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紅棗去核機的設計 學生姓名 高元舟 學 號 8031212419 所屬學院 機械電氣化工程學院 專 業(yè) 農(nóng)業(yè)機械化及其自動化 班 級 16 4 指導老師 賀小偉 日 期 2016 05 塔里木大學機械電氣化工程學院制 16 屆畢業(yè)設計 前 言 在水果加工工業(yè)中 核果類水果去核作業(yè)是一項十分重要的前處理工序 近年來 隨著人民生活水平的 不斷提高 勞動力費用在加工作業(yè)成本中所占的比例越來越高 人們對食品質(zhì)量的要求也越來越嚴格 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 本文的主要內(nèi)容有 根據(jù)工藝動作順序和協(xié)調(diào)要求擬定運動循環(huán)圖 進行沖壓機構(gòu)和間歇運動機 構(gòu)的選型 機械運動方案的選擇與評定 對機械傳動系統(tǒng)和執(zhí)行機構(gòu)進行運動尺寸計算 關(guān)鍵詞 去核機 方案設計 執(zhí)行系統(tǒng) 傳動系統(tǒng) 目 錄 1 緒論 1 2 紅棗去核機的方案設計 1 2 1 執(zhí)行系統(tǒng)的方案設計 1 2 2 傳動系統(tǒng)的方案設計 3 3 傳動裝置的總體設計 4 3 1 選擇電動機 4 3 2 確定傳動裝置的傳動比 4 3 3 傳動裝置的運動和動力參數(shù) 4 4 傳動零件的設計計算 5 4 1 普通 V 帶傳動的設計計算 5 4 2 直齒圓錐齒輪傳動設計計算 6 4 3 聯(lián)軸器的選擇 9 5 執(zhí)行機構(gòu)的設計計算 10 5 1 沖壓機構(gòu)的設計計算 10 5 2 間歇運動機構(gòu)的設計計算 13 6 軸系零件的設計計算 14 6 1 軸 的結(jié)構(gòu)尺寸設計 14 6 2 滾動軸承的選擇及計算 20 6 3 鍵聯(lián)接的選擇及校核計算 22 7 潤滑與密封 23 7 1 直齒圓錐齒輪傳動的潤滑 23 7 2 密封 24 總 結(jié) 25 致 謝 26 參考文獻 27 塔里木大學畢業(yè)設計 0 1 緒論 我國盛產(chǎn)紅棗 紅棗營養(yǎng)豐富 是我國人民喜愛的食物 在紅棗生產(chǎn)旺季農(nóng)民把紅棗制成罐頭 飲料 由于紅棗有核 影響口感 如果能用機械去紅棗核 可以大大提高紅棗生產(chǎn)的附加值 增加農(nóng)民的收入 設計紅棗去核機具有重要意義 核果類水果主要是指桃 杏 李 山植 紅棗及橄欖等 它們在水果總產(chǎn)量中占有較大比例 以它們?yōu)?原料 加工成飲料 罐頭 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 主要采用 人工作業(yè) 不僅占用大量的勞力 勞動強度大 生產(chǎn)效率低 且產(chǎn)品質(zhì)量難以控制 因此 實行水果去核 的機械化作業(yè)是一種必然的發(fā)展趨勢 國外 60 年代就著手去核機的研制 80 年代初 美國 意大利和荷蘭 等國已相繼出現(xiàn)了桃去核機 橄欖去核機等 去核工序基本上實現(xiàn)了機械化 我國是從 80 年代后期開始著 手對去核機進行研制的 并陸續(xù)推出一些產(chǎn)品 由于一些問題尚未真正解決 因此 真正在生產(chǎn)中推廣應 用的并不多 在眾多的果品加工廠中 去核作業(yè)至今基本上仍依靠手工或者十分簡陋的工具完成 近年來 隨著人民生活水平的不斷提高 人們對食品質(zhì)量的要求也越來越嚴格 生產(chǎn)廠家也意識到 前處理工序?qū)?產(chǎn)品質(zhì)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(nèi)尚屬空白 例如桃去核機等 故用戶的需求難以滿足 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 2 紅棗去核機的方案設計 2 1 執(zhí)行系統(tǒng)的方案設計 機械執(zhí)行系統(tǒng)的方案設計是機械系統(tǒng)總體方案設計的核心 它對機械能否實現(xiàn)預期的功能 性能的優(yōu) 勢 經(jīng)濟效益的好壞都起著決定性的作用 2 1 1 紅棗去核機的功能 紅棗去核機是將沖針的往復直線運動及旋轉(zhuǎn)盤工作臺的間歇轉(zhuǎn)動來完成連續(xù)去核作業(yè)處理 其總功能 可分解為送料 沖核 退回 沖棗四個分功能 2 1 2 紅棗去核機的原始數(shù)據(jù)和設計要求 1 加工紅棗直徑為 15mm 20mm 2 