【《果类产品去核机的结构设计（附图）》12000字（论文）】

I第1章前言小枣去核机的结构主要有上料装置、传送装置、定位扶正机构、去核装置、收集机构等组成。由人工操作、控制每个执行机构的动作协调一致。通过上料装置将小枣运到传输装置,再由传输装置将小枣竖直地挨个排列在转动的扶正定位机构上,[2]传送带的运行经过减速器,来实现曲柄滑块机构的间歇运动,然后利用去核冲针机构作直线上下运动，使每个枣完成去核。最后将完成去核的小枣从扶正定位机构落入到成品收集装置中。[7]此设计可以实现定位定心、冲针去核、自动卸料功能。上料机的旋转振动会使漏斗中的枣受到两种力：一种是径向力，使枣分散；另一个是切向力，枣沿漏斗壁旋转，保证枣进料装置的切向速度，防止枣落下，沿切向滑动，实现枣的自动卸料。[2]进料器与定向管相连。枣通过定向管垂直有序地送入去核装置的轨道单元槽上。在轨道单元槽，枣被拨杆拨到履带上的枣座里，枣随工作轮转动进入枣压段轨道。定向扶正板向内缩回，在扶正板的作用下可缩回压缩头。最后，履带、槽轮和凸轮的共同运动下，与摆动拨杆相连的冲头上下往返移动。这样可以快速准确地去除枣核。[2]1.1研究背景及意义在日常生活中，果类用途广泛，主要主要有枣、桃、杏、李、梨等，占总产量的很大一部分。让客户有更好的品尝体验，去核化技术的研究更加重要。核类水果可以被加工成饮料、干果和罐头，去核成为了一项非常重要的工作。中国从一开始就开始发展核机械，并研发了一部分设备，人们现在意识到了食品的飞快发展，伴随着人们的生活质量当然也会有所提高，可是这些设备的生产受到了很大的限制，食品质量的要求越来越被人们所重视，然而各种水果的加工过程对后期的质量都有着非常大的影响。如今去核的机械化和自动化的发展，人们对生产过程的自动化设备需求也越来越关注。枣自动核机可以看作是人们生活中的一种非常实用的工具。能有效去除枣核，可用于多种用途工业。机械结构与自动控制与机械结构相结合，使枣的加工更加自动化。更高效、更准确、更快，大大提高了工作效率。同时可以促进枣业的发展。因此，研究枣自动去核设备的技术开发具有广泛的社会经济效益和市场前景。[1]1.2国内外发展概况当前使用人力去核的劳动难度较大和工作效率较低，食品卫生不能保证，加工出来的产品质量很难控制。所以之后，张学松提出了一种枣连续去核机，其就是连续转动进料盘，从而实现连续进料。2018年美国FMC公司推出了一款全自动去核机，工作效率为每分钟加工180个枣，生产率约为100kg/h。该机器的定位和运输功能由十四个小杯子来实现。每个杯子有一个小的旋转轴和一个凹痕。枣外圈与凸起接触，凸起使枣转动至正确位置。此时，枣保持竖直。将枣切成两部分后，固定枣的两个橡胶夹板转动150°，将核与果肉分开。机器可连续工作，自动润滑。调整和清洁也非常方便。然而机器结构复杂、成本高在我国很难推广[3]。我国去核研发设备存在着很多不足，食品的损耗率高、果实损伤率高、运行成本高、生产效率低、技术含量低。装置不能稳定运行等一系列重要问题。因此，有必要开发高性能预处理设备去完善这些问题。

