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目录目录 摘要 Abstract 目录 -I 摘要 -2 1 绪论-3 1.1 本文研究背景及意义-3 1.2 国内外研究现状-3 2 总体设计 -6 2.1 设计任务分析-6 2.2 初拟总体设计方案-6 3 上料机构的设计 -11 3.1 输送滚筒及输送电机的选择-11 3.2 输送辊筒传动轴设计-15 3.3 进料仓的设计-17 4 二级齿轮减速器的设计 -19 4.1 二级直齿齿轮减速器传动比的分配-19 4.2 减速器高速级齿轮设计计算-20 4.3 减速器低速级齿轮设计计算-22 4.4 轴的设计与校核-24 4.5 键的设计与校核-29 4.6 轴承的选择-30 总结 -34 参考文献 -35 摘要摘要 随着牡蛎壳市场的发展，牡蛎壳已经成为提升农村经济、增加农民收入的 重要组成部分。牡蛎壳的生产近年来逐渐向着基地化、规模化、产业化方向发 展。牡蛎壳产业化及产业化过程中的关键技术列为优先发展主题及重大技术专 项，而牡蛎壳高压清洗分选技术是其产业化过程中进行流通、贮藏保鲜、深加 工、提高产品档次和附加值的关键技术之一。 本文分析了我国外农产品清洗设备的研究现状，在总结前人工作经验的基 础上，设计了一种新型牡蛎壳自动清洗机，该牡蛎壳自动清洗机包括上料机构 和高压清洗装置两个主要部分，其中，上料机构类似于带式输送机将待高压清 洗的牡蛎壳输送至高压清洗装置内，在输送的过程中，使牡蛎壳在输送带上规 范的排列，高压清洗装置则将排列后的牡蛎壳根据其直径大小和长度进行高压 清洗，根据牡蛎壳外形长度的不同，分别将高压清洗成功后的牡蛎壳通过 U 型 出料槽送出，而次品牡蛎壳则通过次品回收仓进行回收，本文详细介绍了上料 机构和高压清洗装置的设计过程，并分别对上料机构和高压清洗装置所采用动 力系统进行了设计，并重点介绍了各主要零部件的设计计算和校核过程。 最后，本文对所设计的牡蛎壳自动清洗机结构利用电脑辅助设计软件进行 了建模，结果表明，该牡蛎壳自动清洗机具有结构简单，制造成本低廉等优点， 具有合理的输送链速，能够大幅度提高牡蛎壳高压清洗效率，是取代人工操作 的一套切实可行的机械自动化设备，具有广泛的应用前景，实现了牡蛎壳收获 后商品化的进程，填补了长杆状牡蛎壳高压清洗自动化设备的空白。 关键词：关键词：牡蛎壳；匀果上料；自动高压清洗； 1 1 绪论绪论 1.11.1 本文研究背景及意义本文研究背景及意义 牡蛎是我国四大经济养殖贝类之一，年产量超过 300 万吨。目前对牡蛎利 用主要在于可食用部分，大量牡蛎壳则作为垃圾丢弃，仅在我国南方地区，每 年产生废弃牡蛎壳可达 100 万吨，已成沿海重要污染源。牡蛎壳主要成分为碳 酸钙占其质量 90%以上刚，且含有大量 2 至 10 微米微孔，其在医学、农业、轻 工业等领域有很好的应用前景。将牡蛎壳清洗干净是其开发利用的先决条件， 当前主要以人工清洗或化学药剂清洗方式为主，其工作效率低，劳动强度大， 且化学药剂会使牡蛎壳溶解变质，产生新的污染，从而降低废弃牡蛎壳的实用 价值引。据此，设计一种高效、环保的牡蛎壳清洗设备，对减少环境污染、 提高废物再利用率具有重要的意义。 但是牡蛎清洗加工技术落后，牡蛎清洗机械的发展滞后于牡蛎需求的发展， 从国外进口比较昂贵，粗加工牡蛎比重较大，科技含量低，影响了市场竞争力。 为了给消费者提供方便，因此，课题组提出牡蛎高压水清洗机，进行上料机构 装置的结构设计；牡蛎通过传输带自动送入滚筒中，随着滚筒的回转而上下翻 转，滚筒与牡蛎、牡蛎与牡蛎之间相对运动，进而产生摩擦力，从而达到清洗 牡蛎表面的目的。清洗机由 10mm 的圆钢焊接而成，滚筒直径在 1.41.6m 之间， 长度 3.54m，圆周线速度 1.21.5m/s，电机功率 1113kW。该牡蛎高压水 清洗机具有操作简单、实用、价格低廉，能够有效减轻人力劳动，降低生产成 本，是一种非常适应中国国情的食品加工机械。 本课题设计是参考国外和国内相关产品的基础上，进一步简化结构，压缩 成本，通过一定的机械运动与传送机构，实现装料、出品一次完成，减少二次 污染，产品规格一致性好，生产效率比人工操作提高二十倍左右。 1.21.2 国内外研究现状国内外研究现状 国外研究清洗设备的年代早于我国，主要集中在欧、美、日等工业发达国 家，其主要研究的设备是高压清洗机与超声波清洗机，取得了很大的成就： 美国 Fluid 公司的科恩等人在 1975 年利用水压 13.8MPa、喷嘴直径为 1.1mm 和功率为 66.3Kw 的高压水射流对船壳上粘附的污泥、海藻与海贝等进行 清洗，效果非常理想。 