紅棗去核時沖針壓力最大可達 3KN 3 要求沖針自上向下運動前 旋轉(zhuǎn)盤做一次間歇轉(zhuǎn)動 轉(zhuǎn)角為 90 4 紅棗去核機使用壽命 10 年 每日一班制工作 載荷有輕微沖擊 2 1 3 工藝動作分解 根據(jù)上訴分析 紅棗去核機要求完成的工藝動作有以下幾個動作 1 加料 這一動作可利用人工加料 2 沖制 其工藝動作可分為沖核和沖棗 要求沖針自上向下運動前 旋轉(zhuǎn)盤做一次間歇運動 轉(zhuǎn)動角 度為 90 3 旋轉(zhuǎn)盤間歇運動 以完成送料 沖核 沖棗三個工位的轉(zhuǎn)換 塔里木大學畢業(yè)設計 1 2 1 4 沖針往復直線運動的實現(xiàn)機構(gòu) 選擇電動機為動力源 此機構(gòu)是具有將連續(xù)的回轉(zhuǎn)運動變換為往復直線運動的功能 實現(xiàn)該功能的各 機構(gòu)比較如下 1 擺動從動件圓柱凸輪 凸輪具有易設計的優(yōu)點 它還能準確有效地預測所產(chǎn)生運動的基本趨勢 工作 行為 結(jié)構(gòu)和壽命等 具有良好的運動性能和動力性能 2 對心曲柄滑塊機構(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 制造簡單等 優(yōu)點 3 偏置曲柄滑塊機構(gòu) 與對心曲柄滑塊機構(gòu)相比較 具有曾力 急回特性等優(yōu)點 2 1 5 旋轉(zhuǎn)盤間歇轉(zhuǎn)動的實現(xiàn)機構(gòu) 棘輪機構(gòu) 槽輪機構(gòu) 不完全齒輪機構(gòu)均可實現(xiàn)間歇運動 由于旋轉(zhuǎn)盤間歇轉(zhuǎn)動速度要求低速 且需 要精確地轉(zhuǎn)位 故選用槽輪機構(gòu) 2 1 6 執(zhí)行機構(gòu)的協(xié)調(diào)設計 紅棗去核機由減速傳動裝置 沖壓機構(gòu) 間歇運動機構(gòu)組成 在送料期間 沖針不能壓到旋轉(zhuǎn)盤 顯 然 沖針自上向下運動前 旋轉(zhuǎn)盤做一次間歇轉(zhuǎn)動 所以沖針與旋轉(zhuǎn)盤之間的運動 在時間順序和空間位 置上有嚴格的協(xié)調(diào)配合要求 2 1 7 機構(gòu)運動循環(huán)圖的設計 對于紅棗去核機的運動循環(huán)圖主要是確定沖針 旋轉(zhuǎn)盤二個執(zhí)行構(gòu)件的先后順序 相位 以利于對各 執(zhí)行構(gòu)件的設計 其紅棗去核機一個工作循環(huán)的工作過程如圖 2 1 所示 為了保證機器在工作時其各執(zhí)行構(gòu)件間動作的協(xié)調(diào)配合關(guān)系 在設計機器時應編制出表明機器在一個 運動循環(huán)中各執(zhí)行構(gòu)件運動關(guān)系的運動循環(huán)圖 表 2 1 表示紅棗去核機二個執(zhí)行構(gòu)件的運動循環(huán)圖 沖針 和旋轉(zhuǎn)盤都由工作行程和回程兩部分組成 設每轉(zhuǎn)一周為一個運動周期 其沖針的工作行程為 0 180 回 程為 180 360 即一個運動周期做一次上下移動 旋轉(zhuǎn)盤的工作行程在沖針的回程后半段和工作行程的前 半段完成 工作旋轉(zhuǎn)盤由軸 4 帶動 通過槽輪機構(gòu)做間歇轉(zhuǎn)位運動 轉(zhuǎn)位過程對應于軸 4 轉(zhuǎn)過 90 停歇過 程對應于軸 4 轉(zhuǎn)過 270 圖 2 1 紅棗去核機的工作過程 塔里木大學畢業(yè)設計 2 表 2 1 執(zhí)行構(gòu)件運動循環(huán)圖 沖針 工作行程 回程 旋轉(zhuǎn)盤 停止 進給 主軸轉(zhuǎn)角 0 90 180 270 360 2 1 8 機械運動方案的選擇和評定 現(xiàn)在可以按給定條件 各執(zhí)行機構(gòu)的相容性和盡量使機構(gòu)簡單 空間布局緊湊等要求來選擇方案 由 此可選擇兩個結(jié)構(gòu)比較簡單的方案 方案 1 沖壓機構(gòu)為偏置曲柄滑塊機構(gòu) 旋轉(zhuǎn)盤間歇機構(gòu)為棘輪機構(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)的往復直線運動具有增力 急回特性等功能 但方案 2 具有易設計及機械效 率高等優(yōu)點 故最后選擇方案 2 為紅棗去核機的機械運動方案 2 2 傳動系統(tǒng)的方案設計 2 2 1 初選原動機 根據(jù)紅棗去核機的工作情況和原動機的選擇原則 初選三相異步電動機為原動機 額定轉(zhuǎn)速為 n 750r min 因額定功率需在力分析后確定 故電動機的具體型號待定 2 2 2 擬定傳動系統(tǒng)方案 