第2章总体结构方案的设计确定了系统的工艺过程运动，就需要选择合适的机构类型来实现这一运动。因此，这个过程也被称为机构类型的选择。然而要考虑到诸多不同方面的因素，如工作中加工运动的变化，机器的加工成本、尺寸要求、动态性能、生产效率、操作的难易程度和安全性。设备主要有上料口、扶正机构、传送装置、去核机构、收集装置。通过人工干预和系统控制，使各个单元的动作协调一致。送料装置可自动将枣放在输送机上，然后输送机在集中定位机构上竖直排列枣。输送带通过减速器实现滑动机构的间歇运动，然后用去核机构将每个定位紧压的小枣枣核去掉，为了使曲柄滑块机构不会变形，去核冲针连接着导轨滑块，最后完成去核的枣从定位机构落入收集装置。[2]2.1电机选型本设计对主电机的要求是：工作环境稳定，结构简单，成本低，因此根据不同主电机的特点，选用交流异步电动机作为枣去核机的主电机。电机的选择需要考虑：电源和负载特性（尺寸、过载、启动性能等），电机类型、容量和转速，电机的结构和工作形式应根据运行条件（温度、空间、环境等）进行选择。[8]有许多类型的电动机具有相同的功率。但是如果选择低速电机，由于电极数量多，驱动单元的总尺寸和重量会更大，价格也会更高，但是总传动比和传动尺寸是不同的，所以很有必要分析比较发动机转速来确定。我们综合所有因素进行思考，我认为应采用Y100L-6三相异步电动机，这种电动机是一种全封闭的自扇型电动机。下面是电机的具体参数。功率电流转速效率％功率因数转矩电流最大转矩1.54.094077.50.742.06.02.0表2-1电动机参数2.2传动方式确定(1)带传动：如图所示，皮带传动是一种中间靠摩擦力传动的方式，摩擦传动具有结构简单、成本低、中值距离大（可达15m）、减振、传动平稳等优点。过载时，皮带在皮带轮上发生打滑，以免损坏其它部件。但是由于皮带与皮带轮会发产生表面滑动，并不能保证固定的传动比；所以在传递相同的周向力时，结构尺寸和轴向压力都大于啮合传动；因此工作效率低，皮带的磨损严重寿命短。图2-图2-1带传动链条传动：链条传动是由链条、驱动轮和传动轮组成的混合啮合传动。传动具有传动比准确、传动效率高、不打滑、无弹性变形等优点。链条结构紧凑，并不需要太大张力，轴的载荷小，而且可在高温、多尘环境下工作。缺点：只能在平行的轴之间进行同方向的传动；不能用于负载变化大、切换快的传动；工作时候有噪音；制造成本要高于皮带传动；链条拉伸后工作不稳定，容易跳出齿等。(3)齿轮传动：齿轮传动的效率比较高，结构设计紧凑，工作运行时可靠，传动比稳定，使用的寿命长。[9]但是设计和安装精度要求高，并不适合远程传动，成本高。结合以上三种传动方式的优缺点，根据所设计的去核机的特点，皮带传动更适合相对稳定的传动，噪音相对小、结构比较简单、成本低等特点。2.3减速器类型的选择减速器是主电机与运行机构之间的一个独立的锁紧装置，可以用于降低转速并相应地增加扭矩。减速器种类繁多，可分为蜗轮、齿轮等。蜗轮减速器的热交换性能好，传动比高，结构比较紧凑、噪声低，但是工作效率低，容易引起漏油、磨损和发热。齿轮工作可靠性高，结构简单紧凑，安装方便。但是传动比分配困难。综合考虑以上优缺点，本次设计所采用的减速器传动比小，方便设计安装，较低成本且实用性强，因此选用齿轮减速器作为去核机的减速器。2.4总传动比和各级传动比去核机带的转速约为，所需的总传动比为。（2-1）式中：QUOTEnm——电动机满载转速，；QUOTEnw——工作机转速，。因此，确定传动装置的总传动比为。总传动比已经确定，然后计算每个阶段的传动比。注意尽量选择范围内的传动比，传动尺寸尽量小，合理排列各个部件，避免发生碰撞。减速器齿轮直径应尽可能接近，以便于油浸润滑。[10]2.5传动装置运动参数的计算在传动机构设计中，输送机是间歇性运输的，必须能够确保在间歇期间进行一次去核冲压。电机到输送机是一个二级减速。第一级减速器采用齿轮减速，传动比为。