红枣、鲜枣去核机的设计含SW三维及5张CAD图
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红枣
鲜枣去核机
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摘 要红枣去核机主要是由定位、去核、传动机构和输送装置及机体、料斗等组成。通过人工管理、控制各单元的协调动作达到一致性。送料装置可以将大枣自动的排队送入到输送装置，再由输送装置将大枣竖直地挨个排列在转动的扶正定位机构上，然后用去核冲针机构上下直线运动来将每个定位紧压的红枣枣核去掉，最后去掉枣核后的大枣从扶正定位机构落入成品料斗中。关键：去核机；曲柄滑块；主传动；槽轮AbstractJujube enucleator is mainly composed of positioning, enucleation, transmission mechanism, conveying device, body, hopper, etc. The coordination and control of all manual actions are achieved through the management unit. The feeding device can automatically queue up the jujube and send it to the conveying device, and then the conveying device arranges the jujube vertically one by one on the rotating righting and positioning mechanism, and then uses the up and down linear movement of the core removal punching needle mechanism to remove the jujube core tightly pressed by each positioning, and finally the jujube after removing the jujube core falls into the finished product hopper from the righting and positioning mechanism.Key: nuclear remover; Crank slider; Main drive; Grooved wheel 目 录1 概 述12 系统运动方案设计32.1 原动机类型的选择32.2 减速器类型的选择52.3 计算总传动比和分配各级传动比62.4 计算传动装置的运动参数62.5 实现去核动作的机构选择82.5.1 曲柄滑块机构82.5.2 凸轮机构92.6 实现排料动作的机构选择.102.6.1 槽轮机构102.6.2 不完全齿轮齿条机构112.7 系统运动方案的确定122.8 绘制系统运动循环图123 主传动构件中主要部件的设计133.1 曲柄滑块机构的构成133.2 曲柄滑块机构的运动规律分析133.2.1 滑块的位移和曲柄转角间的关系143.2.2 滑块的速度和曲柄转角的关系153.3 曲柄滑块机构的受力分析163.4 槽轮机构213.4.1 槽轮机构运动213.4.2 槽轮机构运动参数223.5 工作头的设计233.6 滚动轴承的选用与校核24收获和体会25致 谢27参考文献281 概 述 核果类水果主要指枣、桃、杏、李和梨等，在水果的总产中占有较大比例。在以核果类水果为原料，来加工成饮料、罐头、果脯及果干制品时，去核就是一项十分重要的处理。我国是从80年代后期开始的研制去核机，并且陆续推出了一些设备。但由于在去核时出现的技术问题没有得到解决，使这些加工设备在推广使用上受到了很大的限制。随着有核水果等食品工业的发展，人民生活水平不断的提高，消费者们对食品质量的要求也是越来越高，而处理果核工序对产品质量有着很重要的影响，所以开发性能很好的去核机械化、加工自动化的设备的需求也是日趋迫切。红枣去核机主要是由定位、去核、传动机构和输送装置及机体、料斗等组成。通过人工管理、控制各单元的协调动作达到一致性。