸緣厚度：b 54 22.5 , b2 2537.5 地腳螺栓直徑及數(shù)目：根據(jù)a=154.35,得df 0.036a 12 15.76，取df=18,地腳螺釘數(shù)目為4個(5)軸承旁聯(lián)結(jié)螺栓直徑:d10.75df 14箱蓋、箱座聯(lián)結(jié)螺栓直徑：d2 (0.50.6)df =914.4,取d2=12(7)表3.3 軸承端蓋螺釘直徑表高速軸低速軸軸承座孔(外圈)直 徑100130軸承端蓋螺釘直徑d31216螺釘數(shù)目66(8) 檢查孔蓋螺釘直徑：本減速器為一級傳動減速器，所以取d4=10(9) 軸承座外徑：D2 D (55.5)d3，其中D為軸承外圈直徑，把數(shù)據(jù)代入上述公式，得數(shù)據(jù)如下：高速軸：D280(55.5) 12 140144，取 D2140 ,低速軸.D2110 (5 5.5) 16 190 198 取 D2190 ；(10)表3.4 螺栓相關(guān)尺寸表df 18d114d2=12锪孔直徑D0363026至箱外壁的距離242018至凸緣邊緣的距離201816(10) 軸承旁聯(lián)結(jié)螺栓的距離：S以di螺栓和d3螺釘互不干涉為準盡量靠近，一般取S D2 ；(11) 軸承旁凸臺半徑：Rl 6 20，根據(jù)dl而得(12) 軸承旁凸臺高度：h根據(jù)低速軸軸承外徑D2和di扳手空間&的要求，由結(jié)構(gòu)確定(13) 箱外壁至軸承座端面的距離：L C1 c2 58 22 20 5 8 4750,取L =48(14) 箱蓋、箱座的肋厚：m1 >0.85 1，取 m1=12, m >0.85 ，取 m=14(15) 大齒輪頂圓與箱內(nèi)壁之間的距離：1 > ，取1=16(16) 鑄造斜度、過渡斜度、鑄造外圓角、內(nèi)圓角：鑄造斜度x=1： 10，過渡斜度y=1: 20,鑄造外圓角Ro=5，鑄造內(nèi)圓角r=3。3.5鍵聯(lián)接的選擇和強度校核高速軸鍵聯(lián)接的選擇和強度校核低速軸與蝸輪聯(lián)接用鍵的選擇和強度校核(1)選用普通平鍵(A型)按低速軸裝蝸輪處的軸徑d=77mm，以及輪轂長丨=73mm， 查表，選用鍵 22X 14X 63 GB10962003。(2)強度校核鍵材料選用45鋼，查表知p 10°12°MPa，鍵的工作長度l L b 63 22 41 mm，h 1477 41 6364.84MPa(式3.佝22 mm，按公式的擠壓應(yīng)力P小于p，故鍵的聯(lián)接的強度是足夠的。3.6聯(lián)軸器的選擇和計算高速軸輸入端的聯(lián)軸器計算轉(zhuǎn)矩 Tea Kat 杳表得 K a 1.5 有a K ATi 1 -5 38.46 57.69N?m 杳表選用TL5型彈性套柱銷聯(lián)軸器,材料為 35鋼,許用轉(zhuǎn)矩T 125N?m ,許用轉(zhuǎn)速n 4600 r/min。LT5 聯(lián)軸器 30 X 50 (GB4323 84)選鍵，裝聯(lián)軸器處的軸徑為 30mm,選用鍵8X 7X45 GB1096-79,對鍵的強度進行校核，鍵同樣采用45鋼，有關(guān)性能指標見(),鍵的工作長度l L b 45 8 37 mm,"3.5mm,按公式的擠壓應(yīng)力32T 103kld32 38.46 1033.5 37 3019.8MPaV p，合格。所以高速級選用的聯(lián)軸器為LT5聯(lián)軸器 30X 50 (GB432384)，所用的聯(lián)結(jié)鍵為 8X 7X 45 ( GB1096 79)低速軸輸出端的聯(lián)軸器由低速軸的結(jié)構(gòu)尺寸以及轉(zhuǎn)矩，選用聯(lián)軸器LT8聯(lián)軸器50X 70 (GB432384)，所用的聯(lián)結(jié)鍵為14X 9X 60 (GB109679),具體的計算過程與上同，因此省略。減速器的潤滑減速器中蝸輪和軸承都需要良好的潤滑，這是為了減少摩擦磨損和提高傳動效率，并 起冷卻和散熱的作用。間歇運動機構(gòu)的選型可完成機構(gòu)間歇運動的有：棘輪機構(gòu)，槽輪機構(gòu)和不完全齒輪機構(gòu)。在前面的傳輸方 案中，選擇棘輪機構(gòu)，其棘輪機構(gòu)具有結(jié)構(gòu)簡單，易于制造和相對穩(wěn)定的運動，可以比較 精確地控制旋轉(zhuǎn)角度以及較高機械效率等，常用在轉(zhuǎn)速不高和間歇傳動裝置中。