第二次减速采用槽轮减速，传动比为。(1)各轴的转速计算（2-2）式中：nm—电动机满载转速，;n1、n2—分别为一级减速、二级减速轴的转速，i0、i1(2)各轴的功率计算（2-3）式中：Pd—P1、P2—分别为一级减速轴、二级减速轴输入功率，η01、η12(3)各轴的转矩计算（2-4）（2-5）式中：Td——电动机轴的输出转矩，；QUOTET1——一级减速、二级减速轴的输入转矩，。2.6去核机构的选择在去核过程中，推杆和套筒的运动是一种复合运动，即旋转运动和上下往复运动，具有一定的运动规律。确保去核机制的稳定和准确运作，考虑使用滑块导向机构来确保稳定性能。2.6.1曲柄滑块机构图2-2曲柄滑块机构如图是比较典型的曲柄滑块机构，其优点是结构设计简单、操作简单、动作要求易于实现、零件加工方便。然而，其结构不易重用，更适合于执行机制不变的机构系统[4]。2.6.2凸轮机构图2-3凸轮的结构简图凸轮机构结构比较简单紧凑，所需的运动轨迹可以精确地实现，但是缺点是从动件的行程不能太大，加工表面成本高。适用于运动灵活、传力弱、运动规律复杂的场合。设计过程中，推杆套的运动规律复杂，既有上下运动，又有旋转运动，根据给定的规律，在分析这两种机构特点的基础上可选择曲柄滑动机构。2.7传动机构的确定2.7.1同步带传动带轮的功率、速度和选择与垂直方向相同1，初定中心距QUOTEa02，初定带的节点长度QUOTEL0p及其齿数QUOTEzpL0p3，实际的中心距aa=a0+电机输出的同步带：带型圆弧带，带宽，节线长度约,长度QUOTE1396.43mm水平方向设计要求：行程，移动载荷，移动所需时间。1.设计功率QUOTEPd=KA•PP=QUOTEKA根据工作情况查表取1.5P2.带型选择根据QUOTEPd=11.25w和带轮的转速QUOTEn=300r/min查表选择圆弧带。3.带轮齿数z及节圆直径QUOTEd1由带的转速和安装尺寸允许的范围，选择较大值，查表选择带，齿数，节圆直径QUOTEd1=19.10mm，外圆直径QUOTEd0=18.34mm4.带速v（2-9）5.传动比传动皮带轮与从动皮带轮相同，传动比，驱动轮和从动轮型号相同。6.初定中心距QUOTEa07.初定带的节点长度QUOTEL0p及其齿数QUOTEzpL8.实际中心距a9.额定功率QUOTEP0可查表得QUOTEP0=24w10.带宽QUOTEbSQUOTEbS≥bS01.14PdK取同步皮带传动保证精度，使机构更加稳定，使设计更加智能化。通过间歇机构来进行排料，具有制造方便、操作方便等优点。与槽式机构和棘轮机构相比，选择性较多，机构的设计较灵活，缺点是在驱动轮转动的开始和结束时，由于角速度的突然变化，冲击较大，因此一般只适用于低负荷和低转速下使用。2.7.2槽轮机构图2-3单销四槽外槽轮机构槽轮机构操作可靠、角度旋转准确，工作的效率高，通常用于将驱动部件的连续旋转转换为从动部件的间歇性单向周期旋转。但是其运动范围不可调，角度不宜太小，启停加速度大，有冲击力，而且随着转速的提高或槽数的减少和恶化，不适合高速旋转。在对上述间歇机构进行分析的基础上，因此选择槽轮机构来实现间歇运动[5]。2.8本章小结在上述分析的基础上，最终确定了系统的运动方案，如下表所示。:表2-2系统的运动方案电动机减速器去核结构间歇机构传动机构交流异步电动机齿轮减速器空间圆柱凸轮槽轮同步带推杆以齿条直线位移、槽轮旋转的角度、冲针上下位移作为对象绕空间曲轴旋转一周作为运动周期，来展示各个执行机构在一个运动周期内动作的关系，绘制系统运动循环图，如图：图2-4系统运动循环图

