山楂去核机.doc

机械系统设计

姓名
学号
班级
日期

第一章 总体方案设计
1.1任务书
设计任务书
课题编号
No.1
课题名称
山楂去核机
设计者
张东元
起止时间
2015年10月26日

设计要求
1
功能
主要功能：将山楂去核
辅助功能：山楂果肉与核分离
2
适应性
作业对象：直径为20mm～25mm的山楂
环 境：干燥无尘的食品加工车间
3
性能
动 力：V电=0.75 kw
运 动：V盘=209mm/s
结构尺寸：R盘<=200mm ,L杆<=25mm
4
生产能力
生产率：16kg/h
5
可 靠 性
R(t)=0.997
6
使用寿命
一次性使用寿命8年，经维修可使用10年
7
经济成本
电机：Y90-S4 价格570元；其他零件费用500以内；加工费用300元
8
人机工程
操作简单，适合站立或坐着加工
9
安 全
工作台转速低，且有防护罩
10
包装运输
表面做防锈处理，拆掉主要工作部分后固定运输

1.2黑箱描述

图1.1

1.3确定工艺原理方案
定位间歇式定位转盘 去核：气动式管刀 卸料：挡板
1.4工艺路线图

图1.2
1.5功能树

图1.3

1.6系统原理方案求解
分功能
分 功 能 解
1
2
3
A
传动
链传动
齿轮
V带
B
刀具往复
液压缸
凸轮机构
连杆机构
C
卸料
挡板
人工卸料

表1.1
1.7边界条件

.
图1.4
1.8方案评价
A.传动
1.链传动：链传动无弹性打滑和打滑现象，平均传动比准确，效率较高，结构尺寸比较紧凑；由于不需要很大的张紧力，所以作用在轴上的在和较小；可以在温度较高及灰尘较大的环境工作。
2.齿轮：制造和安装精度较高；不宜远距离传动；成本高。
3.V带：带传动靠摩擦力工作，能缓冲吸振；传动平稳，噪声小；过载是，带将在带轮上打滑，防止其他零件损坏；结构简单，成本低；具有较大的中心距，适合远距离传动。但由于带与带轮之间的滑动，不能保证传动比；效率低、带的寿命短。
B.刀具往复
1.液压缸：传动平稳，可以做比较大的功率原件，由于是食品加工，液压油有可能泄露，对山楂会造成污染。
2. 凸轮机构：结构简单、紧凑、设计方便，可实现从动件任意预期运动，最适用于要求从动件作间歇运动的场合。
3.连杆机构：平面连杆机构中的运动副都是低副，组成运动的两构件之间为面接触，因而承受的压力小，便宜润滑，磨损较轻，可以承受较大的载荷2构件简单，加工方便 缺点：根据从动件所需要的运动规律或轨迹来设计连杆机构比较复杂，而且精度不高。
C.卸料评价：
1.挡板：准确卸料，效率较高，结构简单，加工方便。
2.人工卸料：效率较低，浪费人力。
综上，原理方案为：A.传动为V带 B.刀具往复为凸轮寄走 C.卸料为挡板卸料。
1.9方案简图

1.电机 2.皮带 3.减速器 4.锥齿轮1 5.锥齿轮2 6.锥齿轮3 7锥齿轮4
9.锥齿轮5 10.锥齿轮6 8.盘型凸轮 11.刀具 12.转盘 13.槽轮

图1.5
1.10总体布局图

图1.6
1.11总体参数
1.尺寸参数（mm）
长×宽×高
900×700×1200
转盘直径
200
定位孔直径
12
刀具直径
6
表1.2
2.运动参数
转盘速度
209mm/s
转盘停歇时间
0.5s
刀具运动速度
200mm/s
表1.3
3.动力参数
电机功率
0.75kw
电机电压
交流220 v
表1.4
1.12循环图

图1.7

第二章 执行系统设计
2.1拟定运动方案
刀具：直线运动，凸轮机构 定位转盘：圆周间歇运动，槽轮
2.2确定运动参数
去核2s/个 转盘速度：104.5mm/s
2.3动力分析
1.凸轮机构
机构简图

图2.1
运动要求：在高速轻载的工作情况下选择一对心直动滚子推杆盘型凸轮机构。当凸轮转过120o的时候，推杆上升60mm；当凸轮继续转过60o的时候，推杆停止不动；当凸轮再转过60o的时候，推杆下降60mm。
基圆半径r0：V瞬=0.2m/s, αmax=30O,h=60mm，β1=120o，得rw=100mm，
所以r0=rw-=70mm,对心直动从动件凸轮在h=60mm< r0=70mm,运动足够准确。
滚子半径≤0.4，取rr=0.2r0=14mm。
2.转盘
机构简图