德国 Bandelin 电子装备公司研制了两种超声波零件清洗装置：特种 PK 型 清洗装置与特种 z 型清洗装置。特种 PK 型清洗装置主要清洗精度较高的零件， 例如气缸活塞与汽车缸体等，特种 z 型清洗装置主要在环境比较恶劣的条件下 (空气湿度高、粉尘度高的工地)清洗零件。德国 Wilms 公司研制的两种高压热 水流清洗机。可清洗多种零件，工作压力分别为 6MPa 与 8MPa，流量为 10L/min 与 11.67Idmin。意大利的 COMAU 公司研制的 5 个自由度的 SMART 高压水清洗零 件机器人，由不锈钢材料制成，可对零件内外表面进行清洗，水压在 580MPa，流量为 140L/min，生产率能达到 30 件/d,时，该机器人使用的清洗 液过滤后可循环使用，节约了成本。 日本明治机械制造所设计的 MJC.80 型高压清洗机，采用 15。的扇形喷嘴， 清洗压力为 8MPa，吸水量为 14L/min，喷水量为 13L/min。该清洗机能清洗工 件表面的泥土，可剥离旧漆膜，广泛应用于建筑物、土木机械、汽车与机械等 行业的清洗，这种清洗机的特点是耗水量少，使用便捷。 E.Mulugeta 和 M.Geyer 研制的清洗机，能清洗马铃薯，同时还研究了在喷 淋清洗方式下的各种工艺参数，如喷嘴参数、喷射参数和蔬菜上污物等相关参 数的影响。Butz(2003)研制的高压水射流清洗机，运用高压水射流机理清洗水 果与蔬菜，清洗的效果良好。 虽然我国对于清洗设备的研究起步较晚，但在借鉴国外清洗设备的研究成 果的基础上，近年来出现很多清洗设备研究成果，如蔬菜清洗机、水果清洗机、 高压清洗机、高压除鳞设备等。 新疆科学所崔宽波、李忠新等人研制的连续式核桃清洗机，利用特制毛刷 和高压喷淋设备的组合对核桃进行清洗。具体原理是：核桃在滚筒中毛刷的作 用下不断翻滚，毛刷的上方有水对核桃进行喷淋，同时利用螺旋输送辊将核桃 传送至出料口。螺旋输送设备采用无级调速，电机在 10“50r/min 调速，效果 突出：在满足核桃清洗率在 95以上、破损率在 3以下的情况下，螺旋运输 设备的转速为 25r/rain。 大连海洋大学的师浩翔、杨君德(2011)等人 145J 设计的扇贝清洗机，其清 洗原理是利用高速水射流在清洗槽内产生涡流，涡流会产生大量的气泡，这些 气泡不仅可以与扇贝表面进行摩擦，而且可以促进扇贝吐沙，将扇贝彻底洗干 净。射流孔呈倒三角形排列，这样可以使清洗槽内的水有不同的流速，上层水 速快，下层水速慢，形成一个缓流区，有利于杂质的沉淀。 国内外清洗设备研究的大量成果为作者设计与研究牡蛎壳清洗关键设备提 供了丰富的理论基础。从国内外清洗设备研究现状可知，高压水射流在清洗管 道、除锈、地面等方面都有较好的效果，本文运用高压水射流来清洗牡蛎壳也 是可行的。 2 2 总体设计总体设计 2.12.1 设计任务分析设计任务分析 本次设计一种新型的牡蛎壳自动清洗机，特别是针对长杆状农产品的高压 清洗装置，采用机械高压清洗的方式，根据牡蛎壳的长度进行高压清洗。具体 要求为： 1）牡蛎壳清洗机根据长度自动将牡蛎壳分为大、中、小三种规格，规格要 求分别为20、1520、=110 0 A 3 3 min0 34.09 11059.63 25.68 P dAmm n 3 由于需要考虑轴上的键槽放大, d0 =60mm %)61 ( min d 断轴需与联轴器连接，为使该段直径与连轴器的孔径相适应，所以需同时 选用连轴器，又由于本减速器属于中小型减速器，其输出轴与工作机轴的轴线 偏移不大。其次为了能够使传送平稳，所以必须使传送装置具有缓冲，吸振的 特性。 因此选用弹性柱销联轴器。 TKT Aca 得： 工作情况系数 1.5 A K 毡圈油封的轴径 取 dII-III=65mm 由轴从轴承座孔端面伸出 15-20mm,由结构定 取 LII-III=49。 (3)轴肩为非定位轴肩，初选角接触球轴承 取 dIII-IV=70 考虑轴承定位稳定，LIII-IV 略小于轴承宽度加挡油环长度 取 LIII-IV=32。 (4)根据轴上零件（轴承）的定位要求及箱体之间关系尺寸 取 dIV-V =80m，LIV-V =79 (5)轴肩、为定位轴肩,直径应大于安装于轴上齿轮内径 610mm, 且保证 10mm 取 dV-VI=88mm，LV-VI=8mm (6)段安装齿轮，由低速级大齿轮内径 取 dVI-VII=75 考虑齿轮轴向定位，LVI-VII 略小于齿宽，齿轮右端用套筒定位。 