红枣去核机的设计Word文档格式.docx

1、因此，实行水果去核的机械化作业是一种必然的发展趋势。国外60年代就着手去核机的研制。80年代初，美国、意大利和荷兰等国已相继出现了桃去核机、橄榄去核机等.去核工序基本上实现了机械化.我国是从80年代后期开始着手对去核机进行研制的，并陆续推出一些产品。由于一些问题尚未真正解决，因此，真正在生产中推广应用的并不多，在众多的果品加工厂中，去核作业至今基本上仍依靠手工或者十分简陋的工具完成。近年来，随着人民生活水平的不断提高，人们对食品质量的要求也越来越严格，生产厂家也意识到，前处理工序对产品质量有着不可忽视的影响，各厂家纷纷寻找合适的前处理设备，由于许多前处理设备在国内尚属空白，例如桃去核机等，故用

2、户的需求难以满足。二、红枣去核机的方案设计2.1 执行系统的方案设计机械执行系统的方案设计是机械系统总体方案设计的核心，它对机械能否实现预期的功能、性能的优势、经济效益的好坏都起着决定性的作用。2.1.1 红枣去核机的功能红枣去核机是将冲针的往复直线运动及旋转盘工作台的间歇转动来完成连续去核作业处理，其总功能可分解为送料、冲核、退回、冲枣四个分功能。2.1.2 红枣去核机的原始数据和设计要求加工红枣直径为15mm20mm红枣去核时冲针压力最大可达3KN，要求冲针自上向下运动前，旋转盘做一次间歇转动，转角为90红枣去核机使用寿命10年，每日一班制工作，载荷有轻微冲击。2.1.3 工艺动作分解根据

3、上诉分析，红枣去核机要求完成的工艺动作有以下几个动作。1加料：这一动作可利用人工加料。冲制：其工艺动作可分为冲核和冲枣，要求冲针自上向下运动前，旋转盘做一次间歇运动，转动角度为90旋转盘间歇运动：以完成送料、冲核、冲枣三个工位的转换。2.1.4 冲针往复直线运动的实现机构选择电动机为动力源，此机构是具有将连续的回转运动变换为往复直线运动的功能。实现该功能的各机构比较如下：摆动从动件圆柱凸轮：,凸轮具有易设计的优点,它还能准确有效地预测所产生运动的基本趋势、工作行为、结构和寿命等，具有良好的运动性能和动力性能。对心曲柄滑块机构：这种低副机构具有良好的动力特性和运动特性、运动副几何封闭、制造简单等

4、优点。偏置曲柄滑块机构：与对心曲柄滑块机构相比较，具有曾力、急回特性等优点。2.1.5 旋转盘间歇转动的实现机构棘轮机构、槽轮机构、不完全齿轮机构均可实现间歇运动。由于旋转盘间歇转动速度要求低速，且需要精确地转位，故选用槽轮机构。2.1.6 执行机构的协调设计红枣去核机由减速传动装置、冲压机构、间歇运动机构组成。在送料期间，冲针不能压到旋转盘，显然，冲针自上向下运动前，旋转盘做一次间歇转动，所以冲针与旋转盘之间的运动，在时间顺序和空间位置上有严格的协调配合要求。2.1.7 机构运动循环图的设计对于红枣去核机的运动循环图主要是确定冲针、旋转盘二个执行构件的先后顺序、相位，以利于对各执行构件的设计

5、。其红枣去核机一个工作循环的工作过程如图1所示。为了保证机器在工作时其各执行构件间动作的协调配合关系，在设计机器时应编制出表明机器在一个运动循环中各执行构件运动关系的运动循环图。表1表示红枣去核机二个执行构件的运动循环图，冲针和旋转盘都由工作行程和回程两部分组成，设每转一周为一个运动周期，其冲针的工作行程为0180，回程为180360，即一个运动周期做一次上下移动；旋转盘的工作行程在冲针的回程后半段和工作行程的前半段完成，工作旋转盘由轴4带动，通过槽轮机构做间歇转位运动，转位过程对应于轴4转过90，停歇过程对应于轴4转过270。图1 红枣去核机的工作过程表1 执行构件运动循环图 冲针 工作行程

6、 回程旋转盘 停止 进给主轴转角0 90 180 270 3602.1.8 机械运动方案的选择和评定现在可以按给定条件、各执行机构的相容性和尽量使机构简单、空间布局紧凑等要求来选择方案，由此可选择两个结构比较简单的方案。方案1：冲压机构为偏置曲柄滑块机构，旋转盘间歇机构为棘轮机构。方案2：冲压机构为摆动从动件圆柱凸轮机构，旋转盘间歇机构为槽轮机构。评定：偏置曲柄滑块机构的往复直线运动具有增力、急回特性等功能，但方案2具有易设计及机械效率高等优点，故最后选择方案2为红枣去核机的机械运动方案。2.2 传动系统的方案设计2.2.1 初选原动机根据红枣去核机的工作情况和原动机的选择原则，初选三相异步电

