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优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载需要 CAD 图纸，Q 咨询 414951605 或 1304139763摘 要我国目前的山楂去核机械的发展状况比较落后，由于缺少良好的设备，加工手段落后，生产效率低，致使一些地区水果积压腐烂现象，给果农造成很大的经济损失。山楂去核手工作业现在在中国仍然是主要的加工手段，不仅占用大量劳动力、劳动强度大、生产效率低，而且卫生安全得不到有效的保障。去核作业是山楂加工工序中十分重要的前处理工序。以往的手工操作远不能满足现代山楂加工的需求，不仅占用大量的劳力、劳动强度大、生产效率低，且产品质量难以控制。本设计主要是为了解决山楂去核作业的劳动强度大，安全卫生，提高生产效率，降低山楂果实破损率，保证山楂产品的质量。因此，山楂去核机有很好的应用前景。关键词：山楂；去核机；设计优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载需要 CAD 图纸，Q 咨询 414951605 或 1304139763Abstract Development situation of Chinas 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优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载需要 CAD 图纸，Q 咨询 414951605 或 1304139763目 录摘 要 .IAbstract .II第一章 绪论 .11.1 本文研究的目的和意义 .11.2 国内外核果类去核机械的发展情况 .11.3 山楂的特性和山楂去核机的应用前景 .2第二章 山楂去核机总体设计 .42.1 总体方案设计 .42.2 电动机的选择 .52.2.1 选择电动机系列 .52.2.2 选择电动机功率 .6第三章 主要机构部件设计 .73.1 传动装置的设计 .73.1.1 传动方式的选择 .73.1.2 同步带带传动的设计 .83.2 分度机构设计 .103.2.1 蜗轮蜗杆传动设计 .103.2.2 分度圆盘设计 .163.2.3 去核机分度圆盘主轴 .173.2.4 轴承选择 .203.3 去核机构设计 .223.3.1 气动系统的设计 .223.3.2 气缸的设计 .243.3.3 山楂去核刀具 .30总 结 .31参考文献 .32致 谢 .33优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载需要 CAD 图纸，Q 咨询 414951605 或 1304139763优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载需要 CAD 图纸，Q 咨询 414951605 或 1304139763第一章 绪论1.1 本文研究的目的和意义我国地域辽阔、资源丰富。具有得天独厚的发展水果加工业的良好条件。水果深加工已成了农民致富的一条主要途径，不论是社会效益还是经济效益都是十分可观的。核果类水果主要是指桃、杏、李、山楂、红枣及橄榄等。它们在水果总产量中占有较大比例，以它们为原料，加工成饮料、罐头、果脯及果干制品时，去核作业是水果加工业中十分重要的前处理工序。以往的手工操作远不能满足现代水果加工的需求，不仅占用大量的劳力，劳动强度大，生产效率低，且产品质量难以控制。但是我们也看到，在果树种植业蓬勃发展的今天，由于缺少性能良好的设备，加工手段落后，生产效率低，有些地区还出现鲜果品积压腐烂现象，给果农造成不应有的经济损失。许多地区的果品加工厂，其前处理生产环节，如去核、去皮、清洗等，至今基本上仍靠手工或十分简陋的工具完成。因此，在我国发展去核机械等前处理设备，取代手工作业是一种必然趋势。针对中国水果资源丰富、分布广泛的特点，特别要加大对中小型去核机具的研制，以适应广大果农及小型果品加工厂的需求。只有这样，才会有丰富多样的食品来满足人们的需求，才能保护果农种植的积极性。山楂在我国分布十分广泛，产量每年可达上万吨，由于山楂是季节性比较强的水果品种，受其本身特性所限，其贮存期较短，一般是 3 个月，而且其果酸含量较高，需要加工后贮存和食用。山楂的加工产品中，糖水罐头占主要部份，加工量最大。而在其加工过程中，以山楂去核最耗费人力和时间。目前国内主要以手工去核为主，劳动强度大，生产效率低，一般每人每天(以 8 h 计)只能加工山楂 5060 kg(每只山楂以 10 g 计) ，远远不能满足生产发展的需求。且山楂中的果酸对人体的肌肤有一定的腐蚀作用。因此，各中、小型罐头厂急需性能优良的山楂去核机。