取 LVI-VII =80mm (7)轴肩至间安装深沟球轴承为 6314AC 取 dVII-VIII =70m 根据箱体结构 取 LVII-VIII=58 轴上齿轮、半联轴器零件的周向定位均采用键联接 。 由2P236 表（2-168） ，取轴端倒角 1.545，各轴肩处圆角半径 R=1.6mm 低速轴强度校核 作用在齿轮上的力 6 4 22 1.009 10 6455.123 332 T Ft d 20 6455.1232417.574 coscos13.30 n Ft tgatg FrN 6455.12313.301565.436FaFt tgtgN 6.1.4.2 计算轴上的载荷 载荷分析图 (1)垂直面 N LL LF F t NV 37.2303 81146 81123.6455 32 3 1 N LL LF F t NV 75.4151 81146 146123.6455 32 2 2 mmNLFM NVV 5 32 1036. 38175.4151 载荷分析图水平垂直面由装配图俯视受力视角决定 (2)水平面 5 1565.436 332 2.54 10 22 aa D MFN mm N LL MLF F ar NH 52.617 81146 1036 . 3 81574.2417)( 5 32 3 1 N LL MLF F ar NH 10.3035 81146 1036.3146574.2417 5 32 2 2 mmNLFM NHH 5 211 1037. 314637.2303 mmNLFM NHH 5 322 1036 . 3 8175.4151 (3) 总弯矩 mmNMMM HV 525252 1 2 1 1076 . 4 )1037 . 3 ()1036 . 3 ( mmNMMM HV 525252 2 2 2 1075 . 4 )1036 . 3 ()1036. 3( 从轴的结构以及扭矩图中可以看出截面 C 是轴的危险截面，现将计算出的 截面 C 处的 MH、M V、M V 及 M 的值例于下表： 载荷水平面 H垂直面 V 支反力 F FNH1=617.52N FNH2=3015.10N FNV1=2303.37N FNV2=4151.75N 弯矩 M M H1 =3.37105Nmm M H2 =3.36105Nmm MV =3.36105 Nmm 总弯矩 M 1=4.76105 Nmm M 2=4.75105Nmm 扭矩 T T=Nmm 5 10.09 10 按弯扭合成校核轴的强度 进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面 C）的强度。 由3P362 表（15-1） ，得： MPa60 1 由3P374 式（15-5） ，取，轴的计算应力为： 6 . 0 225252 1 3 ()(4.76 10 )(0.6 10.09 10 ) 0.1 70 ca MT W MPaMPa6096.22 1 中速轴尺寸 （1）确定各轴段直径 d1=40mm d2 =50mm d3 =60mm d4=107mm d5=60mm d6=40mm 确定各轴段长度 L1=45mm L2=52mm L3=7.5mm L4=87mm L5=8mm L6=32mm 高速轴尺寸 （1）确定各轴段直径 d1=60mm d2 =65mm d3 =68mm d4=72mm d5=68mm d6=65mm (2)确定各轴段长度 L1=50mm L2=5mm L3=30mm L4=20mm L5=5mm L6=8mm L7=50mm L8=4mm L9=218mm 4.54.5 键的设计与校核键的设计与校核 低速轴齿轮的键联接 选择类型及尺寸 根据 d =75mm，L=80mm， 选用 A 型，bh=2012，L=70mm 键的强度校核 (1) 键的工作长度 l 及键与轮毂键槽的接触高度 k l = L -b= 70-20=50mm k = 0.5h = 6mm (2) 强度校核 此处，键、轴和轮毂的材料都是钢，取p=110MPa T = N.mm 5 104573.10 p = p MPa kld T 95.92 75506 N.mm 104573.102102 53 键安全合格 低速轴联轴器的键联接 选择类型及尺寸 根据 d =56mm，L=112mm， 选用 C 型，bh=1610 L=110mm 键的强度校核 (1) 键的工作长度 l 及键与轮毂键槽的接触高度 k l = Lb/2= 102mm k = 0.5h =5 mm (2) 强度校核 此处，键、轴和轮毂的材料都是钢，取p=110MPa T = N.mm 5 104573.10 p = p MPa kld T 23.73 561025 104573.102102 53 键安全合格 4.64.6 轴承的选择轴承的选择 普通齿轮减速器，其轴的支承跨距较小，较常采用两端固定支承。