送料装置可以将大枣自动的排队送入到输送装置，再由输送装置将大枣竖直地挨个排列在转动的扶正定位机构上，然后用去核冲针机构上下直线运动来将每个定位紧压的红枣枣核去掉，最后去掉枣核后的大枣从扶正定位机构落入成品料斗中。整个设备能够完成自动排料、定位扶正以及冲针去除枣核的全部工作。其中送料装置为履带震动的作用下实现扭转振动和上下振动，扭转振动能使料斗内红枣受两种力的作用：一是径向力的作用，使红枣向四周扩散；一是切向力的作用，使红枣沿着料斗的盘壁作回转运动，可以保证枣的螺旋送料滑道切向滑行速度，履带上还设有挡板，以防枣脱落，枣在履带上切向顺序滑动来实现枣的自动排料。在送料器上沿着出料口处连接有定向管，定向管的内径小于红枣长度和红枣外径，使红枣竖向有序的通过导向管送到去核装置的履带装置，在履带装置的槽形通道上利用转动拨杆将大枣推入履带上的枣座内，随着履带工作轮的转动进入压枣管段。扶正板向内收缩变径性压缩头可以在扶正板的作用下回缩，使枣座中的枣被挤紧，从而自动完成枣的定位。最后在履带工作轮、槽轮拨销和圆柱凸轮的作用下摆动，从而使摆动推杆相联的冲针作出上下往返运动，迅速准确的将枣核去掉。2 系统运动方案的设计确定了系统的工艺运动之后，需要选择适宜的机构型式来将其实现，所以这一过程也就称为机构的选型，这需要考虑很多方面的因素，例如运动变换的要求、制造成本、尺寸的限制、动力性能、效率高低以及操作方便安全可靠等等。2.1 原动机类型的选择在机械系统设计的过程中，原动机的选择也是很重要的一个环节，它能直接影响到动力输出稳定性、系统的运行效率以及总体结构。在现代机械中，常见的原动机有热机、液动机、电动机和气动机，各自都具有不同的特点及应用。热机包含蒸汽机和内燃机，其应用范围相对的单一，主要是用于经常变换工作场所的机械设备和运输车辆。电动机在现代机械中应用是最为广泛，尤其是在交流异步电动机，它有结构简单，价格低廉及动力源方便等方面优点，但是功率系数较低，且调速不便，所以适用于运行环境比较稳定、调速范围窄的场合。液动机一般调速方便，且传动链较短，但需要配备液压站，成本较高。当只需要实现简单的运动变换时，气动机较为方便，它的缺点是有一定的噪声。本设计中原动机的要求为：运行环境较为稳定、结构简单、成本低，所以综合各种原动机的特点，选择交流异步电动机来作为红枣去核机的原动机。选择电动机的方面包括：电动机的类型、结构型式、容量和转速，要确定电动机的具体型号。电动机类型和结构型式都要根据工作条件（温度、空间尺寸、环境等）、电源（直流或交流）、以及载荷特点（大小、过载情况、性质和启动性能等）来选择。一般没有特殊要求均应选用交流电动机，其中要以三相鼠笼式异步电动机用的最多。Y系列电动机是我国推广采用的新设计产品，它适用于不易燃、不易爆和无腐蚀性气体的场合，以及要求有较好启动性能的机械。在经常启动、反转和制动的场合，要求电动机具有着转动惯量小和过载能力大的特性。标准电动机的容量是由额定功率来表示。所选电动机的额定功率应要稍大于工作所要求的功率，容量小于工作要求，否则就不能保证工作机的正常工作，或由于使电动机长期的过载、发热大而过早的损坏；而容量过大，则会增加成本，且由于效率及功率因数低而造成很大的浪费。同一种类型的电动机，其相同的额定功率也有着多种转速可供选用。如果选用低速电动机，因极数较多而外廓尺寸和重量较大，故而价格较高，但却可以使传动装置总传动比及尺寸减小。如果选用高转速电动机则会相反。因此要全面分析比较利弊来选定电动机的转速。综合考虑以上这些因素，我认为本去核机应选用全封闭自扇型的三相异步电动机Y100L-6，具体参数如下表。功率KW电流A转速r/min效率%功率因数cos堵转转矩N.m堵转电流A最大转矩N.m1.54.094077.50.742.06.02.02.2 减速器类型的选择减速器指原动机与工作机间独立封锁式的传动装置，它用来减低转速并且相应地可以增大转矩。减速器的种类繁多，一般可以将其分为蜗杆减速器、齿轮减速器和行星齿轮减速器。蜗杆减速器具有着结构紧凑，传动比大及噪音低等优点，但是容易引起漏油、发热和涡轮磨损等一些问题。齿轮减速器的优点是结构比较简单，安装方便，运转平稳，它的缺点是传动比分配比较的麻烦；行星齿轮减速器的主要特点是：结构紧凑、传动比大、体积小、重量轻等优点，但其结构却比较复杂，制造和安装都较为困难，成本也较高。