1.2 国内外核果类去核机械的发展情况国外 20 世纪 60 年代就着手研制水果去核机，至 20 世纪 80 年代初美国、意大利、荷兰等国已相继推出了粘核桃去核机、橄榄去核机等。去核工序基本上实现了自动化。经过数十年的发展，已日趋完善、成熟。目前，正向着节能型和机电一体化方向发展，以电脑自控作业为主。但中国的水果去核机具发展缓慢，远远落后于种植业的发展。日本生产一种刮板式去核机，去核后的果肉可达 5 毫米左右，由筛孔排出，桃核从尾端排出，该机适用于粘核型桃的去核加工，它具有成本较低，生产率优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载需要 CAD 图纸，Q 咨询 414951605 或 1304139763高，去核效果好等特点。国外也研制出了橄榄去核机，它可以依靠果模组装在链条或滚筒上，形成输送和定位，并采用一排刀具（包括上刀和下刀） ，对橄榄进行多刀去核作业，其生产效率比使用单刀的设备高得多。美国 FMC 公司 80 年代初向市场推出了一种自动转矩式粘核桃去核机。每分钟可加工 80 个桃子，其生产率约 800 kg/h 左右。该机采用 14 个小杯对桃子进行定位和输送。每个杯子底部有一带凸起的小转轴（见图 1） 。小轴在链条带动下始终旋转着，只要杯内桃子的凹部不在小凸起的上方，桃子外圈就会与凸起接触并被其带动旋转着，直到图示正确位置为止。这时，桃子保持直立状态，劈刀将果内劈成两半后，夹持挑子的两个橡胶夹板相向转动 150使果肉与桃核分离。该机可以整个加工季节连续工作而不必停机润滑，调节和清洗也十分方便。由于它保持了去核后果肉的完整性，因此比较适合于罐头、果脯和果干加工厂使用。由于该机结构较复杂，成本较高，而国内罐头、果脯等食品均属微利产品，因此，在我国推广起来存在一些难度。意大利 BERTUZZI 公司推出了一种滚子去核机，其原理如图 2 所示。它适合于离核型桃、杏、李等核果的果肉与果核的分离。图中滚子 2 心部材料为碳钢，外面覆盖一层弹性适中的橡胶层，辊子 3 由数个齿状圆盘组成，各盘间有一定间隔，在两辊子上方有一推压装置，当它将物料推入两辊子之间时，物料1 在两辊子的挤压下，果肉被挤入齿辊中的齿间间隔（图中 5） ，而果核则使滚子 2 的橡胶层变形而凹入橡胶层中（图中 4） 。当转过一定角度后，橡胶的弹性作用使果核脱离滚子 2 而进入果核收集斗。在辊子下方有一可调的分离装置使肉核有效分离，在齿辊下方还有一个类似梳子的装置将嵌在滚子 3 齿盘间的果肉梳出，落入果肉收集斗。从而达到核肉分离的目的。它适用于带肉果汁饮料、果浆、果酱、果汁饮料等品种的去核工序，具有生产效率高等特点，有较高的推广价值。中国研制的核果水果去核机具，按其结构特点和工作部件的不同，大体可分为剖分式、对辊式和捅杆式等几大类。目前中国的去核机械有剖分式去核机、对辊式去核机、捅杆式去核机、打浆式去核机、刮板式去核机、凸齿滚筒分离凹板式去核机几种形式。中国去核机械存在突出的问题有果肉损失率较高、去核后果实破损率高、机械性能不稳定、通用性差、作业成本高、科技含量低、生产效率低等。1.3 山楂的特性和山楂去核机的应用前景山楂，可食用植物，核果类水果，质硬，果肉薄，味微酸涩。落叶灌木，枝密生，有细刺，幼枝有柔毛。小枝紫褐色，老枝灰褐色。能防治心血管疾病。优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载需要 CAD 图纸，Q 咨询 414951605 或 1304139763山楂是我国特有的药果兼用树种。山楂主要成分：可食用部分 76%。每 100g 中含能量 397kJ、水分 73g、蛋白质 0.5g、脂肪 0.6g、膳食纤维 3.1g、碳水化合物22g、胡萝卜素 100g、维生素 A 17g；硫胺素 0.02mg、核黄素 0.02mg、尼克酸 0.4mg；维生素 C 53mg、维生素 E 7.32mg；钾 299mg、钠 5.4mg、钙52mg、镁 19mg、铁 0.9mg、锰 0.24mg、锌 0.28mg、铜 0.11mg、磷 24mg、硒1.22g。含解脂酶、鞣质等以及对大肠杆菌、绿脓杆菌、痢疾杆菌有抑制作用的成分。山楂能防治心血管疾病，具有扩张血管、强心、增加冠脉血流量、改善心脏活力、兴奋中枢神经系统、降低血压和胆固醇、软化血管及利尿和镇静作用；防治动脉硬化，防衰老、抗癌的作用。山楂酸还有强心作用，对老年性心脏病也有益处。它能开胃消食，特别对消肉食积滞作用更好，很多助消化的药中都采用了山楂；山楂对子宫有收缩作用，在孕妇临产时有催生之效，并能促进产后子宫复原；能增强机体的免疫力，有防衰老、抗癌的作用。山楂中有平喘化痰、抑制细菌、治疗腹痛腹泻的成分。近年来，随着人民生活水平的不断提高，人民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，因此，开发性能优良的去核机及其它前处理设备是形势所需。