紅棗去核切片機設計及仿真（全套含三維SW及CAD圖紙）
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本科學生畢業(yè)論文
紅棗去核切片機設計
系部名稱：
專業(yè)班級：
學生姓名：
指導教師：
職 稱：
XX學院
二○二○年六月
摘 要
為解 決紅棗去核切片機的切片厚度不均、破碎率高、棗核殘留等問題，針對紅棗精深加工過程勞動強度大、自動化程度低、造碎率大等技術難題, 設計了一種新型大東去核切片一體機,可一次性完成紅棗自動定向排序、夾緊、去核、切片等エ序。采用槽輪杋構實現(xiàn)間歇上料、夾緊、切片;采用定向傳送鏈、毛刷、摩擦板相互作用實現(xiàn)定向排序;采用兩排平行放置的鏈實現(xiàn)定位和夾緊; 去核裝置采用對心曲柄滑塊機構來實現(xiàn);采用刀具固定,刀槽式送料輪旋轉實現(xiàn)切片。所設計的新型紅棗棗去核切片機的有序上料率高于95%,去核與切片的破碎率小于5%,設備結構簡單,定向效果好,制造費用低,生產(chǎn)率高,適應性強。
關鍵詞：紅棗；間歇上料；去核；切片
I
Abstract
The FIM to solve the problems of uneven thickness of the slices, high rate of breakdowns and residual kernel of the jujube in the jelly bean cutter machine, a new type of Dadong core cutting machine is designed, targeting the technical problems of high intensity of work, low level of automation and high rate of breakaway in deep processing of gumdrops, which can complete automatic directional sorting, ping, core and jelly bean slice only once. The structure of the Slot Wheel is used to perform intermittent feeding, pinching and cutting; the interaction of the directional transmission chain, el and friction plate is used to perform directional sorting; two parallel strand lines are used to perform positioning and clamping; the core removal device is performed by the roldana control mechanism; the mower is FIXO and the mower snot feeder wheel is USADA for cutting. The new jujube seed designed TEM the following advantages: the ordered feed rate is higher than 95%, the Broken seeder rate and slice is less than 5%, the equipment structure is simple, the directional effect is good, the cost of manufacturing is low, productivity is high, and adaptability is strong.
Key words: Red dates; De core; Section; Intermittent feeding
- 53 -
黑龍江八一農(nóng)墾大學本科畢業(yè)論文（設計）
目 錄
摘 要 I
Abstract II
第1章 緒 論 - 1 -
1.1 引言 - 1 -
1.2 研究目的及意義 - 1 -
1.3 國內外研究現(xiàn)狀 - 1 -
1.3.1國內研究現(xiàn)狀 - 1 -
1.3.2國外研究現(xiàn)狀 - 2 -
1.4 本文研究的內容 - 4 -
第2章 總體方案設計 - 5 -
2.1紅棗去核切片存在的問題 - 5 -
2.2總體結構 - 5 -
2.3工作原理 - 6 -
2.4 主要技術參數(shù) - 7 -
第3章 上料夾緊裝置設計 - 8 -
3.1 上料裝置 - 8 -
3.2 夾緊裝置 - 8 -
3.3 鏈傳動設計計算 - 8 -
3.3.1滾子鏈的設計 - 8 -
3.3.2鏈輪設計計算 - 13 -
第4章 去核裝置設計 - 16 -
4.1間歇運動機構 - 16 -
4.2去核原理 - 16 -
4.3去核機構設計 - 16 -
4.4曲柄滑塊機構設計 - 17 -
4.4.1分類 - 17 -
4.4.2動力學特性 - 18 -
