畢業(yè)設計（論文）-山楂去核機設計(含全套CAD圖紙)

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優(yōu)秀畢業(yè)論文，支持預覽，答辯通過，歡迎下載需要 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或 1304139763摘 要我國目前的山楂去核機械的發(fā)展狀況比較落后，由于缺少良好的設備，加工手段落后，生產效率低，致使一些地區(qū)水果積壓腐爛現(xiàn)象，給果農造成很大的經(jīng)濟損失。山楂去核手工作業(yè)現(xiàn)在在中國仍然是主要的加工手段，不僅占用大量勞動力、勞動強度大、生產效率低，而且衛(wèi)生安全得不到有效的保障。去核作業(yè)是山楂加工工序中十分重要的前處理工序。以往的手工操作遠不能滿足現(xiàn)代山楂加工的需求，不僅占用大量的勞力、勞動強度大、生產效率低，且產品質量難以控制。本設計主要是為了解決山楂去核作業(yè)的勞動強度大，安全衛(wèi)生，提高生產效率，降低山楂果實破損率，保證山楂產品的質量。因此，山楂去核機有很好的應用前景。關鍵詞：山楂；去核機；設計優(yōu)秀畢業(yè)論文，支持預覽，答辯通過，歡迎下載需要 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或 1304139763Abstract Development situation of China's current Hawthorn nuclear machinery is relative-hly backward, due to the lack of good equipment, processing methods are backward, low production efficiency, resulting in some areas appear fruit backlog rotten phenom-enon, caused great economic losses to farmers. Hawthorn nuclear manual operation n-ow in China is still the main means of processing, not only takes up a lot of labor, hig-h labor intensity, low productivity, and health and safety are not effectively guarantee.Pitted pretreatment procedure is very important in the process of hawthorn processing. The old manual operation cannot meet the modern Hawthorn processing requirement-s, not only takes up a lot of labor, labor intensity is high, the production efficiency is l-ow, and the product quality is difficult to control. This design is mainly to solve the Hawthorn nuclear operation labor intensity, safety and health, improve production effi-ciency, reduce the damage rate of hawthorn hawthorn fruit, guarantee the quality of t-he products. Therefore, application prospect of small Hawthorn nuclear machine has avery good.Keywords:Haw；Stoner； Design優(yōu)秀畢業(yè)論文，支持預覽，答辯通過，歡迎下載需要 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或 1304139763目 錄摘 要 ...............................................................................................................................IAbstract ........................................................................................................................II第一章 緒論 ..................................................................................................................11.1 本文研究的目的和意義 ...................................................................................11.2 國內外核果類去核機械的發(fā)展情況 ..............................................................11.3 山楂的特性和山楂去核機的應用前景 ..........................................................2第二章 山楂去核機總體設計 ......................................................................................42.1 總體方案設計 ...................................................................................................42.2 