核果类水果主要指桃、李、杏、山楂、红枣及橄榄等，它们在水果总产量中占有较大的比例。在以它们为原料加工饮料、罐头、果脯及果干制品时，去核作业是一项十分重要的前处理工序。以往所采用人工作业，不仅占用大量劳动力、劳动强度大、生产率低，并且产品质量难以控制。因此，实行水果去核的机械化作业是水果加工业中必然的发展趋势，所以山楂去核机的应用有非常良好的前景。优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载需要 CAD 图纸，Q 咨询 414951605 或 1304139763第二章 山楂去核机总体设计2.1 总体方案设计机械式山楂去核的一般过程是：山楂的喂入、定位、夹持、切削与去核、成品与下脚料的分别收集 由于山楂的外形并非规则的球形、长圆形或扁圆形，在机械加工时，采用山楂的外形进行定位、夹持，不能保证山楂核的中心线同刀具的中心线重合其定位、夹持会出现偏差，增加了山楂的破碎率和去核的不净率，使山楂去核机的推广受到限制。通过对本地区部分山楂品种的物理结构研究知道：山楂核的中心线与山楂的花蕊凹点(下凹点) 与花蒂凹点(上凹点) 的连线接近重合。因此提出以上下凹点为山楂的定位基准，进行山楂去核机的整体设计。即采用中心定位方式，保证山楂喂入时的定位精度，然后采用上下仿形机构进行夹持，在保证定位精度的情况下，使山楂夹紧，之后进行双刀的切削与去核，最后是加工成品与下脚料分别收集，其结构如图 1。优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载需要 CAD 图纸，Q 咨询 414951605 或 1304139763图 1 山楂去核机总体优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载需要 CAD 图纸，Q 咨询 414951605 或 13041397632.2 电动机的选择2.2.1 选择电动机系列电动机选择应保证：rP0式中：P0 电动机额定功率， kW；Pr工作机所需电动机功率，kW。所需电动机功率由下式计算：Pr=Pw/式中：Pr工作机所需有效功率，由工作机的工艺阻力及运行参数确定；电动机到工作机的总效率，%。皮带运输机的 PW 计算方法：PW=Fv/1000 (kW)式中：F 工作机的圆周力，例如运输机上运输带的有效拉力，N ；v工作机的线速度，例如运输带的带速，m/s；D带运输机主动滚筒的直径，mm；n工作机卷筒轴的转速，r/min。按工作要求及工作条件选用三相异步电动机，封闭式结构，电压 380V，Y系列。2.2.2 选择电动机功率PW1=0.27 kW，1=0.990.950.960.950.9940.96=0.7698Pr1=PW/1=0.36 kWPW2=0.15 kW，2=0.950.8250.9820.990.90=0.6885Pr2=PW/2=0.22 kW查表 4.12-1，可选 Y 系列三相异步电动机 Y802-4 型，额定功率P0=0.75kW，或选 Y 系列三相异步电动机 Y90S-4 型，额定功率 P0=0.75kW。以同步转速为 1500r/min 及 1000r/min 两种方案进行比较，由表 4.12.1 查得优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载需要 CAD 图纸，Q 咨询 414951605 或 1304139763电动机数据，计算出传动比如下表。表 1 电动机数据表方案电动机型号额定功率/kW同步转速/(r/min)满载转速/(r/min) 总传动比质量/kg价格/元12Y802-4Y90S-40.750.7515001000139091057.9237.921823475570比较两方案可见，方案 1 选用的电动机虽然质量和价格较低，但总传动比大。为使传动装置结构紧凑，决定选用方案 2。电动机型号为 Y90S-4，额定功率为 0.75 kW，同步转速为 1000 r/min，满载转速为 910 r/min。由机械设计课程设计表 4.12-2 查得电动机中心高 H = 90mm，外伸轴段 D E = 24mm 50mm。第三章 主要机构部件设计3.1 传动装置的设计3.1.1 传动方式的选择(1)带传动：带传动是具有中间挠性件、靠摩擦工作的传动，如图 2 所示，所以具有如下优点：能缓冲吸振；传动平稳，噪声小；过载时，带将在带轮上打滑，可防止其他零件损坏；结构简单、成本低；允许有较大的中心距(可达15m)。带传动的缺点：由于带与带轮面之间的滑动，不能保证定传动比；在传递相同大小的圆周力时，结构尺寸和轴上压力都比啮合传动大；效率低、带的寿命短。