4.4.3運動學特性 - 19 -
4.4.4設計計算 - 20 -
第5章 切片裝置設計 - 24 -
5.1結構與原理 - 24 -
5.2零部件設計 - 24 -
5.3各機構運動協(xié)調性分析 - 24 -
第6章 傳動系統(tǒng)設計 - 26 -
6.1動力傳遞路線圖 - 26 -
6.2帶傳動設計 - 26 -
6.2.1電動機的選擇 - 26 -
6.2.2確定各級傳動比 - 26 -
6.2.3計算運動參數(shù) - 27 -
6.2.4帶傳動的設計 - 28 -
6.2.5帶輪的設計 - 30 -
6.3錐齒輪傳動 - 31 -
6.4直齒輪傳動 - 34 -
6.5軸的計算和設計 - 43 -
6.5.1 軸一的設計 - 43 -
6.5.2軸二的設計 - 46 -
6.6 滾子軸承的校核 - 49 -
6.7 鍵的校核 - 50 -
6.7.1 軸一鍵校核 - 50 -
6.7.2軸二鍵校核 - 50 -
結 論 - 51 -
參考文獻 - 52 -
致 謝 - 53 -
第1章 緒 論
1.1 引言
我國是棗樹的原產(chǎn)國，世界上98%以上的棗樹資源和棗制品都在我國。據(jù)國家林業(yè)局統(tǒng)計，目前中國棗樹栽培面積已達150萬hm2，紅棗年產(chǎn)量在260萬噸以上，其中河北、山東、山西等地產(chǎn)量達180多萬噸。河南和瀠溪鎮(zhèn)省占全國總產(chǎn)量的91%以上。紅棗不僅營養(yǎng)豐富，而且在醫(yī)療保健方面也很有效。這是一種很好的補品。鮮棗含水量約80%，生理代謝旺盛。采摘后容易腐爛變質。而且，鮮棗皮脆，易被機械損傷，使鮮棗難以保存、運輸，保質期短。因此，紅棗的深加工的重要性顯得尤為突出。
1.2 研究目的及意義
干燥是棗深加工中常用的方法。整個棗干后，不僅加工時間長，易褐變結焦，而且維生素C含量損失大，破壞了棗的營養(yǎng)成分。因此，為了提高產(chǎn)品質量，可以采用切棗、干棗的方法。該方法具有處理時間短、溫度和氧化效果差、維生素C含量損失少、口味、色澤、質量好等優(yōu)點。因此，對于紅棗的深加工來說，去核切片是一個重要的過程。
目前，紅棗去核切片的主要方法是人工去核切片或人工去核機輔助切片。該方法生產(chǎn)效率低，棗片厚度不均，勞動強度高，容易對操作者造成傷害；由于衛(wèi)生條件差，產(chǎn)品質量處于較低水平，難以被國內外市場接受。因此，研制全自動棗加工去核切片設備，對于提高生產(chǎn)效率和產(chǎn)品質量，減輕工人勞動強度，節(jié)約能源消耗，降低生產(chǎn)成本具有重要意義。
1.3 國內外研究現(xiàn)狀
1.3.1國內研究現(xiàn)狀
寧天德設計的半自動硬棗去皮機采用雙輸出軸減速機和轉盤支架，將去皮裝置的上下往復運動與送料機構的間歇運動統(tǒng)一起來，解決了特殊棗的夾緊定位問題。通過人工喂食和夾持定位，去皮效果良好，但每分鐘只能加工240個棗，生產(chǎn)效率沒有明顯提高。
彭三河設計了一種紅棗取芯器，采用上下工作頭雙針定位，上下刀具取芯，效果好，但生產(chǎn)效率低；王正正設計了一種紅棗取芯器，其定量送料裝置可根據(jù)紅棗的大小，調整料斗底口至轉盤的距離，使紅棗進入轉盤上紅棗定位孔內，并通過對中裝置和清選裝置保證紅棗進入轉盤上紅棗定位孔內，沖芯針和棗子沖芯針上下移動完成取芯操作，棗芯和棗子排出。這種去核機不需要人工抱著單個棗子逐個操作，提高了機器的工作效率和安全性能，但對不同尺寸的棗子去核適應性差。
鄭州大學的閆天翔等提出了采用電磁振動給料機、轉臺給料機、楔式集中模具完成紅棗的自動定位和夾緊、沖切、沖孔的履帶式紅棗芯卸料機。首先，提出紅棗軸作為定位基準。模具設計相對較新，但結構復雜。2010年，劉震省提出了一種全自動紅棗去核器，采用圓盤式供料機構和定量滾刷旋轉轉動，保證每個棗孔只有一顆紅棗。圓盤在傳動系統(tǒng)的作用下間歇旋轉，一步一站，頭部上下移動完成取芯。除芯器結構簡單緊湊，但在生產(chǎn)中需要操作者配合物料供應，效率較低。
國內多家棗深加工設備研究單位都取得了一定的實際效果。我國專利zl01229251.6-23提出了一種半自動硬棗去皮機，但需要人工對棗進行排樣、裝車和去皮，生產(chǎn)效率低。專利200610107231.8是從核電機中推出的，采用水平換位投料，易壓榨、壓榨棗，主要適用于加工半干棗。泊頭博藝機械有限公司生產(chǎn)的Gjdzqh紅棗取心器由PLC和人機界面組成，紅棗的定位由機械手完成。該設備定位好，去核率高，但產(chǎn)品成本高，結構復雜。中國專利200920033989.0提出了一種采用鋸齒動刀機構進給、固定刀機構切棗的全自動切棗機。動刀的進給機構為鋸齒形刀具，易損傷棗肉，切片破碎率大。
1.3.2國外研究現(xiàn)狀
20世紀60年代，國外開始研制水果核去除劑。到20世紀80年代初，美國、意大利、荷蘭等國相繼推出核桃和橄欖核去除劑。無核化過程基本上是自動化的。經(jīng)過幾十年的發(fā)展，它已經(jīng)越來越完善和成熟。目前，它正朝著以計算機控制操作為主要任務的節(jié)能和機電一體化方向發(fā)展。