根據(jù)執(zhí)行系統(tǒng)的工況和初選原動機的工況及要實現(xiàn)的總傳動比 擬選用帶傳動機構(gòu)和一級圓錐齒輪傳 動組成紅棗去核機的傳動系統(tǒng) 2 2 3 機械運動簡圖 按已選定的兩個執(zhí)行機構(gòu)形式及機械傳動系統(tǒng) 畫出紅棗去核機的機械運動簡圖 如圖 2 2 所示 其 工作原理為 電動機經(jīng)過減速傳動裝置 帶輪傳動 帶動執(zhí)行機構(gòu) 擺動從動件圓柱凸輪 間歇運動機構(gòu) 完成沖針的往復直線運動和旋轉(zhuǎn)盤工作臺的間歇轉(zhuǎn)動 紅棗去核機工作時 沖針由擺動從動件帶動下行 沖針進行去核 稱為工作行程 工作阻力 F 為常數(shù) 沖針上行時 即為空回行程 此行程無工作阻力 在 空回行程中 通過帶輪 圓錐齒輪 槽輪機構(gòu) 槽輪機構(gòu)帶動旋轉(zhuǎn)盤工作臺做一次進給運動 即送料 以 便沖針繼續(xù)沖核 沖棗 圖 2 2 機械運動簡圖 塔里木大學畢業(yè)設計 3 3 傳動裝置的總體設計 3 1 選擇電動機 3 1 1 電動機的類型和結(jié)構(gòu)形式 按工作要求和工作條件 選用一般用途的 Y IP44 系列三相異步電動機 它為臥式封閉結(jié)構(gòu) 3 1 2 確定電動機容量 1 沖針的輸出功率 PW 根據(jù)設計要求和原始數(shù)據(jù)及實驗分析可知 F 2500N 設定沖針的速度為 0 7m s 則沖針的輸出功率為 PW 1 77KW 2 電動機的輸出功率 Pd 傳動裝置的總效率 1 23 3 4 52 3 1 式中 1 2 3 4 5 為電動機至沖針的各傳動機構(gòu)的效率 由機械設計課程設計手冊 表 1 7 查 得 V 帶傳動 1 0 96 滾子軸承 2 0 98 錐齒輪傳動 3 0 95 齒式聯(lián)軸器 4 0 99 槽摩擦輪傳動 5 0 89 故 1 23 3 4 52 0 96 0 983 0 95 0 99 0 892 0 666 所以 P d 2 66KW 3 2 3 電動機的額定功率 Ped 由機械設計手冊表 12 1 選取電動機的額定功率為 Ped 3KW 3 1 3 確定電動機轉(zhuǎn)速 為了便于選擇電動機的轉(zhuǎn)速 先推算電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍 V 帶輪傳動常用傳動比范圍 i 2 5 則 電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為 nd 284 710r min 可見同步轉(zhuǎn)速 750r min 的電動機符合 表 3 1 Y132S 8 型電動機的主要性能 3 2 確定傳動裝置的傳動比 總傳動比 id 7 3 3 傳動裝置的運動和動力參數(shù) 3 3 1 各軸的轉(zhuǎn)速 電動機軸為 0 軸 各轉(zhuǎn)速為 n0 710r min n n 710 i 101 min 電動機型號 額定功率 KW 電動機同步轉(zhuǎn)速 r min 電動機滿載轉(zhuǎn)速 r min 傳動裝置傳動比 Y132S 8 3 750 710 7 塔里木大學畢業(yè)設計 4 3 3 2 各軸的輸入功率 按電動機的額定功率計算各軸輸入功率 P0 Ped 3KW P P0 1 3 0 96 2 88KW P P 23 3 2 88 0 983 0 95 2 63KW P P 4 2 63 0 99 2 55KW 3 3 3 各軸的轉(zhuǎn)矩 T0 9550 P0 n0 9550 3 710 40 35N m T 9550 P n 9550 2 88 142 193 69N m T 9550 P n 9550 2 63 142 176 88N m T 9550 P n 9550 2 55 142 171 5N m 4 傳動零件的設計計算 4 1 普通 V 帶傳動的設計計算 1 確定計算功率 由機械設計手冊表 8 7 查得工作情況系數(shù) KA 1 1 故 Pca P KA 1 1 3 3 3KW 4 1 2 選取窄 V 帶帶型 根據(jù) Pca n 由圖 8 11 確定選用 A 型 3 確定帶輪的基準直徑 由表 8 6 和 8 8 取主動輪基準直徑 dd1 80mm 根據(jù)式 8 15 從動輪基準直徑 dd2 dd2 i dd1 5 80 400mm 按式 8 13 驗算帶的速度 V 2 97m s30m s 故帶的速度合適 4 確定窄 V 帶的基準長度和傳動中心距 根據(jù) 0 7 dd1 dd2 a0 2 dd1 dd2 初步確定中心距 a0 650mm 根據(jù)式 8 22 計算帶所需要的基準長度 Ld 2a0 dd1 dd2 2 650 