電動機的選擇 ...................................................................................................52.2.1 選擇電動機系列 ....................................................................................52.2.2 選擇電動機功率 ....................................................................................6第三章 主要機構部件設計 ..........................................................................................73.1 傳動裝置的設計 ...............................................................................................73.1.1 傳動方式的選擇 ....................................................................................73.1.2 同步帶帶傳動的設計 ............................................................................83.2 分度機構設計 .................................................................................................103.2.1 蝸輪蝸桿傳動設計 ..............................................................................103.2.2 分度圓盤設計 ......................................................................................163.2.3 去核機分度圓盤主軸 ...........................................................................173.2.4 軸承選擇 ...............................................................................................203.3 去核機構設計 .................................................................................................223.3.1 氣動系統(tǒng)的設計 ...................................................................................223.3.2 氣缸的設計 ..........................................................................................243.3.3 山楂去核刀具 .......................................................................................30總 結 ............................................................................................................................31參考文獻 ......................................................................................................................32致 謝 ............................................................................................................................33優(yōu)秀畢業(yè)論文，支持預覽，答辯通過，歡迎下載需要 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或 1304139763優(yōu)秀畢業(yè)論文，支持預覽，答辯通過，歡迎下載需要 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或 1304139763第一章 緒論1.1 本文研究的目的和意義我國地域遼闊、資源豐富。具有得天獨厚的發(fā)展水果加工業(yè)的良好條件。水果深加工已成了農民致富的一條主要途徑，不論是社會效益還是經(jīng)濟效益都是十分可觀的。核果類水果主要是指桃、杏、李、山楂、紅棗及橄欖等。它們在水果總產量中占有較大比例，以它們?yōu)樵?，加工成飲料、罐頭、果脯及果干制品時，去核作業(yè)是水果加工業(yè)中十分重要的前處理工序。以往的手工操作遠不能滿足現(xiàn)代水果加工的需求，不僅占用大量的勞力，勞動強度大，生產效率低，且產品質量難以控制。但是我們也看到，在果樹種植業(yè)蓬勃發(fā)展的今天，由于缺少性能良好的設備，加工手段落后，生產效率低，有些地區(qū)還出現(xiàn)鮮果品積壓腐爛現(xiàn)象，給果農造成不應有的經(jīng)濟損失。許多地區(qū)的果品加工廠，其前處理生產環(huán)節(jié)，如去核、去皮、清洗等，至今基本上仍靠手工或十分簡陋的工具完成。