图22
转盘速度V盘= =209mm/s。
2.槽轮机构
机构简图

图2.3
⑴ 槽数z：z=4～6 z=4
⑵ 转速n：n2=40r/min n1=10/4=10r/min
⑶ 动停比kt=
⑷ 其它尺寸
h≥a(sin +cos -1)+r
R1=
R2=acosψ0
a=
2.4其它
工作环境：干燥，干净，无尘。

第三章 传动系统设计
3.1动力机选择
查表得电机型号为Y90S-4,功率为0.75kw，转速为910r/min。
3.2传动比分配
1.外联传动比分配
i带=3
nⅠ==303r/min
n0=910r/min n主=80r/min
i===11.4
i减===3.8
2.内联传动比分配
锥齿轮传动比
i12===2
i34===4
i56===2
3.3各轴功率转矩转速计算
η带=0.95，η减=0.913，η锥齿轮=0.96，η凸=0.96，η轴承=0.99，η联=0.99，η槽轮=0.96η=η带η减η锥齿轮3η凸η轴承10η联η槽轮=0.633
0轴：即电动机轴
P0=750w n0=910r/min T0=9.55 =7.87 N·m
Ⅰ轴：
P1= P0η带=712.5w nⅠ=303r/min TⅠ=9.55 =22.45N·m
Ⅱ轴（主轴）：
PⅡ= P1η轴承η减=644w nⅡ=80r/min TⅡ=9.55 =76.88N·m
Ⅲ轴：将0.5PⅡ分配给Ⅲ轴，0.5PⅡ分配给Ⅵ轴
PⅢ= 0.5PⅡη轴承η锥齿轮=306.03w nⅢ===20r/min TⅢ=9.55 =146.13N·m
Ⅳ轴：
PⅣ= PⅢη轴承η锥齿轮=290.85w nⅣ===10r/min TⅣ=9.55 =277.76N·m
Ⅵ轴：
PⅥ=0.5 PⅡη轴承η锥齿轮=306.03w nⅥ===40r/min TⅥ=9.55 =72.48N·m
Ⅴ轴：
PⅤ=PⅥη轴承η槽轮=291.11w nⅤ=/min TⅤ=9.55 =278N·m
将上述计算结果汇总
轴序号
功率P（w）
转速n(r/min)
转矩T（N·m）
传动形式
传动比
0
750
910
7.87
带传动
3
Ⅰ
712.5
303
22.45
减速器
11.4
Ⅱ
644
80
76.88
锥齿轮
4
Ⅲ
306.03
20
146.13
锥齿轮
2
Ⅳ
290.85
10
277.76
锥齿轮
1
Ⅴ
291.11
10
278
槽轮
4
Ⅵ
306.03
40
72.48
锥齿轮
2

3.4传动零件设计计算
1.带传动设计计算
（1）确定功率
KA=1.1 P0=0.75kw Pc= KA P0=0.825kw
（2）初选带的型号
Pc=0.825kw，小轮转速n=910r/min，查图4-12选择Z型带。
（3）确定带轮基准直径
查表选dd1=125mm，经验算v==5.956m/s，因为5a0+(dd1+ dd2)+=2158mm，查表可得Ld=2240mm。
②确定中心距
a= a0+=716mm
amin=a-0.0015Ld=682mm
amax=a+0.03 Ld=783.2mm
（5）验算包角
α≈180o-×60º=159>120º，可行。
（6）带根数z
z≥≤zmax，查表可知zmax=2，选z=2。
（7）确定初拉力F0
Kα=0.943，F0=55N
(8)带对轴的压力Q
Q=2F0zsin=216.32N
2.锥齿轮传动的设计计算
Ⅲ轴和Ⅳ轴上的锥齿轮
① 选择齿轮材料及精度等级
锥齿轮材料选用45钢，调制处理，查[1]表5-1，取硬度为217～255HB，取硬度为235～255HB。精度等级为7级。
② 按齿面接触疲劳强度设计
由[1]式5-54

初选 =1.20
由[1]式5-14

查[1]表5-5，得，取

查[1]图5-17，得，，取
查[1]图5-16，得，

取=706

取

取标准模数m=2
mm
mm

由[1]表5-3，取，
查[1]图5-4，得，
，取mm

查[1]图5-7，得，
由[1]式 5-33

安全
③ 校核齿根弯曲疲劳强度

查图5-14 得
查图5-15 得
查图5-18b 得
查图5-19 得
由式5-32得
取

安全
④ 齿轮主要参数及几何尺寸计算

=80+2×2×cos45°=82.828mm
=80+2×2×cos45°=82.828mm
=80-2.4×2×cos45°=76.606mm
=80-2.4×2×cos45°=76.606mm

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