20世紀80年代初，美國FMC公司向市場推出了一種自動扭矩型粘核桃取芯器。每分鐘可加工80個桃子，生產(chǎn)率約為80kg/h，如圖1所示。這臺機器用14個小杯子來定位和運輸桃子。每個杯子的底部都有一個帶有凸起的小旋轉軸。在鏈條的驅動下，小軸總是旋轉。只要杯中桃的凹部不高于小突起，桃的外圈就會接觸到突起，并被其帶動旋轉，直到圖中所示的位置正確為止。這時，桃子依然挺直。切割器將果肉分成兩部分后，固定桃子的兩個橡膠夾板反向旋轉150度，將果肉與桃核分離。本機可在整個加工季節(jié)連續(xù)工作，無需停機潤滑。調整和清洗也很方便。適用于罐頭、果脯和干果加工廠，因為它能保持去核后果肉的完整性。由于該機結構復雜，成本高，而國內罐裝食品、果脯等食品屬于低利潤產(chǎn)品，在我國推廣難度較大。
1-沖針；2-棗核；3-紅
圖1-1沖刺穿透去核理論簡圖
Fig. 1-1 Theoretical sketch of sprint penetration and denuclearization
1-紅棗；2-主動輥；3-從動輥
圖1-2破碎原理去核簡圖
Fig. 1-2 Schematic diagram of core removal of crushing principle
意大利Bertuzzi公司推出了滾柱取心器，其原理如圖1-2所示。適用于桃、杏、李等核果類果肉和果核的分離。圖中，輥芯由碳鋼制成，表面覆蓋有彈性適中的橡膠層，輥芯由多個齒盤組成。板塊之間有一定的間隔。兩個滾筒上方有一個推動裝置。當物料被推到兩個滾筒之間時，在兩個滾筒的擠壓下，紙漿被擠到齒輥齒間，芯部將滾筒的橡膠層變形成橡膠層。當轉動一定角度時，橡膠的彈性使芯與滾筒分離，進入芯收集漏斗。輥下設有可調節(jié)的分離裝置，有效分離漿芯。在齒輥下設有類似梳齒的裝置，將嵌在齒輥齒板之間的礦漿梳理掉，落入礦漿收集斗。從而達到核與肉分離的目的。適用于肉類、果肉、果醬、果汁飲料等品種果汁飲料的去核工藝，生產(chǎn)效率高，推廣價值高。
1.4 本文研究的內容
根據(jù)要求，對于本設計要做以下幾個方面的研究：
（1）去核切片機的工作過程研究；
（2）完成去核切片機整體方案設計；
（3）上料夾緊裝置設計；
（4）去核裝置設計；
（5）切片裝置設計；
第2章 總體方案設計
2.1紅棗去核切片存在的問題
1）多數(shù)紅棗加工業(yè)仍采用手工作坊式生產(chǎn)方式,將整棗清洗后熱風干燥,使得產(chǎn)品質量差、干燥時間長。
2）企業(yè)采取手工去核,人工切片,再快速真空干燥的方法,雖然產(chǎn)品的質量有所提高,但存在生產(chǎn)效率低、清洗不便、安全性差等問題,難以滿足紅棗季節(jié)性強、市場需求旺盛的要求。
3）排序的方法主要有手工排序,用手把紅棗橫向排序地放在刀槽送料盤槽中,實現(xiàn)排序。該法存在的問題主要是生產(chǎn)效率低,勞動強度大,并且操作不安全。
2.2總體結構
本設計在對國內外相關文獻與資料分析和對中國現(xiàn)有去核、切片設備存在問題研究的基礎上,綜合考慮中國紅棗本身結構特點及紅棗加工工藝,提出了如圖3所示設計方案。
該設備主要由一個傳動機構,兩對自動上料排序機構、定位夾緊機構、去核機構和切片機構組成。上料排序機構主要由料斗、輥子、定向傳送鏈和毛刷組成。定位夾緊裝置分別由帶有輥子的定向傳送鏈和夾緊傳送鏈構成。去核機構主要由曲柄輪、沖頭部分組成。其中沖頭部分由插桿、頂桿和導向桿組成。切片機構主要由可調護板、刀槽式送料輪和刀片組成。傳動機構主要由電機、減速器、帶輪、錐齒輪、槽輪機構、增速齒輪機構、主動軸、從動軸等組成。如圖減速電機將動力傳送給主皮帶輪、錐齒輪、槽輪機構、增速齒輪傳動等傳動機構,傳動機構又將動力分別傳遞給上料排序機構、定位夾緊機構、去核機構和切片機構。槽輪機構帶動上料、夾緊、切片三大機構實現(xiàn)間歇式運動。
1.料斗2.毛刷3.輥子4.摩擦板5.定向傳送鏈6.夾緊傳送鏈7.鏈輪8.可調護板9.刀槽式送料輪10.刀片11.機架12.減速電機13.沖頭14.槽輪機構15.增速齒輪傳動16.傳動鏈齒輪17.送料軸18.送料軸齒輪19.錐齒輪20.主帶傳動21.主動軸22.曲柄輪23.中間軸24.毛刷軸25.從動軸26.帶傳動
圖2-1 機構運動簡圖
Fig. 2-1 Schematic diagram of mechanism movement
2.3工作原理
其主要工作過程:紅棗由料斗上料,經(jīng)毛刷成單排排列,位于兩輥子間；輥子在摩擦板作用下,產(chǎn)生自轉,并帶動紅棗一同旋轉使紅棗軸線與輥子軸線一致,實現(xiàn)紅棗自動定向排序；重疊棗則被毛刷掃回料斗重新排序。然后紅棗由定位夾緊機構的輥子定位夾緊。在傳送鏈停歇間歇,去核機構的插桿由曲柄輪帶動沖核,再由固定于導向桿上的頂桿將棗核頂出,實現(xiàn)棗與核的分離并保證果肉盡可能完整。去核后棗在可調護板和輥子夾持下輸送到刀槽式送料輪完成快速橫向切片,并保證切片薄厚均勻,造碎率不大于5%。
2.4 主要技術參數(shù)
根據(jù)紅棗加工的要求,確定去核切片機生產(chǎn)率為200kg/h,綜合考慮紅棗本身結構特點、加工工藝,去核、切片過程中的受力,以及設備所需承受載荷等因素,確定本設備主要技術參數(shù)見表2-1.