因此，在我國發(fā)展去核機械等前處理設備，取代手工作業(yè)是一種必然趨勢。針對中國水果資源豐富、分布廣泛的特點，特別要加大對中小型去核機具的研制，以適應廣大果農及小型果品加工廠的需求。只有這樣，才會有豐富多樣的食品來滿足人們的需求，才能保護果農種植的積極性。山楂在我國分布十分廣泛，產量每年可達上萬噸，由于山楂是季節(jié)性比較強的水果品種，受其本身特性所限，其貯存期較短，一般是 3 個月，而且其果酸含量較高，需要加工后貯存和食用。山楂的加工產品中，糖水罐頭占主要部份，加工量最大。而在其加工過程中，以山楂去核最耗費人力和時間。目前國內主要以手工去核為主，勞動強度大，生產效率低，一般每人每天(以 8 h 計)只能加工山楂 50~60 kg(每只山楂以 10 g 計) ，遠遠不能滿足生產發(fā)展的需求。且山楂中的果酸對人體的肌膚有一定的腐蝕作用。因此，各中、小型罐頭廠急需性能優(yōu)良的山楂去核機。1.2 國內外核果類去核機械的發(fā)展情況國外 20 世紀 60 年代就著手研制水果去核機，至 20 世紀 80 年代初美國、意大利、荷蘭等國已相繼推出了粘核桃去核機、橄欖去核機等。去核工序基本上實現(xiàn)了自動化。經(jīng)過數(shù)十年的發(fā)展，已日趨完善、成熟。目前，正向著節(jié)能型和機電一體化方向發(fā)展，以電腦自控作業(yè)為主。但中國的水果去核機具發(fā)展緩慢，遠遠落后于種植業(yè)的發(fā)展。日本生產一種刮板式去核機，去核后的果肉可達 5 毫米左右，由篩孔排出，桃核從尾端排出，該機適用于粘核型桃的去核加工，它具有成本較低，生產率優(yōu)秀畢業(yè)論文，支持預覽，答辯通過，歡迎下載需要 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或 1304139763高，去核效果好等特點。國外也研制出了橄欖去核機，它可以依靠果模組裝在鏈條或滾筒上，形成輸送和定位，并采用一排刀具（包括上刀和下刀） ，對橄欖進行多刀去核作業(yè)，其生產效率比使用單刀的設備高得多。美國 FMC 公司 80 年代初向市場推出了一種自動轉矩式粘核桃去核機。每分鐘可加工 80 個桃子，其生產率約 800 kg/h 左右。該機采用 14 個小杯對桃子進行定位和輸送。每個杯子底部有一帶凸起的小轉軸（見圖 1） 。小軸在鏈條帶動下始終旋轉著，只要杯內桃子的凹部不在小凸起的上方，桃子外圈就會與凸起接觸并被其帶動旋轉著，直到圖示正確位置為止。這時，桃子保持直立狀態(tài)，劈刀將果內劈成兩半后，夾持挑子的兩個橡膠夾板相向轉動 150°使果肉與桃核分離。該機可以整個加工季節(jié)連續(xù)工作而不必停機潤滑，調節(jié)和清洗也十分方便。由于它保持了去核后果肉的完整性，因此比較適合于罐頭、果脯和果干加工廠使用。由于該機結構較復雜，成本較高，而國內罐頭、果脯等食品均屬微利產品，因此，在我國推廣起來存在一些難度。意大利 BERTUZZI 公司推出了一種滾子去核機，其原理如圖 2 所示。它適合于離核型桃、杏、李等核果的果肉與果核的分離。圖中滾子 2 心部材料為碳鋼，外面覆蓋一層彈性適中的橡膠層，輥子 3 由數(shù)個齒狀圓盤組成，各盤間有一定間隔，在兩輥子上方有一推壓裝置，當它將物料推入兩輥子之間時，物料1 在兩輥子的擠壓下，果肉被擠入齒輥中的齒間間隔（圖中 5） ，而果核則使?jié)L子 2 的橡膠層變形而凹入橡膠層中（圖中 4） 。當轉過一定角度后，橡膠的彈性作用使果核脫離滾子 2 而進入果核收集斗。在輥子下方有一可調的分離裝置使肉核有效分離，在齒輥下方還有一個類似梳子的裝置將嵌在滾子 3 齒盤間的果肉梳出，落入果肉收集斗。從而達到核肉分離的目的。它適用于帶肉果汁飲料、果漿、果醬、果汁飲料等品種的去核工序，具有生產效率高等特點，有較高的推廣價值。中國研制的核果水果去核機具，按其結構特點和工作部件的不同，大體可分為剖分式、對輥式和捅桿式等幾大類。目前中國的去核機械有剖分式去核機、對輥式去核機、捅桿式去核機、打漿式去核機、刮板式去核機、凸齒滾筒分離凹板式去核機幾種形式。中國去核機械存在突出的問題有果肉損失率較高、去核后果實破損率高、機械性能不穩(wěn)定、通用性差、作業(yè)成本高、科技含量低、生產效率低等。1.3 山楂的特性和山楂去核機的應用前景山楂，可食用植物，核果類水果，質硬，果肉薄，味微酸澀。落葉灌木，枝密生，有細刺，幼枝有柔毛。小枝紫褐色，老枝灰褐色。能防治心血管疾病。優(yōu)秀畢業(yè)論文，支持預覽，答辯通過，歡迎下載需要 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或 1304139763山楂是我國特有的藥果兼用樹種。山楂主要成分：可食用部分 76%。每 100g 中含能量 397kJ、水分 73g、蛋白質 0.5g、脂肪 0.6g、膳食纖維 3.1g、碳水化合物22g、胡蘿卜素 100μg、維生素 A 17μg；硫胺素 0.02mg、核黃素 0.02mg、尼克酸 0.4mg；維生素 C 53mg、維生素 E 7.32mg；鉀 299mg、鈉 5.4mg、鈣52mg、鎂 19mg、鐵 0.9mg、錳 0.24mg、鋅 0.28mg、銅 0.11mg、磷 24mg、硒1.22μg。含解脂酶、鞣質等以及對大腸桿菌、綠膿桿菌、痢疾桿菌有抑制作用的成分。山楂能防治心血管疾病，具有擴張血管、強心、增加冠脈血流量、改善心臟活力、興奮中樞神經(jīng)系統(tǒng)、降低血壓和膽固醇、軟化血管及利尿和鎮(zhèn)靜作用；防治動脈硬化，防衰老、抗癌的作用。山楂酸還有強心作用，對老年性心臟病也有益處。它能開胃消食，特別對消肉食積滯作用更好，很多助消化的藥中都采用了山楂；山楂對子宮有收縮作用，在孕婦臨產時有催生之效，并能促進產后子宮復原；能增強機體的免疫力，有防衰老、抗癌的作用。山楂中有平喘化痰、抑制細菌、治療腹痛腹瀉的成分。近年來，隨著人民生活水平的不斷提高，人民對食品質量的要求也越來越嚴格。生產廠家也意識到前處理工序對產品質量有著不可忽視的影響，各廠家紛紛尋找合適的前處理設備。由于許多前處理設備在國內尚屬空白，因此，開發(fā)性能優(yōu)良的去核機及其它前處理設備是形勢所需。核果類水果主要指桃、李、杏、山楂、紅棗及橄欖等，它們在水果總產量中占有較大的比例。