400 80 2093mm 塔里木大學畢業(yè)設計 5 由表 8 2 選帶的基準長度 Ld 2000mm 按式 8 23 計算實際中心距 a a 650 604 5 驗算主動輪上的包角 1 由式 8 25 得 1 180 dd2 dd1 57 3 149 6 90 故主動輪上的包角合適 6 計算窄 V 帶的根數(shù) 由式 8 26 知 由 n 710r min dd1 71mm 查表 8 4a 和表 8 4b 得 P0 0 4KW P0 0 09 查表 8 5 得 K 0 92 查表 8 2 得 KL 1 03 則 Z 2 7 取 Z 3 根 7 計算預緊力 F0 由式 8 27 知 F0 500 由表 8 3 得 q 0 1kg m 故 F0 500 8 計算作用在軸上的壓軸力 FP 由式 8 28 得 FP 2Z F0 2 7 135 8 1835N 4 2 9 帶輪的結(jié)構(gòu)設計 由于 d 500mm 適宜采用腹板式結(jié)構(gòu) 繪制帶輪的零件圖如圖 4 1 所示 圖 4 1 帶輪零件圖 塔里木大學畢業(yè)設計 6 4 2 直齒圓錐齒輪傳動設計計算 4 2 1 選擇齒輪類型 精度等級 材料及齒數(shù) 1 按圖所示的傳動方案 選用標準直齒圓錐齒輪傳動 2 精度等級選 7 級精度 3 材料選擇 選兩齒輪均為 45 鋼 調(diào)制處理 硬度為 240HBS 4 選齒輪齒數(shù) Z1 Z2 30 5 選取分度圓錐角 1 45 2 90 1 45 4 2 2 按齒面接觸強度設計 由設計計算公式 10 26 進行試算 即 d1t 2 92 1 試選載荷系數(shù) Kt 1 6 2 計算齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 T 9550 P n 9550 2 88 142 193 69N m 4 3 3 齒寬系數(shù) 一般取 0 25 0 3 4 由機械設計教材表 10 6 查得材料的彈性影響系數(shù) 5 由圖 10 21d 按齒面硬度查得兩齒輪的接觸疲勞強度極限 Hlim 550MPa 6 由式 10 13 計算應力循環(huán)次數(shù) N1 N2 60n1Jlh 60 142 1 8 300 10 2 04 4 4 7 由圖 10 19 查得接觸疲勞壽命系數(shù) KHN1 KHN2 0 98 8 計算接觸疲勞許用應力 取失效概率為 1 安全系數(shù) s 1 由式 10 12 得 1 2 0 98 550MPa 539MPa 試算齒輪分度圓直徑 d1t 代入中較小值 d1t 2 92 2 92 160 8mm 9 計算圓周速度 V 1 195m s 10 計算齒寬 b R d 0 33 160 8 37 5mm 4 5 11 計算載荷系數(shù) 塔里木大學畢業(yè)設計 7 根據(jù) v 1 195m s 7 級精度 動載荷系數(shù) KV 可按圖 10 8 中低一級精度線查得 KV 1 16 取齒間載荷分 配系數(shù) KHa KFa 1 4 2 3 按齒根彎曲疲勞強度設計 由式 10 24 得彎曲疲勞強度的設計公式 4 6 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 1 由圖 10 20c 查得兩齒輪的彎曲疲勞強度極限 FE1 FE2 380MPa 2 由圖 10 18 查得彎曲疲勞壽命系數(shù) KFN1 KFN2 0 92 4 計算動載荷系數(shù) K K KAKVKFa KF 1 1 6 1 1 875 2 175 5 計算當量齒數(shù) ZV1 ZV2 42 4 6 查取齒形系數(shù) 由表 10 5 利用插值法計算齒形系數(shù)和應力校正系數(shù) 塔里木大學畢業(yè)設計 8 對比計算結(jié)果 由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù) m 大于由齒根彎曲疲勞強度的模數(shù) 由于齒輪模數(shù) m 的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力 而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力僅與齒輪直徑有關(guān) 可取由彎曲疲勞強度算得的模數(shù) 4 51 并就圓整為標準值 m 4 5mm 按接觸強度計算得的分度圓直徑 d1 178 1mm 算出齒輪齒數(shù) Z1 Z2 40 這樣設計出的齒輪傳動 既滿足了齒輪彎曲疲勞強度 并做到了結(jié)構(gòu)緊湊 4 2 4 幾何尺寸的計算 1 計算分度圓直徑 d1 m Z1 40 4 5 180mm