在本次设计中，对减速器的要求为：传动比要较小，结构必须尽量简单，成本低廉，制造安装要方便。所以综合以上各种减速器的优缺点，我选择齿轮减速器来作为红枣去核机的减速器。2.3计算总传动比和分配各级传动比本去核机履带工作轮转速约为23.5 r/min,传动装置的总传动比要求为 =940 /23.5 =40式中：电动机满载转速，r/min； 工作机转速，r/min。所以，可以确定传动装置的总传动比为40。在知道总传动比情况下，要确定各级传动比应主要是考虑以下几点：（1）各级传动机构的传动比应要尽量在推荐范围内选取。（2）要使传动装置的结构尺寸较小、重量较轻。（3）要求各传动件的尺寸协调，结构合理，避免干涉碰撞。在减速器中，齿轮直径尽量相近，以利于浸油润滑。2.4计算传动装置的运动参数在传动装置的设计过程中。当输送机进行间歇输送时候，要能够保证在间歇时间段内完成去核冲压一次。由电动机到输送机为二级传动减速，其中一级减速采用齿轮传动减速，传动比=10，二级减速采用槽轮传动，传动比为=4。（1） 各轴转速=94r/min、=23.5r/min式中：电动机满载转速，r/min; 、分别为一级减速、二级减速轴的转速，r/min; 、分别为一、二级传动比。（2） 各轴功率式中：电动机输出功率，kW； 、一级减速轴、二级减速轴输入功率，kW；、一级减速、二级减速轴间的传动效率。（3） 各轴转矩式中：电动机轴的输出转矩，N.m； 、一级减速、二级减速轴的输入转矩，N.m。2.5 实现去核动作的机构选择在去核机中，推杆顶针的运动为复合运动，即回转运动和具有特定的运动规律的上下往返运动。要满足这种要求的机构有很多，在此我们仅讨论曲柄滑块机构和凸轮机构。2.5.1 曲柄滑块机构图2-1 曲柄滑块机构图中为典型的曲柄滑块机构，它具有着结构简单，易实现所需动作要求，零件加工容易等优点，但是它的结构零件重用性差，比较适合执行那些机构不改变的系统。2.5.2 凸轮机构图2-2 凸轮机构凸轮机构的特点是结构紧凑、简单，能够精确实现所需要的运动轨迹，它的缺点是从动件的行程不能过大，而且曲面加工的成本较高。所以适用于运动灵活、传力较小以及运动规律复杂的场合。在本设计中，推杆顶针的运动规律是较为复杂，既有旋转运动，也有按给定规律往返的上下运动，综合这两种机构的特点分析，我们选择曲柄滑块机构就能够满足要求。2.6 实现排料动作的机构选择2.6.1 不完全齿轮齿条机构图 2-3 不完全齿轮齿条机构排料动作须由间歇机构完成，图中不完全齿轮齿条机构的优点是容易制造，结构简单，而且允许选择的范围也比槽轮机构和棘轮机构的大，故而设计灵活。它的缺点是从动轮在转动开始及终止时，由于角速度有突变，使冲击较大，所以一般只适用于轻载、低速的条件下工作。2.6.2 槽轮机构图 2-4 单销四槽外槽轮机构槽轮机构槽轮机构的特点是工作可靠，结构简单，转角准确，易加工且机械效率高。它常被用来将主动件的连续转动转换成从动件的带有停歇的单向周期性转动。但是其动程不可调节，转角不能太小，槽轮在起、停时的加速度大，有冲击，并且会随着转速的增加或者槽轮槽数的减少而加剧，故而不宜用于高速。综合以上间歇机构的分析，我结合去核机的工作条件，选择了槽轮机构来实现间歇运动。2.7 系统运动方案的确定 综合以上的分析，我最终确定系统的运动方案见下表: 系统的运动方案原 动 机减 速 器去 核 结 构间歇机构转动-直移交流异步电动机齿轮减速器空间圆柱凸轮槽 轮凸 轮2.8 绘制系统的运动循环图为了表达去核机的各执行机构在一个运动循环中各动作的协调配合关系，选择槽轮的转角、齿条的直线位移、推杆顶针的上下位移为对象，以推杆绕空间曲柄主轴旋转一周为一个运动周期，画出系统运动循环图，结果如下：图 1系统运动循环图3 主传动构件中主要部件的设计3.1曲柄滑块机构的构成由于要求顶针作往复直线运动,但是作为动力的电动机却是旋转运动,所以需要一套机构,将电动机的旋转运动变为直线往复运动。右图中的结构就是完成这项工作的重要部分曲柄滑块机构。 图3-1 由本图知，用一套曲柄连杆，它对滑块只有一个加力点，因此常称做单点式曲柄，曲轴中心到曲柄颈中心的距离，这个距离通常叫做曲柄半径，它是曲柄压力机的一个重要参数，（有关曲轴的部分第四章详述）。3.2曲柄滑块机构的运动规律分析。本次设计红枣去核机构采用是曲柄滑块机构, A点表示连杆与曲轴的连结点,B点表示连杆与滑块连接点,AB表示的连杆长度. 