优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载需要 CAD 图纸，Q 咨询 414951605 或 1304139763图 2 带传动(2)同步带传动：同步带传动有中间挠性件、靠带与带轮之间齿形啮合的传动，如图 3 所示，与带传动一样具有缓冲吸振；传动平稳，噪声小；允许有较大的中心距(可达 15m)等优点，同时由于同步带与带轮之间有齿形啮合因此有精确的传动比传动时不打滑。带传动的缺点：在传递相同大小的圆周力时，结构尺寸和轴上压力都比啮合传动大；效率低、带的寿命短。图 3 同步带传动(3)链传动：链传动是一种用链条做中间挠性件的啮合传动，它由链条、主动轮和从动轮组成，如图 4 所示。链传动具有如下优点：无弹性滑动和打滑现象，平均传动比准确；效率较高，0.98；结构尺寸比较紧凑；由于不需要很大的张紧力，所以作用在轴上的载荷较小；可以在温度较高及灰尘较大的环境优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载需要 CAD 图纸，Q 咨询 414951605 或 1304139763下工作。图 4 链传动链传动的缺点：a. 不能保证恒定的瞬时传动比； b.只能用于平行轴间同向回转的传动；c. 不适宜在载荷变化很大和急促反向的传动中应用；d.工作时存在噪声；e.制造费用比带传动高；f.磨损链节伸长后运转不稳定，易跳齿等。(4)齿轮传动：如图 5 所示，齿轮传动优点主要有：a.传动效率高；b.结构紧凑；c.工作可靠、传动比稳定、寿命长。图 5 齿轮传动优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载需要 CAD 图纸，Q 咨询 414951605 或 1304139763齿轮传动缺点：a. 制造和安装精度要求高； b.不宜远距离传动；c. 成本高。综合以上四种传动方式的优缺点，结合本设计的山楂去核机的特点，选择具有传动平稳、噪声小、结构简单、传动精确的同步带传动作为传动装置比较适合。3.1.2 同步带带传动的设计(1)选择带型号带传动的功率计算公式为：Pca=KAP式中：Pca 计算功率， kW；P传递的额定功率 (如：电机的额定功率 )，kW ；KA 工作情况系数(表 6-9)。由表 6-9 查得工作情况系数 KA=1.2，所以计算功率：Pca=KAP=1.20.75=9 kW根据 Pca 和 n1 由图 6-9 确定选用 Z 型带。(2)确定带轮基准直径由表 6-7 和表 6-10，取主动轮基准直径 dd1=67mm。验算带速：v= =6.3825(m/s)dn601000带速合适。优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载需要 CAD 图纸，Q 咨询 414951605 或 1304139763计算从动轮基准直径 dd2：dd2=idd1=2.3767=158.79 mm根据表 6-10，取 dd2=160 mm。(3)确定带的基准长度和传动的中心距根据 0.7(dd1+dd2) a02(dd1+dd2)，得到 158.9a454。初定中心距 a0 = 350mm。由基准长度公式：Ld=2a0+(dd1 + dd2)/2+(dd2-dd1)2/4a0Ld=2350+(67+160)/2+(160-67)2/4350=1062.7(mm)根据表 6-5 选取带的基准长度 Ld=1120mm。实际中心距 aa0+(Ld-Ld)/2=350+(11201062.7/2=378.7(mm)(4)验算主动带轮上的包角11=180-(dd2-dd1)57.3/a=165.9120主动带轮上的包角合适。(5)确定带的张紧力 F0查表 6-6，Z 型普通 V 带单位长度质量 q=0.06kg/m。F0=500Pca(2.5/K-1)/(zv)+ qv2F0=5000.9(2.5/0.966-1)/66.38+0.066.382 = 90.0(N)(6)计算带传动作用在轴上的载荷 FQFQ=2zF0cos(r/2)=2zF0sin(1/2)式中：F0 单根带的张紧力， N；1主动带轮上的包角， rad。FQ=2690.0sin =1071.8(N)165.92优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载需要 CAD 图纸，Q 咨询 414951605 或 13041397633.2 分度机构设计3.2.1 蜗轮蜗杆传动设计蜗轮蜗杆分度机构3.2.1.1 选择蜗轮蜗杆类型、材料、精度 根据 GB/T10085-1988 的推荐，采用渐开线蜗杆（ ZI）蜗杆材料选用 45 钢，整体调质，表面淬火，齿面硬度 4550HRC。蜗轮齿圈材料选用 ZCuSn10Pb1，金属模铸造，滚铣后加载跑合，8 级精度，标准保证侧隙 c。