第3章执行机构设计计算3.1曲柄滑块机构电机是以旋转运动为驱动力，冲针需要作直线往复运动，因此需要一套装置将电机的旋转运动转换为直线往复运动[11]。如下图的曲柄滑块机构是这项工作的重要组成部分。图3-1曲柄机构简图根据这张图可知，使用一组曲柄连杆，并且对滑块只有一个力点的作用，因此，它通常被称为点式曲柄。曲轴中心到曲轴轴颈中心的距离通常称为曲轴半径，即曲轴压力机的一个重要参数。3.1.1曲柄滑块机构的运动分析去核机构由曲柄滑块机构的运动来实现，点为连杆与曲轴的连接点，点为连杆与滑块的连接点。代表连杆长度，为滑块位移，为曲柄旋转角。曲柄底部（相当于下死点处的滑块）的计算方向与曲柄旋转方向相反。3.1.2滑块位移和曲柄转角的关系滑块位移与曲柄角度的关系表达式如下所示：（3-1）而QUOTEsinβ=RsinaL令QUOTERL=λ,则QUOTEsinβ=λsina而QUOTEcosβ=1-sin所以代入QUOTEs=(R+L)-(Rcosa+Lcos（3-3）QUOTEs=R[(1+cosa)+1λ是连杆系数。QUOTEλ一般在0.1~0.2范围内。整理得:（3-4）在式中：s滑块的运动距离.(从下死点处算起)A曲柄旋转角度,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连杆的长度(当可调时取最短时数值)[12]当曲柄半径R和连杆系数已知，可由上述公式得到相应的非线性值。相同角度A的S值用余玄定理知:（3-5）3.1.3滑块速度和曲柄转角关系计算滑块位移与曲轴旋转角度，得到位移s与时间t的关系式。再求出滑块的速度V。即：QUOTEv=dsdt=dsda•dadt（3-7）（3-8）而QUOTEdadt=ωdadt所以v=ωRsina+λ2sin2式中——滑块的速度ω——曲柄的周转速度又因为QUOTEω=πn30=0.105n所以v=0.105nRsina+λ2sin2aQUOTEv=0.105nRsin式中n——每分钟曲柄的转数根据以上可知，曲柄角a变化，滑块速度V变化，当时，。随着曲柄角a的增大，滑块速度V显著增大；而当曲柄角a介于，V几乎不变，曲柄转角滑块的速度通常被认为是最大速度。用QUOTEVmax表示，即：（3-11）根据上述公式可以看出，n、R与成比例，当n、R越大，滑块转速越大。最大滑块速度为：（3-12）为了确定曲柄滑块机构是否能满足去核加工的要求，检查曲柄滑块机构的强度是非常重要的。在检查强度之前，必须对曲柄和滑动机构的主要部件进行正确的机械分析。3.1.4滑块机构的力学分析图3-2滑块机构力学分析当零件摩擦力和重量忽略考虑的时候，如上图为滑块的受理情况分析。P1产生反作用力，N导轨产生抑制滑块的反作用力，对滑块反作用力，这三种力与B相互作用，形成一个平衡的汇交力系统。由力的平衡原理，从力的三角形中可以求出、、的表达关系如下：QUOTEPab=P1/cosβ,QUOTEN=P由上式知Sinβ=Sina,当a=900时，QUOTEββ取到最大值一般曲柄压力系数，QUOTEλ<0.3λ<0.3，当负载达到额定压力时，曲轴角度仅约为30度。因此可以认为：Cosβ=1QUOTECosβ=1,tanβ=sinβ=λsinaQUOTEtanβ=sin由上面的两个公式得：Pab≈计算额定压力角时，通过齿轮传递到曲轴的扭矩。