在以它們?yōu)樵霞庸わ嬃稀⒐揞^、果脯及果干制品時，去核作業(yè)是一項十分重要的前處理工序。以往所采用人工作業(yè)，不僅占用大量勞動力、勞動強度大、生產率低，并且產品質量難以控制。因此，實行水果去核的機械化作業(yè)是水果加工業(yè)中必然的發(fā)展趨勢，所以山楂去核機的應用有非常良好的前景。優(yōu)秀畢業(yè)論文，支持預覽，答辯通過，歡迎下載需要 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或 1304139763第二章 山楂去核機總體設計2.1 總體方案設計機械式山楂去核的一般過程是：山楂的喂入、定位、夾持、切削與去核、成品與下腳料的分別收集 由于山楂的外形并非規(guī)則的球形、長圓形或扁圓形，在機械加工時，采用山楂的外形進行定位、夾持，不能保證山楂核的中心線同刀具的中心線重合．其定位、夾持會出現(xiàn)偏差，增加了山楂的破碎率和去核的不凈率，使山楂去核機的推廣受到限制。通過對本地區(qū)部分山楂品種的物理結構研究知道：山楂核的中心線與山楂的花蕊凹點(下凹點) 與花蒂凹點(上凹點) 的連線接近重合。因此提出以上下凹點為山楂的定位基準，進行山楂去核機的整體設計。即采用中心定位方式，保證山楂喂入時的定位精度，然后采用上下仿形機構進行夾持，在保證定位精度的情況下，使山楂夾緊，之后進行雙刀的切削與去核，最后是加工成品與下腳料分別收集，其結構如圖 1。優(yōu)秀畢業(yè)論文，支持預覽，答辯通過，歡迎下載需要 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或 1304139763圖 1 山楂去核機總體優(yōu)秀畢業(yè)論文，支持預覽，答辯通過，歡迎下載需要 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或 13041397632.2 電動機的選擇2.2.1 選擇電動機系列電動機選擇應保證：rP?0式中：P0—— 電動機額定功率， kW；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/η式中：Pr——工作機所需有效功率，由工作機的工藝阻力及運行參數(shù)確定；η——電動機到工作機的總效率，%。皮帶運輸機的 PW 計算方法：PW=F×v/1000 (kW)式中：F—— 工作機的圓周力，例如運輸機上運輸帶的有效拉力，N ；v——工作機的線速度，例如運輸帶的帶速，m/s；D——帶運輸機主動滾筒的直徑，mm；n——工作機卷筒軸的轉速，r/min。按工作要求及工作條件選用三相異步電動機，封閉式結構，電壓 380V，Y系列。2.2.2 選擇電動機功率PW1=0.27 kW，η1=0.99×0.95×0.96×0.95×0.994×0.96=0.7698∴Pr1=PW/η1=0.36 kWPW2=0.15 kW，η2=0.95×0.825×0.982×0.99×0.90=0.6885∴Pr2=PW/η2=0.22 kW查表 4.12-1，可選 Y 系列三相異步電動機 Y802-4 型，額定功率P0=0.75kW，或選 Y 系列三相異步電動機 Y90S-4 型，額定功率 P0=0.75kW。以同步轉速為 1500r/min 及 1000r/min 兩種方案進行比較，由表 4.12.1 查得優(yōu)秀畢業(yè)論文，支持預覽，答辯通過，歡迎下載需要 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或 1304139763電動機數(shù)據(jù)，計算出傳動比如下表。表 1 電動機數(shù)據(jù)表方案電動機型號額定功率/kW同步轉速/(r/min)滿載轉速/(r/min) 總傳動比質量/kg價格/元12Y802-4Y90S-40.750.7515001000139091057.9237.921823475570比較兩方案可見，方案 1 選用的電動機雖然質量和價格較低，但總傳動比大。為使傳動裝置結構緊湊，決定選用方案 2。電動機型號為 Y90S-4，額定功率為 0.75 kW，同步轉速為 1000 r/min，滿載轉速為 910 r/min。由機械設計課程設計表 4.12-2 查得電動機中心高 H = 90mm，外伸軸段 D × E = 24mm × 50mm。第三章 主要機構部件設計3.1 傳動裝置的設計3.1.1 傳動方式的選擇(1)帶傳動：帶傳動是具有中間撓性件、靠摩擦工作的傳動，如圖 2 所示，所以具有如下優(yōu)點：能緩沖吸振；傳動平穩(wěn)，噪聲??；過載時，帶將在帶輪上打滑，可防止其他零件損壞；結構簡單、成本低；允許有較大的中心距(可達15m)。帶傳動的缺點：由于帶與帶輪面之間的滑動，不能保證定傳動比；在傳遞相同大小的圓周力時，結構尺寸和軸上壓力都比嚙合傳動大；效率低、帶的壽命短。優(yōu)秀畢業(yè)論文，支持預覽，答辯通過，歡迎下載需要 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或 1304139763圖 2 帶傳動(2)同步帶傳動：同步帶傳動有中間撓性件、靠帶與帶輪之間齒形嚙合的傳動，如圖 3 所示，與帶傳動一樣具有緩沖吸振；傳動平穩(wěn)，噪聲小；允許有較大的中心距(可達 15m)等優(yōu)點，同時由于同步帶與帶輪之間有齒形嚙合因此有精確的傳動比傳動時不打滑。帶傳動的缺點：在傳遞相同大小的圓周力時，結構尺寸和軸上壓力都比嚙合傳動大；效率低、帶的壽命短。圖 3 同步帶傳動(3)鏈傳動：鏈傳動是一種用鏈條做中間撓性件的嚙合傳動，它由鏈條、主動輪和從動輪組成，如圖 4 所示。鏈傳動具有如下優(yōu)點：無彈性滑動和打滑現(xiàn)象，平均傳動比準確；效率較高，η≈0.98；結構尺寸比較緊湊；由于不需要很大的張緊力，所以作用在軸上的載荷較小；可以在溫度較高及灰塵較大的環(huán)境優(yōu)秀畢業(yè)論文，支持預覽，答辯通過，歡迎下載需要 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或 1304139763下工作。圖 4 鏈傳動鏈傳動的缺點：a. 不能保證恒定的瞬時傳動比； b.只能用于平行軸間同向回轉的傳動；c. 不適宜在載荷變化很大和急促反向的傳動中應用；d.