7、动机为原动机，额定转速为n=750r/min。因额定功率需在力分析后确定，故电动机的具体型号待定。2.2.2 拟定传动系统方案根据执行系统的工况和初选原动机的工况及要实现的总传动比，拟选用带传动机构和一级圆锥齿轮传动组成红枣去核机的传动系统。2.2.3 机械运动简图按已选定的两个执行机构形式及机械传动系统，画出红枣去核机的机械运动简图。如图2所示，其工作原理为：电动机经过减速传动装置（带轮传动）带动执行机构（摆动从动件圆柱凸轮、间歇运动机构），完成冲针的往复直线运动和旋转盘工作台的间歇转动。红枣去核机工作时，冲针由摆动从动件带动下行，冲针进行去核，称为工作行程，工作阻力F为常数；冲针上行时，即

8、为空回行程，此行程无工作阻力，在空回行程中，通过带轮圆锥齿轮槽轮机构，槽轮机构带动旋转盘工作台做一次进给运动，即送料，以便冲针继续冲核、冲枣。图2 机械运动简图三、 传动装置的总体设计3.1 选择电动机3.1.1 电动机的类型和结构形式按工作要求和工作条件，选用一般用途的Y（IP44）系列三相异步电动机。它为卧式封闭结构。3.1.2 确定电动机容量冲针的输出功率PW根据设计要求和原始数据及实验分析可知：F=2500N，设定冲针的速度为0.7m/s，则冲针的输出功率为：PW=1.77KW电动机的输出功率Pd传动装置的总效率：=1233452式中，1，2，3，4，5为电动机至冲针的各传动机构的效率

9、；由机械设计课程设计手册：表1-7查得：V带传动：1=0.96，滚子轴承2=0.98，锥齿轮传动3=0.95，齿式联轴器4=0.99，槽摩擦轮传动5=0.89，故=1233452=0.960.9830.950.990.892=0.666所以Pd=2.66KW电动机的额定功率Ped由机械设计手册表12-1选取电动机的额定功率为Ped=3KW3.1.3 确定电动机转速为了便于选择电动机的转速，先推算电动机转速的可选范围，V带轮传动常用传动比范围i=25，则电动机转速的可选范围为nd=284710r/min，可见同步转速750r/min的电动机符合。表2 Y132S-8型电动机的主要性能电动机型号额

10、定功率（KW）电动机同步转速（r/min）电动机满载转速（r/min）传动装置传动比Y132S-8 3 750 710 7 3.2 确定传动装置的传动比总传动比id=73.3 传动装置的运动和动力参数3.3.1 各轴的转速电动机轴为0轴，各转速为n0=710r/minn=n=710/i=101/min3.3.2 各轴的输入功率按电动机的额定功率计算各轴输入功率：P0=Ped=3KWP= P01=30.96=2.88KWP= P233=2.880.9830.95=2.63KWP= P4=2.630.99=2.55KW3.3.3 各轴的转矩T0=9550P0/n0=95503/710=40.35N

11、mT=9550P/n=95502.88/142=193.69NmT=9550P/n=95502.63/142=176.88NmT=9550P/n=95502.55/142=171.5Nm四 、 传动零件的设计计算4.1 普通V带传动的设计计算确定计算功率：由机械设计手册表8-7查得工作情况系数KA=1.1，故Pca=PKA=1.13=3.3KW2选取窄V带带型根据Pca、n由图8-11确定选用A型3确定带轮的基准直径由表8-6和8-8取主动轮基准直径dd1=80mm根据式8-15，从动轮基准直径dd2dd2=idd1=580=400mm按式8-13验算带的速度：V=2.97m/s30m/s故带

12、的速度合适4确定窄V带的基准长度和传动中心距根据0.7（dd1+ dd2）a02（dd1+ dd2），初步确定中心距a0=650mm根据式8-22计算带所需要的基准长度：Ld= 2a0+（dd1+ dd2）+=2650+（400+80）+=2093mm由表8-2选带的基准长度：Ld=2000mm按式8-23计算实际中心距aa=650+=604验算主动轮上的包角1由式8-25得1=180-（dd2 -dd1）57.3/=149.690故主动轮上的包角合适计算窄V带的根数：由式8-26知：Z= 由n=710r/min，dd1=71mm查表8-4a和表8-4b得P0=0.4KW P0=0.09查表8