表2-1 技術參數(shù)
Table 2-1 Technical parameters
參數(shù)
數(shù)值
外形尺寸（長×寬×高）/mm
1600×1100×1100
電機功率/kW
2.2
電機轉速/（r/min）
1440
減速器減速比
1:35
主皮帶輪傳動比
1:1.33
鏈條規(guī)格
12A
鏈條節(jié)距/mm
19.05
輥子直徑/mm
30
輥子長度/mm
48
刀片厚度/mm
0.5
第3章 上料夾緊裝置設計
3.1 上料裝置
通過對紅棗各種加工設備及其他切片設備的研究,綜合考慮機構的復雜性、可靠性以及加工成本,采用如圖3-1所示的輥子鏈輸送機構進行輸送定向方面通過鏈輪、鏈條帶動輥子鏈輸送機構旋轉,即可完成輸送; 紅棗從料斗到達輥子上部,調整毛刷高度,只能使一排紅棗通過,紅棗在輥子作用下輸送定向。另一方面在上面一側輥子下方裝上摩擦板,可使輥子在公轉的同時產(chǎn)生自轉。輥子的自傳帶動紅棗產(chǎn)生旋轉,使紅棗軸線與輥子軸線平行,實現(xiàn)自動定向。
圖3-1 上料裝置
Fig. 3-1 Loading device
定向、輸送裝置由定向傳送鏈、主動鏈輪、從動鏈輪、中間鏈輪、滾子、毛刷等組成。主動鏈輪帶動定向傳送鏈運動,通過滾子和毛刷,使紅棗在兩個滾子之間單排通過,且成橫向排列,完成定向輸送功能;主動鏈輪通過主動軸支承在機架上,中間鏈輪通過中間軸支承在機架上,從動鏈輪通過從動軸支承在機架上。
3.2 夾緊裝置
如圖3-2所示夾緊機構是由兩排垂直放置的鏈完成,下面排長鏈是定向傳送鏈,用來輸送紅棗,并使紅棗橫向定位;上面一排短鏈是夾緊傳送鏈,用來配合長鏈把棗夾緊。兩鏈中間都用輥子連接。如圖3-2,紅棗定位由個柱形輥子相切夾緊,輥子直徑取d=30mm,相鄰兩輥子中心距為鏈節(jié)距的2倍,即a=2P=38.1mm。由于沖核的時候鏈條會受到擠壓,棗的軸線會稍偏離沖頭軸線,為解決這一問題,可在沖核部位加一托板,將鏈條托住。托板設置為可上下調節(jié)的,當棗直徑過大時,將上托板上調,下托板下調;當棗直徑過小時,分別將上下托板反向調節(jié)即可。此設計適合加工紅棗直徑范間為18~35mm。
1.輥子；2.夾緊傳送鏈；3.定向傳送鏈
圖3-2紅棗定位夾緊機構
Fig. 3-2 Positioning and clamping mechanism of jujube
3.3 鏈傳動設計計算
3.3.1滾子鏈的設計
1、鏈輪齒數(shù)選擇
鏈傳動速比：
（3-1）
由表3-1選小鏈輪齒數(shù)=25 。
表3-1 齒數(shù)推薦值
Table 3-1 Recommended number of teeth
傳動比i
1～2
3～4
5～6
＞6
齒數(shù)z1
31～ 27
25 ～23
21 ～17
17
大鏈輪齒數(shù) z2=iz1=3.23×25=81，合適。
2、確定計算功率
已知鏈傳動工作平穩(wěn)，柴油機機拖動，由表4-2選=1.3，計算功率為 =1.2×7.5=9 （3-2）
表3-2 工況系數(shù)
Table 3-2 Working condition coefficient
載荷種類
輸入動力種類
內燃機-液力傳動
電動機或汽輪機
內燃機-機械傳動
平穩(wěn)載荷
1.0
1.0
1.2
中等沖擊載荷
1.2
1.3
1.4
較大沖擊載荷
1.4
1.5
1.7
3．初定中心距，取定鏈節(jié)數(shù)初定中心距，推薦=(30~50)，取=46。
(3-3)
(3-4)
(3-5)
選取偶數(shù)鏈節(jié)=136節(jié)
4．確定鏈節(jié)距
首先確定系數(shù)，，。
由表4-3查得小鏈輪齒數(shù)系數(shù)=1.34。
表3-3 小鏈輪齒數(shù)系數(shù)
Table 3-3 Number coefficient of small sprocket teeth
9
10
11
12
13
14
15
16
17
0.446
0.500
0.554
0.609
0.664
0.719
0.775
0.831
0.887
19
21
23
25
27
29
31
33
35
1.00
1.11
1.23
1.34
1.69
1.89
2.08
2.29
2.50
由圖3-3查得（鏈長系數(shù)） =1.08
圖3-3 鏈長系數(shù)
Fig. 3-3 Chain length coefficient
選單排鏈，由表3-4查得=1。
表3-4 多排鏈系數(shù)
Table 3-4 Multi row chain coefficient
P排數(shù)
1
2
3
4
5
6
1
1.7
2.5
3.3
4.0
4.6
所需傳遞的額定功率為
(3-6)
由圖3-4選擇滾子鏈型號為10A，由表4-5查鏈節(jié)距=15.875。
圖3-4 A系列單排滾子鏈的額定功率曲線
Fig. 3-4 Rated power curve of a series single row roller chain
表3-5 滾子鏈規(guī)格和主要參數(shù)
Table 3-5 Specifications and main parameters of roller chain