轴承内 圈在轴上可用轴肩或套筒作轴向定位，轴承外圈用轴承盖作轴向固定。设计两 端固定支承时，应留适当的轴向间隙，以补偿工作时受热伸长量。 项目轴承型外形尺寸（mm）安装尺寸（mm） 号 dDB D1 min D2 max ra max 高速 轴 7007AC35621441561 中间 轴 7008AC40681546621 低速 轴 7014AC7011020771031 从减速器的使用寿命期限考虑，轴承使用期限为 8 年(年工作日为 300 天)。 预期寿命=83008=19200 h hL 寿命验算 载荷分析图（俯视） (左旋) (1) 轴承所受的径向载荷 Fr 和轴向载荷 Fa 3035.1NFa2617.52NFa1 4151.75N2,374.23031 ， FrNFr (2) 当量动载荷 P1 和 P2 低速轴轴承选用 6314，由3p321 表（13-6）得到 2 . 1 p f 已知，（常温） 3 1 t f 由3p145 表（15-3）得到 KNCKNCr r 2 .63,2 .80 0 Fa1/Cor=0.010,由插值法并由3p144 表（15-3） ，得到 e=0.15 Fa1/Fr1=617.52/2303.374=0.26e,由3p321 表（13-5）得到 X=0.56,Y=2.5 P1=fp(XFr1+YFa1)=1.2(0.56x2303.374+2.5x617.52) =3400.42N Fa2/C0r=0.048 由插值法并由3p144 表（15-3） ，得到 e=0.248 Fa2/Fr2=3035.1/4151.75=0.73e,由3p321 表（13-5）得到 X=0.56,Y=1.794 P2=fp(XFr2+YFa2)=1.2(0.56x4151.75+1.794x3035.1)=9323.94N 取 Pmax=P2=9392.94N (3）验算轴承寿命 因为，所以按轴承 2 的受力大小验算 2 P 1 P h 53 36 2 6 1053 . 2 ) 94.9392 102 .801 ( 4160 10 )( 60 10 P Crf n L t hL L ，所以所选轴承可满足寿命要求。 hL 总结总结 本文在参考了大量文献资料的基础上以及指导老师的帮助下，总结了现有 清洗上料机存在的主要问题，设计了专用于对牡蛎壳长度进行高压清洗操作的 清洗机，经过近两个多月的设计工作，可得出以下结论： 1）根据牡蛎壳外形的各方面因素，制定出了清洗上料机机械系统的整体设 计方案，并根据方案制作完成了牡蛎壳自动清洗机的机械系统。通过理论计算 表明，机械系统运行正常，符合预期设计要求。 2）设计了用于使用牡蛎壳均匀排列输送的匀果输送装置，对匀果输送装置 的各个参数进行了理论计算，初步确定了输送带速、倾斜角度以及托板的尺寸， 在此基础上对牡蛎壳进行了受力分析以及运动分析，完成了上料机构各个零部 件的结构尺寸，输送装置采用链传动驱动的传动方式，大幅度降低了制造成本， 提高了生产效率。 3）设计了牡蛎壳分选过程中分选执行系统。分选执行机构采用滚筒式分选， 能根据牡蛎壳的长度尺寸进行快速准确的分选和手机，具有结构简单，高压清 洗快速，伤果率小的特点。 相比现有农产品清洗设备，具有成本低廉，结构简单等优点，本文所设计 的高压清洗装置对长度尺寸不同的牡蛎壳进行高压清洗，但是如果为了提高分 选效率而增加高压清洗滚筒的转速，则会使矫正气缸动作频次较大，造成牡蛎 壳对矫正固定挡板的冲击力增大，造成牡蛎壳破损率上升，因此，这一方面将 有待后期进一步作出改进。 参考文献参考文献 1游东宏，雷永汉牡蛎壳综合利用的探讨J宁德师专学报，2010，22(4)： 360363 2曾志男，宁岳福建牡蛎养殖业的现状、问题与对策J海洋科学， 2011，35 (9)：112117 3农业部渔业局中国渔业统计年鉴M北京：中国农业出版社， 2010：20 4李海宴废弃贝壳高附加值值资源化利用D杭州：浙江大学，2012 5李泳，张兆霞以牡蛎壳粉做载体对维生素C和维生素E的抗氧化包合作用 研究J云南化工，200