3.2.1.2 按接触疲劳强度设计设计公式 mm12dm225.3zKThe（1）z1，z2：查表 7.2 取 z1=2，z2= z1n1n2=21440 73.96=38.9439.z2 在 3064 之间，故合乎要求。初估 =0.82（2）蜗轮转矩 T2：T2=T1i =9.551065.819.470.821440=614113.55 N mm（3）载荷系数 K：因载荷平稳，查表 7.8 取 K=1.1 优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载需要 CAD 图纸，Q 咨询 414951605 或 1304139763（4）材料系数 ZE查表 7.9，ZE=156 MPa（5）许用接触应力 0H查表 7.10， 0H=220 Mpa N=60jn2Lh=6073.96112000=5.325107ZN= = =0.811353388710n87710325. H=ZN 0H= 0.81135338220=178.5 Mpa（6）m d1：2m d1 =1.1614113.55 =2358.75mm2225.3zKThe2390156.初选 m ，d1 的值：查表 7.1 取 m=6.3 ，d1=63m d1=2500.472358.752（7）导程角 tan = =0.2632.1dz=arctan0.2=11.3（8）滑动速度 VsVs= =4.84m/s3.1cos064cos106nd（9）啮合效率由 Vs=4.84 m/s 查表得 =116优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载需要 CAD 图纸，Q 咨询 414951605 或 13041397631 = =0.2/0.223=0.89623.1tantan（10）传动效率 取轴承效率 2=0.99 ，搅油效率 3=0.98= 1 2 3=0.8960.990.98=0.87T2=T1i =9.551065.819.470.871440=651559.494N mm（11）检验 m d1 的值2m d1 =0.651559.494 =18202500.472225.3zKThe2390156.原选参数满足齿面接触疲劳强度要求.3.2.1.3 确定传动的主要尺寸m=6.3mm， =63mm，z1=2，z2=391d（1）中心距 aa= =154.35mm239.62mzd（2）蜗杆尺寸分度圆直径 d1 d1=63mm齿顶圆直径 da1 da1=d1+2ha1=(63+26.3)=75.6mm齿根圆直径 df1 df1=d12hf=63 26.3(1+0.2)=47.88mm导程角 tan =11.30993247 右旋轴向齿距 Px1=m=3.146.3=19.78mm优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载需要 CAD 图纸，Q 咨询 414951605 或 1304139763齿轮部分长度 b1 b1m(11+0.06z2)=6.3(11+0.0639)=84.04mm取 b1=90mm（3）蜗轮尺寸分度圆直径 d2 d2=mz2=6.339=245.7mm齿顶高 ha2=ha*m=6.31=6.3mm齿根高 hf2= (ha*+c*)m=(1+0.2)6.3=7.56mm齿顶圆直径 da2 da2=d2+2ha2=245.7+26.31.2=230.58mm齿根圆直径 df2 df2=d22m(ha*+c*)=384 19.2=364.8mm导程角 tan =11.30993247 右旋轴向齿距 Px2=Px1= m=3.146.3=19.78mm蜗轮齿宽 b2 b2=0.75da1=0.7575.6=56.7mm齿宽角 sin(/2)=b2/d1=56.763=0.9蜗轮咽喉母圆半径 rg2=ada22=154.35129.15=25.2mm（4）热平衡计算估算散热面积 AA=275.175.1 0303403. ma验算油的工作温度 ti室温 ：通常取 。0t2散热系数 ：Ks=20 W/()。sk73.4580 20753.028.1100tAPtsi油温未超过限度（5）润滑方式根据 Vs=4.84m/s，查表 7.14，采用浸油润滑，油的运动粘度 V40优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载需要 CAD 图纸，Q 咨询 414951605 或 1304139763=35010-6/s（6）蜗杆、蜗轮轴的结构设计(单位：mm)蜗轮轴的设计最小直径估算dminc np3c 查机械设计 表 11.3 得 c=120 dmin=120 =47.3496.7354根据机械设计表 11.5，选 dmin=48d1= dmin+2a =56 a(0.070.1) dmin=4.084d2=d1+ (15)mm=56+4=60d3=d2+ (15)mm=60+5=65d4=d3+2a=65+26=77 a(0.070.1) d3=5.5256h 由机械设计表 11.4 查得 h=5.5b=1.4h=1.45.5=7.78d5=d4 2h=7725.5=66d6=d2=60l1=70+2=72蜗杆轴的设计最小直径估算dminc = 120 =19.09 取 dmin=30np31408.53d1=dmin+2a=20+22.5=35 a=(0.070.1)dmind2=d1+(15)=35+5=40d3=d2+2a=40+22=44 a=(0.070.1)d2优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载需要 CAD 图纸，Q 咨询 414951605 或 1304139763d4=d2=40h 查机械设计表 11.4蜗杆和轴做成一体，即蜗杆轴。蜗轮采用轮箍式，青铜轮缘与铸造铁心采用 H7/s6 配合，并加台肩和螺钉固定，螺钉选 6 个几何尺寸计算结果列于下表：计算公式名 称 代号蜗杆 结 果中 心 距 a= 2zqma=154.35传 动 比 i1Zii=19.47蜗杆分度圆柱的导程角 qzarctn 31.蜗杆轴向压力角 1x标准值 201x齿 数 Zz1=2分度圆直径 1dqmd1 631d齿顶圆直径 a2a .75a齿根圆直径 1f 4.1f =47.881f蜗杆螺纹部分长度 bmz206.90b计算公式名 称 代号蜗轮 结 果中 心 距 a= 2zqma=154.35传 动 比 i1Zii=19.47蜗轮端面压力角 2t标准值 20t蜗轮分度圆柱螺旋角 31.齿 数 2Z=2Z1iz=392Z分度圆直径 dmd7.45d优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载需要 CAD 图纸，Q 咨询 414951605 或 1304139763齿顶圆直径 2ad22zma =258.32ad齿根圆直径 f 4.f 58.30f蜗轮最大外圆直径 2edae5.127.62ad3.2.2 分度圆盘设计3.2.2.1 山楂分度圆盘材料由于山楂去核机属于常用食品加工类机械，材料的选择应考虑到材料易得、材料容易加工切削、干净卫生、成本低且容易清洗等特点，所以本设计选用 45号钢作为山楂分度圆盘的材料。3.2.2.2 山楂分度圆盘尺寸工作台是进行山楂去核操作的工作台面，其转速与主轴转速相同，因其线速度随着工作台直径的大小变化而不同，为了不影响山楂的喂入，工作台的有效直径( 山楂定位中心分布圆直径)应控制在 270440 mm 之间，即其线速度为018021 ms，与人工喂入山楂的速度相匹配。材料选用厚度为 5 rnrn 的钢板。山楂分度圆盘如图 8 所示。考虑到人工放置山楂的舒适度问题以及作业的工作效率，本设计采用直径 300mm 的圆盘作为分度圆盘，圆盘上均匀分布 12个直径 10mm 的山楂定位孔，为了使分度圆盘工作稳定可靠不产生倾斜本设计采用双键连接轴，基孔制配合为 H7。图 8 山楂定位盘优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载需要 CAD 图纸，Q 咨询 414951605 或 13041397633.2.3 去核机分度圆盘主轴3.2.3.1 选择轴的材料该轴的无特殊要求，选用 45 钢调质处理 230-280，查表得 B=640MPa。3.2.3.2 初步估算轴径 NPCd5m192034.15min取轴 d=20 mm。3.2.3.3 轴的结构设计根据估算轴径和轴上零件的布置，进行轴的结构设计，确定轴上与分度圆盘联接键截面尺寸为 bh=8mm7mm 配合为 H7/r6。滚动轴承内圈与轴的配合采用基孔制，轴的尺寸公差 m6。在轴的两端均制成 245倒角。轴的详细尺寸如图 9 所示。优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载需要 CAD 图纸，Q 咨询 414951605 或 1304139763图 9 定位盘主轴3.2.3.4 轴的强度验算(1)主轴间歇轮上的作用力的大小转矩：T=95.5105 =95.5105 =81170(N mm)Pn 0.3420 圆作用直径：d1=39.9(mm)圆周力：Ft=2T/d1=281170/39.9=4069(N)径向力：Fr=Ft/2.653=1534(N)优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载需要 CAD 图纸，Q 咨询 414951605 或 1304139763轴向力：F=Ft/3.734=1090(N)(2)求垂直面上轴承的支反力及主要截面的弯矩FBV=(Fr29.5+Fd1/2)/210.5+29.5=279(N)FDV=Fr-FBV=1534-279=1255(N)截面 