13、-5得K=0.92，查表8-2得KL=1.03则Z=2.7取Z=3根. 计算预紧力F0由式8-27知F0=500由表8-3得q=0.1kg/m，故F0=500 计算作用在轴上的压轴力FP由式8-28得：FP=2Z F0=27135.8=1835N带轮的结构设计由于d500mm，适宜采用腹板式结构，绘制带轮的零件图如图3所示：图3 带轮零件图4.2 直齿圆锥齿轮传动设计计算4.2.1 选择齿轮类型、精度等级、材料及齿数按图所示的传动方案，选用标准直齿圆锥齿轮传动精度等级选7级精度材料选择：选两齿轮均为45钢（调制处理），硬度为240HBS。选齿轮齿数Z1=Z2=30选取分度圆锥角1=452=90

14、-1=454.2.2 按齿面接触强度设计由设计计算公式10-26进行试算，即：d1t2.92试选载荷系数Kt=1.6计算齿轮传递的转矩：齿宽系数，取由机械设计教材表10-6查得材料的弹性影响系数由图10-21d按齿面硬度查得两齿轮的接触疲劳强度极限Hlim=550MPa由式10-13计算应力循环次数：N1=N2=60n1Jlh=601421（830010）=2.04由图10-19查得接触疲劳寿命系数KHN1=KHN2=0.98计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数s=1，由式10-12得 1=2=0.98550MPa=539MPa试算齿轮分度圆直径d1t，代入中较小值d1t2.92=2

15、.92=160.8mm计算圆周速度V=1.195m/s计算齿宽b=R=0.33160.8=37.5计算载荷系数根据v=1.195m/s，7级精度，动载荷系数KV可按图10-8中低一级精度线查得KV=1.16,取齿间载荷分配系数KHa=KFa=14.2.3 按齿根弯曲疲劳强度设计由式10-24得弯曲疲劳强度的设计公式：确定公式内的各计算数值：由图10-20c查得两齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1=FE2=380MPa由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数KFN1= KFN2=0.92计算动载荷系数KK=KAKVKFa KF=11.611.875=2.175计算当量齿数ZV1=ZV2=42.45查取齿形系

16、数：由表10-5，利用插值法计算齿形系数和应力校正系数对比计算结果：由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力仅与齿轮直径有关，可取由弯曲疲劳强度算得的模数4.51并就圆整为标准值m=4.5mm，按接触强度计算得的分度圆直径d1=178.1mm，算出齿轮齿数Z1= Z1= Z2=40这样设计出的齿轮传动，既满足了齿轮弯曲疲劳强度，并做到了结构紧凑。4.2.4几何尺寸的计算 计算分度圆直径： d1=m Z1=404.5=180mm d2=m Z2=404.5=180mm 计算齿轮宽度： b

17、=R=42mm da1=d+2ha=m（Z1+2）=186mm df1=d+2hf=m（Z1-2）=172mm4.2.5 结构设计及绘制零件图由于齿轮齿顶圆直径大于150mm，而又小于500mm，所以设计锥齿轮为锻造锥齿轮，选用腹板式结构为宜。其它有关尺寸计算从略，并绘制齿轮零件图如图4所示：图4 齿轮结构简图4.3 联轴器的选择4.3.1 选择联轴器的类型和型号 类型选择 因为减速器与工作机不在同一底座上，传递转矩较大，且要求有较大的轴线偏移补偿，故选用齿式联轴器。 载荷计算 公称转矩： 由机械设计教材表14-1查得，故由式14-1得计算转矩为： 型号选择从手册表8-3中查得GICL1型鼓形

18、齿式联轴器的公称转矩为800Nm，许用转速为7100r/min，轴径为1638之间，故合用。4.4 同步齿形带传动的设计 由于传动具有中间挠性件，所有能缓和冲击，吸收震动，传动平稳无噪声。传动特点,， （1）带与轮间无相对滑动，传动比准确，传动效率高 （2）带轻而薄，适于高速传动 （3）传动比大，可达10（4）传递功率范围广，可达200KW选用梯形同步带由设计知电动机额定功率P功率3Kw，轴工作转速102r/min,传动比I=7，每天两班制工作（1）设计功率Pd（由机械设计手册2表14-1-55得）Ka=1.5Kw,Pd=Ka*P=1.5x3=4.5Kw（2） 选定带型和节距 根据Pd=4.5

19、Kw和n1=750 r/min,由图14.1-14确定为XH型由表14.1-50得Pb=12.7mm.小带轮齿数为Z1，根据带型XH和小带轮转速n1，由表14.1-56得Z1最少齿数为22，此处取Z1=24（3）小带轮节圆直径d1=97.07mm由表14.1-60得外径da1=d1-2&=80.90-2.79=77.11mm（4）大带轮齿数Z2=IZ1=24X2.4=57.6由表14.1-59得Z2取60（5）大带轮节圆直径d2=1=242.7mm由表14.1-60得其外径da2=d2-2&=242.7-97.07=145.63mm（6）带速VV=0.518m/s（7）初定轴间距a00.7（d