d2 m Z2 40 4 5 180mm 2 計算齒輪寬度 b R 42mm da1 d 2ha m Z1 2 186mm df1 d 2hf m Z1 2 172mm 4 2 5 結(jié)構(gòu)設計及繪制零件圖 由于齒輪齒頂圓直徑大于 150mm 而又小于 500mm 所以設計錐齒輪為鍛造錐齒輪 選用腹板式結(jié)構(gòu) 為宜 其它有關(guān)尺寸計算從略 并繪制齒輪零件圖如圖 4 2 所示 塔里木大學畢業(yè)設計 9 圖 4 2 齒輪結(jié)構(gòu)簡圖 4 3 聯(lián)軸器的選擇 4 3 1 選擇聯(lián)軸器的類型和型號圖 1 類型選擇 因為減速器與工作機不在同一底座上 傳遞轉(zhuǎn)矩較大 且要求有較大的軸線偏移補償 故選用齒式聯(lián) 軸器 2 載荷計算 公稱轉(zhuǎn)矩 由機械設計教材表 14 1 查得 故由式 14 1 得計算轉(zhuǎn)矩為 3 型號選擇 從手冊表 8 3 中查得 GICL1 型鼓形齒式聯(lián)軸器的公稱轉(zhuǎn)矩為 800N m 許用轉(zhuǎn)速為 7100r min 軸徑為 16 38 之間 故適用 5 執(zhí)行機構(gòu)的設計計算 5 1 沖壓機構(gòu)的設計計算 5 1 1 沖壓機構(gòu)的選型 能實現(xiàn)往復直線運動的機構(gòu)有 擺動從動件圓柱凸輪機構(gòu) 對心曲柄滑塊機構(gòu) 偏置曲柄滑塊機構(gòu) 按圖 2 所示的傳動方案 選擇擺動從動件圓柱凸輪機構(gòu) 結(jié)構(gòu)如下圖 5 1 所示 圖 5 1 擺動從動件圓柱凸輪機構(gòu) 5 1 2 擺動從動件圓柱凸輪機構(gòu)中心距 a 的確定 圖 5 2 是簡化了的滾子擺動從動件圓柱凸輪機構(gòu) 擺動從動件軸線 A 與圓柱凸輪軸線 OO 間的最短 距離就是擺動從動件圓柱凸輪機構(gòu)的中心距 a AB1 和 AB3 是擺動從動件的兩個極限位置 AB2 是擺從動件的 中間位置 為了使?jié)L子中心 B 的軌跡量與同一個圓柱接近 取 B1B3 OO CD DB2 則 a AD AC CD AC 1 2 AB2 AC 1 AB2 AC 1 2 L Lcos max 2 塔里木大學畢業(yè)設計 10 即 a L 2 1 cos max 2 式中 a 凸輪機構(gòu)的中心距 L 擺動從動件的長度 max 擺動從動件的最大擺角 由空間結(jié)構(gòu)決定 取 max 90 L 60mm 故 a L 2 1 cos max 2 15 2 圖 5 2 擺動從動件圓柱凸輪機構(gòu)簡圖 5 1 3 擺動從動件運動規(guī)律的選擇 用解析法設計圓柱凸輪廓線 首先需要建立擺動從動件運動規(guī)律的解析式 F 式中 擺動從動件的擺角 圓柱凸輪的轉(zhuǎn)角 去核機對擺動從動件的擺角規(guī)律有較嚴格的要求 所以應首先滿足擺角的要求 選擇擺動從動件運動規(guī)律的一般原則 1 僅需從動件實現(xiàn)一定的擺角 而對于行程中的運動規(guī)律并無嚴格要求時 常選用便于加工的簡單 幾何曲線 如圓弧 圓弧直線 作為圓柱凸輪輪廓線 2 對擺動從動件的擺角規(guī)律有嚴格要求的 應首先滿足擺角的要求 然后考慮角速度和角加速問題 3 對高轉(zhuǎn)速圓柱凸輪機構(gòu)的擺動從動件的運動規(guī)律 主要考慮從動件的動力特性 力求避免過大的 慣性力 為了便于比較 選取 現(xiàn)將幾種常用的擺動從動件規(guī)律特性列于表 5 1 表 5 1 各種運動特性的比較 運動規(guī)名稱 最大角速度 max 最大角加速度 max 應用 等速 改進等速 余弦 改進等速 正弦 等加速等減速 余弦加速度 正弦加速度 五次多項式 1 00 低速輕負載 1 22 7 68 低速重負荷 1 33 8 38 低速重負荷 2 00 4 00 中速輕負荷 1 57 4 93 中低速輕負荷 2 00 6 28 中高速輕負荷 l 88 5 77 高速中負荷 塔里木大學畢業(yè)設計 11 本設計中的擺動從動件符合第五種運動規(guī)律特性 5 1 4 圓柱凸輪中徑 D 的確定 由于展開圓柱面的直徑愈大則對應的凸輪理論廓線的變化率愈小 也就是說 外圓柱面上的凸輪 理論廓線的變化率比槽底圓柱面土的理論廓線的變化率小 因此取圓柱凸輪的中徑圓柱面作為理論設計的 理論圓柱面 即 max 式中 一一圓柱凸輪旋轉(zhuǎn)角速度 一一擺桿從動件的角速度 一一凸輪的壓力角 一一擺動從動件的擺角 許用壓力角 a 一般取 35 45 由上表數(shù)據(jù) 得 D 80 所以取凸輪直徑 D 85mm 5 1 5 圓柱凸輪轉(zhuǎn)向與擺動推桿位置的凸輪廓線方程 1 理論輪廓線方程 x rp