在时,滑块可承受的最大载荷为160吨，因此坯料对变形的反作用力p1也可达到该值即：，λ=0.0874≈可查表2-2得sin齿轮传动的扭矩为（不考虑摩擦时）:根据上述公式，在对连杆、曲轴和滑块力分析所需要的扭矩时，不考虑每个运动部件的摩擦。该方法简化了连杆与滑块力分析的计算公式，误差很小，可以应用。但在计算曲轴传递的扭矩时，如果不考虑摩擦力，则会产生较大的误差。因此必须在计算的时候要考虑摩擦力带来的扭矩。本次设计中不考虑摩擦力。3.2槽轮机构设计槽轮机构将主动轴的平稳连续匀速旋转转化为传动轴的间歇周期运动，槽轮机构结构简单、紧凑、可靠；转动时间与静止时间的比值是固定的，这样从动件的角速度就可以平稳地变化；槽轮上下运动相对稳定,但槽轮旋转角度无法调整，当精度较高时，需要增加定位装置。[2]3.2.1槽轮机构运动图3-3槽轮转位简图如图3-3所示，最常见的定位方法是圆弧面定位。图3-3（a）销轮滚轮刚刚进入径向槽；图3-3<b）滚轮即将离开径向槽；图3-3（c）槽轮被圆弧面a和b锁定，以便在无法转动时定位。使槽轮2在轴肩转动和停止转动时的瞬间角速度为零，以防止滚轮A和槽轮碰撞，滚轮A进入或离开径向槽时的瞬间，径向槽的中心线必须与销的中心线相切，即垂直。设Z是均匀分布的径向槽的数量，当槽轮2转过弧度时，拔盘1对应转过的角度为:[2]（3-13）一个运动循环即驱动拨盘转动一周。在一个运动循环内，槽轮运动时间与驱动拨盘运动时间T的比值称为槽轮机构的运动系数。拨盘以恒定速度旋转时，角度比可以表示其运动时间的比值。即运动系数：[13]（3-14）根据公式（2）可以看出，每个槽轮的角度与槽轮的槽数量Z有关，运动系数不等于或小于零，所以径向槽的数量应大于或等于3。3.2.2槽轮机构运动参数在槽轮设计过程中，由公式（2）确定槽数、圆盘销数等主要参数，从公式（2）可以看出，槽轮的运动系数始终小于0.5，即槽轮的运动时间始终小于停止时间。因，，槽轮在工作过程中的角速度和角加速度变化较大，当销进出径向槽时，槽轮的角加速度突然变化，冲击力较大。因为，槽轮机构可以使用更多圆销，设圆销数为R，槽轮在一个运动周期内的运动时间是单圆销的R倍，故。又因为，故，此外，时，R取1-5；时，R取1-3；当时，R取1-2。因此根据作用在机构上的力和所占空间来确定圆销的半径R和中心距a。3.3冲头的设计3.3.1参数确定根据现有的去核机构装置和小枣的形状结构，工作头由支架、冲头、导向支架和套筒构成。前后导向装置设计在冲头上。冲孔针为阶梯形轴向排列。不仅提高了冲头的强度和刚度，而且大大提高了冲头的运动精度。工作冲头的行程为，冲头的极限位置距工作板。工作台停止时，冲头向下移动，与工作板内小枣接触，冲头继续向下移动，完成对小枣的加工。完成后运动回到极限位置处完成冲核，工作轮转动到下一个工作位置，冲针重复该动作。3.4直线导轨滑块设计在冲头的另一侧，为了避免冲头位置的位移，保证去核的工作精度，设计中增加了直线滑块导向机构，减小了去核误差。对于垂直运动、承受运动载荷和自身的重量可以采用直线导轨。滚珠丝杠与直线导轨组合，将摩擦完全转化为滚动摩擦，大大降低摩擦系数，降低驱动扭矩，传动效率大大提高，保证每一次精确地重复复位。滚珠丝杠和直线导轨的运动以钢球为介质，接触面积大大减小，需要严格和定期的内部润滑。本设计选用HG系列直线轨道。下图可以看出HG系列--重负荷型滚珠直线滑轨滑块组合外形及结构。图3-4滑轨滑块组合（1）计算滑块工作受力载荷及其选型   如果工作量过载会直接对直线导轨副的使用产生影响。