鏈號
節(jié)距p
排距pt
滾子最大直徑d1
內鏈節(jié)最小內寬b1
銷軸最大直徑d2
內鏈板最大高度h2
/mm
05B
8.00
5.64
5.00
3.00
2.31
7.11
06B
9.525
10.24
6.35
5.72
3.28
8.26
08A
12.70
14.38
7.92
7.85
3.98
12.07
08B
12.70
13.92
8.51
7.75
4.45
11.81
10A
15.875
18.11
10.16
9.40
5.08
15.09
12A
19.05
22.78
11.91
12.57
5.94
18.08
16A
25.40
29.29
15.88
15.75
7.92
24.13
5.確定鏈長和中心距
鏈長 /1000=136×15.875/1000=2.159m (3-7)
中心距
(3-8)
符合要求。
中心距減小量
=(0.002～0.004）643.3=1.28~2.6 3-9)
實際中心距
=643.3-（1.28~2.6）=642.02~640.7 (3-10)
取實際中心距=642。
6．求作用在軸上的力。
驗算鏈速
(3-11)
作用在軸上的壓軸力。
計算有效圓周力
=1000 =1000×7.5/6.615=1133.8 (3-12)
水平工作，查表3-6取壓軸力系數(shù) =1.30。
軸上的壓力
=× =1.30×1133.8=1473.9 (3-13)
表3-6軸的載荷因數(shù)
Table 3-6 Load factors of shaft
載荷因素
傳動布置
水平或傾斜角≤40°
垂直或傾斜角＞40°
穩(wěn)定載荷
沖擊載荷
穩(wěn)定載荷
沖擊載荷
KF
1.15
1.30
1.05
1.15
7選擇潤滑方式
根據(jù)鏈速v=6.615 m/s，鏈節(jié)距p=15.875，按圖3-5鏈傳動選擇油浴或飛濺潤滑方式。
圖3-5 推薦的潤滑方式
Fig. 3-5 Recommended lubrication method
設計結果：滾子鏈選用10A,鏈輪齒數(shù)=25，=81，中心距=642，壓軸力=1473.9。
3.3.2鏈輪設計計算
1)鏈輪的設計計算
1.材料選擇：采用35鋼經(jīng)正火處理，齒面硬度160~200HBS。
2.分度圓直徑
(3-14)
3.齒頂圓直徑
(3-15)
(查表 滾子最大直徑=10.16)
(3-16)
取=134(mm)。
4.齒根圓直徑
(3-17)
5.分度圓弦齒高
(3-18)
。
（3-19)
取=4.5。
6.最大齒根距離
(3-20)
7.齒側凸緣直徑（查表為內鏈板最大高度；=15.09
(3-21)
（）
8.齒側圓弧半徑
(3-22)
(3-23)
9滾子定位圓弧半徑
(3-24)
(3-25)
10.滾子定位角
(3-26）
(3-27)
11齒寬：（是內鏈節(jié)內寬，查表9.40mm）
(3-28)
12.齒側倒角
(3-29)
13.齒側半徑
(3-30)
14.鏈輪齒總寬（為排數(shù)）
(3-31)
15.軸轂厚度：（假設軸孔為50，查表3-7 =6.4）
(3-32)
表3-7 常數(shù)K的取值
Table 3-7 Value of constant k
名稱
結構尺寸（參考）
輪轂厚度h
常數(shù)
d
＜50
50 ～100
100～ 150
＞150
K
3.2
4.8
6.49.5
9.5
16.輪轂長度
(3-33)
(3-34)
取長度為50
17輪轂直徑
。 (3-35)
2)鏈輪的設計計算
同理可以計算鏈輪的尺寸直徑分度圓d=310.41(),齒頂圓直徑=327，齒根圓直徑=299.25，分度圓弦齒高=4.6，最大齒根距離=299.17，齒側凸緣直徑=292.65，滾子定位圓弧半徑=5.28； =5.13，滾子定位圓=138.89°，=118.89°,齒寬8.93，齒側倒角=2.06，齒側半徑=15.875，軸孔=100鏈輪齒總寬=8.93，軸轂厚度=30.26，輪轂長度=80。輪轂直徑=160.52。
3) 滾子鏈的材料的選擇與處理
滾子在工作時，是和鏈輪嚙合的，所以需要一定的強度和硬度。在此，我選擇35Cr作為滾子的材料。因為強度以及韌性較高的中碳含量的調制鋼，強度極限比35號鋼高20%。工藝性能與30Cr相似。35Cr廣泛用于制造齒輪、軸、滾子、螺栓以及其他重要零件上。
卡簧的作用是卡緊連接銷，所以需要一定的彈性。我選用65MN, 65Mn，錳提高淬透性，經(jīng)熱處理后的綜合力學性能優(yōu)于碳鋼，但有過熱敏感性和回火脆性。用作小尺寸各種扁、圓彈簧、彈簧發(fā)條、座墊彈簧、剎車彈簧。
承受變載荷沖擊載荷的鏈條軸、套筒軸和滾子軸，要求其表面耐磨性、桿的彈性和疲勞強度，因此，這些零件通常都要進行表面滲碳處理。特別是標準鏈條的銷軸、套筒和滾子由于采用的材料都是低碳鋼和低合金鋼，滲碳后既耐磨又耐疲勞，完全可以保證標準鏈條使用性能的需要。在此我對銷軸進行滲碳0.3mm處理。
第4章 去核裝置設計