Lcos max 2 Lcos max 2 5 1 y Lsin max 2 Lsin max 2 5 2 式中 x y 為理論輪廓線上點的直角坐標 rp 為凸輪的平均圓柱半徑 為凸輪的轉(zhuǎn)角 L 為擺桿的 長度 max 為擺桿的最大擺角 為擺桿在任意位置時的擺角 2 實際輪廓線方程 X1 x rT dy d dx d 2 dy d 2 1 2 5 3 Y1 y rT dx d dx d 2 dy d 2 1 2 5 4 式中 X1Y1 為實際輪廓線上任意點的坐標 rT 為滾子半徑 dx d dy d 對 求導得到 上面一組加減 號表示理論廓線下方的包絡線 下面的一組加減號表示理輪廓線上方的包絡線 5 1 6 輪廓線的曲率半徑 在設計或加工凸輪輪廓時 曲率不適當就會發(fā)生 頂切 現(xiàn)象 從動件就不能按照擬定的規(guī)律運動 而且 凸輪輪廓還要承受不許可的應力 理論輪廓線上 點的曲率半徑的計算公式為 改進正弦加速度 改進梯形加速度 1 76 5 33 中高速重負荷 2 00 4 89 高速輕負荷 塔里木大學畢業(yè)設計 12 dx d 2 dy d 2 3 2 dx d dy2 d 2 dy d dx2 d 2 5 5 按理論廓線的曲率半徑 可得實際廓線的曲率半徑 rT 5 6 式中 為實際廓線的曲率半徑 加號用于理論廓線下方的一根包絡線 2 減號用于理論廓線上方的一根 包絡線 1 5 1 7 滾子半徑 rT 的確定 為了保證從動件運動不失真 一般推薦公式是 5 2 間歇運動機構(gòu)的設計計算 5 2 1 間歇運動機構(gòu)的選型 能實現(xiàn)間歇運動的機構(gòu)有 棘輪機構(gòu) 槽輪機構(gòu) 不完全齒輪機構(gòu) 按圖 2 所示的傳動方案 選擇槽 輪機構(gòu) 其槽輪機構(gòu)具有機構(gòu)簡單 制造容易 運動較平穩(wěn) 能準確控制轉(zhuǎn)動的角度 機械效率高等優(yōu)點 一般應用在轉(zhuǎn)速不高和要求間歇的轉(zhuǎn)動裝置中 5 2 2 槽輪機構(gòu)的幾何尺寸計算 1 槽輪機構(gòu)的運動系數(shù) 因為運動系數(shù)應大于零 所以外槽徑向槽數(shù)目應大于或等于 3 一般設計中槽數(shù)的正常選用值為 4 8 2 確定槽輪機構(gòu)的槽數(shù) 由表 1 紅棗去核機的二個執(zhí)行機構(gòu)的運動循環(huán)圖可知 旋轉(zhuǎn)盤的工作行程為 270 360 即槽輪的轉(zhuǎn) 角為 90 根據(jù)上述已知條件 取槽數(shù) Z 4 3 確定主動撥盤的圓銷數(shù) 塔里木大學畢業(yè)設計 13 由該式可得圓銷數(shù) n 與槽數(shù) Z 的關(guān)系 由機械原理教材表 12 1 確定圓銷數(shù) n 1 4 根據(jù)載荷和結(jié)構(gòu)尺寸 選定中心距 a 120 圓銷半徑 r 6mm 確定槽輪槽間角 9 槽輪的結(jié)構(gòu)設計 根據(jù)上述已求出的槽輪機構(gòu)的幾何尺寸 繪制槽輪機構(gòu)的簡圖如圖 5 3 6 軸系零件的設計計算 6 1 軸 的結(jié)構(gòu)尺寸設計 6 1 1 初步確定最小直徑 6 1 先按式 15 2 初步估算軸的最小直徑 選取軸的材料為 45 鋼 調(diào)制處理 根據(jù)表 15 3 取 于是得 圖 5 3 塔里木大學畢業(yè)設計 14 因為軸截面上開有兩個鍵槽 軸徑應增大 10 15 6 1 2 擬定軸上零件的裝配方案 繪制結(jié)構(gòu)簡圖 圖 6 1 圖 6 1 軸 的結(jié)構(gòu)簡圖 其各零件的裝配方案及固定方式如表 6 1 所示 表 6 1 各零件的裝配方案及固定方式 6 1 3 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 1 為了帶輪軸向定位的要求 段右端需制出一軸肩 故取 段的直徑 左端用軸端擋圈定位 按軸 端直徑取擋圈直徑 D 43mm 帶輪與軸配合的轂孔長度 L 56mm 為了保證軸端擋圈只壓在帶輪上 而不 壓在軸的端面上 故段的長度應比 L 略短一些 由機械課程設計手冊表 13 19 查得 2 初步選擇滾動軸承 因軸承同時承受徑向力和軸向力的作用 故選用圓錐滾子軸承 參照工作要 求并根據(jù) 由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取 0 基本游隙組 標準精度級的圓錐滾子軸承 30309 其尺寸為 d D T 45mm 100mm 27mm 故取 而右端滾動軸承采用軸肩定位 由機械課程設計手冊查得 30309 型軸承的定位軸肩高度 h 5mm 因此 取 55mm 3 取齒輪處的 段直徑 齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定位 已知齒輪輪轂的寬度為 52mm 為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪 此軸段應略短于輪轂寬度 故取 齒輪的右端采用軸肩定位 軸肩高度 h 一般取 0 07 0 1d 取 h 4 5mm 故 59mm 軸環(huán)高度 b 1 4h 4 取齒輪距箱體內(nèi)壁的距離 a 12mm 軸承端蓋的總寬度為 23mm 取 至此 已初步確定了軸的 各段直徑和長度 6 1 4 軸上零件的周向定位 齒輪 帶輪和軸的周向定位均采用平鍵連接 由機械設計教材表 6 1 按查得平鍵截面 b h 14mm 9mm 鍵槽用鍵槽銑刀加工 長度為 40mm 同時 為了保證齒輪與軸配合具有良好的中型 故選擇齒輪輪轂與軸的配合為 適用于大轉(zhuǎn)矩 振動及沖擊 不經(jīng)常拆卸的配合 同樣 帶輪與軸連接 零件 裝配方案 左端軸向固定 左端軸向固定 周向固定 齒輪 左軸承 右軸承 從左裝入 軸套 軸肩 鍵 從左裝入 軸承蓋 軸套 過渡配合 從右裝入 軸肩 軸承蓋 過渡配合 塔里木大學畢業(yè)設計 15 選用平鍵為 10mm 8mm 40mm 帶輪與軸的配合為 H7 m6 滾動軸承與軸的周向定位是借過渡配合來保 證的 此處選軸的直徑尺寸公差為 k6 6 1 5 確定軸上的圓角和倒角尺寸 參考機械設計教科書表 15 2 取軸端倒角為 1 45 按直徑的大小由表 15 2 查取各段軸肩處的圓角半 徑 R 6 1 6 校核軸 I 的強度 1 求作用在齒輪上的力 軸 I 上的扭矩 T 9550 P n 9550 2 88 142 193 69N m 6 2 齒輪分度圓直徑 d m Z 40 4 5 180mm 2 求軸上的載荷 首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖做出軸的計算簡圖 在確定軸承的支點位置時 由機械課程設計手冊查取 a 值 對 于 30309 型圓錐滾子軸承 由手冊查得 a 21mm 因此 作為簡支 塔里木大學畢業(yè)設計 16 3 求危險截面彎矩 并繪制彎矩圖 鉛垂面 由于在鉛垂面的 C 處有一逆時針集中外力偶 M 因此 C 處 彎矩圖的數(shù)值有突變 且彎矩圖 M 自左至右向下變化 突變值等于集中外力偶值 根據(jù)軸的計算簡圖及扭矩 T 193690N mm 繪制彎矩圖 扭矩圖如圖 9 所示 4 按彎扭合成應力校核軸的強度 進行校核時 通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩截面 危險截面 A 的強度 前已選定軸的材料為 45 鋼 調(diào)質(zhì)處理 由表 15 1 查得 因此 故安全 5 精確校核軸 I 的疲勞強度 塔里木大學畢業(yè)設計 17 段雖然鍵槽 軸肩及過度配合所引起的應力集中均將削弱軸的疲勞強度 但由于軸的最小直徑是按 鈕轉(zhuǎn)強度為寬裕確定的 且在 段承受的彎矩也比較小 所以截面 D 段均無需校核 從集中應力對軸的疲勞強度的影響來看 段的左截面與右截面配合處引起的應力集中最嚴重 從受 載的情況來看 段的右截面不受扭矩作用 截面 C 上的應力最大 截面 C 上雖然應力最大 但應力集中 不大 而且這里軸的直徑也比較大 故截面 C 也不必校核 顯然 段 段與 段更不必校核 因為不承 受扭矩作用 且承受的彎矩也比較小 因而只校核 段的右截面和 段的左截面 又由附圖 3 1 得軸的材料敏性系數(shù)為 塔里木大學畢業(yè)設計 18 塔里木大學畢業(yè)設計 19 6 2 滾動軸承的選擇及計算 6 2 1 求兩軸承受到的徑向載荷 根據(jù)上述初選的圓錐滾子軸承型號 30309 由機械課程設計手冊查取 30309 軸承的額定動載荷 C 108KN 額定靜載荷 要求連續(xù)工作 5 年 設每年按 300 個工作日計 則軸承的預期計算壽命 塔里木大學畢業(yè)設計 20 塔里木大學畢業(yè)設計 21 圖 6 2 軸的載荷分析圖 圖 6 3 軸承受力簡圖 6 3 鍵聯(lián)接的選擇及校核計算 6 3 1 軸 I 帶輪與軸配合處鍵的選擇及校核計算 1 類型的選擇 根據(jù)鍵連接的結(jié)構(gòu)特點 使用要求和工作條件選擇圓頭 A 型 鍵 2 尺寸的選擇 塔里木大學畢業(yè)設計 22 由機械課程設計手冊表 14 1 查取鍵 b h 10mm 8mm 因為軸轂寬 B 55mm 為了減小應力集中 所以選擇鍵長 L 50mm 6 3 2 軸 I 齒輪與軸配合處鍵的選擇及校核計算 1 類型的選擇 根據(jù)鍵聯(lián)接的結(jié)構(gòu)特點 使用要求和工作條件選擇圓頭 