所以在工作时，每个滑块都应承受垂直于轨道表面的工作载荷，让滑块获得最大垂直载荷量。有，（z轴上下运动时产生的冲击），得最大工作载荷768N。查有关手册，选择直线导轨副的型号为HGH15Cb，导轨副的额定静载荷Ca=13.6KN，其额定动载荷C0a=20.3KN。直线导轨副必须选择标准长度，选取长度为。滑轨长度螺栓孔间距离螺栓孔至端面距离螺栓孔数L=n-1×P+2×E=3×60+2（2）计算额定寿命   导轨副选取4级精度。查相关设计手册可得。额定寿命L：额定动负荷C：计算负载：QUOTEfH硬度系数温度系数QUOTEfC接触系数接触系数负荷系数温度系数L=fHfTfCf已知每天开机8小时，每年300天，行程0.24m，每分钟往返8次年导轨副符合其使用要求。（3）导轨滑块尺寸选择HGH20CA四方形滑块，导轨宽度为，可以应用在多种自动化机械中，下图3.5为它的基本尺寸选择。图3-5滑块的尺寸（4）润滑与防护润滑:润滑系统可以采用油管注油脂润滑，这样使用简单方便。图3-6滑块导轨模型图3.5传动机构设计传动机构采用同步带传动，滚轮传动系统由曲柄滑动机构和两套皮带轮组成。曲柄滑块装置有曲柄、连杆和滑块构成。曲柄与第一组皮带轮连接，皮带轮组与减速器连接，连杆与曲柄滑块连接。该装置将减速器的旋转运动转换为滑块的直线运动；进料模块包括输送带、进料杯和料斗，可以使用螺丝将料斗固定在机架上。辅助模块筛选板置于料斗内，小枣放入料斗内的进料筛板上。料斗侧面设有轴承座，用于放置辅助模块的搅拌轴，提高产品性能，保证产品的去核效率和完整性是非常重要的。同时，保证了去核机执行机构的工作精度和小枣去核的定位精度。3.6带轮主轴选型计算设计3.6.1轴的材料选择此设计对轴无其他要求，该轴选用45钢调质处理230-280，查相关表得。3.6.2初步预估轴径（3-17）取轴径d=20mm。3.6.3轴的结构设计先对轴径和轴相关零件的部位进行简单预估，然后开始轴的结构设计，确定轴与传动盘连接键的截面尺寸为，配合为H7/R6。滚动轴承的内圈和抽之间的装配使用基孔制。轴的尺寸公差为M6，轴两端为倒角。轴的详细尺寸如图3-7所示。图3图3-7主轴3.6.4轴的强度验算(1)主轴间歇轮上的作用力的大小:转矩：（3-18）圆作用直径：圆周力：（3-19）径向力：（3-20）轴向力：（3-21）(2)竖直面上轴承的承载反力及弯矩计算：（3-22）（3-23）截面弯矩为:左（3-24）右（3-25）(4)根据弯扭组合应力进行轴强度的校核校核轴的强度时，只校核轴上承受的最大弯矩和扭矩截面的强度，由公式：（3-26）在式中：——应力折算系数；——轴上危险截面处的当量弯矩，；——轴上危险截面处的抗弯矩截面系数，；——轴对称循环中允许的弯曲张力，，见表11-1；——轴上危险截面处直径，。当此段轴上有一个键槽时，直径应加大3%；有两个键槽时，应加大7%。取，计算截面上的应力：（3-27）根据前面选择，轴为45钢材质，调质处理，由表11-1查得，由，故安全。3.7带轮从动轴选型计算设计图3-12从动轮轴3.7.1轴的材料选择此设计对轴无其他要求，所以选用45钢调质处理230-280，查表得。3.7.2初步估算轴径（3-28）取轴。3.7.3轴的结构设计先对轴径和轴相关零件的部位进行简单预估，再开始对轴的结构设计，确定轴上与传动盘联接键截面尺寸为配合为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。