滑块的位移为s。a为曲柄转角。习惯上有曲柄最底 （相当于滑块在下死点处），沿曲柄旋转相反方向来计算。3.2.1滑块的位移和曲柄转角之间的关系滑块的位移和曲柄转角之间的关系表达为而 令 则而 所以 代入整理得: 代表连杆系数。通用压力机一般在0.10.2范围内.故上式整理后得:式子中 s滑块行程.(从下死点算起) a曲柄转角, 从下死点算起,与曲柄旋转方向相反者为正. R曲柄半径 连杆系数 L连杆长度(当可调时取最短时数值) 因此,已知曲柄半径R和连杆系数的时候,便可以从上式中求出对应于的不同a角的s值.用余玄定理知3.2.2滑块的速度和曲柄转角的关系 求出滑块的位移与曲轴转角关系后,将位移s对时间t求导数就可以得到滑块的速度v.即: 而 所以 式中 v滑块速度 曲柄的角速度 又因为所以式中 n曲柄的每分钟转数从式中可看出,滑块的速度V是随曲柄转角a角度而变化的。在a=0时 V=0 , a角增大时V随之显著增大；但在a=之间时，V的变化很小,而数值最大.因此常常近似取曲柄转角的滑块的速度当作最大速度。用表示即上面公式表明，滑块的最大速度与曲柄的转速n，曲柄半径R成正比，n越高，R越大，滑块的最大速度Vmax也越大。 本压力机滑块的最大速度Vmax=0.105nR(sin90+ /2 Xsin180)=0.105X40X70=294mm/s 3.3曲柄滑块机构的受力分析判断曲柄滑块机构能不能满足去核加工需要除了它的运动规律是否符合所需要的要求外，还有很重要的一点，那就是要校核它的强度。但是进行强度校核之前必须要正确的将曲柄滑块机构的主要构件进行力学方面的分析。3.3.1忽略摩擦的情况下滑块机构主要构件的力学分析忽略摩擦和零件本身重量时滑块的受力情况如图所示。其中P1料抵抗变形的反作用力，N导轨对滑块的约束反力，Pab对滑块的约束反力，这三个力交于B，组成一个平衡的汇交力系。根据力的平衡原理，从力三角形中可以求得P1、N、Pab之间关系如下： 有上式知 当时，取到最大值 一般曲柄压力机，负荷达到公称压力时的曲柄转角仅30度左右。因此可近似认为： 上面两式便成为： 例如求公称压力角时,曲轴上齿轮传递的扭矩因为在时,滑块能承受的最大负荷是160吨,所以坯料抵抗变形的反作用力也允许达到这个数值,即p1=1600KN=1600000N R=70mm 可查表2-2得 因此在不考虑摩擦时齿轮传动的扭矩为:M0=p1R(sin+/2sin)M0=1600000X0.07X0.4751 M0=52311N 从上式中，我们在分析连杆、曲轴和滑块受力所需传递扭矩的过程中,都是没考虑各活动部位的摩擦.这种处理问题的方法,对于分析连杆和滑块的受力来说, 简化了计算公式.且误差很小,完全可以应用.但是,在计算曲轴所需要传递的扭矩时,如果不考虑摩擦的影响,却会带来较大的误差,所以在计算时,应该考滤由摩擦所增加的扭矩.3.3.2考虑摩擦情况下滑块机构主要构件的力学分析曲柄滑块机构的摩擦主要发生在四处:1）.滑块导向面与导轨之间的摩擦,摩擦力的大小等于滑块对导轨的正压力,与摩擦系数的乘积,摩擦力的方向与滑块的运动方向相反.工作行程时,滑块向下运动,导轨对滑块的摩擦力朝上,形成对滑块运动的阻力.2）. 曲轴支承劲与轴承之间的摩擦.轴旋转时,轴承对轴劲的摩擦力分布在轴劲工作面上,这些摩擦力对轴颈中心O形成与轴旋转方向相反的阻力矩.它可近似的按下式计算: 由于小齿轮的作用力远小于,所以可以认为两个支反力的和 于是上式可变为:3）曲轴颈与连杆大端轴承之间摩擦,它和上一种摩擦相同,也会形成阻力矩,可按下式计算:4）连杆销与连杆小端轴承的能够之间的摩擦.它也能形成阻力矩: 根据能量守恒的原理,曲轴所需增加扭矩在单位时间内所做的功。等于克服各处磨擦所消耗的功率。即： 式中：曲柄的角速度； 滑块的速度； 曲柄和连杆的相对角速度，连杆的摆动角速度，所以可以求得的绝对值为：而将上式代入，并取=1，经整理后得由于摩擦使曲轴所增加的扭矩为： 现以所设计的曲柄压力机的曲柄滑块机构为例,来分析上式中方括号内的值.有该曲柄压力机的参数如下: da=250mmR=70mm 代入式子中求得方括号内的值,即的值如下: 684.9 681.61 679.95 673.90 661.30 649.40从以上可以看出, 的值随曲柄转角而变化,但变化较小,在近似计算中,可以将看作不随变化的常数,并取其相当于=时的值.