A 型 鍵 2 尺寸選擇 由機械課程設計手冊表 4 1 查取鍵 b h 14mm 9mm 因為軸轂寬 B 50mm 為了減小應力集中 所 以選擇鍵長 L 40mm 7 潤滑與密封 7 1 直齒圓錐齒輪傳動的潤滑 由于齒輪的圓周速度小于 12m s 因此適宜采用浸油潤滑 為了保證輪齒嚙合處的充分潤滑 并避免 塔里木大學畢業(yè)設計 23 攪油損耗過大 齒輪傳動件浸入油箱油池中的深度不宜太淺或太深 由機械設計手冊表 3 3 查得圓錐齒輪的 整個齒寬浸入油中 齒頂圓直徑與箱體內(nèi)表面的距離 30 50mm 7 2 密封 在輸入或輸出軸的外伸出 為防止灰塵 水及其它雜質(zhì)深入 引起軸承急劇磨損和腐蝕 以及潤滑油 外漏 都要求在端蓋軸孔內(nèi)裝密封件 根據(jù)軸的圓周速度 工作溫度以及周圍環(huán)境 選擇毛氈密封 適用于中 低運轉(zhuǎn)條件下的軸 塔里木大學畢業(yè)設計 24 總 結(jié) 本次畢業(yè)設計是在指導老師指導下獨立完成的 通過設計實踐 使我進一步鞏固和加深了所學的理論 知識 樹立了正確的設計思想 熟悉掌握了機械設計的一般規(guī)律 通過本環(huán)節(jié)使我把機械設計及其它有關(guān) 先修課程 機械制圖 理論力學 材料力學 工程材料及機械制造基礎 所學的理論知識加以綜合利用 培養(yǎng)了我分析和解決實際工程問題的能力 另外通過本次設計使我領悟出了機械設計的一般進程 產(chǎn)品規(guī) 劃 方案設計 詳細設計 改進設計等階段 同時在設計中 需要進行搜集資料 方案選擇 構(gòu)型 參數(shù) 尺寸的計算和優(yōu)化 繪圖和改進設計等工作 畢業(yè)設計的各個階段是相互聯(lián)系的 如機械設計中的計算部 分 前后數(shù)據(jù)聯(lián)系密切 計算過程中常要調(diào)整參數(shù) 修改計算數(shù)據(jù) 因此要求計算時達到準確 清晰 完 整 在設計中 零部件的結(jié)構(gòu)尺寸不是完全由理論計算確定的 并不能作為零件的最終結(jié)構(gòu)尺寸 還需要 綜合考慮零件本身和整體部件的結(jié)構(gòu) 工藝性 經(jīng)濟性以及標準化 系列化等要求 由于影響零部件尺寸 的因素很多 隨著設計的進展 考慮的問題要更全面和合理 故后階段設計要對前階段設計中的不合理結(jié) 構(gòu)尺寸進行必要的修改 所以 設計要邊計算邊繪圖 反復修改 設計計算和繪圖交替進行 同時在設計 中要遵循標準化 系列化與通用化等原則 應盡量減少材料的品種和標準件的規(guī)格 保證互換性 降低成 本 縮短設計周期 在此階段中 零部件的結(jié)構(gòu)形狀 裝配關(guān)系 材料選擇 尺寸大小 加工要求 表面 處理 總體布置等設計合理與否 對產(chǎn)品的技術(shù)性能和經(jīng)濟指標都有著直接的影響 塔里木大學畢業(yè)設計 25 致 謝 經(jīng)過一個月的忙碌 本次畢業(yè)設計已經(jīng)接近尾聲 在此我要感謝每一個幫助過我的人 首先 我要感謝我的指導老師賀小偉老師 以及所有幫過我的大學老師 賀老師平日里工作繁多 但 在我做畢業(yè)設計的每個階段都給予了我細心的指導和幫助 可以說 沒有賀老師的指導 我很難完成我的 畢業(yè)設計 另外 他的科學研究精神也是我永遠學習的榜樣 并積極影響到我今后的學習和工作 然后我要感謝大學四年來所有的老師 教我掌握了扎實的基本理論知識 培養(yǎng)了我們解決工程實際問 題的能力 同時也為我們以后從事機械相關(guān)行業(yè)打下了一定的基礎 塔里木大學畢業(yè)設計 26 參考文獻 1 韋公遠 無核糖棗的制作方法 吉林農(nóng)業(yè) 2012 08 2 楊家軍 機械系統(tǒng)創(chuàng)新設計 M 機械工業(yè)出版社 2010 3 黃靖遠 機械設計學 M 機械工業(yè)出版社 2011 4 彭三河 大棗去核裝置的設計 J 包裝與食品機械 2015 04 5 陳芳 中心定位式山楂去核機的設計 J 農(nóng)機與食品機械 2010 05 6 王小玉 全自動紅棗加工設備 J 大眾商務 2013 07 7 郭福則 紅棗加工產(chǎn)品的加工工藝 J 農(nóng)產(chǎn)品加工 2014 03 8 薛志偉 周茂林 紅棗加工系列產(chǎn)品研制 J 延安大學學報 2010 06 9 王在政 全自動紅棗去核機 中國專利 201502 10 向世濤 張樹清 小型水果去核機 J 技術(shù)與市場 2014 09 11 吳宗澤 羅圣國 機械設計課程設計手冊 M 北京 高等教育出版社 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