在轴的两端均制成倒角。轴的详细尺寸如图3-12所示。3.7.4轴的强度验算(1)主轴间歇轮上的作用力的大小转矩：（3-29）圆作用直径：（3-30）圆周力：（3-31）径向力：（3-32）轴向力：（3-33）(2)竖直面上轴承的承载反力及弯矩计算：（3-34）（3-35）截面C处弯矩为:（3-36）（3-37）(3)水平面上轴承的承载反力及弯矩计算：（3-38）截面C处弯矩为：（3-39）(4)截面C处垂直和水平的合成弯矩（3-40）（3-41）(5)轴强度的校核根据弯扭组合应力，进行轴强度校核时，只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度，由公式：（3-42）式中：应力折算系数；轴上危险截面处的当量弯矩，；轴上危险截面处的抗弯矩截面系数，；轴对称循环中允许的弯曲张力，，见表机械设计手册；轴上危险截面处直径，。当此段轴上有一个键槽时，直径应加大3%；有两个键槽时，应加大7%。取，计算截面上的应力：（3-43）根据前面选择，轴为45钢材质，调质处理，由表11-1查得，由，故安全。3.8轴承选用与校核我们可以调整装置采用滚柱轴承。考虑到受力不会太大且不会经常使用，可选用普通常用的深沟球轴承来调节。有轴承径向载荷,轴承转速为,装轴承处的轴径可在范围内选择,装置在工作的时候会有磨损,预期寿命为。3.8.1求比值:根据公式QUOTEFaFr=2700通过查相关手册,深沟球轴承的最大e值为0.44,故此时FaFr=0.49>eQUOTEF1）初步计算当量动载荷p,根据式P=fp(XFr查表得,当型号和基本静载荷已知时，才能求出Y的值。所以暂时选择一近似中间值,取.则:（3-44）2）根据公式求轴承的基本额定动载荷值QUOTEC=ε60nL'h106=85563）根据查轴承手册，可以选择的轴承（6307型）。该轴承的基本额定静载荷。3.8.2轴承轴向载荷查机械设计手册手册【12】,知深沟球轴承,则相对应轴向载荷为:QUOTEf0FaC0=14.7对应的e值为,Y值为。2)用线性插值法求Y值。Y=1.45+（3-47）故，3)求当量动载荷P（3-48）QUOTEP=fp(XF验算6307轴承的寿命Lh=10L故所选用的6307轴承，轴承校核合理。

第4章润滑与密封4.1

齿轮传动的润滑由于齿轮的转速较低于，最好采用浸油润滑齿轮。确保齿轮传动系统得到充分润滑，避免油混合物过度流失，齿轮箱零件应浸入油箱中的深度应适宜，请勿太浅或太深。《机械设计手册》表3-3，油浸式锥齿轮总齿宽及齿圈直径距离箱体内部应为。4.2密封为防止土屑、水和其他异物进入到轴承的外部，从而导致轴承的快速磨损和腐蚀以及润滑油的泄漏，应在端盖轴的开口处安装密封件。根据齿轮轴的转向速度、运行温度以及周围环境的影响，选择毡式密封比较适合中低速运行条件下工作的轴承。

控制系统本次去核机采用PLC控制，由PLC来控制变频器，然后变频器控制电机，变频器可以使用PROFIBUS跟PLC连接，也可以用模拟量跟PLC相连接，然后PLC给定启动、停止、转速等信号传输给变频器就可以了。5.1驱动器可以使用TB6612电机驱动器件，此芯片能有效控制电机的正转、反转、制动、停止。此芯片的驱动效率高，体积小，在额定功率范围内，芯片的发热很小。5.2电源去核机的组成有各类模块，而且各个模块以及所用的芯片参数不同，需要的工作电压标准也不同。Plc控制器一般用24V，电机一般用220V，驱动器一般采用+7V~+48V。