3.7棘輪機構(gòu)的尺寸計算棘輪機構(gòu)的運動系數(shù)確定棘輪齒面傾斜角。為了讓棘爪推動棘輪時能始終保持緊壓狀態(tài)，齒面滑向齒根部，棘輪齒面傾斜角必須 大于棘輪與棘爪之間的摩擦角，即，取 10。確定棘輪的齒數(shù)Z棘輪的最小轉(zhuǎn)角 min為min=s/l 360°36°所以 Z= 360° / 36° =12確定da df ,及pda mz 6 30mm 180mm171mmdf=da-2h= (180 2 0.75 6)mmP= n m=3.14 6mm 18.85mmL=2p=2 18.85mm 37.70mm4執(zhí)行機構(gòu)4.1彈簧的受力計算計算彈簧受力設(shè)彈簧端克服果核的力，則彈簧受力為：F PA 1 105N/mm n d12/4，其中山楂核dl彈簧還需克服山楂下降重力：2G=mv?= m 4 n R /4其中R為山楂核半徑則彈簧受合力：F合=F+G考慮制造加工藝術(shù)，增加1.2倍系數(shù)F' F G選材料：一般選用碳素彈簧鋼絲 65Mn或琴鋼絲選取65Mn,鋼絲直徑d=1.5mm。查表計算許用用力：查表I類載荷的彈簧考慮材料的抗拉強度b與鋼絲直徑d有關(guān)查表 b=21502450Mpa安全系數(shù) K=1.11.3，取 K=1.2，則 b=1791.72041.7Mpa因此 b=1791.7Mpa查表，取切變模量 G=78.8 103Mpa查表，取許用用力 s 0.5 b 0.3 1791.7537.51Mpa選擇彈簧旋繞比C:根據(jù)表初步選C=20計算鋼絲直徑：d 1.6. KFC /K為曲度系數(shù)，F(xiàn)為彈簧受力取 K=1.11.3計算彈簧中徑D=cd 計算彈簧有效圈數(shù)n Gd4f 8FD3， 則總?cè)?shù)n總二門+nl計算實驗載荷3Fs n d s/8D自由高度H0=nt+1.5d=55t為初步估算節(jié)距t d f /n l( l 0.1d)系列值H0取整值節(jié)距計算t=(H0-1.5d)/n=2.3彈簧螺旋角arctan(t /n d)彈簧的穩(wěn)定性計算b 5.3,即可滿足穩(wěn)定性要求b H0/d彈簧的展開長度：L= n Dnl/cos =80mm4.2山楂定位盤尺寸因考慮人工工作的效率和人性化的作業(yè)，所以本設(shè)計采用直徑300mm的圓盤作定位盤，圓盤上分布12個直徑為10mm的山楂定位孔。為了讓定位盤工作期間性能穩(wěn)定可靠， 不產(chǎn)生傾斜，本設(shè)計采用雙鍵連接軸，基孔制配合為H7。4.3山楂定位盤主軸選擇軸的材料該軸由于特殊要求，選用45號鋼調(diào)質(zhì)處理230-280,查表得b 640Mpa初步估算軸徑dmin 110 3 0.34mm 19mmV 20取軸d=20mm軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計由軸上零件的布置和估算得到的軸徑，進行軸的機構(gòu)設(shè)計，確定軸上與定位盤聯(lián)結(jié)鍵 截面尺寸為b h=8mm 7mm，配合為H7/r6。滾動軸承內(nèi)圈與軸的配合使用基孔制，軸的 尺寸公差m6。在軸的兩端均有2 45°倒角。軸的強度驗算(1)主軸上間歇輪上的作用力大小轉(zhuǎn)矩：5 PT 95.5 10n95.5 105 03481170(N ?m)20圓作用直徑：df 39.9mm圓周力：Ft 2T/d12 81170/39.9 4069N徑向力：Ft Fv/2.6531534 N軸向力：Fa Fv/3.7341090 N求垂直面上軸承的支反力及主要截面的彎矩Fbv (Ft 29.5 Fa dj/210.5 29.5 279NFDV Ft Fbv 1534 279 1255N界面C處彎矩為：Mcv左Fbv 210.5 58730(N?M)Mcv右 Fdv 29.5 3702(N?M)求水平面上軸承的支反力及主要截面的彎矩Fbh Ft 29.5/(210.5 29.5) 4069 29.5/240 500NFdhFt Fbh 4069 500 3569N截面C處彎矩為:Mch Fbh 210.5 500 210.5 105250N?M截面C處垂直和水平的合成彎矩M c左.M cv左M ck587302 