快速去核要求紅棗在輸送工位的停歇位置,即如圖2所示,夾緊機構定位夾緊停歇期間,紅棗軸線與去核機構沖頭的軸線一致,實現(xiàn)一次沖核動作完成多個紅棗的去核作業(yè)。要求在保證果肉完整的前提下去核效率高。
4.1間歇運動機構
間歇運動機構由槽輪機構實現(xiàn),通過增速齒輪傳動帶動定向傳送鏈實現(xiàn)間歇運動,并通過傳動鏈齒輪帶動夾緊齒輪實現(xiàn)夾緊傳送鏈的間歇運動,并同時和定向傳送鏈完成紅棗的定位夾緊動作,紅棗處于定向傳送鏈上排滾子和夾緊傳送鏈下排滾子之間,定向傳送鏈的間歇運動與夾緊傳送鏈的間歇運動的速度相一致。去核機構通過一對錐齒輪把運動傳給曲柄滑塊機構,曲柄滑塊機構帶動沖頭沿導軌作直線往復運動,實現(xiàn)去核動作,沖核時傳送鏈停止，由間歇運動的槽輪機構完成。
4.2去核原理
去核刀具的設計是決定去核機構能否成功去核的關鍵。另外,一定范圍內,刀刃越鋒利,切口越整齊,果肉的完整性就越好。為此,本設備采用叼核原理(刀具為空心圓筒)去核。如圖4-1(a)所示,沖頭部分由插桿和頂桿構成,其中插桿為空心薄圓筒(刀頭僅磨薄開刃),大小與棗核大小相當,頂桿為實心體。去核時,插桿從紅棗一端快速插入,切斷棗核與棗肉之間的連接組織,并給棗核施加足夠的夾持力,使棗核隨插桿一塊退出。如圖4-1(b)所示,當棗核隨插桿退出棗肉時,棗核由頂桿頂出插桿,至此,完成整個去核過程。
1.插桿2.頂桿(a)叼核過程(b)頂核過程
圖4-1去核原理
Fig. 4-1 Principle of denuclearization
4.3去核機構設計
如圖4-2,去核機構采用偏心輪——曲柄滑塊機構,實現(xiàn)集成設備對去核的要求。插桿由6個圓筒形刀具組成,由連桿帶動在導向桿上作直線往復運動,實現(xiàn)叼核過程。頂桿由6根對應實體桿組成,一端伸入插桿中,一端固定于導向桿上,完成頂核過程。
5
4
3
2
1
1.插桿2.頂桿3.連桿4.曲柄輪5.導向桿
圖4-2去核機構
Fig. 4-2 Denuclearization mechanism
沖頭屬于易損壞關鍵零件。為了使機器不因沖頭損壞而停止工作,遵循零件互換性原則,將沖頭設計為單個零件。這樣既節(jié)約成本,又便于受損時更換。曲柄輪每轉一周為一個循環(huán)周期T,則該集成設備可實現(xiàn)每回12顆紅棗沖核。以陜北紅棗為原料,若平均每顆新鮮紅棗重11.6g,則去核機構生產(chǎn)率Q:
Q=60nNm1000
n=60T
式中：
n——曲柄輪的轉速，r/min;
m——每顆棗的平均重量，g；
N——每個生產(chǎn)周期被去核紅棗的個數(shù)。
則循環(huán)周期T=2.004s≈2s。由于本設備去核與切片協(xié)調運轉,因此,整個集成設備循環(huán)周期也為2s。
4.4曲柄滑塊機構設計
4.4.1分類
根據(jù)結構特點，將其分成3大類：對心曲柄滑塊、偏置曲柄滑塊、偏心輪機構。
圖4-3 對心曲柄滑塊機構
Fig. 4-3 Counter crank slider mechanism
圖4-4 偏置曲柄滑塊機構
Fig. 4-4 Offset slider crank mechanism
圖4-5 偏心輪機構
Fig. 4-5 Eccentric mechanism
當曲柄長度很小時，通常把曲柄做成偏心輪，這樣不僅增大了軸頸的尺寸，提高偏心軸的強度和剛度，而且當軸頸位于中部時，還可以安裝整體式連桿，使得結構簡化。本設計去核機構屬于偏心輪機構。
偏心輪機構可以實現(xiàn)復雜的非線性傳動關系，且傳動平穩(wěn)，結構緊湊，動力平衡性好。將偏心輪與連桿等機構組合應用，可實現(xiàn)單純用連桿機構難以得到的復雜的運動特性。是曲柄滑塊機構最常用的機構型式。生產(chǎn)實際中，如在滑塊往復行程中具有勻速運動段，并有急回特性，則一般將有利于生產(chǎn)質量和生產(chǎn)率的提高。沖壓機的沖頭(滑塊)，如能以勻速沖壓工件成形，則有益于沖壓件加工質量的提高;牛頭刨床的刨刀(滑塊)，如能以勻速刨削工件，則無疑會改善工件表面的加工質量，并提高刨刀的切削壽命(因切削刀均勻)。但是，簡單的對心曲柄滑塊機構，當曲柄勻速回轉時，其滑塊是不具有急回特性和勻速運動段的;即便采用六桿以上的連桿機構，一般也只能實現(xiàn)近似的勻速運動。現(xiàn)在采用偏心輪——曲柄滑塊機構，則能以緊湊的機構型式實現(xiàn)上述運動特性。
4.4.2動力學特性
圖4-6 曲柄滑塊機構示意圖
Fig. 4-6 Schematic diagram of crank slider mechanism
上圖為曲柄滑塊機構的受力分析示意圖
從曲柄r傳到連桿l上的力與滑塊發(fā)出的壓力之間，存在如下關系：
（4-1）
曲柄頸A處，沿半徑方向的力和的關系：
= （4-2）
將上2式聯(lián)立，可得到：
= （4-3）
曲柄頸沿r方向承受與力大小相等的壓力。曲柄頸沿圓周方向所受切線力與半徑r的乘積，就是轉矩T。
T=*r （4-4）
根據(jù)上圖可知：
（4-5）
將（1）、（4）式代入（5）式，則
（4-6）
從上式求出P。
（4-7）
一般曲柄連桿機構l>4r，所以，可將l看成比r大很多，即l>>r ，這時，角趨近于零。則上式可以寫成：
（4-8）