工作時存在噪聲；e.制造費用比帶傳動高；f.磨損鏈節(jié)伸長后運轉不穩(wěn)定，易跳齒等。(4)齒輪傳動：如圖 5 所示，齒輪傳動優(yōu)點主要有：a.傳動效率高；b.結構緊湊；c.工作可靠、傳動比穩(wěn)定、壽命長。圖 5 齒輪傳動優(yōu)秀畢業(yè)論文，支持預覽，答辯通過，歡迎下載需要 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或 1304139763齒輪傳動缺點：a. 制造和安裝精度要求高； b.不宜遠距離傳動；c. 成本高。綜合以上四種傳動方式的優(yōu)缺點，結合本設計的山楂去核機的特點，選擇具有傳動平穩(wěn)、噪聲小、結構簡單、傳動精確的同步帶傳動作為傳動裝置比較適合。3.1.2 同步帶帶傳動的設計(1)選擇帶型號帶傳動的功率計算公式為：Pca=KAP式中：Pca— —計算功率， kW；P——傳遞的額定功率 (如：電機的額定功率 )，kW ；KA ——工作情況系數(shù)(表 6-9)。由表 6-9 查得工作情況系數(shù) KA=1.2，所以計算功率：Pca=KAP=1.2×0.75=9 kW根據(jù) Pca 和 n1 由圖 6-9 確定選用 Z 型帶。(2)確定帶輪基準直徑由表 6-7 和表 6-10，取主動輪基準直徑 dd1=67mm。驗算帶速：v= =6.38＜25(m/s)πdn60×1000帶速合適。優(yōu)秀畢業(yè)論文，支持預覽，答辯通過，歡迎下載需要 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或 1304139763計算從動輪基準直徑 dd2：dd2=i×dd1=2.37×67=158.79 mm根據(jù)表 6-10，取 dd2=160 mm。(3)確定帶的基準長度和傳動的中心距根據(jù) 0.7(dd1+dd2)＜ a0＜2(dd1+dd2)，得到 158.9＜a＜454。初定中心距 a0 = 350mm。由基準長度公式：L‘d=2a0+π(dd1 + dd2)/2+(dd2-dd1)2/4a0∴L‘d=2×350+π(67+160)/2+(160-67)2/4×350=1062.7(mm)根據(jù)表 6-5 選取帶的基準長度 Ld=1120mm。實際中心距 a≈a0+(Ld-L‘d)/2=350+(1120–1062.7/2=378.7(mm)(4)驗算主動帶輪上的包角?1?1=180-(dd2-dd1)×57.3°/a=165.9°＞120°主動帶輪上的包角合適。(5)確定帶的張緊力 F0查表 6-6，Z 型普通 V 帶單位長度質量 q=0.06kg/m。F0=500Pca(2.5/Kа-1)/(z×v)+ qv2F0=500×0.9(2.5/0.966-1)/6×6.38+0.06×6.382 = 90.0(N)(6)計算帶傳動作用在軸上的載荷 FQFQ=2zF0cos(r/2)=2zF0sin(а1/2)式中：F0—— 單根帶的張緊力， N；а1——主動帶輪上的包角， rad。FQ=2×6×90.0×sin =1071.8(N)165.9°2優(yōu)秀畢業(yè)論文，支持預覽，答辯通過，歡迎下載需要 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或 13041397633.2 分度機構設計3.2.1 蝸輪蝸桿傳動設計蝸輪蝸桿分度機構3.2.1.1 選擇蝸輪蝸桿類型、材料、精度 根據(jù) GB/T10085-1988 的推薦，采用漸開線蝸桿（ ZI）蝸桿材料選用 45 鋼，整體調質，表面淬火，齒面硬度 45~50HRC。蝸輪齒圈材料選用 ZCuSn10Pb1，金屬模鑄造，滾銑后加載跑合，8 級精度，標準保證側隙 c。3.2.1.2 按接觸疲勞強度設計設計公式 ≥ mm12dm??225.3??????zKThe?（1）z1，z2：查表 7.2 取 z1=2，z2= z1×n1／n2=2×1440／ 73.96=38.94≈39.z2 在 30～64 之間，故合乎要求。初估 =0.82?（2）蝸輪轉矩 T2：T2=T1×i× =9.55×106×5.8×19.47×0.82／1440=614113.55 N mm?（3）載荷系數(shù) K：因載荷平穩(wěn)，查表 7.8 取 K=1.1 優(yōu)秀畢業(yè)論文，支持預覽，答辯通過，歡迎下載需要 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或 1304139763（4）材料系數(shù) ZE查表 7.9，ZE=156 MPa（5）許用接觸應力[ 0H]?查表 7.10，[ 0H]=220 Mpa N=60×jn2×Lh=60×73.96×1×12000=5.325×107ZN= = =0.811353388710n87710325.?[ H]=ZN[ 0H]= 0.81135338×220=178.5 Mpa?（6）m d1：2m d1≥ =1.1×614113.55× =2358.75mm2??225.3??????zKThe?2390156.???????初選 m ，d1 的值：查表 7.1 取 m=6.3 ，d1=63m d1=2500.47〉2358.752（7）導程角 tan = =0.2?632.1??dz=arctan0.2=11.3°（8）滑動速度 VsVs= =4.84m/s????3.1cos064cos106???nd（9）嚙合效率由 Vs=4.84 m/s 查表得 ν=1°16′優(yōu)秀畢業(yè)論文，支持預覽，答辯通過，歡迎下載需要 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或 13041397631 = =0.2/0.223=0.896?????????23.1tantan???（10）傳動效率 ?取軸承效率 2=0.99 ，攪油效率 3=0.98?= 1× 2× 3=0.896×0.99×0.98=0.87?T2=T1×i× =9.55×106×5.8×19.47×0.87／1440=651559.494N mm?（11）檢驗 m d1 的值2m d1≥ =0.×651559.494× =1820＜2500.472??225.3??????zKThe?2390156.???????