因此,上式可简化为已知 da=250mm 与不记摩擦的扭矩比较,最后的到考虑摩擦后曲轴所需传递的扭矩: 以上式子中:R曲柄半径;曲柄的转角;连杆系数;摩擦系数,一般取0.05曲轴支承颈的直径曲轴颈的直径连杆销的直径 坯料抵抗变形的反作用力.3.4 槽轮机构槽轮机构又称为马耳他机构，能把主动轴的匀速连续转动转换为从动轴的周期性间歇运动。槽轮机构结构简单、紧凑、工作可靠；且转位时间与静止时间之比为定值，能平稳地改变从动件的角速度；在拔销进人和脱出槽轮时运动比较平稳，但槽轮的转角大小不能凋节，当精度要求较高时需另加定位装置。3.4.1 槽轮机构运动图4 槽轮机构转位简图如图 4所示，槽轮的圆弧面定位是最常用的定位方法。图 4(a)销轮滚子刚进入径向槽；图 4 0，Z 3，在工作时槽轮的角速度和角加速度变化很大，在拨销进人和脱出径向槽的瞬间，槽轮的角加速度发生突变，引起的震动和冲击力也很大。因t 0.5，可采用多圆销槽轮机构，设均匀分布的圆销数目为 R，则一个运动循环中槽轮的运动时间是单圆销时的 R 倍，故t = R ( Z2 ) / ( 2Z )。又因为t 1，故 R 2Z/ ( Z2 ) ，由此可知： Z = 3 时，R 可为 l 5；Z = 4或 5 时，R 可为 1 3 ；Z 6时，R 可为 1 2。中心距 a 和圆销半径 r 的确定要根据受力情况和该机构所占用空间位置大小。3.5 冲头的设计工作头结构如下图所示。1 - 支座 2 - 冲针 3 - 导套架 4 - 导套 工作头结构图根据现有的去核工具和大枣的结构形状，工作头由支座、冲针、导套架、导套组成。在冲针上设计了前后导向装置，冲针是轴向阶梯状。这样不仅增加了冲针的刚度和强度，还便冲针运动的精确度得到提高。工作头冲针的行程70mm，冲针的极限位置距离工作盘 10 mm，当工作盘转位完成停止不动时，冲针下行 10 mm与工作盘工位中的大枣接触，冲针继续下行50 mm完成对大枣的加工，并使枣横完全脱离大枣后回程运动 70 mm到达极限位置，工作轮转位，到下一个工作位置，冲针重复动作3.6 滚动轴承选用与校核 本滚动轴承是用于调节装置,不经常使用,且受力较小,故选用普通深沟球轴承即可满足需要.有轴承径向载荷Fa =2700N,Fr=5500N,轴承转速为500r/min,装轴承处的轴颈可在3040mm,范围内选择,运转时有轻微冲击,预期寿命为Lh=5000h.3.6.1求比值:有公式根据手册查表,深沟球轴承的最大e值为0.44,故此时 1）初步计算当量动载荷p,根据式查表的fp=1.01.2,在此取为fp=1.2查表的X=0.56,Y值需要在已知型号和基本静载荷C0后才能求出.现暂选一近似中间值,取Y=1.5.则: 2）根据公式求轴承的基本额定动载荷值 3）按照轴承的选用手册选择C=45460N的轴承为6307型.此轴承的基本额定静载荷C0=38000N.验算如下:3.6.2求相对应轴承轴向载荷的e值与Y值1）查手册,知深沟球轴承f0=14.7,则相对应轴向载荷为 在此间对应的e值为0.280.30,Y值为1.551.45.2)用线性插值法求Y值. 故X=0.56 Y=1.553)求当量动载荷P 4)验算6307轴承的寿命 故所选用的6307轴承。收获和体会本次设计即将要结束了，从接到设计任务开始，我一路走来，历经波折，有成功，亦有挫折；有喜悦，也有失落。但无论如何，我还是坚持到了最后，顺利完成了这次设计任务。在这次毕业设计开始之前，我已经做了一定的准备，譬如，熟悉必要的工具软件和提高编程计算能力，从图书馆借阅相关的书籍，课程设计开始的前一天。我们经过讨论，确定了我的设计题目：设计红枣去核机机构。在这几十天的设计过程中，我学习到了很多，尤其是在课堂上所无法汲取的知识和设计经验。以往的上课只是老师授予知识，我们更多的是被动的学习。而课程设计正好相反，它提供了一个利用所学知识自由发挥的机会。从设计题目的构思，到运动方案的确定，再到相关资料的搜索，还有文档编写、改正错误，这些点点滴滴，都是主动努力的结果，更是平时难以获得的经历。因此也可以说，毕业设计给了我一次提高自身的机会
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