1052502120527N ? M丨 2 2Mc右M cv 右Mck370232 1052502111572(N?M)按彎矩合成應(yīng)力較核軸的強度較核時，只較核軸上的最大彎矩和扭矩的截面強度，由公式:（式 4.1）,M2 ( T)2v W1式中a應(yīng)力折算系數(shù) 軸上危險截面處的當量彎矩，單位：N?mmW- 軸上危險截面處的抗彎矩截面系數(shù)，單位：mm3取a=0.6，計算截面上的應(yīng)力r 37.56Mpa前面已選定軸的材料為45號鋼，調(diào)質(zhì)處理，查表得 1 60Mpa，由“1總結(jié)在這十五周畢業(yè)設(shè)計的時間里讓我學(xué)習(xí)到了很多的知識，使我收獲頗豐。這次設(shè)計主 要是使用現(xiàn)有的設(shè)計標準設(shè)計，嚴格按照設(shè)計標準和有關(guān)規(guī)范設(shè)計與計算。嚴格的使用各 種標準，讓我對本專業(yè)的設(shè)計作業(yè)有了更加清楚的認識。本次的畢業(yè)設(shè)計讓我學(xué)到了以下 三占：八、1運用機械設(shè)計、機械原理和裝備設(shè)計制造等主修課及選修課的知識，進行設(shè)計， 鞏固、加深和擴展已學(xué)知識；2、學(xué)習(xí)和掌握常見機械零部件和機械機構(gòu)的設(shè)計方法，并能解決設(shè)計中出現(xiàn)的問3、 提高在計算，繪圖，運用技術(shù)資料進行機械設(shè)計及使用AutoCAD軟件等方面的能 力。因本次畢業(yè)設(shè)計，時間較為倉促、標準的不熟悉和對繪圖軟件的使用不熟練等因素，讓我的畢業(yè)設(shè)計并未達到極致，這是本設(shè)計的莫大遺憾。但它至少啟迪了我的思維，開闊 了我的視野，提高自己的應(yīng)變能力，讓我應(yīng)用了以前在AutoCAD軟件上沒有使用過的工具， 這對我的未來工作奠定了一定的基礎(chǔ)。未來，各種機械設(shè)備一般要實現(xiàn)生產(chǎn)工藝和操作流 程的自動化甚至是智能化，這就需要對各種機構(gòu)進行大膽的創(chuàng)新設(shè)計和組合應(yīng)用。因此， 本專業(yè)畢業(yè)設(shè)計對培養(yǎng)學(xué)生的機械運動的構(gòu)思和設(shè)計能力有很重要的作用。時光荏苒，畢業(yè)設(shè)計就要結(jié)束了。雖然在這段時間里，我有過抱怨，有過焦躁，但是 畢業(yè)設(shè)計最終按計劃順利完成。我相信，這段時間的經(jīng)歷將會令我終生受益。主要參考文獻1 武清山楂制品加工技術(shù)J.現(xiàn)代農(nóng)業(yè)科學(xué) 2009.06 : 194-192 官新波山楂自動去核機器的設(shè)計J. 今日科苑 2008，13： 136.3 金瑩，何蔚娟，張秀軍核果類水果去核機現(xiàn)狀的分析J.中國農(nóng)村小康科技.2005 ,03:33-344 陳芳，劉法治，鄧春巖山楂去核定位機理的研究與定位機構(gòu)的初步設(shè)計J河南職技師學(xué)院學(xué)報,1999，01: 30-335 陳芳，鄧春巖，鄭玉才山楂去核機的機構(gòu)設(shè)計J河北農(nóng)業(yè)技術(shù)師范學(xué)院學(xué)報,1997，02:45-486 陳芳中心定位式山楂去核機的設(shè)計J，糧油加工與食品機械，1997，05： 27-287 喬立新山楂去核問題的探討J中國藥房，2002，05： 568 王群，邵長發(fā)，張少英山楂去核原理和去核機研究A中國機械工程學(xué)會包裝和食品機械學(xué) 會.中國機械工程學(xué)會包裝和食品機械學(xué)會：1991： 89 王群，邵長發(fā)山楂加工形狀及去核機機構(gòu)參數(shù)研究J農(nóng)產(chǎn)品加工.2011，04； 39-4310 高愿君山楂的利用與加工上 J. 農(nóng)產(chǎn)品加工 2011 ，04： 39-4311 黃貴平，傅忠林對2000年版中國藥典山楂去核的商榷J.基層中藥雜志.2001，04： 6012 封銀海山楂去核新方法J.中成藥研究.1982，06： 4516 John Schofield. 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