按平面幾何圓部分的勾股定理，可以導出 ，將上式代入，則得：
[8] （4-9）
4.4.3運動學特性
圖4-7 機構位置圖
Fig. 4-7 Mechanism location
取A點為坐標原點，x軸水平向右。在任意瞬時t，機構的位置如圖。
可以假設C點的矢徑為：
==+ （4-10）
C點的坐標為其矢徑在坐標軸上的投影：
（4-11）
（4-12）
根據(jù)圖形可知：
（4-13）
所以：
（4-14）
式中，是曲柄長與連桿長之比。將上式代入的表達式中，并考慮到，就得到了滑塊的運動方程：
（4-15）
若將此式對時間求導數(shù)，其運算較繁瑣。在工程實際中，值通常不大（=1/4-1/6），故可在上式中將根式展開成的冪級數(shù)并略去起的各項而作近似計算：
（4-16）
（4-17）
上式再對時間取導數(shù)，便可以得到速度和加速度的表達式：
（4-18）
（4-19）
其中都是的周期函數(shù)[9]。
4.4.4設計計算
圖4-8 偏置式曲柄滑塊機構機構簡圖
Fig. 4-8 Schematic diagram of offset crank slider mechanism
如圖4-8所示，偏置曲柄滑塊機構主要尺寸包括：曲柄l1，連桿l2，偏心距e，當曲柄與滑塊導路垂直且曲柄上鉸鏈B離導路較遠時，有最小的傳動角，可表示為：
（4-20）
在圖1的中，根據(jù)余弦定理和正弦定理分別有
（4-21）
(4-22)
式中，H是滑塊的行程。當滑塊行程H和極位夾角θ（行程速比系數(shù)K）已知時，連桿長度l2和偏心距e與曲柄長度l1相關，它們不是獨立的設計參數(shù)，因此以l1作為設計變量。
根據(jù)已知的行程速比系數(shù)K計算機構極位夾角θ：
（4-23）
以曲柄長度作為設計變量，它的取值范圍可以按照下面的關系確定：
xH(1-cosθ)2sinθ40(1-cos20°)2sin20°min （4-24）
（4-25）
由于要求最小的傳動角最大，因此該機構的設計目標為：
即：
(4-26)
（1） 主要設計參數(shù)確定
沖壓機構設計的主要參數(shù)：
公稱力：Ρg =600 KN
滑塊行程： S =140 mm
公稱力行程：Sg =5 mm
行程次數(shù)：平均行程次數(shù)：57spm（spm 表示每分鐘滑塊動作次數(shù)），滑塊在行程內最高為75spm，最低為25spm；
曲柄半徑：R=70 mm
連桿長度：L=640 mm
（2） 曲軸的確定
曲柄滑塊機構是曲柄壓力機的工作機構，亦是壓力機的核心部分，分析它的運動與受力特點是設計曲柄壓力機的關鍵。其主要計算S-曲線的繪制，滑塊速度的計算，曲軸公稱轉角的計算，曲軸尺寸的確定及曲軸扭矩與強度的計算。
（1） S-曲線的繪制
（4-27）
曲柄滑塊機構機構簡圖如圖3.1所示
圖4-9 曲柄滑塊機構簡圖
Fig. 4-9 Schematic diagram of crank slider mechanism
（2）滑塊速度計算
（4-28）
W-曲柄角速度
曲柄在時，滑塊速度最大，最大速度 n--滑塊行程次數(shù)
（3）曲軸公稱轉角
（4-29）
第5章 切片裝置設計
5.1結構與原理
如圖5-1所示切片機構由可調護板、刀槽式送料輪、刀片和傳動機構四部分組成。設備工作時,動力由主動軸輸人,主動軸帶動定向輸送鏈向前輸送紅棗的同時帶動送料輪齒輪轉動,送料輪齒輪通過送料軸帶動刀槽式送料輪旋轉。
1.護板2.定向輸送鏈3.輥子4.送料輪齒輪5.刀槽式送料輪6.刀片7.夾刀片8.送料鏈輪9.主動軸10.送料軸11.墊片12.機架
圖5-1切片機構示意圖
Fig. 5-1 Schematic diagram of slicing mechanism
可調護板固定于機架,設備工作時,紅棗在護板與定向輸送鏈輥子共同夾持下,有序掉入刀槽式送料輪U型刀槽內,紅棗隨著刀槽式送料輪的旋轉被快速、橫向切置成環(huán)片狀,實現(xiàn)該設備快速、橫向切片功能
5.2零部件設計
如圖5-1可調護板采用PVC彈性塑料材料制成,由彈簧、螺釘固定于機架,其大小根據(jù)所加工紅棗大小調節(jié),可調范圍約為0~8mm刀槽式送料輪由等厚度輪片疊夾而成,輪片層與層間由墊片隔開。由于棗片厚度要求為5~6mm,因而輪片與墊片均用3mm不銹鋼材料制成。
刀片組件由刀片與夾刀片組成。夾刀片厚度6mm,刀片厚度0.5mm,刀片一端由夾刀片固定于機架,刀片另一端則伸入刀槽式送料輪層與層的間隙為了使送料鏈輪與刀槽式送料輪精確協(xié)調運轉,保證紅棗能順利進入刀槽式送料輪刀槽,該設備采用齒輪傳動,即一對送料輪齒輪。兩齒輪齒數(shù)相等且送料鏈輪與刀槽式送料輪的轉速、大小、輥子間距和槽口節(jié)距大小都相同。
5.3各機構運動協(xié)調性分析
由該設備去核、上料夾緊、切片機構相關技術參數(shù),繪制工作循環(huán)圖如圖5-2所示。該設備工作循環(huán)周期為Tp。去核機構由A點到C點完成其沖核動作,在C點達到?jīng)_頭最遠極限位置;由C點到E點完成其頂核過程。由A點到B點,上料夾緊機構進行上料而切片機構正進行切片過程;由B點到D點，上料夾緊機構正處于定位夾緊狀態(tài),而切片機構處于停歇狀態(tài)。