原選參數(shù)滿足齒面接觸疲勞強度要求.3.2.1.3 確定傳動的主要尺寸m=6.3mm， =63mm，z1=2，z2=391d（1）中心距 aa= =154.35mm????239.62???mzd（2）蝸桿尺寸分度圓直徑 d1 d1=63mm齒頂圓直徑 da1 da1=d1+2ha1=(63+2×6.3)=75.6mm齒根圓直徑 df1 df1=d1﹣2hf=63 ﹣2×6.3(1+0.2)=47.88mm導程角 tan =11.30993247° 右旋?軸向齒距 Px1=πm=3.14×6.3=19.78mm優(yōu)秀畢業(yè)論文，支持預覽，答辯通過，歡迎下載需要 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或 1304139763齒輪部分長度 b1 b1≥m(11+0.06×z2)=6.3×(11+0.06×39)=84.04mm取 b1=90mm（3）蝸輪尺寸分度圓直徑 d2 d2=m×z2=6.3×39=245.7mm齒頂高 ha2=ha*×m=6.3×1=6.3mm齒根高 hf2= (ha*+c*)×m=(1+0.2)×6.3=7.56mm齒頂圓直徑 da2 da2=d2+2ha2=245.7+2×6.3×1.2=230.58mm齒根圓直徑 df2 df2=d2﹣2m(ha*+c*)=384 ﹣19.2=364.8mm導程角 tan =11.30993247° 右旋?軸向齒距 Px2=Px1=π m=3.14×6.3=19.78mm蝸輪齒寬 b2 b2=0.75da1=0.75×75.6=56.7mm齒寬角 sin(α/2)=b2/d1=56.7／63=0.9蝸輪咽喉母圓半徑 rg2=a—da2／2=154.35﹣129.15=25.2mm（4）熱平衡計算①估算散熱面積 AA=275.175.1 0303403. ma??????????????②驗算油的工作溫度 ti室溫 ：通常取 。0t?2散熱系數(shù) ：Ks=20 W/(㎡·℃)。sk73.45℃＜80℃?????????????????? 20753.028.1100tAPtsi?油溫未超過限度（5）潤滑方式根據(jù) Vs=4.84m/s，查表 7.14，采用浸油潤滑，油的運動粘度 V40℃優(yōu)秀畢業(yè)論文，支持預覽，答辯通過，歡迎下載需要 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或 1304139763=350×10-6㎡/s（6）蝸桿、蝸輪軸的結構設計(單位：mm)①蝸輪軸的設計最小直徑估算dmin≥c× np3c 查《機械設計 》表 11.3 得 c=120 dmin≥=120× =47.3496.7354根據(jù)《機械設計》表 11.5，選 dmin=48d1= dmin+2a =56 a≥(0.07～0.1) dmin=4.08≈4d2=d1+ (1～5)mm=56+4=60d3=d2+ (1～5)mm=60+5=65d4=d3+2a=65+2×6=77 a≥(0.07～0.1) d3=5.525≈6h 由《機械設計》表 11.4 查得 h=5.5b=1.4h=1.4×5.5=7.7≈8d5=d4﹣ 2h=77﹣2×5.5=66d6=d2=60l1=70+2=72②蝸桿軸的設計最小直徑估算dmin≥c× = 120× =19.09 取 dmin=30np31408.53d1=dmin+2a=20+2×2.5=35 a=(0.07～0.1)dmind2=d1+(1～5)=35+5=40d3=d2+2a=40+2×2=44 a=(0.07～0.1)d2優(yōu)秀畢業(yè)論文，支持預覽，答辯通過，歡迎下載需要 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或 1304139763d4=d2=40h 查《機械設計》表 11.4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 H7/s6 配合，并加臺肩和螺釘固定，螺釘選 6 個幾何尺寸計算結果列于下表：計算公式名 稱 代號蝸桿 結 果中 心 距 a= ??2zqm?a=154.35傳 動 比 i1Zi?i=19.47蝸桿分度圓柱的導程角 ?qzarctn? ??31.?蝸桿軸向壓力角 1x?標準值 ?201x?齒 數(shù) Zz1=2分度圓直徑 1dqmd?1 631?d齒頂圓直徑 a??2?a .75a齒根圓直徑 1f 4.1?f =47.881f蝸桿螺紋部分長度 b??mz206.?90?b計算公式名 稱 代號蝸輪 結 果中 心 距 a= ??2zqm?a=154.35傳 動 比 i1Zi?i=19.47蝸輪端面壓力角 2t?標準值 ??20t?蝸輪分度圓柱螺旋角 ???o31.??齒 數(shù) 2Z=2Z1iz=392Z分度圓直徑 dmd?7.45?d優(yōu)秀畢業(yè)論文，支持預覽，答辯通過，歡迎下載需要 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或 1304139763齒頂圓直徑 2ad??22??zma =258.32ad齒根圓直徑 f 4.?f 58.30?f蝸輪最大外圓直徑 2edae5.12?7.62ad3.2.2 分度圓盤設計3.2.2.1 山楂分度圓盤材料由于山楂去核機屬于常用食品加工類機械，材料的選擇應考慮到材料易得、材料容易加工切削、干凈衛(wèi)生、成本低且容易清洗等特點，所以本設計選用 45號鋼作為山楂分度圓盤的材料。3.2.2.2 山楂分度圓盤尺寸工作臺是進行山楂去核操作的工作臺面，其轉速與主軸轉速相同，因其線速度隨著工作臺直徑的大小變化而不同，為了不影響山楂的喂入，工作臺的有效直徑( 山楂定位中心分布圓直徑)應控制在 270~440 mm 之間，即其線速度為0．18～0．21 m／s，與人工喂入山楂的速度相匹配。材料選用厚度為 5 rnrn 的鋼板。山楂分度圓盤如圖 8 所示。考慮到人工放置山楂的舒適度問題以及作業(yè)的工作效率，本設計采用直徑 300mm 的圓盤作為分度圓盤，圓盤上均勻分布 12個直徑 10mm 的山楂定位孔，為了使分度圓盤工作穩(wěn)定可靠不產生傾斜本設計采用雙鍵連接軸，基孔制配合為 H7。