C 处弯矩为:MCV 左=FBV210.5=58730(N mm)MCV 右=FDV 29.5=37023(N mm)(3)求水平面上轴承的支反力及主要截面的弯矩FBH=Ft29.5/(210.5+29.5)=406929.5/240=500(N)FDH=Ft-FBH=4069-500=3569(N)截面 C 处弯矩为：MCH=FBH210.5=500210.5=105250(N mm)(4)截面 C 处垂直和水平的合成弯矩 )(1205758730222 mNMchcvc 左左 222chcvC左右(5)按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度，由公式： 122)(WTMv式中： 应力折算系数；Mv轴上危险截面处的当量弯矩，N mm；W 轴上危险截面处的抗弯矩截面系数，mm3；-1 轴在对称循环状态下的许用弯曲应力,MPa，见表 11-1；d 轴上危险截面处直径，mm。当此段轴上有一个键槽时，直径优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载需要 CAD 图纸，Q 咨询 414951605 或 1304139763应加大 3%；有两个键槽时，应加大 7%。取 =0.6，计算截面上的应力： )(56.37261.0805732MPaV 前面已选定轴的材料为 45 钢，调质处理，由表 11-1 查得-1=60MPa，由于 v -1，故安全。3.2.4 轴承选择设计机械时，应根据载荷情况、转速高低、空间位置、调心性能以及其他要求，选定合适的滚动轴承类型。具体选择时可参考下列原则。轴承所受载荷的大小、方向和性质，是选择轴承类型的主要依据。当轴承承受纯径向载荷时，应选用向心轴承。当承受纯轴向载荷且转速不很高时，宜采用推力轴承；如转速很高，则因离心力使滚动体与保持架之间的压力增大，摩擦加剧而使寿命显著缩短，此时应选用角接触球轴承。当同时承受径向载荷和轴向载荷时，如果以径向载荷为主，可选用深沟球轴承或接触角较小的角接触轴承；以轴向载荷为主，可选择接触角较大的角接触轴承，也可采用向心轴承和推力轴承组合在一起的方式，分别承受径向载荷和轴向载荷。根据以上所述，结合本设计经济实用的特点，选择轴承型号为 6204 的深沟球轴承为本设计所使用轴承。下面校核轴承的寿命。(1)求两轴承的计算轴向力 1aF和 2。轴承 6204 轴向力 tde， 取 e0.42。1110.42.0.4295.83.drFNN222.6.7.drN17138.459.adacN29.5aFN优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载需要 CAD 图纸，Q 咨询 414951605 或 1304139763061.4.7859301CFa.230a由插值法计算得 45.01e、 2.1e再计算 10.43592.840drFeN2.6.73drN1740aN293aFN 064.701Ca39.20Fa确定 45.1e、 42.0e ， 173aFN、 293aN(2)求轴承当量动载荷 1p和 2。115.0892473eFra12.76ra分别进行查表或插值计算得径向载荷系数和轴向载荷系数：轴承 1 4.0X 28.1Y优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载需要 CAD 图纸，Q 咨询 414951605 或 1304139763轴承 2 X2=1 02Y因轴承运转中有中等冲击载荷，按表 13.6 2.10pf取 .pf111.04925.8473prafXFYN222.6.69praf N(3)验算轴承寿命。因为 21所以按轴承 1 得受力大小验算： 185042033960160pchLh已知本机器使用 10 年，一班制，预期寿命为： 2903658 RLhh故本轴承能够满足设计要求3.3 去核机构设计去核机构是由气缸带动去核刀具沿导轨上下运动实现的，由气动系统、气缸、去核刀具、导轨组成，如下图示。优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载需要 CAD 图纸，Q 咨询 414951605 或 1304139763去核机构3.3.1 气动系统的设计气动系统的设计一般应包括：1）回路设计；2）元件、辅件选用；3）管道选择设计；4）系统压降验算；5）空压机选用；6）经济性与可靠性分析。气动基本回路是气动回路的基本组成部分，可分为：压力与力控制回路、方向控制（换向）回路、速度控制回路、位置控制回路和基本逻辑回路。（1）压力与力控制回路主要控制气罐，使其压力不超过规定压力。