圖5-2工作循環(huán)圖
Fig. 5-2 Working cycle diagram
去核機構采用對心曲柄滑塊機構,其沖核行程圖與頂核行程圖對稱。BD段上料夾緊機構處于夾緊狀態(tài),在該段時間沖頭能安全進出料夾運動區(qū)域(沖頭從接近夾緊機構到伸人夾緊機構內部達到最遠極限位置),而在BD段以外,刀具不能進人該區(qū)域,否則會發(fā)生于涉。顯然上料夾緊機構最佳上料時間是沖頭從A點出發(fā),到?jīng)_頭快要接近料夾運動區(qū)時,上料夾緊機構恰好完成上料正處于夾緊狀態(tài),這時兩者間運動不會干涉,同時沖頭有足夠時間完成沖核動作。
圖5-2可清楚表明本集成設備特點:間歇式上料、夾緊、切片,連續(xù)式去核。由圖52知上料夾緊機構與切片機構每一個動作所用時間相同,說明二者協(xié)調性很好,即紅棗去完核后能順利完成切片工作。
第6章 傳動系統(tǒng)設計
6.1動力傳遞路線圖
減速電動機 帶傳動 錐齒輪傳動 直齒輪傳動
間歇機構 直齒輪傳動
帶傳動
為了保證整機各機構運動的協(xié)調性，只設置一個動力源，即一臺減速電動機為整機提供動力。
6.2帶傳動設計
6.2.1電動機的選擇
由電動機工作電源，工作條件荷載和特點選擇三相異步電動機。
標準電動機的容量由額定功率表示。所選電機的額定功率應等于或略大于工作所需功率。容量小于工作要求，沒有保證正常工作機，或電機長期過載，高熱和過早故障；容量過大，并由于成本增加，效率和低功率因數(shù)造成的浪費。
由于工作所給的運輸帶工作壓力F=2600N，運輸帶工作速度V=1.7m/s得工作及所需功率為
=FV/1000=4.42kw （6-1）
電動機至工作機之間傳動裝置的總效率為：
==0.9216 （6-2）
所需電動機的功率為：
=/=3.52/0.859=4.796kw （6-3）
式中：——聯(lián)軸器的效率；
——圓錐齒輪效率；
——滾動軸承的效率；
——卷筒的效率；
——V帶的效率。
因為電動機的額定功率略大于，選同步轉速750r/min，由表12-1差得可選Y132S-4型三相異步電動機，其=5.5KW，=720 r/min
6.2.2確定各級傳動比
===101.51r/min （6-4）
傳動裝置的總傳動比為：
===7.4 （6-5）
式中：——電動機的滿載轉速，r/min；
——工作機的轉速，r/min。
二級傳動中，總傳動比為7.4
減速器傳動比=3，則鏈式傳動傳動比==2.4
6.2.3計算運動參數(shù)
1）各軸轉速：傳動裝置從電動機到工作機有三軸，依次為1，2，3軸，則：
電動機軸 ==720r/min； （6-6）
高速軸 ==720r/min； (6-7)
低速軸 ==720/3=260r/min; （6-8）
滾筒軸 =/=260/3=86.6 r/min。 （6-9）
2）各軸轉矩：
電動機軸 =9550=46.3N.m; （6-10）
高速軸 =9550=163N.m; （6-11）
低速軸 =9550=270.53N.m; （6-12）
滾筒軸 =9550=255.66N.m。 （6-13）
3）各軸輸入輸出功率：
電動機軸 ==4.42KW; （6-14）
高速軸 ==4.420.96=4.2432KW; （6-15）
低速軸 ==4.24320.960.96=3.87027KW; （6-16）
滾筒軸 ==3.870.960.98=3.64KW。 （6-17）
運動和動力參數(shù)的計算如下表6-1所示：
表6-1 各軸運動及運動參數(shù)
Table 6-1 Motion and motion parameters of each axis
軸名
功率 P/KW
轉矩 T/N.m
轉速
傳動比
效率
輸入
輸出
輸入
輸出
電動機軸
4.42
56.30
720
1
0.96
高速軸
4.24
4.15
163
161.37
720
3
0.96
低速軸
3.87
3.83
270
267.30
240
2.4
0.98
滾筒軸
3.64
3.60
255
252.45
136
已知條件：P=15KW，小帶輪轉速n=960r/min,傳動比i=2,傳動比允許誤差≤±5%，輕度沖擊；兩班工作制。
6.2.4帶傳動的設計
確定計算功率：
查P156表8-7得工作情況系數(shù)：=1.1
=P=1.1×15=16.5Kw （6-18）
選擇V帶的帶型：
根據(jù)計算功率和小帶輪轉速，由P157圖8-11選擇V帶的帶型為：B型
初選小帶輪的基準直徑：
查P155表8-6得：=125
根據(jù)≥查P157表8-8取：=200㎜
驗算帶速v：根據(jù)P150公式8-13得：
v=10.05m/s （6-19）
計算大帶輪直徑，由公式=i并根據(jù)P157表8-8加以適當圓整取=400㎜
4．確定中心距a，并選擇V帶的基準長度
根據(jù)P152公式8-20初定中心距：0.7（+）≤≤2(+)
得420≤≤1200 于是初定=1000
計算相應的帶長：
據(jù)式≈+
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