圖 8 山楂定位盤優(yōu)秀畢業(yè)論文，支持預覽，答辯通過，歡迎下載需要 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或 13041397633.2.3 去核機分度圓盤主軸3.2.3.1 選擇軸的材料該軸的無特殊要求，選用 45 鋼調質處理 230-280，查表得 σB=640MPa。3.2.3.2 初步估算軸徑 NPCd5?m192034.15min??取軸 d=20 mm。3.2.3.3 軸的結構設計根據(jù)估算軸徑和軸上零件的布置，進行軸的結構設計，確定軸上與分度圓盤聯(lián)接鍵截面尺寸為 b×h=8mm×7mm 配合為 H7/r6。滾動軸承內圈與軸的配合采用基孔制，軸的尺寸公差 m6。在軸的兩端均制成 2×45°倒角。軸的詳細尺寸如圖 9 所示。優(yōu)秀畢業(yè)論文，支持預覽，答辯通過，歡迎下載需要 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或 1304139763圖 9 定位盤主軸3.2.3.4 軸的強度驗算(1)主軸間歇輪上的作用力的大小轉矩：T=95.5×105× =95.5×105× =81170(N mm)Pn 0.3420 ?圓作用直徑：d1=39.9(mm)圓周力：Ft=2T/d1=2×81170/39.9=4069(N)徑向力：Fr=Ft/2.653=1534(N)優(yōu)秀畢業(yè)論文，支持預覽，答辯通過，歡迎下載需要 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或 1304139763軸向力：Fа=Ft/3.734=1090(N)(2)求垂直面上軸承的支反力及主要截面的彎矩FBV=(Fr×29.5+Fа×d1/2)/210.5+29.5=279(N)FDV=Fr-FBV=1534-279=1255(N)截面 C 處彎矩為:MCV 左=FBV×210.5=58730(N mm)?MCV 右=FDV× 29.5=37023(N mm)(3)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=500(N)FDH=Ft-FBH=4069-500=3569(N)截面 C 處彎矩為：MCH=FBH×210.5=500×210.5=105250(N mm)?(4)截面 C 處垂直和水平的合成彎矩 )(1205758730222 mNMchcvc ??????左左 222chcvC左右(5)按彎扭合成應力校核軸的強度進行校核時，只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面的強度，由公式： ??122)(???????WTMv式中：а—— 應力折算系數(shù)；Mv——軸上危險截面處的當量彎矩，N mm；?W ——軸上危險截面處的抗彎矩截面系數(shù)，mm3；[σ-1] ——軸在對稱循環(huán)狀態(tài)下的許用彎曲應力,MPa，見表 11-1；d ——軸上危險截面處直徑，mm。當此段軸上有一個鍵槽時，直徑優(yōu)秀畢業(yè)論文，支持預覽，答辯通過，歡迎下載需要 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或 1304139763應加大 3%；有兩個鍵槽時，應加大 7%。取 а=0.6，計算截面上的應力： ??)(56.37261.0805732MPaV ?????前面已選定軸的材料為 45 鋼，調質處理，由表 11-1 查得[σ-1]=60MPa，由于 σv＜ [σ-1]，故安全。3.2.4 軸承選擇設計機械時，應根據(jù)載荷情況、轉速高低、空間位置、調心性能以及其他要求，選定合適的滾動軸承類型。具體選擇時可參考下列原則。軸承所受載荷的大小、方向和性質，是選擇軸承類型的主要依據(jù)。當軸承承受純徑向載荷時，應選用向心軸承。當承受純軸向載荷且轉速不很高時，宜采用推力軸承；如轉速很高，則因離心力使?jié)L動體與保持架之間的壓力增大，摩擦加劇而使壽命顯著縮短，此時應選用角接觸球軸承。當同時承受徑向載荷和軸向載荷時，如果以徑向載荷為主，可選用深溝球軸承或接觸角較小的角接觸軸承；以軸向載荷為主，可選擇接觸角較大的角接觸軸承，也可采用向心軸承和推力軸承組合在一起的方式，分別承受徑向載荷和軸向載荷。根據(jù)以上所述，結合本設計經(jīng)濟實用的特點，選擇軸承型號為 6204 的深溝球軸承為本設計所使用軸承。下面校核軸承的壽命。(1)求兩軸承的計算軸向力 1aF和 2。軸承 6204 軸向力 tde?， 取 e＝0.42。1110.42.0.4295.83.drFN???N222...6.7.drN17138.459.adac???N29.5aFN優(yōu)秀畢業(yè)論文，支持預覽，答辯通過，歡迎下載需要 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或 1304139763061.4.7859301??CFa..230a由插值法計算得 45.01?e、 2.1e再計算 10.43592.840drFe??N2.6.73dr?N1740a??N293aFN 064.701?Ca39.20Fa確定 45.1?e、 42.0e ， 173aF?N、 293aN(2)求軸承當量動載荷 1p和 2。115.0892473eFra??12.76ra分別進行查表或插值計算得徑向載荷系數(shù)和軸向載荷系數(shù)：軸承 1 4.0?X 28.1Y優(yōu)秀畢業(yè)論文，支持預覽，答辯通過，歡迎下載需要 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或 1304139763軸承 2 X2=1 02?Y因軸承運轉中有中等沖擊載荷，按表 13.6 2.10??pf取 .?pf????111.04925.8473prafXFY??????N222.6.69praf ?N(3)驗算軸承壽命。因為 21?所以按軸承 1 得受力大小驗算： ??185042033960160??????????pchL?h已知本機器使用 10 年，一班制，預期壽命為： 2903658' ???RLhh??