常采用外控式溢流阀 1 来控制，也可用带电触点的压力表 1，代替溢流阀 1 来控制压缩机电动机的启、停，从而使气罐内压力保持在规定压力范围内。采用溢流阀结构简单、工作可靠，但无功耗气量大；后者对电动机及其控制要求较高：优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载需要 CAD 图纸，Q 咨询 414951605 或 1304139763一次压控制回路（2）单作用缸的换向回路图 a 为常断二位三通电磁阀控制回路。通电时活塞杆上升，断电时靠外力（如弹簧力等）返回。二位三通电磁阀控制回路综上述，气动原理图如下：气动系统原理图3.3.2 气缸的设计（1）气缸参数选定本升降机构气缸推动螺杆移动，因此单注射个气缸的最大负载为： NGF5012优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载需要 CAD 图纸，Q 咨询 414951605 或 1304139763G-工作台加电极板重量，参考市场现有充电设备为 1000N当电池上下电极均与充电板上电极接触时，气缸的载荷达到最大值 500N，此时气缸有杆腔进气，且注射缸活塞移动速度也近似等于零，回气量极小；故背压力可以忽略不计，这样 362 10274.105.43pFdD该处气缸负载不大，并且气缸活塞杆属于拉杆，故选择活塞杆的直径d=（0.30.5 ） D，并且为保证密封圈标准化活塞杆直径应取标准系列，参照下表.表 3-4 活塞直径系列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 活塞杆直径系列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结合上述两式求得活塞及活塞杆直径并按照上表选取标准系列：活塞直径： mD40活塞杆直径： d16（2）气缸主要尺寸的确定气缸壁厚和外经的计算气缸的壁厚由气缸的强度条件来计算。气缸的壁厚一般指缸筒结构中最薄处的厚度。从材料力学可知，承受内压力的圆筒，其内应力分布规律应壁厚的不同而各异。一般计算时可分为薄壁圆筒和厚壁圆筒。优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载需要 CAD 图纸，Q 咨询 414951605 或 1304139763气缸的内径 D 与其壁厚的比值的圆筒称为薄壁圆筒。工程机械的气缸，一般用无缝钢管材料，大多属于薄壁圆筒结构，其壁厚按薄壁圆筒公式计算 式中 气缸壁厚(m)；D气缸内径(m)；试验压力，一般取最大工作压力的(1.251.5)倍；yp缸筒材料的许用应力。无缝钢管。则：mDpy5,2.3取在中低压液压系统中，按上式计算所得气缸的壁厚往往很小，使缸体的刚度往往很不够，如在切削过程中的变形、安装变形等引起气缸工作过程卡死或漏油。因此一般不作计算，按经验选取，必要时按上式进行校核。气缸壁厚算出后，即可求出缸体的外经为 为1DmD502412）气缸工作行程的确定气缸工作行程长度，可根据执行机构实际工作的最大行程来确定，并参阅表 3-6 中的系列尺寸来选取标准值。已知电池高度 65mm，初步选定气缸行程 S=80mm表 3-6 气缸行程系列25 50 80 100 125 160 200 250320 400 500 630 800 1000 1250 16002000 2500 3200 400040 63 90 110 140 180 220 280360 450 550 700 900 1100 1400 18002200 2800 3900240 260 300 340 380 420 480 530600 650 750 850 950 1050 1200 13001500 1700 1900 2100 2400 2600 3000 38003) 缸盖厚度的确定一般气缸多为平底缸盖，其有效厚度 t 按强度要求可用下面两式进行近似计算。优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载需要 CAD 图纸，Q 咨询 414951605 或 1304139763无孔时 ypDt243.0有孔时 022.dty式中 t缸盖有效厚度(m)； 缸盖止口内径(m)；D缸盖孔的直径(m)。0d气缸：无孔时 ，取 t=10mmmt 49.825.0143.03有孔时 ，取 t=12mmt 1.80.3 4) 最小导向长度的确定当活塞杆全部外伸时，从活塞支承面中点到缸盖滑动支承面中点的距离 H称为最小导向长度（如下图 2 所示） 。如果导向长度过小，将使气缸的初始挠度（间隙引起的挠度）增大，影响气缸的稳定性，因此设计时必须保证有一定的最小导向长度。图 3-8 气缸的导向
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