第6章主要零部件和整体建模6.1曲柄滑块机构建模过程图5-1曲柄滑块机构二维建模图图5-2曲柄滑块机构三维建模图该曲柄装置与传动系统相连，将运动信息传输给皮带传动，使其间歇运动,所述减速器，速度和运动周期可调，与曲柄滑块机构相连，使其按照一定的周期连续运转，应用范围更加灵活由于曲柄滑块机构要带动冲针来运动，在减速器转动的时候，曲柄销起到了联结作用，带动直线导轨直线运动，在固定座的安装位置确定中要考虑到上下兼顾，这样做的目的是为了减小角度的摆动，经过反复思考选择在1/3处，设计曲柄转盘的时候尺寸根据如上参数确定，直线光轴导轨，，表面粗糙度1.6，为了保证较小摩擦力，直线光轴座的尺寸根据装配时的具体位置设计。6.2槽轮机构建模过程图5-3槽轮机构二维建模图图5-4槽轮机构三维建模图首先，建立机架，主要是先为了确定驱动销的回转中心与槽轮旋转中心的距离。先拉伸一个平台（选择基准面-草图绘制-尺寸约束-特征-拉伸-输入数值-确定）此外相同步骤拉伸几个圆柱台阶（这些不重要）。这些圆柱台阶，主要是为了最后装配时提供一些必要的参照。我们确定两中心的距离为40mm。现在开始建立驱动部分。驱动部分包括驱动销及锁定圆台。驱动销尺寸30mm会影响槽轮的速度变化，如果单纯需要1/4的传动，臂长并不是很重要。最主要的是下图中的圆台缺口90°，这个角度下，槽轮-槽口离开与槽轮-定位弧进入锁定圆台发生在同一时刻。图5-5圆台建模建立槽轮，如图体现的，锁定圆台的半径为24.5mm。槽轮-定位弧的直径为50mm，两个尺寸不一样的原因是：最初建立这个模型的目的是为了仿真，实际中，这种结构肯定会有间隙，我把间隙放大到0.5mm。槽轮-槽口的顶端最大直径为50mm。槽口的宽度为4.2mm，驱动销的直径为4mm，留有0.2mm的间隙。图5-6槽轮草图我们设计的需要，每个槽口的长度也不一样，需要注意的是，槽轮-定位弧的圆心距离槽轮旋转中心的距离为40mm，等于我们第一步建立的机架的两圆柱中心距，建立装配体。如图所示，只用到了配合中的两个选项，重合和同轴。至此，完成了槽轮机构的设计及建模。6.3冲头建模图5-7冲头二维建模图去核模块由冲头和冲针构成，通过环形螺钉将重头固定。冲头的下表面也与传送带的小孔相对应。圆孔内设4-3个位错设置圆孔，内螺纹M6攻丝；辅助加工模块有挡板、枣核收集器、枣肉收集器、支撑轴、导轨等，当枣在回程中用冲针上升时，冲核针冲程结束后通过挡板将枣挡落到进料杯，以免中断生产。同时，当冲头发生断裂时，可防止冲头脱落，损坏输送带。。为确保安全，将冲针安装到冲头上。冲头上预先设置弹簧，防止冲头移动损坏输送带或冲头针，从而保护机构。通过查阅大量资料可以得出，小枣果核的直径为，冲针设计为。具体高度，我们需要将曲轴的旋转运动转化为直线运动，并将其传递给滑块，此过程需要通过连杆来实现，其中大孔直径，小孔直径。图5-8冲头尺寸6.4直线导轨滑块由于选用的导轨跟滑块都是厂家标准件，建模模型直接从厂方官网下载。选用标准型导轨。图4-10滑块导轨三维模型98766.5减速器建模9876243113121110524311312111051-小齿轮轴，2-槽轮主动轮，3-端盖，4-槽轮轴5，5-GB／T276-94深沟球轴承6002，6-槽轮，7-大齿轮，8-端盖，9-GB／T276-94深沟球轴承6002，10-连杆，11-小齿轮，12-轴承，13-箱体壳，14-箱盖4-11减速器三维建模采用减