故本軸承能夠滿足設計要求3.3 去核機構設計去核機構是由氣缸帶動去核刀具沿導軌上下運動實現(xiàn)的，由氣動系統(tǒng)、氣缸、去核刀具、導軌組成，如下圖示。優(yōu)秀畢業(yè)論文，支持預覽，答辯通過，歡迎下載需要 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或 1304139763去核機構3.3.1 氣動系統(tǒng)的設計氣動系統(tǒng)的設計一般應包括：1）回路設計；2）元件、輔件選用；3）管道選擇設計；4）系統(tǒng)壓降驗算；5）空壓機選用；6）經(jīng)濟性與可靠性分析。氣動基本回路是氣動回路的基本組成部分，可分為：壓力與力控制回路、方向控制（換向）回路、速度控制回路、位置控制回路和基本邏輯回路。（1）壓力與力控制回路主要控制氣罐，使其壓力不超過規(guī)定壓力。常采用外控式溢流閥 1 來控制，也可用帶電觸點的壓力表 1′，代替溢流閥 1 來控制壓縮機電動機的啟、停，從而使氣罐內壓力保持在規(guī)定壓力范圍內。采用溢流閥結構簡單、工作可靠，但無功耗氣量大；后者對電動機及其控制要求較高：優(yōu)秀畢業(yè)論文，支持預覽，答辯通過，歡迎下載需要 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或 1304139763一次壓控制回路（2）單作用缸的換向回路圖 a 為常斷二位三通電磁閥控制回路。通電時活塞桿上升，斷電時靠外力（如彈簧力等）返回。二位三通電磁閥控制回路綜上述，氣動原理圖如下：氣動系統(tǒng)原理圖3.3.2 氣缸的設計（1）氣缸參數(shù)選定本升降機構氣缸推動螺桿移動，因此單注射個氣缸的最大負載為： NGF5012???優(yōu)秀畢業(yè)論文，支持預覽，答辯通過，歡迎下載需要 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或 1304139763G--工作臺加電極板重量，參考市場現(xiàn)有充電設備為 1000N當電池上下電極均與充電板上電極接觸時，氣缸的載荷達到最大值 500N，此時氣缸有桿腔進氣，且注射缸活塞移動速度也近似等于零，回氣量極?。还时硥毫梢院雎圆挥?，這樣 362 10274.105.43??????pFdD?該處氣缸負載不大，并且氣缸活塞桿屬于拉桿，故選擇活塞桿的直徑d=（0.3~0.5 ） D，并且為保證密封圈標準化活塞桿直徑應取標準系列，參照下表.表 3-4 活塞直徑系列8 10 12 16 20 25 3240 50 63 80 （90） 100 （110）125 （140） 160 （180） 200 (220) 250320 400 500 630表 3-5 活塞桿直徑系列4 5 6 8 10 12 14 16 182 22 25 28 32 36 40 45 5056 63 70 80 90 100 110 125 140160 180 200 220 250 280 320 360 400結合上述兩式求得活塞及活塞桿直徑并按照上表選取標準系列：活塞直徑： mD40?活塞桿直徑： d16（2）氣缸主要尺寸的確定氣缸壁厚和外經(jīng)的計算氣缸的壁厚由氣缸的強度條件來計算。氣缸的壁厚一般指缸筒結構中最薄處的厚度。從材料力學可知，承受內壓力的圓筒，其內應力分布規(guī)律應壁厚的不同而各異。一般計算時可分為薄壁圓筒和厚壁圓筒。優(yōu)秀畢業(yè)論文，支持預覽，答辯通過，歡迎下載需要 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或 1304139763氣缸的內徑 D 與其壁厚的比值的圓筒稱為薄壁圓筒。工程機械的氣缸，一般用無縫鋼管材料，大多屬于薄壁圓筒結構，其壁厚按薄壁圓筒公式計算 式中 ——氣缸壁厚(m)；D——氣缸內徑(m)；?——試驗壓力，一般取最大工作壓力的(1.25~1.5)倍；yp——缸筒材料的許用應力。無縫鋼管。則：???mDpy5,2.3?????取在中低壓液壓系統(tǒng)中，按上式計算所得氣缸的壁厚往往很小，使缸體的剛度往往很不夠，如在切削過程中的變形、安裝變形等引起氣缸工作過程卡死或漏油。因此一般不作計算，按經(jīng)驗選取，必要時按上式進行校核。氣缸壁厚算出后，即可求出缸體的外經(jīng)為 為1DmD50241?????2）氣缸工作行程的確定氣缸工作行程長度，可根據(jù)執(zhí)行機構實際工作的最大行程來確定，并參閱表 3-6 中的系列尺寸來選取標準值。已知電池高度 65mm，初步選定氣缸行程 S=80mm表 3-6 氣缸行程系列25 50 80 100 125 160 200 250320 400 500 630 800 1000 1250 1600Ⅰ2000 2500 3200 400040 63 90 110 140 180 220 280360 450 550 700 900 1100 1400 1800Ⅱ2200 2800 3900240 260 300 340 380 420 480 530600 650 750 850 950 1050 1200 1300Ⅲ1500 1700 1900 2100 2400 2600 3000 38003) 缸蓋厚度的確定一般氣缸多為平底缸蓋，其有效厚度 t 按強度要求可用下面兩式進行近似計算。優(yōu)秀畢業(yè)論文，支持預覽，答辯通過，歡迎下載需要 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或 1304139763無孔時 ???ypDt243.0?有孔時 ??022.dty?式中 t——缸蓋有效厚度(m)； ——缸蓋止口內徑(m)；D——缸蓋孔的直徑(m)。0d氣缸：無孔時 ，取 t=10mmmt 49.825.0143.03????有孔時 ，取 t’=12mmt 1.80.3' ?4) 最小導向長度的確定當活塞桿全部外伸時，從活塞支承面中點到缸蓋滑動支承面中點的距離 H稱為最小導向長度（如下圖 2 所示） 。如果導向長度過小，將使氣缸的初始撓度（間隙引起的撓度）增大，影響氣缸的穩(wěn)定性，因此設計時必須保證有一定的最小導向長度。圖 3-8 氣缸的導向