20、1+d2）a02（d1+d2）0.7（97.07+242.7） a02（97.07+242.7） 237.84a0679.54取a0=450（8）带长及齿数LO=2a0+（d1+d2）+ =2*450+（97.07+242.7）+=1445.22mm（9）所需带宽bsbs=bs0由表14.1-57得查的XH型带bs0=101.6,Kz=1bs=101.6 =42.74由表14.1-52得应选带宽代号为200的XH型带，其bs=50.8mm（10带轮结构和尺寸小带轮Z1=24，d1=97.07mmm,da1=77.11mm大带轮Z2=60，d2=242.7mm ,da2=145.63mm五、 执

21、行机构的设计计算5.1 冲压机构的设计计算5.1.1 冲压机构的选型能实现往复直线运动的机构有：摆动从动件圆柱凸轮机构、对心曲柄滑块机构、偏置曲柄滑块机构，按图2所示的传动方案，选择摆动从动件圆柱凸轮机构，结构如下图5所示：图5 摆动从动件圆柱凸轮机构5.1.2 摆动从动件圆柱凸轮机构中心距a的确定 图6是简化了的滚子摆动从动件圆柱凸轮机构,摆动从动件轴线A与圆柱凸轮轴线OO间的最短距离就是摆动从动件圆柱凸轮机构的中心距a,AB1和AB3是摆动从动件的两个极限位置,AB2是摆从动件的中间位置,为了使滚子中心B的轨迹量与同一个圆柱接近,取B1B3/OO,CD=DB2, 则:a=AD=AC+CD=

22、AC+1/2（AB2-AC）=1/（AB2+AC）=1/2（L+Lcosmax/2） 即:a=L/2（1+cosmax/2） 式中,a:凸轮机构的中心距; L:摆动从动件的长度; max:摆动从动件的最大摆角 由空间结构决定，取max=90，L=60mm 故a=L/2（1+cosmax/2）=15（2+）图6 摆动从动件圆柱凸轮机构简图5.1.3 摆动从动件运动规律的选择 用解析法设计圆柱凸轮廓线，首先需要建立摆动从动件运动规律的解析式:=F（） 式中,:摆动从动件的摆角; :圆柱凸轮的转角。 去核机对摆动从动件的摆角规律有较严格的要求,所以应首先满足摆角的要求。 选择摆动从动件运动规律的一般

23、原则: 仅需从动件实现一定的摆角，而对于行程中的运动规律并无严格要求时，常选用便于加工的简单几何曲线（如圆弧、圆弧直线）作为圆柱凸轮轮廓线。 对摆动从动件的摆角规律有严格要求的，应首先满足摆角的要求，然后考虑角速度和角加速问题。对高转速圆柱凸轮机构的摆动从动件的运动规律，主要考虑从动件的动力特性，力求避免过大的惯性力，为了便于比较、选取，现将几种常用的摆动从动件规律特性列于表3：表3 各种运动特性的比较运动规名称 最大角速度max 最大角加速度 max 应用等速改进等速（余弦）改进等速（正弦）等加速等减速余弦加速度正弦加速度五次多项式改进正弦加速度改进梯形加速度 1.00 低速轻负载 1.22

24、 7.68 低速重负荷 1.33 8.38 低速重负荷 2.00 4.00 中速轻负荷 1.57 4.93 中低速轻负荷 2.00 6.28 中高速轻负荷 l.88 5.77 高速中负荷 1.76 5.33 中高速重负荷 2.00 4.89 高速轻负荷 本设计中的摆动从动件符合第五种运动规律特性。5.1.4 圆柱凸轮中径D的确定 由于展开圆柱面的直径愈大则对应的凸轮理论廓线的变化率愈小，也就是说，外圆柱面上的凸轮理论廓线的变化率比槽底圆柱面土的理论廓线的变化率小。因此取圆柱凸轮的中径圆柱面作为理论设计的理论圆柱面。 即：max 式中，一一圆柱凸轮旋转角速度; 一一摆杆从动件的角速度; 一一凸轮的压力角; 一一摆动从动件的摆角。 许用压力角a一般取3545由上表数据，得： D80 ，所以取凸轮直径D=85mm5.1.5 圆柱凸轮转向与摆动推杆位置的凸轮廓线方程 理论轮廓线方程：x=rp+Lcos（max/2）-Lcos（max/2-） y=Lsin（max/2）-Lsin（max/2-） 式中,x、y为理论轮廓线上点的直角坐标;rp为凸轮的平均圆柱半径;为凸轮的转角;